霍軍周，孫曉龍，李廣慶，李濤

(大連理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，遼寧大連116024)

盤形滾刀作為全斷面巖石隧道掘進(jìn)機(jī)(tunnel boring machine，TBM)破碎巖石的主要切削工具，廣泛用于水利、水電鐵路、交通、油氣管道以及國防等工程建設(shè)。TBM刀具直接與巖石接觸并在強(qiáng)擠壓、強(qiáng)沖擊、高磨損的惡劣環(huán)境下工作，從而導(dǎo)致巖石掘進(jìn)機(jī)刀具成為掘進(jìn)過程中最易損壞和失效的零部件，也是制約掘進(jìn)效率的關(guān)鍵因素，同時(shí)刀具損壞產(chǎn)生的費(fèi)用占整個(gè)掘進(jìn)成本的30%左右［1］，而且國內(nèi)90%以上的TBM刀具都是從國外進(jìn)口的［2］。近年來，國內(nèi)外學(xué)者通過不同技術(shù)手段從多個(gè)角度對盤型滾刀的相關(guān)設(shè)計(jì)領(lǐng)域進(jìn)行了大量研究。J.Rostami等［3］多年來進(jìn)行了有關(guān)滾刀切削參數(shù)和巖石類型之間的關(guān)系研究，并建立了刀具模型，可進(jìn)行有關(guān)掘進(jìn)性能和刀具壽命與成本的預(yù)測。Ozdemir等［4-5］對滾刀的切削力、比能與刀間距的關(guān)系進(jìn)行了研究，研究表明在適當(dāng)?shù)牡堕g距與貫入量之比值取得最優(yōu)的切削比能。Huo等［6-7］研究多滾刀在不同模式下的巖石破碎過程及刀間距設(shè)計(jì)，在考慮復(fù)雜性能約束條件下建立數(shù)學(xué)模型，并運(yùn)用不同優(yōu)化算法得到最優(yōu)全斷面巖石掘進(jìn)機(jī)刀具布置設(shè)計(jì)方法。吳玉厚等［8-9］使用ABAQUS模擬滾刀破巖，對滾刀最優(yōu)刀間距進(jìn)行了仿真;趙金華等［10］在沖擊試驗(yàn)機(jī)上對TBM刀圈進(jìn)行沖擊試驗(yàn)，并通過SEM、TEM進(jìn)行表面形貌分析，并對比了進(jìn)口和國產(chǎn)刀圈的材料組織構(gòu)成以及對磨損機(jī)理產(chǎn)生的影響。夏毅敏等［11-13］建立了滾刀二自由度和三自由度的垂向振動(dòng)動(dòng)力學(xué)模型，研究了滾刀本身結(jié)構(gòu)的固有特性以及滾刀各部件的響應(yīng)。然而對于滾刀在多向載荷激勵(lì)下的抗振型新型滾刀結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)鮮見報(bào)道。

本文結(jié)合對滾刀系統(tǒng)力學(xué)特性和振動(dòng)特性的分析，并在傳統(tǒng)滾刀結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)上考慮滾刀抗振性，建立一種基于滑動(dòng)支撐的滑動(dòng)軸承與推力軸承結(jié)合的巖石掘進(jìn)機(jī)盤型單刃滾刀設(shè)計(jì)方法，并對新型滑動(dòng)支撐滾刀進(jìn)行動(dòng)態(tài)性能分析。

1 新型滾刀結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

傳統(tǒng)滾刀主要結(jié)構(gòu)為滾動(dòng)軸承支撐，由于結(jié)構(gòu)上的限制使其在復(fù)雜地質(zhì)條件下振動(dòng)十分嚴(yán)重，本文將在傳統(tǒng)滾刀的基礎(chǔ)上進(jìn)一步考慮滾刀的抗振性，設(shè)計(jì)一種采用滑動(dòng)支撐形式的盤形滾刀［14］。本文研究思路如圖1。

圖1 技術(shù)路線圖Fig.1 Diagram of research ideas

1.1 新型滾刀整體方案設(shè)計(jì)

