主梁式TBM关键结构参数对其动力学特性的影响规律_夏毅敏.pdf

振 动 与 冲 击 第 39 卷第 8 期JOURNAL OF VIBRATION AND SHOCKVol.39 No. 8 2020 基金项目 国家自然科学基金51475478;863 课题2012AA041801; 湖南省战略新兴产业重大科技攻关项目2012GK4068 收稿日期 2018 -10 -18 修改稿收到日期 2019 -02 -01 第一作者 夏毅敏 男,博士,教授,1967 年生 主梁式 TBM 关键结构参数对其动力学特性的影响规律 夏毅敏1,2, 马劼嵩1,2, 李正光1,2, 梅勇兵2,3, 暨智勇2,3 1. 中南大学 高性能复杂制造国家重点实验室,长沙 410083;2. 中南大学 机电工程学院,长沙 410083; 3. 中国铁建重工集团有限公司,长沙 410100 摘 要全断面岩石隧道掘进机TBM在掘进过程中,承受不断变化的大推力、大扭矩、倾覆力矩等随机载荷,引 起主机较大的振动。 为了减少主机系统各部件的疲劳失效,提高掘进效率,基于动力学仿真软件建立了主梁式 TBM 主机 系统动力学模型,研究主机系统的动力学特性及主梁结构参数对其动力学特性的影响规律。 研究结果表明主梁 1 长度 增加会导致主梁 1 振动变大,主梁 2 和鞍架的振动减小。 主梁 1 板厚增加会导致主梁 1 振动减小,主梁 2 的振动缓慢增 大,鞍架的振动先增加后减小,在上、下腹板厚度 50 mm,侧板厚度40 mm,前、后法兰厚度105 mm 时,振动达到最大值;刀 盘掘进方向的加速度有效值为 1. 1g,主梁加速度有效值为 0. 21g,随着向后传递振动逐渐减弱,振动频率主要集中在 0 ～ 50 Hz;依据仿真结果确定了主梁的相关参数,该 TBM 在某引水工程中经过 2 年的应用,工程已顺利贯通;现场测试结果 表明,三向振动测试数据与仿真结果的误差基本低于 20。 关键词 主机系统;动力学模型;主梁;结构参数;影响规律 中图分类号 TH69 文献标志码 ADOI10. 13465/ j. cnki. jvs. 2020. 08. 028 The influence of key structural parameters of main beam TBM on its dynamic characteristics XIA Yimin1,2, MA Jiesong1,2, LI Zhengguang1,2, MEI Yongbing2,3, JI Zhiyong2,3 1. State Key Laboratory of High Perance Complex Manufacturing, Central South University, Changsha 410083, China; 2. School of Mechanical and Electrical Engineering, Central South University, Changsha 410083, China; 3. China Railway Construction Heavy Industry Co., Ltd. , Changsha 410100, China Abstract Full-face rock tunnel boring machine TBM bears changing large thrust, torque and overturning moment in the process of excavation, which causes mainframe vibration response. In order to reduce fatigue failure of mainframe and improve tunneling efficiency, a dynamic model of the main beam TBM mainframe was based on the dynamics simulation software, the dynamic response of mainframe and the influence law of main beam structural parameters on the dynamic characteristics of TBM were investigated. The results show that an increase in the length of the first