渐开线齿轮设计计算书04784

渐开线齿轮设计
已知条件：增速齿轮； 齿轮传递功率 P=3300 kW ；高速轴转速1n =11600 r/min ；传动比 i=1.6； 工作时间：50000小时
一、确定齿轮类型
标准斜齿轮，齿轮配合为外啮合传动。

二、选择材料
小齿轮：50SiMn ，调质，HB=207～255
大齿轮：42SiMn ，调质，HB=196～255
根据图2.5-14(a)和图2.5-43(a)，取σHlim1=1350 MPa ，σHlim2=1350 MPa ，σFlim1=360 MPa ，σFlim2=360 MPa 。

齿面粗糙度Rz1=3.2 m μ，Rz2=3.2 m μ，
齿根表面粗糙度Rz1=10 m μ，Rz2=10 m μ。

大、小齿轮设计修缘量Ca1=30 μm ，Ca2=30 μm 。

油浴润滑，ν50=20 s mm
/2，胶合承载能力为FZG7级。

三、初步确定主要参数
1.按接触强度初步确定中心距a （根据表
2.5-1）
系数Aa ：螺旋角β=8～12°，根据表2.5-2，对于钢对钢的齿轮副Aa=476
载荷系数k ：取k=2
齿宽系数a φ：根据表2.5-4，φa=0.5
小齿轮的名义转矩：T1=9549*P/n1=2717 N·m
许用接触应力：σHlim=min{σHlim1，σHlim2}=1350 MPa
σHP=0.9*σHlim=1215.00 MPa
计算：a=Aa*(u+1)*[(K*T1)/(Φa*u*бHP^2)]^(1/3)≥205.83 mm
圆整为a=250 mm 。

2.初步确定模数、齿数、螺旋角
根据表2.1-1，取模数m=3.5 mm
由表2.2-1的公式可导出
初选β=12°
Ζ1=2acosβ/[m*(u+1)]=53.74 （74.53)]1(/[cos 21
=+*=u m a Z β）
取Ζ1=54，Ζ2=u*Ζ1=86.40，取Ζ2=87。

