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图 1 水平管及垂直上升管内两相流流型示意图^[7]

Fig.1 Schematic of flow patterns in horizontal pipe and vertical pipe^[7]

从两相流理论以及空泡动力学理论2个方面出发，阐述制冷剂两相流致噪声的研究进展.

1.1. 两相流理论

在两相流场内的任一位置上，在不同的时刻可能为液相，可能为气相，也可能为两相的交界面. 这表明流体在某时间域内，空间任一位置上会表现出不均匀性、不连续性及不确定性. 尽管存在不连续性，原则上仍可以运用流体力学的基本方程建立和分析两相流动的计算关系. 采用分相流模型（见图2），假设气相和液相完全分开流动，且两相流速不相等. 假定流动为一元流动，任一流道截面上压力分布均匀，不考虑流速以及流体物性参数沿管道径向方向的变化. 所研究的控制体积如图3所示，流道与水平方向的夹角为θ，两相流分相流模型一元流动的基本方程^[8]如下.

图 2

图 2 两相流分相流模型图

Fig.2 Separated model of two-phase flow

图 3

图 3 分相流模型动量方程的控制体积

Fig.3 Control volume of momentum equation of separated two-phase flow

质量守恒方程为

$ \frac{{\partial \left( {{\rho _0}A} \right)}}{{\partial t}} + \frac{{\partial \left( {GA} \right)}}{{\partial z}} = 0\;\;. $

(1)

式中：

${\rho _0}{\rm{ = }}{ {\left[ {x{v_{\rm{g}}} + \left( {1 - x} \right){v_{\rm{l}}}} \right]}^{-1}}\;\;,$

(2)

其中x为干度，v_g和v_l分别为气相和液相的比体积；G为质量通量；A为管道的横截面积. 动量守恒方程为

$ \begin{split} {\rm{ - }}\dfrac{{\partial p}}{{\partial z}}{\rm{ = }}&\dfrac{{{\tau _{\rm{w}}}{P_{\rm{w}}}}}{A} + \dfrac{1}{A}\dfrac{\partial }{{\partial z}}\left\{ {A{G^2}\left[ {\dfrac{{{x^2}{v_{\rm{g}}}}}{\alpha } + \dfrac{{{{\left( {1 - x} \right)}^2}{v_{\rm{l}}}}}{{1 - \alpha }}} \right]} \right\} + \\ &g\left[ {\alpha {\rho _{\rm{g}}} + \left( {1 - \alpha } \right){\rho _{\rm{l}}}} \right]{\rm{sin}}\;\theta + \dfrac{{\partial G}}{{\partial t}}\;\;\;. \end{split} $

(3)

式中：p为压强， ${\tau _{\rm{w}}}$为切应力，P_w为控制体湿周长， $\alpha $为空泡份额，ρ_g和ρ_l分别为气相和液相的密度，z为轴向坐标. 能量守恒方程为

$ \begin{array}{l} {\rm{ - }}\dfrac{{{\rm{d}}p}}{{{\rm{d}}z}} \!=\! {\rho _0}\dfrac{{{\rm{d}}E}}{{{\rm{d}}z}}\! +\! \dfrac{{{\rho _0}}}{2}\dfrac{{\rm{d}}}{{{\rm{d}}z}}\left\{ {{G^2}\left[ {\dfrac{{{x^3}v_{\rm{g}}^2}}{{{\alpha ^2}}} \!+\! \dfrac{{{{\left( {1 - x} \right)}^3}v_{\rm{l}}^2}}{{{{\left( {1 - \alpha } \right)}^2}}}} \right]} \right\} \!+\! {\rho _0}g{\rm{sin}}\;\theta . \end{array} $

(4)

式中：E为内能，ρ₀为气液混合后的密度. 各参数的含义详见文献[8].

对于间歇流（包括弹状流、乳沫状流、塞状流）而言，在管道内某特定位置，x及 $\alpha $随时间的变化不规律，压力降的时间梯度是干度和空泡份额的函数，如下：

$ \frac{{\rm{d}}}{{{\rm{d}}t}}\left( {\frac{{{\rm{d}}p}}{{{\rm{d}}z}}} \right) = \frac{{\rm{d}}}{{{\rm{d}}t}}\left[ {f\left( {x\left( t \right),a\left( t \right),\cdots} \right)} \right]. $

(5)

这表明间歇流的压力会出现不规律的波动，压力波动作用在管道壁面上，继而产生明显的振动和噪声. 当流型是环状流或泡状流时，干度及空泡份额几乎不随时间变化，因而压力降的时间梯度非常小，由此产生的噪声声压级较小且基本恒定. 因为流动的不稳定性，导致了制冷剂流动产生不规则噪声. Umeda等^[9-10]研究空调系统中两相流流经电子膨胀阀时产生的噪声，采用R22作为制冷剂，在膨胀阀入口前设置玻璃窗以观察辨认流型，开展制冷循环工况下的制冷剂流动模式与噪声声压级间关系的实验研究. 当气相和液相分别以不连续的流动方式流入膨胀阀时，会产生低频流致噪声. 若气相和液相分别以连续的流动方式流入膨胀阀，则能够有效地降低低频流致噪声. 针对空调系统在加热除湿循环时电子膨胀阀的噪声开展实验研究，表明电子膨胀阀产生的制冷剂流致噪声声压级与流体动能的函数呈线性关系；可以通过减少单路循环内的制冷剂流量来降低动能，从而降低制冷剂的流致噪声声压级. 开发带有V型插入槽的新型阀门，在降低流量的情况下采用这种新型阀门，有效地实现了除湿操作的降噪.

Tatsumi^[11]针对空调系统的毛细管，利用空气-水的两相工质，通过实验测量了两相流动引起的噪声问题，证实了当两相流流经毛细管时，在流道急速扩大区域由于气泡快速膨胀，产生了脉冲状的压力波动，继而引起噪声. 研究结果显示，当两相流流型为弹状流时，噪声声压级将大幅提高. 通过改变空泡份额，获得气泡状态与压力脉动之间的关系，即压力脉动幅值与噪声声压级成正比，取决于毛细管末端气体膨胀引起的压力脉动的大小.

