摘 要：

基于塑料外殼式斷路器（以下簡(jiǎn)稱塑殼斷路器）的物理樣機(jī)，針對(duì)其機(jī)械壽命試驗(yàn)時(shí)出現(xiàn)的操作機(jī)構(gòu)中的跳扣軸彎曲失效故障進(jìn)行了分析，給出了跳扣軸的理論計(jì)算過程，解釋了跳扣軸彎曲失效的原因，并對(duì)常用的2種材料進(jìn)行了篩選，給出了最優(yōu)解。通過Ansys Workbench軟件建立了跳扣軸的有限元模型，利用靜態(tài)結(jié)構(gòu)分析還原了原始設(shè)計(jì)跳扣軸的彎曲故障，并校核了優(yōu)化后跳扣軸的強(qiáng)度。理論計(jì)算與仿真分析相結(jié)合的方法，可以為塑殼斷路器操作機(jī)構(gòu)和其他部件關(guān)鍵軸的自主設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供參考。

關(guān)鍵詞：

塑殼斷路器; 操作機(jī)構(gòu); 跳扣軸; Ansys Workbench; 強(qiáng)度

中圖分類號(hào)： TM561

文獻(xiàn)標(biāo)志碼： A

文章編號(hào)： 2095-8188（2024）09-0034-04

DOI：

10.16628/j.cnki.2095-8188.2024.09.006

Fault Analysis and Optimization Design of Key Shaft for Operating Mechanism of Molded Case Circuit Breaker

XIANG Xiaoqing

［Shanghai Electric Apparatus Research Institute （Group） Co.， Ltd.， Shanghai 200063， China］

Abstract：

Based on the physical prototype of molded case circuit breaker， the bending failure of the buckle shaft in the operating mechanism is analyzed during the mechanical life test， the theoretical calculation process of the buckle shaft is given， the cause of the buckle shaft bending failure is explained， and the two commonly used materials are screened and the optimal solution is given.The finite element model of the buckle shaft is established by Ansys Workbench software， the bending fault of the buckle shaft is restored by static structure analysis， and the strength of the optimized buckle shaft is checked.The combination of theoretical calculation and simulation analysis can provide a reference for the independent design and optimization of the key shaft of the operating mechanism and other components of the molded case circuit breaker.

Key words：

molded case circuit breaker （MCCB）; operating mechanism; buckle shaft; Ansys Workbench; strength

0 引 言

操作機(jī)構(gòu)作為塑料外殼式斷路器（MCCB）的核心部件［1］，是MCCB實(shí)現(xiàn)分閘、合閘和脫扣等功能的動(dòng)力源。操作機(jī)構(gòu)的性能直接影響MCCB整機(jī)的性能，因此不少專家學(xué)者對(duì)MCCB操作機(jī)構(gòu)開展了不同的研究。唐庭等［2］分析研究了操作機(jī)構(gòu)在穩(wěn)定狀態(tài)和特殊瞬態(tài)下各桿件的受力情況，給出了MCCB的五大關(guān)鍵力學(xué)參數(shù);朱金保等［3］通過對(duì)MCCB操作機(jī)構(gòu)動(dòng)作過程的描述，以實(shí)際算例的形式闡述了操作機(jī)構(gòu)傳遞效率的影響因素;陳德桂等［4］采用多體動(dòng)力學(xué)方法仿真分析了分?jǐn)鄰椈伞⒏鬟B桿的轉(zhuǎn)軸位置等參數(shù)對(duì)斷路器操作機(jī)構(gòu)分?jǐn)嗨俣鹊挠绊?王澤濤等［5］對(duì)操作機(jī)構(gòu)的跳扣進(jìn)行了剛-柔耦合仿真分析，得到了動(dòng)作過程中跳扣各節(jié)點(diǎn)的應(yīng)力值，提出了優(yōu)化設(shè)計(jì)方案。

以上研究都是在操作機(jī)構(gòu)未出現(xiàn)故障的情況下進(jìn)行的，較少基于實(shí)際物理樣機(jī)對(duì)具體故障零件進(jìn)行詳細(xì)研究。本文基于實(shí)際的MCCB物理樣機(jī)，針對(duì)跳扣軸彎曲失效故障進(jìn)行了分析，給出了跳扣軸的理論計(jì)算過程，并利用Ansys Workbench軟件校核了跳扣軸的強(qiáng)度。

1 故障描述和初步分析

某型號(hào)雙斷點(diǎn)MCCB機(jī)械壽命試驗(yàn)過程中，數(shù)臺(tái)斷路器操作機(jī)構(gòu)中的跳扣軸出現(xiàn)了明顯的彎曲變形，且變形方向?yàn)閱我环较颉澢冃蔚奶圯S如圖1所示。

由圖1可以推斷，跳扣軸出現(xiàn)明顯的彎曲變形是由于跳扣軸過細(xì)，或者使用材料的彎曲疲勞強(qiáng)度過低。

鑒于上述分析，先對(duì)跳扣軸進(jìn)行理論計(jì)算，再在Ansys Workbench軟件中進(jìn)行跳扣軸的強(qiáng)度校核計(jì)算。從跳扣軸的彎曲現(xiàn)象，可以判斷為靜載荷作用下的破壞，因此在Ansys Workbench軟件中進(jìn)行跳扣軸的強(qiáng)度校核計(jì)算時(shí)，利用靜力分析模塊Static Structural進(jìn)行分析。

