CC BY
26
Електричнi станцп, мережi i системи
УДК 536.242 ^к 10.20998/2074-272Х.2017.3.08
Р.В. Зайцев
МОДЕЛЮВАННЯ ВДОСКОНАЛЕНОГО ТЕПЛООБМ1ННОГО БЛОКУ З М1КРОКАНАЛАМИ ДЛЯ КОМБ1НОВАНО1 ФОТОЕНЕРГЕТИЧНО1 УСТАНОВКИ
У робот1 розглядаються особливостг шдбору теоретичного тдГрунтя та математичне моделювання тепловых про-цес1в у теплообмшному блощ для комбтованоТ фотоенергетичноТустановки. За результатами моделювання проведено вдосконалення та розробку високоефективного теплообмшного блоку з мшроканалами. Апробацш запропонованого блоку тдтвердила його високу ефектившсть за рахунок реажзацй' турбулентного режиму прот1кання теплоноая Використання такого теплообмшника дозволить тдвищити яксть Ь р1вном1ршсть охолодження сонячних батарей та зменшити витрати енергИ'на циркуляцтр1дини. Бiбл. 12, рис. 4.
Ключовi слова: теплообмшний блок, теплоносш, сонячна батарея, комбшована фотоенергетична установка.
В работе рассматриваются особенности подбора теоретических основ и математическое моделирование тепловых процессов в теплообменном блоке для комбинированной фотоэнергетической установки. По результатам моделирования проведено совершенствование и разработка высокоэффективного теплообменного блока с микроканалами. Апробация предложенного блока подтверждает его высокую эффективность за счет реализации турбулентного режима протекания теплоносителя. Использование такого теплообменника позволить повысить качество ы равномерность охлаждения солнечных батарей ыуменьшить затраты энергии на циркуляцию жидкости. Библ. 12, рис. 4. Ключевые слова: теплообменный блок, теплоноситель, солнечная батарея, комбинированная фотоэнергетическая установка.
Вступ. Свiтовi тенденци розвитку енергетичного ринку та пов'язаного з цим зростання споживання природних енергетичних ресурав переконливо пока-зують необхщшсть пошуку додаткових джерел енерги, яш змогли б компенсувати нестачу наявних ресурав, а в щеат - повшстю замшити гх. Як сввдчить практичний досвщ США, Япони, Шмеччини, один iз шляхiв розв'язання щег задачi, пов'язаний з перетво-ренням сонячног енерги в електричну енергiю за до-помогою напiвпровiдникових фотоелектричних пере-творювачiв (ФЕП).
Найбiльш розповсюдженим типом ФЕП е прила-довi структури на основi моно- та полiкристалiчного кремнш товщиною до 200 мкм. Основною проблемою гх широкомасштабного використання е висока цiна електричноГ енерги яку вони виробляють, що обумовлено високою матерiало- та енергоемнiстю технолопчного процесу виготовлення. Для зниження цши ФЕП перспективним е використання систем, яш працюють в умовах концентрованого сонячного ви-промiнювання. Використання дзеркал дозволяе в сот-нi разiв знизити витрати ФЕП. Проте застосування ФЕП на основi кремнiю традицiйноí конструкци при концентрованому сонячному випромiненнi призво-дить до зниження ККД на порядок [1, 2]. В той же час використання багатоперехвдних кремшевих ФЕП з вертикальними дiодними комiрками з пiдвищенням iнтенсивностi сонячного опромшення демонструе пвдвищення ККД [3, 4].
Розроблена рашше [5] фотоенергетична установка на основi багатоперехiдних кремшевих ФЕП з вертикальними дюдними комiрками або з ФЕП на основi арсенiду галiя, яка мае систему позищюван-ня та управлiння, що дозволяе збшьшити кiлькiсть свiтловоí енерги, що надходить на поверхню енер-гетичноГ установки, мае багато переваг. Така фотоенергетична установка буде виробляти не тшьки електричну енерпю, а й теплу воду. Але поряд iз цим, виявилися суттевi недолжи щодо рiвномiрного
охолодження встановлених ФЕП, котрi потребували окремого виршення [6-8]. У статтi використову-ються загальноприйнят позначення [9, 10].
Мета роботи - проведення математичного моделювання основних параметрiв теплообмiнного блоку для фотоенергетичног установки на основi загальних моделей теплообмшу при примусовш циркуляци рщини.
