摘  要：本文介绍了真空开关和操动机构之间配合存在的问题，从操动机构对真空开关负载特性的影响入手，找出解决问题的方法。

关键词：真空开关；操动机构；系统配合；负载特性

中图分类号：TM561    文献标识码：B

1  引言

众所周知，真空开关具有体积小、重量轻、寿命长、无火灾危险、不污染环境、维护工作量少等一系列优点，尤其是维护工作量少备受用户青睐。因此，各单位在10kV开关设备更新换代时都优先选用真空开关，似乎有一股”真空热”在加温。然而真空开关在实际使用的过程中，仍然存在许多问题，特别是与操动机构之间的配合还不协调。因此，如何使真空开关与操动机构达到最佳配合，这个问题值得研究和探讨。

2   真空开关和操动机构的配合存在的问题及原因分析

过去，真空开关没有专用的操动机构与之配合，一直使用少油开关的操动机构(如电操CD10型、弹操CT8型)，这些操动机构具有体积大、功率也偏大等缺点。现在新设计的专门配合真空开关使用的操动机构(如电操CD17型、弹操CT17型)与真空开关之间的配合仍然存在诸多问题。目前，国内真空开关的生产厂家众多，各个厂家生产出的真空开关，其传动结构五花八门，操动机构的设计者很难清楚地了解各种真空开关的性能。因此，新设计出的操动机构很难满足真空开关的需要。从近年来应用的情况来看，普遍存在着机械特性参数偏低，特别是分、合闸速度慢的问题，这对真空开关性能的影响极大。常常出现这边新操动机构刚刚设计定型，那边又有用户提出要加大操动机构的输出功率。如新设计的CT17-31.5型弹操机构合闸功率为100焦耳，比CT8弹操机构的250焦耳少了1.5倍。CDl7-31.5型电操机构比CD10型的铁芯直径小了1.4倍，工作电流比CD10-Ⅱ型小了1.7倍，比CD10-Ⅰ型小了1.4倍，已知合闸功率与铁芯直径和电流的平方成正比，则CT17型的合闸功率比CD10型少了3～4倍。如果31.5型真空开关配新设计的CT17、CD17操动机构，那么其合闸功率比原来使用CT8、CT1O操动机构小了许多倍，从而造成合闸速度慢。目前的情况是新设计的CT17和CD17操动机构常常是降低一级功率来使用。

为什么专门为真空开关设计的操动机构，却无法满足真空开关的需要呢?目前我国认同的真空开关负载特性受力情况如图1所示。从图中我们可以看出，许多操动机构的生产者仅从真空开关自身的负载特性来进行设计，没有全面地、系统地进行分析和研究。笔者认为：真空开关和操动机构是一个配合在一起使用的完整的系统，它们某些特性是相互联系、相互影响的，系统的负载特性应该包括真空开关、操动机构以及二者之间的传动机构三个方面。操动机构的设计不应分开来单独考虑，应当运用系统的观点进行统一考虑。图1中只考虑了真空开关的负载特性，忽略了操动机构和传动机构对其负载特性的影响。

操动机构在设计时被忽略的因素有：

1.操动机构本身的负载特性，如机构分合闸位置的回复弹簧力(自闭力)。

2.油缓冲器的压缩弹簧力。

3.在GGlA开关柜中，真空开关和操动机构的传动杆过长，导致传动惯量和传动间隙增加。

3  操动机构与真空开关配合时的受力分析

真空开关存在一些问题，如因为分闸振动而导致的分闸重燃现象。现在生产的真空开关在结构上做了改进，如增加了油缓冲器，以减少分闸重燃现象。但是油缓冲器的压缩弹簧力(随压缩行程增加而增大)对真空开关的负载特性是有影响的，见图2中F6。这个力在真空开关早期的负载特性(见图1)上没有反映。

图1  真空开关的负载特性

F—合成负载力；F1—分闸弹簧力；F2—真空灭弧自闭力

F3—触头压力弹簧；F4—电动力；F5—摩擦力和重力

操动机构对真空开关负载特性也是有影响的。真空开关的操动机构分电操机构和弹操机构两种。真空开关最早采用电操机构，因为电操的机械特性是升力，与真空开关负载特性相吻合。但市场却偏爱弹操机构，因为弹操机构使用方便，停电时可以手动储能分合闸，机构还省了一套直流操作电源。而弹操的机械特性是减力，与真空开关的负载特性吻合差。吻合差的表现是后期合闸功率不够，致使在相同功率下弹操机构的合闸速度偏慢。

