全断面硬岩隧道掘进机(hard rock tunnel boring machine，简称TBM)是一种适用于硬岩地质条件，在液压支撑系统和推进系统作用下，依靠旋转刀盘的刀具破坏岩层，从而使隧道全断面一次开挖成形的大型隧道开挖装备[1-2]。TBM施工现场环境恶劣，数据采集会影响施工进度，因此研制TBM缩尺试验台对优化TBM性能具有重要意义[3-4]。
支撑推进系统是TBM关键系统之一，承担着保证撑靴以一定压力撑紧洞壁而为刀盘转动提供反扭矩、为推进系统提供推进力的任务[5-6]。目前用于施工的TBM推进系统没有使用负载敏感泵供油，掘进过程中存在较多流量损失; 支撑系统通常采用恒压(constant pressure，CP)泵供油，但在撑靴以设定压力撑紧围岩后，CP泵为维持撑靴的支撑压力会产生一定的流量损失。负载敏感(load-sensing，LS)泵是一种仅提供系统所需流量的变量泵，具有效率高、功率损失小的特点[7-10]。因此，本文设计了LSCPGT节能系统，相对于传统的支撑推进系统减少了1套供油系统，同时避免了TBM支撑推进过程中的流量损失。
1 支撑推进节能系统工作原理敞开式TBM主要包括支撑推进系统、刀盘驱动系统和后支撑系统[11-14]，主要工作部分如图 1所示。TBM的支撑系统使撑靴伸出并以一定压力撑紧围岩。推进系统中推进油缸在撑靴提供的水平静摩擦力下，借助主梁对刀盘端面施加一定正压力，同时推动TBM前进。刀盘驱动系统中刀盘在撑靴提供的竖向静摩擦力下，转动破坏作用端面的岩石。在推进油缸掘进1个行程后，后支撑系统中后支撑油缸伸出并以一定压力撑紧地面，然后复位撑靴油缸。
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| 图 1 TBM试验台机械模型 Fig.1 Mechanical model of TBM test rig |
TBM撑靴油缸容积较大，并且撑靴油缸和推进油缸复位时负载很小，为了提高TBM工作效率，撑靴系统和推进系统设有快速复位回路，并且为撑靴系统设计了低压高速运动回路。为了减少撑靴达到设定压力后支撑系统和推进系统的流量损失，设计出一种节能型支撑推进液压系统，如图 2所示。
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| 图 2 LSCPGT节能液压系统 Fig.2 LSCPGT energy-saving hydraulic system |
支撑推进系统工作时，要先进行撑靴支撑，此时加载阀4.2得电，电磁换向阀8.4左位接入回路，低压大流量泵3.2泵出的压力油经过液控单向阀12.4进入撑靴油缸11大腔。撑靴油缸大腔压力升高，将液控单向阀12.1和12.2打开，撑靴油缸活塞杆快速伸出，直至接触到洞壁，然后将电磁换向阀8.4切换到中位，液控单向阀12.1和12.2反向截止。电磁换向阀8.3右位得电，泵3.1泵出的压力油经过电磁换向阀8.3和液控单向阀12.3流入蓄能器13和撑靴11大腔。此时，泵3.1在最小排量不足时开始工作以提供足够的流量，负载敏感阀3.1.3左右控制油口的压差小于弹簧设定值，负载敏感阀3.1.3在右位工作，变量缸3.1.1大腔油液经压力控制阀3.1.2和负载敏感阀3.1.3流回油箱，泵3.1排量增大。支撑油缸11大腔压力经电磁换向阀6作用于负载敏感阀右位控制油口，这样变量泵3.1出口压力仅比支撑油缸11大腔压力稍高。当撑靴油缸压力达到设定压力时，压力控制阀3.1.2在左位工作，电磁换向阀8.3于中位失电工作，变量泵3.1在较小排量下工作，蓄能器13保证支撑压力稳定在设定压力。左、右撑靴背压阀5.4和5.5分别设定支撑油缸11左、右小腔的背压，从而减少撑靴油缸高压撑紧时对围岩的冲击。
当撑靴油缸大腔达到设定压力后，电磁换向阀6得电，电磁换向阀8.1左位得电，负载敏感阀3.1.3右位控制油口接入推进油缸大腔压力，变量泵3.1此时于较小排量下工作，负载敏感阀3.1左、右控制油口压差小于弹簧力，变量泵3.1排量增大，达到调速阀7的设定值，变量泵3.1出口压力仅比推进油缸10大腔压力稍高，且没有流量损失。梭阀9将推进缸大、小腔压力较高侧接到安全阀5.3。
2 支撑推进液压系统设计TBM支撑推进液压系统分为支撑液压系统和推进液压系统。依据Robbins公司MB-332型TBM支撑推进指标，设定TBM试验台支撑推进主要指标如表 1所示。
| 指标 | 数值 | 单位 |
| 最大推进力 | 2 000 | kN |
| 最大支撑力 | 3 400 | kN |
| 最大推进速度 | 150 | mm/min |
| 推进复位速度 | 1 200 | mm/min |
| 撑靴快伸速度 | 450 | mm/min |
