图1  在大气中形成一个压力变化的载波

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。

车外加速噪声法规及现状

噪声污染作为四大污染之一对人们的生产生活造成了严重的影响，而汽车的噪声被公认为城市噪声污染的主要来源之一，逐渐引起社会的关注。

欧洲在1997实施了车外加速噪声标准，我国也于1999年实施了GB 1495车外加速噪声限值。而新酝酿的噪声法规还将对未来的新车型提出更高的噪声要求，预计需要在现有法规要求基础上降低整车辐射噪声能量的30%～60%。因此，如何在新车型的开发前期就提出合理的子系统噪声设计指标对整车厂而言是一个需要重点关注的问题。

车外加速噪声子系统目标分解方法研究

1.噪声源分析

通过前人的工作经验与五菱的实际工作总结，汽车车外加速噪声的主要声源分为：

（1） 发动机噪声：发动机工作时其本体所辐射的噪声，包括机械噪声与燃烧噪声。

（2） 变速器噪声：变速器在传递发动机扭矩时其内部齿轮啮合运转激励下由变速器本体往外部辐射的噪声。

（3） 传动系统噪声：包括悬架、传动轴和主减速器工作所辐射出的噪声。

（4） 进气系统噪声：由发动机节气门发出通过进气系统所辐射出来的噪声，包括进气系统表面辐射噪声与进气管口辐射噪声。

（5） 排气系统噪声：由发动机排气通过排气管消声器所辐射出来的声音，包括排气系统表面辐射噪声与排气管口辐射噪声。

（6） 轮胎噪声：由轮胎在地面上滚压形成摩擦以及气流在胎纹间压缩释放所产生的噪声。

（7） 其他系统：电子散热扇系统、车身板件和风噪。

在满足一般的设计要求情况下第（3）、（7）项噪声对车外加速噪声的贡献量很小，因此主要的任务是如何在整车概念设计前期对第（1）、（2）、（4）、（5）和（6）项噪声定义合适的噪声目标值，以保证整车的噪声能够满足国家法规的要求。

图2  两款不同车型相同发动机的运行点变化对噪声的影响

2.目标分解方法研究

（1）多声源叠加与总声压级的关系及分解方法。

车外加速噪声是整车各个子系统发出噪声叠加在一起的结果，因此，如果从子系统的噪声出发，就有必要将各个声源加在一起以获得总的噪声级别。对于线性的声波，瞬间的声压扰动总值可以从单个声波信号的叠加计算出来。以两个声源为例：

为了计算出声压的均方根值，需要得到在某周期内的积分值

如果这两个信号之间没有干涉现象就意味着他们之间的相位是没有关系的（不相干信号），则2p1(t)p2(t)项为0，可以得到如下方程：

该方程显示了均方根声压级的重要性，因为它是适于描述不相干的声源叠加在一起时的效果的有效工具，而这正是在汽车NVH开发中频繁遇到的问题。

从上式可得总的声源叠加声压级计算方法：

该公式的成功推导对降噪的重大意义是：使得声源叠加的声压级是可以有效估算的，而且由此可以推导出如何将获得一个声源从总的声压级中减去后的总声压级，以及从中去除一个声源后的总声压级与原声压级的计算获得所去除声源的声压级以及它对总体噪声的贡献量，这就得具备声源分离的理论数学方法。

最典型的应用如用于减除环境噪声对测试的影响，评估轮胎噪声在噪声中的比重等。例如，某车全负荷加速的车外加速噪声为78dB(A)，如果该车使用相同的接近速度通过噪声测量路段，发动机熄火并脱开档位测得的噪声值为70dB(A)，作为降噪开发估算出发动机及动力总成的噪声是十分重要的，其噪声可以通过下面的流程获得：

L1—车辆的加速通过噪声声压级，L1=78dB(A)；

L2—发动机熄火及档位脱开的通过噪声，L2=70dB(A)；

L3—动力总成对车外加速噪声贡献的声压级，据此可以得到动力总成对总体的车外加速噪声贡献了77.3dBA，占总体能量的53.7%。

（2）从车外加速噪声总值到子系统声源的分解方法。

基于上面的论述，单个噪声源对车外加速噪声总值的贡献声压级可以通过屏蔽某个子系统声音再测定总声压级来计算得出，但是还有一个问题需要解决，即：如何将某个子系统对总噪声的贡献与子系统本体测定的噪声进行联系。

