寻找供应商
广告
首页 > 振动与噪声 > 正文

车用轻量化ABA材料吸隔声特性的计算方法研究

2019-03-07 22:09:59·  来源：湖北汽车工业学院学报第32 卷第4 期，宁波拓普集团有限公司  
　
摘要以汽车声学包装用的ABA（多孔吸声层-隔声层-多孔吸声层）结构材料为研究对象，分别用柔性模型和弹性模型描述多孔材料本构关系，建立了4种铺层模型，对2种典
摘要
以汽车声学包装用的ABA（多孔吸声层-隔声层-多孔吸声层）结构材料为研究对象，分别用柔性模型和弹性模型描述多孔材料本构关系，建立了4种铺层模型，对2种典型ABA材料方案进行了吸声系数、插入损失计算，并与实测结果进行了对比分析。结果表明弹性-柔性铺层模型与测试值的一致性较其他模型更好。当隔声层为重质EVA类材料时，使用柔性-柔性铺层模型也能达到较好的计算精度，该模型仅需较少的材料BIOT参数，可实现快速建模，提高计算效率。
 
引言
汽车轻量化发展对声学包装材料轻量化要求越来越高，在轻量化的同时还要求材料具有优良的吸隔声性能。传统的声学包装材料一般由EVA（乙烯-醋酸乙烯共聚物）和聚氨酯泡沫PU组成，简称EVA+PU结构，主要应用于前围内、主地毯、轮罩和备胎池等隔音垫，用以衰减发动机、轮胎、排气管传递至乘客舱的噪音，PU贴车身钣金，EVA在乘客舱一侧，能提供较高的隔声性能，但因EVA为非吸声材料，故吸声性能较低，因此开发新型的轻量化声学材料应用前景较好［1~5］。为实现轻量化材料开发，Richard E. Wentzel［6］采用了耗散性多层棉毡材料结构，通过试验方法验证了在达到相同整车NVH性能条件下，比传统EVA+PU结构降低重量48.6%。Jun Zhang［2］研究了“棉毡-PE膜-棉毡”结构，并将其应用于某车型的前围隔音垫，实现了轻量化应用。
 
近年来，一些研究人员对单层和多层声学材料的吸隔声特性进行了计算方法研究。罗竹辉等［7］采用JCA等效模型计算了EVA+PU结构的内前围隔音垫的隔声，这是一种有限元方法，计算效率低。姜东明［8］采用了柔性-弹性模型计算了PET+EVA+PU结构，和实验值比较一致。B.Campolina［9］使用柔性模型、刚性模型、弹性模型对单层多孔纤维材料的隔声特性进行了计算和测试分析，结果表明柔性模型仅适用于低压缩率的单层材料。O.Doutres［10］使用柔性模型计算单层多孔材料吸声系数，提出了一种与频率无关的适用于柔性模型的应用判定准则。上官文斌等［11］对多层棉毡平板材料，使用柔性多孔材料模型建模并进行了吸/隔声的计算分析，结果表明其吸声计算结果较测试值误差较大，并分析出原因之一是计算模型的大量简化。目前国内外对多层的铺层材料吸/隔声特性计算方法的研究较少。
 
影响车用轻量化材料声学性能的因素较多，仅采用试验方法来研究，需要设计较高维的正交试验，周期长，成本高。文中旨在探索一种仿真计算方法，用以车用轻量化声学包装材料的吸隔声特性预测。以常用ABA［12］材料为研究对象，通过试验方法获取单层均质多孔材料的BIOT参数，使用传递矩阵法（TMM），分别用柔性模型和弹性模型描述多孔材料本构关系，建立4种平板材料铺层模型，对典型轻质和重质隔声层ABA结构的材料进行吸隔声特性计算，并与实测结果进行了对比分析。
 
ABA材料介绍
 
ABA零件由多孔吸声层、隔声层、多孔吸声层组成，常用于前围内、地毯等隔音垫，用以衰减车外传入驾驶舱的噪音。通常A层选用聚氨酯PU泡沫材料或棉毡等多孔材料，B层根据隔声性能和重量定义，可选择EVA片材、PE膜或其他高密度材料。
 
ABA零件安装在车内时吸隔声原理如图1所示，因中间B层能提供较好的隔声性能，同时A层为多孔材料，能提供较好的吸声性能，故可以兼具良好的吸声性能和隔声性能。为了便于描述铺层顺序，定义贴钣金一侧为A2层，靠驾驶舱一侧为A1层。
试验方法
 
