行之知识产权综合服务平台

技术领域

本发明涉及一种汽车发动机性能试验模拟方法，尤其涉及一种汽车传动系试验台架发 动机扭振模拟方法。

背景技术

近年来汽车的NVH问题越来越多的引起工程师的关注，发动机扭矩的周期性波动会引 起传动系的扭转振动，从而产生噪声，降低零部件的使用寿命。如果变速器齿轮设计不当， 发动机周期扭矩脉动会引起变速器的敲击声，从而影响汽车的NVH品质。利用实物发动机 驱动进行NVH试验具有诸多缺点，1)发动机燃油为易燃物，且其工作过程中易产生着火 等危险因素，同时其排放的废气也不利于环保。2)NVH试验主要测量被试变速器的噪声 问题，而在试验中实物发动机的较高的噪声会影响变速器NVH的测试。3)在传动系开发 的初始阶段，通常情况下与其匹配的发动机也在开发测试中，因此很难获得发动机作为驱 动在室内台架上对传动系进行NVH等性能测试。综上所述，利用高动态驱动电机代替发动 机进行室内传动系台架试验具有安全环保、试验方便等诸多优点。

如果要在室内台架上复现因发动机周期扭转振动引起的NVH问题，就需要一个高精度 的扭振模型(模拟活塞连杆的惯量扭矩及各缸的燃烧扭矩)。发动机扭振模拟系统包括一个 低惯量高动态特性的驱动电机和一个满足实时控制要求的扭振模型(模拟活塞连杆的惯量 扭矩及各缸的燃烧扭矩)。发动机扭矩周期脉动频率很高，如一个4缸2冲程发动机怠速转 速为900r/min，则其点火频率为30Hz，又经测试发现一个完整的周期扭振波形至少需要12 个点才能完整地再现出来，所以要对转速为900r/min时的发动机周期扭矩振动进行模拟， 其通信频率或控制周期至少要达到30×12＝360Hz，如果发动机转速为6000r/min，则其通 信频率或控制周期应达到2400Hz，因此发动机模型的计算速度应满足实时控制要求。精确 的发动机模型在很多文献中都有论述，如黑箱模型和基于物理结构的模型等，由于这些模 型需要大量的发动机开发数据或详细的发动机设计参数，这些参数在传动系试验中不易获 得，而且传统的物理模型在模拟发动机燃烧特性时复杂的数学计算很难满足高动态控制响 应的要求，因此这些模型不适用于传动系台架的动态模拟。因此迫切需要提供一种满足高 动态实时控制要求的发动机扭振模型及模拟方法。

发明内容

针对现有技术存在的上述不足，本发明的目的在于提供一种汽车传动系试验台架发动 机扭振模拟方法，精确度高，实时性高，计算量小，能够满足发动机周期扭矩脉动(扭振) 模拟时的高动态控制响应。

为了解决上述技术问题，本发明采用的技术方案是这样的：一种汽车试验台架发动机 扭振模拟方法，其特征在于：包括如下步骤：

1)根据发动机的固有参数，建立发动机“油门开度—转速—扭矩”模型，通过该“油 门开度—转速—扭矩”模型能根据输入的油门开度或转速信号，获得与之对应的扭矩信号， 即获得发动机的平均扭矩T_M；

2)建立惯量扭矩解算模型，获得惯量扭矩T_I：

发动机往复运动部件所产生的往复惯性力为：

P I = - m x ·· ; ]]>

式中：m为活塞和连杆的总质量，x为活塞行程，表示活塞加速度；

由于往复惯性力通过连杆作用在曲柄销上，在曲轴上产生周期性变化的力矩，从而引 起轴系的惯量扭振，因此：

x = ( L + r ) - ( L c o s β + r c o s α ) = r ( 1 - cos α ) + L ( 1 - 1 - λ 2 sin 2 α ) ; ]]>

式中L为连杆长度，r为曲柄半径，α为曲柄转角，β为连杆与曲柄销中心与曲轴旋转 中心线的夹角，λ为曲柄半径与连杆长度比；

从而得到活塞加速度(近似公式)：

x ·· = rω c 2 ( c o s α + λ c o s 2 α ) ; ]]>

式中ω_c为曲柄旋转角速度；

由此得到往复惯性力为：

P_I＝-mrω_c²(cosα+λcos2α)；

由往复惯性力所产生的力矩为：

T I = P I sin ( α + β ) cos β · r ≈ - mr 2 ω c 2 ( cos α + λ cos 2 α ) ( sin α + λ 2 sin 2 α ) = mr 2 ω c 2 ( λ 4 sin α - 1 2 sin 2 α - 3 λ 4 sin 3 α - λ 2 4 sin 4 α ) ; ]]>

