一起斷路器傳動系統連桿變形故障

山東泰開高壓開關有限公司 張建磊 劉 永 常 浩 夏儉儉 鑒 超 徐 凱

隨著人類社會進入電氣化時代，電力能源得到廣泛的應用，電網系統的安全性和可靠性至關重要，而斷路器則是電網系統中起控制保護作用的重要裝置之一，因此國內外大量學者和研究人員對斷路器做了詳細的研究[1-2]。

在實際運行中，傳動機構可能發生某些故障導致傳動機構出現卡頓，甚至會出現卡死現象，這樣會造成斷路器無法及時完成開斷工作。比如，相間連桿的彎曲就是一種常見的故障，當連桿發生彎曲時，輕則影響分合閘速度，嚴重的甚至會導致斷路器無法開斷。斷路器內部結構復雜，且不斷有新型的結構出現，若僅用試驗方式驗證，周期較長且成本較高，因此可以借助CAE 仿真手段對相間連桿的受力狀態進行分析，探究連桿發生彎曲的原因并尋求解決方案，這對實際工程具有重要的指導意義。

目前大部分研究中，均將傳動機構當作剛性體進行研究，隨著計算機運算能力的提高和有限元方法的發展，一些研究人員通過顯示動力學方法研究了結構在大變形下的動力學問題，多重非線性準靜態問題甚至是更為復雜的接觸問題。通過研究應力分布和變形發現斷路器的連桿會發生多次彎曲[3]。還有文獻研究了傳動機構的動作特性和傳動效率[4]。之前，研究大多集中在運動學和動力學方面的分析，而本文從屈曲的角度來研究傳動系統失效的一個原因，尤其是當結構中存在細長桿件時必須考慮其屈曲失效的形式。

1 問題描述

根據現場反饋，某站一斷路器在合閘過程中傳動系統的連桿發生向上彎曲，如圖1傳動系統示意所示左邊相與中相上連桿，左邊相上連桿的緊固螺母松動，斷路器無法分閘。

圖1 傳動系統示意

2 拉桿彎曲的原因分析

連桿處緊固螺母的安裝方式如圖2傳動系統局部圖所示，連桿旋入接頭，然后用緊固螺母壓接平墊的方式進行防松。機構懸掛在B 相，機構動作時，帶動中相拐臂，中相拐臂通過相間連桿帶動兩個邊相進行動作，如圖1所示。斷路器合閘時，A/B 間上連桿承受中相拐臂的推力作用，分閘時，A/B 間上連桿承受中相拐臂的拉力作用。由于連桿的長度較長，斷路器在分合閘過程中，連桿存在縱向變形。

圖2 傳動系統局部圖

連桿在分閘和合閘過程中會受到拐臂施加的拉力或壓力作用。而細長桿件在承受壓力時，會出現一種低應力破壞的現象，即在其應力遠低于屈服強度的情況下而發生的破壞，這種現象稱為失穩（屈曲）。因此，在細長桿件承受壓力載荷時，須校核其穩定性。

根據現場情況來看，A/B 間上連桿的彎曲是由于屈曲即失穩造成的，失穩的可能原因一是連桿處的緊固螺母松動，導致A/B 間的連桿長度變長，在分合閘過程中，導致縱向受力較大，產生失穩；另一個可能的原因是連桿本身的剛度不足，柔度較大，在分合閘過程中產生失穩。

3 連桿失穩分析

在連桿受壓時，細長桿件的失穩往往會發生在材料破壞之前，若僅按強度驗算，則會嚴重高估結構的極限載荷。因此，對A/B 間連桿進行穩定性分析，計算壓桿的臨界壓力和臨界應力。

壓桿的柔度（也可以叫細長比）記為λ，λ=uL/i。其中，i 為橫截面的慣性半徑，u 為長度系數，與壓桿兩端的約束情況有關。對于兩端鉸支細長壓桿，u=1。

細長壓桿臨界壓力歐拉公式為Fcr=π2EI/（uL2）。E 為彈性模量，I 為截面慣性矩（圓的截面慣性矩為I=πD4/64，D 為圓的直徑），L 為壓桿長度。

細長壓桿的臨界應力為σcr=Fcr/A=π2E/λ2。

在本模型中，因為桿兩端約束為鉸支，所以取u=1，長度L=1.6m，橫截面的慣性半徑i=0.007m，彈性模量E=2.06×1011Pa。帶入可得：壓桿細長比λ=228.6，臨界壓力Fcr=1500N，臨界應力σcr=39MPa。

