單對(duì)水平支撐TBM支撐推進(jìn)協(xié)調(diào)控制研究

饒?jiān)埔?，龔?guó)芳，楊華勇

單對(duì)水平支撐TBM支撐推進(jìn)協(xié)調(diào)控制研究

饒?jiān)埔?，龔?guó)芳，楊華勇

(浙江大學(xué)流體動(dòng)力與機(jī)電系統(tǒng)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，浙江杭州，310027)

為使單對(duì)水平支撐硬巖隧道掘進(jìn)機(jī)(TBM)撐靴支撐系統(tǒng)和推進(jìn)系統(tǒng)協(xié)調(diào)從而具有更高的復(fù)雜地質(zhì)適應(yīng)性，提出TBM支撐推進(jìn)協(xié)調(diào)控制系統(tǒng)。建立TBM支撐推進(jìn)機(jī)構(gòu)力學(xué)模型，根據(jù)模型推導(dǎo)推進(jìn)缸壓力與撐靴支撐缸壓力的理論最優(yōu)關(guān)系；設(shè)計(jì)一種TBM支撐推進(jìn)協(xié)調(diào)控制液壓系統(tǒng)，利用AMESim仿真軟件對(duì)液壓系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)態(tài)仿真分析，并以某工程地段實(shí)際推進(jìn)壓力譜為標(biāo)準(zhǔn)對(duì)該系統(tǒng)進(jìn)行有效性分析。研究結(jié)果表明：相同推進(jìn)位移下，撐靴支撐缸壓力理論最優(yōu)值與推進(jìn)缸壓力近似呈線性正相關(guān)；系統(tǒng)的撐靴支撐缸壓力曲線能較好地跟蹤其理論設(shè)定曲線而與推進(jìn)壓力及位移相協(xié)調(diào)，且其最大相對(duì)誤差與均方誤差分別為1.45%和0.05MPa，小于實(shí)際工程中的最大相對(duì)誤差1.72%與均方誤差0.12MPa，可見所建立的支撐推進(jìn)協(xié)調(diào)控制系統(tǒng)有效。

單對(duì)水平支撐硬巖隧道掘進(jìn)機(jī)；支撐推進(jìn)協(xié)調(diào)控制；力學(xué)模型；液壓系統(tǒng)

全斷面硬巖隧道掘進(jìn)機(jī)(hard rock tunnel boring machine，TBM)是機(jī)、電、液、光一體化的高技術(shù)大型工廠化隧道施工作業(yè)系統(tǒng)，具有掘進(jìn)速度快、安全性高、利于環(huán)保、綜合效益高等優(yōu)點(diǎn)[1?2]。TBM按不同的結(jié)構(gòu)和工作原理可以分為敞開式、護(hù)盾式、擴(kuò)孔式和搖臂式等[3]。敞開式TBM適用于巖石完整性較好的隧洞，具有維護(hù)方便，價(jià)格較低的優(yōu)點(diǎn)；其中單對(duì)水平支撐敞開式TBM又具備結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，操作靈活方便，換步時(shí)間短，并能夠在推進(jìn)中實(shí)現(xiàn)主機(jī)的連續(xù)姿態(tài)調(diào)整等優(yōu)點(diǎn)，因此在我國(guó)運(yùn)用廣泛。在實(shí)際施工中，一般將TBM的撐靴支撐缸壓力設(shè)定為常值，其推進(jìn)力和撐靴支撐力也多采用人工調(diào)整的方法，而較少考慮TBM推進(jìn)系統(tǒng)和撐靴支撐系統(tǒng)間的耦合特性，導(dǎo)致現(xiàn)有的TBM所控制的支撐力與推進(jìn)力不協(xié)調(diào)，對(duì)復(fù)雜地質(zhì)的適應(yīng)性較差，進(jìn)而造成工程事故；在相對(duì)較軟的巖層掘進(jìn)時(shí)，撐靴接地比壓過大會(huì)破壞圍巖的完整性，甚至造成隧洞側(cè)壁坍塌[4?5]；在較硬地層中掘進(jìn)時(shí)，撐靴接地比壓不足將導(dǎo)致?lián)窝o法承受推進(jìn)反力和反扭矩而導(dǎo)致打滑。目前，對(duì)TBM的研究主要集中在刀盤刀具的設(shè)計(jì)及分布的優(yōu)化和施工的掘進(jìn)速率預(yù)測(cè)等方面[6?9]，而對(duì)TBM支撐推進(jìn)電液控制系統(tǒng)的研究相對(duì)較少。本文作者建立TBM支撐推進(jìn)力學(xué)模型，分析計(jì)算出撐靴支撐缸壓力與推進(jìn)缸壓力間的理論最優(yōu)關(guān)系；同時(shí)設(shè)計(jì)出一種TBM支撐推進(jìn)協(xié)調(diào)控制液壓系統(tǒng)，能控制TBM的支撐力與推進(jìn)力達(dá)到最優(yōu)匹配，并結(jié)合工程實(shí)際數(shù)據(jù)對(duì)該系統(tǒng)進(jìn)行仿真分析研究，驗(yàn)證其有效性。

