李慧明，韓 靖，張宏波，劉曉偉

（1.泛亞汽車技術(shù)中心，上海 201208；2.上汽商用車技術(shù)中心，上海 200438）

0 概述

汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展日新月異，消費者對汽車的駕駛平順性、舒適性等要求越來越高，車輛平順性及舒適性已成為汽車品牌塑造品牌特質(zhì)的重點關(guān)注性能。在中國市場，多用途汽車（multi-purpose vehicle，MPV）車型由于其具有接近轎車的舒適性和客車的寬敞性等優(yōu)點，能夠滿足多人家庭日常用車及出行要求，保有量急劇上升。提高MPV 產(chǎn)品的駕乘舒適性對于提升車企品牌競爭力具有重要意義。

汽車傳動系主要包括發(fā)動機、離合器、變速器、驅(qū)動軸、驅(qū)動橋及輪胎，這些零部件組成一個多自由度的扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)。該系統(tǒng)具有多階扭轉(zhuǎn)模態(tài)，在發(fā)動機轉(zhuǎn)矩波動激勵下引起整車振動噪聲問題。MPV 車型主要有發(fā)動機縱置前置后驅(qū)和發(fā)動機橫置前置前驅(qū)兩種驅(qū)動布置形式。由于后驅(qū)車型傳動軸、驅(qū)動橋等結(jié)構(gòu)增加了傳動系長度，傳遞路徑更加復(fù)雜，采用前置后驅(qū)布置形式方案的車型傳動系扭振引起的車內(nèi)中、后排的轟鳴聲（40 Hz～100 Hz）尤為突出，因此學(xué)界對傳動系扭振問題的研究也多集中于后驅(qū)車型，通過傳動軸、后橋模態(tài)避頻、設(shè)計扭轉(zhuǎn)減振器等方法對其進行優(yōu)化。出于對舒適性的要求，市場上越來越多的MPV 車輛選擇采用前置前驅(qū)的布置形式，此類布置形式傳動鏈較短，扭振轟鳴聲問題減少，但低階傳動系扭轉(zhuǎn)模態(tài)（小于10 Hz）引起的整車平順性問題依然突出。

文獻［1］中介紹了離合器自激振動引起的低頻起步抖動問題，文獻［2］中研究了不同變速箱類型的傳動系建模方法并對傳動系的動力學(xué)響應(yīng)進行了詳細(xì)分析，文獻［3-4］中考慮了傳動系摩擦力矩，并分析了離合器從動盤慣量對傳動系扭振響應(yīng)的影響。文獻［5］中研究了自動變速箱汽車發(fā)動機節(jié)氣門變化對傳動系階躍響應(yīng)的影響。文獻［6］中研究了干式離合器摩擦系數(shù)、離合器控制策略、半軸與懸架剛度等因素對于車輛起步顫振問題的影響。文獻［7］中通過多體動力學(xué)建模針對傳動系統(tǒng)萬向節(jié)激勵產(chǎn)生的車輛低頻抖動進行了研究。文獻［8］中針對發(fā)動機轉(zhuǎn)矩波動造成的傳動系低頻扭振問題建立參數(shù)模型進行分析。文獻［9］中研究了傳動系部件的扭轉(zhuǎn)剛度對傳動系各階頻率扭轉(zhuǎn)模態(tài)引起的車內(nèi)振動的影響。文獻［10］中研究了發(fā)動機階躍轉(zhuǎn)矩變化引起車輛沖擊的機理，提出轉(zhuǎn)矩包絡(luò)控制方法以減少車輛沖擊。文獻［11］中研究了傳動系扭振與車身垂向振動耦合機理，通過主動懸架系統(tǒng)控制提升車輛行駛平順性。文獻［12］中搭建了考慮電磁剛度的傳動系模型，對純電動車低頻縱向振動問題進行了研究。文獻［13］中通過離合器接合動力學(xué)分析，研究了MPV 車型起步顫振問題的控制參數(shù)及改進措施。

本文中基于某品牌MPV 車型研發(fā)過程中出現(xiàn)的40 km/h 小油門加速時整車前后振動的平順性問題，用Amesim 仿真軟件搭建傳動系扭振與整車縱向耦合振動模型，將實車發(fā)動機缸壓參數(shù)與油門深度信號作為系統(tǒng)激勵輸入，通過試驗對比驗證了模型有效性。在此基礎(chǔ)上對該平順性問題對應(yīng)的扭轉(zhuǎn)模態(tài)進行分析，量化關(guān)鍵影響因素的靈敏度并提出優(yōu)化方案。通過試驗驗證了該方案的效果，最終解決該車型小油門加速時的振動問題。

