滑履與導(dǎo)板間隙和供油流量對6000HP壓裂泵潤滑冷卻狀態(tài)影響研究

黃志強(qiáng)，張文遠(yuǎn)，馬亞超，李 剛，吳小紅

（1. 西南石油大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，四川成都610500；

2. 西南石油大學(xué)石油天然氣裝備教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，四川成都610500；3. 中國石油集團(tuán)川慶鉆探工程公司地質(zhì)勘探開發(fā)研究院，四川成都610051）

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［1］。壓裂泵是石油壓裂作業(yè)中的重要設(shè)備，其性能直接決定整個(gè)壓裂作業(yè)的成敗。

在高溫、高壓、循環(huán)沖擊載荷等復(fù)雜惡劣工況下，滑履與導(dǎo)板間良好的潤滑狀態(tài)是提升壓裂泵工作性能和使用壽命的關(guān)鍵因素。研究表明，滑履、導(dǎo)板及潤滑油溫度過高是導(dǎo)致壓裂泵失效的主要原因［2-7］。某廠生產(chǎn)的6000HP 壓裂泵在使用過程中由于潤滑不良而導(dǎo)致摩擦副表面溫度過高，出現(xiàn)了嚴(yán)重的滑履、導(dǎo)板燒瓦現(xiàn)象，如圖1所示。因此，對滑履與導(dǎo)板間潤滑冷卻狀態(tài)的研究是壓裂泵研制攻關(guān)的重點(diǎn)。

圖1 失效滑履和失效導(dǎo)板的表面形貌Fig. 1 Surface topography of failed sliding shoe and failed guide plate

現(xiàn)階段國內(nèi)外學(xué)者對壓裂泵滑履與導(dǎo)板間潤滑冷卻狀態(tài)的研究主要是通過理論分析和數(shù)值仿真。Blok［8］研究了矩形熱源在半空間體上滑動(dòng)時(shí)的最大溫升，并提出了“閃溫”的概念。Jaeger［9］根據(jù)摩擦速度的不同給出了不同形狀熱源的摩擦面溫升求解方法。Archard［10］在文獻(xiàn)［9］的基礎(chǔ)上分析了干摩擦、彈性流體動(dòng)壓潤滑條件下摩擦面的溫升，并討論了摩擦面溫升與聚合物磨損的關(guān)系。Zhang 等［11］從靜壓軸承油膜厚度變化角度出發(fā)，研究了靜壓軸承的溫升情況，為壓裂泵滑履與導(dǎo)板間隙變化對潤滑油溫升影響的研究提供了參考。肖長青等［12］利用ANSYS 軟件對電梯導(dǎo)靴和導(dǎo)軌進(jìn)行了數(shù)值仿真分析，得到了兩者摩擦后其接觸表面的溫升。李瓊磊［13］利用ADINA軟件對隔膜泵滑板與導(dǎo)板之間的相對運(yùn)動(dòng)進(jìn)行了分析，得到了滑板與導(dǎo)板接觸面的溫度及應(yīng)力分布情況。衛(wèi)家良［14］根據(jù)流體動(dòng)態(tài)理論，推導(dǎo)了活塞式壓縮機(jī)十字頭滑履滑道膜厚的分布規(guī)律，并提出了滑履潤滑間隙的修正公式。曾盛渠等［2］提出了一種基于經(jīng)典摩擦面溫升解析計(jì)算公式的往復(fù)泵密封件設(shè)計(jì)校驗(yàn)簡潔公式，從摩擦溫升角度為往復(fù)運(yùn)動(dòng)密封件的設(shè)計(jì)與選擇提供了參考。

綜上所述，目前針對壓裂泵潤滑狀態(tài)的研究大多是對滑履與導(dǎo)板之間的摩擦過程進(jìn)行熱力耦合分析，忽略了潤滑油的作用，同時(shí)也未考慮滑履與導(dǎo)板間隙和供油流量的影響。而在工裝現(xiàn)場，滑履與導(dǎo)板間隙和供油流量主要依靠人工經(jīng)驗(yàn)判斷，缺乏科學(xué)依據(jù)和理論指導(dǎo)，致使滑履和導(dǎo)板磨損、燒瓦時(shí)有發(fā)生，嚴(yán)重縮短了壓裂泵的使用壽命，影響壓裂作業(yè)生產(chǎn)安全。因此，研究滑履與導(dǎo)板間隙和供油流量對壓裂泵潤滑冷卻狀態(tài)的影響規(guī)律是十分重要的。

