重型柴油機(jī)冷卻風(fēng)扇和水泵的功率分配控制對(duì)熱管理系統(tǒng)總能耗的影響謝輝康娜

1、網(wǎng)絡(luò)出版時(shí)間：2014-01-03 16:58網(wǎng)絡(luò)出版地址：第*卷 第*期 201*年*月天津大學(xué)學(xué)報(bào)（自然科學(xué)與工程技術(shù)版）Journal of Tianjin University（Science and Technology）Vol.* No.*.*. 201*DOI：10.11784/tdxbz201311019重型柴油機(jī)冷卻風(fēng)扇和水泵的功率分配控制對(duì) 熱管理系統(tǒng)總能耗的影響謝輝，康娜（天津大學(xué)內(nèi)燃機(jī)燃燒學(xué)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，天津 300072）摘 要：在保證發(fā)動(dòng)機(jī)熱安全的前提下，充分降低附件（電動(dòng)水泵和電動(dòng)風(fēng)扇）的總能耗是熱管理系統(tǒng)控制的重要 目標(biāo).本文針對(duì)一款重型卡車用柴油機(jī)，在 GT

2、-SUITE 平臺(tái)上系統(tǒng)研究了電動(dòng)風(fēng)扇和電動(dòng)水泵功率分配對(duì)熱管理系統(tǒng) 運(yùn)行總能耗的影響規(guī)律，提出了風(fēng)扇和水泵功率分配控制策略.為了減少水溫控制的波動(dòng)，降低系統(tǒng)控制能耗，本文 提出采用一種基于主動(dòng)擾動(dòng)觀測(cè)的控制算法.通過穩(wěn)態(tài)工況和 HUDDS 循環(huán)工況的仿真，驗(yàn)證了該算法降低能耗的效 果.結(jié)果表明：穩(wěn)態(tài)工況下風(fēng)扇和水泵功率分配的不同可造成 2%-56%的總能耗差異.HUDDS 工況下，通過風(fēng)扇和水泵 的功率分配控制，總能耗可節(jié)能約 8%.相對(duì)于 PID 水溫控制，采用主動(dòng)抗擾控制算法可節(jié)約附件總能耗 5%左右，出 口水溫和溫差控制精度可分別改善 24%，40%. 關(guān)鍵詞：熱管理系統(tǒng)一維建模，風(fēng)扇

3、和水泵功率分配控制，主動(dòng)抗擾控制算法，附件總能耗復(fù)合優(yōu)化策略； 中圖分類號(hào)：TK422文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A文章編號(hào)：0493-2137（201*）00-0000-00The Influence of Power Distribution Optimized Control of Fan and Pump on the Total Power Consumption in Thermal Management SystemXie Hui ，Kang Na( State Key Laboratory of Engines，Tianjin University, Tianjin 300072，China)

4、Abstract：The power consumption optimization of auxiliaries in thermal management system is of great impor- tance in improving the engine efficiency. In this paper, a dual loop optimization strategy (ODRC, optimized control, active disturbance rejection control) has been proposed to figure out the re

5、lated influences of fan and pump power distribution on the total power consumption. Besides, in ODRC, an innovative control method-active disturbance rejection control (ADRC) has been developed to get better temperature tracking performance despite its nonlinear nature, time delay and various respon

6、se times. Based on the Simulink-GT-Suite platform, the power reduction in- fluence of those two loops has been conducted. Compared with fixed both inlet and outlet temperature difference,ODRC has witness a reduction of power consumption of 8% through optimized power distribution map. Further- more,

7、ODRC has got further 5% reduction in power consumption due to 24% and 40% increase in Tout and T control. Based on our research, ODRC has been validated as a potentially effective method in thermal manage- ment control.Keywords： one-dimension model for thermal management; ODRC ; power distribution o

8、f fan and pump ;active disturbance rejection control method隨著汽車節(jié)能減排要求的日益提高，發(fā)動(dòng)機(jī)熱 管理系統(tǒng)面臨新的挑戰(zhàn).傳統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)熱管理系統(tǒng)中 水泵、風(fēng)扇等附件的轉(zhuǎn)速與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速硬性機(jī)械耦合，在部分工況，尤其是高轉(zhuǎn)速中低負(fù)荷下附件浪 費(fèi)嚴(yán)重1-3.為此，以電動(dòng)水泵、電動(dòng)風(fēng)扇等可變附 件為代表的智能熱管理系統(tǒng)引起了業(yè)內(nèi)的廣泛關(guān)注.收稿日期：2013-11-07；修回日期：2013-12-16. 基金項(xiàng)目：國(guó)家重點(diǎn)基礎(chǔ)研究計(jì)劃(973 計(jì)劃)資助項(xiàng)目（2011CB707206）. 作者簡(jiǎn)介：謝 輝（1970），男，博士，教授通訊作者：謝

