油浸式非晶配電變壓器波紋油箱強度分析

張 弛，呂較鵬，李庚原，李 巖

(沈陽工業大學國家稀土永磁電機工程技術中心，遼寧 沈陽 110870)

隨著電力系統的不斷發展，變壓器在電力系統中的作用已越發重要。油箱作為變壓器的一部分，在變壓器計算中較為重要。然而，現今油箱計算尤其是波紋油箱計算存在兩方面不足：一是其油箱受力缺乏準確的計算，二是針對變壓器用波紋油箱的薄弱點，尤其是波紋油箱焊縫缺乏較為深入的研究。焊縫作為波紋油箱中最為薄弱的部分，在變壓器遭受到短路沖擊時，油箱焊縫經常發生焊縫滲、漏油等狀況，一旦發生該種事故，將影響變壓器的使用，從而影響正常供電。因此對變壓器波紋油箱在短路工況下的油箱強度及波紋片焊縫強度進行研究具有重要的意義。

目前不少學者針對變壓器油箱強度進行了深入研究，主要針對大型變壓器，而對配電變壓器研究較少。文獻[1]針對一臺180 MVA/220 kV上下分體式變壓器的油箱正壓試驗時發現的問題，利用有限元分析軟件 ANSYS對油箱的結構進行了分析和優化，并通過試驗進行了驗證。文獻[2]通過對大型變壓器油箱不同結構分析方法的仿真對比，為變壓器油箱強度分析提供了一種可靠有效的仿真分析方法。文獻[3]通過電流在變壓器繞組中的傳變特性，得出一種簡便的變壓器短路電流分析方法，但并未對油箱強度進行分析。文獻[4]針對油浸式變壓器密封失效問題進行探討，并針對密封失效的因素，提出相應對策，但并未對油箱強度進行分析。綜上可知，上述文獻是針對電力變壓器油箱進行研究，但其研究方法并不適用于配電變壓器波紋油箱。配電變壓器波紋油箱強度分析與電力變壓器油箱存在兩點差異：一是配電變壓器與電力變壓器油箱強度分析方法不同，二是油箱本體所受載荷沖擊不同。

針對近年來配電變壓器波紋油箱強度分析較少的情況，本文以一臺500 kVA非晶配電變壓器為研究對象，對其三相短路工況下短路電流和繞組軸向電磁力進行了數值分析，提出了一些關于波紋油箱的受力特點，并對變壓器油箱在遭受繞組軸向電磁力時，箱蓋及波紋片焊縫形變和應力變化過程進行了瞬態動力學分析。

1 變壓器電磁特性分析

對于變壓器而言，當兩個繞組高度不等或內有分接段時，會使軸向高度安匝分布出現不平衡，產生徑向漏磁分量，而這些徑向漏磁分量與短路電流相互作用，會產生軸向力。在實際變壓器中，繞組之間存在一定的軸向不對稱，會產生較大的軸向力。繞組軸向力通過夾件等部件傳遞到配電變壓器油箱箱蓋，對變壓器箱蓋進行軸向沖擊，在油箱箱底被約束的條件下，油箱波紋板焊縫等薄弱位置易受力損壞而發生滲、漏油等狀況。

本文針對一臺容量為500 kVA、電壓等級為10 kV的非晶配電變壓器為例，建立三維電磁場模型如圖1所示。其中油箱設置為隱藏。

圖1 變壓器三維模型

為研究變壓器繞組短路軸向力，采用三相短路進行分析，設A相電壓過零時發生三相短路，A相電流達到一個最大的峰值。變壓器高低壓繞組高度不等，對變壓器繞組軸向力有較大影響，而在實際工作中，變壓器繞組在安裝過程中，繞組軸向高度一般不會處于理想情況，而會發生一定的軸向偏移。因此主要從以下三種情況分析，三種情況如圖2所示。

圖2 變壓器繞組截面

如圖2所示，三種情況分別是：①變壓器理想情況；②變壓器高壓繞組向下偏移0.5%高度；③變壓器高低壓繞組底面平行，處于同一水平面上。

從圖3和圖4可以看出，在一個周期內，變壓器A相繞組短路電流在10 ms時達到最大，因此，在10 ms時，變壓器A相繞組軸向力達到最大。

圖3 變壓器高壓繞組短路電流

圖4 變壓器低壓繞組短路電流

采用有限元分析的方法，仿真變壓器三相短路運行工況下繞組漏磁場與電磁力分布，結果如圖5和圖6所示，磁通密度達到3 T，其高壓繞組向外受力，低壓繞組向內受力。

圖5 繞組漏磁場云圖

圖6 繞組電磁力分布

進行變壓器短路過程的繞組電磁力計算時，考慮電磁力的瞬態效應，短路電磁力可以用式(1)表示：

(1)

