直圆柱齿根弯曲疲劳强度计算(不计重合度系数).
直圆柱齿面接触疲劳强度计算(不计重合度系数)
H ZEZH
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
2 KT1 u 1 H 3 u d d1
2
设计式
2. 参数取值说明
2 KT1 u 1 Z H Z E d1 3 d u H
KFt u 1 H bd1 u
2
1) ZE---弹性系数。 2) ZH---区域系数。对于标准齿轮 ZH=2.5。带入上式得：
/s
Hmin
b)
计算 dt
d t1 2.32
c) 修正 dt
3
2 K tT1 u 1 Z E d u H
2
d1 d t1 3 K
Kt
JXSJ
《机械设计》电子教材 编著 同济大学 李小江
一． 齿面接触疲劳强度计算
1. 计算公式
赫兹公式：
H
1 Fn L 1 12 1 2 2 E E 1 2
H
P
H
整理得：
校核式
或
H ZEZH
KFt u 1 H bd1 u
H 2.5Z E
d1 2.32
3
2 KT1 u 1 Z E d u H
JXSJ
《机械设计》电子教材 编著 同济大学 李小江
3) d=b/d1---齿宽系数。 4) u---大齿轮齿数 Z2 与小齿轮齿数 Z1 之比。 5) [H]=min([H1]，[H2]) [H]=KNHlim KN---接触寿命系数。 lim---实验齿轮极限应力。 6) sHmin---接触疲劳强度的最小安全系数。 7) 分度圆直径的初步计算 在设计式中，K等与齿轮尺寸参数有关，故需初步估算： a) 初取 K=Kt
齿根弯曲疲劳强度计算机械设计 ppt课件
机械设计 第6章 齿轮传动
14
五、齿面塑性流动 该失效主要出现在低速重载、频繁启动和过载场合。 齿面较软时，重载下，Ff↑——材料塑性流动（流动方向沿Ff） 主动轮1：齿面相对滑动速度方向vs指向节线，所以Ff背离节线， 塑变后在齿面节线处产生凹槽。
机械设计 第6章 齿轮传动
15
从动轮2：vs背离节线，Ff指向节线，塑 变后在齿面节线处形成凸脊。
8
齿宽b较小时，载荷易均布 ——整体折断
直齿轮
齿宽b较大时，易偏载
斜齿轮：接触线倾斜
——载荷集中在齿一端
——局部折断
改善措施：
1）d一定时，z↓，m↑；
2）正变位；
齿根厚度↑
3）提高齿面硬度(HB↑)→[σF] ↑；
↑抗弯强度
4）↑齿根过渡圆角半径；
↓应力集中
5）↓表面粗糙度，↓加工损伤；
6）↑轮齿精度； 改善载荷分布
机械设计 第6章 齿轮传动
2
6.1 述
齿轮传动是机械传动中应用最广泛的一种传动形式。
已达到的水平： P——1×105kW v——300m/s
D——33m
n——105r/min
一、主要优缺点
优点：
1）形闭合，效率高(0.98~0.99)； 2）工作可靠，寿命长； 3）结构紧凑，外廓尺寸小； 4）瞬时i 为常数。
3、按齿面硬度分（失效形式不同）
软齿面：HB≤350； 硬齿面：HB＞350。
三、基本要求 1、传动平稳（i=const）。——运动要求
2、承载能力高。 ——传递动力要求
机械设计 第6章 齿轮传动
5
6.2 失效形式 典型机械零件设计思路：
分析失效现象→失效机理（原因、后果、措施）→设计准则 →建立简化力学模型 →强度计算→主要参数尺寸 →结构设计。
标准直齿圆柱齿轮齿面接触疲劳强度计算
三、标准直齿圆柱齿轮齿面接触疲劳强度
1.齿轮齿面接触疲劳强度条件
H ZH ZE Z
2KT1 bd12
u u
1
[ H
]
2.按齿面接触疲劳强度的设计式
a
u 1
3
KT1
2 a u
ZH ZE Z
H
2
mm
d1
3
2KT1
d
u 1
u
ZH ZE Z
H
2
mm
a
b a
;
d
ห้องสมุดไป่ตู้
b d1
5-5 标准直齿圆柱齿轮齿面接触疲劳强度计算 三、标准直齿圆柱齿轮齿面接触疲劳强度
5-5 标准直齿圆柱齿轮齿面接触疲劳强度计算 一、圆柱体的接触应力
H
Fn 2 E2
σH =
Fn
1
LρΣ
π
1
- μ12 E1
+ 1 - μ22 E2
Fn — 法向总压力
H
1 E1
L — 接触线长度 E1、E2 — 弹性模量
L
μ1、μ2 — 泊松比
ρΣ — 两圆柱体综合曲率半径
5-5 标准直齿圆柱齿轮齿面接触疲劳强度计算
5-5 标准直齿圆柱齿轮齿面接触疲劳强度计算 二、标准直齿圆柱齿轮齿面接触应力 4.齿轮齿面接触应力
弹性系数：ZE
