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压缩机辅助机械设备

第五章压缩机的辅助设备

第一节压缩机的冷却和冷却设备

一、概述

（一）、压缩机装置中的冷却部位

1、级间冷却其优劣直接影响到压缩机工作的可靠性与经济性

2、后冷却被压缩气体排出压缩机后进行后冷却。

其目的是：

1）改善气体品质。

后冷却使气体温度降低，使气体中所含水分与油雾便于分离。

2）减少气体流动阻力损失或减小气体管道直径。

排出气体经后冷却，其比容积进一步减少，由此在管径不变时可减小气体流动阻力损失，或保持流速不变时则管道直径可减小。

3、润滑油冷却往复压缩机中的润滑油冷却，是为保证其运动部分能得到合适粘性的润滑油进行润滑。

回转压缩机中，当用润滑油进行内冷却时，对润滑油的冷却主要是间接导走被压缩气体的热量，使润滑油降低温度而可循环使用。

4、气缸冷却详见前述章节压缩机气缸设计内容。

（二）、对冷却系统与设备的要求

1）必须满足热力设计中对级间冷却与后冷却的温度要求，即能释放所应导走的热量。

2）总传热系数高，使冷却器结构尺寸小、重量轻。

3）流动阻力损失小。

这在气侧可减少压缩机所消耗的功，也减少了热交换器的热负荷（因为由流动阻力转变的热量减少了）；在水侧可减小泵功消耗；风冷时减少风机功耗。

4）系统应简单、可靠，便于清理与修理。

二、冷却系统设计

（一）、冷却介质选择

1．空气主要用于移动式或撬装式压缩机，以及缺水的场合。

2．水水能承担比空气更大的热负荷传递，故适用于中、大型压缩机。

但是，多数情况下冷却被压缩气体后升温的水，仍需由空气进行冷却，以使水能循环使用。

3．润滑油主要用于回转压缩机内冷却。

但冷却后的润滑油大都也需由空气进行冷却，以便进行循环使用，仅在水源丰富时用水再冷却润滑油。

（二）、风冷式冷却系统

1．微型风冷压缩机装置如图5-1所示，其结构比较简单，大都利用带轮轮辐作成风扇，把排气管道作成盘管（光管或带翅片）；由风扇形成的气流先通过盘管再冷却气缸。

2．小型风冷压缩机装置为使冷却气流均匀，中间冷却器置于风扇进气侧，由风扇抽气冷却，气缸置于吹风侧，为保证气缸良好冷却，应设置导流罩。

3．中型风冷多级压缩机装置图5-2为Arid公司天然气汽车加气站用风冷四级天然压缩机装置。

图中压缩机为对动式，为方便管道布置，组合式风冷冷却器配置在压缩机非驱动侧，冷却器风扇由单独的电动机经皮带传动来驱动。

若为立式或角度式压缩机，且不做成集装箱式结构，则冷却器可安置在压缩机上部。

（三）、水冷式冷却系统

1、按冷却水通过气缸与中间冷却器顺序分类

（1）串联式冷却系统如图5-3所示，串联式冷却系统中，冷却水先进入中间冷却器，再顺序流经第Ⅰ级与第Ⅱ级气缸，最后流经后冷却器后排出。

该系统特点是：

结构简单、水温升较高、水耗量较少，其缺点是发生故障时检查不方便。

这是两级压缩机常用的形式。

（2）并联式冷却系统如图5-4所示，冷却水从总进水管分别流到各级气缸与中间冷却器，然后再分别流入总排水漏斗。

这种系统水量可分别调节，冷却效果良好，查找故障方便，但系统管线较复杂，水耗量相对于串联式要高一些。

（3）混联式冷却系统冷却水分别从总水管引入各中间冷却器，然后分别导致相应的各级气缸，最后汇入总排水管。

该系统兼有并联与串联的优点，主要用于多级压缩机。

2、按冷却水应用方式分类

（1）开式冷却系统

1）冷却水一次性使用。

当压缩机装置靠近江、河、湖泊等水源，并可直接应用时，冷却水因冷却气体而升温后，即排入水源下流处。

