曹楚君，黃樂艷，望 超

（湖南高速鐵路職業(yè)技術(shù)學(xué)院，湖南衡陽 421002）

0 引言

十幾年來，中國持續(xù)開展高鐵技術(shù)創(chuàng)新，動(dòng)車組技術(shù)日新月異，不管是在動(dòng)車組運(yùn)營速度上，還是在動(dòng)車組的數(shù)量上，均取得了飛速發(fā)展。據(jù)統(tǒng)計(jì)，截止2021 年底，我國動(dòng)車組數(shù)量超4 000個(gè)標(biāo)準(zhǔn)編組。我國已成為高鐵運(yùn)營規(guī)模大、運(yùn)營場景豐富的國家[1-2]。制動(dòng)系統(tǒng)作為動(dòng)車組核心關(guān)鍵系統(tǒng)之一，其性能決定車輛的運(yùn)行安全。國內(nèi)鐵道機(jī)車車輛相關(guān)研究科研院所、實(shí)驗(yàn)室、制造企業(yè)研究學(xué)者們不斷借助試驗(yàn)分析和動(dòng)態(tài)仿真等方法對(duì)動(dòng)車組制動(dòng)系統(tǒng)及其元件進(jìn)行研究，優(yōu)化制動(dòng)系統(tǒng)元件結(jié)構(gòu)，提高制動(dòng)系統(tǒng)性能，減少制動(dòng)系統(tǒng)故障率[3-9]。

中繼閥是制動(dòng)系統(tǒng)的關(guān)鍵元件，它利用電空轉(zhuǎn)換閥、緊急制動(dòng)閥等元件產(chǎn)生的先導(dǎo)預(yù)控壓力CV，進(jìn)行放大流量，并按一定比例生成制動(dòng)缸壓力。中繼閥在制動(dòng)系統(tǒng)中的作用能夠直接影響動(dòng)車組制動(dòng)性能。

為了研究中繼閥的作用原理，優(yōu)化中繼閥的結(jié)構(gòu)和性能，提高中繼閥的可靠性，減少動(dòng)車組制動(dòng)系統(tǒng)故障。本文在查閱大量文獻(xiàn)的基礎(chǔ)上，利用復(fù)興號(hào)動(dòng)車組空氣制動(dòng)系統(tǒng)元件實(shí)際結(jié)構(gòu)與性能數(shù)據(jù)[10]，以復(fù)興號(hào)動(dòng)車組空氣制動(dòng)系統(tǒng)和中繼閥的技術(shù)參數(shù)和性能為基礎(chǔ)數(shù)據(jù)，運(yùn)用AEMSim 軟件對(duì)中繼閥進(jìn)行建模，并就中繼閥模型多項(xiàng)關(guān)鍵特征值進(jìn)行動(dòng)態(tài)仿真，將仿真結(jié)果與標(biāo)準(zhǔn)值和計(jì)算值對(duì)比，最終獲得中繼閥準(zhǔn)確的AMESim 模型。為進(jìn)一步研究中繼閥的結(jié)構(gòu)和搭建完整的動(dòng)車組制動(dòng)系統(tǒng)仿真模型提供研究基礎(chǔ)。

1 工作原理

復(fù)興號(hào)動(dòng)車組制動(dòng)系統(tǒng)的中繼閥為兩段壓力控制中繼閥，可在列車不同運(yùn)行速度下輸出2 種控制壓力。低速、良好黏著運(yùn)行條件下輸出高制動(dòng)力；高速、低黏著運(yùn)行條件下，輸出低制動(dòng)力，從而防止高速列車車輪滑行[11]。

復(fù)興號(hào)動(dòng)車組制動(dòng)系統(tǒng)所用中繼閥原理如圖1 所示，中繼閥通常水平安裝，圖示位置為中繼閥常態(tài)位。該中繼閥由主閥與轉(zhuǎn)換閥兩部分組成，主閥由閥體、閥芯、供氣閥桿、膜板活塞、復(fù)位彈簧等組成，其中，供氣閥桿與膜板活塞h、膜板活塞b、膜板活塞a 固定連接。轉(zhuǎn)換閥相當(dāng)于一個(gè)彈簧偏置的三通比例閥，由轉(zhuǎn)換閥閥體、閥芯、復(fù)位彈簧等組成。

