【正文】 度影響的變化規(guī)律。?,把相關參數(shù)帶入公式（365），得 （367）取不同的泵閥質(zhì)量值，得到泵閥質(zhì)量m對滯后角度的影響變化規(guī)律。；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。；m=，φ0=176。 泵閥質(zhì)量m對泵閥滯后角φ0的影響規(guī)律可以看出，由于泵閥重力相對于彈簧力較小，泵閥壓力滯后角隨著質(zhì)量的增大幾乎不發(fā)生變化。，把相關參數(shù)帶入公式（368），得 （371）取不同的彈簧剛度值，得到彈簧剛度對開啟阻力的影響變化規(guī)律。 彈簧剛度變化對開啟阻力變化的規(guī)律影響，泵閥開啟阻力隨著彈簧剛度的增大而增大。取20個泵閥質(zhì)量值，得到如下結果：m=，ΔP=；m=，ΔP=；m=，ΔP=；m=，ΔP=；m=，ΔP=；m=，ΔP=；m=，ΔP=；m=，ΔP=；m=，ΔP=；m=，ΔP=；m=，ΔP=；m=，ΔP=；m=，ΔP=；m=，ΔP=；m=，ΔP=；m=，ΔP=；m=，ΔP=；m=，ΔP=；m=，ΔP=；m=，ΔP=。 泵閥質(zhì)量的變化對開啟阻力的影響規(guī)律從圖中可以清楚的看出泵閥開啟阻力隨著泵閥質(zhì)量的增大而增大。泵的實際排量決定了泵的實際水力功率的發(fā)揮水平和泵工作是否正常。對于單作用柱塞泵 （373）或 （374）式中 ηV、η39。a——在一個排出沖程中，實際被排到排出管中的液體，在大氣壓力下和在排出壓力下的體積；Vh——泵的沖程容積，Vh＝SA。則有 （375） （376）▽V/Vh和▽V39。當被泵送的液體中不含氣相時： （377） （378）則 （379）式中 β——液體的壓縮系數(shù)，等于單位體積的液體當受壓增加一個單位壓強時的體積減小量，即液體彈性模量E的的倒數(shù)。Pd——泵的平均排出壓力，即在排出口測得的Pat的平均值；Pat——吸入壓力。所謂工作正常，主要指吸入過程終了時液體能充滿液缸，無汽化、氣體析出現(xiàn)象發(fā)生，泵閥運動無異常。 a) b)c) 容積損失的構成a) 排出沖程柱塞位移b) 吸入沖程柱塞位移c) 示功圖l2：在點1，柱塞走完了排出沖程，開始吸入沖程。相應于φd體積為▽νd的高壓液體自排出管倒流回泵缸。23：壓力為Pd，體積為(νc+▽νd)的高壓液體膨脹至接近Pmin時，吸入閥開啟。至點4，吸入沖程結束。56(或57)：由于液體的可壓縮性、泵缸的彈性和液體內(nèi)含氣等原因，壓縮線不是垂行向上，而是斜線56。當液體內(nèi)不含氣時，壓縮線為57，相應的體積減小記為▽νp。柱塞行至點l，共有(V39。其中▽Vd將在稍后倒流回泵缸。在345階段中，排出閥上的高壓液體可能通過密封不良的排出閥閥隙倒流回泵缸，這部分泄漏量也應計入▽Vt。)這樣，： （380）即容積損失率由下列三部分構成：(1)由吸入閥和排出閥滯后關閉而引起的回流量比例(▽Va+▽Vd)/Vh；(2)液缸中不可避免存在著死區(qū)。當介質(zhì)中含有氣體時，介質(zhì)的可壓縮性更明顯，這種情況下的容積損失記為▽Vg；（3)在排出過程中，高壓介質(zhì)通過密封不良的吸入閥、柱塞唇口、柱塞桿盤根、缸套密封墊等泄露至液缸外的容積損失率▽VI/Vh。同樣，認為對應于點4的吸入過程壓力等于吸入法蘭處平均壓力Pa。關閉滯后角的減小直接降低吸入閥和排出閥滯后關閉而引起的回流量，能一定程度上提高泵的容積效率。由于液體的可壓縮性，在高壓排出過程中，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。死腔容積有兩部分組成，吸入閥閥盤以上的容積V上和排出閥閥盤以下的容積V下，兩者體積的和為整個死腔容積的體積，即： （381）清水或者泥漿在100MPa下的壓縮率為3%，103 m3，則在吸入壓力下此體積膨脹為V前，則 （382）由于壓力增加壓縮死腔介質(zhì)的體積減小量為 （383）由于死區(qū)的存在而產(chǎn)生的容積損失率為 （384）此處計算時假設泵頭體內(nèi)為無氣體存在，如果液體中有氣體存在，氣體壓縮率遠大于液體壓縮率，則死腔中空間壓縮率更大，容積效率損失也就更大。)和b)，式（380）中各容積損失率分量可計算如下。