流固耦合作用對筒裝料管道車水力輸送內部流場特性的影響

張春晉，孫西歡,2※，李永業，張學琴，張雪蘭，楊小妮,4，李 飛

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流固耦合作用對筒裝料管道車水力輸送內部流場特性的影響

張春晉1，孫西歡1,2※，李永業1，張學琴3，張雪蘭1，楊小妮1,4，李 飛1

（1. 太原理工大學水利科學與工程學院，太原 030024；2. 晉中學院，晉中 030600； 3. 章丘黃河河務局，濟南 250200；4. 太原理工大學現代科技學院，孝義 032300）

為了進一步分析流固耦合作用對筒裝料管道水力輸送內部流場特性的影響，采用商用ANSYS Fluent 12.0軟件對管道流體域與管道車固體域進行聯合求解，并將耦合計算的模擬值與試驗值進行對比。管道流體域非穩態計算采用雷諾時均動量方程和RNG-湍流模型，管道車固體域瞬時速度與位移的耦合計算采用結構動力學方程。結果表明：模擬值與試驗值基本吻合，且管道車運移時瞬時速度、脈動壓強、流速分布以及壓強分布的最大相對誤差分別不超過1.43 %、3.16 %、5.28 %和1.64 %，得到采用流固耦合方法求解筒裝料管道水力輸送的內部流場特性是可行的；隨著徑長比的增加，管道車車前近壁面區域的軸向流速、徑向流速與壓強的影響范圍增大，渦量幅值的影響范圍減小，周向流速的影響范圍呈先減小后增大；管道車下游流場的能量耗散與能量轉化共同引起了管道車車前近壁面區域出現了低壓區，而能量轉化使得管道車下游流場的壓強又再次回升；管道車的時均壓降系數隨著徑長比的增加呈先減小后增大，且徑長比為0.7的管道車時均壓降系數最小。該文的研究將為管道車的結構設計與動力學機理分析提供理論參考。

流場；壓強；農產品；流固耦合；流場特性；管道車；徑長比；耦合模型

0 引 言

近年來，農產品物流依賴于公路、鐵路等傳統運輸方式[1]。傳統運輸方式在提高農產品運輸效率的同時還造成了能源危機和環境污染[2]。筒裝料管道水力輸送便是在此基礎上提出的一種低碳環保的農產品運輸方式，該運輸方式是將農產品裝盛并密封在圓柱狀的管道車內部，依靠水流的作用推動管道車在有壓管道內部進行長距離的運輸[2]，其具有輸送成本低與環境污染小的特點。

近年來，許多國內外專家對筒裝料管道水力輸送展開了大量研究。試驗方面：王銳等[3]、Ulusarslan等[4]通過分析動力學特性劃分了管道車運移階段。齊佳佳[5]、Sub等[6]及Huang等[7]探究了不同因素對管道車時均速度的影響。郭曉朦[8]、王琪[9]和Wang等[10]采用高速攝像機測量了管道車瞬時加速度。李永業等[11]和Lenau等[12]分析了不同型號管道車在管道內運移時的流場特性。以上研究成果受到測量儀器的限制，管道流場特性未能全面獲得。模擬方面：Barthès-Biesel[13]和Vlasak等[14]結合湍流關系分析了管道車瞬時能耗。Kroonenberg[15]、Cheng等[16]和Zhang等[17]采用湍流模型分析了環狀縫隙區域的流速與壓強。李永業等[18]、Khalil等[19]和Asim等[20]采用計算流體力學軟件求解了管道車運移的流場分布。模擬研究將管道車視為勻速運移，僅考慮了管道車對流場的影響。事實上管道車在流體的作用下也產生動力學響應。如果不考慮兩者的耦合作用，這將造成模擬結果與實際不符。

目前，流固耦合研究主要應用于離心泵、風機等]領域[21，對于筒裝料管道水力輸送還鮮有涉及。本文采用ANSYS Fluent 12.0軟件對管道流體域和管道車固體域進行聯合求解，揭示管道車運移時管道內部的流場特性。

