基于整車能量流分析的WLTC循環(huán)油耗優(yōu)化

楊如枝，梁源飛，滿興家，周正群，李露露

（上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007）

我國作為能源消耗大國，對石油、天然氣等化石燃料需求極大，能源消耗伴隨著環(huán)境污染，因此，面臨巨大的能源與環(huán)境污染的雙重壓力。同時，作為汽車保有量大國，雖然新能源汽車的比例在不斷增加，但傳統(tǒng)燃油車仍占主導，汽車的節(jié)能減排就顯得尤為重要。此外，碳中和和碳達峰目標年限的明確提出也使汽車節(jié)能減排的進程加快。

整車能量流分析與管理是在道路循環(huán)工況下確定燃料燃燒能量在整車系統(tǒng)中的流動分布，針對能耗損失高的區(qū)域，提出優(yōu)化方案，降低整車的能耗損失，提高能量的利用率，進而提升整車的經(jīng)濟性，達到節(jié)能減排的目的。整車能量流分析有助于改善汽車能量管理策略，更好的將整車目標進行分解，實現(xiàn)整車綜合性能目標。

整車能量流分布在不同的道路工況下表現(xiàn)不同，針對新歐洲駕駛循環(huán)（New Europen Driving Cycle, NEDC）的整車能量流分析進行了大量的研究，包括冷機與熱機狀態(tài)的能量流在占比、整車能量流冷啟動變化規(guī)律、冷卻液與排氣能量的分析、發(fā)動機缸內(nèi)熱功轉(zhuǎn)換等。相較NEDC循環(huán)，世界輕型車測試循環(huán)（World Light Vehicle Test Cycle, WLTC）的平均車速更高且瞬態(tài)加速更激烈、覆蓋發(fā)動機工況更廣，對整車系統(tǒng)設計及標定策略的要求更高。因此，本文基于WLTC循環(huán)，進行整車能量流測試分析，確定能量流分布，針對能耗較大的系統(tǒng)進行仿真分析，得到優(yōu)化方案并應用到實車，進而改善整車經(jīng)濟性。

1 能量流測試

根據(jù)GB/T 19752—2005的規(guī)定，樣車在轉(zhuǎn)鼓環(huán)境倉進行整車能量流測試，整備質(zhì)量為1 355 kg，滿載質(zhì)量為1 735 kg。為更全面地評價整車能量流分布，采用相關測試設備獲取相關數(shù)據(jù)，主要測試設備如表1所示。

為分析評估整車能量利用與損耗，在測試過程中全面監(jiān)測整車運行狀態(tài)，在整車的氣體流動、冷卻水流動和潤滑油流動路徑等關鍵位置布置了溫度、壓力、流量計等傳感器，用于測量不同位置的流體溫度、壓力和流量，如圖1和圖2所示。

表1 測試設備

圖1 氣路傳感器分布圖

圖2 冷卻水路和潤滑油路傳感器分布圖

整車能量流測試結(jié)果如圖3所示，包括了能量的利用和損耗，能量的利用比例稍微偏低，損耗偏高，主要是未燃化學能損失、換熱損失、排氣能量損失、泵氣損失。本文主要從熱管理方面，針對未燃化學能損失、換熱損失和排氣能量損失對整車WLTC循環(huán)工況油耗進行優(yōu)化。

圖3 整車能量流分布圖

2 整車能量流仿真模型的搭建與校核

2.1 模型搭建

應用GT-Suite整車性能仿真平臺，基于整車各個子系統(tǒng)零部件，再結(jié)合整車各系統(tǒng)部件的實際結(jié)構及性能特征，分層分級搭建整車模型。整車模型的主要子系統(tǒng)模塊如圖4所示，主要包括發(fā)動機模塊⑦、傳動模塊③、整車模塊④、電子控制單元（Electronic Control Unit, ECU）模塊②、駕駛員模塊①、缸體換熱模塊⑤、發(fā)動機潤滑系統(tǒng)⑥、發(fā)動機冷卻系統(tǒng)⑧、前端冷卻模塊⑨以及傳動系統(tǒng)冷卻模塊⑩。

圖4 整車模型物理架構

2.2 整車能量流模型的校核

整車能量流模型的校核主要包括發(fā)動機性能模型校核、整車傳動系統(tǒng)狀態(tài)校核、發(fā)動機進排氣系統(tǒng)校核和發(fā)動機冷卻/潤滑系統(tǒng)狀態(tài)校核。

