液壓驅動壓裂泵大功率散熱器設計與分析

張　瀾，梁　政

液壓驅動壓裂泵大功率散熱器設計與分析

張瀾，梁政

（西南石油大學機電工程學院，成都610500）①

隨著壓裂車功率的逐漸增加，必然導致散熱器的功率增大，而國家標準又進一步限制了壓裂車的車臺尺寸與質量，需要研究提高散熱效率的方法與技術，以減小散熱器的體積與質量。針對一種液壓驅動大功率壓裂泵的總體設計，研究用于液壓油的大功率散熱器的優選設計，在滿足體積最小、結構布局合理、且充分考慮實際工況的前提下，分別對翅片間距、管心距、翅片高和翅片厚度等管束結構參數，以及干式空冷、濕式空冷和分段散熱等不同散熱方式進行優選設計，得到滿足該液壓驅動大功率壓裂泵液壓油散熱和車臺總體尺寸要求的散熱器結構。

壓裂泵；液壓驅動；散熱器；空冷器；翅片管

低滲透油氣藏開發中，常采用壓裂技術以提高單井產量；而對于頁巖氣、頁巖油、煤層氣等非常規油氣資源的開采，更離不開壓裂技術。壓裂車是壓裂施工的主要設備，屬于油氣田特種車輛設備，其主要作用是向油氣層注入高壓大排量壓裂液，從而壓開油氣層，以提高油氣層的滲透率和油氣井產量。為保證壓裂設備的正常工作，壓裂泵車上均安裝有散熱器，將壓裂設備產生的熱量散發到環境中，以維持其工作溫度的穩定。由于頁巖氣開發等工程的需要，要求壓裂設備的配置功率不斷增加，“千方砂、萬方液”的壓裂規模已成常態。由于壓裂作業井場設備布局十分擁擠，急需盡量減少壓裂車輛臺數，就必然要求提高單臺壓裂車的功率，目前單臺壓裂車功率已經達到2 425.5～4 410.0 k W。隨著壓裂車功率提高，其散熱量也增大，為滿足散熱要求，需增大散熱器體積，但體積過大又會影響其他設備的布局，亦不滿足國家對移動車輛的規范要求［1］。因此，需要研發一種高效的散熱器，使其即能滿足散熱要求，又能合理布局在壓裂車上。

目前在壓裂車整機設計中，主要考慮發動機、傳動箱、壓裂泵以及底盤的選型、匹配與布置，很少涉及散熱器的設計［2］。壓裂泵的研究則主要針對整體結構和動力端的設計，以提高使用功率和可靠性［3］。對于壓裂車散熱器的研究主要針對冷卻水、燃油和液壓油的共同散熱，且功率不大［4-5］。液壓油散熱器的研究主要在普通工程機械領域，如叉車、裝載機等，其結構布局與壓裂車有較大的不同，且散熱量較小［6］。為設計一種用于壓裂車的大功率液壓油散熱器，本文以一種液壓驅動壓裂泵車的總體設計參數為依據，對液壓油散熱器進行優選設計，使之在滿足大功率散熱要求的同時，使其結構尺寸盡可能小，這樣可以合理地布局在車臺上。

1　總體方案設計

壓裂車工作環境不穩定，無法保證水冷散熱的水源，且水冷散熱器二次冷卻設備體積較大，決定采用鼓風式空冷散熱器［7］，將散熱器布置在車臺第2層上，以保證足夠的安裝空間。總體結構方案如圖1所示。散熱器采用多管程結構，為保證其未工作時排盡液壓油，設計為入口在上，出口在下。管束作為散熱的主要元件，在上方安裝百葉窗對其進行保護。風機在管束下方驅動空氣強制散熱，由于系統對液壓油散熱，采用液壓馬達驅動風機。

圖1　散熱器結構方案

2　影響因素分析

管束作為主要散熱元件，其結構組成直接影響散熱效果。本文對管束結構參數進行理論分析，以確定影響散熱的主要因素［7-9］。空冷散熱器的傳熱過程屬于間壁對流傳熱，其傳熱方程為

式中：Q為熱負荷，W；K為總傳熱系數，W／（m2·K）；A為傳熱面積，m2；ΔT為有效傳熱溫差，℃。

由式（1）可知：為了在散熱量不變的情況下盡可能使散熱器整體尺寸減小，對于單位體積散熱面積變化不大的管式散熱器，主要是使散熱面積減小，因此只能通過增大傳熱溫差和提高傳熱系數來實現。由于流體的進出口溫度已經確定，而空氣的入口溫度也已確定，因此提高傳熱溫差很難實現，只能通過提高總傳熱系數達到減小散熱器尺寸的目的。

