發(fā)動機激勵引起整車平順性問題優(yōu)化設計研究

李慧明，韓 靖，張宏波，劉曉偉

（1.泛亞汽車技術中心，上海 201208；2.上汽商用車技術中心，上海 200438）

0 概述

汽車產業(yè)發(fā)展日新月異，消費者對汽車的駕駛平順性、舒適性等要求越來越高，車輛平順性及舒適性已成為汽車品牌塑造品牌特質的重點關注性能。在中國市場，多用途汽車（multi-purpose vehicle，MPV）車型由于其具有接近轎車的舒適性和客車的寬敞性等優(yōu)點，能夠滿足多人家庭日常用車及出行要求，保有量急劇上升。提高MPV 產品的駕乘舒適性對于提升車企品牌競爭力具有重要意義。

汽車傳動系主要包括發(fā)動機、離合器、變速器、驅動軸、驅動橋及輪胎，這些零部件組成一個多自由度的扭轉振動系統(tǒng)。該系統(tǒng)具有多階扭轉模態(tài)，在發(fā)動機轉矩波動激勵下引起整車振動噪聲問題。MPV 車型主要有發(fā)動機縱置前置后驅和發(fā)動機橫置前置前驅兩種驅動布置形式。由于后驅車型傳動軸、驅動橋等結構增加了傳動系長度，傳遞路徑更加復雜，采用前置后驅布置形式方案的車型傳動系扭振引起的車內中、后排的轟鳴聲（40 Hz～100 Hz）尤為突出，因此學界對傳動系扭振問題的研究也多集中于后驅車型，通過傳動軸、后橋模態(tài)避頻、設計扭轉減振器等方法對其進行優(yōu)化。出于對舒適性的要求，市場上越來越多的MPV 車輛選擇采用前置前驅的布置形式，此類布置形式傳動鏈較短，扭振轟鳴聲問題減少，但低階傳動系扭轉模態(tài)（小于10 Hz）引起的整車平順性問題依然突出。

文獻［1］中介紹了離合器自激振動引起的低頻起步抖動問題，文獻［2］中研究了不同變速箱類型的傳動系建模方法并對傳動系的動力學響應進行了詳細分析，文獻［3-4］中考慮了傳動系摩擦力矩，并分析了離合器從動盤慣量對傳動系扭振響應的影響。文獻［5］中研究了自動變速箱汽車發(fā)動機節(jié)氣門變化對傳動系階躍響應的影響。文獻［6］中研究了干式離合器摩擦系數(shù)、離合器控制策略、半軸與懸架剛度等因素對于車輛起步顫振問題的影響。文獻［7］中通過多體動力學建模針對傳動系統(tǒng)萬向節(jié)激勵產生的車輛低頻抖動進行了研究。文獻［8］中針對發(fā)動機轉矩波動造成的傳動系低頻扭振問題建立參數(shù)模型進行分析。文獻［9］中研究了傳動系部件的扭轉剛度對傳動系各階頻率扭轉模態(tài)引起的車內振動的影響。文獻［10］中研究了發(fā)動機階躍轉矩變化引起車輛沖擊的機理，提出轉矩包絡控制方法以減少車輛沖擊。文獻［11］中研究了傳動系扭振與車身垂向振動耦合機理，通過主動懸架系統(tǒng)控制提升車輛行駛平順性。文獻［12］中搭建了考慮電磁剛度的傳動系模型，對純電動車低頻縱向振動問題進行了研究。文獻［13］中通過離合器接合動力學分析，研究了MPV 車型起步顫振問題的控制參數(shù)及改進措施。

本文中基于某品牌MPV 車型研發(fā)過程中出現(xiàn)的40 km/h 小油門加速時整車前后振動的平順性問題，用Amesim 仿真軟件搭建傳動系扭振與整車縱向耦合振動模型，將實車發(fā)動機缸壓參數(shù)與油門深度信號作為系統(tǒng)激勵輸入，通過試驗對比驗證了模型有效性。在此基礎上對該平順性問題對應的扭轉模態(tài)進行分析，量化關鍵影響因素的靈敏度并提出優(yōu)化方案。通過試驗驗證了該方案的效果，最終解決該車型小油門加速時的振動問題。

