離合器對某皮卡車動力傳動系扭振影響研究

余漢紅，蘆 浩，劉夫云，胡汝凱，唐振天

（1.桂林福達股份有限公司，廣西 桂林 541004 2.桂林電子科技大學(xué) 機電工程學(xué)院，廣西 桂林 541004）

汽車的傳動系統(tǒng)一般由發(fā)動機-離合器-變速箱-傳動軸-后橋-半軸及車輪等組成，這些部件都具有一定的轉(zhuǎn)動慣量和扭轉(zhuǎn)剛度，共同組成了一個扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)，有自己的固有振動特性[1]。汽車加速過程中，若傳動系統(tǒng)扭振波動頻率落在傳動系統(tǒng)固有頻率附近，能量在傳遞過程中容易引起變速器齒輪敲擊、后橋共振，并經(jīng)過連接傳遞至車身，引起車內(nèi)振動明顯。要解決此問題，在工程上通常采用通過優(yōu)化離合器性能參數(shù)、提高離合器扭轉(zhuǎn)振動減振性能、降低變速箱輸入軸扭轉(zhuǎn)振動從而提高整車NVH性能的方案。該方案具有成本低、工程上好實施等優(yōu)點。但是，目前離合器廠家對離合器性能參數(shù)對傳動系扭振的影響規(guī)律掌握不足，主要根據(jù)積累的經(jīng)驗，進行多次的試制-評估-改進，導(dǎo)致離合器開發(fā)前期缺乏方向性的指導(dǎo)，延長了設(shè)計周期和增大開發(fā)成本。研究并掌握離合器性能參數(shù)對傳動系扭振的影響規(guī)律，對提高離合器廠家的競爭力具有重要意義。

國內(nèi)外對于汽車傳動系的扭振開展了大量研究[2–5]，但通過離合器來控制汽車加速扭振的研究還較少。文獻［6］中，Jong-Yun Yoon等人通過建立傳動系簡化的非線性數(shù)學(xué)模型，優(yōu)化離合器怠速級與主減振級間的過度角和預(yù)緊力矩，成功解決了該車變速箱齒輪敲擊問題。文獻［7–8］中，吉林大學(xué)鄔惠樂等人對BJ212和解放牌CA-10型汽車傳動系統(tǒng)的扭振進行了研究，并提出采用帶扭轉(zhuǎn)減振器的離合器、柔性萬向節(jié)等措施，可以有效降低傳動系扭振，但限于當時條件，結(jié)論是由試驗測試對比得出，并未對離合器參數(shù)的影響規(guī)律進行仿真研究。

圖1 變速箱輸入軸2階次扭振圖

圖1所示為某前置后驅(qū)柴油車在不同檔位加速工況下，測試獲取的變速箱輸入軸處扭振2階次圖。從圖中可以看出 ，在 4、5、6 檔 1 200 r/min～1 600 r/min工況下變速箱輸入軸的2階次扭振值存在明顯的共振峰值，同時結(jié)合乘駕人員的主觀感受，4至6檔加速，1 200 r/min～1 600 r/min轉(zhuǎn)速段工況下車內(nèi)振動噪聲明顯。因此，可以判斷該車內(nèi)的振動噪聲問題是由傳動系扭振導(dǎo)致。

為解決該前置后驅(qū)柴油車加速工況下車內(nèi)振動明顯問題，本文首先研究并建立非線性的離合器傳遞力矩計算數(shù)學(xué)模型，在此基礎(chǔ)上，根據(jù)多體動力學(xué)理論建立了5自由度汽車傳動系扭轉(zhuǎn)振動仿真優(yōu)化模型；然后獲取了整車傳動系統(tǒng)參數(shù)；最后以仿真優(yōu)化模型為基礎(chǔ)，對該車離合器主減振彈簧剛度進行優(yōu)化。對新離合器進行裝車實測。測試結(jié)果表明：優(yōu)化后的離合器對傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動衰減更加有效，整車NVH性能得到明顯改善。建立的優(yōu)化模型對同類結(jié)構(gòu)車型的離合器從動盤性能參數(shù)優(yōu)化具有指導(dǎo)意義。

1 傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動建模及動態(tài)響應(yīng)仿真

1.1 建立汽車傳動系統(tǒng)扭振當量模型

目前對傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動模型研究，所建模型主要有分布質(zhì)量模型和集中質(zhì)量模型，分布質(zhì)量模型計算精度高，但建模困難計算耗時[9]。本文采用集中質(zhì)量模型，建立多自由度的集中質(zhì)量-剛度-阻尼的離散化分析模型。多自由度離散化的當量模型具有參數(shù)等效關(guān)系明確、計算分析方便等優(yōu)點[10]。動力學(xué)方程如式(1)所示。