2 跳扣軸理論計(jì)算

本文MCCB操作機(jī)構(gòu)的支架厚度為2 mm，2個(gè)機(jī)構(gòu)支架間距為38.9 mm，跳扣裝配在跳扣軸的中間位置上。通過多體動(dòng)力學(xué)仿真分析得到跳扣軸在中間位置所受力為804 N。跳扣軸所受力的變化曲線如圖2所示。

因跳扣軸與機(jī)構(gòu)支撐板配合，摩擦力很小，可忽略不計(jì)，則跳扣軸主要承受彎矩，該跳扣軸可視作心軸。

2.1 繪制跳扣軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖

跳扣軸所受負(fù)荷是從跳扣軸上的組件傳來的，把跳扣軸看作置于鉸鏈支座上的梁，跳扣軸與機(jī)構(gòu)支撐板的鉸接可看作是軸與滑動(dòng)軸承鉸接的形式。跳扣軸的支反力作用點(diǎn)如圖3所示。圖3中e值與寬徑比B/d有關(guān)，因B/d=2/4.4=0.45＜1，則取e=0.5B=1 mm;支反力的作用點(diǎn)位置即可確定，支撐點(diǎn)之間的總距離l=40.9 mm。

以跳扣軸的左端A點(diǎn)為坐標(biāo)原點(diǎn)，建立坐標(biāo)系。跳扣軸計(jì)算簡(jiǎn)圖如圖4所示。

2.2 繪制跳扣軸的剪力圖和彎矩圖

由圖4可得平衡方程：

Fb-FAl=0（1）

FBl-Fa=0（2）

因?yàn)樘垩b配在跳扣軸的中間位置上，則a=b=l/2=20.45 mm，求得支反力為FA=FB=F/2=402 N。

圖4中，力F作用于C點(diǎn)，跳扣軸在AC和CB兩段內(nèi)的剪力和彎矩均不相同，應(yīng)分開考慮。在AC段內(nèi)取距原點(diǎn)A為x的任意截面，以截面以左的軸段為研究對(duì)象，作用于AC段上的力，有外力FA和剪力FS，另外把AC段上的所有外力和剪力對(duì)截面形心取矩，則可列出AC段內(nèi)的剪力方程和彎矩方程為

FA-FS=0， 0lt;xlt;a（3）

M-FAx=0， 0lt;xlt;a（4）

解得FS=402 N，M=402x （0lt;xlt;20.45 mm）。

同理，在CB段內(nèi)取距左端為x的任意截面，截面以左有FA和F 2個(gè)外力，則可列出CB段內(nèi)的剪力方程和彎矩方程為

FA-F-FS=0， a＜x＜l（5）

F（x-a）-FAx+M=0， alt;xlt;l（6）

解得FS=-402 N，M=402（40.90-x）（20.45 mmlt;xlt;40.90 mm）。

在AC段（0＜x＜20.45 mm）內(nèi)，跳扣軸在任意截面上的剪力均為402 N，剪力符號(hào)為正;在CB段（20.45 mm＜x＜40.90 mm）內(nèi)，跳扣軸的任意截面上的剪力也均為402 N，剪力符號(hào)為負(fù)。剪力圖如圖5所示。由圖5可知，剪力大小始終為402 N。

在AC段（0lt;xlt;20.45 mm）內(nèi)，彎矩是x的一次函數(shù);在CB段（20.45 mmlt;xlt;40.90 mm）內(nèi)，彎矩也是x的一次函數(shù)。彎矩圖如圖6所示。由圖6可知，最大彎矩在截面C上，即在軸的中點(diǎn)截面上，Mmax=8 220.9 N·mm。

2.3 校核跳扣軸的強(qiáng)度

由圖5和圖6可知，軸的中心截面為危險(xiǎn)截面，校核該截面即可。按第三強(qiáng)度理論，計(jì)算應(yīng)力σca為

σca= σ2+4τ2（7）

由于該跳扣軸為心軸，那么扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τ=0，而彎曲應(yīng)力σ=MW，則

σca=σ=MW≤［σ-1］（8）

式中： σca——跳扣軸的計(jì)算應(yīng)力，MPa;

M——跳扣軸所受的彎矩，N·mm;

W——跳扣軸的抗彎截面系數(shù)，mm3，查表［6］知W=0.1d3;

［σ-1］——對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力時(shí)跳扣軸的許用彎曲應(yīng)力，查表可知。

跳扣軸徑d應(yīng)滿足：

d≥3M0.1［σ-1］（9）

若跳扣軸的材料為45號(hào)鋼，且進(jìn)行了調(diào)質(zhì)處理，查表可知［σ-1］=275 MPa，則d≥6.69 mm;若軸的材料為40Cr，且進(jìn)行了調(diào)質(zhì)處理，查表可知［σ-1］=335 MPa，則d≥6.26 mm。

