基于流固耦合的管道車振動運移水力特性數值模擬與試驗

2019-03-23 07:30:14張春晉孫西歡李永業張學琴

振動與沖擊 2019年5期

關鍵詞：模型

張春晉，孫西歡,2，李永業，張學琴

(1.太原理工大學水利科學與工程學院，太原 030024；2.晉中學院，山西晉中 030600；3.章丘黃河河務局，濟南 250200)

筒裝料管道水力輸送(是一種新型節能環保的運輸方式，具有成本低、占地少、效率高和綠色環保等優勢，適合運輸工業材料、化工原料和農產品等固體物料。該技術原理是將物料密封在管道車內部，并借助流體的推力在管道內進行物料的長距離運輸。

目前，許多國內外學者已經對筒裝料管道水力輸送展開了大量的研究。孫西歡等[1-3]分析了管道車臨界啟動狀態下管道車荷載與起動流速之間的關系，并探討了不同型號的管道車在管道內運移的水力特性。Khalil等[4-5]研究了在不同雷諾數條件下管道車運移時的水力特性，并結合管道車的動力學機理，將管道車的運移過程劃分為懸浮，振蕩和穩定等3個典型階段。Mishra等[6-8]采用模型試驗研究了在彎曲和傾斜管道內管道車運移時的水動力學特性，并建立了管道車速度與局部能耗之間的半經驗公式。Wang等[9-10]研究了動邊界條件下管道車平均運移速度與環狀縫隙流流動特性之間的關系，并推導出了筒裝料管道水力輸送的最佳輸送雷諾數。Sub等[11-13]結合紊流的基本關系和Von Karman相似性假設，分析了不同管道車直徑比對動邊界同心環狀縫隙流的流速與動水壓強的影響效應。Polderman等[14-15]研究了管道車運動時環狀縫隙內部潤滑流體、牛頓流體和非牛頓流體的水力特性，并將試驗結果與三層梯度擴散模型進行了對比分析。張琪琦等[16-18]對管道車運移時的摩擦阻力、進流收縮和出流擴張等3種能耗損失進行了理論分析，并采用模型試驗研究了不同環隙比條件下管道車單位水頭損失與環狀縫隙流軸向流速之間的分布規律。郭曉朦等[19-20]研究了不同輸送荷載的管道車在平直管道運移時的管道車上游流場的三維流速分布與脈動強度。上述研究成果主要采用模型試驗的方法進行分析，受到試驗儀器和流場復雜性的諸多限制，目前無法全面獲得管道車運移過程中管道內部流場復雜的水力特性。

隨著電子計算機的飛速發展以及商業CFD(Computational Fluid Dynamics)軟件的日臻成熟，近年來流固耦合數值模擬逐漸成為了分析流體機械水力特性的重要研究方法。流固耦合數值模擬考慮到了流體與結構之間的耦合作用，涉及到流體域和固體域的雙重求解，計算結果將更加接近物理現象本身的變化規律。目前，流固耦合數值模擬在離心泵和水輪機等旋轉機械方面[21]取得了一定的研究成果，但是對于筒裝料管道水力輸送流固耦合的研究還鮮有涉及。

筒裝料管道水力輸送技術中管道內部流場與管道車之間存在明顯的流固耦合作用。一方面，管道車在流體載荷的作用下產生動力學響應；另一方面，管道車動力學響應反過來影響管道流場的水力特性，改變流體載荷的分布和大小。如果將管道車視為勻速運動，則忽略了管道流場水力特性對于管道車動力學響應的影響，這與試驗結果存在較大誤差。為此，對于管道車與管道流體之間進行流固耦合求解十分必要。

本文的研究目的是以車長為100 mm和直徑為60 mm的管道車作為主要研究對象，運用ANSYS Fluent 12.0對管道車結構響應和管道內部流場進行流固耦合數值模擬，從而進一步分析管道車在平直管段振動運移的水力特性。本文的研究不僅彌補了試驗研究中存在的不足，而且提高了管道內部流場水力特性與管道車瞬態結構響應的計算精度。

1 材料與方法

1.1 管道車設計

管道車結構包括料筒、支撐體和萬向滾珠，如圖1所示。料筒為空心的有機玻璃圓柱體。支撐體是由細圓柱體和薄鋼板2部分組成，支撐體呈120°等間距放射狀布置在料筒的前后端面，可使管道車在管道內保持同心位置，有效克服管道車運移過程中的不穩定問題。萬向滾珠安裝于支撐體末端，可減小管道車與管道間的摩擦阻力，起到節能作用。管道車荷載為8 mm直徑的鋼珠，鋼珠間隙通過橡膠海砂填充。

