1 UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRAȘOV FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ CATEDRA ORGANE DE MAŞINI, MECANISME ŞI ROBOTICĂ DISCIPLINA ORGANE DE MAŞINI PROIECT DE AN NR.2 REDUCTOR CILINDRIC ORIZONTAL CU DOUĂ TREPTE STUDENT: ȚIȚEIU RAREȘ-IONEL FACULTATEA: INGINERIE MECANICĂ SECTIA: INGINERIE MECANICA ANUL: III GRUPA: 1292 ÎNDRUMĂTOR DE PROIECT Prof. Dr. Ing. Gheorghe Moldovean
This document is posted to help you gain knowledge. Please leave a comment to let me know what you think about it! Share it to your friends and learn new things together.
Transcript
1
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRAȘOVFACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
CATEDRA ORGANE DE MAŞINI, MECANISME ŞI ROBOTICĂDISCIPLINA ORGANE DE MAŞINI
PROIECT DE AN NR.2REDUCTOR CILINDRIC ORIZONTAL CU DOUĂ TREPTE
STUDENT: ȚIȚEIU RAREȘ-IONELFACULTATEA: INGINERIE MECANICĂSECTIA: INGINERIE MECANICAANUL: IIIGRUPA: 1292 ÎNDRUMĂTOR DE PROIECTProf. Dr. Ing. Gheorghe Moldovean
ANUL UNIVERSITAR2011 – 2012
2
1.Întocmirea schemei structurale a transmisiei
Tabelul 1
3
2.Împarțirea raportului de transmitere ir pe treptele reductorului si determinarea momentelor de torsiune si a turațiilor pe fiecare arboreNr. Denumirea
parametruluiRelatii de calcul. Rezultate
1.1 Turația pinionului nI , rot/min
n I=nm=1450rotmin
1.2 Raportul de transmitere uI
Conform STAS 6012 și ir=14 se adoptă u I=4,5
1.3 Turația roții nII ,rot/min
n II=n I
u I
=14504,5
=322rotmin
1.4 Raportul de transmitere uII
uII=ir
uI
=144,5
=3 , 11
Conform STAS 6012 se alege uII=3 , 15
1.5 Momentul de torsiune T I , Nmm
T I=9 , 55⋅106⋅pn=9 ,55⋅106⋅ 7,5
1450=49397 Nmm
1.6 Momentul de torsiune T II , Nmm
T II=T I⋅uI=49397⋅4,5=222287 Nmm
1.7 Momentul de torsiune T III , Nmm
T III=T I⋅ir=49397⋅14=691558 Nmm
1.8 Momentul de torsiune T IV , Nmm
T IV=T III⋅uI=899025 Nmm
1.9 Turația pinionului nIII , rot/min
nIII=nI
ir
=145014
=104 rot /min
1.10Turația roții nIV , rot/min
nIV=nIII
ic
=1041,3
=80 rot /min
Tabelul 2
3. Calculul trepetei a II-a3.1 Predimensionarea angrenajului
Nr. Crt Denumirea parametrului Relații de calcul. Rezultate
σ FP =max(0,008306 , 0,007698)=0,008306Y Fa1Y Sa 1
σ FP1 =
2 ,73⋅1 , 57516
=0 ,008306
9
Y Fa2Y Sa2
σ FP 2 =
2 ,27⋅1 ,75516
=0 ,007698
3.7.4 Adoptarea distanţei dintre axe
la predimensionare aw , mm
aw=max (awH , awF )aw=max (136 , 45 )=136
Conform STAS 6055 se adoptă aw =125 mm
3.7.5 Lățimile preliminare ale roților b1,2, mm
b2=ψ aaw=0 , 40⋅125=50 mm
b1=b2+Δb=50+2=52 mm ; Δb=1. . .3 mm
Se adopta Δb= 2 mm
3.8 Modulul danturii mn, mmmn=
2 aw
z2+ z1
cos β≥mmin
mmin=2,0 mm, pentru oțeluri cementate, călite și/sau nitrurate
mn=2⋅125
66+21cos 10∘=2 ,8299mm
Conform STAS 822 se adoptă mn =3 mm
