内前围隔音垫隔声性能研究

罗竹辉， 贺才春， 罗仡科， 周熙盛， 颜 猛， 郭福林

(株洲时代新材料科技股份有限公司, 湖南 株洲 412007)

发动机噪声是汽车主要噪声源，前围板总成是发动机噪声向乘员舱传递路径中最重要的子系统，发动机噪声向乘员舱传播时，一部分声能被前围钣金靠近发动机舱侧的外前围隔音垫吸收，另一部分声能会透过前围钣金件，为了进一步减小发动机噪声向乘员舱内的传播，在前围钣金靠近乘员舱侧安装覆盖面积更大、具有吸隔声复合性能的内前围隔音垫，对透射声能进行吸收和阻隔。因此，内前围隔音垫声学性能研究具有重要意义。

众多学者对内前围声学设计和声学性能进行了大量研究。Jain等[1]通过改变吸声层材料类型、厚度以及隔声层面密度来改善传递损失，Moritz等[2]通过对大量不同材料进行隔声性能的测试，选取了隔声性能—重量比大的材料，在保证不减弱内前围隔声性能的同时，来减轻内前围的质量，Musser[3]通过统计能量分析(Statistical Energy Analysis，SEA)方法对内前围等车辆声学包进行了优化，在保证内前围质量、成本的前提下，得到了性能最优的声学包设计方案，Zhang等[4]设计了软硬层毛毡组成的内前围，根据其吸隔声综合性能优势来达到轻量化的目的，并利用SEA法建立整车简化模型进行了设计验证，邓江华[5]通过理论分析、仿真分析和实验方法对内前围不同结构形式、不同覆盖率、不同泄露面积对隔声性能的影响进行了研究，丁政印等[6]针对镁合金前围板设计了两种内前围，并对其声学性能进行了试验。由于内前围为多层材料组成、每一层材料又有多种类型、厚度可供选择，因此针对不同车辆的不同要求，需要对内前围进行声学设计。

内前围隔音垫等汽车声学零部件一般都是形状非常复杂的异形件，直接对其进行性能的研究费时费力、成本高，因此，对具有相同隔声结构的平面件进行性能研究是常用的手段，本文对某乘用车内前围隔音垫平面件隔声性能进行研究(后文内前围隔音垫性能均指平面件的隔声性能)，首先对其隔声性能进行仿真分析，并开展测试试验，最后进行隔声性能的优化设计，确定较优的设计参数。

1 内前围隔音垫隔声结构

内前围隔音垫典型隔声结构分类，如图1所示。共5种典型的隔声结构，按材料层数可以分为两层、三层以及多层，按是否含隔音片材(如EVA(Ethylene-vinyl Acetate Copolymer)、EPDM(Ethylene Propylene Diene Monomer)、PVC(Polyvinyl Chloride等)可以分为A类和B类。A类隔声结构中含隔音片材和低密度吸声材料(PU(Polyurethane)发泡、毛毡等)，B类隔声结构中不含隔音片材，但其高密度吸声材料(高密度硬质毛毡)主要起隔声作用，同时具有一定的吸声作用。隔音片材层和高密度吸声材料层也称为重层或者隔声层，低密度吸声材料也称为吸声层、软层或解耦层。根据类型和层数，可将图1中不同的隔声结构表示为A2、A3、B2、B3、B5等五种类型。

图1 内前围隔音垫典型隔声结构分类

EVA+PU发泡是常见的内前围隔音垫隔声结构，如图2所示。EVA具有优良的隔音、耐水、可加工性能。泡沫具有质轻、柔软、回弹性和耐久性优良、耐冲击的特点，具有优良的吸声性能，且PU的充型能力良好，可加工成复杂形状的结构。使用EVA+PU隔声结构，贴附于汽车防火墙钣金件可组成隔声性能非常优良的隔声—吸声—隔声形式的复合隔声结构。本文研究的乘用车内前围隔声结构均为该种结构。

