張長東， 魏 偉

(1 中國鐵路廣州局集團有限公司， 廣州 511483；2 大連交通大學(xué) 交通運輸工程學(xué)院， 遼寧大連 116028)

隨著國民經(jīng)濟的發(fā)展，人們生活水平的提高，人們對出行的安全性和舒適度提出了更高的要求。為了滿足人們的要求，中國鐵路總公司對客運列車進行了多次改造?？諝庵苿酉到y(tǒng)、機車鳴笛，車輛空氣彈簧、塞拉門、集便器等各種用風(fēng)設(shè)施的大量使用，大幅提升乘坐舒適度。這些用風(fēng)設(shè)施的使用給機車供風(fēng)能力提出了更高的要求，特別是在用風(fēng)設(shè)施集中使用時間內(nèi)，即睡覺前后旅客洗漱上廁所集中的時間以及列車在通過曲線和坡道等復(fù)雜工況時，用風(fēng)量大大增加。但是，機車風(fēng)源系統(tǒng)的設(shè)計參數(shù)多年來基本沒有改變，部分機車在實際運用中出現(xiàn)了供風(fēng)能力不足，壓縮機頻繁啟動的現(xiàn)象。這些現(xiàn)象導(dǎo)致壓縮機工作率低，易造成潤滑油乳化，使壓縮機泵風(fēng)作用減弱，嚴(yán)重影響用風(fēng)設(shè)施的正常使用以及其功能的正常發(fā)揮，甚至影響列車運行控制能力。同時，壓縮機頻繁啟動也縮短了壓縮機的使用壽命。因此，如何保證機車風(fēng)源系統(tǒng)供風(fēng)能力，使客運列車用風(fēng)量與機車風(fēng)源系統(tǒng)供風(fēng)能力達到最佳匹配，對客運列車的行車安全具有重要意義。

國內(nèi)對機車供風(fēng)系統(tǒng)的研究較少，文獻[1]提出的機車風(fēng)源系統(tǒng)參數(shù)選擇流量法為機車風(fēng)源系統(tǒng)的設(shè)計提供了有效手段。文獻[2]通過對城軌車輛供風(fēng)系統(tǒng)用風(fēng)量估算，計算出風(fēng)源系統(tǒng)的充風(fēng)時間，根據(jù)現(xiàn)場試驗驗證供風(fēng)系統(tǒng)設(shè)計是否滿足要求。文獻[3]介紹了影響機車風(fēng)源系統(tǒng)供風(fēng)能力的壓縮機型式、排氣壓強、總風(fēng)缸壓強選取原則、空氣壓縮機排氣量和主風(fēng)缸容積的計算與選擇方法。文獻[4]對解決客運機車與客車空氣系統(tǒng)匹配問題進行了探討，提出用兩個空氣壓強控制開關(guān)分別控制兩臺壓縮機，且兩臺壓縮機啟動壓強保持一定差值；或?qū)⒅苿佑蔑L(fēng)和輔助用風(fēng)系統(tǒng)分離設(shè)計。文獻[5]介紹了動車組風(fēng)源系統(tǒng)的組成、功能、參數(shù)，同時還介紹了風(fēng)源系統(tǒng)的管理模式。文獻[6]對高速動車組制動供風(fēng)系統(tǒng)進行了仿真與分析。文獻[7]對北京地鐵1號線地鐵列車風(fēng)源系統(tǒng)出現(xiàn)的HS20型空氣壓縮機頻繁啟動進行了分析，指出通過增加安裝壓強繼電器和細(xì)化控制壓強仍不能有效解決壓縮機頻繁啟動的問題。文獻[8]分析了壓縮機排氣量、機車總風(fēng)缸容積及列車制動系統(tǒng)的泄漏對列車充氣時間的影響，指出了機車供風(fēng)能力與機車制動系統(tǒng)中繼閥的關(guān)系。上述對機車風(fēng)源系統(tǒng)的研究主要以質(zhì)量守恒為依據(jù)，僅考慮穩(wěn)態(tài)特性，也沒有明確提出機車風(fēng)源系統(tǒng)各參數(shù)之間的關(guān)系及對壓縮機啟動次數(shù)的影響顯著性。因此，在保證機車供風(fēng)能力前提下，如何優(yōu)化機車風(fēng)源系統(tǒng)參數(shù)，解決壓縮機頻繁啟動的現(xiàn)象迫在眉睫。