基于此，筆者根據(jù)能量守恒原理，研究了潤滑油作用下6000HP壓裂泵滑履與導(dǎo)板間的摩擦生熱、散熱機(jī)理。基于MATLAB平臺，采用動(dòng)力學(xué)仿真分析方法模擬了滑履和導(dǎo)板在工作時(shí)的運(yùn)動(dòng)速度及受力狀態(tài)，并推導(dǎo)了滑履與導(dǎo)板間隙和供油流量對壓裂泵潤滑冷卻狀態(tài)的影響規(guī)律。同時(shí)搭建了以6000HP壓裂泵為研究對象的試驗(yàn)平臺，并開展了相應(yīng)的驗(yàn)證試驗(yàn)，旨在為合理制定壓裂泵滑履與導(dǎo)板間隙和潤滑油供油流量提供理論依據(jù)和設(shè)計(jì)參考。

1 滑履與導(dǎo)板間潤滑過程分析

6000HP壓裂泵中滑履與導(dǎo)板的裝配關(guān)系如圖2（a）所示。十字頭（滑履覆于十字頭上下表面處）在導(dǎo)板內(nèi)往復(fù)滑動(dòng)，導(dǎo)致滑履與導(dǎo)板之間相互摩擦，產(chǎn)生熱量。在實(shí)際工作中，潤滑油供油流量一般為1.8～2.5 L/min，滑履與導(dǎo)板間留有0.2～0.5 mm 空隙。如圖2（b）所示，潤滑油通過間隙流經(jīng)滑履、導(dǎo)板表面形成潤滑油膜，使得滑履與導(dǎo)板之間處于流體潤滑狀態(tài)［14］，減少了兩者之間的摩擦、磨損，同時(shí)帶走熱量。

圖2 6000HP 壓裂泵滑履與導(dǎo)板間裝配關(guān)系及潤滑油膜示意圖Fig. 2 Diagram of assembly relationship and lubricant film between sliding shoe and guide plate of 6000HP fracturing pump

在潤滑過程中，滑履與導(dǎo)板間隙和潤滑油供油流量會(huì)直接影響壓裂泵滑履與導(dǎo)板間的潤滑性能?；呐c導(dǎo)板間隙過小、供油流量不足均會(huì)導(dǎo)致潤滑油無法起到正常的潤滑與冷卻作用，使得滑履與導(dǎo)板間接觸表面及潤滑油的溫度急劇升高，致使滑履、導(dǎo)板和潤滑油的性能大幅下降，最終出現(xiàn)燒瓦事故。而滑履與導(dǎo)板間隙過大又會(huì)使十字頭在往復(fù)運(yùn)動(dòng)中對導(dǎo)板產(chǎn)生的沖擊載荷增大，導(dǎo)致滑履的受力及十字頭的振動(dòng)強(qiáng)度增大，從而直接破壞潤滑油膜，使得滑履和導(dǎo)板的磨損加劇，甚至出現(xiàn)擠壓變形。

2 滑履與導(dǎo)板間隙和供油流量對壓裂泵潤滑冷卻狀態(tài)影響的理論分析

在由滑履和導(dǎo)板構(gòu)成的摩擦副中，由于摩擦功轉(zhuǎn)化為熱量，使得潤滑油的溫度升高。而油溫過高會(huì)導(dǎo)致潤滑油失效，致使滑履與導(dǎo)板間因無法形成有效的流體潤滑油膜而得不到正常的潤滑冷卻，最終導(dǎo)致滑履和導(dǎo)板磨損、燒瓦。因此，潤滑油的溫度是直接反映滑履與導(dǎo)板間潤滑冷卻狀態(tài)的重要參數(shù)［15］，應(yīng)將潤滑油溫度嚴(yán)格控制在其適用范圍內(nèi)。

滑履與導(dǎo)板因摩擦而不斷產(chǎn)生熱量，與此同時(shí)，流經(jīng)滑履與導(dǎo)板表面的潤滑油不斷帶走熱量?；呐c導(dǎo)板摩擦產(chǎn)生的絕大部分熱量是因潤滑油的流動(dòng)而散發(fā)的，而十字頭的散熱量較小且非常有限［6］，因此導(dǎo)板與滑履間隙和潤滑油供油流量是決定潤滑油溫度的主要因素。

