流体滑环压损理论计算与仿真分析

帅高鹏，王能慧，2，叶佳钰，吴海燕，吴海红

（1.中船九江海洋装备（集团）有限公司，江西 九江 332008；2.东南大学仪器科学与工程学院，南京 210018）

0 引言

流体滑环是实现360°连续转动设备流体介质旋转传输的精密传输装置，是大型工程机械、风电、船舶电力推进等领域产品的核心部件［1－4］。流道压损作为流体滑环重要设计指标之一，其大小直接影响着流体滑环的传输性能［5－6］。流道压损通常通过控制流道宽度来实现，流道宽度越宽，流体压损越小，但流道宽度过大会大幅增加滑环尺寸及重量，因而研究流道宽度与流道压损之间的关系具有重要意义［7－8］。

谭家翔［9］通过对“长青号”FPSO液滑环拆解及FLUENT流场计算，研究了液滑环腔体设计参数特性。梁宪超等［10］、何超等［11］和张思为［12］提出液滑环流道设计的常规做法是通过数值模拟计算确定最佳的流道形状及尺寸，准确的压降计算基于准确的几何建模、合适的计算模型及合理的后期处理。杨健等［13］基于ANSYS软件对单点系泊系统液滑环型腔内流场进行仿真分析，研究了液滑环流体速度和压力分布，提出了滑环腔体形状优化方案，对液滑环腔体设计具有指导意义。

本研究以某流体滑环为研究对象，通过局部压损简化分析及组合建模，提出流体滑环压损的理论估算方法，实现流体滑环压损的快速评估，并基于Comsol软件建立流体滑环流道有限元模型，研究不同流体出入口夹角及环形流道宽度对流道压损的影响规律，为流体滑环结构设计提供理论指导。

1 流体滑环几何模型

某流体滑环三维模型如图1所示，流体滑环主要由主轴、基座、轴承、压盖等部件组成，在正常工作时，基座保持不动，主轴在一对轴承的支承下沿中心回转，流体由入口P流入，经流道PO、OE三通分流，流通至F点三通合流，经流道FQ流出。本研究以该流道为研究对象，其流体出入口直径均为29 mm，流体密度为1 212 kg／m3，动力黏度为0.114 mPa·s，流量为1.5 m3／h。为快速预估流体滑环流道压损，对单环道进行建模，并对模型作如下假设：

图1 某温箱转台流体滑环三维模型

1）环道两侧格莱圈密封性能良好，不存在泄露，流体入口流量与出口流量相等。

2）流体流经滑环时不存在热交换，其密度及动力黏度保持不变。

3）流体出／入口高度差较小，可忽略不计。

简化后的模型轴侧及其俯视图如图2所示，箭头方向为流体流动方向。

图2 单流体环道模型轴侧（左）及其俯视图（右）

2 流体滑环压损理论计算

流体沿环道流动压损计算较为复杂，本研究所提出的压损估算方法将流体环道拆分为7个部分阻力的叠加组合：

1）流体由P点流入到达O点，此段流体沿直管流动，其压损主要为沿管道的沿程阻力损失P1。

2）流体流经O点，经90°弯曲，进入管道OE段，此段局部压损为90°弯头压损P2。

3）流体由O点流至E点，其压损主要为OE长度管道沿程阻力损失P3。

4）流体由E点流至环道A、B侧，局部压力损失可简化为三通分流压损P4。

5）流体由E沿A、B侧流道流至F点，由于流道弯曲半径相对流道宽度L较大，可近似按照等长度直管沿程阻力计算其压损P5。

6）流体由F点合流，进入管道FQ段，局部压力损失可简化为三通合流压损P6。

7）流体由F点流至Q点，其压损为沿管道沿程阻力损失P7。

随流体出入口夹角α变化，流体压损的组合形式也会发生相应变化，不同出入口夹角α下流体流道示意如图3所示，图中箭头为流体流动方向。

图3 不同流体出入口夹角α环道模型简化示意图

1）当α＝0°时，流体由入口P流经弯头O，并由E、F点直接从出口Q流出，此时流体滑环的压损最小，其压损组合形式为ΔP1＝（P1＋P3＋P7）＋P2。

2）当αcp≤α≤360－αcp（αcp为流体入口与出口交界临界位置）时，流体由P点流经弯头O，由E点三通分流沿流道A、B两侧流至F点三通合流，最终从Q点流出，此时流体滑环压损组合形式为ΔP2＝P1＋P2＋P3＋P4＋P5＋P6＋P7。

