周東輝，羅仁宏，王之豐

（1.浙江工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院 交通學(xué)院，紹興 312000，中國； 2.武漢商貿(mào)職業(yè)學(xué)院 現(xiàn)代工業(yè)技術(shù)學(xué)院，武漢 430000，中國； 3.浙江省吉利汽車研究院有限公司，杭州 315336，中國）

隨著人們對商用車動力性、舒適性和大空間駕駛艙的追求，商用車發(fā)動機(jī)功率不斷升級的同時(shí)，發(fā)動機(jī)艙空間也越做越小[1-2]。再加上各國政府對商用車排放標(biāo)準(zhǔn)的升級以及混合動力型商用車的發(fā)展，使得機(jī)艙內(nèi)增添如渦輪增壓、增程器和電機(jī)控制器等發(fā)熱量較大裝置，原本用車環(huán)境相對惡劣的商用車熱負(fù)荷更大，這極易導(dǎo)致發(fā)動機(jī)和機(jī)艙內(nèi)零部件出現(xiàn)溫度過高現(xiàn)象，嚴(yán)重地影響發(fā)動機(jī)動力性和機(jī)艙的安全性[3]，而發(fā)動機(jī)艙冷卻模塊的布置對發(fā)動機(jī)散熱性能和機(jī)艙內(nèi)阻影響極大。因此，針對商用車發(fā)動機(jī)艙冷卻模塊的研究有著重要意義。

目前，國內(nèi)外研究者對發(fā)動機(jī)艙熱管理做了大量的研究。羅仁宏[4]通過CFD 仿真工具對商用車機(jī)艙流場和溫度場進(jìn)行分析，降低散熱器熱回流而達(dá)到提升發(fā)動機(jī)的散熱效率目的；張毅[5]設(shè)計(jì)了一套中冷器—多風(fēng)扇和散熱器—多風(fēng)扇冷卻系統(tǒng)，相比于傳統(tǒng)冷卻系統(tǒng)布置冷卻效果更好；郭健忠和羅仁宏[6]利用一維/三維聯(lián)合仿真手段，通過對某商用車前端冷卻系統(tǒng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，解決了發(fā)動機(jī)出水溫度過高問題；YANG Zhigang[7]在傳統(tǒng)的布置形式（冷凝器—散熱器—冷卻風(fēng)扇—發(fā)動機(jī)本體）上提出來新的布置形式（冷凝器—冷卻風(fēng)扇—散熱器—發(fā)動機(jī)本體），為發(fā)動機(jī)冷卻模塊提供了新的研究思路；D. Taylor[8]探究了發(fā)動機(jī)艙冷卻風(fēng)扇與發(fā)動機(jī)本體之間的距離對整車散熱器冷卻性能的影響；A. Costa[9]利用仿真軟件研究汽車進(jìn)氣格柵造型和開口大小進(jìn)行研究；S. S. Chougule[10]等通過立體計(jì)算分析法，對散熱器結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行研究；M. C.Nunez[11]等利用三維仿真軟件對風(fēng)扇進(jìn)行設(shè)計(jì)，提升了汽車散熱器進(jìn)風(fēng)量；王東[12]等對汽車?yán)鋮s風(fēng)扇罩進(jìn)行研究，找到了風(fēng)扇罩對發(fā)動機(jī)冷卻模塊流場和溫度場的影響因素。

分析文獻(xiàn)發(fā)現(xiàn)，目前解決汽車特定工況下發(fā)動機(jī)出水溫度過高問題多是從傳熱和流場角度出發(fā)，利用CFD 工具找到影響機(jī)艙流場、溫度場等散熱因素，結(jié)合工程經(jīng)驗(yàn)和仿真結(jié)果給出相應(yīng)改進(jìn)措施。這些研究在一定程度上解決了發(fā)動機(jī)出水溫度或機(jī)艙溫度過高問題，但沒有考慮到各因素之間耦合作用的影響，以及如何確定這些影響因素的主次關(guān)系和一定限制條件下快速找到最優(yōu)組合，這些都需進(jìn)一步研究。

