停放制動減壓閥故障仿真分析與改進

劉曉京，李培署，楊 樂

(中車青島四方車輛研究所有限公司,山東 青島 266031)

鐵道機車車輛制動系統多采用傳統自動式空氣制動系統或微機控制電空制動系統兩種形式，均采用壓縮空氣作為介質。

以微機控制電空制動系統為例，除電子控制部件外，其核心控制部分為各種氣動閥，如電磁閥、中繼閥、減壓閥、平均閥、空重車閥、停放閥等，各閥在同一基體上集成為閥島或裝于氣路板上與其他連接管路形成控制屏柜，最終與電子控制部件、風缸、基礎制動裝置等部件共同組成完整制動系統。

某型機車用停放制動減壓閥在運用過程中出現異響、連續排氣和部件磨損問題，特對該故障發生的原因進行分析并提出改進建議。

1 減壓閥結構與故障初步分析

1.1 減壓閥結構

圖1為減壓閥內部結構示意圖。在調壓彈簧預緊力作用下，排風閥芯下移，推動主閥芯打開，此時壓縮空氣可由進風口進入，經內部環槽和通路與出風口溝通，同時經反饋孔進入平衡腔，腔內空氣壓力作用于膜板之上產生的推力可推動膜板，同時帶動與膜板裝配為一體的排風閥芯。在此過程中，閥芯彈簧支撐力、主閥芯各表面氣壓力、平衡膜板各表面氣壓力、調壓彈簧總支撐力等主要作用力形成受力平衡，此受力平衡是該減壓閥調壓的基本原理[1]。

圖1 減壓閥內部結構示意圖

若進氣口壓力較高，調壓彈簧預緊力較小，則空氣經反饋孔進入平衡腔后將對膜板產生很大推力，從而推動排風閥芯上移，主閥芯受到排風閥芯的作用力減小，在閥芯彈簧的支撐作用下將上移，閥口開度減小甚至關閉，導致進出風口間等效截面積迅速減小甚至截斷，以節流方式實現出風口空氣壓力降低、調低；若進風口壓力較低，調壓彈簧預緊力較大，則膜板和排風閥芯不動作，主閥芯始終被打開，進出風口正常貫通；若出風口壓力過高，膜板受力很大，排風閥芯與主閥芯脫離接觸，則主閥芯關閉，出風口與排風口經排風閥芯中空部分貫通，出風口高壓風被排風口排出，從而降低出風口壓力。通過以上3種典型情況，該閥將自動使出風口空氣壓力始終不大于調定壓力，實現減壓效果。

1.2 故障表現與初步分析

某型機車在運用過程中，其制動系統停放控制模塊減壓閥頻繁出現異常振動和持續噪聲，伴有排氣口持續排氣不止的現象，影響列車正常運行。對部件拆解后，發現閥芯等運動零部件側面發生異常磨損，在此基礎上進一步發現該現象多發生在下游停放閥突然動作之后。

該型減壓閥已在鐵路機車制動系統中使用多年，性能良好，在例行試驗中并未出現該現象，僅在安裝于某車型用停放制動模塊上時才有該故障存在，考慮閥本身并無明顯設計缺陷，初步認為故障產生的原因應該為減壓閥自身穩定性與模塊中其他參數存在匹配不良導致發生自激振動[2]。

2 仿真建模

為對該模塊設計參數進行驗證，對故障進行復現，建立了該物理系統的計算模型。采用AMESim軟件作為仿真平臺，分別對減壓閥、外圍附件及整體系統進行建模和賦值[3]。

2.1 減壓閥建模

基于AMESim軟件氣動部件設計庫(PCD)子模型類型，對減壓閥本身結構進行抽象，抽取出慣性質量、彈簧原件、氣壓作用面、閥口等物理特征，建立模型如圖2所示。

圖2 減壓閥仿真模型

根據該閥實際設計參數對模型進行賦值，完成減壓閥仿真模型初步建立。

2.2 測試環境建模

減壓閥建模完成后，根據實際使用環境進行等效轉化，建立減壓閥測試環境，也即外圍設備環境。減壓閥在出風口與停放電磁閥之間有一段由氣路形成的密閉容腔，停放電磁閥控制減壓閥與下游停放缸的通斷，模型如圖3所示。

圖3 測試環境模型

2.3 故障再現

根據實際應用情況對測試環境模型進行賦值，風源壓力設定為900 kPa，設定停放電磁閥初始帶電，在第4 s時失電，進行求解后，排風閥芯與主閥芯位移及排風口質量流量如圖4、圖5所示，減壓閥明顯失穩，閥芯產生異常振蕩，排風口劇烈排風，符合前述故障表現。

圖4 原始參數下排風閥芯與主閥芯位移情況

圖5 排風口質量流量

3 影響因素分析

考慮可能引起故障出現的主要因素有出風口與平衡膜板間反饋孔尺寸、運動件阻尼、下游管路容積、內部漏泄、零件自振頻率特殊(彈簧剛度引起)導致下游突然截斷產生的狀態瞬變引發異常振動。

