石曉輝， 饒文毅， 郭 棟， 周 益， 梅自元， 周 儀

(1.重慶理工大學(xué) 車輛工程學(xué)院，重慶 400054； 2.重慶大學(xué) 機(jī)械與運載工程學(xué)院，重慶 400044； 3.麥格納動力總成(江西)有限公司，南昌 330013)

雙離合變速器(dual clutch transmission,DCT)是自動變速器的一種，具有電控機(jī)械自動變速器(automated mechanical transmission,AMT)高燃油經(jīng)濟(jì)性和液力機(jī)械自動變速器換擋過程動力不中斷的特點，已成為國內(nèi)外研究開發(fā)熱點之一。由于DCT變速器具有內(nèi)外兩個離合器，被動離合器從動盤大慣量的存在降低了變速器的敲擊閾值，大大提高了變速器的敲擊靈敏度，引發(fā)變速箱齒輪敲擊噪聲，同時汽車發(fā)動機(jī)采取高扭矩、小型化、低速化等一系列改革措施，從而導(dǎo)致發(fā)動機(jī)扭矩波動幅值增大，惡化了傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動，進(jìn)一步加劇了變速器的齒輪敲擊聲，使DCT車輛扭轉(zhuǎn)振動問題成為急需解決的關(guān)鍵問題之一。為解決DCT變速箱敲擊問題，目前裝有DCT變速器的車輛普遍使用帶有離心擺結(jié)構(gòu)的雙質(zhì)量飛輪(double mass flywheel,DMF)。但是離心擺式DMF需要對飛輪結(jié)構(gòu)進(jìn)行改動，大大增大了生產(chǎn)成本，且研發(fā)周期長[1]，而離合器微滑控制不僅無需對結(jié)構(gòu)進(jìn)行改動，成本低，且離合器微滑控制擁有良好的研發(fā)基礎(chǔ)，產(chǎn)品研發(fā)周期短，同時良好的微滑控制能夠達(dá)到提高換擋平順性和減振目的[2]。因此對DCT車輛離合器微滑控制減振性能的研究具有重要意義。

目前對于離合器微滑控制的研究主要集中于控制策略的研究，例如Hibino等[3]基于H∞魯棒控制理論設(shè)計了控制算法、 Mashadi等[4-6]分別基于反饋和前饋方案、黃明禮等[7]利用PID(proportion integration differentiation)控制器控制離合器壓力、Zhou等[8]基于Backstepping方法設(shè)計了一個非線性的魯棒控制器，這一系列控制策略均實現(xiàn)了對離合器微滑準(zhǔn)確的控制。但是對于離合器微滑控制減振性能的研究卻較少，Hiramatsu等[9]介紹了離合器微滑控制的減振原理，雷龍雨等[10]研究了不同油門開度起步工況下閉鎖滑差控制對傳動系扭矩波動水平的影響， Canale等[11]利用MPC(model predictive control)對離合器微滑控制，解決了AMT車輛傳動系抖動問題，鮑偉等[12]利用雙閉環(huán)控制系統(tǒng)對離合器微滑進(jìn)行了控制，并對其減振性能進(jìn)行了研究。但上述文獻(xiàn)在建模時，大多未考慮扭轉(zhuǎn)減振器遲滯特性或離合器摩擦片動摩擦因數(shù)的非線性特性，而遲滯特性是扭轉(zhuǎn)減振器的基本特性之一，對傳動系統(tǒng)動力學(xué)特性可產(chǎn)生較大的影響，直接影響著減振器的減振性能。同時，離合器摩擦片動摩擦因數(shù)直接影響著離合器傳遞扭矩的波動幅值大小和離合器微滑控制的準(zhǔn)確性，進(jìn)而影響其減振性能。因此，扭轉(zhuǎn)減振器遲滯特性和離合器摩擦片動摩擦因數(shù)的非線性特性是傳動系統(tǒng)扭振分析建模必須考慮的因素。且上述學(xué)者研究工況大多為起步、Tip in/out以及勻速行駛工況，而DCT車輛加速工況傳動系扭振問題也是亟待解決問題之一。

本文在鮑偉等的研究離合器微滑雙閉環(huán)控制系統(tǒng)的基礎(chǔ)上，進(jìn)一步考慮扭轉(zhuǎn)減振器遲滯特性和離合器摩擦片動摩擦因素非線性特性，建立包含上述3種特性因素在內(nèi)的整車傳動系統(tǒng)非線性動力學(xué)模型，對加速工況DCT離合器微滑控制減振性能進(jìn)行理論與試驗研究。

