斯俊平， 刘晓松， 赵文斌， 许裕恒， 雷晋， 孙胜， 童明炎， 刘洋

(中国核动力研究设计院第一研究所， 成都 610213)

研究堆内辐照考验是核反应堆燃料研制中的关键环节之一，特别地，针对燃料组件在高温高压试验回路中的稳态辐照考验是揭示燃料抗辐照性能以及验证新型燃料组件在投入工程应用前安全性的必经阶段[1-3]。耐事故燃料(accident-tolerant fuel，ATF)是一种能够提高燃料元件抵御严重事故能力的新型燃料体系，其燃料类型与包壳材料与传统压水堆燃料元件存在差异，为了验证ATF等新型燃料组件在设计上的合理性以及制造上的可靠性，基于工程化应用中安全性的前期需要，有必要针对ATF燃料元件开展在高温高压试验回路中的稳态辐照考验[4-5]。

针对燃料元件的辐照试验相关研究，辐照方式、辐照工况、辐照过程监测以及辐照后检测是重要的关注点。辐照方式的研究主要包括静态辐照、随堆仪表化辐照以及回路辐照[6]；辐照工况的研究主要包括稳态工况、瞬态工况以及事故工况[7-8]；辐照过程的监测主要是围绕反应堆物理参数、辐照环境参数以及试验件辐照行为参数等[9-10]；辐照后检测主要包括对试验件的物性、力学等性能检测[11]。针对稳态辐照考验，研究堆为该辐照考验提供必需的中子辐照环境，而高温高压试验回路主要满足考验过程中的温度、压力以及水质等条件。在辐照考验过程中，由于燃料组件、试验回路以及研究堆三者之间的相互作用，ATF燃料元件的稳态考验实际上是一个物理热工参数高度耦合的过程。在辐照考验中，高温高压试验回路的特性是固定的(以某一工况为基础开展设计并定型)，而燃料组件的辐照考验参数视不同的燃料类型却是各不相同的。因此，高温高压试验回路的原有设计参数并非总是与现行辐照考验需求参数相匹配，具体表现为在主热交换器处一次水流量及入口温度与设计一次水流量及温度不一致，因此，本文主要针对新型燃料的辐照考验，进一步论证燃料考验参数与试验回路参数，特别是与主热交换器换热能力的匹配情况，以避免辐照试验件堆内发热超过主热交换器换热能力，而引发考验温度偏高的情况发生。

基于此，现主要面向新型燃料的高温高压稳态考验，建立燃料组件辐照考验参数与试验回路热工参数匹配性的分析方法，研究相较于设计参数更低的一次水流量与温度对高温高压试验回路主热交换器换热能力的影响，以探讨辐照考验参数需求与主热交换器换热能力的匹配情况。

1 系统及计算方法介绍

1.1 系统介绍

针对燃料辐照考验的高温高压试验回路是一个非常复杂的试验系统，包括了主回路系统、净化系统、破探系统、二次冷却水系统、安注系统、补水系统、检漏系统、去污系统、电气系统、仪控系统等多个子系统。图1展示了高温高压试验回路的主回路系统的基本构成，其中，辐照装置与主热交换器是主回路系统的核心构成，辐照考验的可行性与否依赖于辐照装置进出口参数与主热交换器进出口参数的匹配性。辐照装置是试验回路与研究堆连接的纽带，辐照考验对象安置于辐照装置中，并受研究堆的辐照环境影响而产生核发热以及材料发热等，进而形成一个热源。针对燃料辐照考验，考验参数是基于安全性、经济性等特性共同决定的，因此辐照考验中要求回路主热交换器的运行参数需与辐照装置在该考验工况下的参数匹配。

高温高压试验回路的主热交换器一般选择再生式换热器，如图2和图3所示，再生式换热器分为再生段与冷却段，再生段与冷却段存在耦合关系，即再生段一次侧的出口与冷却段一次侧的入口相连，而冷却段一次侧的出口与再生段的二次侧的入口相连。针对高温一次水，从再生段一次侧入口进入，依次流经再生段一次侧、冷却段一次侧与再生段二次侧，而低温二次水只流经冷却段二次侧。从冷热流体在再生式换热器中的流动可以看出，对外的换热主要发生在冷却段，而再生段中主要是一次水之间的相互换热，设置再生段后，冷却段中换热温差要较无再生段时明显下降，即采用再生式换热器的主要目的在于避免高温一次水与低温二次水的直接换热，以降低较大换热温差对换热器的热应力影响以及避免二次水局部汽化对换热稳定性的影响。

图1 高温高压试验回路主回路系统构成Fig.1 The main circuit system composition in the test loop with high temperature and pressure

