汽轮机的类别和型式很多，分类方法也不相同，可按热力特性、工作原理、结构型式、蒸汽参数、气流方向和用途的不同来进行分类。01 按热力特性分类（1）凝汽式汽轮机凝汽式汽轮机如图1所示，蒸汽在汽轮机中做功后，全部排入冷凝器。所排气体在低于大气压力的真空状态下凝结成水。这类汽轮机在电力、化工等部门获得广泛的应用，常称为纯凝汽式汽轮机。近代汽轮机为了提高效率，多采用回热循环，即进入汽轮机的蒸汽，除大部分排入冷凝器之外，还有少部分蒸汽从汽轮机中分批抽出，用来加热锅炉给水，这种汽轮机称为有回热抽汽的凝汽式汽轮机，简称为凝汽式汽轮机。图1 凝汽式汽轮机（2）抽汽凝汽式汽轮机如图2所示，蒸汽在抽汽凝汽式汽轮机中膨胀做功时，将其中的部分蒸汽从汽轮机中抽出，供工业使用或热用户使用，也可供其他压力较低的汽轮机使用，其余大部分蒸汽在后面几级做功后排入冷凝器。若抽汽压力可以在某一范围内调节，称为调节抽汽式汽轮机，这类汽轮机在化工部门获得了广泛的应用。生产用抽汽压力一般为0.78~1.56MPa，生活用抽汽压力一般为0. 68~2. 45MPa。图2 抽汽凝汽式汽轮机简图（3）背压式汽轮机如图3所示，蒸汽进入汽轮机膨胀做功后，在大于101325Pa的压力下排出气缸。其排汽可供工业或其他生活以及供压力较低的汽轮机使用。若排汽供给其他中、低压汽轮机使用，则称其为前置式汽轮机。图3 背压式汽轮机简图（4）乏汽式汽轮机利用其他蒸汽设备的低压排气或工业生产的工艺流程中的副产蒸汽来驱动汽轮机，进汽压力通常较低。（5）多压式汽轮机若生产工艺过程中有某一个压力的蒸汽用不完，可将这一股多余的蒸汽用管路注入汽轮机中的某个中间级内，与原来的蒸汽一起工作。这样可以从多余的工艺蒸汽中获得能量，得到一部分有用功，实现蒸汽热量的综合利用，这种汽轮机称为注入式汽轮机，也叫多压式或混压式汽轮机，如图4所示的汽轮机属于多压式汽轮机，如图4（b）所示同时具有抽汽和注入汽的功能。这种汽轮机也广泛用于化工企业。图4 多压式汽轮机简图02 按工作原理分类（1）冲动式汽轮机按冲动作用原理工作的汽轮机称为冲动式汽轮机，蒸汽主要在喷嘴叶栅内膨胀。在近代冲动式汽轮机中，蒸汽在各级的动叶片中都有一定程度的膨胀，但习惯上还是称其为冲动式汽轮机。（2）反动式汽轮机按反动作用原理工作的汽轮机称为反动式汽轮机，近代反动式汽轮机常采用冲动级或速度级作为第一级，但习惯上仍称为反动式汽轮机。蒸汽在静叶栅与动叶栅内膨胀。（3）冲动反动组合式汽轮机由冲动级和反动级组合而成的汽轮机称为冲动反动组合式汽轮机或称混合式汽轮机。03 按结构型式分类（1）单级汽轮机这种汽轮机只有一个级（单列、双列或三列），一般为背压式，因为其功率小、效率低，但结构简单，一般用来驱动泵和风机等辅助设备，广泛用于化工企业。（2）多级汽轮机这种汽轮机有两个以上的级，因为它的功率大，转速高，效率高，所以广泛用于各工业部门，可为凝汽式、背压式、抽汽凝汽式、抽汽背压式和多压式汽轮机。04 按蒸汽参数分类（1）低压汽轮机 新蒸汽压力为1.18~1.47MPa。（2）中压汽轮机 新蒸汽压力为1.96~3.92MPa。（3）高压汽轮机 新蒸汽压力为5.88~9.8MPa。（4）超高压汽轮机 新蒸汽压力为11.77~13.73MPa。（5）亚临界汽轮机 新蒸汽压力为15.69~17.65MPa。（6）超临界汽轮机 新蒸汽压力超过22.16MPa。05 按汽流方向分类（1）轴流式汽轮机 蒸汽流动的总体方向大致与轴平行。（2）辐流式汽轮机 蒸汽流动的总体方向大致与轴垂直，沿辐向（径向）流动。（3）周流（回流）式汽轮机 蒸汽在汽轮机内大致沿轮周方向流动，功率较小。06 按用途分类（1）电站用汽轮机 电站用汽轮机在火力发电厂中用以驱动发电机组，绝大部分采用抽汽凝汽式、抽汽背压式。同时供电、供热的汽轮机常称热电式汽轮机。这类汽轮机还可分为固定式电站汽轮机和移动式电站（列车电站、船舶电站等）汽轮机。（2）船（舰）用汽轮机 用于船（舰）推进动力装置，驱动螺旋浆。（3）工业汽轮机 用于工业企业中的固定式汽轮机统称为工业汽轮机，其中包括：a.单纯发电用汽轮机，用于工业企业的自备动力电站，用来驱动发电机，不向外供热，为凝汽式汽轮机; b.发电并供热用汽轮机，通常为抽汽凝汽式、抽汽背压式或背压式汽轮机，用于工业企业自备动力电站; c.单纯驱动用汽轮机，仅用来驱动工作机械（泵、风机和压缩机等），不向外供热，为凝汽式，可以变转速运行，可用于化工、炼油、冶炼和电站给水泵等处；d.驱动并供热用汽轮机，用于驱动各种工作机械，并向外供热蒸汽，为抽汽凝汽式、抽汽背压式或背压式汽轮机，可以变转速运行，用于化工、炼油和冶炼等部门。除上述分类外，汽轮机还有一些分类法，例如可以按汽轮机的轴数分为单轴、双轴和多轴汽轮机；按气缸的数目可分为单缸、双缸和多缸汽轮机等。

【例1】某厂一锅炉引风机，转速1480r/min，功率75kW，结构简图如图1所示。一次在设备巡检中进行了振动测量，机器各测点的速度有效值如表1所示。测量结果表明，测点①的水平方向振动值严重超差（ISO 2372标准允差为7.1mm/s）。为了查明原因，利用DZ-2振动测量仪，配接PF-1简易频率分析仪对测点①、测点②进行了简易频率分析，其主要频率的速度有效值如表2所示。测点①水平方向振动信号的频谱结构如图2所示。图1 锅炉引风机结构简图①~②——引风机轴承测点；③~⑤——电动机测点图2 测点①水平方向频谱图表1 锅炉引风机振动速度有效值Vrms mm/s注：（1）带方框的数值表示最突出的值。（2） H、V、A分别代表测点的水平方向，垂直方向和轴向。表2 测点①和测点2主要频率速度有效值注：①-H表示①测点的水平方向。