基于試驗(yàn)和數(shù)值模擬確定挖掘機(jī)具作用下埋地輸氣管道的動(dòng)載荷

姚安林，徐濤龍，李 星，曾祥國(guó)

（1．西南石油大學(xué) 石油工程學(xué)院，成都 610500；2．四川大學(xué) 建筑與環(huán)境學(xué)院，成都 610065）

外部機(jī)械損傷是威脅埋地輸氣管道安全的主要第三方原因。在第三方風(fēng)險(xiǎn)評(píng)價(jià)體系中，機(jī)械損傷的評(píng)估分值也隨著地面建設(shè)活動(dòng)的日趨頻繁而不斷升高［1］。據(jù)統(tǒng)計(jì)，歐洲陸地油氣管道損傷50%因外部機(jī)械操作所致，這個(gè)數(shù)據(jù)在美國(guó)也達(dá)到了 53．5%［2－3］。近幾年，我國(guó)油氣管道建設(shè)步伐較快，伴隨著大興土木的城鎮(zhèn)化建設(shè)，機(jī)械挖掘、地基強(qiáng)夯、工程爆破等施工行為不斷威脅埋地輸氣管道的安全，僅在2009年至2011年兩年我國(guó)燃?xì)夤芫W(wǎng)安全運(yùn)營(yíng)的突發(fā)事件中外部機(jī)械損傷占了67．1%［4］，造成的泄漏及爆炸事故往往導(dǎo)致大量人員傷亡和財(cái)產(chǎn)損失。四川作為國(guó)內(nèi)輸氣管網(wǎng)建設(shè)與管理的先行者，在2000年以后，第三方破壞導(dǎo)致管網(wǎng)發(fā)生事故的比率也已經(jīng)上升到52．9%［5］。天然氣管道事故后果的嚴(yán)重性無疑使管理層在不斷改進(jìn)現(xiàn)有預(yù)防措施的同時(shí)，更加重視管道在承受機(jī)械外載時(shí)動(dòng)態(tài)響應(yīng)的定量評(píng)估。

國(guó)外學(xué)者［6－11］對(duì)管道的外力機(jī)械損傷的研究開展較早且成果豐富。歐洲管道研究組織（EPRG）通過多年的研究，針對(duì)平面凹痕損傷、平面溝槽損傷、凹痕溝槽組合損傷以及穿刺損傷，建立管道和容器外部機(jī)械損傷的試驗(yàn)數(shù)據(jù)庫(kù)，并提出了一些計(jì)算強(qiáng)外力下管道性能參數(shù)臨界值的數(shù)學(xué)模型和半經(jīng)驗(yàn)表達(dá)式供評(píng)估人員參考。美國(guó)的Battelle實(shí)驗(yàn)室［12－15］也同樣進(jìn)行了類似的管道機(jī)械損傷研究，并分析了含內(nèi)壓管道的凹痕損傷行為，通過準(zhǔn)靜態(tài)處理方法模擬了管道穿刺現(xiàn)象并分析其受力，研究將損傷評(píng)價(jià)的公式化作為目標(biāo)。英國(guó)燃?xì)夤荆˙G）［16－20］總結(jié)多家單位的研究成果，得到了管道在除穿刺損傷外的其他機(jī)械載荷作用下的損傷模型，制訂了鋼管損傷的探測(cè)及修復(fù)標(biāo)準(zhǔn)。澳洲的石油天然氣工程中心（COGE）［21－25］從 1997年開始啟動(dòng)“管道外損傷防護(hù)工程”項(xiàng)目，對(duì)多類挖掘機(jī)械做了實(shí)驗(yàn)研究和有限元模擬，并對(duì)挖掘載荷下管道響應(yīng)做了參數(shù)化研究。國(guó)內(nèi)學(xué)者［26－29］也開展了相關(guān)的管道機(jī)械損傷研究，在分析和借鑒國(guó)外研究成果基礎(chǔ)上，對(duì)管道局部受強(qiáng)外力沖擊下的變形及破壞進(jìn)行了試驗(yàn)研究和模擬。

