楊小妮，馬娟娟，李永業(yè)，孫西歡，2

(1.太原理工大學 a.水利科學與工程學院，b.現(xiàn)代科技學院，太原 030024；2.晉中學院，山西 晉中 030600)

管道車水力輸送是繼漿體管道輸送方式和型料管道輸送方式之后的一個全新的管道水力輸送方式。管道車水力輸送最早于20世紀60年代在加拿大阿爾伯塔省研究委員會提出[1]。之后得到美國國家自然科學基金的支持，在密蘇里哥倫比亞大學建立了一個管道車水力輸送系統(tǒng)研究中心。在該中心對管道車水力輸送進一步研究和開發(fā)。管道車在管流中主要存在兩種狀態(tài)：靜止和運動。在20世紀中后期首先對靜止于管流中的管道車做了大量研究。由于所有的管道車水力輸送系統(tǒng)都存在偶爾啟動和停止[2-3]，因此研究靜止于管流中的管道車的情況有很重要的意義。1981年，LIU et al[2]具體介紹和定義了管道車水力輸送系統(tǒng)的概念，并通過測量靜止于管流中管道車周圍的壓力分布，確定了管道車的升力和阻力系數(shù)。之后通過理論推導得出靜止于管流中管道車沿程壓力的分布情況，并將該理論應用于單個管道車的管底阻力、端部壓力系數(shù)和初始速度的預測中[3]。GAO et al[4]將LIU and RICHARD推導的單個管道車初始啟動速度進一步修正，并且適用于管道列車。孫西歡等[5]對管道車在管流中的啟動條件進行了試驗研究。井元昊等[6]研究了管道車和管道之間環(huán)狀縫隙流的水力特性。

對于運動狀態(tài)的管道車，早在20世紀中期就有學者開始研究。KROONENBERG[7]通過理論推導得出管道車的平均速度及其兩端的壓降變化情況，并對其進行了試驗的驗證。CHARLES[8]分別估算了同心環(huán)狀縫隙流為層流和紊流兩種狀況下的管道車的運行速度及縫隙流的速度，并對這兩種流態(tài)條件下的管道車的運行速度和管流的平均速度進行比較，得出管道車的運行速度總是超過管道流體的平均速度。TOMITA et al[9]在管道車上建立動坐標系，通過理論推導也得出管道車的運行速度總是大于水流的平均速度，并進行了物理試驗驗證。LATTO和CHOW[10]討論了不同縫隙比對速度比Rv、壓降比Rp以及單位能量損失的影響。MICHIYOSHP和NAKAJIMA[11]根據(jù)Reichardt的動量渦擴散系數(shù)表達式和Nikurads的圓管混合長度表達式，計算了縫隙流的速度分布、摩擦系數(shù)以及管道車兩端牛頓流體的混合長度和渦流擴散系數(shù)。NOURI et al[12]通過試驗測得同心環(huán)狀縫隙流的流體速度、雷諾應力等情況。進入21世紀，隨著計算機技術(shù)的日臻成熟，推動了計算流體力學(CFD)領(lǐng)域進一步發(fā)展。QUADRIO[13]首次利用N-S方程采用數(shù)值模擬的方法模擬了管道車周圍縫隙流場的水流特性；KHALILet al[14]分別利用三種模型(Baldwin-Lomax model、k-eandk-w)對管道車周圍縫隙流場進行數(shù)值模擬和結(jié)果對比。ASIM et al[15]通過CFD模擬了不同縫隙寬度和長度的壓降變化情況。李永業(yè)等[16]和張春晉等[17]分別對不同型號管道車在管道中運移時的流場特性進行了試驗研究和數(shù)值模擬。