1. Методика дослщження. Зпдно з загальними стандартними вимогами до фотоенергетичних установок для роботи з промисловим обладнанням вихвд-на напруга сонячног батарег (СБ) повинна становити не бшьше иш = 48 В; струм навантаження — 1^м = = 10.4 А; електрична потужнiсть, що СБ ввддае у навантаження — Рым до 500 Вт. Звщси, при ~ 100 см2 можна розрахувати, питому електричну потужнють Рш, яку мае вiддавати у навантаження 1 см2 такоГ СБ i котра дорiвнюе 5 Вт/см2. Однак, поряд iз цим, при максимально можливому ККД ФЕП, наприклад на основi арсеналу галiю, на рiвнi 30 %, для забезпечення необхвдних параметрiв на поверхню СБ мае надходи-ти свiтло з питомою потужшстю не менше 16,7 Вт/ см2. А отже потужнють 11,7 Вт/см2 буде над-лишковою i надходитиме до СБ та теплообмшника у виглядi тепловог енергií, що призводитиме до сутте-вого i швидкого перегрiвання СБ.
Площа апертури дзеркал системи, що концент-руе, 8а и 2.4 м2. При потужносп сонячного випромь нювання = 1000 Вт/м2 енергiя, яка надходить на цю площу Qs = 2396 Вт. За рахунок обрання бшьш яшс-ного матерiалу для дзеркал, частка енерги, що надходить до фотоприймальног' пластини тсля врахування коефiцiента ввдбиття ввд дзеркал (гг = 0,95), а також процеав ввдбиття та поглинання в системi пластина — скло, яка враховуе поглинаючу здатнiсть (т) [9], маемо Qsl = (т) = 1761 Вт (це вщповщае ефективно-му коефiцiенту концентраци Ке^ = 386). Пiсля пере-творення частки цiеí' енергií в електричну енерпю з коефщентом корисног д1г г)= 30 %, що дае Qs2 = 528 Вт
© Р. В. Зайцев
електрично! енергп, в теплову енергiю переходить Q* = Q* 1(1-7) = 1233 Вт.
Для визначення коефщенту теплопередачi при заданiй температурi теплоноая i температурi поверх-нi, що обтiкаeться, необхiдно визначити градieнт тем-ператури на стiнцi теплообмiнника. Градieнт темпера-тури можна визначити з ршення рiвняння енергп, котре в свою чергу залежить вiд розподшу швидкостi потоку в областi протжання, що розглядаеться. В за-гальному виглядi вирiшення задачi конвективного теплообм^ для протiкання рiдини вздовж площини зводиться до вирiшення наступно! системи диферен-цiйних рiвнянь (1) [9]
1 dp dwx +
dwy
p dz dx dy
dwx
dz
8Wy
dz dT
- + wx
dwy
dx
- + w
dw
+ wx
- + wx
_y
dx dT
■ = 0;
dwx
y dy dw
+ w
y
dz dx p = pRT.
- + w,,
y dy dT
fx 2
dLwx d2wx ^ dx2
f d2wy
dy2
d2w„
dx2
dy2
1 dp —~r+gx;
p dx
1 dp —it+gy
p dy
(1)
dy
л
Pp
f d2T d2T ^ dx2 dy2
Така система рiвнянь в загальному виглядi не пщдаеться аналiтичному вирiшенню, тому розгляда-ються окремi випадки.
1.1. Тепловвддача при pyci рiдини в прямих гладких трубах. При рус рщин i газiв в трубах i каналах iснують ламшарний (Re^d < 2300), турбулент-ний (Ref d > 104) i перехщний вiд ламiнарного до турбулентного (2300 < Refd < 104) режими течи рiдини.
Визначальнi параметри для розрахунку критерiю Рейнольдса: T0 = Tf = 0,5-(Tfin + Tf,out) - середня температура рщини в трубi; Ro = din - внутрiшнiй дiаметр труби; w0 = G/(pf - середня по перерiзу труби швид-шсть руху рвдини.
