基于準(zhǔn)瞬態(tài)發(fā)動(dòng)機(jī)模型的車輛傳動(dòng)系統(tǒng)特性分析

吳虎威， 吳光強(qiáng),2

(1.同濟(jì)大學(xué) 汽車學(xué)院，上海 201804； 2.東京大學(xué) 生產(chǎn)技術(shù)研究所，東京 153-8505)

基于準(zhǔn)瞬態(tài)發(fā)動(dòng)機(jī)模型的車輛傳動(dòng)系統(tǒng)特性分析

吳虎威1， 吳光強(qiáng)1,2

(1.同濟(jì)大學(xué) 汽車學(xué)院，上海 201804； 2.東京大學(xué) 生產(chǎn)技術(shù)研究所，東京 153-8505)

研究了怠速工況下車輛傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性和機(jī)械變速器齒輪敲擊建模方法，并通過實(shí)車實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了研究方法的有效性。首先，利用實(shí)車裝備的直列四缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)特性參數(shù)，建立了考慮動(dòng)態(tài)摩擦扭矩特性的準(zhǔn)瞬態(tài)發(fā)動(dòng)機(jī)模型；其次，利用集中質(zhì)量建模方法，建立怠速工況下車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，模型中詳細(xì)建立機(jī)械變速器空套齒輪阻滯力矩模型，仿真分析了傳動(dòng)系統(tǒng)各部件的運(yùn)動(dòng)特性和齒輪對敲擊強(qiáng)度。最后，利用實(shí)車怠速工況下的實(shí)驗(yàn)結(jié)果，驗(yàn)證了準(zhǔn)瞬態(tài)發(fā)動(dòng)機(jī)模型和車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)仿真模型的有效性，研究成果可進(jìn)一步用于車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)開發(fā)和變速器齒輪敲擊產(chǎn)生機(jī)理研究。

齒輪敲擊；準(zhǔn)瞬態(tài)發(fā)動(dòng)機(jī)模型；阻滯力矩模型；實(shí)車實(shí)驗(yàn)

汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)噪聲作為車輛振動(dòng)噪聲的重要來源，其品質(zhì)直接影響車輛乘坐舒適性。隨著車用發(fā)動(dòng)機(jī)向小型化、低轉(zhuǎn)速方向發(fā)展，發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生的較大扭矩波動(dòng)會(huì)激起動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)較劇烈的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，尤其是對于裝備機(jī)械式手動(dòng)變速器的車輛，容易引起變速器齒輪敲擊現(xiàn)象。齒輪敲擊噪聲因其特殊的寬頻噪聲特性而區(qū)別于其他噪聲，易使乘員感到煩躁不安以及誤以為變速器出現(xiàn)系統(tǒng)故障，從而引起的顧客抱怨越來越多。因此，針對車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性研究和變速器齒輪敲擊建模方法研究顯得尤為重要。