但無論是物理試驗還是數(shù)值模擬，位于管流中的管道車流體對其壁面的應力分布情況鮮有研究。僅有少數(shù)學者僅有少量簡單理論的闡述。

管道車水力輸送過程中涉及流固耦合力學，在水流推動管道車運輸?shù)倪^程中，水流作用于管道車的荷載會使管道車產(chǎn)生形變，而管道車的形變也同時作用于水流，水流會發(fā)生變化。因此，在該模型的建立時采用雙向流固耦合。對于解決流固耦合的問題，有很多不同的方法，例如Immersed Boundary Method (IBM),Lattice Boltzmann Methods (LBM) and Arbitrary Lagrangian-Eulerian (ALE) method[18].本模型采用任意拉格朗日—歐拉法(Arbitrary Lagrangian-Eulerian technique，簡稱ALE)進行求解。任意拉格朗日-歐拉(ALE)方法基于參考點的任意移動，伴隨著一個好的“網(wǎng)格移動算法”，被用作移動網(wǎng)格類型的解算器，該解算器通過結(jié)構(gòu)的運動重建網(wǎng)格，使我們能夠相當方便地處理移動邊界、自由表面和大變形以及界面接觸問題，而且精度很高[19-20]。

本文采用Comsol Multiphysics 5.4軟件對管道流體域和管道車固體域進行聯(lián)合求解，探究管道車靜止于管流中流體對其壁面的應力分布情況，并通過模型試驗進行驗證，以期對進一步完善相關(guān)理論提供一定的參考。

1 材料與方法

1.1 管道車結(jié)構(gòu)

管道車水力輸送是將物料密封于圓筒狀容器(管道車)當中，然后注入循環(huán)封閉管道，以水流作為載體，水壓力提供動力，將物料輸送到指定目的地的一種新型的輸送方式。本次試驗所用管道車模型示意圖如圖1所示，主要由料筒、密封蓋和支腳三部分組成[6,16-17]。料筒作為管道車的核心部件，用于盛放需要運輸?shù)奈锪希琇c表示料筒的長度，150 mm；Dc表示料筒的外徑，80 mm；料筒壁厚5 mm.支撐體上安裝有支腳，呈120 °角分布，保證了管道車在運行過程中與管道同心，支撐體端部裝有萬向滾珠，用來減少管道車在運行過程中與管壁的摩擦。

1-料筒；2-密封蓋；3-支腳圖1 管道車結(jié)構(gòu)示意圖(單位：mm)Fig.1 Structural sketch of piped carriage(unit:mm)

1.2 試驗系統(tǒng)

圖2是試驗的管道系統(tǒng)圖，管道系統(tǒng)由壁厚為5 mm的有機玻璃管、15 mm厚的有機玻璃法蘭盤、電磁流量計、投放裝置和接收裝置組成[17]。管道車通過前后兩個直徑為2 mm的螺釘穿過管壁進行固定。本次試驗的試驗裝置包括用于測量縫隙流流場的激光多普勒測速系統(tǒng)(LDV)和測量縫隙流對管道車壁面正應力的測力系統(tǒng)。

1.2.1激光多普勒測速系統(tǒng)(LDV)

為了測到縫隙流的三維速度，根據(jù)坐標支架的內(nèi)置坐標，沿水流方向為X軸，垂直于X軸且位于同一水平面的方向為Y軸，根據(jù)右手螺旋，垂直于水平面的方向為Z軸，如圖3所示。測試過程中同時使用兩個激光探頭，水平探頭發(fā)射的綠光和藍光分別測量X和Y方向的速度，定義為u和v；另一個探頭發(fā)射的紫光測量Z方向的速度，定義為w.在試驗過程中，在水中加入平均粒徑為6 μm聚苯乙烯作為示蹤粒子，以提高LDV的數(shù)據(jù)采集率。探頭安裝在可控制的支架上，儀器使用過程中測點位置通過電腦智能化控制坐標架移動。同時，通過在測試位置安裝方形水套的方式來減少光的折射和散射。在信噪比中等的情況下，處理器的控制目標效率為55%.測點采用頻率和實時速度由軟件內(nèi)置程序計算并直觀顯示在計算機屏幕上。

