混動汽車并聯(lián)模式敲擊異響分析及優(yōu)化

關(guān)鍵詞：混動汽車；混動專用變速箱；并聯(lián)模式；敲擊異響；仿真分析；策略優(yōu)化

0 引言

新能源汽車包括混合動力汽車、純電動汽車、燃料電池汽車等，是全球汽車產(chǎn)業(yè)轉(zhuǎn)型升級、綠色發(fā)展的主要方向。其中，混合動力汽車集成了發(fā)動機和電動機，與傳統(tǒng)燃油車相比，在燃油經(jīng)濟性和環(huán)保方面具有優(yōu)勢；與純電動車相比，在續(xù)駛里程方面具有優(yōu)勢，近年來產(chǎn)銷量持續(xù)攀升。混合動力汽車存在多個動力源和多種工作模式，這使其NVH問題復(fù)雜多樣。由于發(fā)動機輸出的轉(zhuǎn)速波動和混動專用變速箱（Dedicated Hybrid Transmission， DHT）齒輪間隙不可避免，特定工況下會產(chǎn)生齒輪敲擊問題[1]，嚴重影響車輛的乘坐舒適性。

國內(nèi)外專家和學(xué)者對齒輪敲擊問題做了大量研究。吳虎威等[2]利用試驗裝置研究了手動變速箱齒輪敲擊現(xiàn)象，提出通過扭轉(zhuǎn)減振器參數(shù)調(diào)校抑制齒輪敲擊強度的方法。王晨等[3]對功率分流式混動變速箱齒輪敲擊問題進行研究，提出通過優(yōu)化兩個電動機轉(zhuǎn)矩協(xié)同機制，避免變速箱運行在敲擊出現(xiàn)的區(qū)域，且通過仿真評估了該策略的優(yōu)化效果。鄧慶斌等[4]從發(fā)生機制、數(shù)學(xué)模型求解方法和解決途徑等方面對齒輪敲擊問題進行研究，發(fā)現(xiàn)齒輪敲擊主要由發(fā)動機激勵引起，降低離合剛度或提高變速器輸入軸轉(zhuǎn)動慣量對敲擊噪聲的改善有積極作用。白云輝等[5]研究了某款P0+P3+DCT 構(gòu)架的混動總成敲擊異響問題，采用仿真和試驗相結(jié)合的方式，查明是由于雙質(zhì)量飛輪隔振性能低和電驅(qū)端齒軸慣量大造成的該敲擊問題，提出了優(yōu)化減振器剛度、敲擊齒輪慣性轉(zhuǎn)矩和驅(qū)動電動機控制策略的綜合解決方案。謝凌然[6]研究混動變速器在怠速不充電工況的離合器花鍵敲擊問題，最終通過加裝一種碟簧阻尼機構(gòu)，較好地解決了該敲擊問題。KUMAR等[7]通過一維仿真手段研究了變速器齒輪敲擊問題，分析了飛輪慣量、離合器剛度、阻尼和齒輪側(cè)隙對敲擊的影響，認為提高飛輪慣量對抑制敲擊有利，但對發(fā)動機啟動性能不利，需要綜合考慮。以上研究從試驗和仿真方面對齒輪敲擊現(xiàn)象進行分析，為解決敲擊問題奠定了基礎(chǔ)，但主要集中在傳統(tǒng)的動力或混動總成，鮮有對國內(nèi)最新的混動總成的研究。

本文以某款P1+P3構(gòu)架混動總成為對象，通過試驗與仿真結(jié)合的手段，研究其在并聯(lián)模式的敲擊異響問題。首先，對敲擊產(chǎn)生原因進行分析；其次，建立一維仿真模型，并利用測試結(jié)果驗證模型有效性，在此基礎(chǔ)上進行參數(shù)影響規(guī)律分析，明確靈敏度高的因素；再次，結(jié)合工程上的可實施性選定優(yōu)化方向；最后，通過仿真和實車驗證說明整改方案的效果。

1 齒輪敲擊噪聲測試及分析

某款P1+P3構(gòu)架的混動總成動力傳動系統(tǒng)由發(fā)動機傳動鏈（1. 5T發(fā)動機、雙質(zhì)量飛輪、離合器、減速器、差速器）、驅(qū)動電動機傳動鏈（P3電動機、減速器、差速器）、發(fā)電機（P1發(fā)電機）軸系和兩個油泵軸系構(gòu)成，如圖1所示。

針對小油門并聯(lián)模式存在的“嘩啦聲”異響問題進行了整車測試。部分測點布置如圖2所示，包括主駕內(nèi)耳噪聲、DHT殼體振動、初級飛輪轉(zhuǎn)速、主減從動輪轉(zhuǎn)速，且通過控制器局域網(wǎng)絡(luò)（ControllerArea Network， CAN）同步采集了電機轉(zhuǎn)矩和車速等信息。