Ζ2经圆整后，齿数比发生了变化，实际齿数比为u=Ζ2/Ζ1=1.611。

精算β=arccos[m*(Ζ2+Ζ1)/2a]=9°14′55″
四、其他几何参数的计算（根据表2.2-1）
1.分度圆压力角
αn=20°00′00″
2.齿顶高系数
hanˇ=1
3.顶隙系数
cnˇ=0.25
4.齿宽
b1=140 mm ，b2=140 mm
5.齿数比
u=Ζ2/Ζ1=1.611
6.分度圆直径
d1=mn*Ζ1/cosβ=191.489 mm
d2=mn*Ζ2/cosβ=308.511 mm
7.基圆直径
αt=arctan(tanαn/cosβ)=20°14′32″
db1=d1*cosαt=179.662 mm
db2=d2*cosαt=289.457 mm
8.齿顶高
ha1=ha2=hanˇ*mn=3.500 mm
9.齿根高
hf1=hf2=(hanˇ+cnˇ)*mn=4.375 mm
10.全齿高
h1=h2=ha1+hf1=ha2+hf2=7.875 mm
11.齿顶圆直径
da1=d1+2*ha1=198.489 mm
da2=d2+2*ha2=315.511 mm
12.齿根圆直径
df1=d1-2*hf1=182.739 mm
df2=d2-2*hf2=299.761 mm
13.齿顶压力角
αat1=arccos(db1/da1)=25°9′24″
αat2=arccos(db2/da2)=23°26′52″
14.端面重合度
α′t=αt
εα=[Ζ1(tanαat1-tanα′t)+Ζ2(tanαat2-tanα′t)]/2π=1.767
15.轴向重合度
εβ=b*sinβ/(π*mn)=2.046（b=min{b1，b2}）
16.总重合度
εγ=εα+εβ=3.813
17.当量齿数
Ζv1=Ζ1/(cosβb^2*cosβ)=55.988
Ζv2=Ζ2/(cosβb^2*cosβ)=90.203
五、齿厚测量尺寸的计算
1.公法线长度
跨齿数：Ζ1′=Ζ1*invαt/invαn=56.06
Ζ2′=Ζ2*invαt/invαn=90.31
k1=αn*Ζ1′/180°+0.5=6.73
k2=αn*Ζ2′/180°+0.5=10.53
取k1=7，k2=11
Wk1=Wk1ˇ*mn=cosαn*[π(k1-0.5)+Ζ1′*invαn]*mn=69.9088 mm
Wk2=Wk2ˇ*mn=cosαn*[π(k2-0.5)+Ζ2′*invαn]*mn=112.9178 mm
2.分度圆弦齿厚、弦齿高
弦齿厚：s1¨=mn*Ζv1*sin(π/2Ζv1)=5.4971 mm
s2¨=mn*Ζv2*sin(π/2Ζv2)=5.4975 mm
弦齿高：h1¨=ha1+0.5*mn*Ζv1*[1-cos(π/2Ζv1)]=3.5386 mm
h2¨=ha2+0.5*mn*Ζv2*[1-cos(π/2Ζv2)]=3.5239 mm
3.固定弦齿厚、弦齿高
弦齿厚：sc1¨=0.5*π*mn*cosαn^2=4.8547 mm
sc2¨=0.5*π*mn*cosαn^2=4.8547 mm
弦齿高：hc1¨=ha1-π*mn*sin(2αn)/8=2.6165 mm
hc2¨=ha2-π*mn*sin(2αn)/8=2.6165 mm
4.量柱（球）直径、量柱（球）跨距
量柱（球）直径：dp1=1.68*mn=5.8800 mm
dp2=1.68*mn=5.8800 mm
量柱（球）中心的渐开线端面压力角：
invαMt1=invαt+dp1/(mn*Ζ1*cosαn)-π/2Ζ1，αMt1=21°48′1″
invαMt2=invαt+dp2/(mn*Ζ2*cosαn)-π/2Ζ2，αMt2=21°14′19″量柱（球）跨距：M1=d1*cosαt/cosαMt1+dp1=155.2486 mm
M2=d2*cosαt*cos(π/2Ζ2)/cosαMt2+dp2=245.5618 mm
六、接触疲劳强度的校核
1.名义切向力
Ft=2000T1/d1=28373 N
2.使用系数（根据表2.5-7）
ΚA=1.25，因为增速传动乘以1.1，得ΚA=1.375
3.动载系数（根据表2.5-11）
计算单对齿刚度和啮合刚度（根据表2.5-32）
理论修正值：Cm=0.8
轮坯结构系数：实心齿轮CR=1