除了在节流元件附近产生流致噪声外，制冷剂引起的不规则噪声还会出现在蒸发器进口管道内，特别是垂直管道内^[6-7]. 这种不规则噪声与流型有着强烈的关系：当流型稳定时，如环状流或波状流，制冷剂噪声声压级较小；当管内流型是间歇流（如弹状流和乳沫状流）时，噪声声压级显著增加. 由于弹状流的速度较低，整体噪声声压级不会太高. 在乳沫状流的情况下，管道中的气泡形状是不规则的，速度的瞬时变化非常大. Han等^[6]指出，在各种流动模式中，乳沫状流是最嘈杂的.

流型图是基于实验流动可视化的条件或者是根据流体力学推导的理论关系建立起来的. 仅仅使用流型图来确定噪声的声学特性存在固有的限制. Kim等^[12]采用Taitel-Dukler流型图^[13]预估噪声时发现，环状流噪声不总是比其他流型的噪声小. Kim等^[12]引入无量纲参数制冷剂诱导噪声级（refrigerant-induced noise level，RINL），建立用于评价冰箱制冷剂流致噪声的模式图（见图4）. 图4（b）中，管内径D_in=4.35 mm，制冷剂的质量流量q_m=2.77 kg/h。RINL的定义为

图 4

图 4 噪声模式图与流型图预估噪声的对比^[12]

Fig.4 Comparison of estimated noise between noise pattern and flow pattern^[12]

$ {\rm{RINL}} = \frac{1}{{{{L}}_{{{p}}_{\max }}{{ - L_p + }}1}}\;\;. $

(6)

式中：L_p为所测得噪声的声压级，L_pmax为所测得噪声的声压级最大值. 根据Taitel-Dukler流型图，可以通过库塔杰拉兹数Ku_g和马丁内利数X来确定垂直管两相流流型，进而推测噪声声压级. Ku_g和X这2个参数可以根据管道尺寸及制冷剂循环参数（如质量流量、压力、温度等）计算获得. Kim等^[12]总结大量实验数据，整理了相关的经验关联式，将RINL拟合成Ku_g和X的二阶函数，如下所示：

$ {\rm{RINL}} = {{{a}}_1} + {{{a}}_2}X + {{{a}}_3}{\rm{K}}{{\rm{u}}_{\rm{g}}} + {{{a}}_4}{X^2} + {{{a}}_5}{\rm{Ku}}_{\rm{g}}^2 + {{{a}}_6}X{\rm{K}}{{\rm{u}}_{\rm{g}}}. $

(7)

Kim等^[12]通过实验证实，采用RINL参数作为噪声水平的度量，比通过流型图预估噪声声压级的方法更加准确.

Satoshi等^[14]研制新型的膨胀阀，该膨胀阀的小孔两侧均布置有多孔金属（见图5（a）），噪声声压级比无多孔金属普通膨胀阀的约低5 dB，安装有多孔金属膨胀阀室内机整体噪声声压级比未安装的约低13 dB，实现了降噪的目的. 研究发现，上游的多孔金属可以将原本的塞状流大气泡分散成多个小气泡（即从塞状流转为泡状流），从而使得流动更加均匀. 在小孔下游，原本是湍流和旋涡聚集的区域（见图5（b）），在增加多孔金属后，制冷剂流速明显降低（见图5（c）），减少了旋涡的产生.

图 5

图 5 采用多孔金属降低膨胀阀噪声^[14]

Fig.5 Noise suppression effect with porous metal^[14]

Kim等^[15]研究多联机空气源热泵在制热循环启动后的瞬态工况噪声，将电子膨胀阀入口及出口处的流型分成3种类型. 1）类型Ⅰ. 电子膨胀阀入口处为两相流，制冷剂R410A在电子膨胀阀中完全蒸发，在电子膨胀阀出口时为单纯气相，如图6的工况1，Ⅰ类噪声声压级较小. 图6中，t为运行时间。2）类型Ⅱ. 电子膨胀阀入口及出口均为两相流，如图6的工况2~5，整个循环是不稳定的瞬态过程，II类噪声声压级较大. 3）类型Ⅲ. 电子膨胀阀入口为液相，电子膨胀阀出口为两相流，如图6的工况6，Ⅲ类噪声声压级较Ⅱ类的有所降低. Kim等^[15]指出，流型对两相流致噪声的影响远远超过管排布方式（即水平管或垂直管）的影响. 当制冷剂流动状态为非定常、质量流量很大时，如弹状流、乳沫状流，噪声声压级会明显变大.

图 6

图 6 水平管道布局的电子膨胀阀附近的流型图（上）和流动图像（下）中的流型变化和噪声声压级^[15]

Fig.6 Flow pattern variation and sound pressure level on pattern map（top）and flow images（bottom）near EEV for horizontal pipe layout^[15]

Kim等^[16]采用蜂巢圆筒及多孔金属盘结构的流动调节器安装在电子膨胀阀附近，抑制两相流致噪声，通过实验测试了多联机空气源热泵在加热工况下的噪声声压级. 结果显示，当流量较小时，蜂巢圆筒结构由于具有更小的孔径，抑制噪声的效果更加显著，如图7所示，室内机整体噪声声压级约下降10~20 dB.

图 7

图 7 流动控制器对噪声声压级影响的对比^[16]

Fig.7 Comparison of sound pressure level affected by flow conditioners^[16]

Ruebeling等^[17]研究确定绝热毛细管出口处2种不同的噪声产生机制. 在间歇流动状态下，流体诱发的压力脉冲导致非稳态噪声激励；在非间歇流动状态下，均匀的噪声激励与两相流的蒸汽速度密切相关. 给出不同毛细管入口温度θ₁下，非间歇流型（泡状流和环状流）气相动压p_kin,v,2与0.25~16 kHz下的噪声声压均方根p_s,rms之间的关系（见图8），拟合了经验关联式，如下所示.

$ {p_{{\rm{s,rms}}}} = \left( {1.461 \times {10^{ - 5}} + 2.665 \times {10^{ - 8}} {p_{{\rm{kin,v,2}}}}} \right)\dfrac{{\sqrt {{r_{{\rm{ref}}}}} }}{{\sqrt r }}, $

(8)

$ {p_{{\rm{s,rms}}}} = \left( {7.919 \times {10^{ - 6}} p_{{\rm{kin,v,2}}}^{0.165}} \right)\dfrac{{\sqrt {{r_{{\rm{ref}}}}} }}{{\sqrt r }}, $

(9)

$ {p_{{\rm{kin,v,2}}}} = \frac{{{\rho _{\rm{v}}}_{,2}}}{2}u_{{\rm{v}},2}^2. $

(10)

式中：r为噪声测点与声源间的距离；r_ref为参考距离，取1 m；ρ_v,2为毛细管出口气相密度；u_v,2为毛细管出口气相速度. 表1总结了基于两相流理论研究制冷剂两相流致噪声的部分代表性文献报道. 可知，流动的不稳定性是制冷剂流致噪声的根本原因. 根据两相流流型图，对流型进行区分. 依据流型的不同，可以预估噪声声压级的变化趋势. 目前，研究人员对两相流流型的定义尚未统一，不同研究学者对两相流流型的区分及流型转变的判断有所差别. 虽然Han等建立了制冷剂流致噪声模式图，但是该模式图是基于一定的工况（包括工质的种类及运行工况），能否将其推广至各种工况仍有待验证.