吸声测试方法
 
吸声性能使用随机入射吸声系数（absorptioncoefficient，ABS）进行评价，在标准设备声学测试舱中测试，依照通用汽车公司企业标准［13］，如图2所示，吸声样件尺寸1 m×1.2m，置于Alpha Cabin箱地板中部，A1层面朝向声源，样件边缘用光滑金属框遮挡，以减少边缘吸声带来的测试误差。测试结果按式（1）［14］计算：
式中：α是吸声系数；V为Alpha Cabin箱体体积；S为样件测试面面积；T1为AlphaCabin内有被测材料时声压级从初始状态衰减60 dB所需的时间；T0为无被测材料时声压级从初始状态衰减60dB所需的时间。式（1）为经修正的赛宾公式，吸声系数α表示在某一频率下声能量被多孔材料吸收转化为热能的百分比，如1 000 Hz时ABS为0.8，表示其80%的声能量被多孔材料转为热能。
隔声测试方法
隔声性能使用插入损失（sound insertion loss，SIL）进行评价，即0.8 mm钢板有无被测材料覆盖时传递损失STL 的差值。STL 测试按照标准ASTM E2249-2016［15］进行，结果按式（2）［11］计算：
式中：STLtotal为实验样件与钢板的总传递损失；STLsteel为钢板的传递损失；SIL为声波穿过被测材料后声能量的损耗量，dB。如图3所示，混响室和全消室之间的隔声窗口上有1层厚0.8 mm的钢板，测试时材料A2层贴钢板安装，模拟材料实车安装于车身钣金上。在混响室中播放声源，使用5个麦克风测试平均声压级；全消室中使用声强探头在被测样件表面扫描得到声强。STL 按式（3）［11］计算：
式中：Lp为混响室声压级；L1为全消室声强级。
BIOT 和TMM 理论
BIOT 理论
多孔材料由固相的骨架和孔洞中的液相流体组成，骨架中能传递纵波和横波，流体中只能传递纵波，并得出了骨架和流体的位移方程。对于弹性多孔材料，用弹性模型描述［9］：
弹性模型假设较少，适用范围广，但参数较多，且对于某些材料，如薄棉毡，其压缩杨氏模量等参数较难获取。
柔性模型假设骨架刚度为0，此时有P͂ = 0，P͂和材料的杨氏模量、泊松比、损耗因子有关。式（4）~（5）可简化为［9］
传递矩阵法
图4为多层材料的x1 x3 截面。以第1层材料为例，在其前/后截面附近各取点M1和点M2，有［17］
式中：T 为该层材料的传递矩阵；V ( M )为该层材料的状态矢量，表示M 点所处的波场。V ( M )的元素及其个数和该层材料性质有关。
式中：m为面密度；D为弯曲刚度；S为薄膜刚度。
均质材料内部的声波满足传递矩阵；在层与层之间的分界面上，需要满足边界条件。如图4所示，声波从空气流体传递到固体钣金，依次传递经过ABA结构，最后传入车内空气流体中，边界条件矩阵依次有流体到固体、固体到多孔材料、多孔材料到膜、膜到多孔材料、多孔材料到流体、层1与层2之间边界条件写作［18］：
建模方法
材料方案
通过不同原材料的搭配，ABA材料可以有多种结构类型，但受原材料物理化学性能、成本、重量、工艺难度等的限制，适合量产车型中使用的方案种类并不多。文中采用表1中2种典型的ABA材料方案。方案1的隔声层B为PE薄膜，质量较轻，为低隔声性能方案，但中低频吸声性能更优；方案2的隔声层B为EVA，质量较重，为高隔声性能方案。取15 mm的平板材料作为研究对象，厚度和大部分轿车前围隔音垫的平均厚度相近，零件实车安装时靠近驾驶舱一侧为A1层，贴车身钣金一侧为A2层。实际应用时，A2层常设计成比A1层更厚，在提供一定吸声的同时，依然能保持较高的SIL，因此选择10 mmA2层搭配5 mmA1层。
模型及参数
文中使用软件NOVA进行仿真建模，示意图如图5所示。由于隔声层B的EVA和PE 膜较为柔软，故选用简化的非渗透层模型来模拟B层，忽略其刚度，仅考虑质量。而A1层和A2层为多孔吸声材料，本构模型中引入了其骨架位移，故使用柔性和弹性2种模型对A1层和A2层进行模拟。通过测试获得了孔隙率、流阻率、杨氏模量、泊松比和阻尼损耗因子，利用Foam-X软件反推得到的曲折因子，粘性特征长度和热特征长度，最终得到表2中所示1200 g·m-2棉毡和70 kg·m-3PU泡沫的BIOT参数。
建立吸声计算的铺层模型时，按声音传递依次经历“材料层A1—B—A2”的顺序进行铺层；建立插入损失计算的铺层模型时，用到0.8 mm钢板，使用shell模型进行建模，即在solid模型基础上忽略剪切作用。按声音传递方向依次经历“0.8 mm钢板—A2—B—A1”的顺序铺层建模。考虑A1和A2各有2种材料模型，组合后共有4种不同的铺层模型，如表3所示。
计算结果分析
方案1 吸隔声计算结果分析
