密封试验压力

密封试验压力（精选7篇）

密封试验压力 篇1

整定压力是安全阀阀瓣在运行条件下开始开启时的预定压力,当介质压力大于整定压力时,安全阀开启,将系统介质进行排放;待系统压力降至该压力后,再自行关闭,以达到系统压力不会超压的作用因此,安全阀整定压力的正确选取,直接影响到如锅炉、压力容器、压力管道等在用设备的安全运行。

安全阀整定压力主要依据所在系统的实际工作压力和相关标准规范来进行选取。 对于使用单位来说,安全阀所在系统的工作压力一般较为确定。但在相关的标准规范中, 有些给出了具体的整定压力取值范围,而有些给出的是一个比较大的选择范围。因此, 如何在较大的选择范围内选出最适合的整定压力,既满足标准要求,又可以对设备和系统进行及时有效地保护,目前尚缺乏明确的参考和规定。

安全阀密封试验压力是进行密封试验的进口压力,在该压力下测量通过关闭件密封面的泄漏率。安全阀密封试验压力的选取按GB/T 12243-2005的规定,一般取整定压力的90%,但在实际中有时却存在工作压力大于密封试验压力的现象, 使安全阀的密封性存在一定隐患。

综上所述, 研究安全阀整定压力和密封试验压力, 对于安全阀校验及管理有一定的指导和参考意义,对于设备的安全运行具有重要的促进作用。

1安全阀整定压力的取值

1.1锅炉用安全阀整定压力值选取

对于锅炉用安全阀,在TSG G0001-2012《锅炉安全技术监察规程》[1]第6.1.9条中,对蒸汽锅炉、热水锅炉的安全阀整定压力, 以及直流蒸汽锅炉过热器系统、过热蒸汽系统、再热器、外置式启动(汽水分离器的安全阀整定压力都做出了明确规定, 具体见表1。

以上相关规定及要求, 对锅炉用安全阀做出了具体的整定压力要求, 因此锅炉用安全阀整定压力应严格按照TSG G0001-2012的规定执行。

1.2压力容器用安全阀整定压力值选取

1)相关标准规定。 在GB 150-2011《固定式压力容器》中对压力容器用安全阀进行了规定[2],容器的设计压力由以下几步确定: 1根据容器的工作压力Pw,确定安全阀的整定压力Pz。一般Pz取Pw的1.05~ 1.1倍 ;当Pz<0.18MPa时 ,可适当提高Pz相对于Pw的比值。 2取容器的设计压力P等于或稍大于整定压力Pz,即P≥Pz。 在TSG R0004-2009《固定式压力容器安全技术监察规程》[3]中规定,“安全阀的整定压力一般不大于该压力容器的设计压力。 设计图样或者铭牌上标注有最高允许工作压力的, 也可以采用最高允许工作压力确定安全阀的整定压力”(注: Pz为安全阀整定压力,Pw为设备实际工作压力,P为设备设计压力)。

2) 存在问题 。 对于压力 容器 , 何时选用Pz= (1.05~1.1)Pw,何时选用Pz≤P,何时选择最高允许工作压力确定Pz,还存在很大空间。例如长庆油田第一采油厂坪桥作业区一缓冲罐,设计压力为0.78MPa, 工作压力为0.3MPa,若以Pz=(1.05~1.1)Pw,Pz=(0.315 ~0.33)MPa;若以Pz≤P,则Pz可以为0.78MPa,中间差距最大为2.36倍。

3)根据TSG R0004-2009《固定式压力容器安全技术监察规程》 中规定,“气密性试验压力为压力容器的设计压力,且进行气密性试验压力时,一般应当将安全附件装配齐全”;根据固容规中规定“对于带有安全阀、爆破片等超压泄放装置的压力容器,如果设计时提出气密性要求, 则设计者应当给出该压力容器的最高允许工作压力”,所以此时的安全阀整定压力应大于设计压力小于设备最高允许工作压力Pmax,即应取P<Pz≤Pmax。

因为容器的气密性试验一般在新设备安装完成后进行,而在设备投入运行后,设备的安全状态是逐步变差的,从而使其承载能力不断下降,这时如果安全阀的开启压力仍然按照投运前的选取方法取值, 则会给设备带来较大风险。 因此在新设备投入运行之后的安全阀定期校验时, 安全阀整定压力建议按照以下要求选取:

1对于设计压力较大于工作压力, 且系统运行压力较为平稳时,取Pz=(1.05~1.1)Pw;2对于设计压力较接近于工作压力时,则取Pz≤P。

注:对于第2条,当设备在定期校验中有检验人员提出设备的允许工作压力时, 则应按照允许工作压力来取代P。

1.3压力管道用安全阀整定压力值选取

1)相关标准规定。 在TSG D0001-2009《压力管道安全技术监察规程》[4]第一百三十四条中要求安全泄放 装置的相 关压力的 确定应当 符合GB/T 20801 《 压力管道规范工业管道 》[5]的要求 , 其中第4.1.6.1条中规定,“对于独立压力管道系统上的安全泄放装置,当安装一个安全泄放装置时,安全阀的设定压力应不大于系统设计压力; 当安装多个安全泄放装置时, 至少有一个安全阀的设定压力应不大于系统设计压力, 其余安全阀设定压力不得超过系统设计压力的5%”。 第4.1.6.2条中规定,“对于防止液体管道热膨胀的安全泄放装置, 安全阀设定压力应不大于管道设计压力的120%和系统试验压力中的较小值”; 第4.1.6.4条中规定,“GC1级管道安全阀的设定压力应不大于管道设计压力”。

2)存在问题。对于压力管道,只要求在系统安装一只安全阀时,整定压力不大于设计压力,因此在系统设计压力较大于系统正常工作压力时, 则整定压力也存在较大空间。例如,长庆油田采气一厂下古井注醇管线设计压力为32MPa,实际工作压力一般为18~24MPa,因此整定压力取值范围为25~32MPa,中间差距最大为7MPa。

3)对于压力管道用安全阀整定压力选取,建议如下:

对于设计压力较大于工作压力, 且系统运行压力较为平稳时,取Pz=(1.05~1.1)Pw;对于设计压力较接近于工作压力,取Pz≤P。

1.4设备自带安全阀整定压力值选取

对于注水泵及输油泵的设备自带安全阀, 则在相关标准规定中未有明确说明整定压力的取值方法及范围。 因为其所处系统的压力变化较大, 不够稳定, 因此建议对整定压力的选取以不大于设计压力为准。如此取值,主要考虑可以减少安全阀的起跳频率,增加安全阀使用寿命,减少介质的损失,以及人工时的浪费。

2安全阀密封试验压力的取值

1)相关标准规定。 根据ZSG ZF001-2006《安全阀安全技术监察规程》[6]规定,安全阀密封试验应当符合GB/T 12243-2005 《弹簧直接载荷式安全阀》[7的规定。 具体规定见表2。

2)存在问题。根据此规定,对于安全阀的密封试验压力,一般取整定压力的90%。 例如,一天然气处理厂的回注泵,设计压力为16MPa,正常工作压力为13MPa,最大工作压力为14.5MPa,使用单位要求整定压力为16MPa。 根据标准要求,此整定压力符合要求,因此密封试验压力应取16×90%=14.4MPa。 当回注泵达到最大工作压力14.5MPa时,则14.4MPa< 14.5MPa时,安全阀还未起跳,但却存在密封泄露大于标准要求的可能性。

3)安全阀的密封试验压力取值必须满足大于所在系统的最大工作压力这一条件, 而不能单独以GB/T 12243-2005中规定的90% 整定压力为依据对安全阀进行密封试验时, 密封试验压力的选取应大于90%整定压力,减小密封压力与开启压力之间的差值。

