摘要：為控制增程式動(dòng)力系統(tǒng)的發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣、機(jī)體、發(fā)電機(jī)及控制器的溫度，應(yīng)用AMEsim軟件建立增程式動(dòng)力系統(tǒng)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(zhuǎn)矩工況下各冷卻回路（柴油機(jī)、中冷器、發(fā)電機(jī)及其控制器）的性能，以及散熱器迎風(fēng)面積、芯體厚度、翅片間距對(duì)冷卻系統(tǒng)性能的影響；對(duì)溫度過高的發(fā)動(dòng)機(jī)和中冷散熱器進(jìn)行優(yōu)化，保持發(fā)動(dòng)機(jī)和中冷器迎風(fēng)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(jié)果表明：增大散熱器迎風(fēng)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(fēng)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(yōu)化后發(fā)動(dòng)機(jī)和中冷器進(jìn)、出水溫度符合要求，最大功率工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)和中冷器出水溫度分別比優(yōu)化前降低11.0、8.8 ℃，有效保障了增程式動(dòng)力系統(tǒng)的穩(wěn)定運(yùn)行。

關(guān)鍵詞：AMEsim；冷卻系統(tǒng)；混合動(dòng)力；仿真分析

中圖分類號(hào)：U469.72文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A文章編號(hào)：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(dòng)力系統(tǒng)冷卻裝置仿真研究［J］.內(nèi)燃機(jī)與動(dòng)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(zhuǎn)型進(jìn)程的加快，機(jī)械設(shè)備對(duì)混合動(dòng)力系統(tǒng)的需求持續(xù)增長(zhǎng)。增程式動(dòng)力技術(shù)通過內(nèi)燃機(jī)發(fā)電，電動(dòng)機(jī)輸出動(dòng)力，將內(nèi)燃機(jī)與電動(dòng)機(jī)相結(jié)合，可提高燃油利用率、降低排放和減小發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷波動(dòng)，在專用機(jī)械領(lǐng)域具有較大的應(yīng)用潛力^[1-2]。維持增程式動(dòng)力系統(tǒng)高效穩(wěn)定運(yùn)行的核心是其熱管理系統(tǒng)，以及散熱器性能。增程式動(dòng)力系統(tǒng)具有多熱源、寬溫域、快速變溫的特點(diǎn)，對(duì)冷卻系統(tǒng)提出了更高的要求。冷卻系統(tǒng)設(shè)計(jì)不當(dāng)，可能導(dǎo)致系統(tǒng)熱負(fù)荷超限，引發(fā)功率衰減、熱效率降低，甚至造成熱失控等嚴(yán)重故障^[3]。冷卻系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)對(duì)增程式動(dòng)力系統(tǒng)在復(fù)雜工況下的穩(wěn)定運(yùn)行具有重要意義。

國(guó)內(nèi)外眾多學(xué)者針對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)熱管理技術(shù)開展了研究，研究重點(diǎn)主要集中于發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)整體性能分析、散熱器對(duì)冷卻系統(tǒng)性能的影響等^[4]。楊洋等^[5]為提高發(fā)動(dòng)機(jī)的冷卻能力，利用KULI仿真軟件對(duì)重卡冷卻系統(tǒng)進(jìn)行分析和優(yōu)化，并進(jìn)行熱平衡計(jì)算優(yōu)化，通過熱平衡道路試驗(yàn)進(jìn)一步驗(yàn)證優(yōu)化方案的有效性。袁新^[6]利用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)技術(shù)建立了風(fēng)扇與散熱器的仿真分析模型，結(jié)合風(fēng)洞試驗(yàn)對(duì)兩者在最佳工況點(diǎn)的冷卻能力進(jìn)行研究，結(jié)果表明在最佳工況點(diǎn)下的冷卻能力能夠滿足發(fā)動(dòng)機(jī)的需求。目前，關(guān)于發(fā)動(dòng)機(jī)熱管理技術(shù)的研究主要集中在傳統(tǒng)內(nèi)燃機(jī)冷卻系統(tǒng)，對(duì)增程式動(dòng)力系統(tǒng)的散熱性能的研究較少。本文中以某增程器為研究對(duì)象，利用AMEsim軟件建立增程式動(dòng)力系統(tǒng)冷卻系統(tǒng)模型，模擬不同工況下熱流體的傳遞和散熱過程，針對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)和中冷器溫度過高的問題，分析散熱器關(guān)鍵參數(shù)對(duì)散熱器性能的影響規(guī)律，提出散熱器的優(yōu)化方案，避免了發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)生“開鍋”現(xiàn)象，提高了冷卻系統(tǒng)的散熱效率與熱穩(wěn)定性，保障發(fā)動(dòng)機(jī)穩(wěn)定運(yùn)行。

