另一方面，在 ANSYS 模擬時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（或閥座）錐度相同，而且前者突出于閥盤錐面以外。這樣當閥盤下落時，密封圈首先與閥座接觸，對閥盤與閥座金屬面之間產生的剛性接觸起緩沖作用。同時，由于密封圈首先與閥座接觸，在閥盤與閥座之間密封液體，這樣在閥盤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閉時的沖擊。
綜上分析可知，模擬求出的集中應力與實際有一定差距。為了使結果更接近于實際數據，可在該模型求出的應力基礎上，再乘一個考慮實際阻力和緩沖的折減系數，該系數可通過實驗測量得出。假設阻力折減系數為φf，緩沖折減系數為φt，則總折減系數φ＝φf×φt，實際應力σ=φ×σˊ（σˊ為理論應力），然后參照泵閥疲勞壽命圖，可以求得泵閥的使用壽命。需要強調的是，用理論應力得出的泵閥壽命具有一定的安全余量，可以為現場人員及時更換泵閥提供參考。
5 泵閥的改進措施
從圖 2 上可以看到閥盤下錐角部位呈現出最大應力區域。原因主要是閥盤與閥座沖擊閉合時，閥盤錐面與閥座接觸，承受沖擊載荷，在錐面 與閥盤底部過渡處結構尺寸急劇變化產生應力集中。應力集中使局部區域的應力值超過了材料按預定壽命所能承受的應力水平，由此萌生裂紋。疲勞源系在應力集中較大的尖角根部萌生，并向芯部擴展，所以泵閥主要從錐角與閥盤底部改進。在泵閥其它結構及性能不變的情形下，為了減少應力集中，底面設計為圓弧型，并與錐面采用圓滑過渡（此時圓弧半徑為 88.54mm）。泵閥改進前后的零件圖如圖 6 所示。
對改進后的泵閥做 ANSYS/LS—DYNA 三維動態模擬分析，建立模型，剖視圖如圖 7。
圖 7 泵閥改進前后結構圖
得到閥盤在閉合階段產生最大局部應力時的應力分布圖，如圖 8。
圖 8 改進后泵閥三維模型剖視圖
由圖 8 可知，最大局部應力出現在錐角偏上方，為 0.834×109Pa，比原來泵閥承受的最大應力 0.955×109Pa 減小了 12.67％。將求出的應力代入泵閥疲勞壽命圖 6，得到泵閥的壽命為 210h~320h。結構改進后，泵閥的壽命大大提高。
此外，改進后的閥體在流體中運動時還能有效地減小水力摩阻，減緩流體中磨礪性物質對底部及錐面的沖蝕磨損，閥盤落在閥座上時的密封效果也有所改善。
6 結論
（1）利用 ANSYS/LS—DYNA 軟件對閥盤沖擊閥座做三維實體動態模擬，得到沖擊過程中泵閥產生最大局部應力時的應力分布圖，分析閥盤下錐角處應力集中的受力形式與程度。
