车用增压器同步噪声降低措施研究

王海耀 杨瑞文 齐 斌

（泛亚汽车技术中心有限公司 上海 201201）

引言

随着世界各国对汽车燃油经济性和排放标准/法规要求的日益严格，“小排量+涡轮增压”已经成为各国汽车发动机生产企业降低油耗的主流技术之一[1]。近年来，国内大型汽车发动机生产企业陆续推出了排量为1.0～1.5 L 的增压发动机来替代排量为1.5～2.5 L 的自然吸气发动机，以降低整车油耗。

作为增压发动机的核心部件，涡轮增压器（简称增压器）是一个高速旋转的机械部件。由于设计、制造、应用等因素，其在高速旋转过程中会产生一些噪声。增压器噪声种类较多，包括次同步噪声、同步噪声、BPF 叶片通过噪声、气流脉动噪声、Hiss 噪声等。同步噪声是其中最常见的一种，其属性是结构振动辐射噪声，噪声频率与增压器转速同步，因其产生原理与转子动平衡有直接关系，也称动平衡噪声。

国内外增压器同步噪声研究方面，关于增压器噪声产生机理及噪声降低措施主要集中于增压器转子动平衡，对于整车应用条件的因素提及较少。Huang Nguyen Schafer 从转子动力学角度对增压器同步噪声做了系统阐述，强调了轴承系统对于动不平衡响应的影响[2]。Klaus Wolff 等对机油温度、轴承间隙等对同步噪声的影响做了研究，试验显示，机油温度从30 ℃～90 ℃的升温过程中，增压器在200 000 r/min工况的高速同步噪声逐渐降低，原因为机油温度影响机油粘度，而机油粘度影响轴承阻尼[3]。但并未就低速同步噪声受机油温度影响做出说明。实际上，低速同步噪声受机油温度的影响比高速同步噪声更显著。

本文对于增压器同步噪声的研究源于某小排量增压发动机匹配重载整车在国六排放标准下产生的新问题，就影响增压器同步噪声的主要因素及其噪声降低措施进行了论述。

1 增压器同步噪声产生机理

增压器的核心部分是增压器转子部件，其结构如图1 所示，主要由压气机叶轮、涡轮、涡轮轴、推力轴承、浮动轴承以及用于密封的密封环等组成。发动机排出的废气驱动涡轮，再由涡轮带动离心式压气机工作。

图1 增压器转子部件结构

由于材质不均匀以及制造、安装误差等原因，增压器转子的中心惯性主轴或多或少地偏离其旋转轴线，当转子回转时，转子各微元质量的离心惯性力所组成的力系不是一个平衡的力系。这种情况称为转子不平衡（即转子动不平衡）。转子不平衡是增压器噪声的主要激励源，也是许多种自激振动的触发因素。不平衡会引起转子的挠曲和内应力，使增压器产生振动和噪声[4]。所以，分析增压器同步噪声的根本是研究转子动不平衡激励及其响应。

对增压器转子动不平衡的分析是建立在转子动力学基础上的，将增压器转子看作单圆盘转子模型，单圆盘安装在无质量的弹性转轴上，弹性转轴两端由完全刚性的轴承及轴承座支承，如图2 所示。

图2 单圆盘转子模型

圆盘位于转轴中央，其质量为m，质心C 到圆盘中心O′的距离为a，称为偏心距。圆盘以角速度Ω 转动，偏心质量所产生的离心力为：

式中：Fub为离心力，N；m 为圆盘质量，kg；a 为圆盘质心C 到圆盘中心O′的距离，m，Ω 为圆盘转动的角速度，rad/s。

在离心力作用下，转轴中央产生弯曲变形r，若弹性转轴的刚度为k，则圆盘受到的弹性恢复力为：

式中：F 为弹性恢复力，N；k 为转轴刚度，N/m；r 为弯曲变形，m。

为了确定圆盘运动时其中心O′的位置，以固定坐标系Axyz 为参考，O′的坐标以x、y 表示，则圆盘的运动微分方程[5]可表述为：

令复变量为z，则：

将方程（3）写为复变量的形式为：

式中：ωn为转子固有频率，rad/s

z 的特解为：

将公式（6）和公式（7）代入方程（5），可求得振幅：

圆盘或转轴中心O′对于不平衡质量的响应为：

从公式（9）可以看到，响应幅值z 正比于偏心距a，即不平衡量越大，响应越大；响应幅值还随转子的角速度Ω 变化而变化，当Ω=ωn时，z→∞，出现共振情况，此时的转子角速度称为临界角速度。实际上，由于增压器存在阻尼，响应幅值不会是无穷大，而是较大但有限值；增压器也非单圆盘转子（实为多圆盘转子），其工作时会存在多个临界角速度，即多个共振峰值。

