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ISSN : 1738-1894(Print)
ISSN : 2288-5471(Online)

Journal of Nuclear Fuel Cycle and Waste Technology Vol.12 No.4 pp.299-314
DOI : https://doi.org/10.7733/jnfcwt.2014.12.4.299

Structural Safety Analysis of Lifting Device for Spent Fuel Dual-purpose Metal Cask

Tae-Chul Moon¹*

, Chang-Yeal Baeg¹

, Si-Tae Yun¹

, Byung-il Choi¹

, In-su Jung²

¹Korea Radioactive Waste Agency, 111 Daedeok-daero 989, Yuseong-gu, Daejeon, Korea
²Korea Nuclear Engineering & Service Corp, 341-4 Jangdae-dong, Yuseong-gu, Daejeon, Korea

Corresponding Author : Tae-Chul Moon, Korea Radioactive Waste Agency, tcmoon@korad.or.kr, Tel: +82-42-601-5344

Received October 8, 2014 Review November 27, 2014 Accepted December 19, 2014

Abstract

A lifting device is used to deal with transport cask for the transportation of spent fuels from nuclear power plants. This study performed theoretical analysis and numerical simulation to evaluate the structural integrity of the lifting device based on Nuclear Safety and Security Commission(NSSC) Notice No.2013-27 and US 10CFR Part 71 §71.45. The results of theoretical analysis showed that the maximum stresses of all components were below the allowable values. This result confirmed that the lifting device was structurally safe during operation.The results of finite element analysis also showed that it was evaluated to satisfy the design criteria bothyielding and ultimate condition. All components have been shown to ensure the structural safety due to sufficient safety margins. In other words, the safety factor was 3 or more for the yielding condition and was 5 or more for the ultimate condition.

Keywords : , Spent fuel , Structural integrity , Lifting device , Transport cask

사용후핵연료 금속겸용용기 인양장비의 구조 안전성 해석

문 태철¹*

, 백 창열¹

, 윤 시태¹

, 최 병일¹

, 정 인수²

¹한국원자력연구원, 대전광역시 유성구 대덕대로 989번길 111
²(주)코네스코퍼레이션, 대전광역시 유성구 장대동 341번지 4

초록

인양장비는 원자력발전소에서 발생하는 사용후핵연료를 운반하는 운반용기를 인양하기 위해 사용된다. 본 연구는 원자력 안전위원회고시 제2013-27호와 미국 10CFR Part 71 §71.45에서 규정하는 기술수준에 따라 이론적인 방법과 유한요소방법 으로 인양장비의 구조적안전성을 평가하였다. 이론적으로 평가한 결과 모든 구성 요소에서의 응력이 응력제한치 내에 있어 운영상 발생하는 구조적 안전성을 확보하고 있는 것으로 판단하였다. 또한 유한요소해석을 통한 평가결과, 항복과 극한조건 모두에서 설계기준을 만족하는 것으로 평가되었다. 모든 구성요소에서 충분한 안전여유도(항복조건에서 3 이상의 안전율, 극한조건에서 5 이상의 안전율)를 갖는 것으로 나타나 구조적으로 안전하다고 판단하였다.

키워드 : , 사용후핵연료 , 구조적 건전성 , 인양장비 , 운반용기

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Cited-By

Funding:

Ministry of Trade, Industry and Energy
No.201171020001A

1.서 론

원자력발전소에 사용후핵연료를 반출하기 위해서는 운 반용기를 인양하는 인양장비가 적절히 구비되어야 하며 운 영중 안전성을 보장하여야한다. 이에 본 연구에서는 취급장 비 중 운반용기에 사용후핵연료를 장전하기 위해 이동하거 나 운반차량에 적재하거나 하역에 필요한 인양장비에 대한 구조적 안전성을 평가하였다.

특히 원자력발전소에서 발생하는 사용후핵연료를 반출 하여 중간저장 혹은 영구처분 등을 하기 위해서는 운반용기 외에 이를 취급하기 위한 설비가 운영 중 구조적인 건전성 확보 여부를 평가하기 위한 안전성 평가가 반드시 필요하다. 본 연구에서는 국내 고유의 사용후핵연료 운반/저장 시스템 개발을 위하여 금속겸용용기 운반시 인양장비의 안전성 평 가를 수행하였다.

