基于徑向基函數(shù)模型的某混合動力車型怠速聲品質(zhì)優(yōu)化

孔丹丹 鄭海生 杜浩 袁懋榮

（廣州汽車集團(tuán)股份有限公司汽車工程研究院，廣州 511434）

主題詞：噪聲品質(zhì) 徑向基函數(shù) 貢獻(xiàn)度分析 曲軸系統(tǒng) 曲軸扭轉(zhuǎn)減振器 正時系統(tǒng)

1 前言

混合動力汽車的NVH性能控制相較于傳統(tǒng)汽車和純電動汽車更為復(fù)雜，其噪聲問題是氣動噪聲、機(jī)械噪聲和燃燒噪聲綜合作用的結(jié)果[1-2]。為更全面、更客觀地反映人耳對噪聲的聽覺效應(yīng)，需要考慮不同頻帶噪聲之間的掩蔽效應(yīng)和人耳聽覺系統(tǒng)的頻率選擇性，為此，聲品質(zhì)的評價指標(biāo)被引入[3-5]。

國內(nèi)外學(xué)者在汽車聲品質(zhì)方面開展了大量研究。Schiffb?nker 等要求300 位測試者就80 種不同發(fā)動機(jī)噪聲的騷擾度指標(biāo)進(jìn)行主觀評價，提出響度級的概念[6-7]。FEV 公司通過研究柴油機(jī)部件的聲音特性，發(fā)現(xiàn)影響內(nèi)燃機(jī)聲品質(zhì)的主要因素是飽滿度[8]。在聲品質(zhì)客觀評價指標(biāo)的建立方面，本田公司研究人員提出包括響度、尖銳度等10 種汽車聲品質(zhì)客觀評價指標(biāo)，并建立了以運動感和豪華感為主觀評價的主、客觀評價模型[9-12]。閆靚等通過對車內(nèi)低頻噪聲進(jìn)行評價，提出不愉悅度和不愉悅概率的主觀評價指標(biāo)，并對其進(jìn)行了更深入的等級劃分[13]。目前，大部分研究著重于提取聲品質(zhì)客觀參量，建立主、客觀評價模型，而將聲品質(zhì)主、客觀預(yù)測模型應(yīng)用于零部件優(yōu)化的較少。

本文提出一套完整的聲品質(zhì)研究及優(yōu)化方法：以某搭載直列四缸汽油發(fā)動機(jī)的HEV 車型為研究對象，選取心理聲學(xué)客觀參數(shù)響度、粗糙度、尖銳度、音調(diào)度、波動度、干擾度進(jìn)行客觀評價研究，采用成對比較法對分析組的21 個怠速工況車內(nèi)噪聲樣本進(jìn)行主觀評價研究，通過徑向基函數(shù)（Radial Basis Function，RBF）方法建立該車型怠速聲品質(zhì)預(yù)測模型，并建立基于RBF 的噪聲聲品質(zhì)客觀評價參量的靈敏度模型，定量計算影響混合動力車型怠速噪聲聲品質(zhì)的客觀評價參量貢獻(xiàn)度，分析影響噪聲聲品質(zhì)的關(guān)鍵系統(tǒng)，并進(jìn)行相應(yīng)優(yōu)化，通過RBF回歸模型預(yù)測得到主觀評價結(jié)果。

2 混合動力車型怠速聲品質(zhì)主客觀評價

2.1 噪聲樣本庫的建立

評價樣本作為聲品質(zhì)指標(biāo)開發(fā)的重要輸入，直接影響主、客觀評價結(jié)果的準(zhǔn)確性和主、客觀回歸模型的有效性。故本文試驗在半自由場消聲室進(jìn)行，采用LMS 公司的TestLab 多通道聲振測試與分析系統(tǒng)，噪聲記錄儀為130P10/C10 型PCBICP 傳聲器，通過Sennheiser HD600 專業(yè)耳機(jī)進(jìn)行聲音回放，測點布置情況如圖1所示。

