如何满足车外加速噪声限值是困扰国内整车开发的技术问题之一，尤其是在微型客车开发中常会面临此问题。本文论述了一种从整车的噪声分解到子系统声源目标值的方法，应用此方法可以从整车的前期开发开始就对车外加速噪声进行有目的的控制，避免开发后期的反复设计更改，缩短开发时间减少原型车的数量。

车外加速噪声子系统目标分解方法验证

在某新开发车型上的车外加速噪声子系统目标分解方法的验证如下：

1.某车外加速噪声存在的问题

某新开发MPV在proto阶段进行GB1495规定的车外加速噪声测试，结果如表1所示。

可以看出该车在软工装状态的车外加速噪声超过国家法规4dB(A)，按照声音的能量评估需要降低总体声能的61%以上才能满足国家法规要求。

2.问题分析解决过程

（1）运行点分析：首先需要考虑的是根据动力性、经济性对动力总成与传动速比的匹配对车外加速噪声的运行点进行分析，在变速器速比、主减速比和轮胎滚动半径已知的情况下可以很方便地通过以下公式来计算出某挡位发动机转速与车速的关系：

V＝N/60/RTM/RAXLE×2π×Rr

式中  N——发动机转速；

RTM——变速器减速比；

RAXLE——主减速比；

Rr——轮胎滚动半径。

通过这个关系式可以将发动机运行转速与车速的计算关系使用EXCEL表编程如表2所示。

由此可得到运行点如下：二挡的噪声测试运行点为4500r/min开始，并通过使用GT POWER计算可以得出测试结束位置的运行点为5200r/min；三挡的噪声测试运行点为3138r/min开始，并通过使用GT POWER计算可以得出测试结束位置的运行点为3600r/min。

得到车外加速噪声的运行点后就可以对运行区间内的各子系统噪声进行测定，并根据噪声的传递与反射吸收数学模型估算出各声源对噪声的贡献度及需要降低的主要声源和其控制的目标值。

（2）子系统声压级/声功率级的测定：子系统声压级/声功率的测定工作一部分通过整车NVH的测试来完成，有一部分主要通过供应商进行的子系统噪声测试来获得，在上汽通用五菱汽车股份有限公司（以下简称“SGMW”）的情况是：发动机的声功率曲线由发动机供应商提供其全负荷全转速范围内带所有FEAD系统测得的声功率曲线，如表3所示。

之所以要求测定的声压级/声功率级涵盖所有的发动机运行转速，而不是单测定运行点的范围，是因为我们不但要研究现状态的加速噪声运行点，也要预估的运行点调整后对噪声的影响，从而评估是否能通过平衡动力性/经济性来调整运行点以获得三方性能的优化组合。另外这些子系统的噪声级也是分析内噪的重要输入条件，因此需要全部发动机运行转速范围的噪声值来进行NVH的系统分析。

经过测试得到的测定子系统噪声值如下：

①发动机1m位置声压级测定结果如图3所示。

②变速器：厂商测定运行点下的变速器0.5m位置声压级如表4所示。

③进气系统0.1m 0°位置测试结果如图4所示。

④排气系统0.5m 45°测试结果如图5所示。

⑤轮胎噪声：试验测定55km/h速度发动机熄火脱挡滑行，通过加速噪声测量区间测试所的轮胎噪声在7.5m位置的声压级为65dB(A)。

⑥其他噪声。

测试中未发现异常响声，考虑到对环境噪声与未测定的其他子系统对噪声的影响，定义其他噪声修正值为60dB(A)，以修正总体结果。此值为测试经验值，根据不同的测试环境需设定不同的指标，以保证总体噪声贡献量的精确性。

3.运行点内的子系统噪声值确定

由上文可得运行点如表5所示，子系统噪声值相应的运行点区间可以得到运行点内的子系统噪声值如表6所示。

至此已经确认了各个子系统的噪声值，之后需要的就是通过声音传递与方向系数以及修正系数对各个子系统的噪声进行综合，通过调整数学模型完成子系统噪声到加速噪声的叠加修正运算，得到总体加速噪声结果，并以此模型提出各子系统的噪声目标值。

4.声压叠加计算结果及经验数据调整

由上文可以得出声源叠加的数学模型，还需考虑的是车辆结构对声音的反射和吸收，因此引入反射修正值和噪声屏蔽修正值两个参数，使用EXCEL编程该数学模型如表7、表8所示。

反射修正值是根据反射面与声源方向性对能量的传递影响原理而引用的修正系数，通过使用前期工作总结经验修正公式：10log（修正值），在本经验公式中对于发动机与进排气系统等不外露的声源取2～3，本MPV车型的发动机处于座椅下方，裙板下有外露的部分，经验公式取值2。噪声屏蔽修正值代表发动机等噪声屏蔽对声源的声音衰减dB值，对于本MPV车型因为未采用噪声屏蔽，所以均为0。

经对比可以看出调整后的计算模型与实测结果具有较高的吻合性，因此根据此模型进行各声源的噪声目标指标设定的理论基础基本完成。

5.子系统目标值设定

上文已经阐述了子系统噪声的目标确定需要考虑的因素：不超出合理的噪声值要求；降低首要的子系统噪声；降低较容易实现的子系统噪声。由对声源的能量贡献量排序可得前三位的声源为：发动机、进气系统和排气系统。通过综合考虑可以得到预估的子系统噪声目标值，并通过声源叠加数学模型仿真如表9所示，因此需要的降噪量如表10所示。

可以看到设定的子系统目标值综合后的噪声贡献量为发动机占50%左右，排气系统占15%左右，这是最好的加速噪声声源比例，较好地平衡了子系统的噪声能量贡献值。在三挡的噪声，轮胎噪声将比进气噪声占更大的能量比例。当各子系统噪声满足以上目标值要求时，将获得的车外加速噪声值如表11所示，由此将能满足国家外噪法规要求。

6.针对目标值进行改进问题解决

针对以上的降噪目标的改进措施简述如下：

（1）发动机：需要考虑到发动机属于多车型共用，降噪改进涉及的时间周期与成本均较大，同时国内的发动机噪声普遍无法与国外的相比，因此需要考虑另外的方案。即采用适当调整发动机运行点，降低二挡测定转速，并增加噪声屏蔽实现了发动机噪声的控制。

（2）进气系统：采用了进气谐振腔降低了进气的阶次噪声，从而使进气噪声大大降低。

（3）排气系统：调整了消声器的隔板，并增加了后置辅助消声器。

通过以上改进方案，最终达成的车外噪声测试值如表12所示。这样成功地解决了该车型外噪超标的问题，同时也表明了本文所述的车外加速噪声目标分解方法对现实的改进工作具有较好的指导意义。

结语

综上所述，通过运用声学的基本原理，从声源的传递与声压级的物理关系，建立整车上的各个子声源与总体的车外加速噪声的计算模型，并通过实际的工程上的测试数据与经验将该数学模型进行相关影响参数的输入使计算方法完善，总结出了一个可以方便地预估一个新开发车型的车外加速噪声值，或对现有车外噪声超标的车辆做出一个改进方向判断的方法。（续完）