摘 要
论文主要针对国产电力机车制动系统进行监测与诊断，因为它是整个机车系统的一个重要组成部分，其性能的好坏直接影响到机车的运行。为避免机车及列车运行中因制动系统故障而发生行车事故，论文提出对制动系统进行在线监测与故障诊断的一些方案。
这篇论文首先论述了实现机车制动系统实时监测与故障诊断的意义及国内外的发展现状，在系统学习制动系统的原理基础上研究了纵向动力对列车制动系统的影响，完成了系统总体方案设计。机车运行是制动系统不可避免的回出现各种故障，结合各综合作用状态下制动系统的工作原理，实现制动系统的故障诊断对行车安全意义重大。
本文以列车纵向动力理论为基础，以计算机仿真为工具，建立了制动系统故障检测的模型。针对列车运行中经常发生折角塞门误关及制动系统泄漏等行车事故，本文还研究了列车缓解过程系统中气体状态变化情况，通过理论推导证明了折角塞门误关及泄漏故障诊断的可行性，完成了诊断流程及采样数据的软件算法研究。在监测系统的软件实现上，以检测系统的组建理论为依托，通过数据库的程序匹配法验证了软件的可行性。 论文最后对本系统实验所取得的成果进行了总结，同时提出了系统研究中发现的不足，给出了作者的一点建议并对本系统进行了展望。 关键词：制动系统 作用力 相互匹配
目录
第1章 引言 ·············································3
1.1 电力机车制动系统故障诊断的意义、目的及任务 ········3
1.2 故障诊断的研究现状及发展 ··························4
1.3 本文的研究内容和目标 ·····························5
第2章 电力机车制动系统基本工作原理 ·····················5
2.1 SS8型电力机车制动系统的基本组成结构及作用原理 ···6
2.1.1 空气管路系统 ·································6
2.1.2 控制管路系统 ································9
2.1.3 铺助管路系统 ································14
2.1.4 制动机系统 ··································15
2.2 电力机车制动系统的常见故障 ······················16
第3章 列车纵向动力在紧急制动工况下的验证 ·············17
3.1 列车运行是受纵向力特点及分类 ····················17
3.2 车辆缓冲装置的作用和性能 ························18
3.2.1 缓冲器的挠力特性 ···························18
3.2.2 缓冲器的数学模型 ···························19
3.2.3 计算模型 ···································20
3.3 列车纵向动力在紧急制动工况下的验证··············26
第4章 列车管折角塞门误关和泄漏的诊断机理 ············28
4.1 列车管折角塞门误关的严重危害····················28
4.2 列车管折角塞门误关及泄漏的诊断机理··············29
4.2.1 数据分析及选择 ······························29
4.2.2 误关及泄漏故障诊断方法 ·····················30 结 论 ··············································· 34 参考文献 ··············································35
第1章 引言
本章在介绍电力机车运行过程中对机车制动系统实现在线监测与故障诊断的重要性的基础上，制定了对制动系统进行监测的任务和目的及本论文研究的主要内容以及要完成的工作。
1.1 电力机车制动系统故障诊断的意义、目的及任务 日常生活中，任何运输工具都离不开制动系统。小到自行车，大到航天飞机，制动系统都起着保证运输安全的重要作用。对于铁路运输来讲，列车的运行过程包括牵引、惰行和制动三个基本工况，而制动工况的顺利实施关键在于制动系统有效、可靠的工作。所谓制动是指能够人为地产生列车减速力并控制这个力的大小，从而控制列车减速或阻止它加速运行的过程。而制动系统是指能够产生可控的列车减速力，以实现和控制能量转换的装置或系统。有效的制动装置是铁道机车车辆的重要组成部分。随着社会的发展，科学技术的进步，制动机由原始的手制动机、直通式空气制动机，发展到近代的性能较完善的自动空气制动机、电空制动机等。与此同时，伴随着铁道牵引动力的革命，制动技术也得到飞跃发展，再生制动、电阻制动和液力制动的问世虽历史不长，但这些制动方式的强大制动功率、极好的高速性能以及很好的经济性，使它们得到较为广泛的应用。
高速、重载是世界铁路技术的两个重要方向，同样也是我国铁路技术的发展方向。随着新形势的发展，对电力机车的设计、制造、维修、运营管理提出了一系列新的问题。随着列车长度、重量和速度的增加，机车车辆制动机不断的发展，制动机的性能也不断地完善。各国陆续研制出各种各样的制动机。这些制动机的主要特点分别为：司机一人操纵; 提高制动波速、缩短制动距离，使列车的缓解或制动一致，减少缓解或制动的冲击。 监测与诊断的目的是：
（1）保证机车制动系统无故障或及早发现故障；
（2）科学操纵制动系统，保证列车平稳可靠运行；
（3）及时对制动系统的异常或故障做出诊断，并采取相应的保护措施；
（4）通过性能评价，为优化设计与正确制造提供信息和依据。
列车的安全运行需要可靠的高性能的制动来保证，而作为提供牵引力和制动理来源的机车，其制动系统的运用状态将直接影响着列车的安全。铁路机车的制动系统经常处于频繁起动、环境恶劣、连续较长时间的运转、冲击频繁以及振动剧烈的运行状态下。列车提速后，因为制动系统出现故障而导致的事故频繁发生，铁路运营中的许多打事故都是由于制动系统出现故障或对制动系统操作不当所引起的。随着机车运行速度的不断提高，由制动系统故障引起的行车事故将更加突出。为了预防因机车制动系统故障而引发恶性事故，我国传统的方法是定期进行铺修、小修、中修和大修，
集中检查、解决机车制动系统各零部件的状态及故障。为了提高机车运行的安全性，及时发现机车制动系统的故障，对制动系统进行实时监测和故障诊断是十分必要的。
另外，机车运用部门需要更好的，能够识别早期故障的新技术为提速战略服务，以确保安全正点，确保人身和设备的安全；维修部门也要求预知和跟踪机车制动系统各组成部分的故障发展状态，以便科学的安排“状态”维修计划以节约和降低维修成本，杜绝突发事故、机破事故、中途停车事故。此外，在高速、重载下运行的机车，其工作条件更加苛刻、严峻，因此对机车制动系统的性能要求也越来越高。在这种情况下，电力机车的制造厂商有必要及时掌握机车制动系统在长期高速、重载的运行中各部件所表现出来的动态特性，分析实际运营中的制动系统在长期运行中的变化情况，从而提高设计制造的可靠性、安全性。为了解决这些问题，也需要对机车制动系统进行实时监测与故障诊断研究的支持。
综合上述可见，如何通过对机车制动系统工作状态进行在线监测和故障诊断，进而了解机车甚至整列车的制动、缓解、保压、运转、紧急等工况下的运行状态，将成为铁路部门急需解决的问题。随着现代科技如通信技术、电子技术、控制技术和网络技术的发展，解决上述问题已经成为可能。而进行机车制动系统实时监测与故障诊断的理论、方法和应用研究具有重大的理论意义、现实意义和广阔的市场前景。
1.2 故障诊断的研究现状及发展
状态监测与故障诊断初步形成于20世纪60年代，起源于美国和欧洲，迅速发展在七、八十年代，它是一项年青的技术，是一门既有基础理论，又有广泛实际应用背景的，正在不断完善和发展的交叉型工程应用性学科。涉及数学、物理、力学、传感器与测试技术、信号处理、电子技术、计算机科学与技术、信息科学、人工智能、专家系统等领域。其重点是研究故障诊断及故障预报的理论、方法。美国在上世纪六、七十年代就成立了许多关于故障诊断技术的研究单位。如1967年4月召开了美国“机械故障预报小组（MFPG-Machine Faults Predict Group ）”的成立大会，MFPG 后来正式划归美国国家标局（NSB ）；美国西屋公司（West House Electrical Co.Ltd ）从1976年起便展开了汽轮机故障诊断研究工作，到1990年已完成了网络化的汽轮发电机组故障诊断专家系统；在欧洲国家，诊断技术的研究也有不同程度的进展，如英国的“英国机器保健中心（U.K.Mechanical Health MONITORING Center）”瑞典的SPM 轴承监测；挪威的船舶诊断以及丹麦的振动噪声分析系统等。
就我国机车制动技术的运用和发展来看，主要经历了以下三个阶段：
（1） 解放初期一般沿用美国西屋空气制动系统的产品，蒸汽机车大多装备ET-6型制动机。
（2） 1966年，四方所与天津厂共同研究了JZ-7型机车空气制动机，具有良好的性能，1978年通过铁道部鉴定，在内燃机车上全面推广。
（3） 1974年，铁科院机辆所和株洲电力机车厂采用有触电逻辑控制技术共同研制成功的DK-1型机车电空制动机，并在韶山电力机车上安装试用。1977年，在铁科院环形线进行60辆GK 阀静止和运行试验。试验结果表明，制动性能良好。1982年经过技术鉴定后广泛运用于干线电力机车。
1.3 本文的研究内容和目标
主要针对电力机车制动系统，构建一个在线实时状态监测与诊断系统，系统在机车运行过程中监测制动机工作运行状态，判断制动机是否存在故障以及故障可能存在的位置，实现对制动系统快速检修。
电空制动机是指以电信号作为控制指令，压力空气作为动力源的制动机。在自动空气制动机的工作过程中，由于空气波、制动波的存在，不可避免地导致列车中各车辆制动的不同时性，从而造成列车制动时的纵向动力作用，特别是随着列车运行速度和牵引重量的大大提高，这一问题愈加突出，甚至已成制约铁路运输发展的主要矛盾之一。本文分析了列车纵向动力产生的原因及影响其各个因素。论文的主要内容包括以下几个方面：
（1） 列车制动系统的基本工作原理及常见故障（本文主要以SS8型机车为例详细介绍了其工作系统及作用原理制动系统的常见故障）；
（2） 学习列车动力学理论基础，为研究列车运行时由于制动所引起的动力学问题；
（3） 考虑由于纵向动力这一主要原因引起的机车制动系统故障，主要讨论了列车管折角塞门误关或泄漏所导致的制动系统的故障；
（4） 采用以嵌入式PC104为核心计算机技术，通过对关键部件在线数据采集，对照电空制动系统的关键部件的门限参数，控制程序作出工作正常的显示或故障报警对知识工程的方法和手段，同时利用计算机人工智能技术，将电空制动故障诊断专家的知识、经验和解决问题的方法系统化、形式化，并通过与专家系统技术的有机结合，建成故障检测诊断系统。
第2章 电力机车制动系统基本工作原理
铁路运输中，无论是机车还是车辆，都具有各自的制动系统。当机车、车辆组成列车后，其各自的制动系统相互联系而构成一个统一的制动系统——列车制动系统。作为列车制动力来源的电力机车制动系统，其运用状态对列车运行安全的影响非常重要，对其运行实时监测不仅可以及时发现机车制动系统的早期故障，而且还能从监测结果中掌握列车制动系统的一些状态信息。为了确定本系统中需要检测的状态信息，首先要学习电力机车系统的一些知识。本文主要以SS8型电力机车为例进行说明。
2.1 SS8型电力机车制动系统的基本组成结构及作用原理
2.1.1 空气管路系统
风源管路系统为机车、车辆提供洁净干燥的高质的压缩空气，以保证列车空气制动系统、空气弹簧、风动门装置及气动电器等正常工作。
它由空气压缩机组、高压安全阀、启动放风电磁阀、止回阀、空气干燥器、主风缸、压力控制器及截断塞门及连接钢管等组成。其组成及管路原理见图2---1.
