附表2：行业标准项目建议书[注1] 填写制定或修订项目中，若选择修订必须填写被修订标准号；[注2] 选择采用国际标准，必须填写采标号及采用程度；[注3] 选择采用快速程序，必须填写快速程序代码.浅析给水泵机械密封共模故障原因及处理措施[2011年07月05日] 来源：价值工程 作者：杨智翔 【字体：大 小】导读： 在岭澳核电站二期1号机组电动主给水泵系统（L3APA ）调试运行期间，给水泵机械密封频繁出现共模故障，给机组运行带来安全隐患。
文章通过对可能导致机械密封故障的主要因素进行计算分析，指出冲洗水流量不足和密封腔内流场不均匀是导致共模故障的根本原因，通过采取提升泵效轮性能、减小冲洗水回路阻力和增设冲洗水分配环等措施，消除共模故障。
关键词：机械密封；端面温度；冲洗水流量；流场特性摘要：在岭澳核电站二期1号机组电动主给水泵系统（L3APA）调试运行期间，给水泵机械密封频繁出现共模故障，给机组运行带来安全隐患。
文章通过对可能导致机械密封故障的主要因素进行计算分析，指出冲洗水流量不足和密封腔内流场不均匀是导致共模故障的根本原因，通过采取提升泵效轮性能、减小冲洗水回路阻力和增设冲洗水分配环等措施，消除共模故障。
关键词：机械密封；端面温度；冲洗水流量；流场特性0引言L3APA配置了3台Clyde union公司供应的85B1/RS型给水泵。
给水泵为卧式、单级、双吸离心泵，驱动端和非驱动端安装有John Crane公司生产的机械密封。
调试运行期间，给水泵机械密封频繁出现温度高、泄漏量超标、漏黑水等共模故障。
本文以L3APA-B列给水泵（以下称“L3APA202PO”）为例，计算分析机械密封共模故障原因，并提出处理措施。
1L3APA给水泵机械密封及冲洗水回路介绍1.1 机械密封结构介绍L3APA给水泵机械密封采用PLAN 23冲洗方案。
它由一套动、静环密封组件组成，动环密封面依靠弹簧压力和密封腔室内的流体压力紧紧压在静环密封面上，但是两者又不完全接触，它们之间存有一层具有润滑功能的液膜。
冷却水套类似于一个“热屏”，被安装在密封腔室内侧，用来冷却进入密封腔室的高温给水，防止机械密封部件损坏。
设置在轴套外围的泵效轮随着水泵运行而高速旋转，提供足够的能量保证冲洗水在回路中不间断循环。
1.2 设计参数机械密封设计参数见表1。
2故障介绍在调试运行期间，机械密封运行参数见表2。
解体机械密封，检查发现各O环状态完好，但密封副端面异常磨损，且存在过热痕迹，见图1。
运行参数和检查情况表明机械密封主要存在以下异常现象：①温度高。
有关资料表明[1]，机械密封正常运行时，密封腔室出水温度应?燮60℃。
②泄漏量超标。
根据John Crane公司设计标准，机械密封正常泄漏量应当?燮0.25L/h。
③漏黑水。
经过检测，黑水中的黑色物质是碳粉，系密封副端面异常磨损所致。
3故障原因分析可能导致机械密封故障的主要因素有以下四个：密封副端面比压pc、密封副端面线速度Vc、热量平衡性能和密封腔内流场特性。
下面对这四个因素逐一进行分析计算。
3.1 密封副端面比压pc计算分析pc的计算式如下：Pc=Psp+（B-Km）Ps；Psp为弹簧比压，单位MPa；B为面积比；Km为膜压系数，对于内装式密封，取0.5；Ps为密封腔压力，单位MPa。
求解结果为：Pc=0.204+（0.710-0.5）×4.56=1.1616（MPa）密封副端面比压pc符合机械密封设计规范[2]。
