基于徑向基函數模型的某混合動力車型怠速聲品質優化

孔丹丹 鄭海生 杜浩 袁懋榮

（廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣州 511434）

主題詞：噪聲品質 徑向基函數 貢獻度分析 曲軸系統 曲軸扭轉減振器 正時系統

1 前言

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

國內外學者在汽車聲品質方面開展了大量研究。Schiffb?nker 等要求300 位測試者就80 種不同發動機噪聲的騷擾度指標進行主觀評價，提出響度級的概念[6-7]。FEV 公司通過研究柴油機部件的聲音特性，發現影響內燃機聲品質的主要因素是飽滿度[8]。在聲品質客觀評價指標的建立方面，本田公司研究人員提出包括響度、尖銳度等10 種汽車聲品質客觀評價指標，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]。閆靚等通過對車內低頻噪聲進行評價，提出不愉悅度和不愉悅概率的主觀評價指標，并對其進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客觀參量，建立主、客觀評價模型，而將聲品質主、客觀預測模型應用于零部件優化的較少。

本文提出一套完整的聲品質研究及優化方法：以某搭載直列四缸汽油發動機的HEV 車型為研究對象，選取心理聲學客觀參數響度、粗糙度、尖銳度、音調度、波動度、干擾度進行客觀評價研究，采用成對比較法對分析組的21 個怠速工況車內噪聲樣本進行主觀評價研究，通過徑向基函數（Radial Basis Function，RBF）方法建立該車型怠速聲品質預測模型，并建立基于RBF 的噪聲聲品質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的客觀評價參量貢獻度，分析影響噪聲聲品質的關鍵系統，并進行相應優化，通過RBF回歸模型預測得到主觀評價結果。

2 混合動力車型怠速聲品質主客觀評價

2.1 噪聲樣本庫的建立

評價樣本作為聲品質指標開發的重要輸入，直接影響主、客觀評價結果的準確性和主、客觀回歸模型的有效性。故本文試驗在半自由場消聲室進行，采用LMS 公司的TestLab 多通道聲振測試與分析系統，噪聲記錄儀為130P10/C10 型PCBICP 傳聲器，通過Sennheiser HD600 專業耳機進行聲音回放，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動機的混合動力車型為研究對象，記錄怠速工況下的噪聲樣本，對噪聲信號進行前處理，即濾波、篩選、截取和響度調節[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預測模型，檢驗組編號為22～41 的噪聲樣本用來驗證預測模型。

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、語義細分法、數值估值法，由于樣本量大，為快速、準確獲取評價結果，本文采用數值估值法?？紤]到數值估值法自由度較高以及汽油發動機輻射噪聲的復雜性，選擇具有發動機聲學相關研究背景的專業人士35人為評審團成員，其中男性20 人，女性15 人，年齡在26～50 歲范圍內，應用數值估值法進行噪聲聲品質的主觀評價測試，以滿意度指標（根據不同的評審對象主觀打分，取其算術平均值作為該樣本的聲品質評分）作為主觀評價試驗量化指標。根據一致性指標剔除2個評分后，最終得到主觀評價一致性系數為0.906，說明主觀評價結果有效，可用于后續分析。

2.3 客觀評價

2.3.1 粗糙度

粗糙度能夠反映調制幅度的大小、分布和程度，對200 Hz 的調制頻率以下的聲音都能保證聲音評價的準確性，特別對70 Hz調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為調制頻率；ΔLE為聲音信號的激勵級變化量；z為臨界頻帶Bark數。

2.3.2 尖銳度

尖銳度可對噪聲中的高頻成分所占比例進行量化描述，能夠量化表述尖銳刺耳程度。頻譜包絡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，可以對尖銳度的數學模型進行量化描述，常用Zwicker模型來計算尖銳度：

式中，S為尖銳度；k為加權系數，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函數；N為總響度。

2.3.3 聲品質評價

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、音調度也廣泛應用于內燃機聲品質的評價和預測[15]。混合動力車輛怠速車內噪聲主、客觀評價結果如表1所示。

表1 輸入數據樣本集

3 聲品質主、客觀回歸模型的建立

3.1 基于響應面法的主客觀回歸模型建立

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

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

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

式中，Y為主觀評價分數；X1～X6分別為響度、粗糙度、尖銳度、音調度、干擾度、波動度。

3.2 基于RBF的主、客觀回歸模型建立

假設輸入層神經元數量為r，輸入層為X；隱層為h，隱層內神經元數量為m，激活函數為fh；輸出層為Y，輸出層內神經元數量為k，對應的激活函數為fY。則隱層中第j個神經元的輸出為[18-19]：