由图2-1可知，正常工况时，由两台压缩机组供风，其通路如下：
由两台3KW —1.6∕9型空气压缩机43、44产生的压缩空气经止回阀47、48汇合后，经一段冷却钢管冷却后进入空气干燥器49，压缩空气在空气干燥器内除去冷凝水、油和尘埃等杂质后，向第一主风缸91及第二主风缸92充风储存，然后由第二主风缸经截断塞门113进入机车总风缸供机车制动机系统、控制管路系统及铺助管路系统使用。
与此同时，由压缩机产生的压缩空气经空气干燥器处理后进入第一主风缸，然后由第一主风缸两端向车辆供风，以满足车辆的空气弹簧、风动门装置及其它气动装置用风需要。
压缩空气的压力由连接在机车总分管上的YWK-50-C 型压力控制器547KP 来自动控制。当机车总风缸的压力降至750Kpa 时，压力控制器547KP 闭合，接通空气压缩机电机电源，压缩机启动工作；当机车总风缸压力大于900Kpa 时，压力控制器547KP 断开，切断空气压缩机电机电源，压缩机停止工作。当压力控制器547KP 故障时，可通过139塞门将其切除，再利用司机台上“强泵”按钮将其短接，此时，压缩机组的启动与停止工作只能由司机人工控制。另外，当主风缸压力达到950Kpa 时，高压安全阀
45、46动作，连续向外排气，此时司机应停止压缩机组工作。
压缩机组启动过程中，启动放风电空阀247YV 、248YV 动作，将压缩机出风管中的压缩空气排除，消除压缩机气缸内的背压，保证空压机的空载正常启动。
压缩机出风管上的止回阀47、48在压缩机组停止工作时，阻止总风向压缩机逆流。
在机车运行中，如某台压缩机组故障，可通过抵压电器柜上的隔离开关将其切除，由另一台压缩机组维持运行。
机车在使用中，应定期将主风缸上的排水阀163、164、165、166进行检查并排除主风缸内的积水，保证压缩空气的干燥洁净。
机车入库时，可将截断塞门111、113关闭，以保存主风缸内的压缩空气。
机车无动力回送时，应将截断塞门112关闭，切除第一主风缸，缩短列车充气时间。
在风源管路系统中，采用了DJKG-A8型无热、再生、吸附式单塔空气干燥器，该干燥器具有滤清和干燥功能，可去除压缩空气中的杂质、油和水等，防止列车空气制动系统的阀类零部件和管路产生锈蚀、堵塞及结冰等以及由上述现象所引起的空气制动系统失灵而造成的行车事故，同时，也能延长制动系统的零部件检修周期。
该装置由干燥筒、滤清筒、再生风缸、温控器、排泄阀、排气消音器及截断塞门组成。
该干燥器设置在第一主风缸91之前，因此，空气压缩机生产的压缩空气可以全部得到处理。同时，两主风缸储存的全部系经干燥器处理过的洁净、干燥空气。其空气处理分为吸附干燥与再生两个过程。
空气压缩机启动运转后，其产生的饱和的潮湿空气经过一段较长的冷却钢管降温后进入滤清筒，在此将压缩空气中的水、油污及颗粒杂质截获滤清，然后，压缩空气进入干燥筒底部止回阀向主风缸充气，同时经过Ф
4.5mm 的节流孔向再生风缸充气，直至主风缸内压缩空气达到900Kpa 、压缩机停止工作时，吸附过程结束。
此时，控制电路控制排泄阀受电动机，开启排泄阀，进风管、滤清筒及干燥筒内的压缩空气、油污、水及颗粒杂质经排泄阀口、消音器一同排向大气。与此同时，再生风缸内的压缩空气通过节流孔膨胀成为接近大气压力的超干燥空气，沿着与吸附过程相同的通道，反向通过干燥筒内的活性氧化铝吸附剂，将其吸附过程中吸附的水份全部排入大气中，使活性氧化铝干燥剂恢复干燥状态。当再生风缸内的空气压力降至50Kpa 左右时，排泄阀自动关闭，再生作用结束。至此，完成了一次空气处理过程。
当机车总风压力降至750Kpa 时，压力控制器将再次接通压缩机电机电源，压缩机组启动工作。空气干燥器将重复上述的吸附干燥与再生过程。如此循环交替工作。
风源管路系统中不同工况下各塞门开闭见表
2---1.
2.1.2 控制管路系统
控制管路系统提供机车受电弓、主断路器及高压电器柜内的电空接触
器、二位置转换开关及机车气动电器所需的压缩空气，以保证机车的安全、正常使用。它由铺助压缩机、控制风缸、辅助风缸、单向阀、调压阀、转换阀、分水滤气器、模板塞门、截断塞门及连接钢管组成。其组成及原理见图2——
3.
SS8型机车控制管路系统中，除主断路器由主风缸（总风）直接供风（工
作气压为750~900Kpa）外，其余均由减压调压阀51、52将总风缸送来的压缩空气降压至500Kpa 后供给。系统中，全部采用单向阀取代传统的转向阀来转换风源，大大提高了管路的工作可靠性。同时，在系统中，取消了传统的门联锁阀，而采用门联锁钥匙箱来防止在机车高压室门未关好的情况下引入高压而危及司乘人员的安全。控制风缸102用于储存控制系统用压缩空气（容积55L ），以减轻辅助压缩机的工作负担。控制风缸上设置有密封极佳的模板塞门，储存其内的900Kpa 的压缩空气，经24h 后，仍能保持压力不低于750Kpa 。
控制管路系统的作用可分为以下三种工况：正常运用时主风缸供风工况、库停后由控制风缸供风工况和库停后由辅助压缩机供风工况。
(1) 正常运用时主风缸供风工况
机车总风缸内压缩空气经过开通的104塞门后，一路经调压阀51减压至500Kpa （调压阀体上有压力表显示），再经塞门141、142供给Ⅰ、Ⅱ号
高压电器柜，同时经146塞门供机车作备风源另一路经单向阀108后又分为四路：一路经开放后的模板塞门97进入控制风缸内储存（可通过压力表6显示其压力），一路被单向阀106截止；一路经塞门145到分水滤气器207再次净化后向主断路器供风，以满足主断路器正常动作需要; 还有一路经调压阀52减压至700Kpa 后，再经转换阀159（在门联锁钥匙箱内）分别通过塞门143、144向Ⅰ、Ⅱ端受电弓风缸供风，以保证受电弓升弓需要。
机车正常运用时，由总风缸直接向控制管路系统供风。工作通路如下：
若在升弓前，任一高压室或变压器室门未关好，则其门钥匙不能取出，因而钥匙不能插入门联锁钥匙箱内，因此转换阀159也就不能开通，升弓用压缩空气通路被截断而不能升弓。若在受电弓升起后，转换阀159处开通状态，则门钥匙不能取出，因而高压室或变压器室门均不能开启。这样也就有效的保证可人与高压区的隔离，保障了人身的安全。
控制风缸102的设置，一方面为了在机车主断路器分、合闸操纵引起局部气压波动时，稳定控制管路系统气压。另一方面是在机车停放前（如乘务员退乘等），将控制风缸充满900Kpa 压缩空气后关闭模板塞门97，以备机车再次使用时受电弓、合闸用，以降低辅助压缩机组的工作频次。
由于模板塞门97是橡胶板结构，因此，在操作时，不宜用力过猛，以免造成模板的损坏。
在主断路器风缸上设有排水塞门168，在每次出乘前，应将其打开，排除积水后关闭，以保证主断路器操纵的安全可靠。
(2) 库停后由控制风缸供风工况
机车停放后，再次投入使用时，如果总风缸风压低于450Kpa （主断路
器风闸所需最低工作压力）而控制风缸102风压大于700Kpa ，则可打开模板塞门97来升弓、合闸。在升弓、合闸工程中，因用风量较大，控制风缸风压下降较多，所以升弓、合闸后应及时开启主压缩机组，恢复由总风缸供风的正常运用工况。
控制风缸供风时的工作通路如下：
控制风缸102内储存的压缩空气，经开放的模板塞门97后分为四路：一路被单向阀106截止; 一路被单向阀108截止；一路经过145塞门、207分水滤气器进入主断路器风缸供主断路器分、合闸用；一路经过调压阀52减压至700Kpa 后经转换阀159，再分别经143、144塞门向Ⅰ、Ⅱ端受电弓风缸充风，供受电弓升弓用。
(3) 库停后由辅助压缩机供风工况
机车停放时间长而重新投入使用时，主风缸内压缩空气压力低于450kPa 且控制风缸内压力低于700kPa 时，则必须启动辅助压缩机供风，以满足机车升弓及合闸需要。
为了缩短打风时间，减轻辅助压缩机工作负担，在启动辅助压缩机前，应关闭膜板塞门97，以切除控制风缸102。当辅助风缸105内的压缩空气压力于600kPa 时，即可边打风边进行升弓、合闸操作。而后应尽快启动主压缩组工作，恢复由总风缸供风的正常运用工况。当总风缸内压缩空气压力大450kPa 时，可停止辅助压缩机组工作。辅助压缩机组控制开关设在电
空制柜内。为防止辅助压缩机过量(过压) 工作，其控制开关采用自复式转换开关，且在转换开关下方由双针压力表6显示辅助风缸内压缩空气压力。
辅助压缩机96供风时的工作通路如下
:
辅助压缩机96生产的压缩空气，经单向阀107后分为五路:一路进入辅助风缸105; 一路通过单向阀106; 一路被膜板塞门97关断; 一路经145塞门、分水滤气器207后进入主断路器风缸; 一路经调压阀52减压至700kPa 后经转换阀159，再分别通过143、144塞门向I 、11端受电弓风缸供风。
辅助风缸105的设置，一方面起稳定、储存压缩空气的作用，另一方面对辅助压缩机产生的压缩空气进行冷却，析出水分。因此，每次使用辅助压缩机后，应打开辅助风缸下方的排水塞门169以排尽积水。
(4) 三种工况下各塞门开闭情况见表2一2。
表2一2三种工况下各塞门开闭情况
*97塞门在库停前打开，在控制风缸充满900kPa 风压后关闭
2.1.3 辅助管路系统
辅助管路系统用以改善机车运行条件、确保机车运行安全。它主要由撒器、喇叭、刮雨器、轮缘润滑装置及其连接管路组成。其组成及原理见图2--4。各辅助装置均由总风缸直接供风，当某个装置发生故障或检修时，可将相应的截断塞门关闭以切断风源。
(1) 机车撒砂
为增加机车轮轨间的粘着，改善机车牵引及制动性能，558型机车设置的砂装置中，共有八个砂箱和八个撒砂器，每个砂箱容积为100L 。砂箱上设砂箱盖，其密封性较好，能防潮防雪、雨的浸入。撒砂动作不仅能接受司控制; 同时，还与机车制动机系统、空转(滑行) 保护装置、断钩保护装配合，适时动作撒砂、提高机车的粘着力。设在司机台下的脚踏开关35SA 、6SA 分别直接控制本端前进方向的4个撒砂阀向轮轨间撒砂。
撒砂量可通过撒砂阀上的调节螺栓控制在0.7一1.5SUmin 间。砂粒成分应由至少90%的石英和不超过2%的粘土组成，其结构粒度应在0.5~2.8smm间，中直径小于0.5smm 的比例不能超过5%，但允许有10%的砂粒直径大于2.8mm 。砂子在装车前必须保持干燥，以免其结块而影响使用效果
。
图2一4辅助管路系统组成
(2) 机车喇叭与雨刮器
在每个司机室顶部均设有3个喇叭:一个为向前的高音喇叭，I 、n 端代分别为27、28; 一个为向前的低音喇叭，I 、11端代号分别为31、32; 另一个为向后的高音喇叭，I 、Ⅱ端代号分别为29、30。它们分别由正、副司台上的手动喇叭阀13~16及司机台下的脚踏开关33SA 、34SA 控制。正司机手动喇叭控制阀13、14手柄向前推时，向前高喇叭27、28发出音响; 向后时，向后高音喇叭29、30发出音响。副司机台手动喇叭控制阀巧、16手柄向前推时，向前高音喇叭27、28发出音响; 而向后拉时，向前低音喇叭31、发出音响。踩下脚踏开关33SA 、34SA 时，电磁阀17YV 、18YV 受电，将总 风直接引入向前低音喇叭31、32，而使之发出声响。
每个司机室均有两块前窗玻璃。每块前窗玻璃均装有一套刮雨装置。该刮雨装置具有外形美观、噪声低、操作方便、等特点。
(3) 轮缘润滑装置
为了减少轮轨间的磨耗，558型机车安装有华宝型轮缘润滑装置。
2.1.4 制动机系统
SS8型机车制动机系统，以DK 一1型机车电空制动机为基础，设有对旅客车施行电空制动功能、机车空电联合制动功能与机车速度分级控制系统和速度监控装置配合实行速度分级控制及超速防护功能。同时也取消了原DK 一1型电空制动机中的“检查—消除”按钮及“客货”转换阀，简化机车操纵。电空制动机管路进行集成化处理，制动机性能更可靠、维修更简便。对旅列车具有独立于列车管的供风功能，以满足车辆风动门装置及空气弹簧用压缩空气的需要。下面侧重介绍几项功能。
(1) 机车空电联合制动功能及与速度分级控制系统、速度监控装置配合进超速防护功能。
① 当机车使用电空控制器施行常用制动时，如机车制动缸压力达到150kPa(风压继电器544KP 的动作值) ，则机车电制动因544KP 联锁动作而切除，机车电制动不能投入; 如机车电制动已先投入，则由467QS 开关将电制动控制电源引入，机车制动缸压力不能上升而自动保持为“0”。电磁阀254YV 动作，将机车作用管压力排入大气，其目的是避免机车电制动力和空气制动力同时作用于机车轮对，而发生制动力超过粘着力即“轮对抱死”现象。
② 使用司机控制器进行电制动调速时，在每次司机控制器手柄离开“0”位时，列车管会自动按常用制动减压速率减压50kPa ，全列车均产生轻微控制制动，降低列车纵向冲击。但此时若467QS 开关在闭合位，则机车制动缸无空气制动力，列车的空气制动力延时255后自动缓解。次作用的实现是由465QS 开关将电制动电源引入中间继电器452KA ，然后通过其
各联锁及各有关部件的逻辑控制实现轻微制动，同时，由时间继电器454KT 控制轻微制动的保持时间(此时间根据列车长度适当进行调节) ，达到预定时间后，454KT 动作，驱动453KA 动作，然后通过其各联锁及各有关部件的逻辑控制，实现轻微制动的自动缓解。
③ 当与速度分级控制系统配合时，由速度分级控制系统根据线路信号发出轻微、一级、二级常用制动或紧急制动信号给机车微机控制系统，经机车微机控制系统处理后分别向机车空气制动系统发出以上的工作指令，由机车空气制动系统分别进行各种制动。其中常用制动分为两级，均由机车微机控制系统给出110V 直流电源至中间继电器455KA ，由455KA 各触头控制空气制动系统各逻辑控制部件进行常用制动。其中各级常用制动减压量的大小可通过减压时间进行控制。当达到一级常用制动减压量后，由机车微机控制系统发出保压信号，机车空气制动系统处于保压状态。当需要追加二级常用制动时，系统重复上述过程，直到达到二级常用制动减压量后保压。
当列车速度降到限速以下时，由机车速度分级控制系统根据线号信号向机车微机控制系统发出“缓解”号，经微机控制系统处理后再向机车空气制动系统发出缓解指令，列车缓解空气制动。
若在两级常用制动后，在限定区间内列车速度仍未能降低至限速以下，则速度分级控制系统直接向空气制动系统发出“紧急制动”指令，列车产生紧急制动。
④ 当与速度监控装置配合时，其控制过程与上类同。所不同的是:速度监控装置直接对机车空气制动系统发出常用制动、缓解或紧急制动指令而没有其它中间环节。
在SS8型机车上，设置了与速度分级控制系统和速度监控装置相配合使用的通用接口，采用上述任意一套系统均可达到超速防护的目的，保证行车的安全。
(2) SS8型机车每个转向架上均装有两个蓄能制动器，以满足机车停车制动的需要。
2.2 电力机车制动系统的常见故障
电空制动机故障诊断系统，必须解决两个关键问题:
(l) 确定司机控制指令，判断电空制动控制器、空气制动阀转换开关位置、空电联合制动装置指令以及机车自动制动装置指令;
(2) 判断空气管路中压力是否朝给定控制指令方向变化。
DK 一1型制动机系统是一个比较复杂的系统，与一般机车在结构、性能及操作等方面有着较大的不同，故障的性质和特征也不相同，造成的故障的原因较为复杂，一般讲可分为控制电路故障、阀类部件故障以及管路连接故障。
控制电路故障—DK 一1型机车电空制动机操纵与转换控制系统是采用电控方式，控制电路部分可能出现各种各样故障。例如:控制电路接线不良、插座插头虚接、电子元器件的虚焊、二级管和压敏电阻的击穿都将造成控制指令失效; 而转换开关触点不良、继电器卡位、继电器触头接触不良、继电器线圈短路，电空阀线圈断路以及控制导线短路、接地则会造成执行部件不动作或动作错误。
阀类部件故障—阀类部件的故障直接影响到气路的作用。此类故障一般发生在阀类部件的内部滑体上。如:如果缺少油脂润滑，将造成分配阀的滑阀，节制阀也将出现卡滞而造成风路不能沟通; 由于动作频繁和老化等原因，弹簧件会失效从而影响阀类部件的正常动作，橡胶件会出现龟裂造成串风和漏风，使阀类不能动作或性能下降; 同样，阀类部件内的小孔堵塞会影响阀类部件功能。
管路连接故障—这类故障表现在管路堵塞或泄漏，如:具有排水、滤清作用的部件因有污物或冬天积水结冰可能会出现堵塞，管道内部混合的机械杂质会在管道弯曲部分以及管路接口处造成堵塞.