大量的爆管事故表明反鏟挖掘機(jī)是主要的“肇事者”之一。國(guó)內(nèi)研究鮮有開展針對(duì)挖掘載荷作用下埋地輸氣管道動(dòng)態(tài)響應(yīng)的試驗(yàn)研究，國(guó)外成果雖較成熟，但多以靜態(tài)試驗(yàn)和準(zhǔn)靜態(tài)模擬為主，未考慮動(dòng)態(tài)，結(jié)果難免失真。對(duì)液壓反鏟挖掘機(jī)，當(dāng)鏟斗以一定速度沖擊管道，斗尖載荷會(huì)因油缸液壓沖擊和機(jī)體自身慣性力共同作用而產(chǎn)生突增，使斗尖瞬時(shí)動(dòng)載荷遠(yuǎn)高于額定挖掘力?；趯?duì)斗尖動(dòng)載荷產(chǎn)生的理論探討，設(shè)計(jì)和實(shí)施挖掘機(jī)撞擊管道的現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)，利用ADAMS多體動(dòng)力學(xué)軟件還原復(fù)雜的動(dòng)態(tài)撞擊過程，提取撞擊時(shí)刻的斗尖動(dòng)載荷，并用ANSYS／LS－DYNA進(jìn)行驗(yàn)證。在總結(jié)和分析國(guó)內(nèi)外研究成果的基礎(chǔ)上，本研究旨在獲取較為真實(shí)的斗尖動(dòng)載荷，以修正經(jīng)驗(yàn)動(dòng)載系數(shù)，并探討一種較為合理的管道強(qiáng)外力試驗(yàn)方法確定動(dòng)載荷，為開展管道第三方損傷定量評(píng)估提供有力支撐。

1 斗尖動(dòng)載荷產(chǎn)生的理論分析

1．1 由液壓沖擊引起的動(dòng)載荷增量

當(dāng)液壓系統(tǒng)流體速度V突然變?yōu)榱?，使壓?qiáng)瞬間急驟上升，產(chǎn)生液壓沖擊。設(shè)系統(tǒng)的工作壓強(qiáng)為P，額定挖掘力為Fj，在液壓沖擊作用下，則瞬息壓強(qiáng)變?yōu)镻＋ΔP。也就是說，系統(tǒng)在瞬間增加了一個(gè)沖擊壓強(qiáng)ΔP，因此在斗尖會(huì)出現(xiàn)由液壓沖擊引起的動(dòng)載荷增量ΔFd。從能量守恒的觀點(diǎn)出發(fā)，在工作油缸的液流速度突然為零的瞬間，運(yùn)動(dòng)流體的全部動(dòng)能轉(zhuǎn)換為貯存在被壓縮液體中的平均勢(shì)能，因而可求出沖擊壓強(qiáng)：

式中：ρ為運(yùn)動(dòng)流體的密度；V為運(yùn)動(dòng)流體的速度；a為沖擊波在管道中的傳播速度。沖擊波在管道中的傳播速度a可按下式計(jì)算：

式中：k為液壓容積彈性模量；δ為壓油管道壁厚；E為壓油管道材料彈性模量；d為壓油管道內(nèi)徑；C為聲波在液體內(nèi)的傳播速度，且C＝

液壓挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)內(nèi)的壓油管道采用無縫管道，液體為礦物油，故取 E＝2．1×106bar；ρ＝900 kg／m3；k＝1．6×109N／m2。根據(jù)式（2），將以上數(shù)值代入式（1）得：

相應(yīng)地，僅考慮液壓油突變引起的動(dòng)載荷增量為：

式中：ΔK＝ΔP／P，故稱ΔK為沖擊壓強(qiáng)ΔP產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)貢獻(xiàn)量。