본 연구의 주요내용 및 범위는 인양장비의 경우 원자력 안전위원회 고시 제2013-27호 및 10CFR Part 71 §71.45에 제 시된 방사성 물질등의 포장 및 운반에 관한 기술기준 충족 여 부를 평가하였다[1,2]. 또한, 보다 보수적인 기준을 적용하기 위해 극한강도를 초과하지 않고 운반물 중량의 5배에 상당하 는 하중을 지탱하도록 기준이 설정되어 있는 NUREG-0612 및 ANSI N14.6의 기준을 적용하였다[3,4].

이와 같은 기술 기준을 바탕으로 인양장비에 대한 이론 적인 계산근거를 제시하였고, 운반용기 인양을 위한 인양장 비의 용기 제작시 발생할 수 있는 안전여유도를 고려한 중량 을 기준으로 해석을 수행하였다.

즉 인양장비에 대한 구조적 안전성을 이론적인 계산과 유 한요소해석 결과와 비교하여 검증하였으며, 이를 설계기준과 비교하여 구조적 안전성을 평가하였다. 이론적으로 계산한 응력결과와 유한요소해석을 통한 결과는 일부 구성부품에서 다소간의 차이를 보이고 있으나 전체적으로 응력분포가 유 사한 결과를 보였다.

2.인양장비의 개요

인양장비는 원자력발전소에서 사용후핵연료를 반출하 기 위해 운반용기를 취급하기 위한 장치로서, 사용후핵연료 를 운반용기에 장전한 후 용기 상부 트러니언 2개에 체결되 어 용기의 수직 인양, 취급 및 상하이동 기능을 한다. 인양장 비의 개요도는 Fig. 1과 같다.

메인 리프팅 암(main lifting arm) 외에 인양장비를 구성 하는 주요 구성 부품으로는 리프팅 암(lifting arm), 트래버스 (traverse), 핀(pin)이 있다. 메인 리프팅 암은 핀에 의해 리프 팅 암에 체결되며, 상부 웨이브에 체결되어 메인 리프팅 암과 함께 횡방향 이동을 하는 역할을 한다. 또한 플레이트(plate) 는 웨이브(wave)를 지지하며, 트래버스에 부분 용접된다. 인 양장비는 크레인 어댑터로서 원자력발전소의 크레인 훅과 연결되며, 크레인 어댑터와 인양장비의 체결을 위해 안양장 치의 트래버스 중심에 핀이 설치된다.

인양장비의 구조적 안전성을 평가하기 위해 현재 개발중 인 사용후핵연료 금속겸용용기의 중량을 계산 할 필요가 있 으며 Table 1에 금속겸용용기의 각 부품별 중량을 설계한 도 면을 근거로 산정하였다.

계산된 중량은 장전조내에서 캐니스터뚜껑이 장착되고 용기 최상단까지 물이 채워진 조건으로 계산되었으며 설계를 통해 계산된 중량에 제작용 접부 및 인양을 위한 추가장치의 여유도를 감안하여 1.5 tons을 추가 고려하여 계산하였다. 인 양하중은 계산된 107.9 tons에 보수성(upper bound)을 고려 하여 110 tons을 적용하였다. 여기에 크레인의 저속운전에 따른 준정적 상태를 반영한 정적인양 하중의 115%를 적용하 여 126.5 tons을 적용하였다.2

3.설계기준

본 연구에서 해석한 인양장비는 크레인의 부속장비로서 운반용기의 인양장비와 동일한 기준으로 인양장비의 설계기 준을 적용하였다.

인양장비의 설계기준 중 인양기준을 살펴보면 인양장비 에 대한 인양하중은 원자력안전위원회 고시 제2013-27호 및 10CFR Part 71 §71.45(a)에서 재료의 항복강도를 초과하지 않고 운반용기에 대하여 운반물 중량의 3배(3W)의 하중을 지탱하도록 규정하고 있다. 그러나, 보다 보수적인 기준을 적용하기 위해 다음과 같이 NUREG-0612 및 ANSI N14.6의 기준을 적용하였다.

