一体式变压器室内热环境影响因素的研究

黄亚继, 秦文慧, 曹健华, 刘明涛, 承 方

(1.东南大学, 江苏 南京 210096; 2.江苏省电力设计院有限公司, 江苏 南京 211102; 3.无锡赛孚电力环境控制设备有限公司, 江苏 无锡 214072)

在变电站的建设过程中,变压器本体与散热器一体式布置方式因其占地面积小、建设投资少、检修工作量小等优点而得到了广泛应用[1-2]。相对于分体式布置,一体式电力变压器的发热量集中且散热困难[3],若通风降温系统设计不合理,在夏季用电高峰期极易导致主变压器油温过高,从而引发电力故障。

相关学者对电力变压器室内热环境进行了研究。例如:舒力帆等人[4]研究发现,室外气温与变压器室内空气温度呈正弦函数规律变化,室内温度与变压器运行负荷密切相关;BEIZA M 等人[5]使用分块热模型方法,研究了配电变压器的壁面温度分布特征和散热规律;PARAMANE S B等人[6]研究了不同的风扇布置方式对散热器散热性能的影响。

计算流体动力学(Computational Fluid Dynamics,CFD)数值模拟是研究变压器室内热环境的重要手段,但不少学者将散热器简化为一个长方体模型[7-8],得到的结论与实际情况有较大的偏差。本文建立了更加精确的物理模型,结合实地测试结果,使用FLUENT软件对影响变压器室内热环境的多个因素进行了研究。

1 模型建立及边界条件

1.1 模型的建立与简化

以某110 kV变电站的主变压器室为研究对象,一台型号为SZ10-50000/110的主变压器位于房间正中。室内空间尺寸为10.5 m×12.8 m×13.5 m,一面外墙三面内墙,外墙底部设置有百叶进风窗和百叶门,外墙顶部设置有百叶排风窗,南墙大门在测试期间关闭。房间东墙和西墙底部各有一台变频送风机,屋顶布置有4台T35系列的轴流排风机。南北两侧各有7组散热器挂在变压器本体上,每组散热器由32片高度为2 m和宽度为0.46 m的散热片组成。

使用GAMBIT建立几何模型,忽略室内的端子箱、避雷针、输油管等次要结构,并将主变压器本体简化为一个长方体,其长宽高分别为5.38 m,2.05 m,3.05 m。由于受到计算条件的限制,不可能对每一片散热片都进行建模,但将散热器简化为单个长方体,又会带来较大的误差,因此考虑将每侧的散热器简化为与变压器长度方向平行的8个薄片,其长度和高度与散热器原型在相应方向上的尺寸一致。因为室内冷风主要是从下向上垂直吹扫散热片,气流的横向流动较弱,这样的简化处理可以比较真实地反映室内的空气流动特征。主变压器室实景及其三维模型如图1所示。

图1 主变压器室实景及其三维模型

1.2 数学模型和边界条件

变压器室内的空气流动满足质量守恒、动量守恒和能量守恒方程,属于湍流流动状态,满足湍流动能输运方程和湍流动能耗散率输运方程[9-10]。在数值模拟中选用Realizablek-ε湍流模型和分离隐式求解器进行计算,辐射模型选用DO模型。

使用红外热像仪、TESTO风速仪、红外测温仪等仪器进行现场测试,获得数值模拟的边界条件。百叶进风窗、百叶门和机械进风口为速度入口边界,认为墙壁和屋顶壁面及变压器壁面的温度为定值。假设散热器表面热流密度均匀,其与YOZ平面平行的壁面设为热流密度边界,沿厚度方向的面不设热流值。部分边界条件的取值如表1所示。

表1 部分边界条件的取值

1.3 数值模拟有效性验证

将主变压器室内12个测点的温度和风速实测值与实际工况的模拟值进行对比分析,结果如图2所示。12个测点分别位于散热器和主变压器周围,距设备外周1 m距离处,测点高度在楼板上方1.5 m高度处。测试时间为当天下午4点,此时房间底部2台机械送风机为运行状态,送风速度为4.0 m/s,屋顶3台轴流排风机工作。

从图2可以看出,各测点的模拟值与实测值比较接近,温度实测值与模拟值的误差小于1 K,风速实测值与模拟值的差值小于0.1 m/s,表明该模型可以比较真实地反映室内的温度和流场分布情况。

