一种用于螺杆式机组的排气消声器的制作方法

本发明涉及螺杆式冷水热泵系统，具体涉及一种用于螺杆式冷水热泵机组的排气消声器。
背景技术：
：螺杆式冷水热泵机组普遍存在排气压力脉动，这些排气脉动在系统内成为可听声源，影响整个机组的噪声和振动。削减排气脉动的方法一般是在压缩机排气口或排气管道上安装消声器，这种消声器通常是扩管式的抗性消声器，其消声原理是利用管道内径的突变，使声波产生反射和干涉，从而消减沿管道传播的噪声，然而这种消声器需要有较高的管道内径扩张比，工程上一般将扩张比设计为3~4，因此这种消声器普遍应用于排气管直径在φ50mm以下的制冷设备中。对于排气管直径超过φ50mm的螺杆式冷水热泵机组，通常不能直接应用扩管式消声器，因为这会使消声器体积过于庞大，影响机组的尺寸和外观，比较常见的方法是将管道扩张一定比例，然后在扩张腔内布置开孔隔板，这种消声器的消声量与开孔隔板结构密切相关，而且会产生一定的压力损失，影响机组性能，这种消声器的消声带宽比较窄，一般适用于噪声频率无变化的定频机组，无法适用于噪声频率随机组运转频率变化的变频机组。例如专利号201520276726.8所发明的消声器就是属于这种类型。技术实现要素：本发明要解决的技术问题是，提供一种用于螺杆式机组的排气消声器，采用较小的管道内径扩张比，有效降低螺杆式冷水热泵机组的排气脉动噪声，同时使消声器结构简单，大幅降低压力损失，而且使消声器能够适用于噪声频率变化较大的变频螺杆式机组。本发明解决其技术问题所采用的技术方案是：一种用于螺杆式机组的排气消声器，包括顺次直线连通的进气管、消声器壳体、出气管；消声器壳体按冷媒流动方向由渐扩管、直管、渐缩管组成，消声器壳体内顺次组合的回转空间为消声器腔体；其特征在于：至少在渐扩管和渐缩管中的其中一个内固定设置一个内插管；内插管由与渐扩管或渐缩管连接处插入消声器腔体中；内插管管壁上开设有通孔型气孔。进一步地，当在渐扩管和渐缩管中各设置一个内插管时，两个内插管相互不接触，并在直管内固定设置孔板，孔板将消声器腔体分成两个串联的消声腔体。进一步地，所述进气管、出气管分别固定连接在消声器壳体上，连接处密封；内插管一端的外圆周面与渐扩管或渐缩管的内圆周面密封连接。进一步地，所述孔板的外圆周面与直管的内圆周面密封连接，所述孔板上开设一个通孔状气孔，优选孔板中心开设通孔状气孔。进一步地，所述孔板的气孔孔径与进气管内径相同或比进气管内径大。进一步地，当在渐扩管和渐缩管中各设置一个内插管时，两个内插管长度不相等。进一步地，所述内插管长度与消声器壳体总长度的比值是0.1~0.8。进一步地，各内插管内径等于或大于各自所在的进气管或出气管内径。进一步地，所述进气管和出气管的内径相等或不等，进气管和出气管的内径比值为0.6~1。进一步地，所述消声器壳体的直管内径比进气管内径大，直管内径与进气管内径比为1.1~3；所述消声器壳体长度与进气管直径的比值为1.5~6。进一步地，内插管气孔直径为5mm~35mm，气孔数目为1~20个。进一步地，消声器安装在螺杆式冷水机组或热泵机组中，设置在机组中压缩机的排气口或与压缩机排气口相连接的排气管上。与现有技术相比，本发明具有以下有益效果：（1）利用消声器壳体内的膨胀腔减小压力脉动，利用开孔进气内插管形成的赫姆霍兹共鸣腔降低噪声。由于进气管内的内插管内径大于或等于进气管内径，因此冷媒从进气管流动到进气内插管时流速不会升高，从而大幅降低消声器沿程压力损失和局部压力损失。与专利号201520276726.8的消声器相比，本发明在保证消声量的前提下，消声器压力损失更小，结构更简单。而且孔板将消声腔分成两个串联的消声腔体，使消声器能够适用于排气噪声频率随机组运行频率变化的变频螺杆机组。