CN117150826A - 适用于同步推拼系统的油缸推力精确分配方法及系统 - Google Patents
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Abstract
本发明公开了适用于同步推拼系统的油缸推力精确分配方法及系统，属于盾构隧道施工技术和装备领域。本发明开发了一套考虑盾构机重心偏移以及油缸推力偏转，基于实时数据监测的油缸推力精确分配方法。首先，在不考虑盾构机重心偏移以及油缸推力偏转的条件下，利用约束优化方法得到每根推进油缸组的推力初始值；将所述推力初始估值对应分配给相应油缸；实时采集处于推进状态的每根油缸的推力数据，基于所述推力数据计算得到误差值；判断所述误差值是否属于阈值内，若超过了阈值则利用提出的考虑误差的约束优化模型对推力值进行再优化，直至满足结果，将优化后的推力分配给相应的油缸。通过本发明提出的方法可实现盾构机姿态的精确控制。
Description
技术领域
本发明涉及盾构隧道施工技术和装备领域，具体涉及适用于同步推拼系统的油缸推力精确分配方法及系统。
背景技术
近年来，随着一大批长大隧道的规划和修建，同步推拼的技术优势得以充分体现。同步推拼，即在掘进的同时进行管片的拼装，相较于传统推拼交替模式，同步推拼模式可以节省近一半的时间。
在同步推拼过程中，推进的同时需要缩回部分油缸用于管片拼装，如何保证油缸缩回前后，其推力合力的大小和方向保持不变（盾构推力矢量控制技术）是盾构姿态控制的核心。现有的盾构推力矢量控制技术主要有三种：一种方式是缩回一组油缸用于管片拼装，再缩回一组与之对称的油缸(也称为同调)以克服偏载，其余油缸增大推力以实现合力点和总推力不变，该方式会使油缸推力骤增，增大管片的局部压力；另一种方式是使得未缩回的油缸形成梯度化的推进力以补偿缩回油缸的推进力；第三种方式是使得各油缸推力的变化值最小。上述三种方法均忽略了管片的拼装误差、管片局部位移以及盾构姿态的偏转对推力矢量的影响以及盾构机质心与形心不重合引起的误差，导致推力矢量控制存在一定的偏差，因此亟需一种盾构推力矢量精确分配方法。
发明内容
本发明为解决上述背景技术中存在的技术问题，提供了适用于同步推拼系统的油缸推力精确控制方法及系统。
本发明采用以下技术方案：适用于同步推拼系统的油缸推力精确分配方法，包括以下步骤：
步骤一、每环管片由若干块管片分块组成，于盾体内配置多组推进油缸组；推进时，每个管片分块上均分配有至少一根推进油缸；
步骤二、利用盾构掘进推力计算公式计算得到处于推进状态的油缸总推力值以及盾构姿态调整所需的推力偏心距，并将其设为优化目标值，以各油缸推力方差值最小作为优化目标，基于约束优化模型对油缸推力值进行优化得到每根推进油缸的推力初始值；
步骤三、将所述推力初始值对应分配给相应的每根油缸；
步骤四、实时采集处于推进状态的每根油缸的推力数据，基于所述推力数据计算得到误差值，所述误差值因盾构机重心与几何中心的不重合以及油缸推力方向偏转引起；预先给定关于误差值的阈值，判断所述误差值是否属于阈值内：若属于，则执行步骤五；反之，执行步骤六；
步骤五、按照所述推力初始值对处于推进状态的油缸进行推力设定；
步骤六、更新约束优化模型，使用更新后的约束优化模型对油缸推力计算公式进行优化得到优化后的推力估值，重复步骤四。
在进一步的实施例中，所述步骤一还包括：Oxyz坐标系和坐标系的建立；
Oxyz右手坐标系的建立流程如下：确定盾构机油缸撑靴支撑与推进油缸组的连接面，确定所述连接面的圆心为坐标原点O，所述坐标原点O位于盾体的轴线上；以水平方向为x轴、盾体的轴线为y轴，盾构掘进方向为正、z轴垂直于xOy面，向上为正，其中xOz平面与所述连接面重合；
坐标系的建立流程如下：定义盾构机质量中心点为坐标原点，
坐标轴的三轴方向与Oxyz坐标系的三轴方向相同。
