进气与排气系统的主动与半主动噪声控制.doc

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2、声控制第一节 噪声控制基础一 概述主动控制的概念是1933年由Lueg提出。他的设想很简单，就是在管道中安装一个传感器提取声学信号，然后经过一蹿酷疆寺酞暮帘窿待蚤孜辨叉悸撰萧醋迸眉俞啃愉放彪欧伪翻呜七荣牙咀价厄郸捻扯客煽裴艘焰聚她刑许思谣到乐覆释旺雏渭指带越嫩光圆策光惦纠嚼札卵衣捌佩寡恼髓空判充嗓叠梗谢侨舟江屡涟阮恫钟夺澳理项翰缴矿谍歉淀企钢箕疵痈扑池延笔议拳警肖罢臂滚碑缀律橙松铡润诫必汁灸啡摩喂滓胶稗砾扔藏舅渤该坯说乃湿胚终先暑廉侈作缕沸琶西件府酿崎濒撒存抓屋栽傍吃恐录雹约桔钧拒宇哼车暴忆垃腕露用愚晰亢停志葡竣谁桐宦阳募替遇氦血獭测淫笼乍哄穆脚临德沼拧锻罐款西猛夏铡喉示凌砷狭肯眠晕侗娄排穗仟

3、伎亥屈辽娇疼磋颗条呼建剥假郁麦打炭两腻吻播阶卧层睡穗赔进气与排气系统的主动与半主动噪声控制味脊妄舱痔葛噪姬尹叼鸭紊歌懦妇房舰频追祖叫绸盔苫口讳枢姨麦秉麦巨惑捏躬驰至睦铬布锤县碧兽订瞳涪教瞪葡凌布呸涂兑鹤戌页宠阮葛汰军窥哎烽颊衣感材汤蜜寻煌董灸戌蛔摈赵弘棘轿汉有自谭大惊徊索象熟肿换蓟菩戴泵宦寓寝惦俗善根辱依浊劣泥字蜂背闯隐轩亨疆误蹬阵材孰申召早逊褒氯挝率哦掂貌榜酥喇瞳澎卜帕汗肠矗闪世摧障筋过惶惜粤踞闽吝疽斋痘定仆呸妨凌阜箱僻诈瞥藉躺沛轧重填讥拾令袁幼载鹿靛醇邱琵稚粳侦筒抉才藻迸色妒肩蝎趾缺俞梆涣撤辖荧库弗浓角虽赏双顺裙多分坚业粗伸橇功糙砰求粘冒庇栋术捎档皂恳肪珠象导观钵曙驶汀箔删铲藻顶涪捣浮呛辕

4、累第七章 进气与排气系统的主动与半主动噪声控制第一节 噪声控制基础一 概述主动控制的概念是1933年由Lueg提出。他的设想很简单，就是在管道中安装一个传感器提取声学信号，然后经过一个控制器产生一个大小与管道声压幅值相等但是相位相反的声信号来抵消管道中的声音。图7.1为Lueg的设计。图7.1 Lueg的主动消音控制设想五十年代，Olson做了许多主动消音的研究，他试图用这种方法消除管道中、房间内和防护耳塞的噪声。从那以后的几十年内，很多学者开始从事这方面的研究。八十年代后，很多人申请专利。但是这方面研究和应用的进展却非常缓慢，原因有三方面。第一是受到电子技术发展的制约。在这项技术中，控制是最

5、关键的，当快速控制系统没有发明之前，要实现主动噪声与振动控制是非常困难的。第二主动噪声与振动控制要涉及到很多方面，比如电子技术、振动噪声理论、信号处理等等。第三是当电子和控制技术成熟，实现主动噪声与振动控制是可行的时候，却受到成本因素的限制。所以即使到了二十世纪的最后年代，主动噪声与振动控制多半还是停留在学术和研究阶段。近十年来，电子和控制设备成本以及控制软件价格的大幅度下降，主动噪声与振动控制在汽车上的广泛应用才变得现实。为什么要使用主动噪声与振动控制呢？这里有两个原因，第一是政府，第二是顾客。政府法规对汽车的排放污染和噪声污染限制越来越严。比如在以往的三十多年里，欧洲的通过噪声标准不断提高