1-離心泵；2-閘閥；3-流量計；4-投放裝置；5-制動裝置；6-直管段；7-方形水套；8-LDV；9-管道車； 10-法蘭；11-彎管；12-直管段；13-水箱；14-穩(wěn)流柵板圖2 試驗系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖(單位：mm)Fig.2 Layout sketch of experiment facilities(unit:mm)

圖3 管道車運輸系統(tǒng)坐標系Fig.3 System of piped carriage coordinate

1.2.2TST5925C管道車測力系統(tǒng)

TST5925C管道車測力系統(tǒng)為一款定制的專為測試管道車車體受力的應力變化測試系統(tǒng)。測試系統(tǒng)由三部分組成：管道車測力系統(tǒng)主機、管道車測力系統(tǒng)網(wǎng)關(guān)、系統(tǒng)軟件TSTDAS V5.0，如圖4所示。儀器具有8個測量通道，每個通道具有獨立的調(diào)理電路，獨立的24 bits ADC，保證了每個測量通道具有較高的信噪比、通道之間的隔離度及每個通道并行同步采集；儀器內(nèi)置了大容量存儲器，實現(xiàn)了管道車在管道里的離線采集；儀器采用ZigBee無線傳輸，方便了系統(tǒng)的使用；儀器內(nèi)置了鋰電池，解決了現(xiàn)場工作的供電問題；儀器具有直觀的工作狀態(tài)指示；儀器內(nèi)置于管道車中，量程為±15 000 με，分辨率為1 με，測量精度為±0.3%FS±1 με，每個通道的采樣頻率選用256 Hz.

測力系統(tǒng)放置于管道車內(nèi)，與固定于管道料筒的直角應變花連接。試驗所用直角應變花的型號為BX120-3CA，電阻值為119.8±0.3 Ω，靈敏度為2.08±1%.用優(yōu)化方法確定直角應變花的貼片的最佳位置為貼片的定位基準是45 °片的中點，且該片與管道車的軸線平行，這種貼片定位方案可以使直角應變花的固有測量誤差最小[21]。

1-管道車測力系統(tǒng)主機；2-管道車測力系統(tǒng)網(wǎng)關(guān)；3-系統(tǒng)軟件TSTDAS V5.0； 4-方形水套；5-LDV探頭；6-坐標架圖4 試驗裝置和設備Fig.4 Experimental devices and instruments

1.3 斷面選擇及測點布置

管道車位于距離制動裝置5.5 m，距離彎管入口6.0 m處，滿足平穩(wěn)的水流條件[22-23]。

1) LDV測量管道車料筒壁面附近流場時測點布置。

沿水流進入管道車的方向共布置32個測試斷面，管道車料筒前后端20 cm，每隔2 mm布置一個測試斷面，中間段每隔10 mm布置一個測試斷面。每個測試斷沿料筒半徑方向每隔30 °布置一個測點，如圖5所示，并將管道車最上方定義為0 °，每個測試斷面沿水流順時針方向布置12個測點。整個料筒周圍共布置384個測點，每個測點距離料筒0.1 mm.

圖5 每個測試斷面上的測點分布圖Fig.5 Distribution of measuring points on each test section

2) 管道測力系統(tǒng)測量管道車料筒正應力時測點布置。

受通道數(shù)和應變化尺寸的影響，管道車料筒共布置6個測試斷面，每個測試斷面測點的布置方式和流場測點布置相同。因此，整個料筒共布置72個測點。

1.4 試驗工況設計

管道車在管流中的壁面應力分布，對管道車水力輸送有重要的意義，尤其是在管道車料筒材料選擇方面。試驗選擇了四個流量工況，本次試驗管道車的料筒材料為有機玻璃，通過Nano Indenter G-2000型納米壓痕測試系統(tǒng)，測得料筒有機玻璃的楊氏模量和泊松比，相關(guān)的具體設計參數(shù)見表1.

