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1、长 江 大 学 毕业设计（论文） 题目 100XL旋流污水泵的设计学 院 机械工程学院 专业班级 机械11006班 学生姓名 高 超 指导教师 汪 建 华 成绩2014 年6月3日绪论第1章 绪论1.1 选此课题的意义随着工业化工业的不断发展，环境也随着工业化工业的进步而进一步的被严重污染，其中污水污染尤为严重，所以污水处理泵在工程中得到越来越广泛的应用。泵是一种应用广泛、耗能大的通用流体机械，我国每年各种泵的耗电量大约占全国总耗电量的20%,耗油量大约占全国总耗油量的50%。而污水泵是各种水力机械中应用最广泛的一种，是日常生活和生产活动联系最紧密的一种机械，在给水排水及农业工程、固体颗粒、液
2、体输送工程、石油及化学工业、航空航天和航海工程、能源工程和车辆工程等国民经济各个部门都有广泛的应用。本次课题设计的旋流污水泵适用工业和城市给水、排水，亦可用于农业排灌，供输送污水或物理化学性质类似污水的其他液体之用，温度不高于80。C。1.2 本课题的研究现状针对目前处理污水的特殊泵种存在的问题，国内外的生产厂家把精力放在了开发泵的保护系统上，目前中国国内的潜水排污泵主要由国内的生产厂家生产和制造，少部分的产品由国外进口，大多数的污水泵都是在水泵运行发生异常时自动报警或者切断电。这种保护是各种污水泵的保护必须措施。当前国内离心泵的技术水平通过几十年的发展以及许可证技术引进，从综合技术水平来看，
3、单、两级泵方面都具有国际先进水平，与国外同类型泵相比无差距，有些地方还是国际一流水平，如可靠性、效率、通化程度等。而高温高压多级泵在结构形式、可靠方面已达到国际同类型水平，国内起步较晚，引进技术消化吸收，从89年、90年开始生产高技术水平泵，逐步开发完善，并代替进口。国外离心泵总体技术水平比国内技术水平要高一些，效率合格率为85.7%，总体平均水平与国家标准规定值相比高2.30%，达到国家标准要求，效率、汽蚀余量合格率分布情况总体与国内的情况是相一致的，在低比转速处合格品分布率相对好一些。1.3 本课题研究的主要内容课题研究的内容是旋流污水泵的设计。主要包括：（1）旋流污水泵的方案设计；（2）
4、泵叶轮结构参数的计算；（3）叶片型线的设计；（4）压水室的水力计算；（5）轴向力的计算与校核；（6）泵轴强度的计算；（7）轴承的选择及寿命计算；进行污水泵设计的难点就是压水室的设计，本次课题设计污水泵的压水室形状是螺旋形，这主要是考虑到螺旋形压水室流量、扬程曲线降低，有利于减少水力损失。而不足之处是功率曲线稍增大，效率相对与其他形状压水室要低点。第35页（共 35页）旋流污水泵的基本知识第2章 旋流污水泵的基本知识2.1 污水泵的功能泵是各种水力机械中应用最广泛的一种，是和我们日常生活和生产活动联系最紧密的一种机械。这种泵的主要结构特征是叶轮退缩在压水室后面的泵腔内，叶轮旋转时叶轮前面的无叶腔
5、内形成贯通流和循环流。贯通流通过叶片间流道进入泵室而流出，循环流则在无叶腔内循环，由于循环流中部是低压区，固体颗粒掉入次区域在旋流的带动下流出，因此大部分固态物质可不经过叶轮而直接从无叶腔流出，基于旋流泵结构形式和流动与传统泵有很大的区别，因此漩流泵有以下的特点：结果简单，容易制造，运行平稳；叶轮与泵体无配合间隙，不存在磨损使间隙增大造成性能的下降的问题；因固体颗粒大部分不通过叶轮，因而无堵塞性能好，叶轮的磨损也相应减轻；输送的物质大部分在无叶腔的旋流带动下流出，因而无损性差，即对物质的破坏作用大；可以输送含气体的液体。由于存在循环流，造成很大的水力损失，泵的效率低，绝大部分泵的效率都在60%