第3章 列车纵向动力对制动系统的影响
机车和车辆所组成的机械系统是十分复杂的。列车在运行过程中，有多个时变的力同时作用其上，而且有时各个作用力又彼此影响。由于线路条件引起的坡道阻力、车辆制动力、各个车辆相对位移而产生的车钩力以及风阻力、曲线阻力、机械阻力(轴承、轮轨等摩擦) 等。这些力共同影响着列车运行的平稳性、安全性。要对机车制动系统进行实时监测，就必须从引起故障的原因入手，进而才能对其作出相应的故障诊断。本章着重介绍列车纵向动力对制动系统所造成的影响，得出这些影响会对机车的制动系统造成故障这一结论。
3.1 列车运行时受纵向力特点及分类
根据列车的运行工况所受作用力特点，将列车的运行状态分为两种一稳态、非稳态(瞬态) 运动。稳态运动是指列车在常力或变化缓慢作用力作用下的等速或匀加速运动。在稳态运动中，车钩力取决于列车的外力，如稳定的牵引力、制动力、坡道阻力等。这种条件下车辆间相对位移量比较小，车钩力不具有冲击性质。因此，车钩力的数值大小相对稳定，而且也较小，对列车的性能无较大影响。
非稳态运动包括列车启动、制动等工况、牵引力骤变过程以及调车时车辆之间的冲击过程。这时车钩力中除了具有稳态运动时的作用力以外，车辆之间的相互作用力对其影响较大。而且，车钩力与车辆之间相对位移、冲击速度、车辆缓冲装置的性能有较大关系。在非稳态运动的条件下，车辆上的纵向力具有波动性，其数值围绕着稳态时纵向作用力作上下波动。
由于车辆之间相对运动存在各种阻力，非稳态运动因阻力而衰减，最终成为稳态运动。
3.2 车辆缓冲装置的作用和性能
车辆缓冲装置的主要组成是缓冲器。缓冲器的作用是用来缓和列车在运行中，由于机车牵引力(制动力) 的变化或在启动、调速及调车作业时车辆相互碰撞而引起的纵向冲击及振动。缓冲器在纵向力的作用下具有一定的弹性变形，同时变形过程中存在阻尼，阻尼有耗散车辆之间冲击和振动的功能。弹性和阻尼的共同作用结果是缓和车辆的纵向冲击，从而减轻对车体结构和装载货物的破坏作用，提高列车运行平稳性。
3.2.1 缓冲器的挠力特性
目前，广泛使用的摩擦式缓冲器的结构较为简单，可用一个弹簧和一个摩擦组件来模拟
其模型简图如图3一1所示。
。
图3一1摩擦式缓冲器模型简图
从模型简图不难看出，弹簧的作用是提供缓冲器形变复原力，而缓冲器的能量吸收则全靠摩擦面之间的摩擦。
研究表明，缓冲器的加载、卸载曲线是不同的，是不可逆的。由于摩擦机理的复杂性，虽然弹簧复原的过程可能是线性的，但摩擦减振器的特性却是很难描述的。所以弹簧实际的挠力特性不仅与缓冲器形变有关，还与车辆相对运动方向有关。摩擦缓冲器挠力曲线如图3一2所示。
从图3一2中可以看出，缓冲器的挠力特性曲线是十分复杂的，缓冲器的卸载过程取决于缓冲器开始复原时的形变量，即有无限多个可能的卸载特性曲线。同时，加载曲线也由于不同的起始位置的不同而不同。从图中还可以看出，加载、卸载的外侧轮廓曲线所包围的面积，就是在一个全压缩过程中缓冲器所吸收的能量。要想在数学模型中反应这种特性是十分困难的，一般寻求等效的方法来代替。
3.2.2 缓冲器的数学模型
实际运行中，列车能否平稳的运行，缓冲器是一个起决定因素的部件，它对纵向力的产生有直接的影响。因而，在列车纵向动力学模拟中，对缓冲器建立的数学模型的准确性至关重要。由于缓冲器自身结构的复杂性，它的挠力特性很难真实的模拟。为了叙述的清楚性，可以用一个简单等效的弹簧和阻尼来进行模拟。等效的方法是，以缓冲器挠力试验曲线为缓冲器的刚度曲线。
缓冲器的摩擦阻尼用粘性阻尼来代替，如果保证粘性阻尼所消耗的功和摩擦阻尼在相同条件下所消耗的功相等，那么缓冲器的能量吸收率也就能够保证了。振动理论中，粘性阻尼所消耗的功是和车辆间的速度差、阻尼系数有关的。
我们用一辆车去冲击另一辆车的模型实验方式来确定阻尼系数。具体方法是，用具有一定速度的一辆车去冲击静止的另一辆车，根据动量守恒和能量守恒定律，一定容量的缓冲器对应着一个最大冲击速度(调车作业中允许的最大冲击速度) 。在最大速度冲击下，缓冲器在一个拉伸、压缩时间段内，粘性阻尼消耗的能量与缓冲器容量之比等于缓冲器的能量吸收率(和摩擦阻尼消耗的功大致相等) 。针对我国目前常用的缓冲器，采用以上等效原则，表3一2列出计算结果
:
在实际应用过程中，除调车工况外，车辆之间的速度差很小，最大值在0.4~1.Om/s，缓冲器的阻尼力总体上说比弹性力要小得多，因此可以忽略阻尼力对车钩力的直接影响。但是，由于阻尼的存在，抑制了相对速度的增加，故等效系统所计算出的车钩力要比实际系统产生的车钩力小一些。
3.2.3 计算模型
为了方便研究，可以把列车抽象成一个多个质点组成的弹簧阻尼系统。以其中一辆车作为研究对象并对其进行受力分析，如图3一4所示
:
其力的平衡方程式为
:
式中
对n 节车可以列出n 个方程。
由于列车系统所受的力具有高度非线性的特征，现将各力的影响分析如下：
(1) 车钩力
车辆间的作用力是通过钩缓装置进行传递的。车钩具有间隙，当相互连接的两节车辆之间的车钩处于间隙位置时，车钩不再传递作用力，直到间隙闭合。当车体间的相对位移大于车钩间隙时则有
:
(2) 基本阻力
基本阻力包括滚动阻力、风阻力，进行牵引启动计算时包括基本启动阻力。这部分阻力与列车的运行速度相关，根据我国实际情况，在TB 汀1407一1998列车牵引计算规程中给出了重车的单位基本阻力
:
式中：
内燃、电力机车启动单位基本阻力取SN/kN(相当于机车重量的5%0)，滚动轴承的货车取3.5N/kN(车辆总重的3.5%0)滑动轴承的货车启动单位基本阻力按下式计算:
式中
:
(3) 附加阻力
包括坡道阻力和曲线阻力，坡道阻力由以下公式计算
:
式中：
曲线阻力又分为以下两种情况
① 列车长度小于或等于曲线长度时
:
式中:
R —曲线半径(米) 。
②列车长度大于曲线长度时
:
式中
—列车长度，
m;
—曲线长度，m 。
牵引计算中的曲线长度包括圆曲线长度及其两端的缓和曲线各半长度，按下式计算
:
式中
:
(4) 列车制动力
列车制动时闸瓦摩擦车轮产生的作用力称作制动力，由下式计算：
式中
闸瓦压力计算:
可以采用两种方法计算制动力，实算闸瓦压力计算法和换算闸瓦压力计算法，实算闸瓦压力计算法的计算公式如下
:
式中：
① 摩擦系数的计算
同闸瓦压力计算方法一样，有实算摩擦系数和换算摩擦系数两种，其中
各种闸瓦闸片的实算摩擦系数可按下式计算:
中磷闸瓦
:
高磷闸瓦
:
低磨合成闸瓦
:
高摩合成闸瓦
:
② 制动缸压力的确定
由前面的论述可知，制动缸的压力与制动系统的特性，制动延时，减压量、车辆位置有关。制动曲线的来源有两种，一是来源于试验测得的制动缸得压力数据，二是根据气体流动理论计算得出制动缸得压力。常用制动得制动缸压力与列车管减压量的关系式如下:
客货车三通阀，GK 、120型制动机重车位
:
103型制动机重车位、104型制动机
:
GK 、120型制动机空车位
:
103型空车位
:
从图上可以看出，两者的充气规律、制动延时和压力上升快慢不同。就单个阀而言，可以清晰地看到制动缸的压力从前向后传播。计算时可根据需要选用解析插值或图表插值。制动波速是影响制动时列车纵向动力学性能的重要因素之一。由图3一5和3一6的比较可以看出，120阀制动系统在5秒左右制动缸的压力已经传到末车，而GK 阀制动系统制动缸压力在10秒左右才能传到末车，以后的计算将会比较这种制动波速差异所引起的纵向力大小的不同。
(5) 列车牵引力
列车的牵引力是列车运行的动力，它不仅和机车类型有关，而且与司机的操作方法有很大关系。计算过程中，一般取牵引力变化最剧烈的一种
方式做计算工况。典型的牵引力曲线有以下几段组成:
① 启动初期:启动初期是指当列车从零速度开始运行到最低计算速度，在这个阶段牵引力有固定值，对于受启动电流限制的机车此段为一常值，而受粘着限制的机车则为一段曲线。
② 过渡期:当速度达到最低计算速度时，牵引力由司机的控制的手柄位(机车的功率) 决定，它是速度的函数。这时，牵引力曲线为一段反比例曲线。
③ 稳定运行期:当列车速度达到一定值时，司机再次提高手柄位，使车速进一步提高，直至达到稳定运行速度。这段牵引曲线和前一段类似，只是机车功率增大。
牵引力在计算时同制动力的处理方法类似，可根据需要选用解析插值或图表插值，但牵引力仅作用于和机车直接相连的车辆上。
3.3 列车纵向动力在紧急制动工况下的验证
列车紧急制动工况始列车运行过程中的一个重要工况，用于实现列车遇到紧急事件时，在规定的时间和距离内将列车停下来，它与列车运行安全息息相关。在紧急制动过程中，列车制动缸的压力上升很快，列车所受的制动力急剧增大，造成列车的严重冲击，所以列车的紧急制动工况下列车纵向车钩力很大，因此，列车的紧急制动工况对列车的纵向动力学性能影响也很大。
为了证明列车纵向动力会对制动系统产生不利的影响，进而导致制动系统的故障，本节特用实例证明纵向动力的影响。
前文给出了单辆车受力的平衡方程，为了验证其在紧急制动的工况下的正确性，作者在贵广线上昌明至龙里区间进行了5000吨列车纵向动力学的试验。试验采用的编组列车由60辆车辆组成，车辆装有103阀及Mark50缓冲器。试验分别在不同的初速度下进行，初速度分别为:岭=80/60/40(km/h)。列车在紧急制动过程中，最大车钩力沿车辆长度方向分布的试验结果与本程序所给出的计算结果比较见图3一6(a)~(C)。图中横坐标为车辆编号(N)，纵坐标为车钩力(MN)。
图3一6最大车钩力沿车长分布
从图3一6(a)一(c)各组试验曲线中可以看出，在列车紧急制动时，各个制动初速度下最大车钩力沿列车长度方向从前向后逐渐增大，整列车的最大车钩力发生在第50辆车附近，之后最大车钩力又逐渐减小。整列车的最大车钩力随着制动初速度的降低而增大。从图3一6中可以看出计算结果与试验结果符合较好，最大车钩力的变化趋势基本一致，也是从前向后先是逐渐增大到最大，然后又逐渐减小，整列车的最大车钩力也发生在列车的后部，计算结果要比试验结果偏后一点。计算的整列车最大车钩力随着制动初速度的降低而增大。从数值上看，在制动初速度为80，60，40km 小时，计算最大车钩力介于几次试验值之间。
