閆晟煜，肖潤謀，趙 峻，王 聰

（1.長安大學(xué)汽車學(xué)院，西安 710064； 2.陜西汽車集團有限責(zé)任公司，西安 710043）

前言

我國地勢西高東低，四川南部、云南東部和陜西秦嶺等地區(qū)長大下坡路段屢見不鮮。重型貨車的行車制動器不能滿足長下坡的要求，多數(shù)車輛采用向制動轂淋水降溫的方法。這種方法雖然延長了下坡距離，但車輛要隨車配置 1～1.5 t水箱［1］，成為額外的載重負擔(dān)，也會在冬天造成路面結(jié)冰，引起后面車輛制動不及，個別輪轂高溫下冷水淋噴可能導(dǎo)致龜裂，形成安全隱患。

為解決這個問題，早期大多采用的措施之一是發(fā)動機制動，即發(fā)動機不做任何改動，車輛下坡時，發(fā)動機斷油熄火，車輛靠慣性滑行，拖轉(zhuǎn)發(fā)動機產(chǎn)生的阻力對車輛起到輔助制動的作用。由于這種方式拖轉(zhuǎn)發(fā)動機產(chǎn)生的阻力不大，輔助制動效果不佳。在此情況下，發(fā)動機緩速器應(yīng)運而生，取而代之。發(fā)動機緩速器是指在發(fā)動機上增添一些機構(gòu)或裝置，以增大車輛拖轉(zhuǎn)發(fā)動機時產(chǎn)生的阻力，增強輔助制動的效果。隨著技術(shù)的發(fā)展，這種裝置由簡至繁，逐步完善，有的已經(jīng)演變成為一個單獨的部件，可以根據(jù)需要接入或脫開。發(fā)動機緩速器分排氣制動式、泄氣制動式和壓縮釋放式等類型，其中以壓縮釋放式產(chǎn)生的制動功率最大，其制動效果明顯優(yōu)于排氣蝶閥式緩速器［2-4］和未裝配發(fā)動機緩速器的發(fā)動機制動模式［5］，本文中即以某款壓縮釋放式發(fā)動機緩速器為研究對象。

發(fā)動機緩速器可使行車制動器在一定時間內(nèi)處于冷狀態(tài)，方便行車制動器在緊急制動時，車輛在彎道、變道行駛時救急使用。發(fā)動機緩速器使用時變速器必須在擋，在發(fā)動機低轉(zhuǎn)速和變速器低擋位上提供的制動轉(zhuǎn)矩較大，散熱量主要由發(fā)動機冷卻系統(tǒng)散熱器和排氣系統(tǒng)排出［6］。目前，對發(fā)動機緩速器的研究主要為對工作循環(huán)中每個沖程增加制動功率的理論分析［7-8］、不同緩速器聯(lián)合作用的控制系統(tǒng)研究［9-10］和下坡能力性能測試方面的研究［11-12］。

當(dāng)與液力緩速器等裝置匹配使用時［13］，二者均采用發(fā)動機冷卻系統(tǒng)散熱，有限的發(fā)動機冷卻功率成為關(guān)鍵，所以有必要通過熱平衡道路試驗，研究發(fā)動機緩速器通過冷卻系統(tǒng)散熱的功率比例計算方法，統(tǒng)籌分配發(fā)動機散熱功率。本文旨在通過改裝車輛冷卻系統(tǒng)，開展場地試驗和道路試驗，探索發(fā)動機緩速器通過冷卻系統(tǒng)散熱的功率比例。可為重型貨車的多種緩速器協(xié)調(diào)控制、優(yōu)化分配有限的發(fā)動機冷卻功率提供依據(jù)，提出的測試方法具有參考價值。

