机械密封主要参数

机械密封主要参数端面液膜压力为了保证端面间有一层稳定的液膜（半液体润滑或边界润滑膜），就必须控制端面承受的载荷W，而W值究竟多大合适，是与液膜承载能力密切相关的。与平面轴承类似，机械密封端面间隙液膜的承载能力，称为端面液膜的压力，它包括了液膜的压力和液膜动压力两部分。液膜静压力当密封间隙有微量泄漏时，由于密封环内、外径处的压差促使流体流动，而流体通过缝隙受到密封面的节流作用，压力将逐步降低。假设密封端面间隙内流体流动的单位阻力沿半径方向是不变的，则流体沿半径r的压力降呈线性分布（图7-11）。例如中等粘度的流体（如水），其沿径向的压力就近似于三角形分布，低粘度液体（如液态丙烷等）则呈凹形，高粘度液体（如重油）压力缝补呈凸形。端面间的液膜静压力是力图使端面开启的力，设沿半径方向r处，宽度为dr的环面积上液膜静压力为pr，设密封流体压力为p，则作用于密封面上的开启力R为液膜动压力机械密封环端面即使经过精细的研磨加工，在微观上仍然存在一定的波度，当两个端彼此相对滑动时，由于液膜作用会产生动压效应。有纳威斯托克斯(Novier-Stokes)方程：如图7-13，设二平面间存在一定的斜楔，随着间隙减小，液压增大，而斜楔的进出口处压差为零，故有—液压最大值，对应该处的液膜厚度为h0，则流量关于机械密封液体动压效应的形成和分析，有许多不同的观点和力学模型。由于密封面微观状态的影响因素很多，以及实验技术的困难，目前还不能提出能直接用于设计计算的公式。但对于机械密封设计的正确分析，具有一定的理论指导意义。载荷系数机械密封的载荷系数是在摩擦副轴向力平衡下，各项轴向力与密封上最大介质压力的比值，它反应了各种轴向力的作用和大小。载荷系数也可以用面积比来表示：介质压力作用在补偿环上使之与非补偿环趋于闭合的有效作用面积Ae与密封端面面积A之比为载荷系数K.载荷系数的大小，表示介质压力加到密封端面的载荷程度，通常可通过在轴或轴套上设置台阶，减小Ae改变K值。根据载荷程度不同，机械密封可分为三种平衡型式，分别用于不同压力条件，见表7-2.载荷系数K的推荐见表7-3.表7-2机械密封的平衡型式密封平衡型式载荷系数范围使用压力范围/MPa非平衡式K》1P《0.7平衡式0K1DIVp(0.6～0.9)过平衡式K《0表7-3机械密封端面压力、弹簧压力和载荷系数推荐值密封类型端面压力Pc/MPa弹簧压力Ps/MPa载荷系数K内流式非平衡式0.3～0.60.08～0.31.15～1.30平衡式0.3～0.60.08～0.30.55～0.85外流式非平衡式0.3～0.50.1～0.31.20～1.30平衡式0.3～0.50.1～0.30.65～0.80过平衡式0.2～0.4-0.35～-0.15端面压力密封端面单位面积上所受的力称为端面压力，以Pc表示。它是影响机械密封性能的主要因素之一。由弹簧力作用在密封端面单位面积上的压力称为弹簧压力，用Ps表示。端面压力可根据作用在补偿环上的力平衡来确定。它主要取决于密封结构型式和介质压力。内流单端面机械密封的端面压力图7-16为几种内流单端面机械密封的结构简图，其旋转环为补偿环。今以图7-16A非平衡式结构为例，对补偿环作受力分析，其轴向力平衡见图7-17。式中db为平衡直径，即介质压力在补偿环辅助密封处的有效作用直径。Fs和Fp都是使端面趋于闭合的力。1）端面液膜压力Fm。端面液膜压力包括液膜静压力和液膜动压力，它们都是力图使端面开启的力。在目前的机械密封设计中，液膜压力都是粗略地以液膜静压力为计算依据，必要时再通过实验进行修正。式中λ—液膜反压系数。2）补偿环辅助密封与相关元件表面的摩擦阻力Ft。Ft的方向与补偿环轴向移动方向相反。补偿环向闭合方向移动时，Ft为负值；反之，则为正直。式中Ft—由摩擦阻力引起端面压力增大或减小的值，单位为Pa.因此，端面所受静闭合力F′C为外流单端面机械密封的端面压力图7-18为几种外流式单端面机械密封结构简图，其中旋转环为补偿环。