1 冷卻系統(tǒng)基本結(jié)構(gòu)與工作原理

冷卻系統(tǒng)主要包括發(fā)動(dòng)機(jī)、水泵、節(jié)溫器、中冷器、散熱器和風(fēng)扇等。研究用增程器冷卻系統(tǒng)采用3條獨(dú)立的冷卻回路，分別管理發(fā)動(dòng)機(jī)、中冷器、發(fā)電機(jī)及控制器的熱負(fù)荷，各回路通過液冷循環(huán)系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)熱量的高效轉(zhuǎn)移^[7-8]。冷卻液在發(fā)動(dòng)機(jī)回路內(nèi)循環(huán)，經(jīng)發(fā)動(dòng)機(jī)水套吸收熱量后，流向散熱器的專用冷卻區(qū)域，與外界空氣進(jìn)行熱交換，冷卻液降溫后再循環(huán)返回發(fā)動(dòng)機(jī)，維持發(fā)動(dòng)機(jī)工作溫度穩(wěn)定。中冷器回路主要對(duì)空氣增壓后的進(jìn)氣進(jìn)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(jìn)入發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸的空氣密度和燃燒效率^[9]。發(fā)電機(jī)及其控制器回路冷卻電子控制單元，防止工作時(shí)產(chǎn)生的熱量積聚導(dǎo)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(shè)計(jì)，將三個(gè)回路的散熱功能集成于單一組件中，優(yōu)化了系統(tǒng)的布局與散熱效率。不同回路根據(jù)熱負(fù)荷分別布置于散熱器的特定區(qū)域，同時(shí)通過優(yōu)化風(fēng)道設(shè)計(jì)，保證了空氣流動(dòng)的均勻性和熱交換效率^[10]。

2 冷卻系統(tǒng)建模與驗(yàn)證

基于AMEsim一維仿真軟件搭建冷卻系統(tǒng)模型，結(jié)果如圖1所示。冷卻系統(tǒng)模型主要包括柴油發(fā)動(dòng)機(jī)、水泵、散熱器、中冷器、風(fēng)扇等子模型^[11]。

2.1 發(fā)動(dòng)機(jī)子模型

發(fā)動(dòng)機(jī)燃料燃燒產(chǎn)生的熱量主要轉(zhuǎn)化為３個(gè)部分：1）輸出的有用功，2）通過發(fā)動(dòng)機(jī)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(tái)排量為1.06 L、水平對(duì)置、2缸柴油發(fā)動(dòng)機(jī)為研究對(duì)象，主要參數(shù)如表1所示。選用IFP engin庫中的元件建立詳細(xì)的發(fā)動(dòng)機(jī)子模型。

采用經(jīng)驗(yàn)公式結(jié)合燃料特性和發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)計(jì)算發(fā)動(dòng)機(jī)換熱量，以kW為單位的換熱量Q1的數(shù)值

