王 亮， 滿 意

（山東建筑大學(xué) 熱能工程學(xué)院， 山東 濟(jì)南 250101）

0 前言

我國屬于太陽能資源豐富的國家， 全國總面積2/3 以上地區(qū)的年日照時數(shù)大于2 000 h，太陽輻射總量高于 5 000 MJ/（m2·a）。 性能良好的集熱器、高效的儲熱裝置，以及科學(xué)合理地設(shè)計供熱系統(tǒng)是實(shí)現(xiàn)規(guī)?；柲軣崂玫年P(guān)鍵技術(shù)[1]。 太陽能空氣集熱器在建筑節(jié)能領(lǐng)域的應(yīng)用范圍廣泛。冬季，可以利用太陽能空氣集熱器向室內(nèi)進(jìn)行供暖；夏季，可以利用太陽能空氣集熱器遮擋部分墻面，減少建筑物對于太陽輻射能的吸收[2]。

對了提高太陽能空氣集熱器的集熱效率，學(xué)者們對其進(jìn)行了大量的研究和改進(jìn)。 具體包括設(shè)計出直通式多根真空管空氣集熱器；利用波紋板、拋物線板太陽能空氣集熱器代替?zhèn)鹘y(tǒng)平板太陽能空氣集熱器[3]～[5]；采用雙流道、蛇形流道，以及在空氣流道內(nèi)加入折流板[6]～[8]。 其中，在集熱器中加入折流板能夠增加空氣的吸熱面積、 增強(qiáng)吸熱板和折流板對空氣的擾流作用， 以提升太陽能空氣集熱器的集熱效率[9]～[12]。

為了提高太陽能空氣集熱器的集熱效率、降低其壓力損失， 本文設(shè)計出一種雙風(fēng)道折形折流板式太陽能空氣集熱器 （以下簡稱為雙風(fēng)道集熱器），該集熱器中的蓋板、折流板和吸熱板形成了蛇形流道， 該蛇形流道不僅增加了該集熱器內(nèi)部的空氣流量， 又增強(qiáng)了該集熱器內(nèi)部的空氣擾流狀況，并且在該集熱器中能夠?qū)π隆⒒仫L(fēng)的流量進(jìn)行配比，這樣既可以保證風(fēng)量，又降低了集熱器的壓力損失，并且充分地利用了室內(nèi)回風(fēng)，降低了能源浪費(fèi)。 本文首先在相同環(huán)境溫度和進(jìn)口速度條件下，對單風(fēng)道折形折流板式空氣集熱器（以下簡稱為單風(fēng)道集熱器）進(jìn)行全新、回風(fēng)對比計算；然后，對比分析雙風(fēng)道集熱器的全新、回風(fēng)，以及新、回風(fēng)混合時的集熱效率；最后，對比分析不同進(jìn)口空氣速度條件下， 雙風(fēng)道集熱器的集熱效率和壓力損失的變化趨勢。

1 新型集熱器物理模型

圖1 雙風(fēng)道集熱器的物理模型圖Fig.1 Physics model diagram of double duct collector

雙風(fēng)道集熱器的物理模型如圖1 所示。 由圖1 可知，空氣風(fēng)道分上、下兩層。 其中，上風(fēng)道由PC（聚碳酸酯）蓋板和吸熱板組成，該風(fēng)道內(nèi)有6個折形折流板，每個折流板由8 片鋁板組成，折形角度均為60°，折流板的材料與吸熱板相同，均為鋁，吸熱板與折流板上均有選擇性吸收涂層，材料均為鋁氮鋁[12]；下風(fēng)道由吸熱板與隔熱層組成，共分2 個區(qū)，左側(cè)區(qū)域?yàn)樾嘛L(fēng)區(qū)域，該區(qū)域的寬度為200 mm，其內(nèi)有6 個直形折流板；右側(cè)區(qū)域?yàn)榛仫L(fēng)區(qū)域，寬度為800 mm，該區(qū)域內(nèi)有6 個折形折流板，尺寸、角度均與上層折形折流板相同。 空氣在上、下風(fēng)道內(nèi)均作蛇形流動，上、下層空氣進(jìn)出口尺寸均為150 mm×30 mm。