1 問題描述

該MPV 車型采用2.0T 發(fā)動機和8 擋自動變速箱。問題工況出現(xiàn)在車輛以約40 km/h 行駛過程中當駕駛員使用小油門加速時，油門介入瞬間車輛發(fā)生整車車身前后縱向（整車坐標系中標注為X向）規(guī)律振動，駕駛員座椅及地板處感受明顯。

根據問題工況進行振動測試分析，為了盡可能排除路面激勵的干擾，車輛測試數(shù)據均在室外空曠光滑瀝青路面采集。座椅振動加速度的測量采用PCB-356A25 三向振動加速度傳感器，采集設備為西門子公司LMS32 通道數(shù)據采集系統(tǒng)并使用LMS Test.lab 軟件模塊進行數(shù)據分析及處理，測試過程中數(shù)采系統(tǒng)可通過車載診斷（on-board diagnostic，OBD）系統(tǒng)診斷口讀取車輛通訊信號。圖1 為車內導軌縱向振動色譜圖。如圖1 所示，問題發(fā)生時，車內最大振動頻率出現(xiàn)在5 Hz 附近。

圖1 車輛導軌縱向振動（幅值-時間-頻率）色譜圖

圖2 為該車在40 km/h 小油門加速工況下轉速、油門深度、轉矩、擋位等車輛信號幅值。通過圖2 可得知，振動發(fā)生過程中變速箱處于4 擋未發(fā)生變化，發(fā)動機轉速與變速箱輸入軸轉速差值小于20 r/min，說明此時離合器處于鎖止狀態(tài)，車輛輸入外力僅來自于油門踏板信號引起的發(fā)動機轉矩變化，不存在換擋沖擊影響。觀察此時的發(fā)動機轉速發(fā)現(xiàn)其波動頻率為5 Hz，最大波動范圍達到120 r/min，與車內座椅縱向振動數(shù)據吻合，判斷車身前后振動與轉速波動相關。整個過程中發(fā)動機轉矩跟隨油門信號平穩(wěn)上升并無波動，由此判斷該5 Hz 波動來源于發(fā)動機瞬時轉矩變化激勵傳動系自身扭轉模態(tài)導致傳動系扭轉振動，進而與車身縱向發(fā)生耦合振動。

圖2 車輛轉速、油門、轉矩、擋位信號

2 傳動系縱向振動耦合模型

根據整車振動及車載信號分析，小油門工況車身前后傳動系振動是由發(fā)動機轉矩變化激勵傳動系自身扭轉模態(tài)引起的。為了分析傳動系統(tǒng)的扭振特性，需建立傳動系扭振與車身振動耦合模型，計算實車工況激勵下的強迫振動響應并驗證模型有效性，為后續(xù)優(yōu)化措施提供指導。

傳動系扭振建模方法是使用集中質量法進行離散化建模，將傳動系統(tǒng)構件的扭轉慣量集中于一點，單元間用彈性單元相互連接［14-15］，采用這種由集中質量（或慣量）和彈性元件組成的離散化模型可以減少實際模型的復雜度與計算量。具體的模型簡化原則如下：（1）將轉動慣量較大的部件（如變速箱嚙合齒輪、曲軸等）視為集中慣性元件，將轉動慣量較小且分散的部件（如驅動軸）視為彈性元件。（2）將相鄰慣性元件之間連接軸、軸承等的轉動慣量平分到兩個質量集中點上。相鄰慣量彈性元件剛度一般取其連接軸的扭轉剛度進行等效。（3）當軸段間存在速比差異時（如變速箱齒輪），根據動能相等的原則，將不同轉速軸段上的慣量、剛度等效為單一轉速軸段，對變速箱系統(tǒng)一般等效至輸入軸側。（4）一般僅在離合器等剛度較低的連接點考慮阻尼力作用，其余剛性零部件之間不考慮阻尼力。需要利用Amesim 軟件對傳動系進行建模仿真分析，并通過強迫振動響應驗證模型有效性。

