DCT變速箱齒輪敲擊改進及優化

趙忠偉，張曉明Zhao Zhongwei，Zhang Xiaoming

DCT變速箱齒輪敲擊改進及優化

趙忠偉，張曉明
Zhao Zhongwei，Zhang Xiaoming

（泛亞汽車技術中心有限公司，上海 201206）

介紹DCT（Dual Clutch Transmission，雙離合自動變速箱）的工作原理，建立了雙離合器變速箱簡化多體動力學模型，分析齒輪敲擊產生的機理以及雙離合器自動變速箱容易產生齒輪敲擊的原因，通過對踩松加速踏板時雙離合變速箱齒輪敲擊問題的分析和解決，說明利用標定（發動機扭矩控制、變速箱離合器和換擋控制等）手段改善齒輪敲擊激勵源和產生過程，提供一種快速高效低成本解決敲擊問題的方法。

敲擊；雙離合器變速箱；DCT；標定

0 引 言

DCT（Dual Clutch Transmission，雙離合器式自動變速箱）是指具備2個離合器的自動換擋變速箱，2個離合器分別連接奇數擋輸入軸和偶數擋輸入軸，需要換擋時，通過對離合器和換擋撥叉的精確控制，實現動力不中斷且平順換擋，同時可以通過預選策略預先結合下一個非承載軸擋位的撥叉，提前掛擋，減少換擋動作，實現快速換擋。其基本結構類似手動變速箱，因此傳動效率同手動變速箱基本一致[1]。DCT不僅繼承了手動變速箱結構緊湊、傳動效率高的優點[2]，還兼具自動變速箱換擋快速、舒適、無動力中斷等優點[3]，已在國內外各大整車廠商中得到非常廣泛的應用。隨著DCT變速箱的廣泛應用，其NVH（Noise、Vibration、Harshness，噪聲、振動與聲振粗糙度）問題越來越凸顯，從第三方平臺售后抱怨數據的統計結果中可以清晰看出，中國區域的客戶對汽車的振動噪聲表現尤為關注[4]，對于DCT變速箱，齒輪敲擊是一種最為常見的噪聲，被客戶密切關注。對齒輪敲擊產生機理進行深入分析，針對分析結果，通過標定手段快速改進及優化噪聲激勵源和產生過程，為解決此類問題提供了一種解決思路。

齒輪敲擊是車輛傳動系統的復雜動力學行為，常出現在匹配手動變速箱、AMT（Automated Manual Transmission，電控機械自動變速箱）、DCT的車型中[5]，近些年國內外對齒輪敲擊的研究涉及敲擊機理、激勵源、傳遞路徑、多體動力學仿真和解決措施及評價方法等，王波[5]等對非承載齒輪敲擊進行了深入分析，建立了動力學求解模型仿真及優化，解決了某車型加速時的非承載齒輪敲擊問題；熊秀文[6]等從敲擊機理入手建立了齒輪敲擊的多體動力學仿真模型，并進行了臺架和整車試驗，建立了客觀評價指標和方法，并驗證了其有效性；陳偉[7]、田雄[8]等通過對敲擊傳遞路徑的分析，從改善結構傳遞的方向提出了敲擊消減方法；王從鶴[9]等對變速器齒輪敲擊噪聲的傳播過程進行研究，認為齒輪的敲擊振動一部分通過空氣和車身縫隙傳遞到駕駛艙，另一部分通過換擋拉索傳遞至駕駛艙；BLANKENSHIP、SINGH[10]等人提出了一種新齒輪嚙合動態模型，該模型建立了6個自由度，能夠更準確地模擬齒輪系統動力學特征；KNABE[11]等在半消聲室內的單軸底盤測功機上進行實車試驗，對主、客觀評價結果進行回歸分析，建立主、客觀評價指標定量關系。

提出一種不同于以往的改進方法，通過對車輛行駛過程中踩松加速踏板時雙離合變速箱出現的非承載軸齒輪敲擊問題的分析和解決，探討雙離合自動變速箱非承載軸敲擊問題的激勵源和產生過程，通過標定手段優化發動機扭矩波形、離合器接合控制、預選擋策略及換擋控制策略，低成本高效解決敲擊噪聲問題。