由以上的分析可以看出计算结果与试验结果符合较好。
第4章 列车管折角塞门误关和泄漏的诊断机理
前文分析了列车纵向动力对制动系统会造成不利的影响，会导致制动系统故障。而当列车发生紧急制动时，制动缸的压力上升很快，势必导致列车管的压力的变化。本章从列车管折角塞门误关和泄漏的方面入手，以列车管压力的变化为依据，研究故障显现和机理，设计出完整的故障诊断方案。
4.1 列车管折角塞门误关的严重危害
随着铁路列车重载高速安全运行的发展，列车的制动系统安全显得越发的重要。一旦列车管的折角塞门被误关，将会造成不可估量的损失。如1988年7月1日在某分局发生的重大事故中，死亡4人，重轻伤多人，机车报废4台货车报废23辆。1992年10月21日发生的重大事故，颠覆车辆89辆，机车报废1台，小破2台，直接经济损失高达1500万元，中断行车时间180小时。这两起重大事故的直接导致原因就是列车管折角塞门的非正常关闭。为此，1988年铁道部已将防止塞门关闭所造成的事故列为全路安全重点的项目来攻克，全路许多工厂和科研单位都组织力量来攻克这一难题，提出了多种防止折角塞门误关的方案，并且研制出多种有效的监测装置。这些方案都能达到防止折角塞门误关的目的，但是又有技术上、经济上和管理上的局限性。例如改造折角塞门，造价过高，不便实现; 电空制动技术也仅仅用于新造高级旅客列车上，但是因折角塞门误关造成的重大事故多数都是发生在货车上，因此对防止事故作用不大。目前还没有解决监测列车管折角塞门非常成熟完善的方法，存在着效率低下、受人为因素影响较大等弊端。按规章制度作业，可以作为必要的防范措施，而不能从根本上解决存在的问题。要根本性地解决折角塞门误关，必须对列车管压力实时检测，实时诊断。
4.2 列车管折角塞门误关及泄露的诊断机理
列车折角塞门误关问题一直是列车制动系统中的重点攻克难题，违章作业、人为因素及货物装载是引起折角塞门误关的主要方面。针对以上三个方面，研究应主要从以下几个方面入手:大力整顿站车秩序、改善装载加固、完善司机操纵试验、长大坡道提前准备、停车保压等等。本算法通过分析试验，可以减小疏忽误差，保证结论的精准度，从而实现防止折角塞门误关的目的。
4.2.1 数据分析及选择
列车在运行过程中不可避免的受到周围环境的干扰和影响，也就不可避免的存在列车的突发性强干扰、列车管泄漏及不同的路况所引起的列车管内部气流的浪涌。因此，监测系统所采集的数据中必然存在疏忽误差。这些误差必然与事实不符，对测量的结果是一种歪曲，也会影响司机的判断，所以必须予以剔除。
疏忽误差的判断标准一般以测量次数k 为原则，以占作为判据的方法虽然在许多计算机处理软件中得以应用，但当k 为有限次时，该方法并不适用。若采用有限次测量所使用的student 分布，那么这种与t 和自由度K 有关的判据的获取也存在一些问题，如果置信概率定的过小，可能把正常测量剔除，若定的过大，则异常数据又无法剔除。因此在疏失误差的剔除上，要以实测数据为依据确定符合要求的判据。
由于存在很多干扰因素，监测系统所采集的数据就具有很大的随机性，其特征的讨论往往也只能从统计意义上出发。针对列车管内的压力值，我们为了获取可靠的信息，采用了从数据中提取逼近真值数据的软件算法。由于该软件的滤波具有较强的自适应性，其效果是硬件滤波电路所不能及的。
对于K 次等精度的数据采集，存在系统误差、随机误差和疏忽误差，这些误差的存在都将影响被采集数据的可靠性，为此，在采用剔除m 个数据后的K-- m个数据的算术平均值几作为实测结果
:
这种用有限次测量序列的算术平均值来代替真值又的作法，应用了算术平均值原理。采样次数K 的取值由系统特性决定并遵从Bessel 均方根误差公式:
此式不但说明了用算术平均值代替真值其残余误差的平方和为最小，并且可以看出采样次数K 越大则越小。但几的减小速率比K--m 慢的多，有效采样点数大于10点以后，减小并不明显，因此如果采样次数K 定的过高，不仅失去了等精度测量的条件，而且对减小误差来说贡献也已经不大，因此有效点数K-- m的取值范围可以定在10点左右即可。
4.2.2 误关及泄漏故障诊断方法
由于列车管的总耗气量Q 与减压量AP 、车辆数n 、由泄漏引起的耗气量均为非线性关系，但是相同车辆数时Q 与AP 的关系及同一AP 下Q 与n 的关系可以用实测数据进行分析后拟合出符合测量误差要求的曲线关系。对于，则存在较大的随机性，因此要求检测管压的精度最好高于允许的20kPa 误差。
列车出发前如果能检测到缓解时对应于AP 的Q ，运行中若有折角塞门误关或泄漏，则实测的比Q 小或者大，因此可以通过测流量的方法进行诊断。但考虑到实际情况，测Q 的方案并不可靠，因为在机车列车管处安装射流流量传感器施工上不方便，另外测量Q 值的一致性较差，容易受到其他因素的干扰。相比较而言，制动管中压力尸的测量受各种因素的影响较小且易于获得，因此本系统采用检测管压并结合充气时间判断是否有误关或泄漏故障。 编组已定的列车出车前经过多次试验获取对应于不同减压量时，根据多次试验结果计算出允许的最大充气时间和最少时间，就可以通过实时监测缓解工况时列车管中由某压力升至略低于定压时所用的时间来判断是否发生折角塞门误关故障以及泄漏故障，折角塞门误关及制动系统泄漏故
障诊断流程。
列车管的充风时间是指开车前风压保持某定压，充风到另一定压时所用的时间。对于既定编组的列车，可以利用这一时间和总辆数计算出单辆车从某压力值到另一压力值所用的充风时间。如果列车管某处折角塞门误关，则总风量必然减少，充气时间也相应缩短，由此提出根据充气缓解过程用气量的多少来诊断折角塞门误关故障及制动系统泄漏故障的思想。在实现方法上则根据列车管充风时间的长短来判断是否有折角塞门误关及泄漏故障。
从图4一1中可以看出，列车管压力从500kPa 升至580kPa 时所用的充风时间随车辆数的增多而增加。这说明了根据充风时间来判断是否发生折角塞门误关故障的可行性。同样，如果充气时间大于出车前系统正常时测得的充气时间，则认为系统发生了泄漏故障。
根据车辆制动机的工作原理，在列车常用制动过程中，列车管、副风缸的压力始终趋于一致，故认为缓解过程中制动系统中容积为V 的被充气部分压力与列车管压力相等。如不考虑泄漏的影响，设环境大气压、缓解前列车管压力、充气后列车管压力分别记作
动系统在管压只时的体积记作
两式相减得到: 时体积记作换算成标准大气压下制则有
:
设列车编组辆数为，第
辆车被充气部分的容积为，则辆车总的被充气容积可表示为
: ，代入上式得
:
不考虑泄漏影响，则折算成标准大气压时由机车风源系统向其后各车辆充气量Ql
在数值上就是，为方便讨论设各;
相等，记作得
:
注:这个式子的意义在于将列车管的充气量Ql 用列车管的压力变化值来表示，因为后者易于检测。
(4一6) 式说明列车编组一旦确定，那么用气量仅与制动过程中司机给定的减压量有关; 反之，某次制动司机一旦给定了，则充气缓解的耗气量Ql 也就相应的固定了，这就从理论上证明了通过判断耗风量来判断是否发生误关故障是可行的。
实际上，列车充气缓解过程中不可避免的存在泄漏，设由泄漏引起的耗气量为，推导的表达式前首先要分析制动系统中不同容器所允许的泄漏率。列车无故障缓解时车辆副风缸和列车管系的泄漏是主要的，因此暂不考虑机车泄漏的影响。根据设计要求，车辆分配阀及副风缸允许的泄漏率与列车管允许的泄漏率是不同的，分别记作
仍按等温过程处理，则单位时间内因泄漏引起的耗气量
: ，单位为kpa/min。
仍设各车辆分配阀与副风缸容积之和
相同，且每辆车管路容积也相同。考虑泄漏后，列车缓解总耗气量Q 为
:
式(4一10) 说明考虑泄漏影响后，总的耗气量不仅与编组辆数有关，而且同充气时间也有关。如果发生折角塞门误关闭故障，则被充气车辆数小于n ，耗气量减少;
如果耗气量超出允许范围，则系数
大于正常值，即
中至少有一个超过最大允许泄漏率，即认为发生泄漏故障。这就是诊断列车管折角塞门误关故障和制动系统泄漏故障的理论依据。
结论
论文主要针对国产电力机车制动系统在线监测与制动系统故障诊断，并诊断列车管折角塞门误关故障及列车制动系统泄漏故障。在监测部分本文主要研究了电力机车制动系统的状态信息的获取方法，应用传感器技术、计算机控制技术、现场总线技术和分布式控制技术实现了监测系统的软硬件设计，从实验结果来看，监测系统各部分功能均达到了设计要求，实验数据说明系统的检测精度能够达到5kPa 的分辩精度，可以满足现场压力检测的需要。故障诊断部分主要对电力机车在不同工况时制动系统的故障模式、故障现象及成因、列车管折角塞门误关及制动系统泄漏的诊断机理做了分析研究。
在保障机车安全运行方面，本论文提出数据匹配法对制动系统进行故障诊断的理论方法，并对该方法进行了研究，为实现机车的“状态修”提供了一些理论依据。本文的研究内容具有一定的实际意义，如果能够实时监测机车制动系统的状态并利用监测结果及时诊断出制动系统的故障，不仅可以保证列车的安全运营，提高经济效益，更重要的是为可靠保障乘客生命财产提供了有效的手段。当然系统功能验证方面还存在一些不足，由于条件的限制，不能所有参数均准确测得，本文中所选用的部分数据为经验值，与机车运行时从制动系统中获取的数据必然存在差异，而机车运行中由于强干扰的存在坏值的出现是不可避免的，故坏值的剔除问题必需考虑。由此可见系统应用到实际之前，还有包括现场试验等在内的很多工作要做。这就需要我们不断的努力与探索，在不断的学习的进程中取得应有的成就！
参考文献
(1)饶忠. 列车制动. 中国铁道出版社.1998.
(2)刘豫湘，陆给华DK-1型电空制动机与电力机车空气管路系统.1998.6.
(3)冯志琪治彬于内名却阵“状剖多，，. 铁道运输与经济2002.9.
(4)刘永生. 对车辆实行状态修的看法. 铁道车辆.1994.12.
(5)彭惠民. 车辆的状态修与技术诊断. 铁道车辆.1998.
(6)刘沛. 机车制动故障检测装置的研究. 机车产品开发与创新.2004.7.
(7)韩长虎，傅文森. 防止折角塞门关闭问题浅析. 内燃机车.2001.1.
(8)马大炜. 旅客列车纵向冲动的研究. 铁道车辆.2001.5.
