內燃機所發出的噪聲，可分為空氣動力噪聲、機械噪聲和燃燒噪聲。
空氣動力噪聲主要包括進、排氣和風扇噪聲，其主要是由于進氣、排氣時和風扇旋轉時引起了空氣振動而主生的噪聲。
燃燒噪聲和機構噪聲很難嚴格區分，常將由于氣缸內燃燒所形成的壓力振動通過缸蓋、活塞—連桿—曲軸—機體向外輻射的噪聲叫做燃燒噪聲；將活塞對缸套的撞擊、正時齒輪、配氣機構、噴沒系統等運動件之間機械撞擊所產生的振動激發的噪聲叫機械噪聲。

內燃機燃燒噪聲
一、燃燒噪聲的產生機理
滯燃期對燃燒噪聲有間接的重大影響。在急燃期內，氣缸壓力迅速增加，直接影響到內燃機的振動和噪聲。其影響的程度可用壓力增長率dp/dΨ（或平均壓力增長率△p/△Ψ）、最高爆發壓力pz和壓力升高比λ＝pz/pc來衡量，pc為壓縮終點壓力。
關于燃燒噪聲產生的機理，一般認為，由燃燒過程產生的結構振動來源于氣缸內氣體壓力的變化，它包括由氣缸內壓力劇變引起的動力載荷，以及由沖擊波引起氣體的高頻振動。
 1、氣體動力載荷
燃燒噪聲主要是在急燃期內產生的,當缸內壓力劇增時，內燃機的相應零部件便受到一定強度的動力截荷，其性質相當于一種敲擊。其強弱程度主要取決于壓力升高率。
 2、氣體的高頻振動
這種沖擊波達到壁面之后進行多次反射，這就形成氣體的高頻振動，它在膨脹過程中還要保持相當長的時間。
高頻振動頻率可近似計算：

二、氣缸壓力的頻譜特性
氣缸壓力頻譜曲線可用儀器直接測定，亦可由氣缸壓力曲線轉換求得。
氣缸壓力曲線所包含的頻率結構和每種頻率成份上壓力強度的大小。
氣缸的最大壓力越高，頻譜曲線的低頻峰值越高。
區域出現另一個壓力級的峰值是由于燃燒開始時缸內局部地區壓力急劇上升，引起氣體高頻振動而產生的，主要與d ²p／dΨ ²有關。
這些特定頻率就是該氣缸的爆發頻率ƒ和以ƒ為整倍數的若干次諧頻。

氣缸壓力頻譜曲線低頻段和中頻段的形狀基本上不受內燃機轉速的影響，只是當轉速升高時，曲線向高頻方向平移了一段距離a。
三、氣缸壓力頻譜與噪聲的關系
燃燒氣體對氣缸內各零件振動的激發，可以認為是這一系列諧波單獨激發的總和。這一系列諧波在氣缸內可以通過三條途徑傳遞到內燃機外表面。
實驗表明，由燃燒產生的大部分振動能量是通過連桿大端和主軸承進入內燃機結構激發表面振動輻射出噪聲的。
燃燒噪聲的大小不僅與氣缸壓力頻譜有關,還與內燃機的結構衰減特性有關。振動取決于激振力特性和振動系統的結構響應特性。圖示為485型柴油機的結構衰減曲線，氣缸壓力級與內燃機噪聲聲壓級之差稱之為衰減量。對某一臺內燃機來說其結構是一定的，則衰減系數也是一定的。

衰減曲線大致可分為兩個區域：
1000Hz以下的結構衰減量很大，約為55dB/10倍頻率。這主要由于內燃機結構中大多數零件的剛性都較大，自振頻率處于中高頻區域，因此在氣缸壓力頻譜中，低頻段的壓力級雖然都很大，但因零件的結構響應小，對氣缸壓力激起的振動衰減量大。
1000～3000Hz的中間段結構衰減量低，約為10dB/10倍頻率。這是由于零件的固有頻率多處于此頻段，易被激起振動，故衰減很小。
3000Hz以上頻段，結構衰減給為16dB/10倍頻率。這是由于頻率太高，已超過了大多數零件的固有頻率，結構的響應又較差，故此區域的結構衰減又有所增加。

