(武漢第二船舶設(shè)計(jì)研究所，武漢 430064)

0 引言

在核電站事故工況下，設(shè)備閘門(mén)與安全殼一起形成第三層屏蔽，包容放射性物質(zhì)，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(shí)，浮動(dòng)堆在海洋環(huán)境下會(huì)產(chǎn)生隨機(jī)運(yùn)動(dòng)，壓力載荷由外壓轉(zhuǎn)變?yōu)閮?nèi)壓，因此，對(duì)設(shè)備閘門(mén)的密封性設(shè)計(jì)提出更為嚴(yán)苛的要求。

杜坤等[1]基于ANSYS有限元分析方案和國(guó)RCC-M《壓水堆核電廠機(jī)械設(shè)備設(shè)計(jì)和建造規(guī)則》的理論，對(duì)核電廠設(shè)備閘門(mén)及支架部分進(jìn)行了計(jì)算分析。左樹(shù)春[4]基于ANSYS有限元分析研究了安全殼強(qiáng)迫位移造成的法蘭面分離及相對(duì)錯(cuò)動(dòng)，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(duì)位移?，F(xiàn)有的研究簡(jiǎn)要分析密封性能變化，缺少對(duì)設(shè)備閘門(mén)密封面變形后O形圈密封性能定量計(jì)算分析。

本文結(jié)合水動(dòng)力學(xué)和瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)，建立設(shè)備閘門(mén)三維模型，分析事故工況下設(shè)備閘門(mén)球面蓋及下法蘭的變形，提取最大變形處相對(duì)位移值；而后構(gòu)建二維密封面模型，并基于二參數(shù)的Mooney-Rivlin本構(gòu)模型，描述密封圈材料的應(yīng)變能函數(shù)構(gòu)建事故工況下密封面二維軸對(duì)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(yīng)力分布、接觸應(yīng)力分布，以判定海洋環(huán)境下浮動(dòng)堆設(shè)備閘門(mén)事故工況下密封性能。

1 結(jié)構(gòu)變形分析

核動(dòng)力船舶與陸上核電站設(shè)備閘門(mén)結(jié)構(gòu)分析的關(guān)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(shè)備閘門(mén)執(zhí)行。

1.1 設(shè)計(jì)載荷

1.1.1 搖擺載荷

平臺(tái)由船體和軟剛臂單點(diǎn)系泊裝置兩部分組成。船體的運(yùn)動(dòng)與軟剛臂的系泊回復(fù)力之間雙向耦合，從而決定了平臺(tái)為多體耦合模型，如圖1所示。

圖1 海洋核動(dòng)力平臺(tái)有限元模型

綜合考慮海洋環(huán)境條件對(duì)船體的激勵(lì)作用，以及由軟剛臂提供的系泊回復(fù)力，船體時(shí)域運(yùn)動(dòng)方程[5]為：

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

(1)

式中m——船體的質(zhì)量矩陣；

A(∞)——波浪頻率無(wú)窮大時(shí)船體的附加質(zhì)量矩陣；

K(t)——時(shí)延函數(shù)；

C——船體的靜水回復(fù)力矩陣；

Fw(t)——波浪載荷；

Fwd(t)——風(fēng)載荷；

Fc(t)——流載荷；

Fm(t)——系泊回復(fù)力。

在考慮船舶搖擺對(duì)換料蓋的影響時(shí)，假設(shè)換料蓋為一質(zhì)點(diǎn)，搖擺的中心位于水線面、船舶中心線與船舯的交點(diǎn)處。將其運(yùn)動(dòng)函數(shù)簡(jiǎn)化為角位移函數(shù)：

(2)

(3)

換料蓋質(zhì)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(duì)于搖擺中心位置示意

橫縱搖周期為5 s時(shí)，將橫搖工況下?lián)Q料蓋的角位移函數(shù)轉(zhuǎn)換為標(biāo)準(zhǔn)坐標(biāo)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(dòng)核動(dòng)力裝置設(shè)計(jì)中所選擇的外部事件(試行)》中對(duì)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(shè)備閘門(mén)在設(shè)計(jì)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(jì)算過(guò)程中考慮1.1倍的放大系數(shù)(動(dòng)態(tài)系數(shù))[6]。

1.1.3 其他載荷

在設(shè)備閘門(mén)球面蓋板內(nèi)側(cè)面和法蘭內(nèi)側(cè)面施加0.6 MPa的內(nèi)壓。結(jié)構(gòu)自重G(包括附件重量)以慣性力的方式施加在整個(gè)模型上，為9 810 mm/s2。根據(jù)實(shí)際計(jì)算得到的螺栓數(shù)目確定螺栓的預(yù)緊載荷，施加在螺栓上。單個(gè)螺栓預(yù)緊力為110 kN[7]。

1.2 密封面變形分析

由于設(shè)備閘門(mén)整體受非對(duì)稱載荷，選取變形量最大截面進(jìn)行分析，如圖3所示。在球面蓋取1,2兩點(diǎn)，下法蘭取3，4兩點(diǎn)，具體結(jié)果如表1所示。

