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                《廈門理工學院學報》  2020年第5期 27-32   出版日期:2020-10-30   ISSN:1673-4432   CN:35-1289/Z
                環網柜真空斷路器彈簧操動機構的優化


                在配電和供電系統中,環網供電因其具有較高的經濟性和可靠性而成為配電網的首選形式,在電力系統中得到了廣泛的應用[12]。斷路器是電力系統保護鏈中的最終節點,它的穩定運行直接影響著電網和電力設備的穩定和安全[3]。文獻[4]應用 ADAMS軟件與MATLAB軟件對真空斷路器聯合仿真,分析動觸頭行程、速度隨時間的變化特性,通過優化緩沖器達到優化彈簧機構機械特性的目的;文獻[57]以分閘彈簧、分閘拉桿和連桿長度為優化參數,通過變剛度系數對斷路器分/合閘過程進行仿真分析。優化斷路器的彈簧操作機構可提高操動機構可靠性,還能節省設計時間與成本,但在現有研究中未見相關論述;诖,本文針對真空斷路器在增加觸頭彈簧壓力時彈簧操動機構不能可靠分合的問題,以12 kV/630 A真空斷路器彈簧機構為研究對象,在不改變儲能彈簧和分閘彈簧能量的前提下,對環網柜用真空斷路器彈簧操動機構進行優化。 1優化方案 環網柜斷路器中使用的彈簧操動機構是四連桿機構,由凸輪、傳動拐臂、連板和輸出軸組成。凸輪輪廓決定了合閘釋放時的力值輸出特性。真空斷路器在動觸頭端有一個觸頭彈簧,該彈簧在減小觸頭接觸電1儲能彈簧2凸輪3傳動拐臂4連板 5輸出軸6分閘彈簧7觸頭彈簧8觸頭 圖1斷路器彈簧操動機構結構圖 Fig1Circuit breaker operating mechanism阻的同時降低合閘彈跳,并為分閘提供能量。在合閘末段,合閘彈簧不僅要完成合閘任務,而且要為分閘彈簧儲能,同時還要壓縮觸頭彈簧。此時,合閘彈簧力值相對較小,單純地增加合閘彈簧力值容易導致合閘速度偏高,需要利用凸輪力值輸出特性來保證操動機構能夠可靠地完成合閘動作[89]。在合閘初期,僅分閘彈簧受壓,到合閘末期,分閘彈簧與觸頭彈簧同時受壓,在觸頭彈簧投入的這段時間內,合閘彈簧等效到凸輪的力至少要大于觸頭彈簧與分閘彈簧的合力才能保證可靠合閘[10]。斷路器彈簧操動機構結構如圖1所示。 操動機構的彈簧參數為:合閘彈簧能量為113 J,力值范圍為1 400~4 000 N分閘彈簧能量為35 J,力值范圍為300~1 100 N;觸頭彈簧能量為1 J,力值范圍為960~1 600 N。彈簧輸出軸旋轉角度為9521°,總行程為105 mm,開距為7 mm,F有操動機構僅滿足的最大彈簧壓力為1 600 N,當觸頭彈簧壓力要求在1 800~2 200 N時,操動機構不能可靠分合。此時,須在考慮節省設計時間和成本的前提下,對現有操動機構進行優化設計。 廈門理工學院學報2020年 第5期鐘舒凌,等:環網柜真空斷路器彈簧操動機構的優化 在不改變儲能彈簧和分閘彈簧的前提下,對凸輪輪廓、傳動拐臂尺寸和角度、連板尺寸進行優化:減小凸輪輪廓曲線半徑;傳動拐臂角度減小35°,長度減少5 mm;連板長度減少34 mm。優化前后關鍵零部件模型對比如圖2所示。 圖2優化前后關鍵零部件模型對比圖 Fig2Key component models before and after optimization 2數學模型 21儲能軸的負載力矩計算 在合閘過程中,斷路器的負載力主要來源于分閘彈簧和超行程彈簧。當動觸頭還沒走完開距時,負載力Ff=Ffen;觸頭走完開距后將會開始走超程,此時負載力為分閘彈簧力與觸頭彈簧力之和,有Ff=Ffen+FC。因為O2軸的轉矩M2唯一,所以有如下關系: M2=Ffen×d1+FC×dC=F1×d2 。(1) 式(1)中:dC為力臂;Ffen為分閘簧力;d1為Ffen的臂;FC為觸頭彈簧力dC為FC的力臂;F1為連板對輸出軸的力;d2為F1的力臂。 等效到O1軸的負載力矩M1計算如下: F1=F2 ,(2) M1=F2×d3=F3×d4 。(3) 式(2)中:F2為輸出軸對連板的力;M1為O1軸的負載力矩;d3為F2的力臂;F3為凸輪對合閘滾子的力;d4為F3的力臂。 等效到O0點的負載力矩計算如下: F3=F4 ,(4) M0=F4×d5 。(5) 式(4)、(5)中:F4為合閘滾子對凸輪的力;M0為O0軸的負載力矩;d5為F4的力臂。 