双离合变速器动力系统加速工况扭振和敲击的被动控制措施研究*

2023-02-13陈清爽石晓辉梅自元谈冠华

汽车工程 2023年1期

周益，陈清爽，石晓辉，郭栋，梅自元，谈冠华

（1.重庆大学机械与运载工程学院，重庆 400044；2.江铃汽车股份有限公司，江西省汽车振动噪声重点实验室，南昌 330006；3.重庆理工大学，汽车零部件先进制造技术教育部重点实验室，重庆 400054；4.麦格纳动力总成（江西）有限公司产品工程部，南昌 330013；5.湖北三环离合器有限公司产品工程部，黄石 435000）

前言

当今汽车广泛采用增压、轻量化、少缸和闭缸等发动机技术提高燃油经济性和降低排放，这些技术加剧了发动机输出的扭转振动［1］；另一方面，越来越多车辆搭载双离合变速器（dual-clutch transmission，DCT）等高效率驱动技术。文献［2］中指出DCT 变速器比手动和无级变速等其他类型变速器具有更高的敲击灵敏度。变速器内部具有侧隙的空套零件受动力系统扭振激励产生的敲击声，具有响应频率宽、声压级突变和穿透力强等特点，容易使驾乘人员产生烦恼感［3］。因此，研究搭载DCT 的动力系统扭振和敲击控制技术对提高车辆舒适性和声品质具有重要意义。

尽管扭振半主动和主动控制技术逐渐受到关注，但在空间紧凑的乘用车应用较困难，而且这些技术的使用将增加车辆成本。因此当今汽车依然广泛采用被动扭振衰减手段，其中，离合器式（conventional torsional damper，CTD）和双质量飞轮式（dual-mass flywheel，DMFW）扭转减振器是两种常用的衰减发动机扭振措施，解决车辆怠速和行驶工况的敲击问题；例如，吴虎威等［4］和刘雪莱等［5］分别研究了CTD 对怠速和加速工况齿轮敲击的改善效果。由LUK 公司于20 世纪80 年代研制出的DMFW［6］，将单质量飞轮分成两个独立的、由低刚度弧形弹簧连接的惯性单元；DMFW 把动力系统扭振模态控制在低于发动机怠速频率的范围，实现发动机与传动系统的模态解耦，避免了正常行驶工况的扭振共振问题［7］。

2008 年，离心摆吸振器（centrifugal pendulum vibration absorber，CPVA）从航空发动机领域成功引入汽车工业，与扭转减振器组成具有出色扭振抑制效果的离心摆式双质量飞轮，通过改变CPVA 的结构参数吸收特定的发动机阶次［2］。陈龙等［8］和吴虎威等［9］通过数值计算和试验验证了CPVA 对发动机扭振的抑制效果。另外，在AT和CVT中普遍采用的闭锁离合器微滑摩反馈控制技术既可提高燃油经济性；同时还可以衰减变速器输入端扭振幅值，降低敲击和轰鸣等问题［10-11］。文献［12］中研究了双离合器微滑摩反馈控制的实现技术及其对驾驶性能的提高，但文中并未指出微滑摩对扭振和敲击声的改善作用。

以上研究均未给出变速器输入端扭振与敲击的定量评价方法，只能通过整车试验手段验证扭振衰减方案对敲击的抑制效果，既耗费大量的样机制造和试验费用，还增加了整车的研发周期。文献［13］和文献［14］中研究了DCT 的扭振和敲击，但没有揭示预选挡位对DCT 敲击的影响。文献［15］中的研究表明预选挡显著影响DCT 的敲击噪声品质，因此需要控制有预选挡的动力系统扭振和敲击。本文中首先分别从整车道路试验和变速器敲击灵敏度台架试验角度阐述预选挡对DCT 敲击的影响，基于敲击台架灵敏度和整车噪声振动主客观结果的相关性，提出一种以输入轴角加速度幅值为评价指标的无敲击扭振阈值，评估扭振衰减的有效性。其次，在同一整车上分别评价不同扭转减振器，以及离合器微滑摩和离心摆吸振器等措施对扭振和敲击的进一步衰减作用。最后根据扭振衰减和舒适性指标总结了各种措施对扭振和敲击的控制效果。

