一種用於螺杆式機組的排氣消聲器的製作方法

2023-05-12 22:41:06

本發明涉及螺杆式冷水熱泵系統，具體涉及一種用於螺杆式冷水熱泵機組的排氣消聲器。
背景技術：
：螺杆式冷水熱泵機組普遍存在排氣壓力脈動，這些排氣脈動在系統內成為可聽聲源，影響整個機組的噪聲和振動。削減排氣脈動的方法一般是在壓縮機排氣口或排氣管道上安裝消聲器，這種消聲器通常是擴管式的抗性消聲器，其消聲原理是利用管道內徑的突變，使聲波產生反射和幹涉，從而消減沿管道傳播的噪聲，然而這種消聲器需要有較高的管道內徑擴張比，工程上一般將擴張比設計為3~4，因此這種消聲器普遍應用於排氣管直徑在φ50mm以下的製冷設備中。對於排氣管直徑超過φ50mm的螺杆式冷水熱泵機組，通常不能直接應用擴管式消聲器，因為這會使消聲器體積過於龐大，影響機組的尺寸和外觀，比較常見的方法是將管道擴張一定比例，然後在擴張腔內布置開孔隔板，這種消聲器的消聲量與開孔隔板結構密切相關，而且會產生一定的壓力損失，影響機組性能，這種消聲器的消聲帶寬比較窄，一般適用於噪聲頻率無變化的定頻機組，無法適用於噪聲頻率隨機組運轉頻率變化的變頻機組。例如專利號201520276726.8所發明的消聲器就是屬於這種類型。技術實現要素：本發明要解決的技術問題是，提供一種用於螺杆式機組的排氣消聲器，採用較小的管道內徑擴張比，有效降低螺杆式冷水熱泵機組的排氣脈動噪聲，同時使消聲器結構簡單，大幅降低壓力損失，而且使消聲器能夠適用於噪聲頻率變化較大的變頻螺杆式機組。本發明解決其技術問題所採用的技術方案是：一種用於螺杆式機組的排氣消聲器，包括順次直線連通的進氣管、消聲器殼體、出氣管；消聲器殼體按冷媒流動方向由漸擴管、直管、漸縮管組成，消聲器殼體內順次組合的迴轉空間為消聲器腔體；其特徵在於：至少在漸擴管和漸縮管中的其中一個內固定設置一個內插管；內插管由與漸擴管或漸縮管連接處插入消聲器腔體中；內插管管壁上開設有通孔型氣孔。進一步地，當在漸擴管和漸縮管中各設置一個內插管時，兩個內插管相互不接觸，並在直管內固定設置孔板，孔板將消聲器腔體分成兩個串聯的消聲腔體。進一步地，所述進氣管、出氣管分別固定連接在消聲器殼體上，連接處密封；內插管一端的外圓周面與漸擴管或漸縮管的內圓周面密封連接。進一步地，所述孔板的外圓周面與直管的內圓周面密封連接，所述孔板上開設一個通孔狀氣孔，優選孔板中心開設通孔狀氣孔。進一步地，所述孔板的氣孔孔徑與進氣管內徑相同或比進氣管內徑大。進一步地，當在漸擴管和漸縮管中各設置一個內插管時，兩個內插管長度不相等。進一步地，所述內插管長度與消聲器殼體總長度的比值是0.1~0.8。進一步地，各內插管內徑等於或大於各自所在的進氣管或出氣管內徑。進一步地，所述進氣管和出氣管的內徑相等或不等，進氣管和出氣管的內徑比值為0.6~1。進一步地，所述消聲器殼體的直管內徑比進氣管內徑大，直管內徑與進氣管內徑比為1.1~3；所述消聲器殼體長度與進氣管直徑的比值為1.5~6。進一步地，內插管氣孔直徑為5mm~35mm，氣孔數目為1~20個。進一步地，消聲器安裝在螺杆式冷水機組或熱泵機組中，設置在機組中壓縮機的排氣口或與壓縮機排氣口相連接的排氣管上。與現有技術相比，本發明具有以下有益效果：（1）利用消聲器殼體內的膨脹腔減小壓力脈動，利用開孔進氣內插管形成的赫姆霍茲共鳴腔降低噪聲。由於進氣管內的內插管內徑大於或等於進氣管內徑，因此冷媒從進氣管流動到進氣內插管時流速不會升高，從而大幅降低消聲器沿程壓力損失和局部壓力損失。與專利號201520276726.8的消聲器相比，本發明在保證消聲量的前提下，消聲器壓力損失更小，結構更簡單。而且孔板將消聲腔分成兩個串聯的消聲腔體，使消聲器能夠適用於排氣噪聲頻率隨機組運行頻率變化的變頻螺杆機組。