譚 鋒 楊 博 黃 樂 丁劍平 李正波

(1.廣州機械科學研究院有限公司 廣東廣州 510535；2.華南理工大學材料科學與工程學院 廣東廣州 510641)

盾構機是一種用于鐵路[1]、公路[2]、水利[3]、煤礦[4]及城市軌道交通[5]等地下隧道空間快速開挖的現代化綜合性技術裝備，具有施工方便、挖掘速度快以及安全系數高等優(yōu)點。盾構機由許多復雜的系統(tǒng)組成，其運用到機、電、液、傳感、信息等技術，涉及到機械、土木、地質、力學、控制、材料等多門學科。因此，盾構機技術的水平代表著一個國家重大技術裝備的發(fā)展水平。

大型盾構機主驅動密封系統(tǒng)是盾構機的關鍵系統(tǒng)之一。主驅動系統(tǒng)是刀盤轉動的直接動力，可以看做掘進機的“心臟”，而主驅動密封就是其保護膜，因此主驅動密封的性能直接決定機器性能的發(fā)揮[6]。相較于國外，我國在此方面的基礎理論研究與應用研究起步較晚，所研制的密封系統(tǒng)在施工過程中常因密封異常損壞或嚴重磨損導致間隙過大而密封失效，進而導致主軸承或齒輪磨損、停工檢修，給隧道工程施工帶來巨大的安全風險和不可估量的經濟損失[7]。而密封系統(tǒng)進口價格高昂，且國外最先進的密封技術對我國封鎖，因此為解決密封可靠性差、壽命短等問題，提高國產大型盾構機在國際市場的競爭力，迫切需要開展大型掘進機主驅動密封關鍵技術研究及應用。

本文作者針對影響盾構機主驅動密封性能的唇形密封圈主要結構參數，建立正交試驗方案，并利用有限元分析軟件ABAQUS對主驅動密封圈工作過程中的開啟壓力差及接觸寬度進行計算，最后根據主驅動密封工作要求優(yōu)化出最合適的密封結構。

1 盾構機主驅動密封裝配結構

盾構機主驅動密封裝配結構如圖1所示，圖中結構左側為盾構機外部挖掘面，結構右側為盾構機主驅動系統(tǒng)內部。

圖1 盾構機主驅動密封裝配結構

圖1中唇形密封圈根據用途可以分為3種：密封圈1起隔離泥水與主驅動內部密封腔的作用，密封圈2、3起降低主驅動密封系統(tǒng)內油壓的作用，密封圈4僅起隔離作用。在盾構機工作時，結構左側外部挖掘面處產生泥水壓力，為了防止泥水破壞密封圈進入主驅動系統(tǒng)，在油孔5中打入黏度較大的油脂，同時保持油壓大于泥水壓力，調節(jié)壓差使密封圈打開，油脂不斷溢出，因此采用密封圈1將泥水與主驅動內部密封腔隔離[8]。由于在油孔5中較大的油壓，需要通過密封圈2、3兩道密封圈降低主驅動密封系統(tǒng)內油壓，因此在油孔6中打入相對油孔5較小的油壓，油孔7無需打入油脂。由于油孔7中沒有打入油脂，這道腔體作為泄漏檢測腔，所以密封圈4僅起隔離作用，以保護主驅動系統(tǒng)內部[9]。

雖然密封圈分為3種，但要求3種唇形密封圈的結構是相同的，因此需要設計一種密封圈同時滿足全部要求。考慮到第3種密封圈要求不高，所以只需要滿足前2種用途即可。對于第1種用途，要求密封圈可以在較低的壓力差下打開；對于第2種用途，需要密封圈能夠承受較大的壓力差。承壓能力具體體現在承壓后唇部與軸的接觸寬度，接觸寬度越小，說明唇形密封圈承壓能力越強。

2 有限元模型

2.1 結構模型

唇形密封圈是軸對稱結構，在密封圈正常使用的情況下，整個密封圈受力均勻，各個位置變形相同，因此密封圈復雜的三維模型可以簡化為二維平面軸對稱模型，這種做法可以在不影響計算結果的前提下節(jié)省計算所使用的時間，同時大幅提高計算的效率[10-11]，因此，文中研究模型采用了二維平面軸對稱模型。