main beam will cause its vibration to increase, and the vibration of the second main beam and saddle will decrease. An increase in the thickness of the first main beam will cause its vibration to decrease, the vibration of the second main beam increases slowly, and the vibration of the saddle first increases and then decreases. When the thickness of the upper and lower webs is 50 mm, the thickness of the side plates is 40 mm, and the thickness of the front and rear flanges is 105 mm, the vibration reaches maximum. The acceleration RMS of the cutterhead in the tunneling direction is 1. 1g, and the acceleration RMS of the main beam is 0. 21g, and as the vibration transferred backward gradually weakened, the frequency of varies is mainly between 050 Hz; According to the simulation results, the relevant parameters of the main beam were determined. The TBM has been applied for 2 years in a water diversion project, and the project has been successfully completed. Field test results show, the error between the three-way vibration test data and the simulation results is basically less than 20. Key words mainframe; dynamic model; main beam; structural parameters; influence law 全断面岩石隧道掘进机是一种集机械、电子、信息、液压等多学科技术于一体的大型隧道开挖设备[1]。 该技术已经在硬岩开挖领域被广泛应用,特别在线路 长、埋深大的隧道中已经成为了主流的选择,目前已经 成为海内外最先进的隧道施工技术之一[2 -4]。 隧道掘 进机Tunnel Boring Machine, TBM设备主要是依靠刀 盘以及安装在刀盘上的刀具对岩石挤压破碎实现隧道 ChaoXing 的开挖,在长距离掘进过程中承受着巨大的波动载 荷[5],各部件表现出较大的振动等动力学响应特性,容 易导致结构件的疲劳损伤[6 -7],是制约 TBM 的掘进效 率的关键因素之一。 主梁是其重要组成部分,承受着 刀盘和主驱动传来的剧烈振动,并传递到撑靴上,主梁 的动力学特性直接影响 TBM 掘进效率和质量。 目前 TBM 各部件动力学的研究主要在仿真模拟 和动力学理论模型两个方面[8 -9]。 Zou 等[10]建立了 TBM 刚 - 柔性耦合的动态模型,结果发现刀盘和主梁 的振动大于撑靴的振动,整体振动在隧道轴线方向和 垂直方向强耦合,且振动主要集中在低频区域;Zhang 等[11]考虑冗余驱动回转系统、推进系统以及地质条件 等诸多要素,建立相互耦合的盾构机掘进动力学模型, 研究复杂地质条件下回转系统、支撑推进系统的动态 特性。 而在以抑振减损、高效推进为目标的研究方面, 大部分学者是通过建立动力学理论模型来分析相应参 数对其动力学特性的影响规律。 Sun 等[12]利用广义分 层建模方法建立 TBM 刀盘驱动系统的完全动态模型, 探究了耦合参数对刀盘驱动系统动态响应的影响规 律。 霍军周等[13]建立了基于出碴性能的刀盘支撑筋结 构理论计算模型,根据具体复杂围岩边界条件和掘进 控制参数来确定刀盘支撑筋的主要结构参数,分析了 刀盘的静、动态特性。 