車用增壓器同步噪聲降低措施研究

王海耀 楊瑞文 齊 斌

（泛亞汽車技術中心有限公司 上海 201201）

引言

隨著世界各國對汽車燃油經濟性和排放標準/法規(guī)要求的日益嚴格，“小排量+渦輪增壓”已經成為各國汽車發(fā)動機生產企業(yè)降低油耗的主流技術之一[1]。近年來，國內大型汽車發(fā)動機生產企業(yè)陸續(xù)推出了排量為1.0～1.5 L 的增壓發(fā)動機來替代排量為1.5～2.5 L 的自然吸氣發(fā)動機，以降低整車油耗。

作為增壓發(fā)動機的核心部件，渦輪增壓器（簡稱增壓器）是一個高速旋轉的機械部件。由于設計、制造、應用等因素，其在高速旋轉過程中會產生一些噪聲。增壓器噪聲種類較多，包括次同步噪聲、同步噪聲、BPF 葉片通過噪聲、氣流脈動噪聲、Hiss 噪聲等。同步噪聲是其中最常見的一種，其屬性是結構振動輻射噪聲，噪聲頻率與增壓器轉速同步，因其產生原理與轉子動平衡有直接關系，也稱動平衡噪聲。

國內外增壓器同步噪聲研究方面，關于增壓器噪聲產生機理及噪聲降低措施主要集中于增壓器轉子動平衡，對于整車應用條件的因素提及較少。Huang Nguyen Schafer 從轉子動力學角度對增壓器同步噪聲做了系統(tǒng)闡述，強調了軸承系統(tǒng)對于動不平衡響應的影響[2]。Klaus Wolff 等對機油溫度、軸承間隙等對同步噪聲的影響做了研究，試驗顯示，機油溫度從30 ℃～90 ℃的升溫過程中，增壓器在200 000 r/min工況的高速同步噪聲逐漸降低，原因為機油溫度影響機油粘度，而機油粘度影響軸承阻尼[3]。但并未就低速同步噪聲受機油溫度影響做出說明。實際上，低速同步噪聲受機油溫度的影響比高速同步噪聲更顯著。

本文對于增壓器同步噪聲的研究源于某小排量增壓發(fā)動機匹配重載整車在國六排放標準下產生的新問題，就影響增壓器同步噪聲的主要因素及其噪聲降低措施進行了論述。

1 增壓器同步噪聲產生機理

增壓器的核心部分是增壓器轉子部件，其結構如圖1 所示，主要由壓氣機葉輪、渦輪、渦輪軸、推力軸承、浮動軸承以及用于密封的密封環(huán)等組成。發(fā)動機排出的廢氣驅動渦輪，再由渦輪帶動離心式壓氣機工作。

圖1 增壓器轉子部件結構

由于材質不均勻以及制造、安裝誤差等原因，增壓器轉子的中心慣性主軸或多或少地偏離其旋轉軸線，當轉子回轉時，轉子各微元質量的離心慣性力所組成的力系不是一個平衡的力系。這種情況稱為轉子不平衡（即轉子動不平衡）。轉子不平衡是增壓器噪聲的主要激勵源，也是許多種自激振動的觸發(fā)因素。不平衡會引起轉子的撓曲和內應力，使增壓器產生振動和噪聲[4]。所以，分析增壓器同步噪聲的根本是研究轉子動不平衡激勵及其響應。

對增壓器轉子動不平衡的分析是建立在轉子動力學基礎上的，將增壓器轉子看作單圓盤轉子模型，單圓盤安裝在無質量的彈性轉軸上，彈性轉軸兩端由完全剛性的軸承及軸承座支承，如圖2 所示。

