双离合变速箱传动系统的减振措施，能否降低变速箱齿轮敲击噪声？
文 |江语迟
编辑 | 江语迟
序
双离合变速箱是自动变速箱的一种，具有电控机械自动变速箱高燃油经济性，和液力机械自动变速箱换挡，过程动力不中断的特点。
而由于DCT变速箱具有内外两个离合器，被动离合器从动盘大惯量的存在，降低了变速箱的敲击阈值，大大提高了变速箱的敲击灵敏度，从而引发变速箱齿轮敲击噪声。
如今，汽车厂商为响应国家节能减排的号召，对发动机采取了高转矩、小型化、低速化等一系列改进措施，而这些改进措施恰恰导致传动系扭振恶化，增大了发动机与变速箱输入轴的转矩波动幅值，引发强烈的扭转振动。
那么，如何有效的隔绝发动机曲轴的转矩波动，降低DCT车辆动力传动系统的扭转振动，达到DCT变速箱无敲击噪声的需求，进而提高乘坐舒适性，也就成为了当前急需解决的关键问题之一。
车辆传动系统的灵敏度
车辆动力传动系统主要由发动机、飞轮、离合器、变速箱、主减速器、差速器、半轴、车轮等子系统组成，是一个十分复杂的多自由度扭振系统。
因此，其简化建模方式多种多样，不同的研究对象，所建模型的自由度数也各有不同，需要根据所研究对象的频率范围，来确定所建模型的自由度数。
同时，车辆传动系统的结构参数众多，这些参数对系统的固有频率及振型均有影响，快速找到对系统固有频率，以及振型影响最大的结构参数，对后续传动系统扭振减振措施的研究具有重要意义。
为此，我们研究团队通过分析系统的固有特性，确定本次仿真模型的自由度数，以及重点研究阶次振型，通过参数灵敏度分析，找到对系统固有频率及振型影响最大的结构参数，为之后减振措施研究方向提供依据。
事实上，车辆动力传动系统是一个非常复杂的系统，各个部件之间相互联系，且各部件都是既有转动惯量，又有扭转刚度的运动体，并不是绝对的弹性体或者刚性体。
同时，各部件的转动惯量、轴段扭转刚度，并不都是分布均匀、对称的，因此，对车辆传动系建立绝对的力学模型几乎是不可能的。
所以，我们研究团队需要对系统进行简化，建立一个易于分析，且计算精度能够达到要求的仿真模型。
目前，研究团队中用于车辆传动系轴系扭振计算的仿真模型，可分为两大类：均布参数模型和集中质量模型。
均布参数模型就是将整车动力传动系统，简化为轴系质量沿轴线均匀连续分布，与实际情况较为接近，因此在处理轴系零部件时，具有两种模型：阶梯轴模型和框架模型。
阶梯轴模型就是使动力传动系统轴系等效，为连续形式的阶梯轴线，而框架模型就是将复杂形状的部件，转换为有规则形式的连续实体。
与上述的类型不同，集中质量模型则是对整个传动系进行当量转化，将系统离散为多个只有转动惯量，而无扭转刚度的惯量点，以及只有扭转刚度，而无转动惯量的连接部分。
通过对比两种不同的仿真模型可知，均布参数模型更加贴合实际，但其计算较为复杂，只适用于对已知轴系的计算分析。
而集中质量模型计算简单，且工程实践表明，该模型能够达到精度要求，因此，在此次研究当中，我们研究团队也决定采用集中质量模型。
在加速工况下，由于变速箱和主减速器传动比的存在，变速箱输入轴后的转速与发动机转速，存在一定的速比关系。
因此，为方便仿真计算，需要将变速箱输入轴后的转动惯量、扭转刚度，以及扭转阻尼参数通过能量相等原则等效为：与变速箱输入轴等速下的当量参数。
实验证明，车辆传动系统是一个十分复杂的多自由度系统，包含着众多的参数，如各部件的转动惯量、各轴段的扭转刚度，这些参数对传动系统扭振，均具有一定的影响。
因此，如何快速的找到对传动系统扭振影响最大的参数，从而有效的对传动系统扭振进行优化，是非常有必要的。
而参数灵敏度分析，则是利用偏导数法求解，得出汽车动力传动系无阻尼自由扭振系统中，对固有频率和振型灵敏度最高的结构参数，之后以这些参数为变量，对传动系统扭振进行优化。
