基于AMESim的轻型客车采暖系统的改进

摘 要：针对某轻型客车采暖性能不达标的问题，对其暖风加热器的换热量进行了理论计算。提出了采用辅助燃油加热器、将串联的前后暖风加热器改为并联结构的改进方案。利用计算机仿真软件amesim以及环境舱试验对改进后的采暖系统进行验证，结果表明改进后的采暖系统能够满足该车采暖的国标要求。

关键词：采暖系统；辅助燃油加热器；换热量；AMESim仿真

中图分类号：U462.2+2文献标文献标识码：A文献标DOI：10.3969/j.issn.2095-1469.2013.05.08

随着我国客车工业的快速发展和人民生活水平的提高，在寒冷地区轻型客车采暖性能不达标的问题受到越来越多的重视，也是客车设计中急需解决的问题之一。国内大部分轻型客车利用冷却液吸收的发动机余热进行车厢采暖，经济性好，结构简单。但在寒冷地区发动机冷却液吸热量不足，不能满足车厢采暖需求，导致发动机冷却液温度降低，增大了发动机的磨损，降低了发动机的热效率[1-5]。目前，针对轻型客车采暖系统热量需求与供给的理论计算以及采暖系统计算机仿真的研究较少，采暖系统大多根据经验进行设计，存在一定的不足。

本文针对某轻型客车采暖性能不达标的问题，对采暖系统的换热量进行了理论计算，提出了采暖系统的改进方案，利用仿真软件AMESim以及环境舱试验对改进后的采暖系统进行了验证，既充分利用了发动机冷却液的余热，也保证了发动机冷却液处于合适的温度。

1 换热量理论计算

1.1 寒带采暖试验

针对该轻型客车采暖性能不达标的问题，按照车辆采暖试验国标GBT 12782―2007[6]，进行了寒带采暖试验，试验数据见表1。

从表1可以看出该轻型客车车厢内的平均温度为6.2 ℃，远低于国家标准的规定，影响乘客乘坐舒适性。

1.2 暖风加热器供给热量计算

根据试验结果，对该轻型客车前、后暖风加热器供给的热量按式（1）进行计算[7-8]，计算得出前暖风加热器的换热量Qf =6.07 kW，后暖风加热器的换热量Qr =3.1 kW，暖风加热器总的换热量Qz=Qf+Qr=9.17 kW。

。

式中，Q为暖风加热器的换热量，kW；Cp为冷却液等压比热容，kJ/（kg・℃）；M为暖风加热器中冷却液的质量流量，kg/s；Tin为暖风加热器进水口冷却液温度，℃；Tout为暖风加热器出水口冷却液温度，℃；η为暖风加热器的换交换效率。

1.3 冬季车厢采暖需求热量计算

通常情况下冬季客车车厢采暖需求热量主要由以下几部分组成[8]。

。

式中，Qn为车厢采暖需求热量，kW；Qa为车身顶部散热量，kW；Qb为玻璃门、窗散热量，kW；Qc为车身侧围散热量，kW；Qd为车内地板散热量，kW；Qe为新风负荷吸热量，kW；Qf为车内乘员人体散热量，kW；Qg为前挡风玻璃除霜耗热量，kW。

按照该轻型客车的实际参数计算出各部分散热量，结果见表2。

经计算可知，该轻型客车车厢采暖所需热量Qn=12.1 kW。暖风加热器实际提供的热量9.17 kW小于车厢采暖需求热量，不能满足车厢采暖需求。通过理论计算可以得出要满足该轻型客车采暖性能要求，暖风加热器所需提供的最小热量为12.1 kW，为采暖系统的设计提供了边界约束条件。

2 采暖系统的分析与改进

2.1 采暖系统的分析

该轻型客车采暖系统的结构如图1所示。冷却液经发动机水泵加压后，从发动机进水口进入缸体水套，缸盖水套吸热后从发动机出水口流出，进入节温器进行分流，一部分进入小循环管路，如果温度达到节温器开启温度88 ℃，冷却液流入大循环；另一部分经暖风管路进入串联的前、后暖风加热器，最后与小循环或者大循环管路冷却液汇合进入水泵，完成冷却液的循环。图中A点处为蝶形四通阀，可以关闭或打开前暖风水路，后暖风由于需要对机滤器进行冷却，因而一直处于打开状态。

该轻型客车车厢采暖主要利用冷却液吸收的发动机余热，然后通过前、后暖风加热器将冷却液的热量传递给车厢内的空气进行采暖，暖风加热器的换热量成为影响车厢采暖的关键因素，而暖风加热器的换热量主要受冷却液温度与流量的影响[9]，因而从这两方面对该轻型客车采暖系统进行分析。

