三缸单作用泥浆泵设计

三缸单作用往复泵机构分析与设计 第一章绪论 1.1泥浆泵的应用与发展 到目前为止，使用泥浆泵钻井己有一百多年的历史。早期的泥浆泵的功能仅 在于循环泥浆、冷却井底、携带岩屑和在井壁形成泥饼。在四十年代末，采用了 喷射式钻井，以及后来的井下动力钻具钻井，利用高压泥浆的冲蚀力辅助破碎岩 石可以加快钻井速度，利用泥浆的动力驱动井下涡轮钻具也可以旋转钻井，从而 扩大了泥浆泵的功能和使用范围。 泥浆泵早期的典型结构是双缸双作用泵，这种泵使用时比较可靠，但是体积 和重量都较大，效率低，压力波动大。随着钻井井深的增加和套管层次的增多， 对钻井泵的排量和泵压提出了愈来愈高的要求。这也导致了泵功率的急剧加大， 泵的重量和外形尺寸也随之增加。为减轻泵重，当时在双缸泵的设计上较大的改 进是以钢代铁和减小泵宽。以钢带铁是用钢板焊接的泵壳代换铸铁泵壳，并将一 些零件改用优质合金钢制造;减小泵宽是应用大直径的滚动轴承作连杆大端支撑， 摒弃悬臂曲拐轴设计。这样，两缸中心距明显缩小。这些都是50年代双缸泵的主 要改进之处。当然，除此之外在细节结构上也有不少改进。尽管在50-60年代喷 射钻井工艺本身提出了 Pa的泵压要求，但双缸泵的实际持续工作泵压只5210 能达到 Pa左右。限制泵压提高的主要因素是活塞橡胶皮碗的寿命。双缸510 双作用泵的活塞是“捂”在缸体里的，冷却散热条件极差。尽管冲次不高，但在 高压下由于活塞皮碗与缸套的摩擦，仍将产生100上下的温度:再加上与缸套间 的各种磨损作用，皮碗很快老化破裂，不能保证钻井作业的正常进行和使用的合 理寿命。但这种单向活塞和敞口缸套的结构给吸入带来了特殊的问题，即三缸泵 的吸入过程中，只要缸内压力低于当地大气压，空气就可能从活塞背后侵入液缸 而破坏正常吸入。所以，在原则上三缸泵应配置灌注泵，这也是国外通常的做法。 三缸单作用泥浆泵的优点在于体积小、重量轻、效率高、压力波动小，特别适用 于钻井。三缸单作用泥浆泵经过三十多年的不断改进和完善，在性能上、结构上、 可靠性、适应性与经济性等方面，已经走向成熟，使用效果也很显著。 在我国，第一台泵是五十年代诞生的，为双缸泵。在七十年代，由于钻井工 艺的试验和推广，引进国外三缸泵及技术。从此开始了三缸泵的研制工作，它在 短短的数年中取代了双缸泵，成为提高喷射钻井水平的关键设备。 第二章 泥浆泵的工作原理 2.1 工作原理 泥浆泵是地质钻探设备的心脏，它是固井、压裂、酸化等作业中的关键设备 之一，它在石油化工、煤气化工工程、电站、矿山开采、船舶等行业中也起着重 要作用。泥浆泵属于往复泵，往复泵的突出优点是:高泵压，泵压不随流量(排量)变 化，泵的效率高、并且不随流量变化，能输送高粘度、高含砂量及含磨砺性固体 颗粒的液体。同其它类型泵相比，往复泵的缺点是:流量比较小，瞬时流量和泵 压是脉动的，泵的体积大，易损件较多，维修工作量大。 尽管往复泵有上述不足，但是，这并不意味着往复泵有全部被其它类型泵所 取代的趋势。今后往复泵发展的趋势是:充分发挥往复泵配套性强，适应介质广 泛的优势，充分发挥往复泵在流量较小而排出压力很高时整机效率高及运转性能 好的优势，充分发挥往复泵的流量与排出压力无关的优势.当然，要使往复泵不 断发展，不仅要充分发挥它的优势，而且还要不断地克服它的缺点。 该泥浆泵是三缸单作用泵，对单作用泵来说其工作原理可下图简化说明 图 21 为单缸单作用泵工作原理示意图。它由滤水器 l、吸入阀 2、泵缸 3(即工作腔室) 、活塞 4、活塞杆 5、十字头 6、连杆 7、曲柄轴 8、曲柄销 9、排 出阀 10、排出管道 11 等主要零部件组成。 图 2-1 往复式泵工作原理示意图 1滤水器 2.吸入阀 3. 泵缸 4.活塞 5.活塞杆 6 .十字头 7. 连杆 8. 曲柄轴 9. 曲 柄 10.排出阀 11.排出管道 通常以十字头为分界线，靠近泵缸一端称为泵的液力端，靠近动力输入一端 称为泵的动力端。 