外转子风机轴向振动及故障机理研究

刘海涛， 陈 俊， 黄 迪， 唐雄辉， 刘永江， 李 华， 彭宣霖， 曾亚平， 夏 亮

(株洲中车时代电气股份有限公司，湖南 株洲 412000)

外转子风机因为具备效率高、噪声低、质量轻、结构紧凑等诸多优点，作为散热风机在轨道交通装备领域存在非常广泛的应用[1-2]。然由于其转子与定子之间采用间隙配合的方式，由振动激励导致的风机轴承故障问题，一直以来都是轨道交通装备领域的一个痛点问题，严重影响产品的安全性和可靠性。按故障形成机理进行分类，外转子风机轴承故障可分为两大类，机械激励故障和电腐蚀故障，前者主要由电机本身或外部环境的振动载荷所导致的轴承磨损和破坏，后者则是由于轴承轴电流导致的轴承内部表面的局部熔融产生的损伤。对于电腐蚀故障，由于外转子风机电路系统与普通电机基本一致，其腐蚀机理的分析和改进措施的制定有诸多可借鉴的成功经验[3-6]。然而对于外转子风机的机械类故障，由于本身结构、安装环境和载荷条件的复杂性，其轴承故障的机理始终不明确，更缺少行之有效的改进方法和措施，相关的文献和报道非常少。对外转子风机机械故障机理的探究首先需掌握风机在运行状态下的激励和振动特性。Long等[7-10]对多种不同电机的磁场进行了解析推导，并采用有限元方法进行了验证，为电机电磁力波的计算提供了理论基础。Taegen等[11]采用解析方法对同步电机噪声和振动中的径向磁场进行了研究。Krotsch等[12]基于整个气隙磁场线性假设给出了外转子电机径向电磁力波的表达式，并采用有限元法进行了验证。何海波等[13]对异步电机转子偏心情况下不平衡磁拉力的产生机理和计算方法进行了研究，并指出不平衡磁拉力会加剧电机的结构振动，加快轴承磨损和故障。任金波等[14]对某新能源汽车电池外转子散热风机的轴向振动进行了系统的研究，指出影响风机轴向振动的最大因素为电机的换相脉动和齿槽脉动，并对风机的减振结构进行了优化。以上研究对电机电磁激振力波和结构振动的计算和控制具有重大的理论价值和工程指导意义，但主要集中在对电机径向和切向振动的研究，而对电机轴向振动的研究相对较少。对于外转子风机而言，由于其特殊定转子间的配合方式，使得其轴向振动往往较其余两个方向大，同时也往往是造成其轴承故障和破坏的主要原因，需进行深入系统的研究。

针对上述问题，论文以某磁悬浮辅助变流器外转子冷却风机为研究对象，建立外转子风机轴向振动的双质量振子系统动力学模型，推导了系统位移频响函数的解析式，结合线路运行和实验室台架振动试验及装车和台架安装的锤击试验，揭示了外转子风机轴承快速磨损故障的原因。在采用GB/T 21563—2018《轨道交通机车车辆设备冲击和振动试验》标准载荷谱及主流实测载荷谱归纳方法无法复现故障的情况下，提出了一套基于现场实测数据、装车频响数据和台架频响数据的窄带随机载荷谱制定及故障复现方法，并成功复现风机轴承快速磨损的故障。最后采用上述动力学解析模型，研究了系统关键参数对其轴向振动特性的影响规律，给出了减小风机轴向振动和传递给安装基础振动的参数优化建议。研究工作对类似于外转子风机这类弹性安装的双质量振子系统的结构设计、电机轴向振动的抑制、轴承故障的定位和复现有重要的理论价值和工程指导意义。

1 外转子风机轴向振动动力学解析模型

研究对象所在的磁浮快线为国内第一条中低速磁浮快线，在运行不到几个月的时间内发现了较大规模的快速失效问题。该磁浮辅助变流器外转子风机实物图及现场故障照片如图1所示。由图1可看出，该风机出现了明显的掉粉现象，同时其碟形弹簧内圈边缘有显著磨痕，该类故障主要为风机转子轴与轴承内圈、支撑蝶形弹簧、弹簧卡环的快速磨损，导致轴承快速失效、使用寿命远远低于本身的设计寿命，严重影响辅助变流器系统的运行可靠性和磁浮列车的行车安全。