在雙風(fēng)道集熱器中，PC 蓋板與吸熱板的長度均為2 276.80 mm，寬度均為1 000 mm，其中PC蓋板的厚度為4 mm，吸熱板的厚度為3 mm；折形折流板的長度為200 mm，寬度為50 mm，厚度為3 mm； 直形折流板的長度為150 mm， 寬度為50 mm，厚度為3 mm。

2 控制方程與邊界條件

2.1 模型控制方程與計算假設(shè)

空氣在集熱器風(fēng)道內(nèi)流動狀態(tài)可視為常物性流體穩(wěn)態(tài)流動，其控制方程除了連續(xù)性方程、動量方程、 能量方程、K 方程和 ε 方程之外， 還包括Realizable k-ε 方程[13]，[14]。Realizable k-ε 模型為湍流流體的粘性增加了一個限制公式， 并為流體的耗散率增加了一個傳輸方程，對流體的旋轉(zhuǎn)流動、流動分離以及復(fù)雜二次流都有更好的解釋[15]，所以本文湍流計算模型選用Realizable k-ε 模型。

Realizable k-ε 方程的表達(dá)式為

式中：ρ 為流體密度；K 為流體紊動能；uj為流體豎直方向上的速度分量；μ 為分子黏性系數(shù)；μt為混合長度為l 的分子黏性系數(shù)；ε 為流體紊動能耗散率；σk，σε為流體湍動能 K 和紊動能耗散率 ε的湍流普朗特數(shù)；Pk，Pb分別為平均速度梯度和浮力產(chǎn)生的湍動能；Yk為可壓縮湍動脈動膨脹對總耗散率的影響參數(shù)；Sk，Sε均為源項(xiàng)；ν 為流體運(yùn)動粘 性 系 數(shù)；C1ε，C2ε，C3ε均 為 常 數(shù) ，C1ε=1.41～1.45，C2ε=1.91～1.92，C3ε=0.07～0.09。

空氣在雙風(fēng)道集熱器風(fēng)道內(nèi)作蛇形流動，對此本文提出以下計算假設(shè)條件：①忽略上、下層空氣進(jìn)、出口處因摩擦阻力而產(chǎn)生的熱量損失；②忽略由理論計算和軟件計算引起的空氣流量細(xì)微偏差；③折流板與吸熱板之間的導(dǎo)熱效果良好；④空氣在集熱器風(fēng)道內(nèi)流動時， 其物性參數(shù)不隨溫度變化而變化，并且集熱器中無空氣泄露；⑤忽略集熱器的背部及四周向外界的散熱， 只考慮PC 蓋板與外界環(huán)境之間的輻射、對流換熱損失。

由于折流板與吸熱板之間存在導(dǎo)熱作用，但折流板的厚度遠(yuǎn)小于自身的高度， 導(dǎo)致吸熱板的溫度略高于折流板，因此在模擬計算時，須考慮折流板的縱向?qū)帷?/p>

2.2 邊界條件設(shè)定與求解方法

根據(jù)上述模型條件，并參照文獻(xiàn)[12]的計算方法，利用CFD 軟件的前處理器GAMBIT 對雙風(fēng)道集熱器模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分， 網(wǎng)格格式為Tgrid四面體非結(jié)構(gòu)性網(wǎng)格， 以集熱器的集熱效率作為衡量標(biāo)準(zhǔn)， 逐漸調(diào)整網(wǎng)格數(shù)量以監(jiān)測網(wǎng)格質(zhì)量對雙風(fēng)道集熱器集熱效率的影響。 網(wǎng)格無關(guān)性檢查結(jié)果結(jié)果如圖2 所示。由圖2 可知，當(dāng)網(wǎng)格數(shù)超過60 萬時， 雙風(fēng)道集熱器的集熱效率變化得不明顯。綜合考慮計算精度與計算量，本文集熱器模型的網(wǎng)格數(shù)取60 萬。

