配用弹簧液压机构的SF_6断路器刚分_合_速度的计算与分析（可编辑）

配用弹簧液压机构的SF_6断路器刚分_合_速度的计算与分析（可编辑） 配用弹簧液压机构的SF_6断路器刚分_合_速度的计算 与分析 第43卷 第5期 2007年10月 HighVoltageApparatus Vol.43 No.5 Oct.2007 高压电器 收稿日期:2007-04-13; 修回日期:2007-05-19 作者简介:虞宇飞1964-,男,上海市人,总工程师,高级工程师,主要从事高 压开关开发试验研究及技术管理工作。 配用弹簧液压机构的SF6断路器 刚分合速度的计算与分析 虞宇飞, 胡秋江, 施文耀 ShanghaiHuatongSwithegearworksCo.Led.,Shanghai200072,China CalculationandAnalysisforInstantaneousOpeningClosingSpeedinSF6 HVGCBwithHydraulic-springMechanism 上海华通开关厂有限公司,上海 200072 YUYu-fei,HUQiu-jiang,SHIWen-yao 文章编号:1001-1609200705-0329-04 摘要:对配用新型液压弹簧机构的高压SF6断路器的分合 闸过程和原理进行了分析,在假定碟簧力特性为某一均值 时,对刚分合速度进行了实例计算,并与实测值进行了比 较,结果基本一致。最后就相关问题进行了讨论。 关键词:SF6断路器;液压弹簧机构;刚分合速度; 计算;分析 中国分类号:TM561.3 文献标志码:A Abtract:Thispaperanalyzedtheprocessandprincipleof opening closing in an SF6 HV GCB with new type hydraulic-springmechanism.Theforcecharacteristicsofthe discspringwasassumedbyacertainaveragevalues,andthe instantaneousopeningclosingspeedwerecalculated.Ithad beenprovedthatthecalculateddatameetwelthepracticaly measuredresults.Finaly,Somefeasiblesuggestfordesigning ofthehydraulic-springmechanismhasbeengiven. Keywords:SF6GCB;hydraulic-springmechanism; instaneousopeningclosingspeed; calculation;analysis 0 引言 近年来,由于传统液压机构的故障率居高不下, 导致压气式 SF6断路器的可靠性有所下降,20世纪 80年代末,ABB公司已开发了 AHMA液压弹簧机 构,将能源由氮气贮能改为碟簧贮能,紧接着又开发 出了模块式的 HMB系列第 2代液压弹簧机构, 它克服了传统液压机构的诸多缺点,使压气式 SF6 断路器的使用得到了强有力的支撑[1,2],受到了广 大用户的青睐,国内几个主要高压生产厂竞相采用。 为此,笔者对配用于 LW31B-252SF6断路器中的 CTY?-4液压弹簧机构的刚分合速度进行了计 算与分析,以供参考。 1 机构简介与动作原理 配用于 LW31B-252SF6断路器中的 CTY?-4 液压弹簧机构的结构原理见图 1,其中a为分闸 态,b为合闸态。 分闸时,合闸电磁阀及换向阀4向左动作,进入 分闸位置,此时,活塞杆 2下边高压油排向油箱 5。 反之,合闸时阀4向右动作,由压油缸6而来的油迅 速进入活塞杆2下边,在差动力作用下,活塞杆2上 升,于是断路器1合闸。8为贮能用泵。 图2为断路器灭弧室示意图。断路器灭弧通常 分3个阶段:!"预压缩阶段;#"气吹阶段;$"缓冲阶 段至停止。而合闸则分为刚合和减速2个阶段。 2 刚分合运动过程与算式演示 从上述分析可知,起始刚分运动过程中,存在 操作能源碟簧,压油缸6见图1经阀4向工作缸 体7充排油,压气室进行压气的过程以及运动系 统的加速的作用。另外,该机构与传统的液压机构 有一些较大的区别??无充氮气的蓄压筒 用碟簧 329? ? 第43卷 第5期 2007年10月 HighVoltageApparatus Vol.43 No.5 Oct.2007 高压电器 和压油缸替代,液压系统压力与环境温度无关,无 外部连接的管道。因此,分析时只考虑局部损失,而 内部短管道的损失几乎可以略去。 为了便于工程计算,可假设:?起始运动过程中 即预压缩阶段,压气室内无渗漏气体;?由于运动 时间极短ms级,故认为属绝热过程,且 SF6气体 亦服从理想气体定律;?分合闸动作时,压油缸内 压力基本不变取其平均值;?假定油液不可压缩。 