CN117236215A - 动态工况下基于量化关系解析的车用柴油机热管理方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种动态工况下基于量化关系解析的车用柴油机热管理方法，基于车用柴油机的动态运行过程中的实际控制与运行参数来预测柴油机的缸内燃烧过程、工质压力与温度变化历程、燃烧室的热负荷与排气温度等，以此来定义动态工况下燃烧室的冷却需求、排气温度从而得到EGR的冷却需求、增压空气的冷却需求、以及机油、燃烧室冷却介质的冷却需求；再基于缸内工质与燃烧室内壁面之间的热流量、燃烧室壁温变化与流入、流出热流量之间、冷却介质温升与流量之间等的量化关系，基于各子冷却系统的冷却需求，实现来精准地对包括燃烧室以及传统的子冷却系统在内的广义热管理系统的热负荷以及冷却介质流量进行的精准智能化管理。

Description

动态工况下基于量化关系解析的车用柴油机热管理方法

技术领域

本发明涉及柴油机技术领域，特别涉及动态工况下基于量化关系解析的车用柴油机热管理方法。

背景技术

柴油机各子系统，包括缸内燃烧与热功转换系统与冷却、润滑系统间的匹配、优化，都是在柴油机试验台架上，当柴油机处于热机工况、稳态运行时，各控制与运行参数的匹配最佳状态下取得的。当由于某种因素导致柴油机的缸内燃烧与热功转换过程偏离此状态时，缸内工质与燃烧室壁面之间的热交换量、排气温度、缸内压力与活塞受力(以及活塞环/缸套摩擦力)等都会相应变化。此时如果冷却、润滑系统的控制与运行参数仍按台架热机、稳态标定结果控制而不进行适应性调整的话，往往会导致柴油机各零部件间的热负荷偏离其最佳值而导致性能的恶化：例如，当柴油机处于冷启动热机过程时，缸内工质的温度及燃烧室壁温与热机、稳态标定状态有很大不同，此时燃烧室冷却液流量的控制策略必须进行相应的调整；又例如在车载变工况条件下，即使柴油机的转速及循环喷油量(负荷)与热机、稳态工况相同，但如果实际过量空气系数或EGR率不同时，缸内工质的温度、压力也往往与同一转速、负荷下的台架热机、稳态工况大不相同，此时燃烧室冷却液的控制策略也应相应进行调整，否则会导致燃烧室的过度冷却或冷却不足。而EGR冷却器、增压中冷器、整车散热器中的热负荷，都会由于缸内工质温度的不同而变化，如果不对诸零部件的冷却剂流量进行适应性调节，也会导致诸零部件的冷却偏离稳态时的标定结果，而导致过度冷却或冷却能力不够。

因此，柴油机传统冷却系统零部件的热负荷以及冷却需求，在很大程度上取决于缸内的燃烧与热功转换过程。也就是说，柴油机缸内的燃烧与热功转换过程，是冷却系统各相关零部件的热源。而在整车动态工况下，对柴油机缸内燃烧与热功转换过程起关键作用的相关控制与运行参数，又往往难以完全依照台架稳态工况下的相同转速、相同负荷(循环喷油量)的标定结果运行：例如动态工况下的EGR流量以及增压器压力，往往还没有达到稳态工况时，柴油机的工作状态却又发生了变化。即车载工况下柴油机，尤其是柴油机的缸内过程，往往与稳态工况下的标定状态有较大的差异，这就要求根据柴油机的实际运行工况，针对一些关键控制、运行参数的变化而进行实时调整。

目前存在的智能化热管理方法是指针对不同搭载对象(循环工况)、不同应用场景(环境条件以及柴油机冷热机状态)、以台架稳态标定结果为追踪目标的热管理方法。然而，由于柴油机的控制、运行参数多且参数之间相互耦合，因此，基于柴油机详细机理模型的多参数优化所需算力大、运行时间长，从而满足不了车用柴油机工况瞬变的控制需求，从而使得目前的“智能化”热管理技术的水平局限于柴油机热管理系统中较小的子系统，如风扇与水泵构成的散热子系统的运行优化，并且是基于台架稳态标定Map插值的“准静态”匹配方法。由于动态工况下柴油机的实际控制、运行参数往往会偏离稳态标定Map，使得这种按台架稳态标定Map插值的“准静态”匹配方法往往会偏离各子系统的最佳匹配状态。目前尚未开发出能满足柴油机广义热管理系统的：即包括燃烧子系统与散热子系统的、具有车载动态工况适应性的、智能化的热管理方法。

发明内容

本发明提供一种动态工况下基于量化关系解析的车用柴油机热管理方法，其特征在于，所述动态工况下基于量化关系解析的车用柴油机热管理方法包括以下步骤：

步骤1，输入发动机的缸径、行程、排量、气阀正时等仿真需要的结构与设计参数、此次试验的热管理目标；

步骤2，从ECU读取此工况下实施发动机缸内过程计算所需的发动机控制参数与运行参数；

步骤3：基于获取的发动机的设计参数、实际参数、运行参数，更新发动机的缸内燃烧过程的特征参数以及燃烧放热率-曲轴转角曲线；并预测一个完整循环中的工质压力与温度的变化，计算发动机的缸内指示性能；

步骤4，从缸内工质的全循环压力与温度曲线对该循环中工质与燃烧室壁面间的累计热流量、燃烧室外壁与冷却介质间的累计热流量进行计算；

步骤5，在计算完成缸内热负荷、热流量、壁温、冷却需求定义后，即以缸内为热源来定义发动机各子冷却系统的热负荷、冷却介质流量、以及功耗；

步骤6，将完成以上各步匹配优化得到的发动机热管理系统所需的控制参数输入发动机的ECU实施控制，并重复步骤2-6实施下一工况的控制。

更近一步地，在步骤3中还包括以下步骤：

步骤31，定义内燃机缸内压升温升的控制方程，采用韦伯函数来描述基于曲轴转角位置，并生成燃烧放热率-曲轴转角曲线；

步骤32，缸内燃烧放热过程的特征参数计算；

所述缸内燃烧放热过程的特征参数包括RGF、CA50与CA10-90；

步骤33，以曲轴转动720°建立循环，通过燃烧放热率-曲轴转角曲线更新循环中每个曲轴转角对应的缸内燃烧过程的特征参数以及缸内工质的瞬时压力与温度。

更近一步地，在步骤31中，所述控制方程包括：

柴油机的气缸压力变化率为：

为缸内气体的瞬时压升率，γ为缸内气体的比热容比，/>为瞬时气缸容积，P_IVC为进气阀关闭时的缸压，V_IVC为进气阀关闭时的气缸容积，T_IVC为进气阀关闭时的缸温，R为气体状态常数，AFR₀为燃油的当量空燃比，λ为混合气的过量空气系数，RGF为进气阀关闭时缸内留存的上一循环的已燃气体占气体总量之比率，H_CL为燃油的热值，η_comb为缸内的燃烧效率，/>为无量纲燃烧放热率，/>为缸内气体与燃烧室内壁面的热交换率；

瞬时缸压可通过对曲轴转角的依次推进计算：

为缸内动态压力中在曲轴转角增加至为/>位置时对应的瞬时压力，/>为缸内动态压力中在曲轴转角为/>位置时对应的瞬时压力，/>为曲轴转角位置的变化量；

柴油机的高压循环与低压循环进行积分可得到高压循环平均指示压力与高压循环指示热效率为：

IMEP_HP为发动机高压循环的平均指示压力，IMEP_LP为发动机低压循环的平均指示压力，PMEP为发动机低压循环的泵气损失，V_h为发动机单缸排量，η_{i_HP}为发动机高压循环的指示热效率，m_fuel为循环喷油量；

