800型压裂泵总体设计 - 图文

题目：

800型压裂泵总体设计

目 录

中外文摘要 ????????????????????????????1 1 绪论??????????????????????????????3

1.1 前言???????????????????????????3 1.2 研究目的和意义??????????????????????3 1.3 国内外现状和发展趋势与研究的主攻方向???????????4 2 800型压裂泵运动的分析及工作载荷研究 ??????????????6

2.1 已知泵的性能参数?????????????????????6 2.2 曲柄连杆机构的运动分析??????????????????6 2.2.1 柱塞运动规律 ????????????????????6 2.2.2 连杆的运动规律 ???????????????????10 2.3 泵的压力?????????????????????????11 2.3.1 泵的吸入压力 ????????????????????12 2.3.2 泵的排出压力 ????????????????????12 2.4 作用于泵传动端的力????????????????????12 2.5 对柱塞、十字头、连杆和曲轴进行力学分析??????????13 2.5.1 计算柱塞力 ?????????????????????13 2.5.2 对柱塞、十字头和连杆进行力学分析 ??????????14 2.5.3 曲轴受力分析 ????????????????????15 2.6 泵动力端工作载荷及运动的MATLAB编程分析 ?????????18

2.6.1连杆对十字头的作用力曲线图 ?????????????18 2.6.2导板对十字头的作用力曲线图 ?????????????20 2.6.3连杆对曲轴的作用力曲线图 ??????????????21 2.6.4曲轴偏心质量惯性力曲线图 ??????????????22 2.6.5曲轴所受连杆力的力矩曲线图 ?????????????23

3 800型压裂泵动力端关键零件的Pro/E三维建模 ???????????24

3.1 连杆组件 ?????????????????????????24 3.2 曲轴 ???????????????????????????25 3.3 十字头 ??????????????????????????27 3.4 拉杆 ???????????????????????????27 3.5 十字头连接螺丝 ??????????????????????28 3.6 800型压裂泵动力端曲柄连杆机构的装配及动画 ????????28

4 800型压裂泵动力端关键零件的ANSYS有限元分析 ??????????29

4.1 分析连杆?????????????????????????29 4.1.1 连杆有限元分析的理论模型建立????????????29 4.1.2 使用PRO/E创建简化三维实体模型???????????29 4.1.3 导入ANSYS的模型结果????????????????30 4.1.4 选择材料属性及单元类型???????????????30 4.1.5 边界约束条件分析??????????????????32 4.1.6 结果与分析?????????????????????35 4.2 分析曲轴?????????????????????????37 4.2.1 用Pro/E建立曲轴简化模型??????????????37 4.2.2 导入ANSYS的模型结果????????????????37 4.2.3 选择材料属性及单元类型???????????????38 4.2.4 边界约束条件分析??????????????????39 4.2.5 结果与分析?????????????????????45 5 论文总结????????????????????????????47 参考文献 ……………………………………………………………………………47 附录一（主要零件图及装配图） …………………………………………………49 附录二（MATLAB程序） ………………………………………………………??53

摘 要

800型压裂泵总体设计

[摘要] 随着现代计算机技术的高速发展，高新技术在现代设计中应用的越来越广泛，如CAD, CAM, CAE等计算机辅助设计方法在国际上应用越来越普遍。这些现代设计方法不但提高了设计速度，而且使设计出来的产品更加可靠和美观，并且可以节省大量的人力、物力，大大的提高产品的竞争力。在此论文中，笔者大量用到了计算机辅助设计及编程软件，如Auto_CAD、Pro/E、ANSYS以及编程软件MATLAB等。

压裂泵作为一种石油矿场设备，在作业过程中所处工况较其它常见机械设备更恶劣，其所承受工作载荷也随着压裂压力的不断提高而越来越大。因此有必要对压裂泵的运动部件及各承受高压的部件进行结构分析。

我本次对800型压裂泵的主要设计过程如下：第一步，在理论方面对压裂泵的作用进行了一定的学习，清楚地认识到压裂泵在油井开采中的重要作用。第二步，对压裂泵的具体结构进行了认识。第三步，对压裂泵动力端的曲柄连杆机构进行了运动分析及受力分析的理论计算。第四步，用MATLAB软件对泵动力端的工作载荷及运动进行编程分析。第五步，用Pro/E软件对800型压裂泵的关键零件创建三维模型并装配。第六步，用ANSYS对连杆和曲轴进行有限元分析。 [关键词] 压裂泵 连杆 曲轴 有限元

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800型压裂泵总体设计

Design to 800-Fracturing Pump

[Abstract] With the rapid development of modern computer technology，the advanced technology is used in modern design more widely;such as the CAD, CAM, CAE and other computer-aided design application in the international community are more generally. These modern design methods not only raise the design speed, but also make products design by these methods more reliable; And its appearance is more beautiful. It can save a lot of human and physical sources, thus the competitive of the products is increased. In this paper, I used a large computer-aided software, such as Auto_CAD, Pro / ENGINEER, ANSYS and MATLAB.

