刘晓瑞， 俞培德， 张龙飞， 顾永升

(中铁工程装备集团有限公司， 河南 郑州 450016)

引言

随着国内外跨海隧道掘进机需求量的不断增加，隧道水土压力的不断提高，施工上对盾构机主驱动密封承压能力的要求越来越高，针对跨海隧道大埋深、高水压的地层复杂性和适应性，普通(≤0.6 MPa)的泥水平衡盾构已无法满足施工要求。单纯通过延长密封跑道，增加主驱动密封组合数量，不仅提高的承压能力有限，而且密封跑道的加工质量难以把控，密封和跑道易产生“泵送效应”[1]，达不到理想的驱动密封效果。单纯通过改变密封材质，提高强度，虽然可以较大提高组合密封的承压能力，但密封材质过硬，易磨损跑道，从而导致密封失效，加速主驱动内部传动件的损坏[2]。施工过程中，主驱动密封一旦发生故障，必须在隧道内停机维修和更换，延长了施工工期，增加了施工成本和安全隐患[3-4]。

针对上述问题，本研究基于高承压泥水平衡盾构机的市场需求，研究了一种主驱动压力补偿系统，密封两端压差可根据外界支撑力实时调节，通过稳定密封两侧压差在组合密封的承压范围之内，将主驱动密封的支撑压力提高至1.0 MPa及以上，从而提高了泥水平衡盾构机的整机压力，满足超高水压、超大断面、超长距离掘进机的施工要求。

1 主驱动组合密封的仿真研究

目前泥水平衡盾构机的主驱动组合密封形式有3道唇形、4道唇形及5道唇形等，本研究主要针对最为常用的4道唇形密封的主驱动来讨论，如图1所示，其他形式的驱动方案可类别借鉴。4道唇形密封把主轴承与外面承压的开挖舱隔开，共分为5个腔体，第1道唇形密封之前为P0迷宫腔，直接跟开挖舱渣土接触，通过持续注入HBW油脂阻挡渣土、地下水及其他杂质进入[5]；第1道唇形密封与第2道唇形密封之间为P1腔，通过持续注入EP2油脂并向P0挤出油脂对密封进行润滑同时阻挡异物；第2道唇形密封与第3道唇形密封之间为P2腔，通过注入齿轮油对密封进行润滑，并能够通过空气加压给密封提供支撑压力；第3道唇形密封与第4道唇形密封之间为P3检测腔，通过检测腔上下点位的透明联通装置实时观察前部密封是否有泄漏，从而及时排查主驱动密封故障；第4道唇形密封之后为P4腔驱动箱，驱动箱内加注齿轮油，对主驱动轴承、齿轮等部件进行润滑和冷却[6-7]。

图1 4道唇形密封结构图Fig.1 Structure diagram of four lip seals

首先利用ANSYS软件构建唇形密封模型，然后对其加载不同的压力，通过观察不同加载压力下密封的受力情况如图2～图4所示，不同加载压力下密封的变形情况如图5～图7所示，来确定组合唇形密封的最佳动态压力以及最高支撑压力[8]。

图2 0.35 MPa下密封的受力情况Fig.2 Force of seal under 0.35 MPa

图3 0.5 MPa下密封的受力情况Fig.3 Force of seal under 0.5 MPa

图4 0.7 MPa下密封的受力情况Fig.4 Force of seal under 0.7 MPa

图5 0.35 MPa下密封的变形情况Fig.5 Deformation of seal under 0.35 MPa

图6 0.5 MPa下密封的变形情况Fig.6 Deformation of seal under 0.5 MPa

图7 0.7 MPa下密封的变形情况Fig.7 Deformation of seal under 0.7 MPa

由上述仿真结果可得：① 唇形密封最佳动态压力为0.35 MPa，密封两侧压差应在组合密封的承压范围0.35 MPa之内；② 0.7 MPa下密封局部压力急剧增大，会出现翻唇和失效的风险，因此主驱动组合密封仅能承受0.6 MPa支撑压力，超过0.6 MPa极有可能导致密封失效，如表1所示。

表1 不同加载压力下密封的状态Tab.1 Sealing status under different loading pressures

2 主驱动压力补偿系统的方案研究

根据控制原理不同，设计了两种主驱动压力补偿系统方案：① 全电动控制的主驱动压力补偿系统，如图8所示；② 全气动控制的主驱动压力补偿系统，如图9所示。全电动控制的主驱动压力补偿系统的特点为系统设计简单，易操作，精度偏低，可靠性低；全气动控制的主驱动压力补偿系统系统设计相对复杂，控制精度高，对操作手要求较高，可靠性高。下面将对两种方案的原理、控制方式及优缺点等进行详细对比分析。

图8 全电动控制的主驱动压力补偿系统Fig.8 Fully motorized main drive pressure compensation system

图9 全气动控制的主驱动压力补偿系统Fig.9 Fully pneumatically controlled main drive pressure compensation system

