DCT變速箱齒輪敲擊改進及優(yōu)化

趙忠偉，張曉明Zhao Zhongwei，Zhang Xiaoming

DCT變速箱齒輪敲擊改進及優(yōu)化

趙忠偉，張曉明
Zhao Zhongwei，Zhang Xiaoming

（泛亞汽車技術(shù)中心有限公司，上海 201206）

介紹DCT（Dual Clutch Transmission，雙離合自動變速箱）的工作原理，建立了雙離合器變速箱簡化多體動力學模型，分析齒輪敲擊產(chǎn)生的機理以及雙離合器自動變速箱容易產(chǎn)生齒輪敲擊的原因，通過對踩松加速踏板時雙離合變速箱齒輪敲擊問題的分析和解決，說明利用標定（發(fā)動機扭矩控制、變速箱離合器和換擋控制等）手段改善齒輪敲擊激勵源和產(chǎn)生過程，提供一種快速高效低成本解決敲擊問題的方法。

敲擊；雙離合器變速箱；DCT；標定

0 引 言

DCT（Dual Clutch Transmission，雙離合器式自動變速箱）是指具備2個離合器的自動換擋變速箱，2個離合器分別連接奇數(shù)擋輸入軸和偶數(shù)擋輸入軸，需要換擋時，通過對離合器和換擋撥叉的精確控制，實現(xiàn)動力不中斷且平順換擋，同時可以通過預(yù)選策略預(yù)先結(jié)合下一個非承載軸擋位的撥叉，提前掛擋，減少換擋動作，實現(xiàn)快速換擋。其基本結(jié)構(gòu)類似手動變速箱，因此傳動效率同手動變速箱基本一致[1]。DCT不僅繼承了手動變速箱結(jié)構(gòu)緊湊、傳動效率高的優(yōu)點[2]，還兼具自動變速箱換擋快速、舒適、無動力中斷等優(yōu)點[3]，已在國內(nèi)外各大整車廠商中得到非常廣泛的應(yīng)用。隨著DCT變速箱的廣泛應(yīng)用，其NVH（Noise、Vibration、Harshness，噪聲、振動與聲振粗糙度）問題越來越凸顯，從第三方平臺售后抱怨數(shù)據(jù)的統(tǒng)計結(jié)果中可以清晰看出，中國區(qū)域的客戶對汽車的振動噪聲表現(xiàn)尤為關(guān)注[4]，對于DCT變速箱，齒輪敲擊是一種最為常見的噪聲，被客戶密切關(guān)注。對齒輪敲擊產(chǎn)生機理進行深入分析，針對分析結(jié)果，通過標定手段快速改進及優(yōu)化噪聲激勵源和產(chǎn)生過程，為解決此類問題提供了一種解決思路。

齒輪敲擊是車輛傳動系統(tǒng)的復(fù)雜動力學行為，常出現(xiàn)在匹配手動變速箱、AMT（Automated Manual Transmission，電控機械自動變速箱）、DCT的車型中[5]，近些年國內(nèi)外對齒輪敲擊的研究涉及敲擊機理、激勵源、傳遞路徑、多體動力學仿真和解決措施及評價方法等，王波[5]等對非承載齒輪敲擊進行了深入分析，建立了動力學求解模型仿真及優(yōu)化，解決了某車型加速時的非承載齒輪敲擊問題；熊秀文[6]等從敲擊機理入手建立了齒輪敲擊的多體動力學仿真模型，并進行了臺架和整車試驗，建立了客觀評價指標和方法，并驗證了其有效性；陳偉[7]、田雄[8]等通過對敲擊傳遞路徑的分析，從改善結(jié)構(gòu)傳遞的方向提出了敲擊消減方法；王從鶴[9]等對變速器齒輪敲擊噪聲的傳播過程進行研究，認為齒輪的敲擊振動一部分通過空氣和車身縫隙傳遞到駕駛艙，另一部分通過換擋拉索傳遞至駕駛艙；BLANKENSHIP、SINGH[10]等人提出了一種新齒輪嚙合動態(tài)模型，該模型建立了6個自由度，能夠更準確地模擬齒輪系統(tǒng)動力學特征；KNABE[11]等在半消聲室內(nèi)的單軸底盤測功機上進行實車試驗，對主、客觀評價結(jié)果進行回歸分析，建立主、客觀評價指標定量關(guān)系。