表 1 基于两相流理论研究制冷剂两相流致噪声的文献综述

Tab.1 Literature review on flow-induced noise based on two-phase flow theory

文献	制冷剂	主要结论
文献[9]	R22	●建立制冷剂流型与噪声间的关系 ●膨胀阀进口处制冷剂为单相时，能够有效地降低噪声
文献[11]	空气-水	●弹状流产生的噪声较大 ●噪声声压级取决于毛细管末端气体膨胀引起的压力脉动大小
文献[6，7]	R600A	●环状流或波状流产生的噪声声压级较小 ●弹状流和乳沫状流产生的噪声声压级较大 ●乳沫状流产生的噪声是最嘈杂的
文献[12]	R600A	●环形流的噪声声压级并非总比其他流型的小 ●提出无量纲参数RINL用于评价噪声 ●建立评价冰箱制冷剂流致噪声模式图
文献[14]	R410A	●上游多孔金属可以将塞状流转为泡状流； ●下游多孔金属可以降低制冷剂流速
文献[15, 16]	R410A	●弹状流、乳沫状流的噪声声压级明显较大 ●流型对噪声的影响远超过管排布方式 ●采用蜂巢或多孔金属结构的流动调节器能够有效地抑制流致噪声
文献[17]	R600A	●间歇流：流体诱发的压力脉冲导致非稳态噪声激励 ●非间歇流：均匀的噪声激励与两相流的气相速度密切相关，给出经验关联式

图 8

图 8 噪声声压与两相流气相动压间的关系^[17]

Fig.8 Relationship between sound pressure and kinetic pressure of vapor flow^[17]

1.2. 空泡动力学理论

“综合成核”机理^[18]认为，在制冷剂的流动过程中，摩擦使得液体压力降低，过冷液体转变为饱和液体；随着压力的进一步降低，液体过热，气泡成核过程开始. 起初由于液体过热度很小，气泡成核主要是由壁面杂质核心引起的，液体内部几乎不产生气泡. 该过程开始非常慢，随着液体过热度的增加壁面成核会增加，液体内部均匀成核也会增加，对制冷剂的气化产生不可忽略的影响；因此，节流元件内液体的成核是由壁面成核和液体内部成核综合作用的结果. 应用空泡动力学理论研究流致噪声，分析不同流型对气泡的尺寸和形状的影响. 根据气泡的参数，可以计算气泡共振频率和幅值，预测气泡产生的声压级. 这种研究机理从单个气泡的振动频率和幅值角度出发，阐述了气泡对噪声声压级的影响.

Minnaert^[19]研究液态流体中不受流动截面约束的自由上升气泡，提出无限液体中自由上升的球形气泡半径R₀与固有频率f_n之间的关系式，如下：

$ {f_{\rm{n}}} = \frac{1}{{2{\text{π}} {R_0}}}\sqrt {\frac{{3\kappa p}}{{{\rho _{\rm{l}}}}}} \;\;. $

(11)

可以看出，气泡的固有频率与气泡尺寸有密切关系，大气泡对低频分量有贡献，小气泡对高频分量有贡献.

Strasberg^[20]提出气泡声压p_s的方程，如下：

$ {p_{\rm{s}}} = {p_0}{{\rm{exp}}\;{ \left( { -{\text{π}} \delta {f_{\rm{n}}}t} \right)}}\cos \;\left( {2{\text{π}} {f_{\rm{n}}}t - \phi } \right), $

(12)

$ {p_{\rm{0}}} = \dfrac{{\rho {f_{\rm{n}}}}}{{2d}}{\left[ {{{\dot v}_0} + 4{{\text{π}} ^2}f_{\rm{n}}^2{{\left( {{v_0} - {V_0}} \right)}^2}} \right]^{{1 / 2}}}, $

(13)

$ \phi \;{\rm{ = }}\;{\arctan }\left[ { - \frac{{{{\dot v}_0}}}{{2{\text{π}} {f_{\rm{n}}}\left( {{v_0} - {V_0}} \right)}}} \right]. $

(14)

式中：d为与气泡中心处的距离，v₀为气泡体积， ${{\dot v}_0} $为气泡体积的变化率，δ为耗散常数，V₀为气泡平均体积。通过v₀、容积变化及固有频率等参数，可以计算获得气泡的声压.

从式（12）~（14）可以看出，当工质一定时，声压取决于 ${v_0}$及 ${\dot v_0}$. 塞状流及乳沫状流的气泡尺寸较大，由此造成噪声声压较大. 乳沫状流的容积变化最大，产生的噪声最嘈杂，声压最大.

Celik等^[21]关注到了冰箱蒸发器出口段的制冷剂流致噪声问题，通过实验测量系统运行的瞬态及稳态噪声. 借助X射线可视化技术，观察到在压缩机启动后的2 min内，蒸发器出口段水平管内的两相流形态从波状流过渡到分层-波状流的过程. 在经历了3、4个循环之后，随着干度的增加系统逐渐趋于稳定，环状流开始出现. 根据式（11）对气泡尺寸-固有频率进行计算的结果与稳态噪声声学测量得到的主导频率范围一致. Celik等^[21]研究蒸发器出口段的瞬态噪声问题，涉及到瞬态过程中制冷剂的迁移，这与前述有关蒸发器进口段制冷剂稳态噪声的研究有明显的区别. Celik等^[21]还发现，在压缩机未启动的循环过程中，从冷凝器侧迁移出的制冷剂增加了蒸发器出口区域的液相体积分数，从而导致噪声声压级增大.

