王安帥 于學(xué)會(huì) 曾興昌 周小明 楊雷宇

(1.西南石油大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院 四川成都 610500；2.國家油氣鉆井裝備工程技術(shù)研究中心 陜西寶雞 721000)

隨著我國石油天然氣開采難度的加大，壓裂酸化已成為提高油氣采收率最有效的措施之一，而壓裂泵是石油壓裂作業(yè)中的重要設(shè)備，其性能直接決定整個(gè)壓裂作業(yè)的成敗[1]?，F(xiàn)階段國內(nèi)外學(xué)者對(duì)壓裂泵十字頭滑履與導(dǎo)板間潤滑冷卻狀態(tài)的研究主要以理論研究為主。弋大浪和謝梅英[2]分析認(rèn)為滑動(dòng)軸承軸瓦失效的主要原因是間隙不勻、油隙過小、斷油和軸承過載，并通過采用不添加石墨結(jié)構(gòu)的高力黃銅材料和優(yōu)化軸瓦油槽結(jié)構(gòu)提高了軸瓦服役壽命。黃志強(qiáng)等[3]開展了滑履摩擦磨損試驗(yàn)研究，得到了潤滑冷卻參數(shù)的最優(yōu)值，即滑履與導(dǎo)板間隙取0.3～0.5 mm、潤滑油供油流量為2.2 L/min時(shí)最優(yōu)。王國榮等[4]采用在原軸承基礎(chǔ)上加入浮動(dòng)套的方法來降低原軸承的相對(duì)滑動(dòng)速度，從而延長了軸承在高速鉆井時(shí)使用壽命。焦宇飛和商春華[5]對(duì)徑向滑動(dòng)軸承的潤滑進(jìn)行了計(jì)算，得到了油膜壓力和溫度分布，并對(duì)溫度特性進(jìn)行分析。劉黃亮等[6]針對(duì)滑動(dòng)軸承熱動(dòng)力特性，建立考慮空化效應(yīng)和黏溫效應(yīng)的軸承轉(zhuǎn)子熱耦合三維模型。ZHANG等[7]構(gòu)建了黏度-潤滑油膜溫度方程和油膜溫度數(shù)學(xué)模型，分析了變黏度條件下油膜厚度對(duì)重型靜壓軸承溫度場(chǎng)的影響。

目前壓裂泵的十字頭滑履與導(dǎo)板間隙、供油流量和油壓等關(guān)鍵參數(shù)主要通過工程經(jīng)驗(yàn)進(jìn)行調(diào)節(jié)，缺乏科學(xué)依據(jù)，易致導(dǎo)板磨損和燒瓦，嚴(yán)重影響壓裂泵服役壽命。而現(xiàn)有針對(duì)壓裂泵潤滑狀態(tài)的研究，大多是針對(duì)壓裂泵十字頭滑履與導(dǎo)板之間的摩擦過程進(jìn)行熱力耦合分析[1]，未綜合考慮潤滑油黏度、軸瓦間隙、潤滑油量、潤滑油壓對(duì)壓裂泵用滑動(dòng)軸承的影響。本文作者利用計(jì)算流體力學(xué)模擬軟件Fluent進(jìn)行滑動(dòng)軸承的流場(chǎng)分析，考察潤滑油黏度、軸瓦間隙、潤滑油量、潤滑油壓對(duì)壓裂泵用滑動(dòng)軸承的影響，旨在為合理制定壓裂泵滑動(dòng)軸承提供理論依據(jù)和設(shè)計(jì)參考。

1 壓裂泵十字頭滑履與導(dǎo)板潤滑過程分析

十字頭在導(dǎo)板內(nèi)往復(fù)滑動(dòng)，導(dǎo)致滑履與導(dǎo)板之間相互摩擦，產(chǎn)生熱量。在實(shí)際工作中，潤滑油供油流量一般為1.8～2.4 L/min，滑履與導(dǎo)板間留有0.3～0.5 mm空隙。潤滑油通過間隙流經(jīng)滑履、導(dǎo)板表面形成潤滑油膜，使得滑履與導(dǎo)板之間處于流體潤滑狀態(tài)，減少了兩者之間的摩擦磨損，同時(shí)帶走熱量。

在潤滑過程中，滑履與導(dǎo)板間隙和潤滑油供油流量會(huì)直接影響壓裂泵的潤滑性能。間隙過小、供油流量不足均會(huì)導(dǎo)致滑履與導(dǎo)板接觸表面及潤滑油的溫度急劇升高，致使?jié)櫥阅艽蠓陆?，最終出現(xiàn)燒瓦事故。而滑履與導(dǎo)板間隙過大又會(huì)使十字頭在往復(fù)運(yùn)動(dòng)中對(duì)導(dǎo)板產(chǎn)生的沖擊載荷增大，導(dǎo)致滑履的受力及十字頭的振動(dòng)強(qiáng)度增大，從而直接破壞潤滑油膜，使得滑履和導(dǎo)板的磨損加劇，甚至出現(xiàn)擠壓變形。除此之外潤滑油的黏度以及潤滑油壓也會(huì)影響壓裂泵滑履與導(dǎo)板間的潤滑性能。

