高压润滑油密封的端面设计对性能的影响

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在密封的应用过程中，经常会涉及润滑油类介质，而此类介质由于其本身热传导性差，端面摩擦产生的热量不能被快速地散发和传导出去，造成热量聚集在端面附近，密封效果并不好，经常出现泄漏量大、冒烟、炸环等现象，给用户造成很大损失。但润滑油有良好的润性和流动性，物理性能稳定，无腐蚀性，在石化企业中应用广泛，属于常备物质，在双密封的应用中-直没有其他较好的替代流体，所以在API方案 53A、53B、53C和54中很多时候均使用润滑油作为隔离液。由于其密封方案中要求封油压力高于介质压力，因此在很多介质压力高的情况下，对此类高压润滑油密封的设计提出了很高的要求。诸多因素决定了机械密封的性能，而端面流体膜的几何形状就是其中-项关键内容，平行的流体膜形状可以达到最佳的密封效果，而其他形状的流体膜容易造成密封的泄漏，这对于高压类密封的设计更为关键，因此，我们应将流体膜设计为最优状态。影响流体膜形状的因素较多，包括温度、压力、动静环结构等等，并涉及到密封端面锥度和热转角的控制问题。端面锥度是指密封的两端面的夹角。热转角是端面在力或热量的作用下，相对于原位置旋转的角度。在静压状态和动压状态下端面锥度的意义是有区别的，在静压状态，即使端面在压力的作用下出现线接触，只要端面保持较高的平直度，也可实现密封。在运转状态，设计过程中必须控制压力引起的端面锥度紧密地和热量引起的端面锥度相匹配，维持近似平行的流体膜，才能获得最佳性能。通过控制摩擦副几何形状和选择摩擦副材料的组合就可以控制热转角，把密封流体膜设计成为端面自动平行的形状。而热转角的形成因素主要包括力变形和热变形，并且这两种变形方向是不确定的。无论力变形和热变形均会破坏端面摩擦副密封面的平面度和端面平行性，产生各种流体动、静压效应，造成密封面承载能力过大而被打开，或承载能力过小而严重磨损，导致密封泄漏。因此，在高压润滑油密封设计中应旧能保持较小热转角从而保证密封面平行度。

本文通过对某炼油厂 GA310泵密封在设计过程中对结构的分析，得出了-些设计经验。

1 现场问题及分析解决1 1某炼油厂的两台丙烯泵均为关键设备，决定着全厂的正常生产，现场的设计参数如下：位号：GA310 API方案：1153B介质：丙烯 人 口压力：2.8MPa温度：41℃ 出口压力：3.47MPa轴径：60mi/1 转速：2 975 r/min对这种液化气类介质，冲洗方案应该使用的是API 1152，密封应用也比较成熟，虽然介质侧密封有-定的泄漏，只要将辅助系统的排空管线连接到火炬处置管线就能保证安全。但此装置是全套进口设备，由于设计方极为重视安全性，采用了API1153B方案，完全避免了工艺介质丙烯向大气的泄漏。所以此泵对密封的设计参数要求很高，首先，介质是具有危险I生，属于易燃易爆类，对密封的可靠性收稿 日期：2012.06.26.修回日期：2012-09-07基金项目：2010年辽宁省专利技术转化资金项目(2069999)。

作者简介：唐志坚 (1976-)，男，辽宁省丹东市人，工程师。主要从事机械密封设计和研发工作。

2013年 2月 唐志坚，等 .高压润滑油密封的端面设计对性能的影响要求高；其次，由于隔离液体为润滑油，其本身就属于易泄漏介质，再加上隔离液压力为3 MPa左右，就更增加了密封设计的难度。

此泵原配的密封使用效果不佳，经常不到2个月就泄漏，密封价格还十分昂贵，供货期较长，至少要半年以上才能到货。经过现乘查，确认其辅助系统工作正常，使用效果不佳完全在密封本身，在讨论进行改造事宜之后，厂方同意对密封进行了改进设讹但要求仍旧采用API 1 153B方案，安装尺寸不变，静压4 MPa不允许泄漏，而且运转泄漏量必须小于3mL/h，改进后的密封至少要运转半年以上。为了分析泄漏原因，我们对原密封的尺寸和参数进行了核实。

1.1 原密封结构 (见图1)图1 原密封结构Fig.1 Original Seal Configuration相关技术参数如下。

1.1.1 平衡系数(1)介质侧密封： ： Di-D 79.5-66 ：0.744式中 J[) --密封面外径；D --密封面内径；- - 平衡直径。

弹簧比压：。 Fs ，z X(，-，a)XksP×(JD -D )： 鱼 i垫二 ：墨) 三： ：0. 103 a×(79.5 -66 )式中 --工作状态弹簧力；- - 密封面接触面积；胛--弹簧件数； 弹簧自由长度；，a--弹簧工作长度； 弹簧刚度值。