1 搭載DCT的整車傳動系動力學(xué)建模

1.1 研究對象介紹

本次研究以某型SUV為研究對象，其基本參數(shù)信息如表1所示，動力傳動系統(tǒng)如圖1所示，該車輛搭載7速DCT，包括7個前進(jìn)擋和1個倒擋，其中奇數(shù)擋位于內(nèi)輸入軸，偶數(shù)擋和倒擋位于外輸入軸。本文研究工況為4擋節(jié)氣門全開工況(wide open throttle, WOT)。

圖1 某SUV動力傳動系統(tǒng)Fig.1 A SUV power transmission system

表1 車輛基本信息與參數(shù)Tab.1 Basic information and parameters of vehicles

1.2 扭轉(zhuǎn)減振器建模

本文研究的雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器為二級剛度，采用干摩擦阻尼形式。由于具有阻尼特性的物體在扭矩傳遞過程中存在滯后現(xiàn)象，因而DMF阻尼特性表現(xiàn)出遲滯特性，所對應(yīng)扭矩即為遲滯扭矩，而扭轉(zhuǎn)減振器對于系統(tǒng)共振幅值的衰減主要取決于其遲滯扭矩，對系統(tǒng)的扭振特性具有顯著的影響，是傳動系扭振響應(yīng)計算的一個關(guān)鍵參數(shù)[13-14]。本文對雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器進(jìn)行建模時考慮了其遲滯特性，得到雙質(zhì)量飛輪傳遞力矩Tc表達(dá)式[15]為

(θ+θc2)tanh(σ(θ+θc2))]+

(θ+θc1)tanh(σ(θ+θc1))]+

(1)

式中，M0為雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器干摩擦阻力矩，其他參數(shù)含義如表2所示。

表2 文中各參數(shù)符號含義及其數(shù)值Tab.2 The symbolic meaning and numerical value of each parameter in this paper

1.3 離合器微滑控制建模

離合器微滑摩通過控制手段使離合器主從動盤產(chǎn)生轉(zhuǎn)速差。在離合器微滑過程中，離合器所傳遞轉(zhuǎn)矩Tf可用式(2)進(jìn)行估算

(2)

式中:μd=f(ωslip)為離合器摩擦片動摩擦因數(shù)，是關(guān)于滑摩轉(zhuǎn)速ωslip的非線性函數(shù);Pn為作用于離合器活塞單位面積上的壓力，其他參數(shù)含義見表2。

由式(2)可知，離合器處于微滑控制時所傳遞力矩由離合器摩擦片動摩擦因數(shù)μd和其他參數(shù)所決定。而離合器摩擦片動摩擦因數(shù)是關(guān)于滑摩轉(zhuǎn)速ωslip的非線性函數(shù)，其值隨滑摩轉(zhuǎn)速的變化而變化，進(jìn)而造成離合器傳遞力矩Tf產(chǎn)生波動，影響離合器微滑控制的準(zhǔn)確性，從而影響其減振性能。因此，為實現(xiàn)對離合器微滑的準(zhǔn)確控制，以及盡可能符合實際工況，本文在鮑偉等研究的離合器微滑雙閉環(huán)控制系統(tǒng)基礎(chǔ)上，建立考慮扭轉(zhuǎn)減振器遲滯特性和離合器摩擦片動摩擦因素非線性特性的離合器微滑雙閉環(huán)控制系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型，如圖2所示，從而有效補(bǔ)償擾動和系統(tǒng)參數(shù)的攝動，實現(xiàn)良好的離合器微滑摩控制。

圖2 離合器微滑雙閉環(huán)控制模型Fig.2 Double closed-loop control model of clutch micro-slip

圖2所示模型中：Dw為目標(biāo)滑差；dw為實際滑差；ωc為離合器從動盤轉(zhuǎn)速。

1.4 整車傳動系動力學(xué)建模

本文采用集中質(zhì)量法對車輛傳動系進(jìn)行當(dāng)量轉(zhuǎn)化，以4擋WOT為研究工況，建立考慮扭轉(zhuǎn)減振器遲滯特性和離合器微滑控制的整車傳動系動力學(xué)模型，如圖3所示，給定目標(biāo)滑摩量Dw，并由傳動系模型輸入扭轉(zhuǎn)減振器傳遞力矩Tc和從動盤轉(zhuǎn)速ωc信號至離合器微滑控制器中，經(jīng)雙閉環(huán)控制，得到離合器傳遞力矩Tf，并輸出至傳動系模型中。

