发动机缓速器经发动机冷却系统散热比例的计算方法*

2019-05-07闫晟煜肖润谋

汽车工程 2019年4期

闫晟煜，肖润谋，赵峻，王聪

（1.长安大学汽车学院，西安 710064； 2.陕西汽车集团有限责任公司，西安 710043）

前言

我国地势西高东低，四川南部、云南东部和陕西秦岭等地区长大下坡路段屡见不鲜。重型货车的行车制动器不能满足长下坡的要求，多数车辆采用向制动毂淋水降温的方法。这种方法虽然延长了下坡距离，但车辆要随车配置 1～1.5 t水箱［1］，成为额外的载重负担，也会在冬天造成路面结冰，引起后面车辆制动不及，个别轮毂高温下冷水淋喷可能导致龟裂，形成安全隐患。

为解决这个问题，早期大多采用的措施之一是发动机制动，即发动机不做任何改动，车辆下坡时，发动机断油熄火，车辆靠惯性滑行，拖转发动机产生的阻力对车辆起到辅助制动的作用。由于这种方式拖转发动机产生的阻力不大，辅助制动效果不佳。在此情况下，发动机缓速器应运而生，取而代之。发动机缓速器是指在发动机上增添一些机构或装置，以增大车辆拖转发动机时产生的阻力，增强辅助制动的效果。随着技术的发展，这种装置由简至繁，逐步完善，有的已经演变成为一个单独的部件，可以根据需要接入或脱开。发动机缓速器分排气制动式、泄气制动式和压缩释放式等类型，其中以压缩释放式产生的制动功率最大，其制动效果明显优于排气蝶阀式缓速器［2-4］和未装配发动机缓速器的发动机制动模式［5］，本文中即以某款压缩释放式发动机缓速器为研究对象。

发动机缓速器可使行车制动器在一定时间内处于冷状态，方便行车制动器在紧急制动时，车辆在弯道、变道行驶时救急使用。发动机缓速器使用时变速器必须在挡，在发动机低转速和变速器低挡位上提供的制动转矩较大，散热量主要由发动机冷却系统散热器和排气系统排出［6］。目前，对发动机缓速器的研究主要为对工作循环中每个冲程增加制动功率的理论分析［7-8］、不同缓速器联合作用的控制系统研究［9-10］和下坡能力性能测试方面的研究［11-12］。

当与液力缓速器等装置匹配使用时［13］，二者均采用发动机冷却系统散热，有限的发动机冷却功率成为关键，所以有必要通过热平衡道路试验，研究发动机缓速器通过冷却系统散热的功率比例计算方法，统筹分配发动机散热功率。本文旨在通过改装车辆冷却系统，开展场地试验和道路试验，探索发动机缓速器通过冷却系统散热的功率比例。可为重型货车的多种缓速器协调控制、优化分配有限的发动机冷却功率提供依据，提出的测试方法具有参考价值。

1 散热比例模型

1.1 热平衡模型

根据能量守恒定律，车辆下长坡滑行时的能量平衡式为

式中：m为车辆总质量，kg；g为重力加速度，西安地区取9.790 m·s-2；Δh为分段海拔高差，m；fy为滚动阻力系数；θ-为分段平均道路纵坡度，%；A为迎风面积，m2；cy为空气阻力系数；ρ为空气密度，取1.29 kg·m-3；vr为有风条件下车辆的相对速度，km·h-1；ve为下坡分段末速度，km·h-1；v0为下坡分段初速度，km·h-1；Qt为车辆滑行时所有起制动作用的阻力的总能耗或产生的总热量，J。

将下坡路段划分为无限个细分区段时，因车速信号采样频率较高，为运算简单，令 θ-≈θ，v-≈ve，式（1）可改写为

式中：Fb为车辆下坡滑行时的总制动力，N，它主要分两部分，一是发动机缓速器未接入时的带挡滑行阻力，包括单纯的发动机制动阻力变速器的齿轮摩擦与搅油阻力和传动系的摩擦阻力等，二是发动机缓速器接入后增加的制动阻力，称为发动机缓速器制动力；te为到达坡底时间；t0为到达坡顶时间。

1.2 经冷却系统散热比例模型

运用热平衡原理，经散热器散发的热量与制动产生的总热量的比例为

式中：ηd为散热器散热能量比例，%；Qd为经散热器散热的能量，J；c为冷却液的比热容，取4 187 J·kg-1·℃-1；p为涡轮流量计流速，kg·s-1；Te为分段下坡前散热器出水口的冷却液温度，℃；T0为分段下坡后散热器入水口的冷却液温度，℃。

将式（2）代入式（3）也可表达为

柴油机冷却系统水流量与发动机转速呈线性关系变化［14］。预先堵塞节温器，强制车辆采用大循环冷却，改装大循环水路加入仪器包括CW-LWG型涡轮流量计（误差为±0.01 m3·s-1）、PT100型温度传感器（误差为±0.1℃）和GM8901型风速仪（最大量程38.89 m·s-1，误差为±3%）。改装方案见图1。