圖2 網(wǎng)格無關(guān)性檢查結(jié)果Fig.2 Grid independence check

模擬時間為 3 月 1 日 12：00， 氣象條件采用標(biāo)準(zhǔn)氣象年TMY 數(shù)據(jù)，模擬地點(diǎn)為東經(jīng)117°，北緯36°4′，時區(qū)為東八區(qū)。 在模擬過程中，設(shè)置雙風(fēng)道集熱器的進(jìn)口為速度邊界條件， 出口為壓力邊界條件。 大氣透明度p 的計算式為[16]

式中：h 為太陽高度角；φ 為當(dāng)?shù)鼐暥冉?；?為赤緯角；ω 為時角。

其中，赤緯角δ 與時角ω 的計算式分別為[16]

式中：D 為一年的第幾天；n 為時間，取 0～24 h。

通過計算得到h 約為46°。

太陽方位角As的計算式為[16]

通過計算得到cosAs約為1，即太陽方位角As約為0°。

雙風(fēng)道集熱器的邊界條件：PC 蓋板設(shè)置為對流、輻射混合（mixed）邊界條件，PC 蓋板附近的介質(zhì)為半透明介質(zhì)（semi-transparent），吸收率和透過率分別為0.06，0.83，折射系數(shù)為1.5；吸熱板、折流板均設(shè)置為流固耦合（couple）邊界條件，吸熱板、折流板附近的介質(zhì)均為不透明介質(zhì)（opacity），吸收率和發(fā)射率分別為0.9，0.08；保溫層與外殼均設(shè)置為絕熱邊界條件（wall），保溫層與外殼附近的介質(zhì)均為不透明介質(zhì)[12]。

本文的模擬計算過程采用三維雙精度壓力基以及輻射模型DO 中的solar 計算器進(jìn)行計算，基本算法采用SIMPLE，Energy、動量以及DO 參數(shù)，模型采用二階迎風(fēng)差分格式進(jìn)行離散[12]。

空氣集熱器的光熱轉(zhuǎn)換效率為被加熱空氣所得到的能量與照射到集熱器表面的太陽輻射之比，它是評價空氣集熱器性能優(yōu)劣的重要指標(biāo)[17]?？諝饧療崞骷療嵝师?的計算式為

式中：m 為空氣質(zhì)量流量；Cp為空氣定壓比熱容；T0，Ti分別為空氣進(jìn)、 出口溫度；Ac為集熱器集熱面積；GT為集熱器吸收到的太陽輻射量。

3 單風(fēng)道折形折流板式集熱器模擬結(jié)果與分析

在模擬計算之前， 先對模擬計算進(jìn)行實(shí)驗(yàn)對比驗(yàn)證。 文獻(xiàn)[11]采用實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證手段，文獻(xiàn)[12]采用模擬計算方法，對比文獻(xiàn)[11]，[12]可知，隨著介質(zhì)流量逐漸增加， 模擬計算與實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證手段得出的結(jié)論相同。 具體的結(jié)論：單風(fēng)道集熱器進(jìn)、出口溫度差逐漸下降， 集熱效率與熱遷移因子逐漸上升，由此可證明本文模擬計算方法的可行性。

為了分析雙風(fēng)道集熱器的優(yōu)勢， 需要先對全新風(fēng)和全回風(fēng)工況下， 單風(fēng)道集熱器的溫度分布情況進(jìn)行模擬計算。設(shè)定環(huán)境溫度為273 K。由于全新風(fēng)進(jìn)口空氣會受到風(fēng)機(jī)等因素的影響， 導(dǎo)致單風(fēng)道集熱器進(jìn)口溫度與外界環(huán)境溫度存在一定的溫度差，因此設(shè)定全新風(fēng)工況下，該集熱器的進(jìn)口溫度為278 K。 全回風(fēng)工況下，單風(fēng)道集熱器進(jìn)口溫度設(shè)定為291 K，空氣進(jìn)口速度設(shè)定為2 m/s。