本文設(shè)計(jì)的硬巖掘進(jìn)機(jī)盤形滾刀主要是針對堅(jiān)硬巖石(巖石單軸抗拉強(qiáng)度大于100 MPa)和超硬巖石(巖石單軸抗拉強(qiáng)度大于150 MPa)，在原有盤形滾刀的基礎(chǔ)上進(jìn)一步考慮滾刀的抗振性，設(shè)計(jì)一種采用滑動(dòng)支撐形式的盤形滾刀。

圖2 新型滾刀整體結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 Schematic diagram of new type of disc cutter

由于滑動(dòng)軸承在特大沖擊和振動(dòng)、徑向尺寸受到限制等工作條件下具有獨(dú)特的優(yōu)點(diǎn)，故新型滾刀采用滑動(dòng)軸承進(jìn)行徑向回轉(zhuǎn)支撐。在刀體兩側(cè)對稱安裝兩套推力滾子軸承以提高滾刀整體的強(qiáng)度和軸向剛度，同時(shí)降低刀軸和刀盤的振動(dòng)?；瑒?dòng)軸承的軸瓦或襯套與刀體過盈配合，主要起回轉(zhuǎn)支撐作用;推力圓柱滾子軸承的外圈和刀體過盈配合并隨外圈一起回轉(zhuǎn)，推力圓柱滾子軸承的內(nèi)圈和刀軸過盈配合，主要承擔(dān)滾刀的側(cè)向載荷和傾覆力矩;刀體的結(jié)構(gòu)可根據(jù)徑向滑動(dòng)軸承和推力軸承的結(jié)構(gòu)尺寸做出相應(yīng)的設(shè)計(jì)，刀軸、刀圈、卡環(huán)、端蓋和浮動(dòng)密封等可保持原結(jié)構(gòu)形式;新型滾刀整體結(jié)構(gòu)示意圖，如圖2所示。

1.2 新型滾刀關(guān)鍵結(jié)構(gòu)件設(shè)計(jì)

1.2.1 滑動(dòng)軸承的選型設(shè)計(jì)

本文設(shè)計(jì)的新型滑動(dòng)支撐的滾刀將綜合考慮傳統(tǒng)滾刀的結(jié)構(gòu)參數(shù)，確定滑動(dòng)軸承的型號和尺寸參數(shù)。在此基礎(chǔ)之上，通過最小油膜厚度與許用油膜厚度之間的關(guān)系來最終確定滑動(dòng)軸承的潤滑方式。以下是相關(guān)方程式:

式中:n是滾刀的轉(zhuǎn)速，r/min;R1是滾刀的安裝半徑，mm;R2是滾刀刀圈7的半徑，mm;n1是刀盤的轉(zhuǎn)速，r/min;ψ是軸承套和軸頸的相對間隙;η是潤滑油的動(dòng)力粘度;F是滾刀承受的徑向載荷，N;υ是滾刀刀軸1軸頸的線速度，m/s;B是徑向滑動(dòng)軸承6的寬度，mm;Cp是承載系數(shù);hmin是最小油膜厚度，mm;S為安全系數(shù)，一般取大于或等于2;RZ1是按加工精度要求去軸頸表面粗糙度，μm;RZ2是軸承孔表面粗糙度，μm;h是許用油膜厚度，μm。

1.2.2 推力滾子軸承的選型設(shè)計(jì)

根據(jù)滑動(dòng)軸承已確定的結(jié)構(gòu)參數(shù)和最大軸向載荷可選擇合適的推力圓柱滾子軸承。潤滑方式的選擇與滾動(dòng)軸承的dn值，適用于脂潤滑和油潤滑的dn值界限如表1所示。

表1 適用于脂潤滑和油潤滑的dn值界限Table 1 Value of the dn for grease and oil lubrication m·r/min