目前針對車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)特性研究和變速器齒輪敲擊建模方法的研究已有很多。TSUJIUCHI等[1]建立了怠速工況下車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)模型，探究了離合器扭轉(zhuǎn)減振器第一級遲滯扭矩對齒輪對敲擊特性的影響規(guī)律。BILE等[2]針對怠速工況下的某款五擋手動(dòng)變速器建模，仿真分析了不同敲擊被動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、齒側(cè)間隙和嚙合剛度對于敲擊強(qiáng)度的影響規(guī)律，但模型中簡化認(rèn)為敲擊被動(dòng)齒輪阻滯力矩為零，這與實(shí)際情況差別較大。項(xiàng)小雷等[3]針對某款雙中間軸式手動(dòng)變速器，細(xì)化變速器內(nèi)每對齒輪模型，將動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振運(yùn)動(dòng)作為非承載齒輪敲擊模型的激勵(lì)，再現(xiàn)發(fā)生敲擊現(xiàn)象時(shí)各擋位齒輪的敲擊形式，但非承載齒輪敲擊模型中只是單一引入一定的黏性阻尼而考慮阻滯力矩。ROBINETTE等[4]利用基于集中質(zhì)量的建模方法，針對某款五擋手動(dòng)變速器建模，模型中對于敲擊被動(dòng)齒輪阻滯力矩進(jìn)行詳細(xì)建模，并且利用試驗(yàn)驗(yàn)證了阻滯力矩模型的工程實(shí)用性[5]，可借鑒用于本論文的建模研究，但傳動(dòng)系統(tǒng)模型中的動(dòng)力扭矩輸入認(rèn)為是隨時(shí)間等幅值增加的，這與發(fā)動(dòng)機(jī)模型不符。發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)是作為動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的輸入，其有效建模是研究的重要環(huán)節(jié)。發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩包括指示扭矩(包括質(zhì)量扭矩和氣體扭矩)和摩擦扭矩，其中指示扭矩建模已經(jīng)成熟，部分簡化模型中認(rèn)為發(fā)動(dòng)機(jī)扭轉(zhuǎn)周期內(nèi)摩擦為恒定值，與實(shí)際相比誤差較大，摩擦扭矩建模一直是發(fā)動(dòng)機(jī)建模的研究熱點(diǎn)。RAKOPOULOS等[6]較早認(rèn)識到發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)態(tài)摩擦模型在發(fā)動(dòng)機(jī)建模中的重要性，模型中考慮活塞與氣缸體摩擦、活塞裙部摩擦和曲軸主軸承摩擦模型等，并利用試驗(yàn)進(jìn)行了驗(yàn)證，成果可用于建立有效的動(dòng)態(tài)發(fā)動(dòng)機(jī)模型。

本文綜合國內(nèi)外研究成果和不足，考慮發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)態(tài)扭矩輸入，建立考慮摩擦扭矩特性的準(zhǔn)瞬態(tài)發(fā)動(dòng)機(jī)模型。利用集中質(zhì)量建模方法，建立怠速工況下車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，仿真分析了傳動(dòng)系統(tǒng)各部件運(yùn)動(dòng)特性和變速器齒輪敲擊強(qiáng)度。利用對應(yīng)的實(shí)車實(shí)驗(yàn)結(jié)果驗(yàn)證了準(zhǔn)瞬態(tài)發(fā)動(dòng)機(jī)模型和車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模型的有效性。

1 準(zhǔn)瞬態(tài)發(fā)動(dòng)機(jī)模型

發(fā)動(dòng)機(jī)模型，根據(jù)能否反映720°曲軸轉(zhuǎn)角內(nèi)運(yùn)動(dòng)狀態(tài)及輸出力矩的波動(dòng)情況，分為穩(wěn)態(tài)模型和瞬態(tài)模型。在發(fā)動(dòng)機(jī)瞬態(tài)模型建模中，直接以發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒過程產(chǎn)生的缸內(nèi)壓力示功圖作為輸入的得到的發(fā)動(dòng)機(jī)模型，稱為準(zhǔn)瞬態(tài)發(fā)動(dòng)機(jī)模型。準(zhǔn)瞬態(tài)發(fā)動(dòng)機(jī)模型，包括指示扭矩模型和動(dòng)態(tài)摩擦模型。

1.1 單缸發(fā)動(dòng)機(jī)指示扭矩模型

針對單缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行指示扭矩建模，指示扭矩包括氣體扭矩和往復(fù)質(zhì)量慣性扭矩。

1.1.1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析

曲柄連桿結(jié)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)關(guān)系如圖1所示，根據(jù)圖中的運(yùn)動(dòng)學(xué)關(guān)系求得曲軸轉(zhuǎn)角α與活塞位移sk的關(guān)系:

(1)

λp=r/l

(2)

式中，r為曲柄半徑；l為連桿長度；

假定此時(shí)曲軸角速度ω為常值，即：

α=ωt

(3)

(4)

(5)

圖1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)關(guān)系圖Fig.1 Kinematic diagram of the crank and connecting rod mechanism

1.1.2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)受力及力矩分析

曲柄連桿機(jī)構(gòu)的受力關(guān)系如圖2所示，其中對于圖中受力Fε，有：

圖2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)受力分析圖Fig.2 Stress analysis diagram of the crank and connecting rod mechanism

(6)

(7)

(8)

