第３３卷第４期 ２０１３年８月 铁道机车车辆 ＲＡＩＬＷＡＹ ＬＯＣＣｌＭＯＴＩＶＥ＆ＣＡＲ Ｖｏ１．３３ ＮＯ．４ Ａｕｇ． ２０１３ 文章编号：１００８—７８４２（２０１３）０４—００１７—０６ 列车管局部减压对重载列车纵向冲动影响仿真研究 王冠超，魏伟 （大连交通大学 辽宁省载运工具先进技术重点实验室，辽宁大连１１６０２８） 摘要应用重载列车空气制动与纵向动力学联合仿真系统，分析了常用制动时，一段局减孔、二段局减孑Ｌ和局减 阀弹簧对列车制动特性和纵向冲动的影响。常用制动时，一段局减孔面积增加９Ｏ ，尾车列车管排气时间减少约 ７％，尾车制动缸达到平衡所用时间减少约ｌＯ ，最大压钩力减小３．３０ ～４．８４ 。二段局减孔面积对列车制动 特性和纵向冲动影响很小。局减阀弹簧工作弹力从３５．８ Ｎ增加到９Ｏ．８ Ｎ时，尾车列车管排气时间减少１Ｏ．Ｏ４ ～ｌ８．２４％，尾车制动缸达到平衡的时间减少１９．２５％～３４．４３ ，压钩力减小３．３０ ～１１．６３ 。局减阀弹簧工作 弹力对重载列车车钩力影响最大，局减阀弹簧工作弹力越大，车钩力越小；一段局减孔径对车钩力影响次之，孑Ｌ径 越大，车钩力越小。二段局减孑Ｌ径对车钩力影响很小。该研究为重载列车用新分配阀的设计和发展提供了方向。 关键词 重载列车；局部减压；制动特性；纵向冲动 中图分类号：Ｕ２６Ｏ．１７ 文献标志码：Ａ ｄｏｉ：１０．３９６９／ｊ．ｉｓｓｎ．１００８—７８４２．２０１３．０４．０４ 重载运输已成为世界铁路货物运输的主要发展方 向，列车编组加长和轴重增加是重载运输的主要发展模 式。然而，列车编组加长和轴重提升使列车的纵向冲动 激增，过大的纵向冲动引起车钩断裂、列车脱轨等事故， 给列车行车安全带来威胁。 制动过程是重载列车高冲动水平主要发生工况，列 车中各车辆制动能力不一致是纵向冲动根源，因此要获 得准确的列车纵向冲动仿真结果，作为激励输入的制动 特性需要准确，特别是对于多机车不同步动作的组合列 车以及具有列尾装置的列车更加重要。制动特性仿真 工作是列车纵向动力学仿真工作的有机组成之一，文献 ［１—２］开发了ＡＢＤ和ＡＢＤＷ阀模型，应用于单编列车 制动特性预测；文献［３］用模型研究了列车管减压特性， 测制动系统性能，并且应用于参数研究中；文献［５—６］对 欧洲短编组ＵＩＣ制动系统列车进行了仿真研究；文献 ［７］在制动系统模型中考虑了热传导，使用有限元方法 文献［１５］研究表明长大重载列车制动过程中一般 最大车钩力为挤压力，挤压力主要成因是列车制动的不 同步性，由后部车辆前涌，前部车辆阻止后部车辆前涌 而形成的较大车钩力。产生这种现象的原因是后部车 辆制动能力弱于前部车辆，因此提高列车后部车辆制动 能力有可能会降低后部车辆前涌的趋势，最终降低列车 最大车钩力。 在制动波速不变的条件下提高列车后部车辆制动 能力最有效的方法是提高后部车辆制动缸升压速度，而 制动缸升压速度受列车管减压速度的控制，列车管减压 速度越快，制动缸升压速度越快，因此如果能够加快后 部列车管减压速度就能够提升其制动缸升压速度，也就 是提升了后部车辆制动能力。１２０－１阀就是在１２０阀基 得到了试验难于实现的有价值结论；文献［４］用模型预 础上增加了常用加速功能，提升了后部车辆的列车管减 压速度。本文分析在不附加任何分配阀功能模块基础 上，仿真研究分配阀一段、二段局部减压参数对列车管 减压速度以及列车纵向冲动的影响，为提升后部车辆制 求解气体流动方程；文献［８］将制动系统与纵向动力学 研究联合在一起进行数值仿真分析。国内应用数值仿 真技术始于２０世纪９Ｏ年代初期，文献［９—１４］相继开发 了管路模型，阀结构模型以及整车的制动系统模型，在 动能力，最终实现降低重载列车纵向冲动提供理论基 础。 １ １２０【１２０—１）分配阀局部减压机理及模型 １２０分配阀设计了两阶段局部减压功能，分别是第 １阶段局部减压和第２阶段局部减压。 第１阶段局部减压是当车辆制动时，列车管减压， 车辆分配阀主活塞受力使其带动节制阀向上移动，由于 此基础上开发了空气制动与纵向动力学联合仿真系统。 