土壓平衡式盾構螺旋輸送機保壓性能研究

土壓平衡式盾構螺旋輸送機保壓性能研究

隨著我國城市道路交通的快速發(fā)展，有效走出去的框架門的地質和水文條件變得越來越復雜，這對構建螺旋式結構提升裝置的排水、壓力和壓力效應有了更高的要求。在設計地面壓平衡結構時，要求開挖的土壤以螺旋旋轉器的形式從壓力框架中運輸到外部的聽到壓力環(huán)境中。在傳輸過程中，土壤應提供足夠的抗壓能力來平衡電機兩側的壓力，并控制土倉的壓力。確保開挖部分的穩(wěn)定性。因此，正確預測壓力性能對控制坍塌安全挖掘起到了重要作用。在螺旋輸送機內壓力分布特征的理論研究方面，Chung綜上所述，雖然目前的研究成果已較為豐富，但現(xiàn)有理論模型中，關于螺旋葉片及筒壁上的剪切應力的假設尚存在爭議，而模型試驗存在操作難度大、成本高且流動狀態(tài)不可見等問題，因此，通過理論分析及模型試驗估計螺旋輸送機的保壓性能仍十分困難，數值手段成為解決該問題的新途徑.本文基于Herschel-Bulkley流變模型（H-B模型），探究了渣土流變參數及螺旋輸送機工作參數對螺旋輸送機保壓性能的影響規(guī)律，并通過模型試驗驗證了計算結果的準確性，以期為更好地解釋螺旋輸送機的保壓機制并準確預估及優(yōu)化其保壓性能提供理論依據.1理論基礎1.1土壤沉降模型為滿足盾構施工時建立土壓平衡、防噴涌、防泥餅以及設備減磨的技術需求，開挖下來的渣土需呈塑性流動狀態(tài)式中：τ孟慶琳等1.2螺旋粉碎機內的土工壓力及張拉力的計算土壓平衡式盾構屬于閉胸式隧道掘進設備，開挖后的渣土經過改良形成良好的傳力介質，將來自千斤頂的推力傳遞至開挖面，用以平衡開挖面的土壓力p渣土壓力從螺旋輸送機入口A到出口B逐漸下降，在出口處降低為零或較小的量值，保證出渣過程穩(wěn)定可控.假定渣土在螺旋輸送機內的流動連續(xù)且恒定，同時忽略渣土的壓縮性，則根據伯努利方程，圖1中A點與B點的機械能應遵循：式中：P為渣土壓力；ρ為渣土密度；v為渣土運動速度；h為高度；ΔE為機械能損失項.由于螺旋輸送出入口面積相等，因此，根據連續(xù)性原理，出入口的渣土速度v由公式（4）可知，螺旋輸送機的保壓能力來源于兩方面：(1)通過向上的輸送，將壓能轉化為重力勢能；(2)通過渣土的摩擦消耗，將壓能最終轉化為內能.ΔP越大，則表明螺旋輸送機的保壓性能越優(yōu)異.重力勢能的大小取決于渣土的密度ρ以及出入口的高度差h渣土本身黏性摩擦力的存在是產生ΔE的根本原因.若將螺旋輸送機內的渣土看作控制體，則ΔE可表示為：式中：W為螺旋輸送機對渣土做功的功率；Q為渣土的體積流量；m為渣土的質量流量；u為速度矢量；σ當忽略渣土壓縮性時，根據廣義牛頓內摩擦定律，應力張量σ式中：p為壓力函數；δ由公式（6)(7）可知，ΔE由渣土的應力場及速度場決定.渣土的應力場與渣土材料本身的動力黏度μ直接相關.但是，由于螺旋輸送機本身復雜的結構型式，無法通過解析方法求得ΔE，需要借助數值模擬的手段.在模擬過程中，μ為非定值，可用H-B流變模型進行描述：式中：γ渣土的速度場則與螺旋輸送機的轉速及出渣效率有關.根據圖1所示的螺旋輸送機的幾何結構，實際出渣體積流量Q為：式中：η為出渣效率；Q2數值建模2.1幾何模型建立及網格劃分為盡量貼合實際，本文選取的計算模型為直徑6m的盾構機的螺旋輸送機模型.如圖1所示的幾何結構，總長度L=10m，螺旋直徑D=0.8m，螺旋軸直徑d=0.2m，螺距l(xiāng)=0.7m，葉片厚度s=60mm，共14節(jié)螺旋.采用Solidworks軟件建立螺旋輸送機的三維幾何模型，并將其導入Fluent軟件中進行網格劃分.模型采用多面體網格，由四面體網格轉化而成，在保證網格質量的基礎上，極大地提高了計算效率.整個流體域網格數目約為19萬，網格密度如圖2所示.由于數值建模的目的在于求解螺旋旋轉條件下渣土的機械能損失ΔE，模型中的螺旋葉片及流體域的網格均假定為勻速旋轉狀態(tài)，因此采用多重參考系法（MRF）對模型進行定常流計算.