變壓器油箱箱體法蘭有限元大變形分析

張子平 趙 晶 閻明印

大型電力變壓器是電力系統中至關重要的一環。隨著工農業的發展，對電力的需求會越來越大，這就導致變壓器在容量、電壓等級上逐漸提高[1]。隨之而來的是對變壓器整體穩定性以及可靠性整體要求的提高。只有保證變壓器運行的可靠性，才能使電力系統穩定，避免出現重大責任事故。

某公司某型號變壓器油箱為桶式結構，由上箱體和下箱體兩部分構成，上下箱體由法蘭連接。對于該型號油箱箱體來說，吊裝時由重力引起的翹曲力非常大，會導致變壓器油箱箱體法蘭間產生縫隙，使密封失效，從而引起變壓器油泄漏。

以往研究對螺栓法蘭連接結構進行了有限元分析，得出螺栓法蘭連接剛度隨幾何參數的變化規律[2]。但在分析過程中，并未考慮螺栓法蘭結構發生大變形的情況。當結構發生大變形時，分析方法升級為非線性機構分析方法，所得到的分析結果不同于線性分析結果。

因此，本文使用有限元大變形分析的方法對該型號變壓器油箱吊裝過程進行仿真，以變壓器油箱箱體為研究對象，著重對變壓器油箱箱體法蘭部分的變形進行研究。

1 變壓器油箱三維模型

該型號變壓器上箱體裝有加強筋和法蘭接頭，下箱體裝有加強筋和吊耳。箱體內部裝有鐵芯，變壓器油箱內其余空間充滿變壓器油。

變壓器油箱主要結構及其他參數如表1所示。

表1 變壓器油箱參數表

由表1可知，變壓器油箱總質量為198.15t，其中，變壓器油以及鐵芯的重力作用于箱底。吊裝過程中，變壓器油箱箱體法蘭部分發生變形，產生縫隙，導致變壓器油泄漏。

為簡化仿真步驟并且能夠得到比較準確的仿真結果，在建模前需要對模型進行合理的簡化。第一，變壓器油箱器身裝配有絕緣材料塊，材質為紙板，由于其密度小，建模時將其忽略。第二，保留變壓器油箱所有的加強筋、法蘭接頭、螺栓等部件，按照二維工程圖尺寸進行建模，并忽略倒角、圓角、螺栓螺紋等細節特征。第三，將鐵芯外形簡化為筒形。簡化后的變壓器油箱模型如圖1所示。

