aias 2015 - 589 analisi cfd di un sistema di raffreddamento

AIAS – ASSOCIAZIONE ITALIANA PER L’ANALISI DELLE SOLLECITAZIONI
44°CONVEGNO NAZIONALE, 2-5 SETTEMBRE 2015, – UNIVERSITÀ DI MESSINA
AIAS 2015 - 589
ANALISI CFD DI UN SISTEMA DI RAFFREDDAMENTO
FERROVIARIO E CONFRONTO CON EVIDENZE SPERIMENTALI
E. Armentania, M. Cozzolinoa, R. Espositoa, M. Marianib, P. Venanziob
a
Università degli Studi di Napoli Federico II - Dipartimento di Ingegneria Chimica dei Materiali e
della Produzione Industriale, Piazzale V. Tecchio, 80, 80125 Napoli,
e-mail: [email protected]; [email protected]; [email protected]
b
Ansaldo Breda S.p.A., Via Argine, 425, 80147 Napoli,
e-mail: [email protected], [email protected]
Sommario
Il lavoro riguarda la realizzazione di un modello d'analisi CFD che simula il funzionamento del
sistema di raffreddamento di un gruppo statico di impiego ferroviario. Il sistema è stato
opportunamente semplificato, realizzando studi locali dei flussi e delle perdite di carico. I risultati
ottenuti hanno evidenziato che il ventilatore, con il sistema d'aspirazione progettato, lavora in
condizioni di pre-stallo. Successive prove sperimentali, realizzate su un prototipo del gruppo statico,
hanno confermato quanto emerso dall'analisi. Considerando i vari vincoli progettuali ed analizzando
gli andamenti della pressione all'interno del sistema, si è introdotta una seconda bocca d'aspirazione, la
quale garantisce una riduzione delle perdite di carico senza inficiare sul raffreddamento dei
componenti presenti nel sistema. Rielaborando il modello e calcolando la nuova curva di carico, è
stato possibile verificare che il ventilatore funziona nelle condizioni nominali e che tutti i componenti
sono investiti da portate d'aria superiori ai valori minimi richiesti dalle specifiche di funzionamento.
La successiva prova sperimentale ha confermato i risultati ottenuti.
Abstract
The work concerns the realization of a CFD analysis model which simulates the operation of the
cooling system of a static group. The system has been appropriately simplified and local studies of
flows and pressure drop have been performed. The obtained results demonstrate that the fan, with the
designed air intake system, works in conditions of pre-stall. Subsequent tests carried out on a
prototype of the static group confirm the findings from the CFD analyses. According to the design
constraints and analysing the trends of the pressure inside the system, a second inlet has been
introduced, which ensures a reduction of the load losses without interfering with the cooling of the
components present in the system. Revising the model and calculating the new curve of pressure drop,
it was possible to verify that the fan operates in nominal conditions and that all components are hit by
air flow rates in excess of the minimum required by the operating specifications. The next
experimental test confirmed the results obtained analytically.
Parole chiave: analisi CFD, sistemi di raffreddamento ferroviario
1. INTRODUZIONE
L' analisi CFD è stata realizzata per ottimizzare il sistema di ventilazione di un gruppo statico,
proponendo un modello d'analisi che consente di minimizzare i costi ed i tempi di progettazione [1].
L'obiettivo principale dello studio è stato quello di creare un modello generale che garantisca risultati
accurati, con tempi di calcolo ridotti.
44° CONVEGNO NAZIONALE – MESSINA, 2-5 SETTEMBRE 2015
Ottimizzare il corretto funzionamento del sistema di ventilazione significa:
• garantire il raffreddamento dei componenti elettrici;
• garantire un funzionamento stabile del ventilatore;
• verificare che le velocità dell'aria nei condotti non siano elevate.
Partendo dal modello CAD, si è realizzato un modello semplificato, studiando l'effetto dei principali
componenti del sistema sui flussi d'aria, così da poterne semplificare la geometria senza
compromettere l'accuratezza dei risultati.
Lo studio è stato successivamente validato da prove sperimentali su banco, le quali hanno confermato i
risultati ottenuti dal modello di studio.
2. MODELLAZIONE
Lo studio è stato condotto ricercando la curva di carico del sistema, la cui intersezione con la
caratteristica del ventilatore fornisce il punto di funzionamento dello stesso. Per tale ragione è stato
deciso di trascurare tutti i componenti le cui dimensioni e forme non introducono un’impedenza
significativa al flusso d'aria.