為此，建立滑履與導(dǎo)板間潤滑油溫升模型，建模時(shí)作以下假設(shè)：

1）摩擦產(chǎn)生的熱量全部轉(zhuǎn)移至由滑履和導(dǎo)板構(gòu)成的摩擦副中，并被潤滑油帶走；

2）潤滑油的比熱容和導(dǎo)熱系數(shù)均為常數(shù)；

3）十字頭與導(dǎo)板運(yùn)動(dòng)正常；

4）滑履與導(dǎo)板接觸面熱量分布均勻；

5）潤滑油完全充滿滑履與導(dǎo)板間隙。

2.1 滑履與導(dǎo)板間摩擦生熱模型建立

由能量守恒定律可知，在正常潤滑狀態(tài)下，滑履與導(dǎo)板摩擦產(chǎn)生的總熱量Q分為兩部分［16］：1）潤滑油內(nèi)摩擦產(chǎn)生的熱量W；2）滑履與導(dǎo)板摩擦產(chǎn)生的熱量N，即Q = W + N。下面對這2個(gè)方面進(jìn)行詳細(xì)分析。

1）潤滑油內(nèi)摩擦產(chǎn)生的熱量W。

圖3所示為潤滑油在滑履與導(dǎo)板間流動(dòng)示意圖。潤滑油在遠(yuǎn)離導(dǎo)板處受滑履運(yùn)動(dòng)作用產(chǎn)生位移，而靠近導(dǎo)板的潤滑油流速為0 m/s；將滑履看作平行于導(dǎo)板運(yùn)動(dòng)的平板，在它的帶動(dòng)下，其上部潤滑油隨之流動(dòng)。

圖3 滑履與導(dǎo)板間潤滑油流動(dòng)示意圖Fig. 3 Schematic of lubricating oil flow between sliding shoe and guide plate

根據(jù)牛頓內(nèi)摩擦定律可知［11］，潤滑油在滑履作用下流動(dòng)時(shí)，其內(nèi)摩擦剪切強(qiáng)度τ為：

式中：μ黏為工況溫度下潤滑油動(dòng)力黏度；ν為滑履運(yùn)動(dòng)速度；h為滑履與導(dǎo)板間隙。

滑履與導(dǎo)板間潤滑油的內(nèi)摩擦力為：

式中：A為有效摩擦面積。

則在單位時(shí)間內(nèi)，潤滑油內(nèi)摩擦產(chǎn)生的熱量W為：

2）滑履與導(dǎo)板摩擦產(chǎn)生的熱量N。

在單位時(shí)間內(nèi)，滑履與導(dǎo)板間摩擦產(chǎn)生的熱量N為滑履與導(dǎo)板間摩擦力f與滑履運(yùn)動(dòng)速度ν的乘積，即：

式中：μ為滑履和導(dǎo)板間摩擦系數(shù)；FN為滑履和導(dǎo)板間接觸壓力。

綜上可得，單位時(shí)間內(nèi)滑履與導(dǎo)板摩擦產(chǎn)生的總熱量Q為：

2.2 滑履與導(dǎo)板間摩擦散熱模型建立

在滑履與導(dǎo)板運(yùn)動(dòng)時(shí)，摩擦副熱量散發(fā)主要是依靠潤滑油的對流換熱，從而使滑履與導(dǎo)板接觸表面溫度降低。

假設(shè)潤滑油的最終狀態(tài)溫度為T，環(huán)境溫度為T0，在dt時(shí)間內(nèi)，潤滑油的溫升為dT，則滑履、導(dǎo)板與潤滑油之間的對流換熱量K 可由牛頓冷卻定律確定，即：

式中：Sv為對流換熱面積；α為給熱系數(shù)。

目前給熱系數(shù)一般依據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式來推算［17］。根據(jù)6000HP壓裂泵滑履和導(dǎo)板的實(shí)際工況，可得：

式中：λ為導(dǎo)熱系數(shù)；d為水力直徑；Re為雷諾數(shù)；Pr為普朗特?cái)?shù)；l 為特征尺寸；μw為常溫下潤滑油動(dòng)力黏度；γ為彎曲校正系數(shù)。