表1 試驗設計參數(shù)Table 1 Summary of experimental parameters

2 數(shù)值計算

2.1 幾何模型

管道及管道車的幾何模型是采用AutoCAD2007軟件建立的，管道及管道車的模型尺寸與物理試驗的具體尺寸一致。管道內(nèi)徑Dp為100 mm，根據(jù)物理試驗的結(jié)果，管道車車后管長150 mm，車前管長設置為1 000 mm.管道車模型選擇了四個尺寸，具體參數(shù)見表1.料筒的材料為厚度5 mm的有機玻璃。管道車料筒的兩端有厚度為10 mm的圓柱狀密封蓋，其材質(zhì)也為有機玻璃，料筒和密封蓋通過內(nèi)外螺紋密封連接。密封蓋的外部是通過支撐體和金屬連接片連接的類圓柱支腳。模型中將支撐體和金屬連接片進行了簡化，只保留部分金屬連接片，如圖6(a)所示。金屬連接片為厚度2 mm，長寬分別為15 mm和28 mm的鐵片。類圓柱支腳由圓柱和半球兩部分組成，圓柱和半球的直徑為8 mm，圓柱長20 mm，其材質(zhì)均為不銹鋼。將AutoCAD2007軟件建立的幾何模型導入COMSOL Multiphysics5.4中，絕對導入容差為1×10-5.最后形成聯(lián)合體。

圖6 管道車模型及網(wǎng)格劃分示意圖Fig.6 Geometric model and mesh generation of piped carriage

2.2 控制方程

2.2.1流體域控制方程

根據(jù)水流流經(jīng)管道車的流體特性，我們選用標準k-ε模型進行模擬，并作一些假設： 定常和不可壓縮流體，不考慮熱量交換，忽略重力對管道水流的影響，湍流動能k和湍流能量耗散率ε的方程如下[24-25]。并用Boussinesq方法近似計算了湍流渦動粘度μT.

湍流動能方程：

(1)

湍流能量耗散率方程：

(2)

湍流渦動粘度方程：

(3)

在管道的內(nèi)壁和管道車外壁區(qū)域，水流受壁面流動條件的影響比較明顯，該區(qū)域標準k-ε模型不再適應。對于該區(qū)域，我們采用壁面函數(shù)法進行求解，即直接使用半經(jīng)驗公式將壁面上的物理量與湍流核心區(qū)內(nèi)的求解變量聯(lián)系起來[25]。

2.2.2固體域控制方程

管道車料筒材料為有機玻璃，屬于可壓縮材料，因此固體部分的守恒方程可以由牛頓第二定律導出[26]：

(4)

其中，ρs是固體密度，σs是柯西應力張量，與第二個Piola-Kirchhoff應力有關(guān)，則σs=J-1FSFT，其中F(=I+us)，J=det(F).S是第二個Piola-Kirchhoff應力張量，S=λs(trE)I+2μsE,E=(FTF-I)/2.Lamé系數(shù)λs和μs可按式(5)和(6)計算。fs是體積力矢量，as是固體域當?shù)丶铀俣仁噶?，在本研究中管道車處于靜止狀態(tài)，as=0.

(5)

(6)

式中：E和υs分別是有機玻璃的楊氏模量和泊松比，具體取值見表1.

2.2.3流固耦合方程

流固耦合遵循最基本的守恒原則，在管道車料筒的壁面上滿足運動學條件(又叫位移協(xié)調(diào))df=ds和動力學條件(又叫力平衡)n·τf=n·τs，其中df和ds分別表示管道水流和管道車的位移，管道車處于靜止狀態(tài)，則df=ds=0；τf和τs分別表示水流和管道車壁面的應力。

靜止于平直管流的管道車模型屬于穩(wěn)態(tài)，耦合界面上流體節(jié)點的位置由運動學條件決定的。因此，水流在耦合界面的速度為零。根據(jù)動力學條件，耦合界面上的水流分布力根據(jù)公式(7)積分為集中力施加在結(jié)構(gòu)節(jié)點上。

(7)

