某机车牵引变流器振动特性及减振研究

3.湘潭大学土木工程与力学学院，湖南湘潭411105)摘 要：针对某型机车牵引变流器振动过大的问题，通过添乘测试了解了牵引变流器实际振动环境及从车轮到牵

引变流器内部的振动特性，确定了振动来源以及振动过大的原因，并与IEC61373标准进行对比;通过开展实测谱验证，成 功复现了牵引变流器内部某电气设备的振动故障。在此基础上提出了针对性的减振方案，利用有限元软件对减振方案进 行基于实测数据的仿真对比计算。结果表明，提出的减振方案具有明显的减振效果,能够显著降低牵引变流器在振动冲 击激励下的应力水平。关键词：机车;变流器;振动;仿真中图分类号：TH212；TH213.3

文献标志码：A DOI：10.13465/j. cnki. jvs.2019. 18. 034Vibration characteristics and reSrction of a locomotive traction converterP3VG Y*gshe*g1, LIAO J*/*1, DING Ji2,3, Z9VG Yzpig2, ZANG Hao；*2, XIA ,a*g2, ZHANG =*g3(1. China Railway Construction Heavy Industra Group Co. ,Lth. ,Changsha 410100,China；2. Technology Center, Zhuzhou CRRC Times Electric Co. ,Ltd. , Zhuzhou 412001 , China；3. Colleve of Civil Engineering and Mechanics, Xiangtan University, Xiangtan 411105, China)Abstract: Aiming at tha excessivv vibration of a locomotivv traction conv/os , tha actual vigration environment andtha vibration transmission characte/stics from tha wheel to traction canve/or were studied by field tests, and comping

with tha IEC 61373 standard, tha vibration source and tha cause of excessivv vigration were determined. By carrying out

an exp—mentW y/fication based on tha mevsured spectrum, tha vibration fault of a ceiain electwcal equipment insido the traction convertor was successfully reproduced. On this basis, tha vibration reduction schema for tha installation

structure of tha traction convv/or was proposed, and tha comparativv num—cat simulation of tha vigration reduction schema based on tha mevsured data was cavied out by using a FEM sogwaro. Tha results show that tha vigration reduction schemepaoposed hasobvoousdampongeoecJand can sognooocan eyaeduceJhesaeseeveeooJhe aacoon conveaeaundea

vobaaoon and shock excoaoon.Key wo—S : locomotivv; traction conv/os ； vibration ； simulation牵引变流器是交流传动机车电气系统的重要组成

部分，其性能的稳定性和可靠性直接关系到机车的正

出，在引起电子设备失效的环境因素中,振动因素约占

30%0因此,研究和改善牵引变流器的振动环境，对于

提高机车运行可靠性和安全性具有重要的意义。文献

常运行和行车安全。随着机车车辆的高速化、重载化,

机车牵引变流器的运行环境振动问题越来越突显，特

［］5从被动隔振的角度对高速客车车载电气柜减振开

别是我国地形复杂、气候多样及部分线路老化等均使

展了一些研究工作，文献［6 ］通过内部隔振优化对高速

得机车牵引变流器运行工况更加恶劣,现场故障问题

动车组牵引变流器振动控制进行了相关分析,但很少

频发而受到越来越多的关注。文献［1-3 ］从不同的角

见到关于机车牵引变流器振动及减振方面的报道。度对机车及设备振动问题进行了研究，另据文献］4 ］指本文针对某型机车牵引变流器振动过大的问题,

通过现场测试研究了从车轮到牵引变流器内部的振动 传递特性,确定了变流器实际运行环境振动超标的原

基金项目：湖南省自然科学省市联合基金重点项目(12JJ8020)

