超高压断路器多间隙关节柔性传动机构建模与仿真

摘要

传动机构是超高压断路器的主要组成部分，其动态特性决定了断路器的可靠性。传动机构的特点是动作快、灵敏度高、可靠性高。多间隙传动机构表现出强烈的非线性振动特性，严重影响了特高压断路器的可靠性。利用ADAMS软件建立了考虑间隙铰和部件柔性的传动机构平面刚柔耦合模型。在间隙关节间隙矢量模型的基础上，建立了间隙关节的动态接触模型。通过对比实验结果，验证了模型的可靠性。仿真结果表明，间隙对机构的动态响应影响较大，各部件的柔性对机构具有悬挂作用。此外，还研究了间隙尺寸、输入速度和间隙铰数对机构动态特性的影响。

1.介绍

特高压断路器是一种保护和控制特高压输配电网络的装置。特高压断路器的主要功能是在接收到分、合闸信号时，准确、高效、稳定地断开或接通电路，以实现对电网的控制和保护。传动机构是特高压断路器的主要组成部分，其动态特性决定了断路器的可靠性。与低压断路器的驱动机构相比，传动机构具有更复杂的过程，承受更重的负载，具有更高的动触速度。据统计，传动机构机械故障占高压断路器故障总数的63.8% [1］．因此，特高压断路器运行的稳定性和可靠性直接取决于传动机构的性能。

国内外许多学者对断路器进行了大量的研究工作，主要集中在断弧、电源（液压系统和弹簧系统）以及控制电路的仿真研究[2-6.]，而很少注意已经支付给传动机构的动态特性。传动机构的部件大多是由铰链连接，而铰接运动对的间隙是不可避免的，由于组装，制造误差和磨损，等等[7.-9.］．间隙引起的冲击和碰撞会导致机构的振动和噪声，加剧机构磨损，降低机构的运动精度、效率和使用寿命，特别是对于高速重载机构[10］．

机构的动态特性是国内外机械工程研究的重点之一[11那12］．在过去的几十年里，也有不少学者谁已使用的理论和实验方法进行研究的一个很大的的不完善关节曲柄滑块或四杆机构的动态分析。Flores等。研究了在旋转接头不同的接触力法的影响与间隙对机构的动态响应[12那13］．Khemili和Romdhane有兴趣与间隙平面柔性曲柄滑块机构的动态行为的研究;仿真和实验测试进行了为实现这一目标[14］．仿真和实验结果表明，在间隙存在的情况下，耦合器柔性对机构具有悬挂作用。Muvengei等人数值研究了不同位置的无摩擦转动间隙关节对典型曲柄滑块机构整体动态特性的参数影响[15］．仿真结果表明，单个间隙转动关节的动力学行为不能作为机械系统的一般情况。Megahed和Haroun建立了考虑多间隙关节的曲柄滑块机构模型，并将其纳入ADAMS进行动力学仿真[16］．Bauchau和Rodriguez基于非线性动力学理论建立动力学方程，研究间隙和柔性对机构动态响应的动力学特性[17］．Tian等利用基于Lankarani和Nikravesh连续力定律和Coulomb摩擦定律的所有绝对节点坐标公式研究了带间隙机构中连杆的弹性[18那19］．

在以往的大部分工作中，研究对象都只是一个简单的曲柄滑块机构或四杆机构。此外，带间隙机构的动力学模型往往只考虑一个转动间隙关节，而忽略了部件的灵活性，因为考虑多个间隙关节和机构的灵活性会使动力学分析更加复杂。基于非线性连续接触理论和修正的库仑摩擦模型，利用ADAMS软件建立了1100 kv超高压断路器带间隙高速多连杆传动机构平面刚柔耦合动力学模型。此外，还考虑了碰撞体的弹性行为。

经过介绍，本文组织如下。本节简要介绍了特高压多间隙接头传动机构的物理结构和工作原理2第节建立了基于间隙矢量模型的间隙接头接触力模型3.．与multiclearance关节传动机构的动态模型被建立，并且ADAMS下模型的可靠性是由在第实验测试验证4.．本节描述了动态模型的数值模拟，并对得到的结果进行了详细讨论5.. 最后，总结了特高压输电机理的刚柔耦合模型，并对结论进行了概述6.．

