盾構(gòu)機(jī)主驅(qū)動(dòng)密封結(jié)構(gòu)優(yōu)化研究*

譚 鋒 楊 博 黃 樂 丁劍平 李正波

(1.廣州機(jī)械科學(xué)研究院有限公司 廣東廣州 510535；2.華南理工大學(xué)材料科學(xué)與工程學(xué)院 廣東廣州 510641)

盾構(gòu)機(jī)是一種用于鐵路[1]、公路[2]、水利[3]、煤礦[4]及城市軌道交通[5]等地下隧道空間快速開挖的現(xiàn)代化綜合性技術(shù)裝備，具有施工方便、挖掘速度快以及安全系數(shù)高等優(yōu)點(diǎn)。盾構(gòu)機(jī)由許多復(fù)雜的系統(tǒng)組成，其運(yùn)用到機(jī)、電、液、傳感、信息等技術(shù)，涉及到機(jī)械、土木、地質(zhì)、力學(xué)、控制、材料等多門學(xué)科。因此，盾構(gòu)機(jī)技術(shù)的水平代表著一個(gè)國家重大技術(shù)裝備的發(fā)展水平。

大型盾構(gòu)機(jī)主驅(qū)動(dòng)密封系統(tǒng)是盾構(gòu)機(jī)的關(guān)鍵系統(tǒng)之一。主驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)是刀盤轉(zhuǎn)動(dòng)的直接動(dòng)力，可以看做掘進(jìn)機(jī)的“心臟”，而主驅(qū)動(dòng)密封就是其保護(hù)膜，因此主驅(qū)動(dòng)密封的性能直接決定機(jī)器性能的發(fā)揮[6]。相較于國外，我國在此方面的基礎(chǔ)理論研究與應(yīng)用研究起步較晚，所研制的密封系統(tǒng)在施工過程中常因密封異常損壞或嚴(yán)重磨損導(dǎo)致間隙過大而密封失效，進(jìn)而導(dǎo)致主軸承或齒輪磨損、停工檢修，給隧道工程施工帶來巨大的安全風(fēng)險(xiǎn)和不可估量的經(jīng)濟(jì)損失[7]。而密封系統(tǒng)進(jìn)口價(jià)格高昂，且國外最先進(jìn)的密封技術(shù)對(duì)我國封鎖，因此為解決密封可靠性差、壽命短等問題，提高國產(chǎn)大型盾構(gòu)機(jī)在國際市場的競爭力，迫切需要開展大型掘進(jìn)機(jī)主驅(qū)動(dòng)密封關(guān)鍵技術(shù)研究及應(yīng)用。

本文作者針對(duì)影響盾構(gòu)機(jī)主驅(qū)動(dòng)密封性能的唇形密封圈主要結(jié)構(gòu)參數(shù)，建立正交試驗(yàn)方案，并利用有限元分析軟件ABAQUS對(duì)主驅(qū)動(dòng)密封圈工作過程中的開啟壓力差及接觸寬度進(jìn)行計(jì)算，最后根據(jù)主驅(qū)動(dòng)密封工作要求優(yōu)化出最合適的密封結(jié)構(gòu)。

1 盾構(gòu)機(jī)主驅(qū)動(dòng)密封裝配結(jié)構(gòu)

盾構(gòu)機(jī)主驅(qū)動(dòng)密封裝配結(jié)構(gòu)如圖1所示，圖中結(jié)構(gòu)左側(cè)為盾構(gòu)機(jī)外部挖掘面，結(jié)構(gòu)右側(cè)為盾構(gòu)機(jī)主驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)內(nèi)部。

圖1 盾構(gòu)機(jī)主驅(qū)動(dòng)密封裝配結(jié)構(gòu)

