加速工況DCT離合器微滑控制減振性能理論與試驗(yàn)研究

石曉輝， 饒文毅， 郭 棟， 周 益， 梅自元， 周 儀

(1.重慶理工大學(xué) 車(chē)輛工程學(xué)院，重慶 400054； 2.重慶大學(xué) 機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院，重慶 400044； 3.麥格納動(dòng)力總成(江西)有限公司，南昌 330013)

雙離合變速器(dual clutch transmission,DCT)是自動(dòng)變速器的一種，具有電控機(jī)械自動(dòng)變速器(automated mechanical transmission,AMT)高燃油經(jīng)濟(jì)性和液力機(jī)械自動(dòng)變速器換擋過(guò)程動(dòng)力不中斷的特點(diǎn)，已成為國(guó)內(nèi)外研究開(kāi)發(fā)熱點(diǎn)之一。由于DCT變速器具有內(nèi)外兩個(gè)離合器，被動(dòng)離合器從動(dòng)盤(pán)大慣量的存在降低了變速器的敲擊閾值，大大提高了變速器的敲擊靈敏度，引發(fā)變速箱齒輪敲擊噪聲，同時(shí)汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)采取高扭矩、小型化、低速化等一系列改革措施，從而導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩波動(dòng)幅值增大，惡化了傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，進(jìn)一步加劇了變速器的齒輪敲擊聲，使DCT車(chē)輛扭轉(zhuǎn)振動(dòng)問(wèn)題成為急需解決的關(guān)鍵問(wèn)題之一。為解決DCT變速箱敲擊問(wèn)題，目前裝有DCT變速器的車(chē)輛普遍使用帶有離心擺結(jié)構(gòu)的雙質(zhì)量飛輪(double mass flywheel,DMF)。但是離心擺式DMF需要對(duì)飛輪結(jié)構(gòu)進(jìn)行改動(dòng)，大大增大了生產(chǎn)成本，且研發(fā)周期長(zhǎng)[1]，而離合器微滑控制不僅無(wú)需對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行改動(dòng)，成本低，且離合器微滑控制擁有良好的研發(fā)基礎(chǔ)，產(chǎn)品研發(fā)周期短，同時(shí)良好的微滑控制能夠達(dá)到提高換擋平順性和減振目的[2]。因此對(duì)DCT車(chē)輛離合器微滑控制減振性能的研究具有重要意義。

目前對(duì)于離合器微滑控制的研究主要集中于控制策略的研究，例如Hibino等[3]基于H∞魯棒控制理論設(shè)計(jì)了控制算法、 Mashadi等[4-6]分別基于反饋和前饋方案、黃明禮等[7]利用PID(proportion integration differentiation)控制器控制離合器壓力、Zhou等[8]基于Backstepping方法設(shè)計(jì)了一個(gè)非線性的魯棒控制器，這一系列控制策略均實(shí)現(xiàn)了對(duì)離合器微滑準(zhǔn)確的控制。但是對(duì)于離合器微滑控制減振性能的研究卻較少，Hiramatsu等[9]介紹了離合器微滑控制的減振原理，雷龍雨等[10]研究了不同油門(mén)開(kāi)度起步工況下閉鎖滑差控制對(duì)傳動(dòng)系扭矩波動(dòng)水平的影響， Canale等[11]利用MPC(model predictive control)對(duì)離合器微滑控制，解決了AMT車(chē)輛傳動(dòng)系抖動(dòng)問(wèn)題，鮑偉等[12]利用雙閉環(huán)控制系統(tǒng)對(duì)離合器微滑進(jìn)行了控制，并對(duì)其減振性能進(jìn)行了研究。但上述文獻(xiàn)在建模時(shí)，大多未考慮扭轉(zhuǎn)減振器遲滯特性或離合器摩擦片動(dòng)摩擦因數(shù)的非線性特性，而遲滯特性是扭轉(zhuǎn)減振器的基本特性之一，對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性可產(chǎn)生較大的影響，直接影響著減振器的減振性能。同時(shí)，離合器摩擦片動(dòng)摩擦因數(shù)直接影響著離合器傳遞扭矩的波動(dòng)幅值大小和離合器微滑控制的準(zhǔn)確性，進(jìn)而影響其減振性能。因此，扭轉(zhuǎn)減振器遲滯特性和離合器摩擦片動(dòng)摩擦因數(shù)的非線性特性是傳動(dòng)系統(tǒng)扭振分析建模必須考慮的因素。且上述學(xué)者研究工況大多為起步、Tip in/out以及勻速行駛工況，而DCT車(chē)輛加速工況傳動(dòng)系扭振問(wèn)題也是亟待解決問(wèn)題之一。

