高溫高壓過熱蒸汽疏水閥消聲減振研究

李樹勛， 趙子琴， 張?jiān)讫?/p>

（1.蘭州理工大學(xué) 石油化工學(xué)院，蘭州 730050；2.機(jī)械工業(yè)泵及特殊閥門工程研究中心，蘭州 730050；3.甘肅紅峰機(jī)械有限責(zé)任公司，甘肅平?jīng)?744000）

蒸汽疏水閥作為蒸汽系統(tǒng)凝結(jié)水回收利用的重要節(jié)能元件，起著阻汽通水排空氣的重要功能。但在高溫高壓過熱蒸汽的管道系統(tǒng)中通常只有極少量的凝結(jié)水產(chǎn)生，高溫高壓過熱蒸汽疏水閥此時的主要作用在于排除過熱度達(dá)不到要求的過熱或飽和蒸汽。由于蒸汽疏水閥內(nèi)部結(jié)構(gòu)復(fù)雜，流道具有典型的節(jié)流特征，在其啟閉瞬間介質(zhì)的流態(tài)是典型的高速湍流，不可避免地在閥內(nèi)產(chǎn)生壓強(qiáng)脈動，誘發(fā)管道系統(tǒng)振動同時產(chǎn)生噪聲［1，2］。

以我們與甘肅紅峰機(jī)械有限責(zé)任公司合作的蒸汽疏水閥及實(shí)際工況參數(shù)為實(shí)例進(jìn)行研究，通過計(jì)算流體力學(xué)中常用的有限體積法分析了蒸汽疏水閥在啟閉瞬間湍流流場及非定常流的激振特性。同時利用節(jié)流降壓原理設(shè)計(jì)了蒸汽疏水閥的消聲器元件，并對其進(jìn)行頻譜分析，仿真試驗(yàn)結(jié)果與理論分析相吻合，為下一步開展管道系統(tǒng)噪聲的治理工作奠定了基礎(chǔ)。

1 啟閉瞬間湍流激振特性分析

高溫高壓過熱蒸汽在疏水閥啟閉瞬間的流動可以看成是由多尺度不規(guī)則渦流疊合而成的湍流，其流場由Navier－Stokes（N－S）方程控制，可采用直接數(shù)值模擬和非直接數(shù)值模擬方法處理，直接數(shù)值模擬可以給出所有湍流脈動，對噪聲的分析十分有利，但對計(jì)算機(jī)計(jì)算能力有非常高的要求，目前難以實(shí)現(xiàn)。非直接的時均化處理方法可給出時均壓強(qiáng)、速度及渦流強(qiáng)度，對湍流誘發(fā)振動和噪聲的分析有重要意義，但時均化數(shù)值模擬缺乏頻普分析，在流場計(jì)算中丟失了與振動、噪聲緊密相關(guān)的時域和頻率信息；而非直接的大渦模擬將湍流場中的渦流分為不同尺度的渦流，湍流輸運(yùn)方程中既包含大尺度脈動也包含小尺度脈動，大尺度湍渦可用數(shù)值計(jì)算方法直接求解，小尺度湍渦對大尺度湍渦的作用可通過亞格子模型使方程封閉，大渦模擬所得的湍流有利于分析其頻譜特性［3－6］。本文通過時均模擬和大渦模擬兩種方法對高溫高壓過熱蒸汽疏水閥啟閉瞬間湍流的非定常流體激振特性進(jìn)行分析。

1.1 計(jì)算域的二維網(wǎng)格劃分

由于閥的節(jié)流特性，流體通過此處壓強(qiáng)與速度變化劇烈，產(chǎn)生強(qiáng)振動和高噪聲［7－8］，因此將計(jì)算域取為蒸汽疏水閥的節(jié)流口區(qū)域，下游的蒸汽流動變化劇烈，為使流動充分發(fā)展，將下游管道納入其中，保留較長的下游管段，從而得到較準(zhǔn)確的分析結(jié)果。進(jìn)口與出口管段采用四邊形結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分，閥節(jié)流處采用三角形非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格，為了提高計(jì)算精度，將節(jié)流口處網(wǎng)格細(xì)化處理，網(wǎng)格二維計(jì)算域如圖1所示。

