列車管空氣流量計流量感應器的流場特性研究

王旭如，叢成華，劉　峰，延九磊，許仲兵

(1.中國鐵道科學研究院 機車車輛研究所，北京100081；2.中國空氣動力研究與發展中心 設備設計及測試技術研究所，四川 綿陽　621000；3.成都暢通機車車輛技術開發有限公司，四川 成都 610100)

列車管堵塞會造成全列車制動失效。在鐵路列車制動系統監測中，列車管貫通狀態的監測是關系列車運行安全的重要課題。多年來，鐵路部門采取了多種技術手段監測列車管貫通狀態，取得了顯著的成效。其中，基于列車管空氣流量監測原理，在機車上安裝列車管空氣流量計，用于測量列車管充、排風時的列車管空氣流量，是監測列車管貫通狀態的有效方法之一[1]。

列車管空氣流量計的流量感應器是置于列車管中的金屬物體，在列車管充、排風時受到氣流的頻繁沖擊。對機車操作記錄的調研統計結果顯示，在機車大修周期內流量感應器受沖擊的平均次數約達53萬次。若流量感應器因機械強度不夠而產生脫落，就會成為列車管中的異物，對列車制動造成安全隱患。因此，在流量感應器的設計中，其結構可靠性非常重要。以往對列車管空氣流量監測的研究主要集中在列車管路流體力學模型仿真方面[2-3]，而對流量感應器可靠性的研究還很少。

本文以目前機車上安裝數量較多的CHT-LGT1-LB型列車管空氣流量計為研究對象，采用流體力學仿真分析軟件，研究1輛和2輛車編組的列車在充、排風過程中流量感應器保護罩和傳感器的受力情況，提出了1種新的校核列車管空氣流量計流量感應器結構可靠性的方法。

1　氣動仿真模型

建模時，以C61型貨車的列車管為例，其長度為11 m、直徑為25.4 mm，車輛間列車管的連接管長度為1.2 m。列車管空氣流量計的底座長度為600 mm、直徑為32 mm，保護罩和傳感器位于列車管空氣流量計底座的中心。

建模時，以列車管充排風方向為y軸，豎直方向為z軸，按右手坐標系法則設定x軸建立坐標系。對仿真模型進行簡化，只考慮車輛制動機風缸的容積，不考慮其外形；分別建立編組為1輛車編組和2輛車編組的列車管仿真模型，以進行對比分析，其中1輛車編組的列車管拓撲結構為1個風缸位于中部的單根列車管，2輛車編組的列車管拓撲結構為由連接管將2輛車列車管串聯而成的列車管。

在數值分析過程中，采用網格生成軟件將計算空間劃分為混合網格。保護罩和傳感器和風缸附近的形狀較復雜，采用非結構網格；其他求解區域采用結構網格，仿真模型如圖1所示。

圖1　列車管仿真模型

考慮計算的規模和精度，在建立的仿真模型中，將保護罩和傳感器及其附近區域劃分為30萬個網格單元。1輛車編組的列車管網格數量為80萬個，且結構網格為35萬個，非結構網格為45萬個；2輛車編組的列車管網格數量為120萬個，其中結構網格和非結構網格均為60萬個。模型中，傳感器的迎風面積為8×10-7m2，保護罩的迎風面積為6.665×10-5m2。

在數值分析過程中，列車的充風和排風過程都是非定常過程，須按照時間推進方法求解并獲得流量感應器保護罩和傳感器的受力情況，以判斷流量感應器受力最大的工作狀態及該狀態下的壓應力分布情況。從模型結構看，流量感應器的繞流情況較為復雜，包含柱體繞流、管道內部流動及多個腔體繞流，存在漩渦和分離現象。為了對列車管內流量感應器周圍的空氣流場能夠進行較為精確的分析，采用納維葉—斯托克斯(Navier-Stokes)方程和空氣湍流模型[4-6]進行仿真計算。

列車管內空氣運動控制方程使用納維葉—斯托克斯(N-S)方程，具體如下。

連續方程為

(1)

動量方程為

(2)

能量方程為

(3)

式中：ρ為空氣密度；t為時間；s為位移向量；v為速度向量；p為空氣壓力；μ為空氣動力黏度系數；δ為克羅內克δ符號；E為內能；T為溫度；τ為應力張量；下標i，j，l為向量的坐標符號，即取值范圍為x，y，z。

空氣湍流模型使用標準k-ε模型，該模型需要求解湍動能k及其耗散率ε方程，其方程如下。

(4)

(5)

其中，

式中：Gk為平均速度梯度引起湍動能的產生項；YM為可壓縮湍流脈動膨脹對耗散率的影響程度；μt為湍流黏性系數；C1ε為常數，值取1.44，C2ε為常數，值取1.92，Cμ為常數，值取0.09，湍動能k與耗散率ε的湍流普朗特數分別為σk=1.0，σε=1.3。

