實(shí)現(xiàn)微通道流量均勻分配的集流器優(yōu)化研究

鐘凱強(qiáng)， 韓飛， 焦永剛， 石向星

（石家莊鐵道大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院， 河北石家莊 050043）

0 前言

機(jī)電系統(tǒng)在封閉包裝設(shè)計(jì)和高熱流密度的要求下不斷朝著小型化和集成化發(fā)展， 其熱管理問(wèn)題變得尤為重要， 亟需對(duì)微型設(shè)備采取一種高效的冷卻方式。微通道散熱器因比表面積大、 換熱系數(shù)高的優(yōu)點(diǎn)而成為最有效的散熱設(shè)備之一。 然而， 流動(dòng)是換熱的先導(dǎo)， 微通道散熱器不同區(qū)域的流量不均勻分布成為影響其散熱性能的關(guān)鍵因素［1－4］。

近年來(lái)， 對(duì)微通道散熱器中流量異常分布的研究主要集中在通道結(jié)構(gòu)的改變。 XU 等［5］對(duì)通斷微通道的流動(dòng)特性進(jìn)行數(shù)值模擬， 發(fā)現(xiàn)將通道整體打斷后有利于平衡壓力， 各支管流量偏差小于40%。 藍(lán)永琪等［6］在通斷區(qū)域增設(shè)楔形肋， 其換熱能力比光滑微通道提高了24.57%。 陳濤等人［7］研究了矩形肋、 菱形肋、 三角形肋和圓形肋對(duì)流動(dòng)換熱的影響， 發(fā)現(xiàn)流體在肋片處產(chǎn)生渦流以提升流動(dòng)性能。 在上述研究中，通過(guò)對(duì)通道結(jié)構(gòu)和出入口參數(shù)進(jìn)行調(diào)整， 有效提高了散熱器質(zhì)量流量的均勻性。

微通道散熱器主要由通道和進(jìn)出口集流器兩部分構(gòu)成， 然而， 目前關(guān)于進(jìn)出口集流器結(jié)構(gòu)的優(yōu)化研究還相對(duì)有限。 ANBUMEENAKSHI、 THANSEKHAR［8］研究了進(jìn)出口配置對(duì)流量分布不良的影響， 并指出散熱器的性能主要取決于集流器的幾何形狀。COMMENGE等［9］基于電阻模型優(yōu)化梯形形狀的集流器， 以獲得多通道流量均勻分布。 WANG 等［10］研究了集流器深度對(duì)流體分布的影響， 發(fā)現(xiàn)突出型集流器可以降低流量不均勻分配程度。 上述研究由于簡(jiǎn)化了進(jìn)出口條件， 存在高估散熱器性能的問(wèn)題。 SIDDIQ?UE 等［11］設(shè)計(jì)了一種啞鈴形狀的集流器， 以克服矩形集流器因高低速區(qū)造成的流量分布不良問(wèn)題。 但啞鈴形集流器的設(shè)計(jì)面積較大， 不利于工程實(shí)踐的應(yīng)用。范亮亮等［12］研究了變截面微通道中黏性流體顆粒高效分離問(wèn)題， 發(fā)現(xiàn)截面積變化可以改變彈性升力的方向， 增強(qiáng)顆粒受力； 古新等人［13］分析了導(dǎo)流板及其傾角對(duì)渦振性能的影響， 研究表明： 導(dǎo)流板可以改善繞流狀態(tài)， 削弱斷面尾流的卡門渦脫， 這為設(shè)計(jì)新型集流器結(jié)構(gòu)提供了思路。

誘導(dǎo)換熱器各通道內(nèi)均勻分配流量是提高散熱器冷卻能力的有效途徑。 然而， 集流器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)形式單一， 使得小通道間流量分配不當(dāng)， 并嚴(yán)重影響了散熱器的流動(dòng)換熱性能。 本文作者以減小集流器尺寸及誘導(dǎo)提高流量分布均勻性為目的， 提出漸縮導(dǎo)流型集流器， 通過(guò)對(duì)集流器內(nèi)流體的高效規(guī)律性引流， 以期縮減流動(dòng)停滯區(qū)并充分利用流動(dòng)空間， 有效改善散熱器內(nèi)部流動(dòng)均勻性， 繼而提高其冷卻能力。

