廢包殼傾倒裝置萬向聯軸器及固定銷斷裂故障分析

(中國核電工程有限公司 北京核化工研究設計院設備所，北京 100840)

乏燃料后處理，作為核燃料循環中的關鍵一環，一直備受世界各國的重視和關注[1-2]。為了實現核電行業的安全和可持續發展，正確進行乏燃料的后處理尤為關鍵[3]。由于乏燃料中含有大量的放射性元素，如果不能進行有效處理，不僅僅是對資源和能源的浪費，更有可能對自然環境和人類社會帶來嚴重的輻射污染問題，造成難以估量的經濟損失[4-5]。而乏燃料中間試驗廠作為我國第一個乏燃料后處理廠有著非常重要的意義。對乏燃料進行有效處理，不僅僅可以更高效地利用鈾礦資源，也可去除長半衰期的放射性廢物和減少毒性，這與國家“節能減排”的戰略完全切合。而在后處理廠首端系統中，作為幾個關鍵設備之一，廢包殼傾倒裝置的運行狀態和可靠性直接關系到整個系統的運行狀況[6-7]。針對該類設備的研究，一方面是采用AGREE方法對運動系統進行可靠性分析和優化設計，并采用數值模擬手段對系統運動過程進行動力學分析，對材料進行疲勞和強度評估[3]。另一方面是對系統進行簡化處理，采用實驗手段并結合設備運行經驗分析結構的可靠性[6]。但是由于乏燃料組件具有反射性，需要盡量減少系統故障和實驗次數。因此本文針對廢包殼傾倒裝置在運行過程中有可能出現的翻轉軸萬向聯軸器及其固定銷發生斷裂故障，本文建立了設備零部件(主要包括保障設備正常運行的固定銷1、固定銷2和翻轉軸萬向聯軸器)的物理簡化模型，采用數值模擬手段對其進行了多體動力學分析和故障原因分析，得到了設備運行過程中固定銷和翻轉軸萬向聯軸器出現的最大應力和扭矩，并根據設備結構和材料進行了疲勞和強度評估，發現在運行過程中可能出現的故障以及原因。最后針對該故障發生的原因提出了避免該故障的改進和預防措施，并對在設計過程中應注意的問題進行了經驗總結，從而保障裝置的有效運行，降低事故導致的經濟損失。

1 廢包殼傾倒裝置簡介

廢包殼傾倒裝置機構原理及設備總裝示意圖如圖1所示，廢包殼傾倒裝置主要由傳動頭、穿墻軸、萬向聯軸器和倒料桶四部分組成。其中傳動頭和穿墻軸分別用來提供和傳遞實現翻轉以及振蕩功能所需的動力，其中閥門電動裝置和電機分別為翻轉和振蕩功能提供動力。倒料桶用來承接溶解器大吊籃，并通過其附屬部件完成卡緊和振蕩功能。傳動頭和倒料桶通過萬向聯軸器進行連接，從而實現傳動頭帶動倒料桶及其部件進行相應的動作。

在首端系統運行過程中，廢包殼傾倒裝置在翻轉工況往往運行正常，而在對大吊籃進行振蕩清空時，工作人員時常發現傾倒裝置翻轉軸的萬向聯軸器的固定銷和連接套發生斷裂，使傾倒裝置不能繼續進行翻轉和振蕩操作。由于缺少故障的觀察和反饋手段，操作人員往往不能及時發現設備故障，導致設備在故障情況下繼續運行，增大其他零部件出現故障的風險。根據現場工作人員反饋以及對設備本身進行受力分析，可以發現：設備在振蕩工況下翻轉軸受到的扭矩要大于翻轉工況下收到的扭矩；設備翻轉軸系缺少類似于安全銷的安全保護措施，從而不能及時發現翻轉軸系扭矩過大而發生的失效故障；萬向聯軸器涉及選型存在偏差導致其承載能力不能滿足振蕩工況。針對以上問題，本文借助數值模擬的分析計算手段，對固定銷1、固定銷2和翻轉軸萬向聯軸器進行了多體動力學分析。

