_水下风车_主轴机械密封失效分析及改进

2007年6月第32卷第6期

润滑与密封

L UBR I CAT I ON ENG I NEER I NG

June 2007

V ol 132N o 16

*基金项目:国家自然科学基金资助项目(50505043)1收稿日期:2007-01-08

作者简介:刘宏伟(1978)),男,在读博士生,主要从事海洋能开发研究1E -m ai:l granteres@t 1631co m 1

/水下风车0主轴机械密封失效分析及改进

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刘宏伟 李 伟 林勇刚

(浙江大学流体传动及控制国家重点实验室 浙江杭州310027)

摘要:对/水下风车0主轴与机舱间采用的机械密封结构可靠性进行了分析,分别采用ANSYS 有限元中接触单元的仿真方法和理论方法计算了轴向力及径向力引起的密封变形。结果表明,由环境压力引起的机械变形较小,从而排除因机械变形引起的泄漏。对/水下风车0的密封结构进行了改进,提出了改进的机械密封结构及浮动环密封结构。

关键词:水下风车;机械密封;浮动环密封;有限元分析

中图分类号:TH 136 文献标识码:A 文章编号:0254-0150(2007)6-106-3

Failure Anal ysis and I mprove ment ofM echanical

Seals i n Under water Turbi ne

Liu Hong we i LiW ei L i n Yonggang

(The StateKey Laboratory of Fl u i d Pow er Trans m issi on and Control Zhejiang Universit y ,H angz hou Zheji ang 310027,Ch i na)Abstract :The ca uses of the m ec ha n ical seal leak bet ween ax is a nd nacelle in m ari ne current turbi ne prototype w ere

presented .The contact m ethod of finite ele m ent ana l ysis i n ANSY S was i ntroduced to calc u l ate t he seal d i storti on whic h is

caused by the ax i al forces and radial f orces .The sm i ulation result was c o mpared w ith t he theoret ical result .The results sho w t hat the leak cause d by the distort i on relates to the circu m ference pressure .T he m i proved sea l str ucture and fl oat i ng seals were g i ve n for under water t ur b i nes .

K eywords :under water turbi ne ;m ec ha n ical seals ;fl oati ng seals ;fi nite ele m ent analysis 海流能发电装置/水下风车0的主轴与机舱处的动密封结构是其关键部件之一,主要保护轴承及机舱内电器元件免受海水侵蚀,是该装置能够长期稳定运行的重要决定因素。因海上作业环境相对复杂,/水下风车0密封装置维修及检测难度大,提高密封的可靠性尤显重要,且同时还要兼顾密封摩擦损耗不能太大。本文作者通过对5k W /水下风车0装置样机在海上的试验研究,对所采用的机械密封存在的问题进行计算和分析。1

密封失效分析

图1 /水下风车0密封装置

在样机设计初期,将样机在实验室的深水池进行试验,经拆卸后检验,发现密封处有少量水渗入使轴承润滑脂乳化的问题,这将会影响轴承的寿命。如图

1所示为改进前的密封安装结构图。

密封件试验环境位于水面下3~5m 处,伴有一定程度的泥沙,转速低于60r/m i n ,设计中选用了抗磨粒磨损性能好的硬质合金对硬质合金材料组对,所以可忽略温度、摩擦副材料磨损等因素引起的泄漏及密封失效。

从结构上进行分析,如图1所示密封泄漏通道有:动环5和静环6之间的摩擦副,动环密封圈4,静环密封圈7,下面逐一分析。

动环密封圈和静环密封圈处密封效果的影响因素有:密封圈本身的质量及安装时是否损伤;轴或密封圈止口处的加工质量及工艺水平,包括尺寸公差、粗糙度是否未达到要求等。

摩擦副端面动环5和静环6之间泄漏,可能有以下几个原因:(1)端面不平,即端面平面度、粗糙度未达到要求,或在使用前受到了损伤;(2)端面间存在异物,装配时未清洗;(3)安装不正确,安装尺寸未达到图纸工作尺寸要求,这包括关键零件的形位公差不满足要求而导致的静环安装倾斜、端面变形等;(4)由密封端面接触压力不足或密封圈与轴摩擦阻力太大引起的端面分离,其中还包括轴的轴向窜动引起的补偿环随轴窜动引起的端面分离;(5)悬臂端轮毂的重力及水流对叶轮的冲击力引起的振动大位移导致动环、静环密封面相互错位及接合不良。