摘 要
论文主要针对国产电力机车制动系统进行监测与诊断，因为它是整个机车系统的一个重要组成部分，其性能的好坏直接影响到机车的运行。为避免机车及列车运行中因制动系统故障而发生行车事故，论文提出对制动系统进行在线监测与故障诊断的一些方案。
这篇论文首先论述了实现机车制动系统实时监测与故障诊断的意义及国内外的发展现状，在系统学习制动系统的原理基础上研究了纵向动力对列车制动系统的影响，完成了系统总体方案设计。机车运行是制动系统不可避免的回出现各种故障，结合各综合作用状态下制动系统的工作原理，实现制动系统的故障诊断对行车安全意义重大。
本文以列车纵向动力理论为基础，以计算机仿真为工具，建立了制动系统故障检测的模型。针对列车运行中经常发生折角塞门误关及制动系统泄漏等行车事故，本文还研究了列车缓解过程系统中气体状态变化情况，通过理论推导证明了折角塞门误关及泄漏故障诊断的可行性，完成了诊断流程及采样数据的软件算法研究。在监测系统的软件实现上，以检测系统的组建理论为依托，通过数据库的程序匹配法验证了软件的可行性。 论文最后对本系统实验所取得的成果进行了总结，同时提出了系统研究中发现的不足，给出了作者的一点建议并对本系统进行了展望。 关键词：制动系统 作用力 相互匹配
目录
第1章 引言 ·············································3
1.1 电力机车制动系统故障诊断的意义、目的及任务 ········3
1.2 故障诊断的研究现状及发展 ··························4
1.3 本文的研究内容和目标 ·····························5
第2章 电力机车制动系统基本工作原理 ·····················5
2.1 SS8型电力机车制动系统的基本组成结构及作用原理 ···6
2.1.1 空气管路系统 ·································6
2.1.2 控制管路系统 ································9
2.1.3 铺助管路系统 ································14
2.1.4 制动机系统 ··································15
2.2 电力机车制动系统的常见故障 ······················16
第3章 列车纵向动力在紧急制动工况下的验证 ·············17
3.1 列车运行是受纵向力特点及分类 ····················17
3.2 车辆缓冲装置的作用和性能 ························18
3.2.1 缓冲器的挠力特性 ···························18
3.2.2 缓冲器的数学模型 ···························19
3.2.3 计算模型 ···································20
3.3 列车纵向动力在紧急制动工况下的验证··············26
第4章 列车管折角塞门误关和泄漏的诊断机理 ············28
4.1 列车管折角塞门误关的严重危害····················28
4.2 列车管折角塞门误关及泄漏的诊断机理··············29
4.2.1 数据分析及选择 ······························29
4.2.2 误关及泄漏故障诊断方法 ·····················30 结 论 ··············································· 34 参考文献 ··············································35
第1章 引言
本章在介绍电力机车运行过程中对机车制动系统实现在线监测与故障诊断的重要性的基础上，制定了对制动系统进行监测的任务和目的及本论文研究的主要内容以及要完成的工作。
1.1 电力机车制动系统故障诊断的意义、目的及任务 日常生活中，任何运输工具都离不开制动系统。小到自行车，大到航天飞机，制动系统都起着保证运输安全的重要作用。对于铁路运输来讲，列车的运行过程包括牵引、惰行和制动三个基本工况，而制动工况的顺利实施关键在于制动系统有效、可靠的工作。所谓制动是指能够人为地产生列车减速力并控制这个力的大小，从而控制列车减速或阻止它加速运行的过程。而制动系统是指能够产生可控的列车减速力，以实现和控制能量转换的装置或系统。有效的制动装置是铁道机车车辆的重要组成部分。随着社会的发展，科学技术的进步，制动机由原始的手制动机、直通式空气制动机，发展到近代的性能较完善的自动空气制动机、电空制动机等。与此同时，伴随着铁道牵引动力的革命，制动技术也得到飞跃发展，再生制动、电阻制动和液力制动的问世虽历史不长，但这些制动方式的强大制动功率、极好的高速性能以及很好的经济性，使它们得到较为广泛的应用。
高速、重载是世界铁路技术的两个重要方向，同样也是我国铁路技术的发展方向。随着新形势的发展，对电力机车的设计、制造、维修、运营管理提出了一系列新的问题。随着列车长度、重量和速度的增加，机车车辆制动机不断的发展，制动机的性能也不断地完善。各国陆续研制出各种各样的制动机。这些制动机的主要特点分别为：司机一人操纵; 提高制动波速、缩短制动距离，使列车的缓解或制动一致，减少缓解或制动的冲击。 监测与诊断的目的是：
（1）保证机车制动系统无故障或及早发现故障；
（2）科学操纵制动系统，保证列车平稳可靠运行；
（3）及时对制动系统的异常或故障做出诊断，并采取相应的保护措施；
（4）通过性能评价，为优化设计与正确制造提供信息和依据。
列车的安全运行需要可靠的高性能的制动来保证，而作为提供牵引力和制动理来源的机车，其制动系统的运用状态将直接影响着列车的安全。铁路机车的制动系统经常处于频繁起动、环境恶劣、连续较长时间的运转、冲击频繁以及振动剧烈的运行状态下。列车提速后，因为制动系统出现故障而导致的事故频繁发生，铁路运营中的许多打事故都是由于制动系统出现故障或对制动系统操作不当所引起的。随着机车运行速度的不断提高，由制动系统故障引起的行车事故将更加突出。为了预防因机车制动系统故障而引发恶性事故，我国传统的方法是定期进行铺修、小修、中修和大修，
集中检查、解决机车制动系统各零部件的状态及故障。为了提高机车运行的安全性，及时发现机车制动系统的故障，对制动系统进行实时监测和故障诊断是十分必要的。
另外，机车运用部门需要更好的，能够识别早期故障的新技术为提速战略服务，以确保安全正点，确保人身和设备的安全；维修部门也要求预知和跟踪机车制动系统各组成部分的故障发展状态，以便科学的安排“状态”维修计划以节约和降低维修成本，杜绝突发事故、机破事故、中途停车事故。此外，在高速、重载下运行的机车，其工作条件更加苛刻、严峻，因此对机车制动系统的性能要求也越来越高。在这种情况下，电力机车的制造厂商有必要及时掌握机车制动系统在长期高速、重载的运行中各部件所表现出来的动态特性，分析实际运营中的制动系统在长期运行中的变化情况，从而提高设计制造的可靠性、安全性。为了解决这些问题，也需要对机车制动系统进行实时监测与故障诊断研究的支持。
综合上述可见，如何通过对机车制动系统工作状态进行在线监测和故障诊断，进而了解机车甚至整列车的制动、缓解、保压、运转、紧急等工况下的运行状态，将成为铁路部门急需解决的问题。随着现代科技如通信技术、电子技术、控制技术和网络技术的发展，解决上述问题已经成为可能。而进行机车制动系统实时监测与故障诊断的理论、方法和应用研究具有重大的理论意义、现实意义和广阔的市场前景。
1.2 故障诊断的研究现状及发展
状态监测与故障诊断初步形成于20世纪60年代，起源于美国和欧洲，迅速发展在七、八十年代，它是一项年青的技术，是一门既有基础理论，又有广泛实际应用背景的，正在不断完善和发展的交叉型工程应用性学科。涉及数学、物理、力学、传感器与测试技术、信号处理、电子技术、计算机科学与技术、信息科学、人工智能、专家系统等领域。其重点是研究故障诊断及故障预报的理论、方法。美国在上世纪六、七十年代就成立了许多关于故障诊断技术的研究单位。如1967年4月召开了美国“机械故障预报小组（MFPG-Machine Faults Predict Group ）”的成立大会，MFPG 后来正式划归美国国家标局（NSB ）；美国西屋公司（West House Electrical Co.Ltd ）从1976年起便展开了汽轮机故障诊断研究工作，到1990年已完成了网络化的汽轮发电机组故障诊断专家系统；在欧洲国家，诊断技术的研究也有不同程度的进展，如英国的“英国机器保健中心（U.K.Mechanical Health MONITORING Center）”瑞典的SPM 轴承监测；挪威的船舶诊断以及丹麦的振动噪声分析系统等。
就我国机车制动技术的运用和发展来看，主要经历了以下三个阶段：
（1） 解放初期一般沿用美国西屋空气制动系统的产品，蒸汽机车大多装备ET-6型制动机。
（2） 1966年，四方所与天津厂共同研究了JZ-7型机车空气制动机，具有良好的性能，1978年通过铁道部鉴定，在内燃机车上全面推广。
（3） 1974年，铁科院机辆所和株洲电力机车厂采用有触电逻辑控制技术共同研制成功的DK-1型机车电空制动机，并在韶山电力机车上安装试用。1977年，在铁科院环形线进行60辆GK 阀静止和运行试验。试验结果表明，制动性能良好。1982年经过技术鉴定后广泛运用于干线电力机车。
1.3 本文的研究内容和目标
主要针对电力机车制动系统，构建一个在线实时状态监测与诊断系统，系统在机车运行过程中监测制动机工作运行状态，判断制动机是否存在故障以及故障可能存在的位置，实现对制动系统快速检修。
电空制动机是指以电信号作为控制指令，压力空气作为动力源的制动机。在自动空气制动机的工作过程中，由于空气波、制动波的存在，不可避免地导致列车中各车辆制动的不同时性，从而造成列车制动时的纵向动力作用，特别是随着列车运行速度和牵引重量的大大提高，这一问题愈加突出，甚至已成制约铁路运输发展的主要矛盾之一。本文分析了列车纵向动力产生的原因及影响其各个因素。论文的主要内容包括以下几个方面：
（1） 列车制动系统的基本工作原理及常见故障（本文主要以SS8型机车为例详细介绍了其工作系统及作用原理制动系统的常见故障）；
（2） 学习列车动力学理论基础，为研究列车运行时由于制动所引起的动力学问题；
（3） 考虑由于纵向动力这一主要原因引起的机车制动系统故障，主要讨论了列车管折角塞门误关或泄漏所导致的制动系统的故障；
（4） 采用以嵌入式PC104为核心计算机技术，通过对关键部件在线数据采集，对照电空制动系统的关键部件的门限参数，控制程序作出工作正常的显示或故障报警对知识工程的方法和手段，同时利用计算机人工智能技术，将电空制动故障诊断专家的知识、经验和解决问题的方法系统化、形式化，并通过与专家系统技术的有机结合，建成故障检测诊断系统。
第2章 电力机车制动系统基本工作原理
铁路运输中，无论是机车还是车辆，都具有各自的制动系统。当机车、车辆组成列车后，其各自的制动系统相互联系而构成一个统一的制动系统——列车制动系统。作为列车制动力来源的电力机车制动系统，其运用状态对列车运行安全的影响非常重要，对其运行实时监测不仅可以及时发现机车制动系统的早期故障，而且还能从监测结果中掌握列车制动系统的一些状态信息。为了确定本系统中需要检测的状态信息，首先要学习电力机车系统的一些知识。本文主要以SS8型电力机车为例进行说明。
2.1 SS8型电力机车制动系统的基本组成结构及作用原理
2.1.1 空气管路系统
风源管路系统为机车、车辆提供洁净干燥的高质的压缩空气，以保证列车空气制动系统、空气弹簧、风动门装置及气动电器等正常工作。
它由空气压缩机组、高压安全阀、启动放风电磁阀、止回阀、空气干燥器、主风缸、压力控制器及截断塞门及连接钢管等组成。其组成及管路原理见图2---1.
