某款發動機增壓器斷軸問題解析

陳麗霞，胡廣，喬彥超，夏孟秋

（寧波吉利羅佑發動機零部件有限公司，浙江 寧波 315336）

0 引言

增壓系統是運轉壓氣機使發動機進氣壓力工作在環境壓力以上的系統。小排量的增壓發動機代替同等性能的大排量自然吸氣發動機，同時增加進氣壓力（增加進氣質量流量）可以增加燃油供給，從而得到更多功率，增壓發動機的熱效率也得到提升，其中渦輪工作在超音速狀態（2000 km/h，馬赫數為1.7），對增壓器（如圖1）主軸的挑戰更為嚴苛，本文對某機型增壓器斷軸問題進行詳細解析。

1 問題描述

某DCT車型在行駛過程中，發動機出現機油消耗量大問題并伴有加速異響問題，更換增壓器后，故障消除。對增壓器前空濾排查，未發現異常，壓前管路中存在小顆粒橡膠殘留，壓后管路中殘留機油及殘渣，增壓器葉片與殼體嚴重刮擦損壞（如圖1）。

圖1 增壓器葉片與殼體

2 故障原因分析

1）追溯信息。通過精準追溯，對故障增壓器出廠信息進行排查，執行器平均位移為3.55 mm，遲滯為0.76 mm，壓板螺栓力矩為7.5～7.6 N·m，卡箍力矩為8.25 N·m，核心動平衡低速、中速、高速分別為2、7、5 g，軸向間隙為0.069 mm，各數據均滿足設計要求。

2）壓殼分析。拆卸后發現壓殼進氣口與葉輪配合處出現嚴重刮擦痕跡（如圖2），軸系穩定性被嚴重破壞。

圖2 壓殼對比

3）壓殼重點尺寸。壓殼進氣口直徑要求為（30.90±0.05）mm，實測為30.8906 mm；壓殼中間體定位面與擴壓高度要求為（5.03±0.05）mm，實測為5.0336 mm；壓殼中間體定位面與臺階面高度要求為（0.2±0.01）mm，實測為0.2014 mm。尺寸檢測均滿足要求。對故障件壓殼與葉輪的間隙進行計算（如圖3），葉輪與壓殼徑向間隙為0.275 mm，葉輪與壓殼法向間隙為0.2 mm，數據合格。壓殼關鍵尺寸復測合格，軸系傳動量級動平衡滿足要求，葉輪和壓殼間隙滿足設計要求，但壓殼與葉輪存在異常刮擦，說明該增壓器軸系出現異常軸向竄動問題。

圖3 葉輪與壓殼間隙

4）渦殼分析。渦殼旁通機構小件轉動順暢，蝸殼與渦輪軸葉片配合部位出現嚴重刮擦磨損（如圖4），軸系穩定性被嚴重破壞。

圖4 渦殼與葉片刮擦

5）渦殼重點尺寸。渦殼對于中間體定位面的平面度要求為0.05 mm，實測為0.004 mm，中間體配合內徑要求為40.50～40.55 mm，實測為40.4502 mm，中間體定位面與隔熱罩定位面高度要求9.85～9.90 mm，實測為9.8725 mm，均滿足圖樣要求。渦殼關鍵尺寸復測合格，葉輪和渦殼間隙滿足設計要求，但渦殼與葉輪存在異常刮擦，說明該增壓器軸系出現異常軸向竄動問題。

6）中間體分析。中間體進油口和回油口未發現異物雜質，排除潤滑油道存在異物問題。渦端活塞環配合孔、中間體與止推片配合面存在異常磨損（如圖5）。

圖5 異常磨損痕跡

7）中間體重點尺寸。中間體渦端面相對于內孔軸線的垂直度要求為0.07 mm，實測為0.01 mm，中間體渦端面相對于內孔軸線的跳動要求為0.07 mm，實測為0.09 mm，中間體內徑要求為9.60～9.61 mm，實測為9.606 mm，尺寸均滿足要求。中間體關鍵尺寸復測合格，但中間體與止推片配合處出現刮擦，說明軸系竄動為后期失效導致。