圖1 管道車結構

1.2 試驗平臺

試驗平臺包括動力裝置、控制裝置、輸送管道和回收裝置，如圖2所示。動力裝置包括試驗水箱和離心泵。控制裝置包括控制閥、電磁流量計和管道車制動裝置。輸送管道為有機玻璃管段和鋼管段，全長28.62 m，直徑100 mm，壁厚5 mm，不同管段間均由法蘭密封連接。矩形水槽布置在有機玻璃管段用于防止試驗測量時激光在管道內發生折射。回收裝置包括管道車投放口、塑料集車箱、穩流板和海綿。試驗時，水流由離心泵從試驗水箱抽入有機玻璃管段。調節管道流量，待流量穩定后，將管道車從投放口注入輸送管道內。當管道車運移到試驗測試段面時，對管道內相應測點的流速與壓強進行測量。試驗結束后，管道車通過塑料集車箱離開輸流管道。與此同時流體再次流回試驗水箱，整個過程形成了閉合的循環回路。

圖2 試驗平臺(m)

1.3 試驗方案和試驗流程

采用車長100 mm，直徑60 mm的管道車進行試驗，管道車荷載為600 g，流量為40、45、50、55、60、65及70 m3/h。試驗方案中試驗測試段為5.8 m，距下游彎管進口斷面和上游管道車制動裝置分別為2.7和4.7 m。試驗測試段布置1#、2#、3#及4#測試斷面，距離試驗測試段進口斷面分別為2.4、2.5、2.6及2.7 m，且4個測試斷面的流速測點布置一致。測點位于間距為0.015 m的七等分水平線與間距0.01 m的五等分測環的交叉點，共布置43個流速測點。壓強測點沿著試驗測試段布置，間隔為0.5 m，共布置11個壓強測點。試驗時，每個試驗測點重復測量3次，并取其平均值。

管道車在平直管段振動運移的水力特性包括管道瞬時斷面流速、沿程瞬時測壓管水頭和管道車瞬時速度。根據試驗方案，本文的試驗流程為：其中美國TSI公司的多普勒激光流速儀和江蘇揚泰光電公司的毫秒光電計時器用來聯合測試試驗測試段不同斷面處管道瞬時流速分布。成都泰斯特電子信息有限責任公司的壓力傳感器和標準動態壓強采集盒測量管道沿程瞬時測壓管水頭。日本NAC公司的Memrecam GX-3高速攝像機測量管道車的瞬時速度。最后，將所有試驗數據都通過Excel 2013傳輸至計算機，并采用Suffer 11.0、Origin 9.0等軟件對數據進行統計分析。

2 流固耦合計算方法

2.1 內部流場數值計算

采用Auto CAD軟件建立筒裝料管道水力輸送的幾何模型，如圖3所示。幾何模型包括管道模型和管道車模型2部分，管道模型5.8 m，該長度與試驗測試段長度一致。管道模型包括進口管段、運動管段和出口管段。運動管段為5.2 m，進口管段和出口管段分別為0.3 m。進口管段使管道內紊流充分發展，而出口管段則降低了管道車對幾何模型出口斷面的影響。

注：AB表示幾何模型進口斷面，CD表示幾何模型出口斷面，E表示管道車模型

管道車模型參數：料筒長度為0.1 m，直徑為0.06 m；支撐體細圓柱體長度為0.017 m，直徑為0.008 m；支撐體薄鋼板長度為0.015 m，高度為0.028 m，厚度為0.001 5 m；萬向滾珠直徑為0.008 m；管道車荷載為600 g。管道模型進口斷面圓心為坐標原點，管道車中心的初始位置距管道幾何模型進口斷面為0.5 m。管道車初始時刻流場計算域和管道車固體域網格加密如圖4所示。

(a) 流場計算域網格加密

(b) 管道車固體域網格加密

采用ICEM軟件對幾何模型的計算域進行網格加密，如圖5所示。本文的計算域分為流場計算域與管道車固體域2部分。流體計算域運動管段宜采用四面體的非結構化網格進行網格加密，而管道模型進口管段和出口管段均宜采用與四面體網格相同尺寸的六面體的結構化網格進行加密。通過2 mm與3 mm兩套體網格對非定常計算進行網格無關性檢驗[22]，兩者的幾何模型進出口斷面壓強差的相對誤差小于1%，同時將模擬值與試驗值進行對比，得出模擬值與試驗值基本吻合。因此，本文選擇2 mm網格對流場計算域進行數值模擬。為提高管流場的計算精度，還采取了管道近壁面邊界層加密和管道車局部面網格加密。通過計算得到的管道近壁面黏性底層厚度約為0.000 6 m，為此第一層網格為0.000 1 m，遞變梯度為1.2，共設置5層邊界層網格。管道車局部壁面采用0.001 m的三角形非結構化網格進行加密。

