壓裂泵滑動軸承流體動壓潤滑性能研究*

王安帥 于學會 曾興昌 周小明 楊雷宇

(1.西南石油大學機電工程學院 四川成都 610500；2.國家油氣鉆井裝備工程技術研究中心 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中的重要設備，其性能直接決定整個壓裂作業的成敗[1]。現階段國內外學者對壓裂泵十字頭滑履與導板間潤滑冷卻狀態的研究主要以理論研究為主。弋大浪和謝梅英[2]分析認為滑動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構的高力黃銅材料和優化軸瓦油槽結構提高了軸瓦服役壽命。黃志強等[3]開展了滑履摩擦磨損試驗研究，得到了潤滑冷卻參數的最優值，即滑履與導板間隙取0.3～0.5 mm、潤滑油供油流量為2.2 L/min時最優。王國榮等[4]采用在原軸承基礎上加入浮動套的方法來降低原軸承的相對滑動速度，從而延長了軸承在高速鉆井時使用壽命。焦宇飛和商春華[5]對徑向滑動軸承的潤滑進行了計算，得到了油膜壓力和溫度分布，并對溫度特性進行分析。劉黃亮等[6]針對滑動軸承熱動力特性，建立考慮空化效應和黏溫效應的軸承轉子熱耦合三維模型。ZHANG等[7]構建了黏度-潤滑油膜溫度方程和油膜溫度數學模型，分析了變黏度條件下油膜厚度對重型靜壓軸承溫度場的影響。

目前壓裂泵的十字頭滑履與導板間隙、供油流量和油壓等關鍵參數主要通過工程經驗進行調節，缺乏科學依據，易致導板磨損和燒瓦，嚴重影響壓裂泵服役壽命。而現有針對壓裂泵潤滑狀態的研究，大多是針對壓裂泵十字頭滑履與導板之間的摩擦過程進行熱力耦合分析[1]，未綜合考慮潤滑油黏度、軸瓦間隙、潤滑油量、潤滑油壓對壓裂泵用滑動軸承的影響。本文作者利用計算流體力學模擬軟件Fluent進行滑動軸承的流場分析，考察潤滑油黏度、軸瓦間隙、潤滑油量、潤滑油壓對壓裂泵用滑動軸承的影響，旨在為合理制定壓裂泵滑動軸承提供理論依據和設計參考。

1 壓裂泵十字頭滑履與導板潤滑過程分析

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

在潤滑過程中，滑履與導板間隙和潤滑油供油流量會直接影響壓裂泵的潤滑性能。間隙過小、供油流量不足均會導致滑履與導板接觸表面及潤滑油的溫度急劇升高，致使潤滑性能大幅下降，最終出現燒瓦事故。而滑履與導板間隙過大又會使十字頭在往復運動中對導板產生的沖擊載荷增大，導致滑履的受力及十字頭的振動強度增大，從而直接破壞潤滑油膜，使得滑履和導板的磨損加劇，甚至出現擠壓變形。除此之外潤滑油的黏度以及潤滑油壓也會影響壓裂泵滑履與導板間的潤滑性能。

2 壓裂泵十字頭滑履與導板有限元模型

2.1 有限元模型分析

在滑履和導板構成的摩擦副中，由于摩擦產生熱量，使潤滑油溫度升高。而油溫過高會導致潤滑油失效，使滑履與導板間得不到正常的潤滑冷卻，最終導致滑履和導板磨損、燒瓦。因此，潤滑油的溫度是直接反映滑履與導板間潤滑冷卻狀態的重要參數。滑履與導板摩擦產生的大部分熱量是由潤滑油流動而散發的，十字頭的散熱量較小，因此導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。

建立滑履與導板間潤滑油溫升模型，作以下假設[1]：

(1)摩擦產生的熱量全部轉移至由滑履和導板構成的摩擦副中，并被潤滑油帶走；

(2)潤滑油的比熱容和導熱系數均為常數；

(3)十字頭與導板運動正常；

(4)滑履與導板接觸面熱量分布均勻；

(5)潤滑油完全充滿滑履與導板間隙；

(6)潤滑油在遠離導板處受滑履運動作用產生位移，而靠近導板的潤滑油流速為0；將滑履看作平行于導板運動的平板，在它的帶動下，其上部潤滑油隨之流動。

2.2 有限元建模

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

圖1 SolidWorks中導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進行流體分析，將Fluent分析結果導入到Workbench中進行結構受力分析，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

壓裂泵滑動軸承失效主要是軸瓦發生失效，故在Fluent中進行帶潤滑油的十字頭與導板的摩擦溫度穩態分析，再將Fluent中的溫度結果映射到導板，得到導板在穩態溫度下的變形與應力。考慮到十字頭與導板的摩擦生熱，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中導板與十字頭裝配圖Fig.4 Assembly drawing of guide plate and crosshead in Fluent

圖5 導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，主要是導板發生失效，對十字頭劃分結構化網格，網格大小為5 mm，導板需細化網格，網格大小為1 mm，如圖6所示。