从转子动力学的角度，增压器转子实际上是质量连续分布、具有弹性阻尼结构的弹性系统。对于此类系统，转子动力学常采用传递矩阵法将转子简化为具有若干个集中质量的多自由度系统，即具有集中质量无弹性的圆盘和有弹性无质量的轴。基于此，将增压器转子简化为4 个质量圆盘和3 个无质量的弹性轴段，浮动轴承简化为质量-弹簧-阻尼模型，如图3 所示。由于圆盘的悬臂特征，圆盘的转角自由度和陀螺效应不可忽略，不考虑转子重力、扭转和剪切效应。

图3 增压器转子模型

运用传递矩阵法建立增压器转子系统动力学方程[2，6]为：

式中：M 为质量矩阵，包含惯量矩阵；CSG为阻尼矩阵，包含陀螺矩阵；KS为刚度矩阵，包含交叉耦合刚度矩阵；q 为x 和y 方向旋转和平移响应矢量；Fi为轴承力，N，其取决于轴颈偏心率ε、轴颈偏心率变化速率、轴颈偏位角γ、轴颈涡动角速度以及转子角速度Ω；Fub为不平衡力，即离心力，N。

从方程（10）可以看出，影响转子动不平衡响应的因素除了不平衡力外，还有轴承力及转子系统的刚度和阻尼，而浮动轴承直接影响到轴承力以及转子系统的刚度和阻尼。因此，浮动轴承特性变化会影响到转子动不平衡响应。

2 增压器同步噪声影响因素

2.1 转子初始动平衡值

通过同步噪声机理解析已得出，增压器的转子动不平衡值是影响同步噪声的关键因子。因此，为了降低增压器同步噪声，更重要的是为了避免过大的动不平衡激励引起的振动响应对增压器转子系统造成破坏，在增压器制造时必须对转子进行动平衡校准，比较常用的是去重法。

车用增压器转子的转速很高，故对动平衡精度要求也很高。一般需要先对组成转子的重要零件压气机叶轮、涡轮部件通过去重法进行单件平衡。在中间体总成完成装配后，再在动平衡机上通过压气机叶轮锁紧螺母去重和压气机叶轮二次去重的方式对转子进行组合平衡，以消除单件平衡后可能残留的不平衡和由于装配误差所带来的新的不平衡[4]。

转子动平衡精度一般用平衡后残留的不平衡值来表示。零件单体平衡常使用重径积来评估：

式中：U 为重径积，g·mm；m 为零件质量，g；a 为零件质心到中心的距离，mm。

转子总成的动平衡常采用控制中间体动不平衡（VSR）值的方式，即在动平衡机上控制中间体总成在一定转速范围内的振动加速度响应峰值。

车用增压器的工作转速范围较宽，一般在0～250 000 r/min。在其工作转速范围内，转子动不平衡响应会出现2 个明显的峰值，如图4 所示。

图4 增压器转子动平衡G 值曲线

增压器转速在100 000 r/min 以下时，转子转速相对较低，不平衡力较小，转子主要呈现刚性特征，其动不平衡响应振型表现为圆锥振动和平行振动；增压器转速在100 000 r/min 以上时，随着转速上升，转子不平衡力越来越大，直接导致涡轮轴弯曲变形，变为柔性轴，转子动不平衡响应振型表现为弯曲振动。

一般将增压器转子低速区域的动平衡称为G1动平衡，高速区域的动平衡称为G2 动平衡。通常，控制G1 与G2 区域内动平衡值即可控制增压器主要工作区域内的同步噪声。需要注意的是，因受到动平衡机设备限制，G2 区域的最高转速往往不能覆盖增压器的最高工作转速，一般不超过200 000 r/min。

