离合器对某皮卡车动力传动系扭振影响研究

余汉红，芦 浩，刘夫云，胡汝凯，唐振天

（1.桂林福达股份有限公司，广西 桂林 541004 2.桂林电子科技大学 机电工程学院，广西 桂林 541004）

汽车的传动系统一般由发动机-离合器-变速箱-传动轴-后桥-半轴及车轮等组成，这些部件都具有一定的转动惯量和扭转刚度，共同组成了一个扭转振动系统，有自己的固有振动特性[1]。汽车加速过程中，若传动系统扭振波动频率落在传动系统固有频率附近，能量在传递过程中容易引起变速器齿轮敲击、后桥共振，并经过连接传递至车身，引起车内振动明显。要解决此问题，在工程上通常采用通过优化离合器性能参数、提高离合器扭转振动减振性能、降低变速箱输入轴扭转振动从而提高整车NVH性能的方案。该方案具有成本低、工程上好实施等优点。但是，目前离合器厂家对离合器性能参数对传动系扭振的影响规律掌握不足，主要根据积累的经验，进行多次的试制-评估-改进，导致离合器开发前期缺乏方向性的指导，延长了设计周期和增大开发成本。研究并掌握离合器性能参数对传动系扭振的影响规律，对提高离合器厂家的竞争力具有重要意义。

国内外对于汽车传动系的扭振开展了大量研究[2–5]，但通过离合器来控制汽车加速扭振的研究还较少。文献［6］中，Jong-Yun Yoon等人通过建立传动系简化的非线性数学模型，优化离合器怠速级与主减振级间的过度角和预紧力矩，成功解决了该车变速箱齿轮敲击问题。文献［7–8］中，吉林大学邬惠乐等人对BJ212和解放牌CA-10型汽车传动系统的扭振进行了研究，并提出采用带扭转减振器的离合器、柔性万向节等措施，可以有效降低传动系扭振，但限于当时条件，结论是由试验测试对比得出，并未对离合器参数的影响规律进行仿真研究。

图1 变速箱输入轴2阶次扭振图

图1所示为某前置后驱柴油车在不同档位加速工况下，测试获取的变速箱输入轴处扭振2阶次图。从图中可以看出 ，在 4、5、6 档 1 200 r/min～1 600 r/min工况下变速箱输入轴的2阶次扭振值存在明显的共振峰值，同时结合乘驾人员的主观感受，4至6档加速，1 200 r/min～1 600 r/min转速段工况下车内振动噪声明显。因此，可以判断该车内的振动噪声问题是由传动系扭振导致。

为解决该前置后驱柴油车加速工况下车内振动明显问题，本文首先研究并建立非线性的离合器传递力矩计算数学模型，在此基础上，根据多体动力学理论建立了5自由度汽车传动系扭转振动仿真优化模型；然后获取了整车传动系统参数；最后以仿真优化模型为基础，对该车离合器主减振弹簧刚度进行优化。对新离合器进行装车实测。测试结果表明：优化后的离合器对传动系统的扭转振动衰减更加有效，整车NVH性能得到明显改善。建立的优化模型对同类结构车型的离合器从动盘性能参数优化具有指导意义。

1 传动系统扭转振动建模及动态响应仿真

1.1 建立汽车传动系统扭振当量模型

目前对传动系统的扭转振动模型研究，所建模型主要有分布质量模型和集中质量模型，分布质量模型计算精度高，但建模困难计算耗时[9]。本文采用集中质量模型，建立多自由度的集中质量-刚度-阻尼的离散化分析模型。多自由度离散化的当量模型具有参数等效关系明确、计算分析方便等优点[10]。动力学方程如式(1)所示。

式中：[J]为等效转动惯量矩阵；[C]为扭转阻尼矩阵；[K]为扭转刚度矩阵；[T]为作用力矩阵。

根据样车传动系统布置形式，建立考虑离合器非线性的从发动机到车轮和整车的5自由度传动系等效模型。由于汽车行驶时离合器处于结合状态，因此建立等效模型时将离合器考虑成为接合状态[11]。由于变速器以后零部件转速是根据档位的改变而改变的，因此建立当量模型时，需要根据不同档位的速比，分别建立不同档位的等效模型。图2所示为建立的5自由度传动系等效模型，图中符号如表1所示。

