摘要 通过对离心泵常见的轴承箱漏油原因的分析，指出漏油原因，提出对离心泵原油封进行改造，开发出一种防止离心泵漏油的离心密封和螺旋密封组合的新结构，同时介绍研制的过程及应用情况。 关键词 离心泵 轴承箱 泄漏 螺旋和离心组合式密封 1 前言 燕化公司炼油厂100Y型油泵，原轴承箱压盖和转轴之间的密封结构为迷宫密封，在迷宫密封外加一防尘环，密封性能较差。由于泵的转速较高，在离心力的作用下，轴承箱内的润滑油沿轴从端盖甩出，漏油现象非常普遍，造成轴承箱、联轴器及周围地面沾满油污，给安全生产带来隐患，同时造成不必要的润滑油浪费，又严重污染了生产环境，影响文明生产和企业的达标升级。如果操作员不能及时发现，还有可能造成机泵的损坏。因此，改进原油封结构，研制一种密封性能优良、使用寿命长的新型油封结构以取代原油封是非常必要的。 2 原密封结构存在的问题 机泵运行中由于油位限制，螺母下端浸入油池中，把润滑油搅起，沿压盖内表面淌下，直接滴到旋转轴上，轴上积油很多，被旋转轴带动，油沿轴爬行，进入压盖与轴迷宫密封间隙，由于迷宫密封间隙较大，而且密封阻力较小，油一旦进入迷宫难以打回，因而不断沿轴外甩出，在轴端处形成积油，使迷宫和防尘环起不到密封作用，即发生漏油。从以上分析可以看出原油封结构存在的主要问题是轴承锁紧螺母太大和迷宫密封间隙太大起不到有效的密封作用。 3 改进方案的论证及初步选择 新型防漏油结构应满足以下要求：首先要保证结合部分的密闭性。同时，结构紧凑、系统简单、制造维修使用方便、成品低廉、工作可靠，使用寿命长。针对漏油的主要原因，应从以下两个方面入手进行改进，阻止漏油。 （1）、减少甩油量 轴承锁紧螺母浸油深度（液面与锁紧螺母的相对距离）是影响甩油量大小的一个重要因素。减小螺母直径，可以减小浸油深度，减小搅油，从而减少落到轴上的油量，间接减少漏油量。 （2）、改进原油封结构 对其结构分析，从密封原理角度讲可考虑填塞或阻塞、分隔、引出或注入和流阻、反输，以及这些方案组合等方法。首先对分隔，可采取机械密封。根据机械密封性能、适用范围、寿命来看，机械密封都能适用，但机械密封价格高，结构复杂，所需空间较大，拆装不便，不适于这种小空间结构。其次考虑采用引出或注入方法，能够达到密封要求，但需要辅助装置，结构复杂，因而也不可取。再有考虑采用填塞和阻塞的方法，由于要求较长的寿命，一些接触型密封如毡圈、档圈、密封圈、油封等与轴接触磨损，寿命有限，不适合高速长周期运转，而且易发生抱轴，因而排除。最后考虑采用流阻或反输，或采用综合方案。流阻是利用密封件狭窄间隙或曲折途径造成密封所需要的流体阻力。反输是利用密封件对泄漏流体造成反压，使之部分平衡或完全平衡，将流体反输到上游，以达到密封的目的。其特点是无机械摩擦，结构紧凑。流体反输（也称动压）包括迷宫螺旋密封、动密封、螺旋密封等。考虑空间狭小、寿命长、功耗小、结构简单、拆卸方便、价格低等要求，采用流阻或反输及其综合方案最优。在流阻或反输方案中，螺旋密封最能综合满足上述要求，因此优先考虑螺旋密封。鉴于离心密封可与其它密封配合使用，为保证密效果，选定螺旋密封与离心密封组合形式。如图－1所示： 4对于100Y泵的设计计算： 根据理论分析，螺旋密封螺旋角α其在5°6′时功率最小，而15°39′时取同样长度密封压力最大，结合一些资料给出实际经验，兼顾密封压力、功率消耗及结构长度，并留一定安全裕度，设计如下：[1]、[2] 4.1螺旋密封参数的设计计算 （1）、螺旋角α 对于100Y泵，轴端直径为d=65mm，外伸轴段可用螺旋密封长度L0=56.5mm，其轴端与联轴器相联，留7mm间隔，故取密封长度L=39.5mm。由于长度和直径都较小，由密封压力公式（见后面）[1]，密封压力较小，故螺旋角选的较大，取为α=5°49′。那么α的正切值t=tanα=0.1019（此值由后面计算得出）。 （2）、相对槽宽u一般取u=0.5~1.0，这里u=a/(a+b)=0.75。 （3）、相对槽深υ一般取υ=2~10，取为υ=(c+h)/c=5。 （4）、密封间隙c推荐c=(0.6~2.6)/10000m取c=0.26mm，由于螺旋密封前有离心密封，可保证密封性能，取大间隙是为了防止由于加工误差及安装误差，与轴发生摩擦。 （5）、槽深h，h由公式h=c*(υ-1)求得：h=0.26*(5-1)=1.04，取为h=1.0mm。 （6）、头数i，头数i由前面所讨论的按螺旋头数的选择原则：高转速(n>5000r/min)，选单头；低转速(n<5000rmin)选多头。由于本泵n=2950r/min，根据有关资料推荐，取i=4。 （7）、螺旋导程s，取s=16（取整便于加工）；则由 s=πd*tanα，α=5°49′。 （8）、螺旋槽宽a，齿宽b 由公式得a=πu*d*tanα/i=3.00mm b=π*(1-u)*d*tanα/i=1.0mm （9）、轴的角速ω及螺旋圆周速度v的计算： ω=2πn/60=308.9rad/s v=πn/60=7.6m/s （10）、螺旋按结构选取长度为L=39.5mm （11）、螺旋密封压力Δp ′，Δ p′=rωw d LCp/c2 [1] tu(1-u)(υ-1)(υ3-1) 其中： Cp= ----------------------------------- (1+t2)υ3+t2u(1-u)(υ3-1)2 把u=0.75，t=0.1019，υ=5.0代入得：Cp=0.178，按Cp=0.178，稀油润滑取粘度系数偏小μ=0.00223×9.8Pa/s，ω=308.9rad/s，d=0.065m，L=0.0395m，c=2.6×10-4 m代入，计算得Δ p`=35800Pa。 （12）、螺旋密封功耗计算N[1] N=πω2d3LCn/4c Cn由公式求得： Cn=0.46， 则N=14瓦 机泵电机额定功率为90KW，轴功率75KW，螺旋密封功耗为14W，可见功耗很小，对原机泵运行不构成影响。 4.2副叶轮离心密封的计算 副叶轮离心作用所产生的密封压力差ΔP″计算公式为：[1] ΔP″=k2ω2(R22-R12)r/ 2 =0.52×308.92×(0.0352-0.0252)×800/2 =6403 Pa 式中：R1、R2--------分别为叶轮的内径，气液相界半径的外径 k------------系数，与光滑圆盘近似，k＝0.5 4.3螺旋密封和离心密封的组合密封总压力差 组合密封压力差ΔP为螺旋密封压力差ΔP′和离心密封压力差ΔP″之和即：ΔP＝ΔP′+ΔP″＝35800+6403＝42203Pa 由于轴承箱内基本为常压，箱内压力与轴承箱外大气压相近，因此组合密封总压力差ΔP就是防止润滑油外串的密封压力，本密封结构压力为0.04MPa，完全符合应略高于机内压力的要求。 4.4材料选择 由于轴承压盖不起承压作用，可选A3钢，而甩油副叶轮不但起甩油及阻油作用，而且也是轴承卡环，为防止多次拆卸造成损坏，可选用45钢。 5应用情况 经过改造的油封，1998年4月，在酮苯车间泵305（型号为100Y－120×2）上进行了试运行，后又在泵430、泵351等机泵上进行了安装，经过四年多的运行，轴承箱压盖密封处无任何泄漏，完全满足设计要求。在此之前，原密封结构由于经常发生泄漏，司泵岗位操作员的工作量很大，在每小时的巡检中都要对机泵润滑油进行补充，而且还发生过两起因漏油造成的设备抱轴事故，造成生产的波动，由于漏油的普遍性也使现场卫生一直难以解决，给设备现场管理带来了难度。改造后，在换油周期内机泵的润滑油基本不需要大量补充，大大减轻了工人的劳动强度，现场状况明显改观，也为生产平稳运行创造了有利条件。 6 结论 将原轴承箱压盖处迷宫密封改为离心密封与螺旋密封的组合密封结构，利用离心密封作为初步节流阻漏密封，利用螺旋密封作为二次密封，可以保证轴头处无任何泄漏。这种改进方法只需改造轴承锁紧螺母和轴承箱压盖，对原结构改动很小，即能满足密封要求，又能适应原结构可利用空间小的限制。该种密封结构简单，制造、安装方便，消耗动力小。从实际使用效果来看，完全改善了原结构造成的设备及周围环境被油污染的局面，消除了生产隐患；减轻工人劳动强度，促进了文明生产。此外，通过调整结构参数，将该结构也成功地应用于65Y、150Y型泵上，同样取得了满意的效果。因此，该结构也可适用于有类似问题的其它机泵，有极大的推广价值。 参考文献： 1 顾永泉.流体密封.中国石化出版社，1990，NO.85－120 2 胡国桢.化工密封技术.化学工业出版社，1990，NO.464－483
