考慮環(huán)境風(fēng)時(shí)碟式太陽能熱發(fā)電系統(tǒng)用腔式吸熱器的熱性能模擬

王曉文，屠 楠*，方嘉賓，王馳宇，劉曉群，劉家琛

(1.西安工程大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，西安 710600；2.西安交通大學(xué)化學(xué)工程與技術(shù)學(xué)院，西安 710049)

0 引言

隨著碳達(dá)峰、碳中和戰(zhàn)略的提出，人們對(duì)清潔能源的關(guān)注度日益增長。太陽能熱發(fā)電技術(shù)憑借其高安全性、高電力品質(zhì)、可雙向連接電網(wǎng)等優(yōu)勢(shì)在構(gòu)建以新能源為主體的新型電力系統(tǒng)中扮演了重要角色[1-3]。在4種典型的太陽能熱發(fā)電技術(shù)中，碟式太陽能熱發(fā)電技術(shù)具有最高的熱電轉(zhuǎn)換效率，受到了國內(nèi)外諸多學(xué)者的關(guān)注和研究。

集熱系統(tǒng)是碟式太陽能熱發(fā)電系統(tǒng)的重要組成部分，而腔式吸熱器作為集熱系統(tǒng)的關(guān)鍵部件，其傳熱性能受到了國內(nèi)外學(xué)者的關(guān)注，并采用多種方法對(duì)其進(jìn)行了大量研究。Miroshnichenko等[4]對(duì)傾斜腔式吸熱器中的自然對(duì)流及壁面輻射特性進(jìn)行了數(shù)值模擬，結(jié)果顯示：吸熱器腔體傾角的增大會(huì)導(dǎo)致輻射換熱的減小。Rajendran等[5]總結(jié)了吸熱材料、流體工質(zhì)及換熱器的設(shè)計(jì)對(duì)腔體吸熱性能的影響。Uhlig等[6]提出了提高腔式吸熱器熱效率的有效策略。Slootweg等[7]開發(fā)了一種新的復(fù)雜幾何結(jié)構(gòu)的腔式吸熱器，大幅提高了其熱效率。Mohan 等[8]采用數(shù)值模擬的方法，將帶有玻璃窗口的梯形腔式吸熱器的上壁面設(shè)為恒溫，側(cè)面絕熱，底面玻璃處于第3類邊界條件(即規(guī)定了物體邊界與周圍流體間的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)和周圍流體的溫度)下，然后進(jìn)行了熱損失分析，并且分別使用了純導(dǎo)熱模型、純對(duì)流模型、導(dǎo)熱-輻射復(fù)合模型、對(duì)流-輻射復(fù)合模型研究腔式吸熱器的散熱性能。研究結(jié)果表明：梯形腔式吸熱器的對(duì)流損失在其總熱損失中的占比很小，相比于輻射熱損失，其可以被忽略。

綜上所述，以往對(duì)于腔式吸熱器的傳熱性能研究大多集中在吸熱器的結(jié)構(gòu)、材料、傳熱策略等方面，很少考慮吸熱器在實(shí)際運(yùn)行條件下的各類環(huán)境因素。因此，為了盡可能貼近實(shí)際運(yùn)行條件下的腔式吸熱器，本文利用光線追蹤和數(shù)值計(jì)算的方法，在考慮環(huán)境風(fēng)的情況下，針對(duì)不同工況時(shí)碟式太陽能熱發(fā)電系統(tǒng)用腔式吸熱器的熱性能進(jìn)行模擬，討論分析太陽高度角、環(huán)境風(fēng)風(fēng)向角、風(fēng)速及傳熱工質(zhì)進(jìn)口狀態(tài)對(duì)腔式吸熱器熱性能的影響。

1 模型構(gòu)建與條件設(shè)定

1.1 模型構(gòu)建

本文選用圓臺(tái)-圓柱形腔式吸熱器進(jìn)行研究。該吸熱器是由圓臺(tái)和圓柱組成的復(fù)合型吸熱器，圓柱和圓臺(tái)的旋轉(zhuǎn)母線長度均為80 mm；吸熱器的總高度為170 mm，開口直徑為120 mm；保溫層厚度為10 mm；螺旋盤管內(nèi)徑為10 mm，管壁厚度為1 mm。腔式吸熱器的物理模型如圖1所示。

