减压阀流动特性研究进展*

魏 琳 张 明 颜孙挺 费 扬 陈立龙 金志江

(1.浙江大学化工机械研究所；2.杭州华惠阀门有限公司)

减温减压装置由减压系统、减温系统、安全保护装置和热力调节仪表组成[1]，通过对电站锅炉、工业锅炉及热电厂供热机组的抽、排气口等输送一次过热蒸汽来进行减温减压，使二次蒸汽的压力和温度满足用户要求[2]，从而保证系统设备正常运行，实现废热利用。锅炉和汽轮机技术的广泛应用促进了减温减压装置的发展，尤其在20世纪50年代以后，随着控制技术、液压技术、加工制造技术和材料科学的迅速发展，减温减压装置产品种类也进一步增加，应用越来越广泛，在工业领域中发挥着重要作用[3]。

随着我国大型煤化工、大容量发电机组、百万吨级乙烯工程、新能源工程及航空母舰等国家重点工程的建设和发展，企业对减温减压装置的需求不断扩大，对大流量、高减压比、快速调节及低噪声等特性的要求越来越高。传统减温减压装置的结构和强度已不能满足复杂工况的要求，尤其在高温高压、流量变化范围大和减温减压幅度大的情况下，存在安全可靠性差、噪音高、寿命短、工作效率低、结构复杂及成本高等缺点[4]。

目前，高参数减压阀的设计主要为经验设计和引进国外技术，对高参数减压机理、内部流动和结构优化的研究和自主设计较少；同时，高参数减压阀内流动复杂，湍流强度大，导致噪声和振动的原因较多，为设计提出更严格的要求。针对现有问题，研究学者们对减压阀流动特性和气动噪声特性进行了研究，分析减压机理、大范围流量调节性能、噪声影响因素及高温高压强度性能等。在此，笔者对国内外已有的高参数减压阀结构和相关研究进行总结，为高参数减压阀开展进一步研究提供理论依据，对促进产品实现创新性的改进和完善，推动我国减温减压技术与装置的科技进步，打破国外技术封锁和产品垄断具有重要的科学意义和工程价值。

1 减压阀结构类型

1.1减压阀分类及其基本原理

减压阀按照动作原理可以分为直接作用式和间接作用式两类。

直接作用式减压阀利用介质本身的能量来控制所需压力；间接作用式减压阀利用外界动力，如气压、液压或电气等来控制所需压力。前者结构简单，后者精度较高[4]。

直接作用式减压阀按照结构形式可分为活塞式减压阀、薄膜式减压阀和波纹管式减压阀。

活塞式减压阀[5](图1)通过活塞来平衡压力，带动阀瓣运动实现减压。其体积小、便于调节、使用范围较广，适用于空气、水及蒸汽等介质，尤其适用于介质温度较高的情况。但其灵敏度较薄膜式减压阀低，制造工艺要求高。

图1 活塞式减压阀

薄膜式减压阀[6](图2)采用薄膜作为敏感元件，直接传感下游压力变化带动阀瓣运动。其敏感度较高，但薄膜易损坏，且使用温度受限，常应用在水及空气等温度与压力不高的场合。

图2 膜片直接作用式减压阀

波纹管式减压阀[7](图3)不存在活塞摩擦力，利用波纹管传感阀门出口压力，驱动阀瓣改变并控制阀门开度，最终实现减压稳压功能。其敏感度较高，与薄膜式减压阀相比不易损坏，且行程较大，但制造工艺复杂、成本高。

图3 波纹管式减压阀

间接作用式减压阀一般用于对高压蒸汽压力的控制。由于不需要介质本身来控制压力，因此间接作用式减压阀结构简单，主要包括阀体、阀杆、阀瓣及阀座等，其控制依赖于执行机构的调节。执行机构主要有电动、液动、气动和联动4种驱动方式，其中联动为电动、液动和气动的组合驱动。

