单、双风道折形折流板式空气集热器对比分析

2020-05-19王亮，满意

可再生能源 2020年5期

王亮，满意

（山东建筑大学热能工程学院，山东济南 250101）

0 前言

我国属于太阳能资源丰富的国家，全国总面积2/3 以上地区的年日照时数大于2 000 h，太阳辐射总量高于 5 000 MJ/（m2·a）。性能良好的集热器、高效的储热装置，以及科学合理地设计供热系统是实现规模化太阳能热利用的关键技术[1]。太阳能空气集热器在建筑节能领域的应用范围广泛。冬季，可以利用太阳能空气集热器向室内进行供暖；夏季，可以利用太阳能空气集热器遮挡部分墙面，减少建筑物对于太阳辐射能的吸收[2]。

对了提高太阳能空气集热器的集热效率，学者们对其进行了大量的研究和改进。具体包括设计出直通式多根真空管空气集热器；利用波纹板、抛物线板太阳能空气集热器代替传统平板太阳能空气集热器[3]～[5]；采用双流道、蛇形流道，以及在空气流道内加入折流板[6]～[8]。其中，在集热器中加入折流板能够增加空气的吸热面积、增强吸热板和折流板对空气的扰流作用，以提升太阳能空气集热器的集热效率[9]～[12]。

为了提高太阳能空气集热器的集热效率、降低其压力损失，本文设计出一种双风道折形折流板式太阳能空气集热器（以下简称为双风道集热器），该集热器中的盖板、折流板和吸热板形成了蛇形流道，该蛇形流道不仅增加了该集热器内部的空气流量，又增强了该集热器内部的空气扰流状况，并且在该集热器中能够对新、回风的流量进行配比，这样既可以保证风量，又降低了集热器的压力损失，并且充分地利用了室内回风，降低了能源浪费。本文首先在相同环境温度和进口速度条件下，对单风道折形折流板式空气集热器（以下简称为单风道集热器）进行全新、回风对比计算；然后，对比分析双风道集热器的全新、回风，以及新、回风混合时的集热效率；最后，对比分析不同进口空气速度条件下，双风道集热器的集热效率和压力损失的变化趋势。

1 新型集热器物理模型

图1 双风道集热器的物理模型图Fig.1 Physics model diagram of double duct collector

双风道集热器的物理模型如图1 所示。由图1 可知，空气风道分上、下两层。其中，上风道由PC（聚碳酸酯）盖板和吸热板组成，该风道内有6个折形折流板，每个折流板由8 片铝板组成，折形角度均为60°，折流板的材料与吸热板相同，均为铝，吸热板与折流板上均有选择性吸收涂层，材料均为铝氮铝[12]；下风道由吸热板与隔热层组成，共分2 个区，左侧区域为新风区域，该区域的宽度为200 mm，其内有6 个直形折流板；右侧区域为回风区域，宽度为800 mm，该区域内有6 个折形折流板，尺寸、角度均与上层折形折流板相同。空气在上、下风道内均作蛇形流动，上、下层空气进出口尺寸均为150 mm×30 mm。

在双风道集热器中，PC 盖板与吸热板的长度均为2 276.80 mm，宽度均为1 000 mm，其中PC盖板的厚度为4 mm，吸热板的厚度为3 mm；折形折流板的长度为200 mm，宽度为50 mm，厚度为3 mm；直形折流板的长度为150 mm，宽度为50 mm，厚度为3 mm。

2 控制方程与边界条件

2.1 模型控制方程与计算假设

空气在集热器风道内流动状态可视为常物性流体稳态流动，其控制方程除了连续性方程、动量方程、能量方程、K 方程和 ε 方程之外，还包括Realizable k-ε 方程[13]，[14]。Realizable k-ε 模型为湍流流体的粘性增加了一个限制公式，并为流体的耗散率增加了一个传输方程，对流体的旋转流动、流动分离以及复杂二次流都有更好的解释[15]，所以本文湍流计算模型选用Realizable k-ε 模型。

Realizable k-ε 方程的表达式为

式中：ρ 为流体密度；K 为流体紊动能；uj为流体竖直方向上的速度分量；μ 为分子黏性系数；μt为混合长度为l 的分子黏性系数；ε 为流体紊动能耗散率；σk，σε为流体湍动能 K 和紊动能耗散率 ε的湍流普朗特数；Pk，Pb分别为平均速度梯度和浮力产生的湍动能；Yk为可压缩湍动脉动膨胀对总耗散率的影响参数；Sk，Sε均为源项；ν 为流体运动粘性系数；C1ε，C2ε，C3ε均为常数，C1ε=1.41～1.45，C2ε=1.91～1.92，C3ε=0.07～0.09。

