茹松楠，溫學(xué)軍，于慶增，何萬成，殷 康

（1.國網(wǎng)新源控股有限公司，北京 100200；2.中鐵工程裝備集團有限公司，河南 鄭州 450016）

盾構(gòu)、TBM 在掘進過程中，在主機推力作用下，刀盤受到掌子面的沖擊和摩擦作用，而滾刀刀圈隨著刀盤的轉(zhuǎn)動完成公轉(zhuǎn)運動，又要在掌子面上受摩擦力的作用做自轉(zhuǎn)運動，消耗量巨大[1～3]。滾刀刀圈和刀轂之間通過過盈配合的方式連接，滾刀刀圈和刀轂間過盈量的大小主要通過經(jīng)驗判斷，其大小直接影響滾刀的服役壽命。國內(nèi)TBM 領(lǐng)域的專家對滾刀的動態(tài)特性進行了研究，劉暢[4～5]等對TBM 刀盤不同位置滾刀動態(tài)響應(yīng)分析特性進行分析；楊揚[6～7]等采用ANSYS 工具對TBM 刀盤動力特性分析；劉洪斌[8～9]等對不同貫入度下TBM 盤形組合滾刀切削性能進行分析。在工程應(yīng)用中，刀圈和刀轂間過盈量大易導(dǎo)致刀圈內(nèi)應(yīng)力大，刀圈在非掘進狀態(tài)下就可能出現(xiàn)斷裂現(xiàn)象（圖1）；其過盈量不足，則刀圈和刀轂間產(chǎn)生徑向壓力小，相同摩擦系數(shù)情況下產(chǎn)生的軸向摩擦力小，掘進時刀圈容易發(fā)生移位現(xiàn)象（圖2）。根據(jù)不同直徑的滾刀的受力特點，合理設(shè)計滾刀刀圈和刀轂之間過盈量，并進行計算與校核非常重要，合理的過盈量可以為刀圈、刀轂加工制造提供依據(jù)。

1 TBM刀盤不同位置滾刀受力特點

在TBM 推進系統(tǒng)推力作用下，TBM 刀盤上滾刀受到沿掘進反方向的作用力，結(jié)合科羅拉多礦業(yè)學(xué)院提出的CSM 切割力綜合預(yù)測模型和NTNU 大學(xué)滾刀受力模型，不同位置滾刀受力計算模型如圖3 所示。

圖1 刀圈斷裂

圖2 刀圈移位

圖3 滾刀受力狀態(tài)示意圖

TBM 刀盤弧形區(qū)域滾刀主要受垂直力Fv，側(cè)向力Ft，切向力Fr共同作用，受力分解方式見式（1）

對常規(guī)9m 級盾構(gòu)/TBM 刀盤邊刀進行受力分析，19 寸滾刀正向力FfB 按315kN 計算，9m 級TBM 刀盤布置13 把19 寸邊滾刀，邊刀位置角度由0～67°分布，隨著刀號的增大，邊滾刀的安裝角度、邊滾刀所受的側(cè)向力和邊滾刀的扭矩都逐漸增大。分布規(guī)律如圖4 所示，最外軌跡的滾刀在掘進過程中受到的側(cè)向力和轉(zhuǎn)動扭矩最大，下面以最外軌跡滾刀為例，側(cè)向力F=289.8kN，轉(zhuǎn)動扭矩T=8 140.5Nm。

圖4 邊滾刀受力趨勢示意圖

2 非掘進狀態(tài)下刀圈過盈量計算仿真

刀圈刀轂過盈連接仿真計算的假設(shè)條件是：刀圈、刀轂的應(yīng)力處于平面應(yīng)力狀態(tài)，應(yīng)變均在彈性范圍內(nèi)，配合面上的壓力為均勻。

刀圈和刀轂在過盈量作用下，設(shè)刀圈內(nèi)表面、刀轂外圓產(chǎn)生徑向壓力為p，配合面上所能產(chǎn)生的軸向摩擦阻力Ff應(yīng)大于或等于側(cè)向力F，所能產(chǎn)生的摩擦阻力矩Tf應(yīng)大于或等于滾刀承受的轉(zhuǎn)動扭矩T，防止刀圈受到側(cè)向力情況下從刀轂處脫出。刀圈內(nèi)孔和刀轂外徑間過盈配合，其公稱半徑為r，配合面間的摩擦系數(shù)為u，接觸長度為l，則最外軌跡滾刀同時承受側(cè)向力F和轉(zhuǎn)矩T的聯(lián)合作用，所需的徑向壓力p為

在徑向壓力p作用下，為保證過盈配合的工作能力，需計算配合面產(chǎn)生壓力p所需的最小過盈量

式中 Δ——刀圈刀轂配合面的理論最小過盈量；

E1——刀轂材料的彈性模量；

E2——刀圈材料的彈性模量，MPa；

A1——刀轂的剛性參數(shù)，

A2——刀圈的剛性參數(shù)，

r1——刀轂的內(nèi)徑，mm；

r2—刀圈的外徑，mm；

μ1——刀轂材料泊松比，對于低合金鋼取0.3；

μ2——刀圈材料泊松比，對于中等合金鋼取0.31。

由于滾刀刀圈和刀轂之間過盈量較大，冷裝法容易對刀轂外徑造成損傷，影響刀轂的多次使用。刀圈和刀轂之間的裝配采用熱裝法，避免刀圈和刀轂配合表面的損傷，考慮多重因素摩擦系數(shù)u取0.15。

