埋地鋼質輸氣管道動態挖掘響應的試驗研究及模擬分析

徐濤龍， 姚安林， 曾祥國， 李又綠， 李 星

(1. 西南石油大學 石油與天然氣工程學院，成都 610500； 2. 四川大學 建筑與環境學院，成都 610065)

埋地鋼質輸氣管道動態挖掘響應的試驗研究及模擬分析

徐濤龍1， 姚安林1， 曾祥國2， 李又綠1， 李 星2

(1. 西南石油大學 石油與天然氣工程學院，成都 610500； 2. 四川大學 建筑與環境學院，成都 610065)

研究在已有工作的基礎上，對鋼質輸氣管道在多種挖掘工況下的動態響應展開較全面地分析。將不同工況(驅動力油缸、挖掘高度、挖掘角度、挖掘齒數等)組合設計并實施了21組動靜態試驗。建立挖掘機-管道-土壤的ADAMS多體動力學模型，根據油缸壓力及位移測試數據，實現STEP函數和腳本(Script)仿真控制，還原典型測試工況并獲得動靜態挖掘載荷，并由此判斷挖掘動載系數。最后，根據模擬提取的動靜態載荷，運用ANSYS/LS-DYNA得到管道測點的動靜態應變，且與測試結果吻合較好。結合試驗及模擬手段對多種挖掘工況下的斗尖動載系數進行了定量識別，研究成果對制定復雜環境下埋地輸氣管網挖掘破壞防控措施具有一定參考價值。

挖掘機具；埋地輸氣管道；動態挖掘響應；動載荷系數；數值模擬

機械挖掘已成為當前油氣管道的主要安全威脅之一。在美國、加拿大、墨西哥及歐洲等國，規定任何個人或單位在開挖動土前須撥打(dial before you dig)“熱線尋呼服務”(one-call service)，標記地下管線走向并劃定安全挖掘區域[1-3]。盡管如此，管道挖掘損傷的事故比例仍居高不下，EGIG對1970年至2010年全部1249次管道事故統計發現外部機械干擾占了48.4%[4]；PHMSA對1993年至2012年間所有管道事故和其中的燃氣管道事故統計發現機械挖掘損傷所占的比例分別為18.7%和20.4%[5]；統計我國在2009年～2011年兩年間的燃氣管網安全運營突發事件發現外部機械損傷占了67.1%[6]。因此，開展基于試驗及模擬手段的管道動態挖掘響應研究十分必要，同時也是實施挖掘風險基準化(benchmarking process)或定量評估(quantitative assessment)的關鍵技術環節。

國外學者及多家科研機構對管道外力機械損傷已開展了一些研究。EPRG針對平面凹痕損傷、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械損傷的試驗數據庫，并提出了一些計算強外力下管道性能參數臨界值的數學模型和半經驗表達式供評估人員參考[7-12]。美國的Battelle實驗室分析了含內壓管道的凹痕損傷行為，通過準靜態處理方法模擬管道穿刺現象并分析其受力，結果說明增加壁厚對防止穿刺的效果更好，該實驗室同樣對凹痕溝槽組合損傷進行了帶壓和不帶壓試驗，并將損傷評價的公式化作為研究目標[13-15]。英國燃氣公司(BG)總結了EPRG等多家單位的研究成果，得到了管道在除穿刺損傷外的其它機械載荷作用下的損傷模型，并制訂了鋼管損傷的探測及修復標準[16-20]。澳大利亞石油天然氣工程中心(COGE)從1997年開始啟動“管道外損傷防護工程”項目，對多類挖掘機械做了實驗研究和有限元模擬，開展挖掘載荷下管道響應的參數化研究，并針對油氣管道外部損傷防護制定澳洲標準AS2885—1997[21-25]。此外，還有很多其它科研機構或團體開展了管道外部擾動的相關研究，如美國的燃氣研究協會(GRI)深入探討了管道第三方破壞的防控管理模式；美國燃氣協會(AGA)的管道研究委員會(PRC)對壓痕及溝槽損傷下的失效應力進行預測；Victoria油氣公司開展的挖掘機械對埋地管道的撞擊試驗[26]等等。國外成果雖較成熟，但多以靜態試驗和準靜態模擬為主，未考慮動態，且多借助于液壓試驗臺等室內設備，結果難免失真。國內學者也開展了相關的管道機械損傷研究，主要是在分析和借鑒國外研究成果基礎上，對管道局部受強外力沖擊下的變形及破壞進行了試驗研究和模擬[27-30]。研究成果總體上系統性不強，且大多都停留在理論探索階段，針對工程實際的定量化研究課題較少。

