基于半主動阻尼拉桿的汽車不同換擋時間的振動控制研究

王道勇， 徐艷民

(廣東機電職業(yè)技術(shù)學(xué)院 汽車學(xué)院, 廣州 510550 )

為節(jié)省能源和降低排放，汽車的油耗控制至關(guān)重要。減少汽車原地?fù)Q擋時間，降低了油耗，但不可避免的加劇了汽車原地?fù)Q擋的沖擊與振動。因此，在減少汽車換擋時間的同時，降低汽車的沖擊與振動成為急需解決的問題。目前，減小換擋時的振動和沖擊的方法主要有：① 采用優(yōu)化控制算法使換擋平順；②對動力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計。

針對傳統(tǒng)汽油發(fā)動機，通常采用優(yōu)化控制算法對離合器及制動器在扭矩相或者慣性相的油液壓力或作用時間進(jìn)行控制，從而減小升檔過程的沖擊與振動[1-2]。為減小柴油發(fā)動機降檔過程的沖擊，將渦輪的加速度或者速度作為評價指標(biāo)，制定相應(yīng)的控制策略，從而改善換擋時的品質(zhì)[3-4]。Walker等[5]提出了一種抑制汽車換擋時非穩(wěn)態(tài)振動的主動控制策略，研究表明慣性相對減小換擋過程和換擋后的振動有重要作用。Lin等[6]開發(fā)了一種最優(yōu)反饋控制器，通過對換擋時電機的扭矩進(jìn)行主動控制可以顯著降低傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動。Roozegar等[7-8]提出了一種針對電動汽車的多級變速器的兩相換檔控制算法，該方法有助于電動汽車平穩(wěn)而快速換檔。Tian等[9]將汽車縱向沖擊度和換擋時間作為純電動汽車兩檔變速器換擋控制的評價指標(biāo)。

關(guān)于減小汽車原地?fù)Q擋沖擊與振動的報道較少，Tao等[10]提出了減小汽車原地?fù)Q擋沖擊與振動的評價模型，構(gòu)建了評價模型中控制參數(shù)的優(yōu)化分析方法。Nessler等[11-13]提出在汽車原地?fù)Q擋時，通過改變懸置系統(tǒng)的特性可以有效降低原地?fù)Q擋的沖擊與振動。

基于以上分析，考慮在懸置系統(tǒng)中增加半主動阻尼拉桿可以有效減小汽車發(fā)動機啟停和原地?fù)Q擋等非穩(wěn)態(tài)下的沖擊和振動[14-16]，本文建立了包含半主動阻尼拉桿的整車13自由度動力學(xué)模型，分析了汽車快速換擋下的動態(tài)響應(yīng)特性。結(jié)合試驗研究了在不同換擋時間下汽車的動力學(xué)行為和振動響應(yīng)規(guī)律。

1 汽車原地?fù)Q擋評價指標(biāo)及建模分析

1.1 評價指標(biāo)

對于自動擋汽車，原地?fù)Q擋的動態(tài)響應(yīng)評價指標(biāo)如下：

(1) 換擋時間

增加換擋時間提高了汽車的平順性，但變速箱的功率和使用壽命降低。減小換擋時間降低了油耗[17]，但導(dǎo)致了整車的振動加劇。因此，換擋時間可以直觀評估汽車的綜合性能。

(2) 汽車縱向加速度

自動檔汽車原地?fù)Q擋時在縱向上產(chǎn)生較大的低頻振動與沖擊，這類低頻振動易于被人體感知，因此，汽車的縱向加速度αp可以直觀表征原地?fù)Q擋時的振動特性。

(3) 沖擊度

汽車原地?fù)Q擋過程產(chǎn)生的沖擊度用車身加速度在換擋時間內(nèi)的導(dǎo)數(shù)評價。因此，沖擊度可以表征汽車原地?fù)Q擋時的NVH特性。

(1)

(4) 振動劑量值(vibration dose value, VDV)

VDV為評價駕駛員對換擋沖擊的感受，單位為m·s-1.75[18]。

(2)