空气在双风道集热器风道内作蛇形流动，对此本文提出以下计算假设条件：①忽略上、下层空气进、出口处因摩擦阻力而产生的热量损失；②忽略由理论计算和软件计算引起的空气流量细微偏差；③折流板与吸热板之间的导热效果良好；④空气在集热器风道内流动时，其物性参数不随温度变化而变化，并且集热器中无空气泄露；⑤忽略集热器的背部及四周向外界的散热，只考虑PC 盖板与外界环境之间的辐射、对流换热损失。

由于折流板与吸热板之间存在导热作用，但折流板的厚度远小于自身的高度，导致吸热板的温度略高于折流板，因此在模拟计算时，须考虑折流板的纵向导热。

2.2 边界条件设定与求解方法

根据上述模型条件，并参照文献[12]的计算方法，利用CFD 软件的前处理器GAMBIT 对双风道集热器模型进行网格划分，网格格式为Tgrid四面体非结构性网格，以集热器的集热效率作为衡量标准，逐渐调整网格数量以监测网格质量对双风道集热器集热效率的影响。网格无关性检查结果结果如图2 所示。由图2 可知，当网格数超过60 万时，双风道集热器的集热效率变化得不明显。综合考虑计算精度与计算量，本文集热器模型的网格数取60 万。

图2 网格无关性检查结果Fig.2 Grid independence check

模拟时间为 3 月 1 日 12：00，气象条件采用标准气象年TMY 数据，模拟地点为东经117°，北纬36°4′，时区为东八区。在模拟过程中，设置双风道集热器的进口为速度边界条件，出口为压力边界条件。大气透明度p 的计算式为[16]

式中：h 为太阳高度角；φ 为当地纬度角；δ 为赤纬角；ω 为时角。

其中，赤纬角δ 与时角ω 的计算式分别为[16]

式中：D 为一年的第几天；n 为时间，取 0～24 h。

通过计算得到h 约为46°。

太阳方位角As的计算式为[16]

通过计算得到cosAs约为1，即太阳方位角As约为0°。

双风道集热器的边界条件：PC 盖板设置为对流、辐射混合（mixed）边界条件，PC 盖板附近的介质为半透明介质（semi-transparent），吸收率和透过率分别为0.06，0.83，折射系数为1.5；吸热板、折流板均设置为流固耦合（couple）边界条件，吸热板、折流板附近的介质均为不透明介质（opacity），吸收率和发射率分别为0.9，0.08；保温层与外壳均设置为绝热边界条件（wall），保温层与外壳附近的介质均为不透明介质[12]。

本文的模拟计算过程采用三维双精度压力基以及辐射模型DO 中的solar 计算器进行计算，基本算法采用SIMPLE，Energy、动量以及DO 参数，模型采用二阶迎风差分格式进行离散[12]。

空气集热器的光热转换效率为被加热空气所得到的能量与照射到集热器表面的太阳辐射之比，它是评价空气集热器性能优劣的重要指标[17]。空气集热器集热效率η 的计算式为

式中：m 为空气质量流量；Cp为空气定压比热容；T0，Ti分别为空气进、出口温度；Ac为集热器集热面积；GT为集热器吸收到的太阳辐射量。

3 单风道折形折流板式集热器模拟结果与分析

在模拟计算之前，先对模拟计算进行实验对比验证。文献[11]采用实验验证手段，文献[12]采用模拟计算方法，对比文献[11]，[12]可知，随着介质流量逐渐增加，模拟计算与实验验证手段得出的结论相同。具体的结论：单风道集热器进、出口温度差逐渐下降，集热效率与热迁移因子逐渐上升，由此可证明本文模拟计算方法的可行性。

为了分析双风道集热器的优势，需要先对全新风和全回风工况下，单风道集热器的温度分布情况进行模拟计算。设定环境温度为273 K。由于全新风进口空气会受到风机等因素的影响，导致单风道集热器进口温度与外界环境温度存在一定的温度差，因此设定全新风工况下，该集热器的进口温度为278 K。全回风工况下，单风道集热器进口温度设定为291 K，空气进口速度设定为2 m/s。

全新风、全回风工况下，单风道集热器的温度分布图如图3 所示。

图3 全新风、全回风工况下，单风道集热器的温度分布图Fig.3 Temperature distribution diagram of all fresh and return air single duct collector

由图3（a）可知，空气在单风道集热器的风道中作蛇形流动时，温度不断上升，但空气与吸热板以及折流板之间的换热强度不断降低，这与文献[12]的分析结果相似，但本文的单风道集热器的空气出口温度约为338.29 K，低于文献[12]中的空气出口温度，这是由于室外环境温度不同，导致PC 盖板与外界环境之间的辐射换热量，以及PC盖板与外界空气之间的对流换热量逐渐增大，集热器盖板向外界环境的散热量逐渐增强，最终导致单风道集热器的空气出口温度较低。此外，在上述工况下，利用式（3）得到，单风道集热器的集热效率约为53.35%。