또한 CMAA-70에 따라 용기 인양하중을 정적인양 하중 의 115%를 적용하여 크레인의 저속운전에 따른 준정적 상태 를 고려하였다[5].

항복강도를 초과하지 않고 용기중량의 3배에 해당하 는 하중을 지지
극한강도를 초과하지 않고 용기중량의 5배에 해당하 는 하중을 지지

인양장비의 주요 구성요소는 SA-240 S31803을 적용하였 으며, 구성요소를 연결하는 핀은 SA-479 TP.431을 적용하였 다. 이들 주요재질의 역학적 특성은 ASME Code, Section II Part A 및 Part D에 따라 적용하였으며, 구성부품에 대한 재 질 및 역학적 특성을 Table 2에 나타내었다[6].

4.이론적 분석

유한요소해석을 통한 인양장비의 구조해석 결과와의 비 교를 위해 우선 이론적인 방법으로 인양장비 각 부위에 발 생하는 응력을 재료역학의 역학공식을 이용하여 계산하였 다[7]. 또한 앞서의 설계기준에서 제시한 바와 같이 각 구성 부품 혹은 구간별로 항복조건(3W)과 극한조건(5W)을 고려 하여 발생하는 인장응력, 전단응력, 베어링응력 및 조합응력 을 계산하였다.

인양장비에서 메인 리프팅 암의 구조는 Fig. 2와 같으며, A~G구간에 발생하는 응력은 다음과 같이 각각 계산된다.

4.1.A항복조건(3W)

Fig. 2에서 보는 바와 같이 A구간은 인장응력(tensile stress)이 지배적으로 작용하며 항복 및 극한조건에 따라 다 음과 같이 계산된다.

항복조건(3W)
$σ_{nom} = \frac{3 F}{A} = \frac{3 \times F}{N \times 2 \times L 1 \times t 1} = \frac{3 \times 110 ton \times 1.15 \times 9810 mm / s^{2}}{2 \times 2 \times 150 mm \times 40 mm} = 155.1 MPa$

(1)
극한조건(5W)
$σ_{nom} = \frac{5F}{A} = \frac{5 \times F}{N \times 2 \times L 1 \times t 1} = \frac{5 \times 110 ton \times 1.15 \times 9810 mm / s^{2}}{2 \times 2 \times 150 mm \times 40 mm} = 258.5 MPa$

(2)

여기서 N은 메인 리프팅 암의 개수, F는 사용후핵연료 금 속겸용용기의 인양하중, L1와 t1은 Fig. 2의 메인 리프팅 암 의 치수를 각각 나타낸다.

메인 리프팅 암의 형상에서와 같이 구성부품가운데에 원 형 구멍이 있는 경우 응력집중(stress concentration)을 고려 해야 하며 이는 다음과 같이 응력집중계수 Kt 로써 다음과 같 이 계산된다[8].

K_{t} = 3.00 - 3.13 (\frac{{2 r}_{1}}{D_{1}}) + 3.66 {(\frac{{2 r}_{1}}{D_{1}})}^{2} - 1.53 {(\frac{{2 r}_{1}}{D_{1}})}^{3} = 2.16

(3)

여기서, r₁은 구멍(hole)의 반경 즉 메인 리프팅 암 하단구 멍의 반경이고, D₁는 Fig. 2에서 나타낸 바와 같이 L1을 나타 낸다. 따라서 구멍부근의 최대응력은 다음과 같다.

항복조건(3W)
$σ_{\max} = K_{t} \times σ_{nom} = 2.16 \times 155.1 MPa = 335.1 MPa$

(4)
극한조건(5W)
$σ_{\max} = K_{t} \times σ_{nom} = 2.16 \times 258.5 MPa = 558.4 MPa$

(5)

4.2.B구간에 작용하는 전단응력

위에서 A구간에 작용하는 인장응력을 계산하는 방법과 마찬가지로, B구간에 작용하는 전단응력(shear stress)을 계 산하면다음과같다.