以图7-18B平衡式为例，作补偿环的受力分析，其轴向力平衡见图7-19.与式7-4比较，形式上完全相同。因此，各种平衡程度的内流式或外流式机械密封，均可按式7-4计算端面压力，仅仅是K值的大小和正负值不同而已。双端面机械密封的端面压力图7-20的双端面机械密封，靠大气层侧的密封面受力情况与内流式单端面机械密封完全相同，端面压力为式中Pt—封液压力，单位为Pa。靠介质侧的密封面受力情况与单端面内流式和外流式都不一样，其补偿环轴向力平衡如图7-21，按前面同样的方法可以导出端面压力为式中K1—按内流式计算的载荷系数，波纹管机械密封的端面压力内流式波纹管机械密封（图7-22）中，波纹管外侧受到介质压力P作用。当长度L保持不变时，它在轴向产生的力FP相对于波纹管d4与有效直径de之间的环形活塞端面受压力p作用时所产生的力（图7-23），即外流式波纹管机械密封（图7-24），波纹管内侧受到介质压力p作用。当长度L保持不变时，它在轴向产生的力Fp相当于波纹管有效直径de与轴直径d之间的环形活塞端面受压力p所用所产生的力(图7-25)，即波纹管的有效直径与波纹管的工作状态、波形、波数及材料等有关，可近似按下列公式计算：矩形波（如车制的聚四氟乙烯波纹管）为上述近似公式的计算值与实际值有一定偏差，压力越高，偏差越大。波纹管的有效直径de，实际上相当于带辅助密封圈的机械密封中的平衡直径db，因此，其端面压力计算式，只需由式7-4中减去末项，即端面压力中各项参数的确定主要参数包括：1）弹簧压力ps。弹簧压力的主要作用的保证主机在起动、停车或介质波动时，使密封断面能紧密接合。同时用以克服补偿环辅助密封圈与相关元件表面间的摩阻力，使补偿环能追随端面的磨损沿轴向移动。显然，ps值过小，难以起到上述作用；ps过大会加剧磨损。一般根据不同的机械密封的结构型式、介质压力和辅助密封圈材料等，通过实验或经验确定ps值。对于内流式结构，通常取ps=0.05～0.3MPa，常用范围0.15～0.25MPa。介质压力小或介质波动较大者，ps取较大值；反之，取小值。对于外流过平衡式结构，弹簧力除克服端面液膜压力和辅助密封圈与相关元件间的摩擦阻力外，还需克服介质压力对密封端面产生的开启力，故需较大的弹簧压力才能保证足够的端面压力。此种结构的弹簧压力通常比介质压力大0.2～0.3MPa.对于外流部分平衡式或背面高压式结构，由于介质进入背端面区域，起压紧端面的作用，故弹簧压力可比外流过平衡式取得小些或按内流式结构的弹簧压力范围选取，通常也可取0.15～0.25MPa。真空条件小的弹簧压力ps取0.2～0.3MPa；补偿辅助密封圈为橡胶O形圈者，ps取较小值，辅助密封为聚四氟乙烯V形圈者，ps取较大值。2）载荷系数K值。在结构设计中初步计算端面压力时，可根据介质压力和pv值、介质特性和摩擦副材料等按经验或通过实验选定。一般对于内流非平衡式结构，K=1.15～1.3;内流平衡式K=0.55～0.85；外流平衡式K=0.65～0.8；外流过平衡式K=-0.15～-0.30.在上述K值范围内，当介质压力和pv值较小时，K可选较大值（指绝对值），反之则选较小值。介质粘度较低时，由于液膜的润滑性较差，在其他条件相同的情况下，K值应选较小值。在pv值较高的情况下，通常按介质粘度大小选取K值。低粘度介质（如丙烷、丁烷、氨等），K值近于0.5；中等粘度介质（如水、水溶液、汽油等），K=0.55～0.6；高粘度介质（如油类），K=0.6～0.7.K值一般不应《0.5.否则介质压力作用在密封端面上的轴向载荷过小；易使端面被液膜压力等推开而增大泄漏量。3）液膜反应系数λ。端面液膜压力近似地按式7-1的平均液膜静压力Pm表示，即Pm=λPλ为密封面间的平均液膜压力与密封介质压力之比，λ值的大小与介质性质，转速、压力以及密封表面状态等有关。当液膜静压力近似地按三角形分布考虑时，则可取λ=0.5.但在高速条件小，液膜动压效果不能忽略，应通过实验确定λ值。