圖1 中繼閥原理

該中繼閥可以給制動(dòng)缸充氣、排氣，實(shí)現(xiàn)動(dòng)車組在運(yùn)行時(shí)制動(dòng)、保壓、自動(dòng)補(bǔ)風(fēng)與緩解等功能。

制動(dòng)時(shí)，中繼閥接收先導(dǎo)預(yù)控壓力PCV，該壓力同時(shí)進(jìn)入膜板活塞h 左側(cè)的容腔B3 及膜板活塞b 右側(cè)的容腔B4 中，膜板活塞h 面積Sh大于膜板活塞b 面積Sb，先導(dǎo)壓力PCV推動(dòng)供氣閥桿及膜板活塞向右運(yùn)動(dòng)。當(dāng)供氣閥桿位移為Z= 3 mm 時(shí)，供氣閥桿右端面會(huì)貼合在閥芯左端面，進(jìn)一步推動(dòng)閥芯克服復(fù)位彈簧力離開閥座，閥口打開，壓縮空氣從供風(fēng)口R向C口（通制動(dòng)缸）供氣，C口壓力不斷上升，實(shí)現(xiàn)制動(dòng)作用。

C 口壓力經(jīng)閥體內(nèi)部通道進(jìn)入膜板活塞h 右側(cè)容腔B2室，以及經(jīng)轉(zhuǎn)換閥進(jìn)入膜板活塞a左側(cè)容腔B5室，分別給供氣閥桿產(chǎn)生向左、向右的作用力，因Sh＞Sa，作用力合力向左，隨著C 口壓力不斷升高，向左的作用力不斷增大，當(dāng)C口壓力與先導(dǎo)預(yù)控壓力PCV接近相等時(shí)，閥芯在復(fù)位彈簧的作用下推動(dòng)供氣閥桿、膜板活塞同步向左運(yùn)動(dòng)，直到閥口關(guān)閉，此時(shí)，C 口壓力等于先導(dǎo)預(yù)控壓力PCV并保持不變，實(shí)現(xiàn)保壓作用。

當(dāng)先導(dǎo)預(yù)控壓力PCV增大或者C口壓力因泄漏下降時(shí)，膜板活塞h 右側(cè)的作用力減小，閥口會(huì)重新開啟，給C口充氣，直到再次達(dá)到平衡位置，實(shí)現(xiàn)了自動(dòng)補(bǔ)風(fēng)功能。

當(dāng)先導(dǎo)預(yù)控壓力PCV下降或?yàn)? 時(shí)，膜板活塞h 右側(cè)的作用力大于先導(dǎo)預(yù)控壓力PCV，供氣閥桿會(huì)向左運(yùn)動(dòng)，供氣閥桿右端面與閥芯分離，C 口壓力經(jīng)閥芯中部的通道，從排氣口O1排向大氣，實(shí)現(xiàn)緩解作用。

該中繼閥還具有制動(dòng)力分級(jí)控制功能，通過轉(zhuǎn)換閥T口壓力來控制。在一定條件下，轉(zhuǎn)換閥T口會(huì)產(chǎn)生一定大小的壓縮空氣，推動(dòng)轉(zhuǎn)換閥閥芯向左運(yùn)動(dòng)，逐步關(guān)閉C 口向膜板活塞a 左側(cè)容腔B5 室充氣通道，同時(shí)打開膜板活塞a 左側(cè)容腔B5 室與O3排氣口通道，膜板活塞a 左側(cè)容腔B5室壓力逐步下降，給供氣閥桿及膜板活塞提供向右的作用力也逐步減小。當(dāng)下降為零時(shí)，膜板活塞a不給供氣閥桿及膜板活塞提供向右的作用力，在先導(dǎo)控制壓力PCV相同的情況下，從C口輸出的壓力將變小，此時(shí)，中繼閥處于低制動(dòng)能力狀態(tài)。反之，中繼閥工作在高制動(dòng)能力狀態(tài)。中繼閥膜板活塞b左側(cè)與膜板活塞a右側(cè)衡通大氣，不影響閥動(dòng)作。