測試工況為：大油門加速進入并聯(lián)模式后，緩慢降速至車輛可以保持不退出并聯(lián)模式的最低車速，然后小油門加速。測試結(jié)果如圖3所示。

由圖3可知，主駕內(nèi)耳噪聲頻譜在35～54 s存在明顯的寬頻特征，說明在此時間段內(nèi)出現(xiàn)異響問題，與主觀感受基本一致。與主駕內(nèi)耳噪聲相比，殼體振動信號變化特征更明顯，可以清晰地看出敲擊發(fā)生的時刻。因此，后續(xù)將殼體振動作為異響判斷的信號。分析轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩信號可知，該異響屬于齒輪敲擊問題；由于電動機輸出轉(zhuǎn)矩較小，其傳動系統(tǒng)齒輪相當于空套齒輪，在發(fā)動機側(cè)傳遞過來的扭振激勵下產(chǎn)生敲擊問題。進一步觀察加速的起始階段（淺藍色覆蓋的區(qū)域），沒有出現(xiàn)敲擊特征，此時雖然發(fā)動機側(cè)扭振已有相當?shù)姆担?qū)動電動機轉(zhuǎn)矩仍在變化中，在驅(qū)動電動機轉(zhuǎn)矩趨于穩(wěn)定后，敲擊才出現(xiàn)，說明驅(qū)動電動機轉(zhuǎn)矩對敲擊有重要影響；而發(fā)電機轉(zhuǎn)矩基本維持不變，說明其對敲擊影響小。

2 并聯(lián)模式敲擊仿真分析

2. 1 建模及校驗

使用AMESim軟件建立包含發(fā)動機、DHT、車輪和車身等部件的模型，除考慮齒輪側(cè)隙外，還考慮了電機與齒輪系統(tǒng)連接的花鍵間隙，如圖4所示。

激勵方面主要考慮發(fā)動機和電機。其中，發(fā)動機的氣體力矩采用加載實測缸壓曲線的方式進行模擬，往復(fù)慣性力矩通過曲柄連桿模塊進行模擬，電機激勵則直接使用實測數(shù)據(jù)。轉(zhuǎn)動慣量參數(shù)利用三維CAD數(shù)模獲取，扭轉(zhuǎn)剛度參數(shù)通過有限元軟件計算得到，間隙參數(shù)則根據(jù)設(shè)計圖紙取中間值，阻尼參數(shù)較難獲取，主要根據(jù)經(jīng)驗進行設(shè)置。

通過仿真與測試結(jié)果的對比，校驗?zāi)Ｐ偷木龋鐖D5所示。由圖5可知，初級飛輪轉(zhuǎn)速仿真與測試結(jié)果一致性較好，仿真曲線變化比較平緩。但由于仿真中沒有考慮發(fā)動機循環(huán)變動和氣缸間的差異等因素，從而存在一定誤差。主減從動輪轉(zhuǎn)速仿真與測試結(jié)果變化趨勢和幅值水平基本一致，而存在的誤差主要是因為齒輪間隙和電機激勵幅值等因素。仿真中的齒輪間隙值為設(shè)計值的中間值，而實際樣件中的間隙狀態(tài)較為分散；電機激勵下使用CAN獲得的轉(zhuǎn)矩與電機實際轉(zhuǎn)矩在波動幅值上存在差異。綜合以上分析可知，仿真與試驗雖存在一定差異，但變化趨勢基本一致，能夠反映動力傳動系統(tǒng)的運動狀態(tài)，可以用于定性分析敲擊問題。

2. 2 影響因素分析

依據(jù)該敲擊問題的表現(xiàn)和混動總成結(jié)構(gòu)，結(jié)合以往研究經(jīng)驗[8-10]，圖6為總結(jié)的可能影響因素魚骨圖。包括發(fā)動機與電動機之間的動力匹配策略、發(fā)動機的扭振激勵、雙質(zhì)量飛輪的隔振性能、混動變速箱的傳動特性、電機與齒輪系統(tǒng)的連接花鍵以及電機的輸出特性等因素。

式中，I、C、K、θ 分別為主動輪的慣量、阻尼、剛度、轉(zhuǎn)角；Minput、Mload、Mcontact分別為主動輪的輸入轉(zhuǎn)矩、負載轉(zhuǎn)矩和敲擊力矩。Mcontact為空套齒輪與主動輪敲擊產(chǎn)生的力矩。受齒輪間隙和時變嚙合剛度的影響，敲擊力矩幅值會在一定范圍內(nèi)產(chǎn)生變動。

由式（1）可知，主動輪響應(yīng)可以反映齒輪的敲擊狀態(tài)。基于此特性，在仿真中將輸入軸角加速度作為評價敲擊強度的指標。為了便于對比分析，對輸入軸角加速度先平方后進行時域平均，然后進行算術(shù)平均處理，從而形成敲擊指標，記為r。計算方法為

式中，Ai（t）為輸入軸角加速度的平方；ΔT 為采樣時間間隔；N 為數(shù)據(jù)點總數(shù)。

參數(shù)影響規(guī)律分析結(jié)果如圖8所示。沒有明確變化規(guī)律的參數(shù)有曲軸慣量、扭轉(zhuǎn)減振器（TorsionalVibration Damper， TVD）剛度、雙質(zhì)量飛輪（Dual-Mass Flywheel， DMF）剛度、P1轉(zhuǎn)子慣量和P3轉(zhuǎn)矩波動；敲擊強度隨參數(shù)變大而變小的參數(shù)有并聯(lián)車速、P3轉(zhuǎn)矩、次級飛輪慣量和齒輪慣量；敲擊強度隨參數(shù)變大而變大的參數(shù)有TVD慣量、DMF阻尼、齒輪側(cè)隙、齒輪嚙合剛度、花鍵間隙和P3轉(zhuǎn)子慣量。