此种场合应特别注意水质要求及是否会污染水源。

一次性地用城市供水系统的水源是非常不经济的，仅在不经常使用的小型压缩机装置允许应用。

2）冷却水循环使用。

冷却水因冷却气体而升温后，再送至水冷却塔或水冷却池进行冷却，然后再循环使用。

此种系统水质容易控制，并且不会污染环境，但需定期补充水，并且冷却塔与管道配置及水泵要增加一次性投资，泵与冷却塔中的风扇也要消耗电能，它们实际上也要加入到单位气体的耗电量中。

（2）闭式冷却系统冷却水始终置于管道内。

因冷却气体而升温的水，再通过专门的热交换器释放热量。

导热的介质在缺水地区为空气；在有水源但不宜直接用于级间冷却时（如海水），则可考虑用水冷却，但此种热交换器应特殊设计。

第二节第二节       压缩机噪声和噪声控制措施

一、噪声控制标准

人不能没有声音，一个人在绝对无声的环境中呆3~4h就会失去理智，但是过强的噪声对人体健康和生活有害，故需要合适地控制。

这就要建立噪声控制的标准和法规。

我国已建立一系列标准，其中在劳动保护方面有《工业企业噪声卫生标准》；环境保护方面有《城市区域环境噪声标准》、以及一些机器的噪声控制标准等。

1．《工业企业噪声卫生标准》（试行草案）简介

该标准规定工业企业的生产车间和作业场所的工作地点，噪声标准为85dB（A）（脉冲声除外）。

这是针对每个工作日接触噪声时间为8h计算的。

若工作时间每减半一次，则可再放宽3dB（A）；若现有企业暂时达不到标准，可适当放宽5dB（A）。

2．《城市区域环境噪声标准》简介此标准所规定的城市各类区域环境噪声标准值见表5-1。

对于夜间频繁突发出现的噪声，其峰值不超过标准值10dB（A）（如风机、排气噪声）。

夜间偶然出现的突出噪声（如短促鸣笛声）。

则其峰值不超过标准值15dB（A）。

3．压缩机噪声控制标准压缩机属于产生噪声的高噪设备。

根据1987年开始实行的噪声防治法规定，凡是高噪设备，必须有噪声控制指标。

由于压缩机大小不一，种类又繁多，不可能有同一的控制标准，目前只是对批量大、用途广的一些空气压缩机、制冷压缩机等制订了标准。

二、压缩机噪声源

（一）、概述

压缩机是一种高噪设备，从声源控制噪声，是噪声控制最根本而又有效的措施，为此首先必需对压缩机的噪声源及其特性进行分析。

压缩机的噪声频率比较宽广，一般有影响的主要峰值频率在20~2000Hz之间。

压缩机的声源是一种综合性的机械噪声源，从性质上讲，它包含了机械性噪声和空气动力性噪声两种类型。

从发声部位上讲，压缩机的各个零件都会发出噪声，只是噪声的强弱与频率的高低有所不同，各种压缩机的噪声源部位及其传递途径大体上是类似的。

（二）、噪声源

1、1、 气缸内气体压力变化产生噪声

当压缩机工作时，气缸内气体压力发生周期变化，这种气体压力变化产生缸内的气体声，同时激发起活塞、气缸、缸盖、连杆、机体等零部件的振动、冲击而发出固体声，这是产生压缩机噪声的重要来源。

2、2、 切向力波动引起噪声

往复压缩机切向力的波动，会引起压缩机倾覆力矩的波动，从而引起机器的摇摆。

它们引起机器较大的摇摆角振动，有时会引起曲轴启动时的扭转共振。

高频波动还会引起与压缩机本机相连的某些中冷器、管道等部件产生强烈振动响应的原因，从而使后者辐射出高频的共振的噪声。

3、活塞（或十字头）敲击激振

对于无十字头的活塞压缩机，作用在活塞上由气体力、惯性力所引起的侧压力，在一个工作循环中要改变正负号，加之活塞与气缸间存在着间隙，这就必然引起活塞由一侧向另一侧的横向运动，从而敲击气缸。