首先建立了列車風(fēng)源及用風(fēng)系統(tǒng)模型，開發(fā)了對應(yīng)的基于氣體流動理論的仿真程序。根據(jù)試驗結(jié)果確定客運列車的用風(fēng)量。在保證用風(fēng)量的前提下，通過調(diào)整主風(fēng)缸容積、壓縮機開啟壓強、壓縮機排氣量，深入分析機車風(fēng)源系統(tǒng)參數(shù)變化對其供風(fēng)能力的影響?；谡辉囼灧?，通過正交試驗分析得到最優(yōu)解，為實際運用中機車風(fēng)源系統(tǒng)參數(shù)設(shè)計提供理論依據(jù)。

圖1 列車風(fēng)源與用風(fēng)系統(tǒng)模型簡圖

1 列車風(fēng)源與用風(fēng)系統(tǒng)模型

機車風(fēng)源系統(tǒng)由兩臺壓縮機和兩個主風(fēng)缸組成，兩臺壓縮機與主風(fēng)缸1相連，兩個主風(fēng)缸間通過管路相連。主風(fēng)缸1主要給列車制動系統(tǒng)供風(fēng)，主風(fēng)缸2負(fù)責(zé)列車中各車輛空氣彈簧、塞拉門、集便器等用風(fēng)設(shè)施的供風(fēng)。上述供風(fēng)系統(tǒng)根據(jù)實際情況每個壓縮機模型化為一個具有固定質(zhì)量流率的恒流源，一個主風(fēng)缸模型化為一個壓力容器。

在用風(fēng)系統(tǒng)中，每個車輛的塞拉門、空氣彈簧、集便器，制動系統(tǒng)都獨立用風(fēng)，并且每個車輛的用風(fēng)具有不同時性和不同量性，因此對每個車輛用風(fēng)獨立模型化難度較大，同時也沒有這個必要，因為對應(yīng)于風(fēng)源系統(tǒng)，主要考察的是所有用風(fēng)裝置用風(fēng)總量，因此用風(fēng)系統(tǒng)集成模型更加實用化，為此將列車用風(fēng)假定為兩個大容量壓力容器，一個壓力容器主要代表制動系統(tǒng)，另一個壓力容器代表其他用風(fēng)。列車風(fēng)源及用風(fēng)系統(tǒng)共模型化為4個壓力容器，兩個壓縮機，模型中還包含了各壓力容器間的連接管。圖中V1、V2是主風(fēng)缸，V3、V4是用風(fēng)裝置。

將壓縮機模型化為一個恒質(zhì)量流率進氣源，單位時間內(nèi)進氣量恒定，它開啟時(可能兩個壓縮機同時開啟，也可能一個開啟，或者全部關(guān)閉，開啟的控制方式由設(shè)定壓強確定)，有一個等質(zhì)量流率的質(zhì)量通過 孔流入主風(fēng)缸V1。φ3、φ4孔是連接2個主風(fēng)缸管的兩端開口，此孔徑開度大小是一個常量，(圖1中的第一管，管兩端編號為P1，P2)。φ2、φ5孔分別為兩個主風(fēng)缸與用風(fēng)裝置風(fēng)缸連接管主風(fēng)缸一側(cè)的進排氣孔徑，此孔徑開度為常量，并在此處設(shè)置限壓閥。φ6和φ8分別是2個主風(fēng)缸與用風(fēng)裝置風(fēng)缸連接管用風(fēng)裝置風(fēng)缸一側(cè)進排氣孔徑，該孔在整個工作過程中面積不變化。V3是用風(fēng)裝置1的虛擬風(fēng)缸，該風(fēng)缸容積與列車中制動系統(tǒng)中列車管和副風(fēng)缸容積總和相等，該用風(fēng)裝置有一個排氣孔 ，通過調(diào)整該排氣孔模擬制動裝置用風(fēng)量，V4為用風(fēng)裝置2的虛擬風(fēng)缸，該風(fēng)缸容積與空氣彈簧、集便器等裝置儲風(fēng)容積相等。在該用風(fēng)裝置中設(shè)置一個排氣口φ9，用來模擬輔助用風(fēng)系統(tǒng)用風(fēng)情況。

