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CN117944431A - 一种混合动力冷链物流车的热管理系统及其控制方法 - Google Patents

一种混合动力冷链物流车的热管理系统及其控制方法 Download PDF

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CN117944431A
CN117944431A CN202410248036.5A CN202410248036A CN117944431A CN 117944431 A CN117944431 A CN 117944431A CN 202410248036 A CN202410248036 A CN 202410248036A CN 117944431 A CN117944431 A CN 117944431A
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CN
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battery
cab
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CN202410248036.5A
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谢文霏
徐兴
梁聪
高游游
李勇
邓小秋
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Jiangsu University
Original Assignee
Jiangsu University
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Publication date
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Abstract

本发明公开一种混合动力冷链物流车的热管理系统及其控制方法，包括双极压缩热泵空调子系统、发动机热管理子系统、电驱热管理子系统和电池热管理子系统，双极压缩热泵空调子系统包括高压级压缩机、低压级压缩机和中间冷却器；冷藏车厢进行分区域温度控制；通过布置在驾驶室、冷藏车、电池、电驱和发动机出水口附近的传感器采集对应舱室内的温度，并传输给整车控制单元判断当前系统的工作模式，进行上层模式逻辑切换，下层控制在某一工作模式下，通过控制策略对冷却液流量、风扇转速进行调整，优化动力电池温度，从而实现整车热管理系统的分层控制。本发明实现冷藏车高效节能的分区域温度控制，在全天候状况下以低能耗满足多种热管理需求。

Description

一种混合动力冷链物流车的热管理系统及其控制方法
技术领域
本发明涉及混合动力冷链物流车整车热管理系统技术领域，具体涉及一种混合动力冷链物流车的热管理系统及其控制方法。
背景技术
对于混合动力冷链物流车其本身具备复杂多变的热管理需求，现有技术大多为相互独立的热管理系统，如单一的冷藏车空调系统、驾驶室空调系统、发动机冷却系统、电驱冷却系统等，很少将各个热管理子系统进行耦合、集成。中国专利(CN116619988A)公开了一种用于新能源冷藏车的集成式热管理机组，该发明仅是将驾驶室空调系统和冷藏车空调系统进行集成，未将动力系统的冷却和余热回收与空调系统进行耦合，造成大量的能量浪费。
混合动力冷链物流车的冷藏车厢需具备分区域温度控制功能，以满足同时运输不同温度需求的货物。现有技术大多为在冷藏车厢内设置多个蒸发器，为不同区域供冷。中国专利(CN109017527A)公开发明了一种分区冷藏车及控制方法，该发明将冷藏车厢分为四个温度不同的区域，各安装一个蒸发器，并在车厢顶部通过结构设置太阳能电池板，虽然通过设置太阳能板能将太阳能转换为电能为车辆供电，但由于安装了多个蒸发器，不仅增加了冷藏车空调系统的制造成本，也会增加车辆的重量，造成燃油消耗率的提升。
发明内容
针对现有技术中存在不足，本发明提供了一种混合动力冷链物流车的热管理系统及其控制方法，实现冷藏车高效节能的分区域温度控制，在全天候状况下以低能耗满足多种热管理需求。
本发明是通过以下技术手段实现上述技术目的的。
一种混合动力冷链物流车的热管理系统，包括：
双极压缩热泵空调子系统，包括依次连通的高压级压缩机、第一四通阀、第二四通阀、车内冷凝器、第三四通阀、第二电子膨胀阀、车外冷凝器、第六电子膨胀阀和第四四通阀；所述第二电子膨胀阀两端分别通过第一单向阀、第二单向阀与第三三通阀的第二端口和第三端口连通；所述车内冷凝器出口依次连通中间冷却器、第三电子膨胀阀、第三单向阀和车外蒸发器，最后与第二板式换热器的一个端口连通，第二板式换热器的另一端口与第二四通阀的第三端口之间还依次连通低压级压缩机和第四三通阀所述车内冷凝器出口与第四四通阀的第四端口之间依次连通第五电子膨胀阀、中间冷却器；所述车外冷凝器和车外蒸发器之间设置第二风扇；第二三通阀的第三端口与第三四通阀的第一端口之间连接驾驶室换热器和第一电子膨胀阀，驾驶室换热器处设置第一风扇；第二三通阀的第一端口与第三四通阀的第四端口之间连接冷藏车蒸发器，冷藏车蒸发器处设置鼓风机；冷藏车蒸发器与冷藏柜之间设置两条管路，管路上分别设有第七电子膨胀阀和第八电子膨胀阀，用于分区域温度控制，两条管路的交点处设置分流阀；第三三通阀的第一端口与第一三通阀的第三端口之间连接第四电子膨胀阀和第一板式换热器，第一三通阀的第一端口与高压级压缩机连通，第一三通阀的第二端口与第一四通阀的第三端口连通；
发动机热管理子系统，包括依次连通的节温器、发动机系统、第一水泵、第六四通阀、第六三通阀、散热器、第五三通阀和第五四通阀，散热器处设有第三风扇；
电驱热管理子系统，包括依次连通的电驱系统、第二水泵、第八三通阀、第六四通阀、第六三通阀、散热器、第五三通阀、第五四通阀和第七三通阀；
电池热管理子系统，包括依次连通的第三水泵、电池系统、PTC、第七四通阀、第一板式换热器和第八四通阀。
上述技术方案中，第二三通阀的第二端口与第二四通阀的第一端口连通；第一四通阀的第四端口与第四四通阀的第一端口连通；第四三通阀的第三端口与第四四通阀的第二端口连通；第六四通阀的第一端口和第八四通阀的第一端口连通；第五四通阀的第三端口和第七四通阀的第三端口连通；第五三通阀的第一端口、第六三通阀的第二端口分别与第二板式换热器的一个端口连通。
上述技术方案中，双极压缩热泵空调子系统与电池热管理子系统通过第一板式换热器连通，第四电子膨胀阀与第一板式换热器的第一端口通过管道连通，第一板式换热器的第二端口与第一三通阀的第三端口通过管道连通，第一板式换热器的第三端口与第八四通阀的第二端口通过管道连通，第一板式换热器的第四端口与第七四通阀的第二端口通过管道连接。
上述技术方案中，双极压缩热泵空调子系统与发动机热管理子系统、电驱热管理子系统之间通过第二板式换热器连通，车外蒸发器的一个端口与第二板式换热器的第一端口通过管道连通，第二板式换热器的第二端口与第五三通阀的第二端口通过管道连通，第六三通阀的第一端口与第二板式换热器的第三端口通过管道连通，第二板式换热器的第四端口与低压级压缩机通过管道连通。
上述技术方案中，驾驶室冷藏车共用车内冷凝器，冷藏车蒸发器装配在冷藏车厢内，驾驶室换热器装配在驾驶室内。
上述技术方案中，车外冷凝器、车外蒸发器和第二风扇构成车外换热器。
