CG125摩托車消聲器的模擬研究與實驗驗證

田 銳

(清遠職業技術學院，廣東 清遠,511510)

本田CG125摩托車作為國內仿制最為徹底、使用最為廣泛的車型之一，其動力強勁、結構簡單、節能省油的特點深受青睞。然而，隨著全球對摩托車車噪聲排放性能標準的日趨嚴格，現有國產CG125摩托車噪聲排放性能指標尚達不到歐盟EEC認證標準，在高速工況下更加明顯，嚴重影響了CG125摩托車的海外市場開拓。因此，提高排氣消聲器的性能勢在必行。本文從摩托車噪聲產生機制出發，全新設計了一款復雜結構的阻抗復合消聲器[1]，對其消聲性能和內部流場進行模擬分析，并通過臺架試驗，與廣東某消聲器廠生產的CG125摩托車消聲器的消聲性能進行比較，評價其噪聲排放達標情況。

1 模型的建立

1.1 物理模型的建立

本研究利用Autodesk公司的三維建模軟件Inventor進行物理建模。

廣東某消聲器廠生產的CG125摩托車消聲器的結構如圖1所示。該消聲器主要通過三個擴張室消除中低頻噪聲，對于高頻消聲效果較差，阻力損失較大，且噪聲排放值高于歐盟EEC認證標準的限值(77 dB(A))。

圖1 原消聲器結構圖

為消除該消聲器的缺陷，筆者全新設計了一款兩段式消聲器，其結構如圖2所示。根據摩托車消聲量頻率特性，新款消聲器分前后兩段，其中前段采用擴張式，后段采用穿孔管式。前、后兩段的入口管均在右側，直徑分別為28、30 mm；出口管均在左側，直徑分別為32、20 mm；出入口管道厚度均為1 mm。消聲器前段為三腔室抗性結構，第1、2腔和2、3腔內插管連接，內部裝有觸媒轉換器；后段為單腔室阻性結構，內插網孔管，內筒附吸聲材料，吸聲材料為玻璃纖維包裹不銹鋼絲棉，用以降低排氣煙度。

(a)前段

(b)后段

1.2 數學模型的建立

由于系統內流體的流動情況大部分為湍流(或紊流)狀態，且多數為不可壓或微可壓流體狀態，故選擇常用的湍流模型k-ε模型作為流動模型。求解方程選用連續性方程、雷諾平均N-S方程、動量方程和能量方程進行計算，各方程式如下[2]：

連續性方程：

(1)

雷諾平均N-S方程：

(2)

動能方程：

(3)

能量方程：

(4)

式中：ui、uj分別為沿i、j方向的速度矢量;xi、xj分別為i、j方向坐標;fi為沿i方向的質量力;p為壓力;ρ為空氣密度;v為水的運動黏性系數;vt為渦黏性系數；k為湍動能;ε為湍能耗散率;Cε、σε為經驗系數，其中Cε1= 1.44,Cε2=1.92,σε=1.3。

2 消聲器性能模擬分析

2.1 消聲性能

消聲性能指標主要有傳遞損失和插入損失等[3]，其中傳遞損失反映了聲音經過消聲元件后的能量衰減，而插入損失反映的是整個系統在插入消聲元件前后的能量損失。相比傳遞損失，插入損失更能反映消聲器整體消聲效果，因此本文采用插入損失來評價改進前后消聲器的性能，并利用ANSYS軟件較強的聲場分析能力對消聲器的插入損失進行模擬計算。

兩款消聲器的插入損失模擬計算結果如圖3所示。由圖3中可見，隨著發動機轉速的提高，消聲器插入損失增大，消聲器整體消聲量逐漸增大。當發動機轉速低于5200 r/min時，兩種消聲器的插入損失計算值基本相同，原消聲器的消聲效果略優；當發動機轉速為5200～9000 r/min時，新消聲器插入損失最大值為38 dB(A)，遠高于原消聲器的相應值(30 dB(A))，表明新消聲器的消聲量明顯高于原消聲器，達到了設計預期。

圖3 兩種消聲器的插入損失值

2.2 功率損失比

消聲器的功率損失比反映了消聲器對發動機性能的影響。參考國內現階段包括摩托車在內的機動車輛排氣消聲量的設計指標，當消聲器體積和質量較小、消聲量在10～20 dB(A)時，其功率損失比一般應小于5%。

圖4所示為兩種消聲器功率損失隨發動機轉速的變化情況。由圖4中可見，隨著發動機轉速的提高，消聲器功率損失比上升；原消聲器的最大功率損失比為1.32%，新消聲器的最大功率損失比為1.98%，兩者相差不大且均遠小于5%，表明新設計方案是可行的。

