周 益，陳清爽，石曉輝，郭 棟，梅自元，談冠華

（1.重慶大學機械與運載工程學院，重慶 400044；2.江鈴汽車股份有限公司，江西省汽車振動噪聲重點實驗室，南昌 330006；3.重慶理工大學，汽車零部件先進制造技術教育部重點實驗室，重慶 400054；4.麥格納動力總成（江西）有限公司產品工程部，南昌 330013；5.湖北三環(huán)離合器有限公司產品工程部，黃石 435000）

前言

當今汽車廣泛采用增壓、輕量化、少缸和閉缸等發(fā)動機技術提高燃油經濟性和降低排放，這些技術加劇了發(fā)動機輸出的扭轉振動［1］；另一方面，越來越多車輛搭載雙離合變速器（dual-clutch transmission，DCT）等高效率驅動技術。文獻［2］中指出DCT 變速器比手動和無級變速等其他類型變速器具有更高的敲擊靈敏度。變速器內部具有側隙的空套零件受動力系統(tǒng)扭振激勵產生的敲擊聲，具有響應頻率寬、聲壓級突變和穿透力強等特點，容易使駕乘人員產生煩惱感［3］。因此，研究搭載DCT 的動力系統(tǒng)扭振和敲擊控制技術對提高車輛舒適性和聲品質具有重要意義。

盡管扭振半主動和主動控制技術逐漸受到關注，但在空間緊湊的乘用車應用較困難，而且這些技術的使用將增加車輛成本。因此當今汽車依然廣泛采用被動扭振衰減手段，其中，離合器式（conventional torsional damper，CTD）和雙質量飛輪式（dual-mass flywheel，DMFW）扭轉減振器是兩種常用的衰減發(fā)動機扭振措施，解決車輛怠速和行駛工況的敲擊問題；例如，吳虎威等［4］和劉雪萊等［5］分別研究了CTD 對怠速和加速工況齒輪敲擊的改善效果。由LUK 公司于20 世紀80 年代研制出的DMFW［6］，將單質量飛輪分成兩個獨立的、由低剛度弧形彈簧連接的慣性單元；DMFW 把動力系統(tǒng)扭振模態(tài)控制在低于發(fā)動機怠速頻率的范圍，實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系統(tǒng)的模態(tài)解耦，避免了正常行駛工況的扭振共振問題［7］。

2008 年，離心擺吸振器（centrifugal pendulum vibration absorber，CPVA）從航空發(fā)動機領域成功引入汽車工業(yè)，與扭轉減振器組成具有出色扭振抑制效果的離心擺式雙質量飛輪，通過改變CPVA 的結構參數(shù)吸收特定的發(fā)動機階次［2］。陳龍等［8］和吳虎威等［9］通過數(shù)值計算和試驗驗證了CPVA 對發(fā)動機扭振的抑制效果。另外，在AT和CVT中普遍采用的閉鎖離合器微滑摩反饋控制技術既可提高燃油經濟性；同時還可以衰減變速器輸入端扭振幅值，降低敲擊和轟鳴等問題［10-11］。文獻［12］中研究了雙離合器微滑摩反饋控制的實現(xiàn)技術及其對駕駛性能的提高，但文中并未指出微滑摩對扭振和敲擊聲的改善作用。

以上研究均未給出變速器輸入端扭振與敲擊的定量評價方法，只能通過整車試驗手段驗證扭振衰減方案對敲擊的抑制效果，既耗費大量的樣機制造和試驗費用，還增加了整車的研發(fā)周期。文獻［13］和文獻［14］中研究了DCT 的扭振和敲擊，但沒有揭示預選擋位對DCT 敲擊的影響。文獻［15］中的研究表明預選擋顯著影響DCT 的敲擊噪聲品質，因此需要控制有預選擋的動力系統(tǒng)扭振和敲擊。本文中首先分別從整車道路試驗和變速器敲擊靈敏度臺架試驗角度闡述預選擋對DCT 敲擊的影響，基于敲擊臺架靈敏度和整車噪聲振動主客觀結果的相關性，提出一種以輸入軸角加速度幅值為評價指標的無敲擊扭振閾值，評估扭振衰減的有效性。其次，在同一整車上分別評價不同扭轉減振器，以及離合器微滑摩和離心擺吸振器等措施對扭振和敲擊的進一步衰減作用。最后根據扭振衰減和舒適性指標總結了各種措施對扭振和敲擊的控制效果。