圖3 位移結(jié)果提取位置示意

表1 設(shè)備閘門(mén)球面蓋及下法蘭位移提取結(jié)果表

在圖3中，可見(jiàn)提取的4個(gè)點(diǎn)的Y向位移的相對(duì)位移很小，可忽略不計(jì)，對(duì)上下法蘭面的Z向位移，假設(shè)下法蘭位置不變，轉(zhuǎn)化為球面蓋對(duì)下法蘭的相對(duì)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(kāi)口狀分離。由此確定密封結(jié)構(gòu)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(gè)端點(diǎn)的位移約束分別為3.863，3.767 mm，方向?yàn)橘N合下法蘭面方向，水平方向?qū)η蛎嫔w和下法蘭施加固定約束。

2 密封性能分析

2.1 密封判定準(zhǔn)則

在密封性分析中，目前通用的O形密封圈密封性判定準(zhǔn)則[8]是最大接觸壓應(yīng)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(cè)[9]要求，墊片系數(shù)m可取為1。因此，定義接觸壓應(yīng)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(xiàn)[8]中壓縮量試驗(yàn)，對(duì)其試驗(yàn)滿足泄漏率要求的臨界密封壓縮量值，通過(guò)有限元建模計(jì)算，得到對(duì)應(yīng)的有效密封寬度為3 mm，本文暫定設(shè)備閘門(mén)密封結(jié)構(gòu)有限元計(jì)算結(jié)果中，有效密封寬度為3 mm時(shí)，也能滿足許用泄漏率的要求。

通過(guò)有限元反復(fù)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(yīng)力大于設(shè)計(jì)內(nèi)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(shè)備閘門(mén)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(shè)備閘門(mén)相同材料的密封圈，泊松比μ=0.5，彈性模量E=7.84 MPa。

設(shè)備閘門(mén)球面蓋和下法蘭材料選用SA-738Gr.B級(jí)鋼板。根據(jù)《D篇》[10]中表1A、表Y-1以及表TM-1可知，當(dāng)溫度為158 ℃時(shí)材料基本力學(xué)性能：材料許用應(yīng)力S=168 MPa，材料屈服強(qiáng)度Sy=356 MPa，彈性模量E=192×103MPa。

2.2.1 理論模型

由于設(shè)備閘門(mén)密封結(jié)構(gòu)是軸對(duì)稱結(jié)構(gòu)，故可簡(jiǎn)化為二維軸對(duì)稱模型，如圖4所示。

圖4 設(shè)備閘門(mén)密封結(jié)構(gòu)模型

在模型中，假設(shè)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(wàn)倍，故假設(shè)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(xué)模型表現(xiàn)出復(fù)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(gòu)模型[11]描述密封圈材料的應(yīng)變能函數(shù)，其函數(shù)表達(dá)式為：

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

(4)

式中W——應(yīng)變能；

I1，I2——第一、第二Green應(yīng)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(jì)算兩個(gè)參數(shù)的具體值，密封圈彈性模量E與兩個(gè)參數(shù)的關(guān)系[12]如下：

(5)

對(duì)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(gè)接觸對(duì)：(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(duì)稱接觸，摩擦系數(shù)為0.2，接觸算法采用增強(qiáng)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(jié)構(gòu)的計(jì)算結(jié)果云圖如圖5～8所示。

圖5 壓縮率為5%時(shí)接觸應(yīng)力云圖

圖6 密封結(jié)構(gòu)應(yīng)力云圖

圖7 密封圈接觸應(yīng)力云圖

在施加載荷過(guò)程中，當(dāng)壓縮量為5%時(shí)，最大接觸應(yīng)力為0.962，有效密封寬度為3 mm，可認(rèn)為已經(jīng)達(dá)到有限密封。達(dá)到事故工況下的位移約束時(shí)，即兩個(gè)端點(diǎn)的位移約束分別為3.863 mm和3.767 mm，壓縮量為19.8%時(shí)，最大接觸應(yīng)力3.813 MPa，有效密封寬度為12 mm，且密封圈應(yīng)力在材料性能范圍內(nèi)。

圖8 有效密封寬度云圖

3 結(jié)論

(1)本文通過(guò)結(jié)合水動(dòng)力學(xué)和瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)，分析事故工況下設(shè)備閘門(mén)球面蓋及下法蘭的變形，并基于二參數(shù)的Mooney-Rivlin本構(gòu)模型描述密封圈材料的應(yīng)變能函數(shù)構(gòu)建事故工況下密封面二維軸對(duì)稱模型，分析密封圈總體變形、應(yīng)力分布、接觸應(yīng)力分布，提出判定海洋環(huán)境下浮動(dòng)堆設(shè)備閘門(mén)事故工況下密封性能的方法，可為實(shí)際工程提供參考。

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

(3)現(xiàn)有設(shè)計(jì)方案中，當(dāng)壓縮量為5%時(shí)，最大接觸應(yīng)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(shí)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(jié)構(gòu)需要在事故狀態(tài)下依舊保持密封性能，結(jié)合以往工程經(jīng)驗(yàn)，設(shè)密封圈預(yù)壓縮率選取的安全系數(shù)為4，對(duì)預(yù)壓縮量取整，得到密封圈的預(yù)壓縮量為4 mm，預(yù)壓縮量為21%。密封設(shè)計(jì)安全系數(shù)為4。