6、以下，而且当比转速n170和n4.54.5效率及抗汽蚀性能中等一般清水泵的单级单吸及双吸叶轮和多级泵第一级叶轮4.55.0效率较低，抗汽蚀性能较好锅炉给水泵第一级叶轮及对抗汽蚀性能要求较高的场合5.05.5效率有较大的降低，高抗汽蚀性能冷凝泵有前置诱导轮的离心泵4.4 确定叶轮的进出口直径叶轮出口直径按式4-3计算 (4-3)mm (4-4)式中叶轮出口直径系数。而叶轮的进口直径则按照 其中K0为叶轮进口直径系数。对于清水介质，主要考虑效率时，K0=3.54.0；对于污水介质，建议取K0=3.64.2，则取K0=4. (4-5)4.5 确定叶片厚度叶轮工作是，叶片上承受着液体的反作用力和叶片质
7、量的离心力受力情况比较复杂，很难精确计算，通常可用如下经验公式4-6计算叶片的厚度。mm (4-6)系数K与离心泵的比转速ns和叶片的材料有关，其值由表10-105所示，材料选用钢，所以K=3.2。表4-2 系数K与ns和材料的关系ns4060708090130190280铸铁钢3.233.53.23.83.34.03.44.53.56576108最后，综合考虑取叶片真实厚度4mm。4.6 叶片出口角的确定叶片的出口角2是叶轮的主要几何参数，对泵的性能参数、水力效率和特性曲线的形状有着重要的影响，通常在选择2时应考虑下列因素：1.低比转速泵，选择大的2角以增加扬程，减小D2从而减少圆盘摩擦损失
8、，提高泵的效率。2.增大2角，在相同流量下叶轮的出口宽度V2增加，压水室的水力损失增加，并且在小流量下冲击损失增加，容易使特性曲线出现驼峰，因此，为获得下降的特性曲线，不宜选过大的2角离心泵叶片的出库安放角2一般小于90度，当2.90和2.90并且取得较大值时，H-Q性能曲线会出现驼峰现象，使离心泵运行不稳定。为了得到较高的效率，2一般取18-30，所以，综合考虑2应取25.4.7 叶片数Z的选择与叶片包角随着叶片数的增加，叶片对液体的作用增强，有限叶片数情况下的流动滑移减弱，一般来说叶片数的增多，泵的扬程增加，另外漩流泵叶片间的流道扩散十分严重，当不考虑滑移时，相对速度等于轴面速度（如图所示
9、），因而相对速度的扩散也十分严重，叶片间轴向漩涡流动很强，造成叶片间的流动紊乱，产生相当大的附加水力损失，适当的增加叶片数，会改善这种流动状态，提高泵的效率，如果叶片厚度薄，同时增多叶片数，可达到明显提高扬程和效率的结果，漩流泵叶片通常选取812枚叶片，叶片过多，排挤严重，表面摩擦损失增加，效率下降，叶片直径达时，可在两叶片间出口部分增加短叶片如果叶片数Z大，叶片包角应小一些，叶片出口角也可大一些；如果叶片数Z小，叶片包角应小一些，叶片出口角也要取小一些。一般的可取85-110，综合考虑，叶片包角取85.4.8 叶轮的外径D2 （1）叶轮的外径D2由叶片式泵的基本方程式 由此得到：查表11-9
