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基于整車行駛工況的熱管理系統(tǒng)綜合評價(jià)體系研究

2022-02-12 18:10:12·  來源：汽車熱管理之家  
　
【摘要】以某款客車的發(fā)動機(jī)熱管理系統(tǒng)作為研究對象，以客車14常用工況點(diǎn)下水泵和風(fēng)扇的平均功耗作為發(fā)動機(jī)熱管理系統(tǒng)的經(jīng)濟(jì)性評價(jià)指標(biāo)，并結(jié)合冷卻性能指標(biāo)和限
【摘要】以某款客車的發(fā)動機(jī)熱管理系統(tǒng)作為研究對象，以客車14常用工況點(diǎn)下水泵和風(fēng)扇的平均功耗作為發(fā)動機(jī)熱管理系統(tǒng)的經(jīng)濟(jì)性評價(jià)指標(biāo)，并結(jié)合冷卻性能指標(biāo)和限制性指標(biāo)，建立發(fā)動機(jī)熱管理系統(tǒng)的綜合評價(jià)體系。以此評價(jià)體系作為評價(jià)指標(biāo)，運(yùn)用GT-Drive和GT-Cool軟件，以仿真模擬和試驗(yàn)相結(jié)合的方法，對散熱器、水泵和風(fēng)扇的不同選型方案進(jìn)行優(yōu)化匹配。結(jié)果表明，系統(tǒng)功耗由2.61 kW降低到1.60 kW，沸騰環(huán)境溫度值由49℃提升到60℃。

1 前言

汽車熱管理技術(shù)對汽車節(jié)能減排和提高整車性能有重要作用，曾被美國列為21世紀(jì)商用車的關(guān)鍵技術(shù)之一。以往的研究都是在最大扭矩和最大功率點(diǎn)結(jié)合冷卻常數(shù)或者冷卻系統(tǒng)功耗等指標(biāo)對冷卻系統(tǒng)零部件進(jìn)行匹配，很少考慮車輛的實(shí)際行駛狀況。因此，本文在現(xiàn)有熱管理系統(tǒng)評價(jià)指標(biāo)的基礎(chǔ)上，提出了基于客車行駛工況的熱管理系統(tǒng)綜合評價(jià)體系，并以此作為評價(jià)指標(biāo)進(jìn)行熱管理系統(tǒng)的零部件選型匹配。

