柱塞泵液力端工作機(jī)理研究

1、2000型五缸柱塞泵液力端工作機(jī)理柱塞泵液力學(xué)的主要任務(wù)是研究被泵送液體在液力端內(nèi)的流動(dòng)規(guī)律和應(yīng)用這些規(guī)律來指導(dǎo)泵的設(shè)計(jì)和使用。由于液力端內(nèi)流道形狀復(fù)雜和液體的特殊（非牛頓）性質(zhì)，目前的研究方法是在分析歸納實(shí)驗(yàn)結(jié)果的基礎(chǔ)上進(jìn)行可能的理論分析和計(jì)算。柱塞泵液力端的主要特點(diǎn)有：1）流量是脈動(dòng)的。2）平均流量是恒定的，理論上其大小只取決于泵的結(jié)構(gòu)參數(shù)，而與出口壓力無關(guān)。3）泵的壓力取決于管路特性，與流量無關(guān)，對(duì)輸送介質(zhì)有較強(qiáng)的適應(yīng)性。4）有良好的自吸能力。5）在出口壓力很高而流量又很小時(shí)，往復(fù)泵是唯一的選擇，其不僅能滿足性能需要，而且效率也較高。圖3.1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)中的柱塞運(yùn)動(dòng)示意圖泵頭體是液力端

2、的主要承壓件，而泵頭體內(nèi)形狀結(jié)構(gòu)復(fù)雜，泵頭體在高壓流體沖蝕作用下產(chǎn)生較大應(yīng)力，致使泵頭體損壞。本節(jié)主要分析了泵頭體內(nèi)壓力隨著泵閥開啟關(guān)閉的變化，針對(duì)應(yīng)力最大值及其發(fā)生時(shí)刻和位置，改變結(jié)構(gòu)或者優(yōu)化相關(guān)參數(shù)，以改善其工作性能。泵閥作為液力端關(guān)鍵零部件之一，其使用狀況直接決定了泵的使用效率。泵閥不但要有足夠的使用壽命，而且其關(guān)閉的時(shí)滯直接反應(yīng)了泵的容積效率的大小。本節(jié)主要通過優(yōu)化彈簧剛度C和閥的質(zhì)量m，減小時(shí)滯來提高整個(gè)泵容積效率，使泵的工作性能得到改善。為了達(dá)到改善泵工作性能的目的，得出如下技術(shù)路線：圖3.2 本節(jié)技術(shù)路線框圖3.1液力端泵頭體及泵閥概述3.1.1對(duì)泵閥的基本要求（1）泵閥應(yīng)能及時(shí)

3、啟閉，使泵具有較高的容積效率。因而閥板落座滯后角不能太大。目前往復(fù)泵自動(dòng)閥閥板落座滯后角多數(shù)在5°左右，大于10°的則比較少。（2）在規(guī)定的壽命期限內(nèi)閥板與閥座的接觸面不能發(fā)生強(qiáng)烈破壞。在設(shè)計(jì)泵閥結(jié)構(gòu)時(shí)，應(yīng)保證封嚴(yán)可靠，下落時(shí)撞擊小，上下運(yùn)動(dòng)要有導(dǎo)向，閥盤要準(zhǔn)確落于閥座之上，以保證密封。（3）泵閥應(yīng)該能穩(wěn)定工作。泵閥的工作環(huán)境隨時(shí)有可能發(fā)生變化，閥板在運(yùn)動(dòng)過程中也必然要受到一些干擾力的作用。穩(wěn)定工作就是要求泵閥對(duì)環(huán)境的少許變化不要太敏感，閥板在每一次干擾力消失以后能夠迅速恢復(fù)正常運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，以防各次干擾的作用累計(jì)起來使閥板的落座運(yùn)動(dòng)參數(shù)有過大的變化。（4）閥的水力阻力損失要小

4、。這一要求與上述三項(xiàng)要求是相矛盾的。在泵閥設(shè)計(jì)中一般應(yīng)在保證前三項(xiàng)要求的情況下盡量顧及這項(xiàng)要求。閥板質(zhì)量與彈簧剛度應(yīng)盡量小就是為了調(diào)整這些相互矛盾的要求。另外，為了便于制造和維修，排出閥和吸入閥采用相同結(jié)構(gòu)。閥盤和閥座都是易損件，應(yīng)便于拆卸、安裝，而且盡量做到易損壞部分能重復(fù)使用。3.1.2液力端泵頭體結(jié)構(gòu)形式的選擇柱塞式往復(fù)泵的液力端包括泵頭體(閥箱)、柱塞及其密封、吸入蓋和排出蓋總成、吸入和排出總管等組成。其作用是吸入低壓液體，通過柱塞的作用，變機(jī)械能為液壓能，排出高壓，實(shí)現(xiàn)液體的循環(huán)。臥式單作用柱塞泵按吸入閥、排出閥的布置型式，通過特性和結(jié)構(gòu)特征可分為：直通式液力端、直角式液力端和階梯式

5、液力端，如圖3.3所示。圖3.3 臥式單作用柱塞泵液力端分類示意圖（1）直通式液力端直通式液力端吸入閥和排出閥的中心軸線均在同一軸線上，結(jié)構(gòu)如圖3.3(a)所示。這種泵頭的液力端結(jié)構(gòu)緊湊，尺寸小，泵腔內(nèi)相貫線相對(duì)少，重量較輕，缸內(nèi)余隙流道長度短，有利于自吸，但更換吸入閥座時(shí)，必須拆除上方的排出閥，采用帶筋閥座時(shí)，還要先取出排出閥座，檢修比較困難。（2）直角式液力端直角式液力端的吸入閥軸線與排出閥軸線垂直，如圖3.3(b)所示。其吸入閥和排出閥可以分別拆裝和更換，使用和維護(hù)較為方便。又取消了吸入室，使泵頭結(jié)構(gòu)緊湊，內(nèi)部余隙容積減小，重量減輕，柱塞可方便地從吸入閥處拆裝。直角式泵頭的不足之處是更換

