摘要　通過對離心泵常見的軸承箱漏油原因的分析，指出漏油原因，提出對離心泵原油封進行改造，開發出一種防止離心泵漏油的離心密封和螺旋密封組合的新結構，同時介紹研制的過程及應用情況。 關鍵詞　　離心泵　軸承箱　泄漏　螺旋和離心組合式密封　 　　1　前言 　　燕化公司煉油廠100Y型油泵，原軸承箱壓蓋和轉軸之間的密封結構為迷宮密封，在迷宮密封外加一防塵環，密封性能較差。由于泵的轉速較高，在離心力的作用下，軸承箱內的潤滑油沿軸從端蓋甩出，漏油現象非常普遍，造成軸承箱、聯軸器及周圍地面沾滿油污，給安全生產帶來隱患，同時造成不必要的潤滑油浪費，又嚴重污染了生產環境，影響文明生產和企業的達標升級。如果操作員不能及時發現，還有可能造成機泵的損壞。因此，改進原油封結構，研制一種密封性能優良、使用壽命長的新型油封結構以取代原油封是非常必要的。 　　2　原密封結構存在的問題 機泵運行中由于油位限制，螺母下端浸入油池中，把潤滑油攪起，沿壓蓋內表面淌下，直接滴到旋轉軸上，軸上積油很多，被旋轉軸帶動，油沿軸爬行，進入壓蓋與軸迷宮密封間隙，由于迷宮密封間隙較大，而且密封阻力較小，油一旦進入迷宮難以打回，因而不斷沿軸外甩出，在軸端處形成積油，使迷宮和防塵環起不到密封作用，即發生漏油。從以上分析可以看出原油封結構存在的主要問題是軸承鎖緊螺母太大和迷宮密封間隙太大起不到有效的密封作用。 　　3　改進方案的論證及初步選擇 　　新型防漏油結構應滿足以下要求：首先要保證結合部分的密閉性。同時，結構緊湊、系統簡單、制造維修使用方便、成品低廉、工作可靠，使用壽命長。針對漏油的主要原因，應從以下兩個方面入手進行改進，阻止漏油。 　?。?）、減少甩油量 　　軸承鎖緊螺母浸油深度（液面與鎖緊螺母的相對距離）是影響甩油量大小的一個重要因素。減小螺母直徑，可以減小浸油深度，減小攪油，從而減少落到軸上的油量，間接減少漏油量。 　?。?）、改進原油封結構 　　對其結構分析，從密封原理角度講可考慮填塞或阻塞、分隔、引出或注入和流阻、反輸，以及這些方案組合等方法。首先對分隔，可采取機械密封。根據機械密封性能、適用范圍、壽命來看，機械密封都能適用，但機械密封價格高，結構復雜，所需空間較大，拆裝不便，不適于這種小空間結構。其次考慮采用引出或注入方法，能夠達到密封要求，但需要輔助裝置，結構復雜，因而也不可取。再有考慮采用填塞和阻塞的方法，由于要求較長的壽命，一些接觸型密封如氈圈、檔圈、密封圈、油封等與軸接觸磨損，壽命有限，不適合高速長周期運轉，而且易發生抱軸，因而排除。最后考慮采用流阻或反輸，或采用綜合方案。流阻是利用密封件狹窄間隙或曲折途徑造成密封所需要的流體阻力。反輸是利用密封件對泄漏流體造成反壓，使之部分平衡或完全平衡，將流體反輸到上游，以達到密封的目的。其特點是無機械摩擦，結構緊湊。流體反輸（也稱動壓）包括迷宮螺旋密封、動密封、螺旋密封等。考慮空間狹小、壽命長、功耗小、結構簡單、拆卸方便、價格低等要求，采用流阻或反輸及其綜合方案最優。在流阻或反輸方案中，螺旋密封最能綜合滿足上述要求，因此優先考慮螺旋密封。鑒于離心密封可與其它密封配合使用，為保證密效果，選定螺旋密封與離心密封組合形式。如圖－1所示： 　　4對于100Y泵的設計計算： 根據理論分析，螺旋密封螺旋角α其在5°6′時功率最小，而15°39′時取同樣長度密封壓力最大，結合一些資料給出實際經驗，兼顧密封壓力、功率消耗及結構長度，并留一定安全裕度，設計如下：[1]、[2] 　　4.1螺旋密封參數的設計計算 　?。?）、螺旋角α 對于100Y泵，軸端直徑為d=65mm，外伸軸段可用螺旋密封長度L0=56.5mm，其軸端與聯軸器相聯，留7mm間隔，故取密封長度L=39.5mm。由于長度和直徑都較小，由密封壓力公式（見后面）[1]，密封壓力較小，故螺旋角選的較大，取為α=5°49′。那么α的正切值t=tanα=0.1019（此值由后面計算得出）。 　?。?）、相對槽寬u一般取u=0.5~1.0，這里u=a/(a+b)=0.75。 　?。?）、相對槽深υ一般取υ=2~10，取為υ=(c+h)/c=5。 　?。?）、密封間隙c推薦c=(0.6~2.6)/10000m取c=0.26mm，由于螺旋密封前有離心密封，可保證密封性能，取大間隙是為了防止由于加工誤差及安裝誤差，與軸發生摩擦。 　