汽車上用來改變或恢復行駛方向的專設機構成為轉向系統。轉向系統一般由轉向操縱機構、轉向機、轉向傳動機構3個主要機構組成。
轉向操縱機構主要由轉向盤、轉動軸和轉向管柱等組成。轉向機是將轉向盤的轉動變為轉向搖臂的擺動或齒條軸的直線往複運動，並對操縱力進行放大的機構。
轉向機一般固定在車架上，轉向機操縱力通過轉向機後一般還會改變傳動方向。
轉向傳動機構是將轉向機輸出的力和運動傳給連接車輪的轉向節，並使左、右車輪按一定關係進行偏轉的機構。
在假設最大拉杆力F=15KN，轉向機通過3個相同的螺栓和螺母組合固定和在副車架上，轉向機和車架之間的摩擦係數Ut=0.15，螺栓和螺母之間的摩擦係數Ug=0.10~0.16的前提下，分析轉向機安裝螺栓的計算校核後的選用過程，說明扭矩法的計算步驟和方法。
01
分析連接點處的受力
轉向機通過轉向拉杆給車輪提供轉向力，車輪反作用於轉向拉杆同等大小的力。
轉向機和車架之間必須提供摩擦力和這個外力平衡。
摩擦力Fq=S╳F=1.5╳15=22.5KN, 式中:S是安全係數，F是最大齒條力。
02
求出螺栓必須提供的最小夾緊力
式中:N是螺栓的個數，Ut是轉向機和車架之間的摩擦係數。
03
估算使用扭矩法時的螺栓直徑d
採用扭矩法進行裝配時，不允許對螺栓過擰，即出現屈服現象。
VDI2230推薦可允許獲得的最大裝配軸向力不允許超過屈服強度的90%（即螺栓保證載荷）。
考慮扭矩控制擰緊時產生的軸向力預緊力離散性約為±30%，同時應避免在裝配時將螺栓過擰，又需要提高螺栓的使用效率，所以通常制定扭矩時，理論目標值是使螺栓能夠提供約70%-75% 屈服軸力，使得因離散產生的最大軸向力不使螺栓屈服，同時又能保證一定比例的最小夾緊力。
- 轉向機螺栓最小夾緊力：Fkmin=50KN
- 螺栓理論夾緊力：Fm=Fkmin/70%=50/0.7=71.4KN
- 螺栓最大夾緊力：FMmax=1.3╳FKmin=1.3*71.4=92.8KN
因為，螺栓最大夾緊力必須小於螺栓保證載荷，在國家標準GB/T3098.1中查得M14╳1.5 10.9級螺栓的保證載荷Fs=104KN，滿足螺栓的受力要求。
在實際設計中，螺栓直徑和長度的確定常常要做競品車的BENCHMARK，從競品車獲得參考。
螺栓的長度要考慮夾緊長度和螺母的厚度，要保證螺栓的端頭無效螺紋全部露出來，外觀看上去露出2-3個牙。
螺栓總長和螺紋長度盡量符合國家標準要求，以5,0取整。
綜合上述要求,選用Q185 M14´1.5´130 10.9級,六角法蘭面螺栓。
04
計算使用擰緊螺栓端的工藝時的擰緊力矩
確定Q185 M14´1.5 10.9級的螺栓為轉向機緊固螺栓後，獲得dw=26.4mm。
從GB5277中獲得dh=15.5mm,對於這個通孔尺寸，螺絲君一定要在設計早期與副車架工程師和轉向機工程師確定好，堅持遵照國家標準規定的尺寸。
根據GB196計算螺紋中徑d2=d-0.6495P=14-0.6495´1.5=13.0257mm,取螺栓和螺母之間的摩擦係數u=0.15。
將上述數值，代入
得：
扭矩表中的扭矩多是以5,0取整，得M=180Nm。
按照電動裝配工具重複精度±7.5%計算扭矩公差，∆M=180´(±7.5%)=±13.5Nm，取整數±15Nm。
因此，設計擰緊力矩M=180±15Nm。
05
校核計算扭矩的合理性
1）螺栓擰緊後，當扭矩最大,Mmax=195Nm，螺栓和螺母之間的摩擦係數最小，uGmin=0.10時，螺栓的軸力最大：
最大裝配軸向力95.5KN,不超過螺栓保證載荷104KN，此項校核通過。
2）螺栓擰緊後，當扭矩最小,Mmin=165Nm，螺栓和螺母之間的摩擦係數最大，uGmax=0.16時，螺栓的軸力最小：
最小裝配軸向力52.8KN，大於螺栓必須提供的最小夾緊力，此項校核通過。
06
選用螺母
螺紋連接設計螺栓和螺母配合使用時，需要選用性能等級相匹配的產品。
性能等級為10.9級的螺栓必須配用性能等級為10級的螺母，也可以使用性能等級高於螺栓的螺母。
如果連接失效，總希望失效形式是螺桿斷裂。
對螺母的設計至少在超擰螺栓保證載荷的10%時，螺栓的載荷失效是螺桿斷裂。104KN´1.1=114.4KN, M14´1.5 10.9級2型螺母的保證載荷是131.9KN，滿足要求。
轉向機安裝在副車架上，在車輛行駛中一定會發生複雜的振動。
一般的螺母在使用過程中由於振動會自行松轉，為了防振防松，選用嵌尼龍圈自鎖螺母。
嵌尼龍圈自鎖螺母擰入螺栓時，尼龍圈內被擠壓出內螺紋，彈性極佳的尼龍材料與螺栓形成了很大又很穩定的摩擦阻力，從而阻止了緊固件的松轉，同時對外來的衝擊、振動有良好的吸收和阻尼作達到了可靠的擰緊。
嵌尼龍圈自鎖螺母受限於尼龍材料的使用溫度，使用時注意來自發動機和排氣管的熱損害。
綜合上述要求,選用Q339 M14 10級 非金屬嵌件六角法蘭面鎖緊螺母。
07
計算使用擰緊螺母工藝時的擰緊力矩
當擰緊螺母時,法蘭面下的摩擦直徑由螺栓法蘭的dw=26.4mm變成了螺母法蘭的dw=27,6mm,如果還要保證螺栓的軸向力71.4KN, 計算螺母需要的扭矩：
和使用擰緊螺栓端的工藝時的擰緊力矩184.49Nm相比,只有1.62Nm的差距,差異可以忽略不計，所以生產時擰緊螺母端還是擰緊螺栓六角頭端，對夾緊力沒有區別。
08
考慮螺母鎖緊有效力矩對夾緊力的影響
螺母的有效力矩,是螺紋連接沒有軸向力時轉動螺母所需的力矩。根據GB/T 3098.9，M14 10.9級法蘭面鎖緊螺母的第一次擰入的最大力矩是31Nm,這個力矩會消耗擰緊工具的輸入力矩。
根據前文5.校核計算扭矩的合理性中的計算，這個力矩消耗的影響體現在最小軸向力的數值。當最小扭矩,Mmin=165Nm，摩擦係數最大，uGmax=0.16時的工況，需要重新計算最小軸向力：
這時轉向機3個螺栓提供的摩擦力Fq=3´43.15´0.15=19.42KN，安全係數S=19.42/15=1.3。
在扭矩最小，摩擦係數最大，螺母有效力矩最大的極限情況下，轉向機的安全係數S>1，所以螺栓和螺母的選用，擰緊力矩M=180±15Nm的開發，是安全可靠的。
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