李慧明，韓 靖，張宏波，劉曉偉

（1.泛亞汽車(chē)技術(shù)中心，上海 201208；2.上汽商用車(chē)技術(shù)中心，上海 200438）

0 概述

汽車(chē)產(chǎn)業(yè)發(fā)展日新月異，消費(fèi)者對(duì)汽車(chē)的駕駛平順性、舒適性等要求越來(lái)越高，車(chē)輛平順性及舒適性已成為汽車(chē)品牌塑造品牌特質(zhì)的重點(diǎn)關(guān)注性能。在中國(guó)市場(chǎng)，多用途汽車(chē)（multi-purpose vehicle，MPV）車(chē)型由于其具有接近轎車(chē)的舒適性和客車(chē)的寬敞性等優(yōu)點(diǎn)，能夠滿足多人家庭日常用車(chē)及出行要求，保有量急劇上升。提高M(jìn)PV 產(chǎn)品的駕乘舒適性對(duì)于提升車(chē)企品牌競(jìng)爭(zhēng)力具有重要意義。

汽車(chē)傳動(dòng)系主要包括發(fā)動(dòng)機(jī)、離合器、變速器、驅(qū)動(dòng)軸、驅(qū)動(dòng)橋及輪胎，這些零部件組成一個(gè)多自由度的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)系統(tǒng)。該系統(tǒng)具有多階扭轉(zhuǎn)模態(tài)，在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩波動(dòng)激勵(lì)下引起整車(chē)振動(dòng)噪聲問(wèn)題。MPV 車(chē)型主要有發(fā)動(dòng)機(jī)縱置前置后驅(qū)和發(fā)動(dòng)機(jī)橫置前置前驅(qū)兩種驅(qū)動(dòng)布置形式。由于后驅(qū)車(chē)型傳動(dòng)軸、驅(qū)動(dòng)橋等結(jié)構(gòu)增加了傳動(dòng)系長(zhǎng)度，傳遞路徑更加復(fù)雜，采用前置后驅(qū)布置形式方案的車(chē)型傳動(dòng)系扭振引起的車(chē)內(nèi)中、后排的轟鳴聲（40 Hz～100 Hz）尤為突出，因此學(xué)界對(duì)傳動(dòng)系扭振問(wèn)題的研究也多集中于后驅(qū)車(chē)型，通過(guò)傳動(dòng)軸、后橋模態(tài)避頻、設(shè)計(jì)扭轉(zhuǎn)減振器等方法對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化。出于對(duì)舒適性的要求，市場(chǎng)上越來(lái)越多的MPV 車(chē)輛選擇采用前置前驅(qū)的布置形式，此類(lèi)布置形式傳動(dòng)鏈較短，扭振轟鳴聲問(wèn)題減少，但低階傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)模態(tài)（小于10 Hz）引起的整車(chē)平順性問(wèn)題依然突出。

