馬信元 倪計民 石秀勇 夏廣范 劉越

（同濟大學(xué)，上海 201804）

基于整車行駛工況的熱管理系統(tǒng)綜合評價體系研究

馬信元 倪計民 石秀勇 夏廣范 劉越

（同濟大學(xué)，上海 201804）

以某款客車的發(fā)動機熱管理系統(tǒng)作為研究對象，以客車14常用工況點下水泵和風(fēng)扇的平均功耗作為發(fā)動機熱管理系統(tǒng)的經(jīng)濟性評價指標，并結(jié)合冷卻性能指標和限制性指標，建立發(fā)動機熱管理系統(tǒng)的綜合評價體系。以此評價體系作為評價指標，運用GT-Drive和GT-Cool軟件，以仿真模擬和試驗相結(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世紀商用車的關(guān)鍵技術(shù)之一[1]。以往的研究都是在最大扭矩和最大功率點結(jié)合冷卻常數(shù)或者冷卻系統(tǒng)功耗等指標對冷卻系統(tǒng)零部件進行匹配[2～3]，很少考慮車輛的實際行駛狀況。因此，本文在現(xiàn)有熱管理系統(tǒng)評價指標的基礎(chǔ)上，提出了基于客車行駛工況的熱管理系統(tǒng)綜合評價體系，并以此作為評價指標進行熱管理系統(tǒng)的零部件選型匹配。

2 基于行駛工況的熱管理綜合評價體系

現(xiàn)行的熱管理系統(tǒng)評價指標主要有：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)。這些評價指標只是對熱管理系統(tǒng)某一方面進行評價，缺乏對熱管理系統(tǒng)的整體性評價。本文在原有指標的基礎(chǔ)上提出了一種基于車輛實際行駛工況的熱管理系統(tǒng)綜合評價體系，用于評價實車運行環(huán)境下冷卻系統(tǒng)的性能。

2.1 評價指標的選擇

2.1.1 限制性指標

車輛熱管理系統(tǒng)的首要目標是滿足車輛正常行駛過程中的散熱需求。重型商用車冷卻系統(tǒng)的限制指標是指在極限環(huán)境條件和極限工況下，發(fā)動機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。

2.1.2 冷卻能力指標

參照國家標準GB/T 12542—2009《汽車熱平衡能力道路試驗方法》，使用發(fā)動機極限工況下的ATB作為冷卻系統(tǒng)冷卻能力的評價指標。

2.1.3 經(jīng)濟性指標

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)濟性進行評價時，以車輛行駛工況下冷卻系統(tǒng)的平均功耗作為評價指標，其計算公式為：

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下的運行時間比例（權(quán)重系數(shù)）。

由公式（1）可以看出，所提出的經(jīng)濟性指標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)以上評價指標的選擇，建立熱管理系統(tǒng)綜合評價體系的層次分析模型，如圖1所示。

圖1 冷卻系統(tǒng)綜合評價體系的層次模型

2.2 權(quán)重的確定

構(gòu)成評價體系目標函數(shù)的另一個關(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)造判斷矩陣計算得到，但更多的是通過經(jīng)驗來完成。在熱管理系統(tǒng)綜合評價體系中，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)限制性指標的情況下，更注重于熱管理系統(tǒng)的經(jīng)濟性，因此對于權(quán)重值的分配為冷卻能力∶經(jīng)濟性=3∶7。

2.3 量綱統(tǒng)一化

在建立的熱管理系統(tǒng)綜合評價體系中，ATB為追求極大值的指標，熱管理系統(tǒng)平均功率為追求極小值的指標。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為方案計算（或試驗）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個指標上性能的優(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)綜合評價體系中的目標函數(shù)：

式中，T即為冷卻系統(tǒng)最終的綜合評價指數(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體系中的總權(quán)重，其值為該項指標權(quán)重與所對應(yīng)的類指標權(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)動機運行工況點。

3.1.1 客車GT-Drive整車建模與標定

根據(jù)不同的仿真計算任務(wù)，搭建整車動力總成匹配仿真模型，并進行標定和仿真計算。模型的主要標定參數(shù)如表1所列，其中標定參數(shù)的試驗數(shù)據(jù)來源于客車的整車道路試驗[4]。從表1可以看出，仿真計算值和試驗值吻合較好。