1 DCT變速箱工作原理及預選擋策略

1.1 DCT的基本結構及工作原理

圖1為典型的多片式DCT結構原理示意圖[1]。為了實現動力換擋，將奇數擋和倒擋與離合器C1相連，偶數擋與離合器C2相連，換擋控制機構推動SYN（Synchronizer，同步器系統）掛入或摘下相應擋位，同時控制兩個離合器的切換，實現動力不中斷。C2連接的輸入軸2為一個實心軸，C1連接的輸入軸1為套在C2實心輸入軸外的一個空心軸。正常行駛過程中始終有一套傳動齒輪傳遞動力，另外一套傳動齒輪根據預選擋策略預先掛入下一個即將工作的擋位或者空擋。。

圖1 DCT傳動系統結構示意圖

一般稱正在傳遞動力的齒輪軸為承載軸，另外一套不傳遞動力的齒輪軸為非承載軸，非承載軸按預選策略掛入擋位或者不掛擋。

1.2 預選策略介紹

預選策略，即根據車輛實時工況和駕駛員意圖的判斷等，設定最佳的預選策略，考慮到不同變速箱的物理特性，如NVH、耐久性等，不同的變速箱預選擋策略也不同，主要考慮因素有加速踏板、車速/輸入軸轉速以及擋位，為了避免過多的預選造成噪聲特別是嘯叫和敲擊問題，在一定的范圍內會取消預選。預選原則是當擋位固定、車速/轉速較低時，先預選低擋位，上升到一定車速/轉速后，取消預選，車速/轉速再升高時會預選高擋位。當擋位固定、車速/轉速較高時，一般預選高擋位，下降到一定車速/轉速時，取消預選，車速/轉速再降低時會預選低擋位。這樣做主要考慮轉速低的時候降擋概率較高，轉速高時升擋概率較高。

一般情況下，預選低擋位、空擋、高擋位的轉速閾值隨著加速踏板的增大而增加，同換擋策略一致，主要考慮加速踏板越大，則保持在低擋位的需求越大，動力性越好。

2 DCT變速箱非承載軸齒輪敲擊原理及分析

2.1 非承載軸齒輪敲擊原理分析

齒輪敲擊的激勵源是發動機的扭矩突變及波動，來自氣缸內燃氣壓力的波動和曲軸、曲柄活塞機構及飛輪軸的往復慣性力、相關旋轉機構的不平衡力等，以及踩松加速踏板后，為了達到目標扭矩，點火角、噴油量、進氣量等的控制穩定性。發動機的動力通過雙質量飛輪傳遞到變速箱的離合器，通過輸入軸、齒輪副、輸出軸、差速器，最終到達輪胎。在這一傳遞過程中，變速箱預選擋位時，駕駛員踩下或者松開加速踏板，發動機的扭矩會快速變化，承載軸在傳遞動力時通過齒輪副將這一變化傳遞到非承載軸，并根據速比放大或縮小。由于非承載軸存在嚙合間隙且同承載軸不同的是無持續動力輸入，導致非承載軸齒輪副的主、從動齒面無法壓緊，從而產生來回敲擊，表現為非承載軸轉速明顯波動以及清脆的金屬撞擊聲。

圖2為DCT傳動系統多體動力學簡化模型，由于4擋和6擋共用一個輸入軸齒輪，為清晰展示，將輸入軸齒輪分為4擋和6擋，4擋采用實線，6擋采用虛線；省略掉1擋、5擋和倒擋的齒輪副，均設置為空套狀態，其也會產生一定敲擊，但相對來說聲音較小，暫時忽略。