诊断意见：从频率结构看，测点水平方向的频率结构非常简单，只存在风机的转速频率（26Hz近似于转频）成分。对比表1中测点①、测点②的振动值，可见测点②的振动值比测点①要小得多。测点①最靠近风机叶轮，存在不平衡故障。为了进一步验证判断结论，又在机器停止和启动过程中进行了振动测试，观察测振仪指针的摆动情况。在风机停车过程中测点①水平方向的振动值呈连续平缓下降的势态，而在风机启动过程中，振动值则由零连续上升至最大值，说明其振动不平衡。根据诊断结论进行了处理，机器恢复正常运行。【例2】某炼油厂催化车间气压机组，由汽轮机、同步离合器、气压机、齿轮箱、电动机几部分串联而成，如图3所示。气压机型号为2MCL-456，压缩气体为瓦斯气，入口压力为0.102MPa，出口压力为1.35MPa，转速10700r/min。轴承型式为5块可倾瓦，联轴器均为膜片式。该机运行数年后为增大气量，更换了转子，扩大了转子隔板，并且对转子做了高速动平衡。图3 气压机组布置图1—汽轮机；2—同步离合器；3—气压机；4—连轴节；5—齿轮箱；6—电动机改造后的转子出现了振动超标，靠近齿轮箱一侧的振动测点VI375、VI376的振幅达到60μm，此后又上升至90μm左右。诊断意见：信号分析显示振动频率中工频成分占绝对优势，VI375、VI376的轴心轨迹为椭圆，确认是转子不平衡引起的振动。另外又从转子升速过程的极坐标图上看出（见图4），转子在到达工作转速时，振幅迅速增长，相位也有明显变化。该转子在做高速动平衡时，也曾显示9700~11000r/min之间具有明显峰值，因此分析认为，该转子的工作转速就在它的二阶临界转速附近，对于不平衡振动具有较强的敏感性。图4 VI375测点的极坐标图处理措施：考虑到气压机靠齿轮箱一侧的VI375、VI376 测点振幅最高，决定在这一侧的联轴器上做现场动平衡。表3列出了二次现场动平衡前后的工频幅值和相位变化。表3 二次现场动平衡前后的工频幅值和相位变化结果分析：从表中看出，动平衡前后相位稳定，动平衡后对降低VI375、VI376测点处的通频振幅和工频振幅方面效果十分明显，其原因是：（1）气压机和齿轮箱之间的联轴器长度较长，达302mm，气压机转子在这一端具有较长的外伸端，因此该联轴器上的不平衡对于引发转子振动十分敏感。（2）转子工作转速接近第二临界转速，微量的不平衡将在工作转速下引起明显的转子振动。当转速下降至10000r/min以下，转子脱离了二阶临界转速时，振幅的下降程度就十分明显。（3）联轴器本身可能存在不平衡，因为联轴器出厂时单独做动平衡和转子加联轴器一起做动平衡时，两种动平衡操作在联轴器上重复去重，造成联轴器新的不平衡。

01 多级压缩机的原理单级压缩机所能提高的压力范围十分有限，对于要求气体工作压力更高的场合，采用单级压缩不仅不经济，有时甚至是不可能实现的，所以必须采用多级压缩。多级压缩是将气体的总压力分成若干级，按先后级次把气体逐级进行压缩，并在级与级间将气体进行冷却。图2（a）是一台三级压缩机工作示意图。其理论循环由三个连续压缩的单级理论循环组成，为便于分析比较，假设循环中各级吸气和排气无阻力损失，且各级压缩按绝热过程（或多变指数相同的过程）进行；每级气体排出经冷却后的温度与第一级的吸气温度相同（即完全冷却）；不计泄漏以及余隙容积的影响。这样，该理论循环的p-V图如图2（b）所示。图2 多级压缩工作示意图02 多级压缩机的优点1）节省压缩气体的指示功图2（b）是图2（a）所示压缩机的理论循环示意图。图上1-2线是绝热压缩线，1-2"是等温压缩线。气体经Ⅰ级压缩后（1-a线），再经等压冷却（a-a'线），使a'点温度等于I级入口温度，a'点落在等温线上。以后各级经绝热压缩、中间冷却后均落在等温线上。所以有中间冷却的分级压缩，其功耗面积为1-a-a'-b-b'-2'-3- 4-1，而在相同吸气和排气压力下单级压缩，其功耗面积为1-2-3-4-1。两者相比，多级压缩的功耗较单级压缩小了图2（b）中阴影部分。级数越多，且中间冷却后气温越接近Ⅰ级入口温度时，压缩过程越接近等温压缩，也就越省功。2）提高气缸容积利用率若每级压力比较小，余隙内残留气体膨胀后所占的气缸容积就小，可提高气缸容积利用率。3）降低排气温度各级压力比小，又有中间冷却，排气温度能满足各种限制要求。4）降低活塞上的最大气体力（即活塞力）当总压力比相同时，采用多级压缩的最大气体力比单级压缩小，使压缩机各列所受到的荷载减小，因此运动机构可做得更轻巧、机械效率更高。

汽流激振是由汽流力引起的自激振动。为了提高机组的热效率，通常采用提高蒸汽参数的方法。这就产生了另一种可以导致轴承失稳的激振力——蒸汽激振力。汽流激振在高参数汽轮机上尤为突出，特别是高压转子。1.诊断汽流激振一般发生在高参数机组的高压转子或再热中压转子。如果在高负荷下出现突发性振动，应该将汽流激振作为一个疑点。进一步的诊断还要结合以下特点进行：（1）振动频率为工作转速的一半，即属于半频。有时振动频率与转子一阶临界转速的频率接近。（2）振动与负荷有关，在一定的负荷时突然出现振动。但当低到这个负荷以下以后，振动就衰减下去。（3）与轴承自激振动的区别：1）发生的部位。汽流激振发生在高参数机组的高压转子或再热中压转子。如果低压转子和发电机转子发生自激振动，可以肯定属于轴承自激振动。2）与负荷的关系。汽流激振的发生与负荷有关，而轴承自激振动与负荷无关。2.处理措施解决汽流激振问题，应该从三个方面着手：（1）提高轴承的稳定性引起轴承失稳的力包括汽流力和油膜力，阻止失稳的力是油膜的阻尼力。当满足：汽流力十油膜力<阻尼力时，就不会发生自激振动。提高轴承的稳定性就是使轴承油膜的失稳力尽可能小、阻尼力尽可能大。