一、通则(API682中6.1.1General information)
① 所有的机械密封（无论何种型式和配置方式）都应采用没有钩形轴套的集装式平衡型机械密封。
ISO 13709已要求泵的设计能够保证拆装密封时，不干扰驱动装置
② A型和B型密封的标准结构型式为旋转补偿元件。如有需要，也可以采用静止补偿元件的密封结构。
注：采用旋转补偿元件可以减小密封径向尺寸。
③ C型密封的标准结构为静止补偿元件。如有需要，C型密封也可以采用旋转补偿元件的密封结构。
注：1. C型密封采用柔性石墨作为其辅助密封，常用于温度超过200℃的工况，考虑到由于温度引起泵体密封腔的热变形，使端面跳动和不同心度增大，所以选择静止补偿元件作为其标准结构。
2. 在配置3的双端面密封结构中，为缩短轴向尺寸，常采用静止补偿元件，面对面排列。甚至可以共用1个双端面的副密封环，这样能缩短轴向尺寸，还可以降低生产成本。
④ 集装式密封常采用预装板（或预装钩）将所有密封零件固定在一起，避免在安装、拆卸或调整泵转子部件过程中，推拉集装式密封，把径向（或轴向）载荷递到密封端面上，以免损坏密封端面及改变工作位置。见图A-24
注：预装板（钩）在安装、调整时不得拆除；在运行时一定要拆除，且保存好；在拆卸时又必须重新装上，一般认为预装钩比预装板更能保证预装的同心度。
⑤ 如果密封端面平均线速度超过23m/s必须采用静止补偿元件的密封结构。
注：1.采用旋转补偿元件的密封，当密封端面线速度增加时，与轴线垂直的离心力随之增大，由于泵体密封腔安装面不可能做到与泵轴完全垂直和同心，旋转补偿元件需要有更大的轴向推力，才能使密封端面在较高速度下闭合。当密封盘径较大时，所需要的轴向闭合力也会变的非常大，以致影响到密封使用寿命。因此，必须采用静止补偿元件的密封结构，
2. 在下列情况下应考虑使用静止补偿元件：
1) 平衡直径超过115mm。
2) 由于管路载荷、热变形、压力变形等原因而导致泵体密封腔及其端面变形和偏心。
3) 泵体密封腔安装表面不可能做到与轴完全垂直和同心，在高速旋转时，因而影响密封正常工作更为严重。
4) 在细长轴泵、多级泵等设备中。
⑥ 密封所有零部件的设计和材料应当达到指定的使用要求。所有零部件的最大许用压力应参考泵体的最大许用压力。
注：1.考虑安全因素，泵体的最大许用压力应该大于泵的出口压力。泵的出口压力为泵的进口压力与扬程之和。
2.在正常工作的情况下，泵的密封腔工作压力要小于泵的出口压力。
△ 在密封腔与泵进口连通情况下，一般密封腔工作压力就等于泵的进口压力，见图A-25;
△ 在密封腔与泵出口连通情况下，一般密封腔工作压力就等于泵的出口压力，见图 A-25;
△ 在密封腔与泵出口连通，而叶轮上又开平衡孔的情况下， 泵密封腔的工作压力大约等于泵进口压力与扬程之和的二分之一。
3. 在泵的出口阀关闭的情况下，此时泵的密封腔的工作压力最高为泵出口压力。可以由此确定密封的最大许用压力。但这种情况在正常工作中是不经常出现的。
⑦ 应当合理设计密封端面和密封平衡系数，使密封端面因摩擦产生的热量变小以及泄漏符合要求，达到期望的寿命。
注：1.传统的弹簧式平衡型密封的轴套一般为单台阶，而API 682规定轴套均为双台阶，见图A-26。
2. API 682作了这双台阶的规定是密封理念上的重大提升。它使同样一套密封可以实现双方向的密封，即像一般传统密封一样，在密封端面外径方向压力高的情况下可实现密封；而且在密封端面内径方向压力高的情况下，也能实现密封，俗称双向密封。