1 計(jì)算模型

1.1 物理模型

集流器結(jié)構(gòu)是影響微通道支管流量分布不良的重要因素。 為了改善通道內(nèi)質(zhì)量流量的分布情況， 文中測(cè)試了一種具有2 種集流器形狀的微通道散熱器， 如圖1 所示， 傳統(tǒng)集流器為矩形集流器結(jié)構(gòu)的微通道散熱器， 優(yōu)化集流器形狀后為漸縮導(dǎo)流型微通道散熱器。

圖1 集流器的微通道散熱器的幾何細(xì)節(jié)Fig.1 Geometrical details of collector microchannel radiator

此次優(yōu)化創(chuàng)新為： （1） 將微通道各支路異程流動(dòng)方式變?yōu)橥塘鲃?dòng)形式， 以克服各支路由阻力不均引起的水力失調(diào)。 所謂同程流動(dòng)是指流動(dòng)工質(zhì)從入口流向出口的過(guò)程中， 途經(jīng)各個(gè)支路的流程長(zhǎng)度相同，而異程流動(dòng)則相反［14］； （2） 根據(jù)伯努利效應(yīng)［15］， 將集流器沿流體流動(dòng)方向不斷收縮截面以提高流動(dòng)速度， 從而改善集流器中因流速不均造成的高低速分布； （3） 在集流器邊壁上加設(shè)導(dǎo)流結(jié)構(gòu)， 進(jìn)而產(chǎn)生二次流動(dòng)并將流體順導(dǎo)流導(dǎo)入支管中。 另外， 集流器尺寸的減少也降低了設(shè)備占地面積和流體在集流器中的停留時(shí)間。 該微通道散熱器由N個(gè)支管和N－1 翅片組成， 各支管編號(hào)如圖2 所示， 而微通道散熱器的所有尺寸見(jiàn)表1。

表1 微通道散熱器的幾何尺寸Tab.1 Geometric dimensions of microchannel radiator

圖2 微通道散熱器各支管編號(hào)示意Fig.2 Schematics of each branch number of microchannel radiator

1.2 控制方程和邊界條件

采用ANSYS 軟件建立模型， 并對(duì)不同集流器下微通道的流動(dòng)特性進(jìn)行數(shù)值模擬。 為了研究集流器形狀對(duì)散熱器流量分配的影響， 做出如下假設(shè)：

（1） 微通道材質(zhì)為硅， 流動(dòng)工質(zhì)為去離子水；

（2） 流體為不可壓縮的穩(wěn)態(tài)流；

（3） 水和硅的性能不受外界溫度和壓力的影響；

（4） 忽略重力和其他表面力作用。

依據(jù)上述假設(shè)， 計(jì)算域的連續(xù)性、 動(dòng)量和能量方程如下：

式中：v為 流 體 流 速， m/s；ρ為 流 體 密 度，kg/m3；cp為流體定壓比熱容， J/（kg·K）；kf為流體導(dǎo)熱系數(shù)， W/（m·K）；p為通道內(nèi)壓力， Pa。

上述控制方程采用有限體積法（FVM） 求解，動(dòng)量和能量方程采用二階迎風(fēng)格式離散， 壓力與速度耦合采用Simple 求解， 控制方程殘差收斂標(biāo)準(zhǔn)為10－15。 散熱器入口邊界條件為溫度恒定 （Tin＝298 K）， 流動(dòng)速度分梯度設(shè)置不同數(shù)值。 出口邊界條件為壓力出口， 出口壓力為標(biāo)準(zhǔn)大氣壓。 同時(shí)在換熱器基底施加熱源， 其熱通量為100 W/cm2。

1.3 數(shù)據(jù)處理

雷諾數(shù)Re定義為

其中：μ為流體動(dòng)力黏性系數(shù)。

微通道支管間質(zhì)量流量百分比偏差（Difference from Average） 定義為

其中：mcom，i為通過(guò)數(shù)值模擬計(jì)算得到的第i支管中質(zhì)量流量。

通道內(nèi)平均質(zhì)量流量m－定義為

微通道內(nèi)流量分的不均勻程度可以通過(guò)流量分布不均勻因子（The Maldistribution Factor） 來(lái)衡量， 其定義如下：