（2）进气内插管和孔板的内径与进气管内径相同或比进气管内径大，从而使气流从进气管流入到进气内插管时，流速不变或变小。根据沿程压力损失公式，当管径增大、流速减小，其它参数不变时，湍流的沿程压力损失减小。同样，流速减小，其它参数不变时，湍流的局部压力损失也减小，因此采用这种气流速度不增加的设计，可以大幅降低管路的沿程压力损失和局部压力损失。（3）结构简单，仅采用赫姆霍兹共鸣腔达到消声需求。由于螺杆机的排气噪声基频等于螺杆的啮合频率，一般阳螺杆齿数为4，单螺杆螺旋槽数为6，因此对于60hz定频压缩机，忽略电机的转差率，则双螺杆压缩机的排气噪声频率为240hz及其谐波；单螺杆压缩机的排气噪声频率为360hz及其谐波。又由于制冷螺杆压缩机属于喷油螺杆压缩机，其噪声值较高的频率通常是基频或其2次、3次谐波。特别是喷油量高的机组，其基频噪声往往是最高的，因此在消声器设计过程中只需要针对性的消除中低频噪声就可以满足设计需求。而采用本发明结构后，仅保留赫姆霍兹共鸣腔结构，省略各种隔板结构就可以取得和专利号201520276726.8相同的消声效果。（4）变频螺杆机组的排气噪声基频也是螺杆的啮合频率，其啮合频率随机组的运行频率变化。如果机组最高运行频率是60hz，那么对于单螺杆压缩机，当机组运行至60hz时，其排气噪声基频为360hz，当机组运行至50hz时，其排气噪声基频为300hz，当机组低于50hz运行时，其负荷降低，机组噪声也降低较多，因此，该变频机组需要有效削减的排气噪声基频范围是300hz~360hz。对于单进气内插管消声器，其基频的消声带宽通常只有30hz左右，这种单进气内插管设计显然无法有效削减300hz的排气基频噪声。而本发明采用孔板将一个消声腔分成两个串联的消声腔，每个消声腔单独设计进气内插管，从而使具有不同消声频率的两个赫姆霍兹共鸣腔串联成一个消声器，而且结构紧凑。将本发明的消声曲线对比单进气内插管消声器的消声曲线，很显然，本发明对300hz~360hz内的排气基频噪声均能有效削减。附图说明图1为本发明消声器一个实施例的断面结构示意图；图2为图1中进气内插管结构示意图；该实施例中附图标记如下：1—进气管、2—消声器壳体、2.1—渐扩管、2.2—直管、2.3—渐缩管、2.4—消声器腔体、3—出气管、4—进气内插管、5—进气内插管气孔。图3为本发明消声器在螺杆式机组中的安装位置示意图；该实施例中附图标记如下:1—进气管、2—消声器壳体、3—出气管、6—压缩机、6.1—压缩机排气口、6.2压缩机吸气口、7—排气管、8—冷凝器、9—节流阀、10—蒸发器；图4为本消声器另一个实施例的断面结构示意图;该实施例中附图标记如下:1—进气管、2—消声器壳体、2.1—渐扩管、2.2—直管、2.3—渐缩管、2.4—消声器腔体、3—出气管、14—出气内插管、14.1—出气内插管气孔；图5为本发明消声器再一个实施例的断面结构示意图；该实施例中附图标记如下：1—进气管、2—消声器壳体、2.1—渐扩管、2.2—直管、2.3—渐缩管、、3—出气管、4—进气内插管、5—进气内插管气孔、11—孔板、11.1—孔板气孔、12—进气消声腔、13—出气消声腔、14—出气内插管、14.1—出气内插管气孔。图6为实施例1的消声曲线。图7为实施例3的消声曲线。图8为本发明三个实施例内插管与进气管或出气管直径比值对应的压力损失趋势图。图9为本发明实施例一内插管长度与壳体长度比例系数对应的噪声传递损失效果图。在上面所有附图中，相同的附图标记用来表示相同的元件或结构。具体实施方式为了使本发明的目的、技术方案及优点更加清楚明白，以下结合附图及实施例，对本发明进行进一步详细说明。