Автоматическая система регулирования давления в пневматической системе тягового транспортного средства

Изобретение относится к автоматическим системам регулирования давления (АСРД) в пневматических системах (ПС) тяговых транспортных средств. АСРД содержит ПС, соединенную с компрессором, приводимым от вала теплового двигателя редуктором и гидродинамической муфтой переменного наполнения. Вход муфты соединен с регулирующим золотником подачи масла. В АСРД применен микропроцессорный управляющий орган (МУН) непрерывного действия, получающий сигналы давления в ПС и скорости вращения компрессора. Выходы МУН связаны с усилителями. Первый усилитель подключен к обмотке первого электромагнита, соединенного с измерительной пружиной и золотником подачи масла в муфту. Другой усилитель соединен через второй электромагнит с преобразователем электрического сигнала в гидравлический, который также связан с золотником подачи масла в муфту. Технический результат заключается в обеспечении автоматического поддержания давления в ПС независимо от расхода воздуха из ПС, температуры и давления атмосферного воздуха. 4 ил.

 

Предлагаемое изобретение относится к области совершенствования поршневых компрессорных установок тягового подвижного состава, например дизельного тягового подвижного состава, на котором компрессоры приводятся от теплового двигателя. На дизельном тяговом подвижном составе применяются следующие приводы компрессоров: механический неотключаемый от главного теплового двигателя; электрический регулируемый релейно; гидродинамический с регулируемой муфтой; гидродинамический с нерегулируемой муфтой; привод от вспомогательного теплового двигателя (нетключаемый) [1].

Эксплуатация компрессорных установок на локомотивах значительно отличается от эксплуатации их в стационарных условиях. Из-за специфики поездной работы, конструкционных особенностей локомотивов и типов привода компрессоров это отличие характеризуется переменными скоростью вращения вала, давлением нагнетания, температурными условиями, частыми пусками и остановками или сменами рабочего и холостого хода [2].

Известно, что из всех применяемых способов изменения подачи Q₂ и давления р_к компрессоров способ изменения их путем изменения скорости вращения вала компрессора ω_к является наиболее эффективным. Однако для поддержания давления воздуха р_к в пневматической системе тягового транспортного средства широко применяются релейные автоматические системы регулирования давления (АСРД), в которых функции исполнительно-регулирующих устройств (ИРУ), т.е. исполнительных механизмов (ИМ) в совокупности с регулирующими органами (РО), выполняют привод компрессора и собственно компрессор (фиг.1). Сама пневматическая система тягового транспортного средства является объектом регулирования давления (ОРД). Автоматический регулятор давления (АРД) содержит кроме исполнительно-регулирующего устройства еще управляющий орган (УО), состоящий из измерительного устройства (ИУ), задающего (ЗУ), сравнивающего (СУ) и усилительно-преобразующего (УУ) устройств [3].

На объект регулирования давления действуют внешние возмущающие воздействия: расход воздуха из пневматической системы Q₁(λ₁), температура T_a(λ₂) и давление р_а(λ₃) атмосферного (всасываемого) воздуха. Для поддержания регулируемой величины - давления р_к(ϕ) в заданном диапазоне автоматический регулятор давления изменяет регулирующее воздействие - подачу воздуха Q₂(μ) в пневматической системе. Релейный автоматический регулятор давления имеет статическую характеристику в виде петли (фиг.2), и при работе автоматической системы регулирования давления величина р_к изменяется в пределах от р_к1 до р_к2. Повышение давления величина p_к от p_к1 до р_к2 осуществляется при работе компрессора с максимальной скоростью вращения вала ω_{к макс} и максимальной подачей Q_{2 макс}. При этом наблюдается максимальная скорость износа деталей цилиндропоршневой группы компрессора и увеличенный расход смазки. Так уменьшение ω_к с 1450 до 710 об/мин приводит к снижению скорости износа компрессионных и маслосъемных колец (из улучшенного специального фосфористого чугуна) первой и второй ступеней в 1,3-3 раза, а цилиндров в 2,5 - 3 раза [4]. Результаты испытаний показывают, что скорость износа деталей компрессора возрастает как с увеличением ω_к, так и с увеличением р_к, причем более сильное влияние на увеличение скорости износа оказывает давление р_к. При увеличении р_к в 1,4 раза (с 0,7 до 1,0 МПа) скорость износа шатунных шеек возрастает в 3,2 раза, тогда как при увеличении ω_к в 1,4 раза (с 1170 до 1640 об/мин) - только в 1,2 раза. Наиболее интенсивно скорость износа начинает увеличиваться при р_к более 0,6-0,7 МПа [5].