Hassanpour 等[14]研究了变地质 条件下 TBM 的动力学特性,得到了刀盘转速、推进力 和推进速度之间的关系。 目前针对 TBM 关键参数对其动力学特性的影响 规律,国内外学者的研究主要集中在刀盘刀具和液压 缸上,并且主要通过理论计算获得其动态外载。 本文 以 TBM 的抑振减损、高效推进为目标,通过实验测试 获得刀具的动态载荷特性,在其他部件已确定的前提 下,利用动力学仿真软件建立其主机系统动力学模型, 研究主梁结构参数对其动力学特性的影响规律。 并根 据该规律设计的主梁式 TBM 实际掘进过程中进行现 场测试工作,与仿真结果进行对比,确定动力学模型的 建立与求解的正确性。 1 主梁式 TBM 主机动力学模型建立 1. 1 主梁式 TBM 主机系统简介 工程中使用的主梁式 TBM 的主机系统主要包括 刀盘系统包含刀具、刀盘等、主驱动系统主要包含 主轴承、大齿圈、小齿圈、机头架、驱动电机、减速箱 等、护盾顶护盾、侧护盾、底护盾、主梁、支撑推进系 统主要包含撑靴、鞍架、推进液压缸、撑靴液压缸、扭 矩液压缸等,如图 1 所示。 其中主梁是 TBM 主机的关键组成部分,承受着刀 盘传递来的力和振动,并将其传递到撑靴上,主梁的质 量直接影响隧道挖掘的进度和质量。 一般为了制造和 运输方便,主梁分为前段、中段和尾段,称为主梁 1、主 梁 2 和主梁 3。 图 1 TBM 主机系统简化模型 Fig. 1 Simplified model of the TBM mainframe 1. 2 主机的等效动力学模型 导入仿真软件中的 TBM 主机系统各部件都是无 约束的,给模型添加运动副约束其运动以模拟 TBM 真 实的运动情况。 经过分析仿真需要设置的运动约束如 下主梁和鞍架之间的移动副;4 个推进油杆和油缸之 间的圆柱副;推进油杆和推进座以及油缸和撑靴耳座 之间的转动副;鞍架和大地的固定副;齿轮轴承支撑刚 度与阻尼等效为小齿轮两端的十字弹簧;各部件之间 通过轴套力连接;推进油缸等效为拉压弹簧阻尼器;撑 靴与洞壁建立等效接触碰撞模型;以此将主机系统简 化为弹簧阻尼连接系统。 在 TBM 掘进过程中各个液 压缸都有一定的压力,根据经验需为等效的液压缸刚 度阻尼模型添加预紧力 4 000 kN,TBM 主机系统动力 学模型如图 2 所示。 等效动力学模型如图 3 所示。 图 2 TBM 主机系统动力学模型 Fig. 2 The dynamic model of TBM host system 图 3 等效动力学模型 Fig. 3 Equivalent dynamic model 1. 3 动力学模型各部件参数计算 TBM 主机系统的等效弹簧刚度和阻尼是主驱动、 491振 动 与 冲 击 2020 年第 39 卷 ChaoXing 主梁等主机各部件自身刚度阻尼通过轴套力的串联。 其中主轴承、推进油缸以及撑靴与洞壁接触的刚度和 阻尼通过经验公式计算得到;而刀盘、主驱动、主梁为 大型复杂结构非标准件,难以采用理论计算或者实验 测量的方法得到其等效刚度与阻尼等参数,采用有限 元分析得到。 1. 3. 1 主轴承参数计算 主轴承刚度的计算公式[15 -16]为 kH 2. 894 105ZL0. 8 we Fz Z 0. 1 1 kL dQ dhc - 2. 18 103 E0. 03 0 Q1. 13 α0. 54η0u0. 7R0. 43Lwe0. 13 2 式中Lwe为滚子的有效长度,mm;Q 为接触载荷,N;Z 为 滚子数量;Fz为轴向载荷;α 为润滑剂黏压系数,Pa -1;η 0 为润滑剂动力黏度,Pas;u 为平均速度,mm/ s;R 为 接触处当量曲率半径,mm;E0为当量弹性模量。 接触副的刚度 k 为 Hertz 接触刚度 kH和油膜接触 刚度 kL的串联,即 k 1 1 kH 1 kL kHkL kH kL 3 主轴承阻尼的计算公式[17]为 c1 27.4R1. 5L0. 805 we Z0. 805Q0. 195 α0. 81η0. 05 0 n1. 05 i r0. 645R1 r1. 051 - γ1. 6951 γ1. 05E-0. 045 0 4 c2 27.4R1. 5L0. 805 we Z0. 805Q0. 195 α0. 81η0. 05 0 n1. 05 i r0. 645R1 r1. 051 γ1. 6951 - γ1. 05E-0. 045 0 5 c 1 1 c1 1 c2 6 式中ni为滚道转速;r 为滚子半径;R1为内滚道半径; c1,c2分别为滚子与内、外滚道之间的阻尼;γ r R1 r。 