CN102167021A - 铁路快速货车制动方法及装置 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种具有更高制动力、较短的制动空走时间及制动缸升压和缓解时间、可以缩短制动距离并可编挂旅客列车且能适应车重变化而调节制动力的轨道车辆的制动方法及系统，其采用了具有更高摩擦系数的高摩擦系数合成闸瓦，并以传感阀测量车辆载荷为基础控制制动缸的压力及闸瓦压力，实现对快速货车制动力的无级控制，通过改变制动缸的充排气时间缩短制动空走时间和制动缸缓解时间。这样，本发明提供了一种铁路快速货车制动方法及系统，其提高制动力、缩短空走时间的同时能够随着车辆载重增减变化自动实现制动力无级变化，从而确保安全行车制动距离；同时可靠性高，防振性能好，具有良好的动态性能，具有较高的线性度和灵敏度。

Description

铁路快速货车制动方法及装置

技术领域

本发明涉及一种具有更高制动力、较短的制动空走时间和制动缸升压和缓解时间，可以缩短制动距离，可以编挂旅客列车且能适应车重变化而可以调节的轨道车辆的制动方法以及在该轨道车辆上采用这种方法的系统，更具体地是指一种适用于铁路快速货车的制动方法及装置。

背景技术

现有货车制动系统是按机车动力集中牵引重量10000t列车设计的，列车编组可达120辆。目前我国铁路货车制动系统基本上由120型控制阀或GK型三通阀，二级手动或KZW型(或系列)自动空重车调整装置，直径356mm或254mm制动缸，闸瓦间隙自动调整器、高磷铸铁闸瓦或符合TB/T2403-1993的高摩擦系数合成闸瓦等构成，制动倍率在8.3～9.5左右。例如，大秦铁路使用的载重60t级运煤敞车采用符合TB/T2403-1993的高摩擦系数合成闸瓦和直径254mm制动缸，制动倍率9.47左右。1995～1997年期间进行的5000t列车制动试验结果表明，上述货车制动系统的制动能力只能满足最高运行速度85km/h左右的要求。例如，1996年在沪宁线上进行的重载列车制动试验结果为，制动初速度89.5km/h时，紧急制动距离816m；制动初速度91.0km/h时，紧急制动距离871m。根据《铁路技术管理规程》，我国现有主型货车重车位的换算闸瓦压力为250kN。例如，C62A型货车制动倍率9.28，每辆实算闸瓦压力299kN，换算闸瓦压力250kN。当考虑6％的关门车时，每百吨列车重量的换算闸瓦压力约为290kN。则列车能够在800m制动距离内安全停车的速度约为86km/h。

为了适用重载列车的运用要求，现有货车制动系统的制动控制阀采用直接作用式，藉以提高制动和缓解波速，改善重载列车制动缓解作用的一致性，减少列车的纵向作用力。为了进一步降低机车和车辆之间以及车辆与车辆之间的纵向作用力，制动缸升压时间和缓解时间均较长。1999年4月和8月在铁道科学研究院中进行的环形试验线上针对现有制动系统进行了编组24辆，最高速度120km/h的P65A型行包快运棚车和X1K型集装箱快运平车制动试验。试验结果表明，现有货车制动系统空走时间长，编组24辆时达到5s，加上现有TB/T2403-1993标准的高摩擦系数合成闸瓦摩擦系数低，制动能力弱，无法满足轴重18t、速度120km/h、紧急制动距离不超过1100m的要求，也不满足轴重21t及以上、速度120km/h，制动距离1400m的要求。由于所采用的制动缸升压时间和缓解时间均较长，所以不能与旅客列车的制动系统混编使用。

当速度提高到90km/h，特别是提高到120km/h后，理论分析和试验结果表明，由于减速度要求明显提高，直接采用现有TB/T2403-1993的标准高摩擦系数合成闸瓦时，因摩擦系数偏低，即使制动倍率作较大调整也难以满足制动距离限值的要求。过大的制动倍率也难以投入实际运用，容易导致缓解不良(闸瓦不能离开车轮)和更换闸瓦困难的问题。并且，现有客车采用间接作用式104型空气分配阀或二-三压力制式的F8型空气分配阀，制动缸升压时间快，不能与现有货车制动系统混编。因此，现有货车不能安全地编挂旅客列车。

当货车速度提到90km/h时，两级空重车调整装置适用的车重变化范围为31t～84t。对于自重约22.5t、载重60-61t这类通用货车，在总重36～50t的范围内，重车位制动距离不超过允许限值和空车位粘着利用不超过允许限度两个条件根本无法同时得到满足。由于速度120km/h的快运货车的减速度要求更高，所以，当货车速度提到90km/h及以上时，不能采用二级空重车调整装置。

速度达到120km/h的快速货车的运用特点是速度快、有时是定点或定线运行，因此，装载量不确定，不可能总能达到满载。因此，要求在整个载重变化范围内能够调整制动率。国内使用的KZW系列无级空重车调整装置为位移传感式空重车调整装置，即根据弹簧挠度变化计算载重变化。当转向架为适应提速需要采用两级或多级刚度弹簧时，弹簧挠度的变化量不再与载重变化量成正比。这时，制动率虽能无级调节，但随载重变化的幅度增大，制动率不能保持恒定，而是在较大的幅度内变化。