{Q1}=3 600a0{be}{P}{Hn}，（1）

式中：a0為發(fā)動(dòng)機(jī)散熱量與燃料總熱量的比，對(duì)于柴油機(jī)，a0=0.18～0.25，本文中a0=0.25；{be}為以kg/（kW·h）為單位的發(fā)動(dòng)機(jī)的燃油消耗率be的數(shù)值，查內(nèi)燃機(jī)性能參數(shù)表可得，{be}=0.25；{P}為以kW為單位的發(fā)動(dòng)機(jī)功率P的數(shù)值；{Hn}為以kJ/kg為單位的燃料低熱值Hn的數(shù)值。

經(jīng)計(jì)算，Q1=26.9 kW。

2.2 散熱器子模型

散熱器為彼此獨(dú)立的三合一集成式，通過內(nèi)部的縱向流水結(jié)構(gòu)經(jīng)翅片將熱量傳導(dǎo)至空氣中，后方的風(fēng)扇吸入氣流強(qiáng)制空氣流動(dòng)，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(diào)節(jié)系統(tǒng)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(dòng)時(shí)由于摩擦、流動(dòng)阻力或熱傳導(dǎo)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(shù)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(shí)間內(nèi)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(duì)流傳熱系數(shù)，W/（m²·℃）；tin、tout分別為散熱器進(jìn)水和出水溫度，℃。

對(duì)流傳熱系數(shù)的數(shù)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(dǎo)熱系數(shù)km的數(shù)值；{qm，a}、{qm，f}分別為以kg/h為單位的空氣和冷卻液的質(zhì)量流量qm，a、qm，f的數(shù)值，qm，a在一定范圍內(nèi)隨散熱器迎風(fēng)面積和翅片間距的增大而增大，qm，f隨迎風(fēng)面積的增大和翅片間距的減小而增大，但芯體厚度對(duì)qm，a、qm，f的影響相反，需要根據(jù)設(shè)計(jì)目標(biāo)權(quán)衡兩者的影響；aa、ba為空氣側(cè)的對(duì)流修正因數(shù)；af、bf為冷卻液側(cè)的對(duì)流修正因數(shù)，aa和af隨芯體厚度的增大和翅片間距的減小而增大，對(duì)迎風(fēng)面積的變化不敏感；ba和bf為指數(shù)修正因子，是通過試驗(yàn)或理論推導(dǎo)得到的經(jīng)驗(yàn)參數(shù)，通常在0.6～0.8變動(dòng)。

2.3 電機(jī)子模型

發(fā)電機(jī)將發(fā)動(dòng)機(jī)的機(jī)械能轉(zhuǎn)化為電能為動(dòng)力電池組充電，同時(shí)減少發(fā)動(dòng)機(jī)直驅(qū)的負(fù)載波動(dòng)，提高系統(tǒng)在不同工況下的燃油經(jīng)濟(jì)性和電力管理效率。發(fā)電機(jī)子模型選用選用IFP DRIVE庫中的DRVEM03元件，能夠精確模擬電機(jī)驅(qū)動(dòng)與能量回收過程，是一個(gè)完善的機(jī)電能量雙向轉(zhuǎn)換系統(tǒng)，特別適用于混合動(dòng)力系統(tǒng)能量?jī)?yōu)化、電機(jī)-變流器匹配性分析等研究場(chǎng)景^[14]。電機(jī)的換熱公式為：

Qe=Ploss=Mω1－η，（4）

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

電機(jī)控制器的機(jī)械部件較少且運(yùn)行工況相對(duì)穩(wěn)定，其換熱量可應(yīng)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(jī)控制器的輸出功率，kW；ηMCU為電機(jī)控制器的工作效率。

由式（4）（5）可得電機(jī)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(jìn)氣壓力，提高發(fā)動(dòng)機(jī)效率，渦輪增壓器用engine庫中的TURBSS01V01渦輪元件和COMP01V01壓氣機(jī)元件建模，通過共軸連接^[15]。壓氣機(jī)壓縮后的熱空氣為中冷器冷卻的主要熱源，結(jié)合經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算出換熱量為9.6 kW。

