真實場景下換流變壓器空冷換熱器換熱能力提升

趙欣洋,陳昊陽,楊晨,周晨陽,李早陽*,劉立軍

(1.國網寧夏電力有限公司超高壓公司，銀川 750004；2.西安交通大學能源與動力工程學院，西安 710049)

高壓直流輸電最核心的技術集中于換流站[1]。換流站實現了直流輸電工程中直流和交流的相互轉換，其中換流變壓器(簡稱“換流變”)是最主要的設備之一。換流變內的繞組線圈和鐵芯等元件在運行過程中產生很高的熱量[2]，需要通過內循環冷卻油對其進行冷卻，最終通過空冷換熱器散出。而在實際運行過程中，空冷換熱器的工作點極有可能會偏離設計點，使其換熱能力低于設計值。為了保障換流站安全可靠運行，需針對空冷換熱器的換熱特性開展深入研究。

國內外學者對空冷換熱器換熱能力的眾多影響因素進行了一系列實驗與數值模擬研究。針對翅片形式的影響，學者們研究了傾斜型[3]、六邊形[4]、多孔錐形[5]、長翅片型[6]、開縫型[7]、波紋型[8]以及前開孔后開縫型[9]翅片等多種翅片換熱器的換熱性能并獲得了最優設計參數。空冷換熱器的管束結構主要分為鋼制橢圓管型翅片管和鋁制圓管型翅片管，其中圓管型翅片管主要包含四管排和六管排[10]。學者們針對橢圓管與圓管、六管排與四管排的流動傳熱特性對比做了許多工作。Matos等[11]對錯列布置的圓管和橢圓管束進行了結構優化，發現橢圓管束性能優于圓管束。王偉佳等[12]對比研究了四管排和六管排下交叉逆流、順流管束的循環水臨界凍結條件與位置，指出交叉流六排管順流管束具有更好的防凍特性。

空冷換熱器往往露天布置，因此環境條件也是其換熱能力的重要影響因素之一。景琦等[13]指出不同海拔帶來空氣密度的變化是影響散熱器傳熱性能的主要原因。其中，環境風對換熱器換熱能力的影響到了廣泛研究[14-16]，并提出了外加結構等空氣流場優化組織方法[17-20]。Wang等[15]討論了電站空冷平臺熱回流現象與周圍建筑、地形間的關系。Gu等[16]通過試驗給出了不同風速和不同風向對某電廠空冷換熱器總回流率的影響規律。趙萬里等[21]在低速風速風洞中對直接空冷模型進行了實驗研究，探究了環境來流風速、風向以及周圍建筑對空冷換熱器熱回流率的影響。實驗結果表明，當來流風向正對建筑、空冷單元位于建筑的下游時，空冷換熱器的熱回流率最大。

除去上述研究的翅片與管束型式等本體結構以及環境風的影響，真實場景下換流變空冷換熱器的運行狀態依舊會偏離設計工作點。風冷換熱器所處環境存在的防火墻、降噪墻等圍擋結構均會對其實際運行產生影響，使得換熱器在夏季極端工況下無法達到理論換熱量，為換流變壓器安全穩定運行帶來隱患?，F采用計算流體力學和傳熱學方法，對某北方高壓換流變空冷換熱器進行數值建模和模擬分析，研究真實場景下周圍墻體對換流變空冷換熱器換熱特性的影響規律，提出能夠提升空冷換熱器換熱能力的技術方案。

1 換熱器本體

圖1(a)為某北方高壓換流變主體與空冷換熱器實物圖，為減少換流變運行所產生的噪聲對周圍環境的影響，在空冷換熱器與換流變主體之間安裝了降噪墻。真實場景下換熱器后側為降噪墻、下側為地面，墻體的存在可能會導致實際換熱量偏離設計的理論換熱量。由圖1(a)可知，該換流站每個換流變對應四列空冷換熱器，每列有四個規格相同的風機，各列換熱器相距0.3 m，每列空冷換熱器的尺寸為5.6 m×1.7 m。由于空冷換熱器布置與周圍建筑的對稱性，選取了其中的兩列換熱器開展建模計算，如圖1(b)中的幾何模型所示。為表述方便，采用(i,j)為各風機對應的換熱器進行編號，其中i=1，2表示列數；j= 1，2，3，4表示排數。圖1(c)所示為換熱器與降噪墻和地面之間的相對位置，空冷換熱器與降噪墻的原始間距L=1.2 m，空冷換熱器頂部與降噪墻頂部的原始相對高度ΔH=0.2 m，換熱器底部距地面的高度為1.8 m。作為描述降噪墻與空冷換熱器相對位置的兩個關鍵指標，間距L和相對高度ΔH將在以下研究中被重點關注。

