【正文】 發(fā)會造成干摩擦而加劇磨損；端面壓力Pc一定要大于端面間液膜壓力，否則會產(chǎn)生過大泄漏。當軸或軸套（或與密封圈相關的其他零件）的粗糙度為Ra=～、輔助密封為聚四氟乙烯V形圈時，取Pt=～.如介質潤滑性好且潔凈，磨損補償又不大時，Pt值一般可忽略不計，則式74可寫成與波紋管式機械密封相同的形式，即PC=PS+(Kλ)P 5）斧用機械密封的密封腔處介質壓力通常按斧內壓力考慮。 如果條件允許，密封腔壓力最好通過實驗確定。根據(jù)實驗，對于單級懸臂式離心泵，當泵出口壓力不變時，密封腔介質壓力P與上述間隙大小成正比，與葉輪上的平衡孔數(shù)及孔徑成反比。式中74中的P為密封腔處的介質壓力。 4）當吸附膜達到飽和時，極性分子緊密排列，分子間的內聚力使其具有一定的承載能力，并可防止兩端面直接接觸而起到潤滑的效果，但并無推開端面的作用。 λ為密封面間的平均液膜壓力與密封介質壓力之比，λ值的大小與介質性質，轉速、壓力以及密封表面狀態(tài)等有關。 3） 液膜反應系數(shù)λ。 K值一般不應《；易使端面被液膜壓力等推開而增大泄漏量。在pv值較高的情況下，通常按介質粘度大小選取K值。 一般對于內流非平衡式結構，K=～。在結構設計中初步計算端面壓力時，可根據(jù)介質壓力和pv值、介質特性和摩擦副材料等按經(jīng)驗或通過實驗選定。 對于外流過平衡式結構，彈簧力除克服端面液膜壓力和輔助密封圈與相關元件間的摩擦阻力外，還需克服介質壓力對密封端面產(chǎn)生的開啟力，故需較大的彈簧壓力才能保證足夠的端面壓力。介質壓力小或介質波動較大者，ps取較大值；反之，取小值。 顯然，ps值過小，難以起到上述作用；ps過大會加劇磨損。同時用以克服補償環(huán)輔助密封圈與相關元件表面間的摩阻力，使補償環(huán)能追隨端面的磨損沿軸向移動。 1） 彈簧壓力ps。波紋管的有效直徑de，實際上相當于帶輔助密封圈的機械密封中的平衡直徑db，因此，其端面壓力計算式，只需由式74中減去末項，即 波紋管的有效直徑與波紋管的工作狀態(tài)、波形、波數(shù)及材料等有關，可近似按下列公式計算：矩形波（如車制的聚四氟乙烯波紋管）為 外流式波紋管機械密封（圖724），波紋管內側受到介質壓力p作用。 內流式波紋管機械密封（圖722）中，波紋管外側受到介質壓力P作用。雙端面機械密封的端面壓力 與式74比較，形式上完全相同。以圖718B平衡式為例，作補償環(huán)的受力分析，其軸向力平衡見圖719.式中Ft—由摩擦阻力引起端面壓力增大或減小的值，端面所受靜閉合力F′C為外流單端面機械密封的端面壓力Ft的方向與補償環(huán)軸向移動方向相反。式中λ—液膜反壓系數(shù)。端面液膜壓力包括液膜靜壓力和液膜動壓力，它們都是力圖使端面開啟的力。Fs和Fp都是使端面趨于閉合的力。 圖716為幾種內流單端面機械密封的結構簡圖，其旋轉環(huán)為補償環(huán)。它主要取決于密封結構型式和介質壓力。由彈簧力作用在密封端面單位面積上的壓力稱為彈簧壓力，用Ps表示。 密封端面單位面積上所受的力稱為端面壓力，以Pc表示。表73機械密封端面壓力、彈簧壓力和載荷系數(shù)推薦值密封類型端面壓力Pc/MPa彈簧壓力Ps/MPa載荷系數(shù)K內流式非平衡式～～～平衡式～～～外流式非平衡式～～～平衡式～～～過平衡式～ liststyle: none。根據(jù)載荷程度不同，機械密封可分為三種平衡型式，分別用于不同壓力條件，.表72機械密封的平衡型式密封平衡型式載荷系數(shù)范圍使用壓力范圍/MPa非平衡式K》1P《平衡式0k1 div= style=margin: 0px。載荷系數(shù)也可以用面積比來表示：介質壓力作用在補償環(huán)上使之與非補償環(huán)趨于閉合的有效作用面積Ae與密封端面面積A之比為載荷系數(shù)K.