Примеры решения задач по прикладной механике

Здравствуйте на этой странице я собрала примеры решения задач по предмету прикладная механика с решением по каждой теме, чтобы вы смогли освежить знания!

Если что-то непонятно вы всегда можете написать мне в воцап и я вам помогу!

Тема: «Структура механизмов»

К оглавлению…

Пример решения задачи №1

По кинематической схеме механизмов упаковочной машины (рис. 1) определить степень ее подвижности.

Методические рекомендации по выполнению задания:

Изделию И сообщается последовательно горизонтальное и вертикальное перемещения. В состав машины входят три простейших механизма: кулисно-ползунный, зубчатая передача и кулачково-рычажный.

Точки звеньев всех трех механизмов совершают плоское движение, параллельное одной и той же плоскости, т.е. их можно рассматривать как плоские механизмы. Число степеней подвижности каждого из плоских механизмов системы можно определить по формуле Чебышева:

где — число подвижных звеньев;

— число одноподвижных кинематических пар; — число двухподвижных кинематических пар.

Для кулисно-ползунного механизма = 5 (кривошип 1, шатун 2, кулиса 3, шатун 4 и ползун 5); число одноподвижных кинематических пар

двухподвижных кинематических пар в кулисно-ползунном механизме нет, т.е. = 0.

Тогда по формуле получают: = 3- 5- 2- 7- 0 = 1, т.е. механизм обладает одной степенью подвижности. За начальное звено, которому приписывают обобщенную координату (pi, принимают кривошип /.

Рядовая зубчатая передача состоит из двух цилиндрических колес с неподвижными осями. Следовательно,

Этот механизм также имеет одну степень свободы. Зубчатое колесо 7 закреплено на валу кривошипа 1 и вращается вместе с ним.

Кулачково-рычажный механизм состоит из кулачка 9, ролика 10, толкателя 11, шатуна 12 и ползуна 13. Число подвижных звеньев =5. Число одно-подвижных кинематических пар = 6 и двух подвижных = 1. Степеней подвижности этого механизма

Одна подвижность местная (вращение ролика 10 относительно собственной оси); основная подвижность = 1 реализуется в кулачковом механизме вращением кулачка 9, соединенного жестко с зубчатым колесом

Возможно эта страница вам будет полезна:

Предмет прикладная механика

Тема: «Зубчатые механизмы, их типы и синтез»

К оглавлению…

Пример решения задачи №2

Определить коэффициент полезного действия двух соединенных механизмов, привода барабанов складского рольганга (рис.3), если их к.п.д. и заданы.

Методические рекомендации по выполнению задания:

Пусть работа движущих сил на валу рольгангов с учетом потерь в редукторе равна . Часть , этой работы идет на преодоление полезного сопротивления , а другая часть — на преодоление полезного сопротивления . Очевидно, что

Из выражений для отдельных КПД

можно написать

После подстановки получим

Рассмотрим частные случаи: 1. При

т.е. общий КПД равен каждому из частных значений. 2. При

т.е. общий КПД равен среднему арифметическому частных к.п. д.

Возможно эта страница вам будет полезна:

Задачи прикладной механики

Тема: «Растяжение-сжатие стержней при осевом нагружении»

К оглавлению…

Пример решения задачи №3

Для заданной схемы нагружения стержня, изображенной на рис. 5а), осевыми нагрузками проверить опасные сечения (участок) на прочность, если задано: величина нагрузки = 12,0 кН, площадь поперечного сечения участка стержня ; допускаемое напряжение = 170 МПа, модуль упругости при растяжении-сжатии МПа, длина участка стержня .

Методические указания к решению задания:

  • разбиваем стержень на участки;
  • применяем метод сечений для определения нормальных сил;
  • определяем напряжения на каждом из участков стержня;
  • находим опасное сечение стержня и проверяем его на прочность;
  • определяем перемещения на каждом участке стержня;
  • строим эпюры нормальных сил, напряжений и перемещений стержня.

Данный алгоритм реализуем при решении задачи:

  • В начале решения стержень разбиваем на участки. Это разделение проводится с учетом изменения нагрузки или площади поперечного сечения стержня при переходе от одного участка к другому.

Для данной на рис. 1а) схемы нагружения стержня разбиваем его на три участка: первый — ; второй — и третий — .