在进一步的实施例中，在拼装某块管片时，支撑其上的油缸应缩回，假设盾构机推进系统共有n根油缸组成，支撑于第l块管片上的kl油缸缩回，将未缩回的油缸按照1~n-kl的序列重新编号；所述推力优化目标函数为使未缩回油缸推力的方差达到最小值由式（1）表示：
（1）；
式中，g表示推进时未缩回油缸的方差；
n为油缸的总数量，；其中，m为管片分块的数量、为第l块管片分块上
的油缸数量；
表示第j根油缸推力的大小，其中，1≤j≤n；
为推进时未缩回油缸的推力平均值，，为目标推力值。
在进一步的实施例中，所述步骤二中的约束优化模型为使各油缸沿y轴的合力满足推进所需的总推力，油缸的合力对x轴和y轴的偏心距需要满足盾构姿态控制要求，同时每根油缸的推力应处于其推力范围内，所述约束优化模型可用式（2）表示：
（2）；
式中，n为油缸的总数量，；其中，m为管片分块的数量、为第l块管片
分块上的油缸数量；为目标推力值；
为对x轴的目标偏心距，为对z轴的目标偏心距，表示第j根油缸推力的作
用点至坐标原点O的距离，为第j根油缸推力的作用点与x轴之间的夹角；
为保持管片分块稳定所需的最小油缸推力，为管片分块内油缸最大推
力。
在进一步的实施例中，所述推力数据包括：
每根油缸推进时的实际推力的大小值和夹角值，所述夹角值包括：实际推力与x
轴正方向夹角、实际推力与y轴正方向的夹角、以及实际推力与z轴正方向的夹角；；
所述误差值包括：推力误差值、对轴力矩的误差值和对轴力矩的误
差值。
在进一步的实施例中，判断所述误差值是否属于阈值范围内的具体流程如下：
预先给定关于误差值的阈值包括：推力允许误差值、对轴力矩的误差允许
值和对轴力矩的误差允许值；
当误差值和关于误差值的阈值同时满足公式（3）关系时，则表示误差值是否属于阈值内：
（3）。
在进一步的实施例中，所述误差值的计算流程如下：
基于实际推力的大小值计算每根油缸在x轴、y轴和z轴方向的分力，如公式（4）：
（4）；
式中，、和分别表示推进时第i根油缸在x轴、y轴和z轴方向的分力大小；
采用公式（5）计算油缸的实际推力在Oxyz坐标系和坐标系中的合力大小：
（5）；
其中，、表示沿x、轴方向的油缸推力的合力，、表示沿y、轴方向的油缸
推力的合力，、表示沿z、轴方向的油缸推力的合力；
利用公式（6）计算油缸的实际推力对质心轴轴、轴和轴的力矩：
（6）；
其中，、和分别表示油缸的实际推力对轴、轴和轴的力矩；表示
推进时第i根油缸的实际推力作用点到坐标原点O的距离，表示第i根油缸的实际推力与x
轴正方向的夹角；
采用公式(7)计算得到推力误差值、对轴力矩的误差值和对轴力矩
的误差值：
（7）。
在进一步的实施例中，所述步骤六中的更新后的约束优化模型表示如公式（8）：
（8）；
式中，表示沿轴方向的油缸推力的合力，和分别表示油缸的实际推力
对轴和轴的力矩，为目标推力值，为x’轴的目标偏心距，其值大小与相同，
为z’轴的目标偏心距，其值大小与相同，为保持管片分块稳定所需的最小油缸推
力，为管片分块内油缸最大推力。
适用于同步推拼系统的油缸推力精确分配系统，用于实现如上所述的控制方法，所述控制系统包括：设置在盾体内的硬件单元和连接于所述硬件单元的软件单元；
其中，所述硬件单元包括：若干组推进油缸，沿环向的分布在所述盾体内的油缸支撑架上；油缸通过油缸撑靴支撑在管片的横截面上；每根油缸上均安装有对应的压力传感器。
在进一步的实施例中，所述软件单元被设置为控制油缸的推力大小和推力方向，包括：
第一模块，每环管片由若干个管片分块组成，于盾体内配置多组推进油缸组；推进时，每个管片分块上均分配有至少一组推进油缸组；
第二模块，被设置为利用盾构掘进推力计算公式，得到处于推进状态所需总推力值以及盾构姿态调整所需偏心距，并设置为优化目标值，基于约束优化模型对油缸推力值进行优化，得到每组推进油缸组的推力初始值；
第三模块，被设置为将所述推力初始值对应分配给组内的每根油缸；
第四模块，被设置为实时采集处于推进状态的每根油缸的推力数据，基于所述推力数据计算得到误差值；预先给定关于误差值的阈值，判断所述误差值是否属于阈值内：若属于，则执行步骤五；反之，执行步骤六；