mn =3 mm ¿ mmin=2,0 mm
Tabelul 3
3.3 Alegerea abaterilor si toleranțelor tehnologice1. Abateri și toleranțe tehnologice1.1 Alegerea tipului de ajustaj alt
roților dințate in angrenare Conform STAS 6273 se alege ajustaj de tip B cu jnmin=140 μm
pentru reductoare de uz general
jnmin=140 μm1.2 Alegerea tipului de toleranțe
jocului dintre flancuri și a treptei de precizie pentru abatera distanței dintre axe
Conform STATS 6273 se alege tipul toleranței jocului dintre flancuriB cu treapta de precizie V
1.3 Alegerea indicilor si complexului de indici de precizie
• Criteriul preciziei cinematice Fr si Fνw
• Criteriul de funcționare lină f pb și f f
• Criteriul contactului dintre dinți Fβ
• Criteriul jocului dintre flancuri –Ews si Tw1.4 Alegerea valorilor indicilor de precizie pentru roțile dințate1.4.1 Criteriul preciziei cinematice Fr
si Fw• Toleranța bătăii radiale a danturii FrF r 3=16 μm F r 4=22 μm• Toleranța variației cotei peste dințiFυw3=10 μm Fυw 4=18 μm
5.1.3 Determinarea diametrului arborelui de ieșire
d III=3√ T III
0,2⋅τat
=3√6915580,2⋅50
=41mm
τat = 40...55 MPa, se adoptă τat =50 MPa
6. CALCULUL FORŢELOR DIN ANGRENAJE6.1 Calculul mărimii forțelor din angrenajul treptei I
Fig 6.1
F t1=2T I
dw 1
= 2⋅4939740 ,72727
=2426 N
F t 2=F t 1=2426 N
F r 1=F 'tgαwn=F t 1
cos βtgαwn=
2426cos 10∘ tg 20 ,40911=917 N
F r 2=F r 1=917 NFa1=F t 1 tg β=917⋅tg 10∘=428 NFa2 =Fa1 = 428 N
6.2 Calculul mărimii forțelor din angrenajul treptei a II-a
F t 3=2 T III
dw 3
=2⋅22228762, 5
=7113 N
F t 4=F t3=7113 N
F r 3=F 'tgαwn=F t 3
cos βtg αwn=
7113cos10∘ tg20 ,40911=2986 N
F r 4 =F r 3= 2986 NFa3=F t 3 tg β=7113⋅tg10∘=1254 NFa 4 =Fa3 = 1254 N
13
6.3
Stabilirea sensurilor forțelor din angrenaje
Fig 6.2
7. CALCULUL ARBORELUI7.1 Stabilirea schmelor de încărcare cu forțe ale arborilor în cele două plane, orizonta și vertical7.1.1 Arborele de intrare
14
Fig 7.17.1.2 Arborele intermediar
Fig 7.2
7.1.3 Arobrele de ieșire
15
Fig 7.3
7.2 Alegerea montajelor cu rulmenți pentru toți arborii
Model rulment
d D B C T r a cre y Cor
mm mm mm mm mm mm mm KN - - KNArbore
de intrare30205 A 25 52 15 13 16,25 1 12 29,3 0,27 1,6 36
Arbore de
intermediar
30206 A 30 62 16 14 17,25 1 14 38,3 0,37 1,6 48
Arbore de ieșire
30208 A 40 80 18 16 19,75 1,5 16 58,5 0,37 1,6 70
Fig 7.4
7.3 Stabilirea distanțelor dintre punctele de aplicație ale forțelor exterioare și ale reacțiunilor din lagăre
16
Fig 7.5
l1=
b3
2+ y+x+T−a=40
2+6+3+17 ,25−14=32 ,25 mm
unde: x=0…5 mm; y=5…10 mm z=10...15 mm, se adoptă x=3 mm , y=6 mm și z=12 mm;
l 2=b2
2+z+
b3
2=44 , 8
2+12+40
2=54 , 4 mm
l3=b2
2+ y+x+T−a=44 ,8
2+6+3+17 , 25−14=34 , 65 mm
l = l1 + l2 + l3 = 32,25 + 54,4 + 34,65 = 121,3 mm
Planul orizontal (H)
17
Fig 7.6