（2）進氣內插管和孔板的內徑與進氣管內徑相同或比進氣管內徑大，從而使氣流從進氣管流入到進氣內插管時，流速不變或變小。根據沿程壓力損失公式，當管徑增大、流速減小，其它參數不變時，湍流的沿程壓力損失減小。同樣，流速減小，其它參數不變時，湍流的局部壓力損失也減小，因此採用這種氣流速度不增加的設計，可以大幅降低管路的沿程壓力損失和局部壓力損失。（3）結構簡單，僅採用赫姆霍茲共鳴腔達到消聲需求。由於螺杆機的排氣噪聲基頻等於螺杆的嚙合頻率，一般陽螺杆齒數為4，單螺杆螺旋槽數為6，因此對於60hz定頻壓縮機，忽略電機的轉差率，則雙螺杆壓縮機的排氣噪聲頻率為240hz及其諧波；單螺杆壓縮機的排氣噪聲頻率為360hz及其諧波。又由於製冷螺杆壓縮機屬於噴油螺杆壓縮機，其噪聲值較高的頻率通常是基頻或其2次、3次諧波。特別是噴油量高的機組，其基頻噪聲往往是最高的，因此在消聲器設計過程中只需要針對性的消除中低頻噪聲就可以滿足設計需求。而採用本發明結構後，僅保留赫姆霍茲共鳴腔結構，省略各種隔板結構就可以取得和專利號201520276726.8相同的消聲效果。（4）變頻螺杆機組的排氣噪聲基頻也是螺杆的嚙合頻率，其嚙合頻率隨機組的運行頻率變化。如果機組最高運行頻率是60hz，那麼對於單螺杆壓縮機，當機組運行至60hz時，其排氣噪聲基頻為360hz，當機組運行至50hz時，其排氣噪聲基頻為300hz，當機組低於50hz運行時，其負荷降低，機組噪聲也降低較多，因此，該變頻機組需要有效削減的排氣噪聲基頻範圍是300hz~360hz。對於單進氣內插管消聲器，其基頻的消聲帶寬通常只有30hz左右，這種單進氣內插管設計顯然無法有效削減300hz的排氣基頻噪聲。而本發明採用孔板將一個消聲腔分成兩個串聯的消聲腔，每個消聲腔單獨設計進氣內插管，從而使具有不同消聲頻率的兩個赫姆霍茲共鳴腔串聯成一個消聲器，而且結構緊湊。將本發明的消聲曲線對比單進氣內插管消聲器的消聲曲線，很顯然，本發明對300hz~360hz內的排氣基頻噪聲均能有效削減。附圖說明圖1為本發明消聲器一個實施例的斷面結構示意圖；圖2為圖1中進氣內插管結構示意圖；該實施例中附圖標記如下：1—進氣管、2—消聲器殼體、2.1—漸擴管、2.2—直管、2.3—漸縮管、2.4—消聲器腔體、3—出氣管、4—進氣內插管、5—進氣內插管氣孔。圖3為本發明消聲器在螺杆式機組中的安裝位置示意圖；該實施例中附圖標記如下:1—進氣管、2—消聲器殼體、3—出氣管、6—壓縮機、6.1—壓縮機排氣口、6.2壓縮機吸氣口、7—排氣管、8—冷凝器、9—節流閥、10—蒸發器；圖4為本消聲器另一個實施例的斷面結構示意圖;該實施例中附圖標記如下:1—進氣管、2—消聲器殼體、2.1—漸擴管、2.2—直管、2.3—漸縮管、2.4—消聲器腔體、3—出氣管、14—出氣內插管、14.1—出氣內插管氣孔；圖5為本發明消聲器再一個實施例的斷面結構示意圖；該實施例中附圖標記如下：1—進氣管、2—消聲器殼體、2.1—漸擴管、2.2—直管、2.3—漸縮管、、3—出氣管、4—進氣內插管、5—進氣內插管氣孔、11—孔板、11.1—孔板氣孔、12—進氣消聲腔、13—出氣消聲腔、14—出氣內插管、14.1—出氣內插管氣孔。圖6為實施例1的消聲曲線。圖7為實施例3的消聲曲線。圖8為本發明三個實施例內插管與進氣管或出氣管直徑比值對應的壓力損失趨勢圖。圖9為本發明實施例一內插管長度與殼體長度比例係數對應的噪聲傳遞損失效果圖。在上面所有附圖中，相同的附圖標記用來表示相同的元件或結構。具體實施方式為了使本發明的目的、技術方案及優點更加清楚明白，以下結合附圖及實施例，對本發明進行進一步詳細說明。