2.3 潤滑油溫升模型建立

由能量守恒定律可知，單位時(shí)間內(nèi)由滑履與導(dǎo)板構(gòu)成的摩擦副的內(nèi)能變化U等于由滑履與導(dǎo)板摩擦產(chǎn)生的總熱量Q減去由潤滑油對流換熱帶走的熱量K［2］，即：

其中：

式中：Cp為潤滑油比熱容；ρ為潤滑油密度；V為流經(jīng)滑履與導(dǎo)板間隙的潤滑油體積；m為潤滑油質(zhì)量。

聯(lián)立式（3）和式（6）可得：

求解式（8）可得：

式中：C為常數(shù)。

當(dāng)t = ∞，潤滑油溫度達(dá)到穩(wěn)態(tài)，則滑履與導(dǎo)板間潤滑油溫升模型可表示為：

由式（10）可知，滑履與導(dǎo)板間隙，接觸壓力，滑履運(yùn)動(dòng)速度，滑履、導(dǎo)板的面積，潤滑油黏度以及環(huán)境溫度T0等都會(huì)影響潤滑油溫升。在實(shí)際應(yīng)用中，可以利用式（10）對滑履與導(dǎo)板間潤滑油的溫升進(jìn)行校驗(yàn)。

2.4 潤滑油溫升模型參數(shù)確定

以6000HP壓裂泵為研究對象，確定上文提出的滑履與導(dǎo)板間潤滑油溫升模型的參數(shù)。表1 為6000HP壓裂泵滑履和導(dǎo)板的主要尺寸參數(shù)。

表1 6000HP壓裂泵滑履和導(dǎo)板的主要尺寸參數(shù)Table 1 Main dimension parameters of sliding shoe and guide plate of 6000HP fracturing pump

選用的潤滑油為美孚600× P220齒輪油，導(dǎo)板材料為鑄鐵（QDT1050），滑履材料為高力黃銅（ZCuZn26Al4Fe3Mn3），各材料的性能參數(shù)如表2所示。

表2 潤滑油、導(dǎo)板和滑履的材料性能參數(shù)Table 2 Material performance parameters of lubricating oil, guide plate and sliding shoe

壓裂泵滑履和導(dǎo)板正常工作時(shí)處于滑動(dòng)摩擦狀態(tài)，因此，選用美國CERT公司的UMT-TriboLab多功能摩擦磨損試驗(yàn)機(jī)（見圖4）進(jìn)行滑履與導(dǎo)板的往復(fù)滑動(dòng)摩擦磨損試驗(yàn)。

圖4 UMT-TriboLab多功能摩擦磨損試驗(yàn)機(jī)Fig. 4 UMT-TriboLab multifunctional friction and wear testing machine

將滑履、導(dǎo)板的母材制成外形尺寸為16 mm×5 mm×10 mm的對摩試樣。為避免其他雜質(zhì)對試驗(yàn)結(jié)果產(chǎn)生影響，在試驗(yàn)前后均用丙酮清洗試樣，烘干備用。為模擬壓裂泵的實(shí)際工況，設(shè)定往復(fù)摩擦行程為2 cm，往復(fù)頻率為4 Hz，施加載荷為35 N。該工況下，滑履與導(dǎo)板間摩擦系數(shù)μ= 0.08；給熱系數(shù)α=，是與滑履與導(dǎo)板間隙和潤滑油供油流量有關(guān)的系數(shù)［16］，其中，X為濕周長度，q 為潤滑油供油流量。利用MATLAB軟件對滑履與導(dǎo)板的往復(fù)運(yùn)動(dòng)進(jìn)行仿真分析，得到滑履運(yùn)動(dòng)速度和滑履與導(dǎo)板間接觸壓力的變化曲線，如圖5所示。

圖5 滑履運(yùn)動(dòng)速度和滑履與導(dǎo)板間接觸壓力的變化曲線Fig. 5 Varition curves of sliding shoe speed and contact pressure between sliding shoe and guide plate

