轉盤式能量回收裝置中滑閥的間隙液膜力學特性及結構優(yōu)化

王?越，張?衡，周?杰，孫?政，徐世昌

轉盤式能量回收裝置中滑閥的間隙液膜力學特性及結構優(yōu)化

王?越1, 2, 3，張?衡1, 2, 3，周?杰1, 2, 3，孫?政1, 2, 3，徐世昌1, 3

(1. 天津大學化工學院，天津 300350；2. 化學工程聯合國家重點實驗室(天津大學)，天津 300350；3. 天津市膜科學與海水淡化技術重點實驗室，天津 300350)

轉盤式能量回收裝置(RERD)采用轉盤旋轉與滑閥協(xié)調響應的工作模式實現反滲透海水淡化中濃鹽水壓力能的連續(xù)回收．其中滑閥控制流體流動的方向和流量，它主要的性能要求是切換過程的可靠性．但滑閥中閥桿在偏心和傾斜時與閥套形成的配合間隙不均勻變化會產生不平衡液壓力，進而產生液壓卡緊并影響滑閥切換的響應性能．針對這一問題，構建了閥桿與閥套的間隙液膜仿真模型，采用CFD方法模擬探究了間隙液膜的力學特性，并引入均壓槽和通腔淺槽改善液壓卡緊現象．結果表明：閥桿偏心時，間隙液膜形成的每個壓力差區(qū)段的最大壓力差位于高壓液體側，其形成的液壓力使閥桿有自動對中的傾向；閥桿傾斜時，間隙液膜中壓力差區(qū)段的最大壓力差在各區(qū)段的中間位置，其液壓力產生的傾覆力矩會加劇閥桿的傾斜．滑閥間隙液膜的液壓力和傾覆力矩隨高壓流體壓力、偏斜率的增大而增大．在閥桿上引入均壓槽和通腔淺槽能減小間隙不均勻引起的壓力差和液壓力的范圍，在操作壓力6.0MPa、配合間隙0.015mm和傾斜率1/3的條件下，滑閥所受液壓力和傾覆力矩分別較原結構降低73.4%和70.8%以上．上述結果對裝置中滑閥結構優(yōu)化和提高滑閥響應可靠性具有指導作用．

海水淡化；轉盤式能量回收裝置；滑閥間隙模型；力學特性；優(yōu)化設計；計算流體力學

反滲透海水淡化技術的規(guī)?；瘧煤艽蟪潭壬系靡嬗谀芰炕厥昭b置(ERD)的使用，產水能耗從8.0 kW/m3降至2.5～4.0kW/m3，甚至低于2.0kW/m3[1-4].正位移式能量回收裝置是基于帕斯卡等壓原理將反滲透高壓濃鹽水的余壓能直接傳遞給低壓海水來實現系統(tǒng)能耗的降低，能量回收效率一般達到94%以上[5-6]．按結構和運行特征，正位移式能量回收裝置分為閥控式(如DWEER)和轉子式(如PX)兩種[7]．而我國海水淡化工程對國外能量回收裝置產品依賴度極高，亟需開發(fā)新型國產化能量回收裝置以擺脫國外產品和專利技術的約束．目前正在研發(fā)的新型轉盤式能量回收裝置(RERD)兼具閥控式和轉子式裝置的特點，采用上位轉盤轉動配流和下位滑閥往復從動的運動形式，兩部分協(xié)同運動即滑閥隨轉盤旋轉有序地響應切換，是功能實現的必要條件[8]．其中滑閥實質為采用間隙配合的往復滑動副，控制流體的流動方向和流量，它的主要性能要求是切換過程的可靠性．

