基于声强技术的发动机噪声研究与控制-毕业设计论文

PAGEVI天津职业技术师范大学TianjinUniversityofTechnologyandEducation毕业设计专业：汽车维修工程教育班级学号：汽修0712——18学生姓名：指导教师：教授天津职业技术师范大学本科生毕业设计基于声强技术的发动机研究与控制Englishtitle专业班级：汽修学生姓名：指导教师：教授学院：汽车与交通学院摘要汽车的噪声包括发动机噪声、轮胎噪声和传动机构噪声等，发动机是车辆行驶噪声的一个最主要的噪声源，车辆行驶噪声限值标准的降低必然要求更安静的发动机。声音的物理度量常用声压、声功率和声强表示。声压是标量，通过它难以找出噪声源的方向和位置；声功率的测量则需要在价格昂贵的消声室中进行；而声强是矢量，它能反映声场中某点声能的大小及其流动方向。声强法测量近声场可以迅速得出发动机各部分辐射噪声的分布情况，并准确、快速地分析出主要噪声源。用声强法来定位噪声源，其结果比用声压法测量得到的数据更可靠本文主要针对的是汽车发动机噪声的分析。首先根据运用3599声强探头组件对长城491QE型发动机进行发动机噪声源测试，而后将实验数据通过数据线连接至PULSE，通过PULSE软件读取声强云图及数据流。对实验所得数据流进行分析。通过分别对发动机前端，左侧、右侧以及上侧的分析得出实验结论。关键词：噪声；声强；长城491QE型发动机；数据分析ABSTRACTThenoiseofthecar,enginenoisetyresincludingnoiseandtransmissionnoiseenginevehicletrafficnoiseisoneofthemainnoisesource,vehiclenoiselimitstandardreduceinevitablerequirementoftheenginemorequiet.Thesoundofthephysicalmeasuresoundpressure,commonlyusedsoundpowerandstrongsaid.Thesoundpressureisscalar,throughitisdifficulttofindoutthedirectionofthenoisesourceandposition;Thesoundpowerismeasuredinneedexpensivedeadroom;Andsoundintensityisvector,itcanreflectthefieldacertainpointthesizeofthesoundenergyflowdirectionand.Soundintensitymethodformeasuringthesoundfieldcanquicklydrawnearenginepartsandthedistributionoftheradiationnoise,andaccurate,fast,thepaperanalysesthemainnoisesource.Withthesoundintensitymethodtolocatethenoisesource,theresultwiththesoundpressuremeasurementthanthedatafromthemorereliableThispapermainlyaimsatisthecarenginenoiseanalysis.Firstofall,accordingtouse3599soundintensityprobecomponenttotheGreatWall491QEtypeengineforenginenoisetest,andthenwillexperimentdatathroughthedataconnectiontoPULSE,throughthePULSEsoftwarereadsoundintensityanddataflowcloud.Oftheexperimentaldataflowanalysis.Throughtheenginerespectivelyfront,left,rightandanupperanalysisexperimentresultsKeyWords：目录TOC\o"1-4"\u引言 91发动机噪声研究的理论概述 91.1发动机噪声源识别方法 91.2声强测量技术 101.2.1声强测量技术发展过程 111.2.2声强测量的基本原理 141.3发动机声强测试系统 152声强法在内燃机振声测试中的应用 162.1四缸发动机表面声强研究 162.2长城491QE发动机常速状态下噪声分析 182.2.1长城491QE发动机常速状态下前端面噪声分析 182.2.2长城491QE发动机常速状态下左侧端面噪声分析 202.2.3长城491QE发动机常速状态下右侧端面噪声分析 222.2.4长城491QE发动机常速状态下上端面噪声分析 242.2.5长城491QE发动机常速工况下的整体噪声振动分析 252.3长城491QE发动机在恒转速20%油门工况下的噪声分析 262.3.1发动机在2000转恒转速20%油门工况下前端面噪声分析 262.3.2发动机在2000转恒转速20%油门工况下左侧端面噪声分析 282.3.3发动机在2000转恒转速20%油门工况下右侧端面噪声分析 302.3.4发动机在2000转恒转速20%油门工况下上端面噪声分析 322.3.5长城491QE发动机2000转恒转速20%油门工况下的整体噪声振动分析 333发动机噪声的控制 353.1发动机噪声振动现象的汇总 353.2发动机噪声的控制 353.2.1燃烧噪声控制 353.2.2油底壳噪声的控制 363.2.3长城491QE油底壳的降噪措施和效果 373.2.2配气机构噪声的控制 383.2.3降低齿轮噪声的研究 393.2.4降低风扇噪声的研究 39结论 40汽车的噪声包括发动机噪声、轮胎噪声和传动机构噪声等，发动机是车辆行驶噪声的一个最主要的噪声源，车辆行驶噪声限值标准的降低必然要求更安静的发动机。声音的物理度量常用声压、声功率和声强表示。声压是标量，通过它难以找出噪声源的方向和位置；声功率的测量则需要在价格昂贵的消声室中进行；而声强是矢量，它能反映声场中某点声能的大小及其流动方向。声强法测量近声场可以迅速得出发动机各部分辐射噪声的分布情况，并准确、快速地分析出主要噪声源。用声强法来定位噪声源，其结果比用声压法测量得到的数据更可靠本文主要针对的是汽车发动机噪声的分析。首先根据运用3599声强探头组件对长城491QE型发动机进行发动机噪声源测试，而后将实验数据通过数据线连接至PULSE，通过PULSE软件读取声强云图及数据流。对实验所得数据流进行分析。通过分别对发动机前端，左侧、右侧以及上侧的分析得出实验结论。