70 MPa加氫站高壓氫氣冷卻器結構分析及優化

王曉靜 劉 瑞

（天津大學化工學院）

氫能是新能源發展的主流，氫能的普及依賴加氫站的建設［1］。目前，我國已建成的加氫站均為35 MPa等級，為了保證氫能源汽車更高的行駛里程，我國正積極進行70 MPa加氫站的研發與示范站點建設工作［2］。在加氫站工作過程中，氫氣由于壓縮和節流膨脹效應，溫度將明顯升高，過高的溫度會對加氫站氫氣儲罐和車載氣瓶的安全造成威脅。 因此，設計開發一種傳熱良好、結構緊湊且高壓環境內安全可控的氫氣冷卻器極其重要。

國內外的研究人員對加氫站氫氣冷卻器進行了一定的研究，Kojima N研究出了一種套管式氫氣冷卻器，該冷卻器通過在外層套管中通入低溫液化氮氣來冷卻內層管路的高壓氫氣，能較好地適應35 MPa的工作環境［3］。 Takata Y也設計了一種套管式氫氣冷卻器，該冷卻器通過將冷卻介質壓力提升至與氫氣側相同，從而減小內層套管的厚度，以降低傳熱阻力，提高傳熱效果［4］。 高頂云等研制了一種沉浸式氫氣冷卻器，通過制冷機不斷向冷卻箱體提供冷流體，實現氫氣的降溫［5］。

然而，目前對加氫站高壓氫氣進行預冷的冷卻器研究中，大多描述的是預冷方案，對給出的氫氣冷卻器結構沒有進行系統的力學分析，無法確定其能否滿足70 MPa加氫站的承壓要求。 因此， 筆者提出一種窄流道緊湊型錯流氫氣冷卻器芯體結構，并利用ANSYS與FLUENT對芯體結構進行結構力學分析與流場模擬， 通過數值模擬方法對芯體結構參數進行分析優化， 確定滿足強度與熱負荷要求且結構緊湊的冷卻器芯體結構尺寸， 為窄流道緊湊型錯流氫氣冷卻器芯體在70 MPa加氫站中的應用提供一定的理論依據。

1 冷卻器芯體結構及設計參數

70 MPa 加氫站冷卻器最高工作壓力為90 MPa，并且加氫站氫氣冷卻器要求橇裝在對應的橇裝模塊中占用空間小，因此氫氣冷卻器必須在保證換熱量需求與強度要求的同時結構盡量緊湊。 為了降低氫氣換熱器的設計、制造和加工成本， 實現對加氫站換熱網絡熱負荷的精準控制，加氫站采用一種標準冷卻器，筆者對該制式冷卻器提出了一種窄流道緊湊型錯流冷卻器芯體結構，高壓氫氣孔道與冷卻液孔道在冷卻器芯體內分層交錯排布， 利用固體間壁實現熱交換。芯體材料采用316L奧氏體不銹鋼，冷卻液采用乙二醇水溶液，其優點為芯體結構穩定、能適應高壓工作環境且換熱效率高。

筆者主要對冷卻器氫氣側的孔徑、 孔數、排布方式、水平/垂直孔心距、氫氣流通長度進行分析與優化。

為了控制變量數量，冷流體側孔徑取10 mm，水平孔心距取20 mm。 初始設定10、8、6 mm這3種氫氣孔徑的交錯孔式氫氣冷卻器芯體結構如圖1所示，其物性與設計參數見表1。

圖1 3種氫氣孔徑的交錯孔式氫氣冷卻器芯體結構示意圖

表1 冷卻器物性與設計參數

2 氫氣水平孔心距與垂直孔心距的優化

2.1 模型建立與網格劃分

通過工藝過程的模擬得出氫氣冷卻器在實際工況下的最大通量為6.64 m3/h，SAE J2601要求高壓氫氣在內徑不大于10 mm的通道中的流速不超過0.5 m/s［6］，故取0.4 m/s。氫氣流通截面布孔總數η的計算式為：

式中 d——氫氣在冷卻器中流通的通道直徑，m；

Q——氫氣冷卻器在實際工況下的最大通量，m3/h；

v——氫氣在冷卻器芯體通道中的流速，m/s。

依據流通截面長寬基本一致的原則確定氫氣在流通截面x-y上的排布方式，其氫氣側布孔方式如圖1所示,氫氣流通路徑設置在z軸上，路徑長度預設為600 mm。 在y-z平面上建立冷流體流通截面，冷流體流通路徑設置在x軸上，冷流體的排布方式是根據換熱需要， 沿y軸方向冷熱流體上下交錯排列，并且芯體最上層和最下層均為冷流體層。最終得到冷卻器芯體冷/熱流體孔道排布方式見表2。

