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间接加热集成收集储存太阳能热水系统平板中热交换器的的优化
摘要：由于能源使用带来的环境影响，消费者需要被鼓励使用可再生能源，如太阳能。间接加热平板集热器的集成存储太阳能热水系统是紧凑型系统，为国内水加热之一。它集成了一个太阳能组件的集合，并在一个单元中的热水存储组件。这项研究的目的是调查不同的参数在这个系统减少了初始和运行成本的目的的热性能的效果。出口服务水温作为性能的量度，因为它是从太阳辐射获得的能量的指标。所涉及的系统中的流体的连贯性，动量和能量方程数值在一个稳态条件中求解，采用FLUENT软件。3-D CFD模型开发和验证利用以前的实验结果。一个标准的千瓦湍流模型被用在热交换器的最优化，因为它的出品与实验结果吻合，表面到表面辐射模型被包括在内。对单排和双排换热器具有不同长度的影响进行了研究，圆形和椭圆截面管道也被检查，选择500和650升/小时的质量流速，结果表明，10.8米长的单排的HX为椭圆和B型管，得到高的服务水出口温度（可接受的换热器的设计）中，用低泵浦功率。这导致了增加了热效率并且一个显著降低了初始和操作该系统的成本。
1. 介绍
由于世界人口的增加，人类的发展，个人收入的增加和希望更舒适的生活方式，功率消耗过度导致的增加的碳排放量在过去三十年显著增加。全球统计的来自化石燃料燃烧和工业过程的二氧化碳排放量在1990至2000年间每年增加1.1％。这一增长2000年期间2004年已经加速到每年3％以上。此外，预计世界人口到2030年将增加至81亿。实现2030年千年发展目标将要求平均二氧化碳排放量为每一个被减少到3.7吨CO2/年。碳排放量必须减少，这可以通过增加能量从清洁资源，如太阳能，风能，地热和水力能源发电的比例来实现。
研究涉及能源的清洁能源，如太阳能，有显著在过去的四十年里在1973年增加了，尤其是在世界之窗石油危机之后。太阳能可以在工业，商业及住宅领域中使用。在国内的应用有家庭空调，暖气，热水，照明和其他应用程序消耗能量。一个环境和经济上重要的和昂贵的使用中，会发生在生产家用热水，占在美国国内的能源消耗约14％。一种经济，高效的系统需要鼓励家庭使用太阳能热水。
太阳能集热器是捕获太阳能和转移成热能，增加了流体内部的能量，从而增加它们的温度的设备。有几种类型的太阳能集热器，包括平板收集器，排气管，槽式，中央接收器和集中器皿等的不同类型的生产温度是其相关的一个特定用途的一个关键指标。例如，真空管式集热器能产生90-200℃，抛物槽可以生产260和400℃的出口流体温度，而中央接收机可以产生500-800℃。据洛夫格罗夫和鲁兹，最高出口流体温度（500-1200℃）是由盘中集中器类型产生的，这是适当的用于发电。然而，将平板收集器，可用于应用，需要的温度低于100℃，如家用热水。
有许多类型的平板集热器，包括连接单元，传统的间接回路太阳能热虹吸管和平板集热器的集成。在平板集热集成的特征在于结合了太阳能的收集与哈瓦特的存储在一个单元。这降低了系统的成本，因为没有连接管，安装时只需要有一小片面积。有两种类型的平板集成集热器，直接加热系统，其中，服务水流入贮水箱，并通过收集器被直接加热（图1）和间接加热系统，其中，服务水通过该浸入的贮存流体的蛇形管（图2），储存罐中的间接加热系统的结构是廉价通过与直接加热系统和其它平板集热像耦合单元和常规间接电路太阳能热虹吸管比较。这实际是因为该储罐不直接连接到市政水压力与油箱内的压力低造成的。然而，在储存罐中的直热式需要用高腐蚀耐热材料制造，能够承受高压力。这增加了容器的制造成本，为总的系统价格的50％以上。这项工作的目的是研究如何提高间接加热系统的效率，并使其更经济地向消费者通过最小化了初始成本和运营成本的吸引力。为了使这套系统更加高效，需要解决两个问题：减少了从系统中的热损失，并提高来自太阳获得的热量。
库马尔和罗森研究五种策略用于减少平板集成收集器系统的热损失。他们测试了：（1）一个玻璃盖板没有夜间保温，（2）一个玻璃盖板盖着夜间保温罩，（3）没有夜间保温盖双层玻璃盖板，（4）透明保温具有单一玻璃盖，（5）绝缘挡板具有单一玻璃盖。他们发现，这种情况下，3所提供的最大的热性能，同时壳体5具有最低的热效率。AL-Khafajy和摩萨德在一个平板集成收集器系统具有双玻璃罩优化的上部和下部空隙间距。