动力机通过皮带、皮带轮、齿轮等传动件带动主轴旋转，曲柄轴 8 以角速度 。随主轴一起转动，同时曲柄轴一端相连的连杆 7 随着曲柄轴的转动带动连杆 另端的十字头 6 作往复运动，十字头通过与它相连的活塞杆 5 带动活塞 4 作往 复运动，从而实现容腔 3 的容积有规律地变化。 当活塞由泵缸的左端位置(左死点)向右方移动时，活塞左端泵缸容积不断变 化。由于泵缸是密闭容腔，不与外界大气相通，所以左边缸室内压力降低，形成 负压（低于大气压力)，吸水池中的液体在液面大气压力的作用下，挤开吸入阀进 入泵缸，挤开吸入阀进入泵缸，直到活塞移至最右边位置(右死点)为止。这一工 作过程称为泵的吸入过程当活塞到达右死点后(即曲柄转过 rad)工作液停止吸 入，吸入阀在自重和弹簧力作用下被关闭，活塞向左方(向液力端)移动，这时液 力端一边泵缸的容积缩小工作液受挤压，缸内压力逐渐加大，挤开排出阀，液体 排出，进入排出管道，这过程称为泵的排出过程。活塞在一次往复过程中，此 单作用泵吸入和排出液体一次，活塞不断循环往复运动使液以体不断吸入和排出。 由泥浆泵的工作过程可以得出:泥浆泵是一个往复泵，它之所以能够实现吸、排 液体，是由于活塞在泵头体内作往复运动.使泵头体工作腔的容积发生周期性变 化，从而使吸入管产生真空，使排出管压力升高。由于泥浆泵是借助于工作腔容 积变化进行吸、排液体的，所以泥浆泵也是一种容积式泵。 2.2 泥浆泵的基本结构 往复泵由动力端和液力端两大部分组成。动力端的功能，是将动力机的回转 运动转变为活塞( 或柱塞) 的直线往复运动。它包括传动离合装置、变速减速装置 和曲柄连杆。它们的相互位置与安排决定着泵的总体结构型式，决定着泵的驱动 方案及结构方案的选择。动力端的主要零部件包括皮带轮，离合器曲轴箱体及其 中的传动轴，齿轮副，曲轴，连杆及十字头滑块。液力端由泵头体、缸套、活塞、 活塞杆吸入阀和排出阀等组成，它的作用是通过活塞在缸套中作往复运动形成液 缸容腔变化，完成能量转化，实现吸入和排出液体。 此泵曲轴箱由两极齿轮变速机构和曲柄连杆机构组成。曲轴箱的输入轴和输 出轴通过牙钳联轴器对接传动。当曲轴箱的输入轴上的双联变速齿轮分别和曲轴 上的对应齿轮相啮合，曲轴可得到快慢两级转速。加上变速箱的四级变速。曲轴 上总共可获得 8 级转速，实现 8 级变速。液力端属于直通式结构，便于制造，装 配精度高。 2.3 往复式泥浆泵的变化规律 2.3.1 曲柄连杆机构及活塞的运动规律 往复式泵通常都是通过曲柄连杆机构将原动机的等速回转运动变为活塞的往 复直线运动，并通过活塞将原动机的能量传递给液体。由于曲柄连杆机构的运动 特点，决定了活塞的运动是遵循着一定规律而变化的，这种规律又决定着液体在 缸内的运动规律。因此研究流量的变化规律首先要研究活塞的位移、速度、加速 度的变化规律。曲柄连杆机构与活塞的运动情况如图 22 所示： 图 2-2 曲柄连杆机构与活塞运动情况示意图 若曲柄回转中心与活塞中心线位于同一个水平面内，以活塞在泵缸左端终点 位置为坐标原点。此时图中角 ， 均等于零。当曲柄顺时针转动时，则活塞自 左向右运动，其运动距离为： （21）(1cos)(cs)xrL 式中：L连杆长度，m； R曲轴半径，m； 曲柄的转角； 连杆的摆角。 当活塞自右向左运动时，计算式相同，但右边两项之间取“”号，将 值换为三角函数表示则应为cos （22）iniLr （23）si (24)22co1sinsin 上式按牛顿二项式展开，可得： （25）2461ssisisin.8 活塞的位移，速度，加速度的近似计算方程： （26）(1cos)xr （27）sinur （28）2coa 往复式泵活塞运动速度 u 不是定值，而是每一瞬时都在变化，而且是近似按 正弦规律变化；从上式可知，活塞运动加速度 a 也是在变化的，它在往复运动过 程中，近似按余弦规律变化。