基于半主动阻尼拉杆的汽车不同换挡时间的振动控制研究

王道勇， 徐艳民

(广东机电职业技术学院 汽车学院, 广州 510550 )

为节省能源和降低排放，汽车的油耗控制至关重要。减少汽车原地换挡时间，降低了油耗，但不可避免的加剧了汽车原地换挡的冲击与振动。因此，在减少汽车换挡时间的同时，降低汽车的冲击与振动成为急需解决的问题。目前，减小换挡时的振动和冲击的方法主要有：① 采用优化控制算法使换挡平顺；②对动力总成悬置系统进行优化设计。

针对传统汽油发动机，通常采用优化控制算法对离合器及制动器在扭矩相或者惯性相的油液压力或作用时间进行控制，从而减小升档过程的冲击与振动[1-2]。为减小柴油发动机降档过程的冲击，将涡轮的加速度或者速度作为评价指标，制定相应的控制策略，从而改善换挡时的品质[3-4]。Walker等[5]提出了一种抑制汽车换挡时非稳态振动的主动控制策略，研究表明惯性相对减小换挡过程和换挡后的振动有重要作用。Lin等[6]开发了一种最优反馈控制器，通过对换挡时电机的扭矩进行主动控制可以显著降低传动系统的扭转振动。Roozegar等[7-8]提出了一种针对电动汽车的多级变速器的两相换档控制算法，该方法有助于电动汽车平稳而快速换档。Tian等[9]将汽车纵向冲击度和换挡时间作为纯电动汽车两档变速器换挡控制的评价指标。

关于减小汽车原地换挡冲击与振动的报道较少，Tao等[10]提出了减小汽车原地换挡冲击与振动的评价模型，构建了评价模型中控制参数的优化分析方法。Nessler等[11-13]提出在汽车原地换挡时，通过改变悬置系统的特性可以有效降低原地换挡的冲击与振动。

基于以上分析，考虑在悬置系统中增加半主动阻尼拉杆可以有效减小汽车发动机启停和原地换挡等非稳态下的冲击和振动[14-16]，本文建立了包含半主动阻尼拉杆的整车13自由度动力学模型，分析了汽车快速换挡下的动态响应特性。结合试验研究了在不同换挡时间下汽车的动力学行为和振动响应规律。

1 汽车原地换挡评价指标及建模分析

1.1 评价指标

对于自动挡汽车，原地换挡的动态响应评价指标如下：

(1) 换挡时间

增加换挡时间提高了汽车的平顺性，但变速箱的功率和使用寿命降低。减小换挡时间降低了油耗[17]，但导致了整车的振动加剧。因此，换挡时间可以直观评估汽车的综合性能。

(2) 汽车纵向加速度

自动档汽车原地换挡时在纵向上产生较大的低频振动与冲击，这类低频振动易于被人体感知，因此，汽车的纵向加速度αp可以直观表征原地换挡时的振动特性。

(3) 冲击度

汽车原地换挡过程产生的冲击度用车身加速度在换挡时间内的导数评价。因此，冲击度可以表征汽车原地换挡时的NVH特性。

(1)

(4) 振动剂量值(vibration dose value, VDV)

VDV为评价驾驶员对换挡冲击的感受，单位为m·s-1.75[18]。

(2)

(5) 悬置的动反力

汽车原地换挡时的冲击与振动主要通过悬置传递到车内，因此，悬置纵向的动反力可以用作评价汽车原地换挡振动的大小。

F=kdynxp+Δ

(3)

式中：kdyn为悬置的动刚度；xp为悬置在动力总成坐标系下的纵向位移；Δ为力与位移的修正项。

1.2 包含半主动阻尼拉杆的13自由度模型

在汽车动力总成悬置系统中，将半主动阻尼拉杆看成第四点悬置，建立新的动力总成四点悬置系统，如图1所示。

半主动阻尼拉杆的结构如图2所示。当汽车在原地换挡及发动机启停等非稳态工况时，电磁阀关闭，半主动阻尼拉杆的油液通过运动活塞的阻尼孔流动，产生大阻尼来衰减原地换挡的冲击与振动。

汽车原地换挡时，动力传动系统在换挡过程中未充分连接，很难从汽车动力传动系统的角度分析原地换挡的振动响应。由于原地换挡冲击可归结为变速箱中的扭矩扰动所致，因此，从整车的角度进行分析，建立包含半主动阻尼拉杆的整车13自由度动力学模型，如图3所示。其中，动力总成为6自由度，车身为3自由度，4个非簧载质量共4个垂向自由度。