Thenoiseofthecar,enginenoisetyresincludingnoiseandtransmissionnoiseenginevehicletrafficnoiseisoneofthemainnoisesource,vehiclenoiselimitstandardreduceinevitablerequirementoftheenginemorequiet.Thesoundofthephysicalmeasuresoundpressure,commonlyusedsoundpowerandstrongsaid.Thesoundpressureisscalar,throughitisdifficulttofindoutthedirectionofthenoisesourceandposition;Thesoundpowerismeasuredinneedexpensivedeadroom;Andsoundintensityisvector,itcanreflectthefieldacertainpointthesizeofthesoundenergyflowdirectionand.Soundintensitymethodformeasuringthesoundfieldcanquicklydrawnearenginepartsandthedistributionoftheradiationnoise,andaccurate,fast,thepaperanalysesthemainnoisesource.Withthesoundintensitymethodtolocatethenoisesource,theresultwiththesoundpressuremeasurementthanthedatafromthemorereliableThispapermainlyaimsatisthecarenginenoiseanalysis.Firstofall,accordingtouse3599soundintensityprobecomponenttotheGreatWall491QEtypeengineforenginenoisetest,andthenwillexperimentdatathroughthedataconnectiontoPULSE,throughthePULSEsoftwarereadsoundintensityanddataflowcloud.Oftheexperimentaldataflowanalysis.Throughtheenginerespectivelyfront,left,rightandanupperanalysisexperimentresults引言“能源与环境”是汽车和发动机工业在21世纪发展所面临的两大课题，而环境问题主要是汽车和发动机的排放与噪声污染。对于汽车的环境污染，人们首先意识到发动机的尾气排放污染，因为他们的对人类的直接明显的危害作用，直到最近人们才更加关注汽车的噪声污染。汽车的噪声包括发动机噪声、轮胎噪声和传动机构噪声等，发动机是车辆行驶噪声的一个最主要的噪声源，车辆行驶噪声限值标准的降低必然要求更安静的发动机。随着“绿色设计”的兴起和人们环保意识的增强，噪声控制已成为汽车行业的一个重要课题。要降低内燃机噪声，必须找到内燃机的主要噪声源，即找出主要噪声源的位置或部件，然后采取相应的减振降噪措施，才能够收到预期的降噪效果。声音的物理度量常用声压、声功率和声强表示。声压是标量，通过它难以找出噪声源的方向和位置；声功率的测量则需要在价格昂贵的消声室中进行；而声强是矢量，它能反映声场中某点声能的大小及其流动方向。声强法测量近声场可以迅速得出发动机各部分辐射噪声的分布情况，并准确、快速地分析出主要噪声源。用声强法来定位噪声源，其结果比用声压法测量得到的数据更可靠。1发动机噪声研究的理论概述1.1发动机噪声源识别方法对于已有发动机进行降噪处理，如果从噪声产生这一环节来考虑来则需要降低燃烧噪声和机械冲击噪声，燃烧噪声的降低往往是和提高经济性能和改善排放互相矛盾的，因此要显著地降低燃烧噪声往往需要对已有发动机燃烧系统进行较大改动，而由于开发成本和研制周期的限制，这些改动往往是厂家难以接受的，当然对于设计阶段的发动机则有更大的改进余地，可以更多地从激励源上来降低燃烧噪声，需要和排放性能、经济性能协调考虑来确定最佳的折衷方案。从机械噪声方面来说，活塞销向主推力侧偏置可以降低活塞的敲击噪声但是却可能加剧活塞和缸套的之间的磨损；提高加工精度也可以降低机械噪声，而这和加工成本则是另外一对矛盾。如果要保持现有发动机基本结构不变情况下降低噪声源的识别技术是一个非常活跃、发展也很快的研究领域，目前表面噪声源识别的主要方法有：铅屏蔽法、表面振动速度测量法、声强测量法，此外还有话发动机噪声，则最可行的方法是从噪声的传播这一环节来考虑，通过提高发动机结构的传声损失来降低其辐射噪声。可以从降低空气动力噪声和表面辐射噪声方面入手。发动机采用进、排气消声器后空气动力噪声可以明显降低；如果要进一步降低发动机整机噪声，必须进一步降低发动机的表面辐射噪声，需要对发动机表面辐射噪声源进行识别。噪声源的识别技术是一个非常活跃、发展也很快的研究领域，目前表面噪声源识别的主要方法有：铅屏蔽法、表面振动速度测量法、声强测量法，此外还有话筒拾音技术、传递函数法、声全息摄影法等。本文将通过声强技术进行分析研究。1.2声强测量技术声强测量方法是近年来应用比较多的方法，这种方法是七十年代末美国通用汽车公司开发的测量声功率的一种新方法。声强测量技术通过测量传声介质微粒的速度与压强，评定声源及其相互影响的声场，计算出真实声功率。声介质微粒速度用一般两个非常接近的话筒测量、计算得到。由于声强是矢量，一个部件在某一方向上的声强不受其它声源的影响，它可用于现场测量，而无需特殊的声学环境，同时分析速度比传统的铅覆盖法要快，但是声强测量系统价格昂贵，对测试技术的要求高，而且用于近场测量时误差较大，这在一定程度上限制了该方法在工程实际中的广泛应用。当内燃机这一类结构复杂的机械产生噪声时，周围空间任一点上产生的声压脉动是由各个噪声源的迭加作用组成的。然而要想将各个噪声源的作用分离出来，却是极为困难的，也是十分花费时间的。其主要原因是所用的普通话筒对各个方向的声音信号的接收能力几乎是相同的。声强技术能大大地提高测定噪声源方位的能力，能够计算出一个复杂的噪声源中各个区域的相对强度。利用这种新技术，可以计算出沿任一指定方向传到空间任一点位置上的噪声能量密度。由此可以导致一系列极有实用性的用途：绘出噪声能量的分布图，由此可以确定强噪声能量的区域；还进一步定量计算出各个单独噪声源所产生的噪声能量强度，甚至还能消除所涉及范围之外的噪声的干扰。这样就能够将噪声区域按次序排列出来，从而确定要进行处理的先后次序。由一个声源产生的声能量的速率称为声功率，空间中单位面积通过的声能量的速率称之声强，后者是一个矢量。人的耳朵对声能量没有感觉，而对声压力却十分敏感。因此需要控制和降低的是声压力。虽然声强与声压力之间并不存在简单的对应关系，但通过对声强的测量可以了解噪声产生的机理和主要噪声源的分布情况，这有助于有的放矢地采取适当的措施来降低声压力。