2 滾刀系統(tǒng)振動(dòng)方程的建立

2.1 傳統(tǒng)滾刀耦合振動(dòng)模型

2.1.1 傳統(tǒng)滾刀系統(tǒng)力學(xué)等效模型

在滾刀系統(tǒng)中，滾刀主要包括刀圈、刀體、軸承、刀軸和密封裝置等。滾刀系統(tǒng)的受力和裝配示意圖，如圖3(a)所示。在破巖過程中，滾刀受到垂向載荷FN、側(cè)向載荷FS、滾動(dòng)載荷FT以及側(cè)向力產(chǎn)生的傾覆力矩。由于滾動(dòng)載荷主要是使?jié)L刀發(fā)生滾動(dòng)，對滾刀的振動(dòng)影響較小，本文主要考慮滾刀垂向振動(dòng)、軸向振動(dòng)和擺動(dòng)?；诩辛α糠ê蜐L刀各部件的振動(dòng)特性，將滾刀劃分成3個(gè)節(jié)點(diǎn)部分刀圈、刀體和刀軸，同時(shí)通過軸承接觸模型建立了滾刀系統(tǒng)多自由度耦合動(dòng)力學(xué)等效模型，如圖3(b)所示。

圖3 滾刀結(jié)構(gòu)示意圖和動(dòng)力學(xué)等效模型Fig.3 Schematic and equivalent dynamic model of the disc cutter

2.1.2 傳統(tǒng)滾刀振動(dòng)系統(tǒng)耦合微分方程的建立

滾刀系統(tǒng)采用兩列圓錐滾子軸承起支撐回轉(zhuǎn)作用，刀軸固定在刀座上，考慮滾刀的擺動(dòng)和2個(gè)正交方向的自由度，系統(tǒng)共計(jì)7個(gè)自由度。對于多自由度滾刀系統(tǒng)，利用集中質(zhì)量參數(shù)法及牛頓第二定律建立系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)方程:

式中:y1、y2、y3、x1、x2、x3分別為刀圈、刀體和刀軸的徑向位移和軸向位移;θ1為刀圈的擺角;m1、m2、m3分別為刀圈、刀體和刀軸的等效質(zhì)量;ky1、ky3、kx1、kx3、J分別為刀圈和刀軸的等效徑向剛度，刀圈和刀軸的等效軸向剛度，滾刀傾覆方向的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;cy1、cy2、cy3、cx1、cx2、cx3、cθ分別為刀圈、軸承和刀軸的等效徑向阻尼，刀圈、軸承和刀軸的等效軸向阻尼，滾刀的傾覆阻尼;Fr(y2，y3，x2，x3，θ1)、Fa(y2，y3，x2，x3，θ1)、Mb(y2，y3，x2，x3，θ1)分別為雙列圓錐滾子軸承承受的徑向、軸向和力矩載荷;Fy、Fx、M分別為滾刀受到的徑向、軸向和力矩載荷。

2.2 新型滾刀軸－側(cè)向動(dòng)力學(xué)理論模型

2.2.1 新型滾刀軸－側(cè)向動(dòng)力學(xué)理論模型

由于新型滾刀通過徑向滑動(dòng)軸承承受徑向載荷，側(cè)向載荷主要有兩列推力軸承承擔(dān)，故本節(jié)根據(jù)傳統(tǒng)滾刀建立的動(dòng)力學(xué)模型(式(2))，分別建立新型滾刀的垂向和側(cè)向動(dòng)力學(xué)方程。新型滾刀垂向振動(dòng)動(dòng)力學(xué)方程:

新型滾刀側(cè)向振動(dòng)動(dòng)力學(xué)方程:

式中:v1、v2、v3分別代表新型滾刀各節(jié)點(diǎn)垂向振動(dòng)位移，h1、h2、h3分別代表新型滾刀各節(jié)點(diǎn)側(cè)向振動(dòng)位移，ky2、cy2分別代表滑動(dòng)軸承剛度和阻尼，kx2、cx2分別代表滑動(dòng)軸承剛度和阻尼。

2.2.2 軸承動(dòng)力學(xué)參數(shù)

基于上述滾刀動(dòng)力學(xué)方程，其方程中的軸承動(dòng)力學(xué)參數(shù)計(jì)算公式如下

3 新型滾刀動(dòng)力學(xué)仿真振動(dòng)性能對比

3.1 新型滾刀動(dòng)力學(xué)仿真

本設(shè)計(jì)方法適用于14、17、19、21寸等盤型單刃滾刀和中心多刃滾刀，本文以目前最常用的17寸盤型單刃滾刀為例具體說明本盤型滾刀的設(shè)計(jì)方法。