圖1 測點布置情況

以6 款同一級別且配置相同排量發(fā)動機(jī)的混合動力車型為研究對象，記錄怠速工況下的噪聲樣本，對噪聲信號進(jìn)行前處理，即濾波、篩選、截取和響度調(diào)節(jié)[14]，最終得到41個長度為3 s的有效噪聲樣本，其中分析組編號為1～21 的噪聲樣本用來建立噪聲聲品質(zhì)預(yù)測模型，檢驗組編號為22～41 的噪聲樣本用來驗證預(yù)測模型。

2.2 主觀評價

主觀評價方法包括排序法、等級評分法、成對比較法、語義細(xì)分法、數(shù)值估值法，由于樣本量大，為快速、準(zhǔn)確獲取評價結(jié)果，本文采用數(shù)值估值法?？紤]到數(shù)值估值法自由度較高以及汽油發(fā)動機(jī)輻射噪聲的復(fù)雜性，選擇具有發(fā)動機(jī)聲學(xué)相關(guān)研究背景的專業(yè)人士35人為評審團(tuán)成員，其中男性20 人，女性15 人，年齡在26～50 歲范圍內(nèi)，應(yīng)用數(shù)值估值法進(jìn)行噪聲聲品質(zhì)的主觀評價測試，以滿意度指標(biāo)（根據(jù)不同的評審對象主觀打分，取其算術(shù)平均值作為該樣本的聲品質(zhì)評分）作為主觀評價試驗量化指標(biāo)。根據(jù)一致性指標(biāo)剔除2個評分后，最終得到主觀評價一致性系數(shù)為0.906，說明主觀評價結(jié)果有效，可用于后續(xù)分析。

2.3 客觀評價

2.3.1 粗糙度

粗糙度能夠反映調(diào)制幅度的大小、分布和程度，對200 Hz 的調(diào)制頻率以下的聲音都能保證聲音評價的準(zhǔn)確性，特別對70 Hz調(diào)制頻率附近的聲音具有顯著的評價效果。其計算公式為：

式中，R為粗糙度；fmod為調(diào)制頻率；ΔLE為聲音信號的激勵級變化量；z為臨界頻帶Bark數(shù)。

2.3.2 尖銳度

尖銳度可對噪聲中的高頻成分所占比例進(jìn)行量化描述，能夠量化表述尖銳刺耳程度。頻譜包絡(luò)和中心頻率是影響噪聲尖銳度的最主要因素。

以響度模型為基礎(chǔ)，可以對尖銳度的數(shù)學(xué)模型進(jìn)行量化描述，常用Zwicker模型來計算尖銳度：

式中，S為尖銳度；k為加權(quán)系數(shù)，一般取0.11；N'(z)為臨界帶寬的特征響度；g(z)為不同臨界頻帶的加權(quán)函數(shù)；N為總響度。

2.3.3 聲品質(zhì)評價

除粗糙度和尖銳度外，常用的客觀評價參量響度、干擾度、波動度、音調(diào)度也廣泛應(yīng)用于內(nèi)燃機(jī)聲品質(zhì)的評價和預(yù)測[15]?；旌蟿恿囕v怠速車內(nèi)噪聲主、客觀評價結(jié)果如表1所示。

表1 輸入數(shù)據(jù)樣本集

3 聲品質(zhì)主、客觀回歸模型的建立

3.1 基于響應(yīng)面法的主客觀回歸模型建立

響應(yīng)面法（Response Surface Methodology，RSM）是利用多項式函數(shù)擬合設(shè)計空間，通過一個超曲面來替代實際復(fù)雜的輸入、輸出關(guān)系的方法[16-17]。本文采用多元一階響應(yīng)面模型，表達(dá)式為：

