通过肋片的实际流速强迫冷却系统中，由于散热器肋片对流体的阻挡作用，冷却流体流经散热器时会产生“绕流”现象，使得肋片间流体的流动速度与入口流速不同，而只有肋间流速才直接影响散热器热阻值。通常，散热器手册中给出的是入口流速，因此有必要求出实际的肋间流速。通道中强迫冷却散热器的结构。通过下面的表达式可以得到肋片表面的平均流速Um：（a2f-a2o）u2f-2afuf+1-a2o$PQU2d/2=0（1）式中，af=（W-n/b）D/（Wc/Hc），ao=1-（W/h）D/（Wc/Hc）分别为规范化的通道面积和开口面积；uf=Um/Ud是规范化的肋片上的流速；$P表示散热器总压降（包括局部阻力损失和沿程阻力损失）；Q为流体密度。由于$P仅为Um的函数，且式（1）实际上是Um的隐式方程，因此需要进行迭代来计算Um。假定一个Um的初始值，相应的压降可以使用下面的关系式确定。定义基于通道水力直径的摩擦系数为：f=2（$P/L）Dh/（QU2m）（2）令雷诺数ReDh=UmDh/v，则在不同的流动状态下摩擦系数与流速的关系为：（1）层流（ReDh≤2300）：f=C1/ReDh（3）其中，C1=18.80+78.57G，G=（s/hf）2+1（s/hf+1）2，s为肋间距。（2）低雷诺数紊流（4000≤ReDh≤49820）：f=C2Re-1/4Dh（4）其中，C2=0.316。（3）高雷诺数紊流（ReDh>49820）：f=C3Re-1/5Dh（5）其中，C3=0.184。热阻的求解散热器综合热阻定义为：R=$TQ=1hAs+1macP（6）式中，h为对流换热系数；As为换热表面积；ma为冷却剂的总质量流量；cP为定压比热。为简化计算公式，采用无量纲热阻H：H=（kfluidW）R=kfluidWhAs+kfluidWmacP=H1+H2（7）式中，kfluid为冷却流体的导热系数。无量纲热阻H1和H2与肋间流体的流动状态、压降及通道的几何结构相关，计算比较复杂。
优化计算结果（1）优化对象：SRX-09DQ型散热器。（2）物性参数：环境温度为20℃；空气的物性参数在程序中通过查询空气物性参数数据库求得；定性温度取散热器与环境温度的平均值；肋片材料为铝型材，其导热系数为170W/（m/K）。（3）优化结果：肋长为125mm和80mm的散热器优化结果。
散热器实验测试将上述SRX-09DQ型散热器置于低速风洞进行测试，在不同风速下实验值与计算值的对比见表3.从表3中可以看出，计算结果与实验结果在一定程度上相吻合，这说明本文采用的散热器优化方法是可行的。散热器的结构优化本质上属于多变量非线性优化问题。由于流场的计算比较复杂、费时，因此本文没有采用直接求解流场的方法，而是采用了半经验化的准则方程来求散热器的热阻。实践表明，这种方法对于肋间距较宽的型材散热器是适合的。但当肋间距很小时（称为微通道散热器），由于肋片对流场的绕动增强，因此这种方法不适用，此时必须直接求解流场及温度场，然后采用进化算法在可行域中搜寻最优解。
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