多工况下气体减压阀特性试验研究

Experimental Study of Characteristics of Gas Pressure Reducing Valves under Different Working Conditions

摘要

气体管路系统中常使用减压阀来控制下游压力，目前常规小型减压阀的降压幅度较小，难以满足超高压下的降压需求。提出了一种超高压条件下输出压力可调的小型减压阀，其输入压力为19~60 MPa，输出压力为7~13 MPa。通过建立试验平台、设置不同的减压阀上游压力和下游阻力，研究了减压阀在四类工况下工作性能的稳定性以及特性参数的变化。经过试验验证，该减压阀可以在超高压使用场景下维持下游压力稳定，管路接通后减压阀的响应时间为0.5~6.0 s，响应后10 s内的压力波动幅度为0.12%~4.49%。结果表明：减压阀阀后压力变化趋势与上游压力有关，上游压力减小时输出压力先减小再增大，上游压力稳定时输出压力有减小的趋势。研究结果可指导该型减压阀在气体管路系统中的应用。

Abstract

Pressure reducing valves were often used in gas pipeline systems to control the downstream pressure. At present， the pressure reduction range of conventional small pressure reducing valves was small， and it was difficult to meet the pressure reduction demands under ultra-high pressure. A small pressure reducing valve with adjustable output pressure under ultra-high pressure was proposed， with an input pressure of 19~60 MPa and an output pressure of 7~13 MPa. By establishing a test platform and setting different upstream pressure and downstream resistance of the pressure reducing valves， the stability of the performance of the pressure reducing valves and the characteristic change were studied under four types of working conditions. Through experimental validation， the pressure reducing valve may maintain stable downstream pressure in ultra-high pressure usage scenarios. The response time of the valves after the pipeline connection is between 0.5 and 6.0 seconds， with pressure fluctuations within 10 seconds after response being between 0.12% and 4.49%. The results indicate that the trend of pressure changes after the reducing valves are related to the upstream pressure： when the upstream pressure decreases， the output pressure first declines and then rises， while when the upstream pressure is stable， the output pressure tends to decrease. The results may guide the applications of the pressure reducing valves in hydraulic systems.

Graphical abstract

Author summay

秦 斌，男，1990年生，副教授、博士研究生导师。研究方向为高压二氧化碳流动与传热等。E-mail：[e-mail]

张 泉^*（通信作者），男，1998年生，博士研究生。研究方向为高压二氧化碳流动与传热。E-mail：[e-mail]。

0 引言

高压流体控制是高压气动领域的重要研究方向，而压力调节则是流体控制的关键环节。在工业生产和民用设施中，通常需要对高压流体进行控制和处理，将其调整为适当的低压状态。减压阀作为一种节流元件广泛应用于各种工业和生活场景，其工作原理是：通过弹簧力的平衡调节阀芯位置，改变流体的流通面积，从而限制流体流量并减小压力，使得通过减压阀后的压力能够稳定在预设值。

目前国内外已对减压阀进行了大量研究，在性能特性与动态分析方面，学者们重点探究了减压阀在不同工况下的运行特性及不稳定机理。JANUS等^［1］揭示了低流量条件下减压阀出现不稳定现象的根本原因，推导得到增益补偿器的增益方程曲线，为抑制不稳定性提供了理论依据。KHAN 等^［2］通过数值模型求解电磁驱动减压阀的工作过程，发现出口堵塞会导致输出压力大幅波动，明确了结构缺陷对性能的影响机制。XU等^［3］针对不同进出气口压差下的出口流量特性展开研究，建立了相应的理论公式，为流量调控提供了量化参考。GAD^［4］分析了减压阀运动元件与座体的碰撞行为，结果表明冲击对动态性能无显著影响。

部分学者聚焦于新型结构设计与参数优化，QIAN等^［5］提出了新型阀芯的减压阀设计，系统分析了流量调节性能，为结构创新提供了新思路。DESAI等^［6］研发了兼具安全性、耐久性与可维护性的减压阀，通过有限元方法实现设计与质量优化。ZHANG等^［7］借助计算流体力学模型探究操作参数对压力和速度分布的影响，发现节流元件存在大梯度压力与速度区域，且阀门开度对能耗的影响显著，为结构参数优化提供了数据支撑。