端面比压：尸b 。 -4)Ps0.103(0.744-0.33)X31.345 MPa式中 --膜压系数；- - 密封腔压力。

B：錾 ： ：0762D 2。D 86 72.6式中 J[) --密封面外径；D --密封面内径；- - 平衡直径。

弹簧比压：×(，-， )×k詈×(J[) -D )6 X(28-19.81X3.66 ----------------------- -------- 0 1 08 MPa×(86 72.6 )式中 --工作状态弹簧力；- - 密封面接触面积；，r- 弹簧件数； 弹簧自由长度； 弹簧工作长度；- 弹簧刚度值。

端面比压：Pb叩 0(B- )Ps0.108(0.762-0.33)×31.404 MPa式中 --膜压系数；- - 密封腔压力。

在此参数下，密封使用效果并不让人满意，观察密封端面，变形较大，经过分析，发现了以下问题：(1)原配密封端面环带宽度较大，达到了6.75mlTl，比正常的环带宽度2.5-5 mm宽很多，再加上润滑油本身有的导热性差的问题，使得密封在高压运转的情况下很难保证端面的平直，容易出现异常热变形现象，从而导致泄漏量大。

(2)弹簧比压过小，仅为0.1 MPa左右，正常的弹簧比压应为0.2～0-3 MPa，过小的弹簧比压无法克服辅助密封的摩擦阻力，也无法保证密封端面处于良好的初始贴合状态，进而大大影响密封的使用性能。

(3)密封动静环设计结构不合理，通过有限元分析，发现这种结构在高压下产生较大的端面锥度和热转角，造成密封大量泄漏。

根据以上分析，将密封端面宽度进行了调整，从 6.75 mlTl改为 5 mm，并调整了弹簧比压，从 0.1MPa改为0.2 MPa左右，并对动静环结构进行了优化，其中包括使用金属镶嵌结构来加强动静环强度，经过40 化 工 设 与 誓 徂 第 50卷第 1期有限元分析和实验台的验证后，镶嵌结构并不合适，所以在整体环的基础上调整了密封设计。

图2Fig.2f”IH ' ··Il -lJ枷 坤' I1.I图3 大气侧Fig.3 Atmosphere Side1.2 改进后密封结构 (见图4)图4 改进后密封结构Fig.4 Improved Seal Configuration相关技术参数如下。

1.2.1 平衡系数(1)介质侧密封： ： 0.792D -D， 77.5-67.5式中 D --密封面外径；D --密封面内径；- - 平衡直径。

弹簧比压：Fs nx(，-， )×k罟×(D -D )9×(22-13.9、×2.85。。· 3式中 --工作状态弹簧力；- - 密封面接触面积；- - 弹簧件数；f- 弹簧自由长度；a--弹簧工作长度；- 弹簧刚度值。

端面比压：尸。 -2)XPs0.183(0.792-0.33)x 31.569 MPa式中 --膜压系数；P --密封腔压力。

(2)大气侧密封：擘善： ：o.752D；-D； 82.4272.4式中 D，--密封面外径；D --密封面内径；- - 平衡直径。

弹簧比压：Fs n×(，-， )X k詈×(D -D )12×f22-14、×2.85。。·2254式中 --工作状态弹簧力；- - 密封面接触面积；”--弹簧件数；弹簧自由长度；fa--弹簧工作长度；- 弹簧刚度值。

端面比压：Ph尸s。(B-A)XPs0.225(0.752-0.33)X 31.491 MPa式中 --膜压系数；P --密封腔压力。

改进后的密封在进行现场应用之后，性能非常好，完全满足了用户的使用要求，保证了设备安全稳定的运行。

2013年 2月 唐志坚，等 .高压润滑油密封的端面设计对性能的影响 41图5 介质侧Fig.5 Process Side2 结论图6 大气侧Fig.6 Atmosphere Side由以上的实际应用可以得到-些正压型高压润滑油密封的设计经验：(1)密封面宽度要适中。密封产生的摩擦热与端面宽度成正比，密封端面太宽，产生的热量大使密封面的温升增高，接触平面变形增大，而且较宽的端面在高压时变形也较大，对端面变形的控制难度也大大增加；如果端面宽度过小，虽然摩擦热较小，但是高压下端面泄漏量也大大增加。因此，必须综合考虑来选认适的密封面宽度，按照实际应用的经验，4～5 mlTl的端面宽度是比较好的选择。

(2)密封环形状强度高。密封端面在温度和压力的共同作用下是否保持平直的接触对密封性能的影响是至关重要的。在密封应用过程中，在只改变密封环几何形状的情况下，密封性能也会有所不同。

因此，高压润滑油类的密封环形状必须均有很高的强度，各处尺寸必须能耐受较高的压力，进而可以得到最小的端面锥度和热转角。

(3)整体环端面结构。端面结构可分为两种：镶嵌型与整体型。通常，镶嵌型结构的端面在应力消除比较充分的情况下，会有较好的使用效果，但是，由于本身结构的原因，镶嵌应力在运转过程中始终存在，这种不稳定性造成密封的使用性能也处于-种不稳定状态。而整体型结构在消除应力后，就可以避免出现以上问题。因此，在高压润滑油类密封中应避免使用镶嵌型端面结构。

以上这些措施必须综合考虑，平衡相互关系和影响，以达到高压润滑油的最佳密封效果。