肖曉華 代繼樑 王昆鵬 趙建國

(1. 西南石油大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院 2. 西南石油大學(xué)油氣藏地質(zhì)開發(fā)工程國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 3.中國人民解放軍第五七一九工廠)

0 引 言

目前，水平井已經(jīng)大規(guī)模應(yīng)用于各類油氣藏，水平井的數(shù)量和水平延伸長度都在不斷增加，使連續(xù)管的延伸和測井工具的輸送面臨很大挑戰(zhàn)[1-4]。采用井下牽引器牽引連續(xù)管和輸送測井工具具有成本低及耗時(shí)少等優(yōu)點(diǎn)。常見牽引器有輪式和伸縮式兩種，其中輪式牽引器具有體積小、井徑適應(yīng)性強(qiáng)及可用范圍廣等特點(diǎn)。輪式牽引器的牽引力由驅(qū)動(dòng)輪與套管的接觸摩擦力決定，因此對(duì)驅(qū)動(dòng)輪與套管的接觸進(jìn)行研究和優(yōu)化對(duì)提升牽引器牽引能力具有重要意義。

綜上所述，環(huán)孢素對(duì)降植烷致SLE模型小鼠有一定的腎組織保護(hù)作用，對(duì)其腎損傷有一定改善作用，其機(jī)制可能與抑制TWEAK-p38MAPK信號(hào)通路有關(guān)。

影響驅(qū)動(dòng)輪與套管接觸產(chǎn)生摩擦力的因素很多，傳統(tǒng)的計(jì)算采用經(jīng)驗(yàn)?zāi)Σ烈驍?shù)與正壓力來處理牽引力[5-8]。為了增大接觸摩擦力，輪式牽引器的驅(qū)動(dòng)輪多為齒形輪，驅(qū)動(dòng)牽引力達(dá)到3 000 N以上，齒尖與壁面的接觸面積很小。這種情況下，通常在轉(zhuǎn)動(dòng)過程中齒尖對(duì)套管會(huì)產(chǎn)生微小嵌入，進(jìn)而使管壁接觸區(qū)域產(chǎn)生塑性變形，并隨著轉(zhuǎn)動(dòng)可能產(chǎn)生微小溝痕。這種接觸狀態(tài)顯然與傳統(tǒng)滑動(dòng)摩擦狀態(tài)不同，通常試驗(yàn)所得的摩擦因數(shù)不適用于此類摩擦力的計(jì)算。

對(duì)于牽引器驅(qū)動(dòng)輪與套管的相互作用，常旭等[9]采用滑移線理論，確定了正壓力與塑性區(qū)面積和壓痕形狀的關(guān)系，但未給出摩擦因數(shù)與摩擦力的計(jì)算方法；劉清友等[10-11]考慮犁溝效應(yīng)，建立了驅(qū)動(dòng)輪和套管的力學(xué)模型，提出了壓痕區(qū)面積的計(jì)算方法，但都未對(duì)驅(qū)動(dòng)輪摩擦力進(jìn)行深入分析，后者計(jì)算摩擦因數(shù)采用的尖銳齒形及棱柱齒形模型也不符合實(shí)際情況。因此，提出一種更為合理的齒形，完善輪齒與套管壁面接觸摩擦模型，明確實(shí)際狀態(tài)下摩擦因數(shù)的取值方法和影響摩擦因數(shù)的主控因素十分必要。

根據(jù)摩擦學(xué)理論[12-13]，僅考慮犁溝效應(yīng)計(jì)算驅(qū)動(dòng)輪和套管的摩擦力不完善。犁溝效應(yīng)是指硬金屬的粗糙峰嵌入軟金屬后，在滑動(dòng)過程中推擠軟金屬，使之塑性流動(dòng)并犁出一條溝槽的過程。而硬表面的粗糙峰在法向載荷的作用下嵌入軟表面，在齒峰嵌入和滑動(dòng)時(shí)，除犁溝力之外，材料的剪應(yīng)力也不應(yīng)忽視。因?yàn)槎叩慕佑|面積由兩部分組成：一是發(fā)生黏著效應(yīng)的面積，滑動(dòng)時(shí)發(fā)生剪切；另一部分是犁溝效應(yīng)的作用面積，滑動(dòng)時(shí)硬峰推擠軟材料。此種狀態(tài)的接觸面積遠(yuǎn)小于表面面積，接觸部位多處于塑性狀態(tài)，適用于黏著理論。