2 基于行駛工況的熱管理綜合評價(jià)體系

現(xiàn)行的熱管理系統(tǒng)評價(jià)指標(biāo)主要有：冷卻常數(shù)、沸騰環(huán)境溫度（Air TO Boil,ATB）、冷卻系統(tǒng)能耗、冷卻效率、功率系數(shù)和體積系數(shù)。這些評價(jià)指標(biāo)只是對熱管理系統(tǒng)某一方面進(jìn)行評價(jià)，缺乏對熱管理系統(tǒng)的整體性評價(jià)。本文在原有指標(biāo)的基礎(chǔ)上提出了一種基于車輛實(shí)際行駛工況的熱管理系統(tǒng)綜合評價(jià)體系，用于評價(jià)實(shí)車運(yùn)行環(huán)境下冷卻系統(tǒng)的性能。
2.1 評價(jià)指標(biāo)的選擇
2.1.1 限制性指標(biāo)
車輛熱管理系統(tǒng)的首要目標(biāo)是滿足車輛正常行駛過程中的散熱需求。重型商用車?yán)鋮s系統(tǒng)的限制指標(biāo)是指在極限環(huán)境條件和極限工況下，發(fā)動機(jī)冷卻液不超過最高許用溫度。
目前，一般規(guī)定極限環(huán)境條件為環(huán)境溫度45℃，極限工況為外特性下最大扭矩和最大功率點(diǎn)。
2.1.2 冷卻能力指標(biāo)
參照國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T 12542—2009《汽車熱平衡能力道路試驗(yàn)方法》，使用發(fā)動機(jī)極限工況下的ATB作為冷卻系統(tǒng)冷卻能力的評價(jià)指標(biāo)。
2.1.3 經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)
冷卻風(fēng)扇和水泵是冷卻系統(tǒng)中的主要耗功部件，在對冷卻系統(tǒng)經(jīng)濟(jì)性進(jìn)行評價(jià)時(shí)，以車輛行駛工況下冷卻系統(tǒng)的平均功耗作為評價(jià)指標(biāo)，其計(jì)算公式為：
式中，E為基于車輛行駛工況下的冷卻系統(tǒng)平均功率；Pi為車輛行駛工況i下的冷卻系統(tǒng)功率；Pwi為車輛行駛工況i下的冷卻液側(cè)的功率；Pai為車輛行駛工況i下的冷卻空氣側(cè)的功率；wi為車輛行駛工況i下的運(yùn)行時(shí)間比例（權(quán)重系數(shù)）。
由公式（1）可以看出，所提出的經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)可以衡量客車常用行駛工況下熱管理系統(tǒng)的能耗。
根據(jù)以上評價(jià)指標(biāo)的選擇，建立熱管理系統(tǒng)綜合評價(jià)體系的層次分析模型，如圖1所示。
圖1 冷卻系統(tǒng)綜合評價(jià)體系的層次模型
2.2 權(quán)重的確定
構(gòu)成評價(jià)體系目標(biāo)函數(shù)的另一個(gè)關(guān)鍵因素就是權(quán)重系數(shù)的分配。權(quán)重系數(shù)的分配可以依據(jù)層次分析理論，構(gòu)造判斷矩陣計(jì)算得到，但更多的是通過經(jīng)驗(yàn)來完成。在熱管理系統(tǒng)綜合評價(jià)體系中，權(quán)重系數(shù)可以根據(jù)自身的需求分配，相對靈活。本文在滿足熱管理系統(tǒng)限制性指標(biāo)的情況下，更注重于熱管理系統(tǒng)的經(jīng)濟(jì)性，因此對于權(quán)重值的分配為冷卻能力∶經(jīng)濟(jì)性=3∶7。
2.3 量綱統(tǒng)一化
在建立的熱管理系統(tǒng)綜合評價(jià)體系中，ATB為追求極大值的指標(biāo)，熱管理系統(tǒng)平均功率為追求極小值的指標(biāo)。將變化趨勢統(tǒng)一為越大越好，采用量綱統(tǒng)一化公式，極大值和極小值為：
式中，Si為參考值；Ci為方案計(jì)算（或試驗(yàn)）結(jié)果值；比值Ni的量綱為1，反映了不同冷卻系統(tǒng)方案相對于參考方案在第i個(gè)指標(biāo)上性能的優(yōu)化/劣化程度，且Ni值越大，表明優(yōu)化程度越大。
2.4 綜合評價(jià)體系
結(jié)合權(quán)重系數(shù)分配和量綱統(tǒng)一化，得到冷卻系統(tǒng)綜合評價(jià)體系中的目標(biāo)函數(shù)：
式中，T即為冷卻系統(tǒng)最終的綜合評價(jià)指數(shù)，反映了該方案相對于參考方案的優(yōu)化/劣化幅度；k1、k2分別為ATB和冷卻系統(tǒng)平均功率在綜合評價(jià)體系中的總權(quán)重，其值為該項(xiàng)指標(biāo)權(quán)重與所對應(yīng)的類指標(biāo)權(quán)重的乘積；N1、N2分別為ATB和熱管理系統(tǒng)平均功率量綱統(tǒng)一化后的值。