图1 磁浮辅助变流器外转子风机实物图及现场故障照片

根据外转子风机的上述故障表现及磨损部件之间的相互配合关系，可以确认各部件间产生周向摩擦的主要原因是风机转子轴在装车运行过程中存在明显的以轴向为主的振动。为了深入研究外转子风机在装车情况下轴向振动特性及关键影响因素，根据其结构特性(见图2)建立了外转子风机的轴向振动双质量振子系统动力学模型如图3所示。图3中:m1和m2分别为转子和定子的质量；k1和c1分别为碟形弹簧、前后轴承的轴向总刚度和阻尼；k2和c2分别为轴承定子支撑结构的刚度和阻尼；u1和u2分别为转子和定子的位移；v为定子支撑结构与风机安装支座连接点处的位移；F为定转子间电磁力波的等效轴向分量；EI和ρA分别为变流器风机安装支撑座的等效单位刚度和单位质量；l1和l2分别为变流器风机安装支座的等效长度。

图2 磁浮辅助变流器外转子风机结构原理图

图3 磁浮辅助变流器外转子风机轴向动力学模型

如果作用于两自由度子系统的外力为零，根据图3和图4，子系统弹簧的动态力为

图4 双质量振子动力学模型力学等效原理图

(1)

式中，FT为弹簧内力。

根据牛顿第二定律，系统的动力学方程可表述为

(2)

(3)

将式(1)代入式(2)、式(3)有

FT=kev+Fe

(4)

其中

当外力为零时，欧拉-伯努利梁的动力学方程可写为

(5)

式中:yi(xi,t)为梁xi(0

对于弹性约束的梁，其自由振动的解可设为

(6)

将式(6)代入式(5)可得

(7)

Yi=Ψi(xi)Ci

(8)

对于ki1与梁的交点，由梁的连续性条件(见图4)可知，在连接点处梁左、右两截面的垂向位移和转角都相等，即

Y1(l1)=Y2(0),φ1(l1)=φ2(0)

(9)

同样地，在连接点处梁左、右两截面的力和力矩相等(见图4)，即

V1(l1)=V2(0)-FT

(10)

M2i-1(l2i-1)=M2i(0)

(11)

式中:Mi为梁的弯矩，N·m；Vi为梁的剪力，N，其表达式为

(12)

将式(4)、式(8)、式(12)代入式(9)～式(11)可将梁的力平衡方程和位移协调方程写为

(13)

子梁两端弹簧连接点处的协调方程可写为

T1D1=T2D2-F

(14)

D1和D2关系式可表述为

(15)

对于两端为弹性约束的欧拉欧拉-伯努利梁，其约束方程可表述为

(16)

式中，BL和BR分别对应于梁左端和右端的弹性约束,可表述如下

式(16)可转化为

(18)

式中：

联立式(2)、式(3)和式(18)可得出子系统的控制方程为

DsU=Fs

(19)

式中：

联立式(18)和式(19)有

(20)

根据式(20)，第一段梁的积分常数向量及子系统的位移响应可表述为

(21)

则风机安装点弹性基础的位于振幅可表述为

v=Ψ1(l1)C1

(22)

(23)

对于外转子风机，致使其内部碟形弹簧等部件过度磨损的主要原因为风机转子轴的轴向振动，亦即风机转子与定子的相对滑移，其相对位移振幅越大部件磨损越严重，将对其关键影响因素进行深入分析，其数学表达式如下

du=u1-u2

(24)

根据辅变外转子风机及其安装支座的结构参数特性及响应的模态测试结果，设定外转子风机双质量振子系统的参数如表1所示。

表1 外转子风机双质量振子系统参数

设定外转子电机在轴向的等效电磁力波为1 000 N，对所建立的双质量振子系统进行仿真计算得到风机定、转子、变流器安装支座及定转子的位差的位移频响曲线如图5所示。图5中，位移频响曲线的前4个共振峰，按频率从低到高分别为梁的一阶弯曲模态频率、转子和定子同向振动为主振型的模态频率、定子和转子反向振动为主振型的模态频率和梁的二阶弯曲频率。不难发现，风机转子的位移频响幅值整体而言高于风机定子，两者间相对位移振幅主要受转子位移振幅的影响，且风机定、转子间相对位移振幅存在类似于定、转子绝对位移频响的反共振点，此时风机定子与转子几乎不产生相对运动，转子惯性力与风机外转子电机电磁力大小相等方向相反。