文獻(xiàn)［1］中介紹了離合器自激振動(dòng)引起的低頻起步抖動(dòng)問(wèn)題，文獻(xiàn)［2］中研究了不同變速箱類(lèi)型的傳動(dòng)系建模方法并對(duì)傳動(dòng)系的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)進(jìn)行了詳細(xì)分析，文獻(xiàn)［3-4］中考慮了傳動(dòng)系摩擦力矩，并分析了離合器從動(dòng)盤(pán)慣量對(duì)傳動(dòng)系扭振響應(yīng)的影響。文獻(xiàn)［5］中研究了自動(dòng)變速箱汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)節(jié)氣門(mén)變化對(duì)傳動(dòng)系階躍響應(yīng)的影響。文獻(xiàn)［6］中研究了干式離合器摩擦系數(shù)、離合器控制策略、半軸與懸架剛度等因素對(duì)于車(chē)輛起步顫振問(wèn)題的影響。文獻(xiàn)［7］中通過(guò)多體動(dòng)力學(xué)建模針對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)萬(wàn)向節(jié)激勵(lì)產(chǎn)生的車(chē)輛低頻抖動(dòng)進(jìn)行了研究。文獻(xiàn)［8］中針對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩波動(dòng)造成的傳動(dòng)系低頻扭振問(wèn)題建立參數(shù)模型進(jìn)行分析。文獻(xiàn)［9］中研究了傳動(dòng)系部件的扭轉(zhuǎn)剛度對(duì)傳動(dòng)系各階頻率扭轉(zhuǎn)模態(tài)引起的車(chē)內(nèi)振動(dòng)的影響。文獻(xiàn)［10］中研究了發(fā)動(dòng)機(jī)階躍轉(zhuǎn)矩變化引起車(chē)輛沖擊的機(jī)理，提出轉(zhuǎn)矩包絡(luò)控制方法以減少車(chē)輛沖擊。文獻(xiàn)［11］中研究了傳動(dòng)系扭振與車(chē)身垂向振動(dòng)耦合機(jī)理，通過(guò)主動(dòng)懸架系統(tǒng)控制提升車(chē)輛行駛平順性。文獻(xiàn)［12］中搭建了考慮電磁剛度的傳動(dòng)系模型，對(duì)純電動(dòng)車(chē)低頻縱向振動(dòng)問(wèn)題進(jìn)行了研究。文獻(xiàn)［13］中通過(guò)離合器接合動(dòng)力學(xué)分析，研究了MPV 車(chē)型起步顫振問(wèn)題的控制參數(shù)及改進(jìn)措施。

本文中基于某品牌MPV 車(chē)型研發(fā)過(guò)程中出現(xiàn)的40 km/h 小油門(mén)加速時(shí)整車(chē)前后振動(dòng)的平順性問(wèn)題，用Amesim 仿真軟件搭建傳動(dòng)系扭振與整車(chē)縱向耦合振動(dòng)模型，將實(shí)車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)缸壓參數(shù)與油門(mén)深度信號(hào)作為系統(tǒng)激勵(lì)輸入，通過(guò)試驗(yàn)對(duì)比驗(yàn)證了模型有效性。在此基礎(chǔ)上對(duì)該平順性問(wèn)題對(duì)應(yīng)的扭轉(zhuǎn)模態(tài)進(jìn)行分析，量化關(guān)鍵影響因素的靈敏度并提出優(yōu)化方案。通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證了該方案的效果，最終解決該車(chē)型小油門(mén)加速時(shí)的振動(dòng)問(wèn)題。

1 問(wèn)題描述

該MPV 車(chē)型采用2.0T 發(fā)動(dòng)機(jī)和8 擋自動(dòng)變速箱。問(wèn)題工況出現(xiàn)在車(chē)輛以約40 km/h 行駛過(guò)程中當(dāng)駕駛員使用小油門(mén)加速時(shí)，油門(mén)介入瞬間車(chē)輛發(fā)生整車(chē)車(chē)身前后縱向（整車(chē)坐標(biāo)系中標(biāo)注為X向）規(guī)律振動(dòng)，駕駛員座椅及地板處感受明顯。

根據(jù)問(wèn)題工況進(jìn)行振動(dòng)測(cè)試分析，為了盡可能排除路面激勵(lì)的干擾，車(chē)輛測(cè)試數(shù)據(jù)均在室外空曠光滑瀝青路面采集。座椅振動(dòng)加速度的測(cè)量采用PCB-356A25 三向振動(dòng)加速度傳感器，采集設(shè)備為西門(mén)子公司LMS32 通道數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)并使用LMS Test.lab 軟件模塊進(jìn)行數(shù)據(jù)分析及處理，測(cè)試過(guò)程中數(shù)采系統(tǒng)可通過(guò)車(chē)載診斷（on-board diagnostic，OBD）系統(tǒng)診斷口讀取車(chē)輛通訊信號(hào)。圖1 為車(chē)內(nèi)導(dǎo)軌縱向振動(dòng)色譜圖。如圖1 所示，問(wèn)題發(fā)生時(shí)，車(chē)內(nèi)最大振動(dòng)頻率出現(xiàn)在5 Hz 附近。