6、吸入閥時(shí)需卸下吸入液缸及彎管，泥漿漏失相對(duì)多一些。（3）階梯式液力端階梯式液力端的吸入閥和排出閥軸線相互平行，如圖3.3(c)所示。這種泵頭的優(yōu)點(diǎn)是吸入閥可以單獨(dú)拆卸，檢修和維護(hù)方便，泥漿漏失少，適合要求經(jīng)常更換泵閥的場合。但是這種液力端的結(jié)構(gòu)不緊湊，泵內(nèi)余隙流道長，泵頭重量大，自吸能力較差，容積效率低。綜合考慮各泵頭體的優(yōu)缺點(diǎn)，直通式泵頭結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)較好，結(jié)構(gòu)簡單，拆裝方便，在高壓鉆井時(shí)，還減少了承受高壓作用區(qū)的內(nèi)徑，大大降低了泵頭液缸內(nèi)部應(yīng)力，可以提高泵頭的使用壽命。3.1.3保障泵正常吸入的條件一 管路中液體流動(dòng)的特點(diǎn)液體在管內(nèi)流動(dòng)時(shí)，存在兩種情況，一種是：液體的流動(dòng)速度和壓力只與空間位置有

7、關(guān)，與時(shí)間無關(guān)，這種液流稱為穩(wěn)定流。實(shí)際液體的穩(wěn)定流的能量方程為 （3-1）式中h1-2液體由1-1斷面流到2-2斷面過程中的流阻損失。另一種情況是：液體的流動(dòng)速度和壓力不僅隨位置改變，也隨時(shí)間改變，即有加速度存在。這種液流稱為不穩(wěn)定流。由動(dòng)力學(xué)可知，凡具有一定質(zhì)量的物體，運(yùn)動(dòng)過程中有加速度，則必然產(chǎn)生慣性力。當(dāng)液體作加速運(yùn)動(dòng)時(shí)，慣性力與流動(dòng)方向相反，阻礙液體加速，為使液體加速，就需要消耗液體的能量，即慣性力做負(fù)功。當(dāng)液流作減速運(yùn)動(dòng)時(shí)，慣性力與流動(dòng)方向相同，阻礙液體減速，慣性力做正功，使液體能量增加。假定單位重量液體由于慣性所消耗或得到的能量為h慣，簡稱慣性水頭，則根據(jù)能量平衡關(guān)系，可以得到實(shí)

8、際液體不穩(wěn)定流的能量方程式，即 （3-2）當(dāng)液體做加速運(yùn)動(dòng)時(shí)，上式中h慣為正，作減速運(yùn)動(dòng)時(shí)，h慣為負(fù)。一般情況下，液體的不穩(wěn)定流動(dòng)并不是用簡單的數(shù)學(xué)方法能夠解決的，但對(duì)于等直徑的直管或曲率半徑很大的等直徑管，流速u與位置無關(guān)，僅隨時(shí)間t而變，因而其加速度a可用dudt表示。如單位時(shí)間通過管路斷面的流量為Q，則單位時(shí)間內(nèi)通過的液體質(zhì)量為Q（為液體的密度）。由動(dòng)力學(xué)定律可知，液體慣性力 （3-3）在慣性力F作用下的液體每運(yùn)動(dòng)一個(gè)距離，就要作功，其值為 （3-4）在距離內(nèi)，單位重量液體克服慣性所做的功，即慣性水頭，為 （3-5）如液體移動(dòng)的距離為管長l，單位重量液體所做的功，即總慣性水頭，為 （3-

9、6）在等直徑管中，斷面f為常數(shù),液流速度為 （3-7）則式(3-6)也可寫成 （3-8）泵工作時(shí)，柱塞運(yùn)動(dòng)速度是按一定規(guī)律變化的，與之相聯(lián)系著的管路中的液體受活塞運(yùn)動(dòng)規(guī)律的支配，也是變化的，同樣存在加速和減速的過程，存在著慣性水頭的影響，使液體壓力發(fā)生波動(dòng)。因而往復(fù)泵液缸及其管線中的液體也是屬于不穩(wěn)定流動(dòng)狀態(tài)。二 柱塞泵吸入過程中液缸內(nèi)壓力的變化規(guī)律往復(fù)泵之所以能吸入液體，是由于活塞在液缸內(nèi)抽吸，使其壓力低于吸水池波面的壓力，液體在壓力差作用下進(jìn)入液缸。所以，了解該缸內(nèi)的壓力變化規(guī)律，對(duì)于保證往復(fù)泵的正常吸入條件，以及排除往復(fù)泵因吸水不良而產(chǎn)生的種種故障有重要意義。為此，先從能量平衡的觀點(diǎn)，找

10、出吸入池內(nèi)和液缸內(nèi)液體的能量平衡關(guān)系。圖3.4 泵的吸入管線示意圖圖3.4是泵的吸入管線示意圖。吸水池液面為1-1斷面，由于液池很大，吸入過程中液面的變化速度可視為0，即比動(dòng)能為0；取該面為基準(zhǔn)面，即液體的比位能為0；在此圖中吸水池是敞開的，其液面上的壓力為大氣壓力Pa，即比壓能為Pa。所以在11斷面上，液體的總比能為 （3-9）在活塞端2-2處，液體與活塞一起運(yùn)動(dòng)，速度為u，比動(dòng)能為；比位能為斷面2-2(按其中線位置)與1-1之高差Z0；設(shè)缸內(nèi)絕對(duì)壓力為P吸，比壓能為P吸/。斷面2-2處液體的總比能為 （3-10）E1-1與E2-2顯然并不相等，因?yàn)橐后w由斷面1-1移到斷面2-2的過程中，要

11、克服吸入管路中的阻力(沿程阻力和局部阻力)所消耗的能量h阻，以及為克服吸入閥的阻力和慣性消耗的能量K阻及K慣。同時(shí)還應(yīng)考慮液流的慣性水頭h慣。在上述基礎(chǔ)上，可以寫出斷面1-1及2-2的能量平衡方程式E1-1E2-2 + h阻 + h慣 + K阻 + K慣 （3-11）即 （3-12）由式(3-12)看出，液缸內(nèi)吸入壓力P吸的大小取決于多種因素，下面就這些因素逐項(xiàng)進(jìn)行分析：（1） 泵的安裝環(huán)境對(duì)于一定的液體與泵的安裝方案，與Z0均為常數(shù)。大氣壓力Pa隨所在地區(qū)的海拔高度及氣溫的不同，稍有變化，但對(duì)一定的地區(qū)及氣溫，同樣為常數(shù)(表3.1)。液缸內(nèi)液體的速度，取決于活塞速度，或。表3.1 海拔高度和