2 壓裂泵十字頭滑履與導(dǎo)板有限元模型

2.1 有限元模型分析

在滑履和導(dǎo)板構(gòu)成的摩擦副中，由于摩擦產(chǎn)生熱量，使?jié)櫥蜏囟壬?。而油溫過高會(huì)導(dǎo)致潤滑油失效，使滑履與導(dǎo)板間得不到正常的潤滑冷卻，最終導(dǎo)致滑履和導(dǎo)板磨損、燒瓦。因此，潤滑油的溫度是直接反映滑履與導(dǎo)板間潤滑冷卻狀態(tài)的重要參數(shù)。滑履與導(dǎo)板摩擦產(chǎn)生的大部分熱量是由潤滑油流動(dòng)而散發(fā)的，十字頭的散熱量較小，因此導(dǎo)板與滑履間隙及潤滑油黏度、流量、油壓是決定潤滑油溫度的主要因素。

建立滑履與導(dǎo)板間潤滑油溫升模型，作以下假設(shè)[1]：

(1)摩擦產(chǎn)生的熱量全部轉(zhuǎn)移至由滑履和導(dǎo)板構(gòu)成的摩擦副中，并被潤滑油帶走；

(2)潤滑油的比熱容和導(dǎo)熱系數(shù)均為常數(shù)；

(3)十字頭與導(dǎo)板運(yùn)動(dòng)正常；

(4)滑履與導(dǎo)板接觸面熱量分布均勻；

(5)潤滑油完全充滿滑履與導(dǎo)板間隙；

(6)潤滑油在遠(yuǎn)離導(dǎo)板處受滑履運(yùn)動(dòng)作用產(chǎn)生位移，而靠近導(dǎo)板的潤滑油流速為0；將滑履看作平行于導(dǎo)板運(yùn)動(dòng)的平板，在它的帶動(dòng)下，其上部潤滑油隨之流動(dòng)。

2.2 有限元建模

利用三維建模軟件SolidWorks繪制導(dǎo)板與十字頭滑履的裝配圖，如圖1所示。

圖1 SolidWorks中導(dǎo)板與十字頭滑履裝配圖Fig.1 Assembly drawing of guide plate and crosshead slide in SolidWorks

使用有限元軟件Ansys中的Fluent進(jìn)行流體分析，將Fluent分析結(jié)果導(dǎo)入到Workbench中進(jìn)行結(jié)構(gòu)受力分析，如圖2、3所示。

圖2 有限元分析流程Fig.2 Finite element analysis process

圖3 求解流程Fig.3 Solution flow

壓裂泵滑動(dòng)軸承失效主要是軸瓦發(fā)生失效，故在Fluent中進(jìn)行帶潤滑油的十字頭與導(dǎo)板的摩擦溫度穩(wěn)態(tài)分析，再將Fluent中的溫度結(jié)果映射到導(dǎo)板，得到導(dǎo)板在穩(wěn)態(tài)溫度下的變形與應(yīng)力?？紤]到十字頭與導(dǎo)板的摩擦生熱，故在Fluent中加入摩擦生熱模塊，利用Fluent中的source term功能加載摩擦熱[8]，如圖4、5所示。

圖4 Fluent中導(dǎo)板與十字頭裝配圖Fig.4 Assembly drawing of guide plate and crosshead in Fluent

圖5 導(dǎo)板與十字頭摩擦生熱模塊示意Fig.5 Schematic of friction heat generating module between guide plate and crosshead

在摩擦過程中，主要是導(dǎo)板發(fā)生失效，對(duì)十字頭劃分結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，網(wǎng)格大小為5 mm，導(dǎo)板需細(xì)化網(wǎng)格，網(wǎng)格大小為1 mm，如圖6所示。

圖6 十字頭與導(dǎo)板網(wǎng)格劃分Fig.6 Grid division of crosshead and guide plate

在Fluent中開啟能量方程，通過計(jì)算雷諾數(shù)，選擇方程模型為Viscous中的Laminar，定義油膜入口為速度入口，出口為壓力出口[9]，入口速度為2.4 m/s，與十字頭運(yùn)動(dòng)速度相同，出口壓力為標(biāo)準(zhǔn)大氣壓力。在整個(gè)模擬過程，所有壁面設(shè)為靜止壁面，油膜與十字頭、導(dǎo)板的接觸面設(shè)為interface，其余設(shè)置為wall。wall的熱導(dǎo)率為相應(yīng)材料熱導(dǎo)率，初始溫度設(shè)為298 K。十字頭滑履材料為高力黃銅，導(dǎo)板材料為鑄鐵[10]。十字頭、導(dǎo)板以及潤滑油材料參數(shù)見表1。

