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摘要：本文进行了多款平板隔音垫和某车型前围隔音垫的隔声窗试验，得到了各隔音垫的隔音量试验结果。并通过统计能量法进行了各隔音垫样件的SEA建模、仿真分析和对标工作，分析了泄露、隔音垫反装等各种上况等对于前围隔音的影响。验证了仿真分析方法的准确性和有效性，为车身前围隔音垫的综合性选择提供了数据支撑。
关键词：SEA;隔音垫;隔声窗;对标
1引言
车身NVH性能作为车辆整体NVH性能的一部分，对于实现整体NVH性能达标非常关键。目前国内各主要主机厂在车身结构NVH力而的技术水平相差小大，而在车身中高频NVH技术方面却差别明显。车身低频结构噪声通过车身结构本体传播，可以通过改变车身刚度、阻尼和质量等方式进行优化，而车辆中高频噪声主要是空气传播噪声，主要通过吸隔音的方式进行优化[1]。
发动机辐射噪声是典型的中高频噪声，也是车辆上最大的噪声源，因此车身前围及隔音垫的设计对于降低车内噪声水平非常重要。虽然通过试验可以得到隔音垫的隔声量，但足这种后期的试验结果很难指导隔音垫的前期设计工作，前期的设计往往具有很大的盲目性和效果的不确定性[2]。通过SEA仿真预测技术可以很好的进行隔音垫铺层材料的选择、各层材料顺序和厚度的确定、设计结果的达标性预测等工作，从而在车型开发的早期就进行前围隔音垫的设计，避免后期隔音量不达标的情况。本文对某车型前围隔音挚进行SEA建模和仿真分析，并与隔声窗试验结果进行对标，验证建模的准确性，同时针对前围仿真结果及其影响因素进行了一系列的研究和探讨。
2隔音垫隔音量试验
2.1隔声系统介绍
隔声量试验采用PSA所制作的小型隔声箱进行。在进行大量的分析和反复试验的基础上，采用图l的测量结构[3]。小隔音箱由上、下两个箱体组成，上箱体的尺寸为1m×1m×1m，5个壁面，通过特殊的吸音材料和结构的密封处理，近似消声室;下箱体的尺寸为1m×1m×0.7m，5个壁面均为一定厚度的水泥，为混响室;上、下两个箱体之间用厚度为0.77mm的钢板隔开，作为参考测试件，被测对象置于其上;在下箱体中有按一定位置布局的4个高音喇叭、9个低音喇叭作为声源，保证声源在[250Hz，10000Hz]的范围内有足够的发声声功率。通过特殊的隔音和密封处理，声源发出的声音，只能透过被测样件传到测量室;传到上箱体中噪声被按一定位置布局的4个传声器接收;通过图l所示的系统进行数据采集和处理，将实际被测件和参考测试件接收端声压级的差值来计算隔音量。
2.2平直隔音垫的选取
选取了四家不同供应商所提供的共15种典型的前围隔音垫进行基于小隔声箱的隔音音试验，这些隔音垫的材料组成包含了PET、EVA、PU发泡、双组份棉、硬毡、软毡、PE膜等各种常见材料。因小隔声箱尺寸限制，将所有隔音垫制作并切割成700mmx700mm规格的均匀厚度平直件，以减少试验和仿真的难度及不确定性，方便仿真模型的调试，增加对标结果的一致性。选取的隔音垫材料组成及厚度等信息如下表l所示。
2.3隔声量试验
在小隔声箱中对隔音垫进行了隔声最试验，对小混响室中声压进行了测量，以确定声能量是否满足进行隔声量试验的条件。小混响室中测量声压如图3所示：
通过图中混响室声压曲线可以看出，虽然在1000-2000Hz频率范围出现了声压波动，但是在试验全频段范围之内，总体声压始终维持在lOOdB以上，且未出现急剧的声衰减现象。由此可以判断，混响室巾的声压状态满足基本试验要求。
