某轻型客车采暖系统边界条件的研究

吕永楼，张炳力，曹皇亲，钟 凌

Lü Yonglou1，Zhang Bingli1，Cao Huangqin2，Zhong Ling2

（1.合肥工业大学机械与汽车工程学院，安徽 合肥 230009；2.安徽江淮汽车技术中心，安徽 合肥 230601）

0 前 言

汽车采暖系统[1]是汽车冬季运行时供车内采暖的设备总称，通过将车外新鲜空气或者液体介质送入热交换器，吸收其中某种热源的热量，从而提高空气或者液体介质的温度，并将热空气或被加热的液体送入车内，直接或间接地供车内人员取暖、车窗玻璃除霜，从而达到舒适性的要求。冬季里，为了提高车辆采暖性能，很多车辆不得不通过添加辅助装置来增强采暖性能，这些装置虽能提高车辆采暖效果，但增加了能源消耗，增加成本的同时也加剧了对环境的污染[2]。在发动机工作过程中，有 15%～30%[3]的能量被冷却液带走，如果车辆采暖系统结构合理[4]，能够充分利用这部分能量，可以很好地提高车辆采暖性能。

针对某轻型客车在寒冷环境中采暖性能不达标的问题，根据该款样车寒带试验数据和采暖系统结构特点，从能量方面对其满足采暖性能的边界条件进行了理论分析。针对分析结果，对该轻型客车采暖系统进行了优化，最后通过环境舱采暖试验，验证了优化方案是可行的。

1 样车采暖系统分析

1.1 车辆采暖性能国标要求

按照国标GB/T 12782—2007[5]要求，在环境温度（-25±3）℃下试验进行至40 min时，汽车采暖性能应达到以下要求：1）驾驶员、副驾驶员足部温度不低于15℃；2）乘员足部温度不小于12℃；3）驾驶员、副驾驶员头部温度比足部温度低2～5℃。按照此标准要求，该款样车在开启外循环、吹脚—除霜模式下冷启动至稳定工况40 min后，驾驶员头部和足部温度要分别达到12℃和15℃，乘员头部和足部温度要分别达到10℃和12℃。

1.2 车辆寒带采暖试验数据采集

该轻型客车冷却系统结构[6]如图1所示，主要由发动机，节温器，水泵，散热器，前、后暖风换热器和机油滤清器等组成，前、后暖风换热器串联在同一管路中，从发动机流出的冷却液先流进前暖风换热器，流出后经过机油滤清器再流进后暖风换热器。

按照国标GB/T 12782—2007要求，该轻型客车在采暖标定工况（发动机转速2 250 r/min、变速器为直接挡、车速60 km/h）并且试验时车内乘坐3人条件下，发动机冷启动至标定工况稳定后，测得40 min时流经暖风换热器冷却液流量为7.24 L/min，车内各测温点温度如图2雷达图所示。

通过图 2可以看出，在寒冷环境中，该轻型客车车厢内各测温点温度普遍偏低，车厢内驾驶员足部位置温度最高，为7.3℃，第4排左边乘客足部位置温度最低，为-4.8℃，车内平均温度为0.7℃，低于采暖标准要求，采暖性能不达标。

1.3 车辆采暖供给热量分析

提取部分试验数据进行供给热量理论计算，部分试验数据和计算结果如表1所示。

前、后暖风换热器空气侧换热量计算：

其中，Q为换热量，kW；Cp为空气比热容，kJ/（kg·℃）；M为经过暖风换热器的空气流量，kg/s；tin、tout分别为流进、流出暖风换热器的空气温度，℃。采暖试验开启外循环、吹脚—除霜模式，前暖风换热器空气侧进气温度为环境温度，后暖风换热器布置在车内第4排座椅下面，鼓风机把车厢内空气送入换热器，进气温度近似为车厢内平均温度。按照式（1）计算得前、后暖风换热器换热总量为10.1 kW。车辆采暖、除霜需求的热量通过暖风芯体空气侧的换热量提供，所以该轻型客车采暖系统向车厢内提供的总热量为10.1 kW。