第五模块，被设置为按照所述推力初始值对处于推进状态的油缸进行推力设定；
第六模块，被设置为更新约束优化模型，使用更新后的约束优化模型对油缸推力计算公式进行优化得到优化后的推力估值，重复步骤四。
在进一步的实施例中，所述油缸撑靴组合成一组圆环状支撑架，所述圆环状支撑架的圆心与盾体的圆心重合。
本发明的有益效果：本发明基于管片分块的油缸分区计算模型，利用油缸推力计算公式得到每根油缸的推力值，并利用约束优化模型对油缸推力值进行优化，得到高精度的推力大小和推力方向。需要说明的是，本发明提出的约束优化模型是考虑到实际推进时管片的拼装误差、管片的位移误差以及盾构机姿态偏转对推力矢量的影响，因此能够有效的提高推力矢量的精度。
附图说明
图1为实施例1中的适用于同步推拼系统的油缸推力精确控制方法的控制流程图。
图2为实施例1中的误差值精确控制计算模型图。
图3为实施例3管片分块及油缸推力作用点详图。
图4为实施例3中各油缸初始推力值。
图5为实施例3中各油缸初始推力值与优化后推力值对比。
图6为实施例2中盾构机推进系统的三维接头示意图。
图7为实施例2中推进油缸结构示意图。
图5至图7中的各标注为：管片分块1、油缸撑靴2、推进油缸3、球铰4、盾体5、支撑架6、倾角传感器7、压力传感器8。
具体实施方式
下面结合说明书附图和实施例对本发明做进一步的描述。
实施例1
如图1所示，适用于同步推拼系统的油缸推力精确控制方法，包括以下步骤：
步骤一、每环管片由若干个管片分块组成，于盾体内配置多组推进油缸组；推进时，每个管片分块上均分配有至少一根推进油缸；
步骤二、利用盾构掘进推力计算公式计算得到处于推进状态的油缸总总推力值以及盾构姿态调整所需推力偏心距，并将其设为优化目标值，以各油缸推力方差值最小作为优化目标，基于约束优化模型对油缸推力值进行优化得到每根推进油缸的推力初始值；
步骤三、将所述推力初始值对应分配给每根油缸；
步骤四、实时采集处于推进状态的每根油缸的推力数据，基于所述推力数据计算得到误差值，所述误差值因盾构机重心与几何中心的不重合以及油缸推力方向偏转引起；预先给定关于误差值的阈值，判断所述误差值是否属于阈值内：若属于，则执行步骤五；反之，执行步骤六；
步骤五、按照所述推力估值对处于推进状态的油缸进行推力设定；
步骤六、更新约束优化模型，使用更新后的约束优化模型对油缸推力计算公式进行优化得到优化后的推力估值，重复步骤四。
现有技术中，已有计算得到的偏心距为xOz在平面内对Ox轴和Oz轴的偏心距，但是对盾构机姿态起控制作用的为通过盾构机质量中心的各坐标轴的偏心距。
因此，为了更好的计算管片拼装误差、管片局部位移、盾构姿态拼装对油缸矢量的
影响以及盾构机形心与质心不重合对盾构姿态调整的影响，本实施例包括：Oxyz坐标系和坐标系的建立。
结合图2，Oxyz右手坐标系的建立流程如下：确定盾构机油缸撑靴支撑与推进油缸组的连接面，确定所述连接面的圆心为坐标原点O，所述坐标原点O位于盾体的轴线上；以水平方向为x轴、盾体的轴线为y轴，盾构掘进方向为正、z轴垂直于xOy面，向上为正，其中xOz平面与所述连接面重合；
坐标系的建立流程如下：定义盾构机刚度中心点为坐标原点，
坐标轴的三轴方向与Oxyz坐标系的三轴方向相同。
基于上述描述，根据需求采用等分模式将管片均为成m块管片分块，第l块管片分
块均配置有根油缸。故在本实施例中，每环管片上的油缸的总数量为n，。对应
的，油缸推力的作用点均位于Oxy平面内，由于管片拼装误差、局部管片位移以及盾构机姿
态偏差导致油缸推力矢量发生偏转，并分别与x轴、y轴和z轴呈角、角和角。
在拼装某块管片时，支撑其上的油缸应缩回，假设盾构机推进系统共有n根油缸组成，支撑于第l块管片上的kl油缸缩回，将未缩回的油缸按照1~n-kl的序列重新编号；
所述推力优化目标函数为使未缩回油缸推力的方差达到最小值由式（1）表示：
（1）；
