進風口對變壓器室通風效果的影響

高學平，李 偉，宋慧芳，張尚華

（1.天津大學 水利工程仿真與安全國家重點實驗室，天津 300072；2.河北省 電力勘測設計研究院，石家莊市 050031）

隨著社會進步和經濟發展，用電需求越來越大，220kV變電站的建設不斷加快。由于城市規劃要求和土地資源限制，戶內變電站逐漸成為變電站建設的首選。在220kV戶內變電站設計中，變壓器室等大量散熱廠房的通風是難點問題。常規的設計方法是利用需要通風的建筑物面積乘以其通風次數，得到通風量后根據經驗進行風機選型和布置。

該方法僅考慮通風量，風機近似均勻布置，很難準確預知室內空氣流動，不能確保室內沒有通風死角，對于變壓器室這種高溫廠房留下較大安全隱患。

目前，對戶內變電站變壓器室通風設計的研究可分為兩方面：一方面是依據相關的國家標準和行業規范，通過計算熱源總散熱量和所需通風量，進行通風設備的選型和布置研究[1－3]；另一方面采用CFD方法，研究戶內變電站主變本體與散熱器分室布置時主變本體的通風[4－6]，但是對散熱問題更加突出的主變本體與散熱器同室布置通風研究很少。

本文利用CFD軟件，結合實際工程，模擬主變本體與散熱器同室布置的變壓器室通風，研究變壓器室內溫度場和速度場，總結出進風口影響變壓器室通風的規律，為變壓器室通風設計提供依據。

1 控制方程及計算方法

本文研究的是三維穩態的不可壓縮的湍流流動問題，湍流計算采用k-ε紊流模型[7－8]，輻射模型采用離散坐標模型[9]，考慮溫度對密度的影響，采用近似[10]處理因溫差引起的浮升力項。基本控制方程包括連續性方程、動量方程、能量方程、k方程和ε方程，其通用微分方程[11－12]為：

控制方程的離散采用有限體積法，二階迎風格式，壓力－速度耦合采用SIMPLE算法，離散方程求解采用TDMA（三對角矩陣計算程式）法，近壁面采用標準壁面函數。

2 模型驗證

根據上述控制方程及計算方法，對文獻[4]某變壓器室通風條件下的溫度場和速度場進行數值模擬，并將模擬值與文獻實測值進行對比，驗證模型的有效性。

文獻[4]對該變壓器室通風條件下各測點溫度和速度進行了現場實測，測點分布在進風口和排風口附近及室中間位置，編號為1至14。該變壓器室電壓等級為110kV，采用油浸式變壓器，變壓器室尺寸為8m×8m×10m（X×Y×Z），如圖1。主變壓器滿負荷運行時發熱量總和約為300kW，其中變壓器本體發熱量約占10%，即發熱量約30kW。變壓器室通風方案是自然進風、機械排風，

進風由百葉風口自然補入，排風由設在變壓器室上空的軸流式風機排出，排風風量7000m3／h。

圖1 變壓器室布置圖

圖2是模擬值和實測值的對比情況，溫度和速度的模擬值和實測值吻合均較好，說明本文采用的數學模型用于變壓器室內溫度場和速度場的模擬是可行的。

3 計算結果及分析

利用上述驗證的數值模擬計算方法和數學模型，對某220kV戶內變電站變壓器室進行研究。

該220kV戶內變電站，并排布置4間變壓器室，室內各裝一臺油浸式變壓器，變壓器負載功率690kW，空載功率115kW，總功率為805kW，其中1號和4號變壓器室備用。變壓器室采用自然進風、機械排風的通風方式，進風口為百葉風口，入流有效面積為7.090m2，屋頂設4臺軸流式風機，每臺風機排風量34340m3／h。

圖2 模擬值和實測值對比

3.1 模型建立

由于4間變壓器室的體型和布置均相同，選取2號變壓器室作為模擬對象，建立模型。2號變壓器室左墻、右墻、后墻分別緊鄰3號變壓器室、1號變壓器室、廠房。鑒于變壓器室的大空間、高發熱量的特性，變壓器機體上的高壓套管和油枕等突出部分，因體積相對較小，對氣流的影響不大，故將其忽略[4]。考慮到百葉風口、主變本體和散熱器結構復雜，在建模時網格必須劃分至mm的量級，而為了模擬室內空氣流動情況，計算區域必須達到m的量級。這樣，對于實際問題而言，必將導致計算區域內網格數量巨大，超過目前一般計算機的計算能力，故在建模時，將百葉風口按照“基本模型”[12－13]簡化為矩形開口，將主變本體和散熱器用長方體代替。網格采用結構化網格，對進、排風口及主變本體、散熱器等進行局部加密，其它區域網格盡量均勻。

變壓器室模型如圖3，坐標X為長度方向，Y為寬度方向，Z為高度方向。變壓器室15m×15m×10.9m（X×Y×Z），排風口半徑0.575m，斷面面積共4.130m2，進風口8.625m×0.822m（X×Z）。主變本體和散熱器模型尺寸分別為3.084m×10.524m×3.727m和1.350m×9.130×3.000m（X×Y×Z）。為便于比較各工況通風效果，重點分析X＝9.5m截面的溫度場和速度場，該鉛直截面過散熱器和進風口。