图2 汽车传动系统5自由度等效模型

按式(1)可以得出图2所示的等效模型的动力学方程，如下

表1 模型中符号含义表

图3所示为离合器传递力矩Tc曲线图，离合器从动盘扭转减振器具有多级刚度与阻尼，且阻尼力矩为干摩擦阻尼力矩，如图4所示。

图3 离合器传递力矩曲线

图4 离合器滞后阻尼力矩曲线

根据库伦摩擦阻尼特性可知每一级阻尼片提供的阻尼力为恒定值，设为Th[12–13]。离合器怠速级刚度为K1-1,主减振级刚度为K1-2，保护级刚度为K1-3。θ1–θ2为飞轮与离合器的转角差，∂11为第1级转角差（值为4°），∂22为第2级转角差（值为8°）。在离合器装配时，各级弹簧都会预先加载一个预紧力矩，大小为定值，由设计人员设定，设为T预紧。离合器传递力矩可表达为

变速箱传递力矩Tg、传动轴传递力矩Ts、后桥半轴传递力矩Tb，依次表达为式(4)、式(5)、式(6)。

式(2)中发动机输出力矩可表示为：Te=Tm+波动力矩，Tm为发动机输出平均力矩。Tf为整车当量扭转阻力矩。由于传动系统的扭转振动主要由A·sin(ωt)谐波分量引起，平均力矩Tm对传动系统扭转振动不起作用，只起使车辆加速作用，故令Tm=Tf，模型中只留下谐波分量作用[14]。对于发动机输出的平均力矩Tm可近似由发动机的外特性曲线获取，根据实际转速，采用插值法获取输出力矩Tm，发动机外特性测试值如表2所示。Te作为仿真系统的输入激励，输入形式有两种，第1种是将实际测试的飞轮端转速作为激励输入，将输入的飞轮端转速进行一次微分，即可求得飞轮端波动的角加速度值，将求得的角加速度与飞轮转动惯量相乘，即可求得飞轮端的波动力矩；第2种是在未获取飞轮端转速的情况下，用一个简谐波来模拟波动力矩，简谐波可表示为A·sin(ωt)，A为波动力矩振动幅值，根据经验A取(1.5～2)倍Tm，ω为激励力频率，根据仿真转速求得为发动机转速。

表2 发动机外特性测试值

1.2 汽车传动系统扭振当量模型动态响应仿真

汽车传动系统扭转振动存在多重激励源，例如：发动机曲轴和飞轮的扭振、传动系统的万向节导致的传动轴的扭振、路面的随机性（或周期性）变化以及汽车驱动轮的不平衡等，传动系统的扭振是由这些激励源综合作用的结果[15]。在这些激励源中，发动机周期性点火造成的曲轴和飞轮的扭振是主要的激励源，本文主要对发动机曲轴和飞轮的扭转振动激励进行研究。根据4缸4冲程发动机的点火原理可知，发动机曲轴和飞轮的扭振主要是由发动机转速的2阶次扭振（f=2·n/60，f为频率，n为转速）引起[16]。因此，本文只考虑发动机2阶次扭振激励因素。

如图5（a）所示，根据1.1小节5自由度车辆传动系统扭振当量模型建模理论，在Matlab/Simulink中建立参数化的5自由度车辆传动系统扭转振动仿真模型，见图5（b），并在MATLAB/App designer开发了仿真软件界面。该软件为参数化仿真模型，通过修改软件界面上的参数值，并后台调用Simulink中建立的5自由度车辆传动系统扭转振动仿真模型，可以对不同型号前置后驱车辆的离合器性能参数进行仿真与优化。

图5 5自由度汽车传动系统扭振仿真软件

为了获取模型中发动机的转速激励，对该试验车传动系统进行了扭转振动测试，如图6所示，分别在发动机飞轮启动齿圈、变速箱输入轴处进行打孔，并安装了磁电式转速传感器。通过测试，获得了发动机飞轮处和变速箱输入轴处的转速。将测试得到的发动机转速做为输入激励，采用固定步长的3阶龙格库塔方法，采用表3中的传动系统参数进行仿真计算。表3中的惯量和刚度参数通过各零部件三维数模获取。变速器总成与后桥总成阻尼值是根据温度为50°时阻尼测试的结果，将阻尼值均分到各零部件上所得到的。发动机与传动轴阻尼是根据经验人为估计的一个很小的值。

表3 仿真计算参数表

以振动最为严重的4档工况为例，将4档工况下测得的转速作为模型的激励，进行扭转振动仿真计算。通过仿真计算，得到仿真后的发动机飞轮处的转速变化情况如图7所示，与实际测试得到的飞轮处的转速对比，除在仿真起始阶段有个震荡过程外，其它转速波动情况，基本与实际测试的结果基本一致，从而验证了模型的准确性。

