地鐵地下車站軌頂風道排風口參數的優化*

王迪軍 賀利工 羅燕萍 許雄文

(1.廣州地鐵設計研究院股份有限公司，510010，廣州；2.華南理工大學電力學院，510640，廣州∥第一作者，正高級工程師)

地鐵列車運行頻次高，運營時間長，能量消耗巨大。根據熱力學第一定律和第二定律，所有輸入列車的能量(占地鐵運營總能量的90%[1])最終都以不同的方式損耗，并以熱的形式釋放在地鐵隧道中。地鐵隧道一般距離地表幾米至幾十米，與外界連通能力較差[2]，故地鐵運營時產生的巨大熱量難以自然地排出隧道。隨著地鐵運營時間的增加，隧道周邊土壤溫度逐年提升，隧道空氣溫度也隨之升高，使得地鐵列車冷凝器運行能耗增加，對地鐵運營造成不利影響[3]。故在地鐵地下車站和隧道中設置通風環控系統及時地下車站及將隧道中高溫余熱量排出是必要的[4]。目前，地鐵地下車站及隧道通風的研究主要集中在自然冷源的利用，包括水源[5]、熱管設置[1]和蓄熱材料[6]對排熱的削峰填谷作用。

由地鐵運行特點可知，列車在地下車站停站時的車頂活塞風大大減弱，且風溫較高。故設置軌頂排風系統將高溫氣流排出不僅可高效排熱，還可有效防止列車停站時車輛空調的高溫運行。目前，雖有很多地鐵線路采用了這種排熱方案，但運行數據表明，軌頂的平均排風溫度較低，且排熱效率并不高。目前，尚無文獻對此進行研究。

本文通過數值模擬地鐵地下車站站臺層軌道區軌頂風道的排熱流場及溫度場，分析了目前軌頂排風口設置不合理的原因，并提出有效的優化策略以進行風口參數優化，從而提高軌頂排風口的排熱效率，為軌頂排風口的設計提供參考。

1 數值計算

1.1 模型簡化

本文以廣州地鐵某地下車站站臺停車區作為研究對象，主要研究軌頂風道風口設置對列車停站時排熱效率的影響。為簡化計算量，并保證進口邊界的一致性，本研究只對上部(距離站臺層軌道區頂部2.45 m以內)區域進行模擬計算。模型長度取10 m，約為半節車廂的長度。模擬流體域范圍經過1個冷凝器。簡化的模擬流體域三維模型如圖1所示。

圖1 模擬流體域的三維簡化模型

在站臺層軌頂布置了3個矩形風口模型，覆蓋于2個列車空調冷凝器的正上方。根據實際軌頂風口尺寸參數生成模型，并確定壁面和進出風口等多個邊界。站臺層軌道區壁面設置為不滑移邊界條件，底部設置為滑移邊界。模擬過程為穩態模擬，采用標準k-ε湍流模型。

1.2 進出口邊界條件

為簡化計算，將模擬過程的站臺層軌道區進口風速和冷凝器出口風的溫度均設為定值。由于站臺層軌道區進口風速會有所變化，故為考察站臺層軌道區進口風速對軌頂排風的影響，本文將不同進風風速定義為3組邊界條件，如表1所示。其他邊界條件參數如表2所示。此外，為分析軌頂排風口(軌排風口)尺寸、位置以及排風量的影響，本文設置6個站臺層軌道區軌頂排風口模擬條件，如表3所示，其中軌頂排風口前移距離指站臺層軌道區進口沿進風流動方向平移設置的距離。

表1 站臺層軌道區進口邊界條件

表2 其他邊界條件

表3 站臺層軌道區軌頂排風口條件

1.3 軌頂排熱效率評價參數

為了評估站臺層軌道區出風口的平均溫度，進而研究站臺層軌道區軌頂排風口的排熱效率，本文將站臺層軌道區排風簡化模型各進出口溫度和流量的定義如圖2所示。

圖2 各進出口的溫度、流量示意圖

為了反映站臺層軌道區軌頂排風口抽出熱風的有效性，本文將站臺層軌道區排風口抽風量看成是由站臺層軌道區進風和冷凝器出風組成，定義站臺層軌道區進風部分占比為α1，冷凝器出口風部分占比為α2。根據質量及能量守恒可得：

α1+α2=1

(1)

α1T1+α2T2=T4

(2)

若已知T1，T2和T4，則根據式(1)及式(2)可計算α1和α2。由于冷凝器出口為最熱風，故α2越大，代表該排風口的排熱量越大，軌頂風道的設計越合理。因此，本文將α2作為軌頂排風口排熱效率的評價參數。