圖1 車(chē)輛導(dǎo)軌縱向振動(dòng)（幅值-時(shí)間-頻率）色譜圖

圖2 為該車(chē)在40 km/h 小油門(mén)加速工況下轉(zhuǎn)速、油門(mén)深度、轉(zhuǎn)矩、擋位等車(chē)輛信號(hào)幅值。通過(guò)圖2 可得知，振動(dòng)發(fā)生過(guò)程中變速箱處于4 擋未發(fā)生變化，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與變速箱輸入軸轉(zhuǎn)速差值小于20 r/min，說(shuō)明此時(shí)離合器處于鎖止?fàn)顟B(tài)，車(chē)輛輸入外力僅來(lái)自于油門(mén)踏板信號(hào)引起的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩變化，不存在換擋沖擊影響。觀察此時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速發(fā)現(xiàn)其波動(dòng)頻率為5 Hz，最大波動(dòng)范圍達(dá)到120 r/min，與車(chē)內(nèi)座椅縱向振動(dòng)數(shù)據(jù)吻合，判斷車(chē)身前后振動(dòng)與轉(zhuǎn)速波動(dòng)相關(guān)。整個(gè)過(guò)程中發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩跟隨油門(mén)信號(hào)平穩(wěn)上升并無(wú)波動(dòng)，由此判斷該5 Hz 波動(dòng)來(lái)源于發(fā)動(dòng)機(jī)瞬時(shí)轉(zhuǎn)矩變化激勵(lì)傳動(dòng)系自身扭轉(zhuǎn)模態(tài)導(dǎo)致傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，進(jìn)而與車(chē)身縱向發(fā)生耦合振動(dòng)。

圖2 車(chē)輛轉(zhuǎn)速、油門(mén)、轉(zhuǎn)矩、擋位信號(hào)

2 傳動(dòng)系縱向振動(dòng)耦合模型

根據(jù)整車(chē)振動(dòng)及車(chē)載信號(hào)分析，小油門(mén)工況車(chē)身前后傳動(dòng)系振動(dòng)是由發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩變化激勵(lì)傳動(dòng)系自身扭轉(zhuǎn)模態(tài)引起的。為了分析傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振特性，需建立傳動(dòng)系扭振與車(chē)身振動(dòng)耦合模型，計(jì)算實(shí)車(chē)工況激勵(lì)下的強(qiáng)迫振動(dòng)響應(yīng)并驗(yàn)證模型有效性，為后續(xù)優(yōu)化措施提供指導(dǎo)。

傳動(dòng)系扭振建模方法是使用集中質(zhì)量法進(jìn)行離散化建模，將傳動(dòng)系統(tǒng)構(gòu)件的扭轉(zhuǎn)慣量集中于一點(diǎn)，單元間用彈性單元相互連接［14-15］，采用這種由集中質(zhì)量（或慣量）和彈性元件組成的離散化模型可以減少實(shí)際模型的復(fù)雜度與計(jì)算量。具體的模型簡(jiǎn)化原則如下：（1）將轉(zhuǎn)動(dòng)慣量較大的部件（如變速箱嚙合齒輪、曲軸等）視為集中慣性元件，將轉(zhuǎn)動(dòng)慣量較小且分散的部件（如驅(qū)動(dòng)軸）視為彈性元件。（2）將相鄰慣性元件之間連接軸、軸承等的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量平分到兩個(gè)質(zhì)量集中點(diǎn)上。相鄰慣量彈性元件剛度一般取其連接軸的扭轉(zhuǎn)剛度進(jìn)行等效。（3）當(dāng)軸段間存在速比差異時(shí)（如變速箱齒輪），根據(jù)動(dòng)能相等的原則，將不同轉(zhuǎn)速軸段上的慣量、剛度等效為單一轉(zhuǎn)速軸段，對(duì)變速箱系統(tǒng)一般等效至輸入軸側(cè)。（4）一般僅在離合器等剛度較低的連接點(diǎn)考慮阻尼力作用，其余剛性零部件之間不考慮阻尼力。需要利用Amesim 軟件對(duì)傳動(dòng)系進(jìn)行建模仿真分析，并通過(guò)強(qiáng)迫振動(dòng)響應(yīng)驗(yàn)證模型有效性。

