自然暴露下汽車座椅熱負荷的數值模擬及試驗

蘭鳳崇，黃佳楠，陳吉清，李麗芬

(1.華南理工大學 機械與汽車工程學院, 廣州 510640;2. 華南理工大學 廣東省汽車工程重點實驗室，廣州 510640)

0 引 言

影響汽車艙內熱環境的因素很多，傳熱方式復雜，介質多樣，如外環境、車體結構和材料、艙內結構及內飾材料，加上循環方式和關鍵因素的熱-流-固多重耦合作用，使得在復雜的邊界條件下，很難準確認識熱環境的構成規律及各關鍵因素的影響關系。目前，為了改善車艙熱環境，相關的研究不斷深入。在實驗方面，通過選擇與產品預期使用環境相同或相近的試驗條件進行暴露試驗[1-3]，即可得到較可信的試驗結果。雖然試驗是認識問題的基礎，但其局限于特定的條件，只能根據樣本獲取離散數據結果進行研究和評價，不僅時間和物資成本消耗大，而且滯后于開發設計，不利于產品性能的綜合評價和設計參數的比較和優化。

通過數值模擬對汽車艙內熱環境的研究越來越多，并取得一系列成果[4-6]。2007年，Cengiz等[7]采用對比試驗分析了座椅表面材料對乘員熱舒適性的影響，并在道路工況下研究了志愿試驗者對座椅的熱舒適性評價。2009年，Vivek等[8]使用CATIA建模并在Gambit中離散模型，采用CFD方法分析了不同空調出風口角度對乘員艙內各部件溫度分布及乘員熱舒適性的影響。2010年，Al-Kayiem等[9]結合試驗和Fluent仿真，分析了停放狀態下不同車窗開啟數目和遮陽條件對汽車乘員艙內熱量的累計的影響，分析了車內各部件對太陽輻射能量的吸收及其溫度變化。這些研究分別在座椅材料、空調、停放狀態及熱舒適性評價等方面做了分析，為改善汽車座椅的熱負荷提供了重要參考。

以上對汽車艙內熱負荷的研究大都采用計算流體力學方法(CFD)和有限元方法(FEM)。然而，CFD更適合流體傳熱的計算，若對汽車座椅壁面進行傳熱分析則必須考慮周圍流體的作用，需要在流體區域、邊界層、固體壁面上都進行網格劃分，且要計算Navier-Stokes方程，這對網格要求較高且消耗巨大計算資源。FEM同樣對網格和計算資源要求較高，且在考慮太陽輻射及外部環境熱負荷時存在相當的困難。這些數值方法上的限制、計算資源的消耗以及邊界條件和周圍環境考慮的不足使汽車艙內座椅壁面溫度場的研究受到一定阻礙。

2013年，張文燦[10]提出針對汽車壁面熱負荷分析的熱網格數值計算方法，該方法采用有限差分法進行計算，對網格要求不高且有很好的計算精度，和乘員艙流體區域CFD計算的耦合也比較容易實現。同時，熱網格法通過對汽車內壁面與太陽、周圍環境間角度系數的計算，能夠考慮太陽及周圍環境輻射對座椅壁面溫度的影響。

為進一步研究汽車座椅在自然暴露下的熱負荷分布規律，首先在海南瓊海濕熱自然環境試驗站進行了自然暴露試驗，采集海南夏季某日的氣象參數作為環境參數，然后采用熱網格法計算車輛各部件的壁面溫度和試驗結果進行對比，驗證熱網格法仿真座椅溫度的準確性；結合試驗對某國產三廂轎車座椅的熱負荷狀況進行分析，仿真研究了汽車座椅換熱過程中熱流量的變化；分析座椅表面吸收率、發射率、車窗玻璃透射率以及汽車停放位置等對座椅溫度場的影響，為改善汽車座椅的熱負荷、提高乘員的熱舒適性提供參考。

1 試驗方法

為了分析整車環境下汽車艙內座椅的熱負荷規律，考慮汽車各部件間熱交換、熱-流-固耦合及周圍氣候環境的影響，同時為后續的數值計算提供初始邊界條件及結果驗證。2014年，本團隊選擇某款國產黑色轎車在瓊海濕熱自然環境試驗站進行了為期1年的自然暴露試驗。

自然暴露下座椅表面溫度受透過車窗的太陽直接輻射的作用，并和汽車其他部件之間存在熱量交換和相互影響。試驗需測試汽車周圍的大氣環境參數和汽車各部件的溫度、熱量數據。為了控制采集的數據量，車身外表面因其對稱性只在右側布置5個測點，編號1～5；車內壁面布置7個測點，編號6～12。測點布置如圖1所示。

