支座反力计算结果单位工况二三四可见，各支座在曲拐平面内的值比曲拐平面的垂直面内的值大得多。名义应力的计算应力计算的任务是求出曲拐上曲柄销圆角处的名义应力幅和名义应力的平均值。由于疲劳破坏总是发生在曲柄臂截面上，扭转疲劳破坏总是发生在轴颈上，因此弯曲和扭转时的名义应力应分别取为曲柄臂中央截面和曲柄销轴颈横截面上的弯曲和扭转应力。般情况，四缸机是在第二三缸受到最大爆发压力作用时曲轴所受的应力最大，现选择对第三缸曲拐进行名义应力计算曲轴材料，极限强度，对称循环弯曲疲劳极限，对称循环扭转疲劳极限，单拐计算模型见图。类型及方案选择内燃机中采用曲柄连杆机构的型式很多，按运动学观点可分为三类，即中心曲柄连杆机构偏心曲柄连杆机构和主副连杆式曲柄连杆机构。中心曲柄连杆机构其特点是气缸中心线通过曲轴的旋转中心，并垂直于曲柄的回转轴线。这种型式的曲柄连杆机构在内燃机中应用最为广泛。般的单列式内燃机，采用并列连杆与叉形连杆的形内燃机，以及对置式活塞内燃机的曲柄连杆机构都属于这类。偏心曲柄连杆机构其特点是气缸中心线垂直于曲轴的回转中心线，但不通过曲轴的回转中心，气缸中心线距离曲轴的回转轴线具有偏移量。这种曲柄连杆机构可以减小膨胀行程中活塞与气缸壁间的最大侧压力，使活塞在膨胀行程与压缩行程时作用在气缸壁两侧的侧压力大小比较均匀。主副连杆式曲柄连杆机构其特点是内燃机的列气缸用主连杆，其它各列气缸则用副连杆，这些连杆的下端不是直接接在曲柄销上，而是通过副连杆销装在主连杆的大头上，形成了关节式运动，所以这种机构有时也称为关节曲柄连杆机构。在关节曲柄连杆机构中，个曲柄可以同时带动几套副连杆和活塞，这种结构可使内燃机长度缩短，结构紧凑，广泛的应用于大功率的坦克和机车用形内燃机。经过比较，本设且变化规律很难掌握，受力分析时把摩擦阻力忽略不计。而负载阻力与主动力处于平衡状态，无需另外计算，因此主要研究气压力和运动质量惯性力变化规律对机构构件的作用。计算过程中所需的相关数据参照汽油机，如附表所示。气缸内工质的作用力作用在活塞上的气体作用力等于活塞上下两面的空间内气体压力差与活塞顶面积的乘积，即式中活塞上的气体作用力缸内绝对压力大气压力活塞直径，。由于活塞直径是定的，活塞上的气体作用力取决于活塞上下两面的空间内气体压力差，对于四冲程发动机来说，般取，,对于缸内绝对压力，在发动机的四个冲程中，计算结果如表所示则由式计算气压力如表所示。机构的惯性力惯性力是由于运动不均匀而产生的，为了确定机构的惯性力，必须先知道其加速度和质量的分布。加速度从运动学中已经知道，现在需要知道质量分布。实际机构质量分布很复杂，必须加以简化。为此进行质量换算。机构运动件的质量换算质量换算的原则是保持系统的动力学等效性。质量换算的目的是计算零件的运动质量，以便进步计算它们在运动中所产生的惯性力。表缸内绝对压力计算结果四个冲程终点压力计算公式计算结果进气终点压力压缩终点压力膨胀终计的型式选择为中心曲柄连杆机构。曲柄连杆机构运动学中心曲柄连杆机构简图如图所示，图中气缸中心线通过曲轴中心，为曲柄，为连杆，为曲柄销中心，为连杆小头孔中心或活塞销中心。当曲柄按等角速度旋转时，曲柄上任意点都以点为圆心做等速旋转运动，活塞点沿气缸中心线做往复运动，连杆则做复合的平面运动，其大头点与曲柄端相连，做等速的旋转运动，而连杆小头与活塞相连，做往复运动。在实际分析中，为使问题简单化，般将连杆简化为分别集中于连杆大头和小头的两个集中质量，认为它们分别做旋转和往复运动，这样就不需要对连杆的运动规律进行单独研究。图曲柄连杆机构运动简图活塞做往复运动时，其速度和加速度是变化的。它的速度和加速度的数值以及变化规律对曲柄连杆机构以及发动机整体工作有很大影响，因此，研究曲柄连杆机构运动规律的主要任务就是研究活塞的运动规律。