1. 3. 2 推进油缸参数计算 推进油缸刚度的计算公式[18 -19] kzx βeA1 a L1 x bA2 A1L2 L - x [] 7 式中βe为液压油的弹性模量; L 为液压缸有效行程; L1为进油腔当量初位移; L2为回油腔当量终位移;A1, A2分别为无杆腔横截面积以及有杆腔横截面积;x 为 活塞的轴向位移;a,b 为工况选择参数,进油路节流回 油无背压工况时,a 1,b 0;进油路节流回油有背压 工况时,a 1,b 1;回油路节流工况时,a 0,b 1。 将推进油缸的参数代入式7得 kz 2. 74 108 1 0. 15 x 0. 48 2 - x [] 8 液压缸黏性阻尼系数 c 与油液压力 p、活塞杆速度 V、温度 T 都有关,但由于 p,V 对其的影响较小,而实际 系统的动态过程又大多可视为等温过程,故通常把 c 视 为常数,根据经验推进液压缸黏性阻尼系数 cz取 为1. 5 105Ns/ m。 1. 3. 3 撑靴与洞壁的接触刚度 撑靴与洞壁建立了等效接触碰撞模型,接触刚度 可根据式9来求解。 Kn 2EDal D/2 π1 - D al 1-D /2 - ac 1-D /2 9 式中E 为接触材料的综合弹性模量;D 为隧道粗糙表 面的分形维数;al为最大接触点的面积;ac为临界 面积。 根据工程地质勘察情况,设定岩石的弹性模量 E1 为51. 1 GPa;材料特性参数 ϕ 为2. 77 10 -3;撑靴支撑 压力取为19 500 kN;最后求得接触刚度为52. 5 GN/ m。 根据接触碰撞模型,设定撑靴与洞壁之间的静摩擦因 数为 0. 4,动摩擦因数为 0. 35。 1. 3. 4 其它部件参数计算 刀盘、主驱动、主梁为大型复杂结构非标准件,难 以采用理论计算或者实验测量的方法得到其等效刚度 与阻尼等参数,故采用有限元分析的方法计算,如图 4 所示。 在各部件静力受载模拟仿真中,对各部件的连接 面实施全约束;对部件的前面板均匀的施加轴向推力 10 000 kN、横向和纵向载荷 750 kN。 在分析结果中提 取各部件相应方向上最大变形量。 图 4 有限元分析结果 Fig. 4 Finite element analysis result 刚度和阻尼计算公式 kε F δmax 10 c 2ζmeke11 式中F 为各个方向的力;δmax为各部件的最大变形;c 为结 591第 8 期 夏毅敏等 主梁式 TBM 关键结构参数对其动力学特性的影响规律 ChaoXing 构阻尼;ξ 为阻尼比,钢在弹性阶段一般为0.02 0.05,取 为0.02;me,ke分别为各部件的等效质量和等效刚度。 表 1 主机系统各部件关键参数 Tab. 1 The key parameters of host system components 参数主轴承主驱动主梁 2主梁 3 横向等效刚度/ Nm -1 1.51 1092.04 10111.27 1081.64 109 纵向等效刚度/ Nm -1 1.51 1091.21 10111.08 1088.52 109 轴向等效刚度/ Nm -1 2.73 1091.31 10123.56 10102.53 1010 横向阻尼/ Nsm -1 1.86 1072.42 1063.02 1042.16 105 纵向阻尼/ Nsm -1 1.86 1071.87 1062.79 1041.56 105 轴向阻尼/ Nsm -1 2.46 1076.14 1065.12 1058.49 105 1. 4 主机外载分析 TBM 在掘进过程中承受不断变化的随机载荷,因 此建立主机动力学模型需要动态外载激励。 刀盘工作 环境复杂,无法现场实测每一把刀的动态载荷特性,但 可采用实验测试获得。 本文的动态外载是利用线性切 割试验台模拟滚刀破岩过程所得,如图 5 所示。 在工 程施工前期的地质勘察中,地层以高抗压强度的花岗 岩为主,岩石强度高, 将其作为本次室内测试的岩石材 料。 该岩石密度为2 750 kg/ m3;弹性模量为51. 1 GPa; 单轴抗压强度为 120 MPa;抗拉强度为 7. 2 MPa。 测试 中滚刀的切入深度统一为 6 mm;回转速度为 5 r/ min; 并利用三向力传感器实时采集刀具的受力。 图 5 实验台 Fig. 5 Test bench 实验得到如图 6 中所示的三向载荷变化曲线。 从 分析数据可知中心滚刀的垂直力、滚动力、侧向力的平 均值分别为 239 kN,37. 6 kN 和 55. 2 kN。 