1.2.1声强测量技术发展过程瞬时声强是瞬时声压及瞬时质点速度的乘积，所以声强测量仪器应能够同时实测出这两个瞬时量，然后加以相乘。由于用传声器测量声压的问题早已解决，所以问题就集中在解决实测质点速度上。1931年美国RCA公司的HarryOlson申请了名为“SystemResponsivetotheEnergyFlowofSoundWaves”的专利。多年以后Olson又研发了一套声功率计，具有能同时测量声压及质点速度的探头，系统中还配有带通滤波器。1940年C．W．Clapp和F．A．Firestone用一个铝箔式速度传感器和二个晶体式传声器组合成一个声功率计的探头，研究了驻波管及混响室中的声强场[103]。1943年R．H．Bolt和A．A．Petrauskas首次应用双传声器技术测量材料的声阻抗，这为以后发展起来的双传声器法指出了方向。1955年S．Baker用一个热线式风速计和一个传声器组合起来以测量声强。可惜该系统对于额外的空气流动过于敏感，以致不能在现场应用。至此可以看出质点速度的直接测量具有很大的难度。从而出现了间接测量质点速度的方法。1956年T．JSchultz应用Bolt的双传声器法的原理，处理两个传声器的声压信号，而得到质点速度。这开创了质点速度的间接测量法，为声强测量的发展作出了很大的贡献。可惜的是他应用的是背对背的碟形传声器，两者之间距离很小，且对电子线路的要求在当时也属过高。在试验室简单声场的条件下取得了满意的测量结果，但在刚性封闭空间中测量却不成功。20世纪70年代初期南非的B．GVanZyl及F．Anderson首先用声强法测量了复杂声源辐射的声功率[106]。他们在开始时曾用过直接测速及声压相结合的方法，但后来改用双传声器的间接测量法。还进行了商品化开发的尝试。1977年瑞士的H．P．Lambrich和W．A．Stabel开发的一套低频（50~500Hz）的模拟声强仪，用以研究汽车内部噪声[108]。同年南斯拉夫的G．Pavic也开发了一种用两个电容式传声器及一个声级计的声强测量仪。在20世纪70年代数字信号处理技术发展得十分迅速，FFT分析已广泛应用。人们发现只要把双传声器测到的信号由时域转换到频域，以其互谱的虚部就可以得到声强，这意味着只要有两个高质量的传声器和一个FFT分析仪就可以组成一套声强测量系统。有关这方面具有代表性的人物当数美国通用汽车公司的J．Y．Chung和英国南安普敦大学的F．J．Fahy，他们在1977年所发表的成果极大的推动了声强测量技术的发展]。同时，在这方面作出贡献的还有澳大利亚的R．J．Alfredson和法国的J．M．Lambert等人。在此基础上，不少商品化的声强测量系统出现在市场上。丹麦的BK公司陆续推出了各种型号的声强测量仪。图1-1是该公司的双传声器探头。图1-2是该公司的便携式声强测量仪，型号4433，配以双传声器探头3520，该仪器的测量和运算都由硬件线路完成，测得的结果可以从数字表头上读出。图1-3是该公司的另一种声强测量仪型号3360，由声强分析仪2134，显示单元4715和双传声器探头3519组成。该系统用数字滤波计算声强，可以显示倍频程谱和1/3倍频程谱。图1-4是日本小野测器公司推出的新产品，CF-6400声强测量系统。其探头不同于图1-2，而是将两对传声器面对面的置于一根直管中，两个传声器之间的间距分别是7mm及50mm，回路信号同时经放大器输入FFT分析仪，根据被测声场特性可选择高频或低频两种通道组合。上述各种声强测量仪都是用间接方法测量质点速度的。直接测量质点速度的方法仍有人在研究。1982年O．HBor和H．J．Krystad提出用超声波束的对流多普勒频移效应来测量质点速度的方法。这方法已由挪威电子公司采纳并实现在其生产的声强探头上，如图1-5所示。该探头可以和滤波系统或FFT分析仪组合成声强测量系统。以上所述各种声强测量仪都是测量一条轴线上的声强。但声强是个矢量，有时需要知道空间三维方向的声强，以确定声能流的方向。这样如用一维的声强仪就需要在同一点上按三个方向测量三次，比较费时，有时还没有测完三次，工况却变化了，所以开发一套同时能测三维声强的仪器是有必要的。最容易实现的方案是在三维方向上各安装一套双传声器探头这样就需要6个传声器。HideoSuzuki等人开发出一套用4个传声器的三维声强探头，其结构方案见图1-6，配以相应的处理系统，就可以实时测量三维的声强。图1-1B&K公司的双传声器探头图1-2B&K公司的便携式声强测量仪图1-3B&K公司的声强测量系统、图1-4野测器公司的声强测量系统图1-5挪威电子公司的声强探头NE216图1-6三维声强探头的结构方案1.2.2声强测量的基本原理声强测量方法可以分为两类：一类是将传声器和直接测质点速度的传感器相结合，可简称为法。另一类是双传声器法，简称为法。以法为例：图1-5所示的探头有两对超声波发射器，可以同时发射两个平行的而方向相反的超声波束，并在等距离处有各自的接收器。当在同向上存在音频声波时，两个接收器所接收到的信号就存在相位差，此相位差就是音频声波的质点速度的模拟量，这样可把质点速度测出。在探头中心装有传声器，可同时测出声压，两者相乘后可以得到瞬时声强的模拟量，再求时间的平均值可得到有功声强。此法的测量精度会受到风之类的非声音的空气流动的影响，所以测量时应有措施以屏蔽风的干扰。设超声波的发射器和接收器之间的距离为，则在没有声波时超声波由发射到接收所经历的时间为。若存在声波，其质点速度为，则两个超声波束所经历的时间各自变成其相位差为(3-1)式中为超声波频率当时可见测出的相位差就是的模拟量。1.3发动机声强测试系统试验使用的声强测试系统，如图1-7所示。其中，声强测试仪采用丹麦G.R.A.S公司的50AI型，包括两只声强探头40AI及前置放大器26AA等部件。试验时声强探头采用了面对面布置的方式，距离被测表面30cm。对于对置式的探头，其间距是用一段和传声器直径相同的圆柱体来保证，此次试验选取间距为12mm。圆柱体使被测的声音只能通过传声器保护罩周边的窄槽对膜片起作用，这样就使两传声器声学中心的距离得到精确的保证，以提高测量精度，这正是对置式探头的优点之一。SD380动态信号分析仪A/DAB通道互功率谱声强仪前置放大声强探头A声强探头B声强仪前置放大电脑STARACoustics声强分析声强仪前软件图1-7声强测试装置图根据所测车用发动机的结构特点和表面振动特性，将发动机分为以下几个主要噪声辐射部件：缸盖罩壳、油底壳、齿轮室盖、进气管、排气管、机体、曲轴箱、喷油泵和变速箱，分别对以上的部件进行了表面振动速度的测量。表面振动测试分析系统如图1-8所示，主要包括加速度计、电荷放大器、VS302N双通道声学分析仪和相应的频谱分析软件Pulse。表面振动测量采用的是压电晶体加速度计，主要是考虑到加速度计能突出高频振动信号，而且实际使用情况也证明加速度计性能可靠。加速度信号用声学分析仪采集并存储在计算机后使用Pulse软件进行分析处理。图1-82声强法在内燃机振声测试中的应用2.1四缸发动机表面声强研究试验用长城491QE发动机为增压直喷式四缸四冲程柴油机，其标定功率为67.6KW/3600rpm；最大扭矩为204.5Nm/2000rpm；怠速为800rpm。