由于活塞销上作用着粘性阻力，以及活塞质心与旋转中心不重合而使活塞产生摆动，故敲击气缸是活塞横向运动和摆动共同形成的。

这种敲击在一个工作循环中可多次发生，但以上止点的敲击最为严重。

敲击是瞬时突加载荷，具有很宽的频率成分。

敲击力波的传播途径是直接通过气缸传到机身上去的。

这种冲击载荷很易激发气缸、机身在高频范围内的固有频率的振动和噪声，一般敲击噪声在1~4Kz范围内。

一般对于起动时的高转速、大直径气缸的单作用压缩机容易产生活塞敲击。

对于带十字头的压缩机，十字头也会发生对滑道的径向敲击，其性质与上述活塞敲击气缸类似。

对于卧式双作用压缩机产生敲击的因素冲，除了侧向力的变向外，十字头本身重力的存在也起重要作用，特别在卧式对称平衡式压缩机中的某一侧（与压缩机曲轴旋转方向有关），十字头敲击机体的滑道比较严重，这说明是与该十字头重力作用相关的。

4、气阀噪声

随着气阀的启闭，以及气阀通道处气体流动的变化，引起气阀处的气体声和固体声。

排气阀噪声由下列部分组成。

1）、阀片的敲击声阀片在开启时敲击升程限制器，关闭时敲击阀座，故在一个工作周期中产生两次敲击。

随着阀片升程增加、转速增加、冲击噪声也将增大。

通常以冲击阀座的噪声较大，尤其是当阀片延迟关闭时，阀片关闭瞬间的撞击速度的幅值很大，故产生较大噪声。

2）、涡流噪声高速气流流经气阀通道，产生大量涡流，从而形成宽频带连续的中、高频气流噪声。

3）、阀片自激振动声对于弹簧力太大的气阀或无升程限制器的舌簧阀，阀片会出现颤振，其振动频率近似等于阀片的质量弹性系统的固有频率。

颤振也会增加撞击阀座或升程限制器的次数，从而增加噪声。

图36-9气阀颤振引起的吸气噪声。

当阀片延迟关闭时，会引起气流倒灌，从而也会激发弹性阀片固有的自激振动声。

5、阀室与进、排气管系中的噪声

把进、排气阀腔和与之相串联的气体管道分别看成一个进或排气系统，在阀片周期启闭时，在气阀口处，对进（或排）气系统产生一个相应的周期变化的速度脉动、压力脉动和气体噪声。

进、排气系统中的气柱共振，将激发起相应阀室和进排气管道壁面的振动，进而向周围辐射空气噪声，并且排气管道的振动，又会激发起与它刚性相连的缓冲器或储气罐壁面振动，从而又向周围辐射噪声。

尚需补充的是，当进、排气管道中存在截面变化，或者管道方向有所改变时，管内气柱的压力脉动将会使进、排气管壁产生交变力，从而引起进、排气管道的振动与声辐射，当管内气柱共振时，则压力脉动值更大，上述管道的振动与声辐射更强烈。