根據(jù)氣體動力學(xué)原理，編制了仿真氣體流動程序，該仿真系統(tǒng)可以分析各缸容積、初壓強，管路參數(shù)及初壓強，各排氣口參數(shù)、壓縮機壓縮量、開啟關(guān)閉壓強等各種參數(shù)影響，是選擇主風(fēng)缸容積、確定壓縮機工作壓強，各種部件用風(fēng)量對系統(tǒng)壓強影響的分析工具。

2 列車用風(fēng)量的確定

機車用風(fēng)量增加，壓縮機工作率不高以及壓縮機頻繁啟動的現(xiàn)象在很多鐵路局出現(xiàn)，為此在某條線路上進行了列車壓縮機工作狀態(tài)試驗。該試驗測試了主風(fēng)缸壓強，壓縮機工作個數(shù)以及壓縮機工作時間，圖2為某試驗部分時間段的測試結(jié)果曲線，圖中繪出了主風(fēng)缸壓強和壓縮機工作情況。

圖2 主風(fēng)缸壓強及壓縮機啟動臺數(shù)試驗結(jié)果

由圖2可見，當(dāng)車輛用風(fēng)后，主風(fēng)缸壓強下降。用風(fēng)量大小決定主風(fēng)缸壓強的下降速率，當(dāng)主風(fēng)缸壓強下降到約767 kPa時，一臺壓縮機開始啟動，間隔5 s后另一臺壓縮機啟動，兩臺壓縮機啟動時間差很小，可以認(rèn)為兩臺壓縮機同時啟動，理論設(shè)定兩臺壓縮機同時啟動壓強為750 kPa，顯然壓縮機啟動實際值和理論值相差約17 kPa。當(dāng)壓縮機工作后，主風(fēng)缸壓強迅速上升，壓強上升速率與壓縮機壓氣能力直接相關(guān)，能力越大，壓強曲線斜率越大，壓強上升越快，當(dāng)主風(fēng)缸壓強達到907 kPa時，壓縮機停止工作。因為用風(fēng)裝置繼續(xù)用風(fēng)，壓縮機不再給主風(fēng)缸供氣，主風(fēng)缸壓強再次出現(xiàn)下降，從主風(fēng)缸壓強下降速率看，第2次主風(fēng)缸壓強下降和第1次壓強速率基本相同，即用風(fēng)量基本一致，同樣在主風(fēng)缸壓強下降到較低時，壓縮機開始工作，主風(fēng)缸壓強再一次上升。在此段試驗數(shù)據(jù)中主風(fēng)缸壓強下降6次，上升5次(對應(yīng)壓縮機工作)。表1為此段試驗數(shù)據(jù)主風(fēng)缸壓強下降和上升速率表，從表中看出第4次下降斜率最大為4.5 kPa/s，說明該時間段內(nèi)用風(fēng)量最大，第1次下降斜率最小為2.3 kPa/s，說明該時間段內(nèi)用風(fēng)量最小，6次壓強下降平均速率為3.4 kPa/s，而從主風(fēng)缸壓強上升速率可以看出壓縮機進氣量與用風(fēng)量差異導(dǎo)致的壓強上升。同時從圖2壓縮機工作個數(shù)看，此壓縮機工作壓強設(shè)定并不規(guī)范，僅在750 kPa左右設(shè)定雙壓縮機同時起作用，壓縮機啟動壓強具有一定離散性，6次啟動壓強分別為767，766，764，745，775，745 kPa，平均雙壓縮機啟動壓強為760 kPa。