对以上隔音垫进行隔声量试验，并通过隔声量计算公式对计算结果进行处理，得到各前围隔音垫的试验隔声量结果。隔声量计算公式如下式
其中P表示测点处声压，A表示被测件面积，表示空气密度，c表示声速[4]。
在进行隔音垫隔声量计算时，需要得到隔声垫单独的隔声量结果，因此需减去钢板的隔声量结果。单独隔音垫隔音量汁算公式如下。
由于对于小隔声箱来说，小混响室和消声室的被测件而积相同，因此声功率之比等于声压之比，因此隔声量公式可以转化为式（6）中的形式。
通过隔声量试验和公式计算机转化，得到以上符种平直前围隔音垫的隔声量结果。
通过以上比较可以看出，所选的隔音垫面密度越大，隔声量效果越好。试验结果满足隔声量质量定律。
由上图5试验结果可以看出，在质量相差不大的情况下，双组份棉的吸音效果优于PU发泡。
3 隔音垫SEA仿真
3.1平直钢板隔音量仿真及精确化
采用FEM和SEA混合建模及仿真分析方法进行隔音垫的隔声量仿真分析。通过有限元计算得到平直钢板件50-1000Hz的模态位移结果，并导人到声学包仿真计算软件中进行子系统自动划分。由于该板件厚度和尺寸均匀，因此整块板件模态密度一致，将其划分为一个子系统即可。同时根据小隔声窗的尺寸和特性模拟构建半消声室声腔了系统和混响室子系统，并与钢板进行子系统的连接。消声室、混响室、钢板什的子系统连接SEA模型如下图6所示：
子系统划分完成后，通过进行子系统的仿真模态密度与理论计算模态密度以及波数对比、确定子系统尺寸及划分方法的合理性。子系统模态密度理论计算公式为：
其中S表示子系统面积，CL表示子系统中的纵向波速度，t表示子系统厚度[5]。
仿真计算和理论计算的模态密度、波数（1/3倍频程）对比曲线如下图7、图8所示：
通过模态密度曲线对比可以看出，在有限元计算频率范围内（50-1000Hz），仿真计算结果曲线在理论公式计算结果附近波动;而在多尺度虚拟SEA频率范围内，仿真计算结果与理论计算结果几乎重合，验证了子系统划分和尺寸划分的准確性。 同時通过对子系统划分性能评价参数曲线也可以评判子系统划分的合理性，评价参数曲线如下图9所示：
其中最重要的是s/s这个参数。通过查看三条曲线，选取曲线突变下降处频率为过渡频率的截止频率，起始频率选取这个截止频率之前最接近的三分之一倍频程中心频率。也就是说在该三分之一频段内，只有这一段是可以用来创建子系统的，其后面的频率段因为没有完全计算到后面的Fmax而无法得到准确的模态信息而不可用。
由于在进行小隔声窗隔音试验时，未单独进行参考钢板本身的隔声景试验，钢板的隔声最仿真分析结果同板件理论隔声量结果进行了对比，由于板件是比较规则的平直钢板，因此仿真结果与理论结果的对比吻合度可以很好地反映仿真建模的精确度。单壁板隔声量理论公式如下所示。
Tl= 201og（mf）-47dB （9）
其中m表示板件面密度，f表示频率。
二者对比结果如下图10所示。可以看出，无论是在较低频率范围，还是在中高频范围，仿真隔声景与理论隔声量吻合度很好，验证了钢板隔音量仿真模型精确性。
3.2 隔声量仿真与试验对标
构建钢板什与所选隔音垫组合的SEA仿真分析模型，并进行隔音量仿真分析。对分析数据进行处理后，得到各型隔音挚的仿真隔音量。
由上图14可以看出，各型隔音垫仿真与试验结果对标较好，对标曲线走势一致，且中高频对标误差基本保持在3-5dB范围之内。
由图15可以看出，隔音垫D5的仿真与试验对标走势一致，在1250Hz频率范围内，无论是试验还是仿真结果都表明隔音量非常小，在1250Hz以上，隔音垫的吸声功能有所体现，隔声量迅速增加。