1 散熱比例模型

1.1 熱平衡模型

根據(jù)能量守恒定律，車輛下長坡滑行時的能量平衡式為

式中：m為車輛總質(zhì)量，kg；g為重力加速度，西安地區(qū)取9.790 m·s-2；Δh為分段海拔高差，m；fy為滾動阻力系數(shù)；θ-為分段平均道路縱坡度，%；A為迎風(fēng)面積，m2；cy為空氣阻力系數(shù)；ρ為空氣密度，取1.29 kg·m-3；vr為有風(fēng)條件下車輛的相對速度，km·h-1；ve為下坡分段末速度，km·h-1；v0為下坡分段初速度，km·h-1；Qt為車輛滑行時所有起制動作用的阻力的總能耗或產(chǎn)生的總熱量，J。

將下坡路段劃分為無限個細分區(qū)段時，因車速信號采樣頻率較高，為運算簡單，令 θ-≈θ，v-≈ve，式（1）可改寫為

式中：Fb為車輛下坡滑行時的總制動力，N，它主要分兩部分，一是發(fā)動機緩速器未接入時的帶擋滑行阻力，包括單純的發(fā)動機制動阻力變速器的齒輪摩擦與攪油阻力和傳動系的摩擦阻力等，二是發(fā)動機緩速器接入后增加的制動阻力，稱為發(fā)動機緩速器制動力；te為到達坡底時間；t0為到達坡頂時間。

1.2 經(jīng)冷卻系統(tǒng)散熱比例模型

運用熱平衡原理，經(jīng)散熱器散發(fā)的熱量與制動產(chǎn)生的總熱量的比例為

式中：ηd為散熱器散熱能量比例，%；Qd為經(jīng)散熱器散熱的能量，J；c為冷卻液的比熱容，取4 187 J·kg-1·℃-1；p為渦輪流量計流速，kg·s-1；Te為分段下坡前散熱器出水口的冷卻液溫度，℃；T0為分段下坡后散熱器入水口的冷卻液溫度，℃。

將式（2）代入式（3）也可表達為

柴油機冷卻系統(tǒng)水流量與發(fā)動機轉(zhuǎn)速呈線性關(guān)系變化［14］。預(yù)先堵塞節(jié)溫器，強制車輛采用大循環(huán)冷卻，改裝大循環(huán)水路加入儀器包括CW-LWG型渦輪流量計（誤差為±0.01 m3·s-1）、PT100型溫度傳感器（誤差為±0.1℃）和GM8901型風(fēng)速儀（最大量程38.89 m·s-1，誤差為±3%）。改裝方案見圖1。

本文中主要測試發(fā)動機緩速器，故將液力緩速器關(guān)閉。由圖1可見，布置位置氣流通暢，不受發(fā)動機工作溫度影響，不易熱量累積，避免了流量計由于出水口紊流產(chǎn)生的測試誤差。測試得到冷卻液流速與發(fā)動機轉(zhuǎn)速的關(guān)系，見圖2。

該車輛主減速比為2.714，車輪滾動半徑經(jīng)計算為0.560 m，因機械傳動效率引起的轉(zhuǎn)速損失為10.18%。通過對圖2中渦輪流量計流速數(shù)據(jù)擬合，發(fā)動機轉(zhuǎn)速與冷卻液流速的關(guān)系為

式中：n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速，r·min-1；ig為變速器傳動比。

對擬合函數(shù)進行優(yōu)度檢驗，運用擬合殘差與實測流速數(shù)據(jù)的比重變化情況［15］來驗證發(fā)動機轉(zhuǎn)速與冷卻液流速關(guān)系函數(shù)的優(yōu)劣。擬合流速與實際流速在發(fā)動機轉(zhuǎn)速700～1 800 r·min-1的最大偏差率為5.73%，平均偏差率為2.18%，整體偏差率較小，表明式（5）擬合函數(shù)優(yōu)度檢驗效果良好。

將式（5）代入式（4）中，發(fā)動機緩速器通過散熱器散熱量比例又可表示為

由式（6）可見，發(fā)動機緩速器通過散熱器散熱量比例與車速、變速器擋位、整車制動力、散熱器出入水口溫差有密切關(guān)系。式（6）中參數(shù)均可通過測試獲得，簡化了運算過程并提高運算精度，可用于控制器開發(fā)。

