電力機(jī)車牽引變流器功率模塊的減振優(yōu)化

丁 杰

（湖南文理學(xué)院 機(jī)械工程學(xué)院，湖南 常德 415000）

大功率交流傳動電力機(jī)車作為我國鐵路干線的主型機(jī)車，承擔(dān)著極其重要的貨運(yùn)和客運(yùn)工作［1］。隨著鐵路運(yùn)輸向貨運(yùn)重載化和客運(yùn)高速化發(fā)展，并受我國地形復(fù)雜、氣候多樣及部分鐵路線路老化等影響，電力機(jī)車的運(yùn)行環(huán)境非常惡劣，振動問題越來越凸顯，引起人們的高度關(guān)注。

Thompson［2］系統(tǒng)性研究鐵路系統(tǒng)振動噪聲的產(chǎn)生機(jī)理、仿真建模與優(yōu)化控制，發(fā)現(xiàn)鐵路車輛的振動問題主要與車輪多邊形化有關(guān)。Tao 等［3］對鐵路車輛車輪多邊形化相關(guān)的問題進(jìn)行文獻(xiàn)綜述，闡述車輪多邊形化對輪軌相互作用、振動噪聲以及車輛和軌道部件疲勞失效的影響。陶功權(quán)［4］針對我國主流電力機(jī)車車輪不圓度狀態(tài)及特征開展系統(tǒng)調(diào)查，指出輪對結(jié)構(gòu)共振是車輪多邊形磨耗形成的內(nèi)因，不合理的車輪鏇修對其產(chǎn)生重要作用。楊云帆等［5］開展車輪非圓化磨耗的測試，分析得出鏇后車輪磨耗的粗糙度降低，但17 階和24 階非圓化磨耗未能徹底消除，是某型號電力機(jī)車頻繁發(fā)生異常振動報警問題的根本原因。劉歡等［6］對某和諧型電力機(jī)車車輪運(yùn)營中出現(xiàn)的多邊形磨耗問題進(jìn)行動力學(xué)仿真，得出電力機(jī)車振動異常源于輪對1階彎曲共振引起的輪軌力波動過大。為了分析鐵路車輛振動的影響，部分學(xué)者利用仿真分析方法進(jìn)行了研究。Jiang 等［7］通過建立考慮齒輪傳動系統(tǒng)動態(tài)耦合效應(yīng)的重載電力機(jī)車動力學(xué)模型，分析瞬態(tài)工況下的動力學(xué)響應(yīng)和故障振動特征。Chen 等［8］利用動力學(xué)模型，分析齒輪傳動運(yùn)動、車輛垂向和縱向運(yùn)動以及軌道結(jié)構(gòu)垂向振動之間的耦合作用。Yang 等［9］通過建立機(jī)車傳動系統(tǒng)的動力學(xué)模型，分析齒輪嚙合剛度、不平衡質(zhì)量和輪軌接觸等因素對機(jī)車關(guān)鍵部位振動的影響。牽引變流器是電力機(jī)車牽引傳動系統(tǒng)的關(guān)鍵設(shè)備，而功率模塊是牽引變流器內(nèi)部的核心，振動條件下的故障越來越多，有必要對其進(jìn)行減振優(yōu)化研究。

振動試驗標(biāo)準(zhǔn)是鐵路車輛及設(shè)備設(shè)計與評估的依據(jù)，部分學(xué)者對振動試驗標(biāo)準(zhǔn)的應(yīng)用進(jìn)行研究，并與現(xiàn)場振動測試進(jìn)行對比。丁杰等［10］針對HXD1C 型電力機(jī)車開展實際線路振動測試，并與標(biāo)準(zhǔn)IEC 61373—1993《Railway applications—Rolling stock equipment—Shock and vibration tests》對比分析，指出實際線路測試的必要性。李凡松等［11］根據(jù)動車組車下設(shè)備的線路測試數(shù)據(jù)和累積損傷相關(guān)理論，編制出疲勞試驗的載荷譜。王永勝等［12］針對某型電力機(jī)車牽引變流器振動過大的問題，結(jié)合現(xiàn)場振動測試與仿真分析，開展?fàn)恳兞髌髡駵p振方案的設(shè)計及評估。通過文獻(xiàn)可知，現(xiàn)有的研究工作較少涉及振動試驗標(biāo)準(zhǔn)是否適用于現(xiàn)場應(yīng)用條件的問題。

本文針對部分型號電力機(jī)車牽引變流器功率模塊故障率較高，且反映出現(xiàn)有的振動試驗標(biāo)準(zhǔn)不適用于現(xiàn)場應(yīng)用條件的問題，開展電力機(jī)車牽引變流器功率模塊的線路振動測試、振動來源分析、振動影響分析及減振優(yōu)化設(shè)計和驗證，為改善牽引變流器功率模塊實際振動環(huán)境、提高現(xiàn)場應(yīng)用可靠性提供理論指導(dǎo)。

1 振動試驗標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)用中存在的問題

1.1 振動試驗標(biāo)準(zhǔn)