10、得，K的取值范围K=17.4618.46，选取K=18，则4.9 叶片的出口宽度b2由于固体颗粒大部分从无叶腔流过，这样通过泵固体颗粒的尺寸不完全受宽度的限制。实验表明，叶轮的出口宽度b2的增加，扬程、功率曲线几乎平行上移。在b2的一定范围内，泵的效率随着b2的增加而提高，最高效率点随b2增加向大流量方向移动，这可解释为b2增加，叶片对液体的做功增加，而循环流的程度相对减少所致。通常叶片的出口宽度b2=（0.2-0.25）D2=55.6-69.5mm，则取b2=62.5mm压水室的水力设计 第5章 压水室的水力设计5.1 压水室的分类及其作用吸水室位于叶轮之前，压水室位于叶轮之后，它们和叶轮一
11、起构成了泵的过渡部件，因为吸水室和压水室是固定的过流部件，研究其中的流动时，一般不引入相对速度。绝对速度的大小和过流断面积有关，方向与其几何形状有关，绝对速度v可分解成两个分量：圆周分量v1和轴面分量v2，即v=v1+v2通常所说的压水室是指螺旋形压水室（涡室），环形压水室和导叶等的总称，流出叶轮的液体，绝对速度v值很大，且具有很大的旋转分量v3.但是液体通过压水室以后，绝对速度变小，旋转分量等于零或是很小的值，因而压水室是转换能量的过渡部件。而压水室的作用则有以下几点：（1） 收集从叶轮中流出的液体，并输送到排出口或下一级叶轮的吸入口。（2） 保证流出的叶轮的流动是轴对称的，从而使叶轮内具有
12、稳定的相对运动，以减少叶轮的水力损失。（3） 降低液流速度，使速度转换为压能。（4） 消除液体从叶轮流出的旋转运动，以避免由此造成的水力损失。5.2 压水室形状的选择采用同一叶轮在螺旋形、准螺旋形、环形 三种压水室中进行实验对比，如图11-28所示，将得出如下结论。 螺旋形压水室：流量扬程曲线降低，功率曲线增大，效率降低，但高效范围较宽。准螺旋形压水室：流量扬程曲线升高，功率曲线下降，效率明显提高。环形压水室：流量扬程曲线和准螺旋形压水室相近，最高小旅店效率最高，泵效率点向小流量方向移动，但高效范围窄，大流量区域效率下降明显。总结实验结果分析如下，从漩流泵叶轮流出的绝对速度v2很小，其大小和方
13、向均和圆周速度相近。流体在泵腔内的速度迹线和等静压线大致是同心圆，观察泵腔内示踪粒子表明，许多粒子在前腔内旋转3-4圈之后才流出去。由此可知，采用螺旋形压水室会干扰液体的运动规律，在隔舌区域产生严重撞击。采用环形压水室，液体在压水室内旋转的同时流出压水室，流量小时顺利流出，流量大时就比较困难，所以环形压水室大流量效率下降明显。n250的旋流泵可以采用环形压水室，n2大的泵应采用准螺旋压水室，根据本次设计的要求，选用螺旋形压水室。压水室具有下面三种形式，从水力方面来看，螺旋型压水室中的流动比较理想，适应性强，高效率范围宽。但流道不能机械加工，尺寸形状、表面的光洁度直接靠铸件来保证。叶片式压水室（
14、导叶）一般可以单独制造，并且可以进行机械加工，但水力方面不如螺旋形压水室理想。螺旋形压水室主要用于单级泵和中开式多级泵，叶片式压水室主要用于多级泵，而加导叶的压水室，能够消除径向力，主要用于大型单级泵。螺旋形压水室的断面形状主要有梯形、矩形和圆形。1）梯形断面：梯形断面结构简单，水力性能好，是蜗形体断面中用的最广的一种。2）矩形断面：矩形断面具有与梯形断面相同的优点，适用于各种ns的泵上。它的工艺性最好，且断面比较容易打磨或加工，用于材料为铸造收最不易光洁的钢或不锈钢而又要求很光洁的蜗形体上是最适宜的。由于这种断面是等宽的，所以径向尺寸比梯形断面要略大一些。3）圆形断面：如果叶轮出口后即是圆形