2.传动机构说明

如图所示1，完成通断动作的特高压断路器传动机构是一种多连杆组合机构，用于传递力和运动。驱动连杆1直接用于输入驱动力。绝缘极6用来切断电流。绝缘极6与动触点9之间的传输元件位于特高压断路器灭弧室内。驱动连杆1的水平行程(输入位移)为230 mm，运动触点的水平行程(输出位移)为280 mm。特高压断路器分合过程中合闸时间为85 ms，分闸时间为40 ms;因此传动机构的速度非常高，瞬时速度甚至可以达到20m /s。密封杆5上方的传动机构各部件具有一定的对称性。机构右侧为一个具有一个自由度的9连杆平面机构，该机构有3个移动副和10个转动副。机构各部件的特性参数如表所示1多间隙关节传动机构原理图如图所示2．

3.间隙关节接触力模型

3．1.间隙接头的定义

假设忽略了转动关节的位置公差。带间隙的转动关节如图所示3.．轴承和轴颈之间的半径差表示径向间隙的大小。

虽然带间隙的转动关节不约束机构的任何自由度，但它引入了一些运动学约束。这限制了轴颈在轴承边界内移动。因此，消除了两个运动约束，在一个转动间隙关节中引入了两个额外的自由度。

轴承和轴颈之间的半径差如下所示： 哪里和代表轴承和轴颈的半径。

图形4.描述了在真实的带间隙的转动关节动力学过程中，轴承和轴颈之间的三种不同类型的运动:(a)自由飞行模式，即轴颈与轴承不接触，轴颈在轴承边界内自由运动;(b)冲击模式，即自由飞行模式的末端;(c)连续接触模式;也就是说，尽管轴承和轴颈之间有相对的穿透深度，接触始终保持。

在哪里和为轴承和轴颈的中心，和表示方位和轴颈在全局惯性坐标中的位置向量。因此，间隙向量为 哪里表示轴颈相对于轴承的偏心矢量。因此，轴承和轴颈的偏心可以描述为

轴承与轴颈接触点的单位法向量表示为

图形4 (c)描述了轴承与轴颈之间的相对穿透深度，用全局坐标系表示。轴承与轴颈碰撞产生的穿透深度可表述为:

3．2.间隙关节法向力模型

用于接触的建模，基于所述INPACT功能的接触方法用于模型。在该方法中，从INPACT功能的接触力是由ADAMS函数库来计算。的接触力基本上建模为非线性弹簧 - 阻尼器。从模拟中，ADAMS /解算器可以得到的反应，包括加速度，速度，位置和力从所有元件和接触点的连续流。这种连续的接触力模型被广泛用于与关节间隙机构系统的非接触式冲击过程[10那14］．

可见，ADAMS中的法向接触模型可以表示为 哪里为弹性变形力，表示能量耗散，是穿透深度，以及是相对冲击速度。力变形特性的指数，，取决于接触面的材料(对于金属材质，设置为1.5)[20］．是瞬时阻尼系数，可以给出 哪里是阻尼系数的最大值，是穿透深度的最大值，并是关于的函数吗那,，如图所示5.．一个人

最大阻尼系数使用(8.），以及更准确的值可以通过更新和采用数值迭代直到的值是稳定的。

刚度参数可计算如下: 哪里和分别表示轴承和轴颈的半径，是泊松比，和是单元的杨氏模量．

非线性连续接触力模型的表达式为:

3．3.间隙关节摩擦力模型

本文采用修正库仑摩擦模型计算间隙的切向接触力[21］．修正库仑摩擦模型的摩擦系数是切向滑动速度的函数，可以避免在数值计算过程中摩擦力随速度方向的变化而发生突变。修正库仑摩擦能更准确地诱发相对运动中的粘滞和微滑移现象。

