蔡國杏

摘 要：為了解決某新能源乘用車起步時后懸置異響問題，給出了底盤關(guān)鍵部位連接點的軸向力校核規(guī)范;采用理論分析和試驗研究相結(jié)合的方法，分析了后懸置異響與緊固力矩、懸置軟墊襯套表面殘膠、支架螺母間隙、支架孔（配合）、支架同軸度、螺栓問題（螺距、螺栓螺紋中徑、螺栓螺紋摩擦系數(shù)、螺栓端面摩擦系數(shù)）及整車運動載荷的關(guān)系，給出了后懸置異響的解決方案。結(jié)果表明：后懸置異響與多種因素有關(guān)，合理的螺栓選型、零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計、力矩設(shè)計及裝配工藝是保證整車良好品質(zhì)的前提。

關(guān)鍵詞：異響;緊固力矩;軸向力;后懸置

1 概述

（1）根據(jù) J.D.Power公司最新調(diào)查研究顯示，中國市場中汽車客戶抱怨最多的 IQS（新車質(zhì)量研究）問題之一就是不正常雜音（即異響）。車輛運行過程中，異響的來源種類繁多，包括制動、轉(zhuǎn)向、換擋、啟動、倒車、空調(diào)等各種操作中產(chǎn)生的異響。本文主要討論起步時（前進或倒退）所產(chǎn)生的后懸置異響。

（2）發(fā)動機懸置作為發(fā)動機與車身或副車架之間的過渡單元，其主要功能是對發(fā)動機的慣性力及力矩進行解耦，同時隔振、降噪。本文討論的發(fā)動機后懸置與后懸置支架之間的螺紋副連接為中性連接，按 ISO5393規(guī)定，中性連接是在從緊配位轉(zhuǎn)動緊固件大于 -30°，小于720°時達(dá)到終結(jié)力矩的連接。通常情況下，材料、結(jié)構(gòu)、剛度、硬度對擰緊力矩起著決定性影響。在所有作用在擰緊的扭矩中，大約有 10%的扭矩被夾緊力所消耗，剩下的 90%的扭矩被用來克服整車運動過程中摩擦力的影響。整車運行過程中，保證各系統(tǒng)的功能穩(wěn)定發(fā)揮的主要前提之一就是螺紋副之間的可靠連接。

2 問題來源

江淮大眾公司某即將投產(chǎn)的新能源乘用車，純電驅(qū)動，三點懸置。主要問題為，調(diào)試反饋新車路試后，起步時掛前進檔或倒檔， 快速踩油門，會聽到一聲清晰的金屬撞擊聲。經(jīng)排查，異響來源于后懸置與后懸置支架連接點。

3 后懸置連接點設(shè)計分析

根據(jù)上述問題描述，初步判斷為后懸置與后懸置支架之間的連接力矩松動或者設(shè)計夾緊力不夠。為保證整車運行的耐久可靠性，設(shè)計時，該連接螺栓所產(chǎn)生的夾緊力必須能夠足以克服其所受外力的合力。

3.1 軸向夾緊力 Ft計算

根據(jù)公式Ft=MA/【0.16P+0.58d2·μth+0.5Dkm·μb】，可以在規(guī)定緊固力矩情況下求得夾緊力：

Ft=MA/【0.16P+0.58d2·μth+0.5Dkm·μb】=36.9-81KN

式中：緊固力矩MA=110N.m;螺距P=1.25mm;螺紋中徑d2=d-0.6495P=11.19mm;螺紋摩擦系數(shù)μth=（0.15±0.03），支撐面摩擦系數(shù)μb=（0.15±0.03）;支撐面的摩擦直徑Dkm=（dw3-dh3）/（dw2-dh2）×2/3=1.79mm;注：支撐面或墊圈直徑dw=22mm，螺栓通孔直徑dh=13mm。

根據(jù)計算可知，至少需要36.9KN的軸向力才可滿足此處連接要求。

4 異響原因分析

（1）根據(jù)軸向力的計算公式及涉及的因素可以確定軸向力不足導(dǎo)致異響發(fā)生，據(jù)此進行頭腦風(fēng)暴，繪制樹圖：

（2）制定潛在要因分析計劃：

根據(jù)原因分析階段識別出重要的6個重要潛在因子，對要因進行分析：

5 確定主要原因

X1、裝配打緊扭矩小分析：

1）水平對比分析：小組對乘用車其它車型的打緊扭矩設(shè)定與該車型進行了對比，發(fā)現(xiàn)扭矩設(shè)定一致。

2）裝配工藝檢查：現(xiàn)場使用檢驗扳手進行30臺抽查驗證，扭矩全部達(dá)標(biāo)。

結(jié)論：綜合上述分析確認(rèn)裝配扭矩合格，對癥結(jié)無影響，故判定為非要因。

X2、后懸置軟墊襯套表面有殘膠分析：

1）原理分析：

①現(xiàn)場查看來件狀態(tài)，發(fā)現(xiàn)普遍存在后懸置軟墊襯套表面有殘膠問題;