| 撑靴复位速度 | 1 000 | mm/min |
| 系统最高工作压力 | 31.5 | MPa |
TBM依靠撑靴液压缸伸出的2个方向相反但同缸筒的活塞杆撑紧洞壁，从而起到支撑作用，因此撑靴液压缸左、右承受的最大撑紧力Fcmax均为3 400 kN。考虑到泵出口压力总是会高出液压缸一个弹簧值，初选撑靴液压缸的工作压力pc=30.5 MPa，撑靴液压缸内径为：
| $ {D_{\rm{c}}} = \sqrt {\frac{{4{F_{c{\rm{max}}}}}}{{\pi {p_{\rm{c}}}}}} = \sqrt {\frac{{4 \times 3\,400 \times {{10}^3}}}{{\pi \times 30.5 \times {{10}^6}}}} = 376.74{\rm{mm}} $ |
经圆整后Dc=380 mm，活塞杆直径由工作时受力情况而定。撑靴液压缸活塞杆工作在受压缩状态，工作压力大于7 MPa，因此
| $ {d_{\rm{c}}} = 0.7{D_{\rm{c}}} = 0.7 \times 380 = 266{\rm{mm}} $ |
圆整后撑靴液压缸活塞杆直径dc=280 mm。结合样本，选用恒立液压有限公司型号为HA320Ø380/280-200的两缸筒固连的双作用液压缸。
2.2 推进液压缸的选择TBM推进系统共有4个推进液压缸，由最大推进力为2 000 kN可以推出，每个推进液压缸所需的推力为500 kN，但因TBM推进缸在初始位置时与主梁存在大约30°夹角，因此取Ftmax=600 kN，则推进缸内径为：
| $ {D_{\rm{t}}} = \sqrt {\frac{{4{F_{{\rm{cmax}}}}}}{{\pi {p_{\rm{t}}}}}} = \sqrt {\frac{{4 \times 600 \times {{10}^3}}}{{\pi \times 30.5 \times {{10}^6}}}} = 158.26{\rm{mm}} $ |
经圆整后Dt=180 mm，液压缸活塞杆直径为：
| $ {d_{\rm{t}}} = 0.7{D_{\rm{t}}} = 0.7 \times 180 = 126{\rm{mm}} $ |
经圆整后推进液压缸活塞杆直径dt=125 mm。选用恒立公司型号为HA320Ø180/125-530液压缸。
2.3 调速阀的选择TBM高压推进时，推进油缸所需的最大流量为:
| $ {Q_{{\rm{thmax}}}} = 4{A_{\rm{t}}}{v_{{\rm{thmax}}}} = 4 \times \frac{{\pi \times {{0.18}^2}}}{4} \times 150 = 15.27\;{\rm{L}}/\min $ |
经圆整后，调速阀的最大流量为16 L/min，结合样本，选择万福乐液压系统有限公司的型号为QNPPM22-16-G24/WD的调速阀，其最大工作压力为31.5 MPa。
2.4 支撑推进液压泵选型 2.4.1 支撑推进高压泵设计计算推进油缸高压推进实际需要的最大流量为：
| $ {Q_{{\rm{thmax}}}} = 15.27\;{\rm{L}}/\min $ |
因此高压泵的最大排量为：
| $ {V_{{\rm{LS}}}} = \frac{{{Q_{{\rm{thmax}}}}}}{{n \cdot {\eta _{{\rm{vLS}}}}}} = \frac{{15.27}}{{1\;500 \times 0.9}}\; = 11.31\;{\rm{mL}}/{\rm{r}} $ |
式中：n为泵转速，ηvLS为负载敏感泵容积效率。
对于LSCPGT高压供油系统，结合样本资料，可选取博世力士乐的型号为A4VSO40DFR/10X-PPB13N00的变量泵，其最大排量为40 mL/r，额定压力为35 MPa。
对于LST高压供油系统，结合博世力士乐样本资料，选取型号为A4VSO40FR/10X-PPB13N00的变量泵，其额定工作压力为35 MPa。
对于RT高压供油系统，结合博世力士乐样本，选取型号为A2F012/61R-PAB06的定量泵，其最大排量为12 mL/r，额定工作压力为35 MPa。
对于CPG高压供油液压系统，结合贵州力源液压股份有限公司的样本，选取型号为A7VO28DR/63R-VZB01的变量泵，其最大排量为28.1 mL/r，额定工作压力为35 MPa。
2.4.2 支撑推进系统低压泵设计计算根据试验台设计指标，推进缸复位速度为1 200 mm/min，因此推进缸复位所需流量为：
