TDI發動機潤滑油擠壓高頻噪聲影響因素試驗研究

劉亞奇，吳恢棟，趙國超，曹永偉，馬瑞瑄

摘要： 針對渦輪增壓柴油機的運行特點，在半消聲試驗室進行了發動機加速工況主軸承處潤滑油擠壓高頻噪聲的影響因素測試。研究過程基于發動機主軸承座振動測試和曲軸運動軌跡測試，重點分析了潤滑系統特征和主軸承結構特征以及曲軸軸承支撐方式對高頻擠壓噪聲的影響。結果表明：潤滑油黏度、潤滑油含氣量、主軸承間隙、主軸頸形狀和軸承支撐方式等均對主軸承座異常振動產生影響；當軸承載荷小，軸心偏心距較大，曲軸自轉方向與公轉方向相反時，主軸承潤滑油壓力升高，潤滑油內的氣泡被擠壓產生高頻的氣泡破裂噪聲，并伴隨主軸承座異常振動；當曲軸運轉穩定且軸心軌跡平順時，主軸承座異常振動對應轉速升高，高頻噪聲不易識別。

關鍵詞： 柴油機；主軸承座；振動；高頻噪聲；軸心軌跡

DOI： 10.3969/j.issn.1001-2222.2024.03.008

中圖分類號：TK421.6文獻標志碼： B文章編號： 1001-2222（2024）03-0046-04

隨著汽車保有量急劇增加，人們對生活品質不斷追求，汽車的NVH性能越來越受到重視，且采用新技術新方法進行發動機噪聲的研究越來越成熟［1-3］。車用發動機潤滑系統產生的高頻噪聲類型較多，現階段研究以識別振動噪聲源［4］為主，如采用動力學和動力潤滑耦合振動進行活塞拍擊研究［5］，曲柄連桿機構多體系統動力學與油膜動力潤滑耦合仿真研究［6］，更多關注潤滑系統整體的分析及運動件的相互作用，而對潤滑油流動產生的高頻噪聲鮮有研究。

本研究針對小型增壓柴油機，基于發動機半消聲NVH測試和曲軸運動軌跡測試，分析潤滑系統特征參數、主軸承結構參數和曲軸軸承支撐方式等對潤滑油高頻擠壓噪聲影響程度和噪聲產生機理，確定了潤滑油高頻擠壓噪聲、主軸承振動以及軸心軌跡平順性的關系。

1半消聲試驗室測試系統與研究對象

發動機在半消聲室進行振動測試，測試系統如圖1所示。測試系統主要包括AVL電渦流測功機、IndiModul 621燃燒分析儀、AVL 439煙度計、HORIBA排放分析儀、渦輪增壓柴油發動機及電控系統等。主要測試數據包括發動機性能、燃燒數據、中冷前后溫度和壓力、渦輪機前后溫度和壓力、發動機振動數據、潤滑系統溫度和壓力等。試驗要求發動機完成磨合，冷卻液溫度穩定在85 ℃，環境溫度為20 ℃，振動測試按定負荷瞬時加速進行。

研究對象為一款2.4 L排量渦輪增壓高轉速柴油機，表1列出了該柴油機的主要技術參數。該發動機具有標定功率高、燃油經濟性好、本體緊湊、強度高等特點。為了達到高性能設計目標，發動機采用了高壓EGR和高壓共軌系統。

為深入研究高頻噪聲發生機理，采用軸心軌跡測試和主軸承振動相結合方式進行分析。基于渦流效應，采用電渦流式傳感器測定兩點距離，計算得出軸心實時位置，并描繪出軸心運動軌跡曲線。電渦流傳感器具有結構簡單、頻率響應寬、靈敏度高、測量線性范圍大、抗干擾能力強、體積小、不受油污影響等優點，且能實現無接觸測量。

圖2示出傳感器在主軸承座的布置形式，傳感器布置夾角為50°。軸心軌跡轉化由下式計算：

［（Rb－h1）sinα1－x］2+

［（Rb－h1）cosα1+z］2=Rj2，（1）

［（Rb－h2）sinα2+x］2+

［（Rb－h2）cosα2+z］2=Rj2。（2）

式中：Rb， Rj為主軸承孔和曲軸主軸頸尺寸，Rb=70.035 mm，Rj=70.004 mm；α1和α2為傳感器布置角度，α1=α2=25°；h1，h2為測量值。通過公式可以求得曲軸軸心的X，Z坐標，即軸心位置。

