海洋环境下浮动堆设备闸门结构安全分析

(武汉第二船舶设计研究所，武汉 430064)

0 引言

设备闸门是核电安全壳压力边界的重要组成部分，在反应堆正常运行期间和异常运行期间，都要保证安全壳压力边界部分的完整性和密封性[1]。在核电站事故工况下，设备闸门与安全壳一起形成第三层屏蔽，包容放射性物质，是安全壳压力边界的重要组成部分，也是安全壳压力边界较薄弱的环节。同时，浮动堆在海洋环境下会产生随机运动，主要体现为纵横摇摆，对设备闸门的设计提出更为严苛的要求。

杜坤等[2]基于ANSYS有限元分析方案和法国RCC-M《压水堆核电厂机械设备设计和建造规则》规范理论，对核电厂设备闸门及支架部分进行了计算分析。现有的研究主要针对的是陆上核电站设备闸门，对浮动堆设备闸门的研究较少。

本文分析浮动堆设备闸门设计载荷，并采用ANSYS数值模拟，对在设计工况下设备闸门的应力进行计算，并与规范要求的许用值相比较，以判断其结构强度是否满足设计需要，从而校核其结构安全性。

1 载荷分析

陆上核电设备闸门设计载荷有自重、压力、地震载荷、螺栓预紧力。与陆上核电设备闸门不同，在海洋环境条件下设备闸门需承受船体摇摆载荷、由船体碰撞或水下爆炸产生的冲击载荷，免受地震的影响。因此，其设计载荷为摇摆载荷、冲击载荷、自重、压力、螺栓预紧力。核动力船舶与陆上核电站设备闸门结构安全分析的关键在于摇摆载荷与冲击载荷的确定，其他载荷可参照陆上核电设备闸门执行。

1.1 摇摆载荷

平台由船体和软刚臂单点系泊装置两部分组成，船体的运动与软刚臂的系泊回复力之间双向耦合，从而决定了平台为多体耦合模型，如图1所示。综合考虑海洋环境条件对船体的激励作用，以及由软刚臂提供的系泊回复力，船体时域运动方程[3]为：

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

(1)

式中m——船体的质量矩阵，kg；

A(∞)——波浪频率无穷大时船体的附加质量矩阵，kg；

K(t)——时延函数；

C——船体的静水回复力矩阵；

Fw(t)——波浪载荷，N；

Fwd(t)——风载荷，N；

Fc(t)——流载荷，N；

Fm(t)——系泊回复力，N。

图1 海洋核动力平台有限元模型

设备闸门在倾斜状态下对其受力影响较小，主要考虑换料盖在横摇和纵摇下的影响。在考虑船舶摇摆对换料盖的影响时，假设换料盖为一质点，摇摆的中心位于水线面、船舶中心线与船舯的交点处。将其运动函数简化为角位移函数：

(2)

(3)

换料盖质心与水线面的垂直距离z=12.8 m，距离船舶中心线的水平距离x=5.55 m，距离船舯的纵向距离y=4.85 m，如图2所示。

图2 换料盖相对于摇摆中心位置示意

横纵摇周期根据浮动堆所在载体的海洋环境运动响应确定，将横摇周期为5 s时设备闸门的角位移函数转换为标准坐标系下的位移函数。将此位移函数作为位移载荷施加在换料盖下法兰底部，模拟正常工况下的纵横摇载荷。

1.2 冲击载荷

根据《浮动核动力装置设计中所选择的外部事件(试行)》中对船舶碰撞、爆炸等外部事件的要求，对3个方向上的冲击载荷采用均方根方法进行组合。采用等效静力的方法确定设备闸门在设计工况下的冲击载荷为横向、纵向和垂向冲击谱加速度峰值均为4.5g，2.5g，1.5g，且在瞬态计算过程中考虑1.1倍的放大系数(动态系数)。

1.3 设计内压

在设备闸门球面盖板内侧面和法兰内侧面施加0.6 MPa的内压。

1.4 结构自重

结构自重G(包括附件重量)以惯性力的方式施加在整个模型上，取值为9 810 mm/s2。

1.5 螺栓预紧力

根据实际计算得到的螺栓数目确定螺栓的预紧载荷，施加在螺栓上,单个螺栓预紧力为110 kN。

2 设备闸门应力校核

2.1 设备闸门几何模型

设备闸门由球面盖板、法兰和螺栓组成。设备闸门内径为4 000 mm，螺栓规格为M48，螺栓数量60个，其三维结构如图3所示。

图3 设备闸门几何模型

2.2 设备闸门设计参数

依据平台设备闸门设计参数如表1所示。

表1 设备闸门设计参数

设备闸门上下法兰材料选用《D篇》[4]中的SA-738Gr.B级钢板。根据《D篇》中表1A、表Y-1以及表TM-1可知，当温度为158 ℃时材料基本力学性能如表2所示。

