KR101861122B1

KR101861122B1 - 다단계 클러치 댐퍼 체결조건 하, 쓰로틀 완전개방 및 쓰로틀 폐쇄/관성 운전 조건하에서의 회전체 시스템 내 야기되는 진동충격 분석방법

Info

Publication number: KR101861122B1
Application number: KR1020160168964A
Authority: KR
Inventors: 윤종윤
Original assignee: 인천대학교 산학협력단
Priority date: 2016-12-12
Filing date: 2016-12-12
Publication date: 2018-07-02

Abstract

본 발명에 따른 다단계 클러치 댐퍼 체결조건 하, 쓰로틀 완전개방 및 쓰로틀 폐쇄/관성 운전 조건하에서의 회전체 시스템 내 야기되는 진동충격 분석방법은 수동변속기에서 비대칭 변이각을 가지는 비선형 다단계 클러치 댐퍼의 수학적 모델을 설계하는 단계; 상기 다단계 클러치 댐퍼의 쓰로틀 완전개방 조건하에서 발생하는 진동충격을 분석하는 단계; 및 상기 다단계 클러치 댐퍼의 관성 운전 조건하에서 발생하는 진동충격을 분석하는 단계;를 포함하는 것을 특징으로 한다.

Description

다단계 클러치 댐퍼 체결조건 하, 쓰로틀 완전개방 및 쓰로틀 폐쇄/관성 운전 조건하에서의 회전체 시스템 내 야기되는 진동충격 분석방법{Method for analysis of vibro-impacts in a torsional system under both wide open throttle and coast conditions with focus on the multi-staged clutch damper}

본 발명은 다단계 클러치 댐퍼 체결조건 하, 쓰로틀 완전개방 및 쓰로틀 폐쇄/관성 운전 조건하에서의 회전체 시스템 내 야기되는 진동충격 분석방법에 관한 발명으로, 보다 상세하게는 전치 엔진 및 앞 바퀴 굴림 방식의 수동변속기 시스템을 쓰로틀 완전 개방 상태와 쓰로틀 폐쇄/관성 운전조건 하에서 분석하여 기어 래틀(rattle)과 같은 비선형 거동 특성을 규명하기 위한 컴퓨터 상에서 수행될 수 있는 진동충격 분석방법에 관한 것이다.

차량 구동라인 시스템의 기어 래틀(rattle)과 같은 진동-충격들은 여러 가지 구동 조건하에서 엔진 스트로크(stroke)에 의해 근본적으로 유도되는데, 예를 들면, 완전 개방 쓰로틀(wide open throttle,WOT) 및 공회전(idling)은 엔진 연소 상태에 의해 정의되고, 가속도 및 관성 운전(coast) 조건들은 차량 구동 상태와 관련된다.

진동 움직임들은 대부분 회전체 시스템의 간극 형태의 비선형성을 포함하며 엔진과 관련된 내구성 뿐만 아니라 차량 소리의 품질도 저하시킨다. 기어 래틀의 동적 특성을 발견하기 위해서, 3개의 대표적인 진동-충격 형태들이 “단면”,“양면”및“무충격”으로 정의되는데, 시스템 변수들과 모의 실험 결과들에 근거하여 래틀이 없는 회전체 시스템을 위해 클러치 디자인 가이드 라인들이 제시되고 있다.

게다가, 래틀 현상에 대한 모의 실험과 실험 모델들은 수십 년 동안 개발되었는데, 예를 들면, Barthod 등은 다른 기어 관성, 백래시 및 여기 조건들이 주어진 변수 연구에서 단순화된 기어박스를 이용하여 래틀링(rattling) 실험을 수행했고, Wang 등은 래틀링하는 기어쌍들에 중점적인 관심을 두고 탈결합 절차를 이용하여 시스템 모델을 개발하였으며, Shim 등은 농업 트렉터의 구동라인의 래틀 소음을 감소시키키 위해 백래시 방지에 대해 연구를 하였다.

또한, Rocca 및 Russo는 실험실 연구를 수행하여 기어 박스내의 래틀 현상을 조사하였고, Karagiannis와 Pfeiffer는 전통적인 충격이론과 위상학적인 동적 개념을 이용하여 기어 래틀링 현상을 표현하였으며, Bozca와 Fietkau는 래틀 소음과 디자인 인자들간의 관계들을 경험적으로 분석하였다.

아울러, Tangasawi 등은 디젤 엔진이 있는 전면 휠 수동 트랜스미션내의 접촉 필름 반응과 기어 플랭크 마찰에 대해 고찰하였고, 감소된 럼프 변수 모델을 가지는 분석 모델들은 하모닉 균형 방법과 또한 충격 댐핑 모델을 이용하여 제시되었으며, 진동-충격과 관련된 다른 연구들이 실험 및 모의 실험 방법을 이용하여 보고되고 있다.

그러나, 이러한 종래 대부분의 연구 및 발명들은 간단한 모델 또는 부품에 대해 수행되었고, 또한, 비선형 클러치 모델들은 대칭 형태에 국한되는 제한이 있었다.

대한민국 공개특허 10-1999-0033397호 대한민국 공개특허 10-2013-0065175호 대한민국 공개특허 10-2016-0035297호 대한민국 등록특허 10-1048135호

R. Singh, H. Xie and R.J. Comparin, Analysis of automotive neutral gear rattle, J. Sound Vib. 131(2) (1989) 177-196. M. Barthod, B. Hayne, J.L. Tebec and J.C. Pin, Experimental study of gear rattle excited by a multi-harmonic excitation, Appl. Acoust. 68 (2007) 1003-1025. M.Y. Wang, W. Zhao, R. Manoj, Numerical modeling and analysis of automotive transmission rattle, J. Vib. Control. 8 (2002) 921-943. S.B. Shim, Y.J. Park, K.U. Kim, Reduction of PTO rattle noise of an agricultural tractor using an anti-backlash gear, Biosyst. Eng. 100 (2008) 346-354. E. Rocca and R. Russo, Theoretical and experimental investigation into the influence of the periodic backlash fluctuations on the gear rattle, J. Sound Vib. 330 (2011) 4738-4752. K. Karagiannis, F. Pfeiffer, Theoretical and experimental investigations of gear-rattling, Nonlinear Dyn. 2 (1991)367-387. M. Bozca, P. Fietkau, Empirical model based optimization of gear box geometric design parameters to reduce rattle noise in an automotive transmission, Mech. Mach. Theor. 45 (2010) 1599-1612. O. Tangasawi, S. Theodossiades, H. Rahnejat, Lightly loaded lubricated impacts: Idle gear rattle, J. Sound Vib. 308 (2007)418-430.

본 발명은 상기한 바와 같은 문제를 해결하기 위해 발명된 것으로, 수동변속기에 비대칭 변이각을 가지는 다단계 클러치 댐퍼에 대한 수학적 모델을 개발시킬 수 있는 다단계 클러치 댐퍼 체결조건 하, 쓰로틀 완전개방 및 쓰로틀 폐쇄/관성 운전 조건하에서의 회전체 시스템 내 야기되는 진동충격 분석방법을 제공하는데 그 목적이 있다.