在流場求解中使用有限體積法，對流項使用Roe算法求解，時間上使用Rugge-kutta迭代方法推進求解，直至流場收斂。

邊界條件包括物面邊界和入口與出口邊界數值。充風時，入口空氣壓力恒定為600 kPa，排風時，出口為外界大氣壓力，考慮較大壓差情況，外界空氣壓力取偏低氣壓值，且恒定為95 kPa。在物面上給定黏性固壁邊界。

2　仿真計算結果

2.1　1輛車編組的列車管充風工況

設t=0 s為列車管充風開始時刻，此時開始記錄流量感應器保護罩和傳感器表面各點中數值最大的壓應力，簡稱壓應力。圖2和圖3分別為1輛車編組的列車管充風時保護罩和傳感器表面的壓應力隨時間的變化曲線。由圖2和圖3可見：在制動機充風過程中，最大壓應力僅出現在充風起始階段，保護罩表面的最大壓應力出現時間為0.026 s，傳感器表面的最大壓應力出現時間為0.028 s(具體數值見表1)；傳感器表面的壓應力明顯小于保護罩表面的。

圖21輛車編組的列車管充風時保護罩表面的壓應力變化曲線

圖31輛車編組的列車管充風時傳感器表面的壓應力變化曲線

結合管路結構分析圖2和圖3可知，充風開始后，在制動機充風閥門后部形成激波，激波向保護罩和傳感器方向移動，并壓縮列車管內的空氣，使得保護罩和傳感器表面的壓應力快速上升，當激波到達傳感器和保護罩位置時，在傳感器和保護罩表面形成較大的壓應力。之后，激波受到傳感器和保護罩的擾動并繼續向前傳播，由于波后氣流受到擾動，在最大壓應力過后，保護罩和傳感器的表面壓應力形成小幅震蕩。激波在保護罩和傳感器附近形成膨脹波，之后保護罩和傳感器的表面壓應力開始下降。在制動機充風氣源壓力維持不變的條件下，膨脹波很快減弱，保護罩和傳感器的表面壓應力漸漸接近氣源壓力。此后壓力波動源于激波在列車管尾部的反射和膨脹波的傳播，但反射激波和膨脹波都較弱，故壓力波動不大，而傳感器表面的壓應力明顯小于保護罩表面的，表明保護罩對激波的擾動作用保護了傳感器。

圖4為t=0.026 s時保護罩表面的壓應力分布和流態特性。由圖4可見：最大壓應力出現在保護罩的底部位置，此時空氣激波到達保護罩，在最大壓應力位置前面的保護罩底部受到的壓應力低于400 kPa；列車管內空氣正激波受到保護罩擾動，激波波陣面成為曲面；從流線可知，激波經過保護罩表面時流態復雜，在保護罩尾部存在大范圍分離，由于保護罩開孔的吹除作用，在分離區的尾部即尾流區得到部分抑制。

圖41輛車編組的列車管充風時保護罩表面的壓應力分布(t=0.026 s)

圖5為t=0.028 s時傳感器表面的壓應力分布和流態特性。由圖5可見：最大壓應力出現在傳感器迎風面未受到保護罩保護處，由于保護罩對氣流的擾動，傳感器上半部未受到激波的沖擊；從流線可知，由于該部分傳感器位于保護罩形成的空腔中，該部分存在旋渦，且顯現在沿流向的截面；激波通過保護罩中部后，在0.028 s時到達傳感器，此時激波到達保護罩尾部，由于保護罩開孔的擾動，激波到達傳感器的時間延遲了0.002 s，此時傳感器表面的旋渦更為強烈，表明保護罩能有效降低傳感器周圍的壓應力，對傳感器起到良好的保護作用。

圖51輛車編組的列車管充風時傳感器表面的壓應力分布(t=0.028 s)

2.2　1輛車編組的列車管排風工況

設t=0 s為列車管排風開始時刻，此時開始記錄保護罩和傳感器表面的壓應力。圖6和圖7分別為1輛車編組的列車管排風時保護罩和傳感器表面壓應力隨時間的變化曲線。由圖6和圖7可見：在排風過程中，最大壓應力僅出現在排風起始時刻，數值不超過列車管定壓(最大壓應力及其出現時間見表1)。

圖61輛車編組的列車管排風時保護罩表面的壓應力變化曲線

圖71輛車編組的列車管排風時傳感器表面的壓應力值變化曲線

結合管路結構分析圖6、圖7可知，列車管排風開始后，在排風閥處出現膨脹波，由于管內空氣壓力與大氣壓力差異較大，在排風開始階段膨脹波傳播速度快、空氣壓力快速下降，膨脹波傳播到列車管尾部時反射，導致保護罩和傳感器表面的壓應力輕微上升，此后膨脹波減弱，壓應力緩慢降低，最終與大氣壓力平衡；在排風過程中，保護罩和傳感器表面和附近的壓應力分布與流態特性主要是迎風面的駐點壓應力形成最大值；由于排風過程未受到強激波擾動，流態較簡單。