12、大氣壓力的關(guān)系海拔（m）01002003004005006008001000150020002500水柱高10.310.210.19.99.89.79.69.49.28.68.17.6泥漿柱高8.68.58.48.28.18.18.07.87.77.26.86.3（2）吸入閥的阻力損失及慣性水頭關(guān)于吸入閥的阻力損失及慣性水頭的計(jì)算，在討論泵閥工作理論時(shí)再詳細(xì)介紹，它們可以分別按下列公式計(jì)算 （3-13）cos （3-14）式中 G閥盤重量，公斤；閥盤斷面積，米2或厘米2；閥座流道面積，米2或厘米2；R吸入閥彈簧力。（3）吸入管內(nèi)液流阻力損失吸入管內(nèi)液流阻力損失h阻，包括管路沿程阻力損失和局部阻

13、力（彎頭、三通、濾網(wǎng)等)損失。在吸入管截面積不變的情況下 （3-15）式中 吸入管路中沿程摩阻系數(shù)；各項(xiàng)局部阻力系數(shù)之和；L吸吸入管長度；D吸吸入管直徑；u吸入管內(nèi)液流速度；（4） 壓力損失的組成當(dāng)吸入管截面積相同時(shí)，液體慣性水頭h慣可按下式求得 （3-16）將以上計(jì)算損失的各項(xiàng)公式帶入式（3-12），就可以求得所需要的最小吸入壓頭：（3-17）應(yīng)該說明，式(3-17)是在下述條件下得出的：第一，設(shè)吸入管為同一直徑，當(dāng)吸入管為不同直徑的管段組成時(shí)，應(yīng)分段進(jìn)行計(jì)算，這時(shí)，上述公式中的l 吸、d 吸、f吸為各相應(yīng)管段的長度、直徑及截面，h阻為各段阻力損失之和。第二，忽略了液缸內(nèi)液體阻力與慣性水頭。

14、在吸入過程中，在液缸內(nèi)也同樣有阻力損失及慣性水頭，但它們比吸入管中的要小很多，一般計(jì)算中均忽略不計(jì)。第三，上述有關(guān)公式中包括有正負(fù)號(hào)，對(duì)單作用泵只有正號(hào)，對(duì)雙作用泵，活塞向右運(yùn)動(dòng)時(shí)取正號(hào)，向左運(yùn)動(dòng)時(shí)取負(fù)號(hào)，但是在實(shí)際計(jì)算中只考慮最大的能量損失。因此，只取正號(hào)進(jìn)行計(jì)算。為了進(jìn)一步說明各有關(guān)因素對(duì)液缸內(nèi)吸入壓頭的影響，公式(3-17)變換，導(dǎo)出與位移x的近似關(guān)系。因 （3-18）Sin2 + cos2 = 1 （3-19）將（3-18）與(3-19)代入式(3-17)則得 （3-20）以橫坐標(biāo)表示活塞位移x，以縱坐標(biāo)表示壓力水頭、位置水頭、各項(xiàng)水頭損失及慣性水頭，用圖解方法可以近似地表示出液缸內(nèi)吸

15、入壓頭的變化情況(圖3.5)。下面按式(3-20)逐項(xiàng)分析。圖3.5 液缸內(nèi)吸入壓頭的變化情況 為不變值，圖中以水平細(xì)直線表示。 泵的安裝既定，吸高Z0不變，圖中用水平線a表示。 泵閥的水頭損失K包括阻力損失K阻與慣性損失K慣， （3-21）如果不考慮彈簧力R的變化，則第一項(xiàng)為常數(shù)，在圖中應(yīng)為水平線，第二項(xiàng)是隨位移x而變的。但是由于實(shí)際計(jì)算中，閥的阻力損失比慣性損失的數(shù)值大得多，并且只有在x0時(shí)，慣性損失才最大，可以近似認(rèn)為吸入閥剛打開時(shí)需要消耗較高水頭，打開以后其損失不變。所以泵閥的水頭損失在圖中近似地以曲線b表示。 式（3-20）中一項(xiàng)，表示液缸內(nèi)液體速度水頭及管線中阻力水頭損失隨活塞位移

16、X變化的情況，它是x2的函數(shù)，因此是一拋物線，圖中以線c表示。由圖可以看出，當(dāng)x0及x2r時(shí)，其值為0，即無速度水頭及阻力損失；當(dāng)x=r時(shí)，其值最大，即此時(shí)液體速度及阻力損失最大。式（3-20）中表示吸入過程中吸入管內(nèi)液體慣性水頭的變化情況，它隨位移x而變化，故是一直線，圖中以直線d表示。由圖看出，當(dāng)x0時(shí)，慣性水頭最大； xr時(shí)，其值為零；x2r時(shí)，負(fù)值達(dá)到最大，但絕對(duì)值與x0時(shí)的相同。這說明，在吸入過程中的前半段(x0-r)，慣性水頭消耗液體能量，使泵缸內(nèi)吸入壓頭降低；而在吸入過程的后半段(xr-2r)，慣性水頭供給液體能量，使泵缸內(nèi)吸入壓頭提高，而且提供與消耗的能量數(shù)值上相等。因此，就吸

17、入的全過程而言，液體的慣性水頭并不減少液體總能量。但是，在吸入剛開始時(shí)，慣性水頭消耗能量，而且影響最大，為了保證正常吸入，應(yīng)把慣性水頭作為能量損失來進(jìn)行計(jì)算。吸入壓頭為以上各曲線疊加的結(jié)果，即從直線的下方分別減去曲線a、b、c、d的縱坐標(biāo)，就得到液缸內(nèi)的吸入壓頭隨活塞位移x而變化的曲線，該曲線用粗實(shí)線表示。由此可以看出，液缸內(nèi)的吸入壓頭(或吸入壓力)是變化的，在剛開始吸入(x0)時(shí)，吸入壓頭(或吸入壓力)為最小。在往復(fù)泵運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，假定吸水池液面是大氣壓力Pa，為了把液體吸入液缸，應(yīng)保證液缸的吸入壓力P吸Pa。但液缸內(nèi)的吸入壓力P吸不能無限降低，因?yàn)槿魏挝镔|(zhì)只是在一定的（5）外界條件的影響外界

