張幼安

(南京電子技術研究所, 江蘇 南京 210039)

引 言

機械密封相對于傳統(tǒng)的柔性密封在密封原理上具有明顯的先進性，目前有很多學者對機械密封進行研究，主要的研究對象為機械密封組件，而機械密封補償環(huán)和軸之間的輔助密封并未得到重視，沒有太多的研究成果可以借鑒。輔助密封失效也是機械密封失效的主要原因之一，且較難通過拆解發(fā)現(xiàn)問題。由于補償環(huán)需要具有一定范圍的運動自由度，因此一般采用柔性元件作為輔助密封，主要形式有各種截面形式的橡膠密封圈、彈性元件加聚合物密封圈、焊接波紋管、活塞環(huán)等，但最常用也最有效的是O形密封圈。作為靜密封和動密封使用的O形密封圈在設計上已非常成熟，使用材料、壓縮率、配合表面粗糙度以及溝槽尺寸均有設計規(guī)范。但作為機械密封的輔助密封，O形密封圈的密封狀態(tài)介于靜密封和動密封之間，具有一定的特殊性，不能單純根據(jù)靜密封或動密封進行設計。本文將對這一工況的O形密封圈進行研究。

1 O形密封圈簡介

O形密封圈是最易成型的柔性密封元件，其密封原理是通過自身的彈性變形，在密封面上產生接觸壓力，如果接觸壓力大于被密封介質的壓力，則不會產生泄漏，反之則產生泄漏，從而起到密封作用。

2 密封圈摩擦力

作為機械密封的輔助密封，密封圈在設計中不僅需要考慮密封性能，使用過程中出現(xiàn)的摩擦力也是必須考慮的因素，它對機械密封起著至關重要的作用。密封圈的大多數(shù)設計參數(shù)都與摩擦力相關，因此在討論密封圈設計之前，先對相關的摩擦力進行分析。

密封圈的摩擦力包括與接觸面積成比例的黏著摩擦力和變形過程中被耗散的變形損失摩擦力——滯后摩擦力[1]。滯后摩擦力與材料的硬度和剛度有關。密封圈滑動前主要是滯后摩擦力，出現(xiàn)滑動時主要是黏著摩擦力。在測量密封圈軸向位移與軸向力的實驗中得到圖1所示曲線，該曲線是在某個截面直徑和壓力情況下測得，其他情況下的曲線趨勢相同。

圖1 密封圈軸向力與軸向位移關系曲線

起始部分斜率較大的曲線代表的是滯后摩擦力，隨著位移的增大，逐漸出現(xiàn)斜率較小的部分，代表的是黏著摩擦力。

由于制造和裝配的誤差，機械密封補償環(huán)在使用過程中會出現(xiàn)約0.5 mm的擺動量，作為輔助密封的O形密封圈正好處于滯后摩擦與黏著摩擦的交界處，由圖1可以看出密封圈的滯后摩擦力小于黏著摩擦力，因此在計算O形密封圈的摩擦力對補償環(huán)的影響時，使用黏著摩擦力進行計算更為安全。黏著摩擦力由兩部分組成，一部分是由壓縮引起的摩擦力，它與密封的接觸長度有關；另一部分是由密封圈兩側的壓差引起的，它與密封圈的投影面積有關。公式如下[2]：

Fa=FcL+FHAp

(1)

L=πD0

(2)

(3)

式中：Fa是黏著摩擦力，N；Fc是密封圈壓縮摩擦系數(shù)，N/m；FH是密封圈壓力摩擦系數(shù)，MPa；L是密封圈接觸長度，m；Ap是密封圈裝配后的投影面積，m2；D0、Di是結構尺寸，具體含義見圖2。

圖2 O形密封圈裝配后的結構及尺寸

將式(2)和式(3)代入式(1)得：

(4)

式中：Fc和FH與材料種類的相關性不大，與材料的硬度和壓縮率有關，只能通過試驗測出。材料的硬度越大，摩擦力越??；壓縮率越小，摩擦力越小。一般選取材料的硬度值為邵氏硬度70，壓縮率的選取將在后文中論述。

密封圈產生的摩擦力對機械密封的端面比壓有影響，一般端面比壓按以下公式計算：

Pc=Ps+PL(K-λ)

(5)

式中：Pc為端面比壓，MPa；Ps為彈簧比壓，MPa；PL為介質壓力，MPa；K為載荷系數(shù)；λ為反壓系數(shù)。

式(5)并沒有考慮輔助密封圈摩擦力的影響，如果加以考慮，需要對式(5)進行修正：

(6)

式中：Ff是密封圈摩擦力，N；Af是機械密封環(huán)的接觸面積，m2。

比較式(6)與式(5)，發(fā)現(xiàn)式(6)多出一項，這就是密封圈摩擦力對端面比壓的影響，稱為摩擦比壓Pf(單位MPa)：

(7)