1.1.1. Тепловiддача при ламшарному режимi Руху рiдини в трубах (Re < 2300). Тепловщдача в трубах при стабiлiзованому перебиу i стабiлiзованому теплообмiнi може бути розрахована при Tw = const i при qw = const за наближеною формулою [9]: Nu = 4е,
де поправку st розраховують за формулою
Prw J
0.25
(2)
(3)
Nu = 1.55(Re • dm /i)1/3 •Rf / ^ J0'14 е. (4)
Величина si поправки, що враховуе вплив на те-пловiддачу пдродинашчно! стабшзацп потоку на початковiй дшянщ теплообмiну:
- при:
i
Re • d
- при:
•< 0.1 -е, = 0.6
i
Re • d
1 + 2.5
(Re • d )J
(5)
i/(Re• d)<0.1 -el «1.
При ламшарному режимi руху в прямих гладких трубах i наявносп дмнок гiдродинамiчно! та тепло-во! стабшзаци для бiльш точно! апроксимацп експе-риментальних даних видiляють два пвдрежими: ламь нарний в'язк1стний i ламшарний в'язшстно-гравiтацiйний. Ламiнарний в'язк1стний режим течи мае мюце при числах Релея Ra < 8-105, а ламшарний в'язкютно-гравггацшний режим при Ra > 8-105.
Тепловвддача при ламшарному в'язшстному ре-жимi руху рвдини в трубах (Re < 2300; Ra < 8-105). Середнiй по внутршнш поверхнi труби довжиною i коефiцiент тепловiддачi розраховують за формулою, яка отримана при i/(Red) < 0,05 i 0,07 < nw/f < 1500 [5]:
(6)
Тепловщдача при ламiнарному в'язшсно-гравггацшному режимi руху текучого середовища в трубах (Яг < 2300; Яа < 8-105). Середнiй коефiцieнт тепловiддачi при ламiнарному в'язшстно-гравiтацiйному режимi течи може бути розрахований по критершному рiвнянню М. А. Мiхeeва [10]:
Мы = 0.15• Яг°$ • Яг}3 .((]г/>а • Ргге •ег. (7)
Поправочний коефiцieнт, е що враховуе вплив на тепловщдачу процесу riдродинамiчно! стабшзаци потоку на початковш дiлянцi теплообмiну дорiвнюе:
- при Ш < 50 значення е знаходять за експеримен-тальними даними [6];
- при Ш > 50-е/ = 1.
1.1.2. Тепловвддача при турбулентному режимi руху рщини в трубах (Яв > 104). Середнiй коефiцiент тепловiддачi при турбулентному протжанш рiдини в прямих гладких трубах розраховують за формулою М. А. Мiхеева [10]:
Мы= 0.021 • Яг00^ • Рг0 43 •е1 •е1. (8)
Поправочний коефщент е/, що враховуе вплив на тепловщдачу процесу гiдродинамiчноl стабiлiзацil потоку на початковiй дмнщ теплообмiну дорiвнюе:
- при Ш < 50-е/ И 1+2^//;
- при Ш > 50-е/ = 1.
Значення ег в залежносп вщ критер1ю Рейнольдса наведено у [9].
1.1.3. Тепловвддача при перехвдному режимi руху рiдини в трубах (2300 < Яв < 104). Перехвдний режим течil характеризуеться змiшуванням ламiнар-но! i турбулентно! течш. У цьому випадку коефщент тепловiддачi можна розрахувати за формулою [10]:
Мыг4 = К0 • Рг0 43 •е( •е1, (9)
де комплекс К0 залежить в1д числа Рейнольдса [10], а поправку ег розраховують також як i при турбулентному режимi течи рвдини.
1.2. Тепловщдача при русi рiдини в каналах довшьного поперечного перерiзу. Всi вищенаведеш критерiальнi формули для розрахунку тепловiддачi в круглiй трубi застосованi i для розрахунку коефiцiен-та тепловiддачi при протiканнi р1дин i газiв в каналах iншо! (не кругло!) форми поперечного перерiзу (пря-мокутно!, трикутно!, кiльцево! i т.д.), при повздовж-ньому омиваннi пучков труб, укладених в канал довi-льного поперечного перерiзу, а також шд час руху р1дини, що не заповнюе всього перерiзу каналу. При цьому в якосп характерного розмiру сл1д застосову-вати еквiвалентний або пдра^чний дiаметр каналу:
i
+
я0 = аеЪ = йг = 4/ / Р , (10)
де / - площа поперечного перерiзу потоку, м2; Р - змочений периметр каналу, м.