表2 芯體冷熱流體孔道排布方式

建立模型時，采用應力模擬試算法確定滿足強度需求的水平孔心距D1和交錯孔垂直孔心距D2的大致范圍，在該范圍上下取值，D1取3個數值，每個D1對應4個交錯孔垂直孔心距D2，因此每種氫氣孔徑建立12個模型。 在SolidWorks中分別建立10、8、6 mm這3種氫氣孔徑的36個結構模型，作為強度分析的實驗組。 表3列出了6 mm氫氣孔徑下不同孔心距的模型參數。 8、10 mm可采用同樣的方法列出相應的氫氣孔徑對應不同孔心距的模型參數，在此不再贅述。

表3 6 mm氫氣孔徑不同孔心距的模型參數

選取網格尺寸（element size）為1.5 mm。 網格總體劃分依據采用更能適應圓孔的曲率控制法，劃分后以Skewness方法評價網格質量為優良，說明網格質量滿足ANSYS力學分析要求。

2.2 施加載荷、邊界條件與應力線性化路徑選擇

根據冷卻器實際工作中的最大受力情況施加載荷與邊界條件， 在y軸負方向施加重力加速度，在氫氣側孔內壁施加90 MPa壓力，冷卻液孔內壁施加0.3 MPa壓力，在芯體下壁面施加固定約束邊界條件從而進行位移限制。

冷卻器芯體結構存在兩個薄弱環節：一是兩相鄰氫氣孔孔心水平連線處的最薄壁面，該壁面由于兩側都是高壓氫氣，壓力對稱分布，需要承受最大的薄膜應力和等效應力， 而彎曲應力很小；二是高壓氫氣孔道與上下層相鄰冷流體孔道的孔心垂直連線處的最薄壁面，該壁面所受薄膜應力較小，但由于上下兩孔道呈交錯排布，其所受彎曲應力比水平孔之間大得多，存在強度失效的可能。 因此，需對這兩個壁面的應力分布情況進行重點分析。 在每個實驗模型應力計算結果的應力最大值點建立沿水平和豎直方向的兩條應力線性化路徑，如圖2所示。

圖2 冷卻器芯體孔道應力線性化路徑

2.3 結果分析

依據JB 4732—1995（2005年確認），316L鋼材的許用薄膜應力強度為117 MPa， 薄膜加彎曲應力強度許用值為175.5 MPa，等效應力強度許用值為180 MPa。

以氫氣孔徑6 mm為例進行說明。 表3有12組模擬數據， 每組模型經ANSYS Workbench應力分析計算后，在最大應力點處建立水平方向沿最薄壁面的路徑一和豎直方向沿最薄壁面的路徑二，對兩條路徑進行應力線性化分析，得到路徑上的薄膜應力、薄膜加彎曲應力和等效應力的線性化曲線，取每種應力曲線中各應力的最大值，得到氫氣孔水平孔心距不變時，應力隨垂直孔心距變化的曲線如圖3所示。

圖3 6 mm氫氣孔徑下水平孔心距不變時應力隨垂直孔心距變化的曲線

由圖3可知，當氫氣水平孔心距D1=12 mm時，路徑一的薄膜應力強度在102.7～104.9 MPa之間，與許用薄膜應力值（117 MPa）接近，為其0.89倍，強度余量不足， 等效應力在186.7～201.9 MPa之間，大于許用等效應力（180 MPa），結構可能會發生疲勞失效，說明氫氣水平孔心距D1=12 mm時不足以應對90 MPa的高壓需求； 當D1=15 mm時，路徑一的薄膜應力強度在84.4～86.7 MPa之間，為許用薄膜應力的0.73倍， 能夠應對實際過程中可能發生的應力突變情況， 是比較理想的承壓狀態；當D1=18 mm時， 路徑一的薄膜應力強度在62.1～65.9 MPa之間，為許用薄膜應力的0.54倍，說明氫氣孔水平孔心距過大，強度余量過多，結構不緊湊，因此當氫氣孔徑為6 mm時適宜的氫氣水平孔心距D1為15 mm。

在確定氫氣水平孔心距D1=15 mm后， 由圖3c、d可以看出，D2=11 mm時， 路徑一的等效應力為182.7 MPa，大于許用等效應力（180 MPa），當D2=12 mm和D2=13 mm時都滿足薄膜加彎曲應力和等效應力要求，所以在滿足強度要求且結構緊湊的前提下，優先選擇D2=12 mm。

綜上，對于6 mm氫氣孔徑，滿足強度要求且保證結構緊湊的前提下最優孔心距為D1=15 mm、D2=12 mm。 用同樣的方法可以得出10、8 mm氫氣孔徑下最優氫氣孔水平孔心距與垂直孔心距，結果見表4。

表4 3種氫氣孔徑下x-y截面最優結構尺寸

3 氫氣流通長度的分析及優化

3.1 模型建立與網格劃分

采用3種氫氣孔徑的最優結構參數在Solid-Works中建立三維模型。 首先依據水平和垂直孔心距在x-y平面建立氫氣流通截面，氫氣流通路徑設置在z軸上，路徑長度均設置為600 mm。 在DM模塊中建立氫氣和冷流體的流場區域后， 導入Mesh模塊進行網格劃分。 總體上依據曲率控制法，在流體區域采用加密網格，以便更精確地觀察流體區域的溫度場變化。