由图3（b）可知，全回风工况下，单风道集热器的空气进口温度比全新风工况高，并且与外界环境温度之间的温度差较大，导致盖板向外界环境的散热量较高；单风道集热器空气进口温度与吸热板、折流板之间的温度差较低，导致空气从吸热板吸收到的热量较少，该集热器空气出口温度的上升幅度低于全新风工况。经计算得出，当单风道集热器空气出口温度约为346.56 K 时，该集热器的集热效率约为49.17%。对比全回风工况和全新风工况下的计算结果可知，单风道集热器的集热效率与其空气进口温度有关，当空气进口温度较小时，空气与吸热板之间的换热温差较大，二者之间的换热效果较好，且吸热板与外界环境之间的温度差较小，使得吸热板向外界环境的散热量较小，最终导致该集热器的集热效率较高。

4 双风道折形折流板式集热器模拟结果与分析

4.1 全新风工况的模拟计算结果与分析

双风道集热器温度分布情况的模拟方法与单风道集热器相同。对双风道集热器进行全新风工况数值模拟时，设定其上、下层空气的进口温度均为278 K，为保证空气的体积流量与单风道集热器相同，设定上层空气进口速度为1 m/s，下层左侧空气进口速度为0.2 m/s，下层右侧空气进口速度为0.8 m/s，外界环境温度为273 K。

图4 全新风工况下，双风道集热器的温度分布图Fig.4 Temperature distribution diagram of all fresh air double duct collector

全新风工况下，双风道集热器的温度分布图如图4 所示。由图4 可以看出，上风道中的空气与外界环境之间存在对流换热和热辐射，导致上层空气出口温度略低；对于下层左侧风道中的空气，由于该风道的横截面积较小，且折流板为直形，导致空气从吸热板和折流板吸收的热量较少，最终使得空气的出口温度较低；对于下层右侧风道中的空气，由于该风道中折形折流板的接触面积较大，使得空气吸收到的热量较为充分，并且由于底部隔热层的作用，导致下层右侧风道的空气出口温度高于上风道和下层左侧风道的空气出口温度。通过计算得到，上风道空气出口温度约为346.83 K，下层左、右侧风道空气出口温度分别约为323.85，349.70 K，此工况下双风道集热器的集热效率约为59.89%。

图5 为全新风工况下，双风道集热器中吸热板、折流板的温度分布图。

图5 全新风工况下，双风道集热器中吸热板、折流板的温度分布图Fig.5 Temperature distribution diagram of absorb and baffle plate of all fresh air

由图5 可知，吸热板的温度略高于折流板，由于双风道集热器为分区式集热器，左侧吸热板的平均温度约为344.41 K，右侧吸热板的平均温度约为367.43 K；上层折流板的平均温度约为365.79 K，下层左侧、右侧折流板的平均温度分别约为330.79，358.29 K，说明吸热板与折流板之间存在热传导，并且在折流板的纵向也存在热传导。

4.2 全回风工况的模拟计算结果与分析

将上、下层空气的进口温度均设定为291 K，这与冬季室内的回风温度相等，在保证室外温度与上、下层进口速度均不变的条件下，对全回风条件下，双风道集热器的温度分布情况进行模拟计算。全回风工况下，双风道集热器的温度分布图如图6 所示。

图6 双风道集热器全回风温度分布图Fig.6 Temperature distribution diagram of all return air double duct collector

由图6 可知，由于全回风工况下，空气进口温度较高，导致该工况下的空气出口温度高于全新风工况，但是由于空气进口温度与外界环境之间的温度差较大，与吸热板、折流板之间的温度差均较小，导致空气在集热器中的吸热量较少。经过计算得到，全回风工况下，双风道集热器上风道的空气出口温度为353.08 K，下层左、右侧风道的空气出口温度分别为327.27，371.26 K，该集热器的集热效率约为59.09%。

4.3 新、回风工况的模拟计算结果与分析

新、回风工况的相关参数：上风道和下层右侧风道空气进口温度均为291 K，外界环境温度为273 K，下层左侧风道空气进口温度为278 K，上述3 个风道的空气进口速度均不变，新、回风流量配比为 1∶9。

新、回风工况下，双风道集热器的温度分布图如图7 所示。

图7 全新风、全回风工况下，双风道集热器的温度分布图Fig.7 Temperature distribution diagram of fresh and return air double duct collector