为了能够得到可靠准确的结果，测试在全封闭、精密级的半自由声场的内燃机噪声试验室中进行。其顶棚以及四周的墙壁以消声材料覆盖，地面为平整水泥地面，室内背景噪声小于18分贝。测量时将排气管引到室外，抑制了空气动力噪声。试验测量了怠速、最大扭矩和标定工况下的发动机整机表面辐射噪声。声强测量采用日本小野公司生产的3599声强分析软件、3599声强探头、3599信号放大器和3599四通道分析仪，测量系统简图如图2-1所示。该系统能够一次分析50Hz～10kHz范围的频率，操作简便，并提供彩色显示插图（第三章）外包络面外包络面Zyx发动机(包括变速箱)800mm800mm1200mm图2-2测量点布置图图2-3前端面图2-4左侧端面图2-5右端面图2-6上端面图2-7实验发动机全景2.2长城491QE发动机常速状态下噪声分析2.2.1长城491QE发动机常速状态下前端面噪声分析依据国际标准ISO9614-1，将被测发动机长城491QE作为声源，用一假设的矩形包络面S所包围。沿x方向布置21个点，测点间距50mm；沿y方向布置27个点，测点间距50mm；测点距发动机表面100mm。图2-3为实验室长城491QE发动机前端面的实景图。图2-2为测点布置图。测量完毕，利用Pulse软件对记录信号计算处理，就得到每一个测点的声强，进一步分析可得到每一个测量面上的等声强线图（依声强级值大小分为红、粉、深蓝、黄、绿和浅蓝）和等声强线的三维图。将通过Pulse软件测得的发动机前端面噪声云图覆盖在发动机前端面实景图上，即可以直观的观测处发动机各部件所在位置的发动机振动情况。图2-8发动机前端面常速状态声强云图对发动机振动在500-1kHz频率段进行分析。下面取X轴第一列数据为例进行分析。经过Pulse软件分析，长城491QE发动机前端面X轴前端面数据值为：X1--1.64801e-009 1.03306e-009 4.10744e-010 2.40761e-010 7.63686e-010 1.49571e-009 1.98541e-009 1.74537e-009 3.31378e-010 -8.29394e-010 -5.69987e-010 -1.63099e-010 -8.39002e-010 -1.39649e-009 -5.85462e-010 3.93219e-010 2.14747e-010 -2.97411e-010 -1.43631e-010 1.03595e-010 1.24479e-010在此我们运用声强计算公式进行计算，其中=，=。以此公式为计算标准对前端面的每个点进行声强值计算，得出以下数据值：1.65E-091.03E-094.11E-102.41E-107.327.497.828.027.64E-101.50E-091.99E-091.75E-097.607.357.257.30

3.31E-10-8.29E-10-5.70E-10-1.63E-107.90-7.57-7.708.16-8.39E-10-1.40E-09-5.85E-103.93E-107.56-7.38-7.697.842.15E-10-2.97E-10-1.44E-101.04E-101.24E-108.06-7.94-8.208.328.25依照如此方法对发动机前端面的每个点进行计算，从而得出发动机前端面每个测试点的声强值，其数据值就不在此一一赘述。在所得数据值中进行比较分析，以声强I=20dB为基准值，可得出，在长城491QE发动机常速转动时，发动机前端面振动的峰值分布较分散，大致分布在油底壳处，皮带轮，进气歧管处，发电机处，缸盖，及转向柱塞泵处。2.2.2长城491QE发动机常速状态下左侧端面噪声分析依据国际标准ISO9614-1，将被测发动机长城491QE作为声源，沿x方向布置25个点，测点间距50mm；沿y方向布置25个点，测点间距50mm；测点距发动机表面100mm。图2-4为实验室长城491QE发动机左侧端面的实景图。对发动机振动在500-1kHz频率段进行分析。下面取X轴第一列数据为例进行分析。经过Pulse软件分析，长城491QE发动机前端面X轴前端面数据值为：X1=1.59989e-009 1.81895e-009 1.41589e-009 9.64218e-010 8.71591e-010 5.21183e-010 -3.56741e-010 -9.39507e-010 -3.39414e-010 1.20335e-009 3.09272e-009 4.59427e-009 4.97449e-009 3.93817e-009 1.35500e-009 -1.23334e-009 -2.41067e-009 -1.83363e-009 3.94189e-010 1.90935e-009 6.27910e-010 -2.04763e-009 -4.55204e-009 -6.32594e-009 -7.09315e-009在此我们运用声强计算公式进行计算，其中=，=。以此公式为计算标准对左侧端面的每个点进行声强值计算，得出以下数据值：1.60E-091.82E-091.42E-099.64E-107.337.287.377.518.72E-105.21E-10-3.57E-10-9.40E-107.557.74-7.87-7.52-3.39E-101.20E-093.09E-094.59E-09-7.897.437.096.954.97E-093.94E-091.36E-09-1.23E-096.927.007.39-7.42-2.41E-09-1.83E-093.94E-101.91E-09-7.18-7.287.847.276.28E-10-2.05E-09-4.55E-09-6.33E-09-7.09E-097.67-7.24-6.95-6.83-6.79图2-9发动机左侧端面常速状态声强云图依照如此方法对发动机前端面的每个点进行计算，从而得出发动机左侧端面每个测试点的声强值，其数据值就不在此一一赘述。在所得数据值中进行比较分析，以声强I=20dB为基准值，可得出，在长城491QE发动机常速转动时，发动机左侧端面振动较弱，仅在油底壳处，变速箱处及机油滤清器处噪声振动较大，即这两处为长城491QE发动机常速工况下，左侧端面的振动峰值2.2.3长城491QE发动机常速状态下右侧端面噪声分析依据国际标准ISO9614-1，将被测发动机长城491QE作为声源，沿x方向布置26个点，测点间距50mm；沿y方向布置27个点，测点间距50mm；测点距发动机表面100mm。图2-5为实验室长城491QE发动机右侧端面的实景图。对发动机振动在500-1kHz频率段进行分析。下面取X轴第一列数据为例进行分析。