为考察中间PE膜对隔声性能的影响，将D6隔音垫的巾问PE膜由0.3mm增加到0.5mm，对两种不同厚度PE膜隔音垫的隔声量进行了仿真和对比，对比结果如卜图16所示。由图可以看出，中间PE膜的厚度对隔音垫的隔声量影响很大，特别是在1000Hz以上中高频。
对隔音垫D5，在进行隔音量仿真试验对标的基础上，将EVA和纤维层进行了反装，模拟隔音挚在车身前围反装的工况。通过仿真分析结果可以看出，将隔音垫反装后，隔音垫隔声量在全频段急剧下降，隔声性能大大降低。由此可以看出，隔音垫设计过程中，中涂层和弹性层的分层铺设以及参数设计非常重要，同时隔音垫的安装也对隔声量有很火影响。
4 结语
在不考虑工装实际水平的情况下，平直隔音垫的仿真和试验结与实际隔音垫的隔声量是具有很好地一致性的，因此通过考察平直隔音挚隔音量对于实际隔音垫的选取具有很强的参考价值。隔音量较好的隔音垫，如果在工装过程巾进行很好的控制，其隔音效果会与仿真结果具有较好的一致性。
同时，进行声学包仿真分析，除了需要丰富的理论知识和成熟的仿真技术之外，还需要进行必要的数据储备，这些储备主要包括材料微观参数数据库、材料吸声系数和隔声量数据库、竞品车整车及部件的吸隔音数据、各种吸隔声材料的重量、成本数据库。只有具备了以上方面的数据库储备，才能较好的丌展声学包仿真工作，从而很好的为车型NVH性能正向开发服务。
参考文献：
[1]诺顿，盛元生等.工程噪声和振动分析基础[M].北京：航空工业出版社，1993
[2]黄祚华.轿车隔音结构测量方法及其在车身声学处理上的应用研究，神龙公司保密文件
[3]庞剑，谌刚，何华等. 汽车振动与噪声理论与应用[M].北京北京理工大学出版社，2006
[4]Aita S. El Khaldi F， Fontain L. Numerical Simulationof a Stretch Drawn Autobodv-Part I
关键词：SEA;隔音垫;隔声窗;对标
1引言
车身NVH性能作为车辆整体NVH性能的一部分，对于实现整体NVH性能达标非常关键。目前国内各主要主机厂在车身结构NVH力而的技术水平相差小大，而在车身中高频NVH技术方面却差别明显。车身低频结构噪声通过车身结构本体传播，可以通过改变车身刚度、阻尼和质量等方式进行优化，而车辆中高频噪声主要是空气传播噪声，主要通过吸隔音的方式进行优化[1]。
发动机辐射噪声是典型的中高频噪声，也是车辆上最大的噪声源，因此车身前围及隔音垫的设计对于降低车内噪声水平非常重要。虽然通过试验可以得到隔音垫的隔声量，但足这种后期的试验结果很难指导隔音垫的前期设计工作，前期的设计往往具有很大的盲目性和效果的不确定性[2]。通过SEA仿真预测技术可以很好的进行隔音垫铺层材料的选择、各层材料顺序和厚度的确定、设计结果的达标性预测等工作，从而在车型开发的早期就进行前围隔音垫的设计，避免后期隔音量不达标的情况。本文对某车型前围隔音挚进行SEA建模和仿真分析，并与隔声窗试验结果进行对标，验证建模的准确性，同时针对前围仿真结果及其影响因素进行了一系列的研究和探讨。
2隔音垫隔音量试验
2.1隔声系统介绍
