高壓斷路器彈簧操動機構典型故障應力分析

周國偉，董建新，肖珊珊，張 雄，萬書亭

（1.國網浙江省電力有限公司檢修分公司，杭州 311232；2.華北電力大學機械工程系，河北 保定 071003）

0 引言

隨著我國國民經濟的飛速發展，近些年來電力需求的增長也隨之加快，因此，對于電網供電的可靠性和經濟性提出了更高的要求。斷路器在電力系統中是最為重要的保護和控制設備，同樣也是變電站里機械和電氣動作最為頻繁的設備[1]。斷路器機構零部件較多，傳動過程相對復雜，且傳動過程中瞬時沖擊力較大。斷路器的薄弱環節容易發生故障，而薄弱環節的故障又容易引起其他零部件受力特性改變，產生連鎖反應，造成斷路器受力分配不合理及運動特性改變。因此分析斷路器薄弱環節的故障特性，及故障下典型零件的受力改變情況，具有重要意義。

文獻[2]利用參數化編程，建立了某型高壓斷路器傳動系統的有限元模型，基于顯示動力學方法，對傳動系統中重要部件在分合閘過程中的變形以及應力狀況進行了計算，為傳動系統的進一步優化奠定了基礎。文獻[3]通過引入修正的庫倫摩擦法則，建立在沖擊載荷作用下含間隙的連桿傳動機構有限元模型，并且用所建模型進行傳動機構運動特性的模擬。文獻[4]用有限元方法分析了凸輪和軸承在碰撞過程中接觸力的瞬態變化情況、應力分布以及應力集中情況，分析和說明了軸承破壞的原因。文獻[5-9]應用ADAMS（機械系統動力學分析軟件）建立了高壓斷路器的虛擬樣機模型，并對其彈簧操動機構的優化與設計進行了多方面的研究和探討，得到了機構多體動力學輸出特性。文獻[10，11]應用ANSYS（有限元分析軟件）對高壓斷路器的殼體進行了有限元建模和應力分析，得到了操作機構應力分布狀態，評估了殼體強度。

本文針對CT14型高壓斷路器彈簧操動機構系統中薄弱環節處的常見故障進行仿真，選用LS-DYNA（通用顯式動力分析程序）軟件作為應力分析計算工具，通過HyperMesh（有限元網格劃分軟件）對其進行網格劃分以及定義材料、屬性、接觸、載荷等的建立，進行機構整體應力計算。分析了在故障條件下高壓斷路器彈簧操作機構各敏感單元受故障影響的應力變化情況，并結合實驗驗證所建模型及分析結果的準確性。分析結果對CT14型高壓斷路器彈簧操動機構的優化設計及監控維護具有重要的參考價值。

1 CT14型高壓斷路器有限元建模

CT14型高壓斷路器彈簧操作機構是由儲能系統和分合閘驅動系統兩部分組成，整體結構采用左、中、右3層夾板的形式，結構如圖1（a）所示。其中棘輪和驅動塊等零部件分布在機構的左、中側夾板之間；凸輪、扇形板、檔桿、合閘電磁鐵、傳動桿、油緩沖器等零部件分布在右、中側夾板之間；輔助開關、計數器和手動分、合閘按鈕等分別布置在機構的上、中部；儲能電機、加熱器等布置在機構的下方；儲能彈簧分別布置在左、右側板的外側。圖1（b）包括兩部分主要機構，1為棘輪儲能裝置，儲能電機帶動棘爪波動，從而使棘輪帶動儲能軸整體以一定角度旋轉，儲能軸兩端連接儲能彈簧，在儲能軸轉動過程中，彈簧拉緊從而完成儲能；2為凸輪連桿機構，通過其運動，完成分閘、合閘過程，其結構件較多，且運動過程及受力情況相對復雜，故障率較高。凸輪連桿機構工作原理圖如圖2所示。

圖1 CT14型斷路器彈簧操動機構結構

圖2 凸輪-連桿機構工作原理

將CT14型高壓斷路器彈簧操動機構的Pro/E實體模型導入HyperMesh軟件并進行幾何清理和模型簡化，如圖3所示，對CT14型彈簧操動機構各零部件劃分網格時：板殼類零件采用2D的混合（填補四邊形和填補三邊形）單元網格進行劃分，網格大小取4.0；軸、桿、彈簧及外形復雜的零件采用3D的線性軟件網格進行劃分；固定連接采用1D的剛性元單元建立，鉸鏈連接采用1D的梁單元建立并約束其自由度僅可轉動；對于凸輪與滾輪之間和扇形板與擋桿之間的接觸，通過接觸面對其接觸表面的2D網格進行接觸設置。

