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        車(chē)內(nèi)聲品質(zhì)主觀評(píng)價(jià)模型及中頻噪聲優(yōu)化*

        2020-05-28 06:26:28王坤祥韓晨揚(yáng)楊鄂川
        汽車(chē)工程 2020年5期
        關(guān)鍵詞:聲腔聲壓級(jí)頻段

        張 勇,孟 天,王坤祥,韓晨揚(yáng),楊鄂川

        (1.重慶理工大學(xué)車(chē)輛工程學(xué)院,重慶 400054; 2.重慶理工大學(xué),汽車(chē)零部件先進(jìn)制造技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,重慶 400054;3.重慶市車(chē)輛檢測(cè)研究院有限公司,重慶 400054)

        前言

        隨著汽車(chē)工業(yè)的發(fā)展,汽車(chē)NVH技術(shù)也發(fā)展得愈加成熟,車(chē)內(nèi)噪聲問(wèn)題成為衡量汽車(chē)品質(zhì)的重要指標(biāo)[1]。特種車(chē)車(chē)內(nèi)噪聲會(huì)影響到駕乘人員的反應(yīng)速度以及接受和識(shí)別各種信號(hào)的能力,因此對(duì)特種車(chē)車(chē)內(nèi)噪聲的研究有十分重要的意義?!奥暺焚|(zhì)”的概念最早于20世紀(jì)80~90年代初提出,其定義為反映人對(duì)聲音的主觀感受。2007年,韓國(guó)仁荷大學(xué)Kim Sung Jong等[2]引入神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)對(duì)客車(chē)車(chē)內(nèi)聲品質(zhì)進(jìn)行了研究,在試驗(yàn)的基礎(chǔ)上利用人工神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)建立了聲品質(zhì)主客觀評(píng)價(jià)間的聯(lián)系,從而實(shí)現(xiàn)了聲品質(zhì)的客觀評(píng)價(jià),從此神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)與聲品質(zhì)的結(jié)合應(yīng)用開(kāi)始被廣泛應(yīng)用。對(duì)于車(chē)內(nèi)中頻噪聲的預(yù)測(cè),國(guó)內(nèi)外學(xué)者主要采用有限元 統(tǒng)計(jì)能量混合(FE-SEA)方法。2011年 Qin Xiaolong等[3]使用混合 FESEA方法對(duì)車(chē)輛結(jié)構(gòu)中頻噪聲進(jìn)行分析,建立了車(chē)輛的混合FE-SEA模型在200~500 Hz范圍內(nèi)對(duì)車(chē)輛的聲固耦合系統(tǒng)進(jìn)行預(yù)測(cè),并驗(yàn)證了該方法的正確性。2013年Xu Hongmei等[4]在搭建車(chē)輛的混合FE-SEA模型中簡(jiǎn)化前圍板為FE子系統(tǒng),并對(duì)前圍板的中頻聲傳遞損失進(jìn)行了預(yù)測(cè)。同年,Chen等[5]建立了轎車(chē)混合FE-SEA模型,完成了對(duì)車(chē)內(nèi)中頻噪聲仿真預(yù)測(cè),并通過(guò)對(duì)前風(fēng)窗玻璃的材料屬性進(jìn)行修改,不僅使主駕駛員頭部聲腔的噪聲降低,而且使整車(chē)質(zhì)量更輕。本文中建立了某特種車(chē)車(chē)內(nèi)噪聲主觀評(píng)價(jià)煩躁度和聲品質(zhì)客觀參數(shù)間的Kriging模型,利用頻段濾波結(jié)合Kriging模型分析了影響車(chē)內(nèi)噪聲主觀煩躁度的主要頻段,并采用FE-SEA的方法,建立特種車(chē)混合FE-SEA模型,對(duì)車(chē)內(nèi)中頻噪聲進(jìn)行分析,并提出降低車(chē)內(nèi)噪聲的改進(jìn)措施。

        1 聲樣本的采集、處理及主觀評(píng)價(jià)實(shí)驗(yàn)