注：JE、wE為發動機曲軸端等效轉動慣量和曲軸轉速；JF1、wF1、JF2、wF2、KF、CF分別為雙質量飛輪的初級和次級質量的等效轉動慣量、轉速及其剛度和阻尼。JI、wI為變速箱輸入端轉動慣量及轉速；JC1、wC1、JC2、wC2分別為離合器1和離合器2的慣量和轉速；分別為2、3、4、6擋齒輪副的主動齒輪轉動慣量及轉速和從動齒輪轉動慣量及轉速；K2、K3、K4、K6、C2、C4、C6分別為2、3、4、6擋齒輪副嚙合剛度和2、4、6擋齒輪副嚙合間隙；JO1、wO1、JO2、wO2、KO2、CO2分別為輸出軸1和輸出軸2的慣量、轉速及其嚙合剛度，以及輸出軸2的嚙合間隙；JP、wP、JH、wH、JW、wW、KH、CH分別為主減及差速器、半軸和輪胎的慣量、轉速及半軸剛度和阻尼；TDrag4，TDrag6分別為4、6擋空套齒輪受到的拖曳扭矩。

結合圖1、圖2中離合器C1接合狀態，則SYN13左移接合3擋、SYN24右移預選2擋，這是敲擊問題發生的典型工況。在這一工況下輸入軸1為承載軸，輸入軸2為非承載軸。動力通過離合器C1經過3擋的齒輪副傳遞到輸出軸1，輸出軸1齒輪接合差速器的主減齒輪，將動力通過差速器、半軸傳遞給輪胎；同時，2擋從動齒輪通過撥叉連接到輸出軸1，輸出軸1的扭矩變化通過2擋齒輪副反饋到非承載輸入軸2上，引起4擋和6擋的主動齒輪動力波動，當非工作齒輪的拖曳扭矩小于主動齒輪工作面扭矩波動時，會引起齒輪工作面和非工作面的頻繁敲擊，通常使用式（1）對模型中空套齒輪副是否發生敲擊進行判斷[12]。

雙離合變速箱的特點是會預選擋位，當踩下加速踏板時發動機扭矩變化會通過預選路徑傳遞到空套齒輪，特別是共用主動齒輪的4、6擋的空套齒輪，敲擊力必然產生。根據式（1）可知，從動齒輪處于空套狀態，其傳遞的僅為拖曳力矩，當空套齒輪角加速度增大，其產生的慣性力矩(敲擊力)也會增大，當敲擊力越大時越容易產生齒輪敲擊，當敲擊力較小時產生單面敲擊甚至無敲擊。

2.2 敲擊產生和傳播路徑

從圖2中可以看出，敲擊的激勵來源主要是發動機扭矩突變，通過變速箱輸入端、離合器傳遞到輸入軸，經過輸入軸齒輪傳遞到輸出軸，最終經過主減齒輪、差速器和半軸傳遞到車輪。期間由于存在預選擋，會將扭矩變化通過預選齒輪副傳遞到空套齒輪，從而產生敲擊。

齒輪敲擊聲音通過相關軸再傳遞到變速箱殼體，通過懸置、換擋拉索及半軸軸頭等傳遞到車身或車內部件，再通過空氣傳遞到車內，產生噪聲[7]。

從敲擊產生的激勵和過程入手，通過標定控制手段來控制激勵源和產生過程，解決踩松加速踏板時變速箱齒輪敲擊問題。

3 DCT非承載軸齒輪敲擊問題解決及優化

3.1 問題復現及原因分析

經過問題復現分析發現，將加速踏板踩至不同深度后松開都會聽見比較明顯的敲擊聲，根據是否需要換擋可以分為2類。

第1類為輕踩加速踏板后松開，不觸發換擋，變速箱控制器內部數據如圖3所示，包括發動機飛輪轉速、發動機扭矩、離合器1和2的壓力、輸入軸1和2的轉速、加速踏板開度、擋位和殼體振動加速度；從圖3中可知，無換擋時，變速箱殼體加速度幅度最大為34，伴隨多次振蕩，對應的輸入軸2轉速波動明顯，最大幅度為270 r/min，隨時間振蕩減弱，敲擊噪聲明顯。