以单缸泵为例，它在排出液体过程中，活塞自某时 刻 t 起，经过时间 ，活塞移动距离为 ，则在 t 时刻泵的瞬时排量为：tx （29）(sini2)60QF 式中 S活塞冲程，为曲柄半径的 2 倍。 对于三缸单作用泵，其曲柄互成 120 度夹角。曲柄回转一周，三个液缸各排 出液体一次，故流量变化曲线图上有三条近似正弦曲线。泵的瞬时流量应是各条 曲线在同一时刻的纵坐标数值之和，如下图所示： 图 2-3 三缸单作用泵瞬时排量曲线 活塞的运动规律决定了瞬时流量的变化规律。不同缸数的往复式泵，其瞬时 流量的变化范围不同，产生流量不均匀 。 第三章 泥浆泵关键部件的设计 3.1泥浆泵主参数的确定 主要技术参数：（1）曲轴箱变速：2 级 （2）泵量(L/min) :18、23 、28、35、43、53、72、 90。 （3）泵压（MPa）: 5.6、5.6、5.6、5.6、5.4、4.5、3、.2.5； （4）驱动功率：5.5kw （5）缸径：60mm （6）活塞行程：65mm （7）活塞往复次数 （r/min）： 38、47、57、70、87、106、147、18 1； （8）驱动方式：电动机离合器 四级变速箱 曲轴箱（刚性轴传动） 。 3.2 主要部件设计方案 单作用往复式泥浆泵，绝大多数是采用曲柄连杆传动的。本设计也采用此 种方案，它由动力端和液力端两大部分组成。 3.2.1 动力端及其关键部件设计和解决方案 动力端的功能，是将动力机的回转运动转变为活塞(或柱塞)的直线往复运 动。它包括传动离合装置、变速减速装置和曲柄连杆。它们的相互位置与安排决 定着泵的总体结构型式，决定着泵的驱动方案及结构方案的选择。动力端的主要 零部件包括皮带轮，离合器曲轴箱体及其中的传动轴，齿轮副，曲轴，连杆及十 字头滑块。按离合器的安排形式，动力端的结构方案为：利用拨叉式皮带带动中 间装置上的空转轮和工作轮实现离合。按曲轴箱传动结构方式不同，动力端的结 构方案为：曲轴箱内采用具有剖分式的曲拐轴方案，曲轴箱采用铸铁件。设计曲 轴箱体时，使内部所有零部件安装、检修方便；有良好的润滑条件；加工时应保 证驱动部分零件之间有精确配合，特别要保证液缸中心距的精度要求。 曲轴 曲轴是泥浆泵的重要部件，本设计中传动轴采用曲拐轴形式。如下图所示： 图 3-1 曲轴 曲拐轴采用球墨铸铁制成，三个曲柄相互相位差为 120 度，两端与轴承相配合， 中间用螺栓与齿轮相连接，传递力和扭矩。因此曲轴是泥浆泵的重要组成部件 连杆 连杆是泥浆泵中重要的连接部件。连杆大头与曲轴相连，小头与十字销相连， 中间部分为连杆体。杆体截面采用工字形。连杆大头做成剖分式，连杆小头用铸 铁制造，显微组织为均匀回火索氏体，正火处理后硬度已达到 HB230-280.满足要 求。 十字头 十字头是起导向作用的连杆部件，本设计采用圆筒式结构，如上图所示一边 连接连杆，另一边与活塞杆相连接，它 传递交变应力 图 3-2 连杆 图 3-3 十字头 3.2.2 液力端及其关键部件设计和解决方案 液力端由泵头体、缸套、活塞、活塞杆吸入阀和排出阀等组成，它的作用是 通过活塞在缸套中作往复运动形成液缸容腔变化，完成能量转化，实现吸入和排 出液体。液力端中泵头体的设计：采用具有剖分式泵头的结构方案，即每一泵缸 具有自己单独的泵头，再用螺栓连接成整体。这种剖分的单泵头体，体积小、铸 造容易、检修方便。根据阀门箱的布置结构不同，液力端采用直通式结构，这样 吸入阀和排出阀处在同一轴线上，结构紧凑、余隙容积小、质量轻。泵的液缸体 采用灰铸铁铸造，吸入阀、排出阀之间液流通道要短而直，其内径很小。考虑为 减小流道阻力损失，加大拐弯处的圆角，使内壁表面光滑。液缸内的形状不利于 滞留空气。吸入、排出阀靠近缸体，减少了水利损失和余隙容积。方案使吸入、 排出口便于同吸入、排出管道相连。 活塞 活塞由活塞座、橡胶密封皮碗、压盖及螺帽等组成。