        聲樣本的采集實(shí)驗(yàn)條件參照標(biāo)準(zhǔn)GB/T14365—1993《聲學(xué)機(jī)動(dòng)車(chē)輛定置噪聲測(cè)量方法》[6]、GB/T18697—2002《聲學(xué)汽車(chē)車(chē)內(nèi)噪聲測(cè)量方法》[7]。實(shí)驗(yàn)過(guò)程中,采用的主要儀器設(shè)備有LMS Test.lab數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)、朗德人工頭HMSIV0、三向加速度傳感器和傳聲器。實(shí)驗(yàn)設(shè)備和部分測(cè)點(diǎn)位置如圖1所示。樣本采集實(shí)驗(yàn)中選取了3輛不同型號(hào)的特種車(chē),實(shí)驗(yàn)工況包括空擋(750,1 350,2 000,2 500 r/min),2~4擋(30,40 km/h),4擋(50 km/h)和 4與5擋(60,70,80 km/h)。共有 17種工況,實(shí)驗(yàn)共得到68個(gè)有效噪聲樣本(盡量均勻包含了17個(gè)工況)。

        圖1 人工頭HMSIV0和駕駛員處測(cè)點(diǎn)

        聲品質(zhì)的主觀評(píng)價(jià)是以評(píng)價(jià)實(shí)驗(yàn)的形式對(duì)評(píng)價(jià)對(duì)象進(jìn)行描述,再通過(guò)統(tǒng)計(jì)學(xué)方法來(lái)獲得合適的評(píng)價(jià)術(shù)語(yǔ)以描述主觀感知特征,最終對(duì)聲品質(zhì)進(jìn)行區(qū)分評(píng)價(jià)[8]。常用的有等級(jí)評(píng)分法、簡(jiǎn)單排序法、成對(duì)比較法和語(yǔ)義細(xì)分法等。本文中選擇了等級(jí)評(píng)分法進(jìn)行試驗(yàn),以煩躁度作為聲音屬性,把等級(jí)分為了0~10的11個(gè)等級(jí)來(lái)進(jìn)行主觀評(píng)價(jià),0分表示聲樣本非常好聽(tīng),可接受度非常高,10分則表示難以接受,煩躁程度達(dá)到極限,如表1所示。

        表1 聲品質(zhì)煩躁度等級(jí)

        本次主觀評(píng)價(jià)實(shí)驗(yàn)選取了35名評(píng)價(jià)人員,身體狀況健康且聽(tīng)力正常。男女人數(shù)分別為30和5名;有聲學(xué)評(píng)價(jià)經(jīng)驗(yàn)者10名;有駕駛經(jīng)驗(yàn)者23名。每個(gè)聲音重復(fù)聽(tīng)3次,間隔時(shí)間為3 s,之后有10 s的時(shí)間對(duì)該聲音文件進(jìn)行評(píng)價(jià)。由于多種干擾因素和評(píng)價(jià)者主觀評(píng)價(jià)的差異存在,致使所得結(jié)果值不完全準(zhǔn)確可靠,為獲得有效的結(jié)果值,需要進(jìn)行有關(guān)的數(shù)據(jù)檢驗(yàn)與剔除,表2為實(shí)驗(yàn)得到的部分主觀評(píng)價(jià)值。

        表2 部分主觀評(píng)價(jià)值

        在獲得的35份評(píng)價(jià)數(shù)據(jù)中進(jìn)行數(shù)據(jù)檢驗(yàn),使用Spearman相關(guān)系數(shù)為標(biāo)準(zhǔn),剔除掉不穩(wěn)定的評(píng)價(jià)人員序號(hào),保留相關(guān)系數(shù)較高的18位評(píng)價(jià)主體。為保證結(jié)果的可靠性,對(duì)剩下的評(píng)價(jià)主體進(jìn)行了K-均值聚類(lèi)分析,把評(píng)價(jià)者分為4類(lèi)。表3為聚類(lèi)分析的結(jié)果,剔除評(píng)價(jià)者最少的第3組。對(duì)剩下的評(píng)價(jià)主體的結(jié)果進(jìn)行算術(shù)平均,最終得到煩躁度主觀評(píng)價(jià)等級(jí)值。

        表3 聚類(lèi)分析分類(lèi)