1.3. Тепловвддача при турбулентному руС рЬ дини в вигнутих трубах. При руа рвдини в вигнутих трубах (колiнах, змшовиках) ввдбуваеться його додат-кова турбулiзацiя i, як наслвдок, збiльшення коефще-нта тепловiддачi [11]. Для розрахунку тепловiддачi в вигнутих трубах необхщно помножити число Нуссе-льта на поправочний коефiцieнт:
= 1 +1.8 • с1т /Кё , (11)
де Сп - внутрiшнiй дiаметр труби, а Яг - радiус вигину.
2. Результата дослщжень та \х обговорення.
Як було показано рашше [5] для досягнення прийнят-них температур СБ необхвдно пвдвищити штенсив-нiсть теплообмiну. Для цього можна використати або збшьшення площi теплообмiну за рахунок викорис-тання радiатору, або спробувати використати турбу-лентний потiк охолоджувача для збшьшення коефщь енту теплообмiну [12].
На основi запропонованого теоретичного обгру-нтування було розглянуто два варiанти конструкци, якi схематично зображено на рис. 1. Конструкщя зо-бражена на рис. 1,а мае велику площу теплообмшни-ка, а конструкщя, зображена на рис. 1,Ь мае великий коефщент теплообмiну при площi теплообмiнника, близьк1й до площi теплоприймально! пластини.
Ь
Рис. 1. Схематичне зображення конструкцш блоку охоло-дження з пластинковим радiатором (а) та прямоточним з малою шириною щшини мiж пластинами (Ь): 1 - кришка
блоку охолодження, 2 - корпус блоку охолодження, 3 - пластини радiатору, 4 - трубка подачi охолоджувача, 5 - трубка виведення охолоджувача
Для розрахунку теплообмшного блоку з радiато-ром з великою площею теплообмшно! поверхнi (рис. 1,а) було в якостi моделi обрано промисловий мщний
радiатор, який використовуеться для охолодження елементiв комп'ютерних схем. Вiн мае наступнi роз-мiри: 91x91x25 мм, 56 пластин, вщстань мiж якими складае 1 мм, тобто маемо 55 каналiв протжання води з поперечним перетином 1x20 мм (враховуючи тов-щину верхньо! пластини 5 мм), але при центральнiй подачi води ефективно маемо 110 канатв. При витра-тах охолоджувача (води) в першому замкнутому кон-турi 10 л/хв (0,016 кг/с) швидшсть потоку (тт) в про-мiжках м1ж пластинами складае 0,0682 м/с. При сере-днiй температурi охолоджуючо! води ~ 50°С кшема-тична в'язк1сть води V = 0,556 10-6 м2/с. Враховуючi ефективний дiаметр йе = 1,9^ 10-3 м одержимо число Рейнольдса Яв = т>йгЫ = 234, що вщповщае ламшар-ному потоку. Розрахувавши числа Грасгофа (495) i Релея (1752) визначаемо, що в обраному радiаторi при вказаних витратах охолоджувача реатзуеться ламша-рно-в'язкий режим протжання потоку. Розрахунок коефiцiенту теплообмiну м1ж теплоносiем та пластинами радiатору дае Ыи = 1838 Вт/(м2-К), що недостат-ньо для ефективного вщведення тепла, а такий тепло-обмiнник не може буди використано в фотоенергети-чнiй установцi.
Для розрахунку теплообмшного блоку з радiато-ром з великим коефщентом теплообм^ (рис. 1,Ь) було запропоновано наступш розмiри перетину протоку для води 1x80 мм при довжиш 60 мм. При таких розмiрах i витратах води, як i вище, швидкiсть потоку в пром1жках м1ж пластинами складае 1,875 м/с. Враховуючи ефективний дiаметр ёе = 1,9840-3 м одержимо число Рейнольдса Яв = т>йгЫ = 6661, що вщповщае перехщному режиму протiкання потоку. Розрахунок коефщенту теплообмiну м1ж теплоносiем та верх-ньою пластиною радiатору дае Ыи = 13931 Вт/(м2^К). Зменшення вщсташ мiж пластинами до критичних, з точки зору в'язкосп, 0,5 мм дозволяе зб№шити шви-дк1сть потоку до 2,92 м/с, але при менших витратах рщини, оскшьки зростае пдродинашчний опiр i насос може забезпечити витрати на рiвнi 7 л/хв, що залишае потж в переходному режимi протiкання. При цьому Ыи = 18483 Вт/(м2^К).
