噪聲主觀評價的案例
王博聊聲學 | 音頻主觀評價方法 – MUSHRA
對評價者進行非正式或正式評價訓練非常重要，只有有經驗的評價者的數據才能被使用。一般情況下，不超過20人即可給出較好的結果。在正式評價之前，需要對評價者進行培訓。
每一次評價的音樂樣本一般不超過12個，例如，9個音樂樣本、1個隱藏的低品質錨點、一個隱藏的中等品質錨點和一個隱藏參考樣本。樣本的最大長度一般為10s，最好不超過12s，以避免評價者疲勞并縮短時間。音樂樣本需要做等響處理，以保證聽音者在相同的情況下進行評價。
每次評價時，
只對一個主觀屬性進行評分
，不能一次評價多個主觀屬性。如果需要獨立評價多個音樂屬性時，推薦首先評價基本音頻品質（Basic Audio Quality, BAQ）。BAQ是所有ITU相關標準里的核心，包含了音頻品質相關的所有方面，例如音色、立體聲像、清晰度、空間感、混響、諧波失真等等。對于系統損傷評定的情況，比如由于低比特率的音頻編解碼、聲音重放系統的限制等，BAQ可以用于評價其聲音與參考聲音之間的相似度或者差異。
評價者可以隨意切換參考信號和其他音樂樣本，以確保不同音樂樣本之間的差異可以在分值上體現出來。MUSHRA的評分在0–100之間，一般評價者的分值在20–80之間比較理想，這樣的評分尺度能夠很好地區分很小的主觀差異。
圖1 MUSHRA主觀評價的顯示界面
主觀評價完成后，需要剔除不可信的評價者，例如樣本的分辨能力比較弱、評分結果不一致或者給嚴重損傷的錨點信號賦予較高的分值等。
展開 汽車NVH性能主觀評價的常用術語解析
本文內容摘錄來自汽車NVH專家包益民博士的PPT講義《汽車NVH性能的主觀評估》
來源：汽車NVH之家
電動汽車電驅動高頻嘯叫噪聲評價方法研究
圖5 3款車的車內電機階次對比
3.2 TNR與主觀評分對比
考慮整個加速工況中聲音最顯著的時刻，將所有車型各階次最大的TNR列出，如圖6所示。由于TNR越大，表示單調噪聲越顯著；而主觀評價分值越小，表示噪聲越顯著。因此，將10-主觀評價分與TNR進行對比。從圖中可以看出，各個階次的TNR的趨勢與主觀評分的趨勢基本一致。因此，可使用TNR指標來評價電動車高頻嘯叫噪聲。
3.3 最大的TNR和聲壓級及頻率分布
TNR的限值與頻率相關。為確定電動車嘯叫噪聲TNR指標的一般要求，將所有車型最大的TNR與對應的頻率和最大的聲壓級與對應的頻率列出，如圖7～圖9所示。
圖6 各車型主要階次TNR與主觀評分對比
從圖7左圖看出：電機階次TNR最大值頻率位于2-8 kHz之間，幅值大小為0～5 dB。其中BOLT和DENZA幅值最小，為0；其次是Geely，LEAF和Model X，分別為2和3 dB；最大的是QIN和I3，幅值為5 dB。從圖7右圖看出，聲壓級所反映的規律與TNR完全不同：LEAF和Model X的聲壓級是最大的，超過30 dB（A）。因此，目標設定時不能簡單地要求電機階次噪聲小于30 dB（A）。應該首先設定TNR的目標，再計算背景噪聲下對應的聲壓級。
從圖9左圖看出：減速器輸出齒輪階次TNR最大值頻率位于500-700 Hz之間，幅值大小為0～9 dB；其中LEAF和Geely最小，分別為0和2 dB；其次是Model X，I3和DENZA，分別為4，6和7 dB；最大的是QIN和BOLT，分別為8和9 dB。
研究主要圍繞企業特定范圍內影響協調合作的共同要素展開，沒有結合具體企業的協調合作特征，而實踐活動中合作關系受多維因素綜合影響，在影響因素的提取方面可能存在一定的局限性。
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圖5 3款車的車內電機階次對比
