球阀型电子节温器控制策略仿真及冷却系统优化

摘要：以某款国产1.5 L汽油机搭载的新型球阀式电子节温器为研究对象，拟合大循环流量比重与球阀开度的函数关系，并对其制定PID控制策略。耦合GT-Cool软件建立发动机冷却系统一维仿真模型，结果表明PID控制策略能够实现冷却液温度的精确控制。将电控硅油离合器风扇与该电子节温器匹配，仿真结果表明，全工况下风扇功耗平均降低66.18%，最大降幅为3.34 kW，实现了对冷却系统的匹配优化。

1 前言

冷却系统不仅起冷却作用，而且其在车辆起动、暖机、行驶及停机的各个阶段都要保证车辆的动力性、经济性及零部件的使用寿命[1]。节温器作为调节冷却液大小循环的关键零件，在冷却系统中的作用十分关键。传统的蜡式节温器具有响应速度慢、开启温度固定等缺点[2]，不能对冷却液温度进行精确控制，易造成过冷、过热或发动机功率消耗过大等问题，新型球阀式电子节温器通过电机控制球阀的开度来对大小循环的流量进行准确调节[3～5]，进而实现温度的精确控制，亦可减少发动机功率的损失。本文主要对球阀式电子节温器的控制策略进行研究，并对目标车型的冷却系统进行优化。

2 电子节温器的工作原理

使用应用于某国产1.5 L直列4缸发动机的球阀式电子节温器，其结构如图1所示。其主要包括电机、传动齿轮、球阀1、球阀2和水泵以及各通路的管道。该电子节温器通路之间依靠两个球阀的开度来实现车辆在冷起动、暖机、行驶及停机不同工况下冷却液循环的控制。球阀1控制冷却液大小循环的流量，球阀2实现暖机过程中与车厢加热器的换热。


图1 电子节温器的结构示意

暖机和冷起动阶段，球阀2处于关闭状态。冷却液回路在辅助水泵的作用下，流经布置在排气歧管附近的冷却水套，吸收排气热量与车厢加热器换热，实现发动机的快速起动；暖机过程结束后球阀2开启；为保证发动机零部件的耐久性以及车辆的动力性和经济性，电机带动球阀1转动来控制冷却液大小循环的流量；传统冷却系统在发动机停机后便停止工作，易使发动机产生热浸现象[6]。该电子节温器在停机后，球阀1和球阀2处于关闭状态。在辅助电动水泵作用下，冷却液从气缸盖处流回机体，带走发动机内的热量以减少停机后的热负荷。

3 电子节温器流量特性

该节温器的核心结构为O形球阀，其作用是控制冷却液大、小循环的流量，具有快开的流量特性。该快开型特性可提高球阀在小开度时的响应速度，同时避免在大开度时的流量波动。球阀1的转角在0°～85°之间调节大、小循环的流量。当转角为0°时，球阀1关闭，冷却液全部流经小循环；当球阀转角为85°时，球阀1全部开启，冷却液全部流经大循环。

研究球阀转动对冷却液大、小循环对应流量的影响，可实现对冷却液温度的精确控制。定义球阀开度为当前工况下球阀转角占球阀全开角（85°）的比例。通过台架试验，分析球阀不同开度和水泵不同转速时，对冷却液大、小循环流量的分配情况。试验选取的水泵转速为2 000 r/min、3 000 r/min和4 000 r/min，球阀开度分别为3%、7%、10%、15%、30%、50%、70%和100%。不同水泵转速和球阀开度下的冷却液大/小循环的流量占总流量的比重如图2所示。


图2 节温器流量特性曲线

由图2可知，对于不同的水泵转速，冷却液大循环流量所占比重几乎相同。取上述数据的平均值，得到大循环流量平均比重与球阀开度的关系曲线，即大循环流量比重是球阀开度的单一函数，与水泵转速无关。利用MATLAB软件中的三次拟合得到球阀开度-冷却液大循环流量比重的关系式：