本研究針對某自主研發(fā)商用車在高速工況下出現(xiàn)發(fā)動機(jī)出水溫度過高問題，對發(fā)動機(jī)艙前端冷卻模塊布局進(jìn)行優(yōu)化，結(jié)合正交試驗(yàn)法研究不同發(fā)動機(jī)冷卻模塊結(jié)構(gòu)組合，對發(fā)動機(jī)散熱性能和整車氣動阻力的影響主次關(guān)系，并基于影響主次關(guān)系配置最佳組合方案，通過熱平衡試驗(yàn)驗(yàn)證了優(yōu)化方法的正確性，為改善發(fā)動機(jī)艙散熱和氣動阻力提供了方法借鑒。

1 計(jì)算模型搭建

1.1 三維整車CFD 計(jì)算模型的搭建

商用車最高車速遠(yuǎn)低于358 km/h，即可認(rèn)為汽車周圍空氣為不可壓縮氣體[13],考慮到機(jī)艙內(nèi)零部件造型復(fù)雜，極易引起氣流分離現(xiàn)象，故計(jì)算中采用湍流流動模型。為了減弱計(jì)算過程中Renault 效應(yīng)、洞壁效應(yīng)和阻塞效應(yīng)影響[6]，模擬風(fēng)洞選取車前3 倍長，車后6 倍長以及左右兩側(cè)各2.5 倍車寬和6 倍車高為計(jì)算模擬風(fēng)洞邊界，如圖1 所示。車身正投影地面區(qū)域設(shè)置為非滑移地面，其他壁面設(shè)置為滑移邊界。

圖1 汽車模擬風(fēng)洞

為了更好模擬機(jī)艙內(nèi)部冷卻氣體在機(jī)艙流動情況，對車身周圍、車身前臉格柵處和發(fā)動機(jī)艙等3 個(gè)空間依次設(shè)定加密區(qū)，采用高精度Trimmer 體網(wǎng)格以及邊界層采用Layer Mesher 進(jìn)行網(wǎng)格劃分，以使網(wǎng)格過渡平緩和保證較好的計(jì)算精度。而遠(yuǎn)離車身的區(qū)域采用結(jié)構(gòu)體網(wǎng)格，全局網(wǎng)格數(shù)為1 600 萬，如圖2 所示為汽車對稱截面網(wǎng)格示意圖。汽車散熱器和中冷器結(jié)構(gòu)復(fù)雜，采用多空介質(zhì)模型，將熱源項(xiàng)給定到動量方程中，其熱源項(xiàng)計(jì)算式如（1）所示：

圖2 網(wǎng)格模型

其中：Δp為壓降；d為換熱器芯體厚度；μ為空氣黏性系數(shù)；α為換熱器氣體穿透系數(shù)；C為芯體內(nèi)部損失系數(shù)；p為介質(zhì)流體密度；δ1是慣性阻尼系數(shù)；δ2為黏性阻尼系數(shù)；v為空氣進(jìn)入速度。根據(jù)主機(jī)廠提供的換熱器物理參數(shù)和流速與壓強(qiáng)試驗(yàn)參數(shù) （見表1），分別對中冷器、散熱器風(fēng)阻試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行最小二乘法擬合，結(jié)果如圖3 所示。

表1 主機(jī)廠提供的換熱器參數(shù)性能試驗(yàn)數(shù)據(jù)

圖3 中冷器和散熱器阻抗擬合曲線

通過圖3 擬合得到的中冷器阻抗曲線圖，可以得到中冷器、散熱器的慣性阻尼系數(shù)δ1和黏性阻尼系數(shù)δ2，如表2 所示：

表2 中冷器和散熱器性能參數(shù)

在軟件中，換熱模型看作無限熱量，運(yùn)用能量守恒定律，可得出冷側(cè)流體的出口溫度θco，如式（2）：

其中：Q為冷卻模塊的散熱量，qmc為冷側(cè)流體的質(zhì)量流，Ccp為機(jī)艙進(jìn)氣流道特性值，θci為冷側(cè)流體進(jìn)口溫度。樣車?yán)鋮s系統(tǒng)的散熱性能參數(shù)，如表3 所示：

表3 高速工況冷卻系統(tǒng)散熱功率參數(shù)

發(fā)動機(jī)冷卻風(fēng)扇對前端進(jìn)氣以及氣流的分布具有重要的影響，汽車前端進(jìn)氣工程常采用多重坐標(biāo)系法（multi-reference frame，MRF）來模擬冷卻風(fēng)扇的旋轉(zhuǎn)[10]。