또한, 본 발명은 3개의 실제 클러치 댐퍼에서 진동-충격의 특성을 조사할 수 있는 진동충격 분석방법을 제공하는데 그 목적이 있다.

아울러, 본 발명은 WOT와 관성운전과 같은 서로 다른 차량 구동 조건하에서 비선형 모의 실험 모델을 제시할 수 있는 진동충격 분석방법을 제공하는데 그 목적이 있다.

상기한 바와 같은 목적을 달성하기 위한 본 발명에 따른 다단계 클러치 댐퍼 체결조건 하, 쓰로틀 완전개방 및 쓰로틀 폐쇄/관성 운전 조건하에서의 회전체 시스템 내 야기되는 진동충격 분석방법은 수동변속기에서 비대칭 변이각을 가지는 비선형 다단계 클러치 댐퍼의 수학적 모델을 설계하는 단계; 상기 다단계 클러치 댐퍼의 쓰로틀 완전개방 조건하에서 발생하는 진동충격을 분석하는 단계; 및 상기 다단계 클러치 댐퍼의 관성 운전 조건하에서 발생하는 진동충격을 분석하는 단계;를 포함하는 것을 특징으로 한다.

또한, 상기 수학적 모델을 설계하는 단계에서는, 상기 다단계 클러치 댐퍼에서 발생되는 클러치 토크를 분석할 수 있다.

또한, 상기 수학적 모델을 설계하는 단계에서는, 비대칭 변이각을 가지는 강도에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하는 공정; 히스테리시스에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하는 공정; 및 사전부하에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하는 공정;을 포함할 수 있다.

또한, 상기 비대칭 변이각을 가지는 강도에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하는 공정은, 강도에 의해 발생되는 2단계 클러치 토크를 분석하고, 강도에 의해 발생되는 3단계 클러치 토크를 분석하며, 비대칭 변이각을 가지는 다단계 클러치를 분석할 수 있다.

또한, 상기 히스테리시스에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하는 공정은, 1단계 클러치에 대한 히스테리시스에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하고, 2단계 클러치에 대한 히스테리시스에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하며, 3단계 클러치에 대한 히스테리시스에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석한 후, 비대칭 변이각을 가지는 다단계 클러치에 대한 히스테리시스에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석할 수 있다.

또한, 상기 사전부하에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하는 공정은, 상대 변위인

을 하기의 식으로 수정하여 사전부하를 계산할 수 있다.

(여기서,

은 사전 부하에 위치하는 변이각)

또한, 상기 수학적 모델을 설계하는 단계에서는, 상기 다단계 클러치 댐퍼에서 발생되는 전체 클러치 토크를 하기의 식에 의해 계산할 수 있다.

또한, 상기 수학적 모델을 설계하는 단계에서는, 6자유도 선형 시간 불변 시스템에 기초하여 비선형 기능을 반영하고 서로 다른 실제 클러치 댐퍼 모델에서의 진동충격을 특성으로 조사하여 상기 수학적 모델을 설계할 수 있다.

또한, 상기 쓰로틀 완전개방 조건하에서 발생하는 진동충격을 분석하는 단계에서는, 쓰로틀 완전개방 조건하에서 발생하는 진동충격을 서로 다른 엔진 속도와 서로 다른 클러치 댐퍼에서 분석할 수 있다.

아울러, 상기 관성 운전 조건하에서 발생하는 진동충격을 분석하는 단계에서는, 관성 운전 조건하에서 발생하는 진동충격을 서로 다른 클러치 댐퍼에서 분석할 수 있다.

상기한 바와 같이 본 발명에 따른 다단계 클러치 댐퍼 체결조건 하, 쓰로틀 완전개방 및 쓰로틀 폐쇄/관성 운전 조건하에서의 회전체 시스템 내 야기되는 진동충격 분석방법에 의하면, 수동변속기에 비대칭 변이각을 가지는 다단계 클러치 댐퍼에 대한 수학적 모델을 개발시킬 수 있는 효과가 있다.

또한, 본 발명은 3개의 실제 클러치 댐퍼에서 진동-충격의 특성을 조사할 수 있는 효과가 있다.

아울러, 본 발명은 WOT와 관성운전과 같은 서로 다른 차량 구동 조건하에서 비선형 모의 실험 모델을 제시할 수 있는 효과가 있다.