本文結(jié)合牽引器的應(yīng)用需求，提出了耐用性更好的驅(qū)動(dòng)輪六面體梯形齒結(jié)構(gòu)，引入黏著理論，同時(shí)考慮黏著效應(yīng)和犁溝效應(yīng)，建立驅(qū)動(dòng)輪與套管之間的力學(xué)模型，推導(dǎo)相應(yīng)效應(yīng)下的摩擦因數(shù)計(jì)算公式，明確了影響摩擦因數(shù)的主控因素；采用數(shù)值模擬的方法對(duì)驅(qū)動(dòng)輪齒參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，得到了對(duì)套管損傷較輕情況下驅(qū)動(dòng)輪齒的結(jié)構(gòu)參數(shù)，以及此條件下驅(qū)動(dòng)輪與套管之間的摩擦因數(shù)。所得結(jié)論可為輪式牽引器牽引力的提高和驅(qū)動(dòng)輪的設(shè)計(jì)提供理論基礎(chǔ)和設(shè)計(jì)參考。

1 驅(qū)動(dòng)輪力學(xué)分析

通過上文分析，驅(qū)動(dòng)輪和套管在同時(shí)考慮黏著效應(yīng)和犁溝效應(yīng)時(shí)，摩擦力應(yīng)是犁溝效應(yīng)和黏著效應(yīng)的總和[14]。

1.1 犁溝效應(yīng)下的摩擦因數(shù)

通常情況下，為了提高驅(qū)動(dòng)輪的耐磨性，驅(qū)動(dòng)輪材料遠(yuǎn)比套管材料硬，即驅(qū)動(dòng)輪材料屈服強(qiáng)度遠(yuǎn)大于套管材料，在載荷和正壓力作用下，驅(qū)動(dòng)輪會(huì)壓入套管產(chǎn)生犁溝效應(yīng)。

三抓績效考評(píng)運(yùn)行創(chuàng)新，構(gòu)建長效保障機(jī)制。積極推進(jìn)農(nóng)開項(xiàng)目績效管理，開展項(xiàng)目驗(yàn)收考評(píng)工作，構(gòu)建考評(píng)、績效相結(jié)合的長效保障機(jī)制，對(duì)考評(píng)差、工程質(zhì)保期內(nèi)工程質(zhì)量反饋差的建設(shè)單位納入黑名單，限制其準(zhǔn)入，確保工程項(xiàng)目保質(zhì)保量地實(shí)現(xiàn)預(yù)期目標(biāo)。

本文設(shè)計(jì)的驅(qū)動(dòng)輪齒形為六面體梯形齒，如圖1所示。該種齒形相比于尖角齒有更好的耐用性和更強(qiáng)的抗剪切能力，對(duì)套管的損傷較輕。

圖1 驅(qū)動(dòng)輪齒形結(jié)構(gòu)力學(xué)模型Fig.1 Mechanical model of driving wheel tooth profile structure

其接觸面的水平投影為梯形，假設(shè)梯形的上底長為l，嵌入深度為h，驅(qū)動(dòng)輪齒傾角為α，驅(qū)動(dòng)輪的齒頂角為θ，犁溝效應(yīng)下的摩擦力為Fe，則其下底長l1為：

l1=l-2htan(α-90°)

(1)

水平投影面積為：

(2)

將式(6)帶入式(13)可得：

S2=lb

(3)

(4)

在套管為各向同性材料條件下，正壓力為：

N=S2τb

(5)

式中：τb為嵌入的剪切力，Pa，它只與滑動(dòng)的速度和潤滑的狀態(tài)有關(guān)，數(shù)值上約等于套管金屬材料的屈服極限。

將許用剪切應(yīng)力[τ]取為屈服強(qiáng)度的[20]，計(jì)算得齒頂角的取值范圍：56.6°≤θ≤123.4°，該范圍是驅(qū)動(dòng)輪與套管保持自鎖且強(qiáng)度足夠條件下的最佳取值范圍。

Fe=S1σs

(6)

式中：Fe為犁溝效應(yīng)摩擦力,N；σs為套管材料的屈服極限,Pa。

因此，犁溝效應(yīng)下的摩擦因數(shù)為：

(7)

