0 引言
钻井泵作为石油钻机的“心脏”，主要为钻井液循环提供动力，其性能直接影响钻井速率和生产成本[1-3]。随着钻井技术和钻井新工艺的发展，大功率、大排量和高泵压成为今后钻井泵设计的方向，对钻井泵可靠性的要求也不断提高[4]。目前市场上使用最广泛的钻井泵为三缸单作用柱塞泵，该泵具有质量大、输出压力波动大、冲程短和冲次高等特点，难以满足钻井泵未来发展要求[5-6]。而五缸钻井泵压力波动小，可以直接去掉空气包，容积效率高，整机质量比同功率的三缸泵减小30%，在提升钻井泵稳定性与轻量化发展方面效果显著，但由于其结构复杂，制造难度大，所以很难在钻井行业中推广[7]。针对上述问题，笔者提出了一种新型五缸钻井泵结构。对新型钻井泵进行相关理论分析，利用LMS公司的AME Sim/Motion仿真平台对新型钻井泵分别建立了一维液压模型和动力端动力学模型，并利用软件间的接口搭建进行联合仿真，验证了该系统的合理性和可靠性。
1 新型五缸钻井泵 1.1 传动方案设计传统的三缸单作用钻井泵曲轴采用三曲拐两支撑结构，跨度较大，必须采用较大的直径以保证其刚度；曲轴两端采用内置式人字形齿轮减速方式。另外，连杆采用整体式滚动轴承连接，大直径曲轴导致连杆大端尺寸也增大，使轴承承载过大。连杆和柱塞杆在排液时受到较大压力，其尺寸不宜过小，从而导致动力端整体质量偏大。
新型钻井泵为五缸单作用往复泵，其传动简图如图 1所示。曲轴采用五曲拐六支撑结构，使曲轴跨度变小，在保证曲轴刚度的条件下减小了曲轴尺寸；曲轴两端采用2个斜齿轮对称放置，比人字形齿轮传动简单，电机启动后通过2个斜齿轮减速后将动力传递给曲轴，带动连杆上的柱塞往复运动；将柱塞安装在缸套的另一端，当连杆受大拉力时排出液体，受小压力时吸入液体，大大改善连杆的受力情况。由于连杆主要承受拉力，所以将连杆大端设计成剖分式，采用剖分式滚动轴承连接连杆大端和曲轴，这样既减小结构尺寸，又降低曲拐处的回转惯性。新型钻井泵基本技术参数：额定输入功率2 237 kW，电机转速730 r/min，柱塞直径180 mm，泵冲程305 mm，冲次120 min-1。
|
| 图 1 新型五缸钻井泵传动简图 Fig.1 Schematic diagram of the novel five-cylinder mud pump transmission 1—斜齿轮；2—泵壳；3—轴；4—曲轴；5—连杆；6—十字头；7—柱塞杆；8—柱塞；9—缸套。 |
1.2 柱塞运动分析
钻井泵动力端实质上是一个曲柄滑块机构，简化后的曲柄滑块机构模型如图 2所示。曲柄OA以角速度ω旋转，曲柄转角φ在0~π范围内为排油过程，在π~2π范围内为吸油过程[8]。
|
| 图 2 曲柄滑块机构模型简化图 Fig.2 Simplified diagram of the crank slider mechanism model |
图 2中S为柱塞位移，L为连杆长度，β为连杆与X轴负方向的夹角，柱塞位移S=2R，曲柄转角φ=ωt，定义连杆比λ=R/L。由上述参数可以得到柱塞的运动规律：
|
(1) |
|
(2) |
|
(3) |
当钻井泵曲轴转速为120 r/min时，绘制出φ=0~4π转角内柱塞的位移S、速度v和加速度a的图形，如图 3所示。
|
| 图 3 曲轴转速120 r/min时柱塞的运动规律 Fig.3 Movement behavior of the plunger under the crankshaft RPM of 120 r/min |
1.3 液力载荷
新型钻井泵液力载荷主要包括泵压力p和柱塞与缸套之间的摩擦力f。一般f可根据经验取排出压力的4%~8%，泵压力是随曲柄转角φ变化的值，液力载荷F的表达式为：
|
(4) |
式中：p1、p2分别为钻井泵吸入压力和排出压力，φ0为泵阀关闭滞后角；A为柱塞与柱塞杆截面面积之差。
钻井泵吸入压力和排出压力表达式为：
|
(5) |
|
(6) |
式中：pa、pd分别为大气压力和排出液面上的压力，zs、zd分别为基准面到吸入液面和排出液面的高度，
