基于图解法和等效法的弹簧操动机构传动系统的优化设计

0引言

在国内经济整体呈现稳中求进态势的背景下,电力系统供电可靠性和可持续发展变得尤为重要。对于配网系统的架空线路,弹簧操动机构的断路器应用最为广泛,其每次分合闸和储能动作过程都要经操动机构及配套零部件组成的传动系统可靠完成。

查阅相关文献可知,操动机构机械故障一直是电网可靠性研究的热点问题,也是影响断路器动作可靠性的主要原因之一,解决该问题的 目标为断路器分合闸动作中不拒动、不误动[1]。

电力架空线路上的一、二次融合10 kv系列柱上断路器可用于线路分段、联络、分支和用户分界等场合,其运行时基本以合闸且已储能状态为主,配备馈线终端起到就地故障判别及切除的作用,能精准判定故障点和缩小停电范围。

一旦线路故障处的该级断路器出现拒分现象,就会触发同级或上级电力设备进行故障判别及切除,导致实际故障点不能准确判别并扩大停电范围,对线路运行不友好。

本文基于图解法和等效法进行运动学分析,最终实现故障断路器的弹簧操动机构优化设计,根据优化前后的参数对比及工程应用,所设计弹簧操动机构可有效避免拒分现象。

1 弹簧操动机构原理

1.1 采用弹簧操动机构的柱上断路器结构

弹簧操动机构是一种由弹簧组件在蓄能状态下为断路器提供操作动力的机械式结构,弹簧储能主要是利用电动机带专门的减速设备来获取能量,并由专门的锁扣系统保持在储能的状态[2]。图1为采用弹簧操动机构的柱上断路器结构框图,其主要由储能系统、驱动系统、脱扣系统、二次元器件和开关本体上的零部件组成,各单元又由若干机电部件组成。

本文所述弹簧操动机构在柱上断路器结构中满足断路器额定电压12KV、额定电流630 A和额定短时耐受电流20KA的性能要求。弹簧操动机构可实现机构在已储能状态做关合时,合闸电磁铁解除锁扣,合闸弹簧释能,分闸弹簧和触头簧储能,通过合闸机械传动部分,促使三相真空灭弧室内的触头进行同步合闸运动。相反,机构在做开断时,分闸电磁铁解除锁扣,分闸弹簧和触头簧释能,通过分闸机械传动部分,促使三相真空灭弧室内的触头进行同步分闸运动。

1.2传动系统动作原理

当断路器在合闸且已储能状态时,合闸弹簧和分闸弹簧被拉伸,以便自判断线路故障并实现自动重合闸动作。该状态下的传动系统简图如图2所示。

当操动机构获取分闸指令后,合闸保持机构经分闸脱扣机构实施解扣动作并完成分闸。动作过程具体为分闸弹簧在已压缩蓄能的I、J区间点向右侧方进行能量释放,分闸弹簧L分由长拉伸变为短拉伸状态,驱动轴立即促使与其同轴向的BCDE四连杆机构间的L1和L2连架杆向右方快速动作,其中,连杆L3 的一端在竖导向槽向下方运动,另一端在横导向槽中向右方运动,同时压缩在K、P点之间的触头簧连杆L6向下侧释放,使L3在竖导向槽中加速向下运动,两者促使真空灭弧室的动触头在开断瞬时获得较大的加速度。当灭弧室触头的动静端分离至一定距离时,合闸凸轮、触头簧及缓冲装置将同步容纳过剩的分闸动作能量,解决分闸完成时的尾端速度未及时消停产生的分闸过冲或反弹过大的问题,动触头动作将有明显的减速响应,直至动静触头分离至满足该机构开距范围时,分闸结束,此时弹簧操动机构分闸且已储能,传动系统结构简图如图3所示。