На шдстаы проведених розрахунк1в було вдос-коналено базову конструкцш плаского теплообмш-ника з введенням до нього мжроканатв для збшь-шення коефщенту теплообмiну. Блок теплообмiнника виконаний у виглядi зак1нченого вузла. На рис. 2 зображено конструкцш радiатора, який являе собою полу конструкцш. В цш конструкци передбаченi ко-лектуючi площини з трубками що подають (вщво-дять) теплоносiй, та ребра, що утворюють мжрокана-ли для руху охолоджуючо! рщини. Дно радiатора е основою для кршлення СБ, таким чином зменшуеться тепловий отр «поверхня - теплоносш».
З урахуванням наведено! конструкцi! та теоретичного обгрунтування було проведено математичне мо-делювання роботи такого теплообмiнника при рiзних швидкостях руху рщини. Основними критерiями для аналiзу були рiвномiрнiсть охолодження поверхнi та !! температура при надходженш зазначено! ранiше кшь-костi тепла. Вiдповiднi тепловi картини наведено на рис. 3.
c
Рис. 2. Зобрaження пгаского теплообмiнникa: зaгaльне (а), поперечний перерiз na мiкрокaнaли (b) тa з 6оку теплообмшно! площини (с)
e
Рис. 3. Tепловi кaртини теплообмiнникa при нaстyпниx yмовax моделювaння: а - w = 0,1 м/с, мaксимaльнa темперaтyрa поверxнi Tmax = 63,25 "С; b - w = 0,2 м/с, Tmax = 4S,27 "С; с - w = 0,3 м/с, Tmax = 43,3S "С; d- w = 0,5 м/с, Tmax = 39,1S "С; e - w = 1,0 м/с, Tmax = 35,72 "С
Аналiз наведених теплових картин дозволяе зро-бити висновок, що вже при швидкосп протiкання рь дини 0,3 м/с для запропоновано! конструкцп тепло-обмiнника досягаеться достатня рiвномiрнiсть охоло-дження поверхнi (рис. 3,с). При цьому максимальна температура не перевищуе 43,5 °С, чого достатньо для ефективно! роботи СБ без зменшення ККД. Поряд iз цим, зменшення швидкосп протiкання рвдини при-зводить до втрати рiвномiрностi охолодження та до суттевого зростання температури поверхш до бiльш нгж 60 °С, що е неприпустимим.
Також слщ зазначити, що необхiднi параметри теплообм^ досягаються при швидкостi протiкання 0,3 м/с, що значно менше 2,92 м/с, кот^ були отрима-т для класичного плаского теплообмiнника. При цьому подальше тдвищення швидкостi протжання рiдини не призводить до суттево покращення рiвномi-рностi i зниження температури, однак буде потребу-вати додаткових витрат енергi! на створення потоку.
Зменшення ефективного потоку рвдини у порь вняннi з класичним пласким теплообмшником свщ-чить про зростання коефщенту теплообмiну. Таке можливо лише при переходi вiд перехвдного режиму протiкання рiдини у класичному пласкому теп-лообмiннику до турбулентного режиму у запропо-нованш конструкцi!.
Для пвдтвердження змiни режиму протжання рь дини було проведено математичне моделювання потоку рщини у каналах теплообмiнника, картини яких наведено на рис. 4.
Аналiз потоку рвдини подтвердив протжання у турбулентному режимi, який дае максимальний кое-фiцiент теплопередачi, ^ як наслiдок, забезпечуе дося-гнення рiвномiрностi охолодження та низько! температури при мшмальних затратах енерги на створення потоку рiдини.
Висновки.
1. Проведено теоретичш розрахунки та моделювання теплообмшних процесiв при перетворенш со-нячно! енергi! в виготовленому теплообмiнному блоцi фотоенергетично! установки, яш показали, що най-бшьш ефективним е плаский теплообмiнник з реаль зацiею в ньому турбулентного потоку рвдини, котрий дозволяе досягти коефiцiенту теплопередачi на рiвнi 18 кВт/(м2-К).