本文基于已有成果[31-32]，選擇常見的液壓反鏟挖掘機作為機械外載，設計實施了21組不同工況(驅動力油缸、挖掘高度、挖掘角度、挖掘齒數等)的動靜態挖掘試驗，測試內容包括各主要部件(埋地管道，動臂，斗桿及鏟斗)挖掘載荷下的變形及振動，各油缸位移及壓力等。相關研究表明[33]，鏟斗撞擊管道時，斗尖動載荷會因油缸液壓沖擊力和機體慣性力的共同作用下產生突增，其值會遠高于額定靜載，利用ADAMS多體動力學軟件還原動靜態挖掘試驗，并提取撞擊時刻的斗尖動靜態載荷，獲得挖掘動載系數，并結合管道鋼Johnson-Cook動態本構模型，對ADAMS分析結果進行有限元驗證。相比于文獻[32]中的工作，本研究的試驗工況更全面，測試手段更完善，模擬結果更合理，可為探討管道機械挖掘損傷防控措施提供更有力的數據支撐。

1 斗尖動載系數

由文獻[33]可知，液壓挖掘機在作業中遇到剛性障礙物而突然停止時，斗尖產生的瞬息力將遠大于額定靜態挖掘力。挖掘力陡增量的主要來自兩部分：一是裝置驟停時工作油缸內液壓沖擊引起的瞬息力增量，定義其動載系數為Kd1；另一部分是當裝置以一定的速度或角速度下落而驟停時，將瞬間產生一個很大的負加速度，并在斗齒和障礙物間產生一對較大的作用力與反作用力，因而在斗尖會同時產生因慣性力所引起的瞬息力增量，定義其動載系數為Kd2。姚安林等采用能量法詳細論述了動載荷的產生機理，避免了動靜法復雜的理論推導過程，其中動載系數Kd和動載荷Fd可分別表示為：

(1)

(2)

式中:P和ΔP分別為油缸的工作壓強和沖擊壓強，Fs為靜態額定挖掘載荷，Us為工作裝置的靜態變形能，考慮到挖掘過程的機械損耗，沖擊前裝置的動能T將部分轉化，Tt表示能完全轉化的動能。

2 試驗研究

2.1 試驗方案及操作

試驗管道選用某鋼管廠生產的L360型輸氣管道，X60鋼級，管道規格為φ416 mm×7 mm，管長6 m。采用某挖掘機廠生產的XZ90-8型液壓反鏟挖掘機，測試儀器包括DEWE501系列動態應變、壓力及位移傳感器、DH301電容式三向加速度傳感器、BE120-3CA系列直角應變片等。文獻[32]中表1～表3分別列出了管材母體拉伸性能、挖掘機主要技術參數和試驗主要儀器性能參數等數據，這里不再贅述。試驗的測試內容主要包括：挖掘過程各運動油缸的位移及壓力時程；挖掘時刻挖掘機具及管道測點動靜態應變量；以及斗齒撞擊時挖掘機具及管道測點的最大加速度。

圖1為挖機和管道的貼片示意圖。圖(b)顯示管道埋深約為0.3 m，挖掘區及管道貼片區未覆土以方便測試，管道兩端放置配重作為穩管措施，應變片沿管道軸向及環向布置，且隨著遠離挖掘區貼片間距逐漸增大。同時，在挖機動臂(圖1(c))、斗桿(圖1(d))及鏟斗(圖1(e))也進行了應變測試。試驗還測試了斗齒撞擊時刻的徑向加速度。

