邊美華,梁世容,彭家寧,梁慶國(guó)

(廣西電網(wǎng)有限責(zé)任公司 電力科學(xué)研究院,南寧 530023)

高壓斷路器的彈簧動(dòng)作機(jī)構(gòu)具有響應(yīng)速度快、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工藝性好、無(wú)油氣泄露等特點(diǎn),在電網(wǎng)系統(tǒng)中得到了廣泛的應(yīng)用[1],但是其核心部件儲(chǔ)能彈簧斷裂將會(huì)引起事故,給電網(wǎng)帶來(lái)較大威脅,已受到廣泛關(guān)注和高度重視.

高壓斷路器儲(chǔ)能彈簧斷裂問(wèn)題是工程實(shí)際急需解決的熱點(diǎn)問(wèn)題.文獻(xiàn)[2-4]以具體實(shí)例分析了變電站斷路器儲(chǔ)能彈簧斷裂的故障特點(diǎn),認(rèn)為應(yīng)力集中與產(chǎn)品質(zhì)量不合格是導(dǎo)致彈簧斷裂的主要原因;文獻(xiàn)[5]對(duì)某高壓斷路器圓柱螺旋儲(chǔ)能彈機(jī)構(gòu)進(jìn)行整體應(yīng)力計(jì)算,得到了不同零部件在合閘過(guò)程中達(dá)到應(yīng)力最大值的時(shí)間不同,應(yīng)力分布情況各異，存在應(yīng)力集中、應(yīng)力分布存在瞬態(tài)特性;文獻(xiàn)[6]對(duì)風(fēng)電儲(chǔ)能系統(tǒng)中的平面渦卷彈簧進(jìn)行了有限元應(yīng)力分析與模態(tài)分析,發(fā)現(xiàn)了卷簧在受載時(shí)扭轉(zhuǎn)位移存在偏心現(xiàn)象,整體向尾端約束側(cè)偏移,應(yīng)力在每一層橫截面呈層狀分布;文獻(xiàn)[7]分析了渦卷彈簧扭轉(zhuǎn)過(guò)程,得到了卷簧應(yīng)力極值位置隨轉(zhuǎn)動(dòng)向內(nèi)圈方向移動(dòng)并與尾端成對(duì)角關(guān)系,增加卷簧圈數(shù)可降低其最大應(yīng)力;文獻(xiàn)[8]建立了非接觸式SMA平面卷簧力學(xué)模型,得到了扭轉(zhuǎn)位移和扭力的關(guān)系表達(dá)式,計(jì)算值與測(cè)試數(shù)據(jù)總體趨勢(shì)一致;文獻(xiàn)[9]對(duì)卷簧儲(chǔ)能過(guò)程進(jìn)行了有限元數(shù)值分析,得到了卷簧在轉(zhuǎn)矩作用下內(nèi)表面受壓應(yīng)力,外表面受拉應(yīng)力,在橫截面上呈層狀分布;文獻(xiàn)[10]研究了平面渦卷彈簧與箱體內(nèi)壁的襯片連接方式,得到了卷簧受載時(shí)應(yīng)力極大值總是在其尾端與襯片連接的中間螺釘孔處且隨襯片長(zhǎng)度的增加而減小.綜上所述,目前主要以圓柱形螺旋彈簧為研究對(duì)象,而對(duì)平面渦卷彈簧研究,主要使用機(jī)械工業(yè)部發(fā)布的平面卷簧設(shè)計(jì)計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)[11]中的卷簧計(jì)算公式以及卷簧模型,但在實(shí)際工程應(yīng)用中,多數(shù)儲(chǔ)能卷簧的尺寸遠(yuǎn)大于標(biāo)準(zhǔn)的適用范圍.對(duì)厚度超過(guò)4 mm、寬度超過(guò)80 mm的大型儲(chǔ)能卷簧的相關(guān)研究比較少見(jiàn),故對(duì)超標(biāo)準(zhǔn)尺寸的大型儲(chǔ)能渦卷彈簧進(jìn)行研究非常必要.