圖1 計(jì)算域網(wǎng)格劃分Fig.1 Grid of calculation zone

1.2 基于時均的湍流誘發(fā)振動與噪聲分析

采用Fluent軟件的Simple算法和k－ε兩方程湍流模型進(jìn)行計(jì)算，運(yùn)用的幾何參數(shù)和流體介質(zhì)參數(shù)均按紅峰公司實(shí)際參數(shù)給定。閥體流道內(nèi)徑100 mm，節(jié)流口等效內(nèi)徑24 mm，閥前流體入口壓強(qiáng)為8 MPa，出口壓強(qiáng)為1.5 MPa，進(jìn)口流量為30 t/h，溫度為300℃，相應(yīng)的介質(zhì)密度為42.04 kg/m3，粘性系數(shù)為1.97×10－5kg/（m﹒s）。時均湍流計(jì)算得到的流場示于圖2，其中介質(zhì)壓強(qiáng)、速度的變化及渦流強(qiáng)度峰值的區(qū)域給流體激振、噪聲強(qiáng)弱程度分析及聲源位置的確定提供了重要信息。

圖2 基于時均方程的流場計(jì)算結(jié)果Fig.2 Calculation results of flow field based on time－ average equation

圖2（a）、圖2（b）示出過熱蒸汽疏水閥啟閉瞬間流道內(nèi)壓強(qiáng)和速度的云圖分布，圖2（c）為節(jié)流口局部區(qū)域速度矢量放大圖。由于閥的節(jié)流比高達(dá)0.24，最低壓強(qiáng)和最高流速出現(xiàn)在節(jié)流口及下游附近，該區(qū)域其雷諾數(shù)高達(dá)Re=ud/υ=2.1×107，遠(yuǎn)大于湍流判定值5×105，流動呈現(xiàn)強(qiáng)烈的湍流流動。圖2（d）示出蒸汽疏水閥流道內(nèi)的渦流強(qiáng)度分布，從圖中可以清晰的看出，流場內(nèi)的主要渦流位于從節(jié)流口至下游區(qū)域，而且在節(jié)流口下游附近渦流強(qiáng)度較高，節(jié)流口下游通流截面擴(kuò)大使得蒸汽呈噴射狀湍流，同時噴射湍流區(qū)有較多的不規(guī)則渦流，然后沿流動方向慢慢耗散，流動漸趨于平穩(wěn)。

為了更清楚的說明這一現(xiàn)象，繪出了第200個時間步長，即t=0.2 s時x軸（介質(zhì)流動方向）上流體介質(zhì)的壓強(qiáng)和渦流強(qiáng)度，分布示于圖3。

從圖3中可以看出，節(jié)流口附近及節(jié)流等效直徑7倍的下游附近區(qū)域是其分界點(diǎn)1、2，節(jié)流口分界點(diǎn)1左邊壓強(qiáng)急劇下降，渦流強(qiáng)度呈現(xiàn)明顯跳躍，分界點(diǎn)1右邊壓強(qiáng)迅速上升，渦流強(qiáng)度急劇下降；分界點(diǎn)2左邊壓強(qiáng)較平穩(wěn)下降，右邊壓強(qiáng)漸趨穩(wěn)定，渦流強(qiáng)度同時也趨于穩(wěn)定。這就說明節(jié)流口湍流區(qū)存在不規(guī)則小尺度旋渦的大幅耗散，形成類似卡門渦街尺度的渦流，并沿介質(zhì)流動方向逐漸呈減弱趨勢［9－10］。節(jié)流口區(qū)域流動變化最為劇烈，正是振動和噪聲的源頭所在。

圖3 t=0.2 s時x軸流體參數(shù)分布圖Fig.3 Distributions of fluid parameters at time of 0.2s on x-axis

通過以上分析得知，渦流強(qiáng)度的高低指出了流體誘發(fā)振動的強(qiáng)弱程度，同時給出了蒸汽渦流誘發(fā)振動和噪聲的重要區(qū)域。湍流噴注是流體參數(shù)（壓強(qiáng)、速度）隨時間變化的非定常流動，這種強(qiáng)烈的非定常流動特性是振動和噪聲的根源，為閥門流體介質(zhì)誘發(fā)振動與噪聲的分析提供了重要依據(jù)［11－12］。時均湍流分析給出了渦流的分布和渦流強(qiáng)弱程度，僅反映了聲源能量分布的強(qiáng)弱趨勢，但時均分析不能給出聲源的頻率特性。在節(jié)流口及下游附近區(qū)域內(nèi)湍流形成的不規(guī)則壓強(qiáng)脈動和渦流均產(chǎn)生聲波，當(dāng)聲波的主導(dǎo)頻率和湍流激振頻率相同或相近時，將產(chǎn)生強(qiáng)烈的聲共振，發(fā)出刺耳的噪聲［13］。若聲共振頻率和結(jié)構(gòu)的頻率相接近，可能出現(xiàn)大幅度的振動并導(dǎo)致管道系統(tǒng)的嚴(yán)重破壞［14］。由于湍流時均分析未能給出湍流的頻譜信息和氣流的頻率信息，因而在聲共振分析中存在缺陷。而大渦模擬所得的湍流解中有相當(dāng)豐富的頻率特性，廣泛應(yīng)用于工程實(shí)際中的噪聲預(yù)測，特別是高馬赫數(shù)湍流噪聲問題。

