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机车风源系统供风能力的研究

摘要：介绍了影响机车风源系统供风能力的空气压缩机型式、空气压缩机排气压力、总风缸压力范围的选取原则以及空气压缩机的排气量与总风缸容积的计算与选择方法。通过试验结果，提出了机车空气压缩机排气量及总风缸容积对列车充气缓解的影响，证明现有SS3B型机车风源系统供风能力满足t列车的充气要求。

关键词：机车；供风能力；空气压缩机；总风缸

机车风源系统是机车空气管路系统的基础，也是全列车空气管路系统的基础。影响机车风源系统供风能力的主要因素有：空在构造上差异很大气压缩机型式，空气压缩机的排气压力与排气量，总风缸容积与压力范围等。这些参数的选择主要取决于机车使用范围和牵引能力，还应考虑空气于燥器再生耗气率、总体布置的可行性以及机车设计任务书或机车招标书(用户需求)等。怎样合理地选择这些参数，并使它们达到合理的匹配，本文将逐一介绍。

1 空气压缩机型式的选择

从目前国外机车普遍采用活塞式或螺杆式空气压缩机的现实来看，这两种型式的空气压缩机都能适应机车风源系统的要求。但由于我国活塞式空气压缩机制造工艺及材料的影响，机车用活塞式空气压缩机普遍质量不高。如存在漏油，漏风，连杆与曲轴断裂，进排气阀碎等惯性质量问题；同时还存在噪声大，振动大，油耗大，易损易耗件多，检修周期短，整机使用寿命短及故障率高，可靠性低等。这已严重影响了机车风源系统的正常工作。螺杆式空气压缩机已在许多领域逐步替代了活塞式空气压缩机。目前国产螺杆式空气压缩机的主要零部件(如机头)采用进口高品质产品，整机故障率极低，已达到国外水平。尽管螺杆式空气压缩机的价格较高，但由于检修周期长，故障少，油耗低，寿命长，易损易耗件少，其综合运用成本还是较活塞式空气压缩机低。

由于机车用国产活塞式空气压缩机压缩空气中含油较多(这也是造成油耗高的直接原因)，温度较高且不明确(与工作率及工作时间有关)，势必造成空气干燥器的工作负担，影响干燥与净化效果。机车一般采用增加油水分离装置减少压缩空气中油的含量，增加冷却管降低压缩空气的温度(冷却管至少20m以土)。而机车用螺杆式空气压缩机中包含有油气分离器与后冷却器，压缩空气中含油较低(簇5x10勺，温度仅高于环境温度1015cC，这样就不必再设置油水分离装置和后冷却器，经空气干燥器处理后的压缩空气干燥净化指标比较稳定可靠。

再有，国产机车用活塞式空气压缩机工作率一般最高取10%-20%，而机车用螺杆式空气压缩机为保证其油气分离的效果及防止润滑油的乳化，要求其工作率不小于30%，且越大越好。也可以说满足同样的供风能力，螺杆式空气压缩机排气量的选择可以比活塞式空气压缩机排气量小。

通过以上对比，目前国内机车应优先采用螺杆式空气压缩机，以提高机车风源系统的可靠性，保证机车或列车的安全运用。

2 总风缸压力范围与压缩机排气压力的选择

机车空气压缩机的排气压力一般与机车总风缸最高压力相等，而总风缸的压力范围取决于列车管的压力(即列车管定压)。根据前苏联资料介绍，总风缸与列车管压力差对于列车空气制动机缓解时间及常用全制动后再充气时间有影响，其关系如图1所示。图中曲线为列车全长为100辆装有苏式马氏制动机的四轴货车的试验结果。

1，2及3一总风缸压力与缓解时间曲线；4，5及6一总风缸压

力与充气时间曲线；1，4一列车管压力，500kPa；2，5一列车管压力，

550kPa；3，6一列车管压力，600kPa；t-缓解或常用全制动后再充

气时间，s；AP一总风缸与列车管压力差，kPao

图1 总风缸压力与缓解充气时间关系曲线

从图1中的曲线可知：

(1)当在同样的压力差△尸时，列车管压力较高时，其缓解及再充气时间均增加；

(2)当列车管压力一定时，压力差△尸越大，其缓解及再充气时间就越缩短。但当△P>200kPa后，缓解时间加速并不显著(图中曲线1，2，3，当△P>200kPa时曲线陡直)。

