客車制動系統總風支路限流技術研究

高 珊， 崔任永， 陳澍軍

(中車唐山機車車輛有限公司， 河北唐山 063000)

當客車耗風設備集中使用時容易引起機車風源供風不足，導致機車總風缸壓力和客車總風缸壓力不斷下降的情況出現，當壓力傳感器檢測到機車總風缸壓力低于700 kPa時，會導致制動系統的誤操作，給客車安全穩定運行帶來重大的隱患。根據客車供風系統的組成[1-3]，該問題有2種解決方案，第1種是改變客車的風源系統，在耗風設備集中使用時也能提供足夠的供風量，需要對系統做大的改進；第2種是在客車總風供風支路上增加縮孔，降低耗風設備的耗風速度來維持正常的機車總風缸壓力，保證客車系統的正常安全運行。第2種方法對系統的改動較小并且能夠及時解決現在系統存在的問題，筆者對第2種方法進行研究來找到合適的縮孔孔徑。

AMEsim軟件有豐富的氣動庫模型，已經廣泛應用到空氣制動系統的仿真研究工作中[4-6]。筆者基于AMEsim軟件建立了客車供風系統和耗風系統的仿真模型，分析了耗風設備集中用風時對系統壓力的影響，通過批量仿真找到各種惡劣工況下合適的縮孔孔徑。通過研究分析客車總風支路加裝縮孔孔徑的大小為2 mm，能夠合理限制客車總風缸供風速率，保證客車用風設備的正常工作。

1 客車供風系統工作原理及耗風系統組成

客車為1臺機車牽引20輛客車，機車風源為主輔兩臺相同的空氣壓縮機。機車風源的控制邏輯為：在壓力下降過程中，當總風管壓力低于750 kPa時，主空壓機啟動；當總風管壓力低于680 kPa時，輔空壓機啟動；在壓力上升過程中，當總風管壓力高于750 kPa時，輔空壓機關閉；當總風管壓力高于900 kPa時，主空壓機關閉。機車風源系統原理圖如圖1所示。

A01-空氣壓縮機；A02-連接軟管；A03-1.1 MPa安全閥；A04-干燥器；A05-微油過濾器；A20-截斷塞門；A07-0.95 MPa安全閥；A11、A15-總風缸；A10-第一風缸隔離塞門；A50-逆流止回閥；A12-排水塞門。圖1 機車風源系統原理圖

客車主要的耗風設備有：真空集便器、氣動塞拉門、空氣彈簧和制動器，儲風設備為各風缸、空氣彈簧附加氣室及管路。客車供風系統原理圖如圖2所示，在總風管向總風缸供風支路設置限流縮孔，限制客車總風缸供風速率，使客車耗風速率更好地適應機車風源的供風能力。各儲風缸、氣室、管路及耗風設備參數如表1和表2所示。

假設客車常用全制動時列車管減壓170 kPa，每輛客車列車管16 dm3。制動缸及其管路壓力按420 kPa計算，制動缸容積為4 dm3，制動缸管路容積為5.4 dm3，每輛客車每次常用全制動耗風量為66.68 dm3。

單個車空氣彈簧和附加氣室容積為412 dm3，空氣彈簧的有效面積為26.4 dm3，空載時的空氣彈簧的壓力為375 kPa，最大載重時的空氣彈簧壓力500 kPa，在全部載重變化(緊急懸掛)時的空氣彈簧行程為6 mm，載重變化引起的耗氣率取3%，每個車每次最大載重變化時的理論每分鐘耗風量為8.74 dm3。每輛車高度閥的數量為4個，每個高度閥的每分鐘耗風量取8 dm3，則由于列車動態關系引起的空氣彈簧每分鐘耗風量為32 dm3。

2 客車供風系統AMEsim模型及仿真分析

根據客車供風系統工作原理及耗風系統的組成，考慮容積效應、流體壓力波傳遞特性及管路阻尼效應，利用AMESim軟件建立客車供風系統和耗風系統的仿真模型如圖3所示，其中包含20個耗風模塊，耗風模塊如圖4所示，對客車耗風量進行精準的模擬；集便器模型如圖5所示，對真空集便器的功能和耗風量進行模擬。

圖2 客車供風系統原理圖

名稱單個容積/dm3單車數量總容積/dm3機車總風缸57521150副風缸2301230空氣彈簧風缸1151115生活風缸1151115總風管16116列車管16116空氣彈簧284112附件氣室754300

表2 耗風設備參數

在客車總風管到總風缸供風支路上設置縮孔，在模型中的位置如圖4所示，通徑分別設置1.6，2.0，2.5，3.0 mm 4種規格，在集便器都正常的工況下進行仿真，觀察兩個機車總風缸的氣壓變化。設置的工況條件如下：集便器耗風正常情況為每次工作消耗140 dm3壓縮空氣，耗風頻次選擇次/4 min，集便器交錯啟動，20輛客車均分成5組，第1組(1～4輛)空運行60 s，第2組120 s，依次遞增60 s，第5組空運行300 s。

圖4 客車耗風模型圖

仿真結果如圖6所示，從圖中可以看出供風縮孔通徑為1.6 mm時，機車總風缸氣壓一直在700 kPa以上，且仿真400 s以后周期性上升，說明縮孔通徑為1.6 mm能夠保證機車總風缸壓力在700 kPa以上；供風縮孔通徑為2 mm時，機車總風缸氣壓一直在700 kPa以上，且仿真400 s以后周期性等幅震蕩，說明縮孔通徑為2 mm也能夠保證機車總風缸壓力在700 kPa以上；供風縮孔通徑為2.5 mm時，仿真1 000 s內2次降到700 kPa以下，說明縮孔通徑為2.5 mm不能夠保證機車總風缸壓力在700 kPa以上；供風縮孔通徑為3 mm時，仿真1 000 s內6次降到700 kPa以下，說明縮孔通徑為3 mm不能夠保證機車總風缸壓力在700 kPa以上。兼顧總風缸的氣壓與供風支路的空氣供應，供風縮孔通徑選擇2 mm較為合適。

圖5 真空集便器模型圖

供風縮孔通徑設置為2 mm時，首車和尾車的生活風缸氣壓變化如圖7所示，生活風缸直接給集便器供風，其氣壓的變化直接影響集便器的使用性能。從圖7中可以看出，首車生活風缸氣壓最低約為430 kPa，尾車生活風缸氣壓最低約為395 kPa，最高氣壓均為600 kPa，表2中集便器正常工作氣壓為300～600 kPa，因此增加2 mm的縮孔后，生活風缸氣壓能夠滿足集便器正常工作的要求，對集便器的使用性能沒有影響。

圖6 不同縮孔規格時兩個機車總風缸的氣壓變化

圖7 縮孔為2 mm時首尾車生活風缸氣壓變化

3 結 論

筆者以客車供風系統和耗風系統為研究對象，針對當前在集中耗風時供風系統存在供風能力不足的問題，在分析供風系統工作原理和耗風設備組成的基礎上，使用AMEsim軟件建立了客車供風系統和耗風系統的仿真模型，對整車供風單元特性和耗風設備耗風量進行仿真分析。從仿真結果可以看出當客車總風供風支路上的縮孔孔徑為2 mm時能夠保證機車總風缸壓力在700 kPa以上，保證客車安全運行。

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