國產HXD2型電力機車平均管中繼閥仿真分析

馮榮耀， 王俊勇

(西南交通大學 機械工程學院， 四川成都 610031)

?

國產HXD2型電力機車平均管中繼閥仿真分析

馮榮耀， 王俊勇

(西南交通大學 機械工程學院， 四川成都 610031)

平均管中繼閥是內重聯機車制動系統中的重要組成部件。介紹的是使用在國產HXD2型電力機車法維萊制動機上的平均管中繼閥，對其結構、工作原理做了詳細說明。運用AMEsim軟件對其進行建模，模擬制動機運行環境建立仿真系統。最后對影響中繼閥的幾個關鍵參數進行了分析，得到最優取值。

國產HXD2； 制動系統； 平均管中繼閥； AMEsim； 仿真分析

國產HXD2其制動系統傳承了進口HXD2、HXD2B等電力機車制動性能好可靠性高的優點。本文研究的平均管中繼閥是機車制動系統中的重要部件，國產HXD2電力機車由兩節機車重聯在一起組成，正常運行時一節主控一節從控，主控機車通過平均管中繼閥來調節平均管壓力進而控制從控機車。平均管中繼閥根據主控機車提供的先導壓力向平均管輸出等壓大流量壓縮氣體，通過平均管來為從控機車轉向架中繼閥提供預控壓力使從控機車施加制動。同時平均管中繼閥也可以根據先導壓力的減小排掉平均管壓力，以達到緩解從控機車的目的。

1 中繼閥結構及其工作原理分析

(1)氣路原理分析

平均管中繼閥氣路原理圖如圖1所示，機車主控與從控的轉換由平均管轉換塞門位置決定，主控時平均管電磁閥得電平均管由本節機車的平均管中繼閥控制，從控時平均管電磁閥失電本節機車的轉向架中繼閥接收來自平均管的先導壓力，這也是國產HXD2電力機車正常模式與備用模式之間轉換的過程。平均管中繼閥有兩個先導壓力來源，一個由自動制動閥(簡稱：大閘)控制氣路提供，一個由單獨制動閥(簡稱：小閘)控制氣路提供，先導壓力的選擇由雙向閥決定，從而保證了二者中氣壓較大的作為先導壓力。平均管單緩電磁閥則是用于主控機車操作單緩時也可以將平均管排空，保證主從控機車都能達到單獨緩解的效果。新八軸機車擁有兩種運行模式：500 kPa模式和600 kPa模式。根據設置模式不同，控制策略也有所不同。表1是不同大閘制動指令所對應的制動缸壓力。表2是不同小閘制動指令所對應的制動缸壓力。

從控機車的轉向架中繼閥的先導壓力由平均管提供，因此平均管中繼閥的功能特性應該與表1、表2相符合。

圖1 中繼閥氣路原理圖

運轉位初制位制動區全制位緊急位制動缸壓力/kPa0120120～420420450

表2 制動缸壓力隨小閘制動位置的變化情況

(2)中繼閥結構原理分析

圖2是中繼閥結構圖，為了便于分析和建模繪制中繼閥工作原理圖如圖3。

中繼閥為單先導等值流量放大閥。主要由充氣閥、排氣閥桿、復位彈簧、節流孔、橡膠膜板、先導腔室、作用腔室、輸出腔室、供氣腔室等組成。

先導腔室與先導壓力相連，輸出腔室與平均管相連，供氣腔室與總風相連，排氣閥桿中心孔與大氣相連。初始狀態時先導壓力為零，復位彈簧初始作用力使得供氣閥口緊閉，輸出室壓力為零，此時為緩解狀態。當先導壓力由零逐漸增大，膜板產生向上的作用力大于復位彈簧初始作用力時，充氣閥供氣閥口開始打開，供氣腔室與輸出腔室連通,平均管開始充氣，這樣就達到了先導壓力變化控制輸出變化的目的。當作用腔室和先導腔室的壓力相等時，充氣閥在復位彈簧作用力下關閉充氣閥口，中繼閥進入保壓狀態。當平均管或者從控節機車制動缸存在泄漏導致平均管壓力降低時，膜板不再保持平衡狀態，膜板先導腔室向上作用力大于作用腔室向下作用力與復位彈簧向下作用力之和，充氣閥口打開從而給平均管充氣直到再次達到平衡狀態閥口關閉。制動后需要緩解時，先導壓力會隨著制動控制器發出的緩解指令而減小，此時作用腔室壓力大于先導壓力，排氣閥桿向下移動，排氣閥口打開，平均管氣體經由輸出腔室、排氣閥桿中心孔排出大氣，此時作用腔室壓力也隨著輸出腔室壓力降低，當作用腔室壓力降低到與先導壓力相等時，排氣閥桿回升關閉排氣閥口，中繼閥進入保壓狀態。綜上所述，平均管中繼閥是通過先導壓力的變化來影響膜板平衡，進而通過打開或者關閉充、排氣閥口來控制輸出壓力，以達到等值流量放大的功能。