3 熱管理系統(tǒng)綜合評價(jià)體系應(yīng)用研究

3.1 客車常用工況的確定
應(yīng)用GT-Drive軟件建立客車的仿真計(jì)算模型，基于客車的行駛循環(huán)（C-WTVC,WTVC,World Transient Vehicle Cycle），通過仿真得到整車行駛循環(huán)下的發(fā)動機(jī)運(yùn)行工況點(diǎn)。
3.1.1 客車GT-Drive整車建模與標(biāo)定
根據(jù)不同的仿真計(jì)算任務(wù)，搭建整車動力總成匹配仿真模型，并進(jìn)行標(biāo)定和仿真計(jì)算。模型的主要標(biāo)定參數(shù)如表1所列，其中標(biāo)定參數(shù)的試驗(yàn)數(shù)據(jù)來源于客車的整車道路試驗(yàn)。從表1可以看出，仿真計(jì)算值和試驗(yàn)值吻合較好。
表1 整車GT-Drive模型的標(biāo)定參數(shù)及誤差
3.1.2 C-WTVC循環(huán)工況下發(fā)動機(jī)常用工況點(diǎn)
C-WTVC循環(huán)工況是在GB/T 27840—2011《重型商用車輛燃料消耗量測量方法》中規(guī)定了用來評價(jià)重型車燃油經(jīng)濟(jì)性的循環(huán)工況。該循環(huán)工況由市區(qū)、公路和高速工況3部分組成，不同類別的車輛運(yùn)行情況不同。
所研究車輛類別屬于客車，滿載質(zhì)量為14 000 kg，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)可知市區(qū)、公路和高速工況的比例為1∶2∶7（GVW＞12 500 kg），其中GVW為包括乘客質(zhì)量的車輛總質(zhì)量。
3.1.3 GT-Drive仿真結(jié)果分析與處理
根據(jù)C-WTVC的循環(huán)工況數(shù)據(jù)，在建立的整車GTDrive模型中，分別運(yùn)行市區(qū)循環(huán)、公路循環(huán)和高速循環(huán)，仿真計(jì)算結(jié)果如圖2～圖4所示，其中BMEP為發(fā)動機(jī)平均有效壓力。發(fā)動機(jī)在C-WTVC循環(huán)下工作，圖中負(fù)工況是由于循環(huán)中的急減速過程中制動器工作造成的，該扭矩即為制動力扭矩，發(fā)動機(jī)在該轉(zhuǎn)速下的輸出扭矩為零。
圖2 C-WTVC市區(qū)循環(huán)客車發(fā)動機(jī)運(yùn)行特性
圖3 C-WTVC公路循環(huán)客車發(fā)動機(jī)運(yùn)行特性
圖4 C-WTVC高速循環(huán)客車發(fā)動機(jī)運(yùn)行特性
將GT-Drive整車模型計(jì)算得到的發(fā)動機(jī)運(yùn)行工況點(diǎn)及時(shí)間頻率進(jìn)行處理?？梢钥吹剑谑袇^(qū)、公路和高速循環(huán)中，發(fā)動機(jī)分布在700～1 350 r/min區(qū)間內(nèi)的工況點(diǎn)較少，且時(shí)間頻率很小，因此將其作為一個(gè)工況區(qū)域處理；將1 350～2 300 r/min區(qū)間均勻劃分為16個(gè)工況區(qū)域，如表2所列。
