Міністерство освіти Російської Федерації

Воронезького державного ТЕХНІЧНИЙ УНІВЕРСИТЕТ

Факультет вечірнього і заочного навчання
Кафедра Прикладної механіки

КУРСОВИЙ ПРОЕКТ

з дисципліни «Прикладна механіка» .
Тема Розробка приводу до стрічкового транспортеру.
Розрахунково-пояснювальна записка
Виконав студент ЕСХ-011 Каліганов С.А. .
Група Підпис ініціали, прізвище
Дата

Керівник Свиридов С.І.
Підпис ініціали, прізвище
Дата
Члени комісії

Підпис ініціали, прізвище
Дата
Нормоконтролер

Підпис ініціали, прізвище
Дата

Защіщен_ Оценка______

Дата
2004
Зміст
1. Завдання на курсове проектування ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .. 1
2. Зміст ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .... 2
3. Зауваження керівника ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .... ... ... ... .. 3
4. Введення ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .4
5. Вихідні дані ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .... ... ... ... ... .... ... 5
6. Вибір електродвигуна ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... 6
7. Визначаємо значення потужностей, кутових швидкостей і крутних моментів ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... 7
8. Розрахунок зубчастої передачі ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .... ... 8
9. Розрахунок геометричних параметрів зубчастих коліс ... .... ... ... .9
10.Основние розміри шестерні і колеса ... ... ... ... ... ... ... ... ..... 10
11.Проверочний розрахунок на контактну витривалість ... ... ... .... 11
12.Расчет на контактну витривалість при дії максимального навантаження ... ... ... ... ... ... ... ... ... .... ... ... .... ... .. 12
13.Сіли, що діють в зачепленні ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .12
14. Розрахунок на витривалість при згині ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .. 13
15. Попередній розрахунок валів ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .. ... .. 15
16. Конструктивні розміри зубчастих коліс ... ... ... ... ... ... .. ... .15
17. Конструктивні розміри корпусу редуктора ... ... ... ... .. ... ... 16
18. Вибір муфти ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .. ... 17
19. Вибір мастила ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .... .... ... 17
20. Перевірочний розрахунок одноступінчатого редуктора ... ... ... .... 18
21. Перевірка міцності шпонкових з'єднань ... ... ... .... ... ... 24
22. Уточнений розрахунок валів ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .25
23. Розрахункова схема ведучого валу ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .... 29
24. Розрахункова схема веденого вала ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .... 30
25. Література ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .. 31
26. Додаток ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... 32

Введення
Зважаючи на відсутність в промисловості потужних електродвигунів з малою швидкістю обертання з'явилася необхідність у створенні двигунів, які будуть знижувати швидкість обертання. Таким пристроєм є проектований редуктор.
Мета даного проекту полягає в проектуванні одноступінчатого циліндричного редуктора з косозубимі колесами.
У процесі проектування необхідно вибрати відповідні деталі, при цьому враховуючи їх довговічність, габарити.
За час курсового проектування студент набуває навиків у використанні технічної літератури, довідників, ГОСТів та інших довідкових і навчальних матеріалів.
Розрахунок приводу
Вихідні дані:
N ₂ = 95 кВт - потужність на відомому валу
n ₂ = 650 об / хв - число оборотів на відомому валу
U _p = 4,5 - передавальне відношення редуктора
T = 13000 годин - термін служби приводу

Передача нереверсивні

Привід складається з електродвигуна 1, муфти 2, одноступінчатого редуктора з циліндричними колесами 3, стрічковий транспортер - 4.