9、 輝，xiehui.密歇根大學(xué)的 Hoon Cho4、Ricardo 公司的 Pascal Revereault5 等人采用電控冷卻水泵取代了機(jī)械水 泵，通過降低寄生損失和啟動(dòng)階段摩擦損失，使水 泵節(jié)能約 87%.Robert W.page6 等人在 M1084A1 FMTV 5 噸的貨車同時(shí)安裝了電動(dòng)水泵、電動(dòng)風(fēng)扇 和電子節(jié)溫器，其穩(wěn)態(tài)工況下的燃油消耗率降低了 5-20%.Behr 公司7在配備有電動(dòng)水泵和電動(dòng)風(fēng)扇 的熱管理系統(tǒng)上研究發(fā)現(xiàn)：發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率下，電 動(dòng)風(fēng)扇和電動(dòng)水泵的功率分配可對(duì)熱管理系統(tǒng)總能 耗產(chǎn)生顯著影響，其差異可達(dá) 2%-10%.因此，對(duì)于 智能熱管理系統(tǒng)，實(shí)現(xiàn)電動(dòng)風(fēng)扇和電

10、動(dòng)水泵功率的 優(yōu)化分配控制，具有降低系統(tǒng)運(yùn)行能耗的巨大潛力. 確保水溫處于合理值是熱管理系統(tǒng)的首要控制 目標(biāo).由于發(fā)動(dòng)機(jī)水溫控制存在大時(shí)滯、非線性、 多 變 量 耦 合 等難點(diǎn) ， 目 前 常 規(guī) 的 PID8,9 、 Lyapnov10,11及模糊12,13等控制方法，基于水溫偏 差進(jìn)行反饋控制，需要大量實(shí)驗(yàn)標(biāo)定，且控制過程 中效率較低，能量消耗較大.因此，采用先進(jìn)的水 溫跟蹤控制算法，降低控制對(duì)模型的依賴性以及控 制過程中的波動(dòng)，是降低熱管理系統(tǒng)運(yùn)行能耗的另一重要途徑.本文針對(duì)一款重型卡車用柴油機(jī)，在 GT- SUITE 平臺(tái)上系統(tǒng)研究了電動(dòng)風(fēng)扇和電動(dòng)水泵功 率對(duì)熱管理系統(tǒng)運(yùn)行總能耗的影響

11、規(guī)律，提出了風(fēng) 扇和水泵功率分配控制策略.為了減少水溫控制的 波動(dòng)，降低系統(tǒng)控制能耗，本文提出采用一種基于 主 動(dòng) 擾 動(dòng) 觀 測(cè) 的 控 制 算 法 . 通 過 穩(wěn) 態(tài) 工 況 和 HUDDS 循環(huán)工況的仿真，驗(yàn)證了該附件總能耗復(fù) 合優(yōu)化算法降低能耗的效果.1發(fā)動(dòng)機(jī)及熱管理系統(tǒng)建模和校核為了分析熱管理系統(tǒng)附件能耗優(yōu)化控制的規(guī) 律，以及發(fā)動(dòng)機(jī)水溫控制的難點(diǎn)，本文利用 GT- SUITE 一維仿真軟件搭建了發(fā)動(dòng)機(jī)及熱管理系統(tǒng) 仿真模型，如圖 1 所示.模型主要由發(fā)動(dòng)機(jī)本 體、缸體缸套傳熱、潤(rùn)滑油路和外部冷卻循環(huán)回 路組成.其中電動(dòng)風(fēng)扇和水泵的控制策略集成于 Matlab/Simulink 模塊中

12、，并實(shí)現(xiàn)了與 GT-SUITE 的耦合仿真分析.圖 1 發(fā)動(dòng)機(jī)熱管理系統(tǒng) GT-SUITE 示意圖Fig.1 Construction of engine thermal management System1.1 發(fā)動(dòng)機(jī)一維仿真模型構(gòu)建如圖 1 所示，本文選用濰柴 WP12.480 柴油機(jī) 作為建模對(duì)象，具體參數(shù)如表 1 所示.發(fā)動(dòng)機(jī)本體 集成了進(jìn)排氣、燃油等多個(gè)系統(tǒng).發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒模型 采用 Wiebe 放熱模型 . 發(fā)動(dòng)機(jī) 傳 熱 模 型 采 用 Woschni 模型，并考慮了多區(qū)缸頭和缸套傳熱.圖 2 給出了發(fā)動(dòng)機(jī)外特性扭矩和有效燃油消耗率校核曲 線，誤差在 1%以內(nèi).表 1 發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)Ta

