基于DOE,设计对轨道交通车辆空重车阀性能的设计优化

马 明， 张鹏飞， 盖鹏举

（南京中车浦镇海泰制动设备有限公司， 江苏 南京 211800）

对于轨道交通车辆控制而言，载客量不同，列车制动时所需的空气制动压力也不同，列车车重越大，所需的制动力也越大。

列车在紧急制动时通过机械压力控制阀获得所需的制动压力， 以保证列车制动系统在紧急工况下的可靠性。

空重车阀是轨道交通车辆制动系统中常用的紧急压力控制阀， 可根据车辆载重变化在线自动调整输出制动压力。具有在制动系统即使发生空气弹簧故障无压力时，也能保证一定制动压力输出的安全保障功能， 同时还具有调整空载时的制动力和增压比的功能。

当列车施加紧急制动时， 空重车阀根据不同载客量调整相应的制动压力，在保证列车运行安全的同时，最大程度地发挥制动系统的作用，缩短紧急制动距离。

空重车阀具有调节范围广，工作安全可靠等特点，但因其结构复杂，配合运动部件较多，导致空重车阀的调节精度不足，尤其是在车辆经过长期运营后，空重车阀输出压力会产生较大的波动。

为满足使用要求，需在列车运营中对空重车阀进行定期压力调整，以满足列车制动要求。随着轨道交通行业的快速发展， 也对车辆的控制精度及长期运行后输出稳定性提出了更高的要求， 因此分析优化空重车阀性能具有重要意义[1]。

DOE 试验设计方法是处理多因子试验的一种科学方法，能够通过较少的试验次数得到较好的工艺优化参数[2]，广泛应用于工艺及结构优化等方面[3]。

通过对空重车阀结构原理的分析，依据实际工作中的工况要求，以提高输出稳定性作为分析目标， 确定进行分析的影响因子， 通过Minitab 软件对空重车阀试验数据进行分析， 找出影响产品性能的显著因子， 再针对显著因子进一步进行试验验证，以得到最优的设计方案[4]。

空重车阀本质上是具有预控调节功能的调压阀，对其最主要的要求是长期工作时输出压力的稳定性。

产品结构组成及工作原理见图1，平衡杠杆以滚子作为支点，上下两侧分别受AS 弹簧力Fs，VL 弹簧力Fv （空车调整弹簧力），空簧输入空气压力Ps 及输出制动压力Pv。当作用在杠杆两侧的四个作用力达到平衡时，即可输出所需的制动压力Pv。

弹簧力Fs 和Fv 为初始调整力，设定后不再改变，制动压力Pv 会跟踪空簧压力Ps 的变化输出相应的工作压力。

图1 结构及原理示意图Fig.1 Structure and schematic diagram

空重车阀输出作用曲线见图2。初始空簧压力Ps 为0时，空重车阀此时结构相当于一个减压阀。

通过调整作用力Fv 确定空重车阀输出的恒定空车保证压力Pv0，通过调整作用力Fs 确定空簧拐点压力Ps1。

在空簧压力由0至Ps1 过程中，输出制动压力不变，始终为恒定的Pv0。通过调整螺栓改变滚子位置， 根据输出要求确定平衡杠杆作用支点的位置，最终确定输出压力比例值。当空簧压力大于Ps1 后， 输出压力Pv 开始按设定曲线跟随Ps 的变化输出制动压力。

图2 工作特性曲线示意图Fig.2 Work characteristic curve diagram

2.1 试验因子

根据产品应用及设计经验，经合产品的结构特性分析，弹簧、橡胶件的影响程度较低，可近似为一个恒定件不再进行单独分析。

在开展试验前，需对弹簧、橡胶件的性能进行检测，消除零部件应力，保证试验部件的性能均在同一个水平范围内。

因此需将空重车阀结构进行简化处理， 分析在空重车阀达到受力平衡时，各受力部件配合间隙的影响，图3 为空重车阀简化后的结构图。

图3 结构及原理示意图Fig.3 Structure and schematic diagram

螺栓固定在阀体中，位置调整杆安装在固定螺栓上，两者配合时产生间隙为L1，滚子和调整螺栓固定，滚子上端与阀体接触，作为平衡时的作用支点。杠杆左右两侧支点的尺寸要求严格，其尺寸公差形成间隙为L2。

