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        孤石地層盾構(gòu)螺旋輸送機(jī)斷軸原因探究

        2021-11-05 04:34:14
        鐵道建筑技術(shù) 2021年10期
        關(guān)鍵詞:設(shè)計(jì)

        代 為

        (中鐵二十五局集團(tuán)有限公司 廣東廣州 510600)

        1 引言

        螺旋輸送機(jī)是土壓平衡盾構(gòu)機(jī)的關(guān)鍵核心部件之一,在盾構(gòu)渣土排放過程中,受地質(zhì)條件、掘進(jìn)參數(shù)、渣土改良效果以及地層異物等影響,易導(dǎo)致螺旋軸、葉片和筒壁磨損,焊縫或結(jié)構(gòu)開裂乃至螺旋軸整體斷裂。

        近年來,為了有效提高盾構(gòu)螺旋輸送機(jī)的使用壽命和可靠性,設(shè)備制造商、施工承包商和科研機(jī)構(gòu)的專家學(xué)者開展了大量富有成效的理論研究和工程實(shí)踐。江玉生[1]等利用土壓平衡原理,建立土壓平衡盾構(gòu)螺旋輸送機(jī)力學(xué)模型,推導(dǎo)出螺旋輸送機(jī)底部壓力在靜力平衡條件下的力學(xué)表達(dá)式;鄭軍[2]等開展了基于Fluent的螺旋輸送機(jī)數(shù)值模擬與試驗(yàn)研究;胡國良[3]等進(jìn)行了土壓平衡盾構(gòu)螺旋輸送機(jī)排土控制分析;楊永[4]、徐寅[5]等分別對(duì)螺旋軸、葉片的加工工藝和制造技術(shù)進(jìn)行了優(yōu)化和改進(jìn);夏毅敏[6]等通過對(duì)螺旋輸送機(jī)筒壁進(jìn)行系統(tǒng)的應(yīng)力應(yīng)變分析,提出一種精準(zhǔn)便捷的螺旋輸送機(jī)卡死位置無損檢測方法;施振?。?]研究了盾構(gòu)機(jī)螺旋輸送機(jī)卡停后的脫困方式;李旭輝[8]、丁枲詔[9]等提出了在隧道內(nèi)拆裝及修復(fù)盾構(gòu)螺旋輸送機(jī)的實(shí)施方案;劉學(xué)[10]等對(duì)盾構(gòu)螺旋輸送機(jī)的螺旋軸疲勞斷裂問題進(jìn)行了系統(tǒng)研究,基于Fe-safe疲勞分析軟件提出一種預(yù)估螺旋軸疲勞壽命的方法;曹麗娟[11]等將螺旋輸送機(jī)的旋轉(zhuǎn)速度和盾構(gòu)機(jī)的推進(jìn)速度作為可控變量,采用優(yōu)化算法提高了盾構(gòu)機(jī)土艙壓力的自適應(yīng)控制能力;鄒今檢[12]依托現(xiàn)場監(jiān)測數(shù)據(jù)建立基于動(dòng)態(tài)神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)逆控制前饋?zhàn)饔孟碌穆菪斔蜋C(jī)轉(zhuǎn)速控制模型,降低了盾構(gòu)機(jī)土艙的壓力波動(dòng);張哲銘[13]等將最小二乘支持向量機(jī)(LS-SVM)機(jī)器學(xué)習(xí)技術(shù)應(yīng)用于掘進(jìn)參數(shù)預(yù)測中,優(yōu)化后的掘進(jìn)參數(shù)對(duì)防止螺旋輸送機(jī)卡滯有一定積極作用。

        此外,在地質(zhì)預(yù)處理方面,蔣浩梁[14]研究了盾構(gòu)區(qū)間上懸孤石群導(dǎo)洞法加固技術(shù);還可通過盾構(gòu)機(jī)冷凍刀盤技術(shù),將盾構(gòu)機(jī)開挖艙、刀盤掌子面及周邊地層凍結(jié)后,在常壓條件下安全地對(duì)螺旋輸送機(jī)進(jìn)行更換或修復(fù)。

        目前,隨著設(shè)計(jì)、制造和應(yīng)用水平的不斷提高,盾構(gòu)螺旋輸送機(jī)常見的失效形式為正常磨損,通過及時(shí)維修,不會(huì)對(duì)工程建設(shè)造成重大影響。但盾構(gòu)機(jī)在穿越孤石、大粒徑砂卵石地層等不良地質(zhì)時(shí),螺旋輸送機(jī)斷軸事故仍時(shí)有發(fā)生,給工程安全和進(jìn)度造成不利影響。本文結(jié)合孤石地層中盾構(gòu)螺旋輸送機(jī)斷軸事故案例,分析查明斷軸原因并進(jìn)行有限元模擬,給出了盾構(gòu)施工及設(shè)計(jì)方面的優(yōu)化建議,以期業(yè)界有效避免此類事故的發(fā)生。