13、b1. Engine specification機(jī)型|WP 12 480氣缸數(shù)6排量/L11.596燃油柴油壓縮比17:1最大輸出功率/kW353額定功率轉(zhuǎn)速/(r.min-1)2100圖 2 發(fā)動(dòng)機(jī)外特性扭矩和 BSFC 校核Fig. 2Engine external characteristic validation1.2 熱管理系統(tǒng)一維仿真模型構(gòu)建采用 GT-SUITE 的標(biāo)準(zhǔn)模塊，構(gòu)建了由節(jié)溫 器、風(fēng)扇、散熱器、水箱、水泵等主要部件構(gòu)成的 車用重型柴油機(jī)熱管理系統(tǒng)模型.其中，風(fēng)扇、水泵（轉(zhuǎn)速/流量/壓升）、散熱器（水側(cè)和空氣側(cè)流量/ 壓降/傳熱量）均采用了基于特性 MAP 的建模方式.

14、 冷卻水流動(dòng)狀態(tài)由一維 N-S 流動(dòng)方程來描述.熱管理系統(tǒng)主要部件的基本參數(shù)如表 2 所示. 水泵和風(fēng)扇 的特性 MAP 如圖 3 所示.表 2 熱管理系統(tǒng)基本參數(shù)Tab.2 Basic parameters of thermal management system參數(shù)名稱系統(tǒng)參數(shù)冷卻介質(zhì)乙二醇/水（50/50）節(jié)溫器全開溫度/90水泵傳動(dòng)比1.7風(fēng)扇傳動(dòng)比1.17散熱器長(zhǎng)/寬/厚/mm1100/1040/130額定功率點(diǎn)液氣側(cè)溫差/62（a）水泵特性 MAP圖 4 風(fēng)扇能耗仿真與實(shí)驗(yàn)值對(duì)比Fig.4 Fan power validation圖 5 水泵給水量仿真與實(shí)驗(yàn)值對(duì)比Fig.5 Coo

15、lant mass flow rate validation基于上述附件的標(biāo)定結(jié)果，本文以傳統(tǒng)熱管理 為例，在八個(gè)工況點(diǎn)（1200 r/min,1900 r/min 兩個(gè)轉(zhuǎn) 速， 25、50、75、100% 四種負(fù)荷）對(duì)冷卻液帶走 熱量進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)校核，結(jié)果如圖 6 所示.可以看出模 型在 8 個(gè)工況點(diǎn)的散熱量估算誤差均在 5%以內(nèi).（a）1200r/min(b) 風(fēng)扇特性 MAP圖 3 水泵和風(fēng)扇特性 MAPFig.3 The performance MAP of fan and pump1.3熱管理系統(tǒng)一維仿真模型的標(biāo)定根據(jù)實(shí)測(cè)的風(fēng)扇和水泵能耗數(shù)據(jù)，標(biāo)定了空氣 側(cè)阻力系數(shù)和冷卻液回路的阻力系

16、數(shù).通過校核，風(fēng) 扇能耗的實(shí)驗(yàn)和仿真值偏差可以控制在 5%以內(nèi)，如 圖 4 所示.其次對(duì)不同工況下水泵給水量進(jìn)行校核， 偏差在 1%以內(nèi)，如圖 5 所示.(b)1900r/min圖 6 不同工況下冷卻水帶走熱量實(shí)驗(yàn)與仿真對(duì)比值Fig.6 Validation of coolant heat transfer rate2風(fēng)扇和水泵功率分配對(duì)附件總能耗的影響 及面向控制的建模2.1 風(fēng)扇和水泵功率分配對(duì)附件總能耗的影響規(guī)律圖 7 為額定轉(zhuǎn)速（2100r/min）下，發(fā)動(dòng)機(jī)出 口水溫一定時(shí)風(fēng)扇和水泵功率分配對(duì)于附件總能耗的影響曲線.可以看到，隨著負(fù)荷的下降，附件總 能耗整體降低，且總能耗最優(yōu)點(diǎn)（紅點(diǎn)

17、）逐漸向水 泵功率減小的方向偏移.隨著水泵功率的增大，風(fēng) 扇功率逐漸降低，附件總能耗特性呈 U 型規(guī)律變 化.發(fā)動(dòng)機(jī) 100%和 75%負(fù)荷時(shí)，隨著水泵功率的增 加，風(fēng)扇功率略微下降，降幅很小，不同功率分配 對(duì)應(yīng)的總能耗差異僅在 2%-6%之間.在 50%和 25% 負(fù)荷下，風(fēng)扇功率受水泵功率變化的影響增強(qiáng)，使 得總能耗變化幅度增加，不同功率分配下的總能耗 差異在 11%-56%之間.即，功率分配帶來的節(jié)能效 果隨著負(fù)荷的下降而增大（2%增大至 56%）.在風(fēng) 扇和水泵功率分配的過程中，還需要同時(shí)考慮水泵 自身給水能力（轉(zhuǎn)速不能超越上限）和發(fā)動(dòng)機(jī)熱應(yīng) 力（進(jìn)出口溫差和出口水溫控制在合理范圍內(nèi)）