?。?）、槽深h，h由公式h=c*(υ-1)求得：h=0.26*(5-1)=1.04，取為h=1.0mm。 　?。?）、頭數i，頭數i由前面所討論的按螺旋頭數的選擇原則：高轉速(n>5000r/min)，選單頭；低轉速(n<5000rmin)選多頭。由于本泵n=2950r/min，根據有關資料推薦，取i=4。 　　（7）、螺旋導程s，取s=16（取整便于加工）；則由 s=πd*tanα，α=5°49′。 　?。?）、螺旋槽寬a，齒寬b 由公式得a=πu*d*tanα/i=3.00mm b=π*(1-u)*d*tanα/i=1.0mm 　　（9）、軸的角速ω及螺旋圓周速度v的計算： ω=2πn/60=308.9rad/s v=πn/60=7.6m/s 　?。?0）、螺旋按結構選取長度為L=39.5mm 　　（11）、螺旋密封壓力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，稀油潤滑取粘度系數偏小μ=0.00223×9.8Pa/s，ω=308.9rad/s，d=0.065m，L=0.0395m，c=2.6×10-4 m代入，計算得Δ p`=35800Pa。 　?。?2）、螺旋密封功耗計算N[1] N=πω2d3LCn/4c Cn由公式求得： Cn=0.46， 　　 則N=14瓦 　　機泵電機額定功率為90KW，軸功率75KW，螺旋密封功耗為14W，可見功耗很小，對原機泵運行不構成影響。 　　4.2副葉輪離心密封的計算 　　副葉輪離心作用所產生的密封壓力差ΔP″計算公式為：[1] ΔP″=k2ω2(R22-R12)r/ 2 =0.52×308.92×(0.0352-0.0252)×800/2 =6403 Pa 式中：R1、R2--------分別為葉輪的內徑，氣液相界半徑的外徑 k------------系數，與光滑圓盤近似，k＝0.5 　　4.3螺旋密封和離心密封的組合密封總壓力差 　　組合密封壓力差ΔP為螺旋密封壓力差ΔP′和離心密封壓力差ΔP″之和即：ΔP＝ΔP′+ΔP″＝35800+6403＝42203Pa 　　由于軸承箱內基本為常壓，箱內壓力與軸承箱外大氣壓相近，因此組合密封總壓力差ΔP就是防止潤滑油外串的密封壓力，本密封結構壓力為0.04MPa，完全符合應略高于機內壓力的要求。 　　4.4材料選擇 　　由于軸承壓蓋不起承壓作用，可選A3鋼，而甩油副葉輪不但起甩油及阻油作用，而且也是軸承卡環，為防止多次拆卸造成損壞，可選用45鋼。 　　5應用情況 　　經過改造的油封，1998年4月，在酮苯車間泵305（型號為100Y－120×2）上進行了試運行，后又在泵430、泵351等機泵上進行了安裝，經過四年多的運行，軸承箱壓蓋密封處無任何泄漏，完全滿足設計要求。在此之前，原密封結構由于經常發生泄漏，司泵崗位操作員的工作量很大，在每小時的巡檢中都要對機泵潤滑油進行補充，而且還發生過兩起因漏油造成的設備抱軸事故，造成生產的波動，由于漏油的普遍性也使現場衛生一直難以解決，給設備現場管理帶來了難度。改造后，在換油周期內機泵的潤滑油基本不需要大量補充，大大減輕了工人的勞動強度，現場狀況明顯改觀，也為生產平穩運行創造了有利條件。 　　6　結論 　　將原軸承箱壓蓋處迷宮密封改為離心密封與螺旋密封的組合密封結構，利用離心密封作為初步節流阻漏密封，利用螺旋密封作為二次密封，可以保證軸頭處無任何泄漏。這種改進方法只需改造軸承鎖緊螺母和軸承箱壓蓋，對原結構改動很小，即能滿足密封要求，又能適應原結構可利用空間小的限制。該種密封結構簡單，制造、安裝方便，消耗動力小。從實際使用效果來看，完全改善了原結構造成的設備及周圍環境被油污染的局面，消除了生產隱患；減輕工人勞動強度，促進了文明生產。此外，通過調整結構參數，將該結構也成功地應用于65Y、150Y型泵上，同樣取得了滿意的效果。因此，該結構也可適用于有類似問題的其它機泵，有極大的推廣價值。 　　參考文獻： 　　1　顧永泉.流體密封.中國石化出版社，1990，NO.85－120 　　2 胡國楨.化工密封技術.化學工業出版社，1990，NO.464－483　 　　作者簡介： 　　尹志剛 ，1997年畢業于成都科技大學化工系化機專業?，F在北京燕山分公司煉油廠酮苯車間從事設備管理與維護工作，工程師。