劉雨龍，付 森，柴田武志

(一汽豐田汽車有限公司技術(shù)研發(fā)分公司 天津 300457)

1 發(fā)熱量與車速

1.1 確定不同車速的行駛阻力

整車的行駛阻力是由4部分組成的，分別為滾動阻力、空氣阻力、坡度阻力、加速阻力，其中滾動阻力和空氣阻力是在所有行駛條件下均存在的，而坡度阻力和加速阻力僅在某種特定的行駛條件下存在[1]。如在水平道路上等速行駛時，車輛的坡度阻力和加速阻力均為 0。結(jié)合車輛開發(fā)的評價工況，本文僅考慮滾動阻力、空氣阻力與坡度阻力。

1.1.1 滾動阻力

滾動阻力的定義為：車輛輪胎滾動時，輪胎與路面的接觸區(qū)域會產(chǎn)生法向、切向的相互作用力，除此之外，輪胎與支撐路還會產(chǎn)生相應(yīng)變形。而變形特性則取決于輪胎與支撐面的相對剛度。此時由于輪胎的內(nèi)部損耗，產(chǎn)生彈性遲滯損失，使得輪胎在變形過程中所做的功無法完全恢復(fù)。滾動阻力就是這種輪胎的彈性遲滯損失的體現(xiàn)[1]。

實際上，這種彈性遲滯損失具體表現(xiàn)為一種阻礙車輪滾動的阻力矩。通過對車輪進行受力分析可以將該力矩等效轉(zhuǎn)化為滾動阻力 Fx，其關(guān)系如式(1)所示：

其中：G為車重，N；f為滾動阻力系數(shù)，無量綱。滾動阻力系數(shù)與路面的種類以及輪胎的構(gòu)造、材質(zhì)、氣壓等有關(guān)，本文以良好的瀝青路面為例，f取0.01。

1.1.2 空氣阻力

空氣阻力是指汽車在直線行駛時所受到的空氣作用力在行駛方向上的分力，可細分為壓力阻力與摩擦阻力兩部分[1]。

在車輛行駛過程中，空氣阻力是與氣流相對速度的動壓成正比例的，其具體表達式如式(2)所示：

其中：Fw為空氣阻力，N；Cd為空氣阻力系數(shù)，無量綱；A為迎風(fēng)面積，m2；ρ為空氣密度，kg/m3；v為車速，m/s。

1.1.3 坡度阻力

坡度阻力即車輛在上坡行駛時，其重力沿坡道方向的分力[1]，如式(3)所示：

其中：iF為坡度阻力，N；G 為車重，N；α為坡度角度，(°)。

在坡度角較小時，該角度的正弦值與其正切值近似相同，即坡高與底邊長的比值，而且上坡時垂直于坡道路面的重力分力為G×cosα，故其上坡時的滾動阻力為，由于坡度角較小時，其余弦值約等于1，即與式(1)的數(shù)值相同。

綜合該車輛的相關(guān)參數(shù)和特定的評價工況，經(jīng)過計算可得其行駛阻力F與車速v的關(guān)系如圖1所示(阻力的大小從Lo到Hi表示由低到高)。

圖1 車速-行駛阻力關(guān)系Fig.1 Relationship between vehicle speed and driving force

1.2 確定不同車速行駛時的需求功率

根據(jù)車輛的行駛方程，其行駛時的需求功率與車速之間的關(guān)系如式(4)所示：

其中：P為需求功率，W；F為行駛阻力，N；v為車速，m/s；δ為動力總成的傳動效率，無量綱。

1.3 確定不同車速行駛時的發(fā)熱功率

首先獲取該系統(tǒng)的發(fā)熱量與輸出功率之間的關(guān)系，如圖 2所示(功率的大小從 Lo到 Hi表示由低到高)。

圖2 系統(tǒng)發(fā)熱量-需求功率關(guān)系Fig.2 Relationship between heat power and request power

