海洋環(huán)境下浮動堆設備閘門結構安全分析

(武漢第二船舶設計研究所，武漢 430064)

0 引言

設備閘門是核電安全殼壓力邊界的重要組成部分，在反應堆正常運行期間和異常運行期間，都要保證安全殼壓力邊界部分的完整性和密封性[1]。在核電站事故工況下，設備閘門與安全殼一起形成第三層屏蔽，包容放射性物質，是安全殼壓力邊界的重要組成部分，也是安全殼壓力邊界較薄弱的環(huán)節(jié)。同時，浮動堆在海洋環(huán)境下會產生隨機運動，主要體現為縱橫搖擺，對設備閘門的設計提出更為嚴苛的要求。

杜坤等[2]基于ANSYS有限元分析方案和法國RCC-M《壓水堆核電廠機械設備設計和建造規(guī)則》規(guī)范理論，對核電廠設備閘門及支架部分進行了計算分析?，F有的研究主要針對的是陸上核電站設備閘門，對浮動堆設備閘門的研究較少。

本文分析浮動堆設備閘門設計載荷，并采用ANSYS數值模擬，對在設計工況下設備閘門的應力進行計算，并與規(guī)范要求的許用值相比較，以判斷其結構強度是否滿足設計需要，從而校核其結構安全性。

1 載荷分析

陸上核電設備閘門設計載荷有自重、壓力、地震載荷、螺栓預緊力。與陸上核電設備閘門不同，在海洋環(huán)境條件下設備閘門需承受船體搖擺載荷、由船體碰撞或水下爆炸產生的沖擊載荷，免受地震的影響。因此，其設計載荷為搖擺載荷、沖擊載荷、自重、壓力、螺栓預緊力。核動力船舶與陸上核電站設備閘門結構安全分析的關鍵在于搖擺載荷與沖擊載荷的確定，其他載荷可參照陸上核電設備閘門執(zhí)行。

1.1 搖擺載荷

平臺由船體和軟剛臂單點系泊裝置兩部分組成，船體的運動與軟剛臂的系泊回復力之間雙向耦合，從而決定了平臺為多體耦合模型，如圖1所示。綜合考慮海洋環(huán)境條件對船體的激勵作用，以及由軟剛臂提供的系泊回復力，船體時域運動方程[3]為：

=Fw(t)+Fwd(t)+Fc(t)+Fm(t)

(1)

式中m——船體的質量矩陣，kg；

A(∞)——波浪頻率無窮大時船體的附加質量矩陣，kg；

K(t)——時延函數；

C——船體的靜水回復力矩陣；

Fw(t)——波浪載荷，N；

Fwd(t)——風載荷，N；

Fc(t)——流載荷，N；

Fm(t)——系泊回復力，N。

圖1 海洋核動力平臺有限元模型

設備閘門在傾斜狀態(tài)下對其受力影響較小，主要考慮換料蓋在橫搖和縱搖下的影響。在考慮船舶搖擺對換料蓋的影響時，假設換料蓋為一質點，搖擺的中心位于水線面、船舶中心線與船舯的交點處。將其運動函數簡化為角位移函數：

(2)

(3)

換料蓋質心與水線面的垂直距離z=12.8 m，距離船舶中心線的水平距離x=5.55 m，距離船舯的縱向距離y=4.85 m，如圖2所示。

圖2 換料蓋相對于搖擺中心位置示意

橫縱搖周期根據浮動堆所在載體的海洋環(huán)境運動響應確定，將橫搖周期為5 s時設備閘門的角位移函數轉換為標準坐標系下的位移函數。將此位移函數作為位移載荷施加在換料蓋下法蘭底部，模擬正常工況下的縱橫搖載荷。

1.2 沖擊載荷

根據《浮動核動力裝置設計中所選擇的外部事件(試行)》中對船舶碰撞、爆炸等外部事件的要求，對3個方向上的沖擊載荷采用均方根方法進行組合。采用等效靜力的方法確定設備閘門在設計工況下的沖擊載荷為橫向、縱向和垂向沖擊譜加速度峰值均為4.5g，2.5g，1.5g，且在瞬態(tài)計算過程中考慮1.1倍的放大系數(動態(tài)系數)。

1.3 設計內壓

在設備閘門球面蓋板內側面和法蘭內側面施加0.6 MPa的內壓。

1.4 結構自重

結構自重G(包括附件重量)以慣性力的方式施加在整個模型上，取值為9 810 mm/s2。

1.5 螺栓預緊力

根據實際計算得到的螺栓數目確定螺栓的預緊載荷，施加在螺栓上,單個螺栓預緊力為110 kN。

2 設備閘門應力校核

2.1 設備閘門幾何模型

設備閘門由球面蓋板、法蘭和螺栓組成。設備閘門內徑為4 000 mm，螺栓規(guī)格為M48，螺栓數量60個，其三維結構如圖3所示。

圖3 設備閘門幾何模型

2.2 設備閘門設計參數

依據平臺設備閘門設計參數如表1所示。

表1 設備閘門設計參數

設備閘門上下法蘭材料選用《D篇》[4]中的SA-738Gr.B級鋼板。根據《D篇》中表1A、表Y-1以及表TM-1可知，當溫度為158 ℃時材料基本力學性能如表2所示。