圖3 輕踩加速踏板松開后無換擋時敲擊工況

第2類為深踩加速踏板后松開，觸發換擋，如圖4所示。深踩加速踏板后觸發動力降擋，然后松開加速踏板觸發升擋，可以看出踩松加速踏板后，變速箱殼體加速度波動明顯，最大幅值為17.5，伴隨多次振蕩，對應輸入軸2的轉速波動明顯，且不斷振蕩，最大幅度為220 r/min，敲擊噪聲明顯，且踩松加速踏板時都可聽到，難以接受。

圖4 深踩加速踏板后松開有換擋時敲擊工況

分析產生敲擊的主要原因，從變速箱標定控制角度來看，主要有以下幾項：

（1）離合器壓力控制不穩定，離合器壓力在踩下制動踏板時有泄壓，后快速增壓，導致輸入軸波動；

（2）換擋工況判斷時機不好，踩下制動踏板后松開再踩下，導致頻繁換擋，整個傳動系統頻繁波動；

（3）預選擋會放大抖動幅度。

3.2 問題的解決目標

根據敲擊噪聲和抱怨情況，確定解決目標主要有以下幾項：

（1）使輸入軸轉速波動的最大幅值降到150 r/min以下，主觀評估敲擊噪聲可接受；

（2）動力響應，按照客觀駕駛性能評價標準，從踩下加速踏板到車輛主駕駛座椅導軌處的最大縱向加速度達到1 m/s2的時間小于1.5 s，則可以接受，主觀評估無動力延遲抱怨；

（3）換擋平順性，即踩下加速踏板的過程不出現沖擊和抖動，主觀評估無抱怨；

（4）時間和人工成本，即更改的標定量可控，更改的標定控制量影響面不太廣，數量不太多，否則會涉及大量驗證試驗，影響開發周期。

3.3 解決方案確定及驗證

3.3.1 解決方案

針對問題發生的主要原因，確定4個方面的改進方案：

（1）離合器壓力控制，踩下加速踏板時離合器控制穩定性及接合速率，改進離合器端扭矩加載平順性，降低沖擊能量；

（2）取消預選擋，規避非承載軸齒輪敲擊；

（3）更改控制邏輯，減少頻繁踩松加速踏板時的換擋次數，降低敲擊發生的機率；

（4）踩下加速踏板時控制離合器不泄壓，并降低其接合速率的同時減少踩松加速踏板時的換擋次數，即方案（1）和（3）同時實施。

3.3.2 方案對比

（1）輸入軸轉速波動。

各解決方案對比見表1。方案（2）由于無預選擋，因此無預選軸轉速波動，但會帶來其他噪聲；方案（3）在踩下加速踏板時轉速波動較大，松開加速踏板由于無升擋所以無轉速波動值；方案（1）、（4）的轉速波動降到150 r/min以內，但方案（1）在松開加速踏板時轉速波動較大。

（2）動力響應。

各解決方案對比見表1。方案（2）響應時間較長，不滿足動力響應目標要求，容易引起客戶抱怨；方案（1）、（4）處于同一水平，比方案（2）稍好，勉強滿足目標要求；方案（3）動力響應時間最短。

表1 各方案轉速波動和動力響應對比

（3）換擋平順性。

客戶進行主觀評估結果見表2，方案（1）、（4）處于同一水平，方案（3）稍差，但可以接受，方案（2）由于取消了預選擋，會導致撥叉的動作及離合器接合控制的變化，從而引起換擋沖擊。表2中6分代表大部分人能感受到且有抱怨，7分代表大部分人能感受到且不抱怨。

表2 駕駛平順性主觀評估

（4）時間和人工成本。

4個方案更改的標定量都不多，方案（4）更改數目是方案（1）和方案（3）的總和，但涉及的實車驗證工況同方案（3）基本相同，能滿足項目開發周期。

3.3.3 方案確定。

根據以上4種方案的對比，方案（4）在踩松加速踏板時能夠降低轉速波動，對于改善噪聲效果最好，需要更多的標定時間，但時間可控；方案（4）的動力響應時間雖不是最好，但能夠滿足需求；因此從改善噪聲角度，選擇方案（4）作為最終方案。

