刘肖杰，杜兆斌，谭烨发，刘荣，林涛，周继承

(1.华南理工大学 电力学院，广东 广州 510641；2.广东电网有限责任公司东莞供电局，广东 东莞 523120)

随着智能电网建设步伐不断加快[1-2]，传统变电站建设模式占地面积大、建设周期长、运维工作量大及供电质量不稳定[3]等弊端日益凸显。预制舱式变电站作为智能变电站应用中的一种结合新技术、新材料及新设备的综合应用成果，凭借其智能化、标准化、模块化、预制化的技术特点[1]，已逐步推广并投入到当前的工程应用中。

对于运行在南方地区高温、高湿气候环境中的预制舱式变电站，舱体内外温度、湿度变化及潮湿空气渗入等因素时常引发舱内设备产生凝露并导致元器件受潮、锈蚀，进而造成设备故障，影响变电站的安全稳定运行[4-5]。为避免因高温高湿环境特点引发的凝露问题，研究预制舱式变电站在高温高湿环境条件下的舱内温度、湿度分布特点具有重要意义，可为后续预制舱式变电站在高温高湿地区的推广应用及建造方案的制订提供参考。

目前，针对预制舱及其他箱体结构内部温度、湿度分布特性的研究方法主要有实物试验和仿真计算。实物试验是指在等比缩小的舱体或箱体中加装与工程实际相同的控温除湿设备后对其进行相关试验[6-7]的方法。文献[8]通过在人工气候室内搭建的环网柜试验平台，分别进行了环网柜通风效果及二次小室的防凝露试验研究，分析不同环境条件及柜体条件下，凝露产生的特性及不同防凝露措施的效果，结果表明凝露更易发生于柜体内壁，且影响凝露的主要因素为柜内温度、湿度及柜内外温差。文献[9]在改造后的环网柜壳体上，通过封堵柜体四壁部分百叶窗来控制进入柜内的通风量，并且基于所搭建的环网柜凝露试验系统，将经壳体改造后的环网柜置于人工环境气候室中，根据不同通风条件下柜体内壁凝露形成的时间，分析柜体内在不同通风条件下的凝露特性，结果表明影响凝露的主要因素为柜体内的温度、湿度。然而，当前研究中所使用的实物试验方法虽然贴合实际，但试验周期较长，且实现全尺寸舱体实物试验的成本较高，试验所需的人工环境气候室条件也难以达到，不利于推广。

相较于传统实物试验方法，仿真计算方法能更快速且有效地分析不同环境条件下的舱内温度、湿度分布情况，实现成本较低，具备较好的可调整性与可拓展性，更适用于当前智能电网大规模发展背景下的工程实际[10-12]。文献[13]利用三维建模软件Solidworks及有限元软件ANSYS仿真研究户外环网柜内部的空气流场，分析了不同风速、外壳尺寸及通风口形状对通风和防凝露效果的影响。文献[14]采用计算流体动力学(computational fluid dynamics，CFD)技术，应用ANSYS软件建立端子箱在热传导、空气对流和水蒸气扩散作用下的温-湿场模型，通过仿真计算出端子箱内部温度、湿度的分布规律，以及露水凝结与温度、湿度的关系，结果表明进气口处的气体温度和进气速度均会影响箱体内部的水蒸气含量。文献[15]利用COMSOL仿真软件模拟环网柜内的半导体冷凝除湿，研究安装除湿器后柜内流场、温度和相对湿度的分布变化，以及除湿器安装位置对除湿效果的影响，结果表明不同的安装位置会对柜体内部流场产生影响，进而影响除湿效率。目前仿真计算方法在针对箱体结构型设备的研究中具有较好的效果且可拓展性强，当前研究对象多集中在环网柜、开关柜等小型箱体结构，所涉及物理场间的耦合关系较为简单，仿真计算结果与实际情况的匹配度较高，对工程应用具有一定的指导意义。然而，预制舱舱体属大型箱体，处于高温高湿环境时，舱体内外环境均涉及流体流动、热交换、水汽交换、蒸发冷凝等复杂物理过程，且不同物理场间存在着复杂的耦合关系，套用以往研究所采用的简单耦合关系无法涵盖完整的物理变化过程，无法为实际工程提供具有建设性的指导。