2图解法分析

图解法为机构运动学分析中的一种核心分析方法,利用图形来解决数学运算问题[2—3]。本文从凸轮机构和四连杆机构的静态特性方面进行了分析。

2.1 凸轮机构运动学分析

弹簧操动机构从分闸且已储能状态到合闸且未储能状态的凸轮运动过程示意图如图4所示。

当弹簧操动机构获取合闸指令后,合闸输出轴滚子与凸轮之间的旋转运动形成类似四连杆传动,输出轴与凸轮之间的定向滑动形成D点在驱动轴上的变直运动,其中运动转变如图2所示,输出轴D点可视作操作机构合闸运动的输入功。在不考虑弹簧操动机构因摩擦产生损耗的情况下,凸轮机构的输入功与D点向左方做开始合闸动作的输出功可视为相近:

式中:F0为施加于动触头上的力值(N);v0为动触头动作

的瞬间速度(m/s);ML5为合闸弹簧的释能力矩(N.m);W1为合闸凸轮的角速度(rad/s)。

合闸过程阶段具体表现为输出轴D点上的力F与位移S之间有相应关系,储能过程中的凸轮进行快速转动,凸轮与储能轴的转动转角因两者同轴心视为相同,同时,合闸弹簧随即因两者的转动转角发生一定的形变,其对应凸轮基圆的力臂也发生了变化,合闸弹簧的释能力矩ML5与凸轮转动转角θ有相应关系,可将上式转变为:

机构合闸弹簧由内外两根弹簧组成后作为合闸动力源,运动过程可视作一根弹簧,对上式释能力矩ML5展开可得:

式中:FL5为合闸弹簧的工作力值(N);L(θ)为合闸弹簧对合闸凸轮基圆圆心距离(m)。

2.2 四连杆机构运动学分析

四连杆机构是弹簧操动机构传动系统中必不可少的一种关键机构,基于本文分闸传动系统的动作原理,合分闸状态下的连杆分析简图如图5所示,其中,实线BCDE为合闸状态,虚线B/C/D/E为分闸状态。

对合闸状态下的连杆机构运动进行分析,四连杆机构如图6所示,视BE为机架杆,按图2定义各连杆机构的杆长,将CE相连作为辅助线,连接CS并与BE线保持平行,从右到左方向上的各夹角呈现的推程角分别为:φ=∠RBC,φ1=∠CBE,δ1=∠DCS,丫=∠CDE,η2=∠CEB,η3=∠CED和η4=∠DET。在合分闸过程中,各杆长尺寸可视为不变,各夹角随时间变化而变化,但合分闸状态下的矢量关系相同[4]。

对该四连杆进行矢量关系分析可得:

将式(4)在X、Y方向上的量分解可得:

η2+η3+η4=π,根据四连杆机构各个杆件长度和辅助线BD长度可推得:

可得出η4与φ1在机构各运动过程点的位置关系式,以及机构基圆圆心G与连架杆固定点E点之间的位置关系,此时的Δη4相同于Δη1,那么η4和η1关系式如下:

当定义凸轮传动件、杆L1、杆L2、杆L3和凸轮本身的角速度分别为w4、w4、w3、w2和w1,则可对各杆长角速度进行求导得到关系式:

从上述分析可知,四连杆机构的位置角度和各杆角速度均可在图解法分析基础上求出,可由η1求解,而η4、η1与φ1关系相互对应,需求未知量均为确定值[5]。

3 等效法分析

等效法为机构运动学分析中的另一种核心分析方法,它是将复杂运动归结为简单运动的过程[2-3]。本文主要对传动比和各运动部件质量进行了等效归算。

3.1传动比等效归算

机构的传动比为机构中从动件瞬时输入角速度与主动件输出角速度之比,四连杆机构中每一组杆件输入轴可视作为下一组杆件的输出轴,故杆件中间项的传动比可依次被抵消[6]。根据文中已分析的凸轮及其从动件的运动以及凸轮和四连杆机构角速度,弹簧操动机构整机传动比i1的关系式如下:

由式(5)方程式可知四连杆机构传动比i2关系式如下:

由输出轴角速度w2与动触头速度v0函数表达式可知机构传动比i3关系式如下:

式中:S0为动触头行程(mm);β为滚子转角,即合闸已储能位输出轴轴心与凸轮片滚子圆心距离、分闸已储能位输出轴轴心与凸轮片滚子圆心距离之间的夹角大小(°)。

那么,操动机构整机传动比i为:

i=i1 ×i2 ×i3(12)

通过对该传动比公式进行推导,可得在运动过程点的各相对角速度的比值与各杆长及该时间点的各转角大小相关联。将各杆长和角度的数值输入上述关系式,那么机构在合闸过程中任意时刻的传动比可知[7]。

3.2运动部件质量等效归算

在计算分闸速度或合闸速度前,首先应对操动机构进行质量归算,即分别将机构中各运动部件的质量等效至各计算点上[8]。文中各零部件的运动可视作平移式直线运动、基于固定轴的旋转运动和平行平面运动。

首先,质量等效为将动作过程中的各零部件质量转变到与其相近的端点上。对于杆长L2,因其在运动过程中的转动角度较小,可不做考虑,其运动为平移运动。各构件销轴两端和构件重心为运动中各零部件质量的集中点,销轴两端构件的重心质量也较小,因此连杆L2质量可分布至销轴两端计算,对C、D点的等效质量可视作为mC1、mD1。

其次,运动过程中的关键零部件质量可转变到运动转轴的节点上。对于零部件基于定轴心做旋转运动,根据能量守恒定理对其进行质量等效,相当于将质量集中点与转轴的轴心点视为同一个位置。如图3所示,连杆L3和L6、L1和L7 的转轴等效在B和E点。可将上述点转动等效于相应转轴的轴心位置,即弹簧操动机构已储能位结构简图中的C、D和H点用mC2、mD2和mH2代替其等效质量。

最后,各零部件运动转轴上的质量归算至灭弧室动触头上,转换两者之间的等效质量。对于操动机构中的零部件在横向和竖向做直线运动,考虑到断路器下端零部件运动速度等同于灭弧室动触头运动速度,对断路器A至B点以及分闸弹簧I至J点之间的零部件进行质量等效。在弹簧操动机构已储能位结构简图中,动触头上的等效质量可视作为m0。

综上,机构中各计算点等效质量如下:

对于操动机构分闸阶段,通过三维建模软件对机构零部件质量进行测量,分别计算转动惯量、质量及等效质量,再结合凸轮及其从动件传动比与能量守恒定律,推算凸轮及其从动件等效质量,将运动部件重量等效于动触头处[9]。触头簧和分闸弹簧在合闸后有一定的压缩量,即分闸时分别会产生输出功F0S0和F1SL4,同时分闸阶段也要克服零部件之间的阻力带及分闸脱扣的复位簧力值,归算为FzS1和FFS2。 若等效质量为m,断路器的三相动触头同时动作,根据分闸阶段的能量守恒定理可得:

4优化设计

以工程项 目1号线架空线路的支路23段出现故障点为例,该故障位置示意如图7所示。 经各断路器重合闸故障判别为永久性故障,其间,断路器Q2301出现拒分现象,促使断路器Q2303分闸,导致Q2301和Q2304之间的停电范围扩大至Q2303和Q2304之间的停电范围,无法精准定位故障点并快速排除故障。

对该故障断路器的弹簧操动机构从合闸且已储能状态切换到分闸且已储能状态的过程,从操动机构传动和零部件优化方面着手开展分析。首先,改进凸轮机构合闸凸轮轮廓面,减小机构的输出功,有益于机构的分闸动作;其次,优化四连杆传动比参数,改善机构的传动特性;然后,增大分闸力,减小各零部件之间的阻力带,基于能量守恒定律来推算;最后,将经过优化设计的断路器与原设计方案进行机械特性参数对比,其性能更优,且工程应用后未出现拒分现象。

4.1 凸轮机构凸轮轮廓面的改进

凸轮机构中的合闸凸轮轮廓线对机构合闸速度起关键作用,其形式多样,常见的有多段圆弧相接、阿基米德螺旋线、样条曲线等,但最常见的还是多段圆弧相接,因为其易于表达、加工及检测[10]。