表1 十字頭、導(dǎo)板以及潤滑油材料參數(shù)Table 1 Crosshead，guide plate and lubricating oil material parameters

2.3 網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證

壓裂泵滑動(dòng)軸承失效主要是軸瓦發(fā)生失效，故對(duì)軸瓦與油膜進(jìn)行網(wǎng)格獨(dú)立性驗(yàn)證，不同網(wǎng)格數(shù)量的計(jì)算結(jié)果如表2所示。根據(jù)計(jì)算結(jié)果發(fā)現(xiàn)，網(wǎng)格數(shù)增加到469 156后，軸瓦最高溫度變化較小，綜合考慮計(jì)算資源和時(shí)效性，文中采用方案3的網(wǎng)格配置。表3所示為裝配體各部件網(wǎng)格質(zhì)量統(tǒng)計(jì)結(jié)果，可以看出網(wǎng)格質(zhì)量較高，網(wǎng)格質(zhì)量符合有限元模擬要求。

表2 不同網(wǎng)格數(shù)量的計(jì)算結(jié)果Table 2 Calculation results of different grid numbers

表3 網(wǎng)格質(zhì)量統(tǒng)計(jì)Table 3 Grid quality statistics

3 結(jié)果及分析

3.1 滑履與導(dǎo)板間隙對(duì)導(dǎo)板潤滑性能的影響

圖7—10分別示出了當(dāng)潤滑油供油流量為2.0 L/min，油壓為4 MPa，黏度為0.288 Pa·s時(shí)，不同間隙下導(dǎo)板溫度分布云圖、導(dǎo)板變形云圖、導(dǎo)板等效應(yīng)力云圖以及滑履與導(dǎo)板的間隙對(duì)導(dǎo)板溫度、形變與應(yīng)力的影響?？梢钥闯觯S著滑履與導(dǎo)板間隙的減小，導(dǎo)板溫度上升且在間隙0.3～0.6 mm之間基本呈線性增長；當(dāng)間隙小于0.4 mm時(shí)，隨著滑履與導(dǎo)板間隙的減小，導(dǎo)板形變與應(yīng)力會(huì)急劇增大，這是因?yàn)榛呐c導(dǎo)板間隙的減小，一方面會(huì)使?jié)櫥蛯?duì)導(dǎo)板、滑履潤滑困難，使?jié)櫥蛢?nèi)摩擦產(chǎn)生的熱量迅速增大，另一方面潤滑油在相同時(shí)間內(nèi)帶走的熱量較少，使?jié)櫥徒禍氐男Ч蟠蛘劭?。?dāng)間隙為0.5 mm時(shí)，形變與應(yīng)力達(dá)到最小值，最高溫度為321 K，當(dāng)間隔為0.6 mm時(shí)，應(yīng)力基本不變，但形變量增加，溫度減少至318 K。綜合考慮導(dǎo)板的溫度、形變以及應(yīng)力的影響，滑履與導(dǎo)板間隙在0.5 mm時(shí)達(dá)到最優(yōu)。

圖7 不同間隙下導(dǎo)板溫度分布云圖Fig.7 Guide plate temperature distribution cloud picture at different clearances：(a)clearance 0.3 mm；(b)clearance 0.4 mm；(c)clearance 0.5 mm；(d)clearance 0.6 mm

圖9 不同間隙下導(dǎo)板等效應(yīng)力云圖Fig.9 Equivalent stress cloud picture of guide plate at different clearances：(a)clearance 0.3 mm；(b)clearance 0.4 mm；(c)clearance 0.5 mm；(d)clearance 0.6 mm

圖10 滑履與導(dǎo)板的間隙對(duì)導(dǎo)板溫度、形變、應(yīng)力的影響Fig.10 Effect of clearance between sliding shoe and guide plate on temperature(a)，deformation(b) and stress(c)of guide plate