新型五缸泵液压模型主要是向动力学模型传递柱塞所受液压力。使用AME Sim的机械、液压和信号控制库对新型钻井泵创建一维仿真模型，如图 4所示。图中1为模型模拟电机，设置转速120 r/min；2、3、4、5和6为模型，分别模拟5个曲柄连杆机构。曲柄半径152.5 mm，连杆长度1 020 mm，曲柄角相位差144°；8、9和10为模型，模拟吸入阀，11、12和13为模型，模拟排出阀。设置阀芯直径114.3 mm，质量3.7 kg，位移0.000~0.022 mm。
|
| 图 4 新型钻井泵AME Sim模型 Fig.4 AME Sim model of the novel mud pump |
2.2 动力学模型
新型五缸钻井泵动力学模型主要是向液压模型传递柱塞的位移和速度，其模型建立流程为：将新型五缸钻井泵三维组装CAD模型简化后导入到Motion中，模型中的泵壳体与导板不参加运动，故将这些固定件通过布尔加运算后进行隐藏，简化后的模型见图 5。添加每个零件相应的材料属性后，设置运动副、驱动和外界作用力等边界条件。
|
| 图 5 新型五缸钻井泵曲轴系统模型 Fig.5 Model of the crankshaft system of the novel five-cylinder mud pump |
定义约束：在Motion平台中，连杆与十字头、曲轴与连杆之间设置转动副约束，十字头与壳体间设置移动副约束，其余设置固定约束。
定义驱动：在曲轴上设置转速为120 r/min，用于驱动机构运动；钻井泵运行时的载荷，即柱塞面积上所受的液力端载荷通过AME Sim软件模拟得到。
添加约束和驱动的钻井泵动力学模型见图 6。
|
| 图 6 新型钻井泵动力学模型 Fig.6 Dynamic model of the novel mud pump |
2.3 联合仿真分析
选用Coupled方式进行Motion和AME Sim联合仿真分析，以Motion作为主要平台对新型钻井泵机械结构进行动力学分析。Motion和AME Sim软件接口建立过程如下：①在Motion中定义外部控件的输入变量，即Motion输出给外部控件的柱塞位移disp、速度vel_。同理，定义Motion模型输出变量forc，为柱塞端所受液力载荷。②在AME Sim中使用Create Interface Icon创建接口模块，接口类型为VL. Motion，定义好输入、输出变量，这些变量名必须与Motion模型中的变量名匹配，返回仿真模式后保存为.ame接口文件。③在Motion中使用External Interface插入AME Sim模块，载入编译好的AME Sim模型，然后将“Method Integration”选为“AMESIM_COUPLED”，完成求解设置[9-10]。
1D和3D联动仿真的接口如图 7所示。联合仿真中各柱塞所受的液压力就通过接口的各柱塞位移和速度输入变量把液压模型的仿真计算值传递给动力学模型；通过接口的输出变量即液压载荷，把动力学模型的位移和速度状态值实时传递到液压模型。
|
| 图 7 建立1D和3D联合仿真的接口 Fig.7 Interface for establishing 1D and 3D co-simulation |
3 仿真结果分析
仿真模型建好后，设置仿真时长为2 s，步长为0.001 s。通过仿真计算，就能得到新型钻井泵动力端的运动特性。考虑到要获取钻井泵稳定运行的数据，所有分析均截取钻井泵启动后2个周期的数据。
3.1 运动学分析图 8为联合仿真分析得出的新型钻井泵1、3、5号柱塞位移、速度和加速度变化情况。
|
| 图 8 柱塞运动特性 Fig.8 Plunger movement behavior |
以柱塞1为例。从图中可知，柱塞最大位移为0.830 m，最小位移为0.525 m。由此可得柱塞冲程为0.305 m，与设计冲程一致；在一个冲程中，柱塞1运动速度分别在1.113 s和1.387 s处2次达到最大值1.938 m/s，刚好处于柱塞冲程的中点位置；当柱塞运动到右死点时，其加速度达到负向最大值27.682 m/s2；而当柱塞运动到左死点时，其加速度为正向最大值20.480 m/s2。由此可以看出，运动仿真分析结果与理论分析非常接近，表明所建立的动力端动力学模型合理，能够真实地反映钻井泵的运动特性。
