真实场景下换流变压器空冷换热器换热能力提升

赵欣洋,陈昊阳,杨晨,周晨阳,李早阳*,刘立军

(1.国网宁夏电力有限公司超高压公司，银川 750004；2.西安交通大学能源与动力工程学院，西安 710049)

高压直流输电最核心的技术集中于换流站[1]。换流站实现了直流输电工程中直流和交流的相互转换，其中换流变压器(简称“换流变”)是最主要的设备之一。换流变内的绕组线圈和铁芯等元件在运行过程中产生很高的热量[2]，需要通过内循环冷却油对其进行冷却，最终通过空冷换热器散出。而在实际运行过程中，空冷换热器的工作点极有可能会偏离设计点，使其换热能力低于设计值。为了保障换流站安全可靠运行，需针对空冷换热器的换热特性开展深入研究。

国内外学者对空冷换热器换热能力的众多影响因素进行了一系列实验与数值模拟研究。针对翅片形式的影响，学者们研究了倾斜型[3]、六边形[4]、多孔锥形[5]、长翅片型[6]、开缝型[7]、波纹型[8]以及前开孔后开缝型[9]翅片等多种翅片换热器的换热性能并获得了最优设计参数。空冷换热器的管束结构主要分为钢制椭圆管型翅片管和铝制圆管型翅片管，其中圆管型翅片管主要包含四管排和六管排[10]。学者们针对椭圆管与圆管、六管排与四管排的流动传热特性对比做了许多工作。Matos等[11]对错列布置的圆管和椭圆管束进行了结构优化，发现椭圆管束性能优于圆管束。王伟佳等[12]对比研究了四管排和六管排下交叉逆流、顺流管束的循环水临界冻结条件与位置，指出交叉流六排管顺流管束具有更好的防冻特性。

空冷换热器往往露天布置，因此环境条件也是其换热能力的重要影响因素之一。景琦等[13]指出不同海拔带来空气密度的变化是影响散热器传热性能的主要原因。其中，环境风对换热器换热能力的影响到了广泛研究[14-16]，并提出了外加结构等空气流场优化组织方法[17-20]。Wang等[15]讨论了电站空冷平台热回流现象与周围建筑、地形间的关系。Gu等[16]通过试验给出了不同风速和不同风向对某电厂空冷换热器总回流率的影响规律。赵万里等[21]在低速风速风洞中对直接空冷模型进行了实验研究，探究了环境来流风速、风向以及周围建筑对空冷换热器热回流率的影响。实验结果表明，当来流风向正对建筑、空冷单元位于建筑的下游时，空冷换热器的热回流率最大。

除去上述研究的翅片与管束型式等本体结构以及环境风的影响，真实场景下换流变空冷换热器的运行状态依旧会偏离设计工作点。风冷换热器所处环境存在的防火墙、降噪墙等围挡结构均会对其实际运行产生影响，使得换热器在夏季极端工况下无法达到理论换热量，为换流变压器安全稳定运行带来隐患。现采用计算流体力学和传热学方法，对某北方高压换流变空冷换热器进行数值建模和模拟分析，研究真实场景下周围墙体对换流变空冷换热器换热特性的影响规律，提出能够提升空冷换热器换热能力的技术方案。

1 换热器本体

图1(a)为某北方高压换流变主体与空冷换热器实物图，为减少换流变运行所产生的噪声对周围环境的影响，在空冷换热器与换流变主体之间安装了降噪墙。真实场景下换热器后侧为降噪墙、下侧为地面，墙体的存在可能会导致实际换热量偏离设计的理论换热量。由图1(a)可知，该换流站每个换流变对应四列空冷换热器，每列有四个规格相同的风机，各列换热器相距0.3 m，每列空冷换热器的尺寸为5.6 m×1.7 m。由于空冷换热器布置与周围建筑的对称性，选取了其中的两列换热器开展建模计算，如图1(b)中的几何模型所示。为表述方便，采用(i,j)为各风机对应的换热器进行编号，其中i=1，2表示列数；j= 1，2，3，4表示排数。图1(c)所示为换热器与降噪墙和地面之间的相对位置，空冷换热器与降噪墙的原始间距L=1.2 m，空冷换热器顶部与降噪墙顶部的原始相对高度ΔH=0.2 m，换热器底部距地面的高度为1.8 m。作为描述降噪墙与空冷换热器相对位置的两个关键指标，间距L和相对高度ΔH将在以下研究中被重点关注。