As a kind of oil field equipment, the application condition of the fracturing pump is worse than other construction machine. The working load is increased with the improvement of fracturing pressure.

The main processes of designing 800 fracturing pump are as follows: The first step, I studied about fracturing pump to make a clear understanding about the role of fracturing pump in the oil. The second step, I had clearly knew about the fracturing pump structure. The third step, I made some analysis of the movement and theoretical calculations for the power of the fracturing pump. The fourth step, I made programs used MATLAB software to analysize the pump's work-force load and sports. The firth step, I used the Pro / ENGINEER software to create three-dimensional model and assemble the key components of 800 fracturing pump. The sixth step, I used the ANSYS software to make a finite element analysis of crankshaft and connecting rod.

[Key words] Fracturing pump Linkage crankshaft Finite element

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绪 论

800型压裂泵总体设计

1 绪论

1.1 前言

压裂在油田上的应用，只有几十年的历史。在四十年代末期国外开始进行第一口井的压裂试验，到目前国内外各油田大规模的广泛应用[1]。

压裂的实质是利用压裂泵产生高压液体传导压力，将油层压开，形成一条或数条裂缝，从而改善流体在地层中的渗流条件，减少地下流体的流动阻力。提高油井的生产能力，达到增产增注的目的。

压裂已被公认是相当有效的油气井增产措施，成为改造油层，提高油气井生产能力的进攻性措施。实践表明，压裂技术的应用，不仅可以增加井的产量，大大加快油田开发的步伐，而且还能够大幅度地提高石油的可采储量。由此可知，压裂泵在油田中的应用十分有意义[1]。

1.2 研究目的和意义

一般来说，在原始状态下，油层的结构和性质，除受到沉积特点的影响外，都是致密的。因而原油从油层向井筒内渗流时，也是比较缓慢的。于是，用压裂泵产生高压液体，将油层压开，形成一条或数条裂缝，从而改善流体在地层中的渗流条件，减少地下流体的流动阻力。提高油井的生产能力，达到增产增注的目的。

压裂施工时利用高压泵组，将具有一定粘度的液体高速向地层内注入。当泵的注入速度大于地层的吸收速度时，就会在井底逐渐形成很高的压力，在外来压力超过地层岩石的抗拉强度时，地层就会产生破裂或使原来的微小裂缝张开，形成较大的裂缝。随着液体的不断注入，已形成的裂缝就向地层内部延伸扩展，泵排量越大所形成的裂缝愈长，直到高压液体的注入速度与渗滤速度相等为止。

为了防止停泵以后，裂缝在上部岩石的重力作用下重新闭合，要在注入的液体中加入支撑剂(如石英砂等)。使支撑剂充填在压开的裂缝中，以支撑缝面。由于这种填砂裂缝的结构比天然的地层岩石疏松得多，因此，可以大大改善流体在井底附近地层的流动状况，使油井的产量成倍增长。

试验结果表明，压裂过程中挤入地层的液体，一部分是在充填与形成的裂缝中，使裂缝不断向地层内部延伸，而很大一部分则在缝的内外压差的作用下，垂直地从缝

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面向两侧地层漏失。油层垂向渗透率愈大，则液体的渗透损失愈大。这种现象正如前面所述，当高压液体的注入速度与渗滤速度相等时，裂缝就会停止延伸和扩展[1]。

由此可见，若要在地层中压开较长的裂缝，必须采用高泵压、大排量的泵组设备，采用性能良好的压裂液及适宜的支撑剂。

也正是由于压裂泵的工况恶劣，要求承受高压、循环载荷作用；要求输送高压带磨砺、腐蚀的介质；要求在恶劣的工况下有更高的使用寿命，要求更高的泵压，更大的排量。因此，压裂泵是压裂工艺实现必不可缺少的设备 [2]。

1.3 国内外现状和发展趋势与研究的主攻方向[3] [5]

