第一章绪论
1.1干气密封简介
动环轴向固定、随轴旋转，而静环则可以在轴向自由移动，当干气密封工作时，会在两个密封端面间形成一定厚度的气膜（气膜厚度一般在左右），使干气密封保持非接触运转。稳定的气膜不仅对工作介质起到密封作用，还会对摩擦副起到润滑的作用。干气密封工作时形成的气膜厚度虽然很小，但是刚度很大，且气膜产生的摩擦热将远远小于其他类型的密封。
干气密封具有寿命长、可靠性高、密封功耗低、节约能源；省去了庞大的密封油系统、重量轻、占地面积小、消除了密封油对工艺回路污染的可能性；运行和维护费用低等特点，因此被广泛应用于石油、石化、化工和电力等部门。
1.2螺旋槽干气密封性能研究现状
气体端面密封的理论研究起源于气体润滑轴承。德国人L.Gumbel在1925年首先提出螺旋槽轴承概念。1947年，Wipple对螺旋槽止推轴承理论进行了探讨，解决了螺旋角为常数的对数螺旋槽止推轴承的原理问题，研制并实验了螺旋槽止推轴承。1951年，Wipple建立了开槽平面间流体压力分布，假设压力为线性分布，针对不可压缩的流体提出了窄槽理论，研究了间距为定值排列的平面平行槽和平板间的流体流动。1964年对窄槽理论进行了完善，在模型基础上用复变函数保角变换理论将螺旋槽模型转化成平行直线槽模型，重点考虑了槽端部的影响，提出了较完整的螺旋槽轴承理论，使螺旋槽轴承的理论计算得以解决，并于1966年出版了《Spiral groove bearings》一书，为螺旋槽干气密封的发展奠定了理论基础。
目前螺旋槽密封近似解析法均起源于窄槽理论。最早将螺旋槽近似解析理论应用于密封性能的研究的是Gardner，他研究了结合流体动、静压原理的弧形螺旋槽端面机械密封的性能。1973年，Sneck等在假设被密封流体为不可压缩的牛顿流体的情况下，提出了一种基于近似窄面密封的沿螺旋槽槽线建立雷诺方程的近似解析法，不过此种方法不够严谨，因此并未获得广泛应用。1978年，Gabriel从密封结构、密封原理等方面对螺旋槽干气密封进行了比较全面的总结，同时还讨论了设计参数及操作参数对密封性能的影响，该文献被视为螺旋槽干气密封的重要著作，在1994年又进行了重新发表。1984年，Shaprio等基于Wipple理论的基础上，考虑流体瑞流和惯性力的影响，针对高速液氧透平泉上的螺旋槽机械密封的性能进行了研究分析。
在国内，螺旋槽机械密封解析法研究起步比较晚。具有代表性的是宋鹏云等人在总结国外近似解析计算研究的基础上，利用Mujiderman的螺旋槽轴承理论，建立了螺旋槽机械密封理论计算的近似解析表达式，提出螺旋槽密封的新型结构及对应的数学处理方法，为螺旋槽机械密封的理论研究做出了一定的贡献。
因为解析法需要做大量的假设，在对螺旋槽干气密封密封性能的求解精确度上将有所欠缺。随着计算机技术的日益发展，利用数值分析法对干气密封理论分析所建立的方程进行求解的方法在密封性能分析研究中得到广泛应用。数值分析法研究也是从螺旋槽轴承逐步推广到螺旋槽干气密封上，在对螺旋槽干气密封进行数值分析法研究主要集中在有限差分法和限元法两种方法。
第二章螺旋槽干气密封的基本理论
2.1螺旋槽干气密封的结构和基本工作原理
图2-1所示为螺旋槽干气密封的典型结构，主要由静环、动环、密封O形圈、挡板、轴套、弹賛座等主要部分组成。螺旋槽干气密封的动环用轴套固定在轴上，随轴转动，而静环则可以在弹篑及介质压力等载荷的作用下进行轴向移动。
在结构上，螺旋槽干气密封与传统机械端面密封基本相同，两者的主要区别在于螺旋槽干气密封的动、静环端面较宽，且材质比较硬的动环上加工有螺旋状沟槽，如图2-2所示。
2.2密封环力学性能及受力分析
密封环的受力平衡将影响到工作气膜的稳定性，进一步影响密封系统的稳定性。将以静环为对象，主要对其轴向受力情况进行分析。