1．2 由慣性力引起的動(dòng)載荷

油缸在額定工作壓強(qiáng)P作用下，產(chǎn)生在斗尖上的挖掘力為Fj，因此，整個(gè)工作裝置的靜態(tài)變形能Uj為：

式中：δj為力Fj作用下的構(gòu)件變形量，且工作裝置的靜態(tài)變形能Uj數(shù)值上等于額定變形能。

當(dāng)工作裝置接觸障礙物的瞬間突然停下時(shí)，動(dòng)能迅速消失為零。因液壓系統(tǒng)的工作壓強(qiáng)P作用和工作裝置的運(yùn)動(dòng)兩者所產(chǎn)生在斗尖上的動(dòng)載荷為Fd，即工作裝置的受到的作用力為Fd，則整個(gè)裝置的動(dòng)態(tài)變形能 Ud為：

考慮到挖掘過程的機(jī)械損耗，沖擊前裝置的動(dòng)能T將部分轉(zhuǎn)化，能完全轉(zhuǎn)化的動(dòng)能Tt為 ：

式中：ω為工作裝置的動(dòng)能耗散系數(shù)，即能量耗散系數(shù)。

由能量守恒定律可知，沖擊前的總能量將部分轉(zhuǎn)化（考慮能量損耗）為沖擊后的彈性變形能，即：

式中：Fd2為扣除油壓突變后的斗尖動(dòng)載荷，其計(jì)算式為Fd2＝Fd－ΔFd，可求出扣除油壓突變后的斗尖動(dòng)載荷Fd2所產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)為：

由式（5）～式（9）可得，Kd2亦可表示為：

2．3 挖掘裝置的動(dòng)載荷

從式（8）可看出，沖擊前的總能量為動(dòng)能和變形能，而這個(gè)變形能僅由工作壓力P作用下的挖掘力Fj所產(chǎn)生，并未考慮液壓系統(tǒng)液體流動(dòng)在沖擊前所具有的能量和沖擊后對(duì)變形能的影響。實(shí)際上，液體流動(dòng)沖擊后會(huì)產(chǎn)生一個(gè)如式（3）所示的沖擊壓強(qiáng)ΔP，使動(dòng)載系數(shù)Kd2增大。因此，根據(jù)力的疊加和變形量疊加原理，應(yīng)單獨(dú)考慮加一個(gè)因沖擊壓縮ΔP所產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)貢獻(xiàn)量ΔK，其值可由式（4）得到。據(jù)此，可推導(dǎo)出工作裝置因液壓沖擊和慣性效應(yīng)所產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)為：

因此產(chǎn)生在斗尖上的動(dòng)載荷Fd為：

2 試驗(yàn)研究

2．1 試驗(yàn)裝置及步驟

試驗(yàn)使用鋼管為寶雞鋼管資陽鋼管廠生產(chǎn)的X60管道，鋼管規(guī)格為 φ559×7．1 mm，管長(zhǎng)2．5 m。表1為該型管道的管體拉伸性能。

試驗(yàn)所用挖掘機(jī)型號(hào)為XZ90－8，表2列出了與本試驗(yàn)相關(guān)的挖掘機(jī)性能。

表1 管體母材的拉伸性能Tab．1 Tensile properties of the base material of pipe

表2 XZ90－8主要技術(shù)參數(shù)Tab．2 The main technical parameters of XZ90－8

按照試驗(yàn)方案，所需測(cè)量的物理量包括：① 挖掘過程中動(dòng)臂油缸、斗桿油缸、鏟斗油缸的位移及壓力時(shí)程；② 挖掘過程中動(dòng)臂、斗桿和鏟斗測(cè)點(diǎn)靜態(tài)及動(dòng)態(tài)應(yīng)變測(cè)試；③ 管道測(cè)點(diǎn)靜態(tài)及動(dòng)態(tài)應(yīng)變測(cè)試；④ 挖掘時(shí)挖掘機(jī)及管道測(cè)點(diǎn)加速度測(cè)量。根據(jù)量程和通道數(shù)合理選擇測(cè)試儀器，表3為試驗(yàn)所需主要儀器。