18、條件(壓力、溫度)下，才具有一定的形態(tài)，隨著條件的改變，其形態(tài)可能轉(zhuǎn)化。比如水，在常壓(1個(gè)大氣壓)下，溫度達(dá)100時(shí)，就變成蒸汽；在0.2大氣壓下，溫度高于60就開始變成蒸汽。其它類型的液體也具有類似特點(diǎn)，只是化為蒸汽(汽化)時(shí)的壓力與溫度不向。一般來說，溫度越高，壓力越低，液體越容易汽化。往復(fù)泵在工作過程中，缸內(nèi)的吸入壓力不能太低，因?yàn)楫?dāng)P吸小于或等于液體在該溫度下的汽化壓力Pt時(shí)，部分液體在缸內(nèi)就會(huì)開始汽化，其結(jié)果將使泵的吸入充滿度降低，甚至產(chǎn)生汽蝕現(xiàn)象，嚴(yán)重的汽蝕將導(dǎo)致水擊，使泵的零部件損壞，縮短泵的使用壽命。為了避免上述情況的發(fā)生，應(yīng)使液缸內(nèi)的最小吸入壓力P吸min始終大于液體的汽化

19、壓力Pt，即P吸min。液體的汽化壓力和其溫度有關(guān)，表3.2給出了幾種液體在不同溫度下的汽化壓力。表3.2 液體的汽化壓力液體液體開始汽化的壓頭（m）0102030405060708090100水0.020.120.240.430.581.252.023.174.827.4110.3輕原油0.350.81.42.63.88.715.4汽油0.660.8151.091.692.313.26泥漿0.180.320.550.991.46注:不同的泥漿和不同的原油的性質(zhì)有所區(qū)別，表中數(shù)值僅供參考因此，在往復(fù)泵的吸入計(jì)算中，以作為保證正常吸入的充分條件，即 （3-22）只有滿足上式條件才能保證泵的正常工

20、作。為保證正常吸入條件得到滿足，從式（3-21）來看，可采取下列措施：1降低泵的安裝高度Z0。當(dāng)輸送易汽化液體(如熱油等)，往往把泵裝在吸入罐下面，即Z0變?yōu)樨?fù)值，此時(shí)液體自流地充滿液缸，造成自然灌注。2盡量縮短吸入管線，或在吸入管靠近吸入閥處裝吸入空氣包，以降低吸入管內(nèi)液體的慣性水頭。選擇離心泵時(shí)，應(yīng)該使離心泵壓力或者揚(yáng)程有富余，一般取P=（1.21.5）Pa三 灌注泵需最小排出壓力計(jì)算假設(shè)是20攝氏度（20）的環(huán)境下，海拔高度為海平面位置，即海拔0m。選取 故灌注泵提供壓力不應(yīng)該小于0.18Mpa。其中理論上所需的灌注壓頭；離心泵葉輪中心到往復(fù)泵吸入口位置高度0；速度壓頭；往復(fù)泵最小吸入壓

21、力；當(dāng)時(shí)條件下的汽化壓力，385pa；管路慣性壓頭損失；泵閥慣性壓頭損失；管路局部阻力損失壓頭；泵閥阻力損失壓頭；G閥盤重量，2.2kg；曲柄角速度，26rad/s；r曲柄半徑，0.1016m；F柱塞面積，7.1×10-3m2；g重力加速度，9.8；泥漿比重，1000；閥盤面積，7.7×10-3m2；閥座孔面積，4.6×10-3m2；L吸吸入管長度，3m；D吸吸入管直徑，0.1524m；f吸吸入管截面積，18.2×10-3m2；u吸入管內(nèi)液流速度，2.5m/s；摩阻系數(shù)，取0.10.2，取0.15；局部阻力系數(shù)，6；K彈簧最大彈力，173+137=310

22、N；四 吸入口處所需最小壓力計(jì)算吸入口處的壓頭計(jì)算，主要是不計(jì)吸入管的損失壓頭。不計(jì)吸入管內(nèi)的速度壓頭、管路內(nèi)局部損失壓頭、管路內(nèi)介質(zhì)慣性壓頭損失，則故吸入口處壓力應(yīng)大于0.16Mpa。3.1.4 五缸泵的瞬時(shí)排量與理論排量第一個(gè)單缸的瞬時(shí)排量為 （3-23）式中，對(duì)應(yīng)的排量曲線如圖3.6。圖3.6 五缸泵的理論排量五個(gè)單缸的排量曲線是完全相同的，則第二至第五缸的排量分別為 實(shí)際上， Q(t)在、和的五個(gè)區(qū)間里的波形是相同的。因此，只需研究區(qū)間的波形，即式可了解五缸泵瞬時(shí)排量的特點(diǎn)。方程可以化簡表達(dá)為： （3-24）再進(jìn)一步地觀察圖3.6或進(jìn)行推證，可知式(3-24)中兩式分別對(duì)應(yīng)的曲線段是以

23、左右對(duì)稱的。對(duì)其中一式積分并乘以10，便能得到一沖程內(nèi)泵的10個(gè)缸累積排量，再乘以n60便是泵每秒鐘的排量，即泵的最大平均理論排量Q： （3-25）式中，五缸泵的沖程為203.2mm；d柱柱塞直徑為101.6mm；n最大曲軸轉(zhuǎn)速為330r/min。則單缸最大平均理論排量為。此排量為最大轉(zhuǎn)速為330r/min是的最大理論排量。3.2泵頭體（缸內(nèi)）內(nèi)壓力變化規(guī)律分析泵閥的工作原理非常簡單，根據(jù)泵閥的簡單運(yùn)動(dòng)規(guī)律，各泵閥開啟、關(guān)閉時(shí)刻點(diǎn)的泵頭體內(nèi)壓力變化可以相應(yīng)的求得。已知柱塞泵的排出壓力為123.4Mpa，灌注泵排出壓力為0.2 MPa0.3MPa，此處固定排出壓力值為0.3 MPa，泵閥彈簧預(yù)緊

24、力F=173N，彈簧剛度C=10.9N/mm。柱塞直徑d柱 = 101.6mm，柱塞面積A柱=8.1×10-3m3，閥板最大直徑 = 114.3mm。 a液力端平面圖 b液力端示意圖圖3.7 液力端3.2.1吸入閥開啟時(shí)刻t1缸內(nèi)壓力 a吸入閥平面圖 b吸入閥開啟時(shí)刻示意圖圖3.8 吸入閥由于液缸內(nèi)余隙容積的存在，排出閥關(guān)閉以后，缸內(nèi)壓力仍較大，吸入閥不能及時(shí)打開。柱塞自左向右移動(dòng)，容積增大，液缸內(nèi)壓力逐漸降低，至t1時(shí)刻柱塞所在位置時(shí)，灌注泵排出壓力P1與缸內(nèi)壓力Pt1的壓力差P產(chǎn)生的作用力PA，剛好與彈簧預(yù)緊力F以及閥重mg平衡，泵閥打開，即PA=F+mg。 PA閥=F+G （3