為了在實驗室條件下模擬實際應(yīng)用條件，目前鐵路產(chǎn)品的隨機(jī)振動試驗標(biāo)準(zhǔn)為GB/T 21563—2018《軌道交通機(jī)車車輛設(shè)備沖擊和振動試驗》，其是在標(biāo)準(zhǔn)GB/T 21563—2008（等同采用標(biāo)準(zhǔn)IEC 61373—1999［13］）基礎(chǔ)上修訂的。

標(biāo)準(zhǔn)IEC 61373—1999 根據(jù)設(shè)備在車輛中的安裝部位進(jìn)行分類，1 類A 級為直接安裝在車體上的設(shè)備，1 類B 級為直接安裝在車體上的柜體內(nèi)部的設(shè)備，2 類為安裝在轉(zhuǎn)向架上的設(shè)備，3 類為安裝在輪對上的設(shè)備。牽引變流器直接安裝在車體上，因此，其柜體屬于1類A 級設(shè)備，其內(nèi)部的功率模塊等部件屬于1類B級設(shè)備。

標(biāo)準(zhǔn)IEC 61373—1999 根據(jù)設(shè)備質(zhì)量m確定隨機(jī)振動試驗頻率的下限f1和上限f2。以1類A 級和1類B 級設(shè)備為例，m≤500 kg時，f1=5 Hz，f2=150 Hz；500 kg ＜m≤1 250 kg時，f1=（1 250/m）×2 Hz，f2=（1 250/m）×60 Hz；m＞1 250 kg時，f1=2 Hz，f2=60 Hz。功能性隨機(jī)振動試驗振動加速度量級aF，根據(jù)20世紀(jì)90年代法國、英國、奧地利等地問卷調(diào)查獲得的振動加速度平均有效值aA和標(biāo)準(zhǔn)偏差aS計算，為

1 類設(shè)備的垂向（車輛高度方向）、橫向（車輛寬度方向）和縱向（車輛行進(jìn)方向）的aA分別為0.49，0.29 和0.30 m·s-2，aS分別為0.26，0.08和0.20 m·s-2，則由式（1）可知1 類A 級設(shè)備的垂向、橫向和縱向aF分別為0.75，0.37 和0.50 m·s-2，1 類B 級設(shè)備的垂向、橫向和縱向aF分別為1.01，0.45和0.70 m·s-2。

為在較短的時間里模擬長壽命振動試驗，通過提高振動幅值模擬長壽命隨機(jī)振動試驗，其振動加速度量級aL為

式中：β為加速比。

標(biāo)準(zhǔn)IEC 61373—1999 規(guī)定，5 h 試驗時間對應(yīng)25 a 使用壽命時的加速比為7.83。標(biāo)準(zhǔn)IEC61373—2010［14］是在標(biāo)準(zhǔn)IEC61373—1999基礎(chǔ)上，將S-N曲線修正為2段不同斜率的折線，導(dǎo)致1 類和2 類設(shè)備的加速比降為5.66，3 類設(shè)備的加速比降為3.78?；谠摌?biāo)準(zhǔn)模擬長壽命隨機(jī)振動試驗時，其振動加速度量級明顯降低，但軌道交通行業(yè)對于加速比的選擇有爭議。因此，標(biāo)準(zhǔn)GB/T 21563—2018 同時采納上述2 種加速比，規(guī)定aL由設(shè)備制造商與用戶共同確定。

1.2 應(yīng)用中存在的問題

HXD1 型電力機(jī)車牽引變流器及其功率模塊的結(jié)構(gòu)如圖1所示。牽引變流器柜體采用框架承載結(jié)構(gòu)，柜體底部通過螺桿與車體底板梁緊固相連。柜體內(nèi)部包含的逆變器1—逆變器4和整流器1—整流器4采用幾何結(jié)構(gòu)完全相同的功率模塊，通過不同的控制策略實現(xiàn)逆變和整流的功能。

圖1 HXD1型電力機(jī)車牽引變流器結(jié)構(gòu)

功率模塊的集成度高，以水冷散熱器為安裝基礎(chǔ)，安裝了編號為V1—V8的絕緣柵雙極型晶體管（IGBT 器件），通過低感母排、長母排和短母排實現(xiàn)電氣連接。為縮短控制信號的傳輸，驅(qū)動板靠近IGBT 器件，脈沖分配板的引出信號線采用光纖，以避免電磁信號的干擾。此外，電容通過支撐柱安裝固定，縮短了電容與低感母排的連接距離。功率模塊通過支撐柱擱置在牽引變流器柜體的支撐梁上，由螺栓將水冷散熱器與柜體的安裝背板緊固相連。

該結(jié)構(gòu)形式的功率模塊已廣泛應(yīng)用于HXD1C，HXD1D 和HXD1G 等型電力機(jī)車牽引變流器中。HXD2和HXD1B 型電力機(jī)車牽引變流器功率模塊采用相似的設(shè)計理念，即將IGBT 器件、長母排、短母排、驅(qū)動板和傳感器等集成在一起，但未將電容集成在功率模塊上。值得注意的是，HXD1B 型電力機(jī)車牽引變流器功率模塊與柜體導(dǎo)軌之間有1層橡膠墊，且功率模塊與柜體之間的電氣連接為柔性的電纜，并非剛度大的連接母排。