3总结

3.1整定压力的选取

锅炉用安全阀整定压力应严格按照TSG G0001 -2012 《 锅炉安全技术监察规程 》 第6.1.9条的规定执行;对于注水泵及输油泵的设备自带安全阀,建议对整定压力的选取以不大于设计压力为准; 对于压力容器和压力管道用安全阀,可以参考表3和表4。

3.2密封试验压力的选取

对安全阀进行密封试验时, 密封试验压力的选取应大于90%整定压力,减小密封压力与开启压力之间的差值。

压力管道法兰连接密封实践 篇2

关键词：O型胶圈,压缩比,石棉橡胶垫片,预紧力矩

三个泉倒虹吸工程和小洼槽倒虹吸工程是新疆北疆引水工程两个重要一级建筑物, 管道最大工作压力分别为1.7 MPa和0.46 MPa, 管道直径分别为2.7, 2.8, 3.2 m, 单条管道设计流量为17.5 m3/s。为了确保倒虹吸管道的安全运行和放空, 无论是以PCCP管和钢管组成的三个泉倒虹吸工程, 还是以玻璃钢管道为主的小洼槽倒虹吸管道工程, 都安装了许多进排气阀、放空阀以及进人孔等管阀件, 它们均采用法兰连接, 密封件主要为O型胶圈和石棉橡胶垫片2种, 2个倒虹吸共使用了约700余件O型胶圈和石棉橡胶垫片。O型胶圈主要用在22对Φ700 mm的人孔盖板和62个Φ2 700 mm的伸缩节法兰上;石棉橡胶法兰垫片主要用于Φ300 mm的84套进排气阀和2套放空系统法兰密封件上 (见图1) 。

2005年10月, 北疆引水工程全线通水后, 三个泉倒虹吸压力钢管上的62个Φ2 700 mm伸缩节O型胶圈和22对Φ700 mm进人孔盖板法兰O型胶圈无一渗水现象发生。而连接进排气阀Φ300 mm法兰石棉橡胶垫片密封面则漏水处较多, 有些垫片甚至被破坏, 漏水严重。为确保工程安全, 2006年4月, 建设单位将原使用的石棉橡胶密封垫片全部更换成包边石墨增强垫片, 在安装管阀件时, 采用电动液压力矩搬手紧固法兰螺栓, 以保证每个法兰螺栓的预紧力矩均匀。但由于法兰螺栓预紧力过大, 造成部分阀件法兰根部出现了微小裂缝 (见图2) 。

为此, 重新对O型胶圈和石棉橡胶垫片两种形式法兰密封件的压缩比、螺栓预紧力、螺栓拧紧方法等进行了分析研究和计算, 在计算出螺栓预紧力矩的基础上, 又在上海冠龙阀门厂进行密封试验, 以求得满足密封的最佳螺栓预紧力矩, 密封垫片采用上海石棉制品厂生产的XB450和XB350两种石棉橡胶垫片, 并利用液压力矩扳手严格控制预紧力矩, 最终取得了较为满意的结果。

1 O型胶密封圈

O型胶圈用在压力管道伸缩节和进人孔盖上, 一般采用天然橡胶, 其主要物理特性见表1。

O型胶圈断面直径d, 须根据封水断面直径Do而确定。

1.1 O型胶圈在沟槽内应满足的条件

当O型胶圈直径d确定后, 其沟槽断面至关重要, 并应满足3个条件 (见图3) 。

1.1.1 压缩比

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式中 d——O型胶圈压缩前直径;

h——O型胶圈压缩后高度。

压缩比ε如过小, 则密封性差;如过大, 则其使用寿命短。为此, 应在保证密封前提下, ε以小为好。根据国际标准化组织 (ISO) 规定:ε=10 %～30 %, 并且d越小, ε越大, 当d≥5 mm时ε=10 %～20 %。在现有设计手册中提到法兰静密封用ε值一般为15～25 %。

1.1.2 面积比

对O型胶圈断面和沟槽断面进行比较, 一般应满足:

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式中 b——沟槽宽度 (见图2) 。

即O型胶圈断面应小于沟槽断面, 但应大于0.85倍的沟槽断面。

1.1.3 光洁度

对沟槽的光洁度要求不低于6.3, 并应倒圆角, 以免橡皮变形后在尖角处受损坏。胶圈应在制造厂模压后整体出厂。

1.2 O型胶圈密封实践

(1) 压力管道人孔盖板Φ700 mm, Pn=1.7 MPa, 原采用O型胶圈直径d=9 mm, 沟槽断面b×h=12 mm×7.3 mm, 则其压缩比ε=19 %。不能满足不等式 (2) 要求, O型胶圈断面积小于沟槽断面积的0.85倍, 当倒虹吸管道运行时进人孔盖板发生漏水现象。由于沟槽已加工, 不宜更改, 只能将O型胶圈直径增大至d=10 mm, 则其压缩比为ε=27 %。经修改后已满足上述不等式 (2) 的要求, 其密封性可靠。

(2) 伸缩节在出厂时均作过水压试验, 在伸缩节的法兰连接上共有O型胶圈248件, Φ2 700 mm, Pn=1.7 MPa, O型胶圈直径d=24 mm, 原沟槽断面b×h=28 mm×14 mm=392 mm2, 沟槽断面偏小, 但未压到底, 如压缩δ=6 mm, 则压缩比ε=25 %, 大量漏水。如压缩δ=7～8 mm, 则ε=29.1 %～33.3 %, 密封较好。考虑到压缩比过大, 将沟槽断面修改为b×h=30 mm×16 mm, 基本满足上述不等式 (2) 的要求, 压缩率控制为ε=30 %, 经过几年的通水无渗漏现象发生。

1.3 几点探讨

(1) 对上述两处O型胶圈的工厂试压和倒虹吸通水实践考验, 达到了密封要求, 但其压缩比要比ISO和国内有关设计手册规定的值大得多, 由于长期过量压缩, 将会使橡皮失去了弹性, 容易老化, 以致影响橡皮的寿命, 对此问题尚需进一步研究。

(2) 对大管径, 宜研究采用自封式密封结构的可能性, 有二种形式可供探讨。

1) 采用楔形沟槽, 当受水压后, O型胶圈在楔形区如有漏水, 压力降低, 内水压力将O型胶圈外推, 并越压越紧 (见图4) 。

2) 采用V型胶圈, 这种胶圈能满足上述公式 (1) 、 (2) 的要求, 并靠内水压张开, 考虑到为防止开始低压时漏水, 在制造V型胶圈模型时, 应使之预张开t值。这种胶圈必须模压, 不允许在橡胶挤压成条形断面后再胶接的制造工艺 (见图5) 。

(3) O型胶圈的螺栓预紧力

由于橡胶弹性模量小, 欲使O型胶圈压至设定的压缩比, 其螺栓预紧力亦较小, 还是针对上述二例断面进行计算。

1) 人孔盖板Φ10 mm的O型胶圈

为便于计算, 假设O型胶圈在沟槽内未受侧向压力 (沟槽断面大于O型胶圈断面) , 并假设其断面为矩形断面, 其高为h=d=10 mm, 其等面积宽为undefinedmm, 并根据上述计算其压缩比为ε=27 %, 则需要总的压缩作用力为:

P1=Erεb0πD0 (3)

式中 Er——橡胶弹性模量, Er=6 MPa;

D0——O型胶圈大直径 (见图2) 。

通过计算, P1=29 165 N, 人孔盖有16个M30螺栓, 则每个螺栓所受预紧力为P1=1 822 N, 每个螺栓的预紧力矩:

T=KP1d (4)

式中 K——预紧力矩系数, 对粗牙螺纹通常在0.18～0.21范围内, 取K=0.2;

d——螺栓公称直径, d=30 mm。

计算后得T=10 930 N·mm=11 N·m

受水压力后每个螺栓的作用力为:

P2=Pn·πD024n (5)

式中 Pn——管内设计压力, Pn=1.7 MPa;

n——螺栓数量, n=16个。

计算后得P2=44 470 N, 由此可知螺栓所受水压力远大于预紧力, P2>P1。

螺栓受水压后的伸长量Δ⒣undefined

式中 ⒣——螺栓受拉长度, 取⒣=120 mm;

Es——钢的弹性模量, Es=2.1×105 MPa;

d0——螺栓直径, d0=30 mm。

代入后得Δ⒣=0.036 m, 比O型胶圈的压缩量d-h=2.7 mm要小得很多, 远在橡胶回弹以内, 不致影响其密封性。对于螺栓和法兰管的强度, 经计算是足够的, 不在此进行计算。

2) 伸缩节上的Φ24 mm的O型胶圈

根据上式 (3) 计算, 并代入undefinedmm, 得P=325 400 N, 共有64个M36螺栓, 每个螺栓P1=5 084 N, 根据上式 (4) , 其预紧力矩为T=36 600 N·mm=36.6 N·m。

由于本伸缩节不承受全断面轴向力, 而仅受部分圆环面积的轴向力和摩擦力, 所受力不大, 不再进行细算。

2法兰垫片

本工程所用法兰密封垫片主要是用于Φ300 mm (Pn=1.0 MPa, Pn=1.6 MPa, Pn=2.5 MPa) 和Φ400 mm (Pn=1.0 MPa) 的进排气阀上。法兰垫片的密封可靠性与法兰螺栓预紧力大小、紧固螺栓顺序、密封垫片材质和法兰配合面的沟槽等因素有关。特别是对法兰螺栓预紧力的大小计算要慎重, 重要管阀件的安装要通过试验来获得最小预紧力和预紧力矩, 以达到最佳效果。

2.1 石棉橡胶垫片

石棉橡胶板是由60 %～80 %的石棉与10 %～20 %的橡胶 (质量比) 为主要成分, 加入填充剂、硫化剂压制成板状, 其耐热、耐寒、耐化学腐蚀性能相对好, 却价格便宜。经裁制后石棉橡胶板用作法兰垫片是常用的管道密封垫片。但需根据使用条件进行择优选用以调准配比和制作工艺。2005年10月本工程试通水时, 进排气阀法兰连接处漏水严重, 甚至有部分垫片被高压水切断后沿半径方面将碎片冲了出来。经分析, 一致认为其主要原因与预紧力矩的大小、垫片质量等有关。本工程选用上海石棉制品厂生产的石棉橡胶板, 主要性能见 (表2) 。

2.2 预紧力和预紧力矩计算

2.2.1 预紧力

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式中 n——法兰上螺栓的数量;

D1——垫片有效密封外径;

D0——垫片有效密封内径;

Y——垫片预紧比压 (xp450石棉橡胶垫片预紧比压为23 MPa) 。

2.2.2 预紧力矩

T=KPd (8)

式中 k——垫片系数, 一般取0.2;

P——预紧力;

d——螺栓直径。

由 (1) 式和 (2) 式计算出不同管道压强 (不同螺栓个数、直径) 的理论预紧力和预紧力矩, 见表3。

2.2.3 分析

根据计算和分析, 理论计算出的预紧力矩与实验得出的最小预紧力矩有所差距, 一般试验值小于理论计算值20 %以上, 而实际最后的拧紧力矩一般大于试验值的20 %。经分析影响这些数据变化的原因很多, 因为上述计算是从理想的条件出发的, 在实际连接中, 影响预紧力矩的因素很多, 如螺栓与螺母的制造质量、法兰刚度、螺母与螺栓及法兰接触面的润滑情况、操作条件、螺栓上紧顺序等, 尤其是垫片的材质、加工质量影响最大, 因此, 在实际应用时, 要结合实际条件应用预紧力矩。

3实践与体会

通过三个泉倒虹吸和小洼槽倒虹吸压力管道上各类阀门法兰连接密封实践, 有以下几点体会。

(1) O型胶圈密封性优于法兰垫片, 其优点为密封性能好, 螺栓预紧力要比石棉橡胶垫片预紧力小得多, 但压缩比宜比手册上规定的大10 %左右, 即由ε=20 %, 提高至ε=30 %左右, 为此应对橡胶的特性作进一步试验研究, 并建议采用自封式密封结构。

(2) 在实践中常用的石棉橡胶法兰垫片预紧力力矩, 在理论条件下计算出后, 应进行水压预紧力矩试验, 以确定最佳预紧力矩的大小。发现有漏水现象不能单纯认为是上得不紧而多次上紧, 结果造成螺栓受力过大而失效或者把各类阀门法兰根部拉裂, 在这方面本工程教训是沉重的。

密封试验压力 篇3

工业生产中一些转动设备 (特别是石油化工、电力行业中的某些转动设备) 需要在高压流体环境中运行, 例如核电站主泵轴密封, 这就要求密封性能具有很高的稳定性[1]。主泵轴的密封为多级密封, 以分级承担压力的方式来保证设备的正常运行。一般来讲, 多级密封的一级密封主要承担着高压差密封任务。在正常工况下, 二级密封承担一级密封泄漏过来的较低压力介质的密封任务。当一级密封失效时, 二级密封在短时期内可承担全部流体高压力并保持合理的泄漏量[2]。

从20世纪六、七十年代开始, 国外众多学者对于这类密封做了大量的研究, Stanghan-Batch给出了端面周向波度密封中由波度引起的流体动压力的实验结果;Iny[3]进行了关于波度密封设计的研究;Lebeck[4]在理论和实验工作的基础上提出了多种形式的端面波度机械密封。Tournerie[5]修正了湍流模型, 使其成功地运用在动、静压混合机械密封中。Feng Guang等[6]对波形密封环端面磨损进行了详细的计算说明。Andritz公司设计的核主泵主轴密封结构形式为动、静压结合型波度机械密封, 其特征在于密封端面为径向锥度和周向波度的组合[7]。在他们提出的这类密封中, 在密封端面上同时具有周向波度和径向锥度, 其具体特点是周向波度会产生流体动压效应, 径向锥度会产生静压效应, 在二者共同作用下, 使密封具有足够的开启力, 以及较小的泄漏量[8,9]。

北京化工大学密封实验室在研究核主泵用密封的基础上, 提出了一种自适应型机械密封, 该结构是在密封环处采用9Cr18材料, 其外径侧加工成周期性的不连续槽。在高压工况下, 密封端面受压, 会在周期性开槽位置发生变形, 从而形成周期性的周向波度和径向锥度, 周期性的周向波度会产生动压效应, 而径向锥度会产生静压效应, 这就保证了该密封结构在较高压力下提供足够的开启力和合理的泄漏量。在低压工况下 (最小0.1 MPa) 端面的变形很微小, 可以忽略, 可按普通接触式机械密封对待。该机械密封具有泄漏量小、寿命长及工作稳定的特点。

本研究采用ANSYS中的计算流体力学软件FLU-ENT和有限元分析软件Mechanical APDL, 在15.9 MPa高压工况下分别对密封端面间隙中的液膜流场和密封环进行数值模拟分析研究。

1 流固耦合方法简介

流固耦合数值模拟, 是利用FLUENT软件对密封间隙中的液膜进行流场分析, 得到液膜的流场压力分布, 再利用Mechanical APDL软件建立密封环的初始数值模型, 加载流场的压力分布, 求得密封环的变形结果, 然后将变形结果导入三维设计软件Solidworks修正液膜模型, 再次利用FLUENT软件对修正后的液膜模型进行流场分析, 以求得密封端面间流场新的密封性能参数。