工程应用上对减压阀的配置与调控研究取得了一定进展，GUPTA等^［8］通过优化配水系统中减压阀的数量使供水管网漏水量减少20.08%。LIU等^［9］研究了基于三通比例减压阀的电液可变阀系统动态特性，证实气门升程闭环控制可提升动态响应。SONG等^［10］针对三通比例减压阀的死区和滞后现象，设计了多项式励磁电流补偿控制器，有效避免了不利影响。

国内研究侧重于性能解析与工程适配，在减压阀性能测试与机理分析方面取得了一些进展。王涛等^［11］通过连续设定正向至溢流向的最大流量实现了压力与流量的连续测量，完善了流量特性测试方法。彭育辉等^［12］通过构建仿真模型来探究出口压力响应稳定性的影响因素，为动态特性优化提供了仿真基础。郑文明等^［13］开发三通减压阀试验装置与方法，填补了专项试验技术的空白。姜一通等^［14］针对航空航天领域气室加载式先导减压阀建立动态工作过程数学模型来进行性能预测。

结构参数对性能的影响方面，程庄等^［15］通过分析弹簧刚度、阀芯直径及组件质量对动态特性的影响，明确了关键参数的调控规律。秦新亚等^［16］设计了一种正向直动式减压阀，并探讨了锥形阀芯与弹簧总刚度对压力特性的作用机制。刘文彩等^［17］提出了最大面积接触式密封设计方法，显著提高了阀体密封性。童成彪等^［18］将人工化学反应优化算法与支持向量回归机结合，实现智能减压阀膜片缸压力的精准预测，为参数优化提供了算法支持。

实际工程问题的具体解决方案方面，刘斌等^［19］结合向家坝水电站技术供水系统，分析活塞式减压阀出口压力波动原因，提出了工程化改进措施。张明等^［20］揭示了O 形圈黏弹摩擦特性对出口压力的影响机理，为减少压力波动提供了参考。郭才冬等^［21］通过分析发动机怠速时减压阀回弹引发的异常噪声问题，提出降噪优化方案，解决了实际运行中的舒适性难题。

目前减压阀减压特性研究大多聚焦于低压或恒定上下游压力的使用环境，对超高压储罐泄放等场景中压力动态变化的细分工况还需更多试验解析，以支持不同减压需求的场景下减压阀的使用。由于不易满足超高压的试验条件，故超高压工况下的试验还需更多补充。本文采用试验方法研究了上游输入压力为19~60 MPa、下游输出压力为7~13 MPa范围内的减压阀减压特性，对减压阀在超高压工况下的快速动态响应特性以及阀后压力的稳定性进行了试验验证。同时结合减压阀的结构和工作原理，对几种工作条件下减压阀的工作特性进行了对比分析，为超高压、复杂压力变化场景下的减压阀应用提供试验与理论支撑。

1 结构参数及工作原理

本文提出的减压阀为活塞式减压阀，其原理是：利用弹簧控制活塞，从而通过调节阀芯的位置来控制流量和压力。该减压阀可将来流气体压力降低，输出稳定的低压气体。通过调节内部弹簧的伸长量，减压阀的输出压力可以调节为不同的压力值。减压阀结构简化图见图1，其主要部件包括阀体、弹簧、活塞、阀芯和阀座。在减压阀内部形成三个气体区，分别为高压室、低压室和环缝区。高压室由阀体、阀座和阀芯包围形成；低压室由阀芯上端和阀座包围形成；环缝宽度由阀芯下端突出部和阀座之间的距离决定。

减压阀工作时，上游气体由入口进入高压室，通过节流环缝降压后进入低压室，再经出口流出。由于阀芯、活塞和弹簧相连，活塞和阀芯受到的气体压力变化后弹簧力也随之变化。阀芯被控制在合适的位置，使得环缝可以起到节流降压的作用，且减压后能维持压力稳定。减压阀的主要参数见表1。

该减压阀为常开阀，存在三种状态：全开状态、工作状态和闭锁状态。三种状态的示意图见图2。其中，F_x 是弹簧对活塞的弹簧力，F_N1是阀体对阀芯的支持力，F_N2是阀座对阀芯的支撑力，F₁是低压室中的气体对活塞的力，F₂是环缝区中的气体对阀芯的力，F₃是高压室中的气体对阀芯的力。

