沈宗沼 彭 騫 丁思云 蔡粵華 姚黎明 吳兆山 李 鯤

（1.合肥通用機械研究院有限公司 安徽合肥 230031；2.機械工業(yè)機械密封工程技術研究中心 安徽合肥 230031）

海洋平臺油氣混輸泵是海底油氣混輸增壓工藝中 的關鍵設備，是為多相井流和長距離管道的油氣混合輸送提供推動力的唯一來源［1－3］。油氣混輸泵工作條件十分復雜，輸送介質中含有氣、液、固混合相，且氣相含量大跨度（0～97%）、無規(guī)律變化［4－6］，造成泵送介質壓力不穩(wěn)定，乃至大范圍波動；同時受段塞流的沖擊，對設備部件，尤其是軸端密封的要求非常高［7－10］。目前，海洋平臺油氣混輸泵軸端密封采用的機械密封，基本由國外進口，主要被德國Eagle－Bergmann、美國Flowserve 和美國John Crane 三家行業(yè)巨頭所壟斷。

某海洋平臺的油氣混輸泵用機械密封由德國Eagle－Bergmann 進口，采用雙端面機械密封結構，配Plan54 沖洗方案，由外部引入高于泵送介質壓力的潔凈流體至密封腔，通過強制循環(huán)的方式對密封端面提供潤滑和冷卻，以解決泵輸送多相混合介質易造成密封端面潤滑膜運行不穩(wěn)定而提前失效的問題，其應用工況參數見表1。

表1 應用工況參數Table 1 Application condition parameters

然而，該進口機械密封在實際運行過程中，經常會出現密封端面異常磨損、密封環(huán)熱裂紋或斷裂（如圖1 所示）、防轉銷釘剪切或偏磨（如圖2 所示）和彈簧被剪切斷裂等失效現象，密封的使用壽命大大降低，造成了很大的經濟損失。

圖1 端面異常磨損和斷裂Fig.1 Abnormal wear and fracture of end face

圖2 防轉銷異常磨損Fig.2 Abnormal wear of anti－rotation pin

本文作者分析某海洋平臺油氣混輸泵用進口機械密封失效的原因，并對其密封結構進行改進設計。為研究彈簧比壓、端面寬度等不同設計參數以及壓力、轉速等不同運行參數對密封性能的影響，進行實驗室臺架性能比對試驗，獲得密封性能隨設計參數和運行參數變化的規(guī)律，確定優(yōu)選設計參數；開展密封樣機的型式試驗，完成對密封運行穩(wěn)定性和性能指標的考核，為提升海洋平臺油氣混輸泵用機械密封穩(wěn)定性奠定了基礎。

1 失效原因分析

Eagle－Bergmann 油氣混輸泵用機械密封采用了雙端面集裝式結構，如圖3 所示。密封端面內徑處的流體壓力高于外徑處，且內徑處的隔離流體由外部引入。

圖3 Eagle－Bergmann 機械密封結構示意Fig.3 The structure Eagle－Bergmann mechanical seal

分析上述密封結構，結合密封應用參數及失效現象，認為其失效原因主要有：

（1）泵腔尺寸的限制導致密封結構設計存在缺陷，運動部件軸套和靜止部件導流套之間的流體通流間隙僅為1 mm，形成了狹長的窄流道，不利于隔離流體對密封端面的潤滑和散熱，造成密封端面運行溫度太高；

（2）受現場運行條件的影響，包括流量、壓力和轉速等運行工況往往會不斷發(fā)生變化，會對零部件造成沖擊載荷，易造成局部磨損和剪切破壞，尤其是碳化硅陶瓷密封環(huán)脆性大，且徑向厚度小，導致強度不足，在應力集中部位更易發(fā)生斷裂；

（3）隔離流體進出口都遠離外側密封端面，導致外側密封端面附近流體難以完成循環(huán)，不能有效散熱，導致端面溫度持續(xù)升高。

2 結構改進設計

為了能更好地適應現場運行工況的變化，解決Eagle－Bergmann 機械密封在運行過程中提前失效的問題，提高使用壽命，對密封結構進行以下改進設計：

（1）密封摩擦副采用碳化硅／硬質合金的配對方式，并加大碳化硅旋轉密封環(huán)徑向厚度，適當減小高強度硬質合金靜止密封環(huán)徑向厚度，從而既保證了密封環(huán)的強度以增加抗沖擊的能力，又盡可能地增加了隔離流體通流面積，有利于潤滑和熱量交換；

