基于流固耦合的管道双车振动运移水力特性研究_张春晋.pdf

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2． School of Hydro Science ＆ Engineering，Taiyuan University of Technology， Taiyuan 030024，China; 3． Jinzhong University，Jinzhong 030600，China; 4． Zhangqiu Yellow River Bureau， Jinan 250200，China; 5． Polytechnic Institute Taiyuan University of Technology，Xiaoyi 032300，China Abstract In order to study effects of fluid- structure interaction on hydraulic characteristics of a pipeline hydraulic transportation flow field for conveying raw material contained in it，a dynamic model for flow field and a piped double- carriage coupled system was established and solved using the commercial software ANSYS Fluent 12． 0 to analyze hydraulic characteristics of vibrational transport of a piped double- carriage within horizontal and straight pipelines． The flow field calculation within pipelines was based on Reynolds time- averaged momentum equations and RNG k- ε turbulent model， while dynamic response calculation of the piped double- carriage was done with rigid- body dynamic equations． Combining with model tests，axial velocity distributions and piezo- metric heads were analyzed． Simulated results were compared with test ones． The results showed that simulated results are consistent to test ones，the maximum relative error doesn’ t exceed 5． 36，so using the fluid- structure interaction to solve hydraulic characteristics of vibrational transport of the piped double- carriage within horizontal and straight pipelines is feasible;instantaneous speed and spacing of the piped double- carriage reveal irregular fluctuation within a micro- range，respectively，so vibrational transport of the piped double- carriage can be regarded as a constant motion． Key words vibrational transport;piped double- carriage;hydraulic characteristics;fluid- structure interaction; model test; 6- DOF coupled model 随着物流行业的快速发展， 传统物流运输模式已 不能满足社会需求。