22儲能軸的驅動力矩計算 驅動力的來源主要為合閘彈簧的力。在理想狀態下對斷路器機構進行力學分析,儲能彈簧帶動儲能軸上的凸輪旋轉,等效到O0點的輸入力矩計算如下: M01=Fhe×d6。(6) 式(6)中:M01為合閘簧對O0的驅動力矩;Fhe為合閘彈簧力值;d6為Fhe的力臂。 3仿真實驗與結果分析 優化前后彈簧輸入能量與負載能量、輸入力矩與負載力矩的MATLAB對比圖如圖3所示。 圖3優化前后彈簧輸入能量與負載能量、輸入力矩與負載力矩對比圖 Fig3Input to load energy and input torque to load torque before and after optimization 由圖3(a)可知,輸入能量始終大于負載能量,計算可得能效為775%。圖3(b)中的負載力矩最大值為65×104 N·mm,小于輸入力矩68×104 N·mm,此時,MATLAB仿真中的壓力為1 459 N,在動力學仿真中觸頭彈簧壓力為1 5066 N。由圖3(c)可知能量滿足合閘要求,且計算可得能效為817%,比優化前增加了42%。圖3(d )中的負載力矩最大值為67×104 N·mm,小于輸入力矩68×104 N·mm,觸頭彈簧壓力為2 327 N。 考慮到斷路器機構的摩擦力、重力和碰撞損失等因素,對環網柜彈簧操動機構進行ADAMS多體動力學仿真,仿真模型如圖4所示。 圖4環網柜彈簧操動機構的動力學仿真模型 Fig4Dynamic simulation model of spring operating mechanism of ring main unit 通過動力學仿真可知,優化后機構滿足觸頭彈簧壓力為2 286 N的合閘,結果驗證了MATLAB仿真曲線的正確性。對優化前后的模型進行合閘曲線、凸輪與滾子碰撞力的對比,如圖5所示。 圖5優化前后合閘曲線及凸輪碰撞力值曲線對比 Fig5Closing curves and collision force curves before and after optimization 由圖5(a)可知,優化前的合閘速度為081 m·s-1,優化后為061 m·s-1,由圖5(b)可以看出,優化后的模型合閘結束后所受接觸力更加平穩。 4試驗驗證 將壓力為2 100 N的觸頭彈簧裝配在觸頭上,測試優化后的彈簧操作機構的機械特性。機械特性測試現場試驗設備包括控制部分和傳感器部分。在試驗設備接好線之后使用控制部分對斷路器進行儲能操作、合閘操作和分閘操作,試驗后數據傳到控制部分。 機械特性測試現場試驗設備如圖6所示。試驗得到的斷路器合閘曲線如圖7所示,測試數據如表1所示。 圖6機械特性測試現場試驗設備 Fig6Field test equipment for mechanical characteristics testing 圖7斷路器合閘試驗仿真曲線 Fig7Test curve of circuit breaker closing 表1彈簧操作機構匹配斷路器的測試數據 Table 1Test data of spring operating mechanism matching circuit breaker 觸頭超程/mm觸頭開距/mm觸頭剛合速度/m·s-1三相不同期時間/ms29675606509從表1可知,三相不同期時間為09 ms,合閘速度為065 m·s-1與優化后的ADAMS仿真合閘速度061 m·s-1相符,證實了仿真的有效性。從實驗數據可以看出,斷路器合閘速度減小,避免了因觸頭運動速度過高、承受過度機械應力而使個別零部件損壞或壽命縮短和由于強烈沖擊和振動使觸頭彈跳時間加長的問題。 5結論 本文在不改變儲能彈簧和分閘彈簧能量的前提下,對環網柜用真空斷路器彈簧操動機構凸輪輪廓、傳動拐臂尺寸和角度、連板尺寸進行優化,并對優化方案進行數學建模、仿真分析和試驗驗證。MATLAB仿真結果表明,機構的出力特性與斷路器的負載特性可良好匹配,優化后觸頭彈簧壓力為2 327 N,較優化前效率提高132%。動力學仿真中,觸頭彈簧壓力提高到2 286 N。試驗驗證表明,裝配2 100 N觸頭彈簧壓力時機構能可靠分合,合閘速度減小為065 m·s-1,合閘彈跳減小。研究結果表明,該優化設計方案解決了真空斷路器在增加觸頭彈簧壓力時彈簧操動機構不能可靠分合的問題。
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