全新風(fēng)、全回風(fēng)工況下，單風(fēng)道集熱器的溫度分布圖如圖3 所示。

圖3 全新風(fēng)、全回風(fēng)工況下，單風(fēng)道集熱器的溫度分布圖Fig.3 Temperature distribution diagram of all fresh and return air single duct collector

由圖3（a）可知，空氣在單風(fēng)道集熱器的風(fēng)道中作蛇形流動時，溫度不斷上升，但空氣與吸熱板以及折流板之間的換熱強(qiáng)度不斷降低， 這與文獻(xiàn)[12]的分析結(jié)果相似，但本文的單風(fēng)道集熱器的空氣出口溫度約為338.29 K，低于文獻(xiàn)[12]中的空氣出口溫度， 這是由于室外環(huán)境溫度不同， 導(dǎo)致PC 蓋板與外界環(huán)境之間的輻射換熱量， 以及PC蓋板與外界空氣之間的對流換熱量逐漸增大，集熱器蓋板向外界環(huán)境的散熱量逐漸增強(qiáng)， 最終導(dǎo)致單風(fēng)道集熱器的空氣出口溫度較低。此外，在上述工況下，利用式（3）得到，單風(fēng)道集熱器的集熱效率約為53.35%。

由圖3（b）可知，全回風(fēng)工況下，單風(fēng)道集熱器的空氣進(jìn)口溫度比全新風(fēng)工況高， 并且與外界環(huán)境溫度之間的溫度差較大， 導(dǎo)致蓋板向外界環(huán)境的散熱量較高； 單風(fēng)道集熱器空氣進(jìn)口溫度與吸熱板、折流板之間的溫度差較低，導(dǎo)致空氣從吸熱板吸收到的熱量較少， 該集熱器空氣出口溫度的上升幅度低于全新風(fēng)工況。經(jīng)計算得出，當(dāng)單風(fēng)道集熱器空氣出口溫度約為346.56 K 時，該集熱器的集熱效率約為49.17%。 對比全回風(fēng)工況和全新風(fēng)工況下的計算結(jié)果可知， 單風(fēng)道集熱器的集熱效率與其空氣進(jìn)口溫度有關(guān)， 當(dāng)空氣進(jìn)口溫度較小時，空氣與吸熱板之間的換熱溫差較大，二者之間的換熱效果較好， 且吸熱板與外界環(huán)境之間的溫度差較小， 使得吸熱板向外界環(huán)境的散熱量較小，最終導(dǎo)致該集熱器的集熱效率較高。

4 雙風(fēng)道折形折流板式集熱器模擬結(jié)果與分析

4.1 全新風(fēng)工況的模擬計算結(jié)果與分析

雙風(fēng)道集熱器溫度分布情況的模擬方法與單風(fēng)道集熱器相同。 對雙風(fēng)道集熱器進(jìn)行全新風(fēng)工況數(shù)值模擬時，設(shè)定其上、下層空氣的進(jìn)口溫度均為278 K， 為保證空氣的體積流量與單風(fēng)道集熱器相同，設(shè)定上層空氣進(jìn)口速度為1 m/s，下層左側(cè)空氣進(jìn)口速度為0.2 m/s，下層右側(cè)空氣進(jìn)口速度為0.8 m/s，外界環(huán)境溫度為273 K。

圖4 全新風(fēng)工況下，雙風(fēng)道集熱器的溫度分布圖Fig.4 Temperature distribution diagram of all fresh air double duct collector