1 DCT敲击表现

1.1 研究对象

本文研究搭载1.5 L 四冲程四缸增压汽油发动机和七速湿式双离合变速器（7DCT）的某乘用车动力系统，其结构见图1（a）。图1（b）为该动力系统的传动原理图，7DCT 的离合器1 和2 分别控制奇数挡和偶数挡，当前挡位和离合器（主动离合器）传递转矩至输出端，另外的变速器可以提前预选好挡位。当车辆达到规定的车速时，变速器控制单元控制主动离合器逐渐打开，被动离合器逐渐闭合，实现“离合器-离合器”式的无动力中断换挡。无动力中断换挡是DCT 变速器的最大特点，也是换挡响应快和传递效率高的保证；而预选挡是无动力中断换挡的前提条件［16］，影响车辆的动力性，噪声振动和换挡过程的驾驶性。

图1 1.5 L发动机和7DCT变速器动力系统

1.2 7DCT的整车敲击表现

对匹配CTD 减振器（图2）的试验车辆实车路试，该减振器具有两级减振刚度，最大转动角度为38°，其余参数见表1。路试结果发现高挡位（4 挡至7 挡）有预选挡时，加速过程在1 000-1 600 r/min 段出现明显敲击声；无预选挡时则无敲击声。在试验车辆的发动机和变速器输入轴1 和2 位置安装磁电转速传感器采集动力系统扭转振动，在变速器壳体上安装压电式三向振动加速度计（PCB 339A30/NC，名义灵敏度：10 mV/g）采集振动响应，如图3 所示。四冲程四缸发动机的扭振主要阶次为2 阶，因此本文以发动机2 阶峰值角加速度作为扭振评价参数。本文仅给出4挡全油门（WOT）工况在不同预选挡时的结果，其他各挡位具有类似现象。

表1 CTD和DMFW 参数表

图2 CTD结构和扭转减振特性

图3 试验车辆与传感器布置

图4（a）为发动机和输入轴2 的扭振结果，该结果表明：发动机扭振经过CTD 后得到有效的衰减，加速阶段无扭振共振现象，角加速度幅值随转速升高而逐渐减小；其次，不同预选挡的角加速度幅值无显著差异。现有理论认为输入轴扭振是敲击的主要激励源［17-18］，同一变速器在无显著差异的角加速度激励下应该表现出相似的振动响应。但图4（b）～图4（d）显示不同预选挡的壳体振动响应具有显著差异，当预选3 挡或5 挡时，在1 000-1 600 r/min 转速区间出现典型敲击宽频信号；高于1 600 r/min 转速时，宽频敲击信号消失。无预选挡时无宽频敲击信号和突变现象，振动幅值较低。因此，预选挡显著影响DCT动力系统的敲击。

图4 4挡WOT工况扭振和壳体振动加速度

2 基于台架敲击灵敏度和整车评价的无敲击扭振阈值

2.1 DCT敲击灵敏度

在可模拟发动机动态力矩和转速波动的敲击试验台架上采集壳体振动响应随输入角加速度幅值变化的敲击灵敏度［19］，如图5（a）所示。电机输出的动态转矩使转速波动逐渐增加，通过绘制不同工况（输入名义转速与频率、名义转矩、温度和预选挡）壳体振动响应随角加速度幅值的变化，得到该变速器的敲击灵敏度曲线。

图5（b）为不同输入名义转速和预选挡的4挡敲击灵敏度，其他工况参数为：油温80 °C，发动机2 阶激励，输入名义转矩40 N·m，在60 s 时间内角加速度幅值从0 线性增加至1 000 rad/s2。敲击灵敏度ΔL（单位：m/s2）由式（1）计算［20］：

图5 7DCT变速器敲击灵敏度台架试验

式中：Lθ¨和L0分别表示激励幅值为θ¨和0时的壳体振动响应水平，敲击响应具有宽频特性［3］，选择400-5 000 Hz频率范围［4］的振动加速度作为敲击响应；L0主要由齿轮啮合、轴承运转和台架运行产生［21］。显然，当无角加速度激励时，ΔL=0。

