一、引言

隨著螺桿壓縮機的不斷更新換代，性能得到了持續(xù)提升，壓縮機的振動噪聲改善已逐漸成為螺桿壓縮機技術發(fā)展需要面臨的新挑戰(zhàn)，同時也成為了各生產廠家提升其自身產品競爭力的一個重要“賣點”，尤其是對于螺桿壓縮機及其系統的振動噪聲有著極其嚴苛要求的一些特殊應用場合。

此外，螺桿壓縮機的振動噪聲問題，不僅會造成噪聲污染，而且還會影響機器性能和可靠性。因此螺桿壓縮機減振降噪技術逐漸成為壓縮機的核心技術，振動小噪聲低是螺桿壓縮機未來發(fā)展的一個重大趨勢。

二、振動噪聲產生機理

圖1所示為雙螺桿壓縮機的典型結構，它主要由機體以及包含在機體內的一對平行配置的螺旋轉子和吸排氣孔口組成。壓縮機與電動機封裝在同一殼體內，電動機與陽轉子同軸。在電動機的驅動下，陰、陽轉子像齒輪一樣嚙合旋轉，由轉子齒頂與機體內壁面圍成的工作容積周期性擴大和縮小，實現吸氣、壓縮和排氣過程。

根據螺桿壓縮機的工作原理，可以將螺桿壓縮機的振動噪聲產生機理分為機械接觸產生的機械性振動噪聲和氣流脈動誘發(fā)的流體性振動噪聲。

2.1機械性振動噪聲

機械性噪聲是固體振動所產生的，機械部件運行時在沖擊、摩擦、交變應力或磁性應力的作用下，各部件互相碰撞、摩擦、振動，從而發(fā)聲。螺桿壓縮機中機械性振動噪聲源來源于轉動部件，主要為嚙合的轉子和支撐的軸承，尤其是陰陽轉子嚙合過程中產生的振動噪聲是螺桿壓縮機機械性振動噪聲的主要根源。

①嚙合轉子振動噪聲

陰、陽轉子是螺桿壓縮機的核心部件，在工作過程中既受到徑向和軸向的氣體作用力，又受到傳動機構的作用力以及軸承的支撐力。這些力在螺桿壓縮機工作過程中周期性的變化，是壓縮機機械性振動噪聲的激勵源。在螺桿壓縮機中，陽轉子通過齒面接觸直接驅動陰轉子同步旋轉，嚙合過程中不可避免的產生機械振動，輻射機械噪聲，是主要的機械性振動噪聲激勵源。在實際運行過程中，由于轉子是金屬部件，本身存在撓性，由于加工或者裝配誤差導致的不對中、不平衡，往往會引起轉動過程中的徑向振動，產生異響，也都可能成為陰陽轉子運動過程中振動噪聲的激勵源。

②支撐軸承振動噪聲

螺桿壓縮機所用的軸承主要分為滑動軸承和滾動軸承。滑動軸承的振動主要是由于潤滑不充分或出現異常的摩擦使得油膜破裂而引起金屬間“粘滑”激振導致的；滾動軸承的振動主要是因為離散的滾動體對滾道的周期性沖擊導致[4]。相比而言，滾動軸承的振動噪聲大于滑動軸承，但滾動軸承能夠提供精確的運轉精度和承受較高的轉速，因此在螺桿壓縮機中主要采用滾動軸承來承受軸向和徑向力，而滑動軸承一般只應用于一些大型的螺桿壓縮機中。

在機械零部件加工精度和裝配誤差得到有效控制的前提下，螺桿壓縮機的機械性振動噪聲得到有效控制，相反流體性振動噪聲逐漸暴露出來，成為主要的振動噪聲源。

2.2流體性振動噪聲

流體動力性噪聲是指流體的流動或固體在流體中運動，引起流體振動而產生的噪聲。隨著機械性振動噪聲的深入研究和機械加工裝配精度的提升，機械性振動噪聲得到有效控制，而氣流脈動誘發(fā)的流體性噪聲已經成為螺桿壓縮機的主要噪聲源，按照其產生的位置和特點可以分為齒間容積噪聲、排氣噪聲和吸氣噪聲。

①齒間容積噪聲

當螺桿壓縮機處于吸氣結束后、排氣開始前的狀態(tài)時，齒間容積并未與吸、排氣孔口連通，在此過程內齒間容積與外界的連通通道僅有泄漏三角形、齒頂間隙、嚙合間隙和端面間隙。齒間容積內的氣體介質隨著齒間容積的減小而不斷被壓縮，同時少部分介質會通過上述泄漏通道進入到相鄰齒間容積或吸氣側齒間容積，在此過程內不僅會產生流體流動噪聲，而且在壓差作用下氣體介質通過各間隙內的流動也會產生一定的噪聲。當齒間容積與噴油、噴液或補氣孔口連通時，額外的氣液流動甚至會導致更為劇烈的流動噪聲。泄漏三角形的面積較其他泄漏通道的面積而言相對較大，同時泄漏三角形前后連接著兩個壓力不等的齒間容積，這兩個相對獨立的聲學元件還會受到外界的激勵而產生共鳴，導致更大的流體動力性噪聲。