一种混合动力冷链物流车的热管理系统的控制方法：通过布置在驾驶室、冷藏车、电池、电驱和发动机出水口附近的传感器采集对应舱室内的温度，并传输给整车控制单元判断当前系统的工作模式，进行上层模式逻辑切换，下层控制在某一工作模式下，通过控制策略对冷却液流量、风扇转速进行调整，优化动力电池温度，从而实现整车热管理系统的分层控制。
进一步地，所述模式逻辑切换，具体为：
判断冷藏车是否需要制冷，当需要制冷时，进一步判断驾驶室温度是否大于25℃，当大于25℃，若此时电池温度大于40℃，则开启驾驶室制冷(冷藏车制冷)和电池制冷模式，若此时电池温度小于等于40℃，则只开启驾驶室制冷(冷藏车制冷)模式；
当驾驶室温度小于16℃时，进一步判断此时电池温度是否小于20℃，当电池温度小于20℃，判断此时发动机或者电机是否工作，如果不工作，则开启驾驶室制热(双极压缩热泵空调)、冷藏车制冷和电池制热(PTC)模式；如果工作，则进一步判断此时余热量和需求量的关系，若余热量小于等于需求量，则同时开启发动机电驱余热加热驾驶室、冷藏车制冷和电池制热模式，若余热量大于需求量，则同时开启发动机电驱余热加热驾驶、冷藏车制冷、电池制热(PTC)和发动机电驱冷却模式；当电池温度大于等于20℃，进一步判断电池是否大于40℃，若大于40℃，判断发动机电机是否工作，如不工作，则同时开启驾驶室制热(双极压缩热泵空调)、冷藏车制冷和电池制冷模式；如工作，判断此时余热量和需求量的关系，若余热量小于等于需求量，则同时开启发动机电驱余热加热驾驶、冷藏车制冷和电池制冷模式，若余热量大于需求量，则同时开启发动机电驱余热加热驾驶、冷藏车制冷、电池制冷和发动机电驱冷却模式；当电池温度在20℃到40℃之间，此时不需要电池开启制冷或者制热模式，其他工作模式与上述相同；
当驾驶室温度介于16℃到25℃之间，此时判断电池温度是否大于40℃，若大于40℃，则开启冷藏车制冷和电池制冷模式；若小于等于40℃，进一步判断是否小于20℃，如果此时电池温度小于20℃且发动机电机不工作，则开启电池制热(PTC)和冷藏车制冷模式；如发动机电机工作，进一步判断余热量和需求量的关系，若余热量小于等于需求量，则开启发动机电驱余热加热电池和冷藏车制冷模式，若余热量大于需求量，则同时开启发动机电驱余热加热电池、冷藏车制冷和发动机电驱冷却模式；
若冷藏车不开启制冷，控制逻辑与上述相同，仅将冷藏车制冷时第三四通阀的第四端口和第二三通阀的第一端口关闭即可。
进一步地，下层控制在某一工作模式下，通过控制策略对冷却液流量、风扇转速进行调整，优化动力电池温度，具体为：
建立热管理模型，包括动力电池动态温度模型、发动机动态温度模型、电驱动态温度模型和考虑风扇对散热器影响的动态温度模型；
假设系统初始状态时散热器温度Tl的值为Tl,0、电驱温度Tel的值为Tel,0、发动机出水口温度Ten的值为Ten,0、动力电池温度Tb的值为Tb,0，在Tl,0、Tel,0、Ten,0、Tb,0处进行一阶泰勒展开，得到近似线性模型；将近似线性模型代入对应的动态温度模型，并通过欧拉公式离散化后，得到的状态空间方程，作为控制器的状态估计器：
X(k+i|k)＝AX(k+i-1|k)+BuU(k+i-1|k)+BvV(k+i-1|k)
Y(k+i|k)＝CX(k+i|k)
其中，X(k+i|k)是预测模型在k时刻对k+i时刻的状态量矩阵的估计值，选取动力系统在运行过程中的过程量Tb、Ten、Tel、Tl；U(k+i-1|k)是k时刻求解出k+i-1时刻最优控制序列的控制量，控制向量U为冷却液流量qw，qw控制在20L/min以内；V(k+i-1|k)是k时刻的输入系统模型的k+i-1时刻未来扰动量，扰动向量包括风扇转速Nfan、动力电池的产热量Qb、发动机内部产热量Qen、电驱内部产生的热量Qel、散热器内部产生的热量Ql以及周围环境温度Ta；Y(k+i|k)是k时刻对k+i时刻的状态输出量，为动力电池的温度Tb；A、Bu、Bv是系统当前时刻的参数矩阵，C是系统当前时刻输出量的参数矩阵；
建立代价函数：
式中，n和p分别是预测时域和控制时域的长度，Yref(k+i)是系统输出变量的设定目标值，Y(k+i)是k+i时刻的状态输出量，P是系统输出变量的权重系数矩阵、Q是系统输入变量的权重系数矩阵，且：P＝(w1)、Q＝(w2)，w1是输出变量的权重系数，w2是控制量的权重系数；
将动力电池温度优化问题转化为代价函数的最小值问题，最小值的代价函数为：
其中，Tb_ref(k+i)是动力电池的期望温度，Tb(k+i)为k+i时刻的动力电池温度，qw(k+i)为k+i时刻的冷却液流量；
通过求解最小值的代价函数，获取k+i时刻的动力电池温度。
进一步地，所述风扇转速的控制信号计算过程为：
e(t)＝Tgoal-Tactual
其中，Tgoal为目标温度，Tactual为实际温度，kp是比例增益，ki是积分时间常数，kd是微分时间常数。
本发明的有益效果为：
(1)本发明的双级压缩热泵空调子系统带有中间冷却器，提高了压缩机的效率，能够适应不同工作负荷下的需求，并且能有效降低系统压缩温度，提高系统制冷效率，提高冷藏车的制冷效果；在较低的环境温度下，也可从外界吸收热量，使得热泵空调系统在低温环境中的适应性增强。
(2)对于本发明的混合动力冷链物流车的热管理系统，通过模式切换，依据热管理需求和工况条件，实现驾驶室制冷(冷藏车制冷)模式、电池制冷模式、驾驶室制热(仅双极压缩热泵空调)模式、发动机电驱余热加热驾驶室模式、电池制热(PTC)模式、发动机电驱余热加热电池模式、驾驶室制冷(冷藏车制冷)与电池制冷模式、驾驶室制热与电池制冷模式、驾驶室制热与电池制热模式、驾驶室制热与冷藏车制冷模式、发动机电驱冷却模式在内的多个工作模式，并通过合理的余热利用降低了能耗；在制热系统方面，双级压缩热泵空调子系统充分利用热泵制冷剂循环能耗，通过反向特性循环提供加热功能，从而降低驾驶室加热的能耗；通过发动机电驱余热加热电池，降低系统加热电池的能耗，提高系统整体热管理效率；在雨雪天气时，通过发动机电驱余热加热驾驶室，及时清除挡风玻璃霜或雾，确保驾驶安全性；在制冷系统方面，通过驾驶室制冷(冷藏车制冷)与电池制冷协同工作，确保中温下驾驶室的热舒适性、冷藏车的恒温性；利用本发明的热管理系统，保证热管理系统各部件的安全性，并显著降低热管理能耗，达到系统性能的最优化。
(3)对于本发明的冷藏车分区域温度控制系统，该系统能够在同一辆冷藏车内部为不同货物提供特定温度环境，这样可以确保每一种货物都在其理想的温度范围内，从而最大限度地保持货物的新鲜度、质量和安全性。并且该系统也可以精确控制每个区域的温度，无需为整个冷藏车内部提供相同的温度，减少能源消耗，提高运输的效率。
(4)对于本发明的分层控制策略，上层采用逻辑控制整车热管理系统的工作模式，通过调控不同阀门，实现热泵系统制冷剂和冷却系统冷却液的流向变化，满足系统离散性需求。下层结合模型预测控制和PID控制，既考虑了系统的动态响应、未来预测，适应系统的非线性，满足其连续性要求，同时关注系统在短时间内的稳定性，实现整个控制系统在鲁棒性和精确性之间的平衡。这样的双层控制策略旨在综合优化系统性能，使其更具适应性、可维护性，并提高整车热管理系统的效率。
附图说明
图1为本发明所述阀门的端口示意图；
图2为本发明所述混合动力冷链物流车的热管理系统结构图；
图3为本发明所述分层控制策略流程图；
图4为本发明所述上层控制策略流程图；
图5为本发明所述冷藏车厢分区域温度控制系统结构示意图；
图6为本发明所述混合动力冷链物流车的热管理系统仅完成驾驶室制冷(冷藏车制冷)时的系统工作原理图；
图7为本发明所述混合动力冷链物流车的热管理系统仅完成电池制冷时的系统工作原理图；