2 中繼閥動(dòng)力學(xué)動(dòng)態(tài)平衡方程

中繼閥在工作過程中存在運(yùn)動(dòng)的元件有膜板活塞與供氣閥桿、閥芯、轉(zhuǎn)換閥閥芯等。根據(jù)中繼閥結(jié)構(gòu)原理，中繼閥可以簡化為噴嘴-擋板閥模型進(jìn)行分析，同時(shí)，轉(zhuǎn)換閥對(duì)膜板活塞a 的控制方式可簡化為三通閥控差動(dòng)氣缸模型。簡化后進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析，列動(dòng)力學(xué)平衡方程。

2.1 閥芯動(dòng)力學(xué)平衡方程

閥芯動(dòng)力學(xué)平衡方程如下：

式中：Pa(t)為膜板活塞a 處B5 腔壓力，Pa，與轉(zhuǎn)換閥輸出壓力有關(guān)，Pa(t)=PT(t)ψ(xz)，ψ(xz)的具體數(shù)學(xué)表達(dá)式見文獻(xiàn)[7]；Sa為膜板活塞a 下表面作用面積，m2；S2為閥芯導(dǎo)桿上方作用面積，m2；S6為膜板活塞h 下表面作用面積，m2；Sh為膜板活塞h 上表面作用面積，m2；Sb為膜板活塞b 上表面作用面積，m2；Kf為閥芯復(fù)位彈簧剛度，N∕m；Kg為膜板活塞復(fù)位彈簧剛度，N∕m；x0為閥芯復(fù)位彈簧的初始?jí)嚎s量，m；x1為膜板活塞復(fù)位彈簧的初始?jí)嚎s量，m；x(t)為閥芯位移，m；Z為供氣閥與閥芯間隙，m；PCV(t)為先導(dǎo)控制口壓力，Pa；PC(t)為C 口輸出壓力，Pa；m1為閥芯質(zhì)量，kg；m2為膜板活塞及供氣閥桿質(zhì)量，kg；Fseat為氣體在閥口區(qū)域的作用力，N；B為運(yùn)動(dòng)件阻尼系數(shù)。

2.2 氣體在閥口區(qū)域的作用力

氣體在閥口區(qū)域的作用力Fseat計(jì)算模型如圖2所示。

圖2 閥口區(qū)域的作用力計(jì)算模型

由平端碰嘴-擋板閥擋板的力特性為式（2）[12]：

式中：為通過閥口的質(zhì)量流量，kg∕s；V2為氣體流速，m∕s；Pr為沿閥口軸向任意截面壓力，Pa，取值區(qū)間[PC(t),PR(t)]；r為沿閥口軸向任意截面半徑，m，取值區(qū)間[

2.3 轉(zhuǎn)換閥閥芯的動(dòng)力學(xué)方程

轉(zhuǎn)換閥閥芯的動(dòng)力學(xué)方程如下：

式中：PT(t)為轉(zhuǎn)換閥T 口壓力，Pa；S7為轉(zhuǎn)換閥閥芯作用面積，m2；KZ為轉(zhuǎn)換閥復(fù)位彈簧剛度，N∕m；xz0為轉(zhuǎn)換閥彈簧的初始?jí)嚎s量，m；xz(t)為轉(zhuǎn)換閥閥芯位移，m；m3為轉(zhuǎn)換閥閥芯質(zhì)量，kg。

3 建?；A(chǔ)數(shù)據(jù)分析

要獲得準(zhǔn)確的仿真模型，在中繼閥模型建模之前，需要確定復(fù)興號(hào)動(dòng)車組制動(dòng)系統(tǒng)相關(guān)基礎(chǔ)數(shù)據(jù)，如各級(jí)速度下的減速度、運(yùn)行阻力、動(dòng)車組載荷等數(shù)據(jù)，還需要明確制動(dòng)力與制動(dòng)缸壓力計(jì)算公式。