橡胶密封部分制成碗型， 只在靠近排出端一侧有唇型密封皮碗，皮碗紧靠在尼龙塑料支撑环上。且为了避 免皮碗与衬圈接触处产生撕裂或剥落，采用由聚酯与合成橡胶为材料的组合式活 塞。如下图所示： 图 3-4 活塞部件 1活塞杆 2.活塞座 3.橡胶活塞 4.压盖 5. 缸套 6.紧定螺母 活塞是往复泵一个重要而又易损坏的部件，采用上述设计时可以收到很好的 效果且有以下几个特点:1 此活塞设计为可调部件，当皮碗外唇部磨损后，通过调 整压紧装置，使皮碗中间部分压紧，唇部被挤压少许，仍能压紧缸套；2 活塞与 活塞杆的缩紧装置牢固可靠，运转时不会出现松扣现象；3 皮碗损坏后应可以更 换，其缸芯部分则可以继续使用；4 皮碗唇部形状应有利于自封。活塞杆的设计 及其密封 活塞杆是用来把十字滑块传来的作用力传递给活塞，它制成整体式结 构。活塞杆由 40Gr 钢制成，它的密封放在单独的壳体内，有弹性的唇型密封圈 组成，并永钢铁套筒和带两个双头螺栓得法兰压紧。缸套设计及密封：缸套用 45 号钢制成，正火处理后的硬度为 HB200-270，内孔表面淬火硬度为 HRC50-60， 淬火表层厚度为 1.21.7mm。采用聚酰胺挡圈和有自封性的唇形橡胶对缸套进行 密封。泵阀采用钢球阀，原因是阀球和阀座直接靠近金属面密封，密封接触面小 可以避免液体中的固体颗粒楔入密封面，它在启动中伴有旋转运动，球面磨损均 匀，流道圆滑，液流阻力小，便于制造，互换性强，拆装方便，便于清洗。阀座 又 5Gr 钢制成，整体淬火，淬硬层厚度为 2-4mm。表面硬度 HRC50-55 以上，钢 球材由合金钢制成。 3.2.3 整体情况 动力端的曲轴上装三根相同连杆，连杆与十字头用十字头销轴连接。十字头 的另一端通过丝扣于活塞杆连接。活塞杆通过两层密封圈后进入缸套。曲轴箱内 的传动轴上装一对双联齿轮，可分别与曲轴上的大小齿轮箱啮合，得两组不同的 速度，从而扩大泵的变量范围。泵头体与缸套做成分离件，钢制缸套裸露于外， 用八根长螺栓把缸套紧固于泵头与曲轴箱之间，在曲轴上有导正套是缸套定位。 泵头端用定位台阶和尼龙垫片，以保证泵头缸套及曲轴箱三者之间在同一中心线 上并使泵头接触处密封。泵头的阀门结构为直通式，泵头的进水，拍水通道为三 缸所共有，分别安装在泵头的上面和下面。每个通道两端结构相同，可以在任一 端接进水管和排水管接。泵头内装六个尺寸相同的阀座，用 40Gr 钢制成，压装 在泵头体上。阀座带四个导向爪，并装有钢球阀。缸盖带的短轴头限制吸入阀的 升程，排出阀的升程有泵头体上的阀盖限制。采用橡胶件皮碗，与活塞座及压盖 一起装在活塞赶上，橡胶活塞的直径稍大于缸套直径，产生密封。曲轴箱内采用 飞溅润滑，油面采用量油尺测量，油箱底部安放油螺塞，曲轴箱盖采用铸铁制造。 3.3 泥浆泵主要零部件强度校核 3.3.1 曲轴连杆机构的受力分析 在往复泵中，曲轴连杆机构是把旋转运动变成活塞往复运动的机构。工作中， 作用在曲轴连杆机构上的力有：活塞上的液体压力; 各摩擦部位（活塞与缸套，十 字头与滑套，连杆大小头的铰点等）的摩擦力；曲轴连杆机构中运动部件的惯性 力以及曲柄上的旋转力矩，这些力均与曲柄转角有关。 下图是单缸作用曲柄连杆机构的受力图： 图 3-5 连杆受力图 作用在活塞上的力为： （31）22610.51582.4aPDPNh D-缸套内径 m P-一般取泵的排出压力 总摩擦力为 与运动方向相反，取 的10% 15% f h =（0.10.15） =1582.56N2373.84N （32）Pf Ph 计算惯性力，首先把曲柄连杆机构的不平衡质量换算到往复运动的十字头销 中心和作旋转运动的曲轴中心。 连杆的质量分成两部分。一部分集中在十字头销中心其质量为 ；另一部分mx 集中在曲柄销中心，其质量为 ，若连杆的总质量为my l = + （33）mlxy 这两部分质量的重心应和连杆的重心相一致 = （ - ） （34）xl1yl1 连杆重心到十字头销中心的距离； 连杆长度。