圖1 發(fā)動機冷卻系統(tǒng)改裝位置

圖2 渦輪流量計流速與發(fā)動機轉(zhuǎn)速的關(guān)系

2 參數(shù)標定與制動力分析

為分析車輛下坡滑行時的帶擋滑行阻力和發(fā)動機緩速器制動力，包括獲得發(fā)動機緩速器的工作特性曲線［16］，為道路試驗驗證做準備，須將滾動阻力和空氣阻力剝離，也即確定車輛的滾動阻力系數(shù)，為此，進行了車輛在水平道路上的滑行試驗。

試驗用車為 6×4陜汽德龍 X3000牽引車（SX42564V324），加長高頂，牽引車整備質(zhì)量為8.5 t，外廓尺寸為 6850 mm×2490 mm×3650 mm，迎風(fēng)面積為9.089 m2。車上安裝WP12壓縮釋放式發(fā)動機緩速器，僅含1個開啟擋位。場地試驗未配載掛車。Racelogic VBOX 3i可以測試車輛實時方位、車速、海拔和制動踏板開閉時刻，以及實時車輛加速度和車輛運行軌跡。方位誤差為±0.05 m，速度誤差為±0.01 km·h-1，加速度誤差為±0.01 m·s-2，采樣頻率可達100 Hz，測試參數(shù)量程均滿足重型貨車測試參數(shù)的要求值。

車輛空擋滑行動力學(xué)方程為

式中ay為車輛縱向加速度，m·s-2。

首先讓車輛在低速下滑行，將空氣阻力忽略不計，以求出滾動阻力系數(shù)；然后讓車輛在高速下滑行，以測出車輛的空氣阻力系數(shù)。逆向風(fēng)速為0.80 m·s-1的環(huán)境下，設(shè)定初速度和末速度，重復(fù)測試5次變速器置于空擋的牽引車滑行時間，算出車輛的制動減速度和滾動與空氣阻力系數(shù)，見表1。

車輛在良好的瀝青或混凝土路面行駛時，滾動阻力系數(shù)范圍為0.010～0.018，重型貨車空氣阻力系 數(shù)為0.80～1.00［17］。由表1可見，5次試驗的平均滾動阻力系數(shù)為0.014，平均空氣阻力系數(shù)為0.920，皆在上述范圍內(nèi)，說明求得的滾動與空氣阻力系數(shù)合理。為測試帶擋滑行阻力，發(fā)動機緩速器關(guān)閉，將變速器分別在 9擋的車速加速到 50～60 km·h-1范圍，在10擋和11擋的車速加速到60～70 km·h-1范圍后帶擋滑行，運用測得數(shù)據(jù)繪制的曲線見圖3。

表1 不同初末速度時的參數(shù)測定結(jié)果

圖3 變速器帶擋滑行阻力曲線

由圖3可見，帶擋滑行阻力隨著擋位降低而增加，并隨車速降低而降低。繼而接入發(fā)動機緩速器，采用同樣的辦法，將車速加速到60～70 km·h-1范圍后分別采用變速器9擋～11擋帶擋滑行，測得不同車速下的總制動力，減去圖3所示的帶擋滑行阻力求得發(fā)動機緩速器制動力，獲得發(fā)動機緩速器的工作特性，如圖4所示。

圖4 發(fā)動機緩速器的制動力特性

由圖4可見，同一擋位下，發(fā)動機緩速器提供的制動力隨車速的升高而增大；而在同一車速下，變速器擋位越高，發(fā)動機緩速器的制動力越小。同為60 km／h車速和變速器為9擋的平路測試條件下，發(fā)動機緩速器提供的制動力是10擋的1.46倍，11擋的1.81倍。變速器12擋場地滑行試驗的可用車速范圍窄，開啟發(fā)動機緩速器后制動時間短，滑行時間測試的準確性受到限制，未進行相關(guān)測試。