液壓系統(tǒng)中，往復滑動副(如滑閥和柱塞等)因閥桿發(fā)生偏斜會使其配合間隙不均勻，造成間隙液膜中的壓場不均勻而產生不平衡的液壓力，易出現液壓卡緊問題[9]．劉桓龍[10]通過CFD模擬和試驗研究分析高壓泵柱塞在特定偏心和傾斜的條件下間隙液膜的力學特點，并引入雙阻尼靜壓支撐結構實現柱塞的自動對中和平衡，防止液壓卡緊，減小啟動阻力．劉志強等[11]構建了控制系統(tǒng)中滑閥的液壓卡緊力學模型，結果表明液壓力與間隙值和偏心率有關．楊文軍等[12]利用CFD方法比較分析不同形式槽對液壓缸偏心活塞液壓力的影響，矩形槽降低液壓力的效果最好.

RERD中的滑閥有多個密封結構，其幾何和壓力結構與上述對象不同，同時閥桿的往復運動會改變滑閥的密封結構．為了研究裝置中滑閥間隙液膜的力學特性，根據滑閥的結構和閥桿的位置狀態(tài)構建了其配合間隙液膜模型，利用CFD方法對間隙流場仿真分析，并在閥桿上引入均壓槽和通腔淺槽雙結構改善間隙液膜的液壓力，從而為滑閥狀態(tài)性能判斷和優(yōu)化設計提供依據．

1?RERD的結構和工作原理

如圖1所示，轉盤式能量回收裝置主要由轉盤、水壓缸和滑閥構成．上位轉盤是主動部件，其上有高壓濃鹽水和泄壓濃鹽水兩個集液槽，在槽區(qū)存在筋板結構．轉盤外周中部開有周向流道與高壓濃鹽水集液槽連通，而其環(huán)形內周開有側向開口與泄壓濃鹽水集液槽連通．中位水壓缸是壓力能交換場所，12個水壓缸沿周向均勻分布．下位滑閥組為被動響應結構，由12個滑閥和平衡盤組成．滑閥由閥套和閥桿構成，采用間隙配合，并與水壓缸一一匹配．閥套側壁開設兩組直通孔，分別與高壓海水腔和低壓海水腔連通；閥桿中心處開有軸向內流道，并在側壁開設側向開口和環(huán)狀流道，閥桿往復運動實現其側向開口和環(huán)狀流道與閥套的高壓海水腔或低壓海水腔的直通孔連通．

圖1中的紅色和藍色箭頭線段分別代表高壓水和低壓水的流經路徑．高壓濃鹽水通過特別設計的進口流道沖擊轉盤中高壓集液槽的筋板而使轉盤旋轉．當高壓濃鹽水通過轉盤上的高壓集液槽與水壓缸連通時，此時高壓區(qū)的閥桿運動到低位，使閥桿流道與閥套上高壓海水直通孔連通，高壓濃鹽水將水壓缸中低壓海水增壓進入高壓海水腔，實現增壓過程；隨著轉盤的轉動，被高壓集液槽覆蓋水壓缸的經轉盤的密封區(qū)過渡到低壓集液槽配流，在低壓區(qū)時相應閥桿運動到高位，其流道與閥套低壓海水直通孔連通，低壓海水腔中的低壓海水將水壓缸中低壓濃鹽水排到泄壓濃水集液槽，實現泄壓過程．充滿低壓海水的水壓缸再次進入下一增壓過程，如此往復，實現濃鹽水余壓能的連續(xù)回收[8]．

該裝置完全采用自驅和聯動響應的運動模式，無外部輔助．在響應切換過程中，壓力、平衡盤等擾動會使滑閥中閥桿發(fā)生偏心和傾斜，使與閥套形成的配合間隙不均勻，造成間隙流場產生不平衡液壓力．當滑閥間隙液膜產生的液壓力過大而阻滯其運動時，轉盤與滑閥運動協(xié)調同步性將受影響，裝置甚至無法正常運轉．所以分析滑閥的間隙液膜的力學特性對裝置可靠運行具有重要的意義．

