配合面公差对机械密封环密封性能的影响

安晓卫，李 衡，徐万孚

(沈阳理工大学 机械工程学院,沈阳 110159)

配合面公差对机械密封环密封性能的影响

安晓卫，李 衡，徐万孚

(沈阳理工大学 机械工程学院,沈阳 110159)

某镶装式机械密封装置在常温、非工作状态下贮存一段时间后，部分产品出现密封失效。针对此问题，采用有限元法，计算分析装配后密封环上的位移分布情况，研究密封环配合面上尺寸公差和形位公差对装配后密封环密封性能的影响。结果表明，配合面上的尺寸和形位公差，均会引起配合面产生不同程度的变形，从而影响机械密封装置的密封性能。

机械密封；有限元法；尺寸公差；形位公差；变形

机械密封有着工作可靠、泄漏量少、使用寿命长、应用范围广等优点，在石油化工企业中广泛应用。端面密封副是决定机械密封摩擦、磨损和密封性能的关键，同时也决定机械密封的寿命。据统计，机械密封约有80%～95%的泄漏是由于密封副失效造成[1]。

在引起机械密封失效的原因中，主要原因有两个：机械力和热。文献[2]采用有限元法对机械密封的热变形进行了分析，发现热变形使原本平直的密封端面沿径向产生变形。文献[3]采用有限元法计算了高压离心压缩机活动轴封的力变形，发现力变形主要由介质压差引起，且压力越高，压差引起力变形对密封性能的影响越明显，最终导致密封性能降低。文献[4]采用有限元法与边界元法相结合，分析计算了204型小弹簧平衡型大直径釜用接触式机械密封的变形，发现静环的轴向变形主要由压力载荷引起，动环端面的轴向变形主要由温升引起。文献[5-7]将动静环合为一体，建立了密封环的轴对称模型，在密封端面上采用只能受压力不能承受拉力的虚拟杆元联系动环与静环，运用有限元法计算了不同结构形式密封环的力变形与热变形，从结构改进角度为提高密封环的密封性能提供了参考依据。文献[8]对内置式机械密封环的变形进行了分析计算，指出影响机械密封性能的设计因素，提出从设计角度改进并提高机械密封性能的方法。文献[9]提出采用石墨环与环座过盈装配构成的镶装式结构，同时在密封环后部与底座之间加装刚性支撑，改变了密封环安装方式，以弥补整体石墨环弹性模量小，强度低，在工作压力条件下密封端面会产生变形的缺点。文献[10-11]认为镶装式密封环的过盈量过大导致环座产生变形或石墨环碎裂；过小导致石墨环与环座之间产生相对滑动，密封环起不到密封效果。文献[12]通过对环座与环体结构的重新设计，使整个密封环在断面上的中心与等效配合接触压力作用点重合，解决了镶装式密封环材料线膨胀系数不同导致的热变形问题。总体来看，对于机械密封的变形分析大多集中于投入生产之后的工作过程，并没有涉及到机械密封装置加工完之后在存储过程中产生的变形对密封性能影响；同时，密封环的公差配合将如何影响密封性能尚未见过研究。

某镶装式机械密封装置，在加工装配完毕之初，动环组件经检测为合格状态，但在常温、非工作状态下存储一段时间后，再次进行检测时，发现部分动环组件出现泄露，导致密封环无法正常使用。为此，本文采用有限元法，分析装配接触面上几何公差与圆柱度公差分布状态所引起的变形对机械密封环密封性能的影响。

1 理想过盈动环组件的分析

动环组件由石墨环与动环座组成，二者之间采用过盈连接装配在一起。其结构尺寸见图1，各尺寸值列于表1。

图1 动环组件结构示意图

图2 动环组件有限元模型表1 动环组件各部分的尺寸参数

R1R2R3R4R5R6L1L2L35985535660564+00175+071510120564+0083+0072

根据机械密封环的结构特点，采用轴对称单元模拟密封环动环组件，用柔体-柔体接触单元模拟动环座与石墨环之间的过盈接触。动环组件各部分的材料参数列于表2。动环组件的有限元模型如图2所示。因动环组件为过盈配合，对应有最大和最小过盈两种理想状态，故首先分别按最大和最小过盈配合对其进行有限元分析计算。

表2 动环组件的材料参数 MPa

对于最大过盈配合状态，石墨环与动环座的径向位移云图分别如图3a、3b所示。图4为石墨环与动环座在配合面上各对应节点的径向位移差值曲线，其中横坐标表示动环组件配合面上各节点的轴向坐标值；纵坐标表示变形后，石墨环与动环座在配合面上相同轴向位置节点的径向坐标之差。当其值小于等于零时，表示配合面处于贴合状态；当其值大于零时，表示石墨环与动环座在配合面上出现间隙。由计算结果可见，此时动环组件在配合面上各节点径向坐标之差均小于零，说明配合面上石墨环与动环座在轴向配合面上保持贴合状态，没有间隙。