實際應(yīng)用中發(fā)現(xiàn)，盡管不同型號電力機(jī)車牽引變流器及其功率模塊均通過了標(biāo)準(zhǔn)IEC 61373—1999規(guī)定的較大加速比模擬的長壽命隨機(jī)振動試驗驗證，但是部分型號的故障率卻非常高。HXD1 和HXD1C 等型電力機(jī)車牽引變流器在迎水橋、安康等地運(yùn)行時，頻繁出現(xiàn)功率模塊驅(qū)動板電源線端口松動、IGBT 器件報故障及IGBT器件V3 和V6 的主端子開裂、電容焊接處開裂等故障，嚴(yán)重影響電力機(jī)車的安全穩(wěn)定運(yùn)行。

通過現(xiàn)場應(yīng)用的直觀感受可知，振動試驗標(biāo)準(zhǔn)未能真實反映現(xiàn)場應(yīng)用的實際振動情況，因此，有必要結(jié)合電力機(jī)車的實際運(yùn)行情況解決牽引變流器功率模塊的可靠性問題。

2 電力機(jī)車線路振動測試與數(shù)據(jù)統(tǒng)計

2.1 線路振動測試

為了系統(tǒng)性掌握我國電力機(jī)車的實際應(yīng)用情況，在迎水橋、蘭州等13 個機(jī)務(wù)段開展多種型號電力機(jī)車線路運(yùn)行的振動測試，具體見表1。為了便于對比分析，部分牽引變流器中采用了功率模塊和IGBT 器件混裝（不同廠家相同參數(shù)規(guī)格的IGBT 器件外形略有區(qū)別，機(jī)械和電氣安裝接口完全相同，可以混裝在同一個功率模塊中進(jìn)行對比測試；然而實際應(yīng)用中，由于不同廠家或同一廠家不同批次的IGBT 器件分布參數(shù)有差異，會對IGBT器件應(yīng)用的可靠性產(chǎn)生影響，不建議混裝使用）的方式，部分線路還多次開展了不同車次以及同一車次不同狀態(tài)（如更換牽引變流器和功率模塊等）的測試。測試電力機(jī)車37 臺次，累計測試?yán)锍踢_(dá)到1.2萬km。

表1 振動測試的線路與電力機(jī)車車型和車號

2.2 時域數(shù)據(jù)統(tǒng)計

不同型號電力機(jī)車在同一線路，或同型號電力機(jī)車在不同線路及不同工況、牽引力、負(fù)載等條件下，測試結(jié)果是有差異的。因此，對典型條件（電力機(jī)車負(fù)載約為4 000 t，行駛速度約為70 km·h-1）的電力機(jī)車牽引變流器功率模塊振動數(shù)據(jù)進(jìn)行系統(tǒng)性處理。處理數(shù)據(jù)時，低頻振動加速度有效值的頻率范圍依據(jù)標(biāo)準(zhǔn)IEC 61373 選取，為5～150 Hz；高頻振動加速度有效值的頻率范圍目前尚無相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，可依據(jù)振動頻譜或載荷譜確定。例如，由HXD1 型電力機(jī)車牽引變流器功率模塊的振動頻譜可知，700～1 600 Hz 頻段的振動顯著，可選擇該頻率范圍進(jìn)行分析。

功率模塊支撐柱部位測點(diǎn)在5～150 和700～1 600 Hz頻段的振動加速度有效值如圖2所示。

由圖2可知如下結(jié)果。

圖2 各電力機(jī)車牽引變流器功率模塊的振動對比

（1）迎水橋、安康等機(jī)務(wù)段配屬的HXD1 型電力機(jī)車牽引變流器功率模塊低頻振動加速度有效值（5～150 Hz）超出標(biāo)準(zhǔn)值。

（2）HXD1 型1162 號和1256 號電力機(jī)車牽引變流器功率模塊高頻振動加速度有效值（700～1 600 Hz）遠(yuǎn)大于其他機(jī)車，這與運(yùn)行時間、線路、負(fù)載、工況、鏇輪等因素有關(guān)［5］；HXD2 和HXD1B等型號電力機(jī)車牽引變流器功率模塊高頻振動加速度有效值均很小。

（3）低頻段超出標(biāo)準(zhǔn)要求的多為橫向振動，高頻段振動最劇烈的為縱向振動，初步分析原因為功率模塊垂直固定在牽引變流器柜體的橫向壁板上，低頻段的橫向振動與柜體壁板固有頻率低有關(guān)，而高頻段的縱向振動與較大的列車縱向沖擊有關(guān)。

2.3 振動頻域

根據(jù)圖2 中的振動加速度有效值可知，HXD2型電力機(jī)車牽引變流器功率模塊的振動與HXD1B型相近，從HXD1，HXD1B 和HXD1C 這3 種型號電力機(jī)車中選擇振動相對較大的車號進(jìn)行振動頻域的對比分析。HXD1 型1256號，HXD1B 型0154 號和HXD1C 型0292 號電力機(jī)車牽引變流器功率模塊支撐柱部位測點(diǎn)的垂向振動頻譜對比如圖3所示。