圖2 單圓盤轉子模型

圓盤位于轉軸中央，其質量為m，質心C 到圓盤中心O′的距離為a，稱為偏心距。圓盤以角速度Ω 轉動，偏心質量所產生的離心力為：

式中：Fub為離心力，N；m 為圓盤質量，kg；a 為圓盤質心C 到圓盤中心O′的距離，m，Ω 為圓盤轉動的角速度，rad/s。

在離心力作用下，轉軸中央產生彎曲變形r，若彈性轉軸的剛度為k，則圓盤受到的彈性恢復力為：

式中：F 為彈性恢復力，N；k 為轉軸剛度，N/m；r 為彎曲變形，m。

為了確定圓盤運動時其中心O′的位置，以固定坐標系Axyz 為參考，O′的坐標以x、y 表示，則圓盤的運動微分方程[5]可表述為：

令復變量為z，則：

將方程（3）寫為復變量的形式為：

式中：ωn為轉子固有頻率，rad/s

z 的特解為：

將公式（6）和公式（7）代入方程（5），可求得振幅：

圓盤或轉軸中心O′對于不平衡質量的響應為：

從公式（9）可以看到，響應幅值z 正比于偏心距a，即不平衡量越大，響應越大；響應幅值還隨轉子的角速度Ω 變化而變化，當Ω=ωn時，z→∞，出現共振情況，此時的轉子角速度稱為臨界角速度。實際上，由于增壓器存在阻尼，響應幅值不會是無窮大，而是較大但有限值；增壓器也非單圓盤轉子（實為多圓盤轉子），其工作時會存在多個臨界角速度，即多個共振峰值。

從轉子動力學的角度，增壓器轉子實際上是質量連續(xù)分布、具有彈性阻尼結構的彈性系統(tǒng)。對于此類系統(tǒng)，轉子動力學常采用傳遞矩陣法將轉子簡化為具有若干個集中質量的多自由度系統(tǒng)，即具有集中質量無彈性的圓盤和有彈性無質量的軸?；诖?，將增壓器轉子簡化為4 個質量圓盤和3 個無質量的彈性軸段，浮動軸承簡化為質量-彈簧-阻尼模型，如圖3 所示。由于圓盤的懸臂特征，圓盤的轉角自由度和陀螺效應不可忽略，不考慮轉子重力、扭轉和剪切效應。

圖3 增壓器轉子模型

運用傳遞矩陣法建立增壓器轉子系統(tǒng)動力學方程[2，6]為：

式中：M 為質量矩陣，包含慣量矩陣；CSG為阻尼矩陣，包含陀螺矩陣；KS為剛度矩陣，包含交叉耦合剛度矩陣；q 為x 和y 方向旋轉和平移響應矢量；Fi為軸承力，N，其取決于軸頸偏心率ε、軸頸偏心率變化速率、軸頸偏位角γ、軸頸渦動角速度以及轉子角速度Ω；Fub為不平衡力，即離心力，N。

從方程（10）可以看出，影響轉子動不平衡響應的因素除了不平衡力外，還有軸承力及轉子系統(tǒng)的剛度和阻尼，而浮動軸承直接影響到軸承力以及轉子系統(tǒng)的剛度和阻尼。因此，浮動軸承特性變化會影響到轉子動不平衡響應。

2 增壓器同步噪聲影響因素

2.1 轉子初始動平衡值

通過同步噪聲機理解析已得出，增壓器的轉子動不平衡值是影響同步噪聲的關鍵因子。因此，為了降低增壓器同步噪聲，更重要的是為了避免過大的動不平衡激勵引起的振動響應對增壓器轉子系統(tǒng)造成破壞，在增壓器制造時必須對轉子進行動平衡校準，比較常用的是去重法。

車用增壓器轉子的轉速很高，故對動平衡精度要求也很高。一般需要先對組成轉子的重要零件壓氣機葉輪、渦輪部件通過去重法進行單件平衡。在中間體總成完成裝配后，再在動平衡機上通過壓氣機葉輪鎖緊螺母去重和壓氣機葉輪二次去重的方式對轉子進行組合平衡，以消除單件平衡后可能殘留的不平衡和由于裝配誤差所帶來的新的不平衡[4]。