图8为本发明所述混合动力冷链物流车的热管理系统仅完成驾驶室制热(仅双极压缩热泵空调)时的系统工作原理图；
图9为本发明所述混合动力冷链物流车的热管理系统仅完成发动机电驱余热加热驾驶室时的系统工作原理图；
图10为本发明所述混合动力冷链物流车的热管理系统仅完成电池制热(PTC)时的系统工作原理图；
图11为本发明所述混合动力冷链物流车的热管理系统仅完成发动机电驱余热加热电池时的系统工作原理图；
图12为本发明所述混合动力冷链物流车的热管理系统仅完成驾驶室制冷(冷藏车制冷)与电池制冷时的系统工作原理图；
图13为本发明所述混合动力冷链物流车的热管理系统仅完成驾驶室制热与电池制冷时的系统工作原理图；
图14为本发明所述混合动力冷链物流车的热管理系统仅完成驾驶室制热与电池制热时的系统工作原理图；
图15为本发明所述混合动力冷链物流车的热管理系统仅完成驾驶室制热与冷藏车制冷模式时的系统工作原理图；
图16为本发明所述混合动力冷链物流车的热管理系统仅完成发动机电驱冷却时的系统工作原理图；
其中：101-高压级压缩机，102-车内冷凝器，103-驾驶室换热器，104-第一风扇，105-驾驶室，106-第一电子膨胀阀，107-冷藏车蒸发器，108-鼓风机，109-冷藏柜，110-第七电子膨胀阀，111-第八电子膨胀阀，112-第二电子膨胀阀，113-第三电子膨胀阀，114-第四电子膨胀阀，115-车外冷凝器，116-车外蒸发器，117-第六电子膨胀阀，118-第五电子膨胀阀，119-中间冷却器，120-第二板式换热器，121-低压级压缩机，122-第二风扇，201-节温器，202-发动机系统，203-第一水泵，204-电驱系统，205-第二水泵，206-第三水泵，207-电池系统，208-PTC，209-第三风扇，210-散热器，211-第一板式换热器，V31-第一三通阀，V32-第二三通阀，V33-第三三通阀，V34-第四三通阀，V41-第一四通阀，V42-第二四通阀，V43-第三四通阀，V44-第四四通阀，V1-第一单向阀，V2-第二单向阀，V3-第三单向阀，V31f-第五三通阀，V32f-第六三通阀，V45-第五四通阀，V46-第六四通阀，V31d-第七三通阀，V32d-第八三通阀；V47-第七四通阀，V48-第八四通阀，109-1-左冷藏柜，109-2-右冷藏柜，500-1-空调系统左出风口，500-2-空调系统右出风口，501-隔板，503-分流阀。
具体实施方式
为了便于理解本发明，下面将参照相关附图对本发明进行更全面的描述。附图中给出了本发明的较佳实施例。但是，本发明可以以许多不同的形式来实现，并不限于所描述的实施例。例如，三通阀或四通阀可以通过单通阀或其他合理的阀门种类进行替换。相反地，提供这些实施例的目的是使对本发明的公开内容的理解更加透彻全面。下面将参考构成本说明书一部分的附图对本发明的各种具体实施方式进行描述。应该理解的是，本申请中所使用的诸如“第一”和“第二”等序数词仅仅用于区分和标识，而不具有任何其它含义，如未特别指明则不表示特定的顺序，也不具有特定的关联性。例如，术语“第一三通阀”本身并不暗示“第二三通阀”的存在。对于阀门的端口所使用的诸如“第一三通阀的第一端口”和“第二四通阀的第四端口”等，则按照图1进行标定。
图2示意的是本申请混合动力冷链物流车整车热管理系统中各部件和管路的连接关系，整车热管理系统包括双极压缩热泵空调子系统、发动机热管理子系统、电驱热管理子系统和电池热管理子系统，通过将以上子系统组合，可以使得整车综合热管理系统实现不同的热管理功能，包括驾驶室制冷(冷藏车制冷)、电池制冷、驾驶室制热(仅双极压缩热泵空调)、发动机电驱余热加热驾驶室、电池制热(PTC)、发动机电驱余热加热电池、驾驶室制冷(冷藏车制冷)与电池制冷、驾驶室制热与电池制冷、驾驶室制热与电池制热、驾驶室制热与冷藏车制冷、发动机电驱冷却。
双极压缩热泵空调子系统，包括依次连通的高压级压缩机101、第一四通阀V41、第二四通阀V42、车内冷凝器102、第三四通阀V43、第二电子膨胀阀112、车外冷凝器115、第六电子膨胀阀117、第四四通阀V44，第二电子膨胀阀112两端分别通过第一单向阀V1、第二单向阀V2与第三三通阀V33的第二端口和第三端口连通，车内冷凝器102出口(节点A)依次连通中间冷却器119、第三电子膨胀阀113、第三单向阀V3、车外蒸发器116，最后与第二板式换热器120的一个端口连通，第二板式换热器120的另一端口与第二四通阀V42的第三端口之间还依次连通低压级压缩机121、第四三通阀V34，车内冷凝器102出口(节点B)与第四四通阀V44的第四端口之间依次连通第五电子膨胀阀118、中间冷却器119，车外冷凝器115和车外蒸发器116之间设置第二风扇122；第二三通阀V32的第三端口与第三四通阀V43的第一端口之间连接驾驶室换热器103和第一电子膨胀阀106，驾驶室换热器103处设置第一风扇104；第二三通阀V32的第一端口与第三四通阀V43的第四端口之间连接冷藏车蒸发器107，冷藏车蒸发器107处设置鼓风机108；冷藏车蒸发器107与冷藏柜109之间设置两条管路，管路上分别设有第七电子膨胀阀110和第八电子膨胀阀111，用于分区域温度控制，两条管路的交点处设置分流阀503；第三三通阀V33的第一端口与第一三通阀V31的第三端口之间连接第四电子膨胀阀114和第一板式换热器211，第一三通阀V31的第一端口与高压级压缩机101连通，第一三通阀V31的第二端口与第一四通阀V41的第三端口连通。
发动机热管理子系统，包括依次连通的节温器201、发动机系统202、第一水泵203、第六四通阀V46、第六三通阀V32f、散热器210、第五三通阀V31f、第五四通阀V45，散热器210处设有第三风扇209。
电驱热管理子系统，包括依次连通的电驱系统204、第二水泵205、第八三通阀V32d、第六四通阀V46、第六三通阀V32f、散热器210、第五三通阀V31f、第五四通阀V45、第七三通阀V31d。
电池热管理子系统，包括依次连通的第三水泵206、电池系统207、PTC208、第七四通阀V47、第一板式换热器211、第八四通阀V48。
进一步地，第二三通阀V32的第二端口与第二四通阀V42的第一端口连通；第一四通阀V41的第四端口与第四四通阀V44的第一端口连通；第四三通阀V34的第三端口与第四四通阀V44的第二端口连通；第六四通阀V46的第一端口和第八四通阀V48的第一端口连通；第五四通阀V45的第三端口和第七四通阀V47的第三端口连通；第五三通阀V31f的第一端口、第六三通阀V32f的第二端口分别与第二板式换热器120的一个端口连通。
双极压缩热泵空调子系统与电池热管理子系统通过第一板式换热器211连通，第四电子膨胀阀114与第一板式换热器211的第一端口通过管道连通，第一板式换热器211的第二端口与第一三通阀V31的第三端口通过管道连通，第一板式换热器211的第三端口与第八四通阀V48的第二端口通过管道连通，第一板式换热器211的第四端口与第七四通阀V47的第二端口通过管道连接，通过第一板式换热器211进行换热，可以利用双极压缩热泵空调子系统对电池热管理子系统进行冷却。
双极压缩热泵空调子系统与发动机热管理子系统、电驱热管理子系统之间通过第二板式换热器120连通，车外蒸发器116的一个端口与第二板式换热器120的第一端口通过管道连通，第二板式换热器120的第二端口与第五三通阀V31f的第二端口通过管道连通，第六三通阀V32f的第一端口与第二板式换热器120的第三端口通过管道连通，第二板式换热器120的第四端口与低压级压缩机121通过管道连通。
