城市綜合管廊通風系統關鍵技術研究

國玉山 于秋燕 趙興海 王新彤

北京市市政工程設計研究總院有限公司

0 引言

隨著我國社會經濟的快速發展，城市化水平的不斷提高，城市建設用地的需求量大幅度增加，現代城市對市政管線的需求量也越來越大，城市空間容量的供需矛盾日益突出。作為綜合利用地下空間的有效措施之一，綜合管廊能合理緊湊地布置市政管線，減少各種市政管線使用的地下空間，提高對地下空間的利用和管理水平。

然而，在實際工程設計中綜合管廊通風系統在不同艙室通風量的設計、不同斷面和管線布置形式下的通風阻力的計算以及在電力艙的電纜散熱效果等方面研究仍比較匱乏，進而造成通風設備壓頭偏小或偏大，導致通風換氣效果不滿足要求或風機選型壓頭過大象，造成浪費。另外，正確的電力艙艙室余熱計算是合理選擇通風系統容量的關鍵基礎，必須正確分析研究電纜散熱的傳熱學機理，計算出通過管廊壁面傳遞的熱量，剩余的熱量才是需要通過系統排出的余熱，則可避免僅按通風次數造成通風量偏大的現象，實現減少通風系統土建投資及其運行費用目的。

1 管廊工程調研

本文選取了未來科技城綜合管廊、南京河西管廊、世園會管廊、副中心行政區管廊、成都市中和片區管廊、南京江東南路管廊、東壩管廊、廊坊管廊的通風設計參數進行對比分析，歸納總結不同項目設計原則的差異性，并結合理論計算分析不同長度通風分區對管廊內通風換氣及排煙效果的影響。

表1 不同管廊設計參數

通過對不同地區綜合管廊項目的調研可以得出，燃氣艙通風分區長度均按照不超過200 m 設計，電力艙、水信艙、熱力艙、綜合艙等通風分區長度有200 m、400 m 和800 m，正常工況通風換氣次數最小的2.5 次/h，最大17.4 次/h，燃氣艙事故工況換氣次數最小的14.5 次/h，最大17.6 次/h，其余艙室事故工況換氣次數最小的2.5 次/h，最大14.7 次/h。通過以上數據可以看出，實際管廊工程中通風系統設計沒有統一的標準做法，有些工程風機選型過大，能耗較高，下文將通過理論分析及工程實測的方法研究管廊通風分區的長度及風機選型要求。

2 管廊通風量理論計算

《城市綜合管廊工程技術規范》（G50838--2015）中規定電力艙正常通風換氣次數不應小于2 次/h，事故通風換氣次數不應小于6 次/h。而對于電力艙、熱力艙這種有管線發熱量的艙室并沒有給出詳細的通風量計算，以下將通過計算各艙室的熱負荷對通風量進行計算。

2.1 電力艙散熱量

國內綜合管廊所納入電力電纜的電壓等級通常為10 kV、110 kV 和220 kV，下圖為高壓110 KV 交聯聚乙烯銅芯電纜斷面圖，計算模型選取多層圓環一維穩態導熱[1]。

式中：Q-電纜散熱量，W；L-電纜長度，m；λi-第i 層材料的導熱系數，W/(m·℃)；ri-第i 層材料的半徑，m；t1-電纜導體的溫度，取90℃；t0-管廊內溫度，℃；a0-電纜表面對流換熱系數，W/(m2·℃)。

根據上述公式可以計算出不同規格電力電纜的在綜合管廊內的額定載流量及額定載流量對應的每米電纜散熱量，詳見表2。

表2 不同規格電力電纜散熱量

電力艙內發熱量一部分右通風系統排除，另一部分通過艙室壁面與周圍突然發生熱交換，綜合管廊覆土深度一般為2-10 m，土壤溫度變化較小，本文取17 ℃，參照相關文獻中土壤的熱阻值1.2 m2·K/W，電力艙修正后的發熱量公式為：