活塞位移假设在时刻，曲柄转角为，并按顺时针方向旋转，连杆轴线在其运动平面内偏离气缸轴线的角度为，如图所示。当时，活塞销中心在最上面的位置，此位置称为上止点。当时，点在最下面的位置，此位置称为下止点。此时活塞的位移为式中连杆比。式可进步简化，由图可以看出即又由于将式带入式得式是计算活塞位移的精确公式,为便于计算，可将式中的根号按牛顿二项式定理展开，得考虑到∕，其二次方以上的数值很小，可以忽略不计。只保留前两项，则将式带入式得活塞的速度将活塞位移公式对时间进行微分，即可求得活塞速度的精确值为将式对时间微分，便可求得活塞速度得近似公式为从式可以看出，活塞速度可视为由与两部分简谐运动所组成。当或时，活塞速度为零，活塞在这两点改变运动方向。当时，，此时活塞得速度等于曲柄销中心的圆周速度。活塞的加速度将式对时间微分，可求得活塞加速度的精确值为将式对时间为微分，可求得活塞加速度的近似值为因此，活塞加速度也可以视为两个简谐运动加速度之和，即由与两部分组成。曲柄连杆机构中的作用力作用于曲柄连杆机构的力分为缸内气压力运动质量的惯性力摩擦阻力和作用在发动机曲轴上的负载阻力。由于摩擦力的数值较小位工况二三四表各工况下曲拐平面内弯矩计算结果单位工况二三四表各工况下载荷数据单位工况二三四表曲拐平面的垂直平面内弯矩计算结果单位工况二三四支反力计算求得各支承弯矩后，就可用图所示的模型来计算各个支座的支反力。图支反力计算模型得到支反力表达式如下式中作用在曲柄销上的径向力作用在曲柄销上的切向力连杆旋转质量曲柄销曲柄臂的总的离心惯性力已知，由公式计算得到各个支座反力，其值如表，表所示。表各工况下曲拐平面内支座反力计算结果单位工况二三四表各工况下曲拐平面的垂直平面内点压术已经取得了重大进展，并开始进入实用阶段。但语音识别系统必须在相对比较安静的环境下运行，然而，在语言信息的采集中难免会有各种噪声的干扰，在较强的噪声背景下，语音识别系统的准确性会受到较大影响，甚至没法正常工作。所以在语波形加噪后信号频谱加噪后信号幅值加噪后信号相位其仿真图如图二所示。下面是噪声的仿真的源代码读取文件并返回和的值。截取语音信息前点作为噪声信号对噪声信号进行傅里叶变换取噪声功率谱绝对值取噪声相位噪声信号波形噪声信号频谱噪声信号幅值噪声信号相位其仿真的图形如图三所示。下面是利用基本谱减法降噪处理源代码,下面是利用改进的谱减法降噪处理的源代码相对更容易点，但也有不小的难度。处理宽带噪声的最通用技术是谱相减法，即从带噪语音估值中减去噪声频谱估值，从而得到纯净语音的频谱。谱相减方法是基于人的感觉特性，即语音信号的短时幅度比短时相位更容易对人的听觉系统产生影响，从而对语音短时幅度谱进行估计，适用于受加性噪声污染的语音。在这里我要感谢老师的悉心的指导，同学们的帮助，还有网上技术论坛的朋友们，没有你们我很难完成这次课程设计，我在你们身上也学到了很多东西，让我生受益。设定和的值增强后语音以为文件名保存其降噪后的仿真图形如图四所示。设计结果和仿真波形图图二图三图四参考文献程佩青数字信号处理教程清华大学出版社吴镇扬数字信号处理高等教育出版社胡广书数字信号处理导论清华大学出版社易克初田斌付强语音信号处理国防工业出版社刘保柱苏彦华张宏林从入门到精通人民邮电出版社罗军辉罗勇江在数字信号处理中的应用机械工业出版社周辉董正宏数字信号处理基础及实现北京希望电子出版社设计心得体会经过两周的数字信号处理课程设计，让我学到了很多东西。其实我刚开始看到老师给的任务要求时我很茫然，不知道该干嘛，就连选题都不知道怎么选，虽然我学了数字信号处理这门课，但也只是理论上了解点，在脑海中还是没有个实质的概念。不会做我就只有上网去找相关的资料，参考别人做的报告，看看别人是如何做的，有点启发，但还是不知道自己改选什么题目。