轴流散热风机共振失效分析与优化设计

2021-05-14刘永江彭宣霖唐雄辉齐紫梅

工程设计学报 2021年2期

刘永江，彭宣霖，唐雄辉，李华，齐紫梅

（中车株洲电力机车研究所有限公司，湖南株洲412000）

在大型机电系统中，保证散热风机的正常稳定运行非常重要，其直接关系到设备的可靠性与安全性。大量研究表明，由振动引发的风机故障所占比重最大［1］，其中结构共振造成的危害尤为严重，它能显著增大振动幅值，从而加速结构疲劳损坏。随着设计水平的不断提高，设计人员已尽可能地在设计前端避免风机结构共振，但是风机的转子、叶片、安装结构及支撑系统的共振问题仍广泛存在于实际工程应用中。例如：某核电厂柴油发电机的冷却风机因支撑刚度过小而导致风机振动超标［2］；某电厂的引风机因附近设备基础振动而产生共振［3］；某火电站离心引风机因固有频率与叶片通过频率相近而耦合共振，从而导致飞车事故［4］。

结构共振问题的解决原理其实十分简单：一是错开外部激励频率与结构固有频率；二是降低外部激励的能量［5‐8］。在工程实践中，通常采用改变结构固有频率和增加减振、隔振措施的手段来解决结构共振问题［9‐11］。刘显贵等［12］在模态分析的基础上，提出了一种基于均匀设计的内燃叉车转向系统结构减振优化方法，在该系统结构成本不变的前提下，提高了结构刚度且避免了转向系统共振；姚艳春等［13］通过振动测试与模态分析，研究了玉米收获机车架的壁厚和刚度与其固有频率的关系，并以提高第1阶扭转频率为目标优化了车架结构，显著改善了车架振型；黄茂松等［14］通过简化方法和频域有限元方法对不同地基条件下某海上风机的共振特性进行了计算和对比，并研究了基础阻抗对风机共振特性的影响；张元禄等［15］采用数值方法对离心风机的振动响应进行分析，研究了叶片数和前盘厚度对离心风机振动特性的影响，结果表明，选择最佳的叶片数和前盘厚度可实现较好的减振效果。然而，上述研究大多采用测试或数值分析方法得到结构的固有频率，并通过增大结构的刚度和阻尼等方式来提高结构的固有频率以达到避免共振的目的，所得优化方案均是基于设计阶段的理论或仿真结果得到的，且并未给出优化方案中特征参数的设计过程及试验验证结果，不适用于解决后端现场问题。

基于此，笔者针对某磁悬浮列车辅助变流器的轴流散热风机，通过试验与仿真相结合的手段深入分析其失效机理，并针对其局部安装结构刚度不足的问题设计改造方案。同时，以避免共振、降低振动烈度和改造成本最低为优化目标，通过构造的代理模型和智能算法得到最优改造方案，并通过试验来验证改造方案改善风机振动性能的可行性，旨在为解决轴流散热风机局部共振问题提供参考。

1 轴流散热风机失效原因剖析

某磁悬浮列车辅助变流器的轴流散热风机布置在其柜体底部，如图1（a）所示。该风机在运行1年后出现了批量性故障，起初是产生异响，之后出现了轴承卡阻、转动不流畅的现象，严重时甚至出现叶片撕裂、弯折现象，如图1（b）所示。

图1 某磁悬浮列车辅助变流器的轴流散热风机Fig.1 Axial cooling fan of auxiliary converter in a maglev train

1.1 现场振动测试

图1所示的轴流散热风机（其形式为外转子风机，配套电机为三相异步电机）的关键性能参数如表1所示，在现场运行条件下其转速有所下降，对应转频fr下降为38.5 Hz。转速下降的主要原因是轴流散热风机的额定频率为60 Hz，而该磁悬浮列车辅助变流器的供电频率为49～51 Hz（在前期的三综合试验中，该风机在供电频率为50 Hz的条件下通过了长寿命振动试验）。对该轴流散热风机进行现场振动测试，测点位于风机轴承端盖与柜体底板处，如图1（a）所示，其路谱振动测试与库内锤击测试结果如图2所示，其中FM1表示图1（a）中左侧的风机，FM2表示右侧的风机。由图2（a）所示的振动频谱可知，该轴流散热风机的主要特征频率为转频及其倍频（二倍频、四倍频和六倍频）以及叶片通过频率fp。此外，库内锤击测试结果表明，该轴流散热风机的固有频率在77，166，230和421 Hz附近，前三者分别与其转频的二倍频、四倍频和六倍频相吻合。由此可以推断，该轴流散热风机转速下降导致其自身旋转产生的振动激励与结构模态耦合，从而引发了共振。