15、断面，中间没有过渡区，则由于圆形断面在叶轮出口处突然扩大，这对泵的水力性能是不利的。圆形断面的优点是在蜗形体受压后，受力情况比上面两种断面要好。因此这种断面适用于大型的额压力高一些的泵上，这种情况下，液体出了叶轮后经过扩散导叶再进入圆形断面。本次设计采用蜗形体，断面形状为梯形断面。5.3 蜗型体的计算5.3.1 基圆直径的确定基圆直径D3可按式5-1计算mm(5-1)综合考虑取mm。5.3.2 蜗型体进口宽度计算进口宽度b3可按式5-415计算mm(5-2)5.3.3 舌角舌角可按式5-3(5-3)5.3.4 隔舌起始角一般将通过隔舌起点（即蜗形线与基圆相交的点）的断面称为0断面，断面与0断面
16、之间的夹角称为隔舌起始角。理论上隔舌起点应放在断面的基圆上，但是泵的ns增加后，蜗形体中的速度减慢，蜗形体断面面积增加，径向尺寸增加，会使隔舌变得很薄，或影响蜗形体扩散管在此区域的形状。因此ns增大后，也应适当增加。值可参考表5-45选取。表5-1 隔舌起始ns308090130140220230360通过查表5-1,综合考虑选取。5.3.5 蜗形体各断面面积的计算计算蜗形体各断面面积时，是把蜗形体中的圆周方向平均速度看作常数来设计的。计算时先根据ns在图5-335查的K3,按式5-435求出各断面中的平均速度。m/s(5-4)式中蜗形体各断面中的平均速度（m/s）； H泵的扬程（m）； g重
17、力加速度，g=10m/s2； K3速度系数，由图中查得。通过查表5-335可得K3=0.32。通过断面的流量按式5-445计算。Q=cm3/s (5-5)式中隔舌起始角（度）； Q泵的扬程（m/s）。断面面积由式5-455得。F= Q/=41975/(7.22x100)=58.13 cm2(5-6)表5-1涡室各断面面积断面12345678断面包角（）4590135180225270315360断面面积（/mm2）72714532179290736334359508658135.3.6 扩散管的计算蜗形体扩散管部分的作用在于降低泵压出口的液流速度，使液体一部分动能转化为压力能，减少压出管路的水
18、力损失。扩散管的进口可看做是蜗形体的断面，其出口时泵的压出口。设计计算扩散管的长度L和压出口直径Dy时，原则上长度L应尽可能小，并应照顾到泵压出口法兰尺寸符合法兰标准，法兰位置适当，便于加工和装拆法兰螺栓。另外，为了减小扩散损失，扩散角应在的范围内。根据结构选定扩散管长度L=180mm，由公式5-7算出断面当量直径D D=(4F/)1/2 =（45813/3.14）1/2=18.819mm(5-7)综合考虑，扩散管当量扩散角，压出口直径Dy可由5-475变形计算+ D=mm(5-8)压出口直径Dy=43.5mm径向力轴向力及其平衡第6章 径向力轴向力及其平衡6.1 径向力及平衡6.1.1 径向
19、力的产生采用蜗形压水室的泵在最优工况时，蜗室各断面中的压力基本上是均匀的。当泵的流量小于最优工况流量时蜗室中的液体流速减慢，而叶轮出口液体的绝对速度由出口速度三角形可看出大于最优工况时的绝对速度，同时也大于蜗室中的速度，从叶轮中流出的液体不断撞击着蜗室中的液体，使蜗室中的液体接受能量，蜗室中的液体压力便自隔舌开始向扩散管进口不断增加。当泵的流量大于最优工况流量时，与上述情况相反，从叶轮中流出的液体的绝对速度小雨最优工况时的绝对速度，也小于蜗室中的液体流速，两种液体在蜗室中撞击的结果，蜗室中的液体要不断付出能量，以增加从叶轮中流出的液体的速度，这样，蜗室中的液体压力自隔舌至扩散管进口是逐渐降低的