3.2 密封副端面线速度Vc计算分析Vc的计算式如下：Vc=πn（d1+d2）/120n为水泵转速，单位r/min；d1为密封副端面内径，单位mm；d2为密封副端面外径，单位mm；求解结果为：Vc=3.14×4905×（0.168+0.156）/120=41.58（m/s）密封副端面线速度Vc符合机械密封设计规范[2]。
3.3 热量平衡性能计算分析给水泵机械密封为接触式，不仅密封副端面会产生摩擦热，而且旋转部件与冲洗水搅拌也会产生搅拌热。
此外，泵内介质也会带来一定的介质热。
这些热量都会影响到机械密封热量平衡性能。
若产生的热量不能被及时带走，将使密封副端面温度过高，从而导致机械密封出现故障。
本文从热量平衡方程、冲洗水流量、端面温度、端面膜相等方面来计算分析机械密封热量平衡性能。
3.3.1 热量平衡方程建立机械密封的热量平衡方程如下：QF+QA+QB+Qmi=Q1+Q2+Q3+Q4+Qmo；QF为密封副端面摩擦热；QA为旋转部件与冲洗水搅拌产生的搅拌热；QB为辅助部件的振动和摩擦产生的热量；Qmi为泵内介质带来的热量；Q1为旋转部件传递给冲洗水的热量；Q2为密封副传递给冲洗水的热量；Q3为通过转子散除的热量；Q4为泄漏流体带走的热量；Qmo为冲洗水及密封介质带走的热量。
给水泵机械密封，属于无泄漏密封，则Q4=0。
在正常运行时可以忽略辅助部件的振动和摩擦热，即QB=0。
由于搅拌热QA不易确定，通常将端面摩擦热考虑合适的摩擦系数来确定。
空气的对流换热系数低，故散热量Q2及Q3较小，可以忽略不计。
假设冲洗水及密封介质带来的热量Qmi等于传出的热量Qmo。
于是机械密封的热量平衡方程可简化为：QF=fpgVcAf=Q1=QxρCΔtx（1）f为摩擦系数，为了有充分的安全裕量，此处取0.3；pg为比载荷，单位N/cm2；Af为密封副端面面积，单位cm2；Qx为冲洗水流量，单位L/min；C为冲洗水的比热，单位J/（kg.K）；ρ为冲洗水的密度，单位kg/L；Δtx密封腔室内部温差，根据经验，取2℃。
3.3.2 冲洗水要求流量计算由式（1）求解出冲洗水要求流量：Qx=fpgVcAf /ρCΔtx=f（psp+Bps）VcAf /ρCΔtx=0.3×（0.204+0.71×4.56）×41.58×30.5×102/（0.89×4396×2）=16.73L/min从表2可以看出，L3APA202PO-NDE机械密封冲洗水流量实测值为5.86L/min，远小于通过本文计算得到的要求值。
冲洗水流量不足，带走热量较少。
机械密封热量平衡性能变差，密封副端面温度升高。
3.3.3 端面温度计算利用迈尔提供的估算公式可以对机械密封端面温度进行计算。
迈尔提供的估算公式为：T=T0+（2）T为机械密封端面温度，单位℃；T0为介质温度，取104.4℃；f为摩擦系数，取0.05；b为密封副端面宽度，取0.006m；Cw为散热系数，取0.6；λa为动环导热系数，取16W/（m•K）；λb静环导热系数，取150W/（m•K）；式（2）求解结果为：T=104.4+=249.9（℃）给水泵机械密封动环和静环材质分别为浸镝石墨和碳化硅，工作温度限分别为350℃和427℃。
通过本文计算得知，密封副端面温度没有超过动环和静环材质要求的最高温限。
尽管如此，由于冲洗水流量不足，密封副端面得不到充分冷却，温度已高达249.9℃。
高温可能破坏密封副端面液膜，使得膜相稳定性变差。
3.3.4 端面膜相判断判断密封副端面膜相的指标见表3。
