＝：二！！二：文章编号：１００６．２９７１１２００２）０４．ＯＯｌＯ．０３里塑！！垫奎！竺！篁篁！塑！皇篓！翌塑！气缸端面密封结构的分析与计算刘幻（湖南岳阳辫长股份有限公司．湖南岳阳４１４１００）摘要：描述了气缸端面密封失效过程．举出常见妁失误避威泄漏的竹况．阐述了浩兰式静密封机理，提出了可靠的计算气虹密封垫和连接螺栓的方法。关键词：密封；垫片；气缸中图分类号：ＴＨ４５７文献标识码：Ｂ符号Ｆｒ一有技压紧力Ｆ一——最大工作载荷＾——预紧系数ｍ——垫片系数６。——垫片实际宽度６ｌ、６２——垫片计算宽度６——垫片有效宽度口——垫片外径ｐ——介质工怍压力ｐ。。——景小密封压力ｓ”——残余密封力作用面积Ｄｂ＿一螺栓中心圆直径Ｄｃ——密封力作用中心直径ｄｒ螺栓孔直径ｄ——螺栓直径ｖ——最小密封应力［ｄ卜一螺栓许用应力ｚ——螺栓散量Ｆ——螺栓预紧力（设计载荷）Ｆ’～——预紧状态＿Ｆ最小密封力，～——工作状态下最小密封力ｒ垫——垫片残余反力收稿日期：２００２一０６一０６ｌ密封失效过程密封失效过程一般分为３个阶段：（１）静态阶段。由于缸盖或缸座结构的特殊性ｚｌｚ２４结束语螺旋容积泵的“波动特性”是一种模糊非精确的概念，是作者借助物理学中振动与波的概念提出的。目的在于更好的把握螺旋容积泵的内在几何特性来分析与处理设计上的问题。一般的容积泵的吸排过程都具有周期性，因而象涡旋泵等其他类型的容积泵必然也存在“渡动成分”，从这一视角出发提炼出的规律必然也有助干对它们的内在几何特性有更深刻的掌握。参考文献：【１］【２】半导程泵［Ｐ］中国专利：ＺＬ９８２４０２７４．０严彩球．等螺旋叶片转于油泵的特性研究【Ｊ］术．１９９７．（２）：２４—２５【３］于建玲设计螺旋叶片容积泵类机械应注意的同腰ＥＪ］缩机技术．１９９７．（５）：２４～２６【４］梁肇基，等平面泵的螺旋演化及新型螺旋泵结掏［Ｊ］悼工程，１９６７．（８）：２９—３３瀛压压缩机技图４螺旋ｔ和２同步转动相当于交点Ｐ下移万方数据 第４期刘幻：气缸端面密封结构的分析与计算它们刚性并非均匀一致，因而，在预紧螺栓时就会出现静态不均匀变形．导致密封应力分布不均；（２）准静态阶段。当压缩机进入额定工况运行时．由于压缩介质的温度升高．相应密封件因线胀系数不同而出现迥异，造成密封应力分布不均，而产生泄漏间隙；（３）动态阶段。每一压缩循环中，由吸排压差而引起的压力脉动，会使缸径在弹性范围内伸缩，缸盘或缸座密封面的动态翘曲引起间隙的垂直和水平动态位移，这些动态运动使缸垫密封应力分布再次发生变化。以上３个阶段发展到一定状况。就会引起垫密封出现界面泄漏和渗透泄漏，甚至成破坏性泄漏。２常见的设计失误（１）螺栓选取过小。预紧力达不到要求的密封力。工作状态下，螺栓给予垫片的残余作用力低于垫片的最小密封力，垫片与密封件（缸座或缸盖）之间出现间隙，造成高压气体向外泄漏。（２）螺栓选取过大。预紧力太大，会使垫片的某个局部首先发生塑性变形而失去弹性恢复力，工作状态下，受流体压力作用，局部残余应力降低而造成泄漏。（３）垫片过宽。大直径的低中压气缸．鉴于结构上的限制，密封面一般很宽，垫片在螺栓预紧力作用下产生压力分布不均，而造成局部泄漏。３法兰式静密封机理３．１机理在预紧力作用下，相邻表面间的间隙小于所需密封的流体能通过的晟小间隙就达到了密封之目的。