總傳熱系數為各項熱阻之和的倒數，以光管外表面為基準的總傳熱系數表達為

式中：hi為管內流體的傳熱系數，W／（m2·K）；ho為管外流體的傳熱系數，W／（m2·K）；rw為管壁的熱阻，m2·K／W。

管壁熱阻相對較小，一般可忽略不計，則由式（2）可知：總傳熱系數主要由管外和管內傳熱系數中較小的值決定。由于空冷散熱的管外傳熱系數一般較小，因此提高總傳熱系數主要是提高管外傳熱系數。

圓形翅片管在強制通風條件下，以基管外表面為基準的管外傳熱系數為

式中：h0為以基管外表面積為基準的管外傳熱系數，W／（m2·K）；hf為以翅片總外表面積為基準的管外傳熱系數，W／（m2·K）；rf為翅片熱阻（以翅片總外表面積為基準），m2·K／W；A0為基管單位長度上的外表面積，m2／m；A∑為基管單位長度上的翅片表面積，m2／m。

由式（3）可知：采用翅片管增大管外流體接觸面積可以大幅提高管外傳熱系數，從而提高總傳熱系數。同時，翅片間距、管心距、翅片高和翅片厚度也會對管外傳熱系數產生影響。

3　優選設計

結合實際運用，確定主要影響因素的參數值，通過相關公式計算出散熱器的基本尺寸，在考慮使尺寸最小的情況下，通過控制變量并結合正交試驗設計的基本思想，進行管束優選設計。在確定管束的基礎上，結合相關計算結果和實際工作環境，對散熱結構進行優選設計。

3.1初始參數

為考察主要影響因素，在進行優選設計之前，需要確定部分已知條件。通過初步計算和選擇，給定設計所需的部分基本參數和結構形式如下。

液壓油入口溫度80℃

液壓油出口溫度75℃

體積流量8 m3／min

最小雷諾數10 000

散熱量1 200 k W

空氣入口溫度30℃

車臺尺寸9.0 m×2.4 m

最大壓降1 MPa

基管外徑25 mm

基管壁厚2.5 mm

翅片材料銅

管排數4

管程數2

排列方式正三角形

在優選計算時，應確保車臺整體尺寸布局合理；最小雷諾數使管內流體處于湍流狀態下，調整翅片管數，使流體壓降盡量接近最大壓降，且近似相等，以保證計算結果具有可比性。

主要影響因素的分析是通過對不同參數值的計算比較來確定。根據空冷散熱器常用管束的參數確定相關管束備選參數，如表1所示。

表1　管束優選參數

3.2管束參數優選

根據已知條件，對相關參數進行優選。考慮到優選參數的復雜性，運用控制變量法和正交試驗設計的基本思想，通過比較管長或體積的大小，進行管束優選設計［7-11］。具體是先確定一個因素為變量，其他因素固定不變，通過計算比較確定該因素的較優值后，保持該值不變，選取下一個因素，用同樣的方法確定其較優值，所有因素考察結束之后，將各因素較優值的組合近似作為結構參數的最優組合。

3.2.1翅片間距

進行翅片間距比較時其余參數初步選定為：翅片高12.5 mm，管心距54 mm，翅片厚度0.4 mm，單程翅片管數62。由于翅片間距變化時散熱器的總寬和總高均不變化，所以只需比較管長即可，如圖2所示。

圖2　翅片間距與管長關系曲線

由圖2可知：當翅片間距為2.3 mm時，散熱器尺寸最小。當翅片間距變化時，主要的影響因素是管外傳熱系數，因為翅片間距增大后，單位長度散熱管上的翅片數減少，從而導致散熱管的翅化比降低，管外傳熱系數降低，進而使總傳熱系數降低，散熱器尺寸增大。

由于管心距和翅片高的對應關系比較復雜，在確定翅片間距為2.3 mm后，其他參數不變，同時對二者進行優選，如圖3所示。

圖3　管心距（翅片高）與體積關系曲線

由圖3可知：當管心距為54 mm、翅片高為12.5 mm時，散熱器體積最小。管心距的變化將直接影響散熱器尺寸大小，而翅片高的變化會通過改變管外傳熱系數間接改變散熱器大小，二者變化的影響趨勢正好相反，因此需要通過計算確定其較優組合。

3.2.3翅片厚度

保持優選參數不變，討論翅片厚度變化的影響。由于翅片厚度變化時總寬和總高均不變，則只需比較管長。由計算可得：翅片厚0.4 mm時，管長6.484 m；翅片厚0.5 mm時，管長6.458 m。由此可知，翅片厚度為0.5 mm時散熱器尺寸最小。翅片厚度的變化直接影響翅片效率的值，從而間接影響管外傳熱系數和整體大小。

3.3散熱方式選擇

除管束結構外，不同散熱方式對散熱效果也有顯著的影響。根據總體設計，主要對干式和濕式空冷方案進行比較，并結合實際工況選擇。其次對均勻散熱和分段散熱進行比較［7-11］。根據車臺尺寸和初步設計的散熱器尺寸，選定風機直徑為1.8 m。