式中，F(xiàn)g為氣體壓強(qiáng)作用活塞力；Pg為氣缸內(nèi)氣體燃燒壓力；dp為活塞直徑；FI為活塞、活塞環(huán)、活塞銷及部分連桿的等效質(zhì)量往復(fù)慣性力；mp為活塞、活塞環(huán)、活塞銷及部分連桿的等效質(zhì)量。

對應(yīng)作用在曲柄上的扭矩大小為

(9)

(10)

式中，Tg為單缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)氣體扭矩；TI為往復(fù)質(zhì)量慣性力矩。

實(shí)驗(yàn)測得發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工況下的缸內(nèi)氣體壓強(qiáng)隨曲軸轉(zhuǎn)角α變化曲線如圖3所示，對應(yīng)的Tg、TI和指示扭矩Tg+TI隨曲軸轉(zhuǎn)角變化關(guān)系如圖4所示。由圖4可知，在發(fā)動(dòng)機(jī)處于怠速工況下，轉(zhuǎn)速很低，在曲軸轉(zhuǎn)過720°過程中，往復(fù)質(zhì)量慣性力矩作用相對于氣體扭矩作用小，指示扭矩與氣體扭矩大小基本保持一致。

圖3 怠速工況下氣缸內(nèi)氣體壓力圖Fig.3 Cylinder gas pressure diagram in idle speed

圖4 氣體扭矩、慣性扭矩和指示扭矩變化圖Fig.4 Gas torque, inertia torque and indicated torque changing diagram

1.2 單缸發(fā)動(dòng)機(jī)摩擦模型

在發(fā)動(dòng)機(jī)低負(fù)荷運(yùn)行過程中，機(jī)械摩擦損耗相對于輸出扭矩而言不能忽略，準(zhǔn)確描述發(fā)動(dòng)機(jī)的摩擦特性對瞬態(tài)發(fā)動(dòng)機(jī)建模的至關(guān)重要。本文采用應(yīng)用最為廣泛的RH摩擦模型，RH摩擦模型將發(fā)動(dòng)機(jī)摩擦扭矩分為活塞環(huán)黏性摩擦力矩Tf1、活塞環(huán)混合摩擦力矩Tf2、活塞裙部摩擦力矩Tf3、氣門組摩擦力矩Tf4、附件摩擦力矩Tf5和主軸承摩擦力矩Tf6，各摩擦力矩分別定義為[7]

(11)

(12)

(13)

(14)

Tf5=c5μω

(15)

(16)

(17)

式中，ci(i=1,2,…,6)為發(fā)動(dòng)機(jī)各摩擦扭矩?cái)M合系數(shù)；μ為潤滑油動(dòng)力黏度；Pr為活塞環(huán)與缸壁接觸壓力；wo為油環(huán)厚度；d為氣缸內(nèi)壁直徑；no為油環(huán)個(gè)數(shù)；nc為氣環(huán)個(gè)數(shù)；wc為氣環(huán)厚度；ho為潤滑油膜厚度；Ls為活塞裙部長度；nv為單氣缸內(nèi)氣門個(gè)數(shù)；Fs為氣門彈簧力；rjb為軸頸軸承平均半徑。

發(fā)動(dòng)機(jī)總摩擦扭矩Tf大小為

Tf=Tf1+Tf2+Tf3+Tf4+Tf5+Tf6

(18)

當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)處于怠速工況，利用720°曲軸轉(zhuǎn)角周期內(nèi)的瞬態(tài)測量結(jié)果進(jìn)行辨識各摩擦扭矩?cái)M合系數(shù)ci(i=1,2,…,6)，得到的單缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)在怠速工況下的發(fā)動(dòng)機(jī)摩擦扭矩如圖5所示(與圖3對應(yīng))。

圖5 基于RH摩擦模型的各摩擦扭矩圖Fig.5 Frictional torque based on RH frictional model

1.3 四缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)有效輸出力矩

發(fā)動(dòng)機(jī)在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中受到氣體力矩、往復(fù)質(zhì)量慣性力矩和摩擦力矩綜合作用?？紤]到直列四缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)四缸之間的相位角關(guān)系，發(fā)動(dòng)機(jī)有效輸出力矩Te大小為

(19)