1.4 模型驗(yàn)證

以優(yōu)化集流器下的微通道散熱器為例， 在入口流速為0.5 m/s 時(shí)進(jìn)行網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證， 散熱器在不同網(wǎng)格數(shù)下的流量分布不均勻因子如表2 所示。 考慮數(shù)值計(jì)算的計(jì)算精度和效率， 計(jì)算模型選用的網(wǎng)格數(shù)為5.170×105。

表2 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證Tab.2 Grid independence verification

以傳統(tǒng)集流器下的微通道散熱器為例， 采用與文獻(xiàn)［16］一致的入口邊界條件進(jìn)行模型驗(yàn)證， 以驗(yàn)證數(shù)值計(jì)算的精確性。 5 組不同入口流速下得到的FM模擬值與實(shí)驗(yàn)值的結(jié)果如表3 所示， 流量分布不均勻因子的偏差在合理的范圍內(nèi)， 因而計(jì)算模型有較高的準(zhǔn)確性。

表3 模型結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比Tab.3 Comparison of model results with experimental results

2 結(jié)果及分析

2.1 沿集流器寬度方向的速度分布情況

圖3 所示為入口流速0.5 m/s 時(shí)， 傳統(tǒng)和優(yōu)化集流器下通道內(nèi)速度分布對(duì)比云圖。 可知： 傳統(tǒng)集流器中出現(xiàn)明顯速度分層， 靠近入口區(qū)域的流動(dòng)速度較高， 在集流器角落附近出現(xiàn)速度停滯區(qū)， 并且邊壁上邊界層不斷增厚， 均不利于穩(wěn)定流動(dòng)； 優(yōu)化集流器中流動(dòng)速度分布均勻， 并且優(yōu)化集流器下通道各支管中流動(dòng)速度普遍比傳統(tǒng)集流器高， 同時(shí)驗(yàn)證了漸縮導(dǎo)流型微通道散熱器理論分析的合理性。 通過(guò)將優(yōu)化集流器結(jié)構(gòu)沿流動(dòng)方向漸縮設(shè)置， 在減小占用空間的同時(shí)保持流動(dòng)速度穩(wěn)定。 流體出入口位于集流器夾角區(qū)域， 流體流動(dòng)過(guò)程中貼壁前行， 產(chǎn)生滑移速度， 進(jìn)一步提高流動(dòng)性能。 在集流器邊壁上設(shè)置導(dǎo)流結(jié)構(gòu)， 在貼壁效應(yīng)的作用下充分將流體向中部區(qū)域分散。 為了均衡通道壓力， 流體流經(jīng)各支路的流動(dòng)距離相等， 并借助壁面導(dǎo)流結(jié)構(gòu)誘導(dǎo)流體產(chǎn)生局部紊流， 進(jìn)一步保證同一斷面上速度混合均勻。

圖3 通道內(nèi)速度分布對(duì)比云圖Fig.3 Comparison of velocity distribution in channel

在入口流速為0.5 m/s 的情況下， 采用常規(guī)和優(yōu)化的集流器內(nèi)速度流線如圖4 （a） 所示。 在相同的入口條件下， 改進(jìn)的漸縮導(dǎo)流型集流器比傳統(tǒng)矩形結(jié)構(gòu)的流線更加緊湊， 有利于向各平行通道內(nèi)輸入等量的流體， 從而提高微通道的冷卻性能。 對(duì)于矩形集流器， 流體的進(jìn)出口位于集流器中心， 造成中間部分通道的流程短、 壓差小， 大量流體涌入中間部分通道，并從散熱器中間位置向兩側(cè)方向的流量逐漸降低， 各通道間流量分配異常。 在矩形集流器的入口和邊角處出現(xiàn)流動(dòng)停滯區(qū)， 流體長(zhǎng)時(shí)間停留在集流器中， 形成局部死循環(huán)， 使得集流器內(nèi)流動(dòng)不良。 流線在優(yōu)化集流器中的緊湊度高， 邊壁處流線密度大， 說(shuō)明優(yōu)化后的集流器降低了流體的停留時(shí)間， 并有效利用流體的慣性作用和貼壁效應(yīng)， 將流量均勻分配到各通道中。

圖4 集流器幾何形狀對(duì)通道流動(dòng)速度的影響Fig.4 Effect of collector geometry on channel flow velocity：（a） streamline distribution； （b） velocity distribution