表1 主風(fēng)缸壓強下降和上升速率表 kPa/s

為了解決由于列車大用風(fēng)量而產(chǎn)生的雙壓縮機啟動壓強偏高引起的壓縮機頻繁啟動的問題，需要確定該條線路上列車最大用風(fēng)量及所在時間段。由于用風(fēng)量大小決定主風(fēng)缸壓強的下降斜率，可以近似認(rèn)為主風(fēng)缸壓強的下降斜率就等于列車的用風(fēng)量。圖3為列車在該條線路上9點至23點的主風(fēng)缸壓強的下降斜率曲線，由圖3可知列車在18點時，主風(fēng)缸壓強的下降斜率最大，斜率為3.5 kPa/s，即用風(fēng)量最大，在17點時的主風(fēng)缸壓強的下降斜率僅次于18點，斜率為3.3 kPa/s。18點用風(fēng)量達到最大值，故選取18點用風(fēng)為最大用風(fēng)條件。

圖3 主風(fēng)缸壓強下降斜率試驗曲線

2.1 機車充風(fēng)能力校核

根據(jù)試驗數(shù)據(jù)特征，使用仿真模型，仿真機車風(fēng)源系統(tǒng)的充風(fēng)與用風(fēng)完整過程。首先確定壓縮機進氣量的準(zhǔn)確性，為此，將模型中用風(fēng)風(fēng)缸容積設(shè)置為零，并控制僅有一個壓縮機工作，以此實現(xiàn)一個壓縮機向主風(fēng)缸充氣過程，并與同樣條件的試驗結(jié)果比較確定壓縮機充氣系數(shù)。圖4是仿真和試驗的壓縮機給主風(fēng)缸充氣的壓強變化曲線，從圖中可以看出，一臺壓縮機向主風(fēng)缸充氣，主風(fēng)缸壓強由0 kPa上升至900 kPa試驗所用時間為371 s，仿真所用時間為391 s，仿真曲線和試驗曲線基本吻合，由此確定了壓縮機充氣系數(shù)。

圖4 主風(fēng)缸初充氣壓強曲線

2.2 列車用風(fēng)量確定

在壓縮機充氣能力確定后，根據(jù)試驗結(jié)果設(shè)定壓縮機啟動壓強，就可以仿真機車風(fēng)源系統(tǒng)動態(tài)工作過程。在仿真過程中，不斷調(diào)整用風(fēng)裝置的排氣孔大小模擬列車中用風(fēng)裝置的用風(fēng)量，同時再比較主風(fēng)缸壓強和壓縮機工作臺數(shù)。當(dāng)主風(fēng)缸壓強變化曲線和試驗曲線接近，同時壓縮機工作情況也與試驗結(jié)果相近時，就確定此時的用風(fēng)裝置排氣量就是真實列車的用風(fēng)量。為了排除仿真與試驗對應(yīng)的偶然性，共選取了18點的1 h的試驗數(shù)據(jù)作為對比。根據(jù)該段試驗數(shù)據(jù)壓縮機平均開啟壓強為788 kPa，主風(fēng)缸容積1 200 dm3，壓縮機排氣量2.4 m3/min，利用仿真程序，調(diào)整用風(fēng)裝置的排氣孔大小，對該小時內(nèi)主風(fēng)缸壓強和壓縮機工作臺數(shù)進行仿真，圖5是該段時間試驗與仿真的主風(fēng)缸壓強與壓縮機工作臺數(shù)隨時間的變化曲線。由圖可知，在一個小時內(nèi)，壓縮機共啟動44次，每次啟動幾乎都是兩臺壓縮機同時工作；壓縮機工作時間試驗值為1 672 s，占總時間的46.4%，壓縮機工作時間仿真值為1 753 s，誤差為4.87%。壓縮機啟動前和壓縮機啟動后主風(fēng)缸壓強變化斜率仿真結(jié)果和試驗結(jié)果基本一致。由于試驗測試結(jié)果中壓縮機工作啟動壓強偏差，個別次數(shù)壓縮機工作開始時間仿真值和試驗值略有差異，試驗結(jié)果中有某幾次壓縮機啟動壓強明顯低，低于壓縮機平均啟動壓強(仿真中設(shè)定的壓縮機工作壓強與平均啟動壓強相等)，壓縮機工作壓強越低，壓縮機啟動時間越滯后。從總的趨勢看主風(fēng)缸壓強曲線和壓縮機工作時間、啟動個數(shù)與試驗值基本吻合。因此，此時的用風(fēng)裝置排氣量就是真實列車的用風(fēng)量。