若气泡的当量直径大于管径，则气泡会沿轴向变形，形成长圆柱形气泡，这种长圆柱形气泡被广泛地称为泰勒气泡，如图9所示. Han等^[22]基于管内单个气泡的能量守恒定律，提出泰勒气泡的固有频率计算公式：

图 9

图 9 圆柱形气泡示意图（泰勒气泡）

Fig.9 Circular-cylinder shaped bubble（Taylor bubble）

$ {f_{\rm{n}}} = \frac{1}{{2{\text{π}} l}}\sqrt {\frac{{\kappa p}}{{\rho \left( {{L / l} - 1} \right)}}} \;\;. $

(15)

Han等^[22]采用制冷剂R600A研究管道内气泡的声学特性，通过实验验证了式（15）的正确性. 在实验中发现了2种气泡噪声：一种是较大气泡通过孔板破裂时产生的噪声，另一种是泰勒气泡在管内沿轴向振荡时产生的噪声. 与此同时，Han等^[22]指出，当气泡直径与狭窄小孔的孔径相当时，气泡通过狭窄小孔时的坍塌频率，与气泡的固有频率非常接近.

利用空气-水两相工质，Umeda等^[23]研究塞状流的单个气泡通过电子膨胀阀小孔时的气泡状态、静压波动与气泡噪声声压级的关系. 观察到单个气泡通过小孔时，会出现2次噪声声压级增大现象：1）大气泡的前端从小孔泄漏出去时，此时小孔下游侧的静压急剧升高；2）大气泡的末端通过小孔时，此时小孔上游侧的静压表现出急剧上升. 实验结果如图10所示. 图中，r为气泡的长径比，u_l为液相表观速度. 静压波动值和噪声声压级很大程度上取决于制冷剂的质量流量q_m，受气泡长度的影响较小.

图 10

图 10 噪声声压级随流量和气泡尺寸变化的研究^[23]

Fig.10 Variation of noise with flow rate and bubble length^[23]

Tannert等^[24]分析制冷剂R600A在冰箱的毛细管中引起的噪声现象，发现噪声激励的主要原因是制冷剂流经毛细管出口时流动状态的改变；在毛细管出口观察到了典型的泰勒气泡，测得的噪声频率与式（15）计算获得的固有频率大致相当，进一步验证了理论计算公式（15）的可靠性.

表2总结了基于空泡动力学理论研究制冷剂两相流致噪声的文献综述. 可以看出，气泡的振荡及破裂是产生噪声的主要原因，通过实验测量气泡的尺寸参数，结合理论公式计算气泡的固有频率，进而实现噪声声压级的预测.

表 2 基于空泡动力学理论的制冷剂两相流致噪声文献综述

Tab.2 Literature review on flow-induced noise based on cavitation dynamics

文献	研究对象	制冷剂	主要结论
文献[21]	蒸发器出口段	R600A	●瞬态过程中制冷剂的迁移对蒸发器出口段瞬态噪声影响较大 ●稳态噪声频率与式（11）计算结果相吻合
文献[22]	蒸发器入口段	R600A	●首次提出泰勒气泡的固有频率公式 ●实验发现了2种气泡噪声：一是较大气泡通过孔板时破裂而产生，二是长圆柱形气泡沿轴向振荡时产生
文献[23]	电子膨胀阀	空气-水	●单个气泡的前端和末端通过小孔时，均会出现噪声增大现象 ●静压脉动值和噪声声压级受制冷剂质量流量的影响较大，受气泡长度的影响较小
文献[24]	毛细管	R600A	●毛细管出口制冷剂流动状态的改变是噪声激励的主要原因 ●毛细管出口的塞状流观察到了典型的泰勒气泡，测得的频率与式（15）的计算结果相吻合

总体而言，目前针对制冷剂两相流致噪声的机理研究，多数是基于两相流理论及空泡动力学理论，两者有所区别，但又相互关联. 两相流理论侧重于分析流体压力降的变化，空泡动力学理论关注的是气泡的尺寸和形状的变化. 两者的本质都是探讨流型的变化对流致噪声的影响，流动的不稳定性是流致噪声的根本原因.

2. 制冷剂两相流致噪声影响因素分析

根据Kim等^[15]的研究可知，制冷剂的种类、循环状态及管路布局等是影响两相流的流型的重要因素，也是影响流致噪声的关键. 此外，节流元件自身的结构特征会影响流致噪声^[25]. 上述各因素的本质是对两相流流型产生影响. 各影响因素的权重比，尚未有明确的结论. 如何评价这些因素对于噪声的影响，是后续研究工作的重点之一. 从热力学效应（包括制冷剂循环参数、种类等）、管系结构、节流元件结构等方面出发，阐述各因素对流致噪声的影响.

2.1. 热力学效应的影响

制冷剂在压缩制冷循环过程中会出现明显的相变，循环工质的参数不断变化，是典型的热力学过程. 如图11所示为一般制冷循环的压焓图。图中，h为比焓。从冷凝器流出的制冷剂为过冷液体（循环状态点3），经过节流装置时由液相变为两相. 当制冷剂流过节流装置和蒸发器之间的管道时，会产生压力降Δp，制冷剂的干度增加，进入蒸发器的制冷剂是高速流动的两相流. 在节流装置和蒸发器附近，由于制冷剂的流速较高且压力降较大，能量损失主要发生在这些位置.

图 11

图 11 制冷循环压焓图

Fig.11 Pressure-enthalpy diagram of general refrigeration cycle

进入蒸发器入口的制冷剂两相状态和速度是影响流致噪声的关键因素. Hirakuni等^[26]指出，增大过冷度，节流完成后进入蒸发器的制冷剂干度将减小，这将有效地减小蒸发器附近的流致噪声声压级.

Singh等^[27-29]针对常用节流元件（包括毛细管、热力膨胀阀、电子膨胀阀以及孔板等）在不同工作条件下当系统达到稳定时的噪声问题进行研究，开发了从节流元件传播到环境中的流致噪声的测量和预测. 结果显示，流体通过毛细管产生的噪声声压级是质量流量、节流前后压差和毛细管出口制冷剂干度的直接函数，如下：

$ {{L_p = 10}}{{\rm{lg}}}\;\left[ {\frac{{ {8 \times {{10}^8}} x{W_{{\rm{sound}}}}{\rho _{\rm{d}}}{c_{\rm{d}}}}}{{{{D}}_{\rm{i}}^{\rm{2}}}}} \right], $

(16)

$ {{L_p = 10}}{{\rm{lg}}}\left[ {\frac{{ {3.2 \times {{10}^9}}x{W_{{\rm{sound}}}}{\rho _{\rm{d}}}{c_{\rm{d}}}}}{{{{D}}_{\rm{i}}^{\rm{2}}}}} \right], $

(17)

$ {W_{{\rm{sound}}}}{\rm{ = }}\eta {W_{{\rm{stream}}}}, $

(18)

$ {W_{{\rm{stream}}}}{\rm{ = }}{{{q_m}{c^2}}}/{2}. $

(19)

式中：W_stream为流体的机械能，它与q_m和声速c密切相关，声速是压差和密度差的函数；W_sound为阀门下游1 m处的声功率；η定义为声效系数（acoustic efficiency factor），它与阀门的结构及当地马赫数有关；D_i为阀门下游管道直径；下标d表示阀门下游1 m位置.