由太阳能收集器获得的能量可以通过识别最佳的太阳能集热器的角度和取向以捕获最大的太阳辐射增强，这取决于在地球的集电极位置。此外，提高了热转印到被加热的水在太阳能集热器已被广泛地研究。 库马尔和罗森中使用的瓦楞吸收剂表面以提高在直接加热集成平板集热器的吸收器和存储水之间的热传递。他们发现，使用一种波纹吸收剂当系统性能的提高。 Chen等人研究了用石蜡代替水操作间接加热一体化平板集热器和他们的目的是为了提高热传递。他们补充泡沫铝以增加石蜡的热传导率由于铝具有高的热导率（202.4瓦/米K）。加入铝泡沫增强进一步所述存储流体（石蜡）和服务水之间的热传递。Gertzos和Caouris利用泵循环中的间接加热的平板收集器（图3）中存储的水调查另一个传热促进的方法，这导致出口服务水温增高。Gertzos andCaouris优化的四个参数对平均水箱水流速度的影响因此在出口服务水温。这些参数是在循环泵的入口和出口的直径。最佳入口直径为8mm，而最佳位置是顶部右侧100mm。的出口的最佳位置是左下侧337.5毫米。用于互连的翅片，他们发现，使格茨，卡路里和Panidis[8]研究了热交换管（HX）位置相对于所述储罐壁，管的长度和直径为系统具有循环泵的的效果。其中放置箱接触罐的顶部和lowerwall内tubewas位置被发现是最佳的。用10厘米长5片的情况下是最好的选择。这种优化提高了系统的性能。最佳直径被发现是16毫米并且他们发现，没有必要为在21.68米在他们的系统的管的长度的进一步增加。此外，摩萨德和AL-Khafajy调查了一个间接加热平板集热热交换器的两个配置。他们的结论是，无论是初次和运行该系统的成本可以通过使用触摸罐的顶壁单行热交换器被最小化。
以前的研究中间接加热系统，其调查假定存储水的温度固定在60℃上的存储和servicewater之间的传热4 ℃为稳态调查或存储水的初始温度为60℃或80℃下的瞬态研究。这些研究中使用的泵来循环存储的水。本研究调查了整个收集器组成的双层玻璃盖和换热器。本研究中使用的假设是，吸收体表面的温度在60℃。这种假设被认为是比的原因有两个先前的假设更为现实。首先，根据能量平衡，吸收温度可以达到60℃下太阳入射辐射为650 W / m2，但没有证据表明，在存储水均匀得达到该温度。其次，吸收剂是在系统中，而不是存储水的热源。因此，假定在吸收温度是恒定的;：包括双层玻璃的作用与没有循环泵是更现实的模型，并预期将使用更少的能量。该服务水质量流量被选择为500和650升/小时，所用的间接加热平板集热调查平均流速。
2. 数学模型
预测的服务水的温度和速度以及空气中的间隙，管流方程必须解决。根据中山，瞬态，不可压缩流和湍流的连续性，动量和能量方程可以写成缩写形式如下：
连续性方程
αUj/αXj=0
动量方程
αUi/αt +αUjUi/αXj=-1/p*(αp/αXi)+α*[v（αUi/αXi+αUi/αXi）-ui’*ui’）]+fi
能量方程
αT/αt+α（UjT）/αXj=α[（v/Pr)*(αT/αXj)-ui'T']/αXj
上述方程是非线性偏微分方程和分析解决方案是不可能的，除了非常简单的情况下，但这些方程可以用数字来解决。本研究中使用其使用有限体积方法FLUENT软件。的压力为基础的类型求解器使用。重力的作用包括通过使满浮力效应。空气与温度的特性的变化已被列入通过使用不可压缩理想气体方程来估计密度和动力学理论方程式为比热，热导率和粘度。水与温度性能的变化还包括使用等式（2.4ae d）中，这是由Gertzos，Pnevmatikakis和Caouris推荐。
ρ=-1.3187*10^-7*T^4+1.8447*10^-4*T^3-9.9428*10^-2*T^2+23.28T-1113.5 (2.4)
μ=3.533*10^-11*T^4-4.8141*10^-8T^3+2.4637*^-5*T^2-0.0056188T+0.48281 (2.5)
