周國偉，董建新，肖珊珊，張 雄，萬書亭

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

0 引言

隨著我國國民經(jīng)濟(jì)的飛速發(fā)展，近些年來電力需求的增長也隨之加快，因此，對于電網(wǎng)供電的可靠性和經(jīng)濟(jì)性提出了更高的要求。斷路器在電力系統(tǒng)中是最為重要的保護(hù)和控制設(shè)備，同樣也是變電站里機(jī)械和電氣動作最為頻繁的設(shè)備[1]。斷路器機(jī)構(gòu)零部件較多，傳動過程相對復(fù)雜，且傳動過程中瞬時沖擊力較大。斷路器的薄弱環(huán)節(jié)容易發(fā)生故障，而薄弱環(huán)節(jié)的故障又容易引起其他零部件受力特性改變，產(chǎn)生連鎖反應(yīng)，造成斷路器受力分配不合理及運(yùn)動特性改變。因此分析斷路器薄弱環(huán)節(jié)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(xiàn)[2]利用參數(shù)化編程，建立了某型高壓斷路器傳動系統(tǒng)的有限元模型，基于顯示動力學(xué)方法，對傳動系統(tǒng)中重要部件在分合閘過程中的變形以及應(yīng)力狀況進(jìn)行了計(jì)算，為傳動系統(tǒng)的進(jìn)一步優(yōu)化奠定了基礎(chǔ)。文獻(xiàn)[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(jī)構(gòu)有限元模型，并且用所建模型進(jìn)行傳動機(jī)構(gòu)運(yùn)動特性的模擬。文獻(xiàn)[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(tài)變化情況、應(yīng)力分布以及應(yīng)力集中情況，分析和說明了軸承破壞的原因。文獻(xiàn)[5-9]應(yīng)用ADAMS（機(jī)械系統(tǒng)動力學(xué)分析軟件）建立了高壓斷路器的虛擬樣機(jī)模型，并對其彈簧操動機(jī)構(gòu)的優(yōu)化與設(shè)計(jì)進(jìn)行了多方面的研究和探討，得到了機(jī)構(gòu)多體動力學(xué)輸出特性。文獻(xiàn)[10，11]應(yīng)用ANSYS（有限元分析軟件）對高壓斷路器的殼體進(jìn)行了有限元建模和應(yīng)力分析，得到了操作機(jī)構(gòu)應(yīng)力分布狀態(tài)，評估了殼體強(qiáng)度。

本文針對CT14型高壓斷路器彈簧操動機(jī)構(gòu)系統(tǒng)中薄弱環(huán)節(jié)處的常見故障進(jìn)行仿真，選用LS-DYNA（通用顯式動力分析程序）軟件作為應(yīng)力分析計(jì)算工具，通過HyperMesh（有限元網(wǎng)格劃分軟件）對其進(jìn)行網(wǎng)格劃分以及定義材料、屬性、接觸、載荷等的建立，進(jìn)行機(jī)構(gòu)整體應(yīng)力計(jì)算。分析了在故障條件下高壓斷路器彈簧操作機(jī)構(gòu)各敏感單元受故障影響的應(yīng)力變化情況，并結(jié)合實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證所建模型及分析結(jié)果的準(zhǔn)確性。分析結(jié)果對CT14型高壓斷路器彈簧操動機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)及監(jiān)控維護(hù)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(jī)構(gòu)是由儲能系統(tǒng)和分合閘驅(qū)動系統(tǒng)兩部分組成，整體結(jié)構(gòu)采用左、中、右3層夾板的形式，結(jié)構(gòu)如圖1（a）所示。其中棘輪和驅(qū)動塊等零部件分布在機(jī)構(gòu)的左、中側(cè)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(cè)夾板之間；輔助開關(guān)、計(jì)數(shù)器和手動分、合閘按鈕等分別布置在機(jī)構(gòu)的上、中部；儲能電機(jī)、加熱器等布置在機(jī)構(gòu)的下方；儲能彈簧分別布置在左、右側(cè)板的外側(cè)。圖1（b）包括兩部分主要機(jī)構(gòu)，1為棘輪儲能裝置，儲能電機(jī)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(zhuǎn)，儲能軸兩端連接儲能彈簧，在儲能軸轉(zhuǎn)動過程中，彈簧拉緊從而完成儲能；2為凸輪連桿機(jī)構(gòu)，通過其運(yùn)動，完成分閘、合閘過程，其結(jié)構(gòu)件較多，且運(yùn)動過程及受力情況相對復(fù)雜，故障率較高。凸輪連桿機(jī)構(gòu)工作原理圖如圖2所示。