1 TBM支撐推進(jìn)力學(xué)模型

單對(duì)水平支撐TBM的一個(gè)支撐推進(jìn)行程通過其撐靴支撐機(jī)構(gòu)和推進(jìn)機(jī)構(gòu)來實(shí)現(xiàn)。撐靴支撐機(jī)構(gòu)中的撐靴液壓缸推動(dòng)撐靴高壓撐緊圍壓側(cè)壁，支撐起整個(gè)機(jī)構(gòu)；推進(jìn)機(jī)構(gòu)的推進(jìn)液壓缸高壓推動(dòng)刀盤掘進(jìn)，完成一個(gè)支撐推進(jìn)行程。為了研究單個(gè)支撐推進(jìn)行程中TBM撐靴支撐力與推進(jìn)力的協(xié)調(diào)控制，首先要探究在一定系統(tǒng)外載作用下，TBM撐靴支撐機(jī)構(gòu)與推進(jìn)機(jī)構(gòu)二者驅(qū)動(dòng)力的關(guān)系。對(duì)圖1所示的TBM支撐推進(jìn)機(jī)構(gòu)進(jìn)行力學(xué)分析與建模。由于系統(tǒng)外載荷與系統(tǒng)約束力、驅(qū)動(dòng)力可構(gòu)成平衡力系[10]，通過系統(tǒng)的力及力矩平衡方程即可求解出支撐力與推進(jìn)力間的關(guān)系式。

1.1 支撐推進(jìn)機(jī)構(gòu)力學(xué)模型

圖1 TBM支撐推進(jìn)機(jī)構(gòu)示意圖Fig.1 Diagram of TBM gripper and thrustmechanisms

TBM推進(jìn)前，已通過撐靴支撐液壓缸驅(qū)動(dòng)撐靴撐緊圍巖，由推進(jìn)液壓缸推動(dòng)主梁和刀盤等固接部件向前運(yùn)動(dòng)，由扭矩液壓缸支撐主梁。推進(jìn)時(shí)支撐推進(jìn)機(jī)構(gòu)受到的外載包括機(jī)構(gòu)自身重力、刀盤處的推進(jìn)反力與轉(zhuǎn)動(dòng)反力矩、護(hù)盾受到的圍巖壓力及摩擦力等。為便于對(duì)支撐推進(jìn)機(jī)構(gòu)進(jìn)行力學(xué)分析，可對(duì)該機(jī)構(gòu)的受力模型進(jìn)行以下簡(jiǎn)化：撐靴撐緊圍巖后，將撐靴靴體與圍巖看作一體，即為固定端；TBM為直行掘進(jìn)工況，不考慮偏載作用；僅考慮支撐換步機(jī)構(gòu)重力，即刀盤、主梁和鞍架的重力，忽略支撐及推進(jìn)液壓缸及其球鉸副重力，故液壓缸可視為二力桿；圍巖對(duì)刀盤護(hù)盾的作用分2部分：一是在重力作用下，圍巖對(duì)刀盤護(hù)盾的支持力和摩擦力作用在護(hù)盾底部中心；二是不考慮重力時(shí)，圍巖圍壓對(duì)護(hù)盾整體的正壓力及摩擦力均勻分布在護(hù)盾四周，可等效為一個(gè)作用在刀盤中心點(diǎn)的摩擦阻力。

