某型動車組牽引電機冷卻風機振動傳遞特性試驗分析

周　輝，張立民，孫維光，屈晶晶，李開程

（1.西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，成都 610031；2.青島四方機車車輛股份有限公司，山東 青島 266111）

某型動車組牽引電機冷卻風機振動傳遞特性試驗分析

周輝1，張立民1，孫維光2，屈晶晶1，李開程1

（1.西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，成都 610031；2.青島四方機車車輛股份有限公司，山東 青島 266111）

為選取某型動車組的牽引電機冷卻風機及隔振系統(tǒng)，分別對兩組隔振器及兩種冷卻風機進行臺架試驗，根據(jù)試驗所測得的加速度響應信號，計算出相應的風機的振動烈度及隔振器的加速度傳遞率，選取隔振效果較好的一組進行裝車，并進行線路運行試驗。通過對比不同運行工況下風機的振動烈度和加速度傳遞率隨運行速度及加載工況的變化關系，從時域和頻域角度分析隔振系統(tǒng)的隔振效果。結果表明，隔振器隔振效果良好，滿足動車組運行要求。

振動與波；動車組；隔振系統(tǒng)；振動烈度；傳遞率；隔振效果

隨著列車運行速度的提高和車體輕量化設計的發(fā)展，高速動車組車體振動問題也逐漸受到廣泛的關注［1-2］。動車組列車采用動力分散技術后，牽引變壓器、牽引變流器、空調和冷卻風機等電氣設備直接或者間接地懸掛在車體底架上，在受到外界和自身激勵的影響下，振動通常不可避免。設備的振動不僅會影響到設備本身的正常工作，也會將振動傳遞到車體，導致車體振動的惡化，從而影響車輛運行的平穩(wěn)性和乘坐的舒適性，甚至會造成車體、車下吊掛設備和連接件的疲勞斷裂，影響到列車的行車安全［3-4］。因此，有效的隔振對于設備和動車組的正常運行顯得尤為重要。本文首先通過臺架試驗對比兩組隔振器在兩臺牽引電機冷卻風機上的隔振效果，選取隔振效果最好的一組進行裝車。然后通過線路運行，采集不同工況下隔振器的隔振效果，簡單分析振動在冷卻風機到車體的傳遞情況，從而驗證臺架試驗測試結果。對今后車下吊掛設備隔振器的研究有一定的參考價值。

1　相關理論依據(jù)

1.1車體與車下設備的振動傳遞及隔振器隔振率

車下吊掛設備通常通過彈簧或者橡膠等隔振材料連接在車體底架上，可以簡化為彈簧-質量-阻尼系統(tǒng)。

圖1　車下吊掛設備簡化模型

其中吊掛設備質量為m，隔振器剛度為k，阻尼為c，車體質量為M，則系統(tǒng)運動的微分方程為

則在激勵力F（t）的作用下響應x（t）的幅值可表示為［5］

傳遞作用于車體的力是彈簧力kx和阻尼力ck?的合力，振動傳遞的力可以表示為

將（2）代入（3）可得

傳遞力的幅值與激振力的幅值之比稱之為傳遞率ε，則由上式可得

則加速度的傳遞率的幅值比可表示為［6］

則隔振器的隔振率可以表示為［7］

1.2振動烈度

機械振動烈度通常被用來衡量機械振動強度的大小，參照柴油機車車內設備機械振動烈度評定方法GB5913-1986，測量設備選定位置上不同方向（一般是沿縱向、橫向、垂向三個方向）頻率為10 Hz～1 000 Hz的振動速度信號的有效值，利用矢量合成，計算出機械振動速度的均方根值。機械振動烈度量標為均方根速度，符號為Vrms，單位為mm/s［8］。

機械振動烈度的基本計算公式為

2　牽引電機冷卻風機臺架試驗及分析

2.1試驗設計及試驗系統(tǒng)介紹

試驗對象主要有兩組隔振器（單層隔振器和雙層隔振器）及兩臺牽引電機冷卻風機（型號分別為A型和B型）。為了選擇隔振效果最好的一組，分別進行兩種型號風機的單層和雙層隔振臺架試驗。試驗中采用的設備有LMS公司生產(chǎn)的SCADAS310型數(shù)采分析設備、聯(lián)想工作站、朗斯2 g三向內置式ICP壓電式加速度傳感器、專用分析軟件等，采樣率為1 024 Hz。

2.2工況介紹

試驗時，單雙層隔振器分別按表1中的試驗工況進行試驗。

表1　試驗工況

2.3臺架試驗過程

風機在臺架中的安裝位置如圖2（a）所示，試驗臺架通過四根立方鋼和四根橫方鋼焊接而成，四根立方鋼剛性固定在地面基礎座上。其中兩根橫方鋼是設計安裝隔振器的工裝，使冷卻風機安裝在臺架上，臺架方鋼剛度足以使風機在各工況下均不發(fā)生彈性變形，保證試驗結果的準確性。