壓氣機(jī)產(chǎn)生的熱量

QT=qmcpT2－T1，（6）

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

2.5 模型驗(yàn)證

本文中采用文獻(xiàn)[12]中提供的發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)熱平衡試驗(yàn)對(duì)模型的準(zhǔn)確性進(jìn)行驗(yàn)證。該試驗(yàn)通過搭建風(fēng)洞試驗(yàn)臺(tái)對(duì)散熱器的實(shí)際性能進(jìn)行測(cè)試，試驗(yàn)工況為：散熱器進(jìn)口冷卻液溫度為88.6 ℃，水的質(zhì)量流量為1.62 kg/s，空氣側(cè)進(jìn)風(fēng)溫度為29.0 ℃，風(fēng)速為8.01 m/s。本文中基于相同的工況進(jìn)行仿真，將仿真結(jié)果與文獻(xiàn)[12]中的試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果如表3所示。由表3可知：仿真與試驗(yàn)的出水溫度、出風(fēng)溫度、風(fēng)的質(zhì)量流量、換熱量非常接近，表明模型能夠準(zhǔn)確反映散熱器的熱交換性能。

3 冷卻系統(tǒng)仿真分析與優(yōu)化

3.1 仿真工況設(shè)定

設(shè)計(jì)2種試驗(yàn)工況：發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率工況（工況1）和最大轉(zhuǎn)矩工況（工況2），各工況的具體參數(shù)如表4所示。利用設(shè)計(jì)的模型全面評(píng)估增程式動(dòng)力系統(tǒng)冷卻系統(tǒng)在各工況下，特別是在高負(fù)荷工況下的冷卻性能，確保發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行在合適的溫度區(qū)間，保持良好的動(dòng)力性能。

3.2 仿真結(jié)果分析

通過散熱器的進(jìn)出水溫度、溫差變化評(píng)估該散熱器的冷卻能力。工況1下發(fā)動(dòng)機(jī)散熱器和中冷散熱器的進(jìn)、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(jīng)過500 s后散熱器進(jìn)、出水溫度趨于穩(wěn)定，原因是發(fā)動(dòng)機(jī)起動(dòng)后逐漸升溫，節(jié)溫器初始關(guān)閉，冷卻液只在內(nèi)部循環(huán)，當(dāng)溫度升高后，節(jié)溫器打開，冷卻液流經(jīng)散熱器進(jìn)行冷卻，直到系統(tǒng)熱量傳導(dǎo)和散熱達(dá)到平衡，溫度趨于穩(wěn)定；2）經(jīng)過600 s，散熱器進(jìn)口冷卻液溫度達(dá)106 ℃，出口處溫度達(dá)到99 ℃，超出該發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行溫度不大于96 ℃的要求，冷卻液處于高溫高壓狀態(tài)下，冷卻液汽化產(chǎn)生的氣體大幅降低冷卻系統(tǒng)的傳熱效率，造成發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體溫度過高，產(chǎn)生“開鍋”現(xiàn)象，還會(huì)導(dǎo)致零件過熱、潤(rùn)滑油變質(zhì)、材料疲勞加速、燃燒效率降低，最終引發(fā)磨損、爆震甚至嚴(yán)重?fù)p壞。為避免高溫引發(fā)的發(fā)動(dòng)機(jī)異常運(yùn)行，在冷卻系統(tǒng)設(shè)計(jì)中，不僅要保證發(fā)動(dòng)機(jī)在一般工況中的散熱能力，還應(yīng)保證極端工況長(zhǎng)時(shí)間運(yùn)行時(shí)的散熱能力冗余。

由圖3可知：運(yùn)行500 s，中冷器進(jìn)水溫度接近60 ℃ 并保持穩(wěn)定，出水溫度達(dá)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(fā)動(dòng)機(jī)的進(jìn)氣要求。

