時(shí)變特征響度在瞬態(tài)工況噪聲優(yōu)化中的應(yīng)用

李 里，王 悅，劉智鳴，李 達(dá)，姜建中

（北汽福田汽車股份有限公司，北京102206）

隨著現(xiàn)代化社會(huì)工業(yè)的高速發(fā)展，人們對(duì)車內(nèi)乘坐舒適性提出了更高的要求，這使得提升車內(nèi)聲環(huán)境也成為一種必然的趨勢(shì)。目前廣泛采用的A計(jì)權(quán)聲級(jí)噪聲評(píng)價(jià)方法(A-weighted Overall Level)存在以下不足：

(1)不同頻率成分噪聲能量強(qiáng)度間為非線性疊加關(guān)系；

(2)不能分析與評(píng)價(jià)人耳對(duì)時(shí)、頻域掩蔽的生理聽(tīng)覺(jué)效應(yīng)；

(3)在低頻區(qū)域估計(jì)與感知效應(yīng)差距大，常出現(xiàn)聲壓級(jí)不高但主觀感受不舒服等情況；

(4) 對(duì)純音噪聲的評(píng)估易失真：聲壓級(jí)每增加13 dB，特征響度幅值加倍，但總響度并不是對(duì)應(yīng)的加倍關(guān)系，因此會(huì)導(dǎo)致單頻噪聲聲壓級(jí)符合標(biāo)準(zhǔn)要求而主觀感受噪聲大等現(xiàn)象[1]。因此目前越來(lái)越多地采用心理聲學(xué)參數(shù)進(jìn)行評(píng)價(jià)分析，定量反映聽(tīng)覺(jué)感受的差別。

現(xiàn)階段車內(nèi)聲品質(zhì)研究中，通常將聲品質(zhì)評(píng)價(jià)分為主觀評(píng)價(jià)和客觀評(píng)價(jià)。目前常用的由聽(tīng)覺(jué)系統(tǒng)直接感知聲品質(zhì)的主觀評(píng)價(jià)方法存在效率低、具有滯后性和局限性等缺陷，難以穩(wěn)定且高效地反映汽車噪聲的物理特性[2]。因此，聲品質(zhì)的研究趨勢(shì)是建立基于客觀參數(shù)量化聲品質(zhì)的綜合評(píng)價(jià)模型來(lái)反映人對(duì)噪聲的主觀感受。如國(guó)內(nèi)學(xué)者分別采用多元線性回歸、BP神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)和支持向量機(jī)等方法建立車內(nèi)聲品質(zhì)的評(píng)價(jià)預(yù)測(cè)模型[3-4]；閆靚等采用成對(duì)比較法對(duì)穩(wěn)態(tài)低頻噪聲進(jìn)行了噪聲聲品質(zhì)研究，得出響度是影響不愉悅感關(guān)鍵因素的結(jié)論[5]。