19 寸刀圈、刀轂的設(shè)計，刀圈內(nèi)孔半徑r=157mm，配合面有效的接觸長度為l=89mm，刀轂的內(nèi)徑r1=127mm，刀圈的外徑r2=241mm。代入式（2）、式（3）計算，結(jié)果如圖5 所示，對不同過盈量下刀圈、刀轂配合面的摩擦阻力及摩擦阻力矩進行計算，隨著過盈量的逐漸增大，配合面能產(chǎn)生的摩擦阻力及摩擦阻力矩逐漸增大。最外軌跡滾刀承受的側(cè)向力F=289.8kN，扭矩T=8 140.5Nm，應(yīng)保證在此載荷作用下刀圈不產(chǎn)生軸向滑動和周向滑移，經(jīng)計算，刀圈、刀轂配合面的最小過盈量應(yīng)大于0.12mm。

圖5 不同過盈量下摩擦力、力矩

為了能更進一步揭示不同過盈量下刀圈、刀轂配合面接觸區(qū)的接觸應(yīng)力分布規(guī)律，對刀圈、刀轂配合面的接觸變形和應(yīng)力進行研究，如圖6所示。

圖6 刀圈、刀轂徑向變形

如圖7、圖8 所示，過盈量逐漸增大，刀圈內(nèi)孔的變形量、刀轂外圓的變形量、刀圈內(nèi)孔的表面應(yīng)力、刀轂外圓的表面應(yīng)力逐漸增大，在過盈量為0.08～0.20mm 之間變化比較平穩(wěn)。過盈量大于0.2mm 時，刀圈內(nèi)孔的表面應(yīng)力、刀轂外圓的表面應(yīng)力變化速率加大。在不同過盈量下，刀圈的徑向膨脹量和刀轂的徑向縮小量之和與過盈量值非常接近。

圖7 不同過盈量下刀圈變形及應(yīng)力

圖8 不同過盈量下刀轂變形及應(yīng)力

刀轂材料42CrMo，材料的屈服極限為930MPa，考慮1.5 倍的安全系數(shù)，刀圈材料X50CrMoV-5-1，材料的屈服極限為1 200MPa，過盈量大于0.27mm 時，刀轂外圓的表面應(yīng)力大于材料的屈服強度極限，刀圈、刀轂配合面的最大過盈量應(yīng)小于0.27mm。

通過計算刀圈、刀轂配合面的接觸變形和應(yīng)力，同時考慮1.2 倍的安全系數(shù)，非掘進狀態(tài)下19 寸刀圈和刀轂之間的過盈量在0.13～0.26mm之間滿足使用要求。

3 滾刀掘進狀態(tài)下最優(yōu)過盈量仿真

本次有限元分析選用的軟件為Ansys，通過三維軟件cero 建立刀圈和刀轂的裝配模型，再倒入到Ansys中。有限元模型參數(shù)需要針對性設(shè)置，刀圈和刀轂的接觸面設(shè)置為“Friction”，接觸屬性設(shè)置為“bonded”，摩擦系數(shù)設(shè)置為0.15，過盈量“offset”設(shè)置為半徑值分別進行分析。刀圈和刀轂的結(jié)構(gòu)三維簡化模型如圖9 所示，工作狀態(tài)下，模擬刀圈受到掌子面的正向推力350kN，側(cè)向力290kN，轉(zhuǎn)動扭矩10 000Nm。

圖9 刀圈所受的三向力

模擬滾刀破巖受力工況，刀圈、刀轂在不同裝配過盈量條件，隨著過盈量的增加，疊加滾刀三向力后，刀圈、刀轂配合面處的應(yīng)力和刀圈的變形量同時增大（圖10）。裝配過盈量為0.18mm時，刀轂外圓表面應(yīng)力約700MPa，考慮42CrMo材料1.5 倍的安全系數(shù)，刀轂外圓的表面應(yīng)力存在被壓潰的風(fēng)險，所以限制刀圈、刀轂的最大裝配過盈量在0.175mm 以內(nèi)。

圖10 刀圈受力下變形及應(yīng)力

4 結(jié)語

本文以TBM 刀盤上不同位置處滾刀的受力特點為基礎(chǔ)，選取受力狀態(tài)最復(fù)雜的最外軌跡滾刀進行分析。首先確定非掘進狀態(tài)下滾刀的摩擦阻力、阻力矩，計算刀圈、刀轂過盈量的有效范圍；再模擬實際滾刀破巖過程中所受的三向力和力矩，通過Ansys 輔助工具計算，刀圈、刀轂接觸面的應(yīng)力分布是不均勻的，并且受過盈量大小的影響，對19 寸滾刀而言，過盈量（半徑）在0.13～0.175mm 之間具有最好的力學(xué)性能。通過上述對滾刀刀圈和刀轂之間過盈的設(shè)計計算，掌握不同過盈量下刀圈和刀轂間的接觸應(yīng)力分布規(guī)律，得到最優(yōu)過盈量范圍，提高滾刀裝配質(zhì)量和服役壽命。