輸出層第n個神經元的輸出為:

式中，v、w為權值；a、b分別為隱層與輸出層閾值。

隱層激活函數為：

輸出層激活函數為：

網絡總誤差函數為：

式中，E為誤差；l 為訓練樣本數量；Tk為實際測試結果。

本文采用的是基于徑向基的3層前向神經網絡，包括輸入層、輸出層和中間層，以車內噪聲樣本的客觀心理學參量為輸入層，主觀滿意度為輸出層進行回歸模型建立，結構如圖2所示。

圖2 神經網絡結構

3.3 貢獻度分析

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

式中，Y為優化目標值；xi、xj為設計變量，β0、βi、βi,i、βij為回歸模型系數，表征各參數對目標值的影響大小。

式中，Txi為歸一化后的設計變量，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。

將系數λi進行轉換得到各設計變量對目標參數的貢獻度δxi：

通過貢獻度分析，可以準確預測混合動力車輛車內噪聲各客觀參量的靈敏度關系，粗糙度、尖銳度、響度、干擾度對汽油機怠速聲品質的貢獻度分別為37.9%、19.2%、17.5%、15%，音調度和波動度影響較小，分別不到10%。

4 怠速聲品質優化

相較于傳統燃油車，混合動力車輛在怠速時發動機轉速較高，工作負荷較大，因此，發動機結構振動和輻射噪聲較大，怠速聲品質問題容易被消費者發現。本文的研究對象為搭載2.0 L 自然吸氣發動機的串并聯式混合動力車型。在怠速虧電狀態，該車型發動機轉速為1 350 r/min，發動機扭矩為60 N·m。在該工況下，主觀評價結果為車內噪聲嘈雜、粗糙感明顯。通過客觀測量車內噪聲，并對噪聲進行短時傅里葉分析，結果如圖3所示。

圖3 車內駕駛員右耳噪聲時頻圖

從圖3中可以看出，車內噪聲在200～1 000 Hz頻率范圍內存在多個頻帶的響應，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，車內噪聲的聲品質改善顯著。

對車內噪聲結果進行頻譜分析，如圖4所示。從圖4中可以看出，在200～1 000 Hz范圍內，除了10階、12階等發動機主階次激勵外，也包含了11 階、11.5 階、12.5階、13階等曲軸旋轉的奇數階和半階次噪聲。

圖4 車內駕駛員右耳噪聲頻譜圖

此外，車內噪聲在200～1 000 Hz范圍內頻率間隔接近，間隔11.25 Hz 和25 Hz，容易產生調制，而導致較為明顯的粗糙感。本文對曲軸系統和正時系統進行研究，提出相應優化措施，提升發動機怠速聲品質。

4.1 曲軸系統優化

通過采集動力總成本體振動數據，發現發動機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，并與車內200～500 Hz的噪聲頻帶相對應，如圖5所示。

圖5 發動機曲軸TVD處X向振動

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

圖6 發動機曲軸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。

該發動機為混合動力專用發動機，與同排量傳統發動機相比，在相同轉速和扭矩工況下，曲軸前端TVD處的激勵較大，結構剛度較差，系統阻尼較小，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，對該混合動力發動機的曲軸前端扭振進行優化，優化方案如表3所示。

表3 混合動力車型曲軸前端扭振優化方案

基于成本和經濟性考慮，暫不對曲軸材料和結構進行更改，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模型。

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

圖7 曲軸TVD處扭振仿真結果

仿真結果表明，優化方案2可將曲軸TVD端的振動大幅降低。按優化方案制作樣件，實車搭載，并測試發動機曲軸TVD處X向振動，測試結果如圖8所示。

圖8 優化后發動機曲軸TVD處X向振動

通過對比圖5 和圖8，可以發現該混合動力車型怠速發電工況下，動力總成本體振動在200～500 Hz 頻段內改善明顯。

4.2 EVVT系統優化

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

圖9 發動機懸置主動端X向振動

該發動機懸置集成在正時罩蓋上，靠近進排氣可變氣門正時（Variable Valve Timing，VVT）執行機構。由于該發動機搭載的進氣VVT 為電子可變氣門正時（Electromagnetic Variable Valve Timing，EVVT），該EVVT 執行機構由1 個直流無刷電機和1 個擺線齒輪差速器構成，可通過調節電機扭矩實現進氣角度的調節。在怠速發電工況下，由于該EVVT 執行機構本身存在500～1 000 Hz 的敲擊噪聲，該噪聲通過發動機懸置傳到車內，影響車內怠速聲品質。