1）全开状态。图2a是全开状态下减压阀内部各处的受力示意图，此时环缝节流环开度最大，减压阀为全开状态。将阀芯和活塞看作整体，未通气流时或上游压力较小时，有

F_x+F_{\mathrm{2}}=F_{\mathrm{N}\mathrm{1}}+F_{\mathrm{1}}（1）

2）工作状态。图2b是工作状态下减压阀内部各处的受力示意图。工作状态下环缝节流环开度介于最大和最小之间，活塞和阀芯与阀体无接触，没有支持力F_N1。由于节流作用，F₃始终大于F₂。当上游高压的气体通过时，分为两种情况：上游压力较大时，有

（2）

阀芯向上移动，环缝节流环开度逐渐减小，阀后压力减小；上游压力较小时，有

F_x+F_{\mathrm{2}}>F_{\mathrm{3}}+F_{\mathrm{1}}（3）

阀芯向下移动，环缝节流环开度逐渐增大，阀后压力增大。

3）闭锁状态。图2c是闭锁状态下减压阀内部各处的受力示意图。闭锁状态下环缝节流环开度为0，阀芯与阀座接触。该减压阀具有闭锁的功能，当阀后压力过大时，为了保护器件以及管路安全，在联通的一瞬间会实现闭锁，气体无法通过减压阀，此时有

F_x+F_{\mathrm{N}\mathrm{2}}+F_{\mathrm{2}}=F_{\mathrm{1}}+F_{\mathrm{3}}（4）

本研究对超高压场景下的壅塞流现象进行了分析。当可压缩流体通过收缩通道时，若下游压力与上游压力比值小于或等于临界压力比，流速将达到当地声速，流量不再随下游压力的减小而变化，流量达到最大值，称为壅塞状态。可以通过临界压力比判断壅塞流：

p_{\mathrm{d}}/p_{\mathrm{u}}\le \eta（5）

式中：p_u为喷嘴上游压力；p_d为喷嘴下游压力；η为临界压力比，本文选用的氮气的临界压力比为0.53。

根据壅塞流条件，环缝质量流量公式简化为

q_{m\mathrm{1}}=C_{\mathrm{d}}{A}_{\mathrm{0}}\sqrt[]{\frac{p_{\mathrm{0}}}{R{T}_{\mathrm{1}}}}\sqrt[]{\gamma {(\frac{\mathrm{2}}{\gamma +\mathrm{1}})}^{\left(\gamma +\mathrm{1}\right)/\left(\gamma -\mathrm{1}\right)}}（6）

式中：q_{m\mathrm{1}}为高压室气体经环缝节流后流入低压室的质量流量；C_d为流量系数；A₀为环缝流通面积；p₀为高压室压力；R为氮气气体常数；T₁为气体温度；γ为气体质量热容比（氮气取1.4）。

根据质量守恒定律，容腔流入质量流量与流出质量流量的差值等于容腔内气体质量流量随时间的变化率，容腔压力动态方程为

V\frac{\mathrm{d}{p}_{\mathrm{2}}}{\mathrm{d}t}=R{T}_{\mathrm{1}}(q_{m\mathrm{1}}-q_{m\mathrm{2}})（7）

式中：V为低压室容腔容积；q_{m\mathrm{2}}为流入下游管路的质量流量；p₂为减压阀下游压力。

2 试验系统

2.1 试验设置

本研究的减压阀的四种工况以及四种不同工况下预期效果的草图见表2。为了研究四种不同工况下的减压阀性能特性，分别设置了四个不同的试验系统。图3是四种不同工况下的试验原理图。

1）工况1。图3a为工况1的试验原理图，系统包括高压气体储罐、电磁阀、减压阀、限流喷嘴及温压一体传感器。高压气体储罐用于储存高压氮气（19~60 MPa），电磁阀用于控制流路的开闭，限流喷嘴用于模拟减压阀后阻力，压力传感器用于测量减压阀前压力p₁，温压一体传感器用于测量减压阀后压力p₂和温度T₂。试验开始后，打开电磁阀，高压气体储罐中氮气经减压阀减压后再通过限流喷嘴流入大气中。试验过程中，高压气体储罐中氮气压力逐渐减小，即减压阀上游气体压力逐渐减小。