Ecuaţia de momente în punctul D, pentru planul orizontal, este
RCH l + M i 3 + Fr 3 (l − l1 ) + M i 2 − Fr 2l3 = 0,
unde M i2=Fa2⋅
dw 2
2=428⋅183 ,72727
2=39318 Nmm
M i3=Fa3⋅¿
dw 32
=1254⋅62 ,52
=39187 Nmm
¿
Rezultând reacțiunea din lagărul C
RCH=1l⋅[ Fr2⋅l3−Fr 3⋅( l−l1 )−(M i2+M i3 ) ]=
¿1121 ,3
[917⋅34 ,65−2986⋅(121 ,3−32 ,25 )−(39318+39187 )]=−2577 N
Iar ecuația de momente în punctul C este:
− RDH l + M i 2 + Fr 2 (l − l3 )+ M i3 − Fr 3l1 = 0 ,
rezultând reacţiunea din lagărul D
RDH=1l [Fr 2⋅( l−l3 )−Fr 3⋅l1+M i2+M i3 ]=
¿1121 ,3
[917⋅(121 ,3−34 ,65)−2986⋅32 ,25+39318+39187 ]=508 N
Momentele încovoietoare în punctul 3 se determină cu relaţiile
M i3Hstg = RCH l1 = −2577 ⋅ 32,25 = −83108 N.mm
M i3Hdr = RCH l1 + M i3 = −2577 ⋅32,25 + 39187 = −43921 N.mm,
iar cele din punctul 2 cu relaţiileM i 2 Hdr = RDH l3 = 508 ⋅ 34.65 = 17602 N.mm
M i 2 Hstg = RDH l3 − M i 2 = 508 ⋅34.65 − 39318 = −21716 N.mm
Valorile maxime ale momentelor încovoietoare sunt:M i3H max = M i3Hstg = −83108 N.mm
18
M i 2 H max = M i 2 Hstg = −21716 N.mm
Planul vertical (V)
Fig. 7.7
Reacțiunea in lagărul C:
RCV=1l⋅[ F t 3⋅( l−l1 )+F t 2⋅l3 ]= 1
121 , 3⋅[7113⋅(121 , 3−32, 25 )+2426⋅34 ,65 ]=5915 N
Reacțiunea in lagărul D:
R DV =1l⋅[F t 3⋅( l−l3 )]=
1121,3
⋅[7113⋅32 , 25+2426⋅(121 ,3−34 ,65 )]=3624 N
Momentele încovoietoare în punctul 3 se determină cu relaţiileM i3V max = M i3V = RCV l1 = 5915 ⋅32,25 = 190759 N.mm
iar cele din punctul 2 cu relaţiileM i 2V max = M i 2V = RDV l3 = 3624 ⋅ 3 4 ,65 = 12 5 5 7 2 N.mm
Reacţiunile totale din lagărele C şi D se obţin prin însumarea geometrică a reacţiunilor din cele două plane, orizontal şi vertical, rezultând
RC=√RCH
2 +RCV2 =√(−2577 )2+59152=6452 N
R D =√RDH
2 +RDV2 =√5082+36242=3659 N
Fa C = Fa3 − Fa 2 = 1 2 5 4 – 4 2 8 = 826 NSolicitările din cele două secţiuni periculoase 2 şi 3 sunt:
• compresiune dată de forţa Fa3, tensiunile produse fiind
σ c2=
4⋅Fa 3
π⋅d22=4⋅1254
π⋅342=1,4 Mpa
19
σ c3=
4⋅Fa 3
π⋅d32= 4⋅1254
π⋅412=
0,9 Mpa• torsiune dată de momentul de torsiune Mt
τ t2=
16⋅T II
π⋅d23=16⋅222287
π⋅343=
28,8 MPa
τ t3=
16⋅T II
π⋅d33=16⋅222287
π⋅413=
16,4 MPa
• încovoiere dată de momentele încovoietoare maxime, obţinute prin însumarea geometrică a momentelor încovoietoare maxime din cele două plane, orizontal şi vertical; rezultând
M i2 mac=√M i2 H max2 +M i2 V max
2 =√(−21716 )2+1255722=127436 Nmm
σ i2=
32 M i2 max
π⋅d23
=32⋅127436π⋅343
=33 Mpa
pentru secţiunea 2, respectiv
M i3 mac=√M i3 H max2 +M i 3V max
2 =√(−83108)2+1907592=208077 Mpa
σ i3=
32 M i3 max
π⋅d33
=32⋅208077π⋅413
=31 MPa
Acţionând simultan cele două tensiuni, normale şi tangenţiale, calculul la solicitări compuse constă în determinarea unei tensiuni echivalente în secţiunile periculoase.
