改善乘用車低轉速振動的動力總成控制優(yōu)化策略

張學鋒，劉治文，陳國棟，楊云波，李守魁

（中國第一汽車股份有限公司 研發(fā)總院，長春130011，中國）

1 問題描述

某乘用車在研發(fā)過程中，當車輛以5擋、6擋閉鎖狀態(tài)且發(fā)動機轉速在 1 000～1 350 r/min之間以中小油門加速行駛時，車內座椅導軌和轉向盤存在明顯振感，同時伴隨低頻轟鳴聲，嚴重影響駕乘舒適性，主觀評價不可接受。

NVH開發(fā)專業(yè)針對此問題進行客觀測試分析，結果表明，發(fā)動機扭矩波動引起的傳動系扭振是導致車內座椅導軌、轉向盤振動以及低頻轟鳴的主要原因。測得的座椅導軌、轉向盤二階振動幅值A[10]如圖1所示。

圖1 座椅導軌、轉向盤二階振動幅值

由圖1可知：5擋和6擋的座椅導軌、轉向盤的最大二階振動幅值約為1.26、10.63 mm/s，遠遠高于開發(fā)目標振幅限值0.6、6.0 mm/s，開發(fā)目標限值一般由行業(yè)數(shù)據(jù)庫、主要對標車型和專業(yè)開發(fā)經(jīng)驗等綜合得出，因此解決特定轉速區(qū)間的振動問題對于提升車輛的整體品質就顯得尤為重要。

2 傳動系扭振硬件優(yōu)化方案

根據(jù)自動變速器中液力變矩器的慣性參數(shù)、閉鎖離合器扭轉減振器的剛度參數(shù)和固有頻率，以及齒輪變速系統(tǒng)各軸齒的等效慣量等參數(shù)，以6擋閉鎖狀態(tài)中小油門加速工況下的傳動系扭振為研究對象，針對各種硬件優(yōu)化方案，利用LMS Imagine.Lab AMESim仿真平臺和內部傳動系元件庫，以自動變速器的輸入軸角加速度表征傳動系扭振程度，無需依賴三維幾何模型，只需調整元件的指標參數(shù)，即可迅速、高效分析優(yōu)化整車傳動系統(tǒng)扭振，進一步結合項目周期、改動成本及可實施性等因素進行綜合論證。

2.1 增加飛輪質量

通過在飛輪上添加質量環(huán)，達到增加飛輪轉動慣量的效果。質量環(huán)如圖2中所示, 其外徑（D）、內徑（d）、厚度（T）分別為：280、250、10 mm。仿真結果表明：飛輪轉動慣量在增加40%的情況下，傳動系扭振峰值可降低8.6%，如圖3所示。但此種方案存在布置空間不足、改動周期長等缺點，若減小質量環(huán)尺寸以滿足布置空間要求，則減振效果會降低，實施意義不大。

圖2 飛輪增加質量環(huán)

圖3 飛輪轉動慣量增加40%后的傳動系扭振

2.2 增大驅動半軸扭轉剛度

通過改變驅動半軸的直徑D來增大其扭轉剛度，具體優(yōu)化方案如表1所示。針對此方案進行仿真分析，如圖4所示。

結果表明：驅動半軸的扭轉剛度增大30%，傳動系扭振峰值僅僅降低0.7%，改善效果不明顯，且增加大量的設計及改動周期，此種方案不可行。

表1 增大驅動半軸直徑具體方案

圖4 驅動半軸扭轉剛度增加30%后的傳動系扭振

2.3 降低閉鎖離合器的扭轉減振器剛度

降低自動變速器中閉鎖離合器的扭轉減振器剛度優(yōu)化方案如圖5所示。針對此方案進行仿真分析，如圖6所示。

結果表明：閉鎖離合器內扭轉減振器的剛度降低25%，傳動系扭振峰值可降低20%。然而，閉鎖離合器的扭轉減振器剛度是自動變速器供應商在設計開發(fā)變速器過程中就預先設定好的，如果變速器供應商重新驗證優(yōu)化后的扭轉減振器剛度，存在較大難度，且驗證工作需要較長時間，項目開發(fā)周期也不允許。

圖5 扭轉減振器剛度優(yōu)化方案

圖6 扭轉減振器剛度降低25%后的傳動系扭振

2.4 增加變速器端吸振器

本方案通過在變速器齒輪變速系統(tǒng)輸入端添加一個動力吸振器，以達到消減傳動系扭振的目的，動力吸振器在變速箱輸入軸上空套一個橡膠環(huán)，外周硫化一圈質量鋼環(huán)，動力吸振器參數(shù)如表2所示。

表2 動力吸振器參數(shù)

針對此方案進行仿真分析，結果表明：在變速器輸入端添加動力吸振器后，傳動系扭振峰值可降低44%，如圖7所示。雖然此方案減振效果明顯，但卻存在和方案2.3一樣的弊端，需要大量的設計、驗證工作，短時間內無法實現(xiàn)。