当速度提高到120km/h时，对制动能力的要求与粘着利用的允许限度之间的可用空间更小，在制动率曲线的拐点处，制动率接近甚至超过了轮轨黏着允许限度。另一方面，快运货车转向架的弹簧挠度很大，要求位移传感式空重车调整装置在整个载重变化范围内保持较小的制动率变化幅度比较困难。空重车调整装置仅能在较小范围内调整制动率。因此，制动率不能保持恒定，而是在较大范围内变化。

由于KZW系列无级空重车调整装置缺少有效地防振手段，在1999年进行的两次120km/h快运货车制动试验中都发现，空重车调整装置的输出在车辆振动时很不稳定。在车辆处于不满载的半载状态时，制动缸压力容易升到车辆满载时的压力。因此，快运货车无论采用何种空重车调整装置，该装置都必须具有稳定的动态性能。稳定的动态性能是各国研制空重车调整装置的基本要求。美国铁路货车运行速度一般较低，制动距离要求较宽松，故采用二级空重车调整装置，但也采取了防振措施。当车辆动载荷处在“空重”转换点附近时，只要有一次振动到空车位，制动缸压力将保持在空车位，不再变化。

因此，现有货车制动系统不能满足可连挂旅客列车进行混编的铁路快速货车的制动要求。为此，科技人员提出了采用不同技术方案以满足可混编的铁路快速货车制动的要求，例如如下专利技术中公开的专利技术：

公开号为CN2344246，名称为“无级货车空重车自动调整装置”，就公开了一种无级货车空重车自动调整装置，由副风缸、控制阀和制动缸组成，其特征是：在所述的控制阀和制动缸之间安装有调整阀、传感阀、触板传动机构和抑制盘，所述的抑制盘下端的触头正对触板传动机构的触板中央，所述的传感阀通过管路分别与控制阀调整阀、制动缸和降压风缸相连。该发明具有减少车辆擦轮事故，提高行车安全、降低运输成本的特点，减少了混编列车车辆之间制动时的纵向冲击力，提高了混编列车各车辆缓解的一致性。

公开号为CN1843821，名称为“带阻尼减振的补偿式货车无级空重车自动调整装置”公开了一种“带阻尼减振的补偿式货车无级空重车自动调整装置”涉及货车制动领域。原有制动系统无法大幅度降低空车制动缸空气压力。该发明利用传感阀的控制部和补偿部配合调整阀分别调整制动缸和降压风缸空气压力的技术方法。在不改变我国货车原有制动系统的情况下从空车到重车由小到大无级调整制动缸空气压力，大幅度降低空车制动缸空气压力。本发明了减振弹簧复位、空气阻尼减振、制动压力自锁测重抑制盘，完全消除车辆行走期间振动对抑制盘测重的影响，测重准确、使列车制动时抑制盘和传感阀的工作状态和静态一样。本装置使空重混编列车制动率接近一致，有效减小混编列车车辆之间的纵向冲击力，有效防止擦轮及列车分离事故。

发明内容

本发明的发明目的在于提供一种能够提高制动力、缩短制动距离，能够编挂旅客列车、且随着车辆载重变化而自动无级调整制动力的铁道快速货车制动方法，其制动力能够随着车辆载重的增减变化自动无级变化；

本发明的另一个发明目的在于提供一种具有良好的动态性能，较高的线性度和灵敏度，制动率可以保持基本恒定，能够与旅客列车的制动系统混编使用的铁道快速货车制动系统。

为了实现上述的发明目的，本发明采用如下的技术方案：

本发明采用了一种铁路快速货车制动方法，该制动方法具体包括：

本发明具体采用充气阀和工作风缸，将直接式的制动控制阀转变为间接作用式。

当列车管的压力升高并超过工作风缸的压力时，制动控制阀处于缓解位，副风缸的压力随列车管的压力上升而上升，制动缸的压力(如果有)逐渐下降，直至到0，同时带动闸瓦离开车轮；当列车管压力上升到规定值后，副风缸的压力亦逐渐升至该值或略低。上述制动缸的缓解时间为7-9s。

当列车管的压力以一定的速度降低并低于工作风缸的压力时，制动控制阀处于制动位，开启副风缸至制动缸的通路，向制动缸充气，使得制动缸压力升高，带动闸瓦接触车轮产生制动力。上述制动缸的升压时间为5-7s。

实际上制动缸压力除了受列车管减压量的控制外，还与车辆载荷有关。也就是说当列车管的压力降低且制动控制阀处于制动位时，制动缸内的压力变化由调整阀控制与车辆载荷成线性变化进行调整。

当列车管的压力停止降低时，控制阀处于保压位，关闭副风缸至制动缸的通路，制动缸的压力将保持不变。若列车管的压力继续下降，则控制阀回到制动位，重新开启副风缸至制动缸的通路，向制动缸充气，使制动缸压力继续升高，闸瓦压力增大，制动力增加。

当列车管的压力低于某一预期值，或者说列车管的减压量达到某一预期值后，制动缸的压力不再随列车管压力的继续降低而增加。

为了获得车辆载荷的信号值，所述的车辆载荷优选由一个传感阀测量，并且传感阀根据车辆载荷的变化产生不同的压力信息，其输出的信号与车辆载荷的变化成线性、正比关系；进一步为了防止车辆偏重对车辆载荷结果的影响，所述的车辆载荷更优选地由至少两个传感阀测量之后，通过平均阀对至少两个传感阀的测量结果进行平均，其输出的信号与车辆载荷的变化成线性、正比关系。