根據以上建模原則可將傳動系及整車劃分為n自由度的集中慣量模型，圖3 為簡化后的傳動系統(tǒng)集中慣量一維鏈式模型示意。圖中n為模型中所含慣量節(jié)點數(shù)量，Kn-1與Cn-1分別代表Jn-1與Jn之間的扭轉剛度與扭轉阻尼。

圖3 傳動系統(tǒng)集中慣量一維鏈式模型示意

振動的理論微分方程可用式（1）表達。

式中，［Je］為傳動系扭轉振動慣量矩陣；［Ce］為傳動系扭轉阻尼矩陣；［Ke］為傳動系扭轉剛度矩陣；｛Te｝為各節(jié)點所受外力矩向量，｛θe｝為各節(jié)點角位移向量；｛為各節(jié)點角速度向量；｛為各節(jié)點角加速度向量。

方程表示的傳動系扭振與整車耦合振動模型可直接通過Amesim 一維仿真軟件進行搭建［16-17］。圖4 為軟件中根據該MVP 傳動系統(tǒng)動力傳動系結構特點建立的傳動系-車身模型。

圖4 傳動系-車身一維仿真模型

表1 中列出了模型計算所需要的參數(shù)。其中系統(tǒng)外力主要包括發(fā)動機各缸轉矩、輪胎滾阻與縱向力、車身迎面風阻等，輪胎與車身受力通過軟件默認參數(shù)模擬，發(fā)動機工作載荷以實測缸壓曲線值輸入軟件進行模擬，各缸點火順序為1-3-4-2，壓力相位差為180°，圖5 為發(fā)動機缸壓曲線。

圖5 發(fā)動機實測缸壓曲線

表1 模型輸入參數(shù)

對模型進行仿真計算，對比模擬問題發(fā)生工況，給定變速箱擋位為4 擋，軸系初始轉速為1 400 r/min，初始油門輸入為0，3.00 s 后給定目標油門深度為25%（最大油門為100%），上升至25% 用時為0.15 s，以模擬車輛在巡航過程中小油門加速工況。圖6 為軟件模擬25%油門深度的系統(tǒng)輸入信號。

圖6 軟件模擬25%深度油門信號輸入

圖7 為該工況下車輛產生的縱向加速度響應時域結果及其縱向加速度頻譜分析結果，可看出整車加速度在輸入信號激勵下產生較大波動。圖8 為縱向加速度計算結果與相同工況下的實車縱向加速度值對比，其幅值與變化頻率基本吻合，驗證了該模型及仿真計算結果的有效性。

圖7 縱向加速度時域計算結果及頻譜分析

圖8 實車縱向加速度信號與模型計算結果對比

對數(shù)據進行頻譜分析發(fā)現(xiàn)其瞬時波動頻率為6 Hz，說明傳動系統(tǒng)在6 Hz 時發(fā)生扭轉振動，需針對傳動系統(tǒng)進行模態(tài)貢獻量分析，尋找主要貢獻因子。

對搭建好的傳動系扭振模型進行線性化分析，得到該階傳動系固有模態(tài)頻率為5.8 Hz，與計算結果中整車縱向加速度峰值6 Hz 頻率基本一致。圖9為該階5.8 Hz 傳動系模態(tài)一維振型圖。其中振型圖中的數(shù)字對應傳動系模型中各集中慣量節(jié)點，色塊面積代表該節(jié)點在該階模態(tài)中的相對運動幅度。表2 為各慣量節(jié)點對該階模態(tài)的貢獻量排序分析。