进一步地，驾驶室105和冷藏车共用车内冷凝器102，冷藏车蒸发器107被装配在冷藏车厢内，吸收车厢内的热量，保持冷藏车厢正常货物冷藏温度；驾驶室换热器103被装配在驾驶室105内，吸收驾驶室的热量，保持驾驶室人员的体感温度适宜。
进一步地，车外冷凝器115、车外蒸发器116和第二风扇122构成车外换热器。
进一步地，发动机热管理子系统、电驱热管理子系统和电池热管理子系统共用散热器210。
为了更加清楚地理解本发明的技术方案，下面就本发明各组成部分的功能进行说明：
高压级压缩机101，可以是变频压缩机，该种类压缩机可以调节输出功率的能力，可以根据实际需求动态调整运行速度，满足大功率的冷藏车供冷需求。高压级压缩机101将制冷剂转化为高温高压气体，在制热循环中，可以吸收低压级压缩机115的制冷剂，再次进行压缩，流通到车内冷凝器102时释放更多的热量，提高制热效率。
车内冷凝器102，吸收来自高压级压缩机101的高温高压气体，与驾驶室105交换热量，可以提高驾驶室105的温度。
驾驶室换热器103，高压级压缩机101压缩高温高压制冷剂通过管路传输到车外冷凝器115散热，驾驶室换热器103吸收来自车外冷凝器115的制冷剂，在第一风扇104工作下，交换驾驶室105内空气的热量，可以降低驾驶室105的温度。
冷藏车蒸发器107，与驾驶室换热器103工作原理相同，装配在冷藏柜109内，在第一鼓风机108工作下，交换冷藏柜109内空气的热量，并在分流阀503作用下，分流到两条不同通路上的第七电子膨胀阀110和第八电子膨胀阀111，可以控制两条通路上制冷剂流量的不同，从而实现左冷藏柜109-1和右冷藏柜109-2制冷温度的不同，以应对不同制冷需求的货物。
车外冷凝器115用于将高温高压制冷剂散热后变成低温低压的状态，流通到驾驶室105和冷藏柜109，完成制冷循环。
车外蒸发器116用于制热循环，工质从中间冷却器119流出，经过第三单向阀V3流到车外蒸发器116并吸收外部环境的热量，然后流经低压级压缩机121回到高压级压缩机101入口。
第二风扇122，车外冷凝器115和车外蒸发器116共用一个第二风扇122，其总体可构成车外换热器，第二风扇122可以增强热交换的效果。
低压级压缩机121，吸收车外蒸发器116的低温低压制冷剂并进行压缩，并和中间冷却器119工质一起流通到高压级压缩机101入口。
中间冷却器119，放置在高压级压缩机101与低压级压缩机121之间，可以是空气、水或者其他液体作为冷却介质，用于吸收经过车内冷凝器102的工质和经过电子膨胀阀118节流温度降低的工质，在中间冷却器119中经过电子膨胀阀118节流温度降低的工质吸收经过车内冷凝器102的高温工质并且流回高压级压缩机101入口，经过车内冷凝器102的高温工质经电子膨胀阀113进一步降温后流到车外蒸发器116的入口。
第二板式换热器120用于发动机系统202、电驱系统204的余热回收，节省只使用双极压缩热泵空调子系统制热而造成过多能量消耗。
节温器201用于控制发动机冷却水温度的装置，调节冷却水的流动，以保持发动机在适宜的工作温度范围。
发动机系统202，给予车辆行驶的动力，同时产生的余热被冷却水带走，需要通过冷却系统对发动机系统202冷却散热，保持在正常的工作温度。
第一水泵203，驱动冷却水循环中冷却水的流动，用于发动机系统202冷却散热。
电驱系统204，与发动机系统202作用相同，可用于驱动也可用于给电池系统207进行充电。
第二水泵205，与第一水泵203工作原理相同，用于电驱系统204冷却散热。
第三水泵206，与第一水泵203工作原理相同，用于电池系统207冷却散热。
电池系统207用于提供电能给电驱系统204、车辆内部用电设备等，保证上述系统能够正常工作，并且在车辆制动或者滑行时候，电驱系统204可以给电池系统207进行充电；在驱动时候，发动机系统202可以给电池系统207进行充电；在驻车时候，电池系统207也可以给冷藏车空调系统中电动机组供电，因其电池容量大，保证了冷藏车空调系统在长时间驻车也可以不间断为冷藏柜109供冷。
PTC 208，可以是正温度系数加热器或者其他类型的加热器，用于在车辆刚启动时，发动机和电机余热不足以给电池系统207加热，而使用PTC 208进行加热。
第三风扇209，与第一风扇104工作原理相同，用于发动机系统202与外界热交换提供所需的空气流量。
散热器210，可以是水箱式散热器，用于将发动机系统202和电驱系统204产生多余的热量通过第二风扇209作用下，与外界空气进行热量交换。
第一板式换热器211用于双极压缩热泵空调子系统的低温制冷剂与电池系统207的高温冷却液进行热量交换，提高电池系统207冷却效率。
其中，所述系统所需电子膨胀阀可以是电磁式膨胀阀或电动式膨胀阀，通过控制阀孔开度达到过热度或过冷度的温度精度；所述系统所需阀门可以是电磁阀，也可以设置为其他类型的阀，只要符合特定的连通方式就可以进行合理的替换。
其中，所述发动机热管理子系统和电驱热管理子系统进行冷却时，共同采用同一条冷却回路，所以需要选择同时冷却发动机系统202和电驱系统204的专用冷却液，可以是混合型冷却液或者其他专用的冷却液。
图3是所设计的分层控制策略流程，首先通过布置在驾驶室105、冷藏柜109、电池、电驱和发动机出水口附近的传感器采集对应舱室内的温度，然后将这些信息传输到整车控制单元来判断当前系统工作模式，进行上层模式逻辑切换，下层控制在某一工作模式下，通过开发智能控制策略来对冷却液流量、风扇转速等关键参数进行调整，优化动力电池系统温度，从而实现整车热管理系统分层控制，具体步骤如下：
S1：如图4所示，将各个子系统逻辑切换策略进行耦合，首先判断冷藏车是否需要制冷，当需要制冷时，进一步判断驾驶室温度是否大于25℃，当大于25℃，若此时电池温度大于40℃，则开启驾驶室制冷(冷藏车制冷)和电池制冷模式，若此时电池温度小于等于40℃，则只开启驾驶室制冷(冷藏车制冷)模式；
当驾驶室温度小于16℃时，进一步判断此时电池温度是否小于20℃，当电池温度小于20℃，判断此时发动机或者电机是否工作，如果不工作，则开启驾驶室制热(双极压缩热泵空调)、冷藏车制冷和电池制热(PTC)模式；如果工作，则进一步判断此时余热量和需求量的关系，若余热量小于等于需求量，则同时开启发动机电驱余热加热驾驶室、冷藏车制冷和电池制热模式，若余热量大于需求量，则同时开启发动机电驱余热加热驾驶、冷藏车制冷、电池制热(PTC)和发动机电驱冷却模式；当电池温度大于等于20℃，进一步判断电池是否大于40℃，若大于40℃，判断发动机电机是否工作，如不工作，则同时开启驾驶室制热(双极压缩热泵空调)、冷藏车制冷和电池制冷模式；如工作，判断此时余热量和需求量的关系，若余热量小于等于需求量，则同时开启发动机电驱余热加热驾驶、冷藏车制冷和电池制冷模式，若余热量大于需求量，则同时开启发动机电驱余热加热驾驶、冷藏车制冷、电池制冷和发动机电驱冷却模式；当电池温度在20℃到40℃之间，此时不需要电池开启制冷或者制热模式，其他工作模式与上述相同，不再赘述；
当驾驶室温度介于16℃到25℃之间，此时判断电池温度是否大于40℃，若大于40℃，则开启冷藏车制冷和电池制冷模式；若小于等于40℃，进一步判断是否小于20℃，如果此时电池温度小于20℃且发动机电机不工作，则开启电池制热(PTC)和冷藏车制冷模式；如发动机电机工作，进一步判断余热量和需求量的关系，若余热量小于等于需求量，则开启发动机电驱余热加热电池和冷藏车制冷模式，若余热量大于需求量，则同时开启发动机电驱余热加热电池、冷藏车制冷和发动机电驱冷却模式。