| $ {Q_{{\rm{tl}}}} = 4\Delta {A_{\rm{t}}}{v_{{\rm{tl}}}} = 4 \times \frac{{\pi \times \left( {{{0.18}^2} - {{0.125}^2}} \right)}}{4} \times 1\;200 = 63.24\;{\rm{L}}/\min $ |
撑靴快伸的速度为450 mm/min，因此撑靴缸快伸所需的流量为：
| $ {Q_{{\rm{cl}}}} = 2{A_{\rm{c}}}{v_{{\rm{cl1}}}} = 2 \times \frac{{\pi \times {{0.38}^2}}}{4} \times 450 = 102.08\;{\rm{L}}/\min $ |
撑靴复位速度为1000 mm/min，因此撑靴缸复位所需的流量为：
| $ {Q_{{\rm{cl}}}} = 2\Delta {A_{\rm{c}}}{v_{{\rm{cl2}}}} = 2 \times \frac{{\pi \times \left( {{{0.38}^2} - {{0.28}^2}} \right)}}{4} \times 1\;000 = 103.67\;{\rm{L}}/\min $ |
因此，低压高速泵的流量应达到103.67 L/min，泵的排量为：
| $ {V_{\rm{l}}} = \frac{{{Q_{{\rm{cl}}}}}}{{n \cdot {\eta _{\rm{vl}}}}} = \frac{{103.67}}{{1\;500 \times 0.9}}\; = 76.79\;{\rm{mL}}/{\rm{r}} $ |
式中：n为泵转速，ηvl为低压大流量泵的容积效率。
结合博世力士乐的叶片泵样本资料，选取型号为PVV4-1X/082RA15DMB的定量泵，其额定排量为81.6 mL/r，额定压力为21 MPa。
3 支撑推进系统仿真与分析撑靴在撑紧围岩后TBM掘进的单个行程内没有位移变化，通往撑靴缸的流量将全部流失掉。另一方面，推进系统采用定量泵供油时，泵提供的多余的流量也会造成流量损失。从整个工程项目考虑，TBM高压支撑推进产生的流量损失是非常大的。
针对TBM支撑推进系统具有较大流量损失的问题，本文引入LSCPGT系统，并根据TBM试验台支撑推进系统液压原理图，在AMESim软件环境中搭建仿真模型，如图 3所示。考虑到缩尺TBM试验台LSCPGT系统主要针对撑靴高压撑紧以及推进缸的高压推进部分，因此在建模仿真时不考虑系统低压油路部分。因为仿真模型不研究推进缸之间的耦合作用，故将4个推进液压缸合为1个液压缸。
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| 图 3 LSCPGT节能液压系统仿真模型 Fig.3 The simulation model of LSCPGT energy-saving hydraulic system |
仿真模型中同时包含了TBM推进液压系统和支撑液压系统，其中推进系统的负载应该由负载力和阻尼组成，支撑系统的负载主要是弹簧阻尼。结合TBM实际施工数据，设定TBM试验台液压系统的主要参数，仿真中设定推进系统初始负载为300 kN，阻尼为4×108 N/(m/s)，支撑系统负载阻尼设为2×109 N/(m/s)。开始时电磁换向阀8.3右位得电，3 s后失电，同时负载敏感切换阀6和电磁换向阀8.1左位得电，8 s时推进系统负载突变到1 500 kN，然后线性变化到1 900 kN，13 s时突降为1 480 kN，在16 s时突然升为1 680 kN; 推进速度由3 s时的0 mm/s逐渐变为6 s时的2.43 mm/s。
3.1 LSCPGT系统仿真分析从图 4可以看出，LSCPGT系统的泵出口压力始终与执行器的负载压力正相关，在2.5 s时撑靴缸大腔压力达到设定的撑紧压力，LSCPGT系统的变量泵降低到最小工作排量。在3 s后，支撑系统进油口关闭，在蓄能器的保压作用下，撑靴缸大腔维持设定的撑紧力，同时LSCPGT系统中负载敏感控制切换到推进系统。结合图 5和图 6可以看出，LSCPGT的变量泵出口流量始终与调速阀设定值正相关，不受负载力变化的影响。图 6中在13 s和16 s时，推进系统由于受到突变负载冲击，推进速度会产生较小波动，但很快回到所设的推进速度。在整个TBM支撑推进过程中，LSCPGT系统没有流量损失而又能满足系统需要的流量和工作压力。
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| 图 4 LSCPGT系统的压力响应 Fig.4 Pressure response of LSCPGT system |
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| 图 5 LSCPGT系统的流量响应 Fig.5 Flow response of LSCPGT system |