顯然圖中800～3000Hz之間的聲壓級都很高（虛線區域），而曲線1的峰值也恰好在此頻段，這正是結構衰減最小的區域。
有效地控制燃燒，以獲得較低的氣缸壓力級和增加內燃機的結構衰減將是控制該機燃燒噪聲的有效途徑。
四、影響燃燒噪聲的主要因素
壓力升高率是激發燃燒噪聲的一個根本因素，而壓力升高率主要取決于滯燃期以及在滯燃期內表成可燃混合氣的數量。因此，要控制燃燒噪聲，在設計燃燒系統時必須盡可能地縮短滯燃期。柴油機的燃燒室結構和運轉參數對燃燒噪聲的影響，也多是通過壓縮溫度和壓力而影響滯燃期的。
1、燃燒室
內燃機燃燒室的結構型式及整個燃燒系統的設計，對其壓力增長率、最高燃燒壓力和氣缸壓力頻譜曲線都有著明顯的影響，故對燃燒噪聲的影響很大，尤其對柴油機更是如此。
柴油機的工作過程好壞主要取決于燃油噴射、對流運動和燃燒室形狀三方面的配合是否合理。
2、壓縮溫度和壓力
隨著壓縮溫度和壓力的增加，由于燃料著火的物理、化學準備價段得到改善，因而著火延遲期減小。
3、噴油（點火）提前角
供油系統各參數，如柴油機的噴油提前角、噴油壓力、噴孔數量和供油規律等，對燃燒過程的影響已有許多研究資料。
4、轉速
轉速對機械噪聲的影響很大，對燃燒噪聲的影響處于次要地位。
5、負荷
隨著負荷的增加，每循環的放熱量增加，最大燃燒壓力及壓力升高率增高，這會使噪聲增加，但隨著負荷的增加，燃燒室壁溫提高、氣缸與活塞的間隙減小，這又使噪聲減輕。所以，負荷對內燃機的噪聲影響較小。
五、降低燃燒噪聲的基本途徑
一是從產生的根源上，降低氣缸壓力頻譜曲線，特別是降低中高頻的頻率成分。為此可采取：縮短滯燃期或減少滯燃期內形成的可燃混合氣量。
二是從傳播途徑上，增加內燃機結構對燃燒噪聲的衰減，特別是對中高頻頻率成分的衰減。為此可采取：提高機體及缸套的剛性及采用隔振及隔聲措施。
內燃機機械噪聲
要進一步降低內燃機噪聲的主要困難將是降低機械噪聲。內燃機的機械噪聲是由于氣體壓力及機件的慣性作用，使相對運動零件之間產生撞擊和振動而激發的噪聲。機械噪聲主要包括活塞的敲擊噪聲、齒輪機構噪聲、配氣機構噪聲、軸承噪聲、高壓油泵噪聲、不平衡慣性力引起的機體振動和噪聲等。
一活塞敲擊噪聲
1、產生機理
活塞對氣缸壁的敲周，通常是內燃機最大的機械噪聲源。其敲擊的強度主要取決于氣缸的最高爆發壓力和活塞與缸套之間的間隙，所以這種噪聲既和燃燒有關，又和內燃機具體結構有關。
在內燃機高速運轉時，活塞的這種橫向運動是發很高的速度進行的，從而形成了對缸壁的強烈撞擊。這種擊期性的敲擊尤其以壓縮沖程終了和做功沖程開始時的敲擊最為嚴重。
2、影響活塞敲擊噪聲的因素
活塞與氣缸壁間隙
活塞銷孔的偏移
實驗證明，當活塞銷孔向主推力面方向偏移時，由于活塞在上止點附近由一個面接觸轉變到與另一個面接觸的時間和氣缸壓力劇增的時間錯開了，振動和噪聲可得到降低。

