变压器是电网系统升压/降压的关键设备，其性能直接影响电网运行的安全与稳定^［1］。控制合理的变压器温度与室内温升是保障户内变压器良好运行的基础。同时，室内强制通风会带来较大的气动噪声，导致环境的噪声污染，不符合现行国家标准和行业标准^［2］。因此，在对户内变压器进行通风散热设计时，除了考虑变压器室内环境运行温度和通风方式等因素对散热特性的影响外，对通风散热进行优化设计是目前变压器设计与运行的研究重点之一。

依据变压器设计标准，夏季变压器室进风口温度应不超过35 ℃，而变压器室排风温度要小于45 ℃，且进、出风口温差要控制在15 ℃以内。对某城市变电站变压器的故障进行调查研究统计^［3］，变压器故障发生次数为79次，其中室温过高造成的故障高达55次，占总数的69.6%。造成变压器通风散热不良的主要原因包括：①在负载较高、通风量较少时不能及时通风冷却降温，特别是在环境温度较高的夏季，更容易出现该问题。②不合理的进、出风口位置布置造成室内出现大面积滞止区和涡流区，进而导致变压器室内产生的热量无法从排风口排出，这种情况很大程度上会引起变压器室内流体出现倒灌，最终对变压器的安全、稳定运行造成危害。

目前对于室内变压器散热特性的研究大多忽略了外加强制排风，然而，当变压器在夏季高温天气运行时，若仅采用自然通风很难满足变压器室进、出口温差在15 ℃以内的要求。因此，一些学者对复合通风方式（自然通风和机械排风两种方式的组合）进行了研究，莫文雄等^［4］分析了造成变压器室内通风散热不足的因素，并提出了复合通风的相关理论。周剑等^［5］分析了引起低压侧套管过热的原因，并提出了相应的改进方法。陈涛等^［6］探究了影响室内变压器温度分布的因素，并指出利用降低变压器室内温升和复合通风散热方法可显著提高变压器室通风散热效果。金立军^［7］通过对比对流换热的微分方程计算结果和试验结果，总结出一种变压器室通风优化设计方法。舒恺等^［8］在换热微分方程基础上通过现场采集相关数据，拟合得到室内通风阻力系数和散热公式中的常数，进而为室内变压器设计提供了一定的指导。Lee等^［9］利用有限元分析法对矢量势方程耦合求解，分析了在环境空气温度下干式变压器绕组产生的变化。Novoselac等^［10］研究了在置换通风条件下流体边界条件的精确模型对于模拟程序的影响。变压器在夏季高温天气运行时，选择合理的通风方式对减小变压器能耗和提高其安全与稳定运行具有重要影响。

本文应用计算流体力学方法对某110 kV分体式变压器进行通风散热计算分析，研究通风量，进、出风口位置及大小对室内温度与流动的影响规律，并对通风散热进行优化设计。

1 几何与数值模型 1.1 几何结构

户内主变压器室内流场主要受变电站房屋结构和配套通风设备影响，主要包括室内空间大小，房屋通风口大小、位置，通风用轴流式风机位置及风机流量等。在变压器室房门两侧布置800 mm × 2 000 mm的折板式消声百叶窗，以便于外界空气流入变压器室，百叶窗位于变压器室底部。在变压器室房门对侧外墙上留有墙洞，用于安装通风用轴流式风机，其位置高于百叶窗位置。轴流式风机抽取室内热空气，带动外界空气从百叶窗流入，经过变压器，从而将变压器主体的热量带出变电站，达到通风散热的目的。

建立变电站房屋三维模型，使用体积抽取方法获得变电站室内流域几何模型。三维模型和流域几何模型如图1所示。

1.2 数值方法与模型 1.2.1 控制方程

(1) 质量守恒方程

$\qquad \dfrac{\partial \rho}{\partial t} + \dfrac{\partial \rho u}{\partial x} + \dfrac{\partial \rho v}{\partial y} + \dfrac{\partial \rho w}{\partial z}=0 $

(1)