圖1 換流變空冷換熱器實物與建模示意圖Fig.1 Schematic diagram of physical and modeling of air-cooled heat exchanger of converter transformer

2 數值計算方法

應用計算流體動力學(computational fluid dynamics，CFD)數值模擬軟件Fluent研究真實場景空冷換熱器在周圍墻體影響下的換熱性能。湍流模型為標準k-ε湍流模型(k代表湍流動能，ε為耗散率)，壓力和速度耦合采用Simple算法。

2.1 空冷換熱器模型

2.1.1 風機設置

采用風機邊界條件，輸入風機前后壓力變化與風機所在面的法向速度之間的關系，通過設備廠商提供的風機性能曲線獲得速度壓降關系，即

Δp=133+8.877v-1.523v2

(1)

式(1)中：Δp為風機前后的壓差，Pa；v為法向速度，m/s。

2.1.2 換熱器翅片設置

在進行模擬之前，需要首先確定所要研究的換流變空冷換熱器的工作狀態點。為了獲得極端條件下換流變空冷換熱器的換熱能力，在此選擇冷卻油進口最高溫度為65 ℃、進口流量為額定流量16.4 kg/s作為空冷換熱器內部冷卻油的進口狀態。

該換流站采用的空冷換熱器是翅片式換熱器。翅片部分采用了由Patankar等[22]提出的多孔介質模型來對空氣流過翅片時的阻力進行分析。多孔介質模型是在動量方程中增加了一個代表動量耗散的源項，源項Si由黏性損失項和慣性損失項兩個部分組成，表達式為

(2)

式(2)中：μ為黏性系數，kg/(m·s)；Ci為i方向的慣性阻力系數，m-1；Di為i方向的黏性阻力系數，m-2；ui為i方向的速度，m/s；ρ為穿過管束氣流的密度，kg/m3。工程應用中通常采用換熱器設計計算軟件HTRI Xchanger Suite (HTRI)選型設計空冷換熱器[23]，結合該選型軟件所計算得到的相應空冷換熱器翅片的阻力特性數據，得到慣性阻力系數為15.67 m-1、黏性阻力系數為971 579.4 m-2。

氣流穿過翅片的換熱量與進入空冷換熱器的空氣流量、溫度相關。換熱量與進風溫度、進風量間的關系通過HTRI計算擬合，通過加載用戶自定義函數(user-defined functions,UDF)的方式給多孔介質設置熱源。擬合得到的空冷換熱器換熱量與進風溫度、進風量的關系為

Q=6.61×104+6.03×104q-2.26×103tin-

6.015×102q2-7.242×102qtin

(3)

式(3)中：Q為空冷換熱器換熱量，W；q為空氣流量，m3/s；tin為進風溫度，℃。

2.2 網格劃分

采用Meshing軟件對換流變空冷換熱器三維模型進行網格劃分，其中對空冷換熱器主體及各個壁面處進行網格加密。為了進行網格獨立性驗證，對空冷換熱器采用不同網格尺寸，包括100、75、50、30、25 mm共5種尺寸，并模擬得到了環境溫度為30 ℃下，不同網格尺寸對應的空冷換熱器總換熱量，如圖2所示。結果表明，當網格數大于127.9萬時，空冷換熱器總換熱量隨網格數的變化小于1%，最終選擇網格數量為127.9萬，網格最小尺寸為50 mm。

圖2 不同網格數空冷換熱器總換熱量Fig.2 Total heat exchange of air-cooled heat exchangers corresponding with different grid numbers

3 真實場景下空冷換熱器的換熱性能分析

首先研究了真實場景下考慮降噪墻及地面影響的空冷換熱器換熱能力，此時空冷換熱器與降噪墻的間距L=1.2 m、相對高度ΔH=0.2 m。環境溫度選擇該高壓換流站現場監測的2021年夏季最高室外溫度40 ℃。通過數值模擬可知，列1和列2換熱器的平均進風溫度分別為43.8 ℃和43.9 ℃，進風量為24.0 m3/s和23.7 m3/s，結合式(3)可計算出兩列換熱器的實際換熱量分別為305.5 kW和305.0 kW，總換熱量為610.5 kW。采用環境溫度作為進口溫度進行換熱器設計的理論換熱量為760.5 kW，對比發現墻體影響下的實際換熱量比理論換熱量低150 kW，降幅為19.7%。