圖1 腔式吸熱器的物理模型Fig. 1 Physical model of cavity receiver

利用光學(xué)軟件Tracepro建立集熱系統(tǒng)的光學(xué)模型，該光學(xué)模型包括光源、聚光鏡和腔式吸熱器，如圖2所示。光源選用圓形格點(diǎn)光源，光源的總寬度與聚光鏡的直徑相同，位于聚光鏡正上方3 m處，發(fā)出大量的隨機(jī)光線。聚光鏡呈旋轉(zhuǎn)拋物面形，其焦距f為1000 mm，開口半徑R為1154 mm，邊緣角為60°。按照實(shí)際工作情況，腔式吸熱器位于聚光鏡和光源之間，遮擋了部分光線。

圖2 集熱系統(tǒng)的光學(xué)模型Fig. 2 Optical model of heat collection system

利用Fluent軟件建立大氣環(huán)境下的腔式吸熱器傳熱模型，如圖3所示，由于尺寸變化等會(huì)對(duì)吸熱器的熱傳遞造成影響，因此將腔式吸熱器置于一個(gè)尺寸是其體積15倍的立方體空氣域中來模擬其真實(shí)的工作環(huán)境，腔式吸熱器的進(jìn)、出口延長至空氣域邊界并作絕熱處理來避免進(jìn)、出口管道造成的熱損失。除了外部空氣域，腔式吸熱器螺旋盤管管道內(nèi)也填充有內(nèi)流場(chǎng)作為傳熱工質(zhì)。

圖3 大氣環(huán)境下的腔式吸熱器傳熱模型Fig. 3 Heat transfer model of cavity receiver in atmospheric environment

1.2 條件設(shè)定

在TracePro軟件中，以圓形格點(diǎn)光源模擬太陽光，光源類型采用朗伯(Lambertian)光源，太陽半角為4.65 mrad，太陽輻照度為1000 W/m2，光線數(shù)量為106。聚光鏡反射率、螺旋盤管表面吸收率和腔體內(nèi)壁面反射率均設(shè)置為0.9[9]，可采用耐高溫玻璃鏡面來制造腔體，以達(dá)到鏡面反射特征；將光通量門檻設(shè)置為0.05。

利用Fluent軟件進(jìn)行腔式吸熱器的流動(dòng)傳熱模擬時(shí)，采用Laminar層流模型；吸熱器腔體內(nèi)部輻射模型采用S2S輻射模型，通過分離式求解器，設(shè)置為SIMPLE算法進(jìn)行壓力速度的耦合，為了保證計(jì)算精度，將動(dòng)量、能量等參數(shù)設(shè)置為二階迎風(fēng)格式。螺旋盤管入口設(shè)置為質(zhì)量流量入口，環(huán)境風(fēng)入口設(shè)置為速度入口，出口均設(shè)置為壓力出口，環(huán)境溫度設(shè)置為300 K。與大氣環(huán)境接觸的腔體壁面及螺旋盤管外壁面等，以耦合邊界條件實(shí)現(xiàn)耦合傳熱，熱邊界條件則是通過將光學(xué)模擬中得到的管外壁不均勻能流密度轉(zhuǎn)化為體熱源加載在管道外表面來實(shí)現(xiàn)。光學(xué)模擬得到的螺旋盤管外壁面能流密度分布情況如圖4所示。

圖4 螺旋盤管外壁面的能流密度分布圖Fig. 4 Distribution diagram of energy flow density on the outer wall of spiral coil

在材料選擇上，腔式吸熱器的保溫層材料選用石棉；螺旋盤管由紫銅制成；傳熱工質(zhì)是空氣，環(huán)境空氣設(shè)置為不可壓縮理想氣體。紫銅和石棉的熱物性參數(shù)分別如表1和表2所示，作為傳熱工質(zhì)的空氣的熱物性參數(shù)見參考文獻(xiàn)[10-11]。

