ChSTU repository
ChSTU repository preserves and enables easy and open access to all types of digital content including text, images, moving images, mpegs and data sets
Learn More
Please use this identifier to cite or link to this item:
https://er.chdtu.edu.ua/handle/ChSTU/8492| Title: | Підвищення ефективності акумуляторного електромобіля шляхом аналізу тепловтрат із салону |
| Authors: | Рудь , Максим Петрович Криворучко, Владислав Анатолійович |
| Issue Date: | 2023 |
| Abstract: | Об’єкт дослідження – ефекти теплопередачі в салоні автомобіля на акумуляторах BEV. Предмет дослідження − тепловий комфорт та якість повітря в салоні електромобілів на акумуляторах (BEV). Мета дослідження – полягає в тому, щоб зрозуміти ефекти теплопередачі в салоні автомобіля та їх вплив на енергоефективний клімат-контроль у BEV. Для досягнення мети нам необхідно вирішити такі завдання: 1. Проведення моделювання комп’ютерної гідродинаміки (CFD) для дослідження теплообміну в кабіні BEV під час сценарію охолодження. 2. Аналіз спрощеної геометрії, що нагадує межі реальної кабіни автомобіля, враховуючи такі фактори, як загальний масовий потік повітря, провідність, конвекція, сонячне навантаження, розподіл масового потоку повітря та присутність водія. 3. Оцінка таких сценаріїв, як літні нічні їзди (без сонячних навантажень) і літні денні їзди (зі змінними сонячними навантаженнями), враховуючи різні рівні ізоляції та витрати повітря. Методи дослідження – математичне моделювання за допомогою чисельних методів. Кваліфікаційна робота магістра складається з 86 сторінок пояснювальної записки і включає: вступ, три розділи, висновок, список використаних джерел, а також 44 рисунків, 6 таблиць, 27 джерел посилання. |
| URI: | https://er.chdtu.edu.ua/handle/ChSTU/8492 |
| Appears in Collections: | 274 Автомобільний транспорт (Автомобільний транспорт) |
Files in This Item:
| File | Description | Size | Format | |
|---|---|---|---|---|
| Криворучко.pdf Restricted Access | 5.1 MB | Adobe PDF | View/Open Request a copy |
Items in DSpace are protected by copyright, with all rights reserved, unless otherwise indicated.
Extracted text
МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ
ЧЕРКАСЬКИЙ ДЕРЖАВНИЙ ТЕХНОЛОГІЧНИЙ УНІВЕРСИТЕТ
18006, м. Черкаси, бул. Шевченка, 460, тел./факс (0472) 71 00 92
ЗАТВЕРДЖУЮ
зав. кафедри автомобілів та
технологій їх експлуатації, професор
______________ Л.А. Тарандушка
«___» __________________2023 р.
КВАЛІФІКАЦІЙНА РОБОТА МАГІСТРА
«ПІДВИЩЕННЯ ЕФЕКТИВНОСТІ
АКУМУЛЯТОРНОГО ЕЛЕКТРОМОБІЛЯ ШЛЯХОМ
АНАЛІЗУ ТЕПЛОВТРАТ ІЗ САЛОНУ»
головний судовий експерт відділу
автотехнічних досліджень
Черкаського НДЕКЦ МВС _________________ В.Б. Харенко
(посада) (підпис) (Ініціали, прізвище)
Керівник роботи:
доцент кафедри АТЕ _______________ М.П. Рудь
(посада) (підпис) (Ініціали, прізвище)
Виконавець:
студент 2 курсу, гр. мАВ-83
спеціальності 274 – Автомобільний
транспорт _______________ _В.А. Криворучко
(підпис) (Ініціали, прізвище)
2023
2
РЕФЕРАТ
«ПІДВИЩЕННЯ ЕФЕКТИВНОСТІ АКУМУЛЯТОРНОГО ЕЛЕКТРОМОБІЛЯ
ШЛЯХОМ АНАЛІЗУ ТЕПЛОВТРАТ ІЗ САЛОНУ»
Об’єкт дослідження – ефекти теплопередачі в салоні автомобіля на
акумуляторах BEV.
Предмет дослідження − тепловий комфорт та якість повітря в салоні
електромобілів на акумуляторах (BEV).
Мета дослідження – полягає в тому, щоб зрозуміти ефекти теплопередачі
в салоні автомобіля та їх вплив на енергоефективний клімат-контроль у BEV.
Для досягнення мети нам необхідно вирішити такі завдання:
1. Проведення моделювання комп’ютерної гідродинаміки (CFD) для
дослідження теплообміну в кабіні BEV під час сценарію охолодження.
2. Аналіз спрощеної геометрії, що нагадує межі реальної кабіни
автомобіля, враховуючи такі фактори, як загальний масовий потік повітря,
провідність, конвекція, сонячне навантаження, розподіл масового потоку повітря
та присутність водія.
3. Оцінка таких сценаріїв, як літні нічні їзди (без сонячних навантажень) і
літні денні їзди (зі змінними сонячними навантаженнями), враховуючи різні
рівні ізоляції та витрати повітря. Методи дослідження – математичне
моделювання за допомогою чисельних методів.
Кваліфікаційна робота магістра складається з 86 сторінок
пояснювальної записки і включає: вступ, три розділи, висновок, список
використаних джерел, а також 44 рисунків, 6 таблиць, 27 джерел посилання.
3
ЗМІСТ
ВСТУП ..................................................................................................................... 5
РОЗДІЛ 1 СУЧАСНИЙ СТАН ПРОБЛЕМИ ...................................................... 10
1.1 Огляд останніх досліджень проблеми тепловтрат із салону автомобіля
.............................................................................................................................. 10
1.2 Теоретичні основи дослідження тепловтрат із салону автомобіля ........ 11
1.2.1 Керуючі рівняння .................................................................................. 11
1.2.2 Модель турбулентності RANS ............................................................. 16
1.2.3 Повітрофізична функція температури ................................................ 20
1.2.4 Випромінювання ................................................................................... 23
1.2.5 Перенесення CO2 в повітрі ................................................................... 25
РОЗДІЛ 2. МЕТОДИ ДОСЛІДЖЕННЯ ТЕПЛОВТРАТ ІЗ САЛОНУ
ЕЛЕКТРОМОБІЛЯ ................................................................................................ 27
2.1. Короткий огляд дослідження проблеми ................................................... 27
2.2 Геометрія салону електромобіля ................................................................ 29
2.3 Фізичні континууми та граничні умови .................................................... 32
2.3.1 Випадок 1: моделювання повітряного потоку без теплопередачі ... 32
2.3.2 Випадки 2-4: Вплив теплового опору на границях............................ 36
2.3.3 Випадок 5 і 6: Вплив сонячного навантаження. ................................ 40
2.3.4 Випадок 7: Вплив розподілу вхідного повітря. .................................. 42
2.3.5 Випадок 8: Аналіз чутливості поетапного часу. ................................ 42
2.3.6 Випадок 9: Вплив змінної загальної масової витрати повітря,
включаючи водія. ........................................................................................... 43
2.3.7 Випадок 10: аналіз перехідних процесів температури та якості
повітря. ............................................................................................................ 43
РОЗДІЛ 3 РЕЗУЛЬТАТИ ДОСЛІДЖЕННЯ ТЕПЛОВТРАТ ІЗ САЛОНУ
ЕЛЕКТРОМОБІЛЯ ТА ЇХ АНАЛІЗ .................................................................... 45
4
3.1 Випадок 1: моделювання повітряного потоку без теплопередачі .......... 45
3.1.1 Підсумок перевірених сіток ................................................................. 45
3.1.2 Аналіз чутливості сітки ........................................................................ 46
3.1.3 Випадок 1: розподіл повітряного потоку ............................................ 52
3.1.4 Випадки 2-4: Вплив теплового опору на границях............................ 53
3.1.5 Випадок 5 і 6: Вплив сонячного навантаження ................................. 59
3.1.6 Випадок 7: Вплив розподілу вхідного повітря ................................... 64
3.1.7 Випадки від 2 до 7: Зведені дані про температуру та тепло в межах
кабіни ............................................................................................................... 69
3.1.8 Випадок 8: Аналіз чутливості поетапного часу ................................. 71
3.1.9 Випадок 9: Вплив змінної загальної масової витрати повітря,
включаючи драйвер ........................................................................................ 73
3.1.10 Випадок 10: аналіз перехідних процесів температури та якості
повітря ............................................................................................................. 79
ВИСНОВКИ ........................................................................................................... 82
Список літератури ................................................................................................. 84
5
ВСТУП
Збільшення зусиль щодо заміни транспортних засобів з двигуном
внутрішнього згоряння (ICE) на транспортні засоби з низьким і нульовим
рівнем викидів призвело до розробки електричних транспортних засобів на
акумуляторах (BEV).
Європейський Союз (ЄС) встановив нові амбітні цілі щодо електрифікації
автомобілів, щоб зупинити зміну клімату. Національні цілі зазначені в
Директиві ЄС щодо чистих транспортних засобів, яка визначає екологічно
чистий транспортний засіб як транспортний засіб з низьким рівнем викидів
(LEV) до 2025 року та як транспортний засіб з нульовим рівнем викидів (ZEV)
з 2026 року. Залежно від країни-члена ЄС, мінімальний відсоток у діапазоні
від 17,5% до 38,5% від загальної кількості нових закуплених легкових
транспортних засобів (легкових автомобілів і мікроавтобусів) має бути чистим
транспортним засобом.
Оскільки попит на BEV як транспортний засіб з нульовим рівнем викидів
зростає, суттєве значення набуває покращення споживання енергії, наприклад,
розробка ефективної взаємодії між системами опалення, вентиляції та
кондиціонування повітря (HVAC) і пасажирським салоном.
Важлива відмінність між ICE та BEV полягає в джерелі енергії для їхніх
систем HVAC. У той час як транспортні засоби з двигуном ICE
використовують відпрацьоване тепло від двигуна для обігріву, BEV повністю
покладаються на енергію, що зберігається в тяговій батареї. Ефективне
використання електроенергії є життєво важливим для BEV для покращення
запасу ходу та підтримки комфорту пасажирів щодо якості повітря та
температури.
У контексті підвищення ефективності BEV симуляції комп’ютерної
рідинної динаміки (CFD) можна використовувати як важливий інструмент для
оптимізації конструкції пасажирського салону. Вони дозволяють створювати
6
віртуальну модель і аналізувати повітряний потік, розподіл температури та
теплопередачу в салоні. Такий підхід може призвести до мінімізації витрат на
ітерації проектування, прискорення розробки кабіни автомобіля шляхом
забезпечення кращого розуміння взаємодії з блоками HVAC і поведінки
теплообміну з оточенням.
Спрощена геометрія в моделюванні CFD використовується для пошуку
балансу між часом обчислення та точністю отриманих результатів. Основна
мета цієї дисертації полягає в тому, щоб дотримуватися цього підходу, щоб
вивчити методологію, яка може бути застосована в автомобільній
промисловості, що може призвести до надійних результатів, які можуть
прискорити ітерації дизайну. Вивчається сценарій охолодження в літній день,
щоб знайти належний тепловий комфорт і якість повітря, а також
представлено відображення необхідної потужності.
Обмеження цього проекту полягають у відсутності конкретної моделі та
тестових даних, а також у тому, що проект обмежений часом до 5 місяців.
7
Скорочення
Нижче наведено список абревіатур, які використовувалися в цій роботі в
алфавітному порядку:
BEV Електромобіль на акумуляторі
CFD Комп'ютерна гідродинаміка
ЄС Європейський Союз
HVAC Опалення, вентиляція та кондиціонування
ICE Двигун внутрішнього згоряння
LEV Автомобіль з низьким рівнем викидів
ПМВ Прогнозований середній голос
PPD Прогнозований відсоток незадоволених
RANS Усереднене за Рейнольдсом Нав'є-Стокса
VOC Летюча органічна сполука
ZEV Автомобіль з нульовими викидами
Символи
ρ: Щільність
Γ: Коефіцієнт дифузії
Sφ: вихідний термін для φ
p: градієнт тиску
k: Теплопровідність матеріалу
h: Місцевий коефіцієнт теплопередачі
Cϵ1, Cϵ2: Константи (модель k- ε )
P: термін виробництва ( модель k- ε )
β: терм дисипації (модель k- ε )
σk, σε: константи (модель k- ε )
Cε1, Cε2: Константи (реалізовані k- ε модель)
Sk, Sε: вихідні терміни (реалізовані k- ε модель)
8
константи
A, B: константи
uτ: швидкість тертя
τω: напруга зсуву стінки
Pr: число Прандтля
Prt: Турбулентне число Прандтля
y+: безрозмірна відстань від стінки (в’язкого підшару)
y*: Безрозмірна відстань від стіни (термічний граничний шар)
t: Час
φ: транспортна змінна
u: вектор швидкості
CV: Контроль інтеграції
F: векторне поле
ACV: Площа поверхні контрольного об’єму
n: зовнішній одиничний вектор нормалі до поверхні ACV
Δt: інтервал часу
p: Тиск
τ: Тензор напруги
f: вектор сили тіла
μ: динамічна в'язкість
SM: вихідний термін для імпульсу
u: компонент швидкості в напрямку x
υ: компонент швидкості в напрямку y
ω: компонент швидкості в напрямку z
Sx: вихідний член для рівняння імпульсу x
Sy: вихідний термін для рівняння імпульсу y
Sz: вихідний член для рівняння імпульсу z
f: вектор сили тяжіння
E: Енергія
9
q: вектор теплового потоку
T: Температура
T∞: характерна температура навколишнього середовища
H: Ентальпія
Hstatic: Статична ентальпія
cp: Питома теплоємність при постійному тиску
k: кінетична енергія турбулентності
ε: Швидкість розсіювання турбулентності
μt: турбулентна в'язкість
h: Коефіцієнт теплопередачі
Re: Число Рейнольдса
Gr: число Грасгофа
Qрад: Променева теплопередача
qрад: Тепловий потік випромінювання
σ: стала Стефана-Больцмана
ε: Коефіцієнт випромінювання
α: поглинаюча здатність
τ: Коефіцієнт пропускання
ρ: відбивна здатність
qk,out: Тепловий потік, що виходить від поверхні k
qk,in: Тепловий потік випромінювання, що надходить на поверхню k
ek: Коефіцієнт випромінювання поверхні k
σ: стала Стефана-Больцмана
Fjk: коефіцієнт огляду від поверхні j до поверхні
10
РОЗДІЛ 1 СУЧАСНИЙ СТАН ПРОБЛЕМИ
1.1 Огляд останніх досліджень проблеми тепловтрат із салону автомобіля
Вивчення теплових ефектів в салоні транспортних засобів було темою
досліджень протягом останніх років. CFD моделювання широко проводилося
в різних умовах. Більшість досліджень зосереджено на визначенні моделей
повітряного потоку та температури повітря в салоні в сценаріях охолодження
та прогріву [7,8,9,13,14]. Інші дослідження виконують моделювання за
допомогою зосереджених моделей і не потребують CFD-аналізу [6], або за
допомогою комбінації програмного забезпечення на додаток до CFD [10]. Крім
того, також були розроблені моделі, орієнтовані на локальний тепловий
комфорт пасажирів [2,10,11]. Оптимізація стратегій теплового менеджменту
також є цікавою галуззю досліджень [3]. Останнім часом якість повітря також
розглядається шляхом моделювання концентрації забруднюючих речовин у
повітрі [1,5]. Вивчалися також дослідження на реальних автомобілях щодо
фактичного вимірювання сумарної масової витрати повітря та її розподілу в
залежності від пори року [12].