图5 双质量振子系统位移频响曲线

2 外转子风机装车运行振动特性分析

为了探寻外转子风机轴承过度磨损故障的原因，对外转子风机装车线路运行、实验室台架安装全转速运行情况下的振动进行了系统的试验，同时对风机柜体安装和实验室台架安装情况下的频响函数进行了测试，测试场景如图6所示。试验采用的测试系统为B & K 3053B振动噪声测试系统，振动传感器为B & K 4535B振动传感器。

图6 外转子风机振动测试场景

图7为外转子风机在磁浮线路运行工况下全线路的振动时域数据，其对应的色谱图如图8所示，图8中MC1_2、MC1_4分别指代被测磁浮第1节车厢第2和第4台冷却风机。由图8可知，整个线路的运行过程中，外转子风机振动加速度量级和频谱特性皆较为平稳，不存在明显的改变，即不存在由于线路工况突变产生的振动剧烈放大进而导致风机振动故障的可能。

图7 外转子风机线路运行振动时域数据

图8 外转子风机线路运行振动加速度色谱图

图9为两个有代表性的磁浮辅助变流器风机在线路运行和停车运行情况下定子处振动加速度的对比。由图9可知，外转子风机在线路运行和停车运行两种工况下振动加速度频谱曲线基本重叠，其振动响应特性基本一致，结合上文的分析可知，车辆线路运行工况变化及线路激励对外转子风机的振动响应影响较小，因此其振动响应基本由其本身的电磁力波激励所致。

图9 外转子风线路运行和停车运行频谱特性对比

不难发现，外转子风机振动加速度的主要成分为0～800 Hz的中、低频振动，其在200 Hz左右存在较为密集且幅值较大的峰值(0.75 m/s2)，其峰值频率正好对应于外转子电机的第4阶电磁力波(194 Hz)与第4阶电流谐波(200 Hz)的激励频率。

通过上文的分析可知，在装车情况下外转子风机可等效为一个弹性安装的双质量振子系统。为了分析该系统模态特性与激励以及振动响应之间的耦合关系。图10给出了外转子风机装车状态定子锤击试验频响曲线。由图10可知，两风机在204 Hz处均存在一个轴向振动模态，其频响函数峰值高达17 m/s2/N。结合上文的分析可推测外转子第4阶电磁力波以及第4阶电流谐波电磁激励(来自变压器)与其轴向振动模态存在极大的耦合共振的风险。

图10 外转子风机装车状态定子轴向锤击试验频响曲线

3 外转子风机故障机理分析

对于外转子风机，致使其内部碟形弹簧等部件过度磨损的主要原因为风机转子与定子的相对滑移，其相对位移振幅越大将使部件磨损越严重，而又由于车辆线路运行工况变化及线路激励对外转子风机的振动响应影响较小，因此该外转子风机在弹性安装情况下轴向振动模态与第4阶电磁力波及电流谐波电磁激励耦合共振为风机产生故障的主要原因。

为了验证耦合共振的可能性，准确定位故障机理，对台架安装情况下的风机外转子轴承进行变频提速试验，风机定子振动加速度随转速的变化曲线如图11所示。由图11可知，随着转速的增加，风机定子会出现数个振动峰值，这主要是由于风机振子系统轴向模态与风机电磁力波耦合共振，造成风机振动剧烈放大。

图11 外转子风机变频试验轴向加速度随转速的变化曲线

图12、图13和图14分别为外转子风机定子振动加速度色谱图、加速度阶次曲线及台架安装情况下的锤击试验频响曲线。由图12可知，与装车情况一致，台架安装情况下，风机振动量级最大的阶次为第4阶和第4.5阶，对应频率激励为外转子电机电磁力波的第4阶和第4.5阶分量。对比图13与图14可知，电机第4阶和第4.5阶电磁力波与电机双质量振系统164 Hz与184 Hz(转子轴向振动为主模态)轴向振动模态在相应转速工况发生耦合共振，其中外转子风机装车情况204 Hz处的定转子的振型与台架安装情况下184 Hz的情况完全一致。由于台架安装运行与装车运行，电机的控制方式存在一定差异性，并不存在对应于4倍电流谐波的电磁激励，但两者激励方式相同，皆位于204 Hz风机轴向振动模态的共振区间。综上，结合风机的现场故障痕迹及结构特性，可判定外装子风机装车运行情况下轴承的故障机理为，风机转子轴向振动模态与电机第4阶电磁力波及第4阶电流谐波电磁激励的耦合共振，导致外转子风机转子与定子轴承内圈间产生剧烈的轴向相对振动，从而引起转子轴与轴承内圈及碟形弹簧间、碟形弹簧与轴承端面间、碟形弹簧与卡环间产生轴向和圆周方向的相对滑移，继而引发各部件过度磨损松动，最终导致风机出现异音、卡阻等机械故障表现。