復(fù)興號(hào)動(dòng)車組各級(jí)常用制動(dòng)減速度如表1所示。

表1 各級(jí)常用制動(dòng)減速度值m∕s2

復(fù)興號(hào)動(dòng)車組運(yùn)行阻力計(jì)算公式如式（4）所示。

式中：FW為一列8 編組復(fù)興號(hào)動(dòng)車組運(yùn)行阻力，kN；v為動(dòng)車組運(yùn)行速度，km∕h。

復(fù)興號(hào)動(dòng)車組載荷值如表2所示。

表2 各車廂載荷值t

復(fù)興號(hào)動(dòng)車組制動(dòng)力計(jì)算公式如式（5）所示。

式中：F(i,j)B_AW_j為每車∕轉(zhuǎn)向架制動(dòng)力，kN；M(i,j)AW_j為每車∕轉(zhuǎn)向架各工況下載荷，t；M(i,j)AW_0為每車∕轉(zhuǎn)向架空載況下載荷，t；j為載荷工況編號(hào)；Jz為慣量系數(shù)，拖車取0.045，動(dòng)車取0.065；a為減速度。

復(fù)興號(hào)動(dòng)車組制動(dòng)缸壓力計(jì)算公式如式（6）所示。

式中：P(i,j)C_AW_j為制動(dòng)缸壓力，kPa；DW為車輪直徑，mm，取新輪直徑920 mm；RF為摩擦半徑，mm，拖車取247 mm，動(dòng)車取305 mm；NV_B為車輛∕轉(zhuǎn)向架數(shù)量，取8（車輛）或16（轉(zhuǎn)向架）；NV_B_C為每車∕轉(zhuǎn)向架上制動(dòng)缸數(shù)量，每動(dòng)車轉(zhuǎn)向架取4，每拖車轉(zhuǎn)向架取6；L0為夾鉗制動(dòng)倍率，拖車取3.2，動(dòng)車取2.05；η0為夾鉗機(jī)械效率，取0.95；ξ為摩擦因數(shù)，取0.32；LI為制動(dòng)缸制動(dòng)倍率，取1；ηI為制動(dòng)缸機(jī)械效率，取0.98；FS1為制動(dòng)缸復(fù)位彈簧力1，取1.5 kN；FS2為制動(dòng)缸復(fù)位彈簧力2，取0；SC為制動(dòng)缸作用面積，拖車取0.032 4 m2，動(dòng)車取0.051 m2；

4 建立模型

在Siemens Simcenter Amesim 軟件中，建立中繼閥仿真模型如圖3所示。輸入控制器9產(chǎn)生動(dòng)車組每輛車在不同工況、不同速度與不同制動(dòng)級(jí)位下的制動(dòng)缸壓力理論值，具體模型如圖4所示。

中繼閥仿真模型建模過程中，主要參數(shù)參數(shù)如表3所示。部分關(guān)鍵參數(shù)值取自于中繼閥與復(fù)興號(hào)動(dòng)車組制動(dòng)系統(tǒng)實(shí)際數(shù)據(jù)。

5 仿真分析

對(duì)中繼閥仿真模型進(jìn)行輸入輸出特征、充排氣能力、制動(dòng)力分級(jí)控制、滯后、輸出壓力-位移特征5項(xiàng)動(dòng)態(tài)特征進(jìn)行分析，驗(yàn)證中繼閥仿真模型的正確性。

圖3 中繼閥仿真模型

圖4 輸入控制器模型

表3 中繼閥模型主要參數(shù)表

5.1 輸入輸出特征分析

在中繼閥仿真模型分別輸入動(dòng)車組車輛在不同工況、不同速度、不同常用制動(dòng)等級(jí)下的制動(dòng)缸壓力理論曲線，得到制動(dòng)缸的輸出壓力特征曲線。圖5 所示為在空載工況下，復(fù)興號(hào)動(dòng)車組TC01 車1～7 級(jí)常用制動(dòng)時(shí)，制動(dòng)缸壓力的仿真值與理論值特征曲線。圖中，中繼閥響應(yīng)階段仿真壓力存在一定滯后，與理論值相差較大，但制動(dòng)缸壓力仿真值與理論值整體趨向一致。選取速度為30 km∕h時(shí)，TC01、MB05兩車在各種工況、各制動(dòng)級(jí)位下，制動(dòng)缸壓力仿真值與理論值進(jìn)行數(shù)據(jù)對(duì)比，如表4所示。表中數(shù)據(jù)可以看出，仿真值與理論值最大偏差為12.8 kPa，符合標(biāo)準(zhǔn)±20 kPa要求。