1 材料與方法

1.1 試驗系統

管道車由料筒、支撐體及萬向滾珠組成[3]，如圖1所示。料筒端面布置互成120°的支撐體，支撐體使管道車與管道保持同心[8]。萬向滾珠安裝在支撐體尾端，減小管道車與管道的摩擦阻力。試驗系統包括動力裝置、調節裝置、輸送裝置及回收裝置[2]，如圖2所示。動力裝置包括試驗水箱和離心泵。調節裝置包括電磁流量計、調節閥和制動裝置。回收裝置由投放口、塑料集車箱及穩流板組成。

采用DANTECH公司的多普勒激光流速儀和江蘇揚泰光電公司的光電計時器測量管道流速。蘇州軒勝儀表科技有限公司的壓力傳感器測量管道的測壓管壓強。成都泰斯特電子公司的標準動態壓強采集系統收集壓力傳感器測量的時均壓強和脈動壓強的信號，并傳輸至計算機。Memrecam GX-3高速攝像機記錄管道車瞬時位移與速度。

注：X, Y和Z分別表示笛卡爾坐標系中3個不同的方向；D表示管道直徑，m；d表示料筒直徑，m；l表示料筒長度，m。

1.2 試驗設計

影響筒裝料管道水力輸送特性的因素包括管道直徑、料筒長度、荷載、管道流量及管道車的徑長比等。管道車的徑長比k指料筒直徑與其長度的比值。該文探討了不同徑長比條件下筒裝料管道水力輸送的內部流場特性，為此以徑長比作為控制因子。試驗方案中管道直徑設置為0.1 m。料筒長度取決于輸送裝置中彎管段的曲率半徑，且料筒長度越大管道車盛裝物料的空間就越大。根據彎管段曲率半徑，料筒長度設置為0.1 m。管道車的徑長比為0.5、0.6、0.7和0.8共4個水平值，選擇依據：當徑長比小于0.5時，管道車輸送物料的能力較低；當徑長比大于0.8時，管道車將無法在彎管段靈活運移。根據4種徑長比管道車料筒的內部體積，荷載設置為0.6 kg。根據管道車臨界起動的管道流量，管道流量設置為50 m3/h。

試驗測試段全長為5.8 m，距下游彎管段進口斷面2.7 m，距上游制動裝置4.7 m，如圖2所示。

1.離心泵2.鋼管段3.調節閥4.電磁流量計5.管道車投放口6.制動裝置7.光電計時器8.壓力傳感器9.水套10.管道車11.試驗測試段12.計算機13.標準動態壓強采集系統14.多普勒激光流速儀15.高速攝像機16.平直管段17.塑料集車箱18.試驗水箱和穩流板。

管道下游距試驗測試段進口斷面2.6 m的位置設置1個流速測試斷面，即1#斷面，如圖3所示。流速測點位于7個等間距水平線與五等分測環的交點，共布置43個流速測點。試驗測量中，測量流速是在管道車中心運移至距試驗測試段進口斷面2.5 m位置時得到的，此時管道車位于1#斷面上游0.1 m的位置。壓強測點沿試驗測試段均勻布置在管道壁面，間隔為0.5 m，共布置12個壓強測點，如圖3所示。試驗時，每個試驗測點重復測量3次，并取其平均值。

注：1′~12′ 表示12個壓強測點位置。

2 數值計算

2.1 幾何模型

應用Pro/E 5.0軟件建立筒裝料管道水力輸送的幾何模型。幾何模型包括平直管段和管道車。平直管段5.8 m，直徑0.1 m。平直管段劃分為進口管段、運移管段及出口管段[20]。進口管段0.5 m，考慮到管道內部湍流的充分發展。出口管段0.5 m，以降低管道車對出口壓強的影響。數值計算中料筒結構與試驗方案中料筒結構完全一致。管道車的料筒長度設置為0.1 m，且料筒直徑分別設置為0.05、0.06、0.07和0.08 m。支撐體由細圓柱體和薄金屬板組成。細圓柱體高0.02 m，直徑0.008 m。萬向滾珠為半球狀，直徑為0.008 m。初始狀態時管道車中心距進口斷面0.7 m。管道流量分別設置為40、50和60 m3/h。

2.2 流體域控制方程

采用ICEM軟件對幾何模型網格加密。計算域分為管道流體域與管道車固體域。運移管段采用四面體非結構化體網格加密，進口與出口管段采用與四面體網格相同尺寸的六面體結構化體網格加密。網格疏密對數值模擬的影響較大，以幾何模型進口斷面的時均壓強作為參考，對管道流體域網格無關性[22]進行考察，如表1所示。

