王道勇， 徐艷民

(廣東機(jī)電職業(yè)技術(shù)學(xué)院 汽車學(xué)院, 廣州 510550 )

為節(jié)省能源和降低排放，汽車的油耗控制至關(guān)重要。減少汽車原地?fù)Q擋時(shí)間，降低了油耗，但不可避免的加劇了汽車原地?fù)Q擋的沖擊與振動(dòng)。因此，在減少汽車換擋時(shí)間的同時(shí)，降低汽車的沖擊與振動(dòng)成為急需解決的問題。目前，減小換擋時(shí)的振動(dòng)和沖擊的方法主要有：① 采用優(yōu)化控制算法使換擋平順；②對(duì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

針對(duì)傳統(tǒng)汽油發(fā)動(dòng)機(jī)，通常采用優(yōu)化控制算法對(duì)離合器及制動(dòng)器在扭矩相或者慣性相的油液壓力或作用時(shí)間進(jìn)行控制，從而減小升檔過程的沖擊與振動(dòng)[1-2]。為減小柴油發(fā)動(dòng)機(jī)降檔過程的沖擊，將渦輪的加速度或者速度作為評(píng)價(jià)指標(biāo)，制定相應(yīng)的控制策略，從而改善換擋時(shí)的品質(zhì)[3-4]。Walker等[5]提出了一種抑制汽車換擋時(shí)非穩(wěn)態(tài)振動(dòng)的主動(dòng)控制策略，研究表明慣性相對(duì)減小換擋過程和換擋后的振動(dòng)有重要作用。Lin等[6]開發(fā)了一種最優(yōu)反饋控制器，通過對(duì)換擋時(shí)電機(jī)的扭矩進(jìn)行主動(dòng)控制可以顯著降低傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。Roozegar等[7-8]提出了一種針對(duì)電動(dòng)汽車的多級(jí)變速器的兩相換檔控制算法，該方法有助于電動(dòng)汽車平穩(wěn)而快速換檔。Tian等[9]將汽車縱向沖擊度和換擋時(shí)間作為純電動(dòng)汽車兩檔變速器換擋控制的評(píng)價(jià)指標(biāo)。

關(guān)于減小汽車原地?fù)Q擋沖擊與振動(dòng)的報(bào)道較少，Tao等[10]提出了減小汽車原地?fù)Q擋沖擊與振動(dòng)的評(píng)價(jià)模型，構(gòu)建了評(píng)價(jià)模型中控制參數(shù)的優(yōu)化分析方法。Nessler等[11-13]提出在汽車原地?fù)Q擋時(shí)，通過改變懸置系統(tǒng)的特性可以有效降低原地?fù)Q擋的沖擊與振動(dòng)。

基于以上分析，考慮在懸置系統(tǒng)中增加半主動(dòng)阻尼拉桿可以有效減小汽車發(fā)動(dòng)機(jī)啟停和原地?fù)Q擋等非穩(wěn)態(tài)下的沖擊和振動(dòng)[14-16]，本文建立了包含半主動(dòng)阻尼拉桿的整車13自由度動(dòng)力學(xué)模型，分析了汽車快速換擋下的動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性。結(jié)合試驗(yàn)研究了在不同換擋時(shí)間下汽車的動(dòng)力學(xué)行為和振動(dòng)響應(yīng)規(guī)律。

1 汽車原地?fù)Q擋評(píng)價(jià)指標(biāo)及建模分析

1.1 評(píng)價(jià)指標(biāo)

對(duì)于自動(dòng)擋汽車，原地?fù)Q擋的動(dòng)態(tài)響應(yīng)評(píng)價(jià)指標(biāo)如下：

(1) 換擋時(shí)間

增加換擋時(shí)間提高了汽車的平順性，但變速箱的功率和使用壽命降低。減小換擋時(shí)間降低了油耗[17]，但導(dǎo)致了整車的振動(dòng)加劇。因此，換擋時(shí)間可以直觀評(píng)估汽車的綜合性能。