图13 外转子台架变频试验振动加速度阶次曲线

图14 外转子风机台架安装锤击试验频谱曲线

4 外转子风机故障复现方法研究

对于本文所研究的外转子风机，由于其振动特性与变流器柜体风机安装支座的弹性及模态特性有关，采用GB/T 21563—2018《轨道交通机车车辆设备冲击和振动试验》标准载荷谱及实测载荷谱归纳方法的进行长寿命随机振动试验，无法使外转子风机准确在致使其故障的特定振动形态下运转，因此往往无法复现风机的故障。在此，笔者结合对风机故障机理的分析，制定了对该外转子风机的故障复现方法，并基于该方法成功复现了该外转子风机快速磨损的故障，具体流程如图15所示。由故障复现流程图，该外转子风机故障复现方法可描述为如下：

图15 故障复现试验方法

步骤1车辆线路运行风机振动特性试验，获取风机在车辆线路运行工况的振动响应量级及频谱特性，识别在车辆线路运行工况风机振动过大或异常的情况。

步骤2故障风机装车频响及模态特性试验，获取风机在装车情况下轴向振动的模态特性，与线路运行工况的振动特性进行比较分析，初步定位风机故障的原因。

步骤3试验台架安装扫频运行及模态特性试验，确定在台架安装情况下，外转子风机的共振转速、频率、响应特性及模态特性，与线路运行工况的振动特性及装车模态特性进行比较，用于定位风机故障的原因。

步骤4风机振动故障机理分析，根据步骤2和步骤3的分析，定位出风机故障的原因，确定风机在台架安装情况下的故障频率及振型。

步骤5振动台扫频激励风机振动特性分析，与步骤4结合，定位并复现风机的故障振动形态，用于确定风机故障复现试验的加载方式。

步骤6振动台故障复现载荷谱制定，根据步骤1按采用IEC 61373—1999《铁道车辆设备冲击和振动试验》中规定的振动增幅方式确定输入的功率谱密度幅值，根据步骤5确定风机故障振动频率，制定用于风机故障复现的窄带随机谱。

本文制定的振动故障复现方法主要是针对基于采用IEC 61373—1999《铁道车辆设备冲击和振动试验》标准载荷谱及实测载荷谱的补充，确定振动实验台设定频谱以便完成复现试验。对于本文的研究对象，随机窄带的下限频率为176 Hz，上限频率为192 Hz，振动台表面垂向振动加速度为1g。对风机进行了5 h的振动故障复现试验，成功复现风机过度磨损故障，其中试验现场及试验后拆解风机轴承及碟形弹簧的故障照片如图16所示，通过对比图1可见，被试风机同样出现明显的掉粉及碟形弹簧磨损现象，两者故障表现形式完全一致。

图16 外转子风机振动台故障复现试验

5 弹性双质量振子系统振动特性及关键参数分析

为了研究外转子风机关键参数对系统轴向振动特性的影响，寻求减小风机定子与转子间相对振动的参数优化设计方法，本章采用上文所建立的双质量振子系统解析模型对风机进行关键参数影响规律分析。

图17为碟形弹簧、前后轴承的轴向总刚度k1对风机安装梁的位移振幅v和定、转子间的相对位移振幅du的影响规律。由图17可知，k1越大，系统各阶共振峰往高频移动，其亚共振区的位移减小而过共振区的位移响应增大，当电机主要电磁力波频率小于峰值频率时，增大k1对减小定转子间相对振动及减小风机传递给基础的激励最为有利，当主要电磁力波频率大于峰值频率时减小k1可有效减小v和du。值得注意的是，在风机主要阶次电磁力波频率区间(0～400 Hz)内，k1越大，梁位移频响曲线各共振峰的亚共振区和过共振区幅值变小，定、转子相对振动位移频响曲线共振峰峰值越小，其亚共振区幅值越小，而过共振区幅值稍有增大，总体而言，取尽量大的碟形弹簧刚度有利于减小外转子风机在启停过程中，定、转子间的相对振动以及其对弹性安装基础的激励。