М
Графік навантаження:

0,1 М _н

0,3 М _н

1,2 М _н М _н

0,6 М _н

0,003 Т 0,5 Т 0,4 Т

1. Вибір електродвигуна
Обчислимо загальний ККД редуктора:

З таблиці. 1.1 [1] вибираємо:

- Зубчаста передача в закритому корпусі з циліндричними колесами

- Втрати на тертя в опорах кожного вала

- Коефіцієнт
n = 2 - число валів

Необхідна потужність електродвигуна:

Частота обертання валу електродвигуна:

З каталогу (П.1. [1]) вибираємо асинхронний електродвигун серії 4А, закритий обдувається за ГОСТ 19523-81 - 4А280 S 2, з номінальною потужністю N = 110 кВт і частотою обертання n _c = 3000 об / хв.
Ковзання s = 2%
Перевантаження по потужності:

Перевантаження по потужності немає.
Визначимо значення потужностей, кутових швидкостей і крутних моментів на валах:

Вал 1 - вал електродвигуна

N ₁ = 99,93 кВт; n ₁ = 2925 об / хв
Кутова швидкість:

Крутний момент:

Вал 2 - вихідний вал

N ₂ = N ₁ x η ₁ = 99,93 x 0,97 = 96,93 кВт
n ₂ = n ₁ / U _p = 2925 / 4,5 = 650 об / хв
Кутова швидкість:

Крутний момент:

2. Розрахунок зубчастої передачі

Вибір матеріалів шестерні - колеса.
Для забезпечення передачі вибираємо з табл. 3.3 [1] матеріали:
для шестерні - Сталь 40Х, σ _У = 780 МПа; σ _Т = 440 МПа; HB _1230; термообробка - покращення
для колеса - Сталь 40Х, σ _У = 690 МПа; σ _Т = 340 МПа; HB _2200; термообробка - нормалізація.
Обчислюємо межі витривалості:

N _HO - базове число циклів навантаження колеса для розрахунку по контактним напруженням при твердості ≤ HB 230
N _HO = 1,0 х ¹⁰ липня
Еквівалентне число циклів навантаження N _У визначимо відповідно до графіка навантаження:
З графіка навантаження слід:
M _max = 1,2 Mн; М _II = 0,6 Мн; М _III = 0,3 Мн;
t _max = 0,003 T; t _II = 0,1 T; t _III = 0,4 T;
n _max = n _1; M _I = M _Н ; t _I = 0.5T; n _I = n _II = n _III = n ₁

Допустиме контактне напруження для матеріалів зубчастих коліс передачі:

- Де коефіцієнт режиму при розрахунку на контактну міцність

Так як N _y> 10 ^7, то k _pk = 1

Момент на валу шестерні:

Коефіцієнт навантаження для симетричного розташування шестерні попередньо приймемо k = 1,3.
З умови контактної міцності для косозубих коліс Ψа = 0,315; k _П = 1,4; міжосьова відстань обчислимо за формулою:

За ГОСТ 2185-66 це значення a _ω округляється до найближчого стандартного a _ω = 400 мм.
Розрахунок геометричних параметрів зубчастих коліс.
Нормальний модуль m _n вибирається з ряду стандартних модулів по ГОСТ 9563-60 з інтервалу m _n = (0,010-0,020) a _ω
m _n = (0,010-0,020) х 400 = 4-8мм
Приймаємо по ГОСТ 9563-60 m _n = 6мм.
Якщо попередньо прийняти, що кут нахилу зуба β = 10 ^0, то сумарне число зубів шестерні і колеса обчислимо за формулою:

;

Передаточне відношення

відрізняється від стандартного (U = 4,5) на 0,89%, що менше допустимого 2,5%.

Щоб a _ω залишалося стандартним, обчислюємо уточнене значення кута нахилу зубів:

β = arccos 0,98 = 10 ⁰ 73 ^I

Основні розміри шестерні і колеса.
Обчислимо діаметри ділильних кіл:
- Шестерні:

- Колеса:

Перевіряємо міжосьова відстань:

Діаметри кіл вершин:

- Шестерні:

- Колеса:

Діаметри кіл западин зубів:
- Шестерні:

- Колеса:

Ширина вінця зубів колеса:

Ширина вінця зубів шестірні:

3. Перевірочний розрахунок на контактну витривалість
Визначимо коефіцієнт ширини шестірні по діаметру:

Для уточнення коефіцієнта навантаження визначається окружна швидкість коліс в зачепленні і ступінь точності передачі:

Приймемо сьомий ступінь точності.