收稿日期：2018 -03 -27修改稿收到日期：2018 -06 -11

因和来源，并与IEC 61373标准［7］进行对比和验证，成

第一作者王永胜男，硕士生，工程师,1985年生通信作者张平男，教授，博士生导师，1955年生

功复现了牵引变流器内部某电气设备的振动故障；在

此基础上提出了针对该型牵引变流器安装结构的减振第18期王永胜等：某机车牵引变流器振动特性及减振研究243优化方案,利用有限元等软件对减振优化方案进行基

A型机车，线路1 （西北某线路）运行测得的振动有效值

大于线路2（华中某线路）于实测数据的仿真对比计算和冲击工况校核,为改善

机车牵引变流器实际振动环境、提高运行可靠性提供

o因此，机车牵引变流器的

振动环境既取决于车辆本身，同时又与线路条件强 相关。了重要的参考依据。1现场振动试验分析某型机车（A型）部分线路运行时振动较大，引发

了多起牵引变流器内部电气设备的故障，为此组织了

1.1.2振动频谱特征对比针对A型机车牵引变流器振动过大问题,选取机

车以70 km/h速度平稳运行时的振动数据进行频域分

析，以了解牵引变流器运行时的振动特性。图3是牵

添乘振动测试。图1为该型机车的内部设备布局，牵

引变流器柜体安装底座与内部控制箱垂向振动频谱对

引变流器长宽高尺寸约为2 400 mm X 900 mm X

1 850 mm,重约1 800 kg,固定安装在机车机械间中部;

控制箱、变流器模块、接触器等电气设备通过螺栓固定

在牵引变流器柜体内部各部位’通过在转向架轴箱、

车体、牵引变流器柜体及其内部电气设备安装接口处

布置加速度传感器,获取实际运行振动数据,并与其他

线路同类型机车以及同一线路故障率较低的B型机车 数据进行对比，以了解该型机车及牵引变流器的振动

特性。1-

牵2- 3- 充引风机4- 低电机；；5- 卫生间压电器柜；6- 衣/床；7- 信帽间8- 辅助变压器柜号柜；；9- 压；10- 制缩机及干燥器;11- 风缸动柜；12- 工13- 冷具柜；14- 牵却塔；；15-

奮电池辰引变流器柜；主变压器图1机车内部设备布局Fog.1 Inieenaeequopmenieayouiooeocomoiove1.1实测结果分析1.1.1振动有效值对比对不同线路A型机车及同一线路A型、B型两种

机车平稳运行时的振动数据进行计算,提取牵引变流

器各测点0〜3 200 Hz有效值进行对比，如图2所示,

可以看出:A型机车牵引变流器柜体及内部控制箱测

点振动有效值大于同一线路运行的B型机车;而同为G.s.lu)2.5A型车-线路B型车-线路1 2.0A型车-线路12、赳

按1.5舉

翌1.0敢

吕

0.50____I_________I_________I_________I_________I_________I____

柜体- 柜体- 柜体-控制箱-控制箱-控制箱-

垂向 横向 纵向 垂向 横向 纵向

测点位置图2振动有效值对比Fog.2 Compaeoson oovobeaioon eoeciovevaeue比，由该图可知,A型机车牵引变流器400 Hz内低频振

动主要体现在79 Hz, 88 Hz, 100 Hz等几个频率附近,

且内部控制箱与柜体振动频谱相近，说明牵引变流器

内部设备振动主要由车体传递到牵引变流器的振动引起——

……控制箱柜体底座 GSIUF0XW图3 A型机车牵引变流器柜体及控制箱垂向振动频谱 Fog.3 Veeiocaevobeaioon specieum ooAeocomoioveieacioon

conveeieecaboneiand conieoebot1.2原因分析1.2.1车轮失圆影响为进一步解析A型机车振动来源，提取70 km/h

速度平稳运行时车下轴箱的垂向振动频谱与B型机车 轴箱数据进行对比如图4所示。图4中A型车轴箱垂

向振动频谱与图3车内牵引变流器振动频谱类似,低

频振动也主要体现在79 Hz,88 Hz附近，而100 Hz振 动不明显;B车轴箱低频振动则小了很多。因此,人型

机车牵引变流器低频振动过大主要来自于车轮。/Hz图4 A型、B型机车车轴轴箱垂向振动频谱对比 Fog.4 Veeiocaevobeaioon specieum compaeoson oo

ateebotooAand Beocomoiove从现场测试数据来看,100 Hz振动不随转速变化,

且含有大量高频谐波，考虑到牵引变流器底下安装的

是变压器，基本确定100 Hz振动来自变压器的电磁振244振动与冲击2019年第38卷动$79 Hz,88 Hz振动来自车轮，随转速发生变化，很可 以看出,A型机车牵引变流器内部关键设备实际振动

