0 引言

油浸式变压器温升会直接影响到变压器的使用寿命，油温每升高6 K，绕组绝缘材料的寿命就会减半[1].油浸自冷式变压器是靠空气的自然流动和热辐射带走变压器产生的热量，当变压器容量高于50 kVA时，自身的散热能力无法冷却变压器组件[2].现普遍采用片式散热器来帮助其散热，但片式散热器冷却油温的效率较低，所以必须强化散热片的散热能力，来延长变压器使用寿命.

Fiebig[3]等研究发现，纵向涡发生器可以增强局部对流换热能力.龙靖安、杨泽亮[4-5]等人分别用实验研究、数值模拟的方法研究了垂直壁面自然对流换热的机理.郭晓霞等[6]通过在空气侧散热片安装纵向涡发生器来提高空气侧对流换热系数，研究了纵向涡发生器最佳宽度、高度和攻角.当宽度为4mm，高度为3.5mm，攻角为30°时，散热量可提高21.62%.毛士飞等[7]在散热片外部设置绕流片，通过实验的方式得出在油温升高50 K时，散热量可提高19.15%，而且随着温升的增加，散热效率也会提高.

现代化灌区建设工程大多交由工程总承包进行建设。工程总承包对现代化灌区建设中的全部工程负责，包括建设之前的设计、建设中需要的全部设备和材料、建设竣工之后的调试工作等。

在散热片空气侧壁面添加涡发生器能显著提高散热片的换热效率，但是焊接工艺既增加了时间成本又增加了材料成本.相比焊接涡发生器，直接在散热片上冲压凸起，在增加绕流的同时也能增大散热面积，提高换热效率，同时也适合批量生产.

1 模型描述

油浸式变压器冷却用片式散热器是由14片散热片与上下两个集油管连通焊接在一起的.单独的散热片结构如图1.散热片由7个小油道和非油道组成，图1中被框起的区域为一个油道.

由于实际散热片的流道形状比较复杂，若采用1∶1建立14片的三维模型进行模拟需要大量网格，对计算机性能要求很高，因此本文将模型简化成散热片的1/7，如图2所示.散热片壁面厚度为1 mm，并且导热系数非常大，所以在计算中忽略壁面金属的导热热阻[8]，故将壁面看作无厚度壁面；由于散热器两个散热片之间距离45 mm，内侧壁面向环境辐射换热少[9]，所占比例小，所以忽略两个散热片与环境间的辐射换热.

So under the friendly atmosphere,premier Zhou indirectly referred to the fact that the U.S interfered China’s civil war and launched the Korean nuclear war by using the term”well-known”reasons.This strategy illustrates that the Chinese people don’t forget thepast whilesavingthefaceof the U.S.

1.1 物理模型介绍

一个油道包含3个槽道，油道高度小于散热片的片高，为了简化计算，直接将油道高度简化成散热片的片高，简化后的单油道结构如图2.图2中，油道高H=1500mm，油道宽度W=58mm，油道厚度L=9 mm.根据对称性，选择图3所示的范围为基本模型计算区域，将其命名为油道改变后，均需与基本模型作比较.其中d为散热片中心间距，d=45 mm.

如图8所示，当涡发生器其他尺寸均为定值，占涡发生器尺寸不变时，两涡发生器夹角越小，涡发生器散热面积就会越大.在涡发生器夹角30°～60°时，对流换热系数逐渐增加，虽然散热面积在减小，但其对流换热系数为主导因素，所以散热量逐渐增加.在涡发生器夹角60°～120°时，对流换热系数逐渐降低，散热面积也逐渐降低，所以散热量下降.涡发生器占油道宽13.5 mm，宽5 mm，高3 mm，涡间距100 mm时，两涡发生器夹角60°使散热量和对流换热系数达到最大，可提高散热量16.29%.

  

图1 散热片实际结构Fig.1 Structure of radiation fin

  

图2 片式散热器的油通道Fig.2 The oil channel of the panel type radiator

文王适逢商周改朝换代大变革时代，他在囚牢里演绎《周易》而被后人冠以“圣人”。传说在周朝初期，《周易》为周天子的家藏密传书，是传给子孙后代修身养性齐家治国平天下的智慧学。孔子说他五十而研易，大约在孔子时期，《周易》开始从官家流落到民间，孔子才得到接触《周易》的机会。孔子的《十翼》是对《周易》阴阳消长对立统一哲学内核的挖掘和重要诠释，在易学史上具有承前启后的划时代意义，然而只是在《卦序传》中留下了遗憾的缺陷。本文为《易经》最新研究成果，修改后的《易经》64卦卦序，符合文王卦辞／爻辞内容的排序逻辑。比干八宫揭示：

现将油道进行改造，原来1个油道含3个小通道，现为了冲压涡发生器，将其改成2个槽道.油道改造后冲压涡发生器示意图及尺寸如图4所示.图4中，C为涡发生器占油道的冲压宽度，G为涡发生器冲压高度（G取3 mm），K为涡发生器自身的冲压宽度，a表示两涡发生器的夹角.

