一種新型自補償組合式機械密封的設計與應力分析

顏 偉，胡 勇

（1.四川交通職業技術學院 自動化工程系，成都 611130；2、四川理工學院 機電系，自貢 643000）

0 引言

目前，國內電石反應器轉軸與缸筒之間，多采用石墨盤根或聚四氟乙烯( PTFE)V形圈填料函密封。通過調查國內某企業運行的32臺電石反應器（傳動軸徑Φ270mm，工作壓力10～20kPa，工作溫度85～110℃。）密封裝置，發現這種密封裝置的平均使用壽命僅約483小時，給設備的正常運轉帶來不良影響。

解剖失效的密封件發現：重疊的V形圈間歇被電石渣顆粒充填，V形圈內外側面嚴重磨損。分析其原因是：乙炔氣體中的磨粒在壓力作用下進入密封面間隙，加劇了密封面的磨損、使密封面間隙加大；密封面間隙加大又使更多的磨粒進入密封面，最終導致密封的失效。

根據上述分析，要提高密封的密封效果和使用壽命，關鍵是要阻止磨粒進入密封腔和自動補償密封面的磨損。為此，本研究設計了一種新型自補償組合式機械密封（見圖1）：前級密封由二級油溝、迷宮或它們的組合構成，主要功用是阻止或減少乙炔氣體中的磨粒（電石渣顆粒）滲入后級密封；后級密封由一級錐形端面密封（彈簧、聚四氟乙烯錐形靜環、錐形軸套動環、O形橡膠圈等）構成，主要功用是密封乙炔氣體外泄。錐形端面密封在彈簧和乙炔氣體壓力作用下，具有自動補償密封面磨損、保障密封的功能，是本設計的關鍵環節。

圖1 自補償組合式機械密封裝置

錐形端面密封元件的應力分析與密封性能等的研究報道尚不多見。本研究利用ANSYS軟件，對7組不同厚度的錐形靜環進行有限元分析并仿真求解，旨在研究和分析：

1)在安裝狀態下錐形靜環需要的彈簧推力；

2)在安裝和工作狀態下，密封面及其他接觸面的接觸壓力和O形圈的Von.mises應力；

3)不同厚度錐形靜環的密封效果。

通過上述問題的有限元分析并仿真求解，為本文設計的新型自補償組合式機械密封的進一步研究、結構設計及使用，提供理論依據。

1 應力分析幾何模型

本研究設計的自補償組合式機械密封的應力分析幾何模型如圖2所示。

圖2 自補償組合式機械密封幾何模型

其中：

b－軸套溝槽寬度；b1－軸套兩溝槽臨邊距離；

d0－O形圈直徑； δ－初始狀態時缸筒下邊緣與錐形靜環上邊緣的距離；

h－錐形靜環左側厚度；

θ －錐形靜環斜邊與水平線的夾角；

壓縮彈簧（小彈簧結構形式）作用在錐形靜環的左端面；壓縮彈簧推動錐形靜環右移、使其緊緊地貼合在轉軸軸套（動環）斜錐面上，形成機械密封面；錐形靜環還迫使O形密封圈產生一定的預壓縮量，使密封面具有一定的預接觸壓力。圖2所示模型，也是自補償組合式機械密封的安裝狀態。

工作狀態時，密封缸內乙炔氣體的壓力和彈簧推力，共同作用于錐形靜環左側面上，推動錐形靜環微量右移； O形密封圈壓縮量增大，使密封面的接觸壓力增大，克服密封面的液膜壓力使兩接觸面始終緊緊貼住，達到良好的密封效果。

當錐形靜環厚度因磨損減小后，O形密封圈壓縮量隨之減小，則作用在錐形靜環上的力平衡關系被打破；彈簧推力和乙炔氣體的壓力將推動錐形靜環進一步微量右移，增大O形密封圈壓縮量，到達一個新的平衡位置，從而起到自動跟隨、補償錐形密封面磨損的作用。

由此可見，錐形靜環厚度變化及其相關應力、O形圈壓縮量變化及其相關應力直接影響密封效果和密封裝置壽命，是本研究設計與應力分析的重點所在。

2 有限元模型

1)基礎數據：

O形密封圈和溝槽的設計均按照國標 (GB 3452.1-92) 設計，采用腈基丁二烯橡膠 (NBR)，硬度為85IRHD，彈性模量E = 14.04MPa，泊松比υ= 0.499，摩擦系數為0.2。錐形靜環采用聚四氟乙烯，硬度（邵氏）為55 IRHD, 壓縮彈性模量E =280MPa，泊松比υ= 0.40,摩擦系數為0.04。邊界密封缸筒和軸套彈性模量E = 2×10E5 MPa，泊松比 υ= 0.3。

2)有限元模型：

根據密封結構的幾何形狀、材料、邊界條件的特點和 ANSYS功能，采用平面軸對稱有限元計算模型。建立的錐形端面密封件變形前有限元模型如圖3所示。

對其進行有限元分析時，由于邊界條件及載荷的復雜性， 故將密封圈及密封結構的軸、滑環作為整體進行分析，其中所涉及的幾何非線性、橡膠體超彈材料非線性、邊界 (狀態 )非線性知識和進行的一些相關假設,限于篇幅這里就不再累贅，可見有關文獻。

