雙離合變速器車傳動系統撞擊聲建模與仿真

張志軍，唐 禹，楊憲武，田 雄，徐建春

（1.汽車噪聲振動和安全技術國家重點實驗室，重慶400000；2.長安汽車工程研究總院，重慶400000）

前言

雙離合變速器（dual-clutch transmission，DCT）擁有兩套離合系統，具備預掛擋功能，能夠實現快速換擋。與自動變速器（automatic transmission，AT）相比，雙離合變速器在某擋位運行中，有更多的空套齒輪副，在受到沖擊轉矩激勵時，更易產生噪聲問題［1］。Clunk是指汽車傳動系統在受到突變轉矩時，系統內部間隙部件間發生碰撞，而產生的一種金屬撞擊聲［2］。在Clunk的研究方面，Kiran Govindswamy等研究了后驅自動變速器車型傳動系統靜態換擋Clunk問題，找出Clunk可接受水平，對換擋品質的提升給出指導意見［3］。Wan Joe Chen等基于臺架試驗研究了傳動系統在模擬階躍轉矩下的瞬態響應，建立Adams模 型，得 出 與 試 驗 相 近 的 結 果［4］。Daniel Wehrwein等建立了變速器渦輪轉速與發動機轉矩關系的元模型，得出發動機轉矩管理最優解，來改善傳動系統的Clunk問題［5］。Enrico Galvagno等建立雙離合變速器車型AMEsim模型和變速器有限元模型，分析換擋過程同步器動作和殼體的振動，通過改變齒輪慣量來優化Clunk問題［6］。

本文中對比了Clunk降階模型的不足，建立了全階仿真模型，分析急踩油門（tip in）工況下系統的Clunk響應。通過對比分析發動機轉矩控制、雙質量飛輪剛度、阻尼、離合器輸出轉矩和驅動半軸剛度等軟硬件參數對Clunk的影響，確定最佳的控制手段。

1 DCT傳動系統建模

1.1 DCT傳動系統構造

圖1為該車型傳動系統結構示意圖。發動機曲軸末端連接雙質量飛輪（dual-mass flywheel，DMF）初級慣量，雙質量飛輪次級慣量連接離合器外殼，兩個輸入軸分別為奇數擋和偶數擋動力軸。動力通過中間軸、主減速器和半軸最終傳遞至車輪。

圖1 整車傳動系統結構簡圖

整個系統中存在的間隙為：擋位齒輪副（1～7擋、R擋）、第一主減齒輪副（FD1）、第二主減齒輪副（FD2）和差速齒輪側隙，以及半軸球籠內接觸間隙。系統內部間隙數量多，在突變轉矩激勵下，容易產生Clunk問題。

1.2 DCT傳動系統模型

根據模型復雜程度，傳動系統扭轉模型可分為全階模型和降階模型。全階模型包含傳動系統可劃分的所有集中質量參數，自由度數較多，模型較為復雜。降階模型［7］是對全階模型的簡化，根據經驗忽略部分零部件參數，或將其等效到相鄰部件上，以降低模型自由度，減少計算量。對于Clunk的研究，多數采用降階模型，即僅考慮動力傳遞鏈上的間隙和部件，其他非承載部件等效到相關聯的承載部件上。但是降階模型不能計算非承載齒輪的沖擊，且可能造成等效部件計算的沖擊值大于理論值的情況。

圖2為三齒輪系統模型降階為二齒輪系統模型的示例。在算例中，3個齒輪慣量J0、J1、J2相同，且節圓半徑相同，在J0受到沖擊轉矩下，可分別計算出齒輪嚙合力F1與F2。將模型降階（J2慣量等效到J1）后，計算出新的嚙合力F3。圖3為2種模型的計算結果。可以看出，慣量等效后，主動齒輪J0受到的嚙合力F3會高于原理論值F1，且降階模型不能計算被等效齒輪J2的沖擊力F2。

圖2 三齒輪系統降階示意圖

圖3 三齒輪系統降階前后沖擊力計算值

針對以上情況，有必要建立傳動系統Clunk全階模型，計算所有間隙部件的實際沖擊情況，找出貢獻度較大的零部件。間隙部件之間采用間隙非線性剛度連接：在非接觸區，剛度為0，在接觸區，剛度為常數，如圖4所示。對于非承載齒輪，拖曳力矩影響其沖擊計算結果，不可忽略。空套齒輪的拖曳力矩包括軸承旋轉阻力矩和齒輪攪油阻力矩，攪油阻力矩的計算參照文獻［8］。傳動系統全階動力學模型示意圖如圖5所示。