도 1은 차량 구동라인에 근거하는 6자유도(degree-of-freedom :DOF) 선형 시간-불변(time-invariant :LTI) 시스템 모델을 도시한 도면으로, 여기서, (a)는 SMF를 가진 6자유도 시스템 모델, (b)는 듀얼 매스 플라이휠(DMF)의 개략도이다.
도 2는 클러치 타입 A, B 및 C로 불리는 3개의 실제 클러치 모델들을 도시한 도면으로, 여기서, 빨간 점선은 클러치 타입 A, 검은 일점 쇄선은 클러치 타입 B, 파란 실선은 클러치 타입 C이다.
도 3은 도 1에 도시된 시스템에 근거하는 비선형 기능들을 포함하는 6DOF 회전 시스템의 개략도이다.
도 4는 WOT 조건하에서 클러치 타입 A의 파워트레인에서 측정된 가속도를 나타내는 도면으로, 여기서, 파란 실선은 엔진에서 측정된 가속도, 빨간 점선은 변속기에서 측정된 가속도이다.
도 5는 LTI 시스템 모델에서 사용하는 동적 특성을 나타내는 도면으로, 여기서, (a)는 6DOF 시스템의 모드 형상, (b)는 무부하 기어에서 계산된 이동성이다.
도 6은 다단계 클러치 댐퍼의 비선형 특성을 나타내는 도면으로, 여기서, (a)실제 다단계 클러치 댐퍼, (b)는 비대칭 변이각을 가진 강도에 의해 발생된 클러치 토크, (c)비대칭 변이각을 가진 히스테리시스에 의해 발생된 클러치 토크, (d)사전 부하에 의해 유도된 클러치 토크이다.
도 7은 WOT 조건 1800RPM에서 클러치 타입 A의 클러치 토크(또는 기어 메시력) 및 상대변위를 나타내는 도면으로, 여기서, (a)클러치 토크(또는 기어력) 대 상대 변위, (b)는 체결 기어 쌍의 상대 운동, (c)무부하 기어 쌍의 상대 운동이다.
도 8은 WOT 조건 1800RPM에서 클러치 타입 B의 클러치 토크(또는 기어 메시력) 및 상대변위를 나타내는 도면으로, 여기서, (a)클러치 토크(또는 기어력) 대 상대 변위, (b)는 체결 기어 쌍의 상대 운동, (c)무부하 기어 쌍의 상대 운동이다.
도 9는 WOT 조건 1800RPM에서 클러치 타입 C의 클러치 토크(또는 기어 메시력) 및 상대변위를 나타내는 도면으로, 여기서, (a)클러치 토크(또는 기어력) 대 상대 변위, (b)는 체결 기어 쌍의 상대 운동, (c)무부하 기어 쌍의 상대 운동이다.
도 10은 WOT 조건 3000RPM에서 클러치 타입 A의 클러치 토크(또는 기어 메시력) 및 상대변위를 나타내는 도면으로, 여기서, (a)클러치 토크(또는 기어력) 대 상대 변위, (b)는 체결 기어 쌍의 상대 운동, (c)무부하 기어 쌍의 상대 운동이다.
도 11은 관성 운전 조건하에서 클러치 타입 A의 파워트레인에서 측정된 가속도를 나타내는 도면으로, 여기서, 파란 실선은 엔진에서 측정된 가속도, 빨간 점선은 변속기에서 측정된 가속도이다.
도 12는 관성 운전 조건하에서 LTI 시스템 모델을 사용하는 동적 특성을 나타내는 도면으로, 여기서, (a)는 6DOF 시스템의 모드 형상, (b)는 무부하 기어에서 계산된 이동성이다.
도 13은 팁인(tip-in) 및 팁아웃(tip-out) 조건하에서 입력 토크 및 드래그 토크의 개략도면으로, 여기서, (a)차량 팁 인 조건하에서 입력 토크 및 전체 드래그 토크, (b)차량 팁 아웃 조건하에서 입력 토크 및 전체 드래그 토크이다.
도 14는 관성 운전 조건 3000RPM에서 클러치 타입 A의 클러치 토크(또는 기어 메시력) 및 상대변위를 나타내는 도면으로, 여기서, (a)클러치 토크(또는 기어력) 대 상대 변위, (b)스토퍼 영역에서 동적 클러치 토크 (c)체결 기어 쌍의 상대 운동, (d)무부하 기어 쌍의 상대 운동이다.
도 15는 관성 운전 조건 3000RPM에서 클러치 타입 B의 클러치 토크(또는 기어 메시력) 및 상대변위를 나타내는 도면으로, 여기서, (a)클러치 토크(또는 기어력) 대 상대 변위, (b)스토퍼 영역에서 동적 클러치 토크 (c)체결 기어 쌍의 상대 운동, (d)무부하 기어 쌍의 상대 운동이다.
도 16은 관성 운전 조건 3000RPM에서 클러치 타입 C의 클러치 토크(또는 기어 메시력) 및 상대변위를 나타내는 도면으로, 여기서, (a)클러치 토크(또는 기어력) 대 상대 변위, (b)스토퍼 영역에서 동적 클러치 토크 (c)체결 기어 쌍의 상대 운동, (d)무부하 기어 쌍의 상대 운동이다.
도 17은 관성 운전 조건 3000RPM에서 DMF의 클러치 토크(또는 기어 메시력) 및 상대변위를 나타내는 도면으로, 여기서, (a)클러치 토크(또는 기어력) 대 상대 변위, (b)체결 기어 쌍의 상대 운동, (c)무부하 기어 쌍의 상대 운동이다.
도 18은 클러치 댐퍼의 주요 변수를 나타내는 도면으로, 여기서, (a)2단계의 강도 변화, (b)변이각 효과, (c)스토퍼 충격, (d)2단계 히스테리시스 변화이다.
도 19는 WOT 조건 1800RPM에서 개선된 클러치 타입의 클러치 토크(또는 기어 메시력) 및 상대변위를 나타내는 도면으로, 여기서, (a)클러치 토크(또는 기어력) 대 상대 변위, (b)체결 기어 쌍의 상대 운동, (c)무부하 기어 쌍의 상대 운동이다.
도 20은 관성 운전 조건 3000RPM에서 개선된 클러치 타입의 클러치 토크(또는 기어 메시력) 및 상대변위를 나타내는 도면으로, 여기서, (a)클러치 토크(또는 기어력) 대 상대 변위, (b)체결 기어 쌍의 상대 운동, (c)무부하 기어 쌍의 상대 운동이다.

이하, 첨부된 도면을 참조하여 본 발명의 실시 예를 상세히 설명한다. 우선, 도면들 중 동일한 구성요소 또는 부품들은 가능한 한 동일한 참조부호를 나타내고 있음에 유의해야 한다. 본 발명을 설명함에 있어서 관련된 공지기능 혹은 구성에 대한 구체적인 설명은 본 발명의 요지를 모호하게 하지 않기 위해 생략한다.

본 발명에 따른 다단계 클러치 댐퍼 체결조건 하, 쓰로틀 완전개방 및 쓰로틀 폐쇄/관성 운전 조건하에서의 회전체 시스템 내 야기되는 진동충격 분석방법은 수동변속기에서 비대칭 변이각을 가지는 비선형 다단계 클러치 댐퍼의 수학적 모델을 설계하는 단계와, 상기 다단계 클러치 댐퍼의 쓰로틀 완전개방 조건하에서 발생하는 진동충격을 분석하는 단계 및 상기 다단계 클러치 댐퍼의 관성 운전 조건하에서 발생하는 진동충격을 분석하는 단계를 포함할 수 있다.

상기 수학적 모델을 설계하는 단계는 6자유도 선형 시간 불변 시스템에 기초하여 비선형 기능을 반영하고 서로 다른 실제 클러치 댐퍼 모델에서의 진동충격을 특성으로 조사하여 상기 수학적 모델을 설계할 수 있다.

도 1은 차량 구동라인에 근거하는 6자유도(degree-of-freedom :DOF) 선형 시간-불변(time-invariant :LTI) 시스템 모델을 도시한 도면으로, 시스템 감소 절차는 종래의 발명에서 참조할 수 있는데, 변수들의 채택된 값들과 표시들은 하기와 같다.

즉, 플라이휠의 관성인 I _f = 1.38×10^-1kg·m²이고, 제 1 매쓰 플라이휠(1^stmass flywheel)의 관성인 I _fa = 0.7×I _f kg·m²이며, 제 2 매쓰 플라이휠의 관성인 I _fb = 0.3×I _f kg·m²이다.

또한, 클러치 허브의 관성인 I _h = 5.76×10^-3 kg·m²이고, 입력축의 관성인 I _ie = 4.53×10^-3 kg·m²이며, 출력축의 관성인 I _OG = 5.23×10^-4 kg·m²이다.

또한, 무부하(unloaded) 기어의 관성인 I _ou = 7.80×10^-3kg·m²이고, 차량의 관성인 I _VE2 = 3.27kg·m²이며, 이중-매쓰 플라이휠(DMF)의 강도(stiffness)인 k _f =1.0kg·m/deg이다.

또한, 단일-매쓰 플라이휠(SMF)을 가지는 클러치의 강도인 k _C =3.27kg·m/deg이고, 이중-매쓰 플라이휠(DMF)을 가지는 클러치의 강도인 k _fc =10000N·m/rad이며, 입력축의 강도인 k _i =10000N·m/rad이다.

또한, 기어 메시 강도인 k _g =2.7×10⁸ N/m이고, 구동축의 강도인 k _VE2 =6.63×10² N·m/rad이며, 입력축상의 체결 기어의 반경인 R _ie = 35.5 mm이다.