3 道路試驗驗證

試驗用車的發(fā)動機為濰柴WP12.430E40，變速器為法士特12JSD200T，主減速比為2.714，輪胎規(guī)格為12.00R22.5。道路試驗時牽引車攜帶掛車，配重為建筑用沙和配重塊，試驗車輛總質(zhì)量為49.0 t，滾動阻力系數(shù)重新標定結(jié)果為0.008，空氣阻力系數(shù)沿用0.920。

3.1 G312國道道路試驗

G312國道西安至彬縣段（K1564—K1605）的平均道路縱坡保持在2.0%～4.0%范圍內(nèi)，共有4段連續(xù)下坡，全程無隧道。其中馬家坡段（K1564～K1579）的海拔高差為235 m，整個坡段的平均坡度為2.5%～4.0%，見圖5。

圖5 G312國道馬家坡段海拔高度

由圖5可見，馬家坡段坡道長且陡峭，沿途其他重型貨車車速范圍為30～50 km·h-1。設(shè)定車輛下坡穩(wěn)定車速為50 km·h-1，則變速器9擋、10擋滿足該長坡下坡要求。

因在彎道、短途上坡、車速較低時駕駛員避免不了使用油門踏板和制動踏板，所以將整個下坡過程分段處理［18］，分析無上述干擾情況下的穩(wěn)定緩行數(shù)據(jù)，即僅由發(fā)動機提供的制動力產(chǎn)生的熱平衡效果。

表2 G312國道下坡分段測試數(shù)據(jù)記錄值

G312國道實測逆向風(fēng)速為1.30 m·s-1。將下坡數(shù)據(jù)分段后，篩選每段的流量計平均流速、散熱器出入水口溫度變化情況，與VBOX采集的車速、海拔、時間信息對照，結(jié)果見表2。

根據(jù)表2數(shù)據(jù)，運用式（1）和式（2）計算得該4段下坡內(nèi)ηd值分別為62.84%，49.44%，55.09%和72.87%，表明發(fā)動機緩速器通過冷卻系統(tǒng)散熱相對于其他需要散熱的部件所占比例較高，由于發(fā)動機冷卻的滯后性，該功率比例將持續(xù)發(fā)生變化，且與散熱器出入水口溫度差關(guān)系密切；與下坡持續(xù)時間關(guān)聯(lián)度不大，意味著冷卻系統(tǒng)提供給發(fā)動機緩速器的散熱功率在其可容納范圍內(nèi)時，可達到良好的熱平衡狀態(tài)，累積在冷卻系統(tǒng)的熱量散發(fā)完全可由散熱器和排氣系統(tǒng)承擔(dān)。滾動阻力產(chǎn)生的能量占勢能差比例的平均值為28.19%，對冷卻系統(tǒng)熱平衡狀態(tài)影響顯著，所以運用能量平衡式計算ηd值時，滾動阻力系數(shù)應(yīng)精確標定。

圖6 G5高速公路秦嶺段海拔高度

3.2 G5高速公路道路試驗

G5京昆高速秦嶺至澇峪口段（K1135～K1176）連續(xù)下坡分為3個路段，平均道路縱坡保持在1.5%～4.0%范圍內(nèi)。其中第 2段連續(xù)下坡段（K1145～K1158）坡度維持在 2.5%～4.5%范圍內(nèi)［19］，全程海拔高差 423 m，見圖 6。

G5高速公路實測逆向風(fēng)速為0.92 m·s-1，設(shè)定車輛下坡穩(wěn)定車速為40～50 km·h-1，則變速器10擋均滿足該長坡下坡的速度要求，分段測試結(jié)果見表3。

由表3中數(shù)據(jù)通過式（6）可算得該3段ηd值分別為55.47%，53.21%和48.97%。同變速器傳動比ig下，車速越低，ηd值越大?？梢姡兯倨鱾鲃颖萯g，車速ve，散熱器溫度降低值Te-T0是影響該散熱比例的關(guān)鍵控制因素。