当列车管的压力降低，使得制动缸内产生压力增加从而使得闸瓦接触车轮产生制动力时，在列车管的减压量相同的条件下，作用于闸瓦的力与车辆载荷成正比，车辆制动率保持不变，制动率

其中K为闸瓦压力，Q为车辆总质量，g为重力加速度。

另外，所述的闸瓦瞬时摩擦系数的为：

其中v为瞬时速度，单位为km/h。所述闸瓦的平均摩擦系数范围如下：

由于闸瓦摩擦系数比现在应用的标准TB/T2403-1993规定的值明显提高，因此，在闸瓦压力相同时可产生更大的制动力B，从而达到缩短制动距离的目的。

进一步地，所述的制动缸升压时间为5-7s。因此，编组24辆货车的制动空走时间缩短到3s-3.5s，可以进一步缩短制动距离。

此外，除了制动缸升压时间相同外，所述的制动缸缓解时间为7-9s，也与客车制动缸的缓解时间相同，并且，由于采用了充气阀和工作风缸，将直接式的制动控制阀转变为间接作用式，使制动机的特性与客车制动机一致，因此，采用上述铁路快速货车制动方法的制动装置可以与客车的制动装置混编使用，采用该制动装置的铁路快速货车可以与旅客列车编挂，且制动缓解时不会使列车产生纵向冲动。

本发明还采用了利用上述的铁路快速货车制动方法的制动装置，所述的制动装置包括控制阀，其通过中间体与充气阀以及用于调整制动缸压力的调整阀分别连通，所述的中间体还与风缸组件以及列车管连通，所述的中间体还与用于测量货车载荷的传感组件直接或者间接连通。这里的控制阀优选为120K阀，其它组件可以通过中间体内设置的多条相互隔离的通道分别与120K阀连接。

优选地，所述的传感组件包括一个用于测量货车载荷的传感阀，所述的传感阀与中间体直接连通。通过该传感器获得货车载荷的精确数据。

更优选地，所述的传感组件包括至少两个用于测量货车载荷的传感阀，所有的传感阀均分别与平均阀连通，该平均阀与所述的中间体连通。这样通过设置多个传感阀可以更准确的反映所述的货车载荷的具体数值，并通过平均阀进行对多个传感阀测量的数值进行平均得到对货车载荷更准确的平均值。

进一步地，所述的平均阀内设置有与至少两个用于测量货车载荷的传感阀分别连接的压力腔，所述压力腔的数量与所述传感阀的数量相同，所述的平均阀内还设置有输出平均压力的输出腔。所述的平均阀内弹性设置有压力阀杆，所述的不同压力腔内气体作用在该压力阀杆上的作用力面积相同，均为所述输出腔作用在压力阀杆上的反作用力的作用面积的1/2。

更具体地，所述的平均阀内包括上下扣合的上阀体以及下阀体，上阀体与下阀体形成阀腔，所述的压力阀杆设置在该阀腔内与阀体形成所述的压力腔，在该压力阀杆上设置有弹性塞心，弹性塞心上则设置有通过气体压力控制的活动通道。

而所述的传感阀包括相互扣合的上体和下体，在所述的上体与所述的下体之间设置有阀腔，在该阀腔内由上至下依次设置有阀芯组成，盘形膜板以及与该盘形膜板相邻设置的顶块和垫板。所述的传感阀均安装在货车的转向架上。

所述的调整阀内包括相互扣合的上体组成以及下体组成，在它们内部形成的腔体内设置有相互连接的阀杆组件、连动组件、跃升组件以及顶杆组件，所述的调整阀内相互连接的部件之间设置有用于对整个调整阀进行密封的橡胶密封装置。

所述的风缸系统包括均通过中间体与所述控制阀连通的副风缸、工作风缸、加速风缸以及制动缸。其中的工作风缸优选的容积为11L，副风缸优选的容积为100L-120L。

通过采用上述的技术方案，本发明提供了一种能够提高制动力、缩短制动距离、能够编挂旅客列车、且能够随着车辆载重变化而自动无级调整制动力的铁路快速货车的制动方法，其制动力能够随着车辆载重增减变化自动无级变化，并保持制动率基本恒定，具有较短的制动空走时间和较高的制动力，从而确保安全行车制动距离。同时本发明还提供了一种采用上述方法的铁路快速货车制动系统，该系统可靠性高，防振性能好，具有良好的动态性能，具有较高的线性度和灵敏度，可以使得制动率保持基本恒定，能够与旅客列车的制动系统混编使用。