2. На пiдставi проведених розрахунк1в розроблено вдосконалений теплообмiнний блок з мжроканалами та проведено уточнення вимог до техшчних характеристик фотоенергетично! установки на його основа
3. Аналтгачна апробацiя теплообмiнника дозволила визначити, що при обраних параметрах фотоенергетично! установки, теплообмшний блок забезпечуе стабшьну робочу температуру на рiвнi менше 50 °С при цьому швидшсть потоку теплоносiя складае не бiльше 0,3 м/с. Зазначена температура е оптимальною для роботи сонячно! батаре! при мiнiмальних затратах енерги на створення потоку рвдини.
b
Рис. 4. Зображення картин моделювання потоку рщини у теплообмшнику в ц1лому (а) та у його мжроканалах (b)
СПИСОК ШТЕРАТУРИ
1. Jones A.D., Underwood C.P. A thermal model for photovoltaic systems // Solar Energy. - 2001. - vol.70. - iss.4. - pp. 349-359. doi: 10.1016/S0038-092X(00)00149-3.
2. Tuomiranta A., Marpu P., Munawwar S., Ghedira H. Validation of thermal models for photovoltaic cells under hot desert climates // Energy Procedia. - 2014. - vol.57. - pp. 136-143. doi: 10.1016/j.egypro.2014.10.017.
3. Розроблення фотоенергетично! установки на основi ба-гатоперехщних кремшевих сонячних елеменпв з вертика-льними дiодними комiрками. Звiт про НДР (заключний; № держреестрацп 0111U007628) / Керiвник С. Сокол (Харкв: НТУ «ХП1», 2012).
4. Стребков Д. С. Матричн^1е солнечные элементы: Монография в 3-х томах. Том 1. - М.: ГНУ ВИЭСХ, 2009 - 120 с.
5. Сокол Е.И., Копач В.Р., Зайцев Р.В. и др. Физико-технические особенности и предельные практические возможности фотоенергетического модуля нового поколения на территории Украины // Вщновлювана енергетика. - 2011. - №2(25). - С. 18-28.
6. Reddy K.S., Premkumar D., Vikram T.S. Heat transfer modeling and analysis of solar thermo-chemical reactor for hydrogen production from water // Energy Procedia. - 2014. - vol.57. -pp. 570-579. doi: 10.1016/j.egypro.2014.10.211.
7. Steinfeld A. Solar thermochemical production of hydrogen -a review // Solar Energy. - 2005. - vol.78. - iss.5. - pp. 603615. doi: 10.1016/j.solener.2003.12.012.
8. Modi A., Buhler F., Andreasen J.G., Haglind F. A review of solar energy based heat and power generation systems // Renewable and Sustainable Energy Reviews. - 2017. - vol.67. - pp. 1047-1064. doi: 10.1016/j.rser.2016.09.075.
9. Исаченко В.П., Осипов В.А., Сукомел А.С. Теплопередача. - М.:Энергоиздат, 1981. - 488 с.
10. Михеев М.А. Основы теплопередачи. М.-Л.: Госэнерго-издат, 1960. - 208 с.
11. Shokri R., Ghaemi S., Nobes D.S., Sanders R.S. Investigation of particle-laden turbulent pipe flow at high-Reynolds-number using particle image/tracking velocimetry (PIV/PTV) // International Journal of Multiphase Flow. - 2017. - vol.89. - pp. 136-149. doi: 10.1016/j.ijmultiphaseflow.2016.06.023.
12. Shirvan K.M., Ellahi R., Mirzakhanlari S., Mamourian M. Enhancement of heat transfer and heat exchanger effectiveness in a double pipe heat exchanger filled with porous media: Numerical simulation and sensitivity analysis of turbulent fluid flow // Applied Thermal Engineering. - 2016. - vol.109. - part A. - pp. 761-774. doi: 10.1016/j.applthermaleng.2016.08.116.
REFERENCES
1. Jones A.D., Underwood C.P. A thermal model for photovoltaic systems. Solar Energy, 2001, vol.70, iss.4, pp. 349-359. doi: 10.1016/S0038-092X(00)00149-3.
2. Tuomiranta A., Marpu P., Munawwar S., Ghedira H. Validation of thermal models for photovoltaic cells under hot desert climates. Energy Procedia, 2014, vol.57, pp. 136-143. doi: 10.1016/j.egypro.2014.10.017.
3. Sokol E. Rozroblennya fotoenerhetychnoyi ustanovky na osnovi bahatoperekhidnykh kremniyevykh sonyachnykh elemen-tiv z vertykal'nymy diodnymy komirkamy. Zvit pro NDR (zak-lyuchnyy; № derzhreyestratsiyi 0111U007628) [Development of the energy picture settings based on multijunction solar cells with silicon-governmental vertical diode cells. Report on R&D (final; state registration number 0111U007628)]. Kharkiv, NTU «KhPI», 2012. (Ukr).
