有載分接開關真空管操動機構力學特性動態仿真

摘要：真空管操動機構是換流變有載分接開關的核心部件，其機械結構較為復雜，且因其頻繁操作常導致機械機構發生塑性形變與損傷，從而發生換流變故障。研究有載分接開關真空管操動機構力學特性動態仿真能夠彌補傳統測試手段無法直觀展示應力分布的不足，并為真空管操動機構的設計與改進提供理論基礎。首先，在ANSYS 中建立了基于隱式非線性動力學的真空管操動機構瞬態動力學仿真模型，采用Von Mises 屈服準則與等向硬化模型計算模型等效應力；其次通過有限元分析了操動機構整體的應力分布情況；最后針對性地分析了凸轉盤、凸桿、支撐機構和真空管的應力分布情況，從而便于深入分析分接開關在各種工況下的工作原理，并有助于根據應力分布情況有效改進操動機構機械結構，并在設計階段預見并避免可能的故障模式。

關鍵詞：真空管操動機構；應力；有限元分析；瞬態動力學

中圖分類號：TM 403.4 文獻標志碼：A

有載分接開關（on-load tap changer，OLTC）是換流變的核心部件之一，其通過逐級切換觸頭分接實現調壓功能，承擔著調節無功功率、穩定電網電壓的重要作用[1–3]。對于高壓直流輸電系統的換流變壓器而言，有載分接開關的頻繁調壓操作等常導致變壓器故障發生。其主要分為兩大類：電氣故障和機械故障。其中機械故障占比較大，并且若分接開關出現機械故障后還繼續運行，往往還將導致二次電氣故障[4–6]。真空管操動機構是換流變有載分接開關的核心部件，通過精確控制真空管的開合，實現在變壓器不停電的情況下安全地切換分接頭。但由于其機械結構較為復雜，且對應其在整個服役周期內操作次數達百萬次以上，因而真空管操動機構動作后的機械性能變化為本文的研究重點。

在進行有載分接開關真空管操動機構的應力應變分析時，傳統實驗法雖然直觀但成本高、耗時長，限制了其在復雜結構中的應用。此外，實驗法難以獲取內部詳細應力分布，特別是難以觸及的區域，這影響了對結構薄弱點的準確識別[7-8]。鑒于上述局限性，本文采用虛擬仿真的方法來進行有載分接開關真空管操動機構的應力應變分析。對于應力應變虛擬仿真分析，多個領域已有相當廣泛的應用。李麗麗[9] 通過對鑄造過程應力場的數值模擬來預測鑄件的變形和殘余應力。滕彥磊[10] 使用非線性模型研究了水庫大壩防滲墻應力變形特性。丁雅博等[11] 利用ABAQUS 對比分析了鋼筋輕骨料混凝土梁的試驗數據并驗證了損傷塑性模型的準確性。萬一品[12] 用ANSYS 分析了橋殼的靜力學特性，從而得到橋殼結構的振動特性。續俊[13] 用ANSYS 研究了壓力容器的工作狀態下的應力和變形，得到壓力容器的應力及變形分布情況。時圣占等[14] 通過ABAQUS 分析了C 型鋼-混凝土組合梁的承載力和剛度。彭正等[15] 采用ANSYS 對移動式秸稈顆粒機車架進行靜力學和模態分析，驗證了車架的應力變形和穩定性。

綜上所述，在復雜工況下，尤其是多軸應力作用時，虛擬檢測進行應力應變分析高效可靠。該方法能細致模擬真空管操動機構在靜態、動態負載、溫度變化及材料老化等條件下的力學行為，并揭示其長期性能演變[16–18]。通過構建精確的三維模型，虛擬檢測可全面考慮各部件（如凸轉盤、彈簧、連接件）的相互作用，準確計算應力集中區、應變分布和潛在疲勞破壞點[19–24]。此外，這種方法有助于識別設計中的薄弱環節，評估材料極限承載能力，并提出結構優化策略，如調整部件尺寸、形狀或材料，引入緩沖或加強結構，優化動態特性，從而提升系統穩定性和耐用性。虛擬檢測的后處理功能還能以彩色云圖、等值線圖等形式直觀展示應力應變分布，幫助理解工作原理，預見并避免故障模式，減少維護成本和風險[25-26]。