25、-26）得 P=0.025MPa P1Pt1=P （3-27）得缸內(nèi)壓力 Pt1=0.275MPa式中：A閥泵閥有效面積； （3-28）F閥上彈簧預(yù)緊力，173N；m閥的質(zhì)量，2kg；P排出壓力，123.4MPa；P1灌注壓力，0.3MPa；P缸內(nèi)外壓差；Pt1柱塞到t1時(shí)刻缸內(nèi)壓力；P隙余隙容積內(nèi)壓力，123.4MPa。當(dāng)泵吸入閥打開后，隨著柱塞移動(dòng)，液缸內(nèi)壓力逐漸增加至灌注泵排出壓力0.3 MPa。假設(shè)以排出閥關(guān)閉時(shí)刻為起始點(diǎn)，即為零點(diǎn)時(shí)刻，曲柄轉(zhuǎn)角為0度。轉(zhuǎn)速為最大轉(zhuǎn)速330 r/min，即5.5 r/s，則柱塞進(jìn)行壓裂一次的周期為0.182 S。則泵閥完成吸入和排出一次的周期也為0.1

26、82 S。同時(shí)不考慮介質(zhì)由于高壓而造成的壓縮量，能夠得到此時(shí)曲柄轉(zhuǎn)角為零，t1時(shí)刻為0時(shí)刻。若吸入和排出閥開啟關(guān)閉滯后角相同，均為12度，此時(shí)曲柄角速度為34.6rad/s，則之后時(shí)間為0.006s。t1時(shí)刻實(shí)際為0.006s。3.2.2吸入閥關(guān)閉時(shí)刻t2缸內(nèi)壓力圖3.9 吸入閥關(guān)閉時(shí)刻示意圖柱塞運(yùn)行到最左端時(shí)，液體產(chǎn)生的慣性力，泵閥不能及時(shí)關(guān)閉。柱塞右移，至t2時(shí)刻柱塞所在位置時(shí)，泵閥剛好關(guān)閉，此時(shí)灌注泵排出壓力P1和缸內(nèi)壓力Pt2的壓力差產(chǎn)生的力正好與彈簧預(yù)緊力及閥的重力mg平衡。t2時(shí)刻泵閥受力平衡方程PA閥=F+mg得 P=0.025MPaP1Pt2=P （3-29）得缸內(nèi)壓力 Pt2

27、=0.275 MPa式中Pt2柱塞運(yùn)動(dòng)到t2時(shí)刻缸內(nèi)壓力，MPa。由于吸入閥關(guān)閉時(shí)刻，柱塞運(yùn)動(dòng)到最左端后返回一段距離，此時(shí)液缸內(nèi)體積減小，液體被壓縮，壓力開始升高，所以吸入閥關(guān)閉時(shí)缸內(nèi)壓力應(yīng)該略大于吸入壓力0.3MPa，而后缸內(nèi)壓力繼續(xù)升高，以打開排出閥。此時(shí)曲柄轉(zhuǎn)角轉(zhuǎn)過180度，柱塞運(yùn)動(dòng)半個(gè)周期，則此時(shí)0.09+0.006=0.096s，即t2時(shí)刻為0.096s。3.2.3排出閥開啟時(shí)刻t3缸內(nèi)壓力 排出閥平面圖 排出閥開啟時(shí)刻示意圖 圖3.10 排出閥吸入閥關(guān)閉后，由于閥的重力mg以及彈簧預(yù)緊力F的作用，柱塞在最左端時(shí)排出閥并不能及時(shí)打開。至t3時(shí)刻柱塞所在位置時(shí)，缸內(nèi)壓力Pt3與排出口壓

28、力P的壓差P產(chǎn)生的作用力剛好平衡閥的重力mg以及彈簧預(yù)緊力F，泵閥打開。t3時(shí)刻泵閥受力平衡方程PA閥=F+G得 P=0.025 MPa Pt3P=P （3-30）得缸內(nèi)壓力 Pt3=123.425 MPa式中Pt3柱塞運(yùn)動(dòng)到t3時(shí)刻時(shí)缸內(nèi)壓力。吸入閥關(guān)閉時(shí)刻即為排出閥開啟時(shí)刻，此時(shí)t3為0.096s。3.2.4排出閥關(guān)閉時(shí)刻t4缸內(nèi)壓力圖3.11 排出閥關(guān)閉時(shí)刻示意圖柱塞運(yùn)行到最右端時(shí)，由于液體產(chǎn)生的慣性力，泵閥不能及時(shí)關(guān)閉。柱塞左移，至t4時(shí)刻柱塞所在位置時(shí)，泵閥剛好關(guān)閉，此時(shí)柱塞泵排出口壓力P和缸內(nèi)壓力Pt4的壓力差產(chǎn)生的力正好與彈簧預(yù)緊力及閥的重力mg平衡。PA閥= F+G得 P=0.

29、025 MPaPt4-P=P （3-31）得缸內(nèi)壓力 Pt4=123.425 MPa式中P排出口壓力123.4Mpa；Pt4t4時(shí)刻的壓力。排出閥關(guān)閉時(shí)刻，由于液缸內(nèi)死腔容積的存在，柱塞運(yùn)動(dòng)到最右端后返回一段距離，液缸內(nèi)體積增大，液體膨脹，壓力降低，略小于排出壓力123.4 MPa。由以上分析可以得到缸內(nèi)壓力變化規(guī)律如圖3.12所示?？梢钥吹揭焊變?nèi)壓力最大值點(diǎn)在排出閥打開時(shí)刻，此時(shí)泵頭體內(nèi)應(yīng)力最大。圖3.12 缸內(nèi)壓力變化規(guī)律示意圖由以上分析可以看出，泵頭體最易發(fā)生應(yīng)力破壞的時(shí)刻為排出閥打開時(shí)刻t3，此時(shí)泵頭體內(nèi)壓力達(dá)到最大值123.425Mpa，泵頭體內(nèi)應(yīng)力最大值點(diǎn)的位置可以由有限元強(qiáng)度和疲