3.1 反饋孔尺寸因素影響驗證

將反饋孔尺寸分別設置為0.4、0.6、0.8、1.0、1.2 mm進行計算，得到排風閥芯位移如圖6所示。可見反饋孔尺寸調整為該系列尺寸后，異常振動并未得到有效緩解，也即反饋孔尺寸對故障無明顯影響，并非造成異常振動的主要因素。

圖6 系列反饋孔尺寸對應排風閥芯位移

3.2 運動件阻尼因素影響驗證

在基于原始設計參數的仿真模型中，未專門設置運動阻尼值，近似于系統中沒有較大的摩擦阻尼。

在阻尼對故障的影響分析中，將阻尼由2 N·s/m逐步增大至10 N·s/m，排氣閥芯動作情況見圖7，當主要運動件(閥芯)運動阻尼均為10 N·s/m時(圖中唯一歸零圖線)，電磁閥動作后振動收斂，小于該值時不收斂。

圖7 系列運動件阻尼對應排風閥芯位移

由分析結果可知，阻尼對異常振動收斂有影響，但單純依靠阻尼抑制振動所需的阻尼值很大，不應單獨考慮其作為優化切入點，可作為結構升級的方向之一與其他因素同時調整。

3.3 下游管路容積

在管路長度不變的前提下，由原管徑8 mm開始增加下游管路的直徑，經細化計算可得下游管徑在19.5 mm左右時振動收斂。圖8為不同管徑對排風閥芯位移影響。

圖8 不同管徑對排風閥芯位移影響

由圖8可見，調整管徑可明顯抑制振動，考慮管件尺寸存在優選尺寸序列，且該減壓閥安裝于控制柜中，對其直接進行調整并非最佳選項?？煽紤]氣路外掛容積的形式進行調整，如圖9所示，當減壓閥出風口與停放閥之間氣路增加40 mL以上附加容積時，振動將收斂。

3.4 閥口漏泄

異常振動的減壓閥內部均有較大磨損，因此還需討論磨損導致的漏泄是否為引起異常振動的原因。

分析認為，減壓閥若存在漏泄，應該為持續性故障，并應貫穿閥的整個使用過程，而此處是在特定使用條件下才會產生故障，因此認為閥漏泄是異常振動引發的結果，而非故障發生的原因。

3.5 零件自振頻率

在故障現場采用音頻分析工具對減壓閥發出的噪聲進行采樣分析，得到減壓閥噪聲頻率在294 Hz左右。對彈簧進行三維建模，利用有限元計算工具基于彈簧實際受力情況對于模型接觸面設置位移約束并施加壓縮量載荷和質量點載荷，進行有約束條件下的模態分析，得到其在實際調定的約束下，基頻為298 Hz，與294 Hz非常接近，此時振型為軸向伸縮，恰好可造成閥口反復充排氣。

可以認定減壓閥產生強烈噪聲的根本原因在于調壓彈簧自身振動特性與該模塊內部容積和下游管路容積等系統特征不匹配，停放閥動作后造成的氣壓振蕩頻率與調壓彈簧自振頻率過于接近，導致了彈簧發生共振而快速伸縮，引起排風閥芯和主閥芯快速振動，引發振動噪聲和持續強烈排氣。

4 結論與建議

共振發生后，閥芯等運動件會快速磨損，配合尺寸改變導致斜晃動幅度增大，產生閥口密封不嚴等問題，進而帶來其他故障，因此對于氣動閥的異常振動需引起高度重視。

針對該型減壓閥發生的異常振動問題，通過計算與分析，認為該型減壓閥在停放控制模塊中發生異常振動、異響和異常排氣的主要原因在于調壓彈簧在特定系統參數引起的氣壓波動作用下發生自激振動，導致故障產生。

該型減壓閥若用在此版設計的停放控制模塊上時，應對調壓彈簧進行調整，可改為等效的雙彈簧結構，或改變單一調壓彈簧的其他尺寸參數，確保其自振頻率避開系統氣壓波動頻率，防止共振產生。也可考慮在調壓彈簧與接觸件之間增加適當的橡膠墊以更改系統剛度與阻尼，利用橡膠件的非線性特性產生的阻尼使得系統更加穩定，在調整頻率的同時減小對原結構的更改程度。

管路容積作為一種“容性”和“彈性”因素，對于氣壓波動頻率會產生直接影響，因此減壓閥下游管路直徑及容積空間對振蕩頻率的影響應是直接性的，可在減壓閥下游增加附加容積，改變氣壓波動特性。

通過整個分析過程可見，氣動系統設計過程中，不能完全根據經驗簡單確定設計參數，需充分利用仿真計算等理論分析手段，對于系統參數進行通盤考慮，使得各個零部件、模塊、系統的設計參數整體協調，進而提高氣動系統的安全性、可靠性。