聯(lián)立式(1)～式(7)可得摩擦因數(shù)：

但他一上車后立即“原形畢露”，向助手發(fā)泄怒火：“那是場災(zāi)難。根本不該讓我和那個(gè)女人見面。誰出的主意？”布朗形容道：“(她)什么都問。她就是那種偏執(zhí)的女人。”

(8)

由式(8)可知，在犁溝效應(yīng)下，驅(qū)動(dòng)輪與套管之間的摩擦因數(shù)與驅(qū)動(dòng)輪齒頂角θ、齒傾角α、下底長l1和嵌入深度h有關(guān)。

1.2 黏著效應(yīng)下的摩擦因數(shù)

黏著效應(yīng)是由于分子的活動(dòng)性和分子力的作用使固體黏附在一起，進(jìn)而產(chǎn)生了滑動(dòng)阻力。黏著效應(yīng)可以根據(jù)Israelachvili提出的“鵝卵石”模型進(jìn)行分析[15]。圖2為黏著效應(yīng)摩擦的“鵝卵石”模型圖。

式中：Fτ為驅(qū)動(dòng)輪齒的剪切力。

圖2 黏著效應(yīng)摩擦的“鵝卵石”模型Fig.2 “Cobblestone” model of adhesion effect friction

黏著效應(yīng)產(chǎn)生的阻力為[16]：

(9)

式中：Fn為黏著效應(yīng)摩擦力，N；Do為相鄰原子質(zhì)心之間距離，m；m為原子質(zhì)量，kg；a0為晶格常數(shù)，m；v為相對(duì)滑動(dòng)速度，m/s；ε為溫度擴(kuò)散系數(shù)，m2/s；E為套管材料彈性模量，GPa；G為套管材料剪切模量，GPa；γ為表面能密度，J/m2；Δd為原子從波谷運(yùn)動(dòng)到波峰所經(jīng)歷的切向距離，m；ΔD為原子從波谷運(yùn)動(dòng)到波峰所經(jīng)歷的法向距離，m。

由式(5)和式(9)可得黏著效應(yīng)下驅(qū)動(dòng)輪與套管的摩擦因數(shù)：

(10)

1.3 驅(qū)動(dòng)輪與管壁總摩擦因數(shù)

輪式牽引器的驅(qū)動(dòng)輪材料選用40CrMoTi，屈服強(qiáng)度835 MPa，抗拉強(qiáng)度1 080 MPa，泊松比0.3；套管鋼級(jí)選用油田常用鋼級(jí)J55，屈服強(qiáng)度379 MPa，抗拉強(qiáng)度517 MPa。

其他參數(shù)取值為[17]：Do=2.48×10-10m，m=1×10-29kg，a0=2.86×10-10m，v=0.16 m/s，ε=1.59×10-5m2/s，E=125 GPa，G=46.4 GPa，γ=2.417 J/m2，Δd=1.43×10-10m，ΔD=7.254×10-9m。

聯(lián)合式(8)和式(10)，可得考慮犁溝效應(yīng)和黏著效應(yīng)的總摩擦因數(shù)：

(11)

由式(11)可知，驅(qū)動(dòng)輪與套管之間的總摩擦因數(shù)與驅(qū)動(dòng)輪齒頂角θ、齒傾角α、下底長l1和嵌入深度h有關(guān)。

2 驅(qū)動(dòng)輪輪齒最優(yōu)參數(shù)仿真設(shè)計(jì)

在正壓力與驅(qū)動(dòng)輪和套管材料一定的情況下，驅(qū)動(dòng)輪的齒形結(jié)構(gòu)是影響其與井壁接觸效果的關(guān)鍵因素。筆者利用ABAQUS有限元軟件對(duì)驅(qū)動(dòng)輪的輪齒參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，分析不同參數(shù)下輪齒嵌入套管內(nèi)壁的應(yīng)力及塑性應(yīng)變的變化，確定最佳的輪齒設(shè)計(jì)值。

2.1 齒頂角范圍確定

在考慮齒頂角時(shí)，為防止出現(xiàn)干涉，通常假設(shè)驅(qū)動(dòng)輪相鄰兩齒不同時(shí)接觸套管，則齒頂?shù)氖芰Ψ治鋈鐖D3所示。圖3中F1為電機(jī)力矩等效于O點(diǎn)的驅(qū)動(dòng)力；F2為輪式牽引器單個(gè)驅(qū)動(dòng)輪所受牽引力；在Ⅰ區(qū)內(nèi)，驅(qū)動(dòng)輪齒沿套管壁接觸點(diǎn)繼續(xù)壓入管內(nèi)；在Ⅱ區(qū)內(nèi)，驅(qū)動(dòng)輪齒與套管壁形成自鎖；在Ⅲ區(qū)內(nèi)，驅(qū)動(dòng)輪齒與套管壁面打滑。