到目前为止，还没有列车制动系统特性与列车纵向冲动 之间关系研究的相关报道。 ＊铁道部计划项目（２ｏ１２ＪＯ１２一Ｆ）；辽宁省自然科学基金项目（２０１０２０１６）；辽宁省高等学校科研计划项目（ＬＳ２０１００３０） 王冠超（１９８７一）男，辽宁辽阳人，硕士研究生（修回日期：２０１３—０３—０９） １８ 铁道机车车辆 第３３卷 主活塞受力小于滑阀移动需要的力，所以滑阀暂时不 速度影响较小，因为首车减压主要依赖机车排气作用。 从尾车列车管的压强曲线可以看出，列车管开始降压 时，３种不同孔径的列车管压强曲线几乎重合，１０ Ｓ之 后，曲线开始出现差异，在列车管排气将要结束时，１．９ 孔径对列车管排气速度提高的效果较为明显，而０．５孔 径与１．０孔径列车管曲线依然几乎重合，其尾车排气到 ４５０ ｋＰａ分别用时７４．８９ Ｓ和７４．４０ ｓ；１．９孔径尾车排 动。此时，形成列车管中压力空气经局减室再排向大气 的局减通路，发生一阶段局部减压作用。随着主活塞两 侧的压强差逐渐加大，主活塞克服滑阀与滑阀座之问的 摩擦阻力，迫使滑阀移动，列车管与局减室之间通路被 切断，第一阶段局减作用结束。在制动系统仿真模型 中，第一阶段局部减压作用通过一个列车管与大气连通 孔来描述，当发生一阶段局部减压时，该孔打开，否则关 气到４５０ ｋＰａ用时６８．８６ Ｓ，比１．０孔径尾车排气时问 闭。从分配阀动作原理可知一段局减孔面积改变，将会 影响列车管的排气速度，同时也会影响第一阶段局减作 用时问。 第２阶段局部减压作用是当主活塞带动滑阀移动 后，滑阀与滑阀座上列车管经局减阀通向制动缸的通道 连通，此时，局减阀上的局减孔全部打开，列车管经主 阀、局减阀通向制动缸通路形成，列车管内气体流向制 动缸，发生二段局减作用。由于局减活塞右方通大气， 当制动缸压强增大到５Ｏ～７０ ｋＰａ时，局减活塞克服局 减阀弹簧弹力而右移，局减阀关闭，切断了列车管到制 动缸之问的通路，第２阶段局减作用停止。二段局减模 型简化为一段管路及管路端部的小孔，该管路连接列车 管与制动缸。 文献［１１］、［１２］和文献［１４］分别详细介绍了空气制 动系统仿真原理和列车纵向动力学仿真原理，此处不再 赘述。 ２ 局部减压对列车常用全制动性能的影响 紧急制动时具有紧急放风作用，局部减压作用较 小，因此本研究仅选择常用制动作为分析工况。仿真计 算以１万ｔ列车为例，列车编组为１辆ＨＸｏ１机车＋ １０６辆Ｃ 。型货车，缓冲器为ＭＴ一２型，首车列车管初 始压强６００ ｋＰａ，尾车列车管初始压强５８０ ｋＰａ。 ２．１ 一段局减孔对制动性能影响 根据试验数据仿真系统中已经设定一段局减孔默 认面积，默认该面积系数为１．０，在程序中不直接输入 孔面积，而输入孔面积系数，真实的一段局减孔面积等 于该面积系数与默认孔面积之积。在仿真过程中计算 了多种方案，一段局减孔面积按１０ 递增，计算发现当 该面积系数为２．０时，列车管压强迅速降低到０ ｋＰａ，常 用制动发生意外紧急制动，因此一段局减孔面积系数最 大调节到１．９。 图１是一段局减孔面积系数分别为０．５，１．０，１．９ ３种情况下首（第１辆车），尾（第１０６辆车）列车管压强 的变化曲线。为简化起见，以上３种方案简称为０．５孔 径、１．０孔径和１．９孔径。从图中可以看出３种情况首 车列车管压强曲线基本重合，说明一段局减对首车减压 减少５．７ ｓ（７．６４ ）。 ５５０ 霞 拙５００ 悱 ０ ２Ｏ ４Ｏ ６０ ８Ｏ 时间／ｓ 圈１ 一段局减孔对列车管压强的影响 图２是一段局减孔面积系数分别为０．５、１．０、１．９ ３种情况下首（第１辆车），中（第５４辆车），尾（第１０６辆 车）制动缸压强曲线。从中车制动缸的压强曲线可以看 出，１．０孔径制动缸压强上升到４６０ ｋＰａ用时６３．４８ ｓ， １．９孔径制动缸压强上升到４６０ ｋＰａ用时６ｏ．６７ Ｓ，减少 ２．８１ ｓ（４．４２ ），而０．５孔径制动缸压强上升到４６０ ｋＰａ用时６６．４３ ｓ，增加２．９５ ｓ（４．