TBM分體式刀座系統(tǒng)設(shè)計方法及力學(xué)性能分析

暨智勇，郭犇

(1.中國鐵建重工集團(tuán)股份有限公司,湖南長沙 410100；2.中國航發(fā)湖南動力機(jī)械研究所，湖南株洲 412002)

0 前言

硬巖隧道掘進(jìn)機(jī)(Hard Rock Tunnel Boring Machine，TBM)依靠安裝在刀盤上的滾刀破碎剝離巖石來完成隧道開挖，較傳統(tǒng)的鉆爆法具有安全、高效和對圍巖擾動小等優(yōu)勢，已廣泛應(yīng)用于公路、鐵路和水利工程等大型隧道施工中。滾刀通過螺栓安裝在刀座上，刀座再焊接在刀盤的開口位置上，刀座系統(tǒng)在滾刀與刀盤之間起著橋梁作用。刀座不僅對滾刀起著支撐固定作用，同時還將刀盤的能量傳遞至滾刀用于破巖；反過來，刀座也將巖石破碎時的振動傳遞給刀盤及主機(jī)系統(tǒng)，刀座系統(tǒng)性能好壞直接關(guān)系到刀盤開挖破巖過程中的承載能力和維護(hù)成本。

目前，國內(nèi)外大量的研究集中在盤形滾刀和刀盤上:其中滾刀主要集中在破巖機(jī)制、載荷特性、磨損特性及布置規(guī)律等方面；刀盤主要集中在盤體結(jié)構(gòu)設(shè)計與優(yōu)化、動態(tài)力學(xué)行為及掘進(jìn)性能預(yù)測等方面。而關(guān)于滾刀刀座的研究相對較少，刀座的設(shè)計與各廠家生產(chǎn)的刀具結(jié)構(gòu)相匹配，目前沒有統(tǒng)一的設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)，也缺乏設(shè)計理論支撐。苗斌總結(jié)了施工過程刀座損壞的形式及原因，并給出了洞內(nèi)損傷刀座修復(fù)方案；馬捷、曲傳詠基于線彈性斷裂力學(xué)理論建立了刀座疲勞裂紋拓展模型，并分析了刀座焊縫可靠性及失效影響因素。徐東博等就現(xiàn)有施工中使用的滾刀的安裝方式進(jìn)行了對比研究，并設(shè)計了一種方便快速換刀的刀座。張旭、HUO等考慮系統(tǒng)結(jié)合面剛度、阻尼特性、螺栓預(yù)緊力等因素，建立了滾刀刀座系統(tǒng)的多自由度動力學(xué)模型，重點(diǎn)研究了滾刀-刀座聯(lián)接結(jié)構(gòu)的動態(tài)響應(yīng)特性，并基于換刀便利性、結(jié)構(gòu)可靠性和抗振性對刀座系統(tǒng)中楔塊進(jìn)行了改進(jìn)設(shè)計。

TBM施工過程中，聯(lián)接螺栓預(yù)緊力不足將導(dǎo)致滾刀松脫，影響施工效率甚至?xí)l(fā)工程事故。盡管現(xiàn)有單套滾刀刀座的價格與滾刀價格接近，現(xiàn)場損壞的頻率也不及滾刀失效的頻率，但是由于刀座于TBM出廠前就已焊接在刀盤上，刀座一旦發(fā)生損壞，在現(xiàn)場維修、更換的困難極大，造成的停工時間會遠(yuǎn)大于滾刀更換引起的停工時間，工程的成本也急劇增加。因此，如何保證TBM滾刀及刀座系統(tǒng)在高強(qiáng)度高硬度地層長距離安全、高效掘進(jìn)已成為迫在眉睫的重點(diǎn)和難點(diǎn)。

1 TBM刀座系統(tǒng)設(shè)計基本原則

1.1 刀座系統(tǒng)簡介

TBM通過驅(qū)動刀盤旋轉(zhuǎn)使安裝在刀盤上的刀具對掌子面巖土進(jìn)行破碎剝離，TBM刀盤上焊接有多個刀座，通過鎖緊附件如滾刀楔塊、滾刀壓塊、螺栓、螺母等將滾刀固定在刀盤上，如圖1所示。刀座系統(tǒng)作為TBM開挖破巖的關(guān)鍵，其可靠性和力學(xué)特性直接關(guān)系到TBM掘進(jìn)效率和施工經(jīng)濟(jì)效益。

