doi:10.3969/j.issn.1005-2550.2023.05.008 收稿日期：2023-06-14某轻型柴油机涡轮增压器
断轴失效分析及对策
金明，王芳，邓基峰，余国强，周波
（东风汽车股份有限公司 商研总部动力总成开发中心，武汉 430057）
摘 要：本文列举某轻型柴油机开发过程中出现的涡轮增压器断轴失效案例，阐述了涡轮增压器由于压端止推轴承异常磨损导致的断轴故障的失效原因排查及对策过程。本文以止
推轴承受力最苛刻的工况进行了增压器推力轴承系统的受力分析、设计及校核，析出了优化
方案；并结合客户实际使用工况设计了考核试验方案。试验结果证明本对策有效，为后期增
压器设计及保护策略的标定提供了理论依据。
关键词：涡轮增压器；涡前压力；增压压力；止推轴承；保护策略
中图分类号：U472 文献标志码：A 文章编号：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 R&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 Array 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，涡轮增压器在轻型柴油机上的应用已经十分普遍，近年来随着发动机升功率的提高，涡轮增压器使用边界条件也不断在发生变化，其中就包括决定其轴承系统轴向载荷的涡端前后压力及压端出口压力。增压器轴向载荷的变化使得轴系受力以及发动机对于推力轴承的承载能力都提出了新的要求，需要对增压器推力轴承的止推能力进行重新校核。而推力轴承的失效则会直接导致涡轮增压器的可靠性问题。
1 故障现象描述
图1 故障增压器压端和涡端止推轴承位置
2022年，在搭载VAN车的一款2.0L轻型柴油发动机开发过程中，发动机台架及整车上多次出现发动机限扭故障，经过排查，这些故障都是因为全新开发的EWGT涡轮增压器断轴失效所导致。
而将失效增压器拆解分析后，发现导致增压器断轴的原因是轴承系统中压端止推轴承异常磨损。失效照片如图1。
故障增压器拆解的结果有着共同的特点，增压器断轴，压气机叶轮擦壳磨损严重，增压器压端止推轴承端面异常磨损（图1左上及左下图所示），端面上的四个油楔面均已磨平。而增压器涡端止推轴承则结构完好，端面上的四个油楔清晰可见，未见磨损。
2 失效原因解析
由于多台增压器故障形式一致，都是压端止推轴承端面异常磨损，因此有必要对增压器推力轴承在发动机适配中的受力情况进行校核。同时对止推轴承零件自身设计制造进行调查。
2.1 增压器推力轴承受力分析
涡轮增压器在发动机正常工作时，压气机叶轮和涡轮机叶轮分别受到新鲜气体及燃烧废气的作用，会产生一个轴向力作用在增压器核心转子系统上，轴向力简图，如图2所示：
图2 增压器核心转子系统受力简图
从图中可以看出，涡轮增压器核心转子受到的轴向力为T,ax
，
T,ax
是作用在压气机叶轮上的轴
向力CW
和作用在涡轮机叶轮上的轴向力TW
的
合力。
即作用在涡轮增压器核心转子上的轴向力：
T,ax
=
CW
东风轻型车+
TW
（1）
式中，CW
的方向是指向压气机端，而
TW
的
方向是指向涡轮机端。在这里，定义指向涡端的
合力
TW
为正方向，即此时
TW
>0。
细分到压气机端受力分析，增压器压气机端一共受到四个力的作用，分别是作用在压气机叶轮进气测的力F 1,C 、作用在压气机叶轮子午面的力F 2,C 、作用在压气机叶轮上的脉冲力F 3,C 以及作用在压气机轮背上的F 4,C ，这四个力的合力构成了压气
机叶轮上的轴向力CW。
即压气机叶轮上的轴向力：