圖4 （b） 給出了傳統(tǒng)集流器中沿通道寬度方向的速度分布情況。 傳統(tǒng)集流器沿通道寬度方向的速度梯度較大， 中間位置支管8 入口處流動(dòng)速度最高， 達(dá)到0.53 m/s， 并向兩側(cè)方向速度逐漸降低， 邊緣處速度最小為0.36 m/s， 速度分布呈開(kāi)口向下的拋物線形狀， 各入口處速度分布不均。 優(yōu)化集流器中各通道速度分布得以改善， 整體呈“V” 形分布， 靠近入口位置和遠(yuǎn)離入口位置的速度較高， 并依次向內(nèi)速度降低， 在支管1 中得到最高流速0.66 m/s， 支管8 中流速最低為0.62 m/s， 整體速度差異很小。 優(yōu)化集流器中速度分布情況與文獻(xiàn)［17］一致， 這與同程式流動(dòng)方式有關(guān)， 致使中間支管的流動(dòng)穩(wěn)定性相對(duì)較差。

2.2 沿集流器寬度方向的壓力分布情況

圖5 所示為入口流速為0.5 m/s 時(shí)， 傳統(tǒng)和優(yōu)化集流器下散熱器壓力變化對(duì)比云圖。 可知： 傳統(tǒng)集流器下散熱器中出現(xiàn)嚴(yán)重壓力階躍現(xiàn)象， 其壓力變化大致可分為3 個(gè)梯度。 第一梯度為300 ～340 Pa 的入口高壓區(qū)， 第二梯度為140 ～300 Pa 的支管中壓區(qū)， 第三梯度為40～140 Pa 的出口低壓區(qū)。 傳統(tǒng)集流器下散熱器中第一梯度壓力作用距離較短， 第二梯度壓力也未能完整通過(guò)主通道區(qū)域， 便隨之轉(zhuǎn)變?yōu)榈谌荻葔毫Α?這表明傳統(tǒng)集流器下散熱器各支管壓力分配不均， 并由于高低速造成能量大量損失， 流動(dòng)性能較差。 而優(yōu)化集流器下散熱器中出現(xiàn)過(guò)渡平緩的2 個(gè)色帶分布， 與矩形集流器比較， 優(yōu)化集流器下散熱器只出現(xiàn)260～340 Pa 的第一梯度壓力和140～260 Pa 的第二梯度壓力， 并且第一梯度壓力持續(xù)作用距離較長(zhǎng)，這也說(shuō)明了漸縮導(dǎo)流型微通道散熱器成功誘導(dǎo)流體流動(dòng)以減少能量損失。

圖5 散熱器壓力變化對(duì)比云圖Fig.5 Comparison cloud maps of pressure change of radiator

2.3 沿集流器寬度方向的質(zhì)量流量分布

為了可視化分析通道內(nèi)流量的分配情況， 基于氣液兩相流模型， 通過(guò)氣相體積在集流器和平行通道的分布情況來(lái)反映流體流動(dòng)狀況的優(yōu)劣。 利用Fluent 軟件對(duì)2 種集流器下的散熱器內(nèi)氣液兩相特性進(jìn)行數(shù)值模擬， 并選用VOF 模型對(duì)2 種不相容的相界面進(jìn)行追蹤捕捉， 定義水為連續(xù)主相， 氮?dú)鉃榉稚⒋蜗啵?而氣相體積分?jǐn)?shù)為網(wǎng)格單元中分散相所占體積與網(wǎng)格體積之比。 計(jì)算過(guò)程采用非穩(wěn)態(tài)算法， 模型各邊界條件設(shè)置與前述保持一致。 圖6 所示為傳統(tǒng)和優(yōu)化集流器下通道間氣相分布對(duì)比云圖， 傳統(tǒng)集流器中靠近入口區(qū)域的氣泡體積較小， 并隨著流體流動(dòng)動(dòng)能下降、 向邊緣區(qū)流動(dòng)的過(guò)程中， 氣泡體積變大； 各平行微通道間的氣相分布情況并不均勻， 正對(duì)出入口的中間通道內(nèi)氣相分布程度較高， 并在入口上游區(qū)形成大氣泡堆積， 而兩側(cè)通道的氣相占有比最低， 而流程長(zhǎng)、 壓阻大造成邊緣通道上游氣泡集中， 不能順利地完成整個(gè)流動(dòng)過(guò)程。 縮導(dǎo)流型集流器以及各通道內(nèi)氣泡行為的一致性較好， 各支路含氣率相差不大， 未出現(xiàn)氣泡集聚和充氣量不足。