图3 最大过盈状态下石墨环与动环座径向位移云图

图4 最大过盈状态配合面上位移差值曲线

图5表示石墨环密封端面上的轴向位移曲线，横坐标表示石墨环密封端面各节点径向坐标值，纵坐标表示密封端面各节点的轴向位移值。可以看出，整个密封端面上的变形沿径向呈斜坡状分布，内高外低，最大高度差为1.079μm。

图5 最大过盈状态密封端面轴向位移曲线

图6 最小过盈状态配合面上位移差值曲线

图7 最小过盈状态密封端面轴向位移曲线

同理，对于最小过盈状态，石墨环与动环座在轴向配合面上的径向位移差值曲线如图6所示。整个配合面上的位移差值同样均小于零，说明配合面上动环组件在轴向配合面上保持贴合状态，无间隙。

石墨环密封端面上的轴向位移曲线如图7所示。整个密封端面变形分布与最大过盈状态类似，沿径向内高外低，最大高度差为0.851μm。

2 尺寸公差对密封影响分析

由于制造水平与加工精度等原因，石墨环与动环座在配合面上的尺寸均随机分布在各自极限尺寸范围内，这就使得动环组件在配合面上的变形结果与上述理想最大或最小过盈状态存在差异。为此，以动环组件在配合面上的四种极限尺寸状态(如图8所示)为例，分析尺寸公差分布状态对动环组件密封性能的影响。

对于工况1，动环组件轴向配合面上各节点径向位移差值曲线如图9a所示。横纵坐标含义如之前所述，图9a中水平虚线表示配合面上各节点径向位移差值等于零。由结构尺寸知，配合面的轴向长度5mm，从配合面下端向上2.2mm处开始，石墨环与动环座之间出现间隙，并且逐渐增大，最大值为1.8×10-4mm，产生间隙的轴向配合面长度占整个配合面长度的56%。石墨环密封端面的变形曲线如图9b所示，因石墨环与动环座之间装配的相互挤压，导致其端面轴向位移内外高度差值达7.31μm。

图8 动环组件的四种极限配合状态

对于工况2，动环组件配合面上各节点径向位移差值曲线如图10a所示。通过曲线得知，仅在配合面顶端约0.55mm范围内位移差值为负值，而其余的位移差值均为正值，说明配合面有间隙，最大值为1.5×10-2mm，间隙的轴向长度占整个配合长度的87%。石墨环密封端面上的变形曲线如图10b所示，因动环组件的相互挤压导致石墨环端面的内外高度差为4.74μm。

对于工况3，配合面上各节点径向位移差值曲线如图11a所示。由曲线得知，在配合面下端向上2.3mm处开始，石墨环与动环座之间开始出现间隙，最大值为0.5×10-4mm，产生间隙的轴向配合面长度占整个配合长度的54%。石墨环密封端面上的变形曲线如图11b所示，因石墨环与动环座之间装配的相互挤压，导致石墨环端面的内外高度差为3.513μm。

对于工况4，配合面上各节点径向位移差值曲线如图12a所示。通过曲线得知，在配合面顶端3mm范围内位移差值为负，其余部分的位移差值均为正，产生间隙的轴向配合面长度占整个轴向配合长度的40%。石墨环密封端面上的变形曲线如图12b所示，密封端面内外高度差为1.344μm。

图9 工况1轴向配合面位移差值曲线及密封端面变 形曲线

图10 工况2轴向配合面位移差值曲线及密封端面 变形曲线

图11 工况3轴向配合面位移差值曲线及密封端面 变形曲线

图12 工况4轴向配合面位移差值曲线及密封端面 变形曲线

通过以上分析可知，配合面上的尺寸公差分布在不同程度上影响动环组件的轴向密封性能，尤其以工况2影响最为明显。同时由于石墨环与动环座在装配后的相互挤压，导致石墨环密封端面上产生不均匀的轴向位移，沿径向出现内外位移差，最终影响密封端面的贴合，这以工况1影响最大。对比工况3、4在配合面上的尺寸分布状态及分析结果，该两种工况对动环组件的轴向密封性能及石墨环端面密封性能均有较大程度影响。

3 形位公差对密封影响分析

以上是在动环结构的子午面上研究了尺寸公差分布状态对动环组件密封性能的影响，但动环组件在过盈配合圆柱面上还存在圆柱度环向不均匀误差的影响。因此，还要研究圆柱度对动环组件的密封影响。