交通阻塞、 能源短缺及环境污染 等问题已严重制约着绿色物流的快速发展， 寻求低碳 环保的物流模式对于构建绿色物流体系具有重要意 义。筒装料管道水力运输便是在此基础上提出的一种 ChaoXing 新型运输模式， 该运输模式具有占地面积小、 运输效率 高、 运行成本低、 天气影响小及能源消耗低等优势。 近年来， 许多学者对筒装料管道水力运输开展了 研究工作。试验方面 李永业等 ［1 ］和 Kruyer 等［2 ］研究 了不同型号管道车在管道内振动运移时的水力特性。 王锐等 ［3 ］和黄莹彬等［4 ］划分了管道车运移阶段， 并建 立管道车运动模型。Ohashi 等 ［5- 6 ］提出了预测系统压 降与弗汝德数之间关系的数学模型。张雪兰等 ［7- 8 ］和 Govier 等 ［9 ］引入管道壁面摩擦阻力系数建立了环状缝 隙流数学模型。试验研究对运动速度与系统压降进行 了测量， 未能全面展示管道内部的压强与流速分布。 模拟方面 李永业等 ［10 ］、 Khalil 等［11- 12 ］运用 3 种湍流模 型对同心管道车绕流控制方程进行了数值模拟。 Lenau 等 ［13 ］、 Ogawa 等［14- 15 ］预测了层流向湍流过渡时 同心环状缝隙断面流速与压强梯度的变化特性。在模 拟研究中将管道车视为匀速运移， 仅考虑了管道车结 构响应对管道流场的影响。如果不考虑管道流体与管 道车结构响应之间的耦合作用， 将会造成计算结果与 实际不符。 当前， 流固耦合研究在旋转机械方面取得了一定 成果， 以水泵与水轮机为主 ［16 ］。但对于筒装料管道水 力运输的研究还鲜有涉及。本文运用商用 ANSYS Fluent 12． 0 软件分析了流固耦合作用对管道双车在管 道内振动运移时水力特性的影响。本文的研究将为管 道列车在工程实践中的应用提供丰富的理论参考。 1模型试验 1． 1管道车结构 管道车由料筒、 支撑体及万向滚珠组成。料筒为 中空圆柱体， 其前后端面采用带有螺纹的圆形盖进行 密封。料筒长度与直径分别定义为管道车长度与直 径， 且采用 lc和 dc表示。管道车直径比定义为管道车 直径与管道直径之间的比值， 且采用 kc表示。支撑体 呈 120安装在料筒的前后端面， 使得管道车无论运动 还是静止均能够与管道保持同心位置。万向滚珠安装 在支撑体外侧， 减小了运移阻力， 起到了节能目的。荷 载为 8 mm 直径的钢珠， 钢珠间隙采用橡胶海沙填充。 1． 2试验系统 试验系统包括动力装置、 调节装置、 运输装置及投 放 ＆ 接收装置， 如图 1 所示。动力装置由清水离心泵 和试验水箱组成。调节装置包括电磁流量计、 流量调 节阀、 水温控制装置及制动装置。制动装置可准确控 制管道车启动时间。运输装置包括钢管段与有机玻璃 管段。有机玻璃管段长度为 28． 26 m， 内径为 100 mm。 不同管段采用圆形法兰连接。为了避免激光在管道壁 面发生折射， 在运输装置安装有矩形水槽。投放 ＆ 接 收装置包括管道车投放装置、 塑料集车箱及 PVC 稳 流板。 1． 清水离心泵; 2． 钢管段; 3． 流量调节阀; 4． 电磁流量计; 5． 管道 车投放装置; 6． 制动装置; 7． 毫秒级光电计时器; 8． 压力传感器; 9． 矩形水槽; 10． 管道车; 11． 试验测试段; 12． 计算机; 13． 标准动 态压强采集系统; 14． 多普勒激光流速仪; 15． 毫秒级光电计时器 的数字显示器; 16． 高速摄像机; 17． 配电箱; 18． 平直管段; 19． 水 温控制装置; 20． 试验水箱和 PVC 稳流板。 图 1试验系统 Fig． 1Experimental system 1． 3测量装置 多普勒激光流速仪和毫秒级光电计时器测量断面 流速分布。毫秒级光电计时器由 XL5155S 数字式毫秒 计时器、 NPN 型 A11 红外对光传感器及 51 单片机最小 系统板组成。压力传感器测量管道沿程测压管水头。 动态压强采集系统收集压力传感器的压强信号。NAC GX- 3 高速摄像机测量管道双车的瞬时速度与间距。 1． 4试验方案 选择了 9 种型号管道双车进行研究。直径比为 0． 5 ～ 0． 9， 其间隔为 0． 05。输送管道的直径为 100 mm， 管道双车长度均为 0． 1 m， 荷载为 0． 6 kg。管道流 量分别为 400、 500、 600 及 70 m3h －1。管道双车初始 间距为 0． 3 m。试验测试段长度为 5． 8 m， 且距离上游 管道车 2 的制动装置为 4． 