附图说明

图1中显示的是本发明的传感阀的工作原理示意图；

图2中显示的是本发明的调整阀的工作原理示意图；

图3中显示的是本发明的平均阀的工作原理示意图；

图4中显示的是本发明的控制系统的连接结构示意图；

图5中显示的是本发明的平均阀的实施例的剖视结构示意图；

图6中显示的是本发明的传感阀的实施例的剖视结构示意图；

图7中显示的是本发明的调整阀的实施例的第一剖视结构示意图；

图8中显示的是本发明的调整阀的实施例的第二剖视结构示意图；

图9中显示的是本发明的调整阀的实施例的第三剖视结构示意图；

图10中显示的是大容量传感阀输出特性曲线；

图11中显示的是小容量传感阀输出特性曲线；

图12中显示的是采用直接安装方式单车试验结果；

图13中显示的是采用间接安装方式单车试验结果。

附图中各个标号代表组件名称说明如下：

1控制阀          2中间体        3充气阀          4平均阀

5调整阀          6传感阀        7列车管          8加速风缸

9工作风缸        10副风缸       11制动缸         41上阀体

42活塞           43下阀体       44压力阀杆       45塞心

46弹簧           51上体组成     52下体组成       530阀杆组成

531止回阀        532上活塞      533下活塞        534调整阀膜板

535弹簧          536上盖        537排气罩        538销

540跃升盖        541跃升杆      542板            543回复弹簧

550顶杆组成      551上塞        552调整阀膜板    553下塞

560平衡杠杆      561滑到        562支点轴        563定位螺栓

564调整螺母      565放松螺母    566弹性弹簧      567活塞杆

568信号调整垫    569垫块        5610滚轴         5611联杆

5612盖板         61上体         62下体           63阀芯组成

64盘形膜板       65垫板         66顶块

具体实施方式

本发明在于提供一种能够提高制动力、缩短制动距离、能够编挂旅客列车、且能够随着车辆载重变化而自动无级调整制动力的铁路快速货车制动方法，其制动力能够随着车辆载重增减变化在一定范围内自动无级变化，并保持制动率基本恒定，具有较短的制动空走时间和较高的制动力，从而确保安全行车制动距离。同时本发明还提供了一种采用上述方法的铁路快速货车制动系统，该系统可靠性高，防振性能好，具有良好的动态性能，具有较高的线性度和灵敏度，可以制动率保持基本恒定，能够与旅客列车的制动系统混编使用。下面结合说明书附图对本发明所采用的制动方法以及制动装置的具体实施例进行详细的说明。

本发明以采用充气阀和工作风缸，将直接式的制动控制阀转变为间接作用式为例进行说明。

本发明采用的铁路快速货车制动方法具体包括：

增加充气阀和工作风缸，使直接作用式的制动控制阀转为间接作用式。

当列车管的压力升高并超过工作风缸的压力时，制动控制阀处于缓解位，副风缸的压力随列车管的压力上升而上升，制动缸的压力逐渐下降，直至到0，同时带动闸瓦离开车轮；当列车管压力上升到规定值后，副风缸的压力亦逐渐升至该值或略低。上述制动缸的缓解时间为7-9s。

当列车管(亦称制动管、制动主管或简称主管，下同)的压力升高且超过工作风缸的压力时，控制阀处于缓解位，工作风缸和副风缸的压力随列车管的压力上升而上升，制动缸的压力(如果有)逐渐下降，直至到0，同时带动闸瓦离开车轮；当列车管压力上升到规定值后，工作风缸和副风缸的压力亦逐渐升至该值或略低。

当列车管的压力以一定的速度降低直至列车管压力停止降低时止，控制阀处于制动位，开启副风缸至制动缸的通路，向制动缸充气，使得制动缸压力升高，带动闸瓦接触车轮并产生制动力。

当列车管的压力停止降低时，控制阀处于保压位，关闭副风缸至制动缸的通路，制动缸的压力将保持不变。若列车管的压力继续下降，则控制阀回到制动位，重新开启副风缸至制动缸的通路，向制动缸充气，使制动缸压力继续升高，闸瓦压力增大，制动力增加。

当列车管的压力低于某一预设值，或者说列车管的减压量达到某一预设值后，制动缸的压力不再随列车管压力的继续降低而增加。

实际上制动缸压力除了受列车管减压量的控制外，还与车辆载荷有关。也就是说当列车管的压力降低且制动控制阀处于制动位时，制动缸内的压力变化由调整阀控制与车辆载荷成线性变化进行调整。

更具体来说，控制阀根据列车管的压力变化，自动实施制动、缓解、保压等作用。当列车管压力上升且超过工作风缸压力时，则制动控制阀处于缓解位，使工作风缸和副风缸的压力上升，制动缸的压力空气降为0，制动缸活塞在弹簧的作用下回到制动缸的最底端，带动活塞杆及杠杆传动系统移动，使闸瓦离开车轮，车辆无制动力，可以正常运行。当列车管压力以一定的速度降低时，制动控制阀处于制动位，开启副风缸至制动缸的通路，向制动缸充气，使制动缸压力升高。制动缸压力除了受列车管减压量的控制外，还与传感阀输出的车辆载重信号有关。传感阀采用圆盘形弹簧板受力结构，如图1所示为传感阀的工作原理示意图。根据弹簧板上下受力平衡原理，当弹簧板下部受到反映载重大小的作用力时，圆盘形弹簧板的心部产生向上的反力，此反力与膜板上面的空气压力相平衡。平衡压力作为对应该载重下的输出控制信号。平衡压力通过节流孔输入到调整阀。传感阀根据车辆载重的变化而产生不同的压力信号，其输出信号与车辆载重的变化成线性关系。来自传感阀的、与车辆载重成正比的压力信号输入到调整阀后，该调整阀控制输入制动缸的压力大小。如图2所示的为调整阀的工作原理示意图，其中调整阀的可移动支点位置取决于从传感阀输入信号的大小，支点位置变化改变了调整杠杆的力臂之比，从而改变了制动缸的实际压力。根据弹簧的工作特性和胡克定律，调整杠杆的力臂之比也与传感阀输出的车辆载重信号成正比。因此，制动缸的压力最终与车辆载重成正比。

