某輕型柴油機渦輪增壓器斷軸失效分析及對策

摘" "要：本文列舉某輕型柴油機開發過程中出現的渦輪增壓器斷軸失效案例，闡述了渦輪增壓器由于壓端止推軸承異常磨損導致的斷軸故障的失效原因排查及對策過程。本文以止推軸承受力最苛刻的工況進行了增壓器推力軸承系統的受力分析、設計及校核，析出了優化方案；并結合客戶實際使用工況設計了考核試驗方案。試驗結果證明本對策有效，為后期增壓器設計及保護策略的標定提供了理論依據。

關鍵詞：渦輪增壓器；渦前壓力；增壓壓力；止推軸承；保護策略

中圖分類號：U472" " " " 文獻標志碼：A" " " 文章編號：1005-2550（2023）05-0045-08

Failure Analysis and Countermeasures of a Light Diesel Engine Turbocharger with Shaft Broken

JIN Ming， WANG Fang， DENG Ji-feng， YU Guo-qiang， Zhou Bo

（ DONGFENG ANTOMOBILE CO.， LTD. Product Ramp;D Headquarters，

Wuhan 430057， China）

Abstract： In this paper， the case of turbocharger shaft fracture failure has been enumerated in the development of a light diesel engine， and described the troubleshooting and countermeasures of shaft fracture failure caused by abnormal wear of thrust bearing at the pressure end of turbocharger. This paper analyzes， designs， and verifies the force of the turbocharger thrust bearing system under the most severe working condition of the thrust shaft， and proposes an optimization plan; And an assessment test plan was designed based on the actual usage conditions of the customer. The experimental results have proven the effectiveness of this strategy， providing a theoretical basis for the later turbocharger design and protection strategy calibration.

Key Words： Turbocharger; Pressure Before Turbine; Boost Pressure; Thrust Bearing; Protection Strategy

目前，渦輪增壓器在輕型柴油機上的應用已經十分普遍，近年來隨著發動機升功率的提高，渦輪增壓器使用邊界條件也不斷在發生變化，其中就包括決定其軸承系統軸向載荷的渦端前后壓力及壓端出口壓力。增壓器軸向載荷的變化使得軸系受力以及發動機對于推力軸承的承載能力都提出了新的要求，需要對增壓器推力軸承的止推能力進行重新校核。而推力軸承的失效則會直接導致渦輪增壓器的可靠性問題。

1" " 故障現象描述

2022年，在搭載VAN車的一款2.0L輕型柴油發動機開發過程中，發動機臺架及整車上多次出現發動機限扭故障，經過排查，這些故障都是因為全新開發的EWGT渦輪增壓器斷軸失效所導致。而將失效增壓器拆解分析后，發現導致增壓器斷軸的原因是軸承系統中壓端止推軸承異常磨損。失效照片如圖1。

故障增壓器拆解的結果有著共同的特點，增壓器斷軸，壓氣機葉輪擦殼磨損嚴重，增壓器壓端止推軸承端面異常磨損（圖1左上及左下圖所示），端面上的四個油楔面均已磨平。而增壓器渦端止推軸承則結構完好，端面上的四個油楔清晰可見，未見磨損。

2" " 失效原因解析

由于多臺增壓器故障形式一致，都是壓端止推軸承端面異常磨損，因此有必要對增壓器推力軸承在發動機適配中的受力情況進行校核。同時對止推軸承零件自身設計制造進行調查。

2.1" "增壓器推力軸承受力分析

渦輪增壓器在發動機正常工作時，壓氣機葉輪和渦輪機葉輪分別受到新鮮氣體及燃燒廢氣的作用，會產生一個軸向力作用在增壓器核心轉子系統上，軸向力簡圖，如圖2所示：

從圖中可以看出，渦輪增壓器核心轉子受到的軸向力為T，ax，T，ax是作用在壓氣機葉輪上的軸向力CW和作用在渦輪機葉輪上的軸向力TW的合力。

即作用在渦輪增壓器核心轉子上的軸向力：

T，ax=CW+TW" " " " " " " " " " "（1）

式中，CW的方向是指向壓氣機端，而TW的方向是指向渦輪機端。在這里，定義指向渦端的合力TW為正方向，即此時TWgt;0。

細分到壓氣機端受力分析，增壓器壓氣機端一共受到四個力的作用，分別是作用在壓氣機葉輪進氣測的力F1，C、作用在壓氣機葉輪子午面的力F2，C、作用在壓氣機葉輪上的脈沖力F3，C以及作用在壓氣機輪背上的F4，C，這四個力的合力構成了壓氣機葉輪上的軸向力CW。