圖1?RERD結構示意

2?仿真模型構建

2.1?偏心和傾斜間隙特征的描述

理想狀態(tài)下，滑閥的閥套和閥體同心，配合間隙值，為均勻的且呈薄壁環(huán)狀柱體．外部擾動使閥體偏心或傾斜時使間隙形狀改變．偏心時間隙液膜呈偏心環(huán)狀柱體，形成一對大小間隙，用偏心率(＝/，其中為偏移量)表示偏移程度，如圖2(a)所示.而傾斜可認為是各圓截面偏心狀態(tài)在軸向上的積累結果，整個配合間隙分成收斂間隙和發(fā)散間隙兩部分，且端部偏心率最大而中間為零，如圖2(b)所示，為方便分析討論，此處用端面處的偏心率量化傾斜率.

圖2?偏心和傾斜間隙液膜結構

2.2?滑閥的位置狀態(tài)

滑閥中閥桿運動的位置狀態(tài)不同，其間隙液膜結構亦不同．如圖3所示，隨轉盤的轉動響應，任何時刻各有6個滑閥處于高壓和低壓狀態(tài)，對稱分布，其中紅色為高壓區(qū)而藍色為低壓區(qū)．

圖3?滑閥位置

假設能夠保證閥桿的推動力，滑閥正常響應，則滑閥和集液槽有著相同的周期，且閥桿在一個周期內與集液槽有對應的進程，閥桿位置規(guī)律在理論上符合余弦函數關系，即

式中：為閥桿的位移量；f為滑閥分布圓半徑，取值80mm；為平衡盤傾角，取值12.68°；為滑閥初始相位角與轉盤轉角之和．

根據上述特點和簡化分析，選擇對稱分布的一組滑閥為研究對象，從最低點到最高點依次編號高壓區(qū)滑閥1＃、2＃、3＃，低壓區(qū)滑閥4＃、5＃、6＃，從而確定不同位置滑閥中液膜結構的相關參數．

2.3?液膜的結構

圖4(a)為滑閥三維結構示意，滑閥關鍵的幾何尺寸參數如表1所示．

根據圖4(a)和表1數據，在Solidworks中抽提出對應位置狀態(tài)下的液膜幾何結構，如圖4(b)所示.需要說明的是，液膜結構應根據位置狀態(tài)確定，此處只是一個示例．

表1?滑閥主要的結構參數

Tab.1?Main structure parameters of slide valves mm

2.4?間隙液膜的仿真

在Solidworks軟件繪制的間隙液膜三維模型基礎上，本文采用網格劃分軟件Pointwise對液膜模型離散化來構建其網格模型，0.010mm、0.015mm和0.020mm單邊配合間隙在液膜厚度上分別劃分4、5和6層網格，液膜周向和軸向上網格劃分尺度分別為0.25mm和0.33mm．用流體計算軟件STAR CCM＋迭代計算，采用標準-湍流模型，壁面函數為兩層全＋壁面處理．邊界條件設置為壓力出口類型，以大氣壓為參考壓力，不考慮主流道內的損失對邊界處壓力的影響．外界壓力為0MPa，低壓壓力為0.2MPa，高壓壓力根據仿真條件確定．當迭代至殘差為10-7以下且穩(wěn)定時將CFD計算值作為最終求解結果．圖5給出滑閥3＃間隙液膜的壓力云圖．

圖5?滑閥3＃間隙液膜的壓力云圖

3?結果與討論

3.1?間隙液膜的壓力分布

滑閥中的閥桿發(fā)生偏心和傾斜時會使其配合間隙不均勻，進而影響間隙液膜中的壓力分布．探究其間隙中壓力分布特點可為性能判斷和優(yōu)化提供指導．以前密封段外界端為基準位置，以滑閥3＃示例，在6.0MPa和間隙值0.015mm條件下仿真．其他滑閥的分析過程類似．