切向接触力模型可以表示为 哪里为轴颈与轴承碰撞点处的切向滑动速度，即切向速度分量。

是摩擦系数，其可表示为 哪里是动摩擦的最大临界速度，是静摩擦的临界速度，是动摩擦系数，和为静摩擦系数。动摩擦系数的函数曲线如图所示6.．

4.带间隙机构建模及实验验证

4．1.带间隙特高压传动机构动力学模型

在ADAMS下建立了超高压多间隙关节高速多连杆传动机构，如图所示7.．在ADAMS的动力学仿真中，假设在干润滑条件下对带间隙的转动关节进行研究，关节处不发生磨损。绝缘杆、上转臂、上连接板、和动接触是柔性的，在HYPERMESH有限元软件下建立动接触，得到其本征频率和本征模态(图1)8.).柔性组件的材料特性如表所示2．此外，第一12种模式与对应的固有频率被选择用于有间隙的刚性 - 柔性连接机构的动力学的模拟。柔性部件的模态中性文件（.mnf）被导出到ADAMS与机构的其它刚性部件连接。与ADAMS下multiclearance关节的传动机构的刚性 - 柔性耦合模型能够获得机构的更准确的动态响应。

为了获得最好的数值结果，选择了齿轮Stiff (GSTIFF)积分器，该积分器采用了反向微分公式(BDF)对微分和代数标准指标三方程进行积分。在差分方程的数值积分中使用改进的Newton-Raphson迭代算法，为刚性模型(高频和低频混合的模型)的模拟提供了很好的解[22］．用牛顿-拉夫森法求解非线性方程组所允许的最大迭代次数为10次。选择积分法(GSTIFF)选用积分器公式(SI1)，因为它在求解运动方程时考虑了约束导数，并监测了系统中拉格朗日乘子脉冲的积分误差。截面接触模型3.将该方法引入到ADAMS中，用于间隙关节的仿真。仿真特性如表所示3.．

4．2．实验验证

实验测试系统如图所示9.．采用磁栏杆尺测量密封杆的位移，减小了机械振动对实验测试的负面影响。采用ROS光电转速传感器测量下转臂的转动角速度，避免了额外负载对实验测试的影响。然后采用德国ACTAS测试仪对实验数据进行处理，该测试仪在各种复杂电磁环境下具有较高的精度和线性频率响应，验证了实验数据处理的高精度和可靠性。

图形11给出了实验结果与仿真结果的对比。在动态仿真中，驱动连杆的驱动力和动触点的负载力可以表示为图中所示10. 旋转关节和（数字2)的刚柔耦合模型为间隙关节，其余为理想的转动关节。本次工作中，转动关节的间隙尺寸设置为0.1 mm，这是由制造误差和装配支持的。仿真结果与实验结果吻合较好。

5.结果和讨论

为了研究多间隙关节传动机构的动力学特性，选取ADAMS中的STEP5函数作为运动输入函数。STEP5函数以五次多项式逼近Heaviside阶跃函数，能够满足传动机构输入位移和关闭时间的要求。

定义STEP5函数的格式为 哪里为自变量，和实变量是否指定数值将STEP5功能的开始和结束，分别与和是步骤的初始值和最终值。

定义STEP5函数的方程为

在动态仿真中，机构的运动时间为0.085 s，输入行程为230 mm;因此输入函数STEP5可设为

运动和对应的输入速度的输入位移可以被描述为在图12．

5．1.基于刚性模型的带间隙传动机构动态响应

在动态模拟，转动关节和（数字2)将刚-柔耦合模型中的一个模型建模为间隙关节，另一个模型建模为理想的旋转关节。旋转关节的间隙尺寸设置为0.1 mm，而模拟持续时间为0.085 s、 刚性模型的移动触点的位移、速度和加速度如图所示13．

从图中可以看出13间隙对传动机构加速度的影响要大于间隙对位移和速度的影响。有间隙传动机构的位移和速度与无间隙传动机构的位移和速度基本一致。动触点输出行程的偏差值为0.1 mm。间隙的存在导致了速度的振荡和时滞。间隙的存在引起了机构加速度的高频振荡，其加速度最大值是无间隙机构加速度最大值的2.29倍。可见间隙铰的存在对机构的动态响应有重要影响，为了对机构进行可靠分析，必须考虑间隙铰。