3.1.1 徑向滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)

分析現(xiàn)有17寸滾刀刀軸以及滾刀整體的結(jié)構(gòu)尺寸，可以得到滾刀參數(shù)，軸頸直徑D=120 mm，滾刀轉(zhuǎn)速為87.5 r/min，軸承寬度B=100 mm，軸頸精度RZ1=3.2 μm，軸孔精度RZ1=6.4 μm。

由滾刀參數(shù)以及方程(1)，可以計(jì)算最小油膜厚度hmin=3.21 μm，取安全系數(shù)S≥2，計(jì)算許用油膜厚度h=19 μm。由上可得

故無法滿足工作可靠性要求，故不能使用完全液體動(dòng)壓滑動(dòng)軸承。由于滾刀的工作狀況是低速重載，間歇性工作，故選擇不完全液體潤滑，同時(shí)考慮到滾刀的工況比較復(fù)雜，故采用脂潤滑。

下面將按照17寸正滾刀的最大額定推力250 kN作為外部極限載荷進(jìn)行不完全液體潤滑滑動(dòng)軸承設(shè)計(jì)計(jì)算可得如下參數(shù):

由以上計(jì)算分析可得:軸承平均壓力 P＞15 MPa，軸頸最大線速度v＜1 m/s，屬于低速重載工況，故鉛青銅ZCuPb30宜用于重載軸承;根據(jù)具體工作條件選用鋰基潤滑脂;選用C型整體鉛銅合金軸套;刀體內(nèi)圈和滑動(dòng)軸承的外徑的配合選擇為H7/r6，滑動(dòng)軸承的內(nèi)徑和刀軸的配合選擇為E6/ e7，滑動(dòng)軸承軸套壓入以后的裝配公差為H6/e7，軸承內(nèi)徑和外徑的同軸度的公差為IT8。潤滑脂選用1號鈣－鈉基脂。

由于滾刀在刀盤上隨著安裝半徑的增大，滾刀本身的自轉(zhuǎn)速度也隨之增大。同時(shí)由于采用脂潤滑進(jìn)行本文新型滾刀的潤滑方式，傳統(tǒng)的脂潤滑油膜厚度經(jīng)驗(yàn)公式如下

式中:h為脂潤滑油膜厚度，h0為脂潤滑基礎(chǔ)油膜厚度，隨著轉(zhuǎn)速的增大，脂潤滑油膜越容易形成，因此本文所提出的滑動(dòng)軸承滾刀并不是可以安裝在刀盤上所有的位置，應(yīng)該盡可能的安裝在刀盤的邊緣線速度比較大的部位，靠近刀盤中心的部位由于滾刀的線速度比較低，如中心滾刀建議繼續(xù)采用傳統(tǒng)滾刀進(jìn)行安裝，而對于正滾刀和邊滾刀則可以采用滑動(dòng)軸承滾刀。

3.1.2 推力圓柱滾子軸承的設(shè)計(jì)

根據(jù)已確定的滑動(dòng)軸承的型號及潤滑方式，根據(jù)滾刀承受載荷狀況以及機(jī)械設(shè)計(jì)手冊可確定推力軸承的型號為81124，能夠保證滾刀有充足的軸向剛度。計(jì)算推力軸承的dn:

由表1適用于脂潤滑和油潤滑的dn值界限，可判斷該推力軸承應(yīng)采用脂潤滑;推力軸承外圈和刀體的配合公差為P6/h5，推力軸承內(nèi)圈和刀軸的配合為H6/m5。

3.2 新型滾刀振動(dòng)性能對比

根據(jù)新型滾刀滑動(dòng)軸承相關(guān)參數(shù)以及潤滑條件的選擇，可以得到滑動(dòng)軸承和潤滑油脂的相關(guān)參數(shù)，軸頸直徑D=120 mm，軸頸轉(zhuǎn)速n=87.5 r/min，軸頸長度L=100 mm，半徑間隙c=0.047 mm，動(dòng)力黏度為0.118 Pa·s。