2.1 全电动控制的主驱动压力补偿系统方案

全电动控制的主驱动压力补偿系统原理：主路气源和各分支进气管路各配置1个减压阀和压力传感器，用于实时检测供气气源及各腔压力；P2齿轮油腔、P3检测腔和P4驱动箱的供气和排气管路各配置1个电动调节阀。程序上P2齿轮油腔进气管路压力传感器与气垫仓压力设置压差0.3 MPa，当压差大于0.3 MPa时，电动调节阀1打开，进气加压，当压差小于0.3 MPa时，电动调节阀2打开，排气减压，始终将唇形密封两侧压力保持在0.35 MPa压差，延长组合密封寿命；同理程序上P3检测腔进气管路压力传感器与P2齿轮油腔进气管路压力传感器设置压差0.35 MPa，当压差大于0.35 MPa时，电动调节阀3打开，进气加压，当压差小于0.35 MPa时，电动调节阀4打开，排气减压，始终将唇形密封两侧压力保持在0.35 MPa压差，延长组合密封寿命；程序上P4驱动箱进气管路压力传感器与P2腔进气管路压力传感器设置压差0.3 MPa，当压差大于0.3 MPa时，电动调节阀5打开，进气加压，当压差小于0.3 MPa时，电动调节阀6打开，排气减压，始终将驱动箱内压力保持比检测腔压力高0.05 MPa，防止最后一道唇形密封开启，杂质进入驱动箱污染齿轮油，影响主驱动传动部件寿命。

2.2 全气动控制的主驱动压力补偿系统方案

全气动控制的主驱动压力补偿系统原理：P2齿轮油腔、P3检测腔和P4驱动箱的供气管路各配置1个压差控制阀，该压差调节阀是一种全气动的压力调节装置，通过调节阀体弹簧压缩量来设定压差值，压差阀控制器将根据反馈信号压力值与设定值进行比较，控制压差阀开度来调节进气量从而保持压力稳定。P2齿轮油腔进气管路的压差控制阀1的反馈信号直接来自气垫仓压力，压差设定值为0.3 MPa，当气垫仓压力与P2齿轮油腔压差大于0.3 MPa时，压差阀自动调大阀体开度，加大进气量，当气垫仓压力与P2齿轮油腔压差小于0.3 MPa时，压差阀自动调小阀体开度，减小进气量，始终将唇形密封两侧压力保持0.35 MPa压差，排气管路的消声器起到压力微调作用，使腔体压力持续保持动态平衡状态；P3检测腔进气管路的压差控制阀2的反馈信号来自P2齿轮油腔压力，压差设定值为0.35 MPa，当P3检测腔压力与P2齿轮油腔压差大于0.35 MPa时，压差阀自动调大阀体开度，加大进气量，P3检测腔压力与P2齿轮油腔压差小于0.35 MPa时，压差阀自动调小阀体开度，减小进气量，始终将唇形密封两侧压力保持0.35 MPa压差，排气管路的消音器起到压力微调作用，使腔体压力持续保持动态平衡状态；P4驱动箱进气管路的压差控制阀3的反馈信号来自P2齿轮油腔压力，压差设定值为0.3 MPa，当P4驱动箱压力与P2齿轮油腔压差大于0.3 MPa时，压差阀自动调大阀体开度，加大进气量，P4驱动箱压力与P2齿轮油腔压差小于0.3 MPa时，压差阀自动调小阀体开度，减小进气量，始终将驱动箱内压力保持比检测腔压力高0.05 MPa，防止最后一道唇形密封开启，杂质进入驱动箱污染齿轮油，影响主驱动传动部件寿命，排气管路的消音器起到压力微调作用，使腔体压力持续保持动态平衡状态。

2.3 两种主驱动压力补偿系统的方案对比分析

全电动控制和全气动控制的两种主驱动压力补偿系统方案的相同点是控制逻辑相同，如图10所示：水土压力等于气垫仓压力近似等于P0迷宫腔压力值，唇形密封开启压力为0.05 MPa，则P1EP2腔与P0腔的压力差为0.05 MPa，P2齿轮油腔始终与气垫仓保持0.3 MPa 的压力差，即P2齿轮油腔与P1EP2腔的压力差维持在0.35 MPa，保持密封在最佳动态压力下运行。

图10 主驱动压力补偿系统逻辑控制图Fig.10 Logic control diagram of main drive pressure compensation system

全电动控制和全气动控制的两种主驱动压力补偿系统方案的不同点是：全电动控制的主驱动压力补偿系统方案中的控制阀只能控制管路开关，阀体本身没有设定压力差的功能，反馈信号来自于压力传感器信号，只能通过不断开关进气和排气管路的阀体来调节压力平衡，该控制方式压力波动较大，电路故障情况下，系统将无法正常工作[9]；全气动控制的主驱动压力补偿系统方案中压差控制阀是全气动控制，可设定压差值，可直接连接反馈信号，只需在进气管路调节阀体开度即可维持压力稳定[10]，该控制方式波动小，实时闭环反馈，电路故障情况下，系统依然可以正常工作，可靠性高，因此，主驱动压力补偿系统最终采用全气动控制方式。

