核用小型主螺栓拉伸器液壓驅動裝置設計及優化

王炳炎 段春輝 穆偉 粟敏 鄧靜

（中國核動力研究設計院 核反應堆系統設計技術重點實驗室，四川 成都 610041）

0 引言

核反應堆在運行時內部處于高溫高壓的狀態，主要依靠壓力容器頂蓋上的主螺栓和主螺母提供足夠密封能力。在反應堆換料時，需要打開頂蓋卸除乏燃料，檢修完成后再安裝頂蓋，因此，必須對主螺栓和主螺母進行裝卸操作。由于壓力容器主螺栓預緊力非常高，一般的工具無法操作，目前常用的方法是采用主螺栓拉伸機將需要預緊的螺栓拉長，使螺母能輕松的旋至支承面從而獲得足夠的預緊力，或者通過拉長螺栓以消除預緊力，從而旋松螺母。使用主螺栓拉伸機可以獲得較大的預緊力，增加主螺栓預緊的可靠性，減輕操作人員的工作強度同時降低人員的受輻照劑量。

目前核領域常用的主螺栓拉伸機包括整體式和分體式兩種。在役核電站為提高工作效率，盡可能縮短停堆時間，多引進國外技術，采用整體式螺栓拉伸機進行反應堆開扣蓋操作。整體拉伸技術可同時對所有主螺栓進行裝卸操作，在保證主螺栓的受力均勻性、預緊力的分布、工作效率及可靠性上都有一定的優勢。目前整體拉伸機的主體技術已經完成國產化，自主設計或合作開發的產品將逐漸投入工程應用。在受反應堆結構限制以及有設計需要的情況下，通常使用分體式的主螺栓拉伸機，對主螺栓進行逐個拉伸，為保證受力均勻，操作時常對稱使用拉伸機。分體式的拉伸機在國內外核電站，各類試驗堆中應用也非常廣泛。

1 拉伸器功能及組成

拉伸器是主螺栓拉伸機的主要功能部件，集主螺栓拉伸、主螺母預緊或旋松等操作于一體。拉伸器主要由拉伸組件、液壓驅動裝置、主螺母操作組件、主要承載結構以及液壓、電氣控制系統等組成。與普通工業領域使用的液壓拉伸器不同，核用主螺栓拉伸器輸出力要求更高，其結構較為特殊，針對不同的反應堆必須設計專用的拉伸器。反應堆壓力容器通常由40至60組均布的主螺栓進行密封，如目前常用的M310機組設計有58根主螺栓，緊固件之間空間十分緊湊，拉伸器安裝布置受到一定的限制，為了滿足多組拉伸或整體拉伸的要求，需在滿足拉伸功能的前提下合理的優化其結構，因此在保持高輸出力的情況下進行小型化設計是其主要特征之一。

本文針對國內的壓水型反應堆壓力容器，設計了一種核用小型主螺栓拉伸器，其結構如圖1所示。該主螺栓拉伸器由支承組件、液壓驅動模塊、伸長測量模塊組成，三部分相互獨立，能實現快速組裝。底座安裝在壓力容器上，是拉伸器的主要支承部件；驅動模塊安裝在底座上，提供液壓拉伸力；伸長測量模塊安裝在液壓驅動模塊頂端，是一個獨立的傳感器件，用于測量主螺栓拉伸后的伸長變化量。該拉伸器在滿足主螺栓預緊基本功能的基礎上，綜合了目前主流的整體和分體式拉伸機的優勢，將拉伸器設計為一個具有獨立功能的模塊，多個模塊采用快捷的安裝組合方式，能進行分體拉伸、成組螺栓拉伸或整體拉伸方式的換裝，根據工程需要實現靈活、快速的主螺栓裝卸，以較低的成本實現多螺栓、甚至整體拉伸。

圖1 核用小型主螺栓拉伸器結構圖Fig.1 Smaller nuclear stud tensioner structure drawing

2 液壓驅動裝置設計

2.1 結構及功能設計

圖2 液壓驅動裝置結構圖Fig.2 Hydraulic driving device structure drawing

液壓驅動裝置主要包括液壓缸和拉伸頭操作機構兩個部分。拉伸頭在操作機構的驅動下安裝至主螺栓上，液壓缸為拉伸器提供液壓力，推動拉伸頭實現主螺栓的拉伸。液壓驅動組件結構見圖2所示。拉伸頭操作機構設置在拉伸器頂部，用于驅動拉伸頭在主螺栓拉伸螺紋段上安裝就位，主要由驅動電機、主動齒輪、從動齒盤、轉盤、彈簧、拉伸頭以及相應的軸系零件、鎖緊機構等組成。使用Siemens IFK7伺服電機為動力源，帶動主動齒輪和從動齒盤轉動，通過與拉伸頭上的花鍵嚙合的轉盤帶動拉伸頭轉動，在彈簧的壓緊作用下，平穩的旋入、旋出主螺栓拉伸螺紋段。拉伸頭旋入就位通過安裝在拉伸頭底端的接近傳感器和電機編碼器數據信號來確認。