活塞—缸壁之間的傳遞因素：與活塞環的數量和張力、潤滑油多少及溫度、缸套厚度有關。
活塞裙部長度：增加長度可以減少搖擺的幅度，又能增加承壓面積。
3、控制活塞敲擊噪聲的措施
減小活塞與缸壁間隙
活塞銷孔向主推力面偏移
在活塞裙部表面上覆蓋一層可塑性材料
二、配氣機構噪聲
1、配氣機噪聲特性
零件多、剛度差是配氣機構的顯著特點，因而易于激發起振動和噪聲。形容表明，內燃機低速時的噪聲主要是氣閥開關時的撞擊發及從動件和凸輪頂部的摩擦振動所產生的。高速時的配氣機構噪聲是由于氣閥的不規則運動所引起的。
2、配氣機構噪聲的控制
減小氣閥間隙
提高凸輪加工精度和表面光潔度
提高配氣機構剛度
減輕驅動元件重量
選用性能優良的凸輪型線
三、供油系統噪聲
噴油系統的噪聲主要是由噴油泵和高壓油管系統（含噴油器）的振動所引起的。其中分為流體性噪聲和機械噪聲。流體性噪聲包括：
油泵壓力脈動激發的噪聲，這種壓力脈沖將激發泵體產生振動和噪聲。同時還將使燃油產生很大的加速度，沖擊管壁而激發噪聲。
空穴現象激發的噪聲，這是當油路中高壓力急速脈動的情況下，油中含有的空氣會不斷地形成氣泡并又破滅，由此會產生空穴噪聲。
噴油系統管道的共振噪聲，當油管供油壓力脈動的頻率接近于管道的固有頻率時，便會引起共振而激發噪聲。
機械性噪聲包括噴油泵凸輪和滾輪體之間的周期性沖擊和摩擦，特別是當恢復彈簧的固有頻率和這種周期性的沖擊接近時，會產生共振，使噪聲加劇。
四、齒輪傳動噪聲
齒與齒之間不可避免地產生撞擊和摩擦，從而使齒輪產生振動和噪聲。
齒輪承受著交變的負荷，加上齒輪本身的各種誤差，就會使這種動負荷更為嚴重。這種動負荷會使軸產生變形并在軸承上引起動負荷，軸承的動負荷又傳給內燃機殼體和齒輪箱殼體，使殼體激發出噪聲。
1、齒輪噪聲產生機理
齒輪噪聲包括兩種頻率成分：
高頻噪聲主要是由齒輪的基節發生偏差而引起的，是齒輪噪聲的主要成分。除基節誤差外，齒形誤差、齒面光潔度等也會產生部分高頻噪聲。
齒輪嚙合的低頻噪聲主要是由周節累積誤差所引起的，齒輪轉一轉時就產生一次撞擊，其頻率：
2、齒輪噪聲的控制
選用合理的齒輪參數和結構形式
采用高內阻的齒輪材料或采用隔振措施
提高齒輪加工精度
對齒輪進行修緣
合理設計齒輪箱
3、軸承噪聲
軸承本身噪聲并不大，但它對整機的支承剛度和固有頻率有較大影響。軸承的振動又導致軸系的共振而產生噪聲。隨著軸的旋轉，軸心產生周期性的跳動，使滾動體和套圈、軸承保持架之間產生撞擊、摩擦聲。
內燃機機體部件的結構響應和輻射噪聲
一、內燃機的結構響應
內燃機的燃燒激振力和機械激振力通過各結構零件傳遞到內燃機的外表面上，形成表面的振動響應。要控制內燃機噪聲，最終還是要使表面輻射噪聲減小，除了控制燃燒激振力和機械激振力之外，還要在這些激振力的傳遞途徑上，以及從表面振動的阻尼和輻射噪聲的隔離等方面采取措施，進行噪聲控制。

若有一個激勵或輸入（即為內燃機激振力）則此線性系統有一個響應或輸出（即為內燃機的表面振動或輻射噪聲）。線性系統可以是單輸入—單輸出系統，也可以是多輸入－多輸出系統。若激勵為一時域函數x(t)，則響應為另一時域函數y(t)，中間線性系統也存在一時域函數，稱為脈沖響應函數h(t)。
這三者之間存在著卷積的關系，即