图2 再生式换热器结构图Fig.2 Structure diagram of the regenerative heat exchanger

图3 一次水与二次水在再生式换热器中的流动情况Fig.3 The flow of primary water and secondary water in the regenerative heat exchanger

1.2 计算方法

针对再生式换热器的热工特性分析，一般是将再生段与冷却段分开计算，在本文中，再生段采用管壳式换热器计算，冷却段采用套管式换热器计算，在计算中需考虑到再生段与冷却段部分热工参数的联动关系，具体的计算方法与过程可参见文献[12-14]。

同时，本文研究中的主热交换器的设计参数为一次水压力15.5 MPa、流量6 t/h、入口温度330 ℃，二次水压力0.6 MPa、流量14 t/h、入口温度25 ℃，换热功率约为504.9 kW(不保留设计裕量)，但由于燃料组件的辐照考验参数并非总与主热交换器的热工参数相匹配，表现为一次水的温度和流量要较主热交换器原始设计参数偏低，本文针对该情况建立了一种研究低参数工况与主热交换器换热功率关系的方法。针对基于设计工况的再生式换热器结构，匹配不同的一次水入口温度与流量开展校核计算，同时基于部分校核计算数据而整体获取再生式换热器的一次水流量及温度与换热功率三者之间的关系。

该方法主要是针对在不同的一次水流量条件下，单台主热交换器独立运行与多台主热交换器并联运行的换热能力比较。该方法主要由4步组成，包括：数据无量纲化、无量纲数据分区拟合、流量-功率关系交叉点确定以及流量转折点确定。

针对数据无量纲化，设定主热交换器的一次水设计流量为Q0，设计入口温度为T0，对应设计功率为P0，所需运行工况下一次水流量为Q，入口温度为T，对应功率为P，基于式(1)～式(3)的形式构建流量、入口温度以及换热功率的无量纲参数。

一次水相对流量为

(1)

一次水相对入口温度为

(2)

相对换热功率为

(3)

针对无量纲数据分区拟合，将一次流量分为低流量区以及高流量区，针对该温度和不同流量下的无量纲参数，在低流量与高流量区分别按照式(4)的多项式指数关系对数据开展拟合。

(4)

2 结果与讨论

2.1 不同低参数工况下主热交换器的换热特性

由于主热交换器是基于特定的设计参数而定型结构，一旦实际运行的参数偏离原始设计参数时，主热交换器的换热能力将不同程度发生变化。图4展示了在低参数情况下主热交换器的功率变化情况，在一次水入口温度由设计参数的330 ℃下降至210 ℃时，主热交换器的功率由504.9 kW下降了约44.0%至282.7 kW，而当一次水流量由6 t/h下降至1.8 t/h时，主热交换器的功率由504.9 kW下降了约69.7%至153.0 kW。由此可以看出，随着一次水流量与入口温度下降时，主热交换器的换热功率皆有不同程度的下降，并且下降程度并非呈现一次线性关系。

由于在低参数条件下主热交换器的功率出现下降，但由于主热交换器的需求换热功率是由燃料组件的考验功率确定的，因此此时存在燃料组件的功率超过主热交换器换热能力的情况，即经燃料组件加热后的一次水在考验流量下，经主热交换器换热后，不能够冷却到考验所需的入口温度，即辐照考验温度超过要求考验温度。由于考验组件对冷却水的温度及流量要求是基于工程需要以及安全出发的，因此辐照考验温度超过要求考验温度在稳态考验中是不被允许的。

图4 不同低参数工况下的主热交换器功率曲线Fig.4 Heat exchanger power curve under different low parameter conditions

基于主热交换器备用以及换热功率提升考虑，高温高压试验回路中一般并联有多台主热交换器。由于在较低的一次水流量与温度下，主热交换器的换热功率下降程度不同，这将导致此时主热交换器单台运行与并联运行时的换热功率相对大小存在差异。图5比较了不同一次水温度及流量下主热交换器单台运行与并联运行时的换热功率，在图中同一温度下，保持一次水总流量一定，调节进入两台主热交换器的一次水流量比例，各柱状图表示了不同流量比例下的主热交换器功率叠加情况，同时利用点状图表示了该一次水全部进入一台主热交换器时的换热功率情况。由图5可以看出，在设计一次水流量100%和温度330 ℃下，调整进入两台主热交换器的流量，可以使得两台主热交换器并联的功率要较单台运行时高出0.9%～3.4%，但随着一次水流量的降低，该趋势将发生变化，在一次水流量40%和温度330 ℃下，两台主热交换器的功率反而较单台运行时低出3.9%～4.3%。该现象在一次水温度250 ℃时同样存在，不过不同运行方式时的换热功率差异有所不同。对图5进一步分析可以发现，随着一次水流量的降低，两台主热交换器并联运行时的换热功率优势在逐渐减弱，并且在低于某一流量值时，单台主热交换器的功率反而要较两台并联时高。