Серед літератури, що стосується теплового моделювання за допомогою
CFD, [7] підтверджує CFD як інструмент, який може продемонструвати
хорошу узгодженість з експериментальними даними, і [9] підтверджує, що
незначні зміни в напрямку повітря на вхідних отворах або наявність драйвера
істотно змінити структуру повітряного потоку в салоні автомобіля. Обидва
дослідження роблять висновок, що тепловий комфорт у салоні автомобіля
неможливо дослідити за допомогою стандартних моделей на основі PMV-PPD
[11], оскільки значення швидкості повітря є високими та змінними.
Комплексне дослідження теплового комфорту, включаючи пасажирів у CFD,
надано [2]. Тим не менш, ці дослідження не включають вплив сонячних
навантажень, які мають значний вплив на загальну температуру в салоні
автомобіля [8].
Дослідження CFD [8,13,14] включають сонячні навантаження. У [13]
11
зроблено підтвердження стійких і перехідних симуляцій шляхом порівняння з
реальним тестуванням, використовуючи спрощену геометрію кабіни
автомобіля. У [14] подальше дослідження розглядає пасажирів у салоні та
робить висновок, що тепловий комфорт залежить від кількості пасажирів, і
рекомендує покращити теплоізоляцію та пропускну здатність скла, щоб
зменшити навантаження на охолодження. Глибоке дослідження властивостей
скла щодо випромінювання можна знайти в [4]. Окрім сонячного
навантаження, важливу роль у загальному комфорті пасажирів відіграє якість
повітря. Джерело [1] пропонує цікаві дослідження вуглекислого газу в салоні
автомобіля в залежності від кількості пасажирів і загальної масової витрати
повітря. Тим не менш, це дослідження не враховує вплив гравітації або вплив
сонячних навантажень. Цікаве дослідження щодо присутності летких
органічних сполук (ЛОС) показано в [5], в якому викиди забруднюючих
речовин в салоні безпосередньо залежать від сонячних навантажень.
Метою цього дослідження є моделювання всіх ефектів теплообміну разом
із наявністю драйвера з урахуванням температури повітря та концентрації
вуглекислого газу. Роздуми про важливість теплового комфорту, якості
повітря та їх зв’язок із споживанням електроенергії розглядаються в контексті
акумуляторних електромобілів.
1.2 Теоретичні основи дослідження тепловтрат із салону автомобіля
1.2.1 Керуючі рівняння
Перенесення властивостей у межах рідинної області можна змоделювати
за допомогою загального рівняння. Загальна змінна φ представляє цікаві
властивості рідини, які можуть мати форму вектора (наприклад, швидкість )
або скаляра (наприклад, температура, ентальпія, внутрішня енергія або
концентрація забруднювача). Загальне рівняння переносу – це диференціальне
рівняння в частинних похідних (PDE), яке описує швидкість зміни відповідної
властивості транспортних механізмів і зовнішніх джерел як безперервну
12
задачу [15].
(1.1)
Дискретизація цього рівняння необхідна для чисельного розв’язання
проблеми перенесення властивостей рідини для досліджуваної області за
допомогою комп’ютерної динаміки рідин (CFD). Цього можна досягти
шляхом інтегрування рівняння в тривимірні контрольні об’єми (CV) у межах
досліджуваної області. Цей підхід є ключовим для розробки методу кінцевого
об’єму (FVM).
(1.2)
Транспортні механізми для φ моделюються як розбіжність векторних
полів, пов'язаних з конвективною та дифузійною поведінкою.
◦ Конвекція - це перенесення φ в області рідини масовою витратою ρ u .
Перенесення шляхом конвекції регулюється векторним полем, яке
визначається швидкістю рідини u .
◦ Дифузія – це перенесення φ у рідинній області молекулярними
процесами Γ . Транспорт регулюється векторним полем, визначеним
властивістю gradient .
Необхідно застосувати теорему про дивергенцію Гауса, щоб зв’язати
поведінку об’єкта всередині контрольних об’ємів з його поведінкою на межі
контрольних об’ємів. З теореми випливає, що інтеграл від дивергенції
векторного поля по об’єму (CV для контрольного об’єму) дорівнює потоку
векторного поля через замкнуту поверхню навколо згаданого об’єму (ACV для
контрольного об’єму).
(1.3)
Застосовуючи теорему до загального інтегрального рівняння переносу по
контрольному об’єму CV, конвективний і дифузійний перенос властивості φ
можна розглядати як інтеграл від потоку через межу ACV контрольного об’єму.
13
(1.4)
Аналізуючи отриману інтегральну форму загального рівняння переносу,
залежність можна виразити словами як збереження властивості φ для
кінцевого контрольного об’єму рідини.
У лівій частині рівняння:
◦ Термін часу: це перший член і він враховує швидкість збільшення φ в
контрольному обсязі.
◦ Конвективний член: це другий член, і він враховує чисту швидкість
зменшення φ через межу контрольного об'єму за рахунок конвекції.
У правій частині рівняння:
◦ Дифузійний член: це перший член, і він враховує чисту швидкість
збільшення φ через межу контрольного об'єму за рахунок дифузії.
◦ Вихідний термін: це другий член, який визначає швидкість створення φ
в контрольному обсязі за рахунок джерел.
Для задач стаціонарного режиму швидкість зміни властивості φ дорівнює
нулю.
(1.5)
Для нестаціонарних проблем час потрібно інтегрувати за інтервал часу.
(1.6)
Встановлюючи змінну транспортної властивості φ до 1, швидкість u,
ентальпія h , внутрішня енергія i або температура T, а також вибір відповідних
значень для Γ і S φ , PDE та інтегровані форми PDE можуть бути отримані для
визначення моделей безперервності, імпульсу та енергії в досліджуваній
області рідини. Це дозволяє чисельно розв’язувати змінні властивостей за
допомогою дискретизації FVM.
14
1.2.1.1 Рівняння неперервності
PDE безперервності описує, що швидкість збільшення маси в елементі
рідини дорівнює сумарній швидкості потоку маси через межі елемента рідини.
Норма маси
(1.7)
Посилаючись на загальне рівняння переносу, рівняння нерозривності
можна отримати, якщо загальну змінну призначити як φ = 1.
1.2.1.2 Рівняння імпульсу
PDE імпульсу описує, що швидкість збільшення імпульсу дорівнює сумі
сил, що діють на частинку рідини (другий закон Ньютона). Поверхневі сили
доповнюються нормальним тиском p , в’язкою τ нормальна і тангенціальна
сила, а також сила тяжіння f = ρ g.
(1.8)
Розглядаючи досліджувану рідину як ньютонівську рідину, в’язкі напруги
пропорційні швидкості деформації всередині рідини. Крім того, якщо рідина
вважається нестисливою (тобто постійна густина рідини), рівняння
збереження маси має вигляд , і, таким чином, в’язкі напруги дорівнюють
подвоєній локальній швидкості лінійної деформації, помноженій на динамічну
в’язкість μ. З цими припущеннями рівняння імпульсу можна представити у
формі Нав’є-Стокса.
(1.9)
Розкладаючи векторне часткове часткове диференціювання, отримано
три рівняння для компонентів x , y та z.
(1.10)
(1.11)
15
(1.12)
Рівняння імпульсу пов’язані компонентами швидкості, що робить їх
розв’язок залежним одне від одного. Посилаючись на загальне рівняння
переносу, рівняння імпульсу можна отримати, якщо загальну змінну
призначити як φ=u, коефіцієнт дифузії призначається як Γ=μ, а джерело Sφ
містить сили в джерелах імпульсу S M (складені внеском вторинних в’язких
напруг μ і сила гравітації f) і градієнт тиску - p.
1.2.1.3 Рівняння енергії
Енергетичний PDE описує, що швидкість збільшення енергії дорівнює
сумарній швидкості доданого тепла плюс швидкості роботи, виконаної над
частинкою рідини (перший закон термодинаміки). Додане тепло визначається
як ·q, тоді як швидкість роботи визначається силами в рівнянні імпульсу,
помноженими на швидкість u.
(1.13)
Енергію E і тиск p можна виразити як ентальпію H в системі. Ентальпія
складається зі статичної ентальпії Hstatic і кінетичної енергії . Для ідеальних
газів статична ентальпія є добутком між питомою теплоємністю cp і
температурою T.
(1.14)
У випадку твердих тіл немає передачі маси чи імпульсу (v=0), і тому
енергія представлена ентальпією, а швидкість збільшення енергії дорівнює
доданій теплоті.
(1.15)
Вектор теплового потоку q включає як кондуктивний, так і конвективний
теплообмін, які моделюються за допомогою законів Фур’є та Ньютона
відповідно.
16
(1.16)
Де k — теплопровідність матеріалу, h — локальний коефіцієнт
теплопередачі, T∞ — характерна температура навколишнього середовища.
Залежно від рушійної сили, яка викликає рух рідини, конвекція може бути
природною або вимушеною.
◦ Природна конвекція: вона має місце, коли рух виникає внаслідок зміни
щільності рідини, викликаної температурою. Тепла рідина зменшує щільність
і рухається вгору, тоді як її замінює холодна рідина.
◦ Вимушена конвекція: вона має місце, коли рідина змушена рухатися,
наприклад, зовнішньою механічною енергією (наприклад, що подається
вентилятором), передаючи швидкість рідині та збільшуючи передачу тепла.
Коефіцієнт конвекційної теплопередачі h визначає, домінує природна чи
вимушена конвекція. Цей коефіцієнт є функцією безрозмірних параметрів
(див. розділ 1.2.3.4).
1.2.2 Модель турбулентності RANS
Турбулентність можна визначити як хаотичну зміну властивостей потоку,
спричинену напругою зсуву. Щоб врахувати турбулентність, необхідно
розкласти миттєві поля на середні та флуктуаційні компоненти. Шляхом
усереднення реалізації флуктуаційних і середніх компонентів для
властивостей у рівняннях миттєвого контролю, усереднені рівняння Нав’є-
Стокса (RANS) Рейнольдса виражаються через середні властивості потоку та
напруги Рейнольдса, які враховують флуктуації турбулентності.
(1.17)
У рівняннях усередненого Нав’є-Стокса (RANS) використовуються
моделі вихрової в’язкості, у яких вплив напруг Рейнольдса регулюється тією
ж фізикою, що й в’язкі напруги, які визначаються законом Ньютона в
нестисливому потоці зі сталою в’язкістю. Основним припущенням, зробленим
у моделях RANS, є гіпотеза Бусінеска, згідно з якою невідомі напруги
17
Рейнольдса пропорційні середнім швидкостям деформації [15].
(1.18)
Щоб визначити невідомі напруги Рейнольдса, замикання забезпечується
функціями, які містять емпіричні константи, що зв’язують турбулентність із
середнім потоком. Турбулентну в'язкість μ t у гіпотезі Бусінеска, яка визначає
вплив турбулентності на середні властивості потоку, можна отримати через
кінетичну енергію k і швидкість дисипації кінетичної енергії ε до теплової
енергії. Популярною моделлю для вирішення кінетичної енергії та швидкості
її дисипації є рівняння k-ε. У цьому дослідженні використовується реалізована
модель k-ε, яка забезпечує точність для складних потоків, таких як закручені
та роздільні потоки, гарантуючи, що кінетична енергія турбулентності завжди
позитивна та фізично реалізована. Ці рівняння наведено нижче [19].
Рівняння турбулентної кінетичної енергії (k):
(1.19)
Рівняння швидкості турбулентного дисипації (ε):
(1.20)
Де Pk:
(1.21)
1.2.2.1 Турбулентна обробка стін
У моделях k-ε існує обмеження для належного фіксування турбулентності
поблизу граничних стінок домену рідини, де k і ε приблизно дорівнюють нулю.
Тому застосовано двошарову модель, щоб встановити дві області дослідження
турбулентності. Зовнішня область, яку можна назвати об’ємною областю,
належить до внутрішнього об’єму подалі від граничних стінок. У пристінковій
18
області, яка містить в’язкий підшар і буферний шар, на турбулентність
впливають в’язкісні ефекти.
Щоб турбулентна в’язкість врахувала близькість до стінки, коефіцієнт
близькості визначається як fλ. Турбулентна в'язкість біля стінки моделюється
за допомогою виразу, що залежить від відстані до стінки Рейнольдса. Подалі
від стінки турбулентна в’язкість моделюється за допомогою вихідних рівнянь
k-ε. У областях, близьких до граничних стінок, коефіцієнт близькості
встановлює частку об’ємної та пристінної турбулентної в’язкості для
розрахунку відповідного значення [25,26].
(1.22)
(1.23)
(1.24)
Швидкість дисипації біля стінки розраховується як функція виразу k і
масштабу довжини lε.
(1.25)
(1.26)
У цьому дослідженні сітка досліджуваної області спрямована на те, щоб
бути достатньо тонкою у в’язкому підшарі, щоб вловити ефекти
турбулентності шляхом адаптації турбулентної в’язкості в моделі k-ε, як
зазначено вище. Таким чином, для належного фіксування поведінки потоку не
потрібна додаткова обробка стін.
У програмному забезпеченні CFD використовується повністю y+ підхід,
у якому моделювання турбулентності вибирається автоматично залежно від
уточнення сітки біля стінки та відповідного y+.
19
1.2.2.2 Гідравлічний прикордонний шар
Частинки рідини, які контактують з межовою стінкою, набувають
нульової швидкості, тоді як сусідні шари частинок, які розташовані над
поверхнею, поступово збільшують свою швидкість, викликану напругою
зсуву в напрямку потоку рідини. Це визначається як в’язкий підшар, де на
течію в основному впливає молекулярна в’язкість. Далі від стінки, за межами
в’язкого підшару, швидкість частинок зростає до тих пір, поки розподіл
швидкості не стане постійним при швидкості вільного потоку. Ця частина
прикордонного шару є турбулентною, і профіль швидкості має логарифмічну
поведінку.
Щоб зафіксувати згадані ефекти, використовується різна формула
залежно від висоти першої комірки на стіні. Висота комірки пов'язана з
безрозмірною відстанню y+ від центроїда комірки до стінки [18].
