斷路器彈簧機構操作功強度計算先求各運動件等效質量將全部運動件質量歸化于動觸頭。1.1作直線運動的與動觸頭相聯的零部件(如動觸頭、噴嘴、熱膨脹室、壓氣缸及其支持架、氣缸桿、絕緣操作桿及連接銷等件)，其等效質量就是其真實質量(kg),mi,m2,m3……1.2傳動拐臂先求大小(內、外)拐臂真實質量ma,mb,以及轉軸(或套)的真實質量me；求替代質量大拐臂替代質量集中于(替代到)A點后為mA1；mA1二口*1mA1二口*1mR6a3b|ab](kg) (1)式中長度單位為m,下同。小拐臂替代質量集中于B點后為mB：mB2mB2mbR> a3b2 2工[1.1口 -]/R226a+b2(kg)轉軸02替代質量集中于A點后為mA2：mA2=如卜2/尺2 (kg) (2)小拐臂mB折算導A點后：(kg)(3)(kg)(3)求等效拐臂質量mA拐臂各部分的等效質量集中于A點后為mA:mA二mA1-mA2 mAB1.3機構連桿及兩端接頭(BD件)求連桿BD真實質量md1，兩端若有接頭，求其真實質量md2；求機構輸出拐臂01D真實質量md3，再按(1)式將md3/替代到D

點后得替代質量md3。桿件BD的替代質量為md=md+m也+miBD桿為平面運動件，可將md的一半集中于B點，另一半集中于D點,B、D的替代質量為：mBmB=md/2，mD=md/2(kg)(4)最后，按動能相等的原則(亦按B、D點速度或轉動半徑比的平方)，將質量mB和mD折算到A點:O2Bma__bdO2Bma__bd 二mb'■-(O1D)2O2A)mD(O2A(kg)(5)1.4求整個開關運動系統的等效質量 Mo：Mo=mMo=m什m2+m3+ +mA+mA-BD(kg)(6)考慮到計算誤差和可能的設計更改，計算操作功時，取運動系統等效計算質量為M=1.1MooI'■!I'■!|I1圖1斷路器分閘操作運動系統圖(K—作直線運動的滅弧室運動件)機構操作功計算分閘時加速動能A仁12A MV2 (Nm) (7)式中，M:運動系統等效質量(kg)Vf：平均分閘速度(m/s)（2）分閘時氣壓缸壓氣消耗的功A2：先假設氣缸的壓力特性Pt=f（I）,如圖2所示。按下列原則定圖2壓力特性曲線：a） 在噴口開放時（堵塞時間td）對應的觸頭行程點，氣缸壓力為1.7Po,時噴口打開后能建立音速氣吹。b） 在觸頭行程O.7lo時，達到最高氣壓2.2Pd，Io為動觸頭全行程。c） 在Io時氣缸內有一定余氣；1.1Io時壓差為零。為簡化計算，以？ABC代替壓力特性Pt=f（I），求氣壓消耗能量A2:A2=^BDACS=1（2.2「1）P0S1.1I0103，（N'm） （8）22式中，P0：產品額額定SF6氣壓，（Mpa）S:氣缸截面，（mm2）I0:壓氣行程，（mm）圖2壓氣缸壓力特性設計（3）分、合閘時觸頭系統及動密封件摩擦消耗功 A3：主觸頭摩擦力Pf1，對應超行程Ic1；中間觸頭摩擦力P2，對應全行程I0；弧觸頭摩擦力Pf3，對應超行程Ic2；轉動密封件摩擦力（歸算導絕緣操作桿下端后）為Pf4a=150N（經驗數據），有些產品采用直動密封件，摩擦力較大（直動密封設置在絕緣操作桿下方）

為：P4b=400N(經驗數據)，軸密圭寸件摩擦力Pf4a(或Pf4b)對應的行程為Io：A3-Pf1!c1'Pf2I0'Pf31c2Pf4aI0(Pf4bI0)，(NTm) (9)式中，各種力的單位：N各種行程的單位：m分閘時油緩充器吸收的能量A4：緩沖器工作時，油缸中的油經排油孔高速排泄，形成較強的油流阻尼，將消耗一部分操作功，計算較復雜，工程設計快速計算時，常用經驗數據(分閘功的12%左右)來處理：A4=0.12Af，(N-m) (10)式中，Af為分閘功，(N?m)合閘加速能量A5：1A5二―mLV2，(Nm) (11)2式中，M為等效質量，(kg)Vh為平均合閘速度，(m/s)合閘緩沖器吸收能量A6,常用經驗折算式估算：TOC\o"1-5"\h\zA6珂仏)2A4，(Nm) (12)Vf分閘功Af計算：Af=(AAAA/，(Nm) (13)式中，A4=0.12Af，傳動效率1=0.90(考慮分閘彈簧、機構傳動件能耗和開關傳動件的能耗)合閘功Ah計算：式中,Ah二A3A5A6，(Nm) (14)式中,0.12Af彈簧機構應提供的分閘彈簧功為ATf>Af，機構應提供的合閘彈簧功為ATh:乩=(AfA)/L2(N-m) (15)式中，1=0.75,機構傳動效率，它考慮了合（分）彈簧釋放（貯能）能量時彈簧自身要消耗的能量，hiatus考慮了合閘彈簧力通過凸輪傳遞時摩擦消耗的能量。