发动机激励引起整车平顺性问题优化设计研究

2022-07-06李慧明张宏波刘晓伟

内燃机工程 2022年3期

李慧明，韩靖，张宏波，刘晓伟

（1.泛亚汽车技术中心，上海 201208；2.上汽商用车技术中心，上海 200438）

0 概述

汽车产业发展日新月异，消费者对汽车的驾驶平顺性、舒适性等要求越来越高，车辆平顺性及舒适性已成为汽车品牌塑造品牌特质的重点关注性能。在中国市场，多用途汽车（multi-purpose vehicle，MPV）车型由于其具有接近轿车的舒适性和客车的宽敞性等优点，能够满足多人家庭日常用车及出行要求，保有量急剧上升。提高MPV 产品的驾乘舒适性对于提升车企品牌竞争力具有重要意义。

汽车传动系主要包括发动机、离合器、变速器、驱动轴、驱动桥及轮胎，这些零部件组成一个多自由度的扭转振动系统。该系统具有多阶扭转模态，在发动机转矩波动激励下引起整车振动噪声问题。MPV 车型主要有发动机纵置前置后驱和发动机横置前置前驱两种驱动布置形式。由于后驱车型传动轴、驱动桥等结构增加了传动系长度，传递路径更加复杂，采用前置后驱布置形式方案的车型传动系扭振引起的车内中、后排的轰鸣声（40 Hz～100 Hz）尤为突出，因此学界对传动系扭振问题的研究也多集中于后驱车型，通过传动轴、后桥模态避频、设计扭转减振器等方法对其进行优化。出于对舒适性的要求，市场上越来越多的MPV 车辆选择采用前置前驱的布置形式，此类布置形式传动链较短，扭振轰鸣声问题减少，但低阶传动系扭转模态（小于10 Hz）引起的整车平顺性问题依然突出。

文献［1］中介绍了离合器自激振动引起的低频起步抖动问题，文献［2］中研究了不同变速箱类型的传动系建模方法并对传动系的动力学响应进行了详细分析，文献［3-4］中考虑了传动系摩擦力矩，并分析了离合器从动盘惯量对传动系扭振响应的影响。文献［5］中研究了自动变速箱汽车发动机节气门变化对传动系阶跃响应的影响。文献［6］中研究了干式离合器摩擦系数、离合器控制策略、半轴与悬架刚度等因素对于车辆起步颤振问题的影响。文献［7］中通过多体动力学建模针对传动系统万向节激励产生的车辆低频抖动进行了研究。文献［8］中针对发动机转矩波动造成的传动系低频扭振问题建立参数模型进行分析。文献［9］中研究了传动系部件的扭转刚度对传动系各阶频率扭转模态引起的车内振动的影响。文献［10］中研究了发动机阶跃转矩变化引起车辆冲击的机理，提出转矩包络控制方法以减少车辆冲击。文献［11］中研究了传动系扭振与车身垂向振动耦合机理，通过主动悬架系统控制提升车辆行驶平顺性。文献［12］中搭建了考虑电磁刚度的传动系模型，对纯电动车低频纵向振动问题进行了研究。文献［13］中通过离合器接合动力学分析，研究了MPV 车型起步颤振问题的控制参数及改进措施。

本文中基于某品牌MPV 车型研发过程中出现的40 km/h 小油门加速时整车前后振动的平顺性问题，用Amesim 仿真软件搭建传动系扭振与整车纵向耦合振动模型，将实车发动机缸压参数与油门深度信号作为系统激励输入，通过试验对比验证了模型有效性。在此基础上对该平顺性问题对应的扭转模态进行分析，量化关键影响因素的灵敏度并提出优化方案。通过试验验证了该方案的效果，最终解决该车型小油门加速时的振动问题。