圖2 支撐推進(jìn)機(jī)構(gòu)受力示意圖Fig.2 Diagram of TBM gripper and thrustmechanical analysis

簡(jiǎn)化后的TBM支撐推進(jìn)機(jī)構(gòu)的受力情況如圖2所示。以刀盤中心點(diǎn)O為原點(diǎn)建立空間坐標(biāo)系O?xyz，(f0,m0)為圍巖對(duì)刀盤的推進(jìn)反力和反力矩；不考慮重力時(shí)圍巖對(duì)刀盤護(hù)盾的等效摩擦力的作用點(diǎn)為O，單位方向矢量為?y，大小為Ff2；重力作用下圍巖對(duì)刀盤護(hù)盾的支撐力和摩擦力的作用點(diǎn)為A點(diǎn)，單位方向矢量分別為z和?y，大小分別為為FN和Ff1；刀盤、主梁和鞍架部分的重力的作用點(diǎn)分別為O，B和N，單位方向矢量均為?z，大小分別為Fg1，F(xiàn)g2，F(xiàn)g3；撐靴提供給各推進(jìn)液壓缸的推進(jìn)力的作用點(diǎn)為Di，各推進(jìn)力的方向單位矢量為di，相對(duì)O點(diǎn)的位置矢量為ldi，各推進(jìn)力為FDi；撐靴支撐液壓缸與撐靴球鉸間作用力的作用點(diǎn)為R和S，它們相對(duì)O點(diǎn)的位置矢量為lr和ls，設(shè)它們?cè)趚yz三向分力分別為FRx，F(xiàn)Ry，F(xiàn)Rz和FSx，F(xiàn)Sy，F(xiàn)Sz；后配套系統(tǒng)對(duì)支撐推進(jìn)機(jī)構(gòu)的作用力單位方向矢量為y，大小為Ff3。

由支撐推進(jìn)機(jī)構(gòu)在xyz三向的力平衡，可得：

由支撐推進(jìn)機(jī)構(gòu)在O點(diǎn)的力矩平衡，可得：

由式(1)和式(2)可計(jì)算出撐靴支撐缸與撐靴球鉸間的作用力FRy，F(xiàn)Rz和FSy，F(xiàn)Sz與推進(jìn)力FDi間的關(guān)系式：

其中：

1.2 撐靴靴體力學(xué)模型

以左撐靴靴體為脫體受力分析對(duì)象，如圖3所示，它受到推進(jìn)缸的推力?FD1d1和?FD2d2；左撐靴液壓缸球鉸副作用力大小為FRx，F(xiàn)Ry和FRz，單位方向矢量分別為x，?y和?z；側(cè)壁圍巖給撐靴的正向支撐力為FN1；圍巖給撐靴的摩擦力為Ff4，單位方向向量為w，w與x垂直且w和z的夾角為θw；假設(shè)側(cè)壁圍巖與撐靴間的等效最大靜摩擦因數(shù)為μ。

圖3 撐靴靴體受力示意圖Fig.3 Diagram of TBM grippermechanical analysis

由左側(cè)撐靴靴體在xyz三向力平衡，可得：

又側(cè)壁圍巖給撐靴的正向支撐力FN1與給撐靴的摩擦力Ff4間需滿足：

由式(7)和式(8)可求出左側(cè)撐靴液壓缸撐緊力FRx與推進(jìn)液壓缸推進(jìn)力FDi間的關(guān)系式：

假設(shè)TBM左撐靴撐緊的圍巖單位面積可承受的壓力為pmax，實(shí)際單位面積承受的壓力為pr，左側(cè)撐靴靴體豎向投影面積為S，則FRx應(yīng)滿足：