表2 工況分布劃分規(guī)則
在滿足一定的許用誤差下，瞬態(tài)循環(huán)工況可以用若干個(gè)穩(wěn)態(tài)工況點(diǎn)替代原瞬態(tài)工況以進(jìn)行等效簡化，方便進(jìn)行發(fā)動機(jī)臺架試驗(yàn)[5]。按此規(guī)則分別對市區(qū)、公路和高速循環(huán)發(fā)動機(jī)運(yùn)行工況分布圖做劃分處理，然后將單個(gè)工況區(qū)域內(nèi)的工況點(diǎn)用一個(gè)常用穩(wěn)態(tài)工況點(diǎn)表征。常用工況點(diǎn)由每個(gè)工況區(qū)域的平均點(diǎn)來代替，其加權(quán)系數(shù)（時(shí)間頻率）由區(qū)域內(nèi)所有工況點(diǎn)的總時(shí)間頻率確定，得到市區(qū)、公路和高速循環(huán)發(fā)動機(jī)的常用穩(wěn)態(tài)工況點(diǎn)及其時(shí)間頻率如圖5～圖7所示。
由文獻(xiàn)[6]可知，在對NEDC循環(huán)進(jìn)行穩(wěn)態(tài)工況點(diǎn)簡化時(shí)，當(dāng)簡化工況點(diǎn)的數(shù)目大于10個(gè)時(shí)，基于加權(quán)簡化工況點(diǎn)的發(fā)動機(jī)油耗計(jì)算結(jié)果已經(jīng)基本趨于穩(wěn)定，當(dāng)繼續(xù)增加簡化工況點(diǎn)的數(shù)目，油耗計(jì)算結(jié)果基本不變。由于目前簡化后的工況點(diǎn)數(shù)目大于10個(gè)，為方便評價(jià)進(jìn)行如下處理：
a.按照市區(qū)∶公路∶高速=1∶2∶7的比例，得到各簡化工況在C-WTVC中的總權(quán)重系數(shù)。
b.對相鄰的工況點(diǎn)求其平均點(diǎn)，判斷的準(zhǔn)則是相鄰兩工況的轉(zhuǎn)速和負(fù)荷均相差±2%以內(nèi)。
c.剔除總權(quán)重系數(shù)小于1%的工況，最后對篩選得到的工況點(diǎn)重新計(jì)算權(quán)重系數(shù)。
最終得到14個(gè)高頻工況點(diǎn)如圖8所示。
3.2 客車熱管理系統(tǒng)GT-Cool建模及標(biāo)定
所研究客車熱管理系統(tǒng)中冷卻水泵采用皮帶傳動；冷卻風(fēng)扇采用三擋式電磁離合器傳動；空調(diào)的冷凝器與蒸發(fā)器一起安裝在客車頂部，通過獨(dú)立風(fēng)扇來強(qiáng)制散熱。應(yīng)用GT-Cool軟件建立客車熱管理系統(tǒng)的仿真模型。通過GT-Drive軟件可以計(jì)算得到整車熱平衡道路試驗(yàn)工況下對應(yīng)的發(fā)動機(jī)運(yùn)行工況點(diǎn)，以此作為GTCool仿真時(shí)的發(fā)動機(jī)工況。GT-Cool仿真時(shí)，按照整車道路試驗(yàn)時(shí)發(fā)動機(jī)的狀態(tài)，節(jié)溫器設(shè)置全開，冷卻模塊的入口流速按照整車發(fā)動機(jī)艙冷卻模塊流場試驗(yàn)的擬合值設(shè)置，環(huán)境溫度25℃，環(huán)境壓力為100 kPa，仿真結(jié)果如表3所列。