其中，Sxy(ω)為x(t)和y(t)的互能量譜密度，即互譜；Sxx(ω)為x(t)的能量譜密度，即自譜。
H(ω)稱為線性系統的傳遞函數或頻率響應函數。對一定結構的機械系統（即系統的質量、剛度阻尼一定時），H(ω)只是頻率的函數。H(ω)反映了某機械系統本身的特性而與激勵無關。因此，如果我們已知激勵及其傅氏變換，關知道了傳遞函數，則即可得知內燃機系統的響應。

二、表面振動與輻射噪聲的關系
結構表面振動和表面輻射噪聲有著密切的關系。隨轉速的增加，噪聲、振動速度和加速度也隨之增加，噪聲頻譜與振動速度級頻譜有非常一致的形狀，因而可以用表面振動速度來描述噪聲。
研究表明，機體表面輻射噪聲和表面振動之間可以按板的輻射噪聲情況來考慮，即可用下式來描述，即

公式表明，當輻射表面及基面積一定，聲傳播介質一定（即ρc一定）時，輻射噪聲主要與振動速度V和輻射系數σ有關。其中V可由測量、計算確定，σ則對不同結構的內燃機有不同的值，由實驗確定。
內燃機外表面形狀是很復雜的，為了使分析輻射系數σ簡便起見，可將其表面簡化為若干個簡單的矩形板組合，然后依板的支承條件來分析各個板的輻射系數。
三、表面輻射噪聲的控制
在結構上采取措施可以大幅度地降低內燃機的表面輻射噪聲，從而使整機噪聲大大減小。增加結構剛度和阻尼是減少表面振動的基本措施，即在同樣的激振力作用下減小結構表面響應就可使噪聲降低。通過恰當的設計，減輻射噪聲表面面積，亦是控制輻射噪聲的有效措施之一。缸體－曲軸箱的剛度較差，振動較大，通常是表面輻射噪聲的主要部分，同時其振動又要傳給重要輻射噪聲面的罩殼，使其振動加劇。因而控制缸體－曲軸箱的表面響應是控制內燃機表面輻射噪聲的基本途徑，這主要取決于它本身的結構剛度。增加剛度的主要目的是提高結構的固有頻率的主要方法是增加壁厚、采用整體式軸承梁、改進曲軸箱結構、加筋等。用這些辦法以求得避開800～2000Hz的噪聲峰值。在缸體上加筋也是提高剛度的有效方法，通過振型分析，筋應加在振動較大的部位。
內燃機的罩殼類零件往往是主要的表面輻射噪聲源。492Q型汽油機在1024.4Hz下激測試表明，油底殼側面振幅的平均值為缸蓋的17.1倍，在其他頻率下也表明油底殼是該機振動量最大的零件，是最大的表面輻射噪聲源。
常用的阻尼材料是內耗大的高分子材料，這種材料敷在振動物體上，當結構振動產生彎曲變形時，阻尼材料產生剪切變形，由于它的內摩擦而將部振動機械能轉變為熱能，從而達到減振降噪的目的。其中自由阻尼層就是將阻尼材料涂在物體表面上，約束阻尼就是將阻尼材料粘合在結構物與金屬約束板之間。
內燃機空氣動力噪聲
一、進氣噪聲
進氣噪聲是內燃機的主要空氣動力噪聲源之一，它是由進氣閥的周期性開、閉而產生的進氣管內壓力起伏變化所形成的。當進氣閥開啟時，在進氣管中產生一個壓力脈沖，隨著活塞的繼續運動，它很快受到阻尼。當進氣閥關閉時，同樣產生一個持續一定時間的壓力脈沖。
這樣就產生了周期性的進氣噪聲，它的主要基頻為：

此外，氣流以高速流經進氣閥流通截面，形成渦流，產生高頻噪聲。由于時氣閥流通截面是在不斷變化的，故這種渦流噪聲具有一定寬度的頻率分布，主要頻率成分在1000Hz以上，渦流噪聲的峰值頻率為：