进一步为了防止车辆偏重对车辆载荷结果的影响，所述的车辆载荷还可以由至少两个传感阀测量之后，通过平均阀对至少两个传感阀的测量结果进行平均，其输出的信号也与车辆载荷的变化成线性关系。图3中显示是本发明平均阀的工作原理示意图，其中针对车辆偏载引起的测重误差，本发明的制动系统采用两传感阀，安装在车辆的不同部位，如分别安装在两个转向架上。同时增加了平均阀。上述的两个传感阀优选分别装在快速货车的两个转向架上，而所示的平均阀可以对两个转向架上的传感阀的测重结果进行平均。在图3所示平均阀的工作原理示意图中，其中阀杆组件的下部活塞的面积A1是上部活塞的面积A2的1/2，即，A2＝2×A1。分别导入平衡阀压力腔内的气体压力分别为P1和P2，那么根据力的平衡原理，平均阀的输出压力腔输出的压力P满足下列方程：

P·A2+P1·A1＝P1·A2+P2·A1

将A2＝2×A1代入式上面等式中可以得到：

$P=\frac{P1+P2}{2}$

这样，当采用1个传感阀时，不需要采用平均阀。传感阀输出的压力直接接入调整阀。当采用2个或更多传感阀时，需采用平均阀。各传感阀的输出信号送入平均阀，平均阀对各传感阀输出的信号平均后，输入调整阀。调整阀根据平均阀输出的平均信号调整制动缸的压力。

综上所述，制动缸输出的压力大小与制动主管的减压量有关；当减压量相同时，与所制动车辆的载重量大小成正比。

采用本发明的铁路货车制动方法后，利用特性大容量传感阀试验结果见表1和图10，小容量传感阀试验结果见表2和图11。试验结果表明，传感阀输出压力与车重之间有较好的线性关系。

表1大容量传感阀单项试验结果

表2小容量传感阀单项试验结果

进一步的，下面说明的是120K阀及无级空重车调整装置综合性能。将传感阀、调整阀、平均阀、充气阀、120K阀及有关风缸按单车要求连接，组成单车试验台，进行了单车试验台试验，以验证120K阀及无级空重车调整装置的综合性能。直接安装的试验结果见表3和图12，间接安装方式试验结果见表4和图13。

表3单车试验台试验结果(直接安装方式)

荷重(t)	0.9	2	3	4	5
						传感阀输出(kPa)	61	140	212	284	355
120K阀输出(kPa)	360	360	360	360	360
						制动缸压力(kPa)	142	210	280	352	352

表4单车试验台试验结果(间接安装方式)

车重(T)	23.5	38.4	40	50	60	72	83.5
								传感阀输出(kpa)	60	124	132	176	226	282	338
120K阀输出(kpa)	360	360	360	360	360	360	360

制动缸压力(kpa)

143

180

188

232

275

352

352

进一步需要说明的是，采用本发明的制动方法产生制动力时，当制动缸内通入压力空气并产生压力后，活塞及活塞杆被推出，推动制动杠杆系统运动，使闸瓦接触车轮，同时，利用杠杆原理，使制动缸输出的力放大，使闸瓦与车轮摩擦产生所要求的制动力。由于制动缸压力与车辆载荷成正比。因此，闸瓦与车轮之间的法向作用力(闸瓦推力或称闸瓦压力，符号为K)也与车辆载重成正比。因此，可以保持车辆的制动率不变，解决制动率波动的问题。车辆的制动率υ定义如下：

$\mathrm{\υ}=\frac{\mathrm{\ΣK}}{\mathrm{Qg}}$

其中，Q为车辆的总质量。

对于闸瓦摩擦系数的设定，本发明采用的闸瓦瞬时摩擦系数

的基准值如下式所示：

式中，v为瞬时速度，单位为千米每小时(km/h)。

闸瓦瞬时摩擦系数的允许变化范围如表5所示。当闸瓦推力为10kN时，闸瓦摩擦系数的下限与闸瓦推力为20kN时相同，上限可比闸瓦推力为20kN时的上限高15％。

表5

另外，本发明采用的闸瓦平均摩擦系数

及其变化范围如表6所示。闸瓦平均摩擦系数可以提高22％到25％。

表6

在实施上述的铁路快速货车制动方法的过程中，工作风缸容积优选为11L，副风缸容积优选为100到120L，且适用于φ254×254mm制动缸和φ305×254mm制动缸。

针对快速货车编组不超过24辆的有利条件，为了缩短空走时间，并兼顾与重载列车和旅客列车都能混编连挂的可能性，制动缸升压时间定为5～7s，缓解时间定为7～9s。

这样，上述说明的制动方法应用于轴重18t、列车编组不超过24辆，速度不超过90km/h，紧急制动距离不超过800m的制动要求时，实际制动率不小于0.165；采用φ254×254mm的制动缸，且当传动效率在0.8到0.9的范围时，制动倍率为7.29到8.21；效率低时取较大的制动倍率，效率高时取较小的制动倍率。当轴重增加到21t时，制动倍率为8.51到9.58；效率低时取较大的制动倍率，效率高时取较小的制动倍率。

进一步地，上述制动方法应用于轴重18t、列车编组不超过24辆，速度不超过120km/h，紧急制动距离不超过1100m的制动要求时，实际制动率则不小于0.21；采用φ254×254mm的制动缸，且当传动效率在0.8到0.9的范围时，制动倍率为9.28到10.5；效率低时取较大的制动倍率，效率高时取较小的制动倍率。采用φ305×254mm的制动缸，且当传动效率在0.8到0.9的范围时，制动倍率为6.56到7.38；效率低时取较大的制动倍率，效率高时取较小的制动倍率。