(1.27)
1.2.2.3 Термічний прикордонний шар
Термічний прикордонний шар існує, якщо температура вільного потоку
рідини і температура розглянутої поверхні різні. Частинки, які контактують з
поверхнею, встановлюють з нею теплову рівновагу. Частинки, що знаходяться
в суміжних шарах, обмінюються енергією, створюючи градієнти температури.
Область рідини, де існують ці градієнти температури і, отже, теплообмін за
допомогою конвекції, відома як тепловий прикордонний шар. Щоб
зафіксувати згадані ефекти, використовується різна формула залежно від
висоти першої комірки на стіні. Висота комірки пов’язана з безрозмірною
відстанню y* від центроїда комірки до стінки.
(1.28)
20
1.2.3 Повітрофізична функція температури
1.2.3.1 Модель Бусінеска
Наближення Бусінеска використовується для моделювання поведінки
рідин із змінами густини, наприклад у випадку природної конвекції.
Припущення полягає в тому, що коливання густини рідини є невеликими, і
тому їх можна апроксимувати за допомогою лінійної апроксимації в рівняннях
Нав’є-Стокса. Для цього щільність виражається як сума еталонного значення
ρ0 і невеликої варіації .
(1.29)
Вводячи цей новий вираз для рівнянь Нав’є-Стокса, густину можна
вважати постійною для еталонного значення ρ0 у часових і конвективних
термінах і виражається через силу плавучості pg/ρ0.
Збереження маси:
(1.30)
Збереження імпульсу:
(1.31)
Рух рідини, викликаний різницею температур, можна змоделювати в
терміні сили тяжіння. Для цього коефіцієнт теплового розширення
включається як лінійне наближення.
(1.32)
(1.33)
Що можна включити в силу плавучості, враховуючи зміну щільності.
Зрештою, рівняння імпульсу приймає вигляд, наведений нижче [22].
(1.34)
Це призводить до моделі, яка враховує рух теплого повітря вгору та
холодного повітря вниз шляхом видалення нестабільності вихідних
нелінійних рівнянь Нав’є-Стокса.
21
1.2.3.2 Закон Сазерленда
Закон Сазерленда зазвичай використовується для опису зміни в’язкості
газів із температурою при низькому та помірному тиску, і він базується на
припущенні, що молекули газу поводяться як тверді сфери із силами тяжіння
між ними [27].
(1.35)
де μ – динамічна в’язкість, T – абсолютна температура в Кельвінах, C1 і
C2 – константи, які залежать від конкретного газу, який розглядається.
Закон Сазерленда для теплопровідності також базується на припущенні,
що молекули газу поводяться як тверді сфери з силами тяжіння між ними. Його
зазвичай використовують для опису зміни теплопровідності залежно від
температури для газів при низькому та середньому тиску:
(1.36)
де k — теплопровідність, T — абсолютна температура в Кельвінах, C3 і C4
— константи, що залежать від конкретного газу, який розглядається.
1.2.3.3 Поліном питомої теплоємності
Питома теплоємність — це кількість теплової енергії, необхідна для
підвищення температури одиниці маси речовини на один градус Цельсія (або
Кельвіна) без зміни фази. Він позначається символом c p і має одиниці
Дж/(кг·К) або Дж/(кг·°C).
Питома теплоємність повітря змінюється з температурою [28]. Ця
поведінка може бути визначена поліноміальною функцією температури.
(1.37)
(1.38)
(1.39)
Поліноміальні коефіцієнти були отримані шляхом поліноміальної
22
регресії літературних даних.
1.2.3.4 Коефіцієнт конвекції теплопередачі
Число Прандтля є безрозмірним параметром, який пов’язує коефіцієнт
дифузії імпульсу з коефіцієнтом теплопровідності рідини. Його часто
використовують у контексті конвективного теплообміну.
(1.40)
Число Рейнольдса – безрозмірна величина, що характеризує режим течії
рідини. Визначається як відношення сил інерції до сили в’язкості. Словом,
число Рейнольдса є мірою того, наскільки турбулентним або ламінарним є
потік рідини. Більше число Рейнольдса вказує на більш турбулентний потік,
тоді як нижче число Рейнольдса вказує на більш ламінарний потік.
(1.41)
Число Грасгофа представляє відношення між виштовхувальною силою,
спричиненою просторовою зміною щільності рідини (спричиненою різницею
температур), до стримуючої сили , спричиненої в’язкістю рідини.
(1.42)
Число Нуссельта - це відношення конвективного до кондуктивного
теплообміну через межу. Конвекційний і кондукційний теплові потоки
паралельні один одному та до нормалі до граничної поверхні, і всі вони
перпендикулярні середньому потоку рідини в простому випадку.
(1.43)
Таким чином, коефіцієнт конвекції h може бути апроксимований
Nu(Re,Pr,Gr)·k/L [20].
23
1.2.4 Випромінювання
Випромінювання — це передача тепла шляхом електромагнітного обміну
між тілами з різною температурою. Енергія не потребує фізичного
континууму, щоб передаватися випромінюванням.
1.2.4.1 Модель поверхня до поверхні
Дотепер поведінку провідності та конвекції властивостей рідини
моделювали за допомогою рівнянь, що керують транспортом.
Випромінювання - це явище , пов'язане з геометрією граничних поверхонь
області. Для чорного тіла, яке вважається ідеальним випромінювачем,
випромінюваний тепловий потік випромінювання виражається наступним
чином.
(1.44)
У CFD тепловий потік через межі області рідини вимагає окремої моделі.
Застосовується сіра модель теплового випромінювання. У такій моделі
тепловий потік, випромінюваний чорним тілом, множиться на ε, яке
вважається незалежним від довжини хвилі випромінювання. Це пояснює
поведінку різних матеріалів щодо випромінювання, вказуючи недосконале
випромінювання ε випромінювання [21].
(1.45)
Частки випромінювання можна визначити наступним чином.
1. вбираюча здатність α: це поглинена частка всієї падаючої потужності
випромінювання.
2. Прохідність τ: це передана частка всієї падаючої потужності
випромінювання через тверде тіло.
3. Коефіцієнт відбиття ρ: це відбита частка всієї падаючої потужності
випромінювання.
(1.46)
А за законом Кірхгофа α = ε.
24
(1.47)
Для випромінювання, що падає на поверхню k , баланс теплового потоку
можна записати наступним чином.
(1.48)
Після падіння на поверхню вихідний радіаційний потік може бути
сприйнятий усіма іншими поверхнями в області рідини. Щоб врахувати це,
коефіцієнти огляду обчислюються відповідно до геометрії оточуючих
поверхонь. Коефіцієнт огляду можна визначити як частку потоку
випромінювання, який залишає поверхню j і приймається поверхнею k .
Загальна сума факторних переглядів, що залишають поверхню, має
дорівнювати 1 за умов збереження енергії.
(1.50)
Інтеграл для отримання коефіцієнтів огляду з урахуванням геометрії
оточуючих поверхонь виражається наступним чином.
(1.51)
Потік випромінювання, отриманий поверхнею k, може бути виражений у
вигляді факторів, як показано нижче.
(1.52)
Нарешті, зовнішній радіаційний тепловий потік на поверхні k можна
виразити через випромінювання, отримане оточуючими поверхнями за
допомогою коефіцієнтів огляду.
(1.53)
Дотримуючись цього співвідношення, програмне забезпечення CFD
отримує вектор випромінювання, що містить усі радіаційні теплові потоки, що
виходять із клітин на межових стінках рідини. Ці променисті теплові потоки
додаються до керівних рівнянь транспорту в рідині.
25
1.2.4.2 Сонячні навантаження
У поточному моделюванні основним джерелом випромінювання є
сонячне навантаження. Променева енергія сонця може спричинити
підвищення температури поверхонь кабіни автомобіля вище температури
навколишнього середовища. Тому її моделювання має важливе значення.
Моделювання сонячного навантаження можна розділити на прямий потік
випромінювання та дифузний потік випромінювання, виміряний у Вт/м2.
Прямий променистий потік виникає безпосередньо від падаючих сонячних
променів, тоді як дифузний променистий потік виникає від сонячних
променів, відбитих такими перешкодами, як хмари.
Щоб врахувати орієнтацію сонячного навантаження, азимут θ і висота α
кути вказуються відносно цільового об'єкта. Азимутальний кут - це кут,
розташований у горизонтальній площині, а азимутальний - той, що
розташований у вертикальній площині. Таким чином уточнюється напрямок
прямого сонячного світла щодо цільового об’єкта.
1.2.5 Перенесення CO2 в повітрі
Цікавою частиною цього дослідження є дослідження поширення
вуглекислого газу всередині повітря.
Концентрація вуглекислого газу як газу в повітрі може розглядатися як
пасивний скаляр у програмному забезпеченні CFD, що означає, що газ буде
транспортуватися як властивість рідини за допомогою ефектів конвекції та
провідності без впливу на його рух.
Тому потрібне додаткове рівняння переносу для пасивного скаляра.
Ступінь змішування з навколишнім повітрям залежить від числа Шмідта, яке
визначається співвідношенням між в’язкістю та коефіцієнтом молекулярної
дифузії пасивного скаляра з навколишнім повітрям.
26
(1.54)
Призначене число Шмідта для вуглекислого газу в навколишньому
повітрі можна вважати 1 відповідно до літератури [23].
27
РОЗДІЛ 2. МЕТОДИ ДОСЛІДЖЕННЯ ТЕПЛОВТРАТ ІЗ САЛОНУ
ЕЛЕКТРОМОБІЛЯ
2.1. Короткий огляд дослідження проблеми
Це дослідження мало на меті змоделювати, використовуючи Star CCM+
як програмне забезпечення CFD, низку механізмів теплопередачі, які можуть
відбуватися в салоні автомобіля. Такі механізми оцінювали шляхом їх
послідовного впровадження до досягнення повного глобального сценарію.
Глобальний сценарій передбачав вплив температури зовнішнього та
внутрішнього повітря на передачу тепла за рахунок ефектів конвекції,
теплопровідності через межі кабіни, сонячного випромінювання від сонця та
метаболічного тепла та навантаження CO2 пасажирів у салоні. Показова сцена
остаточного глобального сценарію показана нижче на рисунку 2.1.
Рисунок 2.1: Схематичне зображення глобального сценарію об’єкта
дослідження
Короткий виклад усіх досліджених випадків наведено в таблиці 2.1 на
початку цього розділу, щоб підготувати читача до кращого розуміння
структури цього аналізу.
28
Таблиця 2.1: Зведена таблиця для всіх випадків дослідження в цій роботі.
Назва призначення Характерні граничні умови
Випадок 1 Моделювання Розв’яжіть структуру Загальна масова витрата
повітряного внутрішнього повітряного повітря = 68,5 г/с.
потоку без потоку в салоні автомобіля, Пропорція 0,8 до верхніх
теплопередачі. створюваного повітряними входів і 0,2 до нижніх
струменями системи входів.
HVAC. Знайдіть відповідні
параметри для сітки кабіни
автомобіля,
використовуючи цей
сценарій як еталон.
Випадок 2 Вплив Вважайте, що автомобіль Термічний опір вважається
теплового опору рухається зі швидкістю 32 нескінченним на всіх
на межі. км/год при температурі границях, крім вітрового
навколишнього середовища скла та вікон.
43°C, температурі повітря
на вході з системи
опалення, вентиляції та
кондиціонування повітря
7°C і без сонячного
навантаження. Ізоляція
вважається адіабатичною.
Випадок 3 Вплив Вважайте, що автомобіль Термічний опір вважається
теплового опору рухається зі швидкістю 32 0,46 м 2 · К/Вт на більшості
на межі. км/год при температурі кордонів, крім вітрового
навколишнього середовища скла та вікон.
43°C, температурі повітря
на вході з системи
опалення, вентиляції та
кондиціонування повітря
7°C і без сонячного
навантаження. Ізоляція не є
адіабатичною.
Випадок 4 Вплив Вважайте, що автомобіль Термічний опір вважається
теплового опору рухається зі швидкістю 32 0,06 м 2 · К/Вт на більшості
на межі. км/год при температурі кордонів, крім вітрового
навколишнього середовища скла та вікон.
43°C, температурі повітря
на вході з системи
опалення, вентиляції та
кондиціонування повітря
7°C і без сонячного
навантаження. Утеплення
немає.
29
Випадок 5 Вплив Помірне сонячне Прямий сонячний потік 500
сонячного навантаження додається Вт/ м 2 і дифузний сонячний
навантаження. при куті азимута 180° і куті потік 250 Вт/ м 2 .
висоти 45°.
Випадок 6 Вплив Інтенсивне сонячне Прямий сонячний потік
сонячного навантаження додається під 1000 Вт/м2 і дифузний
навантаження. кутом азимута 180° і під сонячний потік 500 Вт/ м 2 .
кутом висоти 45°.
Випадок 7 Вплив Загальний масовий потік Прямий сонячний потік
розподілу повітря тепер подається на 1000 Вт/ м 2 і дифузний
вхідного верхні входи для сонячний потік 500 Вт/ м 2 .
повітря. покращення розподілу Загальна масова витрата
охолодження з інтенсивним повітря = 68,5 г/с у верхніх
сонячним навантаженням входах.
під кутом азимута 180° та
кутом висоти 45°.
Випадок 8 Аналіз Зрозумійте тимчасову Нестаціонарне
покрокової еволюцію температури в моделювання для випадку
чутливості. точках інтересу зонда. 7.
Дослідження перехідних
процесів із використанням
умов у випадку 7.
Випадок 9 Вплив загальної Розуміти стаціонарні рівні Додавання водія з
масової витрати температури та CO 2 температурою шкіри 34°C і
повітря, концентрації при різних видихуваним повітрям 37°C
включаючи витратах повітряних мас і за і 40000 ppm CO 2 .
водія. наявності драйвера. Додавання 430 ppm CO 2 на
Моделюються два рівні повітрозабірниках. Зміна
сонячних навантажень. загальної масової витрати
повітря.
Випадок Перехідний Розуміти перехідні рівні Нестаціонарне
10 аналіз температури та CO2 моделювання для випадку 9
температури та концентрації при різних при витратах повітря, що
якості повітря. витратах масового повітря, цікавлять.
що цікавить, з наявністю
драйвера. Моделюються
два рівні сонячних
навантажень.
2.2 Геометрія салону електромобіля
Геометрія дослідження на рисунку 2.2 представляла типовий інтер’єр
кабіни автомобіля. Геометрію можна розуміти як об'єм, обмежений межами
поверхні. Об’єм пов’язаний з об’ємом повітря в салоні, в якому рідина
переносить свої властивості за допомогою механізмів провідності та конвекції.
