基于AMEsim的增程式動力系統冷卻裝置仿真研究

摘要：為控制增程式動力系統的發動機進氣、機體、發電機及控制器的溫度，應用AMEsim軟件建立增程式動力系統及其冷卻裝置的一維仿真模型，仿真分析最大功率工況和最大轉矩工況下各冷卻回路（柴油機、中冷器、發電機及其控制器）的性能，以及散熱器迎風面積、芯體厚度、翅片間距對冷卻系統性能的影響；對溫度過高的發動機和中冷散熱器進行優化，保持發動機和中冷器迎風面積不變，散熱器芯體厚度分別增加到52 mm和48 mm，翅片間距均為2.4 mm。仿真結果表明：增大散熱器迎風面積、芯體厚度、減小翅片間距都能提高冷卻性能，其中增大迎風面積效果最顯著，其次是減小翅片間距和增大散熱器芯體厚度；優化后發動機和中冷器進、出水溫度符合要求，最大功率工況下，發動機和中冷器出水溫度分別比優化前降低11.0、8.8 ℃，有效保障了增程式動力系統的穩定運行。

關鍵詞：AMEsim；冷卻系統；混合動力；仿真分析

中圖分類號：U469.72文獻標志碼：A文章編號：1673-6397（2025）01-0016-08

引用格式：陳濤，唐琦軍，謝欣言，等.基于AMEsim的增程式動力系統冷卻裝置仿真研究［J］.內燃機與動力裝置，2025，42（1）：16-23.

CHEN Tao， TANG Qijun， XIE Xinyan， et al. Simulation of range-extended powertrain cooling system" based on AMEsim［J］.Internal Combustion Engine amp; Powerplant， 2025，42（1）：16-23.

0 引言

隨著全球新能源化轉型進程的加快，機械設備對混合動力系統的需求持續增長。增程式動力技術通過內燃機發電，電動機輸出動力，將內燃機與電動機相結合，可提高燃油利用率、降低排放和減小發動機負荷波動，在專用機械領域具有較大的應用潛力^[1-2]。維持增程式動力系統高效穩定運行的核心是其熱管理系統，以及散熱器性能。增程式動力系統具有多熱源、寬溫域、快速變溫的特點，對冷卻系統提出了更高的要求。冷卻系統設計不當，可能導致系統熱負荷超限，引發功率衰減、熱效率降低，甚至造成熱失控等嚴重故障^[3]。冷卻系統的優化設計對增程式動力系統在復雜工況下的穩定運行具有重要意義。

國內外眾多學者針對發動機熱管理技術開展了研究，研究重點主要集中于發動機冷卻系統整體性能分析、散熱器對冷卻系統性能的影響等^[4]。楊洋等^[5]為提高發動機的冷卻能力，利用KULI仿真軟件對重卡冷卻系統進行分析和優化，并進行熱平衡計算優化，通過熱平衡道路試驗進一步驗證優化方案的有效性。袁新^[6]利用計算流體動力學技術建立了風扇與散熱器的仿真分析模型，結合風洞試驗對兩者在最佳工況點的冷卻能力進行研究，結果表明在最佳工況點下的冷卻能力能夠滿足發動機的需求。目前，關于發動機熱管理技術的研究主要集中在傳統內燃機冷卻系統，對增程式動力系統的散熱性能的研究較少。本文中以某增程器為研究對象，利用AMEsim軟件建立增程式動力系統冷卻系統模型，模擬不同工況下熱流體的傳遞和散熱過程，針對發動機和中冷器溫度過高的問題，分析散熱器關鍵參數對散熱器性能的影響規律，提出散熱器的優化方案，避免了發動機發生“開鍋”現象，提高了冷卻系統的散熱效率與熱穩定性，保障發動機穩定運行。

1 冷卻系統基本結構與工作原理

冷卻系統主要包括發動機、水泵、節溫器、中冷器、散熱器和風扇等。研究用增程器冷卻系統采用3條獨立的冷卻回路，分別管理發動機、中冷器、發電機及控制器的熱負荷，各回路通過液冷循環系統實現熱量的高效轉移^[7-8]。冷卻液在發動機回路內循環，經發動機水套吸收熱量后，流向散熱器的專用冷卻區域，與外界空氣進行熱交換，冷卻液降溫后再循環返回發動機，維持發動機工作溫度穩定。中冷器回路主要對空氣增壓后的進氣進行溫度管理，冷卻液通過中冷器吸收壓縮空氣的熱量，使其溫度降低，保證進入發動機氣缸的空氣密度和燃燒效率^[9]。發電機及其控制器回路冷卻電子控制單元，防止工作時產生的熱量積聚導致電子控制單元性能下降或故障。通過三合一散熱器集成設計，將三個回路的散熱功能集成于單一組件中，優化了系統的布局與散熱效率。不同回路根據熱負荷分別布置于散熱器的特定區域，同時通過優化風道設計，保證了空氣流動的均勻性和熱交換效率^[10]。

