列車空氣制動壓差分析及控制研究

徐 杰， 方海華

(上海軌道交通設備發展有限公司 工程技術研究中心， 上海 200245)

引言

制動系統是列車最重要的系統之一，其主要功能是實現列車減速、停車。隨著軌道交通行業的快速發展，干線列車具有運行速度高、緊急制動距離短、運行更加平穩等特點[1-2]，城軌列車具有啟停頻繁、載荷波動大和高精度停車等特點[3-4]，這些特點都對列車的制動性能提出更高的要求。現行列車的制動系統大部分都采用微機控制空電復合制動模式，在電制動不足或退出時由空氣制動實施列車的制動功能[5-6]。列車空氣制動過程中往往會因為實際制動壓力與目標制動壓力之間存在偏差導致實際制動力低于目標制動力的現象， 從而造成列車制動距離增加和制動時間延長等不良后果。專家學者對地鐵和高鐵列車制動系統控制特性及功能進行了深入研究[7-8]，張斌等[9]對高速開關閥控制策略研究及張偉等[10]對電/氣比例壓力閥的研究可用于實現列車制動預控壓力的閉環控制；馬璐等[11]通過三維物理仿真建模方法和伍智敏等[12]通過專業氣動軟件建立仿真模型對中繼閥的性能和特性進行分析，但都未提出如何解決列車制動壓差的問題。壓差不僅降低制動系統的控制精度和制動性能，而且影響列車的運行安全，因此本研究不僅對導致列車空氣制動壓差原因進行分析，而且從系統控制層面提出壓差控制策略和算法。

1 系統概述及壓差分析

1.1 系統概述

典型的列車制動系統控制原理如圖1所示。

圖1 列車制動系統控制原理

列車制動控制基本原理是通過電指令控制空氣壓力實現制動功能，制動系統主要由電子控制單元(EBCU)、氣動控制單元(PBCU)和基礎制動單元(BE)等組成。常用制動時EBCU根據TCMS或列車線的制動指令信號計算目標空氣制動力，控制PBCU的電空轉換閥動作產生目標預控壓力(簡稱預控壓力CV)經空重車調整閥輸入到中繼閥，通過中繼閥流量放大過程向基礎制動單元的制動缸中充入壓縮空氣(簡稱制動壓力C)從而產生制動力。緊急制動時由列車線直接控制緊急電磁閥動作，使得壓縮空氣直接通過緊急電磁閥產生預控壓力再經空重車調整閥限壓后，控制中繼閥向制動缸充入壓縮空氣產生制動力。由于制動系統氣動控制部件的機械摩擦和阻力特性，會導致制動過程中的實際制動壓力(CAct)與目標制動壓力(CSet)存在壓差的現象(即實際制動力與目標制動力并不一致)。

1.2 壓差分析

中繼閥結構原理如圖2所示，中繼閥的功能是通過輸入預控壓力CV控制內部機構運動對流量進行放大后輸出目標制動壓力C，要求的目標是C與CV保持相同。但因受到閥體內部機械部件摩擦及彈簧力等固有因素影響，實際上對于中繼閥的C和CV之間存在著壓差，即Δp=C-CV≠0。

圖2 中繼閥結構原理

中繼閥在充、排氣過程中是一個動力學過程，當達到平衡條件時閥體內部部件保持靜態，以膜板為研究對象得到靜態受力分析如圖3和圖4所示。

圖3 充氣過程后膜板靜態受力

在充氣結束后系統穩定狀態下力學平衡方程如式(1)所示:

C·S2+F1+F2=CV·S1+F3

(1)

在排氣結束后系統穩定狀態下力學平衡方程如式(2)所示:

C·S2+F2+F3=CV·S1+F1

(2)