圖2 中繼閥結構圖

圖3 中繼閥工作原理圖

2 基于AMEsim的中繼閥仿真模型的建立

(1)中繼閥AMEsim模型結構分析

中繼閥可分為3個部分，分別為進氣部、排氣部、控制部。進氣部與排氣部閥口可視為兩個截止閥，其最大開度由充氣閥芯和排氣閥桿的行程決定。膜板可以視為雙作用式氣缸，其行程與排氣閥桿的行程一致，因此進氣閥口和排氣閥口的開度可以通過分別限定充氣閥芯和排氣閥桿質量塊的行程來設置。進氣閥口和排氣閥口存在聯鎖關系：進氣閥口打開時排氣閥口關閉，排氣閥口打開時進氣閥口關閉，在AMEsim建模中可以使用間隙彈簧來實現該功能。

建模過程中還有一個難點，膜板在進、排氣閥口打開時都會呈現錐形的體積變化，然而AMEsim仿真軟件本身的仿真模塊并不能計算錐形體積變化，仿真時忽略膜板運動引起的錐形體積變化勢必使得仿真數據與實際情況存在偏差。采用等效體積法對呈錐形變化的體積進行等效處理，得出等效面積可以滿足仿真需要，如圖4所示。

圖4 橡膠膜板錐形體積變化示意圖

隨著排氣閥桿的位移x變化,先導腔體積V的變化量可表示為：

(1)

根據圖4，結合公式(1)可以推導出如下面積計算公式：即

(2)

假設等效直徑為De，則有

(3)

由公式(2)(3)計算得出

(4)

將等效直徑De作為AMEsim中膜板仿真模型的輸入參數，可有效解決錐形體積瞬時截面積連續變化導致物理模型與實際情況有偏差的問題。

(2)中繼閥的AMEsim模型及其仿真系統

圖5為中繼閥的AMEsim模型，由等效進氣回路、等效排氣回路、控制回路3部分組成。充氣閥口的最大開度由充氣閥芯質量塊的位移來限定，排氣閥口的最大開度由排氣閥桿質量塊的位移來限定。初始狀態排氣閥口的開口量由閥口的初始重疊量來設置。為了方便建立仿真系統氣源采用理想恒壓氣源，用等效容積室表示平均管容積。

圖5 中繼閥仿真模型

3 中繼閥模型動態仿真

本節主要對中繼閥的充排氣功能及其動態特性進行仿真分析，同時對部分主要參數變化引起的閥體性能變化進行研究。

3.1 模型參數設置(見表3)

3.2 閥體輸入輸出關系特性分析

模擬閥體輸入輸出特性，將閥體輸出的仿真數據跟理論數據對比，可以看出仿真跟理論數據差異較小，仿真結果比較理想,所建模型有效。數據對比如表4所示。

表3 中繼閥仿真模型參數設置

表4 中繼閥仿真模型輸入輸出特性數據對比 kPa

3.3 中繼閥流量特性分析

平均管中繼閥作為等壓流量放大閥直接作用于平均管，它的充排氣流量特性對機車從控節的制動響應有決定性的影響。按照中繼閥試驗要求模擬先導壓力為500 kPa時中繼閥的流量特性。圖6是中繼閥充氣流量特性曲線,圖7是中繼閥充氣時平均管等效容積壓力變化，圖8是中繼閥排氣流量特性曲線。圖9是中繼閥排氣時平均管等效容積壓力變化。

圖6 中繼閥充氣流量特性曲線

圖7 中繼閥充氣時平均管等效容積壓力變化

圖8 中繼閥排氣流量特性曲線

圖9 中繼閥排氣時平均管等效容積壓力變化

如圖6，中繼閥在充氣過程開始階段閥口開度最大，當閥口打開后0.12 s的時間流量值最大為146.785 g/s，在1 s左右閥口開度減小，充氣閥口流量開始急劇降低，在2 s時平均管壓力接近目標值，充氣閥口開度進一步減小流量減小，閥體進入平衡前的調整階段，之后流量漸近于零。圖7中平均管等效容積的壓力由0上升至475 kPa(500 kPa目標壓力的95%)所用時間約為1.44 s，該值小于試驗標準允許的最大時間1.5 s。如圖8，中繼閥在排氣階段的初始階段(仿真系統設定的排氣初始時間是5.02 s)排氣閥口開度最大，流量峰值達到109.677 g/s,之后隨著模板的受力狀態改變，排氣閥口開度逐漸減小，流量也逐漸減小。圖9中平均管等效容積壓力由500 kPa下降至40 kPa所用時間為2.72 s，該值小于試驗標準允許的最大時間3.6 s。由上述分析數據可知，該中繼閥模型完全符合中繼閥的充排氣流量特性的試驗要求。

