耙头高压冲水与高压冲水泵匹配性研究

兰剑，伍立说，郭涛，胡京招

（中交疏浚技术装备国家工程研究中心，上海 200082）

0 引言

耙吸挖泥船作为疏浚领域的主力船型，工作水深范围广、土质适应性强，机动灵活，具有很好的操纵性和工况适应性，频繁被应用于国内外大型吹填造地、港口建设、航道疏浚工程等项目中。耙头作为挖掘系统关键设备之一，其挖掘能力直接影响到耙吸挖泥船的整船疏浚效率。经过领域内多年的研究和经验积累，耙头高压冲水对破土和挖掘的作用越来越被重视。经试验总结，耙头在施工过程中的挖掘土层厚度由高压冲水破土厚度和耙齿破土厚度组成，两者比值与土质、冲水流量、冲水流速相关。目前，国内外建造的大中型耙吸挖泥船均配备了耙头高压冲水系统，旨在将高压冲水泵吸入的海水通过耙头内部喷嘴冲射海底泥土，提高耙头的挖掘能力。因此，对于新造耙吸船高压冲水系统的设计，需进行高压冲水系统内部各组成部分的匹配性研究，分析高压冲水泵与耙头高压冲水管路的匹配性，在满足耙头挖掘所需喷嘴射流的流量、流速条件下，尽可能降低管路损耗，提高冲水效率。国内外许多学者通过数值仿真与模型试验等方法单独对耙头高压冲水开展过研究[1-9]；然而，从系统的角度，对耙头高压冲水管路与高压冲水泵性能的匹配性研究尚有欠缺。本文以上航局3 000 m3等级耙吸挖泥船建造项目为依托，针对项目中4 500 m3耙吸挖泥船耙头和高压冲水泵研制工作，开展了耙头冲水管路管阻计算及与高压冲水泵工作点匹配性研究，阐述了高压冲水管路与高压冲水泵性能匹配设计的一般方法。同时，针对耙头内部能量损失区域，开展了优化耙头内部过流面形状降低水力损失的研究。

1 高压冲水泵特性

4 500 m3耙吸挖泥船配备的高压冲水泵由电机驱动，电机的额定输出功率为1 000 kW，高压冲水泵的额定转速为630 r/min，其流量-扬程曲线见图1，流量-功率曲线如图2所示。

图1 高压冲水泵流量-扬程曲线（630 r/min）Fig.1 The quantity-head curve of high pressure jet pump（630 r/min）

图2 高压冲水泵流量-功率曲线（630 r/min）Fig.2 The quantity-power curve of high pressure jet pump（630 r/min）

2 高压冲水管路阻力分析

对高压冲水泵排口到耙头喷嘴的整个管路输送海水的沿程阻力损失进行分析，整个耙头高压冲水管路包含舱内管路、耙臂管路以及耙头管路。泵排口至耙头进口的整个管路主要由无缝钢管直段与弯管构成，其阻力性能根据经验公式计算，从耙头进口至喷嘴出口的整个管路的水力损失通过Fluent软件进行数值模拟获得。

2.1 舱内与耙臂高压冲水管阻力

4 500 m3耙吸挖泥船高压冲水管采用无缝钢管，管内径402 mm，根据JTS 181-5—2012《疏浚与吹填工程设计规范》[8]管阻的估算方法，估算舱内管路与耙臂管路管阻，其中清水沿程阻力系数取0.015 3（φ400），90毅光滑弯管局部阻力系数取0.3，30毅光滑弯管局部阻力系数取0.07，三通管（转折）局部阻力系数取2.0。计算得到高压冲水管阻力特性曲线如图3。流量3 200 m3/h对应的压力损失约为14.8 m（水柱）。

图3 高压冲水管阻力特性曲线Fig.3 Resistance characteristic curve of high pressure jet pipe

2.2 耙头高压冲水管阻力

耙头高压冲水管路由高压冲水进口总管、固定体水箱、活动罩支管、活动罩水箱、耐磨块喷嘴、活动罩水箱喷嘴、耙齿喷嘴构成，见图4。

图4 耙头高压冲水管路Fig.4 High-pressure jet water pipes of the draghead

原耙头设计的高压冲水内流场水体如图5所示，高压冲水从进口分五路分别向固定体耐磨块、活动罩喷嘴以及耙齿喷嘴供水，5种位置的喷嘴分别对应图中a，b，c，d，e。活动罩高压冲水喷嘴以及耐磨块高压冲水喷嘴均采用锥形过渡直管的内流道形状。各喷嘴的口径与数量见表1。

图5 原设计耙头内部高压冲水水体Fig.5 High pressure jet water body inside draghead in original design

