夏益民，石鵬飛，郭雁軍，楊　鑫

2500型全液壓式壓裂車設(shè)計研究

夏益民，石鵬飛，郭雁軍，楊鑫

（三一重型能源裝備有限公司，北京102202）

2500型全液壓式壓裂車采用5臺391 k W臺上發(fā)動機與280 k W底盤發(fā)動機聯(lián)合提供壓裂作業(yè)動力，實現(xiàn)2 235 k W輸入功率。用主油泵與液壓閥組取代傳統(tǒng)的傳動箱與傳動軸，實現(xiàn)高壓力、大排量壓裂作業(yè)。通過主閥組控制換向與輸送缸體更換，滿足超高壓、大排量的各種壓裂工況參數(shù)要求，適用范圍更廣，壓裂成本更低。

全液壓壓裂車；傳動；設(shè)計

傳統(tǒng)的壓裂泵車主要由底盤和上裝設(shè)備2部分組成。主要的上裝設(shè)備包括發(fā)動機、液力傳動箱、壓裂泵、吸入排出管匯、安全系統(tǒng)，燃油系統(tǒng)、壓裂泵潤滑系統(tǒng)、電路系統(tǒng)、氣路系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)、儀表及控制系統(tǒng)等（即運載、動力、傳動、泵送4大件），其中柱塞壓裂泵是壓裂車的核心部件［1］。

國產(chǎn)壓裂車的性能遠低于國外水平，主要問題是技術(shù)落后、功能不齊全、可靠性差、故障率高、易損件壽命短。國產(chǎn)壓裂車性能差的原因之一是多采用類比法經(jīng)驗設(shè)計，而不是在技術(shù)引進基礎(chǔ)上加以發(fā)展［2］。本文介紹了以液壓泵和液壓缸為主要部件組成的全液壓壓裂泵系統(tǒng)的原理及性能。

1　常規(guī)機械式壓裂車

目前國內(nèi)壓裂車上裝動力傳遞均為機械式傳動方式，壓裂泵采用曲軸傳動式柱塞泵，其動力傳輸方式如圖1所示。

圖1　機械式壓裂車動力傳輸示意

該類壓裂車臺上發(fā)動機均為1臺大功率發(fā)動機，配合1臺大功率變速箱，通過1條單一的動力傳輸鏈，為柱塞泵提供動力，整車分布如圖2所示。

圖2　機械式壓裂車整車分布示意

目前國內(nèi)對壓裂車的研究主要集中在常規(guī)機械式壓裂車的泵與傳動系統(tǒng)。謝永金［3］等對比試驗分析三缸泵與五缸泵性能參數(shù)，為壓裂車向高性能方向發(fā)展提供參考。王彬［4］等通過動力學仿真軟件ADAMS分析3000型壓裂車傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動的情況，合理避開發(fā)動機在一定轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)造成傳動系統(tǒng)與三缸泵的共振區(qū)間。

國內(nèi)壓裂車的發(fā)展趨勢基本集中在高壓力、大排量、大功率以及高可靠性。常規(guī)機械式壓裂車采用單臺大功率發(fā)動機與傳動箱，不僅對臺上動力及傳動系統(tǒng)提出了更高的要求，同時對柱塞泵的運行可靠性及易損件壽命提出了更大的挑戰(zhàn)。高昂的開發(fā)成本也是阻礙壓裂車向大功率、高壓大排量方向發(fā)展的重要因素。

2　2500型全液壓式壓裂車

2.1 整車布置與動力傳輸

2500型全液壓式壓裂車采用液壓傳動取代傳統(tǒng)的臺上動力機械傳動，柱塞泵被油缸式活塞泵替代。由臺上發(fā)動機和底盤發(fā)動機共同為油泵提供動力。臺上發(fā)動機采用5臺小功率發(fā)動機，單臺發(fā)動機功率391 k W。底盤發(fā)動機功率為280 k W。因此，發(fā)動機總的輸出功率可達391×5＋280＝2 235 k W。整車布置如圖3所示。

圖3　2500型全液壓壓裂車整車分布示意

每臺發(fā)動機串聯(lián)2臺190型油泵，12臺油泵的總輸出功率可達2 235 k W。發(fā)動機動力直接傳遞給液壓系統(tǒng)主油泵，主油泵通過主閥組控制油缸式活塞泵交替動作，實現(xiàn)壓裂介質(zhì)的吸入與排出，動力傳輸如圖4所示。