對于增壓內燃機,由于增壓器的轉速一般都很高,因此,其進氣噪聲明顯高于非增壓機。其基頻和高次諧波的峰值頻率：

對于同一臺內燃機來說，轉速影響最大，轉速增加一倍時，進氣噪聲可增加10～13dB（A）。
二、排氣系統噪聲
1、排氣噪聲發生機理及其頻譜特性
排氣噪聲是內燃機最主要的噪聲源，它的噪聲往往比內燃機整機噪聲高10～15dB（A）。內燃機的排氣過程可分為自由排氣階段和強制排氣階段，排氣噪聲主要產生在超臨界的自由排氣階段。由于這時氣缸內的壓務為排氣管內壓力的兩倍以上，排氣為超臨界流動，這時通過排氣閥的氣體速度等于燃氣中的聲速，一般可達500～700m/s。廢氣從排氣閥以高速沖出，沿著排氣支管進入消聲器，最后從尾管排入大氣。在這一不定過程中，產生了寬頻帶的排氣噪聲。
排氣噪聲的頻譜常包含以下頻率成分：
以每秒鐘內排氣次數為基頻的排氣噪聲、管道內氣柱共振噪聲
排氣支管處的氣流吹氣聲
廢氣噴注和沖南海噪聲
氣缸亥姆霍茲共振噪聲
氣閥桿背部的卡門渦流噪聲和排氣系統管道內壁面處的紊流噪聲等
(1) 基頻排氣噪聲
基頻噪聲是由于內燃機每一缸的排氣閥啟開時，氣缸內燃氣突然以高速噴出，氣流沖擊到排氣道內氣閥附近的氣體上，使其產生壓力劇變而形成壓力波，從而激發出噪聲。由于各氣缸排氣是在指定的相位上周期性進行的，因而這是一種周期性的噪聲。
這種噪聲是一種典型的低頻噪聲，基頻噪聲頻率顯然和每秒鐘的排氣次數，即和氣缸爆發頻率是相同的，故基頻噪聲的頻率為

在排氣噪聲頻譜上，通常在基頻ƒ1或其第二、三次諧波2ƒ1、3ƒ1附近出現峰值，頻率再高時，以排氣次數為基頻的排氣噪聲聲壓級不大。
(2) 排氣管道內氣柱共振噪聲
排氣系統管道中的空氣柱，在周期性排氣噪聲的激發下，因發生共振而產生空氣柱共振噪聲。
(3) 排氣支管處的氣流吹氣聲
這種渦流將使支管內氣體產生壓力波動，從而激發出噪聲，這種噪聲稱為“唇”音或“邊棱音”。如果這種壓力波動的頻率恰好在使管口附近的聲阻抗Z為最小的頻率上，則管內將發生共振，激發出噪聲。
因υ隨曲軸轉角而變，總會有一些氣流速度符合氣道共振的條件而發出氣柱共振聲。此外，高速氣流通過消聲器狹窄部分時，流速增大并產生廢氣紊流，紊流所產生的聲強與流速的8次方成正比，頻率成分主要是高頻。
(4) 亥姆霍茲共振噪聲
對于某些內燃機，尤其是單缸機，排氣閥開啟時，正在排氣的氣缸與排氣管相通，該氣缸容積如同一個亥姆霍茲共振器，由于氣缸內氣體共振，激發出噪聲。其共振頻率為

亥姆霍茲共振噪聲的特點是它與內燃機轉速無關。因此，在排氣噪聲頻譜中與內燃機轉速變化無關的噪聲往往是亥姆霍茲共振噪聲。
(5) 廢氣噴注和沖擊噪聲
在自由排氣階段，排氣閥處會由于高速的氣流噴注而產生強烈的噴注噪聲。又由于氣體的粘性，廢氣排出后，會帶動排氣閥后的氣體一起運動，產生卷吸作用，使周圍氣體發生旋轉，形成渦流，輻射出渦流噪聲。另外，排氣閥附近存在著氣體壓力的不連續面。這種壓力不連續會產生沖擊波，因而產生沖擊噪聲。其峰值頻率為：