图2 主变压器和散热器周围测点温度和速度的实测值与模拟值比较

2 不同通风方案对应的室内热环境

本文模拟了4种工况下的变压器室内热环境,对应的通风系统组成如表2所示。

表2 4种工况对应的通风系统组成

2.1 温度场和速度场模拟结果分析

4种工况所对应的温度场和速度场分布如图3和图4所示。对于完全自然通风工况,热压是室内空气向上运动的动力,沿高度方向有明显的温度分层现象,散热器上部空气温度在44 ℃以上,散热器片内外温差较小,散热的压力较大。对比图3(a)、图3(b)、图4(a)和图4(b)可知,当机械送风机开启时,室内整体温度分布更趋均匀,散热器的油侧和空气侧温差增大,散热能力增强。对比图3(a)、图4(a)、图3(c)、图4(c)、图3(d)和图4(d)可知,加入机械排风后,室内顶部同一高度处空气温度可降低0.5～1.0 K,空气混合程度更高,而房间下部的温度场受机械排风的影响较弱。

由图3(a)、图4(a)、图3(c)和图4(c)可知,采取自然进风方案时,工作区的风速偏低,变压器正上方风速大多在0.1 m/s以下,空气流动近乎停滞[11]。在排风机开启后,通过北墙自然排风窗的空气流量减少,由屋顶排风机排出的空气量增多。由图3(b)、图4(b)、图3(d)和图4(d)可知,当机械送风机运行时,工作区空气流速增大,散热器外侧风速普遍在0.4～0.6 m/s,变压器正上方的流场有所改善,但同时有涡流区出现。

由此可知,4种工况下,由于散热器片布置紧凑,空气自下向上的流动阻力较大,所以散热器内侧空气流速缓慢,容易出现高温区。因此,在设计变压器室通风系统时,可考虑在散热器片底部设置局部进风,增强对散热器片的吹扫,以提高其换热性能。

图3 4种工况对应的温度场分布示意

图4 4种工况对应的速度场分布示意

2.2 室内温度梯度

4种工况对应的温度梯度如图5所示。

图5 4种工况对应的温度梯度

由图5可知,工况1和工况3对应的室内2～7 m高度之间的温度梯度均在0.5 K/m以上,当高度等于7 m时是温度快速上升和缓慢变化的转折点,当高度大于7 m时的空气温度更趋于一致。相比于完全自然通风,增加屋顶机械排风后,排风口下方的热气流更快地被抽走,因此工况3在房间上部的温度有所降低。对比工况2和工况3,机械进风对降低室内温度的影响比机械排风更加显著,而加了机械进风后的工况2和工况4,其温度梯度基本保持在0.5 K/m以下。

2.3 通风换气效率

换气效率是评估通风系统换气效果的一个指标。它与空气的流动和扩散特性有关,可在一定程度上反映变压器室内的空气品质和流场分布情况[12-13]。4种工况对应的换气效率如表3所示。

表3 4种工况对应的换气效率

由表3可知,工况2和工况4的换气时间和室内平均空气龄较短,换气效率比自然进风高,而增加机械排风后的工况3和工况4,其换气效率相比工况1的0.549 8和工况2的0.636 8略有下降。经分析,这是由于在机械排风口附近为负压区,在风机的抽吸作用下,原来的自然排风口和墙壁附近的空气横向流动到屋顶排风口下方,致使贴墙下方的气流向上流动遇阻,这部分空气在室内停留时间较长,从而导致房间整体的平均空气龄增大,换气效率降低。

3 影响室内热环境的因素分析

由上述分析可知,工况4对应的室内温度梯度最小,换气效率较高。因此,针对这一通风方式,改变机械进风速度和负载率,研究这两个因素对主变压器室内热环境的影响。

3.1 机械进风速度对室内热环境的影响

3.1.1 室内温度梯度

不同机械进风速度对应的温度梯度如图6所示。由图6可知,增加了机械进风后,进排风温差明显变小。在2.5～4.5 m高度处(散热器的高度范围),增加机械送风后的截面平均空气温度略有上升,但变化并不明显。究其原因,主要是机械送风气流对散热器的吹扫作用更强,散热器片侧与空气侧对流换热量增多,但同时室内的冷风流量也变多,因此截面平均温度略微上升,但上升幅度较小。

图6 不同机械进风速度对应的温度梯度

当送风速度从3.0 m/s增大到5.0 m/s时,进风气流与热气流的混合能力有所增强,同时送风动量增大且衰减时间变长,因此在4.5～8.5 m高度处(变压器上方到自然排风口下方),送风速度越大,截面平均温度越高且沿高度方向温度分布更趋均匀。

在8.5～12.5 m高度处,温度分布主要受排风的影响,送风速度越大,相应地,排风口排出的气流流量越大。若排出室内的空气流量小,热气流就容易积聚在房间顶部,因此在这一区域,送风速度越小,对应的截面平均温度越高。