根據(jù)以上建模原則可將傳動(dòng)系及整車(chē)劃分為n自由度的集中慣量模型，圖3 為簡(jiǎn)化后的傳動(dòng)系統(tǒng)集中慣量一維鏈?zhǔn)侥Ｐ褪疽?。圖中n為模型中所含慣量節(jié)點(diǎn)數(shù)量，Kn-1與Cn-1分別代表Jn-1與Jn之間的扭轉(zhuǎn)剛度與扭轉(zhuǎn)阻尼。

圖3 傳動(dòng)系統(tǒng)集中慣量一維鏈?zhǔn)侥Ｐ褪疽?/p>

振動(dòng)的理論微分方程可用式（1）表達(dá)。

式中，［Je］為傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)慣量矩陣；［Ce］為傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)阻尼矩陣；［Ke］為傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)剛度矩陣；｛Te｝為各節(jié)點(diǎn)所受外力矩向量，｛θe｝為各節(jié)點(diǎn)角位移向量；｛為各節(jié)點(diǎn)角速度向量；｛為各節(jié)點(diǎn)角加速度向量。

方程表示的傳動(dòng)系扭振與整車(chē)耦合振動(dòng)模型可直接通過(guò)Amesim 一維仿真軟件進(jìn)行搭建［16-17］。圖4 為軟件中根據(jù)該MVP 傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力傳動(dòng)系結(jié)構(gòu)特點(diǎn)建立的傳動(dòng)系-車(chē)身模型。

圖4 傳動(dòng)系-車(chē)身一維仿真模型

表1 中列出了模型計(jì)算所需要的參數(shù)。其中系統(tǒng)外力主要包括發(fā)動(dòng)機(jī)各缸轉(zhuǎn)矩、輪胎滾阻與縱向力、車(chē)身迎面風(fēng)阻等，輪胎與車(chē)身受力通過(guò)軟件默認(rèn)參數(shù)模擬，發(fā)動(dòng)機(jī)工作載荷以實(shí)測(cè)缸壓曲線值輸入軟件進(jìn)行模擬，各缸點(diǎn)火順序?yàn)?-3-4-2，壓力相位差為180°，圖5 為發(fā)動(dòng)機(jī)缸壓曲線。

圖5 發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)測(cè)缸壓曲線

表1 模型輸入?yún)?shù)

對(duì)模型進(jìn)行仿真計(jì)算，對(duì)比模擬問(wèn)題發(fā)生工況，給定變速箱擋位為4 擋，軸系初始轉(zhuǎn)速為1 400 r/min，初始油門(mén)輸入為0，3.00 s 后給定目標(biāo)油門(mén)深度為25%（最大油門(mén)為100%），上升至25% 用時(shí)為0.15 s，以模擬車(chē)輛在巡航過(guò)程中小油門(mén)加速工況。圖6 為軟件模擬25%油門(mén)深度的系統(tǒng)輸入信號(hào)。

圖6 軟件模擬25%深度油門(mén)信號(hào)輸入

圖7 為該工況下車(chē)輛產(chǎn)生的縱向加速度響應(yīng)時(shí)域結(jié)果及其縱向加速度頻譜分析結(jié)果，可看出整車(chē)加速度在輸入信號(hào)激勵(lì)下產(chǎn)生較大波動(dòng)。圖8 為縱向加速度計(jì)算結(jié)果與相同工況下的實(shí)車(chē)縱向加速度值對(duì)比，其幅值與變化頻率基本吻合，驗(yàn)證了該模型及仿真計(jì)算結(jié)果的有效性。

圖7 縱向加速度時(shí)域計(jì)算結(jié)果及頻譜分析

圖8 實(shí)車(chē)縱向加速度信號(hào)與模型計(jì)算結(jié)果對(duì)比

對(duì)數(shù)據(jù)進(jìn)行頻譜分析發(fā)現(xiàn)其瞬時(shí)波動(dòng)頻率為6 Hz，說(shuō)明傳動(dòng)系統(tǒng)在6 Hz 時(shí)發(fā)生扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，需針對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)貢獻(xiàn)量分析，尋找主要貢獻(xiàn)因子。