这样为防止汽流激振预留了较大的空间。消除油膜振荡的各项措施对消除汽流激振都是有效的，都可以采用。包括：1）消除轴瓦缺陷，使轴瓦处于良好的工作状态。2）提高轴承比压（调整中心、减小长径比）。3）调整油温。4）采用稳定性更好的轴承。（2）减小蒸汽静态力蒸汽向上的静态力使轴承比压降低，可通过改变调节阀的开启顺序或开启重叠度尽量减小这样的静态力。但是需要通过反复的试验才能找到最佳的开启方式。（3）减小蒸汽激振力蒸汽激振力与蒸汽密度和级前后压差成正比，这是汽流激振发生在大功率高参数汽轮机上的原因所在。激振力还与汽封的结构、长度、间隙的大小有关，且其随着径向间隙的增大而减小，随轴向间隙的增大而增大。为此可以采取的措施包括：1）使缸体在圆周方向的动静间隙尽量均匀。2）增大汽封的径向间隙、减小轴向间隙。3）汽封间隙沿蒸汽流动方向设计成喇叭型，即轴封进汽端间隙小，排气端间隙大。这种形状产生的汽流力不仅不产生失稳力，还有利于增加稳定性。4）在叶顶汽封和端部汽封间隙处安装止涡装置或逆转向注入液体，利用该装置或流体的反涡旋干扰间隙内工作介质的周向流动。

流体机械是指在流体具有的能量和机械所做的功之间进行转化的机械设备。流体机械分为两大类：一种是利用流体的能量对机械做功，从而提供动力（例如，水轮机利用水能，汽轮机利用蒸汽的能量，带动发电机发电；燃气轮机与喷气发动机利用燃气的能量提供动力），也称为流体动力机械。另一种是通过流体机械把原动机的能量传给流体，使流体的能量提高，主要包括泵、压缩机等。泵和压缩机是将原动机所做的功转换成被输送流体压力能和动能的流体机械，其中输送液体介质并提高其能头的机械称为泵；输送气体介质并提高其能头的机械按输出压力的大小又可分为通风机（全压小于11.375kPa）、鼓风机（全压为11.375~241.600kPa）和压缩机（全压大于241.600kPa）。通常所说的流体机械包括泵、压缩机、水轮机和蒸汽轮机等，而不包括从流体所带的化学能中获取机械能的内燃机和由流体膨胀过程中热能转换为机械能的燃气轮机等。今天因大师主要介绍流体机械中的泵和压缩机。泵和压缩机的用途十分广泛，几乎遍及工业、农业各个生产领域，如矿山、冶金、机械、石油化工、国防、交通和农田灌溉等，所以泵和压缩机又是通用机械。在石油化工生产中，其原料、半成品和成品大多是流体，因此泵和压缩机在生产中占有更重要的地位。泵和压缩机种类繁多，按其作用原理可分为两大类，如图1与图2所示。图1 常用泵的分类图2 常用压缩机的分类容积式是依靠工作容积的周期性变化来实现流体的增压和输送的。其中，活塞式是依靠活塞在气缸内做往复运动而实现工作容积的周期性变化，例如往复式泵和活塞式压缩机；隔膜式属于液压驱动，利用膜片来代替活塞的作用；回转式是借助于转子在缸内作回转运动来实现工作容积的周期性变化，例如滑片泵和滑片压缩机、螺杆泵和螺杆压缩机，以及齿轮泵等。叶片式是依靠旋转的工作叶轮将机械能传递给流体介质并转化成流体的能头。根据介质在叶轮内的流动方向，主要分为离心式和轴流式，如离心泵、离心压缩机以及轴流泵和轴流压缩机等均属此类。喷射式也可认为属于速度式，但它没有叶轮，依靠一种介质的能量来输送另一种流体介质，如射流泵等。这些机器各有其特点，适用于不同的生产条件。目前常用泵和压缩机的适用范围可参考图3和图4。图3 各种泵的适用范围图4 各种压缩机的适用范围就泵来说，由于离心泵具有结构简单、体积小、重量轻、操作平稳、流量稳定、性能参数范围广、易于制造、便于维修等优点，在油气储运工程中得到广泛应用。在压缩机方面，活塞压缩机由于其能耗低、适应性强和灵活性大，目前应用仍最普遍。

转子不平衡是由于转子部件质量偏心或转子部件出现缺损造成的故障，它是旋转机械最常见的故障。据统计，旋转机械约有近70%的故障与转子不平衡有关。因此，对不平衡故障的研究与诊断也最有实际意义。1.转子不平衡的种类造成转子不平衡的具体原因很多，按发生不平衡的过程可分为原始不平衡、渐发性不平衡和突发性不平衡等几种情况。原始不平衡是由于转子制造误差、装配误差以及材质不均匀等原因造成的，如出厂时动平衡没有达到平衡精度要求，在投用之初，便会产生较大的振动。渐发性不平衡是由于转子上不均匀结垢，介质中粉尘的不均匀沉积，介质中颗粒对叶片及叶轮的不均匀磨损以及工作介质对转子的磨蚀等因素造成的。其表现为振动值随运行时间的延长而逐渐增大。突发性不平衡是由于转子上零部件脱落或叶轮流道有异物附着、卡塞造成，机组振动值突然显著增大后稳定在一定水平上。不平衡按其机理又可分为静不平衡、动不平衡、动静综合不平衡等3类。2.转子不平衡的故障机理设转子的质量为M，偏心质量为m，偏心距为e，如果转子的质心到两轴承联心线的垂直距离不为零，其挠度为a，如图2所示。图2 转子力学几何图由于有偏心质量m和偏心距e的存在，转子转动时将产生离心力、离心力矩或两者兼而有之。离心力的大小与偏心质量m、偏心距e及旋转角速度w有关，即F=mew2。交变的力（方向和大小均周期性变化）会引起振动，这就是不平衡引起振动的原因。转子转动一周，离心力方向变化一个周期，因此不平衡振动的频率与转速一致。

