一種液壓彈簧操動機構油液壓強在線監測裝置

李歡 馬峰 張涇全 張潤田

（西安西電高壓開關操動機構有限責任公司）

0 引言

液壓碟簧操動機構以其高操作功、高可靠性已廣泛應用于高壓斷路器中。液壓碟簧操動機構以液壓油作為能量傳遞介質，整個液壓系統處于密閉環境。在沒有油液壓強監測裝置的情況下，僅能通過碟簧壓縮量的位置變化，間接推算出液壓機構工作腔內靜態油液的壓強，不能直觀獲得機構在分合閘快速動作過程中的瞬間壓強變化，特別是工作腔內緩沖段的壓強有快速升高短期作用的特點，而液壓機構在分合閘過程中，工作缸內活塞的運動速度很高，會在機構分閘或合閘末端時，對零件產生強烈的沖擊、噪聲、機械碰撞，甚至嚴重影響機構的工作精度或引起整個系統元件的損壞，所以在結束運動前設計適當的制動和緩沖非常重要。

本文介紹的一種液壓彈簧操動機構油液壓強在線監測裝置，可以直觀地測試出液壓機構在操作整個過程中分合閘工作區域內部油液壓強的變化，特別是分合閘末端，緩沖腔內壓力的變化，從而為液壓機構緩沖結構優化提供測試數據，可提高液壓機構與不同開關本體進行分合閘特性配試的效率，縮短機構或者開關新產品開發的時間。

1 液壓碟簧操動機構工作過程及緩沖結構簡介

1.1 液壓碟簧操動機構工作過程簡介

液壓機構的工作模塊主要由工作缸和活塞桿組成，采用常充壓差動式結構，高壓油恒作用于活塞桿上端。分合閘運動主要通過活塞桿下端高低壓油的轉換實現。

（1）合閘過程原理介紹

如圖1所示，液壓機構活塞的上端為常高壓腔，在分閘位置時，活塞底部為低壓油，接通合閘電磁閥后，換向閥切換至合閘位置，活塞的底部與高壓油接通，在差動原理的作用下，活塞桿快速向上運動并帶動輔助開關切換，斷開合閘回路，為分閘做好準備。

圖1 液壓機構分閘位置

（2）分閘過程原理介紹

如圖2所示，在合閘位置時，接通分閘電磁閥后，換向閥切換至分閘位置，活塞底部高壓油通過換向閥連通至低壓油箱，在活塞上端高壓油的作用下，活塞桿快速向下運動，并帶動輔助開關切換，斷開分閘回路，為下次合閘做好準備。

圖2 液壓機構合閘位置

1.2 液壓碟簧操動機構緩沖原理簡介

液壓機構在運行過程中長期處于高壓狀態（50～60Mpa），當進行分、合閘操作時，活塞桿高速運動，分閘運動速度一般在8～12m/s，合閘運動速度一般在3～5m/s。當這樣高速度、大能量的運動終止時，需要合適的緩沖結構以減少活塞桿在分、合閘完成時的沖擊，如果沒有合理的緩沖裝置，則會造成對緩沖腔的巨大沖擊，影響整個液壓系統的穩定性，對分閘限位零件、工作缸體等零件的強度均有較大影響，進而對機構的壽命造成損害。

目前液壓機構的緩沖結構多使用階梯形柱塞緩沖器（見圖3），這種緩沖屬于變截面定緩沖壓力形式。其優點在于結構簡單、加工方便、緩沖壓力大致穩定，緩沖制動時間短、適于大批量生產；缺點是設計計算復雜且誤差較大，往往要根據試驗結果對原始設計作出多次修正，試制成本及周期較長。

圖3 階梯形柱塞緩沖器

1.3 緩沖壓力的一般計算公式

在緩沖裝置的設計中，關鍵是對緩沖腔內緩沖壓力的計算。假設緩沖過程中緩沖腔內緩沖壓力所產生的流體能全部吸收斷路器運動部分的全部機械能。由能量方程式：

式中，Eg為由驅動力，斷路器運動部分等具有全部機械能；Eh為緩沖腔內緩沖壓力產生的流體能；Ey為驅動活塞的液壓能；Ed為所有運動部分折算到活塞上的動能；Ef為所有折算到活塞上的重力、摩擦力產生的能量；P1為液壓油的驅動力；A1為驅動腔活塞的有效作用面積；P2為回油背壓力；A2為回油腔壓力對活塞的有效作用面積；S為活塞的緩沖行程；m為折算到活塞上的有關運動部分（包括油液）的歸化質量；Vt為活塞的末速度；V0為活塞在緩沖前瞬間的初速度；F為折算到活塞上的一切歸化外力；P為緩沖腔內的緩沖壓力；A為緩沖壓力在活塞上的有效作用面積。

將上列諸式聯立求解得：

因為活塞的平均減速度a，所以有：

式（6）、式（7）為計算緩沖壓力的通式。

從式中可以看出，回油腔壓力對活塞的有效作用面積A2越大，緩沖壓力越小；活塞在緩沖前瞬間的初速度V0越大，緩沖壓力越大。但由于當油缸處于緩沖階段時其內部流場的變化非常復雜，固其設計計算存在較大誤差。需結合緩沖壓力測試進行修正。

2 油液壓強在線監測裝置介紹

本裝置針對液壓彈簧操動機構的高壓油工作腔，機構動作時油液壓強不易測量的問題，通過對液壓碟簧操動機構的零部件結構重新設計，實現對分、合閘操作過程中工作缸油腔內的油液壓強的實時測量，并獲得隨時間變化的壓強曲線。