整車試驗得出，輸入軸轉速波動控制在150 r/min以內，主觀評估基本接受；動力響應時間受離合器接合速度較慢的影響，為1.6 s左右，會使駕駛員感覺踩下加速踏板后動力稍有延遲。

3.4 優化及驗證

由于方案（4）的動力響應時間不滿足要求，分析發現，當前離合器接合速率較慢，雖然可以改善齒輪敲擊，但影響了動力響應，引入發動機在踩下加速踏板時的初始扭矩上升速率，配合離合器接合時機及接合速率的方法，對2個控制模塊聯合標定。

如圖5所示，引入發動機扭矩上升速率（分2個階段：階段1、階段2，階段2基本不變，以最快速率上升，保證動力響應）、離合器壓力接合時機和離合器接合速率共3個關鍵參數，采用正交列表方法進行優化。

3.4.1 優化參數及正交試驗設計

利用田口優化法來確認控制因子和噪聲因子，如圖6所示，包含控制因子，即標定調整的關鍵參數，噪聲為不同車輛和變速箱，癥狀為變速箱出現的問題，即齒輪敲擊和動力響應速度，響應為主觀感受，包含噪聲和駕駛平順性。

圖5 優化的3個關鍵參數

圖6 參數圖

（1）控制因子和水平。

按照表3原則分別設置3參數3水平的標定量。

表3 控制因子和水平

（2）噪聲因子和水平。

不同的車輛存在硬件配置差異，例如離合器半接合點學習的差異（離合器片彈簧的細微差異、離合器注油容積的差異），標定需要具有很好的魯棒性，在不同的使用環境和制造公差范圍內能保持換擋的一致性，選擇2輛不同的車輛做為噪聲因子，而且2輛車的初始狀態不同，一輛狀態較好敲擊噪聲較小且動力響應時間稍快，另一輛狀態較差敲擊噪聲較大且響應相對較慢，可以認為是2個水平。

（3）試驗設計和驗證。

按照正交列表的試驗設計方法，2輛車共進行18組試驗，針對敲擊噪聲、動力響應和駕駛平順性，邀請客戶進行主觀評分，評分越高則越好，屬于望大特性，見表4。通過試驗得出計算結果，、、分別為3個關鍵參數，是為了方便計算代入的不影響試驗結果的參數，通過18組試驗結果可以計算出各參數的信噪比（S/N）和平均值（Mean），見表5。

表4 試驗數據

表5 試驗結果分析

進一步分析信噪比和平均值如圖7和圖8所示，可以得出優化方案為A1/B2/C2。

優化后的收益見表6，主觀打分平均值均提高了0.8分，試驗驗證結果同預測結果基本一致，優化方案中減小發動機初始扭矩上升速率，可以理解為踩下加速踏板開始時以較慢的速率控制發動機扭矩上升，同時離合器以較慢速率壓緊非承載軸齒輪副，緩慢消除嚙合間隙后，再以更高的速率提升發動機扭矩和離合器接合速率，保證動力響應，符合預期。

3.4.2 批量驗證

當車輛進行批量生產時，隨機抽取10輛車，采集的輸入軸轉速波動均降低到150 r/min以下，敲擊噪聲微弱，動力響應時間均在1.5 s以內，無換擋沖擊，可以認為問題得到有效改善。

圖7 信噪比

圖8 平均值

表6 預測和試驗驗證對比

4 結 論

（1）介紹了DCT的工作原理及預選策略，建立了雙離合器變速箱簡化多體動力學模型，分析了非承載軸容易產生敲擊的機理；

（2）在不改變發動機和變速箱硬件的情況下，通過標定手段優化發動機扭矩控制、離合器接合控制以及換擋策略控制等，對敲擊的激勵源及產生過程進行了優化，快速有效解決了敲擊問題；

（3）提出并證明了標定控制是一種快速有效解決NVH問題的方法，具有較好的工程開發意義。

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U463.212+.2.02

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1002-4581（2021）04-0024-07