항복조건(3W)
$τ = \frac{3 F}{A} = \frac{3 \times F}{N \times 2 \times L 2 \times t 1} = \frac{3 \times 110 ton \times 1.15 \times 9810 mm / s^{2}}{2 \times 2 \times 251 mm \times 40 mm} = 92.7 MPa$

(6)
극한조건(5W)
$τ = \frac{5F}{A} = \frac{5 \times F}{N \times 2 \times L 2 \times t 1} = \frac{5 \times 110 ton \times 1.15 \times 9810 mm / s^{2}}{2 \times 2 \times 251 mm \times 40 mm} = 154.5 MPa$

(7)

여기서, L2와 t1은 Fig. 2의 메인 리프팅 암 하부의 치수 를 나타낸다.

4.3.C구간에 작용하는 베어링응력

C구간에 작용하는 베어링응력(bearing stress)의 계산방 법과 그 결과는 다음과 같다.

항복조건(3W)
$σ = \frac{3 F}{A} = \frac{3 \times F}{N \times D_{JD} \times t1 \times \frac{110 °}{180 °}} = \frac{5 \times 110 ton \times 1.15 \times 9810 mm / s^{2}}{2 \times 250 mm \times 40 mm \times \frac{110 °}{180 °}} = 507.7 MPa$

(8)
극한조건(5W)
$σ = \frac{5 F}{A} = \frac{5 \times F}{N \times D_{JD} \times t 1 \times \frac{110 °}{180 °}} = \frac{5 \times 110 ton \times 1.15 \times 9810 mm / s^{2}}{2 \times 250 mm \times 40 mm \times \frac{110 °}{180 °}} = 507.7 MP a$

(9)

여기서, D_JD와 t1은 Fig. 2의 메인 리프팅 암의 트러니언 저널(trunnion journal) 직경과 메인 리프팅 암 하부의 두께 를 각각 나타낸다.

4.4.D구간에 작용하는 인장응력

A~C구간에 작용하는 인장응력을 계산하는 방법과 마 찬가지로, D구간에 작용하는 인장응력을 계산하면 다음과 같다.

항복조건(3W)
$σ = \frac{3 F}{A} = \frac{3 \times F}{N \times L 3 \times t 1} = \frac{3 \times 110 ton \times 1.15 \times 9810 mm / s^{2}}{2 \times 250 mm \times 40 mm} = 310.2 MPa$

(10)
극한조건(5W)
$σ = \frac{5 F}{A} = \frac{5 \times F}{N \times L 3 \times t 1} = \frac{5 \times 110 ton \times 1.15 \times 9810 mm / s^{2}}{2 \times 250 mm \times 40 mm} = 517.1 MPa$

(11)

여기서, L3와 t1은 Fig. 2의 메인 리프팅 암 중간부분의 폭과 두께를 나타낸다

4.5.B와 C구간에서의 조합응력

B와 C구간의 경우 전단응력과 베어링응력이 발생하는 데 이에 대한 조합응력(combined stress)을 고려해야 하며 계산결과는 다음과 같다.

항복조건(3W)
$σ = \sqrt{σ^{2} + {3 τ}^{2}} = \sqrt{304. 6^{2} + 92. 7^{2}} = 318.4 MPa$

(12)
극한조건(5W)
$σ = \sqrt{σ^{2} + {3 τ}^{2}} = \sqrt{507. 7^{2} + 154. 5^{2}} = 530 . 7MPa$

(13)

여기서, σ는 메인 리프팅 암의 C구간에 발생하는 베어링 응력, τ는 B구간에서 구한 전단응력을 나타낸다.

4.6E구간에 작용하는 인장응력

E구간에 작용하는 인장응력은 위의 A구간에서 인장응 력을 계산했던 방법과 동일하며 그 결과는 다음과 같이 계 산된다.

항복조건(3W)
$σ_{nom} = \frac{3 F}{A} = \frac{3 \times F}{N \times 2 \times L 6 \times t 2} = \frac{3 \times 110 ton \times 1.15 \times 9810 mm / s^{2}}{2 \times 2 \times 134.5 mm \times 50 mm} = 138.4 MPa$

(14)
극한조건(5W)
$σ_{nom} = \frac{5 F}{A} = \frac{5 \times F}{N \times 2 \times L 6 \times t 2} = \frac{5 \times 110 ton \times 1.15 \times 9810 mm / s^{2}}{2 \times 2 \times 134.5 mm \times 50 mm} = 230.7 MPa$

(15)

여기서, L6와 t2은 Fig. 2에서 보는 바와 같이 메인 리프팅 암 상부치수를 나타난다.