Secţiunea 2
σ e2=√(σ i 2+σ c2 )2+4(α⋅τ t2 )
2=√(33+1,4 )2+4 (0,6⋅28 , 8 )2= 77,2 Mpa,unde α este un coeficient prin care ciclul de variaţie al tensiunii de torsiune τt (constant, pulsator sau alternant simetric) este echivalat cu ciclul de variaţie alternant simetric, caracteristic tensiuniide încovoiere σi. Valorile coeficientului α se determină cu relaţia
α=
σaiIII
σ aiI , II , III
=σ aiIII
σaiII
=90150
=0,6, în care σ aiI , II , III reprezintă rezistenţa admisibilă la încovoiere a
materialului arborelui după ciclul constant (I), pulsator (II) sau alternant simetric (III). Pentru cazul luatîn calcul ai III =90MPa şiai II =150 MPa, pentru oţel aliat cu r =1000 MPa.
• Verificarea secţiunilor periculoase la solicitări compuse
σ e2=77 , 2 MPa < ai III =90Mpa
σ e3=37 , 4 MPa
<ai III =90MPa
20
8. Alegerea și verificarea asamblărilor cu pene paralele
Fig 8.1
Fig 8.2
8.1 Alegerea asamblărilor cu pene paralele pentru treapta I8.1.1 Alegerea asamblării cu pană paralelă pentru capătul arborelui de intrare
• Conform STAS 8724/2-7, se alege diametrul capătului arborelui de intrare d=20 mm si l=36 mm• Conform STAT 1004 se alege Pană A 6x6x32 executată din OL 60l = lc + b ⇒ lc= l - b=36 – 6= 30 mm• Verificarea la strivire a asamblării
σ s=FA=
2T I
d1
h2
l c
=4 T I
dhlc
≤σ as
⇒σ s=
4⋅4939720⋅32⋅30 =10 Mpa
as = 100…120 Mpa, se adoptă as = 110 Mpa
σ s =10 MPa< as = 110 Mpa• Verificarea la forfecare a asamblării
τ f=FA=
2T I
d1
blc
≤τ af⇒
τ f=2T I
d1
blc
=2⋅4939720
16⋅30
=27MPa
af = 100 MPaτ f =27 Mpa<τ af =100 Mpa
21
8.1.2 Alegerea asamblării cu pană paralelă pentru roata 2• Conform măsuratorilor d=34 mm si l=52 mm• Conform STAT 1004 se alege Pană A 10x8x45 executată din OL 60l = lc + b ⇒ lc= l - b=45 – 10= 35 mm• Verificarea la strivire a asamblării
σ s=FA=
2T II
d1
h2
lc
=4T II
dhlc
≤σ as
⇒σ s=
4⋅22228734⋅8⋅35 =93 Mpa
as = 100…120 Mpa, se adoptă as = 110 Mpa
σ s =93 MPa< as = 110 Mpa• Verificarea la forfecare a asamblării
τ f=FA=
2T II
d1
blc
≤τaf⇒
τ f=2T II
d1
blc
=2⋅22228734
110⋅45
=29MPa
af = 100 MPaτ f =29 Mpa<τ af =100 Mpa
8.2 Alegerea și verificarea asambărilor cu pene paralele pentru treapta a II-a8.2.1 Alegerea asamblării cu pană paralelă pentru roata 4
• Conform măsuratorilor d=41 mm si l=94 mm• Conform STAT 1004 se alege Pană A 12x8x90 executată din OL 60l = lc + b ⇒ lc= l - b=90 – 12= 78 mm• Verificarea la strivire a asamblării
σ s=FA=
2T III
d1
h2
lc
=4 T III
dhlc
≤σ as
⇒σ s=
4⋅69155841⋅8⋅78 =108 Mpa
as = 100…120 Mpa, se adoptă as = 110 Mpa
σ s =108 MPa< as = 110 Mpa• Verificarea la forfecare a asamblării
τ f=FA=
2T III
d1
blc
≤τaf⇒
τ f=2T III
d1
blc
=2⋅69155841
112⋅78
=36MPa
af = 100 MPaτ f =36 Mpa<τ af =100 Mpa
8.2.2 Alegerea asamblării cu pană paralelă pentru capătul arborelui de ieșire
22
• Conform STAS 8724/2-7, se alege diametrul capătului arborelui de intrare d=38 mm si l=80 mm
• Conform STAT 1004 se aleg doua Pane A 10x8x70 dispuse la 180∘ executate din OL 60
l = lc + b ⇒ lc= l - b=70 – 10= 60 mm• Verificarea la strivire a asamblării