本文使用ANSYS 有限元分析軟件建立了基于隱式非線性動力學的真空管操動機構的瞬態動力學仿真模型。在計算中采用了Von Mises 屈服準則和等向硬化模型來確定等效應力。通過有限元分析，研究了操動機構整體的應力分布，并特別關注了凸轉盤、凸桿、支撐機構和真空管的應力分布情況。進一步分析了這些組件材料在疲勞損傷后的力學性能變化，這對于真空管操動機構的設計驗證與優化具有重要意義。

1 操動機構動態應力應變模擬原理

在每次開斷過程中，真空泡、觸點、彈簧和傳動機構等關鍵部件會經歷快速位移和變形，產生瞬時應力，特別是在觸點接觸和斷開時，局部應力集中明顯。長期反復應力作用會導致材料累積應變，引起微觀結構變化，如晶?；啤⒘鸭y萌生和擴展，最終可能引發材料疲勞，影響機械性能。此外，觸點的頻繁接觸和分離還會導致摩擦和磨損，增加接觸電阻，甚至造成觸點熔焊或粘連，影響分合閘速度和穩定性。磨損產生的微粒還可能加劇內部磨損。

為了全面理解多次開斷后的機械性能變化，從應力應變角度進行研究非常重要。這通常結合有限元分析和材料試驗，建立模型模擬應力分布和應變發展，預測損傷程度，并通過疲勞和磨損試驗驗證結果，為設計優化和壽命預測提供數據支持。

1.1 有限元模型建立

以某高壓有載分接開關真空管操動機構為原型建立簡化模型，采用ANSYS 進行仿真，有載分接開關實物及簡化二維模型如圖1 所示。為方便研究正常運行下的應力分布仿真，本文對仿真部位進行了簡化，重點關注凸轉盤的4 個凸臺和真空管下的杠桿機構。因而去除了不重要的主驅動軸和真空管上方的一系列結構部位，對真空管部位下方的彈簧簡化，利用邊界載荷來模擬彈簧，對凸轉盤下方的底座圓盤進行簡化。簡化后的模型包括4 個部分：凸轉盤、支撐機構、凸桿和真空管。中央凸盤通過旋轉帶動凸桿上下運動，從而驅動真空管進行分合閘操作。

本次仿真在真空管操動機構的絕大部分部位劃分3 mm 三角形網格，在連接與碰撞處等關鍵部位劃分超細化的0.5 mm 三角形網格，以通過調整網格的大小和密度，可以在不同區域上實現更精確和高效的仿真結果。針對0.25 s 的瞬態仿真過程，設置時間步長為0.01 ms，共25 000 個時間步，共耗時128 h，保證了計算結果準確性與計算量之間的平衡。

1.2 邊界條件

凸轉盤、凸桿、真空管材料都是45 號鋼，支撐機構的材料是酚醛玻璃纖維4330-2，其密度、彈性模量、泊松比、屈服強度、拉伸強度如表1所示。

由于其中凸轉盤的下方還有一個圓形底座，在有載分接開關實際運行下是固定于底座的，所以施加固定邊界條件；凸轉盤的下方底座禁止其平移，約束平移運動，釋放繞軸進行旋轉的自由度；同時給轉軸內部施加固定邊界條件；給凸轉盤約束平移自由度，釋放其繞軸旋轉的自由度，讓凸轉盤可以繞軸進行自轉。

