刘雨龙，付 森，柴田武志

(一汽丰田汽车有限公司技术研发分公司 天津 300457)

1 发热量与车速

1.1 确定不同车速的行驶阻力

整车的行驶阻力是由4部分组成的，分别为滚动阻力、空气阻力、坡度阻力、加速阻力，其中滚动阻力和空气阻力是在所有行驶条件下均存在的，而坡度阻力和加速阻力仅在某种特定的行驶条件下存在[1]。如在水平道路上等速行驶时，车辆的坡度阻力和加速阻力均为 0。结合车辆开发的评价工况，本文仅考虑滚动阻力、空气阻力与坡度阻力。

1.1.1 滚动阻力

滚动阻力的定义为：车辆轮胎滚动时，轮胎与路面的接触区域会产生法向、切向的相互作用力，除此之外，轮胎与支撑路还会产生相应变形。而变形特性则取决于轮胎与支撑面的相对刚度。此时由于轮胎的内部损耗，产生弹性迟滞损失，使得轮胎在变形过程中所做的功无法完全恢复。滚动阻力就是这种轮胎的弹性迟滞损失的体现[1]。

实际上，这种弹性迟滞损失具体表现为一种阻碍车轮滚动的阻力矩。通过对车轮进行受力分析可以将该力矩等效转化为滚动阻力 Fx，其关系如式(1)所示：

其中：G为车重，N；f为滚动阻力系数，无量纲。滚动阻力系数与路面的种类以及轮胎的构造、材质、气压等有关，本文以良好的沥青路面为例，f取0.01。

1.1.2 空气阻力

空气阻力是指汽车在直线行驶时所受到的空气作用力在行驶方向上的分力，可细分为压力阻力与摩擦阻力两部分[1]。

在车辆行驶过程中，空气阻力是与气流相对速度的动压成正比例的，其具体表达式如式(2)所示：

其中：Fw为空气阻力，N；Cd为空气阻力系数，无量纲；A为迎风面积，m2；ρ为空气密度，kg/m3；v为车速，m/s。

1.1.3 坡度阻力

坡度阻力即车辆在上坡行驶时，其重力沿坡道方向的分力[1]，如式(3)所示：

其中：iF为坡度阻力，N；G 为车重，N；α为坡度角度，(°)。

在坡度角较小时，该角度的正弦值与其正切值近似相同，即坡高与底边长的比值，而且上坡时垂直于坡道路面的重力分力为G×cosα，故其上坡时的滚动阻力为，由于坡度角较小时，其余弦值约等于1，即与式(1)的数值相同。

综合该车辆的相关参数和特定的评价工况，经过计算可得其行驶阻力F与车速v的关系如图1所示(阻力的大小从Lo到Hi表示由低到高)。

图1 车速-行驶阻力关系Fig.1 Relationship between vehicle speed and driving force

1.2 确定不同车速行驶时的需求功率

根据车辆的行驶方程，其行驶时的需求功率与车速之间的关系如式(4)所示：

其中：P为需求功率，W；F为行驶阻力，N；v为车速，m/s；δ为动力总成的传动效率，无量纲。

1.3 确定不同车速行驶时的发热功率

首先获取该系统的发热量与输出功率之间的关系，如图 2所示(功率的大小从 Lo到 Hi表示由低到高)。

图2 系统发热量-需求功率关系Fig.2 Relationship between heat power and request power

结合不同行驶车速与需求功率之间的线性关系，可以获取到某一车速对应的需求功率数值，再通过图2中某输出功率与发热量的对应关系进行数据转化后即可将行驶车速与发热量之间建立关系，如图3所示(车速及功率的大小从Lo到Hi表示由低到高)。

图3 行驶车速-发热功率关系Fig.3 Relationship between vehicle speed and heat power

通过将行驶车速与发热量之间建立关系，我们就可以预测出在某种严苛工况跑行过程中发热量的具体数值，进而可以计算出合适的冷却回路来满足其需求的散热量。

2 散热器的换热能力

2.1 散热器的换热能力

散热器的传热能力用换热系数 K(kW/m2·℃)来表示。换热系数是指散热器内传热介质的平均温度与室内气温相差为 1℃时 1m2散热面积在单位时间所传出的热量[2]，简化为散热方程如式(5)所示：

其中：Q为散热器换热量，kW；K为换热系数，kW/m2·℃；F为空气侧换热面积，m2；ΔT为冷却介质与空气侧的温度差，℃。

对于某一特定的散热器，由于其空气侧的换热面积已经确定，可以将式(5)中的K与F合并为一个参数，简写为 RKF(kW/℃)，其大小仅与通过散热器的冷却液流量及表面通过风速有关[3]。图4为本车搭载的散热器在流量峰值时的RKF特性曲线。