In particolare si sono studiati nel dettaglio gli effetti generati nel canale d'aspirazione, sede delle
maggiori velocità del flusso, del dissipatore e della grata. Per entrambi, il loro collocamento e la
geometria li rendono fondamentali ai fini della valutazione delle perdite di carico, ma presentano
forme complesse che produrrebbero un infittimento della mesh di circa 2 ordini di grandezza. Si è
quindi deciso di studiare le perdite di carico locali introdotte dai componenti reali e di individuare il
modello maggiormente performante dai dati raccolti.
2.1. Modellazione del dissipatore
Il dissipatore è inserito all'interno del canale d'aspirazione principale, con un rapporto pieno-vuoto di
circa il 50% ed un altezza delle alette pari a circa il 95% della profondità del canale, creando così
un’elevata impedenza al flusso. Inoltre è possibile osservare che, dall'equazione di continuità,
trascurando la variazione di densità dell'aria, la velocità nel canale d'aspirazione, uc, sarà circa
∙
,
= ∙ ≅ = 20 ÷ 35/ ;
(1)
dove wv e Av sono rispettivamente la velocità dell’aria e la sezione di uscita del ventilatore, e Ac è la
sezione del canale di aspirazione. L'elevata velocità del fluido nel canale, associata alla geometria del
dissipatore, comporta perdite di carico elevate, motivo per cui è fondamentale creare un modello
virtuale che introduca la medesima impedenza.
Il primo passo dell'analisi è stato quindi valutare la curva di perdita di carico introdotta dal dissipatore
reale nel canale. Per semplificare il modello si è deciso di modellare le alette del dissipatore tramite un
parallelepipedo la cui base coincida con la sezione principale del dissipatore e profondità variabile
(Figura 1). Si è quindi impostata un’analisi parametrica la quale ha consentito di ottenere diverse curve
di carico [2], che confrontate con la curva di carico ottenuta dal modello reale, ha consentito di
valutare il modello che meglio approssima il dissipatore (Figura 2).
Figura 1: Modello di studio della caduta di pressione nel condotto con dissipatore.
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Figura 2: Curve di cadute di pressione del dissipatore reale e curve ottenute da analisi parametriche.
2.2. Modellazione della grata
La grata d'aspirazione utilizzata è un lamierino di 3 mm d'acciaio forato, con un rapporto pieno-vuoto
di circa il 60%. Le ridotte dimensioni dei fori comportano un infittimento locale della mesh. Inoltre è
necessario osservare che per una corretta valutazione del comportamento della grata è necessario
modellare anche parte del dominio esterno d'aria per fissare le corrette condizioni al contorno.
A valle dello studio di diversi modelli empirico-sperimentali presenti in letteratura [3], si è deciso di
modellare la grata attraverso una sezione d'ingresso rettangolare, di area pari alla somma dei vuoti
della grata, sulla quale è definita la caduta di pressione in funzione della velocità trasversale dell'aria.
Per la valutazione di tale funzione, si è creato un modello apposito nel quale è contenuta parte
dell'imbocco del canale d'aspirazione e parte del dominio d'aria esterno al canale (Figura 3).
Variando la velocità del flusso, si è valutata la pressione statica sulla sezione d'uscita. Interpolando tali
dati si è calcolata la funzione che descrive la caduta di pressione (Figura 4). E' necessario osservare
che il modello così realizzato presenta un’eguale perdita d'energia da parte del fluido rispetto al
modello reale, ma non consente di tener conto degli effetti di turbolenza in ingresso, i quali dall'analisi
dei numero di Reynolds medio nel dominio [5.000÷8.000] possono essere ritenuti trascurabili.
Un procedimento analogo è stato eseguito per la modellazione della seconda grata, aggiunta per
ottimizzare il funzionamento del sistema.
Figura 3: Modello di studio della caduta di pressione nella grata.
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30
Caduta di pressione [Pa]
25
20
15
10
5
y = 177.15x2 + 28.99x
0
0
0.05
0.1
0.15
0.2
0.25
0.3
0.35
Portata [m^3/s]
Figura 4: Caduta di pressione nella grata.
2.3. Modello completo
I componenti rimanenti del gruppo statico (Figura 5) sono stati modellati seguendo un accurato
processo di semplificazione geometrica (Figura 6). In generale i vari componenti sono stati realizzati
rispettando gli ingombri funzionali e le posizioni relative. In particolare per il ventilatore assiale si è
deciso di modellare la struttura esterna fino alla sezione d'imbocco allo statore, così che il suo
funzionamento può essere simulato mediante l'imposizione di una velocità di output ortogonale ad
essa.