令φa=φd=φ0，則上式可簡化為 （386）▽Vp/Vh項可表示如下： （387）式中C是考慮因液力端彈性使死區(qū)容積在高壓下增大而增加了容積損失的系數(shù)。所謂液力端的彈性主要是由閥蓋、缸蓋等聯(lián)接處的螺紋間隙，以及五缸泵缸套的固定裝置或雙缸泵的缸套密封墊處的彈性引起的。而一定量的液力端彈性變形對ηv產(chǎn)生的影響又隨沖程長度S和缸徑D的不同而異：S長，則對ηv的影響小些；D小，則對ηv的影響大些。 （388）將▽Vd代入式（387），并令ξ=Vc/Vh，則有 （389）上式中右邊第一項是由剛性死區(qū)引起的容積損失率主項，而第二項是由于閥滯后關閉引起的死區(qū)容積損失率是附加值。這可以用一個數(shù)量概念來說明：即使▽Vp/ ，對于一臺柱塞泵來說就意味著每秒鐘有多達(1/4l/2)L的高壓液體通過液力端的密封部件泄露，這顯然是不允許的。此處僅考慮關閉滯后角對容積損失的影響，則略去上式后一項得： （395）選取20組不同的壓力滯后角φ值，得到壓力滯后角對泵容積效率的影響變化規(guī)律，得到如下結果：φ=7176。η=；φ=9176。η=；φ=11176。η=；φ=13176。η=；φ=15176。η=；φ=17176。η=；φ=19176。η=；φ=25176。η=；φ=35176。η=；φ=45176。η=。 壓力滯后角對容積效率的影響規(guī)律由上圖可以看出，容積效率隨著壓力滯后角的增大而減小。旦丁格爾(Dettinger)曾詳細討論過柱塞泵泵送氣液混合相介質(zhì)的情況。這樣，就使計算變得很簡單了。56階段中體積的減小量為： （398）仿式（390）的推導過程可得含氣時的容積效率計算公式。由上式得： （3100）選取不同的含氣量K值，得到介質(zhì)含氣量對泵容積效率的影響變化規(guī)律，得到如下結果：K=2%，η=；K=4%，η=；K=6%，η=；K=8%，η=；K=10%，η=；K=12%，η=；K=14%，η=；K=16%，η=；K=18%，η=；K=20%，η=；K=25%，η=；K=30%，η=；K=35%，η=；K=40%，η=；K=45%，η=；K=50%，η=；。由公式（346）和（351）分別可以看出彈簧剛度C對壓力滯后角φ和泵閥開啟阻力ΔP的影響規(guī)律，通過MATLAB優(yōu)化計算，： 最佳彈簧剛度值C的確定由上圖可以看出，當彈簧剛度增加時，開啟阻力也逐漸增加，壓力滯后角度逐漸降低。交點即為合適的彈簧剛度值，此時C=14N/mm，φ=176。：當泵閥質(zhì)量減小時，泵閥的壓力滯后角減小，開啟阻力也減小。通過泵閥的強度和疲勞壽命有限元分析可以進行泵閥結構的優(yōu)化。實際應用中每完成壓裂作業(yè)一次基本上就要更換全部泵閥一次，實際使用壽命一般不超過十小時。以下泵閥采用Pro/E建立三維實體模型，沖次100次/min工況下，進行改進前后的泵閥有限元強度分析。1 計算模型，在下部凹槽部分削減2mm。屈服強度：850MPa；抗拉強度：1100 MPa；彈性模量： MPa；泊松比：。 模型網(wǎng)格劃分效果圖邊界條件為限制泵閥與閥座接觸面的六個自由度，雖然墊圈密封卡槽部分不與閥座接觸，但是墊圈受壓力作用，所以約束墊圈槽部分的六個約束。4 有限元強度計算結果分析泵閥工作時。 a結構改變前 b結構改變后 泵閥模型Mises應力云圖從上圖可以看出，改變后的泵閥模型應力分布位置也沒有改變，最大是547MPa，比改變前353 MPa稍大，但仍然小于850 MPa的屈服應力。有上面分析可知，只是在密封溝槽內(nèi)和接觸面最底部有應力集中，可能最先產(chǎn)生破壞。2 通過三種形式的泵頭體優(yōu)缺點對比，選用直通型泵頭體，結構簡單，便于維修。3 為了保證泵的正常吸入條件，泵的吸入壓頭必須大于液體的汽化壓頭。4 計算出彈簧剛度C和泵閥質(zhì)量m對泵閥吸入、排出性能的影響規(guī)律：壓力滯后角隨著彈簧剛度的增大而減小，開啟阻力則隨著彈簧剛度的增大而增大。5 經(jīng)過MATLAB參數(shù)優(yōu)化取C=14N/mm為泵閥的最佳參數(shù)。6 分析容積效率的損失構成，得到死腔以及壓力滯后角引起的泄漏對容積效率的影響規(guī)律。 7 根據(jù)有限元分析軟件對其強度和疲勞壽命進行優(yōu)化分析，證明閥板厚度減小后，其疲勞壽命和強度均滿足要求。另外適當提高彈簧剛度為14N/mm，減小了壓力滯后角，有助于容積效率的提高