半球形顶太阳能蓄热水箱内置错层隔板结构及运行参数优化.docx

摘要：为了获得半球形顶太阳能蓄热水箱最佳内置错层隔板结构及运行参数，对25种具有不同内置错层隔板结构水箱进行了数值分析，结果表明：隔板水平伸长量保持不变，随着隔板竖向间距增大，冷热水出口温差变小；当隔板竖向间距一定，随着隔板水平伸长量的增大，左侧或右侧隔板伸长相同的量对冷热水出口温差的影响差异越不明显，隔板以下区域温度呈现升高趋势，水箱内形成稳定的热层结构。当两隔板竖向间距为0.01m、左右隔板水平伸长量为0时,集热器瞬时效率取得最大值20.5%。在热水入口温度较高时，热水出口温度对冷水入口流速的变化更敏感。蓄热水箱有效储热率随冷水入口流速的增大呈先增后减的趋势，不同结构蓄热水箱有效储热率取得最大值的冷水入口流速值不同。具有半球形顶及内置错层隔板结构水箱在获得较高冷热水出口温差方面的性能要优于具有圆锥形顶及内置开单孔隔板结构水箱。关键词：太阳能蓄热水箱；热分层；错层隔板；有效储热率；运行参数；数值模拟经济的快速发展致使能源消耗、环境问题日益严重。太阳能作为一种可再生的清洁能源，已被广泛应用于工农业生产及日常生活中。在太阳能系统中设置蓄热装置是解决太阳能利用间歇性和不可靠性问题的有效措施。目前普遍采用蓄热水箱作为蓄热装置，而热分层是评判其热能利用效率的重要指标之一。热分层与水箱的结构、水温和流量、放置方式及流体进口结构等多种因素相关。文献研究了蓄热水箱内障碍物的类型和位置与热分层的关系，发现放置在水箱内的障碍物有利于热分层的形成。文献的研究发现水箱添加相变材料后其热分层效果更明显。文献研究了圆锥形顶结构的太阳能蓄热水箱最优锥顶结构及运行参数，获得了水箱性能最优的锥顶角为159.6°。文献和文献尽管得到了隔板距底面的最佳距离、最优锥顶结构及运行参数，但所得结论对于半球形顶水箱不一定适用。半球形顶曲面形状对流动阻力的产生机理有别于其他形状顶部结构。目前关于在半球形顶水箱内安装不同尺寸的错层隔板并改变其相对位置来优化热分层的研究，还未见报道。本文基于发生在蓄热水箱内的对流换热过程中流场结构的改变必然会影响温度场结构的事实，对具有半球形顶结构的蓄热水箱内置隔板结构进行了数值分析，获得了特定流动参数下的最优结构及特定结构下的最优运行参数，研究对于太阳能蓄热水箱结构优化设计及系统节能运行具有重要的理论参考作用。1物理模型和数学模型1.1 物理模型图1为太阳能蓄热水箱流体流向示意图，Tl为来自集热器的热水入口温度,T2为来自用户端进入蓄热水箱的回水温度，T3为供热热水出口温度，T4为离开蓄热水箱的冷水出口温度。图2为水箱和隔板外形及尺寸，水箱高为1.5m,内置隔板厚度为0.003m,冷热水进、出口短管的直径均为0.02m。本文计算中，图中坐标原点与水箱底面圆心重合，z轴垂直向上。其中左侧隔板距底面为a,过底边弦中点的高度为C,右侧隔板距底面为b,过隔板底边弦中点的高度为do数值试验中,做如下定义。c=d=0.5m,a>b时，Ah1.=a-b；avb时,hR=b-a,对应1#10#水箱。Od时，1.1.=c-d;c<d时，1.R=d-c,h=a-b,对应11#25#水箱。图1流体流向示意图图2水箱和隔板外形及尺寸1.2 数学模型水箱内的流动与传热属于三维非稳态问题，求解该问题的控制方程如下。连续性方程-÷-M=动量方程能量方程PCPW=div（grad丁）+T少心+q+其中，S*”（di+2同之,I湍流动能方程Maka17八弘叫1啊叫Arjz2z.PW+叫雨aBr瓦同F嬴辰，司一CF(4)湍流动能耗散率方程式中，T为温度，K；为动力黏度，Ns/m2；P为密度，kgm3;B为体积膨胀系数，m3/K；CP为定压比热容，J(kgK);Prt为湍流普朗特数，其值在1.0左右；Im为湍流长度标尺，m；cl、c2为经验系数。流体为水，密度变化采用Boussinesq假设。1.3 边界条件和初始条件根据文献，计算中设定：热水入口流速为0.05ms,温度Tl为333K或343K；冷水入口流速分别为0.1、0.3、0.5、0.7>0.9ms,温度T2为303K。