1.3.1 国内

我国压裂装备的制造从20世纪80年代开始起步，由于研制的难度高，国内的大部分生产厂家都是在引进国外的关键零部件的基础上，进行简单的组装成套。引进主要产品包括：BJServices公司1000型压裂机组，Stewart&Stevenson公司1600型压裂机组，Western公司1400-1800型压裂机组及Halliburton公司的HQ-2000型压裂机组等。这些设备的引进使我国的压裂装备有了质的飞跃，并达到同期国际同步水平。

目前国内酸化压裂设备主要生产厂家有江汉第四石油机械厂和（中美合资）四机塞瓦石油钻采设备有限公司，其产品代表了国内压裂设备的最高水平。

以江汉第四石油机械厂压裂设备的发展过程为代表，通过引进美国Western（西方）公司的压裂机组制造技术、Cooper公司的压裂泵制造技术、FMC公司的高压活动弯头制造技术、SPM公司的高压管汇制造技术，在引进消化基础上开发出系列压裂机组，装机功率从223.710-1677.825kW(300-2250HP)，最高压力从70-105MPa，并在1998年为大庆油田研制出1800型成套压裂机组，填补了国内大型成套压裂机组的空白。

同时从1998年开始，我国各油田将2000型成套压裂机组作为更新换代的主要机型，先后有40多套机组投入使用，其中70％以上从北美进口，主要生产厂家是Stewart＆Stevenson和Halliburton公司。该型压裂车的装机功率为1654kw(2250hp)，配套的压裂泵总成有三缸和五缸2种结构。

为了占领国内市场，江汉石油管理局第四机械厂于2001年研制出首套使用3ZB105—1490型三缸柱塞泵的2000型压裂机组，并率先在吉林油田使用。

2005年第四石油机械厂开发出具有我国自主知识产权的SJ2500五缸柱塞泵，制

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绪 论

动功率可达1866kW(2500hp)，性能达到国外同类产品先进水平，价格比进口同类机型便宜。该机型替代进口产品后，可为国家节约大量的外汇。由于该泵结构紧凑、操作灵活，因此可大大降低工人的劳动强度，显著提高压裂作业质量和效率，有效促进油田的技术进步。五缸柱塞泵的研制成功必将逐渐取代大功率大排量三缸柱塞泵的垄断地位，成为油田压裂作业设备的新一代替代产品[4]。

目前国内压裂泵发展的主流方向是

① 高压、大排量。

② 提高自动化程度、使用寿命、可靠性以及保证排液均匀，解决堵泵等问题。 ③ 提高零部件标准化程度和通用性。

1.3.2 国外

国外对压裂车的研制已经有很长历史，各国的发展水平不尽一样，其中美国的压

裂车的性能和技术水平居世界领先地位。

1.3.2.1 美国哈里伯顿公司HQ-2000压裂酸化机组所用的压裂泵

① OPI 1800AWS型压裂泵。

② HT-3000B增压泵（液压驱动），HT-400泵（曲轴驱动），一般情况下，两者配合使用。

1.3.2.2 CO2泡沫压裂设备

压裂泵型号为CAT3114双泵。代表产品有Haliburton HQ-2000五缸泵、SPMTWS2250三缸泵和SPMQWS250OLW五缸泵。

HQ-2000型五缸泵液力端配有五种规格尺寸的柱塞，可根据需要的压力和排量选用，同时HQ-2000泵采用单一斜齿轮减速器，机械效率在95%以上，在同等功率下，泵的质量最轻。由于采用五缸结构，大大降低了吸人和排出脉冲，压裂泵的输人端不需要安装减震器；此外，五缸泵在同等排量下可以选用比三缸泵小的柱塞直径，五缸泵一种柱塞便可以覆盖三缸泵的两三种柱塞工作范围，也就是说采用一种柱塞就完全可以胜任大排量和高压力的施工要求。由于其排量大、质量轻和振动小等优点而受到用户的青睐。但是HQ-2000泵只用于Halliburton公司生产的压裂泵车上，通用性差，尤其是配件的价格非常昂贵，使油田的实际使用用户不多。即使在美国和加拿大市场，目前还是以三缸泵为主。

目前国外压裂泵发展的主流方向是：高压、大排量。另外，提高使用寿命、保证

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800型压裂泵总体设计

排液均匀、解决堵泵等也是重点考虑的问题。

2 800型压裂泵运动的分析及工作载荷研究

机械零件的常规理论计算是传统常规设计计算的重要步骤。当有了设计参数后，紧接着应进行工作是将这些参数应用到实际计算中去，进行压裂泵的受力分析和常规理论计算，分析并计算压裂泵各零件的受力，为结构设计打下基础，以便进行压裂泵的结构分析。