提出一種不同于以往的改進方法，通過對車輛行駛過程中踩松加速踏板時雙離合變速箱出現(xiàn)的非承載軸齒輪敲擊問題的分析和解決，探討雙離合自動變速箱非承載軸敲擊問題的激勵源和產(chǎn)生過程，通過標定手段優(yōu)化發(fā)動機扭矩波形、離合器接合控制、預(yù)選擋策略及換擋控制策略，低成本高效解決敲擊噪聲問題。

1 DCT變速箱工作原理及預(yù)選擋策略

1.1 DCT的基本結(jié)構(gòu)及工作原理

圖1為典型的多片式DCT結(jié)構(gòu)原理示意圖[1]。為了實現(xiàn)動力換擋，將奇數(shù)擋和倒擋與離合器C1相連，偶數(shù)擋與離合器C2相連，換擋控制機構(gòu)推動SYN（Synchronizer，同步器系統(tǒng)）掛入或摘下相應(yīng)擋位，同時控制兩個離合器的切換，實現(xiàn)動力不中斷。C2連接的輸入軸2為一個實心軸，C1連接的輸入軸1為套在C2實心輸入軸外的一個空心軸。正常行駛過程中始終有一套傳動齒輪傳遞動力，另外一套傳動齒輪根據(jù)預(yù)選擋策略預(yù)先掛入下一個即將工作的擋位或者空擋。。

圖1 DCT傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖

一般稱正在傳遞動力的齒輪軸為承載軸，另外一套不傳遞動力的齒輪軸為非承載軸，非承載軸按預(yù)選策略掛入擋位或者不掛擋。

1.2 預(yù)選策略介紹

預(yù)選策略，即根據(jù)車輛實時工況和駕駛員意圖的判斷等，設(shè)定最佳的預(yù)選策略，考慮到不同變速箱的物理特性，如NVH、耐久性等，不同的變速箱預(yù)選擋策略也不同，主要考慮因素有加速踏板、車速/輸入軸轉(zhuǎn)速以及擋位，為了避免過多的預(yù)選造成噪聲特別是嘯叫和敲擊問題，在一定的范圍內(nèi)會取消預(yù)選。預(yù)選原則是當擋位固定、車速/轉(zhuǎn)速較低時，先預(yù)選低擋位，上升到一定車速/轉(zhuǎn)速后，取消預(yù)選，車速/轉(zhuǎn)速再升高時會預(yù)選高擋位。當擋位固定、車速/轉(zhuǎn)速較高時，一般預(yù)選高擋位，下降到一定車速/轉(zhuǎn)速時，取消預(yù)選，車速/轉(zhuǎn)速再降低時會預(yù)選低擋位。這樣做主要考慮轉(zhuǎn)速低的時候降擋概率較高，轉(zhuǎn)速高時升擋概率較高。

一般情況下，預(yù)選低擋位、空擋、高擋位的轉(zhuǎn)速閾值隨著加速踏板的增大而增加，同換擋策略一致，主要考慮加速踏板越大，則保持在低擋位的需求越大，動力性越好。