定義采用相鄰兩種體網格尺寸劃分幾何模型時進口斷面時均壓強的相對誤差為

式中1和2分別為相鄰較大和較小體網格尺寸條件下進口斷面的時均壓強值，Pa。

數值模擬中為了提高計算結果的精度，采用的體網格尺寸需要遠小于計算域的結構尺寸，因此認為網格無關性檢驗的最大網格尺寸設置為0.002 8 m是合理的。

根據表1檢驗結果，得出由0.002 m體網格和0.0022 m體網格所得到的幾何模型的進口斷面時均壓強的相對誤差不超過0.47%。定義當<0.5 %時，體網格尺寸對于幾何模型的進口斷面時均壓強的影響可以忽略不計，認為滿足網格無關性要求。同時將模擬值與試驗值對比，得到模擬值與試驗值基本一致，且最大相對誤差不超過1.26 %。綜合分析得出當體網格尺寸小于0.002 m時已達到了計算結果與網格劃分無關的要求，因此采用0.002 m的體網格類型劃分幾何模型計算域中的管道流體域。管道車移動壁面和管道固定壁面邊界近壁面流速梯度較大，需采用邊界層加密。根據y合理范圍計算得到第1層網格厚度是2.53×10-4m (y=30)，層間比例為1.1。

表1 網格無關性檢驗（Q=50 m3/h）

注：k表示管道車的徑長比，表示管道流量，m3·h-1，表示進口斷面的時均壓強，Pa。

Note:krepresents diameter-length ratio of piped carriage,represents pipe discharge, m3·h-1,represents time-average pressure of inlet cross-section, Pa.

笛卡爾坐標系中，連續性方程和雷諾時均動量方程可表示為[23]

RNG-湍流模型能夠處理復雜的湍流問題[24]。因此采用RNG-湍流模型進行計算。該文采用PISO算法，其中動量方程、湍動能方程及湍流耗散率方程的對流項均采用二階迎風格式，而擴散項采用中心差分格式[25]。

進口邊界為流速進口，通過經驗公式[26]計算進口邊界和值；出口邊界為壓力出口；管道壁面采用無滑移邊界[27]；管道車動邊界采用6DoF（6 Degree of Freedom）耦合模型。該模型涉及管道車轉動慣量與摩擦阻力。

轉動慣量[28]是管道車的旋轉阻力矩，表示為

摩擦阻力是管道車的運移阻力，表示為

式中J、J和J分別為管道車3個方向的轉動慣量，kg·m2；為料筒直徑，m；為料筒長度，m；為管道車總質量，kg；F為支撐力，N；μ為滾動摩擦阻力系數，經試驗測量，滾動摩擦阻力系數為0.428。管道車初始速度為管道車經過試驗測試段進口斷面的實測瞬時速度。

2.3 結構動力學方程

6DoF耦合模型中，結構動力學方程求解管道車在任意時刻速度與位移。該方程[29]表示如下

式中為水平合力，N；a為加速度，m/s2；為外力矩，N·m；為轉動慣量矩陣；ω為角速度，rad/s。

2.4 流固耦合求解算法

6DoF耦合模型分析流程[30]如下：1）首先需要設定在初始時刻，管道車速度、角速度、角度及位移；2）將管道車在時刻的運移速度、角速度作為下一時刻邊界條件，求解在+D時刻流場的水力特性，并獲得合力F和外力矩M；3）計算在+D時刻的速度、位移、角速度和角度；4）結合位移t c和轉動角度t+t c，利用動網格技術將管道車移動到新位置，并更新管道流體域網格；6）將管道車在D時刻的速度、角速度作為下一時刻的邊界條件，并不斷重復上述過程。

3 結果與分析

3.1 管道車瞬時速度模擬與驗證

圖4為管道流量為50 m3/h時，管道車瞬時速度模擬值與試驗值對照圖。該文中用于試驗驗證的管道流量僅為50 m3/h，因此在第3章節中主要分析了管道流量為50 m3/h時的筒裝料管道水力輸送的內部流場特性。