30、勞壽命軟件分析后得出。3.3泵閥運(yùn)動(dòng)的基本規(guī)律3.3.1泵閥運(yùn)動(dòng)規(guī)律數(shù)學(xué)模型的建立閥的升距、速度和加速度構(gòu)成表征閥盤運(yùn)動(dòng)規(guī)律的主要參數(shù)，三個(gè)主要參數(shù)隨時(shí)間變化而變化就是泵閥的運(yùn)動(dòng)規(guī)律。閥盤的形式有很多種，目前油田作業(yè)時(shí)的壓裂酸化泵普遍采用錐形盤狀閥結(jié)構(gòu)。圖3.13為錐形盤狀閥示意圖，下面就以錐形盤狀閥的結(jié)構(gòu)為例，開展泵閥運(yùn)動(dòng)規(guī)律研究分析。 圖3.13 泵閥示意圖及平面圖根據(jù)泵閥的結(jié)構(gòu)，可以寫出通過閥隙的流量公式： （3-32）式中 斷面收縮系數(shù)。等于閥隙入口處的液流收縮后的斷面積與閥隙過水?dāng)嗝娣e的比值，此處近似等于1。閥隙截面積。由圖3.13可知： （3-33）式中 液體通過閥隙的速度；閥盤的

31、直徑；閥盤升距；閥盤配合面與軸線間的夾角。把式（3-33）帶入式（3-32）得閥隙的流量 （3-34）對(duì)一定結(jié)構(gòu)的閥來說，與均為已知，根據(jù)閥的具體結(jié)構(gòu)以及實(shí)際應(yīng)用情況（有實(shí)驗(yàn)）得出。假設(shè)分別采用符號(hào)來表示閥盤上下液面的壓力、流速以及位置高度，可以列出上下液體的實(shí)際流體流束的伯努利方程式： （3-35）式中 液體流經(jīng)閥隙的阻力水頭損失；介質(zhì)密度；介質(zhì)入口高度；介質(zhì)出口高度；介質(zhì)入口速度；介質(zhì)出口速度。整理上式得： （3-36）因等于閥盤的厚度，數(shù)值很小，上下速度差較小，值也很小，可略去不計(jì)，則： （3-37）由于在超短時(shí)間段內(nèi)液體進(jìn)入閥隙時(shí)收縮，在流出閥隙時(shí)又瞬間擴(kuò)張，因此流經(jīng)閥隙的阻力損失又可

32、以用如下計(jì)算公式表示： （3-38）式中 1收縮局部阻力系數(shù)，；2擴(kuò)張局部阻力系數(shù)，；介質(zhì)在閥隙間的速度，此處；局部阻力系數(shù)，液體流經(jīng)閥隙時(shí)的收縮局部阻力系數(shù)與擴(kuò)張局部阻力系數(shù) 之和，為0.8。 （3-39） （3-40）上節(jié)已經(jīng)推導(dǎo)得出柱塞運(yùn)動(dòng)位移式（3-41）及瞬時(shí)速度公式（3-42） （3-41） （3-42）式中 曲柄轉(zhuǎn)角，。進(jìn)一步得出柱塞缸的瞬時(shí)流量 （3-43）由流體連續(xù)方程 （3-44）考慮魏斯特法爾現(xiàn)象：當(dāng)閥盤上升時(shí)，缸內(nèi)液體要補(bǔ)充由于閥盤運(yùn)動(dòng)讓出的體積，使得流經(jīng)閥隙的液量小于缸內(nèi)的排出液量：當(dāng)閥盤下降時(shí)，要擠出一定體積的液體，使得閥隙液量大于缸內(nèi)排出液量。得到，閥盤上升時(shí) （

33、3-45）閥盤下降時(shí) （3-46）式中 泵閥運(yùn)動(dòng)速度，。如果設(shè)閥盤上升時(shí)為正方向，閥盤下落時(shí)為負(fù)方向，則不管閥上升時(shí)還是下降時(shí)，閥隙的流量公式都應(yīng)該表示為 （3-47）由公式（3-47）可得閥隙瞬時(shí)流速 （3-48）把式（3-48）帶入式（3-40）并整理，得 （3-49）泵閥在某一瞬時(shí)的升距和閥隙中的介質(zhì)流速是固定的，則在此時(shí)刻，閥將呈現(xiàn)受力平衡的狀態(tài)。雖然閥的質(zhì)量并不大，但是閥運(yùn)動(dòng)的加速度可能發(fā)生較大變化，即使所受慣性力在所有的力中占的比例不大，也可能造成較大誤差。所以，考慮慣性力的影響，可以列出泵閥的受力平衡方程： （3-50）式中 閥盤在液體中的重量；彈簧預(yù)緊力。彈簧剛度；泵閥質(zhì)量；泵

34、閥運(yùn)動(dòng)加速度，。圖3.44 泵閥閥板受力示意圖式（3-50）可以整理為 （3-51）把式（3-49）帶入（3-51），得 （3-52）整理得（3-53）式中 泵閥質(zhì)量，2.0kg；彈簧剛度，10.9N/mm；泵閥重力，20N；彈簧預(yù)緊力，173N；介質(zhì)密度，1200kg/m3；柱塞截面積，8.1×10-3 m3；泵閥當(dāng)量面積，7.7×10-3 m3；柱塞運(yùn)動(dòng)瞬時(shí)速度，；泵閥直徑，114.3mm；閥盤配合面與軸線間的夾角，；曲柄轉(zhuǎn)角，； 加速度，34.6；局部阻力系數(shù)，0.8。令 得 （3-54）3.3.2泵閥運(yùn)動(dòng)規(guī)律數(shù)學(xué)模型的簡化由于上式為二階非線性常微分方程，對(duì)于它的求解