由此，在本研究当中，我们研究团队主要对车轮传动系统进行了简化，介绍了相应的参数等效方法，并基于此，建立了不同自由度数的车辆传动系统，以及自由扭振动力学模型。
然后根据模态分析及变速箱敲击噪声研究频率范围，确定出本次研究模型的自由度数，及重点研究阶次振型，最后通过参数灵敏度分析，分别计算出结构参数，对固有频率和模态振型的灵敏度。
进而找到对固有频率和模态振型，最为敏感的结构参数，也就是离合器转动惯量，以及扭转减振器刚度，为之后优化传动系统扭转振动，提供了研究方向。
加速工况车辆传动系统扭振减振
车辆动力传动系统是一个复杂的非线性系统，而扭振是动力传动系统主要振动形式之一。
在加速工况下，发动机转速在短时间内迅速上升，形成宽频激振，进一步恶化了传动系扭振，为达到变速箱无敲击噪声的需求，我们研究团队需对该车辆动力传动系统扭振进行优化，衰减变速箱输入轴角加速度幅值。
由之前的分析可知，离合器转动惯量及扭转减振器刚度，分别对该系统的三阶固有频率和离合器、输入轴惯量点的三阶模态振型最为敏感，通过改变该参数，能够达到优化传动系扭振的目的。
同时，系统阻尼能够达到消耗能量的目的，因而也是优化传动系扭振的一种手段。
基于此，我们研究团队提出了，在该车辆传动系统上，使用四种减振措施来进行扭振优化，分别为：离合器从动盘扭转减振器、双质量飞轮扭转减振器、离合器微滑控制、离心摆式扭转减振器。
通过将对上述四种减振措施在加速工况下，减振性能进行仿真对比分析，我们团队先是分析了各类减振措施的减振原理，之后建立减振器非线性动力学子模型。
并在此基础之上，整合至整车传动系扭振模型上，得到搭载不同减振措施的整车传动系，非线性动力学模型，然后进行仿真分析，通过与变速箱敲击阈值曲线进行对比，得到各减振措施的减振性能优点和缺点，并进行减振性能与传动效率协同分析。
最终结果表明，离合器从动盘扭转减振器，也就是在离合器从动盘上安装一组弹性元件和阻尼元件，从动片和从动盘毂之间，通过减振弹簧和阻尼环弹性的联接，在一起形成扭转减振器，具体结构如下图所示：
离合器从动盘扭转减振器的静态扭转特性曲线，通常由减振弹簧弹性扭矩曲线，和阻尼环迟滞特性曲线组合而成，如下图所示，也就是为典型的二级减振刚度离合器从动盘扭转减振器，其静态扭转特性曲线。
那么，由图上可知，离合器从动盘扭转减振器，具有多级减振刚度和迟滞特性，等非线性特性，其所对应的分段线性函数和阶跃函数，具有非连续、不可微分性。
因此，在建立离合器从动盘扭转减振器，非线性动力学子模型时，如果不对其进行特殊处理，可能会导致在仿真过程中，出现奇异点和不收敛，成仿真失败或结果不准确。
离合器微滑控制，也就是通过某种控制手段，使离合器主、从动盘产生目标转速差，形成微滑摩，此时离合器主、从动盘之间始终保持在动摩擦状态。
为深入分析离合器微滑控制的减振机理，我们研究团队以湿式双离合变速箱微滑摩控制为例，建立湿式双离合器二自由度扭振模型，如下图所示：
由上图可知，离合器微滑控制，既可与离合器从动盘扭转减振器结合使用，又可与双质量飞轮扭转减振器结合使用，在此我们研究团队以后者为例，建立离合器微滑控制，非线性动力学子模型。
先是对这四种减振措施的减振机理进行了分析，并分别建立了四种减振器非线性动力学子模型，然后将四种减振器非线性动力学子模型，分别整合至整车传动系动力学模型上，以得到搭载不同减振措施的整车传动系，非线性动力学模型。
基于此分析得出其运动微分方程，之后分别对四种减振措施在4挡工况下进行仿真分析，并将仿真所得的变速箱，输入轴角加速度幅值，与变速箱敲击阈值进行比较。
研究最后，对离合器微滑控制的减振性能，与传动效率进行协同分析，得出只有离心摆式双质量飞轮和考虑滑摩控制的双质量飞轮，才能够同时满足变速箱无敲击噪声，和传动效率要求的结论。