方案1吸隔声计算值与测试值对比如图6所示，由图6可知，使用弹性-柔性铺层模型的计算值与测试值的一致性较其他模型更优。由表2可知，A1层棉毡的杨氏模量较低，但因与其连接的B层PE薄膜的刚度和质量均足够小，使得棉毡骨架应力较易向B层传递，为准确模拟骨架应力的传递，须使用弹性模型对A1层棉毡材料进行建模，如图6所示的结果表明其更符合实际；A2层PU泡沫杨氏模量较高，其骨架刚度相对较高，按BIOT模型理论理应使用弹性模型进行建模，但因在SIL测试时PU泡沫材料与钣金之间，ABS测试时PU泡沫材料与Alpha Cabin地板之间不可避免的均存在微小空气层，大幅削弱了PU泡沫骨架应力向钣金的传递。为准确反应这种现象，使用柔性模型对A2层PU泡沫进行建模，吸隔声计算值和实测值的一致性较弹性模型更优。
对于吸声ABS，如图6a所示，横坐标使用1/3倍频程来描述频率范围，对于柔性-柔性铺层模型，未考虑A1层多孔材料骨架刚度的影响，低频吸声主要由PE薄膜共振引起，计算结果与实测值误差较大，对于弹性-柔性铺层模型，考虑了A1层棉毡多孔材料骨架刚度的影响，在低频区域有多个共振峰，其ABS计算值与实测值趋势较为一致。对于隔声SIL，如图6b所示，使用弹性-柔性铺层模型，相比柔性-柔性铺层模型，其计算值与实测值一致，因其考虑了A1层PU泡沫材料骨架刚度影响，在400~2 000 Hz频率范围引起较多的共振峰。
方案2 吸隔声计算结果分析
重质隔声层的ABA材料方案2的吸隔声计算值与测试值对比如图7所示。
由图7 a可知：对于吸声ABS，使用弹性-柔性铺层模型的计算值与测试值的吻合度相对较优。对A2层PU泡沫使用弹性模型建模时，因模型考虑了PU泡沫骨架刚度引起材料在低频400 Hz处出现共振峰，柔性模型无此峰值，与测试值趋势一致，但从全频段来看，4种铺层模型的计算值普遍较测试值偏差较大，分析产生误差的原因是，该材料在4 000 Hz以下吸声系数低于0.5，为低吸声特性材料，在吸声测试时，测试结果对边界条件较高吸声材料更敏感，边界条件包含材料与Alpha Cabin地板的微小间隙、材料四周边缘密封状态、环境温湿度等，故测试值与准确值有一定的测试误差；模型的理论假设也会带来一定计算误差。
由图7 b可知：对于隔声SIL，铺层模型柔性-柔性和弹性-柔性的计算值与测试值吻合较好，两者较为接近，其中弹性-柔性铺层模型的结果显示在频率1 250~5 000 Hz范围内有局部较小的共振峰，产生这一原因为由于B层EVA质量和刚度均足够大，可一定程度削减A1层PU泡沫骨架应力的传递，故两者SIL较为接近；对A2层泡沫使用柔性模型时，较之弹性模型，其计算值和实测值更为吻合，其原因与材料方案1情形一致。因柔性-柔性铺层模型无多孔材料杨氏模量、泊松比等参数要求，仅需较少的材料BIOT参数即可实现建模，可兼顾精度和效率，适用于重质隔声层ABA结构材料的SIL特性计算。
总结
以2种典型的轻量化ABA结构材料为研究对象，考虑了弹性模型和柔性模型2种多孔材料本构模型，建立了4种铺层模型，经计算结果和实测结果对比分析表明，弹性-柔性铺层模型可应用于这2类ABA材料结构吸/隔声特性计算；多孔材料本构模型的选用，需考虑材料实际应用的边界条件。在ABA材料结构中隔声层为轻质PE薄膜类材料时，使用弹性-柔性铺层模型，较其他铺层模型精度更高；当隔声层为重质EVA类材料时，铺层模型柔性-柔性和弹性-柔性的计算值均与测试值吻合较好，在一致的计算精度下，使用柔性-柔性铺层模型可代替弹性-柔性铺层模型，无需多孔材料杨氏模量、泊松比和阻尼损耗因子等参数，仅需较少的BIOT参数即可进行建模，可降低建模成本和提高计算效率。研究结果可用以轻量化ABA材料设计开发以及其他多层复合声学材料的建模研究。
参考文献（References）
［1］ Jain S K, Shravage P, Joshi M,et al. Acoustical Design of Vehicle Dash Insulator［R］. SAE Technical Paper, 2011.
［2］ Duval A, Rondeau J F, DeshayesG, et al. Generalized Light-Weight Concept：a Comprehensive Acoustic Pack⁃age Weight Reduction Strategy［J］. Congrès SIA Confort Automobile etferroviaire, Le Mans, France, 2006.
［3］ Zhang J, Pang J, Zhang S, etal. A Lightweight Dash insu⁃lator Development and EngineeringApplication for the Vehicle NVH Improvement［R］. SAE Technical Paper,2015.
［4］刘国杰，钟广亮. 等体密度吸音棉在前围隔音垫上的应用［J］. 汽车实用技术，2017（23）：22-25.
［5］邓江华. 防火墙总成特性对汽车声学包性能影响［J］.噪声与振动控制，2014，34（3）：78-81.
