. Results The model used for the fo

. Results
The model used for the following simulations was validated against a cylindrical source model, as well as by comparison with the models developed by Kujawa et al. [35] and Bu et al. [2]. A more specific breakdown of the model validation is detailed in Templeton et al. [34]. Additionally, the proposed model simplifies the velocity profile of the fluid within the heat exchanger to a uniform profile.This assumption was considered due to the laminar nature of the flow, the relatively low fluid velocity, and comparison with results obtained from implementing a parabolic velocity profile for the fluid in the inner pipe and outer annulus. By verifying the Reynolds number of mass flow rates considered in the investigated scenarios,it was concluded that the fluid flow remains in the laminar region.In order to satisfy the no-slip condition for the inner pipe as well as to have a maximum velocity equal to double the mean velocity,Equation (2) was introduced to form the correct velocity profile.where VInner.pipe is the velocity within the inner pipe of the heat exchanger,VInner is the average velocity within the inner pipe of the heat exchanger, and rInner.pipe is the inside radius of the inner pipe of the heat exchanger. Equation (3) was developed by integrating the average velocity flowing through the annulus over the cross sectional area of the annular region of the heat exchanger where VAnnulus is the velocity within the annulus of the heat exchanger,VAnnulus is the average velocity within the annulus of the heat exchanger, and r1 and r2 are the inner and outer radii of the annulus, respectively. Replacing the uniform velocity profile with Equations (2) and (3) in the inner pipe and annulus, respectively, it is possible to investigate the effect of assuming a uniform velocity profile within the heat exchanger (c.f. Fig. 3). As can be observed in Fig. 3, the uniform velocity is a reasonable assumption due to the minor temperature difference observed between itself and the parabolic velocity profile (less than 3% relative difference). The most significant difference is a 0.6 C difference in outlet temperature during the injection cycles.In order to ascertain the validity of this model for applications to geothermal energy storage, the model is compared with the results obtained from a TRNSYS model [29]. TRNSYS operates with an extensive library of components that can be modelled to evaluate temperature profile over a 20 year period than the Eslami-nejad et al. [29] model. The main differences between the two models that could lead to such a difference have been narrowed down to the nature of the heat exchanger that is simulated, the differences in physical configurations, and assumptions made within the model. Due to the higher cross sectional area used for fluid flow in the double pipe heat exchanger design compared to the double utube configuration as well as the insulated inner pipe on the double pipe configuration, the double pipe heat exchanger has a clear ef-ficiency advantage over the double u-tube heat exchanger in this scenario. The efficiency of the heat exchanger is not accountable for the entire difference in outlet fluid temperatures however, as the physical configuration of the system is also important. Eslami-nejad et al. [29] make use of a heat exchanger that is capable of storing and extracting thermal energy simultaneously, while it is impossible to accomplish such a feat with a double pipe heat exchanger.The TRNSYS DST model utilized by Eslami-nejad et al. [29] simplifies the heat transfer from the working fluid of the u-tube to the ground by way of a thermal resistance relation (i.e. analytical solution),and the heat transfer in the remainder of the model is calculated with a finite difference method. Additionally, the TRYNSYS DST model assumes that the heat flux through the boundaries surrounding the heat exchanger is zero. The finite element model proposed in this work assumes that the far boundaries surrounding the heat exchanger are at a constant temperature, and therefore provide a heat flux to resupply the exploited volume of earth with geothermal energy. The outlet temperature profile provided by Eslami-nejad et al. [29] highlights only one data point for every year's worth of data, which is a highly simplified summary of the realistic outlet temperature profile (c.f.Fig. 4). The profile for the proposed model (equivalent total energy/ energy rate) in Fig. 4 demonstrates the seasonal variability