图4 散热器平均风速-换热系数关系Fig.4 Relationship between wind speed and heat transfer coefficient

所以确定散热器换热效果的关键在于其冷却介质的流量和表面的通过风量，而其表面通过风量又与实车搭载的情况和散热器风扇控制逻辑有关。

2.2 散热器实车搭载后的通过风量

首先通过试验手段确定散热器实车搭载后的通过风量，即采用控制变量法，控制风扇转速及车速二者中之一不变，然后测量不同组合情况下的通过风量值。由于需要模拟车速，故利用环境风洞实施该试验。

试验结果如图5所示，其中横坐标为散热器风扇的占空比(Duty)，纵坐标为散热器平均风速。可以看出当风扇控制其占空比为峰值时，散热器的通过风速最大。

图5 散热器风扇占空比-车速-平均风速关系Fig.5 Relationship of fan duty，vehicle speed and wind speed

结合实车的散热器通风量数值和散热器的换热特性可以确定出在控制风扇不同占空比时和散热器的换热效果，这样就可以为之后的控制逻辑优化提供数据支撑。

2.3 散热器的实际换热能力预测

根据散热器换热系数的描述、不同风扇占空比时的散热器通风量和不同车速时 FC系统的发热量，我们可以预测为使其水温达到许用温度以下时散热器风扇的占空比。图 6为能使水温目标达成的散热器风扇占空比，其中横坐标为车速，纵坐标为散热器风扇的占空比(这里通过控制挡位表示)。

图6 散热器风扇占空比-车速关系Fig.6 Relationship between fan duty and vehicle speed

3 散热器风扇的NVH目标

结合车内乘员对散热器风扇噪音的主观感受和客观测量数据，我们总结得出了在控制不同风扇占空比的情况下乘员舒适性的主观感受评分，如表 1所示。乘员对噪音的主观感受与车速及风扇的转速均有关系，当车速较低时，由于背景噪声很小，导致由散热器风扇传出的噪声会表现得更明显，这时就要求散热器风扇的转速尽可能降低；相应的，当车速较高时，由于背景噪声增大，散热器风扇传出的噪声会表现为减弱，这时散热器风扇转速可以适当提高。

表1 散热器风扇占空比-车速-主观感受评分Tab.1 Fan duty-vehicle speed-subjective evaluation point

另外，表 1中的主观评分从低到高包括 D、C、B、A、S；其含义分别为不合格、合格、没有特殊感觉、良好、很好。根据车辆开发时对NVH的要求，其主观评价分数需要在 C以上(不包括 C)，再结合表 1，可以得出在车速为 0～10km/h之间时，风扇占空比的限制为 Duty≤55%；车速为 10～20km/h之间时，风扇占空比的限制为Duty≤65%；车速在20km/h以上时，风扇占空比无限制。

4 风扇控制逻辑与其NVH目标的平衡

根据风扇 NVH目标的描述和结合散热器风扇的控制逻辑，可以推测出符合 NVH目标的控制逻辑图，如图7阴影部分为二者的差距。

图7 散热器风扇占空比-车速Fig.7 Relationship between fan duty and vehicle speed

为满足 NVH目标，需要填补此差距造成的冷却性能不足。经过整体的考虑分析，判断采用提升冷却液流量的方法。根据散热器换热系数曲线和散热器换热方程(式 5)可以推测出当流量提升至 50%时能够补偿风扇转速降低带来的冷却性能影响。

最终在调整了冷却液流量并植入新的风扇控制逻辑后实施了整车的冷却试验，试验结果 FC系统的实际温度低于许用温度，表明满足开发目标，也验证了本次优化的可行性。

5 结论及展望

本文是基于整车性能预测和整车试验结果来优化散热器风扇控制逻辑的，结论为当冷却液流量在现有基础上提升 50%时可以将风扇转速降低至 NVH合格的目标区域，即在优化该散热器风扇的控制逻辑后，既可以满足 FC系统的冷却需求，其运行噪声又可以满足乘员舒适性的要求，整车的商品优势得到了提升。

整车的冷却性能与很多其他性能都是矛盾关系，保证冷却性能的同时其他性能会受到影响，例如：前格栅的开口面积提升之后对冷却性能有利，但整车的空气阻力系数也会提高，燃油经济性就会相应降低；散热器风扇转速提升之后对冷却性能有利，但随之而来的噪声会降低乘员的舒适性。类似矛盾时刻存在，这就需要我们通过技术手段平衡利弊，找到最优的解决方案，开发出让客户更满意的产品。