謝廣覺，季　杰，孫　煒，趙　志，馬　楊

（中國(guó)科學(xué)技術(shù)大學(xué)熱科學(xué)與能源工程系，合肥 230027）

0　引　言

太陽(yáng)能聚光光伏光熱綜合利用技術(shù)（concentrator photovoltaics/thermal, CPV/T）將太陽(yáng)能聚光技術(shù)與太陽(yáng)能光電光熱綜合利用技術(shù)（photovoltaic/thermal,PV/T）結(jié)合，減少了CPV中電效率隨電池溫度升高而降低的損失，并將產(chǎn)生的熱能收集起來(lái)加以利用，從而極大地提高了太陽(yáng)能電池及系統(tǒng)的效率[1]。由于菲涅爾透鏡具有制造方便、重量輕、成本低、口徑大、厚度薄、聚光效果好等優(yōu)點(diǎn)，適用于太陽(yáng)能聚光系統(tǒng)。XIE等[2]通過研究得出，基于成像透鏡和非成像透鏡的菲涅爾式 CPV系統(tǒng)的光電轉(zhuǎn)換效率分別可達(dá)到30%和 (31.5±1.7)%?；诖?，中國(guó)科學(xué)技術(shù)大學(xué)的徐寧等[3]提出并試制了一種點(diǎn)聚焦式太陽(yáng)能高倍聚光光伏光熱綜合利用技術(shù)（highly concentrating photovoltaic/thermal, HCPV/T）系統(tǒng)，雖然菲涅爾聚光光伏系統(tǒng)的散熱優(yōu)于其他聚光光伏系統(tǒng)，但仍可以利用水冷換熱器將散失在空氣中的熱量收集起來(lái)，提高系統(tǒng)的太陽(yáng)能綜合利用效率。

光伏電池的轉(zhuǎn)化效率受運(yùn)行溫度影響，效率隨溫度升高而降低。研究數(shù)據(jù)表明，電池的運(yùn)行溫度每上升1℃，光電轉(zhuǎn)化效率會(huì)下降約0.4%，非晶硅電池大約會(huì)下降0.1%[4-5]。同時(shí)，晶硅電池在超出工作溫度上限的工況下，每超過10℃，老化速率加快一倍[6]。用于光伏電池的散熱技術(shù)包括風(fēng)冷（自然對(duì)流冷卻、強(qiáng)制對(duì)流冷卻）、水冷（換熱器式冷卻、表面式冷卻、沉浸式冷卻）、輻射冷卻、蒸發(fā)冷卻、熱電（photovoltaic–thermoelectric, PV-TE）冷卻、相變材料（photovoltaic-phase change materials,PV-PCMs）冷卻。國(guó)內(nèi)外關(guān)于光伏電池冷卻的研究中，采用的幾種散熱方式匯總?cè)绫?所示。

表1　光伏電池冷卻方式研究成果Table 1　Research status of cooling methods for the photovoltaic cells

通過表1可以得出，與其他冷卻方式相比，水冷/液冷的熱阻較小，且對(duì)能效的提高較為明顯，也能有效地降低電池的表面溫度。通過使用循環(huán)泵，可以將換熱器式冷卻中的冷卻工質(zhì)進(jìn)行循環(huán)，將工質(zhì)從電池表面吸收的熱量進(jìn)行利用，提高了系統(tǒng)的太陽(yáng)能綜合利用效率。

本文分別對(duì)比分析了微通道換熱器和多槽道換熱器兩種形式的水冷換熱器，其中微通道換熱器由于換熱器內(nèi)部具有大量的槽道，具有較大的比表面積，從而具有較強(qiáng)的換熱能力，但同時(shí)由于槽道間距狹窄，因此流動(dòng)阻力較大，且容易結(jié)垢；多槽道換熱器利用凸起的直肋增大換熱面積，增強(qiáng)對(duì)冷卻工質(zhì)的擾動(dòng)，且由于直肋平行于工質(zhì)流動(dòng)方向，流動(dòng)阻力較小，在實(shí)際使用中也具有較強(qiáng)的抗壓性能。