30
Межі поверхонь пов'язані з внутрішніми поверхнями кабіни автомобіля, які
належать до таких частин, як дах, вікна, двері, підлога та елементи інтер'єру.
Поверхневі межі обмінюватимуться теплом за допомогою випромінювання у
разі наявного сонячного навантаження.
Рисунок 2.2: Типова геометрія кабіни автомобіля та назви її меж
Розміри кабіни становили 2,41 м в довжину, 1,44 м в ширину і 1,5 м у
висоту. Елементи всередині кабіни були спрощені з метою проведення
узагальненого дослідження, яке можна було б пов’язати з різними моделями
автомобілів.
Межі поверхні були організовані в групи залежно від характеру їх
властивостей:
◦ Стіни з низьким термічним опором: він групує межі, які представляють
вікна , які моделюються низьким термічним опором скла. Таким чином, ця
група забезпечує найвищий теплообмін в салоні. До цієї групи належать
лобове, праве, ліве та заднє скло.
◦ Стандартні термостійкі стіни: це групи меж, які представляють стіни
кінцевої товщини, виготовлені комбінацією шарів матеріалів, таких як метали,
пластики та повітряні проміжки. Ці стіни забезпечують певний термічний опір
31
і ізолюють салон автомобіля від зовнішніх умов. У цю групу входять дах,
двері, задня підлога та консоль.
◦ Висока термостійкість стінок: групує межі в передній частині салону під
лобовим склом. Ці межі відділені від зовнішніх умов передньою частиною
автомобіля, включаючи всі елементи під капотом. Цей параметр виправдовує
високий термічний опір, пов’язаний із цими межами. До цієї групи належить
передня стінка, що складається з приладової панелі та передньої підлоги.
◦ Сидіння: передні та задні сидіння відносяться до цієї групи. Ці межі
розглядаються як адіабатичні стіни, оскільки вони не звернені до зовнішніх
умов і в сталому стані не буде теплообміну з внутрішнім повітрям.
◦ Вхідні отвори: відповідає повітряним отворам у передній частині кабіни.
Три повітрозабірники розташовані вгорі на панелі приладів і два внизу на
передній стінці. Площа одного повітрозабірника становить 77,45 см2, і вони
розташовані зверху та знизу з боків. Центральний верхній повітрозабірник має
удвічі більшу площу, тобто 154,85 см2.
◦ Розетка: є одна розетка над задніми сидіннями площею 890 см2.
Зображення груп поверхонь запропоновано нижче на рисунку 2.3.
32
Рисунок 2.3: Візуальна ідентифікація груп обмежувальних стін
Розміри елементів салону, а також площа повітрозабірників були
узагальненими і були типовими для стандартного автомобіля. Подальше
обговорення того, як повітрозабірники пов’язані з реальним сценарієм, можна
знайти в наступному підрозділі 2.3.
2.3 Фізичні континууми та граничні умови
Фізичні моделі континууму та граничні умови, застосовані до граничних
поверхонь об’єму, залежать від випадку дослідження. У цьому підрозділі
представлені всі випадки дослідження, а також використані фізичні моделі та
граничні умови. Граничні умови застосовуються по-різному до кожної групи
меж поверхні, описаних у попередньому підрозділі.
2.3.1 Випадок 1: моделювання повітряного потоку без теплопередачі
2.3.1.1 Налаштування сітки
Щоб розв’язати цікаві властивості рідини, необхідна дискретизація
повітряної області.
Щільність комірок у різних областях повітряної області може впливати
на розв’язання цікавих властивостей. Це явище може виникнути, якщо
градієнти властивостей рідини ( тобто зміна значення в просторі) занадто
високі, щоб їх можна було вловити певною щільністю клітин. Тому потрібен
аналіз чутливості сітки, щоб підтвердити, що отримані рішення не залежать
від сітки.
Ця початкова стадія сітки була особливо важливою в цьому дослідженні.
Експериментальних даних для конкретного випадку не було. Таким чином,
комплексне дослідження сітки вважалося цінним, щоб переконатися, що
результати є достовірними та незалежними від сітки.
Хороший спосіб підійти до аналізу чутливості сітки — це спочатку
зрозуміти різні типи геометрії сітки, що використовуються в дискретизації.
◦ Сітка внутрішнього об’єму: об’єм у межах поверхонь кабіни автомобіля
33
дискретизується за допомогою багатогранних комірок. Цей тип комірок, якщо
порівнювати з іншими, такими як тетраедри, має перевагу в тому, що вони
краще адаптуються до складних геометрій завдяки досягненню кращої якості
комірок, а також забезпечують меншу кількість комірок, таким чином
зменшуючи обчислювальні витрати на обчислення.
◦ Об’ємна сітка біля стіни: об’єм поблизу меж поверхні кабіни автомобіля
зазвичай роз’єднується за допомогою комірок шару призми. Призначення цих
призматичних шарів полягає в тому, щоб вловлювати градієнти в межах
граничних шарів на стінках для таких властивостей, як швидкість і
температура. Шари призми поступово збільшуються в розмірі в нормальному
напрямку до кордонів. Загальна товщина шарів призми повинна бути
достатньою, щоб вловити градієнт, створений на стінках. Висота першої
комірки до стінки визначає значення y+, що призводить до різних обчислень
граничного шару залежно від його значення [18].
◦ Поверхнева сітка на стіні: сітка на стіні складається з базових комірок
шарів призми, за винятком вхідних і вихідних отворів. Важливо відзначити,
що розмір сітки поверхні безпосередньо впливає на розмір шарів призми та
об’ємну сітку. Ідеальний сценарій у сітці — це плавний перехід розміру
комірки між сітками.
Підхід, який дотримувався в цьому дослідженні, полягав у розгляді
уточненої сітки для досягнення y+<1 на всіх стінках, припускаючи дрібну
сітку на границях для врахування високих градієнтів швидкості та
температури на границях. Дослідження чутливості сітки було проведено
шляхом зміни рівнів подрібнення на шарах призми та об’ємної сітки. Значення
швидкості контролювали за допомогою лінійних зондів, які дозволяють
побудувати профілі швидкості для порівняння між сітками. Рисунок 2.4
містить основні поняття, описані в цьому підрозділі.
34
Рисунок 2.4: Типи сіток, що використовуються в салоні автомобіля, і
лінійні зонди, що використовуються в аналізі чутливості
2.3.1.2 Налаштування моделювання
Оскільки в даному випадку теплообмін не вивчається, розв’язуються
лише рівняння безперервності, імпульсу та турбулентності. Тому властивості
повітря не залежать від температури.
Для моделювання фізики повітря постійна густина була встановлена на
1,184 кг/м3 і динамічна в’язкість була встановлена на . Це був
випадок стаціонарного стану, який використовує Рейнольдса
Усереднені рівняння Нав’є-Стокса для безперервності та імпульсу,
Realizable k-epsilon для турбулентності та підхід сегрегованого потоку для
вирішення рівнянь [15]. Все - Обробка стінки y+ використовувалася для
врахування утворення гідравлічних прикордонних шарів поблизу меж стінки.
Для врахування атмосферних умов використовувався еталонний тиск
101325 Па.
Стосовно граничних умов до поверхневих граничних груп їх було
поділено на такі:
◦ Вхідні отвори: масова витрата повітря вказується для кожного входу.
Швидкість повітря на вході визначається масовою витратою повітря та
площею входу.
◦ Вихід: повітря, яке потрапляє всередину домену через вхідні отвори,
остаточно вийде з кабіни автомобіля через вказаний вихід.
35
◦ Стіни: до всіх граничних поверхонь кабіни автомобіля, за винятком
вхідних і вихідних меж, застосовуються умови протиковзання. Це дозволяє
врахувати градієнт швидкостей, створюваних у прикордонних шарах біля
стінок напругами зсуву.
Значення масової витрати повітря встановлено з урахуванням наявної
літератури як довідника.
У літературі [12] проводилось вимірювання масової витрати повітря на
вентиляційних отворах у салоні реального автомобіля. Вимірювання
проводилися при різних зовнішніх температурах і програмах ОВК. Загальний
масовий потік повітря для літнього випадку в літературі був узятий як
еталонний у цьому дослідженні, у якому зовнішня температура становила
30°C із сонячним навантаженням 800 Вт/м2, а програму HVAC було
встановлено на AUTO для досягти температури в салоні 23°C. У цьому
випадку загальний масовий потік повітря становив приблизно 68,5 г/с, але
температура на вході повітря була невідома.
Порівняння розподілу масового потоку повітря в довідковій літературі та
в цьому дослідженні:
◦ Частка загальної масової витрати повітря в літературі (68,5 г/с) становить
0,6 для вентиляційних отворів на панелі приладів, 0,2 для вентиляційних
отворів системи розморожування лобового скла, 0,15 для задніх сидінь і 0,05
для вентиляційних отворів для ніг. Це можна узагальнити як співвідношення
0,8 до верхніх передніх вентиляційних отворів із загальною площею входу
318,5 см2, 0,15 до задніх вентиляційних отворів із загальною площею входу 54
см2 та 0,05 до вентиляційних отворів для ніг із загальною площею входу 136,5
см2.
◦ Загальна масова витрата повітря в цьому дослідженні також була
встановлена на рівні 68,5 г/с, застосовуючи пропорцію 0,8 до верхніх впускних
отворів із загальною площею вхідних отворів 309,8 см2 частку 0,2 до нижніх
впускних отворів із загальною площа входу 154,9 см2.
36
◦ Існувала розумна згода між загальним розподілом масового потоку
повітря та площею входу, щоб вважати поточне дослідження
репрезентативним для реального сценарію.
Симуляція повітряного потоку без теплопередачі була корисною для
проведення аналізу чутливості сітки, а також для вивчення загальних моделей
повітряного потоку, що відбувається всередині салону. Дискретність об’єму
повітряної області може вплинути на величину швидкості повітряного потоку,
що пізніше може вплинути на перенесення температури шляхом конвекції в
салоні. Сітку, яку було визнано придатною наприкінці дослідження сітки,
використовували для всіх наступних аналізів.
2.3.2 Випадки 2-4: Вплив теплового опору на границях
В даному випадку вперше враховано ефекти теплообміну кондукцією та
конвекцією. Тому рівняння енергії також було розглянуто на додаток до
рівнянь нерозривності, імпульсу та турбулентності. Для розв’язання
енергетичного рівняння використовується підхід із роздільною температурою
рідини.
Також вважалося, що повітря має постійну густину. Рух гарячого повітря
вгору та холодного повітря вниз через зміни температури було змодельовано
за допомогою моделі Бусінеска [22], яка враховує ефект гравітації.
Властивості функції повітря від його температури розглядалися з
використанням закону Сазерленда для динамічної в'язкості та
теплопровідності та полінома від температури для питомої теплоємності.
Початкова умова тиску була накладена шляхом розгляду гідростатичного
тиску з урахуванням ефекту сили тяжіння. Значення — це щільність,
помножена на силу тяжіння та висоту центроїда клітин.
Стосовно граничних умов, застосованих до поверхневих граничних груп,
їх можна розділити на такі:
◦ Входи: на додаток до останнього випадку вказана температура повітря
37
на вході.
◦ Вихід: повітря, яке було введено всередину домену через впускні
отвори, остаточно вийде з кабіни автомобіля через вказаний вихід.
◦ Стіни: на додаток до умов нековзання, на границях визначено кілька
теплових характеристик. Якщо стінку вважати адіабатичною, потік тепла не
перетинає межу. Якщо стіна вважається конвективною стіною , необхідно
вказати зовнішню температуру по відношенню до меж (навколишнього
середовища), зовнішній коефіцієнт теплопередачі та термічний опір межі.
У цьому дослідженні додаткові посилання взяті з літератури, щоб
встановити реалістичний сценарій теплопередачі.
У літературі літній сценарій був змодельований за допомогою CFD. Серед
досліджених випадків температурні умови моделювання стаціонарного
режиму взяті як еталон для цього дослідження. Сонячне навантаження
становило 1000 Вт/м2, зовнішня температура навколишнього середовища
становила 43°C, температура повітря на вході становила 7°C, а швидкість
автомобіля становила 32 км/год [13,14].
Для поточного випадку дослідження використовувалися лише
температури як еталон. Таким чином було змодельовано перший реалістичний
літній сценарій охолодження салону автомобіля. Ефект сонячного
навантаження вивчався пізніше в наступних дослідницьких випадках. Для
загальної масової витрати повітря було враховано попередні 68,5 г/с з тим
самим розподілом на вході.
Той факт, що автомобіль рухається зі швидкістю 32 км/год, означає, що
існує ефект примусової конвекції зовнішнього повітря до стінок салону. Тому
для імітації теплообміну між зовнішнім повітрям і стінами кабіни необхідно
вказати коефіцієнт конвекції, що враховує швидкість автомобіля. Для стін, які
контактують із зовнішнім повітрям, приблизний коефіцієнт теплопередачі
становить 46,26 Вт/(K·м2), розрахований за допомогою рівняння, наведеного в
літературі [13,14].
38
(2.1)
Де v – швидкість автомобіля.
Необхідно вказати не тільки коефіцієнт зовнішньої конвекції, а й
термічний опір меж, що піддаються зовнішній вимушеній конвекції.
Термічний опір меж визначається різними типами шарів матеріалу. Тому
термічний опір межі є функцією товщини шарів і теплопровідності матеріалів.
Загальний опір багатошарової стіни можна розрахувати як суму
термічного опору кожного шару. Термічний опір на одиницю площі кожного
шару є результатом ділення товщини шару на його теплопровідність.
Нижче наведено представлення різних теплових опорів стін (рис. 2.5)
разом із таблицею (табл. 2.2), що містить приблизні значення товщини та
теплопровідності залежно від матеріалів відповідно до [16]. Таблиця 2.3
підсумовує отримані термічні опори в кожній граничній групі для кожного з
трьох проаналізованих випадків.
Рисунок 2.5: Теплові властивості для граничних умов стін на основі
39
літератури [14,15]
Таблиця 2.2: Товщина, провідність і термічний опір, пов’язані з
матеріалами поверхні відповідно до літератури [17,18]
Вікна скло Дах, двері, сталь Внутрішня Ізоляція Пластикова
підлога панель кришка
Товщина [м] 5e-3 Товщина [м] 7,5e-4 2e-3 20e-3 2e-3
Провідність 0,8 Провідність 64 0,04 0,05 0,13
[Вт /( K · м)] [Вт /( K · м)]
Опір [K · м 2 6.25e-3 Опір [K · м 2 1.17e-5 5e-2 4e-1 1,5e-2
/Вт] /Вт]
Таблиця 2.3: Набір випадків для вивчення ефекту теплоізоляції в
стандартних термічних стінах
Низький Стандартний Висока Сидіння
Термічний опір
термічний термічний термостійкість
[K·м2/Вт]
опір стін опір стін стін
Випадок 2 0,00625 Адіабатичний Адіабатичний Адіабатичний
Випадок 3 0,00625 0,06 5 Адіабатичний
Випадок 4 0,00625 0,46 5 Адіабатичний
У даному випадку дослідження вивчається вплив теплового опору в
стандартній граничній групі теплового опору. Проаналізовано три різні
випадки.