综上，本文基于COMSOL Multiphysics多物理场有限元仿真软件，利用COMSOL灵活快速的模块化建模功能，采用传热、传质等模块对舱体内外环境所涉及的复杂物理过程进行分析建模，构建气体绝缘变电站(gas insulated substation，GIS)舱全尺寸多物理场耦合分析模型，弥补传统试验方法及小型箱体仿真建模方法的不足；然后采用COMSOL内置的高效数值求解器及多物理场耦合接口求解舱体内部各种相互耦合的复杂非线性物理过程；最后分析流-热-湿多物理场耦合下舱体内部的温度、湿度分布特点，以及不同空调布置方案对舱体内部温度、湿度分布的影响，为预制舱式变电站建造方案设计提供工程建议。

1 预制舱式变电站多物理场模型

1.1 几何模型

本文以110 kV预制舱式变电站的GIS舱为例进行仿真分析，首先建立全尺寸几何模型，如图1所示。考虑到GIS封闭装置内部线缆分布情况复杂，各设备外形尺寸参差不齐，且本文主要研究舱内整体空间域内的温度、湿度分布情况，建模时将智能柜、就地控制柜(local control panel，LCP)和GIS管道简化等效处理为不同大小的长方体发热源。电缆终端处于预制舱舱体侧墙外部，拼接处有严密封堵措施，因此在模型中将该部分予以简化处理。为进一步提高计算效率，节约计算资源，利用对称性在模型截面处对模型进行对称处理。

图1 GIS舱仿真几何模型

1.2 流场模型

实际工况下，舱体内部的湿空气会在空调及排风口风机作用下形成强制对流，模型中将舱内湿空气视作干燥空气与水蒸气的理想状态混合气体，选用雷诺数Re来描述舱内湿空气的流体运动特征[16]：

(1)

(2)

式(1)、(2)中：ρ为湿空气密度，取1.121 kg/m3；u0为湿空气平均流速，取1.5 m/s；L为舱体纵截面的特征长度，m；a、b分别为舱体纵截面的宽度、高度，取a=1.8 m，b=3.6 m；μ为湿空气的动力黏度，取18.448×10-6Pa·S。

由式(1)、(2)计算可得Re=2.188×105，远大于工程上湍流的临界值(Re=2 300)，故选用“湍流，k-ε”模型模拟计算舱内湿空气的流体运动。此外，考虑到舱内湿空气的流速相对较低、压力变化相对较小，将其视为不可压缩牛顿流体，并考虑重力场影响，其瞬态数学模型﹝包括质量守恒方程、动量守恒方程(纳维斯托克方程)和能量守恒方程﹞描述如下[16]：

(3)

K=(μ+μT)(U+UT)-

(4)

(5)

(6)

(7)

(8)

(9)

1.3 热场模型

预制舱舱体与外界环境直接接触，舱体外壳与外界环境空气之间存在热交换,舱体内壁与舱内湿空气之间存在热交换，舱体内部电气设备在实际运行过程中的损耗也会以散发热量的形式与舱内空气及舱壁发生热交换。由于在整个模型域内同时存在固体和流体，选用“固体+流体传热”模型来对传热过程进行模拟计算。其瞬态数学模型描述为[17-18]：

(10)

式中：Cp为定压热容，J/(kg·K)；q为热流密度，W/m2；λ为导热系数,W/(m·K)；Q为热源项；T为温度，K。

1.4 湿度场模型

为充分模拟预制舱内部水分的对流、扩散及一定条件下舱内设备表面及舱壁发生冷凝的具体过程，选用“空气中的水分输送”模型来对水汽传输过程进行模拟计算。其瞬态数学模型描述为[19-20]：

(11)

(12)

cv=φwcsat.

(13)

式中：Mv为水蒸气的摩尔质量，kg/mol；φw为相对湿度；cv和csat分别为水蒸气的浓度和饱和浓度，mol/m3；D为水蒸气在空气中的扩散系数，m2/s；gw为蒸汽扩散通量，kg/(m2·s)；Z为湿气源项。式(11)从左至右分别为时变项、对流项、扩散项及源项。

2 多物理场耦合仿真计算

2.1 网格剖分

舱体仿真几何模型的网格疏密程度与计算资源的需求紧密相关，由于舱体内部除固体外均为湿空气域，将固体域以外的空间域网格校准为细化的流体动力学网格，选用自由四面体网格，总网格定点数目为96 826，网格数为552 114，具体网格部分细节设定如图2所示。

2.2 边界条件设定

采用“湍流，k-ε”模型来模拟舱体内部的流场，使用“入口”边界条件作为空调的进风口。依据设计图纸，在图2(a)顶棚处、图2(b)左侧舱壁处设置长方形边界，其出风速度为1.5 m/s；左侧舱体侧壁上设置有3个通风阀，分别为上部2个事故风阀，下部1个通风阀，使用“入口”边界条件作为通风阀的进气口，其进气速度为0.5 m/s；右侧舱体侧壁对应设置有3个排风机，分别为上部1个日常排风机，下部2个事故风机，使用“风扇”边界作为排风机的排气口，传递流量为0.05 m3/s。