20、。蜗室各断面就产生一个径向力。又因为叶轮周围液体压力分布的不均匀，破坏了叶轮中液体的轴对称流动，压力大的地方液体自叶轮中流出得少，压力小的地方液体自叶轮中流出得多。由于沿叶轮的圆周液体流出的多少不一样，所以作用于叶轮圆周上的液体动反力也不一样，这又引起一个径向力。作用于叶轮上的径向力就是上述两个径向力的向量和。6.1.2 径向力的计算压水室是涡室的泵，在偏离设计工况时的径向力可按式7-1计算N (7-1)式中偏离设计工况时的径向力 (N)；包括前、后盖板的叶轮出口宽度，取0.01140m；实验系数，查取得0.080。6.1.3 径向力的平衡由于径向力是和叶轮的出口直径、叶轮的出口宽度成正比。因
21、此它的影响将随着泵尺寸的增大而增大，同时也随着扬程的增加而增大5。本次设计的是单级旋流污水泵，单机蜗壳泵的径向力平衡，可以采用双蜗壳或加导叶来实现，在双蜗壳中，每一蜗室虽然没有完全消除径向力，但两个蜗室相隔对称布置，作用于叶轮上的径向力是互相平衡的。用导叶虽能平衡径向力，但泵的结构复杂化了。通过计算可得，径向力不是很大，可以不设置径向力平衡装置。6.2 轴向力及平衡6.2.1 轴向力的产生旋流污水泵在运转时，其转动部件受到一个与轴线平行的轴向力。这个力相当大，特别是多级旋流污水泵。轴向力主要包括两部分：1）叶轮前后两侧因压力不同，前盖板侧压力低，后盖板侧压力高，产生了从叶轮后盖板指向入口处得轴
22、向力F1。2）流体流入流出叶轮的方向和速度不同而产生动反力F2，其方向与F1相反。此外对于入口压力较高的悬臂式单吸泵，还要考虑作用在轴端上的入口压力引起的轴向压力，其方向与F1相反。对于立式离心泵，其转子的部分重量也是轴向力。6.2.2 轴向力计算1) 叶轮前后压力引起的轴向力F1可按式2-584估算N(7-2)式中 D1叶轮进口处的直径(m)； dh轮毂直径(m)； H叶轮实际扬程(m)； i叶轮级数； k系数，ns=60150时为0.6，当ns=150250时为0.8。2）液体作用与叶轮入口的动反力可按式2-594计算N(7-3)式中叶轮的质量流量(m3/s)； v0叶轮进口处的速度（m/
23、s）。 3)总的轴向里N (7-4)根据计算结果可知，轴向力指向入口。6.2.3 轴向力的平衡常用水力方法平衡部分或全部轴向力。这一方法包括使叶轮或整个表面上的压力对称分布，或增设在所有运转工况下保证轴向力平衡的系统。但是完全做到轴向力平衡是很难的，因此必须用止推轴承承受未被平衡的轴向力，而且要采用双向都能承受轴向力的轴承4。本次设计的泵是单级叶轮，所采取的措施是开平衡。在叶轮的后盖板上对着叶轮入口开几个平衡孔，如图7-1所示，使后盖板前后空间想通，同时在后盖板后侧的轴向力增设密封环，其直径与叶轮进口密封环直径相同。这种结构简单，但增加了内泄露，同时也使进口水流更加紊乱，降低水泵效率。图7-1
24、 平衡孔泵零件及其强度计算 第7章 泵零件选择及强度计算7.1 轴的强度校核7.1.1最小轴径的计算在设计泵的结构时，应首先考虑泵轴的结构设计。由于泵轴上所装的零件不同就决定了泵的不同轴径系列，同时考虑到泵轴的加工工艺，又需要设计各种退刀槽、倒角、倒圆等，同时，轴的轴向尺寸是由零件装配尺寸，以及零部件之间所需尺寸所决定的。因此泵的设计只能是先确定轴的径向尺寸。叶轮、轴套等都在套在轴上，并同轴一起等速旋转。轴的强度和刚度，对泵的运行可靠性和使用寿命有很大影响，所以，对泵的强度、刚度的校核是十分重要的。泵轴是在弯矩和扭矩联合作用下工作的，通常以弯矩和扭矩联合作用来校核轴的强度。最小轴径一般发生在联