由圖4中可知：1）模擬值與試驗值一致，且最大相對誤差不超過1.43 %；2）隨著徑長比的增加，管道車時均速度呈增長趨勢。原因是徑長比的增加，引起管道車的浮力增加，導致時均速度增大；3）管道車瞬時速度在一定范圍波動，可將管道車運移視為恒定運移；4）管道車運移時瞬時速度呈無規則波動。原因是流體脈動壓強的無規則波動引起流體對管道車的瞬時荷載產生波動。

3.2 脈動壓強波形模擬與驗證

圖5為管道流量為50 m3/h時，不同測壓管脈動壓強振幅頻譜模擬值與試驗值對照圖。圖5中3′和5′測壓管分別距試驗測試段的進口斷面為1.0和2.0 m。

由圖5中可知：1）模擬值與試驗值一致，且最大相對誤差不超過3.16%；2）測壓管脈動壓強集中在20~100 Hz頻帶，脈動主頻率55 Hz，相應振幅0.1 kPa。脈動壓強是以時間為參數的隨機過程，由管道內湍流流動引起。

3.3 模型流速分布模擬與驗證

圖6為管道流量為50 m3/h時，當管道車中心運移至距離試驗測試段的進口斷面2.5 m位置時，管道流場1#斷面水平極軸處的軸向流速模擬值與試驗值對照圖。

由圖6中可知：1）模擬值與試驗值一致，且最大相對誤差不超過5.28 %；2）管道車車前近壁面流場區域存在明顯回流。原因是環狀縫隙流體過渡到管道車下游流場時引起了邊界層分離，導致管道車下游流體回填管道車車前的空腔區域；3）隨著徑長比的增加，管道車下游流場的回流范圍增大。原因是回流區域僅存在于管道車車前的近壁面區域，徑長比的增加，引起回流范圍增加。

圖7為管道流量為50 m3/h時，管道車運移時水平斷面的軸向流速分布云圖。

注：X表示面向平直管道下游時水平向左的方向。

注：Sc表示管道車中心到幾何模型進口斷面的距離，Vc表示管道車的瞬時速度，矩形的空白區域表示管道車，X表示面向平直管道下游時水平向左的方向，Z表示平直管道流體流動的方向。

由圖7中可知：1）管道車車前近壁面區域形成了“錐形”的回流范圍。原因是管道車壁面邊界層存在逆壓梯度，引起環狀縫隙流出現了邊界層分離；2）隨著徑長比的增加，管道車下游流場回流范圍增大。原因是回流范圍存在于管道車車前近壁面區域，徑長比的增加引起車前近壁面區域增大；3）環狀縫隙進口和管道車下游的管道近壁面出現2處高流速區。環狀縫隙進口高流速區是由于邊界層分離引起主流斷面減小，使得軸向流速增加。而管道車下游的管道近壁面高流速區是由于回流流體與管道車車前端面相互作用，導致回流流體向管道近壁面高速擴散；4）隨著徑長比的增加，管道車對上游流場的影響范圍減小。原因是徑長比越大，管道車運移速度越接近流體平均軸向流速，使得管道車對流場擾動減小；5）不同時刻管道車近壁面區域軸向流速分布一致。原因是管道車瞬時速度變化幅度較小，導致管道車在任意時刻與管道流體形成的耦合系統的軸向流速分布一致。

圖8為管道流量為50 m3/h時，管道車運移時水平斷面的徑向流速分布云圖。

圖8 管道車運移時水平斷面的徑向流速分布

由圖8中可知：1）徑向流速分布于管道車車前、后的近壁面區域，且徑向流速由管中心指向壁面。原因是流體受到管道車車后端面的影響，使得流體向環狀縫隙流動時流線產生收縮。而管道車的車前近壁面區域的徑向流速由回流流體所引起，回流流體受到管道車車前端面的阻礙向管道壁面擴散；2）隨著徑長比的增加，管道車車前近壁面區域的徑向流速影響范圍增大。原因是徑長比越大，引起管道車車前端面與其下游回流流體相對速度增大，導致徑向流速的影響范圍增大；3）不同時刻管道車運移時的徑向流速分布一致。原因是管道車瞬時速度變化幅度較小，導致管道車在任意時刻與管道流體所形成的耦合系統的徑向流速分布一致。

