停放制動減壓閥故障仿真分析與改進(jìn)

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(jī)車車輛制動系統(tǒng)多采用傳統(tǒng)自動式空氣制動系統(tǒng)或微機(jī)控制電空制動系統(tǒng)兩種形式，均采用壓縮空氣作為介質(zhì)。

以微機(jī)控制電空制動系統(tǒng)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(fēng)缸、基礎(chǔ)制動裝置等部件共同組成完整制動系統(tǒng)。

某型機(jī)車用停放制動減壓閥在運(yùn)用過程中出現(xiàn)異響、連續(xù)排氣和部件磨損問題，特對該故障發(fā)生的原因進(jìn)行分析并提出改進(jìn)建議。

1 減壓閥結(jié)構(gòu)與故障初步分析

1.1 減壓閥結(jié)構(gòu)

圖1為減壓閥內(nèi)部結(jié)構(gòu)示意圖。在調(diào)壓彈簧預(yù)緊力作用下，排風(fēng)閥芯下移，推動主閥芯打開，此時壓縮空氣可由進(jìn)風(fēng)口進(jìn)入，經(jīng)內(nèi)部環(huán)槽和通路與出風(fēng)口溝通，同時經(jīng)反饋孔進(jìn)入平衡腔，腔內(nèi)空氣壓力作用于膜板之上產(chǎn)生的推力可推動膜板，同時帶動與膜板裝配為一體的排風(fēng)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(diào)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(diào)壓的基本原理[1]。

圖1 減壓閥內(nèi)部結(jié)構(gòu)示意圖

若進(jìn)氣口壓力較高，調(diào)壓彈簧預(yù)緊力較小，則空氣經(jīng)反饋孔進(jìn)入平衡腔后將對膜板產(chǎn)生很大推力，從而推動排風(fēng)閥芯上移，主閥芯受到排風(fēng)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(guān)閉，導(dǎo)致進(jìn)出風(fēng)口間等效截面積迅速減小甚至截?cái)?，以?jié)流方式實(shí)現(xiàn)出風(fēng)口空氣壓力降低、調(diào)低；若進(jìn)風(fēng)口壓力較低，調(diào)壓彈簧預(yù)緊力較大，則膜板和排風(fēng)閥芯不動作，主閥芯始終被打開，進(jìn)出風(fēng)口正常貫通；若出風(fēng)口壓力過高，膜板受力很大，排風(fēng)閥芯與主閥芯脫離接觸，則主閥芯關(guān)閉，出風(fēng)口與排風(fēng)口經(jīng)排風(fēng)閥芯中空部分貫通，出風(fēng)口高壓風(fēng)被排風(fēng)口排出，從而降低出風(fēng)口壓力。通過以上3種典型情況，該閥將自動使出風(fēng)口空氣壓力始終不大于調(diào)定壓力，實(shí)現(xiàn)減壓效果。

1.2 故障表現(xiàn)與初步分析

某型機(jī)車在運(yùn)用過程中，其制動系統(tǒng)停放控制模塊減壓閥頻繁出現(xiàn)異常振動和持續(xù)噪聲，伴有排氣口持續(xù)排氣不止的現(xiàn)象，影響列車正常運(yùn)行。對部件拆解后，發(fā)現(xiàn)閥芯等運(yùn)動零部件側(cè)面發(fā)生異常磨損，在此基礎(chǔ)上進(jìn)一步發(fā)現(xiàn)該現(xiàn)象多發(fā)生在下游停放閥突然動作之后。

該型減壓閥已在鐵路機(jī)車制動系統(tǒng)中使用多年，性能良好，在例行試驗(yàn)中并未出現(xiàn)該現(xiàn)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(shè)計(jì)缺陷，初步認(rèn)為故障產(chǎn)生的原因應(yīng)該為減壓閥自身穩(wěn)定性與模塊中其他參數(shù)存在匹配不良導(dǎo)致發(fā)生自激振動[2]。

2 仿真建模

為對該模塊設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行驗(yàn)證，對故障進(jìn)行復(fù)現(xiàn)，建立了該物理系統(tǒng)的計(jì)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(tǒng)進(jìn)行建模和賦值[3]。

2.1 減壓閥建模

基于AMESim軟件氣動部件設(shè)計(jì)庫(PCD)子模型類型，對減壓閥本身結(jié)構(gòu)進(jìn)行抽象，抽取出慣性質(zhì)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(jù)該閥實(shí)際設(shè)計(jì)參數(shù)對模型進(jìn)行賦值，完成減壓閥仿真模型初步建立。

2.2 測試環(huán)境建模

減壓閥建模完成后，根據(jù)實(shí)際使用環(huán)境進(jìn)行等效轉(zhuǎn)化，建立減壓閥測試環(huán)境，也即外圍設(shè)備環(huán)境。減壓閥在出風(fēng)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(huán)境模型

2.3 故障再現(xiàn)

根據(jù)實(shí)際應(yīng)用情況對測試環(huán)境模型進(jìn)行賦值，風(fēng)源壓力設(shè)定為900 kPa，設(shè)定停放電磁閥初始帶電，在第4 s時失電，進(jìn)行求解后，排風(fēng)閥芯與主閥芯位移及排風(fēng)口質(zhì)量流量如圖4、圖5所示，減壓閥明顯失穩(wěn)，閥芯產(chǎn)生異常振蕩，排風(fēng)口劇烈排風(fēng)，符合前述故障表現(xiàn)。