25、轴器或者装配叶轮处。 最小轴径的计算 (8-1-1)p1=1.2p=1.2x22.65=27.18kwMn=9550取t=49Mpa得 d= 因此，取最小直径为30的轴。由于在最小轴径处挖键槽，将对轴的强度产生影响，需将轴径适当增大，增大情况可按下列两种情况进行：时，挖一个键槽，轴径增大3%；两个键槽，轴径增大7%； 时，挖一个键槽，轴径增大5%7%；两个键槽，轴径增大10%15%根据以上求，只挖一个键槽，所以按照第二种情况将轴增大5%，则，而本设计选择的最小轴径是30mm，显然满足要求。1）转子的重量因为是卧式泵，转子的重量是径向力，而且是固定方向的径向力。轴的重量是均布载荷，但为了简化计算
26、，可以把轴分成几段变成集中载荷，泵采用蜗形体，在设计工况下没有附加径向力，另外轴也没有皮带的拉力或者齿轮的啮合力，因此，固定方向的径向力就只有转子的重量。叶轮重量估算为260N。2）轴向力液体作用在叶轮和平衡盘上的轴向力，在水力设计是进行计算了。作用在叶轮上的轴向力F=564.7N。3）支反力固定方向径向力作用在两个轴承A、B上的支反力分别用RA、RB表示，其方都假设向上。叶轮与轴承A的距离为290mm，轴承之间的距离为170mm。支反力之和等于所有径向力之和。RA+RB-260=0(8-11)对B点取矩解之得RA=546NRB=-286N4)弯矩图及扭矩图图8-1弯矩图及扭矩图通过弯矩图及扭
27、矩图可知，最危险断面在轴承A处。可以按第三强度理论来进行校核。MPa (8-12)根据计算结果，轴的强度满足要求7.2 键的强度计算对泵来说，联轴器处得键所传递的扭矩最大。对于单机泵，可近似地认为叶轮处得键所传递的扭矩同联轴器处得相同。键强度计算的目的是校验键在所传递扭矩的作用下，键所产生的剪切应力与键接触零件（例如：联轴器、叶轮、平衡盘等转子零件）的有效传递扭矩的工作面上的挤压应力（当然也包括键，但通常是校验抗挤压差的零件）是否满足强度要求。根据叶轮处直径选择键为标准圆头普通平键（A），键的宽度b=0.008m，键的高度h=0.012m，键的总长L=0.030m。结构形式见图8-2.图8-2
28、键的结构图7.2.1 工作面上的挤压应力键及其联接零件传递扭矩的工作面上挤压应力应满足如下公式10-555要求：(8-13)式中工作面上的挤压应力 (Pa)；键所传递的扭矩，与轴所传动的扭矩相等 (Nm)；安装叶轮处的轴径 (m)；键的高度 (m)；键的有效长度，(mm)；材料的许用挤压应力 (Pa)。键采用的材料为45号钢材，所以代入数据得MPa (8-14)根据计算结果可知，满足强度条件。7.2.2 切应力键的切应力产生最大的切应力，其值应满足如下公式10-565的要求：(8-15)式中 切应力 (Pa)；键的宽度 (m)；材料的许用切应力，键的材料为45号钢材，所以取。代入数据得MPa(
29、8-16)根据计算结果可知，满足强度条件。7.3 轴承和联轴器的选择根据泵结构以及参考其他类型的结构，选轴承为：深沟球轴承6009型，两个轴承成对使用，具体结构见图8-3。图8-3 6009型深沟球轴承此泵是进行全天24小时连续工作，轴承必须达到预期寿命。虽然两个轴承成对使用，但是必须计算轴承的寿命以保证安全。又因为两轴承载荷不同，现对较大的载荷进行计算就可。因为，查得径向系数，轴向系数。轴的当量动载荷为N (8-17进行对轴承的寿命计h (8-18)根据计算结果，轴承的寿命符合要求。式中 Cy泵的基本额定载荷(N)； Py泵的当量动载荷(N)； n泵的电机转速（r/min）。泵常用的联轴器有
