耙頭高壓沖水與高壓沖水泵匹配性研究

蘭劍，伍立說，郭濤，胡京招

（中交疏浚技術裝備國家工程研究中心，上海 200082）

0 引言

耙吸挖泥船作為疏浚領域的主力船型，工作水深范圍廣、土質適應性強，機動靈活，具有很好的操縱性和工況適應性，頻繁被應用于國內外大型吹填造地、港口建設、航道疏浚工程等項目中。耙頭作為挖掘系統關鍵設備之一，其挖掘能力直接影響到耙吸挖泥船的整船疏浚效率。經過領域內多年的研究和經驗積累，耙頭高壓沖水對破土和挖掘的作用越來越被重視。經試驗總結，耙頭在施工過程中的挖掘土層厚度由高壓沖水破土厚度和耙齒破土厚度組成，兩者比值與土質、沖水流量、沖水流速相關。目前，國內外建造的大中型耙吸挖泥船均配備了耙頭高壓沖水系統，旨在將高壓沖水泵吸入的海水通過耙頭內部噴嘴沖射海底泥土，提高耙頭的挖掘能力。因此，對于新造耙吸船高壓沖水系統的設計，需進行高壓沖水系統內部各組成部分的匹配性研究，分析高壓沖水泵與耙頭高壓沖水管路的匹配性，在滿足耙頭挖掘所需噴嘴射流的流量、流速條件下，盡可能降低管路損耗，提高沖水效率。國內外許多學者通過數值仿真與模型試驗等方法單獨對耙頭高壓沖水開展過研究[1-9]；然而，從系統的角度，對耙頭高壓沖水管路與高壓沖水泵性能的匹配性研究尚有欠缺。本文以上航局3 000 m3等級耙吸挖泥船建造項目為依托，針對項目中4 500 m3耙吸挖泥船耙頭和高壓沖水泵研制工作，開展了耙頭沖水管路管阻計算及與高壓沖水泵工作點匹配性研究，闡述了高壓沖水管路與高壓沖水泵性能匹配設計的一般方法。同時，針對耙頭內部能量損失區域，開展了優化耙頭內部過流面形狀降低水力損失的研究。

1 高壓沖水泵特性

4 500 m3耙吸挖泥船配備的高壓沖水泵由電機驅動，電機的額定輸出功率為1 000 kW，高壓沖水泵的額定轉速為630 r/min，其流量-揚程曲線見圖1，流量-功率曲線如圖2所示。

圖1 高壓沖水泵流量-揚程曲線（630 r/min）Fig.1 The quantity-head curve of high pressure jet pump（630 r/min）

圖2 高壓沖水泵流量-功率曲線（630 r/min）Fig.2 The quantity-power curve of high pressure jet pump（630 r/min）

2 高壓沖水管路阻力分析

對高壓沖水泵排口到耙頭噴嘴的整個管路輸送海水的沿程阻力損失進行分析，整個耙頭高壓沖水管路包含艙內管路、耙臂管路以及耙頭管路。泵排口至耙頭進口的整個管路主要由無縫鋼管直段與彎管構成，其阻力性能根據經驗公式計算，從耙頭進口至噴嘴出口的整個管路的水力損失通過Fluent軟件進行數值模擬獲得。

2.1 艙內與耙臂高壓沖水管阻力

4 500 m3耙吸挖泥船高壓沖水管采用無縫鋼管，管內徑402 mm，根據JTS 181-5—2012《疏浚與吹填工程設計規范》[8]管阻的估算方法，估算艙內管路與耙臂管路管阻，其中清水沿程阻力系數取0.015 3（φ400），90毅光滑彎管局部阻力系數取0.3，30毅光滑彎管局部阻力系數取0.07，三通管（轉折）局部阻力系數取2.0。計算得到高壓沖水管阻力特性曲線如圖3。流量3 200 m3/h對應的壓力損失約為14.8 m（水柱）。

圖3 高壓沖水管阻力特性曲線Fig.3 Resistance characteristic curve of high pressure jet pipe

2.2 耙頭高壓沖水管阻力

耙頭高壓沖水管路由高壓沖水進口總管、固定體水箱、活動罩支管、活動罩水箱、耐磨塊噴嘴、活動罩水箱噴嘴、耙齒噴嘴構成，見圖4。

圖4 耙頭高壓沖水管路Fig.4 High-pressure jet water pipes of the draghead

原耙頭設計的高壓沖水內流場水體如圖5所示，高壓沖水從進口分五路分別向固定體耐磨塊、活動罩噴嘴以及耙齒噴嘴供水，5種位置的噴嘴分別對應圖中a，b，c，d，e。活動罩高壓沖水噴嘴以及耐磨塊高壓沖水噴嘴均采用錐形過渡直管的內流道形狀。各噴嘴的口徑與數量見表1。

圖5 原設計耙頭內部高壓沖水水體Fig.5 High pressure jet water body inside draghead in original design