上述學(xué)者多對(duì)穩(wěn)態(tài)工況進(jìn)行聲品質(zhì)建模與分析，而對(duì)具有沖擊特征的瞬態(tài)工況的響度模型研究較少。響度的計(jì)算模型可分為穩(wěn)態(tài)模型和時(shí)變模型，穩(wěn)態(tài)響度模型是基于假設(shè)噪聲信號(hào)不隨時(shí)間發(fā)生變化而建立的，且需對(duì)信號(hào)頻譜進(jìn)行統(tǒng)計(jì)計(jì)算；非穩(wěn)態(tài)噪聲的時(shí)變響度與噪聲帶寬、幅值及其沖擊成分持續(xù)時(shí)間之間存在較為復(fù)雜的非線性關(guān)系?，F(xiàn)有的時(shí)變響度模型和指標(biāo)都是通過(guò)忽略時(shí)間維度，根據(jù)短時(shí)響度時(shí)間序列的疊加計(jì)算總響度[6]?？傢懚雀鶕?jù)隨時(shí)間作平均的方式不同，主要分為兩種預(yù)測(cè)模型：第一種模型由DIN 45631/A1 提出用N5 百分位表示其等效總值（N5 百分位表示整條曲線中，只有5 %的數(shù)值大于該數(shù)值）[7]。另一種模型是LLP，該計(jì)算方法與計(jì)算聲壓級(jí)隨時(shí)間變化的能量平均值一樣，是計(jì)算響度級(jí)隨時(shí)間變化的能量平均值[8]。以上述模型為基礎(chǔ)，張覺(jué)慧等、劉程等對(duì)比Zwicker 瞬時(shí)響度和Moore 瞬時(shí)響度的計(jì)算方法，總結(jié)各方法的適用性和差異性，但并未形成可廣泛應(yīng)用的客觀評(píng)價(jià)方法[9－10]。本文在DIN 45631/AI時(shí)變響度模型上，提出切片法和特征響度凸出值評(píng)價(jià)指標(biāo)，對(duì)某商用車急踩或急松油門(以下簡(jiǎn)稱Tip-in/out)時(shí)引起的瞬態(tài)金屬撞擊噪聲(以下簡(jiǎn)稱clunk)進(jìn)行評(píng)價(jià)。結(jié)果表明該方法可將噪聲聲品質(zhì)的主觀感受與客觀測(cè)試數(shù)據(jù)有效關(guān)聯(lián)，量化撞擊噪聲的嚴(yán)重程度。該評(píng)價(jià)方法和指標(biāo)可為車型開(kāi)發(fā)中遇到的類似瞬態(tài)工況積累關(guān)鍵性評(píng)估依據(jù)，同時(shí)也為行業(yè)內(nèi)車輛聲品質(zhì)優(yōu)化提供新的評(píng)估手段。

1 時(shí)變特征響度切片模型計(jì)算原理與流程

噪聲信號(hào)的時(shí)變特征響度切片模型各步驟流程可參考圖1，后文對(duì)各步驟算法進(jìn)行詳細(xì)闡述。

圖1 時(shí)變特征響度計(jì)算流程圖

1.1 信號(hào)輸入與預(yù)處理

人類的聽(tīng)覺(jué)系統(tǒng)具有濾波特性，即頻率選擇性。為了描述人耳的該項(xiàng)特性和掩蔽效應(yīng)，Zwicker假設(shè)人的聽(tīng)覺(jué)系統(tǒng)將聲音信號(hào)分量分成有限個(gè)頻帶，當(dāng)確定了一個(gè)聲音的頻率時(shí)，能夠產(chǎn)生掩蔽效應(yīng)的另外一個(gè)聲音的頻率范圍稱為“臨界帶寬”(critical band)。根據(jù)人體聽(tīng)力特征將20 Hz～16 kHz頻率域劃分為24個(gè)臨界帶寬，單位是Bark(巴克)，1 Bark即為一個(gè)臨界帶寬的寬度。每一個(gè)帶寬內(nèi)人耳的聽(tīng)覺(jué)感知是相同的。臨界帶寬與頻率的關(guān)系和耳蝸中基底膜長(zhǎng)度與頻率的關(guān)系完全相同，為線性關(guān)系。因此將頻率按臨界帶寬進(jìn)行劃分，便于找出人耳的主觀感受與聲音物理性質(zhì)之間的關(guān)系。頻率與臨界帶寬轉(zhuǎn)換公式為[1]：

其中：z為臨界帶寬(Bark)；f以kHz為單位。

當(dāng)中心頻率f在300 Hz 以上時(shí)，臨界頻帶與1/3倍頻程頻帶比較接近，故用1/3倍頻程頻帶濾波來(lái)代替臨界頻帶濾波。當(dāng)中心頻率低于300 Hz時(shí)，兩者的差別較大，故需對(duì)照臨界頻帶帶寬對(duì)1/3倍頻程低頻頻帶進(jìn)行合并。分別將中心頻率位于25 Hz～80 Hz、100 Hz～160 Hz、200 Hz～250 Hz 的1／3 倍頻程頻帶合并為一個(gè)頻帶，合并后的頻帶最大限度地接近于臨界頻帶。因此可更準(zhǔn)確模擬人耳聽(tīng)覺(jué)特性。

