废包壳倾倒装置万向联轴器及固定销断裂故障分析

(中国核电工程有限公司 北京核化工研究设计院设备所，北京 100840)

乏燃料后处理，作为核燃料循环中的关键一环，一直备受世界各国的重视和关注[1-2]。为了实现核电行业的安全和可持续发展，正确进行乏燃料的后处理尤为关键[3]。由于乏燃料中含有大量的放射性元素，如果不能进行有效处理，不仅仅是对资源和能源的浪费，更有可能对自然环境和人类社会带来严重的辐射污染问题，造成难以估量的经济损失[4-5]。而乏燃料中间试验厂作为我国第一个乏燃料后处理厂有着非常重要的意义。对乏燃料进行有效处理，不仅仅可以更高效地利用铀矿资源，也可去除长半衰期的放射性废物和减少毒性，这与国家“节能减排”的战略完全切合。而在后处理厂首端系统中，作为几个关键设备之一，废包壳倾倒装置的运行状态和可靠性直接关系到整个系统的运行状况[6-7]。针对该类设备的研究，一方面是采用AGREE方法对运动系统进行可靠性分析和优化设计，并采用数值模拟手段对系统运动过程进行动力学分析，对材料进行疲劳和强度评估[3]。另一方面是对系统进行简化处理，采用实验手段并结合设备运行经验分析结构的可靠性[6]。但是由于乏燃料组件具有反射性，需要尽量减少系统故障和实验次数。因此本文针对废包壳倾倒装置在运行过程中有可能出现的翻转轴万向联轴器及其固定销发生断裂故障，本文建立了设备零部件(主要包括保障设备正常运行的固定销1、固定销2和翻转轴万向联轴器)的物理简化模型，采用数值模拟手段对其进行了多体动力学分析和故障原因分析，得到了设备运行过程中固定销和翻转轴万向联轴器出现的最大应力和扭矩，并根据设备结构和材料进行了疲劳和强度评估，发现在运行过程中可能出现的故障以及原因。最后针对该故障发生的原因提出了避免该故障的改进和预防措施，并对在设计过程中应注意的问题进行了经验总结，从而保障装置的有效运行，降低事故导致的经济损失。

1 废包壳倾倒装置简介

废包壳倾倒装置机构原理及设备总装示意图如图1所示，废包壳倾倒装置主要由传动头、穿墙轴、万向联轴器和倒料桶四部分组成。其中传动头和穿墙轴分别用来提供和传递实现翻转以及振荡功能所需的动力，其中阀门电动装置和电机分别为翻转和振荡功能提供动力。倒料桶用来承接溶解器大吊篮，并通过其附属部件完成卡紧和振荡功能。传动头和倒料桶通过万向联轴器进行连接，从而实现传动头带动倒料桶及其部件进行相应的动作。

在首端系统运行过程中，废包壳倾倒装置在翻转工况往往运行正常，而在对大吊篮进行振荡清空时，工作人员时常发现倾倒装置翻转轴的万向联轴器的固定销和连接套发生断裂，使倾倒装置不能继续进行翻转和振荡操作。由于缺少故障的观察和反馈手段，操作人员往往不能及时发现设备故障，导致设备在故障情况下继续运行，增大其他零部件出现故障的风险。根据现场工作人员反馈以及对设备本身进行受力分析，可以发现：设备在振荡工况下翻转轴受到的扭矩要大于翻转工况下收到的扭矩；设备翻转轴系缺少类似于安全销的安全保护措施，从而不能及时发现翻转轴系扭矩过大而发生的失效故障；万向联轴器涉及选型存在偏差导致其承载能力不能满足振荡工况。针对以上问题，本文借助数值模拟的分析计算手段，对固定销1、固定销2和翻转轴万向联轴器进行了多体动力学分析。