若將式（6）中沒有涉及到變速器傳動比ig與車速ve的部分忽略，則散熱比例將與車速無關(guān)，僅與變速器傳動比ig，散熱器溫度降低值Te-T0和整車制動力Fb有關(guān)。忽略后該3段穩(wěn)定緩行下坡的散熱比例ηd值分別為50.85%，49.62%和45.32%，偏差率分別為8.33%，6.75%和7.45%?？梢姡兯倨鱾鲃颖萯g與車速ve的乘積越大時，即發(fā)動機轉(zhuǎn)速n越高時，忽略的這部分占比越小。由于發(fā)動機緩速器在低擋位狀態(tài)下提供的制動力較大，為達到精確控制的目的，不建議忽略該部分。

3.3 發(fā)動機緩速器散熱分析

表3 G5高速公路下坡分段測試數(shù)據(jù)記錄值

表4 發(fā)動機功率

發(fā)動機的冷卻系統(tǒng)是按驅(qū)動工況配置的，發(fā)動機的指示功率，扣除冷卻系散熱功率和排氣系與中冷器等散熱功率后，得到凈驅(qū)動功率，驅(qū)動車輛運行。其中冷卻系散熱功率一般約為驅(qū)動功率的50%左右［20］；與驅(qū)動狀態(tài)不同，在滑行工況下，發(fā)動機緩速器的動力源是由車輛下長坡勢能引起的，全部制動功產(chǎn)生的熱量，都經(jīng)由發(fā)動機冷卻系統(tǒng)和排氣系統(tǒng)與中冷器等散發(fā)、冷卻。驅(qū)動和滑行制動兩種狀態(tài)下的功率平衡見表4。由表4可見，對比兩個渠道的散熱功率比例，在驅(qū)動狀態(tài)下，經(jīng)由排氣系統(tǒng)、中冷器、其他各項殘余散熱功率平均發(fā)動機指示功率的38.83%，幾乎為冷卻系統(tǒng)散熱功率占比（20.16%）的兩倍；而在滑行制動狀態(tài)下，排氣系統(tǒng)等散熱功率卻僅占42.28%，比冷卻系統(tǒng)散熱功率占比57.72%小得多?？梢?，冷卻系統(tǒng)的散熱是發(fā)動機緩速器散熱的關(guān)鍵途徑。

當(dāng)發(fā)動機緩速器要求的散熱功率超過了發(fā)動機冷卻系統(tǒng)的散熱功率，水溫就會迅速升高，并喪失制動功能，散熱功率的限制成為緩速器裝置功能發(fā)揮的瓶頸?，F(xiàn)有冷卻系統(tǒng)環(huán)境下，當(dāng)多種緩速器并用，均通過發(fā)動機冷卻系統(tǒng)散熱，關(guān)鍵應(yīng)考慮如何盡量減輕散熱負擔(dān)，降低散熱需求，也有必要適時限制緩速器的制動功率。

4 結(jié)論

（1）提出了壓縮釋放式發(fā)動機緩速器的道路熱平衡方法，建立了熱平衡試驗計算模型，基于場地測試和實際長下坡測試，驗證了熱平衡計算模型的可行性，分析了利用發(fā)動機緩速制動時與作為動力源驅(qū)動時熱平衡狀態(tài)的不同。

（2）散熱功率受到冷卻系統(tǒng)管路水流阻力、水泵揚程、發(fā)動機工作的適宜溫度、散熱器功率和發(fā)動機風(fēng)扇尺寸等因素制約，探討如何有效利用有限的發(fā)動機冷卻功率成為關(guān)鍵。

（3）因受場地長度限制，未測試發(fā)動機緩速器在變速器12擋時的制動力特性；發(fā)動機緩速器散熱情況分析時，由于道路試驗中未測試到發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 400 r·min-1所對應(yīng)的車輛穩(wěn)定緩行數(shù)據(jù)，僅以發(fā)動機轉(zhuǎn)速1 200 r·min-1進行分析。

（4）本文的研究可為重型貨車的多種緩速器協(xié)調(diào)控制、優(yōu)化分配有限的發(fā)動機冷卻功率提供借鑒。