圖3 不同型號電力機(jī)車牽引變流器功率模塊的振動頻譜

由圖3 可以看出：在0～3 200 Hz 頻率范圍內(nèi)，HXD1 型1256 號和HXD1C 型0292 號電力機(jī)車牽引變流器功率模塊存在非常明顯的高頻振動，而HXD1B 型0154 號的高頻振動則非常小，由此表現(xiàn)出HXD1和HXD1C型電力機(jī)車牽引變流器功率模塊與HXD1B型電力機(jī)車的振動差異很大。

2.4 實測載荷譜編制

考慮到牽引變流器功率模塊的振動條件與標(biāo)準(zhǔn)IEC 61373 存在較大差異，尤其是該標(biāo)準(zhǔn)僅考慮了5～150 Hz 低頻段的振動，直接忽略中高頻的振動影響。為給后續(xù)的減振設(shè)計和試驗驗證提供數(shù)據(jù)基礎(chǔ)，采用統(tǒng)計容差法［10］進(jìn)行實測載荷譜編制的流程如圖4所示。

圖4 載荷譜編制流程

HXD1 型電力機(jī)車牽引變流器功率模塊在迎水橋路段的實測載荷譜與標(biāo)準(zhǔn)載荷譜的對比如圖5所示。由圖5可以看出：實測載荷譜涵蓋1～2 000 Hz頻率范圍，高頻部分存在明顯的峰值，而標(biāo)準(zhǔn)載荷譜只包括5～150 Hz 頻率范圍。實測載荷譜應(yīng)用時，可以根據(jù)仿真分析或試驗測試的需要，選取全頻段或部分頻段。

圖5 迎水橋路段的實測載荷譜與標(biāo)準(zhǔn)載荷譜對比

3 牽引變流器功率模塊振動來源

為分析牽引變流器功率模塊的振動來源，考慮到安康—西安區(qū)間線路上同時運(yùn)行的有HXD1 和HXD2 這2 種型號共3 臺電力機(jī)車（HXD1 型1182號、HXD1 型1153 號和HXD2 型1557 號），在電力機(jī)車軸箱、車體、車體地板、牽引變流器柜腳、功率模塊和傳動控制單元等部位布置3向加速度傳感器，開展對比分析。

HXD2 型1557 號電力機(jī)車的振動在3 臺電力機(jī)車中最小，可以反映振動相對正常的狀態(tài)。HXD2型1557號電力機(jī)車各測點(diǎn)的振動加速度對比如圖6所示。由圖6可以看出：輪對軸箱處的振動明顯高于其他位置的振動。其他2 臺電力機(jī)車各測點(diǎn)的振動也是以輪對軸箱處的振動最為明顯。輪對是電力機(jī)車的行進(jìn)驅(qū)動裝置，輪軌作用是電力機(jī)車的主要振源，其振動幅值及頻率將對其他部件構(gòu)成重要影響。

圖6 HXD2型1557號電力機(jī)車各測點(diǎn)振動加速度對比

3.1 低頻振動來源

鏇輪后運(yùn)行時間較長、振動相對劇烈的HXD1型1182 號和HXD2 型1557 號電力機(jī)車分別在73 和74 km·h-1速度下的軸箱振動頻譜如圖7 所示。由圖7 可以看出：HXD1 型電力機(jī)車軸箱振動同時包括低頻（如88 Hz 等）和高頻振動（如547 和1 094 Hz 等），HXD2 型電力機(jī)車軸箱振動主要以高頻振動（如646 Hz等）為主。

圖7 不同型號電力機(jī)車軸箱振動頻譜

由文獻(xiàn)［3-6］可知，車輪失圓多邊形振動是產(chǎn)生車軸低頻垂向振動的主要原因。車輪多邊形與垂向振動頻率f的關(guān)系為

式中：N為車輪多邊形階數(shù)；v為車速；R為車輪滾動圓半徑。

由式（3）可知，HXD1 型1182 號電力機(jī)車在車速為73 km·h-1時，振動頻率88 Hz 對應(yīng)的車輪多邊形階數(shù)為17階，這與文獻(xiàn)統(tǒng)計結(jié)果相符。表明車輪多邊形會導(dǎo)致車輪出現(xiàn)明顯的低頻垂向振動。

HXD1 型電力機(jī)車驅(qū)動齒輪箱采用斜齒輪，傳動比為106/17，嚙合時接觸齒數(shù)為2～3個，車速為73 km·h-1時的車軸振動頻率與車輪旋轉(zhuǎn)頻率之比為105.8，軸箱高頻振動頻率547 和1 094 Hz分別對應(yīng)齒輪嚙合頻率及其2 倍頻［15］。HXD2 型電力機(jī)車驅(qū)動齒輪箱采用直齒輪，傳動比為120/23，車速為74 km·h-1時的車軸振動頻率與車輪旋轉(zhuǎn)頻率之比為123.3，軸箱高頻振動頻率646 Hz對應(yīng)齒輪嚙合頻率。分析電力機(jī)車其他行駛速度下的軸箱振動頻率，均可以得到相同的結(jié)論。表明軸箱的振動頻率與齒輪嚙合頻率直接相關(guān)。