图1 换流变空冷换热器实物与建模示意图Fig.1 Schematic diagram of physical and modeling of air-cooled heat exchanger of converter transformer

2 数值计算方法

应用计算流体动力学(computational fluid dynamics，CFD)数值模拟软件Fluent研究真实场景空冷换热器在周围墙体影响下的换热性能。湍流模型为标准k-ε湍流模型(k代表湍流动能，ε为耗散率)，压力和速度耦合采用Simple算法。

2.1 空冷换热器模型

2.1.1 风机设置

采用风机边界条件，输入风机前后压力变化与风机所在面的法向速度之间的关系，通过设备厂商提供的风机性能曲线获得速度压降关系，即

Δp=133+8.877v-1.523v2

(1)

式(1)中：Δp为风机前后的压差，Pa；v为法向速度，m/s。

2.1.2 换热器翅片设置

在进行模拟之前，需要首先确定所要研究的换流变空冷换热器的工作状态点。为了获得极端条件下换流变空冷换热器的换热能力，在此选择冷却油进口最高温度为65 ℃、进口流量为额定流量16.4 kg/s作为空冷换热器内部冷却油的进口状态。

该换流站采用的空冷换热器是翅片式换热器。翅片部分采用了由Patankar等[22]提出的多孔介质模型来对空气流过翅片时的阻力进行分析。多孔介质模型是在动量方程中增加了一个代表动量耗散的源项，源项Si由黏性损失项和惯性损失项两个部分组成，表达式为

(2)

式(2)中：μ为黏性系数，kg/(m·s)；Ci为i方向的惯性阻力系数，m-1；Di为i方向的黏性阻力系数，m-2；ui为i方向的速度，m/s；ρ为穿过管束气流的密度，kg/m3。工程应用中通常采用换热器设计计算软件HTRI Xchanger Suite (HTRI)选型设计空冷换热器[23]，结合该选型软件所计算得到的相应空冷换热器翅片的阻力特性数据，得到惯性阻力系数为15.67 m-1、黏性阻力系数为971 579.4 m-2。

气流穿过翅片的换热量与进入空冷换热器的空气流量、温度相关。换热量与进风温度、进风量间的关系通过HTRI计算拟合，通过加载用户自定义函数(user-defined functions,UDF)的方式给多孔介质设置热源。拟合得到的空冷换热器换热量与进风温度、进风量的关系为

Q=6.61×104+6.03×104q-2.26×103tin-

6.015×102q2-7.242×102qtin

(3)

式(3)中：Q为空冷换热器换热量，W；q为空气流量，m3/s；tin为进风温度，℃。

2.2 网格划分

采用Meshing软件对换流变空冷换热器三维模型进行网格划分，其中对空冷换热器主体及各个壁面处进行网格加密。为了进行网格独立性验证，对空冷换热器采用不同网格尺寸，包括100、75、50、30、25 mm共5种尺寸，并模拟得到了环境温度为30 ℃下，不同网格尺寸对应的空冷换热器总换热量，如图2所示。结果表明，当网格数大于127.9万时，空冷换热器总换热量随网格数的变化小于1%，最终选择网格数量为127.9万，网格最小尺寸为50 mm。

图2 不同网格数空冷换热器总换热量Fig.2 Total heat exchange of air-cooled heat exchangers corresponding with different grid numbers

3 真实场景下空冷换热器的换热性能分析

首先研究了真实场景下考虑降噪墙及地面影响的空冷换热器换热能力，此时空冷换热器与降噪墙的间距L=1.2 m、相对高度ΔH=0.2 m。环境温度选择该高压换流站现场监测的2021年夏季最高室外温度40 ℃。通过数值模拟可知，列1和列2换热器的平均进风温度分别为43.8 ℃和43.9 ℃，进风量为24.0 m3/s和23.7 m3/s，结合式(3)可计算出两列换热器的实际换热量分别为305.5 kW和305.0 kW，总换热量为610.5 kW。采用环境温度作为进口温度进行换热器设计的理论换热量为760.5 kW，对比发现墙体影响下的实际换热量比理论换热量低150 kW，降幅为19.7%。

