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行業資訊

低壓斷路器機構動作分析與設計

1 傳動機構

對于不同的斷路器,如萬能式(框架式)、塑料外殼式(包括小型斷路器),它們的傳動機構可分為手柄傳動、杠桿傳動、電磁鐵傳動、電動機傳動和氣壓或液壓傳動等五種。

設計傳動機構時應注意:

(1)手柄和杠桿傳動的最大操作力應不超過250N。為了減輕操作者的操作負擔,如操作力超過 250N 的斷路器,可配備加長手柄(即加長力臂)。

(2)傳動機構的消耗功率要小。為了降低大容量斷路器的消耗功率,可采用儲能閉合的電動機傳動,此時電動機的功率可降至 0.3~1kW。

(3)應使固有閉合時間短。為了縮短電動機傳動儲能閉合機構的固有閉合時間,可采用預儲能措施。電磁鐵傳動速度快,它適用于直流快速斷路器和630A以下的交流斷路器。

(4)閉合斷路器的沖擊應盡量小。

2 自由脫扣機構

自由脫扣機構是實現傳動機構與觸頭系統之間聯系的一種機構。自由脫扣機構再扣時,傳動機構應帶動觸頭系統一起運動,即通過手柄使觸頭閉合或斷開。當自由脫扣后,即解脫了傳動機構與觸頭系統的聯系,傳動機構的運動與觸頭系統無關,并且在發生脫扣的瞬間與傳動機構的位置無關。一般自由脫扣分自動再扣和非自動再扣兩種。

自動再扣的自由脫扣由手柄自身的重量或自復位彈簧作用下再扣。DW15 和DW45系列萬能式斷路器的再扣可用手柄或電動機儲能來實現。當手柄或電動機儲能,手柄或釋能電機使斷路器合閘時,扣片與連桿處于貼合,合閘后,扣片與連桿脫開,要使之再扣。應第二次儲能(彈簧拉伸),扣片再與連桿貼合,實現再扣合閘。非自動再扣的自由脫扣機構用于塑殼式斷路器。機構再扣時,五連桿變為四連桿機構。其中使用一對可折(活動)連桿,在閉合彈簧過死點后挺直,使觸頭快速閉合,并保持在閉合位置。這種機構結構緊湊,閉合和斷開用同一彈簧實現,缺點是再扣力大,難以用電磁鐵實現電動操作。

3 主軸、脫扣軸

主軸(也有稱支架的),它是四連桿之一,機構的下連桿和動觸頭系統均與之相連。主軸與三個極或者四個極的動觸桿相連,它必須經受數千甚至數萬次的壽命考核,因此要求它有很高的機械強度;又由于它是連著多極(三極或四極)的導電系統,就要求相間有很好的絕緣強度(通常在鉚上動觸桿后,要進行4000V/1min的工頻耐壓試驗)。此外,為保證三相同步(合、分),對主軸的形位公差(如直度、同軸度等)也有較嚴格的要求(包括與下連桿、動觸桿緊固后)。主軸一般采用熱固性材料(如國產的FX-502酚醛玻璃纖維壓塑料、日本的PM-MG、PM-EG酚醛樹酯成型材料,以及DMC、SMC聚酯玻璃絲增強壓塑料等)壓制。

脫扣軸(又名牽引桿),它是一種解扣(解開自由脫扣機構———鎖扣)的重要部件。當發生過載或短路時,雙金屬元件或電磁鐵的動鐵心(銜鐵)碰撞脫扣桿(牽引桿),使其上的鎖扣與四連桿中的跳扣脫開,在主力彈簧的作用下,將四連桿變成五連桿、斷路器跳閘?,F在有一些塑殼式斷路器,它們的鎖扣與牽引桿鉚在一起,當牽引桿逆時針運動時,鎖扣釋放跳扣,從而斷開斷路器。脫扣桿(牽引桿)常使用三聚氰胺層壓板或聚酯層壓板制作,也有不少塑殼斷路器采用尼龍(聚酰胺玻璃纖維加強)等熱塑性塑料制造。在工藝上,必須采取措施,防止因牽引桿變形,造成脫扣力的嚴重分散,使脫扣力忽大忽小,形成封口(在線路過載或短路時、不動作)或滑口(無法合閘或斷路器動作后無法再扣)。通常對尼龍等制作件,應進行120℃的老化處理,經老化處理后,測試其變形量(如直度、平面度等),凡超過圖紙或工藝要求時,應棄舍不用。

