余漢紅，蘆 浩，劉夫云，胡汝凱，唐振天

（1.桂林福達(dá)股份有限公司，廣西 桂林 541004 2.桂林電子科技大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，廣西 桂林 541004）

汽車(chē)的傳動(dòng)系統(tǒng)一般由發(fā)動(dòng)機(jī)-離合器-變速箱-傳動(dòng)軸-后橋-半軸及車(chē)輪等組成，這些部件都具有一定的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和扭轉(zhuǎn)剛度，共同組成了一個(gè)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)系統(tǒng)，有自己的固有振動(dòng)特性[1]。汽車(chē)加速過(guò)程中，若傳動(dòng)系統(tǒng)扭振波動(dòng)頻率落在傳動(dòng)系統(tǒng)固有頻率附近，能量在傳遞過(guò)程中容易引起變速器齒輪敲擊、后橋共振，并經(jīng)過(guò)連接傳遞至車(chē)身，引起車(chē)內(nèi)振動(dòng)明顯。要解決此問(wèn)題，在工程上通常采用通過(guò)優(yōu)化離合器性能參數(shù)、提高離合器扭轉(zhuǎn)振動(dòng)減振性能、降低變速箱輸入軸扭轉(zhuǎn)振動(dòng)從而提高整車(chē)NVH性能的方案。該方案具有成本低、工程上好實(shí)施等優(yōu)點(diǎn)。但是，目前離合器廠家對(duì)離合器性能參數(shù)對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響規(guī)律掌握不足，主要根據(jù)積累的經(jīng)驗(yàn)，進(jìn)行多次的試制-評(píng)估-改進(jìn)，導(dǎo)致離合器開(kāi)發(fā)前期缺乏方向性的指導(dǎo)，延長(zhǎng)了設(shè)計(jì)周期和增大開(kāi)發(fā)成本。研究并掌握離合器性能參數(shù)對(duì)傳動(dòng)系扭振的影響規(guī)律，對(duì)提高離合器廠家的競(jìng)爭(zhēng)力具有重要意義。

國(guó)內(nèi)外對(duì)于汽車(chē)傳動(dòng)系的扭振開(kāi)展了大量研究[2–5]，但通過(guò)離合器來(lái)控制汽車(chē)加速扭振的研究還較少。文獻(xiàn)［6］中，Jong-Yun Yoon等人通過(guò)建立傳動(dòng)系簡(jiǎn)化的非線性數(shù)學(xué)模型，優(yōu)化離合器怠速級(jí)與主減振級(jí)間的過(guò)度角和預(yù)緊力矩，成功解決了該車(chē)變速箱齒輪敲擊問(wèn)題。文獻(xiàn)［7–8］中，吉林大學(xué)鄔惠樂(lè)等人對(duì)BJ212和解放牌CA-10型汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振進(jìn)行了研究，并提出采用帶扭轉(zhuǎn)減振器的離合器、柔性萬(wàn)向節(jié)等措施，可以有效降低傳動(dòng)系扭振，但限于當(dāng)時(shí)條件，結(jié)論是由試驗(yàn)測(cè)試對(duì)比得出，并未對(duì)離合器參數(shù)的影響規(guī)律進(jìn)行仿真研究。

圖1 變速箱輸入軸2階次扭振圖

圖1所示為某前置后驅(qū)柴油車(chē)在不同檔位加速工況下，測(cè)試獲取的變速箱輸入軸處扭振2階次圖。從圖中可以看出 ，在 4、5、6 檔 1 200 r/min～1 600 r/min工況下變速箱輸入軸的2階次扭振值存在明顯的共振峰值，同時(shí)結(jié)合乘駕人員的主觀感受，4至6檔加速，1 200 r/min～1 600 r/min轉(zhuǎn)速段工況下車(chē)內(nèi)振動(dòng)噪聲明顯。因此，可以判斷該車(chē)內(nèi)的振動(dòng)噪聲問(wèn)題是由傳動(dòng)系扭振導(dǎo)致。

