郭軍剛，溫 力，鄭華義，胡麗國，郝小龍

（北京精密機電控制設備研究所，北京，100076）

超高速渦輪泵機械密封工作特性分析

郭軍剛，溫 力，鄭華義，胡麗國，郝小龍

（北京精密機電控制設備研究所，北京，100076）

超高速渦輪泵機械動密封需滿足可靠性及壽命指標要求，在研制階段，需通過理論分析研究機械密封工作特性。在對機械密封動力穩(wěn)定性與密封端面磨損換熱特性分析研究的基礎上，針對所選用的機械密封形式，選取合適的參數(shù)，校核機械密封相關性能參數(shù)，并對密封副工作特性進行初步研究，得到密封副泄漏量的變化規(guī)律、動力穩(wěn)定性及其端面散熱量，以確定合適的冷卻液流量。該機械密封工作特性分析的應用為超高速渦輪泵的壽命與可靠性試驗驗證提供了一個合理的、高效費比的技術途徑。

渦輪泵；機械密封；工作特性

0 引 言

航天推力矢量伺服系統(tǒng)中，超高速渦輪泵是產(chǎn)生高壓介質(zhì)的核心動力部件，一旦其機械動密封出現(xiàn)嚴重故障，將導致伺服系統(tǒng)工作失效，造成巨大的經(jīng)濟損失。

影響超高速渦輪泵機械密封工作特性的因素包括：a）密封環(huán)的加工和安裝誤差；b）頻繁的啟停將加速密封環(huán)的磨損；c）彈性元件和緊固件的失效。

本文主要討論機械密封動力穩(wěn)定性、密封副熱交換和和磨損以及泄漏量等特性對機械密封可靠性的影響，開展超高速機械密封工作特性分析，對提高伺服系統(tǒng)的壽命、安全性、可靠性具有重大意義。

1 超高速機械密封工作原理與失效機理分析

1.1 原理與結構

某超高速渦輪泵機械密封由動環(huán)組件、靜環(huán)組件、密封殼體等組成，如圖1所示。

圖1 機械動密封結構

由圖1可知，其中動環(huán)、靜環(huán)的端面組成一對摩擦副，靜環(huán)靠密封室中液體的壓力和彈簧彈力使其端面壓緊在動環(huán)端面上，并在兩環(huán)端面上產(chǎn)生適當?shù)谋葔翰⒈３忠粚訕O薄的液體膜從而達到密封的目的。彈性元件產(chǎn)生壓力，可使渦輪泵在不運轉狀態(tài)下保持端面貼合，保證密封介質(zhì)不外漏，并防止雜質(zhì)進入密封端面。密封元件起密封動環(huán)與軸的間隙、靜環(huán)與密封殼體間隙的作用，同時對泵的振動、沖擊起緩沖作用。1.2 機械密封失效機理分析

超高速渦輪泵的靜環(huán)組件由靜環(huán)座、石墨環(huán)組成，石墨環(huán)與靜環(huán)座粘接為一體。渦輪泵裝配完成后帶油壓貯存，石墨環(huán)與靜環(huán)座浸在液壓油中；石墨環(huán)中環(huán)氧樹脂浸漬物在高溫環(huán)境下引起樹脂的變性或析出等變化，導致超高速渦輪泵的機械密封石墨磨損加劇，泄漏增大，從而導致密封性能下降甚至失效[1]。

2 機械密封副端面泄漏分析

超高速渦輪泵機械動密封主要失效方式有以下4種泄漏：a）端面摩擦副的密封面處的泄漏；b）靜環(huán)與殼體密封處的泄漏；c）動環(huán)與軸的密封處的泄漏；d）靜環(huán)與密封殼體處的泄漏。其中后3種泄露可以通過合理設計密封圈溝槽、合理選擇密封圈壓縮量及工藝來避免，而第1種泄漏則是端面機械密封的最關鍵因素。泄漏量的多少主要取決于端面間的潤滑狀態(tài)，并與密封尺寸、平衡系數(shù)及壓差有關。Mayer于1975年給出適用于邊界潤滑狀態(tài)的公式[2]：