图2 EVA+PU隔声结构

2 仿真分析

隔声结构的隔声性能可以通过理论计算、测试和仿真分析等手段获得。对于较大面积的隔声结构，可采用混响室-消声室法进行隔声性能测试，如图3所示。相邻而建的声学试验室，一侧为混响室，另一侧为消声室(半消声室)，在两个房间之间的壁面上开一个窗口，用于安装被测试件。混响室作为发声室，半消声室作为接收室，发声室的无指向声源发出稳定的白噪声，在混响室内形成均匀的扩散声场，通过测量接收室一侧试件表面的平均声强级和混响室的平均声压级，可计算出试件的隔声量。

图3 混响室-消声室隔声量测试示意图

为了模拟混响室-消声室隔声性能测试这一过程，在LMS Virtual.lab中建立内前围隔音垫平面件隔声量计算有限元计算模型。混响室和消声室分别用发声侧空气声学网格、接收侧空气声学网格模拟，EVA和钢板定义为结构网格，尺寸为830 mm×830 mm(与后续试验测试一致)，PU采用Johnson-Champoux-Allard等效流体模型。将两个声学网格的外轮廓面定义为AML(Automatically Matched Layer)属性，混响室一侧的AML面接收声源，声音依次通过混响室声学网格、内前围隔音垫平面件结构网格到达半消声室声学网格，最后通过半消声室声学网格外缘的AML面向外辐射，不发生反射，以模拟消声室的自由声场环境。结构网格的两侧表面分别与相邻的声学网格表面建立声振耦合面，结构网格采用自由边界条件。用分散布局在球面上的12个面声源来模拟混响室的扩散声场，球面半径为10 m，面声源声压为1 Pa。计算频率为100～4 000 Hz的1/3倍频程中心频率，计算方法为直接声振耦合法，通过读取平面件发声侧和接收侧两侧表面声功率来计算隔声量。

建立的内前围隔音垫平面件隔声量计算仿真分析模型，如图4所示。通过测试、逆向求解等[7-8]方式，得到仿真分析模型使用材料参数，如表1所示。由于结构网格采用自由边界条件，因此，仿真分析的精度主要取决于材料参数特别是吸声材料参数的准确性。

图4 内前围隔音垫隔声量计算仿真分析模型

EVA钢板PU厚度/mm密度杨氏模量泊松比2．516702．1×1090．4厚度密度杨氏模量泊松比0．778002×10110．3厚度/mm密度孔隙率流阻率/(Pas·m-2)曲率黏性特征长度/mm热效特征长度/mm20550．95167965．40．160．1620500．98123865．20．890．4920600．89196804．10．510．69

3 仿真分析模型校验

根据图2所示的混响室-消声室隔声测试原理，对与仿真分析所用的内前围隔音垫平面件的隔声性能进行测试，如图5所示。测试时，使用专用隔声工装对平面件加以密封安装，钢板面向混响室侧，EVA面向半消声室侧。

测试和仿真分析得到内前围隔音垫隔声量，如图6所示。由图6可知，隔声量曲线测试和仿真值在趋势上保持一致。在250 Hz频率处出现隔声低谷，主要是EVA-PU-钢板形成了质量-弹簧-质量系统[9]。在250～4 000 Hz频率范围内隔声量随着频率的增加而增加。测试和仿真值在315～ 2000 Hz频率范围内相差0.5～2 dB，在低频和高频区域，由于安装约束、密封条件等原因，差异稍大。由上述分析可知，仿真分析结果总体上满足工程分析要求，仿真分析方法和模型可用于内前围隔音垫隔声量优化设计。

图5 内前围隔音垫平面件隔声量测试

图6 内前围隔音垫隔声量测试和仿真结果

4 优化设计

本文针对的乘用车内前围隔音垫EVA层厚度可在2～3.5 mm范围内可调，PU密度在50～60 kg/m3范围内可调，为了确定较优的EVA厚度和PU密度，利用前文所述的仿真分析方法，对表2所示的①～共12种内前围隔音垫的隔声量进行仿真分析计算，得到100～4 000 Hz频率范围内平均隔声量，如图7所示。由于所有隔声结构的隔声量曲线形状相似，本文用平均隔声量而非计权隔声量作为隔声性能的单一评价指标。

