塑壳断路器操作机构关键部件应力仿真与优化

王泽涛， 迟长春， 张梦成， 车 赛

(上海电机学院 电气学院， 上海 201306)

低压断路器作为智能电网低压侧中的重要保护电器，其可靠性与安全性至关重要。机械寿命是断路器性能的重要指标之一，其取决于断路器整体结构、所用材料以及加工水平[1-2]。当前，低压断路器朝着轻型化、快速化的方向发展，使得操作机构的部分杆件在材料选取上大多使用具有柔性体特性的金属材料，而快速分断则要求杆件在短时间内承受更大的力[3]。文献[3]中首次提出了应用弹性动力学理论，对低压断路器的操作机构进行应力分析，应用Adams和Ansys软件，分析了分断过程中机构的应力情况。文献[4]中通过Ansys软件生成塑壳断路器相关部件的柔性体模型，导入Adams软件中构建刚-柔耦合模型，进行动态应力分析，根据仿真计算结果对部件进行优化设计。文献[5]中先利用Hyper Mesh软件对高压断路器弹簧操作机构进行有限元建模，再用LS-DYNA软件进行应力分析计算，分析了应力分布及其动态变化对断路器动力学性能的影响。文献[6]中选用HyperMesh、LS-DYNA软件对高压断路器弹簧操动机构进行有限元分析，探究不同故障下弹簧操作机构敏感单元应力分布情况。

以上文献的主要思想都是先利用有限元分析软件建立相关杆件的柔性体模型，再通过动力学仿真软件建立刚-柔耦合模型进行动态应力分析。但是以上文献均没有考虑到通过动力学仿真软件对刚-柔耦合模型进行动态应力分析时，容易受到其他刚性部件的影响，使得对于柔性体的应力计算出现偏差。为此，本文提出在完成刚-柔耦合模型的动力学仿真后，输出柔性体部件的载荷情况到有限元分析软件中进行应力仿真。

鉴于Adams与Ansys软件强大的仿真功能和完整的数据交互功能，本文针对某型号塑壳断路器(Molded Case Circuit Breaker, MCCB)跳扣在脱扣动作中受到较大应力而导致变形甚至断裂的情况，通过Ansys与Adams软件的联合仿真，建立其操作机构的刚-柔耦合动力学模型。由Adams软件进行动力学仿真，将跳扣在脱扣动作中的载荷导入Ansys软件中进行应力分析，得到其最大应力分布。根据仿真结果对跳扣进行优化设计，减少跳扣动作时所受应力，提高操作机构的可靠性和机械寿命。

1 刚柔耦合模型的建立

1.1 刚体模型建立

将该型MCCB操作机构用UG软件构建的实体模型导入Adams软件，删除多余杆件并施加约束关系和载荷，建立刚性体虚拟样机模型，断路器操作机构初始位于合闸位置(见图1)。图1中有2种弹簧，连接手柄的称为主弹簧(也叫分断弹簧)，在分断时提供分断力，是一个拉力弹簧；作用在动触头支架上的是触头弹簧，在弹簧合闸时提供触头压力，是一个扭转弹簧。

图1 塑壳断路器操作机构虚拟样机模型

1.2 柔性体有限元建模

本文重点研究断路器操作机构跳扣的应力分布情况，需要建立跳扣的柔性体模型，并在Adams软件中建立刚-柔耦合机构模型。采用有限元柔性体(使用Flex软件)方法：即将相关杆件模型导入Ansys中，通过命令流方式输入材料的相关参数，划分网格并生成柔性体模型[3]。相关流程如图2所示。

对建模中关键步骤说明如下:

(1) 设置材料属性。该型MCCB操作机构杆件所用材料为调质40Cr钢，通过调质处理的钢材可以获得更好的综合力学性能。相关材料参数见表1[7]。其中，屈服强度σs是金属材料弹性变形的极限[8]。当断路器操作机构杆件所受应力超过屈服强度σs时，会发生变形，长期动作下杆件甚至会断裂，影响MCCB的正常工作[9-11]。

