某輕型客車采暖系統邊界條件的研究

呂永樓，張炳力，曹皇親，鐘 凌

Lü Yonglou1，Zhang Bingli1，Cao Huangqin2，Zhong Ling2

（1.合肥工業大學機械與汽車工程學院，安徽 合肥 230009；2.安徽江淮汽車技術中心，安徽 合肥 230601）

0 前 言

汽車采暖系統[1]是汽車冬季運行時供車內采暖的設備總稱，通過將車外新鮮空氣或者液體介質送入熱交換器，吸收其中某種熱源的熱量，從而提高空氣或者液體介質的溫度，并將熱空氣或被加熱的液體送入車內，直接或間接地供車內人員取暖、車窗玻璃除霜，從而達到舒適性的要求。冬季里，為了提高車輛采暖性能，很多車輛不得不通過添加輔助裝置來增強采暖性能，這些裝置雖能提高車輛采暖效果，但增加了能源消耗，增加成本的同時也加劇了對環境的污染[2]。在發動機工作過程中，有 15%～30%[3]的能量被冷卻液帶走，如果車輛采暖系統結構合理[4]，能夠充分利用這部分能量，可以很好地提高車輛采暖性能。

針對某輕型客車在寒冷環境中采暖性能不達標的問題，根據該款樣車寒帶試驗數據和采暖系統結構特點，從能量方面對其滿足采暖性能的邊界條件進行了理論分析。針對分析結果，對該輕型客車采暖系統進行了優化，最后通過環境艙采暖試驗，驗證了優化方案是可行的。

1 樣車采暖系統分析

1.1 車輛采暖性能國標要求

按照國標GB/T 12782—2007[5]要求，在環境溫度（-25±3）℃下試驗進行至40 min時，汽車采暖性能應達到以下要求：1）駕駛員、副駕駛員足部溫度不低于15℃；2）乘員足部溫度不小于12℃；3）駕駛員、副駕駛員頭部溫度比足部溫度低2～5℃。按照此標準要求，該款樣車在開啟外循環、吹腳—除霜模式下冷啟動至穩定工況40 min后，駕駛員頭部和足部溫度要分別達到12℃和15℃，乘員頭部和足部溫度要分別達到10℃和12℃。

1.2 車輛寒帶采暖試驗數據采集

該輕型客車冷卻系統結構[6]如圖1所示，主要由發動機，節溫器，水泵，散熱器，前、后暖風換熱器和機油濾清器等組成，前、后暖風換熱器串聯在同一管路中，從發動機流出的冷卻液先流進前暖風換熱器，流出后經過機油濾清器再流進后暖風換熱器。

按照國標GB/T 12782—2007要求，該輕型客車在采暖標定工況（發動機轉速2 250 r/min、變速器為直接擋、車速60 km/h）并且試驗時車內乘坐3人條件下，發動機冷啟動至標定工況穩定后，測得40 min時流經暖風換熱器冷卻液流量為7.24 L/min，車內各測溫點溫度如圖2雷達圖所示。

通過圖 2可以看出，在寒冷環境中，該輕型客車車廂內各測溫點溫度普遍偏低，車廂內駕駛員足部位置溫度最高，為7.3℃，第4排左邊乘客足部位置溫度最低，為-4.8℃，車內平均溫度為0.7℃，低于采暖標準要求，采暖性能不達標。

1.3 車輛采暖供給熱量分析

提取部分試驗數據進行供給熱量理論計算，部分試驗數據和計算結果如表1所示。

前、后暖風換熱器空氣側換熱量計算：

其中，Q為換熱量，kW；Cp為空氣比熱容，kJ/（kg·℃）；M為經過暖風換熱器的空氣流量，kg/s；tin、tout分別為流進、流出暖風換熱器的空氣溫度，℃。采暖試驗開啟外循環、吹腳—除霜模式，前暖風換熱器空氣側進氣溫度為環境溫度，后暖風換熱器布置在車內第4排座椅下面，鼓風機把車廂內空氣送入換熱器，進氣溫度近似為車廂內平均溫度。按照式（1）計算得前、后暖風換熱器換熱總量為10.1 kW。車輛采暖、除霜需求的熱量通過暖風芯體空氣側的換熱量提供，所以該輕型客車采暖系統向車廂內提供的總熱量為10.1 kW。

