由于排放法规要求,内燃机逐渐向高功率、紧凑化和轻量化方法发展,导致内燃机热负荷问题较为严峻,因此需要强化冷却系统的换热,其中采用更好换热能力的冷却介质成为许多学者的研究方向。而且气缸盖冷却水腔鼻梁区局部区域的壁面温度高于冷却介质的饱和温度,所以水腔内存在沸腾换热现象。本文采用过冷沸腾换热两相流模型和三相流模型分别模拟气缸盖冷却水腔内以纯水和纳米流体作为冷却介质的沸腾换热过程,依据热流密度、压力、流速和汽泡体积分数等数据研究纯水和纳米流体的换热过程和机理。主要研究内容和结论总结如下:（1）基于欧拉-欧拉模型建立过冷沸腾换热两相流模型,在此基础上耦合欧拉-拉格朗日模型建立三相流模型,并使用两相流和三相流模型分别模拟气缸盖冷却水腔内以纯水和纳米流体作为冷却介质的沸腾换热过程。以Kim SJ的简化圆形通道试验数据验证模型的准确性,发现二者的模拟值与试验值平均误差低于5%,具有较好的计算精度。探究浓度和流速等对纳米流体沸腾换热的影响,结果表明:随着纳米流体浓度的增加,壁面换热系数增加;沿冷却介质流动方向,壁面换热系数先降低后增加;流速增加时,壁面换热系数下降。（2）数值模拟研究内燃机气缸盖冷却水腔内的过冷沸腾换热过程,根据计算要求建立柴油机气缸盖几何模型;根据耦合条件共用交界面Interface面网格分别划分固体域和流体域三维体网格;由柴油机的技术参数和标定工况条件等确定出、入口等流动边界条件和固体壁面热边界条件等。（3）对比纯水与Al₂O₃-水纳米流体计算获得的气缸盖冷却水腔壁面热流密度,随着纳米流体浓度的增加呈现增长趋势,其中2.0%体积分数纳米流体的平均热流密度增加9.34%,证明纳米流体具有强化换热的能力。观察以纯水作为冷却介质计算的热流密度,分析热流密度的组成确定激冷项热流密度的增加对强化换热有较大贡献。观察以纯水作为冷却介质的压力变化,最大压降为17.2 kPa,冷却水腔内压力分布均匀且各缸间压降较小,证明冷却介质流经气缸盖冷却水腔消耗的泵功较小。纳米流体为冷却介质时压降有小幅增加,但压力分布趋势基本一致,其中2.0%体积分数纳米流体的最大压降比纯水增加2.3 kPa。通过热流密度和压降分析认为在较小的泵功损失下有利于强化气缸盖冷却系统的换热。（4）以纯水作为冷却介质的火力面测点温度模拟值与试验值对比,确定两相流模型的适用性。结果表明:第四缸进气道与喷油器间的第20号测点温度与其他测点温度相悖,确定不予讨论;两相流模拟结果与试验值的平均误差仅为1.743%,分析认为两相流模型具有较好的适用性。气缸盖温度场存在较大梯度,排气侧温度高于进气侧,温度最高为576.4 K,位于第四缸火力面两排气道鼻梁区。冷却水腔壁面温度靠近火力面一侧较高,且由第一缸至第四缸呈现上升趋势,最高温度为419.8 K,位于第四缸两进气道鼻梁区。以2.0%体积分数纳米流体作为冷却介质时,均具有相同的分布趋势,但气缸盖外壁面最高温度降低5.8 K,冷却水腔壁面温度降低4.4 K。（5）观察流场发现:两种冷却介质的流速分布基本一致,最大值在6.8 m/s左右,平均流速基本满足设计要求,且纳米粒子可以强化基液的扰动程度,局部区域流速增加;第三缸与第四缸两进气道鼻梁区流线比较稀疏,流速低于0.5 m/s;横向和纵向截面流速显示局部位置出现流速低、流动漩涡等现象。由于鼻梁区位置温度高流速低,导致汽泡体积分数较大,纯水为冷却介质的最大值为18%,纳米流体作为冷却介质时有明显下降,但分布范围更广,这是因为纳米粒子使汽泡的分离直径减小及流体扰动增加,气泡在主流体中更容易破裂导致气泡体积分数降低;纳米粒子与加热面接触形成的微槽等细小结构,增加汽化核心使气泡分布范围更广。