7 m， 距离下游 90弯管段进 口断面 2． 7 m。试验测试段布置 6 个流速测试断面， 定 义为 1、 2、 3、 4、 5及 6， 且到试验测试段的进口断 面距离为 2． 4 m、 2． 5 m、 2． 6 m、 2． 7 m、 2． 8 m 及2． 9 m。 流速测点位于 7 个等间距水平线与 10 等间距测环的 交叉点。压强测点布置在试验测试段壁面， 间隔为 0． 5 m。每次重复测量 3 次， 并取平均值。 2数值计算 2． 1几何模型 利用 FARO- LDI 激光扫描系统获得管道双车表面 云数据， 并采用 Auto CAD 2014 建立管道双车在平直管 道内振动运移的几何模型， 如图 2 所示。 几何模型包括平直管道模型和管道双车模型。平 直管道模型长度为 5． 8 m， 直径为 100 mm。平直管道 模型划分为进口管段、 运动管段及出口管段， 其长度分 别为0． 5 m、 4． 8 m及0． 5 m。 进口管段考虑到管道湍 261振 动 与 冲 击2020 年第 39 卷 ChaoXing 注 Dc为输送管道直径; AB 为几何模型进口断面; CD 为几何模 型出口断面; AC 和 BD 为几何模型管道壁面。 图 2几何模型 Fig． 2Geometrical model 流的充分发展， 而出口管段用于降低管道双车对几何 模型出口断面处流速分布的影响。管道双车长度均为 0． 1 m， 而直径比为 0． 5 ～0． 9， 间隔为 0． 05。支撑体由 细圆柱体和薄金属板组成。细圆柱体长度为 0． 02 m， 直径为 8 mm。薄金属板用于连接细圆柱体和料筒。 万向滚珠为半球状位于支撑体端部， 直径为 8 mm。管 道流量分别为 400、 500、 600 及 70 m3h －1， 荷载为 0． 6 kg。上、 下游管道车定义为管道车 1 和管道车 2。管道 双车与管道保持同心， 管道车 1 初始位置距几何模型 进口断面 0． 7 m。管道车 2 与管道车 1 之间初始间距 采用高速摄像机拍照获得。 2． 2流体域计算 运动管段采用非结构化的四面体网格加密。进口 管段与出口管段采用与四面体相同尺寸的结构化的六 面体网格加密。网格加密程度影响到模拟结果计算精 度， 为此对几何模型流体域进行网格无关性检验［17 ］。 综合考虑运算效率和计算精度， 管道流体域网格尺寸 为 0． 002 m。管道车固体域采取面网格加密， 网格为 0． 001 m 的三角形网格。由于管道车动边界和管道静 边界近壁面区域流速梯度大， 为此进行边界层加密。 y 表示第 1 层网格节点到壁面无量纲距离 ［18 ］。根据 尼古拉兹公式 ［15 ］得到边界层第 1 层网格高度为 0． 253 mm y 30 。 本文研究的管道流动为湍流流动， 采用 RNG k- ε 湍流模型计算。边界条件如下 ①几何模型进口设置 为流速入口; ②几何模型出口设置为压力出口; ③管道 静边界采取无滑移边界条件; ④管道双车动边界采用 动网格技术中的 6DoF Six Degree of Freedom 耦合模 型和 UDFs 进行辅助定义。6DoF 耦合模型是利用刚体 运动方程求解管道双车的瞬时速度与位移。UDFs 定 义管道双车的转动惯量、 运移阻力、 初始状态及运动范 围。初始状态包括初始速度和间距。初始速度与间距 均采取管道车 1 的中心经过距试验测试段进口断面 0． 7 m 处断面时的管道双车实测瞬时速度和间距。管 道双车仅存在 Z 方向的平移运动和以 Z 轴为中心的旋 转运动， 其他方向运动均被限制; ⑤进口管段、 运动管 段及出口管段之间的连接断面设置为 Interface。 采取 PISO 速度与压强耦合算法进行计算。压力 项采用 PRESTO 格式离散， 雷诺应力项采用一阶迎风 格式离散。雷诺时均动量方程、 湍动能方程及湍流耗 散率方程的对流项均采取二阶迎风格式离散， 而扩散 项均采用中心差分格式离散［19 ］。非稳态时间步长为 10 －5 s。 2． 3固体域计算 在 6DoF 耦合模型中， 刚体运动方程可以求解管道 双车在任意时刻的速度与位移［20 ］。为了提高计算精 度， 采用 New mark 隐式时间积分法对刚体运动方程进 行求解。管道双车受到的合力分为流体作用力和非流 体作用力。流体作用力是指管道流体对管道双车的耦 合力。非流体作用力包括滚动摩擦阻力、 重力及浮 力等。 2． 