(2) 汽車縱向加速度

自動(dòng)檔汽車原地?fù)Q擋時(shí)在縱向上產(chǎn)生較大的低頻振動(dòng)與沖擊，這類低頻振動(dòng)易于被人體感知，因此，汽車的縱向加速度αp可以直觀表征原地?fù)Q擋時(shí)的振動(dòng)特性。

(3) 沖擊度

汽車原地?fù)Q擋過程產(chǎn)生的沖擊度用車身加速度在換擋時(shí)間內(nèi)的導(dǎo)數(shù)評(píng)價(jià)。因此，沖擊度可以表征汽車原地?fù)Q擋時(shí)的NVH特性。

(1)

(4) 振動(dòng)劑量值(vibration dose value, VDV)

VDV為評(píng)價(jià)駕駛員對(duì)換擋沖擊的感受，單位為m·s-1.75[18]。

(2)

(5) 懸置的動(dòng)反力

汽車原地?fù)Q擋時(shí)的沖擊與振動(dòng)主要通過懸置傳遞到車內(nèi)，因此，懸置縱向的動(dòng)反力可以用作評(píng)價(jià)汽車原地?fù)Q擋振動(dòng)的大小。

F=kdynxp+Δ

(3)

式中：kdyn為懸置的動(dòng)剛度；xp為懸置在動(dòng)力總成坐標(biāo)系下的縱向位移；Δ為力與位移的修正項(xiàng)。

1.2 包含半主動(dòng)阻尼拉桿的13自由度模型

在汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)中，將半主動(dòng)阻尼拉桿看成第四點(diǎn)懸置，建立新的動(dòng)力總成四點(diǎn)懸置系統(tǒng)，如圖1所示。

半主動(dòng)阻尼拉桿的結(jié)構(gòu)如圖2所示。當(dāng)汽車在原地?fù)Q擋及發(fā)動(dòng)機(jī)啟停等非穩(wěn)態(tài)工況時(shí)，電磁閥關(guān)閉，半主動(dòng)阻尼拉桿的油液通過運(yùn)動(dòng)活塞的阻尼孔流動(dòng)，產(chǎn)生大阻尼來衰減原地?fù)Q擋的沖擊與振動(dòng)。

汽車原地?fù)Q擋時(shí)，動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)在換擋過程中未充分連接，很難從汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的角度分析原地?fù)Q擋的振動(dòng)響應(yīng)。由于原地?fù)Q擋沖擊可歸結(jié)為變速箱中的扭矩?cái)_動(dòng)所致，因此，從整車的角度進(jìn)行分析，建立包含半主動(dòng)阻尼拉桿的整車13自由度動(dòng)力學(xué)模型，如圖3所示。其中，動(dòng)力總成為6自由度，車身為3自由度，4個(gè)非簧載質(zhì)量共4個(gè)垂向自由度。

分別對(duì)動(dòng)力總成、車身及非簧載質(zhì)量進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析，進(jìn)而推導(dǎo)出整車13自由度動(dòng)力學(xué)模型如式(4)所示

(4)

式中：qp為動(dòng)力總成質(zhì)心位移；qb為車身質(zhì)心位移；qu為汽車四個(gè)非簧載質(zhì)量在垂直方向的位移；Fp為動(dòng)力總成激勵(lì)力；MP為動(dòng)力總成在坐標(biāo)系Op-XpYpZp下的質(zhì)量矩陣；Mb為車身在車身坐標(biāo)系Ob-XbYbZb下的質(zhì)量矩陣；Mu為四個(gè)非簧載質(zhì)量組成的質(zhì)量矩陣。