从压气式SF6断路器起动过程来看,压油缸碟 簧既要给运动系统产生给定速度所需的功,还要克 服压气室反力所作的功。根据能量守恒定律,起始分 闸运动过程中,任意一点位置时压油缸输入的实际 功除了克服摩擦损失及各种反力功外,应等于运动 系统动能的增加,即 F-FS-Ffdsd MSυf2 2 1 式中F为实际输入作用力;FS为压气系统的反力;Ff 为运动系统摩擦力因较小,略去不计;υf为运动 系统即压气室速度;MS为运动系统的质量。 由于式1两边的 F、FS、MS在不同位置是一个 变量,因此,直接解该式有一定难度,现采用分段线 性化办法解,这样既使问题简化,又使产生的误差可 以接受。 2.1 算式归类 将式1转化成该系统后,分闸过程的运动方程 式为 ηP1f3-P2f4 MS 2 ?dυf 2 ds +FS 2 略去油箱反力P2后,将式2演变成 η[PH-ΔP1f3-ΔP2f4]ηPHf3-η?ξ1r2gυ1 2f3+ ?ξ2υ22r2gυ2 2f4 MS 2 ?dυf 2 ds +FS 3 其中 η为传动系统总效率;f1为合闸实际作用面积 f1f4-f3;f2为分闸进油口面积;f3为分闸作用 等 于合闸排油面积 f3f4-f1;f4为分闸排油面积;f5 为分闸出口面积;PH为压油缸内最低功能压力 取 平均值;P1为分闸瞬间f3处进油侧压力;P2为分闸 瞬间工作缸排油侧油箱压力;ΔP1为分闸进油侧 压力损失?ξ1r2gυ1 2;?P2为分闸排油侧压力损 失?ξ2 r2gυ2 2;υ1、υ2分别为分闸进、排油管中的 流速;?ξ1、?ξ2分别为分闸进、排油管中的阻力系 数之和;g为重力加速度;γ为油的重度。因为 υ1 f3υf f2 ,υ2 f4υf f5 ,因此将式3改写为 ηPHf3-ηβ1+β2υf2-FS MS 2 ?dυf 2 ds 4 式中 β1η?ξ1r2g f33 f22 υf2 5 β2η?ξ2r2g f43 f52 υf2 6 2.2 压气室反力特性 FS PS P0 -1P0fP 7 式中fP为压气室反力作用面积 见图2;P0为压气 室充气压力;PS为压气室瞬间压力。 合并同类项,将式4、5合并为[3] dυf2 ds +Rυf2+Q-T0 8 式中R为与阻力有关的系数,且 R2 MS β1+β2 9 Q与力特性有关的系数,且 Q2 MS P0fP V0 G0 GS VS K 10 T为与能源及充气压力有关的系数,且 Tη2 MS PHf3+ 2 MS P0fP 11 其中G0为压气室原始气体重量;GS为压气室变化中 气体重量。 2.3 刚分速度算式 此间行程为S1,结构中由于喷口截面积比静触 头大,故在预压缩过程中存在少量漏气结构需要而 设置的,近似计算时略去漏气,可能呈负偏差,则认 为G0?GS,故式10改写为 Q2 MS P0fP V0 VS K2 MS P0fP b b-s K 12 式中VSV0-fPS;V01+αSHfPbfP;K为绝热指数, 取 1.07;b为寄生行程1+αSH;S为行程变量;SH 为额定行程;α为寄生体积系数。 将式11、12代入式10、8解之,并将边界 条件 S0,υf0代入后得起始阶段分闸速度计算式 为 υf T R -B+B1- T R e-RS$ 13 式中 B2 MS P0fP[ 1 R +K Rb S-1 R ] 14 330? ? 第43卷 第5期 2007年10月 HighVoltageApparatus Vol.43 No.5 Oct.2007 高压电器 B1 2 MS P0fP 1 R -K R2b 15 2.4 刚合速度算式 由于合闸过程中不存在压气与排气的问题,因 此,将式1、2改写成 ηP2f4-P1f3 MS 2 ?dυh 2 ds 16 类同分闸一样,将式16演变成 dυh2 ds +R′υh2+T′0 17 式中υh为刚合速度; R′MS 2 β1′+β2′ 18 T′2η MS PHf1 19 β1′η?ξ1′r2g f43 f52 20 β2′η?ξ2′r2g f33 f22 21 解式15得刚合速度为 υh T′ R′ 1-e-R′S" 22 2.5 压油缸碟簧压力计算 油泵升压压缩碟簧见图3,产生力FH,它作用在 压油缸截面积fA见图 1b上,产生了压油缸的压 力。因碟簧有预压缩,因而也就存在一个预压力。与 传统液压机构相似,当油泵停止时,同样存在一个停 止油压。 由文[4]可知,该结构的碟簧应该属于B类。因 此,它的力特性应为 FH η1fδ3 αD2 [η1h0-f δ η1h0- f 2 δ +1]N 23 式中 FH为碟簧力;f为变形量 每片;δ为碟簧厚 度;h0为极限压缩量;D、d为碟簧外径、碟簧内径; α为与弹性模量和指数有关的系数。 α1-μ 2 4πE C-1 C 2 C+1 C-1 -2 lnC 24 式中μ为材料泊松比;E为材料弹性模量;C为指数 CD/d。 η1 L L1 D-d D-d-4b 25 式中L、L1为杠杆臂长度,bL-L1/2。 