式中，y為輸出變量；βi(i=1,2,…,M)為變量系數(shù)；xi(i=1,2,…,M)為輸入變量；M為聲品質(zhì)評價指數(shù)數(shù)量。

選取分析組的21 個噪聲樣本，建立基于響應(yīng)面的主、客觀回歸模型，其表達(dá)式為：

式中，Y為主觀評價分?jǐn)?shù)；X1～X6分別為響度、粗糙度、尖銳度、音調(diào)度、干擾度、波動度。

3.2 基于RBF的主、客觀回歸模型建立

假設(shè)輸入層神經(jīng)元數(shù)量為r，輸入層為X；隱層為h，隱層內(nèi)神經(jīng)元數(shù)量為m，激活函數(shù)為fh；輸出層為Y，輸出層內(nèi)神經(jīng)元數(shù)量為k，對應(yīng)的激活函數(shù)為fY。則隱層中第j個神經(jīng)元的輸出為[18-19]：

輸出層第n個神經(jīng)元的輸出為:

式中，v、w為權(quán)值；a、b分別為隱層與輸出層閾值。

隱層激活函數(shù)為：

輸出層激活函數(shù)為：

網(wǎng)絡(luò)總誤差函數(shù)為：

式中，E為誤差；l 為訓(xùn)練樣本數(shù)量；Tk為實際測試結(jié)果。

本文采用的是基于徑向基的3層前向神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)，包括輸入層、輸出層和中間層，以車內(nèi)噪聲樣本的客觀心理學(xué)參量為輸入層，主觀滿意度為輸出層進(jìn)行回歸模型建立，結(jié)構(gòu)如圖2所示。

圖2 神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)結(jié)構(gòu)

3.3 貢獻(xiàn)度分析

各設(shè)計變量對目標(biāo)值的影響大小可以通過貢獻(xiàn)度分析獲得，其原理是在試驗設(shè)計中，根據(jù)樣本點建立二次回歸模型[20]：

式中，Y為優(yōu)化目標(biāo)值；xi、xj為設(shè)計變量，β0、βi、βi,i、βij為回歸模型系數(shù)，表征各參數(shù)對目標(biāo)值的影響大小。

式中，Txi為歸一化后的設(shè)計變量，變化范圍為[-1,1]。

將式（11）帶入式（10）得到歸一化后的回歸模型：

式中，λ0、λi、λi,i、λij為歸一化后的回歸模型系數(shù)。

將系數(shù)λi進(jìn)行轉(zhuǎn)換得到各設(shè)計變量對目標(biāo)參數(shù)的貢獻(xiàn)度δxi：

通過貢獻(xiàn)度分析，可以準(zhǔn)確預(yù)測混合動力車輛車內(nèi)噪聲各客觀參量的靈敏度關(guān)系，粗糙度、尖銳度、響度、干擾度對汽油機(jī)怠速聲品質(zhì)的貢獻(xiàn)度分別為37.9%、19.2%、17.5%、15%，音調(diào)度和波動度影響較小，分別不到10%。

4 怠速聲品質(zhì)優(yōu)化

相較于傳統(tǒng)燃油車，混合動力車輛在怠速時發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速較高，工作負(fù)荷較大，因此，發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)振動和輻射噪聲較大，怠速聲品質(zhì)問題容易被消費者發(fā)現(xiàn)。本文的研究對象為搭載2.0 L 自然吸氣發(fā)動機(jī)的串并聯(lián)式混合動力車型。在怠速虧電狀態(tài)，該車型發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為1 350 r/min，發(fā)動機(jī)扭矩為60 N·m。在該工況下，主觀評價結(jié)果為車內(nèi)噪聲嘈雜、粗糙感明顯。通過客觀測量車內(nèi)噪聲，并對噪聲進(jìn)行短時傅里葉分析，結(jié)果如圖3所示。

圖3 車內(nèi)駕駛員右耳噪聲時頻圖

從圖3中可以看出，車內(nèi)噪聲在200～1 000 Hz頻率范圍內(nèi)存在多個頻帶的響應(yīng)，聲音較雜。通過測試軟件將200～1 000 Hz頻帶的噪聲濾除后回放，車內(nèi)噪聲的聲品質(zhì)改善顯著。