圖4 兩種消聲器的功率損失比

3 消聲器內部流場的CFD模擬與分析

本文采用CFD技術[4]對新消聲器內部的氣體流場進行模擬，分析其空氣動力學性能指標，找出再生噪聲出現的區域，從而確定消聲器內部結構的優化設計方案。

3.1 壓力場

圖5所示為消聲器的壓力云圖。由圖5中可見，消聲器前段第二腔氣體內部壓力減小尤為明顯，壓力減小數值是輸入數值的10%；后段消聲器的壓力變化也非常明顯?？偟膩碚f，兩段消聲器中，相對于入口，出口處均有明顯的壓力降低，壓力損失較為明顯。

(a)前段

(b)后段

3.2 速度矢量

圖6所示為消聲器的速度矢量圖。由圖6中可見，消聲器入口氣流的平均速度為13m/s，出口氣流的平均速度為9.5 m/s，可見氣流經過消聲器后速度明顯降低；氣體在通過消聲器前段時，氣體矢量非常平緩，即使在速度變化量極大而空間又極小的第一轉折處，氣體依然平緩地流動；而氣體在流過消聲器后段時，較穩定地向出口方向流動，但通過穿孔管時，氣體發生碰撞消耗了氣體總動能，同時轉換成熱能。

(a)前段

(b)后段

3.3 能量

消聲器工作時，高速湍流能產生較大的排氣噪聲，因此在設計時充分考慮氣流和聲波流的逆向作用，將消聲器整體分為兩段式，在前段第1腔和第2腔采用內插管結構，且與進氣管及2、3腔內插管軸線相互錯開，使氣流不斷反轉回流，從而增加了聲波反射和聲能損耗。

在對消聲器后段進行平均數值輸出可以看出，在后段消聲器入口的總能量為5.5 kJ，而對應出口的總能量為4.0 kJ。很明顯，在消聲器的后段，能量有了明顯的下降。

4 實測試驗驗證

4.1 消聲器消聲量試驗

消聲器消聲量的測試按照QC/T235—2008[5]的要求進行，在標準工況下進行臺架試驗，測量兩種消聲器的插入損失和功率損失值。

圖7所示為兩種消聲器的插入損失實測值。由圖7中可見，隨著發動機轉速的提高，消聲器插入損失實測值逐漸增大，轉速為3000～6300r/min時，原消聲器消聲量略優于新消聲器消聲量，轉速為6300～9000 r/min時，新消聲器插入損失較原消聲器最多提高了6 dB(A)，表明新消聲器對于高頻噪聲的降噪效果優于原消聲器。

圖7 兩種消聲器插入損失實測值

Fig.7Measuredinsertionlossvaluesoftwokindsofmuffler

圖8所示為兩種消聲器的功率損失比實測值。由圖8中可見，隨著發動機轉速的提高，消聲器功率損失比實測值上升，新消聲器的功率損失比較原消聲器的大。新消聲器和原消聲器的最大功率損失分別為2.02%和1.67%，兩者相差不大且都小于歐盟認證標準中低于5%的限值要求。

圖8 兩種消聲器功率損失比實測值

Fig.8Measuredpowerlossratiovaluesoftwokindsofmuffler

4.2 整車噪聲測試

試驗對象為廣東某摩托車整車廠生產的出口裝CG125騎式兩輪摩托車，按照GB/T16169—2005[6]，對比測試分別裝有兩種消聲器的摩托車在加速過程中的最大有效聲壓級值，測試結果如表1所示。

由表1可知，與安裝原消聲器的摩托車相比，安裝新消聲器后，摩托車整車噪聲最高值降低了約2 dB(A)，低于歐盟EEC認證標準限值(77 dB(A))。

綜上所述可知，該消聲器結構合理，性能優于原有消聲器，因而新消聲器的設計是合理有效的。

表1 整車噪聲測試結果

[1] 田銳.一種曲折氣道的消音器：中國,2013200611650[P].2013-07-15.

[2] 陳軍，楊關良.排氣消聲器的CFD數值仿真[J].海軍工程大學學報，2011，23(3)：108-112.

[3] 顏伏伍，張云飛，劉志恩.摩托車排氣凈化消聲器的設計方法研究[J].小型內燃機與摩托車，2009,38(5):25-29.

[4] 方建華，周以齊，胡效東，等.內插管抗性消聲器的CFD仿真及壓力損失研究[J].武漢理工大學學報:交通科學與工程版，2009，33(4)：795-798.

[5] QC/T 235-2008,摩托車和輕便摩托車排氣消聲器技術要求和試驗方法[S].

[6] GB/T16169-2005,摩托車和輕便摩托車加速行駛噪聲限值及測量方法[S].