为了深入分析空冷换热器换热能力下降的原因，图3给出了周围墙体影响下穿过不同换热器的流线图。由图3可知，换热器(1,4)与换热器(1,3)占据了换热器与降噪墙之间的上侧进风通道，使得换热器(1,2)和换热器(1,1)只能从侧面进风。具体分析图3(d)可知，换热器(1,1)会吸入部分换热器(2,4)的出口风。由于换热器(1,1)的进口空气很大一部分受列2换热器排出的热空气影响，且部分进口空气为换热器(2,4)所排出的热空气，导致换热器(1,1)的进风温度高于环境温度，从而使得列1换热器平均进风温度高于环境温度。由图3(e)可知，换热器(2,1)在列1换热器的影响下只能从侧面进风，而从侧面吸入的环境风会与列2换热器出流热风换热，导致换热器(2,1)的进风温度高于环境温度。

图3 周围墙体影响下穿过不同换热器的流线图Fig.3 Streamlines through different heat exchangers under the influence of surrounding walls

综上可知，由于降噪墙及地面的影响，下侧换热器被迫从侧面吸入部分旁侧换热器的回流热风，且吸入的环境风中部分气流受外侧换热器出口风加热，导致实际进风温度比环境温度高约4 ℃，有效换热温差降低。与采用环境温度作为进风温度进行设计的空冷换热器相比，考虑墙体影响的实际换热能力降低19.7%，从而严重影响了换热器的换热能力。

4 空冷换热器的换热性能提升

前文研究表明，周围墙体对换热性能有显著影响，故在不改变原有结构的基础上，增加空冷换热器与周围墙体之间的距离，以削弱周围墙体对空冷换热器的影响。如图1(c)中标注所示，选择在空冷换热器与降噪墙的间距L为1.2～2.2 m、相对高度ΔH为0.2～3.0 m，研究周围墙体对其换热能力的影响。

4.1 空冷换热器与降噪墙间距对换热能力的影响

空冷换热器与降噪墙间距分别为1.2、1.7、2.2 m时的换热量分布如图4所示，其中原始间距为1.2 m。由图4可知，随着空冷换热器与降噪墙间距的增加，列2换热器换热量与两列总换热量逐渐上升。与原位置间距为1.2 m的情况相比，间距为2.2 m时列1换热器换热能力降低2.6%，两列总换热量增加4.4%。

图4 空冷换热器换热量随换热器与降噪墙间距的变化Fig.4 Variation of heat exchange of air-cooled heat exchanger with distance between heat exchanger and noise reduction wall

以下结合三维流线图分析列1换热器换热能力下降与列2换热器换热能力提升的原因。由图5(a)可以发现，空冷换热器与降噪墙间距为2.2 m时，换热器(1,1)进风来源主要包含三部分：一是来源自于环境中，二是与旁侧换热器出口风换热的环境风，三是换热器(2,4)和换热器(2,3)的所排出的热风。与图3(d)中间距为1.2 m的原始位置相比，间距为2.2 m时换热器(1,1)的进风来源多了换热器(2,3)的出口风，换热器(1,1)的进风温度进一步升高，从而使得列1换热器的换热量进一步降低。由图5(b)可知，与不改变换热器位置相比[图3(e)]，随着间距的增加，列2换热器从降噪墙上侧的环境中进风的比重增加，使得进风温度降低、总换热量逐渐增加。

图5 间距为2.2 m时穿过不同换热器的流线图Fig.5 Streamlines through different heat exchangers at 2.2 m distance

4.2 空冷换热器与降噪墙的相对高度对换热能力的影响

空冷换热器与降噪墙相对高度为0.2、1.6、3.0 m时的换热量分布如图6所示，其中原相对高度为0.2 m。由图6可知，与原相对高度相比，增加相对高度使得各列换热器换热能力得到一定增强，相对高度为1.6 m和3.0 m时，总换热量分别增加4.8%和4.6%。随着相对高度的增加，列2换热器换热量先增大后降低，列1换热器换热量则持续增加。

图6 空冷换热器换热量随换热器与降噪墙之间相对高度的变化Fig.6 Variation of heat exchange of air-cooled heat exchanger with relative height between heat exchanger and noise reduction wall