因此，當A/B 間下連桿承受壓力大于等于1500N時，A/B 間上連桿便發生失穩，壓桿受壓的承載能力遠低于材料破壞承載極限。如圖3所示為設計規范中壓桿設計應力與細長比的關系曲線，黑色點劃線為歐拉理論值，紅色實線為GB50017規范值，藍色實線為AISC360規范值。明顯看出隨著細長比的增大，結構的屈服應力遠低于其屈服強度。

圖3 壓桿設計應力與細長比的關系曲線

現通過Ansys 計算其臨界屈曲壓力并提取振型，Ansys 中提供了兩種分析結構屈曲的方法，分別是非線性屈曲和特征值屈曲（線性屈曲）。此次分析采用特征值屈曲分析。

現就現場出現的問題做如下仿真分析：模型簡化。圖4為傳動系統，圖5為連桿及其連接件?，F對模型進行以下簡化處理：將連桿及其連接件簡化為一根實心圓柱，圓截面直徑為14mm，實心圓柱長度為1600mm。

圖4 傳動系統

圖5 連桿及其連接件

邊界條件。根據圖4傳動系統中可以看出，連桿及其連接件兩端均為鉸支。在直角坐標系中，設桿的長度方向為y 方向。因此，邊界條件可以設置為：一端約束ux，uy，uz，rotx，roty，放開rotz；即連桿僅可繞此端作沿z 軸的轉動。另一端約束ux，uz，rotx，roty，放開uy，rotz；即連桿可繞此端作沿z 軸的轉動并且可沿y 方向移動。在y 向施加大小為1的單位壓力。

屈曲分析參數。單元選擇beam189單元，材料為低碳鋼，彈性模量為2.06×105MPa，泊松比0.3。如圖6模型所示，橫截面為半徑7mm 的實心圓（圓周分割數為100份，半徑分割數為8份），桿長1600mm。

圖6 模型

計算結果，前六階陣型見表1。

表1 前六階陣型

此六階的線性屈曲系數見表2。

表2 六階的線性屈曲系數

可以看出，最小的臨界屈曲載荷應為1497.4N。通過與理論計算結果比對，可認為ansys 屈曲分析過程中模型建立，網格劃分，邊界條件等選擇較為準確，其結果具有較高可信度。從圖4中可以看出，左下桿和右下桿的幾何關系為具有相同的變形，即左下桿的壓縮量和右下桿的拉伸量是相同的。根據ΔL=FL/EA 可以得出拉桿受的拉力F 和桿和變形量ΔL 的關系。壓桿失穩后的變形計算比較復雜，可參考圖7數據，壓桿失穩后，稍微增大壓力，壓桿就會發生極大的變形。比如變形增加了20%，壓桿的壓力載荷只需增加0.1倍，而拉桿若產生20%的變形（實際上早已斷裂），需要的拉力將是壓桿壓力的數千倍甚至更高。因此，正常工況下，分合閘時主要是拉桿受力，壓桿只承受很小的載荷，從而使得壓桿受力低于臨界壓力，或達到臨界壓力之后壓力幾乎不再增加。

圖7 壓桿失穩后的變形

現改變連桿的橫截面，將其從半徑為7mm 的圓形換成邊長為9.815mm 的正六邊形，其余條件不變，再次求解其臨界屈曲壓力。由于梁單元中無正六邊形截面，因此需要先進行自定義截面，其余步驟不變。正六邊形截面如圖8所示。

圖8 正六邊形截面

同樣得出前六階陣型，見表3。

表3 前六階陣型

此六階的線性屈曲系數，見表4。

表4 六階的線性屈曲系數

可以看出，最小的臨界屈曲載荷應為3988.4N。同樣通過臨界壓力歐拉公式計算得臨界屈曲壓力為3980.6N，與ansys 結果幾乎一致。其中，正六邊形的截面慣性矩a4，a 為邊長。

綜上可得：對于長度1600mm，兩端鉸支，承受軸向壓力的細長桿件，截面為半徑7mm 的圓形時，臨界屈曲壓力約為1500N；截面為邊長9.815mm的正六邊形時，臨界屈曲壓力約為4000N。

4 解決方案

為避免連桿發生屈曲的可能性，提出了兩種解決方案，一是在連桿緊固螺母外側再增加一個螺母，更改為雙螺母結構，兩個螺母對頂擰緊，通過增加兩者之間的摩擦力來進行機械防松；二是更改連桿的截面，增加截面面積，提高臨界屈曲壓力。更改完成后，進行壽命試驗，此類問題未再發生。