結(jié)合不同行駛車速與需求功率之間的線性關(guān)系，可以獲取到某一車速對應(yīng)的需求功率數(shù)值，再通過圖2中某輸出功率與發(fā)熱量的對應(yīng)關(guān)系進行數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)化后即可將行駛車速與發(fā)熱量之間建立關(guān)系，如圖3所示(車速及功率的大小從Lo到Hi表示由低到高)。

圖3 行駛車速-發(fā)熱功率關(guān)系Fig.3 Relationship between vehicle speed and heat power

通過將行駛車速與發(fā)熱量之間建立關(guān)系，我們就可以預(yù)測出在某種嚴苛工況跑行過程中發(fā)熱量的具體數(shù)值，進而可以計算出合適的冷卻回路來滿足其需求的散熱量。

2 散熱器的換熱能力

2.1 散熱器的換熱能力

散熱器的傳熱能力用換熱系數(shù) K(kW/m2·℃)來表示。換熱系數(shù)是指散熱器內(nèi)傳熱介質(zhì)的平均溫度與室內(nèi)氣溫相差為 1℃時 1m2散熱面積在單位時間所傳出的熱量[2]，簡化為散熱方程如式(5)所示：

其中：Q為散熱器換熱量，kW；K為換熱系數(shù)，kW/m2·℃；F為空氣側(cè)換熱面積，m2；ΔT為冷卻介質(zhì)與空氣側(cè)的溫度差，℃。

對于某一特定的散熱器，由于其空氣側(cè)的換熱面積已經(jīng)確定，可以將式(5)中的K與F合并為一個參數(shù)，簡寫為 RKF(kW/℃)，其大小僅與通過散熱器的冷卻液流量及表面通過風(fēng)速有關(guān)[3]。圖4為本車搭載的散熱器在流量峰值時的RKF特性曲線。

圖4 散熱器平均風(fēng)速-換熱系數(shù)關(guān)系Fig.4 Relationship between wind speed and heat transfer coefficient

所以確定散熱器換熱效果的關(guān)鍵在于其冷卻介質(zhì)的流量和表面的通過風(fēng)量，而其表面通過風(fēng)量又與實車搭載的情況和散熱器風(fēng)扇控制邏輯有關(guān)。

2.2 散熱器實車搭載后的通過風(fēng)量

首先通過試驗手段確定散熱器實車搭載后的通過風(fēng)量，即采用控制變量法，控制風(fēng)扇轉(zhuǎn)速及車速二者中之一不變，然后測量不同組合情況下的通過風(fēng)量值。由于需要模擬車速，故利用環(huán)境風(fēng)洞實施該試驗。

試驗結(jié)果如圖5所示，其中橫坐標為散熱器風(fēng)扇的占空比(Duty)，縱坐標為散熱器平均風(fēng)速?？梢钥闯霎?dāng)風(fēng)扇控制其占空比為峰值時，散熱器的通過風(fēng)速最大。

圖5 散熱器風(fēng)扇占空比-車速-平均風(fēng)速關(guān)系Fig.5 Relationship of fan duty，vehicle speed and wind speed

結(jié)合實車的散熱器通風(fēng)量數(shù)值和散熱器的換熱特性可以確定出在控制風(fēng)扇不同占空比時和散熱器的換熱效果，這樣就可以為之后的控制邏輯優(yōu)化提供數(shù)據(jù)支撐。

2.3 散熱器的實際換熱能力預(yù)測

根據(jù)散熱器換熱系數(shù)的描述、不同風(fēng)扇占空比時的散熱器通風(fēng)量和不同車速時 FC系統(tǒng)的發(fā)熱量，我們可以預(yù)測為使其水溫達到許用溫度以下時散熱器風(fēng)扇的占空比。圖 6為能使水溫目標達成的散熱器風(fēng)扇占空比，其中橫坐標為車速，縱坐標為散熱器風(fēng)扇的占空比(這里通過控制擋位表示)。

圖6 散熱器風(fēng)扇占空比-車速關(guān)系Fig.6 Relationship between fan duty and vehicle speed