儲(chǔ)能卷簧是高壓斷路器開(kāi)合閘動(dòng)作機(jī)構(gòu)的核心部件,工作中卷簧螺栓孔、截面、軸向表面上的應(yīng)力分布與變化趨勢(shì)直接影響到卷簧的工作壽命,也關(guān)系到電網(wǎng)系統(tǒng)的安全穩(wěn)定,分析研究其應(yīng)力危險(xiǎn)區(qū)域,是監(jiān)測(cè)現(xiàn)狀、提高服役安全的基礎(chǔ)工作.本文以高壓斷路器大型儲(chǔ)能卷簧為研究對(duì)象,建立有限元模型,分析工作過(guò)程中扭轉(zhuǎn)位移和應(yīng)力狀態(tài),為其故障監(jiān)測(cè)及結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考.

1 高壓斷路器儲(chǔ)能卷簧模型

1.1 高壓斷路器儲(chǔ)能卷簧工作原理

儲(chǔ)能卷簧操動(dòng)機(jī)構(gòu)是目前高壓斷路器常用的開(kāi)合閘動(dòng)作機(jī)構(gòu)之一,BLK型彈簧操動(dòng)機(jī)構(gòu)的合閘彈簧位于彈簧操動(dòng)機(jī)構(gòu)內(nèi),是鐘表式卷簧,合閘彈簧由電動(dòng)機(jī)經(jīng)渦輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)儲(chǔ)能.BLK型機(jī)構(gòu)的儲(chǔ)能卷簧安裝在卷簧盒子中,兩端采用螺釘、掛鉤分別與卷簧盒子、驅(qū)動(dòng)主軸相連;在儲(chǔ)能過(guò)程中卷簧中心主軸被合閘摯子固定不動(dòng),卷簧外側(cè)即卷簧尾端隨盒子在儲(chǔ)能電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)下順時(shí)針旋轉(zhuǎn)一定角度;合閘時(shí),卷簧盒子固定,中心主軸釋放反作用轉(zhuǎn)矩并順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng).

1.2 儲(chǔ)能卷簧建模

圖1(a)為某高壓斷路器儲(chǔ)能卷簧外觀圖,該卷簧厚度為11.5 mm,寬120 mm,最小半徑45 mm,最大半徑150 mm,平均節(jié)距15 mm,共7圈.其材料性能如表1所示.圖1(b)為在SolidWorks中等比例建立的儲(chǔ)能卷簧模型,圖1(c)為應(yīng)力分析路徑劃分圖，利用ABAQUS有限元軟件進(jìn)行加載分析.

材料彈性模量/MPa泊松比密度t/mm3抗拉強(qiáng)度/MPa51CrMoV42.06×1050.37.85×10-91 600

2 儲(chǔ)能卷簧應(yīng)力分析和扭轉(zhuǎn)位移計(jì)算

考慮在工作載荷作用下的平面渦卷彈簧彈性變形,不考慮慣性和阻尼的影響.卷簧在工作中雖然存在較大變形但實(shí)際上受到轉(zhuǎn)角位移作用時(shí)只發(fā)生彈性變形,在ABAQUS有限元軟件中可采用一般的線性問(wèn)題分析方法.對(duì)模型不同區(qū)域分別采用四面體、六面體與楔形網(wǎng)格劃分,共劃分25 683個(gè)單元.邊界條件設(shè)置為中心頂端固定約束,機(jī)構(gòu)的儲(chǔ)能由角度控制,在尾端端面施加一定的順時(shí)針旋轉(zhuǎn)角位移.