圖1 CT14型斷路器彈簧操動機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)

圖2 凸輪-連桿機(jī)構(gòu)工作原理

將CT14型高壓斷路器彈簧操動機(jī)構(gòu)的Pro/E實(shí)體模型導(dǎo)入HyperMesh軟件并進(jìn)行幾何清理和模型簡化，如圖3所示，對CT14型彈簧操動機(jī)構(gòu)各零部件劃分網(wǎng)格時：板殼類零件采用2D的混合（填補(bǔ)四邊形和填補(bǔ)三邊形）單元網(wǎng)格進(jìn)行劃分，網(wǎng)格大小取4.0；軸、桿、彈簧及外形復(fù)雜的零件采用3D的線性軟件網(wǎng)格進(jìn)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(zhuǎn)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(wǎng)格進(jìn)行接觸設(shè)置。

圖3 CT14斷路器彈簧操動機(jī)構(gòu)有限元模型

相關(guān)材料參數(shù)如表1所示[12-13]。

表1 斷路器主要零件材料參數(shù)

對圖3的有限元模型添加約束，該斷路器的合閘驅(qū)動力由分裝于兩側(cè)的合閘彈簧組提供，每側(cè)2根大彈簧，每根大彈簧又內(nèi)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(cè)由3根大彈簧提供合閘驅(qū)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(cè)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(chǎn)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(jù)斷路器的相關(guān)參數(shù)[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(wěn)定的，只有當(dāng)時間步小于臨界時間步時才穩(wěn)定。臨界時間步長由LS-DYNA軟件自動計(jì)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(jī)構(gòu)敏感單元應(yīng)力分布研究

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

圖4 銷軸斷裂故障下機(jī)構(gòu)有限元模型

2.1.1 拐臂的應(yīng)力分布

故障狀態(tài)下兩側(cè)拐臂的應(yīng)力分布見圖5（b），與正常狀態(tài)下的拐臂應(yīng)力分布圖5（a）對比可知，故障狀態(tài)下拐臂的最大應(yīng)力σmax=2.856×10-1GPa，比正常狀態(tài)下的最大應(yīng)力σmax=1.802×10-1GPa有所增高，大大超過了材料（Q235A）的屈服強(qiáng)度σmax=235 MPa，在此故障下，拐臂極易出現(xiàn)應(yīng)力集中的現(xiàn)象并且會對拐臂造成不可逆的損害。拐臂內(nèi)側(cè)最大瞬態(tài)拉應(yīng)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(shí)際中應(yīng)加強(qiáng)對其工作狀態(tài)的監(jiān)測。

2.1.2 傳動桿的應(yīng)力分布

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

2.2 轉(zhuǎn)動副卡滯故障下彈簧操作機(jī)構(gòu)敏感單元應(yīng)力分布研究

2.2.1 滾輪和凸輪的應(yīng)力分析

轉(zhuǎn)動副卡滯狀態(tài)下的有限元模型見圖7。

圖5 拐臂的應(yīng)力分布

圖6 傳動桿應(yīng)力分布

圖7 轉(zhuǎn)動副卡滯狀態(tài)下的有限元模型

當(dāng)高壓斷路器彈簧操作機(jī)構(gòu)出現(xiàn)轉(zhuǎn)動副卡滯故障時，會造成機(jī)構(gòu)的運(yùn)動不能正常實(shí)現(xiàn)，分合閘動作無法正常完成。通過凸輪與滾輪的碰撞應(yīng)力分布（見圖8、9）可以看出，故障狀態(tài)下的凸輪與滾輪的應(yīng)力分布和正常狀態(tài)下相差不大，均略有減小。