机械密封的结构型式很多，主要是根据摩擦副的对数、弹簧、介质和端面上作用的比压情况以及介质的泄漏方向等因素来划分。1.旋转式和静止式机械密封旋转式是弹簧随轴一起转动的机械密封，大多数泵都用此种型式密封。但在高转速时，因弹簧受较大的离心力，若对动平衡性要求很高，则可采用弹簧不转动的静止式机械密封，如图1所示。图1 旋转式与静止式机械密封2.平衡型与非平衡型机械密封能使介质作用在密封端面上的压力卸载的为平衡式机械密封，不能卸载的为非平衡式机械密封。按卸载程度不同，平衡式机械密封又可分为部分平衡式（部分卸载）和过平衡式（全部卸载），如图2所示。平衡式机械密封端面上所受的力随介质压力的升高变化较小，因此适用于高压密封；非平衡式机械密封端面所受的力随介质压力的变化较大，因此只适用于低压机械密封。平衡式机械密封能降低端面上的摩擦和磨损，承载能力大，但其结构较复杂，一般需在轴或轴套上加工出台阶，成本较高。非平衡式结构简单，在介质压力p小于0.7MPa时使用广泛。图2 平衡型与非平衡型机械密封3.内装式与外装式机械密封内装式是弹簧置于被密封介质之内，如图3（a）所示；外装式则是弹簧置于被密封介质的外部，如图3（b）所示。内装式可使泵轴长度减小，但弹簧直接与介质接触；外装式正好相反。在常用的外装式结构中，动环与静环接触端面上所受介质作用力与弹簧力的方向相反，当介质压力有波动或升高时，若弹簧力余量不大，就会出现密封不稳定；而当介质压力降低时，又因弹簧力不变，使端面上受力过大。特别是在低压启动时，由于摩擦副尚未形成液膜，端面上受力过大容易磨伤密封面。所以外装式多用于介质易结晶、有腐蚀性、较黏稠和压力较低的场合。图3 内装式与外装式机械密封内装式的端面比压随介质压力的升高而升高，密封可靠，应用广泛。4.单端面与双端面机械密封单端面机械密封只有一对摩擦副，如图4（a）所示；双端面机械密封有两对摩擦副，如图4（b）所示，处于相同的封液压力作用下，两对摩擦副背对背放置。密封液压力一般比工作介质压力高0.05~0.15MPa，以起到堵封工作介质防止其泄漏的作用。同时，密封液又起到润滑和冷却作用。对低黏度介质，可选润滑性好的密封液以改善润滑条件；对于带固体颗粒的介质，密封液可防止固体颗粒进入摩擦副。对于腐蚀性介质，密封液也可以起保护密封元件不受腐蚀的作用。与单端面密封相比，双端面密封有更好的可靠性，适用范围更广，可完全防止被密封的介质外漏，但结构复杂，造价高。图4 单端面与双端面密封5.单弹簧式和多弹簧式机械密封补偿机械中只有一个弹簧的称为单弹簧式机械密封或大弹簧式机械密封，如图5（a）所示；补偿机构中含有多个弹簧的称为多弹簧式机械密封或小弹簧机械密封，如图5（b）所示。单弹簧式机械密封端面上的弹簧压力，尤其在轴径较大时分布不均，多弹簧式机械密封的弹簧压力分布则相对比较均匀。因此，单弹簧式机械密封常用于较小轴径（80~150mm），而多弹簧式的弹簧直径小，当有腐蚀或结晶颗粒聚集而引起弹簧失效时，可采用单弹簧式机械密封。图5 单弹簧式与多弹簧式机械密封结构示意图6.波纹管型机械密封波纹管型机械密封按所用波纹管材料不同，有金属波纹管机械密封、聚四氟乙烯波纹管机械密封和橡胶波纹管机械密封。波纹管型密封在轴上没有相对滑动，对轴无磨损，随动性好，适用范围广。图6为波纹管型机械密封。金属波纹管本身能代替弹性元件，耐蚀性好，可在高低温下使用。聚四氟乙烯波纹管机械密封由于聚四氟乙烯耐腐蚀性好，可用于各种腐蚀介质中；橡胶波纹管机械密封因橡胶价格便宜使用广泛，但使用温度受不同胶料性能的限制。图6 波纹管型机械密封结构示意图7.内向流与外向流机械密封介质沿密封端面由外向内泄漏者称为内向流式，而由内向外泄漏者称为外向流式。内向流式泄漏方向与离心力方向相反，离心力可阻止液体泄漏，故内向流式较外向流式泄漏少，对含固体的液体，采用内向流式更适合。

实际工程中遇到的转子不对中故障大多数为齿式联轴器不对中，在此以齿式联轴器不对中为例介绍其故障特征。齿式联轴器连接不对中的转子系统，其振动主要特征是：（1）故障的特征频率为基频率的2倍。（2）由不对中故障产生的对转子的激励力随转速的升高而加大，因此，高速旋转机械应更加注重转子的对中要求。（3）激励力与不对中量成正比，随不对中量的增加，激励力呈线性增大。（4）联轴器同一侧相互垂直的两个方向，2倍频的相位差是基频的2倍；联轴器两侧同一方向的相位在平行位移不对中时为0°，在角位移不对中时为180°，综合位移不对中时为0°~180°。（5）轴系转子在不对中情况下，中间齿套的轴心线相对于联轴器的轴心线产生相对运动，在平行位移不对中时的旋转轮廓为一圆柱体，角位移不对中时为一双锥体，综合位移不对中时是介于二者之间的形状。旋转体的旋转范围由不对中量决定。（6）轴系具有过大的不对中量时，会由于联轴器不符合其运动条件而使转子在运动中产生巨大的附加径向力和附加轴向力，使转子产生异常振动，轴承过早损坏，对转子系统具有较大的破坏性。

机械密封也称金属端面密封，是靠一对或数对垂直于轴作相对滑动的端面，在流体压力和补偿机构的弹力（或磁力）作用下保持贴合并配以辅助密封而达到阻漏的轴封装置，属于径向密封。机械密封结构型式很多，但密封原理基本相同，典型结构如图1所示。图1 机械密封及其原理结构图1—静环；2—动环；3—压盖；4—弹簧；5—传动座；6—固定销钉；7,8—“O”形密封圈；9—防转销01 机械密封组成主要动密封件：动环和静环。动环与泵轴一起旋转，静环固定在压盖内，用防转销来防止它转动。靠动环与静环的接触端面在运动中始终保持贴合来实现密封。辅助密封元件：包括各静密封点所用的O形或V形密封圈。压紧元件：弹簧和推环等。传动元件：传动座及键或固定销钉。02 机械密封原理机械密封中的流体可能有5个泄漏渠道：（1）静环与压盖之间的密封，属于静密封。（2）压盖与壳体之间的密封，属于静密封。（3）动环与轴（或轴套）之间的密封，当端面摩擦磨损后，它仅仅能追随补偿环沿轴向作微量的移动，实际上仍然是一个相对静密封。静密封元件最常用的有橡胶O形密封圈或聚四氟乙烯V形密封圈，而作为补偿环的旋转环或静止环辅助密封有时采用兼备弹性元件功能的橡胶、聚四氟乙烯或金属波纹管的结构。（4）动环与静环的端面彼此贴合作相对滑动，属于动密封。它是机械密封装置中的主密封，也是决定机械密封性能和寿命的关键。