內前圍隔音墊隔聲性能研究

羅竹輝， 賀才春， 羅仡科， 周熙盛， 顏 猛， 郭福林

(株洲時代新材料科技股份有限公司, 湖南 株洲 412007)

發動機噪聲是汽車主要噪聲源，前圍板總成是發動機噪聲向乘員艙傳遞路徑中最重要的子系統，發動機噪聲向乘員艙傳播時，一部分聲能被前圍鈑金靠近發動機艙側的外前圍隔音墊吸收，另一部分聲能會透過前圍鈑金件，為了進一步減小發動機噪聲向乘員艙內的傳播，在前圍鈑金靠近乘員艙側安裝覆蓋面積更大、具有吸隔聲復合性能的內前圍隔音墊，對透射聲能進行吸收和阻隔。因此，內前圍隔音墊聲學性能研究具有重要意義。

眾多學者對內前圍聲學設計和聲學性能進行了大量研究。Jain等[1]通過改變吸聲層材料類型、厚度以及隔聲層面密度來改善傳遞損失，Moritz等[2]通過對大量不同材料進行隔聲性能的測試，選取了隔聲性能—重量比大的材料，在保證不減弱內前圍隔聲性能的同時，來減輕內前圍的質量，Musser[3]通過統計能量分析(Statistical Energy Analysis，SEA)方法對內前圍等車輛聲學包進行了優化，在保證內前圍質量、成本的前提下，得到了性能最優的聲學包設計方案，Zhang等[4]設計了軟硬層毛氈組成的內前圍，根據其吸隔聲綜合性能優勢來達到輕量化的目的，并利用SEA法建立整車簡化模型進行了設計驗證，鄧江華[5]通過理論分析、仿真分析和實驗方法對內前圍不同結構形式、不同覆蓋率、不同泄露面積對隔聲性能的影響進行了研究，丁政印等[6]針對鎂合金前圍板設計了兩種內前圍，并對其聲學性能進行了試驗。由于內前圍為多層材料組成、每一層材料又有多種類型、厚度可供選擇，因此針對不同車輛的不同要求，需要對內前圍進行聲學設計。

內前圍隔音墊等汽車聲學零部件一般都是形狀非常復雜的異形件，直接對其進行性能的研究費時費力、成本高，因此，對具有相同隔聲結構的平面件進行性能研究是常用的手段，本文對某乘用車內前圍隔音墊平面件隔聲性能進行研究(后文內前圍隔音墊性能均指平面件的隔聲性能)，首先對其隔聲性能進行仿真分析，并開展測試試驗，最后進行隔聲性能的優化設計，確定較優的設計參數。

1 內前圍隔音墊隔聲結構

內前圍隔音墊典型隔聲結構分類，如圖1所示。共5種典型的隔聲結構，按材料層數可以分為兩層、三層以及多層，按是否含隔音片材(如EVA(Ethylene-vinyl Acetate Copolymer)、EPDM(Ethylene Propylene Diene Monomer)、PVC(Polyvinyl Chloride等)可以分為A類和B類。A類隔聲結構中含隔音片材和低密度吸聲材料(PU(Polyurethane)發泡、毛氈等)，B類隔聲結構中不含隔音片材，但其高密度吸聲材料(高密度硬質毛氈)主要起隔聲作用，同時具有一定的吸聲作用。隔音片材層和高密度吸聲材料層也稱為重層或者隔聲層，低密度吸聲材料也稱為吸聲層、軟層或解耦層。根據類型和層數，可將圖1中不同的隔聲結構表示為A2、A3、B2、B3、B5等五種類型。

圖1 內前圍隔音墊典型隔聲結構分類

EVA+PU發泡是常見的內前圍隔音墊隔聲結構，如圖2所示。EVA具有優良的隔音、耐水、可加工性能。泡沫具有質輕、柔軟、回彈性和耐久性優良、耐沖擊的特點，具有優良的吸聲性能，且PU的充型能力良好，可加工成復雜形狀的結構。使用EVA+PU隔聲結構，貼附于汽車防火墻鈑金件可組成隔聲性能非常優良的隔聲—吸聲—隔聲形式的復合隔聲結構。本文研究的乘用車內前圍隔聲結構均為該種結構。

圖2 EVA+PU隔聲結構

2 仿真分析

隔聲結構的隔聲性能可以通過理論計算、測試和仿真分析等手段獲得。對于較大面積的隔聲結構，可采用混響室-消聲室法進行隔聲性能測試，如圖3所示。相鄰而建的聲學試驗室，一側為混響室，另一側為消聲室(半消聲室)，在兩個房間之間的壁面上開一個窗口，用于安裝被測試件?；祉懯易鳛榘l聲室，半消聲室作為接收室，發聲室的無指向聲源發出穩定的白噪聲，在混響室內形成均勻的擴散聲場，通過測量接收室一側試件表面的平均聲強級和混響室的平均聲壓級，可計算出試件的隔聲量。