实际上，列车管压力提高至超过600kPaI对制动效果并不合适，所以当列车管压力为600kPa时，对加速缓解，总风缸压力取800kPa即△P=200kPa)是相当满足了；但对加速充气，总风缸压力取900kPa更为理想。由于总风缸压力不可能是恒定为某一数值，必然在一定范围内波动，其波动范围由图1可知，宜选择最小压差在150kPa以上，故而在列车管压力为600kPa条件下，总风缸压力取值为750900kPa是较为合适的。而对于列车管压力为500kPa条件下，总风缸压力范围为750900kPa就更能满足缓解与充气要求。根据总风缸压力范围为750900kPa，并考虑到电力机车强泵扳键操作时的总风缸压力最高可到970kPa，故可选择如下：

(1)活塞式空气压缩机的额定排气压力选择定为900kPa。利用其超负荷运用特点，可使排气压力提高到额定值的1.1倍，即最大990kPa。这样即满足了强泵要求，也满足了正常情况下的总风缸压力范围。

(2)螺杆空气压缩机因为有超负荷运用的限制(利用安全阀限压)，其额定排气压力应选择为1000kPa。

3 空气压缩机排气量的计算与选择

机车空气压缩机的排气量取决于制动时空气实际消耗量及管路系统的空气泄漏量，机车控制与辅助装置及其他用风量，列车充气缓解时间，还与总风缸的容积大小有关。客运机车空气压缩机的排气量选择较为方便。本节重点对牵引货运列车的货运机车空气压缩机的排气量进行计算与选择。

3.1 列车制动系统容积计算

(1)列车主管容积Vi

V1=(L1j+nL1i)x1.004(1)

式中：L1j--机车列车主管长度，单机取30m，双节重联取60m；

L1i--车辆列车主管长度，取15m；

1.004--公称通径为Dg32管径的单位长度容积，L/m；

n--车辆数量。

(2)列车支管容积V2

V2=(L2；+nL2，)x0.573(2)

式中：L2；，L2，一分别为机车(单机取1.5m，双节重联取3m)、车辆(取1.5m)的列车支管长度；

0.573一公称通径为Dg25管径的单位长度容积，L/m。

(3)车辆副风缸容积Vg

V3=nVf(3)

式中：Vf为车辆副风缸容积，取60L。

(4)机车与车辆分配阀容积V4

V4=V4j+nV4i

式中：V4j，V4i为机车、车辆分配阀容积(包括工作风缸等)，V4j单机取11L，双节重联取22L，V4i取11L。

(5)机车总风缸及联管容积VS

总风缸容积单机取1224L，双节重联取2448L，其联管按单机30m，双节重联60下面我们1起来了解1下改变测试机的相干知识吧m长度，公称通径Dg32，管路计算为30L或60L。

(6)全部制动系统容积V

V=V1+V2+V3+V4+V精密铸件S(5)

不同质量列车的制动系统容积计算结果见表1。表1 不同质量列车的制动系统容积

3.2 列车压缩空气消耗量

(1)管路系统的空气漏泄量Q1

Q1=(V3+V5)A1/P0+(V1+V2+V4)A2/P0(6)

式中：A1--机车总风系统及车辆副风缸漏泄量，取10kPa/min；

A2--列车管系漏泄量，取20kPa/min；

P0--大气压力，取100kPa；

(2)常用制动再充气空气最大消耗量Q2

Q2=rmaxN(V1+V2+V3+V4)/(60P0)(7)

式中：rmax--最大有效减压量，按列车管定压500kPa，

取140kPa；

N--每小时全制动次数，取N=5。

(3)机车控制与辅助系统空气消耗量Q3

Q3=QS+QL+Qd+Qq(8)

式中：QS--撒砂用风量，单机取60L/m，双节重联取120L/m；

QL--风喇叭用风量，单机与双节重联均取25L/m；

Qd--控制系统的风动电器用风量，单机取10L/m，双节重联取15L/m；

Qq--辅助系统的其它器械用风量，单机与双节重联均取25L/m。

(4)压缩空气总消耗量ΣQA

ΣQA=Q1+Q2+Q3(9)