發(fā)動機性能模型校核包括使發(fā)動機外特性和部分負荷性能參數(shù)計算值與試驗值吻合。外特性主要以平均有效壓力（Brake Mean Effective Pressure, BMEP）相對誤差≤2%作為校核要求，部分負荷則以燃油消耗率達到測試值附近為準，如圖5、圖6所示。整車傳動系統(tǒng)狀態(tài)校核則是將已校核的發(fā)動機模型集成到整車模型中，給定相關水溫和油溫的測試邊界，將車速校核至±2 km/h的誤差范圍內(nèi)，進而將加速踏板校核準確，如圖7所示。發(fā)動機進排氣系統(tǒng)氣路校核主要包括壓氣機前后的溫度/壓力、中冷前后的溫度/壓力、節(jié)氣門前后溫度/壓力和渦輪前后溫度/壓力，如圖8所示。冷卻/潤滑系統(tǒng)校核主要包括各支路的溫度、壓力及流量的校核，如圖9所示。模型完成校核 后，則可作為整車能量流的基準模型，進行后續(xù)優(yōu)化分析。

圖5 發(fā)動機外特性BMEP校核

圖6 發(fā)動機部分負荷油耗校核

圖7 加速踏板開度校核

圖8 進排氣系統(tǒng)校核

圖9 冷卻/潤滑系統(tǒng)校核

3 整車油耗優(yōu)化仿真分析

3.1 未燃化學能優(yōu)化

未燃化學能偏高是因為在WLTC循環(huán)下的Lambda控制空間大，且恢復供油的Lambda為0.82～0.88，如圖10所示，過量空氣系數(shù)較濃。因此，可從恢復供油的過量空氣系數(shù)及斷油轉(zhuǎn)速 兩方面進行優(yōu)化分析：（1）降低恢復供油時的加濃程度，將Lambda由0.88提高至1；（2）調(diào)整整車恢復供油的轉(zhuǎn)速至1 100 r/min，如表2所示。降低恢復供油的加濃程度后，WLTC循環(huán)的累積油耗由原機的1 217.31 g下降至1 210.64 g，改善了0.55%。調(diào)整恢復供油轉(zhuǎn)速為1 100 r/min后，累積油耗則降為1 200.59 g，相較原機下降了1.37%。

圖10 WLTC循環(huán)過量空氣系數(shù)

表2 調(diào)整恢復供油轉(zhuǎn)速 單位：r/min

3.2 換熱損失優(yōu)化

換熱損失優(yōu)化主要從發(fā)動機冷卻水溫溫升歷程、暖風換熱損失和無級變速器（Continuously Variable Transmission, CVT）油溫溫升歷程進行優(yōu)化，減小換熱損失，降低整車WLTC循環(huán)油耗。

3.2.1 冷卻水溫溫升歷程及暖風換熱優(yōu)化

圖11為發(fā)動機冷卻水溫升歷程與散熱器進水流量，由圖可知目前的水溫平臺為78.8 ℃，處于較低的水平且冷卻水溫度從23 ℃上升至80 ℃的時間為519 s，冷卻水溫在前期的溫升斜率較低。由圖12暖風進出口溫度及流量曲線可知，暖風流量與發(fā)動機轉(zhuǎn)速耦合，暖風系統(tǒng)常通，會增加暖機過程需加熱的水容積，延緩暖機過程。此外，增壓器出水回路不合理，出水直接進入膨脹水壺，如圖13原循環(huán)回路所示，導致膨脹水壺出水流量大，水壺中的水參與循環(huán)過程而導致暖機時間增加。

圖11 冷卻液溫度及散熱器流量

圖12 暖風進出水溫度及流量

圖13 循環(huán)回路更改圖

為減少換熱損失，優(yōu)化分析方案包括：（1）提高發(fā)動機平衡水溫平臺，更改發(fā)動機節(jié)溫器，開啟溫度提高至84 ℃；（2）在暖通回路添加節(jié)溫器，在無采暖需求時切斷暖通流量；（3）更改增壓器回路與膨脹水壺管路布置，從發(fā)動機出水取水，接回小循環(huán)；（4）油冷器回路增加節(jié)溫器，開啟溫度為79 ℃。循環(huán)回路更改如圖14所示。

由圖14可知，冷卻水溫平臺提高至84 ℃，減少了傳熱損失，水溫前期溫升斜率提高，溫度上升加快，改善了發(fā)動機水溫歷程時間，使達到平衡水溫的時間減少了135 s。最終傳熱損失的減少使WLTC累積油耗由1 217.31 g降低至1 212.27 g，下降了0.42%。此外，由于所用的一維分析模型無法反映水溫對發(fā)動機燃燒和摩擦改善所帶來的效果，實際油耗改善率會更大，在進行實測時會反映出來。