此處所描述的具體實施例僅僅用以解釋本發明，並不用於限定本發明。此外，下面所描述的本發明各個實施方式中所涉及到的技術特徵只要彼此之間未構成衝突就可以相互結合。實施例1：如圖1-3所示用於螺杆式機組的排氣消聲器，由進氣管1、消聲器殼體2、出氣管3、進氣內插管4、進氣內插管氣孔5組成。所述進氣管1與出氣管3分別從兩端相對而與消聲器殼體2的兩端各自連通，上述所指的進氣管1、出氣管3與消聲器殼體2的連通指的是進氣管1和出氣管3分別固定連接在消聲器殼體2上，連接處密封。消聲器殼體2按冷媒流動方向由漸擴管2.1、直管2.2、漸縮管2.3組成；所述消聲器殼體2內布置有進氣內插管4，該進氣內插管4固定在漸擴管2.1上，進氣內插管4由與漸擴管2.1連接處插入消聲器腔體2.4中；進氣內插管4開設有進氣內插管氣孔5。所述進氣管1的內徑為50mm~450mm，所述出氣管3的內徑大於或等於進氣管1內徑，其中進氣管內徑與出氣管內徑的比值是0.6~1。所述消聲器殼體2由漸擴管2.1、直管2.2、漸縮管2.3組成，其中漸擴管2.1與進氣管1固定連接，連接處密封，漸縮管2.3和出氣管3固定連接，連接處密封，漸擴管2.1和漸縮管2.3形狀可以不一致。直管2.2的內徑比進氣管1的內徑大，直管2.2內徑與進氣管1內徑的比值為1.1~3，消聲器殼體2的總長度與進氣管1內徑的比值為1.5~6。此外，一般為了美觀以及方便製作，優選消聲器殼體2的迴轉中心與進氣管1和出氣管3的迴轉中心重合，內插管迴轉中心與消聲器殼體的迴轉中心重合。這種中心重合設置對消音效果影響不太大，不重合也不影響本發明的消音效果。同時該重合為理論上重合，允許安裝或焊接上的合理範圍內誤差存在。在本發明中，所述進氣內插管4固定在漸擴管2.1上，進氣內插管4外圓周面端頭一圈與漸擴管2.1的內圓周面密封連接。圖8和表1中，進氣內插管與進氣管內徑比值對應的壓力損失趨勢說明：進氣內插管4與進氣管1內徑相同或比進氣管內徑大，即只要內插管和進氣管的比例大於等於1，消聲器沿程壓力損失和局部壓力損失效果就很好。因而內插管和進氣管的內徑比例的範圍可以在較大的範圍內進行優選，如1-2,1-1.5均可。由於進氣內插管4內徑大於或等於進氣管1內徑，因此冷媒從進氣管1流動到進氣內插管4時流速不會升高，從而大幅降低消聲器沿程壓力損失和局部壓力損失。表1內插管與進氣管或出氣管內徑比值對應的壓力損失趨勢表比例係數壓力損失(kpa)0.810.7840.857.5730.93.590.951.68110.621.10.3861.20.31.30.2911.40.2821.50.38420.3312.50.2952.90.283所述進氣內插管4周向壁面上開設有通孔型氣孔5，氣孔5直徑為5mm~35mm，數目為1~20個。消聲器殼體2內部的組合迴轉空間為消聲器腔體2.4；如圖9和表2所示，當消音器殼體長度為405mm，內插管上開孔數量為4個，內插管上開孔孔徑為20mm時，內插管長度與殼體長度比例係數對應的傳遞損失效果趨勢說明：當內插管長度與殼體長度比例係數為0.33時，噪聲傳遞損失最大，效果最優。因噪聲傳遞損失除與內插管長度與消聲器殼體長度比的比例係數有關外，還與內插管開孔數量及孔徑有關，經多次試驗及模擬分析，進氣內插管4的長度與消聲器殼體2總長度的比值優選0.1~0.8。表2傳遞損失對應表比例係數傳遞損失（db）0.10.30.20.90.38.20.33470.358.30.43.40.51.20.60.90.710.80.7在本發明中，進氣內插管4、進氣內插管氣孔5與消聲器腔體2.4形成赫姆霍茲共鳴腔，使與赫姆霍茲共鳴腔頻率相同的噪聲被消聲器腔體2.4吸收，從而降低該頻率噪聲。