电动执行机构将调节器的电信号(0～10mA或4～20mA)转换为位移输出信号，操纵阀门，实现自动调节。其特点是动力源广、操作迅速且容易满足各种控制要求。

液动执行机构是以高压液体为能源的执行机构，其优点是结构简单、工作可靠、多用于功率较大的场合，但其动作缓慢、体积大、不适用于快速控制和集中控制。

气动执行机构根据调节器输出的气压信号(20～100kPa)产生相应的推力，使推杆产生相应位移[8]，进而推动阀门阀杆进行调节。气动执行机构是将信号压力转换为阀杆位移的装置，其特点是结构简单、动作可靠、性能稳定及本质防爆等。

减压阀按公称压力(PN)分类，可分为真空减压阀(工作压力低于标准大气压)、低压减压阀(PN≤1.6MPa)、中压减压阀(PN在2.5～6.4MPa之间)、高压减压阀(PN在10.0～80.0MPa之间)和超高压减压阀(PN≥100.0MPa)。

按介质工作温度(T)分类，可分为高温减压阀(T>450℃)、中温减压阀(120℃

1.2高参数减压阀结构类型

为满足极端工况对大流量、高减压比、快速调节和低噪声的要求，高参数减压阀应运而生。目前国外采用的高温高压蒸汽高参数减压阀多为带孔板或打孔套筒的柱塞式减压阀。

大多数紧凑型工厂需要具有直接喷水结构的蒸汽减温减压装置来满足节省空间的要求。简洁、坚固耐用的小流量三法兰减压阀[9](图4a)适用于流量较小或压力较低的情况，打孔套筒可以减少蒸汽对阀体的冲击并降低噪声。角式紧凑型减压阀(图4b)适用于中压条件，阀体铸造，焊接式连接，带有1～4级降压附加固定节流装置。在高温高压工况下，考虑到直接喷入减温水对材料负荷影响较大，在结构不连续处会产生较大的应力集中，因此可采用分体式减温减压装置(图4c)，其特点是可以将减温和减压过程分开(先减压后减温)，在降压末端布置可调式喷嘴结构进行减温。

文献[10]提出的减压阀使用了一种称为Whisperjet的结构，每个Whisperjet截面的周围都有4或6个孔口，孔口向内排放，这样流体蒸汽就能相互碰撞、降低压力，而不会碰撞阀门或截面本身。对于减压较大的情况，将若干个Whisperjet组合，减小各截面的压降，从而可以有效避免产生声速流动。该结构减压阀具有压降高(压力等级最高可达ASME 4500)、无零件侵蚀、降压级数灵活、噪音低、部件磨损轻微、寿命长及可靠性高等特点。

a. 小流量三法兰减压阀

b. 角式紧凑型减压阀

c. 分体式减温减压装置

国内减压阀主要适用于低温低压工况，而高参数减压阀主要结构有角式单柱塞减压阀及笼罩式阀芯减压阀等。

角式单柱塞减压阀(图5)主要应用于工作压力不小于10MPa、工作温度不小于540℃的场合。其主要特点为：采用液压或气动执行机构，启闭时间可达到3～5s；采用先减压后减温的分体结构，避免材料的交变应力，提高安全可靠性；采用单座柱塞和孔板消音的减压结构形式，噪声低，可调范围大；阀体采用锻焊结构，设计寿命达30a以上；采用大直径阀杆，阀杆与阀瓣一体，强度高，抗震性强。

图5 角式单柱塞高参数减压阀

笼罩式阀芯减压阀的阀芯与图4a中的阀芯相同，由带有节流孔的阀瓣和阀笼组成，蒸汽压力和流量由控制套筒内的阀瓣位置来决定。笼罩式阀芯减压阀适用于流量和压力较低的情况，具有噪音小及精度高等优点。