        2 螺旋輸送機(jī)斷軸事故概述

        某φ8.8 m土壓平衡盾構(gòu)機(jī)在孤石地層中掘進(jìn)時(shí),螺旋輸送機(jī)多次出現(xiàn)卡停、出渣不暢乃至卡死情況,現(xiàn)場采用正反轉(zhuǎn)和伸縮螺旋軸進(jìn)行脫困。在第546環(huán)脫困后發(fā)現(xiàn)螺旋輸送機(jī)抖動(dòng)劇烈且無法出渣。打開螺旋輸送機(jī)筒壁檢修口發(fā)現(xiàn)螺旋軸及葉片斷裂,斷裂位置在土艙中隔板后、螺旋輸送機(jī)前部渣土入口處,距離螺旋軸前端約1 400 mm,見圖1。

        圖1 螺旋輸送機(jī)斷軸實(shí)況

        3 螺旋輸送機(jī)斷軸原因排查及分析

        3.1 斷軸原因排查

        按照機(jī)械事故診斷排查的歷史追溯原則,分別從設(shè)計(jì)、制造和應(yīng)用三個(gè)階段,對(duì)螺旋機(jī)斷軸原因進(jìn)行逐一排查。

        3.1.1 設(shè)計(jì)階段原因排查

        查閱盾構(gòu)機(jī)出廠隨機(jī)文件,該螺旋輸送機(jī)筒體內(nèi)徑1 020 mm,基本設(shè)計(jì)參數(shù)見表1。螺旋軸無縫鋼管型號(hào)為245×50/Q345B,螺旋葉片鋼板型號(hào)為60/Q345B,材料特性參數(shù)見表2。

        表1 螺旋輸送機(jī)基本設(shè)計(jì)參數(shù)

        表2 材料特性參數(shù)取值

        (1)螺旋軸設(shè)計(jì)抗拉強(qiáng)度校核

        忽略葉片對(duì)螺旋軸的加強(qiáng)等有利因素,計(jì)算螺旋軸鋼管在最大伸縮拉力Fmax作用下承受的拉應(yīng)力:

        可知,螺旋軸的設(shè)計(jì)抗拉安全余量非常大。

        (2)螺旋軸整體設(shè)計(jì)抗扭強(qiáng)度校核

        建立與螺旋輸送機(jī)實(shí)際結(jié)構(gòu)尺寸一致的幾何模型,采用有限元分析軟件MSC.Patran2014&Nastran2014,模擬螺旋輸送機(jī)同時(shí)承受土壓力及最大扭矩時(shí)的應(yīng)力狀態(tài),對(duì)螺旋輸送機(jī)進(jìn)行整體強(qiáng)度校核。模型載荷如下:

        螺旋軸驅(qū)動(dòng)端輸出最大扭矩為249 kN·m;

        葉片承受的土壓為0.004 3 MPa;

        模型重力加速度取值為9.8 N/kg。

        計(jì)算得出應(yīng)力最大值為390 MPa,位于螺旋軸端頭與葉片連接處,為建模未倒角所致,分析時(shí)可忽略。取安全系數(shù)為1.25時(shí),材料的許用應(yīng)力[σ]為220 MPa。顯示大于[σ]的應(yīng)力分布見圖2,圖中應(yīng)力單位為MPa。應(yīng)力云圖中顏色條的不同顏色標(biāo)識(shí)所受到應(yīng)力大小的程度,顏色由藍(lán)色逐漸過渡到紅色表示所受應(yīng)力由小變大。

        由圖2可知:忽略紅色部分由于建模原因?qū)е碌膽?yīng)力集中點(diǎn),在螺旋輸送機(jī)驅(qū)動(dòng)端輸出設(shè)計(jì)最大扭矩Tmax時(shí),螺旋軸整體應(yīng)力為29~59 MPa,斷軸所處部位的應(yīng)力為29~44 MPa;且在正常情況下,螺旋輸送機(jī)扭矩一般在50 kN·m以下,因此,該螺旋輸送機(jī)的抗扭設(shè)計(jì)安全余量也很大。