◦ Випадок 2: усі границі вважаються адіабатичними, за винятком стінок із
низьким тепловим опором. Цю групу доповнюють бордюри зі скла. Це лобове,
ліве, праве та заднє скло.
◦ Випадок 3: цього разу адіабатичними вважаються лише сидіння.
Стандартні термостійкі стіни складаються зі сталі, внутрішньої пластини та
пластикових шарів без будь-якої ізоляції. До цієї групи входять дах, двері та
підлога салону автомобіля.
◦ Випадок 4: цього разу адіабатичними вважаються лише сидіння.
Стандартні термостійкі стіни включають шар ізоляції.
40
2.3.3 Випадок 5 і 6: Вплив сонячного навантаження.
Сонячне випромінювання було вперше враховано в поєднанні з
провідністю та конвекцією у випадках 5 і 6. Радіаційна модель включала сіре
теплове випромінювання, сонячне навантаження та поверхню до поверхні.
Властивості повітря змінювалися залежно від температури за допомогою
моделей, зазначених у попередньому випадку дослідження.
Єдиною додатковою умовою до цього нового корпусу є наявність
сонячних навантажень різної інтенсивності. Обсяг ізоляції, який розглядається
на стандартних термічних опорах стін, вважається випадком 3 у попередньому
підрозділі, зі значенням 0,46 K·м2/Вт як ближче представлення справжнього
даху салону автомобіля, дверей і підлоги. Швидкість автомобіля
підтримується до 32 км/год, зовнішня температура 43°C, температура на вході
7°C.
Сонячне навантаження було розташоване під кутом 180° по азимуту та
45° по висоті відносно кабіни автомобіля. Це означало, як показано на рисунку
2.6, що прямий потік сонця проходить через лобове скло з передньої частини
салону під кутом 45° від горизонтальної поверхні землі. У цьому підрозділі
розглядаються два різні випадки.
◦ Випадок 5: прямий потік для сонячного навантаження було встановлено
на 1000 Вт/м2, а дифузне сонячне навантаження було встановлено на 500 Вт/м2
.
◦ Випадок 6: прямий потік для сонячного навантаження було встановлено
на 500 Вт/м2, а дифузне сонячне навантаження було встановлено на 250 Вт/м2
.
41
Рисунок 2.6: Сонячне навантаження під кутом азимута 180° та кутом
висоти 45°
Що стосується додаткових умов для граничних поверхонь, необхідно
вказати значення коефіцієнтів випромінювання, відбиття та пропускання. Ці
значення перераховані нижче та показані на рисунку 2.7.
◦ Межам низького термічного опору присвоєно значення коефіцієнта
пропускання 0,5, оскільки сонячне навантаження частково буде проходити
через скло вікон. Коефіцієнт випромінювання 0,3 і коефіцієнт відбиття 0,2 є
характерними для звичайного скляного вікна.
◦ Стандартним межам і межам високого теплового опору, а також
сидінням призначається коефіцієнт пропускання 0, оскільки сонячне
навантаження не проходитиме через ці межі. Коефіцієнт випромінювання 0,6
і відбивна здатність 0,4 є характерними для типових непрозорих твердих тіл.
◦ Вхідним і вихідним отворам призначається транзитивність 1, що
дозволяє сонячному навантаженню проходити через ці межі. Коефіцієнти
випромінювання та відбивання дорівнюють 0.
42
Рисунок 2.7: Значення коефіцієнтів відбиття, пропускання та
випромінювання для меж поверхні кабіни автомобіля
Слід зазначити, що коефіцієнт пропускання 1 був застосований до
повітрозабірників, щоб запобігти їх участі в радіаційному теплообміні. Тим не
менш, це також означає, що випромінювання проходило через отвори для
входу та випуску повітря, таким чином локально нагріваючи деякі поверхні,
що є недоліком, який слід згадати та враховувати.
Це тематичне дослідження було корисним для аналізу впливу втрат тепла
в різних сценаріях сонячного навантаження.
2.3.4 Випадок 7: Вплив розподілу вхідного повітря.
Були розглянуті подібні граничні умови, як у попередньому випадку 6,
але 68,5 г/с масової витрати повітря застосовувалося повністю до верхніх
впускних отворів, тоді як масова витрата повітря не застосовувалася до нижніх
впускних отворів. Такий розподіл масового потоку повітря дозволив
спрямувати більшу кількість масового потоку повітря на задні сидіння через
центральний верхній повітрозабірник. Це також дозволило покращити
охолодження у верхній частині кабіни автомобіля.
2.3.5 Випадок 8: Аналіз чутливості поетапного часу.
Подібні граничні умови, як у випадку 7, були застосовані до цього
випадку. Основна відмінність полягала в тому, що в цьому прикладі симуляція
43
була нестабільною. Температура в салоні автомобіля змінювалася з часом.
Було проведено дослідження чутливості впливу розміру кроку в часі на
результати температури. Це було визнано необхідним для вибору правильного
кроку в часі для виконання остаточного моделювання щодо співвідношення
між середньою температурою в кабіні та концентрацією CO2 через присутність
водія.
2.3.6 Випадок 9: Вплив змінної загальної масової витрати повітря,
включаючи водія.
Кілька симуляцій стаціонарного стану проводилися з подібними
граничними умовами до Випадку 7 з двома основними відмінностями.
Загальний масовий потік повітря змінювався, і, крім того, драйвер був
включений до моделювання, і були вивчені сценарії прямого потоку 1000
Вт/м2 і 500 Вт/м2 . Метою було проаналізувати співвідношення між середньою
температурою в салоні та CO2 концентрації, що призводить до глобальних
комфортних умов температури та якості повітря.
Граничні умови, застосовані до драйвера, були наступними.
◦ Температуру шкіри людини було встановлено на рівні 34°C.
◦ Ніс водія вважався додатковим повітрозабірником з масовою витратою
повітря 0,15 г/с, температурою 37°C і концентрацією CO2 40000 ppm .
◦ 2 у верхніх повітрозабірниках у передній частині кабіни становила 420
частин на мільйон.
Цього разу були змодельовані різні масові витрати повітря, щоб
побачити, яка середня температура в салоні, а також концентрація CO2 у
кожному зі сценаріїв сталого стану. Змодельовані значення масової витрати
повітря були 5, 10, 20, 45, 68,5, 95 і 120 г/с.
2.3.7 Випадок 10: аналіз перехідних процесів температури та якості повітря.
Нарешті, питомі масові витрати повітря були вивчені в нестаціонарному
44
стані з використанням вибраного кроку за часом у випадку 8, аналізуючи
співвідношення в часі між середньою температурою в салоні та концентрацією
CO2 через присутність водія. Також були враховані потоки прямого сонячного
навантаження 1000 Вт/м2 і 500 Вт/м2.
45
РОЗДІЛ 3 РЕЗУЛЬТАТИ ДОСЛІДЖЕННЯ ТЕПЛОВТРАТ ІЗ САЛОНУ
ЕЛЕКТРОМОБІЛЯ ТА ЇХ АНАЛІЗ
Підсумок для встановлених випадків можна знайти в таблиці 2.1 у
підрозділі 2.1. Крім того, далі в цій главі зведення граничних температур
кабіни (таблиця 3.2) і тепла через межі (таблиця 3.3) можна знайти далі в
підрозділі 3.1.7.
3.1 Випадок 1: моделювання повітряного потоку без теплопередачі
3.1.1 Підсумок перевірених сіток
Короткий опис усіх перевірених сіток для аналізу чутливості сітки
наведено на початку цього розділу в таблиці 3.1, щоб краще зрозуміти читачеві
подальший процес. Усі перевірені сітки мають спільну вихідну точку, яка
полягає в установці розміру комірки поверхні 1 см і висоти першого шару
призми 0,2 мм. Це визначено для досягнення y+<1 у більшості меж домену
разом із прийнятними коефіцієнтами зростання шару призми. Досягнення
y+<1 разом із розумним коефіцієнтом зростання для комірок шару призми
загальновизнано як відповідний метод для врахування ефектів граничного
шару в CFD [16]. Сітки 1-3 спрямовані на досягнення грубого дійсного
коефіцієнта зростання шару призми. Сітки від 3 до 3.2 використовують різні
загальні максимальні розміри комірок поліедра. Сітки 3.2.1 і 3.2.2
представляють різні техніки для уточнення розміру комірки об'ємного
контролю в зонах значного градієнта швидкості.
46
Таблиця 3.1: Перевірені сітки для аналізу чутливості
Сітка Коефіцієнт немає. з Максимальний Розмір Розмір Загальна
росту призмові розмір комірки комірки кількість
призмового шари багатогранної адаптивної об'ємного клітин
шару комірки [см] сітки [см] контролю [мільйони]
[см]
1 1.2 13 4 NA NA 2.7
2 1.3 10 4 NA NA 2.2
3 1.5 8 4 NA NA 1.9
3.1 1.5 8 2 NA NA 2
3.2 1.5 8 1 NA NA 4.1
3.2.1 1.5 8 4 1 NA 3.7
3.2.2 1.5 8 4 NA 1 2.7
3.1.2 Аналіз чутливості сітки
Аналіз чутливості сітки виконується з використанням граничних умов і
фізики повітря, описаних у випадку 1 у розділі про методи.
Відповідно до міркувань у підрозділі 3.1.1 виконується початковий аналіз
чутливості сітки шару призми. Загальну товщину шару призми можна
приблизно визначити перед виконанням чисельних розрахунків. Загальна
товщина повинна бути достатньою, щоб вловити ефекти градієнта
прикордонного шару. Товщину прикордонного шару можна розрахувати,
враховуючи число Рейнольдса потоку разом із характерною довжиною, на якій
розвивається градієнт швидкості.
Аналіз проводять біля центрального повітрозабірника, розташувавши
зонд біля кінця панелі приладів на відстані 15 см від впускного отвору (див.
Рисунок 3.1). Взявши цю відстань за характерну довжину та розрахувавши
швидкість повітря відповідно до відповідної масової витрати повітря та площі
входу, товщина граничного шару розраховується наступним чином.
(3.1)
(3.2)
47
(3.3)
Загальна товщина призмових шарів була обрана рівною 1,1 см, що
достатньо для фіксації товщини прикордонного шару. Висота першого шару
призми встановлена на 0,2 мм, щоб мати y+<1 на більшості поверхонь домену.
Поруч із гострими кутами та входами значення швидкості може бути високим,
тому y+ може перевищувати y+<1, залишаючись завжди нижче y+=5.
Зберігаючи висоту першого шару призми та загальну товщину шару призми,
вплив коефіцієнта зростання сітки шару призми вивчається шляхом зміни
кількості шарів призми.
Рисунок 3.1: Значення y+ нижче 1 на більшості меж поверхні кабіни
автомобіля та зображень щодо сітки шарів призми
Випробовуються три різні приблизні коефіцієнти зростання (сітки 1–3).
На графіку на рисунку 3.2 можна зрозуміти, що градієнт швидкості належним
чином фіксується трьома коефіцієнтами зростання. Крім того, можна
побачити, що прогноз товщини прикордонного шару був точним (-1,0835 +
1,092 = 0,0085 м = 0,85 см), а рівномірна швидкість виходу з прикордонного
шару становить 1,53 м/с.
48
Рисунок 3.2: Градієнт швидкості, зафіксований сіткою шару призми на
лінії зонда на відстані 15 см від центрального повітрозабірника
На додаток до лінії зонда, вирівняної з центральним повітрозабірником і
розташованої в кінці панелі приладів, також аналізується лінія зонда,
розташована в дальній частині над консоллю між сидіннями. Мета такого
дослідження полягає в тому, щоб побачити, чи є якісь додаткові збурення
повітряного потоку на великих відстанях. На графіку нижче на рисунку 3.3
видно, що профіль швидкості обчислюється подібним чином у трьох різних
сітках. Максимальна швидкість на лінії зонду в усіх випадках становить
приблизно 0,95 м/с. Тому на цьому етапі аналізу чутливості сітки вибирається
сітка з вищим коефіцієнтом зростання, оскільки вона забезпечує меншу
кількість клітин.
Після фіксації розміру комірки поверхні разом із розмірами та кількістю
шарів призми виконується аналіз чутливості об’ємної сітки. Різні розміри
комірок тестуються для всієї об’ємної області. Випробувані розміри були 4, 2
і 1 см. Коефіцієнт зростання об’єму становить 1,2 від сітки шару призми до
49
цільового розміру комірки об’єму. Аналізуючи профілі швидкості, отримані
кожною з сіток, цікаво побачити, що максимальна швидкість насправді
чутлива до розміру комірки об’єму. Як видно з наведеного нижче графіка на
рисунку 3.4, від розміру комірки об’єму від 4 см до 1 см максимальна
швидкість змінюється від 0,95 м/с до 1,4 м/с. Згідно з цим дослідженням,
розмір комірки об’єму 1 см вважається найкращим для належного фіксування
градієнтів швидкості в області об’єму повітря. Тим не менш, ця роздільна
здатність необхідна не в усьому об’ємі, а в зонах, де існує значний градієнт
швидкості.
Рисунок 3.3: Профіль швидкості на лінії зонда далеко від центрального
повітрозабірника
50
Рисунок 3.4: Профіль швидкості далеко від центрального повітрозабірника
залежно від розміру комірки об’ємної сітки
Розглядаються два різні підходи, щоб зрозуміти, які зони мають більший
градієнт швидкості.
Перший підхід полягає у використанні адаптивної сітки для ітераційного
зменшення розміру комірки об’єму, щоб зменшити залишки комірки для
отримання точного рішення. Цей підхід дозволив автоматично уточнити
комірки в об’ємних зонах між входами та сидіннями, а також навколо зон
впливу повітря на сидіннях. Тим не менш, цей підхід (Mesh 3.2.1) не є
необхідним для цієї програми. Обсяг уточнення та загальну кількість клітин
для цього підходу непросто контролювати. Слід використовувати більш
практичний підхід.
Аналізуючи результати вимірювання швидкості, можна побачити, що
основні градієнти швидкості в області об’єму повітря відбуваються між
впускними отворами та сидіннями, а також навколо зон повітряного впливу на
сидіннях. Таким чином, контрольні об’єми для уточнення можна вручну
розмістити навколо цікавих зон, вказавши розмір клітинки об’єму 1 см. Це
51
остаточна сітка, яка використовується для всіх випадків у цьому дослідженні
(сітка 3.2.2 на рисунку 3.5), адаптуючи контрольні об’єми для уточнення
відповідно до кожного конкретного сценарію.
