彭俊杰，馮棟彥，劉秉政

(1.中核檢修有限公司臺山分公司，廣東 臺山 529228； 2.南華大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，湖南 衡陽 421001；3.中核檢修有限公司深圳分公司，廣東 深圳 518108)

0 引 言

蒸汽發(fā)生器是核電站中連接一、二回路的重要熱交換設(shè)備，也是核電站運行中發(fā)生故障最多的設(shè)備之一[1-3]。核電站檢修期間，須在蒸汽發(fā)生器水室內(nèi)進(jìn)行相關(guān)檢測，為防止一次側(cè)異物通過主管道進(jìn)入壓力容器對堆芯燃料產(chǎn)生破壞，需對蒸汽發(fā)生器水室內(nèi)一回路主管道進(jìn)行臨時封堵。為減少執(zhí)行堵板工作時集體受照射劑量、降低人員沾污發(fā)生率、杜絕單日劑量超標(biāo)事件、減少堵板拆裝工作的人力需求、降低勞動成本[4-5]，設(shè)計了一種采用底部平面可調(diào)節(jié)平臺、電動推桿和協(xié)作機(jī)械臂組成的堵板機(jī)器人。文中介紹了研制的堵板機(jī)器人總體結(jié)構(gòu)，針對在進(jìn)行堵板測試過程中，延伸電缸推桿由于在長時間工作中變形量較大的問題，通過對現(xiàn)有的結(jié)構(gòu)和實際工況的分析，利用SolidWorks設(shè)計了新的推桿模型，并運用Ansys Workbench軟件模擬堵板機(jī)器人在最大負(fù)載時的位置姿態(tài)，進(jìn)行靜力學(xué)和模態(tài)分析，為新的設(shè)計方案提供依據(jù)，并對機(jī)器人的振動分析提供參考價值。

1 電缸推桿結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計

堵板機(jī)器人的總體體結(jié)構(gòu)如圖1所示，其主要由移動小車、俯仰電缸、延伸電缸和改進(jìn)的六自由度機(jī)械臂組成。機(jī)械臂安裝在延伸電缸頂部，延伸電缸的作用是將機(jī)械臂推送到更遠(yuǎn)的作業(yè)區(qū)域。

目前所用的電缸推桿結(jié)構(gòu)由兩部分組成，一部分是電缸本身的滾珠絲桿，另一部分是經(jīng)由法蘭盤與機(jī)械臂連接起輔助作用的推桿，如圖2所示。工作時滾珠絲桿將電機(jī)的轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)變?yōu)橹本€的進(jìn)給運動，兩側(cè)的推桿起到輔助支撐的作用。由于機(jī)械臂及負(fù)載重量大且懸臂較長(約2 m)，導(dǎo)致推桿存在彎曲及扭轉(zhuǎn)變形。為減少變形，提高設(shè)備精度，對推桿部分進(jìn)行結(jié)構(gòu)改造，如圖3所示，將原先在上方的機(jī)械臂出線口改裝到下方，在原出線口的位置增加一根推桿。

圖1 堵板機(jī)器人 圖2 延伸電缸推桿

2 推桿工況分析

機(jī)器人在工作過程中將推桿伸出，通過調(diào)整底部平臺和末端機(jī)械臂的姿態(tài)，將堵板放在堵孔上的合適位置。此時推桿所受載荷為機(jī)械臂及其末端夾持工件的重量。機(jī)械臂的質(zhì)量為56 kg,最重的中間堵板的質(zhì)量為4.6 kg，并且可以測量出此時推桿與重力加速度方向的夾角大小為39.8°。

圖3 新的推桿結(jié)構(gòu) 圖4 機(jī)器人工作狀態(tài)簡圖

3 推桿仿真分析

3.1 推桿有限元受力分析

為保證機(jī)器人工作期間時的3D相機(jī)的空間位置和機(jī)械臂末端的定位精度，需要機(jī)器人的前端部分具有較好的抵抗變形的能力，為了驗證改進(jìn)方案的效果，對改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)進(jìn)行力學(xué)分析。

靜力學(xué)分析所用整體模型為SolidWorks軟件建模，對建立的模型進(jìn)行簡化可以更好的劃分網(wǎng)格，提高仿真的計算效率[6-8]。因為一些螺紋和倒角以及一些不必要的孔對分析結(jié)果的影響很小，所以在模型簡化過程中將其去除。

將簡化后的模型導(dǎo)入Ansys Workbench后，添加45鋼性能參數(shù)到材料庫中，其彈性模量為6.90E+10 N/m2，泊松比為0.269。為了得到較好的計算結(jié)果，對推桿部分進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化，細(xì)化網(wǎng)格后共有166425個節(jié)點和65462個元素，網(wǎng)格劃分模型如圖5所示。

