液压驱动压裂泵大功率散热器设计与分析.pdf

２ ０ １ ５年 第４ ４卷 第１ ０期 第５ ３页 石 油 矿 场 机 械 犗 犐 犔 犉 犐 犈 犔 犇 犈 犙 犝 犐 犘犕犈 犖 犜 ２ ０ １ ５，４ ４（１ ０） ５ ３  ５ ６ 文章编号 １ ０ ０ １  ３ ４ ８ ２（２ ０ １ ５）１ ０  ０ ０ ５ ３  ０ ４ 液压驱动压裂泵大功率散热器设计与分析 张 澜， 梁 政 （ 西南石油大学 机电工程学院， 成都６ １ ０ ５ ０ ０） 摘要 随着压裂车功率的逐渐增加， 必然导致散热器的功率增大， 而国家标准又进一步限制了压裂 车的车台尺寸与质量， 需要研究提高散热效率的方法与技术， 以减小散热器的体积与质量。针对一 种液压驱动大功率压裂泵的总体设计， 研究用于液压油的大功率散热器的优选设计， 在满足体积最 小、 结构布局合理、 且充分考虑实际工况的前提下， 分别对翅片间距、 管心距、 翅片高和翅片厚度等 管束结构参数， 以及干式空冷、 湿式空冷和分段散热等不同散热方式进行优选设计， 得到满足该液 压驱动大功率压裂泵液压油散热和车台总体尺寸要求的散热器结构。 关键词 压裂泵； 液压驱动； 散热器； 空冷器； 翅片管 中图分类号Ｔ Ｅ ９ ３ ４． ２ 文献标识码Ａ 犱 狅 犻 １ ０． ３ ９ ６ ９／ ｊ ． ｉ ｓ ｓ ｎ ． １ ０ ０ １  ３ ４ ８ ２． ２ ０ １ ５． １ ０． ０ １ ３ 犇 犲 狊 犻 犵 狀犪 狀 犱犃 狀 犪 犾 狔 狊 犻 狊狅 犳犎 狔 犱 狉 犪 狌 犾 犻 犮犉 狉 犪 犮 狋 狌 狉 犻 狀 犵犘 狌 犿 狆’狊犎 犻 犵 犺  狆 狅 狑 犲 狉犚 犪 犱 犻 犪 狋 狅 狉 Ｚ ＨＡＮＧＬ ａ ｎ，Ｌ Ｉ ＡＮＧＺ ｈ ｅ ｎ ｇ （犛 犮 犺 狅 狅 犾 狅 犳犕 犲 犮 犺 犪 狋 狉 狅 狀 犻 犮犈 狀 犵 犻 狀 犲 犲 狉 犻 狀 犵，犛 狅 狌 狋 犺 狑 犲 狊 狋犘 犲 狋 狉 狅 犾 犲 狌 犿犝 狀 犻 狏 犲 狉 狊 犻 狋 狔，犆 犺 犲 狀 犵 犱 狌６ １ ０ ５ ０ ０，犆 犺 犻 狀 犪） 犃 犫 狊 狋 狉 犪 犮 狋Ｗ ｉ ｔ ｈｔ ｈ ｅｇ ｒ ａ ｄ ｕ ａ ｌ ｉ ｎ ｃ ｒ ｅ ａ ｓ ｉ ｎ ｇｏ ｆ ｔ ｈ ｅｆ ｒ ａ ｃ ｔ ｕ ｒ ｉ ｎ ｇｔ ｒ ｕ ｃ ｋ’ｓｐ ｏ ｗ ｅ 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１ ０． ０ｋＷ。随着压裂车功 率提高， 其散热量也增大， 为满足散热要求， 需增大 散热器体积， 但体积过大又会影响其他设备的布局， 亦不满足国家对移动车辆的规范要求［ １］。因此， 需 要研发一种高效的散热器， 使其即能满足散热要求， 又能合理布局在压裂车上。 目前在压裂车整机设计中， 主要考虑发动机、 传 动箱、 压裂泵以及底盘的选型、 匹配与布置， 很少涉 及散热器的设计［ ２］。压裂泵的研究则主要针对整体 结构和动力端的设计， 以提高使用功率和可靠性［ ３］。 对于压裂车散热器的研究主要针对冷却水、 燃油和 液压油的共同散热， 且功率不大［ ４  ５］。液压油散热器 的研究主要在普通工程机械领域， 如叉车、 装载机 等， 其结构布局与压裂车有较大的不同， 且散热量较 小［ ６］。为设计一种用于压裂车的大功率液压油散热 器， 本文以一种液压驱动压裂泵车的总体设计参数 为依据， 对液压油散热器进行优选设计， 使之在满足 大功率散热要求的同时， 使其结构尺寸尽可能小， 这 样可以合理地布局在车台上。 １ 总体方案设计 压裂车工作环境不稳定， 无法保证水冷散热的 水源， 且水冷散热器二次冷却设备体积较大， 决定采 用鼓风式空冷散热器［ ７］， 将散热器布置在车台第２ 层上， 以保证足够的安装空间。总体结构方案如图 １所示。散热器采用多管程结构， 为保证其未工作 时排尽液压油， 设计为入口在上， 出口在下。管束作 为散热的主要元件， 在上方安装百叶窗对其进行保 护。风机在管束下方驱动空气强制散热， 由于系统 对液压油散热， 采用液压马达驱动风机。 图１ 散热器结构方案 ２ 影响因素分析 管束作为主要散热元件， 其结构组成直接影响 散热效果。本文对管束结构参数进行理论分析， 以 确定影响散热的主要因素［ ７  ９］。空冷散热器的传热 过程属于间壁对流传热， 其传热方程为 犙＝Δ 犜犓犃 （ １） 式中 犙为热负荷，Ｗ；犓为总传热系数，Ｗ／ （ｍ ２Ｋ） ； 犃为传热面积，ｍ ２； Δ 犜为有效传热温差， ℃。 由式（ １） 可知 为了在散热量不变的情况下尽 可能使散热器整体尺寸减小， 对于单位体积散热 面积变化不大的管式散热器， 主要是使散热面积 减小， 因此只能通过增大传热温差和提高传热系 数来实现。由于流体的进出口温度已经确定， 而 空气的入口温度也已确定， 因此提高传热温差很 难实现， 只能通过提高总传热系数达到减小散热 器尺寸的目的。 总传热系数为各项热阻之和的倒数， 以光管外 表面为基准的总传热系数表达为 犓＝ １ １ 犺ｉ＋ １ 犺ｏ＋ 狉ｗ （ ２） 式中 犺ｉ为管内流体的传热系数，Ｗ／ （ｍ ２Ｋ） ； 犺ｏ 为管外流体的传热系数，Ｗ／ （ｍ ２Ｋ） ； 狉ｗ为管壁的 热阻，ｍ ２Ｋ ／Ｗ。 管壁热阻相对较小， 一般可忽略不计， 则由式 （ ２） 可知 总传热系数主要由管外和管内传热系数中 较小的值决定。由于空冷散热的管外传热系数一般 较小， 因此提高总传热系数主要是提高管外传热 系数。 圆形翅片管在强制通风条件下， 以基管外表面 为基准的管外传热系数为 犺０＝ １ （ １ 犺犳＋ 狉犳） 犃０ 犃∑ （ ３） 式中 犺０为以基管外表面积为基准的管外传热系 数，Ｗ／ （ｍ ２Ｋ） ； 犺犳为以翅片总外表面积为基准的 管外传热系数，Ｗ／ （ｍ ２Ｋ） ； 狉犳为翅片热阻（ 以翅 片总外表面积为基准） ，ｍ ２Ｋ ／Ｗ；犃０为基管单位 长度上的外表面积，ｍ ２／ ｍ；犃∑为基管单位长度上的 翅片表面积，ｍ ２／ ｍ。 由式（ ３） 可知 采用翅片管增大管外流体接触面 积可以大幅提高管外传热系数， 从而提高总传热系 数。同时， 翅片间距、 管心距、 翅片高和翅片厚度也 会对管外传热系数产生影响。 ３ 优选设计 结合实际运用， 确定主要影响因素的参数值， 通 过相关公式计算出散热器的基本尺寸， 在考虑使尺 寸最小的情况下， 通过控制变量并结合正交试验设 计的基本思想， 进行管束优选设计。在确定管束的 ４５ 石 油 矿 场 机 械 ２ ０ １ ５年１ ０月  基础上， 结合相关计算结果和实际工作环境， 对散热 结构进行优选设计。 ３． １ 初始参数 为考察主要影响因素， 在进行优选设计之前， 需 要确定部分已知条件。通过初步计算和选择， 给定 设计所需的部分基本参数和结构形式如下。 