本文通過實(shí)驗(yàn)研究，對(duì)比微通道換熱器和多槽道換熱器這兩種水冷換熱器的傳熱特性。

1　實(shí)驗(yàn)裝置

實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)由冷卻系統(tǒng)、模擬熱源系統(tǒng)和數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)三大部分組成。冷卻系統(tǒng)包括計(jì)量泵（米頓羅機(jī)械隔膜計(jì)量泵GM0120，最大流量115 L/h）、脈動(dòng)阻尼器（Φ14 cm × 40 cm）、20～40 μm 過濾器、低溫恒溫槽（Huber Bath Thermostats Kiss 220B，恒溫范圍-30～200℃，精度±0.05℃）、三向閥、換熱器、通水管路組成；工作時(shí)，由計(jì)量泵從低溫恒溫槽中抽取工質(zhì)，經(jīng)由脈動(dòng)阻尼器穩(wěn)流后，通過20～40 μm的過濾器過濾雜質(zhì)，由三向閥控制，一部分流過轉(zhuǎn)子流量計(jì)之后在換熱器中與熱源進(jìn)行換熱再流回低溫恒溫槽，另一部分作為穩(wěn)流支路直接流回低溫恒溫槽，之后由低溫恒溫槽進(jìn)行恒溫后再由泵抽出進(jìn)行新的循環(huán)。本實(shí)驗(yàn)對(duì)比的兩種換熱器分別為微通道式換熱器和多槽道式換熱器，如圖1～圖4所示。

圖1　換熱器傳熱特性實(shí)驗(yàn)裝置示意圖Fig. 1　Experiment device diagram about the heat transfer characteristics of the heat exchangers

圖2　換熱器傳熱特性實(shí)驗(yàn)裝置實(shí)物圖Fig. 2　Prototype about the heat transfer characteristics of the heat exchangers

圖3　密封前的微通道換熱器Fig. 3　The mini channel exchanger before seal

圖4　密封前的多槽道換熱器Fig. 4　The multi channel exchanger before seal

微通道換熱器由于結(jié)構(gòu)中有大量的槽道，極大地提高了換熱器與工質(zhì)的換熱面積，從而擁有較強(qiáng)的換熱能力。設(shè)計(jì)加工出的微通道換熱器的結(jié)構(gòu)參數(shù)為長(zhǎng)20 mm、寬20 mm、槽道高3 mm、槽道寬0.24 mm、銅柱寬0.56 mm。

多槽道換熱器利用與工質(zhì)流動(dòng)方向平行的凸起直肋增大與工質(zhì)的接觸面積，并且能有效地減小換熱器對(duì)工質(zhì)的阻力。設(shè)計(jì)加工出的多槽道換熱器的結(jié)構(gòu)參數(shù)為長(zhǎng)100 mm、內(nèi)徑20 mm、直肋數(shù)8根、槽高2 mm。

兩種換熱器通過螺紋與外部管路連接，并在進(jìn)出口及底部開孔，安裝T型熱電偶，以計(jì)算換熱器的表面溫度Tw。

模擬熱源系統(tǒng)由純銅導(dǎo)熱裝置、7根功率為300 W的加熱棒（Φ10 mm × 120 mm）以及調(diào)壓器組成。導(dǎo)熱裝置由純銅材料加工而成，上部加工出2 cm × 2 cm的平面用來(lái)與換熱器接觸，底部打孔，插入加熱棒，為了減少模擬熱源表面的熱量散失，表面包裹著厚度為30 mm、導(dǎo)熱率為0.015 W/(m·K)的氣凝膠氈。即使考慮少量的熱散失，模擬熱源的功率也可以模擬聚光比為1 000×高倍聚光條件下光伏電池表面的熱流密度。

數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)由T型（銅–康銅）熱電偶（精度±0.2℃）、HIOKI多通道便攜式數(shù)據(jù)采集儀LR8402-21（測(cè)量精度1.5%℃）、轉(zhuǎn)子流量計(jì)（準(zhǔn)確度等級(jí)為4）組成，用來(lái)采集實(shí)驗(yàn)中的溫度和流量等信息。

2　實(shí)驗(yàn)步驟

由于槽道式換熱器各槽道間的間距較為狹窄，普通的自來(lái)水在循環(huán)數(shù)次之后容易堵塞槽道，所以實(shí)驗(yàn)中選用了安徽藍(lán)藍(lán)集團(tuán)生產(chǎn)的去離子水，使用之前需將去離子水放入低溫恒溫槽中在90℃的條件下加熱1 h以上，以去除去離子水中的氣泡，避免氣泡影響換熱。在換熱器封裝之前，采用超聲波清洗機(jī)去除加工過程中余留的殘?jiān)般~銹。

