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(fēng)設(shè)備集中使用時容易引起機車風(fēng)源供風(fēng)不足，導(dǎo)致機車總風(fēng)缸壓力和客車總風(fēng)缸壓力不斷下降的情況出現(xiàn)，當壓力傳感器檢測到機車總風(fēng)缸壓力低于700 kPa時，會導(dǎo)致制動系統(tǒng)的誤操作，給客車安全穩(wěn)定運行帶來重大的隱患。根據(jù)客車供風(fēng)系統(tǒng)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(fēng)源系統(tǒng)，在耗風(fēng)設(shè)備集中使用時也能提供足夠的供風(fēng)量，需要對系統(tǒng)做大的改進；第2種是在客車總風(fēng)供風(fēng)支路上增加縮孔，降低耗風(fēng)設(shè)備的耗風(fēng)速度來維持正常的機車總風(fēng)缸壓力，保證客車系統(tǒng)的正常安全運行。第2種方法對系統(tǒng)的改動較小并且能夠及時解決現(xiàn)在系統(tǒng)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(jīng)廣泛應(yīng)用到空氣制動系統(tǒng)的仿真研究工作中[4-6]。筆者基于AMEsim軟件建立了客車供風(fēng)系統(tǒng)和耗風(fēng)系統(tǒng)的仿真模型，分析了耗風(fēng)設(shè)備集中用風(fēng)時對系統(tǒng)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(fēng)支路加裝縮孔孔徑的大小為2 mm，能夠合理限制客車總風(fēng)缸供風(fēng)速率，保證客車用風(fēng)設(shè)備的正常工作。

1 客車供風(fēng)系統(tǒng)工作原理及耗風(fēng)系統(tǒng)組成

客車為1臺機車牽引20輛客車，機車風(fēng)源為主輔兩臺相同的空氣壓縮機。機車風(fēng)源的控制邏輯為：在壓力下降過程中，當總風(fēng)管壓力低于750 kPa時，主空壓機啟動；當總風(fēng)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(fēng)管壓力高于750 kPa時，輔空壓機關(guān)閉；當總風(fēng)管壓力高于900 kPa時，主空壓機關(guān)閉。機車風(fēng)源系統(tǒng)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(fēng)缸；A10-第一風(fēng)缸隔離塞門；A50-逆流止回閥；A12-排水塞門。圖1 機車風(fēng)源系統(tǒng)原理圖

客車主要的耗風(fēng)設(shè)備有：真空集便器、氣動塞拉門、空氣彈簧和制動器，儲風(fēng)設(shè)備為各風(fēng)缸、空氣彈簧附加氣室及管路?？蛙嚬╋L(fēng)系統(tǒng)原理圖如圖2所示，在總風(fēng)管向總風(fēng)缸供風(fēng)支路設(shè)置限流縮孔，限制客車總風(fēng)缸供風(fēng)速率，使客車耗風(fēng)速率更好地適應(yīng)機車風(fēng)源的供風(fēng)能力。各儲風(fēng)缸、氣室、管路及耗風(fēng)設(shè)備參數(shù)如表1和表2所示。

假設(shè)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(fēng)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(fēng)量為8.74 dm3。每輛車高度閥的數(shù)量為4個，每個高度閥的每分鐘耗風(fēng)量取8 dm3，則由于列車動態(tài)關(guān)系引起的空氣彈簧每分鐘耗風(fēng)量為32 dm3。

2 客車供風(fēng)系統(tǒng)AMEsim模型及仿真分析

根據(jù)客車供風(fēng)系統(tǒng)工作原理及耗風(fēng)系統(tǒng)的組成，考慮容積效應(yīng)、流體壓力波傳遞特性及管路阻尼效應(yīng)，利用AMESim軟件建立客車供風(fēng)系統(tǒng)和耗風(fēng)系統(tǒng)的仿真模型如圖3所示，其中包含20個耗風(fēng)模塊，耗風(fēng)模塊如圖4所示，對客車耗風(fēng)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(fēng)量進行模擬。

圖2 客車供風(fēng)系統(tǒng)原理圖

名稱單個容積/dm3單車數(shù)量總?cè)莘e/dm3機車總風(fēng)缸57521150副風(fēng)缸2301230空氣彈簧風(fēng)缸1151115生活風(fēng)缸1151115總風(fēng)管16116列車管16116空氣彈簧284112附件氣室754300

表2 耗風(fēng)設(shè)備參數(shù)

在客車總風(fēng)管到總風(fēng)缸供風(fēng)支路上設(shè)置縮孔，在模型中的位置如圖4所示，通徑分別設(shè)置1.6，2.0，2.5，3.0 mm 4種規(guī)格，在集便器都正常的工況下進行仿真，觀察兩個機車總風(fēng)缸的氣壓變化。設(shè)置的工況條件如下：集便器耗風(fēng)正常情況為每次工作消耗140 dm3壓縮空氣，耗風(fēng)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(fēng)模型圖

仿真結(jié)果如圖6所示，從圖中可以看出供風(fēng)縮孔通徑為1.6 mm時，機車總風(fēng)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(fēng)缸壓力在700 kPa以上；供風(fēng)縮孔通徑為2 mm時，機車總風(fēng)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(fēng)缸壓力在700 kPa以上；供風(fēng)縮孔通徑為2.5 mm時，仿真1 000 s內(nèi)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(fēng)缸壓力在700 kPa以上；供風(fēng)縮孔通徑為3 mm時，仿真1 000 s內(nèi)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(fēng)缸壓力在700 kPa以上。兼顧總風(fēng)缸的氣壓與供風(fēng)支路的空氣供應(yīng)，供風(fēng)縮孔通徑選擇2 mm較為合適。

圖5 真空集便器模型圖

供風(fēng)縮孔通徑設(shè)置為2 mm時，首車和尾車的生活風(fēng)缸氣壓變化如圖7所示，生活風(fēng)缸直接給集便器供風(fēng)，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(fēng)缸氣壓最低約為430 kPa，尾車生活風(fēng)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(fēng)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(guī)格時兩個機車總風(fēng)缸的氣壓變化

圖7 縮孔為2 mm時首尾車生活風(fēng)缸氣壓變化

3 結(jié) 論

筆者以客車供風(fēng)系統(tǒng)和耗風(fēng)系統(tǒng)為研究對象，針對當前在集中耗風(fēng)時供風(fēng)系統(tǒng)存在供風(fēng)能力不足的問題，在分析供風(fēng)系統(tǒng)工作原理和耗風(fēng)設(shè)備組成的基礎(chǔ)上，使用AMEsim軟件建立了客車供風(fēng)系統(tǒng)和耗風(fēng)系統(tǒng)的仿真模型，對整車供風(fēng)單元特性和耗風(fēng)設(shè)備耗風(fēng)量進行仿真分析。從仿真結(jié)果可以看出當客車總風(fēng)供風(fēng)支路上的縮孔孔徑為2 mm時能夠保證機車總風(fēng)缸壓力在700 kPa以上，保證客車安全運行。

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