最小间隙即流体能通过的最小流道，它是由流体的分子量和表面张力以及作用在密封间隙处的流体压差来决定的。３．２密封力分析如图ｌ所示，在预紧力过程中，螺栓力沿Ｏ，Ｐ卜升，垫片反力沿０。Ｐ上升，在Ａ点达到平衡，根据变形协调原理作出图１（ａ），图２（ｂ）。工作状态下。由流体压差引起一个开启力Ｆ，使螺拴继续伸长至ｃ点，垫片则沿恢复曲线ＡＢ回弹至Ｄ点。Ｃ点对应的力Ｆ。就是总的螺栓载荷，Ｄ点对应的力则为垫片的残余反力Ｆ”垫。作出垫片和密封特性曲线图２。Ｒ一：（ａ）非金属垫片囤ｌ（ｂ）金属垫片由图２推知：压紧后的垫片放松到一定程度时．即出现泄漏。这时垫片所需的压力为最小压紧力Ｆ”一。此状态对应的内压力为最小密封压力声一。所以，Ｆ■。即为垫片能不能密封的分界点，只要Ｆ”≥Ｆ＃ｒａｉｎ就能保证密封。由文献［２］得垫片工作状态下的晟小密封力，㈣＝２ｎｂＤＧｍＰ垫片预紧状态下的最小密封力Ｆ为保证在预紧状态下垫片与密封面之间形成的间隙晟小，垫片要求一个最小密封应力Ｙ。垫片材料一定，ｙ和ｍ也就确定了。如图３所示．残余密封力作用面积Ｓ”＝Ⅱ６Ｄｃ（３）（１）式（１）／（３）得残余应力∥…＝Ｆ＇ｍ，。／Ｓ”＝２ｒａｐ（４）（５）７一＝ｎＤＧｂｙ（２）或Ｐ”…／Ｐ＝２ｍ万方数据 １２压缩机技术６＝４第４期ｖ，Ｄ—Ｄｂ（６）中心圆直径Ｄｅ，＝Ｄｂ一４√Ｄ—Ｄｂ出当量面积。４结论根据前面的分析，笔者认为按下述方法计算气缸密封和连接螺栓为可靠。（１）计算最大工作载荷Ｆ。。（７）对于形状较复杂的垫片．可采用等效法，计算Ｆ。蹦＝Ｆ”一＝詈Ｄ：Ｐ，而文献［１】中Ｐ～＝。．・，２。Ｐ。采用Ｄ。（平均直径）显然是错误的。（２）初步确定螺栓预紧力Ｆ７＝ＫＦ。。，式中Ｋ值可参考文献［１Ｊ。图３由式（５）得出结论：垫片系数ｍ值的大小反映出不同垫片材料的残余应力与工作应力成一定比例．当垫片受到的残余应力为工作压力的２Ｉ／＇ｔ倍时，才能保证密封。由文献［１］知．金属垫片的ｍ值大于非金属垫片，说明金属垫片要求的残余应力大，故密封的工作压力相应增大。３．３垫片有效宽度ｂ气缸垫的工作状况较为恶劣，既有温度变化又有压力波动，因而整个密封面上，垫片受到的压缩应力分布很复杂，密封力作用中心将偏离螺栓连接中心或垫片尺寸的算术平均中心。由密封力中心所决定的垫片宽度才是真正参与密封的宽度，这个宽度就称为有效宽度，如图４。各种密封形式的垫片有效宽度计算见文献［２］。对于大直径宽面气缸垫可按式（６）计算。式中（３）计算中心圆直径ＤＧ和有效宽度ｂ（４）初算螺栓直径ｄｒａｙ＝南舢＝／警根据计算ｄ值，圆整取定螺栓公称直径。（５）计算预紧时保证Ｙ值所需的垫片宽度ｂ－≤ｊ％式中Ｆ２詈耐２［一］（６）计算工作状态时保证最小密封力所需的垫片宽度６２ｂｚ≤ｉｒ而ｍｌｎｒ。。＝Ｆ—Ｆ。。，而文献［１］中采用，～＝Ｆ’一Ｆ。。显然有误。（７）判断若Ｂｏ≤ｂｌ则密封可靠，否则需改进下列各项扫２∥＾＼＼＼、、缓．、＾＼＼＼、＾、＼ｙ黝塑后。重新验算：（ａ）缩小螺栓连接中心圆直径；（ｂ）减小密封面宽度；（ｃ）加大螺栓直径．提高螺栓预紧力。参考文献【１］（活塞式压缩机设计）编写组．活塞式压缩机设计【Ｍ］．北京：机械工业出版社，１９７４叫｛图４【２］ＧＢｌ５０—９８，钢树压力容器【ｓ）万方数据