【正文】 。為了減小泵閥開(kāi)啟阻力，提高泵的吸入排出性能，泵閥整體質(zhì)量應(yīng)盡量小，建議泵閥由四爪改為三爪結(jié)構(gòu)。參數(shù)的優(yōu)化，使得整泵的吸入、排出性能得到改善，容積效率有所提高。泵閥質(zhì)量的減輕不僅減小了閥體對(duì)閥座的沖擊，而且使閥盤運(yùn)動(dòng)慣性力減小，從而提高了泵閥使用壽命。泵閥質(zhì)量的大小幾乎不影響壓力滯后角，但隨著閥質(zhì)量的增加開(kāi)啟阻力增大。研究泵頭體內(nèi)壓力變化規(guī)律，發(fā)生在排出閥開(kāi)啟時(shí)刻，可以根據(jù)有限元分析軟件找到壓力最大值時(shí)泵頭體的強(qiáng)度是否滿足要求，優(yōu)化泵頭體結(jié)構(gòu)。由于腔內(nèi)相貫線較少，在高壓鉆井時(shí)，使用壽命長(zhǎng)，因此設(shè)計(jì)時(shí)選擇直通型泵頭。本節(jié)主要研究液力端各零件的工作機(jī)理，具體研究?jī)?nèi)容如下： 1 研究泵頭體內(nèi)壓力變化及泵閥工作規(guī)律，針對(duì)具體參數(shù)變化提出提高泵容積效率的方法——增大彈簧剛度或者是減小泵閥質(zhì)量。滿足要求。 a 結(jié)構(gòu)改變前 b 結(jié)構(gòu)改變后 泵閥模型位移圖從上圖可以看出，變薄后模型的位移分布位置沒(méi)有變化，,，但是仍然滿足要求。閥板上部受排出介質(zhì)作用，各個(gè)面均受壓力。3 模型前處理由于泵閥總體結(jié)構(gòu)較小，整體劃分四面體網(wǎng)格進(jìn)行計(jì)算，模型共產(chǎn)生45741個(gè)單元。 泵閥閥板厚度減小前 泵閥閥板厚度減小后2 泵閥材料及力學(xué)性能泵閥材料為20CrMnTi，其力學(xué)性能為如下。采用有限元分析軟件abaqus對(duì)結(jié)構(gòu)改變前后的泵閥進(jìn)行強(qiáng)度分析。因此對(duì)泵閥進(jìn)行有限元強(qiáng)度分析十分必要。由于泵閥在工作過(guò)程中要承受排出高壓、高循環(huán)、介質(zhì)沖蝕、與閥座的沖擊等原因，其平均壽命為柱塞泵零部件壽命中最短的。由此可以知道泵閥的質(zhì)量應(yīng)盡量小，但由于泵閥的工作環(huán)境惡劣，減小質(zhì)量必然使閥板變薄，其壽命受到影響。ΔP=。根據(jù)MATLAB雙坐標(biāo)優(yōu)化，找到兩個(gè)變量相交點(diǎn)。 介質(zhì)含氣量對(duì)容積效率的影響規(guī)律由上圖可以看出，隨著含氣量的增加，泵的容積效率則顯著下降。再略去C(PdP)項(xiàng)，得 （399）取固定彈簧剛度和閥質(zhì)量時(shí)，令φ0=18176。對(duì)于介質(zhì)中均勻地混有小氣泡的情況，當(dāng)壓力等于吸入壓力Ps時(shí)，設(shè)在總體積為(Vm+Vg)的介質(zhì)中純液相體積為Vm，氣體體積為Vg，則此介質(zhì)的含氣率為： （396），排出沖程至點(diǎn)5，吸入閥關(guān)閉，這時(shí)泵缸內(nèi)液氣兩相的體積為(Vh+Vc▽Vs)，其中氣體體積為： （397）至點(diǎn)6，排出閥被頂開(kāi)。他指出：在常壓時(shí)含氣體積量低于30％、Pd/Ps≤400、介質(zhì)工作溫度為20～80℃的條件下，計(jì)算氣液混合相受壓時(shí)的壓縮量時(shí)，液體部分的壓縮量可略去不計(jì)，而只計(jì)氣體的壓縮量；在計(jì)算氣體的壓縮量時(shí)，即使假定為絕熱壓縮，最后仍可使用理想氣體的等溫壓縮公式，即壓力體積=常數(shù)，因?yàn)閴嚎s時(shí)產(chǎn)生的熱量都被液體攝取了。氣體遠(yuǎn)較液體易于被壓縮，當(dāng)介質(zhì)中有一定含氣量時(shí)，式（385）～式（393）不再適用。