아울러, 출력축상의 체결 기어의 반경인 R _oe = 46.0 mm이고, 입력축상의 무부하 기어의 반경인 R _iu = 45.9 mm이며, 출력축상의 무부하 기어의 반경인 R _ou = 35.6 mm이다. 여기서 θ _i 는 서브-시스템 관련 아래 첨자(subscripts:i=f,h,ie,ou,OG,VE2)를 가지는 절대 변위를 나타낸다.

LTI 시스템 모델에 근거하는 기본 운동 방정식은 하기의 [수학식 1] 내지 [수학식 4]과 같다.

종래에는 기어 래틀의 특성이 한 개의 특정한 클러치 댐퍼 모델에 의해 정의되었는데, 일반적으로 차량 시스템은 다단계 클러치 디자인 개념을 가지고 있다.

도 2는 제조업자들로부터 제공된 본 발명에 따른 클러치 타입 A, B 및 C로 불리는 3개의 실제 클러치 모델들을 도시하고 있는데, 클러치 타입 A와 B는 클러치 타입 C와 비교할 때에 변화 범위가 좁다.

모든 클러치 모델들은 비대칭 변이각을 가지며, 특히, 클러치 타입 B는 변이각이 포지티브 측에서 네가티브 측으로 변화될 때에 사전 부하(pre-load)를 포함한다.

하기의 [표 1]은 이중-매쓰 플라이휠(dual-mass flywheel,DMF)을 포함한 각각의 클러치 설계 특성에 따른 클러치 물성치를 나타내고 있다.

한편, 진동충격은 몇 가지 차량 구동 조건하에서 발생하는데, 예를 들면, 관성 운전 조건하에서 구동라인은 입력 토크 및 유효 드래그 토크의 급격한 변화와 같은 다른 구동 조건들로 분류된다.

수동변속기의 기어 래틀은 일반적으로 엔진 동작 조건의 범위내에서 관찰되는데, 제 3 기어 체결시 무부하 상태의 제 5 기어에서의 WOT 조건하 1800RPM 운전조건과 차량 관성 조건하 3000RPM 운전조건에서 기어쌍 내의 진동충격을 해석 및 실험할 수 있다.

도 3은 도 1에 도시된 시스템에 근거하는 비선형 기능들을 포함하는 6DOF 회전 시스템의 개략도로써, 본 발명과 관련된 주요 비선형성들은 클러치 토크 T _C (δ ₁ ), 체결 기어에 대한 기어력(gear force) F _ge (ρ _e ), 무부하 기어에 대한 기어력 F _gu (ρ _u ) 및 드래그 토크들이다. 여기서, ρ _e 및 ρ _u 는 각각 체결 기어와 무부하 기어 간의 상대 변위를 나타낸다.

또한, 드래그 토크들은 입력축에 대한 드래그 토크 T _Di , 출력축에 대한 드래그 토크 T _Do , 무부하 기어에 대한 드래그 토크 T _Du 및 차량에 대한 드래그 토크 T _DVE2 로 지정된다. 여기에서, δ ₁ 은 플라이휠과 클러치 허브 사이의 상대 변위를 나타낸다.

일반적으로, 실험 데이터는 도 4에 도시된 가속도 형태의 측정에 의해 제공되는데, 이러한 측정 정보는 도 1에 도시된 시스템에 대응하는 LTI 시스템 모델로 한정되며, 여기에서 측정된 가속도는 으로 지정된다.

도 4에 도시된 바와 같이, 변속기의

은 1800 RPM에서 최대값을 나타내고, 시스템의 기어 래틀은 이러한 시스템이 4-스트로크 및 4-실린더 엔진을 가지고 있으므로, 60Hz= 2×1800(RPM)/60(Min)으로 정의된 연소 주파수 범위와 상관 관계가 있다. 전반적으로, 차량 시스템의 자연적인 주파수는 60Hz로 가정하며, 그것은 기어 래틀링 움직임과 연관된다.

도 5는 LTI 시스템 모델의 모의 실험된 동적 특성을 나타내는데, 그러한 특성들이 도 4에 도시된 제한된 측정 데이터와 비교되는 경우에, 모의 실험된 자연 주파수들과 공명들은 관련된 자연 주파수 및 동적 움직임들을 포함한다고 가정할 수 있다.

종래에는 도 3에 도시된 비선형 회전 시스템에 의해 이용되는 대칭형의 두 단계 클러치 댐퍼에 대한 수학적 모델을 정의하고 있는데, 본 발명에서는 이러한 모델에 비대칭형 변이각을 포함시킴으로써 기존 모델을 더욱 확장/개선시킬 수 있다.

클러치 상의 상대적 움직임δ ₁ (=θ _f -θ _h )이 포지티브 측에서 네가티브 측으로 변화되는데, 여기에서, θ _f 와 θ _h 는 각각 플라이휠과 클러치 허브의 절대 변위를 나타낸다.

도 6은 고려 대상이 되는 관련 부품을 가지는 실제 클러치 댐퍼를 도시하고 있다.

구체적으로, 도 6(a)는 비대칭 변이각들과 사전 부하를 포함하는 클러치 타입 B의 특성을 도시하고 있다. 또한, 도 6(b)는

과

으로 지정된 비대칭 변이각들을 가지는 강도 T _S 에 의해 야기되는 클러치 토크를 도시하고 있다. 여기에서,

과

는 각각 포지티브 및 네가티브 면의 변이각으로 정의된다.

아울러, 도 6(c)와 도 6(d)는 각각 히스테리시스 및 사전-부하에 의해 발생되는 클러치 토크 T _H 및 T _SPr 를 나타낸다. 여기에서,

는 사전 부하에 위치하는 변이각이다. 또한, T _Pr1 및 T _Pr2 는 포지티브 및 네가티브 사전 부하들을 각각 나타낸다. 따라서, 다단계 클러치 댐퍼들의 일반적인 경우에 대한 수학적 모델은 도 6에 도시된 바와 같이 모든 비대칭 경우들을 포함할 수 있다.

즉, 본 발명의 상기 수학적 모델을 설계하는 단계는 다단계 클러치 댐퍼에서 발생되는 클러치 토크를 분석하는 단계로, 이러한 단계는 비대칭 변이각을 가지는 강도에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하는 공정과, 히스테리시스에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하는 공정 및 사전부하에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하는 공정을 포함할 수 있다.

이하, 비대칭 변이각을 가지는 강도에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하는 공정을 설명한다.

먼저, 강도에 의해 야기되는 2단계 클러치 토크는 하기와 같다.

여기에서, T _S (δ ₁ )는 δ ₁ 의 함수이고, [수학식 5]로부터, 쌍곡선 탄젠트 함수 tanh 에 의해 T _S (δ ₁ )이 유도된다.

여기에서,σ _c 는 클러치 토크에 대한 평활 인자(smoothening factor)로 정의된다. 그러므로 [수학식 6]은 [수학식 7]과 같이 요약된다.

또한, 강도에 의해 유도되는 3단계 클러치 토크를 하기와 같이 전개할 수 있다.

[수학식 8]로부터, 3단계 클러치 강도에 대한 T _S (δ ₁ )는 역시 쌍곡선 탄젠트 함수 tanh 를 이용하여 유도된다.

마찬가지로, [수학식 9]는 [수학식 10]과 같이 요약된다.