        使用Head Acoustics公司的ArtimiS軟件對(duì)68個(gè)聲樣本進(jìn)行5種心理聲學(xué)客觀參數(shù)的計(jì)算。分別為總響度(Zwicker響度)、粗糙度、尖銳度、響度和AI指數(shù)。最終得到特種車(chē)車(chē)內(nèi)聲樣本的客觀參數(shù)值和煩躁度主觀評(píng)價(jià)值,如表4所示。

        表4 客觀參數(shù)與主觀評(píng)價(jià)值

        2 Kriging模型的建立與檢驗(yàn)

        Kriging近似模型是用于估計(jì)方差最小的無(wú)偏最優(yōu)估計(jì)模型,由局部偏差與全局模型組合而成。統(tǒng)計(jì)學(xué)上,此模型的基礎(chǔ)是變量的變異性和相關(guān)性,是一種在一定的區(qū)間內(nèi)對(duì)變量值進(jìn)行無(wú)偏估計(jì)的方法。Kriging近似模型有如下表達(dá)式:

        式中:fi(x)為第 i個(gè)已知回歸函數(shù),一般取定值;βi為回歸模型的權(quán)重系數(shù);z(x)為近似模型產(chǎn)生的偏差,為服從(0,σ2)標(biāo)準(zhǔn)正態(tài)分布的一個(gè)隨機(jī)過(guò)程。z(x)的協(xié)方差為

        式中:xi和xj為任意兩個(gè)采樣點(diǎn);σ2為過(guò)程方差;R(xi,xj)為相關(guān)函數(shù);i=1,2,…,n,j=1,2,…,n(n為樣本點(diǎn)數(shù))。常用的 R(xi,xj)為高斯函數(shù),表示為

        式中:k為空間維度;θ為相關(guān)函數(shù)值隨|xik-xjk|的變化程度;p為模型平滑度。

        為方便公式表示,有如下定義:

        對(duì)未知點(diǎn)x處響應(yīng)值y(x)的最佳線性估計(jì)表示為

        根據(jù)表4建立5種心理聲學(xué)客觀參數(shù)與主觀評(píng)價(jià)值之間的Kriging近似模型。通常模型的預(yù)測(cè)精度用復(fù)相關(guān)系數(shù)R2(R-Square)、均方根誤差RMSE(root mean square error)和最大絕對(duì)誤差 MAPE(maximum absolute percentage error)進(jìn)行評(píng)估。利用交叉驗(yàn)證方法進(jìn)行誤差分析,得到該模型的R2=0.984,MAPE=0.09,RMSE=0.042,滿足模型精度要求,主觀評(píng)價(jià)值的預(yù)測(cè)值與實(shí)際值誤差散點(diǎn)圖如圖2所示。

        圖2 誤差散點(diǎn)圖

        3 濾波分析

        將 24個(gè)頻帶劃分成6段(0-2,2-5,5-9,9-13,13-18和18-24 Bark)分別進(jìn)行帶阻濾波同時(shí)計(jì)算上述5種心理聲學(xué)參數(shù),將參數(shù)矩陣作為Kriging模型的輸入,得到主觀評(píng)價(jià)預(yù)測(cè)值,如圖3所示。由于進(jìn)行的是帶阻濾波,故濾波后主觀評(píng)價(jià)值相差越大,說(shuō)明該頻段對(duì)主觀評(píng)價(jià)值的影響越大。提取濾波前后主觀評(píng)價(jià)值相差最大的3者,按差值由大到小排列,如表5所示。

        圖3 不同工況頻段濾波后主觀評(píng)價(jià)預(yù)測(cè)圖

        表5 頻段對(duì)主觀評(píng)價(jià)值影響程度表

        由表5可知:1 350 r/min工況時(shí)0-200 Hz頻段對(duì)主觀評(píng)價(jià)值影響最大;2 500 r/min工況時(shí)200-500 Hz頻段對(duì)主觀評(píng)價(jià)值影響最大;2擋30 km/h工況時(shí)500-1 000 Hz對(duì)主觀評(píng)價(jià)值影響最大;4擋50 km/h工況時(shí)2 000-4 000 Hz對(duì)主觀評(píng)價(jià)值影響最大。總結(jié)發(fā)現(xiàn),在空擋工況下對(duì)車(chē)內(nèi)聲品質(zhì)的主觀評(píng)價(jià)值影響較大的頻段主要是中低頻階段,并且隨著速度的提升影響主觀評(píng)價(jià)值的主要頻段轉(zhuǎn)向中頻及中高頻。因此下文主要針對(duì)車(chē)內(nèi)中頻噪聲(200-1 000 Hz)進(jìn)行分析和降噪。