2.1 方案簡介

裝置測試功能的實現，包括液壓機構工作缸內進行油道設計，壓力傳感器選型及安裝，信號及數據處理軟件三個部分組成。油液壓強在線監測裝置功能模塊圖如圖4所示。

圖4 油液壓強在線監測裝置功能模塊圖

油道設計要選擇能直接且完整檢測機構全操作過程中油液壓強（特別是緩沖段壓強）的位置（具體設計見圖5中的分閘壓力測試孔及合閘壓力測試孔）。

圖5 壓力測試孔內傳感器安裝狀態剖視圖

壓力傳感器安裝設計主要作用是能夠安裝固定傳感器且將輸出線從油道引出且不影響密封，并且保證傳感器的探頭能夠與液壓彈簧操動機構工作缸內腔的油液直接接觸并與外界密封良好。

信號處理模塊進行傳感器信號的采集，采樣頻率在100～200kHz之間，可以根據數據分析需要進行數據處理；上位機是一臺工業控制用計算機，安裝的數據處理軟件主要進行控制信號的傳遞，數據采集信息的收集以及對離散的數據點進行圖像化處理。

2.2 實現方法

該裝置通過在液壓機構工作缸上增加測試孔，并內置安裝高壓油液傳感器實現。通過高頻壓力傳感器采集機構分、合閘動作時，機構內部的動態油液壓強值，把數據傳給工控一體計算機，從而可以實時準確、直接地獲取液壓彈簧操動機構的分、合閘過程中的油液壓強；獲取的數據包括斷路器斷口－時間曲線、斷路器行程－時間曲線、動作過程中的壓力－時間曲線。

2.2.1 壓力測試孔設計

壓力測試孔應設計在分合閘動作末端的緩沖腔內或接近緩沖腔的位置，可更直接測試工作壓力。測試孔需要安裝壓力傳感器，且壓力較高，需要可靠的密封。本次設計的裝置使用黃銅墊圈加緊固螺釘進行密封。

2.2.2 緩沖壓力測試儀主要性能及實現方法

該測試儀是在普通高壓開關特性測試儀的基礎上增加了緩沖壓力測試功能。

1）數據采集系統完成各參量的采集，數據采集系統與上位機通過RS232實現通信。

2）控制直流電源單元提供了0～280V直流操作電源對高壓斷路器直接進行操作。

3）合閘傳感器、分閘傳感器用來測試機構動作過程中工作區域內部的油液壓強值。采用高頻壓力傳感器，分別安裝在工作缸的指定位置。傳感器選型：MYD-8553B/C，量程200MPa，上升時間2ms，非線性0.8%FS。

4）觸頭位移傳感器（使用已有設計，不詳細描述），用來測試機構活塞桿運動的行程。

5）工控一體機完成控制命令發出和數據接收、處理、顯示及管理；軟件開發平臺采用美國NI公司的虛擬儀器專用軟件環境：Lab Windows CVI。

2.3 測試結果

曲線說明：該測試裝置的主要目的是為了得到圖6和圖7中的緩沖壓力曲線。圖中的行程曲線及斷口曲線是為了實現緩沖壓力曲線與活塞實時運動行程同步對比分析，為緩沖設計提供參考。

圖6 分閘緩沖壓力測試結果

圖7 合閘緩沖壓力測試結果

曲線結果分析說明：由圖6和圖7可以看出，測試臺測試出斷路器分、合閘動作過程中工作缸內的油液壓強變化曲線。該曲線進一步證明斷路器在分、合閘過程中工作缸內的油液壓強波動較大，特別是進入分、合閘緩沖段后，壓力變化可達到系統壓力的1.5倍以上。由此可見液壓機構的緩沖段設計非常重要。對于新開發的液壓機構如果緩沖段設計不合理，機構動作時可能會產生更大的油液壓強，進而對斷路器產生大的沖擊，造成噪聲、強的機械碰撞及壽命縮短等不利影響。

3 液壓機構緩沖壓力測試實例及結果分析

為了說明相同緩沖結構配不同斷路器時，緩沖壓力可能發生較大變化，使用該款液壓機構分別對兩種斷路器進行緩沖壓力測試，對測試結果進行對比分析。測試結果如圖8和圖9所示。

圖8 某新型斷路器緩沖壓力測試

圖9 某常規斷路器緩沖壓力測試

從下表數據可以看出，同款液壓機構在活塞桿初始速度相同時，配某新型斷路器所測緩沖壓力比配常規斷路器所測緩沖壓力高出約20MPa。證明在液壓機構與新型斷路器配試時，需要考慮到斷路器本身的內部結構、運動質量等對液壓機構活塞產生的歸化外力的影響，最好進行緩沖壓力測試，以避免緩沖壓力過高，造成機構內部零件損壞。

表 某新型550GIS與常規550GIS緩沖壓力測試結果對比

從以上數據還可以看出，對于同一產品，活塞桿進入緩沖段時的初速度V0越大，緩沖壓力越大，故當配試的斷路器要求活塞桿運動速度較高時，需要著重考慮緩沖結構設計，并進行緩沖壓力測試，避免末端沖擊過大，影響產品可靠性。

4 結束語

綜上所述，本文介紹了一款液壓機構緩沖壓力測試裝置。通過詳細講述測試裝置的傳感器選型方案及壓力測試實現方法，為液壓機構的緩沖壓力測試提供依據。文中以某款液壓機構為例，對測試過程測試結果進行了分析說明和規律歸納，為液壓機構活塞桿緩沖段設計提供了技術參考。

該裝置可以適用于多種液壓彈簧操動機構在分、合閘工作過程中油液壓強的測量，可用于產品可靠性判斷及優化設計，提高液壓機構及斷路器產品的穩定性和可靠性。