圖3 CT14斷路器彈簧操動機構有限元模型

相關材料參數如表1所示[12-13]。

表1 斷路器主要零件材料參數

對圖3的有限元模型添加約束，該斷路器的合閘驅動力由分裝于兩側的合閘彈簧組提供，每側2根大彈簧，每根大彈簧又內嵌1根小彈簧，共8根彈簧，為簡化模型，將2根小彈簧等效為1根大彈簧，即每側由3根大彈簧提供合閘驅動力。斷路器彈簧儲能完畢后，彈簧伸長量為120 mm，拉力不低于4.554 kN。因此HyperMesh軟件中兩側彈簧初始載荷為4.554×3=13.662 kN[12]。

合閘時斷路器要迅速動作，動、靜觸頭之間會產生一個電動力，這個電動力由兩部分組成：洛倫茲力和霍爾姆力。本文根據斷路器的相關參數[13]，電動力取值為FD=725 N。

由于LS-DYNA軟件采用的顯式中心差分法是有條件穩定的，只有當時間步小于臨界時間步時才穩定。臨界時間步長由LS-DYNA軟件自動計算，它依賴于單元長度和材料特性[14]。

2 典型故障模擬

2.1 傳動桿銷軸一端斷裂故障下彈簧操作機構敏感單元應力分布研究

如圖4所示，由于傳動桿銷軸一端斷裂，則該側拐臂將不再受力，致使另一側拐臂受力惡化。

圖4 銷軸斷裂故障下機構有限元模型

2.1.1 拐臂的應力分布

故障狀態下兩側拐臂的應力分布見圖5（b），與正常狀態下的拐臂應力分布圖5（a）對比可知，故障狀態下拐臂的最大應力σmax=2.856×10-1GPa，比正常狀態下的最大應力σmax=1.802×10-1GPa有所增高，大大超過了材料（Q235A）的屈服強度σmax=235 MPa，在此故障下，拐臂極易出現應力集中的現象并且會對拐臂造成不可逆的損害。拐臂內側最大瞬態拉應力為σmax=2.447×10-1GPa，接近或超過了材料（Q235A）的屈服極限σmax=235 MPa，屬于危險部位，實際中應加強對其工作狀態的監測。

2.1.2 傳動桿的應力分布

傳動桿應力分布如圖6所示，兩圖對比可知，正常狀態下，拐臂在14 ms左右受力達到最大值，明顯遲緩于故障狀態，并且故障狀態下的最大應力明顯高于正常狀態。傳動桿銷軸斷裂導致了彈簧操作機構各部位的應力分布出現不同程度的惡化，其中傳動桿的應力分布主要集中在右側，極易出現疲勞失效，造成了傳動桿的受力不均和局部增大，危害到機構的安全運行。

2.2 轉動副卡滯故障下彈簧操作機構敏感單元應力分布研究

2.2.1 滾輪和凸輪的應力分析

轉動副卡滯狀態下的有限元模型見圖7。

圖5 拐臂的應力分布

圖6 傳動桿應力分布

圖7 轉動副卡滯狀態下的有限元模型

當高壓斷路器彈簧操作機構出現轉動副卡滯故障時，會造成機構的運動不能正常實現，分合閘動作無法正常完成。通過凸輪與滾輪的碰撞應力分布（見圖8、9）可以看出，故障狀態下的凸輪與滾輪的應力分布和正常狀態下相差不大，均略有減小。

圖8 滾輪應力分析

圖9 凸輪應力分析

2.2.2 傳動機構的應力分析

如圖10所示，故障狀態下傳動桿的應力分布與正常狀態相比變化明顯，故障狀態下的最大應力值，相比正常狀態下的最大應力值大幅度增加，超出了材料（45鋼）的抗拉強度[σb]。可見，轉動副卡滯帶來的影響并不僅僅是運動不能實現，它可使某些部位的零件應力大幅提高，甚至達到破壞的程度。

如圖11所示的拐臂應力分布圖，很明顯在轉動副卡滯的故障狀態下，拐臂應力相比于正常狀態下的應力分布出現了明顯的應力集中現象，在故障狀態下拐臂的最大應力值為σmax=2.703×10-1GPa，而正常狀態下的最大應力值為σmax=1.802×10-1GPa，雖然沒有超出材料（45鋼）的抗拉強度600 MPa，可是在轉動副卡滯的狀態下，拐臂應力集中現象顯著，容易產生拐臂變形、裂紋甚至是斷裂的現象。

圖10 傳動桿應力分析

圖11 拐臂的應力分布

圖12為彎板的應力分布，在轉動副卡滯的狀態下，彎板的應力相比于正常狀態下的應力分布略有減小，但變化并不明顯。因此可以看出，轉動副卡滯的故障對彎板并無影響。

如圖13所示，在轉動副卡滯的故障下，扇形板在故障狀態下的應力最大值為σmax=2.506×10-1GPa，正常狀態下扇形板的應力最大值為σmax=3.162×10-1GPa。由此可見轉動副卡滯故障狀態下扇形板的應力最大值相比于正常狀態有了明顯的下降。