發(fā)電機(jī)及控制器的進(jìn)、出水溫度變化趨勢(shì)與其他部件一致。散熱器各工況穩(wěn)定后的進(jìn)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(jìn)出水溫差均較?。蛔畲筠D(zhuǎn)矩工況下的散熱器進(jìn)水溫度低于最大功率工況，這是由于最大轉(zhuǎn)矩工況熱效率高、摩擦和泵氣損失少，燃燒溫度穩(wěn)定，能量損失少從而廢熱排出較少，散熱器進(jìn)出水溫差保持在合理范圍內(nèi)；電機(jī)總成散熱器的進(jìn)、出水溫度滿足要求，發(fā)動(dòng)機(jī)、中冷器散熱器的進(jìn)、出水溫度不滿足限值要求，這是因?yàn)殡姍C(jī)能量轉(zhuǎn)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(qiáng)度小且穩(wěn)定；發(fā)動(dòng)機(jī)和中冷器因燃燒和壓縮空氣產(chǎn)生大量熱量，導(dǎo)致其散熱負(fù)荷高。

3.3 冷卻系統(tǒng)散熱性能優(yōu)化

散熱器、水泵、風(fēng)扇對(duì)冷卻系統(tǒng)的散熱性能有重要影響，提高風(fēng)扇轉(zhuǎn)速和選用散熱系數(shù)更高的散熱器能有效提高冷卻系統(tǒng)的散熱性能，但提高風(fēng)扇轉(zhuǎn)速顯著增加系統(tǒng)功耗，且在散熱器表面積不足或氣流通道設(shè)計(jì)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(zhuǎn)速則增加冷卻系統(tǒng)的內(nèi)部壓力，增加泄漏或故障的風(fēng)險(xiǎn)^[16]。經(jīng)研究比較，決定對(duì)散熱器的迎風(fēng)面積、芯體厚度、翅片間距3個(gè)關(guān)鍵參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，得到散熱器芯體的最優(yōu)方案。

保持建立的AMESim冷卻系統(tǒng)模型中其他部件參數(shù)和各仿真條件不變，分別調(diào)整散熱器的迎風(fēng)面積、芯體厚度、翅片間距3個(gè)參數(shù)，在最大功率工況下仿真計(jì)算發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)的性能，得到運(yùn)行穩(wěn)定后發(fā)動(dòng)機(jī)、中冷器的進(jìn)出水溫度、溫差，結(jié)果如表6～8所示。

由表6～8可知：當(dāng)迎風(fēng)面積和芯體厚度增大時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)出水溫度和中冷器的進(jìn)、出水溫度呈下降趨勢(shì)；散熱器翅片間距減小，發(fā)動(dòng)機(jī)和中冷器的進(jìn)、出水溫度明顯下降。增大迎風(fēng)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(fēng)面積對(duì)降低發(fā)動(dòng)機(jī)溫度效果最為明顯，發(fā)動(dòng)機(jī)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(fā)動(dòng)機(jī)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(gè)因素效果最弱，發(fā)動(dòng)機(jī)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(shí)，也需要一定的緊湊性，綜合比較后優(yōu)化方案為：發(fā)動(dòng)機(jī)和中冷器迎風(fēng)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(yōu)化方案輸入仿真模型計(jì)算在最大功率、最大轉(zhuǎn)矩工況下優(yōu)化后散熱器的進(jìn)、出水溫度，如表9所示。由表9可知：優(yōu)化后散熱器的進(jìn)、出水溫度均符合要求；與表5相比，最大功率工況下發(fā)動(dòng)機(jī)和中冷器溫度降幅較大，發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)、出水溫度分別下降了11.3、11.0 ℃，中冷器進(jìn)、出水溫度分別下降了7.7、8.8 ℃，符合廠家規(guī)定的工作溫度。

4 結(jié)論

1）應(yīng)用AMEsim軟件建立了增程式動(dòng)力系統(tǒng)及其冷卻裝置的一維仿真模型，模型包括柴油發(fā)動(dòng)機(jī)、柴油機(jī)進(jìn)氣中冷器、柴油機(jī)機(jī)體冷卻系統(tǒng)、發(fā)電機(jī)及控制器冷卻系統(tǒng)；模型的精度較高。