Cp=3.321729*10^-6*T^4-4.459811*10^-3*T^3+2.248733T^2-5.041488*10^2*T+4.654524*10^4 (2.5)
k=6.2068*10^-10*T^4-8.0897*10^-7*T^3+3.8437*10^-4*T^2-7.7569*10^-2*T+6.1019 (2.6)
速度压耦合通过使用SIMPLE算法处理。一阶迎风格式用于动量，湍动能和湍流耗散。为残留，10 ^ 4被用作收敛标准的所有术语：x速度，γ-速度，z轴速度，动能，ε和连续性，除了能量，为10^8。标准KEU和变现keε湍流模型的CFD验证用于识别的最佳模式。
3.验证CFD模型
为了得到在CFD，实验工作由Gertzos，Pnevmatikakis和Caouris使用所选择的模型的置信被选择用于验证的CFD模型。它们所使用的系统由一个存储水箱和一蛇形管浸没在储水。这种情况下的选择，因为它的共享与调查本研究模型中的最重要的特征。贮存槽和吸收区的容积是相同的，对于两种情况，并都具有蛇形热交换器。服务水的雷诺数为2.6*10 ^ 4所使用的实验情况下，虽然它是变化的本研究中的1.5*10 ^ 4和2.6* 10^ 4。这表明该流的相似性，因此湍流模型的适当性。
3.1. 实验过程
Gertzos，Pnevmatikakis和Caouris[17]研究了服务和储存水之间的热传递具有和不具有循环泵。的情况下的未经循环泵他们的实验结果表明，在该研究中使用。储存罐由铁制成该管的tankwas16.2米内的总长度。该管的外部部分被绝缘用常规泡沫1.9厘米厚度和0.037W m^ - 1 K ^ - 1的导热性。
实验过程发生在室内。该储箱的角为45°从水平面，入口服务水温度在16.5~17.8℃范围和质量流率被选择在此验证，该情况下，为500升/小时。该过程如下：存储水加热，通过外部加热器使用连续传代。当存储的水的温度达到80 C，在加热过程中被停止，并且服务的水流量通过管开始。入口，出口servicewater和储存温度下在四个不同的位置（T1，T2，T3和T4为示于图4）测量在1秒的时间间隔。它们进行平均并记录每30秒，为1小时的能量停药期。
3.2.CFD模拟
计算网格是为相同的设置Gertzos，Pnevmatikakis和Caouris[17]利用ANSYS13.0软件的开发。元件的数目为113万，其中大部分是六面体（图5）。的连续性，动量和能量方程进行求解的用于1小时内瞬时条件。可变现keε和标准KEU湍流模型进行了测试。
3.3.边界条件和运行参数
在入口边界条件被作为“速度入口”。速度为1.768米/秒（500升/ h的流速），液压
0.01m时，湍流强度，I，4.6％，这是的雷诺数Re的函数，并且被计算从I¼0.16（Re）中？1/8[8]和温度16.9？C的过度实验的入口温度的平均值为整个时期。在出口处的边界条件被作为“压出口”与大气压力。管壁与水之间的界面被定义为壁与耦合条件，以允许热量从存储水转移到管壁，并从所述管壁的服务水。该服务的水管的外部分被假定为完全绝缘。储存箱的外壁的边界条件被作为辐射实验室壁具有20℃的温度和对流到周围空气的热传递系数，hc=5W/㎡K，20℃。使用Kreith方程，（5.13）和（5.14)估算对流热传递系数。
3.4.验证结果
两个瞬态CFD模拟（对于1小时内）进行了研究变现keε湍流模型用于第一和标准KEU模型秒。存储水的初始温度取为804 C中的实验。每5秒的溶液，在出口处，T_out，平均气温，平均气温存储水，T_ta和点T1的温度，T2，T3和T4记录。
图6和7为本实验值的比较，通过Gertzos，Pnevmatikakis和Caouris[17]为服务获得水出口温度，T_out，平均存储水温度，T_ta，用数值计算结果通过使用所获得的keε和KEU模型，分别为图8-11中显示的点T1，T2，T3的数值模拟和实验的温度，而当这两种型号均采用T4。同时使用模型使得实验和数值结果有良好的一致性。然而，在CFD之间的百分比差异仿真和实验的keε模式高于KEU模型。其间为零（无差异）而变化的差为15％的keε以及零至8.5％的KEU模型。对于这两种模式而言，最大的区别是在出口温度。这一发现等同于Gertzos和Caouris[9]测试不同的湍流模型，而KEU湍流模型给出优于协议keε的湍流模型。