4流固耦合计算方法 几何模型在流固耦合求解中需做如下假设 ①不 考虑流体与输送管道之间的流固耦合作用; ②不考虑 管道双车的结构变形; ③不考虑管道双车内部输送物 料的自由晃动。应用商用 ANSYS Fluent 12． 0 软件对 管道流场进行非定常求解。网格变形与修正采用弹性 光顺和网格重构等动网格技术。运用 6DoF 耦合模型 和 UDFs 对管道双车的结构响应进行定义。耦合界面 可以实现流体域数据和固体域数据的实时调用与 交换 ［21 ］。 流固耦合计算步骤如下 ①设定初始 t 时刻， 管道 双车速度 Vc、 角速度 ωc、 运动位移 Lc及旋转角度 θc ; ② 将管道车在 t 时刻的运动速度与角速度作为 t Δt 时 刻的边界条件。基于控制方程求解管道双车在 t Δt 时刻时管道流场的水力特性， 从而获得在 t Δt 时刻管 道双车受到的合力 Ft Δt和力矩 Mt Δt; ③计算在 t Δt 时刻管道双车运动速度与位移; ④计算在 t Δt 时刻管 道双车角速度和旋转角度; ⑤结合在 t Δt 时刻的管道 双车位移 Lt Δt c 和旋转角度 θt Δt c ， 将管道双车移动到新 位置， 并利用动网格技术更新流体域网格; ⑥将在 t Δt 时刻的管道双车速度和角速度作为下一时刻计算的 边界条件， 再次重复上述过程， 直至管道双车运移到计 算域指定位置。 3计算结果与分析 3． 1瞬时速度模拟与验证 图3 为管道流量为50 m3/h 条件下， 管道双车瞬时 速度模拟结果与试验结果对照图。 从图 3 可知 ①模拟结果和试验结果一致， 最大相 对误差不超过 5． 36; ②随着直径比的增加， 管道双车 的平均速度增大。原因是直径比的增大将引起管道双 车体积增大， 导致滚动摩擦阻力减小; ③管道双车速度 在一定微小范围内呈无规则振动变化， 可将管道双车 视为恒定运动。原因是流体脉动压强引起流体对管道 双车的瞬时荷载在一定微小范围内呈无规则变化; ④ 361第 3 期张春晋等基于流固耦合的管道双车振动运移水力特性研究 ChaoXing 在稳定阶段， 管道双车平均速度一致。原因是在稳定 阶段两个管道车牵引力都等于其运移阻力， 由于管道 双车的运移阻力相等， 则两个管道车受到的流体牵引 力也相等， 因此管道双车平均运动速度一致。 a管道车 1; kc 0． 6; Vb 1． 153 9 ms －1 b管道车 2; kc 0． 6; Vb 1． 153 9 ms －1 c管道车 1; kc 0． 7; Vb 1． 427 7 ms －1 d管道车 2; kc 0． 7; Vb 1． 427 7 ms －1 注 kc为管道双车直径比; Vb 为管道双车平均速度。 图 3管道双车瞬时速度模拟结果与试验结果对照图 Fig． 3Comparison of simulated and experimental instantaneous speed of double piped carriages 3． 2瞬时间距模拟与验证 图 4 为管道流量为 50 m3h －1条件下， 管道双车 瞬时间距模拟结果与试验结果的对照图。 akc0． 6; Sb0． 296 97 m bkc0． 7; Sb0． 296 12 m 注 kc为管道双车直径比; Sb 为管道双车平均间距。 图 4管道双车瞬时间距模拟结果与试验结果对照图 Fig． 4Comparison of simulated and experimental instantaneous distances of double piped carriages 从图 4 可知 ①模拟结果和试验结果一致， 最大相 对误差不超过 4． 92; ②管道双车瞬时间距在一定微 小范围内呈不规则振动变化。原因是流体脉动压强引 起管道双车荷载产生了微小的不规则振动变化， 使得 2 个管道车的加速度随时间呈不规则振动变化; ③管道 双车平均间距略小于初始间距。原因是在加速阶段， 管道车 1 在不同时刻受到的牵引力略大于管道车 2 的 牵引力， 由于管道双车滚动摩擦阻力相等， 使得不同时 刻管道车 1 的加速度略大于管道车 2; ④随着直径比增 大， 管道双车稳定运移平均间距减小。原因是直径比 增大引起管道双车在加速阶段所受到的牵引力相差幅 度增大， 导致管道双车加速度相差幅度也将增大。 3． 3模型压强场模拟与验证 图 5 为管道流量为 50 m3h －1条件下， 不同时刻 管道双车振动运移时管道沿程测压管水头模拟结果与 试验结果对照图。 at 0． 4 s; Sc0． 296 69 m bt 0． 8 s; Sc0． 