為了深入分析空冷換熱器換熱能力下降的原因，圖3給出了周圍墻體影響下穿過不同換熱器的流線圖。由圖3可知，換熱器(1,4)與換熱器(1,3)占據了換熱器與降噪墻之間的上側進風通道，使得換熱器(1,2)和換熱器(1,1)只能從側面進風。具體分析圖3(d)可知，換熱器(1,1)會吸入部分換熱器(2,4)的出口風。由于換熱器(1,1)的進口空氣很大一部分受列2換熱器排出的熱空氣影響，且部分進口空氣為換熱器(2,4)所排出的熱空氣，導致換熱器(1,1)的進風溫度高于環境溫度，從而使得列1換熱器平均進風溫度高于環境溫度。由圖3(e)可知，換熱器(2,1)在列1換熱器的影響下只能從側面進風，而從側面吸入的環境風會與列2換熱器出流熱風換熱，導致換熱器(2,1)的進風溫度高于環境溫度。

圖3 周圍墻體影響下穿過不同換熱器的流線圖Fig.3 Streamlines through different heat exchangers under the influence of surrounding walls

綜上可知，由于降噪墻及地面的影響，下側換熱器被迫從側面吸入部分旁側換熱器的回流熱風，且吸入的環境風中部分氣流受外側換熱器出口風加熱，導致實際進風溫度比環境溫度高約4 ℃，有效換熱溫差降低。與采用環境溫度作為進風溫度進行設計的空冷換熱器相比，考慮墻體影響的實際換熱能力降低19.7%，從而嚴重影響了換熱器的換熱能力。

4 空冷換熱器的換熱性能提升

前文研究表明，周圍墻體對換熱性能有顯著影響，故在不改變原有結構的基礎上，增加空冷換熱器與周圍墻體之間的距離，以削弱周圍墻體對空冷換熱器的影響。如圖1(c)中標注所示，選擇在空冷換熱器與降噪墻的間距L為1.2～2.2 m、相對高度ΔH為0.2～3.0 m，研究周圍墻體對其換熱能力的影響。

4.1 空冷換熱器與降噪墻間距對換熱能力的影響

空冷換熱器與降噪墻間距分別為1.2、1.7、2.2 m時的換熱量分布如圖4所示，其中原始間距為1.2 m。由圖4可知，隨著空冷換熱器與降噪墻間距的增加，列2換熱器換熱量與兩列總換熱量逐漸上升。與原位置間距為1.2 m的情況相比，間距為2.2 m時列1換熱器換熱能力降低2.6%，兩列總換熱量增加4.4%。

圖4 空冷換熱器換熱量隨換熱器與降噪墻間距的變化Fig.4 Variation of heat exchange of air-cooled heat exchanger with distance between heat exchanger and noise reduction wall

以下結合三維流線圖分析列1換熱器換熱能力下降與列2換熱器換熱能力提升的原因。由圖5(a)可以發現，空冷換熱器與降噪墻間距為2.2 m時，換熱器(1,1)進風來源主要包含三部分：一是來源自于環境中，二是與旁側換熱器出口風換熱的環境風，三是換熱器(2,4)和換熱器(2,3)的所排出的熱風。與圖3(d)中間距為1.2 m的原始位置相比，間距為2.2 m時換熱器(1,1)的進風來源多了換熱器(2,3)的出口風，換熱器(1,1)的進風溫度進一步升高，從而使得列1換熱器的換熱量進一步降低。由圖5(b)可知，與不改變換熱器位置相比[圖3(e)]，隨著間距的增加，列2換熱器從降噪墻上側的環境中進風的比重增加，使得進風溫度降低、總換熱量逐漸增加。

圖5 間距為2.2 m時穿過不同換熱器的流線圖Fig.5 Streamlines through different heat exchangers at 2.2 m distance

4.2 空冷換熱器與降噪墻的相對高度對換熱能力的影響

空冷換熱器與降噪墻相對高度為0.2、1.6、3.0 m時的換熱量分布如圖6所示，其中原相對高度為0.2 m。由圖6可知，與原相對高度相比，增加相對高度使得各列換熱器換熱能力得到一定增強，相對高度為1.6 m和3.0 m時，總換熱量分別增加4.8%和4.6%。隨著相對高度的增加，列2換熱器換熱量先增大后降低，列1換熱器換熱量則持續增加。

圖6 空冷換熱器換熱量隨換熱器與降噪墻之間相對高度的變化Fig.6 Variation of heat exchange of air-cooled heat exchanger with relative height between heat exchanger and noise reduction wall