6、压缩机结构表面辐射的噪声

压缩机内部产生的各种脉动压力和脉动力的激发，通过各自传递途径传至压缩机结构的外表面，引起壁面的振动，从而向机器周围辐射出空气噪声。

在总噪声源中，它是最重要的噪声源之一。

此类结构噪声可分为压缩机本体的结构表面辐射的噪声和压缩机附件的外表面辐射的噪声。

1）、压缩机本体的结构表面辐射的噪声压缩机的零件如活塞、活塞杆、十字头、连杆、曲轴等，都属于弹性零件，并且多用螺栓连接方式连接在一起，形成内部传力机构。

它们本身在气体力、惯性力、侧向力、摩擦力等脉动载荷作用下，被激发起多种形式的局部弹性振动。

此振动通过各种传递途径，以波动的形式最终传递到由气缸、缸盖、机体、曲轴箱等组成的外部承载结构，引起外部表面的振动，从而向周围辐射空气噪声。

2）、压缩机附件的外表面辐射的噪声压缩机某些附件的外表面，有时也会辐射很强的噪声，它们不属于压缩机本体结构，但都与压缩机本体结构有某些部分相连。

比如有些固定支撑在压缩机本体外部承载结构上的冷却器、仪表架板等附件，当其固有频率与压缩机本体结构振动的激发频率吻合时，也会产生强烈振动，虽然属于局部振动，但是由于这些附件往往是板壳结构，所以辐射的空气噪声也很大。

7、风扇噪声

对于风冷式压缩机，风扇噪声也是压缩机噪声中的一个重要噪声源。

在风冷式电动机中，风扇噪声也是电动机噪声中的重要声源。

风扇噪声主要是空气动力性噪声。

此噪声主要由旋转噪声与涡流噪声组成。

1）、旋转噪声它是由于旋转的叶片周期性打击空间某固定点的空气质点，引起空气的压力脉动分量，产生相应的压强脉冲而形成的。

2）、涡流噪声风扇叶片在转动时，使在叶片后面的周围气体产生涡流。

这些涡流由于粘滞力作用，又分裂成一系列小涡流。

这些涡流及其分裂的小涡流，均使空气发生扰动，形成压缩与稀疏的变化过程，从而产生涡流噪声。

当风扇在设计工况点处运转时，此时效率最高，噪声最低。

偏离设计工况时，特别是当风量向小的方向偏离时，噪声增加。

因为此时产生附面层脱离，尾迹宽度增加，涡流增多的缘故。

8、带传动的噪声

用带和带轮传递动力时，常会发生传动带的横向振动，尤其是当激发的频率与其固有频率一致时，其共振的拍击运动趋于强烈而产生较大噪声。

当发生共振时，可通过改变带长度、张力、线速度等，使其固有频率改变，避免与扰动的干扰频率重合和共振，从而可降低噪声。

9、电动机噪声

电动机噪声是由通风噪声、机械噪声及电磁噪声等组成。

一般通风噪声较大，机械噪声中的滚动轴承噪声次之，滑动轴承的噪声较小。

电磁噪声是电动机中特有的噪声，它实际上也属于机械性噪声，是由定、转子间的气隙中的谐波磁场产生的电磁力波引起的。

该力波在气隙场中旋转，对空间固定点而言，该力波所呈现的力的幅值随时间变化是脉动的，脉动力的大小与磁通密度的平方成正比，它的切向分量形成转矩，有助于转子的转动，但它的交变切向分量和交变的径向分量部分，就引起定子与转子的振动，从而辐射出电磁噪声，一般频率在100~4000Hz范围，其中气隙磁场产生的径向力波的交变分量。

引起定子径向振动所辐射的噪声，是主要的电磁噪声源。

研究表明，虽然这种电磁力是直接作用在齿和磁极上，但磁噪声主要根源不是在齿和磁极的振动，而是来源于定子磁轭的振动。

后者比齿和磁极的振动幅值大数十倍。

10、齿轮噪声

节线冲力与啮合冲力，是引起齿轮在啮合过程中产生振动从而辐射噪声的基本原因。

一对齿轮在完成一个啮合周期中，轮齿间并不全是互相滚动而且相对滑动。

在啮合开始及结束时，相对滑动速度达到极值，但其方向相反。

当啮合点处在中间位置，即处在两节圆的切点位置时，滑动速度等于零，并且改变方向，从而产生滑动摩擦力改变方向，产生一个冲击力，称为节线冲力。

该力的方向垂直于啮合线方向。

啮合冲力是由于轮齿在啮合开始与终止瞬间，使齿上所受的传递力发生改变，在这种改变的力的作用下，将引起轮齿产生偏离正确位置的变形，从而引起配对齿之间产生冲击，这种冲击产生的力称为啮合冲力。