圖3 整車傳動系扭轉(zhuǎn)振動模型Fig.3 Torsional vibration model of vehicle transmission system

圖3所示模型中：Te為發(fā)動機(jī)激勵扭矩;Td為汽車所受阻力矩。其他參數(shù)含義見表2。

根據(jù)達(dá)朗貝爾原理對該系統(tǒng)進(jìn)行受力分析，得到其整體的受力情況，進(jìn)而利用拉格朗日方程得到系統(tǒng)的動力學(xué)方程，并以矩陣形式表達(dá)為

(3)

式中:θ為轉(zhuǎn)角矩陣;J為轉(zhuǎn)動慣量矩陣;C為阻尼矩陣;K為扭轉(zhuǎn)剛度矩陣;T為激勵負(fù)載矩陣。

J=Diag[J1,J2,J3,J4,J5,J6,J7]

T=[Te-Tc;Tc-Tf;Tf;0;0;0;-Td]T

(4)

2 微滑控制減振性能仿真分析

對第1章所建模型進(jìn)行仿真分析，以整車實測角加速度轉(zhuǎn)換為波動扭矩為模型輸入激勵，仿真工況為4擋WOT行駛過程。

2.1 離合器微滑控制有效性分析

本文選取發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速1 200 r/min、滑摩量為20 r/min工況下仿真結(jié)果。

圖4為實際滑摩量與目標(biāo)滑摩量的對比結(jié)果，實際滑摩量變化范圍約為18～22 r/min，在目標(biāo)滑摩量附近輕微波動?？梢娊?jīng)過雙閉環(huán)控制之后，實現(xiàn)了離合器良好的微滑摩控制，證明本文所建離合器微滑雙閉環(huán)控制系統(tǒng)的有效性。

圖4 實際滑摩量與目標(biāo)滑摩量對比圖Fig.4 Comparison diagram of actual sliding amount and target sliding amount

2.2 動摩擦因數(shù)對微滑控制減振性能的影響

根據(jù)整車傳動系動力學(xué)方程可得離合器主動盤運動微分方程為

(5)

對式(2)進(jìn)行泰勒展開，并代入式(5)可得

(6)

根據(jù)式(6)可知，當(dāng)離合器主、從動盤間存在滑摩時，改變了系統(tǒng)阻尼系數(shù)，變化量為f′(ωslip)Mf，而在整個滑摩過程中Mf始終大于0。因此，只有采用正斜率摩擦因數(shù)的摩擦材料，才能增大系統(tǒng)的阻尼系數(shù)，達(dá)到減振目的。而對于負(fù)斜率摩擦因數(shù)的摩擦材料，離合器滑摩轉(zhuǎn)速降低會增大離合器摩擦力，當(dāng)靜摩擦力大于滾動摩擦力時，離合器就會出現(xiàn)黏滑現(xiàn)象，放大激勵的幅值，惡化傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動，影響駕駛的舒適性。

本文對具有不同正斜率摩擦因素曲線進(jìn)行研究，分析動摩擦因數(shù)斜率對微滑控制減振性能的影響，動摩擦因數(shù)曲線，如圖5所示。

圖5 具有不同正斜率摩擦因素的動摩擦因素曲線Fig.5 Dynamic friction factor curve with different positive slope friction factors

圖6為采用不同斜率動摩擦因數(shù)曲線，在發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為1 200 r/min、滑摩量為20 r/min工況下仿真的離合器主、從動盤角加速度結(jié)果。

由圖6可得，在20 r/min微滑摩情況下，離合器動摩擦因數(shù)對離合器主動盤角加速度影響很小，這是由于離合器微滑控制是控制離合器主、從動盤間的滑差，增大了離合器主、從動盤間的阻尼系數(shù)，因而對離合器從動盤角加速度影響更大。從圖6也可以看出，離合器動摩擦因數(shù)斜率越大，從動盤軸角加速度越小，離合器主、從動盤間扭振衰減率越高，減振性能越好。

圖6 動摩擦因數(shù)曲線斜率與離合器主、 從動盤角加速度關(guān)系圖Fig.6 The relationship between the slope of the dynamic friction factor curve and the angular acceleration of the clutch driving and driven disc