A구간의 구멍이 있는 구성부품에 대해 계산한 방법과 마 찬가지로 E구간의 응력집중계수(stress concentration factor) K_t 로써 다음과 같이 계산된다.

K_{t} = 3.00 - 3.13 (\frac{{2 r}_{2}}{D_{2}}) + 3.66 {(\frac{{2 r}_{2}}{D_{2}})}^{2} - 1.53 {(\frac{{2 r}_{2}}{D_{2}})}^{3} = 2.26

(16)

여기서, r₂은 구멍(hole)의 반경 즉 메인 리프팅 암상부 구멍의 반경이고, D₂는 Fig. 2에서 나타낸 바와 같이 L9을 나 타낸다.

따라서 E구간 구멍(hole)부근의 최대응력은 다음과 같다.

항복조건(3W)
$σ_{\max} = K_{t} \times σ_{nom} = 2.26 \times 138.4 MP a = 312.8 MP a$

(17)
극한조건(5W)
$σ_{\max} = K_{t} \times σ_{nom} = 2.26 \times 230.7 MP a = 521.3 MP a$

(18)

4.7.F구간에 작용하는 전단응력

F구간에 발생하는 전단응력은 B구간에서 계산한 방법과 동일하게 계산할 수 있으며 계산결과는 다음과 같다.

항복조건(3W)
$τ = \frac{3 F}{A} = \frac{3 \times F}{N \times 2 \times L 7 \times t 2} = \frac{3 \times 110ton \times 1.15 \times 9810 mm / s^{2}}{2 \times 2 \times 215 mm \times 50 mm} = 86.6 MP a$

(19)
극한조건(5W)
$τ = \frac{5 F}{A} = \frac{5 \times F}{N \times 2 \times L 7 \times t 2} = \frac{5 \times 110ton \times 1.15 \times 9810 mm / s^{2}}{2 \times 2 \times 215 mm \times 50 mm} = 144.3 MP a$

(20)

여기서, L7와 t2은 Fig. 2의 메인 리프팅 암 상부의 치수 를 각각 나타낸다.

4.8.G구간에 작용하는 베어링응력

G구간에 작용하는 베어링응력은 메인 리프팅 암 하부인 C구간에서 계산한 방법과 마찬가지로, 하중조건에 따른 계 산결과는 다음과 같이 계산된다.

항복조건(3W)
$σ = \frac{3 F}{A} = \frac{3 \times F}{N \times D_{PD} \times t 2} = \frac{3 \times 110ton \times 1.15 \times 9810 mm / s^{2}}{2 \times 160 mm \times 50 mm} = 232.7 MP a$

(21)
극한조건(5W)
$σ = \frac{5 F}{A} = \frac{5 \times F}{N \times D_{PD} \times t 2} = \frac{5 \times 110ton \times 1.15 \times 9810 mm / s^{2}}{2 \times 160 mm \times 50 mm} = 387.8 MP a$

(22)

여기서, D_PD와 t2은 Fig. 2의 메인 리프팅 암의 상부에 연결된 핀 직경과 메인 리프팅 암 상부의 두께를 나타낸다.

4.9.F와 G구간에서의 조합응력

F와 G구간의 경우 앞서 B와 C구간에서 조합응력을 계산 한 방법과 마찬가지로 전단응력과 베어링응력의 조합응력을 고려해야 하며 다음과 같이 계산된다.

항복조건(3W)
$σ = \sqrt{σ^{2} + {3 τ}^{2}} = \sqrt{232. 7^{2} + 86. 6^{2}} = 248.3 Mp a$

(23)
극한조건(5W)
$σ = \sqrt{σ^{2} + {3 τ}^{2}} = \sqrt{387 . 8^{2} + 144 . 3^{2}} = 413.8 Mp a$

(24)

여기서, σ는 메인 리프팅 암의 G구간에 발생하는 베어링 응력, τ는 F구간에서 구한 전단응력을 나타낸다.

지금까지 인양장비의 메인 리프팅 암에 발생하는 항복 과 극한조건에 따른 구간별 최대응력을 이론식을 이용하여 계산하였다.