1 DCT敲擊表現(xiàn)

1.1 研究對象

本文研究搭載1.5 L 四沖程四缸增壓汽油發(fā)動機和七速濕式雙離合變速器（7DCT）的某乘用車動力系統(tǒng)，其結構見圖1（a）。圖1（b）為該動力系統(tǒng)的傳動原理圖，7DCT 的離合器1 和2 分別控制奇數(shù)擋和偶數(shù)擋，當前擋位和離合器（主動離合器）傳遞轉矩至輸出端，另外的變速器可以提前預選好擋位。當車輛達到規(guī)定的車速時，變速器控制單元控制主動離合器逐漸打開，被動離合器逐漸閉合，實現(xiàn)“離合器-離合器”式的無動力中斷換擋。無動力中斷換擋是DCT 變速器的最大特點，也是換擋響應快和傳遞效率高的保證；而預選擋是無動力中斷換擋的前提條件［16］，影響車輛的動力性，噪聲振動和換擋過程的駕駛性。

圖1 1.5 L發(fā)動機和7DCT變速器動力系統(tǒng)

1.2 7DCT的整車敲擊表現(xiàn)

對匹配CTD 減振器（圖2）的試驗車輛實車路試，該減振器具有兩級減振剛度，最大轉動角度為38°，其余參數(shù)見表1。路試結果發(fā)現(xiàn)高擋位（4 擋至7 擋）有預選擋時，加速過程在1 000-1 600 r/min 段出現(xiàn)明顯敲擊聲；無預選擋時則無敲擊聲。在試驗車輛的發(fā)動機和變速器輸入軸1 和2 位置安裝磁電轉速傳感器采集動力系統(tǒng)扭轉振動，在變速器殼體上安裝壓電式三向振動加速度計（PCB 339A30/NC，名義靈敏度：10 mV/g）采集振動響應，如圖3 所示。四沖程四缸發(fā)動機的扭振主要階次為2 階，因此本文以發(fā)動機2 階峰值角加速度作為扭振評價參數(shù)。本文僅給出4擋全油門（WOT）工況在不同預選擋時的結果，其他各擋位具有類似現(xiàn)象。

表1 CTD和DMFW 參數(shù)表

圖2 CTD結構和扭轉減振特性

圖3 試驗車輛與傳感器布置

圖4（a）為發(fā)動機和輸入軸2 的扭振結果，該結果表明：發(fā)動機扭振經過CTD 后得到有效的衰減，加速階段無扭振共振現(xiàn)象，角加速度幅值隨轉速升高而逐漸減?。黄浯?，不同預選擋的角加速度幅值無顯著差異?，F(xiàn)有理論認為輸入軸扭振是敲擊的主要激勵源［17-18］，同一變速器在無顯著差異的角加速度激勵下應該表現(xiàn)出相似的振動響應。但圖4（b）～圖4（d）顯示不同預選擋的殼體振動響應具有顯著差異，當預選3 擋或5 擋時，在1 000-1 600 r/min 轉速區(qū)間出現(xiàn)典型敲擊寬頻信號；高于1 600 r/min 轉速時，寬頻敲擊信號消失。無預選擋時無寬頻敲擊信號和突變現(xiàn)象，振動幅值較低。因此，預選擋顯著影響DCT動力系統(tǒng)的敲擊。

圖4 4擋WOT工況扭振和殼體振動加速度

2 基于臺架敲擊靈敏度和整車評價的無敲擊扭振閾值

2.1 DCT敲擊靈敏度

在可模擬發(fā)動機動態(tài)力矩和轉速波動的敲擊試驗臺架上采集殼體振動響應隨輸入角加速度幅值變化的敲擊靈敏度［19］，如圖5（a）所示。電機輸出的動態(tài)轉矩使轉速波動逐漸增加，通過繪制不同工況（輸入名義轉速與頻率、名義轉矩、溫度和預選擋）殼體振動響應隨角加速度幅值的變化，得到該變速器的敲擊靈敏度曲線。