1.3 基于大渦模擬的湍流誘發(fā)振動和噪聲分析

大渦模擬將湍流物理量濾波分解為主要決定湍流特性的大尺度渦和起耗散作用近似于均勻各向同性的小尺度渦。大尺度渦可進(jìn)行直接計(jì)算，而小尺度渦采用亞格子應(yīng)力的封閉模式進(jìn)行模擬。經(jīng)濾波后，大渦模擬瞬態(tài)方程表示為：

大渦模擬的計(jì)算利用前面湍流時均分析結(jié)果為計(jì)算初值，時間步長設(shè)為0.1 ms，計(jì)算結(jié)果如圖4所示。由于保留了時間項(xiàng)，輸出數(shù)據(jù)量極大，圖中所示為第220個時間步長，即計(jì)算開始后的第0.22 s時刻的數(shù)據(jù)。

圖4 t=0.22 s時的湍流大渦模擬流場計(jì)算結(jié)果Fig.4 Calculation results of flow field for LES at time of 0.22 s

對比圖2，從圖4中可以看出，從閥門進(jìn)口至閥門節(jié)流口部分，大渦模擬瞬態(tài)流場的壓強(qiáng)分布和速度分布與時均計(jì)算結(jié)果基本一致，但在節(jié)流區(qū)域之后，瞬態(tài)流場與先前時均計(jì)算所得的流場流態(tài)有了較大的區(qū)別，壓強(qiáng)分布不再是由低到高的規(guī)則分布，在局部出現(xiàn)了高壓與低壓，尤其在節(jié)流口等效直徑7倍附近處出現(xiàn)最低壓強(qiáng)，該區(qū)域存在大小不一的渦流，之后沿著流動方向漸趨消失，流動逐漸趨于平穩(wěn)。

在時均模擬與大渦模擬中壓強(qiáng)分布、速度分布差異的主要原因是時均模擬在時均值處理過程中把重要的時間性給抹殺了。而大渦模擬把包括脈動在內(nèi)的湍流瞬時運(yùn)動通過濾波方法將大尺度渦對平均流動產(chǎn)生比較明顯的影響，小尺度渦通過非線性的作用對大尺度的運(yùn)動產(chǎn)生影響。

1.4 振動和噪聲源的頻譜分析

為了進(jìn)一步觀察主要振源和噪聲源區(qū)域內(nèi)湍流的參數(shù)特征，設(shè)置了7個主要觀測點(diǎn)（沿x軸垂直方向1 m處）。由前分析知渦流主要存在于節(jié)流口及其下游區(qū)域，為此將圖1沿流體流動方向設(shè)置七個監(jiān)測位置A（200 mm，1 500 mm）、B（250 mm，1 500 mm）、C（300 mm，1 500 mm）、D（350 mm，1 500 mm）、E（400 mm，1 500 mm）、F（450 mm，1 500 mm）、G（500 mm，1 500 mm）作為脈動數(shù)據(jù)分析點(diǎn)，通過軟件輸出這些點(diǎn)的壓強(qiáng)脈動數(shù)據(jù)。

作為實(shí)例，圖5（a）顯示了t=0.024 s～0.044 s時間段在D點(diǎn)處的壓強(qiáng)脈動計(jì)算結(jié)果。圖5（b）是通過傅里葉變換將壓強(qiáng)脈動轉(zhuǎn)化為聲壓的頻譜圖，充分顯示了湍流噴注的固有頻率，當(dāng)轉(zhuǎn)換為1/3倍頻帶譜（如圖5（c）所示）可以清楚的看出在1 500 Hz－2 500 Hz頻率范圍聲壓超過170 dB。通過同樣的方式對其它觀測點(diǎn)進(jìn)行頻譜分析，將所得數(shù)據(jù)進(jìn)行統(tǒng)計(jì)和分析，得出聲壓超過170 dB的頻率范圍主要分布在300 Hz、1 500 Hz～2 800 Hz和3 300 Hz－3 700 Hz。