表1 紫銅的熱物性參數(shù)Table 1 Thermophysical parameters of red copper

表2 石棉的熱物性參數(shù)Table 2 Thermophysical parameters of asbestos

2 模型及網(wǎng)格數(shù)無關(guān)性驗(yàn)證

2.1 模型驗(yàn)證

為了保證模擬結(jié)果的準(zhǔn)確性，本文分別對(duì)建立的光學(xué)模型和用于模擬流動(dòng)傳熱的Laminar層流模型進(jìn)行了驗(yàn)證。

光學(xué)模擬方面，建立了與文獻(xiàn)[12]相同的聚光鏡尺寸和模擬光源，并對(duì)比了本文光學(xué)模型模擬的焦平面熱流分布與文獻(xiàn)[12]理論計(jì)算得到的結(jié)果，如圖5所示。

圖5 兩個(gè)模型得到的焦平面熱流分布對(duì)比Fig. 5 Comparison of heat flux distribution in the focal plane obtained by two models

通過圖5可以發(fā)現(xiàn)；本文光學(xué)模型的模擬結(jié)果與文獻(xiàn)[12]的理論計(jì)算結(jié)果的吻合度較好，最大誤差僅為4.1%。

流動(dòng)傳熱模擬方面，為了驗(yàn)證本文腔式吸熱器傳熱數(shù)值模擬的可靠性，構(gòu)建了與文獻(xiàn)[11]實(shí)驗(yàn)中幾何尺寸相同的碟式太陽能熱發(fā)電系統(tǒng)的集熱系統(tǒng)，材料的熱物性參數(shù)設(shè)置也相同。本文Laminar層流模型模擬得到的管內(nèi)空氣溫度變化趨勢(shì)和文獻(xiàn)[11]實(shí)驗(yàn)所得的結(jié)果對(duì)比如圖6所示。

圖6 兩個(gè)模型得到的管內(nèi)空氣溫度變化趨勢(shì)對(duì)比Fig. 6 Comparison of trend of air temperature changes inside the pipe obtained by two models

通過圖6可以看出：兩條曲線的吻合度較好，最大誤差為6.4%。

綜上可知，本文的光學(xué)模型和用于模擬流動(dòng)傳熱的Laminar層流模型具有較好的可靠性。

2.2 網(wǎng)格數(shù)無關(guān)性驗(yàn)證

在進(jìn)行有限元計(jì)算時(shí)，整體計(jì)算域采用四面體非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，需將腔式吸熱器外部的空氣區(qū)域的網(wǎng)格設(shè)置的較為稀疏，而將腔式吸熱器的螺旋盤管和腔體內(nèi)部的網(wǎng)格設(shè)置的較為細(xì)密，以保證數(shù)據(jù)傳遞的準(zhǔn)確率。對(duì)比了整體計(jì)算域4種不同網(wǎng)格數(shù)時(shí)腔式吸熱器的總熱損失的變化，如表3所示。

表3 不同網(wǎng)格數(shù)時(shí)腔式吸熱器的總熱損失對(duì)比Table 3 Comparison of total heat loss of cavity receiver with different grid numbers

從表3可以看出：雖然隨著整體計(jì)算域網(wǎng)格數(shù)的不斷增多，計(jì)算得到的腔式吸熱器總熱損失在不斷降低，但當(dāng)網(wǎng)格數(shù)為4153162個(gè)時(shí)計(jì)算得到的腔式吸熱器總熱損失與網(wǎng)格數(shù)為3066441個(gè)時(shí)計(jì)算得到的結(jié)果僅相差1.35%。這說明當(dāng)網(wǎng)格數(shù)增加到一定數(shù)量后，即使再繼續(xù)增加網(wǎng)格數(shù)也不會(huì)對(duì)總熱損失的計(jì)算結(jié)果產(chǎn)生太大影響。因此，為了兼顧計(jì)算速度和準(zhǔn)確度，最終采用的網(wǎng)格數(shù)為3066441個(gè)。