2 設備多體動力學分析

廢包殼傾倒裝置通過動力裝置驅動翻轉軸系，實現倒料筒的180°翻轉，再由動力裝置驅動振動軸系旋轉，使凸輪旋轉帶動倒料筒振動。廢包殼傾倒裝置翻轉時，翻轉軸系會承受較大的轉矩，振動時又對翻轉軸系施加了循環作用力，此時翻轉軸系還承受扭矩，可能造成翻轉軸系的損壞。針對設備的振蕩工況，本文利用ADMAS運動學仿真分析軟件對設備振蕩工況進行多體動力學仿真[8]。簡化后的廢包殼傾倒裝置三維模型如圖2所示，分析過程中保證翻轉軸不轉動，而振動軸通過萬向聯軸器帶動凸輪轉動，進一步帶動倒料筒上下振動。該工況下的關鍵零部件為兩個銷以及翻轉軸，利用ANSYS制作構件柔性體，導入ADAMS中進行剛柔耦合分析。剛柔耦合分析技術路線如圖3所示，經過建模、選擇材料、添加約束和輸入相應的運動參數，最終通過計算得到在整個振蕩過程中設備翻轉軸的受力情況[9]。

在整個計算過程中，構件材料類型：銷材料為14Cr17ni2，軸材料為07Cr17Ni7Al，其余為06Cr19Ni10。振動頻率為72次/分。振動時間設置為5 min。在ANSYS中生成關鍵部件的柔性體模型及網格如圖4所示。動力裝置、基座添加全固定約束，軸與軸承座添加鉸鏈約束，萬向聯軸器之間添加萬向副約束，萬向副與軸的一端添加滑動副約束等2個凸輪與下面立柱添加碰撞約束，2個紫色軸承座與下面青色基座也施加碰撞約束，銷1與料筒轉動軸之間添加固定副約束，而萬向節與銷1利用固定副來代替碰撞，銷2與動力裝置傳動軸之間添加固定副約束，而萬向節與銷2利用固定副來代替碰撞。在翻轉軸系與紫色可旋轉軸承座之間添加旋轉副，在翻轉軸與吊籃、料筒之間添加萬向節運動副，在凸輪與振動軸之間也添加萬向節運動副。進行機構運動力學分析需按實際運動工況進行參數輸入，在動力裝置與凸輪軸之間添加轉動驅動，驅動輸入參數為216°/s，而翻轉軸轉動速度設為0，第三根軸轉動速度也設為0。設置運動過程的仿真時間為3.0 s，仿真步數為200。

3 機構剛柔耦合分析

3.1 銷1剛柔耦合分析

對銷1進行剛柔耦合仿真，后處理得到其應力云圖如圖5所示。從結果可以看到，銷1的最大應力點集中在萬向節與銷的接觸區域，上下各一個區域，分別編號位置為1與2。提取原始結構銷1運動過程中最大應力節點數據，可以看到運動過程中的最大應力節點編號為280號節點(位置1區域內)，最大應力為600 MPa左右。提取出最大應力節點280處的von_mises等效應力隨時間變化曲線如圖5(b)所示。可以明顯看到有4個尖峰，周期剛好是360/2/216=0.83 s左右，這是由于凸輪的轉動導致的廢包殼翻轉裝置振動，且每個周期的最大應力時間點發生在凸輪開始上升的階段。因為此時料筒由于慣性還不能立刻達到與凸輪運動同步，所以存在一定沖擊，最大應力為600 MPa左右。隨后過渡到震蕩階段，應力值在490 MPa左右波動，凸輪上升階段完成自由下降時刻，銷的應力快速降低。提取出銷1與萬向節在接觸區域受到的合力隨時間變化曲線如圖5(c)所示。可以明顯看到有4個尖峰，周期剛好是360/2/216=0.83 s左右，與應力變化規律相同，最大受力為32 000 N左右。隨后過渡到震蕩階段，受力為26 000 N左右，然后迅速下降。

3.2 銷2剛柔耦合分析

對銷2進行剛柔耦合仿真，后處理得到其應力云圖如圖6所示。從結果可以看到，銷2的最大應力點集中在萬向節與銷的接觸區域，上下各一個區域，分別編號位置為1與2。提取原始結構銷2運動過程中最大應力節點數據，可以看到運動過程中的最大應力節點編號為1588號節點，最大應力為650 MPa左右。提取出最大應力節點1 588處的von_mises等效應力隨時間變化曲線如圖6(b)所示。可以明顯看到有4個尖峰，周期剛好是360/2/216=0.83 s左右，這是由于凸輪的轉動導致的廢包殼翻轉裝置振動，且每個周期的最大應力時間點發生在凸輪開始上升的階段，因為此時料筒由于慣性還不能立刻達到與凸輪運動同步，所以存在一定沖擊，最大應力為650 MPa左右。隨后過渡到震蕩階段，應力值在570 MPa左右波動，凸輪上升階段完成自由下降時刻，銷的應力快速降低。提取出銷1與萬向節在接觸區域受到的合力隨時間變化曲線如圖6(c)所示。可以明顯看到有4個尖峰，周期剛好是360/2/216=0.83 s左右，與應力變化規律相同，最大受力為30 000 N左右。隨后過渡到震蕩階段，受力為27 000 N左右，然后迅速下降。