量级都存在超标现象，部分测点数据超过标准值5〜6

能是由车轮失圆形成多边形而激发。根据文献:8 ）数

据,车轮失圆一般会形成17〜20阶多边形，将相关参

数代入式（1）,计算得到的频率正好与实测频率接近。

倍。因此,A型机车牵引变流器实际运行振动环境较

恶劣,振动量级超过IEC 61373标准值，这可能是引起

电气设备故障频发的主要原因之一。因此,A型车由于车轮失圆产生的振动是引起牵引变 流器振动过大的主要原因,另外,车上变压器等设备也

表1 A型机车牵引变流器振动加速度有效值评估Tab・ 1 Evalration of the vibration acceleration effective

valre of A locomotive traction converter

位置会对其振动产生一定的贡献。m/s2方向横向实测值（10.956标准分类标准值（1类B级((1 / 2式中:/为振动频率;N为多边形阶数;\\为车速;D为车

变流器0.452. 12轮滚动圆直径。1.2.2传递函数分析车轮失圆等产生的轮轨振动通过转向架向车体传

递，转向架上的一系、二系弹性悬挂系统能在较大程度

上减小轮轨振动对车体的影响。为了解两种车型弹性

悬挂系统对轮轨振动的衰减效果，开展了实车静态激

振试验,在车轴同一位置利用激振器输入脉冲激励，同

时在车轴轴箱、转向架二系悬挂上方车体处布置加速

度传感器采集振动数据,对悬挂系统上下振动加速度 数据进行计算得到两种车型悬挂系统的振动加速度传 递函数，如图5所示。由图5可知,A型、B型车悬挂系

统对车下振动具有明显的隔离作用，但B型车悬挂系 统的隔振效果要略优于A型车,这在一定程度上也放

大了 A型车车体的振动。'8°0 20 40 60 80

100 120 140/Hz图5轴箱到车体振动加速度传递函数对比Fie，5 Comparison of vigration acceleration transfer

function of axle box to cor body2标准差异性分析及验证2.1功能性随机振动严酷等级对比为更直观地描述A型车牵引变流器的实际振动环

境，将测试振动数据与IEC 61373标准进行对比。标准 中的功能性随机振动严酷等级是基于欧洲实测数据归

纳得到的加速度均方根值。根据标准对设备等级和分 析频率带宽的定义，提取A型机车牵引变流器内部设

备5 ~150 Hz频段振动有效值与IEC 61373标准的1

类B级功能性随时振动标准值进行对比，如表1所示，

表中测试方向依据IEC 61373标准定义，纵向、横向和

垂向分别表示车体长度、宽度和高度方向。由表1可

模块垂向0.8661类B级1.000.87纵向0.7981类B级0.701.14垂向1.4211类B级1.001.42风机纵向1.3411类B级0.701.92横向2.9141类B级0.456.48垂向4.0531类B级1.004.05控制箱横向2.8991类B级0.456.44纵向1.0811类B级0.701.542.2标准谱与实测谱对比根据IEC 61373标准,机车产品需通过随机振动试

验考核，并提供了标准加速度谱密度（Acceleration

Spectral Density,ASD） o本节将利用实测加速度数据整

理ASD谱，并与标准ASD谱进行对比。2.2.1实测ASD谱归纳理论机车车辆设备实际运行振动可认为是随机振动,

其实测加速度数据需进行分析处理，得到具有统计特

性的功率谱密度曲线，以使实测数据具有复现性。数

据处理主要步骤主要包括时域数据检验、功率谱密度

（Powei Spectral Density, PSD ）计算和随机振动数据归

纳等。设经功率谱密度计算得到的各数据通道各次测量的 PSD 为 Gc（p, ]# （^ = 1,2，…，Z; ] = 1,2，…，W;