本文在鮑偉等的研究離合器微滑雙閉環(huán)控制系統(tǒng)的基礎(chǔ)上，進(jìn)一步考慮扭轉(zhuǎn)減振器遲滯特性和離合器摩擦片動(dòng)摩擦因素非線性特性，建立包含上述3種特性因素在內(nèi)的整車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)非線性動(dòng)力學(xué)模型，對(duì)加速工況DCT離合器微滑控制減振性能進(jìn)行理論與試驗(yàn)研究。

1 搭載DCT的整車(chē)傳動(dòng)系動(dòng)力學(xué)建模

1.1 研究對(duì)象介紹

本次研究以某型SUV為研究對(duì)象，其基本參數(shù)信息如表1所示，動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)如圖1所示，該車(chē)輛搭載7速DCT，包括7個(gè)前進(jìn)擋和1個(gè)倒擋，其中奇數(shù)擋位于內(nèi)輸入軸，偶數(shù)擋和倒擋位于外輸入軸。本文研究工況為4擋節(jié)氣門(mén)全開(kāi)工況(wide open throttle, WOT)。

圖1 某SUV動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)Fig.1 A SUV power transmission system

表1 車(chē)輛基本信息與參數(shù)Tab.1 Basic information and parameters of vehicles

1.2 扭轉(zhuǎn)減振器建模

本文研究的雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器為二級(jí)剛度，采用干摩擦阻尼形式。由于具有阻尼特性的物體在扭矩傳遞過(guò)程中存在滯后現(xiàn)象，因而DMF阻尼特性表現(xiàn)出遲滯特性，所對(duì)應(yīng)扭矩即為遲滯扭矩，而扭轉(zhuǎn)減振器對(duì)于系統(tǒng)共振幅值的衰減主要取決于其遲滯扭矩，對(duì)系統(tǒng)的扭振特性具有顯著的影響，是傳動(dòng)系扭振響應(yīng)計(jì)算的一個(gè)關(guān)鍵參數(shù)[13-14]。本文對(duì)雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器進(jìn)行建模時(shí)考慮了其遲滯特性，得到雙質(zhì)量飛輪傳遞力矩Tc表達(dá)式[15]為

(θ+θc2)tanh(σ(θ+θc2))]+

(θ+θc1)tanh(σ(θ+θc1))]+

(1)

式中，M0為雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器干摩擦阻力矩，其他參數(shù)含義如表2所示。

表2 文中各參數(shù)符號(hào)含義及其數(shù)值Tab.2 The symbolic meaning and numerical value of each parameter in this paper

1.3 離合器微滑控制建模

離合器微滑摩通過(guò)控制手段使離合器主從動(dòng)盤(pán)產(chǎn)生轉(zhuǎn)速差。在離合器微滑過(guò)程中，離合器所傳遞轉(zhuǎn)矩Tf可用式(2)進(jìn)行估算

(2)

式中:μd=f(ωslip)為離合器摩擦片動(dòng)摩擦因數(shù)，是關(guān)于滑摩轉(zhuǎn)速ωslip的非線性函數(shù);Pn為作用于離合器活塞單位面積上的壓力，其他參數(shù)含義見(jiàn)表2。

由式(2)可知，離合器處于微滑控制時(shí)所傳遞力矩由離合器摩擦片動(dòng)摩擦因數(shù)μd和其他參數(shù)所決定。而離合器摩擦片動(dòng)摩擦因數(shù)是關(guān)于滑摩轉(zhuǎn)速ωslip的非線性函數(shù)，其值隨滑摩轉(zhuǎn)速的變化而變化，進(jìn)而造成離合器傳遞力矩Tf產(chǎn)生波動(dòng)，影響離合器微滑控制的準(zhǔn)確性，從而影響其減振性能。因此，為實(shí)現(xiàn)對(duì)離合器微滑的準(zhǔn)確控制，以及盡可能符合實(shí)際工況，本文在鮑偉等研究的離合器微滑雙閉環(huán)控制系統(tǒng)基礎(chǔ)上，建立考慮扭轉(zhuǎn)減振器遲滯特性和離合器摩擦片動(dòng)摩擦因素非線性特性的離合器微滑雙閉環(huán)控制系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型，如圖2所示，從而有效補(bǔ)償擾動(dòng)和系統(tǒng)參數(shù)的攝動(dòng)，實(shí)現(xiàn)良好的離合器微滑摩控制。