推桿最大載荷在機(jī)器人處于最終的姿態(tài)，此時推桿伸出的長度最大，機(jī)器人的姿態(tài)如圖6所示，推桿所受載荷主要為前端機(jī)械臂及其末端夾持工件的重量。

圖5 網(wǎng)格劃分模型 圖6 約束和載荷添加

圖4表明推桿與重力加速度方向夾角39.8°，根據(jù)工況分析，設(shè)置接觸區(qū)域固定支撐，在四個滑塊位置添加固定約束。添加載荷與約束后的推桿模型如圖6所示。

通過AnsysWorkbench軟件對檢測工作狀態(tài)時的仿真計算，得到的推桿總變形計算結(jié)果如圖7、9所示，可知推桿的最大變形位于推桿與機(jī)械臂法蘭連接處，最大變形約為+0.49 mm，由圖8、10知推桿的最大等效應(yīng)力為23.53 MPa，與最大變形處位置接近。

圖7 改造前總變形 圖8 改造前等效應(yīng)力

結(jié)合推桿的實際工況，得出推桿最大變形和最大應(yīng)力數(shù)據(jù)進(jìn)行匯總，如表2所示。

由仿真計算結(jié)果可知堵板最大應(yīng)力為σmax=23.5 MPa，取安全系數(shù)S=2，45鋼的屈服強(qiáng)度為355 MPa，如下式所示，其許用應(yīng)力為：

從計算結(jié)果得出推桿的最大應(yīng)力小于許用應(yīng)力，即σmax<[σs]，現(xiàn)有的模型中，在實際的工況下推桿的最大位移量減少到了0.49 mm，最大應(yīng)力減少到23.5 MPa, 最大位移量減少了18.3%，最大等效應(yīng)力減少了37%。

表1 推桿仿真結(jié)果

3.2 推桿模態(tài)分析

在堵板機(jī)器人的工作過程中，有來自底部平臺電機(jī)的和末端機(jī)械臂的激勵作用，作為整體中不可或缺的一部分，有必要進(jìn)行模態(tài)分析，以防止共振破壞機(jī)器人的穩(wěn)定性[9]。

如圖11，以機(jī)器人底部的滑塊為支撐，在工作過程中推桿振動存在六個自由度方向上的可能，按實際受力振動情況，振動類型可歸納為沿x方向彎曲振動，繞y方向的扭轉(zhuǎn)振動，且各個方向的剛度均可通過建立有限元軟件仿真模型求解。由于阻尼對其固有頻率與振型的影響不大，利用workbench進(jìn)行無阻尼條件下的六階模態(tài)分析，表3為前6階模態(tài)分析結(jié)果，其中1，3，4，6階模態(tài)振型圖如圖12～15所示。

圖11 模態(tài)分析模型

表2 推桿固有頻率

圖12 1階振型圖 圖13 3階振型圖

從振型圖中可以看出：前六階模態(tài)中，系統(tǒng)在彎曲振動方向上(沿x,y,z)貢獻(xiàn)明顯的為第一階；系統(tǒng)在扭轉(zhuǎn)振動方向上(Rx，Ry，Rz)貢獻(xiàn)明顯的為第三階，第四階，第五階，而第六階則為系統(tǒng)繞Y軸的扭轉(zhuǎn)振動和X軸的彎曲振動。系統(tǒng)的前六階模態(tài)主要以扭轉(zhuǎn)振動為主，且各階模態(tài)的固有頻率值較小，后續(xù)在完善改進(jìn)過程中為減輕機(jī)器人電缸系統(tǒng)的振動提供參考。

圖14 4階振型圖 圖15 6階振型圖

4 結(jié) 語

為了實現(xiàn)核電檢修期間以機(jī)器人代替人工進(jìn)行低水位堵板操作工作，文中從降低大電缸推桿變形量、提高末端精度出發(fā)，對現(xiàn)有的結(jié)構(gòu)進(jìn)行改造，運用Ansys Workbench軟件計算得到在實際的工況下推桿的最大位移量減少到了+0.49 mm，相較于之前的結(jié)構(gòu)有近20%的改善，最大應(yīng)力減少到23.5 MPa，為機(jī)器人末端精度提升做出了很大貢獻(xiàn)。

從前六階模態(tài)分析的結(jié)果中可以得知系統(tǒng)主要以沿X軸橫向振動與繞Z軸扭轉(zhuǎn)振動為主，當(dāng)外部激勵接近其固有頻率時會影響其壽命和可靠性，為后續(xù)的改造優(yōu)化過程中減輕機(jī)器人電缸系統(tǒng)的振動提供了參考。