后来我又到图书馆借阅相关书籍，也进入了图书馆的电子资源各个网站，看到了关于谱减法的相关的资料，关于降噪的相关的技术现在应该普遍在应用。我看到了，感觉比较感兴趣，于是就选了这个题目。题目选好了，但真正难的是做。这个题目是基于软件的，虽然用过，但很不熟悉，对于的编程时基本不懂，只有重新学了，又到图书馆借了本教程，并且到网上找些相关的信息。还好我有点语言的基础，学起由于基本假定是噪声信号与语音信号是加性的，和独立，所以和也独立。故。所以对个分析帧内得短时平稳过程，有因为噪声是局部平稳的，故可以认为没有语音信息是的噪声与有语音信息时的噪声功率谱是相同的，因而可以利用发语音前的寂静帧来估计噪声。由式可以得到原始语音的估计值式中，下标表示加窗信号，表示估值，则表示无语音信号时的均值。如果式中结果出现支座反力计算结果单位工况二三四可见，各支座在曲拐平面内的值比曲拐平面的垂直面内的值大得多。名义应力的计算应力计算的任务是求出曲拐上曲柄销圆角处的名义应力幅和名义应力的平均值。由于疲劳破坏总是发生在曲柄臂截面上，扭转疲劳破坏总是发生在轴颈上，因此弯曲和扭转时的名义应力应分别取为曲柄臂中央截面和曲柄销轴颈横截面上的弯曲和扭转应力。般情况，四缸机是在第二三缸受到最大爆发压力作用时曲轴所受的应力最大，现选择对第三缸曲拐进行名义应力计算曲轴材料，极限强度，对称循环弯曲疲劳极限，对称循环扭转疲劳极限，单拐计算模型见图。类型及方案选择内燃机中采用曲柄连杆机构的型式很多，按运动学观点可分为三类，即中心曲柄连杆机构偏心曲柄连杆机构和主副连杆式曲柄连杆机构。中心曲柄连杆机构其特点是气缸中心线通过曲轴的旋转中心，并垂直于曲柄的回转轴线。这种型式的曲柄连杆机构在内燃机中应用最为广泛。般的单列式内燃机，采用并列连杆与叉形连杆的形内燃机，以及对置式活塞内燃机的曲柄连杆机构都属于这类。偏心曲柄连杆机构其特点是气缸中心线垂直于曲轴的回转中心线，但不通过曲轴的回转中心，气缸中心线距离曲轴的回转轴线具有偏移量。这种曲柄连杆机构可以减小膨胀行程中活塞与气缸壁间的最大侧压力，使活塞在膨胀行程与压缩行程时作用在气缸壁两侧的侧压力大小比较均匀。主副连杆式曲柄连杆机构其特点是内燃机的列气缸用主连杆，其它各列气缸则用副连杆，这些连杆的下端不是直接接在曲柄销上，而是通过副连杆销装在主连杆的大头上，形成了关节式运动，所以这种机构有时也称为关节曲柄连杆机构。在关节曲柄连杆机构中，个曲柄可以同时带动几套副连杆和活塞，这种结构可使内燃机长度缩短，结构紧凑，广泛的应用于大功率的坦克和机车用形内燃机。经过比较，本设且变化规律很难掌握，受力分析时把摩擦阻力忽略不计。而负载阻力与主动力处于平衡状态，无需另外计算，因此主要研究气压力和运动质量惯性力变化规律对机构构件的作用。计算过程中所需的相关数据参照汽油机，如附表所示。气缸内工质的作用力作用在活塞上的气体作用力等于活塞上下两面的空间内气体压力差与活塞顶面积的乘积，即式中活塞上的气体作用力缸内绝对压力大气压力活塞直径，。由于活塞直径是定的，活塞上的气体作用力取决于活塞上下两面的空间内气体压力差，对于四冲程发动机来说，般取，,对于缸内绝对压力，在发动机的四个冲程中，计算结果如表所示则由式计算气压力如表所示。机构的惯性力惯性力是由于运动不均匀而产生的，为了确定机构的惯性力，必须先知道其加速度和质量的分布。加速度从运动学中已经知道，现在需要知道质量分布。实际机构质量分布很复杂，必须加以简化。为此进行质量换算。机构运动件的质量换算质量换算的原则是保持系统的动力学等效性。质量换算的目的是计算零件的运动质量，以便进步计算它们在运动中所产生的惯性力。表缸内绝对压力计算结果四个冲程终点压力计算公式计算结果进气终点压力压缩终点压力膨胀终