由图7可知，随着厚度EVA厚度的增加隔声量增加，EVA厚度从2 mm增加到2.5 mm时，隔声量增加较为急剧，EVA厚度从2.5 mm增加到3.5 mm时，隔声量增加较为平缓。所有EVA厚度下，PU密度为50 kg/m3与55 kg/m3隔声量相当，比PU密度为60 kg/m3隔声量要大，主要由于密度为60 kg/m3的PU材料相对于其它两者吸声性能较差，而由于密度增加引起的隔声量增加非常小，因此使得隔声结构的隔声量相对较小[10]。

表2 12种内前围隔音垫设计组合

图7 12种内前围隔音垫平均隔声量

为了评价不同内前围隔音垫设计的综合效果，引入隔声效率EM(dB/(kg/m2))作为评价指标[11-12]，隔声效率定义为隔声量增加量R+与质量(也可是面密度)增加量M+之比

(1)

隔声效率EM越大，表明隔声性能与质量比越大，隔声效率为负值表明质量增加隔声量反而降低，隔声效率可作为性价比评价的重要指标。EM计算中R+与M+均为增加量，因此需要选取一组作为参考(参考值的选取对隔声效率的横向比较无影响)。本文选取组合①为参考组，计算得到12种内前围隔音垫隔声效率，如图8所示。由图8可知，④号隔音垫设计组合隔声效率最高，达到了10，因此可选取该组声学结构作为该乘用车内前围隔音垫的设计，即EVA厚度为2.5 mm，PU材料密度为50 kg/m3。

图8 12种内前围隔音垫隔声效率

图9所示为④号隔声结构与参照组①隔声性能1/3频谱，从图9可知，两种隔声结构的曲线形状一致，在250 Hz处均出现了隔声低谷。<250 Hz频率段隔声量相差不大；>250 Hz频率段，④号隔声结构隔声量比①号隔声结构隔声量大，平均大3.8 dB。

图9 ①号与④号隔声结构隔声量1/3倍频谱

5 试验验证

为了验证优化设计结果，试制了表 3所示的4种内前围隔音垫零件样件，由于条件限制，同时由于PU密度为50 kg/m3时吸声性较好，本文仅试制了PU密度为50 kg/m3，四种不同EVA厚度的样件。如图10所示，对其进行隔声量测试。测试得到四种内前围隔音垫隔声量，如表3所示。隔声量1/3倍频谱如图11所示。由表3和图11可知，四种隔音垫隔声量曲线趋势一致，随着EVA厚度增加，平均隔声量隔声量增加；与平面件仿真分析结果一致，EVA厚度为2.5 mm时，隔声效率仍最大。与平面件不同的时，在250 Hz出并未出现隔声低谷，主要原因在于：对于内前围隔音垫零件的PU材料是不等厚的，最薄部位厚度仅为5 mm，同时零件是异形件，削弱了“质量-弹簧-质量”共振效应。

表3 内前围隔音垫零件样件

图10 内前围隔音垫零件隔声测试

图11 内前围隔音垫零件隔声量

6 结 论

本文针对EVA+PU形式的乘用车内前围隔音垫的隔声性能进行了仿真分析，并开展了隔声性能的试验测试验证，仿真分析与测试结果在315～2 000 Hz频率范围内相差0.5～2 dB，总体满足工程要求。利用仿真分析方法和模型，对12种内前围隔音垫隔声结构的隔声量进行了分析计算，并计算了隔声效率，结果显示EVA厚度选取2.5 mm，PU材料密度选取50 kg/m3时，隔声效率最大，可作为本文乘用车内前围隔音垫隔声结构的设计方案，内前围零件隔声量测试结果验证了这一结论。

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