此处所描述的具体实施例仅仅用以解释本发明，并不用于限定本发明。此外，下面所描述的本发明各个实施方式中所涉及到的技术特征只要彼此之间未构成冲突就可以相互结合。实施例1：如图1-3所示用于螺杆式机组的排气消声器，由进气管1、消声器壳体2、出气管3、进气内插管4、进气内插管气孔5组成。所述进气管1与出气管3分别从两端相对而与消声器壳体2的两端各自连通，上述所指的进气管1、出气管3与消声器壳体2的连通指的是进气管1和出气管3分别固定连接在消声器壳体2上，连接处密封。消声器壳体2按冷媒流动方向由渐扩管2.1、直管2.2、渐缩管2.3组成；所述消声器壳体2内布置有进气内插管4，该进气内插管4固定在渐扩管2.1上，进气内插管4由与渐扩管2.1连接处插入消声器腔体2.4中；进气内插管4开设有进气内插管气孔5。所述进气管1的内径为50mm~450mm，所述出气管3的内径大于或等于进气管1内径，其中进气管内径与出气管内径的比值是0.6~1。所述消声器壳体2由渐扩管2.1、直管2.2、渐缩管2.3组成，其中渐扩管2.1与进气管1固定连接，连接处密封，渐缩管2.3和出气管3固定连接，连接处密封，渐扩管2.1和渐缩管2.3形状可以不一致。直管2.2的内径比进气管1的内径大，直管2.2内径与进气管1内径的比值为1.1~3，消声器壳体2的总长度与进气管1内径的比值为1.5~6。此外，一般为了美观以及方便制作，优选消声器壳体2的回转中心与进气管1和出气管3的回转中心重合，内插管回转中心与消声器壳体的回转中心重合。这种中心重合设置对消音效果影响不太大，不重合也不影响本发明的消音效果。同时该重合为理论上重合，允许安装或焊接上的合理范围内误差存在。在本发明中，所述进气内插管4固定在渐扩管2.1上，进气内插管4外圆周面端头一圈与渐扩管2.1的内圆周面密封连接。图8和表1中，进气内插管与进气管内径比值对应的压力损失趋势说明：进气内插管4与进气管1内径相同或比进气管内径大，即只要内插管和进气管的比例大于等于1，消声器沿程压力损失和局部压力损失效果就很好。因而内插管和进气管的内径比例的范围可以在较大的范围内进行优选，如1-2,1-1.5均可。由于进气内插管4内径大于或等于进气管1内径，因此冷媒从进气管1流动到进气内插管4时流速不会升高，从而大幅降低消声器沿程压力损失和局部压力损失。表1内插管与进气管或出气管内径比值对应的压力损失趋势表比例系数压力损失(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所述进气内插管4周向壁面上开设有通孔型气孔5，气孔5直径为5mm~35mm，数目为1~20个。消声器壳体2内部的组合回转空间为消声器腔体2.4；如图9和表2所示，当消音器壳体长度为405mm，内插管上开孔数量为4个，内插管上开孔孔径为20mm时，内插管长度与壳体长度比例系数对应的传递损失效果趋势说明：当内插管长度与壳体长度比例系数为0.33时，噪声传递损失最大，效果最优。因噪声传递损失除与内插管长度与消声器壳体长度比的比例系数有关外，还与内插管开孔数量及孔径有关，经多次试验及模拟分析，进气内插管4的长度与消声器壳体2总长度的比值优选0.1~0.8。表2传递损失对应表比例系数传递损失（db）0.10.30.20.90.38.20.33470.358.30.43.40.51.20.60.90.710.80.7在本发明中，进气内插管4、进气内插管气孔5与消声器腔体2.4形成赫姆霍兹共鸣腔，使与赫姆霍兹共鸣腔频率相同的噪声被消声器腔体2.4吸收，从而降低该频率噪声。