Уточнимо коефіцієнт навантаження

де: К _{Н b} = 1,041 - з таблиці 3.5 [1]
До _{Н a} = 1,12 - з таблиці 3.4 [1]
До _HV = 1,05 - з таблиці 3.6 [1]
Перевірка контактних напружень за формулою:

591,25

Умова міцності дотримується

393,26 МПа <[s _H] = 591,25 МПа

5. Розрахунок на контактну витривалість при дії максимального навантаження
Використовуючи графік навантаження знаходимо

Допустима напруга для нормалізованої сталі 45
s _{H Р max} = 2,8 s _Т = 2,8 • 510 = тисячі чотиреста двадцять вісім МПа
Умова міцності s _Hmax <s _{H Р max} дотримується
6.Сіли, що діють в зачепленні
окружна

радіальна

осьова

7. Розрахунок на витривалість при згині
По таблиці 3 методики уточнимо механічні характеристики матеріалів зубчастих коліс з урахуванням встановлених розмірів і обчислимо межі витривалості:

де: коефіцієнт твердості

(Стор. 42). За табл. 3,7 при ψ _bd = 1,275, твердості HB ≤ 350 і несиметричному розташуванні зубчастих коліс відносно опор k _Fβ = 1,33.
за табл. 3.8 k _Fυ = 1,2.
Т.ч. коефіцієнт k _F = 1,33 х1, 2 = 1,596
Y _F - Коефіцієнт, що враховує форму зуба, і залежить від еквівалентного числа зубців z _υ
у шестерні

у колеса

По таблиці на стор.42 вибираємо:
Y _{F 1} = 4,09 і Y _{F 2} = 3,61
Допустиме напругу за формулою:

За табл. 3.9 для Сталі 35 при твердості HB ≤ 350 σ ^o _Flimb = 1,8 HB
Для шестерні σ ^o _Flimb = 1,8 х 510 = 918 HB
Для колеса σ ^o _Flimb = 1,8 х 450 = 810 HB
[S _F] = [S _F] ^I x [S _F] ^II - коефіцієнт безпеки,
де: [S _F] ^I = 1,75 (за табл. 3.9), [S _F] ^II = 1 (для поковок і штампувань)
[S _F] = [S _F] ^I x [S _F] ^II = 1,75 х1 = 1,75.
Допустимі напруги:
для шестірні:

для колеса:

Знаходимо відносини:

для шестірні:

для колеса:

Подальший розрахунок слід вести для зубів колеса, для якого знайдене ставлення менше.
Визначимо коефіцієнти Y _β і K _Fα (см гл. III, пояснення до формули (3.25)).

для середніх значень коефіцієнта торцевого перекриття ε _α = 1,5 і 7-го ступеня точності K _Fα = 0,92

Перевіряємо міцність зуба колеса за формулою:

Умова міцності виконано.

8.Предварітельний розрахунок валів
Попередній розрахунок проводимо на кручення за зниженими допускаються напруженням.

Ведучий вал

Діаметр вихідного кінця при дозволяється за напрузі [t _к] = 20 МПа

Приймаються d _в1 = 50 мм
Приймемо під підшипниками d _п1 = 45 мм
Шестерню виконаємо за одне ціле з валом.

Ведений вал

Приймемо [t _к] = 20 МПа
Діаметр вихідного кінця вала

Приймемо d _в2 = 65 мм
Діаметр валу під підшипниками приймемо d _п2 = 70 мм
Під зубчастим колесом приймемо d _к2 = 75 мм
Діаметри решти ділянок валів призначають, виходячи з конструктивних міркувань при компонуванні редуктора.
9.Конструктівние розміри зубчастих коліс

Вал-шестерня

Її розміри визначені вище:
d ₁ = 146,565 мм; d _{a 1} = 158,565 мм; b ₁ = 131 мм
Колесо валу 2
d ₂ = 653,435 мм; d _{a 2} = 665,435 мм; b ₂ = 126 мм
Діаметр ступиці
d _ст = 1,6 х d _{k 2} = 1,6 х 75 = 120 мм
Приймаються d _ст = 120 мм
Довжина ступиці
L _ст = 1,4 х d _{k 2} = 1,4 х 75 = 105 мм
Приймаються L _ст = 150 мм
Товщина обода
d = (2,5 ¸ 4) х m _n = (2,5 ¸ 4) х 6 = 15 ¸ 24 мм
Приймаються d = 20 мм
Товщина диска
З = 0,3 х b ₂ = 0,3 х 126 = 37,8 мм
Приймаються С = 40 мм