式中：[J]為等效轉(zhuǎn)動慣量矩陣；[C]為扭轉(zhuǎn)阻尼矩陣；[K]為扭轉(zhuǎn)剛度矩陣；[T]為作用力矩陣。

根據(jù)樣車傳動系統(tǒng)布置形式，建立考慮離合器非線性的從發(fā)動機到車輪和整車的5自由度傳動系等效模型。由于汽車行駛時離合器處于結(jié)合狀態(tài)，因此建立等效模型時將離合器考慮成為接合狀態(tài)[11]。由于變速器以后零部件轉(zhuǎn)速是根據(jù)檔位的改變而改變的，因此建立當量模型時，需要根據(jù)不同檔位的速比，分別建立不同檔位的等效模型。圖2所示為建立的5自由度傳動系等效模型，圖中符號如表1所示。

圖2 汽車傳動系統(tǒng)5自由度等效模型

按式(1)可以得出圖2所示的等效模型的動力學(xué)方程，如下

表1 模型中符號含義表

圖3所示為離合器傳遞力矩Tc曲線圖，離合器從動盤扭轉(zhuǎn)減振器具有多級剛度與阻尼，且阻尼力矩為干摩擦阻尼力矩，如圖4所示。

圖3 離合器傳遞力矩曲線

圖4 離合器滯后阻尼力矩曲線

根據(jù)庫倫摩擦阻尼特性可知每一級阻尼片提供的阻尼力為恒定值，設(shè)為Th[12–13]。離合器怠速級剛度為K1-1,主減振級剛度為K1-2，保護級剛度為K1-3。θ1–θ2為飛輪與離合器的轉(zhuǎn)角差，?11為第1級轉(zhuǎn)角差（值為4°），?22為第2級轉(zhuǎn)角差（值為8°）。在離合器裝配時，各級彈簧都會預(yù)先加載一個預(yù)緊力矩，大小為定值，由設(shè)計人員設(shè)定，設(shè)為T預(yù)緊。離合器傳遞力矩可表達為

變速箱傳遞力矩Tg、傳動軸傳遞力矩Ts、后橋半軸傳遞力矩Tb，依次表達為式(4)、式(5)、式(6)。

式(2)中發(fā)動機輸出力矩可表示為：Te=Tm+波動力矩，Tm為發(fā)動機輸出平均力矩。Tf為整車當量扭轉(zhuǎn)阻力矩。由于傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動主要由A·sin(ωt)諧波分量引起，平均力矩Tm對傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動不起作用，只起使車輛加速作用，故令Tm=Tf，模型中只留下諧波分量作用[14]。對于發(fā)動機輸出的平均力矩Tm可近似由發(fā)動機的外特性曲線獲取，根據(jù)實際轉(zhuǎn)速，采用插值法獲取輸出力矩Tm，發(fā)動機外特性測試值如表2所示。Te作為仿真系統(tǒng)的輸入激勵，輸入形式有兩種，第1種是將實際測試的飛輪端轉(zhuǎn)速作為激勵輸入，將輸入的飛輪端轉(zhuǎn)速進行一次微分，即可求得飛輪端波動的角加速度值，將求得的角加速度與飛輪轉(zhuǎn)動慣量相乘，即可求得飛輪端的波動力矩；第2種是在未獲取飛輪端轉(zhuǎn)速的情況下，用一個簡諧波來模擬波動力矩，簡諧波可表示為A·sin(ωt)，A為波動力矩振動幅值，根據(jù)經(jīng)驗A取(1.5～2)倍Tm，ω為激勵力頻率，根據(jù)仿真轉(zhuǎn)速求得為發(fā)動機轉(zhuǎn)速。