经过Pulse软件分析，长城491QE发动机前端面X轴前端面数据值为：X1=-1.45188e-013 -1.17135e-013 -6.23578e-014 -1.11712e-014 2.62521e-014 4.91446e-014 6.61261e-014 7.15895e-014 5.76711e-014 3.59156e-014 2.03808e-014 2.18562e-014 4.06943e-014 3.75131e-014 -1.68282e-014 -6.18652e-014 -4.06121e-014 -3.35622e-015 -7.52074e-015 -2.73456e-014 -4.27362e-014 -5.03273e-014 -4.40915e-015 5.60790e-014 5.69014e-014 3.10659e-014 1.79492e-014 图2-10发动机右侧端面常速状态声强云图在此我们运用声强计算公式进行计算，其中=，=。以此公式为计算标准对右侧端面的每个点进行声强值计算，得出以下数据值：-6.47E-15-6.25E-15-5.89E-15-5.65E-15-11.82-11.84-11.86-11.87-5.76E-15-6.00E-15-6.13E-15-6.18E-15-11.87-11.85-11.84-11.84-6.21E-15-6.21E-15-6.14E-15-5.93E-15-11.84-11.84-11.84-11.86-5.53E-15-5.16E-15-5.08E-15-5.24E-15-11.88-11.91-11.91-11.90-5.56E-15-5.87E-15-6.02E-15-5.94E-15-11.88-11.86-11.85-11.85-5.63E-15-5.40E-15-5.54E-15-5.82E-15-11.87-11.89-11.88-11.86-5.97E-15-6.04E-15-6.12E-15-11.85-11.85-11.84依照如此方法对发动机前端面的每个点进行计算，从而得出发动机左侧端面每个测试点的声强值，其数据值就不在此一一赘述。在所得数据值中进行比较分析，以声强I=20dB为基准值，可得出，在长城491QE发动机常速转动时，发动机左侧端面噪声振动较弱，仅在油底壳的两端位置产生了两处峰值。而在进气歧管位置的噪声振动甚至低于基准值，即在常速工况下，长城491QE发动机右侧端面的噪声振动值极低。2.2.4长城491QE发动机常速状态下上端面噪声分析依据国际标准ISO9614-1，将被测发动机长城491QE作为声源，沿x方向布置21个点，测点间距50mm；沿y方向布置25个点，测点间距50mm；测点距发动机表面100mm。图2-5为实验室长城491QE发动机右侧端面的实景图。对发动机振动在500-1kHz频率段进行分析。下面取X轴第一列数据为例进行分析。经过Pulse软件分析，长城491QE发动机前端面X轴前端面数据值为：X1=5.83261e-010 6.05329e-010 5.64798e-010 4.47217e-010 2.54941e-010 2.66362e-010 7.24089e-010 1.20118e-009 1.24299e-009 9.27727e-010 3.61668e-010 4.97728e-012 2.29837e-010 6.41824e-010 7.81992e-010 6.19206e-010 1.57234e-010 -2.42445e-010 -2.87014e-010 -1.35444e-010 7.87754e-011在此我们运用声强计算公式进行计算，其中=，=。以此公式为计算标准对上端面的每个点进行声强值计算，得出以下数据值：5.83E-106.05E-105.65E-104.47E-107.707.687.717.792.55E-102.66E-107.24E-101.20E-097.997.987.627.431.24E-099.28E-103.62E-104.98E-127.427.537.879.422.30E-106.42E-107.82E-106.19E-108.037.667.597.671.57E-10-2.42E-10-2.87E-10-1.35E-107.88E-118.178.017.958.228.42图2-11发动机上端面常速状态声强云图依照如此方法对发动机前端面的每个点进行计算，从而得出发动机左侧端面每个测试点的声强值，其数据值就不在此一一赘述。在所得数据值中进行比较分析，以声强I=20dB为基准值，可得出，在长城491QE发动机常速转动时，发动机上端面噪声振动的峰值分布大致在飞轮处，汽缸室盖处，排气歧管处以及进气歧管稳压仓处。2.2.5长城491QE发动机常速工况下的整体噪声振动分析前面已经通过声强技术分别将长城491QE发动机常速工况下在前端面、左侧端面、右侧端面、上端面的噪声振动情况进行了初步的分析。根据测试将常速工况下长城491QE发动机前、左、右、上四个端面的声强云图进行三维立体组合，从而直观的表现出发动机在常速工况下噪声振动较为剧烈的地区，而后根据运用声强计算公式进行计算，运用声强技术对发动机的噪声振动进行分析。三维立体分布图如图2-12，计算数值表见附表1。图2-12长城491QE发动机常速工况立体图为了便于叙述，对于声强云图的测量网格，水平方向本文定义为x方向，垂直方向定义为y方向，左下方第一个点为起始点，设为（1,1）。这样图2-8中就有三个峰值区：（5,1）处（声强级99.4dB）对应于油底壳；（8,4）处(声强级99dB)和（9,4）处（声强级99.3dB）与皮带轮相对应。图2-9为发动机左侧面声强法测量得到的声场分布，其中有两个个峰值区：（1,12）处（声强级为99.2dB）是油底壳；（7,13）处（声强级为99dB）为变速箱。图2-10中有两个峰值位置：（6,1）对应于油底壳一端，测量值为99dB；（23,2）处（声强级为99dB）与油底壳另一端对应。图2-11中有三个峰值区（7,1）处（测量值98.6dB）为飞轮；（4,18）处（测量值98.8dB）对应进气管；（8,14）处（声强级98.7dB）是气门室罩盖。通过上述的声强分析可知，该工况下发动机的主要噪声源为油底壳、变速箱、气门室罩盖、皮带轮和进气管。由三维图直观显示及声强数据结果分析可以得出，在常速工况下，发动机油底壳位置处的发动机噪声振动效果最强，即在长城491QE发动机常速工况下油底壳对发动机振动产生的影响最大。2.3长城491QE发动机在恒转速20%油门工况下的噪声分析2.3.1发动机在2000转恒转速20%油门工况下前端面噪声分析依据国际标准ISO9614-1，将被测发动机长城491QE作为声源（将发动机限值在2000转恒转速并施加20%的油门），沿x方向布置21个点，测点间距50mm；沿y方向布置27个点，测点间距50mm；测点距发动机表面100mm。图2-5为实验室长城491QE发动机前端面的实景图。对发动机振动在500-1kHz频率段进行分析。下面取X轴第一列数据为例进行分析。