圖5 在空載工況下，TC01車1～7級(jí)常用制動(dòng)時(shí)，制動(dòng)缸壓力仿真值與理論值特征曲線

表4 速度為200 km/h時(shí)制動(dòng)缸壓力仿真值與理論值對(duì)比kPa

5.2 充排氣能力

在中繼閥的輸出口C 接18 L 容積，輸入口R 充800 kPa 壓縮空氣，控制口T 充0 kPa 壓縮空氣情況下，中繼閥充排風(fēng)應(yīng)滿足[13]：C口壓力由0上升到最大壓力的95%所需時(shí)間小于或等于2 s；C 口壓力由最大壓力下降到40 kPa 所需時(shí)間小于或等于3.5 s。本文選取最大壓力為450 kPa 進(jìn)行仿真，仿真結(jié)果如圖6 所示。由圖可知，在1 s 內(nèi)，中繼閥C 口壓力由0 上升到427.43 kPa，超過最大壓力的95%；在2 s 內(nèi)，中繼閥壓力由450 kPa 下降到40.03 kPa。中繼閥的充排氣能力符合要求。

圖6 中繼閥充排氣能力曲線

圖7 制動(dòng)力分級(jí)控制曲線

5.3 制動(dòng)力分級(jí)控制分析

為了防止摩擦制動(dòng)過熱和防止超過允許的最大摩擦因數(shù)，采用了制動(dòng)力分級(jí)控制功能。根據(jù)不同的速度，車輛需施加不同的制動(dòng)力，動(dòng)車組通常在緊急制動(dòng)UB運(yùn)用制動(dòng)力分級(jí)功能。

復(fù)興號(hào)動(dòng)車組緊急制動(dòng)UB 制動(dòng)力分級(jí)控制方式為：當(dāng)動(dòng)車運(yùn)行速度V＞250 km∕h、拖車運(yùn)行速度V＞300 km∕h時(shí)，給中繼閥的T 口加載PT(t) ≥300 kPa 壓力，動(dòng)車組處于低制動(dòng)能力工況下，中繼閥輸出壓力PC(t)與先導(dǎo)預(yù)控壓力PCV(t)滿足式（7）比例要求：

當(dāng)動(dòng)車運(yùn)行速度V＜250 km∕h、拖車運(yùn)行速度V＜300 km∕h 時(shí)，中繼閥的T 口加載的壓力PT(t) ＜50 kPa 或?yàn)镻T(t) = 0，動(dòng)車組處于高制動(dòng)能力工況下，PC(t)與PCV(t)滿足式（8）比例要求：

圖7所示為中繼閥制動(dòng)力分級(jí)控制的仿真曲線，模擬控制口T 的壓力從0 kPa 逐級(jí)上升到350 kPa，再迅速下降到0 kPa 過程中，中繼閥輸出壓力PC(t)與先導(dǎo)預(yù)控壓力PCV(t)的比例關(guān)系，并在表5中進(jìn)行了對(duì)比分析，在高、低制動(dòng)工況時(shí)，輸出壓力與先導(dǎo)預(yù)控壓力的比例誤差都比較小，最大不超過3.14%，中繼閥仿真模型符合制動(dòng)力分級(jí)控制要求。

表5 中繼閥先導(dǎo)預(yù)控壓力與輸出壓力對(duì)比

5.4 滯后分析

中繼閥的輸入輸出特征中，在同一輸入壓力下不同變化趨勢(shì)時(shí)，有不同的輸出壓力P，此種現(xiàn)象稱為滯后。中繼閥閥芯、供氣閥桿、膜板活塞等運(yùn)動(dòng)件與閥體、密封件之間的摩擦；閥芯、供氣閥桿復(fù)位彈簧的預(yù)緊力等都是引起滯后的因素[14]。滯后值ΔP為先導(dǎo)預(yù)控壓力PCV(t)下降與上升時(shí)，輸出壓力PC(t)值之差，中繼閥的仿真模型滯后曲線如圖8 所示。圖中可以看出滯后值ΔP超出30 kPa，在滯后標(biāo)準(zhǔn)值之內(nèi)[15]，符合標(biāo)準(zhǔn)要求。