水箱初始温度为320K,水箱中的压力为1个大气压，冷、热水出口设为自由出流边界。水箱内壁面设为绝热边界条件，所有液固交界面设为速度无滑移边界条件。2数值求解方法2.1数学模型验证为了验证数学模型的正确性，依据文献中的实验条件，选取流量为71.min时的工况进行数值模拟。本文计算结果与文献实验结果对比如图3所示。数值结果与实验结果间的最大相对误差为2.51%,最小相对误差为0.06%,这一误差是能满足工程计算精度要求的，贝J1.2节数学模型可用于后续计算。325<+文献实验结果本文模拟结果.无量纲时间产z/m图3本文模拟结果与文献实验结果对比图4网格独立性验证2.2 网格划分及独立性验证采用gambit对计算区域进行离散，网格类型为四面体。以1#水箱为例，采用3套网格进行计算，取时间步长为0.2s,计算时长为1800s,得到沿Z轴正向的温度在不同网格数下的结果，如图4所示。3套网格所得结果间最大相对偏差为0.31%,最小相对偏差为0.03%,能满足工程计算精度要求。本文选取413356为后续计算的网格数。2.3 时间步长确定对1#水箱分别取0.15s、0.2s、0.25s的时间步长进行计算，网格数为413356,运行参数设置与2.2节相同，图5为沿Z轴正向温度在不同时间步长下的对比情况。3种时间步长所得结果间最大相对偏差为0.02%,最小相对偏差为0,能满足工程计算精度要求。后续计算中的时间步长为0.25soz/m图5不同时间步长下z轴正向温度曲线2.4 求解计算使用FlUent6.3.26求解器计算，采用非耦合隐式算法求解控制方程。离散格式为：压力项采用标准格式，动量方程、能量方程、湍流动能方程及湍流动能耗散率方程均采用二阶迎风格式，采用SlMP1.E算法求解速度和压力耦合问题。松弛因子设置：压力为03动量为0.7,湍流动能和湍流动能耗散率均为0.8,能量方程、动力黏度、体积力和密度均为1。湍流模型选用结合壁面函数法的标准k-£模型。求解控制方程时的收敛条件与文献相同，每个时层迭代20次，计算时长为1800so3计算结果及分析3.1 内置隔板尺寸影响为了研究内置隔板竖向间距Ah1.或AhR、隔板水平伸长量A1.1.或1.R变化对半球形顶太阳能蓄热水箱内热分层的影响，数值模拟了25种不同工况，数值试验所取不同尺寸对应的水箱编号如表1、表2所示。表11#10#水箱结构尺寸(m)粮气城号ryrs慢仪呜号VTTVW0.210J30250270.290.200.200.200.200.20b0.20OJO0J00.20OJOb0.21OJS027029端0.010.030.050.070.09*.0.010.030.050.070.09表211#25#水箱尺寸(m)枚w,I2r模蟹编号I4I516*ITI8I9W21,22-2324-2Sa0.230230.23a0J00.200J00.200.200J00.200J00200.200200.20b0.200.200.20b0J30.230.230.250.250.250.270270270.290.290.290.030.030.03*.0.030.030.030.0$0.050.050.070.070.070.090.090.09C0.600.70OSOC0.500.50030OSO0.S00,50OSO0.500.50OSO0.500.500.500.S0.50d0.600.700J00.700.700.800.600.700.800.600.700.800.100.200.301.0.100.200.300.100.200300.100J0OJO0.100.200.30图6为1#水箱X=O截面上不同时刻的温度场。冷水通过隔板间隙进入温度较高区域并与该区域相互掺混进行热交换，热水在浮升力的作用下向上流动，冷水下沉，形成了不同温度范围的热分层结构。