在調節閥中產生的汽蝕空化現象，其根本原因即是由于閥前后的壓差過高。一般認為當Δp>2.5MPa時，流體介質在閥內部進入節流部位時壓力驟然下降，在通流截面面積最小處壓力降至最低，當這一壓力低于當前溫度下流體的飽和蒸汽壓時，部分液體會出現汽化，形成大量微小的汽泡，當流體流過節流口壓力回升時，這些汽泡又發生破裂回到液態，對閥體和閥芯等部件產生沖擊并帶來噪聲、振動等危害。近年來，國內外一些調節閥廠商都研發了各種不同類型的專門應用于苛刻工況下的抗汽蝕多級降壓調節閥。常見的多級降壓調節閥分為串級式調節閥、多層套筒式調節閥、迷宮式調節閥，雖然在結構上有所不同，但有著共同的工作原理，都是通過改變結構將總的壓差進行分段多級降壓，使每一級壓降Δp1小于產生空化的臨界壓差，從而有效避免了汽蝕等危害的發生。

1、串級式調節閥

串級式多級降壓結構如圖1所示，這種結構把原本的一個整體的節流區域以多個分開的節流區域互相串聯，從而使較大的壓差轉換為多個較小的壓差，使每一次的降壓范圍都控制在飽和蒸汽壓以上，使空化現象不再出現。

串級式調節閥多用于液體介質工作的場合，其特點在于：

　　1)啟閉過程中能夠減輕持續壓差，每一級節流口的動作均滯后于上一級節流口，可以使在啟閉過程時作用于閥口的持續高壓逐級減輕，分擔了第一級節流口的壓力。

　　2)流阻較小，可以勝任流體清潔度不高，甚至固液兩相流的場合。

　　3)串級式閥芯一般進行碳化鎢噴涂硬化處理，抗沖刷汽蝕性能良好。

　　4)制造過程與其他多級降壓調節閥相比工藝較為簡單，加工方便，制造成本也較為低廉。

　　5)串級式調節閥一般降壓級數有限，多為3～4級，不能應用于壓差過高的場合。

2、多層套筒式調節閥

多層套筒式多級降壓結構如圖2所示，經常用于電站或化工等行業中。

  多層套筒式調節閥典型結構特征是閥芯部分節流件由數層加工有小孔的套筒構成，每層套筒之間都留有一定的間隙，使流體流經套筒時得以緩沖，從而將流體速度控制在一定范圍內。

其特點在于：

　　1)多級套筒式調節閥降壓級數可以設計得較大，降壓能力與串級式相比較強，能夠勝任高壓差的場合。

　　2)多層套筒式結構既能滿足較高的壓降要求，同時又能在工作時保證較大的流量。

　　3)抗汽蝕性能良好，用于液體介質時，流體由最外側套筒流向最內側，液體介質在套筒中逐級降壓以減輕空化汽蝕現象的發生，并且流體最終從內側套筒上的小孔中噴射至中心閥腔區域，使汽泡在套筒中心部位破裂，不直接對閥門金屬表面產生傷害。

　　4)抗噪聲、振動性能良好，用于氣體介質時由套筒內側向外流動，靠外側套筒的孔徑和間隙與內側相比均有所擴大，使氣體介質在逐級降壓過程中不斷膨脹，可以有效地降低噪聲及振動帶來的危害。

　　5)套筒加工過程比較復雜，成本較高。但安裝與維護簡便，易于更換。

3、迷宮式調節閥

　　迷宮盤片式多級降壓結構如圖3所示，其核心節流部分由多個開有迷宮式溝槽的金屬盤片疊加而成。流體流經迷宮流道中經過多次碰撞轉折，消耗能量，在逐級降壓過程的同時，使流速也得到了控制。

一般多用于核能、電站等行業中高溫高壓降的特殊場合，工作介質多為過熱蒸汽，也能用于液體介質。其特點如下。

　　1)迷宮流道的拐彎級數就是迷宮式調節閥的降壓級數，一般可達十幾到二十幾級，所以迷宮式多級降壓結構是常見多級降壓調節閥中降壓能力最強的，國外有產品最高可以達40MPa。

　　2)出色的抗汽蝕沖刷及消聲減振性能，多級拐彎迷宮式流道可以有效地控制流體流速，避免空化、噪聲及振動等不良現象的發生。

　　3)通過使用不同形式的迷宮盤片進行組合，迷宮式調節閥可以達到不同的流量特性調節曲線。

　　4)迷宮式盤片制造精度要求很高，一般由司太立合金堆焊，有較長的使用壽命;安裝與維護比較簡便，盤片易更換。

　　5)迷宮式流道對流體介質的清潔度要求較高，否則迷宮流道容易發生堵塞。

多級降壓調節閥CV值的計算

　　流量系數(CV)一般用來表示閥門的流通能力，為了選用合適的調節閥，必須根據所使用條件計算出必要的CV值，然后根據額定流量系數選擇合適的調節閥型號。在可壓縮工況下，流體在節流過程中壓力降低，體積膨脹，密度減小，閥內的流動情況與不可壓縮相比復雜很多。因此對于一般多用于可壓縮工況下的多級降壓調節閥，其流量系數的計算方法也較為特殊，典型的可壓縮工況下CV值的計算主要有壓縮系數法及膨脹系數法兩類常用方法。

1、壓縮系數法

　　壓縮系數法在20世紀50年代由蘇聯提出，是計算可壓縮工況下流量系數的早期公式之一。壓縮系數法考慮到氣體的可壓縮性，在一般的液體計算公式中添加一個氣體壓縮系數ε，對液體計算公式進行校正。此種方法對計算模型做了很大簡化，把不同形式的調節閥都簡化為同樣的流量噴嘴，然后認為在噴嘴中氣體介質流動的過程是一個絕熱過程，再用能量平衡方程導出計算公式，即：

式中 γN——標況下的氣體重度，單位為kgf/m3(1kgf=9.8N);

　　Q——標況下的體積流量，單位為m3/h;

　　T——氣體溫度，單位為K;

　　p1——閥前壓力，單位為kgf/m2(1kgf=9.8N);

　　?p——閥前后壓差，單位為kgf/m2。

　　壓縮系數ε可用試驗確定，一般對空氣試驗可得：

　　除了壓縮系數法，早期還有閥前密度法、閥后密度法及平均密度法等方法。早期公式只能適用于壓力恢復程度不高的場合，在非臨界流區間內能夠保證較好的計算精度。但由于公式對計算模型的簡化，隨著?p/p1增大到臨界壓差比時就會產生較大的誤差，在過渡區和臨界區內無法滿足要求。

2、膨脹系數法

　　針對早期計算公式均未考慮閥門的壓力恢復特性對計算的影響，在20世紀70年代一些國外廠商提出了以膨脹系數法、多項式法和正弦法為代表的一系列后期公式，對早期公式進行了改良，能較好滿足非臨界區到臨界區的計算精度。與早期公式相比較，以膨脹系數法為代表的后期公式的計算結果更加經濟，可以減少不必要的浪費。其中膨脹系數法以其計算的簡便性被IEC推薦為標準公式。膨脹系數法由用于液體情況下的計算公式引入膨脹系數Y進行修正而得出，當Y=1時，膨脹系數法也適用于不可壓縮的液體工況。