本文中主要测试发动机缓速器，故将液力缓速器关闭。由图1可见，布置位置气流通畅，不受发动机工作温度影响，不易热量累积，避免了流量计由于出水口紊流产生的测试误差。测试得到冷却液流速与发动机转速的关系，见图2。

该车辆主减速比为2.714，车轮滚动半径经计算为0.560 m，因机械传动效率引起的转速损失为10.18%。通过对图2中涡轮流量计流速数据拟合，发动机转速与冷却液流速的关系为

式中：n为发动机转速，r·min-1；ig为变速器传动比。

对拟合函数进行优度检验，运用拟合残差与实测流速数据的比重变化情况［15］来验证发动机转速与冷却液流速关系函数的优劣。拟合流速与实际流速在发动机转速700～1 800 r·min-1的最大偏差率为5.73%，平均偏差率为2.18%，整体偏差率较小，表明式（5）拟合函数优度检验效果良好。

将式（5）代入式（4）中，发动机缓速器通过散热器散热量比例又可表示为

由式（6）可见，发动机缓速器通过散热器散热量比例与车速、变速器挡位、整车制动力、散热器出入水口温差有密切关系。式（6）中参数均可通过测试获得，简化了运算过程并提高运算精度，可用于控制器开发。

图1 发动机冷却系统改装位置

图2 涡轮流量计流速与发动机转速的关系

2 参数标定与制动力分析

为分析车辆下坡滑行时的带挡滑行阻力和发动机缓速器制动力，包括获得发动机缓速器的工作特性曲线［16］，为道路试验验证做准备，须将滚动阻力和空气阻力剥离，也即确定车辆的滚动阻力系数，为此，进行了车辆在水平道路上的滑行试验。

试验用车为 6×4陕汽德龙 X3000牵引车（SX42564V324），加长高顶，牵引车整备质量为8.5 t，外廓尺寸为 6850 mm×2490 mm×3650 mm，迎风面积为9.089 m2。车上安装WP12压缩释放式发动机缓速器，仅含1个开启挡位。场地试验未配载挂车。Racelogic VBOX 3i可以测试车辆实时方位、车速、海拔和制动踏板开闭时刻，以及实时车辆加速度和车辆运行轨迹。方位误差为±0.05 m，速度误差为±0.01 km·h-1，加速度误差为±0.01 m·s-2，采样频率可达100 Hz，测试参数量程均满足重型货车测试参数的要求值。

车辆空挡滑行动力学方程为

式中ay为车辆纵向加速度，m·s-2。

首先让车辆在低速下滑行，将空气阻力忽略不计，以求出滚动阻力系数；然后让车辆在高速下滑行，以测出车辆的空气阻力系数。逆向风速为0.80 m·s-1的环境下，设定初速度和末速度，重复测试5次变速器置于空挡的牵引车滑行时间，算出车辆的制动减速度和滚动与空气阻力系数，见表1。

车辆在良好的沥青或混凝土路面行驶时，滚动阻力系数范围为0.010～0.018，重型货车空气阻力系数为0.80～1.00［17］。由表1可见，5次试验的平均滚动阻力系数为0.014，平均空气阻力系数为0.920，皆在上述范围内，说明求得的滚动与空气阻力系数合理。为测试带挡滑行阻力，发动机缓速器关闭，将变速器分别在 9挡的车速加速到 50～60 km·h-1范围，在10挡和11挡的车速加速到60～70 km·h-1范围后带挡滑行，运用测得数据绘制的曲线见图3。

表1 不同初末速度时的参数测定结果

图3 变速器带挡滑行阻力曲线

由图3可见，带挡滑行阻力随着挡位降低而增加，并随车速降低而降低。继而接入发动机缓速器，采用同样的办法，将车速加速到60～70 km·h-1范围后分别采用变速器9挡～11挡带挡滑行，测得不同车速下的总制动力，减去图3所示的带挡滑行阻力求得发动机缓速器制动力，获得发动机缓速器的工作特性，如图4所示。

图4 发动机缓速器的制动力特性

由图4可见，同一挡位下，发动机缓速器提供的制动力随车速的升高而增大；而在同一车速下，变速器挡位越高，发动机缓速器的制动力越小。同为60 km／h车速和变速器为9挡的平路测试条件下，发动机缓速器提供的制动力是10挡的1.46倍，11挡的1.81倍。变速器12挡场地滑行试验的可用车速范围窄，开启发动机缓速器后制动时间短，滑行时间测试的准确性受到限制，未进行相关测试。

3 道路试验验证

试验用车的发动机为潍柴WP12.430E40，变速器为法士特12JSD200T，主减速比为2.714，轮胎规格为12.00R22.5。道路试验时牵引车携带挂车，配重为建筑用沙和配重块，试验车辆总质量为49.0 t，滚动阻力系数重新标定结果为0.008，空气阻力系数沿用0.920。