判断流固耦合收敛的依据为:密封环端面第n+1次发生变形所产生的最大总变形量σn+1减去第n次发生变形所产生的最大总变形量σn, 所得差值比上σn, 该结果的绝对值≤5%, 判断公式为:

流固耦合方法流程图如图1所示。

2 模型参数

该密封环材质采用9Cr18, 其高弹性模量可以保证密封环在15.9 MPa的高压下产生需要的弹性变形量, 而在0.1 MPa的低压下保持不变形。

根据核主泵用自适应型密封, 本研究设置密封环具体尺寸为:外径256 mm, 内径219 mm, 在外径侧有9个均布的不连续环形槽, 槽高为7, 槽深为10。

因为自适应型密封在实际工况下, 压力从0 MPa增加到15.9 MPa的过程中, 密封端面由闭合状态到开启状态, 在开启力等于闭合力时, 密封端面间隙中的平衡液膜厚度始终保持在2.6μm~2.8μm之间, 并最终在15.9 MPa高压下形成厚度为2.8μm的液膜。因此, 初始液膜模型的外径为256 mm, 内径为219 mm, 液膜厚度设置为3μm。

3 流固耦合数值模拟

3.1 密封环变形分析

3.1.1 初始液膜流场的数值模拟

根据所给初始条件, 本研究采用计算流体力学软件FLUENT对密封环密封间隙中的液膜流场进行数值模拟, 得到初始状态下液膜流场的压力分布。初始液膜流场的压力分布如图2所示。

3.1.2 密封环数学模型建立与求解

(1) 在Mechanical APDL中, 根据该密封环几何结构的特点, 再结合计算精度等因素, 本研究选择Solid185单元来建立三维几何模型[10]。

(2) 因为该模型具有周期性, 本研究先建立单个周期性模型, 并根据几何模型的结构特点, 设置体网格的大小, 网格的形状选择六面体网格, 对单个周期模型进行网格划分。笔者将该单个周期性模型与网格共同在周向上复制9份, 得到完整的密封环网格模型。

(3) 本研究建立表面效应单元, 读取初始液膜流场的压力分布, 并在内径侧加载0.1 MPa均布载荷、外径侧部分区域加载15.7 MPa均布载荷。在密封环底面加载位移全约束。

(4) 将各载荷和位移边界条件加载完后, 经过求解本研究得到了密封环的变形结果。

3.2 修正液膜数值模型的建立

3.2.1 建立修正液膜的实体模型

本研究在Mechanical APDL软件中读取密封环加载压力后各节点的位移坐标, 利用EXCEL对数据进行处理得到变形后的节点坐标, 并通过Mechanical AP-DL软件导出密封环发生变形后的实体模型, 将该实体模型导入三维建模软件Solidworks, 通过体的剪切等操作最终导出修正液膜实体模型。

3.2.2 建立修正液膜的数值模型

本研究将修正液膜的实体模型导入前处理网格生成软件Gambit中, 在Gambit中建立周期性的边界条件, 只建立全部流体模型的1/9以减少网格总数, 在选定的区域进行网格细化以提高网格质量和计算精度。

由于所建立的流体模型在厚度方向很薄, 模型宽度和厚度之比大于1 000, Gambit无法自行生成合适的网格。本研究首先在面上建立结构化的四边形网格, 然后使用Copper方法将面网格拉伸成为结构化的六面体网格, 在端面液膜厚度方向上建立10层网格, 最终网格总数为2.6×105, 这样完全可以满足计算精度要求。

3.3 修正后液膜流场的数值分析

本研究采用Fluent软件对密封端面间的修正后的液膜进行数值模拟和计算。

3.3.1 高压下流场的基本假设

(1) 流体处于全液润滑条件下, 液膜是连续的。

(2) 层流流动状态。

雷诺数:

式中:υ—密封端面直径处旋转线速度, h—液膜厚度。

在该模型中平均直径为242.8×10-3m, 密度ρ=998.2 kg/m3, 水的粘度μ=1.005×10-3Pa·s, 液膜厚度取最大厚度为h=9μm, 当转速ω为1 450 r/min时, 雷诺数为204.65, 小于500, 故为层流[10,11]。

(3) 该工况下流体温度为80℃以下。由于温差变化不大, 可认为流体膜是等温的。

3.3.2 边界条件

根据核主泵用自适应型密封的实际工况出发, 设置各边界条件。

(1) 外压为15.9 MPa, 内压为0.1 MPa。

(2) 转速为1 450 r/min, 密封介质为水。

(3) 模型外径位于高压侧为压力入口, 内径位于低压侧为压力出口。

(4) 计算模型为整个密封环的1/9。因此模型两端采用旋转的周期性边界条件。本研究采用参考坐标系法模拟动、静环之间的相互运动, 给定参考坐标系转速ω, 静环表面设为旋转壁面, 转速也为ω, 动环表面设为无滑移壁面。

3.3.3 计算及求解

本研究采用层流分离解法, 求解器采用分离的隐示求解器, 压力采用标准差值, 为克服或减轻数值计算中的假扩散误差, 采用二阶迎风差分格式。压力与速度的耦合采用SIMPLE算法[12]。泄漏量的计算公式参考如下经验公式[13]:

3.4 流固耦合收敛性的判断

本研究将第n+1次液膜流场数值分析所得到的压力分布结果导入Mechanical APDL软件中, 对第n次变形后的密封环数值模型进行加载, 得到密封环第n+1次的变形结果。经计算得到密封环端面第n+1次发生变形所产生的最大总变形量σn+1, 利用以下收敛性判断公式判断流固耦合的收敛性:

式中:σn—密封环第n次发生变形所产生的最大总变形量。

该算例中经过3次循环, 最终计算结果满足收敛条件。依据收敛条件, 说明流固耦合法具有很高的计算精度。根据该算例中的循环次数, 说明流固耦合法具有很高的计算效率。

4 流固耦合计算结果

4.1 密封环端面变形

本研究依据流固耦合法收敛性判断条件, 最终求得收敛后密封环的端面变形, 其变形示意图如图3所示。

从图3中可以看出, 在周向上形成了周期性的波度, 在径向形成了一定的锥度, 其中最大变形可达8.8μm。

4.2 流场压力分布

在15.9 MPa高压工况下, 本研究根据端面参数, 假定工作的膜厚, 利用流固耦合法, 最终求得密封间隙中液膜流场的压力分布, 压力分布云图如图4所示。

从图4中可以看出, 在端面产生了周期性的高压区, 能够提供比普通端面密封更大的承载力。

4.3 膜厚对端面变形的影响

在15.9 MPa工况下, 本研究采用流固耦合法进行计算, 收敛时不同膜厚所对应的端面变形结果如图5所示。

从图5中可以看出, 膜厚的改变对端面最终变形的影响非常有限。这是因为端面的变形大小主要是由密封环的结构以及工作压力所决定的, 而膜厚的改变对以上两个参数的影响都很微小。

4.4 膜厚对开启力与泄漏量的影响

在15.9 MPa工况下, 本研究采用流固耦合法进行计算, 收敛时不同膜厚所提供的开启力和相对应的泄漏量计算结果如图6、图7所示。

从图6、图7中可以看出, 在该工况下, 随着膜厚的增加, 开启力减小, 泄漏量增加。

4.5 密封平衡状态的分析研究

对于密封平衡状态问题的研究, 主要是求出不同工作压力下密封环的开启力和闭合力, 并寻找当开启力等于闭合力时, 液膜的厚度为多少, 当求得平衡状态下的液膜厚度时, 便可求出相对应的泄漏量, 从而可以近似地分析出在实际工作状态下, 工作压力逐渐上升, 密封各性能参数的变化规律。本研究通过流固耦合计算, 求得随着工作压力的增加, 各性能参数的变化规律如图8所示。