使用时，将本发明安装在螺杆式冷水热泵机组中压缩机6的排气口6.1或与压缩机排气口6.1相连接的排气管7上，用于减小机组的噪声。如图3所示，所述机组还包括顺次连接的冷凝器8、节流阀9、蒸发器10。实施例2：如图2-4所示用于螺杆式机组的排气消声器，与实施例1结构相同，区别在于在出气端的渐缩管2.3中设置内插管。采用本实施例结构后，仅保留赫姆霍兹共鸣腔结构，省略各种隔板结构就可以取得和专利号201520276726.8相同的消声效果。该实施例的压力损失趋势同样符合图8以及表1，图表中压力损失对应的内容是：内插管内径与出气管内径相同或比出气管内径大。实施例3：如图2、3、5所示用于螺杆式机组的排气消声器，在实施例1的基础上增加了出气内插管14，相应的还在进气内插管4和出气内插管14之间增加了孔板11。其余与实施例1同。详细来说，如图2、3、5，该用于螺杆式机组的排气消声器由进气管1、消声器壳体2、出气管3、进气内插管4、孔板11、出气内插管14组成。所述进气管1与出气管3分别从两端相对而与消声器壳体2的两端各自连通，上述所指的进气管1、出气管3与消声器壳体2的连通指的是进气管1和出气管3分别固定连接在消声器壳体2上，连接处密封。消声器壳体2按冷媒流动方向由渐扩管2.1、直管2.2、渐缩管2.3组成；所述消声器壳体2内布置有进气内插管4，该进气内插管4固定在渐扩管2.1上，进气内插管4由与渐扩管2.1连接处插入进气消声腔12中；进气内插管4开设有气孔5。所述消声器壳体2内布置有出气内插管14，该出气内插管14固定在渐缩管2.3上，出气内插管14由与渐缩管2.3连接处插入出气消声腔13中；出气内插管14开设有出气内插管气孔14.1。所述消声器壳体2内布置有孔板11，孔板11固定在直管2.2上，孔板11外圆周面与直管2.2内圆周面密封连接，优选孔板11中心开设有通孔型孔板气孔11.1。在本发明中，所述孔板11将消声器分成进气消声腔12和出气消声腔13，两个消声腔形成串联。所述进气管1的内径为50mm~450mm，所述出气管3的内径大于或等于进气管1内径，其中进气管内径与出气管内径的比值是0.6~1。所述消声器壳体2由渐扩管2.1、直管2.2、渐缩管2.3组成，其中渐扩管2.1与进气管1固定连接，连接处密封，渐缩管2.3和出气管3固定连接，连接处密封，渐扩管2.1和渐缩管2.3形状可以不一致。直管2.2的内径比进气管1的内径大，直管2.2内径与进气管1内径的比值为1.1~3，消声器壳体2的总长度与进气管1内径的比值为1.5~6。在本发明中，所述进气内插管4固定在渐扩管2.1上，进气内插管4外圆周面端头一圈与渐扩管2.1的内圆周面密封连接。在本发明中，所述出气内插管14固定在渐缩管2.3上，出气内插管14外圆周面端头一圈与渐缩管2.3的内圆周面密封连接。所述出气内插管14的内径大于等于出气管3的内径。所述进气内插管4的内径大于等于进气管1的内径。这一点与图8和表1中的压力损失趋势描述相对应。由于进气内插管4和出气内插管14的内径大于或等于进气管1内径，因此冷媒从进气管1流动到进气内插管4和出气内插管14时流速不会升高，从而大幅降低消声器沿程压力损失和局部压力损失。所述进气内插管4和出气内插管14周向壁面上开设有通孔型进气内插管气孔5和出气内插管气孔14.1，进气内插管气孔5和出气内插管气孔14.1直径为5mm~35mm，数目为1~20个。此外，一般为了美观以及方便制作，优选消声器壳体2的回转中心与进气管1和出气管3的回转中心重合。内插管回转中心与消声器壳体的回转中心重合。这种中心重合设置对消音效果影响不太大，不重合也不影响本发明的消音效果。同时该重合为理论上重合，允许安装或焊接上的合理范围内误差存在。