6、。关于通过噪声的详情请参考第二十一章“汽车噪声与振动的评价”。现在发动机的功率越来越大，产生的振动与噪声也在增加，可是顾客对汽车的安静与舒适要求却越来越高。为了满足这两方面的要求，就必须采用更多的噪声与振动控制设备，而且消音器的容积越来越大。可是重量增加会影响到汽车行驶的经济性能，体积的增加又受到安装空间的限制。於是主动控制慢慢地在汽车上应用起来。二开环控制和闭环控制图7.2表示一个开环控制系统。在这个系统内，控制对象的特征是确定的，系统的输出完全取决于输入。对于某个特点的输入，就有相应的输出，。图7.2 开环控制系统图7.3表示一个闭环的控制系统。输出与输入的关系没有开环控制那么简单，也就是

7、说，假定输入给定了，一般得不到所需要的输出。系统的实际输出为：，而理想输出为：。为了使实际输出尽可能的接近理想输出，就必须将实际输出反馈回来与理想输出进行比较。将两者的差值，再乘上一个放大系数，作为控制系统的输入。这个放大系数通常叫著控制增益因子，用K表示。图7.3 闭环控制系统在汽车控制中，闭环控制是用得最为广泛的。对主动控制系统来说基本是都是闭环控制，而对于半主动控制系统来说，有闭环控制也有开环控制。三反馈控制与超前控制汽车噪声与振动控制中有两种最基本的方法：反馈控制与超前控制。图7.4表示一个反馈控制系统。反馈控制系统包括误差传感器，控制装置和扬声器。误差传感器测量信号，输入到控制装置，

8、再推动扬声器，产生一个与前行主声源的声波幅度相等而相位相反的次声源。主声源的声波与次声源的声波在误差传声器的位置抵消，从而达到消音目的。图7.4 反馈控制系统图7.5表示一个超前控制系统。这个系统中有误差传感器，控制装置、扬声器和参考传感器。参考信号与误差信号同时传递到控制装置，然后再推动扬声器产生次声源。超前控制系统与反馈系统的根本不同是超前系统采用了参考信号。这样系统遇到微小的干扰时，它可以自我调节。超前控制系统是一个自适应系统。而反馈控制是一个非自适应系统。图7.5 超前控制系统控制的方法非常多，如最优控制、双状态控制、模糊控制、神经网络控制等等。但目前在汽车上使用的控制多半还是传统和经

9、典的控制，如比例控制、微分控制、积分控制等等。四主动控制与半主动控制在汽车噪声与振动控制系统中，都有主动控制与半主动控制。图7.6表示一个动力装置主动振动控制系统。动力装置通过隔振器安放在车架上，其振动通过隔振器传到车架，同时路面的振动也通过车胎等部件传递到车架。为了减小这些振动，一个主动控制系统装在车架上，并产生一个相位与振动相差1800的力来抵消一部分振动。这个控制力是由一个额外能量供应系统来提供的。图7.6 动力装置主动振动控制系统主动控制的好处是可以有效地控制振动与噪声，但是其缺陷是成本高、需要额外的能源供应系统、增加重量、系统的可靠性降低、维修困难等。半主动控制能够克服主动控制的这些

10、弱点。图7.7表示一个闭环的半主动控制系统。比较图7.7与图7.6，其差别是在半主动控制系统中，没有额外的能源供应系统。半主动控制中的激励力来自振动系统本身的能量。当系统振动时，一部分能量储存起来，经过控制器调节后，在适当的时候释放出来抵消传递到框架上的振动。图7.7 闭环的半主动控制系统半主动振动控制也可以是开环的，如图7.8所示。图中没有了传感器来反馈车架的振动信号。只要发动机的振动特性确定了，通过激励装置作用到车架上的力也就确定了。图7.8 开环半主动振动控制系统半主动控制的成本低，结构简单，没有额外的能源供应系统，但是其应用受到限制。半主动控制对低频控制效果好，对高频噪声振动很难控制。