车辆传动系统扭转减振器减振性能
为验证仿真模型的有效性，需对整车传动系统进行扭振试验，扭振试验可分为台架试验和整车道路试验，台架试验简便快捷，试验环境要求低，但无法完全模拟整车传动系统实际边界条件。
而整车道路试验环境要求高，试验过程复杂，但更能准确的反映车辆传动系统实际工作条件，于是，本研究中，我们团队采用整车道路试验，对整车传动系统进行扭振试验。
通过制作相应扭转减振器样件，并将所制样件，分别装备于某搭载7速DCT车辆上，进行整车道路扭转试验，并将试验结果与仿真结果进行对比，验证仿真模型的有效性。
双质量飞轮和双线形离心摆式双质量飞轮在外观上一致，无明显差别，因此，在此我们团队仅用一张实物图表示，如下图（a）所示：
研究表明，整车动力传动系统扭转振动，是整个传动系统模态耦合现象，需要对多个动力传动系统关键部件进行数据采集，在本次试验中，主要使用包含扭振、振动及数据采集前端等测试设备，如下图所示：
磁电转速传感器需在安装位置处打孔，并进行攻丝形成螺纹孔，磁电转速传感器正对齿盘的齿顶中心，且传感器探测头应与齿盘齿顶保持1~2mm的距离，以防两者接触，损坏传感器，而两者距离过远，则难以采集到转速信号。
振动加速度传感器应紧贴变速箱壳体，且安装方向应与整车坐标系方向一一对应，如下图所示：
实测结果为：发动机角加速度幅值曲线受路面、驾驶员踩踏板力度等，不可避免因素影响，存在些许波动，但仿真与实测结果，在整个转速范围内基本一致。
此时的变速箱输入轴角加速度幅值仿真，与实测结果存在一定误差，实测过程中，DCT变速箱在低转速时，离合器存在一定微滑摩，而仿真模型中未考虑离合器微滑摩，导致仿真结果偏大。
在高转速时，在实测过程中存在一系列不可控因素，且发动机激励除二阶主谐次激励外，还有其它谐次激励，而仿真过程只考虑发动机主谐次激励，也就是二阶激励，因而仿真结果偏小。
但仿真与实测结果在整个转速范围内，变化趋势基本是一致的，证明单质量飞轮扭转减振器模型是有效的。
由上图可知，搭载单质量飞轮扭转减振器后，在转速1600rpm以下，变速箱壳体振动幅值较大，表现出很强的宽带齿轮敲击特性，结合主观驾评后，我们研究团队认为，该转速范围内存在明显的变速箱齿轮敲击噪声，与仿真分析结果一致。
由上图可得，实测结果发动机角加速度幅值曲线受路面、驾驶员踩踏板力度等不可避免因素影响，存在些许波动，但仿真与实测结果在整个转速范围内基本一致。
变速箱输入轴角加速度幅值仿真，与实测结果存在一定误差，在发动机转速2400rpm以下，双线形离心摆式双质量飞轮仿真，与实测结果基本一致，但当转速大于2400rpm时，仿真与实测结果误差逐渐增大。
这是由于高转速下，离心摆表现出软化非线性现象，离心摆调谐阶次发生改变，减振性能减弱，而仿真模型中在整个转速范围内，离心摆始终以线性关系进行建模，因而导致仿真结果偏小。
但低转速区域内，仿真与实测结果基本一致，同样在一定程度上，验证了离心摆式扭转减振器模型的有效性。
事实证明，我们研究团队最后通过对比仿真，与实测所得的发动机飞轮端、变速箱输入轴角加速度幅值曲线，结合变速箱壳体振动加速度图，以及工程师主观驾评，验证了仿真模型的有效性。
结语
在实际工况中，车辆动力传动系统扭转振动，是引发变速箱齿轮敲击的主要因素之一，由此可知，车辆动力传动系统扭振幅值大小的准确预测，已及有效抑制十分重要。
建立更加完善准确的仿真分析模型，进行车辆动力传动系统扭振分析，是评估车辆动力传动系统平稳水平的重要手段。
本此研究，对于搭载DCT车辆的传动系扭转振动抑制，具有一定指导意义，但受制于时间、试验条件、项目进展等因素，该研究工作仍有不足之处，希望在之后的研究当中，能够有更加精准的实验结果，为双离合变速箱的稳定性优化提供理论支持。