為解決該前置后驅(qū)柴油車(chē)加速工況下車(chē)內(nèi)振動(dòng)明顯問(wèn)題，本文首先研究并建立非線性的離合器傳遞力矩計(jì)算數(shù)學(xué)模型，在此基礎(chǔ)上，根據(jù)多體動(dòng)力學(xué)理論建立了5自由度汽車(chē)傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)仿真優(yōu)化模型；然后獲取了整車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)；最后以仿真優(yōu)化模型為基礎(chǔ)，對(duì)該車(chē)離合器主減振彈簧剛度進(jìn)行優(yōu)化。對(duì)新離合器進(jìn)行裝車(chē)實(shí)測(cè)。測(cè)試結(jié)果表明：優(yōu)化后的離合器對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)衰減更加有效，整車(chē)NVH性能得到明顯改善。建立的優(yōu)化模型對(duì)同類結(jié)構(gòu)車(chē)型的離合器從動(dòng)盤(pán)性能參數(shù)優(yōu)化具有指導(dǎo)意義。

1 傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)建模及動(dòng)態(tài)響應(yīng)仿真

1.1 建立汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)扭振當(dāng)量模型

目前對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模型研究，所建模型主要有分布質(zhì)量模型和集中質(zhì)量模型，分布質(zhì)量模型計(jì)算精度高，但建模困難計(jì)算耗時(shí)[9]。本文采用集中質(zhì)量模型，建立多自由度的集中質(zhì)量-剛度-阻尼的離散化分析模型。多自由度離散化的當(dāng)量模型具有參數(shù)等效關(guān)系明確、計(jì)算分析方便等優(yōu)點(diǎn)[10]。動(dòng)力學(xué)方程如式(1)所示。

式中：[J]為等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量矩陣；[C]為扭轉(zhuǎn)阻尼矩陣；[K]為扭轉(zhuǎn)剛度矩陣；[T]為作用力矩陣。

根據(jù)樣車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)布置形式，建立考慮離合器非線性的從發(fā)動(dòng)機(jī)到車(chē)輪和整車(chē)的5自由度傳動(dòng)系等效模型。由于汽車(chē)行駛時(shí)離合器處于結(jié)合狀態(tài)，因此建立等效模型時(shí)將離合器考慮成為接合狀態(tài)[11]。由于變速器以后零部件轉(zhuǎn)速是根據(jù)檔位的改變而改變的，因此建立當(dāng)量模型時(shí)，需要根據(jù)不同檔位的速比，分別建立不同檔位的等效模型。圖2所示為建立的5自由度傳動(dòng)系等效模型，圖中符號(hào)如表1所示。

圖2 汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)5自由度等效模型

按式(1)可以得出圖2所示的等效模型的動(dòng)力學(xué)方程，如下

表1 模型中符號(hào)含義表

圖3所示為離合器傳遞力矩Tc曲線圖，離合器從動(dòng)盤(pán)扭轉(zhuǎn)減振器具有多級(jí)剛度與阻尼，且阻尼力矩為干摩擦阻尼力矩，如圖4所示。

圖3 離合器傳遞力矩曲線

圖4 離合器滯后阻尼力矩曲線

根據(jù)庫(kù)倫摩擦阻尼特性可知每一級(jí)阻尼片提供的阻尼力為恒定值，設(shè)為T(mén)h[12–13]。離合器怠速級(jí)剛度為K1-1,主減振級(jí)剛度為K1-2，保護(hù)級(jí)剛度為K1-3。θ1–θ2為飛輪與離合器的轉(zhuǎn)角差，?11為第1級(jí)轉(zhuǎn)角差（值為4°），?22為第2級(jí)轉(zhuǎn)角差（值為8°）。在離合器裝配時(shí)，各級(jí)彈簧都會(huì)預(yù)先加載一個(gè)預(yù)緊力矩，大小為定值，由設(shè)計(jì)人員設(shè)定，設(shè)為T(mén)預(yù)緊。離合器傳遞力矩可表達(dá)為