缸内瞬时温升率也可得以计算：

为缸内气体的瞬时温升率，m_total为缸内气体总质量；

瞬时缸温也可通过对曲轴转角的依次推进计算：

为缸内动态温度中在曲轴转角增加至为/>位置时对应的瞬时缸温。

更近一步地，在步骤31中，所述无量纲燃烧放热率采用韦伯函数表示为：

为燃烧始点对应的曲轴转角；/>为曲轴转角初始与结束的之差的燃烧持续期；m为表征燃烧放热率曲线形态的燃烧品质参数；/>为曲轴转角。

更近一步地，在步骤32中，还包括以下步骤：

步骤321，确定燃烧持续期与燃烧始点对应燃烧效率；

其中，燃烧始点对应的曲轴转角和曲轴转角初始与结束的之差的燃烧持续期关系为：

为燃烧结束对应的曲轴转角，CA_10-90为燃烧10％到90％的燃烧持续期，CA50为燃烧放热50％时的曲轴转角位置；

汽油机的10-90％燃烧持续期以及50％燃烧点位置均可进一步表达成转速、缸内残余废气系数、过量空气系数、点火提前角的函数；

燃烧放热50％时的曲轴转角位置CA50为：

CA_S.A.为点火或喷油提前角，为从点火时刻到燃烧掉50％燃油的燃烧持续期；

C₁-C₅为线性拟合后CA50与各参数关系的系数，conSt_S.A.-CA50为50％燃烧持续期的常数，该常数与发动机的结构参数有关；

燃烧10％到90％的燃烧持续期CA_10-90为：

C₆-C₁₀为线性拟合后CA_10-90与各参数关系的系数，const_CA10-90为10％-90％燃烧持续期的常数，该常数与发动机的结构参数有关；

步骤322，确定柴油机缸内的RGF；

RGF＝f(EGR，P_ex-P_in，n，Δθ_EVC-IVO)

RGF为进气阀关闭时缸内留存的上一循环的已燃气体占气体总量之比率，EGR为废气再循环率，P_ex为柴油机排气口压力，P_in为柴油机进气口压力，n为柴油机转速，Δθ_EVC-IVO为进、排气阀重叠角。

更近一步地，在步骤4中，还包括以下步骤：

步骤41，计算缸内气体与燃烧室冷却介质之间的换热以及燃烧室的热负荷；

步骤42，通过相邻循环中燃烧室内壁面的表面温度变化计算燃烧室壁温以及燃烧室冷却剂带走的热流量，并计算燃烧室壁温的变化并更新壁温用于计算下一工况；

在步骤41中，计算燃烧室内、外壁面间的导热率：

为燃烧室内、外壁面间的热传导率，K为燃烧室壁面材料的导热系数，ΔX为燃烧室壁面厚度，/>为燃烧室内、外壁面间的瞬时导热面积，/>为燃烧室内壁面温度，/>为燃烧室外壁面温度；

计算燃烧室外壁面与冷却介质之间的对流换热率：

为燃烧室外壁面与冷却介质间的热交换率，/>为燃烧室外壁面的传热面积，/>为燃烧室外壁面与冷却液之间的液固对流换热系数可表达成与冷却液流量的单值函数，具体量化关系必须基于具体的冷却通道设计，通过CFD仿真计算求解：

V_c为冷却介质的容积流量；

在步骤42中，一个循环内燃烧室外壁面传递给冷却介质的热量：

其中，为燃烧室外壁面与冷却液之间的液固对流换热系数，/>为换热接触面积，/>为燃烧室外壁面温度，T_c为燃烧室外壁面冷却液的平均温度；

燃烧室冷却剂带走的热流量为：

W_c为燃烧室冷却剂带走的热流量(W)；n：柴油机转速(r/min)。

燃烧室冷却剂的出口温度：

式中，T_c2为冷却剂在燃烧室出口处的温度，T_C1为冷却剂在燃烧室入口处的温度，ρ_c为冷却剂的密度，C_{P_c}为冷却剂的定压比热。

更近一步地，在步骤4中，缸内工质与燃烧室壁面间的热交换分为对流放热与辐射放热两种类型，换热量为二者之和：

为缸内气体与燃烧室内壁面间的对流换热率；/>为缸内气体与燃烧室内壁面间的辐射换热率；

缸内气体与燃烧室内壁面的对流换热：

为缸内气体与燃烧室壁面间的传热面积，/>为燃烧室内壁温度，为缸内气体与燃烧室壁面间的换热系数；

气体向燃烧室壁面的辐射放热量可用以下公式表达：

式中，ε为气体与燃烧室壁面间辐射放热的辐射系数，σ为斯蒂夫-玻尔兹曼常数，为工质与燃烧室的瞬时接触面积，/>为工质的瞬时温度，/>为燃烧室内壁温度；

在已知柴油机转速与负荷的前提下，查表求得FMEP值，从而估算得到活塞环与气缸壁间的摩擦生成热：

式中，为发动机活塞环与气缸壁面间摩擦产生的热流量，FMEP为柴油机运动件的摩擦损失及附件损失平均有效压力，V_h为气缸排量；

一个循环中缸内工质与燃烧室内壁面的对流换热量为：

ΔQ_{g_w_h}为一个循环中缸内工质向燃烧室壁面的对流换热量；

一个循环中缸内工质与燃烧室壁面的辐射放热量为：

ΔQ_rd为一个循环中气体向燃烧室壁面的辐射放热量，为循环中工质与燃烧室的平均接触面积，/>为循环中气体的平均温度，/>为循环中燃烧室的平均壁温；

一个循环中活塞环与气缸壁面间摩擦产生的热量为：

ΔQ_fr＝2*0.5*FMEP*V_h

ΔQ_fr为一个循环中活塞环与气缸壁面间摩擦产生的热量；

该循环内燃烧室壁面材料吸收的净热量：

ΔQ_w＝ΔQ_{g_w_h}+ΔQ_fr+ΔQ_rd-ΔQ_{w_c}

该循环内燃烧室壁面温度的变化量：

下一工况开始时的燃烧室壁温：

为下一工况的燃烧室内壁面温度，/>为当前工况的燃烧室内壁面温度，/>为下一工况的燃烧室外壁面温度，/>为当前工况的燃烧室外壁面温度。

更近一步地，在步骤5中，所述子冷却系统包括增压中冷器、EGR冷却器、机油冷却器、整车散热器；

增压中冷器的热负荷以及所需冷却剂流量为：

V_{IC_C}为中冷器的冷却介质容积流量，m_air为新鲜空气的质量流量，CP_air为新鲜空气的定压比热，ρ_IC为中冷器冷却介质的密度，CP_IC为中冷器冷却介质的定压比热，T_{IC_C2}为中冷器冷却介质的出口温度，T_{IC_C1}为中冷器冷却介质的入口温度，T_{IC_G1}为中冷器新鲜空气的入口温度，T_{IC_G2}为中冷器新鲜空气的出口温度；

EGR冷却器的热负荷以及所需冷却剂流量为：

式中，m_{EGR_G}为EGR燃气的质量流量，CP_{EGR_G}为EGR燃气的定压比热，V_{EGR_C}为EGR冷却器冷却介质的容积流量，ρ_{EGR_C}为EGR冷却器冷却介质的密度，CP_{EGR_C}为EGR冷却器冷却介质的定压比热，T_{EGR_C2}为EGR冷却器冷却介质的出口温度，T_{EGR_C1}为EGR冷却器冷却介质入口温度，T_{EGR_G1}为EGR冷却器燃气的入口温度，T_{EGR_G2}为EGR冷却器燃气的出口温度；

机油冷却器的热负荷以及所需冷却剂流量为：

m_{OIL_O}为机油的质量流量，CP_{OIL_O}为机油的定压比热，V_{OIL_C}为机油冷却器冷却介质的容积流量，ρ_{OIL_C}为机油冷却器冷却介质的密度，CP_{OIL_C}为机油冷却器冷却介质的定压比热，TO_{IL_C2}为机油冷却器冷却介质的出口温度，T_{OIL_O1}为机油冷却器中机油的入口温度，T_{OIL_O2}为机油冷却器中机油的出口温度，T_{OIL_C1}为机油冷却器中冷却介质的入口温度。