2 冷卻系統建模與驗證

基于AMEsim一維仿真軟件搭建冷卻系統模型，結果如圖1所示。冷卻系統模型主要包括柴油發動機、水泵、散熱器、中冷器、風扇等子模型^[11]。

2.1 發動機子模型

發動機燃料燃燒產生的熱量主要轉化為３個部分：1）輸出的有用功，2）通過發動機水套冷卻液帶走的熱量，3）燃料燃燒后排出氣體的熱量^[12]。本文中以一臺排量為1.06 L、水平對置、2缸柴油發動機為研究對象，主要參數如表1所示。選用IFP engin庫中的元件建立詳細的發動機子模型。

采用經驗公式結合燃料特性和發動機參數計算發動機換熱量，以kW為單位的換熱量Q1的數值

{Q1}=3 600a0{be}{P}{Hn}，（1）

式中：a0為發動機散熱量與燃料總熱量的比，對于柴油機，a0=0.18～0.25，本文中a0=0.25；{be}為以kg/（kW·h）為單位的發動機的燃油消耗率be的數值，查內燃機性能參數表可得，{be}=0.25；{P}為以kW為單位的發動機功率P的數值；{Hn}為以kJ/kg為單位的燃料低熱值Hn的數值。

經計算，Q1=26.9 kW。

2.2 散熱器子模型

散熱器為彼此獨立的三合一集成式，通過內部的縱向流水結構經翅片將熱量傳導至空氣中，后方的風扇吸入氣流強制空氣流動，散熱器模型選用AMEsim軟件中HEAT庫中的HEATRAD2001元件。膨脹水箱通過水位變化調節系統壓力，選用Thermal Hydraulic庫中的TFAC000元件。膨脹水箱與換熱器之間連接熱壓阻力元件，用于模擬冷卻液在管道中流動時由于摩擦、流動阻力或熱傳導引起的溫度變化和壓力損失^[13]，選用hydraulic Resistance 庫中的TFL001R元件。散熱器模型的基本參數如表2所示。

該散熱器模型利用氣-液交換器模擬換熱，單位時間內散熱器中空氣與冷卻液的換熱量

Qr=AeUtin－tout，（2）

式中：Ae為散熱器的交換面積，m²; U為對流傳熱系數，W/（m²·℃）；tin、tout分別為散熱器進水和出水溫度，℃。

對流傳熱系數的數值

U=11{km}+1aa{qm，a}^ba+

1af{qm，f}^bf，（3）

式中：{km}為以W/（m·℃）為單位的散熱器管道的導熱系數km的數值；{qm，a}、{qm，f}分別為以kg/h為單位的空氣和冷卻液的質量流量qm，a、qm，f的數值，qm，a在一定范圍內隨散熱器迎風面積和翅片間距的增大而增大，qm，f隨迎風面積的增大和翅片間距的減小而增大，但芯體厚度對qm，a、qm，f的影響相反，需要根據設計目標權衡兩者的影響；aa、ba為空氣側的對流修正因數；af、bf為冷卻液側的對流修正因數，aa和af隨芯體厚度的增大和翅片間距的減小而增大，對迎風面積的變化不敏感；ba和bf為指數修正因子，是通過試驗或理論推導得到的經驗參數，通常在0.6～0.8變動。

2.3 電機子模型

發電機將發動機的機械能轉化為電能為動力電池組充電，同時減少發動機直驅的負載波動，提高系統在不同工況下的燃油經濟性和電力管理效率。發電機子模型選用選用IFP DRIVE庫中的DRVEM03元件，能夠精確模擬電機驅動與能量回收過程，是一個完善的機電能量雙向轉換系統，特別適用于混合動力系統能量優化、電機-變流器匹配性分析等研究場景^[14]。電機的換熱公式為：

Qe=Ploss=Mω1－η，（4）

式中：Qe為由機械損耗轉化的熱量，kW；Ploss為功率損耗，kW；M為施加在旋轉負載上的力矩，N·m；ω為旋轉角速度，rad/s；η為系統的機械效率，表示機械能轉化為有效功的比例。