式中Kn為沖擊短路電動力系數[5]。

通過場計算器分別計算變壓器在10 ms時三種情況下三相繞組的軸向力，計算結果如表1所示。

表1 變壓器三相繞組在10 ms時軸向力 N

由表1可以看出：隨著變壓器繞組軸向偏移位移的增大，變壓器整體軸向力也逐漸增大。

2 變壓器油箱強度仿真分析

2.1 箱壁變形理論計算

在小撓度(fmax≤2t，t為鋼板厚度)情況下，橫向均布載荷ρ作用下的鋼板平壁的最大應力σmax(MPa)和最大撓度fmax(m)分別為：

(2)

(3)

2.2 油箱強度仿真分析計算

配電變壓器在三相對地短路中，繞組軸向力通過夾件等部件傳遞到配電變壓器油箱箱蓋，對變壓器箱蓋進行軸向沖擊。設A相繞組電流過零點，取起始短路第一個周期內即10 ms時的繞組軸向力對箱蓋進行沖擊。通過簡化夾件等部件，其箱蓋受到繞組短路軸向力沖擊示意圖如圖7所示。

圖7 箱蓋受到繞組軸向力簡化示意圖

采用Workbench軟件用瞬態動力學分析模塊計算油箱強度，變壓器油箱模型如圖8，其材料參數見表2。

圖8 變壓器油箱模型

表2 油箱材料屬性

圖9和圖10常情況下，油箱受變壓器繞組軸向載荷力作用下，油箱整體的形變和應變云圖。可以看出：最大位移和應力均出現于油箱箱蓋中部，最大位移為0.23 mm，最大應力為24.25 MPa。其中變壓器油箱箱蓋厚度為10 mm，根據JBT 10319-2014變壓器用波紋油箱行業標準，箱蓋在強度試驗中允許的最大形變量為0.5倍箱蓋厚，所以最大位移并未超過變壓器油箱強度試驗下允許最大變形量，其最大應力未超過油箱材料的屈服強度，符合行業要求。

圖9 正常情況油箱形變云圖

圖10 正常情況油箱應變云圖

圖11圖12別為正常情況油箱正面波紋片形變和應變云圖，可以看出正面波紋片最大位移主要集中于波紋片波翅焊縫處，最大位移為0.046 mm，而最大應力位于波紋片、波紋片波翅焊縫與箱壁接觸位置，為12.045 MPa。其中變壓器油箱波紋片波翅厚度為1.5 mm，根據JBT 10319-2014變壓器用波紋油箱行業標準，波紋片波翅在強度試驗中允許的最大形變量為3倍片厚，所以最大位移并未超過變壓器油箱強度試驗下允許最大變形量，其最大應力未超過油箱材料的屈服強度，符合行業要求。

圖11 正常情況油箱正面波紋片形變云圖

圖12 油箱正面波紋片應變云圖

圖13為正常情況油箱正面波紋片與箱壁接觸處應力曲線圖，可以看出正面波紋片最大應力主要集中于波紋片波翅焊縫處，最大應力為13.338 MPa，隨著距離的增加，當位于波紋片焊縫處時，應力變大，當位于兩片波紋片波翅中間時，應力減小。

圖13 正常情況油箱正面波紋片與箱壁接觸處應力曲線圖

同理，計算變壓器高壓繞組向下軸向偏移0.5%高度和變壓器高低壓繞組底面平行，處于同一水平面上兩種情況下的變壓器油箱正面波紋片最大位移和最大應力。

綜上所述，在實際工作中，變壓器繞組因受到自身重力的影響和安裝過程中操作的問題，繞組軸向高度一般不會處于理想情況，而會發生一定的軸向偏移，可能達到變壓器高壓繞組向下軸向偏移0.5%高度和變壓器高低壓繞組底面平行，處于同一水平面上兩種情況，從而對變壓器油箱在短路時的強度校核產生影響。由表3可以看出：隨著變壓器繞組軸向偏移位移的增大，變壓器整體軸向力逐漸增大，變壓器油箱波紋片波翅焊縫的最大位移和最大應力也隨之增大。

表3 變壓器油箱正面波紋片最大位移和最大應力

3 結 語

1)針對配電變壓器在短路沖擊試驗中存在的油箱波紋板焊縫漏油問題，以一臺500 kVA非晶配電變壓器油箱為研究對象進行電磁和結構計算分析，從而得出變壓器在三種情況下各相繞組的軸向力，隨著變壓器繞組軸向偏移位移的增大，變壓器整體軸向力也逐漸增大。

2)仿真計算了變壓器油箱在三種情況下波紋片波翅焊縫處的最大位移和最大應力，隨著變壓器繞組軸向偏移位移的增大，變壓器整體軸向力逐漸增大，變壓器油箱波紋片波翅焊縫的最大位移和最大應力也隨之增大。

3)對波紋油箱強度計算得到油箱最大形變在波紋片波翅焊縫處，最大位移為0.046 mm，而最大應力位于波紋片、波紋片波翅焊縫與箱壁接觸位置，為12.045 MPa，本文方法能夠為變壓器油箱強度校核提供參考依據。