某乘用车发动机后悬置异响问题解决方案

蔡其刚，张政山

（1.浙江吉利汽车研究院有限公司，浙江 宁波 315336；2.合肥工业大学机械与汽车工程学院，安徽 合肥 230009）

某乘用车发动机后悬置异响问题解决方案

蔡其刚1,2，张政山1

（1.浙江吉利汽车研究院有限公司，浙江 宁波 315336；2.合肥工业大学机械与汽车工程学院，安徽 合肥 230009）

∶为了解决某乘用车发动机后悬置异响问题，给出了底盘关键部位连接点的力矩校核规范；采用理论分析和试验研究相结合的方法,分析了后悬置异响与拧紧力矩、悬置支座刚度、被连接件的表面摩擦系数及整车运动载荷的关系,给出了后悬置异响的解决方案。结果表明:后悬置异响与多种因素有关,合理的结构设计、力矩设计及装配工艺是保证整车良好品质的前提。

∶异响；紧固力矩；夹紧力；刚度；副车架；发动机后悬置

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.09.084

CLC NO.: U463.1Document Code: AArticle ID: 1671-7988 (2016)09-245-03

1、概述

1.1根据J.D.Power公司2015年最新调查研究显示，中国市场中汽车客户抱怨最多的IQS（新车质量研究）问题之一就是不正常杂音（即异响）。车辆运行过程中，异响的来源种类繁多，包括制动、转向、换挡、启动、倒车、空调等各种操作中产生的异响。本文主要讨论起步过程中所产生的发动机后悬置异响。

1.2发动机悬置作为发动机与车身或副车架之间的过渡单元，其主要功能是对发动机的惯性力及力矩进行解耦，同时隔振、降噪。本文讨论的发动机后悬置与副车架之间的螺纹副连接为硬连接，按ISO5393规定，硬连接是在从紧配位转动紧固件约30°或小于30°时达到终结力矩的连接。通常情况下，材料、结构、刚度、硬度对拧紧力矩起着决定性影响。在所有作用在拧紧的扭矩中，大约有10%的扭矩被夹紧力所消耗，剩下的90%的扭矩被用来克服整车运动过程中，摩擦力的影响。整车运行过程中，保证各系统的功能稳定发挥的主要前提之一就是螺纹副之间的可靠连接。

图1　拧紧力矩的分配规则

2、问题来源

吉利公司某即将投产的乘用车，1.3T涡轮增压发动机匹配6MT手动变速器，三点悬置。主要问题为，车辆在运行一定里程后，起步过程中，松手刹，踩离合，挂1档或倒档，快速踩油门，发动机转速达2000～3000rpm时，快速抬离合，会听到一声清晰的金属撞击声。经排查，异响来源于发动机后悬置与副车架连接点。

3、后悬置连接点设计分析

根据上述问题描述，初步判断为后悬置与副车架之间的连接力矩松动或者设计夹紧力不够。为保证整车运行的耐久可靠性，设计时，该连接螺栓所产生的夹紧力必须能够足以克服其所受外力的合力。

图2　后悬置与副车架连接示意图

3.1轴向夹紧力F′计算

根据公式T=KF′d，可以在规定紧固力矩情况下求得夹紧力

设计力矩T=180±20N.m

扭矩系数K=0.28(测量值)

螺栓直径d=14mm

3.2支座变形力Fp计算

由于后悬置与副车架连接为间隙配合，最大间隙max= 0.7mm，为准确获取克服副车架变形所需加载力，可以采用CAE进行应力应变分析，由分析结果可知，该连接支座刚度为7668N/mm，换言之，消除支座变形所需力值Fp=5367.6N。

图3　原状态悬置支座静刚度CAE分析结果

3.3最大轴向力Fz提取

由后悬置连接方式可以看出，其轴向为整车Z向，根据悬置系统计算报告可知，后悬置Z向最大载荷发生在(Ver -tical-5g down&-3g lateral left loading)工况，FZ-MAX=6051N。如下表1。