3.1.1?偏心間隙液膜的壓力分布

圖6是滑閥3＃的閥桿偏心率為1/3時其間隙液膜的大小間隙中心處軸向壓力分布情況．由圖可知，當滑閥中的閥桿偏心時，在高低壓力源間(即-、-和-)的壓差區(qū)段的同一軸向位置橫截面處小間隙的壓力值大于大間隙的值，在高壓源邊緣處(、和)大小間隙壓力差較明顯，出現突變跳躍，且高低壓力源間有效密封長度越短大小間隙壓力差值越明顯，且分布變化向低壓源處擴展．壓力差形成的液壓力由小間隙指向大間隙，與偏心方向相反，此力有使偏心閥桿對中同心的傾向，因此滑閥3#在偏心時有自對中的能力．

圖6?滑閥3#偏心時其間隙液膜的軸向壓力分布

3.1.2?傾斜間隙液膜的壓力分布

圖7是滑閥3＃的閥桿傾斜率為1/3時其間隙液膜中收斂間隙和發(fā)散間隙中心處軸向壓力分布情況．如圖所示，傾斜時收斂間隙和發(fā)散間隙壓力差比較明顯，在每個高低壓密封段的間隙液膜中壓差值先變大后減小．當滑閥中閥桿傾斜時，在高低壓力源間(即-和-)的壓差區(qū)段的同一軸向位置橫截面處收斂間隙的壓力值大于發(fā)散間隙的值．由于密封段中壓力源結構的不一致，海水的高壓出口和低壓進口之間的中間密封區(qū)(即-)的間隙斂散性與兩端段密封間隙斂散性相反，雖然同一軸向位置橫截面處仍有收斂間隙的壓力值大于發(fā)散間隙的值，但其產生液壓力與其他兩者相反．間隙液膜每個壓差區(qū)段的最大差值出現在其中間位置，且壓差基于該位置呈對稱分布．從圖中可知，滑閥3＃兩端的液壓力皆大于中間密封區(qū)液壓力，以滑閥球頭位置為力矩統(tǒng)計基準，滑閥3＃液壓力的合力產生的液壓傾覆力矩將使傾斜閥桿的傾斜加劇，最終可使其完全傾斜而與閥套內壁接觸．說明滑閥3＃在外界干擾傾斜時沒有自扶正能力，而且會造成閥桿摩擦阻力的增加．

圖7?滑閥3#傾斜時其間隙液膜軸向壓力分布

3.2?不同位置狀態(tài)滑閥間隙液膜的力學特性

不同位置狀態(tài)的滑閥具有不同的間隙液膜結構，會產生不同的間隙液膜壓力分布，故液壓力和力矩亦存在差異．此外，滑閥的閥套上的側開口是沿周向均布而非連續(xù)的，且閥桿在滑閥內偏心和傾斜在不同位置的狀態(tài)具有隨機性．為探究不同位置、不同偏心和傾斜方向對滑閥液壓力和力矩的影響，將滑閥1?！?＃的偏心和傾斜方向分為開口向和開口間向兩種，即偏心(或傾斜)發(fā)生在閥套開口的中心或兩開口的中間處．仿真條件與第3.1節(jié)中的一致．

如圖8所示，滑閥在不同位置產生的偏心液壓力有所不同，低壓區(qū)中的滑閥4?！?＃的液壓力明顯大于高壓區(qū)中滑閥1?！?＃的液壓力；并且高壓區(qū)的滑閥1＃、2＃的液壓力值近似，低壓區(qū)滑閥4?！?＃的液壓力近似，而滑閥3＃的液壓力介于上述兩者中間．表明滑閥在低壓區(qū)比在高壓區(qū)具有更大的自對中能力．此外，比較閥桿偏心分別在開口向和開口間向時液壓力可知，在相同位置滑閥的液壓力最大偏差為3％，表明滑閥在特定位置條件下同偏心率產生的液壓力具有較好的各向同性．