Figura 5: Modello CAD: canale d'aspirazione con trasformatore di fase ed induttanza di linea.
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Figura 6: Modello completo analizzato.
2.4. Mesh
Realizzare una mesh per un dominio fluidodinamico complesso come quello analizzato, presenta
diverse difficoltà [1]. Con il software Comsol è stato necessario effettuare degli studi approfonditi
sulle caratteristiche dei sistemi di mesh automatica e sulle tecniche per discretizzare il sistema
utilizzando un numero adeguato di elementi per contenere i tempi di calcolo.
Dalle analisi effettuate si è evinto che il compromesso migliore è stato quello di utilizzare il sistema di
mesh automatico per domini fluidodinamici, con elementi tetraedrici di dimensione coarse. E' stato
osservato infatti che infittimenti maggiori non producono variazioni significative dei risultati, ma
comportano un aumento esponenziale dei tempi di calcolo. Per migliorare localmente la mesh si è
deciso di infittirla lungo le pareti del canale d'aspirazione, sede delle maggiori perdite di carico. Il
modello è stato quindi discretizzato con 120.520 elementi (Figura 7).
Figura 7: Discretizzazione del dominio geometrico.
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2.5. Modello fluidodinamico
Completata la modellazione geometrica del sistema, la fase successiva è stata la scelta del modello
fluidodinamico. Per tale ragione sono stati realizzati studi con diversi modelli, in modo da scegliere
quello atto ad assicurare prestazioni migliori.
In primo luogo, valutando le potenze termiche da smaltire per i vari componenti e le velocità del fluido
richieste, è stato possibile osservare che le variazioni di temperatura e quindi di densità del fluido
risultano essere trascurabili [4, 5].
Il confronto è stato realizzato imponendo una velocità del fluido in ingresso pari a 32,5 m/s, valore per
cui si ha il funzionamento nominale del ventilatore. I modello confrontati sono stati tre e precisamente:
• il modello laminare con scorrimento parietale [6-8];
• il modello turbolento k-ω di Wilcox [9];
• il modello turbolento k-ϵ con basso numero di Reynolds [9].
Il motivo principale per cui si è deciso di confrontare sia un modello turbolento che uno laminare
risiede nei valori medi del numero di Reynolds riscontrati, i quali evidenziano condizioni
caratteristiche della zona di transizione laminare-turbolento [4]. Dagli studi è quindi emerso che in
dette condizioni al contorno si registrano valori del numero di Reynolds pari a 5.200, osservando che
la pressione statica all'uscita è molto maggiore rispetto al valore individuato sulla caratteristica del
ventilatore; ciò ha indotto a pensare che il funzionamento del sistema fosse a velocità circa il 30%
inferiori e che quindi anche il numero di Reynolds subisce una riduzione dello stesso ordine di
grandezza. Pertanto si è optato per il modello di fluidodinamica laminare con scorrimento parietale
non nullo, adatto a sistemi in cui le geometrie complesse rendono impossibile realizzare una mesh
accurata senza incrementare eccessivamente il costo computazionale dell'analisi. Inoltre è stato
osservato che il modello di turbolenza k-ϵ con basso numero di Reynolds è inefficace all'analisi dei
flussi, a causa delle locali correnti di contropressione che si instaurano nel canale d'aspirazione
principale.
Infine si sono impostate le sezioni d'uscita ed ingresso dell'aria con le seguenti condizioni al contorno:
• sulla sezione anulare d'ingresso allo statore del ventilatore si è impostata una velocità d'uscita
dell'aria normale a detta sezione;
• sulla sezione della grata equivalente si è impostata una funzione di pressione dipendente dalla
componente normale della velocità in ingresso, che simula la caduta di pressione introdotta
dalla grata stessa.
3. ANALISI
3.1. Analisi CFD
Impostando 6 diverse velocità d'uscita dell'aria è stato possibile ottenere la curva di carico del sistema.
In primo luogo è stata verificata la bontà del modello geometrico e fluidodinamico secondo i seguenti
2 aspetti:
• valutazione delle portate massiche in ingresso ed uscita;
• valutazione del numero di Reynolds medio nel dominio.
In Tabella 1 sono riepilogati i risultati ottenuti per la verifica del modello CFD.
Tabella 1: Dati per la verifica del modello CFD.