4 中繼閥關鍵參數的設置討論

制動缸充排氣過程包括響應時間、壓力逐漸上升、壓力穩定、壓力降低4個階段。制動缸氣壓變化直接影響列車制動距離和行走情況，平均管的響應速度取決于平均管中繼閥的充排氣流量特性。而在平均管中繼閥眾多參數中充、排氣閥口開度和輸出腔室與作用腔室溝通節流孔徑以及復位彈簧預緊力對中繼閥的充排氣流量特性起決定性影響，因此研究這些參數對中繼閥性能的影響具有十分重要的意義。

(1)中繼閥的充氣、排氣特性與閥口開度的關系

中繼閥的充氣閥口的開度直接決定充氣流量特性。為了尋找閥口開度的最優參數設置，分別取充氣閥口開度值為：1，1.2，1.5，1.8，2 mm，將模型進行批處理運行仿真，繪制平均管等效容積壓力變化曲線如圖10。當充氣閥開度小于1.8 mm時，平均管充氣速度隨開度變大而加快,充氣閥口開度取1.8，2 mm時兩條曲線幾乎重合，可見當閥口開度取值大于1.8時平均管中繼閥的充流量氣特性變化較小，因此該參數2.5 mm的設計值能夠充分滿足中繼閥的充氣要求。

圖10 充氣閥口開度特性參數變化對充氣速率的影響曲線

中繼閥的排氣流量特性也直接決定于排氣閥口的開度。同樣道理，分別取排氣閥口開度為：1.5，2，2.5，3，3.5 mm，將模型進行批處理運行，并且繪制平均管等效容積的壓力變化曲線如圖11，由圖可知，當排氣閥口開度小于3 mm時，平均管的排氣速率隨著閥口開度的增大而加快，當排氣閥口開度大于3 mm時平均管的排氣速率基本不變。因此本仿真模型中設置的排氣閥口開度為3 mm能夠比較理想的滿足中繼閥的排氣要求。

圖11 排氣閥口開度特性參數變化對排氣速率的影響曲線

(2)節流孔徑變化對中繼閥性能的影響。

輸出腔室與作用腔室之間的節點上設置一定的約束條件，節流孔徑直接影響輸出腔室壓力的穩定性，進而能夠影響整個系統充、排氣性能。本節將討論節流孔徑變化對整個閥體性能的影響。分別取節流孔徑為0.5，1，1.2，1.5，2 mm 5種情況，仿真平均管壓力由零上升到300 kPa之后再上升到450 kPa的充氣過程以及由450 kPa下降到300 kPa再降到零的排氣過程。

圖12 在充氣過程中節流孔徑特性參數變化對平均管壓力的影響曲線

圖13 在排氣過程中節流孔徑特性參數變化對平均管壓力的影響曲線

由圖12和圖13可知，節流孔徑取值1，1.2，1.5，2 mm時平均管的充氣、排氣過程趨勢基本一致。隨著節流孔徑增大，平均管氣壓到達額定壓力值所需時間增長。節流孔徑為0.5 mm時由于節流孔徑過小，作用腔室達到額定壓力時間過長，充、排氣過程與其他情況有較大差異，充氣過程中作用腔室壓力達到額定壓力時輸出腔室和平均管壓力已經高于額定值即過充，因此在充氣閥口關閉后作用腔室壓力會繼續升高，當作用腔室壓力高于先導腔室壓力時排氣閥口被打開進行排氣，之后又出現過排，如此反復整個閥體才能最終達到平衡狀態，因此達到平衡的時間必然加長。同理排氣過程中，在平均管壓力已經達到額定壓力時，作用腔室壓力還高于額定壓力因而繼續排氣，從而出現過排現象，同時由于過排的存在，之后必然會有充氣過程，如此反復達到平衡狀態的時間也會加長。總之節流孔徑取值過小會產生過充、過排的現象，閥體達到平衡狀態時間過長,降低系統響應速度。

節流孔徑越小平均管等效容積達到額定壓力所需時間越短，但節流孔徑過小反而不利于迅速達到平衡狀態。要找到一個合理的節流孔徑值還需要對充氣閥芯和排氣閥桿的位移情況進行分析。圖14是充氣過程中節流孔徑特性參數變化對充氣閥芯的位移的影響曲線，圖15是排氣過程中節流孔徑特性參數變化對充氣閥芯位移的影響曲線，圖16是排氣過程中節流孔徑特性參數變化對排氣閥桿位移的影響曲線。