圖4　2500型全液壓式壓裂車動力傳遞示意

2．2 油缸泵工作原理與性能

根據(jù)圖4可知，主油泵通過主閥組控制油缸泵交替動作，實現(xiàn)壓裂介質(zhì)吸入與排出，油缸泵工作原理如圖5所示。

圖5　油缸泵工作原理

2．2．1 液壓油缸無桿腔工作

液壓油缸1無桿腔進入壓力油時，活塞桿1往有桿腔方向運動，此時輸送缸1中壓裂介質(zhì)為排出過程。液壓油缸1與液壓油缸2有桿腔連通，液壓油缸1有桿腔中液壓油進入液壓油缸2有桿腔，帶動活塞2往無桿腔方向運動，輸送缸2中壓裂介質(zhì)為吸入過程。主閥組控制換向后，液壓油缸2無桿腔進入壓力油，此時輸送缸2中壓裂介質(zhì)排出，輸送缸1中壓裂介質(zhì)吸入。

根據(jù)圖5計算輸送缸1中排出壓裂介質(zhì)的工作壓力為：

式中：p0為液壓系統(tǒng)主壓力，MPa，最高工作壓力按35 MPa計算；S0為液壓油缸1無桿腔面積，mm2；p2為液壓油缸無桿腔進油時輸送缸壓裂介質(zhì)排出時工作壓力，MPa；S2為輸送缸面積，mm2。

輸送缸1中活塞體運動速度與液壓油缸1中活塞運動速度一致，相同時間內(nèi)運行距離也是一致的。計算輸送缸1內(nèi)壓裂介質(zhì)排出時流量可得：

式中：Q0為液壓系統(tǒng)排量，m3／h；Q2為液壓油缸無桿腔進油時輸送缸排出壓裂介質(zhì)的工作排量，m3／h。

整車6臺發(fā)動機同時工作時共計有12臺190型油泵，排量為2．28×10－3m3／r，油泵輸入轉(zhuǎn)速為124 002 r／h（發(fā)動機輸入轉(zhuǎn)速），綜合可得液壓系統(tǒng)排量為282．74 m3／h。根據(jù)液壓油缸設(shè)計參數(shù)，液壓油缸缸徑D0＝280mm；活塞桿桿徑d0＝130 mm；結(jié)合輸送缸內(nèi)徑計算液壓油缸無桿腔進油時，排出壓裂介質(zhì)時最大工作壓力與最大出口流量如表1所示。

表1　液壓油缸無桿腔進油時輸送缸工作壓力與排量

根據(jù)表1可知，液壓油缸無桿腔進油時：輸送缸內(nèi)徑為140 mm時，最大工作壓力為140 MPa，該組輸送缸為超高壓缸；輸送缸內(nèi)徑為185 mm時，最大工作壓力為80．2 MPa；輸送缸內(nèi)徑為240 mm時，最大工作壓力為47．6 MPa。

2．2．2 液壓油缸有桿腔工作

液壓油缸1有桿腔進入壓力油時，活塞桿1往無桿腔方向運動，此時輸送缸1中壓裂介質(zhì)為吸入過程。液壓油缸1與液壓油缸2無桿腔連通，液壓油缸1無桿腔中液壓油進入液壓油缸2無桿腔，帶動活塞桿2往有桿腔方向運動，輸送缸2中壓裂介質(zhì)為排出過程。主閥組控制換向后，液壓油缸2有桿腔進入壓力油，此時輸送缸2中壓裂介質(zhì)為吸入，輸送缸1中壓裂介質(zhì)為排出。

與式（1）類似，輸送缸1中排出壓裂介質(zhì)的工作壓力為：

式中：S1為液壓油缸1有桿腔面積，mm2；p′2為液壓油缸有桿腔進油時輸送缸壓裂介質(zhì)排出時工作壓力，MPa。

與式（2）類似，輸送缸2內(nèi)壓裂介質(zhì)排出時流量可得：

式中：Q′2為液壓油缸有桿腔進油時輸送缸排出壓裂介質(zhì)的工作排量，m3／h。

根據(jù)液壓系統(tǒng)排量及油缸設(shè)計參數(shù)，結(jié)合輸送缸內(nèi)徑計算液壓油缸有桿腔進油時，排出壓裂介質(zhì)時最大工作壓力與最大工作流量如表2所示。