式中：hd是結(jié)構(gòu)點的位移。

2.3 邊界條件

1) 壁面邊界處采用了無滑移條件，其中管道運輸壁面附近的速度為零。

(8)

(9)

3) 出口的邊界條件為“壓力”，其值可在不可壓縮的情況下任意設定，在可壓縮結(jié)構(gòu)的情況下這將影響應力，從而影響固體的變形。因此，我們將出口的參考壓力設為零[28-30]，并且抑制回流。

2.4 網(wǎng)格劃分

為了實現(xiàn)網(wǎng)格的無關(guān)性，逐漸增加網(wǎng)格的密度，比較在管道內(nèi)水流流量 50 m3/h條件下，不同網(wǎng)格尺寸對管道車靜止于平直管道的幾何模型中管道車料筒中部壁面主應力的影響，直到差異降至3%以下，從而選擇出了合理的網(wǎng)格尺寸。

為了減少計算量和模擬時間，采用了不同的子域密度：管道水流采用5 mm的最大單元尺寸進行網(wǎng)格化。管道車以2 mm的最大元素尺寸進行網(wǎng)格化，而邊界層層數(shù)設置為5，第1層網(wǎng)格的厚度設置為0.005 mm，網(wǎng)格的層間比例因子設置為1.2.最后的模型由1 752 472個元素組成，網(wǎng)格平均質(zhì)量為0.956 4.

3 模擬結(jié)果驗證

為了驗證數(shù)值模擬的可靠性，通過試驗研究對距管道車料筒壁面1 mm處的水流的軸向速度和管道車料筒壁面主應力分布兩方面對模擬結(jié)果進行了驗證。驗證試驗的管道水流流量為30 m3/h.由于管道車支腳的存在，管道車料筒周圍流場分布和料筒壁面主應力的分布均關(guān)于Z軸對稱，因此只列舉了0 °～150 °的情況。

如圖3所示，管道車靜止在管道水流中，水流方向為從左向右。順水流方向，定義管道車的左端為車后端(圖7和圖8中水平軸X距離為0 mm的位置)；右端為車前端(圖7和圖8中水平軸X距離為150 mm的位置)。

圖7 軸向速度試驗值和模擬值的對比Fig.7 Comparison of simulation results and experiment results for axial velocity

圖8 主應力周向分量模擬結(jié)果和試驗結(jié)果對比Fig.8 Comparison of simulation results and experiment results for circumferential component of the principal stress

3.1 軸向速度分布

圖7為管道車靜止于水平管流中距管道車料筒壁面1 mm處的水流軸向速度試驗值和模擬值的對比結(jié)果。如圖7所示，模擬結(jié)果和試驗結(jié)果基本一致，最大相對誤差不超過8.21%.管道車壁面附近水流的軸向速度的大小和分布情況對管道車壁面切應力大小和分布有很大的影響。

從圖7中可以看出，管道車料筒壁面附近的軸向速度在料筒兩端出現(xiàn)突然下降，其余位置沿管道車壁面逐漸增加，這主要是管道車料筒的兩端過流面積的突變引起的壓強變化導致的，而在遠離管道車兩端的中部位置由于管道車和管壁之間縫隙流的壓強沿管道車壁面沿程降低引起軸向速度遠程增加，這與LIU et al[2]和KHALIL et al[14]的研究結(jié)果一致。