②排氣噪聲

在轉子嚙合腔與排氣孔口連通的初期，在壓差的作用下排氣腔中的高壓氣體會很快地倒流入嚙合腔導致腔內壓力快速升高。在慣性力的作用下會形成過沖，使得嚙合腔中的壓力要大于排氣壓力，而排氣腔中的壓力則處于低谷。隨著排氣孔口的開度迅速增加和排氣容積的減小，氣體開始向排氣腔流動。此時，流入排氣腔中的氣體速度和排氣腔中氣體壓力的變化較平穩(wěn)，主要受排氣容積變化率和孔口流通面積的影響。

排氣過程中，轉子嚙合腔相繼進行排氣，導致容積周期性的變化，而每個周期內速度和壓力也在各種作用力下產生周期性的變化，形成排氣氣流脈動，誘發(fā)氣動噪聲。

③吸氣噪聲

吸氣噪聲和排氣噪聲具有一定的相似性，工作容積與吸、排氣孔口連通過程中，工作容積周期性的增加或減小，同時伴隨著工作容積與吸、排氣孔口間連通面積的周期性變化，使得流體流動特性變化劇烈，產生較大的氣流脈動，誘發(fā)氣動噪聲。

Sangfors等對辨識螺桿壓縮機主要的振動噪聲源開展了大量的研究工作，均指出處于氣流脈動基頻及其整數倍頻率的振動噪聲值較大，由于工作容積與吸、排氣孔口周期性連通所引起的氣流脈動是螺桿壓縮機振動噪聲的主要誘因。此外，由于處于排氣腔內的氣體密度遠大于吸氣腔內的氣體密度，導致排氣氣流脈動所誘發(fā)的氣動噪聲更為顯著。

三、振動控制技術

螺桿壓縮機運行中陰陽轉子相互嚙合，產生機械振動，通過軸承將振動傳遞到機殼和機腳。因此，提高轉子加工精度，減小軸系裝配誤差，優(yōu)化支撐軸承游隙等措施可以從振動激勵源頭上抑制螺桿壓縮機振動的產生，設計安裝減振墊等措施從振動傳遞路徑上進一步隔離振動的傳遞，從而達到減小螺桿壓縮機振動的目的。

3.1振動激勵源頭減振

①提高加工精度，減小裝配誤差

提高轉子加工精度降低轉子表面粗糙度和改善裝配工藝減小軸系裝配誤差等措施減小轉子嚙合過程中產生的機械振動，從源頭上控制壓縮機的振動激勵源，可以有效降低壓縮機運行過程中產生的機械振動。靳春梅等通過實驗研究指出，提高轉子的加工精度，由銑削改為磨削，降低了表面粗糙度，使壓縮機運行過程中振動得到有效控制，中、高頻噪聲也得到一定程度的降低。

②減小支撐軸承游隙

減小支撐軸承游隙，可以提高轉子旋轉精度，縮小轉子嚙合過程中偏心量，降低高速運轉過程中轉子不平衡質量誘發(fā)的振動噪聲。殷玉楓等[7]通過理論與實驗研究得出滾動軸承的徑向游隙對軸承振動噪聲的影響最為顯著。隨著徑向游隙的加大，振動噪聲隨之增強，并呈現很好的線性關系。

3.2振動傳遞路徑隔振

①提高結構件剛度

提高機殼剛度，降低機殼振動響應。螺桿壓縮機機殼徑向和圓周方向上增加加強筋，可以提高機殼的剛度，降低機殼振動響應，阻礙壓縮機轉子和軸承的振動激勵傳遞到機殼上。

②設計安裝減振墊

設計安裝減振墊，隔離螺桿壓縮機的振動傳遞。根據螺桿壓縮機的轉子型線、電機運行轉速、自身重量和實際減振需求，設計減振器，安裝到螺桿壓縮機機腳上，可以阻礙機腳振動傳遞到安裝基礎面上，有效降低壓縮機安裝基礎上的振動。