圖8?不同位置滑閥的偏心液壓力

如圖9所示，閥桿傾斜時高壓區(qū)的滑閥1?！?3＃液壓力和傾覆力矩明顯大于低壓區(qū)滑閥4?！?6＃的數值．高壓區(qū)的滑閥1?！?＃液壓力和傾覆力矩是順次增加，而低壓區(qū)的滑閥4?！?＃是順次降低，此時高壓區(qū)和低壓區(qū)最大液壓力和傾覆力矩的滑閥分別為3＃、4＃．

圖9?不同位置滑閥傾斜的液壓力和傾覆力矩

上述現象原因在于：在高壓區(qū)時，滑閥從1＃到3＃運動變化使其中間密封段減小，進而產生的液壓力也減小，而兩端密封產生的液壓力之和因其長度不變而變化不大，使中間液壓力抵消作用減弱，故而造成有傾覆作用的總的液壓力和對應的傾覆力矩的增加．當滑閥在低壓區(qū)時，腔內為低壓狀態(tài)，從海水低壓口到腔內的液膜為均勻低壓而不會產生液壓力，故滑閥4＃的液壓力和傾覆力矩相比3＃的液壓力和傾覆力矩大幅度減小．從滑閥4＃到6＃使其中間密封段長度增加而前段密封長度減小，且后段密封近似處于低壓等壓狀態(tài)，使總的液壓力和傾覆力矩減小，6＃產生的作用甚至對傾斜閥桿具有扶正能力．當閥桿分別傾斜在閥套的開口向和開口間向時，相同位置的液壓力大小基本一致，表明滑閥在特定位置條件下同傾斜率產生的液壓力和傾覆力矩也具有各向同性．

3.3?高壓壓力對滑閥間隙液膜力學特性的影響

高壓壓力的變化會造成滑閥間隙液膜的壓力場變化，進而影響滑閥在偏心和傾斜時的液壓力和傾覆力矩．實際應用中高壓壓力是可調節(jié)的，因此研究其變化對偏心和傾斜時間隙液膜液壓力學特性的影響具有實際意義．配合間隙0.015mm時，偏心率和傾斜率皆為1/3，高壓壓力在1.0～6.0MPa變化的條件下仿真．

圖10為閥桿偏心時高壓壓力變化和液壓力的關系．當閥桿在偏心狀態(tài)時，隨著高壓壓力從1.0MPa增加到6.0MPa，滑閥1?！?＃的液壓力隨之增加，且增加速率隨高壓壓力增大而增大，呈現非線性關系．表明高壓壓力增加能夠提高間隙液膜對偏心閥桿的自對中的能力．原因在于增加高壓壓力將增大配合間隙中的液膜剛度．

圖10?偏心時液壓力與高壓壓力變化的關系

高壓壓力變化也會影響閥桿傾斜時間隙液膜的液壓力和傾覆力矩的大小．圖11給出了閥桿傾斜時間隙液膜中液壓力和傾覆力矩隨高壓壓力的變化情況．從圖中可知，當閥桿在傾斜狀態(tài)時，隨著高壓壓力從1.0MPa增加到6.0MPa，滑閥1?！?＃的液壓力和傾覆力矩也增加，并且其值與高壓壓力值呈線性關系．而滑閥6＃液壓力和傾覆力矩隨高壓壓力增加而減小，但其值為負且絕對值小，說明滑閥6＃的液壓力產生的力矩對該位置傾斜閥桿具有扶正能力，但其扶正能力很小，在仿真條件下只有-6.5N·m．

圖11 傾斜時液壓力和傾覆力矩與高壓壓力變化的關系

3.4?偏斜率對滑閥間隙液膜力學特性的影響

在其他條件不變的情況下，探究液壓力和傾覆力矩與偏斜率的關系有利于更加全面了解間隙液膜的特性．但在大的偏斜率時，網格質量差或數量很大而難以進行仿真求解，故用仿真和外推法相結合進行分析．在高壓壓力為6.0MPa，配合間隙值0.015mm，偏心和傾斜率分別取0、1/5、2/5、3/5、4/5的條件下仿真分析．