또한, 비대칭 변이각을 가지는 다단계 클러치에 대한 T _S (δ ₁ )는 [수학식 5] 내지 [수학식 10]에 근거하여 유도된다.

이처럼, 비대칭 변이각을 가지는 강도에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하기 위해서는 강도에 의해 발생되는 2단계 클러치 토크를 분석하고, 강도에 의해 발생되는 3단계 클러치 토크를 분석하며, 비대칭 변이각을 가지는 다단계 클러치를 분석함으로써 진행될 수 있다.

이하, 히스테리시스에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하는 공정을 설명한다.

히스테리시스 T _H 에 의해 유도되는 클러치 토크는 도 6(c)에 도시된 바와 같이 고려되어야 하는데, 먼저, 시스템이 단지 1단계만을 포함한다면, T _H 는 단순한 형태를 가진다.

여기에서,

는

과

의 함수이다.

또한, 2단계 클러치에 대한 T _H 는 도 6(c)의 도면에 근거하여 유도된다.

또한, 3단계 클러치에 대한 T _H 는 비슷한 방법에 의해 유도된다.

마지막으로, 비대칭 변이각을 가지는 다단계 클러치에 대한 T _H 는 [수학식 13] 내지 [수학식 17]로부터 유도된다.

상기한 바와 같이, 히스테리시스에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하기 위해서는 1단계 클러치에 대한 히스테리시스에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하고, 2단계 클러치에 대한 히스테리시스에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하며, 3단계 클러치에 대한 히스테리시스에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석한 후, 비대칭 변이각을 가지는 다단계 클러치에 대한 히스테리시스에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하여 진행할 수 있다.

이하, 사전부하에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하는 공정을 설명한다.

도 6(d)에 도시된 바와 같이 사전 부하 효과를 포함시키기 위해서는,

₁이 먼저

으로 수정되고, 이후에 사전 부하 T _Pr 은

_1pr의 함수에 의해 연산된다.

따라서, 클러치 토크가 사전 부하에 의해 영향을 받는 경우, 상대 변위

는 [수학식 5] 내지 [수학식 19]에 근거하여

에 의해 수정되어야 하며, 도 6에 도시된 바와 같이 모든 효과들을 포함시킴으로써 발생되는 전체적인 클러치 토크는 다음과 같이 연산된다.

본 발명에서, 1x10³은 평활 인자(σ _c )의 값으로 이용된다.

한편, 상대 변위

의 관점에서 비선형 수식들이 다음과 같이 유도될 수 있다. 먼저, 절대 변위

의 상태 벡터는 하기의 [수학식 22]와 같다.

따라서, 상태 매트릭스인

, 비선형 함수 벡터인

및 입력 토크 벡터인

를 이용하는 상태 공간 모델은 하기와 같이 정의된다.

,

,

,

,

, (i = e or u).

여기에서, 첨자 e 또는 u는 체결 기어 또는 무부하 기어로 정의되고, 1×10¹⁰은 평활 인자(σ _g )의 값으로 이용되며, 기어 백래시는 모의 실험에서 0.1mm가 되는 b로서 지정된다.

또한,

과

는 정규화된 강도 및 댐핑 매트릭스를 각각 나타내고, 댐핑 값들은 클러치 허브의 댐핑 c _h , 입력축의 댐핑 c _i , 체결 기어쌍의 댐핑 c _ge , 무부하 기어쌍의 댐핑 c _gu , 구동축의 댐핑 c _VE2 으로 정의된다. 즉, 이러한 값들은 모달(modal) 댐핑 매트릭스를 이용하여 가정된 것으로, 상태 벡터

는, 다음과 같이 정의된다.

,

.

그러므로, 상대적 움직임에 대한 상태 벡터

는 변환 행렬

을 이용하여 다음과 같이 유도된다.

,

.

또한,

와

사이의 관계식은 [수학식 23]과 [수학식 24]와 관련되어 정의된다.

.

여기에서, 의사 역행렬(pseudo inverse matrix)인

은 n×m (n ≠ m)행렬

에 대해서 이용된다. 그러므로, 본 발명은 그러한 관계를 이용하여

를 고려하여 상대적인 움직임을 다음과 같이 조사하게 된다.

,

.

한편, 본 발명은 기어 래틀의 동적 특성을 분석하기 위해, Dormand와 Prince에 의해 제안된 Runge-Kutta의 개선된 방법이 이용되고 있는데, 이용되는 입력 토크 T _E (t)는 다음과 같이 평균 및 교류 요소들을 포함하고 있다.

여기에서, T _pi 는 i ^th 하모닉(harmonic)에서의 교류 부분들의 진폭이고,

는 i ^th 하모닉의 위상이며,

는 연소 주파수이다.

하기의 [표 2]는 서로 다른 엔진 속도들과 함께 엔진 토크 프로필들을 기재하고 있는데, 예를 들면, 700 RPM에 대한 엔진 토크 프로필은 공회전 조건하에서 평균 및 교류 요소들을 나타내고 있다. 1800과 3000 RPM에 기재된 각 요소들은 WOT 조건하에서 측정된다.

또한, 하기의 [표 3]은 1800과 3000 RPM 하에서 이용되는 특성들을 기재하고 있으며, 무부하 기어(“0.2c”로 한다)상의 댐핑을 제외하고 각각의 럼프된(lumped) 시스템과 관련된 점성 댐핑들이 서로 동일하다(“c”로 지정됨)는 가정을 하고 있다.

도 7 내지 도 10은 시간 영역에서 체결 기어 또는 무부하 기어의 상대 변위 및 상대 움직임들과 클러치 토크 또는 기어력(gear forces)를 고려한 수치 결과들을 나타낸 도면들이다.

해당 도면에서는, 기어 백래시 b/2와 b/2 의 양 단부들이 붉은 점선으로 표시되어 있는데, 본 발명에서는 기어 래틀이 서로 다른 엔진 속도들 외에도 서로 다른 클러치 댐퍼들과 같이 조사될 수 있다.

구체적으로, 기어 쌍의 진동충격은 도 7 내지 도 9에 도시된 서로 다른 클러치 디자인 개념들에 근거하는데, 예를 들면, 심각한 진동-충격은 클러치 타입 A상의 무부하 기어쌍에서 관찰된다.

도 7(a) 및 도 7(c)에 도시된 바와 같이, “양면” 충격은 무부하 기어쌍에서 관찰된다. 또한, 체결 및 무부하 상태의 기어쌍들에서 계산된 피크-피크(P-P) 가속도들은 도 8 및 도 9에 도시된 바와 같이 다른 클러치 댐퍼들에 대한 P-P 가속도들 보다는 더욱 높다.

하기의 [표 4]는 클러치 타입 B와 C의 가속도들을 클러치 타입 A의 가속도와 비교하고 있다.

클러치 타입 A의 P-P 가속도들은 체결 및 무부하 상태의 기어쌍들의 각각에 대해 769.5 m/s² 및 4845.0m/s²가 된다. 한편, 클러치 타입 B와 C의 P-P 가속도들(accelerations)은 체결 및 무부하 상태의 기어쌍들의 각각에 대해 4.0m/s²과 0.6m/s²보다 작다.