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| 图 6 推进液压缸的速度响应 Fig.6 Speed response of thrust cylinder |
从图 7可以看出，在撑靴达到设定压力后，LSCPGT系统中的支撑系统不再需要泵供油，而CPG系统中变量泵需在最小排量时工作以维持支撑压力稳定，因此至少存在9 L/min的流量消耗。结合图 8可以看出，LSCPGT系统在撑靴达到设定压力转由蓄能器保压时，由于阀口特性会产生少量的压降，但马上回到设定压力。因此，2种支撑系统都能满足TBM支撑要求。
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| 图 7 不同支撑系统的泵流量对比 Fig.7 Pump flow comparison of different gripper systems |
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| 图 8 不同支撑系统的支撑压力对比 Fig.8 Gripper pressure comparison of different gripper systems |
从图 9可以看出：为满足TBM最大推进的要求，RT系统一直提供推进系统的最大流量，不随调速值和负载力的变化而变化，超出调速阀设定的流量通过溢流阀流回油箱; 在推进过程中，LST系统和LSCPGT系统的变量泵出口流量都仅满足调速阀设定流量，与负载大小无关，整个推进过程没有流量损失。
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| 图 9 不同推进系统的泵流量对比 Fig.9 Pump flow comparison of different thrust systems |
结合图 10可以看出：RT系统中泵出口压力按最大推进力设定，与负载大小无关; LST系统和LSCPGT系统中泵出口压力与负载大小正相关，并且始终只高出一定的调定压力，满足推进要求的同时，减小了压力损失。
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| 图 10 不同推进系统的泵压力对比 Fig.10 Pump pressure comparison of different thrust systems |
LST系统相对于RT系统具有明显的节能优势，选择LST系统+CPG系统的TBM支撑推进系统与LSCPGT系统进行功率对比。由图 11可以看出，相对于LST系统+CPG系统，LSCPGT系统具有更低的能耗，在撑靴达到设定压力后，效率至少可提高43.5%。
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| 图 11 2种支撑推进系统的功率对比 Fig.11 Power comparison of two gripper and thrust systems |
RT系统、LST系统和LSCPGT系统都能满足TBM推进要求，但LST系统和LSCPGT系统在推进过程中没有流量损失。LSCPGT系统和CPG系统都能保证撑靴以设定压力支撑围岩，但是CPG系统在撑靴达到设定压力后存在流量损失。相对于LST系统+CPG系统和RT系统+CP系统的支撑推进系统，LSCPGT系统在蓄能器的保压作用下节约了一套泵电机系统，在撑靴达到设定压力后，效率至少可提高43.5%，具有更好的节能效果。
| [1] |
杜彦良, 杜世杰.
全断面岩石隧道掘进机:系统原理与集成设计[M]. 武汉: 华中科技大学出版社, 2011: 1-16.
DU Yan-liang, DU Shi-jie. Full face hard rock tunnel boring machine: system principles and integrated design[M]. Wuhan: Huazhong University of Science and Technology Press, 2011: 1-16. |
| [2] |
杜士斌, 揣连成.
开敞式TBM的应用[M]. 北京: 中国水利水电出版社, 2011: 1-26.
DU Shi-bin, CHUAI Lian-cheng. The application of open-type TBM[M]. Beijing: China Water & Power Press, 2011: 1-26. |
| [3] |
施虎, 杨华勇, 龚国芳, 等.