=1,2,•••,*），其中/为测量通道数,w为样本容量,*

为谱线数。按下列公式对特征样本]）相邻谱线对应的槡%5，]）行均值X 5）和方差S5）估计[9]1

肌

SC (X =WKl\"［槡____________ _ 2G5，］)-X (X］对相邻谱线的均值X (X和方差S2 (X计算统计

量F*(C ,C + 1)和 >*(C ,C + 1)F, C + 1)8 5)* (C 8+i 5)(3)X (p) - XC+i (p)

槡(8 5) + s；+i 5))G第18期王永胜等：某机车牵引变流器振动特性及减振研究245假设特征样本相邻谱线总体，则分布,C和C + 1的PSD属于同一

N (C,C + 1)服从自由度为(W - 1 ,W - 1)的F

>(C,C + 1)服从自由度为2( w - 1)的中心/分

-&)下，若式(4)成立,则假设 C和C + 1的PSD属于同一总

布。在给定的置信度\"1 成立，特征样本相邻谱线体，否则不属于同一总体。{F(w-1,w-1)；o/2 $ F式中:Fw_w_n(C,C + 1 ) $ F(w_1,w_1)；(1_a/2) ( 4 )图6 A型机车变流器实测谱与标准谱对比Fog.6 Compaeoson oomeasueed specieum and siandaed

( C,C + 1 ) I $ >( w-1)；(1 -o/2)

(1,1)；&2为自由度为\"W - 1 ,W - 1 )的尸分布

specieum ooAeocomoioveconveeiee&/2分位点;

&/2) 为自由度为(W - 1 ,W - 1 )的F分布(1 - &/2)分位点;>m-1) ; (1 -o/2) 为自由度为

2 ( w - 1)的中心/分布(1 - a/2)分位点。将相邻属于同一总体的谱线归并在同一频段内,

形成H个频段,h频段两端点的谱线号为Ch1,

Ch2(h = 1,2，…，H),谱线数为 4 = Ch2 - Ch1 +1。频段内/%(X近似服从正态分布，并按照式(5)进行均值

Hh (X和方差s； (X估计1

______________ 2民(X =W • 4 - 1 \" \"h~ 1 /%(X]) -Hh(X ]

进一步按式\"6)计算置信度为(1 -&)、分位点为\"