圖1 挖機及管道的貼片示意圖。其中A～Q為應變測點；G1～G8為加速度測點；挖掘區域分為五齒區及單齒區(挖點1～3)，且基本集中于管道中間位置。Fig.1 Schematic diagram of gauging site on excavator and pipeline, where points A～Q are the strain gauge sites; Points G1～G8 are the acceleration gauge sites; The five-teeth and single-teeth testing are conducted in the digging area (dig points 1 to 3 are for single-teeth digging) which is located at the middle of pipeline.

根據不同驅動力油缸、挖掘高度、挖掘角度及挖掘接觸齒數，設計實施了表1所列的21組測試工況。其中當挖掘高度為0 m時則視為靜態挖掘工況，即控制斗尖緩慢下落接觸管道后再進行油缸驅動加載，而對具有一定挖掘高度的工況，則以最大額定載荷沖擊管道來完成動態挖掘測試。

2.2 試驗結果

2.2.1 靜態測試結果分析

從表1看出靜態測試由四組五齒挖掘(工況T1、T2、T7、T8)和兩組單齒挖掘(工況T10、T14)組成。經整理得表2中各管道及挖機測點的靜態等效應變，數值從幾十με到幾百με不等。不難看出，無論是五齒挖掘還是單齒挖掘，斗尖附近(測點B)及靠近挖掘區的管道(測點I、M)應變相對較大。

試驗過程中，準確記錄油缸的壓力及位移數據對模擬分析至關重要。以圖2所示的動臂油缸驅動挖掘(工況T1)為例，挖掘開始后，動臂、斗桿及鏟斗的油缸位移量分別維持在約738.4 mm、667.3 mm和46 mm，作為驅動源的動臂油缸壓力達到了16.63 MPa，而斗桿和鏟斗油壓變化則相對較?。浑S著挖掘載荷趨于穩定，動臂油缸油壓將從16.63 MPa降至2.27 MPa，而斗桿及鏟斗油缸油壓分別提升至6.79 MPa和3.69 MPa，且斗桿油壓增速大于鏟斗油缸，動臂油缸這一壓力變化可能與挖機油壓系統在沖擊下啟動的自我保護功能有關。

表1 挖掘試驗工況

表2 靜態等效應變

圖2 油缸壓力及位移(工況T1)Fig.2 Pressures and displacements of oil cylinders (case T1)

圖3為工況T1下管道軸向及環向靜態等效應變?？梢钥闯?，測點應變隨載荷的緩慢增加而增大，并最終趨于恒定，這里取25 s后平穩應變段的均值作為該測點的靜態等效應變。分析全部6個靜態測試工況下管道的軸向應變規律發現(圖4)：單齒挖掘產生的管道應變會遠大于五齒接觸；對于五齒挖掘工況，管頂0°挖掘產生的應變要大于45°側挖，動臂油缸驅動挖掘時管道應變最大，而鏟斗油缸驅動挖掘時管道應變最小。

圖3 管道靜態等效應變(工況T1)Fig.3 Static equivalent strain on pipeline (case T1)

圖4 不同工況下的軸向靜態等效應變比較Fig.4 Static equivalent strains along pipeline axis for different testing cases

2.2.2 動態測試結果分析

動態測試是本研究的重點，因為管道挖掘事故中幾乎均為動態損傷。表1中共實施了15次動態挖掘測試，分為五齒挖掘和單齒挖掘，需要指出的是，由于平地挖掘機作業的局限性，有些操作姿態在本次試驗中無法實現，如五齒工況中鏟斗驅動下的0°和45°動態挖掘，以及單齒工況中的鏟斗和斗桿動態挖掘。

以工況T6為例，提取油缸的壓力及位移如圖5所示。可以看出，在不到2 s的時間內，動臂油缸位移量迅速減小，斗尖接觸管道的同時，動臂油缸壓力也快速提升至約23 MPa，斗桿油缸壓力也隨著斗齒撞擊而緩慢上升，而鏟斗油缸壓力基本維持不變。