1.2 與激勵(lì)級(jí)對(duì)應(yīng)的聲壓級(jí)頻譜閾值校正

激勵(lì)級(jí)是考慮人耳的掩蔽效應(yīng)以及分頻帶濾波特性的參數(shù)，比聲強(qiáng)級(jí)更準(zhǔn)確表現(xiàn)了人耳的聽(tīng)覺(jué)特性，可通過(guò)計(jì)算對(duì)應(yīng)的某個(gè)聲壓級(jí)的掩蔽曲線所獲得。Zwicker 提出了激勵(lì)級(jí)的概念，但是在具體計(jì)算方法中并未指出激勵(lì)級(jí)如何獲得，因此一般使用聲壓級(jí)來(lái)代替激勵(lì)級(jí)進(jìn)行計(jì)算[11]：

式中：E為激勵(lì)級(jí)，E0對(duì)應(yīng)于參考聲強(qiáng)為I0=10-12W/m2時(shí)的激勵(lì)級(jí)。

1.3 特征響度計(jì)算與頻域掩蔽特性

特征響度反映了響度在頻域的分布特征，其單位為sone/Bark，可由式(3)求出各頻帶的特征響度：

其中：ETQ為絕對(duì)聽(tīng)閾激勵(lì)級(jí)；N′0為參考特征響度。根據(jù)實(shí)驗(yàn)得出，當(dāng)N′0=0.08 時(shí)，變量s=0.5 ，k=0.23；當(dāng)N′0=0.0635 時(shí)，變量s=0.25，k=0.25。計(jì)算時(shí)常取參考特征響度為0.08，并使用聲壓級(jí)來(lái)近似代替激勵(lì)級(jí)。

根據(jù)式（3）進(jìn)行計(jì)算，考慮聽(tīng)閾曲線最小值，忽略曲線以下的特征響度值，于是可得到各頻率帶寬的特征響度。根據(jù)特征帶寬主響度判斷頻域是否存在掩蔽現(xiàn)象，即存在相鄰頻段區(qū)域，低帶寬區(qū)的響度幅值明顯高于相鄰高帶寬區(qū)，若被掩蔽則需以0.1 Bark 為步長(zhǎng)引入斜坡響度，若不被掩蔽則保持原值不變。此外，對(duì)于Bark 帶寬兩側(cè)處理方式不同：低頻區(qū)曲線用垂直線代替，對(duì)于高頻區(qū)曲線用斜坡響度進(jìn)行連接。斜坡響度即為頻域掩蔽效應(yīng)的體現(xiàn)，示例如圖2所示。

圖2 特征響度曲線(示例)

1.4 總響度計(jì)算與時(shí)域掩蔽特性

引入斜坡響度以后，每個(gè)帶寬的特征響度已轉(zhuǎn)換到Bark帶寬內(nèi)，特征響度曲線下包圍的面積即為總響度數(shù)值，表達(dá)為：

其中：N為總響度(sone)；N′(z)為特征響度；z為臨界帶寬。

為模擬噪聲信號(hào)的時(shí)域掩蔽效應(yīng)，Zwicker等[12]提出引入一組經(jīng)時(shí)間常數(shù)為△t的低通濾波器濾波后輸出的時(shí)間包絡(luò)，通過(guò)大量試驗(yàn)確定時(shí)間常數(shù)，發(fā)現(xiàn)2 ms 最適合作為時(shí)域掩蔽的低通濾波的時(shí)間常數(shù)。因此，通過(guò)設(shè)定計(jì)算步長(zhǎng)(即時(shí)間常數(shù))△t=2 ms，使得在每個(gè)步長(zhǎng)計(jì)算一次響度，步長(zhǎng)計(jì)算時(shí)間內(nèi)激勵(lì)模式和特征響度的計(jì)算與穩(wěn)態(tài)響度的計(jì)算模型相同。