圖2 離合器微滑雙閉環(huán)控制模型Fig.2 Double closed-loop control model of clutch micro-slip

圖2所示模型中：Dw為目標(biāo)滑差；dw為實(shí)際滑差；ωc為離合器從動(dòng)盤(pán)轉(zhuǎn)速。

1.4 整車(chē)傳動(dòng)系動(dòng)力學(xué)建模

本文采用集中質(zhì)量法對(duì)車(chē)輛傳動(dòng)系進(jìn)行當(dāng)量轉(zhuǎn)化，以4擋WOT為研究工況，建立考慮扭轉(zhuǎn)減振器遲滯特性和離合器微滑控制的整車(chē)傳動(dòng)系動(dòng)力學(xué)模型，如圖3所示，給定目標(biāo)滑摩量Dw，并由傳動(dòng)系模型輸入扭轉(zhuǎn)減振器傳遞力矩Tc和從動(dòng)盤(pán)轉(zhuǎn)速ωc信號(hào)至離合器微滑控制器中，經(jīng)雙閉環(huán)控制，得到離合器傳遞力矩Tf，并輸出至傳動(dòng)系模型中。

圖3 整車(chē)傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模型Fig.3 Torsional vibration model of vehicle transmission system

圖3所示模型中：Te為發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)扭矩;Td為汽車(chē)所受阻力矩。其他參數(shù)含義見(jiàn)表2。

根據(jù)達(dá)朗貝爾原理對(duì)該系統(tǒng)進(jìn)行受力分析，得到其整體的受力情況，進(jìn)而利用拉格朗日方程得到系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)方程，并以矩陣形式表達(dá)為

(3)

式中:θ為轉(zhuǎn)角矩陣;J為轉(zhuǎn)動(dòng)慣量矩陣;C為阻尼矩陣;K為扭轉(zhuǎn)剛度矩陣;T為激勵(lì)負(fù)載矩陣。

J=Diag[J1,J2,J3,J4,J5,J6,J7]

T=[Te-Tc;Tc-Tf;Tf;0;0;0;-Td]T

(4)

2 微滑控制減振性能仿真分析

對(duì)第1章所建模型進(jìn)行仿真分析，以整車(chē)實(shí)測(cè)角加速度轉(zhuǎn)換為波動(dòng)扭矩為模型輸入激勵(lì)，仿真工況為4擋WOT行駛過(guò)程。

2.1 離合器微滑控制有效性分析

本文選取發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 200 r/min、滑摩量為20 r/min工況下仿真結(jié)果。

圖4為實(shí)際滑摩量與目標(biāo)滑摩量的對(duì)比結(jié)果，實(shí)際滑摩量變化范圍約為18～22 r/min，在目標(biāo)滑摩量附近輕微波動(dòng)。可見(jiàn)經(jīng)過(guò)雙閉環(huán)控制之后，實(shí)現(xiàn)了離合器良好的微滑摩控制，證明本文所建離合器微滑雙閉環(huán)控制系統(tǒng)的有效性。

圖4 實(shí)際滑摩量與目標(biāo)滑摩量對(duì)比圖Fig.4 Comparison diagram of actual sliding amount and target sliding amount

2.2 動(dòng)摩擦因數(shù)對(duì)微滑控制減振性能的影響

根據(jù)整車(chē)傳動(dòng)系動(dòng)力學(xué)方程可得離合器主動(dòng)盤(pán)運(yùn)動(dòng)微分方程為

(5)

對(duì)式(2)進(jìn)行泰勒展開(kāi)，并代入式(5)可得

(6)

