Глава 5 Клеммовые соединения

Клеммовые соединения применяют для закрепления деталей на валах и осях, цилиндрических колоннах, кронштейнах и т. д. Один из примеров клеммового соединения (закрепление рычага на валу) изображен на
По конструктивным признакам различают два основных типа клеммовых соединений: а) со ступицей, имеющей прорезь (рис. 5.1, а); б) с разъемной ступицей (рис. 5.1, б). Разъемная ступица несколько увеличивает массу и стоимость соединения, но при этом становится возможным устанавливать клемму в любой части вала независимо от формы соседних участков и других расположенных на валу деталей.
 При соединении деталей с помощью клемм используют силы трения, которые возникают от затяжки болтов. Эти силы трения позволяют нагружать соединение как моментом (Г=Л), так и осевой силой Fa. Ранее отмечалось, что передача нагрузки только силами трения недостаточно надежна. Поэтому не рекомендуют применять клеммовые соединения для передачи больших нагрузок.
Достоинства клеммового соединения: простота монтажа и демонтажа, самопредохранение от перегрузки, а также возможность перестановки и регулировки взаимного расположения деталей как в осевом, так и в окружном направлениях (регулировка положения рычагов и тяг в механизмах управления и т. п.).
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

Fn 2F3aT,
где jF,aT — сила затяжки болтов.
Подставив значение Fn в формулы (5.1), найдем
(5.2) 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 ρ распределено равномерно по поверхности соприкосновения деталей, а условия прочности соединения выражаются в виде.

По аналогии с формулой (1.22) и рис. 1.22, рассматривая равновесие полуклеммы, записываем
p = 2F3aJ{db). После подстановки и сокращения получаем
    (5.3)

Таким образом, нагрузочные способности для двух предель­ных случаев относятся как 2/π [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 типа #8/А 8. 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

                            (5.4)

Здесь коэффициенты 2,5 и 5 приближенно равны среднему значению 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

При совместном действии Τ и F_a сдвигающей силой на поверхности контакта будет равнодействующая осевой F_a и окружной F_t = 2T/d сил. Для такого случая

При найденной F_3ax расчет болтов на прочность выполняют по формуле (1.19).

В формулах (5.5) и (5.6) ζ — число болтов, расположенных с одной стороны вала, АГ= 1,3... 1,8 — коэффициент запаса. Коэффициент трения для чугунных и стальных деталей, работающих без смазки, можно выбирать в пределах /¾ «0,15...0,18.