汽车底盘售后异响问题的解决方法

　　3 整车状态受力分析
　　①当整车行驶在颠簸路或过减速带时，摆臂受垂向力；
　　②当整车在转向时，摆臂受侧向力；
　　③当整车在起步刹车时，摆臂受制动力作用；
　　当轴套实际作用轴向力F2<所需轴向力时（无轴向力标准），小轴套端面与摆臂支架无法完全贴合，存在间隙，车辆行驶过程中摆臂总成受垂向力及侧向力和制动力作用，小轴套在安装支架内旋转及两者之间发生碰撞导致此处产生异响。
　　4 小轴套与支架完全贴合所需轴向力计算
　　4.1使用万能压力试验机，确定安装支架受力F1与变形量X的关系，压装安装支架产生变形，在变形量0-1.7mm区间内，压力随位移呈线性变化，当摆臂小轴套总成和摆臂安装支架总成间隙最大时，即当X=1.7mm时，记录所需轴向力：
　　其中，安装支架开口尺寸62.5（0，+1）mm，轴套内管尺寸62±0.2mm，计算配合间隙x为0.3-1.7mm，取间隙最大值取样。
　　安装支架受力与变形量之间的关系F1≈12.09x（取系数平均值）
　　4.2依据小轴套滚花与安装支架贴合试验验证，确定轴套所需轴向力标准：
　　选取完全贴合样板为标准（印痕深度0.3mm，贴合面积100%，滚花长度>3mm），观察压装曲线，间断停止压装，确认印痕直至达到样板标准，记录压装力。
　　验证压装力最大值为66KN，为保证印痕深度和贴合面积，轴向力F2≥66KN。
　　依据汽车设计标准手册，GB/T 16823.2-1997 设计力矩T与螺栓轴向力F的关系，
　　公式如下：
　　T=Kmin F d/（1+0.01m）
　　其中：
　　T：设计力矩210N.m
　　Kmin：扭矩系数（与摩擦系数相关）
　　F：螺栓轴向力
　　d：螺栓直径M14
　　m：扭矩扳手精度（±0.03KN）m=3
　　结论：取螺栓摩擦系数u=0.15，支撑面摩擦系数u=0.15查表得Kmin =0.199，
　　施加210N.m拧紧力矩，螺栓施加轴向力：F=77.63KN
　　摆臂支架与小轴套接触所需轴向力：F1≈12.09x
　　摆臂支架与小轴套完全贴合且产生印痕所需轴向力： F2≈ F-F1≥66KN
　　F2≈T（1+0.01m）/ Kmin d -12.09x≥66KN
　　注：T为设计力矩210±10N.m，Kmin为扭矩系数（常数），x为配合间隙（变形量）
　　结论：设计力矩一定的情况下，摆臂支架与小轴套完全贴合且产生印痕所需轴向力与摆臂支架（未夹紧状态）与小轴套的配合间隙成反比。
　　5 过程控制确认
　　结论：配合间隙符合产品设计要求，过程控制合格。
　　6 配合间隙验证
　　选取合格试验件，匹配不同配合间隙进行试装验证，统计合格率。
　　经验证：0.5-0.8mm间隙范围内整车路试无异响 ；1.4-1.7mm间隙范围内整车路试发生异响。配合间隙在设计范围内的产品仍出现异响问题，说明配合间隙设计值不合理，需对间隙值进行重新设计。
　　7 间隙核算
　　小轴套所需的轴向力F2≥66KN， 当T=210N.m
　　根据公式：F2≈T（1+0.01m）/ Kmin d-12.1x
　　计算最大间隙x≤0.96mm
　　在轴套与安装支架最小间隙时，满足线体的可装配性，控制轴套与安装支架最小间隙为0.1mm
　　总结：经计算与验证，重新确定配合间隙为0.1—0.9mm
　　8 设计方案
　　为辨识设计方案是否有效，确认最终对策，分别对设计方案进行厂内50套、20000套验证及售后市场跟踪验证。售后市场在对策实施后共发生5例摆臂异响问题（初步判定配合间隙未达到要求）改善效果明显。