动压机械密封动力槽的优化及换热器面积的确定

维普资讯 http://www.cqvip.com 第２６卷第３期　排灌机械　Ｖｏ１．２６　Ｎｏ．３　２００８年５月　Ｄｒａｉｎａｇｅ　ａｎｄ　Ｉｒｒｉｇａｔｉｏｎ　Ｍａｃｈｉｎｅｒｙ　Ｍａｖ　２００８　动压机械密封动力槽的优化及换热器面积的确定　何玉杰，李质情，石海峡，李　强　（江苏大学流体机械工程技术研究中心，江苏镇江２１２０１　３）　摘要：针对高温、高压泵的机械密封端面容易出现磨损或烧损的问题，分析了热流体动压机械密　封的工作原理；在高温、高压泵上采用了热流体动压机械密封，以及使用ＡＰＩ６８２　３２系统作为密封　辅助冷却方案．对动压机械密封的端面动力槽作了优化设计；对密封系统的换热器进行了设计计　算，使得密封能在较为理想的工作温度下工作．结果表明，在高温热水工况下，冲洗水流量及温度满　足设计要求时，端面圆弧槽的密封效果最好，最大使用寿命可达８　ｏｏ０　ｈ；液膜的承载能力随着密封　端面圆弧槽槽数的增加而增加，受槽深的影响比较小；换热面积为０．５０　ｍ　的换热器是合理的，并　应尽量使用较大换热面积的换热器，使进入密封腔的冲洗水温度低于１００　ｃＩ二．　关键词：机械密封；高温高压；流体动压；圆弧槽；换热面积；液膜　中图分类号：ＴＫ７　文献标志码：Ａ　文章编号：１００５—６２５４（２００８）０３—００３０—０４　Ｄｙｎａｍｉｃ　ｇｒｏｏｖｅ　ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ　ｏｆ　ｈｙｄｒｏｄｙｎａｍｉｃ　ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ　ｓｅａｌｓ　ａｎｄ　ｄｅｔｅｒｍｉｎａｔｉｏｎ　ｏｆ　ｈｅａｔ　ｅｘｃｈａｎｇｅｒ　ａｒｅａ　ＨＥ　Ｙｕ－ｉｆｅ，ＬＩ　Ｚｈｉ—ｑｉｎｇ，ＳＨＩ　Ｈａｉ—ｘｉａ，ＬＩ　Ｑｉａｎｇ　（Ｔｅｃｈｎｉｃａｌ　ａｎｄ　Ｒｅｓｅａｒｃｈ　Ｃｅｎｔｅｒ　ｏｆ　Ｆｌｕｉｄ　Ｍａｃｈｉｎｅｒｙ　Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，Ｊｉａｎｇｓｕ　Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，Ｚｈｅｎｊｉａｎｇ，Ｊｉａｎｇｓｕ　２１２０１３，Ｃｈｉｎａ）　Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｃｏｎｓｉｄｅｒｉｎｇ　ｔｈｅ　ｐｒｏｂｌｅｍ　ｏｆ　ｅａｓｙ　ｗｅａｒｉｎｇ　ｏｒ　ｂｕｒｎｏｕｔ　ｏｆ　ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ　ｓｅａｌ　ｅｎｄ　ｆａｃｅ　ｆｏｒ　ｐｕｍｐｓ　ｏｐｅｒａｔｉｎｇ　ａｔ　ｈｉｇｈ　ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ　ｏｒ　