６５ ９／６）；从尾车制动缸 的压强曲线可以看出，０．５孔径、１．０孔径和１．９孔径的 制动缸压强上升到４６０ ｋＰａ用时分别为７１．００ Ｓ、７０．５５ ｓ、６３．６３ ｓ。由此可知，一段局减孑Ｌ增加将加快制动缸升 压速度。 ＼ 照 幅 磊 ０ ２０ ４Ｏ ６Ｏ ８Ｏ 时间／ｓ 图２一段局减子Ｌ对制动缸压强的影晌 第４期 列车管局部减压对重载列车纵向冲动影响仿真研究 图３是一段局减孔面积系数为０．５，１．０，１．９ ３种 情况下最大拉钩力和最大压钩力沿车长分布曲线。图 甚小。 ２．３ 局减阀弹簧对制动性能的影响 中横轴为车辆序号，纵轴为车钩力，正车钩力是指该车 辆在制动过程中承受的拉钩力，负车钩力是指该车辆在 根据１２０阀工作原理，第２阶段局减作用与副风缸 向制动缸充气作用是同时发生的，即列车管压力空气和 制动过程中承受的压钩力。从压钩力曲线可以看出，列 车前部和列车后部车辆在３种情况下的曲线基本重合， 只有列车中部车辆的车钩力曲线有所不同，最大压钩力 随着孔径面积的增大而逐渐减小。１．０孔径最大压钩 力为６１０．３９ ｋＮ，１．９孔径最大压钩力为５９０．２６ ｋＮ，减 小２０．１３ ｋＮ（３．３０ ）；０．５孔径最大压钩力为６２２．４６ ｋＮ，增大１２．０７ ｋＮ（１．９８ ）。 计算结果表明，一段局减孑Ｌ增大，列车管减压速度 加快，制动缸升压速度提升，列车后部制动能力略有加 强，列车中最大车钩力水平有一定的降低。但是过大的 孔径将发生紧急制动，因此一段局减孔不能无限制的扩 大。 ２００ Ｚ ０ ， §＿２００ 卅 －４００ －６００ ３Ｏ ６Ｏ ９Ｏ ｌ２Ｏ 车序号／ｎ 图３一段局减孑Ｌ对车钩力的影响 ２．２ 二段局减孔对制动性能影响 与一段局减面积定义相似，二段局减孔默认面积系 数１．０，每个计算方案为二段局减孔面积系数递增 １Ｏ 。 由计算结果发现二段局减孔径对列车管的减压速 度影响很小，其中尾车排气到４５０ ｋＰａ用时分别如下： ０．５孔径７４．０３ Ｓ，１．０孔径７４．４０ Ｓ，２．０孔径７１．４２ Ｓ。 这是因为孔径的增大加速了列车管的排气速度，同时也 缩短了第２阶段局减作用的时间，因此二段局减孔径对 列车管减压速度影响不明显。计算结果表明，二段局减 孔对压钩力的影响很小，２．０与１．０孔径相比最大压钩 力减小１．４２ 。 单纯增加二段局减孔径对车钩力影响很小，这是因 为二段局减孔径增加后，制动缸上升速度加快，局减阀 关闭时间提前，因此通过二段局减孔排气总量变化不 大，导致制动缸升压速度变化很小，因此对车钩力影响 副风缸压力空气同时进入制动缸，所以制动缸最初的压 强５Ｏ～７０ ｋＰａ是来自列车管和副风缸两方面的压力空 气所产生的，当制动缸压强增大到５Ｏ～７０ ｋＰａ时，局减 活塞克服了其右侧局减阀弹簧的工作弹力而右移，局减 阀关闭。增大局减阀弹簧工作弹力，就是提高了局减阀 关闭压强，相当于增加了二段局部减压作用时间。每个 计算方案为局减阀弹簧工作弹力递增５ Ｎ。 图４是局减阀弹簧工作弹力分别为３５．８ Ｎ和 ９０．８ Ｎ两种情况下首车、尾车列车管压强曲线。首车列 车管压强曲线仍然重合，说明二段局减对首车列车管排 气影响很小。从尾车列车管压强曲线可以看出，８．５ Ｓ 后，工作弹力为９Ｏ．８ Ｎ的列车管排气速度明显加快，这 是因为较大的工作弹力延长了二段局减作用时间，大约 １６．５ Ｓ后，两种局减阀弹簧参数的尾车列车管曲线基本 平行，局减作用不再影响列车管排气速度。３５．８ Ｎ弹 簧工作弹力的尾车列车管压强排气到４５０ ｋＰａ用时 ７４．４０ Ｓ，９０．８ Ｎ弹簧工作弹力尾车排气到４５０ ｋＰａ用 时６６．９３ Ｓ，尾车排气时间减少了７．４７ ｓ（１０．Ｏ４ ）。 ５５０ ＼ 出 ５００ 卅 ０ ２０ ４０ ６０ ８Ｏ 时间／ｓ 图４局减阀弹簧对列车管压强的影响 图５表示局减阀弹簧工作弹力在３５．８ Ｎ和９０．８ Ｎ 两种情况下首车、中车和尾车制动缸压强曲线。从制动 缸的压强曲线可以看出，３５．８ Ｎ弹簧参数的中车和尾 车制动缸压强曲线在压强上升初始阶段就出现了阶梯 台，而９Ｏ．