許洪春

(昆明中鐵集團(tuán)公司，昆明 650215)

采用閘瓦踏面制動結(jié)構(gòu)的養(yǎng)路機(jī)械空氣制動機(jī)，一般僅裝置一只制動缸。在制動時，制動缸活塞所產(chǎn)生的推力，通過車輛的基礎(chǔ)制動裝置放大并傳遞給各閘瓦，使閘瓦緊緊壓在車輪踏面上，靠閘瓦與車輪踏面的摩擦阻力而產(chǎn)生制動力。通常(在輪軌黏著系數(shù)允許范圍內(nèi))條件下，制動力的大小與閘瓦壓力是成正比的。因此，只要利用閘瓦壓力試驗，測出車輛的實際制動缸壓力和實際閘瓦壓力，并綜合車輛的制動倍率和制動機(jī)、制動缸的規(guī)格以及標(biāo)準(zhǔn)要求的參數(shù)進(jìn)行分析計算，得出全車實際閘瓦壓力(平均值)和基礎(chǔ)制動裝置的實際傳動效率，即可較為直觀地判斷車輛基礎(chǔ)制動裝置的機(jī)械性能是否符合設(shè)計要求。

1 CQS550踏面制動器的制動效率分析

本文將目前比較常用的三種計算車輛基礎(chǔ)制動裝置的實際傳動效率方法進(jìn)行分析比較，探尋一種科學(xué)的、符合標(biāo)準(zhǔn)要求、較為切合實際、簡便的分析方法，以便在車輛制造中對基礎(chǔ)制動裝置性能的驗證更為確切。

1.1 閘瓦制動壓力試驗(工況1)

裝踏面制動器的CQS550，整車自重760 kN、載重140 kN，車輛的設(shè)計制動倍率為3;裝109型空氣制動機(jī)，JDYZ-5E型制動器(不帶停車制動)數(shù)量 4個，JDYZ-5F型制動器(帶停車制動)數(shù)量4個，均采用新型高摩閘瓦。車輛作靜態(tài)閘瓦壓力試驗時的試驗工況為:列車管定壓500 kPa，作重車位常用全制動試驗;實測制動缸壓力365 kPa，制動缸活塞行程130 mm，閘調(diào)器行程232 mm。實測的閘瓦壓力見表1。

表1 裝踏面制動器的CQS550閘瓦壓力試驗記錄

1.2 制動效率計算

制動效率計算方法比較多，常用的主要有以下三種。

算法一 根據(jù)TB/T1407—1998《列車牽引計算規(guī)程》(以下簡稱《牽規(guī)》)3.4節(jié)(3-12)式，每塊閘瓦的實算閘瓦壓力

式中 nz—制動缸數(shù);

nk—閘瓦數(shù)。

令全車實算總閘瓦壓力

代入式(1)得

式中 π—圓周率，取3.141 6;

dz—制動缸直徑，該車為356 mm;

Pz—制動缸空氣壓力，取 360 kPa(查《牽規(guī)》3.6節(jié)表2);

ηz—基礎(chǔ)制動裝置計算傳動效率，取 0.9(查《牽規(guī)》3.5節(jié));

γz—制動倍率，該車為3(設(shè)計值)。

將以上參數(shù)分別代入式(1)和式(2)，可得出車輛的每塊閘瓦實算閘瓦壓力Ki約為38.5 kN，全車實算閘瓦壓力K=Σ Ki約 為307.9 kN，可以只用式(2)計算全車實算閘瓦壓力K=Σ Ki，也可以用式(1)的計算結(jié)果Ki乘以閘瓦數(shù)(該車為8)求出全車實算閘瓦壓 力Σ Ki。

根據(jù)

式中，Σ K實為 實測全車閘瓦壓力，取270.8 kN(實測平均值總和)。

將實測全車閘瓦壓力(Σ K實=270.8 kN)和實算全車閘瓦壓力 (Σ Ki=307.9 kN)代入式(3)，得出該車基礎(chǔ)制動裝置的傳動效率η約為0.88。

2)算法二 忽略基礎(chǔ)制動裝置的傳動摩擦阻尼，實算全車閘瓦壓力

式中 方括號內(nèi)為制動缸壓力空氣克服緩解彈簧和閘調(diào)器彈簧抗力后產(chǎn)生的實際推力;

dz—制動缸直徑，該車為356 mm;

Pz—制動缸空氣壓力，取 365 kPa(實測平均值);

Kz—制動缸緩解彈簧抗力及活塞阻力，取2 kN(經(jīng)驗值);

KT—停放器彈簧抗力及阻力，取1.6 kN(經(jīng)驗值);