3.2 TNR與主觀評分對比
考慮整個加速工況中聲音最顯著的時刻，將所有車型各階次最大的TNR列出，如圖6所示。由于TNR越大，表示單調噪聲越顯著；而主觀評價分值越小，表示噪聲越顯著。因此，將10-主觀評價分與TNR進行對比。從圖中可以看出，各個階次的TNR的趨勢與主觀評分的趨勢基本一致。因此，可使用TNR指標來評價電動車高頻嘯叫噪聲。
3.3 最大的TNR和聲壓級及頻率分布
TNR的限值與頻率相關。為確定電動車嘯叫噪聲TNR指標的一般要求，將所有車型最大的TNR與對應的頻率和最大的聲壓級與對應的頻率列出，如圖7～圖9所示。
圖6 各車型主要階次TNR與主觀評分對比
從圖7左圖看出：電機階次TNR最大值頻率位于2-8 kHz之間，幅值大小為0～5 dB。其中BOLT和DENZA幅值最小，為0；其次是Geely，LEAF和Model X，分別為2和3 dB；最大的是QIN和I3，幅值為5 dB。從圖7右圖看出，聲壓級所反映的規律與TNR完全不同：LEAF和Model X的聲壓級是最大的，超過30 dB（A）。因此，目標設定時不能簡單地要求電機階次噪聲小于30 dB（A）。應該首先設定TNR的目標，再計算背景噪聲下對應的聲壓級。
從圖9左圖看出：減速器輸出齒輪階次TNR最大值頻率位于500-700 Hz之間，幅值大小為0～9 dB；其中LEAF和Geely最小，分別為0和2 dB；其次是Model X，I3和DENZA，分別為4，6和7 dB；最大的是QIN和BOLT，分別為8和9 dB。
研究主要圍繞企業特定范圍內影響協調合作的共同要素展開，沒有結合具體企業的協調合作特征，而實踐活動中合作關系受多維因素綜合影響，在影響因素的提取方面可能存在一定的局限性。
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純電動汽車電機嘯叫噪聲優化
圖11 右懸置支架上安裝動力吸振器電機8階噪聲結構優化方案總體如表1所示:
表1 電機結構優化方案
3.5電機優化方案驗證效果
經整車試驗驗證，體現電機逆變器殼體三個優化方案及電機右懸置支架安裝動力吸振器后，車內電機8階噪聲在490Hz峰值較原狀態降低5dB（A），在580Hz峰值降低7dB（A），優化效果明顯，且電機8階噪聲水平基本在50dB（A）以下，主觀評價7分。電機8階噪聲優化效果如圖12所示：
圖12 車內電機8階噪聲優化前后對比
4.電機8階噪聲主客觀對應分析
4.1主觀評價方法
主觀評價是評判電機嘯叫噪聲水平的重要依據，主觀評價依據主觀評價表對電機嘯叫噪聲性能水平進行等級劃分，主觀評價基準如表2所示：
表2 主觀評價基準
4.2主客觀對應分析
本文中某純電動汽車電機8階嘯叫噪聲優化過程采用主觀評價和客觀測試相結合的方法，最終達成優化目標，主觀評價及客觀測試對應關系如表3所示：
表3 電機8階噪聲主客觀對應
5.結論
（1）本文研究了某純電動汽車電機8階嘯叫噪聲，通過激勵源與傳遞路徑分析，驗證出空氣傳遞是車內電機8階噪聲的主要路徑；
（2）通過整車試驗和CAE仿真分析相結合，提出電機結構改進方案，優化效果明顯，電機8階噪聲水平由55dB（A）降為50dB（A）；
（3）進行了電機8階嘯叫噪聲主觀評價與客觀測試對應分析。本文介紹的電機8階嘯叫噪聲優化方法可應用于整車狀態下電機噪聲的開發和驗證工作。
展開 純電動汽車電機嘯叫噪聲優化
電機8階噪聲優化效果如圖12所示：
圖12 車內電機8階噪聲優化前后對比
4 電機8階噪聲主客觀對應分析
4.1 主觀評價方法
主觀評價是評判電機嘯叫噪聲水平的重要依據，主觀評價依據主觀評價表對電機嘯叫噪聲性能水平進行等級劃分，主觀評價基準如表2所示：
表2 主觀評價基準
4.2 主客觀對應分析