CW
=F1,C+F2,C+F3,C-F4,C
进一步将上述等式展开，将力转换为压力和受力面积的乘积，可以得到以下等式：
CW
=F1,C+F2,C+F3,C-F4,C
= （2）
式中，D1为压气机叶轮进口直径，P1为压气机叶轮进口压力，A S为压气机子午面轴向面积，P2*为压气机叶轮出口静压力，q mc为通过压气机叶轮的空气质量流量，R a为空气常数，T1为压气机叶轮进口温度，A in为压气机叶轮进口横截面面积，A bf 为压气机叶轮轮背受压面积。
涡轮机端受力同压气机端类似，从图2中可以得到涡轮机叶轮上的轴向力：
TW
=F4,T -F1,T -F2,T -F3,T
将力转换为压力和受力面积的乘积，可以得到以下等式：
TW
=F4,T -F1,T -F2,T -F3,T
= （3）
式中，D4为涡轮机叶轮进口直径，P4为涡轮机出口压力，A S为涡轮机子午面轴向面积，P3* 为涡轮机叶轮进口静压力，q mT 为通过涡轮机叶轮的空气质量流量，R a为空气常数，T4为涡轮机叶轮出口温度，A out为涡轮机叶轮出口横截面面积，A bf 为涡轮机叶轮轮背受压面积。
将压气机叶轮和涡轮机叶轮相关参数及发动机台架实测的数据分别代入式（2）及式（3），可以分别计算出压气机叶轮及涡轮机叶轮上所受到的轴向力。再将计算结果代入式（1），即可计算得到涡轮增压器核心转子上的轴向力。
该2.0L轻型柴油发动机发生增压器故障的台架记录了试验数据，将记录的增压器P3及P2数据以时间为横轴做成图表，如图3所示：
图3 发动机台架数据
从曲线上可以看出，部分工况时P3-P2差值超出了增压器的限值要求，最大超限量接近100kPa。而增压器推力轴承能够承受的轴向力边界如图4所示：
图4 增压器推力轴承承受轴向力限值
将台架实测数据代入上述理论公式计算后，可计算得到涡轮增压器核心转子上的轴向力，根据增压器止推轴承设计要求，其合理使用范围在两根红线所夹的区域范围内。将计算得到的轴向力描入图4中后，可见真实轴向力超出了该款增压器能够承受的最大轴向力限值，见图5所示：
图5 增压器推力轴承实际轴向力校核结果
蓝点为实际台架试验时指向涡轮机端的轴向力，在增压器转速为215000rpm时达到160.5N，超出了该增压器推力轴承的许用边界。在发动机工作到这个工况时，增压器的止推轴承面对压气机一侧将无法提供足够的止推力以使得增压器的核心转子总成保持位置不变，核心转子会向增压器的涡轮机端移动，导致止推轴承和压气机端的轴封套产生接触及异常磨损，从而破坏核心转子的动平衡。如果发动机经常工作在该工况，则最终会导致增压器出现擦壳以及断轴故障。
3 优化对策
针对失效原因，提出了三个优化方向，一个方向是优化增压器的硬件，提升止推轴承止推能
力。第二个方向是通过改善机油粘度，增大机油( )
42
P4+A S+-
P4+P3*
P4 A out A bf P3*
q mT R a T4
πD 42
( )
42
P1+A S+-
P1+P2*
P1A in A bf P2*
q mc R a T1
πD 1
2
压力或者改变机油流速去提升推力面承载能力。第三个方向是通过软件方面的优化，增加ECU中关于增压器P3-P2差值保护的策略，使增压器在整车及发动机台架上各个工况工作时，P3-P2差值均不超出增压器的许用范围，从而保证增压器的可靠性。
3.1 优化对策技术可行性分析3.1.1 增压器止推轴承优化设计
目前很多涡轮增压器采用的都是半浮式轴承系统，此类型的轴承集止推轴承和浮动轴承的功能于一体，减少了轴承系统的零部件数量，提高了集成度。本次试验时断轴失效的增压器也采用的是该结构类型的轴承系统。轴承系统结构见图6：