圖9為管道流量為50 m3/h時，管道車運移時水平斷面的周向流速分布。

由圖9中可知：1）支撐體的近壁面區域周向流速最大。原因是管道車車前、后近壁面區域流場的周向流速由支撐體所引起；2）管道車車后端面的周向流速較小。原因是車后端面與管道車上游流體的相對速度較小；3）雖然環狀縫隙流與管道車下游回流流動方向相反，但在同一側形成的周向流速方向一致；4）隨著徑長比的增加，管道車車前近壁面區域的周向流速影響范圍呈先減小后增大。原因是當徑長比小于0.7，車前近壁面區域的周向流速由環狀縫隙流繞流支撐體形成。當徑長比大于0.7，車前近壁面區域的周向流速由回流流體繞流支撐體形成；5）不同時刻管道車運移時周向流速分布一致。原因是管道車瞬時速度變化幅度較小，導致管道車在任意時刻與管道流體所形成的耦合系統的周向流速分布一致。

圖9 管道車運移時水平斷面的周向流速分布

3.4 模型壓強分布模擬與驗證

圖10為管道流量為50 m3/h時，當管道車中心運移至1#斷面上游0.1 m時，試驗測試段區間管道沿程測壓管的時均壓強模擬值與試驗值對照圖。

由圖10中可知：1）模擬值與試驗值基本一致，且最大相對誤差不超過1.64 %；2）管道車近壁面流場呈“W”型的時均壓強分布。原因是管道流體受到管道車車后端面支撐體的作用，引起斷面收縮，導致管道的時均壓強降低。隨后流體進入環狀縫隙，流速降低使得在環狀縫隙的時均壓強回升。在管道車下游區域，流體從環狀縫隙逐步過渡到管道車下游流場產生邊界層分離，引起旋渦損失，使得時均壓強急劇降低。但是流體在發生能量耗散的同時還發生能量轉化，環狀縫隙流擴散時將動能轉化為下游流體的壓能，使得流體壓強再次回升；3）隨著徑長比的增加，管道車的車前近壁面區域的時均壓強的壓降增加。原因是徑長比的增加，引起了管道車車前流場回流增加，導致邊界層分離引起的能量耗散增加。

圖11為管道流量為50 m3/h時，管道車運移時水平斷面的壓強分布云圖。

圖11 管道車運移時水平斷面的壓強分布

由圖11中可知：1）管道流場高壓區存在于管道車車前、后近壁面區域。原因是車后近壁面區域流體在管道車的作用下流體動能轉化為壓能，管道車的車前近壁面區域的回流流體與車前端面發生碰撞，引起流體動能轉化為壓能；2）管道車環狀縫隙進口和管道車車前近壁面存在低壓區。原因是在管道環狀進口區域和管道車的車前近壁面區域發生了邊界層分離；3）管道車下游流場存在低壓區，而低壓區下游流場壓強又再次升高。原因是環狀縫隙流與管道車下游流體發生相互摻混，引起能量耗散與能量轉化。能量耗散和能量轉化引起管道車下游流場出現低壓區，能量轉化使得低壓區域下游的壓強再次回升；4）隨著徑長比的增加，管道車的車后近壁面區域的高壓區范圍減小。原因是徑長比的增加，使得管道車的車后端面與其上游流體的相對速度減小，引起流體動能轉化為壓能的程度降低；5）隨著徑長比的增加，管道車下游流場壓降幅度增大。原因是徑長比的增加，引起管道車下游流場旋渦能量耗散程度增強；6）隨著管道車運移時間的增長，管道車局部壓強呈現出整體降低的趨勢。原因是管道車局部壓強與管道沿程壓強變化一致。由于管道內部壓強沿程降低，所以當管道車越靠近管道下游流場，管道車近壁面區域壓強也呈現降低趨勢。