圖8 滾輪應(yīng)力分析

圖9 凸輪應(yīng)力分析

2.2.2 傳動機(jī)構(gòu)的應(yīng)力分析

如圖10所示，故障狀態(tài)下傳動桿的應(yīng)力分布與正常狀態(tài)相比變化明顯，故障狀態(tài)下的最大應(yīng)力值，相比正常狀態(tài)下的最大應(yīng)力值大幅度增加，超出了材料（45鋼）的抗拉強(qiáng)度[σb]?？梢?，轉(zhuǎn)動副卡滯帶來的影響并不僅僅是運(yùn)動不能實(shí)現(xiàn)，它可使某些部位的零件應(yīng)力大幅提高，甚至達(dá)到破壞的程度。

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

圖10 傳動桿應(yīng)力分析

圖11 拐臂的應(yīng)力分布

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

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

圖12 彎板的應(yīng)力分布

圖13 扇形板的應(yīng)力分布

通過以上的分析可以發(fā)現(xiàn)，由于機(jī)構(gòu)中轉(zhuǎn)動副出現(xiàn)了卡滯的現(xiàn)象，使得整個機(jī)構(gòu)的應(yīng)力分布發(fā)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(shí)現(xiàn)。

2.2.3 分閘彈簧的應(yīng)力分析

當(dāng)轉(zhuǎn)動副出現(xiàn)卡滯現(xiàn)象的時候，整個機(jī)構(gòu)無法實(shí)現(xiàn)合閘動作，同時分閘彈簧也就無法進(jìn)行儲能操作。如圖14所示，故障狀態(tài)下的合閘彈簧應(yīng)力最大值僅為σmax=3.553×10-1GPa，相比于正常狀態(tài)下的最大應(yīng)力值σmax=1.124 GPa有明顯下降，嚴(yán)重影響了分閘彈簧的儲能情況。因此，機(jī)構(gòu)的轉(zhuǎn)動副一定要保證潤滑，避免出現(xiàn)卡滯現(xiàn)象，從而保證機(jī)構(gòu)的正常運(yùn)行。

3 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

CT14型高壓斷路器彈簧操作機(jī)構(gòu)是以機(jī)械結(jié)構(gòu)來進(jìn)行力與能量的傳遞，以便實(shí)現(xiàn)斷路器的分合閘操作。一旦轉(zhuǎn)動副出現(xiàn)卡滯現(xiàn)象和銷軸斷裂就會造成機(jī)構(gòu)運(yùn)動不能正常實(shí)現(xiàn)，斷路器的分合動作不能完成。此次轉(zhuǎn)動副卡滯實(shí)驗(yàn)是以人為操作來固定傳動桿與拐臂，以便形成轉(zhuǎn)動副卡滯狀態(tài)，故障模擬如圖15所示；銷軸斷裂實(shí)驗(yàn)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(yīng)力分布

圖15 轉(zhuǎn)動副卡滯故障實(shí)驗(yàn)

圖16 銷軸斷裂故障實(shí)驗(yàn)

由于在實(shí)驗(yàn)過程中所測數(shù)據(jù)為操作機(jī)構(gòu)裝配完畢之后才進(jìn)行應(yīng)變片的粘貼，沒有考慮到零部件由于安裝過程產(chǎn)生的初應(yīng)力，而在仿真過程中，整個應(yīng)力值是從0開始變化。因此，為了消除初應(yīng)力對誤差分析的影響，采用應(yīng)力變化率Ea來進(jìn)行誤差分析：

