汽车悬架系统是车轮不平衡的动态力、路面激励以及其他部件的相对运动产生动态作用力的重要传输途径，悬架系统在激励力及扭矩的作用下产生扭转、弯曲变形、振动等。

因此悬架系统需要足够的强度，以保证汽车对路面不平度和各种实际使用工况载荷下的适应性。

相搭接板件间可能会产生相对运动、摩擦，导致异响产生。

在各种激励过程中发生的低频噪声，尤其是异响噪声会通过车身空腔的作用放大，而使客户明显感知，降低乘客的舒适性。

同时如果悬架连接点出现松动，轻则发生滑移，引起摩擦异响和缩短使用寿命，重则可能因受力变形使悬架系统发生断裂，发生重大的安全事故问题，危及客户的生命安全。

本文以某车型在开发过程中路试出现异响问题为研究点，详细阐述和分析确认了异响的来源，然后通过FTA 故障分析、螺栓校核计算等逐步分析了问题的根本原因，最后综合评估提出了合理的解决办法，为悬架异响问题探索出一条解决之路。

针对本文研究的车型在整车道路试验过程中发生前底盘异响问题，首先需要确定发生异响的具体工况，在异响工况下反复验证排查确定异响点来源，然后才能对异响发生的根本原因进行分析。

常见的悬架底盘异响一般都是因为受到较大极限载荷或冲击载荷情况下，连接部位产生滑移或者各连接件之间发生变形、碰撞导致的。

参考该车型在路试中的实际使用情况，分为急加速起步、紧急制动、正弦路路况三个工况进行排查分析。

路况排查下首先进行车辆的准备，将前底盘各螺栓连接点、间隙较小的相邻零件上都喷上白漆。

通过在三个不同工况下监测是否有异响以及对比试验前后白漆的变化来排查确认异响源。

急加速起步、紧急制动这两个工况是为了验证车辆在受到较大的前后方向激励载荷时，前底盘内部及安装点处是否会产生异响。正弦路路况则是为了验证车辆在受到各向激励载荷作用下，前底盘内部及安装点处是否会产生异响。

验证工况具体描述如下：

经过试验测试人员进行专业的测试发现，异响发生在紧急制动工况下，确定具体工况后需要锁定异响部位。

底盘异响一般都是连接点错位或者自身变形磕碰导致的，因此通过观察试验前后这些部位的错动及变形，可以快速准确地锁定异响的部位。

将前底盘各螺栓连接点，间隙较小的相邻零件上都喷上白漆，对比在制动工况测试前后白漆的变化可以确定发生异响的源头。

从图1中可以发现前下摆臂与副车架连接前安装点部位的白漆发生了明显变化，露出了零件原来的黑色底漆，从而确认是此处连接点在制动测试工况下发生了相对运动，这种运动会导致摆臂前衬套与匹配件之间摩擦运动，从而导致异响发生。

运用FTA故障树针对这个摆臂与副车架连接前点异响问题进行系统分析如图2。

从产品质量和设计各个方面逐级排查。

运用FTA 故障树分析异响的根本原因为定义扭矩对应的预紧力小于实际的工作载荷，螺栓预紧力不足，螺栓发生松动。下面针对预紧力计算进行详细的分析。

1. 基于 ADAMS 提取滑移点的载荷

轿车前悬架系统主要包括前副车架、下控制臂、前稳定杆系统、转向系统、制动系统以及前轮胎系统等。

本文涉及车型前悬架系统为麦弗逊悬架，主要包括前副车架、下控制臂、转向节、稳定杆、稳定杆连杆、转向器、减振器、驱动轴等部件。

建议前悬架模型中应考虑所有运动副的约束以及相应的弹簧、阻尼器、衬套等连接。

在 ADAMS 建模中，根据车辆的铰链坐标点及方向、各部件的质心坐标、质量、惯量坐标系及其惯量、衬套的各个方向非线性特性、减振器非线性阻尼特性、弹簧刚度特性等具体参数建立精确的虚拟样车模型。

将前悬架系统模型、前稳定杆系统模型、转向系统模型、前轮胎系统模型装配可建立前悬架转向系统模型，如图 3所示。

正确的前悬架转向系统模型有一些具体要求，各连接点关系需要正确，保证系统中各个部件的运动自由度正确。

异响发生问题的工况是制动路试工况，提前摆臂前点此工况下载荷，载荷方向示意如图4所示，具体值分别为Z方向受力值 FQ1=11.2KN，Y方向受力值FQ2=5.7KN，轴 向X方向FA=1.9KN。