that such a system has, with the outlet temperature during the summer phase accentuated due to the thermal energy from solar/cooling being dumped during the five month period. Because a year's worth of solar energy is injected during the summer phase of the total energy scenario for the proposed model, it is as if the solar collector for the proposed model is larger (i.e. same amount of solar energy stored but increased solar thermal power) than that assumed by Eslami-nejad et al. [29]. Because the proposed model can only inject solar thermal energy during the summer phase, compared to year round injection by the double u-tube model,there will be more significant capital costs associated with a larger solar collector for such an equivalent total energy scenario for the proposed model. Furthermore, the solar thermal energy storage during the summer will decrease the effectiveness of the borehole to provide cooling. However, these scenarios are based on a cold climate where heating is prioritized over cooling.It is worthwhile to investigate the effect of the energy storage rate (i.e. identical solar collector size) on the proposed model (c.f.Fig. 4- Proposed model (equivalent energy rate)). The rate of solar energy injection was determined over the summer period, which can be combined with the thermal energy supplied from space cooling to provide a summer rate of thermal energy injection equivalent to Eslami-nejad et al. [29]. Comparing the equivalent total energy and energy rate scenarios, there is little change on the lowest outlet fluid temperature and quite a noticeable change in the peaks of the outlet fluid temperatures. The change in the peak temperatures can be attributed to the decrease in power of the thermal energy that is injected into the double pipe heat exchanger.In order to ascertain the effect that solar injection might have on the long term outlet temperature of a geothermal system, a constant energy extraction model was set up with varying magnitudes of thermal solar injection. The scenarios presented in Fig. 4 correspond to a constant mass flow rate (i.e. independent of energy injection/extraction rates). The average outlet temperatures in the following figures are calculated based only on the outlet temperatures during the extraction phases of the year, so as to isolate the effects of extraction from the effects of injection. Additionally, the linear correlation of COP with the outlet temperatures associated with geothermal extraction can be used to approximate the whole system. From Fig. 5, it is obvious that the injection of solar thermal energy over the summer period results in an overall positive effect on the outlet temperature of the double pipe heat exchanger during the winter period. Increasing the thermal solar injection rate has the effect of increasing the outlet temperature of the working fluid as well as increasing the sustainability of the geothermal system. It is of particular importance to note that for an 1800 W solar thermal injection rate, the average outlet temperature remains relatively stable over 13 years (c.f. Fig. 5). Comparing the 1800 W injection scenario with the no injection scenario, it is clear from the average outlet temperature that the lack of solar injection results in a less sustainable geothermal system. By injecting 1800 W of solar thermal energy during the 5 summer months of the year, the average outlet temperature can be improved by 5% over the 13 year period. Logically, it follows that increasing the rate of heat extraction from a geothermal resource will result in diminishing outlet temperatures over time (c.f. Fig. 6). This hypothesis is demonstrated in Fig. 6, where varying rates of heat extraction are investigated without the aid of solar thermal injection. The sustainability of the geothermal resource is substantially reduced as increasing heat loads are applied (c.f. Fig. 6). The continual decrease in the average outlet temperature illustrates the fact that solar thermal injection can be used to increase the sustainability of a geothermal resource.It is important to note that a steady state is attained quicker for smaller extraction rates. For example, the 2000 W extraction rate will reach a plateau significantly sooner than the 4000 W extraction rate. For each of the scenarios in Fig. 6 the average outlet temperature has reached a pseudo-steady state, meaning that there is a minimal decrease in the average outlet temperature of the working fluid. The magnitude of the extraction rate will be