3.2 主應力的周向分量

圖8為管道車料筒壁面(0°～150°)的主應力的周向分量模擬值和試驗值的對比情況。從圖中可以看出，管道車壁面主應力的周向分量的模擬值和試驗值基本一致，最大相對誤差在9.80%以內(nèi)。圖8(a)和8(e)是位于管道車兩個支腳之間的料筒壁面主應力的周向分量的分布情況，即θ=0 °和θ=120 °.其分布情況類似，最大值出現(xiàn)在料筒前部125 mm附近的位置，其值約為6 000 Pa，料筒的前端和后端的主應力的周向分量值較小，其值大約為1 000 Pa，個別位置出現(xiàn)負值，料筒中部的主應力周向分量稍有所下降。料筒壁面主應力的周向分量整體上呈“M”分布。除θ=90 °，其它位置的料筒壁面主應力的周向分量最大值均出現(xiàn)在料筒后段30 mm位置附近。最大值約為8 000 Pa，最小值同樣出現(xiàn)在料筒的兩端位置。圖8(d)是θ=90 °時壁面主應力周向分量的分布情況，其最大值出現(xiàn)在料筒后段10 mm附近的位置，最大值約為9 000 Pa，同時也是該工況下整個料筒壁面的最大值。

4 結(jié)果與討論

4.1 速度分布

圖9為管道車不同流量時XZ平面的速度分布云圖。從圖中可以看出，管道車的存在使管道水流的流速分布發(fā)生很大的變化，而單相流水流的流速呈對數(shù)分布，且流線平行于管軸線[31]。在管道車的下游順水流方向向后延伸有一個漩渦區(qū)域(常稱為尾渦區(qū))，在該區(qū)域均存在對稱的漩渦，且旋轉(zhuǎn)方向不同。這是因為在管道車上下兩表面流下來的水流在管道車的下游相遇，它們保留了展向的動量，因此在分界面的上下兩側(cè)流體具有相反的橫向速度分量，也是一個切向速度的間斷面，實質(zhì)上也是一個渦面，渦面上的漩渦軸線方向應與速度差垂直，故該尾渦區(qū)沿水流方向有著不同的旋轉(zhuǎn)方向[32]。對比不同流量時管道車周圍流場的情況，可以看出隨著管道水流流量的增加，管道車周圍水流的流速逐漸增大，尤其是管道車與管道之間的水流流速變化很大。這主要是因為管道車與管道之間的過水面積較小，單位流量的變化引起水流流速的變化和其他區(qū)域相比要大。在管道車與管道之間的縫隙區(qū)域，流速梯度變化很大，在靠近管道車外壁和管道內(nèi)壁的水流流速很小，中間位置水流的流速很大，該現(xiàn)象符合粘性底層的理論[33]。而且靠近管道內(nèi)壁的低流速區(qū)域比管道車外壁附近的低流速區(qū)的范圍要小。這是因為在管道內(nèi)壁區(qū)域水流主要受流體粘性產(chǎn)生的摩擦阻力影響，而在管道車的外壁區(qū)域水流不僅受到摩擦阻力的影響，水流的流動分離引起的壓差阻力對該區(qū)域水流的流速也有影響[34]?？拷艿儡囃獗诤凸艿纼?nèi)壁的低流速區(qū)域隨著管道水流流量的增大而減小。

(a) Q=30 m3/h, (b) Q=40 m3/h, (c) Q=50 m3/h, (d) Q=60 m3/h圖9 不同流量時XZ平面速度分布云圖Fig.9 XZ planar velocity distribution clouds at different flow rate

圖10 不同流量時壁面剪切應力分布圖Fig.10 Wall shear stress distribution at different flow rate

4.2 壁面剪切應力分布

圖10為管道車不同流量時壁面剪切應力分布圖。對比不同流量管道車料筒壁面的剪切應力可以看出，管道車料筒壁面剪切應力的大小隨著管道水流流量的增加而增大，這是因為管道車料筒壁面剪切應力的大小與管道內(nèi)壁和管道車外壁之間縫隙流速的平方成正比。管道水流流量的增加必然引起該區(qū)域水流流速的增加，故而壁面剪切應力增大。管道車料筒壁面剪切應力均大于零，說明壁面剪切應力沿管道水流的方向。從圖中還可以看出，管道車料筒壁面的剪切應力關(guān)于Z軸對稱，剪切應力的最大值出現(xiàn)在料筒中后段，且位于兩組支腳之間，如0 °和120 °之間。而在前后一組支腳之間的壁面剪切應力較小。這主要受管道車支腳的影響，如圖9所示，前后一組支腳之間的水流流速較環(huán)狀縫隙其它位置水流的流速小。