2）工况2。与工况1不同的是，高压气体储罐为恒压氮气源（图3b），即减压阀上游气体压力维持恒定。

3）工况3。为研究减压阀下游压力变化对减压阀的影响，工况3在工况1中的限流喷嘴后再接入一个装有一定初始压力氮气的集气罐（图3c）。传感器用于测量集气罐中的压力（p₃）变化。试验过程中，减压阀上游气体压力逐渐减小，集气罐中的压力逐渐增大，即减压阀背压逐渐增大。

4）工况4。与工况3不同的是，工况4在集气罐后连接一个限流喷嘴并连接大气（图3d）。集气罐中的气体排放到大气中，减压阀下游气体压力逐渐减小。

2.2 初始条件

本研究共有10组试验，所有试验的初始工况见表3。减压阀的挡位设置指减压阀的开度设置，表现为减压阀节流环缝的大小调节。试验前通过手动调节减压阀的开度来调节减压阀的挡位，可以使减压阀的输出压力发生变化。本次试验共设置5个挡位，减压阀输出压力依次增大。挡位1~5的输出压力分别为7.0、8.0、9.5、11.0、12.5 MPa。工况1、2、4的喷嘴直接连接大气，故不设置背压。

3 减压特性研究

3.1 工况1试验结果

工况1为减压阀上游压力减小、下游背压不变，试验1和试验2的减压阀后开度设定为挡位1和挡位2。图4a和图4b表示试验1和试验2过程中系统各处压力随时间的变化情况。两组试验在开始前减压阀阀前压力稳定为40.5 MPa，在第5 s时电磁阀开启，管路接通，气体开始通过减压阀。减压阀阀前压力p₁逐渐减小，减压阀阀后压力p₂在开启后分别增大至7.8 MPa和8.5 MPa后开始减小，至11 s时p₂分别减至6.9 MPa和7.8 MPa，之后缓慢增大。接通瞬间压力激增至压力恢复稳定的过程称为减压阀的快速响应过程，在上游压力逐渐减小、下游背压不变的工况下，试验1和试验2中减压阀的快速响应时间为6 s。

记录出口的压力波动范围，由于氮气排放的总时间较短，将之后每组试验减压阀动态响应后10 s内的压力变化与10 s内初始值的比值作为压力稳定的判断标准，波动低于10%即可认为减压阀输出压力稳定。根据11~21 s的压力变化过程来判断稳压特性，试验1的压力在10 s内从6.9 MPa增至7.1 MPa，差值与10 s内初始值的比值为4.5%。试验2的压力在10 s内从7.8 MPa增至8.0 MPa，差值与10 s内初始值的比值为1.9%。可见在上游压力减小、下游背压不变的情况下，减压阀在快速响应后可以保持稳定的阀后压力。

由图4b可见，减压阀后压力在接通后先减小再增大，初始状态下阀前压力较大，此时阀前高压p₁通过高压室对阀芯施加向上的气体力F₃，克服弹簧向下的预紧力F_x 、环缝气体向下的作用力F₂及阀后低压室向上的反作用力F₁，驱动阀芯向上位移，使环缝节流开度减小，活塞向上移动，减压阀后压力逐渐减小。随着阀前压力减小，F₃逐渐减小，当F₃与阀体支持力F_N1的合力小于F_x 、F₂、F₁及阀座支撑力F_N2的合力时，阀芯受力下移，环缝开度增大，节流阻力减小，减压阀后压力开始增大，使其能够在上游压力减小时维持下游压力在预设的阀后压力左右。

图4所示为两组试验管路氮气温度和流量的演化特性。温度T₂在0~15 s内在35 ℃上下波动，14 s后逐渐减小，从35 ℃降至27 ℃。氮气通过减压阀的过程是由焦耳-汤姆逊效应主导的绝热节流膨胀过程，常温下氮气的焦耳-汤姆逊系数为负值，因此在节流过程中温度会下降。并且由于压力减小导致气体膨胀，气体需要做功来克服分子间的相互作用力，从而导致温度下降。