由图2-1可知，正常工况时，由两台压缩机组供风，其通路如下：
由两台3KW —1.6∕9型空气压缩机43、44产生的压缩空气经止回阀47、48汇合后，经一段冷却钢管冷却后进入空气干燥器49，压缩空气在空气干燥器内除去冷凝水、油和尘埃等杂质后，向第一主风缸91及第二主风缸92充风储存，然后由第二主风缸经截断塞门113进入机车总风缸供机车制动机系统、控制管路系统及铺助管路系统使用。
与此同时，由压缩机产生的压缩空气经空气干燥器处理后进入第一主风缸，然后由第一主风缸两端向车辆供风，以满足车辆的空气弹簧、风动门装置及其它气动装置用风需要。
压缩空气的压力由连接在机车总分管上的YWK-50-C 型压力控制器547KP 来自动控制。当机车总风缸的压力降至750Kpa 时，压力控制器547KP 闭合，接通空气压缩机电机电源，压缩机启动工作；当机车总风缸压力大于900Kpa 时，压力控制器547KP 断开，切断空气压缩机电机电源，压缩机停止工作。当压力控制器547KP 故障时，可通过139塞门将其切除，再利用司机台上“强泵”按钮将其短接，此时，压缩机组的启动与停止工作只能由司机人工控制。另外，当主风缸压力达到950Kpa 时，高压安全阀
45、46动作，连续向外排气，此时司机应停止压缩机组工作。
压缩机组启动过程中，启动放风电空阀247YV 、248YV 动作，将压缩机出风管中的压缩空气排除，消除压缩机气缸内的背压，保证空压机的空载正常启动。
压缩机出风管上的止回阀47、48在压缩机组停止工作时，阻止总风向压缩机逆流。
在机车运行中，如某台压缩机组故障，可通过抵压电器柜上的隔离开关将其切除，由另一台压缩机组维持运行。
机车在使用中，应定期将主风缸上的排水阀163、164、165、166进行检查并排除主风缸内的积水，保证压缩空气的干燥洁净。
机车入库时，可将截断塞门111、113关闭，以保存主风缸内的压缩空气。
机车无动力回送时，应将截断塞门112关闭，切除第一主风缸，缩短列车充气时间。
在风源管路系统中，采用了DJKG-A8型无热、再生、吸附式单塔空气干燥器，该干燥器具有滤清和干燥功能，可去除压缩空气中的杂质、油和水等，防止列车空气制动系统的阀类零部件和管路产生锈蚀、堵塞及结冰等以及由上述现象所引起的空气制动系统失灵而造成的行车事故，同时，也能延长制动系统的零部件检修周期。
该装置由干燥筒、滤清筒、再生风缸、温控器、排泄阀、排气消音器及截断塞门组成。
该干燥器设置在第一主风缸91之前，因此，空气压缩机生产的压缩空气可以全部得到处理。同时，两主风缸储存的全部系经干燥器处理过的洁净、干燥空气。其空气处理分为吸附干燥与再生两个过程。
空气压缩机启动运转后，其产生的饱和的潮湿空气经过一段较长的冷却钢管降温后进入滤清筒，在此将压缩空气中的水、油污及颗粒杂质截获滤清，然后，压缩空气进入干燥筒底部止回阀向主风缸充气，同时经过Ф
4.5mm 的节流孔向再生风缸充气，直至主风缸内压缩空气达到900Kpa 、压缩机停止工作时，吸附过程结束。
此时，控制电路控制排泄阀受电动机，开启排泄阀，进风管、滤清筒及干燥筒内的压缩空气、油污、水及颗粒杂质经排泄阀口、消音器一同排向大气。与此同时，再生风缸内的压缩空气通过节流孔膨胀成为接近大气压力的超干燥空气，沿着与吸附过程相同的通道，反向通过干燥筒内的活性氧化铝吸附剂，将其吸附过程中吸附的水份全部排入大气中，使活性氧化铝干燥剂恢复干燥状态。当再生风缸内的空气压力降至50Kpa 左右时，排泄阀自动关闭，再生作用结束。至此，完成了一次空气处理过程。
当机车总风压力降至750Kpa 时，压力控制器将再次接通压缩机电机电源，压缩机组启动工作。空气干燥器将重复上述的吸附干燥与再生过程。如此循环交替工作。
风源管路系统中不同工况下各塞门开闭见表
2---1.
2.1.2 控制管路系统
控制管路系统提供机车受电弓、主断路器及高压电器柜内的电空接触
器、二位置转换开关及机车气动电器所需的压缩空气，以保证机车的安全、正常使用。它由铺助压缩机、控制风缸、辅助风缸、单向阀、调压阀、转换阀、分水滤气器、模板塞门、截断塞门及连接钢管组成。其组成及原理见图2——
3.
SS8型机车控制管路系统中，除主断路器由主风缸（总风）直接供风（工
作气压为750~900Kpa）外，其余均由减压调压阀51、52将总风缸送来的压缩空气降压至500Kpa 后供给。系统中，全部采用单向阀取代传统的转向阀来转换风源，大大提高了管路的工作可靠性。同时，在系统中，取消了传统的门联锁阀，而采用门联锁钥匙箱来防止在机车高压室门未关好的情况下引入高压而危及司乘人员的安全。控制风缸102用于储存控制系统用压缩空气（容积55L ），以减轻辅助压缩机的工作负担。控制风缸上设置有密封极佳的模板塞门，储存其内的900Kpa 的压缩空气，经24h 后，仍能保持压力不低于750Kpa 。
控制管路系统的作用可分为以下三种工况：正常运用时主风缸供风工况、库停后由控制风缸供风工况和库停后由辅助压缩机供风工况。
(1) 正常运用时主风缸供风工况
机车总风缸内压缩空气经过开通的104塞门后，一路经调压阀51减压至500Kpa （调压阀体上有压力表显示），再经塞门141、142供给Ⅰ、Ⅱ号
高压电器柜，同时经146塞门供机车作备风源另一路经单向阀108后又分为四路：一路经开放后的模板塞门97进入控制风缸内储存（可通过压力表6显示其压力），一路被单向阀106截止；一路经塞门145到分水滤气器207再次净化后向主断路器供风，以满足主断路器正常动作需要; 还有一路经调压阀52减压至700Kpa 后，再经转换阀159（在门联锁钥匙箱内）分别通过塞门143、144向Ⅰ、Ⅱ端受电弓风缸供风，以保证受电弓升弓需要。
机车正常运用时，由总风缸直接向控制管路系统供风。工作通路如下：
若在升弓前，任一高压室或变压器室门未关好，则其门钥匙不能取出，因而钥匙不能插入门联锁钥匙箱内，因此转换阀159也就不能开通，升弓用压缩空气通路被截断而不能升弓。若在受电弓升起后，转换阀159处开通状态，则门钥匙不能取出，因而高压室或变压器室门均不能开启。这样也就有效的保证可人与高压区的隔离，保障了人身的安全。
控制风缸102的设置，一方面为了在机车主断路器分、合闸操纵引起局部气压波动时，稳定控制管路系统气压。另一方面是在机车停放前（如乘务员退乘等），将控制风缸充满900Kpa 压缩空气后关闭模板塞门97，以备机车再次使用时受电弓、合闸用，以降低辅助压缩机组的工作频次。
由于模板塞门97是橡胶板结构，因此，在操作时，不宜用力过猛，以免造成模板的损坏。
在主断路器风缸上设有排水塞门168，在每次出乘前，应将其打开，排除积水后关闭，以保证主断路器操纵的安全可靠。
(2) 库停后由控制风缸供风工况
机车停放后，再次投入使用时，如果总风缸风压低于450Kpa （主断路
器风闸所需最低工作压力）而控制风缸102风压大于700Kpa ，则可打开模板塞门97来升弓、合闸。在升弓、合闸工程中，因用风量较大，控制风缸风压下降较多，所以升弓、合闸后应及时开启主压缩机组，恢复由总风缸供风的正常运用工况。
控制风缸供风时的工作通路如下：
控制风缸102内储存的压缩空气，经开放的模板塞门97后分为四路：一路被单向阀106截止; 一路被单向阀108截止；一路经过145塞门、207分水滤气器进入主断路器风缸供主断路器分、合闸用；一路经过调压阀52减压至700Kpa 后经转换阀159，再分别经143、144塞门向Ⅰ、Ⅱ端受电弓风缸充风，供受电弓升弓用。
(3) 库停后由辅助压缩机供风工况
机车停放时间长而重新投入使用时，主风缸内压缩空气压力低于450kPa 且控制风缸内压力低于700kPa 时，则必须启动辅助压缩机供风，以满足机车升弓及合闸需要。
为了缩短打风时间，减轻辅助压缩机工作负担，在启动辅助压缩机前，应关闭膜板塞门97，以切除控制风缸102。当辅助风缸105内的压缩空气压力于600kPa 时，即可边打风边进行升弓、合闸操作。而后应尽快启动主压缩组工作，恢复由总风缸供风的正常运用工况。当总风缸内压缩空气压力大450kPa 时，可停止辅助压缩机组工作。辅助压缩机组控制开关设在电
空制柜内。为防止辅助压缩机过量(过压) 工作，其控制开关采用自复式转换开关，且在转换开关下方由双针压力表6显示辅助风缸内压缩空气压力。
辅助压缩机96供风时的工作通路如下
:
辅助压缩机96生产的压缩空气，经单向阀107后分为五路:一路进入辅助风缸105; 一路通过单向阀106; 一路被膜板塞门97关断; 一路经145塞门、分水滤气器207后进入主断路器风缸; 一路经调压阀52减压至700kPa 后经转换阀159，再分别通过143、144塞门向I 、11端受电弓风缸供风。
辅助风缸105的设置，一方面起稳定、储存压缩空气的作用，另一方面对辅助压缩机产生的压缩空气进行冷却，析出水分。因此，每次使用辅助压缩机后，应打开辅助风缸下方的排水塞门169以排尽积水。
(4) 三种工况下各塞门开闭情况见表2一2。
表2一2三种工况下各塞门开闭情况
*97塞门在库停前打开，在控制风缸充满900kPa 风压后关闭
2.1.3 辅助管路系统
辅助管路系统用以改善机车运行条件、确保机车运行安全。它主要由撒器、喇叭、刮雨器、轮缘润滑装置及其连接管路组成。其组成及原理见图2--4。各辅助装置均由总风缸直接供风，当某个装置发生故障或检修时，可将相应的截断塞门关闭以切断风源。
(1) 机车撒砂
为增加机车轮轨间的粘着，改善机车牵引及制动性能，558型机车设置的砂装置中，共有八个砂箱和八个撒砂器，每个砂箱容积为100L 。砂箱上设砂箱盖，其密封性较好，能防潮防雪、雨的浸入。撒砂动作不仅能接受司控制; 同时，还与机车制动机系统、空转(滑行) 保护装置、断钩保护装配合，适时动作撒砂、提高机车的粘着力。设在司机台下的脚踏开关35SA 、6SA 分别直接控制本端前进方向的4个撒砂阀向轮轨间撒砂。
撒砂量可通过撒砂阀上的调节螺栓控制在0.7一1.5SUmin 间。砂粒成分应由至少90%的石英和不超过2%的粘土组成，其结构粒度应在0.5~2.8smm间，中直径小于0.5smm 的比例不能超过5%，但允许有10%的砂粒直径大于2.8mm 。砂子在装车前必须保持干燥，以免其结块而影响使用效果
。
图2一4辅助管路系统组成
(2) 机车喇叭与雨刮器
在每个司机室顶部均设有3个喇叭:一个为向前的高音喇叭，I 、n 端代分别为27、28; 一个为向前的低音喇叭，I 、11端代号分别为31、32; 另一个为向后的高音喇叭，I 、Ⅱ端代号分别为29、30。它们分别由正、副司台上的手动喇叭阀13~16及司机台下的脚踏开关33SA 、34SA 控制。正司机手动喇叭控制阀13、14手柄向前推时，向前高喇叭27、28发出音响; 向后时，向后高音喇叭29、30发出音响。副司机台手动喇叭控制阀巧、16手柄向前推时，向前高音喇叭27、28发出音响; 而向后拉时，向前低音喇叭31、发出音响。踩下脚踏开关33SA 、34SA 时，电磁阀17YV 、18YV 受电，将总 风直接引入向前低音喇叭31、32，而使之发出声响。
每个司机室均有两块前窗玻璃。每块前窗玻璃均装有一套刮雨装置。该刮雨装置具有外形美观、噪声低、操作方便、等特点。
(3) 轮缘润滑装置
为了减少轮轨间的磨耗，558型机车安装有华宝型轮缘润滑装置。
2.1.4 制动机系统
SS8型机车制动机系统，以DK 一1型机车电空制动机为基础，设有对旅客车施行电空制动功能、机车空电联合制动功能与机车速度分级控制系统和速度监控装置配合实行速度分级控制及超速防护功能。同时也取消了原DK 一1型电空制动机中的“检查—消除”按钮及“客货”转换阀，简化机车操纵。电空制动机管路进行集成化处理，制动机性能更可靠、维修更简便。对旅列车具有独立于列车管的供风功能，以满足车辆风动门装置及空气弹簧用压缩空气的需要。下面侧重介绍几项功能。
(1) 机车空电联合制动功能及与速度分级控制系统、速度监控装置配合进超速防护功能。
① 当机车使用电空控制器施行常用制动时，如机车制动缸压力达到150kPa(风压继电器544KP 的动作值) ，则机车电制动因544KP 联锁动作而切除，机车电制动不能投入; 如机车电制动已先投入，则由467QS 开关将电制动控制电源引入，机车制动缸压力不能上升而自动保持为“0”。电磁阀254YV 动作，将机车作用管压力排入大气，其目的是避免机车电制动力和空气制动力同时作用于机车轮对，而发生制动力超过粘着力即“轮对抱死”现象。
② 使用司机控制器进行电制动调速时，在每次司机控制器手柄离开“0”位时，列车管会自动按常用制动减压速率减压50kPa ，全列车均产生轻微控制制动，降低列车纵向冲击。但此时若467QS 开关在闭合位，则机车制动缸无空气制动力，列车的空气制动力延时255后自动缓解。次作用的实现是由465QS 开关将电制动电源引入中间继电器452KA ，然后通过其
各联锁及各有关部件的逻辑控制实现轻微制动，同时，由时间继电器454KT 控制轻微制动的保持时间(此时间根据列车长度适当进行调节) ，达到预定时间后，454KT 动作，驱动453KA 动作，然后通过其各联锁及各有关部件的逻辑控制，实现轻微制动的自动缓解。
③ 当与速度分级控制系统配合时，由速度分级控制系统根据线路信号发出轻微、一级、二级常用制动或紧急制动信号给机车微机控制系统，经机车微机控制系统处理后分别向机车空气制动系统发出以上的工作指令，由机车空气制动系统分别进行各种制动。其中常用制动分为两级，均由机车微机控制系统给出110V 直流电源至中间继电器455KA ，由455KA 各触头控制空气制动系统各逻辑控制部件进行常用制动。其中各级常用制动减压量的大小可通过减压时间进行控制。当达到一级常用制动减压量后，由机车微机控制系统发出保压信号，机车空气制动系统处于保压状态。当需要追加二级常用制动时，系统重复上述过程，直到达到二级常用制动减压量后保压。
当列车速度降到限速以下时，由机车速度分级控制系统根据线号信号向机车微机控制系统发出“缓解”号，经微机控制系统处理后再向机车空气制动系统发出缓解指令，列车缓解空气制动。
若在两级常用制动后，在限定区间内列车速度仍未能降低至限速以下，则速度分级控制系统直接向空气制动系统发出“紧急制动”指令，列车产生紧急制动。
④ 当与速度监控装置配合时，其控制过程与上类同。所不同的是:速度监控装置直接对机车空气制动系统发出常用制动、缓解或紧急制动指令而没有其它中间环节。
在SS8型机车上，设置了与速度分级控制系统和速度监控装置相配合使用的通用接口，采用上述任意一套系统均可达到超速防护的目的，保证行车的安全。
(2) SS8型机车每个转向架上均装有两个蓄能制动器，以满足机车停车制动的需要。
2.2 电力机车制动系统的常见故障
电空制动机故障诊断系统，必须解决两个关键问题:
(l) 确定司机控制指令，判断电空制动控制器、空气制动阀转换开关位置、空电联合制动装置指令以及机车自动制动装置指令;
(2) 判断空气管路中压力是否朝给定控制指令方向变化。
DK 一1型制动机系统是一个比较复杂的系统，与一般机车在结构、性能及操作等方面有着较大的不同，故障的性质和特征也不相同，造成的故障的原因较为复杂，一般讲可分为控制电路故障、阀类部件故障以及管路连接故障。
控制电路故障—DK 一1型机车电空制动机操纵与转换控制系统是采用电控方式，控制电路部分可能出现各种各样故障。例如:控制电路接线不良、插座插头虚接、电子元器件的虚焊、二级管和压敏电阻的击穿都将造成控制指令失效; 而转换开关触点不良、继电器卡位、继电器触头接触不良、继电器线圈短路，电空阀线圈断路以及控制导线短路、接地则会造成执行部件不动作或动作错误。
阀类部件故障—阀类部件的故障直接影响到气路的作用。此类故障一般发生在阀类部件的内部滑体上。如:如果缺少油脂润滑，将造成分配阀的滑阀，节制阀也将出现卡滞而造成风路不能沟通; 由于动作频繁和老化等原因，弹簧件会失效从而影响阀类部件的正常动作，橡胶件会出现龟裂造成串风和漏风，使阀类不能动作或性能下降; 同样，阀类部件内的小孔堵塞会影响阀类部件功能。
管路连接故障—这类故障表现在管路堵塞或泄漏，如:具有排水、滤清作用的部件因有污物或冬天积水结冰可能会出现堵塞，管道内部混合的机械杂质会在管道弯曲部分以及管路接口处造成堵塞.