Velocità [m/s]
10
15
20
25
30
35
Q [m3/h]
400
600
800
1000
1200
1400
Re
2000
3000
4000
5000
6000
7000
out [kg/h]
484
726
986
1205
1442
1675
in [kg/h]
468
688
935
1162
1385
1605
Errore %
3,3
5,9
5,8
3,5
3,9
4,1
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E' possibile osservare che i valori del numero di Reynolds sono risultati essere conformi al modello
fluidodinamico impostato. Il sistema di mesh utilizzato produce un errore inferiore al 10% sulle
portate massiche, con una leggera sottostima della caduta di pressione. Pertanto per una corretta
valutazione della caduta di pressione, si terrà conto di tale errore considerando una variazione della
caduta di pressione di ±10%. Il punto di possibile funzionamento del sistema, secondo tale
valutazione dovrà rientrate sul tratto della caratteristica del ventilatore, compresa tra i punti
d'intersezione con le curve di caduta di pressione marginali (Figura 8).
La curva di caduta di pressione statica, ps, è stata realizzata valutando per ogni prova la differenza tra
la pressione totale, ptot, e la pressione dinamica, sulla corona d'uscita del ventilatore, secondo la
formula:
ps = ptot -ρu2 ;
essendo ρ la densità dell’aria e u la relativa velocità.
Sono stati riportati in un foglio di calcolo i valori di pressione e di portata volumetrica registrati e sono
stati inseriti all'interno del grafico a dispersione di Figura 8.
Figura 8: Curva di carico e caratteristica del ventilatore.
Si può osservare che il tratto di funzionamento del ventilatore è a cavallo del massimo, il che è indice
di un cattivo funzionamento in quanto piccole perturbazioni del sistema, possono indurre incrementi
della caduta di pressione e far raggiungere al ventilatore una condizione di stallo.
Essendo il modello in fase di sperimentazione, si è deciso di realizzare un prototipo del gruppo statico
studiato, per comprendere se la condizione di stallo emersa dall'analisi fosse effettiva.
3.2. Analisi sperimentale
L'analisi sperimentale è stata condotta su di un prototipo del gruppo statico. Il test mira a valutare la
portata in ingresso al ventilatore, in modo da conoscerne l'effettivo punto di funzionamento. La misura
del flusso è stata realizzata creando un canale a monte della bocca d'ingresso dell'aria (Figura 9) ed
uno a valle del ventilatore, dividendo la parte finale dei canali ottenuti in 8 porzioni e disponendo un
trasduttore di flusso al centro di ogni sezione. Per ogni sezione si calcola il valor medio della velocità
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registrata in tre misurazioni successive, per poi calcolare il flusso moltiplicando tale velocità per l'area
della sezione stessa. Tale misura condotta seconda normativa, produce un errore di circa il 10%.
Figura 9: Dettaglio della prova sperimentale del canale d'ingresso.
Il valore di portata registrato al ventilatore è stato di 1000 m3/h, valore inferiore al limite minimo di
portata richiesto. Tale risultato conferma quanto emerso con l'analisi CFD, mostrando un
malfunzionamento del sistema. Infatti, ripetendo l'analisi oscurando il 20% della grata d'ingresso, è
stato osservato che il ventilatore era soggetto a forti vibrazioni ed il flusso d'aria non si presentava
continuo, il che è indice di una condizione di funzionamento del ventilatore prossima allo stallo.
Si riporta in Tabella 2 una sintesi dei valori delle portate d'aria registrati all'ingresso del canale
d'aspirazione ed in uscita al ventilatore sia nell'analisi su banco che nell'analisi CFD.
Tabella 2: Confronto tra i valori di portata ottenuti mediante analisi CFD e prova sperimentale.
Ingresso canale aspirazione
Ventilatore
3
Prova sperimentale
1075 m /h
1000 m3/h
3
Analisi CFD
1090 m /h
1040 m3/h
Si può osservare che i risultati ottenuti dalla prova sperimentale confermano che il modello, studiato
con tutte le semplificazione apportate, può essere ritenuto corretto. Inoltre è stato confermato che il
modello realizzato produce una sottostima inferiore al 10% della caduta di pressione.
4. PROGETTAZIONE SISTEMA D'ASPIRAZIONE
Avendo dimostrato attraverso l'analisi CFD e sperimentale che il ventilatore lavora in condizioni non
di sicurezza, lontano dal punto di funzionamento nominale, si è sviluppato uno studio atto alla
soluzione delle problematiche emerse. Per sviluppare un sistema che riducesse la caduta di pressione,
si è quindi valutato l'andamento della pressione statica all'interno del sistema.