按照凸轉盤在100 ms內轉過90。，角加速度 為α = 18 000°/s2，凸轉盤轉軸已具有的轉速為 ω=22.32md/s，將此速度作為模型的初始轉速。

由于凸轉盤旋轉帶動凸桿運動，因而需在關鍵部位接觸或連接處設置摩擦，初始摩擦系數設為0.1，共需要設置5 處，分別為凸轉盤和凸桿接觸處、凸桿和支撐機構連接處、凸桿和真空管接觸處、凸桿和真空管連接處和凸桿與支撐機構接觸處，如圖2 所示。

同時，由于真空管實際與上方裝置相連接，故將真空管約束為僅可上下運動，且初始受到豎直向上的500 N 負載。

1.3 基于隱式非線性動力學的操動機構運行原理

由于分合閘期間有載分接開關真空管操動機構機械結構不斷運動并發生碰撞，其應力應變隨時間不斷發生改變，因而采用瞬態仿真模擬其運動過程，并研究其應力應變變化。為確定有載分接開關真空管操動機構隨時間變化的載荷作用下的動力學響應，即確定結構在靜載荷、瞬態載荷和簡諧載荷的隨意組合作用下的隨時間變化的位移、應變、應力等，本文采用Newmark 隱式積分法進行計算。

式中：σy是當前的屈服應力；σy，0是初始屈服應 力；H是硬化模量，代表材料的硬化能力；εp是累積塑性應變。

綜上，等向硬化模型的增量型本構方程為

Δσ = E·Δεel +Δσpl （7）

式中：Δσ是應力增量；E是彈性模量；Δεel是彈性 應變增量；Δσpl是塑性應力增量。

代入45 號鋼相關參數，可模擬真空管操動機構應力應變情況。計算流程如圖3 所示。

2 仿真結果設置中央

設置中央凸轉盤轉速為22.32 rad/s，摩擦系數均為0.1，真空管負載為500 N，開展模型的瞬態仿真，研究其運行一圈，即凸桿運動經過4 個凸臺，共歷經0.25 s 的應力應變分布情況。

2.1 整體模型等效應力分析

真空管操動機構的平均等效應力可體現出整體模型中應力的分布趨勢，由于4 個凸臺形狀大小均相同，故取凸桿經過單個凸臺進行研究。又因為在真空管操動機構運行初期，凸轉盤速度從0 逐步升至22.32 rad/s，故其初始運行狀態并未穩定，為模擬分合閘過程中模型的應力變化，本文取凸桿經過凸轉盤第三個凸臺，即155 ～195 ms時刻整體模型應力進行分析。其中155～167 ms 凸桿未撞擊凸臺，167～174 ms 凸桿撞擊凸臺并運行在凸臺上升面，174～187 ms 凸桿運行在凸臺平面部分，187～194 ms 凸桿運行在凸臺下降面。

圖4 為整體模型在凸轉盤運行一周后的等效應力云圖，如圖4 所示，最大等效應力出現在真空管與連接機構接觸處，其次較大應力集中于凸轉盤的4 個凸臺，尤其集中于凸桿碰撞凸臺后的上升階段和平面運動階段。應力集中往往導致材料的疲勞壽命下降，從而導致磨損、斷裂等問題。此處應力集中主要來源于凸桿所受來源于真空管的向下彈力，為保證結構的正常運行，該應力不可避免，因而為降低結構損傷，可以在設計過程中加以考慮，如采取適當降低凸臺角度、適當降低真空管彈力等措施。真空管操動機構的最小應力分布在凸轉盤的內側，其并未直接受到外力作用。

除此之外，不難看出真空管操動機構凸桿亦承擔較大應力，其主要來源于運動過程中各個結構間的碰撞擠壓。而支撐部件和真空管所受應力較小，表明分合閘期間其損耗較小。

圖5 描述的是整體模型所受最大等效應力在此期間隨時間的變化，其表明，自分合閘運動開始，其最大等效應力水平約為500 MPa，并隨凸桿撞擊凸臺出現最大應力峰值。未撞擊時，最大等效應力穩定在463 MPa，在撞擊后陡增，并隨著在凸臺的平面和下降面上的運動逐步下降，最后在離開凸臺后最大等效應力上升至原本水平。