的平直频段容差上限系数F第P个特征样本(X ]) h频段内平直谱的容差上

限估计Gh (X由式\"7)得出%h (X = : Hh (X +F12 +Sh (X)2

(7)最后，在双对数坐标下，用直线连接由式(7)得到

的相邻平直谱，得到置信度为(1 -&)、分位点为\"的振

动环境条件下随机振动实测ASD谱G(X o2. 2. 2实测与标准ASD谱对比根据IC 61373标准,机车牵引变流器柜体和内

部设备分别属于1类A级、B级,需按照相应标准

ASD谱进行随机振动试验。本节将利用前面理论对

实测数据进行处理，完成实测ASD谱归纳并与标准

谱进行对比，以进一步说明机车牵引变流器实际振动

环境与标准的差异，其中信号通道数48 ,样本容量取

100 ,频率分辩率为1 Hz。图6分别是1类A级和B

级横向振动实测谱与标准谱对比，可以看出二者存在

较大的差异,实测谱频带更宽、峰值较多,且部分频段

要明显大于标准谱。2.3基于实测谱振动试验验证前文提到A型机车牵引变流器内部电气设备现场

故障频发，其中某电气设备M故障特征表现与振动相

关。为进一步探寻其故障原因，开展基于IC 61373标

准谱的长寿命随时振动试验，但未能成功复现现场故

障。为此，本文利用实测谱开展振动台试验验证。为

缩短试验时间，依照IC 61373标准中采取增强振幅法

模拟长寿命随机振动。加速比按式(8)计算式中:V为实际运行时间；V为试验时间;3为实际加

速度;3-为试验加速度;w =4。按车辆使用寿命25年,

1年300天，每天运行10小时，取25%正常寿命可知

V =18 750小时，令V为5小时，则加速比.为7.83。

利用经加速处理后的实测谱对电气设备M开展长寿命

随机振动试验,试验结束后对设备拆解检查发现接线 端线束断裂,特征表现与现场一致,成功复现现场接线

故障。图7分别是试验现场图和试验结果图。(a)振动试验现场 (b)试验结果检测图7电气设备M振动试验现场与结果图

Fog.7 Vobeaioon ieSiSoieand eeSueidoageam oo

eeecieocaeequopmeniM3基于实测数据的减振方案仿真计算前面分析表明，由于A型机车车轮失圆及车体传

递特性影响,牵引变流器振动环境较恶劣,特别是部分

电气设备振动量级大于IC 61373标准,是电气故障率

较高的主要原因之一。因此,有必要采用减振措施，而

采用橡胶类减振器隔离车体振动的传入是经济有效的

方法(10)。按照GB/T 50463《隔振设计规范》的要求，并

根据牵引变流器环境振动特征和现场实际条件，确定

246振动与冲击减振器刚度、位置和数量等，最终形成机车牵引变流器

.F* = : H减隔振方案。本节将通过仿真计算对牵引变流器减隔

振方案进行校核。对牵引变流器柜体和车体的仿真模型分别进行模

）1.2019年第38卷（11）1/

态和传递函数计算，然后将两个仿真模型与传递函数

3.1仿真计算模型和输入进行装配计算，最后通过载荷识别技术得到仿真模型

三个方向上的输入载荷力3.1.1仿真计算模型为更真实反映牵引变流器安装部位的刚度，建立

车体局部有限元模型作为假体用于振动的输入;对牵

F的频谱，如图9所示。由

图9可以看出，外界输入牵引变流器在0〜150 Hz的力

主要集中在0〜30 Hz，50〜60 Hz，80 ~ 100 Hz，其中

引变流器及内部设备整体建模（忽略细小零件和线缆）

0〜30 Hz，横向力最大，在80 ~ 100 Hz垂向力最大。0 8并严格控制单元质量，网格尺寸为10 mmo对牵引变

流器有限元模型、车体模型进行装配，其中二者原有的

装配关系采用刚性单元近似模拟，减振方案弹性连接 方式采用弹簧阻尼单元进行近似模拟。牵引变流器有

限元模型、装配后的牵引变流器与车体模型，如图8所

示，选取牵引变流器柜体底部左前角N与右后角N 两点作为实测振动数据的响应点，选取=点作为载荷

输入点。（a）变流器模型 （b）装配模型图8仿真计算模型 Fie，8 Simulation model3.1.2载荷识别减振方案仿真计算评估准确性的关键在于现场振

动环境的复现，本文将利用载荷识别技术［山模拟牵引 变流器实际振动环境。载荷识别技术实质是通过对系

统传递函数矩阵求逆得到输入载荷，具体理论如下:对

于多自由度线性系统，如果输入信号为力，输出信号为 加速度，则第i个自由度到第/个自由度的传递函数为

2* = //代，式中：/为第/自由度的加速度响应;F*为

第，自由度的输入载荷。如果第，自由度的输入载荷

F*为单位载荷，即F* =1，此时第j自由度的加速度响

应是/，则传递函数为:H* = //在获取了传递函数H*

后，第*自由度的输入载荷F*在第/自由度的加速度响

应为込=HFo当系统中有多个输入时，第j个自由度的总响应是

每个激励引起的响应的和，即/=\" /HF

（9）对于W个输入,*个自由度的响应，可以写成.// = : H］. F* （10）式中：（H］是由W M *个2构成的矩阵。反之，如果知

道系统的多个自由度的响应和对应的传递函数，可以

推算出输入载荷.F*N/OIXW 6 4 2 0

.//HZ

图9载荷识别得到的载荷谱Fio. 9 Load spectrum obtained by load identificotion3.2振动响应对比及减振效果计算3.2.1 振动响应对比将载荷谱输入到牵引变流器与车体装配模型进行

振动响应计算，得到响应点N ,n2的振动响应数据，并

与实测数据进行对比，验证减振方案仿真计算模型和

载荷输入的准确性。图10是牵引变流器响应点N两个方向的仿真计

算响应与实测振动响应频谱对比（N点结果类似），可

以看出：通过载荷识别获得的输入载荷谱对牵引变流 器与车体装配模型进行仿真计算得到的变流器底部振

动响应与实测结果趋势一致，只是峰值大小存在一定 差异;利用本文仿真模型及载荷条件能近似模拟牵引

变流器的实际振动环境。图10 N1点试验与仿真得到的振动响应对比Fie，10 Comparison of vibration response obtained byWst and simulation in point N3.2.2减振效果计算