2.4 建立全气动控制的主驱动压力补偿系统

设计全气动控制的主驱动压力补偿系统原理图，如图11所示。

图11 全气动控制的主驱动压力补偿系统原理图Fig.11 Schematic diagram of main drive pressure compensation system with full pneumatic control

从图中可以看出，通过往P0腔与P1腔不断的注入油脂，将渣土阻挡在外面。首先，通过压力补偿阀1维持气垫仓与齿轮油腔之间压力恒定；其次，通过压力补偿阀2维持齿轮油腔与驱动箱之间的压力恒定；最后，通过压力补偿阀3维持齿轮油腔与检测腔之间压差恒定。由于第4道密封唇口朝向驱动箱侧，因此驱动箱压力要稍大于检测腔压力，防止检测腔油液窜入到驱动箱。整套系统提前设定好各个腔体间压差值后，系统能够对支撑压力大小进行闭环反馈自适应调整各腔压力，从而提高整体组合密封承压能力。从系统逻辑控制图10可以看出，在保证密封寿命的前提下，将各腔体之间的压差值设置到最大，从而使组合密封承压能力发挥到最大化。

3 主驱动压力补偿系统的性能试验

为了验证系统的可靠性，搭载了全气动控制的自适应密封压力补偿系统试验台，如图12所示，模拟泥水平衡盾构机掘进时各密封腔体的压力变化，将支撑压力从0～1.0 MPa的过程中，对各腔压力进行数据采集见表2，并绘制相应的曲线图如图13所示，来验证不同支撑压力下，各密封腔体的压力变化情况。

图12 自适应密封压力补偿系统试验台Fig.12 Adaptive seal pressure compensation system test bench

表2 各腔压力数据采集Tab.2 Pressure data acquisition for each cavity MPa

图13 各腔压力数据采集曲线图Fig.13 Pressure data acquisition curve of each cavity

由性能试验结果表明，该全气动控制的主驱动压力补偿系统具有自适应能力强、响应快(<20 s)、误差小(±0.02 MPa)等优点[11]，可将主驱动密封的支撑压力提高至1.0 MPa，从而提高了泥水平衡盾构机的整机压力，满足了高承压泥水平衡盾构机的掘进施工要求。

4 主驱动压力补偿系统的应用效果

将搭载主驱动压力补偿系统的泥水平衡盾构机，与无压力补偿系统的4组唇形密封的泥水平衡盾构机的承压能力进行对比，如图14所示。

图14 有无压力补偿系统压力对比图Fig.14 Pressure comparison diagram with or without pressure compensation system

由图中可得，增加了主驱动压力补偿系统后，组合密封承压能力从0.6 MPa提高至1.0 MPa。整体密封承压能力提高67%，满足了现阶段复杂地质条件需求。

中铁306号苏埃通道超大直径15.03 m常压刀盘泥水平衡盾构机是首台国产15 m超大直径盾构，由于地层复杂，水土压力较大，主驱动压力补偿系统首次应用于该项目，并成功得到施工验证，该设备最高月掘进434 m，创造了国产超大直径泥水平衡盾构机的多项首创。

中铁588号春风隧道超大直径15.8 m常压刀盘泥水平衡盾构机项目下穿多个人员密集场所，地层复杂，穿越多个破碎带，稳定性差，水土压力高，主驱动压力补偿系统成功应用于该项目，已累计掘进超过2000 m。

中铁1100号武汉两湖东湖隧道超大直径15.09 m 螺机直排双通道出渣泥水平衡盾构机，该盾构机搭载的主驱动压力补偿系统已成功通过工厂验收。

全气动控制的主驱动压力补偿系统已成功应用于多个泥水平衡盾构机项目，并得到较好的验证，获得业主一致好评。主驱动压力补偿系统为压力分段控制，在施工应用过程中，当掌子面压力未达指定压力时，组合密封无需加压操作[12]，当掌子面压力达到指定压力时，需相关专业人员到施工现场指导调试压力补偿柜，并开启对应补偿罐的加压阀对相应腔体进行压力调节。

5 结论

本研究对泥水平衡盾构机的组合密封进行了仿真性能分析，得出密封的最佳动态承压为0.35 MPa和失效压力点0.6 MPa，基于此原理，设计了全电动和全气动控制两种主驱动压力补偿系统方案，并详细对比分析了两种控制方式的原理和优缺点：全电动控制方式简单，但压力波动较大，精度低，电路故障情况下，系统将无法正常工作，可靠性低；全气动控制方式相对复杂，但系统稳定，压力波动小，精度高，电路故障情况下，系统依然可以正常工作，可靠性高。因此，最终选择了全气动控制的主驱动压力补偿系统方案。针对全气动压力补偿系统，设计了主驱动压力补偿系统原理图，并搭载了全气动控制的自适应密封压力补偿系统试验台，对其进行数据采集和实验验证，得出增加主驱动压力补偿系统后，组合密封承压能力从0.6 MPa提高至1.0 MPa，承压能力提高67%的结论，最终该系统成功应用于多个大直径高承压泥水平衡盾构机。