對(duì)搭建好的傳動(dòng)系扭振模型進(jìn)行線性化分析，得到該階傳動(dòng)系固有模態(tài)頻率為5.8 Hz，與計(jì)算結(jié)果中整車(chē)縱向加速度峰值6 Hz 頻率基本一致。圖9為該階5.8 Hz 傳動(dòng)系模態(tài)一維振型圖。其中振型圖中的數(shù)字對(duì)應(yīng)傳動(dòng)系模型中各集中慣量節(jié)點(diǎn)，色塊面積代表該節(jié)點(diǎn)在該階模態(tài)中的相對(duì)運(yùn)動(dòng)幅度。表2 為各慣量節(jié)點(diǎn)對(duì)該階模態(tài)的貢獻(xiàn)量排序分析。

圖9 傳動(dòng)系模態(tài)（5.8 Hz）節(jié)點(diǎn)一維振型圖

表2 傳動(dòng)系模態(tài)（5.8 Hz）節(jié)點(diǎn)貢獻(xiàn)量排序分析

由圖9 所示的振型圖中可以看出，5.8 Hz 為傳動(dòng)系剛體滾振模態(tài)，其中發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸、飛輪、齒輪系統(tǒng)組成的傳動(dòng)鏈前部相對(duì)振動(dòng)最大，半軸及輪胎振動(dòng)較小。根據(jù)表2 節(jié)點(diǎn)貢獻(xiàn)量排序可知，動(dòng)力總成相關(guān)結(jié)構(gòu)慣量、離合器剛度和阻尼及半軸扭轉(zhuǎn)剛度等因素對(duì)該階模態(tài)有較大影響，后續(xù)工作將圍繞這些因素開(kāi)展優(yōu)化研究?？紤]到實(shí)車(chē)開(kāi)發(fā)階段動(dòng)力總成中曲軸、齒輪、飛輪等軸系慣量零件的改動(dòng)難度較大，相關(guān)方案驗(yàn)證可行性低，在此不展開(kāi)具體研究。除硬件外，由于該平順性問(wèn)題主要由發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩變化引起，通過(guò)軟件控制調(diào)整發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩輸出對(duì)平順性也有較大影響。綜上，后續(xù)研究主要針對(duì)離合器、阻尼、半軸等硬件參數(shù)及電控單元（electronic control unit，ECU）軟件轉(zhuǎn)矩標(biāo)定策略展開(kāi)。

3 硬件參數(shù)分析驗(yàn)證

3.1 離合器扭轉(zhuǎn)剛度分析

以仿真模型為載體，分析離合器彈簧扭轉(zhuǎn)剛度對(duì)該階模態(tài)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的影響。表3 為5 種不同離合器剛度值下的計(jì)算結(jié)果。對(duì)表3 中數(shù)據(jù)分別進(jìn)行計(jì)算，得到不同離合器剛度的車(chē)輛縱向加速度頻譜，如圖10 所示。

表3 不同離合器剛度值及其計(jì)算結(jié)果

圖10 不同離合器剛度值的車(chē)輛縱向加速度頻譜對(duì)比

如圖10 所示，隨著離合器扭轉(zhuǎn)剛度增加，模態(tài)峰值頻率逐漸偏高，幅值逐漸下降，對(duì)小油門(mén)整車(chē)縱向振動(dòng)有抑制作用。但經(jīng)研究分析，離合器剛度增大通常會(huì)使傳動(dòng)系統(tǒng)隔振能力變差［18-19］，引起整車(chē)轟鳴和振動(dòng)，因此增大離合器扭轉(zhuǎn)剛度方案無(wú)法實(shí)施。

3.2 離合器阻尼分析與驗(yàn)證

離合器阻尼值與轉(zhuǎn)速相關(guān)，通常阻尼力隨轉(zhuǎn)速升高而增大。與離合器扭轉(zhuǎn)剛度分析類(lèi)似，表4 中列出了實(shí)際可變范圍內(nèi)5 種離合器阻尼力值及其計(jì)算結(jié)果，并根據(jù)表4 計(jì)算為不同離合器阻尼力值的車(chē)輛縱向加速度頻譜如圖11 所示。