经过Pulse软件分析，长城491QE发动机前端面X轴前端面数据值为：X1=5.88550e-012 6.13858e-012 6.79500e-012 7.55859e-012 8.00624e-012 9.00435e-012 1.15144e-011 1.37812e-011 1.38671e-011 1.25316e-011 1.07931e-011 1.04326e-011 1.36063e-011 1.73737e-011 1.84671e-011 1.80481e-011 1.68979e-011 1.48986e-011 1.18860e-011 8.66447e-012 6.76491e-012在此我们运用声强计算公式进行计算，其中=，=。以此公式为计算标准对上端面的每个点进行声强值计算，得出以下数据值：5.89E-126.14E-126.80E-127.56E-129.369.349.319.278.01E-129.00E-121.15E-111.38E-119.259.209.129.051.39E-111.25E-111.08E-111.04E-119.059.089.149.151.36E-111.74E-111.85E-111.80E-119.068.978.948.951.69E-111.49E-111.19E-118.66E-126.76E-128.989.029.109.229.31图2-13发动机在2000转恒转速20%油门工况下前端面声强云图依照如此方法对发动机前端面的每个点进行计算，从而得出发动机前端面每个测试点的声强值，其数据值就不在此一一赘述。在所得数据值中进行比较分析，以声强I=20dB为基准值，可得出，在长城491QE发动机以2000转恒转速20%油门运行时，发动机前端面振动峰值区集中于下半部油底壳处及变速箱处。2.3.2发动机在2000转恒转速20%油门工况下左侧端面噪声分析依据国际标准ISO9614-1，将被测发动机长城491QE作为声源（将发动机限值在2000转恒转速并施加20%的油门），沿x方向布置25个点，测点间距50mm；沿y方向布置25个点，测点间距50mm；测点距发动机表面100mm。图2-5为实验室长城491QE发动机左侧端面的实景图。对发动机振动在500-1kHz频率段进行分析。下面取X轴第一列数据为例进行分析。经过Pulse软件分析，长城491QE发动机前端面X轴右侧端面数据值为：X1=-8.15488e-010 -9.39752e-010 -1.08700e-009 -1.21689e-009 -1.29588e-009 -1.30597e-009 -1.24123e-009 -1.12258e-009 -9.90296e-010 -9.75817e-010 -1.16463e-009 -1.30655e-009 -1.18267e-009 -1.06857e-009 -1.21788e-009 -1.34015e-009 -1.14132e-009 -8.78772e-010 -8.36444e-010 -8.86040e-010 -8.55380e-010 -7.71202e-010 -6.83147e-010 -6.21957e-010 -6.15739e-010图2-14发动机在2000转恒转速20%油门工况下左侧端面声强云图在此我们运用声强计算公式进行计算，其中=，=。以此公式为计算标准对上端面的每个点进行声强值计算，得出以下数据值：-8.15E-10-9.40E-10-1.09E-09-1.22E-09-7.57-7.52-7.47-7.43-1.30E-09-1.31E-09-1.24E-09-1.12E-09-7.41-7.40-7.42-7.46-9.90E-10-9.76E-10-1.16E-09-1.31E-09-7.50-7.51-7.44-7.40-1.18E-09-1.07E-09-1.22E-09-1.34E-09-7.44-7.48-7.43-7.39-1.14E-09-8.79E-10-8.36E-10-8.86E-10-7.45-7.55-7.56-7.54-8.55E-10-7.71E-10-6.83E-10-6.22E-10-7.56-7.59-7.64-7.67-6.16E-10-7.68依照如此方法对发动机前端面的每个点进行计算，从而得出发动机前端面每个测试点的声强值，其数据值就不在此一一赘述。在所得数据值中进行比较分析，以声强I=20dB为基准值，可得出，在长城491QE发动机以2000转恒转速20%油门运行时，发动机前端面振动极弱，而且木有明显的峰值区，发动机噪声振动较为分散的均匀分布。2.3.3发动机在2000转恒转速20%油门工况下右侧端面噪声分析依据国际标准ISO9614-1，将被测发动机长城491QE作为声源（将发动机限值在2000转恒转速并施加20%的油门），沿x方向布置26个点，测点间距50mm；沿y方向布置27个点，测点间距50mm；测点距发动机表面100mm。图2-6为实验室长城491QE发动机右侧端面的实景图。对发动机振动在500-1kHz频率段进行分析。下面取X轴第一列数据为例进行分析。经过Pulse软件分析，长城491QE发动机前端面X轴右侧端面数据值为：X1=-6.46505e-015 -6.24833e-015 -5.89091e-015 -5.65479e-015 -5.76076e-015 -5.99833e-015 -6.12763e-015 -6.17992e-015 -6.20909e-015 -6.21448e-015 -6.14382e-015 -5.92605e-015 -5.52503e-015 -5.16329e-015 -5.08202e-015 -5.24054e-015 -5.56027e-015 -5.87267e-015 -6.02032e-015 -5.94392e-015 -5.63416e-015 -5.39976e-015 -5.54411e-015 -5.81830e-015 -5.96624e-015 -6.04263e-015 -6.11949e-015在此我们运用声强计算公式进行计算，其中=，=。以此公式为计算标准对上端面的每个点进行声强值计算，得出以下数据值：-6.47E-15-6.25E-15-5.89E-15-5.65E-15-11.82-11.84-11.86-11.87-5.76E-15-6.00E-15-6.13E-15-6.18E-15-11.87-11.85-11.84-11.84-6.21E-15-6.21E-15-6.14E-15-5.93E-15-11.84-11.84-11.84-11.86-5.53E-15-5.16E-15-5.08E-15-5.24E-15-11.88-11.91-11.91-11.90-5.56E-15-5.87E-15-6.02E-15-5.94E-15-11.88-11.86-11.85-11.85-5.63E-15-5.40E-15-5.54E-15-5.82E-15-11.87-11.89-11.88-11.86-5.97E-15-6.04E-15-6.12E-15-11.85-11.85-11.84图2-15发动机在2000转恒转速20%油门工况下右侧端面声强云图依照如此方法对发动机前端面的每个点进行计算，从而得出发动机前端面每个测试点的声强值，其数据值就不在此一一赘述。