3 結(jié)果與分析

3.1 太陽高度角的影響

在實(shí)際安裝碟式太陽能熱發(fā)電系統(tǒng)中的集熱系統(tǒng)時(shí)，為了盡可能提高腔式吸熱器對(duì)太陽能的利用率，需要使太陽光垂直入射到腔式吸熱器內(nèi)。因此，腔式吸熱器的傾斜角度需要根據(jù)太陽高度角進(jìn)行調(diào)整，使其與太陽高度角相同。為了探究太陽高度角對(duì)腔式吸熱器熱性能的影響，本文選取4種典型的太陽高度角進(jìn)行模擬分析。

3.1.1 太陽高度角的計(jì)算

太陽高度角是指地球上某個(gè)地點(diǎn)的太陽光入射方向與地平面的夾角。不同地點(diǎn)、不同時(shí)間的太陽高度均不相同。為了方便對(duì)比分析，本文選取陜西省西安市一年中的春分、秋分、夏至和冬至這4個(gè)節(jié)氣12:00時(shí)的太陽高度角進(jìn)行模擬。

太陽高度角θ的計(jì)算式可表示為：

式中：φ為當(dāng)?shù)氐乩砭暥龋?°)；δ為赤緯角，(° )；h為地方時(shí)角，(° )。

赤緯角的計(jì)算式可表示為：

式中：N為一年中任意一天的時(shí)間序號(hào)。

地方時(shí)角可表示為：

式中：St為真太陽時(shí)。

根據(jù)上述公式，最終得出4個(gè)節(jié)氣的太陽高度角，具體如表4所示。

表4 4個(gè)節(jié)氣的太陽高度角Table 4 Solar elevation angle of four solar terms

3.1.2 不同太陽高度角下的腔式吸熱器熱性能

不同節(jié)氣下(即不同太陽高度角下)腔式吸熱器的各項(xiàng)熱損失及光熱轉(zhuǎn)換效率如圖7所示。

圖7 不同節(jié)氣下腔式吸熱器的各項(xiàng)熱損失及光熱轉(zhuǎn)換效率Fig. 7 Various heat losses and photothermal conversion efficiency of cavity receiver under different solar terms

從圖7可以看出：腔式吸熱器的輻射熱損失受太陽高度角的影響不大，而因空氣密度變化引起的對(duì)流熱損失則受太陽高度角的影響較為明顯。夏至日時(shí)太陽高度角最大，腔式吸熱器的對(duì)流熱損失最低，為55.566 W；冬至日的太陽高度角最小，腔式吸熱器的對(duì)流熱損失卻最高，為94.730 W。這是因?yàn)樵谇皇轿鼰崞鞴ぷ鲿r(shí)，腔體內(nèi)的空氣被逐漸加熱，熱空氣開始向上運(yùn)動(dòng)，當(dāng)太陽高度角較小(即吸熱器傾斜角較小)時(shí)，隨著熱空氣越來越多，其會(huì)從吸熱器出口溢出，造成對(duì)流熱損失。相比之下，太陽高度角較大(即吸熱器傾斜角較大)時(shí)會(huì)減少熱空氣的溢出，從而減少了對(duì)流熱損失。與之對(duì)應(yīng)，夏至日時(shí)腔式吸熱器的光熱轉(zhuǎn)換效率最高，為81.92%。在后續(xù)模擬中，均采用夏至日的太陽高度角進(jìn)行模擬。

3.2 不同風(fēng)向?qū)η皇轿鼰崞鳠嵝阅艿挠绊?/h3>

由于腔式吸熱器在實(shí)際運(yùn)行過程中處在室外，外部環(huán)境風(fēng)不可避免會(huì)對(duì)其熱性能造成一定程度的影響。為了探究不同風(fēng)向?qū)η皇轿鼰崞鳠嵝阅艿挠绊懀疚倪x取不同風(fēng)向的環(huán)境風(fēng)進(jìn)行模擬。環(huán)境風(fēng)風(fēng)向俯視示意圖如圖8所示，圖中將腔式吸熱器中軸線與環(huán)境風(fēng)的夾角α定義為風(fēng)向角，以風(fēng)向角的大小表征風(fēng)向的變化。

圖8 環(huán)境風(fēng)風(fēng)向俯視示意圖Fig. 8 Top view schematic diagram of environmental wind direction