3.1.2 散热器内部温度分布

为了确定机械进风速度对散热器内部散热效果的影响,创建两条直线L1(X为7.445 m,Y为4.35～8.45 m,Z为4 m)和L2(X为3.055 m,Y为4.35～8.45 m,Z为4 m),研究沿散热器片宽度方向上的温度分布规律。其中,L1位于南侧散热器内部,L2位于北侧散热器内部。不同机械进风速度对应的散热器内部温度分布如图7所示。

图7 不同机械进风速度对应的散热器内部温度

由图7(a)可知,增加了机械进风后,在靠近西墙风机出风口的这一侧,散热器内部空气温度有所降低,而在远离风机的一侧,空气温度却有不同程度的上升。究其原因,主要是西墙风机的送风气流在向前流动时遇到地面上支撑柱的阻挡而变向,不能流动到远离送风口的散热器一侧;同时,来自东墙风机的送风气流阻碍了北墙底部百叶窗的自然进风自北向南的流动。上述两方面原因导致了机械送风速度增大,流向南侧散热器底部的冷却风量反而减少的情况,散热器被冷风对流换热带走的热量减少,这也造成了Y在6.75～8.0 m区域温度不降反增的现象。

如图7(b)可知,增加了机械送风后,L2对应的北侧散热器内部温度有较大幅度的下降。这是因为北侧散热器靠近百叶窗和百叶门,参与换热的冷却风流量比南侧散热器更大,同时机械进风气流与自然进风气流发生碰撞后,继续在散热器底部沿其宽度方向流动,参与冷却散热器的空气流量增加,因此散热效果变好。

由此可知,机械进风速度增大,不一定会改善散热器的散热效果[14],5.0 m/s的送风速度在某些位置处对应的温度反而比送风速度为3.0 m/s或4.0 m/s时更高。因此,在设计变压器室的通风系统时,应综合考虑机械送风的有效性和能耗,合理确定送风位置,以避免出现图7(a)所对应的送风气流不能被有效利用的问题。

3.2 不同运行负荷对应的室内热环境

3.2.1 室内温度梯度

变压器的运行损耗是室内主要的热量来源,其运行负荷的高低直接决定了散热器发热量的多少[15-16]。保持机械进风速度为4.0 m/s和屋顶3台排风机的运行状态不变,分别模拟了主变压器负载率β为0.35,0.45,0.55这3种工况下的室内热环境,结果如图8所示。

图8 不同负载率对应的温度梯度

由图8可知,不同负载率对应的温度梯度变化趋势一致,在2.5～4.5 m高度处,截面平均温度上升最快,这是由电气设备的辐射和对流散热加热周围空气所致。4.5～5.5 m高度处,截面平均温度基本不变,这是因为没有了变压器和散热器的阻隔,空气的流动和混合比较充分,所以温度变化较小。5.5～12.5 m高度处,来自热源的辐射继续加热空气[17],同时排风机的开启使热气流向上流动的动力更大,因此截面平均温度继续上升。

3.2.2 散热器内部温度分布

不同负载率对应的散热器内部温度如图9所示。

图9 不同负载率对应的散热器内部温度

由图9可知,南北两侧散热器内部温度变化规律不尽相同,这与它们周围的通风环境有关。L2对应的北侧散热器受到自然进风和机械进风气流的双重冷却,因此各对应点的温度均比南侧散热器要低。沿机械送风的射流方向,送风气流的动量逐渐衰减,在远离送风口的远端,温度也逐渐升高。与北侧散热器不同的是,L1对应的南侧散热器靠近南墙,主要受到南侧机械进风气流的冷却,而送风气流流动过程中遇阻,气流方向发生偏斜,因此在散热器中部位置往后,L1上各点的温度就会逐渐升高。

在实际运行时,变电站主变压器负荷处于动态变化中。由图9(a)可知,若负载率达到0.55,散热器内部局部空气温度已达到47 ℃以上,这将严重影响散热器的散热性能,会给变压器的安全稳定运行带来隐患。因此,为使变压器室内热环境满足安全性和相关设计要求,应合理设计通风系统,减少冷却风的浪费,并使送风系统能根据主变负荷动态调整运行参数。

4 结 论

(1) 相比于完全自然通风,增加机械通风后可改善变压器室内热环境。机械进风对降低室内温度梯度、提高整体换气效率的作用比机械排风更加明显。

(2) 对于一面外墙三面内墙结构的一体式电力变压器室,靠近外墙的一侧散热器散热情况比靠近内墙的一侧要好。因此,在设计通风系统时应考虑提高内墙侧散热器的散热能力,比如设置局部机械送风或改变变压器室的结构等。

(3) 主变压器的负载率越高,散热器内部空气侧温度越高,室内平均温度也随之增高。为使变压器室内热环境满足安全和节能运行的要求,应根据主变压器的运行情况,动态调整送风速度,同时应合理设置风机位置,提高对送风气流的利用效率。