上述为冷藏车制冷时上层模式切换控制策略，若冷藏车不开启制冷，控制逻辑与上述相同，仅将冷藏车制冷时所需阀门(第三四通阀V43的第四端口和第二三通阀V32的第一端口)关闭即可。
S2：建立包含动力电池、发动机、电驱和散热器在内的混合动力冷链物流车动力系统的热管理模型，具体步骤如下：
S21：简化动力系统的热管理模型如下：在冷却管路中，各处温度相同，无温差；冷却液在流动时均匀散热至热源各点；水泵只驱动冷却液流动，不考虑内部散热；电机和电机控制器被视为温度均匀的整体质点，无温差；外界温度对发动机和电驱温度的影响忽略；
S22：搭建动力电池动态温度模型：
其中，Cb为动力电池的比热容，Mb为动力电池的质量，Tb为动力电池温度，Qb为动力电池的产热量(可以通过电流温度MAP图得到)，ρw为冷却液密度，Cw为冷却液比热容，qw为冷却液流量，Tl为散热器温度，Rl-b为散热器与动力电池的热阻，Ten为发动机出水口温度，Ren-b为发动机与动力电池的热阻，Tel为电驱温度，Rel-b为电驱与动力电池的热阻，Ta为周围环境的温度，Ra-b为动力电池与周围空气换热的热阻；
S23：搭建发动机动态温度模型：
其中，Cen为发动机的比热容，Men为发动机的质量，Qen为发动机内部产热量(可以通过发动机转速转矩MAP图得到)，Rl-en为散热器与发动机的热阻，Rel-en为电驱与发动机的热阻；
S24：搭建电驱动态温度模型：
其中，Cel为电驱的比热容，Mel为电驱的质量，Qel为电驱内部产生的热量(可以通过电机转矩转速MAP图得到)，Rl-el为散热器与电驱的热阻；
S25：搭建考虑风扇对散热器影响的动态温度模型：
其中，Cl为散热器的比热容，Ml为散热器的质量，Ql为散热器内部产生的热量，Nfan为风扇转速，ε为空气密度，Cp,a为空气定压下的比热容，Δta为散热器进出口空气的温度差。
S3：混合动力冷链物流车动力系统的热管理系统采用了模型预测控制的方法，控制系统的控制目标是动力电池的温度。
上述所建立的动态温度模型存在着耦合项qw·Tl、qw·Tel、qw·Ten、qw·Tb，而在模型预测控制方法中为了得到近似线性模型，需要对非线性模型线性化、离散化。
采用后向欧拉法，假设系统初始状态时Tl的值为Tl,0、Tel的值为Tel,0、Ten的值为Ten,0、Tb的值为Tb,0，在Tl,0、Tel,0、Ten,0、Tb,0处进行一阶泰勒展开，得到近似线性模型为：
qw·Tl＝q0Tl+qwTl,0-q0Tl,0
qw·Tel＝q0Tel+qwTel,0-q0Tel,0
qw·Ten＝q0Ten+qwTen,0-q0Ten,0
qw·Tb＝q0Tb+qwTb,0-q0Tb,0
其中，q0为qw的初始值。
将近似线性模型代入对应的动态温度模型，并通过欧拉公式离散化后，得到的状态空间方程，作为控制器的状态估计器，如下式所示：
X(k+i|k)＝AX(k+i-1|k)+BuU(k+i-1|k)+BvV(k+i-1|k)
Y(k+i|k)＝CX(k+i|k)
其中，X(k+i|k)是预测模型在k时刻对k+i时刻的状态量矩阵的估计值，选取动力系统在运行过程中的过程量Tb、Ten、Tel、Tl；U(k+i-1|k)是k时刻求解出k+i-1时刻最优控制序列的控制量，控制向量U为冷却液流量qw，qw控制在20L/min以内；V(k+i-1|k)是k时刻的输入系统模型的k+i-1时刻未来扰动量，因为采用PID控制器对风扇转速Nfan进行控制，其控制结果也会作为模型预测控制器的扰动，故扰动向量V包括风扇转速Nfan、各部件内部产热量Qb、Qen、Qel、Ql以及周围环境温度Ta；Y(k+i|k)是k时刻对k+i时刻的状态输出量，为动力电池的温度Tb；A、Bu、Bv是系统当前时刻的参数矩阵，C是系统当前时刻输出量的参数矩阵；上述具体表达式如下：
X＝[Tb,Ten,Tel,Tl]T
U＝[qw]
V＝[Nfan,Qb,Qen,Qel,Ql,Ta]T
Y＝[Tb]
进一步的，限制条件为：
0≤qw≤20L/min
进一步的，代价函数为：
上式中，n和p分别是预测时域和控制时域的长度，Yref(k+i)是系统输出变量的设定目标值，P是系统输出变量的权重系数矩阵、Q是系统输入变量的权重系数矩阵，P、Q表达式如下所示：
P＝(w1)
Q＝(w2)
其中，w1是输出变量的权重系数，w2是控制量的权重系数，在控制过程中，可以根据当前的系统状态和需求对其进行调整。
进一步的，将动力电池温度优化问题转化为代价函数的最小值问题，最小值的代价函数如下所示：
其中，Tb_ref(k+i)是动力电池的期望温度(经验值)，Tb(k+i)为k+i时刻的动力电池温度，qw(k+i)为k+i时刻的冷却液流量；
通过求解最小值的代价函数，获取k+i时刻的最优动力电池温度。
模型预测可以利用系统的动态模型来进行预测和优化，但系统中的某些零部件可能存在迟滞效应，这些部件的响应不是即时的，而PID控制器在这方面通常较为有效，可以更好地处理迟滞，故对热管理系统中的风扇进行PID控制：就冷藏车空调系统的风扇而言，首先，确定冷藏车舱室的目标温度，通过温度传感器采集冷却管路中冷却液的实际温度；其次，计算温度误差；接着，将温度误差值输入到PID控制器中，通过控制器计算输出风扇转速的控制信号，具体公式如下所示：
e(t)＝Tgoal-Tactual
其中，Tgoal为目标温度，Tactual为实际温度；kp是比例增益，用于调整比例项的影响，ki是积分时间常数，用于调整积分项的影响，kd是微分时间常数，用于调整微分项的影响；根据系统需求灵活调整这三个参数，可以实现对风扇的稳定性、精度和响应速度的调节。
Nfan为风扇转速的实时调整值，将其作为扰动量输入到上述系统中。
根据上述步骤，可以建立混合动力冷链物流车整车热管理系统分层控制策略。
图5是冷藏车厢分区域温度控制系统的结构示意图。如图5所示，冷藏车厢分区域温度控制系统包括第一鼓风机108、冷藏车蒸发器107、分流阀503、第七电子膨胀阀110、第八电子膨胀阀111、空调系统左出风口500-1、空调系统右出风口500-2、隔板501、左冷藏柜109-1、右冷藏柜109-2。具体来说，冷藏车蒸发器107上设有分流阀503，分流阀503和第七电子膨胀阀110、第八电子膨胀阀111分别通过两条管路相连接，第七电子膨胀阀110和空调系统左出风口500-1通过管路连接，第八电子膨胀阀111和空调系统右出风口500-2通过管路连接，冷藏柜109内设有隔板501，将冷藏柜分为左冷藏柜109-1和右冷藏柜109-2。具体来说，低温低压的制冷剂流入冷藏车蒸发器107蒸发形成低温气体，在第一鼓风机108吹动下依次通过分流阀503、第七电子膨胀阀110或第八电子膨胀阀111到达空调系统左出风口500-1或空调系统右出风口500-2，通过控制第七电子膨胀阀110和第八电子膨胀阀111阀口的开度，完成左冷藏柜109-1和右冷藏柜109-2分区域制冷。本发明的冷藏车厢分区域温度控制系统所展示结构较为简单，具体布置情况依据各车情况而定。
图6-图16是图2所示的混合动力冷链物流车的热管理系统不同工作模式下的流体流动状态，其中，虚线箭头用于指示制冷剂的流向和流动路径，加粗实线箭头表示冷却液的流向和流动路径，其他实线表示未发生流体流动的区域。下面详述图6-图16所示的各个工作模式。