中心刀回转 半径小,其侧向力载荷相对正面滚刀较大;正面滚刀的 垂直力、 滚动力、 侧向力的平均值分别为 261 kN, 32. 5 kN和 17. 8 kN,正刀侧向力载荷相对较小;边缘滚 刀的垂直力、滚动力、侧向力的平均值分别为 218 kN, 39. 1 kN 和69. 3 kN,由于安装倾角的影响,边刀侧向力 相对于正刀大得多。 将所得的载荷数据拟合成动态载 荷曲线,导入仿真软件中。 图 6 滚刀载荷变化曲线 Fig. 6 Variation of cutter load 2 TBM 主梁结构参数对其动力学特性的影响 规律 主梁式 TBM 在实际掘进中,不同的结构参数和掘 进参数都会影响主机系统的振动,其中主梁的结构参 数是重要的影响因素。 本文针对主梁 1 的结构参数对 TBM 动力学特性的影响规律进行研究,为主梁的结构 参数设计提供依据。 2. 1 主梁一长度 取不同长度的主梁 1,研究主梁 1 长度对主机系统 振动的影响,保持主梁 1 截面积和板厚不变,结合以往 的设计参数分别取长度为 6. 45 m,6. 95 m,7. 45 m, 7. 95 m,8. 45 m。 根据不同长度下主梁 1 的质量,利用 有限元方法求得不同长度下主梁 1 的等效刚度和阻 尼,随着主梁 1 长度的增加,其质量也增加,但各个方 向的等效刚度却越来越小。 691振 动 与 冲 击 2020 年第 39 卷 ChaoXing 经过仿真得到了不同主梁1 长度下 TBM 主机系统 各部件振动的有效值,如图7 所示。 由图7a可知,整 体上主梁 1 的加速度随其长度的增加而增加,这主要 是因为随着主梁 1 长度的增加,它的等效刚度逐渐下 降,虽然质量有所增加,但增长幅度远小于等效刚度的 下降幅度,因此主梁 1 振动幅度变大,还可以发现在主 梁 1 纵向的振动加速度随着主梁 1 长度变化幅度最 大,这主要因为主梁 1 纵向等效刚度变化最大。 由图 7b和图 7c可知,主梁 2、鞍架的振动加速度整体 上随主梁 1 长度的增加而减小,这主要是因为主梁 1 的振动不断增加,振动消耗的能量也不断增加,而在 输入载荷能量不变的情况下,传递到主梁 2、鞍架、撑 靴的能量也不断减小,得到各个部件的振动也不断 减小。 图 7 主机系统振动加速度随主梁 1 长度变化图 Fig. 7 Vibration acceleration of the mainframe varying with the length of the main beam 综合图 8 所示,主梁 1 长度增加会导致自身振动 变大,特别是对主梁 1 纵向的振动加速度影响最大,同 时会导致主梁 2 和鞍架的振动减小。 图 8 主机系统合加速度随主梁 1 长度变化图 Fig. 8 Vibration acceleration of the mainframe varying with the length of the main beam 2. 2 主梁一板厚 如图 9 所示为主梁 1 结构图,其主要由上腹板、下 腹板、侧板、前法兰、后法兰、推进座组成。 由于单一因 素对其结构刚度影响很小,难以发现其对主机动力学 特性的影响规律。 因此本次研究主要针对主梁整体厚 度,如表 2 所示为主梁 1 各组板的厚度参数,保持主梁 1 长度不变,每相邻两组方案之间板厚相差 20 mm。 随 着板厚的增加,质量逐渐增加,同时主梁 1 的等效刚度 也逐渐增加。 经过仿真分析不同主梁板厚下 TBM 主机系统各 部件振动加速度的有效值。 发现主梁 1 各方向的振动 都随其板厚的增加而减小,这主要是因为随着主梁 1 板厚的增加,其质量和各方向的等效刚度都大幅度增 加,因此主梁 1 各方向的振动都减小,而主梁 2、鞍架的 振动情况比较复杂,各个方向的振动变化规律都不同。 需比较这三个部件的合加速度,如图 10 所示,可以发 现主梁 2 合加速度有效值随着主梁 1 板厚的增加而增 加,而鞍架合加速度有效值呈现先增大后减小的趋势, 在上腹板厚度为 50 mm,即第二组方案时,鞍架的振动 达到最大。 因此在对主梁 1 结构进行设计时要避免第 二种方案。 主梁 2 和鞍架的振动变化都较小,出现这 种现象的主要原因是随着主梁 1 板厚的增加,其质量 增加,而振动加速度减小,导致主梁 1 振动消耗的能量 变化不大,也就导致传递到主梁 2、鞍架的能量变化 不大。 