2 设备多体动力学分析

废包壳倾倒装置通过动力装置驱动翻转轴系，实现倒料筒的180°翻转，再由动力装置驱动振动轴系旋转，使凸轮旋转带动倒料筒振动。废包壳倾倒装置翻转时，翻转轴系会承受较大的转矩，振动时又对翻转轴系施加了循环作用力，此时翻转轴系还承受扭矩，可能造成翻转轴系的损坏。针对设备的振荡工况，本文利用ADMAS运动学仿真分析软件对设备振荡工况进行多体动力学仿真[8]。简化后的废包壳倾倒装置三维模型如图2所示，分析过程中保证翻转轴不转动，而振动轴通过万向联轴器带动凸轮转动，进一步带动倒料筒上下振动。该工况下的关键零部件为两个销以及翻转轴，利用ANSYS制作构件柔性体，导入ADAMS中进行刚柔耦合分析。刚柔耦合分析技术路线如图3所示，经过建模、选择材料、添加约束和输入相应的运动参数，最终通过计算得到在整个振荡过程中设备翻转轴的受力情况[9]。

在整个计算过程中，构件材料类型：销材料为14Cr17ni2，轴材料为07Cr17Ni7Al，其余为06Cr19Ni10。振动频率为72次/分。振动时间设置为5 min。在ANSYS中生成关键部件的柔性体模型及网格如图4所示。动力装置、基座添加全固定约束，轴与轴承座添加铰链约束，万向联轴器之间添加万向副约束，万向副与轴的一端添加滑动副约束等2个凸轮与下面立柱添加碰撞约束，2个紫色轴承座与下面青色基座也施加碰撞约束，销1与料筒转动轴之间添加固定副约束，而万向节与销1利用固定副来代替碰撞，销2与动力装置传动轴之间添加固定副约束，而万向节与销2利用固定副来代替碰撞。在翻转轴系与紫色可旋转轴承座之间添加旋转副，在翻转轴与吊篮、料筒之间添加万向节运动副，在凸轮与振动轴之间也添加万向节运动副。进行机构运动力学分析需按实际运动工况进行参数输入，在动力装置与凸轮轴之间添加转动驱动，驱动输入参数为216°/s，而翻转轴转动速度设为0，第三根轴转动速度也设为0。设置运动过程的仿真时间为3.0 s，仿真步数为200。

3 机构刚柔耦合分析

3.1 销1刚柔耦合分析

对销1进行刚柔耦合仿真，后处理得到其应力云图如图5所示。从结果可以看到，销1的最大应力点集中在万向节与销的接触区域，上下各一个区域，分别编号位置为1与2。提取原始结构销1运动过程中最大应力节点数据，可以看到运动过程中的最大应力节点编号为280号节点(位置1区域内)，最大应力为600 MPa左右。提取出最大应力节点280处的von_mises等效应力随时间变化曲线如图5(b)所示。可以明显看到有4个尖峰，周期刚好是360/2/216=0.83 s左右，这是由于凸轮的转动导致的废包壳翻转装置振动，且每个周期的最大应力时间点发生在凸轮开始上升的阶段。因为此时料筒由于惯性还不能立刻达到与凸轮运动同步，所以存在一定冲击，最大应力为600 MPa左右。随后过渡到震荡阶段，应力值在490 MPa左右波动，凸轮上升阶段完成自由下降时刻，销的应力快速降低。提取出销1与万向节在接触区域受到的合力随时间变化曲线如图5(c)所示。可以明显看到有4个尖峰，周期刚好是360/2/216=0.83 s左右，与应力变化规律相同，最大受力为32 000 N左右。随后过渡到震荡阶段，受力为26 000 N左右，然后迅速下降。

3.2 销2刚柔耦合分析

对销2进行刚柔耦合仿真，后处理得到其应力云图如图6所示。从结果可以看到，销2的最大应力点集中在万向节与销的接触区域，上下各一个区域，分别编号位置为1与2。提取原始结构销2运动过程中最大应力节点数据，可以看到运动过程中的最大应力节点编号为1588号节点，最大应力为650 MPa左右。提取出最大应力节点1 588处的von_mises等效应力随时间变化曲线如图6(b)所示。可以明显看到有4个尖峰，周期刚好是360/2/216=0.83 s左右，这是由于凸轮的转动导致的废包壳翻转装置振动，且每个周期的最大应力时间点发生在凸轮开始上升的阶段，因为此时料筒由于惯性还不能立刻达到与凸轮运动同步，所以存在一定冲击，最大应力为650 MPa左右。随后过渡到震荡阶段，应力值在570 MPa左右波动，凸轮上升阶段完成自由下降时刻，销的应力快速降低。提取出销1与万向节在接触区域受到的合力随时间变化曲线如图6(c)所示。可以明显看到有4个尖峰，周期刚好是360/2/216=0.83 s左右，与应力变化规律相同，最大受力为30 000 N左右。随后过渡到震荡阶段，受力为27 000 N左右，然后迅速下降。