  • Определяем нормальные силы (внутренние силовые факторы) на каждом из участков методом сечений. Для этого мысленно рассекаем стержень

плоскостью, перпендикулярной оси стержня, например I-I, на первом участке, отбрасываем одну из его частей и рассматриваем равновесие оставшейся части, проецируя все силы на вертикальную ось стержня. В нашем примере это нижняя часть стержня от точки до плоскости I-I.

Знак нормальной силы в сечении определяется так: если нагрузка на данном участке направлена от сечения, то нормальная сила положительна, т.е. на этом участке стержень растягивается; в противном случае нормальная сила отрицательна, а стержень — сжимается. В нашем примере, на первом участке нагрузка величиной 2 направлена от сечения I-I (рис.5а)), значит уравнение равновесия имеет вид:

отсюда нормальная сила

т.е. на этом участке стержня имеет место его растяжение.

Применяя метод сечений на других участках стержня, получим: — второй участок — растяжение;

  • третий участок — растяжение.
  • Напряжение на каждом участке определяем как отношение нормальной силы к площади поперечного сечения стержня:
  • Определяем опасное сечение. Оно находится по наибольшей величине напряжения. В нашем примере это второй участок — , где каждое сечение является опасным, т.к.

Согласно условию прочности при растяжении- сжатии в нашем примере имеем:

Условие прочности выполняется.

  • Для определения перемещений на каждом участке применяем закон Гука, который имеет вид:

где — нормальная сила на каждом -том участке; — длина каждого участка; — модуль упругости; -площадь поперечного сечения каждого участка. В нашем примере получим:

  • По проведенным расчетам строим эпюры, нормальных сил, напряжений и перемещений по длине стержня. Построение проводится от вертикальной нулевой линии в соответствующем масштабе. Эпюры штрихуют перпендикулярно нулевой линии. При построении эпюры перемещений следует учесть, что в заделке, т.е. точке , перемещение равно нулю. Построение эпюры перемещения проводится от этой точки по участкам, применяя равенство:

где суммирование проводится, считая от точки вниз по каждому участку:

Построенные эпюры приведены на рис.1б,в,г).

Возможно эта страница вам будет полезна:

Решение задач по прикладной механике

Тема: «Сдвиг — срез. Расчеты на смятие»

К оглавлению…

Пример решения задачи №4

Определить, исходя из условий прочности на срез и смятие, необходимый диаметр болта в соединении , показанном на рис.3, если = 20мм; =12мм; допускаемые напряжения:

растягивающая сила = 120 кН. Болт установлен в отверстие без зазора.

Методические рекомендации по выполнению задания:

  • составляем расчетную схему по условию задачи;
  • из условия прочности определяем размеры соединения;
  • проводим проверочный расчет на смятие.

Данный алгоритм применяем при решении задачи:

  • Расчетная схема приведена на рис. 7. Болтовое соединение работает на срез. Сила среза приложена к листу толщиной . Так как болт работает на срез одновременно по двум сечениям — «1-1» и «2-2», то в каждом сечение действует сила /2.
  • Общая площадь среза

По условию прочности на срез:

откуда диаметр болта

Округляем диаметр болта до ближайшего стандартного значения. Согласно данным задачи , поэтому опасной в отношении смятия является внутренняя деталь площади смятия .

  • Выполняем проверочный расчет соединения на смятие. Находим площадь поверхности смятия

или

откуда

Из двух значений диаметра , найденных по условиям прочности на срез и смятие, следует принять большее, т. е. мм. Согласно стандарту это болт с диаметром не нарезанной части 28 мм и резьбой М27.

Возможно эта страница вам будет полезна:

Курсовая работа по прикладной механике

Тема: «Кручение валов круглого сечения»

К оглавлению…

Пример решения задачи №5

Для заданной схемы нагружения вала (рис.8):

  • построить эпюры крутящих моментов;
  • найти опасное сечение;
  • определить диаметр вала из условия прочности;
  • определить углы закручивания;

Методические указания к решению задания:

  • разбиваем вал на участки;
  • применяем метод сечений на каждом из участков вала для определения крутящих моментов;
  • определяем опасное сечение вала;
  • находим из условия прочности вала его диаметр;
  • определяем углы закручивания на участках вала;
  • строим эпюры крутящих моментов и углов закручивания вала.