表2 SA-738Gr.B力學性能參數

設備閘門螺栓材料選用SA-193 B7。根據《D篇》中(見表3)可知，當溫度為158 ℃時材料基本力學性能。

表3 SA-193 B7力學性能參數

2.3 應力校核準則

基于《規(guī)則》[5](表NE-3221-1應力強度限制一覽表)的要求，采用第三強度理論校核設備閘門結構強度進行校核。設備閘門球面蓋、下法蘭及螺栓結構許用應力強度限制如表4所示。

表4 各應力結果對應應力許用值

注：Pm—總體薄膜應力，MPa；Smc—許用應力，取S值的1.1倍；S—最大許用應力，MPa,查《D篇》表1A可得；PL—局部薄膜應力，MPa；Pb—彎曲應力，MPa；Q—二次應力，MPa；Sml—許用應力強度，MPa；F—峰值應力，MPa；Sa——由設計疲勞曲線獲得(評定峰值應力)，MPa

峰值應力的基本特征是：只是在作為可能由它引起疲勞裂紋或脆性斷裂時才有害。安全殼內壓達到設計內壓的次數是非常有限的，故因設計內壓載荷引起的疲勞問題不需要校核。查看設計疲勞曲線可知，在循環(huán)次數為10次時，Sa>1 000 MPa。

3 應力校核結果及改進方案

為充分驗證設備閘門結構的安全性，本節(jié)計算中考慮沖擊帶來的等效靜力加速度，并對垂向沖擊加速度兩個方向上分別計算、校核。

結構中的密封墊片只作密封用，不是主要受力件，建模不予考慮，不進行評估。

由于設備閘門受表5所示的垂向、縱向和橫向3個方向上的加速度載荷，具有1/2對稱性，在保證計算精度的前提下，為減小計算量，采用1/2模型進行建模。

表5 載荷施加方式

設備閘門結構模型如圖4所示。計算軟件采用ANSYS 17.0，計算模型中球面蓋板、法蘭和螺栓均使用三維實體單元Solid 186；法蘭之間的接觸及螺栓與法蘭之間的接觸采用接觸單元Targe 170和Conta 174；螺栓預緊力采用Prets 179單元[6-8]。各處的摩擦系數取為0.2。

圖4 設備閘門有限元模型網格示意

所有載荷的施加分為2個載荷步，具體施加方式如表5所示。時間步長為0.2 s，計算20 s內結構響應。

提取最大等效應力時程曲線，如圖5所示。15 s后結構趨于穩(wěn)態(tài)振動，應力校核基于穩(wěn)態(tài)振動應力強度的最大值。

圖5 結構最大等效應力時程曲線

設備閘門及螺栓結構最大應力強度滿足《規(guī)則》相關要求，但球面蓋與下法蘭呈分離的趨勢，密封面截面發(fā)生明顯的扭轉[9]，密封圈處y軸方向上位移差約為0.2 mm。

P01～P03代表所取的應力路徑[10]，分離出一次總體薄膜應力Pm、彎曲應力PL+Pb、二次應力PL+Pb+Q，球面蓋、法蘭及螺栓應力分類評定如表6所示，應力強度云圖見圖6～10。

表6 球面蓋、下法蘭及螺栓應力分類評定

圖6 下法蘭及球面蓋應力云圖

圖7 球面蓋應力云圖

圖8 球面蓋應力線性化路徑P01

圖9 下法蘭應力線性化路徑P02

圖10 螺栓應力線性化路徑P03

4 結論

(1)對海洋環(huán)境下浮動堆設備閘門進行結構安全分析，并結合海洋環(huán)境條件分析設備所受慣性載荷，同時結合設備閘門外部沖擊載荷、自重和設計壓力，對設備閘門整體進行瞬態(tài)動力學分析，并根據ASME分析法設計要求進行應力評定，結果顯示設計滿足事故工況要求。

(2)針對海洋環(huán)境下浮動堆特有的慣性載荷提出簡化計算方法，為實際核電工程項目設備設計提供參考。

(3)由于空間限制，浮動堆設備閘門設置在安全殼外部，事故工況下受內壓作用，雖然免除了屈曲校核，但設備閘門在內壓狀況下法蘭面是趨于分離的，法蘭截面有明顯的扭轉，因此在設計內壓設備閘門時，在結構安全分析的基礎上，密封性能的分析也是不容忽視的。