不同质量列车的压缩空气消耗量计算结果见表2。表2 不同质量列车的压缩空气消耗量

3.3 列车充气缓解空气消耗量

(1)初充风空气消耗量ΣQB

ΣQB=P1(V1+V2+V3+V4)/P0t1+Q1(10)

式中：P1--列车管定压，按500kPa取值；

t1--列车初充气时间，取8min(4000t级)，10min(5000t级)，12.5min(6000t级)。

不同质量列车初充风空气消耗量计算结果见表2。

(2)紧急制动再充气空气消耗量ΣQC

式中：rmax--由于紧急制动时，副风缸压力下降值与最大有效减压量相同，按列车管定压500kPa，取140kPa；

t3--紧急制动后的再充气时间，取3.6min(4000t级)，4.6min(5000t级)，5.6min(6000t级)。

不同质量列车紧急制动再充气空气消耗量计算结果见表2。

3.4空气压缩机的排气量

按国内外通行惯例，一般每台机车采用两台相同的空气压缩机组，而单台空气压缩机的排气量按照牵引列车运行时的压缩空气总消耗量ΣQA来选取。至于列车初充气、紧急制动后的再充气，均应由两台空气压缩机共同完成。这样在一台压缩机故障后，既可保证牵引列车正常、可靠、安全的运用(列车调速与停车一般只采用常用制动，而其他形式的充气缓解均是在列车停车状况下进行的)，又符合经济性(低成本)的要求。

(1)单台空气压缩机排气量口

Q=ΣQA/φ(12)

式中φ为空气压缩机供风效率，取φ=0.80。

计算后的Q，经满足ΣQB，ΣQC校核，并经圆整及空气压缩机排气量已有规格处理后的每台机车空气压缩机排气量(2Q)结果见表2。

(2)几点说明

列车实际运行中，由于机车动力制动的投人使用，列车压缩空气消耗量比计算值小。如常用制动r=70kPa时的再充气时空气消耗量只有rmax=140kPa时的一半。如果常用制动再充气的空气消耗量Q2维持表2中值不变，则r=70kPa时的每小时制动次数可增至10次，即每6min就可以实施一次制动、保压与缓解。

表2中的空气压缩机排气量Q值是在机车总风缸容积为1224L或2448L的条件下，综合考虑ΣQA，ΣQB，ΣQC以服装加盟及φ后求出的。由于计算过程中考虑了总风缸泄漏因素，如果机车总风缸容积降低(如SS4系列机车)，其空气压缩机排气量Q值选取还可以降低。

如空气压缩机型式采用活塞式，则因其工作率的影响，空气压缩机排气量Q值应适当增加25%以上。

4总风缸容积的计算与选择

机车总风缸为储存机车以及列车用压缩空气的压力容器，其容积的选择必须根据机车空气压缩机排气量、机车制动耗风量及管路系统的泄漏等确定。一般采用下式计算(仅考虑货运机车的总风缸容积)。

Vz={rmax(V1+V2+V3+V4)+[V3A1+(V1+V2+V4)A2-QP0]t}/(p降-A1t)(13)

式中：Vz--选取的总风缸容积；

P降--总风缸压力允许下降量，取150kPa；

t--一次全制动后的再充气时间，按(列车牵引计算规程》取4000t级52辆2.5min(150s)，5000t级65辆3.2min(192s)，6000t级78辆4.0min(240s)。

由上式可知，一旦机车牵引的列车最大辆数确定，则总风缸容积Vz主要与空气压缩机排气量Q及再充气缓解时间t有关。此值按常用全制动的再充气时间确定，一般较为适中。初充气时，压缩空气消耗量高达L/min，大大超过空气压缩机的排气量，因此还须由总风缸储存的压缩空气共同来补充，这样空气压缩机的运转时间将大大增长。当列车充满风后，压缩空气的消耗量大大减少，空气压缩机再次运转的间隙时间就会延长。按上式计算，并经圆整处理后的机车总风缸容积见表3。由于实际运行中，正常为两台空气压缩机工作，总风缸容积实际取值比计算值小。