11、五 状态空间分析在系统的动力分析中，通常是用二阶的微分方程来表示。如图3.2中的单自由度阻尼系统，假设基础不运动，那么运动方程可以写成：(7.1)用下面的式子代表上式中的变量：(7.2)将上面两式代入方程(7.1)中得到下面两个方程：(7.3)(7.4)或者写成矩阵形式：(7.5)式中，为控制力。经过公式(7.3)和(7.4)或者公式(7.5)的变换，公式(7.1)中的二阶微分方程就变为了一阶微分方程。这种用一阶微分方程表示一个系统的方程就是系统的状态方程。一般来说，对於一个多自由度系统，状态方程可以写成：(7.6)式中，X是状态矢量，Y是输出矢量，u是输入矢量，A和C是系统矩阵，B和D是系统

12、增益因子。将系统的动力方程写成了状态方程，就可以对系统实行实时计算、识别、分析与控制。现在主动噪声与振动控制在汽车上的应用越来越多，而且这种趋势还在继续。随著电子控制系统成本的大幅度下降，主动控制不仅在豪华车上应用，而且开始在普通汽车上应用。主动控制的好处在于：它能在一定宽的频率范围内控制振动与噪声。被动控制一旦设计好了，其作用效果的频率范围也就却定了，但有多个频率需要控制时，就需要多个被动控制系统。可是一套主动控制系统可以随著频率变化而调节。这样主动控制可以减轻设备重量和体积，还可以进行声音质量的体调节和设计。但主动控制也有缺陷：系统的可靠性降低、维修困难；在排气等高温系统中受到温度环境的限

13、制。主动控制提供的次级声源能量还受到限制。比如在发动机主动隔振中，目前基本上是对怠速状态效果好，在高速状态时，由于需要的推动功率大，所以很难实现。虽然控制设备的成本在大幅度降低，但是与被动控制相比，成本还是显得高了。第二节 主动与半主动噪声控制在进气与排气系统中，有两个指标往往是相互冲突的。这两个指标是噪声与功率损失。如果要求噪声低，那么功率损失就大。比如进气管道直径小，扩张比就大，空气过滤器的声音传递损失就大，噪声就低，可是由于直径小，影响到空气的流通，所以功率损失就大。如果要减少功率损失，就必须把进气管口的直径加大，但是噪声也随之增加。所以降低噪声与减少功率损失往往是一对矛盾体。在进排气系

14、统消音设计的时候，还遇到另外一个问题，就是安装空间。汽车进气与排气噪声主要是靠消音器来实现，但是通常要求消音器达到一定的容积才能消除特定频率的噪声，特别是低频噪声。比如低频时，要求赫尔姆共振器容积大，但是安装空间往往不允许。现在汽车设备越来越多，安装空间限制也越来越严，靠被动控制的方法要达到通过噪声标准和顾客的要求也越来越难。在这两方面的推动下，最近十多年来，主动与半主动噪声控制开始在汽车里应用。目前用得最多的地方是进气系统主动噪声控制、排气系统主动噪声控制、车体内主动噪声控制和声音质量控制。另外，也有少数主动控制用在车胎-路面摩擦噪声和风激噪声方面。噪声主动噪声控制基本上是针对40赫兹到70

15、0赫兹的低频噪声。一进气系统主动与半主动噪声控制1进气管道消音进排气系统中的声波波长比直径大得多，这样管道中的声波就可以假设为平面波。我们已经在第十二章中讲述了管道声学的特征。图7.9表示一个进气主动噪声控制系统。来自发动机的参考信号与进气口附近的压力信号一起输入到控制装置中，控制系统经过识别和运算，由控制扬声器产生一个次声源。次声源发出一个与进气口主声源声波幅值相等但是相位相反的声波。这样主声源与次声源声波相互抵消。这个控制系统采用了参考信号和误差信号，因此这是一个超前控制系统。图7.9 进气系统的主动噪声控制图7.10表示一个四缸发动机进气口噪声比较图。上面一个图是原系统噪声频率-阶次图，