盾構機主驅動密封模型由5個部件組成，因此需建立5個二維軸對稱部件，分別為軸、上腔體、下腔體、右腔體以及唇形密封圈部件。將所有部件裝配到一起得到整體結構。整體結構的模型如圖2所示。

圖2 盾構機主驅動密封截面模型

2.2 材料模型

研究的密封圈材料為丁腈橡膠。橡膠材料是一種具有高度非線性的超彈性體，通常被認為具有不可壓縮性。在ABAQUS中有多種超彈性的本構模型可以表征橡膠，包括基于熱力學統(tǒng)計的Arrude-Boyce模型[12]以及基于唯象學方法的Mooney-Rivlin模型[13]、Yeoh模型[14]、Neo-Hooke模型[15]及Ogden模型等。

通過對丁腈橡膠材料的單軸拉伸、雙軸拉伸、平面拉伸以及體積壓縮性能的測試，并將測試結果處理并輸入到ABAQUS中進行本構模型參數的擬合，得到了不同的本構模型的材料參數。文中試驗仿真計算采取常用的Ogden模型，該模型應變能密度表達式由3個主伸長率λ1、λ2、λ3表示，其公式如下：

試驗采取的Ogden模型階數N為3[16]，最終擬合得到的材料參數為：μ1=-4.275 444 8，α1=2.124 178 1，μ2=3.580 348 92，α2=3.937 313 78，μ3=2.759 835 51，α3=-1.059 903 9，D1=3.72×10-4，D2=3.12×10-5，D3=-3.18×10-9。其余金屬材料采用的彈性模量為200 GPa，泊松比為0.3。

3 結構影響因素分析及正交試驗設計

文中主要研究唇形密封圈的結構參數對于密封性能的影響。根據經驗，通過對唇形密封圈截面形狀的分析，初步選擇唇曲度、唇高度、唇寬度和唇厚度作為主要研究的結構參數。優(yōu)化前的4種參數尺寸如圖3所示，其中唇曲度R=18 mm，唇高度為22.35 mm，唇寬度為51.1 mm，唇厚度為5.8 mm。因為所研究的主驅動密封模型中軸的外徑、右腔體內徑和唇形密封圈的外徑是固定的，所以唇寬度的增加會導致裝配時壓縮值增加，因此唇寬度也可以等效替代為壓縮量。

圖3 優(yōu)化前唇形密封圈的主要結構參數(mm)

對唇形密封圈上述4種參數進行正交試驗設計，考慮到誤差因素加入空白列，選取5因素4水平的正交表。表1為因素水平表，表2為正交試驗表。

表1 因素水平

表2 正交試驗方案

4 開啟壓力差的正交分析

通過計算唇形密封圈開啟壓力差的大小，探究最適用于第一種用途的密封圈結構參數。

4.1 計算方法

計算開啟壓力差的仿真分析步共分為4步，其中前2個分析步為裝配過程，第一步為上腔體向下位移，模擬唇形密封圈的固定過程；第二步為軸向右位移，模擬唇形密封圈的壓縮過程。后2個分析步為加壓過程，第三步在唇兩側都加1.0 MPa的壓力，第四步再把唇下側壓力提升到1.1 MPa，而唇上側壓力不變。

為了使仿真結果更符合唇部實際開啟的情況，除了施加壓力外，還需要考慮唇與軸接觸位置的壓力穿透問題，因此需要在唇與軸的接觸上施加壓力穿透。壓力穿透應保持與實際加壓的壓力一致，因此在第三步中唇與軸接觸的兩端分別施加壓力穿透，接觸兩端分別定義為起點，臨界接觸壓力和流體壓力都設置為1.0 MPa，穿透時間設置為0.001。由于第四步時上側壓力不變，而下側壓力增加為1.1 MPa，因此下側壓力穿透在第四步時臨界接觸壓力和流體壓力設置為1.1 MPa，穿透時間設置為0.001。