从子系统噪声测定点到车外加速噪声采集点的传递过程是一个声源传递衰减和反射吸收的复杂过程，从理想无吸收的声场传播其衰减过程如下：

声压级概念：声源的能量往外传播过程以空气介质中传播为例，能量的传播通过扰动空气质点的形成往外的压缩和释放传递，即在大气中形成一个压力变化的载波（见图1），这个交流压力的变化则成为声压。

人耳所能感觉到的声压为10-5～102Pa，其中相差上百万倍，如果使用声压来衡量一个声音的大小将产生很大的数量级变化，因而很难客观地表达一个声音的大小。前人研究发现人的感觉一般是用韦伯-菲克那法则来表示，即具有等比级数的性质。从这两个事实可见，采用如下对数尺度的方法来描述一个声压的大小是最方便的，也是合理的。即采用分贝（dB）声压级的概念，人耳最好的灵敏度是在2000～4000Hz能够听到的声压最小可取2×10-5Pa，则对于任意声压P的声音则可用LP=20×log （P/P0） 来表示声压级，单位是dB。

由声功率与声压级的计算公式可得对同一声源声功率LW下的不同距离r1、r2位置的声压级P1、P2关系计算如下：

以上即为声音随传递距离的变化关系式，由此式可以很容易地通过测定特定距离的声压级，从而预估其传递至某位置时的声压级。从这个公式可以知道当声音传递距离增大一倍，声压级衰减6dB。同理可得，在有地面反射的半球面上声音传递距离增大一倍，声压级衰减3dB(因为能量加倍)。

3．整车子系统声源的声压级/声功率级目标的设定方法研究

基于以上的分析，车外加速噪声总值与子系统声源的关系已经有了理论上的分解基础，下一步的工作难点在于如何平衡整车的动力性和经济性，平衡各子系统的噪声目标值处于合理范围，以及根据声源所处的声场环境定义合理的修正系数，减少理论简化造成的严重偏差。

经过前期的大量工作总结出，上汽通用五菱整车的子系统噪声目标值应主要考虑如下三个方面：

（1） 平衡整车动力、经济性匹配对车外加速噪声运行点的影响，确定车外加速噪声测定时所处的档位与发动机转速范围，以控制噪声测定的转速内的子系统噪声为主要目标。

（2） 根据子系统噪声的合理范围与减噪难易程度的不同来合理定义子系统噪声指标，避免过高的噪声要求所产生的巨大成本增加与设计周期加长。

（3） 根据各声源在整车所处的位置，定义合理的噪声衰减因子，预估有无噪声屏障设计下的子系统噪声值，提前预判是否需要采取额外的噪声屏蔽。

例如：整车开发过程中最重要的就是匹配合理的变速器速比、主减速比以及轮胎半径，以使发动机运行在最合理的扭矩与燃油消耗率的工况范围，以此满足动力性、燃油经济性与排放的要求。考虑到车外加速噪声需要在保证以上性能的前提下应用较小的减速比，尽量降低相同车速下的发动机转速进而使动力总成的辐射噪声降低。图2为两款不同车型相同发动机的运行点变化对噪声的影响。

综上所述，可以得出车外加速噪声的声压级/声功率级目标值分解方法如下：确定车外加速噪声法规值要求；确认车型的动力性匹配参数；计算车外加速噪声测定运行点；建立调整子系统声源叠加至加速噪声测试点的数学模型；通过数学模型分析各子系统的噪声目标值，或根据子系统声源测试数据代入数学模型计算加速噪声贡献值；通过目标值设定指导子系统设计，最终达成整车的噪声满足国家法规的目标。

下篇中，我们将通过某车型上的该分析方法应用实例具体介绍详细的数学模型建立方法以及相关通过经验数据建立的修正参数的制定过程，并通过实测验证该方法的可行性。    （待续）