2 减压阀研究方法

对减压阀的研究主要有试验及模拟分析等方法，其中模拟分析又包括理论模型模拟和数值模拟。

2.1试验方法

试验方法可以提供有效可靠的数据，通过测量流量及出入口压力等分析减压阀的流量特性、启闭特性和压力损失[11，12]。试验又分为静态试验和动态试验：静态试验可以综合考验阀门的活动灵敏性、密封性和设计的合理性；动态试验是检验气体减压阀工作稳定性的重要环节[13]。通过试验还可以测量噪声和振动数据[14]。

Fester V G等为研究压力损失系数和雷诺数之间的关系进行了大量试验，结果表明，阀直径对损失系数有一定影响，几何和动力相似性对阀门是不成立的，因此阀门试验必须采用实际比例结构的阀门来进行，以保证结果的准确性[15]。

试验数据直观可靠，是减压阀设计与开发必不可少的步骤之一，然而试验成本较高，在复杂工况下，如高温高压气体减压过程，试验难度较大，且优化设计过程需要大量重复性试验，降低了产品设计速度。

2.2模拟分析

2.2.1理论模型模拟

理论模型大部分为简化的一维模型，通过描述阀芯位移与流量、压力的关系，研究阀门管路网络的动态行为。网络动力学由微分代数方程或瞬态偏微分方程来描述。偏微分方程的求解较为复杂，鲁棒性差，因此应尽量使用简单模型。

(1)

(2)

式中Cv——排放容量，m2.5/s；

hin、hout、hset——入口、出口和设定压头，m；

q——体积流量；

x——阀芯距关闭位置的位移；

αopen、αclose——开启和关闭系数，由试验测得。

Ulanicki B等将文献[16]的现象模型应用于水力控制器的流动调整过程[18]。Shin C H等引入一维可压缩流动理论，建立了减压控制阀系统的不可逆绝热流动模型，阐述了瞬态压降和其他与流体动态特性相关的因素之间的关系[19]。利用Flow-Master II软件，采用试错法求解连续性方程、动量方程、能量方程和理想气体状态方程。Wang X H等通过建立液压比例调节阀阀芯的受力平衡方程，其中阀芯由比例电磁铁推动，分析得到阀芯位移与线圈电流的关系式，表明阀芯位移和输入电流呈线性关系[20]。

理论模型建立过程中需对流动或者结构的影响进行假设，其计算较为简单方便，可以用于求解规律性的问题和流场变化趋势。但其也有许多不足之处，如解析法无法应用于变化复杂的、非线性流动问题，对复杂方程的求解较为困难。

2.2.2数值模拟

数值模拟方法可以观察内部流动或应力场分布，相对试验方法，其成本较低。对于高温高压等复杂工况，可采用数值模拟方法来进行分析。

计算流体动力学(Computational Fluid Dynamics,CFD)的基本思想是利用有限离散点上变量值的集合来代替空间域上连续的物理场，如速度场和压力场；然后，按照一定方式建立这些离散点上变量之间关系的代数方程组，通过求解代数方程组获得场变量的近似值[21]。随着计算机技术的迅速发展，CFD的应用已经从摸索阶段发展到广泛应用于研究流体内部流动情况，如空化现象、液动力特性、流量特性及动态特性等，其结果的可靠性也已经得到验证[22，23]。

3 减压阀流动特性研究现状

3.1流动特性

3.1.1空化效应

对于介质为液体的减压阀，当阀内局部压力降至临界压力时，水中气核成长为气泡，即为空化效应。气泡溃灭对结构形成侵蚀，并诱发振动与噪声，其作用不可忽视。

单相流数值分析中，可通过观察流体压力是否低于饱和蒸汽压力判断是否发生空化[24]。而在文献[25，26]的数值研究中，阀内介质为水和蒸汽两相，可直观地通过模拟结果中相分布云图(图6)判断是否产生空化，结果表明随着出口压力增加，水蒸气气相体积分数减小。