圖8 中繼閥滯后曲線

5.5 輸出壓力-位移特性分析

在中繼閥的輸出壓力PC(t)隨先導(dǎo)預(yù)控壓力PCV(t)變化過程中，閥芯與供氣閥桿的位移也隨著變化，圖9 所示為先導(dǎo)預(yù)控壓力PCV(t)、輸出壓力PC(t)、供氣閥桿位移Sg(t)、閥芯位移Sf(t)隨時(shí)間的變化曲線。圖中，在0～2 s 時(shí)先導(dǎo)預(yù)控壓力由0 kPa 上升到450 kPa，供氣閥桿在0.1 s迅速移動(dòng)了3 mm，供氣閥桿與閥芯開始接觸，并在1.5 s 時(shí)推動(dòng)閥芯移動(dòng)了0.4 mm，并保持閥芯位置不變，持續(xù)向中繼閥C 口輸出壓縮空氣。此時(shí)，供氣閥桿與閥芯的位移分別為3.4 mm 與0.4 mm，兩者位移的差值為供氣閥桿頂端間隙Z值。在2 s 先導(dǎo)預(yù)控壓力達(dá)到最大值450 kPa 時(shí)，由于存在滯后，輸出壓力只上升到了401 kPa。在2.3 s 時(shí)，輸出壓力上升到了438 kPa，輸入與輸出壓力關(guān)系滿足±20 kPa 要求。在2～4 s 時(shí)。先導(dǎo)預(yù)控壓力保持450 kPa 不變，在閥口作用力Fseat、膜板活塞及復(fù)位彈簧的共同作用下，供氣閥桿與閥芯的位移同步下降。在2.3 s時(shí)，供氣閥桿位移下降到3 mm，閥芯位移下降到0 mm，閥芯落到閥座上，閥口關(guān)閉，切斷供風(fēng)口R 向C 口供氣通道。此時(shí)，輸出壓力上維持438 kPa 不變。供氣閥桿與閥芯位移的差值仍然為供氣閥桿頂端間隙Z值。在5～7.5 s 時(shí)。先導(dǎo)預(yù)控壓力由450 kPa 下降到0 kPa，在膜板活塞及復(fù)位彈簧的作用下，供氣閥桿位移進(jìn)一步下降，供氣閥桿頂端面脫離閥芯底面形成間隙，中繼閥C 口壓力PC(t)通過間隙、閥芯中間的排氣口O1排向大氣。輸出壓力由438 kPa 成比例下降，并在7.5 s時(shí)下降到38 kPa，中繼閥排氣能力符合要求。

圖9 輸出壓力與位移特征曲線

在先導(dǎo)預(yù)控壓力PCV(t)變化過程中，輸出壓力PC(t)與供氣閥桿位移Sg(t)、閥芯位移Sf(t)的變化規(guī)律保持一致，并符合控制要求。

6 結(jié)束語

本文依據(jù)復(fù)興號(hào)動(dòng)車組中繼閥結(jié)構(gòu)和工作原理，建立了中繼閥的工作原理圖和中繼閥動(dòng)力學(xué)動(dòng)態(tài)平衡方程，搭建了AMESim 仿真模型，并對(duì)中繼閥多項(xiàng)關(guān)鍵特征進(jìn)行了仿真分析。仿真結(jié)果表明：該中繼閥仿真模型在輸入輸出特征、充排氣能力、制動(dòng)力分級(jí)控制、滯后、輸出壓力-位移特征等五項(xiàng)動(dòng)態(tài)特征滿足復(fù)興號(hào)動(dòng)車組制動(dòng)系統(tǒng)中繼閥標(biāo)準(zhǔn)值和計(jì)算值，證明了中繼閥動(dòng)力學(xué)動(dòng)態(tài)平衡方程有效，中繼閥AMESim模型準(zhǔn)確有效。

中繼閥是動(dòng)車組制動(dòng)系統(tǒng)中的關(guān)鍵元件，利用該模型，進(jìn)一步搭建制動(dòng)系統(tǒng)電空轉(zhuǎn)換閥、空重車調(diào)整閥、緊急電磁閥、防滑閥等仿真模型，進(jìn)行制動(dòng)系統(tǒng)總體性能仿真分析，為研究和優(yōu)化動(dòng)車組制動(dòng)系統(tǒng)性能提供基礎(chǔ)。