dependent on the specific needs necessary to the situation.To investigate the influence of the working fluid's mass flow rate on the thermal storage capacity of the geothermal resource,various mass flow rates were investigated during the injection cycle of the system (i.e. summer period) while the mass flow rate during the extraction cycle were left constant. A slower mass flow rate through the double pipe heat exchanger allows the fluid more time to transfer the solar thermal energy to the geothermal resource. The transfer of thermal energy is aided by the thermally depleted volume of earth immediately surrounding the borehole,creating a larger temperature gradient. There is significant advantage to decreasing the mass flow rate of the working fluid as evidenced in Fig. 7. The decreased mass flow rates during the injection cycles lead to a 3.7% increase in average outlet temperature,which means that there is more efficient transfer of

ผลลัพธ์ (ไทย) 1:

. ผลลัพธ์ The model used for the following simulations was validated against a cylindrical source model, as well as by comparison with the models developed by Kujawa et al. [35] and Bu et al. [2]. A more specific breakdown of the model validation is detailed in Templeton et al. [34]. Additionally, the proposed model simplifies the velocity profile of the fluid within the heat exchanger to a uniform profile.This assumption was considered due to the laminar nature of the flow, the relatively low fluid velocity, and comparison with results obtained from implementing a parabolic velocity profile for the fluid in the inner pipe and outer annulus. By verifying the Reynolds number of mass flow rates considered in the investigated scenarios,it was concluded that the fluid flow remains in the laminar region.In order to satisfy the no-slip condition for the inner pipe as well as to have a maximum velocity equal to double the mean velocity,Equation (2) was introduced to form the correct velocity profile.where VInner.pipe is the velocity within the inner pipe of the heat exchanger,VInner is the average velocity within the inner pipe of the heat exchanger, and rInner.pipe is the inside radius of the inner pipe of the heat exchanger. Equation (3) was developed by integrating the average velocity flowing through the annulus over the cross sectional area of the annular region of the heat exchanger where VAnnulus is the velocity within the annulus of the heat exchanger,VAnnulus is the average velocity within the annulus of the heat exchanger, and r1 and r2 are the inner and outer radii of the annulus, respectively. Replacing the uniform velocity profile with Equations (2) and (3) in the inner pipe and annulus, respectively, it is possible to investigate the effect of assuming a uniform velocity profile within the heat exchanger (c.f. Fig. 3). As can be observed in Fig. 3, the uniform velocity is a reasonable assumption due to the minor temperature difference observed between itself and the parabolic velocity profile (less than 3% relative difference). The most significant difference is a 0.6 C difference in outlet temperature during the injection cycles.In order to ascertain the validity of this model for applications to geothermal energy storage, the model is compared with the results obtained from a TRNSYS model [29]. TRNSYS operates with an extensive library of components that can be modelled to evaluate temperature profile over a 20 year period than the Eslami-nejad et al. [29] model. The main differences between the two models that could lead to such a difference have been narrowed down to the nature of the heat exchanger that is simulated, the differences in physical configurations, and assumptions made within the model. Due to the higher cross sectional area used for fluid flow in the double pipe heat exchanger design compared to the double utube configuration as well as the insulated inner pipe on the double pipe configuration, the double pipe heat exchanger has a clear ef-ficiency advantage over the double u-tube heat exchanger in this scenario. The efficiency of the heat exchanger is not accountable for the entire difference in outlet fluid temperatures however, as the physical configuration of the system is also important. Eslami-nejad et al. [29] make use of a heat exchanger that is capable of storing and extracting thermal energy simultaneously, while it is impossible to accomplish such a feat with a double pipe heat exchanger.The TRNSYS DST model utilized by Eslami-nejad et al. [29] simplifies the heat transfer