为了降低增压器同步噪声，需把动平衡值控制得尽可能低。但是这会直接导致增压器的生产效率降低以及报废率增加，进而影响产品成本。故应在整车同步噪声选型试验后确定一个合理的增压器动平衡值，将其作为增压器的动平衡值标准。

2.2 转子动平衡漂移

增压器的压气机叶轮是通过螺母锁紧固定在涡轮部件上的，在使用过程中，由于转子高速旋转，压气机叶轮与涡轮部件的位置可能会发生位移，进而导致动平衡值发生变化，这称之为冷漂移。冷漂移可采取改变压气机叶轮与涡轮轴之间装配间隙的方式进行控制，即使用过盈配合、过渡配合方式替代间隙配合，但此方法对零件公差控制及装配工艺提出了更高的要求。此外，在转子总成动平衡去重前，可在动平衡机上将转子转速拉升至增压器最高转速甚至最高转速以上，先释放冷漂移，然后再进行动平衡去重，这也是改善冷漂移状况的措施。

除了冷漂移，在增压器工作过程中，因为与涡轮部件接触的是高温燃气，会导致涡轮与涡轮轴焊接处内应力释放，涡轮部件产生热塑性变形，进而引起动平衡值发生变化，这称之为热漂移。热漂移可通过改进涡轮与涡轮轴焊接工艺，降低焊接热应力输入的方式进行抑制。

此外，转子系统长期使用后磨损、叶轮受污染物侵蚀、叶轮被异物打坏、润滑油路进入杂质导致轴承异常磨损等也会导致动平衡值发生变化。

2.3 机油温度（机油粘度）

如前所述，浮动轴承特性变化会影响到转子动不平衡响应。浮动轴承本身是铜基材质，其特性受工作温度影响较小，但是支撑浮动轴承工作的润滑油受工作温度影响较大。在低温冷起动工况，发动机机油温度较低，机油粘度相对较高。机油粘度变化会导致增压器浮动轴承油膜刚度和阻尼发生变化，进而影响转子动平衡值，产生同步噪声。

为了更直观地表达增压器转子动平衡值与机油温度之间的关系，在动平衡测试台架上对某小型增压器进行机油升温过程中的动平衡值测量。测试开始时，机油温度为30 ℃，然后机油温度逐渐升高，约30 min 后，机油温度稳定在60 ℃以上，最高为65 ℃。

图5、图6 分别为动平衡G 值、动平衡G 值漂移率与机油温度的关系。

图5 动平衡G 值与机油温度的关系

图6 动平衡G 值漂移率与机油温度的关系

从图5、图6 可以看出，增压器转子低速动平衡G1 值与机油温度直接相关。机油温度较低时，G1 值出现明显漂移；机油温度升高至60℃后，G1 值漂移逐渐减弱。转子高速动平衡G2 值随机油温度的变化与转子低速动平衡G1 值随机油温度的变化有相同趋势，但G2 值受机油温度影响相对较小。。

图7 为机油粘度与机油温度的关系。

图7 机油粘度与机油温度的关系

从图7 推测，在机油温度低于30 ℃时，G1 值有更明显的漂移。因此，在生产线的动平衡机上做转子动平衡检测时，应控制机油温度为30℃。

除机油温度外，机油牌号也直接影响到机油粘度，进而对转子动平衡值产生影响。从图7 中不同牌号机油的机油粘度特性可看出，高粘度机油类似于低温效应，但其对转子动平衡值的影响程度没有低温效应显著。

2.4 增压器负载

增压器负载直接关联增压器转速，增压器转速进入动平衡G 值峰值区域易于激励出同步噪声。

对于小排量增压发动机，发动机低转速区域进气量小，输出转矩小。为了弥补这一缺陷，标定策略上采用增大进气量措施，如提高怠速转速、增大节气门开度、VVT 优化以及增压补偿等，同时调整变速箱速比。近几年，电子执行器逐渐普及，有利于增压器在发动机低速时就介入工作，且标定上更易于控制。

为了让催化器尽快达到工作温度，高效处理有害排放物，标定上常采用减小发动机点火提前角的方式来加速催化器起燃。但减小点火提前角意味着IMEP 损失，表现为输出转矩降低。为保证整车在起燃阶段的负载，需要采取其他措施进行补偿，增压补偿是其中一个最直接的措施。