메인 리프팅 암에서 계산한 방법을 인양장비의 리프팅 암(lifting arm), 트래버스(traverse), 핀(pin), 웨이브(wave) 에 적용하여, 항복과 극한조건에 따른 인장응력, 전단응역, 베어링응력, 조합응력에 대해 계산한 결과는 Table 3에 상세 히 나타내었다. 또한 인양장비를 구성하는 각 부품에 대해 계 산된 응력구간에 대한 개요도는 Fig. 3과같다.

5.인양장비의 유한요소해석

5.1. 해석방법 및 모델링

인양장비에 적용한 하중은 항복조건인 3W의 경우 379.5 tons, 극한조건인 5W의 경우 632.5 tons을 적용하였으며, 본 연구에 사용된 유한요소해석 프로그램인 ABAQUS에서는 면 에 작용하는 힘(surface traction)을 사용하여 양쪽 메인 리프 팅 암에 사용후핵연료 금속용기의 트러니언과 접촉하는 면 적에 중력 방향으로 각각 하중조건을 적용하였다.

모든 구성요소는 솔리드요소(C3D8R)을 사용하여 모델 링하였고, 두께가 얇은 곳은 휨에 대한 응력성분을 반영하기 위해서 두께방향으로 2개 이상의 요소를 적용하였다. 크레 인 어댑터의 경우 인양장비 지탱만을 목적으로 하여 임의의 치수로 모델링하였다.

인양에 대한 구조적 거동은 유한요소해석 프로그램인 ABAQUS Ver.6.10의 implicit method을 사용하여 정적해석 을 수행하였다. 유한요소해석 모델은 용기를 제외한 인양장 비 전체를 모델링하였고, 구조적인 영향이 없는 부분은 모델 링에서 제외시켰으며, 해석모델은 Fig. 4와 같다.

5.2.해석결과

인양장비의 유한요소해석은 해석결과에서 나타난 구성 요소의 Von Mises 응력을 기준으로, 주요 구성부품인 메인 리프팅 암과 리프팅 암에 대해서는 Fig. 5에 나타낸 바와 같 이 5개의 부분으로 나누어 안전성을 평가하였다.7 8 9

해석결과는 하중조건에 관계없이 메인 리프팅 암의 C구 간에서 항복조건(3W)의 경우 448.6MPa, 극한조건(5W)에 서는 B구간에서 595.9MPa로 최대응력이 발생하였다. 또한, 극한조건(5W)에서 단면이 비교적 얇은 메인 리프팅 암의 B 구간과 리프팅 암의 D구간에서 응력이 항복조건(3W)에 비 해 약 150MPa 이상 증가하였고, 메인 리프팅 암의 전 영역과 트래버스에서 항복응력을 상회하였다. 트래버스의 경우 용 기에 의한 하중이 양쪽 끝단부에서 전달됨에 따라 휨에 의해 중앙부 응력이 비교적 크게 발생하였다. 그러나, 모든 부분 에서 충분한 안전여유도를 갖고 있는 것으로 나타났다. 항복 조건(3W)과 극한조건(5W)에 대한 인양장비 구성품에 대한 해석결과 값은 Table 4에 나타냈다. 하중조건에 따른 각부분 의 응력분포는 Fig. 6~9와 같고, 인양장비전체의 응력분포는 Fig. 10과 같은 결과를 보였다.

6.결론 및 고찰

본 연구에서는 사용후핵연료를 원자력발전소에서 반출 하기 위해 필요한 취급장비 중 인양장비에 대한 구조적 안 전성을 이론적인 방법과 유한요소해석을 통하여 검증하고 자 수행하였으며, 설계기준과 비교하여 구조적 안전성을 평 가하였다.

각 구성부품별 하중조건에 따른 이론적인 결과와 유한요 소해석 결과에 대한 비교는 Table 5에 나타내었다. 전체적인 응력양상은 유사한 경향을 보이고 있으나, 구성부품에 따라 오차가 20%이상 발생하였다. 이는 이론적인 분석은 각 구 성부품별로 단순히 중력방향을 중심으로 일차원적인 인장 응력, 전단응력, 베이링응력등으로만 계산을 한 반면에 3차 원 유한요소해석의 경우 중력방향 이외에도 중력에 직교하 는 응력성분을 고려하였고, 휨에 의한 영향을 반영하였기 때 문에 전반적으로 이론적인 결과에 비해 다소 큰 응력값을 보 인 것으로 판단된다.