全新風(fēng)工況下， 雙風(fēng)道集熱器的溫度分布圖如圖4 所示。由圖4 可以看出，上風(fēng)道中的空氣與外界環(huán)境之間存在對流換熱和熱輻射， 導(dǎo)致上層空氣出口溫度略低；對于下層左側(cè)風(fēng)道中的空氣，由于該風(fēng)道的橫截面積較小，且折流板為直形，導(dǎo)致空氣從吸熱板和折流板吸收的熱量較少，最終使得空氣的出口溫度較低；對于下層右側(cè)風(fēng)道中的空氣， 由于該風(fēng)道中折形折流板的接觸面積較大，使得空氣吸收到的熱量較為充分，并且由于底部隔熱層的作用， 導(dǎo)致下層右側(cè)風(fēng)道的空氣出口溫度高于上風(fēng)道和下層左側(cè)風(fēng)道的空氣出口溫度。 通過計算得到， 上風(fēng)道空氣出口溫度約為346.83 K，下層左、右側(cè)風(fēng)道空氣出口溫度分別約為323.85，349.70 K，此工況下雙風(fēng)道集熱器的集熱效率約為59.89%。

圖5 為全新風(fēng)工況下， 雙風(fēng)道集熱器中吸熱板、折流板的溫度分布圖。

圖5 全新風(fēng)工況下，雙風(fēng)道集熱器中吸熱板、折流板的溫度分布圖Fig.5 Temperature distribution diagram of absorb and baffle plate of all fresh air

由圖5 可知，吸熱板的溫度略高于折流板，由于雙風(fēng)道集熱器為分區(qū)式集熱器， 左側(cè)吸熱板的平均溫度約為344.41 K， 右側(cè)吸熱板的平均溫度約為367.43 K； 上層折流板的平均溫度約為365.79 K，下層左側(cè)、右側(cè)折流板的平均溫度分別約為330.79，358.29 K， 說明吸熱板與折流板之間存在熱傳導(dǎo)，并且在折流板的縱向也存在熱傳導(dǎo)。

4.2 全回風(fēng)工況的模擬計算結(jié)果與分析

將上、下層空氣的進(jìn)口溫度均設(shè)定為291 K，這與冬季室內(nèi)的回風(fēng)溫度相等， 在保證室外溫度與上、下層進(jìn)口速度均不變的條件下，對全回風(fēng)條件下， 雙風(fēng)道集熱器的溫度分布情況進(jìn)行模擬計算。全回風(fēng)工況下，雙風(fēng)道集熱器的溫度分布圖如圖6 所示。

圖6 雙風(fēng)道集熱器全回風(fēng)溫度分布圖Fig.6 Temperature distribution diagram of all return air double duct collector

由圖6 可知，由于全回風(fēng)工況下，空氣進(jìn)口溫度較高， 導(dǎo)致該工況下的空氣出口溫度高于全新風(fēng)工況， 但是由于空氣進(jìn)口溫度與外界環(huán)境之間的溫度差較大，與吸熱板、折流板之間的溫度差均較小，導(dǎo)致空氣在集熱器中的吸熱量較少。經(jīng)過計算得到，全回風(fēng)工況下，雙風(fēng)道集熱器上風(fēng)道的空氣出口溫度為353.08 K，下層左、右側(cè)風(fēng)道的空氣出口溫度分別為327.27，371.26 K， 該集熱器的集熱效率約為59.09%。

4.3 新、回風(fēng)工況的模擬計算結(jié)果與分析

新、回風(fēng)工況的相關(guān)參數(shù)：上風(fēng)道和下層右側(cè)風(fēng)道空氣進(jìn)口溫度均為291 K， 外界環(huán)境溫度為273 K， 下層左側(cè)風(fēng)道空氣進(jìn)口溫度為278 K，上述3 個風(fēng)道的空氣進(jìn)口速度均不變，新、回風(fēng)流量配比為 1∶9。

新、回風(fēng)工況下，雙風(fēng)道集熱器的溫度分布圖如圖7 所示。

圖7 全新風(fēng)、全回風(fēng)工況下，雙風(fēng)道集熱器的溫度分布圖Fig.7 Temperature distribution diagram of fresh and return air double duct collector