四、噪聲控制技術

螺桿壓縮機運行過程中周期性的吸氣、壓縮和排氣過程不可避免的會產生氣流脈動，進而誘發(fā)氣動噪聲。隨著機械性振動噪聲的深入研究和機械加工裝配精度的提升，機械性振動噪聲得到有效控制，而氣流脈動誘發(fā)的流體性噪聲已經成為螺桿壓縮機的主要噪聲源。因此，應用排氣端面衰減裝置、赫姆霍茲氣流脈動衰減腔和穿孔板脈動衰減器等措施可以從氣流脈動源頭上衰減氣流脈動幅值，降低氣流脈動誘發(fā)的氣動噪聲，設計具有雙層壁結構的機殼和安裝隔聲罩等措施在傳遞路徑上阻礙噪聲的傳遞，可有效降低壓縮機的整體噪聲。

4.1氣流脈動誘發(fā)的氣動噪聲源頭控制

①排氣端面氣流脈動衰減裝置

基于聲波干涉原理，設計旁支流道產生與管道內氣流脈動幅值相等，相位相反的旁支氣流脈動，兩者相互疊加抵消，從而達到衰減氣流脈動的目的，其結構示意圖如圖2所示。當旁支流道長度為流體介質半波長的整數倍時，排氣管內氣流脈動幅值最小，其衰減效果如圖3所示。

基于半波長管原理，周明龍等針對螺桿壓縮機氣流脈動的周期特性，結合壓縮機結構的內部空間，在排氣端面上設計氣流脈動衰減裝置，從排氣源頭上衰減氣流脈動幅值，降低氣流脈動誘發(fā)的氣動噪聲。圖4是應用在螺桿壓縮機排氣端面的一種具體結構。

②赫姆霍茲氣流脈動衰減腔

赫姆霍茲共振器是聲學中一個比較常見的降噪裝置，其主要由短管和腔體組成，如圖5所示，在一定條件下可用其來消減螺桿壓縮機排氣腔內的氣流脈動幅值。

根據赫姆霍茲共振器的結構尺寸可以計算出赫姆霍茲共振器的固有頻率fr：

式中c—流體介質聲速；

S—短管截面積；

L—短管有效長度；

V—腔體體積。

當入射聲波pi的頻率接近赫姆霍茲共振器的固有頻率時，在赫姆霍茲共振器的短管中產生強烈振動，通過克服摩擦阻力而消耗聲能，從而降低下游聲波的幅值。

基于赫姆霍茲共振器原理，武曉昆等在螺桿壓縮機的排氣軸承座上設計赫姆霍茲氣流脈動衰減腔，排氣氣流脈動幅值衰減30%以上，氣流脈動基頻下的機腳振動加速度可降低36.2%-40.9%。

③穿孔板脈動衰減器

穿孔板脈動衰減器結構如圖6所示，其脈動衰減機理是穿孔板上每個穿孔與其對應的腔體組成的系統類似赫姆霍茲氣流脈動衰減腔，穿孔板脈動衰減器可以看成許多赫姆霍茲氣流脈動衰減腔的并聯。

按照馬大猷院士經典理論，穿孔板脈動衰減器的衰減頻率fMPA可以表示為

式中c—流體介質聲速；

t—穿孔板厚度；

d—穿孔孔徑；

D—穿孔板腔體深度；

P—穿孔率（穿孔面積/全面積100%）。

基于穿孔板設計原理，劉華等[15]針對變頻螺桿壓縮機排氣氣流脈動誘發(fā)的氣動噪聲設計寬頻帶穿孔板氣流脈動衰減器。應用氣流脈動衰減器后，在運行轉速3000～4500rpm區(qū)間，氣流脈動基頻排氣噪聲值下降3.0dBA以上；在排氣噪聲較大的高轉速運行區(qū)間4500～5100rpm，排氣噪聲值下降5.0dBA到7.5dBA，實現了變頻螺桿壓縮機全頻率段的降噪。

4.2噪聲傳遞路徑隔聲

①機殼雙層壁設計

螺桿壓縮機機殼采用雙層壁結構，可以阻礙振動噪聲的傳遞，降低壓縮機的整體噪聲。格力，大冷等企業(yè)將機體外殼采用雙層壁結構，減弱噪聲向外輻射的能力，起到隔離噪聲的作用。此外，壓縮機采用液體冷卻方式（如油冷、水冷等），不僅可阻礙噪聲的傳遞，而且采用液冷方式后可取消風冷方式的風扇，也有助于降低螺桿壓縮機的整體噪聲。

②隔聲罩設計

根據螺桿壓縮機的噪聲頻譜特性，設計隔聲罩結構，優(yōu)化隔聲罩的吸聲材料，可以有效降低壓縮機的遠場噪聲。程雙靈等[16]通過對隔聲罩結構和吸聲材料的優(yōu)化，螺桿壓縮機噪聲下降了近10dBA。