表1 4 500 m3耙头的喷嘴配置Table 1 Nozzle configuration for 4 500 m3 draghead

数值模拟方法：建立耙头高压冲水进口至喷嘴部分水体三维模型，使用Fluent数值计算软件建立耙头高压冲水的计算模型。耙头1 200万四面体网格转化为300万多面体网格；耙头高压水管进口设置为总压边界条件，喷嘴出口设置为出口静压条件，即环境压力。管与喷嘴内壁为不可滑移壁面边界；采用双精度，RNGk-ε湍流模式，SIMPLIC算法，三阶插值。

耙头进口压力800 kPa边界条件下，数值模拟得到各位置喷嘴平均流速，见图6。

图6 各位置喷嘴出口平均流速Fig.6 Average velocity of nozzle outlet at each position

数值计算得到：耙头进口总压800 kPa的条件下，耙头高压冲水总流量2 860 m3/h。喷嘴流速分布在23~33 m/s之间，各位置喷嘴水力损失情况如下：

a喷嘴：损失50%~51%，主要损失类型为变径节流损失；

b喷嘴：损失58%~66%，主要损失类型为折角损失+变径节流损失；

c喷嘴：损失31%~33%，主要损失类型为变径节流损失；

d喷嘴：损失42%~50%，主要损失类型为折角损失+变径节流损失；

e喷嘴：损失31%~34%，主要损失类型为变径节流损失。

由此可见，耙头进口至喷嘴出口的压力损失占比可达50%以上，因此通过优化耙头高压冲水内流场过流面有效降低阻力损失对于提高高压冲水效率至关重要。

结合图3高压冲水管路流量-管阻曲线，流量2 860 m3/h相应的管路压力损失约118 kPa；由图2高压冲水泵流量-功率曲线可知高压冲水泵功率约为900 kW，因此，从高压冲水泵至耙头喷嘴整个管路所需压力约为920 kPa，即高压冲水泵排压需满足约920 kPa。根据图1可知，额定转速630 r/min时流量2 860 m3/h对应泵扬程约为96 m（水柱），因此，高压冲水泵需要适当调节转速与整个管路匹配。因此，原耙头高压冲水管路流量扬程与初始设计高压冲水泵额定工作点（流量3 200 m3/h，扬程90 m（水柱））相比，流量偏低，所需扬程偏高，功率余量较大，有必要调整耙头内部高压冲水管路以期达到大流量低损耗的目的，同时与高压冲水泵工作点匹配。

3 耙头高压冲水内流道过流面优化

根据上述数值模拟结果，对耙头过流面进行了如下优化：1）优化耙头活动罩前排（艉向）水箱结构，使整个水箱连接为一体减少流道突变，同时增大后排（艏向）半圆管水箱内径，如图7所示；2）对喷嘴过流面形状进行优化，将锥直形喷嘴改进为进口弧形光顺过渡的过流面，消除过流截面突变，喷嘴过流面形状优化如图8所示。

图7 活动罩水箱过流截面形状优化Fig.7 Optimization of flow section shape of water tank

图8 喷嘴过流面形状优化Fig.8 Optimization of flow surface shape of nozzle

高压冲水管路改进后，耙头进口总压800 kPa的条件下，数值模拟获得喷嘴的流速分布如图9所示。

图9 改进耙头过流面后各位置喷嘴出口平均流速Fig.9 Average velocity of nozzle outlet at each position after improving draghead flow surface

耙头高压冲水总流量3 171 m3/h。各位置喷嘴水力损失情况如下：

a喷嘴：损失36%~37%，主要损失类型为变径节流损失；

b喷嘴：损失42%~46%，主要损失类型为折角损失+变径节流损失；

c喷嘴：损失31%~34%，主要损失类型为变径节流损失；

d喷嘴：损失38%~42%，主要损失类型为折角损失+变径节流损失；

e喷嘴：损失23%~24%，主要损失类型为变径节流损失。

对改进后和原设计的喷嘴流速进行对比，见表2。改进后喷嘴出口速度最大提高超过30%，且喷嘴出口流速均超过30 m/s，与原设计相比，显著提高了高压冲水的破土能力。

表2 4 500 m3耙头各位置喷嘴出口速度对比Table 2 Comparison of nozzle outlet velocity at each position of 4 500 m3 draghead

改进后耙头高压冲总流量与压力分别为3 171 m3/h与950 kPa，由图1可知泵转速为630 r/min时3 170 m3/h对应的扬程约为95 m（水柱），此时耙头高压冲水管路与泵的工作点基本吻合，可实现耙头高压冲水管路与泵的匹配。

4 结语

本文通过数值模拟方法获得了与4 500 m3耙吸挖泥船高压冲水泵工作点匹配的耙头内高压冲水管路设计方案，实现了管路减阻、提高喷嘴流速从而增大喷嘴破土能力的目的。同时，提供了泵与管路匹配设计的一般方法以及耙头高压冲水内流场过流面结构优化思路，具有较大的工程应用价值。