ｐｒｅｓｓｕｒｅ，ｔｈｅ　ｏｐｅｒａｔｉｎｇ　ｐｒｉｎｃｉｐｌｅ　ｏｆ　ｈｙｄｒｏｄｙｎａｍｉｃ　ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ　ｓｅａｌ　ｉｓ　ｄｅ—　ｓｃｒｉｂｅｄ，ａｎｄ　ｔｈｅ　ｓｃｈｅｍｅ　ｏｆ　ａｄｏｐｔｉｎｇ　ｈｏｔ　ｆｌｕｉｄ　ｈｙｄｒｏｄｙｎａｍｉｃ　ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ　ｓｅａｌｓ　ａｎｄ　ＡＰＩ６８２　３２　ｓｙｓｔｅｍ　ａｓ　ｔｈｅ　ａｕｘｉｌｉａｒｙ　ｃｏｏｌｉｎｇ　ｓｙｓｔｅｍ　ｉｎ　ｈｉｇｈ　ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ　ａｎｄ　ｐｒｅｓｓｕｒｅ　ｐｕｍｐｓ　ｗａｓ　ｉｎｔｒｏｄｕｃｅｄ．Ｏｐｔｉｍｕｍ　ｄｅｓｉｇｎ　ｏｆ　ｔｈｅ　ｄｙｎａｍｉｃ　ｇｒｏｏｖｅ　ｗａｓ　ｍａｄｅ，ａｎｄ　ｔｈｅ　ｈｅａｔ　ｅｘｃｈａｎｇｅｒ　ｗａｓ　ｄｅｓｉｇｎｅｄ　ｆｏｒ　ｔｈｅ　ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ　ｓｅａｌｓ　ｓｙｓｔｅｍ　ｔｏ　ｃｏｎｔｒｏｌ　ｔｈｅ　ｓｅａｌ　ｗｏｒｋｉｎｇ　ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ．Ｔｈｅ　ｒｅｓｕｌｔｓ　ｓｈｏｗ　ｔｈａｔ　ｗｈｅｎ　ｔｈｅ　ｆｌｕｓｈ　ｆｌｏｗ　ｒａｔｅ　ａｎｄ　ｔｈｅ　ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ　ｍｅｅｔ　ｔｈｅ　ｄｅｓｉｇｎ　ｒｅｑｕｉｒｅｍｅｎｔｓ，ｔｈｅ　ｓｅａｌ　ｅｎｄ　ｆａｃｅ　ｗｉｔｈ　ａｒｃ　ｇｒｏｏｖｅ　ｗｏｒｋｓ　ｂｅｓｔ　ａｎｄ　ｉｔｓ　ｓｅｒｖｉｃｅ　ｌｉｆｅ　ｏｆ　ｔｈｅ　ｓｅａｌ　ｉｓ　ｕｐ　ｔｏ　８　０００　ｈ；ｔｈｅ　ｃａｒｒｙｉｎｇ　ｃａｐａｃｉｔｙ　ｏｆ　ｔｈｅ　ｆｌｕｉｄ　ｆｉｌｍ　ｉｎｃｒｅａｓｅｓ　ｗｉｔｈ　ｉｎｃｒｅａｓｉｎｇ　ｇｒｏｏｖｅ　ｎｕｍｂｅｒ．Ｔｈｅ　ｈｅａｔ　ｅｘｃｈａｎｇｅｒ　ｗｉｔｈ　０．５０　ｍ　ｈｅａｔ　ｔｒａｎｓｆｅｒ　ａｒｅａ　ｉｓ　ｒｅａｓｏｎａｂｌｅ，ａｎｄ　ｌａｒｇｅｒ　ｈｅａｔ　ｔｒａｎｓｆｅｒ　ａｒｅａ　ｉｓ　ｒｅｃｏｍｍｅｎｄｅｄ　ｔｏ　ｅｎｓｕｒｅ　ｔｈｅ　ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ　ｏｆ　ｆｌｕｓｈ　ｗａｔｅｒ　ｂｅｌｏｗ　１００　ｃｃ．　