先進行冷卻風機雙層隔振試驗，將雙層隔振器安裝在A型冷卻風機上，再組裝到基礎臺架上，在一、二級各隔振器上下分別安裝一個加速度傳感器，測量其垂向加速度。參照中小功率柴油機振動測量方法，在風機機體的前端、后端、左端上部和右端上部共布置四個測點，測量風機振動烈度。試驗時啟動風機，按工況1和2調節(jié)風機轉速，并通過數(shù)采設備采集數(shù)據(jù)，完成后換上B型冷卻風機進行工況3和工況4的試驗。為了采集到穩(wěn)定信號，各工況均保持2分鐘以上。冷卻風機的單層隔振試驗也按上述過程換裝單層隔振器依次進行。

圖2　冷卻風機隔振器示意圖

2.4試驗結果及分析

對采集的加速度數(shù)據(jù)截取風機穩(wěn)定工況下的測試數(shù)據(jù)進行時域的統(tǒng)計分析，以6 s時間段長確定平均有效值［9］，同時對采樣的離散數(shù)據(jù)進行積分，得到測點振動速度的有效值，利用公式（9），求得風機的振動烈度。

由表2可以看出雙層隔振器的單層加速度傳遞率大于0.23，而總的加速度傳遞率均超過0.143 0。對于單層隔振來說，加速度傳遞率最大為0.222 5，B型冷卻風機在單層隔振滿轉工況下隔振率達到91.21%，隔振效果明顯好于雙層隔振器，且單層隔振器滿轉工況下隔振效果較半轉時好。

表2　隔振器垂向平均加速度傳遞率及總隔振率

由表3兩組隔振器在不同工況下的振動烈度可以看出，安裝雙層隔振器的冷卻風機的振動烈度略好于安裝單層隔振器的冷卻風機，且風機在半轉工況下振動烈度小于風機滿轉工況下的振動烈度。

表3　風機振動烈度

綜合考慮雙層隔振器的隔振參數(shù)并不能很好匹配兩種型號的冷卻風機而達到較好的隔振效果，而B型風機的單層隔則能很好地滿足隔振和振動烈度要求，最終選擇該型號冷卻風機的單層隔振系統(tǒng)進行裝車。

3　線路運行試驗

3.1試驗測點的布置

為了研究牽引電機冷卻風機在車輛線路運行時的振動特性，分別在三組隔振器安裝位置的上下各布置一個加速度傳感器，并在隔振器吊掛的車體底架橫梁上的兩個對角吊掛點也分別安裝一個加速度傳感器，同時為了獲取冷卻風機的振動烈度情況，參照中小功率柴油機振動測量方法，在風機機體上選取了4個測點。根據(jù)試驗測得的振動加速度時域數(shù)據(jù)，分析風機的振動烈度和隔振器上下及隔振器上方到車體底架安裝座的垂向加速度傳遞率隨動車組運行速度和裝載工況的變化規(guī)律，綜合評價隔振系統(tǒng)的隔振效果。圖3是隔振器上下方測點布置情況。

圖3　隔振器上下測點

3.2振動烈度測試分析

在冷卻風機上的振動烈度測點測得振動加速度的時域數(shù)據(jù)，選取動車組穩(wěn)定速度級運行工況下的加速度數(shù)據(jù)，利用積分軟件計算出各測點振動的速度時域曲線，并求出其振動速度的有效值，通過振動烈度的計算公式（9）計算出冷卻風機在兩種載重工況下的各個速度級下的振動烈度值。

圖4為冷卻風機振動烈度隨動車組運行速度的變化曲線，空載工況下冷卻風機的振動烈度隨速度的增加呈逐漸增大趨勢，在動車組速度小于160 km/h時，冷卻風機的振動烈度等級為良好狀態(tài)，當動車組在200 km/h到350 km/h速度級區(qū)間運行時，其振動烈度等級均為容許工作狀態(tài)。重載工況下冷卻風機的振動烈度隨速度的增加表現(xiàn)出先略微減小后增大的趨勢，在整個速度級工況下其振動烈度等級均在容許工作狀態(tài)的正常范圍內。

圖4　冷卻風機振動烈度曲線

從圖中可以看出，在時速低于200 km/h時，重載工況下的冷卻風機振動烈度較空載工況時大，當時速處于200 km/h～320km/h時，兩種載重工況下冷卻動烈度大小較為接近，當時速從320 km/h增加到350 km/h時，空載工況下的振動烈度增加了17.7%，而重載工況下的振動烈度卻略有減小。由此可以看出動車組在低速和高速區(qū)間運行時加載工況對冷卻風機振動烈度的影響較大，但在所有運行工況下，冷卻風機振動烈度均在正常工作范圍內，說明隔振效果良好，能夠滿足動車組的實際運行要求。