式中 Q為泄漏量；d0為密封靜環(huán)端面外徑；P為通過密封的壓差；hs為端面間距，hs= 0.86×(0.05+0.05) = 0.086 μm；Rz1和Rz2為動靜環(huán)表面微觀不平度十點平均高度；Pg為密封端面比壓；S為間隙系數(shù)，隨軸周速V的增加而增大，并在高周速下趨于某一定數(shù)，其值可近似求得[3]，Vrω=，r為密封斷面半徑，ω為密封面角速度，計算可得S = 105MPa/s。代入相關數(shù)據(jù)到式（1），得Q = 3.72 mL/h。密封泄漏導致失效取決于密封介質(zhì)的特性及運行環(huán)境[3]。根據(jù)某超高速渦輪泵產(chǎn)品研制經(jīng)驗認為：當密封的泄漏量大于理論平均值時，機械密封的運行必定不正常。

3 超高速機械密封穩(wěn)定性評估

3.1 動力穩(wěn)定性評估

考察端面機械密封的動力穩(wěn)定性即靜環(huán)端面密封的傾斜振動，使其在工作狀態(tài)不發(fā)生失穩(wěn)。動力失穩(wěn)[4]：

式中 rg為回轉半徑，即密封靜環(huán)唇口外徑；rsp為彈簧位置半徑；R2為靜環(huán)外徑；rm為平均半徑；p1和p2分別為內(nèi)壓和外壓；m*為靜環(huán)質(zhì)量；ω為旋轉角速度；c2為平衡中心線間隙；k*為彈簧剛度；a為穩(wěn)定區(qū)分線斜率的線性常數(shù)，a = 1.569 3；R1為靜環(huán)內(nèi)徑；β 為回歸錐角；β*為密封面錐角，平行端面情況下為零。

3.2 穩(wěn)定性判據(jù)

在有角度誤差和密封面錐度的機械密封中，存在一個臨界角速度((m*·ω2)/k*)cr，當工作角速度小于該值時，密封運轉穩(wěn)定，否則運轉不穩(wěn)定。將相關數(shù)據(jù)代入式（2），得：

所以靜環(huán)是穩(wěn)定的。

4 機械密封端面磨損和熱交換

4.1 密封副端面磨損率

機械密封端面間產(chǎn)生的摩擦熱降低了流體液膜粘度，使液膜承載能力下降，導致端面磨損或損壞，使密封失效，還可以使正常壓力下的液膜達到沸點并汽化。端面密封在工作中受磨損的主要是靜環(huán)，根據(jù)磨損定律可知：摩擦物體的磨損量M與摩擦滑動行程L成正比，與外載荷W的大小成正比，與磨擦副中較軟材料的屈服限（或硬度H）成反比[5]，即：

式中 kw為磨損系數(shù)，kw= 107（采用浸樹脂石墨-金屬陶瓷的材料，平衡密封，介質(zhì)為水）。

定義物體的磨損速度γ = dM/dt。每次氦吹時間為80 s，以靜環(huán)唇高完全被磨平作為衡量標準，那么可以進行60次氦吹。結合該渦輪泵機械密封實際使用情況，60次氦吹已完全滿足渦輪泵機械動密封的使用壽命。