（2）盡可能增大旋轉部件和靜止部件之間的間隙，進一步擴大隔離流體通流面積，以期增加潤滑冷卻效果，降低密封端面運行溫度；

（3）外側密封附近軸套部位采用雙向螺旋循環(huán)槽設計，旋轉過程中既能帶動隔離流體進入密封端面處，又能擠壓隔離流體至出口，完成密封端面附近的流體交換，帶走端面摩擦熱，達到降低端面運行溫度的目的；

（4）傳動／防轉銷釘部件采用帶保護套設計，增加抗沖擊能力。

改進后的機械密封仍采用雙端面集裝式結構，介質側和外側密封均為相同結構的靜止式對稱布置，具體密封結構如圖4 所示。

圖4 改進的機械密封結構示意Fig.4 Improved mechanical seal structure

3 試驗裝置及系統(tǒng)

改進后的機械密封樣機采用自主研制的高參數機械密封多相介質混合模擬試驗裝置和高壓油循環(huán)冷卻系統(tǒng)進行試驗。

模擬試驗裝置臺架結構如圖5 所示，采用雙支撐結構，由變頻電機直聯(lián)驅動安裝在主軸上的密封旋轉部件進行轉動，密封靜止部件固定在模擬介質腔上，形成密封端面相對運動；扭矩傳感器隨主軸同步轉動，動態(tài)監(jiān)測密封運行扭矩和功率。

圖5 試驗裝置結構Fig.5 Structure of test device

高壓油循環(huán)冷卻系統(tǒng)方案如圖6 所示，采用開式循環(huán)設計，通過高壓容積式泵進行系統(tǒng)加壓和強制循環(huán)，蓄能器消除壓力波動，并通過自動控制氣動調節(jié)閥開度值來進行壓力精確調節(jié)，達到穩(wěn)定運行壓力的目的。

圖6 高壓油循環(huán)冷卻系統(tǒng)方案流程Fig.6 High pressure oil circulation cooling system scheme process

改進后的兩套油氣混輸泵用機械密封樣機對稱安裝在試驗裝置模擬介質腔的兩側，通過高壓油循環(huán)冷卻系統(tǒng)的加壓循環(huán)泵給密封提供循環(huán)隔離流體進行潤滑和冷卻。試驗運行過程中，測量密封單個端面的泄漏量，并通過扭矩傳感器監(jiān)測密封運行功率損耗，來檢驗密封性能和評估密封端面運行狀態(tài)。

4 試驗結果及分析

4.1 不同彈簧比壓的密封性能比對試驗

彈簧比壓（ps）是機械密封端面比壓的重要組成項［11－12］，提供密封端面初始閉合力和運行追隨能力，是影響密封端面摩擦性能的主要參數之一。彈簧比壓過大，會加大密封端面運行摩擦力，從而增加端面磨損；彈簧比壓過小，會使得密封端面運行間隙增大，導致端面泄漏量加大。因此，彈簧比壓設計值是否合適將影響密封的綜合性能。

為分析不同彈簧比壓設計值對密封性能的影響，并考核改進后密封在不同彈簧比壓條件下端面的運行狀態(tài)，保持與原機械密封端面寬度4.7 mm 等相同設計參數，依據該密封結構彈簧比壓設計經驗值［13］，設計了彈簧比壓為0.216、0.189、0.135 MPa 的3 種密封進行比對試驗。

4.1.1 密封性能影響分析

轉速為2 500 r／min 時，不同彈簧比壓的單個密封端面摩擦功率隨隔離流體壓力的變化如圖7 所示?？梢钥闯觯嗤瑥椈杀葔籂顟B(tài)下，密封端面摩擦功率隨壓力的增大而增大；相同壓力下密封端面摩擦功率也隨彈簧比壓的增大而略微增加。3 種彈簧比壓的密封端面摩擦功率均較大，通過端面摩擦功率計算公式［13］，可以計算出試驗過程中的端面實際摩擦因數均超過了0.1，最大值達到了0.174。由此可知密封端面潤滑狀態(tài)較差，密封運行壽命必然會受到影響。