該直列四缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)模型參數(shù)如表1中所示，此時(shí)得到該發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工況下的有效輸出扭矩、指示扭矩和摩擦扭矩如圖6所示(與圖3對應(yīng))。

圖6 四缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)輸出力矩Fig.6 Output torque of a four-cylinder and four-stroke engine

參數(shù)數(shù)值參數(shù)數(shù)值r/m0.04d/m0.084l/m0.14ho/mm0.002dp/m0.08Ls/m0.15wo/m0.006rjb/m0.058wc/m0.004Pr/kPa20Fs/N300no2mp/kg0.4nc3μ/(kg·ms-1)0.015nv2c121c20.16c30.04c41.5c51.8c60.06

2 汽車怠速工況動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)建模

2.1 車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)建模

實(shí)車裝備的五擋手動(dòng)變速器，其結(jié)構(gòu)如圖7所示。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)處于怠速工況時(shí)，離合器處于接合狀態(tài)，變速器置于空擋，車輛和變速器輸出軸靜止不動(dòng)，一擋、二擋輸入軸齒輪帶動(dòng)相應(yīng)輸出軸空套齒輪一起轉(zhuǎn)動(dòng)，而變速器其他擋位齒輪出于靜止?fàn)顟B(tài)。

當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)處于怠速工況時(shí)，離合器扭轉(zhuǎn)減振器工作于第一級剛度范圍內(nèi)。利用集中質(zhì)量建模方法，等效的車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型如圖8所示(模型中忽略倒擋齒輪特性影響)。

圖7 五擋變速器結(jié)構(gòu)簡圖Fig.7 5-speed transmission mechanism structure

圖8 怠速工況下的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型Fig.8 Equivalent dynamic model of vehicle powertrain system on idle condition

根據(jù)牛頓第二定律，得到車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)微分方程組為

(20)

式中，

J=[JF1JF2JP1JP2JG1JG2]T

θ=[θF1θF2θP1θP2θG1θG2]T

T=[Te0 0 0 -Td1-Td2]T

Tb=[0 0Tb1Tb3Tb2Tb4]T

其中，Tbi(i=1,2,3,4) 為作用于各擋位齒輪的回復(fù)力矩(Restoring Torque)[8]，該回復(fù)力矩是由于考慮各擋位齒側(cè)間隙大小而產(chǎn)生的非線性敲擊力(矩)，各回復(fù)力矩大小分別為

(21)

(23)

X1=θP1RP1-θG1RG1

(25)

X2=θP2RP2-θG2RG2

(26)

式中，b1為一擋齒輪對齒側(cè)間隙大??；b2為二擋齒輪對齒側(cè)間隙大小。

該怠速工況下的車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型中，各參數(shù)大小如表2中所示。

2.2 空套齒輪阻滯力矩建模

空套齒輪阻滯力矩模型參考文獻(xiàn)[4-5]中的研究成果。當(dāng)變速器處于空擋時(shí)，一、二擋輸出軸空套齒輪受到軸承摩擦損失力矩Trb和輪齒攪油損失力矩Tch同時(shí)作用。

表2 車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)模型參數(shù)列表Tab.2 Parameters list of the vehicle powertrain system model

滾子軸承摩擦力矩Trb計(jì)算公式為

(27)

(28)

式中，N為軸承內(nèi)、外圈相對轉(zhuǎn)速；dm為軸承內(nèi)、外圈平均直徑；f0為潤滑因子；ν為潤滑油運(yùn)動(dòng)黏度。

齒輪攪油損失力矩Tch計(jì)算公式為

(29)

式中，ρ為潤滑油密度；ωg為齒輪旋轉(zhuǎn)角速度；Sm為齒輪浸油面積；R為齒輪節(jié)圓半徑；Cm為攪油損失力矩系數(shù)。

一擋、二擋輸出軸空套齒輪所受阻滯力矩大小分別為

Td1=Trb1+Tch1

(30)

Td2=Trb2+Tch2

(31)

2.3 齒輪對敲擊力計(jì)算

齒輪對在齒側(cè)間隙內(nèi)產(chǎn)生敲擊振動(dòng)，而激起輪齒之間的敲擊力。一擋、二擋齒輪對敲擊力大小計(jì)算公式為

(32)