第3章 列车纵向动力对制动系统的影响
机车和车辆所组成的机械系统是十分复杂的。列车在运行过程中，有多个时变的力同时作用其上，而且有时各个作用力又彼此影响。由于线路条件引起的坡道阻力、车辆制动力、各个车辆相对位移而产生的车钩力以及风阻力、曲线阻力、机械阻力(轴承、轮轨等摩擦) 等。这些力共同影响着列车运行的平稳性、安全性。要对机车制动系统进行实时监测，就必须从引起故障的原因入手，进而才能对其作出相应的故障诊断。本章着重介绍列车纵向动力对制动系统所造成的影响，得出这些影响会对机车的制动系统造成故障这一结论。
3.1 列车运行时受纵向力特点及分类
根据列车的运行工况所受作用力特点，将列车的运行状态分为两种一稳态、非稳态(瞬态) 运动。稳态运动是指列车在常力或变化缓慢作用力作用下的等速或匀加速运动。在稳态运动中，车钩力取决于列车的外力，如稳定的牵引力、制动力、坡道阻力等。这种条件下车辆间相对位移量比较小，车钩力不具有冲击性质。因此，车钩力的数值大小相对稳定，而且也较小，对列车的性能无较大影响。
非稳态运动包括列车启动、制动等工况、牵引力骤变过程以及调车时车辆之间的冲击过程。这时车钩力中除了具有稳态运动时的作用力以外，车辆之间的相互作用力对其影响较大。而且，车钩力与车辆之间相对位移、冲击速度、车辆缓冲装置的性能有较大关系。在非稳态运动的条件下，车辆上的纵向力具有波动性，其数值围绕着稳态时纵向作用力作上下波动。
由于车辆之间相对运动存在各种阻力，非稳态运动因阻力而衰减，最终成为稳态运动。
3.2 车辆缓冲装置的作用和性能
车辆缓冲装置的主要组成是缓冲器。缓冲器的作用是用来缓和列车在运行中，由于机车牵引力(制动力) 的变化或在启动、调速及调车作业时车辆相互碰撞而引起的纵向冲击及振动。缓冲器在纵向力的作用下具有一定的弹性变形，同时变形过程中存在阻尼，阻尼有耗散车辆之间冲击和振动的功能。弹性和阻尼的共同作用结果是缓和车辆的纵向冲击，从而减轻对车体结构和装载货物的破坏作用，提高列车运行平稳性。
3.2.1 缓冲器的挠力特性
目前，广泛使用的摩擦式缓冲器的结构较为简单，可用一个弹簧和一个摩擦组件来模拟
其模型简图如图3一1所示。
。
图3一1摩擦式缓冲器模型简图
从模型简图不难看出，弹簧的作用是提供缓冲器形变复原力，而缓冲器的能量吸收则全靠摩擦面之间的摩擦。
研究表明，缓冲器的加载、卸载曲线是不同的，是不可逆的。由于摩擦机理的复杂性，虽然弹簧复原的过程可能是线性的，但摩擦减振器的特性却是很难描述的。所以弹簧实际的挠力特性不仅与缓冲器形变有关，还与车辆相对运动方向有关。摩擦缓冲器挠力曲线如图3一2所示。
从图3一2中可以看出，缓冲器的挠力特性曲线是十分复杂的，缓冲器的卸载过程取决于缓冲器开始复原时的形变量，即有无限多个可能的卸载特性曲线。同时，加载曲线也由于不同的起始位置的不同而不同。从图中还可以看出，加载、卸载的外侧轮廓曲线所包围的面积，就是在一个全压缩过程中缓冲器所吸收的能量。要想在数学模型中反应这种特性是十分困难的，一般寻求等效的方法来代替。
3.2.2 缓冲器的数学模型
实际运行中，列车能否平稳的运行，缓冲器是一个起决定因素的部件，它对纵向力的产生有直接的影响。因而，在列车纵向动力学模拟中，对缓冲器建立的数学模型的准确性至关重要。由于缓冲器自身结构的复杂性，它的挠力特性很难真实的模拟。为了叙述的清楚性，可以用一个简单等效的弹簧和阻尼来进行模拟。等效的方法是，以缓冲器挠力试验曲线为缓冲器的刚度曲线。
缓冲器的摩擦阻尼用粘性阻尼来代替，如果保证粘性阻尼所消耗的功和摩擦阻尼在相同条件下所消耗的功相等，那么缓冲器的能量吸收率也就能够保证了。振动理论中，粘性阻尼所消耗的功是和车辆间的速度差、阻尼系数有关的。
我们用一辆车去冲击另一辆车的模型实验方式来确定阻尼系数。具体方法是，用具有一定速度的一辆车去冲击静止的另一辆车，根据动量守恒和能量守恒定律，一定容量的缓冲器对应着一个最大冲击速度(调车作业中允许的最大冲击速度) 。在最大速度冲击下，缓冲器在一个拉伸、压缩时间段内，粘性阻尼消耗的能量与缓冲器容量之比等于缓冲器的能量吸收率(和摩擦阻尼消耗的功大致相等) 。针对我国目前常用的缓冲器，采用以上等效原则，表3一2列出计算结果
:
在实际应用过程中，除调车工况外，车辆之间的速度差很小，最大值在0.4~1.Om/s，缓冲器的阻尼力总体上说比弹性力要小得多，因此可以忽略阻尼力对车钩力的直接影响。但是，由于阻尼的存在，抑制了相对速度的增加，故等效系统所计算出的车钩力要比实际系统产生的车钩力小一些。
3.2.3 计算模型
为了方便研究，可以把列车抽象成一个多个质点组成的弹簧阻尼系统。以其中一辆车作为研究对象并对其进行受力分析，如图3一4所示
:
其力的平衡方程式为
:
式中
对n 节车可以列出n 个方程。
由于列车系统所受的力具有高度非线性的特征，现将各力的影响分析如下：
(1) 车钩力
车辆间的作用力是通过钩缓装置进行传递的。车钩具有间隙，当相互连接的两节车辆之间的车钩处于间隙位置时，车钩不再传递作用力，直到间隙闭合。当车体间的相对位移大于车钩间隙时则有
:
(2) 基本阻力
基本阻力包括滚动阻力、风阻力，进行牵引启动计算时包括基本启动阻力。这部分阻力与列车的运行速度相关，根据我国实际情况，在TB 汀1407一1998列车牵引计算规程中给出了重车的单位基本阻力
:
式中：
内燃、电力机车启动单位基本阻力取SN/kN(相当于机车重量的5%0)，滚动轴承的货车取3.5N/kN(车辆总重的3.5%0)滑动轴承的货车启动单位基本阻力按下式计算:
式中
:
(3) 附加阻力
包括坡道阻力和曲线阻力，坡道阻力由以下公式计算
:
式中：
曲线阻力又分为以下两种情况
① 列车长度小于或等于曲线长度时
:
式中:
R —曲线半径(米) 。
②列车长度大于曲线长度时
:
式中
—列车长度，
m;
—曲线长度，m 。
牵引计算中的曲线长度包括圆曲线长度及其两端的缓和曲线各半长度，按下式计算
:
式中
:
(4) 列车制动力
列车制动时闸瓦摩擦车轮产生的作用力称作制动力，由下式计算：
式中
闸瓦压力计算:
可以采用两种方法计算制动力，实算闸瓦压力计算法和换算闸瓦压力计算法，实算闸瓦压力计算法的计算公式如下
:
式中：
① 摩擦系数的计算
同闸瓦压力计算方法一样，有实算摩擦系数和换算摩擦系数两种，其中
各种闸瓦闸片的实算摩擦系数可按下式计算:
中磷闸瓦
:
高磷闸瓦
:
低磨合成闸瓦
:
高摩合成闸瓦
:
② 制动缸压力的确定
由前面的论述可知，制动缸的压力与制动系统的特性，制动延时，减压量、车辆位置有关。制动曲线的来源有两种，一是来源于试验测得的制动缸得压力数据，二是根据气体流动理论计算得出制动缸得压力。常用制动得制动缸压力与列车管减压量的关系式如下:
客货车三通阀，GK 、120型制动机重车位
:
103型制动机重车位、104型制动机
:
GK 、120型制动机空车位
:
103型空车位
:
从图上可以看出，两者的充气规律、制动延时和压力上升快慢不同。就单个阀而言，可以清晰地看到制动缸的压力从前向后传播。计算时可根据需要选用解析插值或图表插值。制动波速是影响制动时列车纵向动力学性能的重要因素之一。由图3一5和3一6的比较可以看出，120阀制动系统在5秒左右制动缸的压力已经传到末车，而GK 阀制动系统制动缸压力在10秒左右才能传到末车，以后的计算将会比较这种制动波速差异所引起的纵向力大小的不同。
(5) 列车牵引力
列车的牵引力是列车运行的动力，它不仅和机车类型有关，而且与司机的操作方法有很大关系。计算过程中，一般取牵引力变化最剧烈的一种
方式做计算工况。典型的牵引力曲线有以下几段组成:
① 启动初期:启动初期是指当列车从零速度开始运行到最低计算速度，在这个阶段牵引力有固定值，对于受启动电流限制的机车此段为一常值，而受粘着限制的机车则为一段曲线。
② 过渡期:当速度达到最低计算速度时，牵引力由司机的控制的手柄位(机车的功率) 决定，它是速度的函数。这时，牵引力曲线为一段反比例曲线。
③ 稳定运行期:当列车速度达到一定值时，司机再次提高手柄位，使车速进一步提高，直至达到稳定运行速度。这段牵引曲线和前一段类似，只是机车功率增大。
牵引力在计算时同制动力的处理方法类似，可根据需要选用解析插值或图表插值，但牵引力仅作用于和机车直接相连的车辆上。
3.3 列车纵向动力在紧急制动工况下的验证
列车紧急制动工况始列车运行过程中的一个重要工况，用于实现列车遇到紧急事件时，在规定的时间和距离内将列车停下来，它与列车运行安全息息相关。在紧急制动过程中，列车制动缸的压力上升很快，列车所受的制动力急剧增大，造成列车的严重冲击，所以列车的紧急制动工况下列车纵向车钩力很大，因此，列车的紧急制动工况对列车的纵向动力学性能影响也很大。
为了证明列车纵向动力会对制动系统产生不利的影响，进而导致制动系统的故障，本节特用实例证明纵向动力的影响。
前文给出了单辆车受力的平衡方程，为了验证其在紧急制动的工况下的正确性，作者在贵广线上昌明至龙里区间进行了5000吨列车纵向动力学的试验。试验采用的编组列车由60辆车辆组成，车辆装有103阀及Mark50缓冲器。试验分别在不同的初速度下进行，初速度分别为:岭=80/60/40(km/h)。列车在紧急制动过程中，最大车钩力沿车辆长度方向分布的试验结果与本程序所给出的计算结果比较见图3一6(a)~(C)。图中横坐标为车辆编号(N)，纵坐标为车钩力(MN)。
图3一6最大车钩力沿车长分布
从图3一6(a)一(c)各组试验曲线中可以看出，在列车紧急制动时，各个制动初速度下最大车钩力沿列车长度方向从前向后逐渐增大，整列车的最大车钩力发生在第50辆车附近，之后最大车钩力又逐渐减小。整列车的最大车钩力随着制动初速度的降低而增大。从图3一6中可以看出计算结果与试验结果符合较好，最大车钩力的变化趋势基本一致，也是从前向后先是逐渐增大到最大，然后又逐渐减小，整列车的最大车钩力也发生在列车的后部，计算结果要比试验结果偏后一点。计算的整列车最大车钩力随着制动初速度的降低而增大。从数值上看，在制动初速度为80，60，40km 小时，计算最大车钩力介于几次试验值之间。