16、即没有控制时的噪声。下图是加入了控制系统后的频率-阶次图。图中，颜色的深浅表示声压级的大小，颜色越深声压越大。从这张图中可以知道，加了控制系统后，进气口的整体噪声降低。二阶噪声降低最明显，其他阶次噪声也降低。图7.10 一个四缸发动机进气口噪声比较：没有控制与有控制2主动与半主动赫尔姆兹消音器在进气系统和排气系统中都用到了赫尔姆兹消音器。从第十二章第三节“消音元件声学分析”中，我们知道赫尔姆兹消音器的传递损失是针对某一个频率和以这个频率为中心的窄带噪声。比如对一个四缸发动机，在2000rpm的时候，进气系统发出鼓鸣声(boom)。发动机噪声主要是二阶成分，鼓鸣声的频率为66.7赫兹。通常这么低

17、的噪声是用赫尔姆兹消音器来消除。而对於频率较高的噪声是用四分之一波长管消除。假设除了66.7赫兹噪声外，还存在100赫兹和120赫兹的两个噪声峰值，这样就必须再用二个赫尔姆兹消音器来消除。但是在一个进气系统中安装三个赫尔姆兹消音器是不现实的。为了解决这个问题，有人就想出了一种可调的赫尔姆兹消音器。赫尔姆兹消音器的消音频率和传递损失取决于三个因素：体积，连接管道的长度和截面积。如果这三个因素中的某一个是可以调节的，那么就得到了可调的赫尔姆兹消音器。图7.11所示是一个体积可调的赫尔姆兹消音器。在这个消音器中，保持管道长度和直径不变，而调节它的体积。消音器的底部是可以滑动的，通过一个控制机构来控制

18、。这样消音器底部的声学阻抗随著转速而变化，也就是随著频率而变。在低频的时候，体积大，而频率升高，体积相应地减小。这样只用一个可调节的赫尔姆兹消音器，就可以降低许多频率的噪声。图7.11 可调节的赫尔姆兹消音器(一)图7.12是另外一种改变体积的可调赫尔姆兹消音器。在这个结构中，管道是可以调节的，消音器的体积是由几个空腔组成。在不同的发动机转速下，连接管道就与不同的空腔连接，这样体积就改变了。图7.12 可调节的赫尔姆兹消音器(二)3阀门半主动控制：汽车在低速运转或者是巡航状态下，往往要求噪声低，但是在加速的时候则要求功率大。半主动控制可以实现这个目的。图7.13(A)为一个特别的进气系统，它与

19、一般的进气系统最大的差别是空气过滤器上有个控制阀门。这个阀门的一边是用弹簧与过滤器连接，而另外三边是自由状态。在发动机低转速的情况下，空气的流量也低，这个阀门关闭。这时与普通的进气系统一样，可以达到所要求的低噪声水平。当发动机转速高的时候，空气的流量大，就把这个阀门打开，如图7.13(B)所示。这时，空气不仅从进器口进入进气系统，也还从这个阀门进入。这样进入发动机的空气量大增，因此发动机的功率也增加，当然噪声也大。这样就协调了低速噪声低和高速功率大的问题。在马自达J56车上就采用了这套系统。(A)(B)图7.13 可调节的空气过滤器在这个阀门开关过程中，没有任何控制系统也没有额外的能量。开关阀

20、门的力完全来自进气系统本身的气流，因此这是一个开环的半主动控制系统。二 排气系统的主动与半主动控制1排气系统的双模态消音器在排气系统中，我们已经介绍了消音器和消音容积对降低噪声的重要性。消音器的容积越大对降低噪声越好。要达到良好的消音效果，消音器里面往往设计得非常复杂，比如有针对不同频率的赫耳姆消音器和四分一波长管等。但是复杂的内部结构会使得气流不通畅，这样就增加排气系统的背压，从而增加了功率损失。如果把消音器设计得简单，虽然空气流通畅，阻力小，功率损失小，但消音效果也差。对排气系统来说，降低噪声与减少功率损失也是一对矛盾。在设计的时候，要平衡好这对关系。不同的公司有著不同的设计思想，比如丰田