基本齿廓系数：CB1=[1+0.5*(1.2-hfp1/mn)]*[1-0.02*(20°-αn)]=0.97
CB2=[1+0.5*(1.2-hfp2/mn)]*[1-0.02*(20°-αn)]=0.97
CB=(CB1+CB2)/2=0.97
齿轮柔度的最小值：
q′=0.04723+0.15551/Ζv1+0.25791/Ζv2=0.05287 (mm·μm)/N 单对齿刚度理论值：Cth′=1/q′=18.92 N/(mm·μm)
ξ=2*E1*E2/(E1+E2)=1.00
单对齿刚度：c′=ξ*Cth′*Cm*CR*CB*cosβ=14.5623 N/(mm·μm)
啮合刚度：cr=(0.75*εα+0.25)*c′=22.9392 N/(mm·μm)
计算临界转速比（根据表2.5-12）
平均直径：dm1=(da1+df1)/2=190.614 mm
dm2=(da2+df2)/2=307.636 mm
轮缘内腔直径比：q1=Di1/dm1=0.000
q2=Di2/dm2=0.000
转动惯量：I1=πρ1*b1*(1-q1^4)*dm1^4/32=1415277.860 kg·mm^2
I2=πρ2*b2*(1-q2^4)*dm2^4/32=9602209.037 kg·mm^2
当量质量：m1=I1/(b1*rb1^2)=1.253 kg/mm
m2=I2/(b2*rb2^2)=3.274 kg/mm
诱导质量：mred=m1*m2/(m1+m2)=0.9061 kg/mm
临界转速：nE1=30000/(π*Ζ1)*(cr/mred)^0.5=889.778 r/min
（778.889)/()/(3000011=**=red r E m c Z n π）
临界转速比：N=n1/nE1=13.037
计算齿廓跑合量（根据表2.5-30）
ya1=160/σHlim1*fpb1=0.759 μm
ya2=160/σHlim2*fpb2=0.853 μm
ya=(ya1+ya2)/2=0.806 μm
计算系数Bp ，Bf ，Bk （根据表2.5-16）
有效基节偏差：fpbeff=fpb2-yp=fpb2-ya=6.394 μm
有效齿形公差：ffeff=ff2-yf=ff2-ya=7.094 μm
设计修缘量：Ca=(Ca1+Ca2)/2=30.000 μm
Bp=c ′*fpbeff/(Ft*ΚA/b)=0.334
Bf=c ′*ffeff/(Ft*ΚA/b)=0.371
Bk=|1-c ′*Ca/(Ft*ΚA/b)|=0.568
计算系数Cv （根据表2.5-15）
εγ＞2，取Cv1=0.32
Cv2=0.57/(εγ-0.3)=0.162
Cv3=0.096/(εγ-1.56)=0.043
Cv4=(0.57-0.05*εγ)/(εγ-1.44)=0.160
Cv5=0.47
Cv6=0.12/(εγ-1.74)=0.058
εγ＞2.5，取Cv7=1.0
N ≥1.5，属于超临界区
Κv=Cv5*Bp+Cv6*Bf+Cv7=1.1785
4.齿向载荷分布系数（根据表2.5-18）
计算加工、安装误差产生的啮合齿向误差分量
装配时进行检验调整，fma=0.5*F β1=6.000 μm
取小齿轮结构系数（根据表2.5-21）
刚性，Κ′=0.48
计算小齿轮结构尺寸系数（根据表2.5-22）
通过该对齿轮的功率Κ=100％
B ′=1+2*(100-Κ)/Κ=1.000
γ=[|B ′+Κ′*l*s/d1^2*(d1/dsh)^4-0.3|+0.3]*(b/d1)^2=0.550 (μm·mm)/N
计算单位载荷作用下的啮合齿向误差（根据表2.5-20）
一般齿轮fsh0=0.023*γ=0.013 (μm·mm)/N
综合变形产生的啮合齿向误差分量fsh=(Ft*ΚA*ΚV/b)*fsh0=4.157 μm
初始啮合齿向误差：
受载时接触不良F βx=1.33*fsh+fma=11.529 μm
计算齿向跑合系数（根据表2.5-23）
xβ1=1-320/σHlim1=0.763 μm
xβ2=1-320/σHlim2=0.763 μm
xβ=(xβ1+xβ2)/2=0.763 μm
跑合后啮合齿向误差F βy=F βx*x β=8.796 μm
ΚHβ=1+0.5*Fβy*cr/(Ft*ΚA*ΚV/b)=1.3072
5.齿间载荷分配系数（根据表2.5-29）
ΚtH/b=Ft*ΚA*ΚV*ΚHβ/b=429.291 N