因此对密封端面的加工要求很高，同时为了使密封端面间保持必要的润滑液膜，必须严格控制端面上的单位面积压力，压力过大，不易形成稳定的润滑液膜，会加速端面的磨损；压力过小，泄漏量增加。因此，要获得良好的密封性能又有足够寿命，在设计和安装机械密封时，一定要保证端面单位面积压力值在最适当的范围。（5）轴套与轴之间的密封，属于静密封。03 机械密封特点机械密封与软填料密封相比较，有如下优点：（1）密封可靠，在长周期的运行中密封状态很稳定，泄漏量很小，按粗略统计，其泄漏量一般仅为软填料密封的1/100。（2）使用寿命长，在油、水类介质中一般可达1~2年或更长时间，在化工介质中通常也能达半年以上。（3）摩擦功率消耗小，机械密封的摩擦功率仅为软填料密封的10%~50%。（4）轴或轴套基本上不受磨损。（5）维修周期长，端面磨损后可自动补偿，一般情况下不需经常性维修。（6）抗振性好。对旋转轴的振动、偏摆以及轴对密封腔的偏斜不敏感。（7）适用范围广。机械密封能用于低温、高温、真空、高压、不同转速以及各种腐蚀性介质和含固体颗粒介质等情况。缺点是：（1）结构较复杂，对制造加工要求高。（2）安装与更换比较麻烦，并要求工人有一定的安装技术水平。（3）发生偶然性事故时处理较困难。（4）一次性投资高。离心泵运转过程中，机械密封的冲洗是一个重要问题，要求冲洗液清洁，温度不宜太高。对于输送含固体颗粒的介质或高温介质的泵，应考虑在泵外设一辅助清洗机械密封的系统，包括过滤器、冷却器等，这对保证机械密封正常运转，延长泵运行周期十分有效。冲洗方案可参考API 682相关标准。

防止喘振和抑制喘振的方法归纳起来分为两类：一是在压缩机本体设计时采取的，以扩大稳定工况范围为目的；二是针对压缩机运行条件即从压缩与管网联合运行上采取的。第一类方法中，轴流式压缩机设计时，除采用一些变工况性能好的叶型如大圆头叶型、相关的叶型和叶栅参数、从保持变工况性能好出发选择相关的级的气动和结构参数（如反动度、流量系数、轮毂比等）等外，还应根据压缩机用途带来的工况特点而选择合理的设计参数。例如对运输式燃气轮机装置的多级轴流式压气机，转速降低时压气机流量也减少，于是前几级的φ1z就减小，正冲角i增加，工况点向喘振边界靠近，一般来说，低速时，会先出现喘振。而对最后几级来说，情况则相反，因为前面级由于转速降低而压比降低，致使气流密度迅速降低，因此流量系数反而增加，冲角减小，工况点移向阻塞限。由于后面级的阻塞更加重了前面级的气流脱离现象。针对如上情况在设计时，在级分配加功量时很有必要减轻前面级和后面级的加功量，而加大工况变化较小的中间级负载。近年来，抑喘技术发展迅速，设计时如在航空发动机压气机上采用的机匣（机壳）处理技术，在机匣上与动叶对应的部位开设不同形式的沟槽或带有气室的孔的处理，机匣较实壁型机匣能延缓旋转失速的发生，对提高失速裕度有一定作用。在运行上抑喘，如在结构上采用较多的是静叶部分或全部可调，实践证明很有效，在固定式轴流式压缩机中普遍采用。离心式压缩机设计上采取的措施与轴流式相类似，一是在气动参数和结构参数选择上，如采用后弯式叶轮，无叶扩压器，出口宽度减窄的无叶扩压器，叶轮叶片进口边适当加厚等；二是在设计时采用导叶可调机构或者增设专用喷嘴，以便运行需要时，将部分气流从叶轮出口引喷入到叶轮入口，改变叶轮入口气流的预旋，抑制喘振发生。在轴流式压缩机上行之有效的机匣处理技术，也可以应用到离心式压气机，如对半开式离心式叶轮，在轮盖侧靠近叶轮入口处机壳上开设轴向斜槽和在叶轮出口无叶过渡段机壳上开设环形缝隙与一容积腔相连等。第二类方法中除了已提到的轴流式压缩机静叶可调和离心式压缩机的导叶可调外，比较普遍的是采用防喘装置。一方面设法在管网流量减少过多时增加压缩机本身的流量，始终保持压缩机在大于喘振流量下运转；另一方面就是控制管网的压力比和压缩机的进、出口压比相适应，而不至高出喘振工况下的压比。图1示意表明，当管网需要的流量Ga减少到压缩机喘振流量时，旁通阀打开，让一部分气体回流到入口[图1（b）]或放空[图1（a）]，使实际通过压缩机的流量为G，大于喘振流量，防止喘振发生，它常应用于工业离心式压缩机。图1 防喘原理示意对轴流式压缩机来说，除了在连接管上采取放气措施外，还常采用级间放气和双转子等防喘方法。级间放气如图2所示，放气孔用放气钢带或阀门控制。打开放气孔，使放气孔前级的流量加大，防止前几级的喘振发生，改善流动条件，提高前几级的效率和压比。在低转速时压缩机的压比低，通过末级的体积流量比较大，打开中间级放气孔，减小后面几级的体积流量，还可以防止后面几级的气流阻塞。当然这种防喘方法和管网放气法一样，把一部分气体放掉，显然是不经济的。不过这种方法结构简单，使用方便，在低转速、小流量的情况下能有效地防止喘振，故常被采用。图2 级间放气一般轴流式压缩机压比不超过4~4.5时不需要在压缩机上设专门防喘装置，当压比为6~7时就需要采用中间级放气。当压比更高，仅采用上述措施，已无法有效防止喘振发生而必须采用双转子法（图3）。压缩机转子分为高压和低压两部分，分别与驱动机转子相连，具有不同转速。这样每部分的压比降低，可以得到较好的级间协调关系。另外，通过改变转速来改变圆周速度，减小进气冲角，改善流动条件。例如低转速、小流量时，低压部分转子容易发生喘振，可相对减小低压转子的转速以减小圆周速度u，使正冲角减小[图3（b）]，防止喘振发生，而高压转子相对适当提高转速，加大u，使负冲角不过大[图3（c）]，避免高压级的阻塞现象。由于这个方法比较有效，在多级高压比轴流式压缩机中已广泛采用。图3 双转子示意图及速度三角形