Рисунок 3.5: Профіль швидкості далеко від центрального
повітрозабірника залежно від зон подрібнення на об’ємній сітці
Для цього випадку було створено сітку з 2,7 мільйона комірок, яка
належним чином вловлює повітряний потік у всіх зонах у межах домену.
Порівняння профілів швидкості, отриманих за допомогою лінійних зондів,
перевірялося не лише для центрального повітрозабірника, але й для решти
впускних отворів на різних відстанях у межах повітряної області.
52
Рисунок 3.6: Ділянки інтересу на повітрозабірниках (A) та еволюція від
сітки 3 (B) до сітки 3.2.2 (C) у секціях, що представляють інтерес
3.1.3 Випадок 1: розподіл повітряного потоку
Отриманий розподіл повітряного потоку після виконання аналізу сітки
можна побачити на зображеннях нижче.
Швидкість повітря становить 1,53 м/с у трьох верхніх повітрозабірниках
і 0,75 м/с у нижніх повітрозабірниках. Два верхні бічні повітрозабірники
направляють потік повітря на передні сидіння. Після удару по сидіннях
повітряний потік розділяється, так що одна його половина перенаправляється
на дах, а друга — на основу сидіння. Центральний повітрозабірник спрямовує
потік повітря між двома передніми сидіннями на задні сидіння. У цьому
випадку після того, як повітряний потік потрапляє на задні сидіння, потік
повітря частково спрямовується до заднього випускного отвору, а решта
зміщується до основи задніх сидінь. Що стосується нижніх повітрозабірників,
потоки повітря спрямовані безпосередньо до низу передніх сидінь. Тому потік
повітря рециркулює поблизу передніх сидінь і під панеллю приладів.
53
Рисунок 3.7: Випадок 1: контури швидкості [м/с] і лінії струму на
ділянках уздовж повітрозабірників. Домен і секції що представляють інтерес
на входах у межах домену праворуч.
Слід зазначити, що градієнт швидкості в області об'єму повітря
відбувається приблизно від максимальних значень швидкості на
повітрозабірниках до 0,5 м/с. Швидкість повітря нижче 0,5 м/с у більшій
частині області об’єму повітря, де повітря формує різні схеми рециркуляції.
3.1.4 Випадки 2-4: Вплив теплового опору на границях
Якщо моделюється сценарій охолодження, на поведінку повітряного
потоку впливають зміни температури повітря.
У першому сценарії, випадку 2, усі стіни, крім вхідних отворів і стекол, є
адіабатичними. Таким чином, передача тепла між зовнішнім повітрям із
температурою 43°C на швидкості 32 км/год і холодним повітрям із
температурою 7°C на вході відбувається лише на лобовому склі, бокових і
задніх вікнах.
Тим не менш, якщо термічний опір дверей, даху та підлоги поступово
зменшується від адіабатичного до 0,46 Км2/Вт і 0,06 Км2/Вт, повітря всередині
кабіни підвищує свою сталу температуру. Тому ефекти Бусінеска можна
54
оцінити з першого погляду при візуалізації контурів швидкості. Основні
потоки холодного повітря поступово опускаються вниз, оточені більш теплим
повітрям, у міру збільшення відстані до впускних отворів.
Рисунок 3.8: Контури швидкості [м/с] і лінії потоку в лівій (верхній) і
центральній (нижній) секціях входу (див. основні позиції в правій колонці).
Значення термічного опору дверей, даху та підлоги: адіабатичний (ліва
колонка), 0,46 Км2/Вт (центральна колона), 0,06 Км2/Вт (права колонка).
Значення теплового опору в нижньому рядку [Км2/Вт].
Поглянувши на температурні контури, з першого погляду також видно,
що тепле повітря розташоване вгорі біля даху кабіни, тоді як більш холодне
повітря залишається внизу кабіни . Більш холодна зона зазвичай розташована
під панеллю приладів, оскільки повітря з нижніх впускних отворів
залишається в нижній передній зоні, в якій передня стінка має високий
термічний опір. Що стосується середньооб’ємної температури кабіни, то вона
становить 15,9°C з адіабатичним дахом, дверима та підлогою, 17,5°C (+1,6°C)
з тепловим опором 0,46 Км2/Вт замість адіабатичних стін і 19,5°C (+2°C) з
найменшим тепловим опором 0,06 Км2/Вт.
55
Рисунок 3.9: Температурні контури [°C] ліворуч (угорі) та центральній
впускній секції (внизу) (див. основні позиції у правій колонці). Значення
теплового опору дверей, даху та підлоги: адіабатичний (лівий стовпець), 0,46
км2/Вт (центральна колонка) і 0,06 км2/Вт (права колонка). Значення
термічного опору в нижньому рядку [Км2/Вт]
Розглядаючи межі салону автомобіля в різних випадках, можна більш
детально помітити механізми теплообміну між зовнішнім теплим
середовищем і внутрішнім холодним повітрям.
У випадку 2 (рис. 3.10) температура на адіабатичних границях дуже
близька до температури на вході повітря, 7°C, оскільки немає теплообміну із
зовнішнім середовищем і холодне повітря рухається вниз. Тим не менш,
лобове скло, бічні та задні вікна теплі при температурах, близьких до
зовнішньої температури 43°C, зростаючи до висоти даху. Це викликано
моделлю конвективного теплообміну, застосованою на цих границях.
Передача тепла відбувається від зовнішнього теплого повітря до внутрішнього
холодного повітря, нагріваючи його. Тепловіддача більша в нижній частині
вікон, оскільки ця зона ближче до струменів холодного повітря, які є джерелом
швидкості в повітрі. Варто зазначити, що найвища теплопередача
відбувається, коли повітря на межі має відповідну швидкість. Спостерігаючи
56
за коефіцієнтом теплопередачі в салоні автомобіля, можна зрозуміти, що ці
значення можуть перевищувати 10 Вт/(м2K) залежно від характеристик потоку
при заданому y+=100.
Дивлячись на випадок 3 (Рисунок 3.11), середня температура підлоги
становить 23°C, передніх дверей — 20,7°C, задніх дверей — 22°C, а передньої
стіни — 10,5°C. Отже, тепловий потік на підлогу становить -41,2 Вт/м2,
передні двері -46,2 Вт/м2, задні двері -43,5 Вт/м2 а передня стінка -6,5 Вт/м2.
Дивлячись на випадок 4 (рис. 3.12), середня температура підлоги
становить 35,7°C, передніх дверей — 34°C, задніх дверей — 35,2°C і передньої
стіни — 11,5°C. Отже, тепловий потік на підлогу становить -89,4 Вт/м2,
передні двері -108,8 Вт/м2, задні двері -95 Вт/м2 а передня стінка -6,3 Вт/м2.
Рисунок 3.10: Випадок 2: гранична температура [°C], тепловий потік
[Вт/м2] і коефіцієнт теплопередачі [Вт/(м2·K)] при y+=100 для адіабатичного
даху, дверей і підлоги
57
Рисунок 3.11: Випадок 3: гранична температура [°C], тепловий потік
[Вт/м2] і коефіцієнт теплопередачі [Вт/(м2·K)] при y+=100 для 0,46 км2/Вт
даху, дверей і підлоги
Рисунок 3.12: Випадок 4: гранична температура [°C], тепловий потік
[Вт/м2] і коефіцієнт теплопередачі [Вт/(м2·K)] при y+=100 для 0,06 км2/Вт
даху, дверей і підлоги
Можна відзначити, що вплив ізоляції має важливий вплив на сценарій
теплопередачі. Чим нижчий показник ізоляції, тим вища температура на
границях. У той час як підвищення температури від випадку 2 до випадку 4 на
кордонах є великим (більш ніж на 10°C від випадку до випадку), середня
температура повітря в салоні автомобіля збільшується в менших значеннях
(близько 1,5°C і 2°C від випадку до випадку).
58
Стовпчаста графіка (Рисунок 3.13) нижче показує тепло через межі від
кожної з меж кабіни автомобіля. На додаток до останніх тверджень, можна
помітити, що передача тепла на даху мінімальна, оскільки тепле повітря у
верхній частині кабіни близько 43°C. У випадку вікон теплообмін між
корпусами подібний, оскільки термічний опір і конвекційні властивості
однакові.
Рисунок 3.13: Тепло [Вт] через межі на різних рівнях ізоляції
Аналізуючи графік, можна сказати, що найбільше за абсолютним
значенням тепловий потік має місце на лобовому склі та вікнах. Тим не менш,
тепловий опір вікон не змінився. Цікаво, що межами, які потребують кращої
ізоляції в сценарії охолодження, є двері та підлога, оскільки вони розташовані
в низькому положенні, де всередині залишається холодне повітря та
контрастує з високою зовнішньою температурою. Що стосується передньої
частини кабіни, то вона зазвичай представляє високий термічний опір і
вимагає менше уваги.
Що стосується даху, то через нього низький тепловий потік, оскільки
59
тепле повітря всередині кабіни залишається у верхній позиції, а різниця
температур із зовнішнім виглядом нижча. Тому відповідний рівень
теплоізоляції даху повинен враховувати сценарій прогріву.
Нарешті, сидіння досягають певної температури в стаціонарному стані, і
теплообмін на їхніх границях не відбувається.
3.1.5 Випадок 5 і 6: Вплив сонячного навантаження
У цьому розділі подібний аналіз проводиться для вивчення впливу
сонячного навантаження. Досліджувані сценарії являють собою випадок 5 з
500 Вт/м2 прямого сонячного потоку і 250 Вт/м2 сонячний дифузний потік і
варіант 6 з сонячним прямим потоком 1000 Вт/м2 і сонячний дифузний потік з
500 Вт/м2 . Обраний стандартний термічний опір для стін становить 0,46
Км2/Вт для даху, дверей і підлоги. Стіна з високим тепловим опором становить
5 км2/W для передньої стінки, яка включає передню підлогу та панель
приладів, і адіабатичний для сидінь.
Спостерігаючи за результуючим повітряним потоком на рисунку 3.14,
можна помітити, що вплив струменів холодного повітря, що падають вниз,
посилюється порівняно з випадками без сонячного навантаження. Це
викликано тим, що сонячні навантаження підвищують температуру меж
салону автомобіля, яка конвекцією передається повітрю, що оточує струмені
холодного повітря. Тому ефект плавучості посилюється.
Поглянувши на контури температури на рисунку 3.15, можна побачити,
що загальне значення температури повітря підвищується. Середня об’ємна
температура для найменшого сонячного навантаження становить 23,2°C, тоді
як для максимального сонячного навантаження вона становить 27°C. Таким
чином, спостерігається підвищення середньої температури повітря на +5,7°C
від випадку 3 до випадку 5 (від відсутності сонячного навантаження до
сценарію найменшого сонячного навантаження) та на +3,8 °C від випадку 5 до
випадку 6 (від найменшого сонячного навантаження). до сценарію
60
максимального сонячного навантаження).
Рисунок 3.14: Контури швидкості [м/с] і лінії струму в лівій (верхній) і
центральній (нижній) секціях входу з дверима, тепловим опором даху і підлоги
0,46 Км2/Вт. Прямий сонячний потік 500 Вт/м2 (Випадок 5) і 1000 Вт/м2
(Випадок 6). Значення теплового опору [Км2/Вт] у нижньому правому куті.
Домен і цікаві розділи на входах праворуч.
Рисунок 3.15: Температурні контури [°C] на лівій (верхній) і центральній
61
(нижній) секціях входу з дверима, дахом і тепловим опором підлоги 0,46
Км2/Вт. Прямий сонячний потік 500 Вт/м2 (Випадок 5) і 1000 Вт/м2 (Випадок
6). Значення теплового опору [Км2/Вт] у нижньому правому куті. Домен і
цікаві розділи на входах праворуч.
Поглянувши на межі кабіни автомобіля, можна помітити, що середні
температури також підвищилися.
Для випадку 5 (рис. 3.16) середня температура підлоги становить 29,5°C,
передніх дверей — 30°C, задніх дверей — 31,5°C і передньої стіни — 21,8°C.
Таким чином, тепловтрати підлоги становлять -28 Вт/м2, вхідних дверей -27
Вт/м2, задніх дверей -23,8 Вт/м2 а передня стінка -4,2 Вт/м2.
Для випадку 6 (рис. 3.17) середня температура підлоги становить 35,3 °C,
передніх дверей — 36,7 °C, задніх дверей — 37,4 °C і передньої стінки — 26,8
°C. Таким чином, тепловтрати підлоги становлять -16,1 Вт/м2, передніх дверей
-13 Вт/м2, задніх дверей -11,2 Вт/м2 а передня стінка -3,2 Вт/м2.
Можна помітити, що для 1000 Вт/м2 при прямому сонячному
навантаженні максимальна температура біля даху становить близько 60°C. На
даний момент дослідження, при дотриманні всіх основних необхідних умов
для моделювання реалістичного випадку, отримана температура в салоні
автомобіля далека від комфортної. Це очікуваний результат, оскільки масова
витрата повітря, взята з літератури, підходить для сценарію охолодження з
температурою навколишнього середовища 30°C і 800 Вт/м2 потік сонячної
радіації.
Як показують цифри вище, спостерігається значне підвищення
температури на кордонах кабіни автомобіля через падаючу сонячну радіацію.
Випромінювання безпосередньо нагріває поверхні, тоді як рідина їх
охолоджує . Повітря в кабіні також підвищує свою температуру за рахунок
конвекції та провідності на стінах. Цікаво порівняти тепловий потік вітрового
скла та вікон, оскільки при 500 Вт/м2 (Рис. 3.16) над впускними отворами є
значна кількість холодного повітря, що створює більшу частину теплового
62
потоку всередину кабіни.
Навпаки, при 1000 Вт/м2 (Рис. 3.17) повітря над верхніми
повітрозабірниками переважно тепле, створюючи більшу частину теплового
потоку назовні салону.
Рисунок 3.16: Випадок 5: гранична температура кабіни автомобіля [°C],
тепловий потік [Вт/м2] і коефіцієнт теплопередачі [Вт/(м2)·K)] для 0,46 км2/Вт
даху, дверей і підлоги та 500 Вт/м2 пряма 250 Вт/м2 дифузне сонячне
навантаження.
Рисунок 3.17: Випадок 6: гранична температура кабіни автомобіля [°C],
тепловий потік [Вт/м2] і коефіцієнт теплопередачі [Вт/(м2)·K)] для 0,46 км2/Вт
63
даху, дверей і підлоги та 1000 Вт/м2 пряма 500 Вт/м2 дифузне сонячне
навантаження.
На рисунку 3.18 можна спостерігати, що тепло передається ззовні
всередину кабіни автомобіля у випадку 5, тоді як у випадку 6 воно
перетворюється на тепло, що передається зсередини кабіни назовні.