常规理论计算是结合结构各部分的结构与运动参数，计算各主要零件上受载荷的大小与特征。由于泵的结构和受力都比价复杂，在进行分析和建立力学压裂泵模型时，要进行泵的整体受力和零件的结构的简化，将零件简化为简单的杆单元、梁单元，考虑零件的质量力、摩擦力等，从建立整体的受力分析分析出发，经过建立零件的力学模型，分析零件之间的运动关系，得出它们的理论计算公式。

往复泵常规理论研究的主要对象是动力端。动力端由传动轴、曲轴连杆机构和泵壳三大总成组成。主要部件有传动轴、链轮、曲轴、连杆、十字头、介杆、泵壳、底座等。

2.1 已知泵的性能参数

最大输入功率： 670kW（800hp） 最高泵压： 70MPa（10000psi） 柱塞冲程： 203.2 mm 额定冲次： 300冲/min

柱塞直径： 114.3 mm、101.6 mm、88.9 mm

由于该泵有多个工作参数组合，本论文选择一组最危险工况来进行力学分析，即出口压力为70Mpa，进口压力为0Mpa，柱塞直径为88.9mm。

2.2 曲柄连杆机构的运动分析

2.2.1 柱塞运动规律

[6]

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800型压裂泵运动的分析及工作载荷研究

图2-1 往复泵柱塞运动示意图

往复泵的基本工作理论及其主要特性的参数的计算，都是与柱塞的运动密切相关的。

由图2-1可以看出，当柱塞在液缸的右死点O1时，连杆A1B1和曲柄A1O处在同一水平线上，总长度为A1B1+A1O=l?r。设在此情况下曲柄与水平线的夹角??00，且曲柄按顺时钟方向旋转，则当柱塞由液力端（O1）向左运动时，柱塞移动距离为

x1?A1B1?A1O?B1O?(l?r)?(lcos??rcos?)?r(1?cos?)?l(1?cos?)

222由于sin??r/l?sin???sin?，cos??1?sin??1??sin?

22所以x1?r(1?cos?)?l(1?1??sin?) （2-1）

式中r：曲柄长度，即冲程的一半，r?203.2/2mm?101.6mm；

?：曲柄连杆比r/l（一般情况下?的范围在0.25-0.35之间取值，?在此

论文中取0.29；

r101.6

l：连杆两环的中心长度，l?=mm?350mm；

?0.29

?：曲柄转角，柱塞由液力端向动力端运动时，??0~?。

当曲柄旋转至?位置时，柱塞移动至液缸的左死点O2。曲柄和连杆重叠。则当曲柄继续旋转，柱塞由动力端向液力端（即O2向右）运动时，柱塞移动的距离为：

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x2?[A2B21cos??(A2O?A2Ocos?)]?A2B2?[lcos??(r?rcos?)]?l?r(1?cos?)?l(1?cos?)由于sin??r/l?sin(???)??sin(?),cos??1??2sin2??1??2sin2?,所以

x2?r(1?cos?)?l(1?1??2sin2?) （2-2）

由于

?????，???（???）

将这个关系代入（1-2）式可得：

x2?r(1?cos?)?l(1?1??2sin2?) （2-3）

比较式（2-1）和式（2-3）二者只相差两个符号，如果以x统一表示柱塞的位移，则二式可表示为：

x?r(1?cos?)?l(1?1??2sin2?) （2-4）

由式（2-4）对时间的一阶和二阶导数，得柱塞的运动速度u和加速度a的表达式如下：

?sin2?u??r?(sin??) （2-5）

2221??sin?a??r?(cos??2?cos2???3sin4?(1??sin?)223) （2-6）

111??2sin2??1??2sin2???4sin4??1??2sin2? （2-7） 令42

由于往复泵的曲轴连杆比?一般都小于0.35，sin??1，在精确公式中加入的144?sin?项数值很小，对柱塞位移、速度和加速度的影响很小，最大误差不到百分4之一。