更近一步地，在步骤5中，所述整车散热器用于为增压中冷器、EGR冷却器、机油冷却器和燃烧室冷却器进行散热，散热器风扇需提供的冷却空气的容积流量为：

m_{rad_W}为散热器被冷却介质的质量流量，CP_{rad_W}为散热器被冷却介质的定压比热，；V_{rad_a}为散热器风扇需提供的冷却空气的容积流量，ρ_{rad_a}为散热器风扇提供的冷却空气的密度，CP_{rad_a}为散热器风扇提供的冷却空气的定压比热，T_{rad_a2}为散热器空气的出口温度，T_{rad_W1}为被冷却介质在散热器入口处的温度，T_{rad_W2}为待冷却介质在散热器出口处的温度，T_{rad_a1}为散热器空气的入口温度。

本发明达到的有益效果是：

本发明基于车载动态工况下柴油机的实际控制以及运行参数预测缸内燃烧过程，进而预测缸内工质的压力与温度变化历程，以此为依据实时更新缸内工质与燃烧室内壁面间的热流量以及排气温度，实现更精准的智能化管理。

本发明以柴油机燃烧室壁面的热负荷与传热量做为热源，来定义柴油机各相关零部件的热负荷以及冷却需求：例如燃烧室的冷却需求来自于缸内工质与燃烧室内壁面间的热流量与燃烧室的壁温状态；EGR冷却器的热负荷与冷却需求则取决于EGR的流量与柴油机的排温；增压中冷器的冷却需求则取决于柴油机的增压压力与压气机的效率，以及理想所希望的中冷后温度；燃烧室外壁面的冷却需求等则来自于缸内工质与燃烧室内壁面间的热流量，以及活塞环与气缸壁的摩擦损失；整车散热器的热负荷以及冷却需求与前述各项相关，将柴油机燃烧室以及相关子冷却系统的热负荷及冷却需求都与缸内过程相关联，以获取更精准的冷却需求。

本发明中柴油机各相关子系统的热负荷与冷却需求定义完成后，本基于各冷却器、散热器中冷却介质流量与带走的热流量及进、出口温度之间的量化方程，精准地计算得到各冷却/散热部件中冷却介质的流量控制目标。

本发明提出的缸内压力、温度、热流量、冷却介质流量以及温升率、等的计算方法，或者基于能量及质量守恒方程、或者基于实测参数的归纳、总结、提炼的经验方程，其计算精度能得以保证；由于大部分数模是基于显式公式，无需迭代计算，所以运算速度快，可适用于实车状态下柴油机热管理系统的动态控制与运行参数的动态仿真与优化。

附图说明

图1是本发明实施例提供的动态工况下基于量化关系解析的车用柴油机热管理方法的流程图；

图2是本发明实施例提供的动态工况下基于量化关系解析的车用柴油机热管理方法中柴油机缸内热功转换过程性能、燃烧室热负荷与冷却需求计算流程图；

图3是本发明实施例提供的动态工况下基于量化关系解析的车用柴油机热管理方法中柴油机冷却系统子部件的热负荷与流量控制流程图。

具体实施方式

下面结合附图对本发明的技术方案进行更详细的说明，本发明包括但不仅限于下述实施例。

本发明提出了一种动态工况下基于量化关系解析的车用柴油机热管理方法，以缸内实际燃烧及热功转换过程为热源的、所需内存与运算速度适合于车载在线使用的，涵盖缸内燃烧与缸外散热系统的广义柴油机热管理系统的、以动态匹配优化为基本特征的智能化热管理方法。其技术路线是：首先基于大量的柴油机台架性能对标试验结果的分析、提炼、数据的二次开发，得出柴油机缸内燃烧放热、气体与壁面换热过程的特征参数与柴油机控制、运行参数，例如柴油机转速、进气压力、过量空气系数、缸内残余废气系数、喷油提前角等明确的量化关系方程；其次基于缸内的能量守恒、质量守恒、气体状态方程等，开发出缸内工质压力、温度与柴油机缸内燃烧、传热、以及控制、运行参数之间的量化关系方程；在此基础上，基于柴油机实际运行过程中实测得到的柴油机的控制与运行参数，预测缸内燃烧、传热过程以及工质的压力、温度，以此为基础计算得出通过燃烧室的热流量与排气温度，用于定义燃烧室的热负荷与冷却需求、EGR冷却系统、增压中冷系统、机油冷却系统以及冷却介质散热系统的热负荷与冷却需求；在得到燃烧室以及各散热子系统的热负荷与冷却需求后，即可基于各子系统的散热量与冷却介质流量、温升之间的量化关系方程精准地得到冷却介质的流量控制目标。

本发明涉及的柴油机广义热管理系统包括燃烧室、柴油机燃烧室冷却系统、增压中冷器、EGR冷却器、机油冷却器、整车散热器等散热部件；

需要预先设定的冷却系统的热负荷及温控目标包括燃烧室壁温、增压中冷器的新鲜空气出口温度、EGR气体的出口温度以及各冷却器、散热器冷却介质的出口温度。热管理系统的控制参数为冷却液泵、机油泵、冷却风扇等的流量与功耗。

需要实测或从ECU读取的柴油机工作过程的主要控制、运行参数包括增压压力、过量空气系数、循环喷油量、喷油时刻、EGR率、废气涡轮放气阀开度或VNT位置等。

如附图1所示，为实现上述功能，本发明包括以下步骤：

步骤1，输入发动机的缸径、行程、排量、气阀正时等仿真需要的结构与设计参数、此次试验的热管理目标。

预先设定柴油机采用是冷机启动、全MAP工况等效冷却或车载动态工况下热管理系统的智能化匹配；定义发动机运行过程中的所需控制或优化的参数，包括燃烧室最高壁温限值、各冷却子系统中被冷却介质的出口温度目标、各冷却子系统冷却剂的出口温度限值等；

步骤2，从ECU读取此工况下实施发动机缸内过程计算所需的发动机控制与运行参数包括：发动机转速、增压后压力、实际过量空气系数、实际EGR率、循环喷油量、喷油提前角、进气阀关闭时刻等参数。每个工况包括多个相同参数的发动机曲轴转角为720°的循环。

步骤3：基于获取的发动机的实际控制、运行参数，首先更新发动机的缸内燃烧过程的特征参数以及燃烧放热率-曲轴转角曲线；然后预测一个完整循环中的工质压力与温度的变化规律，基此计算发动机的缸内指示性能；由于工质与燃烧室壁面间的热交换速率对工质的缸压、缸温存在影响，但工质的压力与温度又反过来影响工质与燃烧室壁面间的换热系数以及热辐射速率，因此在工质的压力、温度、与气缸壁的热交换速率间需要进行迭代计算；

步骤31，定义内燃机缸内压升温升的控制方程；

柴油机是通过在气缸内燃烧油-气混合气，将燃油的化学能转化成热能，加热气体，提高其温度与压力，推动活塞膨胀做功的一个热功转换装置。柴油机缸内的热功转换过程，可以基于缸内的能量守恒、质量守恒、以及理想气体的状态方程来描述。

柴油机的气缸压力变化率可通过联立缸内能量守恒、质量守恒、以及理想气体状态方程求解：

瞬时缸压可通过对曲轴转角的依次推进求得：

对柴油机的高压循环与低压循环进行积分可得到高压循环平均指示压力与高压循环指示热效率：

类似地，缸内瞬时温升率也可得以求解：

瞬时缸温也可通过对曲轴转角的依次推进求得：

上述诸式中：缸内气体的瞬时压升率(Pa/°CA)；/>缸内气体的瞬时压力(Pa)；/>瞬时气缸容积(m³)；P_IVC为进气阀关闭时的缸压(Pa)，V_IVC为进气阀关闭时的气缸容积(m³)，T_IVC为进气阀关闭时的缸温(°K)；/>无量纲燃烧放热率(1/°CA)；/>缸内气体与燃烧室内壁面的热交换率(J/°CA)；/>气缸容积变化率(m³/°CA)；γ：缸内气体的比热容比(-)；/>缸内气体的瞬时温升率(°K/°CA)；/>缸内气体瞬时温度(°K)；m_total：缸内气体总质量(kg)；R：气体状态常数(J/kg°K)；IMEP_HP：发动机高压循环的平均指示压力(Pa)；IMEP_LP、PMEP：发动机低压循环的平均指示压力和发动机低压循环的泵气损失(Pa)；η_{i_HP}：发动机高压循环的指示热效率(-)；H_CL：燃油的热值(J/kg)；m_fuel：循环喷油量(kg)；V_h：发动机单缸排量(m³)；η_comb：缸内的燃烧效率(-)；λ：混合气的过量空气系数(-)；AFRO：燃油的当量空燃比(-)。