随后，Singh等^[29]根据国际电工委员会的等熵阀门噪声标准（lEC 534-8-3:1995）对式（16）进行修正，修正后的表达式如式（17）所示. 式（17）既考虑了沿阀长方向的摩擦压力降，又考虑了两相流动，用以预测阀门下游的声压级. 采用R134A蒸汽测得的流致噪声声压级实验数据与式（17）预测的数据进行对比，两者吻合良好.

从式（17）可以看出，阀门下游的噪声声压级与流体质量流量、节流前后压差和节流出口制冷剂干度等参数密切相关. Singh等^[29]采用均相流模型，即假定气液两相具有相同的流动线速度，且两相之间处于热力平衡. 均相流模型只适用于泡状流或雾状流等含气率较低或较高的情况.

Jeong等^[30]通过实验研究空调系统的电子膨胀阀在制冷、制热循环时的流致噪声问题，分析循环状态参数（包括制冷剂的干度、质量流量等）对噪声的影响. 实验结果如图12所示。图中，K_s为电子膨胀阀开度。在制冷循环时，制冷剂两相流致噪声声压级随着蒸发器进口干度的增加而增加；在制热循环时，噪声声压级随着过冷度的变化而变化，过冷度与制冷剂流量有密切的关系. 当流型不是弹状流或乳沫状流时，流致噪声声压级随干度的变化情况取决于制冷剂的流速. 为了降低冷暖空调的流致噪声，Jeong等建议考虑以下因素：蒸发器进口的制冷剂干度应尽量降低，制冷剂的过冷度应达到最大，蒸发器进口处应尽量避免塞状流.

图 12

图 12 循环特性对于噪声的影响^[30]

Fig.12 Effect of circulation characteristics on noise^[30]

制冷剂种类的不同对流致噪声的影响实质上是循环状态参数的影响. Kim等^[15]的研究表明，与冰箱和制冷空调器（低质量流量、低运行压力，工质为R22或R600A）不同，对于热泵设备（高质量流量、高运行压力，工质为R410A）而言，电子膨胀阀入口处采用垂直管道布置的噪声声压级，低于水平管道布置的情况. 原因可能是垂直管道布局导致电子膨胀阀入口或出口处受到环状流流型的影响，水平管道布局受到间歇流的影响.

Ruebeling等^[17]研究绝热毛细管出口处的噪声，建立各种工作条件（包括蒸发温度、制冷剂干度及气相速度等）与噪声声压级之间的关系. 在0.25~16 kHz下，对于泡状流和环状流等非间歇流，虽然不同运行工况下毛细管入口温度不同，但只要两相流气相速度相当，流致噪声声压级也大致相当，如图13所示. 图中，x₂为毛细管出口干度。从图13可以看出，制冷剂循环参数对流致噪声会产生一定的影响. 这些影响因素并非彼此独立. 图14中，CF表示阻塞流. 从图14可知，在0.25~16 kHz下，当蒸发温度θ₃变化时，质量流量有一定的变化，这种变化在毛细管入口温度θ₁较高时更显著. 针对这些因素对于流致噪声影响的权重比分析尚未见报道.

图 13

图 13 噪声声压级随制冷剂干度和气相速度的变化^[17]

Fig.13 Sound pressure levels as function of vapor quality and vapor velocity^[17]

图 14

图 14 质量流量和噪声声压级随蒸发温度的变化^[17]

Fig.14 Mass flow and sound pressure level as function of evaporation temperature^[17]

陈绍林等^[31]通过实验研究电子膨胀阀阀门开度、压缩机频率（这两者的本质均为压缩比）对空调室内机噪声的影响，压缩比γ越高，节流强度越大，室内机噪声声压级峰值越大（见图15）. 陈绍林等^[31]提出通过优化系统设计、控制逻辑等手段来综合优化系统运行，消除或减弱由流体脉动产生的噪声. 具体措施如下。1）膨胀阀合理控制，有利于消除低频噪声. 2）在电子膨胀阀节流前增加毛细管. 3）采用抗性消声器：利用管道上突变的截面或旁接共振腔，使得沿管道传播的某些频率声波，在突变的截面处发生反射、干涉等现象，减弱压缩波的强度，从而达到消声的目的. 4）缩短换热器流路的长度.

图 15

图 15 压缩比对空调室内机噪声的影响^[31]

Fig.15 Effect of compression ratio on noise of air conditioner indoor unit^[31]

2.2. 管系结构的影响

Umeda等^[9]针对空调制冷系统中两相流流经电子膨胀阀时产生的噪声，分析制冷剂流入膨胀阀的方式对噪声的影响. 实验研究显示，当制冷剂以垂直上升方式流入膨胀阀时将出现弹状流，如图16所示. 通过将制冷剂流入膨胀阀的方式改为水平流入，在一定的质量流量（50 kg/h）下能够将低频噪声声压级减小约5 dB. Umeda等^[9]建议，在设计制冷剂流入电子膨胀阀方式时，应尽量选择水平流入，避免垂直上升流入，进而产生较大噪声. 高频的制冷剂流致噪声与制冷剂流入膨胀阀的流动方式及制冷剂的流量无明显关系. 此外，制冷剂流致噪声的频率由循环管线的结构决定，且受电子膨胀阀下游侧管线结构的影响较大^[10].

图 16

图 16 制冷剂流入方式对于流致噪声声压级的影响^[9]

Fig.16 Effect of pipe layout on flow-induced noise^[9]

Han等^[7]根据两相流水平管流型图（Hewitt图^[32]）及垂直管流型图（Oshinowo图^[33]），对蒸发器入口管不同干度下的流型进行估计；理论计算表明，垂直管道中的流型更有可能是乳沫状流. 当蒸发器进口管为水平布置时，制冷剂流致噪声声压级远小于竖直布置时的噪声声压级. 建议在蒸发器入口管的设计中，应尽量减少不必要的竖管. 将改进后的蒸发器进口管（见图17）应用到一台商用冰箱中. 实验结果表明，在315~3 150 Hz的频率下，改进结构的制冷剂流致噪声声压级可以降低2~5 dB.