螺旋輸送機內的流體域設置為動區(qū)域，其他區(qū)域為靜區(qū)域；螺旋葉片為動壁面，外殼為靜壁面.動區(qū)域及動壁面按照螺旋輸送機轉速設置旋轉.2.2土工的流量模型及e本文算例選用層流模型，入口條件設置為壓力入口，壓力值為0.2MPa，出口采用流量出口，流量值根據公式（10）計算，壁面均采用無滑移壁面條件，即默認渣土在壁面處與壁面的相對速度為零.內迭代步設置為300步，可滿足殘差下降兩個量級.由1.2節(jié)的分析可知，影響ΔE的因素來自兩個方面：(1)渣土的H-B流變模型參數，即屈服應力τ3結果分析3.1螺旋設備內土工流動規(guī)律以表1中的對照組為例，計算結果如圖3和圖4所示.圖3(a)(b)(c）分別為渣土的壓力、速度、剪切率分布云圖.由圖3(a）可知，渣土壓力沿x正方向遞減，螺旋輸送機內同一x截面處壓力值相差不大.數值計算中的壓力為位置勢能與壓能的總和，因此進出口的壓差即為公式（3）中的ΔE，而非ΔP.由圖3(b）可知，螺旋輸送機內渣土的流動速度并不均勻，在螺旋葉片的帶動下，越靠近葉片外緣，渣土的流速越大，渣土流速的變化范圍為0～0.9m/s.由圖3(c）可知，螺旋輸送機內渣土的剪切率并不恒定，由于渣土被假定為H-B塑性材料，這意味著渣土內部剪應力隨螺旋位置產生變化.剪切率主要變化范圍為10s圖4為螺旋葉片的壓應力、剪應力分布云圖.由圖4(a）可知，在旋轉狀態(tài)下，越靠近葉片外緣，剪應力越小，而葉片內緣及轉軸位置剪應力較大，每節(jié)螺旋葉片的剪應力分布基本相同.由圖4(b）可知，螺旋葉片的壓應力分布與圖3(a）中渣土壓力分布呈現(xiàn)相同的規(guī)律，壓應力沿x軸線方向線性遞減.3.2土工流變參數對保壓性能的影響在螺旋輸送機轉速為20r/min、出渣效率為60%的條件下，選取輸送機外殼某位置沿x軸線方向的壓力變化為對象，探究不同渣土流變參數對保壓性能的影響.圖5(a)(b)(c）分別為屈服應力τ從圖5可看出，τ3.3螺旋轉速對特性的影響當保持渣土流變模型參數恒定時，不同螺旋轉速r和出渣效率η對螺旋輸送機機械能損失ΔE的影響規(guī)律如圖6所示.由圖6可知，螺旋轉速r越大，出渣效率η越高，則機械能損失ΔE值越大，螺旋輸送機保壓性能越好.當η固定不變時，隨著r增加，ΔE基本呈線性增加，但增長幅度略有下降.由此可知，在實際施工過程中，可通過提高轉速來增加螺旋輸送機的保壓能力.而當轉速r固定不變時，隨著出渣效率η增加，ΔE也基本呈線性增加，并且r值越高，ΔE的上升幅度越大.在施工過程中，出渣效率η并非人為可控因素，其大小與螺旋輸送機進出口壓差有關.當壓差較大時，進口處壓力推動渣土向外排出，此時出渣效率η較高，渣土的機械能損失ΔE也較大，說明螺旋輸送機的保壓能力具有隨土倉壓力大小而自我調節(jié)的特點.為更直接地表達ΔE與r、η間的對應關系，對圖6中的計算結果進行二元多項式回歸，結果如圖7所示.由圖7可知，二次多項式的回歸結果與計算數據的擬合優(yōu)度極高，確定系數R由于渣土的流變參數保持不變，因此螺旋轉速r是通過改變渣土的速度場來影響機械能損失ΔE.螺旋轉速越快，渣土的運動速度越快，摩擦力做功越高，進出口壓差則越大.圖8和圖9分別為不同螺旋轉速下螺旋輸送機中心位置x截面的流速與剪切率分布云圖.由圖8可知，轉速5r/min和20r/min條件下渣土的流速具有相似的分布規(guī)律，在螺旋葉片的帶動下，越靠近圓筒外緣，渣土流速越高.但二者流速大小有明顯區(qū)別，轉速5r/min時最大流速僅0.2m/s，而轉速20r/min時最大流速為0.8m/s.由圖9可知，不同轉速下渣土剪切率的分布規(guī)律幾乎完全一致，剪切率大小與螺旋轉速大小成正比.由此可知，當螺旋轉速增加時，渣土的流速及剪切率隨螺旋轉速成比例增加，但由于公式（8）中H-B模型的動力黏度μ與剪切率γ之間為非線性關系，因此圖6中ΔE值不隨螺旋轉速r增加而線性增長.圖10所示為不同出渣效率η下x截面渣土流速分布云圖.