4.3氣流脈動衰減

目前氣流脈動衰減與抑制主要針對特定運行工況，當壓縮機運行工況變化較大時，尤其是變頻螺桿壓縮機變轉速工況，氣流脈動衰減裝置的衰減效果減弱甚至消失。為了滿足不同運行工況下氣流脈動衰減效果，拓寬氣流脈動衰減頻率范圍，往往只能被動的采用多個衰減裝置并聯或者串聯，不僅會犧牲衰減效果，還會帶來衰減裝置體積過大無法安裝甚至被動增加壓縮機體積。因此，根據壓縮機的運行工況和氣流脈動特性，自動調節(jié)氣流脈動衰減裝置的衰減頻率，有效降低壓螺桿縮機氣流脈動的衰減裝置迫在眉睫。周明龍等[17]等根據壓縮機運行特性設計的一種可調頻自適應氣流脈動衰減器將成為一種新的趨勢。

4.4主動減振

在螺桿壓縮機運行過程中，根據所檢測到的壓縮機振動信號，振動數據經過實時處理，通過一定的控制策略，驅動作動器對壓縮機施加外部激勵（如力，力矩等），最終達到抑制螺桿壓縮機振動，降低機械振動輻射噪聲的目的。目前國內主動減振技術還處于機理的研究階段，離實際應用還有較大距離。但是基于主動減振降噪技術的良好發(fā)展前景，以及螺桿壓縮機振動產生機理的深入研究，主動減振降噪技術將逐步應用到螺桿壓縮機減振降噪領域。

4.5有源降噪

有源降噪是利用聲波的相消干涉原理，通過引入電聲裝置產生額外的噪聲源與不希望的原始噪聲進行疊加，從而達到降低或者抑制噪聲的目的。

有源降噪具有良好的低頻降噪效果，最適用于控制低頻諧波噪聲，目前主要集中應用在耳機和汽車等領域。隨著有源技術的發(fā)展，以及螺桿壓縮機噪聲的深入研究，有源降噪將逐步應用到螺桿壓縮機降噪領域。

五、振動噪聲發(fā)展趨勢

5.1轉子材料

①轉子材質替換。隨著非金屬材料性能的改善和加工精度的提高，其良好的減振降噪性能逐漸顯現出來。在滿足使用要求的情況下，螺桿壓縮機的陽轉子可采用金屬鋼芯上注塑非金屬材料的結構，陰轉子采用金屬材料，降低陰陽轉子嚙合過程中產生的機械性振動噪聲。

②轉子表面處理。在轉子表面噴涂自潤滑封嚴涂層，一方面涂層的封嚴特性可減小轉子間的嚙合間隙，降低齒間容積的泄露通道內流體流動誘發(fā)的流體動力性噪聲；另一方面涂層的自潤滑特性可降低轉子嚙合的摩擦系數，降低轉子嚙合過程中產生的機械振動噪聲。

5.2轉子型線

①增加轉子齒數。螺桿壓縮機隨著轉子齒數的增加，增加了轉子嚙合過程中的重合系數，使嚙合載荷平均分配在較多的齒面上，減小單位齒面壓力，降低轉子嚙合過程中產生的機械振動噪聲。此外，轉子齒數較少時，轉子嚙合頻率低，低頻噪聲波長較長，其衍射能力強，傳播距離更遠，低頻噪聲控制較難；而轉子齒數增多，轉子嚙合頻率向高頻偏移，在傳播過程中容易被吸收衰減，高頻噪聲容易控制，使壓縮機遠場噪聲值更低。

②優(yōu)化齒型設計。在理論研究和實驗研究的基礎上優(yōu)化轉子的齒型設計，如增大扭轉角增加重合系數，增加嚙合線長度減小單位嚙合線上的載荷等措施減小轉子轉動過程中的齒面接觸力，降低轉子嚙合過程中產生的機械振動噪聲，使運行過程中轉子的振動平穩(wěn)，噪聲穩(wěn)定。

六、結論

對于螺桿壓縮機的振動噪聲問題，本文全面地介紹了螺桿壓縮機振動噪聲產生的機理及相應的控制措施。西安交通大學一直致力于螺桿壓縮機的研究，在螺桿壓縮機熱力學和動力學計算、轉子型線優(yōu)化、噴油優(yōu)化、排氣氣流脈動研究的基礎上，目前對螺桿壓縮機振動噪聲的研究也取得了一定的成果，但是振動噪聲影響因素眾多，且互相影響，互相制約，給螺桿壓縮機的減振降噪增加了難度，導致理論計算結果與實驗結果還存在一定差距，工程應用中還沒有形成系統的減振降噪的設計理論和方法。因此，從理論研究上降低壓縮機振動噪聲并應用于實踐還需要進一步的努力。