随着时间的推移，隔板上方高温区范围逐渐缩小，但温度梯度逐渐增大，隔板下方的低温区在不断扩展，水箱内温度整体水平越来越低，热、冷水出口温差也逐渐增大，整个水箱内的热层稳定性更好。到了1800s,隔板上下的热交换达到了动态平衡。图61#水箱X=O截面(t=3001800s)温度分布图7为1#水箱沿Z轴正向温度随时间的变化曲线。由于存在温差，隔板下方的低温水与隔板上方的高温水之间会有一个边界层，称为斜温层。斜温层的厚度越大表示冷热水混合越充分。当t=300s,在0.25WzW1.2m范围，温度沿水箱高度的变化曲线垂直于横轴，此时温度为320K几乎保持不变，出口温度略高，说明水箱内的冷热水混合还不充分,当t>300s,0.25z0.8m时，与横轴倾斜的斜线长度逐渐增加，即斜温层厚度逐渐增加，冷水出口温度逐渐降低，热水出口温度也有所降低。1.5-fAOOS，/600s，900sA-12001-1500st-1S(M)s32577K3100103050709A0.0.0.0.0.&H3579Oooo60.ci0.s3050图71#水箱沿Z轴正向温度随时间的变化曲线(t=300180OS)图8为在流动参数一定的情况下，隔板竖向间距对各水箱Z轴正向温度的影响。可以看出，在隔板水平伸长量A1.R=A1.1.=0.3m的情况下，隔板下方水温受隔板竖向间距影响明显，但左侧隔板高和右侧隔板高对隔板下方温度场的影响规律一致。在隔板上方沿着Z轴正方向，隔板竖向间距的增大对水温的影响逐渐减弱。到了z>1.0m范围，隔板竖向间距对水温的影响更微弱，即热水出口温度与隔板竖向间距的变化关联性不大。图8隔板竖向间距对z轴正向温度的影响图9为隔板尺寸对Z轴正向温度和冷热水出口温差的影响。由图9（八）可以看出，隔板竖向间距Ah1.=AhR=0.03m时,随着隔板水平伸长量A1.R或1.1.逐渐增大，水流的局部阻力增大，从而减弱了冷热水的热交换，使得冷水出口温度逐渐降低。水箱内0.3WzW1.5m的区域曲线基本重合，说明隔板水平伸长量A1.R或A1.1.增大对该区域的温度分布影响很微弱。由图9(b)可以看出，对于任一隔板水平伸长量，冷热水出口温差均随隔板竖向间距的增大而减小，对于同一隔板竖向间距，隔板水平伸长量越大，左侧或右侧隔板伸长相同的量对冷热水出口温差的影响差异越不明显。Ah1.为0.03m、A1.1.=0.3m时冷热水出口温差获得最大值为12.1K,即13#水箱。325z/m（八）隔板水平伸长量对Z轴正向温度的影响13.012.5.05.0.5Z1.1.S123OSO.S10.09.59.00.010.030.050.070.090.11Mr或MJm(b)隔板竖向间距与水平伸长量对冷热水出口温差的影响图9隔板尺寸对Z轴正向温度和冷热水出口温差的影响3.2 集热器瞬时效率太阳能集热器的瞬时效率11是评价蓄热水箱性能的重要指标，计算式为。净=X100%(6)。辄射式中，Q净为集热器实际获得的能量，内=八7,C为水的比热容，4.18kJ(kg)；m为工质的质量流量，kg/s；AT为工质进出口温差，；Q辐射为集热面积上总的太阳辐射能,集热器采光面积为llm2,太阳辐射照度为(700±50)Wm223o图10为1#25#集热器瞬时效率变化曲线。集热器瞬时效率越高越有利于蓄热水箱的普及应用，由于水箱内置结构不同从而引起集热器瞬时效率也存在差异。由图可知，不同结构水箱所得集热器瞬时效率之间存在较大差异，其中，1#水箱对应集热器瞬时效率最高，为20.5%,10#水箱所得集热器瞬时效率最低，为15.4%o212002468101214161820222426水箱编号图101#25#集热器瞬时效率3.3运行参数影响分析根据3.2节分析结果,按照集热器瞬时效率指标评价所得最优结构为1#水箱，下文针对该水箱结构,分析表3所示流动参数对热分层及冷热水出口温差的影响。