l =mxl1 =yl =（0.30.4）xl = (0.70.6) myl 曲轴的质量分成三部分。其中不平衡质量为 和 见图 m12 图 3-6 曲轴不平衡质量换算 把 和 换算到曲柄销上的质量为 ：m12 mk = + （35） kr 若活塞组件的总质量为 ，则作往复运动的总质量为p ms = + （36）mspx 作往复运动的惯性力为： = a = r ( + ) （37）Iss2cos2 换算到曲柄中心的不平衡旋转部分的总质量为 mr = + （38）mrky 作旋转运动的惯性力其方向与曲柄半径的方向相同 = r （39）Is2 此泥浆泵的最高转速为 18 r/min 小于 300r/min，按式 1，2 计算后所得的惯性 力很小忽略不计 作用在十字头销上的力 P 为： P= + =（1.11.13） =（1.11.15） （310）Phf h24DP =0.860.9 2D =（0.860.9） 0.6651 =（2889.63024）N 把 分解为沿连杆方向的力 和垂直于液缸轴线的分力PPt N = （311）tcos = （312）Ntg 作用在连杆上的力 视角和连杆强度和稳定性的主要依据，力 沿连杆传到曲柄Pt Pt 销上又可以分解为两个力：沿曲轴半径的力 和垂直于曲柄的切向力Pr T = = （313）TPtsinsincoN 切向力和径向力是校核曲轴强度和刚度的主要依据当 时曲轴的受力最大2 = =3024NPmaxT =- =-3024Nr M=Tr=3024 32.5 （314）310 =98.28N 三缸单作用泵的曲柄互成相位差 ，所以存在一个液缸排液和两个液缸同时排23 液的情况 当 时只有一个液缸排液32 =98.28NTmax 当 0 和 时 有两个液缸同时排液3 第一个液缸产生的作用在曲轴的力矩为 = （315）M11sin()coPr 第二个液缸产生的作用在曲轴的力矩为 = = （316）22 sin()3coPr 2231cos()sin()Pr = + （317）Mk12 当 = 时， = 由 和 两式可知，这时曲轴的力矩最大6M12 = =98.28N1Pr 受到的力 和 也最大rT =3024N =- =-3024NTmaxr 力 垂直向上14F 连杆负荷 曲轴的转角 连杆转角180 连杆负荷用力多边形计算 =-12F 3 =- 4 将作用在连杆上的力绘成力多边形 1sin()rl -曲轴半径 -连杆的长度 =0.196 llm 由 =0 2 号缸处于排出冲程连杆轴承负荷 = 34F cos = =15825.6N4maxAP = =16658.5N34 1582.60cosin().9 应力计算 销： =550MParcs = =275MPasn502 剪切应力 = （318） (max)sSVA =165MPa0.6 V-外拉力 A-销的有效截面积 V=16658.5N =(max)sS 221658.16580600.)4MPa 3.3.2 齿轮的强度校核 泥浆泵齿轮组由大齿轮 1 ，小齿轮 2，双级齿轮 3，4 组成 其中齿轮 1 与齿轮 3 啮合；齿轮 2 与 4 啮合 有动力段输入的轴功率 =P总 2rg -滚动轴承效率 -齿轮传动效率r g = KW=4.66KW 250.9.7 双级齿轮转速 = 128r/minn184 由于要求的曲轴最低转速为 38 3.37123i 曲轴的第 2 转速为 47 r/min =2.72847i 即 =3.37 =2.713Z24 采矿设备使用寿命长，选用齿轮材料 40 ，表面淬火，齿面硬度 4855HRCnMB 机械齿轮传动对齿轮精度无特别要求，轴齿轮 8 级精度。 