图2  实际真空开关的负载特性

F—原合成负载力；F′—新合成负载力(更换分闸弹簧)；F″—新合成负载力(不更换分闸弹簧)；F1′—分闸弹簧力(更换分闸弹簧)；Fl″—分闸弹簧力(不更换分闸弹簧)F—原分闸弹簧力；F2—真空灭弧空自闭力；F3—触头压力弹簧；F4—电动力；F5—触头压力弹簧；F6—油缓冲弹簧力；F7—弹操机构合闸位置自闭力(复位力)；F8—电操机构合闸位置闭力(复位力)

从图2中还可以看出：电操机构(如CD17型)在其主轴上有一扭簧力，迫使主轴在空载时自动复位(自闭)到分闸位置，此扭簧力随合闸过程而增大，见图2中F8。而弹操机构(如CT17型)则刚好相反，机构内有两个拉簧，空载时迫使输出轴自动复位(自闭)到合闸位置，此拉簧力随分闸过程而增大，见图2中F7。真空开关在分闸位置时必须克服这两个扭簧力，即F7，CTl7型的两个扭簧力比CT8的大很多，可合闸功率却比它小1.5倍。这些”内耗”抵消了一部分合闸输出功率，导致CT17型的实际输出功率比设计时的要小。以上两种机构的复位力在图1上都没有考虑，图1只考虑了F1～F5。

实际上真空开关在分闸位置不只是克服F2，由于真空开关加了油缓冲器，且配上操动机构一起使用，所以真空开关还必须克服F6、F7(或F8)，才能将真空开关拉到分闸位置，达到额定开距。克服这些力都是由分闸拉簧的预拉力F1来做到。以弹操机构来说，这时由于增加了F6、F7，如果仍用原来真空开关的分闸拉簧，则分闸位置预拉力必须由原来的F1提高到F1″(见图2)，则合闸位置的拉力提高了，所以真空开关的合闸功率也就增大。图2中阴影面积为此时增加的功率。如果更换分闸弹簧，使合闸位置时拉力保持原来相对不变(即分闸速度不变)，则需要提高分闸位置的预拉力，由原来的F1提高到F1′，这时增加的合闸功率为图2中F与F′所围的面积。目前不换分闸弹簧的情况较多，可见合闸功率更大。如果真空开关配电操机构，则斜线F1′和Fl″因为没有F7作用而分别下降一些，再加上F8所组成的合成负载力曲线下的面积，就是它的合闸功率(图2中未画出电操的合成力曲线)，总的来说合闸功率也加大了。如果按原来真空开关负载特性图(图1)设计的操动机构，配在现在的真空开关上，参数值肯定偏低，达不到最佳配合的要求。这就是目前真空开关分合闸速度慢的主要原因之一。

4  解决问题的方法

通过上述的分析我们知道：影响真空开关与操动机构之间的最佳配合的原因是由于F6、F7、F8的存在。找到原因后，我们可以从以下几方面入手，解决好这个配合问题。

首先，设计和生产系列化的操动机构。真空开关不象少油开关那样只有一个SN10定型产品，且SN10的输出功率也固定。真空开关在结构上是多样的，要想适应真空开关多样性的要求，又要达到操动机构的标准化，便于用户选用。操动机构在设计中尽可能设计几个级别的类型，最好是一种真空开关配一种操动机构。如果目前的国情、市场、通用性、标准化等因素不允许这样做的话，每种类型的操动机构，其机械强度设计到某一阶段的最大寿命值，其余因素做成可调。各真空开关厂可根据自己开关的负载特性，选配某一型号的操动机构，以变应变，这样才能适应国内市场的要求。

其次，优化整个系统包括真空开关和操动机构的结构，提高传动效率，尽可能减少损耗。比如各厂的真空开关主轴输出转角、拐臂半径是不同的，操动机构的输出转角、拐臂半径也是有差异的，与真空开关的配合上，是增力还是减力，是放大还是缩小，对机构的合闸功率影响很大。换句话说，操动机构的设计要考虑不同真空开关的主轴输出转角、拐臂长度和传力大小；真空开关的结构设计也要考虑所配操动机构的输出转角、拐臂长度、传力等等。如果将来时机成热，还可以综合各家所长，搞几个联合设计，那时真空开关的使用性能将更加优化。

第三，研制与生产不重燃的真空灭弧