從以上公式可以看出，輔助密封圈的摩擦力不能忽視，特別是平衡型機械密封，由于載荷系數(shù)與反壓系數(shù)接近，所以端面比壓主要取決于彈簧比壓和摩擦比壓，當摩擦比壓大于彈簧比壓時，端面比壓為負數(shù)，此時機械密封面將被打開，密封失效。因此，一般摩擦比壓最大不得超過0.02 MPa。

3 機械密封中的密封圈設計

O形密封圈的外形簡單，設計參數(shù)不多，但是在設計時需根據(jù)實際使用工況，權衡利弊選定參數(shù)。O形密封圈作為機械密封的輔助密封，不僅具有密封作用，對補償環(huán)還起到支撐作用，密封圈在機械密封中所處的位置如圖3所示。

圖3 機械密封示意圖

在機械密封中，密封圈的工況較為特殊，沒有可以借鑒的設計參數(shù)，下面將論述機械密封中密封圈及相關零件設計時需要考慮的因素。

3.1 材料選擇

O形密封圈一般由橡膠材料制作，因此材料與所處介質的化學和溫度環(huán)境的相容性、材料的化學穩(wěn)定性以及材料成本是首先要考慮的問題。隨著材料基礎研究的廣泛開展，適合各種應用場合的新型橡膠材料被開發(fā)出來，材料的使用局限被打破。丁腈類橡膠材料通過改質，已能夠在乙二醇溶液中使用；全氟醚橡膠是最好的橡膠材料之一，基本能夠耐受所有溶液，使用環(huán)境溫度也可以達到-55 ℃ ～ +200 ℃的范圍，但價格昂貴。氟硅橡膠與全氟醚橡膠相比，化學和溫度環(huán)境的相容性相似，但價格下降一個數(shù)量級，因此氟硅橡膠是高性能O形密封圈的首選。丁腈類和三元乙丙類的橡膠材料由于價格低廉，是一般用途O形密封圈的主要使用材料，但在使用時要注意材料的環(huán)境適應性。

3.2 壓縮率

壓縮率是O形密封圈設計的重要指標，也是最難設計的參數(shù)之一。壓縮率包括初始壓縮率和工作壓縮率兩部分。初始壓縮率主要表征O形密封圈在裝入溝槽時產生的壓縮率，該指標主要是考慮O形密封圈的制造公差引起的安裝問題。同時初始壓縮率會引起工作壓縮率的變化。

特別是孔用密封圈，初始壓縮率一定要根據(jù)O形密封圈的制造公差進行選取，即O形密封圈內徑d1的最小值應大于與之配合內軸軸徑d2的最大值，否則會出現(xiàn)密封圈無法安裝于內軸上的情況，如圖4所示。

圖4 O形密封圈內徑小于內軸直徑示意圖

而初始壓縮率過大，孔用密封圈在溝槽內會出現(xiàn)扭曲的情況，補償環(huán)浮動過程中密封圈狀態(tài)不穩(wěn)定，存在密封失效的隱患。一般孔用密封圈的設計原則是：密封圈內徑的最小值等于配合軸直徑的最大值。

初始壓縮率也會影響軸用密封圈的使用性能，過大會導致軸用密封圈過度拉伸，密封圈截面直徑減小，工作壓縮率不能滿足設計要求，密封失效；過小會出現(xiàn)密封圈無法裝入溝槽內。因此，初始壓縮率的設計原則是：密封圈內徑的最大值等于軸上溝槽底徑的最小值。

工作壓縮率過大，密封可靠，但摩擦和變形增大，易出現(xiàn)過度磨損和永久變形的情況[3]。特別是作為補償環(huán)的輔助密封，工作壓縮率過大會導致補償環(huán)無法浮動，密封端面比壓減小，機械密封失效。但是過小的工作壓縮率會導致O形密封圈的密封不可靠，因此機械密封的輔助密封工作壓縮率一般選擇12% ～ 18%。

3.3 截面直徑

公式(4)中的第2項表明減小密封圈的截面直徑可以減小壓力引起的摩擦力，在相同使用條件和壓縮率的情況下，截面直徑較小的密封圈所受的摩擦力較小，作為補償環(huán)的輔助密封，對浮動和端面比壓影響較小。從加工角度看，截面直徑較小的密封圈，尺寸波動范圍更小，壓縮率更易保證。

但是從機械密封可靠性的角度看，在相同壓縮率的情況下，截面直徑較大的密封圈，自身的密封可靠性更高，但產生的摩擦力較大，會減小機械密封端面比壓，降低主密封的可靠性。由此可以看出，密封圈截面直徑應選擇最小推薦值，禁止選取不在O形密封圈基本尺寸系列中的截面直徑。