式中：Q-電纜散熱量，W；L-電纜長度，m；A-艙室斷面積，m2；c-空氣比熱；tp-排風溫度，取40 ℃；ts-室外通風計算溫度，℃；t0-土壤溫度，取17 ℃；Re-土壤熱阻m2·K/W；q-管線單位長度發熱量。

根據上式可以算出電力艙修正后的發熱量，根據發熱量計算出的通風量需要與根據換氣次數的通風量對比，取大值，并校核冬季工況下的艙內溫度，保證不低于5 ℃。

2.2 熱力艙散熱量

一般情況下，為了減小熱損失、節約能源、維持介質一定的熱力參數以滿足用戶需求，當熱力管道中輸送介質的溫度高于50 ℃時需設保溫。熱力管道常用的保溫材料有：巖棉、礦棉、膨脹珍珠巖和泡沫橡塑等。在保溫良好的情況下，熱力管道熱損失約占總輸送熱量的5%～8%，根據管道輸送介質的溫度及管徑的不同，查表3 得出單位面積熱力管道熱損失[3]。

表3 不同熱力管道散熱量

帶保溫的熱力管道的散熱模型也是多層圓筒壁的穩態導熱，考慮土壤吸熱后的計算公式參照電力電纜計算公式。

3 工程實測

3.1 測試內容

本文選取未來科技城綜合管廊進行測試，測試內容包括艙室斷面平均風速、溫度。

選取相鄰兩個通風區段進行測試，每個通風區段分成4 個斷面進行測量，斷面間距50 m，斷面1-斷面4 為進風流向排風方向。每個斷面測點的布置形式采用網格式，詳見圖1。

圖1 各艙室斷面及布點位置圖

3.2 測試結果

未來科技城綜合管廊是4 艙結構，分為電力艙I、電力艙II、水信艙、熱力艙，其中兩個電力艙斷面結構基本一致，只測其中一個艙，本次測試選取電力艙II、水信艙和熱力艙的兩個通風分區進行測試。各艙室的通風模式為機械排風、自然進風，并輔助以誘導風機增強通風效果。

針對電力艙II 一個通風分區分別進行四種模式的切換測試斷面風速，分別是排風機低速運行（誘導風機關閉）、排風機低速運行（誘導風機開啟閉）、排風機高速運行（誘導風機關閉）、排風機高速運行（誘導風機開啟），測試結果詳見圖2。

圖2 電力艙II 不同通風模式下的斷面平均風速

從圖2 可以看出，誘導風機關閉狀態下風機低速運行時斷面平均風速約為0.15 m/s，通風換氣量約為3564 m3/h，換氣次數為2.7 次/h，風機高速運行時斷面平均風速約為0.3 m/s，通風換氣量約為7128 m3/h，換氣次數為5.5 次/h。

誘導風機開啟狀態下風機低速運行時斷面平均風速約為0.9 m/s。風機高速運行時斷面平均風速約為1.18 m/s。按照《城市綜合管廊工程技術規范》中規定的正常通風工況換氣次數不小于2 次，事故工況不小于6 次的要求，上述長度194 m 的電力艙平常工況下通風換氣可以不開啟誘導風機，但事故工況必須開啟誘導風機加強空氣流通才能滿足換氣次數要求。

熱力艙截面積10 m2，排風機為單速風機，分別測試誘導風機開啟、關閉狀態下的通風效果，測試結果見圖3。

圖3 熱力艙不同通風模式下的斷面平均風速

從圖3 可以看出，誘導風機關閉狀態下的熱力艙斷面平均風速約為0.15 m/s，通風換氣量約為5400 m3/h，換氣次數為2.8 次/h。誘導風機開啟狀態下的熱力艙斷面平均風速約為0.4 m/s，通風換氣量約為14400 m3/h，換氣次數為7.4 次/h，熱力艙事故工況必須開啟誘導風機輔助通風。