液壓驅動裝置設計的關鍵是其專用液壓缸設計。由于核用拉伸器載荷大，通常都在500噸以上，采用超高壓力液壓油驅動，為使輸出力滿足要求，在超高壓液體壓力能達到的范圍內，液壓缸有效受載面積須達到一定的要求。為盡量減小油缸所占空間體積，小型核用拉伸器采用了多級串聯驅動的液壓缸結構形式，將單缸分布面積減小，縮小拉伸器布置所需空間，以滿足設計需求。液壓缸采用四級增力，利用多缸串聯增大輸出力，減少了單缸活塞的橫向截面積，使液壓驅動裝置的體積縮小，為拉伸器的模塊化設計和密集布置提供了條件。

每一級液壓缸采用上下兩個密封圈進行密封。由于高壓油液壓力大于100MPa，為保證密封效果，使用特殊型彈簧蓄能密封圈。該密封圈主要由聚合材料密封殼體和合金彈簧組成。工作時彈簧受壓，促使密封唇緊貼密封溝槽表面，彈簧永久性提供彈力，系統壓力輔助彈簧蓄能，壓力越大，密封材料貼合越緊密，適合于高壓液壓密封，同時能滿足活塞與缸體之間的相對運動要求。每一級液壓缸均設置高壓腔和低壓腔，工作時高壓腔通入高壓液壓油，推動各級液壓缸運動，卸壓時高壓腔卸載，低壓腔通入低壓油使各級液壓缸迅速恢復原位。

2.2 串聯多級液壓缸設計計算

多級同步液壓缸與常用的單機伸縮式液壓缸相比，除了具有節省安裝空間的特點外，還具有伸縮時各級柱塞同時動作、運動平穩、低速性能好等特點[1]。由于小型拉伸器的多級串聯缸體活塞行程短，速度低，因此不會產生沖擊、側向力等非線性因素的影響，動態性能很好。根據核用主螺栓拉伸器的拉伸行程短的特點，多級同步缸采用活塞和缸體錯位串聯的結構方式，為每一級缸留出運行空間，同時確保四級活塞和缸體分別可靠的串接在一起，其每一級的基本結構參數如圖3所示。

圖3 多級串聯液壓缸主要結構參數Fig.3 Multistage cascade hydraulic cylinder main structural parameters

在設計計算時需要確定的主要設計參數包括活塞內徑R1，缸體外徑 R2，活塞壁厚 Tx，缸體壁厚 Yx，活塞及缸體厚度Lx等。在高壓腔內活塞受到向上的推力F作用，缸體受到相反的作用力f，根據四級缸總推力應大于主螺栓達到規定變形量所需最小理論推力的要求，理論計算時活塞推力應滿足如下公式：

其中：p——液體壓力，MPa；

[F]——壓力容器水壓試驗條件下理論最小預緊力，N。

由于活塞和缸筒是液壓缸傳遞力的主要零件，它要承受拉力、壓力彎曲力及振動沖擊等多種作用力，必須有足夠的強度和剛度，因此其強度條件必須滿足如下要求[2]：

其中t——缸筒厚度，mm；

d——活塞桿直徑，mm；

[σ]——許用應力，MPa。

根據以上強度條件和輸出力要求，對4級液壓缸進行尺寸參數初步計算，確定計算條件如下：

根據壓力容器密封條件，水壓試驗條件下單根螺栓預緊力取值[F]為5.5X106N，為計算保守值。液壓缸制造材料采用30CrMnSiNi2A合金結構鋼，該材料是一種超高強度鋼，在航空、航天、艦船、交通運輸和國防等領域有著廣泛應用[3]，材料抗拉強度高達1760MPa，經熱處理屈服強度可達880～1100MPa；初算時，設4級缸輸出力相等，材料許用應力按照3倍安全系數計算；從四級缸活塞和缸體的接觸狀態分析，Lx值只考慮單級缸體的受壓情況，根據初算采用初始值20mm；由主螺栓分布最小尺寸確定R1為55mm，R2為130mm。