3 散熱器風(fēng)扇的NVH目標

結(jié)合車內(nèi)乘員對散熱器風(fēng)扇噪音的主觀感受和客觀測量數(shù)據(jù)，我們總結(jié)得出了在控制不同風(fēng)扇占空比的情況下乘員舒適性的主觀感受評分，如表 1所示。乘員對噪音的主觀感受與車速及風(fēng)扇的轉(zhuǎn)速均有關(guān)系，當(dāng)車速較低時，由于背景噪聲很小，導(dǎo)致由散熱器風(fēng)扇傳出的噪聲會表現(xiàn)得更明顯，這時就要求散熱器風(fēng)扇的轉(zhuǎn)速盡可能降低；相應(yīng)的，當(dāng)車速較高時，由于背景噪聲增大，散熱器風(fēng)扇傳出的噪聲會表現(xiàn)為減弱，這時散熱器風(fēng)扇轉(zhuǎn)速可以適當(dāng)提高。

表1 散熱器風(fēng)扇占空比-車速-主觀感受評分Tab.1 Fan duty-vehicle speed-subjective evaluation point

另外，表 1中的主觀評分從低到高包括 D、C、B、A、S；其含義分別為不合格、合格、沒有特殊感覺、良好、很好。根據(jù)車輛開發(fā)時對NVH的要求，其主觀評價分數(shù)需要在 C以上(不包括 C)，再結(jié)合表 1，可以得出在車速為 0～10km/h之間時，風(fēng)扇占空比的限制為 Duty≤55%；車速為 10～20km/h之間時，風(fēng)扇占空比的限制為Duty≤65%；車速在20km/h以上時，風(fēng)扇占空比無限制。

4 風(fēng)扇控制邏輯與其NVH目標的平衡

根據(jù)風(fēng)扇 NVH目標的描述和結(jié)合散熱器風(fēng)扇的控制邏輯，可以推測出符合 NVH目標的控制邏輯圖，如圖7陰影部分為二者的差距。

圖7 散熱器風(fēng)扇占空比-車速Fig.7 Relationship between fan duty and vehicle speed

為滿足 NVH目標，需要填補此差距造成的冷卻性能不足。經(jīng)過整體的考慮分析，判斷采用提升冷卻液流量的方法。根據(jù)散熱器換熱系數(shù)曲線和散熱器換熱方程(式 5)可以推測出當(dāng)流量提升至 50%時能夠補償風(fēng)扇轉(zhuǎn)速降低帶來的冷卻性能影響。

最終在調(diào)整了冷卻液流量并植入新的風(fēng)扇控制邏輯后實施了整車的冷卻試驗，試驗結(jié)果 FC系統(tǒng)的實際溫度低于許用溫度，表明滿足開發(fā)目標，也驗證了本次優(yōu)化的可行性。

5 結(jié)論及展望

本文是基于整車性能預(yù)測和整車試驗結(jié)果來優(yōu)化散熱器風(fēng)扇控制邏輯的，結(jié)論為當(dāng)冷卻液流量在現(xiàn)有基礎(chǔ)上提升 50%時可以將風(fēng)扇轉(zhuǎn)速降低至 NVH合格的目標區(qū)域，即在優(yōu)化該散熱器風(fēng)扇的控制邏輯后，既可以滿足 FC系統(tǒng)的冷卻需求，其運行噪聲又可以滿足乘員舒適性的要求，整車的商品優(yōu)勢得到了提升。

整車的冷卻性能與很多其他性能都是矛盾關(guān)系，保證冷卻性能的同時其他性能會受到影響，例如：前格柵的開口面積提升之后對冷卻性能有利，但整車的空氣阻力系數(shù)也會提高，燃油經(jīng)濟性就會相應(yīng)降低；散熱器風(fēng)扇轉(zhuǎn)速提升之后對冷卻性能有利，但隨之而來的噪聲會降低乘員的舒適性。類似矛盾時刻存在，這就需要我們通過技術(shù)手段平衡利弊，找到最優(yōu)的解決方案，開發(fā)出讓客戶更滿意的產(chǎn)品。