基于壓差控制的泥水平衡式盾構機主驅動密封氣動自動保壓系統研究及應用

王 凱，文中保

(中國鐵建重工集團股份有限公司 特種裝備研究設計院，湖南 長沙 410100)

引言

主驅動是盾構機的重要組成部分，其密封性能的好壞直接決定了盾構機水土承壓能力的大小[1]。目前盾構機主驅動主要采用唇形橡膠密封，為了提高水土承壓能力，一般會設置四道密封唇[2-4]，如圖1所示。

圖1 盾構機主驅動唇形密封

第一道密封唇外加工迷宮腔P0，腔體內持續注入高纖維油脂抵抗外部泥渣侵入；第一道與第二道密封唇形成的油脂腔P1，其會持續注入油脂，一方面進一步提高主驅動密封能力，另一方面對密封唇進行潤滑減磨；第二道與第三道密封唇形成的環腔為油氣密封腔P2，即當外部水壓超過一定數值時，此腔會注入齒輪油并用空氣加壓以給密封唇提供支撐力；第三道密封唇與第四道密封唇一般反裝，形成泄漏檢測腔P3；第四道密封唇主要是密封齒輪箱P4，以免其內部齒輪油泄漏[5-6]。

單道唇形橡膠密封實際承壓能力一般在0.3 MPa左右[7]，在水土壓力小于0.3 MPa時，依靠油脂腔油脂壓力便可抵抗外部水土壓力，保證主驅動密封可靠；當水土壓力大于0.3 MPa且小于0.6 MPa時，通過對油氣密封腔加壓亦可抵抗外部水土壓力；當盾構機大埋深高水壓作業，水土壓力超過0.6 MPa時，需分別對油氣密封腔、泄漏檢測腔及變速箱加壓，以抵抗外部高水壓，但現有主驅動唇形密封很難抵抗外部水壓，外部泥渣會穿透密封侵入主驅動造成盾構機停機、工程延期等不良后果[8-9]。此外，現有主驅動密封加壓時，多采用人工操作，對使用人員操作經驗要求較高，結果誤差較大，嚴重時會造成泥水壓力不穩，開挖面塌陷、冒頂等工程災害，而且不能實現自動泄壓，當密封腔不需要加壓時，需人工開啟泄壓球閥，存在一定安全隱患。可見設計一種滿足高水壓、自動加壓泄壓的主驅動密封壓力控制系統已刻不容緩。

針對這一問題，本研究設計了一種基于壓差控制的泥水平衡式盾構機主驅動密封氣動保壓系統，該系統可將現有唇形密封承壓能力提高至0.8 MPa，并可自動實現加壓、泄壓，無需人為參與，降低工人勞動強度。利用數值仿真分析軟件AMESim對該系統進行了仿真分析[10]，并對系統進行了實驗測試，結果表明：該系統設計合理，控制精度高，安全可靠，可滿足泥水盾構機在0.8 MPa高水壓工況下主驅動的密封要求。

1 系統設計

1.1 唇形密封理論

旋轉軸唇形密封圈是通過撓性密封唇與軸的過盈接觸來防止軸承潤滑油的泄漏，防止塵土和泥水等外來物的侵入。

目前盾構機廠商對主驅動的密封均采用骨架式唇形密封圈[11]，常見的唇形密封圈有單唇形密封圈、帶壓緊環唇形密封圈及多唇形密封圈[12]，如圖2所示。

圖2 幾種常見的唇形密封圈

泥水平衡盾構機，尤其是大直徑泥水平衡盾構機(開挖直徑≥10 m)主驅動密封多采用4道組合式單唇形密封圈。唇形密封圈的工作面為唇口，在壓力的作用下，唇口與密封面緊密貼合。

如圖3所示，當唇形密封圈工作時，密封唇主要受到三方面的力:一方面是來自唇口側介質壓力pi，其直接作用在唇口上，使密封唇與密封環件產生一定的接觸壓力; 第二方面來自于密封環件安裝時給予密封的預緊力，其直接關系到密封唇本身的抗壓能力；第三方面來自于唇口背側密封介質的壓力pi+1。經理想簡化后，密封唇口承受的壓力pw可近似于：

圖3 唇形密封圈工作原理

pw=pi-pi+1

(1)

根據HG/T 2811—1996《旋轉軸唇形密封圈橡膠材料》[13]可知，密封圈一般采用以丁腈橡膠、丙烯酸酯橡膠、硅橡膠和氟橡膠為基的橡膠材料，唇形密封圈的部分物理性能參數如表1所示。

表1 唇形密封材料參數

現有盾構機主驅動密封多采丁腈橡膠為基XAII 8433類別的唇形密封，硬度約(85±3)度，承壓能力小于0.5 MPa。根據現場使用經驗，在唇口側無介質壓力時，唇口背側密封介質一般需要約0.05 MPa才能開啟唇口。