图 17

图 17 冰箱蒸发器进口管优化设计及整体噪声的测试结果^[7]

Fig.17 Modified design of evaporator-inlet pipe and noise results^[7]

Kim等^[15]针对多联机空气源热泵在制热循环启动后的瞬态工况噪声研究中发现，电子膨胀阀前为水平布管时的噪声声压级明显高于垂直布管时的噪声声压级，如图18所示. 在热泵系统中，垂直管道布置使得无论在电子膨胀阀进口还是出口，都受到环形流型的影响；水平管道布置主要出现弹状流及乳沫状流.

图 18

图 18 管道排布对噪声的影响^[12]

Fig.18 Effect of pipe layout on flow-induced noise^[12]

Hartmann等^[34]选用工质R600A，利用流动可视化技术分析冰箱毛细管进口处的流动形态，在大部分的时间里观察到了蒸汽泡的存在. 由于毛细管尺寸过大，质量流量高于压缩机排出的流量. 这种不平衡的设计使得毛细管进口处的制冷剂形成了塞状流，以高速脉动的两相流形式被喷射到蒸发器进口管中. 毛细管进口理想的完全液体流动只能通过采用更小管径的毛细管来实现，更小的管径意味着制造难度的增加，且安装难度极大.

Xia等^[35]提出采用直管过渡结构连接毛细管和蒸发器（见图19），通过数值模拟确定过渡管内制冷剂流动条件对制冷机噪声的影响. 实验结果表明，采用直管过渡结构的改进措施，与锥形管的过渡结构相比，能够明显抑制毛细管出口的射流噪声，降低噪声峰值，使得冷冻柜的噪声声压级降低到36 dB.

图 19

图 19 采用直管过渡结构的制冷系统^[35]

Fig.19 Refrigeration system with transition pipe^[35]

Zhang等^[36]针对汽车空调系统的热力膨胀阀在制冷循环时的流致噪声开展了实验研究. 研究重点是噪声沿管道的传播，实验观察到低频的汩汩声（4.4~6.0 kHz）和高频的嘶嘶声（约为10.3 kHz）. 汩汩声主要出现在波状流态和弹状流态；嘶嘶声出现在各种流态中，更容易受到流动和管道结构相互作用的影响. 研究表明，通过增大管壁厚度来提高传输管道的固有频率，从而减少高频噪声沿着管道结构的传播是非常有效的. 该研究成果被限定在一定的质量流量下，更大流量下的噪声抑制研究需要进一步的探索.

表3总结了管系结构对制冷剂两相流致噪声影响的相关文献报道，无论是水平布管或是垂直布管方式，最终影响的是离开节流元件及进入蒸发器的两相流流型. Kim等^[15]的研究指出，流型对两相流致噪声的影响远远超过管系排布方式的影响. 如何改善流场以期获得更“合适”的流型，是解决制冷剂两相流致噪声的根本之道.

表 3 管系结构对制冷剂两相流致噪声影响的文献综述

Tab.3 Literature review on influence of pipe layout on flow-induced noise

文献	制冷剂	主要结论
文献[9]	R22	●制冷剂垂直上升流入膨胀阀将出现弹状流 ●水平流入方式能够有效降低低频噪声声压级
文献[7]	R600A	●蒸发器入口垂直管道中的流型更可能是乳沫状流 ●蒸发器进口管为水平布置时，制冷剂流致噪声声压级远小于竖直布置时的噪声声压级
文献[15]	R410A	●膨胀阀前垂直布管引起的噪声声压级小于水平布管（与冰箱空调系统的结论相反）
文献[34]	R600A	●制冷剂在毛细管进口处的理想全液相状态很难实现
文献[35]	R600A	●采用直管过渡结构连接毛细管和蒸发器，能够明显抑制毛细管射流噪声
文献 [36]	R134A	●增加管道壁厚能够有效地减小高频噪声沿着管道结构的传播

2.3. 节流元件结构的影响

Fuchs^[37]通过对稳定工况下节流短管内的流致噪声进行实验研究，得到短管内径以及长度与噪声声压级的关系，如图20所示. 图中，L_pa为根据ISO 3822测量的标准化噪声声压级，X_d为阀门间隙.

图 20

图 20 节流短管内的流致噪声^[37]

Fig.20 Flow-induced noise in short-tube orifice^[37]

黄皓^[25]系统分析了电子膨胀阀结构参数对其内部流动产生的影响，这对于电子膨胀阀的降噪及制冷系统整体能效的提升都至关重要. 数值模拟研究表明，改变电子膨胀阀喷孔长度以及喷孔上游扩口角度等参数，能够对流致噪声产生明显的影响，如图21所示. 图中，L_W为声功率级，l_o为喷孔长度，α为扩口角度.

图 21

图 21 电子膨胀阀结构参数对于制冷剂流致噪声的影响^[25]

Fig.21 Effect of EEV structural parameters on flow-induced noise^[25]

节流元件的结构通常较小，细微的尺寸变化都会对流体流动产生较大的影响，影响到制冷系统的效率以及流体所产生的噪声. 系统性研究和分析节流元件结构参数对内部流动产生的影响，对于制冷剂流致噪声的抑制至关重要.

介绍了热力学效应、管系结构、节流元件结构对制冷剂流致噪声影响的相关研究. 影响流场进而影响声场的因素较多，且彼此之间可能存在耦合效应. 如何系统、独立地研究单个参数的影响，分析各影响因素所占的权重比，是后续研究工作的重点之一. 可以考虑采用数值模拟和实验相结合的方式开展相关研究. 确定制冷剂两相流体管内流动的控制方程，通过将控制方程进行归一化处理，得到以特征参数表达的无因次控制方程（即采用特征参数描述各影响因素），获得描述制冷剂两相流动的相似准则体系. 以特征参数为自变量，开展流动及噪声的数值和实验研究，提炼评价噪声特性的关键指标参数，系统考察特征参数的变化对流场及声场的影响，获得以特征参数的形式描述噪声评价指标的变化规律，分析各影响因素的权重比.