4. Strebkov D.S. Matrichnye solnechnye elementy: Mono-grafija v 3-h tomah. Tom 1 [Matrix solar cells: Monograph in 3 volumes. Vol. 1]. Moscow, GNU VIESH Publ., 2009. 120 p. (Rus).
5. Sokol E.I., Kopach V.R., Zaitsev R.V. Physical and technical features and practical limits of the photonenergy module of the new generation on the territory of Ukraine. Renewable energy, 2011, no.2(25), pp. 18-28. (Rus).
6. Reddy K.S., Premkumar D., Vikram T.S. Heat transfer modeling and analysis of solar thermo-chemical reactor for hydrogen production from water. Energy Procedia, 2014, vol.57, pp. 570-579. doi: 10.1016/j.egypro.2014.10.211.
7. Steinfeld A. Solar thermochemical production of hydrogen -a review. Solar Energy, 2005, vol.78, iss.5, pp. 603-615. doi: 10.1016/j.solener.2003.12.012.
8. Modi A., Buhler F., Andreasen J.G., Haglind F. A review of solar energy based heat and power generation systems. Renewable and Sustainable Energy Reviews, 2017, vol.67, pp. 10471064. doi: 10.1016/j.rser.2016.09.075.
9. Isachenko V.P., Osipov V.A., Sukomel A.S. Teplopereda-cha [Heat transfer]. Moscow, Enegroizdat Publ., 1981. 488 p. (Rus).
10. Mikheyev M.A. Osnovy teploperedachi [Fundamentals of heat transfer]. Moscow-Leningrad: Gosenergoizdat Publ., 1960. 208 p. (Rus).
11. Shokri R., Ghaemi S., Nobes D.S., Sanders R.S. Investigation of particle-laden turbulent pipe flow at high-Reynolds-number using particle image/tracking velocimetry (PIV/PTV). International Journal of Multiphase Flow, 2017, vol.89, pp. 136-149. doi: 10.1016/j.ijmultiphaseflow.2016.06.023.
12. Shirvan K.M., Ellahi R., Mirzakhanlari S., Mamourian M. Enhancement of heat transfer and heat exchanger effectiveness in a double pipe heat exchanger filled with porous media: Numerical simulation and sensitivity analysis of turbulent fluid flow. Applied Thermal Engineering, 2016, vol.109, Part A, pp. 761-774. doi: 10.1016/j.applthermaleng.2016.08.116.
Поступила (received) 21.01.2017
Зайцев Роман Валентинович, к.т.н., доц., Нацюнальний техшчний утверситет «Харквський полггехшчний шститут», 61002, Харюв, вул. Кирпичова, 2,
тел/phone +38 068 8888246, e-mail: [email protected] R.V. Zaitsev
National Technical University «Kharkiv Polytechnic Institute», 2, Kyrpychova Str., Kharkiv, 61002, Ukraine. Modeling of an advanced heat exchange unit with microchannels for a combined photoenergy system. Purpose. Mathematical modeling of the heat exchange unit main parameters for photoenergy system based on general models with forced circulation of heat transfer fluid. Methodology. To determine the coefficient of heat transfer at a given coolant temperature and surfaces temperature necessary to determine the temperature gradient in the wall of the heat exchanger. Temperature gradients can be determined by solving the equation of energy, which depends on the distribution of the flow rate in the flow. In general, a solution of convective heat transfer fluid to flow along the plane comes to solution of the system of differential equations. Results. In the paper features of the selection of theoretical basis and mathematical modeling of thermal processes in the heat exchange unit for combination photoenergy system are presented. As a result of the simulation conducted we improve and develop high-efficiency heat exchange unit with microchannels. Testing of the proposed unit proved its high efficiency through the implementation of turbulent flow of coolant with heat transfer coefficient at 18 kW/(m2K). Analytical testing of the heat exchanger allowed showing that heat exchanger unit provides a stable operating temperature at less than 50 °C with the coolant flow rate is less than 0.3 m/s. Originality. Novelty of the proposed heat exchanger is in the optimal design of microchannels to improve the heat transfer coefficient. Practical value. The use of this heat exchanger will improve the quality and uniformity of cooling solar panels and reduce energy costs for circulation offluid. References 12, figures 4. Key words: heat exchanger unit, coolant, solar panels, combined photoenergy system.
