一種新型矩形密封槽設計

王利鳴， 荊曉兵， 陳楠， 高峰， 戴曼， 戴文華

（中國工程物理研究院a.流體物理研究所；b.脈沖功率重點實驗室，四川綿陽 621999）

0 引言

在加速器及其他大型物理實驗裝置的設計、安裝和維護過程中，通常要涉及到大量的不同形式、不同結構的密封設計及密封件的選取[1-10]。其中矩形密封槽和密封圈的匹配是密封設計中的關鍵性問題之一。因此，如何在設計中提高工作效率，同時保證達到長期穩定的可靠密封要求；如何選用標準化的密封件并且可具備互換性，便于維護，是非常值得探討的問題[11-13]。

1 問題的提出

圖1所示為一個國標O形密封圈，如果密封圈尺寸的選取和矩形密封槽的結構設計不匹配，會引起一系列的問題：

1）如果選取的密封圈內徑d1、截面直徑d2與密封槽的結構設計不匹配，會導致密封圈變形、表皮破損，壓縮量不足等因素，進而影響到長期穩定可靠的密封性能。

2）密封槽截面設計與O形密封圈截面直徑d2不匹配它就不可能形成長期穩定的可靠密封,密封圈會產生塑性變形，嚴重時造成密封圈的表皮破損,而影響到使用壽命；如果壓縮量不足，也達不到密封的效果。

3）如果選取的密封件不是國標而是非標，就會給后續的工作帶來一系列麻煩和困難，如需要制作模具、提高加工費用、延長加工周期、造成維護困難。

4）如密封圈老化、變形已無法滿足實驗所需要的密封要求，在更換時，如果是非標就很難在市場上買到所需要的密封件，給后續的維護工作帶來麻煩。

因此，在大型復雜系統密封結構設計中應首先按照標準化、系列化的原則對密封圈的尺寸進行選取，只有這樣才能實現制造與維護方便的效果。

在《真空設計手冊》中使用下述公式計算密封槽的深度和寬度[14]：

圖1 密封圈內徑d1、截面直徑d2

式中：H為密封槽深度；C為密封槽寬度；d1為自由狀態下密封圈內直徑；d′1為受力狀態下密封圈內直徑；β為密封槽深度系數；ρ為密封槽寬度系數；d2為密封圈截面直徑；δ為密封圈截面直徑公差。

公式較為復雜，相關參數獲取困難，工程設計中較難應用。而在《機械設計手冊》中還沒有查到有關矩形密封結構的設計計算公式[15]。在實際工作中大多數都是憑自己的工作經驗來設計矩形密封槽結構及密封件的選取。因此，設計一種規范、簡便、有效的具有實際工作意義的矩形密封槽設計方法是非常有必要的。

2 密封圈與密封槽的匹配關系

在設計矩形密封槽時，應首先考慮矩形密封槽和密封圈的匹配關系，所以設計時須要滿足以下4個方面的基本原則：

1）由于O形密封圈位于矩形密封槽中受到密封槽寬度的限制時，密封的壓力會隨著壓縮量的增加而急劇增加。設計密封槽時，除考慮O形密封圈公差的影響外，還需要考慮O形密封圈裝配在密封槽中，O形密封圈截面直徑d2伸展的影響。經驗證明，密封圈材料為普通橡膠時，密封的壓力取1.3 MPa左右比較適宜[14]。

2）因為密封圈具有受力后形狀發生改變而保持體積不變的性質，即不可壓縮的彈性變形能力。超過彈性壓縮極限密封圈就會產生塑性變形，嚴重時造成表皮破損。相對于密封槽，密封圈截面直徑d2尺寸過小，壓縮量不足，不能形成長期穩定的可靠密封；過大會導致密封圈變形、表皮破損，而影響密封圈的使用壽命。

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3）由于安裝在密封槽里的密封圈受壓后形狀發生變化而體積不變，因此密封槽要有容納密封圈變形的空間。在受壓密封狀態下，密封圈不可能將密封槽完全充滿，而且在不同的介質和溫度下，密封圈會出現一定的膨脹，因此密封槽容積應有相對的余量。