由图7 可以看出，与全回风工况相类似，新、回风工况下，上风道空气进口温度较高，该温度与外界环境之间的温度差较大，与吸热板、折流板之间的温度差较小，且下层左侧风道的空气进口温度较低，空气与吸热板之间的接触换热较为充分，导致上风道空气出口温度的升高幅度不大；由于下层两个风道的进口温度差较大，导致左侧风道空气温度的上升幅度较大，右侧风道空气出口温度略微降低。经过计算得到，新、回风工况下，双风道集热器上风道的空气出口温度为353.62 K，下层左、右侧风道的空气出口温度分别为325.10，368.41 K，双风道集热器的集热效率约为59.28%。

通过对比3 种工况可知，双风道集热器集热效率的对比关系：全新风工况>新、回风工况>全回风工况，这种对比关系与单风道集热器的两种工况相吻合，这进一步说明，双风道集热器的集热效率与空气进口温度有关。当空气进口温度逐渐升高时，双风道集热器的集热效率缓慢降低。在充分考虑双风道集热器的节能性、空气出口温度和集热效率等影响因素的条件下，在双风道集热器中采用新、回风流量配比的供风方式，既能保证该集热器具有较高的集热效率，又可以得到适合的空气出口温度，利用室内回风进行二次供暖。

5 不同进口风速下双风道集热器的模拟计算与分析

由上述模拟工况可知，当双风道集热器中设置了流量配比为1∶9 的新、回风时，该集热器的集热效率并没有明显降低。根据之前的模拟计算结果和实验测试结果可知，双风道集热器的集热效率会随着空气进口速度的增大而上升，但是上升幅度会逐渐降低。对于本文中的双风道集热器，并未得出最佳的空气进口速度。须对不同空气进口速度工况逐一地进行模拟计算。为了对比分析双风道集热器与单风道集热器的各项性能，本文设定双风道集热器的新风进口温度、空气进口流量与文献[12]相同，具体的计算结果如图8 所示。

图8 双风道集热器的空气出口温度、集热效率、压力损失随新风进口速度的变化情况Fig.8 The change of air outlet temperature， heat collection efficiency and pressure loss with the fresh air inlet velocity of double air duct collector

由图8 可知，随着空气进口风速逐渐增加，双风道集热器上、下层风道的空气出口温度均逐渐下降，但是下降幅度逐渐降低，新风出口温度、上层回风出口温度以及下层回风出口温度最低值均为新风进口速度（0.6 m/s），空气出口温度值分别为 304.13，316.99，317.86 K；双风道集热器的集热效率与压力损失逐渐增加，集热效率的上升幅度逐渐下降，当新风进口速度为0.6 m/s 时，双风道集热器的集热效率最高，为70.49%，此时的压力损失最大，为56.10 Pa。

本文的双风道集热器与文献[12]中单风道集热器的集热效率和压力损失随空气体积流量的变化情况如图9 所示。

图9 单、双风道集热器的集热效率和压力损失随空气体积流量的变化情况Fig.9 Computational data comparison diagram of single and double air duct collector

由图9（a）可知，随着空气进口流量逐渐增加，单、双风道集热器的集热效率均呈现出逐渐上升的变化趋势，但上升幅度均逐渐降低，双风道集热器的集热效率始终高于单风道集热器，这是由于双风道集热器中空气与吸热板、折流板之间的换热比较充分，上、下风道中的折流板均对空气产生扰动，从而使得该集热器的集热效率较高。

由图9（b）可知，两种集热器的压力损失均随着空气进口流量的增加而逐渐上升，且上升幅度均逐渐增加。单风道集热器压力损失的上升幅度高于双风道集热器，随着空气进口流量逐渐增加，二者之间的差值不断增加，这是由于双风道集热器的空气进口速度小于单风道集热器，导致双风道集热器中的空气流速较低，最终使得双风道集热器的进、出口压力损失较小。

本文利用双风道集热器设计出太阳能空气供暖系统。对于该供暖系统，新风进口温度不宜过大，保证在313 K 左右即可，在该系统中布置有石蜡蓄热装置，所选取的石蜡熔点为317.4 K，因此回风温度不宜过低或过高，应保证石蜡蓄热后，空气温度能够维持在313 K。根据图8 的计算结果可知：当新风进口速度为0.3 m/s 时，新风出口温度为315.66 K，可以直接送入室内进行供暖；回风出口温度约为340 K，在此温度下石蜡能够进行蓄热；双风道集热器的集热效率为63.53%；该集热器的压力损失为15.09 Pa。综合对比图8，9 的计算结果可知，当新风进口速度为0.3 m/s 时，双风道集热器的新、回风出口温度以及集热器的集热效率均较为适宜，因此针对双风道集热器而言，0.3 m/s 为最佳新风进口风速。