圖3 有限元模型

該有限元模型中,橡膠單元采用超彈性單元plane183，斜錐滑環、邊界軸和軸套單元采用單元PLANE82 ，接觸單元由接觸單元CONTAI172和目標單元TARGE169配對組成。在O形密封圈與缸筒、O形密封圈與錐形靜環、錐形靜環與軸套（動環）之間共建立了9個接觸對，利用它們模擬軸套與錐形靜環、錐形靜環與橡膠彈性體、橡膠彈性體和缸筒之間的接觸。共劃分出4154個單元，11832個節點。

3)邊界及荷載：

假設缸筒及軸套靜止，錐形靜環可在O形圈與軸套之間往復運動。安裝狀態時，O形密封圈壓縮量取0.2mm，壓縮率為2.86%（O形密封圈直徑為7mm）。計算所需彈簧推力時，以位移荷載加載在錐形靜環左側，從結果中計算出的該處支反力，即為所需彈簧推力值。工作狀態的仿真，是到達安裝狀態后，在錐形靜環左側面及左側O形密封圈上下兩接觸點左側、施加0.2MPa的工作內壓而進行的計算。

3 應力分析

3.1 錐形靜環需要的彈簧推力

彈簧推力除保證主機在起動、停車或介質壓力波動時，使密封面能緊密接合外，還要克服相關元件與錐形靜環表面間的摩阻力，使錐形靜環能追隨錐形端面的磨損沿軸向移動。彈簧推力同時還要克服O形密封圈和錐形靜環抵抗自身變形產生的抗力。隨錐形靜環厚度的增加，其自身抵抗變形能力增強，需要更大的彈簧推力。

仿真實驗結果：

1)安裝狀態下，錐形靜環厚度增加、錐形靜環需要的彈簧力呈上升趨勢：厚度h=8mm時，軸向彈簧推力720N；厚度h=20mm時，軸向彈簧推力增大到870N。

2)達到安裝狀態后，O形密封圈實現預壓縮量，產生的Von.mises應力隨厚度h的增加，呈下降趨勢：h=8mm時，最大應力值為0.722MPa，h=20mm時，最大應力值為0.688MPa。其變化量僅為0.034MPa，所以，可以近似認為O形密封圈變形相同。

3.2 接觸壓力的分布情況

錐形密封面及其他接觸面的Von.mises應力：安裝和工作狀態下，密封結構的Von.mises應力分布情況如圖4、5所示，安裝和工作狀態下最大應力值都出現在其他接觸面處, 密封面處的應力值小于其他接觸面的值。由此，可認為密封的效果主要取決于錐形靜環與軸套（動環）之間形成的密封面及密封面的接觸應力。

O形圈的Von.mises應力：

經ANSYS軟件分析，工作狀態時，O形密封圈的Von.mises應力值和壓縮率變化隨錐形靜環厚度h的增加基本呈線性增長，但是，數值都較小。當h=20mm時，最大Von.mises應力值為2.01MPa，壓縮率為10.53%。說明在此工作條件下，O形密封圈的工作狀態良好。

圖4 h=8mm時安裝狀態下Von.mises應力分布

圖5 h=8mm時工作狀態下Von.mises應力分布

圖6 密封面上最大接觸壓力與錐形靜環厚度的關系曲線

3.3 錐形靜環厚度對接觸應力的影響

保證密封的必要條件是密封界面上的最大接觸壓力大于或等于工作介質壓力。圖6、7為不同壁厚錐形靜環在安裝和工作狀態下最大接觸壓力與滑環厚度關系曲線。

由圖6可知，密封面最大接觸壓力隨錐形靜環厚度h的增大先下降再上升。分析原因，當錐形靜環厚度較?。╤=8～14mm）時，隨錐形靜環厚度增加，接觸面受錐形靜環局部變形影響逐漸減小，導致最大接觸壓力呈下降趨勢變化；當錐形靜環厚度較大（h=14～20mm）時，接觸面不受錐形靜環局部變形影響，隨錐形靜環厚度增加，滑環左側面積增大，則受到更大由工作內壓提供的軸向推力，造成最大接觸壓力隨錐形靜環厚度增加呈上升趨勢變化。

雖然密封面處最大接觸壓力隨錐形靜環厚度而變化，但其接觸壓力總是大于工作介質壓力, 說明此密封結構隨錐形靜環的磨損，仍可保證密封的要求，具有“跟隨補償”作用。

由圖7可知，其他接觸面的接觸壓力隨錐形靜環厚度增加而變大，并且遠大于工作壓力。綜上分析，在錐形靜環設計提供的磨損裕量條件下，在整個使用周期內都能實現良好密封，具有良好的密封功能。

圖7 所有接觸處最大接觸壓力與錐形靜環厚度的關系曲線

4 結論

在斜錐滑環密封設計中應用ANSYS軟件，根據特定工況條件，分析計算出了錐形靜環密封需要的彈簧推力、不同錐形靜環厚度的錐形靜環在安裝和工作狀態下密封面及其他接觸面的接觸壓力、O形圈的Von.mises應力狀態。上述應力分析的結論為特定工況條件下的錐形端面密封設計提供了理論依據。

經ANSYS軟件分析,錐形端面密封件設計符合預期, 該密封結構具有良好的密封效果和磨損自動補償能力；密封結構在整個使用周期內，其錐形靜環厚度的變化對密封性能影響都不大，都能實現良好的密封。

本研究的設計及基于ANSYS軟件的應力分析結果，為自補償組合式機械密封的推廣使用和進一步技術設計奠定了基礎，具有一定的工程使用價值。

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