式中：ρ为密度；t为时间；u、v、w分别为速度矢量 $\overrightarrow u $ 在x、y、z方向上的分量。

(2) 动量守恒方程

$\left\{\begin{array}{l} \dfrac{\partial(\rho u)}{\partial t}+\operatorname{div}(\rho u \vec{u})=-\dfrac{\partial p}{\partial x}+\dfrac{\partial \tau_{x x}}{\partial x}+\dfrac{\partial \tau_{y x}}{\partial y}+\dfrac{\partial \tau_{z x}}{\partial z}+F_x \\ \dfrac{\partial(\rho v)}{\partial t}+\operatorname{div}(\rho v \vec{u})=-\dfrac{\partial p}{\partial y}+\dfrac{\partial \tau_{x y}}{\partial x}+\dfrac{\partial \tau_{yy}}{\partial y}+\dfrac{\partial \tau_{z y}}{\partial z}+F_y \\ \dfrac{\partial(\rho w)}{\partial t}+\operatorname{div}(\rho w \vec{u})=-\dfrac{\partial p}{\partial z}+\dfrac{\partial \tau_{x z}}{\partial x}+\dfrac{\partial \tau_{y z}}{\partial y}+\dfrac{\partial \tau_{zz}}{\partial z}+F_z \end{array}\right.$

式中：p为微元体的压力；τ_ij (i=x、y、z；j=x、y、z)为微元体黏性应力τ在各方向上的分量；F_x、F_y、F_z为微元体上的体积力。

(3) 能量守恒方程

$ \qquad \dfrac{\partial(\rho T)}{\partial t} + \operatorname{div}(\rho \vec{u} T)=\operatorname{div}\left(\dfrac{k}{c_{p}} \cdot \operatorname{grad} T\right) + {S_{{\rm{T}}}} $

(3)

式中：c_p为比热容；T为温度；k为传热系数；S_T为黏性耗散项。

1.2.2 数值模型

变电站系统在正常运行过程中，变压器内实际流动状况非常复杂。在进行数值计算时可对其进行简化，将变压器内部流体看作非定常三维可压缩黏性流动，并忽略室内绝缘子和避雷针等对室内通风气流流动影响较小的机械设备。简化后的模型包括变压器主体，进、出风口，变压器室内墙壁。送风方式采用侧送侧出、下送上出的方式，进风口为百叶窗自然通风，出风口为风机机械排风。整个散热过程为：冷空气从变压器底部送入，通过变压器表面从变压器室出风口流出。图2为变压器室主要结构模型示意图。

根据变压器室几何尺寸，将变压器进、出风口均简化为相当面积的矩形。变压器室内几何参数如表1所示。根据运行参数，该分体式变压器总散热量约150 kW，户内变压器散热量约占22.5 kW。

1.3 网格划分与边界条件

采用结构化网格对变压器模型进行网格划分。经过网格可靠性验证可知，随着网格密度增加，当进、出风口温度变化小于5%时可认为网格精度满足计算要求。综合考虑计算资源以及计算精度，将网格总数设为约390万，变压器附近区域网格尺寸为40 mm，其他区域网格尺寸为100 mm。图3为户内主变压器室网格分布。

变压器室内自然对流主要是由于变压器内部空气温度升高，导致空气密度减小而产生的变化。在Fluent软件中将空气密度设置为Boussinesq模型，环境压强为标准大气压，环境温度为32.2 ℃，湍流模型为标准k−ε模型。此外，设置沿Y轴方向重力加速度，值为9.81 m·s⁻²。采用二阶迎风格式插值方法用于计算湍流项、动量项、能量项。综合考虑计算准确性及软件模拟所需运行时间，选择Standard格式作为压力项的插值方法，基于压力耦合原理的SIMPLE算法计算变压器室内通道间流场。

（1） 速度入口边界条件定义为百叶窗进风口，根据自然通风系统，进风口通风参数设置为0.20 m·s⁻¹。

（2）出风口采用机械排风，计算自然通风临界温度时，将其设为自由出流边界条件。当开启侧面风机进行机械排风时，侧面出风口设为速度出口，排风速度为风机额定排风量对应的速度（速度取负值时表示空气向室外流动）。

（3） 由于不考虑变压器内部的流体分布特性，将变压器各壁面设为定热流密度边界，根据变压器室内散热量将热流密度设置为200 W·m⁻²，计算时选用DO辐射传热模型。

（4） 对于墙体壁面，气流速度为零，定义为绝热壁面。由于近壁模型法要求在黏性边界层中有较多的节点布置，网格划分较为精细，计算成本较高，因此，在不影响计算结果准确性的前提下采用壁面函数法进行处理。

2 结果与分析 2.1 自然通风下室内通风散热特性

在自然通风条件下，变压器的自然通风临界温度是表征变压器自然通风散热特性的重要参数。自然通风临界温度是指在变压器采用自然通风运行时，能够使变压器室最高排风温度不高于45 ℃的自然通风温度。