圖6 通道內(nèi)氣相分布對(duì)比云圖Fig.6 Comparison of gas phase distribution in the channel

圖7 所示為傳統(tǒng)與優(yōu)化的集流器下各通道內(nèi)質(zhì)量流量的分布狀況。 通道內(nèi)質(zhì)量流量的分布狀況與速度分布保持一致， 傳統(tǒng)集流器下通道間質(zhì)量流量分布呈開(kāi)口向下的拋物線型， 中間通道內(nèi)質(zhì)量流密度較高，并向兩側(cè)逐次遞減， 在支管8 中出現(xiàn)的最大質(zhì)量流量為17.34 mg/s， 而支管1 中的最低質(zhì)量流量為10.83 mg/s， 其極差為6.51 mg/s， 總體偏差較大。 優(yōu)化集流器下通道間質(zhì)量流量分布呈平緩的“V” 形分布，支管1 中得到最高質(zhì)量流量為17.86 mg/s， 支管8 中的最低質(zhì)量流量為16.45 mg/s， 其極差為1.41 mg/s，通道各支管間質(zhì)量流量偏差較小。

圖7 傳統(tǒng)與優(yōu)化的集流器下各通道內(nèi)質(zhì)量流量Fig.7 Mass flow in each channel under conventional and optimized collectors

傳統(tǒng)與優(yōu)化集流器下各支管質(zhì)量流量與平均質(zhì)量流量偏差情況如圖8 所示。 在矩形集流器的作用下，通道1－4 內(nèi)質(zhì)量流量低于平均質(zhì)量流量， 通道6－10內(nèi)質(zhì)量流量高于平均流量， 通道12－15 內(nèi)質(zhì)量流量再次下降到平均流量以下， 最高流量偏差百分比出現(xiàn)在通道8 內(nèi)， 達(dá)到32.2%。 在漸縮導(dǎo)流型集流器的影響下， 通道1－3 內(nèi)質(zhì)量流量略高于平均水平， 通道4－11內(nèi)質(zhì)量流量略低于平均水平， 并在通道8 處達(dá)到最大流量偏差百分比為－8.9%， 通道12－15 中質(zhì)量流量再次升高， 超過(guò)平均水平。 由此可見(jiàn)， 優(yōu)化的集流器結(jié)構(gòu)充分利用流體的慣性作用和貼壁效應(yīng)， 實(shí)現(xiàn)對(duì)流體的均勻分配。

圖8 各通道間質(zhì)量流量差異Fig.8 Mass flow differences between channels： （a）optimized header； （b） conventional header

2.4 不同雷諾數(shù)下支管內(nèi)質(zhì)量流量偏差對(duì)比

考慮到微尺度下流動(dòng)狀態(tài)的特殊性， 并參考文獻(xiàn)［18］中的實(shí)驗(yàn)和模擬數(shù)據(jù)， 對(duì)Fluent 模擬采用適當(dāng)?shù)臄?shù)值模型（即層流或湍流模型）， 其設(shè)計(jì)變量的取值情況如表4 所示。

表4 設(shè)計(jì)變量約束條件Tab.4 Constraints of design variables

圖9 顯示了層流條件下傳統(tǒng)與改進(jìn)集流器中支管間質(zhì)量流量的偏差情況。 可知： 傳統(tǒng)矩形集流器在層流狀態(tài)下支管間流量分布差異較大， 中間支管6－10內(nèi)流量高于平均水平， 其余支管內(nèi)流量低于平均值，并向兩側(cè)流動(dòng)過(guò)程中含量越來(lái)越低； 當(dāng)雷諾數(shù)逐步增加時(shí)， 中間支管與兩側(cè)支管的差有所緩和， 但整體差異依舊較大。 這可能是由于在層流狀態(tài)下， 流體流動(dòng)動(dòng)能不足， 不能將流體輸送到最外側(cè)支管。