3)建立燃烧扭矩解算模型，获得燃烧扭矩T_C：

燃烧扭矩是由气缸内气体燃烧膨胀对活塞引起的力传递到曲轴和飞轮产生的周期性 力矩，其燃烧压力为：

P ( α ) = P c o m p ( α I V C ) × V d ( α I V C ) k V ( α ) k ; ]]>

式中：P_comp(α_IVC)进气支管压力，V_d(α_IVC)气缸容积，V(α)压缩过程中气缸容 积(瞬时容积)，k为膨胀系数；

瞬时气缸工作容积为：

V ( α ) = πD 2 4 { x ϵ - 1 + x 2 [ ( 1 + 1 λ ) - c o s ( π 180 α ) - 1 λ 1 - λ 2 sin 2 ( π 180 α ) ] } ; ]]>

式中：为压缩比，V_c为燃烧室容积，D为气缸直径；

曲柄受到的单缸燃烧扭矩为活塞受到的燃烧压力乘以活塞行程随曲柄转角的变化率， 即可得到：

T C = ( P ( α ) - P a t m ) × A p × d x d α = ( P ( α ) - P a t m ) π D 2 4 [ r sin ( α ) + r 2 2 L sin ( 2 α ) ] ; ]]>

式中：P(α)为燃烧压力，P_atm大气压力，A_p气缸活塞面积，活塞运动速率；

4)对平均扭矩T_M，惯量扭矩T_I，以及燃烧扭矩T_C进行拟合，得到电动机的输入扭 矩，即总的发动机扭矩T_en:

T_en＝T_M+T_I+T_C。

进一步地，当发动机为多缸发动机时，首先通过步骤1)—步骤4)上述方法得到各单 缸的扭矩，然后根据缸数和发火顺序进行扭矩叠加，从而获得发动机总的扭矩信号。

与现有技术相比，本发明具有如下优点：

1、本发明的发动机扭振模拟方法，把发动机扭矩分为平均扭矩、惯性扭矩和燃烧扭矩， 通过数学模型分别对平均扭矩、惯性扭矩和燃烧扭矩解算，各数学模型计算量小，从而节省 了系统运行资源，解决了发动机周期扭振模拟过程中，对扭振模型的实时性和动态响应需求。

2、本发明提供的发动机扭振模拟方法能够模拟发动机在不同缸数、不同曲轴和飞轮转 动惯量下的扭振特性，易于移植到不同的控制器中，较好地满足了台架高动态响应的控制 需求。

附图说明

图1为发动机扭矩MAP图。

图2发动机扭矩组成原理图。

图3发动机活塞结构示意图。

图4四缸发动机扭矩叠加原理图。

图5汽车传动系试验台架。

图中：1—上位机，2—驱动器，3—永磁同步电机，4—交流异步电机，5—待测变速器， 6—编码器，7—转速扭矩传感器。

具体实施方式

下面将结合附图及实施例对本发明作进一步说明。

实施例：本汽车试验台架发动机扭振模拟方法主要应用于室内汽车传动系试验台架， 通过驱动电机模拟发动机的周期脉动扭矩(即扭振)，目标是为变速器等传动系部件的性能 测试提供一个逼真的发动机工况条件，以达到离合器、变速器等传动系部件的性能测试的 目的。

具体实施时，如：对变速器传动性能进行测试，该试验台架如图5所示，其包括上位 机1、驱动器2、永磁同步电机3、交流异步电机4、离合器、待测变速器5、编码器6以及 转速扭矩传感器7，其中，永磁同步电机3通过离合器与待测变速器5的输入端相连，以驱 动待测变速器5；待测变速器5的输出端接交流异步电机4，同时在待测试变速器输入、输 出端分别连接转速扭矩传感器7用来采集测试数据，两个电机的转速闭环回馈信号由安装 在两个电机上的编码器6获得。为了满足快速响应的闭环控制要求，在进行测试之前，输 入发动机的物理尺寸参数和压缩比等燃烧参数，在试验过程中，本汽车试验台架发动机扭 振模拟方法根据输入的发动机参数、台架编码器6反馈的实时转速和油门踏板开度信号计 算出总的发动机周期扭矩脉动目标曲线，发送给电机驱动器2，由电机驱动器2驱动电机模 拟发动机实际工作过程的周期扭矩脉动，为被试变速器等传动系部件提供一个逼真的发动 机周期扭矩脉动的工作环境，便于在室内台架上对被试变速器的NVH等性能进行测试。

参见图1—图3，本汽车试验台架发动机扭振模拟方法，包括如下步骤：

1)根据发动机的固有参数，建立发动机“油门开度—转速—扭矩”模型，发动机“油 门开度—转速—扭矩”模型的建立为现有技术，通常根据发动机“油门开度—转速—扭矩” MAP图进行建立。通过该“油门开度—转速—扭矩”模型能根据输入的油门开度或转速信号， 获得与之对应的扭矩信号，即获得发动机的平均扭矩T_M。