将（2-7）式代入位移公式（2-4）得：

?x?r(1?cos??sin2?) （2-8）

2对式（2-8）对时间求一阶和二阶导数，得：

?u??r?(sin??sin2?) （2-9）

2a??r?2(cos???cos2?) （2-10） 在这些公式中，正负号及?的取值范围按以下原则决定：

① 当求柱塞由液力端向动力端的位移，速度和加速度时，取公式上面的符号，曲柄转角?在0~?取值。

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② 当求柱塞由动力端向液力端运动位移、速度和加速度时，取公式下面的符号，曲柄转角?在?~2?取值。 ③ 当??0,?,2?时，柱塞处于死点。

当曲柄连杆比λ=0.29，泵冲次n=300r/min，曲柄长度r=101.6mm时，由MATLAB（程序见附录二）计算得到柱塞的位移、速度、加速度，其随曲柄转角φ的变化规律如下图所示

柱塞的位移曲线图0.25柱塞一柱塞二柱塞三0.2柱塞的位移x1,x2,x3(m)0.150.10.050050100150200250曲柄转角(度)300350400

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柱塞的速度曲线图432柱塞一柱塞二柱塞三柱塞的速度v1,v2,v3(m/s)10-1-2-3-4050100150200250曲柄转角(度)柱塞的加速度曲线图300350400

150100柱塞的加速度a1,a2,a3(m2/s)柱塞一柱塞二柱塞三500-50-100050100150200250曲柄转角(度)300350400

2.2.2 连杆的运动规律

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4.2.3 选择材料属性及单元类型

曲轴材料：42CrMo ， ?s=835MPa 弹性模量：E=206GPa，泊松比：μ=0.3

由于曲轴模型的不规则，故采用8节点solid185单元[15]：

图4-12 solid185单元

由于曲轴由三个曲拐组成，与曲轴中心成120度对称分布，考虑到它的结构形状变化较多，在划分网格时，采用智能网格自动划分，考虑到计算时间问题，为了节省时间，在不影响计算结果的条件下采用比较稀疏的网格，网格划分如下图所示：

图4-13 曲轴网格划分图 第 38 页 （共 60 页）

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4.2.4 边界约束条件分析

曲轴所承受的连杆力、柱塞与连杆往复运动的惯性力需要在工况计算时，转换到

曲轴的曲柄销部位，根据MATLAB分析计算得出（图4-14），曲轴在曲拐1旋转到45度的时候所受扭矩最大，此时曲柄三受力最大，由MATLAB（程序见附录二）计算出此时三个曲拐上的力分别为（如表1）：

54.84.6x 104曲轴受到的连杆总力矩曲线图X: 45Y: 4.816e+004曲轴受连杆力总力矩M(N.M)4.44.243.83.63.43.2050100150200250曲柄转角(度)300350400

图4-14 曲轴受力的力矩图 表1 曲轴在最大扭矩情况下曲拐的受力

X 方向（N） Y方向（N） 合力Qc（N） 曲拐1 -5561.2 2102.9 5945.5 曲拐2 5287.5 -144.5112 5289.5 曲拐3 -448570 -132440 467710 曲拐1旋转到45度时的运动状况及受力状况如图4-15和4-16。如图4-15，曲拐1旋转到45度时：

?1?11.84?，?2?4.31?，?3?16.28?。

在ANSYS里确定加载面时，可以根据此和图4-16的曲柄中心坐标（曲柄1的中心坐标（71.84，-71.84），曲柄2的中心坐标（-98.14，-26.30），曲柄3的中心

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坐标（26.30，98.14））来计算。

在Pro/E软件中进行草绘曲拐1旋转到45度时曲柄连杆示意图如下:

图4-15 曲拐1旋转到45度时曲轴和连杆的状态

图4-16 曲拐1旋转到45度时曲柄中心坐标及受力面范围

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图4-17 导入ANSYS后曲轴的主视图（对应图4-16）

曲柄受力分布如下：

采用方程加载[15]：

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qx?9Qc?16R2L2?x2?3?1?cos()?2?2?L2?

式中：Qc为作用在轴颈上的总载荷；

R2为轴颈半径； x??L2～L2 ； θ=-60°～60°。

根据以上公式，我们在ANSYS中采用了方程加载的方法对有限元模型施加力的边界条件，代入表一中的参数及R2?70mm,L2?45mm可得：

qx?qx?qx?(1)(2)(3)2?1.06210?106?(1-0.0004938x)cos(1.5?) （4-9） 2?9.45?105?(1-0.0004938x)cos(1.5?) （4-10） 2?83.52?106?(1-0.0004938x)cos(1.5?) （4-11）

用ANSYS软件中的方程编辑器将载荷安上式加载[12][13][14]： 对曲柄—加载：

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/5flv.html