3.2 动力学分析钻井泵在工作过程中其动力端会受到多种作用力，有必要对其动力端进行动力学仿真，通过获取相关的动力学特性参数的变化情况来了解其受力状况。笔者主要对液力载荷、连接销受力、曲轴销受力和曲轴输入扭矩进行仿真分析。
3.2.1 作用在柱塞上的液力载荷通过联合仿真得到作用在1号、3号和5号柱塞上的液力载荷曲线，如图 9所示。联合仿真中作用在柱塞上的液力载荷由它提供，用作Motion平台驱动力。对其他动态作用力进行仿真求解，就可以得到相应的动力学特性参数变化情况。由图 9可知，1号、3号和5号柱塞液力载荷变化规律相同，只是存在相位差288°，符合柱塞运动情况。液力载荷在一个周期内是波动的值，在X轴负方向出现3次峰值，在1.074 s，即曲轴转动到53°，液力载荷达到最大值，为653.69 kN；在1.174 s，曲轴转动到125°，液力载荷为653.27 kN；在1.253 s，曲轴转动到182°，液力载荷为653.84 kN。
|
| 图 9 液力载荷曲线 Fig.9 The hydraulic load |
3.2.2 十字头对壳体的正压力
图 10为联合仿真得到的钻井泵十字头对壳体的正压力曲线。从图可以看出，在1.111 s时，曲柄转到80°，正压力达到最大值100.533 kN；在1.270 s时，曲柄转到194°，正压力最小值为-13.555 kN。
|
| 图 10 十字头对壳体的正压力曲线 Fig.10 Positive pressure of the crosshead on the housing |
3.2.3 作用在连接销上的力
连接销主要起连接连杆和十字头的作用。图 11为作用在连接销上的载荷曲线。由图 11可知，连接销在Z方向受力较小，X方向受力较大，这是因为在X方向受到柱塞液力端载荷等往复惯性力作用。在1.172 s时，曲柄转到124°，作用到连接销上的力达到最大值708.930 kN；在1.293 s时，曲柄转到211°，作用到连接销上的力为最小值，也为708.930 kN。
|
| 图 11 连接销受力曲线 Fig.11 The force curve of connection pin |
3.2.4 作用在曲轴销上的力
曲柄销处所受载荷曲线如图 12所示。由图 12可知，在1.172 s时，曲轴转到124°，曲柄销所受合力为最大值709.073 kN，而在1.285 s，曲轴转到205°时，曲柄销所受合力为最小值1.534 kN。
|
| 图 12 曲柄销所受载荷曲线 Fig.12 Load curve of the crank pin |
3.2.5 曲轴上的输入扭矩曲线
曲轴上的输入扭矩曲线如图 13所示。从图 13可见，曲轴所受驱动力矩最大值为172.32 kN·m，即钻井泵最大瞬时功率为2 165.43 kW。取图中曲轴所受驱动力矩在2个周期内的平均值，可以得到钻井泵平均功率为2 025.45 kW，与前面设计的钻井泵额定功率2 237 kW相差不大，表明联合仿真结果可靠。
|
| 图 13 钻井泵曲轴输入扭矩曲线 Fig.13 The crankshaft input torque curve of the novel mud pump |
4 结论
(1) 新型钻井泵的总体传动方案改善了传统三缸钻井泵连杆和柱塞杆的受力状态，当连杆受较大拉力时排液，受较小压力时吸液；对新型钻井泵动力端进行理论分析，得出柱塞位移、速度曲线以及柱塞端所受液力载荷。
(2) 利用AME Sim/Motion联合仿真方法对新型五缸泵建立一维液压和动力学模型，并对其做多刚体运动学仿真，其仿真结果与理论模型吻合，说明所建的动力学模型合理。
(3) 利用联合仿真所建立的虚拟样机进行动力学仿真，得到了液力载荷、连接销受力、曲柄销受力和曲轴输入扭矩主要动态作用力变化规律，这对钻井泵的设计研究具有指导意义。将曲轴上的输入扭矩与理论值进行比较，也能得出所建立的联合仿真模型的合理性。
| [1] |
何长江, 周小冬. 钻井泵的技术发展趋势[J].