经拆卸后检验,密封端面基本满足要求;经分析,厂方安装不当及加工精度不满足要求是泄漏的一个重要原因,尤其是经测量,密封弹簧的实际安装长度大于理论工作长度5mm 多,与所设计的端面比压严重不符;动环定位销安装时,在未经批准情况下采用点焊方式;而且在进行样机的陆地上测试时,密封端面未采取冲洗冷却等措施,使端面出现严重干摩擦。在以后的选型、轴或壳体的加工、及装配中应提高精度及水平。

111 端面比压的计算

结合/水下风车0工作环境,进行机械密封端面比压的计算校核。

原则上,端面比压不能小于端面间液膜的反压力,否则密封面会打开,同时端面比压还要保持液体在摩擦面上能起润滑作用。

实验研究已证明,较高粘度液体(如水)其密封端面压力分布接近三角形,如图2中的p r

所示。

图2 作用在补偿环上的轴向力

如果忽略了辅助密封圈与轴之间的摩擦力,则动环上所受的合力F 为:

F =p 弹+p 介#P 4(D 22-d 2

0)-Q

r 2r 1

2P #r #p r #d r

(1)

则端面比压为:p 比=F

P (r 22-r 2

1)

(2)式中:p 弹为弹簧力;p 介为密封液体的压力;p r 为密封端面位于半径r 处的液膜压力;d 0、D 1、D 2为轴径、密封端面的内径和外径。

根据计算所得端面比压,再结合密封端面平均滑动速度v 就可计算出p 比v 值,与所选摩擦副材料许用的p 比v 值比较进行校核。

112 密封受力变形及有限元分析

机械密封的变形对密封的性能产生很大的影响,主要有机械变形和热变形,作者所设计的装置中,转速较低,并可在水中良好冷却,故不考虑热变形,下面着重对轴向力和径向力产生的机械变形进行分析计算。轴向力及径向力引起的密封变形对密封性能的影响主要表现在密封端面缝隙形状的改变,从而改变了

缝隙的膜压系数K 。根据密封缝隙液膜平均压力p m =K p 介,可知膜压系数K 的改变会影响p m 分布。有效计算密封端面的机械变形,对提高密封的可靠性十分重要。

关于机械密封在轴向力及径向力下变形的理论算

法及其微分方程式、求解等在较多的文献中[1-2]

已被给出,但是都作了相当大的近似处理,尤其在计算径向力机械变形时,将动环及静环等效为悬臂梁时,误差较大。下面力求通过有限元分析模型来进一步校核该理论的计算结果。

在文献[4]中的做法是将动环和静环通过特殊的大刚度且只能承受压力不能承受拉力的/杆单元0连在一起进行密封的变形分析,对密封间隙内液膜作

用力考虑稍显不足。

图5 接触端面各点的变形量

本文结合已有研究理论成果,利用A nsys 有限元分析软件,对密封端面的变形进行了仿真分析。对于这类分析,约束点的选择是比较麻烦而重要的问题,这里结合密封的结

构,引入了O 型圈与动

环、静环相接触的概念,并通过接触面上施加初始接触应力表示O 型圈的预压缩量,从而更加逼近真实的密封结构的约束,如图3所示所示是以求解轴向力作用下的补偿环变形为例,建立的仿真模型,轴对称结构按二维平面问题来分析。图4为其变形示意图,图5量化地表示了接触端面上分布各点的X 向和Y 向

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