電機控制器的機械部件較少且運行工況相對穩定，其換熱量可應用功率損耗法估算得到，換熱公式為：

Qc=PoutηMCU1－ηMCU，（5）

式中：Pout為電機控制器的輸出功率，kW；ηMCU為電機控制器的工作效率。

由式（4）（5）可得電機總成的總換熱量為4.7 kW。

2.4 渦輪增壓器子模型

渦輪增壓器可以增大進氣壓力，提高發動機效率，渦輪增壓器用engine庫中的TURBSS01V01渦輪元件和COMP01V01壓氣機元件建模，通過共軸連接^[15]。壓氣機壓縮后的熱空氣為中冷器冷卻的主要熱源，結合經驗公式計算出換熱量為9.6 kW。

壓氣機產生的熱量

QT=qmcpT2－T1，（6）

式中：qm為空氣的質量流量，kg/s；cp為空氣的比熱容，kJ/（kg·K）；T1為進氣溫度，K；T2為壓氣機出口溫度，K。

2.5 模型驗證

本文中采用文獻[12]中提供的發動機冷卻系統熱平衡試驗對模型的準確性進行驗證。該試驗通過搭建風洞試驗臺對散熱器的實際性能進行測試，試驗工況為：散熱器進口冷卻液溫度為88.6 ℃，水的質量流量為1.62 kg/s，空氣側進風溫度為29.0 ℃，風速為8.01 m/s。本文中基于相同的工況進行仿真，將仿真結果與文獻[12]中的試驗數據進行對比，結果如表3所示。由表3可知：仿真與試驗的出水溫度、出風溫度、風的質量流量、換熱量非常接近，表明模型能夠準確反映散熱器的熱交換性能。

3 冷卻系統仿真分析與優化

3.1 仿真工況設定

設計2種試驗工況：發動機最大功率工況（工況1）和最大轉矩工況（工況2），各工況的具體參數如表4所示。利用設計的模型全面評估增程式動力系統冷卻系統在各工況下，特別是在高負荷工況下的冷卻性能，確保發動機運行在合適的溫度區間，保持良好的動力性能。

3.2 仿真結果分析

通過散熱器的進出水溫度、溫差變化評估該散熱器的冷卻能力。工況1下發動機散熱器和中冷散熱器的進、出水口溫度變化分別如圖2、3所示。

由圖2可知：1）在最大功率工況下，經過500 s后散熱器進、出水溫度趨于穩定，原因是發動機起動后逐漸升溫，節溫器初始關閉，冷卻液只在內部循環，當溫度升高后，節溫器打開，冷卻液流經散熱器進行冷卻，直到系統熱量傳導和散熱達到平衡，溫度趨于穩定；2）經過600 s，散熱器進口冷卻液溫度達106 ℃，出口處溫度達到99 ℃，超出該發動機運行溫度不大于96 ℃的要求，冷卻液處于高溫高壓狀態下，冷卻液汽化產生的氣體大幅降低冷卻系統的傳熱效率，造成發動機機體溫度過高，產生“開鍋”現象，還會導致零件過熱、潤滑油變質、材料疲勞加速、燃燒效率降低，最終引發磨損、爆震甚至嚴重損壞。為避免高溫引發的發動機異常運行，在冷卻系統設計中，不僅要保證發動機在一般工況中的散熱能力，還應保證極端工況長時間運行時的散熱能力冗余。

由圖3可知：運行500 s，中冷器進水溫度接近60 ℃ 并保持穩定，出水溫度達到55 ℃，超出中冷器工作溫度不超過50 ℃的要求，該中冷器的散熱能力滿足不了發動機的進氣要求。

發電機及控制器的進、出水溫度變化趨勢與其他部件一致。散熱器各工況穩定后的進出水溫度、溫差及工作溫度要求如表5所示。

由表5可知：各工況下，散熱器進出水溫差均較??；最大轉矩工況下的散熱器進水溫度低于最大功率工況，這是由于最大轉矩工況熱效率高、摩擦和泵氣損失少，燃燒溫度穩定，能量損失少從而廢熱排出較少，散熱器進出水溫差保持在合理范圍內；電機總成散熱器的進、出水溫度滿足要求，發動機、中冷器散熱器的進、出水溫度不滿足限值要求，這是因為電機能量轉換效率高、工作溫度低，熱量主要來自電磁和摩擦損耗，熱源強度小且穩定；發動機和中冷器因燃燒和壓縮空氣產生大量熱量，導致其散熱負荷高。

3.3 冷卻系統散熱性能優化

散熱器、水泵、風扇對冷卻系統的散熱性能有重要影響，提高風扇轉速和選用散熱系數更高的散熱器能有效提高冷卻系統的散熱性能，但提高風扇轉速顯著增加系統功耗，且在散熱器表面積不足或氣流通道設計不佳的情況下，僅增大氣流無法使溫度顯著降低；提高水泵轉速則增加冷卻系統的內部壓力，增加泄漏或故障的風險^[16]。經研究比較，決定對散熱器的迎風面積、芯體厚度、翅片間距3個關鍵參數進行優化，得到散熱器芯體的最優方案。