本文選取了風(fēng)向角分別為 0°、45°、90°、135°、180°時(shí)的情況進(jìn)行模擬分析。不同風(fēng)向角對(duì)腔式吸熱器熱性能的影響結(jié)果如圖9所示。

圖9 不同風(fēng)向角對(duì)腔式吸熱器熱性能的影響Fig. 9 Influence of different wind directions on thermal performance of cavity receiver

從圖9a可以看出：在同一風(fēng)速下，風(fēng)向角從0°向180°變化時(shí)，腔式吸熱器的熱損失呈現(xiàn)出先減小再增大的趨勢(shì)；在風(fēng)向角為135°時(shí)，腔式吸熱器的熱損失達(dá)到最低。同時(shí)，隨著風(fēng)速的增大，135°風(fēng)向角和其他風(fēng)向角下的熱損失差值也在逐漸增大。例如，當(dāng)風(fēng)速為2 m/s時(shí)，不同風(fēng)向角下的熱損失最大差值為45.987 W；而當(dāng)風(fēng)速增大到10 m/s時(shí)，這個(gè)差值也隨之增大到了171.527 W。

從圖9b可以看出：不同風(fēng)向角下腔式吸熱器的光熱轉(zhuǎn)換效率的變化規(guī)律與圖9a恰恰相反。

由于吸熱器傾斜角的存在，當(dāng)側(cè)向風(fēng)吹向腔式吸熱器時(shí)，不同風(fēng)向的環(huán)境風(fēng)會(huì)或多或少地通過吸熱器入口進(jìn)入腔體，對(duì)原本穩(wěn)定的腔內(nèi)溫度場(chǎng)造成了擾動(dòng)，之后腔體內(nèi)的溫度場(chǎng)再次穩(wěn)定。但是在自然對(duì)流影響下，靠近吸熱器出口位置的空氣不斷溢出，從而造成了對(duì)流熱損失，這也決定了對(duì)流熱損失的大小與腔體內(nèi)部靠近出口位置的空氣溫度有關(guān)。風(fēng)速為10 m/s時(shí)，不同風(fēng)向角下的腔式吸熱器剖面溫度云圖如圖10所示。

圖10 風(fēng)速為10 m/s時(shí)，不同風(fēng)向角下的腔式吸熱器剖面溫度云圖Fig. 10 Temperature cloud map of cavity receiver profile at different wind directions when wind speed is 10 m/s

從圖10可以看出：在0°和45°風(fēng)向角下，吸熱器腔體內(nèi)的溫度場(chǎng)較為均勻，這是因?yàn)樵谶@兩個(gè)風(fēng)向下，腔式吸熱器入口具有相對(duì)較大的迎風(fēng)面積，使大量的環(huán)境風(fēng)進(jìn)入腔體內(nèi)部，從而對(duì)整個(gè)腔體內(nèi)的熱空氣造成了擾動(dòng)，最終形成新的溫度場(chǎng)；且靠近腔式吸熱器出口位置的空氣溫度相對(duì)較高，因此從出口溢出了較高溫度的空氣，從而造成了較大的對(duì)流熱損失。當(dāng)風(fēng)向角超過90°時(shí)，腔式吸熱器入口的直接迎風(fēng)面積為零，環(huán)境風(fēng)無法或只有少量能進(jìn)入腔體內(nèi)部進(jìn)行擾動(dòng)，此時(shí)環(huán)境風(fēng)的作用主要在于不斷的將吸熱器出口處的空氣帶走，加速腔體內(nèi)部的自然對(duì)流。隨著風(fēng)向角的增大，可以明顯觀察到靠近出口位置冷空氣的面積逐漸擴(kuò)大，從而使對(duì)流熱損失逐漸減少。但在135°風(fēng)向角下，腔體底部還存在未被影響的高溫區(qū)域，所以該風(fēng)向角下的腔式吸熱器具有最小的對(duì)流熱損失。而在180°風(fēng)向角下，吸熱器腔體內(nèi)無法形成穩(wěn)定的高溫區(qū)域，進(jìn)而又增加了整個(gè)腔體的對(duì)流熱損失。