1 問題描述

該MPV 車型采用2.0T 發(fā)動機和8 擋自動變速箱。問題工況出現(xiàn)在車輛以約40 km/h 行駛過程中當(dāng)駕駛員使用小油門加速時，油門介入瞬間車輛發(fā)生整車車身前后縱向（整車坐標(biāo)系中標(biāo)注為X向）規(guī)律振動，駕駛員座椅及地板處感受明顯。

根據(jù)問題工況進行振動測試分析，為了盡可能排除路面激勵的干擾，車輛測試數(shù)據(jù)均在室外空曠光滑瀝青路面采集。座椅振動加速度的測量采用PCB-356A25 三向振動加速度傳感器，采集設(shè)備為西門子公司LMS32 通道數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)并使用LMS Test.lab 軟件模塊進行數(shù)據(jù)分析及處理，測試過程中數(shù)采系統(tǒng)可通過車載診斷（on-board diagnostic，OBD）系統(tǒng)診斷口讀取車輛通訊信號。圖1 為車內(nèi)導(dǎo)軌縱向振動色譜圖。如圖1 所示，問題發(fā)生時，車內(nèi)最大振動頻率出現(xiàn)在5 Hz 附近。

圖1 車輛導(dǎo)軌縱向振動（幅值-時間-頻率）色譜圖

圖2 為該車在40 km/h 小油門加速工況下轉(zhuǎn)速、油門深度、轉(zhuǎn)矩、擋位等車輛信號幅值。通過圖2 可得知，振動發(fā)生過程中變速箱處于4 擋未發(fā)生變化，發(fā)動機轉(zhuǎn)速與變速箱輸入軸轉(zhuǎn)速差值小于20 r/min，說明此時離合器處于鎖止?fàn)顟B(tài)，車輛輸入外力僅來自于油門踏板信號引起的發(fā)動機轉(zhuǎn)矩變化，不存在換擋沖擊影響。觀察此時的發(fā)動機轉(zhuǎn)速發(fā)現(xiàn)其波動頻率為5 Hz，最大波動范圍達(dá)到120 r/min，與車內(nèi)座椅縱向振動數(shù)據(jù)吻合，判斷車身前后振動與轉(zhuǎn)速波動相關(guān)。整個過程中發(fā)動機轉(zhuǎn)矩跟隨油門信號平穩(wěn)上升并無波動，由此判斷該5 Hz 波動來源于發(fā)動機瞬時轉(zhuǎn)矩變化激勵傳動系自身扭轉(zhuǎn)模態(tài)導(dǎo)致傳動系扭轉(zhuǎn)振動，進而與車身縱向發(fā)生耦合振動。

圖2 車輛轉(zhuǎn)速、油門、轉(zhuǎn)矩、擋位信號

2 傳動系縱向振動耦合模型

根據(jù)整車振動及車載信號分析，小油門工況車身前后傳動系振動是由發(fā)動機轉(zhuǎn)矩變化激勵傳動系自身扭轉(zhuǎn)模態(tài)引起的。為了分析傳動系統(tǒng)的扭振特性，需建立傳動系扭振與車身振動耦合模型，計算實車工況激勵下的強迫振動響應(yīng)并驗證模型有效性，為后續(xù)優(yōu)化措施提供指導(dǎo)。

傳動系扭振建模方法是使用集中質(zhì)量法進行離散化建模，將傳動系統(tǒng)構(gòu)件的扭轉(zhuǎn)慣量集中于一點，單元間用彈性單元相互連接［14-15］，采用這種由集中質(zhì)量（或慣量）和彈性元件組成的離散化模型可以減少實際模型的復(fù)雜度與計算量。具體的模型簡化原則如下：（1）將轉(zhuǎn)動慣量較大的部件（如變速箱嚙合齒輪、曲軸等）視為集中慣性元件，將轉(zhuǎn)動慣量較小且分散的部件（如驅(qū)動軸）視為彈性元件。（2）將相鄰慣性元件之間連接軸、軸承等的轉(zhuǎn)動慣量平分到兩個質(zhì)量集中點上。相鄰慣量彈性元件剛度一般取其連接軸的扭轉(zhuǎn)剛度進行等效。（3）當(dāng)軸段間存在速比差異時（如變速箱齒輪），根據(jù)動能相等的原則，將不同轉(zhuǎn)速軸段上的慣量、剛度等效為單一轉(zhuǎn)速軸段，對變速箱系統(tǒng)一般等效至輸入軸側(cè)。（4）一般僅在離合器等剛度較低的連接點考慮阻尼力作用，其余剛性零部件之間不考慮阻尼力。需要利用Amesim 軟件對傳動系進行建模仿真分析，并通過強迫振動響應(yīng)驗證模型有效性。

