基于半波长管原理，周明龙等[8]针对螺杆压缩机气流脉动的周期特性，结合压缩机结构的内部空间，在排气端面上设计气流脉动衰减装置，从排气源头上衰减气流脉动幅值，降低气流脉动诱发的气动噪声。图4是应用在螺杆压缩机排气端面的一种具体结构。
②赫姆霍兹气流脉动衰减腔
赫姆霍兹共振器是声学中一个比较常见的降噪装置，其主要由短管和腔体组成，如图5所示，在一定条件下可用其来消减螺杆压缩机排气腔内的气流脉动幅值[9,10,11,12]。
根据赫姆霍兹共振器的结构尺寸可以计算出赫姆霍兹共振器的固有频率 fr：
式中 c—流体介质声速；
S—短管截面积；
L—短管有效长度；
V—腔体体积。
当入射声波pi的频率接近赫姆霍兹共振器的固有频率时，在赫姆霍兹共振器的短管中产生强烈振动，通过克服摩擦阻力而消耗声能，从而降低下游声波的幅值。
基于赫姆霍兹共振器原理，武晓昆等[13]在螺杆压缩机的排气轴承座上设计赫姆霍兹气流脉动衰减腔，排气气流脉动幅值衰减30%以上，气流脉动基频下的机脚振动加速度可降低36.2%-40.9%。
③ 穿孔板脉动衰减器
穿孔板脉动衰减器结构如图6所示，其脉动衰减机理是穿孔板上每个穿孔与其对应的腔体组成的系统类似赫姆霍兹气流脉动衰减腔，穿孔板脉动衰减器可以看成许多赫姆霍兹气流脉动衰减腔的并联。
按照马大猷院士经典理论[14]，穿孔板脉动衰减器的衰减频率fMPA可以表示为
式中 c—流体介质声速；
t—穿孔板厚度；
d—穿孔孔径；
D—穿孔板腔体深度；
P—穿孔率（穿孔面积/全面积100%）。
基于穿孔板设计原理，刘华等[15]针对变频螺杆压缩机排气气流脉动诱发的气动噪声设计宽频带穿孔板气流脉动衰减器。应用气流脉动衰减器后，在运行转速3000～4500rpm区间，气流脉动基频排气噪声值下降3.0dBA以上；在排气噪声较大的高转速运行区间4500～5100rpm，排气噪声值下降5.0dBA到7.5dBA，实现了变频螺杆压缩机全频率段的降噪。
4.2 噪声传递路径隔声
① 机壳双层壁设计
螺杆压缩机机壳采用双层壁结构，可以阻碍振动噪声的传递，降低压缩机的整体噪声。格力，大冷等企业将机体外壳采用双层壁结构，减弱噪声向外辐射的能力，起到隔离噪声的作用。此外，压缩机采用液体冷却方式（如油冷、水冷等），不仅可阻碍噪声的传递，而且采用液冷方式后可取消风冷方式的风扇，也有助于降低螺杆压缩机的整体噪声。
② 隔声罩设计
根据螺杆压缩机的噪声频谱特性，设计隔声罩结构，优化隔声罩的吸声材料，可以有效降低压缩机的远场噪声。程双灵等[16]通过对隔声罩结构和吸声材料的优化，螺杆压缩机噪声下降了近10dBA。
4.3 气流脉动衰减
目前气流脉动衰减与抑制主要针对特定运行工况，当压缩机运行工况变化较大时，尤其是变频螺杆压缩机变转速工况，气流脉动衰减装置的衰减效果减弱甚至消失。为了满足不同运行工况下气流脉动衰减效果，拓宽气流脉动衰减频率范围，往往只能被动的采用多个衰减装置并联或者串联，不仅会牺牲衰减效果，还会带来衰减装置体积过大无法安装甚至被动增加压缩机体积。因此，根据压缩机的运行工况和气流脉动特性，自动调节气流脉动衰减装置的衰减频率，有效降低压螺杆缩机气流脉动的衰减装置迫在眉睫。周明龙等[17]等根据压缩机运行特性设计的一种可调频自适应气流脉动衰减器将成为一种新的趋势。
4.4 主动减振
在螺杆压缩机运行过程中，根据所检测到的压缩机振动信号，振动数据经过实时处理，通过一定的控制策略，驱动作动器对压缩机施加外部激励（如力，力矩等），最终达到抑制螺杆压缩机振动，降低机械振动辐射噪声的目的。目前国内主动减振技术还处于机理的研究阶段，离实际应用还有较大距离。但是基于主动减振降噪技术的良好发展前景，以及螺杆压缩机振动产生机理的深入研究，主动减振降噪技术将逐步应用到螺杆压缩机减振降噪领域。
4.5 有源降噪
有源降噪是利用声波的相消干涉原理，通过引入电声装置产生额外的噪声源与不希望的原始噪声进行叠加，从而达到降低或者抑制噪声的目的。
有源降噪具有良好的低频降噪效果，最适用于控制低频谐波噪声，目前主要集中应用在耳机和汽车等领域。随着有源技术的发展，以及螺杆压缩机噪声的深入研究，有源降噪将逐步应用到螺杆压缩机降噪领域。
五、振动噪声发展趋势
5.1 转子材料
① 转子材质替换。随着非金属材料性能的改善和加工精度的提高，其良好的减振降噪性能逐渐显现出来。在满足使用要求的情况下，螺杆压缩机的阳转子可采用金属钢芯上注塑非金属材料的结构，阴转子采用金属材料，降低阴阳转子啮合过程中产生的机械性振动噪声。
② 转子表面处理。在转子表面喷涂自润滑封严涂层，一方面涂层的封严特性可减小转子间的啮合间隙，降低齿间容积的泄露通道内流体流动诱发的流体动力性噪声；另一方面涂层的自润滑特性可降低转子啮合的摩擦系数，降低转子啮合过程中产生的机械振动噪声。
5.2 转子型线
① 增加转子齿数。螺杆压缩机随着转子齿数的增加，增加了转子啮合过程中的重合系数，使啮合载荷平均分配在较多的齿面上，减小单位齿面压力，降低转子啮合过程中产生的机械振动噪声。此外，转子齿数较少时，转子啮合频率低，低频噪声波长较长，其衍射能力强，传播距离更远，低频噪声控制较难；而转子齿数增多，转子啮合频率向高频偏移，在传播过程中容易被吸收衰减，高频噪声容易控制，使压缩机远场噪声值更低。
② 优化齿型设计。在理论研究和实验研究的基础上优化转子的齿型设计，如增大扭转角增加重合系数，增加啮合线长度减小单位啮合线上的载荷等措施减小转子转动过程中的齿面接触力，降低转子啮合过程中产生的机械振动噪声，使运行过程中转子的振动平稳，噪声稳定。
六、结论
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