3.2 供油量對(duì)導(dǎo)板潤滑性能的影響

圖11示出了當(dāng)滑履與導(dǎo)板間隙固定為0.4 mm，油壓為4 MPa，黏度為0.288 Pa·s，供油量取1.8～2.4 L/min時(shí)，供油量對(duì)導(dǎo)板形變和應(yīng)力的影響。可以看出，當(dāng)滑履與導(dǎo)板間隙一定時(shí)，隨著潤滑油供油量增大，導(dǎo)板溫度降低較少，且導(dǎo)板最高溫度基本維持不變，但導(dǎo)板形變與應(yīng)力降低較為顯著。但當(dāng)供油量大于 2.2 L/min 時(shí)，導(dǎo)板形變與應(yīng)力的降低速率變緩。當(dāng)供油流量為2.4 L/min時(shí)，導(dǎo)板的形變與應(yīng)力達(dá)到最小值。

圖11 供油量對(duì)導(dǎo)板形變和應(yīng)力的影響Fig.11 Effect of oil supply on deformation(a) and stress(b)of guide plate

3.3 潤滑油黏度對(duì)導(dǎo)板潤滑性能的影響

圖12示出了當(dāng)滑履與導(dǎo)板間隙固定為0.4 mm，油壓為4 MPa，油供油流量為2.0 L/min，取供油黏度為0.20～0.40 Pa·s時(shí)，潤滑油黏度對(duì)導(dǎo)板形變和應(yīng)力的影響。可以看出，當(dāng)滑履與導(dǎo)板間隙、流量與油壓一定時(shí)，隨著潤滑油黏度增大，導(dǎo)板溫度升溫較少，且導(dǎo)板最高溫度基本維持不變，但導(dǎo)板形變與應(yīng)力增加基本呈線性變化。增大供油黏度會(huì)使導(dǎo)板形變與應(yīng)力變大，這是因?yàn)殡S著潤滑油黏度的增加，滑履與導(dǎo)板的摩擦熱會(huì)增大，且黏度的增加會(huì)減緩潤滑油的速度使降溫效果變差。當(dāng)供油黏度為0.20 Pa·s時(shí)，導(dǎo)板的形變與應(yīng)力達(dá)到最小值。

圖12 潤滑油黏度對(duì)導(dǎo)板形變和應(yīng)力的影響Fig.12 Effect of oil viscosity on deformation(a) and stress(b)of guide plate

3.4 供油油壓對(duì)導(dǎo)板潤滑性能的影響

圖13示出了當(dāng)滑履與導(dǎo)板間隙固定為0.4 mm，油供油流量為2.0 L/min，黏度為0.288 Pa·s時(shí)，供油壓力對(duì)導(dǎo)板形變和應(yīng)力的影響?？梢钥闯?，當(dāng)滑履與導(dǎo)板間隙、流量與黏度一定時(shí)，隨著油壓增大，導(dǎo)板溫度升溫較少，且導(dǎo)板最高溫度基本維持不變，但導(dǎo)板形變與應(yīng)力增加顯著。當(dāng)油壓大于4 MPa時(shí)，導(dǎo)板的應(yīng)變與應(yīng)力呈現(xiàn)指數(shù)級(jí)增大，這是因?yàn)殡S著油壓的增加，潤滑油可能還未對(duì)導(dǎo)板進(jìn)行充分的冷卻便從出口流出，最終造成導(dǎo)板形變與應(yīng)力的急劇增大。當(dāng)供油油壓為3 MPa時(shí)，導(dǎo)板的形變與應(yīng)力達(dá)到最小值。

圖13 供油壓力對(duì)導(dǎo)板形變和應(yīng)力的影響Fig.13 Effect of oil pressure on deformation(a) and stress(b)of guide plate

4 結(jié)論

(1)當(dāng)潤滑油供油量、黏度和油壓一定時(shí)，導(dǎo)板的溫度隨著滑履與導(dǎo)板間隙的增加而呈線性減小；當(dāng)間隙小于0.4 mm時(shí)導(dǎo)板形變與應(yīng)力會(huì)急劇增大。

(2)導(dǎo)板的形變與應(yīng)力隨著潤滑油供油量的增大而降低，當(dāng)供油量超過2.2 L/min時(shí)，形變與應(yīng)力的下降速率減?。粚?dǎo)板的形變與應(yīng)力隨著潤滑油黏度的增大而呈線性增大；導(dǎo)板的形變與應(yīng)力隨著油壓的增大而增大，且當(dāng)油壓大于4 MPa時(shí)，形變與應(yīng)力呈現(xiàn)指數(shù)級(jí)增大。

(3)綜合考慮滑履與導(dǎo)板間隙、供油流量、供油黏度和油壓對(duì)導(dǎo)板溫度、形變和應(yīng)力的影響，滑履與導(dǎo)板間隙應(yīng)選擇在0.4～0.5 mm之間，潤滑油供油流量可選為2.2 L/min，在0.2～0.4 Pa·s范圍內(nèi)供油黏度越小越好，油壓在3～6 MPa時(shí)，油壓最好不超過4 MPa。