另外， 矩形集流器的結(jié)構(gòu)形式限制了流體充分流動(dòng)的可能， 當(dāng)流體部分進(jìn)入中間通道后， 后續(xù)支管的入口流量減少， 在相同集流器截面積下必將導(dǎo)致流動(dòng)速度下降， 不能抵抗流動(dòng)阻力。 改進(jìn)的漸縮導(dǎo)流集流器通過(guò)支管間同程流動(dòng)和漸縮導(dǎo)流結(jié)構(gòu)使得層流狀態(tài)下支管間流量偏差在±20%以內(nèi)， 而矩形集流器偏差在±40%左右， 但中部支管的流量水平相對(duì)較低，可見(jiàn)改進(jìn)形狀能充分利用流體流動(dòng)特征和結(jié)構(gòu)特點(diǎn)實(shí)現(xiàn)對(duì)流量的均勻分布。

圖10 所示為湍流條件下傳統(tǒng)與改進(jìn)集流器中管間質(zhì)量流量的偏差情況。 矩形集流器在高入口流速的湍流狀態(tài)下支管間的流量不平衡性更加凸顯。在雷諾數(shù)為1 750 時(shí)， 支管8 的質(zhì)量流量偏差達(dá)到45.7%。 這主要是高流速下流體的慣性力更強(qiáng)， 但隨著雷諾數(shù)的提高， 流體流動(dòng)的輻射范圍變廣， 中部支管流量高于平均值的數(shù)量變多， 但與兩側(cè)的差異性更大。

圖10 湍流狀態(tài)下支管間質(zhì)量流量的偏差情況Fig.10 The deviation of mass flow rate between branches in turbulent state

在漸縮導(dǎo)流集流器中， 隨流動(dòng)速度的提高， 兩側(cè)支管流量增多， 并逐漸向中間的通道逼近， 改善了中部流量分布較差的情況， 并且在湍流狀態(tài)下各支管間流量差異控制在±15%以內(nèi)。 可見(jiàn)， 在不同的入口條件下， 改進(jìn)的漸縮導(dǎo)流集流器對(duì)流體進(jìn)行規(guī)律性誘導(dǎo)流動(dòng)， 避免了雜亂的擾流出現(xiàn)， 各支管流量水平控制相對(duì)均勻， 具有較高的適應(yīng)性。

3 結(jié)論

文中設(shè)計(jì)并優(yōu)化了一種集流器形狀， 以實(shí)現(xiàn)微通道散熱器各支管中均勻的流量分布， 對(duì)2 種不同集流器下的微通道散熱器進(jìn)行數(shù)值模擬， 研究結(jié)論如下：

（1） 傳統(tǒng)矩形集流器沿邊壁的厚邊界層、 拐角處的速度停滯區(qū)， 各支管阻力不平衡以及內(nèi)部高低速分布是導(dǎo)致流量分布不均的關(guān)鍵原因。 優(yōu)化的集流器結(jié)構(gòu)通過(guò)同程流動(dòng)方式、 漸縮導(dǎo)流設(shè)置克服傳統(tǒng)設(shè)計(jì)的限制， 其流線分布緊湊度高， 邊壁處流線密度大。在入口流速為0.5 m/s 時(shí)， 傳統(tǒng)集流器中各支管質(zhì)量流量偏差達(dá)到32.2%， 而優(yōu)化集流器僅為8.9%， 各支管流量均勻性提高72.36 %。

（2） 傳統(tǒng)集流器下的散熱器中出現(xiàn)嚴(yán)重壓力階躍現(xiàn)象， 高壓持續(xù)距離較短， 末端低壓在40 ～140 Pa； 優(yōu)化集流器下的散熱器中壓能利用效率高， 高壓區(qū)域面積大， 末端壓力處于140 ～260 Pa 的中壓區(qū)域。 由此可見(jiàn)， 優(yōu)化結(jié)構(gòu)有效地減少了能量損失。

（3） 在不同流動(dòng)狀態(tài)的Re作用下， 優(yōu)化的漸縮導(dǎo)流型散熱器中各支管間流量差異可控制在±15%以內(nèi)， 而傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)在±40%左右。 可見(jiàn)， 優(yōu)化結(jié)構(gòu)在不同流動(dòng)狀態(tài)下的適應(yīng)性能更優(yōu)。