297 35 m ct 1． 2 s; Sc0． 297 56 m dt 1． 6 s; Sc0． 296 92 m et 2． 0 s; Sc0． 296 38 m ft 2． 4 s; Sc0． 296 81 m 注 t 为时间; Sc为管道双车瞬时间距。 图 5管道沿程测压管水头模拟结果与试验结果对照图 k c 0． 6 Fig． 5Comparison of simulated and experimental piezometric heads along the pipeline kc0． 6 从图 5 可知 ①模拟结果和试验结果一致， 最大相 对误差不超过 2． 67; ②管道车 1 的近壁面流场测压 管水头呈现 “W” 型分布。原因是在管道车 1 车后断面 流体断面突然束窄， 流体在环状缝隙进口产生了边界 层分离， 导致该区域压强降低。流体进入环状缝隙边 界层分离减弱， 引起压强回升。在管道车车前近壁面 区域由于边界层分离， 使得该区域压强急剧降低。在 管道车 1 的下游流场区域， 由于环状缝隙流将其动能 转化为了管道车下游流体的压能， 使得该区域压强又 再次升高; ③管道车 2 的近壁面流场测压管水头呈 “V” 型分布。原因是管道车 2 的车后近壁面流场流速呈现 管道中央流速低， 而管道近壁面流速高， 使得管道近壁 面区域的高流速进入环状缝隙区域， 未能形成边界层 分离， 导致该区域压强并未降低。在管道车 2 车前近 壁面流场由于边界层分离， 导致该区域压强急剧降低。 在管道车 2 的下游流场， 环状缝隙流将其动能转化为 了下游流体压能， 使得压强再次升高; ④管道双车上、 下游流场测压管水头呈线性分布。原因是管道流体的 461振 动 与 冲 击2020 年第 39 卷 ChaoXing 沿程测压管水头和管道长度呈线性负相关; ⑤环状缝 隙流场测压管水头模拟结果与试验结果存在较大误 差。原因是采用的压力传感器具有较低的测量灵 敏度。 图 6 和图 7 分别为管道流量为 50 m3h －1 条件 下， 不同时刻管道双车振动运移时管道内部水平断面 处的压强分布图。 at 0． 4 s; Sc0． 296 69 m; Vc11． 159 4 m s －1; V c21． 163 4 ms －1 bt 0． 8 s; Sc0． 297 35 m; Vc11． 145 8 m s －1; V c21． 147 6 ms －1 ct 1． 2 s; Sc0． 297 56 m; Vc11． 142 7 m s －1; V c21． 165 2 ms －1 dt 1． 6 s; Sc0． 296 92 m; Vc11． 161 5 m s －1; V c21． 158 8 ms －1 注 t 为时间; Sc为管道双车瞬时间距; Vc1为管道车 1 瞬时速度; Vc2为管道车 2 瞬时速度。 图 6不同时刻管道双车运移时水平断面压强分布图 k c0． 6 Fig． 6Pressure distributions of horizontal section of transporting double piped carriages at different times kc0． 6 at 0． 4 s; Sc0． 296 19 m; Vc11． 436 3 m s －1; V c21． 438 5 ms －1 bt 0． 8 s; Sc0． 295 65 m; Vc11． 420 9 m s －1; V c21． 433 4 ms －1 ct 1． 2 s; Sc0． 296 68 m; Vc11． 437 6 m s －1; V c21． 416 4 ms －1 dt 1． 6 s; Sc0． 295 82 m; Vc11． 416 5 m s －1; V c21． 419 6 ms －1 图 7不同时刻管道双车运移时水平断面压强分布图 k c0． 7 Fig． 7Pressure distributions of horizontal section of transporting double piped carriages at different times kc0． 7 从图 6 与图 7 可知 ①在管道双车的上游近壁面 区域存在高压强区。原因是管道双车上游流体与其车 后端面发生相互作用， 使得流体动能均转化为了流体 压能; ②在管道双车车前近壁面存在低压区， 而该区域 的下游流场压强又再次升高。原因是管道双车车前近 壁面出现了边界层分离， 导致该区域压强降低。