表1 整車GT-Drive模型的標定參數(shù)及誤差

3.1.2 C-WTVC循環(huán)工況下發(fā)動機常用工況點

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)定了用來評價重型車燃油經(jīng)濟性的循環(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)標準可知市區(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，分別運行市區(qū)循環(huán)、公路循環(huán)和高速循環(huán)，仿真計算結(jié)果如圖2～圖4所示，其中BMEP為發(fā)動機平均有效壓力。發(fā)動機在C-WTVC循環(huán)下工作，圖中負工況是由于循環(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)動機運行特性

圖3 C-WTVC公路循環(huán)客車發(fā)動機運行特性

圖4 C-WTVC高速循環(huán)客車發(fā)動機運行特性

將GT-Drive整車模型計算得到的發(fā)動機運行工況點及時間頻率進行處理。可以看到，在市區(qū)、公路和高速循環(huán)中，發(fā)動機分布在700～1 350 r/min區(qū)間內(nèi)的工況點較少，且時間頻率很小，因此將其作為一個工況區(qū)域處理；將1 350～2 300 r/min區(qū)間均勻劃分為16個工況區(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)工況可以用若干個穩(wěn)態(tài)工況點替代原瞬態(tài)工況以進行等效簡化，方便進行發(fā)動機臺架試驗[5]。按此規(guī)則分別對市區(qū)、公路和高速循環(huán)發(fā)動機運行工況分布圖做劃分處理，然后將單個工況區(qū)域內(nèi)的工況點用一個常用穩(wěn)態(tài)工況點表征。常用工況點由每個工況區(qū)域的平均點來代替，其加權(quán)系數(shù)（時間頻率）由區(qū)域內(nèi)所有工況點的總時間頻率確定，得到市區(qū)、公路和高速循環(huán)發(fā)動機的常用穩(wěn)態(tài)工況點及其時間頻率如圖5～圖7所示。

由文獻[6]可知，在對NEDC循環(huán)進行穩(wěn)態(tài)工況點簡化時，當(dāng)簡化工況點的數(shù)目大于10個時，基于加權(quán)簡化工況點的發(fā)動機油耗計算結(jié)果已經(jīng)基本趨于穩(wěn)定，當(dāng)繼續(xù)增加簡化工況點的數(shù)目，油耗計算結(jié)果基本不變。由于目前簡化后的工況點數(shù)目大于10個，為方便評價進行如下處理：

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.對相鄰的工況點求其平均點，判斷的準則是相鄰兩工況的轉(zhuǎn)速和負荷均相差±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重新計算權(quán)重系數(shù)。

最終得到14個高頻工況點如圖8所示。

3.2 客車熱管理系統(tǒng)GT-Cool建模及標定

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，通過獨立風(fēng)扇來強制散熱。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軟件可以計算得到整車熱平衡道路試驗工況下對應(yīng)的發(fā)動機運行工況點，以此作為GTCool仿真時的發(fā)動機工況。GT-Cool仿真時，按照整車道路試驗[4]時發(fā)動機的狀態(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)動機艙冷卻模塊流場試驗[4]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)動機常用穩(wěn)態(tài)工況點

圖6 公路循環(huán)發(fā)動常用穩(wěn)態(tài)工況點

圖7 高速循環(huán)發(fā)動機常用穩(wěn)態(tài)工況點

圖8 C-WTVC循環(huán)簡化工況點分布

由表3可知，GT-Cool模型的仿真值和整車道路熱平衡試驗的試驗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方面，主要有模型中經(jīng)驗值的采用、試驗值的測量誤差等。

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)動機在外特性下運行，冷卻液的進出口溫度如圖9所示。

圖9 外特性下發(fā)動機冷卻液進出口溫度

由圖9可以看出，發(fā)動機冷卻液出口溫度隨轉(zhuǎn)速呈先升后降的趨勢。這是因為發(fā)動機散熱量隨轉(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（最大扭矩點附近）時，發(fā)動機冷卻液的出口溫度最高，達到96.4℃，仍低于最高許用溫度100℃，滿足熱管理系統(tǒng)的強制性指標。

3.3.2 原車ATB值計算

在GT-Cool中設(shè)置不同的環(huán)境溫度，計算得到發(fā)動機最大扭矩點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)動機冷卻溫度上升。在環(huán)境溫度為49℃時，冷卻液達到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)平均功耗計算