圖11 不同流量時壁面主應力分布圖Fig.11 Distribution of wall principal stress at different flow rate

4.3 壁面主應力分布

管道車壁面主應力分為管道車軸線方向平行的軸向分量σa，與管道軸線方向垂直的沿料筒的周向分量σc，以及沿半徑方向的徑向分量σr.且主應力的周向分量>主應力的軸向分量>主應力的徑向分量。

圖11為管道車不同流量時壁面主應力分布圖。從圖中可以看出，隨著管道水流流量的增加，管道車料筒壁面主應力的三個分量均增大，流量對主應力的三個分量的影響情況，在4.4節(jié)做詳細介紹。主應力周向分量和軸向分量的分布情況類似，從管道車的后端到前端依次為先增大后減小再增大再減小的“M”型分布，最小值出現(xiàn)在管道車的最后端和最前端，且為負值；兩個最大峰值分別出現(xiàn)在距料筒前端和后端均為25 mm的位置附近，而且在距料筒后端25 mm附近兩組支腳之間出現(xiàn)最大值。這主要是因為水流經(jīng)過管道車后端時引起流動的分離產(chǎn)生逆壓區(qū)，在該區(qū)域水流方向發(fā)生變化，從而使得主應力周向和軸向分量出現(xiàn)負值。流場在管道車后端分離后，壓力很快降低，這時從壁面分離后的流體又會重新附著在壁面上，當流體快到達管道車前端時，運動的流體既要克服管道車料筒外壁的粘性作用，又要抵抗過水端面突然擴大引起的壓差，以至于流動再次分離，當部分流體質(zhì)點不足以克服這兩者的作用時，將再次出現(xiàn)逆壓區(qū)產(chǎn)生回流，主應力周向和軸向分量再次出現(xiàn)負值。管道車料筒壁面主應力的徑向分量和主應力的其他兩個分量相比很小，最小值同樣也是出現(xiàn)在料筒前端和后端的位置。

4.4 流量對管道車料筒壁面應力的影響

這里以θ=0 °時料筒中間位置為例來討論流量分別對管道車料筒壁面切應力和主應力三個分量的影響情況，如圖12所示。用變量k表示單位流量對管道車料筒壁面應力的影響大小。

(10)

式中：ΔM表示管道車料筒壁面的應力差值，ΔM=M1-M2，Pa；ΔQ表示流量差值，ΔQ=Q1-Q2，m3/h.

圖12 管道車料筒壁面各應力隨流量的變化Fig.12 Variation of stress on the cylinder wall of piped carriage with flow rate

表2 管道車車身壁面各應力單位流量的變化率Table 2 Rate of unit flow of stresses on the cylinder of piped carriage

5 結(jié)論

管道車水力輸送過程中，水流作用在管道車料筒壁面的應力對料筒材料的選擇有重要的工程意義。本文通過數(shù)值模擬的方法探究了管道車靜止于不同流量管流中時周圍流場的分布和管道車料筒壁面應力的分布情況，并通過模型試驗驗證了模擬結(jié)果的可靠性，得出以下結(jié)論：

1) 隨著管道水流的流量的增加，管道車周圍水流速度明顯增大，尤其是管道內(nèi)壁和管道車之間區(qū)域。

2) 管道車料筒壁面剪切應力均大于零，即壁面剪切應力沿管道水流的方向，且最大值出現(xiàn)在料筒中后段的兩組支腳之間。

3) 在該試驗的四種流量工況下，管道車料筒壁面主應力的周向分量σc的最大值為35 653，主應力的軸向分量σa的最大值為33 144，主應力的徑向分量σr的最大值為32 470.且從管道車的后端到前端依次為先增大后減小再增大再減小的“M”型分布，最小值出現(xiàn)在管道車的最后端和最前端，且為負值；在距料筒后端25 mm附近兩組支腳之間出現(xiàn)最大值。