后冲式坐便器流道系统概述

论文导读:：节水型坐便器是生活节水技术及器具研究的重要对象。传统的坐便器喷射口置于盆腔的前方，水流绕行的存在导致大量的沿程损失，影响了坐便器的冲洗性能。基于虹吸产生原理的分析，设计了一种新型后冲式坐便器冲洗流道，并采用经典流体力学理论与计算流体动力学（CFD）仿真相结合的方法，采用重正化群（RNG）湍流模型分别建立了前冲式坐便器流道系统和后冲式坐便器流道系统的仿真模型。结果表明，新型后冲式坐便器冲洗流道系统具有更优的冲洗性能。
论文关键词：后冲式坐便器，流道系统，虹吸，计算流体力学

　　1 引言
　　坐便器是广泛使用的卫生器具。由于便器用水约占居民日常用水的50%[1]，节水便器的研究得到了广泛的关注，如学界研究认为坐便器优化设计技术的发展是节水卫生系统可持续发展的关键[2]，《国家中长期科学和技术发展规划纲要（2006-2020年）》更明确了加强生活节水技术及器具开发是国家重点研究领域及优选主题等。公众、学界的关注和国家政策的导向，成为促进坐便器节水减污技术研究的动力。
　　目前，提高坐便器冲水性能的方法主要是通过附加装置为水流加压，这些改进虽然有一定效果，然而通常会增加产品结构的重要性和成本，降低产品使用的可靠性。国内有关坐便器的研究比较少，已有研究也是集中在生产工艺及相对简单的流体力学理论的探讨上[3-4] ，现有的针对坐便器性能和节水目标的相关研究有如下几点明显差距: 1) 没有充分利用发展迅速的计算机仿真、优化设计等先进的数字化设计理论与方法进行产品的研发。2) 没有从虹吸产生和坐便器工作的基本原理出发,对坐便器冲水过程进行有针对性的研究。3）产品的结构创新少，仅仅局限于局部修改，总体效果不好。本文从虹吸产生和坐便器工作的流体力学原理出发，采用理论分析与计算流体动力学（CFD）相结合的方法，研究了一款作者设计的新型喷射虹吸式坐便器的冲洗性能，使其在满足国家测试标准的前提下，更加节约用水。
　　2 虹吸与虹吸式坐便器工作原理
　　虹吸是一种常见流体力学现象，即液体在表面压强（通常为大气压强）作用下升高到曲管最高点虹吸，而后在重力作用下流到比原来液面更低的地方。即先在连接管中创造一个低压环境，利用管内的气压与高位液体液面的大气压的气压差，将液体导入到连接管中，待液体通过连接管的最高点后，在重力的作用下，高位液体持续流入低位液体容器，直到高、低位液体的水平高度相同，液体停止流动。
　　虹吸式坐便器的一般工作过程是：利用蓄水箱与坐便器本体的压力差，将水的势能转化为动能，在虹吸管道中产生虹吸，将坐便器中的污物和水从排污管道中排出。
　　
　　图1 前冲式喷射虹吸式坐便器剖面图
　　如图1所示，A是水封面上的一点，B为管道排污口上一点，C为虹吸管道进水口上一点，D为管道最高点，E为管道水封控制点中国论文下载中心。
　　在势能的作用下，水流经水箱和冲水管道而下，一方面排出原存在于冲洗管道中的空气，另一方面经由喷射口喷涌而出，当虹吸管道内出现封闭水柱或局部满管流时，CD段的水能快速的流向DB段，形成虹吸现象，此时E点处的压力低于大气压力，这种现象称之为虹吸负压。这种由前部向后部冲水的坐便器称为前冲式坐便器。
　　由上述分析可知，压强是产生虹吸的重要条件，与冲洗效果密切相关[5]，由文献研究、仿真以及实验得知，坐便器的节水效果和冲洗效果的好坏主要取决于能否较早地产生强有力的虹吸负压[6]。针对坐便器虹吸过程是非稳态流动这一特征，且DE面为虹吸产生的关键截面，故本文用DE截面负压的累积效应对虹吸的非稳态性能进行分析，并以累积负压大小和产生虹吸的时间作为坐便器流动性能优劣的判断依据。
　　3 后冲式坐便器的提出
　　坐便器利用水箱和排污口的高度差，以及冲洗流道系统将水的势能转化为动能。由于水具有黏性、流道壁面粗糙会产生摩擦阻力，以及流道几何特性（如弯头）对流动产生的影响等，这些可以统称为沿程损失。将坐便器冲洗流体的沿程损失分为两大类：摩擦阻力损失和局部阻力损失[7]，我们可以从这两类阻力损失的分析中寻找优化坐便器冲洗流道结构的方法。
　　摩擦阻力损失是水与壁面摩擦而产生的阻力损失。用下式计算：，
　　式中：为摩擦阻力损失虹吸，单位为Pa；为液体动压，单位为Pa，其中，，为水的密度，为管内流体的流速；为管道长度，单位为m；为横截面的等效直径，单位为m，其中，，为横截面的面积，单位为，为横截面的周长，单位为m；为摩擦阻力系数。可知当d和一定时，越小，越小，由此可通过减小来减小摩擦阻力损失，即在坐便器流道系统的设计时减小流体所流过的距离。
　　当固体边界（流道形状）急剧变化时，液体内部的速度发生急剧的变化。如流道的转弯、收缩、扩大或流体经闸阀等局部障碍的地方。在很短的距离内，流体为了克服由边界发生剧变而引起局部阻力将损失自身的机械能，即产生了局部损失[8]。