圖5（b）為不同輸入名義轉速和預選擋的4擋敲擊靈敏度，其他工況參數(shù)為：油溫80 °C，發(fā)動機2 階激勵，輸入名義轉矩40 N·m，在60 s 時間內角加速度幅值從0 線性增加至1 000 rad/s2。敲擊靈敏度ΔL（單位：m/s2）由式（1）計算［20］：

圖5 7DCT變速器敲擊靈敏度臺架試驗

式中：Lθ¨和L0分別表示激勵幅值為θ¨和0時的殼體振動響應水平，敲擊響應具有寬頻特性［3］，選擇400-5 000 Hz頻率范圍［4］的振動加速度作為敲擊響應；L0主要由齒輪嚙合、軸承運轉和臺架運行產生［21］。顯然，當無角加速度激勵時，ΔL=0。

當有預選擋時，在1 000 和1 500 r/min 出現(xiàn)顯著的敲擊突變現(xiàn)象；在突變發(fā)生前，不同預選擋的敲擊振動響應均較低。在1 000 r/min 時，預選3 擋（低擋）和預選5 擋（高擋）分別在249 和337 rad/s2幅值發(fā)生突變，變速器振動響應急劇增加，增加的幅值分別為10.94 和7.42 m/s2；無預選擋的敲擊靈敏度無突變，高激勵幅值的振動響應顯著低于預選擋工況。1 500 r/min 存在相似的突變現(xiàn)象，預選3 擋和5 擋時發(fā)生敲擊突變的激勵幅值分別為592 和743 rad/s2，突變處的振動幅值分別增加37.36 和21.81 m/s2。敲擊靈敏度結果亦表明預選擋顯著改變DCT 變速器的敲擊特性，產生敲擊突變現(xiàn)象，預選低擋比預選高擋更容易產生突變，同時突變導致的振動幅值更高。

2.2 無敲擊扭振閾值

目前，大多數(shù)研究缺乏敲擊和扭振兩者之間的量化指標，需要在整車上驗證各種扭振衰減措施，增加了整車開發(fā)周期和成本。為解決該問題，本文中提出整車級無敲擊扭振閾值（no-rattle torsional threshold，NRTT），量化變速器的敲擊響應和扭振激勵幅值的關系。NRTT 基于變速器臺架敲擊靈敏度數(shù)據庫、動力系統(tǒng)扭振和敲擊的整車主客觀結果，計算流程見圖6，主要分為如下3步。

圖6 無敲擊扭振閾值（NRTT）計算流程

（1）數(shù)據獲取。測量變速器隨輸入轉速nin和角加速度幅值變化的敲擊靈敏度數(shù)據庫收集動力系統(tǒng)的扭振響應幅值，該響應幅值可通過整車實測或模型仿真計算得到。根據各擋位扭振幅值和敲擊靈敏度數(shù)據庫得到整車扭振幅值與敲擊響應的關系。同時記錄整車上不同擋位i和不同轉速nin的敲擊主觀結果R(i，nin)。

機關事業(yè)單位身為我國社會組織的一部分，其在市場中的地位和作用是非常明顯的，同時也是政府部門實施權益的重要基礎。所以，單位合理的內部建設不僅會影響到到單位自身的發(fā)展，而且也直接呈現(xiàn)出單位自身的工作質量和經濟水平。雖然當前我國各大單位的建設工作都有了一定的成效，但在實際工作中還是存在非常多的漏洞，特別是對于管理會計的運用。

（2）相關性分析。利用MATLAB 擬合工具（curve fitting）尋找R(i，nin)和關系，48 個樣本量的回歸擬合結果顯示：一元線性回歸模型的相關性系數(shù)比其他回歸模型要高，殘差比其他模型低。因此采用一元線性回歸，見圖7，整車主觀評價與敲擊振動響應和輸入軸扭振具有顯著的線性負相關，回歸模型為：R(i，nin)=-0.2036ΔL(nin，)+9.1987，相關系數(shù)為0.931 5。