使用時，將本發明安裝在螺杆式冷水熱泵機組中壓縮機6的排氣口6.1或與壓縮機排氣口6.1相連接的排氣管7上，用於減小機組的噪聲。如圖3所示，所述機組還包括順次連接的冷凝器8、節流閥9、蒸發器10。實施例2：如圖2-4所示用於螺杆式機組的排氣消聲器，與實施例1結構相同，區別在於在出氣端的漸縮管2.3中設置內插管。採用本實施例結構後，僅保留赫姆霍茲共鳴腔結構，省略各種隔板結構就可以取得和專利號201520276726.8相同的消聲效果。該實施例的壓力損失趨勢同樣符合圖8以及表1，圖表中壓力損失對應的內容是：內插管內徑與出氣管內徑相同或比出氣管內徑大。實施例3：如圖2、3、5所示用於螺杆式機組的排氣消聲器，在實施例1的基礎上增加了出氣內插管14，相應的還在進氣內插管4和出氣內插管14之間增加了孔板11。其餘與實施例1同。詳細來說，如圖2、3、5，該用於螺杆式機組的排氣消聲器由進氣管1、消聲器殼體2、出氣管3、進氣內插管4、孔板11、出氣內插管14組成。所述進氣管1與出氣管3分別從兩端相對而與消聲器殼體2的兩端各自連通，上述所指的進氣管1、出氣管3與消聲器殼體2的連通指的是進氣管1和出氣管3分別固定連接在消聲器殼體2上，連接處密封。消聲器殼體2按冷媒流動方向由漸擴管2.1、直管2.2、漸縮管2.3組成；所述消聲器殼體2內布置有進氣內插管4，該進氣內插管4固定在漸擴管2.1上，進氣內插管4由與漸擴管2.1連接處插入進氣消聲腔12中；進氣內插管4開設有氣孔5。所述消聲器殼體2內布置有出氣內插管14，該出氣內插管14固定在漸縮管2.3上，出氣內插管14由與漸縮管2.3連接處插入出氣消聲腔13中；出氣內插管14開設有出氣內插管氣孔14.1。所述消聲器殼體2內布置有孔板11，孔板11固定在直管2.2上，孔板11外圓周面與直管2.2內圓周面密封連接，優選孔板11中心開設有通孔型孔板氣孔11.1。在本發明中，所述孔板11將消聲器分成進氣消聲腔12和出氣消聲腔13，兩個消聲腔形成串聯。所述進氣管1的內徑為50mm~450mm，所述出氣管3的內徑大於或等於進氣管1內徑，其中進氣管內徑與出氣管內徑的比值是0.6~1。所述消聲器殼體2由漸擴管2.1、直管2.2、漸縮管2.3組成，其中漸擴管2.1與進氣管1固定連接，連接處密封，漸縮管2.3和出氣管3固定連接，連接處密封，漸擴管2.1和漸縮管2.3形狀可以不一致。直管2.2的內徑比進氣管1的內徑大，直管2.2內徑與進氣管1內徑的比值為1.1~3，消聲器殼體2的總長度與進氣管1內徑的比值為1.5~6。在本發明中，所述進氣內插管4固定在漸擴管2.1上，進氣內插管4外圓周面端頭一圈與漸擴管2.1的內圓周面密封連接。在本發明中，所述出氣內插管14固定在漸縮管2.3上，出氣內插管14外圓周面端頭一圈與漸縮管2.3的內圓周面密封連接。所述出氣內插管14的內徑大於等於出氣管3的內徑。所述進氣內插管4的內徑大於等於進氣管1的內徑。這一點與圖8和表1中的壓力損失趨勢描述相對應。由於進氣內插管4和出氣內插管14的內徑大於或等於進氣管1內徑，因此冷媒從進氣管1流動到進氣內插管4和出氣內插管14時流速不會升高，從而大幅降低消聲器沿程壓力損失和局部壓力損失。所述進氣內插管4和出氣內插管14周向壁面上開設有通孔型進氣內插管氣孔5和出氣內插管氣孔14.1，進氣內插管氣孔5和出氣內插管氣孔14.1直徑為5mm~35mm，數目為1~20個。此外，一般為了美觀以及方便製作，優選消聲器殼體2的迴轉中心與進氣管1和出氣管3的迴轉中心重合。內插管迴轉中心與消聲器殼體的迴轉中心重合。這種中心重合設置對消音效果影響不太大，不重合也不影響本發明的消音效果。同時該重合為理論上重合，允許安裝或焊接上的合理範圍內誤差存在。