3.2 邊界條件

考慮到夏季運行工況時，變壓器室外溫度高，散熱量大且不易排出，本文僅對夏季變壓器滿負荷運行工況進行模擬。根據當地氣象條件，夏季室外溫度29.9℃，壓強為101.3kPa。

1）圍護結構

變壓器室的前側墻體和頂部，視為具有一定熱傳導作用和厚度的非熱源，變壓器室底部、后側和左、右側墻體視為絕熱邊界。

2）進風口

根據實際情況，將百葉風口按照“基本模型”簡化為矩形開口，給定壓強，數值為當地大氣壓101.3kPa，溫度設為夏季室外溫度29.9℃。

圖3 變壓器室模型圖

3）排風口

四臺軸流式風機排風量和排風口面積一定，排風口設為速度邊界，數值為9.26m／s，方向沿排風口法線方向。

4）主變本體

主變本體散熱量相對散熱器較小，將其視為具有一定熱傳導作用的非熱源[15]。

5）散熱器

變壓器室內僅考慮散熱器發熱，假設散

熱器表面散熱均勻，取熱流密度為常數，由變壓器總功率與散熱器模型散熱面積可得熱流密度大小。

3.3 計算工況

在變壓器室幾何尺寸、排風口及熱源分布不變的情況下，通過改變進風口位置和面積，研究變壓器室內溫度場、速度場以及各特征溫度值的變化規律。工況一進風口位于底部，面積7.090m2；工況二將進風口向上平移2.579m，面積不變；工況三將進風口向上平移4.491m，面積不變；工況四將進風口向左平移4.000m，面積不變；工況五進風口位于底部，面積沿長度向增加3.290m2；工況六進風口位于底部，面積沿高度向增加3.290m2，如圖4所示。

圖4 各工況示意圖

圖5和圖6分別為各工況X＝9.5截面的溫度分布和速度分布。從圖中看出，由于工況一、工況五、工況六進風口均位于底部，新進空氣沿底部和后側墻面直接流向排風口，該部分空氣速度較大，溫度較低；散熱器周圍空氣溫度明顯高于其他區域，這是由于散熱器附近的熱傳導作用比較劇烈。另外，由于散熱器背風側空氣流動不順暢，大量懸浮熱空氣無法排出，導致該區域溫度較高；頂部區域在進風口和排風口共同作用下，形成若干環流區，該區域空氣速度較小，與其他區域換熱效果不明顯。另外，由于進風口面積增加，工況五、工況六截面平均速度均小于工況一，截面平均溫度也有所減小。

工況二新進空氣與散熱器發生碰撞后，一部分向下流動，在散熱器前形成一個局部環流區，造成一部分新進空氣停滯不前；中部區域受向上流動的冷空氣影響，溫度在40℃左右，散熱器背風一側空氣速度較小，流通性較差，溫度較高；頂部區域受向上流動空氣和排風口的影響，形成兩個環流區，該區域空氣速度較小，溫度較低。相比原設計方案，進風口向上平移一段距離，致使一部分新進的冷空氣偏向散熱器上方流動，增加了散熱器與冷空氣的有效對流路徑，改善了散熱器周圍的通風效果。相比工況一，工況二截面平均溫度明顯減小。

工況三新進空氣沿散熱器上方流動一段距離后，一部分向下流動至散熱器前部形成環流區，致使熱空氣在此處停滯不前，局部溫度過高，另一部分空氣在排風口的卷吸作用下向上流動，形成一個較大環流區。可見，進風口移至散熱器以上，一部分新進的冷空氣向上直接從排風口排出，少部分與散熱器對流換熱后停滯在散熱器周圍無法排出，致使截面平均溫度偏高，通風效果較差。

工況四由于截面不過進風口，導致散熱器周圍空氣速度偏小，空氣流動不暢。另外，除前部和后部較小區域溫度較低外，其他區域的溫度普遍偏高，截面溫度分布不均勻。

圖5 各工況X＝9.5截面溫度分布／℃

圖6 各工況X＝9.5截面速度分布／m·s－1

圖7給出了各工況X軸截面平均溫度的變化情況。散熱器X向長度范圍9.122～10.472m。從圖中看出，各截面平均溫度沿X方向變化規律基本一致：變壓器室左側溫度較低，且變化比較平緩，溫度分布較均勻，基本分布在40℃以下，散熱器周圍區域溫度明顯較大，在X＝10.5m處（該截面位于散熱器右側28mm）達到峰值，隨后溫度有所降低，但由于逐漸遠離進風口和排風口，空氣流動不暢，室內右側溫度有所回升。工況二各截面溫度較低且變化較小，這說明變壓器室溫度分布較為均勻。工況三各截面溫度偏高。由于進風口左移，工況四室內左側溫度較低，右側偏高。工況五和工況六溫度變化曲線均位于工況一以下，這說明增大進風口面積有利于變壓器室通風降溫。相比工況五，工況六散熱器周圍溫度較低。