　　局部损失可表示为：，式中：为流体速度，m/s ；为局部阻力系数，其值主要取决于产生局部损失装置的几何特性，对于坐便器的送水管道为弯管的局部损失系数，随着弯管中心线的曲率半径与管径的比值而变化，并随着比值的增大而变小[9]，也就是说对于管径一定的管道，曲率半径越大，局部损失系数越小。
　　注意到现有的喷射虹吸式坐便器，其喷射口都设置于盆腔前方，水箱全部水流的约70%经盆面夹层或冲水管道绕行到喷射口，其余约30%经由盆圈下部的一系列小孔流出，冲洗盆面后向虹吸管入水口汇合。显然，水流绕行的存在大大增加了其流经的距离，几乎是180°急剧的流向改变（见图2）虹吸，要求冲水管喷射口前部区域的曲率半径变得很小，增加了冲洗水流的沿程损失，减少了喷射水流的动能，使坐便器冲洗性能降低。
　　针对以上问题，本文设计的新型坐便器喷射口置于盆面后方，虹吸管道相对地置于盆面前方，主要水流从水箱流出后由喷射口从后向前冲，我们称采用此种流道布置的坐便器为后冲式坐便器（如图2所示）。从直观上看，后冲式坐便器流道既缩短了冲洗流程长度，又避免了绕流导致的水流方向的急剧改变和流道曲率半径的大幅变小。根据前面的分析，可以预测后冲式坐便器应当可以明显降低沿程损失，提高坐便器冲洗性能。由于坐便器冲洗流道结构比较复杂、形状不规则，很难用工程流体力学的解析方法直接描述坐便器的内部流场情况。为了验证上述预测的正确性，本文通过计算流体动力学（CFD）仿真的方法进行对比分析。
　　 　　
　　图2 后冲式坐便器剖面图
　　4 CFD计算模型和边界条件
　　坐便器冲洗过程为一个不可压缩的、非稳态的、湍流流动，内部流道中流体流动具有很高的流线曲率变化。而重整化群（Renormalization Group，RNG）k-ε双方程模型可模拟仿真非稳态的湍流流动过程，尤其在大曲率、旋涡的流动过程仿真中能提供更准确的结果[10-11]。故本文采用RNG k–ε（re-normalization group k–ε）湍流模型求解坐便器内流体连续流动过程中国论文下载中心。
　　坐便器几何模型需要被划分为若干个网格区域，以满足计算的需求。对坐便器虹吸性能影响最大的虹吸管的内部水流速度及压强梯度远大于其它区域，故在虹吸管区域增大了网格密度，以保证计算精度。坐便器水箱上端、盆面表面设置为压力进口，虹吸管出水口设置为压力出口条件。在固壁边界，设置无滑表面条件和标准壁面函数。
　　为了求解压力速度耦合方程，使用基于有限体积法的SIMPLEC算法，仿真过程使用商业软件FLUENT。为了保证研究的可比性，建立的后冲式流道计算模型与前冲式的相比，除了喷射口与虹吸管道方位相反以外，其他结构尺寸均未变化。盆面曲面由于结构设计要求，上沿造型略有改动（请比较图1和图2），对流动特性影响很小，可以忽略。
　　5 仿真结果及分析
　　利用本文建立的模型，计算得出两种坐便器喷射口和DE面的速度、质量流量、压强随时间变化的曲线，并将两者的结果进行对比，如图3～8所示。
　　图3 DE面处速度-时间曲线
　　
　　图4 喷射口处速度-时间曲线
　　
　　图5 DE面处质量流量-时间曲线
　　图6喷射口处质量流量-时间曲线
　　
　　图7 DE面处压强-时间曲线
　　
　　图8 喷射口处压强-时间曲线
　　从图3～图8可以看出：在工作阶段（0s～3.5s）,后冲式坐便器质量流量大部分时间中都比同一时段的前冲式对应参数要大，针对坐便器虹吸过程是非稳态流动这一特征，本文用工作阶段虹吸管DE截面质量流量m(t)对流动时间t进行积分，得到累积质量M虹吸，后冲式的累积值（6.15818）较前冲式的累计值（5.5923）大10%，且后冲式坐便器最大速度、最大质量流量、最大负压发生时间均较前冲式有所提前，分别约提前了12.5%、13.1%、13.8%，同时，后冲式坐便器虹吸稳定阶段的持续时间同样有所延长，后冲式为1s，前冲式为0.85s，延长了17.6%，在MATLAB中对虹吸发生面处压强-时间数据进行处理，得到后冲式累积负压P1＝－2765.52Pa，而前冲式累积负压P2＝－2335.36Pa，提高了18.4%。综上所述，后冲式坐便器流道冲洗性能较前冲式好。
　　6 结论
　　本文从虹吸原理出发，分析了坐便器工作原理，以及对冲洗性能具有关键影响的冲洗流道沿程损失因素，设计了新型后冲式坐便器流道系统。建立了后冲式坐便器流道仿真模型并与对应的前冲式坐便器仿真模型进行比较研究。结果表明，冲洗过程中前者在关键截面的最大速度、最大质量流量、最大负压发生时间均优于后者分别约12.5%、13.1%、13.8%，虹吸持续时间延长了17.6%，工作累计负压提高了18.4%，说明后冲式坐便器在冲洗性能方面具有更好的表现。

参考文献:
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