變速箱傳遞力矩Tg、傳動(dòng)軸傳遞力矩Ts、后橋半軸傳遞力矩Tb，依次表達(dá)為式(4)、式(5)、式(6)。

式(2)中發(fā)動(dòng)機(jī)輸出力矩可表示為：Te=Tm+波動(dòng)力矩，Tm為發(fā)動(dòng)機(jī)輸出平均力矩。Tf為整車(chē)當(dāng)量扭轉(zhuǎn)阻力矩。由于傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)主要由A·sin(ωt)諧波分量引起，平均力矩Tm對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)不起作用，只起使車(chē)輛加速作用，故令Tm=Tf，模型中只留下諧波分量作用[14]。對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的平均力矩Tm可近似由發(fā)動(dòng)機(jī)的外特性曲線獲取，根據(jù)實(shí)際轉(zhuǎn)速，采用插值法獲取輸出力矩Tm，發(fā)動(dòng)機(jī)外特性測(cè)試值如表2所示。Te作為仿真系統(tǒng)的輸入激勵(lì)，輸入形式有兩種，第1種是將實(shí)際測(cè)試的飛輪端轉(zhuǎn)速作為激勵(lì)輸入，將輸入的飛輪端轉(zhuǎn)速進(jìn)行一次微分，即可求得飛輪端波動(dòng)的角加速度值，將求得的角加速度與飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量相乘，即可求得飛輪端的波動(dòng)力矩；第2種是在未獲取飛輪端轉(zhuǎn)速的情況下，用一個(gè)簡(jiǎn)諧波來(lái)模擬波動(dòng)力矩，簡(jiǎn)諧波可表示為A·sin(ωt)，A為波動(dòng)力矩振動(dòng)幅值，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)A取(1.5～2)倍Tm，ω為激勵(lì)力頻率，根據(jù)仿真轉(zhuǎn)速求得為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速。

表2 發(fā)動(dòng)機(jī)外特性測(cè)試值

1.2 汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)扭振當(dāng)量模型動(dòng)態(tài)響應(yīng)仿真

汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)存在多重激勵(lì)源，例如：發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸和飛輪的扭振、傳動(dòng)系統(tǒng)的萬(wàn)向節(jié)導(dǎo)致的傳動(dòng)軸的扭振、路面的隨機(jī)性（或周期性）變化以及汽車(chē)驅(qū)動(dòng)輪的不平衡等，傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振是由這些激勵(lì)源綜合作用的結(jié)果[15]。在這些激勵(lì)源中，發(fā)動(dòng)機(jī)周期性點(diǎn)火造成的曲軸和飛輪的扭振是主要的激勵(lì)源，本文主要對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸和飛輪的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)激勵(lì)進(jìn)行研究。根據(jù)4缸4沖程發(fā)動(dòng)機(jī)的點(diǎn)火原理可知，發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸和飛輪的扭振主要是由發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的2階次扭振（f=2·n/60，f為頻率，n為轉(zhuǎn)速）引起[16]。因此，本文只考慮發(fā)動(dòng)機(jī)2階次扭振激勵(lì)因素。

如圖5（a）所示，根據(jù)1.1小節(jié)5自由度車(chē)輛傳動(dòng)系統(tǒng)扭振當(dāng)量模型建模理論，在Matlab/Simulink中建立參數(shù)化的5自由度車(chē)輛傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)仿真模型，見(jiàn)圖5（b），并在MATLAB/App designer開(kāi)發(fā)了仿真軟件界面。該軟件為參數(shù)化仿真模型，通過(guò)修改軟件界面上的參數(shù)值，并后臺(tái)調(diào)用Simulink中建立的5自由度車(chē)輛傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)仿真模型，可以對(duì)不同型號(hào)前置后驅(qū)車(chē)輛的離合器性能參數(shù)進(jìn)行仿真與優(yōu)化。

圖5 5自由度汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)扭振仿真軟件

為了獲取模型中發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速激勵(lì)，對(duì)該試驗(yàn)車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了扭轉(zhuǎn)振動(dòng)測(cè)試，如圖6所示，分別在發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪啟動(dòng)齒圈、變速箱輸入軸處進(jìn)行打孔，并安裝了磁電式轉(zhuǎn)速傳感器。通過(guò)測(cè)試，獲得了發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪處和變速箱輸入軸處的轉(zhuǎn)速。將測(cè)試得到的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速做為輸入激勵(lì)，采用固定步長(zhǎng)的3階龍格庫(kù)塔方法，采用表3中的傳動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)進(jìn)行仿真計(jì)算。表3中的慣量和剛度參數(shù)通過(guò)各零部件三維數(shù)模獲取。變速器總成與后橋總成阻尼值是根據(jù)溫度為50°時(shí)阻尼測(cè)試的結(jié)果，將阻尼值均分到各零部件上所得到的。發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)軸阻尼是根據(jù)經(jīng)驗(yàn)人為估計(jì)的一個(gè)很小的值。