不管是因为小排量发动机匹配重载整车带来的硬件变化，还是严格的排放标准带来的起燃标定策略调整，都直接影响到增压器负载。增压器在低速大负荷介入工作后，增压器转速升高至50 000～100 000 r/min 范围内，进入G1 峰值区域，容易激励出增压器同步噪声。

增压器负载的影响因子包括增压器本身的匹配、发动机、变速箱、发动机及变速箱的标定、影响发动机负载的车载电器（发电机、空调等）、整车整备质量、整车装载质量以及整车使用环境。整车使用环境中，高原是一个比较特殊的环境。高原空气稀薄，增压器会要求更多的增压补偿。相比平原环境，高原环境下，增压器转速更高，易进入G1 及G2 峰值区域，从而激发增压器同步噪声。

因负载影响，当增压器转速进入G1 峰值区时，若叠加低温条件（如低温冷起动），G1 值会跟随低温产生较大漂移，更容易激励出增压器同步噪声。所以车辆在起动后的冷车阶段（机油温度＜60 ℃，冷却水温度＜50 ℃），尤其是起燃阶段，应尽可能降低增压器负载，避免增压器转速进入G1 峰值区域，从而达到抑制增压器低速同步噪声的目的。

3 增压器同步噪声分析

某1.0 L 国六涡轮增压汽油机匹配1.2 t 紧凑型车后，出现疑似增压器同步噪声问题。噪声出现工况为环境温度为5℃的冷车起动。车辆驻车制动，从P挡挂入D 挡，前舱出现持续中高频噪声。松开制动，D 挡小油门加速行驶，车速为20～30 km/h，噪声依然存在。噪声在起燃阶段尤为明显，过了起燃阶段后，噪声明显减弱。发动机冷却水温度逐渐上升至50 ℃以后，噪声逐渐减弱直至消失。

为了进一步分析增压器同步噪声，在实车上布置传感器，用于采集相关数据。在增压器压气机壳体上布置振动加速度传感器，用于采集增压器振动数据；在距离增压器10 cm 处布置近场麦克风，用于采集噪声数据。通过噪声分析软件LMS test lab 对噪声及振动进行频谱分析，同时，用INCA 采集实车发动机ECU 数据。

图8 为冷起动D 挡驻车噪声频谱。

图8 冷起动D 挡驻车噪声频谱

从图8 可见，噪声频率与增压器本体振动频率完全吻合，噪声频率为900～1 300 Hz，对应的增压器转速为54 000～78 000 r/min，噪声为增压器G1 同步噪声。过了起燃阶段后，同步噪声消失。

图9 为冷起动D 挡驻车INCA 数据。

从图9 可见，冷车起动，进入起燃阶段，发动机转速升高，同时点火提前角减小以加速催化器起燃。挂D 挡接入变速箱，发动机负载进一步升高，发动机转矩最高至78 N·m，增压器旁通阀部分关闭，增压器转速升高，进入G1 峰值区。此时，由于机油温度偏低，G1 值产生漂移，导致同步噪声增大。过了起燃阶段后，发动机转速下降至950 r/min，点火提前角从-10°CA BTDC 增加到2°CA BTDC。增压器负载下降，旁通阀打开，增压器转速下降，同步噪声消失。

图9 冷起动D 挡驻车INCA 数据

图10 为冷车D 挡加速噪声频谱。

从图10 可见，噪声频率与增压器本体振动频率吻合。噪声频率范围约800～1 600 Hz，对应的增压器转速为48 000～96 000 r/min。

图10 冷车D 挡加速噪声频谱

图11 为冷车D 挡加速INCA 数据。

对照图11 所示的实车INCA 数据，挂D 挡，踩油门加速，旁通阀关闭，增压器转速进入G1 峰值区，叠加冷车G1 值漂移，同步噪声增大。

图11 冷车D 挡加速INCA 数据

4 噪声降低措施及验证

上述增压器同步噪声属于典型的冷机工况G1低速同步噪声，有几个关键影响因子：转子初始动平衡值、机油温度、增压器负载。对本文的增压器复测动平衡G 值无异常漂移，故转子动平衡漂移非关键因子。