当齿轮制造和安装不正确时，也会造成轮齿偏离正确位置，从而产生这种冲击。

啮合冲力的方向是沿着啮合线方向。

上述这种齿与齿之间的周期冲击，使齿轮产生啮合频率的受迫振动和噪声。

除了上述基本原因外，还有齿轮旋转不平衡力，或齿轮单齿跳动，或齿轮轴所承受的波动的负载转矩所引起的与转速一致的低频振动和噪声（n为主动或从动齿轮的转速）。

有时也会出现该转动频率的高阶谐波频率的噪声。

此外，齿轮受到外界激振力作用，会产生瞬态自由振动，从而发出固有振动频率的噪声。

一般高阶固有频事的泛音，多数在很短时间内消失，齿轮的基频与齿轮直径的平方成反比，与齿轮厚度成正比。

当齿轮的啮合频率与其固有频率互为整数倍时，将产生强烈共振，从而辐射很大的噪声。

三、压缩机噪声的控制

压缩机噪声源产生的部位很多，但按其性质可分为机械性噪声源和空气动力性噪声源两大类。

故压缩机噪声控制，可从机械性噪声的控制和空气动力性噪声的控制两个方面进行。

（一）、机械性噪声的控制

机械性噪声的控制应从控制振动、撞击及它们的传递入手。

这就需要降低激振力、降低受激系统的响应和减少受激系统的声辐射面积等。

1、降低激振力的措施

（1）减少运动部件的冲击

1）改变衔接处的接合方式。

例如：

带传动的带接头，由对接改成斜接，可减小冲击；再如齿轮传动中用斜齿代替直齿，可减少接合处的冲击，从而降低噪声。

2）降低进、排气阀片的升程h，可降低阀片冲击阀座的速度，因为后者正比于ωh（ω为机器主轴旋转的圆频率），由于h降低，则冲击速度降低，冲击力就降低。

再如，齿轮的线速度降低一半，噪声可降低6dB（A）。

3）采取冲击隔离可降低冲击激振力。

例如：

在压缩机中采用气垫阀，利用小孔气体的缓冲阻尼，以降低冲击阀座的冲击力．可以降低噪声。

4）采取足够的润滑以减少摩擦力。

因为摩擦力能激起物体固有频率的振动，摩擦力也是一种激振力。

无油润滑压缩机比有油润滑的压缩机的噪声高，其原因就在于前者摩擦力大的缘故。

5）选择合理配合，避免过大间隙。

减小配合间隙可以减小冲击。

例如：

连杆大、小头孔处的间隙减小，或者活塞与气缸间的间隙减小，都可使噪声下降。

气缸与活塞之间的间隙由原来一般的间隙，减小到0.05—0.10mm，则噪声比正常间隙下降3—5dB（A）。

减少球轴承的径向间隙，也可达到降低噪声。

6）往复式压缩机中，采用活塞偏置或气缸偏置，可降低活塞对气缸的敲击力和敲击声。

（2）提高平衡精度

1）对飞轮、带轮等进行静平衡、以减少这些零件旋转时由不平衡质量产生的离心力。

2）对旋转主轴进行静平衡、动平衡，可降低不平衡的离心力和力矩，从而可降低主轴部件的低频噪声，可大大降低由于主轴不平衡所激起的整机振动所激发的噪声。

对压缩机中的螺杆转子或多拐对称形曲轴，要进行静平衡和动平衡。

3）对往复压缩机，减少不平衡惯性力和惯性力矩，是减小机器整体振动的特别重要的措施。

这可通过正确设计与平衡试验来达到。

（3）其他直接降低激振力的措施

1）在往复式压缩机中，降低往复质量，例如：

用铝活塞代替铸铁活塞，可大大降低不平衡的往复惯性力，从而降低激振力和振动。

2）降低转速，可降低相对运动的零件之间的冲击力，也可使不平衡质量所产生的不平衡惯性力得以降低。

3）对于多列压缩机，选取合适的曲柄间的夹角，使合成总切向力脉动减小，可降低曲轴的扭转振动。

减小扭转振动，可降低它对机体的振动和噪声的激发。

另外，加大飞轮矩，可减小转速的波动，从而也可减小所引起的附加惯性力。

4）对于往复活塞式压缩机，提高行程缸径比，则可降低活塞力，从而可减小激振力、振动和噪声。

5）利用动力吸振器，产生补偿力以抵消原激发力，从而消除或降低主系统的合成激发力和振动。

该动力吸振器是无源的。

现在开发的一种有源主动控制振动装置，其原理也是类似的，也是产生补偿力来抵消原激发力，从而控制振动。

2．减少声辐射部件对激振力的响应的措施

（1）防止共振当激振频率与固有频率相等或相近时。

部件系统会发生强烈振动和声辐射。

这就是共振的后果。

此时部件结构的动刚度显著下降，响应振幅急剧增加。

为了防止共振，这时若不改变激振频率，则可以改变受激部件的固有频率来达到，使固有频率远离激振频率，两者远离则动刚度就高。

振动幅值就小，增加动刚度的措施有：

1）在一定条件下，提高静刚度，可使固有频率远远高于强迫频率而提高动刚度。

这又可采取下列措施：

1①        配置加强肋，可在不太增加重量的情况下大大提高静刚度，尤其是弯曲刚度大大提高，从而降低振动和噪声。

2②        增加壁厚。

例如增加轴承座壁厚，不仅增加刚度，而且也增加了振动质量，从而提高了机械阻抗。

3③        箱体零件开口的内壁，用拉压杆固定支撑，可大大增加刚度。

如对称平衡式压缩机的曲轴箱，用拉压杆支撑，可大大增加刚度，减少振动。

2）当系统的固有频率已处于低于激振频率的范围内时，若再使振动系统的部件的质量增加或加设弹性装置（如加设弹簧或橡胶垫等），则可使整个系统的固有频事远远低于激振频率，从而可以提高动刚度，使在同样的檄振力下减少振动的响应。