由上述诸式可知，只要求得了缸内瞬时压升、温升率，对曲轴转角位置依次递进，即可求得全循环各曲轴转角位置下的缸压、缸温；对其积分即可得到全循环的指示功、平均指示压力、指示热效率等缸内性能参数；也可得出循环中的最高爆发压力、最大压升率、最高燃烧温度、燃烧期间的平均温度等，表征缸内NVH以及源排放的相关参数。

但是，从(1)、(6)式可知，要求解缸内工质的压力与温度，除需准确地得到相关运行参数，例如进气阀关闭时的缸内压力、温度、气缸容积、缸内气体总质量、缸内残余废气系数、过量空气系数、等参数以外，还需知道缸内工质的燃烧放热率以及工质与燃烧室壁面之间的热流量等参数。

以下重点描述缸内工质的燃烧放热率以及工质与燃烧室壁面之间的热流量的计算方法。

基于缸内性能仿真目的的内燃机缸内的燃烧放热过程，可采用韦伯函数来描述基于曲轴转角位置更新燃烧放热率。

对于均质混合气点燃式汽油机或气体机来说，通常可用一个单韦伯方程描述；而对于非均质混合气压燃式内燃机(柴油机即属于此类)来说，通常需要采用预燃、主燃、后燃三段式韦伯函数来描述。

韦伯函数的基本形式是：

式中：燃烧始点对应的曲轴转角(°CA·BTDC)；/>为曲轴转角初始与结束的之差的燃烧持续期(°CA)；m：表征燃烧放热率曲线形态的燃烧品质参数(-)。对于均质混合气点燃式汽油机来说，m的取值在2.0左右；对于非均质混合气压燃式柴油机来说：其预燃、主燃、后燃三段的取值均不相同，通常依据柴油机的台架试验中实测缸压曲线的分析结果决定。

步骤32，缸内燃烧放热过程的特征参数计算；

缸内燃烧放热过程的特征参数包括RGF、CA50与CA10-90等燃烧参数、燃烧持续期与燃烧始点对应燃烧效率以及燃烧放热率。

步骤321，确定燃烧持续期与燃烧始点对应燃烧效率；

内燃机的绝对燃烧始点与终点对应的曲轴转角往往很难确定，实际过程中往往用燃烧放热10％时的曲轴转角代替实际的燃烧始点；并以燃烧放热90％时的曲轴转角代替实际的燃烧终点。即通常用燃烧10％到90％的燃烧持续期CA10-90代替0到100％的燃烧持续期CA0-100；同时，也以燃烧放热50％时的曲轴转角位置CA50，而不是以燃烧始点CA0做为燃烧过程相位的特征值。这几个特征参数之间的转换关系如下：

为燃烧结束对应的曲轴转角。

(9)式与(10)式将求解韦伯燃烧函数所需的燃烧持续期以及燃烧始点表达成了与典型、通用的10-90％燃烧持续期以及50％燃烧点位置的关系式。

团队的前期研究表明，汽油机的10-90％燃烧持续期以及50％燃烧点位置均可进一步表达成转速、缸内残余废气系数、过量空气系数、点火提前角等参数的函数，如(12)、(13)(14)式所示。类似地，柴油机三阶段燃烧的各阶段的特征参数也可表达成类似的形式。而式中常数项的取值则需基于台架稳态试验中测得的大量燃烧放热率曲线的回归分析获得。

50％燃烧点的曲轴转角位置，等于点火(或喷油)时刻对应的曲轴转角，加上从点火(或喷油)时刻到燃烧掉50％燃油的燃烧持续期，即：

式中，CA50：50％燃烧点位置(°CA·ATDC)；CA_S.A.：点火或喷油提前角(°CA·BTDC)；从点火(或喷油)时刻到燃烧掉50％燃油的燃烧持续期(°CA)，可用以下方程表示：

类似地，10-90％燃烧持续期，也可表达成内燃机转速、缸内残余废气系数、过量空气系数、点火或喷油提前角等参数的函数：

影响50％燃烧点的曲轴转角位置和10-90％燃烧持续期的这些参数中，除缸内的残余废气系数外，其余参数均是可直接从ECU读出，或直接测试得到的控制与运行参数。

步骤322，确定柴油机缸内的RGF；

内燃机缸内的残余废气系数，可基于外部EGR率，进、排气压力差，进、排气阀正时与气阀重叠期，以及内燃机转速等参数较为准确地测得，即：

RGF＝f(EGR，P_ex-P_in，n，Δθ_EVC-IVO) (15)

上式中，RGF：进气阀关闭时缸内留存的上一循环的已燃气体占气体总量之比率(-)；EGR：废气再循环率(-)；P_ex：柴油机排气口压力(Pa)；P_in：柴油机进气口压力(Pa)；n：柴油机转速(rpm)；Δθ_EVC-IVO：进、排气阀重叠角(°CA)。

步骤33，以曲轴转动720°建立循环，通过燃烧放热率-曲轴转角曲线更新循环中每个曲轴转角对应的缸内燃烧过程的特征参数以及缸内工质的瞬时压力与温度。

步骤4，从缸内工质的全循环压力与温度曲线之后，即可对该循环中工质与燃烧室壁面间的累计热流量、燃烧室外壁与冷却介质间的累计热流量进行计算；以此为基础可预测出燃烧室壁的热负荷以及壁温变化规律。实施此步计算所涉及的相关公式详见以下介绍，以及附图2；

步骤41，计算缸内气体与燃烧室冷却介质之间的换热以及燃烧室的热负荷；

(1)、(7)式表明：缸内瞬时压升及温升率，还与缸内工质与燃烧室壁面间的瞬时换热率直接相关：从工质散失给燃烧室壁面的热量越多，发动机的压升率以及温升率则越低，反之亦然。缸内工质与燃烧室壁面间的热交换分为对流放热与辐射放热两种类型，换热量为二者之和：

式中，缸内气体与燃烧室内壁面间的对流换热率(J/°CA)；/>缸内气体与燃烧室内壁面间的辐射换热率(J/°CA)。

计算缸内气体与燃烧室内壁面的对流换热：

缸内气体与燃烧室内壁面的对流换热率通常采用换热系数*传热面积*温差的方式描述，即：

式中，缸内气体与燃烧室壁面间的传热面积(m²)；/>燃烧室内壁面温度(°K)；/>缸内气体与燃烧室壁面间的换热系数(J/m²*°K*°CA)。

内燃机缸内气体与燃烧室壁面间的对流换热系数通常用Woschni公式计算：

式中，Const：常数；B：气缸直径(m)；v：表征缸内气流运动速度的参数，通常用活塞的平均运动速度替代(m/s)。

(17)与(18)式表明：缸内气体与燃烧室壁面之间的换热系数以及对流换热率，均与缸内气体的瞬时压力、温度密切相关，为准确描述缸内气体的散热损失以及燃烧室的热负荷与冷却要求，须实时更新缸压、缸温的变化，而缸压、缸温的变化，又与缸内散热损失率相关，所以(17)、(18)式需与(1)、(6)式迭代求解。

计算缸内气体与燃烧室内壁面间的辐射换热：

对于燃烧过程中产生颗粒物的柴油机，在气体与燃烧室壁面之间除有前述的对流换热之外，还存在辐射换热。气体向燃烧室壁面的辐射放热量可用以下公式表达：

式中，ε：气体与燃烧室壁面间辐射放热的辐射系数(-)；σ：斯蒂夫-玻尔兹曼常数：σ＝5.67x10-8(W/m²*°K4)；工质与燃烧室的瞬时接触面积(m²)；/>工质的瞬时温度(°K)；/>燃烧室内壁温度(°K)。