流量q_m 在8 s时迅速增大，在15 s左右增速放缓，试验1的流量从55 g/s增至75 g/s，试验2的流量从45 g/s增至60 g/s。试验在5 s时打开电磁阀，管路接通后氮气流经质量流量计，由于流量计在测量过程中存在滞后性，在图中显示第8 s后流量才开始增加。试验中，喷嘴下游压力为大气压，大气压与阀后压力的比值约为0.013和0.015，远小于临界压力比，因此，流量增至一定值后增速开始放缓，可见已经形成了壅塞流状态，达到最大流量。流量的变化主要源于上游温度的降低，温度下降使气体密度增大，导致相同压力条件下的质量流量略有增大。图4c中试验2的流量大于试验1的流量，减压阀阀后压力越大，喷嘴前后压差越大，通过喷嘴的流量越大，这也导致试验1和试验2中p₁减小的速度随着挡位的增大而增大。可见减压阀的设定压力越大，喷嘴处质量流量越大，上流压力的减小速度也越快。

3.2 工况2试验结果

工况2为减压阀上游压力不变、下游背压不变，试验3和试验4将减压阀阀后开度设定为挡位2和挡位5。图5a表示试验3和试验4过程中系统各处压力随时间的变化情况。

两组试验在开始前减压阀阀前压力稳定为19 MPa，在第5 s时打开电磁阀，减压阀开始工作。由于减压阀前氮气储气罐足够大，在排气过程中可以保持阀前压力几乎不变。开阀瞬间出现压力突变，阀前压力p₁略微减小后再增大，略小于初始压力，之后阀前压力保持稳定。由于开阀瞬间管道内的流体迅速加速，导致局部压力瞬间减小，之后大型储罐内的高压流体快速补充，使得阀前压力迅速增大，而管道摩擦、局部扰动等造成的沿程阻力损失使阀前压力略小于开阀前压力。由于储罐足够大，故经过开阀时的瞬时波动后能使阀前压力保持不变。

p₂在5 s时迅速增大，增至设定压力后继续增大短暂时间后迅速减小至设定压力并保持稳定。在上游压力和下游背压不变的工况下，减压阀的动态响应时间缩短到2 s。根据13~23 s的压力变化过程来判断稳压特性，试验3的压力在10 s内从8.4 MPa减至8.0 MPa，差值与10 s内初始值的比值为0.8%，试验4的压力在10 s内从12.6 MPa减至12.5 MPa，差值与10 s内初始值的比值为0.7%。可见在上游压力不变、下游背压不变的工况下，减压阀也可以保持稳定的阀后压力，并且对比上游压力变小的工况，可见上游压力不变时减压阀的动态响应时间更短且阀后压力更加稳定。

p₂在保持稳定的同时有略微减小的趋势，当阀前压力p₁恒定时，高压室气体施加的F₃保持恒定，初始阶段阀芯在F₃、弹簧力F_x 、环缝气体施加力F₂及阀后气体施加力F₁的平衡下维持环缝开度稳定，此时阀后压力可基本保持预设值。随着气体持续排放，低压室温度因节流效应降低导致气体密度减小，相同质量流量下的气体体积流量增大。尽管环缝开度未变，但体积流量的增加使节流阻力略有增大，导致p₂缓慢减小。

图5所示为两组试验管路氮气温度和流量的演化特性。T₂在0~15 s内在26 ℃上下波动，13~15 s分别上升至27.2 ℃和26.3 ℃，15 s后开始下降，分别降至25.5 ℃和23.7 ℃。流量在8 s时迅速上升，在13 s左右增速放缓，15 s后流量分别保持在60 g/s和100 g/s左右。流量增加至一定值后增速开始放缓，之后流量分别稳定在100 g/s和50 g/s。大气压与阀后压力的比值分别为0.012和0.008，均远小于空气的临界压力比，表明孔板处始终处于壅塞流状态。