3.3.1干濕式比較

初步計算確定單程管數為70，在考慮到管長與風機的匹配以及流體壓降生熱的基礎上，分別對管長為6 m時干式和濕式散熱、管長為4 m時濕式散熱的散熱效果進行比較（如圖4），分析其是否滿足設計要求，并結合實際工況進行選擇。

因為城本來是不大的，有許多熟人，也都是來看燈的都遇到了。其中我們本城里的在哈爾濱念書的幾個男學生，他們也來看燈了。哥哥都認識他們。我也認識他們，因為這時候我們到哈爾濱念書去了。所以一遇到了我們，他們就和我們在一起，他們出去看燈，看了一會，又回到我們的地方，和伯父談話，和哥哥談話。我曉得他們，因為我們家比較有勢力，他們是很愿和我們講話的。

圖4　干濕式比較

由圖4可知：因為充分利用了水的蒸發潛熱，所以管長相同時濕式空冷的散熱效果明顯優于干式空冷，但就給定的參數而言，管長6 m的干式空冷與本設計要求最匹配。對于液壓油來說，散熱量過大或過小都會嚴重影響液壓系統的功能和壽命。

根據噴水強度，分析管長4 m的濕式空冷散熱器耗水量與連續工作時間的關系，如表2。

表2　噴霧水量

由表2可知：連續工作時間越長，噴霧水量越大，且壓裂作業時往往是多臺壓裂車共同工作，則耗水量將成倍增加，工作環境無法保證充足的水源供給，同時給井場作業環境帶來較大的不利影響，因此濕式空冷散熱不具有普遍性。

3.3.2分段散熱

利用液壓油散熱過程溫度的變化，在保持風機總功率不變的前提下，考慮能否通過在溫差較大的翅片管段加大風機功率，以使多數熱量在此段散發到空氣中；溫差較小段降低風機功率，從而提高整體散熱效果。對于管長6 m的干式空冷散熱，布置3臺風機進行均勻散熱，現對兩端的風機功率進行調整，中間風機功率不變。分段散熱方案如表3所示：方案一是提高液壓油入口端風機功率，降低另一端風機功率；方案二是降低入口端風機功率，提高另一端風機功率。通過對2個方案的考察，并與均勻散熱比較，分析分段散熱的效果。

表3　分段散熱方案

由表3可知：分段散熱的散熱量和流體壓降均略低于均勻散熱，總體來講，對散熱效果影響不明顯，考慮到控制和結構的復雜性，仍采用均勻散熱。

4　結論

1）通過對一種用于液壓驅動壓裂泵液壓油的散熱器管束和散熱方式進行優選設計，在滿足散熱要求和不同工作條件的前提下，得到尺寸最小且結構合理的空冷散熱器。

2）分析管束結構，確定影響散熱的主要因素，通過計算比較，確定翅片間距為2.3 mm、管心距為54 mm、翅片高為12.5 mm、翅片厚度為0.5 mm。

3）結合實際工作環境，對不同散熱方式的散熱效果和關鍵因素進行分析，選擇采用干式空冷均勻散熱。

4）根據優選結果，初步確定散熱器長6 m、寬1.936 m、高0.190 3 m，滿足車臺尺寸和散熱要求。

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［7］賴周平，張榮克.空氣冷卻器［M］.北京：中國石化出版社，2010.

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［11］GB151—1999，管殼式換熱器［S］.

Design and Analysis of Hydraulic Fracturing Pump’s High power Radiator

ZHANG Lan，LIANG Zheng
（School of Mechatronic Engineering，Southwest Petroleum University，Chengdu 610500，China）

With the gradual increasing of the fracturing truck’s power，the power of the radiator must be increased，but the national standard further limits the fracturing truck’s size of car frame and weight.In order to reduce the volume and weight of the radiator，we need to research the method and technology of how to increase the cooling efficiency.On the basis of a general design of a high-power hydraulic fracturing pump，a high-power radiator for hydraulic oil was researched，which has a minimum volume，a reasonable structure and conforms to the actual working condition.In order to get a radiator that can chill the oil of hydraulic fracturing pump and meet the requirements of car frame’s overall size，tubes’structure parameters are researched，such as fin spacing，tube pitch，fin height and fin thickness，and the cooling ways，such as dry air cooling，wet air cooling and segmented heat dissipation.

fracturing pump；hydrostatic drive；radiator；air cooler；finned tube

TE934.2

A

10.3969／j.issn.1001-3482.2015.10.013

1001-3482（2015）10-0053-04

①2015-05-26

四川省科技創新苗子工程資助項目（2014-025）

張瀾（1992-），男，四川瀘州人，碩士研究生，主要從事油氣鉆采設備設計研究，E-mail：zhang1003020130＠163.com。