以穿过换热器(2,1)的流场为例，分析列2换热器换热能力随着相对高度的增加先升高后降低的原因。图7所示为不同相对高度穿过换热器(2,1)的流线图。由图7(a)可知，相对高度为1.6 m时空冷换热器下方空间充足，换热器(2,1)的部分进气来源于下侧，但绝大多数都来源于上方环境中。增加相对高度削弱了降噪墙对上侧换热器的影响，故与原相对高度相比，相对高度为1.6 m的列2换热器进风温度降低，换热量有所提高。由图7(b)可知，相对高度为3.0 m时换热器(2,1)从列2换热器下方吸入出流热风占比进一步增加，使得换热器(2,1)进风温度进一步升高。与相对高度为1.6 m相比，相对高度为3.0 m的列2换热器进风温度升高，换热量降低2.7%。

图7 不同相对高度穿过换热器(2,1)的流线图Fig.7 Streamlines through heat exchangers (2,1) at different relative heights

4.3 空冷换热器换热能力提升综合分析

图8为同时改变换热器与降噪墙的间距和相对高度时空冷换热器实际总换热量。由图8可知，当相对高度保持在原始位置0.2 m时，增加换热器与降噪墙的间距有助于提升换热器的换热性能。当相对高度为1.6 m时，换热能力随空冷换热器与降噪墙间距的增加而降低。这是由于当空冷换热器与降噪墙的相对高度增加后，增加间距会使得换热器下方热回流增加，从而使得换热器换热能力有所下降。当相对高度为3.0 m时，换热能力随间距的增加呈现先降低后增加的趋势。

图8 换热器处于不同位置时实际总换热量Fig.8 The actual total heat exchange of the heat exchanger at different positions

以下结合相对高度为1.6 m不同间距的空冷换热器进口截面温度分布云图，分析空冷换热器换热能力随间距的增加而下降的原因。如图9所示，当相对高度为1.6 m时，随着间距的增加，空冷换热器下侧进风温度逐渐增加。这一现象验证了第4.1节的结论，即不改变相对高度时，增加间距会加剧空冷换热器从下侧吸入出流热风。结合第4.2节的结论，空冷换热器从下侧吸入出流热风的占比随着相对高度的增加而增大，故同时增加相对高度与间距，会使得下侧换热器吸入出流热风的现象加剧，从而降低换热器换热效果。

图9 相对高度为1.6 m时空冷换热器进口截面温度分布Fig.9 Temperature distribution of the inlet section of the air-cooled heat exchanger when the relative height is 1.6 m

综上可知，在空冷换热器与降噪墙的间距为1.2～2.2 m、相对高度为0.2～3.0 m时，间距为1.2 m、相对高度为1.6 m时空冷换热器换热效果最佳，比原位置的空冷换热器换热量增加了4.8%。

5 结论

通过建立换流变空冷换热器数值计算模型，研究了真实场景下周围墙体对空冷换热器换热能力的影响，并提出了能够提升空冷换热器换热能力的技术方案,得到如下主要结论。

(1)受降噪墙及地面的影响，下侧换热器吸入部分旁侧换热器的出口风，且吸入的环境风中部分气流受外侧换热器出口风加热，使得换热器平均进风温度比环境温度高4 ℃，导致实际换热量比理论换热量低19.7%。

(2)周围墙体与换热器的间距对换热能力有明显影响。增加间距削弱了降噪墙对外侧空冷换热器进风温度的影响，有助于提升外侧(列2)空冷换热器的换热能力，使得两列总换热量有所提升。增加相对高度削弱了周围墙体对上侧空冷换热器影响，有助于提升内侧(列1)空冷换热器的换热能力，但同时会加剧热风回流对列2下侧换热器的影响，使得列2换热器的换热能力先上升后下降。

(3)与仅增加相对高度或间距相比，同时增加相对高度与间距，会使得下侧换热器吸入出流热风的现象加剧，从而降低换热器换热效果。在空冷换热器与降噪墙的间距为1.2～2.2 m、相对高度为0.2～3.0 m时，间距为1.2 m、相对高度为1.6 m时换热效果最佳，换热量比原位置的空冷换热器增加4.8%。