根據(jù)式(6)可知，當(dāng)離合器主、從動(dòng)盤(pán)間存在滑摩時(shí)，改變了系統(tǒng)阻尼系數(shù)，變化量為f′(ωslip)Mf，而在整個(gè)滑摩過(guò)程中Mf始終大于0。因此，只有采用正斜率摩擦因數(shù)的摩擦材料，才能增大系統(tǒng)的阻尼系數(shù)，達(dá)到減振目的。而對(duì)于負(fù)斜率摩擦因數(shù)的摩擦材料，離合器滑摩轉(zhuǎn)速降低會(huì)增大離合器摩擦力，當(dāng)靜摩擦力大于滾動(dòng)摩擦力時(shí)，離合器就會(huì)出現(xiàn)黏滑現(xiàn)象，放大激勵(lì)的幅值，惡化傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，影響駕駛的舒適性。

本文對(duì)具有不同正斜率摩擦因素曲線進(jìn)行研究，分析動(dòng)摩擦因數(shù)斜率對(duì)微滑控制減振性能的影響，動(dòng)摩擦因數(shù)曲線，如圖5所示。

圖5 具有不同正斜率摩擦因素的動(dòng)摩擦因素曲線Fig.5 Dynamic friction factor curve with different positive slope friction factors

圖6為采用不同斜率動(dòng)摩擦因數(shù)曲線，在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 200 r/min、滑摩量為20 r/min工況下仿真的離合器主、從動(dòng)盤(pán)角加速度結(jié)果。

由圖6可得，在20 r/min微滑摩情況下，離合器動(dòng)摩擦因數(shù)對(duì)離合器主動(dòng)盤(pán)角加速度影響很小，這是由于離合器微滑控制是控制離合器主、從動(dòng)盤(pán)間的滑差，增大了離合器主、從動(dòng)盤(pán)間的阻尼系數(shù)，因而對(duì)離合器從動(dòng)盤(pán)角加速度影響更大。從圖6也可以看出，離合器動(dòng)摩擦因數(shù)斜率越大，從動(dòng)盤(pán)軸角加速度越小，離合器主、從動(dòng)盤(pán)間扭振衰減率越高，減振性能越好。

圖6 動(dòng)摩擦因數(shù)曲線斜率與離合器主、 從動(dòng)盤(pán)角加速度關(guān)系圖Fig.6 The relationship between the slope of the dynamic friction factor curve and the angular acceleration of the clutch driving and driven disc

2.3 不同滑摩量對(duì)微滑控制減振性能的影響

離合器微滑控制減振性能不僅受離合器摩擦片動(dòng)摩擦因數(shù)斜率的影響，還與滑摩量有關(guān)，需進(jìn)一步分析不同滑摩量對(duì)扭振性能衰減的影響。在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 200 r/min、離合器摩擦片動(dòng)摩擦因數(shù)曲線為斜率1工況下的仿真結(jié)果，得到如圖7所示的滑摩量與離合器主、從動(dòng)盤(pán)角加速度關(guān)系曲線圖。

圖7 滑摩量與離合器主、從動(dòng)盤(pán)角加速度關(guān)系圖Fig.7 The relationship between the sliding amount and the angular acceleration of the clutch driving and driven disc

由圖7可知，增大離合器滑摩量使離合器主動(dòng)盤(pán)的角加速度輕微增加，而從動(dòng)盤(pán)角加速度隨滑摩量的增大而顯著減小。從扭振衰減率來(lái)看，滑摩量為10 r/min時(shí)，離合器主、從動(dòng)盤(pán)間扭振衰減率為29.13%，滑摩量為80 r/min時(shí)，衰減率為69.22%。由此可以得出：離合器滑摩量越大，對(duì)傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的衰減率越高，減振性能越好。

2.4 微滑控制減振性能分析

由2.2節(jié)、2.3小節(jié)分析可得，離合器摩擦片動(dòng)摩擦因數(shù)曲線斜率和滑摩量越大，離合器微滑控制減振性能越好，但離合器滑摩量越大，則系統(tǒng)功率損失也越大，如圖8所示，即為不同滑摩量控制下計(jì)算所得的離合器傳遞效率圖，為在滿(mǎn)足全轉(zhuǎn)速工況下離合器傳遞效率不低于98%的情況下盡可能的提高系統(tǒng)減振性能，本文選取離合器滑摩量為20 r/min、動(dòng)摩擦因數(shù)曲線斜率為斜率1的參數(shù)組合對(duì)加速工況下DCT離合器微滑控制減振性能進(jìn)行仿真分析。