（1）冷却液温度。从寒带试验数据可以看出，该轻型客车发动机出水口的温度为63.5 ℃，温度较低，不仅降低了暖风加热器的换热量，而且较低的冷却液温度不利于发动机缸内燃料的燃烧，降低了发动机的热效率。

（2）冷却液流量。该轻型客车采暖系统前、后暖风加热器采用串联结构流阻大，导致流经前后暖风加热器的冷却液流量较小，其值为7.14 L/min。

2.2 采暖系统的改进

针对上述分析，提出以下改进方案。

（1）采用辅助燃油加热器。发动机出水口冷却液温度低，冷却液吸热量不足，不能满足车厢采暖需求。经匹配计算，在该轻型客车采暖系统中串联功率为5 kW的辅助液体燃油加热器，提高冷却液的温度，增加暖风加热器的换热量，提高发动机热效率。

（2）前、后暖风加热器串联结构改为并联结构。将前、后暖风加热器改为并联结构降低暖风管路的流阻，提高发动机水泵的工作点，增加暖风管路冷却液的流量。

3 采暖系统仿真

AMESim软件为发动机采暖系统及冷却系统的计算机仿真提供了很好的软件平台，可以在早期的概念设计阶段分析、评估各种不同的设计方案，减少生产原型的数量及测试次数，缩短研发周期，节约成本，具有较高的精确性。AMESim中与发动机冷却系统、采暖系统相关的模型库主要有冷却系统模型库、信号库、热气模型库、热流模型库、热流阻模型库等。

3.1 原车采暖系统模型建立及模型有效性分析

根据原车采暖系统的结构建立AMESim仿真模型如图2所示。

该模型中的工况模块（Mission Profile）用来设置车辆的行驶工况[10]，车辆参数模块（Vehicle Data）用来设置车辆的基本参数，阻尼模块用来设置管路阻尼，节温器（Thermostat）控制大循环的关闭与开启。模型部分参数设置见表3。

设置相关参数，对模型进行仿真分析并与寒带采暖试验数据进行对比，验证模型的有效性。仿真结果如图3所示。

从仿真结果可以看出，前、后暖风加热器进水口冷却液温度分别为63 ℃、52 ℃，冷却液流量为7.14 L/min与试验数据相吻合，该仿真模型准确有效，能够很好地反映该轻型客车采暖系统的性能。

3.2 改进后采暖系统模型建立

在上述模型的基础上按照改进方案增加辅助燃油加热器，串联的前、后暖风加热器改为并联结构，建立改进之后采暖系统的模型，如图4所示。

设置相关参数，进行仿真分析。前暖风加热器的仿真结果如图5所示，其中图5（a）为前暖风加热器进水口冷却液温度随时间变化的曲线，仿真结束时冷却液温度稳定在83 ℃，比原来提高了20 ℃，提升效果明显；图5（b）为冷却液流量，采暖试验是在稳定工况下进行的，冷却液的流量为10. 2 L/min，

相对原来的7.14 L/min有了较大提升；图5（c）为前暖风加热器的换热量，该热量为暖风加热器向车厢内散发的热量，采用负值表示，其值为-7.4 kW。

图6为后暖风加热器仿真结果，其中图6（a）为后暖风加热器进水口冷却液温度随时间变化的曲线，后暖风加热器冷却液经过机滤器吸收一部分热量，温度要高于前暖风加热器进水口，仿真结束温度稳定在85 ℃；图6（b）为后暖风加热器冷却液的流量随时间变化的曲线，后暖管路经过机滤器阻尼增大，冷却液流量小于前暖风加热器的流量，其值为9.4 L/min；图6（c）为后暖风加热器换热量，其值为-5.6 kW，得到大幅度的提升。

通过对改进后的采暖系统进行建模仿真分析，可以看出，前、后暖风加热器进口冷却液温度与流量均得到改善。前、后暖风加热器换热量总和为13 kW大于该轻型客车车厢采暖需求热量12.1 kW，因而改进后的采暖系统可以满足该轻型客车采暖性能要求。

4 环境舱试验

按照改进方案对原车采暖系统进行整改，整改后进行如图7所示的环境舱试验，试验结果见表4。

环境舱试验结果表明，改进后的采暖系统可以满足该轻型客车采暖国标要求，改进方案切实有效。

5 结论

本文针对某轻型客车采暖性能不达标的问题进行了分析，提出了采用辅助燃油加热器，将串联的前、后暖风加热器改为并联结构的改进方案，利用计算机仿真软件AMESim以及环境舱试验进行了验证。结果表明：改进后的采暖系统可以满足该轻型客车采暖的国标要求，为轻型客车采暖系统的设计与优化进行了有益的探讨。

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