表2 發(fā)動機外特性測試值

1.2 汽車傳動系統(tǒng)扭振當量模型動態(tài)響應(yīng)仿真

汽車傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動存在多重激勵源，例如：發(fā)動機曲軸和飛輪的扭振、傳動系統(tǒng)的萬向節(jié)導(dǎo)致的傳動軸的扭振、路面的隨機性（或周期性）變化以及汽車驅(qū)動輪的不平衡等，傳動系統(tǒng)的扭振是由這些激勵源綜合作用的結(jié)果[15]。在這些激勵源中，發(fā)動機周期性點火造成的曲軸和飛輪的扭振是主要的激勵源，本文主要對發(fā)動機曲軸和飛輪的扭轉(zhuǎn)振動激勵進行研究。根據(jù)4缸4沖程發(fā)動機的點火原理可知，發(fā)動機曲軸和飛輪的扭振主要是由發(fā)動機轉(zhuǎn)速的2階次扭振（f=2·n/60，f為頻率，n為轉(zhuǎn)速）引起[16]。因此，本文只考慮發(fā)動機2階次扭振激勵因素。

如圖5（a）所示，根據(jù)1.1小節(jié)5自由度車輛傳動系統(tǒng)扭振當量模型建模理論，在Matlab/Simulink中建立參數(shù)化的5自由度車輛傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動仿真模型，見圖5（b），并在MATLAB/App designer開發(fā)了仿真軟件界面。該軟件為參數(shù)化仿真模型，通過修改軟件界面上的參數(shù)值，并后臺調(diào)用Simulink中建立的5自由度車輛傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動仿真模型，可以對不同型號前置后驅(qū)車輛的離合器性能參數(shù)進行仿真與優(yōu)化。

圖5 5自由度汽車傳動系統(tǒng)扭振仿真軟件

為了獲取模型中發(fā)動機的轉(zhuǎn)速激勵，對該試驗車傳動系統(tǒng)進行了扭轉(zhuǎn)振動測試，如圖6所示，分別在發(fā)動機飛輪啟動齒圈、變速箱輸入軸處進行打孔，并安裝了磁電式轉(zhuǎn)速傳感器。通過測試，獲得了發(fā)動機飛輪處和變速箱輸入軸處的轉(zhuǎn)速。將測試得到的發(fā)動機轉(zhuǎn)速做為輸入激勵，采用固定步長的3階龍格庫塔方法，采用表3中的傳動系統(tǒng)參數(shù)進行仿真計算。表3中的慣量和剛度參數(shù)通過各零部件三維數(shù)模獲取。變速器總成與后橋總成阻尼值是根據(jù)溫度為50°時阻尼測試的結(jié)果，將阻尼值均分到各零部件上所得到的。發(fā)動機與傳動軸阻尼是根據(jù)經(jīng)驗人為估計的一個很小的值。

表3 仿真計算參數(shù)表

以振動最為嚴重的4檔工況為例，將4檔工況下測得的轉(zhuǎn)速作為模型的激勵，進行扭轉(zhuǎn)振動仿真計算。通過仿真計算，得到仿真后的發(fā)動機飛輪處的轉(zhuǎn)速變化情況如圖7所示，與實際測試得到的飛輪處的轉(zhuǎn)速對比，除在仿真起始階段有個震蕩過程外，其它轉(zhuǎn)速波動情況，基本與實際測試的結(jié)果基本一致，從而驗證了模型的準確性。

圖6 轉(zhuǎn)速傳感器布置圖

圖7 5自由度汽車傳動系統(tǒng)轉(zhuǎn)速仿真結(jié)果

2 離合器扭轉(zhuǎn)減振器性能參數(shù)優(yōu)化及驗證測試

因為只關(guān)注發(fā)動機2階次扭振激勵因素，所以對測試獲得轉(zhuǎn)速數(shù)據(jù)進行濾波處理，只保留發(fā)動機2階次的扭振頻率?？紤]車輛常用轉(zhuǎn)速范圍在900 r/min～3 000 r/min內(nèi)，并且主要考慮發(fā)動機的2階次扭振（f=2·n/60，f為頻率，n為轉(zhuǎn)速），故對原始轉(zhuǎn)速信號進行了濾波處理，濾波頻率為30 Hz～100 Hz，將濾波得到的波動轉(zhuǎn)速作為仿真激勵輸入。以1.2小節(jié)建立的傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動仿真模型為基礎(chǔ)，輸入濾波得到的發(fā)動機轉(zhuǎn)速，對離合器的主減振級剛度進行優(yōu)化。如式(7)所示，以發(fā)動機飛輪處與變速箱輸入軸處的角加速度比值作為優(yōu)化的目標函數(shù)。