８ Ｎ弹簧参数的中车和尾车制动缸压强曲线 在压强上升到１３５ ｋＰａ时才出现阶梯台。这是因为当 局减阀弹簧工作弹力在３５．８ Ｎ时列车管排气不够迅 速，分配阀从制动位转到保压位，副风缸停止向制动缸 充气，制动缸曲线出现平台；而列车管依然降压，导致主 活塞再次移动，从保压位转到制动位，副风缸重新向制 动缸充气，即制动缸曲线继续上升；如此反复使得制动 ２Ｏ 铁道机车车辆 第３３卷 缸曲线呈现阶梯状。３５．８ Ｎ弹簧工作弹力尾车制动缸 压强上升到４６０ ｋＰａ用时７Ｏ．５５ Ｓ，９０．８ Ｎ弹簧工作弹 力尾车制动缸压强上升到４６０ ｋＰａ用时５７．８５ Ｓ，提前 １３．５８ ｓ（１９．２５％）。 图６表示两种局减阀弹簧工作弹力对应的拉钩力 和压钩力沿车长分布曲线。从车钩力曲线可以看出，局 减阀弹簧工作弹力对最大车钩力有一定影响，局减阀工 作弹力为３５．８ Ｎ时，最大压钩力为６１０．３９ ｋＮ，发生在 第４ｌ辆车，局减阀工作弹力为９０．８ Ｎ时，最大压钩力 为５９０．２５ ｋＮ，发生在第４４辆车，车钩力减小２０．１４ ｋＮ （３．３０％） ５００ ４０Ｏ ３００ 需２００ ｌ０Ｏ Ｏ ０ ２ｏ ４０ ６ｏ ８Ｏ 时间／ｓ 图５ 局减阀弹簧对制动缸压强的影响 ２００ Ｚ Ｏ －Ｒ －２００ ＊ －４００ －６００ ０ ２０ ４０ ６０ ８０ １００ １２０ 车序号／ｎ 图６局减阀弹簧对车钩力的影响 ３局部减压对小减压量制动性能影响 列车常用全制动时，制动缸平衡压强将达到４６０ ｋＰａ，局部减压进入制动缸的空气占所有制动缸中气体 比例很小。而小减压量制动时制动缸平衡压强远小于 列车常用全制动时的压强，局部减压对列车小减压量制 动的影响可能会更大，因此分析小减压量时局减对车钩 力影响可能与大减压量时有所不同。 图７为一段局减面积系数分别为１．０和１．９两种 情况下首车、尾车制动缸压强变化曲线。从制动缸压强 变化曲线可以看出，１．０和１．９孔径的尾车制动缸压强 达到平衡用时分别是４８．８２ Ｓ、４４．０７ Ｓ。一段局减孔面 积系数从１．０增加到１．９，列车中最大车钩力降低 ７．１１ 。 １２０ ＼ 鹱 出 ８０ 幅 磊 ４０ Ｏ ０ １０ ２０ ３０ ４０ ５０ ６Ｏ 时间／ｓ 图７一段局减孔对小减压制动时 制动缸压强的影响 图８是二段局减面积系数分别为１．０和２．０两种 情况下首车、尾车制动缸压强变化曲线。从尾车制动缸 压强曲线可以看出，１．０孔径制动缸压强达到１５０ ｋＰａ 用时４８．８２ Ｓ，２．０孔径制动缸压强达到１５０ ｋＰａ用时 ４７．０５ Ｓ，减少１．７７ｓ（３．６３ ）。 图９是局减阀弹簧工作弹力在３５．８ Ｎ和９０．８ Ｎ 两种情况下首车，中车和尾车制动缸压强变化曲线。．从 制动缸压强曲线可以看出，中车制动缸压强曲线６ ｓ后 开始出现差异，两曲线之间距离逐渐增大，在大约１５ ｓ 后达到最大值。尾车制动缸压强曲线在１０ Ｓ后开始出 现差异，在制动缸上升２０ Ｓ后，两种参数下的制动缸压 强曲线差异最大，之后曲线将平行上升；３５．８ Ｎ弹簧对 应的中车制动缸到达平衡用时４７．１９ Ｓ，尾车制动缸到 达平衡用时４８．８２ Ｓ，９０．８ Ｎ弹簧对应的中车制动缸到 达平衡用时３Ｏ．６５ Ｓ，尾车制动缸到达平衡用时 ３２．０１ Ｓ，制动缸平衡用时随着局减弹簧弹力增加明显 减小。 要 ” 量８０ 墓 ４Ｏ ０ Ｏ ｌＯ ２Ｏ ３Ｏ ４０ ５Ｏ ６０ 时间／ｓ 图８二段局减孔对小减压制动时 制动缸压强的影响 第４期 列车管局部减压对重载列车纵向冲动影响仿真研究 萤 置８０ 薹 ４Ｏ Ｏ ０ １０ ２０ ３０ ４０ ５０ ６０ 时间／ｓ 图９局减阀弹簧对小减压制动时 制动缸压强的影响 图１０绘出了局减阀弹簧工作弹力对列车中压钩力 影响曲线。从车钩力曲线可以看出，列车中压钩力随局 减阀弹簧工作弹力增加而逐渐减小，特别是在局减阀弹 簧工作弹力小于５Ｏ Ｎ范围内车钩力降低非常明显。两 个典型数值结果是３５．８ Ｎ工作弹力对应的最大压钩力 为２５６．