1
[(1 12 ) (1 22 )]
E1
E2
表5 5
节点区域系数：ZH
2
sin cos
齿轮齿面接触应力
H ZH ZE Z
2KT1 u 1 bd12 u
N/mm2
5-5 标准直齿圆柱齿轮齿面接触疲劳强度计算
圆柱齿轮传动强度的计算精品文档7页
圆柱齿轮传动的强度计算1 直齿圆柱齿轮传动的强度计算1.齿面接触疲劳强度计算为了保证在预定寿命内齿轮不发生点蚀失效，应进行齿面接触疲劳强度计算。
因此，齿轮接触疲劳强度计算准则为：齿面接触应力σH小于或等于许用接触应力σHP，即σH≤σHP赫兹公式由于直齿轮在节点附近往往是单对齿啮合区，轮齿受力较大，故点蚀首先出现在节点附近。
因此，通常计算节点的接触疲劳强度。
图a表示一对渐开线直齿圆柱齿轮在节点接触的情况。
为了简化计算，用一对轴线平行的圆柱体代替它。
两圆柱的半径ρ1、ρ2分别等于两齿廓在节点处的曲率半径，如图b所示。
由弹性力学可知，当一对轴线平行的圆柱体相接触并受压力作用时，将由线接触变为面接触，其接触面为一狭长矩形，在接触面上产生接触应力，并且最大接触应力位于接触区中线上，其数值为式中σH-接触应力（Mpa）Fn-法向力（N）L-接触线长度（mm）rS-综合曲率半径（mm）；±-正号用于外接触，负号用于内接触ZE-材料弹性系数（），，其中E1、E2分别为两圆柱体材料的弹性模量（MPa）；m1、m2分别为两圆柱体材料的泊松比。
上式表明接触应力应随齿廓上各接触点的综合曲率半径的变化而不同，且靠近节点的齿根处最大（图c、d）。
但为了简化计算，通常控制节点处的接触应力。
节点处的参数（1）综合曲率半径由图可知，，代入rE公式得式中：，称为齿数比。
对减速传动，u=i；对增速传动，u=1/i。
因，则有（2）计算法向力（3）接触线长度L引入重合度系数Ze，令接触线长度将上述参数代入最大接触应力公式得接触疲劳强度计算公式令，称为节点区域系数。
则得(1) 齿面接触疲劳强度的校核公式齿面接触疲劳强度的校核公式为(2) 齿面接触疲劳强度设计公式设齿宽系数，并将代入上式，则得齿面接触疲劳强度的设计公式式中:d1-小齿轮分度圆直径（mm）；ZE-材料弹性系数()，按下表查取；注：泊松比m1＝m2＝0.3Z H-节点区域系数，考虑节点处轮廓曲率对接触应力的影响，可由下左图查取。
机械设计(6.6.1)--标准直齿圆柱齿轮齿根弯曲疲劳强度计算
5-6 标准直齿圆柱齿轮齿根弯曲疲劳强度计算 Fh FS 30o 30oaF a nF 基圆过渡曲线Fs 一、力学模型轮齿悬臂梁，F n 作用于齿顶齿根危险截面位置、尺寸：30°切线法：2cos /6n Fn F F F h M F h bWW bS a ==力臂弯矩齿宽抗弯截面模量二、齿根弯曲应力二、齿根弯曲应力12216cos cos 2/6cos aaF F nc F F F F F h F h KT M m W bS bd m S m a a s a ������===������齿根弯曲应力：26cos ,514,cos aa F F F F h mY mS m a a ⎛⎫⎪⎝⎭=-⎛⎫⎪⎝⎭齿形系数图与齿廓形状有关，与模数无关(515)0.750.25sa Y Y e ae -=+应力修正系数图重合度系数2112N/mm a F F sa KT Y Y Y bd mes =齿根弯曲应力：三、标准直齿圆柱齿轮齿根弯曲疲劳强度112:aF F sa F KT Y Y Y bd me s s =≤⎡⎤⎣⎦1.齿根弯曲疲劳强度条件2.分别校核大小齿轮根齿弯曲疲劳强度11111112222122F Fa sa F F Fa sa F KT Y Y Y bd mKT Y Y Y bd me e s s s s =ﾣ����=ﾣ����3.按齿根弯曲疲劳强度设计三、标准直齿圆柱齿轮齿根弯曲疲劳强度()3121312d 14mm12 mm Fa sa a F Fa sa F Y Y Y KT m u z Y Y Y KT m z e eϕs ϕs ≥±⎡⎤⎣⎦≥⎡⎤⎣⎦或1a a 1d 1(1);2d mz u b a b d mz f f f f ﾣ====1122121max ,(2)0.8~1.4,()Fa sa Fa sa Fa sa F F F t ttY Y Y Y Y Y KY KY KY KY m m KY e e ee e s s s ����=����������������==4.设计式的有关说明（）设计式中，设计时，试选。
