基于压差控制的泥水平衡式盾构机主驱动密封气动自动保压系统研究及应用

王 凯，文中保

(中国铁建重工集团股份有限公司 特种装备研究设计院，湖南 长沙 410100)

引言

主驱动是盾构机的重要组成部分，其密封性能的好坏直接决定了盾构机水土承压能力的大小[1]。目前盾构机主驱动主要采用唇形橡胶密封，为了提高水土承压能力，一般会设置四道密封唇[2-4]，如图1所示。

图1 盾构机主驱动唇形密封

第一道密封唇外加工迷宫腔P0，腔体内持续注入高纤维油脂抵抗外部泥渣侵入；第一道与第二道密封唇形成的油脂腔P1，其会持续注入油脂，一方面进一步提高主驱动密封能力，另一方面对密封唇进行润滑减磨；第二道与第三道密封唇形成的环腔为油气密封腔P2，即当外部水压超过一定数值时，此腔会注入齿轮油并用空气加压以给密封唇提供支撑力；第三道密封唇与第四道密封唇一般反装，形成泄漏检测腔P3；第四道密封唇主要是密封齿轮箱P4，以免其内部齿轮油泄漏[5-6]。

单道唇形橡胶密封实际承压能力一般在0.3 MPa左右[7]，在水土压力小于0.3 MPa时，依靠油脂腔油脂压力便可抵抗外部水土压力，保证主驱动密封可靠；当水土压力大于0.3 MPa且小于0.6 MPa时，通过对油气密封腔加压亦可抵抗外部水土压力；当盾构机大埋深高水压作业，水土压力超过0.6 MPa时，需分别对油气密封腔、泄漏检测腔及变速箱加压，以抵抗外部高水压，但现有主驱动唇形密封很难抵抗外部水压，外部泥渣会穿透密封侵入主驱动造成盾构机停机、工程延期等不良后果[8-9]。此外，现有主驱动密封加压时，多采用人工操作，对使用人员操作经验要求较高，结果误差较大，严重时会造成泥水压力不稳，开挖面塌陷、冒顶等工程灾害，而且不能实现自动泄压，当密封腔不需要加压时，需人工开启泄压球阀，存在一定安全隐患。可见设计一种满足高水压、自动加压泄压的主驱动密封压力控制系统已刻不容缓。

针对这一问题，本研究设计了一种基于压差控制的泥水平衡式盾构机主驱动密封气动保压系统，该系统可将现有唇形密封承压能力提高至0.8 MPa，并可自动实现加压、泄压，无需人为参与，降低工人劳动强度。利用数值仿真分析软件AMESim对该系统进行了仿真分析[10]，并对系统进行了实验测试，结果表明：该系统设计合理，控制精度高，安全可靠，可满足泥水盾构机在0.8 MPa高水压工况下主驱动的密封要求。

1 系统设计

1.1 唇形密封理论

旋转轴唇形密封圈是通过挠性密封唇与轴的过盈接触来防止轴承润滑油的泄漏，防止尘土和泥水等外来物的侵入。

目前盾构机厂商对主驱动的密封均采用骨架式唇形密封圈[11]，常见的唇形密封圈有单唇形密封圈、带压紧环唇形密封圈及多唇形密封圈[12]，如图2所示。

图2 几种常见的唇形密封圈

泥水平衡盾构机，尤其是大直径泥水平衡盾构机(开挖直径≥10 m)主驱动密封多采用4道组合式单唇形密封圈。唇形密封圈的工作面为唇口，在压力的作用下，唇口与密封面紧密贴合。

如图3所示，当唇形密封圈工作时，密封唇主要受到三方面的力:一方面是来自唇口侧介质压力pi，其直接作用在唇口上，使密封唇与密封环件产生一定的接触压力; 第二方面来自于密封环件安装时给予密封的预紧力，其直接关系到密封唇本身的抗压能力；第三方面来自于唇口背侧密封介质的压力pi+1。经理想简化后，密封唇口承受的压力pw可近似于：

图3 唇形密封圈工作原理

pw=pi-pi+1

(1)

根据HG/T 2811—1996《旋转轴唇形密封圈橡胶材料》[13]可知，密封圈一般采用以丁腈橡胶、丙烯酸酯橡胶、硅橡胶和氟橡胶为基的橡胶材料，唇形密封圈的部分物理性能参数如表1所示。

表1 唇形密封材料参数

现有盾构机主驱动密封多采丁腈橡胶为基XAII 8433类别的唇形密封，硬度约(85±3)度，承压能力小于0.5 MPa。根据现场使用经验，在唇口侧无介质压力时，唇口背侧密封介质一般需要约0.05 MPa才能开启唇口。