图5 不同一次水温度及流量下主热交换器单台运行与并联运行的功率比较Fig.5 Comparison of the power between a single heat exchanger operation and two parallel operation under different primary water temperature and flow rates

2.2 流量-温度-功率关系中流量转折点分析

由前述可知，可以采用图5中针对某一温度开展大量计算而获得流量转折点，亦可以采用图6的中的拟合法推导得到流量转折点，图7比较了两种方法求取的流量转折点情况。可以看出，通过两种方法求解的流量转折点非常接近，以250 ℃为例，通过图5的计算可以得到转折处流量为66.0%相对一次水流量，而通过拟合求解的转折流量为66.3%相对一次水流量。通过对多个数据进行分析，两种方法获得的流量转折点平均差异为0.6%，而求解对应流量转折点处的换热功率偏差为1.8%。因此采用拟合法能够求取所需工作温度范围内的一系列转折流量点，从而避免了大量的计算，即利用图7中建立的曲线，由该曲线可以看出，在一次水入口温度为230 ℃以及310 ℃时，尽管没有针对该工况进行大量热工计算，指导主热交换器运行方式选择的一次水流量转折点仍可以通过拟合曲线快速求取，而分别处于61.2%和73.9%相对一次水流量附近处。

图6 拟合方法获取流量交叉点Fig.6 Fitting method to obtain the crossover point

图7 拟合方法与计算方法下的流量转折点及功率比较Fig.7 Comparisons of flow turning point and power between fitting method and calculation method

2.3 低参数工况下高温高压试验回路主热交换器运行模式建议

由前述分析可知，在低参数工况下，主热交换器并联运行是否能够提升总的换热功率与所处一次水入口温度以及流量密切相关，存在一个流量转折点，使得在高于该流量转折点时，两台主热交换器并联运行的功率才能高出单台独立运行。不过由图5可以看出，两台主热交换器并联运行并非显著提升换热功率，要进一步提升换热功率，建议将两台主热交换器进行串联运行，在不改变进入主热交换器的一次水流量前提下，通过增加换热面积来提升换热能力。图8给出了一种针对高温高压试验回路主热交换器布置的串并联连接方案。在该方案下，关闭阀门F1-4以及关闭F1-1、F2-1中的任意一个，可以使得单台主热交换器独立运行；关闭阀门F1-4可以使得两台主热交换器并联运行；关闭F1-3，可以使得两台主热交换器串联运行。该系列连接方式可以灵活应对不同一次水流量与温度对换热功率的需求。

图9比较了在一次水入口温度250 ℃时不同连接方式下主热交换器的换热能力，可以明显看出，在低参数工况时，相较单台独立或两台并联运行，两台主热交换器串联时的换热能力都将大幅提升，串联运行时的换热功率要较单台或两台并联运行时的最大功率平均高出77.5%。换热能力的显著增加表明，采用主热交换器布置的串并联连接方案可以有效应对燃料组件在一定冷却水流量与温度需求下的换热问题，从而有效扩大高温高压试验回路在燃料组件辐照考验中的适用范围。

3 结论

主要针对高温高压稳态考验，研究了低参数工况对高温高压试验回路主热交换器换热能力的影响，建立通过分段拟合求解流量转折点的方法，并提出了一种针对高温高压试验回路主热交换器布置的串并联连接方案，得出如下结论。

图8 高温高压试验回路主热交换器布置的串并联连接方案Fig.8 Series and parallel connection schemes for the arrangement of heat exchangers in the test loop with high temperature and pressure

图9 一次水入口温度250 ℃时，不同连接方式下主热交换器换热能力比较Fig.9 Comparison of the heat transfer capacity of the main heat exchanger under different connection modes when the primary water inlet temperature is 250 ℃

(1)两台主热交换器并联运行时的总换热功率并非总是高于单台独立运行，在一次水入口流量40%和温度330 ℃下，两台主热交换器并联运行的功率反而较单台运行时低3.9%～4.3%。

(2)存在一个流量转点，在该流量转折点之上，两台主热交换器并联运行才具有实质意义，通过分段拟合可以整体求解在不同一次水入口温度下的流量转折点，通过拟合求解与计算求解获得的流量转折点平均差异为0.6%，而对应的换热功率平均偏差为1.8%。

(3)针对低参数运行工况，可以采用主热交换器串联的方式解决换热功率不足的问题，在一次水入口温度250 ℃时，串联运行时的换热功率要较单台或两台并联运行时的最大功率平均高出77.5%。