γz—制動倍率，該車為3(設(shè)計值)。

將上述參數(shù)代入式(4)得出全車實算閘瓦壓力約為Σ Ki=321.4 kN。將此結(jié)果和實測全車閘瓦壓力Σ K實=270.8 kN代入式(3)，得出該車基礎(chǔ)制動裝置的傳動效率η約為0.84。

3)算法三 根據(jù)式(1)有

令

得

式中 Σ K實——實測全車閘瓦壓力，取270.8 kN(平均值);

π——圓周率，取 3.141 6;

dz—制動缸直徑，該車為356 mm;

Pz—制動缸空氣壓力，取 365 kPa(實測平均值);

γz—制動倍率，該車為9.82(設(shè)計值)。

將上述參數(shù)代入式(5)，得出該車基礎(chǔ)制動裝置的實算傳動效率η約為0.76。

1.3 制動效率分析

上述三種算法，應(yīng)該說都是基于相同的計算公式，但得出該車基礎(chǔ)制動裝置的傳動效率(分別是0.88、0.84、0.76)卻有較大差別。造成三種算法結(jié)果差異的主要原因，是代入的計算參數(shù)不同，在計算實算閘瓦壓力時，第一種算法代入的計算傳動效率 ηz(0.9)和制動缸壓力(350 kPa)，第二種算法中減去制動缸抗力(2 kN)和閘調(diào)器抗力(1.6 kN)值得商榷。

《牽規(guī)》給出的計算傳動效率 ηz(0.9)，應(yīng)是已經(jīng)扣除了制動缸、閘調(diào)器抗力和基礎(chǔ)制動裝置傳動阻尼的貨車閘瓦制動的傳動效率，也就是采用閘瓦制動的貨車的基礎(chǔ)制動裝置應(yīng)該達(dá)到的標(biāo)準(zhǔn)傳動效率。該數(shù)據(jù)應(yīng)該只用于對分析結(jié)果的對比衡量，而不能用于分析過程。否則，將會因為分析過程的向下修正和衡量分析結(jié)果時再向下修正，而使算法一和算法二的分析結(jié)果向上偏離實際工況?！稜恳?guī)》給出的制動缸壓力(350 kPa)，應(yīng)是設(shè)計車輛基礎(chǔ)制動裝置的計算參數(shù)，在分析測算實際傳動效率時引用該參數(shù)，如果該參數(shù)小于實際制動缸壓力(比如該例實際制動缸壓力為365 kPa)，則會使分析結(jié)果向上偏離實際工況;如果該參數(shù)大于實際制動缸壓力，則會使分析結(jié)果向下偏離實際工況。實際上，如果將算法一中的制動缸壓力(350 kPa)換為實測值(該例為365 kPa)，得出的全車實算閘瓦壓力約為321.1 kN，結(jié)果與算法二(約為321.4 kN)是基本一致的。

算法三的計算公式是由《牽規(guī)》中的(3-12)式和本文中的式(1)變換得出的，而且計算時代入的數(shù)據(jù)除π外，都是車輛的設(shè)計數(shù)據(jù)或作閘瓦壓力試驗時測得的實際數(shù)據(jù)。因此，算法三既符合標(biāo)準(zhǔn)要求，又最為接近實際工況，由此得出的分析結(jié)果也應(yīng)該是三種算法最符合實際工況的。下面對此結(jié)論進(jìn)行驗證。

仍以該車為例，實測該車的總閘瓦壓力Σ K實為270.8 kN(平均值)，該車設(shè)計總重q為84 t。

式中 g——重力加速度，取9.8 m/s2。

將上述參數(shù)代入式(6)，得出該車的實算重車制動率 δ約為0.329。

把該車的測算重車制動率(0.329)與技術(shù)條件給出的重車制動率(0.363)比較，實算重車制動率比技術(shù)條件給出的重車制動率低約9.4%;再把算法三得出的傳動效率(0.76)與以實測制動缸壓力(365 kPa)代入算法一和算法二得出的傳動效率(0.84)相比較，算法三得出的傳動效率比算法一和算法二得出的傳動效率偏差約9.5%，其結(jié)果與制動率偏差相似，說明算法一和算法二的分析結(jié)果與實際工況有偏差，這種偏差使車輛基礎(chǔ)制動裝置的實際傳動效率小于設(shè)計傳動效率，造成列車制動力偏小，實際制動距離大于計算制動距離，對車輛安全運行顯然是不利的。

2 制動力試驗及制動效率分析

2.1 裝轉(zhuǎn)8G型轉(zhuǎn)向架的某型棚車制動力及制動效率分析 (工況2)