實(shí)驗(yàn)過程如下：①首先通過計(jì)量泵調(diào)節(jié)輸出流量，再利用三向閥調(diào)節(jié)主副支路流量比使得流量保持穩(wěn)定，最后通過轉(zhuǎn)子流量計(jì)旋鈕進(jìn)行微調(diào)，使得流量為所需定值；②開啟調(diào)壓器，調(diào)節(jié)加熱功率為所需值；③采集數(shù)據(jù)，并記錄。整個(gè)實(shí)驗(yàn)在保證其他變量基本不變的條件下，不斷改變單一變量（流量、加熱功率），測(cè)量單一變量改變時(shí)進(jìn)出口溫度、換熱器表面溫度等待測(cè)數(shù)值，數(shù)據(jù)處理后得出傳熱特性上的差異。

采集數(shù)據(jù)過程中，當(dāng)溫度測(cè)量值保持在±0.5℃范圍內(nèi)超過20 min即認(rèn)為系統(tǒng)處于平衡狀態(tài)，繼續(xù)采集5 min，取該段時(shí)間內(nèi)的平均溫度作為數(shù)據(jù)記錄。

3　實(shí)驗(yàn)結(jié)果與分析

3.1　數(shù)據(jù)處理與誤差分析

3.1.1數(shù)據(jù)處理

利用流過換熱器工質(zhì)的進(jìn)出口溫度差計(jì)算散熱量Q和單位面積換熱量q。

式中，Q為換熱器散熱量，W；q為單位面積散熱量，W/m2；cp為工質(zhì)的比熱容，J/kg·℃；Tin、Tout為工質(zhì)進(jìn)出口溫度，℃；m為工質(zhì)的質(zhì)量流量，kg/s；1A為換熱器受加熱面面積。

流體平均溫度Tm：

由于換熱器壁面溫度不易直接測(cè)量，在兩種換熱器底部開四個(gè)孔，利用在豎直方向的一維導(dǎo)熱公式計(jì)算換熱器壁面溫度Tw：

式中，T1～T4為測(cè)點(diǎn)溫度，℃；L1～L4為測(cè)點(diǎn)與表面的距離，m；k為純銅/鋁的熱導(dǎo)率，W/(m·K)。

平均對(duì)流換熱系數(shù)h：

式中，A2為工質(zhì)與換熱器接觸的總面積。

平均努賽爾數(shù)：

式中，D為水力學(xué)直徑，微通道換熱器的水力學(xué)直徑為多槽道換熱器的水力學(xué)直徑為為流體導(dǎo)熱系數(shù)

微通道換熱器槽道間平均流速uave：

式中，W為微通道換熱器寬，m；H為微通道換熱器槽道高度，m；Qf為工質(zhì)的流量，L/s；ε為槽道的孔隙率。

式中，Wc為槽道寬度，m；Wf為銅柱寬度，m。

多槽道換熱器平均流速：

雷諾數(shù)Re：

式中，ρ為工質(zhì)密度，kg/m3。

3.1.2實(shí)驗(yàn)誤差分析

本實(shí)驗(yàn)中熱電偶精度為±0.2℃，數(shù)據(jù)采集儀測(cè)量精度為1.5%℃，轉(zhuǎn)子流量計(jì)精度為4%L/h，結(jié)合測(cè)量時(shí)的最小溫度25℃，可得溫度測(cè)量的最大誤差為2.3%℃，所測(cè)對(duì)象為mm級(jí)，取長(zhǎng)度的最大誤差為2%。