采用壓力-速度耦合的PISO算法求解不可壓縮黏性流體的連續性方程和雷諾時均方程。紊流模型采用RNGk-ε紊流模型，可以精確模擬管道車近壁面流場區域的水力特性。控制方程的對流項均采用二階迎風格式進行離散[23]。非定常計算時間步長為10-5s，各控制方程收斂殘差為10-4。

根據圖4，對筒裝料管道水力輸送的幾何模型設置邊界條件。進口邊界(AB)為流速進口。本文根據試驗測試段進口斷面實測流速，采用UDFs(User Defined Functions)函數定義進口斷面流速分布，其中流體密度為1.0×103m3/h，動力黏度為1.062×10-3Pa·s(水溫18 ℃)。出口邊界(CD)為壓強出口，采用壓強實測值定義出口斷面的壓強分布。紊流強度和紊流耗散率依據經驗公式確定。管道邊界(AC、BD)為無滑移邊界，近壁區域采用標準壁面函數法處理。管道車邊界(E)采用6DOF(6 Degree of Freedom)耦合模型和UDFs函數進行定義。UDF函數定義管道車轉動慣量、摩擦阻力、運移范圍和初始狀態。管道車邊界僅存在Z方向的移動自由度和Z方向的旋轉自由度。管道車初始的瞬時速度采用管道車的實測瞬時速度進行定義。進口管段、運動管段和出口管段之間的對應面均設置為Interface邊界條件。

2.2 結構動力學方程

6DoF耦合模型中，管道車結構動力學方程為[24]

Mu″+Cu′+Ku=Fs+FFSI

(1)

式中：M為質量矩陣，kg；C阻尼矩陣，N·s/m；K為剛度矩陣，N/m；u″為節點加速度，m/s2；u′為節點速度m/s；u為節點位移，m；Fs為非流體作用荷載；FFSI為流體作用于管道車的耦合力。為了提高計算的精度，采用Newmark隱式時間積分法對結構動力學方程進行求解。在耦合交界面處，流體與固體的位移和應力等相互耦合變量應相等或守恒。控制方程為[24]

nτf=nτs,rf=rs

(2)

式中：τ為耦合面處應力，Pa；r為耦合面處位移，m；n為法向矢量；下標f為流體；下標s為固體。

6DOF耦合模型是利用結構動力學方程求解管道車的瞬時速度與位移。結構動力學方程中的流體荷載可通過6DOF耦合模型直接求解，而非流體荷載則需通過UDFs函數進行輔助定義。本文中非流體荷載的滾動摩擦阻力是利用管道車與管道間的實測滾動摩擦阻力的摩擦系數與管道車Y方向的瞬時合力值的乘積進行計算。6DOF耦合模型中需考慮管道車的重力。

2.3 流固耦合求解方法

本文應用RNGk-ε紊流模型對管道車在平直管段運移的水力特性進行數值計算。結合6DOF耦合模型和UDFs函數對管道車結構響應進行分析。耦合界面實現流體域數據與固體域數據的實時交換。流固耦合作用引起管道車產生了位移效應，采用彈性光順和網格重構的動網格技術對計算域網格進行實時修正[25]。

流固耦合分析流程，如圖5所示。

(1) 根據固體的結構響應，結合動網格技術對流體域網格進行修正。并以固體的位移和速度作為流體域的初始邊界條件進行流場的迭代計算，直至流場結果收斂，從而得到作用在固體結構表面的流體荷載；

(2) 通過耦合界面將該流體載荷施加到固體結構。采用6DOF耦合模型計算管道車的瞬時位移和速度；

(3) 當管道車位移在運移范圍內時，將管道車速度和位移作為下一時刻流體域的邊界條件繼續求解。如此反復，直至管道車運移到計算域指定邊界為止。

注：Sc為管道車中心到幾何模型進口斷面處的距離，S為管道車的運移范圍

3 計算結果與分析

3.1 管道車運移速度模擬與驗證

圖6為管道車瞬時速度模擬值與試驗值對照圖。

(a) Q=50 m3/h, Vb=1.132 4 m/s

(b) Q=60 m3/h, Vb=1.571 1 m/s

從圖6可知：

(1) 模擬值與試驗值一致，相對誤差不超過4.6%。

(2) 管道車運移過程中瞬時速度在一定范圍內呈振動變化，因此，可以將管道車在平直管段的振動運移視為恒定運動。

(3) 管道車瞬時速度呈無規則振動變化。原因是流體脈動壓強的無規則波動將引起管道流體對管道車的瞬時荷載產生波動性變化，進而引起管道車的瞬時加速度發生變化，使得管道車在管道內振動運移。