圖1中唇形密封圈根據(jù)用途可以分為3種：密封圈1起隔離泥水與主驅(qū)動(dòng)內(nèi)部密封腔的作用，密封圈2、3起降低主驅(qū)動(dòng)密封系統(tǒng)內(nèi)油壓的作用，密封圈4僅起隔離作用。在盾構(gòu)機(jī)工作時(shí)，結(jié)構(gòu)左側(cè)外部挖掘面處產(chǎn)生泥水壓力，為了防止泥水破壞密封圈進(jìn)入主驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，在油孔5中打入黏度較大的油脂，同時(shí)保持油壓大于泥水壓力，調(diào)節(jié)壓差使密封圈打開，油脂不斷溢出，因此采用密封圈1將泥水與主驅(qū)動(dòng)內(nèi)部密封腔隔離[8]。由于在油孔5中較大的油壓，需要通過密封圈2、3兩道密封圈降低主驅(qū)動(dòng)密封系統(tǒng)內(nèi)油壓，因此在油孔6中打入相對(duì)油孔5較小的油壓，油孔7無需打入油脂。由于油孔7中沒有打入油脂，這道腔體作為泄漏檢測(cè)腔，所以密封圈4僅起隔離作用，以保護(hù)主驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)內(nèi)部[9]。

雖然密封圈分為3種，但要求3種唇形密封圈的結(jié)構(gòu)是相同的，因此需要設(shè)計(jì)一種密封圈同時(shí)滿足全部要求?？紤]到第3種密封圈要求不高，所以只需要滿足前2種用途即可。對(duì)于第1種用途，要求密封圈可以在較低的壓力差下打開；對(duì)于第2種用途，需要密封圈能夠承受較大的壓力差。承壓能力具體體現(xiàn)在承壓后唇部與軸的接觸寬度，接觸寬度越小，說明唇形密封圈承壓能力越強(qiáng)。

2 有限元模型

2.1 結(jié)構(gòu)模型

唇形密封圈是軸對(duì)稱結(jié)構(gòu)，在密封圈正常使用的情況下，整個(gè)密封圈受力均勻，各個(gè)位置變形相同，因此密封圈復(fù)雜的三維模型可以簡化為二維平面軸對(duì)稱模型，這種做法可以在不影響計(jì)算結(jié)果的前提下節(jié)省計(jì)算所使用的時(shí)間，同時(shí)大幅提高計(jì)算的效率[10-11]，因此，文中研究模型采用了二維平面軸對(duì)稱模型。

盾構(gòu)機(jī)主驅(qū)動(dòng)密封模型由5個(gè)部件組成，因此需建立5個(gè)二維軸對(duì)稱部件，分別為軸、上腔體、下腔體、右腔體以及唇形密封圈部件。將所有部件裝配到一起得到整體結(jié)構(gòu)。整體結(jié)構(gòu)的模型如圖2所示。

圖2 盾構(gòu)機(jī)主驅(qū)動(dòng)密封截面模型

2.2 材料模型

研究的密封圈材料為丁腈橡膠。橡膠材料是一種具有高度非線性的超彈性體，通常被認(rèn)為具有不可壓縮性。在ABAQUS中有多種超彈性的本構(gòu)模型可以表征橡膠，包括基于熱力學(xué)統(tǒng)計(jì)的Arrude-Boyce模型[12]以及基于唯象學(xué)方法的Mooney-Rivlin模型[13]、Yeoh模型[14]、Neo-Hooke模型[15]及Ogden模型等。

通過對(duì)丁腈橡膠材料的單軸拉伸、雙軸拉伸、平面拉伸以及體積壓縮性能的測(cè)試，并將測(cè)試結(jié)果處理并輸入到ABAQUS中進(jìn)行本構(gòu)模型參數(shù)的擬合，得到了不同的本構(gòu)模型的材料參數(shù)。文中試驗(yàn)仿真計(jì)算采取常用的Ogden模型，該模型應(yīng)變能密度表達(dá)式由3個(gè)主伸長率λ1、λ2、λ3表示，其公式如下：

試驗(yàn)采取的Ogden模型階數(shù)N為3[16]，最終擬合得到的材料參數(shù)為：μ1=-4.275 444 8，α1=2.124 178 1，μ2=3.580 348 92，α2=3.937 313 78，μ3=2.759 835 51，α3=-1.059 903 9，D1=3.72×10-4，D2=3.12×10-5，D3=-3.18×10-9。其余金屬材料采用的彈性模量為200 GPa，泊松比為0.3。

3 結(jié)構(gòu)影響因素分析及正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)