圖5 油缸壓力及位移(工況T6)Fig.5 Pressures and displacements ofoil cylinders (case T6)

圖6和圖7分別反映了五齒工況T3和單齒工況T18下管道的軸向及環向應變。無論是多齒還是單齒，軸向還是徑向，動態應變均呈現為逐級衰減的多峰曲線，且越靠近挖掘區的測點，該現象越明顯。比較兩種工況發現，五齒挖掘時首個波峰區持續了約0.02 s，而單齒挖掘首個波峰區持續時間約為0.1 s，約為五齒工況的5倍，但進一步分析發現，單齒工況測點Ⅰ距斗齒的距離是五齒工況的5倍，達到50 cm，由此可以看出挖掘距離的倍數增大與測點擾動頻率的倍數減小密切相關。

圖8綜合分析了各動態工況下管道軸向應變。比較四組五齒動臂挖掘(工況T3、T4、T5、T6)和四組單齒動臂挖掘工況(工況T18、T19、T20、T21)發現，除工況T6在挖掘高度2 m時產生應變明顯增大外，其余各組測點應變隨挖掘高度的變化不敏感，這也印證了上文所提及的當挖掘機遭受強外載沖擊或鏟斗高速下落時，油壓系統的自保系統會自動打開，避免挖掘機機體受損。對比五齒和單齒挖掘工況，發現單齒挖掘在斗尖處(距離=0 m)產生的應變遠大于五齒挖掘，現場觀察發現，單齒挖掘更容易在管道表面留下明顯的鑿痕等塑性損傷。試驗還測試了管道及挖機關鍵位置的徑向加速度，如圖9所示，發現在不同工況下，管道-挖掘機這一多體動力系統的質點振動加速度在10 g～20 g之間。

圖6 五齒挖掘時管道動態等效應變(工況T3)Fig.6Dynamicequivalentstrainforfive-teethdiggingcase(caseT3)圖7 單齒挖掘時管道動態等效應變(工況T18)Fig.7Dynamicequivalentstrainforsingle-teethdiggingcase(caseT18)

圖8 不同工況下的軸向動態等效應變比較Fig.8 Comparison of maximum dynamic equivalent strain along pipeline axis of different digging cases

圖9 測點G3的徑向加速度(工況T3)Fig.9 Radial acceleration of point G3 (case T3)

3 基于ADAMS確定斗尖動載荷

管道的機械挖掘系統主要包括挖掘機、管道和土壤三部分。建模的關鍵是挖掘機的模型建立、運動機構的約束條件、以及關鍵部件的接觸設置等。根據XZ90-8挖掘機的實際尺寸，建立并裝配了挖機PRO/E模型，生成parasolid(*.x_t)格式的模型文件導入ADAMS中。模擬對虛擬樣機進行適當簡化，僅保留動臂、斗桿、鏟斗、連桿機構、回轉平臺、下車等14個關鍵部件，建立管土幾何模型，并設置相應的材料屬性，組合模型如圖10所示；利用Setting/Gravity菜單添加各結構的重力加速度為9.8 m/s2，隨后系統將自動生成部件質量、質心位置、慣性矩和慣性積等信息，并通過添加運動副約束來實現構件之間的相對運動；對各運動副進行摩擦力設置，并在接觸部件間(如鏟斗和管道間)定義接觸算法以提取其接觸力。

挖掘動載荷提取的關鍵步驟是能否準確還原挖掘姿勢以及如何合理設計驅動方式。根據各油缸壓力及位移測試數據， ADAMS可利用STEP函數確定挖機初始姿態和挖掘時刻姿態；對于中間運動過程，提取圖5中位移突變曲線(虛線框內)做線性擬合如圖11所示，得到鏟斗近似勻速下落的速度約為157.3 mm/s，由此設置動臂油缸的Velocity值；另外，根據驅動油缸壓力數據可確定挖掘時刻的油缸推力。整個模擬過程主要通過ADAMS求解器進行腳本(Script)仿真控制實現。表3列出了典型動靜態挖掘工況的驅動參數。