圖1 TBM刀座系統(tǒng)組成

1.2 刀座系統(tǒng)設(shè)計原則

刀座系統(tǒng)設(shè)計需綜合考慮安全、效率、成本等多種因素。結(jié)合工程經(jīng)驗總結(jié)得到TBM刀座系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計的基本原則，如圖2所示。

圖2 刀座系統(tǒng)設(shè)計基本原則

刀座系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計的各項基本原則的主要內(nèi)容為：

(1)避免干涉原則：保證系統(tǒng)各部件在空間結(jié)構(gòu)中不干涉；

(2)結(jié)構(gòu)緊湊原則：各部件之間聯(lián)接盡量緊湊，以便減小系統(tǒng)裝配體總體積，為刀盤滾刀布置提供更多空間；

(3)結(jié)構(gòu)可靠性原則：在滾刀極限受載情況下，各部件的靜剛度、強(qiáng)度滿足要求；結(jié)合面上的接觸剛度滿足許用要求；在長期強(qiáng)沖擊突變載荷作用下，滿足疲勞強(qiáng)度要求；

(4)結(jié)構(gòu)工藝性原則：優(yōu)先采用平面配合，盡量減少機(jī)加工精度要求高的配合面；焊接件的可焊性好、焊接操作方便；

(5)聯(lián)接可靠性原則：保證被聯(lián)接部件之間不發(fā)生松動、脫離現(xiàn)象；

(6)更換便捷性原則：結(jié)構(gòu)中受載較大且易損傷失效的結(jié)構(gòu)能直接更換，且更換流程應(yīng)盡量便捷，避免失效后的整體更換，節(jié)省零部件更換時間和成本；

(7)輕量化原則：在保證結(jié)構(gòu)剛度強(qiáng)度的前提下，減小結(jié)構(gòu)尺寸；

(8)經(jīng)濟(jì)性原則：盡量使用標(biāo)準(zhǔn)化的零件，采用合適的材料。

2 TBM分體式刀座系統(tǒng)設(shè)計方法

以軸式滾刀-刀座系統(tǒng)為研究對象，該類型的滾刀采用螺栓-楔塊結(jié)構(gòu)來進(jìn)行固定，其部件的受力情況不僅與外載有關(guān)，也與裝配過程中的螺栓預(yù)緊載荷有關(guān)。因此，在設(shè)計軸式滾刀刀座系統(tǒng)時需要對其進(jìn)行受力分析，確定刀座的極限受載條件。

2.1 刀座系統(tǒng)受載分析

(1)裝配受載分析

刀座系統(tǒng)裝配后，在裝配時受到M30連接螺栓的拉力，此時對楔塊和刀軸受力分析如圖3所示。

圖3 裝配時楔塊-刀軸受力分析

對楔塊：

(1)

對刀軸：

(2)

式中：和分別為刀軸與楔塊之間的正壓力和摩擦力；2和3分別為刀座對刀軸和楔塊的水平支撐力；2為刀座對滾刀的垂直支撐力；為刀座與楔塊在垂直方向上的摩擦力；為刀軸-楔塊的結(jié)合面與水平方向的夾角。設(shè)靜摩擦因數(shù)為，有=，=3。

聯(lián)立式(1)和式(2)，可解得：

(3)

(2)加載后受力分析

根據(jù)李濤的研究結(jié)果可知，破巖載荷在刀圈-刀體-軸承-刀軸的傳遞過程中損耗較小，因此可以將滾刀系統(tǒng)看成一個整體。在滾刀的側(cè)向力和垂直力的共同作用下，刀軸兩端受力不均，分別為

(4)