盾构掘进机关键技术及模拟试验台现状与展望[J]. 浙江大学学报(工学版), 2013, 47(5): 741–749.
SHI Hu, YANG Hua-yong, GONG Guo-fang, et al. Key technologies of shield tunnel machine and present status and prospect of test rigs for tunneling simulation[J]. Journal of Zhejiang University (Engineering Science), 2013, 47(5): 741–749. |
| [4] |
周鸿彬, 龚国芳, 王林涛, 等.
Ø1.2 m缩尺实验盾构机械结构与液压系统设计[J]. 工程设计学报, 2014, 21(2): 185–190.
ZHOU Hong-bin, GONG Guo-fang, WANG Lin-tao, et al. Mechanical structure and hydraulic system design of Ø1.2 m simulated shield machine[J]. Chinese Journal of Engineering Design, 2014, 21(2): 185–190. |
| [5] |
张振, 龚国芳, 饶云意, 等.
TBM试验台支撑推进液压系统设计与仿真分析[J]. 工程设计学报, 2015, 22(4): 324–329.
ZHANG Zhen, GONG Guo-fang, RAO Yun-yi, et al. Design and simulation analysis of gripper and thrust hydraulic system for TBM test rig[J]. Chinese Journal of Engineering Design, 2015, 22(4): 324–329. |
| [6] |
吴根茂, 邱敏秀, 王庆丰, 等.
实用电液比例技术[M]. 杭州: 浙江大学出版社, 2010: 266-282.
WU Gen-mao, QIU Min-xiu, WANG Qing-feng, et al. Electrohydraulic proportional technique in theory and application[M]. Hangzhou: Zhejiang University Press, 2010: 266-282. |
| [7] |
施虎, 龚国芳, 杨华勇, 等.
盾构掘进机推进力计算模型[J]. 浙江大学学报(工学版), 2011, 45(1): 126–131.
SHI Hu, GONG Guo-fang, YANG Hua-yong, et al. Determination of thrust force for shield tunneling machine[J]. Journal of Zhejiang University (Engineering Science), 2011, 45(1): 126–131. |
| [8] | YANG X, GONG G F, YANG H Y, et al. A cutterhead energy-saving technique for shield tunneling machines based on load characteristic prediction[J]. Journal of Zhejiang University-SCIENCE A (Applied Physics & Engineering), 2015, 16(5): 418–426. |
| [9] | YANG Hua-yong, SHI Hu, GONG Guo-fang, et al. Electro-hydraulic proportional control of thrust system for shield tunneling machine[J]. Automation in Construction, 2009, 18(7): 950–956. DOI:10.1016/j.autcon.2009.04.005 |
| [10] |
余佑官. 盾构推进电液控制系统研究[D]. 杭州: 浙江大学机械与能源工程学院, 2006: 10-15.
YU You-guan. Research of shield tunneling thrust electro-hydraulic control system[D]. Hangzhou: Zhejiang University, College of Mechanical and Energy Engineering, 2006: 10-15. |
| [11] |
刘统, 龚国芳, 张振, 等.
TBM试验台刀盘混合驱动系统设计与仿真分析[J]. 工程设计学报, 2015, 22(5): 438–444.
LIU Tong, GONG Guo-fang, ZHANG Zhen, et al. Design and simulation analysis of hybrid cutterhead driving system for TBM test bed[J]. Chinese Journal of Engineering Design, 2015, 22(5): 438–444. |
| [12] | HUANG T, WANG X, LIU H, et al. Force analysis of an open TBM gripping-thrusting-regripping mechanism[J]. Mechanism & Machine Theory, 2016, 98: 101–113. |
| [13] |
彭欢, 张怀亮, 袁坚, 等.
硬岩掘进机比例调速阀选型方法[J]. 机械工程学报, 2014, 50(21): 92–98.
PENG Huan, ZHANG Huai-liang, YUAN Jian, et al. Tunnel boring machine proportional flow control valve Selection method[J]. Journal of Mechanical Engineering, 2014, 50(21): 92–98. |
| [14] |
彭欢, 张怀亮, 邹伟, 等.
硬岩掘进机推进液压缸结构参数优化[J]. 机械工程学报, 2014, 50(21): 76–83.
PENG Huan, ZHANG Huai-liang, YUAN Jian, et al. Structure parameters optimization of thrust hydraulic cylinder under foundation vibration[J]. Journal of Mechanical Engineering, 2014, 50(21): 76–83. |