圖12 彎板的應力分布

圖13 扇形板的應力分布

通過以上的分析可以發現，由于機構中轉動副出現了卡滯的現象，使得整個機構的應力分布發生較大變化，使得各個零部件之間無法做到有效的能量傳遞，因此合閘操作也就無法得以實現。

2.2.3 分閘彈簧的應力分析

當轉動副出現卡滯現象的時候，整個機構無法實現合閘動作，同時分閘彈簧也就無法進行儲能操作。如圖14所示，故障狀態下的合閘彈簧應力最大值僅為σmax=3.553×10-1GPa，相比于正常狀態下的最大應力值σmax=1.124 GPa有明顯下降，嚴重影響了分閘彈簧的儲能情況。因此，機構的轉動副一定要保證潤滑，避免出現卡滯現象，從而保證機構的正常運行。

3 實驗驗證

CT14型高壓斷路器彈簧操作機構是以機械結構來進行力與能量的傳遞，以便實現斷路器的分合閘操作。一旦轉動副出現卡滯現象和銷軸斷裂就會造成機構運動不能正常實現，斷路器的分合動作不能完成。此次轉動副卡滯實驗是以人為操作來固定傳動桿與拐臂，以便形成轉動副卡滯狀態，故障模擬如圖15所示；銷軸斷裂實驗是利用車床對銷軸車削一個深槽并裝配回去來完成的，故障模擬如圖16所示。

圖14 分閘彈簧應力分布

圖15 轉動副卡滯故障實驗

圖16 銷軸斷裂故障實驗

由于在實驗過程中所測數據為操作機構裝配完畢之后才進行應變片的粘貼，沒有考慮到零部件由于安裝過程產生的初應力，而在仿真過程中，整個應力值是從0開始變化。因此，為了消除初應力對誤差分析的影響，采用應力變化率Ea來進行誤差分析：

式中：F1為故障狀態下的仿真應力；F2為正常狀態下的仿真應力；S1為故障狀態下的實驗應力值均值；S2為正常狀態下的實驗應力值均值。

對高壓斷路器在正常狀態和兩種故障狀態下進行應力采集，經多次采集實驗，剔除異常數據，最終獲得的實驗數據與仿真實驗數據對比結果如表2和表3所示。

表2 轉動副卡滯故障仿真與實驗結果對比

表3 銷軸斷裂故障仿真與實驗結果對比

根據實驗結果可以看出，在轉動副卡滯的故障狀態下，各個關鍵零部件測量點的應力值均有所變化，相對于正常狀態，扇形板下降了20.5%左右，分閘彈簧下降了72.3%左右，而彎板的正常狀態與故障狀態相比來說則差別不大。反觀傳動桿以及拐臂來說，故障狀態下的應力值相對于正常狀態來說都有了明顯的提高，其中傳動桿在故障狀態下的最大應力值為σmax=854.2 MPa，遠遠超出了材料（45鋼）的抗拉強度[σb]=600 MPa。并且該故障下傳動桿極易發生損壞。可見，在該故障下，整個機構的應力狀況普遍惡化，尤以傳動桿的應力最為惡劣。可見，轉動副卡滯帶來的影響并不僅僅是運動不能實現，它可使某些部位的零件應力大幅提高，甚至達到破壞的程度。因此，機構的轉動副一定要保證潤滑，避免卡滯，防止造成機構的破壞[15]。

從表3中可以看出，銷軸斷裂故障狀態下，拐臂的應力狀態變化較大，最大應力超過了材料（Q235A）屈服強度σmax=235 MPa，容易發生拐臂變形等危害。傳動桿的應力也出現明顯變化，相對于正常應力提高了22.2%，應力分布出現了一定程度的惡化。可見，該故障下對拐臂的影響較大，在機構設計過程中應保證結構強度，避免發生斷裂故障。

4 結語

本文針對CT14型高壓斷路器彈簧操作機構的常見故障進行了仿真及實驗，得到故障發生時典型零部件受故障影響的應力分布情況；結合實驗驗證所建模型及模擬分析的準確性。得到了不同故障下機構的應力值，并對相應的故障進行了仿真和實驗的誤差分析。結果表明：

（1）傳動桿銷軸斷裂導致了彈簧操作機構各部位的應力分布出現不同程度的惡化現象，其中傳動桿的應力分布主要集中在右側，極易出現疲勞失效，造成了傳動桿的受力不均和局部增大，危害到機構的安全運行。

（2）當高壓斷路器彈簧操作機構出現轉動副卡滯故障時，傳動桿、拐臂、彎板、扇形板應力分布均有變化，由于機構中轉動副出現了卡滯的現象，使得整個機構的應力分布發生較大變化，各個零部件之間無法做到有效的能量傳遞，因此合閘動作無法正常完成。