在上游压力逐渐减小的试验组中，试验1的流量从55 g/s升至75 g/s，试验2的流量从45 g/s升至60 g/s，温度从35.1 ℃降至27.2 ℃，而上游压力不变的试验组中最大流量几乎保持不变，温度从27.2 ℃和26.3 ℃分别降至25.5 ℃和23.7 ℃，可见工况2下阀后温度和流量的波动都小于上游压力变小的试验组。上游压力变小时，减压阀需动态调节以维持设定的阀后压力，在此过程中阀后压力可能出现微小波动，且上游压力减小导致气体膨胀过程加剧，温度变化幅度增大，两者共同引起壅塞流状态下最大流量的波动。而储罐体积足够大的试验组中，减压阀上游压力稳定，阀后压力调节精度提高，气体流经减压阀的节流效应更稳定，温度变化幅度缩小，使得对应壅塞状态下的最大流量保持稳定。可见上游压力与温度的稳定性会影响流量稳定性，上游压力稳定时流量更加稳定。试验4的流量大于试验3的流量，由于试验4的减压阀设定压力高于试验3压力，喷嘴前后压差更大导致流量更大，与前文减压阀设定压力越高、质量流量越大的结论一致。

3.3 工况3试验结果

工况3为减压阀上游压力减小、下游背压增大，试验5~试验7将减压阀阀后开度设定为挡位1~挡位3。图6所示为试验5~试验7过程中系统各处压力随时间的变化情况。试验开始前减压阀阀前压力稳定在35.1 MPa左右，下游集气罐压力稳定在1.2 MPa左右。10 s后电磁阀开启减压阀开始工作，阀前压力p₁逐渐减小，阀后压力p₂瞬间增大后分别稳定在7.1、8.0、9.5 MPa左右。在上游压力减小、下游背压增大的工况下，试验5~试验7减压阀的动态响应时间为0.5 s。

根据22~32 s的压力变化过程来判断稳压特性，试验5的压力在10 s内从7.09 MPa增至7.10 MPa，差值与10 s内初始值的比值为0.14%，试验6的压力在10 s内从7.98 MPa增至7.99 MPa，差值与10 s内初始值的比值为0.12%，试验7的压力在10 s内从9.52 MPa增至9.61 MPa，差值与10 s内初始值的比值为0.95%。可见在上游压力减小、下游背压增大的工况下，减压阀可以保持稳定的阀后压力。

下游背压p₃在10 s管路接通后逐渐增大，第45 s时接近减压阀阀后压力p₂，p₂在p₃的影响下略微增大，直至p₃与p₂相同且不再增加，此时阀前压力p₁也不再减小。试验5~试验7阀前压力减小速度逐渐变快，可见p₁的变化与前文试验结果相同，即减压阀阀前压力减小的速度随减压阀工作压力的增大而增大。40 s后阀前压力不再减小，此时管路未联通，减压阀进入闭锁状态。结果表明，减压阀阀后压力会对减压阀的减压特性造成影响，导致减压阀在减压过程中进入闭锁状态。

3.4 工况4试验结果

工况4为减压阀上游压力减小、下游背压减小，试验8将减压阀后开度设定为挡位4。图7a和图7b所示为试验8过程中系统各处压力随时间的变化情况。试验开始前减压阀阀前压力稳定为52.1 MPa。0 s时电磁阀开启管路接通，p₁逐渐减小，p₂增至11.2 MPa后在11~85 s减至10.9 MPa后逐渐增大。在上游压力减小、下游背压减小的工况下，减压阀的动态响应时间为11 s。根据140~150s的压力变化过程来判断稳压特性，试验8的压力在10s内从11.0 MPa增至11.5 MPa，差值与10 s内初始值的比值为0.27%，能在上游压力减小、下游背压减小的工况下保证稳定的输出压力。p₂的压力变化的趋势与工况1的试验结果相同，初始阶段，阀前压力较大，高压室对阀芯的向上力F₃主导受力平衡，驱动阀芯向上位移，使得环缝节流开度减小。随着阀前压力的减小，F₃逐渐减小导致阀芯受力下移，环缝开度增大，节流阻力减小，阀后压力开始增大。

不同于下游背压不变的试验结果，试验1与试验2的上游压力从40.5 MPa减至11.2 MPa经过了35 s，而工况为下游背压减小的试验8中氮气由于下游先连接有一定初始压力的集气罐再通过孔板排放至大气，上游压力从52.7 MPa减至11.8 MPa的排气过程总时长为300 s，显著高于工况1的试验结果。气体从减压阀流出后，需先填充集气罐并减小其内部压力，再经孔板排向大气。此时气体排放不仅受孔板节流限制，还需克服集气罐的初始压力，限制了排气速率，导致整体排气过程的时间尺度被拉长。