而在 管道车下游流场区域， 环状缝隙流与管道车下游流体 发生相互作用使得环状缝隙流将动能转化为下游流体 的压能， 引起下游流体的压强升高; ③管道车 1 的环状 缝隙进口区域出现了低压区， 而管道车 2 的环状缝隙 区域未出现低压区。原因是管道车 1 的上游流体分布 较为均匀， 当管道流体与管道车 1 的车后端面发生相 互作用使得流体的过流断面束窄， 引起在环状缝隙进 口区域发生了边界层分离， 导致该区域压强降低。而 管道车 2 车后近壁面流场区域的流速呈现出管道中央 流速低和管道近壁面区域流速高的变化趋势， 高速流 体并未在管道车 2 的车后端面发生绕流而是直接进入 管道车 2 的环状缝隙区域， 因此该区域不存在低压区; ④管道双车的车前近壁面区域出现了“半圆形” 高压 区。原因是环状缝隙流在管道双车车前近壁面区域发 生了边界层分离， 回流流体与管道双车发生相互作用 使得回流流体的动能转化为其压能; ⑤随着直径比的 增加， 管道双车的车前近壁面压降程度增大。原因是 管道双车的车前近壁面压降主要是由于环状缝隙流发 生边界层分离引起的， 管道双车的直径比越大， 边界层 分离将会越明显; ⑥管道双车沿管道运移时， 管道双车 近壁面流场的压强呈降低趋势。原因是管道双车的近 壁面区域压强与管道沿程压强变化一致。由于管道沿 程压强降低， 因此管道双车近壁面流场区域压强也 降低。 3． 4模型流速场模拟与验证 图 8 为管道流量为 50 m3h －1 条件下， 管道车 1 的中心运移至距离几何模型进口断面 2． 5 m 位置时， 不同试验测试断面水平极轴处轴向流速模拟结果与试 验结果对照图。 从图 8 可知 ①模拟结果和试验结果一致， 最大相 对误差不超过 5． 18; ②管道车 1 车前近壁面流场轴 向流速呈指数型分布。原因是管道流体仅向下游流场 传播， 导致管道车 1 的车后流场未受扰动; ③越靠近管 道双车的车前端面， 回流越明显。原因是回流流体是 由于环状缝隙流在管道双车车前端面发生边界层分离 引起的， 因此距管道车车前端面越远， 边界层分离对流 场影响将越小; ④管道双车车前近壁面流场区域存在 低流速区， 而环状缝隙出口的管道近壁面区域存在高 流速区。原因是在管道双车车前近壁面区域出现了边 界层分离， 回流流体导致该区域出现了低流速区。回 561第 3 期张春晋等基于流固耦合的管道双车振动运移水力特性研究 ChaoXing 流流体与管道双车车前断面发生相互作用， 向管道近 壁面高速扩散， 导致管道双车车前管道近壁面范围出 现了高流速区; ⑤管道车 2 环状缝隙流比管道车 1 环 状缝隙流发展充分。原因是管道车 1 的环状缝隙流受 到环状缝隙进口边界层分离的影响， 环状缝隙流未能 充分发展。而管道车 2 的环状缝隙流是由管道车下游 流场高速流体形成， 因此环状缝隙流发展更为充分。 a1流速试验测试断面 b2流速试验测试断面 c3流速试验测试断面 d4流速试验测试断面 e5流速试验测试断面 f6流速试验测试断面 图 8不同流速试验测试段面水平极轴处轴向流速模拟结果与 试验结果对照图 kc0． 6 Fig． 8Comparison of simulated and experimental axial velocity distributions of different velocity measuring cross- sections at the horizontal polar axis kc0． 6 图 9 和图 10 分别为管道流量为 50 m3h －1条件 下， 不同时刻管道车振动运移时管道内部水平断面的 轴向流速分布图。 从图 9 与图 10 可知 ①管道双车车前近壁面流场 存在回流区域。原因是环状缝隙流向管道双车下游流 场过渡时在管道双车车前近壁面区域产生了边界层分 离; ②管道双车下游流场的管道近壁面和管道车 1 的 环状缝隙进口均存在高流速区， 原因是管道双车下游 的回流流体与管道双车的车前端面发生相互作用， 使 得回流流体向管道近壁面区域高速扩散。管道车 1 的 环状缝隙进口的高流速区是由于流体边界层分离引起 的; ③管道双车振动运移时对于其上游流场影响较小。 原因是管道内流体流动为急流， 仅向管道下游进行传 播; ④管道车 2 的环状缝隙流动为均匀流。原因是管 道车 2 环状缝隙进口存在与环状缝隙基本等宽的高速 流体， 使得该区域不会发生边界层分离; ⑤随着直径比 的增加， 管道双车车前近壁面回流范围增大。 