基于DOE 設計對軌道交通車輛空重車閥性能的設計優化

馬 明， 張鵬飛， 蓋鵬舉

（南京中車浦鎮海泰制動設備有限公司， 江蘇 南京 211800）

0 引言

對于軌道交通車輛控制而言，載客量不同，列車制動時所需的空氣制動壓力也不同，列車車重越大，所需的制動力也越大。 列車在緊急制動時通過機械壓力控制閥獲得所需的制動壓力， 以保證列車制動系統在緊急工況下的可靠性。

空重車閥是軌道交通車輛制動系統中常用的緊急壓力控制閥， 可根據車輛載重變化在線自動調整輸出制動壓力。具有在制動系統即使發生空氣彈簧故障無壓力時，也能保證一定制動壓力輸出的安全保障功能， 同時還具有調整空載時的制動力和增壓比的功能。 當列車施加緊急制動時， 空重車閥根據不同載客量調整相應的制動壓力，在保證列車運行安全的同時，最大程度地發揮制動系統的作用，縮短緊急制動距離。

空重車閥具有調節范圍廣，工作安全可靠等特點，但因其結構復雜，配合運動部件較多，導致空重車閥的調節精度不足，尤其是在車輛經過長期運營后，空重車閥輸出壓力會產生較大的波動。 為滿足使用要求，需在列車運營中對空重車閥進行定期壓力調整，以滿足列車制動要求。隨著軌道交通行業的快速發展， 也對車輛的控制精度及長期運行后輸出穩定性提出了更高的要求， 因此分析優化空重車閥性能具有重要意義[1]。

DOE 試驗設計方法是處理多因子試驗的一種科學方法，能夠通過較少的試驗次數得到較好的工藝優化參數[2]，廣泛應用于工藝及結構優化等方面[3]。 通過對空重車閥結構原理的分析，依據實際工作中的工況要求，以提高輸出穩定性作為分析目標， 確定進行分析的影響因子， 通過Minitab 軟件對空重車閥試驗數據進行分析， 找出影響產品性能的顯著因子， 再針對顯著因子進一步進行試驗驗證，以得到最優的設計方案[4]。

1 工作原理

空重車閥本質上是具有預控調節功能的調壓閥，對其最主要的要求是長期工作時輸出壓力的穩定性。 產品結構組成及工作原理見圖1，平衡杠桿以滾子作為支點，上下兩側分別受AS 彈簧力Fs，VL 彈簧力Fv （空車調整彈簧力），空簧輸入空氣壓力Ps 及輸出制動壓力Pv。當作用在杠桿兩側的四個作用力達到平衡時，即可輸出所需的制動壓力Pv。 彈簧力Fs 和Fv 為初始調整力，設定后不再改變，制動壓力Pv 會跟蹤空簧壓力Ps 的變化輸出相應的工作壓力。

圖1 結構及原理示意圖Fig.1 Structure and schematic diagram

空重車閥輸出作用曲線見圖2。初始空簧壓力Ps 為0時，空重車閥此時結構相當于一個減壓閥。 通過調整作用力Fv 確定空重車閥輸出的恒定空車保證壓力Pv0，通過調整作用力Fs 確定空簧拐點壓力Ps1。 在空簧壓力由0至Ps1 過程中，輸出制動壓力不變，始終為恒定的Pv0。通過調整螺栓改變滾子位置， 根據輸出要求確定平衡杠桿作用支點的位置，最終確定輸出壓力比例值。當空簧壓力大于Ps1 后， 輸出壓力Pv 開始按設定曲線跟隨Ps 的變化輸出制動壓力。

圖2 工作特性曲線示意圖Fig.2 Work characteristic curve diagram

2 DOE 設計方案

2.1 試驗因子

根據產品應用及設計經驗，經合產品的結構特性分析，彈簧、橡膠件的影響程度較低，可近似為一個恒定件不再進行單獨分析。 在開展試驗前，需對彈簧、橡膠件的性能進行檢測，消除零部件應力，保證試驗部件的性能均在同一個水平范圍內。 因此需將空重車閥結構進行簡化處理， 分析在空重車閥達到受力平衡時，各受力部件配合間隙的影響，圖3 為空重車閥簡化后的結構圖。

圖3 結構及原理示意圖Fig.3 Structure and schematic diagram

螺栓固定在閥體中，位置調整桿安裝在固定螺栓上，兩者配合時產生間隙為L1，滾子和調整螺栓固定，滾子上端與閥體接觸，作為平衡時的作用支點。杠桿左右兩側支點的尺寸要求嚴格，其尺寸公差形成間隙為L2。 連接片負責連接杠桿和支撐塊， 支撐塊安裝在閥體中并有一定的軸向滑動空間，以保證杠桿的活動量，支撐塊的兩側形成間隙為L3 和L4。

本文選擇四個活動間隙作為因子進行分析，為減少試驗次數和提高試驗效率，本試驗采用部分因子方法，中心點重復3次，試驗方案見表1。

表1 因子水平設計Tab.1 Factor design

2.2 考核指標

空重車閥在出廠試驗時需對空車保證壓力Pv0、拐點壓力Ps1 及空簧滿載Ps2 工況下輸出壓力Pv1 進行測試。 由于輸出壓力受拐點，作用彈簧力等因素的影響，直接測試結果可能無法找到主要作用因子， 因此需將輸出壓力轉化為比例曲線進行分析。 通過對空重車閥結構和既有數據分析，空車保證壓力穩定性較好，跟間隙相關度較低， 因此選擇空重車閥的拐點和設定比例的測試結果進行分析。