上述分析步中，第一到第三分析步設置初始增量步為0.01，最大增量步為0.05；第四分析步設置初始增量步為0.001，最大增量步也為0.001。

通過以上載荷的施加，實現了模擬第一種用途時唇形密封圈的受力情況。當在第四分析步時，由于壓力及壓力穿透施加都是線性施加，即唇下側的壓力隨著分析步時長的增加而增加，直至唇打開為止。所以通過唇打開的分析步時長即可得到此時唇下側的壓力大小，進而得到此唇形密封圈結構在泥水壓力為1 MPa的開啟壓力差。例如，唇形密封圈在分析步時長為0.095時仍未開啟，而在分析步時長為0.096時開啟。這說明在唇下側壓力由1 MPa增加到1.1 MPa的0.096時開啟，此時唇下側壓力為1.009 6 MPa，開啟壓力差為0.009 6 MPa。

4.2 計算結果

通過對唇部開啟壓力差的計算，得到表3所示結果。

根據各因素不同水平下開啟壓力的平均值，可以直接得到變化曲線，如圖4所示。

圖4 各因素不同水平下唇部開啟壓力差的平均值

根據極差值R的大小，可以評價幾種因素的影響主次。由上述結果可知，影響唇部開啟壓力差的順序由大到小依次為唇厚度、唇高度、唇曲度、壓縮量。

上述方法只能粗略估計各因素的影響水平，為精確估計各因素的影響大小，需要對結果進行方差分析。

首先需要計算總離差平方和ST，計算方程為

(1)

ST=Q-P

(2)

文中試驗ST為0.000 618 55。

其次需要計算各因素的離差平方和Sj，其中誤差列的離差平方和Se為誤差列離差平方和的和。

(3)

總自由度和任一列自由度的計算公式為

dfT=n-1

(4)

dfj=r-1

(5)

dfe=re-1

(6)

式中：n為進行的試驗數總和，n=16；r為此因素的水平數；誤差列的自由度dfe為空白列自由度之和。

然后計算每一列的均方，計算方法為

(7)

以上計算結果如表4所示?？梢钥吹剿杏绊懸蛩氐腗j值均大于誤差列值Me，因此沒有影響因素歸于誤差列，無需重新計算Me。

接著計算F值，計算公式為

(8)

如果Fj大于F0.01(dfj，dfe)，則此因素對實驗結果影響非常顯著；如果Fj小于F0.01(dfj，dfe)而又大于F0.05(dfj，dfe)，則此因素對實驗結果影響顯著；如果Fj小于F0.05(dfj，dfe)，則此因素對實驗結果無顯著影響。

因此，從表4中可以得到，唇曲度、唇高度和壓縮量對實驗結果無顯著影響，唇厚度對實驗結果影響顯著。但唇高度的Fj值很接近F0.05(dfj，dfe)，且同時唇高度的極差值與唇厚度的極差值相差不大，因此認為唇高度與唇厚度對實驗結果影響顯著。誤差列的差距小也證明主要影響因素都已經考慮到，無其他顯著影響因素。

表4 方差分析計算結果

5 接觸寬度的正交分析

通過計算唇形密封圈受壓后接觸寬度的大小，探究最適用于第二種用途的密封圈結構參數。

5.1 計算方法

計算接觸寬度的仿真分析步共分為4步，其中前3個分析步為裝配過程，第一步為下腔體向上位移，第二步為上腔體向下位移，這兩步模擬唇形密封圈的固定過程；第三步為軸向右位移，模擬唇形密封圈的壓縮過程；最后一個分析步為加壓過程，在唇上側加0.5 MPa的壓力。

為了使仿真結果更符合唇部實際的情況，和計算開啟壓力差一樣，也需要在唇與軸的接觸上施加壓力穿透。壓力穿透應保持與實際加壓的壓力一致，因此在第四步中唇與軸接觸的上側施加壓力穿透，接觸上側端點定義為起點，臨界接觸壓力和流體壓力都設置為0.5 MPa，穿透時間設置為0.001。