以式(9)和式(11)為在一定推進(jìn)工況下?lián)窝尉o力的約束條件，考慮TBM撐靴側(cè)壁圍巖受壓應(yīng)盡可能小，以式(12)中pr取最小值作為最優(yōu)目標(biāo)[11]，可推導(dǎo)出當(dāng)式(9)取等號(hào)時(shí)達(dá)到最優(yōu)目標(biāo)，此時(shí)式(9)中的撐靴撐緊力FRx與推進(jìn)液壓缸推進(jìn)力FDi視作理論最優(yōu)匹配且撐靴液壓缸壓力為理論最優(yōu)。

2 TBM支撐推進(jìn)協(xié)調(diào)控制液壓系統(tǒng)

在TBM一個(gè)支撐推進(jìn)工作行程中，撐靴液壓缸的高壓撐緊圍巖側(cè)壁和推進(jìn)液壓缸的高壓推進(jìn)刀盤是關(guān)鍵的動(dòng)作?？紤]支撐與推進(jìn)液壓系統(tǒng)間的耦合性，并針對(duì)該關(guān)鍵動(dòng)作，設(shè)計(jì)出一種新型的支撐推進(jìn)協(xié)調(diào)控制液壓系統(tǒng)，其支撐推進(jìn)控制原理如圖4所示。

由于TBM推進(jìn)液壓缸分左右兩組對(duì)稱分布且其液壓系統(tǒng)相同，現(xiàn)僅考慮TBM左側(cè)推進(jìn)液壓缸組。在該支撐推進(jìn)協(xié)調(diào)控制液壓系統(tǒng)中，推進(jìn)液壓系統(tǒng)的控制方式為比例調(diào)速閥與比例溢流閥協(xié)同模式[12]，撐靴撐緊液壓系統(tǒng)的控制方式為比例減壓閥單一模式；整體系統(tǒng)由變量泵、安全閥、比例調(diào)速閥、比例溢流閥、三位四通比例換向閥、比例減壓閥、液控單向閥、節(jié)流閥和液壓缸等組成。位移傳感器實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)各推進(jìn)液壓缸的位移，推進(jìn)液壓缸及撐靴支撐液壓缸處的壓力傳感器實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)所對(duì)應(yīng)的油路壓力；將采集的位移信號(hào)和2個(gè)壓力信號(hào)經(jīng)過A/D轉(zhuǎn)換器、工控機(jī)及D/A轉(zhuǎn)換器等組成的協(xié)調(diào)控制器處理并轉(zhuǎn)化為3個(gè)電信號(hào)，進(jìn)而控制系統(tǒng)中的比例調(diào)速閥、比例溢流閥和比例減壓閥的閥芯開口量。

結(jié)合實(shí)際TBM的掘進(jìn)過程，其推進(jìn)缸壓力由推進(jìn)負(fù)載決定，推進(jìn)缸溢流壓力主要根據(jù)主輸入壓力指令調(diào)定，故而系統(tǒng)中撐靴支撐缸壓力對(duì)推進(jìn)缸壓力協(xié)調(diào)控制可視為輔助限定推進(jìn)缸壓力的最大值，同時(shí)本文的支撐推進(jìn)協(xié)調(diào)控制主要針對(duì)根據(jù)TBM的推進(jìn)系統(tǒng)的推進(jìn)缸的壓力及位移協(xié)調(diào)控制撐靴支撐缸壓力。

圖4 TBM支撐推進(jìn)協(xié)調(diào)控制液壓原理簡(jiǎn)圖Fig.4 TBM gripperand thrustcoordinated controlhydraulic system

當(dāng)TBM撐靴缸高壓撐緊側(cè)壁圍巖時(shí)，撐靴缸可視為靜止?fàn)顟B(tài)，因此可將其負(fù)載模型簡(jiǎn)化為力模型。TBM撐靴支撐缸及負(fù)載模型的力平衡方程如下：

