汽车上用来改变或恢复行驶方向的专设机构成为转向系统。转向系统一般由转向操纵机构、转向机、转向传动机构3个主要机构组成。

转向操纵机构主要由转向盘、转动轴和转向管柱等组成。转向机是将转向盘的转动变为转向摇臂的摆动或齿条轴的直线往复运动，并对操纵力进行放大的机构。

转向机一般固定在车架上，转向机操纵力通过转向机后一般还会改变传动方向。

转向传动机构是将转向机输出的力和运动传给连接车轮的转向节，并使左、右车轮按一定关系进行偏转的机构。

在假设最大拉杆力F=15KN，转向机通过3个相同的螺栓和螺母组合固定和在副车架上，转向机和车架之间的摩擦系数Ut=0.15，螺栓和螺母之间的摩擦系数Ug=0.10~0.16的前提下，分析转向机安装螺栓的计算校核后的选用过程，说明扭矩法的计算步骤和方法。01

分析连接点处的受力

转向机通过转向拉杆给车轮提供转向力，车轮反作用于转向拉杆同等大小的力。转向机和车架之间必须提供摩擦力和这个外力平衡。摩擦力Fq=S╳F=1.5╳15=22.5KN,式中:S是安全系数，F是最大齿条力。02

求出螺栓必须提供的最小夹紧力

式中:N是螺栓的个数，Ut是转向机和车架之间的摩擦系数。

03

估算使用扭矩法时的螺栓直径d

采用扭矩法进行装配时，不允许对螺栓过拧，即出现屈服现象。

VDI推荐可允许获得的最大装配轴向力不允许超过屈服强度的90%（即螺栓保证载荷）。

考虑扭矩控制拧紧时产生的轴向力预紧力离散性约为±30%，同时应避免在装配时将螺栓过拧，又需要提高螺栓的使用效率，所以通常制定扭矩时，理论目标值是使螺栓能够提供约70%-75%屈服轴力，使得因离散产生的最大轴向力不使螺栓屈服，同时又能保证一定比例的最小夹紧力。

转向机螺栓最小夹紧力：Fkmin=50KN

螺栓理论夹紧力：Fm=Fkmin/70%=50/0.7=71.4KN

螺栓最大夹紧力：FMmax=1.3╳FKmin=1.3*71.4=92.8KN

因为，螺栓最大夹紧力必须小于螺栓保证载荷，在国家标准GB/T.1中查得M14╳1..9级螺栓的保证载荷Fs=KN，满足螺栓的受力要求。

在实际设计中，螺栓直径和长度的确定常常要做竞品车的BENCHMARK，从竞品车获得参考。

螺栓的长度要考虑夹紧长度和螺母的厚度，要保证螺栓的端头无效螺纹全部露出来，外观看上去露出2-3个牙。

螺栓总长和螺纹长度尽量符合国家标准要求，以5,0取整。

综合上述要求,选用QM14′1.5′.9级,六角法兰面螺栓。

04

计算使用拧紧螺栓端的工艺时的拧紧力矩

确定QM14′1..9级的螺栓为转向机紧固螺栓后，获得dw=26.4mm。

从GB中获得dh=15.5mm,对于这个通孔尺寸，螺丝君一定要在设计早期与副车架工程师和转向机工程师确定好，坚持遵照国家标准规定的尺寸。

根据GB计算螺纹中径d2=d-0.P=14-0.′1.5=13.mm,取螺栓和螺母之间的摩擦系数u=0.15。

将上述数值，代入

得：

扭矩表中的扭矩多是以5,0取整，得M=Nm。

按照电动装配工具重复精度±7.5%计算扭矩公差，?M=′(±7.5%)=±13.5Nm，取整数±15Nm。

因此，设计拧紧力矩M=±15Nm。

05

校核计算扭矩的合理性

1）螺栓拧紧后，当扭矩最大,Mmax=Nm，螺栓和螺母之间的摩擦系数最小，uGmin=0.10时，螺栓的轴力最大：

最大装配轴向力95.5KN,不超过螺栓保证载荷KN，此项校核通过。

2）螺栓拧紧后，当扭矩最小,Mmin=Nm，螺栓和螺母之间的摩擦系数最大，uGmax=0.16时，螺栓的轴力最小：

最小装配轴向力52.8KN，大于螺栓必须提供的最小夹紧力，此项校核通过。06

选用螺母

螺纹连接设计螺栓和螺母配合使用时，需要选用性能等级相匹配的产品。

性能等级为10.9级的螺栓必须配用性能等级为10级的螺母，也可以使用性能等级高于螺栓的螺母。

如果连接失效，总希望失效形式是螺杆断裂。

对螺母的设计至少在超拧螺栓保证载荷的10%时，螺栓的载荷失效是螺杆断裂。KN′1.1=.4KN,M14′1..9级2型螺母的保证载荷是.9KN，满足要求。

转向机安装在副车架上，在车辆行驶中一定会发生复杂的振动。

一般的螺母在使用过程中由于振动会自行松转，为了防振防松，选用嵌尼龙圈自锁螺母。

嵌尼龙圈自锁螺母拧入螺栓时，尼龙圈内被挤压出内螺纹，弹性极佳的尼龙材料与螺栓形成了很大又很稳定的摩擦阻力，从而阻止了紧固件的松转，同时对外来的冲击、振动有良好的吸收和阻尼作达到了可靠的拧紧。

嵌尼龙圈自锁螺母受限于尼龙材料的使用温度，使用时注意来自发动机和排气管的热损害。

综合上述要求,选用QM级非金属嵌件六角法兰面锁紧螺母。

07

计算使用拧紧螺母工艺时的拧紧力矩

当拧紧螺母时,法兰面下的摩擦直径由螺栓法兰的dw=26.4mm变成了螺母法兰的dw=27,6mm,如果还要保证螺栓的轴向力71.4KN,计算螺母需要的扭矩：

和使用拧紧螺栓端的工艺时的拧紧力矩.49Nm相比,只有1.62Nm的差距,差异可以忽略不计，所以生产时拧紧螺母端还是拧紧螺栓六角头端，对夹紧力没有区别。

08

考虑螺母锁紧有效力矩对夹紧力的影响

螺母的有效力矩,是螺纹连接没有轴向力时转动螺母所需的力矩。根据GB/T.9，M.9级法兰面锁紧螺母的第一次拧入的最大力矩是31Nm,这个力矩会消耗拧紧工具的输入力矩。

根据前文5.校核计算扭矩的合理性中的计算，这个力矩消耗的影响体现在最小轴向力的数值。当最小扭矩,Mmin=Nm，摩擦系数最大，uGmax=0.16时的工况，需要重新计算最小轴向力：

这时转向机3个螺栓提供的摩擦力Fq=3′43.15′0.15=19.42KN，安全系数S=19.42/15=1.3。

在扭矩最小，摩擦系数最大，螺母有效力矩最大的极限情况下，转向机的安全系数S1，所以螺栓和螺母的选用，拧紧力矩M=±15Nm的开发，是安全可靠的。

往期回顾

01

悬架和车身连接点的螺栓和套管设计要点

02

底盘紧固件开发要点

03

汽车紧固件连接的结构要素设计

04

高强度紧固接头载荷分析计算

05

复合材料螺栓连接设计要求

今天就分享到这里，感兴趣的老铁，可以加下方螺丝君

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