Ｋｅｙ　ｗｏｒｄｓ：ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ　ｓｅａｌ；ｈｉｇｈ　ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ　ａｎｄ　ｈｉｇｈ　ｐｒｅｓｓｕｒｅ；ｈｙｄｒｏｄｙｎａｍｉｃ　ｐｒｅｓｓｕｒｅ；ａｒｃ　ｇｒｏｏｖｅ；　ｈｅａｔ　ｔｒａｎｓｆｅｒ　ａｒｅａ；ｆｌｕｉｄ　ｆｉｌｍ　高温、高压泵机械密封端面极易出现磨损或烧损　机械密封端面间液膜相变半径尺　靠近端面外缘　，　的问题，主要原因是由于高温水的汽化压力高，介质　密封端面难以形成有效的液膜　；摩擦端面处在边　在流经密封端面时压力降低，易发生闪蒸或汽化，即　界润滑条件下工作，其密封介质压力Ｐ与密封端面平　收稿日期：２００８—０３—１０　基金项目：“十五”国家科技支撑计划项目（２００６ＢＡＢ０３Ａ０２）；江苏省高新技术项目（ＢＧ２００６０２４）；江苏大学高级人才基金资助项目　（ＩＭＪＤＧ０４０）　作者简介：何玉杰（１９６２一），男，河北沧州人，高级工程师（ｈｅｙｕｊｉｅ＠ｕｊｓ．ｅｄｕ．ｅｎ），主要从事密封设计的研究．　李质情（１９８３一），男，湖南永州人，硕士研究生（Ｒａｐｈａｅ１．ｅｅｎ＠ｇｍａｉｌ．ｃｏｎ），主要从事密封设计的研究．　维普资讯 http://www.cqvip.com 第３期　何玉杰等：动压机械密封动力槽的优化及换热器面积的确定　３１　均滑移速度　的乘积（ｉ　ｖ值）很低．这些特性在标准的　密封设计中使其很难得到满意的使用效果　Ｊ．　本研究以某高压锅炉给水泵为工况条件，对其　动压机械密封的密封动力槽作出优化，并对密封换　转泵轴封系统》的要求，用于温度≥８０　ｃ【＝的热水工　况介质的机械密封必须采取冷却降温措施，以维持　密封端面压力高于热水的汽化压力．本设计使用　ＡＰＩ　６８２　３２系统作为密封的辅助冷却方案．　２．２高压热水机械密封的设计　热器进行设计计算，以期解决高温、高压泵机械密封　端面极易出现磨损或烧损的问题．　在高压热水工况的条件下，由于密封面内外缘　１　工作原理　的压差很大，造成液膜压力急剧降低；同时，由于热　水的汽化压力很高，热水在流经密封端面时迅速汽　高温高压机械密封的设计必须考虑相变半径　的大小，使之尽量靠近端面内缘半径　。，以利于　形成端面间液膜．在密封端面上开动力槽，密封端面　上就会形成一个相对的高压区域．该液膜的压力分　布是从密封端面外缘半径　：呈线性递减直到进入　动力槽．介质经过动力槽时流体压力保持不变，然后　从动力槽处呈线性递减直到密封面内缘半径　处．　密封端面的动力槽使得密封端面因压力变形和局部　温差引起的热变形，在密封端面产生热流体动压楔　效应¨　；压力分布形式的改变，限制了液膜在动力　槽所覆盖的环形区域内的汽化．此类密封的结构与　普通机械密封不同的是：普通密封的端面为平行平　面接触，而热流体动压密封在动环或静环的端面上　开有各种形状的动力槽．　图１是全液膜密封，端面间充满一层液体膜，此　时相变半径Ｒ　＜Ｒ　，特点是摩擦系数小，泄漏流体　为液体，泄漏量较大．若相变半径Ｒ　．＝Ｒ。，也是全液　膜密封，但泄漏的边缘为月牙面，月牙面不断地蒸　发，泄漏的流体是蒸汽，泄漏量较小，是理想的密封　端面液膜型式　．　图１全液膜密封　Ｆｉｇ．