本文中某純電動汽車電機8階嘯叫噪聲優化過程采用主觀評價和客觀測試相結合的方法，最終達成優化目標，主觀評價及客觀測試對應關系如表3所示：
表3 電機8階噪聲主客觀對應
5 結論
（1）本文研究了某純電動汽車電機8階嘯叫噪聲，通過激勵源與傳遞路徑分析，驗證出空氣傳遞是車內電機8階噪聲的主要路徑；
（2）通過整車試驗和CAE仿真分析相結合，提出電機結構改進方案，優化效果明顯，電機8階噪聲水平由55dB（A）降為50dB（A）；
（3）進行了電機8階嘯叫噪聲主觀評價與客觀測試對應分析。
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電機8階噪聲優化效果如圖12所示：
圖12 車內電機8階噪聲優化前后對比
4 電機8階噪聲主客觀對應分析
4.1 主觀評價方法
主觀評價是評判電機嘯叫噪聲水平的重要依據，主觀評價依據主觀評價表對電機嘯叫噪聲性能水平進行等級劃分，主觀評價基準如表2所示：
表2 主觀評價基準
4.2 主客觀對應分析
本文中某純電動汽車電機8階嘯叫噪聲優化過程采用主觀評價和客觀測試相結合的方法，最終達成優化目標，主觀評價及客觀測試對應關系如表3所示：
表3 電機8階噪聲主客觀對應
5 結論
（1）本文研究了某純電動汽車電機8階嘯叫噪聲，通過激勵源與傳遞路徑分析，驗證出空氣傳遞是車內電機8階噪聲的主要路徑；
（2）通過整車試驗和CAE仿真分析相結合，提出電機結構改進方案，優化效果明顯，電機8階噪聲水平由55dB（A）降為50dB（A）；
（3）進行了電機8階嘯叫噪聲主觀評價與客觀測試對應分析。
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電機8階噪聲優化效果如圖12所示：
圖12 車內電機8階噪聲優化前后對比
4 電機8階噪聲主客觀對應分析
4.1 主觀評價方法
主觀評價是評判電機嘯叫噪聲水平的重要依據，主觀評價依據主觀評價表對電機嘯叫噪聲性能水平進行等級劃分，主觀評價基準如表2所示：
表2 主觀評價基準
4.2 主客觀對應分析
本文中某純電動汽車電機8階嘯叫噪聲優化過程采用主觀評價和客觀測試相結合的方法，最終達成優化目標，主觀評價及客觀測試對應關系如表3所示：
表3 電機8階噪聲主客觀對應
5 結論
（1）本文研究了某純電動汽車電機8階嘯叫噪聲，通過激勵源與傳遞路徑分析，驗證出空氣傳遞是車內電機8階噪聲的主要路徑；
（2）通過整車試驗和CAE仿真分析相結合，提出電機結構改進方案，優化效果明顯，電機8階噪聲水平由55dB（A）降為50dB（A）；
（3）進行了電機8階嘯叫噪聲主觀評價與客觀測試對應分析。
展開 整車電機振動噪聲：某混合動力汽車電機噪聲分析和降噪設計
以某開發過程中的混合動力轎車動力總成為研究對象，針對其開發過程中出現的電機高頻噪聲過大問題，采取正向設計方法進行優化，提升了該電機的NVH性能，其聲品質有大幅提高。研究內容對工程實際具有指導意義。
關鍵詞
：混合動力電動汽車；NVH；電機
0 引言
混合動力電動汽車與傳統汽車相比結構差異較大．傳動系統及其運行模式作了改變。致使整車的振動噪聲與傳統車相比具有新特點，傳動系統在不同模式下表現出不同的NVH問題【I‘]，使得振動噪聲的控制更為復雜。較低的背景噪聲使得原來傳統汽車中被掩蓋的噪聲凸顯出來，電機的高頻電磁噪聲會嚴重降低車內噪聲的聲音品質，同時降低乘坐舒適性。另外。電機的高扭矩和高轉速特性對齒輪系統的高頻嘯叫噪聲控制提出了新挑戰，電動汽車動力總成振動噪聲問題不單單是發動機和變速器的結構噪聲和燃燒噪聲問題．傳動結構的變化導致發動機、電機、齒輪系統之間耦合振動更為復雜。目前針對電動汽車NVH研究的相關文獻較少。振動噪聲設計應該是正向設計而不是逆向設計。振動噪聲問題應該在設計階段就進行杜絕和優化，而不是出廠和售后問題。文中以某開發過程中的混合動力轎車動力總成為研究對象．對其開發過程中電機高頻噪聲過大問題進行正向設計，采取優化措施。提升了該電機的NVH性能。其聲品質有大幅提高，對工程實際有指導意義。