离心式压缩机多与齿轮增速器和驱动机（如电动机、汽轮机或燃气轮机等）连接在一起组成一个多缸串联机组，其油系统可以采用一个，一般包括四个系统——润滑油系统、调节油系统、密封油系统、动力油系统。（1）润滑油系统 润滑油系统的作用是向压缩机、增速器、齿轮联轴器和驱动机供给润滑油，在轴承内形成油膜起润滑作用，并带走这些部件在运转中所产生的热量。这个油系统必须给机组提供一定流量的具有一定压力的润滑油。由于机组转速高，油中若含有脏物，则将严重损坏轴瓦、轴颈和齿轮等，因此对润滑油的清洁度要有严格的要求。（2）调节油系统 压缩机和汽轮机的调速保安系统多是用油压进行控制的，它除了要求油压稳定之外，还要求油质十分洁净，因为油中的杂质可能会堵塞油门以及各个油的通道而引起调节失灵。（3）密封油系统 高压压缩机或压缩机内介质是有毒、易燃的气体，往往采用浮环油膜密封和机械密封等密封结构。在这些结构中密封油将通过浮环、动环和炭环的间隙，而且这些间隙都是处在动、静部件之间的，因此不清洁的油将会磨损这些部件。所以，对密封油而言，除了要求具有一定的油压之外，对油的清洁度也有较高的要求。（4）动力油系统 动力油是各动力缸的能源，如主气门动力缸、伺服马达动力缸等，都是依靠动力油的油压通过动力缸活塞推动连杆而动作的。由于它的工作通道较大，流量也较小，因此对油的清洁度要求较低，但要求保持较稳定的油压。如果压缩的介质气体对油的物理、化学性能具有破坏性，密封油系统不宜与其他油系统共同一个油箱及其系统，可单独自成一个系统。润滑油系统的组成离心式压缩机的油系统是由储油箱、油泵、油冷却器、油过滤器、安全阀、止回阀、调压阀、控制阀以及高位油箱、脱气槽、蓄压器、油压力计、油位计和油管路等组成的，如图1所示。主油泵将油从油箱中抽出后分三路：一路去汽轮机调节系统；一路经过压力调节阀返回油箱；一路经冷却器、滤清器，经过压力调节器去润滑油总管润滑各轴承。各轴承回油汇集于回油管返回油箱。每一轴承供油管上装有一个减压阀，将油压减至所需的压力值。当轴承出口油温比进油温度高出20℃时，止推轴承的进油压力应适当提高。冷油器、滤清器都是两台，一台工作，另一台备用。连接润滑油管的润滑油高位油箱具有一定的容量，比压缩机中心线高出约7.45m，当泵油管线出现压力故障时，止回阀自动打开，使油槽的油流入润滑油总管，保证轴承的润滑。由电机驱动的备用泵在装置发出泵启动信号后立即启动，将油从油箱抽出，直接给机组轴承供油。图1 润滑油系统（1）油箱 油箱中有滤油网（两层120目铜网，压力损失不大于0.04MPa）、通气罩和油位指示器，有时还装有供冬季开车所需的加热装置。（2）加热器 加热器一般有三种。第一种是加热盘管直接伸入油箱底部，通入低压蒸汽加热，其优点是传热面积大，升温较快；缺点是油箱不易清洗，当盘管生锈时或涂层剥落时不易清除而易污染透平油。第二种是蒸汽夹套式加热，即在油箱底部做一个蒸汽夹套，送入低压蒸汽加热。其优点是油箱易清理，缺点是传热面积小，升温较慢。第三种是采用加热油间接加热法，即油箱底部有一个夹套，夹套内充满高黏度、高闪点的加热油，并设有蒸汽盘管。低压蒸汽通入盘管后，先加热中间热载体——加热油，然后加热油通过夹套板再将热传给油箱内的透平油。这种加热方式的优点是透平油不直接接触蒸汽盘管，比较安全，油箱也较易清洗。其缺点是油升温很慢。油箱的容积约为主油泵每分钟供油量的7倍，或保证回到油箱的油在油箱中能停留5~8min，以释放油中夹带的气体。此外，还应考虑油的消耗量。（3）冷却器 油冷却器多为立式或卧式列管热交换器，用循环冷却水冷却，油走壳程，冷却水走管程。一般设置两台，每台都可以单独处理全部流量。油冷却器是当油的温度过高时，才通冷却水开始工作的。动力油和事故油泵出口的油都不经过油冷却器。（4）油泵 油泵一般有主油泵、备用油泵和事故油泵，有高压密封油系统时还有高压密封油泵。当主油泵一旦发生问题而停车，泵出口油压降到一定值时，备用油泵即可自动启动；当主油泵或备用油泵运转时，若突然停电、停汽，则事故油泵自行启动。主油泵一般可由压缩机主轴或齿轮增速器的大齿轮端轴驱动，也有采用小型背压式汽轮机驱动的。若主油泵和备用油泵都是由电动机驱动的，则电源应分别由两个电网供电，事故油泵电动机用电应由事故电系统供给。主油泵的容量应根据各轴承与齿轮增速器等耗油量选取，具有密封油系统时，还要考虑这一部分的耗油量。轴承的供油压力为0.08~0.15MPa，温度为35~40℃，轴向位移等控制系统供油压力为0.6MPa，密封系统供油压力取决于密封气体的压力。常用的油泵有齿轮泵、螺杆泵和离心泵。（5）蓄压器 在润滑油系统中设有油蓄压器，它的作用是稳定润滑油的压力，当主油泵停车、备用油泵启动的瞬间，能够维持一定的润滑油压，而使机组不因正常的油泵切换而误停。油蓄压器顶部一般都有氮气束，每个氮气束均需按规定压力充上氮气，其作用是稳定油的压力。

大型高速旋转机械常用齿式联轴器，中、小设备多用固定式刚性联轴器，不同类型联轴器及不同类型的不对中情况，振动特征不尽相同，在此分别加以说明。1 齿式联轴器连接不对中的振动机理齿式联轴器由两个具有外齿环的半联轴器和具有内齿环的中间齿套组成。两个半联轴器分别与主动轴和被动轴连接。这种联轴器具有一定的对中调节能力，因此常在大型旋转设备上采用。在对中状态良好的情况下，内、外齿套之间只有传递转矩的周向力。当轴系对中超差时，齿式联轴器内外齿面的接触情况发生变化，从而使中间齿套发生相对倾斜，在传递运动和转矩时，将会产生附加的径向力和轴向力，引发相应的振动，这就是不对中故障振动的原因。（1）平行不对中联轴器的中间齿套与半联轴器组成移动副，不能相对转动。当转子轴线之间存在径向位移时，中间齿套与半联轴器间会产生滑动而作平面圆周运动，中间齿套的中心沿着以径向位移y为直径作圆周运动，如图1所示。