18、的 雙重限制.圖 7 2100r/min 不同負(fù)荷下總能耗隨風(fēng)扇水泵功率分配變 化特性曲線Fig.7 power distribution characteristic of fan and pump under 2100r/min,different load圖 8 為發(fā)動(dòng)機(jī) 75%負(fù)荷不同轉(zhuǎn)速相同出口水溫下附件總能耗隨風(fēng)扇和水泵功率分配變化的特性曲 線.在此工況下，附件總能耗隨著功率分配變化呈 U 型分布.隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速(1900r/min 到 1300r/min)的 降低，由風(fēng)扇和水泵功率分配帶來的節(jié)能潛力逐步 減小(21%至 11%).圖 8 75%負(fù)荷不同轉(zhuǎn)速下總能耗隨風(fēng)扇水泵功率分

19、配變化特 性曲線Fig.8 power distribution characteristic of fan and pump under different engine speeds,75%load圖 9 為發(fā)動(dòng)機(jī) 1300r/min,75%負(fù)荷下不同出口水溫下(90-105)附件總能耗隨功率分配變化的特性 曲線.可以發(fā)現(xiàn)，隨發(fā)動(dòng)機(jī)出口水溫提高，風(fēng)扇功率 顯著降低，使得附件總能耗整體下降, 但節(jié)能潛力 潛力增大（由 9%升高至 18%）. 附件總能耗最優(yōu)點(diǎn) 向水泵功率降低的方向偏移.圖 9 1300r/min,75%負(fù)荷下不同出口水溫下總能耗隨風(fēng)扇水 泵功率分配變化特性曲線Fig.9 po

20、wer distribution characteristic of fan and pump under different outlet temperature at 1300r/min,75%load綜上所述，發(fā)動(dòng)機(jī)附件總能耗隨著附件功率分配規(guī)律始終呈 U 型分布.額定轉(zhuǎn)速下，隨著負(fù)荷的增大，功率分配帶來的能耗差異逐步增大（2%- 56%）；部分負(fù)荷，隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速降低，功率分配Q& 2= e C a m&a (Tout - T )（5）帶來的節(jié)能潛力下降（21%至 11%）.出口水溫升e = (Te- T) / (Tout- T )（6）高，附件總能耗下降，功率分配的節(jié)能潛力增大.在附件

21、功率分配的過程中，需要考慮發(fā)動(dòng)機(jī)熱安全 線（出口水溫最大值和進(jìn)出口溫差最大值）和水泵 風(fēng)扇給水能力線（水泵風(fēng)扇轉(zhuǎn)速最大值）的限制.式（4）（5）中： 為換熱器效率；Tr 為散熱器冷卻 液出口溫度，Te 和 T 為空氣升高的溫度和環(huán)境溫 度；發(fā)動(dòng)機(jī)入口水溫為：2.2 面向附件總能耗優(yōu)化控制的建模為實(shí)現(xiàn)熱管理系統(tǒng)總能耗與風(fēng)扇水泵功率的分Tinm& 1T out + m& 2Tr=m&（7）配，并保證熱管理系統(tǒng)中水溫的有效控制，本節(jié)建 立了熱管理系統(tǒng)面向附件總能耗優(yōu)化控制的模型.式中，m1 和 m2 分別為小循環(huán)和大循環(huán)水流量.基于上述（1）-（7）式推導(dǎo)，在附件功率分配 過程中，需要考慮電動(dòng)風(fēng)扇功

22、率 Pfan 和電動(dòng)水泵功系統(tǒng)的物理模型示意圖如圖 10 所示.率 Ppump分配對(duì)于附件總能耗的影響規(guī)律.根據(jù)轉(zhuǎn)速比例定律，風(fēng)扇和水泵的能耗分別于對(duì)應(yīng)的流量成三次方關(guān)系.由此推導(dǎo)可得：p pump = A m&= A Q&/ Cc (Tout - T) = A Q&1/ Cc D T（8）13333333in333 33P fan = B m& a= B Q&/ Cea2(Tout - T )（9）圖 10 熱管理系統(tǒng)物理模型Fig.10 Thermal-fluid schematic of thermal management其中 A、B 為水泵和風(fēng)扇設(shè)計(jì)參數(shù)，可通過風(fēng) 扇和水泵性能測(cè)試曲