1.3 模型驗(yàn)證

為驗(yàn)證13自由度整車動(dòng)力學(xué)模型的有效性，在變速箱檔位從P檔以一般速率切換到D檔時(shí)，將測(cè)試得到的發(fā)動(dòng)機(jī)懸置和防扭拉桿主動(dòng)端的加速度與理論計(jì)算值進(jìn)行了對(duì)比，如圖4和圖5所示。

在動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)中加和不加半主動(dòng)阻尼拉桿時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)懸置主動(dòng)端加速度的試驗(yàn)值和測(cè)試值，如圖4所示。

由圖4(a)、圖4(b)分析可知：在一般速率原地?fù)Q擋時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)懸置振動(dòng)頻率主要為10 Hz和33 Hz。當(dāng)頻率為10 Hz時(shí)，加拉桿和不加拉桿的計(jì)算值和試驗(yàn)值基本一致。當(dāng)頻率為33 Hz時(shí)，不加拉桿時(shí)的試驗(yàn)值和計(jì)算值的相對(duì)誤差為17%，添加半主動(dòng)阻尼拉桿的相對(duì)誤差為12.8%。

在動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)中加和不加半主動(dòng)阻尼拉桿時(shí)，防扭拉桿主動(dòng)端加速度的試驗(yàn)值和測(cè)試值，如圖5所示

由圖5(a)、圖5(b)分析分析可知：在一般速率換擋時(shí)，防扭拉桿的振動(dòng)頻率主要為10 Hz和33 Hz。當(dāng)頻率為10 Hz時(shí)，不加和加半主動(dòng)阻尼拉桿時(shí)的試驗(yàn)值和計(jì)算值的相對(duì)誤差分別為13.5%和19.2%。當(dāng)頻率為33 Hz時(shí)，不加和加半主動(dòng)阻尼拉桿時(shí)的試驗(yàn)值和計(jì)算值的相對(duì)誤差分別為6.3%和16.3%。

通過上述分析，由于理論計(jì)算時(shí)忽略了諸多非線性因素，因此，理論計(jì)算值比試驗(yàn)值偏大。而理論值與試驗(yàn)值誤差小于20%，反映了非穩(wěn)態(tài)工況下加速度真實(shí)的變化規(guī)律和趨勢(shì)，在一定程度上驗(yàn)證了本文13自由度整車動(dòng)力學(xué)模型的有效性。

2 動(dòng)態(tài)響應(yīng)分析

2.1 動(dòng)力總成激勵(lì)力識(shí)別

汽車在原地?fù)Q擋時(shí)，以最為典型的P檔切換到D檔為例，當(dāng)加快換擋速率時(shí)，測(cè)得的懸置系統(tǒng)的動(dòng)反力和加速度，如圖6和圖7所示。

汽車在原地?fù)Q擋時(shí)的激勵(lì)力，如圖8所示。

2.2 動(dòng)態(tài)響應(yīng)評(píng)價(jià)指標(biāo)計(jì)算

為評(píng)價(jià)半主動(dòng)阻尼拉桿對(duì)汽車原地?fù)Q擋振動(dòng)與沖擊的影響，將動(dòng)力總成的激勵(lì)力作為整車13自由度動(dòng)力學(xué)模型的輸入，根據(jù)整車的動(dòng)態(tài)特性參數(shù)，采用增量諧波平衡法對(duì)整車的動(dòng)態(tài)響應(yīng)評(píng)價(jià)指標(biāo)即汽車縱向、垂向加速度，汽車沖擊度和懸置系統(tǒng)主動(dòng)端的VDV進(jìn)行計(jì)算與分析。

(1) 加速度

在汽車快速換擋時(shí)，汽車的縱向和垂向加速度的頻譜關(guān)系分別如圖9和圖10所示。由圖可知，汽車在縱向和垂向的振動(dòng)頻率為4 Hz、9 Hz和25 Hz。添加半主動(dòng)阻尼拉桿后，汽車縱向和垂向的加速度幅值在各個(gè)振動(dòng)頻率下均相應(yīng)減小。