35、較為繁瑣，不可能得到解析解，只能用計(jì)算機(jī)軟件MATLAB進(jìn)行插值法迭代，得到數(shù)值解。為了得到簡單的泵閥的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，我們對(duì)上述公式進(jìn)行必要的簡化。忽略掉對(duì)泵閥運(yùn)動(dòng)影響較小的因素，由于泵閥質(zhì)量相對(duì)較小，所以泵閥運(yùn)動(dòng)時(shí)候的慣性就相對(duì)較小，故忽略掉泵閥運(yùn)動(dòng)時(shí)由質(zhì)量產(chǎn)生的慣性力。同時(shí)考慮到魏徹斯特效應(yīng)產(chǎn)生流量影響較小，即閥板開啟關(guān)閉時(shí)上下運(yùn)動(dòng)所排出去的體積占總排出體積的百分比較小，可以忽略。則可以得到泵閥簡單的運(yùn)動(dòng)規(guī)律。已知閥隙的流量 （3-55）不考慮魏斯特法爾現(xiàn)象的閥隙的流速 （3-56）如果忽略慣性力的影響，根據(jù)受力情況可得力的平衡式： （3-57）式中 閥盤在液體中的重量；彈簧力。由式（3-51

36、）可得 （3-58）由流體連續(xù)方程，代入式（3-42）和式（3-55）、（3-56）整理得： （3-59）式中 流量系數(shù)，?？赏茖?dǎo)閥盤的速度和加速度分別為： （3-60） （3-61）由以上推導(dǎo)可得柱塞泵泵閥的運(yùn)動(dòng)規(guī)律曲線如下圖3.15所示。圖3.55 泵閥的運(yùn)動(dòng)規(guī)律曲線3.3.3閥板上下壓力差隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律根據(jù)簡單的泵閥運(yùn)動(dòng)規(guī)律，可以計(jì)算泵閥開啟、關(guān)閉過程中閥板上下的壓力差。設(shè)曲柄轉(zhuǎn)角為零時(shí)吸入閥為開啟時(shí)刻，可以求得閥板上下壓差P的變化情況如式（3-62）： （3-62）其變化規(guī)律如下圖3.16所示：圖3.66 閥板上下壓差隨曲柄轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律泵閥開啟時(shí)刻，閥板僅僅受到閥板上彈簧預(yù)緊力

37、和閥板重力作用，上下壓力差最小為0.025MPa。閥開度最大時(shí)，閥板受重力、彈簧預(yù)緊力、閥板慣性力和彈簧力的作用，壓力差最大為0.043MPa。3.3.4吸入、排出過程中閥板所受最大介質(zhì)壓力吸入閥開啟過程中，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。排出總管中的壓強(qiáng)最大為123.4MPa，閥板的面積為： （3-63）閥板所受壓力為： （3-64）當(dāng)泵閥排出過程中，吸入閥關(guān)閉，液缸內(nèi)的壓力近似為123.4MPa。吸入閥和排出閥結(jié)構(gòu)相同，所以排出過程中吸入閥板所受壓力也為950KN。3.4彈簧剛度C和泵閥質(zhì)量M對(duì)泵閥吸入、排出性能的影

38、響規(guī)律如果僅僅考慮閥在穩(wěn)定狀態(tài)下的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，則閥的升程和瞬時(shí)速度可以簡單表示為：此時(shí)，由上面兩公式可以得到泵閥的運(yùn)動(dòng)速度，阿道爾夫在用實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證小型往復(fù)泵泵閥的運(yùn)動(dòng)微分方程解時(shí)曾用韋斯特法爾公式（閥在非穩(wěn)定狀態(tài)下的運(yùn)動(dòng)規(guī)律）計(jì)算泵閥關(guān)閉滯后角，閥板的運(yùn)動(dòng)速度為閥在穩(wěn)定狀態(tài)下求得，帶入非穩(wěn)定狀態(tài)下泵閥升程公式，可以求得泵閥壓力滯后角： （3-65）式中 閥盤面積；閥的流量系數(shù)，此處為1.12；閥盤直徑；介質(zhì)密度；閥體在介質(zhì)中的重量；閥彈簧的彈力，等于。F0為彈簧預(yù)緊力，C為彈簧剛度，h為閥的升程。由上式可以看出影響的主要因素：閥的質(zhì)量越小，壓力滯后角越大；閥彈簧力越小，閥的開度就越大，閥盤下存留液

39、體也多，故壓力滯后角大。3.4.1彈簧剛度對(duì)壓力滯后角的影響取閥的質(zhì)量為2.2kg,把相關(guān)參數(shù)帶入公式（3-65），得 （3-66）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。取20個(gè)彈簧剛度值，以1N/mm作為一個(gè)步長，得到如下結(jié)果：C=5N/mm，0=5.93°C=6N/mm，0=5.80°；C=7N/mm，0=5.68°；C=8N/mm，0=5.57°；C=9N/mm，0=5.47°；C=10N/mm，0=5.37°；C=11N/mm，0=5.28°；C=12N/mm，0=5.19°；C=13N

40、/mm，0=5.10°；C=14N/mm，0=5.02°；C=15N/mm，0=4.94°；C=16N/mm，0=4.87°； C=17N/mm，0=4.80°；C=18N/mm，0=4.73°；C=19N/mm，0=4.67°；C=20N/mm，0=4.60°；C=21N/mm，0=4.55°；C=22N/mm，0=4.49°；C=23N/mm，0=4.43°；C=24N/mm，0=4.38°。有以上數(shù)據(jù)可以得到泵閥滯后角受彈簧剛度影響的變化規(guī)律，如圖3.17所示。圖3.7

41、7 彈簧剛度C對(duì)泵閥滯后角0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。3.4.2閥的質(zhì)量對(duì)壓力滯后角的影響取泵閥的彈簧剛度為10.9N/mm,把相關(guān)參數(shù)帶入公式（3-65），得 （3-67）取不同的泵閥質(zhì)量值，得到泵閥質(zhì)量m對(duì)滯后角度的影響變化規(guī)律。取20個(gè)泵閥質(zhì)量值，以0.2kg作為一個(gè)步長，得到如下結(jié)果：m=0.4kg，0=5.52°；m=0.6kg，0=5.50°；m=0.8kg，0=5.48°；m=1.0kg，0=5.46°；m=1.2kg，0=5.44°；m=1.4kg，0=5.42°；m=1.6kg，0

42、=5.41°；m=1.8kg，0=5.39°；m=2.0kg，0=5.37°；m=2.2kg，0=5.35°；m=2.4kg，0=5.34°；m=2.6kg，0=5.32°；m=2.8kg，0=5.30°；m=3.0kg，0=5.28°；m=3.2kg，0=5.27°；m=3.4kg，0=5.25°；m=3.6kg，0=5.23°；m=3.8kg，0=5.22°；m=4.0kg，0=5.20°；m=4.2kg，0=5.19°。有以上數(shù)據(jù)可以得到泵閥滯后角受