圖10 ADAMS管道挖掘模型Fig.10 ADAMS model

圖11 鏟斗下落時油缸位移變化(工況T6)Fig.11 Displacement for bucket cylinder (case T6)

圖12展示了三種挖掘姿勢共6種動靜態工況的挖掘力模擬結果。對于靜態工況(T1、T7和T10)取峰值后平緩段作為靜態挖掘力；動態工況(T6、T9和T18)則取曲線最大值作為動態挖掘力。圖中附圖顯示出鏟斗接觸姿勢的模擬結果和試驗較好。最終，可以得到不同挖掘工況下的斗尖動載荷系數，詳見表4。從結果看出，五齒挖掘動載荷系數范圍為1.2～2.27，相比之下，單齒挖掘產生的動態挖掘力和動載荷系數都要大，分別達到了35.32 kN和3.72。說明單齒挖掘對管道的損傷更為嚴重，而常見的挖掘破壞事故也大都由單齒挖掘引發。本結果與文獻[34-35]中對礦用挖掘機的動載系數測試值比較接近。

表3 典型挖掘工況的驅動參數設置

注：工況t1～t4為調整挖機位置后的模擬工況，試驗中未實現。

圖12 ADAMS動靜態挖掘力的提取Fig.12 Static and dynamic digging force calculated by ADAMS

工況挖掘力/kN動載荷系數靜態,動臂,五齒,0°(T1)13.402.27動態,動臂,五齒,0°(T6)30.43靜態,斗桿,五齒,0°(T2)12.201.80動態,斗桿,五齒,0°(t1)22.00靜態,斗桿,五齒,45°(T7)19.801.48動態,斗桿,五齒,45°(T9)29.40靜態,鏟斗,五齒,45°(T8)15.001.20動態,鏟斗,五齒,45°(t2)18.00靜態,動臂,單齒,0°(T10)9.503.72動態,動臂,單齒,0°(T18)35.32

4 有限元驗證

為驗證模擬結果的準確性，研究利用ANSYS/LS-DYNA[36]商用軟件開展靜態隱式和動態顯示有限元模擬。選用Johnson-Cook (JC)[37]率相關本構模型來定義X60管道鋼的材料參數。JC模型的流動應力σy表達式為：

(3)

(4)

根據準靜態實驗測得的應力應變關系，可擬合得到參數A、B和n分別為420 MPa、231.9 MPa和0.486，再結合(4)式和分離式霍普金森壓桿(SHPB)動態實驗結果，基于最小二乘法擬合得到參數C為0.091 59。圖13為JC模型所得的應力應變曲線與實驗結果的比較。可以看出，四種應變率(1 000 s-1、2 000 s-1、3 000 s-1和3 400 s-1)下由JC模型得到的應力應變曲線(用虛線表示)同實驗得到的真實曲線(用實線表示)吻合較好。

圖13 不同應變率下Johnson-Cook本構模型與實驗比較Fig.13 Comparison of testing and calculating Johnson-Cook constitutive model under different strain rates

有限元模擬采用半模型，其中管道尺寸為φ416 mm×7 mm×3 000 mm，覆土高度為0.3 m，管土有模型間為共節點方式，并分別劃分了6 840個和119 592個單元，在隱式靜態及顯示動態分析中分別選擇Solid45和Solid164單元類型。土體高度約2.0 m，寬度為4.0 m，土體底面為固定約束，兩側為無反射邊界，該邊界條件能有效減小邊界反射波對結果的影響，邊界處可視為無限域，管土對稱面均采用對稱約束。