23、線予以標(biāo)定.本文中假定附件總 能耗為 Psum，將(8)和（9）式帶入可得：33systemPsum= Ppump + PfanAQ= =1+33BQ23 63（10）發(fā)動(dòng)機(jī)熱管理系統(tǒng)被抽象為由產(chǎn)熱源（發(fā)動(dòng)Cc D TC a e(Tout - T )機(jī)）和散熱源（散熱器）組成的熱平衡系統(tǒng).發(fā)動(dòng) 機(jī)產(chǎn)生的熱量經(jīng)缸壁與冷卻液換熱，冷卻液經(jīng)過散 熱器與空氣換熱，保證冷卻液溫度可控.由能量守 恒可得：發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)：dT 根據(jù)上述（10）式，可以得到以下兩個(gè)基本規(guī)律：pum pfanD T 不變時(shí)，隨著 T out 的增大， P和 P均 減小，總能耗 Psum 降低.Tout 不變時(shí)，Ppump 減小時(shí)，

24、m& 降低，散熱器水側(cè)雷諾數(shù)降低，導(dǎo)致了水側(cè)換熱系數(shù)降低，散 熱器換熱效率 e 降低15，為滿足發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻需C out = Q&edtin- Q&（1）1求，風(fēng)扇轉(zhuǎn)速升高，Pfan 增大.在 Pfan 減小與其中 Ce 為發(fā)動(dòng)機(jī)熱容；Qin 為發(fā)動(dòng)機(jī)缸壁與冷卻水 傳熱量：Ppump 增大的折中過程中，總能耗 Psum 理論上存在最優(yōu)點(diǎn).Q&= ainw cA (T 1D T- T+)wout2（2）3附件總能耗復(fù)合優(yōu)化算法設(shè)計(jì)Q1 為冷卻水帶走的熱量：基于上述分析，本文提出一種簡(jiǎn)單易行附件總Q&1 = C c m& (Tout - Tin )（3）能耗復(fù)合優(yōu)化算法 ODRC(optimal c

25、ontrol, active disturbance rejection control).1.依據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、式（1）（2）（3）中：a wc 為缸壁與冷卻水之間的換熱系數(shù) 14(與水側(cè)雷諾數(shù)、普朗特?cái)?shù)相關(guān))；Tw, Tout, Tin, T 分別為發(fā)動(dòng)機(jī)缸壁溫度、出口水溫、進(jìn) 口水溫、進(jìn)出口溫差；冷卻液流量和比容分別為 m& 和 Cc,散熱器側(cè)：dT 負(fù)荷變化，由風(fēng)扇和水泵功率優(yōu)化分配模塊給出優(yōu) 化的風(fēng)扇和水泵功率，進(jìn)而通過水溫計(jì)算模塊給出 理想的出口水溫和溫差控制目標(biāo)，實(shí)現(xiàn)附件功率分 配優(yōu)化(第一級(jí)優(yōu)化).2.基于上述功率分配優(yōu)化算 法， 采用主動(dòng)抗擾控制方法 16 （ ADRC， ac

26、tiveC r = - Q&+ Q&- Q&（4）disturbance rejection control），提高目標(biāo)水溫的閉r dt 012環(huán)控制效率，降低瞬態(tài)過程的控制能耗（第二級(jí)優(yōu)其中，Cr 為散熱器熱容，Q0 為散熱器散熱損失，Q2為空氣帶走的熱量：化），利用兩級(jí)優(yōu)化降低附件總能耗.控制框架如 圖 11 所示.圖 11 熱管理系統(tǒng)附件能耗復(fù)合優(yōu)化控制架構(gòu)Fig.11 Control Structure of ODRC on thermal management此控制框架中包括附件功率分配模塊和自抗擾 控制器(ADRC).其中，“附件功率分配模塊”根 據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)工況確定最佳的風(fēng)扇和水泵和

27、功率（Pfan 和 Ppump），經(jīng)“目標(biāo)水溫模塊”計(jì)算，即在發(fā)動(dòng) 機(jī)特定工況下可由式（8）和（9）計(jì)算出此工況下 發(fā)動(dòng)機(jī)理想的最佳出口水溫(Tout) 和進(jìn)出口溫差（ D T ）.最后 Tout 和 D T 基于兩個(gè) ADRC 控制模 塊，分別由 Ufan 和 Upump 進(jìn)行水溫的閉環(huán)控制.（b）風(fēng)扇功率優(yōu)化 MAP圖 12 熱管理系統(tǒng)風(fēng)扇和水泵功率優(yōu)化分配 MAP Fig.12 optimized power distribution map of fan and pump 3.2 基于 ADRC 的低能耗水溫閉環(huán)控制為實(shí)現(xiàn)水溫的閉環(huán)控制，基于上述（ 1）-（7）式，將熱管理系統(tǒng)模型歸納