图6 转速传感器布置图

图7 5自由度汽车传动系统转速仿真结果

2 离合器扭转减振器性能参数优化及验证测试

因为只关注发动机2阶次扭振激励因素，所以对测试获得转速数据进行滤波处理，只保留发动机2阶次的扭振频率。考虑车辆常用转速范围在900 r/min～3 000 r/min内，并且主要考虑发动机的2阶次扭振（f=2·n/60，f为频率，n为转速），故对原始转速信号进行了滤波处理，滤波频率为30 Hz～100 Hz，将滤波得到的波动转速作为仿真激励输入。以1.2小节建立的传动系统扭转振动仿真模型为基础，输入滤波得到的发动机转速，对离合器的主减振级刚度进行优化。如式(7)所示，以发动机飞轮处与变速箱输入轴处的角加速度比值作为优化的目标函数。

由图1中测试结果可以看出，在4档加速过程中转速为1 600 r/min时扭振过大，同时，在乘驾过程中主观感受4档工况的加速共振最为严重，并且，4档作为直接档是最常使用的档位，因此，将4档作为主要优化档位。由于前期已经完成该型号车辆离合器的开发，所以为了解决该型号车辆加速共振问题，且降低修改成本，不对结构进行大的改动。因此，在本次离合器优化中在各级扭转角不变的情况下，将4档工况下测试得到的转速数据载入作为优化时的模型激励，主要对离合器的主减振刚度（加速级）进行优化，优化变量为主减振级刚度（K1-2），约束条件为13 Nm/(°)～48 Nm/(°)，采用遍历算法，步长设为 5 Nm/(°)，即K1-2从 13 Nm/(°)开始，每步增加5 Nm/(°)进行一次仿真计算，输出扭振角传递率。优化结果如图8所示。

图8 角加速度传递率优化结果

从优化结果可以看出，在滞后摩擦力矩不变时，当刚度较大时，在共振转速区间，角加速度有效值存在明显的峰值，此时，降低刚度对抑制角加速度峰值效果明显。当刚度降低至18 Nm/(°)之后，再降低刚度，对抑制角加速度的峰值效果不明显，且当刚度为13 Nm/(°)时仿真结果又开始变差。因此，按优化结果，怠速级与保护级扭转刚度不做修改，将离合器的主减振级扭转刚度K1-2修改为18 Nm/(°)，并按优化后的参数试制了新的离合器，离合器优化前后参数对比如表4所示。

表4 离合器优化前后参数对比

将试制的新款离合器进行装车测试，按2.2小节中所述的传感器布置方案，分别在发动机飞轮启动齿圈与变速箱输入轴处安装磁电式转速传感器，使用LMS Testlab振动噪声测试仪进行测试并进行数据分析。由于传动系统的扭振主要来自发动机的2阶次，因此，使用LMS Testlab对转速数据进行阶次分析，主要观测转速2阶次扭振变化，同时结合测试人员的主观评价。测试结果如图9所示。

由图9可以看出，离合器的主减振级扭转刚度调整为18 Nm/(°)后，4至6档加速时，共振峰值处的转速波动量明显减低，基本消除了各个档位下的共振。同时根据表5可以看出，优化后的离合器对共振转速处的扭转振动峰值衰减量都在50%以上，其中共振最为明显的4档衰减量达到了78%。结合乘驾人员的主观感受为在4至6档加速工况下在1 200 r/min～1 600 r/min转速段，车内振动基本消除，说明乘坐的舒适性明显提高，整车NVH性能得到了明显改善。试验结果表明，优化后的离合器减振效果明显好于优化前的离合器。

表5 离合器优化前后共振峰值对比及衰减幅度

3 结语

（1）文中对离合器变刚度与变阻尼等非线性因素进行分析，建立了非线性离合器从动盘的传递力矩计算子模型，在此基础上，根据多体动力学理论建立了5自由度汽车传动系统等效模型。最后以某款车为例，基于建立的5自由度等效模型，以实测的飞轮处转速为激励，对离合器的主减振级扭转刚度进行了优化。根据优化结果试制了新款离合器，并进行了装车试验，测试结果表明，优化后的新款离合器减振效果明显好于优化前的离合器，验证了该模型的正确性。

图9 离合器优化前后结果对比

（2）文中关于汽车传动系统扭振的理论分析和建模理论对解决其它型号汽车传动系统的扭振问题也具有指导意义。