在怠速工況下，EVVT 系統的敲擊激勵即驅動電機本身的轉速波動，通過測試得到20 s內電機軸轉速波動曲線，轉速最大波動量達到±75 r/min，為了從激勵源頭改善EVVT 的動態響應，通過PID 控制，將電機軸轉速波動控制在675±15 r/min。轉速波動對比測試結果如圖10所示。

圖10 EVVT電機轉速波動

除控制EVVT 電機的轉速波動外，通過減小EVVT的差速器內部齒輪間隙、增大導油槽等方法進一步優化。優化后的發動機懸置主動端振動情況如圖11所示。

圖11 優化后發動機懸置主動端X向振動

通過對比圖9和圖11，可以發現通過優化EVVT 系統，可以有效改善發動機懸置主動端500～1 000 Hz的振動，整車聲品質得到顯著提升。

4.3 正時系統優化

該混合動力車型在發動機水溫高于90 ℃時，在怠速發電工況，車內噪聲在200～1 000 Hz頻段出現嚴重惡化，車內噪聲聲壓級增大約3 dB(A)，結果如圖12 和圖13所示。

圖12 冷、熱機狀態下車內噪聲200～500 Hz頻譜圖

圖13 冷、熱機狀態下車內噪聲500～1 000 Hz頻譜圖

通過采集NVH惡化后發動機懸置主動端振動和曲軸位置信號及第1缸點火信號，發現曲軸旋轉2圈，產生了4次振動敲擊，且該振動為2階頻次，因此判斷惡化狀態的敲擊來自配氣機構，結果如圖14所示。

圖14 惡化狀態下發動機懸置振動頻譜圖

通過采集發動機標定數據發現，每次出現振動惡化現象時，均伴隨排氣VVT 的EVC（排氣氣門關閉角度）波動較大。該發動機采用全可變機油泵，在怠速發電工況下，機油泵的主油道壓力為130 kPa。張緊器位于排氣側，因此張緊器的壓力對排氣VVT 的穩定性影響更大。由于熱機狀態機油黏度較低，導致張緊器張緊力較小，進而導致排氣VVT的波動較大，并引起整個配氣機構的NVH 性能惡化。針對該發動機的張緊器系統，其優化方案及優化數據如表4所示。

表4 正時系統優化方案

將上述優化方案在實車上搭載，熱機狀態車內噪聲惡化現象消失，優化后發動機懸置主動端的振動如圖15所示。

圖15 優化后發動機懸置振動頻譜圖

4.4 基于RBF模型的主客觀預測

將曲軸系統優化方案和EVVT系統優化方案，以及正時系統優化方案在實車搭載，測得怠速發電工況車內噪聲結果如圖16所示。

圖16 優化后車內噪聲

通過對比圖3和圖16可知，優化后怠速發電工況下車內噪聲在1 000 Hz內改善明顯。

將原狀態和2 個優化方案帶入到RBF 模型中進行主觀評價預測，結果如表5所示。

表5 優化方案聲品質主、客觀參量

由表5 所示，優化TVD 樣件和點火提前角后，噪聲樣本聲品質有一定提升，其中響度、尖銳度、波動度、干擾度一定程度降低，粗糙度和音調度有所升高，通過RBF預測模型得到主觀評價結果為5.75分，較原狀態有一定程度提升。在優化方案1 的基礎上，控制EVVT 電機的轉速波動、減小減速器間隙、增大潤滑后，通過RBF預測模型得到主觀評價結果為6.25分；提升機油泵主油道壓力和優化張緊器參數，通過RBF 預測模型得到主觀評價結果為6.75分，進一步提升了該混動車型在怠速發電工況的聲品質。

5 結束語

本文通過建立發動機怠速聲品質回歸模型，并對各客觀參量進行貢獻度分析，根據分析結果優化發動機怠速聲品質，結果表明：

a.通過RBF方法建立該機型怠速聲品質主、客觀回歸模型，并對各客觀參量進行貢獻度分析，發現粗糙度特征對該汽油機怠速聲品質的貢獻度影響最大，為37.9%，說明該機型高頻噪聲突出。

b.通過降低曲軸系統扭振、增加正時系統穩定性、優化進排氣參數和點火角參數等，可以有效改善車內200～1 000 Hz的調制噪聲，提高車內怠速聲品質。

c.將優化方案帶入RBF 主、客觀預測模型中，主觀評價結果從5分提高到6.75分，優化效果顯著。