图17 k1对外转子风机双质量振子系统振动特性的影响

图18为不同定子支撑结构刚度k2下，风机安装梁的位移振幅v和定、转子间的相对位移振幅du的频响曲线。由图18(a)可知，总体而言，增大k2，系统各阶共振峰往高频移动，共振峰峰值变大，其亚共振区的位移响应减小，而过共振区的位移响应增大，相对而言，系统过共振区位移频响小于亚共振区的位移频响幅值，因此在进行减振设计时，对于特定转速的外转子风机，使其主要阶次力波落在各共振峰的过共振区有利于风机的减小传递给基础的激励，考虑到风机支撑结构本身的强度要求，可考虑使用加装隔振器的方式实现。由图18(b)可知，k2对定转子间相对位移的反共振点存在较大影响，增大k2，du位移频响反共振点往高频移动，反共振势阱越深，使风机主要电磁力波激励尽量落在反共振势阱内可极大减小定、转子间的相对振动提高外转子风机的振动可靠性，其最有力的控制方式为通过风机支撑结构与安装梁之间增加隔振器进行优化设计。

图18 k2对外转子风机双质量振子系统振动特性的影响

图19为不同碟形弹簧、前后轴承的轴向等效阻尼c1下，风机安装梁的位移振幅v和定、转子间的相对位移振幅du的频响曲线。由图可知，c1对梁的位移振幅和定、转子间的位移振幅存在较大的影响，当c1较小时(01 000)，c1对定、转子间的固结和黏着效应变得非常明显，此时增大c1，系统全频段的位移频响曲线皆迅速减小。

图19 c1对外转子风机双质量振子系统振动特性的影响

图20为不同定子支撑结构阻尼c2下，风机安装梁的位移振幅v和定、转子间的相对位移振幅du的频响曲线。由图可知，与c1相似，c2对系统位移频响曲线的共振峰抑制效为明显，c2越大，c1和du的位移频响共振峰峰值越小；但c2的增大会减小du反共振势阱深深度，对定、转子间的相对振动的减振设计不利，因此在进行设计时要根据激励和系统的振动响应特性进行权衡。

图20 c2对外转子风机双质量振子系统振动特性的影响

图21为不同安装梁弹性下，风机安装梁本身的位移振幅v和定、转子间的相对位移振幅du的频响曲线。由图21(a)可知，总体而言，在梁的一阶模态亚共振区，梁弹性越大，其位移频响幅值越大；在梁一阶模态与定、转子同向振动模态频率区间，梁弹性越大，其位移频响幅值越小；在定、转子同向振动模态与定、转子反向振动频率区间，梁弹性越大，其位移频响幅值越大。由图21(b)可知，梁弹性对du反共振势阱的频段区间的影响较大，总体而言，梁弹性越大，反共振势阱的频率区间越往高频移动，在进行结构设计时，可通过合理设计安装梁的弹性，使风机的主要阶次电磁力波落在反共振势阱中。

图21 支座弹性对外转子风机双质量振子系统振动特性的影响

6 结 论

本文针对国内第一条低速磁浮辅助变流器外转子风机短期故障失效问题，进行了一系列现场及实验室测试，同时建立了风机动力学模型，并以提高该类风机运行可靠性为目的进行了相关参数分析。完成和得到了以下工作及结论：

(1)结合风机路谱测试、装车垂向锤击试验、实验室风机变频运行测试及垂向锤击试验，确定了风机故障的主要原因是风机第4阶电磁力波及电流谐波电磁激励激发其转子轴向振动模态，造成转子轴向振动过大，进而导致转子轴与轴承内圈、碟形弹簧间、碟形弹簧与轴承端面间、碟形弹簧与卡环间的圆周方向滑移磨损。

(2)提出了一套针对外转子风机的故障复现方法，并基于该方法成功复现了该外转子风机同类快速磨损故障，验证了对其失效机理的分析，完善了对同类外转子风机同类早期故障的相关经验认识。

(3)提出了一种用于计算和预测外转子风机在安装条件下轴向振动特性的双质量振子系统模型，并推导了模型的解析解。

(4)通过对风机动力学模型的参数分析可知，在进行整个系统结构设计时，可通过优化风机与安装结构间的连接刚度和安装结构本身刚度，使风机主要激振力波落在定、转子间的相对位移振幅的反共振势阱，同时取适当的风机与安装结构间及其自身定、转子间的阻尼和刚度，可有效减小定转子间的相对振动及风机传递给安装基础的激励，提高风机运行可靠性和车辆的乘坐舒适性。