式中，g表示推进时未缩回油缸的方差；
n为油缸的总数量，；其中，m为管片分块的数量、为第l块管片分块上
的支撑的油缸数量；
表示第j根油缸推力的大小，其中，1≤j≤n；
为推进时未缩回油缸的推力平均值，，为目标推力值。需要说明的是，
目标推力值的计算公式如下：
，其中，为刀盘贯入阻力，为作用在
刀盘面板上的地层侧向压力，为刀盘开口处的土仓压力，为盾构推进过程中盾壳与
地层间的摩擦力，为后配套台车牵引力。
对应的，所述步骤二中的约束优化模型为使各油缸沿y轴的合力满足推进所需的总推力，油缸的合力对x轴和y轴的偏心距需要满足盾构姿态控制要求，同时每根油缸的推力应处于其推力范围内，所述约束优化模型可用下式表示：
（2）；
为目标推力值；为对x轴的目标偏心距，为对z轴的目标偏心距，表示第j
根油缸推力的作用点至坐标原点O的距离，为第j根油缸推力的作用点与x轴之间的夹角；
为保持管片分块稳定所需的最小油缸推力，采用以下公式计算得到：
；其中Gm表示第m块管片的自重，μ1为油缸撑靴与管片之间的摩擦
系数；μ2为管片与管片之间的摩擦系数；
为管片分块内油缸最大推力，采用以下公式计算得到：
，式中pmax为油缸最大油压，d为油缸的直径，上述两个参数均可由
油缸参数表获得。
推进时，所采集到的推力数据为每根油缸推进时的实际推力的大小值和夹角
值，所述夹角值包括：实际推力与x轴正方向夹角、实际推力与y轴正方向的夹角、以及
实际推力与z轴正方向的夹角；。
对应的，基于推力数据计算得到的误差值包括：推力误差值、对轴力矩的误
差值和对轴力矩的误差值。
在进一步的实施例中，基于实际推力的大小值计算每根油缸在x轴、y轴和z轴方
向的分力，如公式（4）：
（4）；
式中，、和分别表示推进时第i根油缸在x轴、y轴和z轴方向的分力大小；
采用公式（5）计算油缸的实际推力在Oxyz坐标系和坐标系中的合力大小：
（5）；
其中，、表示沿x、轴方向的油缸推力的合力，、表示沿y、轴方向的油缸
推力的合力，、表示沿z、轴方向的油缸推力的合力；
利用公式（6）计算油缸的实际推力对质心轴轴、轴和轴的力矩：
（6）；
其中，、和分别表示油缸的实际推力对轴、轴和轴的力矩；表示
推进时第i根油缸的实际推力作用点到坐标原点O的距离，表示第i根油缸的实际推力与x
轴正方向的夹角；
采用公式(7)计算得到推力误差值、对轴力矩的误差值和对轴力矩
的误差值：
（7）。
基于计算得到的推力误差值、对轴力矩的误差值和对轴力矩的误差
值判断步骤二中的推力估值是否符合要求。判断的具体流程如下：
预先给定关于误差值的阈值包括：推力允许误差值、对轴力矩的误差允许
值和对轴力矩的误差允许值；
当误差值和关于误差值的阈值同时满足公式（3）关系时，则表示误差值是否属于阈值内：
（3）；
在进一步的实施例中，所述步骤六中的更新后的约束优化模型表示如公式（8）：
（8）；
式中，表示沿轴方向的油缸推力的合力，和分别表示油缸的实际推力
对轴和轴的力矩，为目标推力值，为x’轴的目标偏心距，其值大小与相同，
为z’轴的目标偏心距，其值大小与相同，为保持管片分块稳定所需的最小油缸推
力，为管片分块内油缸最大推力。
实施例2
如图6和图7所示，本实施例公开了适用于同步推拼系统的油缸推力精确控制系统，用于实现实施例1中的控制方法。控制系统包括：设置在盾体内的硬件单元和连接于所述硬件单元的软件单元。
其中，所述硬件单元包括：若干组推进油缸组，沿环向等间距的分布在所述盾体内
的油缸支撑架上，所述油缸通过撑靴支撑在管片的横截面上；每个油缸上均安装有对应的
Newsigar AHR626倾角传感器和O-10(T)油缸压力传感器（不限于以上型号传感器）。其中，
倾角传感器则用于获取推力数据中的夹角值，具体变现为实际推力与x轴正方向夹角、实
际推力与y轴正方向的夹角、以及实际推力与z轴正方向的夹角。压力传感器则是用于
获取推力数据中的实际推力的大小值，实现实时监控。