表3模拟工况工况入口温度/K入口流速ms'热水冷水热水冷水I3333030.050.123333030.050.333333030.050.543333030.050.753333030.050.963433030.050.173433030.050383433030.050.593433030.050.7!03433030.050.9图11为不同流动参数时1#水箱X=O截面温度分布。工况1#5#的热水入口温度为333K。由图11（八）(e)可以看出，随着冷水入口流速的增大，加剧了冷热水的混合程度，激励了自然对流换热过程，在隔板上方产生了涡流，隔板间隙处涡流区的温度随着冷水入口流速增大逐渐下降，热水出口附近温度呈现先降后升特点。工况6#10#热水入口温度为343K,与热水入口温度333K相比，发现同一冷水入口流速下，热水入口温度较高时水箱出口附近的高温区范围有所扩大，温度梯度越大，这是因为热水入口温度与水箱内的初始温差越大，传热效率越高，水箱内热层越稳定。（八）工况I(e)工况5nperatureK1338ao33550333003Y)5O32800325503230032002318993I8OO315503I3OO3IOSO5080010550(0Tl6（三）T»«O)TRlOa0.5m/s0.5m/s0.7m/s00.7m/s*-0.9m/s-1>-0.9m/s图11不同工况X=O截面温度分布图12为不同热水入口温度下各工况沿Z轴正向的温度分布曲线。由图可知：在冷水入口流速一定的条件下，2种热水入口温度下水箱沿z轴正向温度曲线几乎重合，说明热水入口温度对水箱内竖向温度的影响微弱。同一热水入口温度条件下，0.2z1.0m时水箱内温度随冷水入口流速增大而降低，沿着Z轴正向冷水入口流速对水箱温度的影响越来越小，z21.2m时影响很微弱。另外，冷水入口流速越大，冷水出口温度越低，隔板下方低温区域越大，这与图11反映的现象相一致。325320W3153103050.00.30.60.91.21.5z/m图12各水箱沿Z轴正向的温度变化图13为不同热水入口温度下冷水入口流速对热水出口温度的影响。由图可知，不同热水入口温度下，热水出口温度均随冷水入口流速的增大而减小，而且，热水入口温度越高，冷水入口流速对热水出口温度的影响越显著。所以，在工程实际调节中，要确保热水入口温度较高时热水出口温度的稳定性，对来自用户回流至水箱流量的控制就要更精细。322.50.10.20.30.40.50.60.70.80.9vms-1图13T3随冷水入口流速变化曲线图14为不同热水入口温度时冷水入口流速对水箱出口温差的影响。由图可知，冷热水出口温差随冷水入口流速增大而增大,但当冷水入口流速增大到一定值时对增大冷热水出口温差的贡献趋于平缓。所以，在较小的冷水入口流速下提高热水入口温度是改善水箱热分层和提高供应热水温度的重要举措。另外，对于同一冷水入口流速值，本文最优结构（1#）的冷热水出口温差值要高于文献最优结构的冷热水出口温差值。说明具有半球形顶及内置错层隔板结构水箱，在获得冷热水出口温差方面的性能要优于具有圆锥形顶3.4冷水入口流速对水箱有效储热率的影响有效储热率£是评价蓄热水箱性能的另一重要指标，计算式为式中，Ah为蓄热水箱中斜温层的厚度，m；H为蓄热水箱中的液而高度，mo图15为冷水入口流速对1#和13#水箱有效储热率的影响。可以看出，2个结构水箱有效储热率均随冷水入口流速的增大呈先升后降的趋势。对于1#水箱，其冷水入口流速v=0.3ms为临界值,此时水箱有效储热率取得最大值,为95.8%；对于13#水箱，其冷水入口流速v=0.5ms为临界值，此时水箱有效储热率取得最大值，为94.7%o这说明冷水入口流速过大或过小均不利于提升水箱有效储热率。因此，在实际运行中，在其他流体参数一定的情况下，对于特定结构的蓄热水箱,如何适度调节冷水回流速度是提升水箱有效储热率、改善水箱蓄热性能的一个努%、3神埔型vms1图15冷水入口流速对水箱有效储热率的影响4结论以不同隔板结构的半球形顶蓄热水箱为研究对象,采用标准k-模型对水箱内的流场及温度场进行了数值分析，得到了如下主要结论。（1）当两隔板几何尺寸相同、竖向距离为0.0Im时，对应1#水箱，能使太阳能集热器瞬时效率取得最大值，为20.5%。