1.2 主驱动密封气动自动保压系统设计

如图1所示，现有的盾构机主驱动密封为四道组合唇形密封。设计一套如图4所示的主驱动密封气动自动保压系统，其采用全气动控制，利用保压气作为动力源，避免洞内短时断电造成的不良后果。采集泥水盾构机气垫仓顶部保压气来等效模拟掌子面泥水压力，通过对P2油气密封腔、P3泄漏检测腔以及P4齿轮箱分级加压，通过密封唇本身的抗压及P1密封腔EP2油脂压力和P2，P3，P4气体压力的共同作用，以抵消P0迷宫腔压力。

图4 主驱动密封气动自动保压系统工作示意图

如图4所示，在P2，P3，P4腔加压、卸压过程中，为了保证密封不被损坏，需保证：

pw≤pc

(2)

其中,pc为密封唇本身抗压能力。也就是需保证密封唇前后的压差为一定值。根据现场经验及考虑可靠性，一般取P1腔密封唇抗压能力为0.3 MPa，P2为0.35 MPa，密封唇开启压力为0.05 MPa，以此得到各密封腔压力变化表如表2所示。

表2 主驱动密封腔加压表 MPa

如表2所示，当系统检测到气垫仓压力(等效P0腔压力)大于0.25 MPa时，开始给P2腔充压，直到p0-p2=0.25 MPa为止(根据前述密封唇开启压力约为0.05 MPa，考虑此处压损，此时P1腔密封唇只需承受0.30 MPa压力)。当系统检测到气垫仓压力大于0.6 MPa时，开始给P3腔充压，但由于P3与P4的密封为反装，为了防止P4腔齿轮油由于P3充压泄漏，需提前给P4充压，即当气垫仓压力大于0.55 MPa时，便给P4腔充压，直到p2-p4=0.30 MPa为止，此时P4腔密封唇承受0.05 MPa压力。P3充压时，需保证p2-p3=0.35 MPa，即P2腔密封唇承受0.35 MPa压力。

根据上述所示，设计的系统简化原理图如图5所示。

图5中，气源为系统提供动力，P2，P4, P3压差阀将保持P1，P4，P2腔密封唇压差稳定。压差阀工作原理为，当压差阀前后压差大于设定值时，阀芯开启加压，当压差小于或等于设定值时，阀芯锁闭。根据前述，设置P2压差阀压差为0.25 MPa，P3压差阀压差为0.35 MPa，P4压差阀压差为0.3 MPa。

1.P2压差阀 2.P4压差阀 3.P3压差阀 4.过滤器

2 系统仿真分析

2.1 仿真模型

依据主驱动密封自动保压系统工作原理，结合每个控制元件的动作原理，利用AMESim的HCD(Hydraulic Component Design)库建立系统主要元件以及整个系统的AMESim仿真模型，如图6所示。

图6 系统仿真模型

在AMESim设置系统仿真模型的主要参数如下：油气密封腔容积为20 L，泄漏腔容积20 L，齿轮箱容积100 L，气源压力0.8 MPa，气垫仓压力p1如图7所示。

图7 气垫仓压力设置

2.2 仿真分析

设置系统仿真时间1000 s，仿真步长0.1 s，得到P2油气密封腔压力p2响应如图8所示，P3泄漏检测腔压力p3响应如图9所示，P4齿轮箱压力p4响应如图10所示。

由图8～图10可知，P2，P3，P4腔很好地跟踪响应了气垫仓压力的变化。由图8看出，当气垫仓压力为0.2 MPa时，P2腔没有响应，当气垫仓压力到0.25 MPa时，P2腔开始响应。气垫仓与P2腔压差p5曲线如图11所示。

图8 油气密封腔压力响应

图9 泄漏检测腔压力响应

图10 齿轮箱压力响应

图11 气垫仓与P2腔压差曲线

由图11可知，当气垫仓压力高于0.25 MPa时，压差基本维持在0.26 MPa；当气垫仓压力为0.2 MPa时，P2腔无充压，压差维持在0.2 MPa不变。

各腔压差仿真值与设定值对比表如表3、表4所示。

表3 压力仿真值与设定值对比

表4 压差仿真值与设定值对比

由表3看出，当气垫仓压力为0.7 MPa时，P2腔仿真压力为0.43 MPa，较设定值误差为-4%，P3腔仿真压力为0.11 MPa，较设定值误差为10%，P4腔仿真压力为0.15 MPa，与设定值一致。

表4中，Δp1为P2与气垫仓压差，Δp2为P2与P3压差，Δp3为P2与P4压差。由表4看出，气垫仓与P2腔压差Δp1为0.27 MPa，较设定值误差为8%，即P2腔欠压；P2与P3压差Δp2(P2腔密封唇压差)为0.32 MPa，较设定值误差为-9%，即P3腔超压；P2与P4腔压差Δp3(P4密封唇压差)为0.28 MPa，较设定值误差为-7%，即P4腔超压。