E' possibile osservare dalla Figura 10 che le perdite di carico maggiori si hanno:
1. al canale d'aspirazione principale;
2. all’ingresso del ventilatore.
Pertanto le possibili soluzioni da adottare sono:
• introduzione di un secondo ingresso dell'aria, che riduca il flusso nel canale principale;
• utilizzazione di un ventilatore con geometria e caratteristica meccanica più adatte al sistema.
Per poter migliorare il sistema si è quindi partiti dai risultati precedentemente ottenuti, dovendo
rispettare alcune condizioni di progetto imposte:
• impossibilità di cambiare la disposizione degli oggetti;
• impossibilità di cambiare la tipologia di ventilatore, in quanto quelli proposti sono già a
disposizione;
• portata minima nel canale d'aspirazione di 664 m3/h;
• impossibilità di aumentare la sezione della grata d'ingresso;
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•
•
impossibilità di realizzare una grata con un rapporto vuoto-pieno maggiore;
necessità di ottenere delle portate volumetriche sui vari componenti sufficienti per il
raffreddamento.
Figura 10: Andamenti della pressione statica.
Nel rispetto dei vincoli progettuali è stato quindi deciso di riprogettare il sistema d'aspirazione
inserendo una seconda bocca d'ingresso, in modo da ridurre i flussi attraverso il condotto principale. In
più, l'apertura di un secondo ingresso all'interno del convertitore consente di raffreddare ulteriormente
la vena di aria proveniente dal condotto principale, riscaldata dal dissipatore. Il convertitore analizzato
è inserito sotto cassa ed è a sua volta circondato da altri componenti, il che non consente di ottenere
bocche d'ingresso laterali.
Per realizzare il secondo ingresso sono state effettuate diverse analisi CFD, variando geometria,
disposizione e grandezza della grata il cui rapporto pieno-vuoto è stato ipotizzato analogo a quello
della grata del canale principale. Si riporta per brevità l'analisi sulla geometria ultima che ha consentito
di ottenere:
1. portata nel canale aspirazione principale superiore a 664 m3/h;
2. portata del ventilatore pari al valore nominale;
3. portata d'aria sui componenti interni al convertitore tali da garantirne il raffreddamento.
Si riporta di seguito la posizione della seconda grata d'ingresso e la propria geometria (Figura 11,
particolare in azzurro).
Figura 11: Vista dal basso del convertitore.
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4.1. Modellazione seconda grata
Per creare il modello della seconda grata, è stato necessario compiere uno studio simile a quanto visto
per la grata principale. Essa è stata quindi modellata mediante:
1. una sezione d'ingresso pari alla sezione dei vuoti della stessa;
2. una funzione della caduta di pressione dipendente dalla velocità d'ingresso.
Il modello per lo studio della funzione di pressione è stato realizzato considerando la grata ed il
dominio d'aria presente sia all'esterno che all'interno della grata (Figura 12).
Figura 12: Modello CAD del sottosistema con seconda grata.
I valori di portate e pressione ottenuti sono stati importati su di un foglio di calcolo e si è determinata
la funzione polinomiale del secondo ordine che meglio approssima tali punti (Figura 13).
Caduta di pressione seconda grata
1200
Pressione[Pa]
1000
800
600
400
y = 7956.1x2 + 519.71x
200
0
0
0.05
0.1
0.15
0.2
0.25
Portata [m^3/s]
Figura 13: Caduta di pressione nella seconda grata.
0.3
0.35
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5. SECONDA ANALISI
5.1. Analisi CFD
Dopo aver studiato la miglior geometria per la seconda grata, il suo modello è stato inserito all'interno
di quello completo del gruppo statico, impostando le medesime condizioni fluidodinamiche e lo stesso
sistema di discretizzazione. Si riporta di seguito (Tabella 3) i parametri utilizzati per la validazione del
modello geometrico e fluidodinamico.
Tabella 3: Dati per la verifica del modello CFD con seconda grata.