通過施加已有中心滾刀垂向載荷以及軸承相關(guān)參數(shù)，由式(5)得到滑動(dòng)軸承動(dòng)態(tài)剛度和阻尼隨時(shí)間變化如圖4。

根據(jù)推力軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)，可得推力軸承的剛度與阻尼，質(zhì)量為8.85 kg，剛度為7.5×109k/m，阻尼為1.03×104N·s/m。

由方程(3)、(4)可得刀體的垂向和側(cè)向振動(dòng)位移和速度，并與傳統(tǒng)滾刀對比，滾刀垂向振動(dòng)位移和速度隨時(shí)間變化對比如圖5，側(cè)向振動(dòng)位移和速度隨時(shí)間變化對比如圖6。

圖4 滑動(dòng)軸承動(dòng)態(tài)剛度和阻尼曲線Fig.4 Dynamic stiffness and damping curves of the bearing

圖5 滾刀刀體垂向振動(dòng)位移和速度曲線圖Fig.5 Vertical displacement and velocity curves of the disc cutter body

圖6 滾刀刀體側(cè)向振動(dòng)位移和速度曲線圖Fig.6 Lateral displacement and velocity curves of the disc cutter body

由圖5、6可得:新型滾刀刀體振動(dòng)的位移和速度較傳統(tǒng)滾刀顯著減少;傳統(tǒng)滾刀和新型滾刀的垂向最大位移分別為0.217、0.075 mm，振動(dòng)位移幅值降低了65.4%;最大振動(dòng)速度為23.7、9.3 mm/s，振動(dòng)速度降低了60.8%;振動(dòng)的速度有效值分別為4.5、2.3 mm/s，降低了48.9%。側(cè)向最大位移分別為0.018 6、0.010 7 mm，振動(dòng)幅值降低了42.3%;最大振動(dòng)速度為5.5、3.5 m/s，振動(dòng)速度降低了36.4%;振動(dòng)的速度有效值分別為0.96、0.66 mm/s，降低了31.3%。滾刀刀體的振動(dòng)位移和速度大幅降低，這主要是由于滑動(dòng)軸承油膜起到了良好的吸振效果，大大降低了滾刀卡環(huán)以及浮動(dòng)密封等關(guān)鍵結(jié)構(gòu)件的振動(dòng)損傷，從而提高了滾刀的使用壽命。

4 結(jié)論

1)在傳統(tǒng)滾刀系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性研究和滾刀結(jié)構(gòu)基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)了一種基于滑動(dòng)支撐減少垂向振動(dòng)、對稱安裝兩列推力軸承提高整體的強(qiáng)度和軸向剛度的新型滾刀結(jié)構(gòu)。通過理論計(jì)算確定了低速重載下軸承的潤滑方式，為以后相關(guān)設(shè)計(jì)具有借鑒的意義;

2)綜合考慮時(shí)變外部隨機(jī)載荷、軸承非線性彈性恢復(fù)力以及軸承多向振動(dòng)相互耦合等影響因素，研究滾刀系統(tǒng)多自由度耦合的動(dòng)態(tài)特性，從而更能準(zhǔn)確的預(yù)知滾刀系統(tǒng)振動(dòng)特性和滾刀載荷傳遞規(guī)律，并將滑動(dòng)軸承油膜以剛度形式簡化為阻尼剛度方程，并在已建立滾刀耦合振動(dòng)方程基礎(chǔ)上建立新的耦合振動(dòng)方程;

3)新型滾刀動(dòng)力學(xué)仿真振動(dòng)性能對比表明:傳統(tǒng)滾刀和新型滾刀的垂向最大位移分別為0.217 mm和0.075 mm，振動(dòng)位移幅值降低了65.4%;最大振動(dòng)速度為23.7 mm/s和9.3 mm/s，振動(dòng)速度降低了60.8%;新型滾刀結(jié)構(gòu)減振效果十分明顯。

下一步將加工制造出新型滾刀樣品，進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，提取相關(guān)數(shù)據(jù)與動(dòng)力學(xué)仿真結(jié)果對比，使論證更具說服力。

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