圖12為液壓力隨偏心率的變化情況．隨偏心率的增大，液壓力基本隨之增大．在偏心率較小時，液壓力與偏心率近似呈線性關系增加；而在偏心率較大時，低壓區(qū)滑閥4?！?＃液壓力隨偏心率增加而增加且增速變快，而高壓區(qū)滑閥1＃和2＃液壓力隨偏心率增加而增加，但增率減小，滑閥1＃的液壓力甚至出現降低的現象．在間隙液膜未破壞時，液壓力隨偏心率增大將增大滑閥的自對中能力，滑閥偏心液壓力最大值約為229N．需要說明的是，液膜存在是閥桿偏心恢復的前提，若液膜被破壞，那么閥桿將被擠壓貼靠閥套壁而造成摩擦阻滯．

圖12?液壓力隨偏心率的變化關系

圖13為在相同配合間隙條件下，液壓力和傾覆力矩隨傾斜率的變化情況．滑閥1?！?＃液壓力和傾覆力矩隨其傾斜率的增大而增大．在傾斜率較小時，其間隙液膜的液壓力和傾覆力矩隨之線性增加；在傾斜率較大時，間隙液膜剛度減低而使液壓力和傾覆力矩的增加速率降低．而低壓區(qū)滑閥6＃其液壓力和傾覆力矩始終為負值，且隨傾斜率的增大而降低，但變化幅度較?。?/p>

圖13?液壓力和傾覆力矩與傾斜率的關系

當滑閥處于恰好完全傾斜時，高壓區(qū)滑閥1＃～3＃的液壓力值分別約為1073N、1260N和1548N，對應的液壓傾覆力矩分別約為138N·m、180N·m和241N·m；低壓區(qū)滑閥4?！?＃的液壓力值分別約為711N、253N、－22N，對應的液壓傾覆力矩約為85N·m、28N·m和－25N·m．

3.5?間隙值對滑閥間隙液膜力學特性的影響

配合間隙是間隙密封的一個重要參數，其值大小的選擇不僅影響泄漏量及裝置效率，也影響閥桿偏斜時間隙液膜的壓力場進而影響液壓力和傾覆力矩．在高壓壓力6.0MPa，偏心率和傾斜率皆為1/5，而配合間隙值分別取0.010mm、0.015mm和0.020mm條件下仿真．

圖14為在相同的偏心率的條件下，液壓力隨其配合間隙的變化情況．隨著間隙的增加，滑閥間隙液膜的液壓力都隨之增加．高壓區(qū)滑閥1＃～3＃液壓力的增加速率隨配合間隙增大而增加，但低壓區(qū)滑閥4＃～6＃液壓力的增加速率隨間隙增大而減?。f明間隙增大有利于滑閥自對中能力的增加，且對高壓態(tài)滑閥影響更明顯．同時配合間隙的增大將造成間隙的泄漏量增加，使裝置效率降低．因此，配合間隙的選擇應根據滑閥密封和自對中能力的要求權衡選擇．

圖14 相同偏心率時不同配合間隙和液壓力的關系

圖15為在相同的傾斜率條件下，液壓力和傾覆力矩隨其配合間隙的變化情況．隨著間隙的增加，高壓區(qū)滑閥1＃～3＃的液壓力和傾覆力矩稍有減小，而低壓區(qū)滑閥4?！?＃的液壓力和傾覆力矩增加．但隨著間隙增加，高壓區(qū)滑閥液壓力和傾覆力矩的減小量不大，而低壓區(qū)滑閥的液壓力和傾覆力矩的增加速率先快后慢．說明高壓區(qū)滑閥液壓力和傾覆力矩對間隙變化不敏感，而低壓區(qū)滑閥液壓力和傾覆力矩隨間隙增大敏感度降低．