1 问题描述

该MPV 车型采用2.0T 发动机和8 挡自动变速箱。问题工况出现在车辆以约40 km/h 行驶过程中当驾驶员使用小油门加速时，油门介入瞬间车辆发生整车车身前后纵向（整车坐标系中标注为X向）规律振动，驾驶员座椅及地板处感受明显。

根据问题工况进行振动测试分析，为了尽可能排除路面激励的干扰，车辆测试数据均在室外空旷光滑沥青路面采集。座椅振动加速度的测量采用PCB-356A25 三向振动加速度传感器，采集设备为西门子公司LMS32 通道数据采集系统并使用LMS Test.lab 软件模块进行数据分析及处理，测试过程中数采系统可通过车载诊断（on-board diagnostic，OBD）系统诊断口读取车辆通讯信号。图1 为车内导轨纵向振动色谱图。如图1 所示，问题发生时，车内最大振动频率出现在5 Hz 附近。

图1 车辆导轨纵向振动（幅值-时间-频率）色谱图

图2 为该车在40 km/h 小油门加速工况下转速、油门深度、转矩、挡位等车辆信号幅值。通过图2 可得知，振动发生过程中变速箱处于4 挡未发生变化，发动机转速与变速箱输入轴转速差值小于20 r/min，说明此时离合器处于锁止状态，车辆输入外力仅来自于油门踏板信号引起的发动机转矩变化，不存在换挡冲击影响。观察此时的发动机转速发现其波动频率为5 Hz，最大波动范围达到120 r/min，与车内座椅纵向振动数据吻合，判断车身前后振动与转速波动相关。整个过程中发动机转矩跟随油门信号平稳上升并无波动，由此判断该5 Hz 波动来源于发动机瞬时转矩变化激励传动系自身扭转模态导致传动系扭转振动，进而与车身纵向发生耦合振动。

图2 车辆转速、油门、转矩、挡位信号

2 传动系纵向振动耦合模型

根据整车振动及车载信号分析，小油门工况车身前后传动系振动是由发动机转矩变化激励传动系自身扭转模态引起的。为了分析传动系统的扭振特性，需建立传动系扭振与车身振动耦合模型，计算实车工况激励下的强迫振动响应并验证模型有效性，为后续优化措施提供指导。

传动系扭振建模方法是使用集中质量法进行离散化建模，将传动系统构件的扭转惯量集中于一点，单元间用弹性单元相互连接［14-15］，采用这种由集中质量（或惯量）和弹性元件组成的离散化模型可以减少实际模型的复杂度与计算量。具体的模型简化原则如下：（1）将转动惯量较大的部件（如变速箱啮合齿轮、曲轴等）视为集中惯性元件，将转动惯量较小且分散的部件（如驱动轴）视为弹性元件。（2）将相邻惯性元件之间连接轴、轴承等的转动惯量平分到两个质量集中点上。相邻惯量弹性元件刚度一般取其连接轴的扭转刚度进行等效。（3）当轴段间存在速比差异时（如变速箱齿轮），根据动能相等的原则，将不同转速轴段上的惯量、刚度等效为单一转速轴段，对变速箱系统一般等效至输入轴侧。（4）一般仅在离合器等刚度较低的连接点考虑阻尼力作用，其余刚性零部件之间不考虑阻尼力。需要利用Amesim 软件对传动系进行建模仿真分析，并通过强迫振动响应验证模型有效性。

根据以上建模原则可将传动系及整车划分为n自由度的集中惯量模型，图3 为简化后的传动系统集中惯量一维链式模型示意。图中n为模型中所含惯量节点数量，Kn-1与Cn-1分别代表Jn-1与Jn之间的扭转刚度与扭转阻尼。

图3 传动系统集中惯量一维链式模型示意

振动的理论微分方程可用式（1）表达。

式中，［Je］为传动系扭转振动惯量矩阵；［Ce］为传动系扭转阻尼矩阵；［Ke］为传动系扭转刚度矩阵；｛Te｝为各节点所受外力矩向量，｛θe｝为各节点角位移向量；｛为各节点角速度向量；｛为各节点角加速度向量。