螺旋槽干气密封端面静环在轴向受到气膜压力，即为开启力Fo，在环背面受到弹黃力及气体静压力，它们组成了闭合力Fc。
（1）图2-4所示为力平衡下，作用在静环上的力。当开启力Fo与闭合力Fc相等时，螺旋槽干气密封的工作状态最为稳定，此时的气膜厚度即为工作膜厚。
（2）当螺旋槽千气密封端面受到干扰时，螺旋槽干气密封端面间的间隙会减小或增大，如图2-5、图2-6所示。当密封端面间隙的减小时，气膜压力将会迅速升高，此时幵启力大于闭合力，变大后的气膜压力将迫使靠近的端面分离；而间隙的增大则会导致气膜压力减小，闭合力将大于开启力，远离的密封端面将在闭合力的推动作用下靠近。
图5-1、5-2所示的端面气膜压力分布图中可以看出螺旋槽槽底压力大于密封端面外径处压力，满足螺旋槽干气密封自对中机制的条件。现在来对自对中机制进行进一步讨论。
第三章螺旋槽干气密封端面压力分布及密封性能参数的求解........15
3.1解析法计算模型........15
3.1.1“窄槽”理论........15
3.1.2螺旋槽端面气膜压力控制方程........16
第四章螺旋槽干气密封静环力变形的计算........29
4.1密封环力变形理论模型...........29
4.2密封环力变形解析法计算方法讨论........30
第五章螺旋槽干气密封自对中机制研究........40
5.1螺旋槽干气密封自对中机制的进一步讨论........40
5.2建立自对中回转力矩的计算模型........41
第五章螺旋槽干气密封自对中机制研究
从螺旋槽干气密封自对中机制的描述中可以看出，密封端面发生变形后气膜压力分布将发生变化，正是压力变化所产生的逆时针或顺时针的回转力矩将使密封端面恢复平行位置。
螺旋槽干气密封自对中得以实现的关键是回转力矩，在对螺旋槽干气密封端面压力分布进行求解及对密封环力变形进行了计算分析后，本章将从回转力矩入手，对自对中机制及其实现方式进行进一步讨论。建立自对中机制中的回转力矩计算模型，讨论分析操作参数和端面几何参数对自对中机制的影响。
5.1螺旋槽干气密封自对中机制的进一步讨论
当静环发生温度变形时，两个密封端面间的气膜将由端面外径处至内径处形收敛形气膜，压力分布也发生改变，具体情况如图5-1所示。当密封环发生力变形时，端面间的气膜将由端面外径处至内径处形成发散形气膜，如图5-2所示。
第六章结论与展望
6.1结论
根据Josef Sedy对螺旋槽干气密封自对中机制的描述，对该机制及其实现方式进行了研究，研究结论如下：
（1）基于窄槽理论，采用解析法对螺旋槽干气密封不同膜厚形状（平行、发散形、收敛形）下端面气膜压力分布进行了建模及求解，与经典文献比对，证明了本文计算程序的可行性，可以采用该模型对干气密封的密封性能进行分析。
（2）基于皮采诺环形零件的轴对称变形理论，分别采用分布计算法和积分法对密封环力变形进行计算，两种方法计算结果有较好的吻合。推荐使用Lebeck书中的积分公式对密封环力变形进行计算，不过计算过程需要注意坐标轴的变换。在对密封环力变形进行计算时，若考虑密封O型圈的接触应力，计算出的密封面偏转角数值将比忽略O型圈接触应力时大了45.5%，因此在实际计算中还是应该考虑形圈对密封环力变O形的影响。
（3）研究螺旋槽干气密封操作参数及端面尺寸参数对自对中机制的影响。研究表明：螺旋槽干气密封自对中的能力将随着介质压力的增大而增强，随着温度、转速的增加而降低。螺旋槽槽深及螺旋角的增大将降低螺旋槽干气密封的自对中能力。密封坝宽比对自对中能力有较大的影响，密封系统的自对中能力将随着密封坝宽比的增大而增强。
（4）当螺旋槽槽底压力大于外径处压力气膜压力时，静环发生变形后端面气膜压力分布变化较大，使净值气膜力具有较大值，进而可以产生足够大的回转力矩来实现螺旋槽干气密封的自对中。