隔声量试验采用PSA所制作的小型隔声箱进行。在进行大量的分析和反复试验的基础上，采用图l的测量结构[3]。小隔音箱由上、下两个箱体组成，上箱体的尺寸为1m×1m×1m，5个壁面，通过特殊的吸音材料和结构的密封处理，近似消声室;下箱体的尺寸为1m×1m×0.7m，5个壁面均为一定厚度的水泥，为混响室;上、下两个箱体之间用厚度为0.77mm的钢板隔开，作为参考测试件，被测对象置于其上;在下箱体中有按一定位置布局的4个高音喇叭、9个低音喇叭作为声源，保证声源在[250Hz，10000Hz]的范围内有足够的发声声功率。通过特殊的隔音和密封处理，声源发出的声音，只能透过被测样件传到测量室;传到上箱体中噪声被按一定位置布局的4个传声器接收;通过图l所示的系统进行数据采集和处理，将实际被测件和参考测试件接收端声压级的差值来计算隔音量。
2.2平直隔音垫的选取
选取了四家不同供应商所提供的共15种典型的前围隔音垫进行基于小隔声箱的隔音音试验，这些隔音垫的材料组成包含了PET、EVA、PU发泡、双组份棉、硬毡、软毡、PE膜等各种常见材料。因小隔声箱尺寸限制，将所有隔音垫制作并切割成700mmx700mm规格的均匀厚度平直件，以减少试验和仿真的难度及不确定性，方便仿真模型的调试，增加对标结果的一致性。选取的隔音垫材料组成及厚度等信息如下表l所示。
2.3隔声量试验
在小隔声箱中对隔音垫进行了隔声最试验，对小混响室中声压进行了测量，以确定声能量是否满足进行隔声量试验的条件。小混响室中测量声压如图3所示：
通过图中混响室声压曲线可以看出，虽然在1000-2000Hz频率范围出现了声压波动，但是在试验全频段范围之内，总体声压始终维持在lOOdB以上，且未出现急剧的声衰减现象。由此可以判断，混响室巾的声压状态满足基本试验要求。
对以上隔音垫进行隔声量试验，并通过隔声量计算公式对计算结果进行处理，得到各前围隔音垫的试验隔声量结果。隔声量计算公式如下式
其中P表示测点处声压，A表示被测件面积，表示空气密度，c表示声速[4]。
在进行隔音垫隔声量计算时，需要得到隔声垫单独的隔声量结果，因此需减去钢板的隔声量结果。单独隔音垫隔音量汁算公式如下。
由于对于小隔声箱来说，小混响室和消声室的被测件而积相同，因此声功率之比等于声压之比，因此隔声量公式可以转化为式（6）中的形式。
通过隔声量试验和公式计算机转化，得到以上符种平直前围隔音垫的隔声量结果。
通过以上比较可以看出，所选的隔音垫面密度越大，隔声量效果越好。试验结果满足隔声量质量定律。
由上图5试验结果可以看出，在质量相差不大的情况下，双组份棉的吸音效果优于PU发泡。
3 隔音垫SEA仿真
3.1平直钢板隔音量仿真及精确化
采用FEM和SEA混合建模及仿真分析方法进行隔音垫的隔声量仿真分析。通过有限元计算得到平直钢板件50-1000Hz的模态位移结果，并导人到声学包仿真计算软件中进行子系统自动划分。由于该板件厚度和尺寸均匀，因此整块板件模态密度一致，将其划分为一个子系统即可。同时根据小隔声窗的尺寸和特性模拟构建半消声室声腔了系统和混响室子系统，并与钢板进行子系统的连接。消声室、混响室、钢板什的子系统连接SEA模型如下图6所示：
子系统划分完成后，通过进行子系统的仿真模态密度与理论计算模态密度以及波数对比、确定子系统尺寸及划分方法的合理性。子系统模态密度理论计算公式为：
其中S表示子系统面积，CL表示子系统中的纵向波速度，t表示子系统厚度[5]。
仿真计算和理论计算的模态密度、波数（1/3倍频程）对比曲线如下图7、图8所示：
通过模态密度曲线对比可以看出，在有限元计算频率范围内（50-1000Hz），仿真计算结果曲线在理论公式计算结果附近波动;而在多尺度虚拟SEA频率范围内，仿真计算结果与理论计算结果几乎重合，验证了子系统划分和尺寸划分的准確性。 同時通过对子系统划分性能评价参数曲线也可以评判子系统划分的合理性，评价参数曲线如下图9所示：