（2）在相同冷水入口流速下，热水入口温度对水箱内温度的竖向分布影响微弱，但提高热水入口温度，水箱热水出口附近高温区有所扩展，水箱内热分层效果更显著。（3）热水入口温度较高时，热水出口温度对冷水入口流速的变化更敏感。在工程实际调节中，可通过提高来自用户回流至水箱流量的控制精度来改善热水入口温度较高时热水出口温度的稳定性。（4）按冷热水出口温差所得最优水箱结构，当冷水入口流速为0.5ms时水箱有效储热率可获得最大值；按集热器瞬时效率指标所得最优水箱结构，当冷水入口流速为0.3ms时水箱有效储热率可获得最大值。附参考资料：太阳能蓄热水箱运行工况优化图1不同顶部结构水箱的外形及尺寸图绿色建筑的研究及应用对人们生活环境的改善作用日益凸显。其中，太阳能在建筑供暖方面的应用已经成为行业研究的热点问题。然而，太阳辐射的间断性和不稳定性制约了太阳能利用。将太阳能蓄热水箱应用于太阳能供暖系统中，把太阳能蓄存下来用于阴天或太阳能不足的时段供热，可以提高太阳能的利用率。如何提高水箱的蓄热性能对于提高太阳能系统综合效率非常关键。其中，改变水箱的结构、调节流体参数是提高水箱蓄热性能的主要方法。该研究以乌鲁木齐地区太阳能地板供暖工程实测数据为基础，研究了3种水箱结构与不同流体参数组合对水箱热分层及蓄热性能的综合影响。结果表明：在流体参数相同的情况下，用热分层效果评价，球顶结构水箱热分层效果最好，锥顶结构水箱的热分层效果次之，平顶结构水箱的热分层效果最差；但用瞬时换热效率来评价，平顶结构水箱的瞬时换热效率最高，锥顶结构水箱的瞬时换热效率次之，球顶结构水箱的瞬时换热效率最差。所研究的5个（11:30、13:00、15:00、16:20和18:00）典型时刻，对于球顶结构的水箱，当冷水入口流速调为0.1ms时，可在15:00获得最佳热分层效果；冷水入口流速为0.18ms时，可在16:20获得最佳热分层效果；冷水入口流速为0.26ms时，可在18:00获得最佳热分层效果；冷水入口流速为0.42ms时，可在11:30和13:00获得最佳热分层效果。同时，球顶结构蓄热水箱的瞬时换热效率均在冷水入口流速为0.1m/s时取得最大值。研究结果表明，同一结构水箱在不同的工程应用背景下会表现出不同的蓄热特性。在工程实际中，应根据不同时刻的太阳能集热器出水温度、流量、用户端用水量及水温的变化等情况，实时调节水箱系统流体参数，以获得最佳的蓄热性能。半圆形波纹吸热板太阳能空气集热器数值模拟1概述太阳能具有储量丰富、分布广泛、清洁无污染等优点1-2,在太阳能的光热转换技术中，利用太阳能供暖成为太阳能的主要应用方向。传统的平板型太阳能空气集热器的集热效率比较低，提高其集热效率成为目前的研究重点。很多学者通过设置多对空气进出口，在集热器内部增设扰流板,将直风道改为蛇形风道,以及设置穿孔吸热板等方式提高集热器的集热效率3-9。朱婷婷等人10以平板微热管阵列为核心元件，结合真空玻璃管及铝质翅片，设计了一种新型的平板型太阳能空气集热器。试验表明，当送风量为290m3h时，集热器的集热效率约68%。程友良等人11研究了平板型太阳能空气集热器的安装倾角对集热效率的影响，并分析对比了三角型、抛物线型太阳能空气集热器与平板型太阳能空气集热器的各项性能参数。当安装倾角为30°时，3种集热器的集热效率达到最大，抛物线型太阳能空气集热器具有较高的集热效率和较小的压力损失。薛一冰等人12对传统平板型太阳能空气集热器进行改进，采用穿孔吸热板以提高集热效率。郭训虎等人13采用了V形波纹吸热板，并在吸热板的上下分别设置了风道，当上下风道进口空气流速均为2ms时，集热效率可达到70.23%。王亮等人14研究了长宽比对平板型太阳能空气集热器集热性能的影响，风道出口空气温度随长宽比的增大而上升，集热效率随之下降，最佳长宽比为3。