閥盤在沖擊閥座的過程中，所承受最大局部集中0.955×109Pa。根據(jù)泵閥疲勞壽命曲線，對(duì)應(yīng)的脈動(dòng)循環(huán)周次為 2.1×105，即泵閥的使用壽命約為 25h~30h。由于以上簡化模型求解時(shí)忽略了實(shí)際工況中存在的兩個(gè)因素，因此得出的結(jié)果與實(shí)際泵閥壽命可能略有出入。現(xiàn)對(duì)這兩因素分析如下：
一方面，在泵閥關(guān)閉階段簡化模型和泵閥沖擊過程有限元?jiǎng)恿W(xué)模型中認(rèn)為，閥盤在高度 5.6mm處，由于強(qiáng)大壓力推動(dòng)快速下落，從而完全忽略水力摩阻和導(dǎo)軌摩阻。在此階段閥盤受力平衡方程中，由于阻力忽略，求出閥盤下落時(shí)的速度與加速度比實(shí)際情況下的速度與加速度大。在實(shí)際工況下，閥盤從最高位置到與閥座接觸，時(shí)間極短。閥盤運(yùn)動(dòng)下方的液體受到壓縮變得相對(duì)稠密（密度增大），而閥盤上方的液體又會(huì)變得相對(duì)稀薄（密度減?。?，液體會(huì)由稠密的地方向稀薄的地方流動(dòng)，由于快速運(yùn)動(dòng)的閥盤上方產(chǎn)生了液體稀薄區(qū)域，閥盤下方的液體就會(huì)極力繞過閥盤向閥盤上方流動(dòng)，并帶動(dòng)四周的液體快速填補(bǔ)這一區(qū)域，這樣便形成了流體渦旋。有渦旋的地方液體運(yùn)動(dòng)加速，壓強(qiáng)會(huì)進(jìn)一步減小，因此，對(duì)于快速運(yùn)動(dòng)的閥盤，下方受到的液體壓強(qiáng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于上方渦旋處的壓強(qiáng)，上下壓強(qiáng)差對(duì)閥盤產(chǎn)生了一個(gè)向上的阻力，這個(gè)阻力跟渦旋有關(guān)，定義為渦旋阻力。在流體中運(yùn)動(dòng)的閥盤所受的阻力包括摩擦阻力和渦旋阻力，渦旋阻力要比摩擦阻力大得多，所以在求解時(shí)不叮忽略。
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（或閥座）錐度相同，而且前者突出于閥盤錐面以外。這樣當(dāng)閥盤下落時(shí)，密封圈首先與閥座接觸，對(duì)閥盤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(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)可通過實(shí)驗(yàn)測量得出。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)場人員及時(shí)更換泵閥提供參考。
