轮胎、轮辋与轮辐统称为车轮，车轮不仅对汽车的行驶性能有重要影响，而且对行驶安全性有最直接的影响。
在日常的汽车使用中，会听到说某个汽车的轮子都飞出去了的事故，来描述汽车质量的低下或者车辆安全事故的严重性。
轮辐是轮辋与轮毂的连接件，辐板式轮辐通过它的可定心的紧固孔与轮毂连接。
轿车和小型货车通常以60°锥角的螺母座定心，在螺母上施加扭矩，将轮辐和轮毂连接在一起。
今天，螺丝君从整车数据出发，以后车轮为例，说明车轮螺母的拧紧力矩的开发和计算。
01计算需要的相关参数
02计算外部工作负载
在计算车轮安装扭矩时，需要考虑下面三个工作作用力，其中冲击力FS和制动力FX是车轮和制动盘分界面的动态横向力FQ，车轮转向时的侧向力是螺栓所受的轴向力FA。
冲击力FS和制动力FX有设计工况和极限工况。
a.车轮抱死的极限地面制动力
为了求得螺栓抵抗车轮抱死的制动力必须提供的摩擦负载FX1,以车轮中心为旋转点的扭矩等式如下：
得到
b.不发生车轮抱死的制动力矩是由FU=zMg决定的，当z≤0.5,覆盖了车辆99.98%的制动减速度。
为了求得螺栓抵抗车轮抱死的制动力必须提供的摩擦负载FX2,以车轮中心为旋转点的扭矩等式如下：
得到
c.后轮最大垂直负载-车轮冲击力
k=2.5是汽车过载系数。
d.车轮和制动盘分界面的动态横向力
1）.极限工况：
2）.设计工况：
e.当车轮以最大转向加速度a=1.2g转向时，车轮受到的最大侧向力
f.车辆的侧向加速度在绝大多数的使用工况都小于0.3g，以a=0.5g计算车轮受到的设计侧向力
03单个螺栓所受的横向载荷和轴向载荷
a.极限工况下单个螺栓所受的横荷:
设计工况下单个螺栓所受的横向荷：
b.假设最下方螺栓所受的拉力为侧向力的一半,单个螺栓所受极限工况的轴向载荷:
设计工况的轴向载荷:
04设计工况下单个螺栓传递横向载荷所需要的螺栓轴向力
05螺栓的装配欲载荷
在VDI中，螺栓的最小装配预载荷公式是
这个公式是VDI中给出的理论公式，实践中，因为是在常温的工作环境我们没有计算ΔFVth，计算Φ和Fz涉及到求被连接件的刚度，计算复杂，而且这两个值比较小，并且一正一负可以互相抵消一部分，对计算结果影响有限。
我们使用计算螺栓最小夹紧力：
06螺母的拧紧扭矩
a.螺母的锥面摩擦扭矩
b.螺母内螺纹处的扭矩
c.螺母的拧紧扭矩
螺母最小扭矩：
Mmin=Mk+Mb=86+76=Nm
考虑车轮和轮毂接触面的由于压陷和松弛而造成的预载损失FZ，螺栓和螺母的摩擦系数的范围是0.12~0.18，M14×15配对螺栓的利用率，将安装扭矩定为M=±10Nm
07极限工况下对螺栓的校核
a.在小概率的车轮抱死和车轮冲击力最大的极限工况下,单个螺栓所受的横向在荷FKmax=11.KN,当M=Nm,μ=0.18，螺栓轴力FV=49KN时，单个螺栓提供的摩擦力FK=0.15×48=7.2KN是不能抵抗横向在荷FKmax的。
这时就产生了过载，外载荷克服了接合面上的静态摩擦，可能会导致螺栓受到剪切力。
需要校核螺栓的剪切应力。
接合面上的螺栓截面积
螺栓的剪切应力远远小于螺栓的剪切强度
所以极限状况发生时，螺栓不会被剪断。
b.对于车轮以最大转向加速度a=1.2g转向时带来的最大螺栓轴向力
FAmax=6.KN，要考虑当M=Nm,
μ=0.12，螺栓轴力FV=79.4KN时,螺栓的拉应力要小于抗拉强度。
这种极限工况下螺栓不会屈服。
c.对车轮抱死，车轮冲击力达到最大，车辆以最大加速度a=1.2g转向这种最恶劣工况校核，螺栓的当量应力
最恶劣的极限工况下螺栓不会屈服。
对于车轮螺栓螺母的拧紧力矩，合理取得设计工况是最关键的一个步骤，否则会造成螺栓螺母的规格过大，或者太小的规格造成断裂风险。
对于极小概率的工况，有滑移但不剪断螺栓是允许的，但不允许滑移频繁产生。
虽然极限工况是小概率事件，发生的几率极低，但螺栓不断裂保证车辆安全是必要的。