2.1 應(yīng)力分析

圖2所示為卷簧尾端端面加載順時(shí)針旋轉(zhuǎn)角位移UR為1.1 rad后不同平面下的最大主應(yīng)力云圖.圖2中最大拉應(yīng)力為863.0 MPa，出現(xiàn)在卷簧尾端外表面螺栓孔邊緣；最大壓應(yīng)力值為162.6 MPa，出現(xiàn)在卷簧尾端內(nèi)表面端面.從圖2很難清楚地分析卷簧的應(yīng)力狀態(tài)，為此對(duì)各層進(jìn)行細(xì)分.如圖1(c)所示，作4條分割線將卷簧7等分，取每一分割線與卷簧外表面圓周交點(diǎn)處的節(jié)點(diǎn)為沿軸向路徑掃描起點(diǎn)，依次標(biāo)記為路徑XYData-1～XYData-53，分別沿軸向進(jìn)行應(yīng)力分析.圖1(c)中垂線為卷簧圈數(shù)劃分起止線，從尾端逆時(shí)針到路徑XYData-15為第1圈，以此類推，該卷簧模型從外到里，依次劃分為第1圈到第7圈，中心第7圈只有半圈.將各路徑上節(jié)點(diǎn)應(yīng)力值取平均，并從卷簧最外圈尾端開(kāi)始逆時(shí)針沿卷簧圓周排列，可得沿卷簧圓周由外至里各圈外表面拉應(yīng)力變化曲線，如圖3所示.除去路徑XYData-14處于尾端固定孔附近，路徑XYData-21處于驅(qū)動(dòng)主軸連接固定端，兩者受力情況較特殊.卷簧各圈逆時(shí)針沿圓周上應(yīng)力變化規(guī)律相似，以路徑XYData-41～53為界，界線各圈下半圓弧外表面應(yīng)力水平逆時(shí)針沿圓周方向由小變大，界線各圈上半圓弧外表面應(yīng)力水平逆時(shí)針沿圓周方向由大變小.由外至里沿卷簧圓周外表面，應(yīng)力水平趨勢(shì)是逐漸變小的，如圖3中虛線所示.

圖2 最大主應(yīng)力云圖Fig.2 Maximum principal stress cloud

圖3 各圈層不同位置的最大主應(yīng)力Fig.3 Max stress in different position of the

為了更清楚地了解各圈彈簧不同位置沿軸向的應(yīng)力分布,部分圈的細(xì)節(jié)情況可從圖4和圖5看到：第1,2圈應(yīng)力最大,平均250～400 MPa區(qū)間呈U形分布;路徑14位于卷簧尾端螺栓孔右側(cè),所受應(yīng)力比較復(fù)雜,中間大邊緣小呈n形分布.第3,4,5,6,7圈,應(yīng)力緩慢變小,最大值從380 MPa降至320 MPa,在250～380 MPa區(qū)間呈U形分布.卷簧各圈節(jié)點(diǎn)路徑應(yīng)力對(duì)比分析可知,卷簧尾端在加載時(shí),卷簧各圈外表面軸向應(yīng)力呈U形分布,中間小邊緣大;應(yīng)力水平從外圈到里圈依次緩慢變小.

分析每一圈不同位置的應(yīng)力,還可以發(fā)現(xiàn),從第1圈起,每一圈的右下半,如圖1(c)標(biāo)記的應(yīng)力要明顯大于其他位置的應(yīng)力增大.如第1圈,位置1,27最大應(yīng)力接近400 MPa,而其他位置最大應(yīng)力才300～320 MPa;第2圈,位置2,26最大應(yīng)力達(dá)390 MPa,而其他位置最大應(yīng)該才300～320 MPa;第3圈,位置3,25最大應(yīng)力達(dá)到380 MPa,而其他位置才300～310 MPa.同一圈層中的不同位置應(yīng)力有較大差異,遠(yuǎn)離尾端的右下角會(huì)出現(xiàn)較大應(yīng)力.這可能是因?yàn)閺椈墒怯晌捕死瓌?dòng),在右下角會(huì)形成包角,彈簧扭轉(zhuǎn)位移的摩擦力加大,導(dǎo)致拉應(yīng)力增加.