樣車在前期開發(fā)過程中，發(fā)現(xiàn)在高速工況（車輛滿載狀態(tài)，發(fā)動機(jī)功率338 kW，發(fā)動機(jī)額定轉(zhuǎn)速2 000 r / min，車速80 km/h，坡度角為0°，次高擋位），環(huán)境溫度31 ℃，空氣相對濕度為50%，標(biāo)準(zhǔn)大氣壓下出現(xiàn)發(fā)動機(jī)出水溫度過高問題，達(dá)到了92.8 ℃，即發(fā)動機(jī)出水溫度與環(huán)境溫度差值超過60 ℃，超過設(shè)計(jì)要求，故選取該工況為本次計(jì)算工況。

1.2 整車風(fēng)阻試驗(yàn)

為了檢驗(yàn)三維計(jì)算模型的可靠性，對優(yōu)化前樣車進(jìn)行風(fēng)洞試驗(yàn)，風(fēng)洞試驗(yàn)參照同濟(jì)整車風(fēng)洞試驗(yàn)試驗(yàn)中心規(guī)范進(jìn)行。為了調(diào)整整車姿態(tài)，對樣車進(jìn)行配重，如圖4 所示。

圖4 樣車風(fēng)洞試驗(yàn)

為模擬真實(shí)汽車高速行駛工況，試驗(yàn)中安置電機(jī)以帶動冷卻風(fēng)扇轉(zhuǎn)動，風(fēng)扇轉(zhuǎn)速設(shè)定在3 100 r/ min，輪胎隨地面輪轂轉(zhuǎn)動，風(fēng)速80 km/h，環(huán)境溫度31 ℃，空氣相對濕度為50%，在車身對稱表面布置壓力傳感器，待風(fēng)洞出風(fēng)口風(fēng)速、輪胎和冷卻風(fēng)扇轉(zhuǎn)速達(dá)到穩(wěn)定后，通過計(jì)算機(jī)自動采集試驗(yàn)工況下車身表面壓力系數(shù)，從而計(jì)算得到整車風(fēng)阻因數(shù)。將整車風(fēng)洞試驗(yàn)值與計(jì)算值進(jìn)行對比分析，如圖5 所示，可以看到計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值吻合度較高，最大誤差不超過4.6%，驗(yàn)證了三維計(jì)算模型的可靠性。

圖5 試驗(yàn)值與計(jì)算值的對比

2 一維和三維聯(lián)合計(jì)算模型的搭建

三維計(jì)算能很好地呈現(xiàn)出機(jī)艙內(nèi)溫度場和流場的情況，但無法快速高效計(jì)算出發(fā)動機(jī)冷卻系統(tǒng)水側(cè)，而一維仿真能很好地解決這類問題。樣車發(fā)動機(jī)冷卻系統(tǒng)是由換熱模塊（中冷器、散熱器和冷卻風(fēng)扇）、風(fēng)扇護(hù)風(fēng)罩、水泵和尼龍水管等零部件組成，如圖6 所示。

圖6 樣車?yán)鋮s系統(tǒng)模型

依據(jù)樣車發(fā)動機(jī)冷卻系統(tǒng)結(jié)構(gòu)匹配方式，利用一維軟件分別設(shè)置空氣側(cè)和水側(cè)。其中水側(cè)模型是由散熱器冷卻液循環(huán)回路、潤滑油循環(huán)回路、中冷器冷卻循環(huán)回路和空調(diào)循環(huán)回路等構(gòu)成，針對樣車發(fā)動機(jī)出水溫度過高問題，樣車水側(cè)模型主要考慮散熱器冷卻液循環(huán)回路和中冷器冷卻循環(huán)回路。機(jī)艙進(jìn)氣流道特性、中冷器、散熱器、冷卻風(fēng)扇和機(jī)艙內(nèi)部阻力模塊等構(gòu)成，如圖7 所示。

圖7 一維空氣側(cè)模型圖

外部空氣氣體流經(jīng)較小空間格柵后再流入較大空間機(jī)艙過程中，這部分氣流截面積發(fā)生突變，從而會造成壓力的改變[12]，其壓力的變化可由式 （3） 進(jìn)行計(jì)算。