图2 轴流散热风机现场振动测试结果Fig.2 Field vibration test results of axial cooling fan

表1 轴流散热风机及配套电机的关键性能参数Table 1 Key performance parameters of axial cooling fan and matching motor

1.2 模态仿真分析

以轴流散热风机及其安装结构为研究对象，截取风机安装腔体（含风机、安装网以及辅助变流器柜体底板）的局部结构，建立对应的有限元模型并进行模态仿真分析。每个轴流散热风机通过4组螺栓安装在辅助变流器柜体底板上，对柜体底板的4个折弯面施加固定约束；划分网格尺寸为0.002 mm，网格划分后有限元模型的单元数为365 253个。通过仿真分析得到轴流散热风机的前3阶模态，如图3所示。由图3可知，对于该轴流散热风机，其第1阶模态的固有频率为80.4 Hz，振型为安装网与风机整体轴向振摆；第2阶模态的固有频率为164.2 Hz，振型为以1对安装网斜向筋为轴的水平扭转；第3阶模态的固有频率为228.5～238.6 Hz，振型为风机各叶片翘曲变形。模态仿真分析结果与库内锤击测试结果基本吻合，误差在5%以内，其中第1，2阶模态振型均为风机与安装网整体轴向振摆和水平扭转。前2阶模态被激发后，轴流散热风机的振幅增大，从而加速轴承的损坏；第3阶模态被激发后，其叶片的疲劳寿命受到影响。

图3 轴流散热风机模态仿真分析结果Fig.3 Modal simulation analysis results of axial cooling fan

2 轴流散热风机安装网结构局部改造

由上文的现场测试结果与模态仿真分析结果可知，被激发的模态振型为轴流散热风机与安装网整体轴向振摆、水平扭转以及风机叶片翘曲变形。其中，第3阶模态由叶片的材料属性与形状决定，难以通过简单的改造来提高其刚度，而第1，2阶模态的固有频率与轴流散热风机安装网的4条斜向筋的刚度密切相关。因此，改造设计的核心思路是提高安装网斜向筋的刚度，以提高前2阶模态的固有频率，从而达到避免共振的目的。如图4所示，本文的改造方案是增加2块压板并通过螺栓紧固的方式来提高4条斜向筋的刚度。设置原始改造方案中轴流散热风机安装网加强结构的4个特征参数：压板长度l=50 mm、压板宽度d=10 mm、压板厚度h=1 mm以及螺栓数b=2个。

图4 轴流散热风机安装网斜向筋原始改造方案Fig.4 Original retrofit scheme of diagonal reinforcements of installation network of axial cooling fan

为了验证改造效果，对安装网斜向筋加强后的轴流散热风机进行加速度谱响应仿真分析。将柜体底板各测点的路谱振动数据作为输入加载在轴流散热风机安装腔体有限元模型中的柜体底板上，通过分析得到该风机前3阶模态的固有频率以及风机端盖处的振动加速度，如表2所示。由表2可以发现，增加安装网加强结构后，轴流散热风机第3阶模态的固有频率几乎不受影响，但前2阶模态的固有频率明显提高，其振动特性明显改善。

表2 改造前后轴流散热风机前3阶模态的固有频率和振动加速度对比Table 2 Comparison of natural frequencies of the first three modes and vibration acceleration of axi‐al cooling motor before and after retrofit

3 轴流散热风机安装网加强结构特征参数优化

表3所示为不同安装网加强结构特征参数下轴流散热风机的振动性能。由表3可知，轴流散热风机安装网加强结构的特征参数对改造效果的影响十分显著，但难以简单地通过少量仿真实验结果的对比得到各特征参数对改造效果的影响规律。因此，提出了一种基于代理模型的优化设计方法：首先采用代理模型拟合得到安装网加强结构特征参数与轴流散热电机振动性能的映射关系，然后通过智能算法寻找可使风机振动性能最优且改造成本最低的最优特征参数组合。这样可以大大降低有限元仿真分析的运算量，提高优化效率。

表3 不同特征参数下轴流散热风机的振动性能对比Table 3 Comparison of vibration performance of axial cooling fan with different characteristic parameters