基本模型、新模型冲压涡发生器后的计算区域的俯视图如图5和图6所示.

1.2 边界条件的设置

空气侧和油侧的入口，压力均给定大气压力.考虑到自然对流，仅给定油入口温度350 K，空气的入口温度293 K，g=-9.8 m/s2.油和空气均不给定入口速度，而是通过模拟结果分析得到的.变压器油的热膨胀系数设定的是0.000 711.油和空气的接触面设置成耦合面，定义为散热面.除油和空气的出入口面和散热面外，余下的面均为对称面.

  

图3 基本模型计算区域Fig.3 Benchmark model computational domains

  

图4 新模拟模型Fig.4 New simulation model

  

图5 基本模型计算区域俯视图Fig.5 Basic model calculation area top view

2） 定压比热容 （kJ/（kg·℃））：Cp=1.791 3+5.045 3×10-3t.

首先，卖粮农户要先检查一下车上有没有奇怪的“机关”装置。最重要的是，装完车后，一定要开自己的车跟在货车后面，不要和他坐一辆车走。在炮车后面的时候，要注意路上有没有放水或者卸沙子，发现问题，及时报警。

1） 密度 （kg/m3）：ρ=877-0.59t.

变压器油参数[10]：

3） 导热系数 （W/（m·℃））：λ =0.125 5-6.5 ×10-5t.

如13.5-5-50模型（C=13.5 mm，K=5 mm，a=60°，涡间距为50 mm），在Z=725 mm截面（此截面经过一对涡发生器）的空气速度矢量图如图16所示.

  

图6 冲压涡发生器的新模型计算区域俯视图Fig.6 The area top view of new model for stamping vortex generator calculation

  

图7 散热量与对流换热系数随网格数的变化Fig.7 Variation of heat dissipation and convective heat transfer coefficient with grid number

2 模拟结果及分析

2.1 网格无关性验证

用改进型油道冲压15.5-3型涡发生器（C=15.5 mm，K=3 mm，a=60°，涡间距100 mm）进行无关验证，得到的散热量及对流换热系数随网格数的变化，如图7所示，由于网格数在100万～120万时，散热片的散热量和对流换热系数变化幅度很小，因此认为网格数为100万时得到网格独立性解.

2.2 两涡发生器夹角a对散热片散热的影响

(3) 2009-2011年，煤制油、甲醇制烯烃、甲醇制汽油、乙二醇等示范装置相继投入运行；第一个煤制天然气示范项目甲烷化装置也于2012年7月28日产出合格天然气。会议将就相关示范装置的运行情况、经济性等组织交流。

2.3 涡发生器占油道宽度C对散热片散热的影响

当两涡发生器的夹角一定时，涡发生器占油道的宽度变大，涡发生器的长度也增加，散热面积也会增大.如图9所示，随着涡发生器占油道的宽度越来越大，散热量和对流换热系数都在增加，散热量可提高14.70%～22.13%.当其他因素不变，C值过于大时，涡发生器的体积太大，既会涡发生器的工艺制造增加难度，又会阻碍空气的流动，影响对流换热系数.

2.4 涡发生器宽度K对散热片散热的影响

  

图8 两涡发生器夹角的影响Fig.8 Influence of included angle of two vortex generator

图10中，随着涡发生器自身宽度的增大，散热片散热量、对流换热系数整体呈下降趋势，在涡发生器自身宽5 mm时，散热量有提高趋势，原因在于散热量主要受对流换热系数及散热面积的综合影响，当对流换热系数接近时，散热面积是散热量的主要影响因素.图11中，其他因素不变时，涡发生器的宽度变化从2～6 mm，散热片散热量可提高20.12%～19.02%.对流换热系数随着宽度的增加在逐渐降低，但此时散热面积却在增加，而对流换热系数和散热面综合影响的折线与散热量折线趋势一致，说明是散热量改变是散热面积与对流换热系数综合影响的结果.

  

图9 C值对散热量及对流换热系数的影响Fig.9 Influence of C value on heat dissipation and convection heat transfer coefficient

  

图10 涡发生器宽度对散热量及对流换热系数的影响Fig.10 Influence of vortex generator width on heat dissipation and convection heat transfer coefficient

2.5 涡发生器间距对散热的影响

从图12散热量的整体趋势看，涡发生器间距越大，散热片的散热效果越差.涡发生器间距从40～110 mm，散热量提高量从30.00%降到16.15%.

  

图11 涡发生器间距对散热量、对流换热系数和散热面积提高百分比的影响Fig.11 The influence of vortex generator spacing on heat dissipation,convection heat transfer coefficient and heat dissipation area

随着涡间距的增加，对流换热系数先增大后减小，是因为涡间距太小，空气流动的阻力会增大，影响对流换热系数.但是间距越大，可冲压的涡发生器个数越少，散热面积减小.图13中，二者增加的百分比之和与散热量提高百分比的折线趋势一样，所以说散热量的变化是受散热面积和对流换热系数共同影响.