文中主要研究唇形密封圈的結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)于密封性能的影響。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，通過對(duì)唇形密封圈截面形狀的分析，初步選擇唇曲度、唇高度、唇寬度和唇厚度作為主要研究的結(jié)構(gòu)參數(shù)。優(yōu)化前的4種參數(shù)尺寸如圖3所示，其中唇曲度R=18 mm，唇高度為22.35 mm，唇寬度為51.1 mm，唇厚度為5.8 mm。因?yàn)樗芯康闹黩?qū)動(dòng)密封模型中軸的外徑、右腔體內(nèi)徑和唇形密封圈的外徑是固定的，所以唇寬度的增加會(huì)導(dǎo)致裝配時(shí)壓縮值增加，因此唇寬度也可以等效替代為壓縮量。

圖3 優(yōu)化前唇形密封圈的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)(mm)

對(duì)唇形密封圈上述4種參數(shù)進(jìn)行正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)，考慮到誤差因素加入空白列，選取5因素4水平的正交表。表1為因素水平表，表2為正交試驗(yàn)表。

表1 因素水平

表2 正交試驗(yàn)方案

4 開啟壓力差的正交分析

通過計(jì)算唇形密封圈開啟壓力差的大小，探究最適用于第一種用途的密封圈結(jié)構(gòu)參數(shù)。

4.1 計(jì)算方法

計(jì)算開啟壓力差的仿真分析步共分為4步，其中前2個(gè)分析步為裝配過程，第一步為上腔體向下位移，模擬唇形密封圈的固定過程；第二步為軸向右位移，模擬唇形密封圈的壓縮過程。后2個(gè)分析步為加壓過程，第三步在唇兩側(cè)都加1.0 MPa的壓力，第四步再把唇下側(cè)壓力提升到1.1 MPa，而唇上側(cè)壓力不變。

為了使仿真結(jié)果更符合唇部實(shí)際開啟的情況，除了施加壓力外，還需要考慮唇與軸接觸位置的壓力穿透問題，因此需要在唇與軸的接觸上施加壓力穿透。壓力穿透應(yīng)保持與實(shí)際加壓的壓力一致，因此在第三步中唇與軸接觸的兩端分別施加壓力穿透，接觸兩端分別定義為起點(diǎn)，臨界接觸壓力和流體壓力都設(shè)置為1.0 MPa，穿透時(shí)間設(shè)置為0.001。由于第四步時(shí)上側(cè)壓力不變，而下側(cè)壓力增加為1.1 MPa，因此下側(cè)壓力穿透在第四步時(shí)臨界接觸壓力和流體壓力設(shè)置為1.1 MPa，穿透時(shí)間設(shè)置為0.001。

上述分析步中，第一到第三分析步設(shè)置初始增量步為0.01，最大增量步為0.05；第四分析步設(shè)置初始增量步為0.001，最大增量步也為0.001。

通過以上載荷的施加，實(shí)現(xiàn)了模擬第一種用途時(shí)唇形密封圈的受力情況。當(dāng)在第四分析步時(shí)，由于壓力及壓力穿透施加都是線性施加，即唇下側(cè)的壓力隨著分析步時(shí)長的增加而增加，直至唇打開為止。所以通過唇打開的分析步時(shí)長即可得到此時(shí)唇下側(cè)的壓力大小，進(jìn)而得到此唇形密封圈結(jié)構(gòu)在泥水壓力為1 MPa的開啟壓力差。例如，唇形密封圈在分析步時(shí)長為0.095時(shí)仍未開啟，而在分析步時(shí)長為0.096時(shí)開啟。這說明在唇下側(cè)壓力由1 MPa增加到1.1 MPa的0.096時(shí)開啟，此時(shí)唇下側(cè)壓力為1.009 6 MPa，開啟壓力差為0.009 6 MPa。

4.2 計(jì)算結(jié)果

通過對(duì)唇部開啟壓力差的計(jì)算，得到表3所示結(jié)果。

根據(jù)各因素不同水平下開啟壓力的平均值，可以直接得到變化曲線，如圖4所示。

圖4 各因素不同水平下唇部開啟壓力差的平均值

根據(jù)極差值R的大小，可以評(píng)價(jià)幾種因素的影響主次。由上述結(jié)果可知，影響唇部開啟壓力差的順序由大到小依次為唇厚度、唇高度、唇曲度、壓縮量。

上述方法只能粗略估計(jì)各因素的影響水平，為精確估計(jì)各因素的影響大小，需要對(duì)結(jié)果進(jìn)行方差分析。

首先需要計(jì)算總離差平方和ST，計(jì)算方程為

(1)