28、為用于控制的兩 輸入兩輸出系統(tǒng)：3.1 基于風(fēng)扇和水泵功率的優(yōu)化分配 C dTout = aA T - TD T+ - C m& T- T風(fēng)扇和水泵的功率分配模塊可通過式（11）求得附件功率分配最優(yōu)解： edt dTinw c 1 ( w&out)2c ( out)in （12）hJ = m in( P fan + Ppum p + P friction + P eatloss )（11）C r= - Q 0 + C c m& (Tout - Tin ) - e C a m& a (Tout - T )dt s.t . Tout Tout _ lim it ; D T D Tlim itN p

29、um p N pum p _ m ax ; N fan N fan _ m ax其中由于本文中發(fā)動(dòng)機(jī)目標(biāo)出口水溫均高于節(jié)溫 器 全 開 時(shí) 溫 度 ， 故 假 定 Tin=Tr. 控 制 目 標(biāo) 為fa naTout,Tin,控制變量為分別為風(fēng)扇轉(zhuǎn)速 u= m& 和水泵其中，Pheatloss 和 Pfriction 為發(fā)動(dòng)機(jī)與外界熱交換 損失和摩擦損失,本文暫不考慮.但上述最優(yōu)求解過轉(zhuǎn)速 upum p= m&.將（12）變形為可以用于控制的狀態(tài)程較為復(fù)雜，為簡(jiǎn)化求解過程，本文中通過標(biāo)定形空間，如(13)所示：成發(fā)動(dòng)機(jī)全工況范圍下風(fēng)扇和水泵功率優(yōu)化分配 & Tout Tout u fa n （

30、13） & = A ( t ) + B ( t ) MAP（圖 12，出口水溫為 363K），進(jìn)而實(shí)現(xiàn)附件總能耗的第一級(jí)優(yōu)化： Tin 其中 Tin u p u m p a A T a Aw c 1 w - w c 1 a A C r T& - w c 1 -i n 0 -e C (T - T ) C T2C2CC eT a out CA (t )= e outeein B (t ) = ea a o u t e C m (T - T ) Q 0 -C c (T o u t - Ti n ) 0C r ToutC r TinC r（a）水泵功率優(yōu)化 MAP為實(shí)現(xiàn)水溫的閉環(huán)控制，基于 ADRC

31、思想， 將式（13）轉(zhuǎn)換為兩個(gè)一階微分方程，其中，風(fēng)扇 回路模型可轉(zhuǎn)換為：outoutinfanpum pT& = A (1,1)T + A (1, 2 )T + B (1,1) u+ B (1, 2 ) u（14）= f fan + b0 fan u fan&其中 ff a nQi n - C r T i n- Q0=C為風(fēng)扇回路擾動(dòng) ， b0 是eB(1,2)在某一個(gè)固定工況點(diǎn)下近似的常數(shù). 類似對(duì)（13）進(jìn)行變形如下：T& = A ( 2 , 1)T+ A ( 2 , 2 )T + B ( 2 , 1) u+ B ( 2 , 2 ) uinoutinfanpum p （15）ODRC 與

32、 PID 控制算法在水溫控制精度和能耗方 面的差異.采用 ITAE18（誤差絕對(duì)值對(duì)時(shí)間積分= fpum p+ bu0 pum p pum p的性能指標(biāo)），即其中f pum p =0a a out 為水泵回路擾動(dòng)；- Q& - e C m& (T- T )C rJ ITAE=t e (t ) dt0（20）針對(duì) Tout 和 Tin 兩個(gè)回路分別設(shè)計(jì)一階 ADRC 控制器，由于兩個(gè)回路設(shè)計(jì)類似，故本文僅以 Tout 回路為例對(duì) ADRC 控制器算法予以說明. 首先 ADRC 控制器將(13)式將轉(zhuǎn)化為如下狀態(tài)空間： x&1 = x 2 + b0 fa n u fa n作為水溫控制精度的評(píng)價(jià)指標(biāo)

33、.4.1 ODRC 階躍測(cè)試控制效果分析圖 13 給出了發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速下負(fù)荷階躍（5bar 到 20bar）時(shí) ODRC 與 PID 的控制效果對(duì)比. x& 2 = h y = x1 x& = A x + B u fan + E h y = C z（16）（17）其中 x2=ffan 為擴(kuò)張狀態(tài)，h= f&未知擾動(dòng)，Z2 是fa n真實(shí)擾動(dòng)的觀測(cè)值,且（a） 負(fù)荷階躍溫差控制效果對(duì)比A = 0 1 , B = 0 0 b0 fan , C =1 0 , E = 0 . 1 0 于是，可以構(gòu)建線性狀態(tài)觀測(cè)器（LESO）： z& = A z + B u y = C zfan+ L ( y - y