轉子動平衡精度一般用平衡后殘留的不平衡值來表示。零件單體平衡常使用重徑積來評估：

式中：U 為重徑積，g·mm；m 為零件質量，g；a 為零件質心到中心的距離，mm。

轉子總成的動平衡常采用控制中間體動不平衡（VSR）值的方式，即在動平衡機上控制中間體總成在一定轉速范圍內的振動加速度響應峰值。

車用增壓器的工作轉速范圍較寬，一般在0～250 000 r/min。在其工作轉速范圍內，轉子動不平衡響應會出現2 個明顯的峰值，如圖4 所示。

圖4 增壓器轉子動平衡G 值曲線

增壓器轉速在100 000 r/min 以下時，轉子轉速相對較低，不平衡力較小，轉子主要呈現剛性特征，其動不平衡響應振型表現為圓錐振動和平行振動；增壓器轉速在100 000 r/min 以上時，隨著轉速上升，轉子不平衡力越來越大，直接導致渦輪軸彎曲變形，變?yōu)槿嵝暂S，轉子動不平衡響應振型表現為彎曲振動。

一般將增壓器轉子低速區(qū)域的動平衡稱為G1動平衡，高速區(qū)域的動平衡稱為G2 動平衡。通常，控制G1 與G2 區(qū)域內動平衡值即可控制增壓器主要工作區(qū)域內的同步噪聲。需要注意的是，因受到動平衡機設備限制，G2 區(qū)域的最高轉速往往不能覆蓋增壓器的最高工作轉速，一般不超過200 000 r/min。

為了降低增壓器同步噪聲，需把動平衡值控制得盡可能低。但是這會直接導致增壓器的生產效率降低以及報廢率增加，進而影響產品成本。故應在整車同步噪聲選型試驗后確定一個合理的增壓器動平衡值，將其作為增壓器的動平衡值標準。

2.2 轉子動平衡漂移

增壓器的壓氣機葉輪是通過螺母鎖緊固定在渦輪部件上的，在使用過程中，由于轉子高速旋轉，壓氣機葉輪與渦輪部件的位置可能會發(fā)生位移，進而導致動平衡值發(fā)生變化，這稱之為冷漂移。冷漂移可采取改變壓氣機葉輪與渦輪軸之間裝配間隙的方式進行控制，即使用過盈配合、過渡配合方式替代間隙配合，但此方法對零件公差控制及裝配工藝提出了更高的要求。此外，在轉子總成動平衡去重前，可在動平衡機上將轉子轉速拉升至增壓器最高轉速甚至最高轉速以上，先釋放冷漂移，然后再進行動平衡去重，這也是改善冷漂移狀況的措施。

除了冷漂移，在增壓器工作過程中，因為與渦輪部件接觸的是高溫燃氣，會導致渦輪與渦輪軸焊接處內應力釋放，渦輪部件產生熱塑性變形，進而引起動平衡值發(fā)生變化，這稱之為熱漂移。熱漂移可通過改進渦輪與渦輪軸焊接工藝，降低焊接熱應力輸入的方式進行抑制。

此外，轉子系統(tǒng)長期使用后磨損、葉輪受污染物侵蝕、葉輪被異物打壞、潤滑油路進入雜質導致軸承異常磨損等也會導致動平衡值發(fā)生變化。

2.3 機油溫度（機油粘度）

如前所述，浮動軸承特性變化會影響到轉子動不平衡響應。浮動軸承本身是銅基材質，其特性受工作溫度影響較小，但是支撐浮動軸承工作的潤滑油受工作溫度影響較大。在低溫冷起動工況，發(fā)動機機油溫度較低，機油粘度相對較高。機油粘度變化會導致增壓器浮動軸承油膜剛度和阻尼發(fā)生變化，進而影響轉子動平衡值，產生同步噪聲。

為了更直觀地表達增壓器轉子動平衡值與機油溫度之間的關系，在動平衡測試臺架上對某小型增壓器進行機油升溫過程中的動平衡值測量。測試開始時，機油溫度為30 ℃，然后機油溫度逐漸升高，約30 min 后，機油溫度穩(wěn)定在60 ℃以上，最高為65 ℃。