from the working fluid of the u-tube to the ground by way of a thermal resistance relation (i.e. analytical solution),and the heat transfer in the remainder of the model is calculated with a finite difference method. Additionally, the TRYNSYS DST model assumes that the heat flux through the boundaries surrounding the heat exchanger is zero. The finite element model proposed in this work assumes that the far boundaries surrounding the heat exchanger are at a constant temperature, and therefore provide a heat flux to resupply the exploited volume of earth with geothermal energy. The outlet temperature profile provided by Eslami-nejad et al. [29] highlights only one data point for every year's worth of data, which is a highly simplified summary of the realistic outlet temperature profile (c.f.Fig. 4). The profile for the proposed model (equivalent total energy/ energy rate) in Fig. 4 demonstrates the seasonal variability that such a system has, with the outlet temperature during the summer phase accentuated due to the thermal energy from solar/cooling being dumped during the five month period. Because a year's worth of solar energy is injected during the summer phase of the total energy scenario for the proposed model, it is as if the solar collector for the proposed model is larger (i.e. same amount of solar energy stored but increased solar thermal power) than that assumed by Eslami-nejad et al. [29]. Because the proposed model can only inject solar thermal energy during the summer phase, compared to year round injection by the double u-tube model,there will be more significant capital costs associated with a larger solar collector for such an equivalent total energy scenario for the proposed model. Furthermore, the solar thermal energy storage during the summer will decrease the effectiveness of the borehole to provide cooling. However, these scenarios are based on a cold climate where heating is prioritized over cooling.It is worthwhile to investigate the effect of the energy storage rate (i.e. identical solar collector size) on the proposed model (c.f.Fig. 4- Proposed model (equivalent energy rate)). The rate of solar energy injection was determined over the summer period, which can be combined with the thermal energy supplied from space cooling to provide a summer rate of thermal energy injection equivalent to Eslami-nejad et al. [29]. Comparing the equivalent total energy and energy rate scenarios, there is little change on the lowest outlet fluid temperature and quite a noticeable change in the peaks of the outlet fluid temperatures. The change in the peak temperatures can be attributed to the decrease in power of the thermal energy that is injected into the double pipe heat exchanger.In order to ascertain the effect that solar injection might have on the long term outlet temperature of a geothermal system, a constant energy extraction model was set up with varying magnitudes of thermal solar injection. The scenarios presented in Fig. 4 correspond to a constant mass flow rate (i.e. independent of energy injection/extraction rates). The average outlet temperatures in the following figures are calculated based only on the outlet temperatures during the extraction phases of the year, so as to isolate the effects of extraction from the effects of injection. Additionally, the linear correlation of COP with the outlet temperatures associated with geothermal extraction can be used to approximate the whole system. From Fig. 5, it is obvious that the injection of solar thermal energy over the summer period results in an overall positive effect on the outlet temperature of the double pipe heat exchanger during the winter period. Increasing the thermal solar injection rate has the effect of increasing the outlet temperature of the working fluid as well as increasing the sustainability of the geothermal system. It is of particular importance to note that for an 1800 W solar thermal injection rate, the average outlet temperature remains relatively stable over 13 years (c.f. Fig. 5). Comparing the 1800 W injection scenario with the no injection scenario, it is clear from the average outlet temperature that the lack of solar injection results in a less sustainable geothermal system. By injecting 1800 W of solar thermal energy during the 5 summer months of the year, the average outlet temperature can be improved by 5% over the 13 year period. Logically, it follows that increasing the rate of heat extraction from a geothermal resource will result in diminishing outlet