ST=Q-P

(2)

文中試驗(yàn)ST為0.000 618 55。

其次需要計(jì)算各因素的離差平方和Sj，其中誤差列的離差平方和Se為誤差列離差平方和的和。

(3)

總自由度和任一列自由度的計(jì)算公式為

dfT=n-1

(4)

dfj=r-1

(5)

dfe=re-1

(6)

式中：n為進(jìn)行的試驗(yàn)數(shù)總和，n=16；r為此因素的水平數(shù)；誤差列的自由度dfe為空白列自由度之和。

然后計(jì)算每一列的均方，計(jì)算方法為

(7)

以上計(jì)算結(jié)果如表4所示?？梢钥吹剿杏绊懸蛩氐腗j值均大于誤差列值Me，因此沒有影響因素歸于誤差列，無需重新計(jì)算Me。

接著計(jì)算F值，計(jì)算公式為

(8)

如果Fj大于F0.01(dfj，dfe)，則此因素對(duì)實(shí)驗(yàn)結(jié)果影響非常顯著；如果Fj小于F0.01(dfj，dfe)而又大于F0.05(dfj，dfe)，則此因素對(duì)實(shí)驗(yàn)結(jié)果影響顯著；如果Fj小于F0.05(dfj，dfe)，則此因素對(duì)實(shí)驗(yàn)結(jié)果無顯著影響。

因此，從表4中可以得到，唇曲度、唇高度和壓縮量對(duì)實(shí)驗(yàn)結(jié)果無顯著影響，唇厚度對(duì)實(shí)驗(yàn)結(jié)果影響顯著。但唇高度的Fj值很接近F0.05(dfj，dfe)，且同時(shí)唇高度的極差值與唇厚度的極差值相差不大，因此認(rèn)為唇高度與唇厚度對(duì)實(shí)驗(yàn)結(jié)果影響顯著。誤差列的差距小也證明主要影響因素都已經(jīng)考慮到，無其他顯著影響因素。

表4 方差分析計(jì)算結(jié)果

5 接觸寬度的正交分析

通過計(jì)算唇形密封圈受壓后接觸寬度的大小，探究最適用于第二種用途的密封圈結(jié)構(gòu)參數(shù)。

5.1 計(jì)算方法

計(jì)算接觸寬度的仿真分析步共分為4步，其中前3個(gè)分析步為裝配過程，第一步為下腔體向上位移，第二步為上腔體向下位移，這兩步模擬唇形密封圈的固定過程；第三步為軸向右位移，模擬唇形密封圈的壓縮過程；最后一個(gè)分析步為加壓過程，在唇上側(cè)加0.5 MPa的壓力。

為了使仿真結(jié)果更符合唇部實(shí)際的情況，和計(jì)算開啟壓力差一樣，也需要在唇與軸的接觸上施加壓力穿透。壓力穿透應(yīng)保持與實(shí)際加壓的壓力一致，因此在第四步中唇與軸接觸的上側(cè)施加壓力穿透，接觸上側(cè)端點(diǎn)定義為起點(diǎn)，臨界接觸壓力和流體壓力都設(shè)置為0.5 MPa，穿透時(shí)間設(shè)置為0.001。

上述分析步中，第一到第三分析步設(shè)置初始增量步為0.01，最大增量步為0.05；第四分析步設(shè)置初始增量步為0.01，最大增量步也為0.01。

通過以上載荷的施加，實(shí)現(xiàn)了模擬第二種用途時(shí)唇形密封圈的受力情況。計(jì)算完畢后，提取計(jì)算結(jié)果中軸與唇形密封圈的接觸寬度即可。

5.2 計(jì)算結(jié)果

通過對(duì)接觸寬度的計(jì)算，得到表5所示結(jié)果。

表5 唇部接觸寬度的正交試驗(yàn)結(jié)果

根據(jù)各因素不同水平下接觸寬度的平均值，可以直接得到變化曲線，如圖5所示。

圖5 各因素不同水平下唇部接觸寬度的平均值

根據(jù)極差值R的大小對(duì)比，可以評(píng)價(jià)幾種因素的影響主次。由上述結(jié)果可知，影響接觸寬度的順序由大到小依次為唇曲度、唇高度、壓縮量、唇厚度。