裝轉(zhuǎn)8G型轉(zhuǎn)向架的某型棚車，整車自重25.8 t載重58 t的設(shè)計制動倍率為10.78，全車重車制動率41.5%;裝120型空氣制動機(jī)和手動二級空重車裝置，配356 mm×254 mm旋壓制動缸，ST2-250型閘調(diào)器。

車輛作靜態(tài)閘瓦壓力試驗時的試驗工況為:列車管定壓500 kPa，作重車位常用全制動試驗;實測制動缸壓力(平均值)350 kPa，制動缸活塞行程137 mm。實測的閘瓦壓力見表2。

表2 裝轉(zhuǎn)8G型轉(zhuǎn)向架的某型棚車實測的閘瓦壓力記錄kN

2.2 裝轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架的某型棚車制動力及制動效率分析 (工況3)

裝轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架的某型棚車，整車自重23.8 t、載重60 t，車輛的設(shè)計制動倍率為10.84，全車空車制動率65.2%;裝120型空氣制動機(jī)和手動二級空重車裝置，配356 mm×254 mm旋壓制動缸、ST2-250型閘調(diào)器。

車輛作靜態(tài)閘瓦壓力試驗時的試驗工況為:列車管定壓500 kPa，作空車位常用全制動試驗;實測制動缸壓力(平均值)185 kPa，制動缸活塞行程129 mm。因重車位緊急制動試驗制動缸活塞行程超標(biāo)，試驗數(shù)據(jù)失去分析價值而未采用。實測的閘瓦壓力見表3。

表3 裝轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架的某型棚車實測的閘瓦壓力記錄kN

2.3 裝米軌控制型轉(zhuǎn)向架的某型道砟漏斗車制動力及制動效率分析 (工況4)

裝米軌控制型轉(zhuǎn)向架的某型道砟漏斗車，整車自重16 t、載重31 t，車輛的設(shè)計制動倍率為7.55，全車重車制動率22.3%;裝104K型空氣制動機(jī)和手動二級空重車裝置，配254 mm×254 mm旋壓制動缸、ST2-250型閘調(diào)器。

車輛作靜態(tài)閘瓦壓力試驗時的試驗工況為:列車管定壓600 kPa，作空車位常用全制動試驗;實測制動缸壓力(平均值)420 kPa，制動缸活塞行程143 mm。實測的閘瓦壓力見表4。

表4 裝米軌控制型轉(zhuǎn)向架的某型道砟漏斗車閘瓦壓力試驗記錄 kN

2.4 閘瓦制動壓力試驗結(jié)果及制動效率對比分析

將工況2～工況4的分析結(jié)果匯集于表5，并且進(jìn)行對比分析。對比分析結(jié)果表明:①當(dāng)實測制動缸壓力與《牽規(guī)》規(guī)定的制動缸壓力吻合時，試驗分析結(jié)果與設(shè)計參數(shù)比較偏差最小。②作空車工況試驗時，算法二的傳動效率偏差較大，這是因為空重車工況下基礎(chǔ)制動裝置的阻力基本一致，但阻力的比例相差較多的緣故。③在空車工況(工況3)下作制動率比較，實算值與設(shè)計值的偏差也接近10%，這與工況2的分析結(jié)果相吻合。④算法一和算法三的分析結(jié)果比較，無論空車或是重車試驗，偏差均接近10%，這與《牽規(guī)》規(guī)定的傳動效率(0.9)不謀而合。

表5 工況2～工況4閘瓦制動壓力試驗結(jié)果及制動效率對比

3 結(jié)論

采用閘瓦踏面制動的養(yǎng)路機(jī)械，以算法三作為分析工具，得出的基礎(chǔ)制動裝置傳動效率，用以衡量其基礎(chǔ)制動裝置的實際性能是符合標(biāo)準(zhǔn)要求的，最為準(zhǔn)確的方法。

此外，《牽規(guī)》給出基礎(chǔ)制動裝置的計算傳動效率“貨車閘瓦制動取0.9”，實際制造的車輛基礎(chǔ)制動裝置的傳動效率極難恰好為0.9，而《牽規(guī)》沒有規(guī)定車輛的基礎(chǔ)制動裝置傳動效率的允許誤差范圍，需進(jìn)一步研究探討。

［1］中華人民共和國鐵道部.TB/T1407—1998 列車牽引計算規(guī)程［S］.北京:中國鐵道出版社，1998.

［2］李益民，張維.動車組制動系統(tǒng)［M］.成都:西南交通大學(xué)出版社，2008.

［3］劉豫湘，陸晉華，潘傳熙.DK-1型電控制動機(jī)與電力機(jī)車空氣管路系統(tǒng)［M］.北京:中國鐵道出版社，1998.

［4］許洪春.大型養(yǎng)路機(jī)械 YZ-1G制動系統(tǒng)［J］.鐵道建筑，2009(1):50-53.