碟簧液壓操動機構的建模與仿真

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引言

碟簧液壓操動機構是高壓電器的核心部件，大量應用于高壓、超高壓斷路器中。它通過壓縮組合碟簧的方式進行儲能，結構緊湊、機械操作特性穩(wěn)定、密封性能優(yōu)越，與傳統(tǒng)壓縮氮氣儲能式相比，具有系統(tǒng)油壓受溫度影響小、操作油壓降小、不存在氮氣泄漏的顯著優(yōu)勢，更利于高壓設備實現(xiàn)智能控制，順應國家“堅強智能電網(wǎng)”的發(fā)展規(guī)劃。

目前，對碟簧液壓操動機構的研究主要集中在元件和結構設計方面[1-5]，文獻[6，7]探討了碟簧液壓操動機構的剛分(合)特性，是基于碟簧力特性為某一均值的假定。

本研究以某公司220 kV斷路器所配碟簧液壓操動機構為研究對象，在AMESim中建立了該液壓系統(tǒng)的仿真模型，對空載條件下的動態(tài)特性進行了計算分析，并通過試驗驗證了模型的正確性，為碟簧液壓操動機構的分析和設計提供參考。

分、合閘過程的建模方法類似，本研究僅以分閘過程為例，合閘過程不再贅述。

1　操動機構工作原理

圖1是220 kV斷路器碟簧液壓操動機構實物圖片，該機構由五大模塊組成，工作模塊是中心， 儲能模塊的組合碟簧位于工作模塊的下方、儲能缸均布在工作模塊四周，打壓模塊、檢測模塊和控制模塊布置在工作模塊四周的其它面。

1.打壓模塊　2.檢測模塊　3.工作模塊　4.控制模塊　5.儲能模塊圖1　220 kV斷路器碟簧液壓操動機構

打壓模塊的電機通電后，電機帶動徑向柱塞泵往復運動壓縮油液，系統(tǒng)油壓不斷升高，推動儲能模塊的儲能缸活塞運動。活塞向下壓縮組合碟簧進行儲能，達到設定行程時，檢測模塊發(fā)出斷電信號，電機停止工作，儲能結束。

圖2是該機構簡化后的合閘位置示意圖。分閘過程如下：給分閘命令，4.2分閘電磁鐵帶電，電磁鐵動鐵芯帶動4.3分閘先導閥的閥芯運動，打開先導閥閥口，控制腔油路與低壓油相通，4.1主閥最左端的控制腔卸壓。在面積差的作用下，4.1主閥的閥芯向右運動，2工作缸左腔與低壓油箱連通，同理，在面積差的作用下，工作缸向左運動，帶動滅弧室運動部分完成分閘動作。

1.滅弧室　1.1.滅弧室運動部分　1.2.靜觸頭　2.工作缸 3.油箱　4.控制閥　4.1主閥　4.2.分閘電磁鐵　4.3.分閘先導閥 4.4.合閘電磁鐵　4.5.合閘先導閥　5.管路　6.儲能模塊 6.1.儲能缸　6.2.組合碟簧圖2　碟簧液壓操動機構原理圖

2　操動機構數(shù)學模型

2.1　電磁鐵

吸力方程：

(1)

式中，F(xiàn)i為動鐵芯受的電磁力，N；Φ為磁通，Wb；S為氣隙面積，m2；μ0為空氣磁導系數(shù)，其值為4π×10-1Wb/A·m。

電流方程：

(2)

式中，I為線圈電流，A；U為線圈電壓，V；R為線圈電阻，Ω。

2.2　工作缸

工作缸是雙作用雙向緩沖差動缸結構，能快速分閘，動作過程分為啟動加速、緩沖減速兩部分，如圖 3所示。負載力FL來自滅弧室，系統(tǒng)油壓ps來自儲能模塊，分閘時無桿腔油液流經(jīng)控制閥回到油箱，儲能模塊至工作缸有桿腔、工作缸無桿腔至油箱均有管路損失。

圖3　工作缸

1) 運動學方程

(3)

pr=ps-Δpr

(4)

pc=Δph+Δpv+Δpc

(5)

式中，Ar、Ac分別為工作缸有桿腔和無桿腔的面積，m2；pr、pc分別為工作缸有桿腔和無桿腔的油壓，Pa；B為負載阻尼，N·s/m；f為內(nèi)阻力，N；FL為負載力，N；m為活塞桿上負載質(zhì)量，kg；x為活塞桿位移，m；ps為系統(tǒng)油壓，Pa；Δpr為儲能缸到工作缸有桿腔的管路損失，Pa；Δph為分閘緩沖壓力損失，Pa；Δpv為控制閥閥口壓力損失，Pa；Δpc為無桿腔到油箱的管路損失，Pa。

2) 工作缸流量連續(xù)性方程

(6)

(7)

式中，Qr、Qc分別為工作缸有桿腔和無桿腔的流量，m3/s；Vr、Vc分別為工作缸有桿腔和無桿腔的容積，m3；β為液壓油體積彈性模量，N/m2。

3) 分閘緩沖壓力損失方程

本研究的研究對象采用階梯型緩沖結構，當工作缸進入分閘緩沖腔時，緩沖間隙開始起節(jié)流作用，緩沖腔壓力快速升高，產(chǎn)生瞬時高壓，迫使緩沖活塞減速制動實現(xiàn)緩沖。

分閘緩沖壓力損失方程：

(8)

式中，ρ為液壓油密度，kg/m3；Cq為緩沖節(jié)流流量系數(shù)；d、δ分別為緩沖孔徑和間隙，m。

4) 控制閥閥口壓力損失方程

(9)