損耗多，因此傳動效率較低，常取 0.75鏈條傳動機構可取「0.80。i=0.95，開關傳動裝置的能耗，開關傳動裝置通常很簡單，因此傳動效率較高。（10）分（合）閘彈簧操作功及操作力設計a） 分閘彈簧設計，彈簧力釋放行程lTf為已知（單位：m）,預壓（拉）力為PTfl，終壓（拉）力為PTf2，1Arf=2（RfiPf2）",（Nm） （16）式中，PTf1=（0.4?0.6）PTf2，（N）；根據Vf值及關合可靠性要求取PTf1值。為滿足Vf要求，通常希望PTf2取值大一些，PTf1取值小一些；為保持機構關合可靠（合到底），由希望PTf2值小一些，而PTf1應取大。機構是否能合閘到位要之一兩點：第一，足夠的合閘速度Vh（關合撞擊動能）；第二， 分簧終壓（拉）力與合簧預壓（拉）力的差值（厶P=PTf2-PTf1）設計很重要，對于一確定的開關和機構，當Vh確定后，差值△P有一個最小限值△Pmin，△P超過此值時，機構合不到位。按式（16）設計分簧操作功時，應使ATf=1.1Af，以留適當的設計裕度。b） 合閘簧設計，合簧力釋放行程 iTh為已知（單位：m），預壓（拉）力為PTh1，終壓（拉）力為PTh2，合簧功應為：1AhS（Prh1Prh2）lTh，（Nm） （17）式中，PTh1=（0.6?0.8）PTh2,（N）;為包裝機構可靠合到位，希望PTh1取值較大一些。按式（17）計算的ATh，應留一定設計裕度，取ATh=1.1ATh0。開關操作系統強度計算3.1最大工作負荷按式（16）確定了分閘簧輸出的終壓（拉）力PTf2，取PTf1=0.4PTf2，使PTf2取偏大值，以適應強度核算的需要。再將機構分簧輸出力PTf2從外拐臂B點折算導內拐臂A點（亦絕緣操作桿下方）Pm=PTf2（2）,（N） （18）O2A沖擊力Pm為作直線運動的與動觸頭相連的零部件分閘時承受的極限力；沖擊力PTf2為機構輸出拐臂、聯結桿件BD及開關外拐臂02B承受的極限力。產品試驗數據：145kVP.GCB:PTf2=29550N（三相操作力）252kVP.GCB：PTf2=29550N（單相操作力）產品進行零部件強度核算時，將分閘操作沖擊力（Pm和PTf2）作為靜負荷處理。3.2零部件強度核算（1）抗張強度Pb=SXsr>K?mP（或PTf2） （19）式中，S為零件最小受力截面，（mm2）；K為設計安全系數1.67（塑性料），2.5（脆性料）；CS為材料塑性變形應力，（Mpa），對于確定E的金屬材料零件，可取0.65r計算。（2）抗剪強度P二ss_KPm（或PTf2） （20）”2（3）螺紋抗拉強度Pa=0.75：Ld1_b_Ln」K」Fm（或PTf2） （21）式中，d1，為螺紋中徑，（mm）b,螺紋寬系數，0.87t，螺距，（mm）n，螺紋圈數?，材料抗剪應力（Mpa）無縫鋼管?=Q2；優質冷拉鋼材?=os;鋁材?=此/2。（4）真空浸漬環氧玻璃絲管、棒的冷拉強度及鋼的核算a）鋼材內水分壓強度要求D；|_Pb/（D12-d；戶1] （22）式中，D2—O形圈外徑，（mm）Pb—破壞水壓，（Mpa）Di—管外徑，（mm）di—管內徑，（mm）[（n]=180Mpa真空浸漬玻璃絲管許用應力。b） 抗彎強度要求Ww>Mw/[W2] （23）式中，Ww為絕緣件的抗彎截面模量，（mm3）圓管：Ww=「：（D4-d4）/32Di圓棒：Ww=二D3/32矩形板：Wwx=bh3/6,WwY=hb3/6,b為板截面長，h為板截面寬（mm）Mw為零部件承受的彎矩（N?mm）[（w2]=90Mpa，真空浸漬環氧玻璃布管（棒）金具澆裝彎曲許用應力，超過此應力后將產生不可逆的塑性變形。