在本發明中，進氣內插管4、進氣內插管氣孔5與進氣消聲腔12形成進氣側赫姆霍茲共鳴腔；出氣內插管14、出氣內插管氣孔14.1與出氣消聲腔13形成出氣側赫姆霍茲共鳴腔，進氣側赫姆霍茲共鳴腔和出氣側赫姆霍茲共鳴腔的消聲頻率不同，使與赫姆霍茲共鳴腔頻率相同的噪聲分別被進氣消聲腔12和出氣消聲腔13吸收，從而降低不同頻率噪聲。使用時，將本發明安裝在螺杆式冷水熱泵機組中壓縮機6的排氣口6.1或與壓縮機排氣口6.1相連接的排氣管7上，用於減小機組的噪聲。如圖3所示，所述機組還包括順次連接的冷凝器8、節流閥9、蒸發器10。相對於現有技術，本發明具有如下有益效果：（1）進氣內插管和孔板上氣孔的內徑與進氣管內徑相同或比進氣管內徑大，從而使氣流從進氣管流入到進氣內插管時，流速不變或變小。根據沿程壓力損失公式，當管徑增大、流速減小，其它參數不變時，湍流的沿程壓力損失減小。同樣，流速減小，其它參數不變時，湍流的局部壓力損失也減小，因此採用這種氣流速度不增加的設計，可以大幅降低管路的沿程壓力損失和局部壓力損失。（2）結構簡單，僅採用赫姆霍茲共鳴腔達到消聲需求。由於螺杆機的排氣噪聲基頻等於螺杆的嚙合頻率，一般陽螺杆齒數為4，單螺杆螺旋槽數為6，因此對於60hz定頻壓縮機，忽略電機的轉差率，則雙螺杆壓縮機的排氣噪聲頻率為240hz及其諧波；單螺杆壓縮機的排氣噪聲頻率為360hz及其諧波。又由於製冷螺杆壓縮機屬於噴油螺杆壓縮機，其噪聲值較高的頻率通常是基頻或其2次、3次諧波。特別是噴油量高的機組，其基頻噪聲往往是最高的，因此在消聲器設計過程中只需要針對性的消除中低頻噪聲就可以滿足設計需求。而採用本發明結構後，僅保留赫姆霍茲共鳴腔結構，省略各種隔板結構就可以取得和專利號201520276726.8相同的消聲效果，本發明的實施例1和實施例2。（3）變頻螺杆機組的排氣噪聲基頻也是螺杆的嚙合頻率，其嚙合頻率隨機組的運行頻率變化。如果機組最高運行頻率是60hz，那麼對於單螺杆壓縮機，當機組運行至60hz時，其排氣噪聲基頻為360hz，當機組運行至50hz時，其排氣噪聲基頻為300hz，當機組低於50hz運行時，其負荷降低，機組噪聲也降低較多，因此，該變頻機組需要有效削減的排氣噪聲基頻範圍是300hz~360hz。對於單進氣內插管消聲器，其基頻的消聲帶寬通常只有30hz左右，如圖5所示,橫軸為頻率（單位為hz），縱軸為噪音損失（單位為db）,該消聲器峰值頻率設計為360hz。這種單進氣內插管設計顯然無法有效削減300hz的排氣基頻噪聲。而本發明採用孔板將一個消聲腔分成兩個串聯的消聲腔，每個消聲腔單獨設計進氣內插管，從而使具有不同消聲頻率的兩個赫姆霍茲共鳴腔串聯成一個消聲器，而且結構緊湊。本發明的消聲曲線如圖7所示，橫軸為頻率（單位為hz），縱軸為噪音損失（單位為db）。對比圖5中單進氣內插管消聲器的消聲曲線，很顯然，本發明與實施例3對應的圖7中對300hz~360hz內的排氣基頻噪聲均能有效削減。（4）本發明利用消聲器殼體內的膨脹腔減小壓力脈動，利用開孔進氣內插管形成的赫姆霍茲共鳴腔降低噪聲。由於進氣內插管內徑大於或等於進氣管內徑，因此冷媒從進氣管流動到進氣內插管時流速不會升高，從而大幅降低消聲器沿程壓力損失和局部壓力損失。與專利號201520276726.8的消聲器相比，本發明在保證消聲量的前提下，消聲器壓力損失更小，結構更簡單。而且進一步的，由孔板將消聲腔分成兩個串聯的消聲腔體，使消聲器能夠適用於排氣噪聲頻率隨機組運行頻率變化的變頻螺杆機組。以上所述僅為本發明的較佳實施例，並不用以限制本發明，凡在本發明的精神和原則之內所作的任何修改、等同替換和改進等，均包含在本發明的保護範圍之內。當前第1頁12