(武漢第二船舶設計研究所，武漢 430064)

0 引言

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)[1-3];同時，浮動堆在海洋環(huán)境下會產(chǎn)生隨機運動，壓力載荷由外壓轉變?yōu)閮葔?，因此，對設備閘門的密封性設計提出更為嚴苛的要求。

杜坤等[1]基于ANSYS有限元分析方案和國RCC-M《壓水堆核電廠機械設備設計和建造規(guī)則》的理論，對核電廠設備閘門及支架部分進行了計算分析。左樹春[4]基于ANSYS有限元分析研究了安全殼強迫位移造成的法蘭面分離及相對錯動，采用非線性接觸分析，討論了在事故工況壓力作用下，法蘭面的分離和相對位移。現(xiàn)有的研究簡要分析密封性能變化，缺少對設備閘門密封面變形后O形圈密封性能定量計算分析。

本文結合水動力學和瞬態(tài)動力學，建立設備閘門三維模型，分析事故工況下設備閘門球面蓋及下法蘭的變形，提取最大變形處相對位移值；而后構建二維密封面模型，并基于二參數(shù)的Mooney-Rivlin本構模型，描述密封圈材料的應變能函數(shù)構建事故工況下密封面二維軸對稱模型，模擬事故工況下密封面變形情況，分析密封圈總體變形、應力分布、接觸應力分布，以判定海洋環(huán)境下浮動堆設備閘門事故工況下密封性能。

1 結構變形分析

核動力船舶與陸上核電站設備閘門結構分析的關鍵在于搖擺載荷與沖擊載荷的確定，其余載荷可參照陸上核電設備閘門執(zhí)行。

1.1 設計載荷

1.1.1 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。

圖1 海洋核動力平臺有限元模型

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[5]為：

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

(1)

式中m——船體的質量矩陣；

A(∞)——波浪頻率無窮大時船體的附加質量矩陣；

K(t)——時延函數(shù)；

C——船體的靜水回復力矩陣；

Fw(t)——波浪載荷；

Fwd(t)——風載荷；

Fc(t)——流載荷；

Fm(t)——系泊回復力。

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(shù)簡化為角位移函數(shù)：

(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

橫縱搖周期為5 s時，將橫搖工況下?lián)Q料蓋的角位移函數(shù)轉換為標準坐標系下的位移函數(shù)。將此位移函數(shù)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。

1.1.2 沖擊載荷

根據(jù)《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，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(shù)(動態(tài)系數(shù))[6]。

1.1.3 其他載荷

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。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，為9 810 mm/s2。根據(jù)實際計算得到的螺栓數(shù)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[7]。

1.2 密封面變形分析

由于設備閘門整體受非對稱載荷，選取變形量最大截面進行分析，如圖3所示。在球面蓋取1,2兩點，下法蘭取3，4兩點，具體結果如表1所示。

圖3 位移結果提取位置示意

表1 設備閘門球面蓋及下法蘭位移提取結果表

在圖3中，可見提取的4個點的Y向位移的相對位移很小，可忽略不計，對上下法蘭面的Z向位移，假設下法蘭位置不變，轉化為球面蓋對下法蘭的相對位移。

圖3模型中，球面蓋與下法蘭初始間隙為4 mm，在事故狀態(tài)下最終球面蓋與下法蘭兩端的分離量分別為0.137，0.233 mm，其密封面在一定角度呈開口狀分離。由此確定密封結構有限元模型中，下法蘭施加固定約束，球面蓋上法蘭1，2兩個端點的位移約束分別為3.863，3.767 mm，方向為貼合下法蘭面方向，水平方向對球面蓋和下法蘭施加固定約束。

2 密封性能分析

2.1 密封判定準則

在密封性分析中，目前通用的O形密封圈密封性判定準則[8]是最大接觸壓應力大于工作壓力的m倍則判定為密封，該m值即為墊片系數(shù)。本文密封圈采用三元乙丙橡膠，參考ASME第Ⅲ卷NE分冊[9]要求，墊片系數(shù)m可取為1。因此，定義接觸壓應力大于0.6 MPa的密封接觸面寬度為有效密封寬度。

參考文獻[8]中壓縮量試驗，對其試驗滿足泄漏率要求的臨界密封壓縮量值，通過有限元建模計算，得到對應的有效密封寬度為3 mm，本文暫定設備閘門密封結構有限元計算結果中，有效密封寬度為3 mm時，也能滿足許用泄漏率的要求。