3.1 代理模型

本文采用克里金方法［16‐17］构建代理模型，其输入为安装网加强结构的4个特征参数（压板长度、压板宽度、压板厚度以及螺栓数），输出为轴流散热电机的振动加速度、振动速度和叶片最大变形量以及前2阶模态的固有频率这5个振动性能参数。首先，采用拉丁超立方设计［18］来获得训练样本集（共60组数据），这是一种专用于计算机仿真试验的采样方法，可以确保每个参数的投影均匀性；然后，通过克里金模型来拟合输入与输出的映射关系，得到5个输出与各输入的相关系数R2（R2表征模型的全局精度，R2越接近于1表示精度越高），结果如表4所示。

表4 轴流散热风机各振动性能参数代理模型的相关系数Table 4 Correlation coefficient of surrogate model of each vibration performance parameter of axial cooling fan

3.2 目标函数

为得到使轴流散热风机振动性能最优的安装网加强结构特征参数组合，通过构建目标函数来进行筛选。选择表征振动能量大小的振动加速度a、表征振动烈度的振动速度v以及表征叶片受影响程度的叶片最大变形量s来评价轴流散热风机的振动性能，考虑到现场改造的成本与工作量，增加惩罚项H；同时为了避免共振，须保证轴流散热风机前2阶模态的固有频率fi（i=1，2）与其转频倍频的差值在10 Hz。构建的目标函数可表示为：

式中：k为倍数；a0、v0和s0分别为原始改造方案下轴流散热风机的振动加速度、振动速度和叶片最大变形量；wh1、wh2为权重，其值根据各特征参数的重要性进行选取，本文取wh1=0.1，wh2=0.2。

基于上述目标函数，利用智能算法进行寻优，得到轴流散热风机安装网加强结构的最优改造方案为：压板长度l=56 mm、压板宽度d=12.5 mm、压板厚度h=1.5 mm以及螺栓数b=2个。最优改造方案下轴流散热风机的振动性能如表5所示。

表5 最优改造方案下轴流散热风机的振动性能Table 5 Vibration performance of axial cooling fan under optimal retrofit scheme

4 验证试验

为了验证最优改造方案的减振效果，在实验室里进行了轴流散热风机振动性能评估试验与长寿命振动试验。振动性能评估试验是指对同一台轴流散热风机改造前后的振动加速度（端盖处）进行测试和对比；长寿命振动试验是根据《轨道交通机车车辆设备冲击与振动试验》（GB/T 21563—2008），对2台轴流散热风机（1台改造过，另1台未改造）在冲击与振动下的使用寿命进行测试和对比。改造后的轴流散热风机和振动试验台如图5所示。

图5 改造后的轴流散热风机和振动试验台Fig.5 Retrofit axial cooling fan and vibration test bench

4.1 振动性能评估试验

通过变频器将轴流散热风机的转频控制为38.5Hz，以模拟其实际运行工况。同一台轴流散热风机改造前后的振动加速度对比如图6所示。由图6可知，就振动量级而言，改造后轴流散热风机的振动特性明显优于改造前，其主要特征频率为转频倍频与叶片通过频率。结果表明，通过对安装网进行加强改造后，轴流散热风机的整体振动水平下降，且前3阶模态固有频率（77，162和421 Hz）附近的振动得到了有效抑制。

图6 改造前后轴流散热风机的振动加速度对比Fig.6 Comparison of vibration acceleration of axial cooling fan before and after retrofit

4.2 长寿命振动试验

根据《轨道交通机车车辆设备冲击与振动试验》（GB/T 21563—2008），采用幅值增强法，在振动试验台上开展轴流散热风机长寿命振动试验。将实测路谱的ASD（acceleration spectral density，加速度谱密度）乘以加速度比例系数Ca作为振动试验台的输入，加速度比例系数为：

式中：T0为25%正常寿命时间（7 a×300 d×10 h×25%=5 250 h）；Tt为试验时长，Tt=5 h；m为试验材料为金属时的典型选值，m=4。代入数值计算得到加速度比例系数Ca=5.69。

长寿命振动试验完成后发现，2台轴流散热风机均未出现轴承卡阻与叶片损伤的现象。由于轴流散热风机的初期故障表现为异响现象，因此分别对2台轴流散热风机进行噪声测试，结果如图7所示。从图7中可以看出，经过长寿命振动试验之后，未改造的轴流散热风机的噪声频谱在中高频段（5 000～10 000 Hz）出现了明显的幅值抬升现象，而改造过的风机的噪声特性与试验前几乎一致。