5.2.基于带间隙传动机构刚柔耦合模型的动态响应

为了突出柔性的作用，选择了与刚性传动机构相同的仿真特性。刚柔耦合模型运动接触的位移、速度和加速度如图所示14．

从图中可以看出14时，有间隙传动机构的位移和速度与无间隙传动机构的位移和速度基本一致。输出行程偏差值为0.08 mm。与无间隙刚柔耦合模型相比，无间隙刚柔耦合模型的速度和加速度在运动启动阶段产生较大幅度的振动;究其原因，是由于传动机构的高速运动，使柔性部件变形过大，特别是移动副限制的运动接触，导致传动运动中卡滞。从图中可以看出14 (e)，间隙的存在可以大大降低传动机构的冲击和振动。即间隙的存在作为刚柔耦合模型的悬架。

与带间隙的刚性模型加速度相比，带间隙的刚柔耦合模型加速度最大值由563.5 m/s减小²460.2 m / s²．因此，在刚柔耦合模型下，加速度和冲击的最大值大大减小，弹性元件对机构起到了悬架的作用。

5.3。间隙尺寸的影响

研究了间隙大小对机构刚柔耦合模型动力响应的影响。在动态模拟，转动关节和（数字2)模型为间隙接合。针对0.05 mm、0.1 mm和0.2 mm的不同间隙进行了三个案例研究。不同间隙下动触点的位移、振动位移、速度、加速度如图所示15．

可见，转动关节间隙大小对动接触位移和速度的影响不大，因为无间隙的动接触位移和速度与不同间隙的动接触位移和速度基本一致。但随着间隙尺寸的增大，输出行程的偏差值、波动频率和速度在时域的滞后特性更加明显。当间隙尺寸从0.05 mm增加到0.2 mm时，对应的输出行程偏差值从0.04 mm增加到0.17 mm。特别是运动开始阶段的速度延迟从0.0015 s增加到0.0044 s。虽然时间很短，但对于具有高速重载特点的传动机构来说，会造成约7.8%的运动误差，对传动运动造成巨大的负面影响，甚至会造成严重的电网事故。

仿真结果还验证间隙大小对接触力在接头和传递机构的加速度的影响是严格比那些位移和速度，特别是对于高速机构。Remarkably, the maximum value of acceleration increases from 345.5 m/s²612.2 m / s²；关节接触力的最大值()从2032.4 N增加到3680.6 N。关节接触力过大将大大降低机构的使用寿命和动态性能。

从图中可以看出16在仿真过程中，传动机构的最大动应力发生在上转臂倒角处。其原因是受固定轴旋转约束，倒角区为薄壁结构，导致弯矩和应力集中。可以看出，随着间隙尺寸的增大，上转臂的最大动应力从13.63 MPa增加到18.71 MPa。仿真结果表明，间隙尺寸的增大使机构的动应力水平明显增大。

此外，还将模拟结果与以往文献中的其他研究进行了比较[23-25]研究结果还表明，间隙尺寸对机械系统的动态性能起着重要的作用，间隙导致机构的振动，间隙尺寸越大，机构的加速度幅值越大，因此仿真结果得到了其他da的验证ta在有间隙接头的机构动力学领域发表。

5.4。输入速度的影响

在刚性 - 柔性联轴器传递机构的动态响应驱动连杆的输入速度的影响在本节进行了研究。同样，在传动机构中，旋转接头的模拟和（数字2)建模为间隙联接。旋转联接的间隙大小设置为0.1 嗯。

当驱动连杆行程为230 mm时，传动机构仿真时间分别为0.04 s、0.06 s和0.085 s。即运动的输入函数分别为:那,．带间隙的刚柔耦合传动机构的位移、速度、加速度和接触力如图所示17．

从图中可以看出17时，驱动杆输入速度的不同并不显著影响动触点的位移。与之形成鲜明对比的是，动触点的速度、加速度和接触力受到驱动杆输入速度的强烈影响。随着驱动杆输入速度的增加，运动接触速度最大值由6.21 m/s增加到13.31 m/s，间隙关节接触力值()由3820 N增加到9754 N，加速度由460.2 mm/s增加²to 1625.6 m/s²．说明输入速度越大，加速度越大，接触力越大。因此，随着输入速度的增加，间隙对机构动态响应的影响更加明显。