从图8中可以看出, 在工作压力逐渐上升的过程中, 开启力起初小于闭合力, 密封端面保持接触状态, 此时密封系统可认为是普通的接触式机械密封。当工作压力大于2 MPa以后, 开启力逐渐增加, 且增速大于闭合力的增速, 密封端面分离, 形成液膜, 密封由普通接触式机械密封变为非接触式机械密封, 并在以后工作压力上升的过程中, 密封系统始终能够提供足够的开启力。当液膜形成以后, 随着工作压力的增加, 平衡状态下的液膜厚度也在不断地增加, 但增量很小, 液膜厚度始终在2.6μm~2.8μm之间, 当达到最大工作压力15.9 MPa时, 平衡状态下的液膜厚度为2.8μm。在该过程中, 随着工作压力及液膜厚度的不断增加, 泄漏量也在不断增加, 并在工作压力达到15.9 MPa时, 泄漏量达到平衡状态下的最大值0.036 m3/h。

由以上现象可以看出, 在开车阶段压力较低, 密封环端面还未发生变形, 此时的密封为普通的接触式密封, 因此不能提供足够的开启力, 而当压力不断增高时, 密封环表面发生变形, 形成周向波度与锥度, 流体动压效应与静压效应得以体现, 由于密封端面的收敛区域能够提供足够大的液膜反力, 使得开启力大于闭合力, 密封端面分离, 成为非接触式密封, 而随着压力的增加, 泄漏量并未提升得很明显, 这是因为径向锥度使得流向密封环内径方向的部分介质重新返回到密封腔中, 并且密封端面形成的坝区区域相对来说密封间隙较小, 对泄漏介质也有一定的阻碍作用, 从而能够保持较小的泄漏量。这正是压力自适应型密封在实际工况下密封机理的作用结果。

4.6 低压下的计算结果

通过流固耦合法中的ANSYS软件计算分析求得, 在0.1 MPa低压工况下, 密封环端面的最大变形为0.079μm, 变形很微小, 可按普通接触式机械密封对待。经过经验公式计算, 在低压0.1 MPa时, 该密封的泄漏量为0.071 m3/h。

5 密封性能分析

(1) 该密封比普通平行端面机械密封提供更大的开启力。在15.9 MPa的工况下, 液膜厚度为3.0μm时, 普通平行端面密封开启力为28 000 N, 而该自适应型密封的开启力为67 608 N, 比普通平行端面密封大58.58%。

(2) 该密封比普通槽型动压式密封保证更小的泄漏量。普通槽型密封在该工况下能够提供足够的开启力, 但是泄漏量达到2.417 m3/h[14,15]。而该自适应型密封的泄漏量为0.04 m3/h。

(3) 该密封在0.1 MPa低压工况下能够保证合理的泄漏量。

6 结束语

基于有限元软件ANSYS与流体力学软件FLU-ENT, 本研究对压力自适应型机械密封进行了分析。

(1) 介绍了分析自适应型机械密封所采用的流固耦合法。

(2) 采用流固耦合法对自适应型机械密封进行了分析计算。

(3) 通过流固耦合分析计算, 得到了15.9 MPa高压工况下密封环的变形结果和密封端面间流场的压力分布、开启力、泄漏量等密封性能参数。

(4) 总结了该密封环的性能, 通过与传统密封环的对比, 说明该密封在高压工况下都能够提供更好的密封性能。

摘要：针对压力自适应型机械密封在高压工况下密封端面变形与密封性能不佳的问题, 采用ANSYS中的计算流体力学软件FLUENT和有限元分析软件Mechanical APDL, 在15.9 MPa高压工况下分别对密封端面间隙中的液膜流场和密封环进行了数值模拟分析研究, 并将计算出的液膜流场状态和密封环变形结果进行了流固耦合求解, 进而对液膜厚度对密封性能的影响规律进行了分析, 同时对在实际工作状态下, 工作压力逐渐上升, 密封各性能参数的变化规律也进行了分析。研究结果表明, 该密封在高压下的端面变形符合设计需要, 密封环端面间的开启工作压力在3 MPa左右, 在15.9 MPa高压工况下密封端面间流场的开启力为67.6 kN、泄漏量为0.04 m3/h, 平衡膜厚为2.8μm。与其他类型的密封相比, 结果显示该种密封能够在高压下提供足够的开启力和在低压下较小的泄漏量。

密封试验压力 篇4

轻烃泵用机械密封在我国石化行业中使用极为广泛，在气体分馏装置中，所使用的泵95%是轻烃泵。这些泵的特点是压力高，易抽空，易泄漏。而且这些液态烃绝大多数属于易燃、易爆的危险物质，这些介质一旦大量泄漏到环境中将会带来极大的安全隐患，对生产和人员的安全造成严重的威胁。因此，这类液态烃泵轴封的可靠性和密封性，在很大程度上决定了泵是否能可靠、稳定、安全地运行。虽然大多数轻烃泵的密封失效都能通过常规的方式得到很好的解决，但在低气化压力余量工况条件下轻烃泵的密封技术在我国石化行业始终是个难以解决的问题。

2 轻烃泵在低气化压力余量下失效分析及常规的解决措施

2.1 轻烃泵在低气化压力余量工况条件下的密封失效分析

轻烃是一种低分子碳氢化合物的通称。这类介质常温常压下呈气态，加压后(临界压力以上)在一定温度(临界温度)下方能以液态存在。在临界压力以上，如果温度高于临界温度也会汽化。由于轻烃特殊的物理性质使得轻烃类机械密封运行的时候，在密封端面大气侧的液膜极容易气化，这种现象俗称闪蒸。如图1所示，此时若装置运行较稳定，密封端面介质侧的压力高于介质气化压力或温度低于介质气化温度，则密封端面内侧的闪蒸点不会向介质侧移动，从而导致密封端面间的干摩擦，密封可正常运行。

但是，在实际生产中，液态烃类机械密封在低气化压力余量工况条件下，密封腔内轻微的压力降或温升均极易导致介质的气化而引起密封失效。而在实际生产中导致密封腔压力降低或腔内温度升高原因很多，例如在介质的输送过程中管路损失过大、工艺操作不稳定而导致的系统压力波动、及泵截流衬套或叶轮口环磨损等等，都会导致密封腔内温度或压力的变化，从而导致密封端面内液膜的闪蒸点向介质侧偏移，密封端面间气化半径逐渐增大，即气化面积扩大，直至密封端面间完全处于干磨状态，持续下去会因大量的摩擦热使密封端面温度急剧升高，最终导致密封面烧伤和异常磨损并伴随大量的气态泄漏。如图2所示。

2.2 常规的解决措施

对于低气化压力余量工况条件下的密封失效问题，通常解决的措施有四种：一是稳定工艺操作。通过工艺操作的稳定从而减小密封腔内压力的波动。二是增设静环急冷措施，对于易气化类轻烃泵轴封，应增设背部急冷。在轴封正常操作时，可对端面温度进行调节，使相变半径靠近内径，增大液膜比例，减少摩擦，降低磨损，延长密封使用寿命。三是采取多点自冲洗措施，如图3所示，经一导管把泵出口的增压介质由压盖上的注入孔直接注入密封腔内的摩擦副部位，在压差作用下形成循环，不仅可以保证密封腔内有较高的介质压力，避免介质在密封腔内气化或气体积聚，而且还可把摩擦副产生的摩擦热及时带走，有效地控制密封端面温升，增大液相面积，改善摩擦状态。若密封能耐足够高的压力还可以拿掉冲洗管路上的截流孔板，进一步提高密封腔压力。一般自冲洗介质的体积流量应控制在5～12L/min。四是通过增加喉部衬套来稳定和提高密封腔压力。