Данный алгоритм реализуем при решение задачи:

  1. Разбиваем вал на участки, учитывая изменение нагрузки на каждом из них: первый —, второй — и третий .
  2. При кручении в поперечном сечении вала возникает внутренний силовой фактор — крутящий момент, который необходимо найти. Для этого применяется метод сечений. Рассмотрим первый участок . Проводим сечение 1-1 и из условия равновесия отсеченной части определяем крутящий момент в этом сечение. Правило знаков крутящих моментов следующее: если при взгляде со стороны сечения направление крутящего момента против хода

часовой стрелки, то он считается положительным; в противном случае знак момента отрицательный. Таким образом, на первом участке, в сечении 1-1, имеем крутящий момент:

Проводим на втором участке — сечение 2-2 и определяем крутящий момент в данном сечение:

Аналогично определяем крутящий момент на третьем участке — в сечение 3-3:

Определяем опасное сечение вала. Вал является гладким, т.е. имеет постоянное поперечное сечение, поэтому опасным является сечение участка с наибольшим крутящим моментом, значит это все сечения участка 2, где

  1. Находим диаметр вала из условия прочности при кручении:

отсюда полярный момент сопротивления

Известно, что для вала, т.е. бруса круглого сечения, работающего на кручение, полярный момент сопротивления зависит от диаметра вала по выражению:

Отсюда находим формулу для диаметра вала и рассчитываем его величину:

Принимаем диаметр вала равным 190 мм.

  1. Определяем углы закручивания на участках вала по выражению:

где — крутящий момент на — том участке вала; — длина участка вала; -полярный момент инерции участка вала, который является геометрической характеристикой поперечного сечения вала и определяется по формуле:

произведение модуля сдвига на полярный момент сопротивления называется жесткостью вала при кручении. Она определяется и вычисляется так:

Подставляя значения величин в (1), определяем углы закручивания на участках вала:

  • на третьем участке:
  • на втором участке:
  • на первом участке:
  1. По расчетным данным строим эпюры крутящих моментов и углов закручивания на рис. 8. Построение эпюры углов закручивания а начинаем от заделки, считая в ней угол закручивания равным нулю, далее углы суммируются с их значениями на предыдущих участках. Таким образом, должны выполняться равенства:

Возможно эта страница вам будет полезна:

Контрольная работа по прикладной механике

Тема: «Плоский изгиб балок»

К оглавлению…

Пример решения задачи №6

Для заданной схемы нагружения балки (рис. 10) определить из условия прочности размеры сечения прямоугольной формы, если дано:

ширина сечения ( ) в два раза меньше его высоты , допускаемое нормальное напряжение =120 МПа.

Методические указания к решению задания:

  • составляем расчетную схему балки;
  • определяем реакции опор балки;
  • разбиваем балку на участки;
  • применяем метод сечений на каждом из участков балки для определения поперечных сил и изгибающих моментов;
  • определяем опасное сечение балки;
  • находим из условия прочности балки размеры ее сечения;
  • строим эпюры поперечных сил и изгибающих моментов. Данный алгоритм реализуем при решении задачи:
  1. Для составления расчетной схемы балки необходимо выполнить ряд построений (рис.66). Начало плоской прямоугольной системы координат совместим с точкой , ось абсцисс проведем по оси балки, а ось ординат из точки вертикально вверх. Освобождаемся от связей шарнирах и заменяем их реакциями , направленными вверх. Равномерно распределенную нагрузку интенсивностью , заменяем сосредоточенной нагрузкой величины , приложенную к балке в середине отрезка и направим вектор этой нагрузки против оси ординат — вниз.
  1. Определяем опорные реакции. С этой целью удобно составить два уравнения моментов всех сил, действующих на балку, относительно точек и приложения неизвестных реакций:

отсюда

вычисляя, получим:

отсюда

вычисляя, получим:

Проверка:

подставляя данные, получим:

значит реакции опор найдены правильно.