(5) 懸置的動反力

汽車原地?fù)Q擋時的沖擊與振動主要通過懸置傳遞到車內(nèi)，因此，懸置縱向的動反力可以用作評價汽車原地?fù)Q擋振動的大小。

F=kdynxp+Δ

(3)

式中：kdyn為懸置的動剛度；xp為懸置在動力總成坐標(biāo)系下的縱向位移；Δ為力與位移的修正項。

1.2 包含半主動阻尼拉桿的13自由度模型

在汽車動力總成懸置系統(tǒng)中，將半主動阻尼拉桿看成第四點懸置，建立新的動力總成四點懸置系統(tǒng)，如圖1所示。

半主動阻尼拉桿的結(jié)構(gòu)如圖2所示。當(dāng)汽車在原地?fù)Q擋及發(fā)動機啟停等非穩(wěn)態(tài)工況時，電磁閥關(guān)閉，半主動阻尼拉桿的油液通過運動活塞的阻尼孔流動，產(chǎn)生大阻尼來衰減原地?fù)Q擋的沖擊與振動。

汽車原地?fù)Q擋時，動力傳動系統(tǒng)在換擋過程中未充分連接，很難從汽車動力傳動系統(tǒng)的角度分析原地?fù)Q擋的振動響應(yīng)。由于原地?fù)Q擋沖擊可歸結(jié)為變速箱中的扭矩擾動所致，因此，從整車的角度進(jìn)行分析，建立包含半主動阻尼拉桿的整車13自由度動力學(xué)模型，如圖3所示。其中，動力總成為6自由度，車身為3自由度，4個非簧載質(zhì)量共4個垂向自由度。

分別對動力總成、車身及非簧載質(zhì)量進(jìn)行動力學(xué)分析，進(jìn)而推導(dǎo)出整車13自由度動力學(xué)模型如式(4)所示

(4)

式中：qp為動力總成質(zhì)心位移；qb為車身質(zhì)心位移；qu為汽車四個非簧載質(zhì)量在垂直方向的位移；Fp為動力總成激勵力；MP為動力總成在坐標(biāo)系Op-XpYpZp下的質(zhì)量矩陣；Mb為車身在車身坐標(biāo)系Ob-XbYbZb下的質(zhì)量矩陣；Mu為四個非簧載質(zhì)量組成的質(zhì)量矩陣。

1.3 模型驗證

為驗證13自由度整車動力學(xué)模型的有效性，在變速箱檔位從P檔以一般速率切換到D檔時，將測試得到的發(fā)動機懸置和防扭拉桿主動端的加速度與理論計算值進(jìn)行了對比，如圖4和圖5所示。

在動力總成懸置系統(tǒng)中加和不加半主動阻尼拉桿時，發(fā)動機懸置主動端加速度的試驗值和測試值，如圖4所示。

由圖4(a)、圖4(b)分析可知：在一般速率原地?fù)Q擋時，發(fā)動機懸置振動頻率主要為10 Hz和33 Hz。當(dāng)頻率為10 Hz時，加拉桿和不加拉桿的計算值和試驗值基本一致。當(dāng)頻率為33 Hz時，不加拉桿時的試驗值和計算值的相對誤差為17%，添加半主動阻尼拉桿的相對誤差為12.8%。

在動力總成懸置系統(tǒng)中加和不加半主動阻尼拉桿時，防扭拉桿主動端加速度的試驗值和測試值，如圖5所示

由圖5(a)、圖5(b)分析分析可知：在一般速率換擋時，防扭拉桿的振動頻率主要為10 Hz和33 Hz。當(dāng)頻率為10 Hz時，不加和加半主動阻尼拉桿時的試驗值和計算值的相對誤差分別為13.5%和19.2%。當(dāng)頻率為33 Hz時，不加和加半主動阻尼拉桿時的試驗值和計算值的相對誤差分別為6.3%和16.3%。