σ s=FA=
2T IV
d1
h2
lc
=4 T IV
dhlc
≤σ as
⇒σ s=
4⋅89902538⋅60⋅8⋅2 =98 Mpa
as = 100…120 Mpa, se adoptă as = 110 Mpa
σ s =98 MPa< as = 110 Mpa
• Verificarea la forfecare a asamblării
τ f=FA=
2T IV
d1
blc
≤τaf⇒
τ f=2T IV
d1
blc
=2⋅89902538
110⋅60⋅2
=39MPa
af = 100 MPaτ f =39 Mpa<τ af =100 Mpa
23
9. Verificarea montajelor cu rulmenți pentru arborele intermediar
• Stabilirea forțelor axiale suplimentare
R C=6452 NR D=3659 NFa=Fa 3−Fa 2=1254−428=826 N
F ' aC=0,5⋅FrCY
=0,5⋅64521,6
=2016 N
F ' aD=0,5⋅FrDY
=0,5⋅36581,6
=1144 N
• Stabilirea forțelor axiale totale din lagăre
F ' aC+F a=826+2016=2842 N>F ' aD=1144 NF atC=F a+F ' aC=826+2016=2842NF atD=F ' aC=2016 N
Lagărul C
• Stabilirea zonei în care se găsește încărcarea rulmentului
tg β=F atC
F rC=2842
6452=0 ,44>e=0 ,37
, rulmentul se găseşte în zona a II-a unde nu se poate neglija influenţa forţei axiale asupra sarcinii dinamice echivalente.
• Sarcina dinamică echivalentă
24
P C=fp⋅(V⋅X⋅F rC+Y⋅F atC )=1 ,16⋅(1⋅0,4⋅6452+1,6⋅2842 )=7128 Nfp=1,1. .. 1,2V=1X=0,4
c nec=P C⋅p√L=7128⋅103√164=32917 N
L=60⋅nII⋅Lh
106
=60⋅322⋅8500
106
=164mil . rot .
c nec=32917 N<c r=48000 N
Lh=106⋅L60⋅nII
=106⋅¿⋅164
60⋅322=8489ore
¿
10. ALEGEREA ȘI JUSTIFICAREA SISTEMULUI DE UNGERE ȘI ETANȘARE Se alege sistem de ungere prin barbotare de ulei pentru angrenajul treptei a II – a si sistem de ungere prin aruncare de ulei pentru angrenajul treptei I.
Fig. 10
Se adoptă manșeta de rotație tip A 20X40 STAS 7950/2 – 72 pentru etanșarea arborelui de intrare.
25
Verificarea manșetei de rotație
v=ω⋅d2≤v a⇒151 ,84⋅
202
=1518 , 43mms
ω=π⋅n30
=π⋅145030
=151 ,84rads
v=1518 ,43mms
=1 ,51ms
v=1 ,51ms
<v a=4ms
Se adoptă manșeta de rotație tip A 40X60 STAS 7950/2 – 72 pentru etanșarea arborelui de ieșire.
Verificarea manșetei de rotație
v=ω⋅d2=8 ,377⋅
402
=167 , 57mms
ω=π⋅n30
=3 , 14⋅8030
=8 ,377rads
v=167 , 57mms
=0 ,167ms
v=0 ,167ms
<v a=4ms
11. CALCULUL TRANSMISIEI PRIN CURELENr.crt
Denumirea parametrului
Simbol [U.M.]
Relații de calcul. Rezultate
1.1 Puterea Puterea de calcul Randamentul transmisiei
X0,03Lp - pentru modificarea distanțeidintre axe A, necesarăîntinderii curelelor
x≥0 ,03⋅1600⇒ x≥48 mmY0,015Lp - pentru înlocuirea/montarea
Curelelory≥0 ,015⋅1600⇒ y≥24 mm
3.6 Notarea și simbolizarea curelelor
- SPZ 1600 STAS 7192
3.7 Notarea și simbolizarea roților de curea
- •Roata mică RTC 140 Z 38∘
• Roata mare RTC 180 Z 38∘
28
12. CALCULUL RANDAMENTULUI TRANSMISIEI MECANICEηtransmisie=ηangrenaj×ηung xηcurea xηlagar xηe tan s =0,98x0,98x0,96x0,85x0,96 = 0,7524=75,24%
ηangrenaj=0 ,97−0 , 98
ηung=0 , 98
ηlagar=0 ,96−0 . 99
ηe tan s=0,8−0.85
ηcurea=0 ,95−0 .96 (idem lanţ)
ηtransmisie= 0,7524=75,24%
13. MEMORIU JUSTIFICATIV CU PRIVIRE LA ALEGEGREA MATERIALELOR , A SEMIFABRICATELOR ȘI A SOLUŢIILOR
29
CONSTRUCTIVE PENTRU PRINCIPALELE PIESE DIN COMPONENŢA REDUCTORULUI (ROŢI, ARBORI, CARCASE)
La alegerea materialelor si a soluțiilor constructive s-a avut in vedere să se obțină un raport calitate-preț cat mai bun.