本文将采用半圆形波纹吸热板的平板型太阳能空气集热器（以下简称集热器）作为研究对象，采用Fklent软件，模拟分析半圆形波纹吸热板的半圆半径（变化范围为530mm）、风道进口空气风速（变化范围为1.03.0ms）对风道内空气温度分布（包括风道出口空气温度）、集热器集热效率、空气压力损失的影响。2集热器物理模型集热器长X宽X高为3000mm×1000mm×190mm,物理模型见图1。集热器各部件的材质、厚度见表1。集热器设上下两层风道，上风道由PC盖板与吸热板构成，下风道由吸热板与隔热层构成。吸热板为连续半圆形的波纹板型，在集热器高度方向上居中设置。上下风道均设置空气进出口，并使上下风道内空气成交叉流动，上下风道的空气进出口长X高均为150mm×30mmO图1集热器物理模型表1集热器各部件的材质、厚度3设定条件、计算模型与网格划分设定条件忽略集热器各部件的厚度，以外形尺寸建立几何模型。忽略Pe盖板与外界环境的辐射传热，仅考虑PC盖板与外界空气的对流传热。吸热板的导热效果良好，隔热层、边框无散热损失。空气在风道内的流动视为稳态流动，物性参数保持不变。忽略风道进出口空气由于摩擦作用而产生的内能耗散。计算模型与网格划分计算模型包含连续性方程、动量方程、能量方程、Realizablek-方程。采用Fluent软件的前处理器GAMBIT建立集热器几何模型并对其进行网格划分，采用Tgrid四面体非结构性网格，经网格独立无关性试验，几何模型的网格数取65XIO4个。4边界条件与求解方法边界条件采用典型年气象参数，模拟计算时间设定为3月1日12：00,模拟地点为东经117°,北纬36°4',时区为东八区。利用FIUent软件中的Solar计算器得出太阳光线的方向向量，太阳直射辐照度为682.93Wm2,散射辐照度为92.51Wm2o集热器的方位设置为NOrth（1,O,O）,East（O,0,1）,集热器平行于地面设置。上下风道空气进口均设定为速度进口（Vek）Cityinlet）,上下风道空气出口均设定为压力出口（PreSSUreOUHet）。与外界空气接触的PC盖板表面设定为对流边界条件（convection）,半透明介质，光透过率为0.83,表面传热系数设定为3.9W/（m2-K）o吸热板设定为流固耦合边界条件（couple）,不透明介质，可见光吸收率为0.94。隔热层、边框为绝热边界条件（wall）,不透明介质。求解方法采用双精度三维压力基稳态求解，选择湍流模型中的ReaIiZablek-e模型，辐射模型选择DO模型，速度与压力基的耦合采用SIMP1.E算法，其中动量、能量、湍动能以及湍动能耗散率均采用二阶迎风格式离散15。集热器集热效率计算方法5模拟结果与分析在集热器长度一定的条件下，半圆形波纹吸热板的半圆半径越小，吸热板的半圆凸起数量越多，越接近平面板型，对空气的扰动作用越小。半圆半径越大，吸热板的半圆凸起数量越少，对空气的扰动作用更加明显，但半圆半径不能无限增大，根据前期模拟结果，将半圆半径的变化范围设定为530mm.将风道进口空气流速变化范围设定为l.O3.Oms0设定风道进口空气温度为276K,外界空气温度为273K。5.1半圆半径的影响在风道进口空气流速为2ms条件下进行模拟。半圆半径为20mm时，上下风道的空气温度分布分别见图2、3,图中标值单位为K,以下相同。由图2、3可知，上下风道的空气温度均沿着流动方向逐渐升高，下风道的空气温度高于上风道。由模拟结果可知，上风道出口空气温度为320.56K,下风道出口空气温度为332.48K,主要原因为PC盖板与外界环境存在对流传热。由式（1）可计算得到，半圆半径为20mm时的集热效率为67.84%。图2风道进口空气流速为2ms半圆半径为20mm时上风道的空气温度分布图3风道进口空气流速为2ms半圆半径为20mm时下风道的空气温度分布图4风道进口空气流速为2m/s、半圆半径为5mm时上风道的空气温度分布半圆半径为5mm时，上下风道的空气温度分布分别见图4、5。由图25可知，与半圆半径为20mm相比，半圆半径为5mm时上下风道空气温度分布基本一致。由模拟结果可知，上风道出口空气温度为311.39K,下风道出口空气温度为320.09K。