圖5、圖6 分別為動平衡G 值、動平衡G 值漂移率與機油溫度的關系。

圖5 動平衡G 值與機油溫度的關系

圖6 動平衡G 值漂移率與機油溫度的關系

從圖5、圖6 可以看出，增壓器轉子低速動平衡G1 值與機油溫度直接相關。機油溫度較低時，G1 值出現明顯漂移；機油溫度升高至60℃后，G1 值漂移逐漸減弱。轉子高速動平衡G2 值隨機油溫度的變化與轉子低速動平衡G1 值隨機油溫度的變化有相同趨勢，但G2 值受機油溫度影響相對較小。。

圖7 為機油粘度與機油溫度的關系。

圖7 機油粘度與機油溫度的關系

從圖7 推測，在機油溫度低于30 ℃時，G1 值有更明顯的漂移。因此，在生產線的動平衡機上做轉子動平衡檢測時，應控制機油溫度為30℃。

除機油溫度外，機油牌號也直接影響到機油粘度，進而對轉子動平衡值產生影響。從圖7 中不同牌號機油的機油粘度特性可看出，高粘度機油類似于低溫效應，但其對轉子動平衡值的影響程度沒有低溫效應顯著。

2.4 增壓器負載

增壓器負載直接關聯增壓器轉速，增壓器轉速進入動平衡G 值峰值區(qū)域易于激勵出同步噪聲。

對于小排量增壓發(fā)動機，發(fā)動機低轉速區(qū)域進氣量小，輸出轉矩小。為了彌補這一缺陷，標定策略上采用增大進氣量措施，如提高怠速轉速、增大節(jié)氣門開度、VVT 優(yōu)化以及增壓補償等，同時調整變速箱速比。近幾年，電子執(zhí)行器逐漸普及，有利于增壓器在發(fā)動機低速時就介入工作，且標定上更易于控制。

為了讓催化器盡快達到工作溫度，高效處理有害排放物，標定上常采用減小發(fā)動機點火提前角的方式來加速催化器起燃。但減小點火提前角意味著IMEP 損失，表現為輸出轉矩降低。為保證整車在起燃階段的負載，需要采取其他措施進行補償，增壓補償是其中一個最直接的措施。

不管是因為小排量發(fā)動機匹配重載整車帶來的硬件變化，還是嚴格的排放標準帶來的起燃標定策略調整，都直接影響到增壓器負載。增壓器在低速大負荷介入工作后，增壓器轉速升高至50 000～100 000 r/min 范圍內，進入G1 峰值區(qū)域，容易激勵出增壓器同步噪聲。

增壓器負載的影響因子包括增壓器本身的匹配、發(fā)動機、變速箱、發(fā)動機及變速箱的標定、影響發(fā)動機負載的車載電器（發(fā)電機、空調等）、整車整備質量、整車裝載質量以及整車使用環(huán)境。整車使用環(huán)境中，高原是一個比較特殊的環(huán)境。高原空氣稀薄，增壓器會要求更多的增壓補償。相比平原環(huán)境，高原環(huán)境下，增壓器轉速更高，易進入G1 及G2 峰值區(qū)域，從而激發(fā)增壓器同步噪聲。

因負載影響，當增壓器轉速進入G1 峰值區(qū)時，若疊加低溫條件（如低溫冷起動），G1 值會跟隨低溫產生較大漂移，更容易激勵出增壓器同步噪聲。所以車輛在起動后的冷車階段（機油溫度＜60 ℃，冷卻水溫度＜50 ℃），尤其是起燃階段，應盡可能降低增壓器負載，避免增壓器轉速進入G1 峰值區(qū)域，從而達到抑制增壓器低速同步噪聲的目的。