2.4. 两相流致噪声抑制效果的综合比较

目前实现制冷剂两相流致噪声抑制的主要思路是分析两相流流型与噪声之间的关系，具体的技术手段可以归纳为以下2类. 1）改变节流元件或连接管路的结构，包括管道的尺寸和布局，例如减小蒸发器入口管的直径、蒸发器入口管水平或垂直布局等. 2）采用多孔金属或蜂巢结构组成的流动调节器，安装在节流元件附近，实现噪声的有效抑制. 如表4所示为近年来针对小型制冷系统的两相流致噪声抑制的效果，其中最显著的是Kim等^[16]采用蜂巢结构的流动调节器，使得室内机单元的整体噪声声压级下降约10~20 dB.

表 4 近年来小型制冷系统两相流致噪声抑制效果的总结

Tab.4 Summary of suppression effect of flow-induced noise in small scale refrigerators

噪声抑制方法	文献	具体措施	L_p / dB	制冷剂
改变管路或节流件的结构	文献[9]	电子膨胀阀入口管水平布置	5	R22
	文献[6]	减小蒸发器入口管直径	2~10	R22
	文献[25]	改变电子膨胀阀喷孔长度	6	R410A
	文献[25]	改变电子膨胀阀喷孔进口扩口角度	3	R410A
	文献[25]	改变电子膨胀阀喷孔出口扩口角度	1	R410A
	文献[1]	改进毛细管过渡管结构	3	R600A
	文献[14]	在电子膨胀阀的上、下游安装多孔金属	13	R410A
采用流动调节器	文献[16]	采用蜂巢结构的流动控制器	10~20	R410A
	文献[16]	采用多孔金属结构的流动控制器	5~15	R410A

3. 制冷剂两相流致噪声研究方法的发展

噪声抑制技术一直是制冷行业重点关注的领域，在压缩机的噪声逐步被控制到合理的水平后，制冷剂流致噪声逐渐被突出. 制冷剂两相流致噪声的研究最初以实验研究为主，通常是在样机的基础上，通过改善结构并测试噪声抑制效果而加以优化. 传统的实验研究周期长、成本高，且由于可视化材料制成的模型耐压能力有限，通过加厚壁面或者改善材料虽然能够达到压力要求，但是不能清楚地观察流道内的流动状态. 近年来，随着计算流体力学和计算声学的快速发展，数值模拟研究在噪声抑制方面的应用日益增多，提升了制冷设备的研发效率，同时计算的结果输出丰富，可以帮助人们更好地研究流致噪声问题.

3.1. 两相流致噪声实验研究方法的发展

两相流致噪声的实验研究可以采用直接和间接2种方法. 直接研究方法主要是测量制冷剂的相关热力学参数，如压力（波动）、温度、流量等. 杨智辉^[38]通过实验测量了制冷剂在循环回路中的脉动压力. 制冷剂经过毛细管节流过程中，工况急剧变化，毛细管出口处的压力脉动的幅值明显大于毛细管进口处的压力脉动幅值. 这表明毛细管内部流动的流体振荡会受到其他激发因素的影响，即由于毛细管两端的温差和压差的作用而引起的自激振荡.

间接方法不与噪声声源接触，如结构振动测量及空气传播噪声等的测量. Zhang等^[36]采用加速度计测量管道壁面的振动，将加速度频谱与噪声频谱进行对比，发现两者的变化规律是一致的，这表明加速度信号能够体现出流致噪声的特性，如图22所示. 图中，a为加速度。借助仿真软件，加速度信号模拟输出的噪声听起来与声级计记录的噪声完全一样. 可以采用加速度计作为声级计的廉价替代品，以研究流动引起的噪声.

图 22

图 22 压力传感器、加速度计以及声级计等测量信号的对比^[36]

Fig.22 Signals comparison of different measurements by pressure transducer，accelerometer and microphone^[36]

以往，针对制冷剂两相流致噪声的研究都是利用流型图识别流型，采用声压计测量空气中传播的噪声声压级. 由于每个流型图对于两相流流型的区分标准是不同的，为了更准确地识别两相流流型，需要高分辨率的可视化设备以及流型图. 近年来，随着流动可视化技术的发展，两相流流型的清晰可视化和流致噪声的测量可以同时进行^[15]，有望对流动噪声进行更精确的分析. 采用流动可视化图像确定两相流流型的方式^[15]如下：1）通过视觉观察的直接确定；2）通过图像处理计算空泡份额的间接确定. 从流动可视化视频帧推算空泡份额的方法，可以参见文献[39]. Celik等^[21]借助X射线可视化，观察蒸发器入口、蒸发器和压缩机吸入管路中的制冷剂流动. Kim等^[15]通过可视化研究多联机空气源热泵在制热循环启动后制冷剂R410A的两相流动，测量了水平和垂直管道布局的流动诱导噪声声压级，指出流型对两相流致噪声的影响远远超过管系排布方式的影响.

声发射技术的应用，使得管内两相流流型的区分及相组分的测量成为可能. Fang等^[40-41]在声发射技术应用于气液两相流的流型及相组分测量方面进行深入的研究. 通过对流致噪声的多尺度能量分布，能够区分气液分层流、环状流及两者的过渡态，获得气相及液相组分. 若这些技术应用到制冷剂两相流致噪声的研究中，则尽可能地推动流型影响噪声的研究从定性分析到定量分析.

3.2. 两相流致噪声数值模拟研究的发展

21世纪以来，随着计算机性能及并行计算技术的高速发展，研究学者在流体机械流致噪声数值模拟方面广泛开展工作. 流致噪声的数值计算方法包括直接计算方法和积分方法2种^[42]. 在早期，人们将直接计算方法称为计算气动声学（computational aero acoustics），通过直接求解流场和声场的控制方程组，获得流场和声场的物理解，即在对流场进行求解的同时对产生声源的脉动进行瞬态求解. 该方法不需要引入额外的声学模型，最符合流体动力噪声产生和传播的物理本质；该方法的计算量庞大，声场与流场的特性存在巨大的差异（特别是在低马赫数条件下）. 直接计算方法对网格尺度、计算时间及离散格式有着非常高的要求，目前不适合工程应用.

王春旭等^[43]针对不同机理的流致噪声预报方法进行了综述. 目前，工程上广泛应用的流致噪声预报积分方法有声比拟理论、Kirchhoff积分理论和Powell涡声理论^[44-45].