１　Ｃｏｍｐｌｅｔｅ　ｆｌｕｉｄ　ｆｉｌｍ　ｓｅａｌ　２密封的设计　２．１　热水工况下机械密封辅助系统方案的选用　按照美国石油学会标准ＡＰＩ　６８２（离心泵及回　化，因此，密封端面很难形成有效液膜，密封极易失　效　Ｊ．在密封端面开动力槽并使用冷却液冲洗密封　端面，可有效地改善密封端面的润滑情况．　２．２．１密封工况参数　高温热水工况：密封介质压力Ｐ。为４．５　ＭＰａ，温　度ｔ　ｈ为２５５　ｃ【＝，转速／７，。为１　４５０　ｒ／ｍｉｎ，流量Ｑ为　２８０　ｍ　／ｈ；轴径ｄ为６５　ｍｍ．　２．２．２设计计算　１）总弹簧力　弹簧变形量：　ｆ：　３　（１）　Ｌ，Ⅱｓ　式中ｆ＝８　ｍｍ；凡：为弹簧有效圈数，／７，：＝１１；Ｄ　为弹　簧中径，Ｄ　：５　ｍｍ；Ｆ　为单个弹簧的弹簧力，Ｎ；Ｇ　为材料剪切模量，Ｇ＝７４　０００　ＭＰａ；ｄ　为弹簧材料直　径，ｄ　＝０．８　ｍｍ．总弹簧力为　Ｆ＝Ｆ　Ｍ　（２）　式中　为弹簧个数，Ｍ＝１２．计算得：Ｆ＝２６４．５　Ｎ．　２）弹簧比压　ｐ　：＿Ｉ　一　（３）　Ａｎ．，（２一Ｄ　）　式中Ｄ：为端面外缘直径，Ｄ：＝７９．５　ｍｍ；Ｄ。为端面　内缘直径，Ｄ，＝６７　ｍｍ．计算得：ｐ　＝０．１８４　ＭＰａ．　３）载荷系数　Ｋ＝　＝—‘Ｄ　＿—＝÷　一Ｄ　（４）（、　）　　式中Ｄ　为平衡直径，Ｄ　＝７０．５　ｍｍ．计算得Ｋ＝　０．７３７．　４）液膜总的承载能力（开启力）　考虑到密封端面因压力变形和局部温差引起的　热变形与密封端面间液膜的相互作用，运用ＡＮＳＹＳ　软件对机械密封和密封端面间的液膜进行流固耦合　分析，得到液膜压力ｐ的分布，进而可以得到液膜总　的承载能力（开启力）　ｌ６　Ｊ．　维普资讯 http://www.cqvip.com ３２　排　灌　机　械　第２６卷　＝　ｒｐｄｒｄＯ－￣，：２　ｄｒ　（５）　式中６密封端面宽度，６：　｛　．计算得：　：　式中　为液膜总的承载能力（开启力），Ｎ；尺　，Ｒ　分　１．８４　ｍｍ．取ｈ＝２　ｍｍ．　别为密封端面内、外缘半径，ｍ．　５）膜压系数　㈩　式中Ｐ　为密封介质压力，Ｐ　：４．５　ＭＰａ．　６）端面比压　Ｐｂ＝Ｐ　＋Ｐ１（Ｋ—Ｋ　）　（７）　式中Ｐ　为端面比压，ＭＰａ．　合理的端面比压是机械密封设计成功的关键．　端面比压过大，密封端面摩擦加剧，易烧毁摩擦副；　端面比压过小，不能保证有效的密封性能．　２．２．３　圆弧槽的槽型参数设计和优化　在研制高温热水机械密封过程中，先后在密封　端面上开过矩形槽、叶形槽及圆弧槽．经实验，在高　温热水工况，冲洗水流量及温度满足设计要求的同　等条件下，不同槽形密封的使用寿命见表１．其中，　由于圆弧槽能吸附液体，使密封环外缘得到良好的　冷却，还具有排除杂质的能力并且和转向无关，因而　端面开圆弧槽的机械密封其性能最好，很适合用来　密封低粘度、高参数的介质例如高温高压水，其使用　寿命可达８　０００　ｈ．　表１不同槽形密封的使用寿命　Ｔａｂ．