temperatures over time (c.f. Fig. 6). This hypothesis is demonstrated in Fig. 6, where varying rates of heat extraction are investigated without the aid of solar thermal injection. The sustainability of the geothermal resource is substantially reduced as increasing heat loads are applied (c.f. Fig. 6). The continual decrease in the average outlet temperature illustrates the fact that solar thermal injection can be used to increase the sustainability of a geothermal resource.It is important to note that a steady state is attained quicker for smaller extraction rates. For example, the 2000 W extraction rate will reach a plateau significantly sooner than the 4000 W extraction rate. For each of the scenarios in Fig. 6 the average outlet temperature has reached a pseudo-steady state, meaning that there is a minimal decrease in the average outlet temperature of the working fluid. The magnitude of the extraction rate will be dependent on the specific needs necessary to the situation.To investigate the influence of the working fluid's mass flow rate on the thermal storage capacity of the geothermal resource,various mass flow rates were investigated during the injection cycle of the system (i.e. summer period) while the mass flow rate during the extraction cycle were left constant. A slower mass flow rate through the double pipe heat exchanger allows the fluid more time to transfer the solar thermal energy to the geothermal resource. The transfer of thermal energy is aided by the thermally depleted volume of earth immediately surrounding the borehole,creating a larger temperature gradient. There is significant advantage to decreasing the mass flow rate of the working fluid as evidenced in Fig. 7. The decreased mass flow rates during the injection cycles lead to a 3.7% increase in average outlet temperature,which means that there is more efficient transfer of

ผลลัพธ์ (ไทย) 2:

. ผลการค้นหารูปแบบที่ใช้ในการจำลองต่อไปนี้ได้รับการตรวจสอบกับแหล่งที่มาของรูปแบบรูปทรงกระบอกเช่นเดียวกับเมื่อเทียบกับรุ่นที่พัฒนาโดย Kujawa et al,
[35] และบุ et al, [2] การแบ่งเฉพาะเจาะจงมากขึ้นของการตรวจสอบรูปแบบเป็นรายละเอียดใน Templeton et al, [34] นอกจากนี้การนำเสนอรูปแบบรายละเอียดช่วยลดความเร็วของของเหลวภายในเครื่องแลกเปลี่ยนความร้อนที่จะเป็นสมมติฐาน profile.This เครื่องแบบได้รับการพิจารณาเนื่องจากลักษณะราบเรียบของการไหลของของเหลวความเร็วค่อนข้างต่ำและเมื่อเทียบกับผลที่ได้รับจากการใช้ความเร็วเป็นรูปโค้ง รายละเอียดสำหรับของเหลวในท่อด้านในและด้านนอกห่วง โดยการตรวจสอบจำนวน Reynolds ของอัตราการไหลของมวลพิจารณาในการตรวจสอบสถานการณ์มันก็สรุปได้ว่าการไหลของของไหลยังคงอยู่ในลำดับชั้น region.In เพื่อตอบสนองความไม่มีเงื่อนไขลื่นท่อภายในเช่นเดียวกับที่จะมีความเร็วสูงสุดเท่ากัน จะเป็นสองเท่าความเร็วเฉลี่ยที่สมการ (2) ได้รับการแนะนำในรูปแบบที่ถูกต้องความเร็ว profile.where VInner.pipe คือความเร็วในท่อด้านในของเครื่องแลกเปลี่ยนความร้อนที่ Vinner เป็นความเร็วเฉลี่ยในท่อด้านในของเครื่องแลกเปลี่ยนความร้อนและ rInner.pipe เป็นรัศมีภายในของท่อด้านในของเครื่องแลกเปลี่ยนความร้อน สมการ (3) ได้รับการพัฒนาโดยการบูรณาการความเร็วเฉลี่ยที่ไหลผ่านห่วงมากกว่าพื้นที่ตัดขวางของภูมิภาควงแหวนของเครื่องแลกเปลี่ยนความร้อนที่ VAnnulus คือความเร็วภายในห่วงของเครื่องแลกเปลี่ยนความร้อนที่ VAnnulus เป็นความเร็วเฉลี่ยที่อยู่ในห่วงของ แลกเปลี่ยนความร้อนและ r1 r2 และมีรัศมีด้านในและด้านนอกของห่วงตามลำดับ การเปลี่ยนรายละเอียดความเร็วที่สม่ำเสมอกับสมการ (2) และ (3) ในท่อภายในและห่วงตามลำดับก็เป็นไปได้ที่จะตรวจสอบผลของการสมมติว่ารายละเอียดความเร็วที่สม่ำเสมอในการแลกเปลี่ยนความร้อน (CF รูปที่. 3) ที่สามารถสังเกตเห็นในรูป 3 ความเร็วสม่ำเสมอเป็นสมมติฐานที่เหมาะสมเนื่องจากความแตกต่างของอุณหภูมิระหว่างรองลงมาสังเกตตัวเองและรายละเอียดความเร็วพาราโบลา (น้อยกว่า 3% แตกต่างญาติ) ความแตกต่างอย่างมีนัยสำคัญมากที่สุดก็คือความแตกต่างที่ C 0.6 ในอุณหภูมิที่ออกในระหว่างการสั่งซื้อการฉีด cycles.In เพื่อยืนยันความถูกต้องของรูปแบบนี้สำหรับการใช้งานเพื่อการจัดเก็บพลังงานความร้อนใต้พิภพรุ่นที่มีการเปรียบเทียบกับผลที่ได้รับจากรูปแบบ TRNSYS [29] TRNSYS ทำงานกับห้องสมุดที่กว้างขวางของชิ้นส่วนที่สามารถสร้างแบบจำลองการประเมินรายละเอียดอุณหภูมิในช่วงระยะเวลา 20 ปีกว่า Eslami-จาด et al, [29] รูปแบบ ความแตกต่างที่สำคัญระหว่างทั้งสองรุ่นที่จะนำไปสู่ความแตกต่างดังกล่าวได้รับการแคบลงไปลักษณะของการแลกเปลี่ยนความร้อนที่มีการจำลองความแตกต่างในการกำหนดค่าทางกายภาพและการตั้งสมมติฐานภายในรูปแบบ เนื่องจากพื้นที่หน้าตัดที่สูงขึ้นส่วนที่ใช้สำหรับการไหลของของเหลวในท่อออกแบบเครื่องแลกเปลี่ยนความร้อนสองเมื่อเทียบกับการกำหนดค่า UTube คู่เช่นเดียวกับท่อภายในฉนวนในการกำหนดค่าท่อคู่แลกเปลี่ยนความร้อนท่อคู่มีข้อได้เปรียบ EF-ดำรงชัดเจน ดับเบิลยูท่อแลกเปลี่ยนความร้อนในสถานการณ์นี้ ประสิทธิภาพของเครื่องแลกเปลี่ยนความร้อนจะไม่รับผิดชอบต่อความแตกต่างทั้งในอุณหภูมิของเหลวเต้าเสียบอย่างไรก็ตามในขณะที่การกำหนดค่าทางกายภาพของระบบเป็นสิ่งที่สำคัญ Eslami-จาด et al, [29] ทำให้การใช้งานของเครื่องแลกเปลี่ยนความร้อนที่มีความสามารถในการจัดเก็บและการสกัดพลังงานความร้อนพร้อมกันในขณะที่มันเป็นไปไม่ได้ที่จะบรรลุความสำเร็จดังกล่าวที่มีความร้อนท่อคู่ exchanger.The TRNSYS DST รูปแบบการใช้โดย Eslami-จาด et al, [29] ช่วยลดการถ่ายเทความร้อนจากสารทำงานของยูหลอดไปที่พื้นดินโดยวิธีการของความสัมพันธ์ที่มีความต้านทานความร้อน (เช่นโซลูชันการวิเคราะห์) และการถ่ายเทความร้อนในส่วนที่เหลือของรูปแบบที่มีการคำนวณด้วยวิธีการที่แตกต่างกันแน่นอน นอกจากนี้ TRYNSYS DST รูปแบบสันนิษฐานว่าฟลักซ์ความร้อนผ่านเขตแดนรอบเครื่องแลกเปลี่ยนความร้อนเป็นศูนย์ รูปแบบองค์ประกอบ จำกัด ที่นำเสนอในงานนี้อนุมานว่าขอบเขตไกลรอบเครื่องแลกเปลี่ยนความร้อนอยู่ที่อุณหภูมิคงที่และดังนั้นจึงให้การไหลของความร้อนที่จะ resupply ปริมาณการใช้ประโยชน์ของแผ่นดินด้วยพลังงานความร้อนใต้พิภพ รายละเอียดอุณหภูมิที่ออกให้โดย Eslami-จาด et al, [29] ไฮไลท์เพียงจุดเดียวสำหรับข้อมูลที่คุ้มค่าของทุกปีของข้อมูลซึ่งเป็นบทสรุปง่ายอย่างมากของร้านอุณหภูมิจริง (cfFig. 4) รายละเอียดสำหรับรุ่นที่นำเสนอ (พลังงานทั้งหมดเทียบเท่า / อัตราพลังงาน) ในรูป 4 แสดงให้เห็นถึงความแปรปรวนของฤดูกาลที่มีระบบดังกล่าวมีอุณหภูมิเต้าเสียบในช่วงฤดูร้อนที่เน้นเนื่องจากการพลังงานความร้อนจากแสงอาทิตย์ / ระบายความร้อนที่ถูกทิ้งในช่วงระยะเวลาห้าเดือน เพราะมูลค่าปีของพลังงานแสงอาทิตย์จะถูกฉีดในช่วงฤดูร้อนของสถานการณ์พลังงานทั้งหมดสำหรับรูปแบบที่นำเสนอจะเป็นถ้าเก็บพลังงานแสงอาทิตย์สำหรับการนำเสนอรูปแบบที่มีขนาดใหญ่ (เช่นจำนวนเงินเดียวกันของพลังงานแสงอาทิตย์ที่เก็บไว้ แต่เพิ่มพลังงานความร้อนจากแสงอาทิตย์) กว่าที่สันนิษฐานโดย Eslami-จาด et al, [29] เพราะการนำเสนอรูปแบบเท่านั้นที่สามารถฉีดพลังงานความร้อนจากแสงอาทิตย์ในช่วงฤดูร้อนเมื่อเทียบกับปีรอบการฉีดโดยสองรูปแบบหลอดยูจะมีค่าใช้จ่ายทุนอย่างมีนัยสำคัญที่เกี่ยวข้องกับแสงอาทิตย์ที่มีขนาดใหญ่เช่นสถานการณ์พลังงานทั้งหมดเทียบเท่าสำหรับ การนำเสนอรูปแบบ นอกจากนี้การจัดเก็บพลังงานความร้อนจากแสงอาทิตย์ในช่วงฤดูร้อนจะลดประสิทธิภาพของหลุมเจาะเพื่อให้การระบายความร้อนที่ อย่างไรก็ตามสถานการณ์เหล่านี้จะขึ้นอยู่กับสภาพภูมิอากาศที่หนาวเย็นที่มีการจัดลำดับความสำคัญความร้อนมากกว่า cooling.It คุ้มค่าที่จะศึกษาผลของอัตราการจัดเก็บพลังงาน (เช่นขนาดแสงอาทิตย์เหมือนกัน) ในรูปแบบที่นำเสนอ (cfFig. 4- เสนอรูปแบบ (พลังงานเทียบเท่า อัตรา)) อัตราการฉีดพลังงานแสงอาทิตย์ถูกกำหนดในช่วงฤดูร้อนซึ่งสามารถใช้ร่วมกับพลังงานความร้อนที่มาจากการระบายความร้อนพื้นที่เพื่อให้อัตราการฉีดในช่วงฤดูร้อนของพลังงานความร้อนเทียบเท่ากับ Eslami-จาด et al, [29] เปรียบเทียบพลังงานทั้งหมดเทียบเท่าอัตราและสถานการณ์พลังงานมีการเปลี่ยนแปลงเล็ก ๆ น้อย ๆ กับอุณหภูมิของเหลวเต้าเสียบต่ำสุดและค่อนข้างมีการเปลี่ยนแปลงที่เห็นได้ชัดในยอดของอุณหภูมิของเหลวเต้าเสียบ การเปลี่ยนแปลงในอุณหภูมิสูงสุดสามารถนำมาประกอบการลดลงในอำนาจของพลังงานความร้อนที่ถูกฉีดเข้าไปในท่อความร้อนคู่เพื่อ exchanger.In เพื่อยืนยันผลที่ฉีดแสงอาทิตย์อาจจะมีในอุณหภูมิที่ออกในระยะยาวของระบบความร้อนใต้พิภพที่ รูปแบบการสกัดพลังงานคงที่ถูกจัดตั้งขึ้นด้วยขนาดที่แตกต่างกันของการฉีดระบายความร้อนพลังงานแสงอาทิตย์ สถานการณ์ที่นำเสนอในรูป 4 สอดคล้องกับอัตราการไหลของมวลคงที่ (คือเป็นอิสระจากการฉีดพลังงาน / อัตราการสกัด) อุณหภูมิโดยเฉลี่ยในร้านตัวเลขต่อไปนี้จะคำนวณจากเฉพาะในอุณหภูมิเต้าเสียบในระหว่างขั้นตอนการสกัดของปีเพื่อที่จะแยกผลกระทบจากการสกัดจากผลกระทบของการฉีด นอกจากนี้ความสัมพันธ์เชิงเส้นของ COP มีอุณหภูมิเต้าเสียบที่เกี่ยวข้องกับการสกัดความร้อนใต้พิภพสามารถใช้ในการใกล้เคียงกับทั้งระบบ จากรูป 5 ก็เป็นที่ชัดเจนว่าการฉีดของพลังงานความร้อนจากแสงอาทิตย์ในช่วงระยะเวลาฤดูร้อนผลในผลบวกโดยรวมในอุณหภูมิทางออกของเครื่องแลกเปลี่ยนความร้อนท่อคู่ในช่วงฤดูหนาว การเพิ่มขึ้นของอัตราการฉีดแสงอาทิตย์ความร้อนมีผลของการเพิ่มอุณหภูมิเต้าเสียบของสารทำงานตลอดจนการเพิ่มความยั่งยืนของระบบความร้อนใต้พิภพที่ มันมีความสำคัญโดยเฉพาะอย่างยิ่งที่จะต้องทราบว่าสำหรับอัตราการฉีดระบายความร้อน 1800 วัตต์พลังงานแสงอาทิตย์อุณหภูมิเต้าเสียบเฉลี่ยยังคงค่อนข้างมีเสถียรภาพกว่า 13 ปี (CF รูปที่. 5) เปรียบเทียบสถานการณ์การฉีด W 1800 กับสถานการณ์ที่ไม่มีการฉีดก็เป็นที่ชัดเจนจากอุณหภูมิเฉลี่ยเต้าเสียบว่าการขาดผลการฉีดเซลล์แสงอาทิตย์ในระบบความร้อนใต้พิภพที่ยั่งยืนน้อย โดยการฉีด 1800 วัตต์ของพลังงานความร้อนจากแสงอาทิตย์ในช่วง 5 เดือนในช่วงฤดูร้อนของปีนี้อุณหภูมิเฉลี่ยเต้าเสียบสามารถปรับปรุงให้ดีขึ้น 5% ในช่วงระยะเวลา 13 ปี เหตุผลมันตามที่การเพิ่มอัตราการสกัดความร้อนจากใต้พิภพทรัพยากรที่จะส่งผลให้อุณหภูมิลดลงเต้าเสียบเมื่อเวลาผ่านไป (CF รูปที่. 6) สมมติฐานนี้จะแสดงให้เห็นในรูป 6 ที่มีอัตราที่แตกต่างกันของการสกัดความร้อนจะถูกตรวจสอบโดยความช่วยเหลือของการฉีดระบายความร้อนพลังงานแสงอาทิตย์ ความยั่งยืนของทรัพยากรความร้อนใต้พิภพจะลดลงอย่างมีนัยสำคัญกับการเพิ่มโหลดความร้อนถูกนำมาใช้ (CF รูปที่. 