掌握一点散热器的一维简化理论基础，很多情况压根不用做CFD。
例如典型的风冷模块散热器采用的是平直翅片，结合散热器四周风道的密闭作用，形成了矩形平行多通道内强迫对流换热。
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这里仅讨论强迫对流换热问题，相关的强迫对流阻力问题也可以通过一维简化进行处理，可以参考《我所理解的流体力学》中的计算方法，这里不做展开。
假设流经散热器的风量均匀地分配到每一个由翅片和风道挡板构成的矩形通道中，可以得到每一个矩形流道内的风量。
根据风量的大小，矩形通道内的流动状态可能为层流或者是湍流；根据流动状态，可以选取不同的传热关联式计算对流换热系数。
层流时的努塞尔数与热边界条件有关，一般恒热流边界的换热系数高于恒壁温边界。根据大量文献研究，散热器的管壁材料（铝合金）具有较高的导热系数，其特征为径向均匀壁温、纵向恒热流，在文献中称之为H1热边界条件。矩形通道内由于热边界层的发展，对流换热系数从入口到出口逐渐减小。对流换热系数通常处理成努塞尔数的形式。文献中通过数值研究的方法，发现不同矩形截面长宽比，其所对应的努塞尔数（Nu）规律如下：[1] A. N. Smith and H. Nochetto, ‘Laminar thermally developing flow in rectangular channels and parallel plates: uniform heat flux’, Heat Mass Transfer, vol. 50, no. 11, pp. 1627–1637, Nov. 2014, doi: 10.1007/s00231-014-1363-8.上图展示的是速度充分发展、热边界层发展中条件下的结果。通道的长宽比（α或Aspect）越大，则其热发展中及充分发展后的努塞尔数（Nu）越大。长宽比无穷大时，即为无限大平板间的对流换热问题。对于实际工程问题，我们往往更关注的是一段通道的平均换热能力，因此需要定义一个基于平均温差的平均努塞尔数：![]()
《传热手册Heat Transfer Handbook》一书中，给出了无限大平板间热入口段平均努塞尔数（Nu）的计算公式，需注意此式仅适用于速度充分发展的条件下：
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上式中，无量纲长度x*的定义为：
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从上述各公式可见，通道长度越短，则无量纲长度越小，从而努塞尔数越大，即对流换热系数越大：这就是为什么较短的散热器其平均换热系数较高的原因。然而，常见的风冷散热器通常无法直接使用上述的公式，原因有二：1）翅片高度与流道宽度之比非无穷大，不适用无限大平板假设；2）考虑到入口效应，翅片所构成通道内的流动可能是正在发展的。由于第二点原因，通道内流动边界层和热边界层处于同时发展的状态，此时的传热规律与流动边界层充分发展而热边界层未充分发展的情况不同，努塞尔数或对流换热系数将会高于后者。《传热与传质基本原理》一书第6章中对流动边界层和热边界层进行了详细的剖析：
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《传热与传质基本原理》一书第6章：速度边界层
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《传热与传质基本原理》一书第6章：热边界层
我们知道，普朗特数最能反映流动边界层和热边界层的相对大小。文献中对不同普朗特数下的努塞尔数进行了研究，发现普朗特数越小，其在相同无量纲长度下的努塞尔数越大。普朗特数越小，意味着动量扩散的速率远小于热量扩散，即热边界层已经充分发展时，速度边界层还在发展中——凡是发展中的，就会有更高的传递效率！![]()
EES（Engineering Equation Solver）软件中对这个情况进行了考虑，采用流体的普朗特数对努塞尔数的计算进行修正。湍流时的努塞尔数与热边界条件无关，恒热流边界的换热系数与恒壁温边界相同。矩形通道内的湍流换热系数可以采用已经广泛接受的Gnielinski公式（适用于圆管和各种非圆形通道）：![]()
其中，f为范宁摩擦阻力系数，建议采用Bhatti and Shah提出的公式，适用于雷诺数在4000到10^7之间：![]()
层流与湍流之间存在一个过渡状态，在这个区间，Gnielinski公式的预测准确性不高。根据《热交换器设计原理 Fundamentals of heat exchanger design by Shah》的推荐，在雷诺数处于2000到8000范围时，可以采用以下方法进行处理：![]()
其中，湍流的努塞尔数采用Gnielinski公式，而层流的努塞尔数采用EES软件计算。基于以上的公式，可以计算出散热器翅片上的对流换热系数（h_air），输入到三维热模型的热通量边界接口中使用。![]()
工程上很多问题如此简化，可事半功倍。