3.2 物性與邊界條件設置

依據表1設置3組物性參數，然后把對應的流體與固體區域設置為相應材料。

流體入口邊界條件設置為速度入口，氫氣孔內入口流速為0.4 m/s，入口溫度為45 ℃；冷流體側入口流速為0.8 m/s，入口溫度為-40 ℃。流體出口邊界條件設置為壓力出口，氫氣側壓力為90 MPa，冷流體側壓力為0.3 MPa。 近壁面采用增強壁面函數設置， 計算中梯度方法采用Least Squares Cell Based，動量、湍動能和湍流耗散率方程均采用一階迎風格式，采用SIMPLE算法計算壓力-速度耦合方程，質量守恒、動量守恒的計算精度設置為10-5，其余計算精度設置為10-3，監控殘差曲線的變化，達到設置的收斂條件后，冷卻器芯體流體數值模擬計算完成。

3.3 氫氣流通長度的確定

分別在平行于x-z平面取氫氣流通截面，得到3種氫氣孔徑的冷卻器芯體氫氣流通截面的溫度分布云圖如圖4所示。由圖4可以看出，318.15 K的高溫氫氣由左端進入孔道后和固體壁面發生了熱量交換，固體壁面溫度上升至303～308 K，隨著氫氣流通長度的變長，參與換熱的冷流體孔道數量不斷增加，冷卻器固體壁面溫度先于孔道內氫氣流體下降。 氫氣流體溫度下降速度沿流通方向逐漸變慢， 這是由于入口處冷熱流體溫差較大，隨著傳熱行為的進行， 冷熱流體溫差逐漸減小，傳熱推動力變小導致的。 最外側氫氣孔內流體只受一側孔道內熱流體熱傳導的影響，而中間氫氣孔道受兩側熱流體熱傳導的影響，故最外側氫氣孔道溫度下降速度比內部孔道快。

由圖4還可以看出， 在600 mm氫氣流通長度下，隨著孔徑的減小，氫氣的降溫效果變好。 為了能更好地觀察孔內氫氣溫度隨流通長度的變化情況， 垂直于氫氣流通方向截取冷卻器芯體截面，觀察流通截面內氫氣孔平均溫度變化（圖5）。第1個截面取在氫氣流通長度z=10 mm處，此時氫氣還沒有途徑冷流體孔道并進行換熱，其孔內溫度與入口處基本一致。 第2個截面取在z=30 mm處， 此時氫氣通過了第1個交錯冷流體孔道的換熱，其相鄰固體壁面溫度有所降低，固體壁面溫度大約在283～286 K之間。 之后沿氫氣流通方向每隔20 mm垂直截取一個截面，共計30個截面。

圖4 3種氫氣孔徑的冷卻器芯體氫氣流通截面的溫度分布云圖

圖5 垂直氫氣流通方向的30個芯體截面溫度云圖

圖6為氫氣孔徑10、8、6 mm時氫氣孔截面平均溫度隨流通長度變化的曲線。 由圖6可知，氫氣流通長度的前200 mm，溫度下降快，由318.15 K下降到280～290 K之間，之后降溫速度逐漸變慢。該冷卻器芯體內氫氣需要經冷流體冷卻后最終達到278.15 K， 以氫氣平均溫度為278.15 K時所截取的流通長度為基準，加上冷卻器芯體最外排孔距芯體外邊緣的距離， 最終得出10、8、6 mm這3種氫氣孔徑所對應的冷卻器芯體在z軸上的長度分別為400、340、260 mm。

圖6 氫氣孔截面平均溫度隨流通長度變化的曲線

4 最優冷卻器芯體尺寸

通過有限元模擬與流體力學模擬，分析優化出3種冷卻器的芯體尺寸見表5。 由表5可知，隨著孔徑的減小，氫氣流通長度減小很多，基于氫氣冷卻器必須在保證熱負荷需求與強度要求的同時，結構盡量緊湊，冷卻器體積盡量小，故最終選擇6 mm氫氣孔徑的冷卻器芯體結構作為分析優化結果。

表5 3種氫氣孔徑對應的最優芯體尺寸

5 結論

5.1 冷卻器氫氣孔徑為6 mm時芯體體積最小，滿足強度需求的最優氫氣孔水平孔心距為15 mm，交錯孔垂直孔心距為12 mm，滿足熱負荷需求的最優氫氣流通長度為260 mm。

5.2 分析與優化得到的氫氣冷卻器芯體結構，不但解決了70 MPa加氫站高壓氫氣因壓縮和節流膨脹效應溫度升高對氫氣儲罐、車載氣瓶造成的損壞問題，而且冷卻器芯體結構體積小、內部結構穩定、能適應高壓工作環境、換熱效率高，易橇裝在設備橇裝模塊中，很好地滿足了70 MPa加氫站對高壓氫氣冷卻器的性能需求。