矩形頂管機刀盤的扭矩計算及受力分析

陸文稽，蔡洪斌 ，楊聰懷 ， 鐘家圖

（廣州中船船用柴油機有限公司，廣州 511470）

1 前 言

頂管施工是非開挖埋設管道的一種施工工藝。頂管機通過刀盤旋轉切削土層，將切削下來的碴土排出工作井，并利用液壓千斤頂推動頂管機和待鋪設的管片前進，從而達到鋪設管道的目的。

刀盤扭矩的大小是頂管施工中一個非常重要的控制因素，如果扭矩過小，頂管機在復雜地層里掘進時，會因為刀盤扭矩不足導致脫困困難；反之，扭矩過大也會使得頂管機驅動裝置變得笨重，不利于安裝和運輸。同時，刀盤切削土壤的過程中會產生較大的應力，造成輻條的變形和刀具的磨損，對工作效率和經濟成本造成較大的損失。

因此，在設計矩形頂管機的刀盤時，需要分析影響刀盤工作的各種因素，計算出刀盤扭矩，并仿真分析出刀盤所受應力和形變情況，為矩形頂管機的制造提供理論依據。

2 矩形頂管機刀盤的扭矩計算

矩形頂管機的刀盤包括3個大刀盤和3個小刀盤。每個刀盤的聯接套在圓周上分布著4根輻條，其前端的刀座上安裝1把中心刀。輻條下方設置有4~8根攪拌棒，上方的兩邊分布著不同角度的刀具。刀盤模型如圖1所示。