圖7 不同彈簧比壓的端面摩擦功率隨壓力變化Fig.7 Friction power of the end face with different spring specific pressures as a function of pressure

轉速為2 500 r／min 時，不同彈簧比壓的單個密封端面泄漏量隨隔離流體壓力的變化如圖8 所示?？梢钥闯觯? 種彈簧比壓的密封端面在壓力升高后，均出現了泄漏，主要是由于壓力升高后，摩擦功率的升高加劇了端面的微磨損，從而產生泄漏。彈簧比壓小的密封端面泄漏量比彈簧比壓大的密封端面泄漏量稍大。結合圖7 可知，減小彈簧比壓可以在一定程度上改善端面潤滑，降低摩擦功率，但相對會增大泄漏量。

圖8 不同彈簧比壓的端面泄漏量隨壓力變化Fig.8 Leakage of the end face with different spring specific pressures as a function of pressure

4.1.2 密封端面磨損狀態(tài)分析

彈簧比壓為0.216 MPa 的密封在加壓至1.87 MPa 后泄漏量突然增大而失效，其失效后端面磨損狀態(tài)如圖9（a）所示。彈簧比壓為0.189 和0.135 MPa 的密封運行一段時間后端面磨損狀態(tài)如圖9（b）和圖9（c）所示。

圖9 不同彈簧比壓的密封運行后端面磨損狀態(tài)Fig.9 End face wear state of the seals with different spring specific pressures：（a） ps＝0.216 MPa；（b） ps＝0.189 MPa；（c） ps＝0.135 MPa

從圖9（a）可以看出，彈簧比壓為0.216 MPa的密封提前失效后，端面磨損嚴重，密封環(huán)表面出現燒蝕脫落痕跡，表明密封端面潤滑狀態(tài)嚴重不良，與該密封運行過程中表現出來的高摩擦功率損耗相一致。

從圖9（b）和圖9（c）可以看出，彈簧比壓為0.189 和0.135 MPa 的密封雖然在運行時間內未失效，但都出現了一定程度的磨損，且彈簧比壓為0.189 MPa 的密封端面磨損程度相對嚴重，與上述2種密封運行過程中表現出來的端面摩擦功耗和泄漏量情況相一致。

綜上分析可知，由于受安裝尺寸的約束，密封結構進行改進設計后，若端面寬度為4.7 mm 時，密封端面運行狀態(tài)仍然較差，嚴重影響密封性能。雖然減小彈簧比壓可以在一定程度上使得端面潤滑狀態(tài)得到改善，但效果并不是很明顯，而且還會增大端面泄漏。因此，選擇合適的彈簧比壓，并在滿足密封環(huán)強度的條件下，盡量減小密封端面寬度，保證隔離流體循環(huán)流量較小的情況下能減小端面接觸面積，增加端面散熱效果，以期提升密封使用壽命。

4.2 不同端面寬度的密封性能比對試驗

為探討不同端面寬度對密封性能的影響，設計了密封端面寬度（b0）為3 和1.5 mm 的2 種密封進行比對試驗。

4.2.1 壓力對密封性能的影響分析

轉速為3 000 r／min 時，不同端面寬度的單個密封端面摩擦功率隨隔離流體壓力的變化如圖10 所示?？梢钥闯觯欢嗣鎸挾认碌拿芊舛嗣婺Σ凉β孰S壓力的增大而增大；相同壓力下，端面寬的密封端面摩擦功率更大，且隨著壓力的增大，增長速率變快，表明隨著壓力的升高，端面越寬，其接觸摩擦力越大，運行狀態(tài)越差。

圖10 不同寬度的端面摩擦功率隨壓力變化Fig.10 Friction power of the end face with different widths as a function of pressure

轉速為3 000 r／min 時，不同端面寬度的單個密封端面泄漏量隨隔離流體壓力的變化如圖11 所示。可以看出，端面寬度3 mm 時，泄漏規(guī)律與原端面寬度4.7 mm 的密封基本一致，在壓力升高過程中出現泄漏，且隨壓力的升高，泄漏量逐漸增大；而端面寬度為1.5 mm 時，運行過程中未出現泄漏。結合圖10可知，端面寬度適當減小后，能有效改善隔離流體流量不足情況下的密封端面運行狀態(tài)和密封性能。