当有预选挡时，在1 000 和1 500 r/min 出现显著的敲击突变现象；在突变发生前，不同预选挡的敲击振动响应均较低。在1 000 r/min 时，预选3 挡（低挡）和预选5 挡（高挡）分别在249 和337 rad/s2幅值发生突变，变速器振动响应急剧增加，增加的幅值分别为10.94 和7.42 m/s2；无预选挡的敲击灵敏度无突变，高激励幅值的振动响应显著低于预选挡工况。1 500 r/min 存在相似的突变现象，预选3 挡和5 挡时发生敲击突变的激励幅值分别为592 和743 rad/s2，突变处的振动幅值分别增加37.36 和21.81 m/s2。敲击灵敏度结果亦表明预选挡显著改变DCT 变速器的敲击特性，产生敲击突变现象，预选低挡比预选高挡更容易产生突变，同时突变导致的振动幅值更高。

2.2 无敲击扭振阈值

目前，大多数研究缺乏敲击和扭振两者之间的量化指标，需要在整车上验证各种扭振衰减措施，增加了整车开发周期和成本。为解决该问题，本文中提出整车级无敲击扭振阈值（no-rattle torsional threshold，NRTT），量化变速器的敲击响应和扭振激励幅值的关系。NRTT 基于变速器台架敲击灵敏度数据库、动力系统扭振和敲击的整车主客观结果，计算流程见图6，主要分为如下3步。

图6 无敲击扭振阈值（NRTT）计算流程

（1）数据获取。测量变速器随输入转速nin和角加速度幅值变化的敲击灵敏度数据库收集动力系统的扭振响应幅值，该响应幅值可通过整车实测或模型仿真计算得到。根据各挡位扭振幅值和敲击灵敏度数据库得到整车扭振幅值与敲击响应的关系。同时记录整车上不同挡位i和不同转速nin的敲击主观结果R(i，nin)。

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（2）相关性分析。利用MATLAB 拟合工具（curve fitting）寻找R(i，nin)和关系，48 个样本量的回归拟合结果显示：一元线性回归模型的相关性系数比其他回归模型要高，残差比其他模型低。因此采用一元线性回归，见图7，整车主观评价与敲击振动响应和输入轴扭振具有显著的线性负相关，回归模型为：R(i，nin)=-0.2036ΔL(nin，)+9.1987，相关系数为0.931 5。

图7 敲击振动响应与整车主观评价的相关性

（3）NRTT的确定。根据整车主观目标确定变速器振动响应目标，例如，根据步骤（2）的回归拟合结果，7 分敲击目标对应振动响应为10.80 m/s2。最后在敲击灵敏度数据库中获取各挡位和转速的角加速度幅值作为该变速器的NRTT目标。

图8（a）为4挡在不同预选挡下的NRTT（主观目标为7 分）与整车实测角加速度幅值的比较。虽然不同预选挡的实测角加速度幅值相当，但NRTT 具有显著区别，因此不同预选挡的敲击表现具有显著差异。有预选挡的NRTT 随输入转速的降低而降低，变速器敲击对输入角加速度的要求更严格，低转速区实测角加速度高于NRTT 值，产生敲击；高转速角加速度低于NRTT 值，无敲击；而无预选挡的NRTT在不同转速范围基本保持恒定，幅值比预选挡高，尤其是低转速区域，角加速度幅值在整个转速区间均显著低于NRTT。

图8 4挡WOT工况NRTT、输入轴角加速度幅值与壳体振动响应水平

图8 中有预选挡工况的角加速度幅值在低于1 900 r/min 范围内高于NRTT 目标值，图8（b）的壳体振动在400-5 000 Hz 范围加速度水平显示，有预选挡时在低于2 000 r/min 存在敲击声。NRTT 的比较结果与整车敲击表现存在一定差异，但是基本一致。这表明本文提出的基于敲击灵敏度和整车主客观评价的NRTT 可评估变速器输入扭振是否产生敲击，减少试验数量和开发成本，缩短产品开发周期。本文的7DCT 变速器预选3 挡具有最低NRTT 目标，后续以4 挡WOT 的预选3 挡工况和其NRTT 目标曲线评价各扭振和敲击控制措施的效果。