圖11 不同離合器阻尼力值的車(chē)輛縱向加速度頻譜對(duì)比

表4 不同離合器阻尼力值及其計(jì)算結(jié)果

如圖11 所示，隨著離合器阻尼力增加，該階模態(tài)頻率不變，幅值呈現(xiàn)不均勻下降的變化規(guī)律，起初振動(dòng)峰值相比阻尼力變化并不敏感，當(dāng)阻尼力超過(guò)20（N·m）/（r/min）后，模態(tài)振動(dòng)幅值開(kāi)始大幅下降。且離合器阻尼增加對(duì)大轉(zhuǎn)矩加速工況的發(fā)動(dòng)機(jī)二階扭振角加速度峰值也有減少作用，有利于加速工況下的實(shí)車(chē)振動(dòng)噪聲表現(xiàn)。

該款離合器阻尼力在1（N·m）/（r/min）～10（N·m）/（r/min）范圍內(nèi)，而競(jìng)品車(chē)型離合器阻尼力范圍為25（N·m）/（r/min）～40（N·m）/（r/min）。圖12 為參考競(jìng)品離合器調(diào)整阻尼力后車(chē)輛座椅導(dǎo)軌處振動(dòng)加速度對(duì)比測(cè)試結(jié)果，顯示測(cè)得的縱向振動(dòng)峰值降低約50%，車(chē)內(nèi)主觀感受得到大幅改善。

圖12 調(diào)整離合器阻尼方案的座椅導(dǎo)軌振動(dòng)加速度

3.3 半軸扭轉(zhuǎn)剛度分析與驗(yàn)證

根據(jù)半軸扭轉(zhuǎn)剛度常用范圍列出5 個(gè)不同的數(shù)值如表5 所示，對(duì)表5 中數(shù)據(jù)分別進(jìn)行計(jì)算得到不同半軸扭轉(zhuǎn)剛度值的車(chē)輛縱向加速度頻譜如圖13所示。

表5 不同半軸剛度值及其計(jì)算結(jié)果

如圖13 所示，提高半軸剛度對(duì)抑制整車(chē)振動(dòng)有一定效果，但實(shí)車(chē)調(diào)整剛度主要通過(guò)調(diào)節(jié)軸管內(nèi)外徑實(shí)現(xiàn)，綜合考慮半軸與周邊零件運(yùn)動(dòng)干涉情況，其尺寸調(diào)整范圍有限。圖14 為改制后的傳動(dòng)軸實(shí)物對(duì)比，其中管徑略微增大，內(nèi)部改為空心結(jié)構(gòu)，其扭轉(zhuǎn)剛度僅能提升至350 N·m/（°）左右。圖15 為該半軸剛度改制方案的實(shí)車(chē)測(cè)試對(duì)比結(jié)果，其中座椅導(dǎo)軌處振動(dòng)幅值下降約15%，對(duì)主觀感受僅有輕微改善作用。

圖13 不同半軸扭轉(zhuǎn)剛度值的車(chē)輛縱向加速度頻譜對(duì)比

圖14 半軸改制前后實(shí)物對(duì)比

圖15 調(diào)整半軸剛度方案的座椅導(dǎo)軌振動(dòng)加速度

4 標(biāo)定轉(zhuǎn)矩控制驗(yàn)證

標(biāo)定轉(zhuǎn)矩控制通過(guò)主動(dòng)減震器（active surge damper，ASD）功能實(shí)現(xiàn)，主要分為擾動(dòng)控制器（active surge damper disturbance control，ASDdc）與參考濾波（active surge damper reference filter，ASDrf）兩種模式［20］。前者根據(jù)已經(jīng)出現(xiàn)轉(zhuǎn)速波動(dòng)的情況進(jìn)行轉(zhuǎn)矩補(bǔ)償來(lái)減少波動(dòng)程度，后者主要通過(guò)對(duì)駕駛員需求轉(zhuǎn)矩進(jìn)行低通濾波，從而使轉(zhuǎn)矩輸出平緩，減輕由于轉(zhuǎn)矩突變?cè)斐傻霓D(zhuǎn)矩波動(dòng)。