４７ ｋＮ，９０．８ Ｎ工作弹力对应的最大压钩力为 ２２６．６４ ｋＮ，两者相差１１．６３ ，其对车钩力的影响比全 制动时更加明显。 通过计算结果可知，局部减压对小减压量制动的影 响比对常用全制动的影响要大很多，其中局减阀弹簧对 车辆的制动特性和纵向冲动的影响最为明显，其次是一 段局减孔，二段局减孔对小减压量制动的影响最小。 ２６０ ２５５ Ｚ ２５０ ２４５ 簿２４０ ２３５ ２３０ ２２５ ３０ ４０ ５０ ６０ ７０ ８０ ９０ １００ 工作弹力／Ｎ 图ｌ０局减阀弹簧对小减 压制动时车钩力的影响 ４局部减压参数对制动能力的影响 随着列车管局部减压能力的改变，制动缸的平衡压 强也发生相应的变化，列车管局部减压能力越大，制动 缸平衡压强可能越高，而制动缸平衡压强的提高可能会 对列车控制能力产生影响，主要有两种工况需要进一步 讨论，其一是紧急或常用全制动时是否会发生滑行，其 二是小减压量制动时制动能力是否过强。下面分别对 这两种情况进行分析。 （１）当列车紧急和常用全制动时，由于受到黏着力 的影响，列车不滑行的条件： ＞：Ｋ× ≤Ｎ× （１） 式中 ：Ｋ为车辆总闸瓦压力； 为闸瓦摩擦系数；Ｎ 为该车辆总重； 为黏着系数。 ∑Ｋ一 ×Ｐ×ｒ／Ｘ Ｌ ｘ １ （２） 式中 为制动传动效率；Ｐ为制动缸压强；ｄ为制动缸 直径；Ｌ为制动倍率。 列车管减压影响最大的是局减阀弹簧工作弹力，因 此极端情况，就是局减阀弹簧改变，并且是改变最大值 时的情况作为分析工况，即当局减阀弹簧工作弹力为 ９０．８ Ｎ时为分析对象。根据前文仿真结果，通过图５ 可知制动缸压强Ｐ的最大值，代入式（２）可得 Ｋ。将 数值结果带入式（１），满足不滑行条件。此外在仿真系 统中也设定了滑行提示的功能，在整个计算过程中，没 有因为增加了局部减压功能而出现滑行提示，因此通过 上述几种方法增加列车管局部减压能力在最大减压量 制动时没有出现滑行现象。 （２）当列车小减量制动时，选择制动缸变化最大的 情况作为验算的工况，对弹簧工作弹力为３５．８ Ｎ和 ９０．５ Ｎ两种情况进行比较，通过减压５Ｏ ｋＰａ制动，使列 车速度从７０ ｋｍ／ｈ降低到５Ｏ ｋｍ／ｈ，观察两种情况在减 速过程中所需的时间和走过的距离，以分析制动能力的 变化。表１显示了两种局减弹簧参数的制动时间和通 过距离的变化。由表１可知，弹簧刚度增加后，制动能 力有所增强，列车调速所需的时间和走过的距离都有一 定减少，其中制动时间减少１１．６８％，制动距离减少 １２．２４ 。调速能力的变化相当于机车大闸手柄增加不 到８ ｋＰａ减压量，对小减压量制动影响不大。 表ｌ列车由７０ ｋｍ／ｈ降速到５０ ｋｍ／ｈ制动能力变化 ５ 结论 （１）一段局减孔增大能够提高列车后部车辆列车管 排气速度和缩短制动缸达到平衡的时间，最终减小列车 车钩力。当一段局减孔面积增加９０ 时，最大压钩力 减小２０．１３ ｋＮ（３．３０ ）。但是孔径太大会出现紧急制 动作用。 （２）二段局减孔对制动系统性能的影响较小，对列 ２２ 铁道机车车辆 第３３卷 车车钩力有一定影响，但是影响不明显。 （３）局减阀弹簧工作弹力对列车制动系统有较大影 ｔｈｅ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ｏｆ ａ Ｕｎｉｏｎ Ｉｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌｅ ｄｅｓ Ｃｈｅｍｉｎｓ ｄｅ Ｆｅｒ （ＵＩＣ）ｐｎｅｕｍａｔｉｃ ｂｒａｋｉｎｇ ｓｙｓｔｅｍ￣Ｊ］．Ｐｒｏｃｅｅｄｉｎｇ ｏｆ ｔｈｅ Ｉｎｓｔｉ ｔｕｔｉｏｎ ｏｆ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｓ，Ｐａｒｔ Ｆ：Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ｒａｉｌ ａｎｄ Ｒａｐｉｄ Ｔｒａｎｓｉｔ，２００４，２１８（２）：ｌ１７—１３２． 