圖1 簡化后的變壓器油箱三維模型

2 變壓器油箱的有限元仿真

對變壓器油箱的有限元分析采用牛頓-拉夫遜迭代法。將圖1中的變壓器油箱模型轉換成通用格式，導入有限元分析軟件進行分析。

2.1 材料定義及網格劃分

通過圖紙得出各部件材料名稱及相應屬性，如表2所示。

表2 箱體部件材料及屬性表

采用實體單元對變壓器油箱進行網格劃分，將變壓器油箱按照幾何特征分組，分別進行網格劃分。

2.2 邊界條件的設置及載荷施加

第一，對各零件間的接觸進行設置。接觸對種類及數量如表3所示。

表3 接觸種類及數量表

如圖2所示，摩擦接觸對產生在各個螺栓與變壓器油箱箱體法蘭孔接觸處和上下法蘭接觸處。其余接觸對，如加強筋與箱體接觸對和加強筋之間的接觸對，均為綁定接觸。

圖2 螺栓處接觸對示意圖

第二，起吊過程中，起重機通過對8個吊耳施力吊起變壓器油箱，吊耳相對于吊鉤靜止。仿真時，可以通過固定吊耳，對變壓器油箱整體施加豎直向下的重力的方法來模擬起吊過程。

第三，對螺栓施加預緊力。該型號變壓器油箱選用8.8級M30螺栓，按工藝要求，其預緊力為214105N。

第四，變壓器油箱側壁體內測受到的液體壓強如圖3所示，根據液體靜壓強公式，液體壓力分布如圖3所示。

圖3 變壓器油箱側壁內側壓力圖

由圖3可知，變壓器油箱側壁體內測受到的壓力從上至下線性增大，最大值為0.018951MPa。

第五，在有限元分析軟件的分析設置選項中選擇求解控制，選擇大變形求解。

3 變壓器油箱箱體法蘭的有限元仿真結果與分析

3.1 變壓器油箱箱體法蘭應力仿真

通過有限元軟件對變壓器油箱箱體法蘭進行應力分析，得出其應力分布如圖4所示。

圖4 變壓器油箱箱體法蘭應力圖

如圖4所示，在變壓器油箱箱體法蘭平面上，距離螺栓孔越近的點，應力值越大，最大應力值為207.69MPa。由于箱體使用材料為Q345B鋼板，其屈服強度為345MPa，所以，吊裝時變壓器油箱箱體法蘭不會發生屈服變形。

3.2 變壓器油箱箱體法蘭變形仿真

對變壓器油箱箱體法蘭仿真后的數據進行整理，根據有限元分析結果，可得出變壓器箱體法蘭表面變形量如圖5所示，箱體法蘭間隙值如圖6所示。

圖5 變壓器油箱箱體法蘭表面變形圖

圖6 變壓器油箱箱體法蘭間縫隙圖

如圖5所示，變壓器油箱箱體法蘭出現翹曲變形，高壓側和低壓側分別向下翹曲，最大變形量約為0.6mm，并且法蘭表面向內傾斜，內外高度差約為0.1mm。法蘭表面在每兩個螺栓之間產生類似波紋狀變形，波紋的峰谷高度差值約為0.05mm。

如圖6所示，變壓器油箱箱體法蘭間縫隙出現類似波紋狀變化，在個別螺栓附近縫隙會出現數值激增的狀況，最大縫隙約為0.165mm，位置在變壓器油箱低壓側從左向右第二顆螺栓附近。

3.3 螺栓應力仿真

通過有限元軟件對螺栓進行應力分析，得出螺栓的拉應力分布如圖7所示。

由圖7可知，螺栓所受拉應力最大位置在螺母與螺栓嚙合處上部，應力最大值為652.23MPa。由于該螺栓為8.8級螺栓，抗拉強度為800MPa，所以螺栓不會發生損壞。

3.4 對仿真結果的分析

由以上分析可見，現有的變壓器油箱箱體法蘭結構在吊裝時會出現以下問題：在變壓器油箱箱體變形的帶動下，由于變壓器油箱箱體法蘭對變形抵抗能力的不足，導致其產生翹曲，在螺栓力的作用下，導致上下法蘭平面變形量不均勻，產生波紋狀變形，進而產生寬度不均勻的縫隙；由于螺栓排布方面的問題，在個別螺栓附近，會有縫隙突然變大的情況。因此，需要對該型號變壓器油箱箱體法蘭進行改進。

圖7 螺栓應力分布圖

4 變壓器油箱箱體法蘭結構改進及仿真分析

對變壓器油箱箱體法蘭的改進主要考慮增強其抵抗變形的能力和改變螺栓排布兩方面。

4.1 增強變壓器油箱箱體法蘭抵抗變形能力

法蘭的主要破壞形式是法蘭的變形甚至開裂，可以通過提升法蘭抵抗變形能力的方法阻止法蘭被破壞[3-7]。本文采用增加下法蘭厚度的方式來增加變壓器箱體法蘭抗變形的能力。

對三維模型進行多次小幅度數據修改，采用多次仿真的方式對不同法蘭厚度下法蘭間最大縫隙進行計算并記錄，得到變壓器油箱箱體法蘭間縫隙與下法蘭厚度關系如圖8所示。

圖8 變壓器油箱箱體法蘭間最大縫隙與下法蘭厚度關系圖

如圖8所示，下法蘭厚度的增加可以使變壓器油箱箱體法蘭抵抗變形的能力增強，從而使法蘭間縫隙縮小但隨著下法蘭厚度的增加，法蘭間縫隙縮小的幅度越來越小，在下法蘭厚度達到50mm時，曲線趨于平緩。