(33)

(34)

(35)

3 仿真結(jié)果分析

針對如圖8所示的基于集中質(zhì)量的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，進(jìn)行車輛怠速工況下各部件運(yùn)動(dòng)仿真，結(jié)果如圖9中所示。

由圖9(a)可知，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在830 r/min上下波動(dòng)，振動(dòng)幅值大約為60 r/min；由圖9(b)～圖9(d)中結(jié)果可知，從動(dòng)盤轂、輸入軸一擋齒輪和輸入軸二擋齒輪轉(zhuǎn)速時(shí)域內(nèi)變化基本保持一致，均在830 r/min上下波動(dòng)，振幅大約為20 r/min；由圖9(e)和圖9(f)可知，輸出軸一擋齒輪和輸出軸二擋齒輪分別在240 r/min和425 r/min上下波動(dòng)，時(shí)域內(nèi)轉(zhuǎn)速均存在突變，分別對比圖9(g)和圖9(h)中敲擊力發(fā)生時(shí)刻，可知在轉(zhuǎn)速突變處各齒輪對均發(fā)生了敲擊現(xiàn)象；由圖9(g)和圖9(h)可知，一擋、二擋齒輪對在怠速工況下均發(fā)生輪齒敲擊現(xiàn)象，各擋齒輪發(fā)生敲擊的時(shí)刻不同，峰值均在200 N以內(nèi)。

圖9 時(shí)域內(nèi)仿真結(jié)果Fig.9 Time-domain simulation results

為了驗(yàn)證離合器扭轉(zhuǎn)減振器在動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)中減振作用，需進(jìn)一步分析發(fā)動(dòng)機(jī)和從動(dòng)盤轂轉(zhuǎn)速時(shí)、頻域結(jié)果。在時(shí)域內(nèi)，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和從動(dòng)盤轂轉(zhuǎn)速對比結(jié)果如圖10所示，發(fā)動(dòng)機(jī)和從動(dòng)盤轂均在830 r/min上下波動(dòng)，從動(dòng)盤轂轉(zhuǎn)速振動(dòng)幅值相對發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速振動(dòng)幅值減小大約40 r/min。在頻域內(nèi)，由圖11發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速頻譜圖可知，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在27.34 Hz、55.47 Hz、82.81 Hz和110.2 Hz(分別對應(yīng)于發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)頻的2倍頻、4倍頻、6倍頻和8倍頻)處存在較大的峰值，并且幅值大小依次降低；由圖12輸入軸一擋齒輪轉(zhuǎn)速頻譜圖可知，從動(dòng)盤轂轉(zhuǎn)速相對于發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在27.34 Hz和55.47 Hz處幅值分別降低了20.58 r/min和4.28 r/min，而在82.81 Hz和110.2 Hz處幅值降至幾乎為零?？梢?，在怠速工況下，離合器扭轉(zhuǎn)減振器減振作用明顯，尤其是降低發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)頻的偶數(shù)倍頻處幅值大小。

圖10 發(fā)動(dòng)機(jī)和從動(dòng)盤轂轉(zhuǎn)速對比Fig.10 Comparison between engine speed and clutch hub speed

圖11 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速頻譜圖Fig.11 Engine speed spectrum

圖12 從動(dòng)盤轂轉(zhuǎn)速頻譜圖Fig.12 Clutch hub speed spectrum

4 怠速工況實(shí)驗(yàn)研究

為了驗(yàn)證仿真模型的準(zhǔn)確性，進(jìn)行了裝有如圖7所示的五擋手動(dòng)變速器的實(shí)車怠速工況實(shí)驗(yàn)。限于當(dāng)前實(shí)驗(yàn)條件和轉(zhuǎn)速傳感器布置空間限制，目前只測量發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和輸入軸一擋齒輪轉(zhuǎn)速，布置的兩個(gè)轉(zhuǎn)速傳感器分別用于測量對應(yīng)于圖8模型中轉(zhuǎn)動(dòng)慣量JF1(發(fā)動(dòng)機(jī))與轉(zhuǎn)動(dòng)慣量JP1(輸入軸一擋齒輪)的轉(zhuǎn)速信號。