6) อย่างต่อเนื่องลดลงในอุณหภูมิที่ออกเฉลี่ยแสดงให้เห็นถึงความจริงที่ว่าฉีดความร้อนจากแสงอาทิตย์สามารถนำมาใช้เพื่อเพิ่มการพัฒนาอย่างยั่งยืนของ resource.It ความร้อนใต้พิภพเป็นสิ่งสำคัญที่จะทราบว่ารัฐคงที่จะบรรลุได้เร็วขนาดเล็กสำหรับอัตราการสกัด ยกตัวอย่างเช่น 2000 W อัตราการสกัดน้ำมันจะถึงที่ราบสูงอย่างมีนัยสำคัญเร็วกว่าอัตราการสกัด W 4000 สำหรับแต่ละสถานการณ์ในรูป 6 อุณหภูมิเต้าเสียบเฉลี่ยได้ถึงรัฐหลอกคงหมายความว่ามีการลดลงน้อยที่สุดในอุณหภูมิที่ออกเฉลี่ยของสารทำงาน ขนาดของอัตราการสกัดจะขึ้นอยู่กับความต้องการเฉพาะของที่จำเป็นใน situation.To ตรวจสอบอิทธิพลของอัตราการไหลของมวลน้ำของการทำงานบนความจุความร้อนของทรัพยากรความร้อนใต้พิภพที่อัตราการไหลของมวลต่างๆถูกตรวจสอบในระหว่างรอบการฉีด ระบบ (เช่นระยะเวลาในช่วงฤดูร้อน) ในขณะที่อัตราการไหลของมวลในระหว่างรอบการสกัดถูกทิ้งไว้อย่างต่อเนื่อง อัตราการไหลของมวลช้าผ่านท่อคู่แลกเปลี่ยนความร้อนช่วยให้น้ำมีเวลามากขึ้นในการถ่ายโอนพลังงานความร้อนจากแสงอาทิตย์เพื่อทรัพยากรความร้อนใต้พิภพ การโอนพลังงานความร้อนที่ได้รับความช่วยเหลือจากปริมาณหมดความร้อนของโลกทันทีโดยรอบหลุมเจาะ, การสร้างอุณหภูมิลาดขนาดใหญ่ มีข้อได้เปรียบที่สำคัญในการลดลงของอัตราการไหลของมวลของของไหลทำงานที่เป็นหลักฐานในรูป 7. ลดลงอัตราการไหลของมวลในระหว่างรอบการฉีดนำไปสู่การเพิ่มขึ้น 3.7% ในอุณหภูมิที่ออกเฉลี่ยซึ่งหมายความว่ามีการโอนมีประสิทธิภาพมากขึ้น

ผลลัพธ์ (ไทย) 3:

. ผลลัพธ์
แบบจำลองที่ใช้สำหรับการจำลองการตรวจสอบกับแหล่งต่อไปนี้เป็นแบบทรงกระบอก รวมทั้งเมื่อเปรียบเทียบกับโมเดลที่พัฒนาโดย kujawa et al . [ 3 ] และบู et al . [ 2 ] รายละเอียดเฉพาะเจาะจงมากขึ้นของรูปแบบการตรวจสอบรายละเอียดใน Templeton et al . [ 34 ] นอกจากนี้แบบจำลองช่วยโพรไฟล์ความเร็วของของไหลในเครื่องแลกเปลี่ยนความร้อน เพื่อรายละเอียดเครื่องแบบ สมมติฐานนี้ได้รับการพิจารณาเนื่องจากการธรรมชาติของการไหลของของไหลความเร็วค่อนข้างต่ำและเมื่อเปรียบเทียบกับผลที่ได้จากการใช้โปรไฟล์ความเร็วพาราโบลาสำหรับของไหลในท่อภายใน และภายนอก แอนนูลัสโดยตรวจสอบเลขเรย์โนลด์ของการไหล อัตราการพิจารณาในสถานการณ์ที่ศึกษา พบว่า การไหลแบบราบเรียบยังคงอยู่ในภูมิภาค เพื่อตอบสนองไม่ลื่นสภาพท่อด้านใน รวมทั้งมีความเร็วสูงสุดเท่ากับสองเท่าของค่าเฉลี่ยความเร็ว สมการ ( 2 ) แนะนำรูปแบบ แก้ไขความเร็ว profile.where ผู้ชนะ .ท่อความเร็วภายในด้านในของท่อแลกเปลี่ยนความร้อน ผู้ชนะคือ ความเร็วเฉลี่ยในท่อภายในของอุปกรณ์แลกเปลี่ยนความร้อน และ rinner.pipe เป็นรัศมีภายในของท่อด้านในของความร้อนการแลกเปลี่ยนสมการ ( 3 ) พัฒนาโดยบูรณาการ ความเร็วเฉลี่ยที่ไหลผ่านวงแหวนผ่านพื้นที่หน้าตัดของภูมิภาคชนิดของอุปกรณ์แลกเปลี่ยนความร้อนที่ vannulus คือความเร็วภายในวงแหวนของ heat exchanger vannulus คือความเร็วเฉลี่ยภายในวงแหวนของอุปกรณ์แลกเปลี่ยนความร้อน และ R1 R2 และมีรัศมีภายในและภายนอกของแอนนูลัส ตามลำดับการเปลี่ยนความเร็วเครื่องแบบโปรไฟล์ด้วยสมการ ( 2 ) และ ( 3 ) ในท่อภายใน และวงแหวน ตามลำดับ มันเป็นไปได้ที่จะศึกษาผลของสมมติความเร็วเครื่องแบบโปรไฟล์ภายในอุปกรณ์แลกเปลี่ยนความร้อน ( ซี. เอฟ รูปที่ 3 ) ที่สามารถสังเกตได้ในรูปที่ 3ความเร็วเครื่องแบบเป็นสมมติฐานที่เหมาะสมเนื่องจากอุณหภูมิ พบความแตกต่างเล็กน้อยระหว่างตัวเองกับโปรไฟล์ความเร็วพาราโบลา ( น้อยกว่า 3 % ความแตกต่างสัมพัทธ์ ) ความแตกต่างที่สำคัญที่สุดคือ 0.6 องศาเซลเซียส ความแตกต่างในอุณหภูมิเต้าเสียบระหว่างฉีดรอบ เพื่อยืนยันความถูกต้องของแบบจำลองนี้สำหรับการใช้งานในการจัดเก็บพลังงานใต้พิภพรูปแบบการเปรียบเทียบกับผลที่ได้จากแบบจำลอง trnsys [ 29 ] trnsys ประกอบกับห้องสมุดที่กว้างขวางของส่วนประกอบที่สามารถจำลองเพื่อประเมินอุณหภูมิ เป็นระยะเวลากว่า 20 ปี กว่า eslami NEJAD et al . รูปแบบ [ 29 ]ความแตกต่างหลักระหว่างสองรุ่นที่สามารถนำไปสู่ความแตกต่างดังกล่าวได้แคบลง ลักษณะของอุปกรณ์แลกเปลี่ยนความร้อนที่จำลอง ความแตกต่างในรูปแบบทางกายภาพ และสมมติฐานที่ทำในรูปแบบเนื่องจากสูงกว่าพื้นที่หน้าตัดการไหลของของไหลที่ใช้ในการออกแบบท่อแลกเปลี่ยนความร้อนเมื่อเทียบกับค่า Utube คู่รวมทั้งฉนวนภายในท่อในการกำหนดค่าท่อคู่ , แลกเปลี่ยนความร้อนท่อคู่มีชัดเจน EF ficiency เหนือคู่ u-tube แลกเปลี่ยนความร้อนในสถานการณ์นี้ประสิทธิภาพของอุปกรณ์แลกเปลี่ยนความร้อนแบบไม่รับผิดชอบ ความแตกต่างทั้งในร้านของเหลวอุณหภูมิแต่เป็นโครงแบบเชิงกายภาพของระบบเป็นสำคัญ eslami NEJAD et al . [ 29 ] ให้ใช้อุปกรณ์แลกเปลี่ยนความร้อนที่มีความสามารถในการจัดเก็บและการแยกพลังงานพร้อมกัน ในขณะที่มันเป็นไปไม่ได้ที่จะบรรลุเช่น feat กับท่อคู่แลกเปลี่ยนความร้อน .การ trnsys DST รุ่นที่ใช้ โดย eslami NEJAD et al . [ 29 ] ช่วยลดการถ่ายเทความร้อนจากของไหลทำงานของ u-tube กับพื้นโดยวิธีของความต้านทานความร้อนความสัมพันธ์ ( เช่น วิเคราะห์ แก้ปัญหา และการถ่ายเทความร้อนในส่วนที่เหลือของรูปแบบจะถูกคำนวณด้วยวิธีผลต่างสืบเนื่อง . นอกจากนี้การ trynsys DST รุ่นถือว่าฟลักซ์ความร้อนผ่านเขตแดนรอบเครื่องแลกเปลี่ยนความร้อนที่เป็นศูนย์ แบบจำลองไฟไนต์เอลิเมนต์ที่นำเสนอในงานนี้ถือว่าไกลขอบเขตโดยรอบอุปกรณ์แลกเปลี่ยนความร้อนที่อุณหภูมิคงที่และดังนั้นจึงให้ฟลักซ์ความร้อนเพื่อเติมเสบียงที่ใช้ปริมาณของโลกกับพลังงานความร้อนใต้พิภพอุณหภูมิโปรไฟล์โดย eslami NEJAD et al . [ 29 ] ไฮไลท์เพียงหนึ่งจุดข้อมูลสำหรับมูลค่าของทุกปีข้อมูล ซึ่งเป็น ขอแบบสรุปของมีเหตุผลอุณหภูมิโปรไฟล์ ( c.f.fig . 