高壓斷路器大型儲能卷簧應(yīng)力狀態(tài)及危險(xiǎn)區(qū)域仿真分析

邊美華,梁世容,彭家寧,梁慶國

(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作機(jī)構(gòu)具有響應(yīng)速度快、結(jié)構(gòu)簡單、工藝性好、無油氣泄露等特點(diǎn),在電網(wǎng)系統(tǒng)中得到了廣泛的應(yīng)用[1],但是其核心部件儲能彈簧斷裂將會引起事故,給電網(wǎng)帶來較大威脅,已受到廣泛關(guān)注和高度重視.

高壓斷路器儲能彈簧斷裂問題是工程實(shí)際急需解決的熱點(diǎn)問題.文獻(xiàn)[2-4]以具體實(shí)例分析了變電站斷路器儲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]對某高壓斷路器圓柱螺旋儲能彈機(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]對風(fēng)電儲能系統(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)過程,得到了卷簧應(yīng)力極值位置隨轉(zhuǎn)動向內(nèi)圈方向移動并與尾端成對角關(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)算值與測試數(shù)據(jù)總體趨勢一致;文獻(xiàn)[9]對卷簧儲能過程進(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象,而對平面渦卷彈簧研究,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)儲能卷簧的尺寸遠(yuǎn)大于標(biāo)準(zhǔn)的適用范圍.對厚度超過4 mm、寬度超過80 mm的大型儲能卷簧的相關(guān)研究比較少見,故對超標(biāo)準(zhǔn)尺寸的大型儲能渦卷彈簧進(jìn)行研究非常必要.

儲能卷簧是高壓斷路器開合閘動作機(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能卷簧為研究對象,建立有限元模型,分析工作過程中扭轉(zhuǎn)位移和應(yīng)力狀態(tài),為其故障監(jiān)測及結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考.

1 高壓斷路器儲能卷簧模型

1.1 高壓斷路器儲能卷簧工作原理

儲能卷簧操動機(jī)構(gòu)是目前高壓斷路器常用的開合閘動作機(jī)構(gòu)之一,BLK型彈簧操動機(jī)構(gòu)的合閘彈簧位于彈簧操動機(jī)構(gòu)內(nèi),是鐘表式卷簧,合閘彈簧由電動機(jī)經(jīng)渦輪傳動機(jī)構(gòu)儲能.BLK型機(jī)構(gòu)的儲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)動主軸相連;在儲能過程中卷簧中心主軸被合閘摯子固定不動,卷簧外側(cè)即卷簧尾端隨盒子在儲能電動機(jī)帶動下順時(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.

1.2 儲能卷簧建模

圖1(a)為某高壓斷路器儲能卷簧外觀圖,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題分析方法.對模型不同區(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個單元.邊界條件設(shè)置為中心頂端固定約束,機(jī)構(gòu)的儲能由角度控制,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)離尾端的右下角會出現(xiàn)較大應(yīng)力.這可能是因?yàn)閺椈墒怯晌捕死瓌?在右下角會形成包角,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

儲能卷簧扭轉(zhuǎn)位移取0.24,0.50,0.76,1.00 s時(shí),4個分析步時(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.

圖6 1 s內(nèi)4個瞬時(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能卷簧為研究對象,利用有限元軟件對卷簧儲能過程進(jìn)行模擬仿真.在儲能過程中,卷簧尾端經(jīng)蝸輪驅(qū)動器隨電動機(jī)順時(shí)針轉(zhuǎn)動,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.為卷簧的故障監(jiān)測及后續(xù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了參考.