表5和表6分別給出了靜態分析和動態分析時所需的材料模型。對于靜態模擬，土壤采用線彈性模型，管道使用兩種斜率(彈性和塑性)來表示材料應力應變行為的經典雙線性各向同性硬化模型，材料強度與應變率無關，通過給定屈服強度和切線模量來描述材料的塑性行為。對于動態顯式模擬，土壤采用塑性動力學(PLASTIC_KINEMATIC)模型，管道則使用與應變率相關的JC型，L360型(X60)管線鋼的JC本構模型的相關參數已通過SHPB動態沖擊試驗獲得，此外，對管線鋼，還采用EOS_GRUNEISEN狀態方程來描述材料的高速沖擊時的流動效應。

表5 隱式求解的材料模型

導入ADAMS獲得的挖掘力曲線作為施加外載，得到管道測點的等效應變并與試驗比較，見表7?？闯瞿M結果總體吻合較好，但也有某些測點(N、M、O、Q)存在較大偏差，這些測點均集中在管土邊界處，接觸算法可能是引起該誤差的主要原因。同時可以看到，動態挖掘工況產生的最大應變量都遠大于靜態工況，且均發生塑性應變，其中單齒挖掘產生的塑性應變量最大，達到了518 με。

表6 顯示求解的材料模型

表7 驗證對比結果(單位：με)

5 結 論

中國的城市化進程讓世界刮目，但發展這把“雙刃劍”無疑會使埋地輸氣管網“內外承壓”。不論從當前或是長遠來看，有針對性地開展管道機械強外載下的試驗研究都十分必要。

本文基于挖掘動載荷特點的分析，開展了全尺寸挖掘試驗，為鏟斗撞擊管道時挖掘力陡增現象提供了試驗數據支撐。測試結果表明，靜態挖掘時管道測點應變從幾十到幾百με不等，而動態挖掘產生的管道測點應變卻是靜態工況的2倍～5倍，使管道將產生較強的第三方擾動(>10 g)，并發現單齒接觸比五齒接觸對管道的威脅更大。同時，結合ADAMS模擬和有限元計算，提取并驗證了幾種典型挖掘工況的動靜態挖掘力及動載荷系數，其中0°單齒動態挖掘將產生35.32 kN的挖掘力，是幾種工況中最大的，其動載系數也達到了3.72，且在鋼管表面產生約518 με的塑性應變。計算發現，該型號的液壓式反鏟挖掘機的動載系數范圍在1.2～3.72之間，與已有的研究結果較為接近，因此，本研究所采用的動載系數分析思路是值得參考的。

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Tests and simulation for dynamic digging response of buried steel gas pipelines under excavator loading

XU Taolong1, YAO Anlin1, ZENG Xiangguo2, LI Youlü1, LI Xing2

(1.School of Oil & Natural Gas Engineering, Southwest Petroleum University, Chengdu 610500, China;2. College of Architecture and Environment, Sichuan University, Chengdu 610065, China)

Based on the published results recently, the dynamic responses of steel gas pipelines under various digging cases were investigated here. Total 21 static/dynamic test groups with different driving cylinders, different digging heights, different digging angles and digging teeth were designed and conducted. The excavator-pipeline-soil multi-body dynamic model was established by using ADAMS. STEP function control and Script simulation control were realized according to cylinders’ pressure and displacement measured data to reproduce typical test cases and to acquire dynamic/ static digging loads, then the dynamic digging load factor was determined. Finally, using the static/dynamic loading extracted from simulation, the static/dynamic strains of pipeline measured points were obtained with ANSYS/LS-DYNA, they agreed well with the measured test data. Here, the quantitative identification for dynamic digging load factors under multiple cases was conducted by using tests and simulation methods, and the results provided a reference for designing prevention and control measures against digging damages of buried steel gas pipeline network under complicated environment．

excavator; buried gas pipeline; dynamic digging response; dynamic loading factor; numerical simulation

國家科技支撐計劃(2011BAK06B01-11);中國石油西氣東輸管道公司(XGSGL01423);西南石油大學青年教師發展基金(201599010109)

2015-09-21 修改稿收到日期：2016-01-04

徐濤龍 男，博士后，1984年生

TE88

A

10.13465/j.cnki.jvs.2017.01.034