１　Ｍａｘｉｍｕｍ　ｓｅｒｖｉｃｅ　ｌｉｆｅ　ｏｆ　ｓｅａｌ　ｆａｃｅ　ｗｉｔｈ　ｄｉｆｆｅｒｅｎｃｅ　ｇｒｏｏｖｅｓ　ｃｏｎｆｉｇｕｒａｔｉｏｎ　为了得到最优的圆弧槽参数，对圆弧槽的槽数　和槽深ｈ进行优化设计　ｊ，步骤如下．先以圆弧槽的　槽数　和槽深ｈ为参数进行参数化建模，并将经验公　式取得的密封端面流槽参数　和ｈ设为初始值，运用　ＡＮＳＹＳ软件进行分析，得到液膜压力Ｐ的分布；再以　此液膜压力分布为分析文件，在ＡＮＳＹＳ　ＣＦＸ　ＤｅｓｉｇｎＸｐｌｏｒｅｒ中以液膜压力Ｐ的分布为目标函数即　优化目标，以　和ｈ为设计变量，进行优化设计　』．　１）槽数　＝　Ｄ１／Ｅ　（８）　式中Ｅ为槽距，取Ｅ＝５５　ｍｍ．　计算得：　＝３．８３，取　：４．　２）槽深　ｈ　０．４　Ｋｂ　（９）　密封端面上开槽形状及初始尺寸见图２．　深必、．、　２　　．　ｒ　１　图２　机械密封端面的槽型　Ｆｉｇ．２　Ｄｉａｇｒａｍ　ｏｆ　ｆｌｕｉｄ　ｇｒｏｏｖｅｓ　ｏｎ　ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ　ｓｅａｌ　ｅｎｄ　ｆａｃｅ　将　＝４和ｈ＝２　ｍｍ设为初始值进行优化分　析，分析结果经处理后如图３所示，可知液膜承载能　Ｎ／　Ｒ　鞯睡巡璐　４　４　４　４　３　力随着槽数的增加而增加，受槽深影响比较小，由此　可以适当地增加槽数　；　＝５和ｈ＝２　ｍｍ时，液膜　总的承载能力　为最大值，Ｗ＝４　２６５．１６　Ｎ．基于优　化结果，本设计将　＝５和ｈ＝２　ｍｍ作为圆弧槽的　槽型参数．　４　ｂ　槽数ｚ　图３　槽数，槽深与承载能力的关系　Ｆｉｇ．３　Ｒｅｌａｔｉｏｎ　ｏｆ　ｇｒｏｏｖｅ　ｎｕｍｂｅｒ，ｇｒｏｏｖｅ　ｄｅｐｔｈ　ａｎｄ　ｃａｒｒｙｉｎｇ　ｐｏｗｅｒ　将此　值返代人公式（６），计算得膜压系数　＝０．６５９；再将Ｋ　＝０．６５９代人公式（７），得端面比　压Ｐｂ＝０．５３５　ＭＰａ．　３　密封系统换热器的设计计算　３．１　设计条件　热流体参数：进口温度ｔ　＝２５５　ｃｌＣ，出口温度　ｔ　地＝８０　ｃｌＣ，流量０．４　ｍ。／ｈ，介质为水．　冷流体参数：进口温度ｔ。　＝２５　ｃＣｌ，出口温度ｔ。：　维普资讯 http://www.cqvip.com 第３期　＝何玉杰等：动压机械密封动力槽的优化及换热器面积的确定　３３　８０℃，介质为水．　了５　５００　ｈ，验证了实验和优化计算在此特定工况下　３．２　计　算　３．２．１　热流体散热速率　＝　的合理性．但尚缺乏广泛性的证明．同时表明了使用　冷却液冲洗密封端面，有效地改善了密封端面的润　（１０）　滑情况．换热器的换热面积为０．５０　ｉｎ　是合理的，并　应尽量使用较大换热面积的换热器，使进入密封腔　冲洗水的温度低于１００℃．　参考文献（Ｒｅｆｅｒｅｎｃｅｓ）　式中Ｑ　为热流体体积流量，Ｑ　＝０．４　ｍ　／ｈ；ｐ。为介　质密度，Ｐ。＝１　０００　ｋｇ／ｍ　；　为介质等压比热容，　１＝４　１８６．８　Ｊ／（ｋｇ・Ｋ）；△￡　ｈ＝ｔ　ｈ１一ｔ　｝１２为热流体进　出１３温差，Ａｔ　ｈ＝１７５　Ｋ．　计算得：　【ｈ＝８１．４１　ｋＷ．　３．