图2 Ansys软件柔性体有限元建模流程图

质量密度/(kg·m-3)弹性模量/GPa泊松比σs/MPa7.80×1032110.3550

设置弹性模量(EX)、密度(DENS)和泊松比(PRXY)3项数值即可。相关命令流程序依次分别为

MP,EX,1,2.11×1011

MP,DENS,1,7.80×103

MP,PRXY,1,0.3

(2) 网格划分。单元类型选取8节点体单元solid45，自由网格划分，相关命令流程序为

ET,1,solid45 (定义单元类型)

TYPE,1 (单元类型号)

MAT,1 (材料号)

mshape,1,3d (3D单元划分)

mshkey,0 (自由网格划分)

esize,1×10-3(定义单元尺寸)

vmesh,1 (对所选体进行网格划分)

(3) 建立刚性区域。柔性体与刚性体连接处需创建相应的外连接点，用于后续Adams软件仿真中连接柔性体和刚性体。柔性体跳扣上的连接处为圆孔，需在圆孔中心创建外连点，并选择其周围的圆柱面上的所有节点组成刚性区域，选择跳扣圆孔边界面，根据命令流程序建立刚性区域为

ET,2,mass21 (定义连接点单元类型)

NSLA,S,1 (选择所有相联系的节点)

NSEL,A,,,10 000 (选择节点10 000创建节点组合)

TYPE,2 (单元类型号)

REAL,2 (实常数号)

cerig,10 000,nmin,UXYZ (生成刚性区域)

ALLSEL,ALL (选择所有实体)

重复以上步骤，只需更改节点号，即可对第2个外连接点10 001创建刚性区域。

(4) 设置单位、输出mnf文件。相关命令流程序为

UNITS,SI (设置单位)

NSEL,s,,,10 000,10 001 (选中外接节点)

ADAMS,20,3 (输出.MNF格式的模态中性文件)

Adams与Ansys软件中所用单位需保持一致，虽然两款软件在数据传输时，能够实现自动识别与转换，但在转换时会使关键节点坐标出现偏差，对仿真结果产生影响。因此，两款软件所用单位均设置为国际单位值[12]。在Ansys软件中建立的跳扣柔性体有限元模型如图3所示。

图3 跳扣有限元模型

在Adams软件中导入Ansys软件生成的柔性体模态中性文件，建立跳扣与下连杆为柔性体的断路器操作机构刚-柔耦合机构模型，正确添加约束[13-14]。将求解器(Solver)选项中的积分器换为SI2积分器，选用该积分器可以获得更高的仿真精度[7,13]。在工具插件管理器下选择载入Durability插件，通过该插件可以查看相关柔性体的应力热点表以及输出相关节点的应力历程曲线[14-16]。设置仿真参数，运行仿真。

2 跳扣应力分析

在Durability插件下输出跳扣所受应力的热点表，数据显示跳扣上的4483号节点在4.8 ms时受到最大应力，输出该节点的应力历程曲线(见图4)。

图4 跳扣4483号节点应力历程曲线

将跳扣转换为刚性体，再次运行仿真，在Adams软件中以刚性体输出跳扣在4.8 ms时lod格式的载荷文件。在Ansys软件中打开跳扣的有限元模型，对圆孔中心位置上的节点施加负载，导入Adams软件中输出的lod格式载荷文件，求解运算后，在处理模块下查看并输出跳扣4.8 ms时的应力云图(见图5，图中色谱数值表示应力，单位为Pa)。

图5 跳扣应力分布云图(t=4.8 ms)

由图5可见：断路器自由脱扣动作约4.8 ms后，跳扣与上连杆旋转作用轴所在圆孔的右下方弯曲处所受应力为669 MPa，已经超过了40Cr钢的屈服强度550 MPa。该仿真分析法与实际试验中跳扣形变的位置相同，验证了该仿真分析法的正确性。需要指出的是，此处Adams软件中计算所得的应力数值与Ansys软件相比有所偏差。因为Adams软件在分析时同时包含了刚性体的影响，而导出的载荷文件也会出现数据不完整的情况[16-18]。