3.5 闭锁状态及失效状态试验结果

在氮气释放前，如果减压阀后压力较大，减压阀会先进入闭锁状态一段时间后再启动。试验9和试验10将减压阀后开度设定为挡位4和挡位5。图8a所示为试验9、试验10试验过程中系统各处压力随时间的变化情况。两组试验在开始前减压阀阀前压力稳定为32.2 MPa，0 s时电磁阀开启。压力p₁在0~30 s时维持在30.9 MPa，30 s后开始逐渐减小。p₂在0 s时分别迅速增至13 MPa和15 MPa，直至30 s时分别减至10.5 MPa和12.5 MPa，之后逐渐增大。55 s后，p₁持续减小到接近p₂，随后p₂随着p₁的减小而减小。

前28 s内，由于联通一瞬间后减压阀后压力过大，减压阀为闭锁状态。直至第28 s时减压阀由闭锁状态转变为正常工作状态，储罐中的氮气开始释放，对比31 s和53 s阀后压力可以看出，阀后压力呈现较大的增长趋势。闭锁时阀后压力使弹簧力无法带动阀芯，环缝节流环开度为0，气体无法通过减压阀。阀后压力减小后，减压阀进入连通工作状态，活塞在弹簧力的作用下将阀芯往下移动，环缝节流环开度逐渐变大，使阀后压力呈现增长的趋势。在55 s后阀前压力持续减小，直至接近阀后压力，随后阀后压力持续减小。此时阀前压力与阀后压力相差2.1 MPa，减压阀进入失效状态，阀后压力随着阀前压力的减小而减小。

图8所示为两组试验管路氮气温度和流量的演化特性。0~35 s内温度T在37 ℃上下波动，35 s后逐渐下降10 ℃。在减压阀闭锁形态下，由于管路未联通，温度保持稳定，在排放过程中，氮气由于节流膨胀降温，减压阀后温度持续下降。流量在32 s前为0，33 s时迅速增大，在40 s左右增速放缓，分别从50 g/s升至65 g/s、40 g/s升至55 g/s，60 s后流量开始减小。在打开电磁阀的瞬间氮气通过质量流量计，流量出现波动，但由于减压阀闭锁，氮气无法继续通过减压阀，流量减小至0。直至减压阀转化为正常工作形态，氮气开始通过减压阀。计算孔板下游压力与孔板上游压力比分别为0.008和0.010，均远小于空气临界压力比，表明孔板处始终处于壅塞流状态，此时流量已达到最大流量。试验10的流量大于试验9的流量，说明减压阀设置的开度越大即减压阀阀后压力越大时喷嘴前后压差越大，通过喷嘴的流量越大，与前文试验结果一致。

3.6 试验结果汇总

各工况下减压阀压力特性与原因分析见表4。经过4种压力条件下的试验结果分析，可以验证减压阀在不同工况下的减压及稳压性能，减压阀的稳压特性主要受上游压力的影响。

4 结论

1）本研究使用的减压阀在上游19~60 MPa的超高压下仍可迅速响应并保持稳定的工作压力，在不同工况下减压阀的快速响应时间为0.5~6.0 s，响应后10 s内的压力波动幅度为0.12%~4.49%。

2）减压阀可以保持稳定的输出压力，但在不同的工况下有不同的变化趋势。上游压力减小时，输出压力先减小再增大，上游压力稳定时，输出压力有减小的趋势。当减压阀由锁闭状态转变为工作状态时，阀后压力先突减随后逐渐增大。

3）在上游压力减小的工况下，减压阀下游节流阻力侧压力与减压阀出口压力的比值小于临界压力比时，会形成壅塞流。减压阀的设定输出压力直接影响壅塞状态下的最大流量，设定压力越大，通过下游节流阻力的流量越大，进而加速上游压力的减小进程。

4）减压阀后压力大于设定压力时，由于内部弹簧力小于阀后压力对阀芯的作用力，减压阀将闭锁，阀前气体无法通过。当阀前压力减至与阀后压力相同时，减压阀失去稳压效果，之后阀后压力随着阀前压力的减小而减小，不再具有减压功能。

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