根據(jù)軸箱與車體的垂向振動傳遞特性可知，輪軌激勵經(jīng)過一系、二系懸掛等減振裝置，車體、牽引變流器柜腳及功率模塊等測點(diǎn)的中高頻振動大幅降低，但低頻段振動頻率與輪對主要振動頻率基本相同。對軸箱振動的低頻和高頻主要頻率點(diǎn)的加速度進(jìn)行提取，并計算該頻率下軸箱到車體的時域振動傳遞率。低頻主要頻率點(diǎn)的垂向、橫向和縱向的時域振動傳遞率分別為16.43，25.54 和8.54 dB，振動傳遞性能相對較差。高頻主要頻率點(diǎn)的垂向、橫向和縱向的時域振動傳遞率分別為45.64，38.55 和51.18 dB，產(chǎn)生大幅度衰減。盡管電力機(jī)車內(nèi)有很多振動源，然而牽引變流器柜體及其內(nèi)部部件不同位置的加速度傳感器具有與車體相似的特征頻率，通過分析可得出相同的結(jié)論，進(jìn)一步明確了輪軌作用是整個電力機(jī)車低頻振動的主要來源［16］。

3.2 高頻振動來源

牽引變流器柜體作為功率模塊、傳動控制單元和冷卻風(fēng)機(jī)等部件的承載件，其振動大小直接反映部件的振動環(huán)境好壞。HXD1 型1182 號電力機(jī)車在車速73 km·h-1時牽引變流器柜腳和功率模塊的垂向振動頻譜如圖8 所示。由圖8 可以看出：功率模塊振動主要包括100 Hz 以下的低頻振動和700～2 000 Hz的高頻振動，其中后者為功率模塊振動的主要組成部分，功率模塊的振動量級高于牽引變流器柜腳；軸箱振動中547 和1 094 Hz 等頻率有體現(xiàn)，但振動量級明顯小于900和1 800 Hz等頻率。

圖8 HXD1型1182號電力機(jī)車牽引變流器及其功率模塊垂向振動頻譜

考慮到電力機(jī)車上的環(huán)境復(fù)雜，尤其是HXD1型電力機(jī)車牽引變流器下方為主變壓器，主變壓器的功率大，其因磁致伸縮效應(yīng)而產(chǎn)生的電磁振動是以2 倍電源頻率（100 Hz）為倍頻的諧波成分［17］，極有可能與功率模塊的高頻振動頻率重合。對同一電力機(jī)車僅從低頻和高頻角度進(jìn)行頻譜和幅值對比分析，無法厘清高頻振動的來源。

為研究牽引變流器功率模塊的高頻振動來源，盡可能消除外部振源對牽引變流器功率模塊的影響，在檢測試驗中心將牽引變流器柜體單獨(dú)置于木制支架上，與之組合試驗配套的電力機(jī)車主變壓器、牽引電機(jī)等部件距離牽引變流器10 m 以上。功率模塊的水冷散熱器、電容等部件的振動測試結(jié)果如圖9所示。

圖9 功率模塊的振動測試結(jié)果

由圖9 可以看出：電容振動頻率與水冷散熱器基本相同，主要包括800，900 和1 000 Hz等，但電容的垂向、橫向和縱向的振動均遠(yuǎn)大于水冷散熱器的振動且縱向振動最大，約為水冷散熱器振動以及標(biāo)準(zhǔn)IEC 61373—1999 中1 類B 級設(shè)備標(biāo)準(zhǔn)值的30 倍以上；整流器1 的電容振動峰值的頻率為900 Hz，其他振動頻率以100 Hz 為間隔，這是由于整流器采用四象限脈沖整流方式，IGBT 器件開關(guān)頻率為450 Hz，電源頻率為50 Hz，包含大量諧波電流成分，由文獻(xiàn)［18］可知，交流條件下電容極板之間的交變電磁力峰值頻率正好對應(yīng)IGBT 器件開關(guān)頻率的2 倍頻，交變電磁力使電容內(nèi)部元件產(chǎn)生振動，繼而通過電容的機(jī)械結(jié)構(gòu)傳遞至電容外殼。逆變器采用基于脈沖寬度調(diào)制（Pulse Width Modulation，PWM）的直接轉(zhuǎn)矩控制，IGBT 器件開關(guān)頻率≤500 Hz，從逆變器1 和逆變器2 的電容振動頻譜亦可發(fā)現(xiàn)電容振動峰值的頻率與IGBT 器件開關(guān)頻率的2 倍頻呈對應(yīng)關(guān)系。因此，可以確定電容振動是功率模塊內(nèi)部的主要振動源。

4 振動對功率模塊主要部件影響

功率模塊各零部件的結(jié)構(gòu)形式、固定方式不同，各零部件本身的固有頻率存在明顯差異，在較大的低頻振動和高頻振動的長期作用下，將導(dǎo)致不同程度的失效和故障。因此，針對功率模塊的主要部件開展振動影響因素分析。

4.1 對功率模塊驅(qū)動板及其安裝板影響

單獨(dú)針對驅(qū)動板及其安裝板進(jìn)行模態(tài)測試，發(fā)現(xiàn)驅(qū)動板及其安裝板的1 階固有頻率分別為59 和34 Hz，固有頻率未脫離實測載荷譜峰值頻率區(qū)間，因此共振可能性極高。