图2 几何模型网格剖分图

仿真中采用“固体+流体传热”模型来模拟舱体内部的热场，定义空气域为“湿空气”，其余部分均定义为“固体”，舱体内部环境温度初始值设定为35 ℃。对应空调出风口及通风阀进气口，使用“流入”边界条件，设定空调出风口的上游温度值为16 ℃，通风阀进气口处的温度为环境温度；使用“发热源”边界条件，将舱体内的设备柜和GIS管道等效为发热源[21]，热耗率分别为设定为200 W(LCP柜)、100 W(智能柜)、500 W(GIS管道)；使用“热通量”边界条件，定义舱壁与环境空气进行热交换的传热系数为2.5 W/(m2·K)[22]。

仿真中采用“空气中的水分传输”模型来模拟舱体内部的湿度场，舱体内部环境初始相对湿度设定为80%，对应空调出风口及通风阀进气口，使用“流入”边界条件，设定空调出风口的上游温度值为16 ℃，上游相对湿度为60%，通风阀进气口处为环境温度和环境相对湿度；使用“潮湿表面”边界条件，将舱体内壁、地面和设备柜表面均设置为可在其表面发生蒸发或冷凝效应，设定各表面的蒸发率因子为1 m/s，初始液态水浓度为0。

2.3 仿真计算流程

仿真计算流程如图3所示。

图3 多物理场耦合仿真计算流程

2.4 求解器设定

为改善模型收敛性，提高计算效率，将仿真过程分为壁距离初始化、稳态计算和瞬态计算3个步骤，前2个步骤仅对流场进行计算与初始化，将流场的稳态解作为瞬态计算的初始值，同时为避免出现初始值不一致的错误，在空调出风口速度及风扇传递流量边界条件设定处引入平滑处理后的阶跃函数。

采用COMSOL所提供非线性求解方法中的向后差分公式(backward differentiation formula，BDF)求解所构建多物理场模型中的时变项，同时将非线性求解器采用的求解时间步长设为自由。由于瞬态仿真设置的结果存储步长为1 min，故将非线性求解器的最大仿真步长约束设定为0.5 min，以满足容差限制。

3 仿真结果分析

3.1 网格无关性分析

几何模型的网格剖分细化程度与所需计算资源成正比，为避免过度浪费计算资源，选取GIS管道侧壁表面相对湿度平均值进行网格无关性分析，如图4所示。

图4 不同网格数下GIS管道侧壁表面相对湿度平均值与时间的关系

由图4可知，选用粗化网格(网格数268 565)时，GIS管道侧壁表面相对湿度平均值与细化网格(网格数552 114)、较细化网格(网格数1 646 544)之间误差较大，最大误差达0.034 2，不符合精度要求。细化网格与较细化网格下GIS管道侧壁表面相对湿度平均值变化基本一致，最大误差仅0.001 5，为避免过度消耗计算资源，选取细化网格即可在保证精度的同时加快求解速度。

3.2 温度、湿度分布特点分析

选取南方地区典型高温高湿日的凌晨5时和正午12时的GIS舱体内部温度等值面图(图5、图6)进行温度分布特点分析。由图5(a)、图6(a)可知，除自身发热的设备外，位于舱体侧壁上的通风阀进气口处温度最高，这是由于通风阀处开启时直接与外部环境进行热交换。高温日全天时段平均高温为34 ℃，相较于侧挂式空调布置方案，顶棚式空调布置方案将通风阀进气口处温度降至28.16～29.13 ℃，低于采用侧挂式空调布置方案时的29.37～30.4 ℃。由图5(b)、图6(b)可知，当外部环境处于当日最高温时，舱内温度较凌晨时分平均上升3 ℃，此时顶棚式空调布置方案下通风阀进气口处温度控制在30.3～33.73 ℃，仍处于舱体正常运行所要求的35 ℃以内，而侧挂式空调布置方案下通风阀进气口处温度为32.93～35.23 ℃，出现超出温度限值的区域，存在运行安全风险。不同空调布置方案下舱内空气域平均温度见表1。