2.3 不同滑摩量對微滑控制減振性能的影響

離合器微滑控制減振性能不僅受離合器摩擦片動摩擦因數(shù)斜率的影響，還與滑摩量有關(guān)，需進(jìn)一步分析不同滑摩量對扭振性能衰減的影響。在發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為1 200 r/min、離合器摩擦片動摩擦因數(shù)曲線為斜率1工況下的仿真結(jié)果，得到如圖7所示的滑摩量與離合器主、從動盤角加速度關(guān)系曲線圖。

圖7 滑摩量與離合器主、從動盤角加速度關(guān)系圖Fig.7 The relationship between the sliding amount and the angular acceleration of the clutch driving and driven disc

由圖7可知，增大離合器滑摩量使離合器主動盤的角加速度輕微增加，而從動盤角加速度隨滑摩量的增大而顯著減小。從扭振衰減率來看，滑摩量為10 r/min時，離合器主、從動盤間扭振衰減率為29.13%，滑摩量為80 r/min時，衰減率為69.22%。由此可以得出：離合器滑摩量越大，對傳動系扭轉(zhuǎn)振動的衰減率越高，減振性能越好。

2.4 微滑控制減振性能分析

由2.2節(jié)、2.3小節(jié)分析可得，離合器摩擦片動摩擦因數(shù)曲線斜率和滑摩量越大，離合器微滑控制減振性能越好，但離合器滑摩量越大，則系統(tǒng)功率損失也越大，如圖8所示，即為不同滑摩量控制下計算所得的離合器傳遞效率圖，為在滿足全轉(zhuǎn)速工況下離合器傳遞效率不低于98%的情況下盡可能的提高系統(tǒng)減振性能，本文選取離合器滑摩量為20 r/min、動摩擦因數(shù)曲線斜率為斜率1的參數(shù)組合對加速工況下DCT離合器微滑控制減振性能進(jìn)行仿真分析。

圖8 滑摩量與離合器傳遞效率關(guān)系圖Fig.8 The relationship between the sliding amount and clutch transmission efficiency

圖9為4擋WOT工況搭載DMF減振器有、無20 r/min離合器微滑控制工況下仿真所得的轉(zhuǎn)速-輸入軸角加速度幅值曲線圖。由圖9可以得出，當(dāng)無離合器微滑控制時，在1 100～3 000 r/min轉(zhuǎn)速內(nèi)，變速箱輸入軸角加速度幅值位于400～600 rad/s2；當(dāng)有20 r/min離合器微滑控制時，在1 100～3 000 r/min轉(zhuǎn)速內(nèi)，變速箱輸入軸角加速度幅值位于200～300 rad/s2，扭振衰減了50%。由此可見，采用離合器微滑控制能夠大大的提高系統(tǒng)減振性能，同時也證明在DCT車輛上用離合器微滑控制代替離心擺減振器來滿足減振需求方案的可行性。

圖9 有、無20 r/min滑摩減振性能對比圖Fig.9 Comparison diagram of damping performance with and without 20 r/min micro-slip

3 實車試驗驗證

為驗證仿真結(jié)果準(zhǔn)確性，在該SUV整車上驗證有、無離合器微滑摩控制對傳動系統(tǒng)扭振和敲擊的影響。本次試驗選取平直的瀝青路面(縱坡度不超過0.3%)和空曠低背景噪聲的環(huán)境(跑道中心線兩側(cè)20 m內(nèi)沒有大的聲反射物)進(jìn)行實車道路試驗。為了得到在加速工況下變速箱輸入軸角加速度和變速箱殼體振動加速度，需要測量變速器輸入軸扭振信號和變速箱殼體振動信號，故在變速箱1擋和4擋齒輪處布置轉(zhuǎn)速傳感器，變速箱殼體處布置振動加速度傳感器。在布置轉(zhuǎn)速傳感器時，傳感器探測頭應(yīng)與變速箱齒輪齒端保持1～2 mm的距離，以防兩者接觸，損壞傳感器，振動加速度傳感器應(yīng)緊貼變速箱殼體，如圖10(a)所示；傳感器在實車中布置方案，如圖10(b)所示。

圖10 傳感器布置方案Fig.10 Sensor location

試驗過程中，按照實際情況，分別對采用不同滑摩量控制的DCT車輛進(jìn)行4擋WOT、1 000～3 000 r/min轉(zhuǎn)速范圍整車道路扭振試驗。由于仿真工況為4擋，因此本文只對4擋齒輪轉(zhuǎn)速信號進(jìn)行處理，得到變速箱輸入軸角加速度，并與仿真結(jié)果進(jìn)行對比。