1.4 車輛采暖需求熱量分析

車輛采暖需求熱量[7]包括維持車身結構散熱量Qh、冷空氣滲透耗熱量Qe和除霜耗熱量Qs3部分，其中維持車身結構散熱量Qh包括車身頂部換熱量Qa、玻璃門、窗換熱量Qb、車身側部換熱量Qc和車內地板換熱量Qd，各部分能量計算式如下：

車身頂部換熱量：

其中，Ka為車身頂部傳熱系數，W/（m2·k）；Aa為車身頂部傳熱面積，m2；ΔT為車內外空氣溫差，℃。其中車身頂部傳熱系數Ka為

其中，a1為車內空氣對頂部的傳熱系數，車內空氣流速較低，一般小于3 m/s，可取為常數29 W/（m2·k）；a0為車外空氣對頂部的傳熱系數，W（/m2·k）；為車頂圍護材料隔熱層導熱熱阻。

玻璃門、窗換熱量：

其中，Kb為玻璃門、窗傳熱系數，一般取為6.4 W /（m2·k）；Ab為玻璃門、窗總的傳熱面積，m2。

車身側部換熱量：

其中，Kc為車身側部傳熱系數，W/（m2·k）；Ac為車身側部總的傳熱面積，m2。

車內地板換熱量：

其中，Kd為車內地板傳熱系數，W /（m2·k）；Ad為車內地板總的傳熱面積，m2。

冷空氣滲透耗熱量：

其中，Qe為冷空氣滲透耗熱量，kW；M為漏風量，kg/h；CP為空氣比熱容，kJ/（kg·℃）；t2、t1分別為車內外的溫度，℃。其中通過縫隙進入車內的通風量M為

其中，a′為與縫隙有關的系數，車門處取2，玻璃門處取 0.65，車廂其他縫隙處取 2；m1為通過每米縫隙長的空氣滲漏量，kg/(m·h)，此值與風速有關：當風速大于2.56 m/s時，取m1=15～30 kg/(m·h)；當風速小于 2.56 m/s時，取m1=3～15 kg/(m·h)；L為縫隙長度，m；對于空調汽車車廂而言，一般取縫隙長度為門窗縫隙長度的 10%～12%[8]。

車輛采暖時，有一部分熱量用于擋風玻璃除霜，按照除霜熱量理論計算出用于擋風玻璃除霜的耗熱量為

其中，Gf為用于擋風玻璃除霜的風量，m3/h；ρa為空氣密度，kg/m3；ΔT為車內外空氣溫差，℃。

結合該輕型客車車身結構特點和采暖試驗工況，計算出該輕型客車滿足采暖性能時各部分需求熱量，如表2所示。

表2 該輕型客車采暖除霜各部分需求熱量（kW）

由表 2可知，為滿足該輕型客車采暖需求，采暖系統至少需要向車內提供15.2 kW的能量。

2 采暖系統邊界條件分析

2.1 邊界條件計算理論

水暖式采暖系統在車輛采暖過程中，通過暖風換熱器把從發動機流出的一部分高溫冷卻液的熱量傳遞給冷空氣，并通過鼓風機將加熱的空氣送到車廂內進行采暖，用以提高車廂內的溫度。在求解車輛采暖系統采暖邊界條件時，可通過聯解暖風換熱器傳熱方程和熱平衡方程來求得相應的邊界流量和溫度值。

暖風換熱器的傳熱方程為

其中，hw為水側的傳熱系數，W/（m2·k）；ha為空氣側的傳熱系數，W/（m2·k）；Fw為水側的傳熱面積，m2；Fa為空氣側傳熱面積，m2；Δtm為換熱器進出口的對數平均溫差，℃，其表達式為

其中，tw、ta分別表示水側和空氣側的溫度；下標1和2分別表示進口和出口。

暖風換熱器的熱平衡方程式為

其中：qmw為冷卻液質量流量，kg/s；qma為空氣質量流量，kg/s；Cpa為空氣比熱容，kJ/（kg·℃）；Cpw為冷卻液比熱容，kJ/（kg·℃）。

2.2 確定邊界條件計算參數值

在暖風換熱器正常工作過程中，冷卻液經過暖風換熱器后溫差變化范圍為 5～16℃，從該輕型客車多組寒帶采暖試驗數據顯示：前暖風換熱器進出水口冷卻液溫差接近12℃，后暖風換熱器進出水口冷卻液溫差接近 6℃。為簡化計算，取前、后暖風換熱器進出水口冷卻液溫差分別為12℃和6℃。