图5 顶棚式空调布置方案温度分布等值面图

图6 侧挂式空调布置方案温度分布等值面图

由表1可知，顶棚式空调布置方案下舱内空气域温度分布更均匀，在温差较大的2个时间段，平均温度的变化率为6.93%，然而侧挂式空调布置方案下的舱内平均温度变化率为10.04%。2.2节的内部热源发热量设定不同会影响到热场分布，本文所设定的发热量为一般工况；当舱体处于高发热量工况下时，选用与发热工况相匹配的空调出风量，采用本文所提空调布置方案仍可将温度控制在限值内。

表1 不同空调布置方案下舱内空气域平均温度

类似地，选取高温高湿日的凌晨5时及正午12时的预制舱舱体内部相对湿度切面图(图7、图8)进行湿度分布特点分析。

由图7(a)、图8(a)可知，舱内空气域内的上部相对湿度较高，这是由于通风阀开启时，凌晨时段处于高湿时段，空气中夹带的水汽经通风阀进气口进入舱内，扩散过程中由于GIS管道侧壁面阻碍而在进气口附近形成相对湿度较高的区域。相较于侧挂式空调布置方案，顶棚式空调布置方案由于在近通风阀进气口处设置有出风口，出风口吹出的气流与经通风阀进入舱内的空气碰撞，导致GIS管道近通风阀进气口位置的相对湿度增大，此时相对湿度最高值为0.75，未超出运行舱体正常运行所要求的相对湿度限值(0.75)。侧挂式空调布置方案因不存在其他气流影响，未出现GIS管道近通风阀进气口位置的相对湿度增大的情况，而是在GIS管道的上方空气域内形成相对湿度较高的集中区域，最高值为0.79，超出相对湿度的限值，存在冷凝风险。由图7(b)、图8(b)可知，当外界环境处于相对湿度较低的正午时段时，舱内的相对湿度较凌晨时段平均回落0.085左右，此时2种空调布置方案均能将舱内相对湿度控制在安全运行限值内，但在顶棚式空调布置方案下，舱体内部的相对湿度分布更均匀。

图7 顶棚式空调布置方案相对湿度分布切面图

图8 侧挂式空调布置方案相对湿度分布切面图

3.3 工程建议

运行于高温高湿环境下的预制舱式变电站舱体内部包含多种复杂物理过程，舱内温度、湿度的分布特点与变化易受外界环境影响，外界环境温度以舱体外壳为介质，通过热交换的形式改变舱内温度分布，进而影响露点温度；水汽则经由通风阀进风口进入舱内，影响舱内含湿量，进而影响相对湿度分布。舱体外部环境条件一旦发生改变，舱内温度、湿度分布也会随之变化，若在建造方案设计阶段未充分考虑该特性，环境条件的改变，会造成局部甚至大空间范围的温度、湿度控制困难。综合以上分析，针对预制舱式变电站建造方案的设计和建设，提出以下工程建议：

a)在通风阀进气口处加装吸湿滤网，以降低通过通风阀进入舱内空气的含湿量；

b)配置除湿机时，应将其放置于近通风阀一侧舱壁下方，以避免潮湿空气在舱壁下方堆积，造成局部相对湿度过高；

c)采用顶棚式空调布置方案，通过顶棚式多风道出风，相较于侧挂式空调布置方案，可提高控温控湿的效率。

4 结论

本文通过建立全尺寸预制舱式变电站GIS舱多物理场耦合仿真模型，分析了高温高湿环境下舱内流-热-湿多物理场耦合下的温度、湿度分布特点，并分析不同空调布置方案对舱内温度、湿度分布特点的影响，结论如下：

a)预制舱舱内温度、湿度分布特点易受舱外环境影响，舱外环境影响舱内温度、湿度分布的主要介质为舱体外壳及舱体侧壁的通风阀。当外界环境处于高温高湿状态下时，外部热量通过舱体外壳与舱内环境发生热交换，进而影响舱内温度分布，外部潮湿空气则在通风阀开启时经由进气口进入舱内，影响舱内湿度分布。

b)采用顶棚式的空调布置方案可有效控制舱内整个空气域的温度、湿度分布，且由仿真结果可知，相较于侧挂式空调布置方案，可有效控制通风阀进气口附近空气域的温度、湿度，未出现超出舱体安全运行温度、湿度限值的情况。

本文目前仅针对高温高湿典型日环境下的舱内温度、湿度分布进行研究，未涵盖其他工况，所得结论仅适用于高温高湿环境条件下的舱内温度、湿度分布的分析，当出现极端高温或高湿工况时，当前结论及建议的适用性有待进一步确认。未来将针对多种工况条件下的舱内温度、湿度分布进行研究分析，并有针对性地考虑加入除湿机等控湿设备，研究空调与除湿机等控温控湿设备间的协调配合策略。