(6) 排氣管內壁面處的摩擦及紊流噪聲
(7) 排氣噪聲的其他一些組成聲源
2、影響排氣噪聲的主要因素
(1) 內燃機轉速和負荷對排聲噪聲的影響
對同一內燃機來說，對排氣噪聲影響最大的因素則是內燃機的轉速和負荷。各種內燃機在轉速增加一倍時，空負荷的排氣噪聲增加10～14dB（A），而全負荷的排氣噪聲僅增加5～9dB（A）。這就說明內燃機在全負荷時，各轉速下的排氣壓力變化是不大的。
(2) 不同類型內燃同排氣噪聲的比較
a. 同等功率的二沖程機比四沖程機的排氣噪聲大，主要原因是：
二沖程機為了充分換氣，一般比四沖程機排氣開始時刻早，因而排氣開始時氣缸壓力較高，故排氣噪聲大些。
二沖程機通常轉速較高，單位時間內平均換氣量比四沖程機多，排氣次數也多一倍，因此所產生的氣流聲和渦流聲大，頻率也高。
為了保證掃效果，二沖程內燃機不宜采用結構復雜的消聲器。
b. 柴油機一般比汽油機的排氣噪聲大，這是因為：
柴油機工作時，最高爆發壓力和壓力增長率均比汽油機高，因此同等功率相比，柴油機排氣噪聲較大。
同一功率的內燃機，往往汽油機的氣缸數較多，因而改善了排氣系統中的氣流脈動。
(3) 渦輪增壓對排氣噪聲的影響
采用渦輪增壓后，由于氣閥啟開瞬間所產生的噪聲通過渦輪機之后，其能量將有很大衰減，再自渦輪機排氣口排出時噪聲消失了，而渦輪機排氣本身所具有的高頻渦流噪聲仍然具有較高噪聲。
3、降低排氣噪聲的措施
一方面可以對噪聲源本身采取措施，這需要從噪聲源機理分析入手，采取相應的對策，但這些措施往往又要涉及到排氣系統，如凸輪軸、氣閥機構以及氣缸蓋的設計，因而又要影響到內燃機其他方面的性能。諸如，改變排氣支管的布置，使吹過管口的氣流方向與該管的軸線方向夾角保持在最不易使該管發生共振的角度范圍內；合理設計各支管的長度，使管的聲共振頻率錯開；
使各排氣支管管口及各管之間連接處都有較大的過渡圓角，減小斷面突變；提高排氣閥桿、氣閥支管和排氣道內壁面的光潔度，以減小紊流附面層中的渦流強度；在保證排氣閥剛度和強度的條件下，盡可能地減小排氣閥桿直徑。
第二方面的降噪減振措施包括采用消聲器和控制由內燃機排氣支管傳來的機械振動這些措施的采用不影響內燃機性能，又比較易于實現，其中最主要、最簡單的是采用排氣消聲器。
為了控制排氣支管傳遞的振動，可通過改進氣支管結構來改善振動特性和隔離排氣支管傳遞的振動等方法來降低排氣系統的噪聲。
通過排氣支管結構的變更來改善振動特性
隔離排氣支管傳遞的振動
三、風扇噪聲
風扇噪聲由旋轉噪聲和渦流噪聲組成。旋轉噪聲又叫葉片噪聲，是由于旋轉的葉片周期性地切割空氣，引起空氣的壓力脈動而產生的，其基頻ƒ1＝nZ／60。風扇轉動時使周圍氣體產生渦流，此渦流由于粘滯力的作用又分裂成一系列分立的小渦流。渦流和渦流分裂使空氣發生擾動，形成壓縮與稀疏過程而產生渦流噪聲。
風扇轉速n 對其噪聲影響很大，轉速提高一倍時，聲壓級增加11～17dB。通常在低轉速時，風扇噪聲比內燃機噪聲低得多，但在高轉速時，往往成為主要的甚至是最大的噪聲源。