水信艙截面積為13 m2，排風機為單速風機，分別測試誘導風機開啟、關閉狀態下的通風效果，測試結果見圖4。

圖4 水信艙不同通風模式下的斷面平均風速

從圖4 可以看出，誘導風機關閉狀態下的水信艙斷面平均風速約為0.1 m/s，通風換氣量約為4680 m3/h，換氣次數為1.9 次/h。誘導風機開啟狀態下的熱力艙斷面平均風速約為0.35 m/s，通風換氣量約為16380 m3/h，換氣次數為6.5 次/h，因此，水信艙平常工況及事故工況必須開啟誘導風機輔助通風。

4 通風分區長度分析

《城市綜合管廊工程技術規范》（GB50838-2015）中有如下規定: 天然氣管道艙及容納電力電纜的艙室應每隔200 米采用耐火極限不低于3.0 h 的不燃性墻體進行防火分隔，防火分隔處的門應采用甲級防火門管線穿越防火隔斷部位應采用阻火包等防火封堵措施進行嚴密封堵。規范中只針對燃氣艙及電力艙防火分隔長度作了規定，并沒有明確說明通風分區的長度要求，而不同的通風分區長度直接影響出地面風亭的數量、景觀及工程造價，下文將以未來科技城的的測試結果對通風分區長度進行研究分析。

4.1 沿程阻力

空氣從管廊艙室內壁面、各種管線及支架表面流過形成的粘滯阻力稱為沿程阻力，沿程阻力的大小與空氣的流速、管線表面的粗糙度及管廊斷面尺寸有關，由于管廊內風速比較平穩，將管線對空氣形成摩擦阻力損失簡化為管廊壁面的沿程阻力損失，可按下式進行計算：

式中：py-單位長度沿程阻力，Pa/m；λ-摩擦阻力系數，Pa/m；de-艙室當量直徑，m；ρ-空氣密度，kg/m3；v-風速，m/s。

式中：K-壁面粗糙度，取0.452（考慮管線、支架對通風系統阻力的影響，支架長度一般為900 mm，壁面粗糙度5 mm）；Re-雷諾數，根據各斷面風速分別計算。

根據以上公式分別計算出不同風速下雷諾數及單位長度沿程阻力并匯入表4～7。

表4 艙室內沿程阻力（200 m）

表5 艙室內沿程阻力（600 m）

表6 艙室內沿程阻力（800 m）

表7 艙室內沿程阻力（1200 m）

從表4～7 可以得出以下結論：

綜合管廊當通風分區長度為200 m 時，沿程阻力基本在10 Pa 以內；隨著通風分區長度增加沿程阻力增大，當通風分區增加到1200 m 時，平時通風沿程阻力約為10～30 Pa，而事故工況下通風沿程阻力為150～200 Pa。因此可以得出當通風分區較短時管廊內阻力損失主要來源于局部阻力損失，沿程阻力損失可忽略不計，當通風分區長度增加，管廊斷面風速增大，沿程阻力不可忽視。

4.2 局部阻力

進、排風口部局部阻力主要發生在進風百葉處、進風突縮、進風閥處、排風閥門處、排風突擴以及進排風節點處土建風道的彎折，局部阻力損失按照以下公式計算：

式中：Pj-局部阻力，Pa/m；ε-局部阻力系數，Pa/m；ρ-空氣密度，kg/m3；v-風速，m/s。

新風亭入口百葉風速按3.0～4.0 m/s，百葉通風率取50%，百葉傾斜角度取45 度，進風百葉局部阻力為4，計算阻力約為21.6～38.4 Pa。排風百葉風速可取4.0～5.0 m/s，排風百葉局部阻力系數取8，則阻力約76.8～120 Pa。

新風由百葉進入井道為突擴，局部阻力系數取0.8，計算阻力約為4.3～7.7 Pa。新風通過節點防火閥為突縮—防火閥—突擴的變化過程，局部阻力變化比較復雜，查閱《供熱空調實用手冊中》相關數據，將進風防火閥處綜合局部阻力系數定為2.88，防火閥尺寸為1 m×1 m，進風防火閥處局部總阻力約為15.5～27.6 Pa。排風口部局部阻力近似認為等同于進風口部。