1.4 车辆采暖需求热量分析

车辆采暖需求热量[7]包括维持车身结构散热量Qh、冷空气渗透耗热量Qe和除霜耗热量Qs3部分，其中维持车身结构散热量Qh包括车身顶部换热量Qa、玻璃门、窗换热量Qb、车身侧部换热量Qc和车内地板换热量Qd，各部分能量计算式如下：

车身顶部换热量：

其中，Ka为车身顶部传热系数，W/（m2·k）；Aa为车身顶部传热面积，m2；ΔT为车内外空气温差，℃。其中车身顶部传热系数Ka为

其中，a1为车内空气对顶部的传热系数，车内空气流速较低，一般小于3 m/s，可取为常数29 W/（m2·k）；a0为车外空气对顶部的传热系数，W（/m2·k）；为车顶围护材料隔热层导热热阻。

玻璃门、窗换热量：

其中，Kb为玻璃门、窗传热系数，一般取为6.4 W /（m2·k）；Ab为玻璃门、窗总的传热面积，m2。

车身侧部换热量：

其中，Kc为车身侧部传热系数，W/（m2·k）；Ac为车身侧部总的传热面积，m2。

车内地板换热量：

其中，Kd为车内地板传热系数，W /（m2·k）；Ad为车内地板总的传热面积，m2。

冷空气渗透耗热量：

其中，Qe为冷空气渗透耗热量，kW；M为漏风量，kg/h；CP为空气比热容，kJ/（kg·℃）；t2、t1分别为车内外的温度，℃。其中通过缝隙进入车内的通风量M为

其中，a′为与缝隙有关的系数，车门处取2，玻璃门处取 0.65，车厢其他缝隙处取 2；m1为通过每米缝隙长的空气渗漏量，kg/(m·h)，此值与风速有关：当风速大于2.56 m/s时，取m1=15～30 kg/(m·h)；当风速小于 2.56 m/s时，取m1=3～15 kg/(m·h)；L为缝隙长度，m；对于空调汽车车厢而言，一般取缝隙长度为门窗缝隙长度的 10%～12%[8]。

车辆采暖时，有一部分热量用于挡风玻璃除霜，按照除霜热量理论计算出用于挡风玻璃除霜的耗热量为

其中，Gf为用于挡风玻璃除霜的风量，m3/h；ρa为空气密度，kg/m3；ΔT为车内外空气温差，℃。

结合该轻型客车车身结构特点和采暖试验工况，计算出该轻型客车满足采暖性能时各部分需求热量，如表2所示。

表2 该轻型客车采暖除霜各部分需求热量（kW）

由表 2可知，为满足该轻型客车采暖需求，采暖系统至少需要向车内提供15.2 kW的能量。

2 采暖系统边界条件分析

2.1 边界条件计算理论

水暖式采暖系统在车辆采暖过程中，通过暖风换热器把从发动机流出的一部分高温冷却液的热量传递给冷空气，并通过鼓风机将加热的空气送到车厢内进行采暖，用以提高车厢内的温度。在求解车辆采暖系统采暖边界条件时，可通过联解暖风换热器传热方程和热平衡方程来求得相应的边界流量和温度值。

暖风换热器的传热方程为

其中，hw为水侧的传热系数，W/（m2·k）；ha为空气侧的传热系数，W/（m2·k）；Fw为水侧的传热面积，m2；Fa为空气侧传热面积，m2；Δtm为换热器进出口的对数平均温差，℃，其表达式为

其中，tw、ta分别表示水侧和空气侧的温度；下标1和2分别表示进口和出口。

暖风换热器的热平衡方程式为

其中：qmw为冷却液质量流量，kg/s；qma为空气质量流量，kg/s；Cpa为空气比热容，kJ/（kg·℃）；Cpw为冷却液比热容，kJ/（kg·℃）。

2.2 确定边界条件计算参数值

在暖风换热器正常工作过程中，冷却液经过暖风换热器后温差变化范围为 5～16℃，从该轻型客车多组寒带采暖试验数据显示：前暖风换热器进出水口冷却液温差接近12℃，后暖风换热器进出水口冷却液温差接近 6℃。为简化计算，取前、后暖风换热器进出水口冷却液温差分别为12℃和6℃。

