流體滑環壓損理論計算與仿真分析

帥高鵬，王能慧，2，葉佳鈺，吳海燕，吳海紅

（1.中船九江海洋裝備（集團）有限公司，江西 九江 332008；2.東南大學儀器科學與工程學院，南京 210018）

0 引言

流體滑環是實現360°連續轉動設備流體介質旋轉傳輸的精密傳輸裝置，是大型工程機械、風電、船舶電力推進等領域產品的核心部件［1－4］。流道壓損作為流體滑環重要設計指標之一，其大小直接影響著流體滑環的傳輸性能［5－6］。流道壓損通常通過控制流道寬度來實現，流道寬度越寬，流體壓損越小，但流道寬度過大會大幅增加滑環尺寸及重量，因而研究流道寬度與流道壓損之間的關系具有重要意義［7－8］。

譚家翔［9］通過對“長青號”FPSO液滑環拆解及FLUENT流場計算，研究了液滑環腔體設計參數特性。梁憲超等［10］、何超等［11］和張思為［12］提出液滑環流道設計的常規做法是通過數值模擬計算確定最佳的流道形狀及尺寸，準確的壓降計算基于準確的幾何建模、合適的計算模型及合理的后期處理。楊健等［13］基于ANSYS軟件對單點系泊系統液滑環型腔內流場進行仿真分析，研究了液滑環流體速度和壓力分布，提出了滑環腔體形狀優化方案，對液滑環腔體設計具有指導意義。

本研究以某流體滑環為研究對象，通過局部壓損簡化分析及組合建模，提出流體滑環壓損的理論估算方法，實現流體滑環壓損的快速評估，并基于Comsol軟件建立流體滑環流道有限元模型，研究不同流體出入口夾角及環形流道寬度對流道壓損的影響規律，為流體滑環結構設計提供理論指導。

1 流體滑環幾何模型

某流體滑環三維模型如圖1所示，流體滑環主要由主軸、基座、軸承、壓蓋等部件組成，在正常工作時，基座保持不動，主軸在一對軸承的支承下沿中心回轉，流體由入口P流入，經流道PO、OE三通分流，流通至F點三通合流，經流道FQ流出。本研究以該流道為研究對象，其流體出入口直徑均為29 mm，流體密度為1 212 kg／m3，動力黏度為0.114 mPa·s，流量為1.5 m3／h。為快速預估流體滑環流道壓損，對單環道進行建模，并對模型作如下假設：

圖1 某溫箱轉臺流體滑環三維模型

1）環道兩側格萊圈密封性能良好，不存在泄露，流體入口流量與出口流量相等。

2）流體流經滑環時不存在熱交換，其密度及動力黏度保持不變。

3）流體出／入口高度差較小，可忽略不計。

簡化后的模型軸側及其俯視圖如圖2所示，箭頭方向為流體流動方向。

圖2 單流體環道模型軸側（左）及其俯視圖（右）

2 流體滑環壓損理論計算

流體沿環道流動壓損計算較為復雜，本研究所提出的壓損估算方法將流體環道拆分為7個部分阻力的疊加組合：

1）流體由P點流入到達O點，此段流體沿直管流動，其壓損主要為沿管道的沿程阻力損失P1。

2）流體流經O點，經90°彎曲，進入管道OE段，此段局部壓損為90°彎頭壓損P2。

3）流體由O點流至E點，其壓損主要為OE長度管道沿程阻力損失P3。

4）流體由E點流至環道A、B側，局部壓力損失可簡化為三通分流壓損P4。

5）流體由E沿A、B側流道流至F點，由于流道彎曲半徑相對流道寬度L較大，可近似按照等長度直管沿程阻力計算其壓損P5。

6）流體由F點合流，進入管道FQ段，局部壓力損失可簡化為三通合流壓損P6。

7）流體由F點流至Q點，其壓損為沿管道沿程阻力損失P7。

隨流體出入口夾角α變化，流體壓損的組合形式也會發生相應變化，不同出入口夾角α下流體流道示意如圖3所示，圖中箭頭為流體流動方向。

圖3 不同流體出入口夾角α環道模型簡化示意圖

1）當α＝0°時，流體由入口P流經彎頭O，并由E、F點直接從出口Q流出，此時流體滑環的壓損最小，其壓損組合形式為ΔP1＝（P1＋P3＋P7）＋P2。

2）當αcp≤α≤360－αcp（αcp為流體入口與出口交界臨界位置）時，流體由P點流經彎頭O，由E點三通分流沿流道A、B兩側流至F點三通合流，最終從Q點流出，此時流體滑環壓損組合形式為ΔP2＝P1＋P2＋P3＋P4＋P5＋P6＋P7。