式中，x为球阀开度；y为大循环冷却液流量比重。

对应的电子节温器小循环流量特性曲线即节温器的流量特性曲线。

4 最佳冷却液温度

以燃油消耗率作为最佳冷却液温度的评定标准。冷却液温度过低，燃料的雾化效果较差，燃油消耗率增加；冷却液温度过高，零件热负荷较大，易造成早燃和爆震等危害。综合考虑发动机的经济性和动力性，冷却液温度应维持在90～105℃。根据发动机台架试验，目标车型在不同工况下分别以90℃、95℃、100℃和105℃作为目标冷却液温度进行研究，图3所示为节气门开度25%和100%下的燃油消耗率情况。


图3 不同负荷率、不同冷却液温度下的燃油消耗率

由图3可知，在低速小负荷工况（转速小于3 000 r/min且节气门开度小于50%）下，较高的冷却液温度对应的燃油消耗率较低，原因是低速小负荷时，缸内温度较低，较高的冷却液可以给气缸加热，促进燃料的充分燃烧；在高速大负荷（转速为6 000 r/min时的所有节气门开度，以及100%节气门开度时的所有转速工况）时，较低的冷却液温度对应较低的燃油消耗，原因是此时发动机以动力输出为主，较低的冷却液温度可维持气缸较高的温度，促进燃料的充分燃烧[7]；在中速中等负荷（转速小于3 000 r/min且节气门开度为50%～70%，以及转速3 000～5 000 r/min且节气门开度小于75%）阶段，为了降低零部件的热负荷并保证喷雾有较好的雾化效果，最低燃油消耗率对应中等的冷却液温度。参照最低燃油消耗率，初步制定3种不同工况下的最佳冷却液温度，如表1所列。

表1 不同工况下的最佳冷却液温度 ℃


5 仿真模型建立与电子节温器控制策略

5.1 建立冷却系统仿真模型

考虑到要在稳态工况下对电子节温器的控制策略及冷却系统优化进行研究，反复进行试验不仅耗时而且成本较高，因此建立目标车型的冷却系统仿真模型，对应发动机参数如表2所列。对发动机冷却系统进行台架试验，选择转速为1 500 r/min、2 000 r/min、3 000 r/min、4 000 r/min、5 000 r/min、6 000 r/min，节气门开度为25%、50%、75%和100%，得到不同工况下冷却系统的散热量，并通过试验分别得到水泵、风扇和散热器的性能曲线。

表2 发动机技术参数


为方便模型的建立，作如下假设：

a.冷却液流通管道设置为光滑，即不考虑流动损失；

b.模型中无电子风扇模块，根据发动机冷却液出口温度，在传统风扇模块的基础上设定风扇转速查询表来代替电子风扇。

基于以上假设，建立冷却系统一维仿真模型。将试验得到的水泵、风扇和散热器性能曲线对应数据输入到模型中对应的模块中。边界条件与试验相同，即环境温度25℃，环境压力0.1 MPa，空气相对湿度70%，外界风速为零。

利用试验获得数据对模型进行验证，对发动机出口冷却液的流量进行标定。为与试验保持一致，仿真计算发动机在外特性节温器全开时不同转速下的发动机冷却液出口流量。表3是不同转速下，试验与模型的冷却液流量数据。二者的误差约在±5%，则建立的模型较为可靠，可代替试验对电子节温器的控制策略和冷却系统的优化进行仿真。

表3 冷却液流量试验值与仿真值对比


5.2 电子节温器控制策略

结合一维仿真模型和最佳冷却液温度的设定，对球阀型电子节温器的控制策略进行研究。为了提高对冷却液温度的精确控制，并提高节温器球阀的响应速度，采用偏差（PID）控制法[8]。图4为目标车型冷却系统PID控制示意。


图4 PID控制示意

对于PID控制系统，调节能力主要取决于3个比例系数，常见的参数整定有理论和试验两种方法[9～10]。理论法是对受控对象建立准确的数学模型，通过计算输出量与输入量之间的传递函数获得对应的系数。考虑电机的复杂性，以试验法作为常用方法来确定相应的比例系数。试验法建立在经验基础上，根据实际控制系统提出的现实要求，进行少量预整定试验，得到若干有效基准参数后，按照经验公式计算出比例系数。

考虑到上述建立的模型只针对冷却系统在节温器全开时的仿真，要研究电子节温器的控制策略对冷却系统的影响，需在上述模型基础上进行改进。利用GTCool中的球阀模块来等效电子节温器对大小循环冷却液流量的控制。在大、小循环中各引入一个球阀，并在两个球阀之间添加约束关系，即流经两球阀冷却液流量之和为100%。将上述拟合得到的节温器大、小循环流量特性曲线转化为对应的数据（见表4），输入到球阀模块1、2中。