由圖1中測試結(jié)果可以看出，在4檔加速過程中轉(zhuǎn)速為1 600 r/min時扭振過大，同時，在乘駕過程中主觀感受4檔工況的加速共振最為嚴重，并且，4檔作為直接檔是最常使用的檔位，因此，將4檔作為主要優(yōu)化檔位。由于前期已經(jīng)完成該型號車輛離合器的開發(fā)，所以為了解決該型號車輛加速共振問題，且降低修改成本，不對結(jié)構(gòu)進行大的改動。因此，在本次離合器優(yōu)化中在各級扭轉(zhuǎn)角不變的情況下，將4檔工況下測試得到的轉(zhuǎn)速數(shù)據(jù)載入作為優(yōu)化時的模型激勵，主要對離合器的主減振剛度（加速級）進行優(yōu)化，優(yōu)化變量為主減振級剛度（K1-2），約束條件為13 Nm/(°)～48 Nm/(°)，采用遍歷算法，步長設(shè)為 5 Nm/(°)，即K1-2從 13 Nm/(°)開始，每步增加5 Nm/(°)進行一次仿真計算，輸出扭振角傳遞率。優(yōu)化結(jié)果如圖8所示。

圖8 角加速度傳遞率優(yōu)化結(jié)果

從優(yōu)化結(jié)果可以看出，在滯后摩擦力矩不變時，當剛度較大時，在共振轉(zhuǎn)速區(qū)間，角加速度有效值存在明顯的峰值，此時，降低剛度對抑制角加速度峰值效果明顯。當剛度降低至18 Nm/(°)之后，再降低剛度，對抑制角加速度的峰值效果不明顯，且當剛度為13 Nm/(°)時仿真結(jié)果又開始變差。因此，按優(yōu)化結(jié)果，怠速級與保護級扭轉(zhuǎn)剛度不做修改，將離合器的主減振級扭轉(zhuǎn)剛度K1-2修改為18 Nm/(°)，并按優(yōu)化后的參數(shù)試制了新的離合器，離合器優(yōu)化前后參數(shù)對比如表4所示。

表4 離合器優(yōu)化前后參數(shù)對比

將試制的新款離合器進行裝車測試，按2.2小節(jié)中所述的傳感器布置方案，分別在發(fā)動機飛輪啟動齒圈與變速箱輸入軸處安裝磁電式轉(zhuǎn)速傳感器，使用LMS Testlab振動噪聲測試儀進行測試并進行數(shù)據(jù)分析。由于傳動系統(tǒng)的扭振主要來自發(fā)動機的2階次，因此，使用LMS Testlab對轉(zhuǎn)速數(shù)據(jù)進行階次分析，主要觀測轉(zhuǎn)速2階次扭振變化，同時結(jié)合測試人員的主觀評價。測試結(jié)果如圖9所示。

由圖9可以看出，離合器的主減振級扭轉(zhuǎn)剛度調(diào)整為18 Nm/(°)后，4至6檔加速時，共振峰值處的轉(zhuǎn)速波動量明顯減低，基本消除了各個檔位下的共振。同時根據(jù)表5可以看出，優(yōu)化后的離合器對共振轉(zhuǎn)速處的扭轉(zhuǎn)振動峰值衰減量都在50%以上，其中共振最為明顯的4檔衰減量達到了78%。結(jié)合乘駕人員的主觀感受為在4至6檔加速工況下在1 200 r/min～1 600 r/min轉(zhuǎn)速段，車內(nèi)振動基本消除，說明乘坐的舒適性明顯提高，整車NVH性能得到了明顯改善。試驗結(jié)果表明，優(yōu)化后的離合器減振效果明顯好于優(yōu)化前的離合器。

表5 離合器優(yōu)化前后共振峰值對比及衰減幅度

3 結(jié)語

（1）文中對離合器變剛度與變阻尼等非線性因素進行分析，建立了非線性離合器從動盤的傳遞力矩計算子模型，在此基礎(chǔ)上，根據(jù)多體動力學(xué)理論建立了5自由度汽車傳動系統(tǒng)等效模型。最后以某款車為例，基于建立的5自由度等效模型，以實測的飛輪處轉(zhuǎn)速為激勵，對離合器的主減振級扭轉(zhuǎn)剛度進行了優(yōu)化。根據(jù)優(yōu)化結(jié)果試制了新款離合器，并進行了裝車試驗，測試結(jié)果表明，優(yōu)化后的新款離合器減振效果明顯好于優(yōu)化前的離合器，驗證了該模型的正確性。

圖9 離合器優(yōu)化前后結(jié)果對比

（2）文中關(guān)于汽車傳動系統(tǒng)扭振的理論分析和建模理論對解決其它型號汽車傳動系統(tǒng)的扭振問題也具有指導(dǎo)意義。