以穿過換熱器(2,1)的流場為例，分析列2換熱器換熱能力隨著相對高度的增加先升高后降低的原因。圖7所示為不同相對高度穿過換熱器(2,1)的流線圖。由圖7(a)可知，相對高度為1.6 m時空冷換熱器下方空間充足，換熱器(2,1)的部分進氣來源于下側，但絕大多數都來源于上方環境中。增加相對高度削弱了降噪墻對上側換熱器的影響，故與原相對高度相比，相對高度為1.6 m的列2換熱器進風溫度降低，換熱量有所提高。由圖7(b)可知，相對高度為3.0 m時換熱器(2,1)從列2換熱器下方吸入出流熱風占比進一步增加，使得換熱器(2,1)進風溫度進一步升高。與相對高度為1.6 m相比，相對高度為3.0 m的列2換熱器進風溫度升高，換熱量降低2.7%。

圖7 不同相對高度穿過換熱器(2,1)的流線圖Fig.7 Streamlines through heat exchangers (2,1) at different relative heights

4.3 空冷換熱器換熱能力提升綜合分析

圖8為同時改變換熱器與降噪墻的間距和相對高度時空冷換熱器實際總換熱量。由圖8可知，當相對高度保持在原始位置0.2 m時，增加換熱器與降噪墻的間距有助于提升換熱器的換熱性能。當相對高度為1.6 m時，換熱能力隨空冷換熱器與降噪墻間距的增加而降低。這是由于當空冷換熱器與降噪墻的相對高度增加后，增加間距會使得換熱器下方熱回流增加，從而使得換熱器換熱能力有所下降。當相對高度為3.0 m時，換熱能力隨間距的增加呈現先降低后增加的趨勢。

圖8 換熱器處于不同位置時實際總換熱量Fig.8 The actual total heat exchange of the heat exchanger at different positions

以下結合相對高度為1.6 m不同間距的空冷換熱器進口截面溫度分布云圖，分析空冷換熱器換熱能力隨間距的增加而下降的原因。如圖9所示，當相對高度為1.6 m時，隨著間距的增加，空冷換熱器下側進風溫度逐漸增加。這一現象驗證了第4.1節的結論，即不改變相對高度時，增加間距會加劇空冷換熱器從下側吸入出流熱風。結合第4.2節的結論，空冷換熱器從下側吸入出流熱風的占比隨著相對高度的增加而增大，故同時增加相對高度與間距，會使得下側換熱器吸入出流熱風的現象加劇，從而降低換熱器換熱效果。

圖9 相對高度為1.6 m時空冷換熱器進口截面溫度分布Fig.9 Temperature distribution of the inlet section of the air-cooled heat exchanger when the relative height is 1.6 m

綜上可知，在空冷換熱器與降噪墻的間距為1.2～2.2 m、相對高度為0.2～3.0 m時，間距為1.2 m、相對高度為1.6 m時空冷換熱器換熱效果最佳，比原位置的空冷換熱器換熱量增加了4.8%。

5 結論

通過建立換流變空冷換熱器數值計算模型，研究了真實場景下周圍墻體對空冷換熱器換熱能力的影響，并提出了能夠提升空冷換熱器換熱能力的技術方案,得到如下主要結論。

(1)受降噪墻及地面的影響，下側換熱器吸入部分旁側換熱器的出口風，且吸入的環境風中部分氣流受外側換熱器出口風加熱，使得換熱器平均進風溫度比環境溫度高4 ℃，導致實際換熱量比理論換熱量低19.7%。

(2)周圍墻體與換熱器的間距對換熱能力有明顯影響。增加間距削弱了降噪墻對外側空冷換熱器進風溫度的影響，有助于提升外側(列2)空冷換熱器的換熱能力，使得兩列總換熱量有所提升。增加相對高度削弱了周圍墻體對上側空冷換熱器影響，有助于提升內側(列1)空冷換熱器的換熱能力，但同時會加劇熱風回流對列2下側換熱器的影響，使得列2換熱器的換熱能力先上升后下降。

(3)與僅增加相對高度或間距相比，同時增加相對高度與間距，會使得下側換熱器吸入出流熱風的現象加劇，從而降低換熱器換熱效果。在空冷換熱器與降噪墻的間距為1.2～2.2 m、相對高度為0.2～3.0 m時，間距為1.2 m、相對高度為1.6 m時換熱效果最佳，換熱量比原位置的空冷換熱器增加4.8%。