圖6 十字頭與導板網格劃分Fig.6 Grid division of crosshead and guide plate

在Fluent中開啟能量方程，通過計算雷諾數，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，與十字頭運動速度相同，出口壓力為標準大氣壓力。在整個模擬過程，所有壁面設為靜止壁面，油膜與十字頭、導板的接觸面設為interface，其余設置為wall。wall的熱導率為相應材料熱導率，初始溫度設為298 K。十字頭滑履材料為高力黃銅，導板材料為鑄鐵[10]。十字頭、導板以及潤滑油材料參數見表1。

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

2.3 網格無關性驗證

壓裂泵滑動軸承失效主要是軸瓦發生失效，故對軸瓦與油膜進行網格獨立性驗證，不同網格數量的計算結果如表2所示。根據計算結果發現，網格數增加到469 156后，軸瓦最高溫度變化較小，綜合考慮計算資源和時效性，文中采用方案3的網格配置。表3所示為裝配體各部件網格質量統計結果，可以看出網格質量較高，網格質量符合有限元模擬要求。

表2 不同網格數量的計算結果Table 2 Calculation results of different grid numbers

表3 網格質量統計Table 3 Grid quality statistics

3 結果及分析

3.1 滑履與導板間隙對導板潤滑性能的影響

圖7—10分別示出了當潤滑油供油流量為2.0 L/min，油壓為4 MPa，黏度為0.288 Pa·s時，不同間隙下導板溫度分布云圖、導板變形云圖、導板等效應力云圖以及滑履與導板的間隙對導板溫度、形變與應力的影響。可以看出，隨著滑履與導板間隙的減小，導板溫度上升且在間隙0.3～0.6 mm之間基本呈線性增長；當間隙小于0.4 mm時，隨著滑履與導板間隙的減小，導板形變與應力會急劇增大，這是因為滑履與導板間隙的減小，一方面會使潤滑油對導板、滑履潤滑困難，使潤滑油內摩擦產生的熱量迅速增大，另一方面潤滑油在相同時間內帶走的熱量較少，使潤滑油降溫的效果大打折扣。當間隙為0.5 mm時，形變與應力達到最小值，最高溫度為321 K，當間隔為0.6 mm時，應力基本不變，但形變量增加，溫度減少至318 K。綜合考慮導板的溫度、形變以及應力的影響，滑履與導板間隙在0.5 mm時達到最優。

圖7 不同間隙下導板溫度分布云圖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 不同間隙下導板等效應力云圖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 滑履與導板的間隙對導板溫度、形變、應力的影響Fig.10 Effect of clearance between sliding shoe and guide plate on temperature(a)，deformation(b) and stress(c)of guide plate

3.2 供油量對導板潤滑性能的影響

圖11示出了當滑履與導板間隙固定為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，供油量對導板形變和應力的影響。可以看出，當滑履與導板間隙一定時，隨著潤滑油供油量增大，導板溫度降低較少，且導板最高溫度基本維持不變，但導板形變與應力降低較為顯著。但當供油量大于 2.2 L/min 時，導板形變與應力的降低速率變緩。當供油流量為2.4 L/min時，導板的形變與應力達到最小值。

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

3.3 潤滑油黏度對導板潤滑性能的影響

圖12示出了當滑履與導板間隙固定為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，潤滑油黏度對導板形變和應力的影響。可以看出，當滑履與導板間隙、流量與油壓一定時，隨著潤滑油黏度增大，導板溫度升溫較少，且導板最高溫度基本維持不變，但導板形變與應力增加基本呈線性變化。增大供油黏度會使導板形變與應力變大，這是因為隨著潤滑油黏度的增加，滑履與導板的摩擦熱會增大，且黏度的增加會減緩潤滑油的速度使降溫效果變差。當供油黏度為0.20 Pa·s時，導板的形變與應力達到最小值。

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

3.4 供油油壓對導板潤滑性能的影響

圖13示出了當滑履與導板間隙固定為0.4 mm，油供油流量為2.0 L/min，黏度為0.288 Pa·s時，供油壓力對導板形變和應力的影響。可以看出，當滑履與導板間隙、流量與黏度一定時，隨著油壓增大，導板溫度升溫較少，且導板最高溫度基本維持不變，但導板形變與應力增加顯著。當油壓大于4 MPa時，導板的應變與應力呈現指數級增大，這是因為隨著油壓的增加，潤滑油可能還未對導板進行充分的冷卻便從出口流出，最終造成導板形變與應力的急劇增大。當供油油壓為3 MPa時，導板的形變與應力達到最小值。

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

4 結論

(1)當潤滑油供油量、黏度和油壓一定時，導板的溫度隨著滑履與導板間隙的增加而呈線性減小；當間隙小于0.4 mm時導板形變與應力會急劇增大。

(2)導板的形變與應力隨著潤滑油供油量的增大而降低，當供油量超過2.2 L/min時，形變與應力的下降速率減小；導板的形變與應力隨著潤滑油黏度的增大而呈線性增大；導板的形變與應力隨著油壓的增大而增大，且當油壓大于4 MPa時，形變與應力呈現指數級增大。

(3)綜合考慮滑履與導板間隙、供油流量、供油黏度和油壓對導板溫度、形變和應力的影響，滑履與導板間隙應選擇在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范圍內供油黏度越小越好，油壓在3～6 MPa時，油壓最好不超過4 MPa。