30、两种：爪形联轴器和柱销联轴器，本次设计采用弹性滑块联轴器，型号为 B1101-6-20-35。泵的轴封第8章 泵的轴封8.1 常用的轴封种类及设计要求泵内液体和泵外空气之间压力不同，顺着轴就要产生泄露，为此需要设置密封装置，称其为泵的轴封。泵内轴封处的压力小于大气压力，轴封是用于防止空气进入泵内；泵内轴封处的压力大于大气压力，轴封是用以防止液体泄露。泵常用的轴封种类：1） 填料密封；2） 机械密封；3） 浮动密封。设计密封装置的要求：1） 密封可靠，能长期运转；2） 消耗功率小；3） 适应泵运转状态的变化。设计密封装置要考虑被密封液体的性能（腐蚀性、含杂质的磨损性、凝固性、侵透性、挥发性、有毒
31、、引火、有位等），温度（高温、常温、低温温度变化范围）和压力（高压、常压、低压、真空、压力变化范围）。根据本次的设计情况，选用已有的改进填料密封装置。8.2 填料密封的工作原理填料密封式用填料填塞泄露通道阻止泄露的一种密封形式。其特点是结构简单、装拆维修方便、成本低廉而广泛用于离心泵上。在离心泵上的填料密封即是动密封，又是静密封，所用填料为由侵石棉盘根软填料。其不足之处在于密封性能较差，对轴或轴套磨损大，损失功耗大以及使用寿命短等。近几年，许多从事填料密封的研究工作者，在密封的机理以及结构研究上做了大量的工作，使得填料密封的结构更为科学合理，本次的填料密封采用了黑龙江科技学院机械系，韩建勇、王
32、平山的离心清水泵填料密封的改进设计1。8.3 传统填料密封结构及其缺陷8.3.1 传统填料密封结构在传统填料密封中，内部流体可能通过下列途径泄漏；1） 流体通过填料本身的缝隙而出现渗漏；2） 流体通过填料与转轴之间的缝隙而泄漏；3） 流体通过填料与箱壁之间的缝隙而泄漏。填料置于填料箱中，通过压盖将填料压紧在轴上，填料依靠压盖轴向压紧，产生径向变形，填满间隙。填料在变形时，依靠径向变形产生的径向力紧贴转轴与填料箱内壁表面，实现密封。这就是说，在填料密封可能出现的三个泄露途径中，填料本身的缝隙泄露可以通过压实软填料的方法来消除；箱壁内表面与填料之间的泄露，因为无相对运动且填料被压实而与填料箱内壁表
33、紧密贴合，达到了止漏目的；只有填料与转轴之间，因有相对运动，并存在微小间隙，所以常造成泄露。8.3.2 传统填料密封的不足预紧力恒定。预紧力恒定，即密封力恒定，而被密封介质的压力是波动变化的，这就可能出现密封填料过度密封或密封不足。轴或轴套磨损严重。密封力不足时，采取的方法往往是加大预紧力，这样使预紧力过大，造成密封填料与轴接触面之间的摩擦力加大，并导致填料对轴或轴套磨损严重，功率磨损增大，泵的机械效率降低。检修周期短。由于填料对轴或轴套磨损严重，为使泵正常运转，停机更换填料的次数就增多，这样运行成本就提高了。8.4 填料密封的结构改造在分析了传统填料密封结构、工作原理及其缺陷后，要想改善和提高填料密封的密封效果，在填料密封结构设计时要考虑解决的问题是：1）尽量使径向压紧力均匀且与泄漏压力规律一致，使轴套承压面受压均匀，从而使轴套磨损小而且均匀。2）使填料密封结构中的填料具有补偿能力、足够的润滑性和弹性。3）密封的填料沿轴向抱紧力应均匀分布。鉴于以上分析，新型的填料密封结构应该是一种能够自动根据被密封介质压力的变