②支架與后懸置連接時，若后懸置表面存在殘膠，會出現(xiàn)軟墊未被夾緊導(dǎo)致松動的隱患。

2）故障再現(xiàn)——試裝：

試裝：挑選50套件后懸置軟墊襯套表面無膠件進行試裝驗證，記錄底盤號如下，發(fā)現(xiàn)18臺異響，異響故障率36%，未下降，說明非要因。

結(jié)論：P值大于0.05，說明改善無顯著效果，故判定為非要因。

X3、支架螺母間隙過小分析：

1）故障件分析：

①圖紙要求六角螺母壓裝后各邊間隙保證在0.1-0.3mm;②間隙要求是為了打緊同軸度保證及Y面與支架完全貼合，確保足夠的夾緊力。

2）零部件抽檢：

①對來件進行20件抽檢間隙測量，量具使用0.1塞片進行檢測，全部合格;

②選取5臺故障車，拆下故障車后懸置支架，將支架切開，測量螺母與支架貼合間隙，結(jié)論合格。

結(jié)論：通過對來件抽檢間隙檢測均合格，對故障車支架切割，測量間隙也合格，確認(rèn)對癥結(jié)無影響，故判定為非要因。

X4、懸置支架孔（匹配）過大分析：

1）懸置支架孔徑尺寸分析：

該支架過螺栓孔的孔徑為，螺栓外徑尺寸M，最大間隙可達(dá)1.7mm，孔徑較大時，螺栓軸向力較小，則可能導(dǎo)致螺桿與支架孔內(nèi)壁碰撞產(chǎn)生異響。抽檢的6個支架孔的孔徑處于中值上方（>13.25mm），螺栓外徑處于中值（11.9mm），全部合格。

2）縮孔支架試裝——雙比率分析：

臨時制作48個縮孔支架（支架孔由φ13mm變更為φ12.5mm，公差不變），進行試裝，跟蹤故障率。

結(jié)論：P值大于0.05，說明改善無顯著效果，故判定為非要因。

X5、支架同軸度過大分析：

1）水平對比分析：小組對乘用車其它車型的同軸度進行普查，發(fā)現(xiàn)標(biāo)準(zhǔn)要求大于本車，但無異響問題。

2）尺寸檢測分析——同軸度：現(xiàn)場挑選四個支架進行送檢，檢測合格（圖5-7）。

3）裝車驗證——故障驗證：

對 4個件進行裝車，2個出現(xiàn)異響，驗證結(jié)果見表5-14。

結(jié)論：經(jīng)確認(rèn)同軸度嚴(yán)于其它車型，經(jīng)檢測同軸度OK，但是此件裝車驗證2個異響，故判定為非要因。

X6、螺栓不達(dá)標(biāo)不良分析：

按照原理分析，螺栓影響扭矩和扭矩衰減的兩個關(guān)鍵參數(shù)為法蘭面直徑和摩擦系數(shù)。

1）水平對比：與其他車型使用螺栓進行對比分析，并從標(biāo)準(zhǔn)件庫里選擇標(biāo)準(zhǔn)法蘭面的同樣等級和牙距、軸距、合適長度的新螺栓進行對比、試裝驗證。

結(jié)論：根據(jù)水平對比分析及測試確認(rèn)，本車型使用螺栓的螺紋摩擦系數(shù)（μth）、端面摩擦系數(shù)偏大（μb）高于其他車型。

2）新螺栓（摩擦系數(shù)0.15±0.03）試裝：

①根據(jù)對比，臨時確定選擇螺栓螺紋摩擦系數(shù)（μth）和螺栓端面摩擦系數(shù)偏大（μb）為0.15±0.03的汽標(biāo)件Q1851280TF61進行裝車驗證;

②對50臺車進行試裝，車輛無異響故障，雙比率檢驗P=0.000<0.05，確認(rèn)改善效果明顯。

結(jié)論：螺栓不達(dá)標(biāo)對癥結(jié)有影響，故判定為要因。

通過測量分析、驗證，找到造成JV01起步時后懸置異響故障的要因是：X6、螺栓不達(dá)標(biāo)。

6 驗證效果

根據(jù)前述分析，將連接螺栓重新選型，更換為汽標(biāo)件后，實車驗證，異響消除，同時，搭載底盤強化路試驗證，未見變形開裂等故障，可靠性滿足企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)。

同時對新螺栓的軸向力進行測量，確認(rèn)軸向力可以達(dá)到40KN，滿足設(shè)計要求。

說明：通過對新老螺栓軸向力測試，可以看到，在同樣的110N.m安裝扭矩下，老螺栓軸向力只有30KN左右，新螺栓的軸向力達(dá)到40KN，提升明顯。

7 總結(jié)

針對底盤關(guān)鍵部位的螺紋副連接，在設(shè)計之初就應(yīng)該從以下幾個方面進行分析：

（1）被連接件的尺寸精度控制（包括開檔尺寸、上/下連接孔位置度、同軸度）;

（2）標(biāo)準(zhǔn)件的合理選型設(shè)計（防松結(jié)構(gòu)、性能等級、摩擦系數(shù)等）;

（3）螺栓螺母的端面及螺紋摩擦系數(shù)控制（建議控制在0.12-0.18，并在 二維圖紙中體現(xiàn)）;

（4）安裝力矩的合理設(shè)計;

（5）總裝車間裝配工藝的控制（推薦采用扭矩+轉(zhuǎn)角法）。

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