3）當α＜αcp或α＞360－αcp時，由于流體出口與入口段存在交叉，部分流體由E點經F直接從出口Q流出，另一部分則由E經環道B側至F，從出口Q排出，此時流體壓損可看做前2種形式壓損的組合，其壓損組合形式為ΔP3＝ωΔP1＋（1－ω）ΔP2。式中，ω為由E、F點直接從Q點流出的流體流量占總流量的百分比，本研究在獲取流量百分比時，借助Comsol有限元仿真技術手段，通過計算流經環道B側某截面流體流量值，可獲得λ大小，環道A、B側流量大小與流體出入口夾角關系如圖4所示。

圖4 不同流體出入口夾角α時環道兩側流量比

2.1 直管沿程阻力壓損（P1、P3、P5、P7）理論計算

直管沿程阻力壓損計算［12］如下：

式中：ρ為流體密度，kg／m3；l為直管長度，m；d為管道直徑，m；v為流體流速，m／s；λ為沿程阻力系數，其大小根據流體流動狀態確定，當流體雷諾數Re＝ρvd／μ≤2 000時，流體在管道內流動為層流，其沿程阻力系數λ＝64／Re；當流體雷諾數Re＞2 000時，流體在流道內流動為紊流狀態，其沿程阻力系數可由管道表面相對粗糙度及雷諾數查莫迪圖確定。

在流體由E沿A、B側流道流至F點時，由于環道內部往往為矩形截面，工程上一般采用流速當量直徑進行簡化，流速當量直徑計算表達式為：

2.2 90°彎頭局部阻力壓損（P2）理論計算

90°彎頭局部阻力阻力系數ζ＝4τsin2（θ／2），式中，τ為修正系數，τ＝0.55；θ為彎頭彎曲角度大小，經計算可知，90°彎頭局部阻力系數ζ＝1.1。

90°彎頭局部阻力壓損（P2）為：

2.3 三通分流局部壓損（P4）理論計算

流體由E點流至環道A、B側，局部壓力損失可簡化為三通分流壓損P4，其流體流動情況如圖5所示。基于流體滑環特殊結構形式，其流道A側截面A1、B側截面A2大小相等，且與流入端夾角均為90°，因而A、B兩側局部阻力系數ζ1、ζ2計算如下：

圖5 流體滑環內部三通分流局部示意

式中：Q1、Q2、Q3分別為A側、B側及OE段流量，Q1＋Q2＝Q3；A1、A2、A3分別為A側、B側及OE段截面積。

三通分流局部阻力壓損（P4）為：

式中：η為A側流量占總流量比例，η＝Q1／Q3。

2.4 三通合流（P6）局部壓損理論計算

流體由F點合流進入管道FQ段，局部壓力損失可簡化為三通合流壓損P6，其流體流動情況如圖6所示。A、B兩側局部阻力系數ζ1、ζ2分別為：

圖6 流體滑環內部三通合流局部示意

三通合流局部阻力壓損（P6）為：

3 有限元模型建立及試驗裝置設計

3.1 流體滑環有限元模型建立

流體滑環三維模型如圖1所示，選取某通道為研究對象，利用Comsol軟件對其流體通道進行參數化建模，如圖7所示。基于湍流物理場對流體滑環進行仿真分析，采用四面體網格進行劃分，劃分后網格數量為209 584，最大單元為2.96mm，設置P截面為流體入口，Q截面為流體出口，流體以恒質量流率從P點流入，通過對流體出入口夾角及流道寬度參數化掃描，可實現流體滑環壓損的快速計算，流體滑環流體域的主要物理參數如表1所示。

表1 流體滑環主要物理參量

圖7 流體滑環單通道有限元模型

3.2 流體滑環試驗裝置設計

流體滑環試驗裝置原理如圖8所示，流體由液壓泵站流出，經流體滑環某流道流回至液壓泵站內，液壓泵站輸出壓力設置為2.5 MPa，流體滑環出入口分別接入差壓變送器兩端，差壓變送器量程范圍0～5 kPa，測試精度為0.075%FS，通過讀取差壓變送器讀數便可獲取流體滑環出入口壓差。流體滑環設計為4流通通道，通道入口沿圓周均布，各通道除環形流道EF寬度不同外，其余尺寸完全相同。

圖8 流體滑環試驗裝置原理示意

4 流體滑環仿真結果及分析

4.1 流體出入口夾角對流體滑環壓損的影響

流體滑環在實際工作中，其內外環之間存在相對轉動。為研究不同流體出入口夾角對滑環壓損的影響規律，以流體滑環內環為參考基準，外環旋轉相對角度為α，按照每10°間隔（即α＝0°，α＝10°，…，α＝180°）進行仿真分析。得到典型夾角下流體壓力和速度云如圖9所示，不同出入口夾角時流體壓損理論計算、數值仿真及試驗測試結果對比如圖10所示，可知：