分别对动力总成、车身及非簧载质量进行动力学分析，进而推导出整车13自由度动力学模型如式(4)所示

(4)

式中：qp为动力总成质心位移；qb为车身质心位移；qu为汽车四个非簧载质量在垂直方向的位移；Fp为动力总成激励力；MP为动力总成在坐标系Op-XpYpZp下的质量矩阵；Mb为车身在车身坐标系Ob-XbYbZb下的质量矩阵；Mu为四个非簧载质量组成的质量矩阵。

1.3 模型验证

为验证13自由度整车动力学模型的有效性，在变速箱档位从P档以一般速率切换到D档时，将测试得到的发动机悬置和防扭拉杆主动端的加速度与理论计算值进行了对比，如图4和图5所示。

在动力总成悬置系统中加和不加半主动阻尼拉杆时，发动机悬置主动端加速度的试验值和测试值，如图4所示。

由图4(a)、图4(b)分析可知：在一般速率原地换挡时，发动机悬置振动频率主要为10 Hz和33 Hz。当频率为10 Hz时，加拉杆和不加拉杆的计算值和试验值基本一致。当频率为33 Hz时，不加拉杆时的试验值和计算值的相对误差为17%，添加半主动阻尼拉杆的相对误差为12.8%。

在动力总成悬置系统中加和不加半主动阻尼拉杆时，防扭拉杆主动端加速度的试验值和测试值，如图5所示

由图5(a)、图5(b)分析分析可知：在一般速率换挡时，防扭拉杆的振动频率主要为10 Hz和33 Hz。当频率为10 Hz时，不加和加半主动阻尼拉杆时的试验值和计算值的相对误差分别为13.5%和19.2%。当频率为33 Hz时，不加和加半主动阻尼拉杆时的试验值和计算值的相对误差分别为6.3%和16.3%。

通过上述分析，由于理论计算时忽略了诸多非线性因素，因此，理论计算值比试验值偏大。而理论值与试验值误差小于20%，反映了非稳态工况下加速度真实的变化规律和趋势，在一定程度上验证了本文13自由度整车动力学模型的有效性。

2 动态响应分析

2.1 动力总成激励力识别

汽车在原地换挡时，以最为典型的P档切换到D档为例，当加快换挡速率时，测得的悬置系统的动反力和加速度，如图6和图7所示。

汽车在原地换挡时的激励力，如图8所示。

2.2 动态响应评价指标计算

为评价半主动阻尼拉杆对汽车原地换挡振动与冲击的影响，将动力总成的激励力作为整车13自由度动力学模型的输入，根据整车的动态特性参数，采用增量谐波平衡法对整车的动态响应评价指标即汽车纵向、垂向加速度，汽车冲击度和悬置系统主动端的VDV进行计算与分析。

(1) 加速度

在汽车快速换挡时，汽车的纵向和垂向加速度的频谱关系分别如图9和图10所示。由图可知，汽车在纵向和垂向的振动频率为4 Hz、9 Hz和25 Hz。添加半主动阻尼拉杆后，汽车纵向和垂向的加速度幅值在各个振动频率下均相应减小。

(2) 冲击度

由图11可知，汽车冲击度在频率为25 Hz时变化显著，不加半主动阻尼拉杆时的汽车冲击度为12.2 m/s3，而添加半主动阻尼拉杆后的冲击度幅值减小为0.72 m/s3，使得汽车的纵向冲击振动显著降低，满足汽车换挡品质要求。

(3) VDV

由图12可知，当变速箱档位从P档快速切换到D档过程中，发动机悬置主动端的VDV峰值从1.95 m·s-1.75减小为1.77 m·s-1.75，防扭拉杆主动端的VDV峰值从3.14 m·s-1.75减小为2.56 m·s-1.75，变速箱悬置主动端的VDV峰值从1.64 m·s-1.75减小为1.62 m·s-1.75。发动机悬置和防扭拉杆VDV峰值分别减小了9.2%和18%，而变速箱悬置变化不明显。综合以上分析可知，添加半主动阻尼拉杆后，悬置主动端的加速度减小，从而通过悬置传递到车内的振动减小。