表4 球阀1、2模块中的输入值


基于所建模型，根据表1数据，将不同工况下得到的最佳冷却液温度作为冷却系统在该工况下的目标温度，结合电子节温器的控制策略，对发动机出口冷却液温度和球阀开度进行仿真计算。图5为节气门开度为50%，发动机转速为 1 500 r/min、3 000 r/min、4 000 r/min和6 000 r/min时球阀转角、目标冷却液温度和实际冷却液温度的仿真结果。可知，实际冷却液温度逐渐趋向目标值，说明对电子节温器实施PID控制较为合理。

经过仿真计算，发动机出口冷却液温度最终都能通过电子节温器球阀转角的调节达到目标温度，即该节温器的控制策略对冷却系统具有较好的调节能力。不同工况下球阀转角的仿真结果如图6所示。


图5 50%节气门开度下发动机各转速仿真结果


图6 球阀转角仿真结果

由图6可知，在低速低负荷工况下，节温器的球阀开度很小，而风扇的转速很高。其原因是即使某些工况下需要较高的目标冷却液温度，但原目标车型选用两级调节的电子风扇会根据温度传感器传递的信号自动选择对应转速，其不仅会降低电子节温器的控制作用，同样冷却系统的功耗也会大幅增加，故需要对该模型的冷却系统进行优化处理。

6 冷却系统的优化

选用电控硅油离合器式风扇来代替原车型风扇。硅油离合器风扇可实现转速的无级调节。该风扇是通过ECU发出的PWM信号来控制硅油离合器中电磁阀的开闭，进而实现对风扇转速的控制[11～12]。与传统的机械传动式风扇相比，发动机的功耗可降低4.2%。

该风扇的控制策略同样将发动机出口冷却液温度和目标温度的偏差作为输入量，通过风扇控制器的实时调节和多次迭代，最终使实际冷却液温度趋近目标温度。故该电子风扇同样采用PID控制策略，方法与上述节温器相同。在不同的工况下进行仿真计算，比较冷却系统优化前后的节温器球阀转角和风扇的功耗，结果如图7所示。


图7 优化前后球阀转角和风扇功耗对比

优化后的冷却系统在低速小负荷工况下，电子节温器球阀的转角显著增加，同时风扇的功耗大幅降低。与两级调节风扇相比，电控硅油离合器风扇可通过减小风扇转速，增加球阀转角来达到与原机相同的散热量，在保证目标温度的同时降低风扇的功耗。而在高速大负荷工况下，由于散热量增加，根据冷却液温度传感器传来的信号，电控硅油离合器风扇的转速与两级调节电子风扇相比有所提高，但此时为了保证发动机的动力性，减少气缸热量的散失，根据实际冷却液温度和目标温度的差值，节温器的球阀转角与优化前相比有所减小，即减少流经大循环的冷却液，故风扇功耗较优化前提升。
电子风扇和电子节温器的优化匹配，使得冷却系统在满足目标车型冷却条件下，在绝大部分工况下的系统功耗大幅降低。与原机相比，全工况下风扇的平均功耗由2.41 kW降低至0.82 kW，平均降低66.18%，最大降幅为3.34 kW。故电控冷却系统的优化匹配可兼顾发动机的动力性与经济性的特点。

7 结束语

本文对某新型球阀电子节温器的工作原理和流量特性进行了研究，并基于某国产1.5 L发动机冷却系统建立仿真模型，分析该节温器的控制策略以及在原车型冷却系统上进行优化匹配，得到以下结论：

a.该电子节温器的大循环流量比重是球阀开度的单一函数，与冷却液总流量无关；

b.电子节温器PID控制策略可通过调节节温器球阀的转角，来实现设定的最佳冷却液温度。但限于电子风扇选型的影响，在低速低负荷下，出现风扇转速高而节温器球阀转角小的现象，故需要对该冷却系统进行优化；

c.选择电控硅油离合器式风扇来取代原机风扇，通过与电子节温器的匹配工作，在满足冷却条件的同时，风扇功耗最大降幅3.34 kW，全工况下平均功耗降低了66.18%，即实现对原车型冷却系统的优化。