图6是图2所示的混合动力冷链物流车的热管理系统在驾驶室制冷(冷藏车制冷)时的系统工作原理图。在炎热环境或者有制冷需求时，热管理系统在收到驾驶室制冷(冷藏车制冷)指令后，通过双极压缩热泵空调子系统制冷剂循环对驾驶室和冷藏车制冷，并且可以通过调节第七电子膨胀阀110和第八电子膨胀阀111，调整两个通路制冷剂流量，从而实现冷藏车分区域温度控制。具体工作原理如下：从高压级压缩机101压缩后的高温高压制冷剂依次经过四通阀V41的第一端口和第四端口、四通阀V44的第一端口和第三端口、电子膨胀阀117流到车外冷凝器115进行降温降压，再经过节点D、部分打开的第二电子膨胀阀112，进一步控制制冷剂的流量和压力，从而降低流体的温度，形成低温低压的液雾状混合物通过节点C、四通阀V43选择性进入驾驶室换热器103或者冷藏车蒸发器107中进行制冷。若选择进入驾驶室换热器103，则在第一风扇104工作下，交换驾驶室105内空气的热量；若选择进入冷藏车蒸发器107，则在鼓风机108工作下，交换冷藏柜109内空气的热量，并通过分流阀503分流到两条不同管路上的第七电子膨胀阀110和第八电子膨胀阀111作用下，控制两条管路上制冷剂流量的不同，使得左冷藏柜109-1和右冷藏柜109-2制冷温度的不同，实现冷藏车分区域温度控制功能。工作结束后，制冷剂通过第二三通阀V32交汇，从第二端口处流出，经过四通阀V42的第一端口和第二端口、四通阀V41的第二端口和第三端口、第一三通阀V31的第二端口和第一端口流回高压级压缩机101，开始下一个制冷剂循环工作。
图7是图2所示的混合动力冷链物流车的热管理系统在电池制冷时的系统工作原理图。在炎热的环境条件下或者电池温度达到预定阈值，需要高强度降温的时候，热管理系统在收到电池制冷的指令后，通过双极压缩热泵空调子系统制冷剂循环与电池冷却液循环交换热量，达到快速降温的目的。与图6的制冷剂循环不同的是，该模式仅进行电池制冷，所以关闭第三四通阀V43的第三端口，制冷剂不进入驾驶室105和冷藏柜109内，打开第三三通阀V33的第三端口和第一端口，通过节点D、第二单向阀V2和部分打开的第四电子膨胀阀114进入第一板式换热器211与电池高温冷却液进行热量交换，交换完成后通过第一三通阀V31的第三端口和第一端口流回高压级压缩机101，开始下一个制冷剂循环工作。另一方面，高温冷却液从电池系统207流出，经过第七四通阀V47的第一端口和第二端口，流入到第一板式换热器211与制冷剂进行热量交换，冷却形成的低温冷却液经过第八四通阀V48的第二端口和第三端口、第三水泵206回到电池系统207，形成电池冷却液循环。
图8是图2所示的混合动力冷链物流车的热管理系统在驾驶室制热(仅双极压缩热泵空调)时的系统工作原理图。在严寒环境下，热管理系统在收到驾驶室制热(仅双极压缩热泵空调)指令后，通过双极压缩热泵空调子系统制冷剂的循环从外界环境吸收热量并转移到驾驶室内，该工作模式通过两级压缩和中冷换热，让热泵空调在低温环境中的适应性增强。与图6和图7不同的是该模式下制冷剂反方向流动，如图8所示，从高压级压缩机101压缩后的高温高压制冷剂依次经过第一四通阀V41的第一端口和第二端口、第二四通阀V42的第二端口和第四端口流入到车内冷凝器102中，在驾驶室105空气中释放热量使得驾驶室105温度上升，此后，制冷剂流向分为两路，第一路通过节点A流入中间冷却器119，第二路通过节点B到第五电子膨胀阀118降压降温后流入中间冷却器119，并在中间冷却器119中第二路制冷剂吸收第一路制冷剂的热量后通过第四四通阀V44的第四端口和第一端口、第一四通阀V41的第四端口和第三端口、第一三通阀V31的第二端口和第一端口流回高压级压缩机101；另一方面，第一路制冷剂流到第三电子膨胀阀113进一步降温降压形成低温低压的流体后，通过第三单向阀V3流进车外蒸发器116，在第二风扇122作用下，吸收空气中大量的热，形成气态的制冷剂，流入低压级压缩机121，在低压级压缩机121中进行初级压缩，形成较高温高压的制冷剂，并通过第四三通阀V34的第二端口和第三端口、第四四通阀V44的第二端口与上述第二路制冷剂交汇，共同流回高压级压缩机101，开始下一个制热循环。
图9是图2所示的混合动力冷链物流车的热管理系统在发动机电驱余热加热驾驶室时的系统工作原理图。在冬季，仅依靠双极压缩热泵空调子系统对驾驶室105进行制热会消耗大量的能量和电池的电量，利用发动机电驱余热回收可大幅度减轻双极压缩热泵空调子系统工作负担，提高能效。与图8不同的是增加了冷却液循环，冷却液自发动机系统202依次流经第一水泵203、第六四通阀V46的第三端口和第四端口、第六三通阀V32f的第二端口和第一端口进入第二板式换热器120，高温冷却液释放的热量被制冷剂吸收，并依次通过第五三通阀V31f的第二端口和第一端口、第五四通阀V45的第四端口和第一端口、节温器201流回发动机系统202；另一方面，冷却液自电驱系统204依次流经第二水泵205、第八三通阀V32d的第二端口和第三端口、第六四通阀V46的第二端口与发动机冷却液交汇，进入第二板式换热器120完成热量交换，并依次通过第五三通阀V31f的第二端口和第一端口、第五四通阀V45的第四端口和第二端口、第七三通阀V31d的第三端口和第一端口流回电驱系统204，形成发动机电驱余热回收的冷却液循环。
图10是图2所示的混合动力冷链物流车的热管理系统在电池制热(PTC)时的系统工作原理图，在冬天低温启动阶段，电池系统需要预热，此模式下通过电池回路PTC产热加热电池回路冷却液温度，从而使电池温度上升达到目标值。具体工作原理如下：冷却液自电池系统207流经PTC 208，此时PTC通电产热，对冷却液进行加热，加热完成后依次通过第七四通阀V47的第一端口和第二端口、第一板式换热器211(不进行换热)、第八四通阀V48的第二端口和第三端口、第三水泵206流回电池系统207，完成电池制热冷却液循环。
图11是图2所示的混合动力冷链物流车的热管理系统在发动机电驱余热加热电池时的系统工作原理图，在驾驶室不需要制热，且发动机系统202或者电驱系统204的冷却液温度过高时，可以利用产生的高温冷却液对电池系统207进行加热。具体工作原理如下：高温冷却液自发动机系统202依次流经第一水泵203、第六四通阀V46的第三端口和第一端口、第八四通阀V48的第一端口和第三端口、第三水泵206流入电池系统207，达到发动机系统202加热电池的目的，加热电池后的冷却液依次经过PTC 208(不工作)、第七四通阀V47的第一端口和第三端口、第五四通阀V45的第三端口和第一端口、节温器201后返回发动机系统202，形成发动机系统加热电池的冷却液循环；另一方面，高温冷却液自电驱系统204依次流经第二水泵205、第八三通阀V32d的第一端口和第二端口、第八四通阀V48的第四端口和第三端口、第三水泵206流入电池系统207，达到电驱系统204加热电池的目的，加热电池后的冷却液依次经过PTC 208(不工作)、第七四通阀V47的第一端口和第四端口、第七三通阀V31d的第二端口和第一端口后返回电驱系统204，形成电驱系统加热电池的冷却液循环。此外，控制系统可以控制上述两个循环单独工作或者共同工作。
图12是图2所示的混合动力冷链物流车的热管理系统在驾驶室制冷(冷藏车制冷)与电池制冷时的系统工作原理图，此工作模式为了满足在高温情况下且车辆行驶时间较长，需要对驾驶室105和电驱系统207进行降温冷却，该工作模式下，制冷剂循环和冷却液循环为上述驾驶室制冷(冷藏车制冷)和电池制冷两种工作模式下各循环结合，因此这里不再赘述。