圖3 驅(qū)動(dòng)輪齒頂受力分析圖Fig.3 Analysis of the force on the tooth top of the driving wheel

為了確保驅(qū)動(dòng)輪有效牽引，驅(qū)動(dòng)力、牽引力和正壓力的合力應(yīng)落在Ⅱ區(qū)內(nèi)。通過力學(xué)分析可得牽引力和正壓力與齒頂角的關(guān)系：

(12)

式中：λ為摩擦角，在驅(qū)動(dòng)輪輪齒與套管之間無潤滑狀態(tài)下靜摩擦因數(shù)μ1=0.3[18]，于是λ=tan-1μ1=16.7°。

由式(12)可知，在驅(qū)動(dòng)力和牽引力一定時(shí)，齒頂角與正壓力呈正相關(guān)，但是齒頂角過小時(shí)，會(huì)減小輪齒的屈服強(qiáng)度[19]。因此，需要得到保證輪齒強(qiáng)度下的齒頂角的取值范圍。齒頂所受剪切力τ應(yīng)小于許用剪切強(qiáng)度。由剪切力定義及式(5)～式(6)可得：

(13)

1 6個(gè)月以下的寶寶體溫超過38oC，6個(gè)月以上的寶寶體溫超過39oC，需要就醫(yī)，不超過可以物理降溫。

接觸面的投影面積為：

(14)

將上式帶入式(12)可得：

(15)

犁溝效應(yīng)所需摩擦力為：

2.2 輪齒仿真模型建立

設(shè)定驅(qū)動(dòng)輪在套管壁上運(yùn)動(dòng)時(shí)，一個(gè)時(shí)間段內(nèi)只有一個(gè)輪齒與管壁接觸，選取單齒為研究對(duì)象。通過前文分析，齒頂角θ的取值范圍為56.6°≤θ≤123.4°，齒傾角α的取值范圍為90°<α<180°，下底長l1的取值范圍為0 mm

關(guān)于馬克思恩格斯的生態(tài)觀，曾繁仁并沒有選擇全盤接收，而是指出了他們的理論存在無法避免的歷史局限性。地球上的石油和樹木，在馬克思眼里只有當(dāng)它們?yōu)槿藗兯脮r(shí)才具有使用價(jià)值，其實(shí)不然，它們除了自身的價(jià)值還擁有其承載限度?？梢?，他們對(duì)生態(tài)、自然的認(rèn)識(shí)不夠全面和深入。

表1 驅(qū)動(dòng)輪輪齒參數(shù)取值Table 1 Values of driving wheel tooth parameters

簡化后的單齒套管模型如圖4所示。

圖4 簡化后單齒套管模型Fig.4 Simplified single tooth casing model

模型設(shè)置分析步為：約束套管全部自由度，約束驅(qū)動(dòng)輪齒除了Z軸方向的全部自由度，對(duì)驅(qū)動(dòng)輪齒施加正壓力2 000 N，驅(qū)動(dòng)輪向下與套管接觸，完全接觸之后觀察套管的變化情況。

2.3 輪齒參數(shù)優(yōu)化

2.3.1 齒頂角

在輪齒傾角120°、下底長4 mm的條件下，齒頂角取值見表1。不同齒頂角時(shí)套管內(nèi)壁接觸應(yīng)力云圖如圖5所示。

2016年南海東部石油鉆井平臺(tái)海事業(yè)務(wù)，由廣東海事局授權(quán)惠州海事局進(jìn)行監(jiān)管，隨著南海東部油氣開發(fā)規(guī)模不斷加大，惠州附近海域油氣平臺(tái)及其輔助船舶生產(chǎn)作業(yè)活動(dòng)日趨頻繁，通航流量和口岸業(yè)務(wù)增長迅猛，對(duì)海事部門依法履行監(jiān)管和服務(wù)職責(zé)提出了新的要求。

(1)隨驅(qū)動(dòng)輪下底長的增大，嵌入深度減小，且減小趨勢逐漸放緩；套管的等效塑性應(yīng)變逐漸減小，同樣趨勢逐漸放緩；套管的最大Mises應(yīng)力逐漸減小。