試驗(yàn)場(chǎng)地定在某廠區(qū)內(nèi)一處空地，挖掘機(jī)生產(chǎn)廠家專業(yè)人員提供挖掘技術(shù)支持。試驗(yàn)選用直角應(yīng)變花，對(duì)管道環(huán)向和軸向共8個(gè)測(cè)點(diǎn)進(jìn)行貼片，編號(hào)A～E和F～H；根據(jù)文獻(xiàn)［30］的分析結(jié)果，在斗桿和動(dòng)臂分別選擇4個(gè)測(cè)點(diǎn)，編號(hào)I～L和M～P。貼片位置如圖1所示，需說明的是，為了更準(zhǔn)確推測(cè)挖掘點(diǎn)處動(dòng)態(tài)應(yīng)變，軸向和環(huán)向應(yīng)變片采用間距遞增方式粘貼；完成貼片后對(duì)各儀器進(jìn)行連接調(diào)試；然后根據(jù)試驗(yàn)需求設(shè)定挖掘工況，確定了包括五齒動(dòng)靜態(tài)和單齒動(dòng)靜態(tài)共7種挖掘工況，得到14組數(shù)據(jù)，詳見表4所示；最后將管道置于較硬地面上，并對(duì)管道底部進(jìn)行約束，以避免因沖擊造成的管道轉(zhuǎn)動(dòng)或移動(dòng)，調(diào)整挖掘機(jī)與管道位置，按表4中工況逐個(gè)試驗(yàn)。

表3 試驗(yàn)主要測(cè)試儀器Tab．3 Test equipment

圖1 管道和挖掘機(jī)測(cè)點(diǎn)貼片示意圖（單位：cm）Fig．1 Schematic diagram of strain gauge site on pipeline and excavator（unit：cm）

表4 試驗(yàn)實(shí)施工況Tab．4 Test conditions

2．2 試驗(yàn)結(jié)果

通過數(shù)據(jù)處理，整理得到14組試驗(yàn)數(shù)據(jù)，由于測(cè)試過程中應(yīng)變片補(bǔ)償、噪聲等不確定因素的干擾，使得其中某些測(cè)點(diǎn)成為壞點(diǎn)或失真，但不影響整體的測(cè)量效果。表5為靜態(tài)挖掘下各測(cè)點(diǎn)的等效靜應(yīng)變值。

考慮到文章篇幅，僅對(duì)五齒挖掘的一組動(dòng)靜態(tài)結(jié)果進(jìn)行分析，且以管道為主要分析對(duì)象。從圖2可以看出，五齒靜態(tài)挖掘時(shí)，管道軸向應(yīng)變隨著離挖掘點(diǎn)距離的增大而減小，使用“外推法”可近似獲得離A點(diǎn)最近的斗尖接觸點(diǎn)的應(yīng)變值約為130．13με。