3 傳動系扭振動力總成控制優(yōu)化方案

3.1 變速器控制優(yōu)化方案分析論證

1） 提高變速器高擋位升、降擋線。

升、降擋線主要用于控制變速器擋位的升降變化，提高5擋、6擋的升、降擋線，使降擋線大于發(fā)動機轉速 1 350 r/min，從而在5擋、6擋徹底避開問題轉速區(qū)域 1 000～1 350 r/min。但是若使用此換擋策略，發(fā)動機就會長時間在高油耗區(qū)工作，理論分析整車工況油耗至少增加6%，同時整車動力性也會過剩，整車駕駛性也將不符合預期設定。

2） 增加閉鎖離合器滑摩控制。

增加閉鎖離合器滑摩控制區(qū)域，利用滑摩來吸收和衰減振動。仿真分析結果表明，在問題轉速區(qū)域 1 000～1 350 r/min內，相對于離合器閉鎖控制，采用一定滑摩差 Δn（約50 r/min）的滑摩控制，小油門加速時傳動系扭振峰值可降低35%，如圖8所示。

然而，變速器供應商對于閉鎖離合器的瞬時發(fā)熱量是有嚴格要求的[11-12]，規(guī)定閉鎖離合器單位面積的瞬時發(fā)熱功率不能超過P1，基于可靠性設計，當離合器發(fā)熱功率超過此限值時就會強制退出滑摩控制。離合器滑摩控制時的發(fā)熱量遵循如下公式：

式中：P1為變速器閉鎖離合器單位面積的瞬時發(fā)熱功率上限值；Te為閉鎖離合器滑摩控制時的最大傳遞扭矩；ni為閉鎖離合器的主動端轉速；no為閉鎖離合器的從動端轉速；S為閉鎖離合器的摩擦面積。

式（1）中，P1、S由變速器設計決定，滑摩控制時的滑摩差Δn由開發(fā)人員根據(jù)振動幅值的改善情況確定，由上述公式可求得閉鎖離合器滑摩控制時的最大傳遞扭矩Te。因此，該方案的關鍵就在于如何在問題發(fā)動機轉速區(qū)域，最大程度地利用滑摩來吸收和衰減振動；使該區(qū)域的動力降擋更加積極，有利于閉鎖離合器瞬時滑摩發(fā)熱量達到上限值P1之前就能實現(xiàn)降擋，并及時避開滑摩控制發(fā)熱量過大區(qū)域；確保該區(qū)域發(fā)動機輸出扭矩不大于Te，使離合器處于滑摩控制狀態(tài)，這就需要通過綜合優(yōu)化動力總成標定及控制來實現(xiàn)。

圖7 變速器端添加動力吸振器后傳動系扭振

圖8 增加閉鎖離合器滑摩控制后傳動系扭振

3.2 動力總成標定優(yōu)化具體方案

1） 增加滑摩控制并優(yōu)化解、閉鎖策略。

圖9 引入滑摩控制及解、閉鎖策略優(yōu)化

初始狀態(tài)5擋、6擋的換擋線及解、閉鎖線如圖9a所示，陰影部分為振動區(qū)域，對應發(fā)動機轉速區(qū)域為 1 000～1 350 r/min。引入滑摩控制，并使滑摩區(qū)域對應初始狀態(tài)5擋、6擋的閉鎖區(qū)域，同時優(yōu)化解、閉鎖策略，具體在30%以下油門開度區(qū)域，設定 1 350 r/min為閉鎖離合器的解鎖線，1 450 r/min為閉鎖離合器的閉鎖線，如此則 1 350 r/min以下即可進入滑摩控制狀態(tài)，優(yōu)化緩解振動問題。為兼顧經(jīng)濟性，40%以上油門開度區(qū)域的解鎖線及閉鎖線分別設定為 1 200 和 1 300 r/min，30%～40%油門開度之間的解、閉鎖線根據(jù)油門開度線性插值。

由圖9b可知，通過引入滑摩控制并優(yōu)化解、閉鎖策略可以明顯縮減振動、轟鳴區(qū)域。如前所述，為了確保最大程度地利用滑摩來消減振動，還需對問題發(fā)動機轉速區(qū)域的降擋線進行適當?shù)恼{整。2) 優(yōu)化問題發(fā)動機轉速區(qū)域的升、降擋策略。

在保證升、降擋線間距足夠的前提下，降低 1 350 r/min以下5擋和6擋的降擋線，并根據(jù)降擋線的調整適當提高升擋線，如圖10所示。

進一步縮減振動、轟鳴區(qū)域，同時使該區(qū)域動力降擋更加積極，有利于部分工況下閉鎖離合器瞬時滑摩發(fā)熱量達到上限值P1之前就能實現(xiàn)降擋進入閉鎖狀態(tài)，避免因滑摩發(fā)熱過多而退出滑摩進入解鎖狀態(tài)使發(fā)動機轉速飛升，給NVH及油耗帶來負面影響。

