韓 義，丁兆帥

(1. 沈陽工學院，遼寧 沈陽 113122；2. 新東北電氣集團高壓開關有限公司，遼寧 沈陽 110025)

高壓斷路器作為高壓開關的核心部件，在高壓開關的“分”、“合”過程中發(fā)揮著關鍵的作用。高壓斷路器分為兩部分：一個是電氣部分，包括高壓對地、斷口間、相間絕緣部分；另一個是機械部分，包括操動機構和傳動機構部分。高壓斷路器的運行可靠性既取決于電氣部分的開合及絕緣性能，也取決于機械部分的可靠性，即傳動機構機械性能的可靠性。機械可靠性是電氣可靠性的保證[1-5]。

基于上述條件，高壓斷路器在試制樣機期間，需對傳動機構進行10 000次的機械開斷試驗，以此驗證傳動機構中各部件的機械強度可靠性[6-7]。為提高傳動機構的可靠性，在設計初期可利用CAE仿真技術對傳動機構各部件的機械強度進行計算，然后根據各部件的計算結果與材料的許用強度進行對比，對于強度薄弱的部件進行結構優(yōu)化，改善部件的強度，進而提高傳動機構的可靠性。利用有限元仿真軟件ANSYS Workbench的剛體動力學和瞬態(tài)動力學仿真分析模塊，對某電壓等級的高壓斷路器傳動機構的分閘過程進行仿真計算(由文獻[8]可知，分閘過程對傳動機構強度的考核更嚴格)，得到傳動機構各部件在運動過程中瞬態(tài)時間-應力變化曲線，最后根據仿真結果制成了高壓斷路器傳動機構樣機，并進行了機械操作特性試驗，試驗結果對仿真計算結果進行了驗證。

1 理論分析

某高壓斷路器傳動機構主要由操動機構、傳動連桿、拐臂、支座、主拉桿、絕緣拉桿、觸頭等部件組成，圖1為該高壓斷路器傳動機構結構示意圖。操動機構為主動件，通過連桿Ⅱ與拐臂連接，提供主動力。由連桿Ⅰ及主拉桿帶動絕緣拉桿和動觸頭實現(xiàn)分合閘操作。

圖1 某高壓斷路器傳動機構結構

由于傳動機構的運動過程具有非線性動力學特點，所以拐臂的旋轉角度與動觸頭的運動行程之間具有非線性的一一對應關系，即在斷路器分閘過程中，由觸頭的行程-時間曲線已知，通過拐臂轉角與動觸頭行程的對應關系，可求解出拐臂的轉角-時間曲線；接下來對拐臂的轉角-時間曲線進行微分，即可求解出拐臂角速度-時間曲線。利用該理論，可以求出在預定的觸頭分閘行程-時間曲線下，拐臂的運動特性曲線[9-10]。

本次分析建立了從操動機構輸出連桿Ⅱ到動觸頭之間傳動鏈的實體模型，首先假設模型中各傳動部件均為剛性體，利用ANSYS Workbench剛體運動學分析模塊對動觸頭加載預定的行程-時間曲線[11 -12]，得出拐臂的角速度-時間曲線，以此作為已知條件，再利用ANSYS Workbench瞬態(tài)動力學分析模塊對拐臂施加角速度-時間曲線載荷，實現(xiàn)操動機構的動態(tài)仿真，從而得出在分閘過程中傳動機構中各部件的時間-應力分布情況。其計算流程如圖2所示。

圖2 傳動機構計算流程

本文對觸頭行程與拐臂轉角作統(tǒng)一規(guī)定：分閘時拐臂轉角從0°到45°，觸頭行程從120 mm至0 mm，分閘時間為43 ms。圖3為開關動觸頭分閘時間-行程曲線(已知)，通過ANSYS Workbench瞬態(tài)動力學，可計算出開關動觸頭分閘行程曲線對應的拐臂時間-角速度曲線，如圖4所示。

圖3 動觸頭分閘時間-行程曲線

圖4 拐臂分閘時間-角速度曲線

2 高壓斷路器傳動機構的動態(tài)仿真模型及參數

2.1 傳動機構的仿真模型

通過以上分析，建立了高壓斷路器傳動機構的三維實體仿真模型，具體形式如圖5所示。由于重點考察強度的對象為拐臂、連桿等部件，所以在模型中，主拉桿以下的各傳動部件，包括絕緣拉桿及動觸頭之間的傳動部件采用等效配重處理，以節(jié)省計算時間。

圖5 高壓斷路器傳動機構三維等效仿真模型

2.2 模型的材料參數

傳動機構仿真模型中各部件的材料參數，如表1所示[13]。

表1 各部件材料參數

3 高壓斷路器傳動機構動力學仿真分析

3.1 傳動機構運動關節(jié)的建立

當仿真模型建立完成后，需要在剛體運動學及瞬態(tài)動力學仿真模塊中建立各構件之間的運動關節(jié)(Joints)，這樣才能使整個傳動機構產生運動。在運動仿真分析中，運動關節(jié)的選取是否合理，決定了計算過程能否順利進行，以及計算結果是否可靠，因此，當各構件間的運動關節(jié)建立完成后，需根據傳動機構的自由度以及軟件自身對冗余約束的分析結果，調整運動關節(jié)的連接方式，以消除冗余約束[14-16]。

在圖5的傳動機構的模型中，各運動關節(jié)的約束連接方式為JointA、JointB、JointC1、JointC2、JointD、JointE均采用Revolute連接；JointF采用Cylindrical連接；JointG采用Translational連接。

3.2 仿真分析設置

傳動機構的運動關節(jié)建立完畢后，需要設置合適的仿真分析時間和環(huán)境，使得機構可以按照實際運行的工況進行運動。本文設置的仿真時間為0.043 s，最小時間步長為0.01 s，最大時間步長為0.05 s。