5.5.间隙接头数量的影响

的传动机构的仿真用一个，四个，11，和15点的间隙的关节进行。In the simulation, the clearance size of revolute joint is set to be 0.1 mm and the simulation time duration is 0.085 s; the displacement, velocity, and acceleration of the moving contact for different number of clearance joints are shown in Figure18．

从图中可以看出18，间隙铰数目的增加，使传动机构的动态响应增强。当关节间隙的数量从1增加到15日,相应的偏差值输出的中风增加从0.08毫米到0.54毫米,速度的时间延迟在运动的开始阶段增加从0.0015到0.0044年代,和增加的最大加速度值从331.5 m / s²to 4260.6 m/s²．随着间隙接头数量的增加，冲击强度和振动频率会越来越强、越来越高。因此，间隙铰的数量对传动机构的动态响应影响很大。随着间隙铰数目的增加，机构的动态响应更加剧烈。

6.结论

本文利用ADAMS软件建立了含多间隙关节的特高压传动机构平面刚柔耦合模型。建立了间隙关节动态接触模型，采用非线性连续接触力模型考虑法向力，采用修正库仑摩擦模型考虑切向力。通过对比实验结果，验证了模型的可靠性。另外，由于实验上的局限性，引入了计算机模拟方法进行补充，具有更大的适用范围。

仿真结果表明，间隙和部件柔性对机构的动态响应有较大影响。与刚性模型相比，在柔性模型下，加速度最大值大大降低到1.5倍左右，柔性部件对机构起到了悬架的作用。此外，还研究了间隙大小、输入速度和间隙铰数对机构动态响应的影响。其中，间隙尺寸、间隙铰数目和输入速度的增加使机构的动态响应变差，导致部件的破坏和失效，表现出更明显的运动滞后和冲击。此外，本文还为分析带间隙铰的传动机构的动力学特性提供了一种实用的方法，较好地预测了间隙对传动机构的影响，为传动机构的精度分析、优化设计提供了依据。以及断路器电路运行的可靠性。