如果传动效率不在上述说明的范围时，可以按如下计算式及最低制动率要求确定制动倍率。制动率、制动倍率、制动缸直径和传动效率的关系如下计算式所示。

$\mathrm{\υ}=\frac{0.25\×\mathrm{\π}\×d_z^2\×P_z\×{\mathrm{\γ}}_z\×n_z\×{\mathrm{\η}}_z}{Q\×g}$

式中，υ——车辆的制动率；

π——圆周率；

d_z——制动缸直径(m)；

P_z——制动缸压力(kPa)；

γ_z——制动倍率；即一个制动缸驱动的全部闸瓦的闸瓦推力之和与制动缸活塞推出力之比；

n_z——每辆车所用制动缸的数量；

η_z——传动效率；不同车辆的传动效率不同，一般在0.8-0.9之间。

Q——车重(t)

g——重力加速度(m/s²)

在上面的说明中具体说明了采用本发明的制动方法对铁路快速货车进行制动的方法以及采用这种方法之后所进行的一部分制动效果。下面结合说明书附图对本发明采用的铁路快速货车制动方法的制动系统的实施例进行详细的说明。

图4中显示的是本发明的控制系统的连接结构示意图。其中提供的货车空重车调整装置的实施例包括控制阀1，该控制阀1上还设置有中间体2，同时用于提供气压的充气阀3，用于调整压力平衡的平均阀4，以及用于调整制动缸压力的调整阀5均通过所述的中间体2与所述的控制阀1连通，所述的中间体2内还与风缸组件以及列车管7连通，所述的平均阀4与用于测量货车载荷的传感组件连接。在本实施例中的控制阀优选为120K阀，其它组件应该通过中间体内设置的多条相互隔离的通道，分别与120K阀连接。需要说明的是，所述的风缸系统包括副风缸10、工作风缸9、加速风缸8以及制动缸11。由于上述的这些风缸均是现有技术，所以在这里就不再赘述了。

进一步地，在本实施例中的传感组件包括两个用于测量货车载荷的传感阀6，所有的传感阀6均分别与所述的平均阀4连通。这样通过设置两个传感阀6可以更准确的反映所述的货车载荷的具体数值，并通过平均阀4进行对两个传感阀6测量的数值进行平均得到更加准确的反映货车载荷平均值。

更具体的说明，上述的传感阀6安装在货车转向架上，针对不同车型有不同安装方式。中间体2连接在列车管7上，列车管7贯穿整个货车，为货车制动系统提供风源并传递列车的制动及缓解信号。中间体2用来安装120K控制阀1、平均阀4、调整阀5，并用四个螺栓和螺母将整个阀吊装在车辆底架上；中间体2还使列车管7、副风缸10、加速风缸8、工作风缸9、制动缸11、紧急室和局减室(在中间体内部)分别与120K控制阀1、平均阀4、调整阀5内各对应的气路相连通。

图5中显示的是本发明的平均阀的实施例的剖视结构示意图。为了削除车辆偏载的影响，适应车辆安装多个传感阀的需要，设计了平均阀。其中在本实施例中的平均阀4内对应设置有两个用于测量货车载荷的传感阀分别连接的压力腔，所述压力腔的数量与所述传感阀的数量相同，平均阀4内还设置有输出平均压力的输出腔，以便获得多个传感阀6的平均压力值。

更具体地，所述的平均阀4内弹性设置有压力阀杆44，所述的不同压力腔内气体作用在该压力阀杆44上的作用力面积相同，均为所述输出腔作用在压力阀杆44上的反作用力的作用面积的1/2。并且所述的传感阀6均优选安装在货车的转向架上。

进一步地，所述的平均阀4内包括上下扣合的上阀体41以及下阀体43，上阀体41与下阀体43形成阀腔，所述的压力阀杆44设置在该阀腔内与阀体形成所述的压力腔以及所述的输出腔，在该压力阀杆上面设置有弹性塞心45，弹性塞心上面设置有活动通道。更具体地说，上述阀腔内设置的压力阀杆还包括的活塞42，且对应弹性塞心45上则设置有弹簧46。

平均阀4将安装在车辆不同位置的两个传感阀6的输出压力进行平均，其平均值为输出压力信号。P1、P2分别为两个传感阀的输出压力，P为平均阀输出压力，

图6中显示的是本发明的传感阀的实施例的剖视结构示意图。为了更有效的测量轨道货车上所受的载荷状态，所述的传感阀6具体的包括相互扣合的上体61和下体62，在所述的上体与所述的下体之间设置有阀腔，在该阀腔内由上至下依次设置有阀芯组成63，盘形膜板64以及与该盘形膜板64相邻设置的垫板65和顶块66。

该传感阀6的设计采用圆盘形弹簧板受力结构。根据弹簧板上下受力平衡原理，当弹簧板下部受到反映载重的力时，圆盘形弹簧板的心部产生向上的反力，此反力与盘形膜板64上面的空气压力相平衡。平衡压力作为对应该载重下的输出控制信号。输出信号通过节流装置，可使输出信号稳定，不受各种随机附加载荷的影响。在车辆振动时也能保持稳定的输出信号。传感阀6根据车辆载重的变化而产生不同的压力信号，其输出信号与车辆载重的变化成线性关系，调整阀5再根据该信号调整制动缸的压力。