圖9 不同流體出入口夾角α下流體壓力和速度云圖

圖10 不同流體出入口夾角流體壓損理論計算與仿真結果

1）當流體出入口夾角α＝0°時，滑環環道內流速近乎為0，流體經90°彎頭后直接由E、F從Q點流出，此時流體滑環壓損較小，僅413 Pa。

2）當流體出入口夾角0°＜α≤αCP時，隨著α角度增加，流體壓損急劇上升，這主要是由于α角越大，經環道B側流體流量越大，B側流體對經E、F、Q點直接流出的流體阻力越大。

3）當流體出入口夾角α＝30°≈αCP時，流體滑環壓損最大，達1 673 Pa，這主要是由于流體出入口無重疊區域，流體流經環道會出現三通合流及三通分流壓損，且入口A側流道流速較大，對經環道環流流體形成強烈阻礙，在出口段出現明顯旋流現象，造成流體滑環壓損急劇增加。

4）當流體出入口夾角α＞αCP時，隨著α角度的增加，其壓損逐漸減小，當α角度增加至一定值時，其壓損減小幅度減弱。當α增加至180°時，由于環道對稱性，其流道A側、B側流量相等，均為0.75 m3／h，流體出口段未出現旋流現象，此時流體壓損相對較小，為1 148.5 Pa。

5）不同出入口夾角時，仿真分析結果較試驗測試結果最大誤差僅8.93%，且滑環壓損較試驗測試結果偏低，這主要是由于實際滑環產品環道間可能存在微小泄露，造成實際測量結果滑環壓損偏高，而仿真分析并未考慮流體泄露因素的影響。

6）不同出入口夾角時，流體壓損理論計算較試驗測試結果最大誤差為17.39%，在出入口夾角α＝0°～100°時，理論計算結果偏差較大，這主要是由于該角度區間內流體環道A、B兩側流量及流速相差較大（圖4），在三通合流點F形成強烈阻礙，甚至出現旋流等現象，而理論計算時并未充分考慮該現象造成的壓損增加。

4.2 環形流道寬度系數對流體滑環壓損的影響

環形流道寬度是流體滑環設計的重要參數，環形流道寬度過小會造成環道內部壓損急劇增加，影響滑環流體傳輸性能；環形流道寬度過大會大幅增加滑環尺寸及質量，因而設計合理的環形流道寬度對流體滑環設計極為重要［14－15］。

為研究環形流道寬度對流體滑環壓損的影響規律，確定最合理的環形流道寬度尺寸，本研究基于有限元仿真分析、理論計算及試驗測試等技術手段，以環形流道、流體出入口等流通截面為設計基準，引入環形流道寬度系數δ，針對流體出入口夾角α＝180°流體壓損進行仿真分析，研究δ＝0.3，0.4，…，2.0時流體滑環流道壓損變化規律，并輔以試驗驗證（試驗裝置流體滑環4流道寬度系數δ分別為0.5，1.0，1.5，2.0），得到不同環形流道寬度系數下流體壓損理論計算、數值仿真及試驗測試結果對比如圖11所示。

圖11 不同寬度系數下流體壓損理論計算與仿真結果

可得出以下結果：

1）流體滑環壓損隨環形流道寬度系數δ的增加而逐漸降低，當寬度系數增加至一定值（δ＝0.8）時，其流體壓損減小幅度減弱（≤10%），寬度系數δ＝2相對δ＝1.9壓損僅降低0.68%（5.6 Pa），最佳流道寬度為等截面設計寬度的0.8～1.2倍。

2）當環形流道寬度系數δ分別為0.5、1.0、1.5、2.0時，流體滑環壓損分別為2 356.5、1 175.0、987.8、953.5 Pa，仿真分析結果較試驗測試結果最大偏差僅為3.42%，驗證了仿真結果的準確性。

3）不同環形流道寬度系數下流體壓損理論計算較仿真分析值最大誤差為18.5%，本研究所提出的流體壓損理論計算方法可用于指導流體滑環壓損的快速評估，具有較強的工程應用價值。

5 結論

1）以實現流體滑環流體壓損的快速評估為目標，將流體滑環簡化為直管、90°彎頭、三通合流、三通分流的組合形式，提出一種流體滑環壓損的理論計算方法，并結合有限元仿真分析及試驗驗證，對比其相對誤差均在20%內，驗證了該理論計算方法的可靠性，具有較強的工程應用價值。

2）滑環壓損隨流體出入口夾角增加呈現先增大后逐步減小的趨勢，當流體出入口夾角α＝αCP時，流體滑環壓損最大，這主要是由于流體出入口無重疊區域，流體流經環道出現三通合流及三通分流壓損，且入口A側流道流速較大，對經環道環流流體形成強烈阻礙，在出口段出現明顯旋流，造成流體滑環壓損急劇增加。

3）流體滑環壓損隨環形流道寬度系數δ的增加而逐漸降低，當寬度系數增加至某一定值（δ＝0.8）時，其流體壓損減小幅度減弱（≤10%），寬度系數δ＝2相對δ＝1.9時壓損僅降低0.68%（5.6 Pa），最佳流道寬度為等截面設計寬度的0.8～1.2倍。