為進(jìn)一步確定振動對驅(qū)動板可靠性的影響，將功率模塊通過夾具固定于振動試驗臺，試驗載荷采用按照標(biāo)準(zhǔn)IEC 61373—1999 加速后的迎水橋路段實測載荷譜，并對功率模塊通低壓電后用示波器實時監(jiān)測振動試驗過程中IGBT 器件是否報故障。試驗至28 min 時IGBT 器件V3，V4 和V6 報故障，與現(xiàn)場異常故障相吻合。而后，試驗現(xiàn)場將所有電源線束（光纖除外）用膠帶固定在臨近驅(qū)動板上，則無故障產(chǎn)生，由此確定驅(qū)動板線束松動是引起IGBT器件報故障的主要原因。

4.2 對IGBT器件影響

由圖1（b）所示的功率模塊結(jié)構(gòu)示意圖可知，功率模塊的振動通過2 條路徑傳到IGBT 器件。傳遞路徑1是功率模塊振動依次通過支撐柱、母排至IGBT 器件主端子；傳遞路徑2 是功率模塊振動通過水冷散熱器與IGBT 器件的固定螺栓至IGBT 器件基板。相對而言，IGBT 器件主端子的強(qiáng)度和剛度弱于IGBT 器件基板。由于功率模塊的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，需要結(jié)合仿真分析與試驗測試來開展振動對IGBT器件的影響研究。

4.2.1 功率模塊的仿真分析

針對圖1（b）所示的功率模塊，將水冷散熱器、電容、IGBT 器件等劃分為六面體的實體單元網(wǎng)格，脈沖分配板、驅(qū)動板、長母排和短母排等劃分為四邊形的殼單元網(wǎng)格，不同零部件之間的連接關(guān)系采用剛性連接單元模擬，水冷散熱器的安裝孔設(shè)置為約束條件。建立的包含IGBT 器件內(nèi)部詳細(xì)結(jié)構(gòu)的功率模塊振動仿真模型如圖10所示。

圖10 功率模塊的振動仿真模型

將圖5所示的實測載荷譜乘以加速比7.83，作為輸入進(jìn)行隨機(jī)振動分析［19］，獲得功率模塊不同部位的1σ應(yīng)力分布。由仿真分析結(jié)果可知：橫向振動時，IGBT 器件V6和V3主端子處的1σ應(yīng)力值最大，分別為平均值的1.80和1.65倍，表明V6和V3 處的振動環(huán)境較其他位置更為惡劣，原因在于實測載荷譜激勵頻率區(qū)間，短母排和低感母排無明顯共振峰，不會出現(xiàn)振動放大，而長母排的1階固有頻率為70.1 Hz，處在實測載荷譜激勵頻率區(qū)間。橫向振動時IGBT 器件V6 主端子的1σ應(yīng)力分布如圖11所示。

圖11 IGBT器件V6主端子的應(yīng)力分布

為分析低頻和高頻振動對IGBT 器件的影響，將圖5 所示的實測載荷譜分為實測低頻載荷譜（0～400 Hz）和實測高頻載荷譜（500～2 000 Hz），分別乘以加速比7.83 得到加速后的實測低頻和高頻載荷譜，并與加速后的IEC 61373—1999 標(biāo)準(zhǔn)載荷譜為輸入條件，計算得到不同方向振動載荷譜作用下的1σ應(yīng)力最大值，見表2。由表2 可以看出：實測高頻載荷譜作用下的IGBT器件的1σ應(yīng)力遠(yuǎn)高于標(biāo)準(zhǔn)載荷譜和實測低頻載荷譜的作用。

表2 不同載荷譜作用下的1σ應(yīng)力最大值

4.2.2 功率模塊的試驗測試

在振動試驗臺上用加速實測載荷譜對功率模塊進(jìn)行振動試驗，為能直接反映輸入到IGBT 器件內(nèi)部的結(jié)構(gòu)振動，測點(diǎn)位置設(shè)置在IGBT 器件V5，V6，V7 和V8 的連接螺栓處。受安裝空間限制，V3不便測試，未設(shè)置測點(diǎn)。

由振動測試結(jié)果可知：所有測點(diǎn)中，V6（連接長母排）的橫向振動最大，為平均值的2.3 倍；其次為V8（連接短母排）的橫向振動，約為平均值的1.5倍；而V5（連接長母排另一側(cè)）、V6（連接低感母排））、V7（連接低感母排和短母排另一側(cè)）的振動則相對較小。試驗測試結(jié)果說明V6 處的振動環(huán)境惡劣，同時驗證了仿真分析的準(zhǔn)確性。

在振動試驗臺上分別完成7 片IGBT 器件的低頻振動和高頻振動試驗，發(fā)現(xiàn)低頻振動對IGBT 器件的影響小，試驗后的電氣參數(shù)（IGBT 開通門檻電壓Vge（th）、集電極-發(fā)射極飽和電壓Vce（sat）和二極管正向壓降Vf等）檢查合格；然而高頻振動試驗后的IGBT 器件電氣參數(shù)出現(xiàn)明顯變化且主端子斷裂，這與現(xiàn)場反饋以及仿真分析結(jié)果完全吻合。因此，可以確定高頻振動影響IGBT器件的可靠性。