圖8 滑摩量與離合器傳遞效率關(guān)系圖Fig.8 The relationship between the sliding amount and clutch transmission efficiency

圖9為4擋WOT工況搭載DMF減振器有、無(wú)20 r/min離合器微滑控制工況下仿真所得的轉(zhuǎn)速-輸入軸角加速度幅值曲線圖。由圖9可以得出，當(dāng)無(wú)離合器微滑控制時(shí)，在1 100～3 000 r/min轉(zhuǎn)速內(nèi)，變速箱輸入軸角加速度幅值位于400～600 rad/s2；當(dāng)有20 r/min離合器微滑控制時(shí)，在1 100～3 000 r/min轉(zhuǎn)速內(nèi)，變速箱輸入軸角加速度幅值位于200～300 rad/s2，扭振衰減了50%。由此可見(jiàn)，采用離合器微滑控制能夠大大的提高系統(tǒng)減振性能，同時(shí)也證明在DCT車(chē)輛上用離合器微滑控制代替離心擺減振器來(lái)滿(mǎn)足減振需求方案的可行性。

圖9 有、無(wú)20 r/min滑摩減振性能對(duì)比圖Fig.9 Comparison diagram of damping performance with and without 20 r/min micro-slip

3 實(shí)車(chē)試驗(yàn)驗(yàn)證

為驗(yàn)證仿真結(jié)果準(zhǔn)確性，在該SUV整車(chē)上驗(yàn)證有、無(wú)離合器微滑摩控制對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)扭振和敲擊的影響。本次試驗(yàn)選取平直的瀝青路面(縱坡度不超過(guò)0.3%)和空曠低背景噪聲的環(huán)境(跑道中心線兩側(cè)20 m內(nèi)沒(méi)有大的聲反射物)進(jìn)行實(shí)車(chē)道路試驗(yàn)。為了得到在加速工況下變速箱輸入軸角加速度和變速箱殼體振動(dòng)加速度，需要測(cè)量變速器輸入軸扭振信號(hào)和變速箱殼體振動(dòng)信號(hào)，故在變速箱1擋和4擋齒輪處布置轉(zhuǎn)速傳感器，變速箱殼體處布置振動(dòng)加速度傳感器。在布置轉(zhuǎn)速傳感器時(shí)，傳感器探測(cè)頭應(yīng)與變速箱齒輪齒端保持1～2 mm的距離，以防兩者接觸，損壞傳感器，振動(dòng)加速度傳感器應(yīng)緊貼變速箱殼體，如圖10(a)所示；傳感器在實(shí)車(chē)中布置方案，如圖10(b)所示。

圖10 傳感器布置方案Fig.10 Sensor location

試驗(yàn)過(guò)程中，按照實(shí)際情況，分別對(duì)采用不同滑摩量控制的DCT車(chē)輛進(jìn)行4擋WOT、1 000～3 000 r/min轉(zhuǎn)速范圍整車(chē)道路扭振試驗(yàn)。由于仿真工況為4擋，因此本文只對(duì)4擋齒輪轉(zhuǎn)速信號(hào)進(jìn)行處理，得到變速箱輸入軸角加速度，并與仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。

由于存在外界不可抗拒的干擾因素，實(shí)測(cè)結(jié)果存在波動(dòng)，因此本文取1 150～1 250 r/min轉(zhuǎn)速區(qū)間實(shí)測(cè)值的平均值作為本次發(fā)動(dòng)機(jī)1 200 r/min工況下所得的變速箱輸入軸角加速度實(shí)測(cè)值，得到如圖11所示的發(fā)動(dòng)機(jī)1 200 r/min工況下不同滑摩量離合器微滑控制的變速箱輸入軸角加速度仿真與實(shí)測(cè)結(jié)果對(duì)比圖。

由圖11可知，仿真與實(shí)測(cè)結(jié)果趨勢(shì)一致，輸入軸角加速度隨著滑摩量的增大而減小，即離合器微滑控制減振性能隨著滑摩量的增大而增高。仿真與實(shí)測(cè)結(jié)果在數(shù)值上也相差不大，平均誤差為9.7%，在允許誤差范圍內(nèi)，初步驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性。