圖5 主風(fēng)缸壓強及壓縮機啟動臺數(shù)仿真與試驗對比圖

從18點時試驗數(shù)據(jù)看出壓縮機啟動次數(shù)44次，大于30次/h，不滿足壓縮機工作要求，標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定螺桿式壓縮機應(yīng)在額定工作壓強、啟停次數(shù)不超過每小時30次條件下，持續(xù)運行8 h后，各零部件不應(yīng)損壞，無漏氣、漏油現(xiàn)象[9]；壓縮機工作時間1 672 s，工作率為46.4%，且要求壓縮機工作率越大越好。因此，需要對壓縮機啟動次數(shù)和壓縮機工作時間進 行優(yōu)化。為了使壓縮機啟動次數(shù)滿足標(biāo)準(zhǔn)要求并確保壓縮機工作率盡可能高，首先確定影響壓縮機工作時間和工作次數(shù)的機車風(fēng)源系統(tǒng)參數(shù)，分析這些參數(shù)變化對壓縮機工作時間和工作次數(shù)的影響趨勢，然后對壓縮機工作時間和工作次數(shù)進行優(yōu)化。

3 正交試驗設(shè)計

主風(fēng)缸容積、壓縮機啟動壓強和壓縮機排氣能力都能夠影響機車系統(tǒng)供風(fēng)能力，多種影響因素多水平的優(yōu)化最合理的方法就是正交試驗法[10]，下面使用正交試驗方法分析參數(shù)影響并優(yōu)選結(jié)果。

首先選取主風(fēng)缸容積A、壓縮機啟動壓強B和壓縮機排氣量C作為影響因子，壓縮機工作時間Y1和壓縮機啟動次數(shù)Y2為檢驗指標(biāo)，分別賦予3個參數(shù)兩個水平，即主風(fēng)缸容積1 200，1 300 dm3、壓縮機雙機啟動壓強750，740 kPa、壓縮機排氣量2.4，2.3 m3/min，利用L8(27)正交表[11]安排正交試驗方案，見表2，共安排了8次試驗，試驗號1～8，A×B為因子A和因子B的交互作用，A×C為因子A和因子C的交互作用，B×C為因子B和因子C的交互作用。把影響因子主風(fēng)缸容積A安排在L8(27)的第1列，壓縮機啟動壓強B安排在L8(27)的第2列，壓縮機排氣量C安排在L8(27)的第4列，因子間交互作用A×B、A×C、B×C分別安排在L8(27)的第3、5、6列，第7列為空列，作為試驗誤差估計。K1為每一因子第一水平的檢驗指標(biāo)試驗結(jié)果之和，K2為每一因子第二水平的檢驗指標(biāo)試驗結(jié)果之和，為了計算方便，把檢驗指標(biāo)Y1減去1 900，不影響分析的結(jié)論。極差R為K1、K2中最大值減去最小值即R=|K1-K2|，根據(jù)極差R的大小可以判斷各因子對檢驗指標(biāo)的影響大小，極差越大說明因子對檢驗指標(biāo)的影響越大，反之，極差越小說明因子對檢驗指標(biāo)的影響越小。由表2可知，對于檢驗指標(biāo)壓縮機工作時間來說，第4列的極差為343.6，是所有極差中最大的，對應(yīng)的影響因子為壓縮機排氣量C，表明C因子對壓縮機工作時間的影響是最主要的，其次是B×C、再其次是B、A×C、A×B、A，故因子及因子之間交互作用的主次關(guān)系為C>B×C>B>A×C>A×B>A，同理，對于檢驗指標(biāo)壓縮機啟動次數(shù)來說，第1列極差最大為12，對應(yīng)的影響因子為主風(fēng)缸容積A，表明A因子對壓縮機啟動次數(shù)的影響最主要，第2列與第4列極差都為10，說明兩個因子對壓縮機啟動次數(shù)的影響是相等的。故因子及因子之間交互作用的主次關(guān)系為A>B與C>B×C>A×B與A×C。