計算得：

其中A——每一級缸初算的加載系數，缸體所受載荷從下到上依次增大，按每級增大一倍計算，最大為4，即最上層缸承受最大推力。

初算每級缸體活塞和缸筒厚度值：

3 分析及優化

3.1 初步分析

根據多級串聯液壓缸的初步計算結果，使用大型通用有限元分析軟件ANSYS進行力學分析。分析模型的建立在結構上進行了簡化處理，對密封件、導向件及其他影響不大的輔助結構進行了簡化。由于液壓缸為各向同性材料，結構柱狀對稱，為節省計算資源提高效率，采用其圓周上的任意截面進行建模。網格劃分采用PLANE183單元，該單元是一個高階2維8節點單元，能夠很好的適應不規則模型的劃分，有8個節點，每個節點有2個自由度[4]。對于該四級串聯液壓缸的分析，主要集中在多級缸同步頂伸時的各級接觸力和結構件應力上，根據液壓缸的結構特點，將四級活塞和缸體分別進行分析。在每一級活塞或缸體的接觸面上建立線性接觸單元并劃分網格，然后創建接觸對，指定目標面，之后再添加XY方向的固定約束并在結構受力面加載，液壓力125MPa。采用第四強度理論進行強度校核，加載后的mises應力云圖如圖4所示。

圖4 初步設計應力分布圖Fig.4 preliminary design structure stress distribution

最大應變0.264，缸體最大應力667.7MPa，活塞最大應力763.7MPa，均出現在低級液壓缸接觸面的應力集中點。由分析結果可知，多缸接觸面上接觸應力普遍較大，尤其是內外兩側的應力集中點，低級缸應力明顯偏大，說明初算結果強度偏弱，應對其結構進行調整優化。

3.2 設計優化

優化的總體目的是減小結構應力，減小缸體變形，主要途徑是對多級缸接觸面和應力集中點進行處理。具體優化方法包括：首先增大一級、二級活塞壁厚T1、T2，根據計算公式相應調整缸體壁厚 Y1、Y2；增加活塞受載面厚度Lx；在活塞和缸體液壓力加載面上增加斜度θx、δx；加載面與壁面倒圓角rx、Rx；活塞上、下接觸面應力集中點改為斜面接觸，分別設置斜面傾角αx、βx，并設計相應的圓滑過渡線，使其在受力變形后產生良好的貼合，不至出現應力高點；同樣在缸體上、下接觸面應力集中點也分別設計傾角αy、βy。經過對各優化參數進行反復的分析、調整，確定優化設計最終參數如表1所示。

表1 優化參數表Table.1 Optimal Parameters

圖5 優化設計后的應力及應變圖Fig.5 Stress distribution and Deformation after Optimization

優化后的mises應力云圖如圖5所示，應力高點得到了很好的控制，活塞最大應力442MPa，缸體最大應力393MPa，在多級缸接觸面上的應力均小于250MPa，一級、二級缸的受載部位強度提高，計算模型的整體強度得到了加強，滿足了許用應力的要求。

針對缸體變形的問題，經過分析認為主要是由于將活塞與缸體分開進行分析時未考慮缸體對活塞加載部分的接觸約束形成的。因此，在分別對多級缸體和活塞進行分析后，將其組合在一起，特別針對缸體和活塞之間的接觸影響進行了加載分析，分別定義了活塞與缸體的動密封面的多處接觸對，并設置劃分了接觸單元節點，按照125MPa壓力加載后應變如圖6所示，最大應變降低為0.07，說明該多級缸的串聯結構對活塞和缸體的變形起到了一定的約束作用，整體變形較小滿足液壓拉伸器的使用需求。

4 結論

本文對核反應堆壓力容器主螺栓專用拉伸器液壓驅動裝置的原理及結構設計進行了初步探討，經理論計算初步確定了其結構參數，并通過有限元法對其關鍵結構件多級液壓缸體進行了分析，根據分析結果進行了優化設計和調整，給出了優化后的結構參數，使其強度得到了加強，結構更為合理，滿足了核用拉伸器的使用要求。核用主螺栓拉伸器液壓驅動裝置的研制是一個較為復雜的過程，還須在制造工藝上進行優化，并通過試驗改進提升其綜合性能。本文通過設計計算、分析優化為該型液壓驅動裝置的進一步工藝及試驗改進打下了良好的基礎，在核用主螺栓拉伸器的小型化、降低成本以及增加可靠性等方面具有一定的指導意義。

［1］廖柯，邱敏秀，楊華勇，鄭建軍.多級同步伸縮液壓缸的設計和研究[J].液壓與氣動，1994，2：9-11.

［2］臧克江,編.液壓缸[M].北京：化學工業出版社，2011：58-60.

［3］薛智，張治民，于建民，吳耀金.30CrMn SiNi2A鋼的動態屈服強度研究[J].兵器材料科學與工程，2009，1：10-13.

［4］溫正，張文電，等.ANSYS有限元分析權威指南[M].北京：機械工業出版社，2013：71-75.