为减少空化的产生，An Y J等对传统带有楔形套筒的减压阀进行优化，提出相同工况下多孔套筒减压阀内流体压力的最低值高于传统阀门[27]。即可以通过增加多孔结构减少空化的产生，从而增加阀门的使用寿命。

a. 出口压力0.1MPa b. 出口压力0.2MPa

3.1.2总压损失

由于阻力等原因，经减压阀后总压降低，存在总压损失，影响整个装置的效率。因此，研究学者们对减压阀的压力损失进行了研究。

朱松强等针对600MW机组主汽阀和调节阀组系统压力损失偏大的问题，分析了阀门的总压损失、阻力系数和流速分布情况，结果表明调节阀最高流速超过许用范围，节流损失较大，而主汽阀损失偏大是由于滤网流通面积过小[28]。Kerh T等分析了入口流量周期变化时，阀芯运动过程中压力损失随时间的变化曲线，压力损失相对速度变化有一定滞后[29]。冯卫民等对偏心蝶阀、桁架式蝶阀和龟背式蝶阀的分析表明，漩涡流动会引起剧烈扰动，消耗机械能，引起总压损失[30]。

因此，在对减压阀流道进行设计时应尽量减少漩涡的产生，同时控制流速，从而减少总压损失。

3.2液动力特性

液动力对阀的调节性能有一定影响，稳态液动力是使阀趋向于闭合的作用力，而瞬态液动力与阀芯运动方向相关，在小开口大压差工况下，瞬态液动力值很大，因此在设计阀时必须考虑[31]。

通过压力场分布可计算出阀芯受流体的作用力，分析阀芯和流体的相互作用。Mokhtanadeh-Dehghan M R等通过对阀芯面上压力积分得到流体对阀芯的作用力，其结果与试验符合，并指出复杂流场引起的漩涡区缓和了最小流动面积，从而影响阀芯的受力[32]。Cho T D等分别将阀出入口压力和阀芯上下表面的压力代入阀芯力平衡方程，得到了气动力、压差力和弹簧力[33]。冯进等指出随阀前静压的增加，阀芯所受轴向力呈线性增加，但没有考虑流体的可压缩性[34]。李光飞等的研究结果表明，瞬态液动力影响系统的阻尼，是引发阀芯周期性振动的重要原因，若流量变化滞后于阀芯位移，则在运动中将产生正负交替变化的阻尼，引起持续的自激振动[35]。

综上所述，减压阀正常工作时流体对阀芯的作用力可看作稳态液动力，其对阀门的作用基本稳定；阀门启闭过程和流量变化条件下，流体的作用力为瞬态液动力，其与流量和压差的关系仍需进一步研究。

3.3噪声分析

减压阀内流动复杂，湍流强度大，实际应用中有很大的噪声，为此，研究学者们对其内部噪声产生机理进行了研究。

Nakano M等根据滞止压力与大气压的比将减压阀内流动分为弱锥面流、强锥面流、阀座流和自由出流，研究了这4种流动的流动和噪声特性，分析了超音速环形流对噪声和振动的影响，结果表明，沿阀芯的环形射流与壁面分离，其分离边界层极其不稳定，易产生漩涡，引起腔内共振[36]。王炜哲等对超临界汽轮机主调节阀进行研究，发现阀腔流动死区的涡量较大(图7)，在主汽阀和调节阀喉口处漩涡较明显，涡量大的位置噪声辐射水平必然很强[37]。钟云等也指出，调节阀阀座缩口和阀芯表面涡量较大，易引起振动和噪声[38]。阀门快速开启时，气体在节流阀后方会产生反漩涡线，从而形成大范围连续的湍流，引起较大噪声[39]。宽频噪声峰值是漩涡脱落所引起的音调噪声的典型特征，文献[40，41]用试验方法得到了闸阀结构的声波响应以确定音调噪声的频率值。

a. 涡量

b. 噪声源幅度

减压阀内流动噪声的主要来源为漩涡流动和高速射流。因此，阀门降噪必须破坏漩涡的形成。由于漩涡强烈的随机性，其尺度和频率范围分布较广，噪声具有宽频特性。文献[42，43]统计了蒸汽管路阀门声压级超过140dB监测点的频谱特性，结果表明噪声主要是低频噪声，高频段可作次要频率处理。Yang Q等发现压力波动主要发生于低频范围，同样证明低频压力波动是阀芯的主要振动源[44]。