4 斷路器操動機構的分析和計算

操動機構,無論是哪種型式(萬能式、塑殼式)的斷路器,實質上是一種四連桿機構。下面就以塑料外殼式斷路器的操動機構為例,作一次較系統的分析和計算。

圖1是手柄分閘和再扣位置時的四連桿機構圖。


圖1 手柄分閘和再扣位置時的四連桿機構

圖2是手柄合閘時的四連稈機構圖。

圖3是斷路器自由脫扣時的機構圖(從四連桿變成五連桿)。

以上三種狀態圖中:L——手柄;T——跳扣;M——鎖扣;K——觸頭;CB——上連桿;BA——下連桿;E——主彈簧(拉力彈簧)。


圖2 手柄合閘時的四連桿機構圖


圖3 斷路器自由脫扣時的機構圖

斷路器分閘、自由脫扣后再扣位置時,由OA、AB、BC及固定點CO構成一四連桿機構,此時機構只有一個自由度,即分、合方向的自由度。當機構處于自由脫扣狀態時,由OA、AB、BC、CD和DO構成五連桿,此時機構便有兩個自由度,即圍繞D點向前、向后運動的自由度。斷路器的合閘力矩與反力矩,可由圖4來計算。

FAB/sinα=F/ sinβ

FAB=sinα/ sinβ×F


圖4 合閘力矩與反力矩的計算

由圖4可見:

( 1 )式中 F——操作主彈簧的拉力,N﹔

α——合閘角

β——分閘角

觸頭系統的合閘力矩:

Mh=FAB×LAB ( 2 )式中LAB——下連桿AB的分力FAB到轉軸支頭O的垂直距離。

觸頭系統在剛合閘瞬間所受到的反力是觸頭初壓力Fo和它相應的反力矩(三極時)Mf

Mf=3Fo×Lk ( 3 )式中Lk——觸頭中心線到轉軸O的距離。

一般要求Mh/Mf≥1.2,Mh Mf即

FAB×LAB 3Fo×Lk

sinα/ sinβ×F×LAB 3Fo×Lk

所以 F 3FoLk/ LAB×sinα/ sinβ ( 4 )當觸頭完全合閘時,下連桿AB與上連桿BC幾乎成一直線,以上計算是基于將要合閘時所需的合閘力和其反力來核算的。

從斷路器的實際情況來看,四連桿中的β角必須很好地控制。從圖2-2-6可以看出,β角是上連桿BC與下連桿AB在B點延伸線的夾角。β角越大、C點的位置越往左移,而C點是與跳扣T鉸鏈相連的,C點左移,使得跳扣與鎖扣M的嚙合尺寸變小,跳閘越快,β角越大,跳扣與鎖扣的保持力越小,彈簧反力與合閘力之比越接近,就會使斷路器處于不穩定狀態,即處于滑口狀態。要使得脫扣力減少,既要提高斷路器的靈敏度,又要使保持力增大,就應使α角增大一些(α角大、歸化到上連桿BC的力就小),這兩者有矛盾,為了兼顧,觸頭(觸桿)就需要往前移動一點。

手柄的分閘力FC及其形成的分閘力矩,見圖5。


圖5 分閘力及其分閘力矩

圖5中 G′f是操動機構手柄至其杠桿軸心f的距離;

λ是彈簧力作用軸至軸的f垂直距離。

FC=Fλ/G′f (5)

Me=Fe×G′f =F×λ (6)

當跳扣T在完全受力情況下,觸頭全合閘后,受到一個反作用力Ff,它對O軸產生一個反力矩(三極)

Mf=3Ff×Lk (7)

即如上所述,FAB×LAB=3Fo×Lk(當完全合閘時,LAB ≈OA)。

BC 桿(上連桿)在完全合閘時,受到兩個向上的作用力。①AB桿的力傳到BC桿的FAB;另一個:是彈簧拉力F 在BC桿上的分力,其值為F cosα,所以:

FBC=FAB+F×cosα

鎖扣M在H點給跳扣一個壓力FH,它與FBC對跳扣處的支點D的轉矩平衡,則

FBC× LBC=FH×LH

FH= FBC×LBC/ LH (8)

由式(8)可見,LBC 越小、LH 越大,當FBC一定時,FH(實際上就是脫扣力)就越小,可參閱圖6。


圖6 LBC與LH 、FBC與FH關系示意圖

5 結論

經過以上分析,設計機構時需考慮以下幾點:

1)觸頭的合閘力矩在下連桿至轉軸支點的位置已定的情況下(即LAB為定值時)其大小決定于FAB(下連桿上的力),而FAB與彈簧拉伸力 F和合閘角α(彈簧力軸心線與上連桿BC的夾角)成正比;與分閘角(β角是上連桿與下連桿的夾角)成反比;β角越大,跳扣與鎖扣的保持力越小,會使斷路器處于不穩定狀態,容易引起滑口,因此β角要嚴加控制,要使脫扣力減少,同時保持力增大點,可適當調大α角。

2)彈簧拉力F要克服反力,即大于反力,而反力是動靜觸頭上的彈簧初壓力的3倍。彈簧拉力F還與分閘角β成正比、與合閘角α,下連桿至轉軸支承的垂直距離LAB成反比。

3)鎖扣給跳扣的壓力FH與上連桿的分力FBC、上連桿與D點的垂直距離大小成正比,與鎖扣和跳扣(尖處)接觸點和跳扣的支點(D點)的距離成反比。

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