由式（1）可计算得到，半圆半径为5mm时的集热效率为53.36%。与半圆半径为20mm相比，半圆半径为5mm时风道出口空气温度、集热效率均出现了下降，主要原因为半圆半径减小导致吸热板对空气的扰流作用降低。图5风道进口空气流速为211s半圆半径为5mm时下风道的空气温度分布风道进口空气流速为2ms时，不同半圆半径对应的上下风道出口空气温度、集热效率见表2。由表2可知，在风道进口空气流速一定的条件下，随着半圆半径的增大，上下风道出口空气温度均呈增大趋势，集热效率也随之增大，说明增大半圆半径对增强空气扰动的效果明显。表2风道进口空气流速为2ms时不同半圆半径对应的上下风道出口空气温度、集热效率5.2空气进口风速的影响在半圆半径为30mm的条件下，模拟不同风道进口空气流速下的风道空气温度分布、集热效率、空气压力损失（上下风道空气压力损失之和）。风道空气温度分布风道进口空气流速为1.OmzS时，上下风道的空气温度分布分别见图6、7。由图6、7可知，上下风道的空气温度均沿着流动方向不断升高，下风道的空气温度高于上风道。风道进口空气流速为1.5ms时，上下风道的空气温度分布分别见图8、9o由图69可知，与风道进口空气流速为1.Om/s相比，风道进口空气流速为1.5ms时上下风道空气温度分布基本一致。图6半圆半径为30mm、风道空气进口流速为1.0ms时上风道的空气温度分图7半圆半径为30mm、风道空气进口流速为1.OnVs时下风道的空气温度分布图8半圆半径为30mm、风道空气进口流速为1.5ms时上风道的空气温度分布图9半圆半径为30mm、风道空气进口流速为1.5ms时下风道的空气温度分布半圆半径为30mm时，不同风道进口空气流速对应的上下风道出口空气温度见表3。由表3可知，在半圆半径一定的条件下，随着集热器空气进口流速的增大，上下风道出口温度均呈下降趋势。这主要是由于，随着风道进口空气流速增大，空气在风道中停留时间缩短。表3半圆半径为30mm、不同风道空气进口流速对应的上下风道出口空气温度集热效率、空气压力损失半圆半径为30mm时，不同风道进口空气流速对应的集热效率、空气压力损失见表4。由表4可知，在半圆半径一定的条件下，随着风道进口空气流速的增大，集热效率与空气压力损失均呈增大趋势。因此，在选取风道进口空气流速时，除考虑集热效率外，空气压力损失也是需要考虑的因素，这关系到送风机的耗电与集热器的承压能力。表4半圆半径为30mm、不同风道进口空气流速对应的集热效率、空气压力损失6结论以采用半圆形波纹吸热板的平板型太阳能空气集热器(以下简称集热器)作为研究对象，在风道进口空气温度为276K、外界空气温度为273K条件下，采用FlUent软件，模拟分析半圆形波纹吸热板的半圆半径(变化范围为530mm)、风道进口空气流速(变化范围为1.03.0ms)对风道内空气温度分布(包括风道出口空气温度)、集热器集热效率、空气压力损失的影响。集热器由半圆形波纹吸热板平均分为上下风道(分设空气进出口)。总体上，上下风道内空气温度均沿着流动方向逐渐升高，下风道的空气温度高于上风道。风道进口空气流速为2.0ms时，随着半圆半径的增大，上下风道空气出口温度均呈增大趋势，集热效率也随之增大，说明增大半圆半径对增强空气扰动的效果明显。半圆半径为30mm时，随着风道进口空气流速的增大，上下风道出口温度均呈下降趋势，集热效率与空气压力损失均呈增大趋势。在选取风道进口空气流速时，除考虑集热效率外，空气压力损失也是需要考虑的因素，这关系到送风机的耗电与集热器的承压能力。参考文献：1.U蒋绿林，张亮，侯亚祥，等.运行模式对土壤源太阳能热泵垂直埋管换热影响的研究J.可再生能源，2016,34(3)：347-352.2陈红兵，牛浩宇，张磊，等.供热与集热模式下热管式太阳能PV”热泵系统实验研究J.可再生能源，2017,35(12)：1791-1797.3 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