表1 4 500 m3耙頭的噴嘴配置Table 1 Nozzle configuration for 4 500 m3 draghead

數值模擬方法：建立耙頭高壓沖水進口至噴嘴部分水體三維模型，使用Fluent數值計算軟件建立耙頭高壓沖水的計算模型。耙頭1 200萬四面體網格轉化為300萬多面體網格；耙頭高壓水管進口設置為總壓邊界條件，噴嘴出口設置為出口靜壓條件，即環境壓力。管與噴嘴內壁為不可滑移壁面邊界；采用雙精度，RNGk-ε湍流模式，SIMPLIC算法，三階插值。

耙頭進口壓力800 kPa邊界條件下，數值模擬得到各位置噴嘴平均流速，見圖6。

圖6 各位置噴嘴出口平均流速Fig.6 Average velocity of nozzle outlet at each position

數值計算得到：耙頭進口總壓800 kPa的條件下，耙頭高壓沖水總流量2 860 m3/h。噴嘴流速分布在23~33 m/s之間，各位置噴嘴水力損失情況如下：

a噴嘴：損失50%~51%，主要損失類型為變徑節流損失；

b噴嘴：損失58%~66%，主要損失類型為折角損失+變徑節流損失；

c噴嘴：損失31%~33%，主要損失類型為變徑節流損失；

d噴嘴：損失42%~50%，主要損失類型為折角損失+變徑節流損失；

e噴嘴：損失31%~34%，主要損失類型為變徑節流損失。

由此可見，耙頭進口至噴嘴出口的壓力損失占比可達50%以上，因此通過優化耙頭高壓沖水內流場過流面有效降低阻力損失對于提高高壓沖水效率至關重要。

結合圖3高壓沖水管路流量-管阻曲線，流量2 860 m3/h相應的管路壓力損失約118 kPa；由圖2高壓沖水泵流量-功率曲線可知高壓沖水泵功率約為900 kW，因此，從高壓沖水泵至耙頭噴嘴整個管路所需壓力約為920 kPa，即高壓沖水泵排壓需滿足約920 kPa。根據圖1可知，額定轉速630 r/min時流量2 860 m3/h對應泵揚程約為96 m（水柱），因此，高壓沖水泵需要適當調節轉速與整個管路匹配。因此，原耙頭高壓沖水管路流量揚程與初始設計高壓沖水泵額定工作點（流量3 200 m3/h，揚程90 m（水柱））相比，流量偏低，所需揚程偏高，功率余量較大，有必要調整耙頭內部高壓沖水管路以期達到大流量低損耗的目的，同時與高壓沖水泵工作點匹配。

3 耙頭高壓沖水內流道過流面優化

根據上述數值模擬結果，對耙頭過流面進行了如下優化：1）優化耙頭活動罩前排（艉向）水箱結構，使整個水箱連接為一體減少流道突變，同時增大后排（艏向）半圓管水箱內徑，如圖7所示；2）對噴嘴過流面形狀進行優化，將錐直形噴嘴改進為進口弧形光順過渡的過流面，消除過流截面突變，噴嘴過流面形狀優化如圖8所示。

圖7 活動罩水箱過流截面形狀優化Fig.7 Optimization of flow section shape of water tank

圖8 噴嘴過流面形狀優化Fig.8 Optimization of flow surface shape of nozzle

高壓沖水管路改進后，耙頭進口總壓800 kPa的條件下，數值模擬獲得噴嘴的流速分布如圖9所示。

圖9 改進耙頭過流面后各位置噴嘴出口平均流速Fig.9 Average velocity of nozzle outlet at each position after improving draghead flow surface

耙頭高壓沖水總流量3 171 m3/h。各位置噴嘴水力損失情況如下：

a噴嘴：損失36%~37%，主要損失類型為變徑節流損失；

b噴嘴：損失42%~46%，主要損失類型為折角損失+變徑節流損失；

c噴嘴：損失31%~34%，主要損失類型為變徑節流損失；

d噴嘴：損失38%~42%，主要損失類型為折角損失+變徑節流損失；

e噴嘴：損失23%~24%，主要損失類型為變徑節流損失。

對改進后和原設計的噴嘴流速進行對比，見表2。改進后噴嘴出口速度最大提高超過30%，且噴嘴出口流速均超過30 m/s，與原設計相比，顯著提高了高壓沖水的破土能力。

表2 4 500 m3耙頭各位置噴嘴出口速度對比Table 2 Comparison of nozzle outlet velocity at each position of 4 500 m3 draghead

改進后耙頭高壓沖總流量與壓力分別為3 171 m3/h與950 kPa，由圖1可知泵轉速為630 r/min時3 170 m3/h對應的揚程約為95 m（水柱），此時耙頭高壓沖水管路與泵的工作點基本吻合，可實現耙頭高壓沖水管路與泵的匹配。

4 結語

本文通過數值模擬方法獲得了與4 500 m3耙吸挖泥船高壓沖水泵工作點匹配的耙頭內高壓沖水管路設計方案，實現了管路減阻、提高噴嘴流速從而增大噴嘴破土能力的目的。同時，提供了泵與管路匹配設計的一般方法以及耙頭高壓沖水內流場過流面結構優化思路，具有較大的工程應用價值。