【文章內(nèi)容簡介】 為 （311） （312） （313）式中 ，——抽油桿柱和液柱在上沖程中產(chǎn)生的最大慣性載荷，； ——抽油桿柱在下沖程中產(chǎn)生的最大慣性載荷，； ——油管過流斷面擴大引起液柱加速度降低的系數(shù)，可由下式計算式中 ——油管的過流斷面面積。 實際上，由于抽油桿柱和液柱的彈性，抽油桿柱和液柱各點的運動與懸點的運動并非一致，因此，上述按懸點最大加速度計算的慣性載荷將大于實際值。下面討論考慮抽油桿柱的彈性時，抽油桿柱產(chǎn)生的慣性載荷。初變形期末抽油桿柱隨懸點做變速運動，必然會由于強迫運動而在抽油桿柱內(nèi)產(chǎn)生附加的慣性載荷。慣性載荷的大小取決于抽油桿柱的質量、懸點加速度及其在桿柱上的分布。為了討論問題方便，將懸點運動近似地看做簡諧運動。這時，懸點運動的加速度為 （314）式中 ——懸點加速度； ——從懸點下死點算起的上沖程時間。 抽油桿柱上距懸點處的加速度為 （315） 在處單元體上的慣性力為單元體的質量與加速度的乘積，即 （316）對式（316）求積分，可得任一時刻作用在整個抽油桿柱上的總慣性力為 （317） 考慮到彈性波在抽油桿中的傳播速度，則式（3－17）的解為 （318）由式（318）看出：抽油桿柱的慣性力并不正比于加速度的瞬時值，而是正比于在時間期間內(nèi)懸點速度的增量。當時，抽油桿柱的慣性力隨而減?。划敃r，抽油桿柱的慣性力等于零；當時，慣性力將改變方向，并且隨而增大。4. 摩擦載荷原油越稠，原油粘度隨井溫變化就越敏感。因此，井溫分布對抽油井系統(tǒng)選擇設計是十分重要的。根據(jù)熱傳導，可建立井筒的能量方程為： （319）式中 ——油管中L位置處原油的溫度，℃；K1——總傳熱系數(shù)，W/（ m℃）；——內(nèi)熱源，W/m；W——水當量，W/ ℃——井底原油溫度，℃；m——地層溫度梯度，℃/m。對于常規(guī)采油來說，由于沒有內(nèi)熱源，故可取q1=0。水當量W可如下計算： （320）式中 Mo——原油質量流量，kg/s；　 Co——原油比熱，W/（g℃）；　 Mw——地層水質量流量，kg/s；　 Cw——地層水的比熱，W/（g℃）；　 g——重力加速度，m/s。將已知數(shù)據(jù)代入能量方程，可計算出任意深度所對應的油井溫度，由此溫度便可以計算出處于該深度處原油的粘度，從而可以進一步計算摩擦載荷、選擇抽油設備。 抽油機在工作時，作用在懸點上的摩擦載荷由以下五部分組成。 （1） 抽油桿柱與油管的摩擦力 該摩擦力在上、下沖程中都存在，％。 （2） 柱塞與襯套之間的摩擦力 該摩擦力在上、下沖程中都存在，一般泵徑不超過70 mm時，其值小于1717N。 （3） 抽油桿柱與液柱之間的摩擦力 抽油桿柱與液柱之間的摩擦發(fā)生在下沖程，其摩擦力的方向向上，是稠油井內(nèi)抽油桿柱下行遇阻的主要原因。阻力的大小隨抽油桿柱的下行速度而變化，其最大值可近似確定為 （321）式中 ——抽油桿柱與液柱之間的摩擦力，； ——井內(nèi)液體的動力粘度，； ——油管內(nèi)徑與抽油桿直徑之比，； ——油管內(nèi)徑，； ——抽油桿直徑，； ——抽油桿柱最大下行速度。可按懸點最大運動速度來計算，當把懸點簡化成簡諧運動時可得 由式（3－19）看出，決定的主要因素是井內(nèi)液體的粘度及抽油桿柱的運動速度。因此，在抽汲高粘度液體時，往往采用低沖次、長沖程工作方式。 （4） 液柱與油管之間的摩擦力 液柱與油管之間的摩擦力發(fā)生在上沖程，其方向向下，故增大懸點載荷。資料表明。