圖5 監(jiān)測點(diǎn)的壓強(qiáng)脈動及聲壓頻譜Fig.5 pressure pulse and sound pressure spectra on monitoring points

2 蒸汽疏水閥消聲器設(shè)計(jì)

通過對高溫高壓過熱蒸汽疏水閥流體激振特性的分析，結(jié)合現(xiàn)場情況，設(shè)計(jì)選用節(jié)流降壓消聲器。由前分析知，產(chǎn)生振動、噪聲的誘因主要是節(jié)流口處產(chǎn)生的高壓降，因此利用節(jié)流降壓的消聲原理通過多級節(jié)流層串聯(lián)把原來蒸汽的高壓降逐級分散成若干個小的壓降，即由壓強(qiáng)突變改為壓強(qiáng)漸變。聲波在每一空腔經(jīng)過節(jié)流孔后進(jìn)入另一空腔，每級降壓后的流體在擴(kuò)展面上得以完全膨脹，聲能得以充分消耗，從而得到較大的消聲量。

2.1 確定消聲器節(jié)流級數(shù)

消聲器的節(jié)流降壓級數(shù)由所需壓降決定，級數(shù)過多，消聲器結(jié)構(gòu)復(fù)雜、不易加工；級數(shù)過小，消聲效果不明顯。因此要合理、適當(dāng)選取降壓級數(shù)。過熱蒸汽在消聲器中的節(jié)流降壓可視為等焓過程，各級壓強(qiáng)可按幾何級數(shù)下降關(guān)系確定，即：

式中：Pn為第n級節(jié)流后的壓強(qiáng)；Ps為第一級節(jié)流前的壓強(qiáng)；q為壓降比，且q≤1，對于過熱蒸汽q取為0.546；n為節(jié)流級數(shù)。

2.2 確定消聲器各級通流截面積

消聲器的通流截面積可根據(jù)氣態(tài)方程、連續(xù)性方程和臨界流速公式求得，第一級通流截面積計(jì)算式為：

式中：S1為節(jié)流降壓第一級通流面積，cm2；C為不同介質(zhì)修正系數(shù)，過熱蒸汽C取為13.4；μ為保證氣流流量的截面修正系數(shù)，工程上通常取1.2～2；G為蒸汽流量，t/h；V1為第一級節(jié)流前蒸汽比容，m3/kg；第一級通流面積確定后，其余各級通流面積可按與比容成正比的關(guān)系確定，工程上簡化計(jì)算式為：

為了不影響蒸汽的排放量，消聲器的各級節(jié)流孔板不但應(yīng)有足夠的通流面積，還應(yīng)有充足的擴(kuò)容腔，通常每級開孔總通流面積應(yīng)大于前一級通流面積的1.5倍－2倍，并且要求實(shí)際設(shè)計(jì)的節(jié)流面積與計(jì)算的節(jié)流面積誤差小于5%。

2.3 確定消聲器節(jié)流孔數(shù)

節(jié)流孔數(shù)由所需的通流面積和節(jié)流孔的直徑?jīng)Q定。對于節(jié)流裝置，孔徑一般在10 mm～30 mm之間選取，但在工程實(shí)際中，以不超過10 mm為宜。根據(jù)節(jié)流降壓原理，所設(shè)計(jì)各級節(jié)流孔的孔徑應(yīng)逐級減小且每一級節(jié)流孔應(yīng)均勻、對稱分布。根據(jù)加工需要，消聲器各級節(jié)流層的實(shí)際孔數(shù)可能略有增加，但對計(jì)算結(jié)果沒有影響。

2.4 確定節(jié)流孔的孔心距及節(jié)流層間距

孔心距由孔徑比和孔徑的乘積確定，在生產(chǎn)實(shí)際應(yīng)用中，孔心距通常取孔徑的5倍－10倍，為了避免蒸汽擴(kuò)散后再匯合成大的噴注噪聲而產(chǎn)生混合噴注噪聲，孔心距可取更大［15］。