2.6 散热片间距对散热的影响

  

图12 涡发生器间距对散热量及对流换热系数的影响Fig.12 Influence of vortex generator spacing on heat dissipation and convection heat transfer coefficient

  

图13 涡发生器间距对散热量、对流换热系数和散热面积提高百分比的影响Fig.13 The influence of vortex generator spacing on heat dissipation,convection heat transfer coefficient and heat dissipation area

图14和图15中，随着散热片间距的增加，散热片的散热量及对流换热系数先增加后随之降低.散热片间距为45 mm时，散热量可提高27.121%；散热片间距为70 mm时，55.72%；散热片间距为90 mm，散热量可提高51.97%.由此说明，散热片间距不是越大越好，散热片间距存在最佳间距.

刘 宁：2005年水利部在12个县开展了山洪灾害防治试点建设，2009年将试点范围进一步扩大到全国103个县，2010年启动了全国山洪灾害防治县级非工程措施项目建设。通过近年的试点和建设实践，我们探索、总结了符合我国国情的山洪灾害防治非工程措施建设思路。

2.7 涡发生器强化散热原因分析

4） 运动粘度 （m2/s）：lnν =-28.203 8+15.658 6 lnt-4.27244（lnt）2+0.350 3（lnt）3

按照图4冲压涡发生器，空气经过涡发生器处后，会在散热片表面产生纵向涡，冲刷壁面，起到了绕流作用，会增大空气的整体流速及对流换热系数，强化了散热片的散热能力.

  

图14 散热片间距对散热量的影响Fig.14 Influence of fin spacing on heat dissipation

  

图15 散热片间距对对流换热系数的影响Fig.15 Influence of fin spacing on convection heat transfer coefficient

  

图16 Z=725 mm面速度矢量图Fig.16 Z=725 mm surface velocity vector diagram

3 结论

由于受到工程制造的制约，所以涡发生器的尺寸选择也会受到制约.

后腹腔镜下肾部分切除术较经腹腔途径，其优点在于不受腹腔脏器干扰、处理并暴露肾动脉快捷，对腹部器官如肠道、胰腺等干扰较小，术后患者胃肠道反应小、恢复快，但其缺点在于手术空间狭小，手术操作较经腹腔途径受限，对术者操作技术要求高[18]。因此，如能在经后腹腔镜下肾部分切除术中采用辅助方法使手术视野暴露，则能降低手术操作难度，并在相同的手术条件下缩短手术时间。

1）其他条件不变时，两涡发生器夹角改变，涡发生器自身的长度及散热面积会改变.夹角小时，绕流作用不明显，夹角大时，涡发生器会阻碍空气的流动，大幅度降低对流换热系数.当夹角为60°时，散热效果比较好.

2）在工程制造可达到的范围内，涡发生器夹角一定时，长度越大，涡发生器的对流换热系数越大，散热效果越好，散热量可提高14.70%～22.13%.

3）涡发生器宽度越大，对流换热系数就越小.就涡发生器自身宽度为4 mm、5 mm来看，涡发生器自身宽5 mm时，散热量更大，因为涡发生器尺寸改变，不仅影响对流换热系数，也会改变散热面积，二者均会对散热片散热有影响.对流换热系数相差不大时，散热面积大的散热效果好.

4）涡发生器间距越小，散热面积越大，因为可冲压的涡发生器数量多.随着涡发生器间距的减小，对流换热系数先增大后减小，散热量逐渐增加，散热量可提高16.15%～30.00%.

5）随着散热片间距的增加，散热片的散热量及对流换热系数先增加后随之降低，说明散热片存在最佳间距.在散热片间距为70 mm时，散热量可提高55.72%.

参考文献：

[1] 毛士飞，王秀春，王碧霄，等.片式散热器外部绕流结构的实验研究[J].变压器，2011，48（2）：45-48.

[2] 王国华.油浸式变压器用热交换装置综述[J].变压器，2001，38（2）：15-20.

[3] Fiebig M，Kallweit P，Mitra N，et al.Heat transfer enhancement and drag by longitudinal vortex generators in channel flow[J].Experimental thermal and fluid science，1991，4（1）：103-114.

[4] 龙靖安，杨泽亮.多排纵向涡流发生器强化竖直平板自然对流换热的实验研究[J].热科学技术，2005，4（1）：47-51.

[5] 杨泽亮，吴欣颖.纵向涡强化竖直平板自然对流换热的数值模拟[J].华南理工大学学报：自然科学版，2006，34（12）：115-119.

[6] 郭晓霞，王秀春，张霞.纵向涡强化片式散热器油侧热性能的数值研究[J].热科学与技术，2010，9（4）：302-307.

[7] 毛士飞，王秀春，王碧霄，等.片式散热器外部绕流结构的实验研究[J].变压器，2011，48（2）：45-48.

[8] 张霞.片式散热器流量分布对散热影响的数值研究[D].天津：河北工业大学，2011.

[9] 楼国锋，宋兴飞，温治.自身预热式燃气辐射管的数值研究[J].金属热物理，2009.34（8）：99-101.

[10]姚仲鹏，王新国.车辆冷却传热[M].北京：北京理工大学出版社，2001：268.