虽然现场的常规解决措施还有很多，但不论是采取什么样的方式，目的都是降温或增压。虽然采取这些常规的措施有一定的作用，但都不能从根本解决这一问题。

3 福斯公司QBQ-LZ系列轻烃泵密封

福斯公司特殊设计的QBQ-LZ系列轻烃泵密封，通过对密封结构的改进，从根本解决了低气化压力余量工况条件下的密封失效问题。

QBQ-LZ系列轻烃泵密封属于高平衡型机械密封;密封参数：压力为0～51.7bar;适用温度为-40°C～203°C;适用介质比重0.4～0.6;密封运行线速度范围6.1～23m/s。

3.1 特殊设计的密封端面

如图4所示，特殊设计的密封端面与传统的密封端面相比，密封端面接触面积特别狭窄且有独特的凸凹设计，特殊的设计使得密封端面在旋转时凸凹处的压力不同。如图5，在低气化压力余量工况条件下一旦密封端面大气侧发生闪蒸且向介质侧偏移时，气化变相的介质便会到达密封端面的凹槽部位;此时通过密封端面的旋转会将凹槽部位已气化变相的介质带到密封端面的凸起部位，由于密封端面凸起部位压力较高，易气化相变的烃类介质会很快被加压重新转为液态。这样便有效地阻止了气化半径的增大。且特殊的凸凹槽设计可以使密封端面更好地散热。大量的实验和现场使用情况证明了福斯公司特殊设计的QBQ-LZ系列轻烃泵密封有着优异的性能。

3.1.1 大幅度提升的性能

普通的接触式机械密封一般要求泵腔内介质的气化压力余量为50psi(3.45bar)，这样就对装置工艺的稳定性和泵的性能有了很高的要求。轻微的压力波动和温升都可能导致密封腔内介质的气化。特别是在实际的生产中温度的变化对轻烃内介质的气化压力影响是很大的，有时甚至会因为气温的变化而影响泵内介质的气化压力。

福斯公司QBQ-LZ系列轻烃泵机械密封对泵腔内介质压力余量仅为5psi(0.345bar)，这种独特的设计使得机械密封性能大幅度提升;既使有轻微的温升或压力波动也不会对密封的性能造成影响。

3.1.2 更小的启动扭矩和密封端面温升

传统的接触式机械密封密封端面间接触面较大，在泵瞬间启动时会有较大的启动扭矩，防转销刮伤静环的情况时有发生;密封运行时往往还会因为密封端面间的摩擦而产生大量的摩擦热，当这些摩擦热不能完全散失而持续升高到一定温度时很容易导致密封端面间液膜进一步气化，最终导致密封面烧伤和异常磨损。福斯公司QBQ-LZ系列轻烃泵密封，有效地解决了这一问题，如图6所示，密封端面间狭窄的接触面能使启动扭矩更低，密封端面间所产生的摩擦热更少，且凸凹设计可使得密封端面运行旋转时密封端面外侧的冷却液可以进入密封端面内部，对本来就不多的摩擦热进一步冷却。

优异的散热性能可以有效防止因密封端面温度过高而导致的液膜气化。从试验的数据来看，密封在转数1450r/min，密封腔压力31bar工况条件下长时间运转可以使端面温升保持在30℃以内，这是一个很惊人的成绩。如图7所示。

3.1.3 合理的载荷系数和弹簧比压

合理的载荷系数和弹簧比压对于密封的性能来说，至关重要。如果所选的载荷系数太大，会造成端面比压过大，公司的工程师们做了大量的研究，首先需要根据密封大小、运转速度以及运行的工况等确定合理的泄漏量，通过对额定泄漏量的计算得出相应的密封端面液膜厚度。根据经验和计算，载荷系数一般取0.8～0.9。弹簧比压也不能取得太大或太小，弹簧比压太大，也会产生同载荷系数过大时同样的后果;如果太小，其补偿作用减弱，也是不可取的。弹簧比压一般取0.18MPa～0.22MPa。

3.1.4 更符合现场需求的标准设计

福斯公司QBQ-LZ系列轻烃泵密封是基于高平衡型轻烃泵密封QBQ系列重新研发设计的，完全符合API682的标准。由于烃绝大多数易燃、易爆，所以实际的使用中，单端面的QBQ-LZ系列轻烃泵密封使用较少，大多为双端面密封。如图8所示，与介质接触的内密封为特殊设计的QBQ-LZ系列密封，与密封液接触的外密封选用普通的高平衡型接触式密封，这样的密封结构既可以使密封性能大幅度提升，还可以节约成本。相比普通的密封，QBQ-LZ系列在结构上还有很多的优化设计，例如密封喉部衬套的增加能有效地防止密封腔压力波动，限位环可有效地避免负压抽空时静环从压盖中的脱离等等。

3.2 合理的密封方案及应用

正确合理地选择轻烃泵密封的结构型式对于机械密封的稳定性和使用寿命尤为重要，为此需要了解各种轻烃泵密封形式的优缺点，针对不同工况和不同的应用场合选择合适的密封结构。就福斯公司的QBQ-LZ系列轻烃泵密封而言有两种常用方案。

3.2.1 单端面机械密封加PLAN11或PLAN13

该密封方案把泵送的介质作为密封冷却液，当泵的进口与密封腔内压差足够时一般选择PLAN11，当泵的进口与密封腔内没有足够的压差时则需选择PLAN13，一般若密封冷却液压力在密封的耐压范围内，为进一步提高密封腔压力可以拿掉孔板。该方案的优点是密封结构简单，易于维护和操作，且密封和系统总体造价较低;缺点是这种单端面的机械密封一旦发生泄漏，泵送的介质将会直接泄漏到大气中，因而不能用于易燃、易爆、有毒、有害的介质。

3.2.2 串联式双端面机械密封加PLAN53或PLAN52

PLAN53的密封液系统(PLAN53有三种结构PLAN53A、PLAN53B、PLAN53C需要根据不同的现场情况来选择)采用外部密封液作为密封介质，通过对密封液的密封形成对工艺介质的密封。优点是可以保证工艺介质绝对不往外泄漏。缺点是密封液往介质侧泄漏有污染工艺介质的危险，密封液压力必须维持在高于工艺介质压力，密封液罐需定期补液。若采用PLAN52的封液系统将第一级密封介质作为工艺介质，第二级密封介质作为缓冲液。工艺介质泄漏后进缓冲液中。这种方案的优点是缓冲液为无压介质，不需外部压力源维持压力，第一级密封失效后，第二级密封起安全密封的作用，事故状态时比采用PLAN53的密封系统更安全;缺点是会有工艺介质微量泄漏进入缓冲液中，密封液罐需定期补液和更换密封液(一定时间后液罐中工艺介质的含量将逐渐增加，一旦泄漏将污染环境)。

4 结语

在实际生产过程中引起密封失效的原因有很多，本文只是介绍了低气化压力余量工况条件下轻烃泵密封失效原因及解决措施。在处理密封泄漏问题时，还要综合考虑泵的安装精度、操作运转条件、机封装配精度等方面因素，查清原因，有针对性地解决存在的问题。低气化压力余量工况条件下的密封形式根据不同的密封类型还有很多种，例如串联和背靠背的干气密封等，关键在于要针对不同的应用工况和应用场合选择合适的密封方案。

摘要：针对轻烃泵密封的使用现状,分析轻烃泵在介质易气化工况条件下密封失效原因及常规的解决措施,并就轻烃泵的密封特点重点介绍分析福斯QBQ-LZ系列轻烃泵密封技术及应用。