圖5 不同齒頂角時(shí)管壁應(yīng)力云圖Fig.5 Stress distribution on casing wall with different tooth crest angles

圖6 不同齒頂角時(shí)嵌入深度曲線Fig.6 Embedding depth curve at different tooth crest angles

圖7 不同齒頂角時(shí)套管的最大Mises應(yīng)力和等效塑性應(yīng)變曲線Fig.7 Stress and plastic strain curves of casing with different tooth crest angles

由圖5～圖7可知：

(1)隨著齒頂角的逐漸增大，驅(qū)動(dòng)輪的嵌入深度、等效塑性應(yīng)變和套管的最大Mises應(yīng)力逐漸減小，最大應(yīng)力為614.5 MPa，最小應(yīng)力為517.5 MPa；驅(qū)動(dòng)輪的嵌入深度呈線性變化，套管的最大Mises應(yīng)力和等效塑性應(yīng)變變化趨勢逐漸變緩。

(2)驅(qū)動(dòng)輪齒頂角在60°～120°區(qū)間時(shí)，套管的最大Mises應(yīng)力都已經(jīng)超過了其材料的屈服極限(379 MPa)，說明套管壁面接觸部位為塑性變形，驅(qū)動(dòng)輪齒已經(jīng)嵌入套管內(nèi)，產(chǎn)生了犁溝效應(yīng)。

由圖11～圖13可知：

(3)在驅(qū)動(dòng)輪齒頂角為60°時(shí)，嵌入深度和最大Mises應(yīng)力最大，分別為0.307 mm和614.5 MPa，同時(shí)等效塑性應(yīng)變最大，遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過了套管的屈服極限，對(duì)套管損傷最大；當(dāng)驅(qū)動(dòng)輪齒頂角為120°時(shí)，套管的最大Mises應(yīng)力為517.6 MPa，等效塑性應(yīng)變?yōu)?，與相鄰的齒頂角105°時(shí)相差不大，但嵌入深度比105°時(shí)要小不少，嵌入深度過小容易打滑和造成牽引力不足；當(dāng)驅(qū)動(dòng)輪齒頂角為105°時(shí)，套管的最大Mises應(yīng)力和等效塑性應(yīng)變變化放緩，變化值很小，對(duì)套管的損傷也很小，而嵌入深度達(dá)到了0.2 mm，遠(yuǎn)大于齒頂角120°時(shí)的嵌入深度，齒頂角105°為驅(qū)動(dòng)輪齒頂角變化的拐點(diǎn)，故選擇105°為齒頂角的優(yōu)選值。

2.3.2 齒傾角

已知齒頂角優(yōu)選為105°，固定下底長為4 mm，則在該條件下不同齒傾角時(shí)套管內(nèi)壁的應(yīng)力云圖如圖8所示。

圖8 不同齒傾角時(shí)管壁應(yīng)力云圖Fig.8 The stress distribution of the casing with different tooth inclination angles

在齒頂角為105°、下底長為4 mm條件下，不同齒傾角時(shí)嵌入深度曲線、套管的應(yīng)力曲線和塑性應(yīng)變曲線分別如圖9和圖10所示。

圖9 不同齒傾角時(shí)嵌入深度曲線Fig.9 Embedding depth curve at different tooth inclination angles

由圖8～圖10可知：

(1)隨齒傾角的逐漸增大，套管的最大Mises應(yīng)力先變小，后增大，再減小；驅(qū)動(dòng)輪的嵌入深度和套管的等效塑性應(yīng)變逐漸減小。最大Mises應(yīng)力在105°～135°時(shí)產(chǎn)生先變小后變大的趨勢，可能是因?yàn)轵?qū)動(dòng)輪對(duì)套管的作用從剪切變?yōu)閿D壓而造成。

(2)當(dāng)驅(qū)動(dòng)輪齒傾角為105°時(shí)，驅(qū)動(dòng)輪的嵌入深度最深，同時(shí)套管的最大Mises應(yīng)力最大，為524.5 MPa，等效塑性應(yīng)變達(dá)到1.2，套管變形最大，對(duì)套管損傷最大；當(dāng)驅(qū)動(dòng)輪齒傾角為165°時(shí)，套管最大Mises應(yīng)力和等效塑性應(yīng)變均為最小，同時(shí)嵌入深度最小；當(dāng)驅(qū)動(dòng)輪齒傾角為120°時(shí)，套管的最大Mises應(yīng)力為517.6 MPa，相對(duì)于其他齒傾角對(duì)應(yīng)應(yīng)力值較小，等效塑性應(yīng)變呈現(xiàn)穩(wěn)定減小，嵌入深度達(dá)到0.197 mm，因此齒傾角的優(yōu)選值為120°。