為了確保問題發(fā)動機轉速區(qū)域內的滑摩控制不退出，還需對圖10中46%以下油門開度（如圖中粗體虛線所示）的發(fā)動機扭矩輸出特性進行調整，使之不大于閉鎖離合器滑摩控制的最大傳遞扭矩Te。

3） 優(yōu)化中油門開度以下的發(fā)動機扭矩輸出特性。

適當降低46%油門開度以下的 1 000～1 350 r/min發(fā)動機轉速區(qū)域對應的輸出扭矩，使其不大于滑摩控制的最大傳遞扭矩Te，以保證該區(qū)域的滑摩控制不退出。為了確保整車動力輸出的線性度，還需對30%～70%油門開度對應 1 000～2 500 r/min發(fā)動機轉速區(qū)域內的發(fā)動機扭矩輸出特性進行調整，以避免相鄰間隔油門開度或臨近段發(fā)動機轉速對應的扭矩輸出變化突兀造成的駕駛性問題。優(yōu)化前后的發(fā)動機扭矩輸出特性如圖11所示。

優(yōu)化46%以下油門開度的發(fā)動機扭矩輸出特性后，一定擋位下對應同樣的車速，在相同的滑摩發(fā)熱限值扭矩Te約束下，油門踏板開度范圍有所增大，為保障滑摩控制提供了一定的油門踏板開度裕量，如圖12所示，同一發(fā)動機轉速下，曲線以上的油門踏板開度對應的工況點由于超過了滑摩發(fā)熱限值扭矩Te會退出滑摩控制，結合圖10可知，46%油門踏板開度以下的1 000 ～ 1 350 r/min發(fā)動機轉速區(qū)域，在未進入閉鎖狀態(tài)時則會維持滑摩控制。

圖12 優(yōu)化輸出扭矩前后限值扭矩對應油門開度

4 車內振動問題優(yōu)化方案驗證

4.1 車內振動問題客觀測試

采用動力總成控制優(yōu)化方案后，經(jīng)實車測試，5擋、6擋的座椅導軌及轉向盤二階振幅A明顯降低，如圖13所示。優(yōu)化前后具體結果對比如表3所示。優(yōu)化后5擋、6擋的座椅導軌及轉向盤的二階振動幅值最大值均處于工程目標之內，滿足開發(fā)要求，優(yōu)化效果明顯。

由圖10結合圖13可知，雖然采用動力總成標定控制方法未能完全消除振動區(qū)域，但在振動幅值最大的發(fā)動機轉速 1 150 r/min附近區(qū)域，以滑摩控制代替了原來的閉鎖控制，大幅削減了振動幅值，而剩余陰影區(qū)域的振動水平均在工程目標范圍之內。

圖13 動力總成控制優(yōu)化方案效果

表3 車內振動優(yōu)化前后結果對比

4.2 經(jīng)濟性

由于采用動力總成標定控制優(yōu)化方案后，小油門區(qū)域的閉鎖轉速范圍減小，滑摩轉速范圍增加，理論上整車油耗會有所上升，但鑒于滑摩控制的滑摩速差Δn不大，因此整車油耗也不會有明顯上升。

以優(yōu)化前后的動力總成標定控制數(shù)據(jù)進行新標歐洲駕駛循環(huán)(New European Driving Cycle, NEDC)工況油耗對比測試，優(yōu)化前整車工況100 km油耗為8.0 L，優(yōu)化后整車工況100 km油耗為8.04 L，采用動力總成標定控制優(yōu)化方案后，整車工況100 km油耗僅增加0.5%，處于可接受狀態(tài)。優(yōu)化前后的整車NEDC工況循環(huán)油耗如圖14所示。

圖14 優(yōu)化前后整車NEDC工況循環(huán)油耗

4.3 排放性

針對采用動力總成標定控制優(yōu)化方案前后的試驗樣車，進行全球統(tǒng)一輕型車測試循環(huán)(world-wide harmonized light duty test cycle, WLTC)工況整車Ⅰ型試驗排放測試，結果如表4所示，采用動力總成標定控制優(yōu)化方案前后的整車排放值無明顯變化，均滿足排放法規(guī)要求。

表4 優(yōu)化前后整車WLTC排放結果對比

5 結 論

針對某搭載自動變速器的乘用車高擋位低轉速區(qū)間中小油門加速時的車內振動問題，對車內振動幅值進行了試驗測試，確定車內的振動主要是由發(fā)動機扭矩波動引起的傳動系扭振導致。

通過仿真計算進行降低扭振的多種方案分析，確定了通過動力總成標定控制的途徑優(yōu)化文中的振動問題。實車驗證結果表明：采用此優(yōu)化策略后的車輛座椅導軌及轉向盤的振動幅值綜合減小44%，改善效果明顯，達到同級別競品車型的水平。

此方法在無需改動硬件的情況下有效地改善了特定轉速區(qū)域的駕駛室內振動、轟鳴問題，大大縮短了開發(fā)周期，降低了開發(fā)成本，為解決整車開發(fā)過程中的駕駛室內振動、轟鳴問題提供了一種指導方向。

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