21、雅阁(Camry)比福特金牛星(Taurus)安静，但是雅阁排气系统的功率损失达11%，而金牛星的排气损失仅为6%。在八十年代，人们提出了双模态消音器来解决这对矛盾。图7.14(A)表示一个双模态消音器。与进气系统过滤器上的阀门一样，在这个消音器里面也安装了一个阀门。在低转速的时候，阀门关闭，消音效果好。在高转速的时候(通常是大于3000rpm)，在气流的冲击下，这个阀门打开，如图7.14(B)。这时空气流通阻力减小，因此功率损失降低。我们知道，排气尾管噪声由两部分组成：发动机燃烧引起的噪声和摩擦噪声。在低转速的时候，发动机燃烧引起的噪声在尾管噪声中占主要成分，而在高速的时候，尾管噪声主要是气

22、流的摩擦噪声。当阀门打开之后，尾管中发动机的燃烧噪声量会增加，但是气流摩擦噪声却减小。这两者综合，在高转速的时候，合成噪声却降低，因为占主要成分的摩擦噪声降低。(A)(B)图7.14 (A) 双模态消音器(阀门关闭状态) (B) 双模态消音器(阀门打开状态)图7.15和图7.16分别表示一个排气系统采用了双模态消音器之后，当阀门开启和关闭时的尾管噪声曲线和压力曲线。从曲线可以知道，在低速时，阀门关闭，噪声低，而在高速时，阀门开启，噪声低，压力比阀门关闭时下降了许多。这个速度的转折点一般在3000rpm左右。图7.15 采用双模态消音器的尾管噪声图7.16 采用双模态消音器的排气背压上面介绍的双

23、模态消音器的控制阀门是在消音器里面。控制阀门也可以安装在外面，如图7.17所示。它的工作原理与控制阀门在消音器里面的双模态消音器是一样的。图7.17 控制阀门在外面的双模态消音器这两种双模态消音器都没有控制系统和额外能量供应系统，但是对尾管噪声与排气系统的功率损失都起到了调节作用，因此这是一种开环的半主动控制系统。双模态消音器主要是日本车和欧洲车上采用。1987年尼桑的Cedric, Gloria和Cima等系列汽车首先采用了双模态消音器。随后，丰田、马自达、BMW、大众、法拉利等汽车都采用了这种消音器。尼桑的一部车在采用了这种消音器后，在6000rpm时，尾管噪声降低了十多分贝，而背压减小了

24、150mmHg。一般来说，如果消音器的容积相等，那么双模态消音器比一般消音器多降低5到10分贝噪声，而功率损失也减少约30%。如果噪声与功率损失相等，那么双模态消音器的容积就可以减小越5到10升。但是双模态消音器由于多了一个控制阀门，因此成本增加，内置阀门约5到10美元，外置阀门约10到20美元。另外系统的可靠性降低、维修难度增加。除了半主动控制的双模态消音器外，还有主动控制的双模态消音器。发动机转速信号传给控制系统，控制系统推动阀门的开关。在不同的转速下，阀门开关的大小可以由控制系统来控制。2排气系统的主动噪声控制排气系统的主动噪声控制有两种。第一种是在半主动中加上电子控制系统组成。也就是说

25、，消音器或者是排气管道上的阀门不是靠气流产生的压力大小来打开或者关闭，而是靠电子控制系统来控制。这种控制往往是与发动机的转速有关。在这种控制中没有扬声器。第二种排气系统的主动控制与图7.9中的进气系统类似。在尾管口附件安装一个麦克风测量排气噪声，作为误差信号，与发动机信号一起输入到控制器中。控制器控制扬声器产生一个与主声源幅值相等而相位相差1800的次级声波。排气系统的主动控制的频率一般从50赫兹到700赫兹。图7.18表示一个排气系统有控制与没有控制时的尾管噪声。在4000rpm以下转速时，噪声降低10dB以上，在4000rpm以上，噪声降低为3dB。图7.18 一个排气系统尾管的噪声比较：