由此可以得出，在考慮1.1 安全系數的前提下200 m 長度通風分區管廊內局部阻力損失約為83～245 Pa。

4.3 通風分區長度分析

由于燃氣艙每隔200 m 劃分為一個防火分隔，若發生燃氣泄漏，可燃氣體會漂浮于艙室上方，此時如果采用400 m 長度的通風分區，可燃氣體將會阻隔在防火墻一側，很難及時排除頂部的可燃氣體，并且燃氣艙火災危險等級為甲級，因此，燃氣艙通風分區應按照防火分隔劃分，不建議跨越防火分隔。

熱力艙、水信艙，規范中沒有明確規定單個防火分隔的長度，工程中有些按照200 m 劃分的防火分隔，有些沒有劃分防火分隔。對于沒有劃分防火分隔的熱力艙、水信艙，400 m 長通風分區總阻力損失約為36～71 Pa，600 m 通風分區時，總阻力損失增加約為72～145 Pa，不同通風分區長度阻力損失見表8。

表8 不同通風分區阻力損失

對于已經按照200 m 劃分了防火分隔的熱力艙或水信艙，若采用400 m 的通風分區，需要在防火墻上方設置電動排煙閥，平時常開，滅火時關閉，撲滅后開啟排煙。這時需要考慮空氣通過電動排煙閥時的局部阻力損失（防火門關閉的最不利情況），將空氣通過電動排煙閥看做突縮、突擴的過程，局部阻力系數取2.88，電動排煙閥尺寸取1 m×0.5 m，空氣通過排煙閥的流速取5.6 m/s，此時電動排煙閥處的局部阻力約為54 Pa，采用600 m 的通風分區電動排煙閥處增加的局部阻力約為108 Pa，風機壓頭需要滿足550 Pa 的要求。采用800 m 的通風分區電動排煙閥處增加的局部阻力約為162 Pa，風機壓頭需要滿足750 Pa 的要求。采用1000 m 的通風分區電動排煙閥處增加的局部阻力約為432 Pa，風機壓頭需要滿足1100 Pa 的要求，風機選型困難。因此，當通風分區跨越防火分隔時，建議將通風分區長度控制在800 m 以內（燃氣艙、電力艙除外），沒有防火分隔時建議通風分區控制在1200 m 內。

4 結論

1）燃氣艙火災危險性為甲級，發生事故危險等級高，通風分區應按照防火分隔劃分，不建議跨越防火分隔。

2）水信艙、熱力艙火災危險等級為丙級（不劃分防火分隔），當采用400 m 通風分區時，總阻力損失約為116～317 Pa。當采用600 m 通風分區時，總阻力損失約為155～391 Pa，當采用800 m 通風分區時，總阻力損失約為192～525 Pa。當采用1000 m 通風分區時，總阻力損失約為236～600 Pa，當采用1200 m 通風分區時，總阻力損失約為278～737 Pa。因此，從通風阻力角度分析水信艙、熱力艙通風分區長度可以結合工程現狀條件適當加長，但考慮管廊內實際通風換氣效果、事故后排氣效果及風亭占地面積，建議將通風分區長度控制在1200 m 以內。

3）電力艙規范要求按照200 m 劃分防火分隔，火災危險等級為丙級，采用600 m 的通風分區時總阻力約為550 Pa。采用800 m 的通風分區時總阻力約為750 Pa，但通風分區跨越防火分隔時會存在煙氣聚積在防火墻一側不能及時排出的情況，出于最大限度減小火災危害性考慮，電力艙通風分區長度建議控制在600 m 以內。

4）增加通風分區長度可以減少風亭數量，但同時會增大單個風亭的占地面積，通風分區長度每增加200 m 風亭占地及百葉面積擴大一倍，風亭高度增加約0.2 m，景觀方面應根據風亭與周邊景觀結合情況選擇合適的通風分區長度及風亭體量。