3.3 翻转轴刚柔耦合分析

对翻转轴进行刚柔耦合仿真，为了减少网格节点数量以及计算量，截取阶梯轴一部分进行刚柔耦合仿真。后处理得到其应力云图如图7所示，从结果可以看到，受翻转轴模态影响，最大应力集中在销孔与阶梯轴截面变化之间的位置。提取原始结构翻转轴运动过程中最大应力节点数据，可以看到运动过程中的最大应力节点编号为641号节点，最大应力为180 MPa左右。提取出翻转轴受到的合力矩与合力随时间变化曲线分别如图7(b)所示。可以明显看到有4个尖峰，周期刚好是360/2/216=0.83 s左右，这是由于凸轮的转动导致的废包壳翻转装置振动，最大受力时间点为凸轮刚开始上升的阶段，为1 200 N·m左右。图7(c)为翻转轴受到的合力随时间的变化曲线，从结果可以看到，翻转轴在运动过程中受到的力很小，平均值在100 N以下，说明其主要受到扭矩的作用，与事实相符。

3.4 疲劳与强度评估

根据计算结果，对上述设备进行进一步疲劳与强度分析。设备万向联轴器连接套的内径为40 mm，外径为60 mm，固定销为10 mm，而根据万向联轴器的尺寸参数可知，连接套内径为32 mm，外径为60 mm，固定销为10 mm的万向联轴器承载能力为640 N·m，而内径40 mm外径75 mm的万向联轴器承载能力为1 280 N·m。因此通过对比可知，设备中选用的万向联轴器承载能力不能满足振荡工况下的扭矩。对于固定销来说，根据计算其最大应力为650 MPa，固定销材料为14Cr17Ni2，而根据陈冠峰等人[10]的研究内容可知，14Cr17Ni2的疲劳极限为310 MPa。由于固定销在整个振荡过程中的最大应力超过了其材料的疲劳极限，因此在运行一段时间以后，固定销可能会发生断裂故障。

4 结论与建议

本文针对中试厂废包壳倾倒装置在运行过程中出现故障以及故障不能及时发现等问题，采用数值模拟手段建立了废包壳倾倒装置的翻转轴万向联轴器及其固定销模型，并进行了多体动力学分析和故障原因分析，主要结论如下：

(1)在凸轮开始上升的阶段固定销与万向节接触区域存在最大应力点，上下各一个区域，固定销1的最大应力为600 MPa左右，固定销2最大应力为650 MPa左右；

(2)受翻转轴模态影响，翻转轴最大应力集中在销孔与阶梯轴截面变化之间的位置，最大应力为180 MPa左右，最大受力时间点为凸轮刚开始上升的阶段，而翻转轴在运动过程中受到的力很小，平均值在100 N以下，说明其主要受到扭矩的作用；

(3)通过疲劳与强度分析可知，设备中选用的万向联轴器承载能力不能满足振荡工况下的扭矩，固定销在整个振荡过程中的最大应力超过了其材料的疲劳极限，在运行过程中可能会导致相关故障。

根据力学分析结果，本文提出如下改进设计建议：增设安全保护装置。在热室外部，蜗轮蜗杆与翻转轴之间增加一段翻转转轴，并通过梅花联轴器与穿墙翻转轴联接，梅花联轴器与翻转轴通过固定销联接，同时梅花联轴器弹性体可起到一定的缓冲减

震作用，从而起到保护热室内零部件的作用；对设备全工况进行受力分析并借助数值模拟等分析手段，得到设备在不同工况下的受力情况，从而根据全工况下的最大受力情况选择和校核该设备的传动零部件；增加设备的运行监测和观察手段。提出加设窥视窗和摄像头的要求，从而能够对设备状态进行实时监测。