2.1 大刀盤的扭矩計算

對于矩形頂管機的刀盤，其切削扭矩T主要由以下幾個部分組成：

式中：T——刀盤扭矩；

T1——土的切削阻力扭矩；

T2——刀盤面板摩擦阻力扭矩；

T3——刀盤攪拌阻力扭矩；

T4——機械損失阻力扭矩。

2.1.1 土的切削阻力扭矩T1

代入解得：T1=10.60 kN.m

式中：D =2.516 m，大刀盤切削直徑；

Vo=60 mm/min，頂管機掘進速度；

Nc=2.24 r/min，刀盤旋轉數；

Qu1=1.00 MPa，周圍土體的單軸抗壓強度。

圖1 刀盤模型

2.1.2 刀盤面板摩擦阻力扭矩T2

代入解得：T2=75.97 kN.m

式中：D=2.516 m 大刀盤切削直徑；

Taul= E×μl=56.94 kn/m2，作用于刀盤前面的土的摩擦阻力；

E=189.80，正面水平平均土壓力；

μl=0.30，土與刀盤表面之間的摩擦系數；

As=10.06 m2，間隙開口面積；

Ao=14.79 m2，大刀盤掘削斷面面積。

2.1.3 刀盤攪拌阻力扭矩T3

代入解得：T3=89.90 kN.m

1 )T31——刀盤輻條的攪拌阻力扭矩，按下式計算：

代入解得：T31=68.16 kN.m

式中：Bsp=0.32 m，刀盤輻條平均厚度；

Ls=1.032 m，刀盤輻條長度；

Nsp=4，刀盤輻條數量；

Qu2=100 kN /m2，剪切強度；

2 )攪拌棒攪拌阻力扭矩,按下式計算：

式中：Nk=8根，刀盤上攪拌棒數量；

Bk= 0.10 m，攪拌棒厚度；

Lk= 0.30 m，攪拌棒平均長度；

Rk=0.906 m，攪拌棒平均安裝半徑。

2.1.4 機械損失阻力扭矩T4

代入解得：T4=0.66 kN.m

1)T41——徑向滑動軸承負荷扭矩，按下式計算：

代入解得：T41=0.231 kN.m

式中：W1 =28.9 kN，刀盤轉動裝置的總重量；

μ2=0.04，滑動軸承靜摩擦系數；

Dd =0.40 m，徑向滑動軸承安裝直徑。

2）T42軸向滾動軸承阻力扭矩，按下式計算：

代入解得：T42=0.165 kN.m

式中：PF=E=189.8 kPa，正壓力；

μ3=0.001，軸承滾子與滾道摩擦系數；

Dc=2.516 m，刀盤外徑；

Dt=0.35 m，推力軸承滾子中心直徑。

3）刀盤密封阻力負荷扭矩，可按下式計算：

代入解得：T43=0.26 kN.m

式中：PS=1 kPa，表面密封的壓力；

Dsi=0.40 m，4個表面密封的安裝直徑；

Dsi=0.45 m，1個表面密封的安裝直徑；

μ4=0.20，表面密封和鋼板之間的摩擦系數。

因此刀盤所需扭矩T為：

代入解得：T =10.6+75.97+89.9+0.66=177.13 kN.m

因大刀盤具備的扭矩為382.94 kN·m，故能滿足刀盤工作的需要。

2.2 小刀盤的扭矩計算

根據大刀盤的計算方式，得出小刀盤所需扭矩為T=95.42 kN.m

因小刀盤具備的扭矩為255.29 kN·m，故能滿足刀盤工作的需要。

3 矩形頂管機刀盤的受力分析

3.1 大刀盤的受力分析

根據大刀盤的結構情況，拆分成刀具、輻條和聯接套三個部分，對其進行ANSYS仿真分析，得出相應的應力與形變。

3.1.1 刀具的受力分析

根據仿真分析的結果，應力的最大值出現在刀頭的根部，為2.46×103MPa，這與其受到的載荷與約束有關;形變量的最大值在刀具的頂部，為3.702 7×10-5m，從刀具的頂部到根部，形變量呈逐漸減小的趨勢。根據刀具的應力以及形變情況，可知刀具的最危險點在刀具的根部，所以該部位的強度需要加強。

3.1.2 輻條的受力分析

根據仿真分析的結果，在受到環境因素的作用下，輻條應力的最大值為213 MPa，出現在攪拌棒與輻條連接的地方,形變量的最大值為9.0×10-4m，出現在外側攪拌棒的末端，同時，在輻條與聯接套的連接處出現反向最大形變量3.48×10-5m。根據輻條的應力以及形變情況可知，攪拌棒與輻條、外側攪拌棒、輻條與聯接套的連接處的強度需要加強.

3.1.3 聯接套的受力分析

根據仿真分析的結果，應力的最大值為341 Mpa，出現在中心刀的底部邊緣,形變量的最大值為0.35 mm，出現在對中心刀的頂端。根據聯接套的應力以及形變情況可知，中心刀的底部邊緣和頂端的強度需要加強。

3.2 小刀盤的受力分析

小刀盤的結構與大刀盤的結構類似，按照大刀盤的分析方法進行分析。

3.2.1 刀具的受力分析

根據仿真分析的結果，應力的最大值出現在刀頭的根部，為1.68×103MPa；形變量的最大值在刀具的頂部兩端，為2.66×10-5m，從刀具的頂部到根部，形變量呈逐漸減小的趨勢。根據刀具的應力以及形變情況，可知刀具的最危險點在刀具的根部，所以該部位的強度需要加強。

3.2.2 輻條的受力分析

根據仿真分析的結果，輻條應力的最大值為1.68×103MPa，出現在攪拌棒與聯接套連接處；形變量的最大值為6.25×10-4m，出現在攪拌棒與聯接套連接處，同時在輻條外側出現反向最大形變量4.4×10-5m。根據輻條的應力以及形變情況可知，攪拌棒與聯接套連接處、輻條外側的強度需要加強。

3.2.3 聯接套的受力分析

根據仿真分析的結果，應力的最大值為238 Mpa，出現在中心刀的拐角處；形變量的最大值為2.44×10-4mm，出現在對中心刀的頂端。根據聯接套的應力以及形變情況可知，中心刀的底部邊緣和頂端的強度需要加強。

4 結 論

通過分析影響刀盤工作的各種因素，計算出刀盤扭矩，并仿真分析出刀盤所受應力和形變情況，為適用于“廣州地鐵7號線鐘村站地下人行通道工程”的六刀盤4 300 mm×6 000 mm土壓平衡式矩形頂管機的制造提供理論依據。本文將該方法整理，為后續的矩形頂管機的設計和制造提供技術支撐，爭取制造出施工效率更高、性能更穩定、適用性更廣和國產化率更高的矩形頂管機，促進中國頂管施工技術的發展。

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