圖7 敲擊振動響應與整車主觀評價的相關性

（3）NRTT的確定。根據整車主觀目標確定變速器振動響應目標，例如，根據步驟（2）的回歸擬合結果，7 分敲擊目標對應振動響應為10.80 m/s2。最后在敲擊靈敏度數(shù)據庫中獲取各擋位和轉速的角加速度幅值作為該變速器的NRTT目標。

圖8（a）為4擋在不同預選擋下的NRTT（主觀目標為7 分）與整車實測角加速度幅值的比較。雖然不同預選擋的實測角加速度幅值相當，但NRTT 具有顯著區(qū)別，因此不同預選擋的敲擊表現(xiàn)具有顯著差異。有預選擋的NRTT 隨輸入轉速的降低而降低，變速器敲擊對輸入角加速度的要求更嚴格，低轉速區(qū)實測角加速度高于NRTT 值，產生敲擊；高轉速角加速度低于NRTT 值，無敲擊；而無預選擋的NRTT在不同轉速范圍基本保持恒定，幅值比預選擋高，尤其是低轉速區(qū)域，角加速度幅值在整個轉速區(qū)間均顯著低于NRTT。

圖8 4擋WOT工況NRTT、輸入軸角加速度幅值與殼體振動響應水平

圖8 中有預選擋工況的角加速度幅值在低于1 900 r/min 范圍內高于NRTT 目標值，圖8（b）的殼體振動在400-5 000 Hz 范圍加速度水平顯示，有預選擋時在低于2 000 r/min 存在敲擊聲。NRTT 的比較結果與整車敲擊表現(xiàn)存在一定差異，但是基本一致。這表明本文提出的基于敲擊靈敏度和整車主客觀評價的NRTT 可評估變速器輸入扭振是否產生敲擊，減少試驗數(shù)量和開發(fā)成本，縮短產品開發(fā)周期。本文的7DCT 變速器預選3 擋具有最低NRTT 目標，后續(xù)以4 擋WOT 的預選3 擋工況和其NRTT 目標曲線評價各扭振和敲擊控制措施的效果。

3 被動措施對扭振和敲擊的抑制

3.1 雙質量飛輪

DMFW 可以較大幅度衰減車輛加速工況的扭轉振動［7］，本文中首先評價DMFW 對7DCT 動力系統(tǒng)的扭振和敲擊抑制，圖9為本研究采用的DMFW結構和扭轉減振特性，DMFW 參數(shù)見表1，表中參數(shù)為樣件在扭轉減振器［4，7］試驗臺架的實測結果，該DMFW 具有兩級減振剛度，最大相對轉動角度為δmax=66°。

圖9 DMFW結構和扭轉減振特性

使用DMFW 的動力系統(tǒng)扭振和振動加速度頻譜如圖10所示。圖10（a）結果表明DMFW 可以有效降低輸入軸扭振幅值，最大幅值低于600 rad/s2，扭振衰減率為76%～83%，符合典型的DMFW 加速工況的減振效果［7］，同時比圖4（a）采用CTD 減振器的結果低300 rad/s2。但該結果在低于1 500 r/min 區(qū)間依然無法滿足NRTT目標，因此整車在1 500 r/min以下將出現(xiàn)敲擊聲。圖10（b）結果表明低于1 500 r/min 轉速區(qū)間存在明顯齒輪敲擊寬頻信號，當轉速高于1 500 r/min 時，敲擊聲消失。該結果再次表明本文第2.2 節(jié)中提出的NRTT 指標可以較準確地評價輸入角加速度幅值產生的敲擊響應。

圖10 使用DMFW的動力系統(tǒng)扭振和振動加速度頻譜

3.2 離合器微滑摩

第1.2 節(jié)和第3.1 節(jié)中表明CTD 和DMFW 均無法滿足DCT 在預選擋機制下的NRTT 目標，因此需要研究其他扭振衰減措施。該變速器采用濕式雙離合器，可考慮離合器微滑摩控制技術。離合器微滑摩是指通過反饋控制實現(xiàn)離合器主動盤和從動盤之間的轉速差。離合器摩擦因數(shù)與轉速差的關系可以用式（2）表示［22］，該離合器的摩擦因數(shù)μf臺架測量結果顯示，μf隨滑摩轉速的增加呈凸函數(shù)增加，如圖11 所示。圖11 的各擬合系數(shù)為：C1=-0.06437，C2=3.125，C3=0.07611，C4=0.08，離合器微滑摩等效于增加動力系統(tǒng)阻尼［12］，在扭轉減振器的基礎上進一步衰減發(fā)動機扭振。