3）当α＜αcp或α＞360－αcp时，由于流体出口与入口段存在交叉，部分流体由E点经F直接从出口Q流出，另一部分则由E经环道B侧至F，从出口Q排出，此时流体压损可看做前2种形式压损的组合，其压损组合形式为ΔP3＝ωΔP1＋（1－ω）ΔP2。式中，ω为由E、F点直接从Q点流出的流体流量占总流量的百分比，本研究在获取流量百分比时，借助Comsol有限元仿真技术手段，通过计算流经环道B侧某截面流体流量值，可获得λ大小，环道A、B侧流量大小与流体出入口夹角关系如图4所示。

图4 不同流体出入口夹角α时环道两侧流量比

2.1 直管沿程阻力压损（P1、P3、P5、P7）理论计算

直管沿程阻力压损计算［12］如下：

式中：ρ为流体密度，kg／m3；l为直管长度，m；d为管道直径，m；v为流体流速，m／s；λ为沿程阻力系数，其大小根据流体流动状态确定，当流体雷诺数Re＝ρvd／μ≤2 000时，流体在管道内流动为层流，其沿程阻力系数λ＝64／Re；当流体雷诺数Re＞2 000时，流体在流道内流动为紊流状态，其沿程阻力系数可由管道表面相对粗糙度及雷诺数查莫迪图确定。

在流体由E沿A、B侧流道流至F点时，由于环道内部往往为矩形截面，工程上一般采用流速当量直径进行简化，流速当量直径计算表达式为：

2.2 90°弯头局部阻力压损（P2）理论计算

90°弯头局部阻力阻力系数ζ＝4τsin2（θ／2），式中，τ为修正系数，τ＝0.55；θ为弯头弯曲角度大小，经计算可知，90°弯头局部阻力系数ζ＝1.1。

90°弯头局部阻力压损（P2）为：

2.3 三通分流局部压损（P4）理论计算

流体由E点流至环道A、B侧，局部压力损失可简化为三通分流压损P4，其流体流动情况如图5所示。基于流体滑环特殊结构形式，其流道A侧截面A1、B侧截面A2大小相等，且与流入端夹角均为90°，因而A、B两侧局部阻力系数ζ1、ζ2计算如下：

图5 流体滑环内部三通分流局部示意

式中：Q1、Q2、Q3分别为A侧、B侧及OE段流量，Q1＋Q2＝Q3；A1、A2、A3分别为A侧、B侧及OE段截面积。

三通分流局部阻力压损（P4）为：

式中：η为A侧流量占总流量比例，η＝Q1／Q3。

2.4 三通合流（P6）局部压损理论计算

流体由F点合流进入管道FQ段，局部压力损失可简化为三通合流压损P6，其流体流动情况如图6所示。A、B两侧局部阻力系数ζ1、ζ2分别为：

图6 流体滑环内部三通合流局部示意

三通合流局部阻力压损（P6）为：

3 有限元模型建立及试验装置设计

3.1 流体滑环有限元模型建立

流体滑环三维模型如图1所示，选取某通道为研究对象，利用Comsol软件对其流体通道进行参数化建模，如图7所示。基于湍流物理场对流体滑环进行仿真分析，采用四面体网格进行划分，划分后网格数量为209 584，最大单元为2.96mm，设置P截面为流体入口，Q截面为流体出口，流体以恒质量流率从P点流入，通过对流体出入口夹角及流道宽度参数化扫描，可实现流体滑环压损的快速计算，流体滑环流体域的主要物理参数如表1所示。

表1 流体滑环主要物理参量

图7 流体滑环单通道有限元模型

3.2 流体滑环试验装置设计

流体滑环试验装置原理如图8所示，流体由液压泵站流出，经流体滑环某流道流回至液压泵站内，液压泵站输出压力设置为2.5 MPa，流体滑环出入口分别接入差压变送器两端，差压变送器量程范围0～5 kPa，测试精度为0.075%FS，通过读取差压变送器读数便可获取流体滑环出入口压差。流体滑环设计为4流通通道，通道入口沿圆周均布，各通道除环形流道EF宽度不同外，其余尺寸完全相同。

图8 流体滑环试验装置原理示意

4 流体滑环仿真结果及分析

4.1 流体出入口夹角对流体滑环压损的影响

流体滑环在实际工作中，其内外环之间存在相对转动。为研究不同流体出入口夹角对滑环压损的影响规律，以流体滑环内环为参考基准，外环旋转相对角度为α，按照每10°间隔（即α＝0°，α＝10°，…，α＝180°）进行仿真分析。得到典型夹角下流体压力和速度云如图9所示，不同出入口夹角时流体压损理论计算、数值仿真及试验测试结果对比如图10所示，可知：