ΚHα=0.9+0.4*[2*(εγ-1)/εγ]^0.5*cr*(fpb-ya)/(ΚtH/b)=1.0660
6.节点区域系数
基圆螺旋角βb=arccos{[1-(sinβ*cosαn)^2]^0.5}=8°41′11″
ΖH=[2*cosβb*cosα′t/(cosαt^2*sinα′t)]^0.5=2.4641
7.弹性系数
ΖE={1/π[(1-ν1^2)/E1+(1-ν^2)/E2]}^0.5=189.81 MPa^0.5
8.重合度系数（根据表2.5-35）
Ζε=(1/εα)^0.5=0.7523
经验算：ΚHα≤εγ/(εα*Ζε^2)
9.螺旋角系数
Ζβ=(cosβ)^0.5=0.9935
10.单对齿啮合系数（根据表2.5-33）
ΖB=tanα′t/{[(da1^2/db1^2-1)^0.5-2π/Ζ1]*[(da2^2/db2^2-1)^0.5-(εα-1)*2π/Ζ2]}^0.5=1.0087 ΖD=1
11.寿命系数（根据表2.5-40）
NL1=n1*L=34800000000
NL2=NL1/u=21600000000
ΖNT1=(5*10^7/NL1)^0.0306=0.8185
ΖNT2=(5*10^7/NL2)^0.0306=0.8305
12.润滑剂系数（根据表2.5-36）
σHlim1＞1200 MPa，取σHlim1=1200 MPa，CZL1=σHlim1/4375+0.6357=0.910
ΖL1=CZL1+4*(1.0-CZL1)/(1.2+80/ν50)^2=0.9233
σHlim2＞1200 MPa，取σHlim2=1200 MPa，CZL2=σHlim2/4375+0.6357=0.910
ΖL2=CZL2+4*(1.0-CZL2)/(1.2+80/ν50)^2=0.9233
13.速度系数（根据表2.5-36）
σHlim1＞1200 MPa，取σHlim1=1200 MPa，CZV1=0.85+(σHlim1-850)/350*0.08=0.930
ΖV1=CZV1+2*(1.0-CZV1)/(0.8+32/ν)^0.5=1.0650
σHlim2＞1200 MPa，取σHlim2=1200 MPa，CZV2=0.85+(σHlim2-850)/350*0.08=0.930
ΖV2=CZV2+2*(1.0-CZV2)/(0.8+32/ν)^0.5=1.0650
14.粗糙度系数（根据表2.5-37）
节点处曲率半径：ρ1=0.5*db1*tanα′t=33.126 mm
ρ2=0.5*db2*tanα′t=53.371 mm
节点处诱导曲率半径：ρred=ρ1*ρ2/(ρ1+ρ2)=20.440 mm
相对平均表面粗糙度：Rz10=(Rz1+Rz2)/2*(10/ρred)^(1/3)=2.521
σHlim1＞1200 MPa，取σHlim1=1200 MPa，CZR1=0.32-0.0002*σHlim1=0.080
ΖR1=(3/Rz10)^CZR1=1.0140
σHlim2＞1200 MPa，取σHlim2=1200 MPa，CZR2=0.32-0.0002*σHlim2=0.080
ΖR2=(3/Rz10)^CZR2=1.0140
15.齿面工作硬化系数
HB＞470HBW，取HB=470
ΖW1=ΖW2=1.2-(HB-130)/1700=1
16.尺寸系数（根据表2.5-41）
ΖX1=1.0000
ΖX2=1.0000
17.最小安全系数
根据表2.5-42，取SHmin=1.60，SFmin=2.00
18.计算接触应力（表2.5-6）
бH0=ΖHΖEΖεΖβ[Ft/(d1*b)·(u+1)/u]^0.5=457.83 MPa
бH1=ΖB*бH0*(ΚAΚvΚHβΚHα)^0.5=693.96 MPa
бH2=ΖD*бH0*(ΚAΚvΚHβΚHα)^0.5=687.98 MPa
19.许用接触应力（表2.5-6）
бHP1=бHG1/SHmin=бHlim1*ΖNT1ΖL1ΖV1ΖR1ΖW1ΖX1/SHmin=688.59 MPa
бHP2=бHG2/SHmin=бHlim2*ΖNT2ΖL2ΖV2ΖR2ΖW2ΖX2/SHmin=698.69 MPa
由以上计算可知：бH1＞бHP1，小齿轮的接触强度不满足要求
бH2≤бHP2，大齿轮的接触强度满足要求。