在本实施例中，推进油缸组实际为20组，每组推进油缸组中均设置有3根油缸，位于同一油缸组中的油缸的两端通过球铰连接于同一个油缸撑靴。为保证油缸的稳定性和管片横截面受压均匀，一般将2~3根油缸划分为一组，每组油缸两端分别设置一个油缸撑靴，油缸撑靴在掘进时，支撑在管片的横截面上，一端支撑在油缸支撑架上，即实施例1中的连接面。
在进一步的实施例中，油缸撑靴组合成一组圆环状支撑架，所述圆环状支撑架的圆心与盾体的圆心重合，圆环状支撑架位于横截面上。
为了更好的实现精准控制，本实施例中的软件单元被设置为控制油缸的推力大小和推力方向，包括：
第一模块，每环管片由若干个管片分块组成，于盾体内配置多组推进油缸组；推进时，每个管片分块上均分配有至少一组推进油缸组；
第二模块，被设置为利用盾构掘进推力计算公式计算得到处于推进状态所需总推力值以及盾构姿态调整所需偏心距，并设置为优化目标值基于束优化模型对油缸推力值进行优化得到每组推进油缸组的推力初始值；
第三模块，被设置为将所述推力初始值对应分配给组内的每根油缸；
第四模块，被设置为实时采集处于推进状态的每根油缸的推力数据，基于所述推力数据计算得到误差值；预先给定关于误差值的阈值，判断所述误差值是否属于阈值内：若属于，则执行步骤五；反之，执行步骤六；
第五模块，被设置为按照所述推力初始值对处于推进状态的油缸进行推力设定；
第六模块，被设置为更新约束优化模型，使用更新后的约束优化模型对油缸推力计算公式进行优化得到优化后的推力估值，重复步骤四。
实施例3
某盾构项目采用同步推拼技术施工，隧道管片外径14.3m，环宽2m，管片厚600mm，
采用10等分分块形式。推进系统包含沿管片均匀分布的20组三联油缸，每块管片上支撑2组
油缸，每组油缸由三根组成，共60根，单根油缸最大推力。油缸推力作用点
位置如图3所示。根据计算得到：盾构机重心坐标x0(0,-0.8,-1)，在目前地层所需的推力为
1×105kN，所需要的纠偏力矩Mx=6×104kN·m，Mz=8×104kN·m，即ex0=0.6m，ez0=0.8m。首先，
不考虑盾构机重心的偏移与推力偏转带来的影响，按照式（1）和式（2）初步确定每根油缸所
需推力。
对管片分块进行编号，其中位于第一象限，靠近x的管片编为第1块管片，然后逆时针依次编号，共10块。对支撑在管片上的油缸进行编号，从第一块管片上,靠近x轴的油缸为第①根油缸，然后逆时针依次编号，共60根。计算当拼装第10块管片时，各油缸的推力。
由图3可知，d=[14 14 … 14] 1×54；各油缸合力作用点与x轴之间的夹角θi可表示为：θ=[4.5913.522.52731.540.54549.558.56367.576.5 … 279283.5292.5297301.5310.5315319.5] 1×54。
将F0=1×105kN, ex0=0.6m，ez0=0.8m，d，α 代入式（1）和式（2）得到各油缸推力向量f0，其大小如图4所示。将图4所示的推力分配给相应的油缸，然后采集各个油缸与x轴、y轴和z轴之间的夹角αi,βi,γi，用倾角矩阵Г=[α,β,γ]54×3表示。表1为通过传感器测得的油缸倾角。
表1 实测油缸倾角
| 油缸序号 | αi | βi | γi |
| 1 | 89.17022 | -0.08427 | 89.17451 |
| 2 | 92.20324 | -4.46637 | 86.11679 |
| 3 | 85.00114 | 0.741176 | 85.05667 |
| 4 | 88.02333 | -3.53271 | 87.07322 |
| 5 | 86.46756 | 0.893055 | 86.58259 |
| 6 | 85.92339 | 1.997584 | 86.44779 |
| 7 | 86.8626 | -3.97666 | 87.55898 |
| 8 | 88.45561 | -0.85944 | 88.71693 |