圖14 發(fā)動機出水溫度

3.2.2 CVT油溫溫升歷程優(yōu)化

圖15變速器溫升歷程顯示，采用無級變速器油（Continuously Variable Transmission Fluids，CVTF）換熱器實現(xiàn)變速器油和冷卻液換熱，使變速器油溫升高。在WLTC循環(huán)中，變速器的油溫在循環(huán)結(jié)束時上升至74 ℃，變速器在循環(huán)過程中基本處于最佳工作溫度以下。針對CVT油溫溫升歷程，基于當前管路循環(huán)（圖13原循環(huán)）管徑， 修改取水和回水口，即將與CVT油換熱的水路循環(huán)從發(fā)動機出水口取水，回水接回小循環(huán)水路，如圖16所示，并將節(jié)溫器開啟溫度調(diào)整為79 ℃。

圖15 變速器溫升歷程

圖16 熱管理系統(tǒng)架構優(yōu)化示意圖

如圖17所示，優(yōu)化后的發(fā)動機出水溫升歷程變化很小。此外，變速器油溫在800 s前后開啟快速升溫，迅速達到節(jié)溫器開啟溫度79 ℃。油溫升高使變速器效率有所提升，使WLTC循環(huán)累積油耗由1 217.31 g降低至1 214.90 g，有0.2%的改善。

圖17 發(fā)動機出水溫度和變速器油溫

3.3 排氣能量損失優(yōu)化

圖18為催化器中心溫度和渦前溫度，催化器中心溫度上升至300 ℃是起燃完成的標志，由圖可知，發(fā)動機完成起燃過程需要76 s的時間。起燃完成后，催化器中心溫度繼續(xù)升高，是因為點火推遲，CA50（累計放熱量為50%時所對應的曲軸轉(zhuǎn)角）位置推遲，導致溫度升高。排氣溫度升高會導致排氣能量損失增加。因此，將起燃過程的CA50提前10°CA，以降低排氣溫度。CA50的提前使起燃過程的渦前溫度下降，如圖19所示。CA50提前使熱功轉(zhuǎn)換效率提高，降低了起燃過程中的排氣損失，使起燃過程的油耗降低，如圖19所示，WLTC循環(huán)的累積油耗從1 217.31 g降低至1 211.99 g，下降了0.44%。

圖18 催化器中心溫度和渦前溫度

圖19 累積油耗曲線對比

4 優(yōu)化方案試驗驗證

綜合仿真優(yōu)化方案得到WLTC循環(huán)降油耗總改善率為2.98%。為了驗證仿真優(yōu)化方案實車測試效果，保持整車滑行阻力輸入與前序測試一致，在環(huán)境艙轉(zhuǎn)鼓開展WLTC工況油耗測試。

優(yōu)化方案實測WLTC循環(huán)工況油耗取5次測試平均值為6.55 L/100 km，相比原樣車6.8 L/ 100 km，降低了3.68%。如圖20 WLTC循環(huán)工況的發(fā)動機出水溫度結(jié)果所示，原車發(fā)動機出水溫度達到平衡的時間為520 s，優(yōu)化后的達到平衡溫度的時間為447 s，縮短了73 s，改善效果明顯。CVT油溫的溫升歷程則顯示，原車變速器油溫初始溫度為24 ℃，最高溫度為74 ℃；優(yōu)化方案的初始油溫均為23 ℃，最高油溫為86 ℃，循環(huán)終了變速器油溫提升12 ℃。在循環(huán)前600 s，原車與優(yōu)化樣車驗證試驗溫升幾乎一致，600 s到890 s整改后的樣車溫升較明顯加快，主要得益于冷卻液對變速器油的加熱效果。

圖 20 發(fā)動機出水溫度及變速器油溫

5 結(jié)論

通過對樣車WLTC循環(huán)工況的整車能量流測試，獲得能量流分布，對能量損失較大的部分進行仿真優(yōu)化分析，再通過試驗驗證仿真分析結(jié)果，主要結(jié)論如下：

（1）樣車能量流測試的未燃化學能、換熱損失、排氣能量損失偏高；

（2）通過仿真分析優(yōu)化標定、冷卻水路/油路循環(huán)、起燃過程，使WLTC循環(huán)油耗降低2.98%，其中影響較明顯的是減小恢復供油空燃比的濃度和降低恢復供油轉(zhuǎn)速；

（3）綜合優(yōu)化方案試驗的發(fā)動機出水溫度達到平衡溫度的時間縮短了73 s，CVT油溫在循環(huán)終了時從74 ℃提高至86 ℃；

（4）綜合優(yōu)化方案使WLTC循環(huán)百公里油耗從6.8 L降低至6.55 L，降低了3.68%。