圖15 相同傾斜率時不同配合間隙與液壓力和傾覆力矩的關系

4?滑閥間隙液膜的力學特性優(yōu)化

根據滑閥間隙液膜在偏斜狀態(tài)的液壓力和傾覆力矩的分析可知，滑閥中的閥桿在傾斜時會產生較大的液壓力和傾覆力矩，易造成液壓卡緊，而且閥桿偏心時產生的對中傾向的液壓力也會產生傾斜擾動．因此減小滑閥在傾斜時的液壓力和傾覆力矩是改善滑閥間隙潤滑和防止液壓卡緊的關鍵．

4.1?閥桿優(yōu)化結構的描述

圖16給出了新結構閥桿三維結構剖視圖．設計上提高閥桿密封段在整體長度中的比例有利于改善閥桿的液壓作用下的受力狀況和適應性，考慮現有滑閥結構有冗余的空間可被利用，延長前密封段46mm．在保證密封的情況下為最大限度減小液膜間隙中的液壓力的產生范圍和保證其中壓力響應，防止液壓卡緊，將通腔淺槽設置在滑閥閥桿原結構中前密封段靠外界的邊緣處，實現閥桿在液壓作用和液膜卡緊問題上的雙重優(yōu)化．該結構無論滑閥在高壓區(qū)還是在低壓區(qū)在閥桿傾斜時淺槽分開的兩部分只有一個產生液壓力和傾覆力矩．槽型結構尺寸為槽寬和槽深分別為1.0mm和0.5mm矩形環(huán)槽，在槽底沿周向分布4個直徑為0.5mm的圓柱形阻尼孔．

圖16?新結構閥桿三維結構剖視圖

根據間隙液膜力學特性的分析結果，閥桿在傾斜時間隙液膜壓力場軸向分布的最大壓差點出現在各壓差區(qū)段的中間位置，在壓差區(qū)段的中間位置設置均壓槽對進一步降低傾斜時的液壓力和傾覆力矩效果最好．在閥桿上設置的均壓槽尺寸類型是槽寬和槽深都為0.5mm的矩形環(huán)槽[12]．增大槽寬或槽深(如1.0mm和2.0mm)，槽的作用效果變化不大，但會影響液膜密封和閥桿強度．

4.2?優(yōu)化結構的滑閥間隙液膜的力學特性

在高壓壓力為6.0MPa、配合間隙0.015mm、傾斜率為1/3的仿真條件下，比較滑閥在原結構、加長未優(yōu)化結構和優(yōu)化結構下間隙液膜的力學特性的變化情況．如圖17所示，滑閥的閥桿采用不同結構時液膜的力學特性有顯著差異．在上述3種結構中，閥桿傾斜時在加長未優(yōu)化結構中的液壓力最大，在原結構的液壓力次之，在加長并優(yōu)化結構的液壓力最?。y各結構的液壓力最大值都出現在高壓區(qū)滑閥3＃，其值依次為603N、523N和139N，此時對應的力產生的液壓傾覆力矩依次為70.1N·m、78.3N·m和22.9N·m．與原結構比較，加長并優(yōu)化結構滑閥3＃的液壓力和傾覆力矩相對降低得最小，但分別較原結構已降低了73.4%和70.8%．除此之外，在低壓區(qū)加長并優(yōu)化滑閥的間隙液膜內液壓力皆為負值，其產生的液壓力矩與傾斜方向相反，這說明優(yōu)化結構的滑閥在低壓區(qū)都具有傾斜扶正能力．在閥桿上引入均壓槽和通腔淺槽，能大幅度降低其在傾斜姿態(tài)時產生液壓卡緊的力和傾覆力矩，有利于改善滑閥配合間隙內潤滑和其動態(tài)的響應．