특히 항복조건에서 트래버스와 핀에 30%이상의 오차가 발생한 이유는 휨에 의한 응력성분이 이론적인 해석에서는 고려하지 않아서 발생한 오차로 판단된다.

결론적으로 인양장비의 구조적 안전성 평가결과, 이론 적으로 구한 결과와 유한요소해석으로 구한 응력분포가 서 로 유사한 경향을 나타냄으로서 해석결과의 신뢰성을 제고 할 수 있었다. 특히 항복조건(3W)과 극한조건(5W)에서 메 인 리프팅 암의 핀과 연결되는 부분의 응력이 다소 크게 나타 났으나, 모든 구성요소에서의 응력이 응력제한치 이하를 만 족하고 있는 것으로 나타났다. 본 연구에서의 해석결과를 근 거로 현재 설계된 인양장비의 경우 구조적 안전성을 확보하 고 있는 것으로 평가된다.

본 연구 결과는 사용후핵연료 금속겸용용기의 안전성분 석 보고서에 포함되어 규제기관으로부터 운반용기 설계 승 인심사자료로 활용하는 것이 가능하다. 또한, 인양장비의 반 복사용에 의한 피로평가시 근거자료로 활용이 가능하리라 판단된다.

Figure

Fig. 1..

Schematic diagram of the lifting device for spent fuel transport cask.

Fig. 2..

Schematic diagram and dimensions ofmain lifting arm.

Fig. 3..

Schematic diagram of pin Φ160, lifting arm, wave, plate, pin Φ270 and traverse.

Fig. 4..

Analysis model for finite element method(FEM) oflifting device.

Fig. 5..

Region of FEM stress analysis.

Fig. 7..

Stress distribution of the main lifting arm (ultimate condition, 5W).

Fig. 8..

Stress distribution of lifting arm, pin and traverse (yield condition, 3W).

Fig. 9..

Stress distribution of lifting arm, pin and traverse (ultimate condition, 5W).

Fig. 6..

Stress distribution of the main lifting arm (yield condition, 3W).

Fig. 10..

Stress distribution of the lifting device both yield and ultimate conditions.

Table

Table 1..

Calculated weight of each component for spent fuel transport cask

Components	Weight(tons)
Cask	65.9
Canister	33.1
Others(weld, equipment)	1.5
Water	7.4
Total loading weight	107.9

Table 2..

Mechanical properties of materials

Components	Material	Elastic modulus (MPa)	Yielding strength (MPa)	Ultimate strength (MPa)	Poisson’s ratio	Density (ton/mm3)
Main lifting arm	SA-240 S31803	200,000	450	620	0.3	7.85E-9
Lifting arm	SA-240 S31803	200,000	450	620	0.3	7.85E-9
Traverse	SA-240 S31803	200,000	450	620	0.3	7.85E-9
Pin	SA-479 TP.431	195,000	620	795	0.3	8.03E-9

Table 3..