即壓氣機葉輪上的軸向力：

CW=F1，C+F2，C+F3，C-F4，C

進一步將上述等式展開，將力轉換為壓力和受力面積的乘積，可以得到以下等式：

CW=F1，C+F2，C+F3，C-F4，C

=" " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " （2）

式中，D1為壓氣機葉輪進口直徑，P1為壓氣機葉輪進口壓力，AS為壓氣機子午面軸向面積，P2*為壓氣機葉輪出口靜壓力，qmc為通過壓氣機葉輪的空氣質量流量，Ra為空氣常數，T1為壓氣機葉輪進口溫度，Ain為壓氣機葉輪進口橫截面面積，Abf 為壓氣機葉輪輪背受壓面積。

渦輪機端受力同壓氣機端類似，從圖2中可以得到渦輪機葉輪上的軸向力：

TW=F4，T -F1，T -F2，T -F3，T

將力轉換為壓力和受力面積的乘積，可以得到以下等式：

TW=F4，T -F1，T -F2，T -F3，T

=" " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " nbsp; " " " " " " " " " "（3）

式中，D4為渦輪機葉輪進口直徑，P4為渦輪機出口壓力，AS為渦輪機子午面軸向面積，P3* 為渦輪機葉輪進口靜壓力，qmT 為通過渦輪機葉輪的空氣質量流量，Ra為空氣常數，T4為渦輪機葉輪出口溫度，Aout為渦輪機葉輪出口橫截面面積，Abf 為渦輪機葉輪輪背受壓面積。

將壓氣機葉輪和渦輪機葉輪相關參數及發動機臺架實測的數據分別代入式（2）及式（3），可以分別計算出壓氣機葉輪及渦輪機葉輪上所受到的軸向力。再將計算結果代入式（1），即可計算得到渦輪增壓器核心轉子上的軸向力。

該2.0L輕型柴油發動機發生增壓器故障的臺架記錄了試驗數據，將記錄的增壓器P3及P2數據以時間為橫軸做成圖表，如圖3所示：

從曲線上可以看出，部分工況時P3-P2差值超出了增壓器的限值要求，最大超限量接近100kPa。而增壓器推力軸承能夠承受的軸向力邊界如圖4所示：

將臺架實測數據代入上述理論公式計算后，可計算得到渦輪增壓器核心轉子上的軸向力，根據增壓器止推軸承設計要求，其合理使用范圍在兩根紅色線所夾的區域范圍內。將計算得到的軸向力描入圖4中后，可見真實軸向力超出了該款增壓器能夠承受的最大軸向力限值，見圖5所示：

藍色點為實際臺架試驗時指向渦輪機端的軸向力，在增壓器轉速為215000rpm時達到160.5N，超出了該增壓器推力軸承的許用邊界。在發動機工作到這個工況時，增壓器的止推軸承面對壓氣機一側將無法提供足夠的止推力以使得增壓器的核心轉子總成保持位置不變，核心轉子會向增壓器的渦輪機端移動，導致止推軸承和壓氣機端的軸封套產生接觸及異常磨損，從而破壞核心轉子的動平衡。如果發動機經常工作在該工況，則最終會導致增壓器出現擦殼以及斷軸故障。

3" " 優化對策

針對失效原因，提出了三個優化方向，一個方向是優化增壓器的硬件，提升止推軸承止推能力。第二個方向是通過改善機油粘度，增大機油壓力或者改變機油流速去提升推力面承載能力。第三個方向是通過軟件方面的優化，增加ECU中關于增壓器P3-P2差值保護的策略，使增壓器在整車及發動機臺架上各個工況工作時，P3-P2差值均不超出增壓器的許用范圍，從而保證增壓器的可靠性。