4 ) โปรไฟล์สำหรับแบบจำลอง ( เทียบเท่ารวมพลังงาน / พลังงานเท่ากัน ) ในรูปที่ 4 แสดงให้เห็นถึงความผันแปรตามฤดูกาลที่ระบบดังกล่าวได้กับอุณหภูมิในช่วงฤดูร้อนเน้นระยะเนื่องจากพลังงานความร้อนจากแสงอาทิตย์ / เย็นถูกทิ้งในช่วงห้าเดือน . เพราะมูลค่าปีของพลังงานแสงอาทิตย์จะถูกฉีดในช่วงระยะของสถานการณ์พลังงานรวมของรูปแบบ มันเป็นถ้าพลังงานแสงอาทิตย์ในรูปแบบขนาดใหญ่ ( เช่นจำนวนเดียวกันของพลังงานที่เก็บไว้ แต่เพิ่มพลังงานความร้อนพลังงานแสงอาทิตย์ ) กว่านั้นถือว่า eslami NEJAD et al . [ 29 ] เนื่องจากแบบจำลองสามารถให้พลังงานความร้อนจากแสงอาทิตย์ในช่วงระยะฤดูร้อน , เมื่อเทียบกับปี ฉีด รอบ โดยรูปแบบ u-tube คู่จะมีมากขึ้น ทุน ค่าใช้จ่ายที่เกี่ยวข้องกับพลังงานแสงอาทิตย์ขนาดใหญ่เช่นเทียบเท่ากับพลังงานทั้งหมดของสถานการณ์สำหรับแบบจำลอง นอกจากนี้ พลังงานแสงอาทิตย์กระเป๋าในช่วงฤดูร้อนจะลดประสิทธิภาพของหลุมเจาะเพื่อให้เย็น อย่างไรก็ตาม สถานการณ์เหล่านี้จะขึ้นอยู่กับอากาศหนาวที่ความร้อนจะถูกจัดลำดับความสำคัญมากกว่าความเย็นมันคุ้มค่าที่จะศึกษาผลของอัตราการจัดเก็บพลังงาน ( เช่นขนาดแสงอาทิตย์เหมือนกัน ) ในการนำเสนอรูปแบบ ( c.f.fig 4 - แบบจำลอง ( อัตราพลังงานเทียบเท่า ) ) อัตราการฉีดของพลังงานแสงอาทิตย์ที่ถูกกำหนดในช่วงฤดูร้อนซึ่งสามารถใช้ร่วมกับพลังงานความร้อนมาจากพื้นที่ระบายความร้อนให้ฤดูร้อนเท่ากันฉีดพลังงานเทียบเท่ากับ eslami NEJAD et al . [ 29 ] เปรียบเทียบกับเทียบเท่าพลังงานทั้งหมด และสถานการณ์ราคาพลังงาน มีการเปลี่ยนแปลงเล็กน้อยในค่าของเหลวอุณหภูมิเต้าเสียบและค่อนข้างสามารถเปลี่ยนยอดของร้าน ของเหลวที่อุณหภูมิการเปลี่ยนแปลงในอุณหภูมิสูงสุดที่สามารถสามารถเกิดจากการลดอำนาจของพลังงานความร้อนที่ถูกฉีดเข้าไปในเครื่องแลกเปลี่ยนความร้อนแบบท่อคู่ เพื่อยืนยันผลที่ฉีดพลังงานแสงอาทิตย์อาจจะมีที่ระยะยาวอุณหภูมิของระบบความร้อนใต้พิภพ , รูปแบบการสกัดพลังงานคงที่ตั้งขึ้นกับการเปลี่ยนแปลงขนาดของการฉีด พลังงานแสงอาทิตย์ ความร้อนสถานการณ์ที่แสดงในรูปที่ 4 สอดคล้องกับอัตราการไหลคงที่ ( เช่น อิสระของการฉีดพลังงาน / อัตราการสกัด ) ค่าเฉลี่ยอุณหภูมิเต้าเสียบในตัวเลขต่อไปนี้จะคำนวณจากเฉพาะในร้าน อุณหภูมิในระหว่างการแยกเฟสของปี เพื่อแยกผลของการสกัดจากผลของการฉีด นอกจากนี้ความสัมพันธ์เชิงเส้นของตำรวจกับเต้าเสียบอุณหภูมิที่เกี่ยวข้องกับการสกัดความร้อนใต้พิภพสามารถใช้ในการประมาณทั้งระบบ จากรูปที่ 5 จะเห็นได้ว่าหัวฉีดของพลังงานความร้อนจากแสงอาทิตย์ในช่วงฤดูร้อน ผลในผลโดยรวมบวกกับอุณหภูมิของเครื่องแลกเปลี่ยนความร้อนแบบท่อคู่ในช่วงฤดูหนาว .เพิ่มอัตราการระบายความร้อนพลังงานแสงอาทิตย์ได้ผลของการเพิ่มอุณหภูมิของของไหลใช้งานรวมทั้งการเพิ่มความยั่งยืนของระบบความร้อนใต้พิภพ . มันสำคัญที่จะทราบว่าสำหรับอัตราการฉีด 1800 W ความร้อนแสงอาทิตย์ อุณหภูมิเต้าเสียบเฉลี่ยยังคงค่อนข้างมั่นคงกว่า 13 ปี ( ซี. เอฟ ภาพที่ 5 )เปรียบเทียบ 1800 W ฉีดสถานการณ์กับการไม่ฉีดที่สถานการณ์มีความชัดเจนจากอุณหภูมิเฉลี่ยที่ขาดแสงอาทิตย์ฉีดผลในระบบความร้อนใต้พิภพอย่างน้อย โดยฉีด 1800 W ของพลังงานความร้อนจากแสงอาทิตย์ในช่วง 5 เดือนในช่วงฤดูร้อนของปี อุณหภูมิเฉลี่ยร้านสามารถปรับปรุงโดย 5% กว่า 13 ปี ตรรกะไปตามอัตราการเพิ่มขึ้นของการดึงความร้อนจากแหล่งความร้อนใต้พิภพจะส่งผลให้อุณหภูมิเต้าเสียบตลอดเวลา ( ซี. เอฟ ภาพที่ 6 ) สมมติฐานนี้แสดงให้เห็นในรูปที่ 6 ที่แตกต่างกันอัตราการสกัดความร้อนได้โดยไม่ต้องการความช่วยเหลือของการฉีดระบายความร้อนพลังงานแสงอาทิตย์ความยั่งยืนของทรัพยากรใต้พิภพที่ลดลงอย่างมาก เช่น การเพิ่มความร้อนแรงที่ใช้ ( ซี. เอฟ ภาพที่ 6 ) การลดลงอย่างต่อเนื่องในอุณหภูมิเต้าเสียบเฉลี่ยแสดงให้เห็นถึงความจริงที่ว่าฉีดความร้อนพลังงานแสงอาทิตย์สามารถนำมาใช้เพื่อเพิ่มความยั่งยืนของทรัพยากรใต้พิภพ มันเป็นสิ่งสำคัญที่จะทราบว่าสถานะคงที่คือบรรลุเร็ว อัตราการสกัดขนาดเล็กตัวอย่างเช่น , 2000 W อัตราการสกัดจะถึงที่ราบสูงมากเร็วกว่า 4000 W อัตราการสกัด . สำหรับแต่ละสถานการณ์ในรูปที่ 6 อุณหภูมิเต้าเสียบเฉลี่ยได้ถึงหลอก steady state , ความหมายว่ามีปริมาณน้อยที่สุดในค่าเฉลี่ยของอุณหภูมิของของไหลทำงานขนาดของอัตราการสกัดจะต้องจำเป็นกับสถานการณ์ขึ้นอยู่กับที่เฉพาะเจาะจง เพื่อศึกษาผลของสารทำงานของอัตราการไหลของมวลบนความร้อนความจุของแหล่งพลังงานความร้อนใต้พิภพ อัตราการไหลเชิงมวลต่างๆ คือในระหว่างการฉีดวงจรของระบบ ( เช่นช่วงฤดูร้อน ) ในขณะที่อัตราการไหลของมวลในช่วงวงจรแยกซ้ายที่คงที่ ช้าลงอัตราการไหลของอากาศผ่านเครื่องแลกเปลี่ยนความร้อนแบบท่อคู่ให้ของเหลวมากขึ้นเวลาในการถ่ายโอนพลังงานความร้อนจากแสงอาทิตย์ไปยังทรัพยากรใต้พิภพ การถ่ายโอนพลังงานความร้อนจะช่วยโดยการให้พร่องปริมาณของโลกทันที โดยรอบยังมีการสร้างการไล่ระดับสีอุณหภูมิขนาดใหญ่ มีข้อได้เปรียบที่สําคัญในการลดอัตราการไหลของของไหลทำงานเป็นหลักฐานในรูปที่ 7 อัตราการไหลของมวลที่ลดลงในช่วงการฉีดรอบตะกั่วเพิ่มขึ้น 3.7% ในอุณหภูมิเต้าเสียบธรรมดาซึ่งหมายความ ว่า มีประสิทธิภาพมากขึ้น ถ่ายทอด