3.3加速度傳遞率分析

加速度傳遞率的測試主要分為兩個傳遞環(huán)節(jié)，從隔振器下到隔振器上為傳遞環(huán)節(jié)1，傳遞環(huán)節(jié)1分別在3個隔振器上下布置傳感器，分別為傳遞環(huán)節(jié)1的3個傳遞路徑，表示為1-i。從隔振器上到車體底架橫梁安裝座為傳遞環(huán)節(jié)2，分別在車體底架的隔振器對角吊掛點處安裝一個加速度傳感器，形成傳遞環(huán)節(jié)2的2個傳遞路徑，表示為2-i。

根據(jù)測得的加速度時域數(shù)據(jù)，計算出各個測點的振動加速度有效值，再根據(jù)加速度傳遞率的計算公式計算出各個傳遞路徑的加速度傳遞率。圖5和圖6是動車組在空載和重載工況下各傳遞路徑的振動加速度傳遞率隨速度變化的關系曲線。

圖5　空載工況的垂向加速度傳遞率

從圖5可以看出，動車組在空載工況下從時速100 km/h增加到時速200 km/h傳遞環(huán)節(jié)1的加速度傳遞率隨速度的增長趨勢較為平緩，平均加速度傳遞率增加了6.26%。當動車組時速從200 km/h增加到320 km/h時，傳遞環(huán)節(jié)1的加速度傳遞率有一個明顯的增加過程，平均加速度傳遞率由0.201 7增加到0.460 2，增加了128.16%。當車速大于320 km/h時加速度傳遞率隨速度的增加趨勢又逐漸變得平緩。對于傳遞環(huán)節(jié)2可以看到整個過程的加速度傳遞率均大于1，說明隔振器上方的振動加速度小于車體底架的振動加速度，且隨著速度的增大加速度傳遞率也在逐漸增大，當車速達到350 km/h時傳遞率達到2.0左右。

圖6是重載工況下加速度傳遞率隨速度的變化情況。重載工況下傳遞環(huán)節(jié)1的加速度傳遞率依然隨著動車組運行速度的增大而增大。當車速從100 km/h增加到160 km/h時，加速度傳遞率隨速度的變化量較小。當車速從160 km/h增加到350 km/h時，加速度傳遞率隨速度增加呈明顯的上升趨勢，當車速達到350 km/h時，傳遞環(huán)節(jié)1的平均加速度傳遞率達0.3801，較時速160 km/h時增加了141.3%。

圖7是動車組在空載和重載工況下平均加速度傳遞率，K-1和K-2分別代表空載工況傳遞環(huán)節(jié)1和2的平均傳遞率，Z-1和Z-2則代表重載工況下傳遞環(huán)節(jié)1和2的平均傳遞率。

圖7　垂向加速度平均傳遞率

從上圖中可以看出，在動車組運行速度小于250 km/h時，空載和重載工況下傳遞環(huán)節(jié)1的平均加速度傳遞率大小較為接近，加載對于加速度傳遞率在該速度區(qū)段的影響較小，當運行速度大于250 km/h后，空載工況的加速度遞率逐漸大于重載工況，在時速達到350 km/h時，兩種工況下的加速度傳遞率都達到最大，但均小于0.5，說明隔振器隔振效果良好。對于傳遞環(huán)節(jié)2，從圖中可以看出隨著運行速度的增加加速度傳遞率都呈遞增趨勢，整個過程中重載工況下的加速度傳遞率都大于空載工況下的加速度傳遞率，且傳遞率均大于1。由于底架的振動不僅受到冷卻風機的影響，還受到其他有源設備和激勵的影響，因此底架的振動大于隔振器上方的振動可能是由于底架受到其他振動的影響造成的，且隨著車速的增加，這種振動對于底架的影響也越來越大。

3.4振動信號的頻域分析

由于僅僅從時域的角度并不能很清楚地揭示車輛系統(tǒng)的振動傳遞特性，將時域信號轉換到頻域角度能更清楚分析高速列車的振動頻域變化特征、傳遞特性及振動所攜帶的能量等［10］。將采集的時域數(shù)據(jù)利用專業(yè)函數(shù)繪圖軟件Origin中的快速傅里葉變換功能進行FFT變換，并進行相應的功率譜密度計算，得到測點的功率譜密度曲線，如圖8-圖10所示。