또한, 모든 클러치 형태에 대한 3000RPM 이하의 P-P 가속도들은“무충격‘으로 정의된 래틀-프리(rattle-free)를 나타내고 있다. 이것은 진동-충격들이 역시 엔진 속도와 관련된다는 것을 나타내고 있다.

또한, 클러치 타입 A에서 진동-충격들이 2개의 서로 다른 엔진 속도들(1800과 3000RPM)에서 검사되는 경우에, 그들의 성능들은 동적 클러치 토크 T _C 에 있어서 명백히 다르다.

예를 들면, 1800 RPM에서의 T _C 는 도 7에 도시된 바와 같이 세 번째와 네 번째 강도값 사이에서 사전-부하 영역(regime)을 통과하나, 3000 RPM에서의 T _C 는 도 10(a)에 도시된 바와 같이 사전-부하 영역(regime)에 위치하고 있지 않다.

따라서, T _C 가 사전-부하 또는 강도 변화 영역들 사이에 위치하고 있는 경우에 진동-충격들이 발생된다. 클러치 타입들 B와 C가 검사되는 경우에, 서로 다른 강도 사이 또는 사전-부하 조건하에서 나타나는 동적 토크는 발생하지 않는다.

도 11은 엔진과 변속기에서의 측정 가속도들을 나타내고 있는데, 이러한 측정들이 도 4에 도시된 데이터와 비교되는 경우에, 관성 운전 조건하에서 차량 가속도의 동적 특성은 서로 다르다.

WOT 조건하에서 공명영역에서 보이던 가속도의 최대값들은 3000 내지 3500 RPM 사이로 넓게 분포하여 이동하게 되고, 관성 운전 조건하에서 가속 페달의 팁-인(tip-in)이 없기 때문에, 엔진 가속의 동적 특성이 도 4에 도시된 데이터와 비교되는 경우에 변화될 수 있으므로, 제공된 측정 데이터로부터 LTI 시스템에 근거하는 시스템 특성이 평가될 수 있다.

본 발명에서는, 도 11에 표시한 바와 같이 3000 RPM(=100Hz, 연소 주파수)에 중점을 두고 관성 운전 조건이 조사된다.

관성 운전 조건하에서 측정된 데이터에 근거하고, 시스템이 클러치 스프링 모드에 의해 여전히 영향을 받고 있다는 가정하에서 모드(mode)의 유효한 특성과 자연 주파수는 평가될 수 있으므로, 유효한 클러치 강도 값들은 자연 주파수 100Hz에 대해서 예측될 수 있다.

도 12는 디폴트 클러치 강도 값 3.27kg·m/deg를 4배까지 증가시킴으로써 LTI 시스템 모델로 모의 실험한 동적 특성을 나타내고 있는데, 그 결과들이 도 5에 도시된 시스템 특성과 비교되면, 모드 형태들은 클러치 허브 요소에서의 작은 변화를 제외하고는 서로 거의 동일하다.

특히, 기어 래틀 동작과 관련되는 클러치 스프링 모드에 관한 자연 주파수는 102Hz가 되며, 이 주파수는 역시 도 11에 도시된 예측된 공명(assumed resonance)과 상관 관계가 있다. 따라서, 관성 운전 조건하에서 클러치 타입 A에서의 유효한 클러치 강도 값들은 증가될 수 있다. 이것은 클러치 자체가 클러치의 스토퍼 영역에서 충격을 받고 있다는 것을 나타낸다.

도 13은 차량 운전 조건이 가속 페달의 급격한 팁-아웃(tip-out)에 의해 변경되는 경우에 입력 토크 및 전체 드래그 토크를 도시하고 있다. 해당 도면에서, t _o-와 t _o+는 차량이 팁-인(tip-in)을 가지는 WOT와 팁-아웃(tip-out)을 가지는 관성 운전 조건에서의 운전하고 있는 경우의 순간들로 정의된다.

모든 서브-시스템들로부터 플라이휠에 이르는 범위에서의 유효한 드래그 토크는 팁-인이 있을 때 T _DT (t _o-) 또는 팁-아웃이 있을 때 T _DT (t _o+)로 지정된다.

한편, 모의 실험 모델을 개발하기 위해서, 몇 가지 가설들이 고려되는데,

첫째, 엔진 속도가 WOT 조건하에서 3000 RPM이 되는 경우 회전 시스템은 일정한 입력 토크를 포함하는 안정된 상태 조건하에 있게 된다.

둘째, 엔진 속도는 가속 페달을 팁-아웃함으로써 급격하게 변화되므로, 차량은 3000 RPM에서 100Hz와 동일한 연소 주파수 하에서 관성 토크에 의해 대부분 구동된다. 단지 차이점은 토크 프로필들이 700 RPM에서의 공회전 조건하에서 관성 토크로 변화된다는 것이다.

셋째, 차량 시스템이 급격한 입력 토크를 경험하는 순간은 ω _o t _o _- → ω _o t _o ₊로 정의되며, 여기에서, ω _o = 2π×100Hz이다.

도 13에 도시된 이미 기재된 가설들과 동적 특성들로부터, 차량 시스템은 유효한 입력 토크 프로필에 의해 다음과 같이 영향을 받는다.

여기에서, 첨자 c, 700RPM 및 3000RPM은 관성 운전 조건(coast condition), 엔진 속도의 700RPM 및 3000RPM으로 각각 정의된다.

플라이휠 T _DT (t _o+)의 전체 드래그 토크는 관성 토크가 티핑-아웃(tipping-out) 이후에 T _E ₍ _3000RPM ₎(t)와 동일한 크기를 가지고 남아 있다고 가정하면 T _DT (t _o-)와 동일하므로, T _DT (t _o+)의 프로필들은 토크의 유효 방향을 제외하고는 T _E (t _o-)와 동일하다.

또한, 도 1에 도시된 T _Di , T _Do , T _Du , T _DVE2 를 고려하면 다른 드래그 토크들은 또한 t _o-에서 관성 토크 효과에 의한 특성들과 동일한 값을 가지고 남아있다고 가정되므로, 단지 입력 토크 프로필들만이 700RPM과 3000RPM에서의 입력 토크 프로필들을 포함하고 있는 하기의 [표 5]에 기재된 유효한 입력 토크 프로필들의 관점에서 변화된다.

그러므로, 엔진 토크 T _Ec (t _c )의 유효한 성분은 [수학식 30]에 의해 제공되며, 유효한 토크 프로필들 T _Ec (t _c )을 고려한 관련 하모닉은 다음과 같이 추정된다.

,

여기에서, T _Mc 와

는 유효한 평균 및 교류 토크들을 각각 나타낸다.

한편, 수치 결과들을 발견하기 위해서, [수학식 25] 내지 [수학식 28]은 [표 5]에 기재된

을 채택함으로써 이용될 수 있는데, 입력 조건들이 t _o-와 t _o+ 사이에서 몇 개의 동적 특성들이 다음과 같이 가정될 수 있다.