降低转子初始动平衡值可降低同步噪声，但会带来成本上升；机油温度属于不可控因素，车辆起动后，机油随发动机本体升温有个过程，尤其是在冬季寒冷地区，机油温度上升过程会更长；增压器负载的影响因子较多，包括发动机、变速箱、整车以及增压器本身匹配等多方面，可调整的余地不大。考虑到噪声主要在起燃阶段，故在考虑整车负载及排放的前提下，从标定入手，将降低起燃阶段增压器负载作为首选措施。综合评估，确定2 个噪声降低措施：加大起燃阶段点火提前角和限制起燃阶段发电机功率，具体措施见表1。

表1 起燃阶段噪声降低措施

图12 为采用噪声降低措施后冷起动D 挡驻车噪声频谱。

从图12 可以看出，采用噪声降低措施后，在整个起燃阶段D 挡驻车工况，噪声完全消失。

图12 采用噪声降低措施后冷起动D 挡驻车噪声频谱

图13 为采用噪声降低措施后冷起动D 挡驻车INCA 数据。

从图13 所示的实车INCA 数据可以看出，起燃阶段，发动机最大转矩降低了10 N·m，由于点火提前角加大，增压器旁通阀开度几乎维持在100%，增压器负载降低，没有增压。此时增压器振动频率为720 Hz，对应的增压器转速约为43 000 r/min，未进入G1 峰值区，故无同步噪声。

图13 采用噪声降低措施后冷起动D 挡驻车INCA 数据

采用噪声降低措施后，冷车D 挡行驶小油门加速时的增压器同步噪声虽有减弱，但依然存在。这是因为踩油门加速工况，负载无法控制。负载稍大，增压器还是会经过G1 峰值区域。为了解决加速行驶时的增压器同步噪声问题，需要同时降低增压器转子初始动平衡G 值。本文的噪声降低措施选择降低转子低速动平衡G1 值，因为高速区域无同步噪声，故维持当前的G2 值不变。具体措施见表2。

表2 增压器动平衡G1 值降低措施

为了保证G1 值降低措施验证的有效性及便于产品限值标准制定，筛选了3 件限值样件，其G1 值分别为0.7、0.6、0.5 g。将3 件限值样件在同一辆车上进行交替试验验证。试验工况为车辆冷起动后小油门加速，环境温度约为5 ℃。通过近场麦克风和振动加速度传感器分别采集增压器噪声和振动数据。

经LMS 软件对几组测试数据进行处理，对比分析结果分别如图14、图15 所示。

图14 冷车D 挡加速G1 值选型试验（噪声频谱）

图15 冷车D 挡加速G1 值选型试验（振动频谱）

从图14 和图15 可以看出，G1 值降低措施1、G1 值降低措施2 的噪声和振动均比原始措施有明显降低，原始措施每次加速都产生噪声，而G1 值降低措施1 只是偶尔产生噪声，G1 值降低措施2 则很难产生噪声。G1 值降低措施2 在实际驾驶室内的噪声已经很微弱，主观评估可以接受。通过选型试验，确定G1 值降低措施2 为最终的噪声降低措施。

5 结论

本文基于增压器同步噪声产生机理，阐述了影响增压器同步噪声的因素，包括转子初始动平衡值、转子动平衡漂移、机油温度（机油粘度）、增压器负载。结合案例，重点分析了增压器低速同步噪声产生的原因，并提出了噪声降低措施。结论如下：

1）转子初始动平衡值直接影响到增压器同步噪声，是控制增压器同步噪声的基础；转子动平衡漂移会影响到转子初始动平衡值，应通过相应的制造工艺措施进行控制。

2）机油温度变化会直接影响机油粘度，导致增压器浮动轴承油膜刚度和阻尼发生变化，进而影响转子动平衡值。低机油温度时，转子低速动平衡G1值会出现明显漂移，随着机油温度升高至60℃后，漂移逐渐减弱；机油温度对转子高速动平衡G2 值影响相对较小。

3）增压器负载会直接影响增压器转速进入动平衡G 值峰值区域，从而激励出同步噪声。

4）增压器低速同步噪声易于在冷车大负载工况出现，在处理此类噪声问题时，应将重点放在降低冷车工况，尤其是起燃阶段的负载，同时调整转子初始动平衡值。

5）在实际整车上，增压器高速同步噪声主要出现在全油门加速工况，控制好转子初始动平衡值和转子动平衡漂移量即可有效抑制。