鐵路貨車集成制動系統制動和緩解性能預測

華成婷,曲寶章,陳曉媛,朱建寧,盧碧紅

(大連交通大學 機械工程學院，遼寧 大連 116028)*

0 引言

近年來，我國鐵路客車發展迅速，但我國大部分線路屬于客貨混跑線路，客車速度和數量的增加,必然會使貨車的運行量減少，因此，提高貨車運行速度和載重是提高鐵路運輸能力的主要措施,其關鍵取決于轉向架和制動裝置的性能[1]. 通過多年研究與發展，我國貨車轉向架已基本定型，所以改善制動裝置成為鐵路貨車發展的關鍵[2]. 我國傳統的制動裝置受結構位置的限制,甚至需要多級杠桿進行傳動,制動裝置的布局較為復雜，不但降低了傳動效率,也降低了制動與緩解的可靠性，不能滿足我國貨車發展的需求[3]. 集成制動系統是指制動缸集成在轉向架上，每個轉向架可作為獨立的制動單元控制車輛制動與緩解的制動系統，由于省去了大量的杠桿結構, 具有結構緊湊、傳動效率高、安裝方便、質量輕等優點[4]. 如今集成制動系統在國外已運用成熟，我國研制較晚，但近年來借鑒國外技術及經驗，已取得很大進步，將來必然會成為我國未來鐵路發展的重點研究方向.

經調研發現，我國大部分鐵路貨車均存在輪瓦磨耗不均勻，不易緩解等現象，影響車輛的正常運行，集成制動系統若要廣泛運用，必然需要針對上述現象做深入研究. 輪瓦磨耗不均勻通常有制動時各閘瓦壓力分布不均勻、緩解時各位閘瓦不同步等原因，不易緩解是因為緩解阻力過大，均屬于制動、緩解不良.本文以集成制動裝置為研究對象，運用理論分析與多體動力學仿真實驗分析相結合的方法，研究其閘瓦制動力分布均勻性、緩解阻力、緩解同步性，從而預測其制動性能和緩解性能.

1 結構與工作原理分析

1.1 組成結構

集成制動裝置主要由主制動梁、副制動梁、主制動杠桿、副制動杠桿、制動缸、推桿、閘瓦間隙調節器(閘調器)、閘瓦等部件組成[5]，結構如圖1所示. 制動缸固裝在制動梁上，主、副制動杠桿通過制動梁支柱水平安裝，缸內推出的制動力通過主制動杠桿、閘調器、副制動杠桿和推桿在同一水平面內傳遞.

圖1 集成制動裝置的結構示意圖

1.2 工作原理分析

當車輛實施制動時，壓力空氣充入制動缸內推動活塞運動，制動力通過活塞桿傳出帶動主制動杠桿繞制動梁支柱轉動，同時主制動梁有向輪對方向的運動趨勢. 主制動杠桿推動閘調器，將制動力傳遞到副制動杠桿端，帶動副制動梁向車輪方向運動，使閘瓦與踏面接觸實施后輪對的制動. 副制動杠桿轉動的同時帶動推桿移動，將力傳遞到制動缸后側，推動前制動梁實施前輪對的制動.

當車輛實施緩解時，在主、副制動梁自身重力的作用下滑塊沿滑槽方向下滑，同時制動缸內的緩解彈簧被壓縮后產生回復力，推動活塞反向運動，促使制動梁帶動閘瓦與輪對踏面分離，使得制動裝置緩解.

2 受力分析

2.1 各閘瓦制動力分析

根據制動力的傳遞過程，對機構進行力學分析，計算各位閘瓦制動力，預測閘瓦壓力的均勻性，忽略摩擦與桿件的重力.

(a) 主制動杠桿受力簡圖 (b) 副制動杠桿受力簡圖

圖2制動杠桿水平面受力分析

主、副制動杠桿受力分析簡圖如圖2所示. 根據力矩平衡原理，可列等式：

其中，P為制動缸活塞桿推出產生的制動力，FB、FE為主、副制動梁對制動杠桿的支反力，FC、FD為閘調器對主、副制動杠桿的作用力，FC=FD，FF為推桿對制動杠桿的作用力，a、b、c、d為圖2 (a)、(b)中對應的力臂長度.

(a)主制動梁受力簡圖 (b) 副制動梁受力簡圖

圖3制動梁水平面受力分析

主、副制動梁受力分析簡圖如圖3所示，制動缸與閘瓦都固裝在制動梁上，可作為一整體進行力學分析. 則根據力矩平衡原理，可列等式：

計算結果表明，主制動梁上的兩位閘瓦壓力分布不均，表現為K1>K2，差值與制動缸相對支柱的偏距e有關；副制動梁上的兩位閘瓦壓力分布均勻，表現為K3=K4. 同側閘瓦制動力具體差值，需通過仿真實驗進行分析.