机械, 2015, 12(增刊1): 22-24, 45.
HE C J, ZHOU X D. A study on development tendency of drilling pumps[J]. Machinery, 2015, 12(S1): 22-24, 45. |
| [2] |
杨琴. 国内外钻井泥浆泵发展概况[J].
机械工程师, 2008, 40(10): 63-65.
YANG Q. The development survey of drilling mud pump at home and abroad[J]. Mechanical Engineer, 2008, 40(10): 63-65. DOI: 10.3969/j.issn.1002-2333.2008.10.028 |
| [3] |
刘海东. 石油矿场用往复泵发展现状分析及研究方向探讨[J].
西部探矿工程, 2013(1): 94-98.
LIU H D. Analysis on development stauts and research direction of reciprocating pumps in oil field[J]. West-China Exploration Engineering, 2013(1): 94-98. DOI: 10.3969/j.issn.1004-5716.2013.01.033 |
| [4] |
焦清朝, 刘永勤, 齐燃, 等. 国内外轻便泥浆泵的现状与发展趋势[J].
石油矿场机械, 2004, 33(增刊1): 28-31.
JIAO Q C, LIU Y Q, QI R, et al. The actuality and tend of the portable mud pump in China and world[J]. Oil Field Equipment, 2004, 33(S1): 28-31. |
| [5] |
徐静.3500五缸柱塞泵液力端的设计与研究[D].北京: 中国石油大学(北京), 2013. XU J. The design and research of 3500 five-cylinder plunger pump's fluid end[D].Beijing: China University of Petroleum(Beijing), 2013. |
| [6] | TUAZON D, CORDER G D. Life cycle assessment of seawater neutralized red mud for treatment of acid mine drainage[J]. Resources, Conservation and Recycling, 2008, 52(11): 1307-1314. DOI: 10.1016/j.resconrec.2008.07.010 |
| [7] |
胡俊成, 黄新杰, 周东亮, 等. 新型五缸钻井泵研制[J].
石油矿场机械, 2010, 39(10): 71-74.
HU J C, HUANG X J, ZHOU D L, et al. Developing of new quintuple mud pump[J]. Oil Field Equipment, 2010, 39(10): 71-74. DOI: 10.3969/j.issn.1001-3482.2010.10.018 |
| [8] |
郭志奇.新型压裂泵虚拟样机仿真及实验方案研究[D].成都: 西南石油大学, 2014. GUO Z Q. Research on virtual prototype simulation and experimental scheme of new fracturing pump[D].Chengdu: Southwest Petroleum University, 2014. |
| [9] |
刘念, 李树成, 王帆. 基于Motion/AME Sim的某风洞迎角机构建模与仿真研究[J].
机床与液压, 2012, 40(11): 135-137.
LIU N, LI S C, WANG F. Research on modeling and simulation of attack angle mechanism based on Motion and AME Sim[J]. Machine Tool & Hydraulics, 2012, 40(11): 135-137. DOI: 10.3969/j.issn.1001-3881.2012.11.040 |
| [10] |
白昀博, 许锋. 基于LMS Virtual. Lab的一种折叠机翼动力学仿真[J].
机械设计与制造工程, 2015, 44(1): 29-32.
BAI Y B, XU F. The dynamic simulation of a folding wing based on LMS Virtual. Lab[J]. Machine Design and Manufacturing Engineering, 2015, 44(1): 29-32. DOI: 10.3969/j.issn.2095-509X.2015.01.007 |