２．２　冷流体吸热速率　＝　。）　ｈ＝　（１２）　式中Ｑ　为冷流体体积流量，ｍ　／ｈ；Ｐ　为介质密度，　Ｐ２＝１　０００　ｋｇ／ｍ　；ｃｐ２为介质等压比热容，ｃｐ２＝　４　１８６．８　Ｊ／（ｋｇ・Ｋ）；Ａｔ。＝ｔ。１一ｔｃ２为冷流体进出口温　差，Ａｔ　＝５５　Ｋ计算得：Ｑ　＝１．２７　ｉｎ　／ｈ．　３．２．３　换热面积　换热器传热温差　Ａｔ　＝可Ａｔ　ｍｘ　－Ａ　ｔｍｉｎ　（１３）　式中Ａｔ　＝ｔｔｈ１一ｔｃ２；Ａｔ　ｉ　＝ｔｔ｝１２一ｔ。１．　计算得：Ａｔ　＝１０３．７　Ｋ．　换热器的换热负荷　＝ＫｃＡｔ　ａＡ２　（１４）　式中　的单位为ｋＷ，　＝Ｑ　；Ｋｏ为传热系数，根据结　构及介质情况，取　＝１　９３５．６　ｗ／（ｉｎ　・Ｋ）［１Ｏ３；Ａｔ　为对数传热温差，Ｋ；Ｏｔ为温差修正参数，Ｏｔ＝　０．９５；Ａ２为传热面积，ｎｉ　．　计算得：Ａ２＝０．４３　ｉｎ　根据上述计算，实际取换热面积Ａ　＝０．５０　ｉｎ　．　裕度ｎ　的计算式为　ｎ　：　ｎ３　—　一　（１５）１）　　计算得：ｎ　＝　×１００％＝１６．３％．　从现场运行情况来看，经换热器冷却后进人密　封腔的介质温度在８２℃左右。是密封较为理想的　工作温度．选择面积为０．５０　ｉｎ　的换热器是合理的．　４结论　机械密封已经在高压、高温泵上无故障地运行　［１］　顾永泉．机械密封实用技术［Ｍ］．北京：北京机械工业　出版社，２００１．　［２］　何玉杰，丁明志，石海峡．高压热水循环泵密封设计计　算及改造［Ｊ］．排灌机械，２００７，２５（２）：１３—１５．　ＨＥ　Ｙｕ－ｊｉｅ，ＤＩＮＧ　Ｍｉｎｇ—ｚｈｉ，ＳＨＩ　Ｈａｉ—ｘｉａ．Ｉｍｐｒｏｖｅｍｅｎｔ　ｄｅｓｉｇｎ　ａｎｄ　ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ　ｏｆ　ｔｈｅ　ｓｅａｌ　ｆｏｒ　ｈｉｇｈ　ｐｒｅｓｓｕｒｅ　ｈｏｔ　ｗａｔｅｒ　ｃｉｒｃｕｌａｔｉｎｇ　ｐｕｍｐ［Ｊ］．Ｄｒａｉｎａｇｅ　ａｎｄ　Ｉｒｒｉｇａｔｉｏｎ　Ｍａ—　ｃｈｉｎｅｒｙ，２００７，２５（２）：１３—１５．（ｉｎ　Ｃｈｉｎｅｓｅ）　［３］　Ｍｅｃｋ　Ｋ　Ｄ，Ｚｈｕ　Ｇ，Ｃｒｎａｅ　Ｊ，ｅｔ　ａ１．Ｉｍｐｒｏｖｉｎｇ　ｍｅｅｈａｎｉ－　ｃａｌ　ｓｅａｌ　ｒｅｌｉａｂｉｌｉｔｙ　ｗｉｔｈ　ａｄｖａｎｃｅｄ　ｃｏｍｐｕｔａｔｉｏｎａｌ　ｅｎｇｌ－　ｎｅｅｒｉｎｇ　ｔｏｏｌｓ，ｐａｒｔ　２：ＣＦＤ　ａｎｄ　ａｐｐｌｉｃａｔｉｏｎ　ｅｘａｍｐｌｅｓ　［Ｊ］．Ｓｅａｌｉｎｇ　Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，２００８，２：７—１０．　［４］Ｔｒｎａ　Ｈ，Ｈａｓｅｌｂａｅｈｅｒ　Ｐ．Ｈｉｇｈ—ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ　ｌｉｆｔ　ａｕｇｍｅｎ—　ｔａｔｉｏｎ　ｄｙｎａｍｉｃ　ｓｅａｌｓ　ｆｏｒ　ｔｕｒｂｉｎｅ　ｂｅａｒｉｎｇ　ｃｏｍｐａｒｔｍｅｎｔｓ　［Ｊ］．