圖3 混響室-消聲室隔聲量測試示意圖

為了模擬混響室-消聲室隔聲性能測試這一過程，在LMS Virtual.lab中建立內前圍隔音墊平面件隔聲量計算有限元計算模型?；祉懯液拖暿曳謩e用發聲側空氣聲學網格、接收側空氣聲學網格模擬，EVA和鋼板定義為結構網格，尺寸為830 mm×830 mm(與后續試驗測試一致)，PU采用Johnson-Champoux-Allard等效流體模型。將兩個聲學網格的外輪廓面定義為AML(Automatically Matched Layer)屬性，混響室一側的AML面接收聲源，聲音依次通過混響室聲學網格、內前圍隔音墊平面件結構網格到達半消聲室聲學網格，最后通過半消聲室聲學網格外緣的AML面向外輻射，不發生反射，以模擬消聲室的自由聲場環境。結構網格的兩側表面分別與相鄰的聲學網格表面建立聲振耦合面，結構網格采用自由邊界條件。用分散布局在球面上的12個面聲源來模擬混響室的擴散聲場，球面半徑為10 m，面聲源聲壓為1 Pa。計算頻率為100～4 000 Hz的1/3倍頻程中心頻率，計算方法為直接聲振耦合法，通過讀取平面件發聲側和接收側兩側表面聲功率來計算隔聲量。

建立的內前圍隔音墊平面件隔聲量計算仿真分析模型，如圖4所示。通過測試、逆向求解等[7-8]方式，得到仿真分析模型使用材料參數，如表1所示。由于結構網格采用自由邊界條件，因此，仿真分析的精度主要取決于材料參數特別是吸聲材料參數的準確性。

圖4 內前圍隔音墊隔聲量計算仿真分析模型

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

3 仿真分析模型校驗

根據圖2所示的混響室-消聲室隔聲測試原理，對與仿真分析所用的內前圍隔音墊平面件的隔聲性能進行測試，如圖5所示。測試時，使用專用隔聲工裝對平面件加以密封安裝，鋼板面向混響室側，EVA面向半消聲室側。

測試和仿真分析得到內前圍隔音墊隔聲量，如圖6所示。由圖6可知，隔聲量曲線測試和仿真值在趨勢上保持一致。在250 Hz頻率處出現隔聲低谷，主要是EVA-PU-鋼板形成了質量-彈簧-質量系統[9]。在250～4 000 Hz頻率范圍內隔聲量隨著頻率的增加而增加。測試和仿真值在315～ 2000 Hz頻率范圍內相差0.5～2 dB，在低頻和高頻區域，由于安裝約束、密封條件等原因，差異稍大。由上述分析可知，仿真分析結果總體上滿足工程分析要求，仿真分析方法和模型可用于內前圍隔音墊隔聲量優化設計。

圖5 內前圍隔音墊平面件隔聲量測試

圖6 內前圍隔音墊隔聲量測試和仿真結果

4 優化設計

本文針對的乘用車內前圍隔音墊EVA層厚度可在2～3.5 mm范圍內可調，PU密度在50～60 kg/m3范圍內可調，為了確定較優的EVA厚度和PU密度，利用前文所述的仿真分析方法，對表2所示的①～共12種內前圍隔音墊的隔聲量進行仿真分析計算，得到100～4 000 Hz頻率范圍內平均隔聲量，如圖7所示。由于所有隔聲結構的隔聲量曲線形狀相似，本文用平均隔聲量而非計權隔聲量作為隔聲性能的單一評價指標。

由圖7可知，隨著厚度EVA厚度的增加隔聲量增加，EVA厚度從2 mm增加到2.5 mm時，隔聲量增加較為急劇，EVA厚度從2.5 mm增加到3.5 mm時，隔聲量增加較為平緩。所有EVA厚度下，PU密度為50 kg/m3與55 kg/m3隔聲量相當，比PU密度為60 kg/m3隔聲量要大，主要由于密度為60 kg/m3的PU材料相對于其它兩者吸聲性能較差，而由于密度增加引起的隔聲量增加非常小，因此使得隔聲結構的隔聲量相對較小[10]。

表2 12種內前圍隔音墊設計組合

圖7 12種內前圍隔音墊平均隔聲量

為了評價不同內前圍隔音墊設計的綜合效果，引入隔聲效率EM(dB/(kg/m2))作為評價指標[11-12]，隔聲效率定義為隔聲量增加量R+與質量(也可是面密度)增加量M+之比

(1)

隔聲效率EM越大，表明隔聲性能與質量比越大，隔聲效率為負值表明質量增加隔聲量反而降低，隔聲效率可作為性價比評價的重要指標。EM計算中R+與M+均為增加量，因此需要選取一組作為參考(參考值的選取對隔聲效率的橫向比較無影響)。本文選取組合①為參考組，計算得到12種內前圍隔音墊隔聲效率，如圖8所示。由圖8可知，④號隔音墊設計組合隔聲效率最高，達到了10，因此可選取該組聲學結構作為該乘用車內前圍隔音墊的設計，即EVA厚度為2.5 mm，PU材料密度為50 kg/m3。