针对减压阀的噪声和振动问题，Amini A和Owen I测试了不同阀芯和阀座结构的减压阀噪声，试验结果表明，60°锥型阀芯的噪声比其他结构低12dB，机械振动基本消除，且流量增加了25%[14]。适当的阀座倒角可帮助消除漩涡脱落的音调噪声[40]。单孔板和多孔板也可用于管路中和阀出口处的噪声控制，其具有结构简单和降噪效果好的特点[45,46]。

3.4可压缩性

当减压阀内介质为液体时，其密度为常数，将其看作不可压缩流体进行分析。而高温高压过热蒸汽的密度与温度、压力相关，其可压缩性不可忽略，在模拟分析时需通过状态方程求解密度。

理想气体状态方程最为简单，对实际气体可近似应用于低压范围。Chattopadhyay H等采用理想气体模型，研究了滑阀不同开度和不同压降条件下的可压缩流动，分析了湍流强度和流量系数的变化规律[47]。

在高压条件下，理想气体状态方程应用于实际气体时存在偏差，可用压缩因子Z=pv/(RgT)代替，其中，v为实际气体在压力p和温度T时的比体积；Rg为气体常数。常用的近似实际气体状态方程有范德瓦尔斯方程和RK方程。Beune A等结合气体压缩因子，采用RK方程的修正式SRK实际气体方程，分析了高压氮气安全阀的排放量和开启特征，与试验测试结果的偏差小于3.6%[48]。

4 结论

4.1高参数条件下减压阀内流速高、压差变化大，阀内节流元件处有可能存在超音速流动，此时气体压力会发生突变，研究其变化机理对分析减压阀的减压效果有重要意义。通过多级减压可以提高减压阀的调节范围，因此应加强对多级减压机理的探索。

4.2减压阀启闭和流量大幅变化时流体对阀芯的液动力会导致其发生振动，目前的减压阀设计未考虑该瞬态液动力，因此可通过试验和动网格数值方法分析不同条件下瞬态液动力的变化过程对提高减压阀调节性能的重要性。

4.3大量文献表明，减压阀内高速流动和漩涡的不断形成与脱落是引起压力不稳定和噪声的主要原因，因此，优化减压阀内部流道、减少漩涡的产生对降低噪声有重要的指导作用。同时，在管路中布置孔板可有效降低噪声，其流动特性和降噪特性仍需进一步研究。

4.4高温高压条件下减压阀内气体的可压缩性不可忽略，应重点分析减压阀对可压缩气体的减压机理和流动特性。

[1] 李红梅.论新型减温减压装置中减温系统的优越性[J].锅炉制造,2001,(3):17～18.

[2] 孔令锋.喷水式减温减压器的研究进展[J].城市建设理论研究(电子版),2013,(19).

[3] 王双印.新型水喷射式减温减压装置的开发研究[D].哈尔滨:哈尔滨理工大学,2010.

[4] 陆培文,孙晓霞,杨炯良.阀门选用手册[M].北京:机械工业出版社,2009.

[5] 周新亚.活塞式可调减压阀[P].中国:02286260, 2002-11-22.

[6] 方建文.膜片直接作用式减压阀[P].中国:03264595, 2003-06-18.

[7] 周浩钧.波纹管式蒸汽减压阀[P].中国:01210791, 2001-02-27.

[8] 王毅.过程装备控制技术及应用[M].北京:化学工业出版社,2006.

[9] Arcv Valves.蒸汽减温减压器[EB/OL].www.arca-valve. com.cn/download/5/DS530_cn.pdf,2015-01-30.