圖10 不同齒傾角時(shí)套管應(yīng)力和塑性應(yīng)變曲線Fig.10 Casing stress and plastic strain curves at different tooth inclination angles

2.3.3 下底長

蛋白定量采用Bradford法，波長595 nm測定蛋白濃度，用標(biāo)準(zhǔn)牛血清白蛋白繪制標(biāo)準(zhǔn)曲線，對(duì)制備樣品蛋白溶液定量。

眾多的家政企業(yè)在各個(gè)角度做了眾多的嘗試，推動(dòng)了家政服務(wù)業(yè)整體供給在規(guī)模和結(jié)構(gòu)化發(fā)展方面有了較大的提升，但優(yōu)質(zhì)的家政服務(wù)人員供給并未達(dá)到想象中的高比例，還需從培訓(xùn)端進(jìn)一步的聚焦和發(fā)力，才能推動(dòng)整個(gè)家政服務(wù)行業(yè)的高質(zhì)量發(fā)展。

已知優(yōu)選的齒頂角為105°，齒傾角為120°，在該條件下不同下底長時(shí)套管內(nèi)壁的應(yīng)力云圖如圖11所示。

圖11 不同下底長時(shí)管壁應(yīng)力云圖Fig.11 The casing wall stress distribution with different bottom lengths

在齒頂角為105°、齒傾角為120°情況下，不同下底長時(shí)驅(qū)動(dòng)輪嵌入套管的深度曲線、套管的應(yīng)力曲線和塑性應(yīng)變曲線分別如圖12和圖13所示。

圖12 不同下底長時(shí)嵌入深度曲線Fig.12 Embedding depth curve with different bottom lengths

圖13 不同下底長時(shí)套管的應(yīng)力變化曲線和塑性變形曲線Fig.13 Stress and plastic deformation curve of casing with different bottom lengths

某些醫(yī)院對(duì)于績效管理缺乏深入認(rèn)知，相關(guān)工作人員對(duì)績效管理認(rèn)識(shí)上還比較膚淺，沒有深刻認(rèn)識(shí)到績效管理對(duì)于醫(yī)院發(fā)展的重要作用，與此同時(shí)，缺乏對(duì)績效管理進(jìn)行合理、良好定位，這樣就導(dǎo)致醫(yī)院后期工作難以得到順利有效開展?？冃Ч芾碣|(zhì)量偏低，醫(yī)院收益相對(duì)而言較低。

齒傾角120°、下底長4 mm條件下，不同齒頂角時(shí)嵌入深度、套管的應(yīng)力曲線和塑性應(yīng)變曲線分別如圖6和圖7所示。

(2)當(dāng)驅(qū)動(dòng)輪下底長為2 mm時(shí)，驅(qū)動(dòng)輪嵌入深度最大，其值為0.344 mm，套管的最大Mises應(yīng)力為556.0 MPa，等效塑性應(yīng)變最大，對(duì)套管損傷最大；當(dāng)驅(qū)動(dòng)輪下底長為6 mm時(shí)，套管的最大Mises應(yīng)力為471.8 MPa，對(duì)套管損傷較小，等效塑性應(yīng)變較小，但驅(qū)動(dòng)輪嵌入深度為0.117 mm，嵌入深度較小，會(huì)引起驅(qū)動(dòng)輪齒滑出套管內(nèi)壁，造成打滑現(xiàn)象；當(dāng)驅(qū)動(dòng)輪下底長為4 mm時(shí)，等效塑性應(yīng)變處于緩慢下降階段，套管的最大Mises應(yīng)力減小趨勢開始放緩，為套管最大Mises應(yīng)力的拐點(diǎn)，此時(shí)嵌入深度達(dá)到了0.200 mm，因此優(yōu)選出下底長為4 mm。