3 实例计算 以LW31B-252断路器为例,配用国产CTY?-4 弹簧液压机构,进行了相关计算。 1油缸压力计算 按式23~式25可得 FH值为49t,然后作用 于压油缸面积fA见图1b上,从而可得油压值为 32MPa,而实测油压值为 30.9MPa。考虑到实际碟 簧有-5%的误差可能因热处理关系,即为 47t,折 算油压值为31MPa。 2起始分闸速度计算 根据图1结构尺寸得,工作缸进油侧阻力系数 ?ξ13.34;工作缸排油侧阻力系数?ξ27.17;进口 压力损失?P1?1.06MPa;排口压力损失?P2? 3.38MPa;?P?P1+?P2?4.44MPa。 由式5、6、9得 β11.41,β26.03,R4.65。 再由式13~15得停止压力为31.0MPa,取 平均值30.0MPa B25.7,B1-12,T/R560,υf9.1m/s。 若取最低功能压力22.0MPa时,υf为8.1m/s。 而 30.0MPa与 22.0MPa时的分闸速度之差为 Δυ?1.0m/s,压力效果还是比较明显的,说明管道阻 力系数是合理的,未出现“饱和”现象。 3刚合速度计算 根据相关结构数据,按式18~22,得 β1′48.8,β2′1.5,R′31.5,T′751,υh4.87m/s 如果合闸进油管径取用 ’13时,则υh′4.2m/s。 4 计算结果与实测值比较和分析 实测油缸压力为31MPa,而按B类计算得压油 缸压力为32MPa,考虑到负公差时,则基本一致。如 果按A类计算,则误差较大负偏差。 至于起始分闸速度,计算值 9.1m/s与实测值 9.6m/s相比,呈负偏差-5%左右,这可能是由于假定 预压缩阶段压气室作绝热压缩无漏气。事实上,该 类灭弧室的喷口与静触头之间存在一个结构性环形 缝隙,“结构性漏气”使压气室中压力比绝热压缩值 要小,从而阻力减少,速度相应提高了。而刚合速度 与实测值则基本吻合。 5 问题讨论 1压力效率问题 在集成块式的液压弹簧机构中,一般可以只考 虑局部损失。因为油管路径极短,所以略去沿程损 失。此机构的计算压力效率为η86%,当然,这是由 于其结构紧凑,直角拐弯较多所致,使局部损失比传 统液压机构高些。从总体而言,二者压力效率相当。 331? ? 第43卷 第5期 2007年10月 HighVoltageApparatus Vol.43 No.5 Oct.2007 高压电器 2力平均值 在此计算中,毋需考虑环境温度的影响,因为碟 簧力特性与环温无关,只与碟簧变形量有关。由于在 操作过程中碟簧释放变形量 f在减小,从而力在 下降,因此,计算中采用了操作前与操作后压力的平 均值,以减小计算误差。事实表明这样计算是可行 的,较适宜于工程计算中。 如果在速度算式中将压油缸的力特性 FH作为 变形量f的函数后代入,则将大大增加计算的难度 和复杂性。 另外,碟簧的力特性计算中应考虑接洽面的支 承环位置L/L1以及公差?5%,以修正它的出力特 性。由计算表明,按B类计算较符合实际情况。 3碟簧的数量 由于机构中采用n片碟簧呈串联配置,因此,它 的力特性与单片相似 尽管每片间存在一些差异, 但它的整机压缩量为各片碟簧压缩量的叠加,即以 供给整机操作之用。其中也考虑到发生意外情况,一 旦某一片碟簧损坏如热处理不良,机构的速度特 性仍能确保在技术条件规定的范围内。 4量油箱大小 液压弹簧机构的能源取决于碟簧的材料变形特 性,而传统的液压机构则取决于气体的压缩。前者是 属于硬特性因压力取得较高,如大于 40MPa,后 者是属于软特性。或者说,欲取得相同的出力特性, 碟簧的压缩行程 变形量较蓄压筒的压缩行程要 小,因此,所需作功的压缩油量要少,其油箱相对而 言也可小些。 5始进油量的 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 从计算与实测值比较可知,对起始分合闸速 度影响最大的因素是在刚分 合的一瞬间,从分 合闸进油口到工作缸分合闸侧的截面积至关重 要。若过小,起始分合闸速度太慢,呈一个大圆弧 曲线,而不是一条陡的斜线,以至于影响整体分合 闸平均速度。若当起始进油量足够后这一点非常重 要,起始分合闸速度与平均速度的斜率呈基本一 致,才能满足断路器的要求。 6 结语 LW31B-252SF6断路器的计算表明,当对碟簧 作能源的压力下降特性取以某一平均值时,可采用 传统液压机构的计算方法进行刚分 合速度的计 算。机构从原理与计算上是液压机构,只是它的能源 结构有所不同,因此,传统液压机构中大多数计算方 法均可采用。需要注意的是,碟簧力特性应以 B类 为准,再转化至压油缸的平均压力值,才能取得满意 的效果,从而较适用于工程的要求。 参考文献: [1] 施文耀.弹簧机构与液压机构的最佳组合[J].高压电器通讯, 20014:40-44. 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