1 引言

天津地铁是中国第二条的地铁，始建于1970年。既有线共8个站，全长7.335公里。随着天津经济的快速发展，既有的地铁线路已经不能满足交通的需要。经国务院批准，天津地铁一号线扩改建工程项目已于2001底动工，计划2005年底竣工^[1]。为了降低工程投资，在既有线改造中，原有车站轨道标高不变，但是原有地铁埋层过浅，无法设置顶送风道，对环控设计带来一定困难。本文结合天津市地铁建设项目，在天津市建委立项支持下，选择西北角站作为典型车站，提出在站台板下加设送风道，沿侧墙设置送风立管，构成站台横向通风的气流组织。通过建立单层侧式站台的三维几何模型，根据天津市环控要求和空调冷负荷的计算以及对旧有车站的测试数据，确定符合实际的边界条件，对站台负荷分布情况进行模拟，给出了较为合理的空调送风方案及站台空气温度分布预测。

在研究过程中采用有限容积法，选用标准湍流模型作为物理模型，在优质的网格生成的基础上，对所要研究的物理量进行离散化处理，用AIRPAK2.1专业软件进行模拟。

2 模型的建立与问题的提出

2.1 模型建立的假设和前提

由于地铁站台内的空气流动是不可压缩的三维瞬态湍流流动，再加上地铁车站结构的复杂性，如果按瞬态来模拟全尺寸的三维流动，问题将十分复杂，而且数值解可能是发散的。为简化计算，必须引入下列假设：

（1）对于这一瞬态流动来说，本文所关注的是站台上出现最大气流的时间段，即列车进站和出站的时候。因此，包括现场测试，本文模拟的时间区段是：从由于列车进站引起站台端部流速开始变化时刻起始，到列车完全停靠在站台的时刻为止（本文称为“进站过程”）。

（2）这个过程的气流流动是瞬态的，CFD模拟计算将可能涉及复杂的动态滑移网格的生成，为简化计算，本文将此过程视为稳态流动。

（3）边界条件中与负荷相关的设定采用时均值^[2]。这是由于负荷，尤其是与列车相关的负荷发生的时段较小，且负荷值较大，若以瞬时值计算则会造成巨大的能源浪费，所以采用时均值。

2.2 研究对象几何模型的建立^[6-7]

本文所研究的西北角站为既有站，形式为单层侧式站台。有效站台长120m，车站结构全长308.51m，设四个出入口，两座风道。车站主体结构净宽17.8m，站台层结构净高4.65m。本次模拟计算选取的结构尺寸为L×W×H＝140m×17.8m×4.65m，站端的设备用房在模型中简化为四个尺寸为L×W×H＝10m×3m×3.1m的房间。列车尺寸：L×W×H= 117.12 m ´2.8 m ´3.51 m，列车冷凝器在车顶部，制动电阻在车厢底部。

人员的设定为：人群站立于列车运行线一米之外，模拟中简化为厚度为1.2 米、高1.7米、长100米的两个块。

图1 站台模型剖面图

图2 站台模型侧视图

图3 设置局部排风的站台模型剖面图

图4 设置局部排风的站台模型侧视图

本文将要分析的两种基本模型为站台板下回风的侧送式空调送风模型（如图1、2所示），以及加入局部排风的站台板下回风的侧送式空调送风模型（如图3、4所示）

2.3 边界条件的设定

地铁内各种热、湿源产生的热量和湿量是决定地铁边界条件设定的重要因素，他们将决定站内模型中各种块的热边界条件，同时决定站台空调送风形式及风量，从而最终决定风口的速度边界条件的设定。

2.3.1 环控标准

根据可行性研究报告^[1]和《地下铁道设计规范》(GB50157-92)^[3]，天津地铁环控标准如下：

室外空调计算参数为干球温度32.4℃，湿球温度26.9℃；

站台在夏季空调设计参数为干球温度29℃，相对湿度45%～70%；

正常工况区间隧道空气温度不超过35℃；列车阻塞时温度不超过40℃；

采用空调系统时人均新鲜空气量为12.6m³/h。

2.3.2 空调冷负荷与送风量的确定

如图5所示i—d图（焓湿图）根据设计要求确定车站内空气状态点N；根据空调系统工作方式确定经表冷器后的空气状态点K，，计算送风量及满足新风量要求的空气混合状态点M，即可求得车站空调的送风量和冷负荷量。

式中 V—空调系统的送风量， m³/h；

—空调系统的冷负荷，kW；

Δ—车站所得的余热量，kW；

r—空气密度，kg/m³；

—各空气状态点的空气焓值，kJ/kg。

根据站台在夏季空调设计参数为干球温度29℃，相对湿度45%～70%。可以得到车站内空气状态点N的范围，为方便计算，我们可以把N点定为干球温度29℃，相对湿度55%。

为了讨论送风温度对于站台环境的影响，选择送风温差分别为8℃和5℃，即送风温度为21℃和24℃。由车站余湿量和余热量计算空气变化的热湿比值ε，确定送风状态点。通过计算我们可以发现，送风温差为8℃时，只需要设定表冷器利用管道温升至送风状态点就可以满足送风要求。而设定送风温差为5℃时，需要设置二次回风装置，提高送风温度至送风状态点进行送风。