        4 車(chē)內(nèi)中頻噪聲分析與降噪改進(jìn)

        有限元 統(tǒng)計(jì)能量混合法即FE-SEA法,是中頻噪聲分析的主要方法。采用VA One軟件的FE-SEA方法,建立整車(chē)FE-SEA模型,對(duì)車(chē)內(nèi)中頻段噪聲進(jìn)行仿真分析,并提出車(chē)內(nèi)噪聲優(yōu)化方案。

        4.1 FE-SEA方法原理與模型建立

        混合FE-SEA法中子系統(tǒng)分成確定子系統(tǒng)(FE子系統(tǒng))和非確定性子系統(tǒng)(SEA子系統(tǒng))兩類(lèi),對(duì)確定性子系統(tǒng)采用有限元法分析,對(duì)非確定子系統(tǒng)采用統(tǒng)計(jì)能量法進(jìn)行計(jì)算。其中,分別用q1和q2表示確定性子系統(tǒng)和非確定性子系統(tǒng)的位移響應(yīng);用來(lái)表示子系統(tǒng)包含的所有自由度。FE子系統(tǒng)的非耦合運(yùn)動(dòng)方程為

        式中:Dd為邊界連接處FE子系統(tǒng)的動(dòng)剛度矩陣;fd為作用在q的外部激勵(lì)向量。

        則第k個(gè)子系統(tǒng)的非耦合運(yùn)動(dòng)方程表達(dá)式為

        式中:fext為外部激勵(lì)作用于耦合系統(tǒng)上的載荷向量;N為混合系統(tǒng)中SEA子系統(tǒng)的總數(shù);Dtot為FE子系統(tǒng)的總體動(dòng)態(tài)剛度矩陣。整理式(7)成系統(tǒng)的平均互譜形式:

        式中:〈.〉為整體的平均;D-Htot為矩陣共軛轉(zhuǎn)置求逆的運(yùn)算;〈Sff〉為互譜力的期望?!碨ff〉的計(jì)算公式為

        整理式(7)~式(10),可得

        式中:Ek為子系統(tǒng)k的總能量;nk為子系統(tǒng)k的模態(tài)密度。

        第k個(gè)混響場(chǎng)的功率平衡方程為

        式中:P(k)in,dir為第k個(gè)SEA子系統(tǒng)的直接場(chǎng)功率輸入;P(k)out,rev為混響場(chǎng)的功率輸出;Pdiss,k為在第k個(gè)子系統(tǒng)中的功率損耗。

        將式(16)展開(kāi),以矩陣的形式表示混響場(chǎng)整體平均響應(yīng):

        在整車(chē)混合 FE-SEA模型中,結(jié)合相關(guān)準(zhǔn)則[9-11]和方法,對(duì)整車(chē)的子系統(tǒng)進(jìn)行了詳細(xì)的劃分最終建立出整車(chē)的混合模型,如圖4所示。

        圖4 整車(chē)的混合FE-SEA模型

        由于工況較多,本文中對(duì)車(chē)內(nèi)噪聲的預(yù)測(cè)主要是針對(duì)怠速2 500 r/min工況,減少了路面不平度的激勵(lì)和車(chē)輛行駛時(shí)空氣的脈動(dòng)壓力對(duì)車(chē)內(nèi)噪聲的影響,只考慮了發(fā)動(dòng)機(jī)4個(gè)懸置處的激勵(lì)、分動(dòng)箱2個(gè)懸置處的激勵(lì)和發(fā)動(dòng)機(jī)艙與分動(dòng)箱的聲輻射激勵(lì),計(jì)算得到200-1 000 Hz范圍內(nèi)噪聲的1/3倍頻程聲壓級(jí)響應(yīng),駕駛員和副駕駛員頭部聲腔聲壓級(jí)仿真值與實(shí)驗(yàn)值對(duì)比如圖5所示。