3.3 不同風(fēng)速對(duì)腔式吸熱器熱性能的影響

在實(shí)際情況中，環(huán)境風(fēng)的風(fēng)速不是一成不變的。為了探究風(fēng)速對(duì)腔式吸熱器熱性能的影響，本文選取了2、4、6、8、10 m/s的風(fēng)速進(jìn)行模擬。

不同風(fēng)速對(duì)腔式吸熱器熱性能的影響如圖11所示。

圖11 不同風(fēng)速對(duì)腔式吸熱器熱性能的影響Fig. 11 Influence of different wind speeds on thermal performance of cavity receiver

從圖11可以看出：對(duì)于同一風(fēng)向角，隨著風(fēng)速的不斷增大，腔式吸熱器的熱損失呈現(xiàn)逐漸增大的趨勢(shì)，而其光熱轉(zhuǎn)換效率的變化規(guī)律與之相反。從上文可知，環(huán)境風(fēng)對(duì)于腔式吸熱器的影響主要在于兩個(gè)方面，一是進(jìn)入腔體內(nèi)部對(duì)其腔內(nèi)空氣進(jìn)行擾動(dòng)，進(jìn)而影響腔式內(nèi)部溫度分布；二是帶走腔式吸熱器出口處的空氣，造成對(duì)流熱損失。無論環(huán)境風(fēng)對(duì)腔式吸熱器的影響側(cè)重于哪一方面，風(fēng)速的增大都會(huì)增大其擾動(dòng)效果或加快對(duì)流進(jìn)程，最終都會(huì)導(dǎo)致腔式吸熱器熱損失增大。同時(shí)可以看到，在0°和45°風(fēng)向角下，腔式吸熱器熱損失受風(fēng)速影響較大，而其余風(fēng)向角下受風(fēng)速影響較小。當(dāng)風(fēng)速從2 m/s增大到10 m/s時(shí)，在0°和45°風(fēng)向角下，腔式吸熱器熱損失分別增大了284.055、294.043 W，而其余3個(gè)風(fēng)向角下，熱損失增大量依次為204.714、160.799和193.963 W。這說明腔式吸熱器對(duì)于0°和45°風(fēng)向角的風(fēng)速變化較為敏感，主要是由于這兩個(gè)風(fēng)向角下的迎風(fēng)面積較大導(dǎo)致的。

3.4 傳熱工質(zhì)入口狀態(tài)對(duì)腔體吸熱器熱性能的影響

在腔式吸熱器運(yùn)行過程中，除了外部流場(chǎng)會(huì)對(duì)其熱性能造成影響外，其內(nèi)部流動(dòng)的傳熱工質(zhì)的不同狀態(tài)也會(huì)影響到其整體性能。為了探究這一因素的影響規(guī)律，本文通過改變傳熱工質(zhì)的入口狀態(tài)來進(jìn)行模擬研究。

3.4.1 傳熱工質(zhì)進(jìn)口流量的影響

當(dāng)環(huán)境風(fēng)風(fēng)向角為0°、風(fēng)速為2 m/s、傳熱工質(zhì)進(jìn)口溫度為300 K時(shí)，傳熱工質(zhì)進(jìn)口流量對(duì)腔式吸熱器熱性能的影響如圖12所示。

圖12 傳熱工質(zhì)進(jìn)口流量對(duì)腔式吸熱器熱性能的影響Fig. 12 Influence of heat transfer working fluid inlet flowrate on cavity receiver thermal performance

從圖12a可以看出：傳熱工質(zhì)進(jìn)口流量的不斷增大使腔式吸熱器的各項(xiàng)熱損失都隨之降低，比如，吸熱器的總熱損失從0.01 kg/s時(shí)的212.261 W降低至0.06 kg/s時(shí)的91.497 W。這是由于傳熱工質(zhì)流量的增大加快了傳熱工質(zhì)與管壁的對(duì)流換熱，使更多的熱量被傳熱工質(zhì)帶走，進(jìn)而減少了損失的熱量。