表2　液壓油缸有桿腔進油時輸送缸工作壓力與排量

根據(jù)表2可知，液壓油缸有桿腔進油時：輸送缸內(nèi)徑為140 mm時，最大工作排量為90．07 m3／h；輸送缸內(nèi)徑為185 mm時，最大工作排量為157．32 m3／h；輸送缸內(nèi)徑為240 mm時，最大工作排量為264．78 m3／h，該組輸送缸為大排量缸。

2．2．3 油缸泵性能

綜合表1與表2，液壓油缸無桿腔進油時為高壓工作狀態(tài)，根據(jù)輸送缸內(nèi)徑不同，能達到的最大工作壓力隨輸送缸內(nèi)徑增大而減小。液壓油缸有桿腔進油時為大排量工作狀態(tài)，根據(jù)輸送缸內(nèi)徑不同，能達到的最大工作排量隨輸送缸內(nèi)徑增大而增大。油缸泵性能參數(shù)如表3。

表3　油缸泵性能參數(shù)

整車設(shè)計可配置3組輸送缸，常用缸作為基本配置，超高壓缸與大排量缸選配，更換后用于更高壓力或更大排量工況。

2．3 油缸泵結(jié)構(gòu)與安裝

油缸泵分別由主油缸、連接箱、輸送缸、液力端、鉸接座5大部件組成。其中主油缸、連接箱、輸送缸數(shù)量分別為2個，左右平行并排布置，為分體式結(jié)構(gòu)。主油缸與輸送缸通過連接箱相連，輸送缸與液力端密封連接，均采用插入式止口結(jié)構(gòu)，如圖6所示。

圖6　油缸泵結(jié)構(gòu)與安裝示意

油缸泵與副梁安裝方式采用3點鉸接式安裝。左右平行并排布置的2套主油缸、連接箱、輸送缸在尾端通過液力端固定，中間部位通過把兩邊的連接箱安裝于同一個鉸接座，從而固定左右2套油缸泵送系統(tǒng)，并通過鉸接座與副梁用銷軸連接。油缸泵尾部通過連桿與副梁尾部安裝座鉸接，即3點鉸接定位。

首先，分體式連接箱可降低輸送缸與主油缸的裝配難度，左右輸送缸、主油缸的平行度要求大幅降低，整套泵送系統(tǒng)在左右、前后方向均可允許一定程度的制造與裝配誤差，從而降低制造與裝配的成本。其次，整個油缸泵通過鉸接座、連桿與副梁進行3點式鉸接，一方面可進行精確定位，另一方面可允許輸送缸、連桿等部件在加工與裝配過程中出現(xiàn)小的誤差，原理如圖7所示。

圖7　3點定位原理示意

ΔO1O2A中，O1O2、O1A與O2A長度滿足三角形三邊長度關(guān)系式：

根據(jù)圖7可知，三邊長度滿足關(guān)系式（5），即可確定以O(shè)1為圓心，以長度O1A為半徑的圓必與以O(shè)2為圓心，以O(shè)2A為半徑的圓有交點。由此可知，輸送缸、副梁及連桿在加工制造與裝配過程中若出現(xiàn)誤差，只要3邊長度能滿足關(guān)系式（5），即可保證油缸泵能通過3點裝配定位，且盡量避免輸送缸受力產(chǎn)生預(yù)變形。

3　性能參數(shù)對比

機械式2500型壓裂車在不同的變速箱傳動比與柱塞直徑時，對應(yīng)有不同的最大工作壓力與出口排量，其整機性能參數(shù)如表4所示。

表4　機械式2500型壓裂車整機性能參數(shù)

根據(jù)表4可知，機械式2500型壓裂車在柱塞直徑為88．9 mm（3．5英寸）、變速箱傳動比為3．75時取得最大工作壓力為139．95 MPa，此時出口排量為30．18 m3／h。在柱塞直徑為127 mm（5英寸）、變速箱傳動比為1時取得最大壓裂泵出口排量為230．9 m3／h，此時工作壓力為23．27 MPa。

