客车制动系统总风支路限流技术研究

高 珊， 崔任永， 陈澍军

(中车唐山机车车辆有限公司， 河北唐山 063000)

当客车耗风设备集中使用时容易引起机车风源供风不足，导致机车总风缸压力和客车总风缸压力不断下降的情况出现，当压力传感器检测到机车总风缸压力低于700 kPa时，会导致制动系统的误操作，给客车安全稳定运行带来重大的隐患。根据客车供风系统的组成[1-3]，该问题有2种解决方案，第1种是改变客车的风源系统，在耗风设备集中使用时也能提供足够的供风量，需要对系统做大的改进；第2种是在客车总风供风支路上增加缩孔，降低耗风设备的耗风速度来维持正常的机车总风缸压力，保证客车系统的正常安全运行。第2种方法对系统的改动较小并且能够及时解决现在系统存在的问题，笔者对第2种方法进行研究来找到合适的缩孔孔径。

AMEsim软件有丰富的气动库模型，已经广泛应用到空气制动系统的仿真研究工作中[4-6]。笔者基于AMEsim软件建立了客车供风系统和耗风系统的仿真模型，分析了耗风设备集中用风时对系统压力的影响，通过批量仿真找到各种恶劣工况下合适的缩孔孔径。通过研究分析客车总风支路加装缩孔孔径的大小为2 mm，能够合理限制客车总风缸供风速率，保证客车用风设备的正常工作。

1 客车供风系统工作原理及耗风系统组成

客车为1台机车牵引20辆客车，机车风源为主辅两台相同的空气压缩机。机车风源的控制逻辑为：在压力下降过程中，当总风管压力低于750 kPa时，主空压机启动；当总风管压力低于680 kPa时，辅空压机启动；在压力上升过程中，当总风管压力高于750 kPa时，辅空压机关闭；当总风管压力高于900 kPa时，主空压机关闭。机车风源系统原理图如图1所示。

A01-空气压缩机；A02-连接软管；A03-1.1 MPa安全阀；A04-干燥器；A05-微油过滤器；A20-截断塞门；A07-0.95 MPa安全阀；A11、A15-总风缸；A10-第一风缸隔离塞门；A50-逆流止回阀；A12-排水塞门。图1 机车风源系统原理图

客车主要的耗风设备有：真空集便器、气动塞拉门、空气弹簧和制动器，储风设备为各风缸、空气弹簧附加气室及管路。客车供风系统原理图如图2所示，在总风管向总风缸供风支路设置限流缩孔，限制客车总风缸供风速率，使客车耗风速率更好地适应机车风源的供风能力。各储风缸、气室、管路及耗风设备参数如表1和表2所示。

假设客车常用全制动时列车管减压170 kPa，每辆客车列车管16 dm3。制动缸及其管路压力按420 kPa计算，制动缸容积为4 dm3，制动缸管路容积为5.4 dm3，每辆客车每次常用全制动耗风量为66.68 dm3。

单个车空气弹簧和附加气室容积为412 dm3，空气弹簧的有效面积为26.4 dm3，空载时的空气弹簧的压力为375 kPa，最大载重时的空气弹簧压力500 kPa，在全部载重变化(紧急悬挂)时的空气弹簧行程为6 mm，载重变化引起的耗气率取3%，每个车每次最大载重变化时的理论每分钟耗风量为8.74 dm3。每辆车高度阀的数量为4个，每个高度阀的每分钟耗风量取8 dm3，则由于列车动态关系引起的空气弹簧每分钟耗风量为32 dm3。

2 客车供风系统AMEsim模型及仿真分析

根据客车供风系统工作原理及耗风系统的组成，考虑容积效应、流体压力波传递特性及管路阻尼效应，利用AMESim软件建立客车供风系统和耗风系统的仿真模型如图3所示，其中包含20个耗风模块，耗风模块如图4所示，对客车耗风量进行精准的模拟；集便器模型如图5所示，对真空集便器的功能和耗风量进行模拟。

图2 客车供风系统原理图

名称单个容积/dm3单车数量总容积/dm3机车总风缸57521150副风缸2301230空气弹簧风缸1151115生活风缸1151115总风管16116列车管16116空气弹簧284112附件气室754300

表2 耗风设备参数

在客车总风管到总风缸供风支路上设置缩孔，在模型中的位置如图4所示，通径分别设置1.6，2.0，2.5，3.0 mm 4种规格，在集便器都正常的工况下进行仿真，观察两个机车总风缸的气压变化。设置的工况条件如下：集便器耗风正常情况为每次工作消耗140 dm3压缩空气，耗风频次选择次/4 min，集便器交错启动，20辆客车均分成5组，第1组(1～4辆)空运行60 s，第2组120 s，依次递增60 s，第5组空运行300 s。

图4 客车耗风模型图

仿真结果如图6所示，从图中可以看出供风缩孔通径为1.6 mm时，机车总风缸气压一直在700 kPa以上，且仿真400 s以后周期性上升，说明缩孔通径为1.6 mm能够保证机车总风缸压力在700 kPa以上；供风缩孔通径为2 mm时，机车总风缸气压一直在700 kPa以上，且仿真400 s以后周期性等幅震荡，说明缩孔通径为2 mm也能够保证机车总风缸压力在700 kPa以上；供风缩孔通径为2.5 mm时，仿真1 000 s内2次降到700 kPa以下，说明缩孔通径为2.5 mm不能够保证机车总风缸压力在700 kPa以上；供风缩孔通径为3 mm时，仿真1 000 s内6次降到700 kPa以下，说明缩孔通径为3 mm不能够保证机车总风缸压力在700 kPa以上。兼顾总风缸的气压与供风支路的空气供应，供风缩孔通径选择2 mm较为合适。

图5 真空集便器模型图

供风缩孔通径设置为2 mm时，首车和尾车的生活风缸气压变化如图7所示，生活风缸直接给集便器供风，其气压的变化直接影响集便器的使用性能。从图7中可以看出，首车生活风缸气压最低约为430 kPa，尾车生活风缸气压最低约为395 kPa，最高气压均为600 kPa，表2中集便器正常工作气压为300～600 kPa，因此增加2 mm的缩孔后，生活风缸气压能够满足集便器正常工作的要求，对集便器的使用性能没有影响。

图6 不同缩孔规格时两个机车总风缸的气压变化

图7 缩孔为2 mm时首尾车生活风缸气压变化

3 结 论

笔者以客车供风系统和耗风系统为研究对象，针对当前在集中耗风时供风系统存在供风能力不足的问题，在分析供风系统工作原理和耗风设备组成的基础上，使用AMEsim软件建立了客车供风系统和耗风系统的仿真模型，对整车供风单元特性和耗风设备耗风量进行仿真分析。从仿真结果可以看出当客车总风供风支路上的缩孔孔径为2 mm时能够保证机车总风缸压力在700 kPa以上，保证客车安全运行。

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