圖8給出了各工況Y軸截面平均溫度的變化情況。散熱器Y向寬度范圍3.515～12.645m。從圖中看出，工況一、工況六變化規律基本一致，靠近進風口處溫度較低，隨后在散熱器作用下溫度有升高的趨勢但升高不明顯，在散熱器后側溫度降低后又回升。工況二通風效果較好，各截面溫度較低。工況三各截面溫度逐漸升高，最高達54.7℃，通風效果較差。工況四、工況五變化規律基本一致，但由于工況五是在工況四基礎上增大進風口面積，各截面溫度較工況四小。

圖7 X軸各截面平均溫度變化曲線圖

圖8 Y軸各截面平均溫度變化曲線圖

圖9給出了各工況Z軸截面平均溫度的變化情況。散熱器Z向高度范圍1.491～4.491m。從圖中看出，除工況二和工況三，各截面平均溫度沿Z方向變化規律基本一致，進風口附近溫度較低，隨著高度增加，溫度逐漸增大，最后趨于平緩，在45℃左右，這說明溫度在高度方向分布較均勻。工況二通風效果較好，各截面溫度較低，進風口中心高度為2.990m，其附近截面溫度最低為39.3℃，工況三各截面溫度較高且變化幅度較大，溫度分布不均勻，進風口中心高度為4.902m，其附近截面溫度最低為45.1℃。

圖9 Z軸各截面平均溫度變化曲線圖

為進一步對比各工況的通風效果，選取室內平均溫度、主變本體周圍溫度、散熱器周圍溫度作為分析對象。由表1看出，各工況室內平均溫度大小不均，工況三最大，為50℃，工況二最小，為42℃，降低了16%；主變本體周圍溫度除工況三，其他均低于40℃，工況二最小，為38℃，工況三最大，為59℃，降低了36%；散熱器周圍溫度普遍較高，工況三最大，為76℃，工況二最小，為60℃，降低了21%。

表1 特征溫度值／℃

4 結 論

戶內變電站變壓器室由于受到土地資源和建筑結構的限制，一方面常將主變本體與散熱器同室布置，這給變壓器室的通風散熱帶來困難，另一方面常將變壓器室與其他廠房緊鄰布置，這對變壓器室通風設計的靈活性有一定影響。本文依據工程實際，模擬了夏季變壓器室的溫度場和速度場，研究進風口對變壓器室通風效果的影響。

1）通過模擬值和實測值的對比，驗證了利用本文數學模型模擬變壓器室溫度場和速度場的有效性。

2）進風口應布置在靠近熱源一側。進風口應有一定高度且其中心高度宜控制在散熱器中心高度或稍偏下位置，不宜高于散熱器。

3）若選擇增加進風口面積改善變壓器室通風效果，建議選擇沿高度Z向增加進風口面積。

4）室內高溫區域集中分布在散熱器后側，建議在此處安裝吹風機或采取其他通風散熱設備。

[1]韓文慶，甘露.220kV戶內變電站通風設計[J].暖通空調，2011，41（5）：47-49.

[2]莫文雄，曾文斐.室內變電站主變通風散熱問題的分析及對策[J].廣東輸電與變電技術，2004，（5）：27-30.

[3]沈鈞昌.變壓器室的通風設計[J].變壓器，1990，（6）：33-36.

[4]曲友立.地下變電所變壓器室通風模擬研究[C].2006年全國暖通空調制冷學術年會論文集.合肥：中國制冷學會，2006.

[5]黃強，劉欣，陳磊.天津某地鐵車站變電所變壓器室氣流組織模擬研究[J].隧道建設，2010，30（4）：396-401.

[6]舒愷，黃琰波，張紹志.變壓器室復合通風方式的合理配置及數值模擬研究[J].建筑節能.2010，38（1）：34-38.

[7]Launder B E.Spalding D B.Lectures in Mathematical Models of Turbulence[M].London，1972.

[8]Teodosiu C.Experimental and numerical prediction of indoor air quality[C].Proceedings of Roomwent2000，Reading，UK，2000.

[9]王瑞金，張凱，王剛.Fluent技術基礎與應用實例[M].北京：清華大學出版社，2007.

[10]章宇峰.自然通風與建筑熱模型耦合模擬研究[D].北京：清華大學，2004.

[11]李先庭，趙彬.室內空氣流動數值模擬[M].北京：機械工業出版社，2009.

[12]陶文銓.數值傳熱學[M].第2版.西安：西安交通大學出版社，2001.

[13]趙彬，李先庭，彥啟森.室內空氣流動數值模擬的風口模型綜述[J].暖通空調，2000，30（5）：33-37.

[14]Nielsen P V.Description of supply openings in numerical models for room air distribution [J].ASHRAE Transaction，1992，（2）：963-971.

[15]陳明蘭，蘇偉等.變電站的室內通風系統及變電站的室內通風系統設計方法：中國，201010240824.8[P].2010-12-15.