圖11 離合器摩擦因數(shù)與滑摩轉速差的關系

式中：μf和v分別代表離合器摩擦因數(shù)和主從動盤滑摩轉速差；C1、C2、C3和C4為擬合系數(shù)。

評估CTD 與不同滑摩轉速差對變速器輸入軸角加速度的影響，本研究的v分別取20、40、60、和80 r/min，通過比例積分(proportional-integral,PI)控制實現(xiàn)滑摩轉速差。由于微滑摩對發(fā)動機扭振影響不大，因此僅展示輸入軸角加速度結果。圖12（a）和圖12（b）分別為不同滑摩轉速差的輸入角加速度幅值和400-5 000 Hz 頻率范圍的振動加速度響應幅值；圖13 為不同滑摩轉速差的殼體振動加速度頻譜圖。圖12（a）表明滑摩轉速越高，輸入軸角加速度幅值越小；圖12（b）和圖13 顯示v顯著降低DCT 敲擊響應。v=60 r/min 和v=80 r/min 在低于1 350 r/min 的低轉速區(qū)略微超過NRTT 目標，其余轉速段均滿足要求。

圖12 CTD與微滑摩組合方案的輸入角加速度和振動響應

圖13 CTD與微滑摩組合方案的振動加速度頻譜

輸入軸角加速度幅值和振動響應并未隨v的增加而線性減少，無滑摩轉速和v=20 r/min兩種狀態(tài)的輸入軸角加速度和振動響應降低的程度高于其他相鄰的滑摩轉速；觀察圖11 發(fā)現(xiàn)v的斜率隨滑摩轉速的增加逐漸減小，阻尼效應隨v的增加而減小。因此，v＞40 r/min 不是解決敲擊聲的有效方案，而過大的轉速會顯著降低動力系統(tǒng)的傳遞效率。由于PI控制穩(wěn)定性的局限性，v為20和40 r/min 的穩(wěn)定性差于v為60和80 r/min，未來將研究H∞［10］等控制算法以提高滑摩轉速控制的穩(wěn)定性。

3.2.2 DMFW與離合器微滑摩

圖10（a）的DMFW 結果顯示輸入軸最大角加速度為572 rad/s2，僅在1 500 r/min 以下超過NRTT，產生敲擊聲。因此可嘗試通過較小滑摩轉速差減小輸入軸角加速度幅值以滿足NRTT目標；研究v為20和40 r/min 兩種情況驗證該設想。圖14 為DMFW 和不同微滑摩組合方案的輸入角加速度和殼體振動響應結果。v=20 r/min顯著降低輸入角加速度幅值，滿足NRTT 目標，低轉速段的敲擊響應峰值消失；消除了寬頻敲擊響應，如圖15 所示。與圖12 結果類似，從無微滑摩到v=20 r/min的扭振和敲擊衰減效果顯著，而v從20到40 r/min的衰減效果有限。

圖14 DMFW與微滑摩組合方案的輸入角加速度和振動響應

圖15 DMFW與微滑摩組合方案的振動加速度頻譜

DMFW 與v=20 r/min 的組合為解決DCT 動力系統(tǒng)扭振和敲擊提供了有效的方案；由于滑摩轉速低，不會顯著降低動力系統(tǒng)效率、離合器壽命和耐久性能。

3.3 離心擺吸振器

分別評估CTD 和DMFW 與CPVA 的組合對扭振和敲擊的抑制作用。由于雙線型（bifilar）比其他結構的CPVA 具有更好的穩(wěn)定性和扭振衰減性能［23］，故本文僅評價bifilar CPVA。四沖程四缸發(fā)動機的扭振主階次為2階，考慮到高轉速時CPVA的軟化現(xiàn)象［2］，因此把CPVA 的調諧階次設計為2.1 的過調諧狀態(tài)［23］。結合離合器腔體包絡尺寸，擺長l和掛擺半徑r分別設計為98 和22.22 mm，離心擺質量mp=1.2 kg。CPVA 與圖2（a）的CTD 和圖9（a）的DMFW組合分別如圖16（a）和圖16（b）所示。