        圖5 仿真值與實(shí)驗(yàn)值對(duì)比

        由圖5可知,在200-1 000 Hz頻率范圍內(nèi),駕駛員和副駕駛員頭部聲腔的聲壓級(jí)仿真值與實(shí)驗(yàn)值,雖然存在一定誤差但變化趨勢(shì)整體一致。計(jì)算兩聲腔各中心頻率處仿真值與實(shí)驗(yàn)值的絕對(duì)誤差百分比,得出各中心頻率處的誤差均小于5%,該工況下駕駛員和副駕駛員頭部聲腔的總聲壓級(jí)對(duì)比如表6所示。由表6可知,駕駛員和副駕駛員頭部聲腔的總聲壓級(jí)的仿真值與實(shí)驗(yàn)值的絕對(duì)誤差百分比均小于3%。參考相關(guān)文獻(xiàn)可知[12],該誤差百分比能夠滿足模型的預(yù)測(cè)精度。

        表6 仿真值與實(shí)驗(yàn)值的總聲壓級(jí)對(duì)比

        4.2 車(chē)內(nèi)中頻噪聲貢獻(xiàn)度分析及優(yōu)化

        在VA One中的板塊貢獻(xiàn)度可由功率流分析的方法獲得。借助功率流分析可對(duì)各個(gè)SEA子系統(tǒng)的輸入功率進(jìn)行排序,進(jìn)而得到對(duì)車(chē)內(nèi)中頻噪聲貢獻(xiàn)較大的SEA子系統(tǒng)。該工況下的車(chē)內(nèi)駕駛員頭部聲腔和下部聲腔的功率輸入如圖6和圖7所示。

        圖6 駕駛員頭部聲腔功率輸入

        圖7 駕駛員下部聲腔功率輸入

        由圖6可知,對(duì)駕駛員頭部聲腔功率輸入較大的SEA子系統(tǒng)有左前風(fēng)窗玻璃、左中門(mén)玻璃、左前頂蓋、左前門(mén)玻璃、左前門(mén)框上部和駕駛員下部聲腔。

        由圖7可知,對(duì)駕駛員下部聲腔功率輸入較大的SEA子系統(tǒng)分別包括左前門(mén)框、防火墻下部、防火墻上部、左中門(mén)、地板左1、地板左2、左前門(mén)。同時(shí)由圖6和圖7可以看出,各子系統(tǒng)在不同的中心頻率的功率輸入也不相同,為更清晰地對(duì)比各SEA子系統(tǒng)在不同中心頻率處對(duì)駕駛員頭部和下部聲腔的貢獻(xiàn)量,列出了部分中心頻率處各個(gè)子系統(tǒng)對(duì)駕駛員聲腔的能量貢獻(xiàn)量統(tǒng)計(jì)柱狀圖,如圖8和圖9所示。

        圖8 各子系統(tǒng)對(duì)駕駛員頭部聲腔的功率輸入

        圖9 各子系統(tǒng)對(duì)駕駛員下部聲腔的功率輸入

        由圖8和圖9可知,貢獻(xiàn)較大的板件包括左前頂蓋、左前門(mén)玻璃擋框、地板左1、防火墻下部、防火墻上部、地板左2、左前門(mén)框、左中門(mén)、左前門(mén)。對(duì)車(chē)內(nèi)中頻噪聲的優(yōu)化主要考慮對(duì)以上各板件進(jìn)行NCT處理。