根據圖3、圖4分析在充排氣結束后，膜板回彈力F1的方向與充排氣過程有關且其值大小取決于膜板材質和穩壓后的變形量；密封力F2的方向與充排氣過程有關且其值大小與密封部件與閥桿內腔貼合度有關；膜板摩擦阻力F3方向與充排氣過程有關且其值大小基本保持不變；膜板結構上腔的面積S2比下腔的面積S1小。對于式(1)、式(2)而言，由于力F1，F2，F3的存在且不為0和膜板上下腔壓力有效作用面積不同，會導致C與CV不相等，即充氣和排氣結束后C與CV之間都存在壓差的現象。

圖4 排氣過程后膜板靜態受力

以某型中繼閥為試驗對象，利用氣動試驗臺依次測量中繼閥在充氣過程和排氣過程的輸入預控壓力CV和輸出壓力C數據，試驗過程是調節CV從0.05 MPa升到0.55 MPa，然后再從0.55 MPa降到0.05 MPa，測量采樣步長為0.05 MPa。每次待輸出壓力C穩定后測得在各個設定CV下對應的C壓力，經過多次試驗取平均值處理后的試驗數據如表1所示。

通過試驗結果分析可知，輸出壓力C與輸入壓力CV存在壓差，且整個充排氣過程中CV與C之間的壓差都動態變化，此試驗結果也證實了上述壓差分析的合理性。試驗過程選取CV=0.05 MPa為測試最小值的原因是，當其壓力更低時，輸出C壓力小于0.05 MPa，在制動系統中不足以克服制動缸彈簧反力作用而不能對列車產生有效制動能力；選取CV=0.55 MPa為測試最大值的原因是，列車制動系統中的最大制動壓力一般不超過0.55 MPa。

根據試驗結果分析可知，整個充氣過程的壓差(Δpu)和排氣過程的壓差(Δpd)與輸出壓力基本都呈線性關系，利用試驗數據對壓差與輸出壓力C在壓力范圍內(0.05～0.55 MPa)進行最小二乘法線性擬合得到如下2個公式：

Δpu=0.08·C-0.044

(3)

Δpd=0.076·C-0.032

(4)

2 制動壓差控制

2.1 壓差控制策略

在列車制動施加和緩解時，從控制指令發出到預控壓力的輸出是一個閉環控制，但是預控壓力到制動壓力的控制是一個開環控制，在現有制動系統中把中繼閥的輸入輸出值一致進行壓力控制設計會導致實際制動壓力與目標制動壓力不一致，影響制動性能，而且此壓差隨著預控壓力呈動態變化。因此需要對列車制動壓差加以動態調節可提高制動系統控制精度和增強列車安全性。

制動控制系統根據制動指令和列車相關參數(如載荷或坡度等)經過一系列計算得到目標制動壓力為CSet，再根據制動控制方式和中繼閥壓差特性得到目標預控壓力CVSet。目前由于所有列車制動系統在預控壓力和制動壓力輸出端都配置了壓力傳感器，因此系統可通過壓力傳感器實時獲取當前預控壓力值CVAct和當前制動壓力值CAct。

列車制動壓差控制策略是基于制動壓力對預控壓力進行動態壓差補償，采用PID算法對補償后的預控進行壓力閉環控制, 以此來實現中繼閥最終輸出制動壓力與目標制動壓力壓差之間的差值控制在系統允許的范圍內。

2.2 壓差控制器設計

根據壓差控制策略、預控壓力PID控制原理和中繼閥特性，構建壓差控制器系統原理如圖5所示。

圖5 壓差控制器系統原理

由中繼閥的輸入輸出壓力特性，得到壓差與輸出壓力在充氣過程的線性關系式(5)和排氣過程的線性關系式(6):

表1 充排過程的C與CV試驗數據 MPa

Δpu=k1·C+b1

(5)

Δpd=k2·C+b2

(6)

根據制動系統的控制方式(充氣過程導致制動施加、排氣過程導致制動緩解)和目標制動壓力的所屬區間范圍以及當前制動壓力來綜合確定目標預控壓力壓差補償值，再經過預控壓力調節模塊的作用使中繼閥在目標預控壓力的作用下輸出實際制動壓力與目標制動壓力基本一致。