3 原地换挡时的试验测试与验证

为分析半主动阻尼拉杆对汽车原地快速换挡冲击与振动的影响，采用LMS数据采集设备和PCB三向加速度传感器对座椅导轨加速度进行测试，分析汽车变速器在P档位和D档位快速切换过程中整车的振动响应特性及规律。

汽车变速箱从P档快速切换到D档，以及从D档快速切换到P档时，座椅导轨的各向加速度如图13、图14所示

通过图13和图14分析可知，座椅导轨各向加速度的峰值如表1所示。

表1 P档切换至D档座椅导轨加速度峰值

对表1分析可知，添加半主动阻尼拉杆后，当变速箱档位从P档快速切换到D档位时，座椅导轨的各向加速度峰值均减小，X，Y和Z向加速度降幅分别为70%，11%和55%。因此，添加半主动阻尼拉杆减小了汽车原地换挡时的振动。

通过表2分析可知，当变速器从D档快速切换到P档时，座椅导轨三向加速度峰值分别降低了67%，56%和63.6%。因此，添加半主动阻尼拉杆使得汽车原地换挡时振动显著降低。

表2 D档切换至P档座椅导轨加速度峰值

4 讨 论

当换挡时间从1.2 s切换到0.9 s时，通过理论计算得到的悬置的VDV值如表3和表4所示。

表3 不加半主动阻尼拉杆时的悬置的VDV值

表4 加半主动阻尼拉杆时的悬置的VDV值

通过表3和表4分析可知，不同换挡时间产生的换挡冲击与振动主要通过变速箱悬置和防扭拉杆传递到车内，变速箱悬置对悬置系统阻尼的增加不敏感，而发动机悬置对动力总成的振动不敏感。相对于变速箱悬置和防扭拉杆，原地换挡的振动主要是通过防扭拉杆传递到车内。

汽车变速器从P档切换到D档时，加和不加半主动阻尼拉杆的座椅导轨加速度如表5和表6所示。

表5 不加半主动阻尼拉杆的座椅导轨加速度

表6 加半主动阻尼拉杆的座椅导轨加速度

由表5和表6可知，当减少换挡时间时，座椅导轨的各向加速度在加和不加半主动阻尼拉杆时均变大。对于不同换挡时间，加半主动阻尼拉杆时的座椅导轨各向加速度比不加时要小。加半主动阻尼拉杆且换挡时间为0.9 s时的座椅导轨的纵向加速度和换挡时间为1.2 s且不加半主动阻尼拉杆的加速度相近，因此，在悬置系统中添加半主动阻尼拉杆可以减少换挡时间，从而降低油耗。

汽车变速器从D档切换到P档时，加和不加半主动阻尼拉杆的座椅导轨加速度如表7和表8所示。

表7 不加半主动阻尼拉杆的座椅导轨加速度

表8 加半主动阻尼拉杆的座椅导轨加速度

由表7和表8可知，当减少换挡时间时，座椅导轨的各向加速度在加和不加半主动阻尼拉杆时均变大。对于不同换挡时间，加半主动阻尼拉杆时的座椅导轨各向加速度比不加时要小。加半主动阻尼拉杆且换挡时间为0.9 s时的座椅导轨的纵向加速度和换挡时间为1.2 s且不加半主动阻尼拉杆的加速度相近。与此同时，加半主动阻尼拉杆且换挡时间为0.9 s时的座椅导轨的垂向加速度小于换挡时间为1.2 s且不加半主动阻尼拉杆的加速度，因此，在悬置系统中添加半主动阻尼拉杆可以减少换挡时间，从而降低油耗。

5 结 论

(1) 发动机悬置和防扭拉杆主动端加速度试验值与理论值的接近，在一定程度上验证了本文13自由度整车动力学模型的有效性。

(2) 通过对汽车原地快速换挡时的动态响应分析及试验测试可知，在悬置系统中添加半主动阻尼拉杆可以有效减小换挡时的冲击与振动。

(3) 不同换挡时间产生的换挡冲击与振动主要通过变速箱悬置和防扭拉杆传递到车内，变速箱悬置对悬置系统阻尼的增加不敏感，而发动机悬置对动力总成的振动不敏感。加半主动阻尼拉杆且换挡时间为0.9 s时的座椅导轨的纵向加速度和换挡时间为1.2 s且不加半主动阻尼拉杆的加速度相近，因此，在悬置系统中添加半主动阻尼拉杆可以减少换挡时间，从而降低油耗。