圖16 扭轉減振器與bifilar CPVA的組合

圖17（a）和圖17（b）分別為CTD 與bifilar CPVA組合方案的輸入角加速度和殼體振動響應。圖17（a）說明整個加速段的角加速度降低約400 rad/s2，除1 200 r/min以下輕微超過NRTT 外，其他轉速均低于NRTT 目標。與圖4（b）相比，圖17（b）各轉速段的振動幅值明顯降低，尤其是低于1 600 r/min 段的寬頻敲擊特征基本消失。因此CTD 與 bifilar CPVA 的組合方案可以顯著降低變速器輸入軸角加速度幅值和敲擊響應。

圖17 CTD與bifilar CPVA組合方案的輸入角加速度和振動加速度頻譜

圖18（a）的輸入角加速度結果表明DMFW 與CPVA 的組合方案使整個發(fā)動機轉速區(qū)間的輸入軸角加速度幅值降低400 rad/s2，所有轉速區(qū)間均滿足NRTT 目標；尤其是低轉速段的角加速度幅值低于200 rad/s2，圖10（b）的振動加速度頻譜中的低轉速敲擊特征完全消失，如圖18（b）所示。

圖18 DMFW與bifilar CPVA組合方案的輸入角加速度和振動加速度頻譜

綜上，CPVA 可以在扭轉減振器的基礎上進一步降低輸入軸角加速度幅值，降幅約400 rad/s2；尤其是DMFW 與bifilar CPVA 的組合完全滿足NRTT 要求，徹底消除低轉速段的敲擊，且不犧牲動力系統(tǒng)傳動效率、雙離合器的耐久和壽命等性能。因此，預選擋機制作用下具有高敲擊靈敏度和幅值跳躍現(xiàn)象的DCT 動力系統(tǒng)應優(yōu)先考慮使用CPVA 方案，但是該方案會增加一定的整車成本。

4 被動減振方案總結

采用扭振傳遞率TRm評價發(fā)動機到變速器輸入軸扭振衰減的有效性，如式（3）所示，TRm越小，扭振衰減性能越好。根據輸入軸角加速度幅值與NRTT的差值評價敲擊嚴重程度，定義為敲擊舒適性指標CImax［24］，見式（4），CImax＜0 說明變速器滿足NRTT 要求，不產生敲擊聲。

不同扭振控制措施的TRm和CImax結果見表2。DMFW 與CPVA 組合方案為扭振和敲擊控制的最佳方案，其次為DMFW 與v為20 或40 r/min 組合方案；CTD 與CPVA 或v為80 r/min為敲擊聲可接受的臨界方案，在低轉速輕微超過NRTT 目標；其余方案不滿足DCT動力系統(tǒng)無敲擊的扭振要求。

表2 扭振和敲擊被動控制方案效果匯總

5 結論

（1）整車和臺架敲擊試驗結果表明預選擋位機制下的DCT敲擊具有高靈敏度和跳躍現(xiàn)象。

（2）提出了基于臺架敲擊靈敏度，整車扭振響應和敲擊主客觀評價相關性的扭振和敲擊定量評價指標NRTT。

（3）CTD 和DMFW 均不能滿足DCT 變速器在預選擋機制下的加速扭振和敲擊的NRTT 目標，在低轉速段產生明顯敲擊問題。離合器微滑摩和離心擺吸振器可以在扭轉減振器的基礎上進一步降低動力系統(tǒng)的輸入軸角加速度幅值，消除低轉速段的DCT加速敲擊問題。

（4）未來將研究不同預選擋位顯著影響DCT 變速器敲擊的機理，以及進一步減小NRTT 目標值和實際敲擊表現(xiàn)之間的差異，獲取更精確的NRTT 目標值，指導動力系統(tǒng)的扭振和敲擊控制。