單位面積換熱量的綜合誤差：

計(jì)算可知q的綜合誤差為6.10%。

對(duì)流換熱系數(shù)的綜合誤差：

壁面溫度和流體平均溫度的差的計(jì)算誤差取最大值6.4%，則h的綜合誤差為8.84%。

多槽道換熱器和微通道換熱器的平均流速的綜合誤差分別為：

計(jì)算可知，多槽道換熱器的uave綜合誤差為4.65%，微通道換熱器的uave綜合誤差為4.89%。

雷諾數(shù)綜合誤差：

多槽道換熱器和微通道換熱器的雷諾數(shù)綜合誤差分別為5.06%和5.28%。

努賽爾數(shù)綜合誤差：

計(jì)算得到努賽爾數(shù)綜合誤差為9.06%。

3.2　實(shí)驗(yàn)結(jié)論與分析

3.2.1換熱器單位面積換熱量與表面溫度的關(guān)系 圖5和圖6對(duì)比了兩種換熱器在同樣的加熱功率情況下，單位面積散熱量與換熱器表面溫度的關(guān)系。由圖可知，多槽道換熱器在表面溫度為75℃左右時(shí)，單位面積換熱量可達(dá)1.0×106W/m2；同等條件下，微通道換熱器的單位面積換熱量可達(dá)到1.8×106W/m2。對(duì)比圖5和圖6不同條件下的結(jié)果可以得出，在同等條件下，微通道換熱器的換熱能力強(qiáng)于多槽道換熱器，這是由于微通道換熱器相比于多槽道換熱器與工質(zhì)有較大的換熱面積，從而使得工質(zhì)在入口溫度相近的情況下，熱交換更加充分。

圖5　多槽道換熱器的表面溫度和單位面積換熱量關(guān)系Fig. 5　The relationship between the heat transfer rate per unit area and the surface temperature of the multi channel exchanger

圖6　微通道換熱器的表面溫度和單位面積換熱量關(guān)系Fig. 6　The relationship between the heat transfer rate per unit area and the surface temperature of the mini channel exchanger

流量一定時(shí)，單位面積換熱量與表面溫度大致呈線性關(guān)系，斜率代表實(shí)際對(duì)流換熱系數(shù)。單位面積換熱量隨壁面溫度上升而增大，這是由于換熱器內(nèi)部工質(zhì)流速恒定時(shí)，隨著換熱面溫度的升高，工質(zhì)與換熱面之間的溫差增大，從而增大換熱量。從圖中也可以看出，隨著流量的增大，單位面積換熱量也會(huì)增加，這是由于表面溫度相同的情況下，流速越快，冷卻工質(zhì)可以更快地進(jìn)入換熱器中，使得工質(zhì)與壁面間保持更大的溫差，從而增大換熱量。

3.2.2換熱器單位面積換熱量與流量的關(guān)系

為進(jìn)一步研究換熱器單位面積換熱量與流量的關(guān)系，對(duì)比了模擬熱源輸入電壓相同時(shí)，流量變化的情況下兩種換熱器的換熱能力。圖7和圖8分別對(duì)比了兩種換熱器在模擬熱源輸入電壓為135 V時(shí)單位面積換熱量與流量的關(guān)系。從圖7可以看出，多槽道換熱器的單位面積換熱量與流量近似為線性關(guān)系，斜率保持穩(wěn)定，流量增大到100 L/h時(shí)換熱量仍有繼續(xù)增大的趨勢(shì)。而在圖8中，微通道換熱器的單位面積換熱量在低流量下隨流量增大而增大，且在開始段斜率大于多槽道換熱器，隨后斜率不斷減小，50 L/h工況下的換熱量比40 L/h下提升不明顯，可見流量的增大對(duì)多槽道換熱器換熱能力提升的影響更為顯著。這是由于微通道換熱器在換熱的過程中，當(dāng)流量進(jìn)一步增大時(shí)，工質(zhì)沿槽道高度方向的流體溫度梯度將增大，工質(zhì)在還未充分換熱時(shí)就流出了換熱器；而多槽道換熱器的槽道平行于流體的流動(dòng)方向，且與流體有充分的換熱面積，在較高流速時(shí)仍能與流體充分換熱。

圖7　多槽道換熱器在135 V下單位面積換熱量與流量的關(guān)系Fig. 7　The relationship between the heat transfer rate per unit area and the flow rate of the multi channel exchanger in the condition of 135 V

圖8　微通道換熱器在135 V下單位面積換熱量與流量的關(guān)系Fig. 8　The relationship between the heat transfer rate per unit area and the flow rate of the mini channel exchanger in the condition of 135 V