圖17?不同結構滑閥傾斜時間隙液膜的力學特性

5?結?論

(1) 與偏心時自對中的狀況相比，裝置中滑閥的閥桿在傾斜時間隙液膜內的液壓力易造成液壓卡緊．

(2) 在閥桿傾斜時，間隙液膜內的各壓力差區(qū)段的最大壓力差位于每個區(qū)段的中間位置，且區(qū)段壓力差基于該位置呈對稱分布．間隙液膜的液壓力和對應的傾覆力矩隨高壓流體壓力、傾斜率的增大而增大．

(3) 均壓槽和通腔淺槽能大幅度降低閥桿在傾斜姿態(tài)時間隙液膜內的液壓力和傾覆力矩，有利于改善滑閥配合間隙液膜內潤滑和動態(tài)響應性能．

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Mechanical Characteristics of Clearance Liquid Films and Structural Optimization of Slide Valves of Rotary Energy Recovery Device

Wang Yue1, 2, 3，Zhang Heng1, 2, 3，Zhou Jie1, 2, 3，Sun Zheng1, 2, 3，Xu Shichang1, 3

(1. School of Chemical Engineering and Technology，Tianjin University，Tianjin 300350，China；2. State Key Laboratory of Chemical Engineering，Tianjin University，Tianjin 300350，China；3. Tianjin Key Laboratory of Membrane Science and Desalination Technology，Tianjin 300350，China)

The rotary energy recovery device(RERD)is an energy-saving equipment which promotes the development and application of reverse osmosis seawater desalination technology. RERD realizes the continuous pressure energy recovery of concentrated brine in reverse osmosis seawater desalination system by adopting a working model of the rotor rotation and through the synchronous response of the slide valves. Slide valves control the direction and flow of fluid and its performance is mainly affected by its switching reliability. However，hydraulic clamping due to unbalanced hydraulic forces highly affects the response performance of slide valves causing a change of the clearances of the slide valve stem with eccentricity and inclination. As a response，simulation models of the liquid films are employed and the hydromechanical characteristics are investigated via CFD method. Equal pressure grooves and a through-cavity shallow groove are introduced to improve hydraulic clamping. Results reveal that when the valve stem is eccentric，the maximum pressure difference for each pressure difference section is achieved on the high-pressure side and the hydraulic force in the liquid film makes the valve stem self-centering. On the other hand，when the valve stem is inclined，the maximum pressure difference in each pressure difference section is located in the middle of each section. The overturning moment generated by the hydraulic force in the liquid film aggravates inclination level，which is prone to hydraulic clamping and blocking. The hydraulic force and its overturning moment in the liquid films increase with higher pressure and greater eccentricity/inclination rate. Reduced pressure difference and decreased generation range of the hydraulic force when inclined were achieved through the introduction of equal pressure grooves and a through-cavity shallow groove. Compared with the original structure，the hydraulic force and overturning moment are reduced by more than 73.4% and 70.8%，respectively upon applying 6.0MPa pressure，and setting the fit clearance and inclination rate to 0.015mm and 1/3，respectively. The results acquired from this paper hope to provide guidance in the optimization of the structures of slide valves and in the improvement of the reliability of their response.

seawater desalination；rotary energy recovery device；slide valve clearance model；mechanical property；optimal design；computational fluid dynamics(CFD)

TQ051.1

A

0493-2137(2022)01-0024-09

10.11784/tdxbz202007064

2020-07-26；

2020-09-26.

王?越（1975—??），男，博士，研究員.

王?越，tdwy75@tju.edu.cn.

國家重點研發(fā)計劃資助項目(2017YFC0403800)；化學工程聯合國家重點實驗室自主研究課題(SKL-ChE-17T02).

Supported by the National Key Research and Development Program of China(No. 2017YFC0403800)，the State Key Laboratory of Chemical Engineering(No.SKL-ChE-17T02).

(責任編輯：田?軍)