В зависимости от выполнения соединения при расчете можно рассмотреть два предельных случая (рис. 5.2).

Первый случай. Клемма обладает большой жесткостью, а посад­ка деталей выполнена с большим зазором (рис. 5.2, а). При этом можно допустить, что контакт деталей происходит по линии, а условие прочности соединения выражается в виде

Ftd=Fnfd^T,2FnJ>Fc

Где Fn — реакция в месте контакта; /— коэффициент трения. По условию равновесия любой половины клеммы,

F —2F

1 л — зат?

Где FmT — сила затяжки болтов.

Подставив Fn в формулы (5.1), найдем

2F3&Jd^T,4F3FlJ>Fc

Второй случай. Клемма достаточно гибкая, форма сопрягаемых деталей строго цилиндрическая, зазор в соединении близок к нулю (рис. 5.2, б). В этом случае можно полагать, что давление р рас­пределено равномерно по поверхности соприкосновения деталей, а условия прочности соединения выражаются в виде

Pfndb->T, Pfndb^Fa.

По аналогии с формулой (1.22) и рис. 1.22, рассматривая равновесия полуклеммы, записываем

Т

Б

NF3&TFd^T, 2NF3AJ>Fa.

Таким образом, нагрузочные способности для двух предельных случаев относятся как 2/я [ср. формулы (5.2) и (5.3)]. Первый случай является самым неблагоприятным, а второй — наиболее рацио­нальным с точки зрения требуемой затяжки болтов.

Следует заметить также, что наличие больших зазоров в соеди­нении может привести к разрушению клеммы от напряжений изги­ба. Практически конструкция с большими зазорами является де­фектной.

В современном машиностроении размеры деталей клеммового соединения выполняют под посадку Я8/А8. При такой посадке обеспечивается свободная сборка деталей без излишних зазоров.

Это дает основание рассматривать условия работы практически выполняемых клеммовых соединений как средние между двумя рассмотренными выше крайними случаями и рассчитывать их проч­ность по формулам

2,5F3&TFd> Т, 5F„J>Fa. (5.4)

Здесь коэффициенты 2,5 и 5 приближенно равны средней вели­чине коэффициентов в формулах (5.2) и (5.3).

Расчет клеммового соединения с односторонним расположением болтов (см. рис. 5.1) принято выполнять по тем же формулам (5.4). При этом условно полагают, что функции второго болта соедине­ния выполняет сам материал рычага. Действительно, если верхний болт в конструкции по рис. 5.1, б приварить к деталям, то условия работы клеммы и нижнего болта не изменятся, а конструкция станет подобна конструкции, изображенной на рис. 5.1, а.

Для определения потребной силы затяжки болтов преобразуем формулы (5.4) к виду

F3&T = KT/(2,5zfd), F3fLT=KFa/(5zf). (5.5)

При совместном действии Т и Fa сдвигающей силой на поверх­ности контакта будет равнодействующая осевой Fa и окружной Ft=2T/D сил. Для такого случая

F3„ = KjF?+F2al{5zf). (5.6)

При найденной F^ расчет болтов на прочность выполняют по формуле (1.19). '

В формулах (5.5) и (5.6) Z — число болтов, расположенных с од­ной стороны вала, АТ=1,3...1,8—коэффициент запаса. Коэффици­ент трения для чугунных и стальных деталей, работающих без смазки, можно выбирать в пределах/«0,15...0,18. 90