表1　发动机后悬置受力工况（部分）

3.4轴向预紧力F0计算

由上表1可以看出，后悬置X向最大载荷发生在(8KPH rear bumper)工况，FX-MAX=7097N。则轴向预紧力：

Kf:可靠性系数1.3 ，取值：1.1-1.3

m:结合面数

f: 结合面摩擦系数0.15， 取值：0.13～0.16

FX-MAX：被连接件受横向最大外力

3.5小结

综上，Fmax=FP+FZ-MAX+FO=5367.6+6051+30753.7= 42172.3N＞预紧力F′=40816.3N。可见，理论上，设计力矩不满足整车动态运动要求。随着车辆运行时间的加长，力矩逐渐衰退，夹紧力进一步下降，最终导致异响发生。

4、影响后悬置点异响的主要因素

根据前述分析，后悬置支座刚度偏大或（和）后悬置支座与后悬置内芯之间的摩擦系数偏小是导致异响产生的主要因素。

图4　原状态后悬置支座结构

图5　新方案后悬置支座结构及其静刚度CAE分析结果

鉴于前期工装模具已经开发完成，为此，在不需修模的前提下，将副车架下板孔径由￠16增加至￠36（仅需更换模具冲头），使得双层板连接变为单层板连接。

更改后：副车架刚度由7668N/mm降低至6308N/mm，当配合间隙max=0.7mm， 克服支座变形力Fp由5367.6N降低至4415.6N，此时，Fmax=FP+FZ-MAX+FO=4415.6+6051+30753.7= 40536.9N＜预紧力F′=40816.3N。可见，理论上，设计力矩满足整车动态运动要求。

5、验证效果

根据前述分析，将副车架下板孔径通过镭射切割后，实车验证，异响消除，同时，搭载底盘强化路试验证，未见变形开裂等故障，可靠性满足企业标准。

图6　手工改制方案

6、总结

针对底盘关键部位的螺纹副连接，在设计之初就应该从以下几个方面进行分析：

1）被连接件的尺寸精度控制（包括开档尺寸、上/下连接孔位置度、同轴度）；

2）连接支座静刚度的合理设计（同时需兼顾动刚度对NVH的影响）；

3）螺栓螺母的端面及螺纹摩擦系数控制（建议控制在0.1～0.16，并在2D图纸中体现）；

4）被连接件的漆膜厚度控制（厚度偏厚对扭矩影响很大，电泳漆建议控制在25µm左右）；

5）力矩的合理设计；

6）总装车间装配工艺的控制（推荐采用扭矩+转角法）；

7）力矩复紧规范的编制及执行。

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The solution of a passenger car engine mounting abnormal sound

Cai Qigang1,2, Zhang Zhengshan1

（1. Zhejiang geely automobile research institute CO. LTD, Zhejiang Ningbo 315336; 2. College of mechanical and automotive engineering, HeFei University of Technology, Anhui Hefei 230009）

In order to solve a passenger car engine mounting problem of the abnormal sound, To provide a specification of the chassis key parts connection point torque checked; Adopt the method of combining theoretical analysis and experimental research, the analysis of the engine mounting abnormal sound and tightening torque and subframe connected bracket stiffness, the fitting of surface friction coefficient and the relationship of the vehicle motion load, engine mounting abnormal sound solutions are given. The results show that the engine mounting abnormal sound is associated with a variety of factors, reasonable structure design and torque design and assembly process is the prerequisite of the vehicle in good quality.

abnormal sound; tightening torque; Clamping force; stiffness; subframe; engine mounting

∶U463.1

∶A

∶1671-7988 (2016)09-245-03

蔡其刚（1979—），男，工学学士，车辆工程硕士在读，高级工程师，就职于浙江吉利汽车研究院有限公司。主要从事汽车悬架系统及其结构件的设计开发工作。