2影響因素試驗與潤滑油擠壓高頻噪聲分析

2.1半消聲室發動機加速噪聲分析

在半消聲試驗室對該研究對象進行加速振動測試和噪聲測試。對于發動機空載、20%負荷、倒拖等加速過程，當發動機轉速在1 600 r/min時，均出現高頻間歇性潤滑油擠壓噪聲，主觀感受該異常噪聲類似“電火花放電音”，2 800 r/min以上時背景噪聲掩蓋無法識別。圖3和圖4示出加速時第一主軸承座振動特性和缸體裙部振動特性。第一、二主軸承均明顯出現5 000 Hz以上寬頻異常振動，該異常振動對應發動機轉速1 597 r/min，通過發動機時域信號進行單循環分析可知，振動相位約為第一缸排氣上止點前50°曲軸轉角。根據頻率特性和噪聲特性，確定該振動非機械撞擊產生，為主軸承位置潤滑油氣泡被擠壓破裂而產生。

2.2潤滑系統特性對噪聲的影響

為研究噪聲產生機理，識別潤滑系統機油黏度、機油含氣量、機油流速等特性，驗證該特性對噪聲的影響關系。圖5示出主軸承潤滑特性與振動對應轉速變化關系。各潤滑特性改變對噪聲的主觀評價標準為：1分為無法接受，非常不滿意；2分為太差勁，不滿意；3分為可忍受，不太滿意；4分為合理可接受，相對滿意；5分為良好，令人滿意。測試過程通過專業人員對滿意度和挑剔度進行求和平均。以原發動機為基礎，通過潤滑油外循環控制潤滑油溫度，對比油溫60 ℃和20 ℃時的第一主軸承座振動特性，異常振動對應轉速從1 597 r/min變為2 155 r/min，主觀評價“電火花放電音”不易識別；改變潤滑油抗泡劑含量從而影響潤滑油氣泡數量，試驗對比4‰和7‰的抗泡劑含量，異常振動對應轉速從1 597 r/min變為2 036 r/min，主觀評價“電火花放電音”有改善，但仍然可識別；通過潤滑油泵排量6.7%的增加來實現油壓升高，當油壓升高23 kPa時，異常振動對應轉速變化163 r/min，主觀評價“電火花放電音”略微改善，噪聲可識別。

2.3曲軸主軸承結構特征對噪聲的影響

識別主軸承特征參數，選取主軸承間隙和主軸頸形狀為研究對象，通過配瓦改變主軸承間隙，增加曲軸主軸頸腰鼓度改變結構形狀，進行主軸承座振動測試和噪聲主觀評價。圖6示出主軸承結構特征與振動對應轉速變化關系。由圖6知，對比主軸承間隙0.045 mm和0.03 mm時的第一主軸承座振動特性，異常振動對應轉速從1 597 r/min變為2 758 r/min，主觀評價“電火花放電音”不易識別；對比主軸頸腰鼓度變化，腰鼓度從0.001 mm增加到0.003 mm時，異常振動對應轉速變化967 r/min，主觀評價“電火花放電音”不可識別。結合圖5，當主軸承座異常振動對應轉速為2 155 r/min以上時，主觀評價“電火花放電音”不可識別，該振動轉速可作為試驗室客觀判斷標準。

2.4曲軸系軸承支撐布置對噪聲的影響

對該發動機進行整車搭載，由于液力變矩器的輸出端存在軸承支撐，故整個曲軸系運轉更加穩定。多體動力學計算顯示，發動機負荷10 N·m、轉速1 600 r/min時整車較臺架第一、二主軸承的總壓減小3.6%～6.3%，第四主軸承總壓減小12%，第一主軸承潤滑油填充變化率減少8%；2 400 r/min時整車較臺架第一、第二主軸承的總壓減小4.5%～7.9%，第一主軸承潤滑油填充變化率減少10%。潤滑油在軸承內的填充率發生變化，可視為主軸承油膜沖擊力下降，從而主軸承振動降低。圖7示出整車加速時第一主軸承座振動特性。由圖7可看出，異常振動對應轉速為2 493 r/min，高于潤滑特性和主軸承結構單因素分析得到的不可識別轉速2 155 r/min，主觀評價滿足要求。