配合間隙的影響需要一定的動作次數才會顯現，相同狀態下的測試點也會出現一定的波動， 因此需對試驗結果進行處理：①按標準調整值進行調整，將首次調整值作為基準值； ②產品進行1 萬次疲勞試驗測試， 每2000次疲勞試驗后進行性能測試， 每次測試取三次重復試驗的平均值； ③5 次試驗結果與基準值的方差值作為試驗考核計算值。 試驗方案及測試結構見表2。

表2 因子試驗結果Tab.2 Factor test results

3 結果分析

DOE 試驗設計是一種在完全試驗組合中抽取最具代表性的組合進行試驗的方案， 目前所用的試驗表均為統計專家在做大量分析、試驗的基礎上確定的。保證了較高的置信度， 即試驗設計能以較少的試驗次數獲得較優或最佳的結果， 即最有效最經濟的手段獲得最有價值的結果。 通過軟件Minitab 對試驗結構進行擬合分析，檢測模型無彎曲和失擬，表明試驗結果總體有效可信。 運用Pareto圖評估各項效應的顯著性，見圖4～圖7，該圖能夠顯示出每項因素對響應變量的影響程度[2]。

圖4 比例的效應Pareto 圖Fig.4 Effect pareto diagram of proportion

圖7 拐點的殘差圖Fig.7 Residual diagram of inflection point

影響比例曲線特性的主要因子為間隙L1、L2 以及L1 與L2 的相互作用效應。 空重車閥在達到工作平衡時，平衡杠桿以滾子作為支點，處于水平位，彈簧力及空氣壓力分別作用在杠桿上。當間隙L1 增大時，滾子處缺少有效的限位，存在較大的橫向移動空間。空重車閥在工作過程中，隨著杠桿的運動及以列車的振動，滾子會在間隙范圍內隨機移動， 導致了比例曲線會出現較大的波動。 間隙L2 是平衡杠桿運動的主要定位尺寸，此間隙公差應盡量接近理論值0， 過大的間隙會導致各作用力無法有效的作用在杠桿上，導致杠桿受力不均，工作時晃動，導致輸出壓力出現波動。結合工程應用要求，過于精密的尺寸不利于工程實現，增大生產成本，因此將L2 的間隙控制在0.1 范圍內，既可滿足使用要求，又具有良好的操作性。

圖5 比例的殘差圖Fig.5 Residual diagram of proportion

通過圖6 和圖7 所示， 拐點的主要影響因子為間隙L4。 拐點處工作示意如圖8 所示，在空車保證調整后，作用于平衡杠桿的彈簧力Fv 與輸出制動壓力Pv 達到平衡。 此時杠桿左側僅受彈簧力Fs 的作用，將杠桿左側壓至最低點。 在進行拐點時測試時，逐步增大空簧壓力Ps，當空簧壓力與彈簧作用力Fs 平衡時即達到拐點的臨界點，此時平衡杠桿兩側受四個作用力，同時與滾子貼合，達到了平衡狀態。為了確定拐點值，需要進一步增大空簧壓力，當空簧壓力增大到打破杠桿平衡時，輸出壓力Fv會相應增加，此時的空簧壓力Fs 即為所需要的拐點值。

圖6 拐點的效應Pareto 圖Fig.6 Effect pareto diagram of inflection point

圖8 拐點工作示意圖Fig.8 Work characteristic diagram of inflection point

拐點在圖9 工作狀態時，由于杠桿的上下移動，導致間隙L4 減小， 過小的間隙會阻礙拐點值的快速建立，因此間隙L4 需根據實際狀態進行控制。

圖9 拐點測試示意圖Fig.9 Work characteristic test diagram of inflection point

過大的間隙L1 對比例特性影響最大， 實際工程應用中采用過小的精度控制會引起較大的生產制造成本，因此僅需將其控制在一定范圍內即可滿足工程應用。 對比例特性影響最大的因子L1，選擇工程應用中可達到的三種間隙值，每種間隙值各使用三個樣品，按章節2.2 的試驗要求進行試驗驗證。 其它的零部件參數保持在一個水平基準中，排除尺寸誤差對試驗的干擾，使試驗結果更加可信。 試驗結果見表3，間隙在0.15 時效果最佳，過大的間隙會導致滾子在工作中移動，而過小的間隙會阻礙滾子的正常移動，使平衡杠桿在運動調整過程中額外克服過多的阻力，反而會造成了不良的影響。

4 結論

通過分析空重車閥的結構和功能，采用DOE 法進行正交試驗分析， 獲得影響產品比例特性和拐點性能的主要影響因子，試驗結果與實際情況相符。對影響比例曲線的顯著因子進行進一步專項試驗， 得到了影響比例性能的最優參數，為空重車閥后續的設計優化提供理論依據，縮短研發周期， 同時也為同類氣壓機械閥的試驗設計提供了參考。