根據(jù)以上建模原則可將傳動系及整車劃分為n自由度的集中慣量模型，圖3 為簡化后的傳動系統(tǒng)集中慣量一維鏈?zhǔn)侥Ｐ褪疽?。圖中n為模型中所含慣量節(jié)點數(shù)量，Kn-1與Cn-1分別代表Jn-1與Jn之間的扭轉(zhuǎn)剛度與扭轉(zhuǎn)阻尼。

圖3 傳動系統(tǒng)集中慣量一維鏈?zhǔn)侥Ｐ褪疽?/p>

振動的理論微分方程可用式（1）表達(dá)。

式中，［Je］為傳動系扭轉(zhuǎn)振動慣量矩陣；［Ce］為傳動系扭轉(zhuǎn)阻尼矩陣；［Ke］為傳動系扭轉(zhuǎn)剛度矩陣；｛Te｝為各節(jié)點所受外力矩向量，｛θe｝為各節(jié)點角位移向量；｛為各節(jié)點角速度向量；｛為各節(jié)點角加速度向量。

方程表示的傳動系扭振與整車耦合振動模型可直接通過Amesim 一維仿真軟件進行搭建［16-17］。圖4 為軟件中根據(jù)該MVP 傳動系統(tǒng)動力傳動系結(jié)構(gòu)特點建立的傳動系-車身模型。

圖4 傳動系-車身一維仿真模型

表1 中列出了模型計算所需要的參數(shù)。其中系統(tǒng)外力主要包括發(fā)動機各缸轉(zhuǎn)矩、輪胎滾阻與縱向力、車身迎面風(fēng)阻等，輪胎與車身受力通過軟件默認(rèn)參數(shù)模擬，發(fā)動機工作載荷以實測缸壓曲線值輸入軟件進行模擬，各缸點火順序為1-3-4-2，壓力相位差為180°，圖5 為發(fā)動機缸壓曲線。

圖5 發(fā)動機實測缸壓曲線

表1 模型輸入?yún)?shù)

對模型進行仿真計算，對比模擬問題發(fā)生工況，給定變速箱擋位為4 擋，軸系初始轉(zhuǎn)速為1 400 r/min，初始油門輸入為0，3.00 s 后給定目標(biāo)油門深度為25%（最大油門為100%），上升至25% 用時為0.15 s，以模擬車輛在巡航過程中小油門加速工況。圖6 為軟件模擬25%油門深度的系統(tǒng)輸入信號。

圖6 軟件模擬25%深度油門信號輸入

圖7 為該工況下車輛產(chǎn)生的縱向加速度響應(yīng)時域結(jié)果及其縱向加速度頻譜分析結(jié)果，可看出整車加速度在輸入信號激勵下產(chǎn)生較大波動。圖8 為縱向加速度計算結(jié)果與相同工況下的實車縱向加速度值對比，其幅值與變化頻率基本吻合，驗證了該模型及仿真計算結(jié)果的有效性。

圖7 縱向加速度時域計算結(jié)果及頻譜分析

圖8 實車縱向加速度信號與模型計算結(jié)果對比

對數(shù)據(jù)進行頻譜分析發(fā)現(xiàn)其瞬時波動頻率為6 Hz，說明傳動系統(tǒng)在6 Hz 時發(fā)生扭轉(zhuǎn)振動，需針對傳動系統(tǒng)進行模態(tài)貢獻量分析，尋找主要貢獻因子。

對搭建好的傳動系扭振模型進行線性化分析，得到該階傳動系固有模態(tài)頻率為5.8 Hz，與計算結(jié)果中整車縱向加速度峰值6 Hz 頻率基本一致。圖9為該階5.8 Hz 傳動系模態(tài)一維振型圖。其中振型圖中的數(shù)字對應(yīng)傳動系模型中各集中慣量節(jié)點，色塊面積代表該節(jié)點在該階模態(tài)中的相對運動幅度。表2 為各慣量節(jié)點對該階模態(tài)的貢獻量排序分析。