試驗裝置采用微型氣象站、溫度傳感器、濕度傳感器和PC-2WS多通道溫濕度記錄儀。太陽輻射量、環境溫度、平均風向等周圍環境參數每隔5 min采樣一次。車內外表面的溫度漸進變化且梯度不大，故每隔10 min進行一次采樣。依據標準QC/T 728-2005《汽車整車大氣暴露試驗方法》[1]要求，溫濕度傳感器以插入或者粘貼的方式固定在各測點上，為避免陽光直射傳感器表面致使其溫度驟升產生測量誤差，粘合劑采用灰白色耐高溫材料。溫濕度傳感器的兩種固定方式如圖2所示。

圖1 試驗測點布置示意圖Fig.1 Schematic diagram of test points arrangement

圖2 測點的固定Fig.2 Fixing method of measurement point

試驗車選用某國產自主品牌黑色三廂汽車，測試時車輛停止工作，車頭朝正南方向停放在平坦空曠的草地上。

2 數值方法及數值模型

2.1 熱網格法

熱網格法是基于熱平衡方程采用有限差分法分析車輛壁面傳熱的一種高精度、高效率的數值方法。熱網格法通過把連續的車身結構離散成一系列單元面，假定每一個單元面上的溫度、能量等變量及其物理常數由其中心點上i的值代替，如圖3所示，能夠計算所有單元面上熱交換能量值，在定解條件下聯立熱平衡方程式可求解各離散單元面上的溫度值。

在自然暴露下，汽車存在輻射、傳導、對流3種傳熱方式，每個單元面上的熱交換如圖4所示。和有限元方法相比，熱網格法在計算輻射傳熱時引入單元面之間、天空對單元面以及周圍環境對單元面的角度系數，從而能夠考慮太陽輻射等外部環境輻射的影響。

圖3 熱網格法單元面示意圖Fig.3 Schematic diagram of element surface ofthermal grid method

圖4 單元節點換熱示意圖Fig.4 Schematic diagram of heat transfer betweenelement nodes

2.2 傳熱方程的建立

零部件厚度方向不劃分網格，用上標(′)表示和汽車艙內壁面相對應的車身外表面單元面。自然暴露時車身不同位置受到太陽輻射不同，導致溫度分布不均，故在車身相互接觸的離散單元之間及車身單元對應的內外壁之間都存在熱傳導。兩種熱傳導的導熱量分別為:

(1)

(2)

式中：N為與節點i相接觸的節點數量；λ為導熱系數；A為相鄰單元間接觸面積；l為兩節點間的距離；Ti為節點i處的溫度；i′為單元i對應的外壁面單元；δ為節點處的車身壁面厚度。

汽車在戶外停放時，車身外表面和周圍空氣發生自然對流、車內部件和車內空氣發生對流。車內封閉空間的對流很弱，在計算中把艙內空氣視為溫度值相同的空氣節點，將車身外壁面對流設置為自然風模式。離散單元處的表面換熱系數和換熱面的幾何形狀以及換熱面處氣流的物理特性、流動狀態有關，車艙內、外壁面的換熱系數分別采用經驗公式(4)[11]、(5)[12]近似算得；依據牛頓冷卻定律[13]，流固壁面的對流換熱量正比于流固之間的溫度差，故單元節點處對流換熱值為:

Qconv,i=hiAi(Ti-Tair)

(3)

hi=1.31(Ti-Tair)1/3

(4)

(5)

式中：Tair為和離散面接觸的氣流溫度；h為離散單元表面換熱系數；ν為車外氣流相對速度。

輻射傳熱的主要熱源是太陽，汽車艙內壁面單元面受到的輻射主要有太陽透過車窗的直接輻射、散射輻射、其他表面反射的太陽輻射、其他吸熱面發射的熱輻射及其自身表面的熱輻射。車內壁面單元面的輻射傳熱量為：

(6)

式中：α為表面輻射吸收率；M為車內表面離散單元數量；τ為表面透射率，對于車窗玻璃是數值比 1小的常數，對其余不透明部件是零；f為單元j在單元i上面積的投影因子；GD為太陽直射輻射密度；Xj為第j個單元i的角系數；Gd為太陽散射輻射密度；ρ為表面反射率；Qsolar,j為太陽熱輻射能量；Jj為第j個單元的有效輻射能量；ε為表面輻射發射率；σ為斯忒藩-玻耳茲曼常數，其值為5.67×10-8W/(m2· K4)；θ為太陽直射角。

(7)