由以上的分析可以看出计算结果与试验结果符合较好。
第4章 列车管折角塞门误关和泄漏的诊断机理
前文分析了列车纵向动力对制动系统会造成不利的影响，会导致制动系统故障。而当列车发生紧急制动时，制动缸的压力上升很快，势必导致列车管的压力的变化。本章从列车管折角塞门误关和泄漏的方面入手，以列车管压力的变化为依据，研究故障显现和机理，设计出完整的故障诊断方案。
4.1 列车管折角塞门误关的严重危害
随着铁路列车重载高速安全运行的发展，列车的制动系统安全显得越发的重要。一旦列车管的折角塞门被误关，将会造成不可估量的损失。如1988年7月1日在某分局发生的重大事故中，死亡4人，重轻伤多人，机车报废4台货车报废23辆。1992年10月21日发生的重大事故，颠覆车辆89辆，机车报废1台，小破2台，直接经济损失高达1500万元，中断行车时间180小时。这两起重大事故的直接导致原因就是列车管折角塞门的非正常关闭。为此，1988年铁道部已将防止塞门关闭所造成的事故列为全路安全重点的项目来攻克，全路许多工厂和科研单位都组织力量来攻克这一难题，提出了多种防止折角塞门误关的方案，并且研制出多种有效的监测装置。这些方案都能达到防止折角塞门误关的目的，但是又有技术上、经济上和管理上的局限性。例如改造折角塞门，造价过高，不便实现; 电空制动技术也仅仅用于新造高级旅客列车上，但是因折角塞门误关造成的重大事故多数都是发生在货车上，因此对防止事故作用不大。目前还没有解决监测列车管折角塞门非常成熟完善的方法，存在着效率低下、受人为因素影响较大等弊端。按规章制度作业，可以作为必要的防范措施，而不能从根本上解决存在的问题。要根本性地解决折角塞门误关，必须对列车管压力实时检测，实时诊断。
4.2 列车管折角塞门误关及泄露的诊断机理
列车折角塞门误关问题一直是列车制动系统中的重点攻克难题，违章作业、人为因素及货物装载是引起折角塞门误关的主要方面。针对以上三个方面，研究应主要从以下几个方面入手:大力整顿站车秩序、改善装载加固、完善司机操纵试验、长大坡道提前准备、停车保压等等。本算法通过分析试验，可以减小疏忽误差，保证结论的精准度，从而实现防止折角塞门误关的目的。
4.2.1 数据分析及选择
列车在运行过程中不可避免的受到周围环境的干扰和影响，也就不可避免的存在列车的突发性强干扰、列车管泄漏及不同的路况所引起的列车管内部气流的浪涌。因此，监测系统所采集的数据中必然存在疏忽误差。这些误差必然与事实不符，对测量的结果是一种歪曲，也会影响司机的判断，所以必须予以剔除。
疏忽误差的判断标准一般以测量次数k 为原则，以占作为判据的方法虽然在许多计算机处理软件中得以应用，但当k 为有限次时，该方法并不适用。若采用有限次测量所使用的student 分布，那么这种与t 和自由度K 有关的判据的获取也存在一些问题，如果置信概率定的过小，可能把正常测量剔除，若定的过大，则异常数据又无法剔除。因此在疏失误差的剔除上，要以实测数据为依据确定符合要求的判据。
由于存在很多干扰因素，监测系统所采集的数据就具有很大的随机性，其特征的讨论往往也只能从统计意义上出发。针对列车管内的压力值，我们为了获取可靠的信息，采用了从数据中提取逼近真值数据的软件算法。由于该软件的滤波具有较强的自适应性，其效果是硬件滤波电路所不能及的。
对于K 次等精度的数据采集，存在系统误差、随机误差和疏忽误差，这些误差的存在都将影响被采集数据的可靠性，为此，在采用剔除m 个数据后的K-- m个数据的算术平均值几作为实测结果
:
这种用有限次测量序列的算术平均值来代替真值又的作法，应用了算术平均值原理。采样次数K 的取值由系统特性决定并遵从Bessel 均方根误差公式:
此式不但说明了用算术平均值代替真值其残余误差的平方和为最小，并且可以看出采样次数K 越大则越小。但几的减小速率比K--m 慢的多，有效采样点数大于10点以后，减小并不明显，因此如果采样次数K 定的过高，不仅失去了等精度测量的条件，而且对减小误差来说贡献也已经不大，因此有效点数K-- m的取值范围可以定在10点左右即可。
4.2.2 误关及泄漏故障诊断方法
由于列车管的总耗气量Q 与减压量AP 、车辆数n 、由泄漏引起的耗气量均为非线性关系，但是相同车辆数时Q 与AP 的关系及同一AP 下Q 与n 的关系可以用实测数据进行分析后拟合出符合测量误差要求的曲线关系。对于，则存在较大的随机性，因此要求检测管压的精度最好高于允许的20kPa 误差。
列车出发前如果能检测到缓解时对应于AP 的Q ，运行中若有折角塞门误关或泄漏，则实测的比Q 小或者大，因此可以通过测流量的方法进行诊断。但考虑到实际情况，测Q 的方案并不可靠，因为在机车列车管处安装射流流量传感器施工上不方便，另外测量Q 值的一致性较差，容易受到其他因素的干扰。相比较而言，制动管中压力尸的测量受各种因素的影响较小且易于获得，因此本系统采用检测管压并结合充气时间判断是否有误关或泄漏故障。 编组已定的列车出车前经过多次试验获取对应于不同减压量时，根据多次试验结果计算出允许的最大充气时间和最少时间，就可以通过实时监测缓解工况时列车管中由某压力升至略低于定压时所用的时间来判断是否发生折角塞门误关故障以及泄漏故障，折角塞门误关及制动系统泄漏故
障诊断流程。
列车管的充风时间是指开车前风压保持某定压，充风到另一定压时所用的时间。对于既定编组的列车，可以利用这一时间和总辆数计算出单辆车从某压力值到另一压力值所用的充风时间。如果列车管某处折角塞门误关，则总风量必然减少，充气时间也相应缩短，由此提出根据充气缓解过程用气量的多少来诊断折角塞门误关故障及制动系统泄漏故障的思想。在实现方法上则根据列车管充风时间的长短来判断是否有折角塞门误关及泄漏故障。
从图4一1中可以看出，列车管压力从500kPa 升至580kPa 时所用的充风时间随车辆数的增多而增加。这说明了根据充风时间来判断是否发生折角塞门误关故障的可行性。同样，如果充气时间大于出车前系统正常时测得的充气时间，则认为系统发生了泄漏故障。
根据车辆制动机的工作原理，在列车常用制动过程中，列车管、副风缸的压力始终趋于一致，故认为缓解过程中制动系统中容积为V 的被充气部分压力与列车管压力相等。如不考虑泄漏的影响，设环境大气压、缓解前列车管压力、充气后列车管压力分别记作
动系统在管压只时的体积记作
两式相减得到: 时体积记作换算成标准大气压下制则有
:
设列车编组辆数为，第
辆车被充气部分的容积为，则辆车总的被充气容积可表示为
: ，代入上式得
:
不考虑泄漏影响，则折算成标准大气压时由机车风源系统向其后各车辆充气量Ql
在数值上就是，为方便讨论设各;
相等，记作得
:
注:这个式子的意义在于将列车管的充气量Ql 用列车管的压力变化值来表示，因为后者易于检测。
(4一6) 式说明列车编组一旦确定，那么用气量仅与制动过程中司机给定的减压量有关; 反之，某次制动司机一旦给定了，则充气缓解的耗气量Ql 也就相应的固定了，这就从理论上证明了通过判断耗风量来判断是否发生误关故障是可行的。
实际上，列车充气缓解过程中不可避免的存在泄漏，设由泄漏引起的耗气量为，推导的表达式前首先要分析制动系统中不同容器所允许的泄漏率。列车无故障缓解时车辆副风缸和列车管系的泄漏是主要的，因此暂不考虑机车泄漏的影响。根据设计要求，车辆分配阀及副风缸允许的泄漏率与列车管允许的泄漏率是不同的，分别记作
仍按等温过程处理，则单位时间内因泄漏引起的耗气量
: ，单位为kpa/min。
仍设各车辆分配阀与副风缸容积之和
相同，且每辆车管路容积也相同。考虑泄漏后，列车缓解总耗气量Q 为
:
式(4一10) 说明考虑泄漏影响后，总的耗气量不仅与编组辆数有关，而且同充气时间也有关。如果发生折角塞门误关闭故障，则被充气车辆数小于n ，耗气量减少;
如果耗气量超出允许范围，则系数
大于正常值，即
中至少有一个超过最大允许泄漏率，即认为发生泄漏故障。这就是诊断列车管折角塞门误关故障和制动系统泄漏故障的理论依据。
结论
论文主要针对国产电力机车制动系统在线监测与制动系统故障诊断，并诊断列车管折角塞门误关故障及列车制动系统泄漏故障。在监测部分本文主要研究了电力机车制动系统的状态信息的获取方法，应用传感器技术、计算机控制技术、现场总线技术和分布式控制技术实现了监测系统的软硬件设计，从实验结果来看，监测系统各部分功能均达到了设计要求，实验数据说明系统的检测精度能够达到5kPa 的分辩精度，可以满足现场压力检测的需要。故障诊断部分主要对电力机车在不同工况时制动系统的故障模式、故障现象及成因、列车管折角塞门误关及制动系统泄漏的诊断机理做了分析研究。
在保障机车安全运行方面，本论文提出数据匹配法对制动系统进行故障诊断的理论方法，并对该方法进行了研究，为实现机车的“状态修”提供了一些理论依据。本文的研究内容具有一定的实际意义，如果能够实时监测机车制动系统的状态并利用监测结果及时诊断出制动系统的故障，不仅可以保证列车的安全运营，提高经济效益，更重要的是为可靠保障乘客生命财产提供了有效的手段。当然系统功能验证方面还存在一些不足，由于条件的限制，不能所有参数均准确测得，本文中所选用的部分数据为经验值，与机车运行时从制动系统中获取的数据必然存在差异，而机车运行中由于强干扰的存在坏值的出现是不可避免的，故坏值的剔除问题必需考虑。由此可见系统应用到实际之前，还有包括现场试验等在内的很多工作要做。这就需要我们不断的努力与探索，在不断的学习的进程中取得应有的成就！
参考文献
(1)饶忠. 列车制动. 中国铁道出版社.1998.
(2)刘豫湘，陆给华DK-1型电空制动机与电力机车空气管路系统.1998.6.
(3)冯志琪治彬于内名却阵“状剖多，，. 铁道运输与经济2002.9.
(4)刘永生. 对车辆实行状态修的看法. 铁道车辆.1994.12.
(5)彭惠民. 车辆的状态修与技术诊断. 铁道车辆.1998.
(6)刘沛. 机车制动故障检测装置的研究. 机车产品开发与创新.2004.7.
(7)韩长虎，傅文森. 防止折角塞门关闭问题浅析. 内燃机车.2001.1.
(8)马大炜. 旅客列车纵向冲动的研究. 铁道车辆.2001.5.