增加法蘭厚度，意味著增加材料的使用量，會增加成本，增加變壓器箱體重量，因此，在設計過程中，應選擇適合的變壓器箱體法蘭厚度。通過分析并結合常用鋼板規格，選用下法蘭厚度為50mm。

4.2 改變螺栓排布

通過對原有螺栓排布和變壓器油箱箱體法蘭間縫隙之間關系的總結，發現變形量較大的位置的螺栓孔均距離上箱體加強筋或法蘭接頭較近。所以，本文采用更改螺栓排布方式為非均勻[8]螺栓排布來減小螺栓孔處的縫隙。更改方式為，將螺栓孔布置在上箱體加強筋或法蘭接頭之間。改進后的螺栓排布如圖9所示。

圖9 改進后的螺栓排布圖

4.3 對改進后模型的仿真結果及分析

對改進后的變壓器箱體法蘭進行重新仿真，收集相關數據并繪制相關圖表。

改進后的變壓器油箱箱體法蘭應力分布圖如圖10所示，改進后的變壓器油箱箱體法蘭表面變形圖如圖11所示，改進后的變壓器油箱箱體法蘭間縫隙圖如圖12所示，改進后的螺栓應力分布圖如圖13所示。

圖10 改進后變壓器油箱箱體法蘭應力圖

如圖10所示，變壓器油箱箱體法蘭平面應力分布與改進前相似。最大應力值為204.34MPa，小于材料屈服強度345MPa，所以，此改進不會使變壓器油箱箱體法蘭結構受到破壞。

圖11 改進后變壓器油箱箱體法蘭表面變形圖

如圖11所示，更改后，變壓器油箱箱體法蘭的變形形式與改進前相同，但最大變形量下降為0.4mm，說明法蘭抵抗變形的能力較改進前有所增強。

圖12 改進后變壓器油箱箱體法蘭間縫隙圖

如圖12所示，改進后的變壓器箱體法蘭間縫隙出現了顯著變化。改進前變壓器箱體法蘭間縫隙在個別螺栓附近會出現數值激增的狀況，最大縫隙約為0.165mm。改進后法蘭間縫隙最大值減小為0.027mm，并且個別螺栓附近數值激增的狀況消失。

圖13 螺栓應力分布圖

由圖13可知，螺栓應力最大位置在螺母與螺栓嚙合處上部，應力最大值為647.77MPa。由于該螺栓為8.8級螺栓，抗拉強度為800MPa，所以，此改進不會使螺栓損壞。

5 結語

第一，基于三維建模與有限元分析，建立了變壓器油箱的有限元模型，能夠通過修改三維模型參數對有限元模型進行修改。

第二，在翹曲力的作用下，變壓器油箱箱體法蘭發生變形，法蘭間產生縫隙，并且使法蘭表面產生波紋狀變形。縫隙值最大處在變壓器油箱箱體法蘭的低壓側，最大值為0.165mm；波紋狀變形最大值為0.6mm，波峰出現在變壓器油箱箱體法蘭平面的螺栓處，波谷出現在變壓器油箱箱體法蘭平面兩螺栓之間。

第三，通過對下法蘭厚度的增加以及螺栓排布的改變，實現了對變壓器油箱箱體法蘭間縫隙的減小，由幅值降低0.165mm減小為0.027mm，并使變壓器油箱箱體法蘭平面波紋狀變形的最大值由0.6mm降低為0.4mm。

綜上所述，本文使用有限元大變形分析的方法，以變壓器油箱箱體法蘭為主要研究對象，對某型號變壓器油箱進行有限元仿真計算，得到變壓器油箱箱體法蘭的變形量以及應力分布，指出變壓器油箱箱體法蘭變形量大的位置，為變壓器油箱箱體法蘭結構的設計提供參考。對變壓器油箱箱體法蘭結構進行改進后，變形量得到了明顯減小，使變形量最大值由改進前的0.165mm減小為0.027mm。

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