3.1" "優化對策技術可行性分析

3.1.1 增壓器止推軸承優化設計

目前很多渦輪增壓器采用的都是半浮式軸承系統，此類型的軸承集止推軸承和浮動軸承的功能于一體，減少了軸承系統的零部件數量，提高了集成度。本次試驗時斷軸失效的增壓器也采用的是該結構類型的軸承系統。軸承系統結構見圖6：

如圖中所示，止推軸承是通過軸承端面和對手件之間的油膜產生的壓力來提供止推力，這里藍色部分為一個斜面，綠色部分為一個平面，藍色及綠色部分整體構成推力面，用于產生止推力。黃色部分為進油槽，起到將軸承體中機油引導至軸承端面的作用。為了更直觀的看懂端面的結構及各個顏色部分高度區別，將圖6中端面沿從A點至B點做橫向展開，如圖7所示：

（1）增大止推面的面積或者優化止推軸承的材料

從圖中可以看出，故障增壓器的推力面由四個藍色斜面加上四個綠色平面構成。止推力的大小和止推面的面積強相關。但是受限于該增壓器軸系結構，無法加大止推軸承的直徑，進而無法通過加大止推軸承端面的面積來提升止推軸承的止推力。

另外止推軸承材料的變化不會影響止推力的大小，所以也無法通過優化止推軸承的材料性能去提升其止推能力。

（2）改變止推面上的進油槽數量

增加或者減少圖6中黃色部分進油槽的數量對于止推能力的影響，可以通過CAE仿真來研究進油槽數量和止推承載力之間的關系。止推軸承端面上的油膜厚度為0.006mm，當進油槽數量為4個時，通過仿真可以得到止推面上的油壓分布云圖，如圖8所示：

如下改變進油槽數量后止推軸承端面的壓力分布情況。

將止推軸承端面進油槽數量為4個時所能提供的止推面壓力定義為100%，經過換算可以得到其它幾個不同數量進油槽數量時能夠提供的止推面壓力分別總結至表1：

由此可見，止推軸承端面有4個進油槽時，能夠提供最高的止推力，不論是增加或者減少止推軸承端面上的進油槽數量，都會使得提供的止推力變小。

3.1.2 改善機油粘度，增大機油壓力或者改變機油流速

（1）選用不同機油牌號的機油

通過仿真，可以模擬機油粘度發生變化時，止推軸承端面形成止推力的變化情況，目前故障發動機采用的是牌號為5W30機油，模擬時采用了三個不同牌號的機油進行對比，結果如圖10所示：

數據表面，使用更高粘度牌號的機油有利于提升止推軸承端面所產生的止推力，但是，高粘度的機油不利于增壓器冷卻，可能會引起軸承系統超溫。同時，使用高粘度的機油會增大發動機摩擦副之間的摩擦功，增加發動機油耗。另外，一味提高使用機油牌號也是不適合的，機油牌號要根據個人用車工況以及用車氣溫環境來做選擇。

（2）增大機油壓力

增大進入增壓器中間體的機油壓力，是否能夠提高止推軸承的止推能力呢？也可以通過CAE仿真得出結論，如圖11所示：

從模擬的數據上可以看出，進油壓力從20kpa到200kpa再到300kpa，推力面上的壓力分別增加5.22%和2.87%。可見進油壓力絕對值增加很大，但是對于止推能力的提升幫助很小。

（3）改變機油流速

還有一種思路是改變止推軸承推力面上的機油流速，改變流速的方式也是改變止推軸承端面上的進油槽數量，這里通過仿真，展示了推力面上的機油流向流速云圖，見圖12和圖13所示：