η=；φ=50176。η=；φ=40176。η=；φ=30176。η=；φ=20176。η=；φ=18176。η=；φ=16176。η=；φ=14176。η=；φ=12176。η=；φ=10176。η=；φ=8176。于是，由式（385）~（389）可得柱塞泵泵送不含氣介質(zhì)時(shí)的容積效率精確公式： （391）略去次要項(xiàng)得簡(jiǎn)潔而足夠精確的實(shí)用公式： （392）由上式和式（388）得在大氣下計(jì)量實(shí)際排量的柱塞泵容積效率公式： （393）對(duì)于柱塞泵，PsPd，Ps≈Pat，故最后 （394）式中：ξ——死區(qū)容積與總?cè)莘e的比值系數(shù)，ξ=Vc/Vh；β——壓縮系數(shù)（液氮彈性模量E的倒數(shù)）；С′——液力端彈性使死區(qū)在高壓下增大而增加了容積損失的系數(shù)；Vc——死區(qū)容積；Vh——液壓缸容積。％，可略去，于是得 （390）最后，▽Vp/Vh項(xiàng)一般也不可以略去不計(jì)。至于曲柄—連桿—介桿—柱塞桿連接中的彈性和間隙，只要它們引起的沖程減少量不超過(guò)▽Sd()，對(duì)ηv就基本上沒(méi)有影響。要注意的是：如果整個(gè)液力端是絕對(duì)剛性的，那么Vc，譬如說(shuō)，對(duì)▽VP值的影響完全可以忽略不計(jì)，就使▽，這在通常情況下將對(duì)ηv產(chǎn)生可觀測(cè)到的影響。鋼的彈性模量是水的90倍，液缸體本身的彈性完全可以不考慮。 （385）按現(xiàn)有的測(cè)試資料表明，可認(rèn)為φa和φd是相等的。減小死腔容積能有效減小容積效率損失，但死腔容積不可能太小或者為零，所以死腔容積產(chǎn)生的容效損失不可避免。當(dāng)介質(zhì)中含有氣體時(shí)，介質(zhì)的可壓縮性更明顯。 死腔容積液缸中不可避免存在著死區(qū)。根據(jù)實(shí)際工況，分析上述液氮泵容積損失的三個(gè)因素，可知：泵柱塞缸內(nèi)死區(qū)容積壓縮量相對(duì)較小且不可避免，以及不考慮柱塞與缸體密封泄漏，那么吸入閥和排出閥滯后關(guān)閉而引起的回流量為致容積損失的主要因素。說(shuō)明：對(duì)應(yīng)于點(diǎn)1的缸內(nèi)排出過(guò)程的平均壓力稍高于Pd，但避免使用過(guò)多的符號(hào)，認(rèn)為點(diǎn)1處的壓力也等于Pd。由于液體的可壓縮性，在高壓排出過(guò)程中，沖程容積中的一部分液體被壓縮到死區(qū)中而不能被排出，造成了容積損失率 ▽Vp/Vh。(在56或57階段中，一般可認(rèn)為不發(fā)生泄漏，因?yàn)檫@階段時(shí)間較短。而▽VI是在這階段中通過(guò)液力端各密封副的泄漏量總和，其中包括通過(guò)密封不良的吸入閥閥隙漏失到吸入管中的液量。a+▽VI+▽Vd)的高壓液體被推入排出管中。6l(或71)：在點(diǎn)6或點(diǎn)7處，排出閥被頂開(kāi)，這時(shí)缸內(nèi)壓力有最大值Pmax。這階段內(nèi)液體的體積減小了▽?duì)蚲。45：由于吸入閥滯后關(guān)閉，相應(yīng)于關(guān)閉滯后角φs，有體積為▽?duì)蚫的液體又被擠回吸入管中。34：液體被吸入，認(rèn)為吸入過(guò)程中液體的平均壓力為Ps。點(diǎn)2處缸內(nèi)壓力等于Pd。在點(diǎn)2，排出閥閉合，排出閥的關(guān)閉滯后角為φd。下面通過(guò)分析計(jì)算其循環(huán)線的路徑來(lái)說(shuō)明泵的每沖程實(shí)際排量為什么會(huì)小于沖程容積的。)為工作正常的柱塞泵的示功圖。β是隨壓力和溫度變化的物理量。/Vh稱為容積損失率。又定義容積損失。V——分別為泵在大氣壓力下計(jì)量排量和在排出壓力下計(jì)量排量時(shí)的容積效率；Va、V39。