根据凸轮机构运动学分析降低ML5释能力矩,提高合闸凸轮角速度w1,改变凸轮轮廓曲线,在F0不变的基础上得到的v0有助于机构分闸动作,同时将各弹簧工作力矩调整至合适的力值,增加有效输出功。

对图8所示三种合闸凸轮轮廓进行实物生产并分别安装于同一款断路器中,对应的合闸弹簧FL5分别为700、850、1000 N,采用机械特性测试仪测得的平均合闸速度分别为0.58、0.75和0.95 m/s,那么v0也是凸轮1最小和凸轮3最大,凸轮1和凸轮2在低合闸速度下能够可靠合闸,凸轮3在低合闸速度下的合闸并不可靠。这表明,文中基于凸轮机构运动学分析可有效优化凸轮轮廓,使得弹簧操动机构合闸更顺畅,在分闸弹簧工作力值不变和合闸弹簧工作力值降低的情况下,能确保操动机构正常分合闸,并有利于其分闸动作。对于文中的拒分弹簧操动机构采用凸轮轮廓3,要求的合闸弹簧力值较大,不利于机构的分闸动作,综合考虑,采用合闸凸轮2的轮廓是最合适的。

注:轮廓1为实线,轮廓2为点划线,轮廓3为虚线。

4.2 四连杆传动比参数的优化

在对弹簧操动机构四连杆运动学分析和传动比等效归算的基础上,以操动机构中各杆件长度作为设计变量,以各杆角速度和传动比最佳为目标,对其进行优化设计,并考虑零部件存在的缺陷,如加工误差、老化、疲劳等因素的影响[11],给出各杆件在只考虑设计变量容差的影响时的最优长度值,在利于分闸动作前有合适的合闸动作参数。

在合闸过程中,动触头沿垂直向上方向位移开距9 mm和超程3 mm,四连杆杆件的运动行程不应超过弹簧操作机构固定于断路器上的结构件尺寸,其长度取值范围为:

机构中输出件力的方向线与输出件上受力点速度方向间的角,即机构压力角,其值越大,有效分力越小,传动越困难[12]。压力角的余角即传动角,其值的大小对机构传动输出是否高效起到关键作用。文中的四连杆机构连杆L2与连架杆L1之间形成锐角约束应不低于45°;当合闸动作完成,合闸凸轮与滚子之间应保持一定距离,凸轮转角约束应不低于95°。

利用开关机械特性测试设备对断路器Q2301机构的连架杆与连杆杆件优化前后进行平均合闸速度的采集,如表1所示,优化前机构平均合闸速度0.75m/s,优化后平均合闸速度0.67 m/s,总杆长L由178 mm减小到175 mm,达到合闸稳定性要求且利于分闸动作。

4.3各运动部件间阻力带的减小

弹簧操动机构在分闸时依靠分闸力来克服各零部件之间形成的阻力带促使断路器三相同步分闸,该阻力带主要是机构掣子复位弹簧力、灭弧室自闭力及各零部件之间摩擦力,在分闸力F分不变的情况下,阻力带『阻和时间的关系轴如图9所示,表明随着时间增加,阻力带经过一个冷焊阶跃状态靠近分闸力,即形成阻碍机构分闸动作的趋势。

如图2所示,分闸力F分主要包括分闸弹簧I、J点的压缩力约850 N,触头簧K、P点的压缩力产生的水平分力约1590 N,以及结合各零部件计算点等效质量;阻力带『阻主要包括操动机构上的掣子复位弹簧水平方向力约500 N,灭弧室触头的自闭力约450 N,输出轴和掣子轴的旋转摩擦力,以及开关支架的水平和垂直滑槽的摩擦力。因摩擦力不易估算出具体数值,则需要靠足够的分闸力来克服阻力带进而使操动机构可靠分闸,而当阻力带接近或超出分闸力值范围时就会出现拒分现象。