由圖7 可以看出，與全回風(fēng)工況相類似，新、回風(fēng)工況下，上風(fēng)道空氣進(jìn)口溫度較高，該溫度與外界環(huán)境之間的溫度差較大，與吸熱板、折流板之間的溫度差較小， 且下層左側(cè)風(fēng)道的空氣進(jìn)口溫度較低，空氣與吸熱板之間的接觸換熱較為充分，導(dǎo)致上風(fēng)道空氣出口溫度的升高幅度不大； 由于下層兩個風(fēng)道的進(jìn)口溫度差較大， 導(dǎo)致左側(cè)風(fēng)道空氣溫度的上升幅度較大， 右側(cè)風(fēng)道空氣出口溫度略微降低。經(jīng)過計算得到，新、回風(fēng)工況下，雙風(fēng)道集熱器上風(fēng)道的空氣出口溫度為353.62 K，下層左、右側(cè)風(fēng)道的空氣出口溫度分別為325.10，368.41 K，雙風(fēng)道集熱器的集熱效率約為59.28%。

通過對比3 種工況可知， 雙風(fēng)道集熱器集熱效率的對比關(guān)系：全新風(fēng)工況>新、回風(fēng)工況>全回風(fēng)工況， 這種對比關(guān)系與單風(fēng)道集熱器的兩種工況相吻合，這進(jìn)一步說明，雙風(fēng)道集熱器的集熱效率與空氣進(jìn)口溫度有關(guān)。 當(dāng)空氣進(jìn)口溫度逐漸升高時，雙風(fēng)道集熱器的集熱效率緩慢降低。在充分考慮雙風(fēng)道集熱器的節(jié)能性、 空氣出口溫度和集熱效率等影響因素的條件下， 在雙風(fēng)道集熱器中采用新、回風(fēng)流量配比的供風(fēng)方式，既能保證該集熱器具有較高的集熱效率， 又可以得到適合的空氣出口溫度，利用室內(nèi)回風(fēng)進(jìn)行二次供暖。

5 不同進(jìn)口風(fēng)速下雙風(fēng)道集熱器的模擬計算與分析

由上述模擬工況可知， 當(dāng)雙風(fēng)道集熱器中設(shè)置了流量配比為1∶9 的新、回風(fēng)時，該集熱器的集熱效率并沒有明顯降低。 根據(jù)之前的模擬計算結(jié)果和實(shí)驗(yàn)測試結(jié)果可知， 雙風(fēng)道集熱器的集熱效率會隨著空氣進(jìn)口速度的增大而上升， 但是上升幅度會逐漸降低。對于本文中的雙風(fēng)道集熱器，并未得出最佳的空氣進(jìn)口速度。 須對不同空氣進(jìn)口速度工況逐一地進(jìn)行模擬計算。 為了對比分析雙風(fēng)道集熱器與單風(fēng)道集熱器的各項(xiàng)性能， 本文設(shè)定雙風(fēng)道集熱器的新風(fēng)進(jìn)口溫度、 空氣進(jìn)口流量與文獻(xiàn)[12]相同，具體的計算結(jié)果如圖8 所示。

圖8 雙風(fēng)道集熱器的空氣出口溫度、集熱效率、壓力損失隨新風(fēng)進(jìn)口速度的變化情況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

由圖8 可知，隨著空氣進(jìn)口風(fēng)速逐漸增加，雙風(fēng)道集熱器上、 下層風(fēng)道的空氣出口溫度均逐漸下降，但是下降幅度逐漸降低，新風(fēng)出口溫度、上層回風(fēng)出口溫度以及下層回風(fēng)出口溫度最低值均為新風(fēng)進(jìn)口速度（0.6 m/s），空氣出口溫度值分別為 304.13，316.99，317.86 K；雙風(fēng)道集熱器的集熱效率與壓力損失逐漸增加， 集熱效率的上升幅度逐漸下降，當(dāng)新風(fēng)進(jìn)口速度為0.6 m/s 時，雙風(fēng)道集熱器的集熱效率最高，為70.49%，此時的壓力損失最大，為56.10 Pa。

本文的雙風(fēng)道集熱器與文獻(xiàn)[12]中單風(fēng)道集熱器的集熱效率和壓力損失隨空氣體積流量的變化情況如圖9 所示。

圖9 單、雙風(fēng)道集熱器的集熱效率和壓力損失隨空氣體積流量的變化情況Fig.9 Computational data comparison diagram of single and double air duct collector