圖3為五齒動(dòng)態(tài)挖掘的試驗(yàn)結(jié)果（編號(hào)DP4），由圖3（a）和（b）油缸位移和壓力曲線可以看出，動(dòng)臂油缸在沖擊時(shí)刻伸長(zhǎng)量出現(xiàn)陡降，且三個(gè)油缸均產(chǎn)生了較大的壓力波動(dòng)，放大陡降段于圖4，發(fā)現(xiàn)當(dāng)挖掘機(jī)以最大功率向下撞擊時(shí)，驅(qū)動(dòng)油缸完成的時(shí)間約為0．5 s，油缸縮短約121．4 mm，從而可以計(jì)算出最大功率鏟斗的下落速度約為 242．8 mm／s。如圖 3（c）和（d）所示，當(dāng)撞擊管道時(shí)，管道表面在極短時(shí)間內(nèi)將產(chǎn)生較大的擾動(dòng)，撞擊持續(xù)的時(shí)間約為0．05 s，約為占整個(gè)動(dòng)態(tài)挖掘過程用時(shí)的十分之一，管道軸向測(cè)點(diǎn)最大動(dòng)應(yīng)變相較于靜態(tài)情況（圖2（c））有大幅度提升，但其隨距離的變化規(guī)律較為相似，同樣使用“外推法”得到離A點(diǎn)最近的碰撞點(diǎn)的最大動(dòng)應(yīng)變?yōu)?41．73με。除此之外，試驗(yàn)還對(duì)管道上8個(gè)測(cè)點(diǎn)處質(zhì)點(diǎn)的法向速度進(jìn)行了測(cè)量，對(duì)于工況DP4，管道軸向和環(huán)向的測(cè)點(diǎn)加速度幅值均在4．5 g～5．0 g之間，圖 5（a）和（b）分別為軸向測(cè)點(diǎn)A和環(huán)向測(cè)點(diǎn)H的加速度時(shí)程曲線，測(cè)點(diǎn)加速度對(duì)距離不敏感。

圖2 五齒靜態(tài)挖掘（編號(hào)DP3）Fig．2 Test condition of digging statically by five teeth（ID：DP3）

圖3 五齒動(dòng)態(tài)挖掘（編號(hào)DP4）Fig．3 Test condition of digging dynamically by five teeth（ID：DP4）

圖4 五齒動(dòng)態(tài)挖掘動(dòng)臂油缸位移時(shí)程的放大圖（編號(hào)DP4）Fig．4 Enlarged view of displacement time history of boom cylinder under digging dynamically by five teeth（ID：DP4）

3 基于ADAMS模擬提取斗尖載荷

根據(jù)XZ90－8型號(hào)挖掘機(jī)實(shí)際尺寸，使用Pro／En-gineer5．0建立挖掘機(jī)模型，再將模型生成為parasolid（*．x＿t）格式，導(dǎo)入ADAMS中。為更真實(shí)地模擬再現(xiàn)試驗(yàn)過程，詳細(xì)設(shè)定了挖掘機(jī)各主要部件（鏟斗、油缸軸、動(dòng)臂斗桿）的材料屬性和質(zhì)量屬性，然后定義約束，添加接觸力主要包括兩部分：① 管道與地面間（CON-TACT＿1），設(shè)定接觸剛度為1．0E3N／m；② 斗尖與管道間（CONTACT＿2），設(shè)定接觸剛度為1．0E4 N／m。

根據(jù)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，通過step函數(shù)的疊加使用設(shè)定鏟斗油缸和斗桿油缸的位移量，并運(yùn)用Velocity函數(shù)設(shè)定動(dòng)臂油缸伸縮速度，選擇Adams／Solver Commands腳本類型輸入命令控制模擬過程中的運(yùn)動(dòng)。圖6為五齒靜態(tài)挖掘（編號(hào)DP3）斗尖與管道的接觸力結(jié)果，大小約為7643N。挖機(jī)啟動(dòng)時(shí)受液壓沖擊等因素影響，會(huì)產(chǎn)生瞬時(shí)突跳力，大小約為11 703 N，符合實(shí)際情況。

圖7所示為五齒動(dòng)態(tài)挖掘（編號(hào)DP4）斗尖與管道接觸力時(shí)程曲線，最大接觸力約為28 834 N。撞擊動(dòng)載荷發(fā)生在0．740 5 s～0．746 5 s之間，并在0．985 s時(shí)鏟斗對(duì)管道產(chǎn)生大小約3 627 N的二次撞擊，這是由于斗尖高速撞擊高強(qiáng)度管道而使鏟斗反彈引起的。