對車內(nèi)噪聲結(jié)果進(jìn)行頻譜分析，如圖4所示。從圖4中可以看出，在200～1 000 Hz范圍內(nèi)，除了10階、12階等發(fā)動機(jī)主階次激勵外，也包含了11 階、11.5 階、12.5階、13階等曲軸旋轉(zhuǎn)的奇數(shù)階和半階次噪聲。

圖4 車內(nèi)駕駛員右耳噪聲頻譜圖

此外，車內(nèi)噪聲在200～1 000 Hz范圍內(nèi)頻率間隔接近，間隔11.25 Hz 和25 Hz，容易產(chǎn)生調(diào)制，而導(dǎo)致較為明顯的粗糙感。本文對曲軸系統(tǒng)和正時系統(tǒng)進(jìn)行研究，提出相應(yīng)優(yōu)化措施，提升發(fā)動機(jī)怠速聲品質(zhì)。

4.1 曲軸系統(tǒng)優(yōu)化

通過采集動力總成本體振動數(shù)據(jù)，發(fā)現(xiàn)發(fā)動機(jī)曲軸前端扭振減振器（Torsional Vibration Damper，TVD）在200～500 Hz 存在較大振動響應(yīng)，并與車內(nèi)200～500 Hz的噪聲頻帶相對應(yīng)，如圖5所示。

圖5 發(fā)動機(jī)曲軸TVD處X向振動

由圖5可以看出，振動信號呈現(xiàn)半階次特征。通過采集曲軸位置信號和點火信號，并對振動信號進(jìn)行200～500 Hz的濾波，發(fā)現(xiàn)該頻段半階次敲擊發(fā)生在第1缸做功時刻，如圖6所示。

圖6 發(fā)動機(jī)曲軸TVD處X向振動

在動力總成NVH消聲室臺架上實測曲軸前端TVD處的扭振，實測曲軸扭振在350 Hz附近存在共振帶，與動力總成本體振動吻合良好。

該發(fā)動機(jī)為混合動力專用發(fā)動機(jī)，與同排量傳統(tǒng)發(fā)動機(jī)相比，在相同轉(zhuǎn)速和扭矩工況下，曲軸前端TVD處的激勵較大，結(jié)構(gòu)剛度較差，系統(tǒng)阻尼較小，因此扭振惡化，影響因素如表2所示。

表2 混合動力車型曲軸前端扭振影響因素分析

針對曲軸扭振的影響因素，對該混合動力發(fā)動機(jī)的曲軸前端扭振進(jìn)行優(yōu)化，優(yōu)化方案如表3所示。

表3 混合動力車型曲軸前端扭振優(yōu)化方案

基于成本和經(jīng)濟(jì)性考慮，暫不對曲軸材料和結(jié)構(gòu)進(jìn)行更改，故不考慮方案3 和方案4。通過AVL EXCITE搭建動力總成多體動力學(xué)模型。

測試發(fā)動機(jī)真實缸壓，加載在動力總成多體動力學(xué)模型中，并將優(yōu)化方案1和優(yōu)化方案2帶入仿真模型，對比優(yōu)化方案和原狀態(tài)的曲軸TVD處的振動幅值，如圖7所示。

圖7 曲軸TVD處扭振仿真結(jié)果

仿真結(jié)果表明，優(yōu)化方案2可將曲軸TVD端的振動大幅降低。按優(yōu)化方案制作樣件，實車搭載，并測試發(fā)動機(jī)曲軸TVD處X向振動，測試結(jié)果如圖8所示。

圖8 優(yōu)化后發(fā)動機(jī)曲軸TVD處X向振動

通過對比圖5 和圖8，可以發(fā)現(xiàn)該混合動力車型怠速發(fā)電工況下，動力總成本體振動在200～500 Hz 頻段內(nèi)改善明顯。

4.2 EVVT系統(tǒng)優(yōu)化

該混合動力車型怠速發(fā)電工況下，發(fā)動機(jī)懸置主動端振動在500～1 000 Hz 存在較大振動響應(yīng)，并與車內(nèi)500～1 000 Hz的噪聲頻帶相對應(yīng)，如圖9所示。