相鄰節(jié)流層的間距應(yīng)大于15倍的孔徑，以保證節(jié)流后的流體有足夠的擴(kuò)容腔，從而避免產(chǎn)生的二次噪聲通過下一級小孔傳播出去，同時保證消聲器的安全性［16］。

2.5 確定節(jié)流降壓消聲器參數(shù)

節(jié)流降壓消聲器必須有足夠的強(qiáng)度和好的加工質(zhì)量，因此材料選用1Cr18Ni9Ti奧氏體不銹鋼板，其壁厚須滿足消聲器周向及軸向應(yīng)力設(shè)計(jì)要求。由于消聲器在閥體中的位置受到限制，不能保證有足夠的通流截面積和擴(kuò)容腔，但為了避免產(chǎn)生二次噪聲，保證有較好的消聲效果，本消聲器將節(jié)流層的小孔分布為正三角形列陣，使相鄰列的小孔有相同旋轉(zhuǎn)角度，即后一列相對于前一列旋轉(zhuǎn)60°，從而形成由各列小孔組合而成的螺旋孔，使通過消聲器的蒸汽介質(zhì)形成螺旋流，進(jìn)而增加了聲波反射和聲能損耗，這樣既滿足了蒸汽疏水閥整體結(jié)構(gòu)又保證了有足夠的流體擴(kuò)容腔。消聲器三維造型如圖6，該結(jié)構(gòu)既利用了孔口消能，又利用了螺旋流消能。通過能量守恒計(jì)算得到進(jìn)入消聲器的流體壓強(qiáng)為6.05 MPa，同時利用給定的流量、溫度等參數(shù)，確定消聲器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)如表1示。

圖6 消聲器示意圖Fig.6 Schematic diagram for muffler

表1 節(jié)流降壓消聲器各設(shè)計(jì)參數(shù)Tab.1 Design parameters of throttle step-down muffler

3 消聲器的消聲分析

3.1 消聲器的消聲量計(jì)算

節(jié)流降壓消聲器的消聲量可按臨界降壓估算式確定，即：

式中：P1為進(jìn)入消聲器的入口壓強(qiáng)，（kg/cm2）；P0為環(huán)境壓強(qiáng)，（kg/cm2）；n為節(jié)流層數(shù)；a為修正系數(shù)，其實(shí)驗(yàn)值為0.7～1.1。由式（6）計(jì)算得到本消聲器的消聲量達(dá)到 26.7 dB（A）。

3.2 消聲器的頻譜分析

由Lighthill聲比擬理論和前面大渦模擬計(jì)算結(jié)果，應(yīng)用FW－H方法對消聲器內(nèi)流場進(jìn)行湍流噪聲的數(shù)值預(yù)測。為了與前面閥門噪聲頻譜圖及消聲量的計(jì)算結(jié)果作對比，圖7（a）是聲壓場D接收點(diǎn)的聲壓脈動曲線，然后對其進(jìn)行快速傅里葉變換得到湍流噪聲的聲壓頻譜圖。

圖7 監(jiān)測點(diǎn)的壓強(qiáng)脈動及聲壓頻譜Fig.7 pressure pulse and sound pressure spectra on monitoring points

對比圖5，從圖 7 可以看出，t=0.024 s～0.044 s時間段監(jiān)測D點(diǎn)的壓強(qiáng)脈動和聲壓頻率有了明顯的降低。兩頻譜圖顯示的對比結(jié)果即為式（6）計(jì)算的消聲值，其結(jié)果基本一致，出現(xiàn)偏差主要是由于大渦模擬綜合考慮了湍流流場的動態(tài)特性（流速、壓強(qiáng)的瞬態(tài)變化），綜合分析可知，仿真試驗(yàn)結(jié)果與理論計(jì)算是相吻合的，聲壓頻譜監(jiān)測圖對理論分析提供了準(zhǔn)確的參考價值。另外從圖7可明顯看出，蒸汽經(jīng)過消聲器后噪聲頻譜特性有所變化，噪聲峰值頻率有所升高，主要是由于所設(shè)計(jì)消聲器的外層孔徑為2 mm，類似于小孔噴注層，起到了小孔移頻的功效。