| 9 | 88.96767 | 1.944002 | 88.35292 |
| 10 | 90.38817 | -0.85821 | 89.23461 |
| 11 | 89.19195 | -4.50047 | 85.57297 |
| 12 | 91.8522 | 0.358964 | 88.18295 |
| 13 | 87.04452 | 1.637946 | 87.54059 |
| 14 | 93.78117 | 0.148891 | 86.22177 |
| 15 | 85.27388 | 4.445948 | 88.40016 |
| 16 | 91.70468 | 0.86555 | 88.53153 |
| 17 | 89.17305 | 4.034019 | 86.05193 |
| 18 | 90.5869 | -3.62525 | 86.42269 |
| 19 | 86.40387 | -3.60724 | 89.71753 |
| 20 | 86.98101 | 3.073913 | 89.42203 |
| 21 | 93.00745 | -1.02323 | 87.17228 |
| 22 | 94.68262 | -3.34646 | 86.72835 |
| 23 | 88.13424 | 4.275086 | 86.1549 |
| 24 | 91.92323 | -1.52234 | 88.825 |
| 25 | 93.76389 | 2.508121 | 87.19534 |
| 26 | 93.94607 | 2.25998 | 86.76688 |
| 27 | 85.85044 | 3.833061 | 88.41288 |
| 28 | 85.39055 | 1.236722 | 85.56024 |
| 29 | 86.6983 | 2.509424 | 87.85568 |
| 30 | 93.78143 | -1.51102 | 86.53439 |
| 31 | 85.98347 | -2.30072 | 86.70948 |
| 32 | 89.21108 | 3.958862 | 86.12079 |
| 33 | 94.5789 | -0.71909 | 85.47816 |
| 34 | 90.33165 | 4.6484 | 85.3635 |
| 35 | 91.91877 | 1.634415 | 88.9951 |
| 36 | 88.15516 | 1.216957 | 88.61368 |
| 37 | 91.86501 | -3.85254 | 86.63017 |
| 38 | 93.34626 | 4.494893 | 87.00231 |
| 39 | 85.18288 | -0.50088 | 85.20912 |
| 40 | 92.50144 | 0.783896 | 87.62471 |
| 41 | 94.88861 | -0.91863 | 85.19889 |
| 42 | 92.48166 | -2.62973 | 89.13057 |
| 43 | 87.80444 | 4.033795 | 86.61772 |
| 44 | 92.89279 | 0.736795 | 87.20277 |
| 45 | 86.03226 | -4.9713 | 87.00966 |
| 46 | 89.47894 | 1.171449 | 88.95085 |
| 47 | 94.08596 | -1.73355 | 86.30115 |
| 48 | 87.93614 | 0.270581 | 87.95397 |
| 49 | 87.87775 | 3.859421 | 86.77794 |
| 50 | 86.30029 | -1.4273 | 86.5874 |
| 51 | 85.19367 | 4.085352 | 87.47236 |