图7、图8和图9中分别显示的是本发明实施例采用的调整阀的实施例的第一剖视结构示意图、第二剖视结构示意图以及第三剖视结构示意图。为了对制动缸压力进行更好的控制，通过获得控制阀1以及传感阀6的数据来综合控制制动缸的压力输出。这样所述的调整阀5需要与所述的控制阀1连通，且同时通过平衡阀4与所述的传感阀6间接连通，且该调整阀5的输出端与所述的制动缸压力连通。为了保证整个控制过程中受到外界影响降低到最低，所述的调整阀5内相互连接的部件之间设置有用于对整个调整阀5进行密封的橡胶密封装置。

调整阀5采用支点可移动的天平式结构，达到大范围无级调整制动缸压力的目的。其大容量、高灵敏度的特性能够满足快运货车的要求。调整阀5是根据传感阀6或平均阀4和120K控制阀1这两部分的输出信号调整和确定制动缸压力。调整阀5支点的位置由传感阀6输出信号确定。支点位置确定后，制动缸的压力也就确定了。

所述的调整阀5内包括相互扣合的上体组成51以及下体组成52，在它们内部形成的腔体内设置有相互连接的阀杆组件、连动组件、跃升组件以及顶杆组件，所述的调整阀内相互连接的部件之间设置有用于对整个调整阀进行密封的橡胶密封装置。

更具体地，所述的阀杆组件包括设置在调整阀5腔体一侧的阀杆组成530，以及与该阀杆组成连接的止回阀531，在该阀杆组成530的下面依次还设置有上活塞532、调整阀膜板533以及下活塞534，且在该止回阀的上还设置有弹簧535，以及保护整个阀杆组件的排气罩537，该排气罩537通过销538进行固定。所述的阀杆组件还与连动组件直接连接。

所述的跃升组件则包括设置在调整阀5腔体内中部的跃升杆540，在该跃升杆540上端设置有回复弹簧543以及板542，该跃升杆540与连动组件直接连接。

所述的顶杆组件则包括设置在调整阀5腔体内另一侧的顶杆组成550，围绕该顶杆组成550的下部依次重叠设置有上塞551，调整阀膜板552，以及下塞553，该顶杆组成550直接与连接组件连接。

所述的连接组件包括设置在上述阀杆组件、跃升组件以及顶杆组件下面的平衡杠杆560，该平衡杠杆分别与调整阀5的上述其它组件连接。该连接组件还包括与该平衡杠杆并列设置的活塞杆567，在该活塞杆567一端设置有相互配合定位螺栓563以及调整螺母564，且在同一端设置有放松螺母565。另外在该活塞杆567上与调整阀阀体之间设置有弹性弹簧566。而在该活塞杆567的另一端则依次设置有信号调整垫568以及垫块569。所述的连接组件还进一步包括与该活塞杆567并列设置且通过滚轴5610连接的联杆5611，在该活塞杆567的外侧则设置有与调整阀阀体可拆卸连接的改版5612。需要说明的是，该连动组件还包括用于调节平衡杠杆560的调节部件，其设置在滑道561以及支点轴562上。

这样采用了上述结构的调整阀5能够全面的完成根据控制阀1以及传感阀6的数据对制动缸压力进行更加精确的调整的任务。

根据上述的具体实施例中的说明，本发明的制动缸升压时间从10±1s缩短至6±1s，可使24辆编组货车的制动空走时间从5s缩短至3.5s，速度120km/h时，制动空走距离缩短约50m。若制动距离为1100m，则可使制动距离缩短4.5％。

因闸瓦摩擦系数提高22％到25％，根据下式，制动力B相应提高22％到25％。

故实制动距离至少缩短20％。

制动距离等于空走距离加实制动距离，故总制动距离至少缩短25％。可实现轴重不超过18t，编组不超过24辆，速度120km/h时，紧急制动距离不超过1100m的大减速要求。例如，采用

的制动缸，制动倍率为9.28到10.5时，紧急制动距离不超过1090m。

制动机的特性与客车制动机一致，且制动缸升压和缓解时间与旅客列车相当，故可实现与旅客列车的连挂，不会增加列车的纵向冲动力。

制动缸压力及闸瓦压力随载重大小而成正比变化，因此，可以保持车辆的制动率不变，解决图2所示制动率波动的问题。有利于提高轮轨黏着利用率，在大减速度要求下减少车轮擦伤的概率，适应快速货车载重不确定的运用条件，并可在满足制动距离要求的条件下改善轮轨黏着利用效果。

节流孔使传感阀的输出信号稳定，不受各种随机附加载荷的影响。在车辆振动时也能保持制动缸压力稳定。

本系统没有降压风缸，不是依靠调整阀将一部分流向制动缸的压力空气分流到降压风缸，从而达到降低制动缸压力，实现空重车调整的作用。因此，可以节省压缩空气，降低机车的能源消耗。

提供一种能够提高制动力、缩短制动距离、能够编挂旅客列车、且能够随着车辆载重变化而自动无级调整制动力的铁路快速货车制动方法，其制动力能够随着车辆载重增减变化自动无级变化，并保持制动率恒定，同时还具有较短的制动空走时间和较高的制动力，从而确保安全行车制动距离。同时本发明还提供了一种采用上述方法的铁路快速货车制动系统，该系统结构简单，可靠性高，防振性能好，具有良好的动态性能，具有较高的线性度和灵敏度，可以制动率保持基本恒定，能够与旅客列车的制动系统混编使用。