2.5 壓裂泵潤滑冷卻狀態(tài)分析

結(jié)合潤滑油溫升模型，得到6000HP壓裂泵的滑履與導(dǎo)板間隙和供油流量對潤滑油溫度的影響規(guī)律，結(jié)果如圖6所示。

由圖6可知：當(dāng)滑履與導(dǎo)板間隙一定時(shí)，隨著潤滑油供油流量增大，潤滑油溫度降低，在一定程度上滑履與導(dǎo)板間溫度也隨之降低；隨著滑履與導(dǎo)板間隙增大，增大潤滑油供油流量對降低潤滑油溫度的效果有限；當(dāng)潤滑油供油流量一定時(shí)，隨著滑履與導(dǎo)板間隙減小，潤滑油溫度上升，當(dāng)滑履與導(dǎo)板間隙小于0.3 mm 時(shí)，潤滑油溫度上升明顯。這是因?yàn)榛呐c導(dǎo)板間隙的減小，一方面會(huì)使?jié)櫥蛯?dǎo)板、滑履潤滑困難，另一方面會(huì)使?jié)櫥蛢?nèi)摩擦產(chǎn)生的熱量迅速增大。

為確定滑履與導(dǎo)板間隙和潤滑油供油流量對潤滑油溫度的影響程度，通過方差分析精確評估這2個(gè)因素的顯著性和重要程度［18］。利用MATLAB軟件對滑履與導(dǎo)板間隙和潤滑油供油流量進(jìn)行二元方差分析，結(jié)果如表3所示。

圖6 不同滑履與導(dǎo)板間隙下潤滑油溫度隨供油流量的變化曲線Fig. 6 Varition curves of lubricating oil temperature over oil supply flow under different clearances between sliding shoe and guide plate

表3 滑履與導(dǎo)板間隙和潤滑油供油流量方差分析結(jié)果Table 3 Variance analysis results of clearance between sliding shoe and guide plate and lubricating oil supply flow

給定α = 5%，查表得F0.05(5, 25) = 2.6。由表3可知，滑履與導(dǎo)板間隙和潤滑油供油流量的均方離差Fh、Fq均大于給定值2.6，且Fq＞Fh，這說明滑履與導(dǎo)板間隙和供油流量都會(huì)對潤滑油溫度產(chǎn)生顯著影響，且供油流量對潤滑油溫度的影響程度高于滑履與導(dǎo)板間隙，即增大供油流量可顯著降低潤滑油的溫度。

在當(dāng)前工況下，潤滑油較為適宜的使用溫度為310～345 K，當(dāng)溫度超過355 K時(shí)，潤滑油性能會(huì)大幅減弱，使得摩擦副不能及時(shí)散熱，從而導(dǎo)致其溫度迅速升高，甚至失效。因此，在6000HP 壓裂泵使用過程中應(yīng)避免出現(xiàn)滑履與導(dǎo)板間隙小于0.2 mm，潤滑油供油流量小于1.8 L/min 的情況。綜合以上因素，考慮到供油系統(tǒng)的成本，可以調(diào)整滑履與導(dǎo)板間隙為0.3～0.5 mm，潤滑油供油流量為2.0 L/min左右，達(dá)到減少滑履與導(dǎo)板磨損和節(jié)約成本的目的。

3 滑履與導(dǎo)板間隙和供油流量對壓裂泵潤滑冷卻狀態(tài)影響的試驗(yàn)研究

3.1 試驗(yàn)設(shè)備與試驗(yàn)條件

為了驗(yàn)證所提出的潤滑油溫升模型的準(zhǔn)確性以及該模型在實(shí)際工程應(yīng)用中的適用性，以6000HP壓裂泵為研究對象，搭建試驗(yàn)平臺（見圖7）并開展相應(yīng)驗(yàn)證試驗(yàn)。

圖7 6000HP壓裂泵試驗(yàn)平臺Fig. 7 Testing platform of 6000HP fracturing pump

在該試驗(yàn)平臺中，檢測儀器包括游標(biāo)卡尺、塞尺、code數(shù)據(jù)采集儀和GW100-C分體插入式高溫型溫濕度傳感器。

3.2 試驗(yàn)過程

根據(jù)實(shí)際工作中潤滑油的流動(dòng)情況，利用溫度傳感器直接測量進(jìn)油口潤滑油的溫度，如圖8所示。采用控制變量法控制滑履與導(dǎo)板間隙和潤滑油供油流量，以測量不同工況下潤滑油的溫度。首先，選定滑履與導(dǎo)板間隙h=0.4 mm，改變供油流量（分別取q=1.6，1.8，2.0，2.2，2.4，2.6 L/min），測量不同供油流量下潤滑油的溫度；然后，選定供油流量q=2.2 L/min，改變滑履與導(dǎo)板間隙（分別取h=0.1，0.2，0.3，0.4，0.5，0.6 mm），測量不同滑履與導(dǎo)板間隙下潤滑油的溫度。