依据《GB 50019—2015工业建筑供暖通风与空气调节设计规范》中的变压器设计规范，并根据气象统计数据，取变压器工作时室外最高温度为32.2 ℃。根据《DLT 5035—2016发电厂供暖通风与空气调节设计规范》，110 kV变电站变压器室最高排风温度不高于45 ℃，且变压器室内温差小于15 ℃。所以，将自然通风系统进风风速定为0.15 m·s⁻¹，室外环境温度定为20～32.2 ℃。经数值模拟后得到变压器室出风口截面最高温度，结果如图4所示。由图中可以看出：在自然通风条件下进风温度为22 ℃时，变压器室内温度在设计工况下满足工作条件，当室外温度高于22 ℃时，则需要尝试利用其他方法来进一步强化散热。

2.2 机械排风对室内通风散热的影响及优化 2.2.1 机械排风速率

在夏季极端高温下，仅靠自然通风散热已无法满足变压器正常工作时的散热需求。改变变压器进、出风口位置和大小，排风温度，室内热源散热量及自然通风风速后可以获得满足变压器正常工作所需的最小自然通风速率。

假设变压器夏季工作时室外最高环境温度为32.2 ℃，自然通风时风速为0.20 m·s⁻¹。图5为变压器室出风口截面最高温度随机械排风速率的变化，可以看出：随着机械排风速率增大，出风口截面最高温度逐渐降低。当机械排风速率小于2.56 m·s⁻¹时，此时出风口截面最高温度高于排风临界温度45 ℃。因此，确保变压器通风散热正常的最小机械排风速率为2.56 m·s⁻¹。

2.2.2 出风口布置方式对变压器通风散热的影响

除了机械送风量，出风口布置方式也对主变压器室的通风散热效果产生重要影响。合理的机械出风口布置方式在改善气流组织形式、提高通风气流的利用效率、节能降耗等方面均具有积极的意义。

（1）改变出风口单个风机位置对变压器通风散热的影响

在改变出风口单个风机位置时，将右侧风机的高度设置为恰好高于配电室总体高度（配电室高为5.00 m），而另一侧的则保持不变（原始安装高度为6.70 m）。

图6为原始方案与改变出风口单个风机位置时变压器总体流线分布。室外空气从进风口流入，绕过变压器逐渐向上流动，在变压器壁面附近形成较大的漩涡，从而带走变压器产生的热量，并从出风口排出。对比图6（a）、（b）中的流线分布发现，将单个风机位置降低后，在同一流线范围内其漩涡数目更多，表明将单个风机位置降低更有利于流体带走变压器室内热量。

图7为原始方案与改变出风口单个风机位置时变压器XY中心截面温度分布。将出风口单个排风机位置降低后，变压器顶部区域出现较大面积的低温区，最低温度为32 ℃。将右侧风机位置下移后，在变压器右侧从进风口至出风口出现低温区，而左侧未改变风机位置时仅在靠近风机底部区域出现低温区。

图8为原始方案与改变出风口单个风机位置时变压器XY中心截面流线分布。未改变风机位置时，变压器室内流线基本呈对称分布，在出风口左、右两侧形成大小基本一致的漩涡。改变单个风机位置后，左、右两侧漩涡尺寸和位置存在显著差别。当出风口风机位置下移后，两侧涡流分布不均匀度增加，涡流核心强度减弱。

（2） 同时改变两个风机位置对变压器通风散热的影响

图9为原始方案与同时改变两个风机位置时变压器总体流线分布。可以看出：改变两个风机位置后不仅在变压器附近形成了漩涡，而且在出风口附近也形成了更大尺寸的漩涡。对比改变单个风机位置时变压器总体流线分布可看出，同时改变两个风机位置时，变压器室内散热能力得到进一步增强。

图10为原始方案与同时改变两个风机位置时XY中心截面温度分布。原始方案与同时改变两个风机位置时，XY中心截面最低温度均为32 ℃，主要位于靠近轴流风机出风口位置。相较改变单个风机位置，同时改变两个风机位置使得变压器室内流场低温区更大。

图11为原始方案与同时改变两个风机位置时XY中心截面流场分布。在XY中心截面上，变压器两侧靠近进风口处出现流动速度较高的区域，在此区域周围存在多个大小不一的漩涡流动。同时改变两个风机位置后，变压器上方出现明显的漩涡核心，表明此时变压器室内出现剧烈的流体扰动。相对于改变单个风机位置时的流场，其高速区更广，且漩涡流动更多、更集中。