此外，正确安置激发源的位置可抑制共振。

例如，对于恒速源，让其处于速度腹点处就不易激发共振。

另外，提高声辐射部件的临界频率，使大于入射的扩散声波的干扰频率，可大大降低辐射声，因为低于临界频率的低频共振模态，具有很低的辐射比（辐射效率），故声辐射较少。

（2）增加结构阻尼阻尼对共振时的振幅峰值抑制有决定性作用，它阻碍物体作相对运动，并将运动的能量转变为热能。

增加结构阻尼的方法有两种：

1）增加接合面间的摩擦阻尼。

例如：

用铆接、螺接代替焊接，可使阻尼获得较大。

采用间断焊缝代替连续焊缝也可以增加阻尼。

2）采用高内阻尼材料。

具体方法又可分成三种：

①直接用高内阻尼材料。

可采用橡胶件作为高内阻尼材料。

例如：

一轴承箱中，采用一含橡胶阻尼的弹性材料制成的衬套，安装在轴承外环与轴承座孔之间可获得阻尼，从而吸收振动能量，实验表明可使振动振幅降低80％以上。

又如采用铸铁铸造的机器壳体，代替焊接壳体，由于前者内阻尼比后者大，故可明显降低噪声。

此外也可用低噪减振钢，例如将低噪减振钢用于气阀中的阀座材料，可降低冲击噪声。

②采用复合材料，即采用由高分子聚合物作为阻尼材料，与薄金属板进行复合的一种结构板材。

复合材料适合制作盖板、隔声罩、消声器壳，可有效抑制振动。

这种振动在薄板壁时，本来是容易出现较大振幅的，而用了复合材料后，由于有了阻尼控制，该振动振幅得到有效抑制和衰减。

③在原结构材料上附加内阻尼材料。

附加时可有两种方式：

一是采用自由阻尼层，在原结构本体材料上利用粘接、喷涂一层高内阻尼材料，如沥青基制成的胶泥减振剂、聚合物或油漆腻子及一些阻尼涂料等。

二是采用约束阻尼层，其最终结构如同上述的复合材料，这是在上述自由阻尼层的外侧，再粘附一层极薄的金属板，作为约束带而形成的。

在弯曲振动时，由于约束带与板本体的约束下，夹在当中的阻尼层产生交变的剪切变形耗损能量，因而产生比自由阻尼层为高的阻尼效果。

④利用泵流阻尼。

将壳体制成直接焊在一起的双层壁结构，双层间留有极小的间隙，当产生振动时，间隙内陷入的气体急剧挤压，速度极高而形成阻尼。

此种方法曾在消声器壳体结构中运用，达到降低7dB（A）左右的噪声的效果。

（3）隔离固体声的传播利用弹性元件来隔离振源，使高频振动能量反射回原振源而不致传递开去。

不致传递到较大的受激系统的辐射表面，从而降低振幅响应。

例如采用弹性离合器、壳体的弹性支承、滚动轴承外圈的弹性支座等。