密封试验压力 篇5

螺杆泵采油系统投资少、能耗低、适应性强、作业维护方便, 具有很好的发展前景[1]。螺杆泵压力是螺杆泵的主要工作参数, 影响到螺杆泵的举升性能[2]。图1为螺杆泵结构示意图, 螺杆泵橡胶衬套与金属螺杆之间, 通过过盈配合来保证螺杆泵腔室有压力[3]。油液在螺杆泵转子的驱动下, 在螺杆泵腔室内连续地向前移动, 同时油液具有一定的压力, 当压力的作用效果使得橡胶衬套与金属螺杆的过盈量为0时, 则会使得n腔室的油液向n-1腔室流动, 最后腔室间压差小于接触压力, 螺杆泵密封, 以此类推。随着举升高度的增加, 各腔室之间压力是个动态平衡的过程, 最后形成螺杆泵的压力场分布。

2单螺杆泵密封压力曲线

如图2所示, 在橡胶衬套两段半圆处, 它和金属螺杆是曲线接触, 曲线将腔室隔开, 具有线密封作用。螺杆泵的定、转子是通过过盈配合来确保密封的, 线接触产生的密封效果好, 泄漏一般不会发生在此处[4];在两个平行直道上, 定、转子是点接触, 密封效果不好, 泄漏一般先发生在这里。

本文针对点接触对螺杆泵举升性能进行研究。螺杆泵在正常工作中主要承受油液压力的作用。螺杆泵定子材料与橡胶材料的弹性模量相差5个数量级, 在相同压力的作用下定子变形量极小, 故本文主要针对垂直作用在密封腔室内壁的压力进行分析。

用ε表示橡胶材料变形前后体积变化比值, 即:

其中:V0为形变前的体积;ΔV为形变前后的体积差。

由广义胡克定律有:

其中:μ为泊松比;E为弹性模量;σX, σY, σZ为三方向上的应力。

当σX=σY=σZ=σ时:

分析螺杆泵定、转子之间的装配关系, 如图2所示, 螺杆泵的初始过盈量是τ0, 在腔室油液挤压力的作用下会使得橡胶衬套的体积减小, 减小量为d, 则实际过盈量τ为:

当举升高度增加时, 螺杆泵腔室内压力也随之升高, 使得油液对橡胶衬套的压缩量增加, 当橡胶衬套与螺杆之间的过盈量为0时, 密封失效, 此时腔室内压力为最大接触压力。

螺杆泵密封要求为:

其中:σmax为最大应力;Δp为腔室内压力差值。

螺杆泵定、转子的二维有限元模型如图3所示。

在螺杆泵有限元二维模型的相邻腔室施加压力载荷, 分析接触压力随压差值的变化规律, 结果如图4~图6所示。

图4为接触压力随腔室内压力变化曲线, 从图中可以看出, 随着腔室压力的增加接触压力呈非线性减小。

随着油液在油管内的积累, 排出端的压力升高, 当相邻腔室的压力差大于接触压力时, 螺杆泵处于泄漏状态, 高压液体会流窜到低压腔室, 最后达到腔室压差小于接触压力。

图5为接触压力随压差变化曲线, 在压差相等的情况下, 腔室内压力大的接触压力最小。

图6为内压力与最大接触压力关系曲线。根据图6的曲线得到对应的拟合曲线方程:

针对无杆单螺杆泵采油系统由于螺杆的实际加工长度有限, 因此提出螺距减半的方案和螺距相等的方案。根据能量守恒原理, 计算了系统举升700m、入口压力为1 MPa时两种方案的系统参数, 计算结果如表1、表2所示。

由表1可知, 当过盈量以及其他参数不变, 只改变螺距的情况下, 最大腔室压力为20 MPa, 无杆抽油系统所需要的最大举升压力为17.6MPa, 所以螺距减半的方案在举升700 m时满足举升要求。但是实际情况下有一定的能量损失, 故应该适当地增加螺杆泵的级数, 以免举升压力不足, 致使螺杆泵被击穿。

因为举升压力是在排出端产生的, 并且压力从排出端向吸入端依次传递, 故可根据公式 (5) 从螺杆泵排出端向吸入端计算, 进而建立无杆采油系统螺杆泵压力场, 计算流程如图7所示。

3结论

(1) 受螺杆泵转子实际加工长度的限制, 当举升高度增加时, 尽量在合理范围内缩小螺距, 同时充分利用单级容腔密封压力进行举升压力计算, 进而减小螺杆长度, 节约成本。

(2) 单螺杆泵压力场分布特征是:吸入端压力最小, 排出端压力最大。

(3) 为了防止螺杆泵在工作中被击穿, 应根据举升高度与油井的情况选择相匹配的螺杆泵, 这样有利于延长螺杆泵的使用寿命。

摘要：介绍了单螺杆泵腔室内压力产生的原理, 提出了单螺杆泵正常工作过程中的密封原则, 即相邻腔室压力大于定转子之间的接触压力时, 定转子被油液压力撑开, 为泄漏状态。同时利用有限元分析软件模拟了螺杆泵正常工作的几个基本过程:油液的吸入, 油液的推移, 油液的排出。伴随着液面高度的增加, 从排出端开始相邻腔室的内部压力差在不断地变大, 找出各基本过程中腔室内压力与接触压力的变化关系, 得到了举升700m时无杆抽油螺杆泵采油系统各泵腔内的压力分布。

关键词：单螺杆泵,密封压力,举升性能,有限元

参考文献

[1]刘猛, 万邦烈.液动式单螺杆泵的原理及设计[J].流体机械, 1999, 27 (9) :26-28.

[2]司海媛.螺杆泵井扭矩图的编制[J].油气田地面工程, 2010, 29 (4) :43-44.

[3]张袁辉, 蒋海, 魏纳.地面驱动单螺杆泵排出口压力计算[J].海洋石油, 2006 (3) :94-96.

密封试验压力 篇6

齿啮式快开容器可分为带平封头的、带凸形封头的。其中带凸形封头的主要用于中、低压压力容器,工作压力一般在0.8~6.4MPa之间,工作温度在200℃左右[1]。齿啮式快开结构法兰密封多采用Y形橡胶密封圈,Y形圈的密封性能对齿啮式快开容器的安全运行具有重要影响。随着计算机技术的发展,有限元技术被运用于橡胶密封圈的研究,谌彪[2]等利用ANSYS分析了不同工作压力下Y形密封圈的Von-Mises应力和接触应力分布,并预测了Y形密封圈可能出现裂纹的位置;Manfred Achenbach[3]利用计算机仿真预测了密封圈不同环境下的使用寿命;谷云庆[4]等利用数值模拟分析了压缩量及密封圈表面仿生凹坑对密封性能的影响。目前大多数的研究都集中液压元件密封圈密封性能的有限元分析。本文采用有限元分析方法对齿啮式快开压力容器密封圈进行数值模拟,分别研究了压力容器不同内压、法兰间隙以及工作温度对密封圈密封性能的影响。

1 模型的建立及计算参数

1.1 齿啮式快开装置及密封圈的几何模型

齿啮式快开装置的密封结构如图1所示。密封槽开在筒体法兰上,接触面1为密封槽内侧面与Y形圈接触面、接触面2为密封槽外侧面与Y形圈接触面、接触面3为封头法兰与Y形圈接触面,如图2所示。根据密封结构的轴对称特点,选取Y形密封圈的一个二维截面进行分析,其截面主要尺寸H=2mm,θ=80°,如图2所示,其中。筒体法兰、封头法兰及橡胶密封圈均采用二维实体单元plane183、自由网格划分,如图3所示。