因此，容積效率是柱塞泵的一個(gè)重要的參數(shù)和性能指標(biāo)。理論排量只與泵的結(jié)構(gòu)尺寸和沖次有關(guān)，但泵的實(shí)際排量通常小于理論排量，兩者之比稱為容積效率。有以上數(shù)據(jù)可以得到泵閥開(kāi)啟阻力受泵閥質(zhì)量影響的變化規(guī)律。，把相關(guān)參數(shù)帶入公式，得 （372）取不同的泵閥質(zhì)量m值，得到泵閥質(zhì)量對(duì)開(kāi)啟阻力的影響變化規(guī)律。取20個(gè)彈簧剛度值，以1N/mm作為一個(gè)步長(zhǎng)，得到如下結(jié)果：C=6N/mm，ΔP=；C=7N/mm，ΔP=；C=8N/mm，ΔP=；C=9N/mm，ΔP=；C=10N/mm，ΔP=；C=11N/mm，ΔP=；C=12N/mm，ΔP=；C=13N/mm，ΔP=；C=14N/mm，ΔP=；C=15N/mm，ΔP=；C=16N/mm，ΔP=；C=17N/mm，ΔP=；C=18N/mm，ΔP=；C=19N/mm，ΔP=；C=20N/mm，ΔP=；C=21N/mm，ΔP=；C=22N/mm，ΔP=；C=23N/mm，ΔP=；C=24N/mm，ΔP=；C=25N/mm，ΔP=；有以上數(shù)據(jù)可以得到泵閥開(kāi)啟阻力受泵閥彈簧剛度影響的變化規(guī)律。在穩(wěn)定狀態(tài)下不難得到理論上泵閥的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，由泵閥的升程、速度、加速度聯(lián)合閥板受力平衡，可以得到閥板的開(kāi)啟阻力公式：開(kāi)啟阻力 （368）式中系數(shù)—— （369）系數(shù)—— （370）—桿徑比，；—泵閥直徑；—閥孔直徑；D—柱塞直徑；—介質(zhì)重度；—泵閥重度。有以上數(shù)據(jù)可以得到泵閥滯后角受泵閥質(zhì)量影響的變化規(guī)律，所示。；m=，φ0=176。；m=，φ0=176。；m=，φ0=176。；m=，φ0=176。；m=，φ0=176。；m=，φ0=176。；m=，φ0=176。；m=，φ0=176。；m=，φ0=176。取20個(gè)泵閥質(zhì)量值，得到如下結(jié)果：m=，φ0=176。 彈簧剛度C對(duì)泵閥滯后角φ0的影響規(guī)律可以看出泵閥壓力滯后角隨著彈簧剛度的增大而趨于減小。；C=24N/mm，φ0=176。；C=22N/mm，φ0=176。；C=20N/mm，φ0=176。；C=18N/mm，φ0=176。；C=16N/mm，φ0=176。；C=14N/mm，φ0=176。；C=12N/mm，φ0=176。；C=10N/mm，φ0=176。；C=8N/mm，φ0=176。C=6N/mm，φ0=176。,把相關(guān)參數(shù)帶入公式（365），得 （366）取不同的彈簧剛度值，得到彈簧剛度對(duì)滯后角度的影響變化規(guī)律。F0為彈簧預(yù)緊力，C為彈簧剛度，h為閥的升程。吸入閥和排出閥結(jié)構(gòu)相同，所以排出過(guò)程中吸入閥板所受壓力也為950KN。、排出過(guò)程中閥板所受最大介質(zhì)壓力吸入閥開(kāi)啟過(guò)程中，排出閥關(guān)閉，閥板受排出管中介質(zhì)的壓力作用，將承受較大的作用力，對(duì)其分析計(jì)算便于觀察此力是否對(duì)閥板造成傷害。設(shè)曲柄轉(zhuǎn)角為零時(shí)吸入閥為開(kāi)啟時(shí)刻，可以求得閥板上下壓差ΔP的變化情況如式（362）： （362）： 閥板上下壓差隨曲柄轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律泵閥開(kāi)啟時(shí)刻，閥板僅僅受到閥板上彈簧預(yù)緊力和閥板重力作用。可推導(dǎo)閥盤的速度和加速度分別為：