圖14中充氣閥芯在3 s和7 s附近的非正常移動也再次說明了孔徑取0.5 mm引起的過充現象。圖15中在6.5～7.2 s充氣閥芯的異常位移以及圖16中6.5～7.2 s排氣閥桿異常位移也證明了排氣過程中的過排現象。由此可見在充氣和排氣過程中平均管的氣壓變化與閥芯位移及排氣閥桿的位移變化情況高度吻合。

由圖14、圖16可知在充氣與排氣初始階段，節流孔徑取0.5，1 mm時，閥芯和排氣閥桿位移都達到最大限定值(充氣閥芯位移允許最大值為2.5 mm，排氣閥桿位移允許最大值為3 mm)。而在同一階段，節流孔徑取值1.2，1.5，2 mm時閥芯以及閥桿的位移隨著節流孔徑的增大而減小。相比而言在運動過程中閥芯和排氣閥桿的位移越小對整個閥體的使用情況越有利。

圖14 充氣過程中節流孔徑特性參數變化對充氣閥芯位移影響曲線

圖15 排氣過程中節流孔徑特性參數變化對充氣閥芯位移的影響曲線

圖16 排氣過程中節流孔徑特性參數變化對排氣閥桿位移的影響曲線

綜上所述，節流孔徑越小平均管達到額定壓力的時間越短，但節流孔徑過小會產生過沖、過排的現象不利于先導壓力對平均管壓力的控制，因此節流孔徑值建議取1.5 mm，此時無過充、過排現象，充氣閥芯和排氣閥桿位移較小，能夠迅速達到平衡狀態，有利于延長閥體使用壽命。

(3)復位彈簧預緊力大小對中繼閥性能的影響

復位彈簧預緊力在中繼閥設計中也是一個重要的參數，這里我們探討彈簧預緊力大小對平均管中繼閥性能影響。分別取彈簧預緊力為5，15，25，35，45 N的5種情況，模擬平均管充氣到450 kPa再排氣到0的過程。

如圖17所示，5種情況的充、排氣趨勢沒有明顯差異，但是從局部放大圖中可以看出隨著彈簧預緊力增大，平均管所能達到的額定氣壓減小。當彈簧預緊力取值35，45 N時平均管壓力分別為444 kPa和442 kPa，與先導壓力450 kPa壓差大于5 kPa，不符合運用要求。為了減小平均管穩定壓力相比先導壓力的誤差，彈簧預緊力不易取得過大，但考慮到閥體運用環境預緊力也不能過小。結合仿真與實際運用情況，彈簧預緊力取20 N左右，能夠很好的滿足運用要求。

圖17 不同彈簧預緊力對平均管中繼閥性能影響

5 結束語

介紹了國產新型HXD2電力機車用平均管中繼閥的結構、原理，在此基礎上采用AMEsim軟件，根據閥體結構和設計尺寸對閥體進行了較為準確的建模，并且根據實際運用環境建立了仿真系統，最后對中繼閥充氣、排氣過程進行仿真分析。結果表明中繼閥性能與充氣閥口開度、排氣閥口開度、作用腔室與輸出腔室間節流孔徑、彈簧預緊力等參數有密切關系，最后通過批處理運行仿真對比分析得出了各參數的理想取值。

[1] 向 忠. 氣動高速開關閥關鍵技術研究[D].杭州:浙江大學,2010.

[2] 伍智敏,任利惠. 地鐵列車制動系統的中繼閥性能仿真[J]. 城市軌道交通研究,2011，(9):52-57.

[3] 付永領, 祁曉野. LMS imagine.LabAMEsim系統建模和仿真參考手冊[M].北京:北京航空航天出版社,2011.

[4] 趙 飛. 基于AMEsim的氣動系統建模與仿真技術研究[D].北京:燕山大學,2010.

[5] 劉金朝, 王成國, 馬大煒, 等.長大列車空氣管系充氣特性數值仿真研究[J].中國鐵道科學,2004.25(1)：13-19.

[6] 楊 璨, 倪文波, 蔣冬清，等．基于 AMESim 的 120 緊急閥的建模及仿真分析[J]．鐵道機車車輛，2009，29(6):37-39．

Simulation Analysis For EQ Relay Valve of Homemade HXD2 Locomotive

FENGRongyao，WANGJunyong

(School of Mechanical Engineering, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031 Sichuan, China)

EQ relay valve is an important component in locomotive. This paper introduces EQ relay valve used in FAIVELEY brake system of homemade HXD2 ocomotive. It mainly illustrates the working principle of the EQ relay valve, builds EQ relay valve's AMEsim model and simulates brake condition in AMEsim system, after that analyzes the effects of key parameters in EQ relay valve in detail，and finally finds the best recommended values of the key parameters.

homemade HXD2 locomotive; braking system; EQ relay valve; AMEsim; simulation analysis.

1008-7842 (2015) 03-0025-06

??)男，碩士研究生(

2014-11-04)

U266.2

A

10.3969/j.issn.1008-7842.2015.03.06