Velocità [m/s]
15
20
25
30
35
Q [m /h]
600
800
1000
1200
1400
Re
2300
3000
3700
4400
5100
in_1 [kg/h]
450
565
680
802
909
in_2 [kg/h]
215
335
425
502
633
in_tot [kg/h]
695
900
1105
1304
1542
out [kg/h]
726
967
1206
1444
1680
Errore %
4,2
7,0
8,3
9,3
8.2
3
Si può dedurre dai valori sopra riportati, che il numero di Reynolds medio è in accordo con il modello
laminare con scorrimento adottato. Si è riscontrato un incremento dell'errore delle portate massiche,
dovuto principalmente ad una maggiore complessità del sistema, anche se comunque sempre inferiore
al 10%; per cui il modello fluidodinamico adottato può essere ritenuto ancora sufficientemente valido.
Si riporta di seguito la curva di carico (Figura 14) e l'andamento delle pressioni statiche nel sistema
(Figura 15).
Figura 14: Curva di carico e caratteristica del ventilatore per il modello con seconda grata.
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Figura 15: Andamenti della pressione statica per il modello con seconda grata.
Si può osservare confrontando le Figure 10 e 15 che l'aggiunta del secondo canale d'aspirazione
produce una netta riduzione della caduta di pressione nel canale principale, a cui è associata comunque
una portata maggiore del valore minimo richiesto (664 m3/h) per il corretto smaltimento del calore da
parte del dissipatore.
Infine sono stati valutati i flussi d'aria che investono i componenti critici del sistema confrontando i
valori ottenuti con quelli richiesti da progetto (Tabella 4). Si può osservare che tutti i componenti sono
investiti da un flusso maggiore di quello minimo richiesto.
Tabella 4: Confronto tra i valori di portata minima necessari per il raffreddamento dei vari componenti
del gruppo statico ed i valori ottenuti mediante l'analisi CFD.
Portata minima nominale
Portata
da specifica di progetto
da analisi CFD
Trasformatore di fase [m3/h]
540
666
Induttanza filtro linea [m3/h]
90
119
3
Condensatore elettrico [m /h]
108
137
5.2. Analisi sperimentale
Per la validazione del modello si è quindi deciso di valutare sperimentalmente la soluzione ottenuta
mediante l'analisi CFD, sul prototipo del gruppo statico su cui era stata ricavata la seconda bocca
d'aspirazione. Procedendo con la medesima analisi sono state valutate le portate d'aria in uscita al
ventilatore e quelle in ingresso dalle due bocche d'aspirazione.
I valori riscontrati dall'analisi sono riportati in Tabella 5.
Tabella 5: Confronto dei valori di portata ottenuti mediante analisi CFD e prova sperimentale per il
modello con seconda grata.
3
Analisi sperimentale [m /h]
3
Analisi CFD [m /h]
Ingresso principale
Ingresso secondario
Ventilatore
864
428
1280
910
410
1310
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Agli scostamenti tra i valori di portata corrispondono scostamenti delle perdite di carico, calcolate
numericamente e misurate sperimentalmente, che rientrano sempre all’interno del valore del 10%
ritenuto accettabile. La variante progettuale analizzata è stata quindi proposta come soluzione
migliorativa del progetto, atta a risolvere i malfunzionamenti del ventilatore e ridurre in modo
sensibile le rotture e i consumi dello stesso.
Dopo aver realizzato la prova dei flussi sono state realizzate tutte le prove termiche richieste da
normativa. I valori degli incrementi di temperatura riscontrati per tutti i componenti presenti risultano
essere stati di circa il 20% inferiori ai valori massimi stabiliti dalle specifiche di progettazione;
pertanto anche la valutazione dei flussi che investono i componenti risulta dare riscontro positivo.
6. CONCLUSIONI
L'intero processo di modellazione ed analisi è stato sviluppato in tempi relativamente ridotti ed ha
mostrato risultati in accordo con i valori sperimentali. Ciò avvalora la tesi alla base di tale studio,
secondo cui è possibile realizzare una simulazione CFD in tempi brevi, senza perdere l'accuratezza dei
risultati. I procedimenti di semplificazione geometrica e fluidodinamica, le cui basi sono state tratte da
precedenti pubblicazioni scientifiche, hanno consentito di realizzare un modello flessibile e dinamico,
i cui risultati possono essere utilizzati come base per migliorare il sistema di ventilazione, riducendo
sensibilmente i tempi ed i costi di progettazione.
Il metodo seguito per effettuare tale analisi è stato quindi utilizzato come studio pilota ed ha consentito
di inaugurare un nuovo filone di analisi progettuali. Partendo dalle medesime basi concettuali sono
state realizzate analisi su altri sistemi di ventilazione, i quali hanno mostrato la medesima efficacia del
modello presentato.
BIBLIOGRAFIA
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