圖8-圖10是隔振器及底架安裝座測點在0～200 Hz的振動頻率分布特性，從圖中可以看出隔振器下方垂向振動在49 Hz和148 Hz附近有兩個最為明顯的峰值頻率，剛好為冷卻風機的基頻和三倍頻，在其他范圍內頻率的振動能量相對較小，而隔振器上方的垂向振動主要集中在27 Hz～37 Hz范圍內，對比隔振器上下方的加速度功率譜密度發(fā)現(xiàn)振動經(jīng)隔振器下方傳遞到隔振器上方后得到了很大的衰減，風機的基頻、三倍頻及部分高頻振動峰值基本消失，說明冷卻風機的垂向振動在向上傳遞的過程中得到了很好的衰減和抑制，隔振器的隔振效果良好。

圖8　隔振器下方測點垂向加速度頻譜

圖9　隔振器上方測點垂向加速度頻譜

圖10　底架橫梁安裝座垂向加速度頻譜

比較隔振器上方測點和底架橫梁安裝座頻譜圖發(fā)現(xiàn)兩者頻譜圖曲線基本一致，但底架安裝座振動能量明顯較隔振器上方大，從頻域角度也正好說明了傳遞環(huán)節(jié)2的加速度傳遞率大于1的結果，出現(xiàn)振動放大現(xiàn)象，因為車體底架的振動不僅僅是由冷卻風機引起的，其余車下吊掛設備和轉向架懸掛系統(tǒng)的振動也會傳遞給車體底架。

4　結語

（1）臺架試驗時，B型風機的單層隔振系統(tǒng)的隔振效果良好，因而選擇其進行裝車試驗。

（2）線路試驗運行時，當動車組運行時速低于200 km/h和大于320 km/h時，加載工況對于冷卻風機的振動烈度的影響較大，當時速在200 km/h～320 km/h范圍內時加載工況對冷卻風機的振動烈度的影響相對較小，但在各個運行工況下冷卻風機的振動烈度均處在正常工作狀態(tài)范圍內。

（3）空載和重載工況下，傳遞環(huán)節(jié)1中隔振器的平均加速度傳遞率均表現(xiàn)為隨運行速度的增大而增大的趨勢，且重載工況下的加速度傳遞率較空載工況下有所減小，當車速大于250 km/h時，車速對于加速度傳遞率的影響急劇增大，且空載工況下的加速度傳遞率受速度影響較重載工況明顯；傳遞環(huán)節(jié)2（隔振器上方到底架安裝座）的加速度傳遞率受加載工況的影響也較為明顯，整個速度級工況下，重載工況的加速度傳遞率均較空載工況下大。

（4）從頻域范圍看，隔振器對于0～200 Hz頻率范圍內的振動也起到了很好的衰減和抑制作用，風機的基頻和三倍頻在經(jīng)過隔振器后峰值基本消失，其他頻率的振動能量也得到了很好的衰減。

（5）通過對臺架試驗及線路運行中冷卻風機的振動烈度、隔振器的加速度傳遞率以及對振動信號的頻域分析，結果顯示冷卻風機隔振系統(tǒng)隔振性能良好，滿足動車組運行要求。

［1］曾京，羅仁.考慮車體彈性效應的鐵道客車系統(tǒng)振動分析［J］.鐵道學報，2007，29（6）：19-25.

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［3］吳會超.高速動車組車體與車下設備耦合振動研究［D］.成都：西南交通大學，2012.

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ExperimentalAnalysis of the Vibration Transmission Characteristics of an EMU Traction Motor Cooling Fan

ZHOUHui1，ZHANG Li-min1，SUN Wei-guang2，QU Jing-jing1，LI Kai-cheng1
（1.State Key Laboratory of Traction Power，Southwest Jiaotong University，Chengdu 610031，China；2.Qingdao Sifang Locomotive and Rolling Stock Co.Ltd.，Qingdao 266111，Shandong China）

In order to select the type of traction motor cooling fans and the corresponding vibration isolation system for an EMU，the bench test for two groups of vibration isolators and two kinds of cooling fans is done.Based on the acceleration response signal measured in the test，the corresponding fan vibration intensity and acceleration transmissibility of the vibration isolator are calculated.The group with a better isolation effect is selected.Then，the track operation test is done. The relationship between the fan vibration intensity and the vibration isolator acceleration transmissibility is obtained under different operation conditions.The isolation effect of the vibration isolation system is analyzed from the perspective of the time domain and frequency domain.The results show that the vibration isolation effect is good，and it meets the requirement of the EMU operation.

vibration and wave；EMU；vibration isolation system；vibration intensity；transmissibility；vibration isolation effect

O422.6

ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.05.009

1006-1355（2016）05-0038-06

2016-04-26

周輝（1989-），男，湖北省黃岡市人，碩士生，主要研究方向為高速列車振動模態(tài)與車體減振研究。E-mail:1243033769@qq.com

張立民（1960-），男，遼寧省鐵嶺市人，碩士生導師，研究員，主要研究方向為高速列車振動模態(tài)與車體減振研究。