上述分析步中，第一到第三分析步設置初始增量步為0.01，最大增量步為0.05；第四分析步設置初始增量步為0.01，最大增量步也為0.01。

通過以上載荷的施加，實現了模擬第二種用途時唇形密封圈的受力情況。計算完畢后，提取計算結果中軸與唇形密封圈的接觸寬度即可。

5.2 計算結果

通過對接觸寬度的計算，得到表5所示結果。

表5 唇部接觸寬度的正交試驗結果

根據各因素不同水平下接觸寬度的平均值，可以直接得到變化曲線，如圖5所示。

圖5 各因素不同水平下唇部接觸寬度的平均值

根據極差值R的大小對比，可以評價幾種因素的影響主次。由上述結果可知，影響接觸寬度的順序由大到小依次為唇曲度、唇高度、壓縮量、唇厚度。

上述方法只能粗略估計各因素的影響水平，為精確估計各因素的影響大小，需要對結果進行方差分析。計算方法同上，結果如表6所示。

表6 方差分析計算結果

從表6中可以得到，唇曲度和唇高度對實驗結果有顯著影響，壓縮量和唇厚度對實驗結果無顯著影響，但壓縮量對實驗結果影響也較大。同時，誤差列的差距小也證明主要影響因素都已經考慮到，無其他顯著影響因素。

6 主驅動密封結構優(yōu)化

根據盾構機主驅動密封工作過程的前2種用途，通常希望開啟壓力差小的同時接觸寬度也要小，因此各參數的選擇方法如下：

(1)因唇曲度對于開啟壓力差影響不顯著，而對接觸寬度影響顯著，因此唇曲度參數的選擇取決于接觸寬度。從圖5中可以看到，唇曲度與接觸寬度呈現出正相關趨勢，所以唇曲度最小時滿足接觸寬度最小，文中唇曲度選擇17 mm。

(2)因唇高度對開啟壓力差和接觸寬度的影響都很顯著，而從圖4與圖5中可以看到，唇高度與開啟壓力差呈負相關，唇高度與接觸寬度呈正相關，唇高度對接觸寬度的影響相比對開啟壓力差更顯著，因此應主要根據接觸寬度選擇參數。文中唇高度選擇22.35 mm。

(3)因壓縮量對開啟壓力差和接觸寬度影響均不顯著，但其對接觸寬度影響較大，而從圖5中可以看到，壓縮量與接觸寬度呈正相關，因此應主要根據接觸寬度選擇參數。文中壓縮量選擇7.1 mm。

(4)因唇厚度對于接觸寬度影響不顯著，而對開啟壓力差影響顯著，因此唇厚度參數的選擇取決于開啟壓力差。從圖4中可以看到，唇厚度與開啟壓力差呈現出正相關趨勢，所以唇厚度最小時滿足開啟壓力差最小。文中唇厚度選擇5 mm。

根據密封圈前2種用途的要求，最終選擇唇曲度為17 mm，唇高度為22.35 mm，壓縮量為7.1 mm(對應的唇寬度為49.1 mm)，唇厚度為5 mm的唇形密封圈結構。優(yōu)化后的唇形密封圈結構參數如圖6所示。

圖6 優(yōu)化后唇形密封圈的主要結構參數(mm)

對結構優(yōu)化前后的唇形密封圈進行開啟壓力差及接觸寬度的計算，得到結構優(yōu)化前的開啟壓力差為0.012 1 MPa，接觸寬度為6.97 mm，優(yōu)化后的開啟壓力差為0.008 1 MPa，接觸寬度為5.36 mm。根據計算可知，優(yōu)化后開啟壓力差降低33%，接觸寬度降低23%。

7 結論

通過對盾構機主驅動密封主要結構參數的正交試驗設計，以及基于有限元分析軟件對開啟壓力差和接觸寬度的正交計算與分析，選擇最適合盾構機主驅動密封的結構參數。分析結果表明：最適結構的唇曲度為17 mm，唇高度為22.35 mm，壓縮量為7.1 mm(對應的唇寬度為49.1 mm)，唇厚度為5 mm。優(yōu)化后的唇形密封圈與優(yōu)化前相比開啟壓力差降低33%，接觸寬度降低23%。