從圖12b可以看出：進(jìn)口流量的增大也會(huì)降低傳熱工質(zhì)在腔式吸熱器出口處的溫度，使腔式吸熱器的光熱轉(zhuǎn)換效率得到了提高，從0.01 kg/s時(shí)的80.31%增大到0.06 kg/s時(shí)的83.22%。但是進(jìn)口流量的改變對(duì)腔式吸熱器光熱轉(zhuǎn)換效率的影響并不顯著，當(dāng)進(jìn)口流量超過0.04 kg/s后對(duì)腔式吸熱器的熱性能影響不大。

3.4.2 傳熱工質(zhì)進(jìn)口溫度的影響

當(dāng)環(huán)境風(fēng)的風(fēng)向角為0°、風(fēng)速為2 m/s、傳熱工質(zhì)進(jìn)口流量為0.01 kg/s時(shí)，傳熱工質(zhì)進(jìn)口溫度對(duì)腔式吸熱器熱性能的影響如圖13所示。

圖13 傳熱工質(zhì)進(jìn)口溫度對(duì)腔式吸熱器熱性能的影響Fig. 13 Influence of heat transfer working fluid inlet temperature on cavity receiver thermal performance

從圖13a可以看出：傳熱工質(zhì)進(jìn)口溫度的不斷升高使腔式吸熱器的各項(xiàng)熱損失都隨之增大，總熱損失從300 K時(shí)的212.261 W增長至425 K時(shí)的298.314 W。這是由于傳熱工質(zhì)溫度的增大減小了傳熱工質(zhì)與管壁的溫度差，進(jìn)而使兩者的換熱作用減少；另外，進(jìn)口溫度的提高會(huì)使管壁溫度提高，造成管壁與空氣之間溫差增大，從而增加了熱量損失。

從圖13b可看出：進(jìn)口溫度的提高會(huì)使傳熱工質(zhì)在腔式吸熱器出口處的溫度增加，而腔式吸熱器的光熱轉(zhuǎn)換效率卻由300 K時(shí)的80.314%降低至425 K時(shí)的78.244%，且這個(gè)變化規(guī)律幾乎是線性的。

4 結(jié)論

為了貼近碟式太陽能熱發(fā)電系統(tǒng)中集熱系統(tǒng)腔式吸熱器的實(shí)際運(yùn)行情況，本文分析了太陽高度角、環(huán)境風(fēng)風(fēng)速、風(fēng)向及傳熱工質(zhì)進(jìn)口狀態(tài)等因素對(duì)腔式吸熱器熱性能的影響，得出結(jié)論如下：

1)在本文選取的4個(gè)典型日中，夏至日時(shí)太陽高度角最大，腔式吸熱器的對(duì)流熱損失最低，為55.566 W；冬至日時(shí)的太陽高度角最小，腔式吸熱器的對(duì)流熱損失卻最高，為94.730 W。這說明了太陽高度角(即吸熱器傾斜角)越小，腔式吸熱器的熱損失越大。

2)隨著環(huán)境風(fēng)風(fēng)向角的增大，無論風(fēng)速如何，腔式吸熱器的熱損失都呈現(xiàn)先減小后增大的趨勢(shì)，當(dāng)風(fēng)向角為135°時(shí)其熱損失最小，風(fēng)向角小于45°時(shí)的熱損失較大。

3)隨著環(huán)境風(fēng)風(fēng)速的增大，無論風(fēng)向如何，腔式吸熱器的熱損失都隨之增大；且0°和45°風(fēng)向角下的腔式吸熱器對(duì)于風(fēng)速變化較為敏感。

4)傳熱工質(zhì)進(jìn)口流量的增加會(huì)降低腔式吸熱器的各項(xiàng)熱損失，并降低傳熱工質(zhì)的出口溫度，同時(shí)會(huì)提高腔式吸熱器的光熱轉(zhuǎn)換效率，但隨著進(jìn)口流量的不斷增加，其影響幅度減弱；傳熱工質(zhì)進(jìn)口溫度的增加則會(huì)增大腔式吸熱器的各項(xiàng)熱損失，使傳熱工質(zhì)出口溫度升高，腔式吸熱器的光熱轉(zhuǎn)換效率減小，且這個(gè)變化規(guī)律幾乎呈線性。