1.5 特征響度切片處理

信號(hào)全頻帶量級(jí)分析是考慮每個(gè)瞬時(shí)整個(gè)頻率帶寬內(nèi)的總有效值，因此所計(jì)算的能量實(shí)質(zhì)是有用信息和噪聲相加。而通過(guò)帶寬切片處理可提取所關(guān)注的關(guān)鍵特征，便于進(jìn)行對(duì)比量化分析。以每2 ms步長(zhǎng)計(jì)算所生成的三維噪聲信號(hào)特征響度瀑布圖中，3 個(gè)坐標(biāo)軸分別為頻帶Bark、時(shí)間t和特征響度幅值sone/Bark，進(jìn)行第5 和第9 Bark 帶寬的切片處理，切片的寬度為1 Bark，如圖3和圖4所示。

圖3 時(shí)變特征響度瀑布圖

圖4 時(shí)變特征響度Bark切片圖

2 瞬態(tài)撞擊工況應(yīng)用案例

2.1 問(wèn)題概述

某型商用車試驗(yàn)樣車的主觀駕評(píng)顯示，Tip-in/out 工況時(shí)其駕駛室內(nèi)出現(xiàn)明顯clunk 噪聲，且噪聲衰減線性度差，類似反復(fù)“咳嗽”般的噪聲。因車輛踩或松油門為常見(jiàn)工況之一，撞擊以及伴隨的噪聲將成為消費(fèi)者判斷整車品質(zhì)優(yōu)劣的關(guān)鍵因素，因此迫切需要對(duì)車輛進(jìn)行優(yōu)化整改。

行駛工況下，油門踏板的快速變化引起傳動(dòng)系統(tǒng)扭矩突變，導(dǎo)致承載齒輪發(fā)生敲擊而產(chǎn)生一種金屬撞擊噪聲，同時(shí)也會(huì)激勵(lì)起動(dòng)力總成的晃動(dòng)，加劇異響噪聲，并通過(guò)結(jié)構(gòu)和空氣路徑傳遞至車內(nèi)。金屬撞擊現(xiàn)象常出現(xiàn)在變速箱與主減速器，如圖5所示。

圖5 車輛結(jié)構(gòu)示意圖

近幾年國(guó)內(nèi)外學(xué)者針對(duì)clunk 噪聲問(wèn)題也進(jìn)行了深入研究，提出諸多解決問(wèn)題方案[13-16]，如考慮齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的非線性沖擊動(dòng)力學(xué)和振動(dòng)特性，建立傳動(dòng)系統(tǒng)非線性動(dòng)力學(xué)仿真分析模型，對(duì)齒輪間隙、齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量以及齒輪嚙合齒面剛度進(jìn)行研究，總結(jié)出齒輪嚙合間隙是影響撞擊的敏感因素；可采用增加半軸材料剛度和增加離合器扭轉(zhuǎn)剛度方式，延長(zhǎng)扭矩突變時(shí)間以改善傳動(dòng)系瞬態(tài)沖擊；采用發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力解耦以及重新分配傳動(dòng)系振動(dòng)模態(tài)的方法進(jìn)行改善；采用優(yōu)化發(fā)動(dòng)機(jī)標(biāo)定數(shù)據(jù)手段，減小Tip-in/out瞬時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩變化，優(yōu)化扭矩控制策略。上述各優(yōu)化方案某種程度上均可減小傳動(dòng)系的撞擊，改善車輛clunk 問(wèn)題。因此，本文優(yōu)化措施重點(diǎn)放在優(yōu)化扭矩控制策略，同時(shí)對(duì)變速箱齒輪嚙合間隙進(jìn)行合規(guī)性檢查并嚴(yán)格控制裝配過(guò)程。

2.2 扭矩控制策略(1階低通濾波)

扭矩優(yōu)化策略主要為對(duì)油門開(kāi)度和需求扭矩進(jìn)行1階低通濾波(即PT1濾波)，對(duì)本次采樣值與上次濾波輸出值進(jìn)行加權(quán)，得到有效濾波值，使得輸出對(duì)輸入有反饋?zhàn)饔?，進(jìn)而起到平緩瞬時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和扭矩波動(dòng)的作用，使得穩(wěn)定性和靈敏度達(dá)到平衡。1階低通濾波算法公式如下：