2 軌頂排風口參數優化策略

組合表1的進風口邊界條件及表3的站臺層軌道道區軌頂排風口條件，可得到18個模擬工況。使用Fluent軟件對流體域進行模擬計算，可得不同模擬工況下的T4、α1及α2，如表4所示。

表4 不同模擬工況的排風口參數計算結果

從表4中可以看出：單純增大軌頂排風口尺寸(排風口條件為4，5和6)反而降低了風口的排熱能力；增加站臺層軌道區軌頂排風口的排風風量(排風口條件為3和6)對站臺層軌道區內溫度分布的優化效果也并不明顯，其排熱效率α2均有所降低；將站臺層軌道區軌頂排風口的位置向車頭方向移動(排風口條件為2和5)，能有效增大α2，增加站臺層軌道區軌頂排風口對熱風的抽吸量，提高軌頂風道的排風溫度。可見，將軌頂排風口前移是其風口參數優化的有效策略。

圖3為模擬工況B1的站臺層軌道區軌頂排風口水平剖面的溫度分布圖。在圖3的軌頂3個并列排風口中，靠近車尾(后方)處T4較低，經分析，后方排風口抽出了大量冷風，使后方排風口的熱風占比較少，從而導致其排熱效率較低。由此可知，軌頂的3個排風口應沿站臺層軌道區進口的進風方向前移，對排熱較為有利。

圖3 模擬工況B1的T4分布情況

3 優化方案及效果仿真驗證

3.1 優化方案

隨著時間增加，站臺層軌道區產生的活塞風速會有所衰減。對此，本文根據列車運行實際工況，取3個時間的實際平均速度作為站臺層軌道區進口風速的初始條件，來模擬列車停站期間的站臺層軌道區流場。站臺層軌道區進口的風速及風量的取值如表5所示，其余各進出口的邊界條件保持不變。

表5 站臺層軌道區進口的平均風速與風量取值

在給定的站臺層軌道區進口風速條件下，假定關閉軌頂排風，模擬計算軌頂剖面溫度場。計算結果表明，從冷凝器排入站臺層軌道區的熱風溫度為T2=319.5 K，經過與站臺層軌道區進口冷風的混合后，站臺層軌道區進口風速分別為2.64 m/s、3.63 m/s、4.25 m/s的情況下，在軌頂形成的319 K高溫區域的范圍分別是1.354 m×1.791 m、1.596 m×1.092 m、1.547 m×0.936 m。在站臺層軌道區進口風的作用下，高溫區域向車頭(軌頂風前進)方向偏移，且高溫區域能完全覆蓋靠近車頭方向的冷凝器出口。因此，軌頂排風口位置應向車頭(軌頂風前進)方向偏移。根據溫度場高溫區域模擬結果，站臺層軌道區頂部形成的高溫區域沿垂直于進風方向(縱向)的平均尺寸為1.5 m，而沿平行于進風方向(橫向)的尺寸平均值為1.3 m。為盡量將軌頂高溫區域的熱風通過軌頂風道排出站臺層軌道區，減少冷風的抽吸量，需將站臺層軌道區軌頂排風口大小和位置涵蓋各工況下的高溫區。由于站臺層軌道區結構在縱向上受消防、布線等限制，故不改變其風口的縱向尺寸；考慮到風口優化排風后的軌頂高溫區域覆蓋面積會有所減小，故將優化風道尺寸設為1.0 m×1.0 m。優化前后站臺層軌道區軌頂排風口處的排風參數如表6所示。圖4為站臺層軌道區原方案與優化軌頂排風口尺寸位置。

表6 優化前后站臺層軌道區軌頂排風口處的排風參數

圖4 隧道軌頂排風口方案示意圖

根據優化前后的排風口面積變化，保持風口排風量為3 m3/s不變，模擬得到優化前后的站臺層軌道區軌頂排風口水平剖面溫度分布如圖5所示。

圖5 優化前后軌頂排風口水平剖面溫度分布

從圖5中可以看出，優化后的高溫區域面積明顯較小。優化前后的T4及α2如表7所示。從表7中可以看出，優化后的α2比優化前的α2高20%～50%，優化效果顯著。

表7 優化前后的風口參數對比

4 結語

在地鐵車站站臺層軌道區軌頂風道排風時，過多的冷風被吸入軌頂風道是造成其排熱效率低的主要原因。因此，直接提高軌頂風道中的風口排風量及風口尺寸增加均無法有效增加其排熱效率。

考慮到軌頂各熱風分布區域較小，故軌頂風道的優化策略為：適當減小軌頂排風口分布尺寸，并將排風口位置向車頭方向移動，從而使軌頂熱風區域覆蓋排風口，進而有效提高排熱效率。

本文仿真研究結果表明，軌頂風道采用本文優化方案后，排熱效率可提高20%～50%。