3 被动措施对扭振和敲击的抑制

3.1 双质量飞轮

DMFW 可以较大幅度衰减车辆加速工况的扭转振动［7］，本文中首先评价DMFW 对7DCT 动力系统的扭振和敲击抑制，图9为本研究采用的DMFW结构和扭转减振特性，DMFW 参数见表1，表中参数为样件在扭转减振器［4，7］试验台架的实测结果，该DMFW 具有两级减振刚度，最大相对转动角度为δmax=66°。

图9 DMFW结构和扭转减振特性

使用DMFW 的动力系统扭振和振动加速度频谱如图10所示。图10（a）结果表明DMFW 可以有效降低输入轴扭振幅值，最大幅值低于600 rad/s2，扭振衰减率为76%～83%，符合典型的DMFW 加速工况的减振效果［7］，同时比图4（a）采用CTD 减振器的结果低300 rad/s2。但该结果在低于1 500 r/min 区间依然无法满足NRTT目标，因此整车在1 500 r/min以下将出现敲击声。图10（b）结果表明低于1 500 r/min 转速区间存在明显齿轮敲击宽频信号，当转速高于1 500 r/min 时，敲击声消失。该结果再次表明本文第2.2 节中提出的NRTT 指标可以较准确地评价输入角加速度幅值产生的敲击响应。

图10 使用DMFW的动力系统扭振和振动加速度频谱

3.2 离合器微滑摩

第1.2 节和第3.1 节中表明CTD 和DMFW 均无法满足DCT 在预选挡机制下的NRTT 目标，因此需要研究其他扭振衰减措施。该变速器采用湿式双离合器，可考虑离合器微滑摩控制技术。离合器微滑摩是指通过反馈控制实现离合器主动盘和从动盘之间的转速差。离合器摩擦因数与转速差的关系可以用式（2）表示［22］，该离合器的摩擦因数μf台架测量结果显示，μf随滑摩转速的增加呈凸函数增加，如图11 所示。图11 的各拟合系数为：C1=-0.06437，C2=3.125，C3=0.07611，C4=0.08，离合器微滑摩等效于增加动力系统阻尼［12］，在扭转减振器的基础上进一步衰减发动机扭振。

图11 离合器摩擦因数与滑摩转速差的关系

式中：μf和v分别代表离合器摩擦因数和主从动盘滑摩转速差；C1、C2、C3和C4为拟合系数。

评估CTD 与不同滑摩转速差对变速器输入轴角加速度的影响，本研究的v分别取20、40、60、和80 r/min，通过比例积分(proportional-integral,PI)控制实现滑摩转速差。由于微滑摩对发动机扭振影响不大，因此仅展示输入轴角加速度结果。图12（a）和图12（b）分别为不同滑摩转速差的输入角加速度幅值和400-5 000 Hz 频率范围的振动加速度响应幅值；图13 为不同滑摩转速差的壳体振动加速度频谱图。图12（a）表明滑摩转速越高，输入轴角加速度幅值越小；图12（b）和图13 显示v显著降低DCT 敲击响应。v=60 r/min 和v=80 r/min 在低于1 350 r/min 的低转速区略微超过NRTT 目标，其余转速段均满足要求。

图12 CTD与微滑摩组合方案的输入角加速度和振动响应

图13 CTD与微滑摩组合方案的振动加速度频谱

输入轴角加速度幅值和振动响应并未随v的增加而线性减少，无滑摩转速和v=20 r/min两种状态的输入轴角加速度和振动响应降低的程度高于其他相邻的滑摩转速；观察图11 发现v的斜率随滑摩转速的增加逐渐减小，阻尼效应随v的增加而减小。因此，v＞40 r/min 不是解决敲击声的有效方案，而过大的转速会显著降低动力系统的传递效率。由于PI控制稳定性的局限性，v为20和40 r/min 的稳定性差于v为60和80 r/min，未来将研究H∞［10］等控制算法以提高滑摩转速控制的稳定性。