對有明確影響規(guī)律的參數(shù)進行靈敏度排序，作為后續(xù)優(yōu)化敲擊問題的基礎(chǔ)，結(jié)果如圖9所示。其中，DMF部分僅考慮了次級飛輪慣量。對敲擊較為靈敏的參數(shù)有P3電動機轉(zhuǎn)矩幅值、進入并聯(lián)模式的車速、齒輪側(cè)隙和DMF的次級飛輪慣量。

3 優(yōu)化及驗證分析

理論上，根據(jù)參數(shù)靈敏度分析結(jié)果，直接選擇影響大的參數(shù)進行調(diào)整，即可獲取較好的優(yōu)化效果。但工程上要考慮成本及其對燃油經(jīng)濟性、動力性等性能的影響。由于控制齒輪間隙在工程上實施難度較大，因此，本次優(yōu)化不考慮齒輪間隙，主要針對P3電動機轉(zhuǎn)矩、并聯(lián)車速和次級飛輪慣量。

3. 1 優(yōu)化方案設(shè)計

基于靈敏度分析結(jié)論，同時參考同類車型的方案，提出的方案1是將P3電動機轉(zhuǎn)矩幅值絕對值設(shè)置為30 N?m；方案2是將進入并聯(lián)的車速從60 km/h（52退）提升為70 km/h（65退）；方案3是將次級飛輪慣量從0. 007 kg?m2提升為0. 015 kg?m2。各方案效果預(yù)測結(jié)果如圖10所示，可以看出，3個方案均有明顯改善效果。其中，優(yōu)化P3電動機轉(zhuǎn)矩幅值效果最為明顯，優(yōu)化后敲擊指標降低59. 8%；并聯(lián)車速提升優(yōu)化效果也比較明顯，敲擊指標降低54. 5%；提升次級飛輪慣量后，敲擊指標降低了47. 7%。

3. 2 優(yōu)化效果驗證

方案1、方案2屬于控制策略類優(yōu)化，工程上比較容易實施；方案3需要制作專門的樣件，模具樣件成本高、周期長。因此，選擇制作手工樣件，即在次級飛輪上通過螺栓加裝慣量盤。實車驗證結(jié)果如圖11所示，各優(yōu)化方案均使殼體振動明顯降低。原狀態(tài)殼體振動最大值為±15g（g為重力加速度，g=9. 81 m/s2），優(yōu)化P3電動機轉(zhuǎn)矩后，殼體振動最大值降為±5g；優(yōu)化并聯(lián)車速后，殼體振動最大值降為±6g；優(yōu)化次級飛輪慣量后，殼體振動最大值降為±8g；敲擊均得到有效抑制。主觀上（10分制），方案1為7分，方案2為7分，方案3為6. 5分。主客觀是一致的，與仿真預(yù)測結(jié)果也基本一致，進一步說明提出的敲擊指標是有效的。雖然優(yōu)化方案對敲擊抑制效果明顯，但對其他性能的影響需綜合評估。提高P3電動機轉(zhuǎn)矩，會加大發(fā)動機的負荷，增加發(fā)動機噪聲和油耗；提高并聯(lián)車速，會使發(fā)動機參與驅(qū)動的工況減小，影響動力性和油耗；提高次級飛輪慣量，會對離合器接合特性帶來不利影響。

4 結(jié)語

1） 通過測試分析，確認P1+P3構(gòu)架的混動總成異響為齒輪敲擊問題；產(chǎn)生機制為小油門并聯(lián)工況下，電動機輸出轉(zhuǎn)矩較小，其傳動系統(tǒng)齒輪相當于空套齒輪，在發(fā)動機側(cè)傳遞過來的扭振激勵下產(chǎn)生了敲擊問題。

2） 靈敏度分析結(jié)果表明，對敲擊較為靈敏的參數(shù)為P3電動機轉(zhuǎn)矩幅值、進入并聯(lián)模式的車速、齒輪側(cè)隙和DMF的次級飛輪慣量。考慮工程上的可實施性，最終選定優(yōu)化并聯(lián)車速、驅(qū)動電動機轉(zhuǎn)矩和次級飛輪慣量。仿真和實車驗證結(jié)果均表明，優(yōu)化后齒輪敲擊噪聲明顯降低。雖然優(yōu)化方案對敲擊抑制效果明顯，但需要考慮對其他性能的影響，綜合決策選擇優(yōu)化方案。

3） 提出將DHT輸入軸角加速度作為敲擊強度的仿真評價指標，且對其二次處理，形成了便于對比分析的敲擊指標。優(yōu)化方案預(yù)測結(jié)果與實車驗證結(jié)果一致，說明所提指標有效。為仿真評價敲擊強度提供了一種新的思路。