在密封端面处于边界润滑状态时，界面的边界膜多为一层极薄（小于0.1μm）的吸附膜，它是由吸附在金属表面的极性分子形成定向排列的分子栅。当吸附膜达到饱和时，极性分子紧密排列，分子间的内聚力使其具有一定的承载能力，并可防止两端面直接接触而起到润滑的效果，但并无推开端面的作用。也就是说，在边界润滑条件下，液膜反压系数λ=0.4）介质压力P。式中7-4中的P为密封腔处的介质压力。泵用机械密封，当介质经叶轮背面与泵壳的间隙向密封腔内泄漏时，受到节流减压作用，其密封腔内的介质压力P，必然低于泵出口压力P2。根据实验，对于单级悬臂式离心泵，当泵出口压力不变时，密封腔介质压力P与上述间隙大小成正比，与叶轮上的平衡孔数及孔径成反比。通常可按p=（1/3～1/5）P2进行粗略估算，也可按以下实验室计算：对于双口环闭式叶轮（有平衡孔）离心泵P≈P1+0.2P2P2—泵出口压力对于无平衡孔或半开式叶轮离心泵P≈0.7P2如果条件允许，密封腔压力最好通过实验确定。对于采用了循环或冲洗措施的机械密封，其密封腔处介质压力应为循环封液或冲洗液压力。斧用机械密封的密封腔处介质压力通常按斧内压力考虑。5）摩阻力引起端面压力增大或减小的值Pt.在端面磨损后，补偿环在弹簧力作用下向非补偿环方向移动，此时辅助密封圈摩阻力方向与闭合力方向相反，即摩阻力使端面压力减小。如介质润滑性好且洁净，磨损补偿又不大时，Pt值一般可忽略不计，则式7-4可写成与波纹管式机械密封相同的形式，即PC=PS+(K-λ)P当介质易在轴上积垢，或磨损补偿量较大，或密封圈与相关零件的公差和粗糙度选择不当时，摩阻力仍然不可忽视。当轴或轴套（或与密封圈相关的其他零件）的粗糙度为Ra=0.1～0.2μm、辅助密封为聚四氟乙烯V形圈时，取Pt=0.08～0.1MPa.上述端面压力的计算，尽管比较粗糙，但由于引入了大量经验数据而具有一定可靠性。端面压力直接影响机械密封的密封性和使用寿命，因此Pc值必须控制在适当范围内，并且应该满足下面条件：端面压力Pc一定要大于介质在密封端面上的饱和蒸汽压，否则端面间液膜蒸发会造成干摩擦而加剧磨损；端面压力Pc一定要大于端面间液膜压力，否则会产生过大泄漏。由经验得出，通常Pc=0.3～0.6MPa较合适。对于内流式结构，当介质粘度较大，润滑性和摩擦副相容性较好时，端面压力可适当高些，取0.5～0.7MPa；反之，应降低为0.2～0.4MPa。一般外流式结构，Pc=0.1～0.1MPa；斧用机械密封中常用的外流过平衡式结构，Pc=0.2～0.5MPa；平衡式结构，Pc=0.3～0.6MPa。PV值与摩擦功率PV值PV值是设计和使用机械密封的重要参数。计算时随着选取的压力其准不同，PV值有不同的含义。PV值通常有以下几种表达方式：1）表示工作条件的PV值。以被密封介质压力P与密封端面平均滑动速度V之乘积表示的PV值。它仅仅反应密封所处工艺条件下的工作参数。2）极限（PV）值和许用［PV］值。极限（PV）值是指密封失效时达到的最高PV值，它是密封技术发展水平的重要标志。例如，20实际初期用于冷冻机上的机械密封的（PV）值还不到1MPa·m/s，到40年代，随着石墨、陶瓷、硬质合金等新型耐磨材料的出现，（PV）值达到15MPa·m/s，60年代由于原子能工业的需要，开发了流体静压型和流体动压型机械密封，使（PV）值提高到260MPa·m/s以上，到了70年代为满足宇航和核电站方面的特殊要求，出现了多级或与其他密封组合的机械密封，（PV）值达到了500MPa·m/s。许用［PV］值的极限（PV）值除以安全系数的数值，（PV）和［PV］值一般在密封的产品说明书或样本中使用。3）PcV值与极限（PcV）值。以端面压力Pc与密封端面平均滑动速度V的乘积表示的PcV值，是机械密封实际工作时的性能参数。极限（PcV）值是密封失效时达到的最高PcV值，因为摩擦功率及摩擦热量均与PcV成正比。随着PcV值的增高，当摩擦面温升达到某一值时，会引