上述方法只能粗略估計(jì)各因素的影響水平，為精確估計(jì)各因素的影響大小，需要對(duì)結(jié)果進(jìn)行方差分析。計(jì)算方法同上，結(jié)果如表6所示。

表6 方差分析計(jì)算結(jié)果

從表6中可以得到，唇曲度和唇高度對(duì)實(shí)驗(yàn)結(jié)果有顯著影響，壓縮量和唇厚度對(duì)實(shí)驗(yàn)結(jié)果無顯著影響，但壓縮量對(duì)實(shí)驗(yàn)結(jié)果影響也較大。同時(shí)，誤差列的差距小也證明主要影響因素都已經(jīng)考慮到，無其他顯著影響因素。

6 主驅(qū)動(dòng)密封結(jié)構(gòu)優(yōu)化

根據(jù)盾構(gòu)機(jī)主驅(qū)動(dòng)密封工作過程的前2種用途，通常希望開啟壓力差小的同時(shí)接觸寬度也要小，因此各參數(shù)的選擇方法如下：

(1)因唇曲度對(duì)于開啟壓力差影響不顯著，而對(duì)接觸寬度影響顯著，因此唇曲度參數(shù)的選擇取決于接觸寬度。從圖5中可以看到，唇曲度與接觸寬度呈現(xiàn)出正相關(guān)趨勢(shì)，所以唇曲度最小時(shí)滿足接觸寬度最小，文中唇曲度選擇17 mm。

(2)因唇高度對(duì)開啟壓力差和接觸寬度的影響都很顯著，而從圖4與圖5中可以看到，唇高度與開啟壓力差呈負(fù)相關(guān)，唇高度與接觸寬度呈正相關(guān)，唇高度對(duì)接觸寬度的影響相比對(duì)開啟壓力差更顯著，因此應(yīng)主要根據(jù)接觸寬度選擇參數(shù)。文中唇高度選擇22.35 mm。

(3)因壓縮量對(duì)開啟壓力差和接觸寬度影響均不顯著，但其對(duì)接觸寬度影響較大，而從圖5中可以看到，壓縮量與接觸寬度呈正相關(guān)，因此應(yīng)主要根據(jù)接觸寬度選擇參數(shù)。文中壓縮量選擇7.1 mm。

(4)因唇厚度對(duì)于接觸寬度影響不顯著，而對(duì)開啟壓力差影響顯著，因此唇厚度參數(shù)的選擇取決于開啟壓力差。從圖4中可以看到，唇厚度與開啟壓力差呈現(xiàn)出正相關(guān)趨勢(shì)，所以唇厚度最小時(shí)滿足開啟壓力差最小。文中唇厚度選擇5 mm。

根據(jù)密封圈前2種用途的要求，最終選擇唇曲度為17 mm，唇高度為22.35 mm，壓縮量為7.1 mm(對(duì)應(yīng)的唇寬度為49.1 mm)，唇厚度為5 mm的唇形密封圈結(jié)構(gòu)。優(yōu)化后的唇形密封圈結(jié)構(gòu)參數(shù)如圖6所示。

圖6 優(yōu)化后唇形密封圈的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)(mm)

對(duì)結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后的唇形密封圈進(jìn)行開啟壓力差及接觸寬度的計(jì)算，得到結(jié)構(gòu)優(yōu)化前的開啟壓力差為0.012 1 MPa，接觸寬度為6.97 mm，優(yōu)化后的開啟壓力差為0.008 1 MPa，接觸寬度為5.36 mm。根據(jù)計(jì)算可知，優(yōu)化后開啟壓力差降低33%，接觸寬度降低23%。

7 結(jié)論

通過對(duì)盾構(gòu)機(jī)主驅(qū)動(dòng)密封主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)，以及基于有限元分析軟件對(duì)開啟壓力差和接觸寬度的正交計(jì)算與分析，選擇最適合盾構(gòu)機(jī)主驅(qū)動(dòng)密封的結(jié)構(gòu)參數(shù)。分析結(jié)果表明：最適結(jié)構(gòu)的唇曲度為17 mm，唇高度為22.35 mm，壓縮量為7.1 mm(對(duì)應(yīng)的唇寬度為49.1 mm)，唇厚度為5 mm。優(yōu)化后的唇形密封圈與優(yōu)化前相比開啟壓力差降低33%，接觸寬度降低23%。