其中，Ccp為樣車機(jī)艙進(jìn)氣流道特性值；ρ為空氣密度；vin為氣流速度。通過前文三維計(jì)算，可確定樣車機(jī)艙進(jìn)氣流道特性值Ccp= 0.8。

機(jī)艙內(nèi)部阻力是用來模擬氣流流經(jīng)機(jī)艙后部而產(chǎn)生氣流壓降情況，其壓降公式如式 （4） 所示:

其中：x為流量率；a、b、c為常系數(shù)。由三維計(jì)算得到流動方向的常系數(shù)為：a= 38，b=c= 0。中冷器、散熱器、冷卻風(fēng)扇和發(fā)動機(jī)的單品性能由零部件供應(yīng)商提供。

傳統(tǒng)一維冷卻系統(tǒng)計(jì)算時(shí)，將散熱器迎風(fēng)面上冷卻氣流假設(shè)成均勻氣流，而現(xiàn)實(shí)中，由于進(jìn)氣格柵的開口造型、冷卻風(fēng)扇以及機(jī)艙內(nèi)部布置等共同造成散熱器迎風(fēng)面上的不均勻性，為了更貼近實(shí)際情況，將三維計(jì)算得到散熱器迎風(fēng)面進(jìn)氣數(shù)據(jù)以速度矩陣形式導(dǎo)入一維模型中[6]，如圖8 所示，有利于提升計(jì)算的精準(zhǔn)性。

圖8 一維和三維聯(lián)合計(jì)算示意圖

3 正交試驗(yàn)

正交試驗(yàn)是一種用于探究多因素影響的方法，能夠簡化試驗(yàn)規(guī)模，以選取部分試驗(yàn)來代替全因子試驗(yàn)，從而提高試驗(yàn)效率，在工程上得到廣泛應(yīng)用[13]。

3.1 發(fā)動機(jī)散熱因素及水平選取

空氣由進(jìn)氣格柵流入發(fā)動機(jī)機(jī)艙，在冷卻風(fēng)扇抽吸作用下依次經(jīng)過中冷器和散熱器后，穿過冷卻風(fēng)扇流到機(jī)艙后部。對于發(fā)動機(jī)艙散熱和氣動內(nèi)阻力而言，進(jìn)氣格柵、中冷器、散熱器和冷卻風(fēng)扇之間相互影響較大，因此選取進(jìn)氣格柵到中冷器距離D1、中冷器到散熱器距離D2、散熱器到冷卻風(fēng)扇距離D3和冷卻風(fēng)扇到發(fā)動機(jī)前端面距離D4為影響因素（如圖9 所示），以發(fā)動機(jī)出水溫度θout和整車風(fēng)阻因數(shù)Cd為響應(yīng)目標(biāo)。根據(jù)實(shí)車布置情況，設(shè)定因數(shù)的4 個(gè)水平值，從而確定四因素四水平正交試驗(yàn)，全部組合共有256 種組合方式，經(jīng)過正交試驗(yàn)將非劣組合降低到16 種，其因素水平及方案響應(yīng)目標(biāo)值如表4 所示。

圖9 因素示意圖

表4 L16(44)正交表

從表4 可以看到在16 個(gè)組合方案中，13 號試驗(yàn)組合的發(fā)動機(jī)出水溫度最低，為89.81℃；而4 號試驗(yàn)組合的整車風(fēng)阻因數(shù)最低，為455.03，為了尋求最優(yōu)組合方案，對正交試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析。

3.2 數(shù)據(jù)分析

極差R能反應(yīng)各因素對響應(yīng)目標(biāo)影響的大小，即極差R越大，則該因素對響應(yīng)目標(biāo)影響越大，利用極差分析法對正交試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，得到表5 和表6。

表5 發(fā)動機(jī)出水溫度極差分析

表6 風(fēng)阻因數(shù)極差分析表

從表5 極差值可以看出，對于發(fā)動機(jī)出水溫度影響最大因素是進(jìn)氣格柵到冷卻模塊之間的間距D1，其次是冷卻風(fēng)扇與散熱器之間的距離D3，再次是中冷器與散熱器間距D2，而冷卻風(fēng)扇到發(fā)動機(jī)本體之間的間距D4對其影響最小。根據(jù)表5 極差結(jié)果分析，得到各因素與發(fā)動機(jī)出水溫度對應(yīng)分布圖，如圖10 所示，綜合考慮，應(yīng)以D1因素為優(yōu)化方案核心，確定較優(yōu)方案Ⅰ為D12D21D33D41。