由于存在外界不可抗拒的干擾因素，實測結(jié)果存在波動，因此本文取1 150～1 250 r/min轉(zhuǎn)速區(qū)間實測值的平均值作為本次發(fā)動機(jī)1 200 r/min工況下所得的變速箱輸入軸角加速度實測值，得到如圖11所示的發(fā)動機(jī)1 200 r/min工況下不同滑摩量離合器微滑控制的變速箱輸入軸角加速度仿真與實測結(jié)果對比圖。

由圖11可知，仿真與實測結(jié)果趨勢一致，輸入軸角加速度隨著滑摩量的增大而減小，即離合器微滑控制減振性能隨著滑摩量的增大而增高。仿真與實測結(jié)果在數(shù)值上也相差不大，平均誤差為9.7%，在允許誤差范圍內(nèi)，初步驗證了模型的準(zhǔn)確性。

圖11 不同滑摩量離合器微滑控制仿真與實測對比圖Fig.11 Comparison between simulation and measurement of clutch micro-slip control with different sliding amount

圖12即為搭載不同減振方案下的仿真與實測結(jié)果對比圖。由圖12可知，無離合器微滑控制方案的仿真與實測結(jié)果在整個轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)基本一致，誤差較小，部分轉(zhuǎn)速誤差偏大是由于實測過程中，存在一系列不可控因素，造成實測結(jié)果產(chǎn)生波動，但整體上誤差較??；20 r/min離合器微滑控制方案的實測結(jié)果在整個轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)存在一定幅度的波動，這主要是本次實車離合器滑摩量控制存在一定波動，且受外界因素影響。但仿真結(jié)果與實測結(jié)果變化趨勢基本一致，且仿真結(jié)果位于實測結(jié)果均值處，同樣也可證明離合器微滑控制模型的有效性。

圖12 有、無20 r/min滑摩減振性能仿真與實測對比圖Fig.12 Comparison damping performance between simulation and measurement of micro-slip with and without 20 r/min

圖13為有無離合器微滑控制的殼體振動加速度Colormap對比圖。由圖13可知，無滑摩控制時，在1 500 r/min以下變速箱殼體振動幅值較大，結(jié)合主觀駕評后認(rèn)為該轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)存在明顯的變速箱齒輪敲擊噪聲。而對離合器采取20 r/min微滑控制后，在整個轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)變速箱殼體振動幅值得到了很大的改善，結(jié)合主觀駕評后也認(rèn)為在整個轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)不存在變速箱齒輪敲擊噪聲。試驗結(jié)果表明離合器微滑摩可以減小變速器的扭轉(zhuǎn)振動，消除DCT變速器的敲擊聲。

圖13 有、無離合器微滑控制的 殼體振動加速度Colormap圖Fig.13 Colormap diagram of shell vibration acceleration with and without clutch micro-slip control

4 結(jié) 論

(1)離合器摩擦片動摩擦因數(shù)影響離合器傳遞力矩，且只有采用正斜率摩擦因數(shù)的摩擦材料，才能增大系統(tǒng)的阻尼系數(shù)，進(jìn)一步影響離合器微滑控制減振性能。通過研究發(fā)現(xiàn)：離合器摩擦片動摩擦因數(shù)曲線斜率越大，離合器微滑控制減振性能越好。

(2)離合器滑摩量越大，微滑控制減振性能越佳，但隨著滑摩量的增大，系統(tǒng)傳遞效率也會降低，因此在實際情況中，離合器滑摩量不宜過大，一般取15～25 r/min左右。

(3)為驗證在DCT車輛上用離合器微滑控制代替離心擺減振器來滿足減振需求方案的可行性，仿真分析了有無離合器微滑摩控制的變速箱輸入軸角加速度，結(jié)果表明：進(jìn)行離合器微滑控制時扭振進(jìn)一步衰減了50%，進(jìn)一步提升了系統(tǒng)的減振性能，證明了在DCT車輛上用離合器微滑控制代替離心擺減振器來滿足無變速器敲擊聲的可行性。

(4)整車道路扭振和敲擊試驗表明離合器微滑摩控制可以減小變速器的扭轉(zhuǎn)振動，消除DCT變速器的敲擊聲。這表明本文的仿真建模和分析結(jié)果的準(zhǔn)確性。同時，也說明文中的研究思路對解決工程實際問題具有指導(dǎo)意義。