2.2 機構緩解阻力分析

集成制動裝置的緩解阻力有兩個來源：一是機構間的相互制約作用，由于該集成制動系統是由多桿件相關聯的集成機構，每個零部件的運動都會受與其他連接件的制約；二是制動梁沿滑槽下滑時，滑塊與滑槽磨耗板間產生摩擦阻力.

(a)主制動梁受力(b) 副制動梁受力

圖4制動杠桿縱向面受力分析

(1)兩制動梁由推桿和閘調器連接，緩解時，分別向不同方向運動必定相互牽制. 用隔離法分別對主、副制動梁做縱向面的受力分析，受力簡圖如圖4所示，忽略摩擦. 主、副制動梁側重量約為G1、G2(主制動梁含制動缸)，側架滑槽與水平面夾角為θ，F1、F2為主、副制動梁受水平力，其中：

N1=G1·cosθ=F1·sinθ

(11)

通過式(11)得出：

F1=G1·tanθ

(12)

帶入具體數值計算得:F1=369 N, 同理可計算出F2=297 N，F1的反作用力阻礙副制動梁緩解，主制動梁受F2反作用力阻礙，兩個水平力相差72 N，這72 N的水平力作用在副制動梁上，制約其運動，等效為增大了副制動梁的緩解阻力.

(2)制動梁下滑時所受摩擦阻力與重力成正比，主制動梁上裝有制動缸，總重大于副制動梁，因此主制動梁受摩擦阻力大于副制動梁. 又因為摩擦阻力與滑塊和滑槽磨耗板間的摩擦系數μ成正比，因此選擇合適的μ時，兩制動梁受摩擦力差值可以補償副制動梁受所受的72 N制約力，此時兩制動梁所受緩解阻力大小相等.

3 仿真實驗方案設計

RecurDyn是一款先進的多體動力學仿真分析軟件，結合了完全遞歸算法和相對坐標系運動方程理論，能較好地對機構中普遍存在的接觸、碰撞摩擦疲勞等動力學問題進行分析，目前在工程上已被廣泛應用[6].

3.1 建立多體動力學模型

首先，建立集成制動裝置虛擬樣機模型.在Pro-E軟件中建立好制動裝置的三維模型，保存為SETP格式后導入到RecurDyn軟件中.

然后，對虛擬樣機進行簡化處理. 為提高仿真速度，突出研究重點，需簡化虛擬樣機模型，如刪掉虛擬樣機中不影響制動緩解運動的固定部件，對理論上不存在相對運動的部件進行合并及布爾加操作等. 車輪和閘瓦方位定義：人站在前輪端面對后輪，左手側由近及遠分別為L1、L2位，對應右手側為R1、R2位. 虛擬樣機模型如圖5所示.

圖5 虛擬樣機模型

最后，對虛擬樣機模型添加接觸、約束和外載荷. 在各接觸面間添加接觸，定義相應的剛度、阻尼、摩擦因素，對需要限制自由度的部件添加約束，如滑槽、輪對與大地間添加固定副等. 外部載荷即制動力與緩解力. 在制動試驗中，添加由制動缸直接對活塞桿施加的外部載荷—制動力P，按制動缸內壓強值和活塞面積計算出P=19 445 N, 由于制動缸內進出氣是漸變的過程，所以通過STEP函數控制制動力變化. 實際緩解彈簧需提供的緩解力為700 N，實驗中通過定義彈簧的自由長度、剛度、阻尼等參數來實現.

3.2 實驗工況設計

(1)制動實驗.制動力函數從0逐漸增大到P，然后保持最大值不變，使機構最終達到動態平衡狀態. 由于制動時，各位閘瓦壓力不均會導致車輪輪緣和踏面磨耗不均，甚至輪徑超差，影響車輛的正常運行，引發事故[7]，因此以同軸和同側的閘瓦壓差為評價指標，分析閘瓦壓力的分布均勻性，從而預測制動裝置的制動性能;

(2)緩解實驗. 制動力函數從0逐漸增大到P，然后逐漸減小到0，緩解彈簧受壓縮后施加反向力于活塞桿上實施緩解. 緩解時間反映各閘瓦緩解的同步性，緩解阻力反映各閘瓦緩解的難易程度，緩解位移的大小反映各閘瓦的緩解狀態. 因此以各閘瓦的緩解時間、緩解阻力、緩解位移為評價指標，分析制動裝置的緩解性能.實驗定義閘瓦與車輪踏面間的接觸正壓力連續為0時為緩解，考慮滑槽磨耗板與滑塊間摩擦系數的改變對機構緩解性能的影響，根據《鐵路貨車組合式制動梁滑塊磨耗套技術條件(試行)》，分別設置0.05、0.07、0.09、0.11、0.13和0.15六種摩擦系數進行對比實驗.