10.Конструктівние розміри корпусу редуктора
Товщина стінок корпусу і кришки
d = 0,025 х a _w +1 = 0,025 х 400 + 1 = 11 мм Приймемо d = 12 мм
d ₁ = 0,02 х a _w +1 = 0,02 х 400 + 1 = 9 мм Приймемо d ₁ = 10 мм
Товщина фланців поясів корпуса й кришки
-Верхнього пояса корпуса і пояса кришки
b = 1, 5 х d = 1,5 х 12 = 18 мм
b ₁ = _1, 5 х d ₁ = 1,5 х 12 = 15 мм
-Нижнього пояса корпуса
р = 2,35 х d = 2, 53 х 10 = 25,3 мм Приймаються р = 25 мм
Діаметр болтів:
-Фундаментних
d ₁ = 0,033 х a _w +12 = 0,033 х 400 + 12 = 25,2 мм
Приймаються болти з різьбою М 27
-Що кріплять кришку до корпуса у підшипника
d ₂ = 0,72 х d ₁ = 0, 72 х 27 = 19,4 мм
Приймаються болти з різьбою М20
-З'єднують кришку з корпусом
d ₃ = 0,55 х d ₁ = 0,55 х 27 = 14,8 мм
Приймаються болти з різьбою М 16
11.Вибор муфти

Ведений вал
Рухаючись крутний момент
Т ₂ = 1027,93 Н м
Число оборотів n = 650 об / хв
Застосуємо муфту пружну втулочно-пальцеву за ГОСТ 21424-75
Розміри
d = 65 мм Т = 1000 Н м Тип I
D = 220 мм L = 286 мм
12.Вибор мастила
Змазування зубчастого зачеплення виробляємо зануренням зубчастого колеса в масло, налити всередину корпусу до рівня, що забезпечує занурення колеса на 10 мм.
Передана потужність Р = 99,93 кВт
Місткість масляної ванни W визначимо з розрахунку 0,25 дм ³ олії на 1 кВт переданої потужності
W = 0,25 х 99,93 = 24,98 л
Встановлюємо в'язкість масла
При s _н = 9,729 МПа і V = 22,435 м / с
кінематична в'язкість масла u = 34 х 10 ^-6 м ² / с
Застосуємо масло індустріальне І-30А по ГОСТ 20799-75
Камери підшипників заповнюємо пластичним мастильним матеріалом УТ - 1.

13. Перевірочний розрахунок валів одноступінчатого редуктора
Розрахунок ведучого вала
З попередніх розрахунків маємо:
T ₁ = 326,41 Н м - крутний момент
n ₁ = 2925 об / хв - число оборотів
F _t = 4454,13 Н - окружне зусилля
F _r = 1650,05 Н - радіальне зусилля
F _a = 308,56 Н - осьове зусилля
d ₁ = 146,565 мм - ділильний діаметр шестірні
Матеріал валу: сталь 45, поліпшена, HB 200
s _в = 690 МПа - межа міцності
s _-1 = 0,43 х s _в = 0,43 х 690 = 300 МПа - межа витривалості при
симетричному циклі вигину
t _-1 = 0,58 х s _-1 = 0,58 х 300 = 175 МПа - межа витривалості при
симетричному циклі дотичних напружень

l ₁ = 110 мм
Визначимо опорні реакції в площині XZ

Визначимо опорні реакції в площині YZ

Перевірка:

Сумарні реакції:

Визначимо згинальні моменти
Площина YZ

Площина ZX

Сумарний згинальний момент

Підбираємо підшипники за більш навантаженою опорі 1.
Намічаємо радіальні кулькові підшипники 309 (по П.3. [1]):
d = 45 мм; D = 100 мм; B = 25 мм; r = 2,5 мм; C = 52,7 кН; C _o = 30 кН
Еквівалентна навантаження визначається за формулою:

де: F _{r 1} = 2412,59 Н - радіальне навантаження
F _a = 308,56 Н - осьове навантаження
V = 1 - (обертається внутрішнє кільце)
K _σ = 1 - коефіцієнт безпеки для приводів стрічкових конвеєрів (за табл.9.19 [1])
K _T = 1 - температурний коефіцієнт (за табл.9.20 [1])
Ставлення

; Цієї величини (до табл. 9.18 [1])
відповідає e ≈ 0,18
Ставлення

> E; X = 0,56 і Y = 2,34

Розрахункова довговічність, млн.об

Розрахункова довговічність, годину.

що більше встановлених ГОСТ 16162-85.

Розрахунок веденого вала
Ведений вал несе такі ж навантаження, як і ведучий.
З попередніх розрахунків маємо:
T ₂ = 1027,93 Н м - крутний момент
n ₂ = 650 об / хв - число оборотів
F _t = 4454,13 Н - окружне зусилля
F _r = 1650,05 Н - радіальне зусилля
F _a = 308,56 Н - осьове зусилля
d ₂ = 653,435 мм - ділильний діаметр шестірні
Матеріал валу: сталь 45, нормалізована HB 190
s _в = 570 МПа - межа міцності
s _-1 = 0,43 х s _в = 0,43 х 570 = 245 МПа - межа витривалості при
симетричному циклі вигину
t _-1 = 0,58 х s _-1 = 0,58 х 245 = 152 МПа - межа витривалості при
симетричному циклі дотичних напружень

l ₂ = 140 мм
Визначимо опорні реакції в площині XZ

Визначимо опорні реакції в площині YZ

Перевірка:

Сумарні реакції:

Підбираємо підшипники за більш навантаженою опорі 4.
Намічаємо радіальні кулькові підшипники 314 (по П.3. [1]):
d = 70 мм; D = 150 мм; B = 35 мм; r = 3,5 мм; C = 104 кН; C _o = 63 кН
Еквівалентна навантаження визначається за формулою:

де: F _{r 4} = 2522,73 Н - радіальне навантаження
F _a = 308,56 Н - осьове навантаження
V = 1 - (обертається внутрішнє кільце)
K _σ = 1 - коефіцієнт безпеки для приводів стрічкових конвеєрів (за табл.9.19 [1])
K _T = 1 - температурний коефіцієнт (за табл.9.20 [1])
Ставлення

; Цієї величини (до табл. 9.18 [1])
відповідає e ≈ 0,18
Ставлення

<E; значить X = 1 і Y = 0

Розрахункова довговічність, млн.об

Розрахункова довговічність, годину.

що більше встановлених ГОСТ 16162-85.
Визначимо згинальні моменти в перерізі С
Площина YZ

Площина XZ

Сумарний згинальний момент в перерізі С

14. Перевірка міцності шпонкових з'єднань

Шпонки призматичні з округленими торцями. Розміри перерізів шпонок і пазів і довжини шпонок - за ГОСТ 23360-78 (табл. 8.9 [1]).
Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.
Напруга зминання і умова міцності знаходимо за формулою:

Допустимі напруги зминання при сталевий маточині [σ _см] = 100-120 МПа, при чавунної [σ _см] = 50-70 МПа.
Ведучий вал: d = 50мм
шпонка: ширина - b = 14мм
висота - h = 9мм
довжина - l = 50мм
глибина паза валу - t ₁ = 5,5 мм
глибина паза втулки - t ₂ = 3,8 мм
фаска - sx 45 ^про = 0,3

Вибираємо (по табл. 11.5 [1]) момент на ведучому валу T ₁ = 710 x ¹⁰ Березня Н мм

Матеріал для напівмуфт МУВП - чавун марки СЧ 20.