圖4 原始參數(shù)下排風(fēng)閥芯與主閥芯位移情況

圖5 排風(fēng)口質(zhì)量流量

3 影響因素分析

考慮可能引起故障出現(xiàn)的主要因素有出風(fēng)口與平衡膜板間反饋孔尺寸、運(yùn)動件阻尼、下游管路容積、內(nèi)部漏泄、零件自振頻率特殊(彈簧剛度引起)導(dǎo)致下游突然截?cái)喈a(chǎn)生的狀態(tài)瞬變引發(fā)異常振動。

3.1 反饋孔尺寸因素影響驗(yàn)證

將反饋孔尺寸分別設(shè)置為0.4、0.6、0.8、1.0、1.2 mm進(jìn)行計(jì)算，得到排風(fēng)閥芯位移如圖6所示?？梢姺答伩壮叽缯{(diào)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(yīng)排風(fēng)閥芯位移

3.2 運(yùn)動件阻尼因素影響驗(yàn)證

在基于原始設(shè)計(jì)參數(shù)的仿真模型中，未專門設(shè)置運(yùn)動阻尼值，近似于系統(tǒng)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(dāng)主要運(yùn)動件(閥芯)運(yùn)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(yùn)動件阻尼對應(yīng)排風(fēng)閥芯位移

由分析結(jié)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(yīng)單獨(dú)考慮其作為優(yōu)化切入點(diǎn)，可作為結(jié)構(gòu)升級的方向之一與其他因素同時調(diào)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(jīng)細(xì)化計(jì)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(fēng)閥芯位移影響。

圖8 不同管徑對排風(fēng)閥芯位移影響

由圖8可見，調(diào)整管徑可明顯抑制振動，考慮管件尺寸存在優(yōu)選尺寸序列，且該減壓閥安裝于控制柜中，對其直接進(jìn)行調(diào)整并非最佳選項(xiàng)?？煽紤]氣路外掛容積的形式進(jìn)行調(diào)整，如圖9所示，當(dāng)減壓閥出風(fēng)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(nèi)部均有較大磨損，因此還需討論磨損導(dǎo)致的漏泄是否為引起異常振動的原因。

分析認(rèn)為，減壓閥若存在漏泄，應(yīng)該為持續(xù)性故障，并應(yīng)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(chǎn)生故障，因此認(rèn)為閥漏泄是異常振動引發(fā)的結(jié)果，而非故障發(fā)生的原因。

3.5 零件自振頻率

在故障現(xiàn)場采用音頻分析工具對減壓閥發(fā)出的噪聲進(jìn)行采樣分析，得到減壓閥噪聲頻率在294 Hz左右。對彈簧進(jìn)行三維建模，利用有限元計(jì)算工具基于彈簧實(shí)際受力情況對于模型接觸面設(shè)置位移約束并施加壓縮量載荷和質(zhì)量點(diǎn)載荷，進(jìn)行有約束條件下的模態(tài)分析，得到其在實(shí)際調(diào)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(fù)充排氣。

可以認(rèn)定減壓閥產(chǎn)生強(qiáng)烈噪聲的根本原因在于調(diào)壓彈簧自身振動特性與該模塊內(nèi)部容積和下游管路容積等系統(tǒng)特征不匹配，停放閥動作后造成的氣壓振蕩頻率與調(diào)壓彈簧自振頻率過于接近，導(dǎo)致了彈簧發(fā)生共振而快速伸縮，引起排風(fēng)閥芯和主閥芯快速振動，引發(fā)振動噪聲和持續(xù)強(qiáng)烈排氣。

4 結(jié)論與建議

共振發(fā)生后，閥芯等運(yùn)動件會快速磨損，配合尺寸改變導(dǎo)致斜晃動幅度增大，產(chǎn)生閥口密封不嚴(yán)等問題，進(jìn)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(fā)生的異常振動問題，通過計(jì)算與分析，認(rèn)為該型減壓閥在停放控制模塊中發(fā)生異常振動、異響和異常排氣的主要原因在于調(diào)壓彈簧在特定系統(tǒng)參數(shù)引起的氣壓波動作用下發(fā)生自激振動，導(dǎo)致故障產(chǎn)生。

該型減壓閥若用在此版設(shè)計(jì)的停放控制模塊上時，應(yīng)對調(diào)壓彈簧進(jìn)行調(diào)整，可改為等效的雙彈簧結(jié)構(gòu)，或改變單一調(diào)壓彈簧的其他尺寸參數(shù)，確保其自振頻率避開系統(tǒng)氣壓波動頻率，防止共振產(chǎn)生。也可考慮在調(diào)壓彈簧與接觸件之間增加適當(dāng)?shù)南鹉z墊以更改系統(tǒng)剛度與阻尼，利用橡膠件的非線性特性產(chǎn)生的阻尼使得系統(tǒng)更加穩(wěn)定，在調(diào)整頻率的同時減小對原結(jié)構(gòu)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(chǎn)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(yīng)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(tǒng)設(shè)計(jì)過程中，不能完全根據(jù)經(jīng)驗(yàn)簡單確定設(shè)計(jì)參數(shù)，需充分利用仿真計(jì)算等理論分析手段，對于系統(tǒng)參數(shù)進(jìn)行通盤考慮，使得各個零部件、模塊、系統(tǒng)的設(shè)計(jì)參數(shù)整體協(xié)調(diào)，進(jìn)而提高氣動系統(tǒng)的安全性、可靠性。