3.1 G312国道道路试验

G312国道西安至彬县段（K1564—K1605）的平均道路纵坡保持在2.0%～4.0%范围内，共有4段连续下坡，全程无隧道。其中马家坡段（K1564～K1579）的海拔高差为235 m，整个坡段的平均坡度为2.5%～4.0%，见图5。

图5 G312国道马家坡段海拔高度

由图5可见，马家坡段坡道长且陡峭，沿途其他重型货车车速范围为30～50 km·h-1。设定车辆下坡稳定车速为50 km·h-1，则变速器9挡、10挡满足该长坡下坡要求。

因在弯道、短途上坡、车速较低时驾驶员避免不了使用油门踏板和制动踏板，所以将整个下坡过程分段处理［18］，分析无上述干扰情况下的稳定缓行数据，即仅由发动机提供的制动力产生的热平衡效果。

表2 G312国道下坡分段测试数据记录值

G312国道实测逆向风速为1.30 m·s-1。将下坡数据分段后，筛选每段的流量计平均流速、散热器出入水口温度变化情况，与VBOX采集的车速、海拔、时间信息对照，结果见表2。

根据表2数据，运用式（1）和式（2）计算得该4段下坡内ηd值分别为62.84%，49.44%，55.09%和72.87%，表明发动机缓速器通过冷却系统散热相对于其他需要散热的部件所占比例较高，由于发动机冷却的滞后性，该功率比例将持续发生变化，且与散热器出入水口温度差关系密切；与下坡持续时间关联度不大，意味着冷却系统提供给发动机缓速器的散热功率在其可容纳范围内时，可达到良好的热平衡状态，累积在冷却系统的热量散发完全可由散热器和排气系统承担。滚动阻力产生的能量占势能差比例的平均值为28.19%，对冷却系统热平衡状态影响显著，所以运用能量平衡式计算ηd值时，滚动阻力系数应精确标定。

图6 G5高速公路秦岭段海拔高度

3.2 G5高速公路道路试验

G5京昆高速秦岭至涝峪口段（K1135～K1176）连续下坡分为3个路段，平均道路纵坡保持在1.5%～4.0%范围内。其中第 2段连续下坡段（K1145～K1158）坡度维持在 2.5%～4.5%范围内［19］，全程海拔高差 423 m，见图 6。

G5高速公路实测逆向风速为0.92 m·s-1，设定车辆下坡稳定车速为40～50 km·h-1，则变速器10挡均满足该长坡下坡的速度要求，分段测试结果见表3。

由表3中数据通过式（6）可算得该3段ηd值分别为55.47%，53.21%和48.97%。同变速器传动比ig下，车速越低，ηd值越大。可见，变速器传动比ig，车速ve，散热器温度降低值Te-T0是影响该散热比例的关键控制因素。

若将式（6）中没有涉及到变速器传动比ig与车速ve的部分忽略，则散热比例将与车速无关，仅与变速器传动比ig，散热器温度降低值Te-T0和整车制动力Fb有关。忽略后该3段稳定缓行下坡的散热比例ηd值分别为50.85%，49.62%和45.32%，偏差率分别为8.33%，6.75%和7.45%。可见，变速器传动比ig与车速ve的乘积越大时，即发动机转速n越高时，忽略的这部分占比越小。由于发动机缓速器在低挡位状态下提供的制动力较大，为达到精确控制的目的，不建议忽略该部分。

3.3 发动机缓速器散热分析

表3 G5高速公路下坡分段测试数据记录值

表4 发动机功率

发动机的冷却系统是按驱动工况配置的，发动机的指示功率，扣除冷却系散热功率和排气系与中冷器等散热功率后，得到净驱动功率，驱动车辆运行。其中冷却系散热功率一般约为驱动功率的50%左右［20］；与驱动状态不同，在滑行工况下，发动机缓速器的动力源是由车辆下长坡势能引起的，全部制动功产生的热量，都经由发动机冷却系统和排气系统与中冷器等散发、冷却。驱动和滑行制动两种状态下的功率平衡见表4。由表4可见，对比两个渠道的散热功率比例，在驱动状态下，经由排气系统、中冷器、其他各项残余散热功率平均发动机指示功率的38.83%，几乎为冷却系统散热功率占比（20.16%）的两倍；而在滑行制动状态下，排气系统等散热功率却仅占42.28%，比冷却系统散热功率占比57.72%小得多。可见，冷却系统的散热是发动机缓速器散热的关键途径。

当发动机缓速器要求的散热功率超过了发动机冷却系统的散热功率，水温就会迅速升高，并丧失制动功能，散热功率的限制成为缓速器装置功能发挥的瓶颈。现有冷却系统环境下，当多种缓速器并用，均通过发动机冷却系统散热，关键应考虑如何尽量减轻散热负担，降低散热需求，也有必要适时限制缓速器的制动功率。