c） 抗扭強度要求Mn/WnV[] （24）式中，Mn為扭力矩（N?mm）Wn為絕緣件的抗扭截面模量（mm3）圓管：Wn=「：（D4-d4）/16D圓棒：Wn=「：d3/16[]=90Mpa,資料無此數據。按材料強度理論，可取[?]=[0W2]。d） 在彎矩作用下的剛度要求彎曲彈性變形量f=PI3/3EI,（mm） （25）式中，P:彎曲力（N）l:彎曲力臂（mm）E=30000Mpa彈性模量JT AI=（D：-d：），管轉動慣量（mm）64彎曲彈性變量f值的控制：一端固定、另一端為懸臂的水平狀態的滅弧室動、靜觸頭聯結筒：f<1im。一端固定、另一端受端子拉力的垂直狀態滅弧室復合套管:TGCB及GIS出線復合套管在端子拉力下：f<3mm5mm（5） 真空浸漬絕緣管（棒）一金具粘接強度a）粘接面抗拉強度要求Pb/二DI乞匕j] （26）式中，Pb：最大拉力負荷（N）D:管（棒）粘接面直徑（mm）l:粘接面寬（mm）[對=15MPa，環氧樹脂面接許用應力（破壞應力 cjb=25MPa）ob） 粘接面抗彎強度要求cW<[閥 （27）式中，（W：粘接處最大工作彎曲應力，由計算機有限元法計算[軌2]=96Mpac） 粘結面抗扭強度要求on<[] （28）式中，on：粘結面最大工作扭應力，由計算機有限元法計算[]=[W2]=90Mpa，許用扭應力參照抗彎許用應力取值（6） 環氧樹脂澆注件（填充AI2O3）強度核算抗拉、抗彎、抗扭及嵌件粘接強度計算方法同（22）（23）（24）（26）（27）及（28）式，其許用應力如下：拉伸[圍=42Mpa，彎曲[w]=42Mpa，扭轉[]=20Mpa，剪切[q]=23Mpa,嵌件粘接抗拉[j]=12Mpa。3.3零部件強度安全系數（1） 用材料許用應力核算的強度，其最大工作應力小于（或等于）相應的許用應力時，認為該零件的強度設計符合要求。（2）按材料的Cb（或匡）核算的零件能承受的最大工作負荷抗張Pb、抗剪Pt、螺紋抗剪PTa（參見3.2節）與產品分閘操作時所承受的最大操作力Pm（或PTf2、Pn扭力）相比，其安全系數ns和nb的定義及取值為：塑性材料（鋼、鋁、銅型材）ns=Pb（PtPt）/Pm>1.67脆性材料（鑄鋼、鑄鋁、鑄銅）nb=Pb（PtPt）/Pm>1.678080）（特別指出：本文件所敘述強度設計及計算不適用于 GIS殼體）。3.4常用材料強度應力及選用（注“*號，優先選有）（1） 濕法纏繞環氧玻璃布管弔=100Mpa真空基準環氧玻璃布管*6=400Mpa（2） 鑄鋁ZL101A—T6*,6=275Mpa，導電率r=36?40%（用于高強度、高氣密性、導電殼體、或GIS內導）ZL201—T5,6=275Mpa熱擠鋁棒5A02,6=225Mpa2A12—T4*,6=390?420（D>22時）Mpa，導電率r=38%（用于高強度結構零件）6063—T6*,6.2=170Mpa,r=55%（用于導電性要求高的零件）熱軋鋁板2A12—T4*,6=405Mpa（用于高強度結構件）3A21—0*,ob=175Mpa,r=50%（用于戶外結構件及戶外導電件）6A02—T6,6=295Mpa,r=55%（用作導電桿）熱擠鋁管2A12—T4*,6=390Mpa（用于高強度結構件）3A21—H112,6=165Mpa6063—T6*,6=205Mpa,r=55%（用于高導電性零件）冷拉鋁管2A12—T4*,6=410Mpa,r38%（用于高強度結構件）5A02—0,6=225Mpa6063—T6*,6=230Mpa,r=55%（用于高導電性零件）當零件承受機械負荷很低（不注意其強度要求）、又特別強調其導電性時可選用相應純鋁材1060（6=60Mpa,r=61?62%）（3） 鑄純銅ZT3（ZT4）*,6=167Mpa（用于高導電性零件）熱軋銅板T2R（5>12ob>196Mpa冷軋銅板T2Y（5<10*,6>295Mpa圓銅棒T2Y*,6=275Mpa（W①40245Mpa（①4（?60）,210Mpa（①6?黃銅棒HPb59—1Y2,6=420Mpa（W①0