첫째, T _M (t _o+)이 T _M (t _o-)보다 작기 때문에, 입력 토크는 역방향을 가지는 효과를 나타낸다.

둘째, 그러므로, 모든 차량 동적 상태들은 관성 토크와 움직임에 의해 영향을 받는다.

셋째, 기어의 구동 및 구동된 부분들이 입력 토크의 회전 방향에 의해 스위치되므로 체결 기어쌍을 제외하면 관성 조건들(ICs)은 WOT 조건에 대한 값들과 동일하다. 그러나, t _o ₊에서의 모든 드래그 토크들은 t _o-에서의 값들과 동일한 값들을 가지게 된다.

도 14 내지 도 17은 시간 영역에서 상대 변위 및 상대 움직임들과 클러치 토크 또는 기어력(gear forces)를 고려한 동적 특성의 모의 실험 결과들을 나타낸 도면들이다.

그 결과들은 역시 물리적인 움직임을 예측하고 있는데, 예를 들면, 평균 유효 토크는 [표 5]와 [수학식 31]로부터 얻어지는 마이너스 값을 가지게 되므로, 동적 클러치 토크

는 네가티브 측에 위치하게 된다.

입력축(input shaft)의 체결 기어는 관성 토크에 의해 물리적으로 구동되므로 체결 기어쌍의 상대적인 움직임들은 동적 방향과도 매칭이 잘 된다.

그러나, 무부하 기어가 입력축에 의해 항상 구동되므로 무부하 기어쌍들은 구동 조건 상태로 그대로 남아 있게 된다. 측정 데이터와 선형 분석으로부터 이미 예측된 바와 같이, 도 14는 변이각의 주변 영역(marginal regime)에서 스토퍼와 충돌하게 된다.

또한, 무부하 기어쌍은“이중면”충격을 보여주고 있다. 클러치 타입 B 및 C에서의 다른 동적 특성들을 DMF 경우와 비교하면, 폭 넓은 변이각들이 진동-충격을 감소시키게 되는데, 예를 들면, 클러치 타입 B 및 C에서의 동적 특성들은“단일면”충격과“무충격”을 각각 나타내게 된다. 마찬가지로, 회전 시스템은 DMF에서의 진동-충격을 가지지 않게 된다.

도 15(b)와 도 16(b)에 도시된 바와 같이, 클러치 타입 B는 클러치 타입 A와 비슷한 스토퍼 효과를 가지나, 클러치 타입 C는 스토퍼와 충돌하지 않도록 폭 넓은 변이각을 가진다.

스토퍼 효과를 모의 실험하기 위해서, 히스테리시스 레벨이 없는 다른 클러치 강도 값은 각각 -8.51 Deg. 및 13.51 Deg.를 가지는, 클러치 타입 B 및 C에 대한 변이각의 마지막 단계에서 이용된다.

여기에서, 이용되는 값들은 이미 선형 분석에서 이용된 4×3.27kg·m/deg이다.

하기의 [표 6]은 충격 형태에 있어서 체결된 기어 쌍들과 무부하 기어쌍들에서 계산된 P-P 가속도들을 비교하고 있다.

[표 6]에 기재된 바와 같이, 클러치 타입 A의 P-P 가속도는 체결된 기어 쌍들과 무부하 기어쌍들에 대해서는 다른 경우에 비해 훨씬 높고, DMF는 일반적인 클러치 형태에 비해 더욱 유동적인 디자인 개념들을 채택함으로써 진동-충격 문제들을 해결할 수 있다.

그러나, 계산된 P-P 가속도들이 DMF와 비교되는 경우에는, 진동-충격 문제도 역시 몇 개의 디자인 요소들을 제어함으로써 해결될 수 있다.

상술한 바와 같이, 본 발명에 따르면 몇 가지 클러치 변수들이 기어 래틀 조건들을 개선할 수 있다고 예측할 수 있다. 즉, 3개의 실제 클러치 댐퍼들을 채택함으로써 실시된 모의 실험에 근거하여, 몇 가지 주요 변수들이 도 18에 도시된 바와 같이 고려된다.

따라서, 클러치 댐퍼는 다음과 같이 몇 가지 동적 디자인 원리를 이용하여 기어 래틀을 감소시키도록 설계될 수 있다.

즉, 첫째, 도 18(a)에 표시된 탄력적인 스프링들을 이용할 수 있고, 둘째, 사전-부하 효과가 충격-진동을 발생시킬 수 있으므로 도 18(b)에 도시된 변이각 영역들을 피할 수 있으며, 셋째, 높은 클러치 토크 레벨에서 도 18(c)에 도시된 바와 같은 스토퍼 영역의 영향을 받지 않도록 할 수 있다.

또한, 넷째, 가능하다면 도 18(d)에 도시된 바와 같이 히스테리시스 값들이 비교적 높아야 하고, 다섯째, 단순성을 위해, 클러치 특성은 대칭 구조가 되어야 한다.

이러한 제안들을 실행하기 위해서, 개선된 클러치 디자인이 제기되고 모의 실험 되었는데, 하기의 [표 7]은 클러치 타입 A로부터 수정되어 개발된 새로운 클러치 댐퍼의 새로운 개념을 기재하고 있다.

이것은 대칭 구조와 k _C1 및 k _C2 와 같은 비교적 낮은 값을 가지는 개선된 클러치에 대한 변수들의 수치 값들을 나타내고 있다. 또한, 구동 조건하에서 동적 특성 범위가 되는 마지막 단계에서 폭 넓은 변이각들을 가지게 된다.

도 19 및 도 20은 시간 영역에서 상대 변위 및 상대 움직임들과 클러치 토크 또는 기어 메시력(gear mesh forces)를 고려한 모의 실험 결과들을 나타낸 도면들이다. 개선된 클러치 댐퍼들은 1800 RPM에서 WOT와 3000 RPM에서 운전 조건하에 있게 된다.

도 19(a) 및 도 20(a)에 도시된 바와 같은 새롭게 설계된 개념들에서는, 프리-댐퍼 영역에 대해서는 좁은 범위의 변화가 설계되며, 구동 조건에 대해서는 폭 넓은 변위 범위가 설계된다. 따라서, 시스템이 WOT와 관성 운전 조건하에 있는 동안에는 선형 회전 스프링과 유사하게 동작한다.

도 19와 도 20에서 관찰되는 바와 같이, 상대 변위와 클러치 토크 또는 기어 메시력의 관계에서는 래틀이 관찰되지 않는데, 특히, 도 19(c) 및 도 20(c)에 도시된 바와 같이, 무부하 기어쌍에서의“무충격”은 시간 영역에서 명백하게 관찰된다.

하기의 [표 8]은 P-P 가속도를 고려한 모의 실험 결과들을 나타내고 있다.

이러한 결과들이 [표 4]와 [표 6]에 기재된 이전의 모의 실험들과 비교되는 경우에, 개선된 클러치 개념들은 WOT와 관성 운전 조건의 상태하에서 진동-충격을 성공적으로 개선하게 될 수 있다.

상술한 바와 같이, 본 발명은 WOT와 관성 운전 조건하에서 6DOF 회전 시스템 모델에서 기어 래틀 현상들을 분석하는 방법을 소개하고 있다.