該輕型客車在整個采暖過程中，前、后暖風換熱器的換熱量之比約為11：9，計算時設前、后暖風換熱器換熱量為總需求熱量的55%和45%，圖 3為該輕型客車在多次寒帶采暖試驗時前、后暖風換熱器換熱量對比。

該輕型客車的其他性能參數如下：hw=29 232 W/（m2·k），ha=26 309 W/（m2·k），前暖風換熱器Fa=0.289 m2，Fw=1.74 m2，qma=0.134 kg/s，ta1=-25℃；后暖風換熱器Fa=0.315 m2，Fw=1.79 m2；qma=0.101 kg/s，ta2=18℃。

2.3 邊界條件計算結果

結合以上參數，聯解方程（2）、（3）、（4）、（5），分別得到流經前、后暖風換熱器的冷卻液的邊界流量qw1、qw2和進水口溫度T1、T2，如表3所示。通過表 3可以看出，該輕型客車采暖系統在不更換任何部件情況下滿足采暖性能的邊界條件為：前暖風冷卻液流量qw1＞11.05 L/min，后暖風冷卻液流量qw2＞9.04 L/min，發動機出水口溫度T＞73.13℃。

表3 邊界條件計算結果

3 采暖系統結構優化

通過邊界條件分析可知，該輕型客車原來的采暖系統中，暖風換熱器因串聯結構，使經過后暖風換熱器冷卻液的溫度偏低，換熱量相應地變小；同時串聯結構使采暖系統管路過長，導致系統冷卻液流量變小。因此，需要對該輕型客車采暖系統進行優化，以滿足采暖性能需求。

針對原采暖系統采暖性能不達標的問題，在不更換發動機、不增加輔助加熱裝置的前提下，將原來采暖系統的暖風換熱器串聯結構改為并聯結構，優化后的采暖系統結構如圖 4所示，對發動機進行相關分析后，在發動機缸蓋上優選了一個取水口，供后暖風換熱器用，使前、后暖風換熱器并聯，這樣既可以提高后暖風換熱器的冷卻液溫度，同時由于系統阻力減小，又增大了 2條采暖管路中冷卻液的流量，使供給熱量增大。

4 整車環境艙采暖試驗

按照優化方案，將該輕型客車采暖系統暖風換熱器改為并聯結構形式，按照采暖標準進行環境艙采暖試驗。各試驗儀器和傳感器布置好后，將整車送入環境艙中冷凍，使車輛與環境艙溫度相同，然后進行采暖試驗，如圖 5所示，環境艙內溫度為-25℃。

環境艙中車輛發動機冷啟動至標定工況穩定后，采集40 min時流經前、后暖風換熱器的冷卻液流量分別為11.7 L/min和10.1 L/min，車內各測溫點溫度如圖6雷達圖所示。

通過圖 6可以看出，車內各測溫點溫度高于標注要求，車內測溫點最高溫度為 22.9℃，測溫點最低溫度為12.2℃，滿足了車輛采暖性能要求。

為了進一步驗證優化后的采暖效果，提取部分試驗數據按公式（1）進行理論計算，部分試驗數據和理論分析結果如表4所示。

表4 優化后的采暖系統在環境艙中部分試驗數據

通過表 4可以看出：優化后的采暖系統在采暖標定工況40 min時，前、后暖風換熱器換熱總量為 15.3 kW，即向車廂內提供的總熱量為 15.3 kW。同時，流經前、后暖風換熱器的冷卻液流量比優化前分別提高了4.46 L/min與2.86 L/min，滿足該輕型客車采暖需求時采暖系統的邊界條件值，并驗證了優化后的采暖系統能夠滿足該輕型客車在寒冷環境中的采暖需求。

5 結 論

針對某輕型客車在寒冷環境中采暖性能不達標的問題，詳細分析了該款樣車在寒帶采暖時系統的供給熱量、滿足采暖性能的需求熱量及邊界條件值，總結了在寒冷環境中采暖性能不達標的原因，并提出了采暖系統結構優化的方案。通過環境艙試驗驗證了優化后的該輕型客車采暖系統結構更加合理，能夠滿足整車采暖國標要求，車內溫度提升明顯，同時說明了這種采暖系統邊界條件計算方法的可行性。

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