由圖9（a）可知，隨著空氣進(jìn)口流量逐漸增加，單、雙風(fēng)道集熱器的集熱效率均呈現(xiàn)出逐漸上升的變化趨勢，但上升幅度均逐漸降低，雙風(fēng)道集熱器的集熱效率始終高于單風(fēng)道集熱器，這是由于雙風(fēng)道集熱器中空氣與吸熱板、折流板之間的換熱比較充分，上、下風(fēng)道中的折流板均對空氣產(chǎn)生擾動，從而使得該集熱器的集熱效率較高。

由圖9（b）可知，兩種集熱器的壓力損失均隨著空氣進(jìn)口流量的增加而逐漸上升， 且上升幅度均逐漸增加。 單風(fēng)道集熱器壓力損失的上升幅度高于雙風(fēng)道集熱器，隨著空氣進(jìn)口流量逐漸增加，二者之間的差值不斷增加， 這是由于雙風(fēng)道集熱器的空氣進(jìn)口速度小于單風(fēng)道集熱器， 導(dǎo)致雙風(fēng)道集熱器中的空氣流速較低， 最終使得雙風(fēng)道集熱器的進(jìn)、出口壓力損失較小。

本文利用雙風(fēng)道集熱器設(shè)計出太陽能空氣供暖系統(tǒng)。 對于該供暖系統(tǒng)， 新風(fēng)進(jìn)口溫度不宜過大，保證在313 K 左右即可，在該系統(tǒng)中布置有石蠟蓄熱裝置，所選取的石蠟熔點(diǎn)為317.4 K，因此回風(fēng)溫度不宜過低或過高，應(yīng)保證石蠟蓄熱后，空氣溫度能夠維持在313 K。 根據(jù)圖8 的計算結(jié)果可知：當(dāng)新風(fēng)進(jìn)口速度為0.3 m/s 時，新風(fēng)出口溫度為315.66 K，可以直接送入室內(nèi)進(jìn)行供暖；回風(fēng)出口溫度約為340 K， 在此溫度下石蠟?zāi)軌蜻M(jìn)行蓄熱；雙風(fēng)道集熱器的集熱效率為63.53%；該集熱器的壓力損失為15.09 Pa。 綜合對比圖8，9 的計算結(jié)果可知， 當(dāng)新風(fēng)進(jìn)口速度為0.3 m/s 時，雙風(fēng)道集熱器的新、 回風(fēng)出口溫度以及集熱器的集熱效率均較為適宜，因此針對雙風(fēng)道集熱器而言，0.3 m/s 為最佳新風(fēng)進(jìn)口風(fēng)速。

6 結(jié)論

為了提高太陽能空氣集熱器的集熱效率，降低該集熱器的壓力損失， 本文設(shè)計出了一種雙風(fēng)道折形折流板式空氣集熱器， 而后通過模擬計算分析該集熱器的各項(xiàng)性能，得到如下結(jié)論。

①不同工況下， 雙風(fēng)道空氣集熱器集熱效率的對比關(guān)系：全回風(fēng)工況>新、回風(fēng)工況>全新風(fēng)工況。 不同工況下， 該集熱器的集熱效率分別為59.89%，59.28%，59.09%。

②隨著空氣進(jìn)口速度的逐漸增加， 雙風(fēng)道集熱器的空氣出口溫度逐漸下降， 集熱效率與壓力損失逐漸上升， 當(dāng)新風(fēng)進(jìn)口速度為0.6 m/s 時，雙風(fēng)道集熱器的集熱效率最高，為70.49%。

③當(dāng)新風(fēng)進(jìn)口速度為0.3 m/s 時，太陽能空氣供暖系統(tǒng)的各項(xiàng)性能最佳， 此時雙風(fēng)道集熱器的新風(fēng)出口溫度約為315.66 K， 回風(fēng)出口溫度約為340 K， 集熱效率約為 63.53%， 壓力損失約為15.09 Pa。