在車輛熱車狀態(tài)下，完全釋放離合器踏板、油門踏板，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速穩(wěn)定后開始采集數(shù)據(jù)，采集多組實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)后并選取信噪比最高的一組數(shù)據(jù)，此時(shí)得到的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和輸入軸一擋齒輪轉(zhuǎn)速如圖13所示。由圖13可知，得到的轉(zhuǎn)速信號中仍存在較強(qiáng)的干擾信號，有必要對于原始數(shù)據(jù)進(jìn)行降噪處理。利用小波變換對于原始信號進(jìn)行降噪處理，得到的結(jié)果如圖14所示。由圖14可知，發(fā)動(dòng)機(jī)在830 r/min上下波動(dòng)，振動(dòng)幅值大約為60 r/min；輸入軸一擋齒輪同樣在830 r/min上下波動(dòng)，振動(dòng)幅值大約為20 r/min?？芍?，以上結(jié)果與文中建模仿真得到的結(jié)果(如圖10所示)保持一致，而且圖14(b)和圖9中發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和輸入軸一擋齒輪轉(zhuǎn)速在時(shí)域內(nèi)運(yùn)動(dòng)規(guī)律一致。

圖13 試驗(yàn)測得原始數(shù)據(jù)Fig.13 Original experimental data

圖14 小波變換降噪處理后試驗(yàn)數(shù)據(jù)Fig.14 Experimental data after noise reduction of wavelet transform

與建模仿真對應(yīng)，通過實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證離合器扭轉(zhuǎn)減振器在動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)中的減振作用。由圖9仿真結(jié)果已知，從動(dòng)盤轂和輸入軸一擋齒輪在時(shí)域內(nèi)的轉(zhuǎn)速變化基本保持一致，因此只需分析發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和輸入軸一擋齒輪轉(zhuǎn)速信號即可驗(yàn)證減振器作用。由圖15發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速頻譜圖可知，在27.54 Hz、55.27 Hz、82.81 Hz和110.5 Hz處存在峰值，并且幅值大小依次降低，頻率與幅值大小與圖11中通過仿真得到的結(jié)果基本一致，峰值處對應(yīng)的頻率大小誤差最大值為0.7%，因此仿真與試驗(yàn)結(jié)果誤差均在合理范圍內(nèi)。由圖16輸入軸一擋齒輪轉(zhuǎn)速頻譜圖可知，經(jīng)過離合器扭轉(zhuǎn)減振器減振作用后，一擋齒輪轉(zhuǎn)速在27.54 Hz和55.27 Hz處的幅值相對于發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速對應(yīng)頻率處的幅值分別減小了19.93 r/min和5.35 r/min；經(jīng)過減振作用后，輸入軸一擋齒輪轉(zhuǎn)速在82.81 Hz和110.5 Hz處幅值降至幾乎為零，該結(jié)果與圖12通過仿真得到的結(jié)果保持一致，峰值處對應(yīng)的頻率大小誤差最大值為0.7%，因此仿真與試驗(yàn)結(jié)果誤差均在合理范圍內(nèi)。經(jīng)過實(shí)驗(yàn)結(jié)果可知，在怠速工況下，離合器扭轉(zhuǎn)減振器對于降低發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速偶數(shù)倍頻處幅值明顯。

圖15 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速頻譜圖Fig.15 Engine speed spectrum

圖16 輸入軸一擋齒輪轉(zhuǎn)速頻譜圖Fig.16 Input shaft 1st gear speed spectrum

5 結(jié) 論

(1)建立的更加準(zhǔn)確、完善的準(zhǔn)瞬態(tài)發(fā)動(dòng)機(jī)模型，包括對發(fā)動(dòng)機(jī)指示扭矩和動(dòng)態(tài)摩擦扭矩的建模，本文利用建模仿真得到的發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工況下的傳動(dòng)系統(tǒng)各部件運(yùn)動(dòng)特性的時(shí)、頻域結(jié)果，與實(shí)車實(shí)驗(yàn)結(jié)果具有很高的一致性。因此，基于準(zhǔn)瞬態(tài)發(fā)動(dòng)機(jī)模型得到的有效扭矩作為動(dòng)力源，可提高汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型的精確度和動(dòng)態(tài)品質(zhì)。