5 減振優(yōu)化方案及試驗驗證

5.1 功率模塊驅(qū)動板及其安裝板減振優(yōu)化

結(jié)合驅(qū)動板的設(shè)計、安裝、維護(hù)等要求對驅(qū)動板及其安裝板進(jìn)行局部結(jié)構(gòu)優(yōu)化。在驅(qū)動板安裝板上增加膠墊，形成對驅(qū)動板的支撐及約束，降低驅(qū)動板振動。模態(tài)測試表明，增加膠墊后驅(qū)動板的1階固有頻率由原來的59 Hz 提升至103 Hz。將功率模塊固定在振動試驗臺上，施加加速后的實測載荷譜，用示波器實時監(jiān)測發(fā)現(xiàn)IGBT 器件在試驗過程中未報故障，驗證了驅(qū)動板及其安裝板減振方案的有效性。

5.2 長母排減振優(yōu)化

功率模塊結(jié)構(gòu)緊湊，可供安裝減振裝置的空間受限，在2 個長母排中間位置增加絕緣樹脂材料的固定支架，約束長母排的振動，以減小長母排共振對IGBT器件主端子的影響。

根據(jù)振動仿真結(jié)果可知，增加長母排的固定支架后，不同位置的IGBT器件主端子1σ應(yīng)力最大值降低了32.6%～80.7%，說明在長母排中間增加約束后可以顯著改善IGBT器件的受力情況。

5.3 功率模塊減振優(yōu)化

5.3.1 減振方案設(shè)計

由于現(xiàn)有電力機(jī)車牽引變流器的空間結(jié)構(gòu)限制，柜體底部T 型槽的安裝方式導(dǎo)致無法直接安裝減振器，需要通過過渡支架進(jìn)行安裝，但柜體高度的間隙不夠，因此無法對牽引變流器柜體進(jìn)行整體減振處理。但可針對功率模塊進(jìn)行結(jié)構(gòu)改造，實現(xiàn)功率模塊整體的減振。

根據(jù)減振原理，設(shè)備的減振方案可從減小振源振動和切斷振動傳遞路徑2 個方面入手。由于低頻振動由輪軌作用產(chǎn)生，難以消除，高頻振動如電容的振動與網(wǎng)壓波動、車輛運(yùn)行條件和變流控制策略等有關(guān)，電容高頻振動的源頭控制有待后續(xù)開展深入研究。因此，對振動傳遞路徑進(jìn)行改造，以達(dá)到減振目的。

功率模塊的振動主要來源于牽引變流器柜體及功率模塊本身，其傳遞路徑共包括3條，傳遞路徑1 是功率模塊水冷散熱器與柜體壁板接觸處，傳遞路徑2 是功率模塊支撐柱與柜體支撐梁接觸處，傳遞路徑3是功率模塊與接線板連接處。振動傳入功率模塊的路徑最主要的是第1條，因為功率模塊水冷散熱器與柜體壁板之間采用6 個M10 螺栓連接，承載力大，連接剛度大，振動傳入強(qiáng)；同時第2 條也起重要傳遞作用，因為支撐柱在功率模塊自重的作用下，與柜體支撐梁之間接觸緊密，傳遞率也較高。

為了減小功率模塊與柜體之間的振動傳遞，在功率模塊水冷散熱器與柜體之間增加減振器。功率模塊在柜體中的空間結(jié)構(gòu)決定了減振器的厚度宜選擇20 mm 左右，充分考慮減振器的老化及使用壽命基礎(chǔ)上，依據(jù)功率模塊的質(zhì)量為95 kg，經(jīng)過減振器參數(shù)計算［20］，采用國際知名公司設(shè)計生產(chǎn)的專用減振器，軸向和徑向的剛度分別為282 和47 N·mm-1，軸向和切向的額定載荷分別為1 600 和188 N，而軸向和切向的實際載荷分別為165 和156 N，表明選擇的減振器剛度與功率模塊整個系統(tǒng)相匹配。由于減振器的厚度，功率模塊與柜體連接母排加長20 mm。減振器剛度較低，將會產(chǎn)生約3 mm 靜態(tài)位移，需要將功率模塊支撐柱上原有的金屬滑塊改為橡膠墊。

為了分析減振器參數(shù)的合理性，將功率模塊假設(shè)為1 個整體，建立包含減振器的有限元仿真模型，通過仿真分析得到功率模塊振動傳遞率如圖12所示。由圖12可以看出：增加減振器后，垂向、橫向和縱向的共振點(diǎn)頻率分別為8.5，20.1 和7.7 Hz，振動源在這些頻率點(diǎn)的振動很小，可避開共振的風(fēng)險。減振器在縱向和垂向10 Hz 以上頻率的振動具有隔振效果，對橫向45 Hz 以上頻率的振動具有隔振效果，振動頻率越高，隔振效果越好。

圖12 功率模塊振動傳遞率

專用減振器有直徑40 和30 mm 這2種，功率模塊與接線板之間采用母排或電纜連接，由此得到4 種減振方案的組合。減振方案1 采用40 mm 直徑減振器及母排連接，減振方案2采用40 mm 直徑減振器及電纜連接，減振方案3采用30 mm 直徑減振器及母排連接，減振方案4采用30 mm 直徑減振器及電纜連接。

