高春艳，梁坤峰，李军号，李心平，周铭丽

(河南科技大学车辆与动力工程学院，河南洛阳471003)

0 引言

随着城镇用电负荷的不断增加，变压器容量持续增长，变压器的散热问题已逐渐成为影响室内变压器安全性和可靠性的主要因素[1-2］，因此，为了保证变压器室的环境运行温度，研究通风方式、通风量等因素对变压器室通风散热特性的影响，对降低变压器的故障率，延长变压器的使用寿命具有重要意义。目前，对于室内变压器通风散热的研究主要集中在利用自然通风条件改善变压器室内环境方面[3-5］，但是由于变压器室内负荷在高温气候条件下急剧增大，单纯采用自然通风方法难以实现变压器室进出风温差5～10℃的要求。文献[6-8］对于变压器室自然通风与机械通风相结合的复合通风方式进行了研究，提出了机械排风口的合理布置位置和最佳配置方式，为解决高温气候条件下变压器室通风降温问题提供了理论依据，但其研究在评价变压器室的通风散热状况时，仍采用房间的温度和速度分布场特征，评价因素单一，尚未提出反映温度和速度分布的综合评价指标。

本文基于计算流体动力学理论建立了室内变压器通风散热系统模型，对夏季变压器室的通风散热特性进行了数值模拟，获得了室内气流组织的流场、温度场分布规律，探讨了不同的送风方式、风机的使用对室内散热系统的影响，并采用空气龄指标对变压器室的通风散热特性进行了评价。

1 模型

1.1 物理模型

针对110 kV变压器(型号:SZ10-40000/110)室，提出了3种室内通风方案，3种通风方案物理模型包括两台散热器和两个进风口，散热器安装于主变压器两侧，对称分布;每个散热器有6组散热片，每组由24片散热片组成，每片散热片间距为7 mm，每组散热器间距为59 mm，共144片，对流散热面积为1 152 m2，冷却风机型号为T35-11系列的轴流风机。

方案1如图1a所示，进风口包括室外侧百叶进风口和室内侧百叶进风口，室外侧百叶进风口设置于主变压器室大门下部;室内侧百叶进风口设置于主变室大门相对的主变室墙体下部，进风口高度为0.45 m，长×宽为3.0 m×2.5 m。方案2的进风口位于散热器正下方，进风口长×宽尺寸为3.75 m×2.00 m，并在散热器下方设置了6台风机，如图1b所示。方案3与方案1具有相同的风口设置，但是在散热器下方设置了与方案2相同的6台风机，如图1c所示。

图1 3种通风方案物理模型

1.2 数学模型

为简化问题，作如下假设:(Ⅰ)室内空气低速流动，且符合Bossinesq假设。(Ⅱ)流动为稳态流动。(Ⅲ)不考虑漏风影响，认为房间气密性良好。

在上述假设下，速度和温度变量的控制方程如下。

连续性方程:

式中，ux、uy和 uz分别为流速在 x、y 和 z方向的分量，m/s。

动量方程:

式中，τij为应力张量;μ为黏度，Pa·s;p为静压，Pa;ρ为流体密度，kg/m3;gi为i方向的重力加速度，m/s2;Fi为由热源、污染源等引起的源项。

能量方程:

式中，k为空气导热率，W/(m·K);kt为湍流扩散引起的导热率，W/(m·K);h为焓，kJ;T为温度，℃;Sh为体积热源，kJ;cp为比热容，kJ/(kg·℃);μt为湍流黏度，Pa·s;Prt为湍流普朗克数，取 0.85。

标准的k-ε双方程湍流模型为:

k湍流动能输运方程:

ε湍流动能耗散率输运方程:

式中，cμ=c'μcD，采用k-ε模型求解紊流对流换热问题时，控制方程有连续性方程、动量方程、能量方程及 k、ε 方程。方程组中，c1、c2、cμ、ck、σε、σT均为常数[9］，取值按经验值见表 1。