表2 SA-738Gr.B力学性能参数

设备闸门螺栓材料选用SA-193 B7。根据《D篇》中(见表3)可知，当温度为158 ℃时材料基本力学性能。

表3 SA-193 B7力学性能参数

2.3 应力校核准则

基于《规则》[5](表NE-3221-1应力强度限制一览表)的要求，采用第三强度理论校核设备闸门结构强度进行校核。设备闸门球面盖、下法兰及螺栓结构许用应力强度限制如表4所示。

表4 各应力结果对应应力许用值

注：Pm—总体薄膜应力，MPa；Smc—许用应力，取S值的1.1倍；S—最大许用应力，MPa,查《D篇》表1A可得；PL—局部薄膜应力，MPa；Pb—弯曲应力，MPa；Q—二次应力，MPa；Sml—许用应力强度，MPa；F—峰值应力，MPa；Sa——由设计疲劳曲线获得(评定峰值应力)，MPa

峰值应力的基本特征是：只是在作为可能由它引起疲劳裂纹或脆性断裂时才有害。安全壳内压达到设计内压的次数是非常有限的，故因设计内压载荷引起的疲劳问题不需要校核。查看设计疲劳曲线可知，在循环次数为10次时，Sa>1 000 MPa。

3 应力校核结果及改进方案

为充分验证设备闸门结构的安全性，本节计算中考虑冲击带来的等效静力加速度，并对垂向冲击加速度两个方向上分别计算、校核。

结构中的密封垫片只作密封用，不是主要受力件，建模不予考虑，不进行评估。

由于设备闸门受表5所示的垂向、纵向和横向3个方向上的加速度载荷，具有1/2对称性，在保证计算精度的前提下，为减小计算量，采用1/2模型进行建模。

表5 载荷施加方式

设备闸门结构模型如图4所示。计算软件采用ANSYS 17.0，计算模型中球面盖板、法兰和螺栓均使用三维实体单元Solid 186；法兰之间的接触及螺栓与法兰之间的接触采用接触单元Targe 170和Conta 174；螺栓预紧力采用Prets 179单元[6-8]。各处的摩擦系数取为0.2。

图4 设备闸门有限元模型网格示意

所有载荷的施加分为2个载荷步，具体施加方式如表5所示。时间步长为0.2 s，计算20 s内结构响应。

提取最大等效应力时程曲线，如图5所示。15 s后结构趋于稳态振动，应力校核基于稳态振动应力强度的最大值。

图5 结构最大等效应力时程曲线

设备闸门及螺栓结构最大应力强度满足《规则》相关要求，但球面盖与下法兰呈分离的趋势，密封面截面发生明显的扭转[9]，密封圈处y轴方向上位移差约为0.2 mm。

P01～P03代表所取的应力路径[10]，分离出一次总体薄膜应力Pm、弯曲应力PL+Pb、二次应力PL+Pb+Q，球面盖、法兰及螺栓应力分类评定如表6所示，应力强度云图见图6～10。

表6 球面盖、下法兰及螺栓应力分类评定

图6 下法兰及球面盖应力云图

图7 球面盖应力云图

图8 球面盖应力线性化路径P01

图9 下法兰应力线性化路径P02

图10 螺栓应力线性化路径P03

4 结论

(1)对海洋环境下浮动堆设备闸门进行结构安全分析，并结合海洋环境条件分析设备所受惯性载荷，同时结合设备闸门外部冲击载荷、自重和设计压力，对设备闸门整体进行瞬态动力学分析，并根据ASME分析法设计要求进行应力评定，结果显示设计满足事故工况要求。

(2)针对海洋环境下浮动堆特有的惯性载荷提出简化计算方法，为实际核电工程项目设备设计提供参考。

(3)由于空间限制，浮动堆设备闸门设置在安全壳外部，事故工况下受内压作用，虽然免除了屈曲校核，但设备闸门在内压状况下法兰面是趋于分离的，法兰截面有明显的扭转，因此在设计内压设备闸门时，在结构安全分析的基础上，密封性能的分析也是不容忽视的。