3.2.2 DMFW与离合器微滑摩

图10（a）的DMFW 结果显示输入轴最大角加速度为572 rad/s2，仅在1 500 r/min 以下超过NRTT，产生敲击声。因此可尝试通过较小滑摩转速差减小输入轴角加速度幅值以满足NRTT目标；研究v为20和40 r/min 两种情况验证该设想。图14 为DMFW 和不同微滑摩组合方案的输入角加速度和壳体振动响应结果。v=20 r/min显著降低输入角加速度幅值，满足NRTT 目标，低转速段的敲击响应峰值消失；消除了宽频敲击响应，如图15 所示。与图12 结果类似，从无微滑摩到v=20 r/min的扭振和敲击衰减效果显著，而v从20到40 r/min的衰减效果有限。

图14 DMFW与微滑摩组合方案的输入角加速度和振动响应

图15 DMFW与微滑摩组合方案的振动加速度频谱

DMFW 与v=20 r/min 的组合为解决DCT 动力系统扭振和敲击提供了有效的方案；由于滑摩转速低，不会显著降低动力系统效率、离合器寿命和耐久性能。

3.3 离心摆吸振器

分别评估CTD 和DMFW 与CPVA 的组合对扭振和敲击的抑制作用。由于双线型（bifilar）比其他结构的CPVA 具有更好的稳定性和扭振衰减性能［23］，故本文仅评价bifilar CPVA。四冲程四缸发动机的扭振主阶次为2阶，考虑到高转速时CPVA的软化现象［2］，因此把CPVA 的调谐阶次设计为2.1 的过调谐状态［23］。结合离合器腔体包络尺寸，摆长l和挂摆半径r分别设计为98 和22.22 mm，离心摆质量mp=1.2 kg。CPVA 与图2（a）的CTD 和图9（a）的DMFW组合分别如图16（a）和图16（b）所示。

图16 扭转减振器与bifilar CPVA的组合

图17（a）和图17（b）分别为CTD 与bifilar CPVA组合方案的输入角加速度和壳体振动响应。图17（a）说明整个加速段的角加速度降低约400 rad/s2，除1 200 r/min以下轻微超过NRTT 外，其他转速均低于NRTT 目标。与图4（b）相比，图17（b）各转速段的振动幅值明显降低，尤其是低于1 600 r/min 段的宽频敲击特征基本消失。因此CTD 与 bifilar CPVA 的组合方案可以显著降低变速器输入轴角加速度幅值和敲击响应。

图17 CTD与bifilar CPVA组合方案的输入角加速度和振动加速度频谱

图18（a）的输入角加速度结果表明DMFW 与CPVA 的组合方案使整个发动机转速区间的输入轴角加速度幅值降低400 rad/s2，所有转速区间均满足NRTT 目标；尤其是低转速段的角加速度幅值低于200 rad/s2，图10（b）的振动加速度频谱中的低转速敲击特征完全消失，如图18（b）所示。

图18 DMFW与bifilar CPVA组合方案的输入角加速度和振动加速度频谱

综上，CPVA 可以在扭转减振器的基础上进一步降低输入轴角加速度幅值，降幅约400 rad/s2；尤其是DMFW 与bifilar CPVA 的组合完全满足NRTT 要求，彻底消除低转速段的敲击，且不牺牲动力系统传动效率、双离合器的耐久和寿命等性能。因此，预选挡机制作用下具有高敲击灵敏度和幅值跳跃现象的DCT 动力系统应优先考虑使用CPVA 方案，但是该方案会增加一定的整车成本。

4 被动减振方案总结

采用扭振传递率TRm评价发动机到变速器输入轴扭振衰减的有效性，如式（3）所示，TRm越小，扭振衰减性能越好。根据输入轴角加速度幅值与NRTT的差值评价敲击严重程度，定义为敲击舒适性指标CImax［24］，见式（4），CImax＜0 说明变速器满足NRTT 要求，不产生敲击声。

不同扭振控制措施的TRm和CImax结果见表2。DMFW 与CPVA 组合方案为扭振和敲击控制的最佳方案，其次为DMFW 与v为20 或40 r/min 组合方案；CTD 与CPVA 或v为80 r/min为敲击声可接受的临界方案，在低转速轻微超过NRTT 目标；其余方案不满足DCT动力系统无敲击的扭振要求。