原因是 at 0． 4 s; Sc0． 296 69 m; Vc11． 159 4 m s －1; V c21． 163 4 ms －1 bt 0． 8 s; Sc0． 297 35 m; Vc11． 145 8 m s －1; V c21． 147 6 ms －1 ct 1． 2 s; Sc0． 297 56 m; Vc11． 142 7 m s －1; V c21． 165 2 ms －1 dt 1． 6 s; Sc0． 296 92 m; Vc11． 161 5 m s －1; V c21． 158 8 ms －1 图 9不同时刻管道双车运移水平断面轴向流速分布图 k c 0． 6 Fig． 9Axialvelocitydistributionsofhorizontalsectionof transporting double piped carriages at different times kc 0． 6 at 0． 4 s; Sc0． 296 19 m; Vc11． 436 3 m s －1; V c21． 438 5 ms －1 bt 0． 8 s; Sc0． 295 65 m; Vc11． 420 9 m s －1; V c21． 433 4 ms －1 ct 1． 2 s; Sc0． 296 68 m; Vc11． 437 6 m s －1; V c21． 416 4 ms －1 dt 1． 6 s; Sc0． 295 82 m; Vc11． 416 5 m s －1; V c21． 419 6 ms －1 图 10不同时刻管道双车运移水平断面轴向流速分布图 k c 0． 7 Fig． 10Axialvelocitydistributionsofhorizontalsectionof transporting double piped carriages at different times kc 0． 7 直径比越大， 管道车车前端面区域越大， 导致边界层分 离程度越大; ⑥管道双车近壁面区域在不同时刻的轴 向流速分布一致。原因是管道双车瞬时速度与间距均 在一定较小的范围内波动变化， 导致管道双车与流体 组成的耦合系统瞬态运动要素处于恒定状态。 661振 动 与 冲 击2020 年第 39 卷 ChaoXing 3． 5平均压降系数分析 图 11 为不同管道流量条件下， 管道系统平均压降 系数与管道双车直径比之间的变化曲线。管道双车振 动运移的能耗损失采用压降系数表达。由于流体脉动 压强的作用， 使得管道双车瞬时速度与间距均在微小 范围内不规则振动变化。为此采用平均压降系数对管 道双车在平直管道振动运移的能耗损失进行分析。 图 11管道双车直径比与平均压降系数之间的变化曲线 Fig． 11Changes curve between diameter ratio and average pressure drop coefficient for transporting double piped carriages 从图 11 可知 ①随着管道双车直径比的增加， 管 道系统的平均压降系数呈先减小后增大。原因是当直 径比小于 0． 75 时， 管道双车运动速度对能耗损失的影 响起主导作用， 随着运动速度越快其能耗损失就越小。 当直径比大于 0． 75 时， 管道双车直径对能耗损失的影 响起主要作用， 直径越大， 其能耗损失就越大。②随着 管道流量的增加， 管道系统平均压降系数减小。原因 是管道流量越大， 使得等流量的空管道流体引起的能 耗损失将增加， 导致管道系统平均压降系数逐渐降低。 4结论 运用商用 ANSYS Fluent 12． 0 软件对管道双车在 平直管道内振动运移时管道内部流场的水力特性进行 了瞬态分析。主要的结论如下 1模拟结果和试验结果一致， 最大相对误差不 超过 5． 36 。表明采用流固耦合方法分析管道双车 在平直管道振动运移的水力特性是可行的。 2管道双车瞬时速度与间距在一定微小范围内 波动， 可认为管道双车在平直管道的运移为恒定运动。 3管道双车沿管道运移时， 管道双车近壁面流 场区域轴向流速分布一致， 而压强分布却呈现降低 趋势。 4管道双车车前近壁面流场存在回流现象。管 道车 2 环状缝隙流比管道车 1 环状缝隙流发展更为 充分。 5在管道双车车前近壁面存在低压区， 而该区 域下游流场压强又再次升高。管道双车直径比增加引 起管道系统平均压降系数呈现先减小后增大。 参 考 文 献 ［1］ 李永业， 孙西欢，