4.2 密封副端面熱交換

高速機械密封靜環(huán)結構如圖2所示，為平衡型彈簧靜止式內(nèi)流密封形式，機械密封運行工作條件如下：

a）機械密封動環(huán)側為12#航空潤滑油，壓力為0.6～1.0 MPa，密封環(huán)摩擦生熱由航空潤滑油進行冷卻，沖洗量為1～1.5 L/min；

b）機械密封靜環(huán)側氣體壓力為0.2 MPa。

圖2 動密封靜環(huán)結構

根據(jù)機械密封的相關尺寸，可求得其面積比為

式中 r1，r2，rb分別為密封端面副的外半徑、內(nèi)半徑和平衡半徑。

若密封端面間隙為平行間隙，則膜壓系數(shù)Km為

式中 pΔ為渦輪腔與軸承腔壓差；sp為彈簧比壓。取端面摩擦系數(shù)f =0.1，密封端面平均摩擦生熱Qf為

密封端面接觸比壓pc為

式中 rm為密封端面平均半徑；ω為轉速。

代入相關數(shù)據(jù)到式（7），得Qf= 3.38×106W/m2。

4.3 密封副端面溫升計算

機械動密封端面摩擦產(chǎn)生的熱量將導致密封摩擦副之間產(chǎn)生一定的溫升，這與對流換熱系數(shù)極大有關。機械密封熱平衡示意如圖3所示[6]。

圖3 機械密封熱平衡示意

由圖3可知，參考邁爾和格魯別耶夫推薦的端面溫升的計算方法為

式中 CW為散熱系數(shù)，CW= 0.2～0.9；λA和λB為端面摩擦副材料導熱系數(shù)；H為端面摩擦功率。

將相關數(shù)據(jù)代入式（9）得：TΔ=24 ℃，所以可以認為端面之間的溫升為0～25 ℃。

4.4 密封副端面循環(huán)流量計算

密封端面之間產(chǎn)生的熱量必須加以擴散，防止端面附近的溫度超過允許值。循環(huán)流量Q的大小由允許的溫升來決定[7]。

式中 ρ 為冷卻液密度；c為冷卻液比熱；tΔ為允許溫升，tΔ=25 ℃。

將相關數(shù)據(jù)代入式（10），得：Q=30 L/h。

為了對軸承和密封端面進行潤滑和冷卻，實際渦輪泵在泵輪后面的殼體上開有一個進油孔，通過該進油孔的實際流量為

式中 c為流量系數(shù)，c=0.6；A為過流面積。代入相關數(shù)據(jù)得：Q=40 L/h，滿足機械動密封端面摩擦副之間冷卻需要。

5 結 論

a）超高速機械密封泄漏導致失效在很大程度上取決于密封介質(zhì)的特性及運行環(huán)境?；贛ayer邊界潤滑狀態(tài)實驗公式得出的超高速渦輪泵機械密封摩擦副之間滲漏量滿足產(chǎn)品的實際工作要求。

b）在有角度誤差和密封面錐度的機械密封中，存在一個臨界角速度，當工作角速度小于該值時，密封運轉穩(wěn)定，否則運轉不穩(wěn)定。因此，在制造渦輪泵時，應嚴格控制密封環(huán)的垂直度和盡量減小錐度。

c）精確計算密封環(huán)端面生熱量，需綜合考慮機械密封環(huán)與密封流體的對流換熱作用。由于密封端面間超高速劇烈摩擦生成大量熱量，容易導致密封環(huán)失穩(wěn)，提高冷卻液流量可增加機械密封穩(wěn)定性。

[1] 戴樹和, 王明娥. 可靠性工程及其在化工設備中的應用[M]. 北京: 化學工業(yè)出版社, 1978.

[2] 顧永泉. 機械密封實用技術[M]. 北京: 機械工業(yè)出版社, 2002.

[3] 魏龍, 常新中, 張鵬高. 接觸式機械密封端面泄漏模型的研究進展[J].流體機械, 2012,40(2): 36-38.

[4] 王超. 機械密封可靠性工程[M]. 北京: 冶金工業(yè)出版社, 1992.

[5] 顧永泉. 機械密封磨損率的預算[J]. 石油化工設備, 1999,28(1): 27-30.

[6] 周劍鋒，顧伯勤. 機械密封環(huán)的傳熱特性分析[J]. 機械工程學報, 2006,42(9): 201-206.

[7] 彭旭東, 康玉茹, 孟祥鎧, 等. 核主泵用流體靜壓型機械密封性能的影響因素研究[J]. 機械工程學報, 2012,48(17): 83-85.

Performance Analysis of Hypervelocity Turbo Pump Mechanical-seal

Guo Jun-gang, Wen Li, Zheng Hua-yi, Hu Li-guo, Hao Xiao-long
(Beijing Research Institute of Precise Mechatronics and Controls, Beijing, 100076)

Research on hypervelocity turbo pump mechanical-seal performance is carried out to meet reliability and life requirements. Based on analysis of mechanical-seal reliability and seal face hot-transfer characteristics, according to the mechanical seal, the appropriate parameters are selected, mechanical-seal performance-related parameters are checked, and the seal work characteristics are studied to obtain the changing rules of the leak quantity, the dynamical stability and seal generating heat quantity for selecting the suitable cooling flux. The performance analysis offers a reasonable and economical way to life and reliability compliance test.

Turbo pump; Mechanical-seal; Performance characteristics

V433

A

1004-7182(2016)04-0022-03

10.7654/j.issn.1004-7182.20160406

2015-10-20；

2015-11-09

郭軍剛（1976-），男，高級工程師，主要研究方向為超高速旋轉機械設計與研究