圖8 潤滑油溫度測量現(xiàn)場Fig. 8 Lubricanting oil temperature measurement site

3.3 結(jié)果分析

圖9（a）為滑履與導(dǎo)板間隙為0.4 mm 時(shí)，不同供油流量下潤滑油溫度試驗(yàn)結(jié)果與模型計(jì)算結(jié)果的對比；圖9（b）為供油流量為2.2 L/min時(shí)，不同滑履與導(dǎo)板間隙下潤滑油溫度試驗(yàn)結(jié)果與模型計(jì)算結(jié)果的對比。

圖9 不同供油流量和滑履與導(dǎo)板間隙下潤滑油溫度試驗(yàn)結(jié)果與模型計(jì)算結(jié)果對比Fig. 9 Comparison between test results and model calculation results of lubricating oil temperature under different oil supply flows and clearances between sliding shoe and guide plate

試驗(yàn)結(jié)果表明：當(dāng)滑履與導(dǎo)板間隙一定時(shí)，增大供油流量會(huì)使?jié)櫥蜏囟冉档?，?dāng)供油流量大于2 L/min時(shí)，潤滑油溫度的降低速率變緩；當(dāng)供油流量一定時(shí)，減小滑履與導(dǎo)板間隙至0.3 mm 以下，潤滑油溫度會(huì)迅速上升，甚至可能超過最高工作溫度而失效。當(dāng)滑履與導(dǎo)板間隙選取適當(dāng)、供油充分時(shí)，試驗(yàn)結(jié)果與模型計(jì)算結(jié)果的相對誤差較小，說明此時(shí)可以利用該溫升模型對潤滑油溫度進(jìn)行估算。而當(dāng)滑履與導(dǎo)板間隙一定，供油流量小于1.8 L/min，或供油流量一定，滑履與導(dǎo)板間隙小于0.3 mm時(shí)，試驗(yàn)結(jié)果與模型計(jì)算結(jié)果的相對誤差明顯增大。這是因?yàn)楣┯筒蛔慊蚧呐c導(dǎo)板間隙過小都會(huì)使摩擦副潤滑不足，加上滑履、導(dǎo)板的振動(dòng)與沖擊會(huì)破壞潤滑油膜，導(dǎo)致產(chǎn)生干摩擦，從而使得潤滑油溫度迅速上升，而上述溫升模型并未考慮干摩擦狀態(tài)。

4 結(jié) 論

1）通過對壓裂泵滑履與導(dǎo)板間摩擦生熱、散熱過程的分析，推導(dǎo)了一種滑履與導(dǎo)板間潤滑油溫升模型，并通過試驗(yàn)驗(yàn)證了該溫升模型的可行性。

2）當(dāng)滑履與導(dǎo)板間隙為0.2～0.6 mm 時(shí)，僅增大潤滑油供油流量對壓裂泵滑履與導(dǎo)板間潤滑冷卻狀態(tài)并無顯著影響；當(dāng)間隙小于0.2mm 且潤滑油供油流量小于1.8 L/min時(shí)，潤滑油溫度較高，試驗(yàn)中潤滑油溫度已經(jīng)超過許用值。

3）當(dāng)潤滑油供油流量為1.8～2.6 L/min，滑履與導(dǎo)板間隙大于0.3 mm 時(shí)，增大間隙對改變潤滑油溫度并無顯著影響；當(dāng)滑履與導(dǎo)板間隙小于0.2 mm時(shí)，即使增大供油流量，潤滑油溫度仍可能超過許用溫度。這是因?yàn)槭芷们挠绊?，在此間隙下，潤滑油膜無法正常形成，導(dǎo)致滑履與導(dǎo)板摩擦表面溫升加劇，從而引發(fā)壓裂泵失效。

4）對于6000HP壓裂泵，經(jīng)潤滑油摩擦溫升校驗(yàn)發(fā)現(xiàn)，在滑履與導(dǎo)板間隙為0.4 mm、潤滑油供油流量為2.2 L/min的條件下，可以適當(dāng)減小間隙與流量，以降低滑履與導(dǎo)板的振動(dòng)強(qiáng)度。