3.2.3換熱器換熱系數(shù)與表面溫度的關(guān)系

結(jié)合前文的實(shí)驗(yàn)結(jié)果，圖9和圖10給出了不同流量工況下兩種換熱器換熱系數(shù)與表面溫度之間的關(guān)系。比較兩圖可以發(fā)現(xiàn)，相同流量工況下，兩種換熱器的換熱系數(shù)總體上大致保持穩(wěn)定，換熱器表面溫度對(duì)換熱系數(shù)的影響較??；而隨著流量的增大，換熱系數(shù)也逐漸增大，這是由于隨著流量增大，雷諾數(shù)Re變大，換熱能力增強(qiáng)；多槽道換熱器在流量超過30 L/h、壁面溫度超過70℃時(shí)，換熱系數(shù)會(huì)略有減小，這可能是由于當(dāng)表面溫度超過70℃時(shí)，換熱器表面與工質(zhì)的溫差較大，在較高流速的情況下，工質(zhì)尚未與換熱器充分換熱時(shí)，就已流出換熱器；微通道換熱器在流量為50 L/h時(shí)，其換熱系數(shù)會(huì)隨表面溫度升高而略有增大，這可能是由于流量較大時(shí)，微通道換熱器的內(nèi)部流阻較大，從而使得工質(zhì)雖然在換熱器中是層流狀態(tài)，但在各層之間有少量摻混現(xiàn)象，所以工質(zhì)之間的換熱不僅僅有層流狀態(tài)下的層流換熱，還有對(duì)流引起的換熱，從而使得換熱能力略有提升。

圖9　多槽道換熱器換熱系數(shù)與表面溫度的關(guān)系Fig. 9　The relationship between the heat transfer coefficient and the surface temperature of the multi channel exchanger

圖10　微通道換熱器換熱系數(shù)與表面溫度的關(guān)系Fig. 10　The relationship between the heat transfer coefficient and the surface temperature of the mini channel exchanger

3.2.4換熱器Nu與Re的關(guān)系

圖11和圖12給出了兩種換熱器的Nu與Re的關(guān)系，可以看出兩種換熱器的Nu均隨Re增大而增大，且并未有平緩段。根據(jù)傳熱學(xué)中的對(duì)流理論，槽道的充分發(fā)展段Nu為定值，說明兩種換熱器在10 L/h至50 L/h的、表面溫度30℃至85℃的工況下均處于進(jìn)口段。通過對(duì)比可以發(fā)現(xiàn)，多槽道換熱器的Nu顯著大于微通道換熱器，這是由于多槽道換熱器的水力學(xué)直徑D2大于微通道換熱器的D1，既導(dǎo)致了Nu的增大，同時(shí)也導(dǎo)致了Re的增大。

圖11　多槽道換熱器Nu與Re的關(guān)系Fig. 11　The relationship between the Nusselt number and the Reynolds number of the multi channel exchanger

圖12　微通道換熱器Nu與Re的關(guān)系Fig. 12　The relationship between the Nusselt number and the Reynolds number of the mini channel exchanger

在傳熱學(xué)理論中，對(duì)于形狀一定、結(jié)構(gòu)特定的換熱器，Nu通?？梢曰貧w為Re與Pr的函數(shù)方程，

將前文的實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行擬合，分別得出多槽道換熱器Nu與Re的經(jīng)驗(yàn)式和微通道換熱器的經(jīng)驗(yàn)式

將實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)與擬合所得經(jīng)驗(yàn)式進(jìn)行對(duì)比，發(fā)現(xiàn)多槽道換熱器和微通道換熱器的實(shí)驗(yàn)結(jié)果與經(jīng)驗(yàn)式的最大誤差分別為23.1%和9.7%，所以擬合得出的經(jīng)驗(yàn)式可以較好地表達(dá)類似結(jié)構(gòu)換熱器的對(duì)流傳熱特性。

4　結(jié)　論

（1）多槽道換熱器在流量為50 L/h、換熱器表面溫度為75℃時(shí)，單位面積換熱量可達(dá)1.0×106W/m2；而在同等條件下，微通道換熱器單位面積換熱量能達(dá)到1.8×106W/m2。說明在同等條件下，微通道換熱器的換熱能力比多槽道換熱器強(qiáng)。

（2）當(dāng)流量超過40 L/h，微通道換熱器的單位面積換熱量增速放緩，而多槽道換熱器在流量達(dá)到100 L/h的條件下，單位面積換熱量增速保持穩(wěn)定，仍有繼續(xù)提高的趨勢(shì)?？紤]到多槽道換熱器不易結(jié)垢、耐壓、容易與其他部件連接的特點(diǎn)，多槽道換熱器更適用于流量較大的換熱工作環(huán)境中。

（3）兩種換熱器的換熱系數(shù)在流量10～50 L/h、表面溫度30～85℃的工況下大致保持穩(wěn)定，換熱器表面溫度對(duì)換熱系數(shù)的影響較小。

（4）兩種換熱器的Nu均隨Re的增大而增大，兩種換熱器Nu數(shù)與Re數(shù)、Pr數(shù)的經(jīng)驗(yàn)公式為：多槽道換熱器微通道換熱器