利益冲突

作者声明本文的发表不存在利益冲突。

致谢

衷心感谢平高科技通过“高压断路器液压操动机构特性研究”项目(项目编号:200910513)给予本研究的资金和技术支持。208239881)。

参考文献

1. 宋刚，崔健，袁丁，“1999-2003年高压断路器运行分析”，电气设备，第6卷，第2期2，页6-13,2005。视图:谷歌学者
2. A. Ziani和H. Moulai，“高压断路器电弧的混合模型”，电力系统研究， vol. 92, pp. 37-42, 2012。视图:出版商网站|谷歌学者
3. 刘伟、徐博，“高压断路器液压操纵机构特性分析”，机械工程学报第46卷，第46期10，页148 - 155,2010。视图:出版商网站|谷歌学者
4. 陈福成、曾永福，“69千伏SF6气体绝缘断路器分闸运行弹簧式操动机构动力学研究，”电脑和结构，第80卷，第2期。22页，1715-1723,2002。视图:出版商网站|谷歌学者
5. F.-C。“69 kV SF6气体绝缘断路器弹簧操动机构的动态响应”，机理与机械理论，卷。38，不。2，第119-134，2003。视图:出版商网站|谷歌学者
6. T.-M。律和j。陶，“弹簧作业矿井用真空断路器装置的计算与改进”，煤矿机械，第35卷，第9期，第34-36页，2012年。视图:谷歌学者
7. P.布鲁姆，“在具有多个间隙的关节平面多体系统的动态响应参数研究，”非线性动力学，第61卷，第4期，第633-653页，2010年。视图:出版商网站|谷歌学者
8. S. Erkaya和I. Uzmay，“优化关节清除机制的神经遗传(NN-GA)方法，”多体系统动力学，第20卷，第1期，第69-83页，2008年。视图:出版商网站|谷歌学者|Zentralblatt数学
9. Q.田，Y.张，陈L.和P.弗洛雷斯，“有间隙空间柔性多体系统动力学和润滑的球窝关节，”电脑和结构，卷。87，没有。13-14，第913-929，2009年。视图:出版商网站|谷歌学者
10. 郑东、周旭东，“带间隙柔性曲柄滑块机构的建模与仿真，”机理与机械理论， vol. 74, pp. 10-30, 2014。视图:出版商网站|谷歌学者
11. Z.-F。白杨，田华，“带铰链间隙的太阳能电池板展开动力学仿真，”哈尔滨工业大学学报号，第41卷。3，第11-14页，2009。视图:谷歌学者
12. P.布鲁姆，J.安布罗西奥和J. P.克拉罗，“用于与润滑关节平面多体机械系统动态分析，”多体系统动力学，第12卷，第2期1，页47-74,2004。视图:出版商网站|谷歌学者
13. P. Flores, J. Ambrósio, J. c.p. Claro，和H. M. Lankarani，“接触-碰撞力模型对多体系统动态响应的影响”，机械工程师学会会刊，K部号，第220卷。1，页21-34,2006。视图:出版商网站|谷歌学者
14. 1 . Khemili和L. Romdhane，“具有间隙的柔性曲柄滑块机构的动力学分析”，欧洲力学杂志-A/固体第27卷第2期5，第882-898页，2008。视图:出版商网站|谷歌学者
15. O.Muvengei，J.Kihiu和B.Ikua，“参数对具有不同位置无摩擦旋转间隙接头的平面多体系统动态响应影响的数值研究，”机理与机械理论，第53卷，第30-49页，2012。视图:出版商网站|谷歌学者
16. S. M. Megahed和A. F. Haroun，“多间隙关节机械系统的动态行为性能分析”，计算与非线性动力学杂志，第7卷，第5期1，文章编号011002,11页，2012。视图:出版商网站|谷歌学者
17. O.A.Bauchau和J.Rodriguez，“多体系统动力学中关节间隙和关节柔性效应的建模，”国际固体与结构杂志,没有。39页41 - 63,2002。视图:谷歌学者
18. 田青，张勇，杨建军，“含间隙和润滑转动关节的平面柔性多体系统仿真，”，非线性动力学，第60卷，第2期4，页489-511,2010。视图:出版商网站|谷歌学者
19. 田青，刘超，M. MacHado, P. Flores，“空间柔性多体系统中带间隙的干润滑圆柱关节的新模型，”非线性动力学号，第64卷。1-2，页25-47,2011。视图:出版商网站|谷歌学者
20. A. L. Schwab, J. P. Meijaard, P. Meijers，“刚性和弹性机械系统动力学分析中转动关节间隙模型的比较”，J. P. Meijers，机理与机械理论，卷。37，不。9，第895-913，2002。视图:出版商网站|谷歌学者
21. ZF.Bai和Y.Zhao，“平面机械系统带间隙旋转接头的混合接触力模型，”国际非线性力学杂志， vol. 48, pp. 15-36, 2013。视图:出版商网站|谷歌学者
22. D.-Y。Yu和Y.-J。钱学军，“基于ADAMS的动态仿真参数设置”，计算机模拟,没有。9，第103-107页，2006。视图:谷歌学者
23. “焊接机器人操作臂关节间隙影响的研究”，中国机械工程，机器人技术与计算机集成制造第28卷第2期4, pp. 449-457, 2012。视图:出版商网站|谷歌学者
24. 丁国麟，朱建军，和沃特金斯，“关节间隙对连杆机构和机械手位置和方向偏差的影响，”机理与机械理论，第35卷，第3期，第391-401页，2000年。视图:出版商网站|谷歌学者
25. A. Kote, K. Balaji, B. S. Nataraju, V. C. Aralimatti，“太阳能阵列部署对航天器姿态的影响”，航天器技术杂志，第十七卷，第二期2，页1-8,2007。视图:谷歌学者

版权

版权所有©2015芳刚孟等。这是一篇发布在创意公共归因许可证，允许在任何媒介上不受限制地使用、传播和复制，但必须正确引用原作。