方程表示的传动系扭振与整车耦合振动模型可直接通过Amesim 一维仿真软件进行搭建［16-17］。图4 为软件中根据该MVP 传动系统动力传动系结构特点建立的传动系-车身模型。

图4 传动系-车身一维仿真模型

表1 中列出了模型计算所需要的参数。其中系统外力主要包括发动机各缸转矩、轮胎滚阻与纵向力、车身迎面风阻等，轮胎与车身受力通过软件默认参数模拟，发动机工作载荷以实测缸压曲线值输入软件进行模拟，各缸点火顺序为1-3-4-2，压力相位差为180°，图5 为发动机缸压曲线。

图5 发动机实测缸压曲线

表1 模型输入参数

对模型进行仿真计算，对比模拟问题发生工况，给定变速箱挡位为4 挡，轴系初始转速为1 400 r/min，初始油门输入为0，3.00 s 后给定目标油门深度为25%（最大油门为100%），上升至25% 用时为0.15 s，以模拟车辆在巡航过程中小油门加速工况。图6 为软件模拟25%油门深度的系统输入信号。

图6 软件模拟25%深度油门信号输入

图7 为该工况下车辆产生的纵向加速度响应时域结果及其纵向加速度频谱分析结果，可看出整车加速度在输入信号激励下产生较大波动。图8 为纵向加速度计算结果与相同工况下的实车纵向加速度值对比，其幅值与变化频率基本吻合，验证了该模型及仿真计算结果的有效性。

图7 纵向加速度时域计算结果及频谱分析

图8 实车纵向加速度信号与模型计算结果对比

对数据进行频谱分析发现其瞬时波动频率为6 Hz，说明传动系统在6 Hz 时发生扭转振动，需针对传动系统进行模态贡献量分析，寻找主要贡献因子。

对搭建好的传动系扭振模型进行线性化分析，得到该阶传动系固有模态频率为5.8 Hz，与计算结果中整车纵向加速度峰值6 Hz 频率基本一致。图9为该阶5.8 Hz 传动系模态一维振型图。其中振型图中的数字对应传动系模型中各集中惯量节点，色块面积代表该节点在该阶模态中的相对运动幅度。表2 为各惯量节点对该阶模态的贡献量排序分析。

图9 传动系模态（5.8 Hz）节点一维振型图

表2 传动系模态（5.8 Hz）节点贡献量排序分析

由图9 所示的振型图中可以看出，5.8 Hz 为传动系刚体滚振模态，其中发动机曲轴、飞轮、齿轮系统组成的传动链前部相对振动最大，半轴及轮胎振动较小。根据表2 节点贡献量排序可知，动力总成相关结构惯量、离合器刚度和阻尼及半轴扭转刚度等因素对该阶模态有较大影响，后续工作将围绕这些因素开展优化研究。考虑到实车开发阶段动力总成中曲轴、齿轮、飞轮等轴系惯量零件的改动难度较大，相关方案验证可行性低，在此不展开具体研究。除硬件外，由于该平顺性问题主要由发动机转矩变化引起，通过软件控制调整发动机转矩输出对平顺性也有较大影响。综上，后续研究主要针对离合器、阻尼、半轴等硬件参数及电控单元（electronic control unit，ECU）软件转矩标定策略展开。

3 硬件参数分析验证

3.1 离合器扭转刚度分析

以仿真模型为载体，分析离合器弹簧扭转刚度对该阶模态扭转振动的影响。表3 为5 种不同离合器刚度值下的计算结果。对表3 中数据分别进行计算，得到不同离合器刚度的车辆纵向加速度频谱，如图10 所示。