式中：A1為推進(jìn)液壓缸無桿腔面積；ΔpL1為推進(jìn)液壓缸無桿腔內(nèi)壓力改變量；ΔF1為作用在推進(jìn)液壓缸活塞桿上的外加負(fù)載力。

結(jié)合巖體力學(xué)中巖石的凱爾文組合本構(gòu)模型[13]，將TBM推進(jìn)載荷模型簡(jiǎn)化為力與彈簧阻尼模型。對(duì)于TBM推進(jìn)缸及負(fù)載模型，其力平衡方程如下：

式中：A2為推進(jìn)液壓缸無桿腔面積；ΔpL1為推進(jìn)液壓缸無桿腔內(nèi)壓力改變量；M為活塞及活塞桿等全部移動(dòng)部件的折算總質(zhì)量；Δx為推進(jìn)液壓缸相對(duì)初始位置的位移；Bv為活塞及負(fù)載的黏性阻尼系數(shù)；k為負(fù)載模型彈簧剛度；ΔF2為作用在推進(jìn)液壓缸活塞桿上的外加負(fù)載力。

3 工程TBM樣機(jī)支撐推進(jìn)協(xié)調(diào)控制模型計(jì)算

以西秦嶺隧道出口長(zhǎng)19.8 km的區(qū)段中采用的刀盤直徑10.2m的TBM為例[14]，由其結(jié)構(gòu)參數(shù)測(cè)量并圓整得到單個(gè)推進(jìn)行程初始位置的Ci，Di，R和S點(diǎn)坐標(biāo)，如表1所示。

表1 TBM支撐推進(jìn)機(jī)構(gòu)關(guān)鍵結(jié)構(gòu)點(diǎn)坐標(biāo)Table1 Coordinates of key TBM gripper and thrust mechanismspoints

在實(shí)際施工中，直行工況下的TBM 2組推進(jìn)液壓缸的推進(jìn)力設(shè)定為相等，均為FD；代入式(9)計(jì)算可得：

其中，F(xiàn)Rz可視為常數(shù)，

由于上述TBM采用的是單邊撐靴雙缸撐緊的形式，所以對(duì)于左撐靴，F(xiàn)Rx=2A1pL1；對(duì)于推進(jìn)液壓缸，F(xiàn)D=A2pL2；并取支撐力與推進(jìn)力最優(yōu)匹配，即FN1=μFf4的情況，將它們代入式(15)可得支撐液壓缸理論最優(yōu)壓力表達(dá)式：

由于m0＞＞F0，故FRz≈(?m0)/6.77；再對(duì)式(17)進(jìn)行替換化簡(jiǎn)，可得：

其中，

上述TBM的撐靴液壓缸的直徑d1=810mm，推進(jìn)液壓缸的直徑d2=500 mm，即A2/(2A1)=(d2/d1)2= 0.19。結(jié)合西秦嶺隧道TBM施工地段的巖石特性[15?17]，設(shè)定撐靴與圍巖側(cè)壁的等效最大靜摩擦因數(shù)為μ=0.3～0.4。結(jié)合實(shí)際施工[15]，假設(shè)單個(gè)推進(jìn)行程內(nèi)推進(jìn)液壓缸的初始設(shè)定壓力為20MPa，最大設(shè)定壓力為34.5MPa。刀盤高速旋轉(zhuǎn)時(shí)的輸出扭矩為4 710 kN·m，所以巖石給刀盤的反扭矩m0≈4 710 kN·m。則通過式(18)可以得到一定位移Δx下的撐靴支撐缸壓力pL1和推進(jìn)缸壓力pL2的理論最優(yōu)數(shù)值關(guān)系。

圖5所示為μ取0.3時(shí)，推進(jìn)缸推進(jìn)位移Δx分別為0，600，1 200，1 800mm時(shí)的推進(jìn)缸與支撐缸壓力理論最優(yōu)曲線。由圖5可知：當(dāng)Δx一定時(shí)，推進(jìn)缸壓力與所對(duì)應(yīng)的理論最優(yōu)撐靴支撐缸壓力近似呈線性正相關(guān)。相同的推進(jìn)壓力下，若Δx的增大，則撐緊壓力增大，且相同的Δx增量下，撐緊壓力增大量有減小的趨勢(shì)。