2 DCT變速箱非承載軸齒輪敲擊原理及分析

2.1 非承載軸齒輪敲擊原理分析

齒輪敲擊的激勵源是發(fā)動機的扭矩突變及波動，來自氣缸內(nèi)燃氣壓力的波動和曲軸、曲柄活塞機構(gòu)及飛輪軸的往復(fù)慣性力、相關(guān)旋轉(zhuǎn)機構(gòu)的不平衡力等，以及踩松加速踏板后，為了達到目標扭矩，點火角、噴油量、進氣量等的控制穩(wěn)定性。發(fā)動機的動力通過雙質(zhì)量飛輪傳遞到變速箱的離合器，通過輸入軸、齒輪副、輸出軸、差速器，最終到達輪胎。在這一傳遞過程中，變速箱預(yù)選擋位時，駕駛員踩下或者松開加速踏板，發(fā)動機的扭矩會快速變化，承載軸在傳遞動力時通過齒輪副將這一變化傳遞到非承載軸，并根據(jù)速比放大或縮小。由于非承載軸存在嚙合間隙且同承載軸不同的是無持續(xù)動力輸入，導致非承載軸齒輪副的主、從動齒面無法壓緊，從而產(chǎn)生來回敲擊，表現(xiàn)為非承載軸轉(zhuǎn)速明顯波動以及清脆的金屬撞擊聲。

圖2為DCT傳動系統(tǒng)多體動力學簡化模型，由于4擋和6擋共用一個輸入軸齒輪，為清晰展示，將輸入軸齒輪分為4擋和6擋，4擋采用實線，6擋采用虛線；省略掉1擋、5擋和倒擋的齒輪副，均設(shè)置為空套狀態(tài)，其也會產(chǎn)生一定敲擊，但相對來說聲音較小，暫時忽略。

注：JE、wE為發(fā)動機曲軸端等效轉(zhuǎn)動慣量和曲軸轉(zhuǎn)速；JF1、wF1、JF2、wF2、KF、CF分別為雙質(zhì)量飛輪的初級和次級質(zhì)量的等效轉(zhuǎn)動慣量、轉(zhuǎn)速及其剛度和阻尼。JI、wI為變速箱輸入端轉(zhuǎn)動慣量及轉(zhuǎn)速；JC1、wC1、JC2、wC2分別為離合器1和離合器2的慣量和轉(zhuǎn)速；分別為2、3、4、6擋齒輪副的主動齒輪轉(zhuǎn)動慣量及轉(zhuǎn)速和從動齒輪轉(zhuǎn)動慣量及轉(zhuǎn)速；K2、K3、K4、K6、C2、C4、C6分別為2、3、4、6擋齒輪副嚙合剛度和2、4、6擋齒輪副嚙合間隙；JO1、wO1、JO2、wO2、KO2、CO2分別為輸出軸1和輸出軸2的慣量、轉(zhuǎn)速及其嚙合剛度，以及輸出軸2的嚙合間隙；JP、wP、JH、wH、JW、wW、KH、CH分別為主減及差速器、半軸和輪胎的慣量、轉(zhuǎn)速及半軸剛度和阻尼；TDrag4，TDrag6分別為4、6擋空套齒輪受到的拖曳扭矩。

結(jié)合圖1、圖2中離合器C1接合狀態(tài)，則SYN13左移接合3擋、SYN24右移預(yù)選2擋，這是敲擊問題發(fā)生的典型工況。在這一工況下輸入軸1為承載軸，輸入軸2為非承載軸。動力通過離合器C1經(jīng)過3擋的齒輪副傳遞到輸出軸1，輸出軸1齒輪接合差速器的主減齒輪，將動力通過差速器、半軸傳遞給輪胎；同時，2擋從動齒輪通過撥叉連接到輸出軸1，輸出軸1的扭矩變化通過2擋齒輪副反饋到非承載輸入軸2上，引起4擋和6擋的主動齒輪動力波動，當非工作齒輪的拖曳扭矩小于主動齒輪工作面扭矩波動時，會引起齒輪工作面和非工作面的頻繁敲擊，通常使用式（1）對模型中空套齒輪副是否發(fā)生敲擊進行判斷[12]。