△图A-27(a)为配置2密封，介质侧密封为端面外径方向压力高，其O形圈向压力低的方向移动，贴紧主密封环，流体压力将主密封环与副密封环贴紧，实现端面密封。
△图 A-27(b)为配置3密封，介质侧密封为端面内径方向压力高，O形圈同样向压力低的方向移动，贴紧轴套上的高位台阶，而流体压力则直接推动主密封环与副密封环贴紧，实现端面密封。
⑧ 密封必须能够处理正常的以及瞬间的主副密封环之间的微量轴向窜动问题。
注：1.对于高温多级泵来说，要考虑最大的轴向窜动，因为在工作时，轴和泵体之间产生非常大的热膨胀差值，该差值往往超过了一些密封的承受能力；多级泵若采用平衡盘，而不是用平衡鼓/推力轴瓦（轴承）来平衡的巨大推力时，应特别重视，此时不能使用API 682规定的密封型式，往往采用单根/大螺距弹簧来补偿平衡盘开闭高达5mm左右的窜动，但因其开闭速度过快，往往还会因弹簧滞后，造成密封失效。
2.有些立式泵的轴向推力是依靠电机的轴承来承担的（例如没有轴承座的管道泵），设计时应考虑轴向窜动。在某些情况下，工作压力也会产生轴向推力，使电机轴承轴向负荷加剧，此时应引起足够重视。
⑨ 安装O形圈的槽和孔的粗糙度和倒角技术要求。
▲安装滑动O形圈表面粗糙度RA0.8um、倒角≥2mm、角度≤30°；
▲安装静止O形圈表面粗糙度RA1.6um、倒角≥1.5mm、角度≤30°；
附：O形圈沟槽尺寸设计推荐表（表A-3）及国际通用标准O形圈尺寸系列表（表 A-4 )。
⑩ 全氟橡胶比其他大多数O形圈材料（例如氟橡胶）热膨胀系数更大，在为氟橡胶设计的O形圈槽内安装全氟橡胶O形圈会导致其损坏。为此全氟橡胶O形圈，应采用略宽的沟槽设计。
注：1.根据经验经使用过一段时间拆下的O形圈的截面若变为椭圆形，说明槽宽设计正确：若变为方形，则说明槽宽不够。图A-28可说明O形圈的工作原理及失效原因。
橡胶弹性体O形圈之所以能起密封作用，主要是靠流体进入槽内，流体压力轴向作用于O形圈所产生的径向变形来实现密封的，因此它需要一个合理的槽宽，而O形圈自身的弹性只是初始瞬间起作用。过窄的槽中的O形圈易变成“方” 形，往往会阻止流体进入槽内，形成不了压力场，仅靠O形圈自身的弹性密封，压力一高就封不住了。
2.O形圈是所有弹性体密封圈中密封性能最好的,它是全方位的密封圈，上下左右都能密封，而且是可逆向的。O形圈几乎是主辅助密封圈设计的唯一选择。
3.滑动安装的O形圈的破坏形式主要是其在滑动偶件的间隙中挤出撕裂。因此对O形圈圆角有规定，在压力较高时，O形圈往往与保护挡圈一起使用（见表 A-3)。
4.O形圈以内径尺寸为基准，它有国际通用的、标准的线径和内径尺寸系列。内径尺寸系列选用原则：沟槽在轴时，按槽底尺寸，选等同或小一档的；沟槽在孔内时，按轴径，选等同或大一档的。这样选用既符合标准又便于安装( 见表 A-4)。
? 对于密封端面内径方向压力高的密封（例如真空密封），应当采用防止副密封环移动的限位结构设计。见图 A-29。
二、密封计算
① 密封平衡系数B计算 （ 见图A-30)
注：1.有效平衡直径Db随着密封结构不同而变化，对于密封端面外径压力高的弹簧滑动式密封，有效平衡直径为O形圈的内径滑动接触表面的直径；对于密封端面内径压力高的弹簧滑动式密封，有效平衡直径为O形圈外径滑动接触表面的直径。
2.对于波纹管密封，有效平衡直径一般为波纹管的平均直径，但该直径会随压力变化而变化。对于金属波纹管外径压力高的密封，当压力增大时，其平衡直径微量变小。
② 密封端面总比压计算
▲ Fsp：密封工作时的弹簧力，N