圖9 傳動系模態(tài)（5.8 Hz）節(jié)點一維振型圖

表2 傳動系模態(tài)（5.8 Hz）節(jié)點貢獻量排序分析

由圖9 所示的振型圖中可以看出，5.8 Hz 為傳動系剛體滾振模態(tài)，其中發(fā)動機曲軸、飛輪、齒輪系統(tǒng)組成的傳動鏈前部相對振動最大，半軸及輪胎振動較小。根據表2 節(jié)點貢獻量排序可知，動力總成相關結構慣量、離合器剛度和阻尼及半軸扭轉剛度等因素對該階模態(tài)有較大影響，后續(xù)工作將圍繞這些因素開展優(yōu)化研究?？紤]到實車開發(fā)階段動力總成中曲軸、齒輪、飛輪等軸系慣量零件的改動難度較大，相關方案驗證可行性低，在此不展開具體研究。除硬件外，由于該平順性問題主要由發(fā)動機轉矩變化引起，通過軟件控制調整發(fā)動機轉矩輸出對平順性也有較大影響。綜上，后續(xù)研究主要針對離合器、阻尼、半軸等硬件參數(shù)及電控單元（electronic control unit，ECU）軟件轉矩標定策略展開。

3 硬件參數(shù)分析驗證

3.1 離合器扭轉剛度分析

以仿真模型為載體，分析離合器彈簧扭轉剛度對該階模態(tài)扭轉振動的影響。表3 為5 種不同離合器剛度值下的計算結果。對表3 中數(shù)據分別進行計算，得到不同離合器剛度的車輛縱向加速度頻譜，如圖10 所示。

表3 不同離合器剛度值及其計算結果

圖10 不同離合器剛度值的車輛縱向加速度頻譜對比

如圖10 所示，隨著離合器扭轉剛度增加，模態(tài)峰值頻率逐漸偏高，幅值逐漸下降，對小油門整車縱向振動有抑制作用。但經研究分析，離合器剛度增大通常會使傳動系統(tǒng)隔振能力變差［18-19］，引起整車轟鳴和振動，因此增大離合器扭轉剛度方案無法實施。

3.2 離合器阻尼分析與驗證

離合器阻尼值與轉速相關，通常阻尼力隨轉速升高而增大。與離合器扭轉剛度分析類似，表4 中列出了實際可變范圍內5 種離合器阻尼力值及其計算結果，并根據表4 計算為不同離合器阻尼力值的車輛縱向加速度頻譜如圖11 所示。

圖11 不同離合器阻尼力值的車輛縱向加速度頻譜對比

表4 不同離合器阻尼力值及其計算結果

如圖11 所示，隨著離合器阻尼力增加，該階模態(tài)頻率不變，幅值呈現(xiàn)不均勻下降的變化規(guī)律，起初振動峰值相比阻尼力變化并不敏感，當阻尼力超過20（N·m）/（r/min）后，模態(tài)振動幅值開始大幅下降。且離合器阻尼增加對大轉矩加速工況的發(fā)動機二階扭振角加速度峰值也有減少作用，有利于加速工況下的實車振動噪聲表現(xiàn)。

該款離合器阻尼力在1（N·m）/（r/min）～10（N·m）/（r/min）范圍內，而競品車型離合器阻尼力范圍為25（N·m）/（r/min）～40（N·m）/（r/min）。圖12 為參考競品離合器調整阻尼力后車輛座椅導軌處振動加速度對比測試結果，顯示測得的縱向振動峰值降低約50%，車內主觀感受得到大幅改善。