由計(jì)算結(jié)果可知，跳扣軸無論是使用45號(hào)鋼還是40Cr，軸承載處的最小直徑均需＞6 mm，而原始設(shè)計(jì)跳扣軸的材料為調(diào)質(zhì)后的45號(hào)鋼，承載處的最小直徑為6 mm，因此必定會(huì)出現(xiàn)彎曲失效?？紤]到合閘、分閘和脫扣等的影響，彎矩在軸截面上所引起的應(yīng)力可視為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，為保證軸的可靠性，跳扣軸的材料選用40Cr并進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理，且承載處的最小直徑選為7 mm。

3 跳扣軸仿真分析

3.1 跳扣軸幾何模型的建立

通過專業(yè)的三維建模軟件NX建立跳扣軸模型，原始設(shè)計(jì)跳扣軸和優(yōu)化后跳扣軸除承載處的最小直徑ΦH和鉚接面直徑ΦM的不同外，其余尺寸均相同，且原始設(shè)計(jì)跳扣軸和優(yōu)化后跳扣軸的ΦH分別為6 mm和7 mm。跳扣軸模型如圖7所示。

3.2 有限元模型的建立

將跳扣軸模型的格式轉(zhuǎn)化為Parasolid格式，然后導(dǎo)入Ansys Workbench中。因計(jì)算機(jī)計(jì)算能力有限，同時(shí)為了保證計(jì)算精度，需要對(duì)跳扣軸進(jìn)行適當(dāng)?shù)暮?jiǎn)化，去掉圓角和倒角這些不必要的細(xì)節(jié)。

3.3 定義材料屬性

MCCB原始設(shè)計(jì)跳扣軸和優(yōu)化后跳扣軸所用材料分別選用45號(hào)鋼和40Cr。跳扣軸的材料屬性［7-8］如表1所示。

3.4 有限元網(wǎng)格劃分

單元網(wǎng)格的劃分質(zhì)量對(duì)于分析結(jié)果具有顯著影響，網(wǎng)格劃分原則為最小尺寸處保證有2～3層的網(wǎng)格，采用0.1 mm的全局尺寸和局部細(xì)化的網(wǎng)格劃分方法來劃分網(wǎng)格，以此提高計(jì)算精度。MCCB跳扣軸有限元網(wǎng)格如圖8所示。

3.5 施加載荷和邊界條件

載荷為804 N的力，施加位置為鉚接面的上半圓面上，跳扣軸兩端表面施加Fixed Support的邊界條件。載荷和邊界條件施加位置如圖9所示。

3.6 計(jì)算結(jié)果分析

經(jīng)求解后，原始設(shè)計(jì)跳扣軸應(yīng)力分布云圖如圖10所示。為了顯示變形方向，將應(yīng)力結(jié)果放大了75倍。優(yōu)化后跳扣軸分應(yīng)力分布云圖如圖11所示。

由圖10、圖11可知，最大的應(yīng)力出現(xiàn)在鉚接面和承載面交界的位置，如果超出材料彎曲疲勞極限，該位置首先產(chǎn)生彎曲變形。

跳扣軸使用的45號(hào)鋼和40Cr材料都是經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理的。跳扣軸應(yīng)力對(duì)比如表2所示。

由表2可知，原始設(shè)計(jì)跳扣軸的最大應(yīng)力遠(yuǎn)超過材料的彎曲疲勞極限，該軸必定會(huì)產(chǎn)生彎曲變形，彎曲方向如圖10，與試驗(yàn)樣機(jī)現(xiàn)象一致。而優(yōu)化后跳扣軸的最大應(yīng)力遠(yuǎn)小于材料本身的彎曲疲勞極限，該軸不會(huì)產(chǎn)生彎曲變形，滿足設(shè)計(jì)要求。

4 結(jié) 語(yǔ)

本文基于實(shí)際的MCCB物理樣機(jī)，對(duì)其在機(jī)械壽命試驗(yàn)時(shí)出現(xiàn)的跳扣軸彎曲失效故障進(jìn)行了分析，得出跳扣軸彎曲失效的原因?yàn)樵荚O(shè)計(jì)跳扣軸最小承載處的軸徑太細(xì);給出了跳扣軸的理論計(jì)算過程，并對(duì)常用的2種材料進(jìn)行了篩選，給出了最優(yōu)解。通過Ansys Workbench軟件建立跳扣軸的有限元模型，利用靜態(tài)結(jié)構(gòu)分析還原原始設(shè)計(jì)跳扣軸的彎曲故障，并校核優(yōu)化后跳扣軸的強(qiáng)度。理論計(jì)算與仿真分析相結(jié)合的方法，可以為MCCB操作機(jī)構(gòu)和其他部件關(guān)鍵軸的自主設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供參考。

【參 考 文 獻(xiàn)】

［1］ 向小青.塑殼斷路器假合閘問題分析與優(yōu)化設(shè)計(jì)［J］.船電技術(shù)，2023，43（6）：56-59.

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收稿日期： 2024-06-24