[10] Conval Inc.Whisperjet蒸汽减压装置[EB/OL].http: convalasia.com/themes/webhtm/pdf/products/conval-whisperjet-valve.pdf,2015-01-30.

[11] 余晓明,茅忠明,孔彪龙.减压阀性能试验与内部流场数值计算[J].上海理工大学学报,2009,31(2):183～189.

[12] 张钊,周成,周华.超高压大流量直动式气动减压阀的性能研究[J].液压与气动,2010,(6):4～6.

[13] 曾维亮.高精度正向卸荷气体减压阀研究[C].第五届全国阀门与管道学术会议论文集.合肥:中国机械工程学会,1999.

[14] Amini A,Owen I.A Practical Solution to the Problem of Noise and Vibration in a Pressure-reducing Valve[J].Experimental Thermal and Fluid Science, 1995,10(1):136～141.

[15] Fester V G,Kazadi D M,Mbiya B M,et al.Loss Coeff-icients for Flow of Newtonian and Non-newtonian Fluids through Diaphragm Valves[J].Chemical Engineering Research and Design,2007,85(9):1314～1324.

[16] Prescott S,Ulanicki B.Dynamic Modeling of Pressure Reducing Valves[J].Journal of Hydraulic Engineering, 2003,129(10):804～812.

[17] Gear C.Simultaneous Numerical Solution of Diffe- rential-Algebraic Equations[J].IEEE Transactions on Circuit Theory,1971,18(1):89～95.

[18] Ulanicki B,AbdelMeguid H S,Skworcow P.Mathematical Modelling of a Hydraulic Controller for PRV Flow Modulation[J].Journal of Hydroinformatics,2011,13 (3):374～389.

[19] Shin C H,Ha J M,Lee C G.Transient Pressure Characteristics in a Pressure Regulating System by Using 1-D Analytic Valve Modeling[J].Journal of Mechanical Science and Technology,2008,22(2):374～381.

[20] Wang X H,Chang J Q,Wen Y J,et al.Analysis and Emulation of Steady-state Characteristic for Water Hydraulic Proportional Throttle Valve[C].2009 IEEE 10th International Conference on Computer-Aided Industrial Design & Conceptual Design.Wenzhou: IEEE,2009.

[21] 温正,石良辰,任毅如.FIUENT流体计算应用教程[M]. 北京:清华大学出版社,2009.

[22] Kim S W,Kim J H,Choi Y D,et al.Flow Characteristics of Butterfly Valve by PIV and CFD[C].New Trends in Fluid Mechanics Research.Berlin:Springer,2009:463～466.

[23] Chen P L,Yu X L,Liu L.Simulation and Experimental Study of Electro-pneumatic Valve Used in Air-powered Engine[J].Journal of Zhejiang University-Science A, 2009,10(3):377～383.

[24] Floury J,Bellettre J,Legrand J,et al.Analysis of a New Type of High Pressure Homogeniser:A Study of the Flow Pattern[J].Chemical Engineering Science,2004, 59(4):843～853.

[25] Casoli P,Vacca A,Berta G L.A Numerical Procedure for Predicting the Performance of High Pressure Homogenizing Valves[J].Simulation Modeling Practice and Theory,2010,18(2):125～138.

[26] Gao H,Fu X,Yang H Y,et al.Numerical Investigation of Cavitating Flow behind the Cone of a Poppet Valve in Water Hydraulic System[J].Journal of Zhejiang University(Science),2002,3(4):395～400.

[27] An Y J,Kim B J,Shin B R.Numerical Analysis of 3-D Flow through LNG Marine Control Valves for Their Advanced Design[J].Journal of Mechanical Science and Technology,2010,22(10):1998～2005.

[28] 朱松强,马会民,桑如波,等.600MW汽轮机组主调汽门系统运行工况的分析[J].动力工程,2005,25(3):312～315.

[29] Kerh T,Lee J J,Wellford L C.Transient Fluid-Structure Interaction in a Control Valve[J]. Journal of Fluids Engineering-Transactions of the ASME,1997,119(2):354～359.