通過有限元反復試算球面蓋的上法蘭施加向下位移量的大小，保證最大接觸應力大于設計內壓0.6 MPa，且留有至少3 mm的有效接觸寬度，從而確定能保證密封的最小壓縮量。

2.2 有限元分析

設備閘門密封圈材料選用三元乙丙橡膠(EPDM)，性能參數(shù)參照陸上核電站設備閘門相同材料的密封圈，泊松比μ=0.5，彈性模量E=7.84 MPa。

設備閘門球面蓋和下法蘭材料選用SA-738Gr.B級鋼板。根據(jù)《D篇》[10]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：材料許用應力S=168 MPa，材料屈服強度Sy=356 MPa，彈性模量E=192×103MPa。

2.2.1 理論模型

由于設備閘門密封結構是軸對稱結構，故可簡化為二維軸對稱模型，如圖4所示。

圖4 設備閘門密封結構模型

在模型中，假設密封圈的泊松比為0.5，即不可壓縮材料。上下法蘭面的彈性模量是密封圈材料的幾萬倍，故假設上下法蘭面為剛體，不考慮其變形。

密封圈屬于超彈性材料，其力學模型表現(xiàn)出復雜的材料非線性和幾何非線性，本文基于二參數(shù)的Mooney-Rivlin本構模型[11]描述密封圈材料的應變能函數(shù)，其函數(shù)表達式為：

W=C10(I1-3)+C01(I2-3)

(4)

式中W——應變能；

I1，I2——第一、第二Green應變不變量；

C01，C10—Mooney-Rivlin系數(shù)。

根據(jù)密封圈材料的硬度或彈性模量可計算兩個參數(shù)的具體值，密封圈彈性模量E與兩個參數(shù)的關系[12]如下：

(5)

對彈性模量為7.84 MPa的橡膠圈，得到C10=1.045 MPa，C01=0.261 MPa。

2.2.2 載荷及邊界條件

模型中包含兩個接觸對：(1)上法蘭與O形圈的接觸；(2)下法蘭與O形圈的接觸。均為摩擦型非對稱接觸，摩擦系數(shù)為0.2，接觸算法采用增強的拉格朗日乘子法[13]。事故狀態(tài)下密封性分析的載荷及邊界條件如表2所示。

表2 載荷施加情況

2.2.3 事故狀態(tài)下密封性分析

密封結構的計算結果云圖如圖5～8所示。

圖5 壓縮率為5%時接觸應力云圖

圖6 密封結構應力云圖

圖7 密封圈接觸應力云圖

在施加載荷過程中，當壓縮量為5%時，最大接觸應力為0.962，有效密封寬度為3 mm，可認為已經(jīng)達到有限密封。達到事故工況下的位移約束時，即兩個端點的位移約束分別為3.863 mm和3.767 mm，壓縮量為19.8%時，最大接觸應力3.813 MPa，有效密封寬度為12 mm，且密封圈應力在材料性能范圍內。

圖8 有效密封寬度云圖

3 結論

(1)本文通過結合水動力學和瞬態(tài)動力學，分析事故工況下設備閘門球面蓋及下法蘭的變形，并基于二參數(shù)的Mooney-Rivlin本構模型描述密封圈材料的應變能函數(shù)構建事故工況下密封面二維軸對稱模型，分析密封圈總體變形、應力分布、接觸應力分布，提出判定海洋環(huán)境下浮動堆設備閘門事故工況下密封性能的方法，可為實際工程提供參考。

(2)浮動堆安全殼由于空間限制，設備閘門安裝在安全殼外部，事故工況下受內壓，其密封面在一定角度呈開口狀分離。密封圈壓縮量由21%變?yōu)?9%，密封面分離量達到0.233 mm，需要預壓縮量為密封提供足夠的余量。

(3)現(xiàn)有設計方案中，當壓縮量為5%時，最大接觸應力為0.962，有效密封寬度為3 mm，理論上可以保證密封，考慮到在實際工作中，密封圈受到加工、安裝、密封面的加工精度等因素的影響，且密封結構需要在事故狀態(tài)下依舊保持密封性能，結合以往工程經(jīng)驗，設密封圈預壓縮率選取的安全系數(shù)為4，對預壓縮量取整，得到密封圈的預壓縮量為4 mm，預壓縮量為21%。密封設計安全系數(shù)為4。