В зависимости от выполнения соединения при расчете можно рассмотреть два предельных случая (рис. 1).
1. со ступицей, имеющей прорезь,
2. с разъемной ступицей.
Первый случай. Клемма обладает большой жесткостью, а посадка деталей выполнена с большим зазором (При этом можно допустить, что контакт деталей происходит по линии, а условие прочности соединения выражается в виде:
где Fn — реакция в месте контакта, f — коэффициент трения.
По условию равновесия любой половины клеммы Fn = 2 Fзат;
Подставив значения Fn в формулу найдем:
Второй случай. Клемма достаточно гибка, форма сопрягаемых деталей строго цилиндрическая, зазор в соединении близок к нулю. В этом случае можно полагать, что давление р распределено равномерно по поверхности соприкосновения деталей, а условие прочности соединения выражается в виде: По аналогии, рассматривая равновесие полуклеммы, записываем
то есть:
Таким образом, нагрузочные способности для двух предельных случаев относятся как 2/p. 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 типа H8/h8. 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
Здесь коэффициенты 2,5 и 5 приближенно равны среднему значению коэффициентов в выше приведенных формулах.
Расчет клеммового соединения с односторонним расположением болтов принято выполнять по тем же формулам. При этом условно полагают, что функции второго болта соединения выполняет сам материал рычага. Действительно, если верхний болт в конструкции приварить к деталям, то условия работы клеммы и нижнего болта не изменятся, а конструкция станет подобна конструкции, изображенной на рис.
Для определения потребной силы затяжки болтов преобразуем формулы к виду:
При совместном действии T и Fа сдвигающей силой на поверхности контакта будет равнодействующая осевой Fа и окружной Ft = 2T/d сил. Для такого случая: При найденной Fзат расчет болтов на прочность выполняют по формуле:
В формулах z — число болтов, расположенных с одной стороны вала, К =(1,3...1,8) — коэффициент запаса. Коэффициент трения для чугунных и стальных деталей, работающих без смазки, можно выбирать в пределах f = 0,15...0,18.