式中：α為濾波系數(shù)；X(n)對(duì)應(yīng)本次采樣值；Y(n-1)對(duì)應(yīng)上次濾波輸出值；Y(n)對(duì)應(yīng)本次濾波輸出值。

2.3 Clunk噪聲抑制及噪聲評(píng)價(jià)方法對(duì)比

針對(duì)樣車存在的clunk噪聲問(wèn)題，設(shè)定進(jìn)行測(cè)試驗(yàn)證工況為：首先在車輛行駛工況下將車速和轉(zhuǎn)速提升到一定的值，然后快速松開(kāi)油門踏板，使整車處于滑行狀態(tài)，此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)輸出負(fù)扭矩且傳動(dòng)系統(tǒng)中承載齒輪的嚙合齒面處在倒拖側(cè)；隨后快速踩下油門踏板，使發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生從負(fù)扭矩到正扭矩的快速突變，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速快速波動(dòng)上升，同時(shí)使傳動(dòng)系統(tǒng)承載齒輪嚙合面出現(xiàn)從倒拖側(cè)向驅(qū)動(dòng)側(cè)的撞擊。

將該工況下采用1階低通濾波優(yōu)化前后發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速波動(dòng)情況進(jìn)行對(duì)比，如圖6 所示。通過(guò)圖中轉(zhuǎn)速曲線可知，在初始狀態(tài)，在Tip in/out 瞬間發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速波動(dòng)劇烈，轉(zhuǎn)速瞬時(shí)的波動(dòng)程度分別達(dá)到250 r/min 和300 r/min，且曲線反復(fù)振蕩，該現(xiàn)象與主觀感受噪聲衰減線性度差相對(duì)應(yīng)。經(jīng)采用扭矩控制策略并對(duì)齒輪嚙合間隙進(jìn)行復(fù)檢及重新裝配后，對(duì)應(yīng)工況轉(zhuǎn)速波動(dòng)降低至60 r/min，且曲線快速趨近平滑，主觀感受噪聲表現(xiàn)改善明顯。

圖6 扭矩控制策略優(yōu)化前后轉(zhuǎn)速對(duì)比

經(jīng)優(yōu)化后，主觀感受樣車噪聲表現(xiàn)改善明顯，但傳統(tǒng)評(píng)價(jià)方法中的客觀測(cè)試數(shù)據(jù)幾乎無(wú)明顯差別，分別如圖7 和8 所示。采用傳統(tǒng)A 計(jì)權(quán)全頻帶量級(jí)評(píng)價(jià)法測(cè)得4 組對(duì)應(yīng)工況噪聲值在65 dB(A)～72 dB(A)區(qū)間變化，無(wú)明顯可辨別特征，難以觀測(cè)出樣車優(yōu)化前后噪聲值的差別。采用頻譜彩圖進(jìn)行對(duì)比但頻譜彩圖中同樣無(wú)明顯可辨別特征。上述兩種方法均不能客觀地反映瞬態(tài)工況下噪聲的變化情況，為此本文引入時(shí)變特征響度評(píng)價(jià)法并提出將特征響度凸出值ΔNsl作為評(píng)價(jià)指標(biāo)。

圖7 優(yōu)化前后Tip in/out工況下耳旁A計(jì)權(quán)全頻帶量級(jí)噪聲對(duì)比

采用基于DIN 45631/A1模型，設(shè)定聲場(chǎng)為混響場(chǎng)，并設(shè)定信號(hào)采樣形式為三分之一實(shí)時(shí)倍頻程，時(shí)間步長(zhǎng)為2 ms，獲得樣車優(yōu)化前后多組Tip in/out工況下特征總響度曲線如圖9 所示。此外，為能從圖中讀取并量化關(guān)鍵特征信息，引入特征響度凸出值ΔNsl作為評(píng)價(jià)指標(biāo)。其具體操作步驟為：

（1）選取若干組一致性較好的工況數(shù)據(jù)；

（2）在Tip in工況下，作第一個(gè)瞬態(tài)峰值和相鄰第二個(gè)峰值之間的標(biāo)注，其跨越Y(jié)軸長(zhǎng)度即為特征響度凸出值；