Materialele utilizate sunt:- pentru roțile dințate, oțeluri de cementare, 17 MoCrNi 14;- pentru arbori, oțeluri de cementare, 17 MoCrNi 14; în general, pentru confecționarea arborilor se folosesc drept semifabricate barele laminate, materiale forjate, matrițate si chiar semifabricate turnate;- pentru realizarea carcasei, fontă (FC200)- pentru șuruburi, OL60.
14.NORME DE TEHNICA SECURITĂŢII MUNCII Reductorul, prin definiția sa, este un mecanism de reducere a turației,concomitent cu mărirea momentului de torsiune de transmis.
Ca orice mecanism, reductorul implica respectarea unor norme de tehnica Securității muncii specifice.Este absolut obligatoriu:
- Așezarea reductorului in poziție orizontală;- transportul acestuia făcandu-se cu macaraua;- schimbarea uleiului lubrifiant la termenul stabilit;- înlocuirea rulmenților după numărul de ore prevăzut;- înlocuirea imediată a oricarui ansmblu sau subansamblu imediat
ce s-a constatat avarierea acestuia;- fixarea reductorului pe un postament cu suruburi de fundație
înaintea punerii acestuia in funcțiune;- completarea nivelului de lubrifiant dacă s-a constatat o scădere sub nivelul
de minim al acestuia;- verificarea periodică a stării reductorului;- împotriva coroziuni carcasa se vopsește
Se interzice:- introducerea în reductor a altui ulei lubrifiant decât cel stabilit;- introducerea în reductor a oricaror materiale ar putea deteriora angrenajele;- schimbarea uleiului lubrifiant sau a oricărui ansamblu sau subansamblu din
componența reductorului in timpul funcționării acestuia;- înfundarea gaurilor de aerisire.
30
CUPRINS
31
MEMORIU DE CALCUL
1. Întocmirea schemei structurale a transmisiei................................................................................62. Împărțirea raportului de transmitere ir pe treptele reductorului și determinarea momentelor de torsiune și a
turațiilor pe fiecare arbore ......63. Calculul treptei a II-a ...............................................................................................................9
3.1 Predimensionarea angrenajului.............................................................................................................93.2 Calculul Calculul de dimensionare și verificare ……………….…….…......103.3 Alegerea abaterilor și toleranțelor tehnologice
4. Calculul treptei I.............................. 124.1 Stabilirea distanței dintre axe ...........................................................................................................12
5. Calculul elementelor geometrice....................................126. Schema cinematică a reductorului
6.1 Calculul de predimensionare a arborilor6.2 Întocmirea schemei cinematice a reductorului, la scara 1: 1
7. Calculul forțelor din angrenaje……………………..………….……….177.1 Calculul mărimii forțelor din angrenajul treptei I….………………..………………………………......177.2 Calculul mărimii forțelor din angrenajul treptei a II-a
8. Stabilirea sensulurilor forțelor din angrenaje......179. Calculul arborilor
7.1 Stabilirea schemelor de încărcare cu forțe ale arborilor, în cele două plane, orizontal și vertical7.2 Alegerea montajelor cu rulmenți pentru toți arborii7.3 Stabilirea distanțelor dintre punctele de aplicație ale forțelor exterioare și ale reacțiunilor din lagăre7.4 Verificarea arborelui intermediar la solicitări compuse
8. Alegerea și verificarea asamblărilor cu pene paralele8.1 Alegerea asamblărilor cu pene paralele pentru treapta I8.2 Alegerea și verificarea asamblărilor cu pene paralele pentru treapta a II-a
9. Verificarea montajelor cu rulmenți pentru arborele intermediar10. Alegerea și justificarea sistemului de ungere și de etanșare11. Calculul transmisiei prin curele sau prin lanț12. Calculul randamentului transmisiei mecanice13. Memoriu justificativ cu privire al alegerea materialelor, a semifabricatelor şi a soluţiilor constructive pentru principalele piese din componenţa reductorului (roţi, arbori, carcase)14. Norme de tehnica securității muncii