液压油入口温度 ８ ０℃ 液压油出口温度 ７ ５℃ 体积流量 ８ｍ ３／ ｍ ｉ ｎ 最小雷诺数 １ ００ ０ ０ 散热量 １２ ０ ０ｋＷ 空气入口温度 ３ ０℃ 车台尺寸 ９． ０ｍ２． ４ｍ 最大压降 １ＭＰ ａ 基管外径 ２ ５ｍｍ 基管壁厚 ２． ５ｍｍ 翅片材料铜 管排数 ４ 管程数 ２ 排列方式正三角形 在优选计算时， 应确保车台整体尺寸布局合理； 最小雷诺数使管内流体处于湍流状态下， 调整翅片 管数， 使流体压降尽量接近最大压降， 且近似相等， 以保证计算结果具有可比性。 主要影响因素的分析是通过对不同参数值的计 算比较来确定。根据空冷散热器常用管束的参数确 定相关管束备选参数， 如表１所示。 表１ 管束优选参数 影响 因素 翅片间 距／ｍｍ 翅片高／ ｍｍ 管心距／ ｍｍ 翅片厚 度／ｍｍ ２． ３ ５ ４ ２． ５ ５ ６ 参数值 ２． ８１ ２． ５／１ ６． ０ ５ ９ ０． ４／０． ５ ３． ２ ６ ２ ３． ６ ６ ４ ６ ７ ３． ２ 管束参数优选 根据已知条件， 对相关参数进行优选。考虑到 优选参数的复杂性， 运用控制变量法和正交试验设 计的基本思想， 通过比较管长或体积的大小， 进行管 束优选设计［ ７  １ １］。具体是先确定一个因素为变量， 其他因素固定不变， 通过计算比较确定该因素的较 优值后， 保持该值不变， 选取下一个因素， 用同样的 方法确定其较优值， 所有因素考察结束之后， 将各因 素较优值的组合近似作为结构参数的最优组合。 ３． ２． １ 翅片间距 进行翅片间距比较时其余参数初步选定为 翅 片高１ ２． ５ｍｍ， 管心距５ ４ｍｍ， 翅片厚度０． ４ｍｍ， 单程翅片管数６ ２。由于翅片间距变化时散热器的 总宽和总高均不变化， 所以只需比较管长即可， 如图 ２所示。 图２ 翅片间距与管长关系曲线 由图２可知 当翅片间距为２． ３ｍｍ时， 散热器 尺寸最小。当翅片间距变化时， 主要的影响因素是 管外传热系数， 因为翅片间距增大后， 单位长度散热 管上的翅片数减少， 从而导致散热管的翅化比降低， 管外传热系数降低， 进而使总传热系数降低， 散热器 尺寸增大。 ３． ２． ２ 管心距和翅片高 由于管心距和翅片高的对应关系比较复杂， 在 确定翅片间距为２． ３ｍｍ后， 其他参数不变， 同时对 二者进行优选， 如图３所示。 图３ 管心距（ 翅片高） 与体积关系曲线 由 图３可 知 当 管 心 距 为５ ４ｍｍ、 翅 片 高 为 １ ２． ５ｍｍ时， 散热器体积最小。管心距的变化将直接 影响散热器尺寸大小， 而翅片高的变化会通过改变管 外传热系数间接改变散热器大小， 二者变化的影响趋 势正好相反， 因此需要通过计算确定其较优组合。 ３． ２． ３ 翅片厚度 保持优选参数不变， 讨论翅片厚度变化的影响。 由于翅片厚度变化时总宽和总高均不变， 则只需比 较管 长。 由 计 算 可 得翅 片 厚０． ４ｍｍ时，管 长 ６． ４ ８ ４ｍ； 翅片厚０． ５ｍｍ时， 管长６． ４ ５ ８ｍ。 由此可 知， 翅片厚度为０． ５ｍｍ时散热器尺寸最小。翅片 厚度的变化直接影响翅片效率的值， 从而间接影响 管外传热系数和整体大小。 ５５ 第４ ４卷 第１ ０期 张 澜， 等 液压驱动压裂泵大功率散热器设计与分析  ３． ３ 散热方式选择 除管束结构外， 不同散热方式对散热效果也有 显著的影响。根据总体设计， 主要对干式和湿式空 冷方案进行比较， 并结合实际工况选择。其次对均 匀散热和分段散热进行比较［ ７  １ １］。根据车台尺寸和 初步设计的散热器尺寸， 选定风机直径为１． ８ｍ。 ３． ３． １ 干湿式比较 初步计算确定单程管数为７ ０， 在考虑到管长与 风机的匹配以及流体压降生热的基础上， 分别对管 长为６ｍ时干式和湿式散热、 管长为４ｍ时湿式散 热的散热效果进行比较（ 如图４） ， 分析其是否满足 设计要求， 并结合实际工况进行选择。 图４ 干湿式比较 由图４可知 因为充分利用了水的蒸发潜热， 所 以管长相同时湿式空冷的散热效果明显优于干式空 冷， 但就给定的参数而言， 管长６ｍ的干式空冷与 本设计要求最匹配。对于液压油来说， 散热量过大 或过小都会严重影响液压系统的功能和寿命。 根据喷水强度， 分析管长４ｍ的湿式空冷散热 器耗水量与连续工作时间的关系， 如表２。 表２ 喷雾水量 时间／ｈ ３５８１ ０１ ２１ ５１ ７２ ０ 水量／ｍ ３ ４． ８ ８． ０ １ ２． ８１ ６． ０１ ９． ２２ ４． ０２ ７． ２３ ２． ０ 由表２可知 连续工作时间越长， 喷雾水量越 大， 且压裂作业时往往是多台压裂车共同工作， 则耗 水量将成倍增加， 工作环境无法保证充足的水源供 给， 同时给井场作业环境带来较大的不利影响， 因此 湿式空冷散热不具有普遍性。 ３． ３． ２ 分段散热 利用液压油散热过程温度的变化， 在保持风机 总功率不变的前提下， 考虑能否通过在温差较大的 翅片管段加大风机功率， 以使多数热量在此段散发 到空气中； 温差较小段降低风机功率， 从而提高整体 散热效果。对于管长６ｍ的干式空冷散热， 布置３ 台风机进行均匀散热， 现对两端的风机功率进行调 整， 中间风机功率不变。分段散热方案如表３所示 方案一是提高液压油入口端风机功率， 降低另一端 风机功率； 方案二是降低入口端风机功率， 提高另一 端风机功率。通过对２个方案的考察， 并与均匀散 热比较， 分析分段散热的效果。 表３ 分段散热方案 方案方案一方案二均匀散热 散热量／ｋ Ｗ １２ ２ ２１２ ２ ２１２ ３ １ 流体压降／Ｐ ａ ７ ０ ２４ ９ ９７ ０ ２５ ０ １７ ０ ３７ ５ ３ 由表３可知 分段散热的散热量和流体压降均 略低于均匀散热， 总体来讲， 对散热效果影响不明 显， 考虑到控制和结构的复杂性， 仍采用均匀散热。 ４ 结论 １） 通过对一种用于液压驱动压裂泵液压油的 散热器管束和散热方式进行优选设计， 在满足散热 要求和不同工作条件的前提下， 得到尺寸最小且结 构合理的空冷散热器。 ２） 分析管束结构， 确定影响散热的主要因素， 通过计算比较， 确定翅片间距为２． ３ｍｍ、 管心距为 ５ ４ｍｍ、 翅片高为１ ２． ５ｍｍ、 翅片厚度为０． ５ｍｍ。 ３） 结合实际工作环境， 对不同散热方式的散 热效果和关键因素进行分析， 选择采用干式空冷均 匀散热。 ４） 根据优选结果， 初步确定散热器长６ｍ、 宽 １． ９ ３ ６ｍ、 高０． １ ９ ０３ｍ， 满足车台尺寸和散热要求。 参考文献 ［１］ Ｇ Ｂ１ ５ ８ ９２ ０ ０ ４， 道路车辆外廓尺寸、 轴荷及质量限值［Ｓ］． ［２］ 彭平生， 刘灼．大型压裂泵车底盘选型与整机设计［Ｊ］． 石油机械， ２ ０ １ １，３ ９（Ｓ １） ８ ９  ９ １． ［３］ 钟功祥， 梁政． ＨＱ １ ４ ０ ０型压裂泵动力端分析与设计 ［Ｊ］．石油矿场机械， ２ ０ ０ ７，３ ６（１ ２） ２ ４  ２ ６． ［４］ 王峻乔， 吴汉川．车载２ ５ ０ ０型压裂泵车风扇冷却系统 设计［Ｊ］．石油机械， ２ ０ １ ０，３ ８（１ ０） ４ ６  ４ ８． ［５］ 于海军．一种新型压裂车冷却系统的设计与维护技术 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