连接片负责连接杠杆和支撑块， 支撑块安装在阀体中并有一定的轴向滑动空间，以保证杠杆的活动量，支撑块的两侧形成间隙为L3 和L4。

本文选择四个活动间隙作为因子进行分析，为减少试验次数和提高试验效率，本试验采用部分因子方法，中心点重复3次，试验方案见表1。

表1 因子水平设计Tab.1 Factor design

2.2 考核指标

空重车阀在出厂试验时需对空车保证压力Pv0、拐点压力Ps1 及空簧满载Ps2 工况下输出压力Pv1 进行测试。

由于输出压力受拐点，作用弹簧力等因素的影响，直接测试结果可能无法找到主要作用因子， 因此需将输出压力转化为比例曲线进行分析。

通过对空重车阀结构和既有数据分析，空车保证压力稳定性较好，跟间隙相关度较低， 因此选择空重车阀的拐点和设定比例的测试结果进行分析。

配合间隙的影响需要一定的动作次数才会显现，相同状态下的测试点也会出现一定的波动， 因此需对试验结果进行处理：①按标准调整值进行调整，将首次调整值作为基准值；

②产品进行1 万次疲劳试验测试， 每2000次疲劳试验后进行性能测试， 每次测试取三次重复试验的平均值；

③5 次试验结果与基准值的方差值作为试验考核计算值。

试验方案及测试结构见表2。

表2 因子试验结果Tab.2 Factor test results

DOE 试验设计是一种在完全试验组合中抽取最具代表性的组合进行试验的方案， 目前所用的试验表均为统计专家在做大量分析、试验的基础上确定的。保证了较高的置信度， 即试验设计能以较少的试验次数获得较优或最佳的结果， 即最有效最经济的手段获得最有价值的结果。

通过软件Minitab 对试验结构进行拟合分析，检测模型无弯曲和失拟，表明试验结果总体有效可信。

运用Pareto图评估各项效应的显著性，见图4～图7，该图能够显示出每项因素对响应变量的影响程度[2]。

图4 比例的效应Pareto 图Fig.4 Effect pareto diagram of proportion

图7 拐点的残差图Fig.7 Residual diagram of inflection point

影响比例曲线特性的主要因子为间隙L1、L2 以及L1 与L2 的相互作用效应。

空重车阀在达到工作平衡时，平衡杠杆以滚子作为支点，处于水平位，弹簧力及空气压力分别作用在杠杆上。当间隙L1 增大时，滚子处缺少有效的限位，存在较大的横向移动空间。空重车阀在工作过程中，随着杠杆的运动及以列车的振动，滚子会在间隙范围内随机移动， 导致了比例曲线会出现较大的波动。

间隙L2 是平衡杠杆运动的主要定位尺寸，此间隙公差应尽量接近理论值0， 过大的间隙会导致各作用力无法有效的作用在杠杆上，导致杠杆受力不均，工作时晃动，导致输出压力出现波动。结合工程应用要求，过于精密的尺寸不利于工程实现，增大生产成本，因此将L2 的间隙控制在0.1 范围内，既可满足使用要求，又具有良好的操作性。

图5 比例的残差图Fig.5 Residual diagram of proportion

通过图6 和图7 所示， 拐点的主要影响因子为间隙L4。

拐点处工作示意如图8 所示，在空车保证调整后，作用于平衡杠杆的弹簧力Fv 与输出制动压力Pv 达到平衡。

此时杠杆左侧仅受弹簧力Fs 的作用，将杠杆左侧压至最低点。

在进行拐点时测试时，逐步增大空簧压力Ps，当空簧压力与弹簧作用力Fs 平衡时即达到拐点的临界点，此时平衡杠杆两侧受四个作用力，同时与滚子贴合，达到了平衡状态。为了确定拐点值，需要进一步增大空簧压力，当空簧压力增大到打破杠杆平衡时，输出压力Fv会相应增加，此时的空簧压力Fs 即为所需要的拐点值。

图6 拐点的效应Pareto 图Fig.6 Effect pareto diagram of inflection point

图8 拐点工作示意图Fig.8 Work characteristic diagram of inflection point

拐点在图9 工作状态时，由于杠杆的上下移动，导致间隙L4 减小， 过小的间隙会阻碍拐点值的快速建立，因此间隙L4 需根据实际状态进行控制。

图9 拐点测试示意图Fig.9 Work characteristic test diagram of inflection point

过大的间隙L1 对比例特性影响最大， 实际工程应用中采用过小的精度控制会引起较大的生产制造成本，因此仅需将其控制在一定范围内即可满足工程应用。

对比例特性影响最大的因子L1，选择工程应用中可达到的三种间隙值，每种间隙值各使用三个样品，按章节2.2 的试验要求进行试验验证。

其它的零部件参数保持在一个水平基准中，排除尺寸误差对试验的干扰，使试验结果更加可信。

试验结果见表3，间隙在0.15 时效果最佳，过大的间隙会导致滚子在工作中移动，而过小的间隙会阻碍滚子的正常移动，使平衡杠杆在运动调整过程中额外克服过多的阻力，反而会造成了不良的影响。

通过分析空重车阀的结构和功能，采用DOE 法进行正交试验分析， 获得影响产品比例特性和拐点性能的主要影响因子，试验结果与实际情况相符。对影响比例曲线的显著因子进行进一步专项试验， 得到了影响比例性能的最优参数，为空重车阀后续的设计优化提供理论依据，缩短研发周期， 同时也为同类气压机械阀的试验设计提供了参考。

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