图 9 主梁 1 结构图 Fig. 9 The structure of the main beam 791第 8 期 夏毅敏等 主梁式 TBM 关键结构参数对其动力学特性的影响规律 ChaoXing 表 2 主梁 1 结构参数 Tab. 2 The structure parameters of main beammm 组 别 上腹板 厚度 下腹板 厚度 侧板 厚度 前法兰 厚度 后法兰 厚度 13030208585 2505040105105 3707060125125 4909080145145 5110110100165165 图 10 主机系统合加速度随主梁 1 板厚变化图 Fig. 10 Vibration acceleration of the mainframe varying with the thickness of the main beam 综上所述,主梁 1 板厚增加会导致其振动减小,主 梁 2 的合加速度随着主梁 1 板厚的增加而缓慢增大, 鞍架的振动随着主梁 1 板厚的增加而先增加后减小, 在上、下腹板厚度 50 mm,侧板厚度 40 mm,前、后法兰 厚度 105 mm 时,振动达到最大值,因此在设计主梁 1 板厚时,要避免该设计方案。 3 工程设计应用 3. 1 某工程 TBM 设计简介 该工程由输水总干线、输水干线和输水支线等组 成,供水范围大;工程的地层以高抗压强度的花岗岩为 主,岩石强度高,还夹杂着部分砂岩、凝灰岩等,TBM 设 备掘进过程各部件将剧烈振动。 针对该工程的特点,设计的主梁式 TBM 的刀盘直 径为 7. 93 m,装有 8 把中心刀、32 把正滚刀、11 把边滚 刀。 根据上述 TBM 主梁1 结构参数对其动力学特性影 响规律的研究,设计的 TBM 主梁 1 结构参数为长度 7. 45 m,上、下腹板厚度70 mm,侧板厚度60 mm,前、后 法兰厚度125 mm。 而主梁2 长8 m,4 个推进油缸行程 为 1. 9 m,整机总长 180 m,总质量为 1 500 t,装机功率 超过 5 000 kW,集隧道开挖、支护、出渣、通风、排水等 功能于一体。 3. 2 主机动力学仿真分析 对 TBM 主机系统动力学进行分析,得到各部件的 振动响应。 图 11 某工程 TBM Fig. 11 A project TBM 3. 2. 1 掘进方向振动响应分析 仿真结果如图 12 所示,从图 12 可知,刀盘掘进方 向的加速度数值主要在 -2 2g 不断变化,振动比较 剧烈;振动传递到主梁上加速度有所下降,主梁加速度 主要在 -1. 0 1. 0g 变化。 图 12 主机系统各部件仿真结果 Fig. 12 Simulation results of host system components 对刀盘、主梁的振动加速度变化曲线进行傅里叶 变换,得到对应的频谱图如图 13 所示。 刀盘振动加速 度较大数值出现频率主要集中在 15 30 Hz,45 55 Hz,72 75 Hz;主梁振动加速度频率分布约为 15 30 Hz,45 50 Hz 左右。 3. 2. 2 横、纵向振动响应分析 在横向不平衡力以及扭矩的耦合作用下,刀盘横 向加速度主要在 -1. 5 1. 5g 不断变化;主梁横向加 速度为 -1 1g;主梁的加速度变化趋势与刀盘相 似,数值比刀盘加速度有所下降。 主机系统纵向振动响应规律与横向规律相似。 891振 动 与 冲 击 2020 年第 39 卷 ChaoXing 图 13 加速度频谱分析 Fig. 13 Acceleration spectrum analysis 综合上述规律,从刀盘到主梁,各部件三个方向的 振动响应是依次衰减的。 随着与激励的距离的不断增 大,振动能量不断被各部件及其液压连接件所吸收和 消耗,所以距离刀盘越远的构件振动水平越小,反映了 主机系统的振动能量的传递规律。 汇总以上数据得到表 3。 表 3 主机系统各部件加速度 Tab. 3 Vibration acceleration of host system componentsg 参数刀盘主梁 轴向加速度 最大值4. 30. 96 有效值1. 100. 21 横向加速度 最大值3. 401. 18 有效值1. 070. 27 纵向加速度 最大值3. 201. 43 有效值1. 030. 37 3. 3 现场测试与对比 3. 3. 1 测试方案 测试点布置情况如图 14 所示。 主要布置在刀盘 以及主梁上。 刀盘面板及刀盘内部工况十分恶劣,选 择将传感器布置在刀盘人孔处;考虑到测试的方便,主 梁上测试点布置在 C,D 及 E 点附近,其详细的测试方 案如表 4 所示。 测试点布置横向、纵向以及掘进方向 3 个方向的 传感器,如图 15 所示。 采用便携式动态信号测试分析 仪器对每个测点采集 3 次振动数据。 