4）在設計時應注意使密封槽的體積大于密封圈的體積，以免裝配后裸露出密封圈，會形成較大的放氣源，影響真空度的快速提升和真空度的穩定性，如圖2所示。

因此，密封槽要有容納密封圈變形的空間，而確保密封圈最適宜的壓縮量是矩形密封槽設計中非常重要的參數之一。

3 參數的分析

3.1 密封槽的截面面積

矩形密封槽的截面面積如果小于密封圈的截面面積，那么，2個法蘭表面就壓不到一起，如果使用這種密封結構的法蘭設計連接，加上連接螺栓擰得過緊，密封圈就會產生永久性變形甚至被壓壞而影響到密封的性能。當安裝在矩形密封槽中的密封圈截面形狀近似為橢圓形、且與矩形密封槽相切時，如果密封槽截面積大于該橢圓外接長方形面積時，密封圈存在自由面，密封效果較差，所以允許的最大密封槽截面積為該橢圓外接長方形的面積。通過上述分析可以得到密封槽截面面積的選擇范圍：

式中：Aring為密封圈截面積；Agroove為密封槽截面積；Aellipse為橢圓面積；Arectangle為橢圓外接長方形面積。

進一步，在不損壞密封圈的前提下，為了獲得較好的密封效果，應選擇密封槽截面面積接近密封圈截面面積的設計。

3.2 密封槽的深度

由于密封圈具有受力后形狀改變而保持體積不變，即不可壓縮的彈性形變能力，所以，通常取密封圈的變形率為15%～30%[14]。因此密封槽深度的選取范圍如下：

式中：H為密封槽深度；d2為密封圈截面直徑。

通常情況下，真空密封應要求密封圈具有盡可能大的形變量，而普通機械密封對密封圈形變量的要求則較低。所以建議密封槽的深度選取原則：真空密封，密封槽的深度為0.7倍密封圈截面直徑，即H=0.7d2；而對于普通機械密封，密封槽的深度可以取0.8倍密封圈截面直徑。

3.3 密封槽的寬度

密封槽的寬度等于密封槽的截面面積除以密封槽的深度。由密封槽截面面積及密封槽深度的選擇范圍可以得到最大、最小密封槽寬度計算公式：

式中：Cmin為最小密封槽寬度；Cmax為最大密封槽寬度；Aring為密封圈截面積；Agroove為密封槽截面積；H為密封槽深度；d2為密封圈截面直徑。

密封槽寬度的取值范圍在密封圈截面直徑的1.12～1.4倍之間。

因此，在不損壞密封圈的前提下，為了獲得較好的密封效果，應選擇密封槽的寬度近似為1.12倍密封圈的截面直徑，即C=1.12d2。

基于前述對密封圈與密封槽匹配關系概念的理解，以及對密封槽截面面積、密封槽深度和密封槽寬度的參數分析，可以總結出如下簡便、易行、有效的矩形密封槽深度、寬度計算公式：

式中：H為密封槽深度；C為密封槽寬度；d2為密封圈截面直徑。

其中式（5）為真空矩形密封結構的設計計算公式，式（6）為普通機械矩形密封結構的設計計算公式。4 密封槽深度、寬度的總結設計算例

在實際設計中則要根據法蘭盤的直徑設計和法蘭盤中的結構設計來選取確定國標真空密封圈的內徑d1和密封圈的截面直徑d2。

用公式（5）具體說明真空密封結構設計中矩形密封槽深度和寬度簡便、有效的設計計算方法。

如圖3所示，其法蘭盤的直徑設計為φ=205 mm，同時根據法蘭盤中的其他結構設計，選取真空密封圈的內徑d1=145 mm、密封圈的截面直徑d2=5.3 mm（國標）。則根據式（5）可以非常簡便地計算出密封槽的深度和密封槽寬度的密封結構設計結果，即：H=0.7×5.3=3.71 mm，C=1.12×5.3=5.94 mm。

圖3 計算實例-密封槽法蘭面示意圖

5 結語

通過對矩形密封結構設計中經常遇到的問題進行參數分析和結構尺寸計算，總結出一套具有實際工作意義的矩形密封槽的結構設計方法。該方法在“神龍一號”加速器、“神龍二號”加速器等大型復雜系統

的矩形密封結構設計中進行了大量成功的工程應用，結果表明，該矩形密封結構設計方法具有簡便、易行、有效的特點。

通過分析矩形密封槽的設計過程，可以發現在矩形密封結構設計中密封圈的尺寸選取占據了更為基本和先決性的位置。大量的工程實施經驗表明，在密封結構設計中應首先按照標準化、系列化的原則對密封圈的尺寸進行選取（盡量采用國標尺寸），只有這樣才能實現制造與維護方便的效果。總之，有效的密封結構設計應建立在密封圈和密封槽同時合理選取、設計的基礎之上。

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