(2) 沖擊度

由圖11可知，汽車沖擊度在頻率為25 Hz時(shí)變化顯著，不加半主動(dòng)阻尼拉桿時(shí)的汽車沖擊度為12.2 m/s3，而添加半主動(dòng)阻尼拉桿后的沖擊度幅值減小為0.72 m/s3，使得汽車的縱向沖擊振動(dòng)顯著降低，滿足汽車換擋品質(zhì)要求。

(3) VDV

由圖12可知，當(dāng)變速箱檔位從P檔快速切換到D檔過程中，發(fā)動(dòng)機(jī)懸置主動(dòng)端的VDV峰值從1.95 m·s-1.75減小為1.77 m·s-1.75，防扭拉桿主動(dòng)端的VDV峰值從3.14 m·s-1.75減小為2.56 m·s-1.75，變速箱懸置主動(dòng)端的VDV峰值從1.64 m·s-1.75減小為1.62 m·s-1.75。發(fā)動(dòng)機(jī)懸置和防扭拉桿VDV峰值分別減小了9.2%和18%，而變速箱懸置變化不明顯。綜合以上分析可知，添加半主動(dòng)阻尼拉桿后，懸置主動(dòng)端的加速度減小，從而通過懸置傳遞到車內(nèi)的振動(dòng)減小。

3 原地?fù)Q擋時(shí)的試驗(yàn)測(cè)試與驗(yàn)證

為分析半主動(dòng)阻尼拉桿對(duì)汽車原地快速換擋沖擊與振動(dòng)的影響，采用LMS數(shù)據(jù)采集設(shè)備和PCB三向加速度傳感器對(duì)座椅導(dǎo)軌加速度進(jìn)行測(cè)試，分析汽車變速器在P檔位和D檔位快速切換過程中整車的振動(dòng)響應(yīng)特性及規(guī)律。

汽車變速箱從P檔快速切換到D檔，以及從D檔快速切換到P檔時(shí)，座椅導(dǎo)軌的各向加速度如圖13、圖14所示

通過圖13和圖14分析可知，座椅導(dǎo)軌各向加速度的峰值如表1所示。

表1 P檔切換至D檔座椅導(dǎo)軌加速度峰值

對(duì)表1分析可知，添加半主動(dòng)阻尼拉桿后，當(dāng)變速箱檔位從P檔快速切換到D檔位時(shí)，座椅導(dǎo)軌的各向加速度峰值均減小，X，Y和Z向加速度降幅分別為70%，11%和55%。因此，添加半主動(dòng)阻尼拉桿減小了汽車原地?fù)Q擋時(shí)的振動(dòng)。

通過表2分析可知，當(dāng)變速器從D檔快速切換到P檔時(shí)，座椅導(dǎo)軌三向加速度峰值分別降低了67%，56%和63.6%。因此，添加半主動(dòng)阻尼拉桿使得汽車原地?fù)Q擋時(shí)振動(dòng)顯著降低。

表2 D檔切換至P檔座椅導(dǎo)軌加速度峰值

4 討 論

當(dāng)換擋時(shí)間從1.2 s切換到0.9 s時(shí)，通過理論計(jì)算得到的懸置的VDV值如表3和表4所示。

表3 不加半主動(dòng)阻尼拉桿時(shí)的懸置的VDV值

表4 加半主動(dòng)阻尼拉桿時(shí)的懸置的VDV值

通過表3和表4分析可知，不同換擋時(shí)間產(chǎn)生的換擋沖擊與振動(dòng)主要通過變速箱懸置和防扭拉桿傳遞到車內(nèi)，變速箱懸置對(duì)懸置系統(tǒng)阻尼的增加不敏感，而發(fā)動(dòng)機(jī)懸置對(duì)動(dòng)力總成的振動(dòng)不敏感。相對(duì)于變速箱懸置和防扭拉桿，原地?fù)Q擋的振動(dòng)主要是通過防扭拉桿傳遞到車內(nèi)。