圖4 間隙剛度模型

圖5 傳動系統全階動力學模型示意圖

整車Clunk模型共有17個自由度，其控制方程為

式中：J為慣量矩陣；C、K分別為阻尼矩陣和剛度矩陣，可以通過拉格朗日方程推導得出；θ為角位移向量，如式（2）所示；T為系統轉矩向量，如式（3）所示。

式中：θf1、θf2、θIn2分別為雙質量飛輪初級慣量、次級慣量、變速器輸入軸的角位移；θGi為第i從動齒輪角位移；θs、θt、θv分別為驅動軸、車輪、整車等效慣量的角位移。

式中：Te、Tc分別為發動機、離合器轉矩；TIn2、TGi、Tv分別為輸入軸、第i從動齒輪、整車阻力矩。

考慮模型的復雜程度，采用AMESim求解。AMESim為多學科領域復雜系統建模仿真平臺，軟件內置汽車傳動系統模型庫，元件種類豐富，且計算耗時少、效率高。在以上17自由度傳動系統模型基礎上，搭配或替換AMESim簡單懸架、輪胎、車身模塊，構造更加詳細的仿真模型，AMESim模型如圖6所示。

圖6 DCT傳動系統AMESim模型

2 整車測試與模型精度校核

2.1 整車Clunk測試

為了分析Clunk產生規律，獲取發動機、離合器轉矩激勵，校核仿真模型精度，開展了基于整車的Clunk測試。測試工況為Clunk問題工況：擋位保持在4擋，車輛加速至較高發動機轉速后，松開油門使車輛滑行，待發動機轉速落在1 600～2 000 r∕min范圍內時，急踩油門，出現Clunk，重復多次以上測試過程，取沖擊的平均水平。監測信息包括：車內主駕駛員右耳位置噪聲、變速器近場噪聲、變速器殼體振動、轉向節振動，以及整車CAN信號中的動力系統轉速、轉矩等信息。為了觀察Clunk瞬間動力系統輸出轉矩的變化，進行了驅動軸轉矩測試。驅動軸轉矩的測量采用PCB公司無線轉矩測試設備8180，該設備通過應變片檢測軸的扭轉形變來獲取轉矩值，其供電和信號傳輸均為無線方式，質量小，對軸的動不平衡影響小。圖7為車外測點分布示意圖。轉矩測試設備的安裝如圖8所示。

圖7 車外測點分布示意圖

圖8 轉矩測試設備安裝

測試結果如圖9所示，包含初級飛輪、輸入軸轉速、變速器殼體振動和驅動軸轉矩。變速器輸入軸轉速在Tip in瞬間出現明顯的波動，且后期沒有和初級飛輪轉速同步。從變速器Z向振動可以看到，整個Tip in過程總共出現3次沖擊，分別對應輸入軸轉速波動曲線的第1個波峰點及其前后的2個波谷點，表明Clunk與輸入軸轉速突變存在直接關系。同時，在變速器輸入軸轉速上升階段，半軸轉矩也存在階躍上升現象，由負轉矩突變為正轉矩。系統內部轉矩的正負交替，將會使間隙部件從一側接觸轉為另一側接觸，該過程出現沖擊噪聲。

2.2 模型精度校核

將試驗條件下獲取發動機轉矩、離合器轉矩時域值作為激勵，代入傳動系統AMESim模型進行計算，部分計算結果如圖9所示，測試曲線與仿真曲線具有相同時間跨度。仿真相對試驗的誤差，從初級飛輪轉速上升量、輸入軸轉速上升量、驅動軸轉矩沖擊值和驅動軸轉矩最大值4方面來衡量（見圖9中①～④），誤差對比如圖10所示。可以看出以上4個值的誤差均小于15%。雖然仿真模型不能計算變速器殼體振動，但是非承載輪沖擊力計算值同樣出現3次峰值，且對應輸入軸轉速波動曲線的第1個波峰點及其前后的2個波谷點，該特征與殼體振動測試值特征相似。誤差對比結果和沖擊峰值時刻對比結果說明，仿真模型計算精度較高，可以用于后續的Clunk分析工作。

圖9 測試仿真結果曲線對比

圖10 測試仿真誤差分析

3 Clunk仿真結果分析

3.1 激勵-Clunk關系分析

前期仿真和試驗得出，Clunk與變速器輸入軸轉速波動直接相關。為了直觀了解輸入軸轉速波動的過程和原因，將整車傳動系統簡化為4自由度模型。此處僅是為了觀測系統內部部件總體運動過程，而不是嚴格量化轉速波動的幅值，因此對模型進行了簡化。將變速器內部旋轉部件視為一個部件，通過相對轉角標記點判斷初級飛輪、次級飛輪、輸入軸的相對運動關系，簡化后的觀測模型如圖11所示。