通過上述分析，由于理論計算時忽略了諸多非線性因素，因此，理論計算值比試驗值偏大。而理論值與試驗值誤差小于20%，反映了非穩(wěn)態(tài)工況下加速度真實的變化規(guī)律和趨勢，在一定程度上驗證了本文13自由度整車動力學(xué)模型的有效性。

2 動態(tài)響應(yīng)分析

2.1 動力總成激勵力識別

汽車在原地?fù)Q擋時，以最為典型的P檔切換到D檔為例，當(dāng)加快換擋速率時，測得的懸置系統(tǒng)的動反力和加速度，如圖6和圖7所示。

汽車在原地?fù)Q擋時的激勵力，如圖8所示。

2.2 動態(tài)響應(yīng)評價指標(biāo)計算

為評價半主動阻尼拉桿對汽車原地?fù)Q擋振動與沖擊的影響，將動力總成的激勵力作為整車13自由度動力學(xué)模型的輸入，根據(jù)整車的動態(tài)特性參數(shù)，采用增量諧波平衡法對整車的動態(tài)響應(yīng)評價指標(biāo)即汽車縱向、垂向加速度，汽車沖擊度和懸置系統(tǒng)主動端的VDV進(jìn)行計算與分析。

(1) 加速度

在汽車快速換擋時，汽車的縱向和垂向加速度的頻譜關(guān)系分別如圖9和圖10所示。由圖可知，汽車在縱向和垂向的振動頻率為4 Hz、9 Hz和25 Hz。添加半主動阻尼拉桿后，汽車縱向和垂向的加速度幅值在各個振動頻率下均相應(yīng)減小。

(2) 沖擊度

由圖11可知，汽車沖擊度在頻率為25 Hz時變化顯著，不加半主動阻尼拉桿時的汽車沖擊度為12.2 m/s3，而添加半主動阻尼拉桿后的沖擊度幅值減小為0.72 m/s3，使得汽車的縱向沖擊振動顯著降低，滿足汽車換擋品質(zhì)要求。

(3) VDV

由圖12可知，當(dāng)變速箱檔位從P檔快速切換到D檔過程中，發(fā)動機懸置主動端的VDV峰值從1.95 m·s-1.75減小為1.77 m·s-1.75，防扭拉桿主動端的VDV峰值從3.14 m·s-1.75減小為2.56 m·s-1.75，變速箱懸置主動端的VDV峰值從1.64 m·s-1.75減小為1.62 m·s-1.75。發(fā)動機懸置和防扭拉桿VDV峰值分別減小了9.2%和18%，而變速箱懸置變化不明顯。綜合以上分析可知，添加半主動阻尼拉桿后，懸置主動端的加速度減小，從而通過懸置傳遞到車內(nèi)的振動減小。

3 原地?fù)Q擋時的試驗測試與驗證

為分析半主動阻尼拉桿對汽車原地快速換擋沖擊與振動的影響，采用LMS數(shù)據(jù)采集設(shè)備和PCB三向加速度傳感器對座椅導(dǎo)軌加速度進(jìn)行測試，分析汽車變速器在P檔位和D檔位快速切換過程中整車的振動響應(yīng)特性及規(guī)律。

汽車變速箱從P檔快速切換到D檔，以及從D檔快速切換到P檔時，座椅導(dǎo)軌的各向加速度如圖13、圖14所示

通過圖13和圖14分析可知，座椅導(dǎo)軌各向加速度的峰值如表1所示。

表1 P檔切換至D檔座椅導(dǎo)軌加速度峰值

對表1分析可知，添加半主動阻尼拉桿后，當(dāng)變速箱檔位從P檔快速切換到D檔位時，座椅導(dǎo)軌的各向加速度峰值均減小，X，Y和Z向加速度降幅分別為70%，11%和55%。因此，添加半主動阻尼拉桿減小了汽車原地?fù)Q擋時的振動。

通過表2分析可知，當(dāng)變速器從D檔快速切換到P檔時，座椅導(dǎo)軌三向加速度峰值分別降低了67%，56%和63.6%。因此，添加半主動阻尼拉桿使得汽車原地?fù)Q擋時振動顯著降低。