在所得数据值中进行比较分析，以声强I=20dB为基准值，可得出，在长城491QE发动机以2000转恒转速20%油门运行时，发动机右侧端面振动较弱。冷却液出水管处和进气歧管下方为该端面的峰值处。进气歧管处为该端面噪声振动最为微弱的部位。2.3.4发动机在2000转恒转速20%油门工况下上端面噪声分析依据国际标准ISO9614-1，将被测发动机长城491QE作为声源（将发动机限值在2000转恒转速并施加20%的油门），沿x方向布置21个点，测点间距50mm；沿y方向布置25个点，测点间距50mm；测点距发动机表面100mm。图2-5为实验室长城491QE发动机上端面的实景图。对发动机振动在500-1kHz频率段进行分析。下面取X轴第一列数据为例进行分析。经过Pulse软件分析，长城491QE发动机上端面X轴右侧端面数据值为：X1=1.79019e-011 1.77841e-011 1.71102e-011 1.66279e-011 1.70525e-011 1.80450e-011 1.94960e-011 2.10403e-011 2.16715e-011 2.10728e-011 1.88431e-011 1.70388e-011 1.77684e-011 1.90015e-011 1.85244e-011 1.78601e-011 1.79078e-011 1.69975e-011 1.33097e-011 9.05955e-012 6.96923e-012图2-16发动机在2000转恒转速20%油门工况下上端面声强云图在此我们运用声强计算公式进行计算，其中=，=。以此公式为计算标准对上端面的每个点进行声强值计算，得出以下数据值：1.79E-111.78E-111.71E-111.66E-118.968.968.978.981.71E-111.80E-111.95E-112.10E-118.978.958.938.902.17E-112.11E-111.88E-111.70E-118.898.908.948.971.78E-111.90E-111.85E-111.79E-118.968.938.948.961.79E-111.70E-111.33E-119.06E-128.968.979.069.206.97E-129.30依照如此方法对发动机前端面的每个点进行计算，从而得出发动机前端面每个测试点的声强值，其数据值就不在此一一赘述。在所得数据值中进行比较分析，以声强I=20dB为基准值，可得出，在长城491QE发动机以2000转恒转速20%油门运行时，发动机上端面噪声振动极强。进气歧管处，飞轮处，机油滤清器处，气门室盖处，油底壳处，发动机噪声振动都非常活跃。从而出现了一个大面积的峰值区。2.3.5长城491QE发动机2000转恒转速20%油门工况下的整体噪声振动分析前面已经通过声强技术分别将长城491QE发动机在2000转恒转速20%油门工况下在前端面、左侧端面、右侧端面、上端面的噪声振动情况进行了初步的分析。根据测试将常速工况下长城491QE发动机前、左、右、上四个端面的声强云图进行三维立体组合，从而直观的表现出发动机在常速工况下噪声振动较为剧烈的地区，而后根据运用声强计算公式进行计算，运用声强技术对发动机的噪声振动进行分析。三维立体分布图如图2-12，计算数值表见附表1。图2-17长城491QE发动机常速工况立体图为了便于叙述，对于声强云图的测量网格，水平方向本文定义为x方向，垂直方向定义为y方向，左下方第一个点为起始点，设为（1,1）。这样图2-13中就有三个峰值区：（2～21,1）处（声强级99.4dB）对应于油底壳及皮带轮；（5～8,11）处(声强级99dB)和（9,4）处（声强级99.3dB）与变速箱相对应。图2-14为发动机左侧面声强法测量得到的声场分布，没有明显的峰值区，其中有两个振动相对较大的峰值区：（22,1）处（声强级为99.2dB）是油底壳；（20,7）处（声强级为99dB）为变速箱。图2-15中有两个峰值位置：（4,13）对应于冷却液出水管，测量值为99dB；（20,13）处（声强级为99dB）与进气歧管下方对应。图2-16中有一个大面积的峰值区（1～19,1～12）处（测量值98.6dB）为飞轮、进气歧管、气门室罩盖以及油底壳。通过上述的声强分析可知，该工况下发动机的主要噪声源为油底壳、变速箱、气门室罩盖、皮带轮和进气管。由三维图直观显示及声强数据结果分析可以得出，在常速工况下，发动机油底壳位置处的发动机噪声振动效果最强，即在长城491QE发动机在2000转恒转速20%油门工况下油底壳、变速箱对发动机振动产生的影响最大。3发动机噪声的控制3.1发动机噪声振动现象的汇总本文前面对长城491QE型发动机分别在常速工况下、2000转恒转速20%油门及2000转恒转速30%油门进行了声强分析，通过前文对发动机在个工况下上、左侧、右侧、前四个端面的声强级分析可得出发动机在常速工况下在油底壳处的发动机噪声振动最为强烈；发动机在2000转恒转速20%油门工况下在油底壳及变速箱处发动机噪声振动最为强烈；据此，我们可以了解到在发动机不同工况情况下的噪声源位置，从而为进一步控制发动机噪声做好准备3.2发动机噪声的控制3.2.1燃烧噪声控制目前所研究出的降噪措施主要有:①采用隔热活塞以提高燃烧室壁温度，缩短滞燃期，降低空间雾化燃烧系统的直喷式柴油机的燃烧噪声。如尼莫尼克镍基合金是一种导热系数较低的材料，用它制成活塞可使顶部凹坑燃烧室温度升高。在1500r/min时温度可升高100-2000C，噪声降低2-4dB。②废气再循环。将发动机排出的废气部分通过进气管送回气缸，其初衷是降低NOx排放，但客观上，这样做提高了进气温度和燃烧室壁温度，有降低噪声的作用。③采用双弹簧喷油阀实现预喷。即将原本打算一个循环一次喷完的燃烧分两次喷。第一次先喷入其中的小部分，提前在主喷之前就开始进行点燃的预反应，如此可减少滞燃期内积聚的可点燃燃油量。④采用增压技术。柴油机增压后，进入气缸的空气充量密度、温度和压力增加，从而改善了混合气的着火条件，使着火延迟期缩短。⑤燃烧室的选择和设计。燃烧室的型式和尺寸及燃烧系统的设计对燃烧噪声的大小产生影响。第六，减小供油提前角。供油提前角不同，导致在着火延迟期内喷入的燃料量不同，从而对燃烧过程产生影响，使发动机功率、油耗和排放物、噪声发生变化。3.2.2油底壳噪声的控制采用高阻尼复合钢板来制作油底壳油底壳使用的复合阻尼钢板，又称为三文治钢板，其结构如图3-5所示，其中基本层和约束层为两层厚度为1mm的钢板，中间为约束阻尼层。这种阻尼钢板的阻尼层厚度与基本层厚度的比值，称为薄夹心层阻尼结构。当结构表面振动时，产生弯曲变形。