在GT-Cool中設(shè)置發(fā)動機在14常用工況下運行，計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)動機熱管理系統(tǒng)的總功耗按照公式（1）處理，得到發(fā)動機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)動機熱管理系統(tǒng)涉及散熱器、水泵和風(fēng)扇等多個零部件，系統(tǒng)綜合性能的好壞不僅取決于單個零部件的性能，同時也取決于各個零部件之間的參數(shù)匹配?；诎l(fā)動機熱管理系統(tǒng)綜合評價體系，對不同的零部件匹配方案進行評價，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 各匹配方案強制性指標檢驗

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行發(fā)動機熱管理系統(tǒng)強制性指標檢驗，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下的冷卻液出口溫度

4.2 各匹配方案ATB值計算

對滿足發(fā)動機熱管理系統(tǒng)限制性指標的16組匹配方案做進一步仿真計算，對計算結(jié)果進行處理，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，在滿足強制性指標的前提下，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)平均功耗計算

根據(jù)仿真結(jié)果計算得到熱管理系統(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)動機的散熱需求而導(dǎo)致“開鍋”現(xiàn)象。

4.4 基于綜合評價體系的匹配方案優(yōu)選

采用客車熱管理系統(tǒng)綜合評價體系對各匹配方案進行綜合優(yōu)選。為便于比較其它方案相對于原車的優(yōu)劣程度，在計算過程中將原車方案（A1B1C1）設(shè)為參考值，故原車的綜合評價值為0，若其它方案的綜合評價值大于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）進行處理，得到各個匹配方案的綜合評價值，如圖15所示。

圖15 不同方案的綜合評價值

選定綜合評價值最高的A3B1C2方案作為最終方案，綜合評價值為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軟件仿真計算得到了客車的14個常用工況及其權(quán)重系數(shù)。把發(fā)動機熱管理系統(tǒng)冷卻能力和經(jīng)濟性的綜合評價建立在整車實際行駛狀況的基礎(chǔ)上，使得綜合評價更貼近實際情況。

b.按建立的綜合評價體系的指標，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)最大扭矩點下的ATB由49℃提高到了60℃，以原車為參考值的綜合評價指數(shù)達到了0.338。

c.結(jié)合客車的行駛工況提出了新的熱管理系統(tǒng)綜合評價指標，相對于原有單一評價指標更為精細，經(jīng)濟性的評價結(jié)合整車實際行駛工況，更貼近實際。

1 王賢海,杜傳進,王文端.汽車熱管理研究現(xiàn)狀及新進展.拖拉機與農(nóng)用運輸車,2005（5）:11～13,24.

2 仲韻.整車熱管理系統(tǒng)的仿真與優(yōu)化：[學(xué)位論文].上海：同濟大學(xué)，2008.

3 顧寧.汽車熱管理系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計與匹配研究：[學(xué)位論文].上海：同濟大學(xué)，2010.

4 沈凱.后置發(fā)動機客車熱管理研發(fā)體系構(gòu)建和設(shè)計方法研究：[學(xué)位論文].上海：同濟大學(xué)，2014.

5 韓永強,劉忠長,許允,等.用發(fā)動機臺架試驗研究輕型車排放.吉林工業(yè)大學(xué)學(xué)報（工學(xué)版）,2002（4）:1～6.

6 李捷輝,唐敏.NEDC循環(huán)工況法輕型汽車排放特性模擬計算.小型內(nèi)燃機與摩托車,2010（4）:49～52.

（責(zé)任編輯 晨 曦）

修改稿收到日期為2016年8月15日。

Research on Comprehensive Evaluation System of Engine Thermal Management System Based on Bus Operating Conditions

Ma Xinyuan,Ni Jimin,Shi Xiuyong,Xia Guangfan,Liu Yue（Tongji University,Shanghai 201804）

Based on a bus engine thermal management system,an engine thermal management comprehensive evaluation system is established in this research,which consists of cooling performance indicator,restricted indicator and economic evaluation indicator including the water pump and fan average power consumption based on the 14 high frequency operation conditions.With this comprehensive evaluation system as evaluation index,the different combinations of radiator,water pump and fan are evaluated to obtain the best match by using GT-Drive and GT-Cool.Results show that the power consumption decreases from 2.61 kW to 1.60 kW and theATBvalue is increased to 60℃from 49℃.

Engine thermal management,Bus 14 high-frequency condition,Comprehensive evaluation

發(fā)動機熱管理系統(tǒng) 客車14常用工況 綜合評價體系

U461.2

A

1000-3703（2017）04-0023-06