其中最重要的是s/s这个参数。通过查看三条曲线，选取曲线突变下降处频率为过渡频率的截止频率，起始频率选取这个截止频率之前最接近的三分之一倍频程中心频率。也就是说在该三分之一频段内，只有这一段是可以用来创建子系统的，其后面的频率段因为没有完全计算到后面的Fmax而无法得到准确的模态信息而不可用。
由于在进行小隔声窗隔音试验时，未单独进行参考钢板本身的隔声景试验，钢板的隔声最仿真分析结果同板件理论隔声量结果进行了对比，由于板件是比较规则的平直钢板，因此仿真结果与理论结果的对比吻合度可以很好地反映仿真建模的精确度。单壁板隔声量理论公式如下所示。
Tl= 201og（mf）-47dB （9）
其中m表示板件面密度，f表示频率。
二者对比结果如下图10所示。可以看出，无论是在较低频率范围，还是在中高频范围，仿真隔声景与理论隔声量吻合度很好，验证了钢板隔音量仿真模型精确性。
3.2 隔声量仿真与试验对标
构建钢板什与所选隔音垫组合的SEA仿真分析模型，并进行隔音量仿真分析。对分析数据进行处理后，得到各型隔音挚的仿真隔音量。
由上图14可以看出，各型隔音垫仿真与试验结果对标较好，对标曲线走势一致，且中高频对标误差基本保持在3-5dB范围之内。
由图15可以看出，隔音垫D5的仿真与试验对标走势一致，在1250Hz频率范围内，无论是试验还是仿真结果都表明隔音量非常小，在1250Hz以上，隔音垫的吸声功能有所体现，隔声量迅速增加。
为考察中间PE膜对隔声性能的影响，将D6隔音垫的巾问PE膜由0.3mm增加到0.5mm，对两种不同厚度PE膜隔音垫的隔声量进行了仿真和对比，对比结果如卜图16所示。由图可以看出，中间PE膜的厚度对隔音垫的隔声量影响很大，特别是在1000Hz以上中高频。
对隔音垫D5，在进行隔音量仿真试验对标的基础上，将EVA和纤维层进行了反装，模拟隔音挚在车身前围反装的工况。通过仿真分析结果可以看出，将隔音垫反装后，隔音垫隔声量在全频段急剧下降，隔声性能大大降低。由此可以看出，隔音垫设计过程中，中涂层和弹性层的分层铺设以及参数设计非常重要，同时隔音垫的安装也对隔声量有很火影响。
4 结语
在不考虑工装实际水平的情况下，平直隔音垫的仿真和试验结与实际隔音垫的隔声量是具有很好地一致性的，因此通过考察平直隔音挚隔音量对于实际隔音垫的选取具有很强的参考价值。隔音量较好的隔音垫，如果在工装过程巾进行很好的控制，其隔音效果会与仿真结果具有较好的一致性。
同时，进行声学包仿真分析，除了需要丰富的理论知识和成熟的仿真技术之外，还需要进行必要的数据储备，这些储备主要包括材料微观参数数据库、材料吸声系数和隔声量数据库、竞品车整车及部件的吸隔音数据、各种吸隔声材料的重量、成本数据库。只有具备了以上方面的数据库储备，才能较好的丌展声学包仿真工作，从而很好的为车型NVH性能正向开发服务。
参考文献：
[1]诺顿，盛元生等.工程噪声和振动分析基础[M].北京：航空工业出版社，1993
[2]黄祚华.轿车隔音结构测量方法及其在车身声学处理上的应用研究，神龙公司保密文件
[3]庞剑，谌刚，何华等. 汽车振动与噪声理论与应用[M].北京北京理工大学出版社，2006
[4]Aita S. El Khaldi F， Fontain L. Numerical Simulationof a Stretch Drawn Autobodv-Part I