3.4 擠壓間隙

擠壓間隙如圖5所示。

圖5 擠壓間隙示意圖

一些文獻上給出了擠壓間隙推薦值，可以根據(jù)密封圈的直徑進行選取，一般在0.05 mm ～ 0.18 mm之間[2]。但是數(shù)據(jù)中并沒有考慮密封圈材料硬度的影響，因此數(shù)據(jù)可借鑒性值得商榷，而且通過實際使用的驗證情況看，這個數(shù)據(jù)過于保守；在設計擠壓間隙時，需要考慮結構件的配合尺寸公差、材料熱膨脹系數(shù)不同等因素，因此可以選擇比上述推薦值更大的擠壓間隙，一般可以根據(jù)設備的工作溫度范圍和不同材料熱膨脹安全間隙確定擠壓間隙。當根據(jù)熱膨脹系數(shù)不同等因素設計的擠壓間隙過大，會引起密封圈擠出時，可以通過提高密封圈材料硬度和設置支撐環(huán)的方式解決(需注意支撐環(huán)的安裝位置與密封圈承受的壓力方向的相對關系)，如圖6所示。

圖6 支撐環(huán)安裝位置示意圖

這里需要注意的是加裝支撐環(huán)會增加O形密封圈的摩擦力，在設計時需要考慮。

3.5 密封圈溝槽

溝槽設計對密封圈使用壽命有重要影響，在設計手冊上都會給出相應的溝槽形狀和尺寸細節(jié)。為便于在特殊情況下對溝槽開展設計，在此對溝槽的設計原則進行論述。

1)根據(jù)計算的壓縮率，確定溝槽深度和公差，保證工作壓縮率。

2)根據(jù)密封圈的截面積和溝槽深度，確定溝槽寬度，保證溝槽截面積大于密封圈截面積。

3)溝槽槽底和槽口的圓角尺寸需計算后確定。

溝槽槽底圓角的大小主要與溝槽截面積相關，需要保證在有圓角的情況下，溝槽截面積仍大于密封圈截面積。

溝槽槽口圓角的大小影響密封圈的擠出和密封性能。當介質壓力較小時，圓角對密封圈擠出量和密封性能沒有太大影響；當介質壓力較高時，圓角過大會導致密封圈被大量擠出，如圖7所示。

圖7 密封圈被擠出后的外形圖

此時密封圈所受壓力最大值位于被擠出部分，且會大于材料的屈服極限，導致密封圈永久變形，密封處的接觸壓力反而減小，不利于密封。根據(jù)文獻[4]中的分析計算，低介質壓力時，在保證密封圈不會被劃傷的前提下，圓角半徑盡量選擇較小值；在高介質壓力時，圓角半徑推薦選擇0.2 mm ～ 0.24 mm。

3.6 補償環(huán)的輔助密封圈布置

補償環(huán)的輔助密封圈布置有圖8所示2種形式。這2種形式在計算平衡直徑D0時存在差異。圖8(a)中，介質壓力只作用在補償環(huán)上；而圖8(b)中，補償環(huán)與密封圈可以看作一個整體，介質壓力同時作用在補償環(huán)和密封圈的投影面積上。因此在計算端面比壓時，圖8(a)和圖8(b)并不相同。當2個零件配合間隙小、直徑差別不大時，兩種形式的差異對計算結果沒有太大影響，可以忽略；但對于機械密封設計，需考慮補償環(huán)的浮動性，這2個直徑存在明顯差別，在計算中不能忽視。

圖8 補償環(huán)輔助密封圈布置圖

除此以外，由流體壓力引起的對補償環(huán)的反轉力矩在2種形式中也不盡相同，圖8(a)的反轉力矩會隨著補償環(huán)與軸之間的相對位置變化而變化；而圖8(b)中密封圈與補償環(huán)的相對位置關系不會變化，反轉力矩保持穩(wěn)定且不依賴于安裝位置。

這2種形式無所謂優(yōu)劣，可根據(jù)實際情況進行選擇，其端面比壓的計算也不相同。

4 結束語

在機械密封中，O形密封圈作為輔助密封元件，與一般的靜密封設計存在一定的差異，需要考慮更多方面的問題。特別是壓縮率、擠壓間隙等參數(shù)，需要兼顧密封和浮動；在補償環(huán)的結構布局中，不同布局導致相關參數(shù)的計算也不盡相同。密封圈產生的摩擦力在機械密封設計中不容忽視，需要進行計算復核，否則會出現(xiàn)整個機械密封失效的情況。密封圈存在許多非線性因素且相互關聯(lián)，很難用某個公式表達清楚，因此在設計的同時，要注重試驗數(shù)據(jù)的積累，不能局限于設計標準和手冊。通過試驗優(yōu)化設計參數(shù)，提高密封圈的使用性能和壽命。