表2 D檔切換至P檔座椅導(dǎo)軌加速度峰值

4 討 論

當(dāng)換擋時間從1.2 s切換到0.9 s時，通過理論計算得到的懸置的VDV值如表3和表4所示。

表3 不加半主動阻尼拉桿時的懸置的VDV值

表4 加半主動阻尼拉桿時的懸置的VDV值

通過表3和表4分析可知，不同換擋時間產(chǎn)生的換擋沖擊與振動主要通過變速箱懸置和防扭拉桿傳遞到車內(nèi)，變速箱懸置對懸置系統(tǒng)阻尼的增加不敏感，而發(fā)動機懸置對動力總成的振動不敏感。相對于變速箱懸置和防扭拉桿，原地?fù)Q擋的振動主要是通過防扭拉桿傳遞到車內(nèi)。

汽車變速器從P檔切換到D檔時，加和不加半主動阻尼拉桿的座椅導(dǎo)軌加速度如表5和表6所示。

表5 不加半主動阻尼拉桿的座椅導(dǎo)軌加速度

表6 加半主動阻尼拉桿的座椅導(dǎo)軌加速度

由表5和表6可知，當(dāng)減少換擋時間時，座椅導(dǎo)軌的各向加速度在加和不加半主動阻尼拉桿時均變大。對于不同換擋時間，加半主動阻尼拉桿時的座椅導(dǎo)軌各向加速度比不加時要小。加半主動阻尼拉桿且換擋時間為0.9 s時的座椅導(dǎo)軌的縱向加速度和換擋時間為1.2 s且不加半主動阻尼拉桿的加速度相近，因此，在懸置系統(tǒng)中添加半主動阻尼拉桿可以減少換擋時間，從而降低油耗。

汽車變速器從D檔切換到P檔時，加和不加半主動阻尼拉桿的座椅導(dǎo)軌加速度如表7和表8所示。

表7 不加半主動阻尼拉桿的座椅導(dǎo)軌加速度

表8 加半主動阻尼拉桿的座椅導(dǎo)軌加速度

由表7和表8可知，當(dāng)減少換擋時間時，座椅導(dǎo)軌的各向加速度在加和不加半主動阻尼拉桿時均變大。對于不同換擋時間，加半主動阻尼拉桿時的座椅導(dǎo)軌各向加速度比不加時要小。加半主動阻尼拉桿且換擋時間為0.9 s時的座椅導(dǎo)軌的縱向加速度和換擋時間為1.2 s且不加半主動阻尼拉桿的加速度相近。與此同時，加半主動阻尼拉桿且換擋時間為0.9 s時的座椅導(dǎo)軌的垂向加速度小于換擋時間為1.2 s且不加半主動阻尼拉桿的加速度，因此，在懸置系統(tǒng)中添加半主動阻尼拉桿可以減少換擋時間，從而降低油耗。

5 結(jié) 論

(1) 發(fā)動機懸置和防扭拉桿主動端加速度試驗值與理論值的接近，在一定程度上驗證了本文13自由度整車動力學(xué)模型的有效性。

(2) 通過對汽車原地快速換擋時的動態(tài)響應(yīng)分析及試驗測試可知，在懸置系統(tǒng)中添加半主動阻尼拉桿可以有效減小換擋時的沖擊與振動。

(3) 不同換擋時間產(chǎn)生的換擋沖擊與振動主要通過變速箱懸置和防扭拉桿傳遞到車內(nèi)，變速箱懸置對懸置系統(tǒng)阻尼的增加不敏感，而發(fā)動機懸置對動力總成的振動不敏感。加半主動阻尼拉桿且換擋時間為0.9 s時的座椅導(dǎo)軌的縱向加速度和換擋時間為1.2 s且不加半主動阻尼拉桿的加速度相近，因此，在懸置系統(tǒng)中添加半主動阻尼拉桿可以減少換擋時間，從而降低油耗。