20.接触强度计算安全系数（表2.5-6）
SH1=бHG1/бH1=1.59
SH2=бHG2/бH2=1.62
七、弯曲疲劳强度的校核
1.齿向载荷分布系数
N=(b/h)^2/[1+(b/h)+(b/h)^2]，b/h 取大小齿轮中的小值。

ΚFβ=ΚHβ^N=1.2877
2.齿间载荷分配系数（根据表2.5-44）
ΚFα=ΚHα=1.0660
3.齿形系数（根据表2.5-45）
(1).小齿轮
Spr1=pr1-q1
E1=πmn/4-hfp1*tanαn+Spr1/cosαn -(1-sinαn)*ρfp1/cosαn=0.2252 mm
G1=ρfp1/mn -hfp1/mn=-0.8700
βb=arccos{[1-(sin βcos αn)^2]^0.5}=8°41′11″
H1=2/ΖV1*(π/2-E1/mn)-π/3=-0.9934
θ1=(2G1/ΖV1)*tan θ1-H1，得θ1=54°25′38″ （"'︒=⇒-*=382454tan 2111111
θθθH Z G V ） SFn1/mn=ΖV1*sin(π/3-θ1)+3^(1/3)*(G1/cosθ1-ρfp1/mn)=2.1886
ρF1/mn=ρfp1/mn+2*G1^2/[cosθ1*(ΖV1*cosθ1^2-2*G1)]=0.5058
εαV=εα/cosβb^2=1.8082
dV1=mn*ΖV1=195.9580 mm
dbV1=dV1*cosαn=184.1403 mm
daV1=dV1+da1-d1=202.9580 mm
deV1=2*{[((daV1/2)^2-(dbV1/2)^2)^0.5-π*mn*cosαn*(εαV -1)]^2+(dbV1/2)^2}^0.5=196.5194 mm αeV1=arccos(dbV1/deV1)=20°26′42″
γe1=(π/2)/ΖV1+inv αn-inv αeV1=1°32′50″
αFeV1=αeV1-γe1=18°53′52″
hFe1/mn=[(cosγe1-sinγe1*tanαFeV1)*deV1/mn -ΖV1*cos(π/3-θ1)-G1/cosθ1+ρfp1/mn]/2=0.8806 УF1=6*(hFe1/mn)*cosαnFeV1/[(SFn1/mn)*cosαn]=1.1105
(2).大齿轮
Spr2=pr2-q2
E2=πmn/4-hfp2*tanαn+Spr2/cosαn -(1-sinαn)*ρfp2/cosαn=0.2252 mm
G2=ρfp2/mn -hfp2/mn=-0.8700
βb=arccos{[1-(sinβcosαn)^2]^0.5}=8°41′11″
H2=2/ΖV2*(π/2-E2/mn)-π/3=-1.0138
θ2=(2G2/ΖV2)*tanθ2-H2，得θ2=56°25′17″
SFn2/mn=ΖV2*sin(π/3-θ2)+3^(1/3)*(G2/cosθ2-ρfp2/mn)=2.2475
ρF2/mn=ρfp2/mn+2*G2^2/[cosθ2*(ΖV2*cosθ2^2-2*G2)]=0.4733
εαV=εα/cosβb^2=1.8082
dV2=mn*ΖV2=315.7105 mm
dbV2=dV2*cosαn=296.6708 mm
daV2=dV2+da2-d2=322.7105 mm
deV2=2*{[((daV2/2)^2-(dbV2/2)^2)^0.5-π*mn*cosαn*(εαV-1)]^2+(dbV2/2)^2}^0.5=316.5102 mm
αeV2=arccos(dbV2/deV2)=20°23′38″
γe2=(π/2)/ΖV2+invαn-invαeV2=0°56′40″
αFeV2=αeV2-γe2=19°26′59″
hFe2/mn=[(cosγe2-sinγe2*tanαFeV2)*deV2/mn-ΖV2*cos(π/3-θ2)-G2/cosθ2+ρfp2/mn]/2=0.9094
УF2=6*(hFe2/mn)*cosαnFeV2/[(SFn2/mn)*cosαn]=1.0839
4.应力修正系数
齿根危险截面处齿厚与弯曲力臂的比值
L1=SFn1/hFe1
L2=SFn2/hFe2
齿根圆角参数
qs1=SFn1/(2*ρF1)
qs2=SFn2/(2*ρF2)
УS1=(1.2+0.13*L1)*qs1^[1/(1.21+2.3*L1)]=2.1862
УS2=(1.2+0.13*L2)*qs2^[1/(1.21+2.3*L2)]=2.2785
5.重合度系数
Уε=0.25+0.75/εαV=0.6648
6.螺旋角系数
εβ＞1，取εβ=1
Уβ=1-εβ*β/120°=0.9229
7.试验齿轮的应力修正系数
使用本方法给出的бFlim值计算时，取УST=2.0。

8.寿命系数（根据表2.5-50）
УNT1=(3000000/NL1)^0.02=0.8293
УNT2=(3000000/NL2)^0.02=0.8372
9.相对齿根圆角敏感系数
根据表2.5-51，得ρ′1=0.0030 mm
Χˇ=(1+2*qs1)/5=1.0654
ΧˇT=(1+2*qST)/5=1.2(取qST=2.5)
УδrelT1=[1+(ρ′1*Χˇ)^0.5]/[1+(ρ′1*ΧˇT)^0.5)]=0.9967
根据表2.5-51，得ρ′2=0.0030 mm
Χˇ=(1+2*qs2)/5=1.1497
ΧˇT=(1+2*qST)/5=1.2(取qST=2.5)
УδrelT2=[1+(ρ′2*Χˇ)^0.5]/[1+(ρ′2*ΧˇT)^0.5)]=0.9988
10.相对齿根表面状况系数（根据表2.5-53）
УRrel T1=1.674-0.529*(Rz1+1)^0.1=1.0017
УRrelT2=1.674-0.529*(Rz2+1)^0.1=1.0017
11.尺寸系数（表2.5-54）
mn＜5 mm，取mn=5 mm，УX1=1.03-0.006*mn=1.0000
mn＜5 mm，取mn=5 mm，УX2=1.03-0.006*mn=1.0000
12.计算齿根应力（根据表2.5-43）
бF01=Ft/(b*mn)·УF1УS1Уβ=129.74 MPa
бF02=Ft/(b*mn)·УF2УS2Уβ=131.98 MPa
бF1=бF01·ΚAΚVΚFβΚFα=288.59 MPa
бF2=бF02·ΚAΚVΚFβΚFα=293.57 MPa
13.许用齿根应力（根据表2.5-43）
бFP1=бFG1/SFmin=бFlim1УSTУNT1УδrelT1УRrelT1УX1/SFmin=298.07 MPa
бFP2=бFG2/SFmin=бFlim2УSTУNT2УδrelT2УRrelT2УX2/S Fmin=301.54 MPa
由以上计算可知：бF1≤бFP1，小齿轮的弯曲强度满足要求
бF2≤бFP2，大齿轮的弯曲强度满足要求。