响，局减阀弹簧工作弹力增加将提升列车管的排气速 度，进而提高制动缸的升压速度，最终减小了列车纵向 冲动。 ［６］ Ｐｕｇｉ Ｌ，Ｐａｌａｚｚｏｌｏ Ａ，Ｆｉｏｒａｖａｎｔｉ Ｄ．Ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ｏｆ ｒａｉｌｗａｙ ｂｒａｋｅ ｐｌａｎｔｓ：ａｎ ａｐｐｌｉｃａｔｉｏｎ ｔｏ ＳＡＡＤＫＭＳ ｆｒｅｉｇｈｔ ｗａｇｏｎｓ （４）小减压量制动局部减压作用更加显著，局减阀 弹簧工作弹力增大到９Ｏ．８ Ｎ，车钩力将减小１１．６３ 。 ［Ｊ］．Ｐｒｏｃｅｅｄｉｎｇ ｏｆ ｔｈｅ Ｉｎｓｔｉｔｕｔｉｏｎ ｏｆ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｅｎｇｉ— ｎｅｅｒｓ，Ｐａｒｔ Ｆ：Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ｒａｌｌ ａｎｄ Ｒａｐｉｄ Ｔｒａｎｓｉｔ，２００８，２２２ （４）：３２１—３２９． （５）局部减压参数变化所增加的制动缸平衡压强不 会造成列车滑行，对小减压量制动能力影响不大。 参考文献 ｒ１］ Ａｂｄｏｌ－Ｈａｎｍｉｄ Ｋ Ｓ．Ｌｉｍｂｅｒｔ Ｄ Ｅ。Ｇａｕｔｈｉｅｒ Ｒ Ｇ ｅｔ ａ１．Ｓｉｅ一 ｒ［７］ ［８］ Ｔａｄｅｕｓｚ Ｐ．Ｖｅｒｉｆｉｃａｔｉｏｎ ｏｆ Ｐｎｅｕｍａｔｉｃ Ｒａｉｌｗａｙ Ｂｒａｋｅ Ｍｏｄ— ｅｌｓ［Ｊ］．Ｖｃｈｉｃｌｅ Ｓｙｓｔｅｍ Ｄｙｎａｍｉｃｓ，２０１０，４８（３）：２８３—２９９． Ｃａｎｔｏｎｅ Ｉ ＴｒａｉｎＤｙ：Ｔｈｅ ｎｅｗ Ｕｎｉｏｎ Ｉｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌｅ ｄｅｓ Ｃｈｅ ｕｌａｔｉｏｎ ｏｆ ａ Ｆｒｅｉｇｈｔ Ｔｒａｉｎ Ａｉｒ Ｂｒａｋｅ Ｓｙｓｔｅｍ［，Ｃ］．Ｐｒｏｃｅｅｄ— ｉｎｇｓ ｏｆ Ａｍｅｒｉｃａｎ Ｓｏｃｉｅｔｙ ｏｆ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｅｎｇｉｎｇｅｅｒｓ．Ｎｅｗ ａｒｉｎｓ ｄｅ Ｆｅｒ Ｓｏｆｔｗａｒｅ ｆｏｒ Ｆｒｅｉｇｈｔ Ｔｒａｉｎ Ｉｎｔｅｒｏｐｅｒａｂｉｌｉｔｙ［，Ｊ］． Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ｒａｌｌ ａｎｄ Ｒａｐｉｄ Ｔｒａｎｓｉｔ，２０１１．２５５（１）：５７ ７０． Ｙｏｒｋ：ＡＳＭＥ Ｐａｐｅｒ，Ｎｏ．８６一ＷＡ／Ｒｒｒ－ｌ５． ［９］ 魏［１ｏ］ 魏［１１］ 魏［１２］ 魏Ｅ１３］ 魏［１４］ 魏［１５］ 魏伟，张善荣，刘庆忠．长大列车制动系统减压特性的计 ［２］ Ｊｏｈｎｓｏｎ ＭＲ，Ｂｏｏｔｈ Ｇ Ｆ，Ｍａｔｔｏｏｎ Ｄ Ｗ．Ｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔ ｏｆ Ｐｒａｃｔｉｃａｌ Ｔｅｃｈｎｉｑｕｅｓ ｆｏｒ ｔｈｅ Ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ｏｆ Ｔｒａｉｎ Ａｉｒ Ｂｒａｋｅ 算机研究［Ｊ］．大连铁道学院学报．１９９２，１３（４）：４３—４９． 伟，张开文．列车空气制动系统的数学模型［Ｊ］．西南 伟，李文辉．列车空气制动系统数值仿真［Ｊ］．铁道学 Ｏｐｅｒａｔｉｏｎ［Ｃ］．Ｐｒｏｃｅｅｄｉｎｇｓ ｏｆ Ａｍｅｒｉｃａｎ Ｓｏｃｉｅｔｙ ｏｆ Ｍｅ— ｃｈａｎｉｃａｌ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｓ Ｎｅｗ Ｙｏｒｋ：ＡＳＭＥ Ｐａｐｅｒ，Ｎｏ．８６一ＷＡ／ ＲＴ一４． 交通大学学报，１９９４，２９（３）：２８６—２９１． 报，２００３，２５（１）：３８—４２． ［３５ １ｚｕｔｎｉ Ｈ，Ｋｉｙｏｓｈｉ Ｋ，Ｈｉｒｏｓｈｉ Ｔ．