從仿真結果可以看出，隨著止推軸承端面進油槽數量的變化，推力面上機油流速也在發生變化，但是實際上機油流速的變化和推力面上能夠形成的止推力沒有直接的關聯關系。

將以上所有對策方案及其效果總結進表2：

3.1.3 增加ECU中關于增壓器P3-P2差值保護的標定策略

基于前面得出的結論，發現不論是通過優化止推軸承自身結構還是通過改善進入增壓器的機油相關特性都不能對本研究課題起到根本解決的作用。另外的方法就是在ECU數據中增加關于增壓器P3-P2差值保護的標定策略，但是增加這樣的策略，需要一套完整的保護邏輯，并在軟件開發時形成功能閉環。與此同時，在ECU加入這樣的增壓器保護策略時，還需要有很多的前提條件，其中極為重要的一條就是要保證發動機的動力性、經濟性及排放等開發目標不受影響，能夠達成客戶的需求。

由于在發動機上部分壓力參數是通過壓力傳感器實測的，還有部分參數則是通過實測壓力通過模型進行計算得到的，所以在標定保護策略之前，首先要建立好這些沒有直接測量壓力值的計算模型。

（1）建立標定壓力模型

根據需求建立以下幾個壓力模型，中冷后壓力模型值P22_mod及渦后壓力模型值P41_mod。

其中，P22_mod=進氣歧管壓力_mod×節氣門閥流_mod，

P41_mod =DOC出口壓力_mod+DPF壓差_mod +SCR壓差_mod +消聲器壓差_mod。

（2）建立增壓器渦前壓力模型值P3_mod和增壓器渦后壓力P4實測值之間的關系

在建立P3_mod和P4實測值關系之前，需要先建立增壓器渦輪端能量焓值的概念，其中，渦輪端能量焓值=新鮮進氣量+β×燃油量，焓值中β系數的確定，主要依據P3_mod與P4實測值對應關系的擬合離散性確定，應使得擬合結果離散系數的平方，即R2＞0.95。

對應每一個EWGT的開度，都有P3_mod= P4×膨脹比MAP，那么在整個發動機萬有特性的區域內，就可以找到渦輪端能量焓值和增壓器膨脹比之間的關系，具體的方式是將EWGT以每10%開度進行發動機萬有特性DOE掃點，使用線性工具將數據進行擬合。以該2.0L發動機EWGT增壓器80%開度的掃點數據，可以擬合出如下圖14中的曲線。

從該擬合曲線上離散系數的平方R2=0.998可以看出擬合度很高。從而構建出了在EWGT增壓器80%開度時渦輪端能量焓值和膨脹比之間的函數關系。這樣就可以通過渦輪端能量焓值和發動機實測的P4值計算出準確的發動機渦前壓力模型值P3_mod了。

（3）增壓器P3-P2差值保護策略的實現原理

發動機增壓器在穩態標定完成后，按增壓器自身止推軸承能提供最大止推力的限制要求，會將P3-P2穩態控制在一定范圍內，該失效增壓器結合其止推軸承能力，將P3-P2壓差值限定在200kPa以內。

但在瞬態加速過程中，由于增壓器存在一定的轉動慣量，會使得P3的提升速率高于P2的提升速率，這樣就會導致瞬態工況下P3-P2超限，而保護策略則是通過標定發動機P3和P2的比值，來實現對增壓器瞬態最大位置的限制，進而限制瞬態P3-P2的超限問題。

即：

[發動機壓比限值（P3_mod /p22_mod）_lim] ×（P22_mod/P4_mod）=（P3_mod/p4_mod）lim=ACM_ewgt_turb_pratio_max

其策略原理見圖15所示：

計算得到標定變量EWGT最大膨脹比ACM_ewgt_turb_pratio_max后，即可轉化為壓力模型EWGT最大膨脹比PSE_ewgt_turb_pratio_apm，最終轉換為標定變量中的EWGT最大需求值ACM_ewgt_pos_dmnd_max。這樣就實現了通過控制發動機各個工況下的EWGT最大需求值ACM_ewgt_pos_dmnd_max來起到控制發動機P3-P2不超限的作用，最終實現了渦輪增壓器P3-P2的壓差保護功能。