1.2 主驅動密封氣動自動保壓系統設計

如圖1所示，現有的盾構機主驅動密封為四道組合唇形密封。設計一套如圖4所示的主驅動密封氣動自動保壓系統，其采用全氣動控制，利用保壓氣作為動力源，避免洞內短時斷電造成的不良后果。采集泥水盾構機氣墊倉頂部保壓氣來等效模擬掌子面泥水壓力，通過對P2油氣密封腔、P3泄漏檢測腔以及P4齒輪箱分級加壓，通過密封唇本身的抗壓及P1密封腔EP2油脂壓力和P2，P3，P4氣體壓力的共同作用，以抵消P0迷宮腔壓力。

圖4 主驅動密封氣動自動保壓系統工作示意圖

如圖4所示，在P2，P3，P4腔加壓、卸壓過程中，為了保證密封不被損壞，需保證：

pw≤pc

(2)

其中,pc為密封唇本身抗壓能力。也就是需保證密封唇前后的壓差為一定值。根據現場經驗及考慮可靠性，一般取P1腔密封唇抗壓能力為0.3 MPa，P2為0.35 MPa，密封唇開啟壓力為0.05 MPa，以此得到各密封腔壓力變化表如表2所示。

表2 主驅動密封腔加壓表 MPa

如表2所示，當系統檢測到氣墊倉壓力(等效P0腔壓力)大于0.25 MPa時，開始給P2腔充壓，直到p0-p2=0.25 MPa為止(根據前述密封唇開啟壓力約為0.05 MPa，考慮此處壓損，此時P1腔密封唇只需承受0.30 MPa壓力)。當系統檢測到氣墊倉壓力大于0.6 MPa時，開始給P3腔充壓，但由于P3與P4的密封為反裝，為了防止P4腔齒輪油由于P3充壓泄漏，需提前給P4充壓，即當氣墊倉壓力大于0.55 MPa時，便給P4腔充壓，直到p2-p4=0.30 MPa為止，此時P4腔密封唇承受0.05 MPa壓力。P3充壓時，需保證p2-p3=0.35 MPa，即P2腔密封唇承受0.35 MPa壓力。

根據上述所示，設計的系統簡化原理圖如圖5所示。

圖5中，氣源為系統提供動力，P2，P4, P3壓差閥將保持P1，P4，P2腔密封唇壓差穩定。壓差閥工作原理為，當壓差閥前后壓差大于設定值時，閥芯開啟加壓，當壓差小于或等于設定值時，閥芯鎖閉。根據前述，設置P2壓差閥壓差為0.25 MPa，P3壓差閥壓差為0.35 MPa，P4壓差閥壓差為0.3 MPa。

1.P2壓差閥 2.P4壓差閥 3.P3壓差閥 4.過濾器

2 系統仿真分析

2.1 仿真模型

依據主驅動密封自動保壓系統工作原理，結合每個控制元件的動作原理，利用AMESim的HCD(Hydraulic Component Design)庫建立系統主要元件以及整個系統的AMESim仿真模型，如圖6所示。

圖6 系統仿真模型

在AMESim設置系統仿真模型的主要參數如下：油氣密封腔容積為20 L，泄漏腔容積20 L，齒輪箱容積100 L，氣源壓力0.8 MPa，氣墊倉壓力p1如圖7所示。

圖7 氣墊倉壓力設置

2.2 仿真分析

設置系統仿真時間1000 s，仿真步長0.1 s，得到P2油氣密封腔壓力p2響應如圖8所示，P3泄漏檢測腔壓力p3響應如圖9所示，P4齒輪箱壓力p4響應如圖10所示。

由圖8～圖10可知，P2，P3，P4腔很好地跟蹤響應了氣墊倉壓力的變化。由圖8看出，當氣墊倉壓力為0.2 MPa時，P2腔沒有響應，當氣墊倉壓力到0.25 MPa時，P2腔開始響應。氣墊倉與P2腔壓差p5曲線如圖11所示。

圖8 油氣密封腔壓力響應

圖9 泄漏檢測腔壓力響應

圖10 齒輪箱壓力響應

圖11 氣墊倉與P2腔壓差曲線

由圖11可知，當氣墊倉壓力高于0.25 MPa時，壓差基本維持在0.26 MPa；當氣墊倉壓力為0.2 MPa時，P2腔無充壓，壓差維持在0.2 MPa不變。

各腔壓差仿真值與設定值對比表如表3、表4所示。

表3 壓力仿真值與設定值對比

表4 壓差仿真值與設定值對比

由表3看出，當氣墊倉壓力為0.7 MPa時，P2腔仿真壓力為0.43 MPa，較設定值誤差為-4%，P3腔仿真壓力為0.11 MPa，較設定值誤差為10%，P4腔仿真壓力為0.15 MPa，與設定值一致。

表4中，Δp1為P2與氣墊倉壓差，Δp2為P2與P3壓差，Δp3為P2與P4壓差。由表4看出，氣墊倉與P2腔壓差Δp1為0.27 MPa，較設定值誤差為8%，即P2腔欠壓；P2與P3壓差Δp2(P2腔密封唇壓差)為0.32 MPa，較設定值誤差為-9%，即P3腔超壓；P2與P4腔壓差Δp3(P4密封唇壓差)為0.28 MPa，較設定值誤差為-7%，即P4腔超壓。