圖12 調整離合器阻尼方案的座椅導軌振動加速度

3.3 半軸扭轉剛度分析與驗證

根據半軸扭轉剛度常用范圍列出5 個不同的數(shù)值如表5 所示，對表5 中數(shù)據分別進行計算得到不同半軸扭轉剛度值的車輛縱向加速度頻譜如圖13所示。

表5 不同半軸剛度值及其計算結果

如圖13 所示，提高半軸剛度對抑制整車振動有一定效果，但實車調整剛度主要通過調節(jié)軸管內外徑實現(xiàn)，綜合考慮半軸與周邊零件運動干涉情況，其尺寸調整范圍有限。圖14 為改制后的傳動軸實物對比，其中管徑略微增大，內部改為空心結構，其扭轉剛度僅能提升至350 N·m/（°）左右。圖15 為該半軸剛度改制方案的實車測試對比結果，其中座椅導軌處振動幅值下降約15%，對主觀感受僅有輕微改善作用。

圖13 不同半軸扭轉剛度值的車輛縱向加速度頻譜對比

圖14 半軸改制前后實物對比

圖15 調整半軸剛度方案的座椅導軌振動加速度

4 標定轉矩控制驗證

標定轉矩控制通過主動減震器（active surge damper，ASD）功能實現(xiàn)，主要分為擾動控制器（active surge damper disturbance control，ASDdc）與參考濾波（active surge damper reference filter，ASDrf）兩種模式［20］。前者根據已經出現(xiàn)轉速波動的情況進行轉矩補償來減少波動程度，后者主要通過對駕駛員需求轉矩進行低通濾波，從而使轉矩輸出平緩，減輕由于轉矩突變造成的轉矩波動。

在該問題中，車輛加速不平順主要是發(fā)動機的轉矩階躍變化激起傳動系扭轉模態(tài)而產生，因此采用ASDrf 進行參數(shù)過濾控制以減小發(fā)動機轉矩階躍變化量。ASDrf 轉矩參考濾波通過式（2）的傳遞函數(shù)實現(xiàn)控制。

式中，G（s）為系統(tǒng)響應，是關于時間s的傳遞函數(shù)；Kd為濾波系數(shù)；T1為濾波時間參數(shù)。圖16 為給定時間濾波參數(shù)T1并調整Kd時系統(tǒng)的輸出響應變化。當Kd＞1 時系統(tǒng)響應增強，轉矩變化越劇烈；當Kd=1 時系統(tǒng)響應G（s）=1，此時無濾波功能；當0＜Kd＜1 時，Kd越小，濾波能力越強，輸出信號的階躍程度越?。划擪d=0 時，系統(tǒng)響應主要由T1決定，T1越大則濾波效果越強，輸出越平緩。

圖16 ASDrf 參考濾波系統(tǒng)響應示意圖（T1=0.80 s）

在仿真模型中模擬轉矩參考濾波效果，將發(fā)動機轉矩上升時間T1從0.15 s 增加至0.35 s，使轉矩輸出更為平緩。圖17 為通過調整軟件油門輸入信號模擬轉矩參考濾波來設定轉矩上升速率的模型計算結果，調整后計算車身振動加速度值下降約60%。

圖17 調整油門升速模擬轉矩濾波的計算結果

實車驗證過程中，將濾波時間T1延長0.20 s，并降低濾波系數(shù)使Kd＜0.35。圖18 為經濾波調整后的整車測試結果。由圖18 可見，油門不變情況下，轉矩上升速率出現(xiàn)緩坡，發(fā)動機轉速波動明顯下降，座椅導軌處振動減少40%，對于車輛平順性的改善效果明顯。

圖18 調整轉矩濾波方案實測對比

調整轉矩濾波需同時考慮對油耗、動力等性能影響。對比原狀態(tài)，該方案的油耗性能未受影響，整車加速度下降約0.15 m/s2，對百公里加速時間影響小于0.1 s，處于可接受范圍。綜合考慮，該方案可實施性較強。

5 結論

針對某MPV 小油門加速工況下的不平順問題，進行仿真建模及影響因素研究，分析結果表明增加離合器剛度及阻尼力、提升半軸剛度、增強轉矩濾波等方案能夠有效改善車輛在發(fā)動機激勵下整車加速不平順性。優(yōu)化措施經實車驗證有效。