(2)詳細(xì)考慮變速器空套齒輪阻滯力矩模型，包括

軸承摩擦損失力矩和齒輪攪油損失力矩，仿真結(jié)果可有效反映空套齒輪發(fā)生敲擊作用時(shí)的運(yùn)動(dòng)形態(tài)，文中結(jié)果有待于進(jìn)一步通過完善實(shí)驗(yàn)方案進(jìn)行驗(yàn)證(如增加布置采集空套齒輪轉(zhuǎn)速信號的傳感器等)。

(3)本文針對車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的研究方法和成果，可進(jìn)一步用于車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)開發(fā)和變速器齒輪敲擊產(chǎn)生機(jī)理研究。

[1] TSUJIUCHI N, KOIZUMI T, HARA N, et al. The effects of clutch damper in idling driveline rattle[M]//Topics in Nonlinear Dynamics, New York: Springer,2013: 259-267.

[2] BILE Y, GONDHALEKAR A, KUMBHAR M. Studies on neutral gear rattle in early stage design[C]// SAE Technical Paper, 2013.

[3] 項(xiàng)小雷, 陳德鑫, 李松松. 雙中間軸式手動(dòng)變速器齒輪敲擊噪聲理論及試驗(yàn)研究[J]. 汽車技術(shù), 2014(11): 1-6. XIANG Xiaolei, CHEN Dexin, LI Songsong. Theoretical & experimental research of gear rattle noise of a double intermediate shaft manual transmission [J]. Automobile Science and Technology, 2014(11): 1-6.

[4] ROBINETTE D, BEIKMANN R S, PIORKOWSKI P, et al. Characterizing the onset of manual transmission gear rattle part II: analytical results[C]// SAE Technical Paper, 2009.

[5] ROBINETTE D, BEIKMANN R S, PIORKOWSHI P, et al. Characterizing the onset of manual transmission gear rattle part I: experimental results[C]// SAE Technical Paper, 2009.

[6] RAKOPOULOS C D, HOUNTALAS D T, KOUTROUBOUSIS A P, et al. Application and evaluation of a detailed friction model on a DI diesel engine with extremely high peak combustion pressures[C]// SAE Technical Paper, 2002.

[7] REZEKA S F, HENEIN N A. A new approach to evaluate instantaneous friction and its components in internal combustion engines[C]// SAE Technical Paper, 1984.

[8] WU G, LUAN W. The impact of gear meshing nonlinearities on the vehicle launch shudder[J]. SAE International Journal of Commercial Vehicles, 2015,8(1): 1-12.

Dynamic characteristics analysis of vehicle powertrain systems based on a quasi-transient engine model

WU Huwei1, WU Guangqiang1,2

(1. College of Automotive Studies, Tongji University, Shanghai 201804, China;2. Institute of Industrial Science, The University of Tokyo, Tokyo 153-8505, Japan)

Dynamic characteristics of vehicle powertrain systems and modeling methods of manual transmission gear rattle were studied under idle condition, which was then validated by vehicle experiment. Firstly, for an inline four-cylinder and four-stroke engine, a quasi-transient engine model considering dynamic friction property was built. Secondly, by the lumped mass modeling method, a dynamic model of the vehicle powertrain system on idle condition was established, taking into account loose gear drag torque. The model represented dynamic characteristics of powertrain systems and gear rattle phenomenon of manual transmission. Finally, effectiveness of the quasi-transient engine model and the vehicle powertrain system model was validated by vehicle experiment results on idle condition. The research achievements will contribute to vehicle powertrain system design and mechanism analysis of manual transmission gear rattle phenomenon.

gear rattle; quasi-transient engine model; drag torque model; vehicle experiment

國家自然科學(xué)基金(51175379)

2015-07-21 修改稿收到日期：2015-10-22

吳虎威 男，博士生，1987年生

吳光強(qiáng) 男，教授，博士生導(dǎo)師，1965年生

U463.2

A

10.13465/j.cnki.jvs.2016.24.028