实际上，总风缸除了降低空气压缩机在充气过程

中的负载率外，其最大的用处在于能及时在制动系统泄漏和充气时给予补气，并能及时满足机车控制与辅助系统的用风要求。国内主型电力机车的总风缸容积见表4(供参考)。

5空气压缩机排气f及总风缸容积对列车充气缓解的影响

加大机车空气压缩机排气量可缩短列车充气时间，但空气压缩机排气量P值的选取在机车设汁和运营中，受诸多方面的牵制，并且其值达到某一确定值时，列车充气时间就不会再缩短了。其原因在与列车充气性能还要受机车车辆制动机本身性能的影响。

图2为65辆编组列车初充气曲线图。这组曲线是在西南交通大学制动研究实验室的定置试验台上得到的。在定置试验过程中没有考虑机车控制与辅助系统空气消耗量，列车管漏泄不大于10kPa/min。

图2(a)表示在列车初充气过程中，空气压缩机与总风缸里的压缩空气一起向列车充气。在整个充气过程中，总风缸压力的最低值下降到500kPa左右，它表明再加大机车空气压缩机排气量还能缩短列车初充气时间。图2(b)表示将机车空气压缩机排气量提高到4600L/min，总风缸容积加大到2460L时空气压缩机在列车充气过程中起起停停，它表明要想再缩短列车初充气时间，用提高机车空气压缩机排气量的办法已不行了、其原因是它们还要受到机车车辆制动机本身性能(如机车中继阀)的限制。

表5为在西南交通大学制动研究实验室的定置试验台上得到的纯GK阀不同编组辆数，列车末端车辆副风缸压力充至480kPa时的列车初充气时间表(没有考虑机车控制与辅助系统空气消耗量，列车管漏泄不大于10kPa/min)。

表5表明：(1)提高机车空气压缩机排气量或加大机车总风缸容积均能缩短列车初充气时间；(2)当机车空气压缩机排气量与总风缸容积的匹配达到某一值时，再加大机车空气压缩机排气量或加大总风缸容积对缩短充气时间影响不大。原因在于列车充气性能还要受机车车辆制动机本身性能的影响。

图3为在西南交通大学制动研究实验室的定置试验台上得到的65辆编组纯GK阀的列车再充气曲线图。它表明列车再充气的用风量是很小的；同时证明无论用单台机车空气压缩机打风还是用双台机车空气压缩机打风，都能满足列车再充气的要求。

图3 65辆列车制动、缓解性能曲线图

表6为2003年在贵阳进行的SS3B型机车对57001次货物列车再充气试验的试验记录。试验列车编组为50辆(其中包括尾端的成都铁路局动力试验车一辆)，总质量为4071t，长度为748m(换长68)。被试SS3B型机车为双节重联货运机车，每节机车采用排气量为2400L/min的螺杆式空气压缩机一台，机车总风缸容积为4x612=2448L。此次试验中还进行了5次连续列车管减压100kPa并缓解(间隔1min)的列车连续制动与缓解充气试验，其中后2次为单台空气压缩机供气，试验中总风缸压力均不小于750kPa。

注：1.括号内数据为对应的副风缸再充气时间；

2.尾部列车管与副风缸完全缓解后的压力值为497kPa，其95%压力值为472kPa；

3.试验中总风缸压力值除紧急后再充风试验外，均≧750kPa；

4.紧急制动后再充风时，总风缸压力值最低为680kPa(一台压缩机工作)730kPa(两台压缩机工作)

表6表明：(1)列车尾部副风缸充气时间接近《列车牵引计算规程》的要求；(2)采用单台或两台压缩机对尾部列车管与副风缸的制动再充气缓解时间基本无差别，均可满足再充气要求；(3)单台或两台空气压缩机在常用制动下再充气缓解时，总风缸压力均不低于750kPa，而紧急制动后再充气缓解时，总风缸压力均低于750这1趋势在北美市场已有显现kPa，但不影响紧急制动后的再充气；(4)SS3B双节重联机车完全满足4000t级货物列车的再充气要求。

参考文献：

[1」刘豫湘，陆绪华，潘传熙.DK-1型电空制动机与电力机车空气管路系统[M].北京：中国铁道出版社，1998.

[2〕汤祥根，张开文.5000t级重载列车供风能力的研究[J].铁道学报，1994，(增刊).(end)

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