其中:側(cè)向力指向一端為正，另一端為負(fù)。

滾刀受載后，M30螺栓被放松，螺栓伸長量減小Δ。根據(jù)變形協(xié)調(diào)條件：被連接件的壓縮變形的增大量要等于螺栓伸長量的減小量Δ。此時螺栓的殘余預(yù)緊力即為總的工作載荷，由下式：

(5)

(6)

(7)

對加載后的楔塊、刀軸進(jìn)行受載分析,如圖4所示。

圖4 加載時楔塊-刀軸受力分析

對楔塊：

(8)

對刀軸：

(9)

聯(lián)立式(8)和式(9)，可解得：

(10)

由上式可知：楔塊的楔緊力、傳入刀座的水平載荷2和垂直載荷2不僅與滾刀三向力有關(guān)，還與螺栓預(yù)緊力、刀軸-楔塊的結(jié)合面與水平方向的夾角、靜摩擦因數(shù)、螺栓剛度和刀座剛度等有關(guān)。

為保證楔塊的楔緊作用，要求楔緊力大于0。同于由于滾刀破巖外載隨機(jī)性較強(qiáng)，根據(jù)機(jī)械設(shè)計要求有螺栓的殘余預(yù)緊力要大于0.6～1.0倍額定外載，即有：

(11)

2.2 刀座系統(tǒng)設(shè)計方法

(1)刀座系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計輸入?yún)?shù)

軸式滾刀的基本尺寸如圖5所示，設(shè)為軸式滾刀刀圈的直徑，刀軸軸線與刀座垂直支撐面和水平支撐面的距離分別為和，刀軸軸線距離楔塊楔緊面的距離為，刀軸軸端傾角和直徑分別為和，滾刀的端蓋和軸端端面的軸向距離分別為和，刀軸軸端斜面底角和頂角分別與軸線在水平方向的距離為和，為刀軸底面底角與刀座水平支撐面的距離，滾刀刀刃刃頂距離刀盤面板的距離為。

圖5 刀軸結(jié)構(gòu)參數(shù)

(2)分體式刀座系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計

分體式刀座系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖6所示。根據(jù)滾刀刀高要求和滾刀直徑可以確定=2-。內(nèi)座對滾刀的垂直及水平支撐厚度、和不僅與第21節(jié)中內(nèi)座的受載2、2和3有關(guān)，也與焊接工藝影響范圍有關(guān)。內(nèi)座的垂直總尺寸為=+，內(nèi)座上端右側(cè)水平尺寸=+。為了保證刀座對刀軸的支撐面積不低于刀軸的加載面積，有≥，=+，為協(xié)調(diào)尺寸。內(nèi)座下端右側(cè)尺寸為被動尺寸=+。聯(lián)接螺栓預(yù)緊力與刀軸軸線的水平距離>2，=2+，與內(nèi)座的受載均勻性有關(guān)，為協(xié)調(diào)尺寸。=+，與楔塊強(qiáng)度有關(guān)。所以內(nèi)座上端左側(cè)水平尺寸=+，內(nèi)座的水平總尺寸為=+。為了方便從刀盤背部換刀，要求退刀槽寬度>+，=++，為協(xié)調(diào)尺寸。左側(cè)尺寸為被動尺寸=---。為了保證滾刀端面與內(nèi)座之間存在軸向安裝間隙，有=+2。為了保證內(nèi)座的軸向承載長度大于滾刀軸端加載尺寸(-)2-，并保證刀軸軸端端面存在內(nèi)座的安裝間隙，有=(-)2-+。內(nèi)座的軸向厚度與內(nèi)座的受載2相關(guān)，所以內(nèi)座的軸向厚度為=+，兩內(nèi)座的軸向距離為=+2+2。為了從刀盤背部拆裝螺栓與楔塊，要保證>，=+。

圖6 分體式刀座結(jié)構(gòu)參數(shù)

保證滾刀在水平方向的安裝間隙，外座右側(cè)水平厚度為=2+；為保證換刀時刀軸的移動距離，有>+，取=++，為協(xié)調(diào)尺寸；所以外座水平總尺寸為=+。外座左、右側(cè)水平厚度為被動尺寸，分別為=-和=-。為了便于焊接，有≥，=+，為協(xié)調(diào)尺寸。兼顧焊接與換刀便利性，有≥，=+2，為協(xié)調(diào)尺寸。外座軸向厚度則為=-，軸向厚度與外座強(qiáng)度相關(guān)，所以外座的軸向厚度為=+，兩外座之間的軸向距離為=+2。