        圖2 大于螺旋軸許用應(yīng)力的應(yīng)力分布

        因抗拉、抗扭設(shè)計(jì)的安全余量均很大,分析時(shí)未進(jìn)行螺旋軸的拉伸扭轉(zhuǎn)耦合強(qiáng)度校核。

        3.1.2 制造階段原因排查

        螺旋軸由3節(jié)無縫鋼管對(duì)(焊)接而成,且設(shè)計(jì)要求葉片的接縫位置不得與螺旋軸鋼管對(duì)(焊)接位置重疊,對(duì)(焊)接位置如圖3所示。將螺旋軸對(duì)接位置與斷裂位置進(jìn)行對(duì)比,螺旋軸斷裂位置不在對(duì)(焊)接位置及其相應(yīng)的熱影響區(qū)范圍內(nèi)。

        圖3 螺旋軸對(duì)(焊)接位置(單位:mm)

        此外,實(shí)地考察了制造廠,查閱了該螺旋輸送機(jī)的制造工藝流程卡、螺旋軸超聲波檢測UT報(bào)告、自檢報(bào)告以及鋼管、鋼板和焊材的材質(zhì)報(bào)告等質(zhì)量證明檔案文件,沒有發(fā)現(xiàn)不合格項(xiàng),質(zhì)量符合出廠要求。隨后,對(duì)斷軸部位進(jìn)行材料取樣并委外分析,結(jié)果表明材料符合設(shè)計(jì)要求并與檔案文件吻合。

        3.1.3 應(yīng)用階段原因排查

        分析研究了盾構(gòu)機(jī)操作系統(tǒng)自動(dòng)保存的全部已掘進(jìn)里程的實(shí)時(shí)掘進(jìn)參數(shù),逐一排除了諸如在螺旋軸未縮回時(shí)關(guān)閉土艙防涌門、調(diào)高螺旋輸送機(jī)液壓系統(tǒng)壓力等違規(guī)操作造成斷軸的情況,但發(fā)現(xiàn)螺旋輸送機(jī)扭矩和轉(zhuǎn)速參數(shù)多次出現(xiàn)異常情況。

        本區(qū)間掘進(jìn)過程中,螺旋輸送機(jī)參數(shù)正常時(shí)扭矩在45 kN·m以下,轉(zhuǎn)速在6~10 rpm。在第147環(huán)螺旋輸送機(jī)第一次出現(xiàn)參數(shù)異常,扭矩變化較大,扭矩多次突然躍升,最大值達(dá)118 kN·m,見圖4a。經(jīng)查閱地質(zhì)剖面圖發(fā)現(xiàn)在第146環(huán)左右盾構(gòu)機(jī)進(jìn)入孤石區(qū);第147環(huán)盾構(gòu)掘進(jìn)時(shí)螺旋輸送機(jī)出現(xiàn)出渣不暢現(xiàn)象且需要多次采用正反轉(zhuǎn)的方式進(jìn)行改善;在第148環(huán)盾構(gòu)掘進(jìn)時(shí)有超過設(shè)計(jì)最大通過粒徑的孤石排出,見圖5a。此后,在第407~428環(huán),螺旋輸送機(jī)頻繁出現(xiàn)卡停,尤其在第423環(huán),扭矩最大值達(dá)到177 kN·m,見圖4b。

        圖4 螺旋輸送機(jī)扭矩-轉(zhuǎn)速曲線

        圖5 孤石渣樣

        斷軸前的10環(huán)即第537~546環(huán)掘進(jìn)中螺旋輸送機(jī)再次頻繁出現(xiàn)卡停,在第546環(huán)斷軸前出現(xiàn)旋轉(zhuǎn)和伸縮同時(shí)卡死的情況,扭矩最大值達(dá)到190 kN·m;脫困后螺旋輸送機(jī)參數(shù)從高扭矩、低轉(zhuǎn)速向低扭矩、高轉(zhuǎn)速突變,推斷參數(shù)突變時(shí)間點(diǎn)發(fā)生斷軸事故,見圖6。在第539環(huán)再次有超過螺旋輸送機(jī)設(shè)計(jì)最大通過粒徑的孤石排出,見圖5b,隨后在第546環(huán)螺旋輸送機(jī)旋轉(zhuǎn)和伸縮同時(shí)卡死,現(xiàn)場通過同時(shí)采用正反轉(zhuǎn)和伸縮螺旋軸的方法強(qiáng)行脫困后,螺旋輸送機(jī)抖動(dòng)劇烈且無出渣,檢查發(fā)現(xiàn)螺旋軸及葉片整體斷裂。

        圖6 螺旋輸送機(jī)斷軸時(shí)間段扭矩-轉(zhuǎn)速曲線

        3.2 斷軸原因分析

        通過原因排查,可基本排除設(shè)計(jì)、制造階段引起斷軸的因素。應(yīng)用階段系統(tǒng)記錄的螺旋輸送機(jī)扭矩最大值為190 kN·m,沒有達(dá)到設(shè)計(jì)最大扭矩。