Ａ Ｓｔｕｄｙ ｏｎ Ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ｏｆ Ｐｒｅｓｓｕｒｅ Ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ ｏｆ Ｃｏｍｐｒｅｓｓｅｄ Ａｉｒ ｉｎ ａ Ｉ ｏｎｇ Ｐｉｐｅ 伟．列车空气制动系统仿真的有效性［Ｊ］．中国铁道科 伟．两万吨组合列车制动特性［Ｊ］．交通运输工程学 伟，赵旭宝，姜岩，张 军．列车空气制动与纵向动 学，２００６．２７（５）：１０４—１０９． Ｉｎｓｔａｌｌｉｎｇ Ｂｒａｎｃｈ Ｐｉｐｅｓ［Ｊ］．Ｎｉｐｐｏｎ Ｋｉｋａｉ Ｏａｋｋａｉ Ｒｏｎｂｕｎ— ｓｈｕ：Ｂ Ｈｅｎ，１ ９８７，５４（３）：１６０２一ｌ６０６． 报，２００７，７（６）：１２－１６． ［４］ Ｂｈａｒａｔｈ Ｓ，Ｎａｋｒａ Ｂ Ｃ，ＧｕＰｔａ Ｋ Ｎ．Ａ Ｄｉｓｔｒｉｂｕｔｅｄ Ｍａｔｈｅ ｍａｔｉｃａｌ Ｍｏｄｅｌ ｏｆ Ｐｒｅｓｓｕｒｅ Ｔｒａｎｓｉｅｎｔ Ａｎａｌｙｓｉｓ ｉｎ Ｒａｉｌｗａｙ 力学集成仿真ＥＪ］．铁道学报，２０１２，３４（４）：３９—４６． 伟，张东芹，张 军．重载列车纵向冲动机理及参数影 Ｐｎｅｕｍａｔｉｃ Ｂｒａｋｅ Ｓｙｓｔｅｍｓ［Ｊ］．Ｉｎｔ．Ｊ．Ｍｅｃｈ．Ｓｃｉ．１９９０， ３２（２）：ｌ３３—１４５． 响［Ｊ］．大连交通大学学报，２０１１，３２（１），１－６． Ｉ ，Ｍａｌｖｅｚｚｉｍ，Ａｌｌｏｔｔａ Ｂ，ｅｔ ａ１．Ａ ｐａｒａｍｅｔｒｉｃ ｌｉｂｒａｒｙ ｆｏｒ ［５］ ＰｕｇｉＳｉｍｕｌａｔｉｏｎ Ｒｅｓｅａｒｃｈ ｔｈｅ Ｉｎｆｌｕｅｎｃｅ ｏｆ Ｂｒａｋｅ Ｐｉｐｅ Ｌｏｃａｌ Ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ Ａｂｉｌｉｔｙ ｏｎ ｔｈｅ Ｈｅａｖｙ Ｈａｕｌ Ｌｏｎｇｉｔｕｄｉｎａｌ Ｉｍｐａｃｔ ＷＡＮＧ Ｇｕａｎ—ｃｈａｏ，ＷＥ Ｉ Ｗｅｉ （Ｌｉａｏｎｉｎｇ Ｋｅｙ Ｌａｂｏｒａｔｏｒｙ ｏｆ Ｖｅｈｉｃｌｅ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ ａｎｄ Ａｄｖａｎｃｅｄ Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ， Ｄａｌｉａｎ Ｊｉａｏｔｏｎｇ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，Ｄａｌｉａｎ １１６０２８ Ｌｉａｏｎｉｎｇ，Ｃｈｉｎａ） Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｗｉｔｈ ｉｎｔｅｇｒａｔｅｄ ｈｅａｖｙ ｈａｕｌ ｔｒａｉｎ ａｉｒ ｂｒａｋｅ ａｎｄ ｌｏｎｇｉｔｕｄｉｎａｌ ｄｙｎａｍｉｃ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ｓｙｓｔｅｍ，ｔｈｅ ｆｉｒｓｔ ｐｈａｓｅ ｌｏｃａｌ ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ ｃｈｏｋｅ， ｔｈｅ ｓｅｃｏｎｄ ｐｈａｓｅ ｌｏｃａｌ ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ ｃｈｏｋｅ ａｎｄ ｌｏｃａｌ ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ ｖａｌｖｅ ｓｐｒｉｎｇ ｗｏｒｋｉｎｇ ｆｏｒｃｅ ｉｎｆｌｕｅｎｃｅ ｏｎ ｈｅａｖｙ ｈａｕｌ ｔｒａｉｎ ｌｏｎｇｉｔｕｄｉｎａｌ ｃｏｕｐｌｅｒ ａｒｅ ａｎａｌｙｚｅｄ ｆｏｒ ａ ｂｉｇ ａｎｄ ｓｍａｌｌ ａｍｏｕｎｔ ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ ｂｒａｋｅ ｓｅｒｖｉｃｅ ａｐｐｌｉｃａｔｉｏｎ．