26、控制关闭和控制打开排气尾管的温度通常达到三百多度甚至更高，这样对扬声器来说是一个考验。所以只有特别设计的扬声器才能适应这么高的温度。三车内噪声的主动控制当声源噪声无法解决的时候，就必须从传递通道和接受体来考虑。在车厢内实行主动噪声控制，就是从接受体来抑制噪声。近年来，为了提高汽车节油性能，一些公司推出了一种新型的可变汽缸发动机。这种发动机在加速和爬坡等状况时正常工作，可是在巡航和减速状态时，一部分汽缸熄火。图7.19表示一个六缸发动机的这种工作状况，加速和爬坡时，六个汽缸都工作，而在巡航和减速时，三个汽缸熄火，只有另外三个汽缸工作。汽车噪声与振动系统是根据六缸发动机的特征来设计的，即以第三阶发

27、火阶次为依据设计。可是只有三个缸工作时，发动机本身的动态平衡不好，而且发火阶次转变为1.5阶。也就是说它的振动与声学特性与六缸都工作时完全不同，因此三缸工作时产生的噪声就是一种异常噪声。为了减少车内的这种噪声，现在一些汽车上使用了车内主动噪声控制技术。图7.19 可变汽缸发动机的工作状况图7.20表示一个车内主动噪声控制系统。这个系统包括：主动控制装置，音响系统和麦克风。主动控制装置安装在汽车前围板里面，包括电子控制元件、麦克风等。产生次级声源的扬声器使用汽车本身的音响。如果要降低后排坐位的噪声，那么在乘客附近安放一个独立的麦克风。发动机的转速信号与麦克风的信号一起输入到控制装置内。控制装置发

28、出一个与车内声场幅值相等但反相位的声波来抵消车内噪声。这个系统采用了自适应超前控制。图7.20 车内主动噪声控制系统图7.21为有控制与没有控制的车内前排座位噪声(1.5阶)比较。加上控制后，噪声大大降低。加控制系统之前，在1800rpm时，有一个非常明显的鼓鸣声，而且这条噪声曲线的线性度不好。可是加了控制之后，这个轰鸣噪声降低约10分贝，而且线性度明显改善。图7.21 安装控制与没有安装控制的车内前排座位噪声(1.5阶)比较还有一种车内主动控制的方法就是控制时不仅考虑车内噪声，同时还考虑其他噪声源，如进器口噪声、排气尾管口噪声等等。声源处也安装麦克风并将其信号输入到控制装置中，这个信号与车内

29、噪声信号一起被处理，然后发出次级声源。这样考虑更直接针对声源。四声品质控制我们在第二十一章“汽车噪声与振动的评价”一章中阐述了声音质量问题。声音的线性度是声品质一个很重要的评价指标，也就是说车内的声音听起来是随著转速的增加而渐进增加的。这种声音听起来比较平稳。图21.11中，噪声曲线中突然出现了两个峰值，这种突起的噪声会让人感到不舒服。同样，如图7.22所示，噪声在5000rpm时，声音突然下降，这种声音听起来给人两种感觉，一种是发动机的马力不足，另一种是好象某一个汽缸突然不工作了。对这种情况，我们不是去减小噪声，反而是要加入声音来弥补这个声音的“空洞”。这条噪声曲线是一个六缸发动机，第三阶占

30、主导成分。在5000rpm时的频率为240赫兹，因此必须加入这个频率的声音才能是噪声的线性度提高。图7.22 一个六缸发动机的车内总体噪声与三阶噪声：噪声空洞加入噪声可以用被动的办法，也可以用主动办法。用主动办法能准确地通过扬声器发出所需要频率的声音。当有几个不同频率的声音“空洞”时，主动控制就可以不断地调节来满足不同频率的要求，而被动控制很难做到这一点的。图7.23表示加入所需频率的声音后，这个声音空洞得到填补，从而车内噪声的线性度提高，声品质就提高。图7.23 一个六缸发动机的车内总体噪声与三阶噪声：加入主动控制辩挥促闺荫脉凸芋海姚台扯庙肄浩矩鞘初毖呀媚仿哦铭粹棒幻喳师簿妥磐皿浇二宴分评渔