3.5 渦量分布模擬

圖12為管道流量為50 m3/h時，管道車運移時水平斷面的渦量幅值分布云圖。

由圖12中可知：1）渦量幅值分布在環狀縫隙進口的管道車近壁面和環狀縫隙流與其下游流體混流的交界面。原因是環狀縫隙進口的管道車近壁面區域存在邊界層分離，形成局部渦量。而環狀縫隙流與其下游流體的交界面處存在2股流體摻混，形成局部渦量；2）隨著徑長比的增加，管道車車前近壁面區域的渦量幅值影響范圍減小。原因是徑長比越大，在管道車車前近壁面區域的回流范圍就越大，使得旋渦在極短范圍內衰減；3）隨著徑長比的增加，環狀縫隙進口處管道車近壁面區域的渦量幅值和管道車下游流場的渦量幅值均增大。原因是徑長比的增加，使得邊界層分離現象越明顯，導致流場渦量幅值增大；4）管道車運移對管道流體產生局部擾動，因此流場渦量幅值分布于管道車近壁面區域。由于管道車瞬時速度的變化幅度較小，導致管道車在任意時刻與管道流體形成的耦合系統的渦量幅值未出現時空演變。

圖12 管道車運移時水平斷面的渦量幅值分布

圖13為管道流量為50 m3/h時，管道車運移時不同時刻水平斷面的3維渦量分布云圖。

由圖13中可知：1）管道車運移時水平斷面的周向渦量變化范圍明顯大于軸向渦量和徑向渦量的變化范圍。原因是周向渦量是由于流體繞流管道車料筒時產生的，而軸向渦量和徑向渦量是由于流體繞流支撐體時形成的。由于管道車的料筒對管道流體的擾動較大，因此管道車運移時水平斷面的周向渦量變化幅度較大；2）管道內部軸向渦量和周向渦量分別沿軸正負方向呈大小相等、方向相反的渦量分布。原因是管道車在水平斷面的投影呈對稱結構，因此軸向渦量和周向渦量分別沿軸正負方向呈對稱分布；3）管道內部徑向渦量分別沿軸正負方向呈現相同的渦量分布。原因是軸正負方向處的徑向渦量均為繞流對稱分布的支撐體形成的，因此管道水平斷面的管中心兩側徑向渦量分布相同；4）管道車運移時不同時刻管道水平斷面的3維渦量分布一致，未出現明顯的時空演變。原因是管道車穩定運移時其瞬時速度變化幅度較小，使得管道車與管道流體之間組成的耦合系統的瞬態運動要素處于恒定狀態，因此管道車運移時不同時刻的3維渦量分布基本相同。

圖13 管道車運移時不同時刻水平斷面3維渦量分布

3.6 時均壓降系數模擬

圖14為不同管道流量條件下，管道車時均壓降系數與徑長比之間的變化曲線。能耗損失采用壓降系數表征[20]，壓降系數指總能耗與空管道流體能耗的比值。該文采用時均壓降系數分析管道車在平直管段運移的能耗。

圖14 管道車時均壓降系數與徑長比之間的變化曲線

由圖14中可知：1）隨著徑長比的增加，管道車時均壓降系數呈先減小后增大，且徑長比為0.7的管道車時均壓降系數最小。原因是當徑長比小于0.7，管道車的運移速度起主導作用，運移速度越快能耗越小。而當徑長比大于0.7，管道車直徑起主導作用，直徑越大能耗就越大；2）管道流量越大，時均壓降系數就越小。原因是管道流量越大使得空管道流體的沿程能耗損失逐漸增加。

4 結 論

1）隨著徑長比的增加，管道車的車前近壁面區域的軸向流速、徑向流速及壓強影響范圍增大，渦量幅值影響范圍減小，周向流速影響范圍呈先減小后增大。

2）管道車下游流場的能量耗散與能量轉化共同引起了管道車的車前近壁面區域出現低壓區，而能量轉化又使得管道車的下游流場的壓強再次回升。

3）隨著徑長比的增加，管道車時均壓降系數呈先減小后增大，且徑長比為0.7的管道車時均壓降系數最小。

4）管道車沿管道向下游運移時，管道車近壁面流場區域的軸向流速、徑向流速、周向流速及渦量幅值分布基本一致，而壓強分布卻呈逐漸降低的變化趨勢。

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Effect of fluid-structure interaction on internal flow field characteristics of tube-contained raw material pipeline hydraulic transportation

Zhang Chunjin1, Sun Xihuan1,2※, Li Yongye1, Zhang Xueqin3, Zhang Xuelan1, Yang Xiaoni1,4, Li Fei1

(1.030024,; 2.030600,; 3.250200,; 4.032300,)