1.3 边界条件

变压器的发热量与负载大小有关，计算式为

式中，Qb、Qr为空载损耗和负载损耗;I、Ie为变压器运行电流和额定电流。

主变压器室的散热通风量V的计算式为

式中，Q为主变压器的散热量;c为空气的比热容，其值为1.005 kJ/(kg·℃);t0为空气进口温度，取35℃;ρ为空气的密度，35℃时为1.11 kg/m3;ti为空气出口温度，取45℃(进排气温差不大于15℃)。

风速大小计算式为

式中，V为散热通风量;Ai为进风口总面积。

综上所述，模型的主要计算参数见表2。

表1 k-ε模型中的常数

表2 计算参数

2 数值与试验结果分析

2.1 模拟结果

图2为方案1模拟结果，由图2a和图2b可知:散热器截面上温度分布比较均匀，温度在48℃左右;房高3 m(散热器上方)以上区域的空气温度分布明显不均匀，且高度方向上温度梯度较大，其中散热器正上方区域的空气温度范围为51～68℃，其他区域的空气温度范围为35～50℃。房高3 m以下区域，散热器局部温度在46℃左右，其他区域温度分布较均匀。出风口温度分布在45～50℃，有较大的波动范围。由图2c速度云图可知:进风口处风速较大，由于负压的原因，形成了小区域的局部涡流，随着距进风口距离增大，风速有所降低，在出风口处风速有增大的趋势，达到1.3 m/s。

图2 方案1的模拟结果

图3为方案2的模拟结果，图3中散热器温度在40℃左右，变压器散热均匀。由于房间水平方向热源无横向扩散作用，该方向上温度分布比较均匀，散热器水平方向以下温度在37℃左右，散热器水平方向以上温度在38℃左右，出口处空气温度在39℃以下;在房间高度方向上，出现了较为明显的温度分层现象，这是由于气流与散热器热交换后温度升高，气流在浮升力作用下上升，在上部区域中上升热气流与冷气流之间发生相互掺混，导致上部区域空气温度较高。房间整体温度梯度较小，房间温度分布相对均匀，能满足变压器出口温度设计要求。从图3c的速度云图中可以看出:出口风速在1.4 m/s左右，使用了轴流风机，加速了室内空气流动，散热器周围空气流速明显增大，靠近出口处的风速慢慢变小。

图3 方案2的模拟结果

图4为方案3的模拟结果，图4中散热器温度在42℃左右，变压器散热均匀。温度分布在竖直方向上比较均匀，大部分区域在40℃，只有在进风口附近温度为36℃左右;出口温度为41℃，满足变压器出口温度设计要求。由图4c速度云图中可以看出:风速在1.4 m/s左右，由于使用了轴流风机，加速了室内空气流动，散热器周围空气流速较大。

图4 方案3的模拟结果

2.2 试验验证

为了验证建模的正确性和模拟结果准确性，完成边界条件的正确设置，如送风速度、室内温度等，对变压器室内部空气流速和温度进行测试试验，空气流速和温度测试仪器采用热线风速仪(KANOMAX 6003/6004)。在X=5.5 m垂直面上测出不同高度下的温度、速度，选取空间位置Z=10.75 m和Y=1.5 m处为测试基点，沿高度Y方向每隔1 m进行测试，测试结果与模拟结果对比，见图5。由图5可知:在各测试点位置上，试验测试结果与模拟结果的速度和温度变化规律比较吻合，但在不同高度上试验测试结果和模拟结果存在一定幅度的波动。具体表现为在6 m以下速度的测试值比模拟值稍大，在6 m以上两者基本一致，而在相同高度内温度的测试结果则要比模拟结果小，在距离排风口较近的高度内又要比模拟结果大一些。这种情况的出现与现场测试时受外界环境、风机转速变化，以及模拟时围护结构采用定壁温边界条件与实际情况有差别等因素有关。