圖5推進(jìn)缸?支撐缸壓力理論最優(yōu)曲線Fig.5 Theoretical optimal curveof thrustand gripper cylinder pressure

圖6 所示為TBM推進(jìn)缸壓力pL2及其位移Δx控制支撐缸壓力pL1的協(xié)調(diào)控制結(jié)構(gòu)，圖中在PID控制前加入死區(qū)環(huán)節(jié)，避免當(dāng)推進(jìn)壓力在誤差允許范圍內(nèi)的小幅振蕩時(shí)，撐靴系統(tǒng)仍調(diào)整支撐壓力而產(chǎn)生無益波動(dòng)。根據(jù)式(17)計(jì)算出控制量pL1和輸入量pL2及Δx的具體關(guān)系式。

4 系統(tǒng)有效性仿真分析

圖6 推進(jìn)支撐協(xié)調(diào)控制結(jié)構(gòu)圖Fig.6 Control block diagram of gripperand thrustcoordinated system

圖7 支撐推進(jìn)液壓系統(tǒng)AMESim仿真模型圖Fig.7 Gripperand thrustcoordinated hydraulic system simulatedmodel in AMESim

結(jié)合圖4搭建TBM支撐推進(jìn)液壓系統(tǒng)AMESim液壓仿真模型，如圖7所示，圖中區(qū)域1為結(jié)合HCD庫(kù)與液壓元件庫(kù)搭建比例調(diào)速閥機(jī)械模型，區(qū)域2為比例減壓閥的機(jī)械模型。結(jié)合上述TBM機(jī)型參數(shù)及西秦嶺隧道施工數(shù)據(jù)，設(shè)定系統(tǒng)的部分仿真參數(shù)，見表2。

表2 系統(tǒng)仿真主要設(shè)定參數(shù)Table2 Main setting parameters of simulated system

對(duì)所建立的推進(jìn)液壓系統(tǒng)單體和支撐液壓系統(tǒng)單體分別進(jìn)行仿真。設(shè)定推進(jìn)缸初始推進(jìn)速度為0.25 mm/s，9 s后調(diào)為0.5mm/s；推進(jìn)缸初始推進(jìn)壓力為16MPa，外負(fù)載力為3 140 kN；6 s后調(diào)為26MPa，外負(fù)載力為5 102 kN。設(shè)定TBM撐靴支撐缸的初始撐緊壓力為20MPa，6 s上調(diào)為31.5MPa，12 s下調(diào)為27MPa。圖8(a)所示為推進(jìn)缸推進(jìn)壓力及速度仿真曲線。由圖8(a)可知：調(diào)節(jié)推進(jìn)壓力和推進(jìn)速度時(shí)，它們均可在短暫的振蕩后保持為設(shè)定值。圖8(b)所示為撐靴支撐缸撐緊壓力的仿真曲線。由圖8(b)可知：調(diào)節(jié)撐緊壓力時(shí)，撐緊壓力可在短暫的振蕩后保持為設(shè)定值；綜上可知，所建立的推進(jìn)液壓系統(tǒng)模型的推進(jìn)壓力及速度均可調(diào)控，支撐液壓系統(tǒng)模型的撐緊壓力可調(diào)控。