| 52 | 91.78836 | 1.233601 | 88.70542 |
| 53 | 87.11628 | -4.84179 | 86.11394 |
| 54 | 87.65547 | 4.294372 | 86.40412 |
将初始油缸推力f0，倾角矩阵Г，以及夹角向量θ，代入式（5）、式（6）和式（7），分别得到：
显然，盾构重心的偏移与推力偏转对总推力的大小与对z轴的纠偏力矩影响较小，在5%范围以内，但是对x轴的纠偏力矩产生了很多的影响，因此不满足对盾构姿态控制的要求，因此，需要对油缸推力进行优化。仍将式（1）作为优化目标函数，但是将约束函数用式（8）代替，得到了优化后的油缸推力，如图5所示。
将优化后的结果代如式（6）和式（7）得到结果如下：
可以看出，经优化后的几乎没有误差，可证明本方法的可行性。
Claims (11)
1.适用于同步推拼系统的油缸推力精确分配方法，其特征在于，包括以下步骤：
步骤一、每环管片由若干块管片分块组成，于盾体内配置多组推进油缸组；推进时，每个管片分块上均分配有至少一根推进油缸；
步骤二、利用盾构掘进推力计算公式计算得到处于推进状态的油缸总总推力值以及盾构姿态调整所需推力偏心距，并将其设为优化目标值，以各油缸推力方差值最小作为优化目标，基于约束优化模型对油缸推力值进行优化得到每根推进油缸的推力初始值；
步骤三、将所述推力初始值对应分配给相应的每根油缸；
步骤四、实时采集处于推进状态的每根油缸的推力数据，基于所述推力数据计算得到误差值，所述误差值因盾构机重心与几何中心的不重合以及油缸推力方向偏转引起；预先给定关于误差值的阈值，判断所述误差值是否属于阈值内：若属于，则执行步骤五；反之，执行步骤六；
步骤五、按照所述推力初始值对处于推进状态的油缸进行推力设定；
步骤六、更新约束优化模型，使用更新后的约束优化模型对油缸推力计算公式进行优化得到优化后的推力估值，重复步骤四。
2.根据权利要求1所述的适用于同步推拼系统的油缸推力精确分配方法，其特征在于，所述步骤一还包括：Oxyz坐标系和坐标系的建立；
Oxyz右手坐标系的建立流程如下：确定盾构机油缸撑靴支撑与推进油缸组的连接面，确定所述连接面的圆心为坐标原点O，所述坐标原点O位于盾体的轴线上；以水平方向为x轴、盾体的轴线为y轴，盾构掘进方向为正、z轴垂直于xOy面，向上为正，其中xOz平面与所述连接面重合；
坐标系的建立流程如下：定义盾构机质量中心点/>为坐标原点/>，坐标轴的三轴方向与Oxyz坐标系的三轴方向相同。
3.根据权利要求1所述的适用于同步推拼系统的油缸推力精确分配方法，其特征在于，在拼装某块管片时，支撑其上的油缸应缩回，假设盾构机推进系统共有n根油缸组成，支撑于第l块管片上的kl油缸缩回，将未缩回的油缸按照1~n-kl的序列重新编号；
所述推力优化目标函数为使未缩回油缸推力的方差达到最小值由式（1）表示：
（1）；
式中，g表示推进时未缩回油缸的方差；
n为油缸的总数量，；其中，m为管片分块的数量、/>为第l块管片分块上的支撑的油缸数量；
表示第j根油缸推力的大小，其中，1≤j≤n；
为推进时未缩回油缸的推力平均值，/>，/>为目标推力值。
4.根据权利要求1所述的适用于同步推拼系统的油缸推力精确分配方法，其特征在于，所述步骤二中的约束优化模型为使各油缸沿y轴的合力满足推进所需的总推力，油缸的合力对x轴和y轴的偏心距需要满足盾构姿态控制要求，同时每根油缸的推力应处于其推力范围内，所述约束优化模型可用式（2）表示：
（2）；
式中，为目标推力值；/>为对x轴的目标偏心距，/>为对z轴的目标偏心距，/>表示第j根油缸推力的作用点至坐标原点O的距离，/>为第j根油缸推力的作用点与x轴之间的夹角；
为保持管片分块稳定所需的最小油缸推力，/>为管片分块内油缸最大推力。
5.根据权利要求1所述的适用于同步推拼系统的油缸推力精确分配方法，其特征在于，所述推力数据包括：