式中，Cd為主閥閥口流量系數(shù)；Av為主閥閥口分閘過流面積，m2。

5) 管路壓力損失方程

為滿足熄弧的要求，高壓斷路器要求的分閘速度一般較高，工作缸的速度達到10 m/s以上，因此管路的油液流速很高。另外，由于結構所限，碟簧液壓操動機構的油路比較復雜，除了有交叉孔，還存在不少流道方向突然改變的情況，管路的壓力損失不可忽略。

管路壓力損失方程:

(10)

式中，λ為沿程損失系數(shù)；Lp為管道長度，m；dp為管道直徑，m；ξ為局部損失系數(shù)；vp為管道中的油液流速，m/s。

2.3　組合碟簧

碟簧液壓操動機構采用組合碟簧代替儲壓器進行儲能，提高了斷路器分合閘動作的穩(wěn)定性。本研究所研究的碟簧操動機構采用的組合碟簧為4組對合碟簧片，外加1片緩沖碟簧片，如圖 4所示。

圖4　組合碟簧

單片碟簧的出力特性方程[8]：

(11)

(12)

(13)

C=D/d

(14)

(15)

(16)

h0=H0-t

(17)

式中，F(xiàn)為單片碟簧的負荷，N；f為單片碟簧的變形量，mm；K1、K4、C、C1、C2為計算系數(shù)；E為碟簧材料彈性模量，N·mm；μ為碟簧材料泊松比；t為碟簧厚度，mm；t′為有支承面碟簧減薄厚度，mm；D為碟簧外徑，mm；d為碟簧內(nèi)徑，mm；H0為單片碟簧的自由厚度，mm。

組合碟簧的特性方程[8]:

Fz=nF

(18)

fz=if

(19)

Hz=i·(H0+(n-1)t)

(20)

式中，F(xiàn)z為組合碟簧的負荷，N；fz為組合碟簧的變形量，mm；Hz為組合碟簧的自由高度，mm；i為組合碟簧對合數(shù)；n為組合碟簧疊合數(shù)。

2.4　負載

碟簧液壓操動機構斷路器的滅弧室是壓氣式、單斷口結構，如圖 5所示。

圖5　滅弧室

空載時負載力方程:

(21)

(22)

式中，F(xiàn)L為壓氣反力，N；pt為壓氣室氣體壓力，Pa；p0為壓氣室氣體初始壓力，Pa；Ap為壓氣反力作用面積，m2；ρt為壓氣室氣體密度，kg/m3；ρ0為壓氣室氣體初始密度，kg/m3；κ為氣體比熱容比；V0為壓氣室初始容積，m3；m0為壓氣室氣體初始質(zhì)量，kg；Vt為壓氣室容積，m3；mt為壓氣室氣體質(zhì)量，kg。

3　仿真結果與實測對比

根據(jù)式(1)～式(22)所列數(shù)學模型，用系統(tǒng)仿真軟件AMESim建立如圖6所示仿真模型進行仿真分析，表1為該模型主要仿真參數(shù)。同時，利用位移傳感器、壓力傳感器和高壓開關測試分析系統(tǒng)測試該碟簧液壓操動機構的特性，驗證仿真結果。

圖6　碟簧液壓操動機構的仿真模型

參數(shù)名稱參數(shù)設置負載當量質(zhì)量/mm20工作缸內(nèi)徑/mm35活塞桿徑/mm18工作缸行程/mm220負載力/NF(x)(外部輸入)儲能缸活塞質(zhì)量/kg5．6儲能缸內(nèi)徑/mm86碟簧初始壓縮量/mm83．5儲能缸個數(shù)2液壓油型號10號航空液壓油環(huán)境溫度/℃20

3.1　電磁鐵電流

圖7是電磁鐵電流的計算和測量對比曲線，計算和實測曲線變化趨勢一致，計算值和實測值最終都穩(wěn)定在1.38 A。出現(xiàn)差異的原因是計算時鐵芯材料的磁化特性是按照理想的B-H曲線定義，而實際上工程使用的材料難免含有雜質(zhì)，影響其磁化性能。

3.2　斷路器行程特性

圖8是斷路器行程的計算和測量對比曲線，兩條曲線的直線段斜率基本一致，始末略有差異。實測曲線起始點比計算的略早，是由于在實際裝配中零部件存在間隙，使得運動部件的動作提前，而仿真過程中未考慮間隙的影響。緩沖部分的差異主要考慮是加工偏差引起。

圖7　電磁鐵電流曲線對比

圖8　斷路器行程曲線對比

表2是分閘時間和分閘速度的計算與測量對比。時間的計算值與實測值的誤差為-2.8%，速度的計算值與實測值的誤差為-1.2%，計算精度較高。

表2　分閘時間和分閘速度對比

3.3　分閘緩沖腔壓力

圖9是分閘緩沖腔壓力的計算和測量對比曲線，計算和實測總體變化趨勢一致，實測曲線比技術曲線約延時3 ms。計算峰值為97.2 MPa，實測峰值為93.3 MPa， 計算值與實測值的誤差為4.2%。傳感器的延時效應是產(chǎn)生實測曲線滯后的主要原因。從兩條曲線的走勢來看，分閘緩沖壓力分布不均衡，波峰位置的壓力值遠高于其它位置的壓力值，緩沖尺寸有進一步優(yōu)化的空間。

圖9　緩沖壓力對比

4　結論

建立了220 kV斷路器碟簧液壓操動機構的空載仿真模型，將計算得到的電磁鐵電流、斷路器行程、分閘緩沖腔壓力、分閘時間和分閘速度與實測對比，計算結果與實測吻合度好。整體仿真模型具有較高的精度，可以作為碟簧操動機構分析和優(yōu)化的依據(jù)。

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