5.3.2 仿真分析

為了評價減振方案的減振效果，分別建立不同減振方案的功率模塊仿真模型開展仿真分析。仿真模型中，考慮到功率模塊與牽引變流器柜體之間的相互作用，以及減小仿真模型的計算規(guī)模，設(shè)置功率模塊周圍的柜體框架及安裝壁板為功率模塊的支撐體，約束支撐體邊界的自由度，施加迎水橋路段的實測載荷譜。功率模塊減振方案1的應(yīng)力仿真結(jié)果如圖13 所示。由圖13 可以看出：功率模塊增加減振器后位移相對增大，導(dǎo)致功率模塊與柜體框架之間的連接母排承受的載荷增大，其應(yīng)力水平增大2～3倍，會加大其應(yīng)力受損風(fēng)險，建議將母排改為電纜連接。

圖13 功率模塊減振方案1的應(yīng)力仿真結(jié)果

仿真計算得到的優(yōu)化前原始方案、減振方案1和減振方案2 橫向振動時中低頻段（0～500 Hz）和高頻段（800～1 400 Hz）振動頻譜如圖14所示。減振方案3 和減振方案4 的橫向振動仿真結(jié)果分別與減振方案1 和減振方案2 的相似，故未列出。由圖14 可以看出：減振方案1 和減振方案2 在32～37 Hz 范圍的振動高于原始方案，這是由于減振器在較低頻率范圍會有一定程度的放大作用，然而振動的加速度小，36.7 Hz 頻率處的振動加速度峰值低于0.09 m·s-2，不會對功率模塊產(chǎn)生大的影響。隨著振動頻率的提高，減振方案對70 Hz 以上中低頻振動具有較明顯的減振效果，對于高頻振動的減振效果非常明顯。電纜連接的減振方案對部分頻段減振效果不佳，劣于母排連接的減振方案。

圖14 仿真計算得到的功率模塊橫向減振效果對比

根據(jù)優(yōu)化前原始方案及減振方案1—減振方案4 的垂向和縱向振動仿真結(jié)果，可以得到與橫向振動仿真結(jié)果相同的結(jié)論。

5.3.3 試驗驗證

為了驗證功率模塊整體減振方案的有效性，及檢測功率模塊本身各部件的振動特征，在振動試驗臺上采用加速實測載荷譜開展不同減振方案的振動試驗驗證，并采集功率模塊上水冷散熱器、驅(qū)動板、支撐柱和電容等關(guān)鍵部件的振動數(shù)據(jù)如圖15所示。由圖15 可以看出：各測點(diǎn)振動降幅基本在50%以上，部分測點(diǎn)振動降幅接近80%；30 mm直徑減振器的減振效果略優(yōu)于40 mm 直徑減振器；加裝電纜的減振方案與母排的減振方案相比，有利于減小應(yīng)力集中。針對圖14（a）在低頻段的振動放大現(xiàn)象，由于振動量級小，未在振動沖擊試驗中產(chǎn)生明顯的影響，減振器也未出現(xiàn)明顯的發(fā)熱現(xiàn)象。

圖15 功率模塊的減振效果

經(jīng)過周密的準(zhǔn)備工作，采用減振方案2 的功率模塊在現(xiàn)有電力機(jī)車牽引變流器中得到小批量整改應(yīng)用，現(xiàn)場應(yīng)用情況表明功率模塊的故障率顯著降低，驗證了前述工作的正確性與可行性。

6 結(jié)論

（1）全國13 個機(jī)務(wù)段37 臺次電力機(jī)車牽引變流器功率模塊的測試結(jié)果表明，HXD1，HXD1C 型電力機(jī)車牽引變流器功率模塊實測振動量值普遍超過HXD2，HXD1B型電力機(jī)車，部分HXD1，HXD1C型電力機(jī)車牽引變流器功率模塊在5～150 Hz 頻率范圍的振動超過IEC 61373—1999標(biāo)準(zhǔn)值。

（2）HXD1，HXD1C 型電力機(jī)車牽引變流器功率模塊振動能量介于30～80 Hz 的低頻振動和700～1 600 Hz 的高頻振動區(qū)間，低頻振動主要來源為輪軌作用，其中的車輪垂向振動頻率由車輪失圓引起，高頻振動主要來源為電容振動，HXD1B，HXD2 型電力機(jī)車牽引變流器功率模塊未集成電容，高頻成分的振動量級很小。

（3）驅(qū)動板及其安裝板的1 階固有頻率與實測載荷譜主要激勵區(qū)間頻率吻合，共振導(dǎo)致驅(qū)動板線束松動是引起IGBT 器件報故障的主要原因。電容的高頻振動通過母排連接傳遞至IGBT 器件，是IGBT器件主端子斷裂的主要原因。

（4）分別針對驅(qū)動板、長母排和功率模塊整體的減振方案，可以有效提高功率模塊的振動可靠性，已得到仿真分析、試驗測試和現(xiàn)場小批量整改應(yīng)用的驗證，可在電力機(jī)車牽引變流器產(chǎn)品中推廣應(yīng)用。