1 問題描述及NVH測試
該車型的動力傳動系由發動機、行星齒輪系統、主電機、電池組、后驅電機組成。樣車在試車階段純電動模式驅動。電機轉速6250r／min時，駕駛室存在高頻電磁噪聲，車內噪聲主觀評價較差，聲品質較差；另外起步階段電機的高頻電磁噪聲同樣較大。該電機為8極48槽(極對數p=4)同步電機，該混合動力汽車的動力傳動系簡圖如圖1所示。
展開 純電動汽車電機嘯叫噪聲優化
電機8階噪聲優化效果如圖12所示：
圖12 車內電機8階噪聲優化前后對比
4 電機8階噪聲主客觀對應分析
4.1 主觀評價方法
主觀評價是評判電機嘯叫噪聲水平的重要依據，主觀評價依據主觀評價表對電機嘯叫噪聲性能水平進行等級劃分，主觀評價基準如表2所示：
表2 主觀評價基準
4.2 主客觀對應分析
本文中某純電動汽車電機8階嘯叫噪聲優化過程采用主觀評價和客觀測試相結合的方法，最終達成優化目標，主觀評價及客觀測試對應關系如表3所示：
表3 電機8階噪聲主客觀對應
展開 純電動汽車電驅動總成NVH分析與優化研究
在整車WOT工況下，主觀測試優化后的減速器裝車噪聲試驗效果明顯要優于優化前。通過客戶LMS數據采集前端采集車內近場噪聲數據，將采集到的數據通過LMS Test.Lab數據分析軟件對近場噪聲進行噪聲階次分析，對裝車結果進行驗證。
通過驗證可知，2 000～4 000 r/min轉速范圍內，振動降低明顯，與車內噪聲趨勢一致，4 000 r/min以上，因試驗車輛轉速上升速率不一致，故不做對比。整車起步到2 000 r/min區間內，改善效果并不明顯。
從客戶兩次測試的對比數據中并未發現第22階噪聲曲線圖在650 Hz左右存在結構共振，但是從車內噪聲主觀評價上來說，1 600 ～ 2 000 r/min轉速范圍內的嘯叫問題確有改善。
結論
本文通過我公司某個電驅動總成項目客戶反饋存在NVH嘯叫問題，利用MASTA軟件對電驅動系統總成進行有限元計算分析，并找到對應的解決方案。該方案雖然解決了客戶提出的階次噪聲超標的問題，但是并沒有很好地解決低頻嘯叫的問題，試驗方法和分析方法仍需要進一步優化。我們仍然可以得到以下結論，供同領域的研究人員參考：
1）電驅動總成因集成度高，使得系統的耦合模態發生改變，使總成NVH問題變得更加復雜。
2）總成某個零部件的調整會影響整個系統的耦合模態。
3）可通過提高某些零部件的剛度來降低系統的動態響應，解決部分因傳遞路徑而引起的NVH嘯叫問題。
展開 
往復式真空泵管道噪聲抑制技術研究
由圖8可以看出，方案2短消聲器的消聲量為22 dB(A)，噪聲主觀圖4單擴張腔長消聲器傳遞損失曲線評價不佳，仍存在明顯異音，改變消聲腔的長度不能避免傳遞損失的通過頻率，但隨著傳遞損失曲線跨度的增大，通過頻率的個數在減少。從頻域圖中可以看出在3000 Hz附近出現明顯峰值，這與圖5給出的仿真結果一致。
由圖9可以看出，方案3串聯消聲器的消聲量為28 dB(A)，主觀評價噪聲較小，無“嘟嘟”噪聲產生。消聲器串聯后其消聲性能有一定的加強。從頻域圖上可以看出，噪聲主要集中在200 Hz以下的低頻噪聲，這是因為串聯消聲器在低頻處的消聲能力較弱，這與圖6給出的仿真結果一致。
3.2 真空泵流量損失驗證
綜合三種消聲方案來看，方案3串聯消聲器的消聲能力更強，且能夠實現全頻段消聲，無“嘟嘟”的管道噪聲產生，故選取方案3為最終消聲方案。
展開 汽車NVH分析與控制