［6］ Wentzel R E, VanBuskirk J. ADissipative Approach to Vehicle Sound Abatement［R］. SAE Technical Paper,1999.
［7］罗竹辉，贺才春，罗仡科，等. 内前围隔音垫隔声性能研究［J］. 振动与冲击, 2018, 37（7）：254-258.
［8］姜东明. 汽车前围声学包吸隔声性能分析及优化［D］.成都：西南交通大学，2018.
［9］ Campolina B, Dauchez N, AtallaN, et al. Effect of Porous Material Compression on the Sound Transmission of a CoveredSingle Leaf Panel［J］. Applied Acoustics, 2012,73（8）：791-797.
［10］ Doutres O, Dauchez N, GénevauxJ M, et al. A Frequen⁃cy Independent Criterion forDescribing Sound Absorb⁃ing Materials by a Limp frameModel［J］. Acta Acustica United withAcustica, 2009, 95（1）：178-181.
［11］上官文斌，熊冬，谢新星，等. 车用多层平板材料吸隔声特性的测试与计算分析［J］. 振动与冲击，2018，37（1）：241-247.
［12］ Siavoshani S, Tudor J. ABA-NewGeneration of Vehicle Dashmats［R］. SAE Technical Paper, 2005.
［13］ General Motors Worldwide.Random Incidence Sound Absorption evaluation Test Procedure：GMW 14177-2014［S］. Detroit, Michigan：GMW Engineering Standards, 2014.
［14］ R. La Barre, T. Falk.Instructions for the Use of the Alpha Cabin［M］. Autoneum, 2011.
［15］ American Society for TestingMaterials. Standard Test Method for Laboratory Measurement of Airborne Trans⁃
mission Loss ofBuilding Partitions and Elements Using Sound Intensity：ASTM E2249-02（2016）［S］. West Conshohocken, PA：ASTM International, 2016.
［16］ Dauchez N, Etchessahar M,Sahraoui S. On Measurement of Mechanical Properties of Sound Absorbing Materials［C］. 2nd Biot Conference onPoromechanics, 2002：1-4.
［17］ Allard J, Atalla N. Propagationof Sound in Porous media：Modelling Sound Absorbingmaterials［M］. John Wiley & Sons, 2009.
［18］ Brouard B, Lafarge D, Allard JF. A General Method of Modelling Sound Propagation in Layered Media［J］.Journal of Sound and Vibration,1995（1）：129-142.
文章来源及单位：湖北汽车工业学院学报第32 卷第4 期，宁波拓普集团有限公司。
 
 
分享到：
 
反对 0 举报 0 收藏 0 评论 0
  • 汽车测试网V课堂

    汽车测试网V课堂

  • 微信公众号

    微信公众号

  • 汽车测试网手机站

    汽车测试网手机站

• 某四驱电动车电磁噪声大问题优化 • 制动噪声
• 车辆内部NVH测试解决方案 • 电动汽车电池包随机振动疲劳及优化分析
• 详解半主动悬置和主动悬置 • 某SUV车内加速轰鸣声问题分析与研究
• 车内噪声主动控制的参考信号选取方法 • 某车变速箱鬼频啸叫控制案例
• HBK电声产线测试解决方案 • 风洞内传声器阵列互谱矩阵的去噪
0 条相关评论
  • 广告

编辑推荐

最新资讯

  • 广告
  • 广告
沪ICP备11026620号