选 =18 = =60.66 取 =613Z13i1Z 按齿根弯曲疲劳强度设计 132()FsSadKTYmz 因载荷有轻微冲击 =1.5 初选载荷系数 =2tK66 5119.504.9.503.8102PT Nmncos)(.3821z 1.832()cos6 =1.55 =0.730.75.Y 查表得： =0.7d =2.78 =1.561FaY1Sa =2.25 =1.7522Y91608(30).8410hNnjL25.41i 查表得： =0.85 =0.88NY2NY 由表选 =1.25minFS 由图按齿面硬度均值51HRC，在ML线上查得： =450MPain1i2Fll =306MPalim1n450.8NFYS =316MPali22mn.1F =0.01411.785630FaSY =0.01232.19FaS 取 =0.0141 设计齿轮模数1FaSY 将确定后的各项数值代入设计公式，求得： =3.8 511332 22.4810.714()tFaStdKTYmz 修正 ：tm =0.54m/s13.48126060tznv 查表得： .,.,.,vKK 158.0412.Av =3.923328tkm 查表，选取第一系列标准模数 =4mm。m 所以齿轮的主要几何尺寸为： =72mm， =244mm，1dz23dz =158mm =24mm3()2ma170.b 取 =30mm =25mmBB 较核齿面接触疲劳强度： HEHubdkTZ12 查得， =0.88189.,.5,MPaZ 按不允许出现点蚀，查得： =0.911208NN 按齿面硬度均值51HRC 在 MQ和ML线中间查出 =1060MPa，取 =1lim1li2Hlim1HS =1060MPa，取 =1lili li =932MPalim11nHNZS =964MPali22mnH 将确定出的各项数值代入接触强度较核公式，得： 5 12.73.48.7189.250.8104925H HMPa 接触强度满足。 齿轮 2 和齿轮 4 设计 =57 =22 Z =288 =882d4 =158mm =25mm()maz4db 取 =25mm =30mm2BB 较核齿面接触疲劳强度： HEHubdkTZ12 查得， =0.88189.,.5,MPaZ 按不允许出现点蚀，查得： =0.911208NN 按齿面硬度均值51HRC 在 MQ和ML线中间查出 =1060MPa，取 =1lim1li2Hlim1HS =1060MPa，取 =1lili li =932MPalim11nHNZS =964MPali22mnH 将确定出的各项数值代入接触强度较核公式，得： 189.8 2.5 0.88 =679MPaH52.348.6101H 接触强度满足。 （以上齿轮强度校核参看机械设计 谭庆昌 赵洪志主编） 曲拐直径取 60mm,端部直径为 48mm 对曲轴进行校核 许用扭转切应力 =185MPa =98.28NmmaxM = （319）axpW = =98.28Nmmax = =3.14 =0.00004239=4.24 m （320）p163D30.61510 = =2.32max598.2416 故满足。 结束语 泥浆泵是石油矿场钻井作业中的关键设备之一,它的性能、结构、可靠性、 适应性、经济性以及使用寿命,直接影响着钻井质量的好坏。目前国内所使用的 各种泥浆泵设备，对于修井、浅井钻井来说均存在结构庞大、重量太重、移运性 差等诸多缺点，该泥浆泵是针对油田使用现状，克服以上各类缺点而开发出来的 泥浆泵设备。该泥浆泵在动力端的设计时主要借鉴了三缸活塞固井泵的设计方法 和结构，并对其主要的零部件进行了载荷计算、强度校核。而在液力端的设计时 主要借鉴了钻井泥浆泵的设计方法，在结构形式上选择的是可拆分的形式，避免 了采用柱塞型式在泥浆介质中柱塞及柱塞密封寿命过低的问题。该设计对泥浆泵 的动力端齿轮进行了齿面接触强度、齿根弯曲强度校核，也对连杆销、花键轴等 重要零件进行了强度校核计算。还对泥浆泵曲轴的转矩、转速以及液力端理论流 量进行参数