圖8 12種內前圍隔音墊隔聲效率

圖9所示為④號隔聲結構與參照組①隔聲性能1/3頻譜，從圖9可知，兩種隔聲結構的曲線形狀一致，在250 Hz處均出現了隔聲低谷。<250 Hz頻率段隔聲量相差不大；>250 Hz頻率段，④號隔聲結構隔聲量比①號隔聲結構隔聲量大，平均大3.8 dB。

圖9 ①號與④號隔聲結構隔聲量1/3倍頻譜

5 試驗驗證

為了驗證優化設計結果，試制了表 3所示的4種內前圍隔音墊零件樣件，由于條件限制，同時由于PU密度為50 kg/m3時吸聲性較好，本文僅試制了PU密度為50 kg/m3，四種不同EVA厚度的樣件。如圖10所示，對其進行隔聲量測試。測試得到四種內前圍隔音墊隔聲量，如表3所示。隔聲量1/3倍頻譜如圖11所示。由表3和圖11可知，四種隔音墊隔聲量曲線趨勢一致，隨著EVA厚度增加，平均隔聲量隔聲量增加；與平面件仿真分析結果一致，EVA厚度為2.5 mm時，隔聲效率仍最大。與平面件不同的時，在250 Hz出并未出現隔聲低谷，主要原因在于：對于內前圍隔音墊零件的PU材料是不等厚的，最薄部位厚度僅為5 mm，同時零件是異形件，削弱了“質量-彈簧-質量”共振效應。

表3 內前圍隔音墊零件樣件

圖10 內前圍隔音墊零件隔聲測試

圖11 內前圍隔音墊零件隔聲量

6 結 論

本文針對EVA+PU形式的乘用車內前圍隔音墊的隔聲性能進行了仿真分析，并開展了隔聲性能的試驗測試驗證，仿真分析與測試結果在315～2 000 Hz頻率范圍內相差0.5～2 dB，總體滿足工程要求。利用仿真分析方法和模型，對12種內前圍隔音墊隔聲結構的隔聲量進行了分析計算，并計算了隔聲效率，結果顯示EVA厚度選取2.5 mm，PU材料密度選取50 kg/m3時，隔聲效率最大，可作為本文乘用車內前圍隔音墊隔聲結構的設計方案，內前圍零件隔聲量測試結果驗證了這一結論。

[1] JAIN S K, SHRAVAGE P, JOSHI M, et al. Acoustical design of vehicle dash insulator[C]. SAE Technical Papers, 2011.

[2] MORITZ C T, KLECKNER J A, SAHA P. Development of quiet sound package treatments for class 8 trucks[C]. SAE Technical Papers, 2011.

[3] MUSSER C T. Sound package performance, weight, and cost optimization using SEA analysis[C]. SAE Technical Papers, 2003.

[4] ZHANG J, PANG J, ZHANG S, et al. A lightweight dash insulator development and engineering application for the vehicle NVH improvement[C]//SAE 2015 Noise and Vibration Conference and Exhibition, 2015.

[5] 鄧江華. 防火墻總成特性對汽車聲學包性能影響[J]. 噪聲與振動控制, 2014(3):78-81.

DENG Jianghua. Effect of firewall assembly on vehicle sound-package performance[J].Noise and Vibration Control, 2014(3):78-81.

[6] 丁政印, 郝志勇, 張智博. FE-SEA法對鎂合金前圍板聲傳遞路徑識別與聲學包裝設計[J]. 振動與沖擊, 2014，33(10):87-91.

DING Zhengyin,HAO Zhiyong,ZHANG Zhibo. Sound transmission path identification of a magnesium-alloy dash board with FE-SEA method and its sound package design[J].Journal of Vibration and Shock, 2014，33(10):87-91.

[7] NYRE L. Propagation of sound in porous media: modelling sound absorbing materials 2e-, noureddine atalla[J]. Elsevier Applied Science, 1993，95(5): 2785.

[8] SHRAVAGE P, BONFIGLIO P, POMPOLI F. Hybrid inversion technique for predicting geometrical parameters of porous materials[J]. Journal of the Acoustical Society of America, 2008, 123(5):3284-3284.

[9] 馬大猷. 噪聲與振動控制工程手冊[M]. 北京：機械工業出版社, 2002.

[10] 鐘祥璋, 朱子根. 輕薄板墻中夾芯材料對隔聲性能的影響[J]. 電聲技術, 2012, 36(12):1-5.

ZHONG Xiangzhang, ZHU Zigen. The effect to sound insulation performance of a light panel partition by sandwich material[J]. Audio Engineering, 2012, 36(12):1-5.

[11] 陳鑫. 基于SEA方法的轎車車內噪聲分析與控制研究[D]. 吉林：吉林大學, 2008.

[12] 劉成武. 基于混合FE-SEA法的鎂質油底殼隔聲數值優化[J]. 現代制造工程, 2014(11):43-46.

LIU Chengwu. Numerical optimization of Mg-based oil pan transmission loss based on hybrid FE-SEA method[J]. Modern Manufacturing Engineering, 2014(11):43-46.