（3）在Tip out 工況下，作最后一個(gè)瞬態(tài)峰值和相鄰倒數(shù)第二個(gè)峰值之間的標(biāo)注；

（4）計(jì)算若干組工況的平均特征響度凸出值。根據(jù)該指標(biāo)值的大小即可對(duì)瞬態(tài)撞擊噪聲進(jìn)行量化，對(duì)比優(yōu)化前后該指標(biāo)，即可對(duì)優(yōu)化方案進(jìn)行客觀判斷。

Tip in 工況下，初始狀態(tài)ΔNsl突顯，幾組工況下平均凸出值可達(dá)8.1 Sone，而優(yōu)化后則無(wú)明顯凸出峰值；在初始狀態(tài)，Tip out工況下特征響度平均ΔNsl可達(dá)8.69 Sone，而優(yōu)化后則無(wú)明顯凸出值，與主觀感受十分吻合。

在時(shí)變特征響度基礎(chǔ)上采取切片方法，可將特定頻率區(qū)間(如變速箱對(duì)應(yīng)檔位齒輪嚙合頻率所在區(qū)域)的細(xì)節(jié)特征進(jìn)行放大，以便于辨別和對(duì)比分析。如圖8所示，樣車在Tip in工況下時(shí)變速箱嚙合噪聲貢獻(xiàn)主要集中在第6個(gè)帶寬Bark中(上止、下止頻率對(duì)應(yīng)510 Hz、630 Hz，中心頻率為450 Hz)，對(duì)時(shí)變特征響度中第6 個(gè)Bark 進(jìn)行切片，得到隨時(shí)間變化的特定Bark 區(qū)間的特征響度曲線，如圖10 所示。Tip in 工況下，初始狀態(tài)ΔNsl非常明顯，均值可達(dá)1.25 sone/Bark，而優(yōu)化后該值可降低至0.35 sone/Bark，從而說(shuō)明控制變速箱齒輪嚙合間隙對(duì)抑制clunk沖擊噪聲也起到了一定作用。依據(jù)上述方式，同樣可得出樣車Tip out 工況時(shí)ΔNsl的改善情況，本文不再贅述。

圖8 優(yōu)化前后Tip in/out工況下耳旁噪聲頻譜彩圖對(duì)比

圖9 優(yōu)化前后Tip in/out工況特征總響度對(duì)比

圖10 樣車優(yōu)化前后Tip in/out工況下Bark切片對(duì)比

3 結(jié)語(yǔ)

針對(duì)目前廣泛采用的以主觀方式進(jìn)行瞬態(tài)工況噪聲評(píng)價(jià)的不便之處，本文對(duì)特征響度切片模型的計(jì)算流程和原理作詳細(xì)闡述，并在其基礎(chǔ)上采用帶寬切片方法進(jìn)行處理，便于關(guān)鍵特征的對(duì)比和量化分析。在時(shí)變特征響度切片法的基礎(chǔ)上，本文創(chuàng)新性提出特征響度凸出值評(píng)價(jià)指標(biāo)，在某商用車瞬態(tài)工況噪聲評(píng)價(jià)中，該指標(biāo)的量化值與主觀感受相關(guān)性較高，評(píng)價(jià)效果顯著優(yōu)于傳統(tǒng)評(píng)價(jià)方法，實(shí)現(xiàn)了主觀評(píng)價(jià)和實(shí)測(cè)的關(guān)聯(lián)。此外，該方法也可應(yīng)用在類似瞬態(tài)工況噪聲問(wèn)題的評(píng)價(jià)中，可通過(guò)積累多輪主觀評(píng)價(jià)結(jié)論和客觀測(cè)試數(shù)據(jù)，建立特征響度凸出值與瞬態(tài)現(xiàn)象嚴(yán)重程度的關(guān)聯(lián)性，為車輛NVH性能的相關(guān)評(píng)價(jià)和整改優(yōu)化工作提供有力支撐。