14.弯曲强度计算安全系数（根据表2.5-43）
SF1=бFG1/бF1=2.07
SF2=бFG2/бF2=2.05
八、胶合承载能力校核
1.螺旋线系数（根据表
2.5-58）
由于εγ＞3.5，取ΚBγ=1.3
2.单位齿宽载荷
齿向载荷分布系数ΚBβ=ΚHβ=1.3072
齿间载荷分配系数ΚBα=ΚHα=1.0660
ωt=ΚAΚVΚBβΚBαΚBγ*Ft/b=594.9 N/mm
3.平均摩擦系数
沿齿廓方向的齿面轮廓算术平均偏差（根据表2.4-20）
Ra=0.50 μm
润滑油在本体温度下的动力粘度，取ηM=20 mPa·s
两轮在啮合点处沿齿廓切线方向速度之和
νΣ=2νsinα′t=80.4808 m/s
两齿廓在啮合点处的综合曲率半径
ρred=u/(u+1)*a*sinα′t/cosβb=20.6770 mm
μm=0.12*[ωt*Ra/(ηM*νΣ*ρred)]^0.25=0.0369
4.热闪系数
热接触系数：Bm1=(λM1*c1*ρ1)^0.5=13.7815
Bm2=(λM2*c2*ρ2)^0.5=13.7815
ΧM={2/[(1-ν1^2)/E1+(1-ν2^2)/E2]}^0.25*(νρ1^0.5+νρ2^0.5)/(Bm1*νρ1^0.5+Bm2*νρ2^0.5) =50.0506 K·N^(-0.75)·S^0.5·m^(-0.5)·mm
5.小轮齿顶几何系数
ΓE=[(da1/db1)^2-1]^0.5/tanα′t-1=0.2736
ΧBE=0.5*(u+1)*[(1+ΓE)^0.5-(1-ΓE/u)^0.5]/[(1+ΓE)*(u-ΓE)]^0.25=0.1537
6.啮入冲击系数（根据表2.5-59）
齿顶重合度：ε1=Ζ1/2π*{[(da1/db1)^2-1]^0.5-tanα′t}=0.8670
ε2=Ζ2/2π*|[(da2/db2)^2-1]^0.5-tanα′t|=0.8995 由于ε1＜1.5*ε2，取ΧQ=1
7.齿顶修缘系数
计算用齿顶修缘量（根据表2.5-60）
Ca=Ceff=(ΚAFt/b)/(εα*Cr)=6.8749 μm
Χca=1+0.0155*ε2^4*Ca=1.0698
8.重合度系数（根据表2.5-61）
Χε=[0.7*(ε1^2+ε2^2)-0.22*εα+0.52-0.6*ε1*ε2]/(2*εα*ε1)=0.2467 9.材料焊接系数（根据表2.5-62）
ΧW=1.00
10.试验齿轮的本体温度和积分平均温升
θflaintT按FZG7级
θMT=0.032*T1T^1.301+90=118.1730 ℃
θflaintT=0.08*T1T^1.2*(100/ν40)^[ν40^(-0.4)]=54.4192 ℃
11.润滑系数
油浴润滑时，ΧS=1.0
12.积分温度（根据表2.5-57）
E点瞬间温升
θflaE=μm*ΧMΧBE*ωt^0.75*ν^0.5/[(a′)^0.25*ΧQΧca]=86.6872 ℃积分平均温升：θflaint=θflaE*Χε=21.3857 ℃
本体温度：θM=(θoil+C1*θflaint)*ΧS=64.9700 ℃
积分温度：θint=θM+C2*θflaint=97.0486 ℃
13.胶合温度（根据表2.5-57）
θsint=θMT+C2*ΧW*θflaintT=199.8017 ℃
14.安全系数
SB=θsint/θint=2.059
由表2.5-64，取SBmin=1.8，SB ≥ SBmin, 满足胶合承载能力要求。