43、泵閥質(zhì)量影響的變化規(guī)律，如圖3.18所示。圖3.88 泵閥質(zhì)量m對(duì)泵閥滯后角0的影響規(guī)律可以看出，由于泵閥重力相對(duì)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。3.4.3彈簧剛度對(duì)開啟阻力的影響在穩(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，可以得到閥板的開啟阻力公式：開啟阻力 （3-68）式中系數(shù) （3-69）系數(shù) （3-70）桿徑比，0.166；泵閥直徑；閥孔直徑；D柱塞直徑；介質(zhì)重度；泵閥重度。取閥的質(zhì)量為2.2kg，把相關(guān)參數(shù)帶入公式（3-68），得 （3-71）取不同的彈簧剛度值，得到彈簧剛度對(duì)開啟阻力的影響變化規(guī)律。取20個(gè)彈簧剛度

44、值，以1N/mm作為一個(gè)步長，得到如下結(jié)果：C=6N/mm，P=0.118Mpa；C=7N/mm，P=0.120MPa；C=8N/mm，P=0.122MPa；C=9N/mm，P=0.124MPa；C=10N/mm，P=0.127MPa；C=11N/mm，P=0.129MPa；C=12N/mm，P=0.131MPa；C=13N/mm，P=0.133MPa；C=14N/mm，P=0.135MPa；C=15N/mm，P=0.137MPa；C=16N/mm，P=0.140MPa；C=17N/mm，P=0.142MPa；C=18N/mm，P=0.144MPa；C=19N/mm，P=0.146MPa；C=

45、20N/mm，P=0.148MPa；C=21N/mm，P=0.151MPa；C=22N/mm，P=0.153MPa；C=23N/mm，P=0.155MPa；C=24N/mm，P=0.157MPa；C=25N/mm，P=0.159MPa；有以上數(shù)據(jù)可以得到泵閥開啟阻力受泵閥彈簧剛度影響的變化規(guī)律，如圖3.19示。圖3.19 彈簧剛度變化對(duì)開啟阻力變化的規(guī)律影響從圖3.19中可以清楚的看出，泵閥開啟阻力隨著彈簧剛度的增大而增大。3.4.4閥的質(zhì)量對(duì)開啟阻力的影響取泵閥彈簧剛度C為10.5N/mm，把相關(guān)參數(shù)帶入公式，得 （3-72）取不同的泵閥質(zhì)量m值，得到泵閥質(zhì)量對(duì)開啟阻力的影響變化規(guī)律。取20

46、個(gè)泵閥質(zhì)量值，以0.2kg作為一個(gè)步長，得到如下結(jié)果：m=0.4kg，P=0.075MPa；m=0.6kg，P=0.082MPa；m=0.8kg，P=0.088MPa；m=1.0kg，P=0.195MPa；m=1.2kg，P=0.101MPa；m=1.4kg，P=0.108MPa；m=1.6kg，P=0.115MPa；m=1.8kg，P=0.122MPa；m=2.0kg，P=0.129MPa；m=2.2kg，P=0.135MPa；m=2.4kg，P=0.142MPa；m=2.6kg，P=0.149MPa；m=2.8kg，P=0.155MPa；m=3.0kg，P=0.162MPa；m=3.2kg

47、，P=0.169MPa；m=3.4kg，P=0.176MPa；m=3.6kg，P=0.182MPa；m=3.8kg，P=0.189MPa；m=4.0kg，P=0.196MPa；m=4.2kg，P=0.202MPa。有以上數(shù)據(jù)可以得到泵閥開啟阻力受泵閥質(zhì)量影響的變化規(guī)律，如圖3.20所示。圖3.20 泵閥質(zhì)量的變化對(duì)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。3.5各因素對(duì)容積效率影響規(guī)律研究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。泵的實(shí)際排量決定了泵的實(shí)際水力功率的發(fā)揮水平和泵工作是否正常。因此，容積效率是柱塞泵

48、的一個(gè)重要的參數(shù)和性能指標(biāo)。3.5.1泵容積損失的構(gòu)成對(duì)于單作用柱塞泵 （3-73）或 （3-74）式中 V、'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、V'a在一個(gè)排出沖程中，實(shí)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，VhSA。又定義容積損失，。則有 （3-75） （3-76）V/Vh和V'/Vh稱為容積損失率。當(dāng)被泵送的液體中不含氣相時(shí)： （3-77） （3-78）則 （3-79）式中 液體的壓縮系數(shù)，等于單位體積的液體當(dāng)受壓增加一個(gè)單位壓強(qiáng)時(shí)的體積減小量，即液體彈性模量E的的倒數(shù)。是隨壓力和溫度變化

49、的物理量。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。圖3.21c)為工作正常的柱塞泵的示功圖。所謂工作正常，主要指吸入過程終了時(shí)液體能充滿液缸，無汽化、氣體析出現(xiàn)象發(fā)生，泵閥運(yùn)動(dòng)無異常。下面通過分析計(jì)算其循環(huán)線的路徑來說明泵的每沖程實(shí)際排量為什么會(huì)小于沖程容積的。 a) b)c)圖3.21 容積損失的構(gòu)成a) 排出沖程柱塞位移b) 吸入沖程柱塞位移c) 示功圖l-2：在點(diǎn)1，柱塞走完了排出沖程，開始吸入沖程。在點(diǎn)2，排出閥閉合，排出閥的關(guān)閉滯后角為d。相應(yīng)于d體積為d的高壓液體自排出管倒流回泵缸。點(diǎn)2處缸內(nèi)壓力等于Pd。2-3：壓力為Pd，體積為(c+d)的高壓液體膨脹至接近Pmin時(shí)，吸入閥開啟。3-4：液體被吸入，認(rèn)為吸入過程中液體的平均壓力為Ps。至點(diǎn)4，吸入沖程結(jié)束。4-5：由于吸入閥滯后關(guān)閉，相應(yīng)于關(guān)閉滯后角s，有體積為d的液體又被擠回吸入管中。5-6(或5-7)：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5-6。這階段內(nèi)液體的體積減小了g。當(dāng)液體內(nèi)不含氣時(shí)，壓縮線為5-7，相應(yīng)的體積減