按照公差标准，动环座与石墨环配合面上的圆柱度公差值分别为0.012mm，0.008mm。因配合圆柱面上，某一横截面的尺寸可以是各自公差范围内的任一值，故采取石墨环与动环座在配合面上均为椭圆轮廓来模拟配合面上的圆柱度分布状态，图13为动环组件配合部分横截面尺寸状态示意图。表3为石墨环与动环座配合面部分的尺寸值。根据动环组件结构对称性，取四分之一模型离散化，采用20节点六面体单元模拟动环组件，用柔体-柔体接触单元模拟动环座与石墨环之间的过盈接触。图14为动环组件的有限元模型。

表3 动环组件在配合面上的尺寸状态 mm

图13 动环组件在配合面上圆柱度公差示意图

图14 动环组件的三维有限元模型

图15 圆柱度公差对动环组件密封性能影响

图15a为配合面上石墨环与动环座最小间隙沿环向变化曲线。横坐标表示配合面环向角度位置，纵坐标表示配合面上相同环向位置石墨环与动环座的节点径向坐标之差，图15a中水平虚线表示差值为零。差值小于等于零表示石墨环与动环座处于贴合状态，无间隙产生；差值大于零表示石墨环与动环座之间出现间隙。由计算结果知，沿密封环的环向25°范围内，位移差值为正值，其最大值为0.3×10-4mm，说明在该角度范围内配合面上石墨环与动环座之间有间隙。

图15b中横坐标表示环向角度，纵坐标表示配合面上轴向间隙长度占整个轴向长度的比例。由图15b可以看出，在密封环的环向25°范围内，轴向间隙长度所占比例在0%～16%之间。

图15c表示沿环向方向，石墨环密封端面内径处各节点的轴向位移曲线。由图15c可知，变形值在接近0°位置处为最大值0.148mm，石墨环密封端面的平整度受到严重影响，导致密封环的端面密封性能降低。

4 改进措施及效果

由前面的分析可知，因动环组件配合面上存在尺寸公差与圆柱度公差分布不均，在装配后石墨环与动环座产生的变形会导致机械密封的密封性能降低。若提高公差等级，减小配合表面极限尺寸偏差轴向分布不均与圆柱度环向分布不均，将会对机械密封的密封性能产生何种影响，为此进行分析研究。

图16 尺寸公差影响改进分析结果

由计算结果可知，配合面的最大间隙数值由之前的1.5×10-2mm 减小为0.5×10-4mm，间隙数值减少了99.5%；产生轴向间隙的配合面长度由之前的87%减小至52%，减小了35%。

图17 圆柱度公差影响改进分析结果

由计算结果可知，动环组件在整个配合面上的位移均为负值，整个配合面上无间隙产生。

由以上分析可见，公差等级提高后，动环组件因尺寸公差与圆柱度公差带来的变形影响大幅减小，整体密封性能得到提高。

5 结论

(1)经计算分析可知，理想过盈状态下的动环组件在过盈装配的配合面上不会产生间隙，动环组件不会出现密封失效的情况。

(2)由于加工制造误差等原因，造成动环组件在配合面上的尺寸沿轴向出现分布不均的情况，使得装配之后动环组件在轴向配合面上出现大小不等的间隙。极端情况下动环组件有可能出现密封失效。

(3)公差等级提高后，动环组件的整体密封性

能有所提高，间隙长度最大的工况2在改进后间隙长度减小了35%。由此可见，在设计机械密封装置时，应综合考虑，合理选取过盈配合公差等级，从而得到最佳的密封效果。

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(责任编辑：马金发)

The Influence ofthe Tolerance in Fitting Surface on Sealing Property of Mechanical Seal Ring

AN Xiaowei，LI Heng，XU Wanfu

(Shenyang Ligong University,Shenyang 110159,China)

Several products of the mosaic-type mechanical seal device fail in seal in normal temperature,non-work state after storage for a period of time.Aiming at this problem,the Finite Element Method is adopted to calculate and analyze the displacement distributionof the sealing ring after assembly and to investigate the influence of the dimensional and shape tolerance in fitting surface on sealing performance.The results show that the dimensional and shape tolerance in fitting surfacecan produce different degree of deformation,which affects the sealing performance of mechanical seal device.

mechanical seal;finite element method;dimensional tolerance;shape tolerance;deformation

2015-11-02

安晓卫(1956—)，男，教授，研究方向：振动理论、有限元分析，现代设计方法。

1003-1251(2016)06-0092-07

TB42

A