Calculated maximum stress results for each component of lifting device

Parts	Section	Stress type	Yield condition (MPa)	Ultimate condition (MPa)	Yield strength (MPa)	Ultimate strength (MPa)	Safety factor (Yield condition)	Safety factor (Ultimate condition)
Main lifting arm	A	Tensile	335.1	558.4	450	620	1.34	1.11
B	Shear	92.7	154.5	270	372	2.91	2.41
C	Bearing	304.6	507.7	450	620	1.48	1.22
B, C	Combined	318.4	530.7	450	620	1.41	1.17
D	Tensile	310.2	517.1	450	620	1.45	1.20
E	Tensile	312.8	521.3	450	620	1.44	1.19
F	Shear	86.6	144.3	270	372	3.11	2.58
G	Bearing	232.7	387.8	450	620	1.93	1.60
F, G	Combined	248.3	413.8	450	620	1.81	1.50
Pin Φ160	H	Shear	95.4	159.0	372	477	3.90	3.00
Lifting arm	I	Tensile	317.0	528.4	450	620	1.42	1.17
J	Shear	65.3	108.8	270	372	4.14	3.42
K	Bearing	171.3	285.6	450	620	2.63	2.17
J, K	Combined	205.3	342.1	450	620	2.19	1.81
L	Tensile	360.8	601.4	450	620	1.25	1.03
M	Shear	51.1	85.2	270	372	5.28	4.36
N	Bearing	123.0	205.0	450	620	3.66	3.02
M, N	Combined	151.6	252.6	450	621	2.97	2.45
Wave	O	Shear	32.1	53.5	372	477	11.58	8.91
P	Bending	435.0	724.9	620	795	1.43	1.10
O, P	Combined	438.5	730.8	620	795	1.41	1.09
Plate	Q	Shear	33.3	55.5	270	372	8.10	6.70
R	Tensile	242.6	404.4	450	620	1.85	1.53
S	Shear	69.2	115.3	270	372	3.90	3.23
T	Bearing	123.0	205.0	450	620	3.66	3.02
S, T	Combined	171.7	286.2	450	620	2.62	2.17
Pin Ф270	U	Shear	67.0	111.8	372	477	5.55	4.27
Traverse	V	Tensilev	58.7	97.8	450	620	7.67	6.34
W	Shear	106.6	177.7	270	372	2.53	2.09
X	Bearing	236.9	394.9	450	620	1.90	1.57
W, X	Combined	300.4	500.6	450	620	1.50	1.24

Table 4..

Results of FEM analysis for lifting device

Component	Section	Analysis results (MPa)	Stress limit (MPa)	Safety factor
Main lifting arm	Part A	443.9	494.4	450	620	1.02	1.25
Part B	382.8	595.9	1.18	1.04
Part C	448.6	559.9	1.01	1.11
Lifting arm	Part D	276.2	448.2	1.63	1.38
Part E	173.6	257.8	2.59	2.41
Traverse	448.1	495.3	1.01	1.25
Pin	164.3	270.1	620	795	3.77	2.94

Table 5..

Comparison of theoretical and FEM analysis results for lifting device

Component	Section	Theoretical results (MPa)	Analysis results (MPa)	Error (%)
Main lifting arm	Part A	335.1	558.4	443.9	494.4	24.5	12.9
Part B	318.4	530.7	382.8	595.9	16.8	10.9
Part C	312.8	521.3	448.6	559.9	30.3	6.9
Lifting arm	Part D	317.0	528.4	276.2	448.2	14.8	17.9
Part E	151.6	252.6	173.6	257.8	12.7	2.0
Traverse	300.4	500.6	448.1	495.3	32.9	1.1
Pin	95.4	159.0	164.3	270.1	41.9	41.1

Reference

Notice of the Nuclear Safety and Security Commission, No.2013-27 (2013) Regulations for the Packing and Transport of Radioactive Materials, etc,
United States Nuclear Regulatory Commission(USNRC) (2014) Packaging and Transportation of Radioactive Material, 10CFR part 71,
NUREG-0612 (1980) Control of Heavy Loads at Nuclear Power Plants,
ANSI(American National Standards Institute) N14 (1993) Special Lifting Devices for Shipping Containers Weighing 10,000 Pounds (4,500 kg) or More,
CMAA-70(Crane Manufacturers Association of America-70) (1971) Specifications for Electric Overhead Traveling Cranes,
ASME(American Society of Mechanical Engineers) Boiler and Pressure Vessel Code (2013) Section II Materials Part A. Part D,
Norman C Dahl , Thomas J Lardner , Stephen H Crandall (1979) “An Introduction to the Mechanics of Solids”, McGraw-Hill Companies,
Warren C Young , Richard G Budynas (2011) “Roark's Formulas for Stress and Strain”, McGraw-Hill Companies,
Korea Radioactive Waste Agency(KORAD) (2012) “Safety Analysis Report of handling and lifting devices for transporting spent fuel metal dual-purpose cask” , 2nd stage 3rd year report of Technology Development for Implementation of Spent Nuclear Fuel Transportation & Storage System project, KRMC/TM/2012-007,

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