图1 联轴器平行不对中如图2所示，设A为主动转子的轴心投影， B为从动转子的轴心投影， K为中间齿套的轴心，AK为中间齿套与主动轴的连线，BK为中间齿套与从动轴的连线， AK垂直BK，设AB长为D， K点坐标为K（x，y），取θ为自变量，则有：对θ求导，得K点的线速度为图2 联轴器齿套运动分析由于中间套平面运动的角速度（dθ/dt）等于转轴的角速度，即dθ/dt= w，所以K点绕圆周中心运动的角速度wk为：式中vK——点K的线速度。由上式可知，K点的转动速度为转子角速度的两倍，因此当转子高速转动时，就会产生很大的离心力，激励转子产生径向振动，其振动频率为转子工频的两倍。此外由于不对中而引起的振动有时还包含有大量的谐波分量，但最主要的还是2倍频分量。（2）偏角不对中当转子轴线之间存在偏角位移时，如图3所示，从动转子与主动转子的角速度是不同的。从动转子的角速度为式中ω1——主动转子的角速度；ω2——从动转子的角速度；α——从动转子的偏斜角；φ1——主动转子的转角。从动转子每转动一周其转速变化两次，如图4所示，变化范围为图3 联轴器偏角不对中图4 转速比的变化曲线偏角不对中使联轴器附加一个弯矩，弯矩的作用是力图减小两轴中心线的偏角。转轴每旋转一周，弯矩作用方向交变一次。因此，对中增加了转子的轴向力，使转子在轴向产生工频振动。（3）综合不对中在实际生产中，轴系转子之间的对中情况往往是既有平行位移不对中，又有角度不对中的综合位移不对中，因而转子振动的机理是两者的综合结果。当转子既有平行位移不对中又有角度不对中时，其动态特性比较复杂。激振频率为角频率的2倍；激振力的大小随速度而变化，其大小和综合不对中量Δy、Δα、安装距离ΔL以及中间齿套质量m等有关。联轴器两侧同一方向的激振力之间的相位差在0°~180°之间。其他故障物理特性也介于轴线平行不对中和角度不对中之间。同时，齿式联轴器由于所产生的附加轴向力以及转子偏角的作用，从动转子以每旋转一周为周期，在轴向往复运动一次，因而转子轴向振动的频率与角频率相同，如图5所示。图5 转子不对中的轴向振动2 刚性联轴器连接转子不对中的故障机理刚性联轴器连接的转子对中不良时，由于强制连接所产生的力矩，不仅使转子发生弯曲变形，而且随转子轴线平行位移或轴线角度位移的状态不同，其变形和受力情况也不一样，如图6所示。图6 刚性联轴器连接不对中的情况用刚性联轴器连接的转子不对中时，转子往往是既有轴线平行位移，又有轴角度位移的综合状态，转子所受的力既有径向交变力，又有轴向交变力。弯曲变形的转子由于转轴内阻现象以及转轴表面与旋转体内表面之间的摩擦而产生的相对滑动，使转子产生自激旋转振动，而且当主动转子按一定转速旋转时，从动转子的转速会产生周期性变动，每转动一周变动两次，因而其振动频率为转子转动频率的两倍。转子所受的轴向交变力与图5相同，其振动特征频率为转子的转动频率。3 轴承不对中的故障机理轴承不对中实际上反映的是轴承坐标高和左右位置的偏差。由于结构上的原因，轴承在水平方向和垂直方向上具有不同的刚度和阻尼，不对中的存在加大了这种差别。虽然油膜既有弹性又有阻尼，能够在一定程度上弥补不对中的影响，但不对中过大时，会使轴承的工作条件改变，在转子上产生附加的力和力矩，甚至使转子失稳或产生碰磨。轴承不对中同时又使轴颈中心和平衡位置发生变化，使轴系的载荷重新分配，负荷大的轴承油膜呈现非线性，在一定条件下出现高次谐波振动；负荷较轻的轴承易引起油膜涡动进而导致油膜振荡。支承负荷的变化还会使轴系的临界转速和振型发生改变。

实际运行中引起喘振的原因很多。除了内部流动情况因失速区的产生与发展结果引起喘振外，从外部条件来分析，即从压缩机与管网的联合运行来分析，管网流量、阻力的变化与压缩机工作不协调应是引起压缩机喘振的重要原因。这种工作的不协调可以分为两点：第一，压缩机的流量等于或小于喘振流量；第二，压缩机排气压力低于管网气体压力。因为联合运行点是由压缩机特性线和管网特性线共同决定的，如果联合运行点落在压缩机特性线的喘振区时就会出现喘振。实际运行中引起运行点变化的情况很多，凡是运行中使压缩机特性线下移（如进气压力降低、进气温度升高、进气分子量减少等）或管网特性线上移，或者两者同时发生，或减量过多，使联合运行点落入喘振区的都会引起压缩机喘振。开车过程中升速、升压不协调，如升压太快；降速、降压不协调，如降速太快都可能引起压缩机喘振。对高压比压缩机首末级容积流量差很大，前面流道宽而后面流道很窄，开车时（升速过程）各级排气压力都不高，当转速升高到某个转速时，前面级容积流量已足够大，而后面的级有可能排不出去，形成对中间级的阻塞，压力升高，造成对这些级的背压超过该转速下的喘振点的压力而引起机器的喘振。根据近年来我国大氮肥厂高压压缩机运行的情况，上述情况是常常发生的，例如某厂空气压缩机冬天运行，由于空气滤清器百叶窗被冰雪严重堵塞，致使管网阻力大大增加，把滤清器的填料抽入进气道，阻塞部分通道，引起该压缩机的强烈喘振。又由于出口逆止阀失灵，结果使一段转化炉的高温气体在喘振过程中返回高压缸，使高压缸出口气体温度超高，远高于300℃，使高压缸平衡盘密封体上的巴氏合金填料熔化，起不到密封作用，致使再开车时高压缸出口压力达不到要求。又如二氧化碳压缩机运行中由于合成氨车间CO气体冷却能力降低，使压缩机入口温度升到70℃以上而引起喘振；再如二氧化碳压缩机高压缸内外筒之间的O形密封圈损坏，致使四段出口气体漏入三段出口，使三段压比上升。三段出口原设计压力为72kgf/cm2，由于从四段漏入的气体使三段出口压力升到90kgf/cm2之多，从而远超过正常设计工况，运行工况稍有波动就引起喘振。更换O形环后，情况改善，但运行一段时间又恶化。后来在O形环旁加上聚四氟乙烯的背环后，解决了上述问题。轴流式压缩机运行中发生喘振的事例也很多，如某石化轴流式压缩机发生喘振，原因是空气分离装置中氮压机由于止推轴承烧坏紧急停机，空气压缩机背压升高，而引起喘振，结果使转子第1级动叶全部从根部断裂，第2级动叶37片中9片断裂，第3级动叶均有不同程度的损伤，第1级静叶全部被折断，第2级至第8级均有不同程度损伤。又如某炼油厂轴流主风机由于误操作而产生深度喘振，进口导叶在高温气流冲刷下，2/3的叶片有不同程度烧毁，一级动叶叶顶呈熔化状态等。