對(duì)所建立的支撐推進(jìn)液壓系統(tǒng)整體進(jìn)行協(xié)調(diào)控制仿真。設(shè)定推進(jìn)缸初始推進(jìn)壓力為20MPa，外負(fù)載力為3 927 kN；600 s后調(diào)為30MPa，外負(fù)載力為5 890 kN；1 200 s后調(diào)為25MPa，外負(fù)載力為4 909 kN；初始推進(jìn)速度設(shè)定為0.5mm/s，600 s后下調(diào)約為0.1 mm/s，1 200 s后恢復(fù)為0.5mm/s。圖9(a)所示為推進(jìn)缸推進(jìn)壓力位移仿真曲線，在600 s時(shí)，推進(jìn)位移曲線斜率減小是對(duì)應(yīng)著推進(jìn)壓力突然增大為30MPa后，推進(jìn)速度隨之驟減；圖9(b)所示為理論計(jì)算所設(shè)定的撐靴支撐缸撐緊壓力曲線與協(xié)調(diào)控制仿真曲線，撐緊壓力理論設(shè)定曲線是由圖9(a)中的推進(jìn)壓力pL2和位移Δx代入f(Δx,pL2)計(jì)算所得，該曲線呈斜向上變化的趨勢(shì)是由于推進(jìn)缸位移Δx在不斷增大；圖9(b)中撐緊壓力協(xié)調(diào)控制仿真曲線可以較好地追蹤理論設(shè)定曲線的變化，撐緊壓力協(xié)調(diào)控制仿真值與理論設(shè)定值的最大相對(duì)誤差僅為0.4%，均方誤差率僅為0.14MPa。

圖8 推進(jìn)支撐單體液壓系統(tǒng)仿真曲線Fig.8 Simulation of gripperand thrust individualhydraulic system

從TBM實(shí)際施工采集的數(shù)據(jù)中選取一段作為樣本數(shù)據(jù)，其中的推進(jìn)壓力譜及同地段對(duì)應(yīng)的推進(jìn)速度及撐靴支撐缸撐緊壓力如圖10(a)所示；結(jié)合上訴樣本數(shù)據(jù)對(duì)所搭建的仿真模型進(jìn)行支撐推進(jìn)協(xié)調(diào)控制仿真，仿真結(jié)果曲線如圖10(b)～(d)所示?？芍涸摰囟蔚耐七M(jìn)壓力最大波動(dòng)率為41.4%，標(biāo)準(zhǔn)差為18.58 MPa；其推進(jìn)速度的平均值約為0.5mm/s(1.8m/h)，最大波動(dòng)率為83.2%，標(biāo)準(zhǔn)差為1.9×10?4m/s；其撐緊壓力設(shè)定為常值，約為30MPa，且最大波動(dòng)率為1.72%，標(biāo)準(zhǔn)差為0.12MPa。圖10(b)中，推進(jìn)缸的推進(jìn)壓力仿真曲線可較好地跟隨所設(shè)定的推進(jìn)壓力譜，計(jì)算可得它們的最大相對(duì)誤差為1.4%，均方誤差為0.10MPa，遠(yuǎn)小于實(shí)際工程中推進(jìn)壓力的波動(dòng)值。圖10(c)中，推進(jìn)缸的推進(jìn)速度在所設(shè)定的速度0.5mm/s附近振蕩，推進(jìn)壓力調(diào)變量越大時(shí)推進(jìn)速度的振蕩幅度越大；計(jì)算可得仿真推進(jìn)速度均值約為0.5mm/s，最大相對(duì)誤差為24%，僅為實(shí)際工程推進(jìn)速度的1/4；仿真推進(jìn)速度的均方誤差為2.2×10?5m/s，遠(yuǎn)小于實(shí)際工程推進(jìn)速度的均方誤差。圖10(d)中,協(xié)調(diào)控制支撐缸壓力仿真曲線與理論設(shè)定曲線吻合度較高，其最大相對(duì)誤差與均方誤差分別為1.45%和0.05MPa，小于實(shí)際工程中設(shè)定為常值的支撐缸壓力的最大相對(duì)誤差1.72%與均方誤差0.12MPa。綜上，所建立的支撐推進(jìn)協(xié)調(diào)控制液壓系統(tǒng)是有效的。

圖9 推進(jìn)支撐整體液壓系統(tǒng)協(xié)調(diào)控制仿真曲線Fig.9 Simulation of gripperand thrustcoordinated controlhydraulic system