螺栓的直徑根據(jù)式(11)選取，相應(yīng)的螺帽寬度為。楔塊的上端開槽寬度>，楔緊角等于刀軸軸端傾角。為了保證楔塊的斜面面積大于刀軸斜面面積，有>-，=-+，為協(xié)調(diào)尺寸。同時、與楔塊的強(qiáng)度相關(guān)，主要與3和有關(guān)。為了保證楔塊與滾刀端面的裝配間隙，有楔塊厚度=+-。與楔塊與刀座、刀軸結(jié)合面的接觸強(qiáng)度有關(guān)，主要與3和有關(guān)。具體而言，楔塊分別與刀座、刀軸結(jié)合面的平均接觸應(yīng)力應(yīng)滿足：

(12)

所以有：

(13)

式中：[]和[]為接觸對中較低的材料強(qiáng)度；和為安全系數(shù)，主要考慮結(jié)合面邊緣的應(yīng)力集中效應(yīng)。

壓塊的厚度可與楔塊厚度相同，==+-。壓塊的長度和厚度與螺栓預(yù)緊力相關(guān)，主要考慮壓塊和刀座的接觸應(yīng)力：

(14)

式中：[]為接觸對中較低的材料強(qiáng)度；為安全系數(shù)。有：

(15)

可以適當(dāng)增大來增加螺栓預(yù)緊力受載面積，以盡量增大被連接件剛度。

對以上參數(shù)分析可知：基本輸入?yún)?shù)為-和，內(nèi)座強(qiáng)度控制參數(shù)為、、、，外座強(qiáng)度控制參數(shù)為、、，螺栓強(qiáng)度控制參數(shù)為與，楔塊、壓塊的強(qiáng)度控制參數(shù)分別為和、和，～為間隙參數(shù)，～均為協(xié)調(diào)參數(shù)，其他參數(shù)為結(jié)構(gòu)關(guān)系參數(shù)。其中強(qiáng)度控制參數(shù)即為力學(xué)性能優(yōu)化變量。

3 TBM刀座系統(tǒng)靜力學(xué)特性分析

3.1 刀座系統(tǒng)靜力學(xué)仿真建模

為了考慮滾刀-刀座系統(tǒng)與刀盤盤體結(jié)構(gòu)的耦合關(guān)系，從掘進(jìn)機(jī)上提取典型的系統(tǒng)子結(jié)構(gòu)進(jìn)行力學(xué)性能分析，其結(jié)構(gòu)和相關(guān)尺寸與真實(shí)刀座、刀盤支撐結(jié)構(gòu)一致。采用ANSYS/Workbench對軸式滾刀-刀座系統(tǒng)進(jìn)行靜力學(xué)分析。由于重點(diǎn)研究刀座系統(tǒng)的受力情況，同時為了提高數(shù)值求解的效率，建模時對滾刀-刀座系統(tǒng)進(jìn)行一定的簡化。將M30螺紋和M20螺紋配合采用虛擬彈簧替代模擬，用彈簧的預(yù)拉伸力來模擬螺栓的預(yù)緊力。滾刀的材料為H13鋼，刀軸、C形塊、內(nèi)刀座、楔塊、壓塊均為42CrMo，螺母材料為34CrNiMo6，外刀座、刀盤面板、背板和支撐筋板均為Q345。各類材料的彈性模量、屈服強(qiáng)度和抗拉強(qiáng)度如表1所示。

表1 滾刀-刀座系統(tǒng)各部件材料的力學(xué)性能參數(shù)