綜上，仿真壓差誤差都在10%以內，且各腔跟隨效果明顯，響應迅速，進一步說明所設計系統可實現密封唇的壓差控制，提高主驅動密封的承壓能力。

3 實驗測試

通過以上分析可知，基于壓差控制的泥水平衡式盾構機主驅動密封氣動保壓系統可實現將主驅動密封承壓能力提高，為進一步驗證系統的可靠性，搭建實驗臺對系統進行動態測試。測試現場圖片如圖12～圖16所示。

圖12 測試現場整體圖

圖13 測試氣源

圖14 各密封腔模擬氣罐

圖15 密封保壓系統集成柜

圖16 數據采集

圖17 密封腔壓力跟隨曲線

3.1 跟隨曲線

對氣墊倉壓力進行無規律變化，得到各密封腔壓力跟隨響應曲線如圖17所示。

由圖17可知，當氣墊倉壓力變化時，各密封腔壓力可實時跟隨其變化，跟隨頻率一致。

3.2 各壓力點動態響應曲線

1)氣墊倉壓力為0.24 MPa

各密封腔壓力變化曲線如圖18所示，當氣墊倉壓力為0.24 MPa(小于0.25 MPa)時，主驅動密封氣動自動保壓系統不工作。

圖18 氣墊倉壓力為0.24 MPa

2)氣墊倉壓力為0.29 MPa

各密封腔壓力變化曲線如圖19所示，當氣墊倉壓力為0.29 MPa時，油氣密封腔壓力恒定為0.05 MPa，壓差0.24 MPa(設計壓差0.25 MPa)，有0.01 MPa誤差。

圖19 氣墊倉壓力為0.29 MPa

3)氣墊倉壓力為0.34 MPa

各密封腔壓力變化曲線如圖20所示，當氣墊倉壓力為0.34 MPa時，油氣密封腔壓力恒定為0.1 MPa，壓差0.24 MPa(設計壓差0.25 MPa)，有0.01 MPa誤差。

圖20 氣墊倉壓力為0.34 MPa

4)氣墊倉壓力為0.39 MPa

各密封腔壓力變化曲線如圖21所示，當氣墊倉壓力為0.39 MPa時，油氣密封腔壓力恒定為0.14 MPa，壓差0.25 MPa，且當氣墊倉壓力顫振時，油氣密封腔壓差閥有很好的濾波性。

圖21 氣墊倉壓力為0.39 MPa

5)氣墊倉壓力為0.45 MPa

各密封腔壓力變化曲線如圖22所示，當氣墊倉壓力為0.45 MPa時，油氣密封腔壓力恒定為0.2 MPa，壓差0.25 MPa，且當氣墊倉壓力降低時，油氣密封腔壓力響應有11.5 s延遲，但壓差仍穩定在0.25 MPa。

圖22 氣墊倉壓力為0.45 MPa

6)氣墊倉壓力為0.49 MPa

各密封腔壓力變化曲線如圖23所示，當氣墊倉壓力為0.49 MPa時，油氣密封腔壓力恒定為0.24 MPa，壓差0.25 MPa，但有10.2 s調節時間。

圖23 氣墊倉壓力為0.49 MPa

7)氣墊倉壓力為0.55 MPa

各密封腔壓力變化曲線如圖24所示，當氣墊倉壓力為0.55 MPa時，油氣密封腔壓力恒定為0.3 MPa，壓差0.25 MPa，變速箱壓力0.03 MPa，與油氣密封腔壓差0.27 MPa(設計壓差0.3 MPa)，壓差閥標定有誤。且氣墊倉壓力變化時，油氣密封腔壓力有10.2 s延遲。

圖24 氣墊倉壓力為0.55 MPa

8)氣墊倉壓力為0.6 MPa

各密封腔壓力變化曲線如圖25所示，當氣墊倉壓力為0.6 MPa時，油氣密封腔壓力恒定為0.35 MPa，壓差0.25 MPa，變速箱壓力0.07 MPa，與油氣密封腔壓差0.28 MPa(設計壓差0.3 MPa)，標定有誤。

圖25 氣墊倉壓力為0.6 MPa

9)氣墊倉壓力為0.65 MPa

各密封腔壓力變化曲線如圖26所示，當氣墊倉壓力為0.65 MPa時，油氣密封腔壓力恒定為0.4 MPa，壓差0.25 MPa，變速箱壓力0.12 MPa，與油氣密封腔壓差0.28 MPa(設計壓差0.3 MPa)，標定有誤。泄漏檢測腔壓力0.05 MPa，與油氣密封腔壓差0.35 MPa。各個腔壓力能很好地跟隨氣墊倉壓力變化，無延時，無振蕩。

圖26 氣墊倉壓力為0.65 MPa

4 結論

通過仿真分析及實驗測試得出：所設計的基于壓差控制的泥水平衡式盾構機主驅動密封保壓系統，誤差小，控制精度高，安全可靠，可滿足泥水盾構機在0.8 MPa高水壓工況下主驅動的密封要求。