圖11 系統主要部件運動關系簡圖

圖12為模型部分計算結果，包含轉矩、轉速、雙質量飛輪相對轉角，共3組曲線。雙質量飛輪相對轉角曲線中，灰色背景區域為初級慣量-次級慣量空行程區間，扭轉剛度為0。

圖12 系統主要部件運動關系簡圖

根據3組曲線變化特征，將Tip in整個過程劃分為4個階段。1階段為Tip in前期的滑行階段，發動機轉矩小幅度緩慢降低，由驅動變為反拖，雙質量飛輪相對轉角由剛度區滑落至空行程區。2階段為Tip in克服雙質量飛輪扭轉減振器空行程階段，此階段發動機轉矩上升，但是減振器彈簧未壓縮，減振器傳遞轉矩不大，后方離合器未發生滑摩。3階段為扭轉減振器進入剛度區，由于彈簧壓縮，次級飛輪轉速迅速上升。變速器后方驅動軸開始承載一定驅動轉矩，此階段離合器依然未發生滑摩，變速器輸入軸轉速與次級飛輪基本一致。4階段為離合器滑摩階段，此階段基礎油壓提供的離合器轉矩不足以驅動負載，離合器進入滑摩狀態，盡管離合器油壓進一步增大，仍未能使離合器鎖止。系統主要部件運動過程4個階段示意，分別如圖13所示。

圖13 系部件運動過程示意圖

3.2 系統間隙部件沖擊程度

為了分析系統內部沖擊程度，差速齒輪沖擊、驅動軸球籠內部沖擊用繞驅動軸線方向的力矩表示，其他齒輪的沖擊用嚙合力表示。圖14為非承載齒輪沖擊力計算結果，圖15為承載部件沖擊力（矩）計算結果。可以看出變速器部分齒輪出現明顯的沖擊特征，而差速齒輪和球籠沖擊特征不明顯。為了方便對比空套齒輪與承載齒輪沖擊力幅值的差異，對齒輪嚙合力進行高通濾波處理，提取沖擊力的峰值，如圖16所示。從齒輪沖擊力峰值看，明顯的沖擊現象不僅局限于發生在4擋齒輪、第1主減2對承載齒輪，還發生在3擋齒輪、第2主減等非承載齒輪。分析結果進一步證明進行全階模型分析的必要性。

圖14 非承載部件沖擊力計算結果

圖15 承載部件沖擊力（矩）計算結果

圖16 齒輪嚙合力峰值計算結果

4 Clunk敏感度分析與實車驗證

4.1 Clunk敏感度分析

根據3.1節分析結果，變速器輸入軸劇烈波動發生在Tip in過程的第3階段。此階段驅動力矩為發動機轉矩，傳遞力矩的部件為雙質量飛輪、離合器、驅動軸，因此選取發動機轉矩、雙質量飛輪扭轉剛度與阻尼、離合器傳遞轉矩、驅動軸剛度5個參數作為分析對象，分析其對系統沖擊的影響。為了評價整個系統Clunk總體情況，引入總體Clunk指數概念（overall clunk index），計算公式如式（4）所示［9］。

式中：CIoverall為總體Clunk指數；Fmax（i）為第i齒輪副在Tip in過程中產生嚙合力高通濾波后的峰值。

由于總體Clunk情況主要取決于沖擊排序靠前的齒輪副，因此采用二次方算法，更凸顯主要貢獻齒輪的效應。圖17為總體Clunk指數對離合器傳遞轉矩、雙質量飛輪扭轉剛度、阻尼、驅動軸剛度和發動機轉矩斜率的敏感度分析結果。

圖17 Clunk敏感度計算結果

可以看出，降低發動機轉矩上升斜率能夠有效降低總體Clunk，而離合器傳遞轉矩、雙質量飛輪剛度、阻尼和驅動軸剛度，在參數分析范圍內，對總體Clunk影響較小。這也說明了在車輛傳動系統瞬態沖擊研究中，降低激勵是控制沖擊的重要手段。

4.2 實車驗證

圖18為發動機轉矩上升斜率降低為斜率2前后的實車測試結果對比。降低發動機轉矩上升斜率后，變速器殼體振動沖擊峰值降幅約35%，降低比例與計算結果較為吻合。盡管降低發動機轉矩上升斜率使動力響應變慢，但是經過綜合評估，該變化程度不明顯，且僅針對4擋發生Clunk的工況進行調整，對整車加速響應的總體影響不明顯。

圖18 轉矩斜率調整前后殼體振動對比

5 結論

本文中建立雙離合車型傳動系統Clunk全階仿真模型，通過對比實車測試結果，證明模型具有較高的精度。

完成Tip in過程傳動系統部件運動情況分析，并計算間隙部件的沖擊力，得出發生沖擊較明顯的部件，同時證明非承載齒輪也發生較為明顯的沖擊。

完成系統總體Clunk對發動機轉矩、雙質量飛輪剛度、阻尼、離合器傳遞轉矩、驅動軸剛度的敏感度分析，計算結果和實車驗證結果表明，降低發動機轉矩上升斜率是控制Clunk的重要手段。