Ｔｈｅ ｆｉｒｓｔ ｐｈａｓｅ ｌｏｃａｌ ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ ｃｈｏｋｅ ｉｎｃｒｅａｓｅｓ ９Ｏ％，ｌａｓｔ ｃａｒ ｂｒａｋｅ ｐｉｐｅ ｅｘｈａｕｓｔ ｌｉｍｅ ｒｅｄｕｃｅｓ ｂｙ ａｂｏｕｔ ７ ，ｂｒａｋｅ ｃｙｌｉｎｄｅｒ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｂａｌａｎｃｅ ｔｉｍｅ ｒｅｄｕｃｅｓ ｂｙ ａｂｏｕｔ １０ ；ｔｈｅ ｍａｘｉｍｕｍ ｃｏｍｐｒｅｓ～ ｓｉｖｅ ｃｏｕｐｌｅｒ ｆｏｒｃｅ ｒｅｄｕｃｅｓ ３．３Ｏ ～４．８４ ．Ｔｈｅｒｅ ｉｓ ｌｉｔｔｌｅ ｅｆｆｅｃｔ ｏｆ ｔｗｏ ｐｈａｓｅ ｌｏｃａｌ ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ ｃｈｏｋｅ ａｒｅａ ｏｎ ｔｈｅ ｔｒａｉｎ ｂｒａｋｉｎｇ ｃｈａｒａｃｔｅｒ— ｉｓｔｉｃｓ ａｎｄ ｌｏｎｇｉｔｕｄｉｎａｌ ｉｍｐａｃｔ．Ｌｏｃａｌ ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ ｖａｌｖｅ ｓｐｒｉｎｇ ｗｏｒｋｉｎｇ ｆｏｒｃｅ ｉｎｃｒｅａｓｅｓ ｆｒｏｍ ３５．８Ｎ ｔｏ ９Ｏ．８Ｎ，ｌａｓｔ ｅａｒ ｂｒａｋｅ ｐｉｐｅ ｅｘｈａｕｓｔ ｔｉｍｅ ｒｅｄｕｃｅｓ ｂｙ １０．０４ ～１８．２４ ．ｔｈｅ ｂｒａｋｅ ｃｙｌｉｎｄｅｒ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｂａｌａｎｃｅ ｔｉｍｅ ｒｅｄｕｃｅｓ ｂｙ １９．２５ ４３４．４３ ，ｔｈｅ ｍａｘｉｍｕｍ ｃｏｍｐｒｅｓｓｉｖｅ ｃｏｕｐｌｅｒ ｆｏｒｃｅ ｒｅｄｕｃｅｓ ３．３Ｏ ～１１．６３ ．Ｔｈｅ ｍｏｓｔ ｉｍｐｏｒｔａｎｔ ｆａｃｔｏｒ ｏｆ ｉｎｆｌｕｅｎｃｅ ｃｏｕｐｌｅｒ ｆｏｒｃｅ ｉｓ ｌｏｃａｌ ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ ｖａｌｖｅ ｓｐｒｉｎｇ ｆｏｒｃｅ．ｔｈｅ ｂｉｇｇｅｒ ｓｐｒｉｎｇ ｆｏｒｃｅ ｉｓ，ｔ ｈｅ ｓｍａｌｌｅｒ ｃｏｕｐｌｅｒ ｆｏｒｃｅ；ｔｈｅ ｓｅｃｏｎｄ ｉｍｐｏｒｔａｎｔ ｆａｃｔｏｒ ｉｓ ｔｈｅ ｆｉｒｓｔ ｐｈａｓｅ ｌｏｃａｌ ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ ｃｈｏｋｅ，ｔｈｅ ｂｉｇｇｅｒ ｃｈｏｋｅ ａｒｅａ，ｔｈｅ ｓｍａｌｌｅｒ ｔｈｅ ｃｏｕｐｌｅｒ ｆｏｒｃｅ；ｓｅｃｏｎｄ ｐｈａｓｅ ｌｏｃａｌ ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ ｃｈｏｋｅ ａｒｅａ ｈａｓ ａｌｍｏｓｔ ｎｏ ｅｆｆｅｃｔ ｏｎ ｃｏｕｐｌｅｒ ｆｏｒｃｅＴｈｅ ｓｔｕｄｙ ｉｓ ｕｓｅｆｕｌ ．ｆｏｒ ｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔ ｎｅｗ ｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎ ｖａｌｖｅ ｏｆ ｈｅａｖｙ ｈａｕｌ ｔｒａｉｎ． Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ：ｈｅａｖｙ ｈａｕｌ ｔｒａｉｎ；ｌｏｃａｌ ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ；ｂｒａｋｅ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ；ｌｏｎｇｉｔｕｄｉｎａｌ ｉｍｐａｃｔ