图5 高度方向上速度、温度的测试与模拟结果对比图

2.3 结果分析与空气龄指标

方案1尚不能满足变压器通风系统散热需求，出风口温度超过45℃，超过变压器正常使用的空气温度，室内温度分布不均匀。方案3与方案1相比，散热器下部增加了轴流风机，房间整体温度分布非常均匀，出口温度在41℃左右。方案2与其他两种方案相比，风口位置不同，但所获模拟结果与方案3一致，房间温度分布比较均匀，出口处空气温度在39℃以下，能满足室内变压器通风系统要求。由此可知:使用轴流风机，加速了散热器周围空气的流动，提高了空气与散热器的换热效率。

图6为3种通风散热方案所获的空气龄云图，空气龄与空气的流动和扩散有关，综合反映了房间的通风换气效果。图6a所示方案1的空气龄云图中，进风口水平方向以下空气龄较小，进风口处的空气龄最小，空气新鲜;散热器上部到出口处之间空气龄有所增大，越是靠近进风口侧墙壁，空气龄越高，贴墙壁处空气龄最大，该处空气更新慢，空气品质差。图6c所示的是在图6a模型1的基础上增加了轴流风机后的空气龄云图，可以看出该方案的空气龄在40 s左右，梯度非常小，分布相当均匀。图6b所示的空气龄在40 s左右，空气龄非常均匀，也是由于风机的使用改善了室内空气的分布规律。

图6 3种方案的空气龄分布

综上3种通风方案模拟结果的分析可知:自然通风时，室内的温度场和空气龄分布不均匀，通风散热不能满足设计要求;使用轴流风机，不仅能提高室内的换热效率，获得比较均匀的温度场和空气龄分布，充分满足室内变压器的通风散热要求，而且对进风口布置方式的要求降低，不同的进风口布置方式均能实现通风散热要求，改善了进风口布置的灵活性。另外，由于空气龄分布与空气的流动与扩散有关，可以作为反映室内温度场、速度场分布情况的一个综合评定指标。

3 结论

(1)室内气流组织的流场、温度场和空气龄分布结果可以准确预测变压器室的通风散热特性。(2)自然通风方案难以满足高温天气时变压器室的通风散热要求，使用轴流风机强制通风，不仅可提高室内的换热效率，获得比较均匀的温度场和空气龄分布，充分满足室内变压器的通风散热要求，而且对进风口布置方式的要求降低，不同的进风口布置方式均能实现通风散热要求，改善了进风口布置的灵活性。(3)比较方案1和方案3可以得知，使用轴流风机时，得到了比较均匀的温度场分布，满足了变压器通风散热要求，出风口温度有较大的安全裕度。(4)空气龄与空气的流动和扩散有关，综合反映了房间的通风换气效果，可作为反映室内温度场、速度场分布情况的一个综合评定指标。

[1]舒恺，黄琰波，张绍志，等.变压器室通风状况的实测研究[J］.浙江电力，2010，12:1-3.

[2]任旭明.变压器室散热研究[J］.变压器，2003，40(5):15-17.

[3]Jacek S，Andrzej J N.Numerical Modeling of Thermal Processes in an Electrical Transformer Dipped into Polymerized Resin by Using Commercial CFD Package Fluent[J］.Computers and Fluids，2004，33(1):859-868.

[4]Ji Y，Cook M J，Hanby V.CFD Modeling of Natural Displacement Ventilation in an Enclosure Connected to an Atrium[J］.Building and Environment，2007(42):1158-1172.

[5]万鑫，苏亚欣，杨艳超.工业厂房自然通风的数值模拟及结构改进[J］.中国安全科学学报，2008，18(8):103-108.

[6]舒恺，黄琰波，张绍志.变压器室复合通风方式的合理配置及数值模拟研究[J］.建筑节能，2010，38(1):34-38.

[7]黄良薇，钟朝安.地下室变压器房通风设计[J］.暖通空调，2003，33(4):78-79.

[8]周理，周芝峰.电力变压器的温度保护及探讨[J］.煤矿机械，2010，31(10):189-191.

[9]Su Y X，Zheng A Q，Zhao B T.Numerical Simulation of Effect of Inlet Configuration on Square Cyclone Separator Performance[J］.Powder Technology，2011，210(3):293-303.