2.3　2輛車編組的列車管充風工況

采用與1輛車編組時相同的計算方法，設t=0 s為制動機充風開始時刻，此時開始記錄保護罩和傳感器表面壓應力。圖8和圖9分別為2輛車編組的列車管充風時保護罩和傳感器表面的壓應力隨時間的變化曲線。由圖8和圖9可見：在充風過程中，最大壓應力僅出現在充風起始階段，保護罩表面的最大壓應力出現時間為0.026 s，傳感器表面的最大壓應力出現時間為0.028 s(具體數值見表1)；列車管內空氣的動力學過程與1輛車編組的列車管充風時基本相同。

圖82輛車編組的列車管充風時保護罩表面的壓應力變化曲線

圖92輛車編組的列車管充風時傳感器表面的壓應力變化曲線

圖10和圖11分別為t=0.026 s時保護罩和傳感器表面的壓應力分布及流態特性。由圖10和圖11可見：在該時刻附近，保護罩表面出現最大壓應力；0.028 s時傳感器表面出現最大壓應力；傳感器表面的壓應力分布和流態特性與1輛車編組的列管充風時基本相同。

圖102輛車編組的列車管充風時保護罩表面的壓應力分布(t=0.026 s)

圖112輛車編組的列車管充風時傳感器表面的壓應力分布(t=0.028 s)

2.4　2輛車編組的列車管排風工況

圖12和圖13分別為2輛車編組的列車管排風時保護罩和傳感器表面的壓應力隨時間的變化曲線。由圖12和圖13可見：在排風過程中，保護罩和傳感器表面的最大壓應力均出現在排風起始時刻，且不超過列車管定壓，最大壓應力出現時間和壓應力值見表1；列車管內空氣的動力學過程與1輛車編組的列車管排風時的基本相同。

圖122輛車編組的列車管排風時保護罩表面的壓應力變化曲線

圖132輛車編組的列車管排風時傳感器表面的壓應力變化曲線

3　流量感應器的受力分析

表1為列車管充、排風時保護罩和傳感器表面最大壓應力仿真結果。由表1可見：保護罩和傳感器表面的沖擊壓應力最大值與列車編組的輛數無關，受到的最大壓應力分別約為1.1和0.9 MPa。

表1列車管充、排風時保護罩和傳感器表面的最大壓應力

編組及列車管工況保護罩傳感器時間/s最大壓應力/kPa時間/s最大壓應力/kPa1輛車編組的列車管充風0026109800288771輛車編組的列車管排風060006002輛車編組的列車管充風0026109300288772輛車編組的列車管排風06000600

對于保護罩和傳感器均可以按懸臂梁考慮簡化，簡化后如圖14所示。傳感器與底座連接的部位受到的最大彎曲力矩M=2.807×10-3Nm，傳感器的抗彎截面系數W=2.083×10-10m3；則傳感器內部的最大彎曲應力為σmax=M/W=13 MPa。同理，保護罩與底座連接的部位受到的最大彎曲力矩為0.585 Nm，保護罩的抗彎截面系數為9.94×10-7m3，則保護罩受到的最大彎曲應力為0.59 MPa。

圖14　保護罩和傳感器簡化受力圖

CHT-LGT1-LB型流量計傳感器的材料為三氧化二鋁(Al2O3)、其靜態抗彎強度最小為160 MPa，保護罩的材料為奧氏體不銹鋼S316、其靜態抗壓強度最小為520 MPa。由以上計算結果可知，列車管空氣流量計在工作時，傳感器表面承受的最大力為彎曲應力13 MPa，考慮3倍的安全系數，設計最大承受彎曲應力應為39 MPa。保護罩承受的最大壓應力為1.1 MPa，考慮3倍的安全系數，設計最大承受壓應力應為3.3 MPa。保護罩和傳感器的最大受力都遠小于其制造材料的靜態機械強度。

由此可見，該流量計在機車上工作時，在充風與排風過程中其結構是安全的，具有良好的可靠性。

4　結　論

(1)CHT-LGT1-LB型流量計的保護罩和傳感器表面受到的沖擊壓應力最大值與列車的編組輛數無關。

(2)充風時保護罩和傳感器表面受到的最大沖擊壓應力分別出現在充風開始后的0.026和0.028 s。

(3)排風時保護罩和傳感器表面受到的最大沖擊壓應力均出現在排風開始時刻。最大壓應力值不超過列車管定壓。

(4)傳感器內受到的最大壓應力為0.9 MPa，最大彎曲應力為13 MPa，保護罩受到的最大壓應力為1.1 MPa，最大彎曲應力為0.59 MPa。

(5)根據仿真計算獲得的列車管空氣流量計流量感應器受力情況確定其需滿足的機械強度，是流量感應器結構可靠性分析的一種新方法。

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