        多孔吸聲材料具有大量的細(xì)微孔隙,當(dāng)聲波入射到材料表面時(shí),一部分被表面反射,另外一部分則進(jìn)入材料孔隙引起孔中空氣和細(xì)小的纖維振動(dòng),由于空氣的黏滯性和纖維的導(dǎo)熱性,導(dǎo)致部分聲能轉(zhuǎn)換為熱能,從而被吸收和耗散使得聲能衰減。多孔吸聲材料的吸聲系數(shù)也會(huì)隨著入射聲波的頻率而發(fā)生變化,隨著頻率的升高,空隙中的空氣在單位時(shí)間內(nèi)的振動(dòng)次數(shù)也隨之增加,對(duì)聲能的效果也會(huì)越明顯。故本文中對(duì)中頻噪聲的優(yōu)化主要采用多孔吸聲材料。針對(duì)防火墻的NCT處理分為防火墻內(nèi)側(cè)和外側(cè),對(duì)防火墻的外側(cè)采用一層多孔吸聲材料處理;防火墻內(nèi)側(cè)和左前頂蓋、左前門(mén)玻璃擋框、地板左1、地板左2、左前門(mén)框、左中門(mén)、左前門(mén)采用多層多孔吸聲材料處理。汽車(chē)內(nèi)飾中敷設(shè)的多孔吸聲材料的厚度直接影響到車(chē)內(nèi)聲壓級(jí)響應(yīng),考慮到車(chē)內(nèi)空間和使用的方便性,添加的噪聲控制處理材料不能太厚且質(zhì)量不宜過(guò)大。通過(guò)查閱資料和相關(guān)文獻(xiàn)[13-14],采用樹(shù)脂纖維對(duì)防火墻外側(cè)進(jìn)行處理,防火墻內(nèi)側(cè)、左前頂蓋等指向聲腔一側(cè)的第1層用模壓氈,第2層用PU泡沫進(jìn)行處理。

        在VA One軟件中,在對(duì)應(yīng)的各SEA子系統(tǒng)上進(jìn)行相應(yīng)的NCT處理,仿真計(jì)算出車(chē)內(nèi)駕駛員頭部聲腔的各中心頻段的聲壓級(jí)響應(yīng)和總聲壓級(jí)。優(yōu)化前后駕駛員頭部聲腔的聲壓級(jí)響應(yīng)對(duì)比結(jié)果如圖10所示,各中心頻率處聲壓級(jí)對(duì)比如表7所示。

        圖10 優(yōu)化前后駕駛員頭部聲壓級(jí)響應(yīng)對(duì)比

        由圖10和表7可知,優(yōu)化后的駕駛員頭部聲腔聲壓級(jí)在各中心頻率相比優(yōu)化前均有降低,且在200-1 000 Hz范圍內(nèi),隨各中心頻率升高減幅逐漸增大,在1 000 Hz中心頻率處減幅最大,其值達(dá)到了0.9393dB(A)。最后對(duì)駕駛員頭部聲腔總聲壓級(jí)進(jìn)行對(duì)比,優(yōu)化前駕駛員頭部聲腔總聲壓級(jí)為81.251 9 dB(A),優(yōu)化后駕駛員頭部聲腔總聲壓級(jí)為80.792 4 dB(A),總聲壓級(jí)降低0.459 5 dB(A)。

        表7 優(yōu)化前后駕駛員頭部聲壓級(jí)響應(yīng)對(duì)比

        5 結(jié)論

        本文中建立了主觀評(píng)價(jià)煩躁度和聲品質(zhì)客觀參數(shù)之間的Kriging模型,通過(guò)頻段濾波分析可知,在空擋工況下對(duì)聲品質(zhì)主觀評(píng)價(jià)等級(jí)影響較大的主要是中低頻段,且隨著速度升高影響主觀評(píng)價(jià)等級(jí)的主要頻段轉(zhuǎn)向中頻及中高頻段。

        建立了混合FE-SEA模型計(jì)算車(chē)內(nèi)中頻噪聲,通過(guò)板件貢獻(xiàn)度分析確定了對(duì)中頻噪聲貢獻(xiàn)較大的板件,并對(duì)貢獻(xiàn)量較大的板件進(jìn)行優(yōu)化處理。對(duì)比怠速2 500 r/min工況下聲壓級(jí)響應(yīng),在各中心頻率均有所降低,在1 000 Hz中心頻率處減幅達(dá)到了0.939 3 dB(A),優(yōu)化后比優(yōu)化前的車(chē)內(nèi)中頻噪聲的總聲壓級(jí)降低了0.459 5 dB(A),有效降低了車(chē)內(nèi)場(chǎng)點(diǎn)的中頻噪聲。

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