2）合理增大散熱器迎風(fēng)面積、芯體厚度、減小翅片間距都能顯著提高冷卻系統(tǒng)的性能，其中增加迎風(fēng)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(duì)較小。

3）發(fā)動(dòng)機(jī)和中冷的散熱器優(yōu)化方案為：發(fā)動(dòng)機(jī)和中冷器迎風(fēng)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(yōu)化后仿真結(jié)果表明：優(yōu)化后散熱器的進(jìn)、出水溫度均符合規(guī)定的工作溫度要求；最大功率工況下，散熱器優(yōu)化后，發(fā)動(dòng)機(jī)和中冷器的出水溫度較優(yōu)化前分別降低了11.0、8.8 ℃。

參考文獻(xiàn)：

[1] 張弘強(qiáng)，孫東方，江斌，等.工程機(jī)械車輛發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)仿真與優(yōu)化[J].合肥工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào)（自然科學(xué)版），2023，46（4）：452-457.

[2] 程浩杰，馬彥達(dá)，徐亞坤，等.基于1D/3D耦合仿真的某大功率重型貨車?yán)鋮s系統(tǒng)性能研究[J].汽車工程，2024，46（6）：1125-1135.

[3] 徐英英，文懷興，譚禮斌，等.基于STAR-CCM+的冷卻水套三維仿真分析[J].科學(xué)技術(shù)與工程，2021，21（31）：13561-13566.

[4] 曹博濤，譚禮斌，孫寧，等.風(fēng)冷發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻流道設(shè)計(jì)及散熱性能提升[J].科學(xué)技術(shù)與工程，2023，23（35）：15084-15090.

[5] 楊洋，曾銳，馮純純.基于KULI的車輛發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)性能優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].車輛與動(dòng)力技術(shù)，2021（4）：35-39.

[6] 袁新.基于CFD技術(shù)汽車發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)匹配性設(shè)計(jì)[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2020（4）：156-160.

[7] 李揚(yáng)，李鵬，杜少杰.基于AMESim散熱器串并聯(lián)布置對(duì)性能影響分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2021（12）：220-223.

[8] "朱燁，楊章林，賈會(huì)星.基于AMESim的發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)散熱性能研究[J].溫州大學(xué)學(xué)報(bào)（自然科學(xué)版），2021，42（2）：37-43.

[9] "王丹丹，姚鵬飛，田曉光.汽車發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)參數(shù)匹配性設(shè)計(jì)分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2024（8）：294-297.

[10] "邱越，雷基林，楊雄專，等.增程式電動(dòng)汽車動(dòng)力系統(tǒng)一體化冷卻傳熱分析[J].內(nèi)燃機(jī)工程，2024，45（4）：47-55.

[11] 蘭文奎，李仕生.基于FLUENT汽車散熱器溫度場(chǎng)匹配性分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2020（1）：192-195.

[12] 康勇，鄭智鋒，郝賢，等.基于AMEsim船用柴油機(jī)冷卻系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].工程機(jī)械，2024，55（1）：211-216.

[13] GU N， NI J M.Simulation of engine cooling system based on AMESim[C]//Proceedings of 2009 Second International Conference on Information and Computing Science. Manchester UK： IEEE，2009.

[14] MU H Y， WANG Y Y， YANG C L， et al. Simulation analysis of new energy vehicle engine cooling system based on K-E turbulent flow mathematical model[J].Energy Engineering， 2023，120（10）：2325-2342.

[15] YUAN Z R， AN T， PAN Y L， et al. Simulation research on parameters matching of vehicle engine cooling system based on AMEsim[J].Journal of Physics： Conference Series，2022，2395（1）：012014.

[16] JADHAV A R， HUJARE D P， HUJARE P P. Design and optimization of gating system， modification of cooling system position and flow simulation for cold chamber high pressure die casting machine[J].Materials Today： Proceedings， 2021，46：7175-7181.

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(zé)任編輯：臧發(fā)業(yè)）