表2中壓縮機啟動次數(shù)均大于30次/h，且逐漸減小。4號試驗壓縮機工作時間最長為2 019.8 s，3號試驗壓縮機工作時間最短為1 924.0 s，兩次試驗壓縮機工作時間相差僅為95.8 s，可見在這8次試驗中壓縮機工作時間雖有變化，但波動不大。在第8號試驗條件下，即主風(fēng)缸容積為1 300 dm3，壓縮機雙機開啟壓強為740 kPa，壓縮機排氣量為2.3 m3/min時，壓縮機啟動次數(shù)最小為31次/h，但仍不滿足壓縮機啟動次數(shù)不大于30次/h的要求，故需繼續(xù)進行正交試驗。根據(jù)參數(shù)可供選擇范圍，主風(fēng)缸容積1 200 L，壓縮機雙機開啟壓強680～760 kPa，壓縮機排氣量2.0～2.9 m3/min，進行多輪正交試驗，正交試驗優(yōu)化結(jié)果如圖6。

表2 正交試驗方案及試驗結(jié)果

圖6 壓縮機排氣量隨壓縮機開啟壓強變化

由圖可知，當(dāng)主風(fēng)缸容積一定且壓縮機實際控制方式為雙機啟動，在壓縮機啟動次數(shù)滿足30次/h的情況下，壓縮機雙機開啟壓強與壓縮機排氣量成反比。壓縮機雙機開啟壓強越高，壓縮機排氣量許用空間越小，反之，壓縮機雙機開啟壓強越低，壓縮機排氣量許用空間越大。對曲線進行擬合，擬合公式為：

y=8.929×10-5x2-0.14x+56.573

(1)

其中x為壓縮機雙機開啟壓強；y為壓縮機排氣量。

因此，當(dāng)主風(fēng)缸容積一定且壓縮機控制方式為雙機啟動時，要確定壓縮機雙機開啟壓強就可以由公式確定滿足壓縮機啟動次數(shù)的壓縮機排氣量。

4 結(jié) 論

建立基于氣體流動理論的機車風(fēng)源及用風(fēng)系統(tǒng)模型，首先根據(jù)試驗數(shù)據(jù)確定列車用風(fēng)量，在此基礎(chǔ)上，基于正交試驗法，分析參數(shù)影響，并通過仿真結(jié)果正交試驗分析得到滿足壓縮機啟動次數(shù)的主風(fēng)缸容積、壓縮機雙機開啟壓強、壓縮機排氣量優(yōu)化范圍，為實際運用中機車風(fēng)源系統(tǒng)參數(shù)設(shè)計提供理論依據(jù)。

(1)對壓縮機工作時間的影響因素從大到小的順序為：壓縮機排氣量，壓縮機開啟壓強，主風(fēng)缸容積。

(2)對壓縮機啟動次數(shù)的影響因素從大到小順序為：主風(fēng)缸容積，壓縮機開啟壓強和壓縮機排氣量。

(3)當(dāng)主風(fēng)缸容積一定且壓縮機控制方式為雙機啟動時，在壓縮機啟動次數(shù)滿足30次/h的情況下，壓縮機雙機開啟壓強與壓縮機排氣量成反比。

(4)當(dāng)主風(fēng)缸容積一定且壓縮機控制方式為雙機啟動時，得到了滿足壓縮機啟動次數(shù)相對應(yīng)的壓縮機排氣量和啟動壓力關(guān)系表達式。