在拐臂和支座Revolute關節(jié)上施加Joint Loads，即施加圖4中的拐臂分閘時間-角速度曲線。

3.3 傳動機構動力學仿真及結果

3.3.1 傳動機構的運動方程

在理論建模方法的基礎上，利用ANSYS Workbench軟件對斷路器傳動機構進行瞬態(tài)動力學仿真計算。利用有限元理論中的節(jié)點坐標法建立傳動機構的運動方程，推導出傳動機構單元彈性力的解析表達式。

Mq+Kq+Cλ=QF+QV

(1)

C(q，t)=0

(2)

式中：M、K、q、C、λ分別為系統(tǒng)的廣義質量矩陣、剛度矩陣、約束方程組、廣義坐標向量、阻尼矩陣、拉格朗日乘子以及作用在系統(tǒng)上的廣義外力及外力矩；QF、QV分別為系統(tǒng)的廣義力向量和科氏慣性力向量。

3.3.2 操動機構整體及各部件應力曲線及云圖

通過ANSYS Workbench軟件對該傳動機構進行強度計算，得出傳動機構在分閘過程中，其整體應力最大值隨時間變化曲線如圖6(a)所示，由曲線可知，當時間達到0.197 s時，傳動機構出現(xiàn)最大應力，且最大應力出現(xiàn)在連桿Ⅰ上，其值為248.51 MPa。應力最大時刻的等效應力云圖。如圖6(b)所示。

(a)傳動機構整體應力最值特性曲線

(b)傳動機構整體最大時刻應力分布云圖圖6 傳動機構整體應力特性

由于傳動機構整體的可靠性是由各部件的強度可靠性來保證的，所以考核傳動機構各部件的強度是關鍵。傳動機構各部件的應力隨時間變化曲線，及應力最大時刻的應力云圖，詳細情況如下。

a.拐臂

經計算，斷路器操動機構在分閘過程中，拐臂應力最大值隨時間變化曲線如圖7(a)所示，由曲線可知，當時間達到0.2 s時，拐臂出現(xiàn)最大應力，其值為181 MPa。應力最大時刻的等效應力云如圖7(b)所示。從圖7中可知，拐臂應力較大的位置出現(xiàn)在拐臂根部附近區(qū)域，其原因主要是由于連桿Ⅰ的拉力在拐臂上產生的彎矩作用在拐臂的根部較大。

b.連桿Ⅰ

經計算，斷路器操動機構在分閘過程中，連桿Ⅰ應力最大值隨時間變化曲線如圖8(a)所示，由圖8可知，當時間達到0.197 s時，連桿Ⅰ出現(xiàn)最大應力，其值為248.51 MPa。應力最大時刻的等效應力云如圖8(b)所示。

(a)拐臂應力最值特性曲線

(b)拐臂最大時刻應力分布云圖圖7 拐臂應力特性

(a)連桿Ⅰ應力最值特性曲線

(b)連桿Ⅰ最大時刻應力分布云圖圖8 連桿Ⅰ應力特性

c.連桿Ⅱ

經計算，斷路器操動機構在分閘過程中，連桿Ⅱ應力最大值隨時間變化曲線如圖9(a)所示，由圖9可知，當時間達到0.196 s時，連桿Ⅱ出現(xiàn)最大應力，其值為169.26 MPa。應力最大時刻的等效應力云如圖9(b)所示。

(a)連桿Ⅱ應力最值特性曲線

(b)連桿Ⅱ最大時刻應力分布云圖圖9 連桿Ⅱ應力特性

d.支座

經計算，斷路器操動機構在分閘過程中，支座應力最大值隨時間變化曲線如圖10(a)所示，由圖10可知，當時間達到0.2 s時，支座出現(xiàn)最大應力，其值為162.94 MPa。應力最大時刻的等效應力云如圖10(b)所示。從圖10中可知，支座應力較大的位置出現(xiàn)在支座根部附近區(qū)域，主要是由于連桿Ⅰ作用在拐臂上的作用力在支座上產生的彎矩作用在支座的根部較大所造成的。因此對支座結構除了根部寬度尺寸增大外，對支座根部焊接時，焊接質量需要有較好的保證。

3.3.3 操動機構各部件強度安全裕度

通過對上述傳動機構在分閘過程中各部件應力特性曲線進行分析，得出操動機構各部件最大時刻應力值，以及最大時刻應力值相對各部件選用材料的許用強度的安全裕度，詳細結論如表2所示。

表2 各部件機械性能

(a)支座應力最值特性曲線

(b)支座最大時刻應力分布云圖圖10 支座應力特性

4 機械壽命試驗

根據上述仿真計算模型生產了斷路器傳動機構的試驗樣機，如圖11所示。該樣機在試驗車間內進行機械壽命試驗，順利完成了11 215次的機械開斷，測試結果如圖12所示。試驗結果表明：該斷路器傳動機構的機械強度滿足安全使用要求。

圖11 機械壽命試驗樣機

圖12 機械壽命試驗次數

5 結語

本文借助ANSYS Workbench軟件的剛體動力學及瞬態(tài)動力學模塊對某高壓斷路器傳動機構進行運動學及動力學計算，得到了傳動機構在分閘過程中各部件的最大應力隨時間的變化情況，通過計算可及時發(fā)現(xiàn)部件上強度薄弱的部位，并及時對結構尺寸進行優(yōu)化修改，以滿足安全裕度要求。

通過后續(xù)的傳動機構機械壽命試驗的驗證，表明ANSYS Workbench動力學分析計算結果可以為高壓開關斷路器傳動機構設計提供有效的依據。