（2）根据实机评价而采取的低噪声化措施
根据上面所论述的流程来选定发动机的基本构造，并投入生产，是一种最基本的做法。但是，在发动机的设计阶段，还有必要进行更为精确的研究论证。根据对各部分的壁厚及加强筋的布置等的优化，还可以通过更为详细的FEM分析或样机试验，得到更进一步的降低噪声或者轻量化的效果。下面介绍一些试验评价及FEM分析相互结合而进行的精确论证。
首先在无音室内对发动机的噪声进行测量，以查明问题所在。图6-5中是一例对发动机各部分的噪声能量测试结果。噪声能量是利用双传声器法测量发动机附近的声强，并乘以表面积换算而得到的。根据测试结果，1/3倍频程的1kHz及1.25kHz带宽内振幅高，预测这个频率范围将会出现问题。
图6-5 发动机各部位噪声能量测试结果
利用模态法对这个频率范围的气缸体振动进行了详细分析。在主轴承盖部分激励，使气缸体表面的频率响应与噪声测试结果相对应。1～1.2kHz附近的振动灵敏度较高，可以认为这个范围内的横向弯曲2次模态及轴承部前后振动模态等，与噪声的是一致的。
虽然掌握了问题噪声的频率与振动模态的对应关系，但仅仅根据这些是无法找到正确的解决措施的，还有必要根据FEM进行进一步的验证。为了精确再现形状上的细微差别，以得到更高精度的分析结果，所使用的计算模型采用了板要素、梁要素及实体要素混合使用的多要素模型。
虽然是大规模的模型，但是在高性能的计算机上可以很容易地得到计算结果。采用多种方法共用，并辅以工程修正，可以得到符合使用要求的最佳形状。如利用振动灵敏度分析和变形能分布分析。图6-6所示为变形能分布的一例计算结果。
图6-6 气缸体变形能分布的计算结果(https://www.daowen.com)
最终的评价虽然是以发动机噪声测试结果为主，但是为了快速得到形状变更后的效果，也可以利用气缸体单体进行试验分析。图6-7所示即为上述气缸体改进前后的模态分析以及频率响应分析的对比。问题所在点的1～1.2kHz附近的振动模态，固有频率高，同时振动灵敏度较低，如预期所想得到了良好的效果。
图6-7 缸体改进前后频率响应函数对比
对于发动机总装状态的气缸体振动传达特性的评价方法，有人提议使用构造衰减量的评价法。所谓构造衰减量法，就是气体爆发压力变动在发动机内部传达，造成外表面的振动，最终作为燃烧噪声向外传达过程中的衰减量，它按照下面的公式定义：构造衰减量=缸内压力/燃烧噪声的声压
图6-8就是利用油压进行激励时，两种气缸体的构造衰减量。采用整体式曲轴箱的气缸体的衰减量大，这部分噪声降低效果是我们所期待的。
图6-8 缸内激励时构造衰减量的对比
如上所述，根据试验及计算等多种最新技术的综合应用，从基本构造决定以后，可以进一步获得1～2dB的噪声降低及轻量化效果，并实现气缸体的批量生产。