圖9 發(fā)動機(jī)懸置主動端X向振動

該發(fā)動機(jī)懸置集成在正時罩蓋上，靠近進(jìn)排氣可變氣門正時（Variable Valve Timing，VVT）執(zhí)行機(jī)構(gòu)。由于該發(fā)動機(jī)搭載的進(jìn)氣VVT 為電子可變氣門正時（Electromagnetic Variable Valve Timing，EVVT），該EVVT 執(zhí)行機(jī)構(gòu)由1 個直流無刷電機(jī)和1 個擺線齒輪差速器構(gòu)成，可通過調(diào)節(jié)電機(jī)扭矩實現(xiàn)進(jìn)氣角度的調(diào)節(jié)。在怠速發(fā)電工況下，由于該EVVT 執(zhí)行機(jī)構(gòu)本身存在500～1 000 Hz 的敲擊噪聲，該噪聲通過發(fā)動機(jī)懸置傳到車內(nèi)，影響車內(nèi)怠速聲品質(zhì)。

在怠速工況下，EVVT 系統(tǒng)的敲擊激勵即驅(qū)動電機(jī)本身的轉(zhuǎn)速波動，通過測試得到20 s內(nèi)電機(jī)軸轉(zhuǎn)速波動曲線，轉(zhuǎn)速最大波動量達(dá)到±75 r/min，為了從激勵源頭改善EVVT 的動態(tài)響應(yīng)，通過PID 控制，將電機(jī)軸轉(zhuǎn)速波動控制在675±15 r/min。轉(zhuǎn)速波動對比測試結(jié)果如圖10所示。

圖10 EVVT電機(jī)轉(zhuǎn)速波動

除控制EVVT 電機(jī)的轉(zhuǎn)速波動外，通過減小EVVT的差速器內(nèi)部齒輪間隙、增大導(dǎo)油槽等方法進(jìn)一步優(yōu)化。優(yōu)化后的發(fā)動機(jī)懸置主動端振動情況如圖11所示。

圖11 優(yōu)化后發(fā)動機(jī)懸置主動端X向振動

通過對比圖9和圖11，可以發(fā)現(xiàn)通過優(yōu)化EVVT 系統(tǒng)，可以有效改善發(fā)動機(jī)懸置主動端500～1 000 Hz的振動，整車聲品質(zhì)得到顯著提升。

4.3 正時系統(tǒng)優(yōu)化

該混合動力車型在發(fā)動機(jī)水溫高于90 ℃時，在怠速發(fā)電工況，車內(nèi)噪聲在200～1 000 Hz頻段出現(xiàn)嚴(yán)重惡化，車內(nèi)噪聲聲壓級增大約3 dB(A)，結(jié)果如圖12 和圖13所示。

圖12 冷、熱機(jī)狀態(tài)下車內(nèi)噪聲200～500 Hz頻譜圖

圖13 冷、熱機(jī)狀態(tài)下車內(nèi)噪聲500～1 000 Hz頻譜圖

通過采集NVH惡化后發(fā)動機(jī)懸置主動端振動和曲軸位置信號及第1缸點火信號，發(fā)現(xiàn)曲軸旋轉(zhuǎn)2圈，產(chǎn)生了4次振動敲擊，且該振動為2階頻次，因此判斷惡化狀態(tài)的敲擊來自配氣機(jī)構(gòu)，結(jié)果如圖14所示。