图13是图2所示的混合动力冷链物流车的热管理系统在驾驶室制热与电池制冷时的系统工作原理图，此工作模式为在寒冷环境下，车辆行驶时间较长，电池温度过高，需要对驾驶室105进行制热，对电池系统207进行降温冷却。该工作模式下，制冷剂循环和发动机系统冷却液循环为上述发动机电驱余热加热驾驶室工作模式下的循环，因此这里不再赘述；该工作模式增加了电池降温冷却，不同于单独电池制冷模式下制冷剂循环，制热循环模式下从车内冷凝器102释放完热量的低温制冷剂依次经过第三四通阀V43的第二端口和第三端口、节点C、第一单向阀V1到第四电子膨胀阀114进一步降低压力和温度，流入第一板式换热器211与电池高温冷却液换热，换热完温度升高的制冷剂直接通过第一三通阀V31的第三端口和第一端口流回高压级压缩机101，完成与电池换热循环；另一方面，高温冷却液从电池系统207流出，依次经过PTC 208(不工作)、第七四通阀V47的第一端口和第二端口，流入到第一板式换热器211与低温低压的制冷剂进行热量交换，冷却形成的低温冷却液经过第八四通阀V48的第二端口和第三端口、第三水泵206回到电池系统207，形成电池冷却液循环。
图14是图2所示的混合动力冷链物流车的热管理系统在驾驶室制热与电池制热时的系统工作原理图，该模式下，可以利用发动机系统202和电驱系统204的余热同时加热驾驶室105和电池系统207，最大化利用发动机系统202和电驱系统204产生的余热，减少双级压缩热泵空调系统压缩机的载荷，降低压缩机能耗。该工作模式下，制冷剂循环和冷却液循环为上述发动机电驱余热加热驾驶室和发动机电驱余热加热电池两种工作模式下各循环结合，因此这里不再赘述。
图15是图2所示的混合动力冷链物流车的热管理系统在驾驶室制热与冷藏车制冷时的系统工作原理图，在寒冷的室外环境下，当需要确保驾驶室105内的温暖舒适度，并且货物需要维持更低的温度，如冷冻状态或其他相似情况时，该热管理系统能够智能地同时启用驾驶室制热和冷藏车制冷模式，更有效地满足驾驶员和货物的双重需求。具体工作原理如下：从高压级压缩机101压缩后的高温高压制冷剂依次经过第一四通阀V41的第一端口和第四端口、第四四通阀V44的第一端口和第三端口、第六电子膨胀阀117流到车外冷凝器115进行降温降压，再经过节点D到部分打开的第二电子膨胀阀112，进一步控制制冷剂的流量和压力，从而降低流体的温度，形成低温低压的液雾状混合物通过节点C、第三四通阀V43的第三端口和第四端口进入冷藏车蒸发器107中进行制冷，上述图5关于冷藏柜分区域温度控制已说明，因此这里不再赘述。制冷完后，制冷剂依次通过第二三通阀V32的第一端口和第二端口、第二四通阀V42的第一端口和第二端口、第一四通阀V41的第二端口和第三端口、第一三通阀V31的第二端口和第一端口流回高压级压缩机101，完成冷藏车制冷循环。另一方面，从低压级压缩机121压缩后的高温高压制冷剂依次经过第四三通阀V34的第二端口和第一端口、第二四通阀V42的第三端口和第四端口流到车内冷凝器102，在驾驶室105空气中释放热量使得驾驶室105温度上升，随后制冷剂通过节点A进入中间冷却器进行降温，降温后的制冷剂依次经过第三电子膨胀阀113、第三单向阀V3和车外蒸发器116流回低压级压缩机121入口，完成驾驶室制热循环。
图16是图2所示的混合动力冷链物流车的热管理系统在发动机电驱冷却时的系统工作原理图，车辆在长时间运行下，发动机系统202和电驱系统204温度可能较高，需要散热器对冷却液进行散热，保持发动机系统202和电驱系统204工作在正常的温度区间，将发动机系统和电驱系统共用一个散热器，可以减少管路和线路布置，提高整体空间效率。具体工作原理如下：自发动机系统202流出的高温冷却液依次流经第一水泵203、第六四通阀V46的第三端口和第四端口、第六三通阀V32f的第二端口和第三端口到散热器210，在第三风扇209的风速控制下，高温冷却液与空气发生热交换并降温，形成的低温冷却液依次经过第五三通阀V31f的第一端口和第三端口、第五四通阀V45的第四端口和第一端口、节温器201流回发动机系统202，形成发动机系统冷却循环；另一方面，自电驱系统204流出的高温冷却液依次流经第二水泵205、第八三通阀V32d的第二端口和第三端口、第六四通阀V46的第二端口和第四端口、第六三通阀V32f的第二端口和第三端口到散热器210，第三风扇209与上述工作原理相同，形成的低温冷却液依次经过第五三通阀V31f的第一端口和第三端口、第五四通阀V45的第四端口和第二端口、第七三通阀V31d的第三端口和第一端口，流回电驱系统204，形成电驱系统冷却循环。因采取混合型冷却液，上述两种冷却循环可以单独进行，也可以同时进行。
所述实施例为本发明的优选的实施方式，但本发明并不限于上述实施方式，在不背离本发明的实质内容的情况下，本领域技术人员能够做出的任何显而易见的改进、替换或变型均属于本发明的保护范围。

Claims (10)

1.一种混合动力冷链物流车的热管理系统，其特征在于，包括：
双极压缩热泵空调子系统，包括依次连通的高压级压缩机(101)、第一四通阀(V41)、第二四通阀(V42)、车内冷凝器(102)、第三四通阀(V43)、第二电子膨胀阀(112)、车外冷凝器(115)、第六电子膨胀阀(117)和第四四通阀(V44)；所述第二电子膨胀阀(112)两端分别通过第一单向阀(V1)、第二单向阀(V2)与第三三通阀(V33)的第二端口和第三端口连通；所述车内冷凝器(102)出口依次连通中间冷却器(119)、第三电子膨胀阀(113)、第三单向阀(V3)和车外蒸发器(116)，最后与第二板式换热器(120)的一个端口连通，第二板式换热器(120)的另一端口与第二四通阀(V42)的第三端口之间还依次连通低压级压缩机(121)和第四三通阀(V34)；所述车内冷凝器(102)出口与第四四通阀(V44)的第四端口之间依次连通第五电子膨胀阀(118)、中间冷却器(119)；所述车外冷凝器(115)和车外蒸发器(116)之间设置第二风扇(122)；第二三通阀(V32)的第三端口与第三四通阀(V43)的第一端口之间连接驾驶室换热器(103)和第一电子膨胀阀(106)，驾驶室换热器(103)处设置第一风扇(104)；第二三通阀(V32)的第一端口与第三四通阀(V43)的第四端口之间连接冷藏车蒸发器(107)，冷藏车蒸发器(107)处设置鼓风机(108)；冷藏车蒸发器(107)与冷藏柜(109)之间设置两条管路，管路上分别设有第七电子膨胀阀(110)和第八电子膨胀阀(111)，用于分区域温度控制，两条管路的交点处设置分流阀(503)；第三三通阀(V33)的第一端口与第一三通阀(V31)的第三端口之间连接第四电子膨胀阀(114)和第一板式换热器(211)，第一三通阀(V31)的第一端口与高压级压缩机(101)连通，第一三通阀(V31)的第二端口与第一四通阀(V41)的第三端口连通；
发动机热管理子系统，包括依次连通的节温器(201)、发动机系统(202)、第一水泵(203)、第六四通阀(V46)、第六三通阀(V32f)、散热器(210)、第五三通阀(V31f)和第五四通阀(V45)，散热器(210)处设有第三风扇(209)；
电驱热管理子系统，包括依次连通的电驱系统(204)、第二水泵(205)、第八三通阀(V32d)、第六四通阀(V46)、第六三通阀(V32f)、散热器(210)、第五三通阀(V31f)、第五四通阀(V45)和第七三通阀(V31d)；
电池热管理子系统，包括依次连通的第三水泵(206)、电池系统(207)、PTC(208)、第七四通阀(V47)、第一板式换热器(211)和第八四通阀(V48)。