图 14 振动测试点布置位置 Fig. 14 Vibration test point layout 表 4 振动测试方案 Tab. 4 Vibration test program 测试点测试位置测试方向传输方式 刀盘人孔位置 A 点轴向、横向、纵向无线传输 主梁上侧 C、D、E 点轴向、横向、纵向有线传输 图 15 测试设备现场布置情况 Fig. 15 Test equipment site layout 3. 3. 2 振动测试结果分析 对比振动实际测试数据以及仿真计算数值可知。 刀盘横向振动加速度计算值与实际测试值相差不大, 实际测试有效值为 1. 00g,加速度的有效值误差为 7. 0;刀盘纵向振动加速度计算值也偏小于实际测试 值,实际测试有效值为 0. 93g,误差为 10. 7;掘进方 向振动加速度计算值偏大于实际测试值,实际测试有 效值为 0. 96g,加速度的有效值误差为 14. 6。 刀盘掘进方向的振动加速度计算值偏大于实测 值,而纵向加速度计算值偏小,这是因为刀盘等主机系 统部件内部结构复杂,存在斜向的筋板结构,刀盘推进 阻力在向后传递过程中部分力转化为横向和纵向载 荷,造成掘进方向的振动有部分转化为横向和纵向的 振动。 主梁的加速度测试与计算值对比如表 5 所示。 主 梁横向、纵向加速度计算值均偏小于实测值,掘进方向 的加速度计算值基本接近实测加速度值。 主机系统各结构加速度有效值与实测值的误差低 于 20以内,误差在相对可以接受的合理范围内。 主 991第 8 期 夏毅敏等 主梁式 TBM 关键结构参数对其动力学特性的影响规律 ChaoXing 要误差一方面来源于对主机系统各部件复杂内部结构 的简化;另一方面各部件的等效刚度和等效阻尼的计 算误差也造成了一定的结果误差。 而且加速度最大值 的误差普遍大于有效值的误差,这主要是因为测试过 程中地层变化的不稳定,会出现个别点的振动加速度 出现突然增大。 表 5 主机系统各部件加速度测试与计算值对比 Tab. 5 The calculated results were compared with vibration test data of host system components 参数 刀盘 测试值/ g计算值/ g误差/ 主梁 测试值/ g计算值/ g误差/ 横向加速度 最大值3. 662. 8222. 91. 621. 1827. 1 有效值1. 020. 8120. 60. 340. 2720. 5 纵向加速度 最大值3. 693. 1913. 61. 821. 4321. 4 有效值0. 930. 8211. 80. 430. 3714. 0 轴向加速度 最大值4. 164. 35. 01. 100. 9612. 7 有效值0. 961. 114. 60. 250. 2112. 0 3. 4 TBM 工程施工情况 经过 2 年多的工程应用,该主梁式 TBM 在掘进过 程中连续 2 个月突破 920 m,最高日进尺 86. 5 m、月掘 进 1 209. 8 m,TBM 完好率月均为 94. 70,最高达 98. 06,并提前 14 个月实现顺利贯通,有效提高了掘 进效率。 4 结 论 1主梁 1 长度增加会导致主梁 1 振动变大,同时 会导致主梁 2 和鞍架的振动减小。 主梁 1 板厚增加会 导致主梁 1 振动减小,主梁 2 的振动缓慢增大,鞍架的 振动先增加后减小,在上、下腹板厚度为 50 mm,侧板 厚度为 40 mm,前、后法兰厚度为 105 mm 时,振动达到 最大值。 2刀盘、主梁等主机系统结构振动加速度随时间 变化较大,刀盘掘进方向的加速度数值主要在 -2 2g 变化,主梁加速度主要在 -1. 0 1. 0g 变化,随着 向后传递振动逐渐减弱,并且掘进方向振动比横向、纵 向振动更剧烈。 刀盘振动加速度较大数值出现频率主 要集中在 15 30 Hz,45 55 Hz,72 75 Hz;主梁振动 加速度频率分布约为 15 30 Hz,45 50 Hz 左右。 3刀盘、主梁等结构横向纵向加速度有效值均偏 小于实测值,掘进方向的加速度有效值基本上大于实 测加速度值,误差低于 20,在相对可以接受的合理范 围内,从而验证了动力学模型的建立的正确性。 根据本文研究设计的主梁式 TBM 在实际工程应 用中有效提高了掘进效率。 参 考 文 献 [ 1 ] 邹晓阳,米永振,郑辉. 基于现场测试的硬岩掘进机振动 特性[J]. 振动. 测试与诊断,2017,375 990 -995. 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