由于螺旋轉速r相同，因此出渣效率η不同的成因是渣土的流速不同.由圖10可知，隨著出渣效率增加，x截面中出現(xiàn)月牙形的加速區(qū)，出渣效率η越高，加速區(qū)越明顯.出渣效率η的影響因素較為復雜，顯然僅依靠螺旋旋轉產生的“抽力”難以在渣土中心區(qū)域形成加速區(qū)，加速區(qū)是在土倉壓力的推動作用下形成的.當出渣效率在40%～60%之間時，加速區(qū)不明顯，此時渣土的輸送由螺旋旋轉主導；當出渣效率在80%～100%時，加速區(qū)明顯，此時渣土的輸送受螺旋“抽力”及進出口壓差共同作用.在實際應用中，出渣效率的確定可通過統(tǒng)計出渣量和螺旋輸送機轉速進行估計.圖11所示為不同出渣效率下x截面渣土剪切率分布.由圖11可知，隨著出渣效率η增大，渣土剪切率整體呈增大趨勢，局部區(qū)域出現(xiàn)明顯增大.其中，轉軸及外殼壁面附近剪切率增長最為明顯，最大剪切率始終維持在20s3.4螺旋粉碎機保壓性能的優(yōu)化流程根據以上分析，螺旋輸送機的保壓性能與渣土的流變行為及螺旋輸送機的工作狀態(tài)均密不可分.因此，在計算螺旋輸送機保壓性能時，需依據實際情況逐一判別，不可一概而論.圖12提供了螺旋輸送機保壓性能的優(yōu)化流程，流程詳細說明如下：1）確定螺旋輸送機的相關幾何參數以用于數值建模.若螺旋輸送機為雙節(jié)螺旋結構，則也應按實際尺寸建立幾何模型.2）通過流變試驗確定隧道穿越地層所產生渣土的H-B流變模型參數，由于隧道可能穿越多種地層，應分別對經渣土改良后的不同類型渣土進行流變測試，取所有結果中的最小參數值作為最不利工況.3）確定螺旋輸送機的最大工作參數，其中最大轉速r4）利用CFD方法計算機械能損失ΔE.5）若ΔE+ρgLsinα≥ΔP4土倉內土工流場模擬在數值計算中，渣土被假定為符合H-B流變模型的假塑性流體，為驗證這一假定的可靠性，特將計算結果與室內試驗結果進行對比驗證.采用如圖13所示的螺旋輸送機模型試驗裝置，螺旋機長度1.0m，直徑108mm.模型機系統(tǒng)由渣土倉、傾斜螺旋機、聯(lián)軸器、減速電機、變頻器及水平方向加壓系統(tǒng)組成.其中螺旋機外殼處分別等間距安裝有6個土壓力計和6個空隙水壓力傳感器，如圖13所示，用于測量法向應力和孔隙水壓力.在試驗過程中，當土倉內渣土逐漸減少時，加壓系統(tǒng)的水平方向氣缸以恒定壓力向前推進，氣缸始終與大型儲氣罐相連接，保證了螺旋輸送過程中土倉壓力始終維持恒定.根據土倉內渣土輸送情況，可計算出渣土的出渣效率η.由于模型試驗僅用于驗證理論計算中基本假設的可靠性，因此試驗中無需配置相似材料，試驗材料為經改良后的普通渣土，改良渣土的配比及相關力學參數如表3所示.膨潤土漿液選用膨化24h的鈉基膨潤土漿液.改良渣土的塌落度值為190mm，屬于典型的“塑性流動狀態(tài)”.根據文獻依據模型試驗機尺寸及參數進行數值建模和計算，理論計算與試驗結果對比見圖15.整體來看，兩種工況下的理論計算結果與試驗結果均較為吻合，說明H-B模型用于模擬螺旋輸送機內渣土的流動及力學性能是較為可靠的.工況1中當x坐標在0.6m和1.0m時，理論壓力值較實測值偏大，其可能的原因為，理論計算中假設渣土為均質的黏塑性流體，忽略了渣土與管壁的相對滑移，而實際渣土中的固體顆粒與管壁存在摩擦，增加了機械能的消耗.此外，當x坐標為1.0m時接近螺旋輸送機出口處，兩種工況下的實測壓力值均存在突變，原因是螺旋機出口處突然泄壓導致實測壓力值較理論計算值更小，以致螺旋輸送機保壓性能的理論計算結果偏保守.5數值結果與模型材料驗證1）螺旋輸送機存在2個保壓途徑，一是將土倉內的壓能轉化為渣土的重力勢能，二是通過渣土的摩擦消耗，將壓能最終轉化為內能.重力勢能轉化量與螺旋輸送機的長度L及安裝角度α的正弦值線性相關，而因摩擦消耗產生的機械能損失ΔE與渣土流變參數τ2）采用CFD方法在評價螺旋輸送機保壓性能方面有很大潛力.渣土的流變參數對螺旋輸送機保壓性能有較大的影響，其中H-B