（4）增壓器P3-P2差值保護策略的標定方法

保護策略的標定需要在整車上開展，首先將發動機限定扭矩，從400IMEP（10mg油量）開始，每200IMEP（5mg油量）全油門踩至最高轉速，分析數據并標定，一般標定時EWGT最大位置需求值ewgt_position_dmnd_max要略高于EWGT需求原始值ewgt_position_dmnd_raw，根據增壓器轉速裕度，一般選擇高5%至10%位置。再將外特性扭矩放開，在各油門、各轉速下進行急加減速測試，檢查有無P3-P2超出限值的異常點，如有則針對個別點進行精調，使之滿足要求，從而得到最終的ENG_MAX_PR標定MAP。在這里需要注意的是在不同海拔高度下均需要設計不同的標定MAP，每個不同海拔之間則采用插值的方式進行限制。

（5）增壓器P3-P2差值保護策略的測試結果

在完成增壓器P3-P2差值保護策略的標定后，為了測試保護策略在發動機穩態及瞬態工況下的實施效果，分別在發動機臺架及平原海拔下的整車上進行了初步的檢查測試，測試結果見圖16及圖17所示。

從測試結果可以看出，在保證發動機動力性、經濟性及排放等開發目標達成，并且滿足發動機許用邊界條件的前提下，代表發動機穩態工況時增壓器P3-P2壓差值的黃色曲線以及代表整車急加減速瞬態工況時增壓器P3-P2壓差值的粗紅色曲線此時均沒有超出200kPa的限值范圍。在增加ECU中關于增壓器P3-P2差值保護的標定策略初步判斷是具備可行性的。

4" " 試驗驗證

為了進一步驗證上述保護策略的實施效果，以及對其保護效果是否能夠盡可能覆蓋終端客戶的使用工況，驗證工作同步在發動機臺架及整車上開展。

共計選取發動機工況16個，其中涉及到的發動機臺架具體包括WHTC循環、EGR結焦驗證循環、CWTVC油耗循環以及增壓器響應性試驗循環這4個循環工況，而整車上的工況則包括1200米、2000米、2800米、3300米以及4000米5種不同海拔下發動機處于正常模式和再生模式下共計10種急加減速工況和1000米海拔下發動機處于正常模式和再生模式下的2種SCR效率試驗工況。

通過這16個工況的驗證，所有工況中P3-P2差值均沒有超過200kPa，證明保護策略是行之有效的。

限于篇幅的影響，不能將上述16種工況的驗證數據一一展開說明，在本章中，僅選擇發動機臺架工況和整車工況各一個來進行闡述。

在發動機臺架的驗證工況中，選取WHTC循環1800秒的循環中，P3-P2差值最大為185kPa，保護策略有效使得P3-P2差值沒有超過200kPa的限值。以時間軸為橫坐標，以P3-P2差值為縱坐標為繪制曲線，見圖18所示：

在整車驗證的工況中，選取在2000米海拔高度，發動機處于再生模式下的急加速工況工況，試驗數據記錄如下圖19所示：

圖中藍色為P3-P2差值曲線，整個數據采集過程中，P3-P2差值最大為182kPa，保護策略有效。

5" " "結論

（1）故障原因是因為增壓器在某些工況時加載在核心轉子上額合力超出了增壓器推力軸承能夠提供的止推力范圍。換算成壓力則是增壓器的渦前壓力和壓后壓力的差值，即P3-P2超出了該增壓器的許用范圍所致。

（2）本增壓器斷軸課題，只能通過在ECU中增加關于增壓器P3-P2差值保護標定策略的方式來進行優化，不論是通過止推軸承結構、材料優化設計還是通過改善機油粘度，增大機油壓力或是改變機油流速等措施，均不能有效解決該增壓器斷軸故障。

本研究方法和結論，為今后增壓器開發設計具有較高的借鑒意義。

參考文獻：

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[6]張健健，馬敏，李偉，等.渦輪增壓器軸向力分析與止推軸承承載力評估[J].內燃機與動力裝置，2021.

專家推薦語

康" "明

東風商用車技術中心" 工藝研究所所長

材料科學與工程研究員級高級工程師

本文列舉了某輕型柴油機開發過程中出現的渦輪增壓器斷軸失效案例，論述了渦輪增壓器由于壓端止推軸承異常磨損導致的斷軸故障的失效原因及對策分析過程，為后期增壓器設計及保護策略的標定提供了參考。

本文具有一定的創新性和實用性；文章條理清楚，合乎邏輯，數據可靠，理論正確。