该轻型客车在整个采暖过程中，前、后暖风换热器的换热量之比约为11：9，计算时设前、后暖风换热器换热量为总需求热量的55%和45%，图 3为该轻型客车在多次寒带采暖试验时前、后暖风换热器换热量对比。

该轻型客车的其他性能参数如下：hw=29 232 W/（m2·k），ha=26 309 W/（m2·k），前暖风换热器Fa=0.289 m2，Fw=1.74 m2，qma=0.134 kg/s，ta1=-25℃；后暖风换热器Fa=0.315 m2，Fw=1.79 m2；qma=0.101 kg/s，ta2=18℃。

2.3 边界条件计算结果

结合以上参数，联解方程（2）、（3）、（4）、（5），分别得到流经前、后暖风换热器的冷却液的边界流量qw1、qw2和进水口温度T1、T2，如表3所示。通过表 3可以看出，该轻型客车采暖系统在不更换任何部件情况下满足采暖性能的边界条件为：前暖风冷却液流量qw1＞11.05 L/min，后暖风冷却液流量qw2＞9.04 L/min，发动机出水口温度T＞73.13℃。

表3 边界条件计算结果

3 采暖系统结构优化

通过边界条件分析可知，该轻型客车原来的采暖系统中，暖风换热器因串联结构，使经过后暖风换热器冷却液的温度偏低，换热量相应地变小；同时串联结构使采暖系统管路过长，导致系统冷却液流量变小。因此，需要对该轻型客车采暖系统进行优化，以满足采暖性能需求。

针对原采暖系统采暖性能不达标的问题，在不更换发动机、不增加辅助加热装置的前提下，将原来采暖系统的暖风换热器串联结构改为并联结构，优化后的采暖系统结构如图 4所示，对发动机进行相关分析后，在发动机缸盖上优选了一个取水口，供后暖风换热器用，使前、后暖风换热器并联，这样既可以提高后暖风换热器的冷却液温度，同时由于系统阻力减小，又增大了 2条采暖管路中冷却液的流量，使供给热量增大。

4 整车环境舱采暖试验

按照优化方案，将该轻型客车采暖系统暖风换热器改为并联结构形式，按照采暖标准进行环境舱采暖试验。各试验仪器和传感器布置好后，将整车送入环境舱中冷冻，使车辆与环境舱温度相同，然后进行采暖试验，如图 5所示，环境舱内温度为-25℃。

环境舱中车辆发动机冷启动至标定工况稳定后，采集40 min时流经前、后暖风换热器的冷却液流量分别为11.7 L/min和10.1 L/min，车内各测温点温度如图6雷达图所示。

通过图 6可以看出，车内各测温点温度高于标注要求，车内测温点最高温度为 22.9℃，测温点最低温度为12.2℃，满足了车辆采暖性能要求。

为了进一步验证优化后的采暖效果，提取部分试验数据按公式（1）进行理论计算，部分试验数据和理论分析结果如表4所示。

表4 优化后的采暖系统在环境舱中部分试验数据

通过表 4可以看出：优化后的采暖系统在采暖标定工况40 min时，前、后暖风换热器换热总量为 15.3 kW，即向车厢内提供的总热量为 15.3 kW。同时，流经前、后暖风换热器的冷却液流量比优化前分别提高了4.46 L/min与2.86 L/min，满足该轻型客车采暖需求时采暖系统的边界条件值，并验证了优化后的采暖系统能够满足该轻型客车在寒冷环境中的采暖需求。

5 结 论

针对某轻型客车在寒冷环境中采暖性能不达标的问题，详细分析了该款样车在寒带采暖时系统的供给热量、满足采暖性能的需求热量及边界条件值，总结了在寒冷环境中采暖性能不达标的原因，并提出了采暖系统结构优化的方案。通过环境舱试验验证了优化后的该轻型客车采暖系统结构更加合理，能够满足整车采暖国标要求，车内温度提升明显，同时说明了这种采暖系统边界条件计算方法的可行性。

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