每根油缸推进时的实际推力的大小值和夹角值，所述夹角值包括：实际推力与x轴正方向夹角/>、实际推力与y轴正方向的夹角/>、以及实际推力与z轴正方向的夹角/>；；
所述误差值包括：推力误差值、对/>轴力矩的误差值/>和对/>轴力矩的误差值。
6.根据权利要求5所述的适用于同步推拼系统的油缸推力精确分配方法，其特征在于，判断所述误差值是否属于阈值范围内的具体流程如下：
预先给定关于误差值的阈值包括：推力允许误差值、对/>轴力矩的误差允许值和对/>轴力矩的误差允许值/>；
当误差值和关于误差值的阈值同时满足公式（3）关系时，则表示误差值是否属于阈值内：
（3）。
7.根据权利要求5所述的适用于同步推拼系统的油缸推力精确分配方法，其特征在于，所述误差值的计算流程如下：
基于实际推力的大小值计算每根油缸在x轴、y轴和z轴方向的分力，如公式（4）：
（4）；
式中，、/>和/>分别表示推进时第i根油缸在x轴、y轴和z轴方向的分力大小；
采用公式（5）计算油缸的实际推力在Oxyz坐标系和坐标系中的合力大小：
（5）；
其中，、/>表示沿x、/>轴方向的油缸推力的合力，/>、/>表示沿y、/>轴方向的油缸推力的合力，/>、/>表示沿z、/>轴方向的油缸推力的合力；
利用公式（6）计算油缸的实际推力对质心轴轴、/>轴和/>轴的力矩：
（6）；
其中，、/>和/>分别表示油缸的实际推力对/>轴、/>轴和/>轴的力矩；/>表示推进时第i根油缸的实际推力作用点到坐标原点O的距离，/>表示第i根油缸的实际推力与x轴正方向的夹角；
采用公式(7)计算得到推力误差值、对/>轴力矩的误差值/>和对/>轴力矩的误差值/>：
（7）。
8.根据权利要求1所述的适用于同步推拼系统的油缸推力精确分配方法，其特征在于，所述步骤六中的更新后的约束优化模型表示如公式（8）：
（8）；
式中，表示沿/>轴方向的油缸推力的合力，/>和/>分别表示油缸的实际推力对/>轴和/>轴的力矩，/>为目标推力值，/>为x’轴的目标偏心距，其值大小与/>相同，/>为z’轴的目标偏心距，其值大小与/>相同，/>为保持管片分块稳定所需的最小油缸推力，/>为管片分块内油缸最大推力。
9.适用于同步推拼系统的油缸推力精确分配系统，用于实现如权利要求1至8中任意一项所述的控制方法，其特征在于，所述控制系统包括：设置在盾体内的硬件单元和连接于所述硬件单元的软件单元；
其中，所述硬件单元包括：若干组推进油缸，沿环向的分布在所述盾体内的油缸支撑架上；油缸通过油缸撑靴支撑在管片的横截面上；每根油缸上均安装有对应的压力传感器。
10.根据权利要求9所述的适用于同步推拼系统的油缸推力精确分配系统，其特征在于，所述软件单元被设置为控制油缸的推力大小和推力方向，包括：
第一模块，每环管片由若干个管片分块组成，于盾体内配置多组推进油缸组；推进时，每个管片分块上均分配有至少一根推进油缸；
第二模块，被设置为利用盾构掘进推力计算公式，得到处于推进状态所需总推力值以及盾构姿态调整所需偏心距，并设置为优化目标值，基于约束优化模型对油缸推力值进行优化，得到每组推进油缸组的推力初始值；
第三模块，被设置为将所述推力初始值对应分配给组内的每根油缸；
第四模块，被设置为实时采集处于推进状态的每根油缸的推力数据，基于所述推力数据计算得到误差值；预先给定关于误差值的阈值，判断所述误差值是否属于阈值内：若属于，则执行步骤五；反之，执行步骤六；
第五模块，被设置为按照所述推力初始值对处于推进状态的油缸进行推力设定；
第六模块，被设置为更新约束优化模型，使用更新后的约束优化模型对油缸推力计算公式进行优化得到优化后的推力估值，重复步骤四。
11.根据权利要求9所述的适用于同步推拼系统的油缸推力精确分配系统，其特征在于，所述油缸撑靴组合成一组圆环状支撑架，所述圆环状支撑架的圆心与盾体的圆心重合。
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