o 車身局部造型與風噪控制
o 風噪的測量、分析與評價
第二天
第三部分 傳遞路徑分析與控制
● 車身結構振動與聲輻射分析與控制
o 車身整體振動
o 車身局部振動與聲輻射
o 車身靈敏度
● 聲學包裝分析
o 車身靜態密封與動態密封
o 車身吸聲
o 車身隔聲
o 聲學包裝的應用
● 底盤振動傳動路徑分析與控制
o 輪胎的噪聲與振動
o 底盤結構聲傳遞與控制
o 副車架引起的轟鳴聲控制
● 動力總成懸置系統設計
o 振動隔離分析
o 懸置系統的設計要求
o 隔振器的類型
o 動力總成懸置優化設計
o 支架附件帶來的NVH問題及控制
第四部分 人體響應分析
● 主觀評價與客觀評價
o 人體對聲音與振動的感知特征
o 噪聲與振動的主觀評價
o 噪聲與振動的客觀測試
● 汽車聲品質
o 聲品質的基本問題
o 動力聲品質
o 關門聲品質
o 電器聲品質
● 噪聲與振動的主動控制
o 主動控制
展開 電動汽車NVH優化
圖10 某新能源車電驅總成聲學包裹
圖11 某新能源車電驅總成加包裹前后車內噪聲對比
3 結論
電驅總成在整車起步、加速、減速等各工況運行中，表現出不同的噪聲問題。基于試驗和CAE 分析，識別出具體原因，并加以針對性解決。通過采取總成殼體結構加強、電機轉子斜極設計、減速器齒輪修形、控制策略調試、傳遞路徑優化和加聲學包裹等措施，最終實現電驅總成降噪：24 階噪聲降低8 dB，48 階噪聲降低5 dB；減速器27 階嘯叫降低10 dB；電控噪聲基本聽不到。整體上電驅總成主觀評價提升到6.75 分，僅在起步階段有輕微“嗚嗚”聲，此電驅系統NVH 性能在競品對標中處于領先水平。同時通過此案例，為電驅總成噪聲系統性的解決方案積累了經驗。
展開 發動機半階次振動引起的車內聲品質問題分析和改進
［摘要］本文中對加速車內噪聲的粗糙感進行了分析和改進。首先通過對加速車內噪聲頻譜特性的分析，確定了半階次噪聲是引起車內噪聲粗糙感的主要原因。接著對可能的傳遞路徑進行了排查，結果表明車內的半階次噪聲主要來自于動力總成的振動，并通過變速器懸置側支架傳遞到車內。最后采用了降低動力總成懸置剛度和提高懸置支架動剛度的方案，有效減小了車內噪聲的粗糙感，提高了整車加速噪聲品質。
前言
隨著消費者對汽車品質要求的不斷提高，車內噪聲的品質問題受到了更多的關注。這對從事汽車振動噪聲研究的學者和從事產品開發的工程師提出了更高的要求。目前對汽車聲品質的研究成為了國內外學者研究的重點。加速車內噪聲是評價車輛NVH性能的一個重要的指標。加速工況也是常用工況，如果加速過程車內噪聲品質較差，往往會降低消費者對產品品質的評價，甚至引起抱怨和投訴。
國外對車內加速聲品質的研究開展的較早，Terazawa等人研究了加速車內聲品質的分析和評價方法，分析了加速車內噪聲的頻率成分對車內聲品質的影響；Wang等人研究了曲軸和飛輪的彎曲剛度對加速車內聲品質的影響；Croker等人研究了利用傳遞路徑分析技術預測動力總成振動優化對車內噪聲聲品質的影響；Deighan等人論述了基于有限元、動力學結合傳遞路徑分析方法預測車內加速聲品質的前沿技術。國外對車內加速聲品質的研究涵蓋了聲品質的測試和評價方法、影響因素的理論分析、聲品質的改進和優化方法以及加速聲品質的設計等方面。
國內對汽車聲品質的研究重點集中在車內聲品質預測和評價方法上。研究工況也主要聚焦在汽車怠速、勻速等穩定運行工況。對加速工況汽車聲品質的研究較少，尤其是對動力總成導致的加速車內聲品質問題研究更少。2016年浙江大學楊文英等人研究了曲軸的扭轉振動對加速過程車內聲品質的影響，除此之外鮮有報道。
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