本文在输出载荷文件之前，先将柔性体的跳扣转化为刚性体，再次运行仿真，仿真完成后再输出跳扣为刚性体时的载荷文件，这样可以有效减少刚性体以及数据传输产生的误差。本文应力数值主要以Ansys软件仿真的数值为准。

3 优化设计

为了减小跳扣在动作过程中受到的应力，使其强度符合安全要求，本文从不同方向提出2种优化设计思路：从杆件所受最大应力处入手，增加跳扣尾部弯曲处的宽度；探究跳扣在4.8 ms时所受碰撞力情况，找到对杆件应力影响最大的碰撞力，通过部件形状的修改，减小碰撞力。

3.1 修改最大应力位置弯曲处的宽度

首先将跳扣受最大应力的弯曲处依次加宽0.5 mm，观察应力变化情况并记录在表2中，仿真得到不同情况下的应力云图见图6。

表2 最大应力处加宽后对应的应力值

从表2可以看出：修改跳扣尾部弯曲处宽度，可以有效减小跳扣在自由脱扣时受到的应力。在修改为2 mm后，跳扣所受应力已经小于选用材料的屈服强度550 MPa。但是这样的方法具有一定的局限性。从数据上来看，对应力最大处直接修改虽然可行，但效果不佳，每次修改后的数值变化不大。加宽至2 mm后跳扣所受应力虽然在材料的屈服强度以下，但仍没有留有足够的安全余量，也没有达到优化设计的要求。另外跳扣尾部弯曲处的加宽会增加跳扣的体积，使得生产与加工产品的成本有所提高。因此，为了找到最佳的设计效果，在跳扣尾部弯曲处加宽1.5 mm的基础上，同时优化跳扣在动作过程中所受的碰撞力。

3.2 考虑碰撞力的影响

在Adams软件后处理模块中导出宽度修改为1.5 mm后跳扣在自由脱扣动作时的受力情况(见图7)，对跳扣在4.8 ms时所受碰撞力进行分析。

图6 弯曲处不同宽度跳扣应力云图

图7 跳扣受力情况示意图

在动作过程中，下连杆与跳扣之间的碰撞力曲线与修改后跳扣的最大应力历程曲线趋势相近，且数值较大。而其余杆件与跳扣之间的碰撞力数值较低，可忽略不计。由此推断，在自由脱扣过程中，跳扣与下连杆的碰撞力可能是导致跳扣受到较大应力的原因。对跳扣与下连杆接触面的倒角半径进行修改，依次缩减0.1 mm，应力数值见表3。

可以看出，缩减跳扣与下连杆接触面的倒角半径可以有效地减少两部件之间的摩擦力，相应的应力值也减小，在修改为0.4 mm后，应力数值达到最小的299 MPa，与原模型的最大应力669 MPa相比，减小了约55%，优化前后跳扣所受最大应力节点历程曲线如图8所示。优化后跳扣所受最大应力远小于40Cr钢的屈服强度550 MPa，并有足够的安全余量，强度完全符合安全要求，达到了优化设计的目的。优化设计后的跳扣所受应力云图如图9所示。

表3 缩减倒角半径后对应的应力

图8 优化前后跳扣所受最大应力节点历程曲线

图9 优化设计后的跳扣应力云图

4 结 论

(1) 在Adams软件中建立刚-柔耦合模型并仿真，将仿真后的柔性体转化为刚性体，再仿真。输出柔性体的载荷文件lod到Ansys软件有限元模型中，对柔性体进行应力仿真计算。对比仿真数据，此法有效减少了应力分析时刚性体部件对柔性体部件造成的影响，以及Adams和Ansys软件数据交换时产生的数据误差。

(2) 在对受到较大应力的杆件进行优化时，不仅要直接修改杆件所受应力最大位置处弯曲宽度，还要同时考虑动作过程中所受碰撞力情况。综合考虑以上2种情况，优化设计后跳扣所受最大应力远小于所用40Cr钢的屈服强度，符合安全强度要求。