즉, 비선형 모의 실험(simulation) 모델을 개발하기 위해서는 클러치 댐퍼들의 주요 변수들에 중점을 두면서 다른 클러치 댐퍼들과 입력 토크 조건들이 고려되어야 한다.

본 발명에 따르면, 다단계 클러치 댐퍼들에 대한 수학적 모델은 비대칭 변이각들을 포함시킴으로써 개발될 수 있는데, 이것은 종래 발명에서 제안된 비선형 클러치 모델들에 대해 개선된 것이며 일반적인 클러치 디자인 개념들에 대해서도 이용될 수 있다.

또한, 본 발명에 따르면, 3개의 실제 클러치 디자인에 대한 동적 특성들을 조사할 수 있는데, 이러한 조사를 통해 회전 진동 움직임을 “무충격” 조건으로 개선시키는 클러치 디자인에 대한 가이드 라인을 개발할 수 있다.

아울러, 본 발명에 따르면, 관성 운전 조건하에서 기어 래틀에 대한 비선형 모의 실험 모델을 제안할 수 있으므로, WOT와 운전 조건에 대한 모의 실험 모델이 이용되어 다른 차량의 동적 조건들과 기어 래틀 현상을 모의 실험할 수 있다.

이상과 같이 본 발명에 따른 다단계 클러치 댐퍼 체결조건 하, 쓰로틀 완전개방 및 쓰로틀 폐쇄/관성 운전 조건하에서의 회전체 시스템 내 야기되는 진동충격 분석방법을 예시한 도면을 참조로 하여 설명하였으나, 본 명세서에 개시된 실시예와 도면에 의해 본 발명이 한정되는 것은 아니며, 본 발명의 기술사상 범위 내에서 당업자에 의해 다양한 변형이 이루어질 수 있음은 물론이다.

Claims

수동변속기에서 비대칭 변이각을 가지는 비선형 다단계 클러치 댐퍼의 수학적 모델을 설계하는 단계;
상기 다단계 클러치 댐퍼의 쓰로틀 완전개방 조건하에서 발생하는 진동충격을 분석하는 단계; 및
상기 다단계 클러치 댐퍼의 관성 운전 조건하에서 발생하는 진동충격을 분석하는 단계;를 포함하며,
상기 수학적 모델을 설계하는 단계에서는,
상기 다단계 클러치 댐퍼에서 발생되는 클러치 토크를 분석하고,
비대칭 변이각을 가지는 강도에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하는 공정;
히스테리시스에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하는 공정; 및
사전부하에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하는 공정;을 포함하며,
상기 비대칭 변이각을 가지는 강도에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하는 공정은,
강도에 의해 발생되는 2단계 클러치 토크를 분석하고,
강도에 의해 발생되는 3단계 클러치 토크를 분석하며,
비대칭 변이각을 가지는 다단계 클러치를 분석하는 것을 특징으로 하는 다단계 클러치 댐퍼 체결조건 하, 쓰로틀 완전개방 및 쓰로틀 폐쇄/관성 운전 조건하에서의 회전체 시스템 내 야기되는 진동충격 분석방법.
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제 1항에 있어서,
상기 히스테리시스에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하는 공정은,
1단계 클러치에 대한 히스테리시스에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하고,
2단계 클러치에 대한 히스테리시스에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하며,
3단계 클러치에 대한 히스테리시스에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석한 후,
비대칭 변이각을 가지는 다단계 클러치에 대한 히스테리시스에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하는 것을 특징으로 하는 다단계 클러치 댐퍼 체결조건 하, 쓰로틀 완전개방 및 쓰로틀 폐쇄/관성 운전 조건하에서의 회전체 시스템 내 야기되는 진동충격 분석방법.
제 1항에 있어서,
상기 사전부하에 의해 발생되는 클러치 토크를 분석하는 공정은,
상대 변위인
을 하기의 식으로 수정하여 사전부하를 계산하는 것을 특징으로 하는 다단계 클러치 댐퍼 체결조건 하, 쓰로틀 완전개방 및 쓰로틀 폐쇄/관성 운전 조건하에서의 회전체 시스템 내 야기되는 진동충격 분석방법.

(여기서,
은 사전 부하에 위치하는 변이각)
제 1항에 있어서,
상기 수학적 모델을 설계하는 단계에서는,
상기 다단계 클러치 댐퍼에서 발생되는 전체 클러치 토크가 하기의 식에 의해 계산되는 것을 특징으로 하는 다단계 클러치 댐퍼 체결조건 하, 쓰로틀 완전개방 및 쓰로틀 폐쇄/관성 운전 조건하에서의 회전체 시스템 내 야기되는 진동충격 분석방법.

(여기서, 예비하중은 사전부하와 동일한 의미이고,
:토크,
:상대변위,
:상대속도,
:클러치,
:예비하중,
:스프링,
:히스테리시스,
:스프링으로부터 기인한 예비하중,
:예비하중 효과를 포함하는 상대변위 및 속도에 의해 결정되는 전체 클러치 토크,
:예비하중 효과를 포함하며 상대변위에 따른 스프링 작용에 의해 결정되는 클러치 토크,
:예비하중 효과를 포함하는 상대변위 및 속도에 따라 클러치 마찰작용(히스테리시스)에 의해 결정되는 클러치 토크,
:상대변위가 양과 음의 값의 사이에서 변할 때 사전에 부여된 스프링 예비하중 효과에 의해 결정되는 클러치 토크)
제 1항에 있어서,
상기 수학적 모델을 설계하는 단계에서는,
6자유도 선형 시간 불변 시스템에 기초하여 비선형 기능을 반영하고 서로 다른 실제 클러치 댐퍼 모델에서의 진동충격을 특성으로 조사하여 상기 수학적 모델을 설계하는 것을 특징으로 하는 다단계 클러치 댐퍼 체결조건 하, 쓰로틀 완전개방 및 쓰로틀 폐쇄/관성 운전 조건하에서의 회전체 시스템 내 야기되는 진동충격 분석방법.
제 1항에 있어서,
상기 쓰로틀 완전개방 조건하에서 발생하는 진동충격을 분석하는 단계에서는,
쓰로틀 완전개방 조건하에서 발생하는 진동충격을 서로 다른 엔진 속도와 서로 다른 클러치 댐퍼에서 분석하는 것을 특징으로 하는 다단계 클러치 댐퍼 체결조건 하, 쓰로틀 완전개방 및 쓰로틀 폐쇄/관성 운전 조건하에서의 회전체 시스템 내 야기되는 진동충격 분석방법.
제 1항에 있어서,
상기 관성 운전 조건하에서 발생하는 진동충격을 분석하는 단계에서는,
관성 운전 조건하에서 발생하는 진동충격을 서로 다른 클러치 댐퍼에서 분석하는 것을 특징으로 하는 다단계 클러치 댐퍼 체결조건 하, 쓰로틀 완전개방 및 쓰로틀 폐쇄/관성 운전 조건하에서의 회전체 시스템 내 야기되는 진동충격 분석방법.