圖10 基于工程數(shù)據(jù)的推進(jìn)支撐協(xié)調(diào)控制仿真曲線Fig.10 Simulation of gripperand thrustcoordinated controlhydraulic system based on engineering data

5 結(jié)論

1)理論最優(yōu)的TBM撐靴支撐缸壓力可近似由推進(jìn)缸壓力和位移確定；在相同推進(jìn)缸位移下，撐靴支撐缸壓力理論最優(yōu)值與推進(jìn)缸壓力近似呈線性正相關(guān)；推進(jìn)缸壓力不變時(shí)，撐靴支撐缸壓力理論最優(yōu)值與推進(jìn)缸位移正相關(guān)，且等推進(jìn)位移增量下的撐靴支撐缸壓力增量有減小的趨勢(shì)。

2)所建立的TBM支撐推進(jìn)協(xié)調(diào)控制液壓系統(tǒng)有效；其推進(jìn)壓力可跟蹤所設(shè)定的壓力譜，推進(jìn)速度可在壓力突變時(shí)小幅度波動(dòng)后穩(wěn)定在所設(shè)定的速度值附近；通過推進(jìn)缸壓力及速度所控制的撐靴支撐缸壓力與其理論設(shè)定值的最大相對(duì)誤差和均方誤差分別為1.45%和0.05MPa，小于實(shí)際工程中支撐缸壓力的最大相對(duì)誤差1.72%和均方誤差0.12MPa。

3)下一步將研究TBM刀盤轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速和推進(jìn)缸壓力及速度等多因素共同協(xié)調(diào)控制撐靴與側(cè)壁圍巖間的接地比壓而自動(dòng)適應(yīng)地層地質(zhì)環(huán)境，使得本文的支撐推進(jìn)協(xié)調(diào)控制模型更完善且更具有實(shí)際工程意義。

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(編輯 趙俊)

Coordinated controlof gripper and thrust system for single gripping TBM

RAO Yunyi,GONGGuofang,YANGHuayong

(State Key Laboratory of Fluid Power Transmission and Control,Zhejiang University,Hangzhou 310027,China)

In order to coordinate the gripper and thrust system of single gripping hard rock tunnelboringmachine(TBM) and get higher com plex geology adaptability,a gripper and thrust coordinated control system w as designed.The mechanicalmodel of TBM gripper and thrustwas proposed,the theoretical optimal interrelation betw een gripper cylinder and thrust cylinder pressure was derived from it.A TBM hydraulic system coordinating gripper and thrust cylinder was designed,dynam ic simulation analyseswere performed w ith AMESim and the validity analysiswas based on the thrust pressure spectrum of practical engineering.The results indicate that there is an approximate positive correlation between the theoretical optimal gripper cylinder pressure and thrust cylinder pressure.The gripper cylinder pressure curve determ ined by thrust cylinder pressure and displacement tracks the theoretical setting curve accurately,and itsmaximum relative errorandmean square errorare 1.45%and 0.05MPa,which are superior to 1.72%and 0.12MPa in the practical engineering.Therefore,the TBM gripper and thrust system are coordinated,and thenew hydraulic system iseffective.

single gripping TBM;coordinated control of gripper and thrustsystem;mechanicalmodel;hydraulic system

TH137.8

A

1672?7207(2017)03?0666?09

10.11817/j.issn.1672-7207.2017.03.015

2016?03?13；

2016?05?17

國(guó)家高技術(shù)研究發(fā)展計(jì)劃(863計(jì)劃)項(xiàng)目(2012AA041803)；國(guó)家重點(diǎn)基礎(chǔ)研究發(fā)展計(jì)劃(973計(jì)劃)項(xiàng)目(2013CB035404) ((Project(2012AA041803)supported by the National High Research Developm ent Program(863 Program)of China;Project(2013CB035404) supported by the National Basic Research DevelopmentProgram(973 Program)of China)

龔國(guó)芳，教授，從事掘進(jìn)裝備電液控制技術(shù)研究；E-mail:gfgong@zju.edu.cn