雙離合變速箱的特點是會預(yù)選擋位，當踩下加速踏板時發(fā)動機扭矩變化會通過預(yù)選路徑傳遞到空套齒輪，特別是共用主動齒輪的4、6擋的空套齒輪，敲擊力必然產(chǎn)生。根據(jù)式（1）可知，從動齒輪處于空套狀態(tài)，其傳遞的僅為拖曳力矩，當空套齒輪角加速度增大，其產(chǎn)生的慣性力矩(敲擊力)也會增大，當敲擊力越大時越容易產(chǎn)生齒輪敲擊，當敲擊力較小時產(chǎn)生單面敲擊甚至無敲擊。

2.2 敲擊產(chǎn)生和傳播路徑

從圖2中可以看出，敲擊的激勵來源主要是發(fā)動機扭矩突變，通過變速箱輸入端、離合器傳遞到輸入軸，經(jīng)過輸入軸齒輪傳遞到輸出軸，最終經(jīng)過主減齒輪、差速器和半軸傳遞到車輪。期間由于存在預(yù)選擋，會將扭矩變化通過預(yù)選齒輪副傳遞到空套齒輪，從而產(chǎn)生敲擊。

齒輪敲擊聲音通過相關(guān)軸再傳遞到變速箱殼體，通過懸置、換擋拉索及半軸軸頭等傳遞到車身或車內(nèi)部件，再通過空氣傳遞到車內(nèi)，產(chǎn)生噪聲[7]。

從敲擊產(chǎn)生的激勵和過程入手，通過標定控制手段來控制激勵源和產(chǎn)生過程，解決踩松加速踏板時變速箱齒輪敲擊問題。

3 DCT非承載軸齒輪敲擊問題解決及優(yōu)化

3.1 問題復(fù)現(xiàn)及原因分析

經(jīng)過問題復(fù)現(xiàn)分析發(fā)現(xiàn)，將加速踏板踩至不同深度后松開都會聽見比較明顯的敲擊聲，根據(jù)是否需要換擋可以分為2類。

第1類為輕踩加速踏板后松開，不觸發(fā)換擋，變速箱控制器內(nèi)部數(shù)據(jù)如圖3所示，包括發(fā)動機飛輪轉(zhuǎn)速、發(fā)動機扭矩、離合器1和2的壓力、輸入軸1和2的轉(zhuǎn)速、加速踏板開度、擋位和殼體振動加速度；從圖3中可知，無換擋時，變速箱殼體加速度幅度最大為34，伴隨多次振蕩，對應(yīng)的輸入軸2轉(zhuǎn)速波動明顯，最大幅度為270 r/min，隨時間振蕩減弱，敲擊噪聲明顯。

圖3 輕踩加速踏板松開后無換擋時敲擊工況

第2類為深踩加速踏板后松開，觸發(fā)換擋，如圖4所示。深踩加速踏板后觸發(fā)動力降擋，然后松開加速踏板觸發(fā)升擋，可以看出踩松加速踏板后，變速箱殼體加速度波動明顯，最大幅值為17.5，伴隨多次振蕩，對應(yīng)輸入軸2的轉(zhuǎn)速波動明顯，且不斷振蕩，最大幅度為220 r/min，敲擊噪聲明顯，且踩松加速踏板時都可聽到，難以接受。

圖4 深踩加速踏板后松開有換擋時敲擊工況

分析產(chǎn)生敲擊的主要原因，從變速箱標定控制角度來看，主要有以下幾項：

（1）離合器壓力控制不穩(wěn)定，離合器壓力在踩下制動踏板時有泄壓，后快速增壓，導致輸入軸波動；

（2）換擋工況判斷時機不好，踩下制動踏板后松開再踩下，導致頻繁換擋，整個傳動系統(tǒng)頻繁波動；

（3）預(yù)選擋會放大抖動幅度。

3.2 問題的解決目標

根據(jù)敲擊噪聲和抱怨情況，確定解決目標主要有以下幾項：

（1）使輸入軸轉(zhuǎn)速波動的最大幅值降到150 r/min以下，主觀評估敲擊噪聲可接受；

（2）動力響應(yīng)，按照客觀駕駛性能評價標準，從踩下加速踏板到車輛主駕駛座椅導軌處的最大縱向加速度達到1 m/s2的時間小于1.5 s，則可以接受，主觀評估無動力延遲抱怨；