在本发明中，进气内插管4、进气内插管气孔5与进气消声腔12形成进气侧赫姆霍兹共鸣腔；出气内插管14、出气内插管气孔14.1与出气消声腔13形成出气侧赫姆霍兹共鸣腔，进气侧赫姆霍兹共鸣腔和出气侧赫姆霍兹共鸣腔的消声频率不同，使与赫姆霍兹共鸣腔频率相同的噪声分别被进气消声腔12和出气消声腔13吸收，从而降低不同频率噪声。使用时，将本发明安装在螺杆式冷水热泵机组中压缩机6的排气口6.1或与压缩机排气口6.1相连接的排气管7上，用于减小机组的噪声。如图3所示，所述机组还包括顺次连接的冷凝器8、节流阀9、蒸发器10。相对于现有技术，本发明具有如下有益效果：（1）进气内插管和孔板上气孔的内径与进气管内径相同或比进气管内径大，从而使气流从进气管流入到进气内插管时，流速不变或变小。根据沿程压力损失公式，当管径增大、流速减小，其它参数不变时，湍流的沿程压力损失减小。同样，流速减小，其它参数不变时，湍流的局部压力损失也减小，因此采用这种气流速度不增加的设计，可以大幅降低管路的沿程压力损失和局部压力损失。（2）结构简单，仅采用赫姆霍兹共鸣腔达到消声需求。由于螺杆机的排气噪声基频等于螺杆的啮合频率，一般阳螺杆齿数为4，单螺杆螺旋槽数为6，因此对于60hz定频压缩机，忽略电机的转差率，则双螺杆压缩机的排气噪声频率为240hz及其谐波；单螺杆压缩机的排气噪声频率为360hz及其谐波。又由于制冷螺杆压缩机属于喷油螺杆压缩机，其噪声值较高的频率通常是基频或其2次、3次谐波。特别是喷油量高的机组，其基频噪声往往是最高的，因此在消声器设计过程中只需要针对性的消除中低频噪声就可以满足设计需求。而采用本发明结构后，仅保留赫姆霍兹共鸣腔结构，省略各种隔板结构就可以取得和专利号201520276726.8相同的消声效果，本发明的实施例1和实施例2。（3）变频螺杆机组的排气噪声基频也是螺杆的啮合频率，其啮合频率随机组的运行频率变化。如果机组最高运行频率是60hz，那么对于单螺杆压缩机，当机组运行至60hz时，其排气噪声基频为360hz，当机组运行至50hz时，其排气噪声基频为300hz，当机组低于50hz运行时，其负荷降低，机组噪声也降低较多，因此，该变频机组需要有效削减的排气噪声基频范围是300hz~360hz。对于单进气内插管消声器，其基频的消声带宽通常只有30hz左右，如图5所示,横轴为频率（单位为hz），纵轴为噪音损失（单位为db）,该消声器峰值频率设计为360hz。这种单进气内插管设计显然无法有效削减300hz的排气基频噪声。而本发明采用孔板将一个消声腔分成两个串联的消声腔，每个消声腔单独设计进气内插管，从而使具有不同消声频率的两个赫姆霍兹共鸣腔串联成一个消声器，而且结构紧凑。本发明的消声曲线如图7所示，横轴为频率（单位为hz），纵轴为噪音损失（单位为db）。对比图5中单进气内插管消声器的消声曲线，很显然，本发明与实施例3对应的图7中对300hz~360hz内的排气基频噪声均能有效削减。（4）本发明利用消声器壳体内的膨胀腔减小压力脉动，利用开孔进气内插管形成的赫姆霍兹共鸣腔降低噪声。由于进气内插管内径大于或等于进气管内径，因此冷媒从进气管流动到进气内插管时流速不会升高，从而大幅降低消声器沿程压力损失和局部压力损失。与专利号201520276726.8的消声器相比，本发明在保证消声量的前提下，消声器压力损失更小，结构更简单。而且进一步的，由孔板将消声腔分成两个串联的消声腔体，使消声器能够适用于排气噪声频率随机组运行频率变化的变频螺杆机组。以上所述仅为本发明的较佳实施例，并不用以限制本发明，凡在本发明的精神和原则之内所作的任何修改、等同替换和改进等，均包含在本发明的保护范围之内。当前第1页12