        施工過程中,螺旋輸送機(jī)排出多個(gè)超過設(shè)計(jì)最大通過粒徑的孤石,這會(huì)造成螺旋軸、葉片焊縫及結(jié)構(gòu)的損傷,可能造成螺旋輸送機(jī)斷軸;但通過觀察斷口形式,發(fā)現(xiàn)斷裂位置不在焊縫處,斷口整齊且螺旋軸、螺旋葉片的斷裂位置在同一平面上,因此也可以基本排除疲勞損傷引起本次斷軸的可能。

        分析發(fā)現(xiàn),斷軸之前螺旋輸送機(jī)雖然多次出現(xiàn)卡停情況,但都可以通過正反轉(zhuǎn)和伸縮螺旋軸的方式順利脫困;在第546環(huán)螺旋輸送機(jī)出現(xiàn)旋轉(zhuǎn)和伸縮同時(shí)卡死的情況后,再用上述方式脫困就造成了斷軸事故。因此推測:螺旋輸送機(jī)在旋轉(zhuǎn)和伸縮同時(shí)卡死的情況下,同時(shí)采用正反轉(zhuǎn)和回縮螺旋軸進(jìn)行脫困,是造成本次斷軸的主要原因。

        4 有限元模擬及分析

        4.1 有限元模型概述

        在螺旋軸底部距離軸端1 400 mm處,即斷軸位置葉片邊緣施加固定約束,模擬螺旋軸旋轉(zhuǎn)和伸縮同時(shí)完全卡死的狀態(tài)。

        (1)在螺旋軸驅(qū)動(dòng)端施加斷軸時(shí)間段系統(tǒng)記錄的扭矩最大值,扭矩T=190 kN·m。

        (2)伸縮油缸處于回縮狀態(tài),因?yàn)樵跀嗔烟幨┘恿斯潭s束,因此螺旋軸此時(shí)承受的拉力為最大回縮拉力,F(xiàn)max=884.2 kN。

        建立與實(shí)際結(jié)構(gòu)尺寸一致的幾何模型,模型受力見圖7。

        圖7 有限元分析模型受力簡圖

        4.2 有限元分析

        計(jì)算得到最大應(yīng)力為2 860 MPa,最大應(yīng)力位于固定約束施加位置邊界,為應(yīng)力集中區(qū)域,應(yīng)力集中的最大值分析時(shí)暫不考慮。應(yīng)力分布見圖8a,圖中應(yīng)力單位為MPa。大于材料屈服強(qiáng)度σS即大于275 MPa的應(yīng)力分布見圖8b,紅色區(qū)域的應(yīng)力大于材料屈服強(qiáng)度σS。

        圖8 螺旋軸應(yīng)力分布

        4.3 分析結(jié)果

        葉片不能滿足模擬工況下的強(qiáng)度條件。葉片破壞的同時(shí),軸同時(shí)發(fā)生破壞。

        5 結(jié)論與建議

        5.1 結(jié)論

        盾構(gòu)機(jī)在孤石地層中掘進(jìn)時(shí),螺旋輸送機(jī)旋轉(zhuǎn)自由度經(jīng)常會(huì)被大粒徑石塊限制,此時(shí)可以通過正反轉(zhuǎn)和伸縮螺旋軸的方法進(jìn)行脫困;當(dāng)旋轉(zhuǎn)和伸縮兩個(gè)自由度均被完全約束時(shí),即出現(xiàn)旋轉(zhuǎn)和伸縮同時(shí)卡死的特殊工況,脫困時(shí)同時(shí)施加扭矩和軸向拉力,疊加載荷會(huì)造成螺旋軸及葉片發(fā)生瞬時(shí)屈服破壞。因此,遇到上述特殊工況,正反轉(zhuǎn)和伸縮螺旋軸兩種脫困手段不得同時(shí)采用。

        5.2 建議

        施工方面:盾構(gòu)機(jī)穿越孤石地層時(shí),應(yīng)提前探明孤石并進(jìn)行有效的預(yù)處理;加強(qiáng)掘進(jìn)參數(shù)管理,參數(shù)出現(xiàn)異常時(shí)應(yīng)及時(shí)分析原因并采取有效措施,遇到極端工況應(yīng)立即停機(jī)處理。

        設(shè)計(jì)方面:應(yīng)進(jìn)一步優(yōu)化刀盤開口部位的尺寸和形狀,限制進(jìn)入土艙的渣土粒徑在螺旋輸送機(jī)最大通過粒徑范圍內(nèi),降低螺旋輸送機(jī)卡停、卡死概率;優(yōu)化螺旋輸送機(jī)前端葉片尺寸和形狀,使進(jìn)入螺旋輸送機(jī)筒體內(nèi)的渣土可以順暢排出。

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