圖9 傳動系模態(tài)（5.8 Hz）節(jié)點一維振型圖

表2 傳動系模態(tài)（5.8 Hz）節(jié)點貢獻量排序分析

由圖9 所示的振型圖中可以看出，5.8 Hz 為傳動系剛體滾振模態(tài)，其中發(fā)動機曲軸、飛輪、齒輪系統(tǒng)組成的傳動鏈前部相對振動最大，半軸及輪胎振動較小。根據(jù)表2 節(jié)點貢獻量排序可知，動力總成相關(guān)結(jié)構(gòu)慣量、離合器剛度和阻尼及半軸扭轉(zhuǎn)剛度等因素對該階模態(tài)有較大影響，后續(xù)工作將圍繞這些因素開展優(yōu)化研究。考慮到實車開發(fā)階段動力總成中曲軸、齒輪、飛輪等軸系慣量零件的改動難度較大，相關(guān)方案驗證可行性低，在此不展開具體研究。除硬件外，由于該平順性問題主要由發(fā)動機轉(zhuǎn)矩變化引起，通過軟件控制調(diào)整發(fā)動機轉(zhuǎn)矩輸出對平順性也有較大影響。綜上，后續(xù)研究主要針對離合器、阻尼、半軸等硬件參數(shù)及電控單元（electronic control unit，ECU）軟件轉(zhuǎn)矩標(biāo)定策略展開。

3 硬件參數(shù)分析驗證

3.1 離合器扭轉(zhuǎn)剛度分析

以仿真模型為載體，分析離合器彈簧扭轉(zhuǎn)剛度對該階模態(tài)扭轉(zhuǎn)振動的影響。表3 為5 種不同離合器剛度值下的計算結(jié)果。對表3 中數(shù)據(jù)分別進行計算，得到不同離合器剛度的車輛縱向加速度頻譜，如圖10 所示。

表3 不同離合器剛度值及其計算結(jié)果

圖10 不同離合器剛度值的車輛縱向加速度頻譜對比

如圖10 所示，隨著離合器扭轉(zhuǎn)剛度增加，模態(tài)峰值頻率逐漸偏高，幅值逐漸下降，對小油門整車縱向振動有抑制作用。但經(jīng)研究分析，離合器剛度增大通常會使傳動系統(tǒng)隔振能力變差［18-19］，引起整車轟鳴和振動，因此增大離合器扭轉(zhuǎn)剛度方案無法實施。

3.2 離合器阻尼分析與驗證

離合器阻尼值與轉(zhuǎn)速相關(guān)，通常阻尼力隨轉(zhuǎn)速升高而增大。與離合器扭轉(zhuǎn)剛度分析類似，表4 中列出了實際可變范圍內(nèi)5 種離合器阻尼力值及其計算結(jié)果，并根據(jù)表4 計算為不同離合器阻尼力值的車輛縱向加速度頻譜如圖11 所示。

圖11 不同離合器阻尼力值的車輛縱向加速度頻譜對比

表4 不同離合器阻尼力值及其計算結(jié)果

如圖11 所示，隨著離合器阻尼力增加，該階模態(tài)頻率不變，幅值呈現(xiàn)不均勻下降的變化規(guī)律，起初振動峰值相比阻尼力變化并不敏感，當(dāng)阻尼力超過20（N·m）/（r/min）后，模態(tài)振動幅值開始大幅下降。且離合器阻尼增加對大轉(zhuǎn)矩加速工況的發(fā)動機二階扭振角加速度峰值也有減少作用，有利于加速工況下的實車振動噪聲表現(xiàn)。

該款離合器阻尼力在1（N·m）/（r/min）～10（N·m）/（r/min）范圍內(nèi)，而競品車型離合器阻尼力范圍為25（N·m）/（r/min）～40（N·m）/（r/min）。圖12 為參考競品離合器調(diào)整阻尼力后車輛座椅導(dǎo)軌處振動加速度對比測試結(jié)果，顯示測得的縱向振動峰值降低約50%，車內(nèi)主觀感受得到大幅改善。

圖12 調(diào)整離合器阻尼方案的座椅導(dǎo)軌振動加速度

3.3 半軸扭轉(zhuǎn)剛度分析與驗證

根據(jù)半軸扭轉(zhuǎn)剛度常用范圍列出5 個不同的數(shù)值如表5 所示，對表5 中數(shù)據(jù)分別進行計算得到不同半軸扭轉(zhuǎn)剛度值的車輛縱向加速度頻譜如圖13所示。

表5 不同半軸剛度值及其計算結(jié)果

如圖13 所示，提高半軸剛度對抑制整車振動有一定效果，但實車調(diào)整剛度主要通過調(diào)節(jié)軸管內(nèi)外徑實現(xiàn)，綜合考慮半軸與周邊零件運動干涉情況，其尺寸調(diào)整范圍有限。圖14 為改制后的傳動軸實物對比，其中管徑略微增大，內(nèi)部改為空心結(jié)構(gòu)，其扭轉(zhuǎn)剛度僅能提升至350 N·m/（°）左右。圖15 為該半軸剛度改制方案的實車測試對比結(jié)果，其中座椅導(dǎo)軌處振動幅值下降約15%，對主觀感受僅有輕微改善作用。