计算活塞环/缸套摩擦产生的热量：

另一部分通过燃烧室缸套传给外界的热量是活塞环与缸套之间的摩擦生热，这一部分热量通常被认为大约占运动件摩擦与附件损失FMEP的50％。为了计算该部分热量的大小，需首先确定FMEP的大小。发动机的FMEP通常基于实测确定，并被表达成柴油机转速与负荷的函数或图表，因此在已知柴油机转速与负荷的前提下，可查表求得FMEP值，从而估算得到活塞环与气缸壁间的摩擦生成热：

式中：发动机活塞环与气缸壁面间摩擦产生的热流量(J/°CA)；FMEP：柴油机运动件的摩擦损失及附件损失平均有效压力(Pa)；V_h：气缸排量(m³)。

计算燃烧室内、外壁面间的导热率：

式中：燃烧室内、外壁面间的热传导率(J/°CA)；K：燃烧室壁面材料的导热系数(J*m/°K*°CA)；ΔX：燃烧室壁面厚度(m)；/>燃烧室内、外壁面间的瞬时导热面积(m2)；/>燃烧室内壁面温度(°K)；/>燃烧室外壁面温度(°K)。

计算燃烧室外壁面与冷却介质之间的对流换热率：

式中，燃烧室外壁面与冷却介质间的热交换率(J/°CA)；/>燃烧室外壁面与冷却液之间的液固对流换热系数(J/m²*°K*°CA)，可表达成与冷却液流量的单值函数，具体量化关系必须基于具体的冷却通道设计，通过CFD仿真计算求解：

冷却介质流过燃烧室所产生的压力差是容积流量的平方关系(也需通过CFD确定)：

而燃烧室冷却介质的驱动功可由下式确定：

W_C＝V_C*ΔP_C/η_{c_p} (25)

式中，V_c：通过燃烧室外壁面的冷却介质流量(m³/s)；ΔP_c：燃烧室外壁面冷却介质流动压差(Pa)；燃烧室外壁面的传热面积(m²)；/>燃烧室外壁面温度(°K)；T_c：燃烧室外壁面冷却液的平均温度(°K)；W_C：燃烧室外壁面冷却介质驱动功率(W)。

计算缸内工质与燃烧室冷却介质之间的综合传热率以及燃烧室壁面的热负荷：

联立求解以上诸式：可将缸内气体与燃烧室外壁面冷却介质间的综合热交换率表达成：

(23)式表明：缸内气体实际传给冷却介质的热流量，不仅与气体以及冷却介质之间的温度差成正比；而且也取决于缸内气体与燃烧室内壁面间的换热系数燃烧室壁面的导热系数K、和燃烧室外壁面与冷却介质间的换热系数/>并且是三者中的最小值起主要作用。三者中：缸内气体与燃烧室内壁面间的换热系数/>取决于气体的温度、压力与气体的相对运动速度，如式(18)所示；燃烧室壁面的导热系数K/ΔX是一个常数，对于金属燃烧室壁面材料来说，其取值远远大于并且/>及/>所以其对气体与冷却介质之间传热过程的影响可以忽略不计；/>的大小主要取决于冷却介质的流量：冷却介质流量越大，/>越大，燃烧室外壁面对传热过程的阻力越小，燃烧室外壁面带走的热量越大，燃烧室的外壁温也越低。反之：冷却介质流量越小，/>越小，燃烧室外壁面对传热过程的阻力越大，燃烧室外壁面带走的热量越小，燃烧室的外壁温也越高。所以，通过控制燃烧室外壁面的冷却介质的流量，可控制燃烧室壁温以及气体散失给冷却介质的热流量。

步骤42，通过相邻循环中燃烧室内壁面的表面温度变化计算燃烧室壁温；

当气体传给燃烧室内壁面的热流量之和，即式(17)+(19)+(20)之和，与燃烧室外壁面传给冷却介质的热流量，如式(22)所示，不相等时，燃烧室的壁面温度就会发生变化，燃烧室壁温的变化率可以表达为：

式中，燃烧室壁面的温度升高率(°K/°CA)；m_w：燃烧室壁面材料的质量(kg)；C_{v_w}：燃烧室壁面材料的定容比热(J/kg*°K)；/>缸内气体向燃烧室壁面的辐射放热率(J/°CA)；/>活塞环与缸套摩擦生热速率(J/°CA)。

由于一个工作循环内缸内工质的温度与压力会发生较大的变化，因此缸内工质与燃烧室内壁面之间的温差、换热系数、辐射放热率等都会发生较大的变化，如果按(27)式所示的差分形式求解壁面温度的变化，计算工作量较大。尽管缸内气体温度的变化在一个循环内可达1500°K以上，但燃烧室内壁面的表面温度变化只在几十°K左右，而外壁面的温度变化更小。所以在一个循环内燃烧室的内外壁温可认为是一个常数，因此燃烧室壁温的求解可以以一个循环，而不必以每度曲轴转角为时间尺度来进行，即：

一个循环中缸内工质与燃烧室内壁面的对流换热量：

一个循环中缸内工质与燃烧室壁面的辐射放热量：

一个循环中活塞环与气缸壁面间摩擦产生的热量：

ΔQ_fr＝2*0.5*FMEP*V_h (30)

式中，ΔQ_{g_w_h}：一个循环中缸内工质向燃烧室壁面的对流换热量(J)；ΔQ_rd：一个循环中气体向燃烧室壁面的辐射放热量(J)；ΔQ_fr：一个循环中活塞环与气缸壁面间摩擦产生的热量(J)；循环中工质与燃烧室的平均接触面积(m2)；/>循环中气体的平均温度(°K)；/>循环中燃烧室的平均壁温(°K)。

该循环内燃烧室外壁面传递给冷却介质的热量：

该循环内燃烧室壁面材料吸收的净热量：

ΔQ_w＝ΔQ_{g_w_}h+ΔQ_fr+ΔQ_rd-ΔQ_{w_c} (32)

该循环内燃烧室壁面温度的变化量：

下一工况开始时的燃烧室壁温：

燃烧室冷却剂带走的热流量：

式中，W_c：燃烧室冷却剂带走的热流量(W)；n：柴油机转速(r/min)。

燃烧室冷却剂的出口温度：

式中，T_c2：冷却剂在燃烧室出口处的温度(°K)；T_c1：冷却剂在燃烧室入口处的温度(°K)；ρ_c：冷却剂的密度(kg/m³)；C_{P_c}：冷却剂的定压比热(J/kg*°K)。

以上(1)至(37)式将内燃机的缸内燃烧以及热功转换过程、缸内压升率、温升率、缸压、缸温变化、缸内指示性能、以及工质与燃烧室内壁面、冷却介质与燃烧室外壁面间的传热、燃烧室材料的温升过程以及热负荷等表达成可直接从ECU读出，或可直接或间接测量的发动机控制与运行参数的简单的函数关系。基于这些参数，即可根据上述各式预测柴油机缸内的各种指示性能。计算流程如附图2所示。由于以上量化关系式是显式形式，大部分步骤无需迭代，所以运算速度非常快，适用于柴油机性能以及热管理系统的整车在线测试、分析以及智能化控制。

步骤5，在计算完成缸内热负荷、热流量、壁温、冷却需求定义后，即以缸内为热源来定义发动机各子冷却系统的热负荷、冷却介质流量、以及功耗。之所以要以缸内过程为“热源”，是考虑到发动机冷却系统的热负荷及冷却需求受缸内过程的影响而需及时更新。发动机各冷却子系统的热负荷、冷却介质流量、以及功耗计算方法及公式详见以下计算，计算流程详见附图3；冷却子系统包括增压中冷器、EGR冷却器、机油冷却器、整车散热器。

步骤51，增压中冷器的热负荷以及所需冷却剂流量的确定：

增压后新鲜空气的出口温度与增压器压比、入口温度、以及压气机效率的关系如下：

T_C2＝T_C1*(P_C2/P_C1)^γ-1/η_C (38)