3 增壓器同步噪聲分析

某1.0 L 國六渦輪增壓汽油機匹配1.2 t 緊湊型車后，出現疑似增壓器同步噪聲問題。噪聲出現工況為環(huán)境溫度為5℃的冷車起動。車輛駐車制動，從P擋掛入D 擋，前艙出現持續(xù)中高頻噪聲。松開制動，D 擋小油門加速行駛，車速為20～30 km/h，噪聲依然存在。噪聲在起燃階段尤為明顯，過了起燃階段后，噪聲明顯減弱。發(fā)動機冷卻水溫度逐漸上升至50 ℃以后，噪聲逐漸減弱直至消失。

為了進一步分析增壓器同步噪聲，在實車上布置傳感器，用于采集相關數據。在增壓器壓氣機殼體上布置振動加速度傳感器，用于采集增壓器振動數據；在距離增壓器10 cm 處布置近場麥克風，用于采集噪聲數據。通過噪聲分析軟件LMS test lab 對噪聲及振動進行頻譜分析，同時，用INCA 采集實車發(fā)動機ECU 數據。

圖8 為冷起動D 擋駐車噪聲頻譜。

圖8 冷起動D 擋駐車噪聲頻譜

從圖8 可見，噪聲頻率與增壓器本體振動頻率完全吻合，噪聲頻率為900～1 300 Hz，對應的增壓器轉速為54 000～78 000 r/min，噪聲為增壓器G1 同步噪聲。過了起燃階段后，同步噪聲消失。

圖9 為冷起動D 擋駐車INCA 數據。

從圖9 可見，冷車起動，進入起燃階段，發(fā)動機轉速升高，同時點火提前角減小以加速催化器起燃。掛D 擋接入變速箱，發(fā)動機負載進一步升高，發(fā)動機轉矩最高至78 N·m，增壓器旁通閥部分關閉，增壓器轉速升高，進入G1 峰值區(qū)。此時，由于機油溫度偏低，G1 值產生漂移，導致同步噪聲增大。過了起燃階段后，發(fā)動機轉速下降至950 r/min，點火提前角從-10°CA BTDC 增加到2°CA BTDC。增壓器負載下降，旁通閥打開，增壓器轉速下降，同步噪聲消失。

圖9 冷起動D 擋駐車INCA 數據

圖10 為冷車D 擋加速噪聲頻譜。

從圖10 可見，噪聲頻率與增壓器本體振動頻率吻合。噪聲頻率范圍約800～1 600 Hz，對應的增壓器轉速為48 000～96 000 r/min。

圖10 冷車D 擋加速噪聲頻譜

圖11 為冷車D 擋加速INCA 數據。

對照圖11 所示的實車INCA 數據，掛D 擋，踩油門加速，旁通閥關閉，增壓器轉速進入G1 峰值區(qū)，疊加冷車G1 值漂移，同步噪聲增大。

圖11 冷車D 擋加速INCA 數據

4 噪聲降低措施及驗證

上述增壓器同步噪聲屬于典型的冷機工況G1低速同步噪聲，有幾個關鍵影響因子：轉子初始動平衡值、機油溫度、增壓器負載。對本文的增壓器復測動平衡G 值無異常漂移，故轉子動平衡漂移非關鍵因子。

降低轉子初始動平衡值可降低同步噪聲，但會帶來成本上升；機油溫度屬于不可控因素，車輛起動后，機油隨發(fā)動機本體升溫有個過程，尤其是在冬季寒冷地區(qū)，機油溫度上升過程會更長；增壓器負載的影響因子較多，包括發(fā)動機、變速箱、整車以及增壓器本身匹配等多方面，可調整的余地不大?？紤]到噪聲主要在起燃階段，故在考慮整車負載及排放的前提下，從標定入手，將降低起燃階段增壓器負載作為首選措施。綜合評估，確定2 個噪聲降低措施：加大起燃階段點火提前角和限制起燃階段發(fā)電機功率，具體措施見表1。