  1. Разбиваем балку на два участка и . Определяем поперечные силы и изгибающие моменты на каждом участке. Для этого применяем метод сечений:
  • первый участок . Положение сечения изменяется следующим образом: . Записывая уравнения равновесия отсеченной части балки для поперечных сил и изгибающих моментов, с учетом правила знаков на (рис.11), получим:

Поскольку поперечная сила на данном участке изменяет свой знак с плюса на минус, т.е. проходит через нуль, то согласно соотношению:

изгибающий момент должен иметь максимум в этом сечение. Определим координату «» при которой В этом случае, выражение поперечной силы должно быть равно нулю:

отсюда

Тогда

  • второй участок . Начало координат переносим в точку и рассматриваем равновесие отсеченной части, считая от точки до сечения :
  1. Определяем опасное сечение. С этой целью строим эпюры поперечных сил и изгибающих моментов (рис. 6в) и рис 6 г)). Опасным является сечение балки в точке , где, изгибающий момент максимальный:
  1. Размеры сечения балки определяем из условия прочности:

где — максимальное нормальное напряжение в опасном сечение балки; — осевой момент сопротивления сечения балки для заданного прямоугольного сечения балки:

выражая из условия прочности осевой момент сопротивления, получим:

С учетом заданного соотношения высоты и ширины сечения из последнего неравенства можно выразить ширину прямоугольного сечения балки:

подставляя данные и округляя до стандартного значения, получим ширину сечения:

отсюда высота

Возможно эта страница вам будет полезна:

Помощь по прикладной механике

Тема: «Расчет сварных соединений»

К оглавлению…

Пример решения задачи №7

Рассчитать кронштейн и сварное соединение (см. рис.13) при

нагрузка статическая, толщина листа =12 мм, материал листа — сталь СтЗ ( = 220 МПа), сварка ручная электродом.

Методические рекомендации по выполнению задания:

  • составляем расчетную схему с указанием на ней действующих на соединение нагрузок и возникающих напряжений;
  • из расчета на прочность определяем размеры соединяемых деталей по основной нагрузке — изгибающему моменту ;
  • проверяем прочность соединения при суммарной нагрузке;
  • определяем размеры швов, задаваясь некоторыми их параметрами, по основной нагрузке — изгибающему моменту ;
  • проверяем прочность швов по суммарной нагрузке. Данный алгоритм применяем для решения задачи:

Расчетная схема приведена на рис.1 с указанием нагрузки и возникающих в соединении напряжений.

  • Определяем ширину листа по условию его прочности. Для металлических конструкций принимаем запас прочности = 1,4 (см. табл. 1 в приложении) и находим допускаемое напряжение на растяжение для материала соединяемых деталей при статической нагрузке:

Учитывая только основную нагрузку , получаем выражение момента сопротивления изгибу

или

С учетом нагрузки принимаем = 165 мм. Проверяем прочность при суммарной нагрузке:

  • Определяем размеры швов. Принимаем длину лобового шва мм, а катет шва мм. Предварительно оцениваем длину флангового шва только по основной нагрузке , используя формулу для суммарного напряжения в месте пересечения лобового и флангового швов

При этом, согласно табл. 1 в приложении, принимаем

из этого равенства найдем = 35 мм. Пусть = 40 мм ( исполнительный размер с учетом неполноценности шва на концах = 50…60 мм ).

  • Проверяем прочность швов по суммарной нагрузке, используя формулу суммарного максимального напряжения:

Напряжение от нагрузки определяем по формуле:

уточняем величину напряжения от нагрузки согласно выражению (1):

подставляя значения напряжений от силы и момента в формулу (2) получим:

Отмечаем, что по условию равнопрочности детали и соединения при действии изгибающей нагрузки как основной требуемая длина фланговых швов невелика и составляет около 0,25 , т.е. длины лобового шва.

Возможно эта страница вам будет полезна:

Заказать работу по прикладной механике

Тема: «Расчет резьбовых соединений»

К оглавлению…

Пример решения задачи №8

Определить силу , которую необходимо приложить к стандартному ключу при завинчивании гайки до появления в стержне болта напряжений, равных пределу текучести = 200 МПа (сталь 10). Определить также напряжения смятия и среза в резьбе. Расчет выполнить для болтов М6 и М24 и сравнить полученные результаты. Длину ручки стандартного ключа в среднем принять , коэффициент трения в резьбе и на торце гайки .

Методические рекомендации к решению задачи:

  • составить расчетную схему с указанием нагрузки и напряжений, возникающих в соединении;
  • собрать данные по параметрам рассчитываемых резьб;
  • определить нагрузку, возникающую при затяжке болта гаечным ключом;
  • вычислить напряжения, действующие в резьбе под влиянием нагрузки;
  • сравнить результаты расчетов для болтов с разным диаметром резьбы.