式中：Tsky為天空溫度；Tsur為周圍環境溫度；Xsky為天空對單元表面的角系數；Xsur為周圍環境對單元表面的角系數：

Qi=Qcond,i+Qconv,i+Qrad,i

(8)

對汽車艙內離散單元面的傳熱方程建立熱平衡方程(8)，采用數值求解器Radtherm計算汽車內外壁面各處的溫度。

2.3 數值模型

本研究對試驗車輛按照實車模型1∶1建立了幾何模型并進行仿真分析，車型尺寸為3.988 m×2.085 m×1.479 m。為節省計算資源，對后視鏡、擾流板、車門把手等在實際中對汽車內外部件溫度分布影響小的部件進行了簡化。

對模型進行面網格劃分，對整車模型采用四面體網格，對形狀復雜的零部件和曲率半徑較大的位置采用適應性較好的三角形網格，網格單元總數為18706個。圖5為車內零部件三維圖和整車的網格劃分結果。

圖5 數值模型及網格劃分Fig.5 Numerical method and grid division

對計算模型邊界條件的設置，采用在海南瓊海濕熱自然環境試驗站測得的試驗數據，對模型的所有部件設置和試驗車輛吻合的材料參數、表面特性及厚度參數。數值模型幾大主要部件的材料參數如表1所示。試驗車輛停放的地理位置為東經110°28′41″，北緯19°14′35″，海拔10 m，地面模型設置為草地，草地對太陽輻射的吸收系數為0.78，地面中心溫度25℃，天氣邊界參數設置如表2所示。

表1 主要部件物性參數及表面特性Table 1 Physical property and surface property of major component

表2 部分時刻天氣參數Table 2 Weather parameters versus time

3 結果與分析

3.1 試驗結果分析

暴露試驗的1年中，統計到有太陽輻射的時間為2700 h，其中有1050 h試驗車周圍環境的太陽輻射強度超過400 W/m2。周圍環境的太陽輻射能量累積達5160 MJ/m2，太陽輻射平均強度為406 W/m2，試驗車所處的熱環境極端惡劣。

選取夏季某一日的試驗數據分析試驗車所處熱環境的動態變化，試驗測得該日的太陽輻射密度變化曲線如圖6所示。太陽輻射強度在早上6：00從零開始逐漸升高，總太陽輻射強度在10：00至14：00之間達1000 W/m2以上，晚上19：00之后無太陽輻射。由于受云層的阻擋，太陽直接輻射強度遠小于總輻射強度。

1天中試驗車內部各測點的溫度變化如圖7所示。圖7中車內各部件的表面溫度和圖6中太陽輻射強度的變化趨勢基本相同， 6：00之后隨著太陽輻射密度增加，汽車各部件表面溫度隨之升高，大約在中午13：00左右車內各壁面溫度達到峰值，隨后溫度開始下降。其中，右前座椅表面溫度在13：00至14：00之間突然升高，這是由于其上的測點在此期間受到太陽光從側窗玻璃的直接照射作用。

圖6 太陽輻射密度變化Fig.6 Variation process of solar radiation density

圖7 試驗車內各部件測點溫度Fig.7 Temperature value of measurementpoint on tested component

車內不同壁面處溫度差別很大，其中儀表板和方向盤由于處于前擋風玻璃下方，受太陽輻射較多，溫度遠高于車內其他壁面。頂棚織絨布雖不受太陽直接照射，但受到高溫車頂的熱傳導作用，溫度也高于車內其他壁面。總之，汽車內部零部件表面溫度和太陽輻射強度密切相關，不同壁面由于其與太陽相對位置的不同、表面材質的不同導致相互間溫度差異較大，在汽車內壁形成非均勻分布的溫度場。

3.2 仿真結果分析

各測點處的溫度最高值可以反映數值仿真的最大誤差，考慮到數值方法和模型的準確性，選取各測點試驗數據和計算結果的溫度最高值進行對比，如表3所示。除散熱器上柵格和右前座椅頭枕外，各測點的溫度仿真值和試驗值都比較接近，總體相對偏差控制在4.5%以內。散熱器上柵格和右前座椅頭枕處較大的計算偏差可能是由于其尺寸較小，整車模型中使用的50 mm2的網格對其不適合所致。總體來看，這種數值方法能夠較好地模擬汽車各部件表面的溫度場。

表3 各測點最高溫度值的試驗和仿真結果Table 3 Test and simulation results of highesttemperature of measurement point