（3）換擋平順性，即踩下加速踏板的過程不出現(xiàn)沖擊和抖動，主觀評估無抱怨；

（4）時間和人工成本，即更改的標定量可控，更改的標定控制量影響面不太廣，數(shù)量不太多，否則會涉及大量驗證試驗，影響開發(fā)周期。

3.3 解決方案確定及驗證

3.3.1 解決方案

針對問題發(fā)生的主要原因，確定4個方面的改進方案：

（1）離合器壓力控制，踩下加速踏板時離合器控制穩(wěn)定性及接合速率，改進離合器端扭矩加載平順性，降低沖擊能量；

（2）取消預(yù)選擋，規(guī)避非承載軸齒輪敲擊；

（3）更改控制邏輯，減少頻繁踩松加速踏板時的換擋次數(shù)，降低敲擊發(fā)生的機率；

（4）踩下加速踏板時控制離合器不泄壓，并降低其接合速率的同時減少踩松加速踏板時的換擋次數(shù)，即方案（1）和（3）同時實施。

3.3.2 方案對比

（1）輸入軸轉(zhuǎn)速波動。

各解決方案對比見表1。方案（2）由于無預(yù)選擋，因此無預(yù)選軸轉(zhuǎn)速波動，但會帶來其他噪聲；方案（3）在踩下加速踏板時轉(zhuǎn)速波動較大，松開加速踏板由于無升擋所以無轉(zhuǎn)速波動值；方案（1）、（4）的轉(zhuǎn)速波動降到150 r/min以內(nèi)，但方案（1）在松開加速踏板時轉(zhuǎn)速波動較大。

（2）動力響應(yīng)。

各解決方案對比見表1。方案（2）響應(yīng)時間較長，不滿足動力響應(yīng)目標要求，容易引起客戶抱怨；方案（1）、（4）處于同一水平，比方案（2）稍好，勉強滿足目標要求；方案（3）動力響應(yīng)時間最短。

表1 各方案轉(zhuǎn)速波動和動力響應(yīng)對比

（3）換擋平順性。

客戶進行主觀評估結(jié)果見表2，方案（1）、（4）處于同一水平，方案（3）稍差，但可以接受，方案（2）由于取消了預(yù)選擋，會導致?lián)懿娴膭幼骷半x合器接合控制的變化，從而引起換擋沖擊。表2中6分代表大部分人能感受到且有抱怨，7分代表大部分人能感受到且不抱怨。

表2 駕駛平順性主觀評估

（4）時間和人工成本。

4個方案更改的標定量都不多，方案（4）更改數(shù)目是方案（1）和方案（3）的總和，但涉及的實車驗證工況同方案（3）基本相同，能滿足項目開發(fā)周期。

3.3.3 方案確定。

根據(jù)以上4種方案的對比，方案（4）在踩松加速踏板時能夠降低轉(zhuǎn)速波動，對于改善噪聲效果最好，需要更多的標定時間，但時間可控；方案（4）的動力響應(yīng)時間雖不是最好，但能夠滿足需求；因此從改善噪聲角度，選擇方案（4）作為最終方案。

整車試驗得出，輸入軸轉(zhuǎn)速波動控制在150 r/min以內(nèi)，主觀評估基本接受；動力響應(yīng)時間受離合器接合速度較慢的影響，為1.6 s左右，會使駕駛員感覺踩下加速踏板后動力稍有延遲。

3.4 優(yōu)化及驗證

由于方案（4）的動力響應(yīng)時間不滿足要求，分析發(fā)現(xiàn)，當前離合器接合速率較慢，雖然可以改善齒輪敲擊，但影響了動力響應(yīng)，引入發(fā)動機在踩下加速踏板時的初始扭矩上升速率，配合離合器接合時機及接合速率的方法，對2個控制模塊聯(lián)合標定。