表2为不同出风口位置的出风口温度。随着出风口位置的降低，出风口温度均有所降低。两个出风口位置均降低时降温效果最好，能够使出风口温度降低1～2 ℃。

2.2.3 进、出风口大小对变压器通风散热影响

进、出风口大小与室内气流组织密切相关。通过控制变量法研究变压器室内进、出风口大小对速度场与温度场的影响。不同工况下进、出风口示意图如图12所示。工况一（原始方案）：进风口为0.80 m × 2.00 m，出风口为0.65 m × 0.65 m。工况二：增大出风口面积，进风口为0.80 m × 2.00 m，出风口为1.3 m × 0.65 m。工况三：增大进风口面积，进风口为1.05 m × 2.00 m，出风口大小为0.65 m × 0.65 m。

（1） 改变出风口大小

图13为改变出风口大小时变压器YZ中心截面温度分布。可以看出，增大出风口面积使得整个截面温度降低且室内温度分布更加均匀。如图13（a）所示，原始方案中在靠近进风口垂直方向的区域存在流动滞止，变压器上方也存在一个温度较高的区域。将出风口面积增大后，变压器室内靠近进风口处低温区明显增大，尤其是变压器上方区域。这表明增大出风口面积有利于降低变压器室内工作时的最高温度。

图14为改变出风口大小时变压器XY中心截面温度分布。随着出风口面积增大，出风口附近气流温度明显下降，变压器周围区域温度也有所下降，滞流区域显著减少。增大出风口面积时，XY中心截面靠近变压器附近出现低温区，且变压器顶部区域出现对称分布的大范围低温区。

（2）改变进风口大小

图15为改变进风口大小时变压器YZ中心截面温度分布。当进风口宽度增大时，房间周围会产生温度较低的区域。增大进风口宽度可以使室内空气流动更加顺畅，并减小变压器上方流动滞止区域。此外，增大进风口宽度可更多地改变进风口附近以及房间上方的气流分布，而对靠近出风口侧的气流影响不大。

图16为改变进风口大小时变压器XY中心截面温度分布。当进风口宽度增大时，房间中心温度明显下降，进风口的通风效果明显提升，且进风口周围的低温区增大。对比改变进风口大小时得到的结果，改变出风口大小能够更好地优化气流组织形式，使气体沿垂直方向的流动更为顺畅，带走余热的效果更为显著。

2.2.4 进出风口位置、大小对排风量的影响

从改变出风口布置方式和进、出风口大小对变压器散热特性的影响可以看出：出风口面积与出风口位置是影响变压器室内散热效果的重要因素。改变出风口面积相当于改变出风口风机流量（风量）大小，因此出风口面积对变压器室内散热效果的影响可以归结为改变风量大小。因此，本节主要对比分析不同风量工况下优化前、后方案对比。

表3为原始方案与优化后方案在不同风量工况下的出风口最高温度，在4种风量工况下优化后方案出风口最高温度均低于原始方案出风口最高温度。将轴流风机风量由2.56 kg·s⁻¹降低至2.00 kg·s⁻¹后，出风口截面最高温度下降2 ℃。当风量继续减小至1.50 kg·s⁻¹后，2种方案出风口截面最高温度均与变压器出风口允许的最高排风温度45 ℃较接近。总体而言，将轴流式风机位置进行优化，并将风量减小至1.50～2.00 kg·s⁻¹时，可达到对风机出风口位置和风量优化的目的。

3 结 论

合理的通风方式对减小变压器能耗和提高其安全与稳定运行具有重要影响。本文利用计算流体力学方法研究了某110 kV户内主变室通风散热特性，得到了以下结论：

（1）在自然通风条件下，当室外环境温度低于22 ℃时，变压器室内温度在设计工况下满足通风散热要求。当室外温度高于22 ℃时，仅靠自然通风已无法满足变压器室内正常工作时的散热需求，即当环境温度高于22 ℃时需对变压器设置强制排风装置。

（2）机械排风进、出风口位置及大小对变压器内外通风散热影响较大。数值计算结果表明：在自然通风条件下，变压器自然通风的临界温度为22 ℃，此时所需的最小机械排风速率为2.56 m·s⁻¹。通过增大进、出风口面积及降低出风口高度等，可显著增强变压器室内通风散热效果。此外，同时降低两个风机的位置（安装高度由原始方案的6.7 m降低至5.0 m）时，可使出风口平均温度降低1～2 ℃。

（3）对比分析了原始方案与优化后方案的出风口最高温度和截面温度分布发现。优化后方案可满足变压器室通风散热需求，进一步降低了轴流式风机的风量，从而达到优化风量和降噪的目标。