圖8為試驗車幾個主要部件的平均溫度變化與試驗數據對比。由于早上6:00之前和晚上20:00之后太陽輻射強度為零，車內外零部件溫度值較小且變化不大，為了節省計算資源、提高計算效率，在數值分析時，只分析6：00至20:00之間的溫度變化。仿真數據和實驗結果隨時間的變化趨勢基本一致，這也驗證了數值計算方法的合理性。

圖9為6：00至20:00之間艙內座椅的表面溫度變化。前、后排座椅表面溫度變化趨勢一致，在15：00左右溫度達到最高，前排座椅溫度略高于后排但相差不大。

圖10為座椅各傳熱方式熱流量的變化。汽車座椅處于太陽輻射的近似垂直位置，其太陽輻射熱流量很大，太陽輻射傳熱量為正值且隨時間逐漸升高，對流、表面輻射及傳導傳熱量主要為負值，仿真開始的前400 min表面輻射傳熱量為正值，這是由于經過一夜的擱置座椅表面溫度低于車內氣溫所致。總體來看，座椅主要通過太陽輻射吸收熱量，通過表面輻射、熱傳導和對流散熱。

圖8 零部件測點試驗數據與仿真數據對比Fig.8 Data comparison between test and simulation

圖9 汽車座椅表面溫度曲線Fig.9 Temperature curve of seating surface

圖10 汽車座椅不同換熱方式熱流量變化Fig.10 Heat flux variation of different heattransfer patterns in car seats

同時，由于前、后擋風玻璃透射率分別為0.4、0.5，后排座椅表面的太陽輻射傳熱量要高于前排。汽車內部是封閉空間，氣體流動很小，前、后座椅的對流散熱都很小。此外，座椅的表面輻射換熱量與表面輻射率和面積的一次方成正比，與座椅溫度的四次方成正比，故溫度稍高的前排座椅表面輻射換熱量較大。

自然暴露下的汽車內座椅受到相當高的太陽輻射，僅靠表面輻射、熱傳導以及自然對流無法有效移除表面熱量，座椅表面溫度持續升高，最高可達60℃以上，這將給進入乘員艙的人員造成嚴重的熱舒適性問題。

3.2.1座椅表面材料對座椅熱負荷的影響

表面熱輻射是座椅表面散熱的主要形式，為研究座椅表面特性對其熱負荷的影響，在不改變座椅表面其他特性的情況下，分別改變座椅表面材料的吸收率和發射率，相比初始方案，方案a的吸收率減小0.2，方案b的吸收率減小0.4，方案c的發射率減小0.2，方案d的發射率減少0.4。

仿真得到a、b、c、d方案下座椅表面最高溫度分別為59.010、57.266、60.842、61.315 ℃，其中初始方案為60.491 ℃。座椅表面最高溫度隨著吸收率的降低而下降，吸收率每減少0.2，座椅表面溫度最大值降低約1 ℃。改變發射率對表面最高溫度影響不大，發射率每增加0.2，座椅溫度僅降低約0.4 ℃。這是由于發射率僅影響座椅的表面輻射散熱量，而表面輻射散熱量是物體表面溫度的四次方，只是發射率的一次方，故改變座椅表面發射率對座椅表面輻射散熱影響不大。而座椅在換熱過程中太陽的輻射傳熱量所占比重很大，故減小座椅表面的吸收率可以減少座椅對太陽輻射的吸收，從而有效降低表面溫度。

一般來講，物體表面越粗糙吸收率越高，可以在座椅上放置吸收率較低的光滑竹墊來降低座椅熱負荷。

3.2.2車窗對艙內座椅表面溫度的影響

太陽輻射對座椅表面熱交換影響最大，故考慮通過改變車窗玻璃的光學特性來限制進入艙內的太陽輻射。根據量子力學及固體物理的理論，玻璃的吸收率、透射率和反射率之和為1。2011年，張文燦等[14]通過仿真分析1天中不同吸收率、透射率的車窗玻璃對艙內熱環境的影響，發現減小玻璃透射率對降低車內部件溫度作用明顯，而吸收率的變化對艙內溫度影響較弱。

進一步研究1天中不同位置的車窗對艙內座椅溫度的影響，假定車窗的吸收率不變，將前、側、后車窗玻璃的透射率分別增加0.2，圖11為仿真得到的座椅的表面最高平均溫度。增加透射率可以顯著增加座椅表面最大平均溫度，其中由于車頭朝正南方向停放，前排座椅受前窗、側窗影響很大，溫度升高將近3 ℃，后窗透射率增加對前排座椅的溫度變化影響相對較弱。同樣的，由于受到透過后風擋玻璃太陽輻射的作用，后排座椅表面溫度受后風擋玻璃透射率影響最大，隨著后風擋玻璃透射率增加0.2，后排座椅表面也有大約3 ℃的溫度升幅。