表3 不同离合器刚度值及其计算结果

图10 不同离合器刚度值的车辆纵向加速度频谱对比

如图10 所示，随着离合器扭转刚度增加，模态峰值频率逐渐偏高，幅值逐渐下降，对小油门整车纵向振动有抑制作用。但经研究分析，离合器刚度增大通常会使传动系统隔振能力变差［18-19］，引起整车轰鸣和振动，因此增大离合器扭转刚度方案无法实施。

3.2 离合器阻尼分析与验证

离合器阻尼值与转速相关，通常阻尼力随转速升高而增大。与离合器扭转刚度分析类似，表4 中列出了实际可变范围内5 种离合器阻尼力值及其计算结果，并根据表4 计算为不同离合器阻尼力值的车辆纵向加速度频谱如图11 所示。

图11 不同离合器阻尼力值的车辆纵向加速度频谱对比

表4 不同离合器阻尼力值及其计算结果

如图11 所示，随着离合器阻尼力增加，该阶模态频率不变，幅值呈现不均匀下降的变化规律，起初振动峰值相比阻尼力变化并不敏感，当阻尼力超过20（N·m）/（r/min）后，模态振动幅值开始大幅下降。且离合器阻尼增加对大转矩加速工况的发动机二阶扭振角加速度峰值也有减少作用，有利于加速工况下的实车振动噪声表现。

该款离合器阻尼力在1（N·m）/（r/min）～10（N·m）/（r/min）范围内，而竞品车型离合器阻尼力范围为25（N·m）/（r/min）～40（N·m）/（r/min）。图12 为参考竞品离合器调整阻尼力后车辆座椅导轨处振动加速度对比测试结果，显示测得的纵向振动峰值降低约50%，车内主观感受得到大幅改善。

图12 调整离合器阻尼方案的座椅导轨振动加速度

3.3 半轴扭转刚度分析与验证

根据半轴扭转刚度常用范围列出5 个不同的数值如表5 所示，对表5 中数据分别进行计算得到不同半轴扭转刚度值的车辆纵向加速度频谱如图13所示。

表5 不同半轴刚度值及其计算结果

如图13 所示，提高半轴刚度对抑制整车振动有一定效果，但实车调整刚度主要通过调节轴管内外径实现，综合考虑半轴与周边零件运动干涉情况，其尺寸调整范围有限。图14 为改制后的传动轴实物对比，其中管径略微增大，内部改为空心结构，其扭转刚度仅能提升至350 N·m/（°）左右。图15 为该半轴刚度改制方案的实车测试对比结果，其中座椅导轨处振动幅值下降约15%，对主观感受仅有轻微改善作用。

图13 不同半轴扭转刚度值的车辆纵向加速度频谱对比

图14 半轴改制前后实物对比

图15 调整半轴刚度方案的座椅导轨振动加速度

4 标定转矩控制验证

标定转矩控制通过主动减震器（active surge damper，ASD）功能实现，主要分为扰动控制器（active surge damper disturbance control，ASDdc）与参考滤波（active surge damper reference filter，ASDrf）两种模式［20］。前者根据已经出现转速波动的情况进行转矩补偿来减少波动程度，后者主要通过对驾驶员需求转矩进行低通滤波，从而使转矩输出平缓，减轻由于转矩突变造成的转矩波动。

在该问题中，车辆加速不平顺主要是发动机的转矩阶跃变化激起传动系扭转模态而产生，因此采用ASDrf 进行参数过滤控制以减小发动机转矩阶跃变化量。ASDrf 转矩参考滤波通过式（2）的传递函数实现控制。

式中，G（s）为系统响应，是关于时间s的传递函数；Kd为滤波系数；T1为滤波时间参数。图16 为给定时间滤波参数T1并调整Kd时系统的输出响应变化。当Kd＞1 时系统响应增强，转矩变化越剧烈；当Kd=1 时系统响应G（s）=1，此时无滤波功能；当0＜Kd＜1 时，Kd越小，滤波能力越强，输出信号的阶跃程度越小；当Kd=0 时，系统响应主要由T1决定，T1越大则滤波效果越强，输出越平缓。