Ведений вал: d = 65мм
шпонка: ширина - b = 20мм
висота - h = 12мм
довжина - l = 100мм
глибина паза валу - t ₁ = 7,5 мм
глибина паза втулки - t ₂ = 4,9 мм
фаска - sx 45 ^про = 0,5
Вибираємо (по табл. 11.5 [1]) момент на ведучому валу T ₁ = 1000 x ¹⁰ березня Н мм

Зазвичай зірочки виготовляють з термооброблених вуглецевих або легованих сталей. Умова міцності виконується.
15. Уточнений розрахунок валів
Приймемо, що нормальні напруження від вигину змінюється по симетричному циклу, а дотичні від крутіння - по отнулевому (пульсіруещему).
Уточнений розрахунок валів полягає у визначенні коефіцієнтів запасу міцності s для небезпечних перетинів і порівнянні їх з необхідними (допускаються) значеннями [s]. Міцність дотримана за умови s ≥ [s].
Будемо проводити розрахунок для імовірно небезпечних перерізів кожного з валів.
Ведучий вал.
Матеріал валу той же, що і для шестірні, тобто сталь 45, термічна обробка - поліпшення.
По (табл. 3.3 [1]) при діаметрі заготівлі до 90 мм середнє значення σ _в = 780 МПа.
Межа витривалості при симетричному циклі вигину

Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напружень

Перетин А-А. Це перетин при передачі обертаючого моменту від електродвигуна через муфту розрахуємо на кручення. Концентрацію напружень викликає наявність шпоночной канавки.
Коефіцієнт запасу міцності

де амплітуда і середня напруга отнулевого циклу

При d = 50мм, b = 14мм, t ₁ = 5,5 мм (по табл. 8.5 [1])

Приймемо k _τ = 1,68 (табл. 8.5 [1]), ε _τ = 0,76 (табл. 8.8 [1]) і ψ _τ = 0,1 (стор. 166 [1]).

ГОСТ 16162-78 вказує на те, щоб конструкція редукторів передбачала можливість сприйняття радіального навантаження, прикладеної в середині посадочної частини валу. Величина навантаження для одноступеневих зубчастих редукторів на швидкохідному валу повинна бути 2,5

при 25 х 10 ³ Н мм <Т _Б <710 х 10 ³ Н мм.
Прийнявши у ведучого валу довжину посадочної частини під муфту дорівнює довжині напівмуфти l = 170мм, отримаємо згинальний момент у перерізі А-А від консольної навантаження

Згинальний момент у горизонтальній площині

Згинальний момент у вертикальній площині

Сумарний згинальний момент у перерізі А-А

; Середня напруга σ _m = 0.
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напругам

Результуючий коефіцієнт запасу міцності

вийшов близьким до коефіцієнта запасу s _τ = 5,41. Це незначна розбіжність свідчить про те, що консольні ділянки валів, розраховані по крутний момент і узгоджені з розточення стандартних напівмуфт, виявляються міцними і що облік консольної навантаження не вносить суттєвих змін.
Такий великий запасу міцності пояснюється тим, що діаметр валу був збільшений при конструюванні для з'єднання його стандартної напівмуфти з валом електродвигуна.
З цієї причини перевіряти міцність в інших перерізах немає необхідності.
Ведений вал.
Матеріал валу той же, що і для шестірні, тобто сталь 45 нормалізована.
По (табл. 3.3 [1]) при діаметрі заготівлі до 90 мм середнє значення σ _в = 570 МПа.
Межа витривалості при симетричному циклі вигину

Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напружень

Перетин А-А. Концентрацію напружень в цьому перерізі викликає наявність шпоночной канавки з напресування колеса на вал.

Коефіцієнт запасу міцності

При d = 75мм, b = 22мм, t ₁ = 9мм, h = 14, l = 140 (по табл. 8.5 [1])

Приймемо k _τ = 1,49 (табл. 8.5 [1]), k _σ = 1,59 (табл. 8.5 [1]),
ε _τ = 0,67 (табл. 8.8 [1]), ε _σ = 0,775 (табл. 8.8 [1]),
ψ _τ = 0,1 (стор. 166 [1]), ψ _σ = 0,15 (стор. 166 [1]).

Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням

при 25 х 10 ³ Н мм <Т _Б <250 х 10 ³ Н мм.
Прийнявши у ведучого валу довжину посадочної частини під муфту дорівнює довжині напівмуфти l = 100мм, отримаємо згинальний момент у перерізі А-А від консольної навантаження