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(qū)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(qū)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(tài)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(tài)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。