本发明的保护范围并不局限于上述具体实施方式中所公开的具体实施例，而是只要满足本发明权利要求中技术特征的组合就落入了本发明的保护范围之内。

Claims (17)

1.一种铁路快速货车制动方法，其特征在于，所述的制动方法包括：

增加充气阀和工作风缸，当列车管的压力升高且超过工作风缸的压力时，控制阀处于缓解位，工作风缸和副风缸的压力随列车管的压力上升而上升，制动缸的压力逐渐下降，直至到0，同时带动闸瓦离开车轮；当列车管压力上升到预设值后，工作风缸和副风缸的压力亦逐渐升至该值；

当列车管的压力降低且低于工作风缸的压力，直至列车管压力停止降低时止，控制阀处于制动位，开启副风缸至制动缸的通路，向制动缸充气，使得制动缸压力升高，带动闸瓦接触车轮并产生制动力；

当列车管的压力停止降低时，控制阀处于保压位，关闭副风缸至制动缸的通路，制动缸的压力将保持不变，若列车管的压力继续下降，则控制阀回到制动位，重新开启副风缸至制动缸的通路，向制动缸充气，使制动缸压力继续升高，闸瓦压力增大，制动力增加；

当列车管的压力或减压量低于预设阀值时，制动缸的压力不再随列车管压力的继续降低而增加。

2.根据权利要求1所述的铁路快速货车制动方法，其特征在于，当列车管的压力降低时，制动缸内的压力变化由调整阀控制且与车辆载荷成线性变化。

3.根据权利要求2所述的铁路快速货车制动方法，其特征在于，所述的车辆载荷由一个传感阀测量，并且传感阀根据车辆载荷的变化产生不同的压力信息，其输出的信号与车辆载荷的变化成线性关系。

4.根据权利要求2所述的铁路快速货车制动方法，其特征在于，所述的车辆载荷由至少两个传感阀测量之后传输给平均阀，通过该平均阀对至少两个传感阀的测量结果进行平均，其输出的信号与车辆载荷的变化成线性关系。

5.根据权利要求3或4所述的铁路快速货车制动方法，其特征在于，当所述列车管压力降低时，所述的制动缸压力使得闸瓦接触车轮产生制动力，在列车管的减压量相同的情况下，闸瓦压力与车辆载荷成正比，车辆制动率不变，制动率

其中K为闸瓦压力，单位为kN，Q为车辆总质量，单位为t，g为重力加速度。

6.根据权利要求5所述的铁路快速货车制动方法，其特征在于，所述的闸瓦瞬时摩擦系数为：

其中v为瞬时速度，单位为km/h，所述闸瓦的平均摩擦系数范围如下：

7.根据权利要求1所述的铁路快速货车制动方法，其特征在于，所述的制动缸缓解时间为7-9s，所述的制动缸升压时间为5-7s。

8.一种铁路快速货车制动装置，其特征在于，所述的制动装置包括控制阀，其通过中间体与充气阀以及用于调整制动缸压力的调整阀分别连通，所述的中间体还与风缸组件以及列车管连通，所述的中间体还与用于测量货车载荷的传感组件直接或者间接连通。

9.根据权利要求8所述的铁路快速货车制动装置，其特征在于，所述的传感组件包括一个用于测量货车载荷的传感阀，所述的传感阀直接与中间体连通。

10.根据权利要求8所述的铁路快速货车制动装置，其特征在于，所述的传感组件包括至少两个用于测量货车载荷的传感阀，所有的传感阀均分别与平均阀连通，该平均阀与所述的中间体连接。

11.根据权利要求10所述的铁路快速货车制动装置，其特征在于，所述的平均阀内设置有与至少两个与用于测量货车载荷的传感阀分别连接的压力腔，所述压力腔的数量与所述传感阀的数量相同，所述的平均阀内还设置有输出平均压力的输出腔。

12.根据权利要求11所述的铁路快速货车制动装置，其特征在于，所述的平均阀内包括上下扣合的上阀体以及下阀体，上阀体与下阀体形成阀腔，压力阀杆设置在该阀腔内与阀体形成所述的压力腔，在该压力阀杆上面设置有弹性塞心，弹性塞心处设置有通过压力控制开闭的活动通道。

13.根据权利要求9、10、11或12所述的铁路快速货车制动装置，其特征在于，所述的传感阀包括相互扣合的上体和下体，在所述的上体与所述的下体之间设置有阀腔，在该阀腔内由上至下依次设置有阀芯组成，盘形膜板以及与该盘形膜板相邻设置的顶块和垫板。

14.根据权利要求13所述的铁路快速货车制动装置，其特征在于，所述的传感阀均安装在货车的转向架上。

15.根据权利要求8所述的铁路快速货车制动装置，其特征在于，所述的调整阀内包括相互扣合的上体组成以及下体组成，在它们内部形成的腔体内设置有相互连接的阀杆组件、连动组件、跃升组件以及顶杆组件，所述的调整阀内相互连接的部件之间设置有用于对整个调整阀进行密封的橡胶密封装置。

16.根据权利要求8所述的铁路快速货车制动装置，其特征在于，所述的风缸系统包括通过中间体与所述控制阀连通的副风缸、工作风缸、加速风缸以及制动缸。

17.根据权利要求16所述的铁路快速货车制动装置，其特征在于，所述的工作风缸的容积为11L，副风缸容积为100L-120L。

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