2.5曲軸運動軌跡測試及潤滑油擠壓高頻噪聲分析

通過主軸承振動和曲軸運動軌跡關系分析潤滑油擠壓噪聲產生機理，本研究改變潤滑油黏度研究軸心運動軌跡，采用0W-20和5W-30兩種潤滑油做對比分析。圖8示出曲軸運動軸心軌跡。由圖8知，兩種潤滑油作用下的軸心軌跡均存在偏心公轉運動，由曲線a和b可見，在某一時刻曲軸公轉運動會發生反向旋轉，采用5W-30潤滑油時的偏心距減小了57%。圖9示出曲軸偏心距與主軸承振動的關系。第2缸進氣約40°位置為曲柄銷受載較小區間［7］，當曲軸公轉方向發生改變時，其主軸承振動會異常加強。采用5W-30潤滑油時，異常振動幅值較小，結合多體動力分析結果可知，當潤滑油黏度增加時，潤滑油在軸承內的填充率下降，改變了軸心軌跡［8-10］。進一步分析，當曲軸偏心公轉與曲軸自轉方向相同且曲軸載荷較小時，由曲軸運動形成的液動壓力大于軸頸載荷，會形成與旋轉方向相同的油膜渦動；當曲軸自轉方向與公轉方向相反時，潤滑油填充率發生變化，形成紊流。分析可知，當軸承載荷小、偏心距較大、曲軸自轉方向與公轉方向相反時，潤滑油壓力升高，潤滑油流動填充發生變化，形成類似“水錘效應”的高頻擠壓噪聲。

3結論

a） 噪聲最敏感影響因素為主軸承間隙和主軸頸腰鼓度，通過半消聲試驗室噪聲不可識別定義，發動機臨界轉速為2 155 r/min；

b） 主軸承振動和噪聲為伴隨產生，當潤滑油黏度提高時，其在軸承的填充率下降，降低了潤滑油填充時的紊亂程度，從而降低振動噪聲；

c） 通過軸心運動軌跡分析得出，當軸承載荷小、偏心距較大、曲軸自轉方向與公轉方向相反時，潤滑油流動填充變化產生高頻擠壓噪聲，此時表現為軸心軌跡不平順；

d） 整車動力輸出連接方式中增加了軸承支撐，曲軸系運動更加平順，潤滑油高頻擠壓噪聲下降。

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Influencing Factors of High-Frequency Noise from Lube Oil?Squeezing of Turbocharged DI Engine

LIU Yaqi1，2，WU Huidong1，2，ZHAO Guochao1，2，CAO Yongwei1，2，MA Ruixuan1，2

（1.Great Wall Motor Co.，Ltd.，Baoding071000，China;2.Hebei Vehicle Engine Technology Innovation Center，Baoding071000，China）

Abstract： According to the operation characteristics of turbocharged diesel engine， the influencing factors of high-frequency noise from lubricating oil squeezing were tested at the main bearing of engine under the condition of rapid acceleration in the semi-anechoic laboratory. Based on the vibration test of the main bearing seat of engine and track test of shaft， the influence of the characteristics of lubrication system， the structural characteristics of main bearing， and the support mode of crankshaft bearing on the high-frequency squeezing noise were analyzed. The analysis results show that the viscosity and air content of lubricating oil， the clearance of main bearing， the shape of main journal and the bearing support mode all have an impact on the abnormal vibration of main bearing housing. When the bearing load is small， the offset distance of crankshaft center is large， and the rotation direction of crankshaft is opposite to the revolution direction， the main bearing lubricating oil pressure increases， and the bubbles in the lubricating oil are squeezed to produce high-frequency bubble burst noise， which is accompanied by the abnormal vibration of main bearing seat. When the crankshaft runs stably and the track of shaft center is smooth， the speed corresponding to the abnormal vibration of main bearing seat increases， and the high-frequency noise is difficult to identify.

Key words： diesel engine;main bearing seat;vibration;high-frequency noise;shaft center track

［編輯： 袁曉燕］