如圖5所示，引入發(fā)動機扭矩上升速率（分2個階段：階段1、階段2，階段2基本不變，以最快速率上升，保證動力響應(yīng)）、離合器壓力接合時機和離合器接合速率共3個關(guān)鍵參數(shù)，采用正交列表方法進行優(yōu)化。

3.4.1 優(yōu)化參數(shù)及正交試驗設(shè)計

利用田口優(yōu)化法來確認控制因子和噪聲因子，如圖6所示，包含控制因子，即標定調(diào)整的關(guān)鍵參數(shù)，噪聲為不同車輛和變速箱，癥狀為變速箱出現(xiàn)的問題，即齒輪敲擊和動力響應(yīng)速度，響應(yīng)為主觀感受，包含噪聲和駕駛平順性。

圖5 優(yōu)化的3個關(guān)鍵參數(shù)

圖6 參數(shù)圖

（1）控制因子和水平。

按照表3原則分別設(shè)置3參數(shù)3水平的標定量。

表3 控制因子和水平

（2）噪聲因子和水平。

不同的車輛存在硬件配置差異，例如離合器半接合點學習的差異（離合器片彈簧的細微差異、離合器注油容積的差異），標定需要具有很好的魯棒性，在不同的使用環(huán)境和制造公差范圍內(nèi)能保持換擋的一致性，選擇2輛不同的車輛做為噪聲因子，而且2輛車的初始狀態(tài)不同，一輛狀態(tài)較好敲擊噪聲較小且動力響應(yīng)時間稍快，另一輛狀態(tài)較差敲擊噪聲較大且響應(yīng)相對較慢，可以認為是2個水平。

（3）試驗設(shè)計和驗證。

按照正交列表的試驗設(shè)計方法，2輛車共進行18組試驗，針對敲擊噪聲、動力響應(yīng)和駕駛平順性，邀請客戶進行主觀評分，評分越高則越好，屬于望大特性，見表4。通過試驗得出計算結(jié)果，、、分別為3個關(guān)鍵參數(shù)，是為了方便計算代入的不影響試驗結(jié)果的參數(shù)，通過18組試驗結(jié)果可以計算出各參數(shù)的信噪比（S/N）和平均值（Mean），見表5。

表4 試驗數(shù)據(jù)

表5 試驗結(jié)果分析

進一步分析信噪比和平均值如圖7和圖8所示，可以得出優(yōu)化方案為A1/B2/C2。

優(yōu)化后的收益見表6，主觀打分平均值均提高了0.8分，試驗驗證結(jié)果同預(yù)測結(jié)果基本一致，優(yōu)化方案中減小發(fā)動機初始扭矩上升速率，可以理解為踩下加速踏板開始時以較慢的速率控制發(fā)動機扭矩上升，同時離合器以較慢速率壓緊非承載軸齒輪副，緩慢消除嚙合間隙后，再以更高的速率提升發(fā)動機扭矩和離合器接合速率，保證動力響應(yīng)，符合預(yù)期。

3.4.2 批量驗證

當車輛進行批量生產(chǎn)時，隨機抽取10輛車，采集的輸入軸轉(zhuǎn)速波動均降低到150 r/min以下，敲擊噪聲微弱，動力響應(yīng)時間均在1.5 s以內(nèi)，無換擋沖擊，可以認為問題得到有效改善。

圖7 信噪比

圖8 平均值

表6 預(yù)測和試驗驗證對比

4 結(jié) 論

（1）介紹了DCT的工作原理及預(yù)選策略，建立了雙離合器變速箱簡化多體動力學模型，分析了非承載軸容易產(chǎn)生敲擊的機理；

（2）在不改變發(fā)動機和變速箱硬件的情況下，通過標定手段優(yōu)化發(fā)動機扭矩控制、離合器接合控制以及換擋策略控制等，對敲擊的激勵源及產(chǎn)生過程進行了優(yōu)化，快速有效解決了敲擊問題；

（3）提出并證明了標定控制是一種快速有效解決NVH問題的方法，具有較好的工程開發(fā)意義。

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