2.2 各個部件等效應力分析

針對真空管操動機構的各個部件，在分合閘過程中其所受應力水平與峰值時間有所不同，其相應損耗也會產生區別。因此，將模型拆分為凸轉盤、凸桿、支撐機構和真空管4 個部分，分別（b） 整體提取其應力分布水平云圖進行分析。

首先，對凸轉盤等效應力云圖和最大等效應力進行分析。圖6 為155～195 ms 期間，凸轉盤等效應力最大值出現時的等效應力分布云圖。不難看出，在運動過程中，凸轉盤的應力分布具有明顯的不均勻性，其應力集中分布于凸臺部分，絕大部分區域應力極小。由此可見，凸臺區域尤其是上升面，為凸轉盤損耗最嚴重區域，其應受到重點關注。

圖7 為155～195 ms 期間凸轉盤最大等效應力的數值變化情況。凸轉盤最大等效應力在碰撞后升高約50 MPa，其原因為在經歷碰撞后凸轉盤與凸桿結構發生一定量塑性變形，從而導致其形狀與物理性質發生一定變化，因而促使最大等效應力上升。

由圖7 可知，在155～195 ms 期間，凸轉盤所受應力最大時刻為172.85 ms， 截取凸轉盤于172.85 ms 應力最大的節點并記為A，其位于凸臺上升面，研究A 節點于155～195 ms 期間應力變化情況。如圖8 所示，A 節點應力在凸桿撞擊凸臺前保持極低水平，并在撞擊后極速升高，直至凸桿運動到A 節點時達到頂峰，并隨著凸桿離開A 節點下降并穩定在220 MPa。

其次，對凸桿等效應力分布云圖和最大等效應力進行分析。圖9 為155～195 ms 期間，凸桿等效應力最大值出現時的等效應力分布云圖。不難看出，在運動過程中，凸桿與真空管接觸處應力最大，除此之外，在凸桿的彎曲部位和連接處，應力集中也比較明顯。這是因為這些地方與凸轉盤和真空管發生碰撞擠壓所導致。除了上述的應力集中區域外，大部分區域的應力分布相對較為均勻，顏色相對較淺。這表明在正常工作條件下，凸桿能夠較好地分散負載，保持整體結構的穩定性。

圖10 為155～195 ms 期間凸桿最大等效應力的數值變化情況。其表明凸桿的最大等效應力在與凸臺撞擊前保持不變，在撞擊的一瞬間飆升至最大值，并在經歷上升、平動和下降3 個階段后最大等效應力波動下降至原本應力水平以下，平穩后升至原本水平。

由圖10 可知，在155～195 ms 期間，凸桿所受應力最大時刻為167.72 ms，截取凸桿于167.72 ms應力最大的節點并記為B，其位于凸桿與真空管接觸處，研究B 節點于155～195 ms 期間應力變化情況。如圖11 所示，B 節點應力在凸桿撞擊凸臺前穩定在160 MPa，并在撞擊后的凸臺上升面運動階段經歷陡增與驟降，在凸臺平面階段應力保持極低水平，在凸臺的下降面同樣經歷陡增與驟降，最終回歸原本應力水平。

接著，對支撐機構等效應力云圖和最大等效應力進行分析。圖12 為155～195 ms 期間，支撐機構等效應力最大值出現時的等效應力分布云圖。如圖12 所示，在運動過程中，僅在支撐機構與凸桿連接處，應力集中較為明顯，其應力最大值也出現在此處。除此之外，應力均處于極低水平。

圖13 為155～195 ms 期間支撐機構最大等效應力的數值變化情況。其表明，支撐機構最大等效應力在凸桿與凸臺撞擊前保持36 MPa，撞擊后極速增長至128 MPa，并隨凸桿在凸臺上的運行逐步降低，最終回歸原值。