图6 失效增压器轴承结构
如图中所示，止推轴承是通过轴承端面和对手件之间的油膜产生的压力来提供止推力，这里蓝部分为一个斜面，绿部分为一个平面，蓝及绿部分整体构成推力面，用于产生止推力。黄部分为进油槽，起到将轴承体中机油引导至轴承端面的作用。为了更直观的看懂端面的结构及各个颜部分高度区别，将图6中端面沿从A点至B点做横向展开，如图7所示：
图7 止推面沿径向展开图
（1）增大止推面的面积或者优化止推轴承的材料
从图中可以看出，故障增压器的推力面由四个蓝斜面加上四个绿平面构成。止推力的大小和止推面的面积强相关。但是受限于该增压器轴系结构，无法加大止推轴承的直径，进而无法通过加大止推轴承端面的面积来提升止推轴承的止推力。
另外止推轴承材料的变化不会影响止推力的
大小，所以也无法通过优化止推轴承的材料性能去提升其止推能力。
（2）改变止推面上的进油槽数量
增加或者减少图6中黄部分进油槽的数量对于止推能力的影响，可以通过CAE仿真来研究进油槽数量和止推承载力之间的关系。止推轴承端面上的油膜厚度为0.006mm，当进油槽数量为4个时，通过仿真可以得到止推面上的油压分布云图，如图8所示：
图8 4个进油槽时止推轴承端面压力分布云图
如下改变进油槽数量后止推轴承端面的压力分布情况。
图9 不同数量进油槽止推轴承端面压力分布云图
将止推轴承端面进油槽数量为4个时所能提供
的止推面压力定义为100%，经过换算可以得到其它几个不同数量进油槽数量时能够提供的止推面压力分别总结至表1：
表1 不同数量进油槽止推轴承端面压力进油槽数量
止推轴承端面压力
2个78.1%3个98.9%4个100%6个95.3%8个
82%
4个100%
2个78.1%6个95.3%3个98.9%
8个82%
由此可见，止推轴承端面有4个进油槽时，能够提供最高的止推力，不论是增加或者减少止推轴承端面上的进油槽数量，都会使得提供的止推力变小。
3.1.2 改善机油粘度，增大机油压力或者改变机油流速
（1）选用不同机油牌号的机油
通过仿真，可以模拟机油粘度发生变化时，止推轴承端面形成止推力的变化情况，目前故障发动机采用的是牌号为5W30机油，模拟时采用了三个不同牌号的机油进行对比，结果如图10所示：
图10 机油粘度变化时止推力的变化情况
数据表面，使用更高粘度牌号的机油有利于提升止推轴承端面所产生的止推力，但是，高粘度的机油
不利于增压器冷却，可能会引起轴承系统超温。同时，使用高粘度的机油会增大发动机摩擦副之间的摩擦功，增加发动机油耗。另外，一味提高使用机油牌号也是不适合的，机油牌号要根据个人用车工况以及用车气温环境来做选择。
（2）增大机油压力
增大进入增压器中间体的机油压力，是否能够提高止推轴承的止推能力呢？也可以通过CAE 仿真得出结论，如图11所示：
图11 进油压力发生时止推力的变化情况
从模拟的数据上可以看出，进油压力从20kpa 到200kpa再到300kpa，推力面上的压力分别增加5.22%和2.87%。可见进油压力绝对值增加很大，但是对于止推能力的提升帮助很小。
（3）改变机油流速
还有一种思路是改变止推轴承推力面上的机油流速，改变流速的方式也是改变止推轴承端面上的进油槽数量，这里通过仿真，展示了推力面上的机油流向流速云图，见图12和图13所示：
图12 目前推力轴承机油流向流速云图
15W40 0W30 0W20进油压力2bar
进油压力0.2bar
进油压力3bar 承载力
F=182N
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