在制動施加過程中根據CSet和CAct，利用式(5)采用壓差中值逼近法對CVSet進行壓差補償值控制，得到目標預控壓力CVSet如式(7)所示:

(7)

同理，在制動緩解過程中利用式(6)對目標預控壓力CVSet進行壓差補償值控制，可得到目標預控壓力CVSet如式(8)所示:

(8)

由壓差控制器系統原理及式(7)和式(8)分析可知，在實際制動壓力CAct趨向目標制動力CSet過程中預控壓力壓差補償是一個動態控制過程。當兩者之間絕對差值小于壓差控制設定的截止門檻值時，壓差控制器將停止調節并進入狀態保持階段。制動缸固有特性會導致目標制動壓力CSet低于0.05 MPa時列車不能產生有效的制動力，因此為了保證有效制動力輸出，當目標制動壓力在0～0.05 MPa區間時需將目標預控壓力CVSet設定為0.05 MPa恒定值。

3 壓差控制仿真及分析

3.1 仿真模型設計

利用AMESim軟件設計制動系統氣動仿真模型如圖6所示，其主要包括電空轉換閥模塊(EP_Regulator)、緊急電磁閥模塊(Emergency Valve)、空重車調整閥模塊(Weight Valve)、中繼閥模塊(Relay Valve)以及接口模塊(Interface)。

圖6 AMESim氣動仿真模型

利用Simulink軟件設計制動系統壓差控制的聯合仿真模型如圖7所示，其主要包括壓差調節模塊(PD_Regulator)、預控壓力調節模塊(EP_Regulator)、氣動模塊接口函數(PBCU_)以及信號和變量的輸入輸出。Simulink聯合仿真模型通過接口函數與AMESim氣動模型進行數據交互實現控制系統的聯合仿真功能。

圖7 Simulink聯合仿真模型

3.2 仿真結果分析

在無壓差控制時，制動階段施加和階段緩解過程中目標制動壓力與實際制動壓力仿真結果如圖8所示。

在有壓差控制時，制動階段施加和階段緩解過程中目標制動壓力與實際制動壓力仿真結果如圖9所示。

在有壓差控制時，制動快速施加和緩解過程中目標制動壓力與實際制動壓力仿真結果如圖10所示。

由圖8仿真結果分析可知，在常用制動階段施加和緩解過程中當系統處于無壓差控制時，實際制動壓力達到穩壓后與目標制動壓力存在差值，且在低壓區兩者壓差值越大，在高壓區兩者壓差值越小，這種壓差的變化規律與試驗結果一致。

圖8 無壓差控制的制動階段施加和緩解仿真結果

由圖9仿真結果分析可知，在制動階段施加和緩解過程中，當系統通過壓差控制后，實際制動壓力穩壓后與目標制動壓力在低壓和高壓區間都基本相同。

圖9 有差控制的制動階段施加和緩解仿真結果

由圖10仿真結果分析可知，在制動快速施加和緩解過程中，壓差控制也同樣能起到消除壓差的作用。

圖10 有差控制的制動快速施加和緩解仿真結果

綜合對比圖8～圖10仿真結果可發現，實際制動壓力在達到穩態的時間上比目標制動壓力的時間有延遲， 這是由壓差控制調節和中繼閥機械響應過程都需要一定的時間所導致的，且在快速施加和緩解過程中實際制動壓力延遲現象比在階段施加和緩解過程中更加明顯。

4 結論

(1) 分析導致制動系統壓差原因并用試驗數據驗證壓差分析的合理性，從制動系統控制層面提出壓差控制策略及算法；

(2) 通過AMESim和Simulink構建制動系統聯合仿真模型對壓差控制算法進行研究，結果表明壓差控制在預控壓力受閉環控制的制動階段和快速控制過程中能有效地減小制動壓差現象；

(3) 由于列車緊急制動控制過程的預控壓力不受閉環控制，因此壓差控制不適用于緊急制動工況；

(4) 壓差控制算法可為制動系統壓力精確控制提供設計參考，但仍需要進一步研究如何優化和改進壓差控制算法以減小制動壓力延遲的問題。