通过引入减振器动刚度等定义牵引变流器与车体

间装配关系对减振方案进行仿真模拟，利用载荷识别

得到的载荷谱作为输入对减振方案进行计算,并与未

减振的原方案仿真计算结果进行对比计算，验证减振

方案效果。第18期王永胜等：某机车牵引变流器振动特性及减振研究247图11是通过仿真计算得到的电气设备M安装接

口处减振前后两个方向加速度响应频谱对比。由图可

力计算，提取内部电气设备M最大节点应力结果进行

对比，如图13所示。采用减振方案时,牵引变流器各

部件关键部位两个方向冲击工况下的应力比刚性连接

看出：减振方案对0〜30 Hz低频区域(固有频率附近)

的减振效果不明显;但对40 Hz以上的振动具有明显的 衰减作用。前面测试章节已表明，牵引变流器运行中

由于受到来自轮轨多边形化的影响，其振动主要集中

时明显降低，采用减振方案有助于提高牵引变流器及在50 Hz以上。因此，本文提出的减振方案对于改善牵 引变流器柜体实际振动环境具有明显的效果。4

1Gs. .2Q旦1 迪o磬 .8o.64鰹

餵o /V-go

.2aal；

20

40

60 80 100 120 140/Hz(b)纵向图11电气设备M安装接口处减振前后加速度响应谱对比 Fig. 11 Comparison of acceleration response spectrum before

and tar vibration damping ct installation inweacc

of electriccl equipment M3.3冲击工况校核考虑到牵引变流器重心较高，而减振支座主要安

装在柜体底部，需验证减振方案的稳定性。根据IC

61373标准,牵引变流器需通过冲击试验考核。由于现

场实测得到的冲击小于IC 61373标准,本节将采用标

准冲击谱对牵引变流器减振方案进行冲击响应计算,

以验证减振方案在冲击载荷作用下的稳定性和减振 效果。3.3.1冲击响应稳定性计算利用大质量法〔⑵对牵引变流器减振方案进行冲击

响应计算,并与未减振方案在相同冲击载荷下的计算 结果进行对比，了解减振方案在冲击力作用下的稳定

性。图12是柜体顶部横向、纵向位移响应结果对比,

由该图可知，牵引变流器采用减振后柜体顶部纵向最

大振幅由 5.4 mm 增大到 7 mm, 而横向冲击工况由于

阻尼的影响振幅反而减小。因此，牵引变流器采用减t/s t/s(a)横向 (b)纵向图12冲击工况下柜体顶部横向、纵向位移响应曲线对比 Fig. 12 Comparison of displacement response cumcs ct Wc

top of Wc cabinet in the lateral and longitudincl3.3.2冲击工况应力计算对比

对减振前后牵引变流器模型进行冲击工况下的应

图13冲击工况应力时程曲线对比Fog.13 Compaeoon ooSieeSiomehoioeycueveSon

ompacicondoioonS4 结 论本文通过现场振动测试了解了某型机车牵引变流

器实际振动环境，确定了振动来源及振动过大的原因,

并与IC 61373标准进行了对比和验证,成功复现现场 电气设备故障;在此基础上提出了针对性的减振方案, 利用有限元等对减振方案进行基于实测数据的仿真对

比计算分析，得到以下结论：(1)

A型机车牵引变流器实际运行振动环境过

大,超过了 IC 61373标准，是引起牵引变流器内部电

气设备故障的原因之一。(2) 牵引变流器振动主要来自于机车轮对,车轮失

圆是引起机车及变流器振动过大的主要原因。(3) 基于实测数据的仿真计算表明,牵引变流器的

减振方案具有较好的减振效果,能够提高牵引变流器

抗冲击能力，大幅改善其应力环境。(4) 随着机车高速化、重载化发展，有必要对牵引

变流器等关键电气设备采用合适的减振措施,提高机

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