在整个压缩机机组的底座上加装弹性隔振装置，可使固体声（机械性噪声）较少地传播到与之相邻的、具有更大辐射噪声能力的物体上去，以避免更大的响应。

上述隔振降噪原理，广泛应用在无基础压缩机、撬装式压缩机、带胶轮的移动式压缩机，以及冰箱、空调用的全封闭压缩机中。

3．减少声辐射部件的辐射面积的措施

辐射面积尽量设计得小一些，因为振动面的辐射声功率与体积速度的平方成正比，而体积速度与辐射面积成正比。

例如，同类型的压缩机，采用方形外壁的气缸与圆形外壁的气缸进行比较，由于前者的表面积较大，故声辐射功率较大，噪声要高一些。

另外，由于大面积不仅能有效地辐射高频，也能有效地辐射低频，而小面积只能辐射高频，不利于辐射低频，因为辐射部件的尺寸大于某波长的1／4时，才能很好辐射该波长的声音，故减小辐射面积，可大大降低噪声。

若总辐射面积不能减小时，可将大面积分隔成几个小面积相加，这样可使低频声辐射的部分减少，从而使总噪声得以降低。

为了减小声辐射面积，应尽量避免不必要的能漏声的孔、洞、窄缝存在，因为这些孔、洞、缝的声辐射效率特别高。

当某些吸、排通气孔，加油孔等必须要加时，则可采取减小孔的面积，增加孔道的长度或加以消声处理，以增加声阻抗，减少这些孔、缝的辐射声能。

4．降低电磁噪声的具体措施电磁噪声也属于机械性噪声，其控制途径原则上与上述相类似。

具体的可归结为下列措施：

1）定子或转子采用斜槽或斜极，可使径向力波沿电动机轴线方向上发生位移，因而沿轴向平均径向力降低，减小振动和噪声。

2）采用正弦绕组，以便减小谐波磁势，从而减小噪声。

3）缩小定子、转子槽开口宽度或采用闭口槽，以减小气隙磁导谐波。

4）降低气隙磁通密度，可降低径向力幅值和噪声。

因为径向力与气隙磁密的平方成正比，而振动幅值与径向力成正比，由于声功率近似与振动的幅值的平方成正比，故气隙磁密减小一半，声功率级可降低12dB。

5）适当加大气隙δ，以减小谐波磁场幅值。

δ加大一倍，声功率级可降低12dB。

6）防止共振。

使定子、端盖、转子及整机的固有频率，与主要力波的频率不一致，以避免共振。

7）加强定子的刚度。

例如增加定子铁芯的磁轭高度h，可大大增加定子刚度，刚度与h3成正比，振动的幅值与刚度成反比，而声功率正比于振幅的平方。

8）使定子铁芯与机座连接具有一定的柔性，可降低切向振动的传递，避免引起与之相连的其他部件的共振。

9）用清漆或环氧树脂把定子叠片完全粘在一起，并填充铁芯与机座之间的间隙，就能增大电动机的内部阻尼，从而降低噪声。

（二）、空气动力性噪声的控制

在压缩机的进、排气系统的气