1.2 容器和密封圈的材料模型

有限元分析采用A N S Y S软件, 容器材料为Q345R,其弹性模量E=209GPa,泊松比γ=0.3;密封圈材料近似为不可压缩的超弹材料,密封圈材质为丁腈橡胶(NBR),硬度为IRHD85(国际橡胶硬度等级),线膨胀系数为1.2×10-4。橡胶材料模型采用Mooney-Rivlin模型函数更贴近橡胶材料的真实特性且被大量的实验验证[5,6],其应变能偏量部分有关的材料常数C10和C01可由实验获得的经验公式根据橡胶材料的硬度计算得出分别为1.87和0.47,该橡胶材料许用剪切强度为4.6MPa[7]。

1.3 接触属性

选取密封槽及封头法兰表面为目标面,密封圈表面为接触面。模型中的接触对由接触单元conta172和目标单元targe169配对组成[8]。

1.4 边界条件

齿啮式快开装置密封系统Y形密封圈Y唇朝向密封槽内侧,在无内压时,密封圈依靠密封唇尖变形产生的接触压力形成初始密封,在升压的过程中密封腔与外供介质源相通,在工作阶段,将密封槽与釜体内腔相通,起到自封自紧作用。

根据齿啮式压力容器工作原理,对Y形圈施加以下边界条件:

1)对密封圈左侧封头法兰施加固定约束,对密封圈上下两侧密封槽施加左右方向的固定约束;

为使得如图3中密封槽恢复到实际宽度,对密封圈上侧密封槽施加-1.25mm的位移载荷,对密封圈下侧密封槽施加1.25mm的位移载荷。

2)密封槽内腔施加相应的内压载荷之后再对密封圈内侧裸露面施加相应的内压载荷。

2 计算结果与分析

利用有限元软件ANSYS对Y形密封圈进行有限元分析,得出相应的接触压力、Von-Mises应力分布。Von-Mises应力反映了截面上各主应力差值的大小,一般来说,Von-Mises应力越大,越会加速橡胶材料的松弛,造成刚度下降,容易出现裂纹。接触应力大于或等于工作内压载荷是Y形密封圈保证密封能力的必要条件,因此接触应力是密封失效判据的首要条件[9]。

2.1 不同内压载荷作用下Y形圈应力分布

在1MPa内压载荷下,密封圈的最大Von-Mises应力以及最大剪切应力出现在密封唇唇尖部位;在5MPa内压载荷下,密封圈最大Von-Mises应力与最大剪切应力均出现在密封圈上下唇交汇处如图4、图5所示。

由图6可知,接触面1与接触面2接触压力分布特性相近且接触面1接触压力略小于接触面2,因此只分析接触面1、3的接触压力。

如图6、图7所示,随着内压载荷的增大,Y形圈各应力最大值均不断增大,但不同的内压载荷下最大接触压力均高于内压载荷,密封可靠。图7表明,在6.4MPa内压载荷下,最大剪切应力为2.32MPa小于材料剪切强度4.6MPa;因此本文结构型式的Y形密封圈能满足内压载荷6.4MPa以下的齿啮式压力容器的密封要求。

2.2 不同法兰间隙下Y形密封圈应力变化

齿啮式快开装置法兰间隙通常为1mm~4mm[10]。如图8所示,在1MPa内压载荷下法兰间隙的影响较小;在5MPa内压载荷下,随着法兰间隙的增大密封圈最大Von-Mises应力和剪切应力增大,接触面3最大接触压力则逐渐减小。且法兰间隙在2mm以下密封圈最大Von-Mises应力、最大剪切应力及最大接触压力变化不明显。因此内压载荷大于等于5MPa时,齿啮式压力容器中法兰间隙取1mm~2mm较为合适。

2.3 不同温度下Y形密封圈应力变化

齿啮式快开容器工作温度一般在200℃左右,温度的升高会产生热应力同时还会导致橡胶材料机械性能的下降[11,12]。假设室温为20℃分别对Y形圈施加20℃、60℃、100℃、140℃、180℃、220℃的均匀温度载荷。内压载荷取3MPa,法兰间隙取2mm,分析结果如图9所示,温度升高导致Y形圈的最大Von-Mises应力变大,接触面1、3最大接触压力减小。温度变化对最大剪切应力没有影响。

3 结论

1)在1MPa内压载荷下,密封圈的最大Von-Mise应力以及剪切应力出现在密封唇唇尖部位;在5MPa内压载荷下,密封圈最大Von-Mises应力与剪切应力均出现在密封圈上下唇交汇处。Von-Mises应力越大,越会加速橡胶材料的松弛,造成刚度下降,容易出现裂纹。

2)随着内压载荷的增大,Y形圈各应力最大值均不断增大;本文结构型式的Y型橡胶密封圈在不同内压载荷下最大接触压力均高于内压载荷,密封可靠。

3)随着法兰间隙的增大密封圈最大Von-Mises应力和剪切应力增大,接触面3最大接触压力则逐渐减小。法兰间隙在2mm以下时,密封圈Von-Mises应力、剪切应力及接触压力变化不明显。因此本文结构齿啮式压力容器法兰间隙取1mm~2mm较为合适。

密封试验压力 篇7

1 密封压力低的原因分析

密封风机通过过滤器抽取清洁空气, 经过可移动的空气管道从壳体进入中央轭, 然后通过中央轭和轴里的通道进入3个磨辊, 磨辊颈轴上装有骨架密封和密封环, 保护磨辊内的润滑油损失和阻止灰尘进入磨辊。以使磨辊腔内压力比外界大, 阻止灰尘的进入, 从而保护磨辊轴承。引起密封压力低的原因大致有以下几种:

(1) 密封风机工作环境差, 风机过滤网由于灰尘大而堵塞, 或因下雨时过滤网吸附水汽而堵塞, 造成风量减小, 密封风机电流下降, 密封压力低;

(2) 密封风机与电机为带传动 (三角带传动) , 由于长期运行造成传动三角皮带老化变松或打滑, 风机电流下降, 造成风量不足, 密封压力下降;

(3) 密封风机空气输送管道 (机壳内管易被风刷漏、连接软管破损、外部管道因振动开焊) 破损产生漏风现象, 电流不变或上升, 造成密封压力低;

(4) 一般在运行几年后, 磨辊的内外空气密封环因受磨内物料的冲刷而磨损, 使密封环的间隙变大 (>5mm) , 使通风出口面积变大, 而风量不变, 但是密封压力将下降。

2 密封压力低对设备的影响

若长期使磨辊腔内的压力等于或小于外界压力, 将造成磨内粉状物料进入磨辊腔内, 导致磨辊轴承骨架密封的磨损, 以致骨架密封破损, 产生磨辊漏油现象;如粉尘进入磨辊轴承内, 将使其损坏而造成停产, 一般维修更换一次要一周左右;若是为了完成生产任务而调低密封压力的报警值, 或拆除密封压力的过滤网的做法是非常危险的。

3 处理方法

(1) 尽量保证密封风机工作环境的清洁, 做雨罩防止雨水打湿过滤网, 定期对密封风机过滤网进行更换或清理, 保证过滤网的干净;

(2) 每次停机时对密封风机传动三角带的张紧度进行检查和调整, 保证密封风机传动带张紧度合适, 运行过程中也要经常查看皮带运行状况, 发现皮带松动及时处理;

(3) 运行中对机壳的外部密封风机管道 (特别是连接软管接头处) 进行检查, 停机时对内部的密封风机管道进行检查, 形成一种制度;

(4) 磨机运行1~2年, 要对磨辊密封环的间隙进行检测, 如果间隙大要及时进行更换, 保证磨辊的骨架密封圈不受粉尘的冲刷, 防止灰尘进入磨辊轴承, 保证磨机长期高效的运行;

(5) 把密封风机的电流在中控的操作界面上显示出来, 操作人员可以更快更准确的判断密封压力低的原因, 并把密封压力作为重要的工艺参数进行监控。