為了用虛擬彈簧來模擬螺栓只承受預(yù)緊力和同時承受預(yù)緊力和工作載荷兩個階段刀座系統(tǒng)的受力情況，仿真采用兩個載荷步進(jìn)行模擬。通過Connections中的Body-Body建立虛擬彈簧，連接楔塊的通孔和M30螺母的螺紋孔以及M20螺帽和C形塊的螺紋孔。分別對M30螺紋配合和M30螺紋配合添加320、140 kN的預(yù)拉伸力，彈簧的預(yù)拉伸力會作用于兩個載荷步中，螺栓和螺釘?shù)膭偠扔汕拔闹械睦碚摴接嬎愕玫?。在第二個載荷步施加滾刀垂直力320 kN、滾動力64 kN和側(cè)向力32 kN。對刀盤四周施加全約束，簡化后的仿真模型如圖7所示。通過仿真求解得到整個系統(tǒng)的應(yīng)力、變形，同時利用Probe獲取螺栓的工作載荷變化情況。

圖7 滾刀-刀座系統(tǒng)仿真模型

3.2 額定負(fù)載作用下靜力學(xué)仿真結(jié)果

螺栓預(yù)緊后左右兩側(cè)的刀座受力均衡，分體式刀座的內(nèi)座應(yīng)力和變形如圖8所示。刀座的裝配預(yù)應(yīng)力和預(yù)變形主要集中在刀軸和內(nèi)座的結(jié)合面、楔塊與內(nèi)座的結(jié)合面以及壓塊與內(nèi)座底部的結(jié)合面處。壓塊作用區(qū)域最大應(yīng)力為364 MPa，最大變形為0.042 mm。刀軸作用區(qū)域的最大應(yīng)力為164 MPa，且應(yīng)力值沿掘進(jìn)方面逐漸減?。蛔畲笞冃螢?.034 mm。這是由于螺栓預(yù)緊力的作用位置與刀軸有一定距離，存在一定的彎矩作用，因此靠近螺栓的刀座區(qū)域為螺栓預(yù)緊力的主要承載區(qū)，靠近過渡圓弧區(qū)域則對螺栓預(yù)緊力不敏感，這造成了刀座各區(qū)域預(yù)應(yīng)力的不均性。因此，在軸式滾刀-刀座的栓拉結(jié)構(gòu)設(shè)計時要盡量減小螺栓預(yù)緊力的偏心距。如前所述，添加額定負(fù)載之后內(nèi)外刀座受載不均，內(nèi)、外刀座應(yīng)力和變形情況分別如圖9和圖10所示。只承受預(yù)緊力和同時承受預(yù)緊力和工作載荷兩個階段的刀座系統(tǒng)的受力與變形分布特性基本接近，但是應(yīng)力等級有一定增加。在刀軸和內(nèi)座的結(jié)合面上部分區(qū)域應(yīng)力增加幅度在80～120 MPa，且外刀座比內(nèi)刀座的應(yīng)力高10～30 MPa不等，外側(cè)刀座此處的最大應(yīng)力為228 MPa，遠(yuǎn)低于刀座材料42CrMo的屈服強(qiáng)度。

但是在螺栓預(yù)緊力與滾刀載荷長期的聯(lián)合作用下，刀座與刀軸接觸的下表面受壓向下變形，而側(cè)表面受壓向內(nèi)側(cè)變形。一方面會造成這兩個面的塌陷、磨損，如圖11(a)所示；另一方面會使過渡圓弧區(qū)域處于張拉應(yīng)力區(qū)，過渡圓弧的頂角應(yīng)力相對較高，就是張拉裂紋的潛在起裂點(diǎn)，長期受載后極易形成張拉裂紋，且裂紋沿著過渡圓弧向內(nèi)側(cè)延伸，如圖11(b)所示。工程中外側(cè)刀座的失效要遠(yuǎn)多于內(nèi)側(cè)刀座，工程中刀座的變形區(qū)域、失效區(qū)域與仿真中刀座的主要受載區(qū)域一致，因此可以定性地驗證仿真模型的準(zhǔn)確性。