表1 起燃階段噪聲降低措施

圖12 為采用噪聲降低措施后冷起動D 擋駐車噪聲頻譜。

從圖12 可以看出，采用噪聲降低措施后，在整個起燃階段D 擋駐車工況，噪聲完全消失。

圖12 采用噪聲降低措施后冷起動D 擋駐車噪聲頻譜

圖13 為采用噪聲降低措施后冷起動D 擋駐車INCA 數據。

從圖13 所示的實車INCA 數據可以看出，起燃階段，發(fā)動機最大轉矩降低了10 N·m，由于點火提前角加大，增壓器旁通閥開度幾乎維持在100%，增壓器負載降低，沒有增壓。此時增壓器振動頻率為720 Hz，對應的增壓器轉速約為43 000 r/min，未進入G1 峰值區(qū)，故無同步噪聲。

圖13 采用噪聲降低措施后冷起動D 擋駐車INCA 數據

采用噪聲降低措施后，冷車D 擋行駛小油門加速時的增壓器同步噪聲雖有減弱，但依然存在。這是因為踩油門加速工況，負載無法控制。負載稍大，增壓器還是會經過G1 峰值區(qū)域。為了解決加速行駛時的增壓器同步噪聲問題，需要同時降低增壓器轉子初始動平衡G 值。本文的噪聲降低措施選擇降低轉子低速動平衡G1 值，因為高速區(qū)域無同步噪聲，故維持當前的G2 值不變。具體措施見表2。

表2 增壓器動平衡G1 值降低措施

為了保證G1 值降低措施驗證的有效性及便于產品限值標準制定，篩選了3 件限值樣件，其G1 值分別為0.7、0.6、0.5 g。將3 件限值樣件在同一輛車上進行交替試驗驗證。試驗工況為車輛冷起動后小油門加速，環(huán)境溫度約為5 ℃。通過近場麥克風和振動加速度傳感器分別采集增壓器噪聲和振動數據。

經LMS 軟件對幾組測試數據進行處理，對比分析結果分別如圖14、圖15 所示。

圖14 冷車D 擋加速G1 值選型試驗（噪聲頻譜）

圖15 冷車D 擋加速G1 值選型試驗（振動頻譜）

從圖14 和圖15 可以看出，G1 值降低措施1、G1 值降低措施2 的噪聲和振動均比原始措施有明顯降低，原始措施每次加速都產生噪聲，而G1 值降低措施1 只是偶爾產生噪聲，G1 值降低措施2 則很難產生噪聲。G1 值降低措施2 在實際駕駛室內的噪聲已經很微弱，主觀評估可以接受。通過選型試驗，確定G1 值降低措施2 為最終的噪聲降低措施。

5 結論

本文基于增壓器同步噪聲產生機理，闡述了影響增壓器同步噪聲的因素，包括轉子初始動平衡值、轉子動平衡漂移、機油溫度（機油粘度）、增壓器負載。結合案例，重點分析了增壓器低速同步噪聲產生的原因，并提出了噪聲降低措施。結論如下：

1）轉子初始動平衡值直接影響到增壓器同步噪聲，是控制增壓器同步噪聲的基礎；轉子動平衡漂移會影響到轉子初始動平衡值，應通過相應的制造工藝措施進行控制。

2）機油溫度變化會直接影響機油粘度，導致增壓器浮動軸承油膜剛度和阻尼發(fā)生變化，進而影響轉子動平衡值。低機油溫度時，轉子低速動平衡G1值會出現明顯漂移，隨著機油溫度升高至60℃后，漂移逐漸減弱；機油溫度對轉子高速動平衡G2 值影響相對較小。

3）增壓器負載會直接影響增壓器轉速進入動平衡G 值峰值區(qū)域，從而激勵出同步噪聲。

4）增壓器低速同步噪聲易于在冷車大負載工況出現，在處理此類噪聲問題時，應將重點放在降低冷車工況，尤其是起燃階段的負載，同時調整轉子初始動平衡值。

5）在實際整車上，增壓器高速同步噪聲主要出現在全油門加速工況，控制好轉子初始動平衡值和轉子動平衡漂移量即可有效抑制。