更重要的是需要记录该实验的区别和一些源于CFD模型的预计错误。这些来源可以概括如下：(1)热电偶准确率为±1℃和流量计准确度为0.35％。(2)在实验中，入口服务水温范围在16.5-17.8℃。在数值模拟中，入口服务水温假设不变，并预计取平均值在整个时期为16.9℃。(3)在整个模拟期间热传递系数被假设恒定在5W/m2K中罐的外壁上。由于减少在存储水温，温度墙壁会减少，随着时间的推移，这可能略微降低的传热系数以及（iv）在CFD仿真中的实验室空气和墙壁温度被假定为20℃，然而实验研究不能提供。
使用和确认KEU模型，使得实验和数值之间有良好的一致性结果，并使本研究有更多的信心。下一步骤是调查热交换器的不同的配置，优化设计。
4.优化热交换器
调查HX的两种配置：双和单列的HX。有效长度（管集热器内）双列的HX为16.2米，单行的HX为8.1米和10.8米（图12）。分别仿照两个圆形管道尺寸。铜管型DN15（1/200）的内径为10.7毫米，壁厚1毫米，B型DN20（3/400）内径为17.1毫米，壁厚为1毫米。对一个椭圆横截面的铜管进行研究。十字椭圆管的截面积相当于一个区域内部直径为17.1毫米，纵横比为2：1的圆管。即长半径是12.092毫米，小半径是6.046毫米，和液压直径是15.285毫米。假设使用椭圆管是增加与所述热源接触的区域即吸收表面，该管的位置被选作半管被放置在吸收体的表面和一半的存储水中，以提高吸收器之间的传热和服务的水（图13）。质量流量取500和650升/小时。
4.1CFD仿真
为了验证电网的依赖关系，以三个计算网格为模型类型16.2米长的管子被开发;2.5，2.74和3.125等上百万种元素。这三个模型的所有结果几乎相同，但为274万个元素的模型的融合速度较快是因为网格质量更好。因此，同样的方法通过生成计算网格中的274万的模型，适用于其他模型。
ANSYS-13.0-FLUENT软件用来解决连续性，动量和能量方程中的稳定状态的条件。因为标准模型区与实验吻合良好，它适用于所有模型。A面到面辐射也包括模型，忽略了两面之间的介质作用。辐射过程由表面之间的角系数推定开始，表面的辐射更新了基于新的表面温度每10次迭代，通过另一个迭代过程，包括热能更准确地传递到辐射。收集角变化，以探讨其对效果热交换器的性能。 选择45、30和60度的角，存储罐的内部尺寸为81x135x10厘米含有约109升的水。侧面和集电器的下壁被假定为绝热。该减振器是10毫米厚金属镍铬（MN-铬），下部和上部玻璃盖的厚度为3毫米。上下气隙间距取为35和15毫米，因为这被认为是最有效的组合。该材料在所采用的物理性质仿真示于表1
4.2 边界条件和运行参数
在顶玻璃盖的边界条件被作为对流为10W/m2K A传热系数至环境温度，Ta=17℃，并辐射到天空将其温度计算为TS=0.0552 Ta1.5[20]。一个假定60℃恒温的吸收表面的情况下，服务水在入口的流速变化范围为0.604，0.786,1.544和2.00米/秒，作为质量流率和管的直径变化，并在入口温度恒定为17℃。恒压假定在出口处被送往大气压力。无滑移条件被应用到0.5粗糙度的恒定壁，使热传送通过接口被定义为壁与壁附加条件。
4.3 结果与讨论
表2和3示出的出口温度，热积累和泵送需要从500升/小时改变为流动速率功率为650 L升/ 小时的不同类型的管（圆A、B和椭圆）和管长度。
据观察，获得热的流速增加，而出口温度降低。这意味着增加的流速是由太阳辐射获得热量。此外，出口温度出有一个小差异（1-2℃）在A管和B管之间，但在B管使用时要求功率降低70％。椭圆管有更高的出口温度相比一个同长度，流率和相同的截面面积的圆形管。