2)建立惯量扭矩解算模型，获得惯量扭矩T_I：

发动机往复运动部件所产生的往复惯性力为：

P I = - m x ·· ; ]]>

式中：m为活塞和连杆的总质量，x为活塞行程，表示活塞加速度；

由于往复惯性力通过连杆作用在曲柄销上，在曲轴上产生周期性变化的力矩，从而引 起轴系的惯量扭振，因此：

x = ( L + r ) - ( L c o s β + r c o s α ) = r ( 1 - cos α ) + L ( 1 - 1 - λ 2 sin 2 α ) ; ]]>

式中L为连杆长度，r为曲柄半径，α为曲柄转角，β为连杆与曲柄销中心与曲轴旋转 中心线的夹角，λ为曲柄半径与连杆长度比；

从而得到活塞加速度(近似公式)：

x ·· = rω c 2 ( c o s α + λ c o s 2 α ) ; ]]>

式中ω_c为曲柄旋转角速度；

由此得到往复惯性力为：

P_I＝-mrω_c²(cosα+λcos2α)；

由往复惯性力所产生的力矩为：

T I = P I sin ( α + β ) cos β · r ≈ - mr 2 ω c 2 ( cos α + λ cos 2 α ) ( sin α + λ 2 sin 2 α ) = mr 2 ω c 2 ( λ 4 sin α - 1 2 sin 2 α - 3 λ 4 sin 3 α - λ 2 4 sin 4 α ) ; ]]>

其中，发动机固有的参数(m、L、r、α、β、λ、以及ω_c)在实验前根据需要模 拟的发动机的参数输入到惯量扭矩解算模型中。

3)建立燃烧扭矩解算模型，获得燃烧扭矩T_C：

燃烧扭矩是由气缸内气体燃烧膨胀对活塞引起的力传递到曲轴和飞轮产生的周期性 力矩，其燃烧压力为：

P ( α ) = P c o m p ( α I V C ) × V d ( α I V C ) k V ( α ) k ; ]]>

式中：P_comp(α_IVC)进气支管压力，V_d(α_IVC)气缸容积，V(α)压缩过程中气缸容积(瞬时 容积)，k为膨胀系数；

瞬时气缸工作容积为：

V ( α ) = πD 2 4 { x ϵ - 1 + x 2 [ ( 1 + 1 λ ) - c o s ( π 180 α ) - 1 λ 1 - λ 2 sin 2 ( π 180 α ) ] } ; ]]>

式中：为压缩比，V_c为燃烧室容积，D为气缸直径；

曲柄受到的单缸燃烧扭矩为活塞受到的燃烧压力乘以活塞行程随曲柄转角的变化率， 即可得到：

T C = ( P ( α ) - P a t m ) × A p × d x d α = ( P ( α ) - P a t m ) π D 2 4 [ r sin ( α ) + r 2 2 L sin ( 2 α ) ] ; ]]>

式中：P(α)为燃烧压力，P_atm大气压力，A_p气缸活塞面积，活塞运动速率；

其中，发动机固有的参数(P_comp(α_IVC)、V_d(α_IVC)、k、P_atm、以及A_p)在实验前根据 需要模拟的发动机的参数输入到惯量扭矩解算模型中。

4)对平均扭矩T_M，惯量扭矩T_I，以及燃烧扭矩T_C进行拟合，得到电动机的输入扭 矩，即总的发动机扭矩T_en:

T_en＝T_M+T_I+T_C。

由于上述过程获得的是单杠发动机的扭矩，因此，当发动机为多缸发动机时，首先通 过步骤1)—步骤4)上述方法得到各单缸的扭矩，然后根据缸数和发火顺序进行扭矩叠加， 从而获得发动机总的扭矩信号，参见图4，为4缸发动机的燃烧扭矩信号叠加。

现有传动系台架上发动机扭振信号一般由基于物理结构的发动机模型提供，由于这些 模型需要大量的发动机开发数据或详细的发动机设计参数，这些参数在传动系台架试验中 不易获得，而且传统的物理模型在模拟发动机燃烧特性时复杂的数学计算很难满足高动态 控制响应的要求，因此这些模型不适用于传动系台架的发动机扭振模拟。而本发明的发动 机扭振模拟方法，把发动机扭矩分为平均扭矩、惯性扭矩和燃烧扭矩，从而分别对平均扭 矩、惯性扭矩和燃烧扭矩进行数学模型解算，并且各数学模型计算量小，从而有效节省了 系统运行资源，解决了发动机周期扭振模拟过程中，对扭振模型的实时性和动态响应需求。

最后需要说明的是，以上实施例仅用以说明本发明的技术方案而非限制技术方案，本 领域的普通技术人员应当理解，那些对本发明的技术方案进行修改或者等同替换，而不脱 离本技术方案的宗旨和范围，均应涵盖在本发明的权利要求范围当中。