在該問(wèn)題中，車(chē)輛加速不平順主要是發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩階躍變化激起傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)模態(tài)而產(chǎn)生，因此采用ASDrf 進(jìn)行參數(shù)過(guò)濾控制以減小發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩階躍變化量。ASDrf 轉(zhuǎn)矩參考濾波通過(guò)式（2）的傳遞函數(shù)實(shí)現(xiàn)控制。

式中，G（s）為系統(tǒng)響應(yīng)，是關(guān)于時(shí)間s的傳遞函數(shù)；Kd為濾波系數(shù)；T1為濾波時(shí)間參數(shù)。圖16 為給定時(shí)間濾波參數(shù)T1并調(diào)整Kd時(shí)系統(tǒng)的輸出響應(yīng)變化。當(dāng)Kd＞1 時(shí)系統(tǒng)響應(yīng)增強(qiáng)，轉(zhuǎn)矩變化越劇烈；當(dāng)Kd=1 時(shí)系統(tǒng)響應(yīng)G（s）=1，此時(shí)無(wú)濾波功能；當(dāng)0＜Kd＜1 時(shí)，Kd越小，濾波能力越強(qiáng)，輸出信號(hào)的階躍程度越??；當(dāng)Kd=0 時(shí)，系統(tǒng)響應(yīng)主要由T1決定，T1越大則濾波效果越強(qiáng)，輸出越平緩。

圖16 ASDrf 參考濾波系統(tǒng)響應(yīng)示意圖（T1=0.80 s）

在仿真模型中模擬轉(zhuǎn)矩參考濾波效果，將發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩上升時(shí)間T1從0.15 s 增加至0.35 s，使轉(zhuǎn)矩輸出更為平緩。圖17 為通過(guò)調(diào)整軟件油門(mén)輸入信號(hào)模擬轉(zhuǎn)矩參考濾波來(lái)設(shè)定轉(zhuǎn)矩上升速率的模型計(jì)算結(jié)果，調(diào)整后計(jì)算車(chē)身振動(dòng)加速度值下降約60%。

圖17 調(diào)整油門(mén)升速模擬轉(zhuǎn)矩濾波的計(jì)算結(jié)果

實(shí)車(chē)驗(yàn)證過(guò)程中，將濾波時(shí)間T1延長(zhǎng)0.20 s，并降低濾波系數(shù)使Kd＜0.35。圖18 為經(jīng)濾波調(diào)整后的整車(chē)測(cè)試結(jié)果。由圖18 可見(jiàn)，油門(mén)不變情況下，轉(zhuǎn)矩上升速率出現(xiàn)緩坡，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速波動(dòng)明顯下降，座椅導(dǎo)軌處振動(dòng)減少40%，對(duì)于車(chē)輛平順性的改善效果明顯。

圖18 調(diào)整轉(zhuǎn)矩濾波方案實(shí)測(cè)對(duì)比

調(diào)整轉(zhuǎn)矩濾波需同時(shí)考慮對(duì)油耗、動(dòng)力等性能影響。對(duì)比原狀態(tài)，該方案的油耗性能未受影響，整車(chē)加速度下降約0.15 m/s2，對(duì)百公里加速時(shí)間影響小于0.1 s，處于可接受范圍。綜合考慮，該方案可實(shí)施性較強(qiáng)。

5 結(jié)論

針對(duì)某MPV 小油門(mén)加速工況下的不平順問(wèn)題，進(jìn)行仿真建模及影響因素研究，分析結(jié)果表明增加離合器剛度及阻尼力、提升半軸剛度、增強(qiáng)轉(zhuǎn)矩濾波等方案能夠有效改善車(chē)輛在發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)下整車(chē)加速不平順性。優(yōu)化措施經(jīng)實(shí)車(chē)驗(yàn)證有效。