表3 仿真計(jì)算參數(shù)表

以振動(dòng)最為嚴(yán)重的4檔工況為例，將4檔工況下測(cè)得的轉(zhuǎn)速作為模型的激勵(lì)，進(jìn)行扭轉(zhuǎn)振動(dòng)仿真計(jì)算。通過(guò)仿真計(jì)算，得到仿真后的發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪處的轉(zhuǎn)速變化情況如圖7所示，與實(shí)際測(cè)試得到的飛輪處的轉(zhuǎn)速對(duì)比，除在仿真起始階段有個(gè)震蕩過(guò)程外，其它轉(zhuǎn)速波動(dòng)情況，基本與實(shí)際測(cè)試的結(jié)果基本一致，從而驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性。

圖6 轉(zhuǎn)速傳感器布置圖

圖7 5自由度汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速仿真結(jié)果

2 離合器扭轉(zhuǎn)減振器性能參數(shù)優(yōu)化及驗(yàn)證測(cè)試

因?yàn)橹魂P(guān)注發(fā)動(dòng)機(jī)2階次扭振激勵(lì)因素，所以對(duì)測(cè)試獲得轉(zhuǎn)速數(shù)據(jù)進(jìn)行濾波處理，只保留發(fā)動(dòng)機(jī)2階次的扭振頻率?？紤]車(chē)輛常用轉(zhuǎn)速范圍在900 r/min～3 000 r/min內(nèi)，并且主要考慮發(fā)動(dòng)機(jī)的2階次扭振（f=2·n/60，f為頻率，n為轉(zhuǎn)速），故對(duì)原始轉(zhuǎn)速信號(hào)進(jìn)行了濾波處理，濾波頻率為30 Hz～100 Hz，將濾波得到的波動(dòng)轉(zhuǎn)速作為仿真激勵(lì)輸入。以1.2小節(jié)建立的傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)仿真模型為基礎(chǔ)，輸入濾波得到的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，對(duì)離合器的主減振級(jí)剛度進(jìn)行優(yōu)化。如式(7)所示，以發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪處與變速箱輸入軸處的角加速度比值作為優(yōu)化的目標(biāo)函數(shù)。

由圖1中測(cè)試結(jié)果可以看出，在4檔加速過(guò)程中轉(zhuǎn)速為1 600 r/min時(shí)扭振過(guò)大，同時(shí)，在乘駕過(guò)程中主觀感受4檔工況的加速共振最為嚴(yán)重，并且，4檔作為直接檔是最常使用的檔位，因此，將4檔作為主要優(yōu)化檔位。由于前期已經(jīng)完成該型號(hào)車(chē)輛離合器的開(kāi)發(fā)，所以為了解決該型號(hào)車(chē)輛加速共振問(wèn)題，且降低修改成本，不對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行大的改動(dòng)。因此，在本次離合器優(yōu)化中在各級(jí)扭轉(zhuǎn)角不變的情況下，將4檔工況下測(cè)試得到的轉(zhuǎn)速數(shù)據(jù)載入作為優(yōu)化時(shí)的模型激勵(lì)，主要對(duì)離合器的主減振剛度（加速級(jí)）進(jìn)行優(yōu)化，優(yōu)化變量為主減振級(jí)剛度（K1-2），約束條件為13 Nm/(°)～48 Nm/(°)，采用遍歷算法，步長(zhǎng)設(shè)為 5 Nm/(°)，即K1-2從 13 Nm/(°)開(kāi)始，每步增加5 Nm/(°)進(jìn)行一次仿真計(jì)算，輸出扭振角傳遞率。優(yōu)化結(jié)果如圖8所示。