在两层钢板的约束作用下，夹在中间的粘弹性阻尼材料会产生很大的剪切变形，会将振动的机械能转变为热能，可以有效地衰减钢板的表面振动，将低其噪声辐射。通过复刚度法,可以得到这种约束阻尼处理结构的损耗因子为：(7.6)式中，为结构整体刚度参数，为剪切参数，它们与结构的几何尺寸和材料力学特性有关。为阻尼层的材料损耗因子。对于油底壳采用的这种复合阻尼钢板，基本层和约束层为同一材料——钢板，对于薄夹心层阻尼结构，可以推出的值约等于3，在粘弹性阻尼材料的损耗因子的范围内，最佳剪切参数在0.2左右，但是，即使实际的剪切参数的值与最佳剪切参数的值相差很大，十倍以上或者更多，结构的最大阻尼因子与粘弹性材料的损耗因子之比也不会低于0.05。而一般金属的阻尼损耗因子在范围内。图3-1阻尼材料的动态力学特性图7-16为阻尼材料的动态力学特性曲线，对于通常的阻尼材料，在玻璃态区在数量级，而在转变区，可高达1以上，在高弹区，大部分阻尼材料的β值在0.1~0.3之间。图3-2结构损耗因子与剪切参数通过对复合阻尼钢板结构和力学特性的分析可以看出，阻尼钢板结构阻尼因数正常情况下在一定温度范围内，可以比普通钢板的阻尼因数平均提高至少10倍，从而可以使得其辐射噪声也大大降低。3.2.3长城491QE油底壳的降噪措施和效果了解了复合阻尼钢板降噪机理后，我们看一下长城491QE具体的降噪措施。根据前面的噪声源识别结果可知，位于第一位的噪声源缸盖罩盖是铸造件，其辐射的噪声主要为中高频噪声，把它改为薄钢板冲压结构后就可以把其辐射噪声能量转移至低频段，而评价发动机噪声时采用的A计权网络要对低频段噪声作很大的衰减，从而可以有效地降低缸盖罩盖的噪声。为了达到更好的降低噪效果，采用了双层阻尼钢板制作缸盖罩盖，而且在安装缸盖罩盖时采用厚度大于4毫米的隔振橡胶来减少来自缸盖和摇臂轴的振动激励。第二位的噪声源油底壳是发动机中表面积很大的一个部件，对整机噪声中贡献较大，而且它一般也是车辆中暴露面积最大的发动机部件，对车辆行驶噪声影响很大，必需采取措施降低其噪声。我们知道一个零件的表面辐射噪声和其表面积成正比，因此采用了课题组设计一种新式机油集滤器来减小油底壳的表面积【31】，该集滤器把传统吸油盘以“平面”吸油方式改为以“点”吸油方式后，油底壳深度在原来的基础上降低25mm，这样一方面可以通过减小油底壳的表面积来降低其辐射噪声，同时还可以节省原材料和降低冲压工艺的难度。在采用上述措施对其改进后的油底壳采用阻尼减振钢板代替普通钢板，可以更为有效地降低其噪声辐射对采用铸铝材料的正时齿轮室盖采用和缸盖罩盖类似的改进措施，主要部分采用阻尼钢板制作，而它的安装基座仍采用铸铝材料，阻尼钢板和铸铝基座之间用减振橡胶来隔离振动。在采用上述改进措施后，我们重新在消声室中测量了该柴油机的声功率，图3-3为采取改进措施前后9个测点的声压级，可以看出各个点的声压级都有所降低，改进后整机声功率由原来的114.0dBA降低到了111.2dBA，降低了2.8dBA。 图3-53.2.2配气机构噪声的控制①润滑。良好的润滑能减少磨擦，降低摩擦噪声。推荐怠速时凸轮与挺柱间的最小油膜厚度2pLm,1000r/min时最小油膜厚度为3N.m。凸轮转速越高，油膜越厚。②气门间隙。减少气门间隙可减少摇臂与气门之间的撞击，但不能使气门间隙太小。采用液力挺柱可以从根本上消除气门间隙，降低噪声。近年来还出现了气门液压驱动系统，其噪声更低。·③配气机构零件的刚度和质量。缩短推杆长度是减轻系统质量、提高刚度的有效措施，顶置式凸轮轴取消了推杆，对减少噪声特别有利。3.2.3降低齿轮噪声的研究齿轮噪声是发动机机械噪声激励中重要的组成部分，本文还对不同加工精度的正时齿轮对长城491QE发动机噪声的影响进行了研究，图3-6为采用不同精度等级的齿轮后发动机整机噪声。经过对试验结果进行对比发现，采用六级精度的正时齿轮发动机噪声并没有使得发动机噪声得到明显下降，下降不到0.2dBA，因此提高齿轮精度这一降噪措施还需要和其它降噪措施相结合才能有比较明显的降噪效果。3.2.4降低风扇噪声的研究我们还对长城491QE柴油机风扇噪声进行了实验研究。尽管根据GB8194-97《发动机噪声声功率级的测定工程法及简易法》规定测量的发动机整机噪声中不包含风扇噪声，但是由于这两种发动机是车用发动机，需要安装冷却风扇，因此有必要对风扇噪声进行研究。图3-7表明了长城491QE发动机风扇噪声对整机噪声的影响，直径为Φ420的风扇本身的声功率达到了112dBA分贝，从噪声能量角度来看，约为发动机整机噪声的1/3。而直径为Φ480的发动机风扇116.7dBA，这已经达到了和发动机整机噪声声功率相当的程度。因此为了降低车辆行驶噪声，在降低发动机噪声的同时，还必须密切注意风扇噪声。结论本文重点在于对声强技术的运用。对声强技术的发展和应用做了大致的概括，并对声强运用方法进行了概略的简述。本文运用声强技术以长城491QE发动机为实验对象，通过使用3599声强探头测得实验测试得到数据，并对所得实验数据进行计算分析，做出针对常速、2000转恒转速20%油门的有限元分析，分析出汽车发动机在不同工况下的噪声源位置及声强级。发动机作为汽车的动力源和运动源，它不仅激励了整个车辆的运动和噪声，而且本身就是一个主要的噪声源。为了有效地降低噪声，必须找到发动机和汽车的主要噪声源及其辐射噪声的部件。声强测量方法对于识别发动机与汽车噪声源具有快速、便捷和准确的特点。声强测试技术的研究和应用有利于推动汽车和发动机噪声控制技术水平的发展和提高。本部分将声强法引如到噪声源的识别中，得出以下结论：（1）使用声强技术识别发动机的噪声源具有简便、精确的特点。噪声场的分布情况可以通过声强云图的形式清晰地描述出来。（2）发动机表面不同部件对表面噪声的贡献不同。在不同工况下，各个部件对整体噪声的贡献不同。另外需要指出，对于不同的机型可能结果会不一致。（3）通过整机试验发现，发动机配置的变速箱可能是一个需要加以改进的目标，因为变速箱除了影响汽车的行驶噪声外，更重要的是影响乘坐的舒适性和车内噪声，可以为潜在的客户切身所感受得到，会在某种程度上对汽车的市场占有率产生影响。（4）根据声强测量与表面振速测量结果的比较充分说明了声强测量的可行性。声强测试技术的研究和应用有利于推动发动机噪声控制技术水平的发展和提高。（5）通过整车声源识别发现，由于发动机的噪声可以直接从车底部辐射到车辆外边，因此，发动机系统在车上的裸露部分应是采取降噪措施的主要对象。欲降低汽车噪声首先应该降低发动机噪声。在考虑经济性的情况下，如果发动机降噪潜力已挖尽，应在车上采取适当的屏蔽措施减小发动机噪声对汽车整体辐射噪声的影响。此外，排气噪声仍然是汽车噪声的一个主要来源。鉴于目前消声器技术日臻完善，可以通过匹配合适的消声器来抑制排气噪声的影响。基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现一种基于单片机的轴快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于双单片机冲床数控系统的研究\t"_bla