圖5 市區(qū)循環(huán)發(fā)動機(jī)常用穩(wěn)態(tài)工況點(diǎn)
圖6 公路循環(huán)發(fā)動常用穩(wěn)態(tài)工況點(diǎn)
圖7 高速循環(huán)發(fā)動機(jī)常用穩(wěn)態(tài)工況點(diǎn)
圖8 C-WTVC循環(huán)簡化工況點(diǎn)分布
由表3可知，GT-Cool模型的仿真值和整車道路熱平衡試驗(yàn)的試驗(yàn)值變化趨勢比較吻合，且誤差在5%以內(nèi)，其中誤差來源于多個(gè)方面，主要有模型中經(jīng)驗(yàn)值的采用、試驗(yàn)值的測量誤差等。
表3 GT-Cool仿真結(jié)果誤差分析
3.3 原車GT-Cool仿真計(jì)算結(jié)果分析
3.3.1 原車外特性工況仿真
在GT-Cool中設(shè)置環(huán)境溫度為45℃，發(fā)動機(jī)在外特性下運(yùn)行，冷卻液的進(jìn)出口溫度如圖9所示。
圖9 外特性下發(fā)動機(jī)冷卻液進(jìn)出口溫度
由圖9可以看出，發(fā)動機(jī)冷卻液出口溫度隨轉(zhuǎn)速呈先升后降的趨勢。這是因?yàn)榘l(fā)動機(jī)散熱量隨轉(zhuǎn)速的提高而增加，水泵和風(fēng)扇的工作能力也隨之提高，冷卻液流量和冷卻風(fēng)量增加，使得熱管理系統(tǒng)的散熱能力也不斷提升，因此導(dǎo)致高轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)冷卻液的出口溫度逐漸降低，在轉(zhuǎn)速1 600 r/min（最大扭矩點(diǎn)附近）時(shí)，發(fā)動機(jī)冷卻液的出口溫度最高，達(dá)到96.4℃，仍低于最高許用溫度100℃，滿足熱管理系統(tǒng)的強(qiáng)制性指標(biāo)。
3.3.2 原車ATB值計(jì)算
在GT-Cool中設(shè)置不同的環(huán)境溫度，計(jì)算得到發(fā)動機(jī)最大扭矩點(diǎn)下的冷卻液出口溫度，如圖10所示。
圖10 不同環(huán)境溫度下冷卻液出口溫度
由圖10可以看出，隨著環(huán)境溫度的提高，冷卻液出口與冷卻空氣間的溫差減小，發(fā)動機(jī)冷卻溫度上升。在環(huán)境溫度為49℃時(shí)，冷卻液達(dá)到100℃而沸騰，因此原車熱管理系統(tǒng)的ATB為49℃。
3.3.3 原車熱管理系統(tǒng)平均功耗計(jì)算
在GT-Cool中設(shè)置發(fā)動機(jī)在14常用工況下運(yùn)行，計(jì)算得到各工況下水泵、風(fēng)扇功耗，如圖11所示。
圖11 客車14常用工況下水泵和風(fēng)扇的功耗
根據(jù)前文客車14常用工況的權(quán)重系數(shù)，將發(fā)動機(jī)熱管理系統(tǒng)的總功耗按照公式（1）處理，得到發(fā)動機(jī)熱管理的平均功耗為2.60 kW。