综上，仿真压差误差都在10%以内，且各腔跟随效果明显，响应迅速，进一步说明所设计系统可实现密封唇的压差控制，提高主驱动密封的承压能力。

3 实验测试

通过以上分析可知，基于压差控制的泥水平衡式盾构机主驱动密封气动保压系统可实现将主驱动密封承压能力提高，为进一步验证系统的可靠性，搭建实验台对系统进行动态测试。测试现场图片如图12～图16所示。

图12 测试现场整体图

图13 测试气源

图14 各密封腔模拟气罐

图15 密封保压系统集成柜

图16 数据采集

图17 密封腔压力跟随曲线

3.1 跟随曲线

对气垫仓压力进行无规律变化，得到各密封腔压力跟随响应曲线如图17所示。

由图17可知，当气垫仓压力变化时，各密封腔压力可实时跟随其变化，跟随频率一致。

3.2 各压力点动态响应曲线

1)气垫仓压力为0.24 MPa

各密封腔压力变化曲线如图18所示，当气垫仓压力为0.24 MPa(小于0.25 MPa)时，主驱动密封气动自动保压系统不工作。

图18 气垫仓压力为0.24 MPa

2)气垫仓压力为0.29 MPa

各密封腔压力变化曲线如图19所示，当气垫仓压力为0.29 MPa时，油气密封腔压力恒定为0.05 MPa，压差0.24 MPa(设计压差0.25 MPa)，有0.01 MPa误差。

图19 气垫仓压力为0.29 MPa

3)气垫仓压力为0.34 MPa

各密封腔压力变化曲线如图20所示，当气垫仓压力为0.34 MPa时，油气密封腔压力恒定为0.1 MPa，压差0.24 MPa(设计压差0.25 MPa)，有0.01 MPa误差。

图20 气垫仓压力为0.34 MPa

4)气垫仓压力为0.39 MPa

各密封腔压力变化曲线如图21所示，当气垫仓压力为0.39 MPa时，油气密封腔压力恒定为0.14 MPa，压差0.25 MPa，且当气垫仓压力颤振时，油气密封腔压差阀有很好的滤波性。

图21 气垫仓压力为0.39 MPa

5)气垫仓压力为0.45 MPa

各密封腔压力变化曲线如图22所示，当气垫仓压力为0.45 MPa时，油气密封腔压力恒定为0.2 MPa，压差0.25 MPa，且当气垫仓压力降低时，油气密封腔压力响应有11.5 s延迟，但压差仍稳定在0.25 MPa。

图22 气垫仓压力为0.45 MPa

6)气垫仓压力为0.49 MPa

各密封腔压力变化曲线如图23所示，当气垫仓压力为0.49 MPa时，油气密封腔压力恒定为0.24 MPa，压差0.25 MPa，但有10.2 s调节时间。

图23 气垫仓压力为0.49 MPa

7)气垫仓压力为0.55 MPa

各密封腔压力变化曲线如图24所示，当气垫仓压力为0.55 MPa时，油气密封腔压力恒定为0.3 MPa，压差0.25 MPa，变速箱压力0.03 MPa，与油气密封腔压差0.27 MPa(设计压差0.3 MPa)，压差阀标定有误。且气垫仓压力变化时，油气密封腔压力有10.2 s延迟。

图24 气垫仓压力为0.55 MPa

8)气垫仓压力为0.6 MPa

各密封腔压力变化曲线如图25所示，当气垫仓压力为0.6 MPa时，油气密封腔压力恒定为0.35 MPa，压差0.25 MPa，变速箱压力0.07 MPa，与油气密封腔压差0.28 MPa(设计压差0.3 MPa)，标定有误。

图25 气垫仓压力为0.6 MPa

9)气垫仓压力为0.65 MPa

各密封腔压力变化曲线如图26所示，当气垫仓压力为0.65 MPa时，油气密封腔压力恒定为0.4 MPa，压差0.25 MPa，变速箱压力0.12 MPa，与油气密封腔压差0.28 MPa(设计压差0.3 MPa)，标定有误。泄漏检测腔压力0.05 MPa，与油气密封腔压差0.35 MPa。各个腔压力能很好地跟随气垫仓压力变化，无延时，无振荡。

图26 气垫仓压力为0.65 MPa

4 结论

通过仿真分析及实验测试得出：所设计的基于压差控制的泥水平衡式盾构机主驱动密封保压系统，误差小，控制精度高，安全可靠，可满足泥水盾构机在0.8 MPa高水压工况下主驱动的密封要求。