單齒動(dòng)態(tài)（編號(hào)DP14），根據(jù)圖4方法得到動(dòng)臂油缸的平均驅(qū)動(dòng)速度約為219．7 mm／s。通過Script腳本仿真控制，得到斗尖與管道間最大接觸力為32 604 N，同樣也發(fā)生鏟斗與管道的二次碰撞，詳見圖8。

圖6 五齒靜態(tài)斗尖接觸力（編號(hào)DP3）Fig．6 Contact force on bucket teeth tip under digging statically by five teeth（ID：DP3）

圖7 五齒動(dòng)態(tài)沖擊斗尖接觸力時(shí)程曲線（編號(hào)DP4）Fig．7 Time history curves of contact force on bucket teeth tip under digging dynamically by five teeth（ID：DP4）

圖8 單齒動(dòng)態(tài)沖擊時(shí)斗尖接觸力時(shí)程曲線（工況DP14）Fig．8 Time history curves of contact force on bucket tooth tip under digging dynamically by single tooth（ID：DP14）

從ADAMS獲得的斗動(dòng)載荷接觸力可以看出，管道遭受鏟斗沖擊時(shí)，斗尖傳遞載荷遠(yuǎn)高于挖機(jī)的最大額定載荷。對(duì)于真實(shí)試驗(yàn)情況，可將動(dòng)態(tài)載荷系數(shù)定義為動(dòng)態(tài)試驗(yàn)載荷與相應(yīng)的靜態(tài)試驗(yàn)載荷的比值，編號(hào)DP4五齒動(dòng)態(tài)載荷系數(shù)約為3．772。不同接觸齒數(shù)，即不同的挖掘姿勢(shì)對(duì)最大動(dòng)載荷的影響較大。所以在對(duì)埋地管道受第三方機(jī)械外載進(jìn)行安全評(píng)估時(shí)，應(yīng)考慮沖擊動(dòng)載荷的動(dòng)態(tài)突增效應(yīng)，以及不同挖掘姿勢(shì)對(duì)挖掘力的影響。下面利用ANSYS／LS－DYNA有限元軟件進(jìn)一步驗(yàn)證動(dòng)靜態(tài)斗尖接觸力的準(zhǔn)確性。

4 有限元驗(yàn)證

基于ANSYS／LS－DYNA建立動(dòng)靜態(tài)挖掘有限元模型如圖9所示，約束管道底部以模擬真實(shí)情況，可通過面和節(jié)點(diǎn)兩種加載方式，這里使用節(jié)點(diǎn)加載，加載節(jié)點(diǎn)可根據(jù)表2中挖掘機(jī)斗齒接觸面積選取，動(dòng)態(tài)和靜態(tài)模擬分別選用SOLID164和SOLID185單元，劃分單元9 828個(gè)，均采用雙線性各向同性硬化模型。

圖9 有限元模型Fig．9 Finite element model

圖10 靜態(tài)挖掘模擬云圖（編號(hào)DP3）Fig．10 Strain contours of static digging（ID：DP3）

圖11 管道軸向測(cè)點(diǎn)靜應(yīng)變?cè)囼?yàn)值與模擬值比較（編號(hào)DP3）Fig．11 Static strain comparison by testing and simulating on pipeline axial measure point（ID：DP3）

圖12 動(dòng)態(tài)挖掘模擬云圖（工況DP4）Fig．12 Strain contours of dynamic digging（ID：DP4）

圖13 管道軸向測(cè)點(diǎn)動(dòng)應(yīng)變時(shí)程圖（工況DP4）Fig．13 Time history curves of dynamic strain on pipeline axial measure points（ID：DP4）

圖14 管道軸向測(cè)點(diǎn)動(dòng)應(yīng)變極值比較（工況DP4）Fig14 Maximum dynamic strain comparison by testing and simulating on pipeline axial measure point（ID：DP4）