圖11 不同寬度的端面泄漏量隨壓力變化Fig.11 Leakage of the end face widths as a function of pressure

4.2.2 轉速對密封性能的影響分析

壓力2.0 MPa 時，不同端面寬度的單個密封端面摩擦功率隨運行轉速的變化如圖12 所示。可以看出，同一端面寬度下的密封端面摩擦功率隨轉速的增大而近似線性遞增；相同轉速下，端面寬的密封端面摩擦功率更大，同樣表明密封端面越寬，其接觸摩擦力越大，運行狀態(tài)越差。

圖12 不同寬度的端面摩擦功率隨轉速變化Fig.12 Friction power of the end face with different widths as a function of rotational speed

壓力2.0 MPa 時，不同端面寬度的單個密封端面泄漏量隨運行轉速的變化如圖13 所示?？梢钥闯觯嗣鎸挾?.5 mm 時，密封未出現泄漏；端面寬度3 mm時，密封在運行過程中均出現微量泄漏，考慮在泄漏的同時還維持較高的端面摩擦功率，可知其密封性能較差。

圖13 不同寬度的端面泄漏量隨轉速變化Fig.13 Leakage of the end face widths as a function of rotational speed

綜上分析可知，端面寬度為1.5 mm 的密封結構能滿足要求，在隔離流體循環(huán)流動狀態(tài)不良且壓力和轉速等運行參數變化的情況下具有較好的密封性能。

4.3 型式試驗

依據密封性能比對試驗結果，確定改進后的密封的端面寬度為1.5 mm，彈簧比壓為0.192 MPa。為了驗證該密封結構及其設計參數的有效性和準確性，評估在最高運行參數條件下長期運行的密封性能，開展了該機械密封的100 h 型式試驗。

圖14 所示為改進后密封結構運行過程中密封性能的變化規(guī)律?？芍褪皆囼炦\行過程中，單個密封端面摩擦功率基本穩(wěn)定，波動較小，表明密封端面運行狀態(tài)穩(wěn)定，且密封泄漏量基本維持在一定范圍，最大泄漏量為0.9 mL／h，滿足標準指標要求［14－15］。

圖14 100 h 型式試驗密封性能變化規(guī)律Fig.14 Variation of sealing performance in 100 h qualification test

100 h 型式試驗后密封端面狀態(tài)如圖15 所示。可以看出，運行后密封端面狀態(tài)良好，未產生嚴重磨損和熱裂紋等制約密封性能和使用壽命的明顯缺陷。結合上述分析可知，改進后的密封結構合理，主要設計參數有效，符合使用工況要求。

圖15 密封運行后的端面狀態(tài)Fig.15 The end face state of the seal after operation

5 結論

針對某油氣混輸泵用機械密封在使用過程中存在的問題，進行結構改進設計，開展該結構不同設計參數的密封性能比對試驗，確定優(yōu)選設計參數，通過型式試驗驗證，得到以下結論：

（1）由于受泵腔安裝尺寸的制約，結構改進設計后，雖然在一定程度上增加了密封隔離流體的循環(huán)效果，但是在端面原寬度4.7 mm 的情況下，密封端面運行狀態(tài)仍較差，難以有效潤滑和散熱。

（2）在一定范圍內減小彈簧比壓能減小密封端面摩擦功率，但效果并不明顯，而且隨著彈簧比壓的減小，增大了密封端面泄漏風險。

（3）端面寬度越寬，密封端面摩擦功率越大。在保證強度的前提下，減小端面寬度能有效提升密封隔離流體通流和循環(huán)條件不佳情況下的密封性能，包括降低端面摩擦功率和減少運行泄漏量。

（4）通過試驗確定該結構密封優(yōu)選端面設計寬度為1.5 mm。100 h 型式試驗結果表明，端面摩擦功率基本穩(wěn)定，波動較小，泄漏量滿足標準指標要求，驗證了該密封結構改進的合理性、優(yōu)選設計參數的有效性和運行工況的適應性。