式中，T_C1：增压器新鲜空气端的入口温度(°K)；T_C2：增压器新鲜空气的出口温度(°K)；P_C1：增压器新鲜空气的入口压力(Pa)；P_C2：增压器新鲜空气的出口压力(Pa)；η_C：增压器的等熵效率(-)。

中冷后的气体温度：

T_{IC_G2}＝T_{IC_G1}-η_IC*(T_{IC_G1}-T_{IC_C1}) (39)

式中，T_{IC_C1}：中冷器冷却介质入口温度(°K)；T_{IC_G1}：中冷器新鲜空气的入口温度(°K)，通常等于或接近于压气机的出口温度T_C2；T_{IC_G2}：中冷器新鲜空气的出口温度(°K)；η_IC：中冷器效率(-)。

(39)式表明：中冷后新鲜空气的出口温度不仅取决于其入口温度，也取决于中冷器冷却介质的入口温度以及中冷器的效率；通常中冷器冷却介质的入口温度为一已知常数或只在很窄的范围内变化，所以新鲜空气的出口温度取决于新鲜空气的入口温度以及中冷器的效率；若要保持中冷后空气的出口温度为一定值(通常为控制目标)或随预设曲线变化，那么随空气入口温度变化，需依靠调节中冷器的效率(通常与冷却介质的流量成正比)来实现。

中冷器带走的热量：

Q_IC＝m_air*CP_air*(T_{IC_G1}-T_{IC_G2}) (40)

基于中冷器中的能量平衡求解中冷器冷却介质的流量：

m_{IC_C}*CP_{IC_C}*(T_{IC_C2}-T_{IC_C1})＝m_air*CP_air*(T_{IC_G1}-T_{IC_G2})(41)

中冷器介质的体积流量：

式中，m_{IC_C}：中冷器的冷却介质的质量流量(m³/s)；V_{IC_C}：中冷器的冷却介质容积流量(m³/s)；m_air：新鲜空气的质量流量(kg/s)；CP_air：新鲜空气的定压比热(J/kg°K)；ρ_IC：中冷器冷却介质的密度(kg/m³)；CP_IC：中冷器冷却介质的定压比热(J/kg°K)；T_{IC_C2}：中冷器冷却介质的出口温度(°K)T_{IC_C1}：中冷器冷却介质的入口温度(°K)。

中冷器的功耗：

W_{IC_C}＝V_{IC_C}*ΔP_{IC_C} (43)

式中，W_{IC_C}：中冷器的功率损失(W)；ΔP_{IC_C}：中冷器的压力损失(Pa)，通常是容积流量V_{IC_C}的平方关系，可从预存的中冷器的实测Map中插值得到。

(42)式中，空气以及中冷器冷却介质的定压比热都是已知的随温度变化的参数，而中冷器冷却介质的出、入口温度以及新鲜空气的出口温度都是已知参数或拟控制预设参数。因此，根据不同的中冷器新鲜工质的入口温度，以及新鲜空气的流量，即可由(42)式确定中冷器冷却介质的流量，而中冷器的功耗也能由(43)式计算得到。

步骤52，EGR冷却器的热负荷以及所需冷却剂流量的确定：

EGR气体冷却后温度：

T_{EGR_G2}＝T_{EGR_G1}-η_EGR*(T_{EGR_G1}-T_{EGR_C1}) (44)

式中，T_{EGR_C1}：EGR冷却器冷却介质入口温度(°K)；T_{EGR_G1}：EGR冷却器燃气的入口温度(°K)；T_{EGR_G2}：EGR冷却器燃气的出口温度(°K)；η_EGR：EGR冷却器的效率(-)。

(44)式表明：EGR冷却器燃气的出口温度不仅取决于其入口温度，也取决于EGR冷却器冷却介质的入口温度以及EGR冷却器的效率；通常EGR冷却器冷却介质的入口温度为一常数或只在很窄的范围内变化，所以EGR冷却器燃气的出口温度取决于EGR冷却器燃气的入口温度以及EGR冷却器的效率；若要保持冷却后燃气的出口温度为一定值或随某预设曲线变化，那么随EGR冷却器燃气入口温度(取决于缸内过程)的变化，需依靠调节EGR冷却器的效率(通常与冷却介质的流量成正比)来实现。

EGR冷却器带走的热量：

Q_EGR＝m_{EGR_G}*CP_{EGR_G}*(T_{EGR_G1}-T_{EGR_G2}) (45)

EGR冷却器冷却介质的流量：

m_{EGR_C}*CP_{EGR_C}*(T_{EGR_C2}-T_{EGR_C1})＝m_{EGR_G}*CP_{EGR_G}*(T_{EGR_G1}-T_{EGR_G2}) (46)

EGR冷却器冷却介质的体积流量：

式中，m_{EGR_G}：EGR燃气的质量流量(kg/s)；CP_{EGR_G}：EGR燃气的定压比热(J/kg°K)；m_{EGR_C}：EGR冷却器冷却介质的质量流量(kg/s)；V_{EGR_C}：EGR冷却器冷却介质的容积流量(m³/s)；ρ_{EGR_C}：EGR冷却器冷却介质的密度(kg/m³)；CP_{EGR_C}：EGR冷却器冷却介质的定压比热(J/kg°K)；T_{EGR_C}2：EGR冷却器冷却介质的出口温度(°K)；

EGR冷却器的功耗：

W_{EGR_C}＝V_{EGR_C}*ΔP_{EGR_C} (48)

式中，W_{EGR_C}：EGR冷却器的功率损失(W)；ΔP_{EGR_C}：EGR冷却器的压力损失(Pa)，通常是容积流量V_{EGR_C}的平方关系，可从预存的EGR冷却器的实测Map中插值得到。

(47)式中，燃气以及EGR冷却器中冷却介质的定压比热都是已知的随温度变化的参数，而EGR冷却器冷却介质的出、入口温度以及燃气的出口温度都是已知参数或拟控制的预设参数。因此，根据不同的EGR冷却器燃气的入口温度(取决于柴油机的缸内过程)，以及EGR气体的流量，即可由(47)式确定EGR冷却器冷却介质的流量，而EGR冷却器的功耗也能由(48)式计算得到。

步骤53，机油冷却器的热负荷以及所需冷却剂流量的确定；

机油冷却器中的温度及热负荷：

T_{OIL_O2}＝T_{OIL_O1}-η_{OIL_C}*(T_{OIL_O1}-T_{OIL_C1}) (49)

式中，T_{OIL_O1}：机油冷却器中机油的入口温度(°K)；T_OIL__O2：机油冷却器中机油的出口温度(°K)；T_{OIL_C1}：机油冷却器中冷却介质的入口温度(°K)；η_{OIL_C}：机油冷却器的效率(-)。

机油冷却器带走的热量：

Q_{OIL_C}＝m_{OIL_O}*CP_{OIL_O}*(T_{OIL_O1}-T_{OIL_02}) (50)

机油冷却器冷却介质的容积流量：

式中，m_{OIL_O}：机油的质量流量(kg/s)；CP_{OIL_O}：机油的定压比热(J/kg°K)；V_{OIL_C}：机油冷却器冷却介质的容积流量(m³/s)；ρ_{OIL_C}：机油冷却器冷却介质的密度(kg/m³)；CP_{OIL_C}：机油冷却器冷却介质的定压比热(J/kg°K)；T_{OIL_C2}：机油冷却器冷却介质的出口温度(°K)。

机油冷却器消耗的附件功：

机油侧：

W_{OIL_O}＝V_{OIL_O}*ΔP_{OIL_O} (52)

冷却液侧：

W_{OIL_C}＝V_{OIL_C}*ΔP_{OIL_C} (53)

式中，ΔP_{OIL_O}：机油冷却器中机油侧的压力损失(Pa)，通常是容积流量V_{OIL_O}的平方关系，可从预存的机油冷却器的实测Map中插值得到；

ΔP_{OIL_C}：机油冷却器中冷却液侧的压力损失(Pa)，通常是容积流量V_{OIL_C}的平方关系，可从预存的机油冷却器的实测Map中插值得到。

(53)式表明，机油以及机油冷却器中冷却介质的定压比热都是已知的随温度变化的参数，而机油冷却器中冷却介质的出、入口温度以及机油的出口温度都是已知参数或拟控制的预设参数。因此，根据不同的机油的入口温度及机油流量(取决于柴油机的运行工况)，即可由(51)式确定机油冷却器冷却介质的流量，而机油冷却器的功耗也能由(52)式与(53)计算得到。