通過ANSYS模擬五齒靜態(tài)挖掘，節(jié)點(diǎn)應(yīng)力云圖如圖10所示，其中A～E分別對(duì)應(yīng)節(jié)點(diǎn)11 880、11 884、11 889、11 897、11 906，提取各測(cè)點(diǎn)靜應(yīng)變值并與試驗(yàn)值進(jìn)行比較（見圖11），結(jié)果吻合較好，可認(rèn)為ADAMS所得斗尖靜態(tài)接觸力為狀態(tài)DP3的真實(shí)靜態(tài)挖掘載荷。

對(duì)DP4挖掘工況，使用LS－DYNA進(jìn)行動(dòng)態(tài)模擬，模擬結(jié)果見圖12和圖13所示。提取測(cè)點(diǎn)處動(dòng)應(yīng)變時(shí)程曲線，其中A～E分別對(duì)應(yīng)單元5 738、5 746、5 756、5 772、5 790，模擬發(fā)現(xiàn)動(dòng)應(yīng)變波動(dòng)區(qū)大約在0．05s時(shí)間內(nèi)，與試驗(yàn)較為吻合，且波動(dòng)趨勢(shì)基本一致，圖14對(duì)試驗(yàn)和模擬軸向測(cè)點(diǎn)動(dòng)應(yīng)變極值進(jìn)行比較，發(fā)現(xiàn)較近測(cè)點(diǎn)（A和B）結(jié)果基本吻合，由于有限元材料的性能誤差對(duì)結(jié)果的影響不可避免，較遠(yuǎn)測(cè)點(diǎn)（C、D和E）結(jié)果存在一定偏差，但誤差在可接受范圍內(nèi)。綜上所述，認(rèn)為ADAMS所得斗尖動(dòng)態(tài)接觸力即為DP4工況的真實(shí)動(dòng)態(tài)挖掘載荷。

5 結(jié) 論

機(jī)械挖掘作業(yè)損毀城鎮(zhèn)燃?xì)夤艿朗鹿蕰r(shí)有發(fā)生，并正在威脅長(zhǎng)輸天然氣管道的安全運(yùn)行。本研究以機(jī)械挖掘動(dòng)態(tài)及靜態(tài)過程為切入點(diǎn)，結(jié)合試驗(yàn)及模擬手段，得出了以下結(jié)論：

（1）挖掘機(jī)具損傷管道是一個(gè)動(dòng)態(tài)沖擊過程，斗尖動(dòng)載荷由于慣性力和液壓沖擊力共同作用而產(chǎn)生突跳，靜態(tài)挖掘力不能完全反應(yīng)管道所受動(dòng)態(tài)載荷。

（2）設(shè)計(jì)14種動(dòng)靜態(tài)挖掘工況試驗(yàn)，通過使用ADAMS再現(xiàn)挖掘過程，得到XZ90－8型挖機(jī)五齒靜態(tài)挖掘載荷（編號(hào)DP3）約為11 703 N，而動(dòng)態(tài)挖掘載荷（編號(hào)DP4）達(dá)到了28 834 N，動(dòng)載荷系數(shù)約為3．772，管道表面質(zhì)點(diǎn)加速度達(dá)到4．5 g～5．0 g，結(jié)合有限元軟件模擬驗(yàn)證了動(dòng)靜載荷的準(zhǔn)確性，挖掘接觸齒數(shù)和挖掘高度是影響斗尖動(dòng)載荷的主要因素。

（3）運(yùn)用多體動(dòng)力學(xué)方法確定各型號(hào)挖機(jī)的動(dòng)態(tài)載荷系數(shù)，是管道動(dòng)態(tài)響應(yīng)和極限分析的基礎(chǔ)，然而由于挖掘機(jī)械鉸接部位必然存在一定的能量損耗，因而結(jié)合能量法深入分析挖掘過程中挖掘機(jī)的動(dòng)能損耗率，是有待進(jìn)一步研究的重點(diǎn)。

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