汽車變速器從P檔切換到D檔時(shí)，加和不加半主動(dòng)阻尼拉桿的座椅導(dǎo)軌加速度如表5和表6所示。

表5 不加半主動(dòng)阻尼拉桿的座椅導(dǎo)軌加速度

表6 加半主動(dòng)阻尼拉桿的座椅導(dǎo)軌加速度

由表5和表6可知，當(dāng)減少換擋時(shí)間時(shí)，座椅導(dǎo)軌的各向加速度在加和不加半主動(dòng)阻尼拉桿時(shí)均變大。對(duì)于不同換擋時(shí)間，加半主動(dòng)阻尼拉桿時(shí)的座椅導(dǎo)軌各向加速度比不加時(shí)要小。加半主動(dòng)阻尼拉桿且換擋時(shí)間為0.9 s時(shí)的座椅導(dǎo)軌的縱向加速度和換擋時(shí)間為1.2 s且不加半主動(dòng)阻尼拉桿的加速度相近，因此，在懸置系統(tǒng)中添加半主動(dòng)阻尼拉桿可以減少換擋時(shí)間，從而降低油耗。

汽車變速器從D檔切換到P檔時(shí)，加和不加半主動(dòng)阻尼拉桿的座椅導(dǎo)軌加速度如表7和表8所示。

表7 不加半主動(dòng)阻尼拉桿的座椅導(dǎo)軌加速度

表8 加半主動(dòng)阻尼拉桿的座椅導(dǎo)軌加速度

由表7和表8可知，當(dāng)減少換擋時(shí)間時(shí)，座椅導(dǎo)軌的各向加速度在加和不加半主動(dòng)阻尼拉桿時(shí)均變大。對(duì)于不同換擋時(shí)間，加半主動(dòng)阻尼拉桿時(shí)的座椅導(dǎo)軌各向加速度比不加時(shí)要小。加半主動(dòng)阻尼拉桿且換擋時(shí)間為0.9 s時(shí)的座椅導(dǎo)軌的縱向加速度和換擋時(shí)間為1.2 s且不加半主動(dòng)阻尼拉桿的加速度相近。與此同時(shí)，加半主動(dòng)阻尼拉桿且換擋時(shí)間為0.9 s時(shí)的座椅導(dǎo)軌的垂向加速度小于換擋時(shí)間為1.2 s且不加半主動(dòng)阻尼拉桿的加速度，因此，在懸置系統(tǒng)中添加半主動(dòng)阻尼拉桿可以減少換擋時(shí)間，從而降低油耗。

5 結(jié) 論

(1) 發(fā)動(dòng)機(jī)懸置和防扭拉桿主動(dòng)端加速度試驗(yàn)值與理論值的接近，在一定程度上驗(yàn)證了本文13自由度整車動(dòng)力學(xué)模型的有效性。

(2) 通過對(duì)汽車原地快速換擋時(shí)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)分析及試驗(yàn)測(cè)試可知，在懸置系統(tǒng)中添加半主動(dòng)阻尼拉桿可以有效減小換擋時(shí)的沖擊與振動(dòng)。

(3) 不同換擋時(shí)間產(chǎn)生的換擋沖擊與振動(dòng)主要通過變速箱懸置和防扭拉桿傳遞到車內(nèi)，變速箱懸置對(duì)懸置系統(tǒng)阻尼的增加不敏感，而發(fā)動(dòng)機(jī)懸置對(duì)動(dòng)力總成的振動(dòng)不敏感。加半主動(dòng)阻尼拉桿且換擋時(shí)間為0.9 s時(shí)的座椅導(dǎo)軌的縱向加速度和換擋時(shí)間為1.2 s且不加半主動(dòng)阻尼拉桿的加速度相近，因此，在懸置系統(tǒng)中添加半主動(dòng)阻尼拉桿可以減少換擋時(shí)間，從而降低油耗。