今天因大师给大家分享的内容是国内某大型水泥集团旗下一个水泥工厂原料入库提升机齿轮断齿故障诊断案例。因联科技与该水泥厂于2020年6月形成合作，在水泥厂部署iPHM设备健康智能维护云平台，对工厂的关键生产设备进行实时在线监测与预测性维护，帮助设备管理者精准判断设备运行状态，提高设备管理水平，保障工厂安全高效生产。1 设备告警2021年5月1日，因联科技诊断工程师收到小程序告警信息，提示该水泥厂原料入库提升机运行数据出现异常，齿轮箱各测点振动值均有缓慢上升趋势且触发了振动增幅报警。通过分析报警数据，在信号频谱中可见明显齿轮故障特征，通知现场检查设备，现场检查设备时在齿轮箱附近可听见明显异响，由于从数据看整体增长幅度较慢且现场生产无法停机观察运行至下次停机检修。图1 微信小程序报警通知2 故障诊断诊断工程师从小程序进入iPHM设备健康智能维护云平台，查看该原料入库提升机详细的运行数据。以下是详细分析呈现。该原料入库提升机基础信息：电机额定转速：1500r/min齿轮箱：1级齿轮齿数16/412级齿轮齿数19/783级齿轮齿数18/89由2轴非驱动端V—加速度振动趋势图（图2）、2轴非驱动端V—加速度频谱图（图3）和2轴非驱动端V—加速度频谱局部放大图（图4）可以看出，该频谱表现符合典型齿轮局部缺陷故障表现：1）齿轮箱各测点振动趋势在故障维修前均可见缓慢上升；2）2轴非驱动端V加速度频谱中明显可见幅值较高的2级齿轮啮合频率GMF2（181.25Hz）及其谐频成分，且在啮合频率附近底噪丰富；3）2级齿轮啮合频率GMF2旁存在丰富的2轴转频成分（9.375Hz）。图2 2轴非驱动端V—加速度振动趋势图图3 2轴非驱动端V—加速度频谱图图4 2轴非驱动端V—加速度频谱局部放大图3 拆机验证2021年6月1日，该水泥厂现场停机检修，开盖后发现2轴小齿轮齿轮局部断齿，3轴大齿轮齿轮局部断齿，与诊断结论一致，随后更换齿轮。图5 现场检修图现场维修后重新开机运行，该入库提升机齿轮箱各测点振动趋势维修后明显下降，2轴非驱动端V加速度频谱中2级齿轮啮合频率GMF2（181.25Hz）及其谐频成分幅值明显下降，底噪也下降明显，数据恢复到正常水平。图6 检修前后2轴非驱动端V趋势图图7 检修前后加速度频谱图

轴封装置是泵轴与泵壳之间的密封装置，是离心泵运转过程中最重要的一个监护部位。转动着的泵轴和泵壳之间存在间隙时，如泵内吸入侧压力太低，就可能使空气进入泵内，空气漏入会增大噪声和振动，影响泵的工作，甚至使泵不上液；在高压侧时，就有液体漏出（称为外漏），外漏不仅会降低泵效，还可能污染环境，甚至造成严重事故。尽管轴封装置所占的位置不大，但对机器的正常运转十分重要，是最容易发生故障的零部件之一。离心泵常用的轴封装置有两种：一是填料密封，二是机械密封（又称金属端面密封），今天因大师给大家分享的是填料密封的基础知识。如图1所示，填料密封是靠填料和轴（或轴套）的外圆表面接触来实现密封的，属于轴向密封，由填料箱、填料、填料环和填料压盖等组成。填料箱和压盖在密封填料的两端，用于压紧密封填料，密封填料的松紧程度由压盖调节螺钉调节。填料环在密封填料正中间，正好对准水封口，它可以通过液体，起冷却和润滑泵轴的作用，更重要的是进行液封，是封闭泵间隙最严密的一道防线。图1 填料密封1——轴；2——压盖；3——填料；4——填料箱；5——液封环；6——引液管填料密封结构简单，成本低廉，更换方便，应用普遍，其缺点是磨损和泄漏相对较大，使用寿命较短，只能用在低速、低压和液体温度不高的场合。常用的填料有浸透的棉织填料（适于低压、温度低于40℃的清水泵）、石墨浸透的石棉填料（适于温度低于250℃、压力低于1.8MPa、轴向圆周速度低于25m/s）、金属箔包石棉芯子填料（适于温度低于400℃、压力低于2.5MPa石油产品及水）及近年来发展的柔性石棉填料（适于高温、低温有腐蚀的介质）与碳素纤维填料（适于高速高压）等。填料密封装配工艺要点：（1）切割密封填料时，宜将密封填料绕在和主轴同样直径的圆钢棒上切割，以保证尺寸正确，切口平行，如图2所示。密封填料的接口宜切成30°~45°的割口，切口应齐整，无松散的石棉线头。图2 密封填料切割示意图（2）装配时，为保证密封性能和均匀磨损，切好的密封填料圈应以同一方向逐圈地填入填料箱，并均匀地压紧。（3）在安装铝箔（或铅箔）包石棉密封填料时，为便于安装，可在密封填料内缘涂一薄层用机油调和的鳞状石墨粉。（4）选用的密封填料厚度应与填料箱的尺寸一致或大1~2mm。（5）压装油浸石棉密封填料时，第一圈与最后一圈宜压装干石棉密封填料，以防油渗出。（6）压装密封填料时，相邻两圈的接口必须错开，一般错开90°~120°。（7）安装压盖时，应轮流逐步拧紧压盖螺钉，以保证圆周压力均匀，同时用手盘动主轴，检查其接触的松紧程度。密封填料不宜压得过紧。（8）压盖压入填料箱的深度一般为一圈密封填料的厚度，但不得小于5mm。软填料密封在负荷运转时，允许有少量泄漏，以每分钟10~30滴为准。如泄漏量较大，应缓慢均匀地拧紧压盖螺钉，但不应为使完全不漏而压得太紧，以免摩擦功率消耗太大或发热烧坏。