(4) 空气声：车内空气声是由于隔声吸声措施不当从而使得动力传动系统噪声、轮胎噪声、进排气噪声大量透射到车内所致。频率上一般处于较高且很宽的频带，它并不主要取决与系统的结构动力特性，控制方法主要是从控制各声源入手结合采用各种隔声、吸声材料降噪。其测试分析除常规方法外还有：用于声援识别的声强法，用于分析预测的统计能量法等等。
(5) 动力传动系振动噪声：处于低中频段的动力传动系统振动是引起发动机及传动系零部件破坏的直接原因，同时它还是车内低频噪声的主要振源。它产生的原因是由于各阶旋转不平衡燃烧激励。另外动力传动系还是整车最主要的噪声源，典型的有驱动桥和变速箱的齿轮噪声(WHINE)，伴随工况变化而产生的瞬态噪声(CLONK/CLUNK)等等。与其它噪声相比由于传动系噪声产生工况的特殊性，表现在其频率结构上大多具有有调特性(相对较为单一的频率分布)。目前，如何从设计、加工制造工艺和改善啮合条件有效减小齿轮噪声已成为传动系噪声控制的最重要内容。
作为整车开发，对于以上车内振动噪声所最为关心的是低频振动和噪声。因为从其产生的机理和原因可以看出；它与整车结构设计和各系统结构动力特性匹配有直接关系，它是在从零部件向整车的整合过程中带来的问题，在开发的早期解决掉这些问题，将减少开发的时间并大大节约改进的成本。
2. 车外NVH噪声的控制
目前，为了在开发的早期能够从整体上保证不出现改变原设计方案的颠覆性振动噪声问题，设计上重点是对于传递路径的控制，并且已经提出了各种结构动力匹配方法和指标作为系统设计准则。
(1) 模态(结构动力特性)匹配对于整车开发模态匹配的目的是为了避免耦合系统、子系统和部件之间以及与主要激励源发生共振。根据对大量车辆的试验结果表明：整车模态匹配的重点在10~80Hz的频率范围内(此频带基本包括了路面激励和发动机怠速范围)，因为在此频带内集中存在了发动机刚体模态、悬架模态、车身总体模态、主要操纵结构的共振和一些平面的局部共振。
匹配得原则是：从设计上保证上述模态不与发动机怠速(包括冷态怠速和热怠速以及可能的怠速提升)激励主阶次和车轮一阶不平衡激励频率重叠。目前不同级别的平台与发动机的配置已具有相对固定的规律，针对可能的发动机配置，可以准确的取得相应平台其激励频率可能的频带，兼顾结构设计上的可行性和成本以及各部件的不同性能要求，从而在开发的早期就可以对各大总成(比如：车身总体模态、悬架系统、转向轴系统等)的固有频率取值范围进行匹配规划。
(2) 动力传动系统模态及旋转附件系统共振频率设计目标：动力传动系统的一阶弯曲模态频率高于发动机最高旋转频率；旋转附件安装系统的共振频率应高于其旋转激励主阶次频率。传动系统模态频率目标的提出有效地保证了在汽车发动机的整个工作工况下动力传动系统不产生弯曲共振，对于抑制传动系噪声尤其是提高动力传动系零部件的疲劳耐久性有重要意义。
例3：以一辆后驱动商用汽车传动系统非线性异常振动和噪声为例。传动系振动的控制途径主要有系统的结构动力学特性和激励两个方面：对于弯曲振动，在满足传动系部件旋转失衡量限值的前提下，应该从设计上保证使动力传动系的第一阶弹性模态频率高于最高旋转基频。这是从根本上解决动力传动系统弯曲振动的最好方法，而且应该成为动力传动系统开发的重要设计准则。
对于扭转振动，设计上应尽量减小传动轴工作角，并通过扭转减振器和振动调谐装置进行减振。目前用于振动试验和分析的手段越来越多，但绝大多数都只适应于线性或具有弱非线性因素的问题。对于类似于这样的强非线性问题其功能和应用受到很大局限或根本不适用。因此我们将非线性振动的基本理论与工程实践经验相结合，通过常规的试验手段不仅对非线性振动原因进行了分析，而且提出了改进方案使问题得到圆满解决。无疑，这对于非线性振动理论的应用和工程中的非线性问题的解决是有益的尝试，尤其是对于复杂结构和复杂振动系统。
上述指标基本覆盖了在路面不平度输入和发动机及各种旋转激励下汽车主要振动和低频噪声的频率范围。系统结构动力特性的合理匹配从整体上避免了系统性的振动噪声问题的产生，而对于大的局部振动和结构噪声主要采用阻尼减振降噪技术。在整车结构中主要采用得减振措施有：适合于平面振动的阻尼材料；适合于各种旋转轴类的扭振减振器以及针对其它线振动的质量减振器，根据其工作原理它们都可以统归为动力减振器。