圖4 第1,2圈彈簧軸向應(yīng)力分布Fig.4 Axial stress distribution on the 1st and 2nd lap

圖5 第5,7圈彈簧軸向應(yīng)力分布Fig.5 Axial stress distribution on the 5th and 7th lap

2.2 扭轉(zhuǎn)位移分析

儲(chǔ)能卷簧扭轉(zhuǎn)位移取0.24,0.50,0.76,1.00 s時(shí),4個(gè)分析步時(shí)的空間位移進(jìn)行分析,位移變化如圖6所示.隨著卷簧尾端旋轉(zhuǎn)角位移的加載,卷簧各層順時(shí)針旋轉(zhuǎn),由外層向內(nèi)層彎曲,尾端左半圓弧各層間隙由外至內(nèi)逐漸減小,最終最外兩層貼合在一起,而尾端右半圓弧各層間隙有變大的趨勢(shì).

圖6 1 s內(nèi)4個(gè)瞬時(shí)卷簧位移Fig.6 Torsional displacement in different time within 1 second

如圖1(c)標(biāo)記所示,選取路徑14到路徑20的起始節(jié)點(diǎn)為卷簧各圈扭轉(zhuǎn)位移分析對(duì)象,依次排序?yàn)楣?jié)點(diǎn)1到節(jié)點(diǎn)7.卷簧在加載順時(shí)針旋轉(zhuǎn)角位移UR為1.1 rad時(shí),各圈節(jié)點(diǎn)扭轉(zhuǎn)位移線性變化曲線,隨著旋轉(zhuǎn)角位移的加載,各個(gè)節(jié)點(diǎn)的周向位移即旋轉(zhuǎn)角度由卷簧外圈向外里逐漸變小,節(jié)點(diǎn)1即卷簧尾端扭轉(zhuǎn)位移最大.

3 結(jié)論

本文以某高壓斷路器儲(chǔ)能卷簧為研究對(duì)象,利用有限元軟件對(duì)卷簧儲(chǔ)能過(guò)程進(jìn)行模擬仿真.在儲(chǔ)能過(guò)程中,卷簧尾端經(jīng)蝸輪驅(qū)動(dòng)器隨電動(dòng)機(jī)順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng),各圈扭轉(zhuǎn)位移由外向里依次減小,卷簧由外圈向內(nèi)圈彎曲緊縮,各圈間距由外至內(nèi)依次變小.而各圈應(yīng)力水平則由里向外依次增大,橫截面上外表面受拉應(yīng)力且大于內(nèi)表面的壓應(yīng)力,各圈外表面沿軸向應(yīng)力總體呈U形分布,中間小邊緣大,隨著旋轉(zhuǎn)角位移的加載卷簧外表面邊緣的應(yīng)力最先達(dá)到最大值并逐步向中心擴(kuò)展.卷簧最外兩圈右半圓弧區(qū)域外表面沿軸向應(yīng)力水平及近邊緣處極大值應(yīng)力區(qū)域面積均處于較大水平.同一圈層中的不同位置應(yīng)力有較大差異,遠(yuǎn)離尾端的右下角會(huì)出現(xiàn)較在應(yīng)力.卷簧尾端螺栓孔邊緣應(yīng)力集中,該區(qū)域受力情況比較復(fù)雜,屬于應(yīng)力危險(xiǎn)區(qū)域.綜上可以推斷,除尾端螺栓孔區(qū)域外,卷簧產(chǎn)生裂紋區(qū)域有可能出現(xiàn)在從外向里各圈外表面的邊緣,最外兩層與卷簧尾端相對(duì)的右半圓弧上的邊緣將最容易產(chǎn)生裂紋，并存在由邊緣向中間擴(kuò)展的趨勢(shì).為卷簧的故障監(jiān)測(cè)及后續(xù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了參考.