式中：F1為故障狀態(tài)下的仿真應(yīng)力；F2為正常狀態(tài)下的仿真應(yīng)力；S1為故障狀態(tài)下的實(shí)驗(yàn)應(yīng)力值均值；S2為正常狀態(tài)下的實(shí)驗(yàn)應(yīng)力值均值。

對高壓斷路器在正常狀態(tài)和兩種故障狀態(tài)下進(jìn)行應(yīng)力采集，經(jīng)多次采集實(shí)驗(yàn)，剔除異常數(shù)據(jù)，最終獲得的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)對比結(jié)果如表2和表3所示。

表2 轉(zhuǎn)動副卡滯故障仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對比

表3 銷軸斷裂故障仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對比

根據(jù)實(shí)驗(yàn)結(jié)果可以看出，在轉(zhuǎn)動副卡滯的故障狀態(tài)下，各個關(guān)鍵零部件測量點(diǎn)的應(yīng)力值均有所變化，相對于正常狀態(tài)，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(tài)與故障狀態(tài)相比來說則差別不大。反觀傳動桿以及拐臂來說，故障狀態(tài)下的應(yīng)力值相對于正常狀態(tài)來說都有了明顯的提高，其中傳動桿在故障狀態(tài)下的最大應(yīng)力值為σmax=854.2 MPa，遠(yuǎn)遠(yuǎn)超出了材料（45鋼）的抗拉強(qiáng)度[σb]=600 MPa。并且該故障下傳動桿極易發(fā)生損壞?？梢?，在該故障下，整個機(jī)構(gòu)的應(yīng)力狀況普遍惡化，尤以傳動桿的應(yīng)力最為惡劣?？梢?，轉(zhuǎn)動副卡滯帶來的影響并不僅僅是運(yùn)動不能實(shí)現(xiàn)，它可使某些部位的零件應(yīng)力大幅提高，甚至達(dá)到破壞的程度。因此，機(jī)構(gòu)的轉(zhuǎn)動副一定要保證潤滑，避免卡滯，防止造成機(jī)構(gòu)的破壞[15]。

從表3中可以看出，銷軸斷裂故障狀態(tài)下，拐臂的應(yīng)力狀態(tài)變化較大，最大應(yīng)力超過了材料（Q235A）屈服強(qiáng)度σmax=235 MPa，容易發(fā)生拐臂變形等危害。傳動桿的應(yīng)力也出現(xiàn)明顯變化，相對于正常應(yīng)力提高了22.2%，應(yīng)力分布出現(xiàn)了一定程度的惡化?？梢姡摴收舷聦毡鄣挠绊戄^大，在機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)過程中應(yīng)保證結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，避免發(fā)生斷裂故障。

4 結(jié)語

本文針對CT14型高壓斷路器彈簧操作機(jī)構(gòu)的常見故障進(jìn)行了仿真及實(shí)驗(yàn)，得到故障發(fā)生時典型零部件受故障影響的應(yīng)力分布情況；結(jié)合實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證所建模型及模擬分析的準(zhǔn)確性。得到了不同故障下機(jī)構(gòu)的應(yīng)力值，并對相應(yīng)的故障進(jìn)行了仿真和實(shí)驗(yàn)的誤差分析。結(jié)果表明：

（1）傳動桿銷軸斷裂導(dǎo)致了彈簧操作機(jī)構(gòu)各部位的應(yīng)力分布出現(xiàn)不同程度的惡化現(xiàn)象，其中傳動桿的應(yīng)力分布主要集中在右側(cè)，極易出現(xiàn)疲勞失效，造成了傳動桿的受力不均和局部增大，危害到機(jī)構(gòu)的安全運(yùn)行。

（2）當(dāng)高壓斷路器彈簧操作機(jī)構(gòu)出現(xiàn)轉(zhuǎn)動副卡滯故障時，傳動桿、拐臂、彎板、扇形板應(yīng)力分布均有變化，由于機(jī)構(gòu)中轉(zhuǎn)動副出現(xiàn)了卡滯的現(xiàn)象，使得整個機(jī)構(gòu)的應(yīng)力分布發(fā)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。