Due to the problems of energy crisis and environmental pollution in the traditional long-distance transportation mode of agricultural products, it has become an inevitable trend to seek a low-carbon and environmentally-friendly transportation mode of agricultural products. In order to further analyze the effect of the fluid-solid interaction on the internal flow field characteristics of the tube-contained raw material pipeline hydraulic transportation, the geometrical model of the tube-contained raw material pipeline hydraulic transportation was established, and the fluid domain within the pipeline and the solid domain of the piped carriage were jointly solved by using a commercial ANSYS Fluent 12.0 software. At the same time, the simulated values obtained by coupling calculation were compared with the experimental values. The unsteady numerical calculation of the fluid domain within the pipeline was based on the Reynolds time-averaged momentum equations and the RNG-turbulent model, and the coupling calculation of the instantaneous speed and displacement of the solid domain for the piped carriage at any time was based on the structural dynamic equations. The tube-contained raw material pipeline hydraulic transportation worked by taking water as transmission medium, sealing agricultural products inside the piped carriage, pushing the piped carriage by using pressurizing devices, and realizing the long distance transport of the piped carriage. This transportation mode had the advantages of low transportation cost, high transportation efficiency and little environmental pollution. The internal flow field characteristics of transporting the piped carriages with a height of 0.1 m and 4 diameter-length ratios of 0.5, 0.6, 0.7 and 0.8 respectively were studied by using the model test. The flow velocity distribution of the typical cross-sections was measured by using the Laser Doppler Anemometry and the photoelectric timing device. The time-average pressure of piezometer tubes was measured by using the standard dynamic pressure collection system and the pressure sensors. The instantaneous speeds and instantaneous displacements of the piped carriages were measured by using the high speed camera. The results showed that the simulated values were in good agreement with the experimental values, which further indicated that it was feasible to adopt the fluid-structure interaction methods to solve the internal flow field characteristics of the tube-contained raw material pipeline hydraulic transportation. As the diameter-length ratio of the piped carriage increased, the affected areas of the axial flow velocity, the radial flow velocity and the pressure gradually increased, the affected areas of the vorticity magnitude gradually decreased, and the affected areas of the circumferential velocity gradually decreased first and then increased near the front end of the piped carriage. The combined effects of both the energy dissipation and the energy conversion caused local low pressure areas to develop near the front end of the piped carriage, but energy conversion caused the downstream pressure of the piped carriage to increase again. The time-average pressure drop coefficients of the piped carriages first decreased and then increased with the increasing of the diameter-length ratio, and the time-average pressure drop coefficient caused by the piped carriage with the diameter-length ratio of 0.7 was the least. During the transport process of the piped carriage along the pipeline, the distributions of the axial velocity, radial velocity, circumferential velocity and vorticity magnitude in the near-wall region of the piped carriage were basically the same, but the pressure distributions showed a gradually decreasing trend. The research in this paper provides an important theoretical reference for the structural design and hydrodynamic mechanism analysis of the piped carriage.

flow fields; pressure; agricultural product; fluid-structure interaction; flow field characteristics; piped carriage; diameter-length ratio; coupling model

10.11975/j.issn.1002-6819.2018.18.037

S229+.1; U173.91

A

1002-6819(2018)-18-0299-09

2018-03-02

2018-08-07

國家自然科學基金項目（51179116，50579044，51109155）；山西省自然科學基金項目（2015011067，201701D221137）

張春晉，山西平遙人，博士生，主要從事流體力學及流體機械研究。Email：zhangchunjintyut@163.com

孫西歡，山西臨猗人，博士，教授，博士生導師，主要從事工業水力學研究。Email：sunxihuan@tyut.edu.cn

張春晉，孫西歡，李永業，張學琴，張雪蘭，楊小妮，李 飛. 流固耦合作用對筒裝料管道車水力輸送內部流場特性的影響[J]. 農業工程學報，2018，34(18)：299－307. doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2018.18.037 http://www.tcsae.org

Zhang Chunjin, Sun Xihuan, Li Yongye, Zhang Xueqin, Zhang Xuelan, Yang Xiaoni, Li Fei. Effect of fluid-structure interaction on internal flow field characteristics of tube-contained raw material pipeline hydraulic transportation[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2018, 34(18): 299－307. (in Chinese with English abstract) doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2018.18.037 http://www.tcsae.org