圖8 角加速度傳遞率優(yōu)化結(jié)果

從優(yōu)化結(jié)果可以看出，在滯后摩擦力矩不變時(shí)，當(dāng)剛度較大時(shí)，在共振轉(zhuǎn)速區(qū)間，角加速度有效值存在明顯的峰值，此時(shí)，降低剛度對(duì)抑制角加速度峰值效果明顯。當(dāng)剛度降低至18 Nm/(°)之后，再降低剛度，對(duì)抑制角加速度的峰值效果不明顯，且當(dāng)剛度為13 Nm/(°)時(shí)仿真結(jié)果又開(kāi)始變差。因此，按優(yōu)化結(jié)果，怠速級(jí)與保護(hù)級(jí)扭轉(zhuǎn)剛度不做修改，將離合器的主減振級(jí)扭轉(zhuǎn)剛度K1-2修改為18 Nm/(°)，并按優(yōu)化后的參數(shù)試制了新的離合器，離合器優(yōu)化前后參數(shù)對(duì)比如表4所示。

表4 離合器優(yōu)化前后參數(shù)對(duì)比

將試制的新款離合器進(jìn)行裝車(chē)測(cè)試，按2.2小節(jié)中所述的傳感器布置方案，分別在發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪啟動(dòng)齒圈與變速箱輸入軸處安裝磁電式轉(zhuǎn)速傳感器，使用LMS Testlab振動(dòng)噪聲測(cè)試儀進(jìn)行測(cè)試并進(jìn)行數(shù)據(jù)分析。由于傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振主要來(lái)自發(fā)動(dòng)機(jī)的2階次，因此，使用LMS Testlab對(duì)轉(zhuǎn)速數(shù)據(jù)進(jìn)行階次分析，主要觀測(cè)轉(zhuǎn)速2階次扭振變化，同時(shí)結(jié)合測(cè)試人員的主觀評(píng)價(jià)。測(cè)試結(jié)果如圖9所示。

由圖9可以看出，離合器的主減振級(jí)扭轉(zhuǎn)剛度調(diào)整為18 Nm/(°)后，4至6檔加速時(shí)，共振峰值處的轉(zhuǎn)速波動(dòng)量明顯減低，基本消除了各個(gè)檔位下的共振。同時(shí)根據(jù)表5可以看出，優(yōu)化后的離合器對(duì)共振轉(zhuǎn)速處的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)峰值衰減量都在50%以上，其中共振最為明顯的4檔衰減量達(dá)到了78%。結(jié)合乘駕人員的主觀感受為在4至6檔加速工況下在1 200 r/min～1 600 r/min轉(zhuǎn)速段，車(chē)內(nèi)振動(dòng)基本消除，說(shuō)明乘坐的舒適性明顯提高，整車(chē)NVH性能得到了明顯改善。試驗(yàn)結(jié)果表明，優(yōu)化后的離合器減振效果明顯好于優(yōu)化前的離合器。

表5 離合器優(yōu)化前后共振峰值對(duì)比及衰減幅度

3 結(jié)語(yǔ)

（1）文中對(duì)離合器變剛度與變阻尼等非線性因素進(jìn)行分析，建立了非線性離合器從動(dòng)盤(pán)的傳遞力矩計(jì)算子模型，在此基礎(chǔ)上，根據(jù)多體動(dòng)力學(xué)理論建立了5自由度汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)等效模型。最后以某款車(chē)為例，基于建立的5自由度等效模型，以實(shí)測(cè)的飛輪處轉(zhuǎn)速為激勵(lì)，對(duì)離合器的主減振級(jí)扭轉(zhuǎn)剛度進(jìn)行了優(yōu)化。根據(jù)優(yōu)化結(jié)果試制了新款離合器，并進(jìn)行了裝車(chē)試驗(yàn)，測(cè)試結(jié)果表明，優(yōu)化后的新款離合器減振效果明顯好于優(yōu)化前的離合器，驗(yàn)證了該模型的正確性。

圖9 離合器優(yōu)化前后結(jié)果對(duì)比

（2）文中關(guān)于汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)扭振的理論分析和建模理論對(duì)解決其它型號(hào)汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振問(wèn)題也具有指導(dǎo)意義。