2. 螺栓预紧力计算

对于螺栓的受力分析有很多书籍和文献进行过研究，但都是直接提取工况载荷后计算需要的最小夹紧力Fkerf，然后根据需要的最小夹紧力来定义螺栓的打紧力矩。

Fkerf只是能保证密封功能，摩擦夹紧和防止界面上单边松开所必需的夹紧力，这种计算是非常不合理的。

除了最小夹紧力外，还需要考虑夹持件轴线方向外载荷部分的影响力FPA，操作过程中嵌入匹配零件导致的预紧力衰减FZ，还有消除匹配间隙的预紧力衰减FCLmax，这四个力的总和才是我们需要的最小安装预紧力FMmin，所以根据分析FMmin计算公式为：

式中 FMmin为安装点需要的最小预紧力；Fkerf是保证密封功能、摩擦夹紧和防止界面上单边松开所必需的夹紧力；FPA为夹持件轴线方向外载荷部分的影响力；FZ为过程中嵌入匹配零件导致的预紧力衰减；FCLmax消除匹配间隙的预紧力衰减。

本实例中同轴单个螺栓的计算且不带密封垫圈，所以式2可以简化为式3。

式中FQres为连接点的横向载荷；qF为连接点传递界面的数量；uT为连接点界面的摩擦系数。

其中FQres根据Adamas提取出来的载荷可以运用式4计算出。

则

式中uT取值0.2，计算得到摩擦夹紧防止界面松开需要的最小预紧力为31.425kN。

式中φ 经验值取值0.52，所以FPA =（1-0.52）×1.9 =0.912 KN。

6计算的是由于零件连接点嵌入涂层的预紧力衰减，嵌入厚度查表螺纹经验值取3um，螺栓头和螺母支承面各取4.5um，两个分界面取值7um，总的嵌入涂层厚度为19um，最终计算出Fz=7.367KN。

FCLmax是实际校核计算中常被忽略的一个力，由于零件之间都存在制造公差且同时需要考虑可装配性，所以相匹配的两个零件之间都存在一定得安装间隙。

FCLmax对需要的预紧力影响很大，有些刚度较大的支架所需要的FCLmax会很大。本文所涉及的连接点副车架开档尺寸公差定义为62.6±0.6mm，摆臂衬套内芯套管长度定义公差为62.0-0.2mm，所以最大间隙可以达到1.4mm，根据CAE分析计算可得 FCLmax=18KN。

最终FMmin=Fkerf+FPA+FZ+FClmax=31.425KN+0.912KN+7.367KN+18KN= 57.7KN。根据经验值选取拧紧系数后可以计算出需要的FMmax =αAFM min = 1.6×57.7=92.32KN。

设计初期选用螺栓规格为M12，强度等级10.9级，根据查表可以得出90%最小屈服极限的利用率及螺纹中F取最小摩擦系数0.12式的安装预紧力Mzul= FMTab=63.2KN 。

通过结果对比可以看到FMmax>FMZul，选用的螺栓规格不满足要求，所以存在连接点预紧力不足，在特定的工况下发生滑移产生异响。

通过选用螺栓规格的预紧力计算确定了螺栓发生滑移的根本原因是选用的螺栓规格不满足设计要求，此定义的螺栓规格能达到的预紧力只有63.2KN， 而实际预紧力最大需要92.32KN，螺栓能达到的预紧力小于需要的预紧力，从而导致此连接点在车辆特定工况下夹紧不充分，螺栓发生滑移而产生异响。

按照标准，在摩擦系数为0.12时，建议选用螺栓规格为M16，强度等级 10.9 级，查表可知M16 螺栓的 FMzul= FMTab=118.8KN，通过结果对比可以看到FMzul>FMmax满足要求。

更换新的螺栓后，试验测试人员再次进行专业的测试发现异响消除，车辆举升检查也未发现连接点产生滑移，最终解决了滑移异响问题。

本文针对某车型路试过程中出现的异响问题，通过典型工况验证确认了发生异响的问题工况为紧急制动路试工况，然后通过喷涂白漆观察试验前后颜色变化确定了异响源。

随后针对异响问题进行了FTA故障树分析找出了异响发生的根本原因，最后通过预紧力校核计算确认了定义的预紧力不足。通过提高螺栓规格，提高预紧力解决了此问题。

随着螺纹紧固件的使用越来越广泛，特别是用于汽车安全的连接部位，力矩的选择需要进行充分和严格的校核计算，从而在设计之初避免此类问题。

本文研究的问题对于螺栓预紧力校核计算以及消除乘用车的同类异响现象有重要的实际意义和实用价值。

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