34、)（18）12其中，L 是觀測(cè)器增益向量， z = zz T 是待觀測(cè)的狀態(tài)，也就是式（13）中的 Tout 和 ffan 的估計(jì)值.通過 設(shè) 計(jì)u fan = ( - Z 2 + u 0 ) / b0 fan的 控 制 律 ， 可 以 將(b) 負(fù)荷階躍出口水溫控制效果對(duì)比圖 13 額定工況點(diǎn)負(fù)荷階躍 ODRC 與 PID 控制效果對(duì)比（13）式近似變換為 yu0，該式很容易通過一個(gè) 比例控制進(jìn)行控制：Fig.13 Control performance comparison of ODRC and PID at rated point如上圖所示，在負(fù)荷階躍過程中，ODRC 中u 0 = K

35、 p ( r - z1 )（19）觀測(cè)器 LESO 通過對(duì)負(fù)荷變化帶來影響的主動(dòng)觀其中，r 是設(shè)定值，Z1 是 x1 的估計(jì)值，Kp 是比例 系數(shù).這里比例系數(shù)可以利用基于帶寬的參數(shù)整定 方法17實(shí)現(xiàn)快速調(diào)參.本文中風(fēng)扇和水泵的 ADRC 參數(shù)如下表 3 所示：表 3 風(fēng)扇水泵 ADRC 控制器參數(shù)Tab.3 Control parameters of fan and pump測(cè)，使得其風(fēng)扇轉(zhuǎn)速可以在水溫產(chǎn)生明顯偏差之前 產(chǎn)生補(bǔ)償動(dòng)作，比 PID 控制器的響應(yīng)更超前，從 而避免了調(diào)節(jié)過程中出現(xiàn)過高的風(fēng)扇轉(zhuǎn)速/功耗.因 此有效降低了控制能耗，提升了水溫控制的抗擾能 力,體現(xiàn)出更高的控制效率.變發(fā)

36、動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速工況下， 水溫控制效果與之類似.表 4 中給出了具體的對(duì)比 效果.控制參數(shù)b0w0wc風(fēng)扇-0.000480.30.03水泵-0.000450.60.12表 4 階躍測(cè)試控制效果評(píng)價(jià)Tab.4 Evaluation for the control performance by step test變負(fù)荷變轉(zhuǎn)速控制 方法ODRCPID改善%ODRCPID改善%4附件總能耗復(fù)合優(yōu)化策略效果驗(yàn)證在 第 一 節(jié)所建立的 仿真平臺(tái)上 ， 對(duì)比了 ITAE/Tout74710733030442729ITAE/T1001147913448793Psum/ kJ29471323298.812072129

37、736.9可以看出：發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和負(fù)荷階躍變化時(shí)，相對(duì)于 PID，ODRC 作用下的能耗改善約 6-8%， Tout 和 T 的 ITAE 優(yōu)化了 30%和 90%. 以上兩個(gè) 測(cè)試結(jié)果印證了 ODRC 中 ADRC 算法對(duì)降低控制 能耗，提升水溫控制抗擾能力發(fā)揮的重要作用.4.2 HUDDS 下控制效果對(duì)比在道路工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行工況頻繁波動(dòng)，水 溫的控制管理更為復(fù)雜多變.為了更系統(tǒng)地評(píng)價(jià) ODRC 的控制效果，本文在 HUDDS 工況下，設(shè)計(jì) 了三種控制測(cè)試實(shí)例(見表 5)，通過相互對(duì)比，評(píng) 價(jià)了 ODRC 中功率分配優(yōu)化和控制能耗優(yōu)化的優(yōu) 化效果. 出口水溫參考文獻(xiàn)19 中的優(yōu)化管理方 法

38、，設(shè)定發(fā)動(dòng)機(jī)怠速（N700rpm,BMEP5bar）時(shí) 目標(biāo)值為 368K，其余工況為保證發(fā)動(dòng)機(jī)安全性， 定為 363K.表 5 HUDDS 工況試控制效果對(duì)比Tab.5 Control performance under HUDDS driving cyclePIDPIDODRC功率分配_目標(biāo) T7KMAPMAP ITAE/Tout378935652866ITAE/T433445314Pfan/kJ1092981924Ppump/kJ110130133Psum/kJ120111111057通過對(duì)比表 5 中的第二列和第三列，水溫閉環(huán) 控制均采用 PID 算法，將功率未分配（進(jìn)出口溫 差固定為

