另一方面，在 ANSYS 模擬時(shí)也并未考慮密封圈的緩沖作用。密封圈工作錐面的錐度一般與閥盤(pán)（或閥座）錐度相同，而且前者突出于閥盤(pán)錐面以外。這樣當(dāng)閥盤(pán)下落時(shí)，密封圈首先與閥座接觸，對(duì)閥盤(pán)與閥座金屬面之間產(chǎn)生的剛性接觸起緩沖作用。同時(shí)，由于密封圈首先與閥座接觸，在閥盤(pán)與閥座之間密封液體，這樣在閥盤(pán)與閥座金屬尚未接觸之前便在金屬間形成“液墊”，從而可以減少閥最后關(guān)閉時(shí)的沖擊。
綜上分析可知，模擬求出的集中應(yīng)力與實(shí)際有一定差距。為了使結(jié)果更接近于實(shí)際數(shù)據(jù)，可在該模型求出的應(yīng)力基礎(chǔ)上，再乘一個(gè)考慮實(shí)際阻力和緩沖的折減系數(shù)，該系數(shù)可通過(guò)實(shí)驗(yàn)測(cè)量得出。假設(shè)阻力折減系數(shù)為φf，緩沖折減系數(shù)為φt，則總折減系數(shù)φ＝φf×φt，實(shí)際應(yīng)力σ=φ×σˊ（σˊ為理論應(yīng)力），然后參照泵閥疲勞壽命圖，可以求得泵閥的使用壽命。需要強(qiáng)調(diào)的是，用理論應(yīng)力得出的泵閥壽命具有一定的安全余量，可以為現(xiàn)場(chǎng)人員及時(shí)更換泵閥提供參考。
5 泵閥的改進(jìn)措施
從圖 2 上可以看到閥盤(pán)下錐角部位呈現(xiàn)出最大應(yīng)力區(qū)域。原因主要是閥盤(pán)與閥座沖擊閉合時(shí)，閥盤(pán)錐面與閥座接觸，承受沖擊載荷，在錐面 與閥盤(pán)底部過(guò)渡處結(jié)構(gòu)尺寸急劇變化產(chǎn)生應(yīng)力集中。應(yīng)力集中使局部區(qū)域的應(yīng)力值超過(guò)了材料按預(yù)定壽命所能承受的應(yīng)力水平，由此萌生裂紋。疲勞源系在應(yīng)力集中較大的尖角根部萌生，并向芯部擴(kuò)展，所以泵閥主要從錐角與閥盤(pán)底部改進(jìn)。在泵閥其它結(jié)構(gòu)及性能不變的情形下，為了減少應(yīng)力集中，底面設(shè)計(jì)為圓弧型，并與錐面采用圓滑過(guò)渡（此時(shí)圓弧半徑為 88.54mm）。泵閥改進(jìn)前后的零件圖如圖 6 所示。
對(duì)改進(jìn)后的泵閥做 ANSYS/LS—DYNA 三維動(dòng)態(tài)模擬分析，建立模型，剖視圖如圖 7。
圖 7 泵閥改進(jìn)前后結(jié)構(gòu)圖
得到閥盤(pán)在閉合階段產(chǎn)生最大局部應(yīng)力時(shí)的應(yīng)力分布圖，如圖 8。
圖 8 改進(jìn)后泵閥三維模型剖視圖
由圖 8 可知，最大局部應(yīng)力出現(xiàn)在錐角偏上方，為 0.834×109Pa，比原來(lái)泵閥承受的最大應(yīng)力 0.955×109Pa 減小了 12.67％。將求出的應(yīng)力代入泵閥疲勞壽命圖 6，得到泵閥的壽命為 210h~320h。結(jié)構(gòu)改進(jìn)后，泵閥的壽命大大提高。
此外，改進(jìn)后的閥體在流體中運(yùn)動(dòng)時(shí)還能有效地減小水力摩阻，減緩流體中磨礪性物質(zhì)對(duì)底部及錐面的沖蝕磨損，閥盤(pán)落在閥座上時(shí)的密封效果也有所改善。
6 結(jié)論
（1）利用 ANSYS/LS—DYNA 軟件對(duì)閥盤(pán)沖擊閥座做三維實(shí)體動(dòng)態(tài)模擬，得到?jīng)_擊過(guò)程中泵閥產(chǎn)生最大局部應(yīng)力時(shí)的應(yīng)力分布圖，分析閥盤(pán)下錐角處應(yīng)力集中的受力形式與程度。