由圖13 可知，在155～195 ms 期間，支撐機構所受應力最大時刻為167.98 ms，截取支撐機構于167.98 ms 應力最大的節點并記為C，其位于支撐機構與凸桿連接處，研究C 節點于155～195 ms期間的應力變化情況。如圖14 所示，C 節點應力在凸桿撞擊凸臺前穩定在20 MPa，并在撞擊后增長至128 MPa，總體應力發展趨勢與圖13 中最大應力發展趨勢相同，僅在撞擊前與離開凸臺后應力水平不同。結合圖12 可知在凸桿運行在凸臺期間，支撐機構應力數值從大到小由點C 向外輻射，即僅在點C 及附近損耗較大。

最后，對真空管等效應力云圖和最大等效應力進行分析。圖15 為155～195 ms 期間，真空管等效應力最大值出現時的等效應力分布云圖。其表明運動過程中，僅在真空管與凸桿連接處，應力集中較為明顯，其應力最大值也出現在此處。除此之外，應力均處于極低水平。

圖16 為155～195 ms 期間真空管最大等效應力的數值變化情況。其顯示最大等效應力開始未發生顯著變化，穩定在48 MPa，并隨凸桿運動在40～58 MPa 之間波動。

由圖16 可知，在155～195 ms 期間，真空管所受應力最大時刻為167.11 ms，截取真空管于167.11 ms 應力最大的節點并記為D，其位于真空管與凸桿連接處，研究D 節點于155～195 ms 期間應力變化情況。如圖17 所示，D 節點應力在凸桿撞擊凸臺前穩定在48 MPa，并隨凸桿運動在34～58 MPa 之間波動，總體應力發展趨勢與圖16中最大應力發展趨勢相同，僅在撞擊前與離開凸臺后應力水平不同。結合圖15 可知在凸桿運行在凸臺期間，真空管應力數值從大到小由點D 向外輻射，即僅在點D 及附近損耗較大。

3 結 論

本文針對有載分接開關真空管操動機構分合閘期間應力變化趨勢進行了研究，借助ANSYS 虛擬仿真工具，通過對有載分接開關真空管操動機構分合閘運動的仿真模擬，得出并分析了操動機構整體和各個部件包括凸轉盤、凸桿、支撐機構和真空管的應力分布情況，得出如下結論。

a. 有載分接開關真空管操動機構分合閘過程中，最大等效應力出現在凸桿與真空管連接處。從整體來看，凸轉盤凸臺部分和凸桿與其他部件連接部分應力較大，所受損傷也較大。

b. 凸轉盤部分凸臺區域尤其是上升面，為凸轉盤損耗最嚴重區域，其整體應力幅值在碰撞前后發生增長，可通過降低凸臺區域表面的抬升程度降低其應力幅值。

c. 凸桿部分凸桿與真空管接觸處應力最大，除此之外，在凸桿的彎曲部位和連接處，應力集中也比較明顯，其損傷明顯。其整體應力幅值在碰撞時產生峰值，可通過加裝墊片、改進真空管材料防止應力集中部位過度的疲勞損傷。

d. 支撐機構部分整體應力水平較低，并在碰撞時產生峰值，僅在支撐機構與凸桿連接處，應力明顯集中，較其余部分損傷較小，可降低連接處摩擦系數提升部件的疲勞壽命。

e. 真空管部分整體應力水平最低，在碰撞時產生峰值，僅在真空管與凸桿連接處，應力集中較為明顯，較其余部分損傷最小，可忽略不計。

綜上，本文對真空管操動機構單次運行的應力應變情況進行了仿真分析，有利于深入探討分接開關在不同工作條件下的運行機制，同時根據應力分布來優化操動機構的機械設計，并且在設計初期就能識別并預防潛在的故障模式。

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（編輯：董偉）

基金項目：國家自然科學基金資助項目（52207166）