步骤54，整车散热器热负荷以及散热风扇转速的确定：

散热器中被冷却介质的出口温度及散热器的热负荷：

T_{rad_W2}＝T_{rad_W1}-η_{rad_W}*(T_{rad_W1}-T_{rad_a1}) (54)

式中，T_{rad_W1}：被冷却介质在散热器入口处的温度(°K)；T_{rad_W2}：待冷却介质在散热器出口处的温度(°K)；T_{rad_a1}：散热器空气的入口温度(°K)；η_{rad_W}：散热器的效率(-)。

散热器带走的热量：

Q_{rad_W}＝m_{rad_W}*CP_{rad_W}*(T_{rad_W1}-T_{rad_W2}) (55)

散热器风扇需提供的冷却空气的容积流量：

式中，m_{rad_W}：散热器被冷却介质的质量流量(kg/s)；CP_{rad_W}：散热器被冷却介质的定压比热(J/kg°K)；V_{rad_a}：散热器风扇需提供的冷却空气的容积流量(m³/s)，通常与风扇的转速呈正比。在已知风扇容积流量的前提下，可通过已知的风扇转速-容积流量的实测曲线查找对应的风扇转速(控制目标)；ρ_{rad_a}：散热器风扇提供的冷却空气的密度(kg/m³)；CP_{rad_a}：散热器风扇提供的冷却空气的定压比热(J/kg°K)；T_{rad_a2}：散热器空气的出口温度(°K)。

散热器风扇消耗的附件功：

W_{rad_a}＝V_{rad_a}*ΔP_{rad_a} (57)

式中，ΔP_{rad_a}：冷却空气流过散热器产生的压差(Pa)，通常与容积流量V_{rad_a}的平方成正比。在已知通过散热器容积流量的前提下，可通过已知的散热器容积流量-压差的实测曲线查找对应的压差。

(56)式中，散热器中待冷却介质以及冷却空气的定压比热都是已知的随温度变化的参数，而散热器中冷却空气的出、入口温度以及散热器中待冷却介质的出口温度都是已知参数或拟控制的预设参数。因此，根据不同的待冷却介质的入口温度及流量(取决于柴油机的运行工况)，即通过(56)式确定冷却空气的容积流量，而基于风扇以及散热器的性能Map查找风扇转速的控制目标以及压差损失来基于(57)式计算散热器冷却风扇的功耗。

基于以上：动态工况下，基于实际运行状态的柴油机的广义热管理系统，包括缸内以及冷却系统的控制与运行参数间的量化关系的定义已经全部完成。

步骤6，将完成以上各步匹配优化得到的发动机热管理系统所需的控制参数输入发动机的ECU、实施控制。

本发明不仅局限于上述具体实施方式，本领域一般技术人员根据实施例和附图公开内容，可以采用其它多种具体实施方式实施本发明，因此，凡是采用本发明的设计结构和思路，做一些简单的变换或更改的设计，都落入本发明保护的范围。

Claims (9)

1.一种动态工况下基于量化关系解析的车用柴油机热管理方法，其特征在于，所述动态工况下基于量化关系解析的车用柴油机热管理方法包括以下步骤：

步骤1，输入发动机的缸径、行程、排量、气阀正时等仿真需要的结构与设计参数、此次试验的热管理目标；

步骤2，从ECU读取此工况下实施发动机缸内过程计算所需的发动机控制参数与运行参数；

步骤3：基于获取的发动机的设计参数、实际参数、运行参数，更新发动机的缸内燃烧过程的特征参数以及燃烧放热率-曲轴转角曲线；并预测一个完整循环中的工质压力与温度的变化，计算发动机的缸内指示性能；

步骤4，从缸内工质的全循环压力与温度曲线对该循环中工质与燃烧室壁面间的累计热流量、燃烧室外壁与冷却介质间的累计热流量进行计算；

步骤5，在计算完成缸内热负荷、热流量、壁温、冷却需求定义后，即以缸内为热源来定义发动机各子冷却系统的热负荷、冷却介质流量、以及功耗；

步骤6，将完成以上各步匹配优化得到的发动机热管理系统所需的控制参数输入发动机的ECU实施控制，并重复步骤2-6实施下一工况的控制。

2.根据权利要求1所述动态工况下基于量化关系解析的车用柴油机热管理方法，其特征在于，在步骤3中还包括以下步骤：

步骤31，定义内燃机缸内压升温升的控制方程，采用韦伯函数来描述基于曲轴转角位置，并生成燃烧放热率-曲轴转角曲线；

步骤32，缸内燃烧放热过程的特征参数计算；

所述缸内燃烧放热过程的特征参数包括RGF、CA50与CA10-90；

步骤33，以曲轴转动720°建立循环，通过燃烧放热率-曲轴转角曲线更新循环中每个曲轴转角对应的缸内燃烧过程的特征参数以及缸内工质的瞬时压力与温度。

3.根据权利要求2所述动态工况下基于量化关系解析的车用柴油机热管理方法，其特征在于，在步骤31中，所述控制方程包括：

柴油机的气缸压力变化率为：

为缸内气体的瞬时压升率，γ为缸内气体的比热容比，/>为瞬时气缸容积，P_IVC为进气阀关闭时的缸压，V_IVC为进气阀关闭时的气缸容积，T_IVC为进气阀关闭时的缸温，R为气体状态常数，AFR₀为燃油的当量空燃比，λ为混合气的过量空气系数，RGF为进气阀关闭时缸内留存的上一循环的已燃气体占气体总量之比率，H_CL为燃油的热值，η_comb为缸内的燃烧效率，/>为无量纲燃烧放热率，/>为缸内气体与燃烧室内壁面的热交换率；

瞬时缸压可通过对曲轴转角的依次推进计算：

为缸内动态压力中在曲轴转角增加至为/>位置时对应的瞬时压力，为缸内动态压力中在曲轴转角为/>位置时对应的瞬时压力，/>为曲轴转角位置的变化量；

柴油机的高压循环与低压循环进行积分可得到高压循环平均指示压力与高压循环指示热效率为：

IMEP_HP为发动机高压循环的平均指示压力，IMEP_LP为发动机低压循环的平均指示压力，PMEP为发动机低压循环的泵气损失，V_h为发动机单缸排量，η_{i_HP}为发动机高压循环的指示热效率，m_fuel为循环喷油量；

缸内瞬时温升率也可得以计算：

为缸内气体的瞬时温升率，m_total为缸内气体总质量；

瞬时缸温也可通过对曲轴转角的依次推进计算：

为缸内动态温度中在曲轴转角增加至为/>位置时对应的瞬时缸温。

4.根据权利要求3所述动态工况下基于量化关系解析的车用柴油机热管理方法，其特征在于，在步骤31中，所述无量纲燃烧放热率采用韦伯函数表示为：

为燃烧始点对应的曲轴转角；/>为曲轴转角初始与结束的之差的燃烧持续期；m为表征燃烧放热率曲线形态的燃烧品质参数；/>为曲轴转角。

5.根据权利要求4所述动态工况下基于量化关系解析的车用柴油机热管理方法，其特征在于，在步骤32中，还包括以下步骤：

步骤321，确定燃烧持续期与燃烧始点对应燃烧效率；

其中，燃烧始点对应的曲轴转角和曲轴转角初始与结束的之差的燃烧持续期/>关系为：

为燃烧结束对应的曲轴转角，CA_10-90为燃烧10％到90％的燃烧持续期，CA50为燃烧放热50％时的曲轴转角位置；

汽油机的10-90％燃烧持续期以及50％燃烧点位置均可进一步表达成转速、缸内残余废气系数、过量空气系数、点火提前角的函数；

燃烧放热50％时的曲轴转角位置CA50为：

CA_S.A.为点火或喷油提前角，为从点火时刻到燃烧掉50％燃油的燃烧持续期；

C₁-C₅为线性拟合后CA50与各参数关系的系数，const_S.A.-CA50为50％燃烧持续期的常数，该常数与发动机的结构参数有关；

燃烧10％到90％的燃烧持续期CA_10-90为：

C₆-C₁₀为线性拟合后CA_10-90与各参数关系的系数，const_CA10-90为10％-90％燃烧持续期的常数，该常数与发动机的结构参数有关；

步骤322，确定柴油机缸内的RGF；

RGF＝f(EGR，P_ex-P_in,n,Δθ_EVC-IVO)