4 實驗結果分析

4.1 制動實驗結果分析

對數據進行后處理，各位閘瓦的正壓力及各方向分力如表1所示. 分析實驗數據發現：

(1)同側閘瓦正壓力分布情況： L1位比L2位大8.47%，R1位比R2位大3.44%，制動裝置L側輪瓦壓差較大，R側分布較為均勻;

(2)同軸兩瓦壓力分布情況： L1位比R1位大5.51%，L2位比R2位大0.62%，主制動梁輪瓦壓差較大，副制動等壓力分布均勻.

表1 閘瓦壓力分布 N

由此可見，集成制動裝置輪瓦壓力分布不均勻，主制動梁上有制動缸側L1位閘瓦正壓力明顯偏大，副制動梁側兩閘瓦正壓力大小基本相當. 在實際運行時，經過反復多次制動后，易產生車輪踏面不同程度的磨耗現象，導致輪徑差超差.

4.2 緩解實驗結果分析

對緩解實驗結果進行后處理，在不同摩擦系數下，各位閘瓦的緩解時間如表2所示，摩擦阻力如表3所示，緩解位移量如表4所示. 分析實驗數據發現：

(1)各位閘瓦的緩解時間：同一制動梁兩閘瓦的緩解時間基本相同，副制動梁兩閘瓦緩解同步性更好，主制動梁閘瓦R1位的緩解時間比L1位略短；總體上各位閘瓦緩解時間相差甚微，幾乎同時緩解;

(2)各位閘瓦的緩解阻力：主制動梁的摩擦阻力大于副制動梁，且主制動梁有制動缸端L1位的摩擦阻力略大于無制動缸端R1位，副制動梁R2位摩擦阻力略大于L2位；隨著摩擦系數的增大，各制動梁的摩擦阻力基本呈線性增長，且主制動梁比副制動梁增長幅度大，主、副制動梁的阻力差值也隨之增大;

(3)各位閘瓦的緩解位移：同側兩閘瓦緩解位移量大體趨勢呈負相關，即L1位減小，L2位增大；R1位減小，R2位增大. 且隨著摩擦系數的增大，各位閘瓦的緩解位移大小逐漸趨于相同，當摩擦系數為0.15時，各閘瓦緩解位移約為8 mm左右，可以保證制動系統良好緩解狀態.

表2 各位閘瓦緩解時間 s

表3 滑塊與滑槽間摩擦阻力 N

表4 緩解位移 mm

根據(1)可得，集成制動裝置閘瓦緩解具有同步性，特別適合長大下坡時的階段緩解，可以保證列車平穩的減速與運行的安全；結合(2)、(3)可得，當摩擦系數較小時，副制動梁的緩解阻力大于主制動梁，表現為主制動梁的緩解位移量大于副制動梁，前輪對閘瓦間隙大于后輪對；隨著摩擦系數的增大，主、副制動梁滑槽與滑塊間的摩擦阻力差值也隨之增大，則主制動梁位移量逐漸減小，副制動梁位移量逐漸增大. 因此選擇合適的滑塊與滑槽間摩擦系數，使主、副制動梁輪瓦間隙也趨于相等. 實驗數據顯示，當摩擦系數為0.15時，可使機構均勻緩解.

5 結論

(1)集成制動裝置在制動時，各閘瓦上分布的制動力不均勻. 實驗數據顯示 L側輪瓦壓力L1位比L2位大8.47%，主制動梁L1位比R1位大5.51%. 輪瓦壓力分布不均易產生車輪踏面不等程度的磨耗，甚至會導致輪徑差超差，威脅列車的運行安全，在使用中要注意及時維護. 通過理論受力分析得出，制動力分布不均勻是制動裝置的結構造成的，需從結構設計方面做改善，調節制動缸相對支柱的安裝位置；

(2)集成制動裝置各位閘瓦緩解時間相差甚微，具有良好同步性，非常適合長大下坡時的階段緩解，可以保證列車平穩的減速與運行的安全；

(3)滑槽磨耗板與滑塊間摩擦系數為0.15時，能保證機構的良好緩解性能. 當滑槽磨耗板與滑塊間摩擦系數很小時，由于兩制動梁受機構間相互牽制作用，副制動梁的緩解阻力略大于主制動梁；但主制動梁比副制動梁的受摩擦阻力大，且差值與摩擦系數成正比，當摩擦系數增大至0.15時，兩制動梁受摩擦阻力之差正好補償機構間的相互牽制作用，實現主、副制動梁所受的緩解阻力相等.

參考文獻：

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