3.2 模型流速場模擬與驗證

圖7為管道車中心運移到距幾何模型進口斷面2.5 m位置時，不同斷面水平極軸處軸向流速模擬值與試驗值對照圖。

從圖7可知:

(1) 模擬值和試驗值一致，相對誤差不超過4.8%。

(2) 管道車上游流場斷面軸向流速呈指數型分布趨勢。原因是管道內流體僅向下游傳播，因此管道車上游流場的軸向流速將呈現出指數分布的變化規律。

(a)Q=50 m3/h,1#斷面區域

(b)Q=50 m3/h,2#斷面區域

(c)Q=50 m3/h,3#斷面區域

(d)Q=50 m3/h,4#斷面區域

(e)Q=60 m3/h,1#斷面區域

(f)Q=60 m3/h,2#斷面區域

(g)Q=60 m3/h,3#斷面區域

(h)Q=60 m3/h,4#斷面區域

(3) 管道車下游流場斷面軸向流速呈中間低，兩邊高的變化趨勢。原因是管道車環狀縫隙流與其下游管道流體產生相互作用，使得環狀縫隙流向管道車下游流場擴散過程中引起了局部回流現象，因此管道車下游的近壁面中央區域將出現低流速區。

圖8為Q=50 m3/h流量條件下，不同時刻管道車運移時水平斷面軸向流速分布云圖。

從圖8可知：

(1) 管道車下游流場區域存在明顯的低流速區。原因是環狀縫隙流向管道下游流體過渡過程中在管道車料筒的近壁面發生了邊界層分離現象，主流離開料筒曲面，而下游流體隨即回填空腔區域。

(2) 管道車運移過程中環狀縫隙區域出現了兩處高流速區。第1處出現在環狀縫隙流進口區域，由于環狀縫隙進口區域產生的邊界層分離現象所導致的；第2處出現在環狀縫隙流的出口位置，由于管道車下游流體回流補充環狀縫隙出口區域的流體所引起的。

(a) t=0.5 s,Sc=1.072 m,Vc=1.138 2 m/s

(b) t=1.0 s,Sc=1.638 m,Vc=1.122 5 m/s

(d) t=2.0 s,Sc=2.769 m,Vc=1.132 7 m/s

(e) t=2.5 s,Sc=3.337 m,Vc=1.143 8 m/s

(f) t=3.0 s,Sc=3.891 m,Vc=1.125 6 m/s

(g) t=3.5 s,Sc=4.458 m,Vc=1.135 1 m/s

(h) t=4.0 s,Sc=5.031 m,Vc=1.129 3 m/s

(3) 管道車上游流場受到管道車的干擾較小。原因是管道內流體為急流，僅向管道車下游方向傳播。

(4) 管道車運移時不同時刻的管道水平斷面軸向流速分布基本一致。原因是管道車穩定運移過程中瞬時速度的變化幅度較小，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。

3.3 模型壓強場模擬與驗證

圖9為管道車運移到不同位置時，管道沿程測壓管水頭模擬值與試驗值對照圖。

從圖9可知：

(1) 模擬值和試驗值一致，相對誤差不超過4.2%。

(2) 管道車運移位置的近壁面流場區域呈現出了“W”型的測壓管水頭分布規律。原因是管道流體受到管道車車后端面處支撐體的作用，引起管道斷面突然束窄，流體流速升高，導致管道壓強降低。隨后流體進入環狀縫隙區域，管道系統的流速降低，引起縫隙區域的壓強逐漸回升。在管道車下游區域，環狀縫隙流與管道車下游近壁面流體發生相互作用，使得管道車下游近壁面區域流場產生了巨大的旋渦損失，因此管道車下游近壁面區域壓強急劇降低。與此同時，環狀縫隙流體在擴散過程中將動能轉化為下游流體的壓能，使得流體壓強又再次回升。因此，在管道車近壁面流場區域形成了“W”型的測壓管水頭變化趨勢。