強登科,馬虎森
(陜西法士特汽車傳動工程研究院 ,陜西西安 710119)
汽車傳動系統不可避免地存在傳動間隙和系統彈性作用,車輛在加或減油門過程中,扭矩短時間內會出現驟升或驟降現象,間隙的存在會使得系統產生很大扭矩沖擊,在齒輪嚙合副、花鍵接觸副之間出現撞擊,產生令人不適的金屬撞擊聲。且隨著駕乘人員對乘坐舒適性要求的提供,對車輛噪聲、振動與聲振粗糙度(noise、vibration、harshness,NVH)性能表現提出更高的要求。目前,對于解決大型客車加油門及收油門瞬態工況的沖擊問題具有很大挑戰,需要平衡動力性、耐久性、成本及NVH性能等多方面因素,如何經濟有效解決加減油門瞬態工況下的沖擊問題存在很大困惑。某12 m大型客車匹配6速手動變速器,用戶反饋在整車瞬態工況下,傳動系統在急加減油門時各擋位產生不同程度的撞擊聲,尤其是松油門時出現的沖擊問題,極其抱怨。文中基于AMESim軟件建立了某客車3擋傳動系統仿真模型,考慮系統時變剛度和間隙等非線性因素的影響,并結合實車測試對比,驗證仿真模型的準確性,進而分析了離合器扭轉特性對加減油門沖擊現象的影響。
基于AMESim建立的某客車傳動系統仿真分析模型,如圖1所示。發動機按油門—轉速—油門開度扭矩MAP數表模擬,根據圖2油門開度控制信號輸出扭矩。離合器從動盤按圖3扭轉特性曲線設定,該離合器為二級減振,一級減振為預減振部分,扭轉剛度一般為幾?!っ酌慷?二級為主減振部分,扭轉剛度為幾百?!っ酌慷取W兯倨骱秃髽虬唇Y構建立齒輪嚙合模型,并考慮齒輪間隙和花鍵間隙。車輪和車身等效為一個轉動慣量,根據經驗公式設置行駛阻力。

圖1 基于AMESim建立的傳動系統仿真分析模型

圖2 發動機油門開度控制信號

圖3 離合器扭轉特性曲線
圖4為給定油門開度的發動機和變速器一軸仿真信號,可以看出在加/減油門過程中傳動系統扭矩存在大幅值波動,尤其是在變速器一軸處由于傳動間隙的存在,在主被動轉換過程中存在較大幅值的扭矩沖擊。對應圖5中發動機和變速器一軸轉速仿真信號,在加減油門的時候,系統轉速出現幾赫茲的低頻大幅值波動;且在波動過程中變速器一軸端轉速與發動機轉速存在較大幅值的轉速差,加油門時出現一處轉速差,松油門時刻出現多處轉速差。

圖4 發動機和變速器一軸扭矩仿真信號

圖5 發動機和變速器一軸轉速仿真信號
為了驗證仿真模型的準確性,實車測試了有預減振離合器發動機飛輪處和變速器一軸處轉速。發動機和變速器一軸轉速測試信號如圖6所示,由圖可以看出,試驗測試結果與仿真結果一致,驗證了仿真模型的準確性。實車測試主觀感受加油門時對應出現轉速差時刻出現一次撞擊聲,松油門時對應轉速差時刻出現2~3次的撞擊聲。

圖6 發動機和變速器一軸轉速測試信號
對于大型客車變速器匹配離合器,預減振彈簧部分在5°~8°的范圍內,扭轉剛度一般為幾?!っ祝鄬_擊時刻扭矩而言這也是比較大間隙。為驗證預減振的影響,采用不帶預減振離合器和帶預減振離合器分別進行仿真分析,圖7為無預減振離合器扭轉特性曲線。

圖7 無預減振離合器扭轉特性曲線
圖8為有無預減振離合器工作角度仿真信號。仿真分析顯示,有預減振離合器在加減油門工況下,工作角度會正反向切換,切換時刻存在明顯突變;無預減振離合器則無明顯變動,在波動過程中平緩變化。圖9為有無預減振變速器一軸轉速仿真信號。通過對比可以看出,無預減振離合器在加油門和松油門時刻變速器一軸轉速變化平緩,在波動轉換瞬間轉速差明顯降低。相比于有預減振離合器,無預減振離合器在加油門和松油門時刻轉速差約有50%以上的降低。

圖8 有無預減振離合器工作角度仿真信號

圖9 有無預減振變速器一軸轉速仿真信號
為了驗證無預減振離合器對加減油門沖擊問題的影響,在實車更換無預減振離合器進行實車測試和主觀感受。圖10為有無預減振離合器發動機和變速器一軸轉速測試信號。測試數據顯示,無預減振離合器在加油門時刻和松油門時刻轉速差約有45%以上的降低,實車主觀感受加/減油門時金屬撞擊聲降低且從清脆變化為沉悶,相比原車匹配有預減振離合器有較明顯的改善,同時也再次驗證了仿真模型的正確性。

圖10 有無預減振離合器發動機和變速器一軸轉速測試信號
文中通過建立某客車3擋傳動系系統AMESim仿真模型,并將仿真分析結果與試驗測試結果進行相互對比,驗證了仿真模型的準確性和有效性。同時證明離合器扭轉特性會對加減油門沖擊問題產生一定影響,對于沖擊問題,雖然離合器預減振剛度小,但相對而言也是主要的間隙。因此,從系統匹配角度,盡可能降低傳動系統間隙,從而降低加減油門時刻的瞬態沖擊響應。同時,對于傳動系統匹配問題,結合測試和仿真,可以更便捷、更有效地分析問題機制并制定相應的解決方案,進一步指導傳動系統匹配和整車NVH問題及性能的改進提升。