Пояснення цього полягає в тому, що випромінювання сонячного
навантаження, спрямоване на вікна та лобове скло, здебільшого передається
на скляні матеріали, не нагріваючи їх випромінюванням. Середня температура
вікон і вітрового скла також становить близько 43°C в обох сценаріях
сонячного навантаження. Внутрішнє повітря поблизу вікон і вітрового скла
значно збільшується, створюючи описаний ефект теплового потоку.
Рисунок 3.18: Тепло [Вт] через межі кабіни автомобіля для випадків 5 і 6.
64
3.1.6 Випадок 7: Вплив розподілу вхідного повітря
Після аналізу випадків 5 і 6 з першого погляду видно, що передні стопи є
холоднішими зонами в салоні автомобіля, тоді як верхня частина біля даху є
найтеплішою.
Беручи довідкову літературу, у літньому сценарії програми HVAC лише
частка 0,05 загального масового потоку повітря спрямовується на зону ніг, тоді
як 0,15 спрямовується на задні сидіння.
Після спостереження за результатами цього дослідження стало зрозуміло,
що інший розподіл масового потоку повітря може призвести до кращого
розподілу температури повітря в салоні автомобіля. Зберігаючи
повітрозабірники в незмінному положенні, більшу кількість повітряного потоку
можна спрямувати на дах і задні сидіння, поширюючи весь потік повітря на
верхні повітрозабірники та скасовуючи нижні повітрозабірники. Досліджено
вплив такої зміни розподілу повітряного потоку.
Цього разу для випадку 7 швидкість повітря на вході становить 1,92 м/с.
(3.4)
Дивлячись на результати температури на рисунку 3.19, можна побачити, що
температура повітря над повітряними струменями тепер знижується, як
прогнозувалося, порівняно з початковим розподілом повітря на вході. Крім того,
повітря в передній нижній частині вище, оскільки нижнє охолодження було
скасовано.
65
Рисунок 3.19: Випадок 7: контури температури [°C] на головних секціях
впуску повітря.
У цьому випадку пропонується більш глибокий аналіз теплопередачі
випромінюванням і коефіцієнта теплопередачі в салоні (рис. 3.20).
Спостерігаючи за результатами на рисунку нижче, якщо спостерігати за салоном
автомобіля, можна помітити, що максимальна температура поверхонь досягає
температури до 83°C.
Найвища температура спостерігається у верхній частині панелі приладів,
біля переднього лобового скла. Ця висока температура спричинена дією
сонячного навантаження на поверхню, яка в Крім того, не отримує належного
охолодження від повітряних жиклерів. Крім того, передні сидіння мають високу
температуру з локальною максимальною температурою 70°C. Це можна
пояснити тим, що вони отримують охолодження від бічних повітряних
струменів, підвищуючи мінімальну температуру сидіння до 34°C у зоні удару.
Слід зазначити, що наближення Бусінеска може спричинити значні локальні
похибки на цих високотемпературних поверхнях. Паралельне дослідження
розв’язання рівняння ідеального газу для варіацій густини може призвести до
інших результатів. Це не було перевірено обмеженням часу проекту.
На задніх сидіннях температура на межах нижча. Прямий сонячний потік,
66
отриманий задніми сидіннями, досягає лише між двома передніми сидіннями,
закінчуючи нижньою зоною ніг. Таким чином, у цій зоні максимальна
температура становить 53°C, тоді як мінімальна температура становить 28°C у
точках, де повітряний струмінь потрапляє на задні сидіння.
Рисунок 3.20: Випадок 7: контури температури [°C] і коефіцієнт
теплопередачі [Вт/(м2K)] на границях
Можна також зазначити, що зони мінімальних температур на границях
пов’язані з низькими температурами повітряного струменя, що впливає на ці
поверхні, а придонні зони, де залишається холодне повітря, рухаючись вниз. У
зоні удару струменя повітря знаходиться в найхолоднішій точці на поверхні.
Після удару повітря прискорюється на поверхнях сидінь, роблячи коефіцієнт
тепловіддачі максимальним після значень на панелі приладів для вхідного
повітря. Після цього повітря залишається прикріпленим до поверхні сидінь зі
швидкістю близько 0,5 м/с до моменту від’єднання при різких геометричних
формах. У міру просування прикріпленого повітря його температура зростає,
оскільки він продовжує поглинати тепло з поверхонь.
Поза зоною удару повітряних струменів швидкість прикріпленого повітря
важлива для механізму конвекційного теплообміну. Вищі швидкості повітря
призведуть до вищої швидкості оновлення холодного повітря, покращуючи
здатність передавати тепло від теплих поверхонь до холодного повітря.
Подивившись на результати випромінювання на рисунку 3.21, можна
67
помітити, що поверхні, які мають найбільше опромінення, це передні сидіння,
консоль і нижня зона задніх сидінь, яка знаходиться між двома передніми
сидіннями. . Це пов’язано з тим, що гранична умова, встановлена для прямого
сонячного потоку, визначена як азимут 180°, що розташовує сонце перед кабіною
автомобіля, і 45° за висотою, що спрямовує прямий сонячний потік під кутом 45°
від горизонтальної площини. Тому пряме сонячне навантаження досягає
внутрішнього простору, проходячи через лобове скло перпендикулярно. Решта
поверхні сприймають розсіяне сонячне навантаження, а також випромінювання,
що надходить від навколишніх поверхонь. Це пояснює низькі температури на
задніх сидіннях, оскільки пряме сонячне навантаження не повністю досягає
задньої зони.
Нарешті, цікаво подивитися, як у цьому випадку змінився граничний
тепловий потік. Оскільки масовий потік повітря повністю подається на верхні
входи, струмені холодного повітря знижують температуру повітря у верхніх
частинах кабіни автомобіля. Тим не менш, це також передбачає потоки
холодного повітря з більшою швидкістю поблизу лобового скла та вікон. Таким
чином, можна помітити посилений потік тепла від навколишнього середовища
до внутрішньої частини салону через лобове скло та вікна.
Рисунок 3.21: Випадок 7: граничне опромінення [Вт/м2] і граничний
тепловий потік [Вт/м2] на границях кабіни автомобіля.
Як показано на рисунку 3.22, щоб локально оцінити зміну температури
68
повітря в салоні, серія точкових датчиків генерується в характерних зонах для
пасажирів у салоні автомобіля, включаючи голову, коліна та стопи.
Рисунок 3.22: Зображення точок зондування в характерних зонах для
пасажирів.
Температури в точках зонда показані на рисунку 3.23. З цього можна більш
точно виміряти потенційне покращення. Скасування потоку повітря в нижніх
отворах, щоб зосередити його у верхній частині, підвищило температуру біля ніг
на 10°C. Натомість температура повітря в області колін і голови передніх
пасажирів знизилася до 5°C у більшості точок зонда. На рисунку 3.24 видно, що
тепло через вікна та переднє лобове скло збільшилося від навколишнього
середовища до салону. Нижні передні межі, оскільки вони не охолоджуються
безпосередньо, майже не передають тепло до кабіни. Також спостерігається
помітне збільшення тепла ззовні всередину через задню підлогу та двері,
оскільки швидкість масового потоку повітря на центральному вході також
збільшилася. Увесь цей додатковий нагрів у кабіні, створений новим розподілом
повітря, має значення -28,1 Вт, що підвищує середню температуру повітря з 27°C
69
до 28,2°C порівняно з випадком, коли використовуються всі повітрозабірники.
Рисунок 3.23: Температура [°C] у точках зонда при різних розподілах масового
потоку повітря на входах.
Рисунок 3.24: Тепло через межі [W] кабіни автомобіля для випадку 7.
3.1.7 Випадки від 2 до 7: Зведені дані про температуру та тепло в межах кабіни
70
Таблиця 3.2: Випадки 2-7: середня температура поверхні [°C] на кордонах кабіни
Переднє Переднє Переднє
Температу Панель Передній Передні ліве Передні праве лобове Задня Задні ліві Задні Задні Праві
ра [°C] Консоль приладів поверх ліві двері сидіння праві двері сидіння скло Ліві вікна підлога двері праві двері сидіння Заднє скло вікна Дах
Випадок 2 7.6 7.5 7 7.5 8.5 7.5 8.5 41.3 40.1 8.4 8.5 8.5 8.6 41 40.4 39.4
Випадок 3 21.8 13 10.5 20.7 11.8 20.7 11.7 41.3 40.5 23.2 22.2 22 11.3 41.2 40.5 41.4
Випадок 4 35 15.4 11.4 34.1 14.3 34.1 14.3 41.5 40.8 35.7 35.3 35.3 13.6 41.3 40.9 42.6
Випадок 5 30.8 31.4 21.8 30 31 30 31 42.3 42 29.5 31.5 31.5 29 42.1 41.8 45.6
Випадок 6 37.7 41 26.8 36.8 41.6 36.6 41.4 43.7 43.2 35.3 37.7 37.5 37.3 42.2 43.2 54.9
Випадок 7 42 44 40 42 44 42 44 43 43 34.6 37 37 37 43 1.3 54.7
Таблиця 3.3: Випадки 2-7: інтеграл поверхневого теплового потоку [Вт] на границях кабіни
Переднє Передні Переднє Переднє Задні
Панель Передній Передні ліве праві праве лобове Задня Задні ліві праві Задні Заднє Праві
Тепло [Вт] Консоль приладів поверх ліві двері сидіння двері сидіння скло Ліві вікна підлога двері двері сидіння скло вікна Дах Всього
Випадок 2 0 0 0 0 0 0 0 -73,4 -101,3 0 0 0 0 -70,8 -102 0 -347,5
Випадок 3 -22.8 -6,6 -7,7 -29,5 0 -29,5 0 -71,6 -100,8 -26.3 -26,6 -26,8 0 -63,8 -100,8 -6,8 -519,4
Випадок 4 -50,9 -6,1 -7,4 -69,3 0 -69,4 0 -66,5 -86,1 -57,1 -57,8 -58,4 0 -59,4 -85,7 -9,3 -683,5
Випадок 5 -13.1 -2,66 -5 -17.3 0 -17.1 0 -32 -47,2 -17.9 -14.7 -14.6 0 -32 -47 11.2 -249,2
Випадок 6 -5,7 -0,43 -38,1 -8,2 0 -8,41 0 30.4 9.2 -10.3 -6,8 -7,1 0 12.3 9.3 51.6 62.3
Випадок 7 -67,1 -0,2 -0,7 -1,3 0 -1,4 0 10.8 -0,52 -11.1 -7,8 -7,2 0 1.5 43 50.7 34
71
3.1.8 Випадок 8: Аналіз чутливості поетапного часу
Для кращого розуміння сценарію охолодження необхідне моделювання
перехідних процесів. У цьому підрозділі представлено вплив вибору кроку за
часом для симуляції перехідних процесів.
Умови, подібні до Випадку 7, були застосовані для Випадку 8, змінивши
дослідження зі стаціонарного стану на нестаціонарне моделювання.
Еволюцію температури в усіх точках зонда відстежували в часі. Розглянута
початкова температура 43°C. Спостерігалося тимчасове зниження температури в
усіх точках до досягнення сталого стану, в якому температура коливається
навколо середнього постійного значення. Легенду для точок інтересу зонда
можна побачити на рисунку 3.25.
Нога штурмана Голова штурмана
Коліно штурмана Нога водія
Голова водія Коліно водія
Ліва задня голова пасажира Ліва задня голова пасажира
Ліва задня нога пасажира Права задня нога пасажира
Права задня голова пасажира Коліно правого заднього пасажира
Рисунок 3.25: Монітор на точках зонда, який відстежував температуру [°C]
відносно часу [с]. Легенда для графіків перехідних процесів на наступній
сторінці.
Випробовувались різні кроки часу: від більш грубих до дрібніших 1, 0,5 та
0,1 секунди. Можна помітити, що основна різниця між графіками (Рис. 3.26–3.28)
спостерігається в перші 40 секунд моделювання, у яких крок у часі 0,1 с
необхідний для правильного визначення еволюції температури. Тим не менш,
після цих 40 секунд еволюція температури є подібною для всіх часових кроків,
досягаючи стабільного стану приблизно через 200 секунд. Оскільки інтерес
моделювання перехідних процесів полягає не в тому, щоб точно зрозуміти перші
секунди, а в загальній еволюції до стаціонарного стану , крок у часі в 1 секунду
72
вважався достатньо точним для проведення аналізу перехідної поведінки
температури та концентрації CO2 для майбутні справи.
Рисунок 3.26: Перехідна температура [C°] у точках датчика з кроком у часі
1 с
Рисунок 3.27: Перехідна температура [C°] у точках датчика з кроком у часі 0,5 с
Рисунок 3.28: Перехідна температура [C°] у точках датчика з кроком у часі 0,1 с
73
3.1.9 Випадок 9: Вплив змінної загальної масової витрати повітря, включаючи
драйвер
Після перевірки необхідної роздільної здатності перехідних процесів у
випадку 8, зв’язок між тепловим комфортом, якістю повітря та споживанням
енергії представлений у цьому випадку 9.
Для проведення такого дослідження було додано манекен як водій, і було
змодельовано кілька стаціонарних випадків для різних масових витрат повітря,
що представляють стабільну середню об’ємну температуру та CO2 концентрація.
Це було зроблено для двох випадків сонячного навантаження, прямого
сонячного навантаження 500 Вт/м2 і 1000 Вт/м2.
Розглянутий діапазон теплового комфорту включає середні температури в
кабіні від 18°C до 26°C. Вважається, що температури близько 18°C у діапазоні
належним чином охолоджують кабіну автомобіля за рахунок надмірного
споживання енергії блоком HVAC, тоді як температура близько 26°C вважається
межею належного охолодження кабіни, в якій енергоспоживання оптимальне за
рахунок меншого теплового комфорту для пасажирів. Таким чином, оптимальна
точка теплового комфорту з урахуванням розумного енергоспоживання
знаходиться при 22°C.
Що стосується концентрації CO2, рівень вище 1000 ppm пов’язаний з
поганою якістю повітря та сонливістю. Низька витрата повітряних мас
призводить не тільки до температурного дискомфорту, але й до поганої якості
повітря. Ефект CO2 концентрація зростає з присутністю більшої кількості
пасажирів, і це слід враховувати.
Нижче наведено два графіки для прямих сонячних потоків 500 Вт/м2
(Рисунок 3.29) і 1000 Вт/м2 (Рисунок 3.30).
Для найнижчого сонячного навантаження можна побачити, що діапазон
масового потоку повітря для досягнення теплового комфорту коливається від 60
г/с до 120 г/с, досягаючи найнижчої середньої температури 20°C. Рівні CO2 для
цього діапазону масової витрати повітря нижчі за межу 1000 ppm, приблизно 525
і 477 ppm.