根據(jù)前述分析與式（1）～（4），計算輸送缸直徑為140 mm（超高壓缸）時油缸泵工作壓力與出口排量，如表5所示。

表5　2500型全液壓式壓裂車輸送缸直徑為140 mm時整機性能參數(shù)

輸送缸直徑為140 mm、無桿腔進油工作狀態(tài)時，最大工作壓力為140MPa，此時出口排量為50．65 m3／h。

同理，計算輸送缸直徑為185 mm（常用缸）、240 mm（大排量缸）時工作壓力與出口排量分別如表6～7所示。

表6　2500型全液壓式壓裂車輸送缸直徑為185 mm時整機性能參數(shù)

表7　全液壓式壓裂車輸送缸直徑為240 mm時整機性能參數(shù)

根據(jù)表6～7可知，輸送缸直徑為185 mm、無桿腔進油時最大工作壓力為80．2 MPa，此時出口排量為91．89 m3／h；有桿腔進油時最大出口排量為157．32 m3／h，此時工作壓力為48．7 MPa。輸送缸直徑為240 mm、有桿腔進油時最大出口排量為264．78 m3／h，此時工作壓力為28．2 MPa。

擬合表4～7為曲線，對比如圖8所示。

圖8　2500型全液壓式壓裂車與機械式壓裂車整機性能參數(shù)擬合對比

根據(jù)圖8可知，全液壓式壓裂車整機性能可以覆蓋機械式壓裂車的工作壓力與出口排量曲線，即該全液壓式壓裂車工作壓力與出口排量范圍更廣，適用范圍更大。

4　結(jié)論

1） 2500型全液壓式壓裂車可實現(xiàn)大功率、高壓力、大排量壓裂作業(yè)，適用范圍更廣。

2） 多臺小功率發(fā)動機組合壓裂，一方面對于不同排量需求的作業(yè)可選擇合適的發(fā)動機臺數(shù)，節(jié)約壓裂成本；另一方面多臺發(fā)動機相互備用，提高壓裂作業(yè)的可靠性。

3） 油缸式壓裂泵通過主閥組換向控制實現(xiàn)無桿腔進油與有桿腔進油不同的工作壓力與出口排量，滿足各種工況的壓裂作業(yè)，液壓控制系統(tǒng)集成多種工況下的工作壓力與出口排量參數(shù)，通過簡單的面板操作實現(xiàn)。

［1］ 王立兵，劉慶豐．我國壓裂車組的研發(fā)現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢［J］．中國儀器儀表，2013（9）：30-33．

［2］ 劉有平．提高國產(chǎn)壓裂車技術(shù)裝備水平的建議［J］．石油機械，1997（7）：44-46．

［3］ 謝永金，秦斌，胡澤輝．用于2000型壓裂車的三缸泵和五缸泵實驗研究［J］．石油礦場機械，2007，36（9）：70-72．

［4］ 王彬，吳磊，肖文生．油田壓裂泵車車載設(shè)備傳動系統(tǒng)扭振分析［J］．石油礦場機械，2014，43（5）：31-34．

Doing Research and Design on 2500 Hydraulic Fracturing Truck

XIA Yimin，SHI Pengfei，GUO Yanjun，YANG Xin

（Sany Heauy Energy Equipment Co．，Ltd．，Beijing 102202，China）

Five on-deck engines of 391 k W and one engine of 280 kW are used on chassis for providing power on The 2500 Hydraulic Fracturing Truck，which achieve 2 235 k W for power of input．Instead of using traditional mechanical transmission which contains gearbox and transmission shaft，fracturing operation of high pressure and large capacity by oil pump and hydraulic valve block are used．Through the replacement of conveying cylinder and the direction control of hydraulic valve block，various fracturing operations for ultra high pressure and large capacity are realized，which has wide application range and low cost．

hydraulic fracturing truck；transmission；design

TE934．203

A

10．3969／j．issn．1001-3482．2015．02．007

1001-3482（2015）02-0032-05

2014-08-24

夏益民（1980-），男，江西萬年人，高級工程師，碩士，2006年畢業(yè)于中南大學，現(xiàn)從事壓裂設(shè)備設(shè)計與技術(shù)研究，E-mail：xiaym＠sany．com．cn。