保持建立的AMESim冷卻系統模型中其他部件參數和各仿真條件不變，分別調整散熱器的迎風面積、芯體厚度、翅片間距3個參數，在最大功率工況下仿真計算發動機冷卻系統的性能，得到運行穩定后發動機、中冷器的進出水溫度、溫差，結果如表6～8所示。

由表6～8可知：當迎風面積和芯體厚度增大時，發動機出水溫度和中冷器的進、出水溫度呈下降趨勢；散熱器翅片間距減小，發動機和中冷器的進、出水溫度明顯下降。增大迎風面積和芯體厚度、減小翅片間距都有助于提高散熱器的熱交換能力，與表5相比，增大迎風面積對降低發動機溫度效果最為明顯，發動機和中冷器出水溫度分別降低了4.9、3.9 ℃；減小翅片間距的效果次之，發動機和中冷器出水溫度分別降低了4.2、3.1 ℃；增加散熱器芯體厚度的效果相較于另外兩個因素效果最弱，發動機和中冷器出水溫度分別降低了3.5、2.2 ℃。

考慮到散熱器在保證足夠的換熱能力的同時，也需要一定的緊湊性，綜合比較后優化方案為：發動機和中冷器迎風面積不變，芯體厚度分別增加到52 mm和48 mm，翅片間距減小到2.4 mm。將優化方案輸入仿真模型計算在最大功率、最大轉矩工況下優化后散熱器的進、出水溫度，如表9所示。由表9可知：優化后散熱器的進、出水溫度均符合要求；與表5相比，最大功率工況下發動機和中冷器溫度降幅較大，發動機進、出水溫度分別下降了11.3、11.0 ℃，中冷器進、出水溫度分別下降了7.7、8.8 ℃，符合廠家規定的工作溫度。

4 結論

1）應用AMEsim軟件建立了增程式動力系統及其冷卻裝置的一維仿真模型，模型包括柴油發動機、柴油機進氣中冷器、柴油機機體冷卻系統、發電機及控制器冷卻系統；模型的精度較高。

2）合理增大散熱器迎風面積、芯體厚度、減小翅片間距都能顯著提高冷卻系統的性能，其中增加迎風面積效果更為顯著，其次是減小翅片間距，增大散熱器芯體厚度的效果相對較小。

3）發動機和中冷的散熱器優化方案為：發動機和中冷器迎風面積不變，芯體厚度分別增加到52 mm和48 mm，翅片間距減小為2.4 mm。優化后仿真結果表明：優化后散熱器的進、出水溫度均符合規定的工作溫度要求；最大功率工況下，散熱器優化后，發動機和中冷器的出水溫度較優化前分別降低了11.0、8.8 ℃。

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Simulation of range-extended powertrain cooling system

based on AMEsim

CHEN Tao^1，2， TANG Qijun^1，2*， XIE Xinyan^1，2， CHEN Siyuan1， ZHANG Daqing1

1.College of Mechanical and Electrical Engineering， Hunan Agricultural University， Changsha 410128， China;

2. Research Institute of HNU in Chongqing， Chongqing 401135， China

Abstract：In order to control the temperature of the diesel engine intake， engine body， generator and controller of the extended range power system， a one-dimensional simulation model of the extended range power system and its cooling device is established using AMEsim software. The working performance of each circuit of the cooling system （diesel engine， inter-cooler， generator and its controller） under maximum power and maximum torque conditions is analyzed.The influence of three factors： the windward area of the radiator， the thickness of the core， and the spacing between fins on the performance of the cooling system is analyzed. The engine and inter-cooler are improved， keeping the windward area of the engine and inter-cooler unchanged， increasing the core thickness to 52 mm and 48 mm respectively， and keeping the fin spacing at 2.4 mm. The simulation results show that increasing the windward area， core thickness， and reducing the fin spacing of the radiator can improve the performance of the cooling system. Among them， increasing the windward area shows a more significant effect， followed by reducing the fin spacing and thickening the radiator core. The optimization plan ensures that the inlet and outlet water temperatures of the engine and inter-cooler meet the requirements， and the outlet water temperatures of the engine and inter-cooler are reduced by 11.0 ℃ and 8.8 ℃ respectively， which can ensure the stable operation of the extended range power system.

Keywords：AMEsim; cooling system; hybrid; simulation analysis

（責任編輯：臧發業）