圖13 不同半軸扭轉(zhuǎn)剛度值的車輛縱向加速度頻譜對比

圖14 半軸改制前后實物對比

圖15 調(diào)整半軸剛度方案的座椅導(dǎo)軌振動加速度

4 標(biāo)定轉(zhuǎn)矩控制驗證

標(biāo)定轉(zhuǎn)矩控制通過主動減震器（active surge damper，ASD）功能實現(xiàn)，主要分為擾動控制器（active surge damper disturbance control，ASDdc）與參考濾波（active surge damper reference filter，ASDrf）兩種模式［20］。前者根據(jù)已經(jīng)出現(xiàn)轉(zhuǎn)速波動的情況進行轉(zhuǎn)矩補償來減少波動程度，后者主要通過對駕駛員需求轉(zhuǎn)矩進行低通濾波，從而使轉(zhuǎn)矩輸出平緩，減輕由于轉(zhuǎn)矩突變造成的轉(zhuǎn)矩波動。

在該問題中，車輛加速不平順主要是發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩階躍變化激起傳動系扭轉(zhuǎn)模態(tài)而產(chǎn)生，因此采用ASDrf 進行參數(shù)過濾控制以減小發(fā)動機轉(zhuǎn)矩階躍變化量。ASDrf 轉(zhuǎn)矩參考濾波通過式（2）的傳遞函數(shù)實現(xiàn)控制。

式中，G（s）為系統(tǒng)響應(yīng)，是關(guān)于時間s的傳遞函數(shù)；Kd為濾波系數(shù)；T1為濾波時間參數(shù)。圖16 為給定時間濾波參數(shù)T1并調(diào)整Kd時系統(tǒng)的輸出響應(yīng)變化。當(dāng)Kd＞1 時系統(tǒng)響應(yīng)增強，轉(zhuǎn)矩變化越劇烈；當(dāng)Kd=1 時系統(tǒng)響應(yīng)G（s）=1，此時無濾波功能；當(dāng)0＜Kd＜1 時，Kd越小，濾波能力越強，輸出信號的階躍程度越??；當(dāng)Kd=0 時，系統(tǒng)響應(yīng)主要由T1決定，T1越大則濾波效果越強，輸出越平緩。

圖16 ASDrf 參考濾波系統(tǒng)響應(yīng)示意圖（T1=0.80 s）

在仿真模型中模擬轉(zhuǎn)矩參考濾波效果，將發(fā)動機轉(zhuǎn)矩上升時間T1從0.15 s 增加至0.35 s，使轉(zhuǎn)矩輸出更為平緩。圖17 為通過調(diào)整軟件油門輸入信號模擬轉(zhuǎn)矩參考濾波來設(shè)定轉(zhuǎn)矩上升速率的模型計算結(jié)果，調(diào)整后計算車身振動加速度值下降約60%。

圖17 調(diào)整油門升速模擬轉(zhuǎn)矩濾波的計算結(jié)果

實車驗證過程中，將濾波時間T1延長0.20 s，并降低濾波系數(shù)使Kd＜0.35。圖18 為經(jīng)濾波調(diào)整后的整車測試結(jié)果。由圖18 可見，油門不變情況下，轉(zhuǎn)矩上升速率出現(xiàn)緩坡，發(fā)動機轉(zhuǎn)速波動明顯下降，座椅導(dǎo)軌處振動減少40%，對于車輛平順性的改善效果明顯。

圖18 調(diào)整轉(zhuǎn)矩濾波方案實測對比

調(diào)整轉(zhuǎn)矩濾波需同時考慮對油耗、動力等性能影響。對比原狀態(tài)，該方案的油耗性能未受影響，整車加速度下降約0.15 m/s2，對百公里加速時間影響小于0.1 s，處于可接受范圍。綜合考慮，該方案可實施性較強。

5 結(jié)論

針對某MPV 小油門加速工況下的不平順問題，進行仿真建模及影響因素研究，分析結(jié)果表明增加離合器剛度及阻尼力、提升半軸剛度、增強轉(zhuǎn)矩濾波等方案能夠有效改善車輛在發(fā)動機激勵下整車加速不平順性。優(yōu)化措施經(jīng)實車驗證有效。