圖11 不同滑摩量離合器微滑控制仿真與實(shí)測(cè)對(duì)比圖Fig.11 Comparison between simulation and measurement of clutch micro-slip control with different sliding amount

圖12即為搭載不同減振方案下的仿真與實(shí)測(cè)結(jié)果對(duì)比圖。由圖12可知，無(wú)離合器微滑控制方案的仿真與實(shí)測(cè)結(jié)果在整個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)基本一致，誤差較小，部分轉(zhuǎn)速誤差偏大是由于實(shí)測(cè)過(guò)程中，存在一系列不可控因素，造成實(shí)測(cè)結(jié)果產(chǎn)生波動(dòng)，但整體上誤差較小；20 r/min離合器微滑控制方案的實(shí)測(cè)結(jié)果在整個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)存在一定幅度的波動(dòng)，這主要是本次實(shí)車(chē)離合器滑摩量控制存在一定波動(dòng)，且受外界因素影響。但仿真結(jié)果與實(shí)測(cè)結(jié)果變化趨勢(shì)基本一致，且仿真結(jié)果位于實(shí)測(cè)結(jié)果均值處，同樣也可證明離合器微滑控制模型的有效性。

圖12 有、無(wú)20 r/min滑摩減振性能仿真與實(shí)測(cè)對(duì)比圖Fig.12 Comparison damping performance between simulation and measurement of micro-slip with and without 20 r/min

圖13為有無(wú)離合器微滑控制的殼體振動(dòng)加速度Colormap對(duì)比圖。由圖13可知，無(wú)滑摩控制時(shí)，在1 500 r/min以下變速箱殼體振動(dòng)幅值較大，結(jié)合主觀駕評(píng)后認(rèn)為該轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)存在明顯的變速箱齒輪敲擊噪聲。而對(duì)離合器采取20 r/min微滑控制后，在整個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)變速箱殼體振動(dòng)幅值得到了很大的改善，結(jié)合主觀駕評(píng)后也認(rèn)為在整個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)不存在變速箱齒輪敲擊噪聲。試驗(yàn)結(jié)果表明離合器微滑摩可以減小變速器的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，消除DCT變速器的敲擊聲。

圖13 有、無(wú)離合器微滑控制的 殼體振動(dòng)加速度Colormap圖Fig.13 Colormap diagram of shell vibration acceleration with and without clutch micro-slip control

4 結(jié) 論

(1)離合器摩擦片動(dòng)摩擦因數(shù)影響離合器傳遞力矩，且只有采用正斜率摩擦因數(shù)的摩擦材料，才能增大系統(tǒng)的阻尼系數(shù)，進(jìn)一步影響離合器微滑控制減振性能。通過(guò)研究發(fā)現(xiàn)：離合器摩擦片動(dòng)摩擦因數(shù)曲線斜率越大，離合器微滑控制減振性能越好。

(2)離合器滑摩量越大，微滑控制減振性能越佳，但隨著滑摩量的增大，系統(tǒng)傳遞效率也會(huì)降低，因此在實(shí)際情況中，離合器滑摩量不宜過(guò)大，一般取15～25 r/min左右。

(3)為驗(yàn)證在DCT車(chē)輛上用離合器微滑控制代替離心擺減振器來(lái)滿(mǎn)足減振需求方案的可行性，仿真分析了有無(wú)離合器微滑摩控制的變速箱輸入軸角加速度，結(jié)果表明：進(jìn)行離合器微滑控制時(shí)扭振進(jìn)一步衰減了50%，進(jìn)一步提升了系統(tǒng)的減振性能，證明了在DCT車(chē)輛上用離合器微滑控制代替離心擺減振器來(lái)滿(mǎn)足無(wú)變速器敲擊聲的可行性。

(4)整車(chē)道路扭振和敲擊試驗(yàn)表明離合器微滑摩控制可以減小變速器的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，消除DCT變速器的敲擊聲。這表明本文的仿真建模和分析結(jié)果的準(zhǔn)確性。同時(shí)，也說(shuō)明文中的研究思路對(duì)解決工程實(shí)際問(wèn)題具有指導(dǎo)意義。