綜上所述，選用齒頂角θ=105°、齒傾角α=120°、下底長l1=4 mm為最佳的驅(qū)動(dòng)輪輪齒參數(shù)，此時(shí)輪齒對(duì)套管壁產(chǎn)生的損傷最輕，但能產(chǎn)生較大的摩擦力。

3 總摩擦因數(shù)優(yōu)化

考慮黏著效應(yīng)下驅(qū)動(dòng)輪與套管之間的總摩擦因數(shù)計(jì)算式如式(11)所示。

將驅(qū)動(dòng)輪齒頂角θ、齒傾角α、下底長l1和嵌入深度h的優(yōu)化值帶入式(8)，得到驅(qū)動(dòng)輪與套管在犁溝效應(yīng)下的摩擦因數(shù)μ1=0.746。

針對(duì)上述問題，人大工作者須認(rèn)識(shí)到自身存在的不足，要加強(qiáng)對(duì)監(jiān)督議題相關(guān)內(nèi)容的學(xué)習(xí)，了解掌握黨和國家的相關(guān)政策、具體的法律規(guī)定、外地的經(jīng)驗(yàn)做法以及本地實(shí)際情況等，力求比被監(jiān)督者站得更高、看得更遠(yuǎn)；要沉下心去，深入基層，通過面對(duì)面與群眾交流、實(shí)地察看、問卷調(diào)查等多種手段，掌握群眾真實(shí)意愿，全面了解工作開展情況，對(duì)工作取得的成績、存在的問題做到心中有數(shù)，力求所提建議切實(shí)可行。

將相關(guān)參數(shù)帶入式(10)可得黏著效應(yīng)的摩擦因數(shù)μ2≈0.300。

將μ1、μ2帶入式(11)可得總的優(yōu)化摩擦因數(shù)μ=1.046。

4 結(jié) 論

(1)提出了一種新的基于黏著理論的驅(qū)動(dòng)輪力學(xué)分析方法，得到驅(qū)動(dòng)輪與套管之間的摩擦因數(shù)應(yīng)為黏著效應(yīng)摩擦因數(shù)和犁溝效應(yīng)摩擦因數(shù)之和。

現(xiàn)階段，燃?xì)馄髽I(yè)已經(jīng)把現(xiàn)代化管理系統(tǒng)應(yīng)用其中，以此實(shí)現(xiàn)對(duì)企業(yè)財(cái)務(wù)情況的審核和監(jiān)管，但是從實(shí)際角度來說，企業(yè)即便把信息化管理方式引進(jìn)其中，但是受到原始管理理念的影響，應(yīng)用的財(cái)務(wù)管理模式過于傳統(tǒng)性，沒有將信息化管理系統(tǒng)自身作用充分發(fā)揮，導(dǎo)致信息化資源的大量浪費(fèi)。并且，企業(yè)在引進(jìn)信息化系統(tǒng)之后，沒有根據(jù)系統(tǒng)要求來進(jìn)行對(duì)應(yīng)設(shè)施的研發(fā)和應(yīng)用，授權(quán)管理不規(guī)范，使得不能借助信息化手段加以科學(xué)把控。

術(shù)后若發(fā)生低血壓,應(yīng)盡快實(shí)施擴(kuò)容治療。若血壓無法很快恢復(fù)正常,應(yīng)該靜脈滴注去甲腎上腺素,直到恢復(fù)正常血壓。

(2)提出了符合實(shí)際的驅(qū)動(dòng)輪六面體梯形齒，并進(jìn)行了力學(xué)分析，得到了驅(qū)動(dòng)輪與套管之間摩擦因數(shù)的取值方法和影響摩擦因數(shù)的主控因素。

第二層強(qiáng)風(fēng)化混合花崗巖厚度3～5m，RQD<25，天然重度平均值20.4kN/m3。Ra平均值4.0MPa，標(biāo)準(zhǔn)值3.8MPa。C=20kPa，Φ=35°，fak=400kPa。

(3)利用數(shù)值仿真分析軟件建立了驅(qū)動(dòng)輪與套管之間的相互作用模型，得到了在套管損傷較輕的情況下，驅(qū)動(dòng)輪齒的最優(yōu)參數(shù)，即齒頂角θ=105°、齒傾角α=120°、下底長l1=4 mm。通過摩擦因數(shù)的取值方法和驅(qū)動(dòng)輪齒的最優(yōu)參數(shù)，則基于黏著理論的驅(qū)動(dòng)輪與套管之間的摩擦因數(shù)為1.046。