从3.1节得知，密封副端面比压为1.1616MPa，查询水蒸气饱和曲线，此压力对应下的饱和水温度tb=186.5℃。
从=249.9℃，可见tF?叟tb，密封副端面处于似气相密封。
处于此相态密封下，密封副端面间的摩擦系数较大，较易磨损，工作不稳定。
对于给水泵机械密封，只允许它工作在全液相密封下。
3.3.5 热量平衡性能分析由于给水泵机械密封冲洗水流量不足，产生的热量不能被及时带走。
因此密封副端面温度升高，液膜遭到破坏，端面膜相呈现出似气相的异常现象。
进而密封失稳，泄漏量超标，密封副端面异常磨损。
3.4 密封腔内流场特性计算分析密封腔内的流场特性直接影响着密封副端面的润滑和冷却效果。
利用计算流体力学（CFD）进行密封腔内流场特性计算，计算结果见图2[3]。
从图2可以看出，冲洗水进入密封腔后大部分流至密封副端面，且形成小型漩涡流动。
随着冲洗水不断注入，密封副产生的热量由冲洗水带出密封腔室，从而降低端面温度。
但冲洗水进入密封腔室后，并非完全均匀分布，在圆圈标记部分出现死区，流动不畅，无法将热量及时带走。
造成该区域密封副端面温度升高，异常磨损。
4处理措施从，引起机械密封共模故障的根本原因是冲洗水流量不足和密封腔内流场不均匀。
围绕上述两个根本原因，采取了增加泵效轮出水孔个数、扩大冲洗水管道直径、更换容量更大的冷却器和增设冲洗水分配环等处理措施。
4.1 增大冲洗水流量机械密封冲洗水在整个回路内部封闭循环。
泵效轮性能和冲洗水回路阻力是影响冲洗水流量的关键因素，而冲洗水回路阻力则由冲洗水管道阻力和冷却器阻力构成。
4.1.1 提升泵效轮性能泵效轮工作原理为：冲洗水通过与轴套连为一体的泵效轮粘性驱动，沿着圆周方向高速旋转，获取能量，然后被离心力甩向泵效轮外侧，经泵效轮外侧开设的8个直径为6mm的出水孔进入冲洗水出口管。
水被甩出去后，泵效轮内侧形成真空，密封腔内的冲洗水在压差作用下就会再次进入泵效轮腔室。
如此就形成了泵效轮连续不断的送水和吸水过程。
泵效轮性能主要由以下五个参数组成：流量、扬程、功率、效率、转速。
为了简化处理工作，主要考虑增大泵效轮扬程和流量。
泵效轮扬程近似计算公式为：H=k1×（3）H为泵效轮扬程，单位m；k1为修正系数，水力损失越小，该系数越大；r为泵效轮半径，单位m；ω为角速度，与水泵转速有关，单位rad/s；g为重力加速度，单位N/kg。
从式（3）可以看出，影响泵效轮扬程的主要因素是水力损失和水泵转速。
从现场实际情况出发，不考虑改变水泵转速，只考虑通过减小水力损失来提高泵效轮扬程。
水力损失发生在泵效轮入口、出口、流道壁面等处。
分析泵效轮结构，发现出水孔总面积较小，产生较多损失，对扬程减小有较大贡献。
为此，可以采取扩大出水孔直径或者增加出水孔个数的方法来降低水力损失，从而提高扬程。
泵效轮流量近似计算公式为：Q=k2×Arω（4）Q泵效轮流量，单位m3/h；k2为修正系数，水力损失越小，该系数越大；A为出水孔总面积，单位m2；r为泵效轮半径，单位m；ω为角速度，与水泵转速有关，单位rad/s。
从式（4）可以看出，影响泵效轮流量的主要因素是水力损失、出水孔总面积和水泵转速。
从现场实际情况出发，不考虑改变水泵转速，只考虑通过减小水力损失和增大出水孔总面积来提高泵效轮流量。
通过对式（3）的分析已经得知，减小水力损失可以采用扩大出水孔直径或者增加出水孔个数的方法。
此举正好也是增大出水孔总面积的有效措施。
处理措施：将泵效轮出水孔由8个增多至16个，但未改变出水孔直径。