4 客車熱管理系統(tǒng)零部件優(yōu)化選型

發(fā)動機(jī)熱管理系統(tǒng)涉及散熱器、水泵和風(fēng)扇等多個(gè)零部件，系統(tǒng)綜合性能的好壞不僅取決于單個(gè)零部件的性能，同時(shí)也取決于各個(gè)零部件之間的參數(shù)匹配?；诎l(fā)動機(jī)熱管理系統(tǒng)綜合評價(jià)體系，對不同的零部件匹配方案進(jìn)行評價(jià)，以選擇最優(yōu)的匹配方案。
根據(jù)供應(yīng)商提供的熱管理系統(tǒng)各零部件信息，經(jīng)過篩選，最終確定3款散熱器（A1、A2、A3）、2款水泵（B1、B2）和3款風(fēng)扇（C1、C2、C3）作為熱管理系統(tǒng)的匹配部件，具體參數(shù)見表4。其中，A1、B1、C1為原車熱管理系統(tǒng)零部件，其余為待選的散熱器、風(fēng)扇、水泵。通過對各零部件進(jìn)行排列組合，可以得到18種不同的匹配方案。
表4 熱管理系統(tǒng)可選部件參數(shù)
4.1 各匹配方案強(qiáng)制性指標(biāo)檢驗(yàn)
在GT-Cool模型中分別輸入各匹配方案的零部件結(jié)構(gòu)和性能參數(shù)，對以上各匹配方案進(jìn)行發(fā)動機(jī)熱管理系統(tǒng)強(qiáng)制性指標(biāo)檢驗(yàn)，發(fā)現(xiàn)A1B1C2和A1B2C2這兩組方案在環(huán)境溫度45℃，節(jié)溫器全開的狀態(tài)下，冷卻液出口溫度大于100℃（見圖12），不滿足要求。
圖12 各匹配方案在最大扭矩點(diǎn)下的冷卻液出口溫度
4.2 各匹配方案ATB值計(jì)算
對滿足發(fā)動機(jī)熱管理系統(tǒng)限制性指標(biāo)的16組匹配方案做進(jìn)一步仿真計(jì)算，對計(jì)算結(jié)果進(jìn)行處理，得到各方案的ATB值，如圖13所示。
圖13 各匹配方案的ATB值
比較相同冷卻液和冷卻空氣流量下散熱器的換熱量，可知采用散熱器A2和A3方案的ATB要高于采用A1的方案。因此，在滿足強(qiáng)制性指標(biāo)的前提下，如果選擇散熱能力相對較弱的散熱器，要匹配冷卻液和冷卻空氣流量相對較強(qiáng)的水泵和風(fēng)扇，而這直接導(dǎo)致熱管理系統(tǒng)的功耗上升。
4.3 各匹配方案熱管理系統(tǒng)平均功耗計(jì)算
根據(jù)仿真結(jié)果計(jì)算得到熱管理系統(tǒng)的平均功耗，如圖14所示。
從圖14可以看出，采用風(fēng)扇C2方案的熱管理系統(tǒng)平均功耗要低于采用風(fēng)扇C1和C3的方案。需要注意的是，采用較小流量的風(fēng)扇需要匹配合適的散熱器和水泵，否則會不滿足發(fā)動機(jī)的散熱需求而導(dǎo)致“開鍋”現(xiàn)象。
4.4 基于綜合評價(jià)體系的匹配方案優(yōu)選
采用客車熱管理系統(tǒng)綜合評價(jià)體系對各匹配方案進(jìn)行綜合優(yōu)選。為便于比較其它方案相對于原車的優(yōu)劣程度，在計(jì)算過程中將原車方案（A1B1C1）設(shè)為參考值，故原車的綜合評價(jià)值為0，若其它方案的綜合評價(jià)值大于0，則該方案的綜合性能優(yōu)于原車方案，反之則其綜合性能劣于原車方案。
圖14 各匹配方案平均功耗
將各匹配方案的ATB和熱管理系統(tǒng)平均功耗按照公式（4）進(jìn)行處理，得到各個(gè)匹配方案的綜合評價(jià)值，如圖15所示。
圖15 不同方案的綜合評價(jià)值
選定綜合評價(jià)值最高的A3B1C2方案作為最終方案，綜合評價(jià)值為0.338。在冷卻能力方面，該方案的ATB為60℃，比原車方案提高了11℃；在經(jīng)濟(jì)性方面，該方案的平均功耗為1.60 kW，比原車方案降低了1.01 kW，降低幅度為38.8%。

5 結(jié)束語

a.進(jìn)行了客車的常用（高頻）工況研究，按客車行駛循環(huán)工況C-WTVC，用GT-Drive軟件仿真計(jì)算得到了客車的14個(gè)常用工況及其權(quán)重系數(shù)。把發(fā)動機(jī)熱管理系統(tǒng)冷卻能力和經(jīng)濟(jì)性的綜合評價(jià)建立在整車實(shí)際行駛狀況的基礎(chǔ)上，使得綜合評價(jià)更貼近實(shí)際情況。
b.按建立的綜合評價(jià)體系的指標(biāo)，從18種不同匹配方案中獲得了最佳的匹配方案A3B1C2，相對于原車方案，熱管理系統(tǒng)平均耗功由2.61 kW降低為1.60 kW，系統(tǒng)最大扭矩點(diǎn)下的ATB由49℃提高到了60℃，以原車為參考值的綜合評價(jià)指數(shù)達(dá)到了0.338。
c.結(jié)合客車的行駛工況提出了新的熱管理系統(tǒng)綜合評價(jià)指標(biāo)，相對于原有單一評價(jià)指標(biāo)更為精細(xì)，經(jīng)濟(jì)性的評價(jià)結(jié)合整車實(shí)際行駛工況，更貼近實(shí)際。
作者：馬信元 倪計(jì)民 石秀勇 夏廣范 劉越
單位：同濟(jì)大學(xué)
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