[30] 冯卫民,肖光宇,袁波,等.基于数值仿真的蝶阀性能对比分析[J].排灌机械工程学报,2010,28(4):315～319.

[31] 郑淑娟,权龙,陈青.阀芯运动过程液压锥阀流场的CFD计算与分析[J].农业机械学报,2007,38(1):168～172.

[32] Mokhtanadeh-Dehghan M R,Ladommatos N,Brennan T J. Finite Element Analysis of Flow in a Hydraulic Pressure Valve[J].Applied Mathematical Modelling, 1997,21(7):437～445.

[33] Cho T D,Yang S M,Lee H Y,et al.A Study on the Force Balance of an Unbalanced Globe Valve[J].Journal of Mechanical Science and Technology,2007,21 (5):814～820.

[34] 冯进,张慢来,黄天成.安全阀水动力特性的CFD模拟和研究[J].核动力工程,2007,28(5):31～35.

[35] 李光飞,刘桓龙,邓斌,等.液动力对锥阀振动特性的影响[J].机床与液压,2014,42(5):28～30.

[36] Nakano M,Outa E,Tajima K.Noise and Vibration Related to the Patterns of Supersonic Annular Flow in a Pressure Reducing Gas Valve[J].Journal of Fluids Engineering-Transactions of the ASME,1988,110 (1):55～61.

[37] 王炜哲,施鎏鎏,柴思敏,等.1000MW超临界汽轮机主调阀内流动和噪声计算分析[J].动力工程,2007,27(3): 401～405.

[38] 钟云,张继革,王德忠,等.核2级气动薄膜单座调节阀流场数值模拟[J].核动力工程,2010,31(5):53～56.

[39] Ryu J,Cheong C,Kim S,et al.Computation of Internal Aerodynamic Noise from a Quick-opening Throttle Valve Using Frequency-domain Acoustic Analogy[J]. Applied Acoustics,2005,66(11):1278～1308.

[40] Smith B A W,Luloff B V.The Effect of Seat Geometry on Gate Valve Noise[J].Journal of Pressure Vessel Technology,2000,122(4):401～407.

[41] Janzen V P,Smith B A W,Luloff B V,et al.Acoustic Noise Reduction in Large-diameter Steam-line Gate Valves[C].Proceedings of the ASME Pressure Vessels and Piping Conference 2007.San Antonio:Amer Soc Mechanical Engineers,2008.

[42] 王翊.蒸汽管路阀门流动与噪声源特性研究[D].哈尔滨: 哈尔滨工程大学,2011.

[43] 王翊,柳贡民.蒸汽管路阀门噪声源特性研究[C].2010年全国声学学术会议论文集.哈尔滨:中国声学学会, 2010.

[44] Yang Q,Zhang Z,Liu M,et al.Numerical Simulation of Fluid Flow Inside the Valve[C].PEEA 2011.Shenzhen: Elsevier Science B V,2011.

[45] Phong V,Nezhad S T,Liu F,et al.Noise Reduction of a Turbofan Bleed Valve[C].50th AIAA Aerospace Sciences Meeting Including the New Horizons Forum and Aerospace Exposition.Nashville:American Institute of Aeronautics and Astronautics Inc,2012.

[46] Phong V,Papamoschou D.High Frequency Acoustic Transmission Loss of Perforated Plates at Normal Incidence[J].Journal of the Acoustical Society of America,2013,134(2):1090～1101.

[47] Chattopadhyay H,Kundu A,Saha B K,et al.Analysis of Flow Structure inside a Spool Type Pressure Regulating Valve[J].Energy Conversion and Management,2012,53(1):196～204.

[48] Beune A,Kuerten J G M,Schmidt J.Numerical Calcula tion and Experimental Validation of Safety Valve Flows at Pressures up to 600bar[J].AICHE Journal, 2011,57(12):3285～3298.