圖14 惡化狀態(tài)下發(fā)動機(jī)懸置振動頻譜圖

通過采集發(fā)動機(jī)標(biāo)定數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)，每次出現(xiàn)振動惡化現(xiàn)象時，均伴隨排氣VVT 的EVC（排氣氣門關(guān)閉角度）波動較大。該發(fā)動機(jī)采用全可變機(jī)油泵，在怠速發(fā)電工況下，機(jī)油泵的主油道壓力為130 kPa。張緊器位于排氣側(cè)，因此張緊器的壓力對排氣VVT 的穩(wěn)定性影響更大。由于熱機(jī)狀態(tài)機(jī)油黏度較低，導(dǎo)致張緊器張緊力較小，進(jìn)而導(dǎo)致排氣VVT的波動較大，并引起整個配氣機(jī)構(gòu)的NVH 性能惡化。針對該發(fā)動機(jī)的張緊器系統(tǒng)，其優(yōu)化方案及優(yōu)化數(shù)據(jù)如表4所示。

表4 正時系統(tǒng)優(yōu)化方案

將上述優(yōu)化方案在實車上搭載，熱機(jī)狀態(tài)車內(nèi)噪聲惡化現(xiàn)象消失，優(yōu)化后發(fā)動機(jī)懸置主動端的振動如圖15所示。

圖15 優(yōu)化后發(fā)動機(jī)懸置振動頻譜圖

4.4 基于RBF模型的主客觀預(yù)測

將曲軸系統(tǒng)優(yōu)化方案和EVVT系統(tǒng)優(yōu)化方案，以及正時系統(tǒng)優(yōu)化方案在實車搭載，測得怠速發(fā)電工況車內(nèi)噪聲結(jié)果如圖16所示。

圖16 優(yōu)化后車內(nèi)噪聲

通過對比圖3和圖16可知，優(yōu)化后怠速發(fā)電工況下車內(nèi)噪聲在1 000 Hz內(nèi)改善明顯。

將原狀態(tài)和2 個優(yōu)化方案帶入到RBF 模型中進(jìn)行主觀評價預(yù)測，結(jié)果如表5所示。

表5 優(yōu)化方案聲品質(zhì)主、客觀參量

由表5 所示，優(yōu)化TVD 樣件和點火提前角后，噪聲樣本聲品質(zhì)有一定提升，其中響度、尖銳度、波動度、干擾度一定程度降低，粗糙度和音調(diào)度有所升高，通過RBF預(yù)測模型得到主觀評價結(jié)果為5.75分，較原狀態(tài)有一定程度提升。在優(yōu)化方案1 的基礎(chǔ)上，控制EVVT 電機(jī)的轉(zhuǎn)速波動、減小減速器間隙、增大潤滑后，通過RBF預(yù)測模型得到主觀評價結(jié)果為6.25分；提升機(jī)油泵主油道壓力和優(yōu)化張緊器參數(shù)，通過RBF 預(yù)測模型得到主觀評價結(jié)果為6.75分，進(jìn)一步提升了該混動車型在怠速發(fā)電工況的聲品質(zhì)。

5 結(jié)束語

本文通過建立發(fā)動機(jī)怠速聲品質(zhì)回歸模型，并對各客觀參量進(jìn)行貢獻(xiàn)度分析，根據(jù)分析結(jié)果優(yōu)化發(fā)動機(jī)怠速聲品質(zhì)，結(jié)果表明：

a.通過RBF方法建立該機(jī)型怠速聲品質(zhì)主、客觀回歸模型，并對各客觀參量進(jìn)行貢獻(xiàn)度分析，發(fā)現(xiàn)粗糙度特征對該汽油機(jī)怠速聲品質(zhì)的貢獻(xiàn)度影響最大，為37.9%，說明該機(jī)型高頻噪聲突出。

b.通過降低曲軸系統(tǒng)扭振、增加正時系統(tǒng)穩(wěn)定性、優(yōu)化進(jìn)排氣參數(shù)和點火角參數(shù)等，可以有效改善車內(nèi)200～1 000 Hz的調(diào)制噪聲，提高車內(nèi)怠速聲品質(zhì)。

c.將優(yōu)化方案帶入RBF 主、客觀預(yù)測模型中，主觀評價結(jié)果從5分提高到6.75分，優(yōu)化效果顯著。