声比拟理论属于噪声源先验理论，将声源的产生和声场的传播进行人为地分离. 使用计算流体力学软件获取声源信息，使用结构分析软件得到结构模态. 采用声学仿真软件，计算噪声的辐射和传播特性. 与直接计算相比，该方法的计算量相对较小，对边界条件、离散格式及湍流模型的要求均有明显的降低，因此在工程上有很广泛的应用前景. 声比拟理论的应用虽然方便，但是无法描述声场和流场之间相互作用的问题.

Kirchhoff积分理论源自于“声比拟”的概念和传统光学、声学中的惠更斯原理. 该方法只需要获得控制面表面的流动信息，可以推算出远场的声辐射. 声源区的计算精度将直接影响远场的噪声预报精度，因此Kirchhoff积分理论虽然不需要明确声源的属性，但对声源区的计算精度要求很高.

Powell涡声理论在声场和流场之间的相互作用及探讨流致噪声的发声机制等领域有着良好的研究前景. 对于Powell涡声理论的详细分析可以参见文献[44].

图23总结了流致噪声的数值计算方法^[42]. 其中流动计算包括直接数值模拟（DNS）、大涡模拟（LES）及非稳态雷诺平均算法（URANS）等湍流计算方法. 目前，部分商业软件提供了流致噪声数值计算方法的应用，如ANSYS Fluent、ACTRAN和LMS Virtual Lab等均提供了流噪声计算模块. 从总体上看，商业软件提供的流致噪声解决思路^[43]如下：1）直接计算，如Fluent软件CAA直接模拟模块；2）基于半经验模型的声学预报，如Fluent的宽频噪声模型；3）基于声类比思想的预报，如ACTRAN的气动声学模块主要基于Lighthill声比拟方程（低马赫数）和Mohring声比拟方程（高马赫数）.

图 23

图 23 流致噪声数值计算方法^[42]

Fig.23 Numerical methods of flow induced noises^[42]

近年来，流致噪声的问题逐渐引起相关学者的重视，研究成果逐渐丰富. 王世鹏^[46]以常温水和水蒸气作为工质，对调节阀流场进行稳态数值模拟计算，以稳态计算结果作为初值进行瞬态流场数值模拟计算. 通过瞬态计算提取声源信息作为激励，开展噪声计算，模拟不同开度下调节阀中的空化现象及空化噪声. 研究结果显示，噪声总声压级随着相对开度K_r的增加呈现先增大后减小再增大的趋势（见图24）. 王世鹏^[46]只报道了不同开度和不同进出口压力对空化现象及流致噪声的影响，尚未考虑调节阀的结构、阀芯窗口的形状及调节阀启闭等因素对流致噪声的影响，上述因素对于优化调节阀的结构至关重要. 张坻等^[47]的模拟研究揭示，由于两相流中的气泡生成发展以及两相流湍流产生的压力脉动和速度脉动是两相流噪声产生的根本原因，这种脉动在管道壁面处形成了噪声源，主要的等效理论声元是偶极子声源和四极子声源.

图 24

图 24 调节阀开度对空化噪声的影响^[46]

Fig.24 Variation of sound power level with different opening of control valve^[46]

目前，多数研究都倾向于液压节流阀及喷射器等压差较大的节流元件^[48-50]，针对制冷系统节流元件两相流致噪声的研究相对较少. 黄皓^[25]采用Fluent宽频噪声模型对电子膨胀阀内部流场的噪声进行数值计算，确定了阀内噪声的产生位置在阀口及下游4倍管径处，减小湍流强度是抑制噪声的有效方法. 图25给出湍流动能云图和噪声声压级云图的对比. 图中，K为开度。从图25可以看出，噪声的产生部位与湍流动能的位置一致，即节流噪声主要由湍流动能引起. 根据湍流动能的分布情况及大小可以预测噪声的位置和强度. 通过改变入口压力、上/下游扩口角度以及阀口长度，研究流道结构对噪声的影响. 结果表明，上游扩口角度对噪声的影响较大，如图21所示. 这为电子膨胀阀的流道模型设计及改进提供了一定的参考价值.

图 25

DOI:10.3969/j.issn.1672-0172.2005.12.021 [本文引用: 1]

图 25 电子膨胀阀不同开度时湍流动能与噪声声压级云图分布^[25]

Fig.25 Contours of turbulent kinetic energy and noise sound pressure level with different opening of EEV^[25]

韩铁礼等^[51]采用Fluent大涡模拟及Virtual. Lab的边界元法，研究动车组司机室空调蒸发器的噪声响应，证实了空调蒸发器气动噪声属于宽频噪声，且蒸发器出口位置的气动噪声最高. 目前，针对制冷系统两相流致噪声的研究以实验为主^[52-53]，数值模拟研究相对较少.

利用实验研究流致噪声特性，是探索噪声抑制技术的重要方法. 常规的方法是根据测得的制冷剂热力学参数，结合流型图来识别流型，利用声级计测量空气中传播的噪声声压级. 随着近年来流动可视化技术的发展，两相流流型的清晰可视化和流动噪声的测量可以同时开展，有望对流致噪声进行更精确的分析. 声发射技术的应用使得管内两相流流型的区分以及相组分的准确测量成为可能，推动流致噪声的定量化研究.

计算机性能的不断提升以及并行计算技术的高速发展，促进了计算流体力学及计算声学的飞速发展，极大地推动了流致噪声问题的数值模拟研究，成果逐渐丰富. 将数值模拟研究作为辅助手段，弥补了传统实验研究周期长、成本高等不足，大大提升了制冷设备的研发效率，帮助人们更直观地理解流致噪声问题，继而发展高效的噪声抑制技术.

4. 结　语

结合两相流理论以及空泡动力学理论，针对制冷剂两相流致噪声的主要研究进展进行了系统地回顾. 流致噪声的根本原因是压力降随时间的变化，流型对压力降的变化有显著影响. 分析了热力学效应、管系和节流元件结构等各因素对于流致噪声的影响，概述了两相流致噪声研究方法的发展.

制冷剂两相流致噪声的研究已逐渐引起关注，但在具体应用中尚存在以下关键问题值得深入研究.

1）制冷系统由于节流压降的存在，空化现象不可避免，空化噪声也会随之出现. 抑制节流元件出口的空化效应，能从根本上降低制冷系统两相流致噪声.

2）采用掺汽方式构建节流出口的环泡状流动状态，进而实现系统两相流致噪声的抑制。

3）对于掺汽空化与制冷系统节流喷射区域空泡动力学相结合的研究尚未引起重视.

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