圖10 試驗(yàn)因數(shù)水平θout 均值趨勢圖

根據(jù)表6 可得，影響整車風(fēng)阻因數(shù)最大的因數(shù)是冷卻風(fēng)扇到發(fā)動機(jī)本體距離D4，其次是冷卻風(fēng)扇與散熱器的間距D3，再次則是進(jìn)氣格柵到冷卻模塊的間距D1，散熱器與中冷器間距D2對其影響最低。根據(jù)表6極差結(jié)果分析，得到各因素與發(fā)動機(jī)出水溫度對應(yīng)分布圖，如圖11 所示，綜合考慮應(yīng)以D4因素為優(yōu)化的核心，確定較優(yōu)方案Ⅱ?yàn)镈14D22D31D44。

圖11 試驗(yàn)因數(shù)水平風(fēng)阻因數(shù)Cd 均值趨勢圖

根據(jù)正交試驗(yàn)極差分析，D1因素和D4 因素分別為發(fā)動機(jī)出水溫度和整車風(fēng)阻因數(shù)最大影響因素，為了驗(yàn)證正交試驗(yàn)的可靠性，需對D1因素和D4因素分別進(jìn)行顯著影響判定，其方差結(jié)果如表7 所示。為了提高了F檢驗(yàn)的靈敏度，增將其他4 組因素進(jìn)行合并，從而確保誤差的偏差平方和以及自由度增大，從而提高F檢驗(yàn)計(jì)算精度，F(xiàn)檢驗(yàn)公式如（4）。

表7 方差分析

其中，σi為i因素方差。顯著影響檢查計(jì)算結(jié)果顯示FD1為2.62 和FD4為3.12，查表可得F0.1（3,12） = 2.606，即D1因素和D4因素分別響應(yīng)目標(biāo)發(fā)動機(jī)出水溫度和整車風(fēng)阻因數(shù)影響為顯著，與極差分析結(jié)果一致。

4 優(yōu)化分析

根據(jù)前面分析結(jié)果得到2 種較優(yōu)方案，為了確定最優(yōu)組合方案，對2 組較優(yōu)方案進(jìn)行發(fā)動機(jī)出水溫度(θout)與風(fēng)阻因數(shù)（Cd） 仿真計(jì)算，結(jié)果如圖12 所示。

圖12 發(fā)動機(jī)出水溫度與風(fēng)阻因數(shù)仿真計(jì)算結(jié)果

機(jī)艙冷卻模塊最優(yōu)組合方案應(yīng)兼顧發(fā)動機(jī)冷卻性能和機(jī)艙氣動內(nèi)阻，從圖12 可以看到，較優(yōu)方案Ⅱ的綜合數(shù)值較小，同時(shí)考慮到汽車行駛可靠性，應(yīng)先確保發(fā)動機(jī)冷卻性能滿足設(shè)計(jì)要求，在此基礎(chǔ)上尋找最優(yōu)風(fēng)阻因數(shù)，以此達(dá)到最優(yōu)設(shè)計(jì)。較優(yōu)方案Ⅱ的發(fā)動機(jī)出水溫度最低，達(dá)到了89.70 ℃，同時(shí)整車風(fēng)阻因數(shù)為453.90，比原始風(fēng)阻因數(shù)低9.03。綜合比較，較優(yōu)方案Ⅱ從更廣義層面上為全組最優(yōu)組合方案。