Изменение режимов работы компрессора оказывает существенное влияние не только на скорость износа деталей цилиндропоршневой группы, но и на расход смазки. С повышением ω_к и давления нагнетания р_к расход смазки увеличивается. Например, при испытаниях компрессора на номинальном скоростном режиме с серийными поршневыми кольцами увеличение p_к от 0 до 0,6, 0,8 и 1,0 МПа привело к увеличению расхода смазки соответственно в 1,8, 2,7 и 3,0 раза. При уменьшении ω_к с 1450 до 710 об/мин расход смазки снижался примерно в 6 раз [4]. Для уменьшения износа деталей цилиндропоршневой группы компрессора и уменьшения расхода смазки необходимо применять непрерывное регулирование р_к наиболее эффективным способом - плавным изменением ω_к, при котором уменьшается время работы компрессора при ω_{к макс} и р_{к макс}. Автоматические системы регулирования давления непрерывного действия содержат автоматические регуляторы давления, статические характеристики которых имеют вид, показанный на фиг.3 (1 - при выключении привода компрессора при ω_к=0; 2 - при выключении привода компрессора при ω_к=(0,13-0,17 ω_{к макс}). Анализ свойств автоматического регулятора давления релейного и непрерывного действия показывает, что при непрерывном регулировании давления компрессор работает больше времени при пониженной ω_к и пониженном р_к, что способствует уменьшению скорости износа деталей цилиндропоршневой группы и уменьшению расхода смазки (стоимость которой на порядок выше стоимости дизельного топлива).

Автоматическая система регулирования давления в пневматической системе тягового транспортного средства с автоматическим регулятором давления непрерывного действия содержит компрессор 1 (фиг.4), приводимый от вала турбинного колеса 2 гидродинамической муфты переменного наполнения 3. Через полый вал насосного колеса 4 гидродинамической муфты в нее поступает масло с подачей G₁. Полый вал насосного колеса 4 через повышающий зубчатый редуктор 5 соединен с валом теплового двигателя 6. Подачей масла G₁ в гидродинамическую муфту управляет золотник 7. В этом микропроцессорном автоматическом регуляторе давления сигнал р_к подается на датчик давления 13, пройдя через первый аналого-цифровой преобразователь (АЦП1) 14, бортовой микропроцессорный контроллер 15 и первый цифроаналоговый преобразователь (ЦАП1) 16, усиливается усилителем 17 и подается на обмотку 18 тягового электромагнита 19, электромагнитная сила которого измеряется измерительной пружиной 9. От соотношения сил тягового электромагнита и пружины зависит положение золотника 7. Сила тягового электромагнита 19 передается измерительной пружине 9 через нажимную шайбу 8. Силу затяжки измерительной пружины 9 можно изменять с помощью регулировочной гайки 10. Положение золотника 7 зависит от р_к, но определяется алгоритмом работы микропроцессорного автоматического регулятора давления, учитывающим условия и режимы работы пневматической системы и компрессорной установки тягового транспортного средства. Для учета величины ω_к в микропроцессорном автоматическом регуляторе давления применен датчик ω_к 20, соединенный с бортовым микропроцессорным контроллером 15 через второй аналого-цифровой преобразователь (АЦП2) 21. В автоматической системе регулирования давления зависимость давления р₂ от ω_к определяется характеристикой датчика ω_к. Для реализации зависимости p₂(ω_к), обеспечивающей достаточную устойчивость и качество работы автоматической системы регулирования давления в ней применен регулятор давления масла, соединенный с бортовым микропроцессорным контроллером 15 и содержащий второй цифроаналоговый преобразователь (ЦАП2) 22, второй усилитель 23, второй тяговый электромагнит 25 с обмоткой 24 и преобразователь электрического сигнала в гидравлический 26. В этой системе давление масла определяется программой работы микропроцессорного регулятора давления в зависимости не только от ω_к, но и от других параметров микропроцессорной автоматической системы регулирования давления.

Источники информации

1. Тепловозы. Конструкция, теория и расчет./Под ред. Н.И.Панова. - М.: Машиностроение, 1976. - 544 с.

2. Шарунин А.А. Эксплуатационные испытания локомотивных компрессоров ПК-35 и ПК-3,5. Труды ЦНИИ МПС, 1970, вып.413.

3. Луков Н.М. Основы автоматики и автоматизации тепловозов. - М.: Транспорт, 1989.

4. Банников В.А., Маньшин А.П. Влияние режимов работы компрессоров на износ деталей цилиндропоршневой группы и расход смазки. - Коломна, Труды ВНИТИ, 1983, вып.58.

5. Цыкунов Ю.И. Результаты испытаний на износ компрессоров ПК-35 и ПК-3,5. - М.: НИИИНФОРМТЯЖМАШ, Транспортное машиностроение, 1968, вып.13.

Автоматическая система регулирования давления в пневматической системе тягового транспортного средства, содержащая пневматическую систему, соединенную с компрессором, приводимым от вала теплового двигателя посредством механического редуктора и гидродинамической муфты переменного наполнения, вход которой соединен с регулирующим золотником подачи масла в гидродинамическую муфту, отличающаяся тем, что в ней применен микропроцессорный управляющий орган непрерывного действия, к входам которого подключены посредством аналого-цифровых преобразователей датчик давления, соединенный трубопроводом с пневматической системой тягового транспортного средства, и датчик скорости вращения вала компрессора, соединенный с валом компрессора, первый выход микропроцессорного управляющего органа связан через первый цифроаналоговый преобразователь с первым усилителем, подключенным к обмотке первого тягового электромагнита, непосредственно соединенного с измерительной пружиной и золотником подачи масла в гидродинамическую муфту, а второй выход соединен посредством второго цифроаналогового преобразователя со вторым усилителем, к выходу которого подключена обмотка второго тягового электромагнита, соединенного с преобразователем электрического сигнала в гидравлический, вход которого соединен с источником давления, а выход - с золотником подачи масла в гидродинамическую муфту.