39、 7K）變?yōu)榛诎l(fā)動(dòng)機(jī)工況查詢的功率分 配最優(yōu)值（基于功率分配 MAP）以后，Psum 改善 了 8%.這一結(jié)果驗(yàn)證了功率分配優(yōu)化（第一級(jí)優(yōu) 化）對(duì) Psum 改善的重要作用.在采用優(yōu)化的功率分 配算法的基礎(chǔ)上，將 PID 算法改換為 ADRC 算法（表 5 第四列，即 ODRC 算法），如圖 14 和圖15 所示.圖 14 HUDDS 工況 ODRC 與 PID 水溫控制/風(fēng)扇能耗效果對(duì)比Fig.14 Tout and fan power comparison of ODRC and PID under HUDDS cycle圖 15 HUDDS 工況 ODRC 與 PID 溫差控制/水泵能

40、耗效果對(duì) 比Fig.15 T and pump power consumption comparison of ODRC and PID under HUDDS cycle可以看到 , 水 溫 的 控 制 精 度 有 了 明 顯 提 升（Tout 控制精度提升 24%，T 的控制精度提升 40%），同時(shí)，Psum 也得到較大幅度的降低.其原 因在于：1.采用了控制效率更高的 ADRC 算法，其 控制過程的能耗得到了明顯的改善，具體表現(xiàn)為水 泵和風(fēng)扇的波動(dòng)幅度減小，高轉(zhuǎn)速運(yùn)行的比例顯著 下降.2.由于實(shí)際水泵和風(fēng)扇的功率分配值更趨于最 優(yōu)值（散熱器效率處于優(yōu)化值，只需要較低的風(fēng)扇 功率就可以實(shí)現(xiàn)

41、有效散熱），進(jìn)一步改善了 Psum. 由此驗(yàn)證了 ODRC 中第二級(jí)優(yōu)化（控制能耗優(yōu) 化）控制的有效性.綜上所述，在 HUDDS 道路工況下的驗(yàn)證結(jié) 果，進(jìn)一步說明了 ODRC 控制算法在功率分配和 控制能耗降低上的有效性（較無(wú)功率分配、采用 PID 控制的策略相比，Psum 改善 13%），是智能 熱管理系統(tǒng)節(jié)能控制的一種有效方案.5 結(jié) 論為降低智能熱管理系統(tǒng)電動(dòng)水泵和風(fēng)扇的總能耗： 1) 研究了熱管理系統(tǒng)附件總能耗與電動(dòng)水泵和風(fēng)扇功率分配的特殊規(guī)律:在電動(dòng)水泵和電動(dòng)風(fēng)扇功 率分配過程中，附件總能耗與功率分配之間呈 U 型 關(guān)系.通過兩者的功率分配調(diào)節(jié)，可產(chǎn)生 2%-56%的 總能耗優(yōu)化潛

42、力（隨發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷的減小/轉(zhuǎn)速的升 高而增大）；隨著發(fā)動(dòng)機(jī)出口水溫的增加，功率分 配節(jié)能潛力逐步增加（9%至 18%）.功率分配的最 優(yōu)值需要在發(fā)動(dòng)機(jī)熱安全線（出口水溫和進(jìn)出口溫 差的最高值）和水泵給水能力線（水泵轉(zhuǎn)速最高 值）所定義的有限窗口內(nèi)選取.2）提出了由電動(dòng)水泵和電動(dòng)風(fēng)扇功率分配優(yōu)化（第一級(jí)）和水溫閉環(huán)控制能耗優(yōu)化（第二級(jí)）組 成的兩級(jí)優(yōu)化策略 ODRC：根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)工況預(yù)估 最佳的風(fēng)扇和水泵功率輸出，實(shí)現(xiàn)第一級(jí)優(yōu)化；采 用 ADRC 控制方法，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)工況變化對(duì)水溫的 影響進(jìn)行主動(dòng)觀測(cè)和抑制，提升控制效率，降低控 制能耗，實(shí)現(xiàn)第二級(jí)優(yōu)化。3) 在 HUDDS 工況下的仿真驗(yàn)證結(jié)果表明：

43、與固 定目標(biāo) T 的策略（無(wú)功率分配優(yōu)化）對(duì)比，通過 標(biāo)定的風(fēng)扇水泵功率分配優(yōu)化 MAP 控制，附件總 能耗降低 8%；與 PID 控制方法相比，ODRC 可以 降低水溫的控制能耗，使附件總能耗改善約 5%， 同時(shí)使出口水溫和進(jìn)出口溫差的控制精度分別提高 了 24%和 40%，兩級(jí)優(yōu)化綜合節(jié)約附件總能耗13%.參考文獻(xiàn)：1 Frank Melzer, Ullrich Hesse. Thermomanagement C/SAE Paper. Detroit, Michigan, USA, 1999, 1999-01-0238.2 M. Gumus. Reducing cold-start emi

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