为了选择最佳的HX配置，许多因素必须考虑许多因素。比如：（a）服务水出口温度（b）需要运行的系统以及功率（c）该系统的初始成本。该管的研究成本和所需的动力运行系统具有单行HX和8.1米管长为A型和B管，发现成本几乎一半用于双列HX的系统中，而出口温度是相同的（表4）。此外，服务水的温度升高仅在双列的HX前排水和在后排没有增加温度，这可以在的服务水的温度轮廓双列HX型中呈现图14。研究B管时该温度变化两个质量流量是相同的。因此，初始的双列HX不被认为是一个良好的设计是因为运行成本几乎没有热增益。
为了增加出口温度，从而达到一个国内使用可接受的温度，加入2.7米的管到中前排（即在吸收侧）。图15-17目前的服务水管分别用长温线10.8米和流量500升/小时的A型管，椭圆横截面的B型管和管件。对于A型和B管（表4）温度增加2-3°。因此，加入2.7米到前排（即单列HX）比在后排增加8.1米有效，即双列HX。然而，泵功率和初始成本略有增加（图18）。
在所需功率的增加较低的B型管（0.4 W）相比A型管（3 W），B型管具有较大直径。对于这两种质量流量和10.8米的管长度，出口温度B型管比A型管低1度。类型的运行成本比B型管高5倍以上，但B型管的初始成本略比A型管（表4）高。对于有较低的初始成本优点的A型管系统，预计将很快超越高这些运行成本高的系统，总的来说，B型管系统比A型管系统更经济。
对于椭圆管而言，出口温度高于相同的长度和相同横截面积的圆形管（表4）。这可以归因于的区域与接触吸收表面较大，所需的功率相似的B型管，是因为平均服务水流速为类似在这两个管子中。使用椭圆管增加了出口温度通过1-3℃在没有任何与管式B对比增加了运行成本。然而，在初始成本椭圆管能否可用，这需要进一步调查。
在热交换系统中，温差时，冷和热流体之间被降低到低于6℃的热交换器配置都是可接受的[8]。在这项研究中，吸收温度（热源）之间的差异以及服务水出口温度（冷流体）减少到范围为2.1℃到6℃,如表4，不使用循环泵存储水。作为泵需要电力和维护，消除了循环泵，减少了初始和运行成本。
初始成本和运营成本也降到最低，减少服务水管长度，根据GertzosCaouris和Panidis[8],最优系统循环泵而言管长度是21.68米。然而,目前的研究表明服务可以减少水管长度10.8米,以及热量换热器产生一个可接受的温度差异吸收剂表面和水温的出口服务。吸收区和储水箱的体积，目前的研究和以往的研究是相同的[8.15]。因此,系统的初始成本和运行成本有所降低。
研究系统的倾角的影响,五个或更多的CFD模型已经开发不同收集器的角度。改变系统的类型30和60度和B管10.8米长度和流量500 升/小时以及650升/小时。结果显示(图18),有非常小的增加(0.02 C)收集器角时的出口温度从30到60,增加储存水平均温度为0.4℃。这导致增加储存水和传热吸收器之间的自然对流。但是,先前的研究[17]报道说的间接加热集成平板收集器污水增加,出口温度增加。本研究和以前的研究之间的差异是在本研究中所承担的吸收塔的温度恒定（热源是吸收剂），而在参考文[17]中，存储水的初始温度被认为是80℃(热源是存储水)。所增加的出口温度在参考文献[17]亦是由于增加之间的自然对流热传递系数储水和供水。
5 总结
本论文对不同的设计的换热器间接加热综合收集器存储太阳能热水器系统进行了研究。出口的增加服务使用了水温作为测量的热性能和所需要的力量操作系统是作为衡量运行成本。ANSYS 13.0-FLUENT软件被用来确定最优间接加热集成收集器存储的配置太阳能热水系统，这导致特定的系统使用变现k-ε和标准keu湍流模型而实验调查结果确定最佳可用模型中使用的换热器。使用keε实验和数值结果的区别在于模型使用keu高于模型。不同的差异表现在零(没有区别)和15%之间keε,和零至8.5keu模型百分比。因此，标准KEU模式是在热交换器使用。这项研究的结论是，10.8米长的椭圆单行HX和B型管给予了高度的服务出水温度（即是可以接受的用于换热器的设计），并与所需的相比较低的功率所研究的其他案件，在热效率的增加和在系统的初始和运行费用上已经显著减少。这是由于增加的出口温度，在的服务水管和长度的减少消除循环泵。本研究也发现角的收集器对换热器的影响可以忽略不计设计、出口温度的变化是很小的时候收集器的角度是不同的。