4 結(jié)論

通過Fluent軟件平臺完成過熱蒸汽疏水閥啟閉瞬間閥內(nèi)湍流流場誘發(fā)振動與噪聲的數(shù)值分析。分析結(jié)果表明，由于閥的高節(jié)流比，高溫高壓過熱蒸汽在節(jié)流處及下游附近產(chǎn)生高壓降，形成強(qiáng)烈的湍流，這些不規(guī)則的非定常湍流是誘發(fā)振動和噪聲的主要根源。非定常的湍流頻譜特性可通過大渦模擬揭示，對于流體激振和聲共振分析具有重要意義。將流場內(nèi)湍流形成的壓強(qiáng)脈動轉(zhuǎn)化為聲壓頻譜，發(fā)現(xiàn)主要噪聲源的聲壓頻率分布在300 Hz、1 500 Hz～2 800 Hz和3 300 Hz－3 700 Hz范圍內(nèi)。另外利用節(jié)流降壓原理，設(shè)計(jì)了節(jié)流降壓消聲器，對消聲器節(jié)流層結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)行了合理的設(shè)計(jì)，使其既滿足消聲性能的要求，又滿足減小體積、節(jié)省材料的目的。通過Lighthill聲比擬理論和FW－H方法對蒸汽疏水閥和消聲器內(nèi)的湍流流場進(jìn)行頻譜分析，仿真試驗(yàn)結(jié)果與理論計(jì)算結(jié)果相吻合，進(jìn)一步證明了所設(shè)計(jì)的消聲器有良好的消聲性能，能夠滿足生產(chǎn)實(shí)際使用。

［1］尹忠俊，岳恒昌，陳 兵，等.基于統(tǒng)計(jì)能量法的排氣管道系統(tǒng)的振動和噪聲分析與研究［J］.振動與沖擊，2010，29（2）：159－162.

［2］張廣成.電站高溫高壓蒸汽大管道振動治理［J］.振動工程學(xué)報(bào)，2004，17（8）：1131 －1133.

［3］ Bazilevs Y，Calo V M，Cottrell J A，et al.Variational multiscale residual-based turbulence modeling for large eddy simulation of incompressible flows［J］.Comput.Methods Appl.Mech.Engrg，2007，19（7）：173 －199.

［4］Afonso M，Celani A，F(xiàn)esta R，et al.Large-eddysimulation closures of passive scalar turbulence［J］.J.Fluid Mech，2003，496：355 －358.

［5］Fotini V，Robert L，Joel H.A theory for the subfilter-scale model in large-eddy simulation［R］.Stanford：Environmental Fluid Mechanics Laboratory，2000.

［6］Berselli L C，Traian I.A higher-order subfilter-scale model for large eddy simulation［J］.Journal of Computational and Applied Mathematics，2003，159：411 －430.

［7］Youn C，Asano S，Kawashima K.Flow characteristics of pressure reducing valve with radial slit structure for low noise［J］.Journal of Visualization，2008，11（4）：357 －361.

［8］Smith Brouce A W，Luloff Brian V.The effect of seat geometry on gate valve noise［J］. Pressure vessel Technology，2000，122（4）：401 －407.

［9］（美）白萊文斯（Blevins R D）.流體誘發(fā)振動［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1983：9－12.

［10］ Apte S V，Yang V.A large-eddy simulation study of transition and flow instability in a porous-walled chamber with mass injection［J］.J.Fluid Mech，2003，477：215 －224.

［11］李笑天，厲日竹，何樹延.核反應(yīng)堆流體誘發(fā)振動問題綜述［J］.工程力學(xué)，2002，19（4）：155 －158.

［12］ Gabbai R D，Benaroya H.An overview of modeling and experiments of vortex-induced vibration of circular cylinders［J］.Journal of Sound and Vibration，2005，282：575 －611.

［13］徐 崢.核電站主蒸汽隔離閥氣流誘發(fā)振動與噪聲問題研究［D］.上海：上海交通大學(xué)核能科學(xué)與工程，2009.

［14］ Kim M S，Lee S K，Detection of leak acoustic signal in buried gas pipe based on the time-frequency analysis［J］.Journal of Loss Prevention in the Process Industries，2009，22（6）：990－993.

［15］張智輝，陳 軍，王樹宗，等.消聲器內(nèi)部流場的數(shù)值模擬［J］.振動與沖擊，2006，25（6）：21 －24.

［16］胡素影，周新祥，鄭文廣.節(jié)流降壓－小孔噴注消聲器優(yōu)化設(shè)計(jì)與模態(tài)分析［J］.遼寧科技大學(xué)學(xué)報(bào)，2009，32（2）：148－151.