載荷系數(shù)由于密封面微觀狀態(tài)的影響因素很多，以及實驗技術的困難，目前還不能提出能直接用于設計計算的公式。 如圖713，設二平面間存在一定的斜楔，隨著間隙減小，液壓增大，而斜楔的進出口處壓差為零，故有—液壓最大值，對應該處的液膜厚度為h0，則流量 機械密封環(huán)端面即使經(jīng)過精細的研磨加工，在微觀上仍然存在一定的波度，當兩個端彼此相對滑動時，由于液膜作用會產(chǎn)生動壓效應。假設密封端面間隙內流體流動的單位阻力沿半徑方向是不變的，則流體沿半徑r的壓力降呈線性分布（圖711）。液膜靜壓力 為了保證端面間有一層穩(wěn)定的液膜（半液體潤滑或邊界潤滑膜），就必須控制端面承受的載荷W，而W值究竟多大合適，是與液膜承載能力密切相關的。機械密封的主要參數(shù)核心提示： 端面液膜壓力 為了保證端面間有一層穩(wěn)定的液膜（半液體潤滑或邊界潤滑膜），就必須控制端面承受的載荷W，而W值究竟多大合適，是與液膜承載能力密切相關的。與平面軸承……端面液膜壓力與平面軸承類似，機械密封端面間隙液膜的承載能力，稱為端面液膜的壓力，它包括了液膜的壓力和液膜動壓力兩部分。 當密封間隙有微量泄漏時，由于密封環(huán)內、外徑處的壓差促使流體流動，而流體通過縫隙受到密封面的節(jié)流作用，壓力將逐步降低。例如中等粘度的流體（如水），其沿徑向的壓力就近似于三角形分布，低粘度液體（如液態(tài)丙烷等）則呈凹形，高粘度液體（如重油）壓力縫補呈凸形。 端面間的液膜靜壓力是力圖使端面開啟的力，設沿半徑方向r處，寬度為dr的環(huán)面積上液膜靜壓力為pr，設密封流體壓力為p，則作用于密封面上的開啟力R為液膜動壓力有納威斯托克斯(NovierStokes)方程： 關于機械密封液體動壓效應的形成和分析，有許多不同的觀點和力學模型。但對于機械密封設計的正確分析，具有一定的理論指導意義。 機械密封的載荷系數(shù)是在摩擦副軸向力平衡下，各項軸向力與密封上最大介質壓力的比值，它反應了各種軸向力的作用和大小。 載荷系數(shù)的大小，表示介質壓力加到密封端面的載荷程度，通?？赏ㄟ^在軸或軸套上設置臺階，減小Ae改變K值。 padding: 0px。p(～)過平衡式K《0～端面壓力它是影響機械密封性能的主要因素之一。端面壓力可根據(jù)作用在補償環(huán)上的力平衡來確定。內流單端面機械密封的端面壓力今以圖716A非平衡式結構為例，對補償環(huán)作受力分析，其軸向力平衡見圖717。 式中db為平衡直徑，即介質壓力在補償環(huán)輔助密封處的有效作用直徑。1） 端面液膜壓力Fm。在目前的機械密封設計中，液膜壓力都是粗略地以液膜靜壓力為計算依據(jù)，必要時再通過實驗進行修正。2） 補償環(huán)輔助密封與相關元件表面的摩擦阻力Ft。補償環(huán)向閉合方向移動時，F(xiàn)t為負值；反之，則為正直。 圖718為幾種外流式單端面機械密封結構簡圖，其中旋轉環(huán)為補償環(huán)。因此，各種平衡程度的內流式或外流式機械密封，均可按式74計算端面壓力，僅僅是K值的大小和正負值不同而已。 圖720的雙端面機械密封，靠大氣層側的密封面受力情況與內流式單端面機械密封完全相同，端面壓力為式中Pt—封液壓力，單位為Pa。 靠介質側的密封面受力情況與單端面內流式和外流式都不一樣，其補償環(huán)軸向力平衡如圖721，按前面同樣的方法可以導出端面壓力為式中K1—按內流式計算的載荷系數(shù)，波紋管機械密封的端面壓力當長度L保持不變時，它在軸向產(chǎn)生的力FP相對于波紋管d4與有效直徑de之間的環(huán)形活塞端面受壓力p作用時所產(chǎn)生的力（圖723），即當長度L保持不變時，它在軸向產(chǎn)生的力Fp相當于波紋管有效直徑de與軸直徑d之間的環(huán)形活塞端面受壓力p所用所產(chǎn)生的力(圖725)，即 上述近