▲ △P：密封端面的流体压差，MPa
▲ K：反压系数
注：K是一个介于0.0至1.0之间的数字。
它代表被密封的流体在通过密封端面时的压降。对于端面相互平行的密封（平面液膜）和非闪蒸性液体：K约等于0.5; 对于凸密封面（收敛液膜）或闪蒸性液体：K大于0.5; 而对于凹密封端面（发散液膜）：K小于0.5。就物理意义来说，K是一个用来定量地表示密封端面内外径处的压差转化为推开力的系数。实际计算中K取0.5~0.8不同值。对非闪蒸性液体通行做法是K值选取0.5, 我们知道K的值随密封液性质(包括多相性能）和液膜特性（包括掙度和锥度）而变化，所以必须意识到，这个数值被选定作为计算的标准，只是个假设。
计算公式:
③ 密封发热量估算
密封端面的温升控制对密封的成功运行起着非常重要的作用。密封端面处会因摩擦产生大量的热量，有些场合还包含输送介质的热量通过泵体传递给密封腔的热传导。例如：假设一种特殊的流体必须把温度控制在60℃以下来维持它的汽化压力裕量，而泵的工作温度为146℃，热量必然从泵体传导到密封腔。一方面可以通过对密封腔冷却夹层通冷却液，控制输送介质的热传导；更重要的是，总合热量（热传导和密封端面摩擦热总合）应该被冲洗流体带走。
▲ n密封端面的转速(r/min)
▲ f有效摩擦系数
注：有效摩擦系数f与多数工程师们都熟悉的标准摩擦系数的术语相似，它是用来表示摩擦面平行力与正交力的比值的。它通常应用于两个相对滑动表面间的交互作用，两个摩擦面的材质可以相同，也可能不相同。在机械密封中，两个相对滑动的表面就是密封端面。在实际中，密封端面并非是干摩擦，而是在各种不同的润滑条件下运转的，因此也就出现各种不同类型的摩擦。如果是高粗糙度的接触，则f就在很大程度上取决于材料，而与液体黏性关系不大；如果是全液膜，一般液膜很薄（只有若干分子的厚度），密封端面之间没有机械接触，而f也就只是液膜黏性的剪切函数。问题是诸如此类的摩擦，都有可能在同一时间出现在同一密封端面上，有效摩擦系数f是用来表示，两个相对滑动的密封端面与液膜之间交互作用的总效果的。实际试验显示，各种常规密封的f值在0.01到0.18之间变化的。在应用计算中，我们取f值为0.07, 这对于水和大多数中等密度的烃类已足够精确；对黏度大的液体（比如油类）取较大的f值，而黏度较小的液体（比如液化石油气或烃） 取较低的f值。
④ 密封腔的升温及热交换计算
密封腔内液体的升温看似一个简单的热力学热平衡计算，流进密封腔液体的热流量减去从密封腔流出的热流量即得出净热流量，密封腔液体温度的升高或降低取决于净热流量是正还是负的。但在实际应用中，导入和导出密封腔热流量是极其复杂的。导入热流量有密封端面的摩擦和流体的剪切而产生热；密封旋转部件搅动引起的涡流（或湍流）而产生的热；以及泵密封腔和轴的传导热（即正向吸热）；导出热流量有通过密封腔或轴传导给泵的热（负向吸热）；以及通过对流或辐射发散到空气中的热。
在有些情况下，可以做一些假设，简化计算。
▲采用冲洗方案11、12、13或31的单端面密封。这几种冲洗方式，注入密封腔的液体温度与泵相同，若泵的工作温度不非常高，可忽略传导热；若密封是非高转速的大型密封，也可忽略液体涡流所产生的热量 。
如果以下变量已知：
Q 密封产生的热（即密封消耗功率 P)，kW
qinj 冲洗液流量，L/min
d 与泵同温的冲洗液的密度，
Cp 与泵同温的冲洗液体的比热容，J/(kg? K)
温升便可以如下计算:
▲采用冲洗方案 21、22、32、41的单端面密封 ，冲洗液以大大低于泵的工作温度注人密封腔。如果是这样，就会有相当多的热从泵传到密封腔中，计算热传导是相当繁琐的，需要有详细的分析和试验，还要对泵的材料和所输送的介质的性能有全面的了解。
如果没有这些分析试验数据，传导热Qhs可按以下公式估算：
在（式13)中，△T是密封腔液体的平均温升。在密封腔里面，有的区域温度比密封腔液体温度高很多，而有的区域则低很多。为了保证密封端面附近的区域能有效冷却，密封需要采用有效的冲洗方法，如冲洗液应该对准密封端面或使用多口注入 。
▲有些工况，需要计算使密封腔的温度维持在低于某一水平所需的冲洗液量。此时，冲洗液允许最大温升△Tinj可以密封腔最大允许温度减去冲洗液温度算出为使密封运行良好，△Tinj应维持在2.8K和5.6K之间。这样计算便很简单，只要重新整理公式，就可以算出冲洗液流量。
三、密封腔和密封端盖 (API 682 中 6.1.2Seal chamber and gland plate)
① 密封腔有3种类型：传统型、外装型和内装型（见图 A-32) 密封腔不需要满足安装填料密封的要求。
② 标准密封腔传统型的圆柱型腔体。
采用API682标准设计的密封腔有利于提高密封的可靠性和标准化。
系列1: 密封的密封腔应符合ISO 3069-C定义的密封腔尺寸要求。
系列2、系列3: 密封的密封腔体应符合ISO 13709定义的密封腔尺寸要求。
注：在特殊情况下，API682也允许将系列1密封安装在ISO 13709的泵上。但应当仔细地考虑密封与泵的匹配性，需慎重对待。
③ 密封旋转部件与密封腔内表面最小径向间隙为3mm。
注：1.机械密封的可靠性受到其旋转部件与密封腔内孔之间的径向间隙的影响。在密封的工况比较苛刻时， 如固体颗粒含量高或密封端面产生的热量很高的情况下，必须达到API682标准所规定的最小径向间隙。
2.带有内循环装置/泵效环和带有节流环的抑制密封腔不在此例（见图A-33)其间隙要小得多，一般为1~1.5mm。
3. 在小型泵和ISO 3069-C泵密封腔中工作的密封可能达不到此要求，需慎重对待。
④ 所有螺栓和螺母的预紧力应当符合最大许用工作压力MAWP。
注：在使用金属缠绕垫片作为辅助密封时，需使用更大直径的螺栓。以获得更大的预紧力，保证垫片的密封性。
⑤ 密封腔体的最大许用工作压力应当等于或大于泵的最大许用工作压力，以避免泵体在安装或工作中变形。安装在泵体上的任何零件材料的许用应力不能超过泵体材料的许用应力。密封腔还应当留有3mm的腐蚀余量。
此外密封端盖还需要满足以下要求。
1)必须加工好与螺栓相匹配的孔，不允许采用槽。
2)密封端盖与密封腔的同轴度要求为0.125mm其配合为H7/h7见图 A-34
⑥ 应减少承压件上螺纹孔 （或光孔） 的使用数量，孔与孔之间至少留有螺纹名义直径一半的厚度余量；承压件上所用螺栓，不能使用细牙螺纹；并考虑留有扳手空间。
⑦ 密封腔端面跳动量应小于等于0.5um/mm (图 A-35) 密封腔端面过大的跳动量对机械密封的性能的影响很大，在密封安装前应进行检查测量。
⑧ 必须充分认识到确保密封腔良好的工作条件是保证密封可靠性的必要条件。
配置1密封以及配置2密封的内部密封，若为接触式湿式密封CW时，密封支持系统的设计应保证其密封腔压力与介质汽化压力之间的裕量(介质汽化压力裕量) 不小于30%，或者密封腔温度与介质汽化温度之间的裕量（介质汽化温度裕量）不小于20℃（见图A-36）。
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