Данный алгоритм реализуем в решении задачи.

  1. Расчетная схема соединения приведена на рис.2. При затяжке ключом резьбы болта и отсутствии внешней нагрузки, например для крепления герметичных крышек корпусов пищевых машин, стержень болта растягивается осевой силой и закручивается моментом сил в резьбе . В результате возникает сложное напряженное состояние резьбы, которая подвергается воздействию нормальных напряжений смятия и касательных среза.
  2. Используя таблицы стандартов, находим необходимые для расчетов размеры (табл.1).
  • Под влиянием нагрузки в резьбе возникает сложное напряженное состояние, и прочность болта определяют по эквивалентному напряжению, которое рассчитывают по формуле

Из этой формулы выражаем силу затяжки , при которой эквивалентное напряжение в стержне болта равно по условию , тогда для болта М6 имеем:

  • Момент завинчивания определяем по формуле

Здесь принято, что диаметр отверстия в соединяемых деталях

средний диаметр торца гайки определен по формуле

приведенный коэффициент трения в резьбе выражен через действительный коэффициент трения в резьбе по формуле

угол , т.е. половине угла профиля резьбы для метрических резьб; угол трения в резьбе

  1. Силу , приложенную к ключу с длиной рукоятки , определяем по формуле (выигрыш в силе раза).
  2. Напряжения в резьбе при вычисляем по формулам:
  • напряжение смятия
  • напряжение среза

Здесь принято, что коэффициент полноты резьбы для треугольных резьб; коэффициент неравномерности нагрузки по виткам резьбы . Результаты расчетов для болтов М6 и М24 приведены в табл.2.

Сравнение результатов расчетов позволяет отметить, что резьбу болтов малого диаметра, например М6, можно легко разрушить, т.к. человек может приложить к ключу силу до 200 Н, а нагрузочная способность болта большого диаметра, например М24, трудно использовать полностью. Напряжения смятия в резьбе меньше, чем напряжения среза.

Тема: «Расчет валов на выносливость»

К оглавлению…

Пример решения задачи №9

Выполнить проверочный расчет вала и его опор (см. рис. 15): = 645 Н-М; , ширина шестерни — 100 мм, ее диаметр ( = 40; = 5); ; на выходном конце вала установлена упругая пальцевая муфта; материал вала — сталь 45, улучшенная,

Срок службы длительный, нагрузка близка к постоянной, допускается двухкратная кратковременная перегрузка.

Методические рекомендации по выполнению:

  • провести анализ конструкции вала;
  • выполнить силовой расчет зацепления;
  • составить расчетную схему вала;
  • определить реакции опор и построить эпюры изгибающих и крутящих моментов;
  • определить запасы прочности в опасных сечения вала;
  • проверить статическую прочность вала при перегрузках.

Данный алгоритм реализуем в следующем решении задачи:

В результате проектного расчета вала разработана его конструкция и оценены размеры: диаметр в месте посадки шестерни ; диаметр в месте посадки подшипников ; диаметр в месте посадки муфты

Определяем допускаемую радиальную нагрузку на выходном конце вала, полагая, что редуктор может быть использован как редуктор общего назначения:

Вычисляем силы в зацеплении по формулам:

  • окружная
  • осевая
  • радиальная
  1. Составляем расчетную схему вала (см. рис. 4). Учитывая наклон зуба шестерни и направление момента , левую опору заменяем шарнирно- неподвижной, а правую — шарнирно-подвижной опорами. Расчетные нагрузки считаем сосредоточенными. Вал нагружен силами: окружной, осевой и радиальной, которые прикладываем на расстоянии радиуса делительной окружности шестерни . Вал также нагружен крутящим моментом на полумуфте . Направление окружной силы на полумуфте выбирают так, чтобы она увеличивала напряжения и деформации от окружной силы (худший случай).

На рис. 46, г силы в зацеплении приведены к оси вала и изображены раздельно в вертикальной и горизонтальной плоскостях. При этом возникают пары сил, равные и момент .

  • Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (см. рис. 16,в,д,е). Рассмотрим реакции от сил и , действующих в вертикальной плоскости. Сумма проекций имеет вид:

Сумма моментов относительно левой опоры

При этом

Реакции от сил и , действующих в горизонтальной плоскости

  • Определяем запасы сопротивления усталости в опасных сечениях по формулам:
  • при совместном действии напряжений кручения и изгиба запас сопротивления усталости выражается равенством:

где — запас сопротивления усталости только изгибу;

— запас сопротивления усталости только кручению.

В этих формулах и — амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, а и постоянные составляющие. Принимаем циклы напряжений симметричный для изгиба и от нулевой для кручения. Согласно этому условию:

и — коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжения на сопротивление усталости (см. табл. 2 в приложение);

и — пределы выносливости, определяемые по формулам:

и — масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности (см. табл. 3 и 4 в приложение);

и — эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении (см. табл. 5 в приложении).

Просчитываем два предполагаемых опасных сечения (см. рис. 4,а): сечение I-I под шестерней, ослабленное шпоночным пазом, в сечение IX—II рядом с подшипником, ослабленное галтелью. Для первого сечения изгибающий момент

Крутящий момент

Напряжение изгиба

Напряжение кручения

По формулам (6) вычисляем пределы выносливости

По табл. 5 в приложении для шпоночного паза

По табл. 3 и 4 в приложении для шлифованного вала

По формулам (4) с учетом (5), принимая по табл. 2 в приложении находим:

По формуле (3),

Для второго сечения изгибающий момент

Принимая галтели равным 2 мм; и находим (см. табл. 5 в приложении):

Больше нагружено второе сечение.

Проверяем статическую прочность при перегрузках по формуле

где и — определяют по формулам (5) как для амплитудных переменных нормальных и касательных напряжений в опасном сечении; — предельно допускаемое напряжение близко к пределу текучести .

При перегрузках напряжения удваиваются, тогда для более нагруженного второго сечения

Статическая прочность при перегрузках обеспечена.

Кстати более подробная теория из учебников тут.

Тема: «Выбор муфт»

К оглавлению…

Пример решения задачи №10

Выбрать муфту для соединения вала ротора электродвигателя и ведущего вала редуктора. Известна величина крутящего момента на валу ротора электродвигателя: , угловая скорость вала , диаметр ротора может быть 42 или 48 мм. Муфта является узлом привода ленточного конвейера.

Методические рекомендации по решению задачи:

  • проводим анализ условия задачи или схему привода для установления необходимого типа выбираемой муфты;
  • определяем расчетный момент муфты;
  • сравниваем расчетный момент с номинальным вращательным моментом, который установлен стандартом и выбираем типоразмер муфты;
  • проводим проверочный расчет выбранной муфты.

Данный алгоритм выбора муфты реализуем, решая выше приведенную задачу:

1. В проектируемых студентами приводах технологических машин обычно применяют компенсирующие разъемные муфты нерасцепляемого класса стандартного исполнения.

Для соединения выходных концов ротора двигателя и входного быстроходного вала редуктора, установленных, как правило, на общей раме, применяют упругие втулочно-пальцевые муфты и муфты со звездочкой. Эти муфты обладают достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы.

Для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора и приводного вала рабочей машины применяют цепные муфты и муфты с торообраз-ной оболочкой. Эти муфты обладают достаточной податливостью, позволяющей компенсировать значительную несоосность валов (см. рис. 7 и табл. 8 в приложении).

В рассматриваемой задаче для соединения вала ротора электродвигателя и быстроходного вала редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП).

  1. Определяем расчетный вращающий момент по формуле

где — коэффициент режима нагрузки, определяемый по табл. 6 в приложении; — номинальный момент, Н • м. Подставляя данные получим:

Согласно ГОСТ 21425-93 (см. табл. 6 в приложении) выбираем муфту МУВП с номинальным моментом

и диаметром под валы 42 мм. Если диаметр вала электродвигателя равен 48 мм, то выбираем из той же таблицы муфту МУВП с номинальным моментом

Проверочный расчет муфты проводится по напряжениям смятия

где и — диаметр и длина полумуфты под вал, мм; — число упругих элементов; — наружный диаметр полумуфты, мм. Для выбранной полумуфты по табл. 6 в приложении имеем:

Подставляя значения в (7) вычисляем напряжение

Величина допускаемого напряжения = 1,5…2 МПа [2], таким образом, прочность муфты обеспечена.