機(jī)艙氣流流動狀態(tài)對發(fā)動機(jī)艙氣動阻力和散熱有著直接的關(guān)聯(lián)，因此很有必要對機(jī)艙氣流流動特性進(jìn)行研究。圖13 是優(yōu)化前后發(fā)動機(jī)艙對稱截面速度矢量圖，從速度矢量圖上可以看到：優(yōu)化后的機(jī)艙前部散熱器熱回流現(xiàn)象得到明顯改善，如圖13 中標(biāo)識所示，這歸因于進(jìn)氣格柵到冷卻模塊和散熱器到冷卻風(fēng)扇之間的距離（即D1和D3） ，氣體由進(jìn)氣格柵流入機(jī)艙后，在冷卻風(fēng)扇抽吸作用下，進(jìn)來氣體能快速流到機(jī)艙后部分，同時(shí)由于冷卻風(fēng)扇與發(fā)動機(jī)之間距離 （D4）變大，氣流從冷卻風(fēng)扇流出后能快速分散開來，減弱氣流撞擊到發(fā)動機(jī)前端面而造成散熱器熱回流，同時(shí)也有利于機(jī)艙后部分氣流快速流出，加速了機(jī)艙的散熱。

圖13 優(yōu)化前后機(jī)艙速度矢量圖

5 整車熱平衡試驗(yàn)

在整車環(huán)模實(shí)驗(yàn)室對本次研究的樣車進(jìn)行整車熱平衡試驗(yàn)，對發(fā)動機(jī)進(jìn)出水管內(nèi)以及重要部件安置JM40PT100 鉑電阻傳感器，數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)為INDAS8025，用來監(jiān)測發(fā)動機(jī)進(jìn)出水溫度和機(jī)艙溫度變化情況。樣車為滿載狀態(tài)，整車熱平衡試驗(yàn)工況為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速3 100 n/min，坡度為0°，車速80 km/h，采用大流量風(fēng)機(jī)來等效整車行駛過程中來流空氣，試驗(yàn)室環(huán)境溫度設(shè)置成31 ℃、空氣相對濕度為50%。

表8是一維和三維聯(lián)合計(jì)算發(fā)動機(jī)進(jìn)出水溫度試驗(yàn)測試值（θexp）和計(jì)算值（θcal）對比表，可見優(yōu)化后的發(fā)動機(jī)出水溫度下降了2.3 ℃，為90.5 ℃，滿足設(shè)計(jì)目標(biāo)。計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)測試值變化趨勢一致，計(jì)算值與試驗(yàn)值的誤差（Er）最大為5.5%，滿足工程精度，驗(yàn)證了優(yōu)化方法的有效性。

表8 發(fā)動機(jī)出水溫度試驗(yàn)值與計(jì)算值對比

6 結(jié) 論

商用車機(jī)艙狹小,零部件眾多，造成機(jī)艙內(nèi)部氣流流動十分復(fù)雜，也極大影響冷卻部件散熱效能，針對商用車發(fā)動機(jī)出水溫度和整車風(fēng)阻問題，利用一維和三維計(jì)算和正交試驗(yàn)方法進(jìn)行研究，結(jié)果表明冷卻模塊之間位置變化能改善發(fā)動機(jī)艙內(nèi)空氣的流動性，從而可提升發(fā)動機(jī)冷卻效果，優(yōu)化發(fā)動機(jī)艙氣動阻力。利用正交試驗(yàn)方法對發(fā)動機(jī)艙中冷器、散熱器、冷卻風(fēng)扇和發(fā)動機(jī)本體之間位置進(jìn)行參數(shù)化研究，極差分析發(fā)現(xiàn)：進(jìn)氣格柵到冷卻模塊間距對發(fā)動機(jī)出水溫度影響最大，冷卻風(fēng)扇與發(fā)動機(jī)間距對發(fā)動機(jī)艙氣動阻力影響最大，同時(shí)還得到因素中各水平響應(yīng)目標(biāo)值的變化趨勢?；诟饕蛩赜绊憴?quán)重關(guān)系以及各水平目標(biāo)變化趨勢確定了2 組較優(yōu)組合方案，通過與正交試驗(yàn)結(jié)果的對比分析，最終確定全組最優(yōu)組合方案為方案Ⅱ。整車熱管理臺架試驗(yàn)結(jié)果表明優(yōu)化后的發(fā)動機(jī)出水溫度下降了2.3 ℃，滿足設(shè)計(jì)要求，驗(yàn)證了優(yōu)化方案的有效性。優(yōu)化結(jié)果與試驗(yàn)值具有良好的一致性，驗(yàn)證了優(yōu)化方法的準(zhǔn)確性，為改善發(fā)動機(jī)艙發(fā)動機(jī)散熱性能和氣動阻力提供方法參考。