RGF为进气阀关闭时缸内留存的上一循环的已燃气体占气体总量之比率，EGR为废气再循环率，P_ex为柴油机排气口压力，P_in为柴油机进气口压力，n为柴油机转速，Δθ_EVC-IVO为进、排气阀重叠角。

6.根据权利要求1所述动态工况下基于量化关系解析的车用柴油机热管理方法，其特征在于，在步骤4中，还包括以下步骤：

步骤41，计算缸内气体与燃烧室冷却介质之间的换热以及燃烧室的热负荷；

步骤42，通过相邻循环中燃烧室内壁面的表面温度变化计算燃烧室壁温以及燃烧室冷却剂带走的热流量，并计算燃烧室壁温的变化并更新壁温用于计算下一工况；

在步骤41中，计算燃烧室内、外壁面间的导热率：

为燃烧室内、外壁面间的热传导率，K为燃烧室壁面材料的导热系数，ΔX为燃烧室壁面厚度，/>为燃烧室内、外壁面间的瞬时导热面积，/>为燃烧室内壁面温度，/>为燃烧室外壁面温度；

计算燃烧室外壁面与冷却介质之间的对流换热率：

为燃烧室外壁面与冷却介质间的热交换率，/>为燃烧室外壁面的传热面积，/>为燃烧室外壁面与冷却液之间的液固对流换热系数可表达成与冷却液流量的单值函数，具体量化关系必须基于具体的冷却通道设计，通过CFD仿真计算求解：

V_c为冷却介质的容积流量；

在步骤42中，一个循环内燃烧室外壁面传递给冷却介质的热量：

其中，为燃烧室外壁面与冷却液之间的液固对流换热系数，/>为换热接触面积，/>为燃烧室外壁面温度，T_c为燃烧室外壁面冷却液的平均温度；

燃烧室冷却剂带走的热流量为：

W_c为燃烧室冷却剂带走的热流量(W)；n：柴油机转速(r/min)。

燃烧室冷却剂的出口温度：

式中，T_c2为冷却剂在燃烧室出口处的温度，T_c1为冷却剂在燃烧室入口处的温度，ρ_c为冷却剂的密度，C_{P_c}为冷却剂的定压比热。

7.根据权利要求6所述动态工况下基于量化关系解析的车用柴油机热管理方法，其特征在于，在步骤4中，缸内工质与燃烧室壁面间的热交换分为对流放热与辐射放热两种类型，换热量为二者之和：

为缸内气体与燃烧室内壁面间的对流换热率；/>为缸内气体与燃烧室内壁面间的辐射换热率；

缸内气体与燃烧室内壁面的对流换热：

为缸内气体与燃烧室壁面间的传热面积，/>为燃烧室内壁温度，/>为缸内气体与燃烧室壁面间的换热系数；

气体向燃烧室壁面的辐射放热量可用以下公式表达：

式中，ε为气体与燃烧室壁面间辐射放热的辐射系数，σ为斯蒂夫-玻尔兹曼常数，为工质与燃烧室的瞬时接触面积，/>为工质的瞬时温度，/>为燃烧室内壁温度；

在已知柴油机转速与负荷的前提下，查表求得FMEP值，从而估算得到活塞环与气缸壁间的摩擦生成热：

式中，为发动机活塞环与气缸壁面间摩擦产生的热流量，FMEP为柴油机运动件的摩擦损失及附件损失平均有效压力，V_h为气缸排量；

一个循环中缸内工质与燃烧室内壁面的对流换热量为：

ΔQ_{g_w_h}为一个循环中缸内工质向燃烧室壁面的对流换热量；

一个循环中缸内工质与燃烧室壁面的辐射放热量为：

ΔQ_rd为一个循环中气体向燃烧室壁面的辐射放热量，为循环中工质与燃烧室的平均接触面积，/>为循环中气体的平均温度，/>为循环中燃烧室的平均壁温；

一个循环中活塞环与气缸壁面间摩擦产生的热量为：

ΔQ_fr＝2*0.5*FMEP*V_h

ΔQ_fr为一个循环中活塞环与气缸壁面间摩擦产生的热量；

该循环内燃烧室壁面材料吸收的净热量：

ΔQ_w＝ΔQ_{g_w_h}+ΔQ_fr+ΔQ_rd-ΔQ_{w_c}

该循环内燃烧室壁面温度的变化量：

下一工况开始时的燃烧室壁温：

为下一工况的燃烧室内壁面温度，/>为当前工况的燃烧室内壁面温度，为下一工况的燃烧室外壁面温度，/>为当前工况的燃烧室外壁面温度。

8.根据权利要求1所述动态工况下基于量化关系解析的车用柴油机热管理方法，其特征在于，在步骤5中，所述子冷却系统包括增压中冷器、EGR冷却器、机油冷却器、整车散热器；

增压中冷器的热负荷以及所需冷却剂流量为：

V_{IC_C}为中冷器的冷却介质容积流量，m_air为新鲜空气的质量流量，CP_air为新鲜空气的定压比热，ρ_IC为中冷器冷却介质的密度，CP_IC为中冷器冷却介质的定压比热，T_{IC_C2}为中冷器冷却介质的出口温度，T_{IC_C1}为中冷器冷却介质的入口温度，T_{IC_G1}为中冷器新鲜空气的入口温度，T_{In_G2}为中冷器新鲜空气的出口温度；

EGR冷却器的热负荷以及所需冷却剂流量为：

式中，m_{EGR_G}为EGR燃气的质量流量，CP_{EGR_G}为EGR燃气的定压比热，V_{EGR_C}为EGR冷却器冷却介质的容积流量，ρ_{EGR_C}为EGR冷却器冷却介质的密度，CP_{EGR_C}为EGR冷却器冷却介质的定压比热，T_{EGR_C2}为EGR冷却器冷却介质的出口温度，T_{EGR_C1}为EGR冷却器冷却介质入口温度，T_{EGR_G1}为EGR冷却器燃气的入口温度，T_{EGR_G2}为EGR冷却器燃气的出口温度；

机油冷却器的热负荷以及所需冷却剂流量为：

m_{OIL_O}为机油的质量流量，CP_{OIL_O}为机油的定压比热，V_{OIL_C}为机油冷却器冷却介质的容积流量，ρ_{OIL_C}为机油冷却器冷却介质的密度，CP_{OIL_C}为机油冷却器冷却介质的定压比热，T_{OIL_C2}为机油冷却器冷却介质的出口温度，T_{OIL_O1}为机油冷却器中机油的入口温度，T_{OIL_O2}为机油冷却器中机油的出口温度，T_{OIL_C1}为机油冷却器中冷却介质的入口温度。

9.根据权利要求8所述动态工况下基于量化关系解析的车用柴油机热管理方法，其特征在于，在步骤5中，所述整车散热器用于为增压中冷器、EGR冷却器、机油冷却器和燃烧室冷却器进行散热，散热器风扇需提供的冷却空气的容积流量为：

m_{rad_W}为散热器被冷却介质的质量流量，CP_{rad_W}为散热器被冷却介质的定压比热，；V_{rad_a}为散热器风扇需提供的冷却空气的容积流量，ρ_{rad_a}为散热器风扇提供的冷却空气的密度，CP_{rad_a}为散热器风扇提供的冷却空气的定压比热，T_{rad_a2}为散热器空气的出口温度，T_{rad_W1}为被冷却介质在散热器入口处的温度，T_{rad_W2}为待冷却介质在散热器出口处的温度，T_{rad_a1}为散热器空气的入口温度。