2.根据权利要求1所述的混合动力冷链物流车的热管理系统，其特征在于，第二三通阀(V32)的第二端口与第二四通阀(V42)的第一端口连通；第一四通阀(V41)的第四端口与第四四通阀(V44)的第一端口连通；第四三通阀(V34)的第三端口与第四四通阀(V44)的第二端口连通；第六四通阀(V46)的第一端口和第八四通阀(V48)的第一端口连通；第五四通阀(V45)的第三端口和第七四通阀(V47)的第三端口连通；第五三通阀(V31f)的第一端口、第六三通阀(V32f)的第二端口分别与第二板式换热器(120)的一个端口连通。
3.根据权利要求1所述的混合动力冷链物流车的热管理系统，其特征在于，双极压缩热泵空调子系统与电池热管理子系统通过第一板式换热器(211)连通，第四电子膨胀阀(114)与第一板式换热器(211)的第一端口通过管道连通，第一板式换热器(211)的第二端口与第一三通阀(V31)的第三端口通过管道连通，第一板式换热器(211)的第三端口与第八四通阀(V48)的第二端口通过管道连通，第一板式换热器(211)的第四端口与第七四通阀(V47)的第二端口通过管道连接。
4.根据权利要求1所述的混合动力冷链物流车的热管理系统，其特征在于，双极压缩热泵空调子系统与发动机热管理子系统、电驱热管理子系统之间通过第二板式换热器(120)连通，车外蒸发器(116)的一个端口与第二板式换热器(120)的第一端口通过管道连通，第二板式换热器(120)的第二端口与第五三通阀(V31f)的第二端口通过管道连通，第六三通阀(V32f)的第一端口与第二板式换热器(120)的第三端口通过管道连通，第二板式换热器(120)的第四端口与低压级压缩机(121)通过管道连通。
5.根据权利要求1所述的混合动力冷链物流车的热管理系统，其特征在于，驾驶室(105)和冷藏车共用车内冷凝器(102)，冷藏车蒸发器(107)装配在冷藏车厢内，驾驶室换热器(103)装配在驾驶室(105)内。
6.根据权利要求1所述的混合动力冷链物流车的热管理系统，其特征在于，车外冷凝器(115)、车外蒸发器(116)和第二风扇(122)构成车外换热器。
7.一种基于权利要求1-6任一项所述的混合动力冷链物流车的热管理系统的控制方法，其特征在于：通过布置在驾驶室(105)、冷藏车、电池、电驱和发动机出水口附近的传感器采集对应舱室内的温度，并传输给整车控制单元判断当前系统的工作模式，进行上层模式逻辑切换，下层控制在某一工作模式下，通过控制策略对冷却液流量、风扇转速进行调整，优化动力电池温度，从而实现整车热管理系统的分层控制。
8.根据权利要求7所述的控制方法，其特征在于，所述模式逻辑切换，具体为：
判断冷藏车是否需要制冷，当需要制冷时，进一步判断驾驶室温度是否大于25℃，当大于25℃，若此时电池温度大于40℃，则开启驾驶室制冷(冷藏车制冷)和电池制冷模式，若此时电池温度小于等于40℃，则只开启驾驶室制冷(冷藏车制冷)模式；
当驾驶室温度小于16℃时，进一步判断此时电池温度是否小于20℃，当电池温度小于20℃，判断此时发动机或者电机是否工作，如果不工作，则开启驾驶室制热(双极压缩热泵空调)、冷藏车制冷和电池制热(PTC)模式；如果工作，则进一步判断此时余热量和需求量的关系，若余热量小于等于需求量，则同时开启发动机电驱余热加热驾驶室、冷藏车制冷和电池制热模式，若余热量大于需求量，则同时开启发动机电驱余热加热驾驶、冷藏车制冷、电池制热(PTC)和发动机电驱冷却模式；当电池温度大于等于20℃，进一步判断电池是否大于40℃，若大于40℃，判断发动机电机是否工作，如不工作，则同时开启驾驶室制热(双极压缩热泵空调)、冷藏车制冷和电池制冷模式；如工作，判断此时余热量和需求量的关系，若余热量小于等于需求量，则同时开启发动机电驱余热加热驾驶、冷藏车制冷和电池制冷模式，若余热量大于需求量，则同时开启发动机电驱余热加热驾驶、冷藏车制冷、电池制冷和发动机电驱冷却模式；当电池温度在20℃到40℃之间，此时不需要电池开启制冷或者制热模式，其他工作模式与上述相同；
当驾驶室温度介于16℃到25℃之间，此时判断电池温度是否大于40℃，若大于40℃，则开启冷藏车制冷和电池制冷模式；若小于等于40℃，进一步判断是否小于20℃，如果此时电池温度小于20℃且发动机电机不工作，则开启电池制热(PTC)和冷藏车制冷模式；如发动机电机工作，进一步判断余热量和需求量的关系，若余热量小于等于需求量，则开启发动机电驱余热加热电池和冷藏车制冷模式，若余热量大于需求量，则同时开启发动机电驱余热加热电池、冷藏车制冷和发动机电驱冷却模式；
若冷藏车不开启制冷，控制逻辑与上述相同，仅将冷藏车制冷时第三四通阀(V43)的第四端口和第二三通阀(V32)的第一端口关闭即可。
9.根据权利要求7所述的控制方法，其特征在于，在某一工作模式下，通过控制策略对冷却液流量、风扇转速进行调整，优化动力电池温度，具体为：
建立热管理模型，包括动力电池动态温度模型、发动机动态温度模型、电驱动态温度模型和考虑风扇对散热器影响的动态温度模型；
假设系统初始状态时散热器温度Tl的值为Tl,0、电驱温度Tel的值为Tel,0、发动机出水口温度Ten的值为Ten,0、动力电池温度Tb的值为Tb,0，在Tl,0、Tel,0、Ten,0、Tb,0处进行一阶泰勒展开，得到近似线性模型；将近似线性模型代入对应的动态温度模型，并通过欧拉公式离散化后，得到的状态空间方程，作为控制器的状态估计器：
X(k+i|k)＝AX(k+i-1|k)+BuU(k+i-1|k)+BvV(k+i-1|k)
Y(k+i|k)＝CX(k+i|k)
其中，X(k+i|k)是预测模型在k时刻对k+i时刻的状态量矩阵的估计值，选取动力系统在运行过程中的过程量Tb、Ten、Tel、Tl；U(k+i-1|k)是k时刻求解出k+i-1时刻最优控制序列的控制量，控制向量U为冷却液流量qw，qw控制在20L/min以内；V(k+i-1k)是k时刻的输入系统模型的k+i-1时刻未来扰动量，扰动向量包括风扇转速Nfan、动力电池的产热量Qb、发动机内部产热量Qen、电驱内部产生的热量Qel、散热器内部产生的热量Ql以及周围环境温度Ta；Y(k+ik)是k时刻对k+i时刻的状态输出量，为动力电池的温度Tb；A、Bu、Bv是系统当前时刻的参数矩阵，C是系统当前时刻输出量的参数矩阵；
建立代价函数：
式中，n和p分别是预测时域和控制时域的长度，Yref(k+i)是系统输出变量的设定目标值，Y(k+i)是k+i时刻的状态输出量，P是系统输出变量的权重系数矩阵、Q是系统输入变量的权重系数矩阵，且：P＝(w1)、Q＝(w2)，w1是输出变量的权重系数，w2是控制量的权重系数；
将动力电池温度优化问题转化为代价函数的最小值问题，最小值的代价函数为：
其中，Tb_ref(k+i)是动力电池的期望温度，Tb(k+i)为k+i时刻的动力电池温度，qw(k+i)为k+i时刻的冷却液流量；
通过求解最小值的代价函数，获取k+i时刻的动力电池温度。
10.根据权利要求7所述的控制方法，其特征在于，所述风扇转速的控制信号计算过程为：
e(t)＝Tgoal-Tactual
其中，Tgoal为目标温度，Tactual为实际温度，kp是比例增益，ki是积分时间常数，kd是微分时间常数。
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* Cited by examiner, † Cited by third party
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CN118249000A (zh) * 2024-05-28 2024-06-25 集美大学 一种基于双蒸发温度的直冷电池热管理系统

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