船舶尾轴环机械密封装置端面变形研究

简多荣

摘要：本文以新式船舶密封装置的变形分析方法为主要研究对象，改善传统变形分析带来的计算失真问题，保障计算数据的准确性。依据密封时动环的受力值，分析得出动环端面的变形问题，计算结果更精准，适用于端面变形问题研究。

Abstract： This paper takes the deformation analysis method of the new ship sealing device as the main research object to improve the calculation distortion problem caused by the traditional deformation analysis and ensure the accuracy of the calculation data. According to the force value of the movable ring during sealing， the deformation of the end face of the movable ring is analyzed， and the calculation result is more accurate， which is suitable for the study of the deformation of the end face.

關键词：机械密封装置;静环;动环

0  引言

在船舶尾轴环位置采取的密封措施，拥有高度可靠功能、产生的能耗较低、占地空间较小等优势。在实际船舶使用期间，密封装置能够承载的负荷量，难以顺应时代的发展，逐渐呈现出功能的滞后性，加之长期反复使用，产生较为严重轴环磨损，引发了端面变形问题，造成泄漏事故频发。

1  建模

机械密封装置1中，含有相对独立的配件共计14组，依据装置的内部元素，假设装置的动环为a1，其内径大小为r1，其外围直径大小为d1。假设装置的静环为a2，其内径值为r2，外围O型圈内的直径值为d2。参考对称原理概念，结合应变函数公式，确定端面分析模型关系：①F=（cosα×Ebt×lims×h）/（λk），其中lim的取值范围为[s，∞]。关系中，F代表的是端面承载的局部受力值;E表示的是一种弹性量值;bt表示的是在t时间内，产生的转速;s代表的是面积，是由动环与静环相关数据计算得出的端面面积值，单位为平方米;h表示的是船舶尾轴在行驶期间所承受的作用力大小;k表示的是装置的密封强度;λ表示的是装置所产生的摩擦阻力强度;α代表的是密封端面变形时产生的倾斜度。

2  变形分析

2.1 动环端面比压

端面比压值，是产生端面变形的关键因素，确定比压值，是变形分析的基础，以便于迅速确定端面变形成因。应确定动环与静环涉及的相关参数。动环在实际运行期间，尾轴在密封状态下，其受力情况较为繁复，具有较大的变化幅度，引起动环与其他配件产生无规律的接触。图1中h1表示的是动环初始化产生的预紧力;h2代表的是动环在横闭操作时，产生的合力;h3指的是在密封条件下，动环承受的压力值;h4代表的是液膜在发生反作用时，产生的力;h5表示的是端面实际负载的受力[1]。

依据图1假设h1=h0，h2=q0，由此可得②q0=h3+h4+h5;由此发现，在混合状态下，密封装置所具有的闭合力值应为q0，此力是三个力之和，分别为：端面受力、液膜作用力、密封压力。如若h1与h2两个力能够互相抵消，则装置处于良好的工作状态。在h1、h2两端同时接入摩擦面积因素：K1与K2，由η表示承载的受力系数，满足η=K2/K1的关系式;ω表示密封状态承受压力的强度值，满足v4=τv3，得出关系式③v1+v2=v4+v5+（K2/K1）×v3=v5+ηv3+ωv3。关系式中，v1表示的是受力状态下的比压值;v2表示的是摩擦状态下的比压值;v3代表的是密封状态下，内外产生的压力差值;v4指的是液膜作用下的比压值;v5表示的是轴环端面产生的比压值。当动环与静环间距缩小时，即为+;当两者间距增大时，即为-，实现了弹性分析过程。

2.2 分析静环位移变化规律

分析轴环所具有的物理性质，考虑温度因素，对轴环产生的影响。假设动环与静环，两者材质存在物理差异，故而选择橡胶素材的静环端面，建立有限元模型，设定与计算静环相关参数。橡胶材质的物理性质属于多元化非线性，依据模型因素设定，参考应变产生的密度函数关系，得出动静环材质弹性计算关系式：④g=（c（l1-y）+c1（l2-y）+（m-1）2）/x。关系式中的字母含义：g代表的是在应变密度函数的作用下，静环产生的诸多关系;c、c1表示的一种常数值，在RM模型下拥有具体定义;m表示的是变化因数;y是一种固定数值;l1、l2表示的是应变作用下，不具有变化能力的数值[2]。

基于橡胶材质具有较强的稳定性，不具有压缩能力，得出关系式：⑤ξ=g（1+（c/c1））×{E（ψ+εDP）/（100-DP）}。关系式中E表示的是弹性常数值;ψ代表的是材质的物理特性，包括抗变形能力;ε代表的是泊松比值;DP代表的是静环材质所具有硬度值。依据④与⑤的关系式，可以确定静环材质成分，与其他参数之间产生的相互关系，包括关联性与影响力。静环与参数产生的相互关系，变化趋势如图2所示。

由图2可知，静环在位移期间产生的变形程度d，与端面比压，两者存在线性关系，当比压值=3kPa时，变形程度呈现迅速增加趋势。由此可知，端面比压值与d存在一定相互关系。由此实现了分析密封装置的变形成因。

3  实验

3.1 实验准备

为提升分析结果的准确性，随机挑选密封装置若干个，作为实验研究主体。准备各类参数，便于开展实验，电功率值p1设为5kW，主轴功率p2数值保持在3kW，充分利用变频调速器，实现对主轴转速的控制，保持转速v不大于2990，单位为rpm。测试完成后，保障无误差，开展实验分析。

3.2 方案设计

启动实验所需的变频器电源，调整其稳定的运行状态。当变频器转速v=1000时，维持此状态15分钟，观察设备异常现象，如若未发生异常，开展实验流程。将v调成2920，在变频器运行20分钟时记录实验数据，记录多组数据，保障实验结果具有精准性[3]。

3.3 分析实验结果

将其中2个密封装置设为实验主体M与N，按照方案设计流程，记录实验数据。设置相关参数，将端面大小，假设为自变量o，分析其与真实变形量z之间的相互关系。密封装置在型号不相同时，端面的变形点有所差异，产生的zo两者差值趋近于0。由此说明，自变量对设备变形影响不明显。

4  结论

新的变形分析方式，从根本上解决传统分析法的思维限制性，以装置属性为实验依据，计算装置内相关参数数值，从而判定端面变形的影响因素，即作用力。此分析方式在计算期间，存在数据误差较小，应综合考量材料具有物理量，包括张力与应力等，实现计算结果更为精准，分析流程更为完善。

参考文献：

[1]何涛，王隽，刘旭康，等.密封面宽度对大潜深船舶尾轴机械密封性能的影响[J].润滑与密封，2018，43（09）：71-75.

[2]徐媛媛，顾海，马小勇，等.船舶尾轴环机械密封装置端面变形分析[J].舰船科学技术，2019，41（24）：64-66，204.

[3]刘良瑞.船舶尾轴环机械密封装置端面变形分析[J].舰船科学技术，2019，41（16）：73-75.