8）渦輪部件分析。渦輪軸背面與隔熱罩發生嚴重刮擦磨損（如圖6），渦輪軸背面與隔熱罩設計間隙為0.95 mm，軸系竄動量出廠數據為0.069 mm，說明軸系在后期工作過程中出現嚴重的軸向竄動問題，導致軸系磨損[1]。通過對渦輪軸背面與隔熱罩磨損跡象及設計尺寸評價，因失效過程中軸系的軸向竄動超差，渦輪軸與隔熱罩發生刮擦，導致葉輪與渦殼損壞[4]。

圖6 隔熱罩

渦輪軸渦端葉片嚴重刮擦磨損，活塞環槽磨損嚴重，故障件與正常件進行比對（如圖7），重點尺寸（軸外徑、活塞環槽寬度、環槽直徑及葉片直徑）檢測均合格，滿足要求[3]。

圖7 渦輪軸渦端葉片

9）壓葉輪。壓葉輪葉片嚴重刮擦（如圖8），葉輪背面嚴重劃傷，通過損壞程度判斷，增壓器軸系破壞。

圖8 壓葉輪

壓葉輪孔內徑、軸向高度及外徑檢測均滿足圖樣要求，壓葉輪背面與氣封板的設計間隙為0.46 mm，軸系軸向竄動出廠值為0.069 mm（如圖9），由此可知，軸系在后期工作過程中出現軸向嚴重竄動問題，致使磨損。

圖9 壓葉輪與氣封板間隙

10）軸封分析。故障增壓器軸封已經斷裂（如圖10），對軸封尺寸進行復測，其中軸封外徑小于標準要求，說明軸封外徑存在磨損變小現象，活塞環槽寬度已經超出標準要求，說明環槽存在磨損擴大現象。

圖10 故障軸封與正常件對比

斷口分析[6]：軸封斷口顯示為大面積磨損形貌（如圖11）[2]。

圖11 軸封斷口分析

軸封硬度要求為28～35 HRC，實測為32.0～32.4 HRC，滿足要求，通過斷裂形態分析，因軸系穩定破壞后軸系軸心軌跡紊亂，致使該零部件在超高速的軸系紊亂運轉環境下經受高頻次磨損、撞擊（如圖12），導致軸封斷裂，并在后期斷裂塊之間相互磨損。

圖12 失效原理

11）增壓器超速實驗。針對DCT 車型（新搭載車型）和CVT車型（初始車型）進行超速試驗對比分析，CVT車型高原標定時，增壓器的最高轉速為2.245×105r/min（如圖13），DVT車型試驗數據最高轉速為2.77×105r/min（如圖14）。

圖13 CVT車型（初始車型）增壓器超速實驗數據

增壓器設計最高轉速為2.52×105r/min（不可超越，瞬時超越不可持續5 s以上），瞬時最高轉速不可超越2.77×105r/min，如圖14所示，故障增壓器最高轉速均超出增壓器設計最高限速區，增壓器存在超速問題。

圖14 DCT車型（新搭載車型）增壓器超速實驗數據

通過對零部件單體尺寸檢測及出廠數據確認，并結合增壓器超速試驗結果可知，由于標定數據在5000～6000 r/min區域，壓比設置偏高，致使DCT車型增壓器轉速達到2.88×105r/min，超出增壓器轉速限值要求，導致增壓器出現斷軸問題[5]。

3 整改對策

通過更改標定數據（如表2），降低DCT車輛5000～6000 r/min的壓比，可有效降低增壓器轉速。

表2 增壓器壓比的標定數據

4 效果驗證

對標定數據更改后的車型進行增壓器超速試驗，最高轉速均滿足標準要求，無超速問題，整改方案有效。

5 結語

針對增壓器斷軸問題，通過對增壓器相關子零部件的關鍵尺寸進行檢測，結合出廠前增壓器數據，判定增壓器總成是否有尺寸超差問題，對失效件斷口進行分析，確定失效模式，對問題展開分析，本次失效問題主要原因是新機型開發前期標定不充分，壓比過大致使發動機在高轉速情況下增壓器超速，導致增壓器出現斷軸問題，后期在標定過程中需要驗證充分，并增加超速保護策略，避免此問題發生。