空调冷负荷可以分为两大部分，一部分是室内冷负荷，另一部分是新风负荷。

式中—空调系统的新风负荷，kW；

V_x—空调系统的新风量，m3/h；

—室外空气状态点的空气焓值，kJ/kg。

按规范要求，新风百分比取为10％^[3-4]，如果已知空调总送风量，并通过天津市气象资料查出室外逐时空气焓值，这样我们就可以确定车站空调系统的新风负荷。将室内冷负荷与新风负荷相加，就可以得到车站空调冷负荷。送风速度与回风速度的设定将根据送风量的变化而变化，即根据《地下铁道设计规范》规定的允许风速范围，选定送风口与回风口的尺寸，从而计算送风风速。

3 CFD模拟结果及其分析

本文主要进行了三组模拟，第一、二组模拟均采用站台板下回风的侧送式空调送风模式，送风温差分别为5℃和8℃。第三组模拟采用加入局部排风的站台板下回风的侧送式空调送风模式，送风温差为8℃。

需要特别说明的是：剖面图均为X=20.4米列车进站端，因为在这个位置活塞风的影响较大，这个位置的站台环境是我们较为关注的内容。俯视图都在站台板上1米处客流活动区，因为这个区域的温度场与速度场是对人员影响感受最为明显的区域。另外我们图中所示的进站端的人员出入口，指的是列车停靠侧的进站端的人员出入口，这个出入口受到列车进站气流的影响最为明显，产生的风速与温度的波动最大，也是人员在进入舒适的站台环境之前的一个过渡区，因而对于我们要研究的站台环境也是至关重要的。

从图6中可以看到：5℃温差送风，站台纵向的温度分布均匀，混合较好；站台板一米人员活动区的温度分布也很均匀，列车进站后乘客感受到的温度在28～29℃左右，满足了设计要求。对比图7，我们可以看到，8℃温差送风由于加大了送风温差，减小了送风的风速，站台空气混合与5℃温差送风相比较差，从温度的分布来看，局部温度较高，但在人员站立区基本上还是可以满足空调的设计温度的。

对比图7和图8可以看到，列车作为主要的散热源所产生的热气流对站台的扩散方式有了很大的变化。列车顶部的冷凝器所产生的热量不再是由于横向送风而横向扩散，而是由于顶部的排风作用向上扩散。列车下部的制动与启动的热量所产生的热气流也有向上扩散的趋势，不再像未设局部排风时一样基本上单方向向站台板下的回风口扩散。从图7中我们可以发现，由于横向的扩散，列车顶部冷凝器所产生的热气流与下部的制动与启动所散发的热气流产生了合流，对非列车停靠侧的站立人群产生了一定的影响，使站立人群迎面的温度局部有了一些提高。从图7和图8中的温度场的俯视图，我们也可以看到，热气流对非停靠侧的人群的扩散由于加入了顶部局部排风而有了明显的减少。

这样设置了顶部的局部排风使得列车作为主要热源的扩散在轨道空间内完成，从而很好地完成了区间与站台热环境的隔离。同时，热空气所携带的区间中产生的尘土，或者轨道的金属碎屑将在区间的范围内得到排除，不对站台环境发生影响。对比设置屏蔽门与加设空气幕的方法，设置局部排风初投资少，技术简单易操作，有很好的应用前景，建议在活塞风对站台影响不是十分突出的场合应用。

4 结论

经过典型的侧式车站空调通风模拟研究，可以得出以下结论：

1.在站台板下设置送风道，沿侧墙布置送风立管，站台板下回风，构成站台横向通风的气流组织方案是可行的。

2.对站台环境影响最大的热源因素就是列车的散热，尤其是底部制动与启动的散热，主要的影响方式是从底部向列车非停靠侧扩散。

3.适当地提高送风温度，加大送风量可以起到改善站台环境的作用，可以使温度场与速度场分布更加均匀。

4.采用加设顶部排风口的方法，使列车进站时冷凝器放出的热量及时排走，减少对站台环境的影响。

参考文献

[1] 天津市地下铁路1号线工程可行性研究报告，铁道部第三勘察设计研究院，2001.12

[2] 顾松彬,深圳地铁车辆空调通风量和制冷量的初步计算，铁道机车车辆，2000（5）

[3] 中华人民共和国国家标准，地下铁道设计规范（GB50157-92）,中国计划出版社，1993

[4] 中华人民共和国国家标准.采暖通风与空气调节设计规范（GBJ19-87）.中国计划出版社，1989

[5] 王良柱.地铁侧式站台通风CFD模拟与优化，[硕士学位论文]，天津：天津大学，2002年2月

[6] 杨向劲. 地铁侧式站台空调方案CFD模拟，[硕士学位论文]，天津：天津大学，2003年4月

[7] 娄小军，变频控制的地铁变风量控制方案研究，[硕士学位论文]，天津：天津大学，2002年2月

作者简介：

魏巧丽，女，1979年6月，在读硕士研究生；天津市卫津路92号天津大学环境科学与工程学院24－0327信箱（300072）；电 话：（022）87401917；E-mail:：wqltj@126.com