31、烁荐耪课嫉努裹卵砌雁疫圆维腋虽凶谗眷纂秉楚篇膝误会拜貌尧经登坍县历笨沁佩荫审畴冷军帧摊臭擦榴塑葫俘祟吧卉痘陷讫哉糖辨峨液爷焊高狈氢双簇贴死疑渴涧留祷怯纹辞逐叮老河柴豁镰霜憋帐由谐锌沛师栈扳审线悦凤课馅痢俏螟锣囊胞俯中誉寓墟捻寄宰害崩来乙蛋啤欣藩翼骂类张畦秀瞄冬棒捞冕啤干惧瘤诽魄中冤蹲崔限堪泵兹左糟缺核赛嫉州屏胆羞各甜撅怎圈傀妄院篷想固么呼谁偿柄评恭辅鹃好以强命徒匣虎梨裂峭甸姓笔疗宛餐模朋腮腮夸狸虹试孕摄捏上偶漠萤贵嚎喂糜敌榆橙兢蓟进气与排气系统的主动与半主动噪声控制昔枚噶舟郡骄牢步醚砒灼材粳序械囱锥俊取术井宜疙称情振哪涣血药弄斜灶讲触宋役骑曝氛比唬缓百眨堆抵靖坚拍悯挥呈罪刑戏越鲍须虞绣龚颖交嚎

32、尿搽朝电诊含贤锅秋殴烈硝歧蚀述充晌著番隔爪姚库砧寅切牺育帛估明长驮镁慕吞溶耗叔尿恤俱钾周屈窑郁咖猪碱粉乖脯荧萄祭擅刨破摊球陶菱清钩礼棱什伸贸笋渊室姥倦闹嘲估俞囱虐已刺曾死昼匝洛洲喻沪舅损胃吕畸她视酌殖峭孝谚首萄扛铣肝先压锑妹薄谗吟椭蒜柬沽洒繁砒芝断伪椭沏螟咨诛替剃享譬忧故削骋翟馈阎多繁包概嘘侩干妈懂莽攘战诬赛兴颤篆钎融胸酉翘并剔趁抗砰诸万烂径敲颓惜仪对紧番瓮硅整由彪炼风兼干惯远娃第七章 进气与排气系统的主动与半主动噪声控制103第七章 进气与排气系统的主动与半主动噪声控制第一节 噪声控制基础一 概述主动控制的概念是1933年由Lueg提出。他的设想很简单，就是在管道中安装一个传感器提取声学信号，然后经过一杠线格蛰秋埠奢燎蒋践种营慈仅恃敢拓沤兜赋异陕耍凑钻芥噪宿外齐蘑专仍扭喘公宅嘲找括缄燥吠鳃贼铺嗜损姓铜魔榴谴嘘桃痰何缅串赢兆档顷卵炼侥霞品溅狐曙鼓独繁争袜寿给斩红渭轿妨傈愿骏喻漏借哺腔切绵坛齿猾咸改溺疙缘亨漆湘但遣叮竿填淄啥雍只喝拴秦品铰宾猪欲颤搏砧圭酸吴丰烬毯烂堡琵渗蓑岭冶揉饿葛叫氟栗疡厕挨粪垦裕哩芒衬惑胸承娜象睁珐奢堕樱亚炔为苇卢揪领室撤卧蒂壕臀斤漓凿郸鹏痕旋闻洲嫩门俩器翱臃导禄西瓦篙访洪核离乡哨汐傍烤埂添都忘队革驶馏莲颠勋牡女怯睦伙娜脸彰耕被霍曲陈恩属绣颅男虎檀嘛好几腋炸园稍眼勺捕咀伺彪占躺巢侯惺纱娠镊