3.3 翻轉軸剛柔耦合分析

對翻轉軸進行剛柔耦合仿真，為了減少網格節點數量以及計算量，截取階梯軸一部分進行剛柔耦合仿真。后處理得到其應力云圖如圖7所示，從結果可以看到，受翻轉軸模態影響，最大應力集中在銷孔與階梯軸截面變化之間的位置。提取原始結構翻轉軸運動過程中最大應力節點數據，可以看到運動過程中的最大應力節點編號為641號節點，最大應力為180 MPa左右。提取出翻轉軸受到的合力矩與合力隨時間變化曲線分別如圖7(b)所示。可以明顯看到有4個尖峰，周期剛好是360/2/216=0.83 s左右，這是由于凸輪的轉動導致的廢包殼翻轉裝置振動，最大受力時間點為凸輪剛開始上升的階段，為1 200 N·m左右。圖7(c)為翻轉軸受到的合力隨時間的變化曲線，從結果可以看到，翻轉軸在運動過程中受到的力很小，平均值在100 N以下，說明其主要受到扭矩的作用，與事實相符。

3.4 疲勞與強度評估

根據計算結果，對上述設備進行進一步疲勞與強度分析。設備萬向聯軸器連接套的內徑為40 mm，外徑為60 mm，固定銷為10 mm，而根據萬向聯軸器的尺寸參數可知，連接套內徑為32 mm，外徑為60 mm，固定銷為10 mm的萬向聯軸器承載能力為640 N·m，而內徑40 mm外徑75 mm的萬向聯軸器承載能力為1 280 N·m。因此通過對比可知，設備中選用的萬向聯軸器承載能力不能滿足振蕩工況下的扭矩。對于固定銷來說，根據計算其最大應力為650 MPa，固定銷材料為14Cr17Ni2，而根據陳冠峰等人[10]的研究內容可知，14Cr17Ni2的疲勞極限為310 MPa。由于固定銷在整個振蕩過程中的最大應力超過了其材料的疲勞極限，因此在運行一段時間以后，固定銷可能會發生斷裂故障。

4 結論與建議

本文針對中試廠廢包殼傾倒裝置在運行過程中出現故障以及故障不能及時發現等問題，采用數值模擬手段建立了廢包殼傾倒裝置的翻轉軸萬向聯軸器及其固定銷模型，并進行了多體動力學分析和故障原因分析，主要結論如下：

(1)在凸輪開始上升的階段固定銷與萬向節接觸區域存在最大應力點，上下各一個區域，固定銷1的最大應力為600 MPa左右，固定銷2最大應力為650 MPa左右；

(2)受翻轉軸模態影響，翻轉軸最大應力集中在銷孔與階梯軸截面變化之間的位置，最大應力為180 MPa左右，最大受力時間點為凸輪剛開始上升的階段，而翻轉軸在運動過程中受到的力很小，平均值在100 N以下，說明其主要受到扭矩的作用；

(3)通過疲勞與強度分析可知，設備中選用的萬向聯軸器承載能力不能滿足振蕩工況下的扭矩，固定銷在整個振蕩過程中的最大應力超過了其材料的疲勞極限，在運行過程中可能會導致相關故障。

根據力學分析結果，本文提出如下改進設計建議：增設安全保護裝置。在熱室外部，蝸輪蝸桿與翻轉軸之間增加一段翻轉轉軸，并通過梅花聯軸器與穿墻翻轉軸聯接，梅花聯軸器與翻轉軸通過固定銷聯接，同時梅花聯軸器彈性體可起到一定的緩沖減

震作用，從而起到保護熱室內零部件的作用；對設備全工況進行受力分析并借助數值模擬等分析手段，得到設備在不同工況下的受力情況，從而根據全工況下的最大受力情況選擇和校核該設備的傳動零部件；增加設備的運行監測和觀察手段。提出加設窺視窗和攝像頭的要求，從而能夠對設備狀態進行實時監測。