圖11 各車窗透射率變化對座椅溫度的影響Fig.11 Effect of window transmissivity on seattemperature

前、后座椅的溫度分別受前、后擋風玻璃的透射率影響最大，考慮到駕駛安全的要求，前擋風玻璃透射率不宜過低，可在不影響駕駛員視線的后窗及后側窗采用低透射率玻璃。

3.2.3地面對艙內座椅表面溫度的影響

試驗和仿真中汽車的停放地面為草地，而實際生活中汽車的停放環境往往有更多情況，為了研究不同停放位置對汽車座椅熱負荷的影響，分別設定停放位置為瀝青地面、混凝土地面和土地。

圖12顯示了不同停放地面上汽車座椅表面平均溫度隨時間的變化。不同地面對汽車座椅的熱負荷有較大影響，這是由于座椅安裝在汽車底板上，和底板之間存在熱傳導，而汽車底板的吸熱主要途徑為地面反射的太陽輻射及周圍長波輻射。草地、瀝青、混凝土、沙性土壤的地表反射率分別為0.12、0.10、0.27、0.45。對比不同停放地面上汽車座椅表面平均溫度可以看出，地表反射率越大座椅的熱負荷越高。其中，停放在土地上時座椅熱負荷最高，其次是瀝青地面和混凝土，草地上的座椅熱負荷最小。瀝青地面的地表反射率雖略低于草地，其上停放的汽車座椅熱負荷較草地卻高，這是由于瀝青地面的比熱容遠低于草地[15]，在受到相同太陽輻射下，瀝青地面升溫更多，導致地面長波輻射增加，從而瀝青地面上停放的車輛受到的地表反射輻射和地表發射輻射總輻射量較高，艙內熱環境比草地上停放更惡劣。

圖12 不同停放地面上汽車座椅表面平均溫度曲線Fig.12 Average temperature curve of car seats ondifferent ground

3.2.4周圍建筑物對艙內座椅熱負荷的影響

汽車有時會停放在建筑物附近，為分析周圍建筑物對車內座椅表面熱負荷的影響，仿真中在汽車正西方向距車1 m處設置一堵寬5 m，厚0.1 m的磚墻，觀察座椅表面溫度場變化。

圖13 正西方向有不同高度磚墻時座椅表面平均溫度曲線Fig.13 Average temperature curve of seat surface withdifferent height of brick wall in west direction

圖13為汽車正西方向設有不同高度磚墻時座椅表面平均溫度曲線。在13：00之前磚墻對汽車座椅表面溫度幾乎沒有影響，由于陽光的照射，座椅表面溫度逐漸升高，數值和初始模型幾乎重合，13：00點之后設有磚墻的座椅表面溫度開始低于初始模型的溫度，且隨著磚墻高度增加，平均溫度降幅增加，墻壁增加到8 m時仿真溫度和初始模型溫度差值達10℃以上，墻高8 m之后高度繼續增加，座椅表面溫度降低不明顯。

通過以上分析，周圍停放環境對汽車座椅的熱負荷有顯著影響，在日常使用汽車時合理選擇停放位置可以有效降低座椅的表面溫度。

4 結 論

(1)通過試驗和仿真結果的對比分析，熱網格數值方法能夠高效準確地計算車輛內外壁面的溫度場及其變化趨勢，仿真的最大誤差不超過4.5%。研究表明，夏季氣候條件下，座椅表面熱負荷主要受太陽輻射影響，座椅以表面輻射為主的散熱無法有效移除表面熱量，表面最高溫度可達60 ℃以上。

(2)不同表面材質特性的座椅，其表面熱輻射也不同，座椅熱負荷將受到影響，研究表明，表面吸收率相比發射率對座椅表面溫度影響更明顯；降低車窗玻璃透射率將減少進入汽車艙內的太陽輻射，從而改善艙內熱環境。前后車窗玻璃透射率分別減小0.2將各導致前、后座椅表面3℃的降溫。通過對車輛自身的改進，如后窗、后側窗采用低透射率玻璃，座椅上放置竹墊等措施可以有效改善座椅熱負荷。

(3)地面主要通過地表反射熱輻射影響艙內座椅的溫度，座椅熱負荷同時也受停放地面比熱容的一定影響，人為合理選擇停放地點也可以改善艙內熱環境。對比來看，草地鋪層上停放的車輛艙內座椅溫度較低，考慮到實際的停車條件，將汽車停放在適當的建筑物旁時，座椅表面溫度可以降低10℃以上。

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