Ｓｅａｌｉｇｎ　Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，２００４，１：５—１０．　［５］Ｔｏｒｒｎａｃｅ　Ａ　Ａ，Ｒｏｅａ　Ｍ．Ｔｈｅ　ｓｕｒｆａｃｅ　ｆａｉｌｕｒｅ　ｎａｄ　ｗｅａｒ　ｏｆ　ｇｒａｐｈｉｔｅ　ｓｅａｌｓ［Ｃ］／／Ｔｒｉｂｏｌｏｇｉｃａｌ　Ｃｏｎｔａｃｔｓ　ａｎｄ　Ｃｏｍｐｏ—　ｎｅｎｔ　Ｌｉｆｅ，３４ｔｈ　Ｌｅｅｄｓ—Ｌｙｏｎ　Ｓｙｍｐｏｓｉｕｍ　ｏｎ　Ｔｒｉｂｏｌｏｇｙ，Ｌｙ—　ｏｎ：Ｔｒｉｂｏｌｏｇｙ　Ｉｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌ，２００７．　『６］　Ｇｒｅｅｎ　Ｉ．Ｒｅａ１．ｔｉｍｅ　ｍｏｎｉｔｏｒｉｎｇ　ａｎｄ　ｃｏｎｔｒｏｌ　ｏｆ　ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ　ｆａｃｅ－ｓｅａｌ　ｄｙｎａｍｉｃ　ｂｅｈａｖｉｏｕｒ［Ｊ］．Ｓｅａｌｉｇｎ　Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，　２００５。７：６—１１．　［７］　Ｒｅｄｄｙｈｏｆｆ　Ｔ，Ｄｗｙｅｒ—Ｊｏｙｃｅ　Ｒ，Ｈａｒｐｅｒ　Ｐ．Ｕｌｔｒａｓｏｎｉｃ　ｍｅａｓｕｒｅｍｅｎｔ　ｏｆ　ｉｆｌｍ　ｔｈｉｃｋｎｅｓｓ　ｉｎ　ｍｅｃｈａｎｉｃｌａ　ｓｅｌａｓ『Ｊ］．　Ｓｅａｌｉｎｇ　Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，２００６，７：７—１１．　［８］　孙宪萍，王雷刚，黄瑶，等．基于遗传算法的挤压模　具型腔形状优化设计［Ｊ］．江苏大学学报：自然科学　版，２００６，２７（６）：５１３—５１５．　ＳＵＮ　Ｘｉｎａ－ｐｉｎｇ，ＷＡＮＧ　Ｌｅｉ—ｇａｎｇ，ＨＵＡＮＧ　Ｙａｏ，ｅｔ　１ａ．　Ｏｐｔｉｍｉｚｉｎｇ　ｏｆ　ｅｘｔｒｕｓｉｏｎ　ｄｉｅ　ｐｒｏｆｉｌｅ　ｂａｓｅｄ　ｏｎ　ｇｅｎｅｔｉｃ　ａｌｇｏ—　ｉｒｔｈｍ［Ｊ］．Ｊｏｕｒｎａｌ　ｏｆＪｉａｎｇｓｕ　Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ：Ｎａｔｕｒａｌ　Ｓｃｉｅｎｃｅ　Ｅｄｉｔｉｏｎ，２００６，２７（６）：５１３—５１５．（ｉｎ　Ｃｈｉｎｅｓｅ）　［９］Ｐａｐａｔｈｅｏｄｏｒｏｕ　Ｔ．Ｉｎｆｌｕｅｎｃｅ　ｏｆ　ｈａｒｄ　ｃｈｒｏｍｅ　ｐｌａｔｅｄ　ｒｏｄ　ｓｕｒｆａｃｅ　ｔｒｅａｔｍｅｎｔｓ　ｏｎ　ｓｅａｌｉｎｇ　ｂｅｈａｖｉｏｒ　ｏｆ　ｈｙｄｒａｕｌｉｃ　ｒｏｄ　ｅｓａｌｓ［Ｊ］．Ｓｅａｌｉｇｎ　Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，２００５，４：５—１０．　［１０］　杨世铭，陶文铨．传热学［Ｍ］．第３版．北京：高等教育　出版社，２００６．　（责任编辑张文涛）