因此，可根據(jù)來估算 （322） （5） 液體通過游動閥的摩擦力 在高粘度大產(chǎn)量油井內(nèi)，液體通過游動閥產(chǎn)生的阻力往往是造成抽油桿柱下部彎曲的主要原因，對懸點載荷也會造成不可忽略的影響。液流通過游動閥時產(chǎn)生的壓頭損失為  （323）式中 ——液體通過游動閥的壓頭損失，； ——液體通過閥時的流速，； ——重力加速度，； ——活塞運動速度，； ——活塞截面積，； ——閥孔截面積，；——閥流量系數(shù)，對于常用的標準型閥，其中 式中 ——閥孔徑，；——液體的運動粘度。 如果把活塞運動看成簡諧運動，則式（321）可寫成 （324） 由液流通過游動閥的壓頭損失而產(chǎn)生的活塞下行阻力為 （325） 5. 其它載荷除上述各種載荷以外，還有如沉沒壓力和管線回壓產(chǎn)生的載荷等都會影響到懸點載荷。沉沒壓力的影響只發(fā)生在上沖程，它將減小懸點載荷。液流在地面管線中的流動阻力所造成的井口回壓，將對懸點產(chǎn)生附加載荷，其性質與油管內(nèi)液體的作用載荷相同，即上沖程中增加懸點載荷，下沖程中減小懸點載荷。因二者可以部分抵消，一般計算中?？珊雎?。二 懸點的最大和最小載荷 抽油機在上、下沖程中懸點載荷的組成是不同的。最大載荷和最小載荷的計算式分別為上沖程 （326） 下沖程 （327）式中 ，——懸點承受的最大和最小載荷，； ，——上、下沖程中井口回壓造成的懸點載荷，； ，——上、下沖程中的最大摩擦載荷，； ——振動載荷，； ——上沖程中沉沒壓力產(chǎn)生的懸點載荷。 在下泵深度及沉沒度不是很大，井口回壓及沖數(shù)不很高的稀油直井內(nèi)，?？梢院雎裕?，及。則，最大和最小載荷分別簡化為 （328） （329）令 則懸點所承受的最大和最小載荷公式可分別寫成另一種形式 （330） （331）式中 ——抽油桿在液柱中重量，即抽油桿受的重力與液體對其浮力之差，； ——占據(jù)整個油管流通面積的液體重量，亦為上、下沖程靜載荷差，； ——光桿沖程，； ——沖次。 抽油桿使用壽命曲線（1）疲勞試驗 常規(guī)機械性能檢驗說明3種焊接工藝均滿足要求。由于抽油桿在工作時承受交變載荷作用。為了檢驗空心抽油桿的抗疲勞性能，對其進行了疲勞試驗。本次試驗在MTS810材料試驗機上進行。共有16根短桿試件。試件包括焊縫、接頭和接箍，試件總長度800mm。加載水平分為三級，試驗頻率為16Hz，最大試驗應力分別取37391和411MPa，取應力比r=。疲勞試驗數(shù)據(jù)見表32（2）參數(shù)估計 分布參數(shù)是根據(jù)樣本的試驗數(shù)據(jù)進行估計的，假設空心抽油桿在各級應力水平下的疲勞壽命按對數(shù)正態(tài)分布。首先把各級應力水平下的疲勞壽命，取對數(shù)，并依大小順序排列，即由 取　　 　得　　 對數(shù)疲勞壽命的均值和標準差S分別按式（332）和式（333）計算對數(shù)平均命 （332）標準差　 （333）　　表32 疲勞試驗數(shù)據(jù)表試件編 號最大應力（MPa）最小應力（MPa）循環(huán)壽命Ni（106）A1A2B1B2B3C1C2371＞＞A3A4B3B4C4391A5B5C5C6411（3）指定存活率P下的疲勞壽命式（332）求得的對數(shù)疲勞壽命均值是指在存活率P=50%的對數(shù)疲勞壽命。采用最小二乘法，對存活率P=50%時的疲勞壽命進行直線擬合，設直線方程為 （334）式中 （335）　　　　　 （336）　　若要計算任意指定存活率P的疲勞壽命，可利用式（337） （337）式中　——對應任一存活率P的對數(shù)安全疲勞壽命；　　　——正態(tài)偏量。對于分為m級加載試