74
Для найвищого сонячного навантаження можна побачити, що діапазон
масового потоку повітря для досягнення теплового комфорту коливається від 85
г/с до 120 г/с, досягаючи найнижчої середньої температури 23°C. Рівні CO2 для
цього діапазону масової витрати повітря нижчі за межу 1000 ppm, приблизно 500
і 460 ppm.
Однак слід враховувати, що для більшої кількості пасажирів вимоги до
якості повітря можуть не виконуватися. Те саме можна сказати і про тепловий
комфорт, оскільки середня температура повітря також підвищується разом із
пасажирами. У цьому випадку, від випадку 7 до випадку 9, якщо порівняти
моделювання при 1000 Вт/м2 без і з водієм середня температура повітря
підвищується з 28,2°C до 28,4°C.
Рисунок 3.29: Середня об’ємна температура [°C] і концентрація CO2 [ppm] при
500 Вт/м2 для різних значень загальної масової витрати повітря [г/с]
75
Рисунок 3.30: Середня об’ємна температура [°C] і концентрація CO2 [ppm] при
1000 Вт/м2 для різних значень загальної масової витрати повітря [г/с]
Цікаво кількісно визначити кількість необхідної потужності для блоку
HVAC для досягнення теплового комфорту та якості повітря (Рисунок 3.31). У
разі прямого сонячного навантаження 1000 Вт/м2 для досягнення оптимального
теплового комфорту необхідно досягти масової витрати повітря 120 г/с. Видно,
що необхідна потужність для охолодження кабіни автомобіля при цій масовій
витраті повітря в усталеному стані становить 1,93 кВт, досягаючи середньої
температури повітря 23°C.
76
Рисунок 3.31: Потреба в потужності [кВт] для блоку HVAC при різних
сонячних навантаженнях
Навпаки, якщо сонячне навантаження менше, 500 Вт/м2, потрібно лише 95
г/с, що призводить до необхідної потужності 1,41 кВт і середньої температури
повітря 21,8°C. Такої ж потужності, 1,48 кВт, недостатньо для входу в діапазон
теплового комфорту 1000 Вт/м2 сонячне навантаження, що відповідає загальній
масовій витраті повітря 68,5 г/с і середній температурі 28,2°C. Графік нижче на
рисунку 3.32 показує температуру в точках інтересу.
77
Рисунок 3.32: Температура в точкових зондах, що цікавлять
На рисунку 3.33 можна спостерігати за 1000 Вт/м2, як CO2 поширюється в
салоні автомобіля при різних витратах повітря. Візуалізована концентрація CO2
є пороговою величиною, яка показує значення від 725 до 40000 ppm.
Концентрація вища з боку водія, оскільки це основне джерело, тоді як права
сторона добре вентилюється.
Рисунок 3.33: CO2 концентрація [ppm] при різних масових витратах повітря для
1000 Вт/м2 пряме сонячне навантаження
При 20 г/с можна спостерігати, що існує тенденція до вищих концентрацій
78
вуглекислого газу при нижчих середніх температурах повітря в кабіні для
низьких масових витрат повітря. Це спричинено тим, що більший об’єм теплого
повітря, що видихається з високими концентраціями вуглекислого газу, спочатку
рухається вгору, щоб пізніше продовжувати займати нижчий об’єм. У сценаріях
теплішого повітря в салоні повітря, що видихається, недостатньо тепле, щоб
рухатися вгору, і залишається в нижніх зонах, поки не буде перенаправлено
назовні через задній випускний отвір (Рисунок 3.34). Щоб отримати належний
рівень CO2, який досягає 725 ppm CO2, необхідна масова швидкість потоку
повітря не менше 15 г/с . Від 45 г/с до більшої масової витрати повітря середня
концентрація CO2 змінюється однаково незалежно від сонячного навантаження.
Рисунок 3.34: Концентрація CO2 [ppm] і температура [°C] при масовій
витраті повітря 20 г/с для 500 Вт/м2 (зліва) і 1000 Вт/м2 (праворуч) пряме сонячне
навантаження
79
3.1.10 Випадок 10: аналіз перехідних процесів температури та якості повітря
Нарешті, у випадку 10 було проведено моделювання перехідних процесів
при витраті масового потоку повітря.
При 500 Вт/м 2 досліджувалися масові витрати повітря 10 г/с і 68,5 г/с.
Для 10 г/с (рисунок 3.35) можна побачити, що через 15 хвилин рівень
концентрації вуглекислого газу становить приблизно 960 ppm. Ця еволюція
відповідає літературі [1]. Таким чином, досягнення рівня поганого повітря може
тривати близько 20 хвилин. У випадку температури стабільне значення 40,9 °C
досягається після 10 хвилин охолодження.
Рисунок 3.35: Середня об’ємна температура [°C] і концентрація CO2 [ppm] при
10 г/с і 500 Вт/м2
80
Рисунок 3.36: Середня об’ємна температура [°C] і концентрація CO2 [ppm] при
68,5 г/с і 500 Вт/м2
У разі 68,5 г/с (рисунок 3.36) лише через 5 хвилин досягається стабільний
стан при температурі 25 °C. У разі концентрації вуглекислого газу збільшення
часу відбувається повільніше. Через 10 хвилин концентрація вуглекислого газу
становить приблизно 525 частин на мільйон, тоді як значення в стаціонарному
стані має становити приблизно 540 частин на мільйон.
Для 1000 Вт/м2 досліджується максимальна масова витрата повітря (рисунок
3.37). Тільки через 3 хвилини середня об'ємна температура досягає сталого стану
зі значенням 23°C. У цьому випадку, оскільки вентиляція також висока,
концентрація вуглекислого газу також досягає сталого стану зі значенням 460
ppm.
81
Рисунок 3.37: Середня об’ємна температура [°C] і концентрація CO2 [ppm]
Загалом, це дослідження перехідних процесів є корисним для того, щоб
помітити, що існує вимога до якості повітря, яка має бути виконана, і її необхідно
належним чином враховувати. Хоча підвищення рівня CO2 відбувається
повільніше з часом порівняно з температурою, це все одно є визначальним
фактором, оскільки подорож тривалістю більше 20 хвилин є звичайним
сценарієм.
У цьому дослідженні, незалежно від температури в салоні автомобіля,
необхідна вентиляція щонайменше 15 г/с, щоб уникнути дрімотних рівнів
вуглекислого газу в присутності одного пасажира, що вимагає принаймні 0,4 кВт
потужності від VAC. одиниця. Збільшення швидкості залежно від кількості
пасажирів може зробити цей фактор ще більш важливим, що призведе до більшої
необхідної масової витрати повітря для задоволення вимог щодо якості повітря.
82
ВИСНОВКИ
Було проведено ретельне дослідження, щоб вивчити можливості симуляції
CD в контексті мобільності BEV. Основною метою цього дослідження було
вивчення сценарію охолодження для теплих умов і встановлення вимог для
досягнення теплового комфорту та якості повітря всередині спрощеної кабіни
автомобіля. Краще розуміння ефектів теплопередачі в салоні BEV може
призвести до зниження споживання енергії, а отже, до покращення загального
запасу ходу.
Було помічено, що сонячне навантаження в моделюванні CD не можна
ігнорувати. Було помічено, що коливання випромінювання від сонячних
навантажень мають сильніший внесок у теплу температуру повітря в салоні
порівняно з варіаціями рівнів ізоляції на кордонах кабіни автомобіля.
Було також показано, що конкретна величина масової витрати повітря при
різних розподілах повітря на вході може призвести до різних середньооб’ємних
температур повітря, а також до різних місцевих температур і теплових потоків
через межі кабіни. Застосування повного масового потоку повітря до верхніх
впускних отворів замість його частини може призвести до підвищення середньої
температури повітря в кабіні та збільшення внутрішнього тепла через вікна,
оскільки більше холодного повітря спрямовується до скляного матеріалу.
Принаймні масовий потік повітря 15 г/с вимагає 0,4 кВт для вентиляції
кабіни автомобіля, щоб підтримувати концентрацію вуглекислого газу 1000 ppm.
Рекомендується залишатися нижче цього рівня концентрації вуглекислого газу,
щоб уникнути сонливості. Що стосується теплового комфорту, було кількісно
визначено, що в літній день при температурі 43°C необхідно використовувати
щонайменше 120 г/с і 1,9 кВт В змінного струму у випадку 1000 Вт/м 2 прямого
сонця, досягаючи середньої температури в салоні 23°C. Навпаки, необхідно
використовувати принаймні 95 г/с і 1,41 кВт В змінного струму лише у випадку
500 Вт/м 2 прямого сонця, щоб досягти середньої температури в салоні 21,8 °C.
83
Щодо симуляції перехідних процесів, крок у часі в 1 секунду демонструє
хороший баланс у точності та обчислювальних вимогах, що корисно для
вивчення еволюції температури та рівнів вуглекислого газу в салоні автомобіля.
Якість повітря є вимогою, яку необхідно враховувати незалежно від температури
в салоні, і це важливо, оскільки кількість пасажирів збільшується.
Виконання симуляції компакт-диска зі спрощеною кабіною автомобіля
виглядає практичним підходом, що зменшує обчислювальні вимоги та полегшує
перевірку результатів. Цей підхід дозволяє розрахувати потреби в енергії для
блоків VAC в BEV, що може означати зниження витрат на проектування для
розробки кабін BEV. Потрібні подальші дослідження, щоб точно врахувати
тепловий комфорт пасажирів, а також зрозуміти вплив сонливості при високих
рівнях вуглекислого газу в досліджуваних моделях кабіни автомобіля.
84
Список літератури
1. Tong-Bou C., Jer-Jia S., Jhong-Wei H., Yu-Sheng L., Che-Cheng C.,
Development of a CD model for simulating vehicle cabin indoor air quality,
Transportation Research Part D: Transport and Environment Volume 62, July 2018,
Pages 433-440.
2. Romm elfanger C., Fischer L., Frisch J., and Van Treece C., Linearization
of Thermal Equivalent Temperature Calculation for Fast Thermal Comfort Prediction,
Energies 2021, 14(18), 5922.
3. Cook I., Stumor B., Deur J., Control trajectory optimisation and optimal
control of an electric vehicle HVAC system for favourable efciency and thermal
comfort, Optimization and Engineering (2021) 22:83-102.
4. Lee J.W., Jang E.Y., Lee S.H., Ryou H.S., Choi S., Kim Y., Influence of
the spectral solar radiation on the air flow and temperature distributions in a
passenger compartment, International Journal of Thermal Sciences Volume 75,
January 2014, Pages 36-44.
5. Tong Z., Liu H., Modeling In-Vehicle VOCs Distribution from Cabin
Interior Surfaces under Solar Radiation, Sustainability 2020, 12(14), 5526.
6. Torregrosa-Jaime B., Bjurling F. , Corber J.M., , Di Sciullo F., Paya J.,
Transient thermal model of a vehicle’s cabin validated under variable ambient
conditions, Applied Thermal Engineering Volume 75, 22 January 2015, Pages 45-53.
7. Dancaa P., Bodea F., Nastase I., Meslemb A., On the possibility of CFD
modeling of the indoor environment in a vehicle, Sustainable Solutions for Energy and
Environment, EENVIRO 2016, 26-28 October 2016, Bucharest, Romania.
8. Jonsson J., Including Solar Load in CFD Analysis of Temperature
Distribution in a Car Passenger Compartment, (Master’s Thesis) (2007), Lulea
University of Technology, Sweden.
9. Danca P., Bode F., Nastase I., Meslem A., CFD simulation of a cabin
thermal environment with and without human body - thermal comfort evaluation, E3S
Web of Conferences 32, 01018 (2018).
85
10. Riachi Y., Clodic D., A numerical model for simulating thermal comfort
prediction in public transportation buses, International Journal of Environmental
Protection and Policy 2014; 2(1): 1-8.
11. Dancaa P., Vartiresa A., Dogeanua A., An overview of current methods
for thermal comfort assessment in vehicle cabin, Sustainable Solutions for Energy and
Environment, EENVIRO - YRC 2015, 18-20 November 2015, Bucharest, Romania.
12. Fojtlin M., Planka M., Fiser J., Pokorny J. and Jicha M., Airflow
Measurement of the Car HVAC Unit Using Hot-wire Anemometry, The European
Physical Journal Conferences 114:02023 (2016).
13. Zhang H., Dai L., Xu G., Li Y., Chen W. and Tao W.Q., Studies of air-
flow and temperature fields inside a passenger compartment for improving thermal
comfort and saving energy. Part I: Test/numerical model and validation, Applied
Thermal Engineering 29 (2009) 2022-2027.
14. Zhang H., Dai L., Xu G., Li Y., Chen W. and Tao W.Q., Studies of air-
flow and temperature fields inside a passenger compartment for improving thermal
comfort and saving energy. Part II: Simulation results and discussion, Applied
Thermal Engineering 29 (2009) 2028-2036.
15. Versteeg H.K. and Malalasekera W., An introduction to computational
fluid dynamics: the finite volume method, 2nd Edition Pearson Prentice Hall (2007).
16. Ramesh Babu, A., Sebben, S., and Bark, T., Effect of Cabin Insulation on
the Heating Performance in EVs at Low Temperatures SAE Technical Paper 2023-01-
0763, 2023, https://doi.org/10.4271/2023-01-0763.
17. Moller L., Sorensen L., Thermodynamical Modeling of a Car Cabin
(Master’s Thesis) (2011), Chalmers University of Technology, Goteborg, Sweden.
18. Bredberg J., On the Wall Boundary Condition for Turbulence Models
(2000), Chalmers University of Technology, Goteborg, Sweden.
19. Shih T.H., Liou W.W., Shabbir A., Yang Z., and Zhu J. A New k-e Eddy-
Viscosity Model for High Reynolds Number Turbulent Flows - Model Development and
Validation NASA Technical Memorandum 110446, 1995.
20. Bryan R., Stewart E., Lightfoot N., Transport Phenomena, Second
86
Edition, Chemical Engineering Department, University of Wisconsin-Madison.
21. Incropera F., Denitt D., Bergman T., Lavine A., Fundamentals of Heat
and Mass Transfer.
22. Ferziger H., Peric M., Computational Methods for Fluid Dynamics, Third
Edition.
23. Kreith F., Boheman R.F., Heat and mass transfer, BocaRaton: CRC Press
LLC, 1999.
24. Rodi, W., Experience with two-layer models combining the k-epsilon
model with a one-equation model near the wal l. 29th AIAA Aerospace Sciences
Meeting, 1991. 29.
25. Wolfshtein, M., The velocity and temperature distribution in one-
dimensional flow with turbulence augmentation and pressure gradient. International
Journal of Heat and Mass Transfer, 1969. 12(3): p. 301-318.
26. COMSOL, Multiphysics Cyclopedia.
27. The Engineering ToolBox (2004). Air - Specific Heat vs. Temperature at
Constant Pressure.