圖8 僅承受螺栓預(yù)緊力作用內(nèi)座應(yīng)力和變形分布

圖9 承受額定負(fù)載后內(nèi)側(cè)內(nèi)座的應(yīng)力變形分布

圖10 承受額定負(fù)載后外側(cè)內(nèi)座的應(yīng)力變形分布

圖11 工程中RBS分體式刀座典型失效形式

3.3 不同螺栓預(yù)緊力作用下靜力學(xué)仿真結(jié)果

保持滾刀載荷不變，改變螺栓的預(yù)緊力為200、240、280、320和360 kN，探究螺栓預(yù)緊力對刀軸-刀座接觸區(qū)域的應(yīng)力變化規(guī)律。其中刀軸-刀座接觸區(qū)域的應(yīng)力主要考慮如圖12所示外側(cè)刀座與刀軸接觸的4條邊上的應(yīng)力，通過設(shè)置路徑可以便捷地查看并導(dǎo)出應(yīng)力與變形在空間位置的變化。圖13為不同螺栓預(yù)緊力下各路徑的應(yīng)力變化情況。路徑A的5～60 mm段和路徑B、C上的各點(diǎn)應(yīng)力隨著螺栓預(yù)緊力的增加而線性增加。螺栓預(yù)緊力每增加40 kN，路徑A中間段、路徑B、路徑C前段的應(yīng)力平均增加6、9和12 MPa，而路徑D的應(yīng)力隨著預(yù)緊力的增加變化很小。如前分析，接觸區(qū)應(yīng)力的變化趨勢與應(yīng)力分布形式相關(guān)，增加螺栓預(yù)緊力主要增加靠近螺栓的刀座接觸區(qū)域的應(yīng)力。

圖12 刀軸-刀座接觸區(qū)域的路徑設(shè)置

圖13 不同螺栓預(yù)緊力下各路徑的應(yīng)力變化

3.4 不同滾刀載荷作用下靜力學(xué)仿真結(jié)果

保持螺栓預(yù)緊力不變，通過改變滾刀垂直力為80～400 kN，同時將滾動力和側(cè)向力分別設(shè)置為垂直力的0.2倍和0.1倍，對比不同外載條件下刀軸-刀座接觸區(qū)域的應(yīng)力變化情況。如圖14所示，路徑A和路徑D上的各點(diǎn)應(yīng)力隨著滾刀載荷的增加而線性增加，且距離A2點(diǎn)越近的區(qū)域應(yīng)力值增長幅度越大。螺栓預(yù)緊力每增加80 kN，路徑A后段和路徑D前段的應(yīng)力分別增加8～20 MPa和15～30MPa。路徑B、C的應(yīng)力隨著滾刀載荷的增加也呈線性增長趨勢，但是增幅較小。這表明刀軸軸端正下方為滾刀載荷的主承載區(qū)，且過渡圓弧區(qū)域應(yīng)力對滾刀載荷更為敏感。

圖14 不同載荷作用下各路徑的應(yīng)力變化

4 結(jié)論

(1)通過對軸式滾刀-刀座系統(tǒng)進(jìn)行受載特性分析，得到刀座系統(tǒng)聯(lián)結(jié)螺栓計算式，為螺栓選型提供理論依據(jù)。同時，在刀座結(jié)構(gòu)設(shè)計、剛度強(qiáng)度校核時需考慮聯(lián)接螺栓的預(yù)緊力影響；

(2)在軸式滾刀-刀座的栓拉結(jié)構(gòu)設(shè)計時要盡量減小螺栓預(yù)緊力的偏心距，螺栓預(yù)緊力對刀軸-刀座接觸區(qū)域應(yīng)力的變化趨勢與應(yīng)力分布形式相關(guān)，增加螺栓預(yù)緊力主要增加靠近螺栓的刀座接觸區(qū)域的應(yīng)力；

(3)刀軸-刀座接觸區(qū)域的應(yīng)力隨著滾刀載荷的增加呈線性增長趨勢，滾刀軸端正下方為滾刀載荷的主承載區(qū)，且過渡圓弧區(qū)域應(yīng)力對滾刀載荷更為敏感；

(4)靜力學(xué)模型找出了主要裂紋區(qū)域，與刀座實(shí)際失效區(qū)域一致，證明了靜力學(xué)模型的有效性。