通过对断路器Q2301检查发现,分闸掣子复位簧的复位力对分闸影响较大,当其超出500 N时就会增加拒分的概率。在该断路器上验证同一台操动机构,分闸掣子复位簧的复位力对分闸的影响具体表现为将复位簧力值调整至550 N时,断路器瞬时分合闸正常,将其合闸后静置12 h,断路器出现拒分现象;将复位簧力值调整至400 N,同样的方式下,断路器未出现拒分现象,延长合闸静置时间后也能可靠分闸。采用如图10所示验证方式反复试验多次,试验效果相同。该试验表明分闸掣子扭簧力值的离散性影响机构的分闸动作。

在不影响机械特性参数的情况下,减小该断路器的分闸掣子簧力值,由(450±50)N调整为(400±50)N,并控制每台机构的输出拐臂分闸阻力,同时,加大分闸弹簧的拉力,由 (700±50)N调整为 (850±50)N,增加分闸主动力。通过机械寿命及静置试验验证,该调整可以有效解决机构拒分的问题。

4.4优化设计前后断路器特性对比

对断路器Q2301优化前后分别开展机械特性参数测试,两者的对比如表2所示。

同时,对与断路器Q2301优化前同批次的100台样本和经优化后的100台样本进行机械特性参数平均值的对比,如表3所示。

通过优化设计前后的机械特性参数对比可知,平均分闸速度和分闸时间都得到了改善,更有利于操动机构的分闸动作。

5 结束语

综上,本文弹簧操动机构传动系统的优化设计基于运动学原理,通过凸轮机构和四连杆机构的图解法分析,以及传动比和机构各运动部件质量的等效法分析,对工程现场出现弹簧操动机构拒分现象的凸轮和四连杆结构等进行了优化设计。其中,弹簧操动机构拒分的问题可通过改进凸轮轮廓型面、优化四连杆传动比参数、降低分闸半轴复位扭簧力值、增加分闸弹簧力值和减小各运动部件间阻力带的优化措施得到有效解决。同时,本文为同类型弹簧操动机构的分闸传动系统的优化设计提供了思路和关键点,能够起到一定的参考借鉴作用。

[参考文献]

[1]苑舜.真空断路器操动机构的设计与优化[M].北京:中国电力出版社,1997.

[2]孙栎狮,刘晓明,陈海,等.10kv真空断路器弹簧操动机构合闸传动优化设计[J].真空科学与技术学报,2021,41(8):745-750.

[3] 陈刚,孙波,刘晓明,等.真空断路器弹簧操动机构的稳健优化设计[J].中国机械工程,2013,24(8):1073-1079.

[4]郭良超,韩国辉,刘宇,等.高压断路器弹簧操动机构合闸凸轮优化设计[J].高压电器,2019,55(10):13—18.

[5]于宁,曾建斌,游一民,等.真空断路器弹簧操动机构的优化[J].高压电器,2024,60(3):25—31.

[6]张应中,徐可新,阎崇毅,等.高压断路器弹簧操动机构的优化与仿真[J].高压电器,2014,50(4):66—71.

[7]贾耿锋,郭煜敬,李军,等.弹簧机构关键件尺寸对断路器特性的影响分析[J].高压电器,2017,53(6):173—177.

[8]成守勇,王冬梅,臧凤欣,等.真空断路器弹簧操动机构优化设计要点[J].电气制造,2010(10):54—55.

[9]邓慧心,邓斌.断路器弹簧操动机构凸轮轮廓曲线参数化设计[J].机械设计与制造,2020(5):155—158.

[10] 熊显智,王平.真空断路器弹簧操动机构凸轮优化设计[J].高压电器,2020,56(11):116—123.

[11]李凯.中压断路器的动力学仿真设计研究[J].电工技术,2017(8):12—13.

[12]杨武,荣命哲,王小华.结合机构动力学特性仿真将ANN用于高压断路器机械状态识别初探[J].中国电机工程学报,2003,23(6):128—131.

《机电信息》2025年第21期第8篇