图9 不同流体出入口夹角α下流体压力和速度云图

图10 不同流体出入口夹角流体压损理论计算与仿真结果

1）当流体出入口夹角α＝0°时，滑环环道内流速近乎为0，流体经90°弯头后直接由E、F从Q点流出，此时流体滑环压损较小，仅413 Pa。

2）当流体出入口夹角0°＜α≤αCP时，随着α角度增加，流体压损急剧上升，这主要是由于α角越大，经环道B侧流体流量越大，B侧流体对经E、F、Q点直接流出的流体阻力越大。

3）当流体出入口夹角α＝30°≈αCP时，流体滑环压损最大，达1 673 Pa，这主要是由于流体出入口无重叠区域，流体流经环道会出现三通合流及三通分流压损，且入口A侧流道流速较大，对经环道环流流体形成强烈阻碍，在出口段出现明显旋流现象，造成流体滑环压损急剧增加。

4）当流体出入口夹角α＞αCP时，随着α角度的增加，其压损逐渐减小，当α角度增加至一定值时，其压损减小幅度减弱。当α增加至180°时，由于环道对称性，其流道A侧、B侧流量相等，均为0.75 m3／h，流体出口段未出现旋流现象，此时流体压损相对较小，为1 148.5 Pa。

5）不同出入口夹角时，仿真分析结果较试验测试结果最大误差仅8.93%，且滑环压损较试验测试结果偏低，这主要是由于实际滑环产品环道间可能存在微小泄露，造成实际测量结果滑环压损偏高，而仿真分析并未考虑流体泄露因素的影响。

6）不同出入口夹角时，流体压损理论计算较试验测试结果最大误差为17.39%，在出入口夹角α＝0°～100°时，理论计算结果偏差较大，这主要是由于该角度区间内流体环道A、B两侧流量及流速相差较大（图4），在三通合流点F形成强烈阻碍，甚至出现旋流等现象，而理论计算时并未充分考虑该现象造成的压损增加。

4.2 环形流道宽度系数对流体滑环压损的影响

环形流道宽度是流体滑环设计的重要参数，环形流道宽度过小会造成环道内部压损急剧增加，影响滑环流体传输性能；环形流道宽度过大会大幅增加滑环尺寸及质量，因而设计合理的环形流道宽度对流体滑环设计极为重要［14－15］。

为研究环形流道宽度对流体滑环压损的影响规律，确定最合理的环形流道宽度尺寸，本研究基于有限元仿真分析、理论计算及试验测试等技术手段，以环形流道、流体出入口等流通截面为设计基准，引入环形流道宽度系数δ，针对流体出入口夹角α＝180°流体压损进行仿真分析，研究δ＝0.3，0.4，…，2.0时流体滑环流道压损变化规律，并辅以试验验证（试验装置流体滑环4流道宽度系数δ分别为0.5，1.0，1.5，2.0），得到不同环形流道宽度系数下流体压损理论计算、数值仿真及试验测试结果对比如图11所示。

图11 不同宽度系数下流体压损理论计算与仿真结果

可得出以下结果：

1）流体滑环压损随环形流道宽度系数δ的增加而逐渐降低，当宽度系数增加至一定值（δ＝0.8）时，其流体压损减小幅度减弱（≤10%），宽度系数δ＝2相对δ＝1.9压损仅降低0.68%（5.6 Pa），最佳流道宽度为等截面设计宽度的0.8～1.2倍。

2）当环形流道宽度系数δ分别为0.5、1.0、1.5、2.0时，流体滑环压损分别为2 356.5、1 175.0、987.8、953.5 Pa，仿真分析结果较试验测试结果最大偏差仅为3.42%，验证了仿真结果的准确性。

3）不同环形流道宽度系数下流体压损理论计算较仿真分析值最大误差为18.5%，本研究所提出的流体压损理论计算方法可用于指导流体滑环压损的快速评估，具有较强的工程应用价值。

5 结论

1）以实现流体滑环流体压损的快速评估为目标，将流体滑环简化为直管、90°弯头、三通合流、三通分流的组合形式，提出一种流体滑环压损的理论计算方法，并结合有限元仿真分析及试验验证，对比其相对误差均在20%内，验证了该理论计算方法的可靠性，具有较强的工程应用价值。

2）滑环压损随流体出入口夹角增加呈现先增大后逐步减小的趋势，当流体出入口夹角α＝αCP时，流体滑环压损最大，这主要是由于流体出入口无重叠区域，流体流经环道出现三通合流及三通分流压损，且入口A侧流道流速较大，对经环道环流流体形成强烈阻碍，在出口段出现明显旋流，造成流体滑环压损急剧增加。

3）流体滑环压损随环形流道宽度系数δ的增加而逐渐降低，当宽度系数增加至某一定值（δ＝0.8）时，其流体压损减小幅度减弱（≤10%），宽度系数δ＝2相对δ＝1.9时压损仅降低0.68%（5.6 Pa），最佳流道宽度为等截面设计宽度的0.8～1.2倍。