《机械设计基础》第五版齿根弯曲疲劳强度计算
Fn
B2
FnsinαF
pb
a
αF B1
pb
b
FncosαF
单对齿δ 啮合 的上F界n 点h
30° 30°
S
单对齿啮合 的下界点
齿根危险剖面上的弯曲应力为:
F
b
M W
Fncos F hF
b
S
2 F
/6
引入载荷系数K、应力修正系数 和重合度系数,则可得:
pb
a
B1
pb
b
单对齿啮合 的上界点
单对齿啮合 的下界点
★思路：
问题：①载荷在齿上的作用点和载荷数值？ ②如何确定齿根危险剖面的位置？ ③最大应力应包括哪些应力？
第②个问题：30°切线法确定危险剖面 位置→ 危险截面：a1a2 → s
第③个问题：在轮齿的危险剖面上存 在三种应力
由Fn cos αF→ F 、 由Fn sin αF → c（∵ c 、 较小，
系数等有关），而与模数无关
齿根弯曲强度校核公式:
F
2KT1 bd1m
YFaYSa
Yε
2KT1 bm2 z1
YFa
YSaYε
[ F ]
以ψ=b/d1,d1=mz1代入得
齿根弯曲疲劳强度的设计公式:
m 3
2KT1
d z12
YFaYSaY
F
几点说明:
1.一般YFa1 ≠ YFa2， 故[σF1 ] ≠ [σF2] 2.由于两齿轮的材料、热处理方法不同，因而其许用应
力 F和1 一 F2般 也不相同。
3．计算时取：YFa1YSa1 YFa2较YSa2大者．
直齿圆柱齿轮的齿根弯曲强度计算
可靠程度
SH
高可靠性 1.25
一般可靠性 1.00
低可靠性 0.80
SF 1.50 1.00 0.70
对于高速重载或重要的齿轮传动，应按
高可靠性选取，一般传动齿轮可适当降
低可靠性要求。
返
回
§14－7 齿轮的结构设计 一、锻造齿轮
当齿轮的直径da<=500mm时采用。 1、齿轮轴
e<1.6m时，将齿轮与 轴做成一体，称为齿 轮轴。
齿轮轴 直齿轮的齿轮轴
锥齿轮的齿轮轴
2、实心齿轮
当齿轮的齿根圆直径与轴的直径相差较 大时，应分开制造。
当da<=180 mm 时，齿轮做成实心结构。
3、腹板式结构 当180 < = da<=500mm时，齿轮做成腹板式结构
二、铸造齿轮 当齿顶圆直径 da>=500mm时，齿轮锻造困难， 采用铸造的轮辐式结构。
低可靠性 0.80
SF 1.50 1.00 0.70
对于高速重载或重要的齿轮传动，应按
高可靠性选取，一般传动齿轮可适当降
低可靠性要求。
返
回
接触寿命系数ＺＮ
返回
齿轮的弯曲疲劳极限Flim
当齿根弯曲应力为对称循环时，将查出的Flim乘以 0.7
返回
弯曲寿命系数YＮ
返回
尺寸系数Yx
返 回
表14－6安全系数
四、直齿圆柱齿轮的齿根弯曲强度计算 设计公式：
m3 2 dZ 01 20 K F 0 1 T P Y FY aSY a
齿形系数Yfa可由图14-19查取
齿形系数Yfa
应力修正系数YSa
重合度系数Y
齿宽系数d
表14-4
标准直齿圆柱齿轮传动的强度计算
§8-5 标准直齿圆柱齿轮传动的强度计算一．齿轮传动承载能力计算依据轮辐、轮缘、轮毂等设计时，由经验公式确定尺寸。
若设计新齿，可参《工程手册》20、22篇，用有限元法进行设计。
轮齿的强度计算：1．齿根弯曲强度计算：应用材料力学弯曲强度公式WMb =σ进行计算。
数学模型：将轮齿看成悬臂梁，对齿根进行计算，针对齿根折断失效。
因为齿轮轮缘刚性较大，所以可将齿看成宽度为的悬臂梁，并以此作为推导齿根弯曲应力计算公式的力学模型。
1）危险剖面及其位置 受载齿的危险剖面是一在轮齿根部的平剖面，位置在与齿廓对称中线各成300的二直线与齿根过渡曲线相切处。
2）载荷及其作用位置1≥ε的齿轮传动，当载荷作用于齿顶时，（力一定）力臂最大，但此时相邻的一对齿仍在啮合，载荷由两对齿分担，齿根弯矩不一定最大。
当轮齿在节线附近啮合时，只有一对齿啮合，但此时力臂不是最大，齿根弯矩不一定最大。
齿根所受最大弯矩发生在轮齿啮合点位于单对齿啮合区最高点。
进行弯曲疲劳强度计算时，对于制造精度较低（7级及以下）的齿轮传动，因为制造误差较大，可认为载荷的大部分甚至全部由在齿顶啮合的轮齿承受，轮齿根部产生最大弯矩。
为简化计算，对于制造精度较低（7级及7级以下）的齿轮传动，常将齿顶作为齿根弯曲强度计算时的载荷作用位置，并按全部载荷作用于一对轮齿进行计算。
对制造精度较高（6级及以上）的齿轮传动，应考虑重合度的影响，其计算方法参GB3480-83或有关资料。
3）齿根弯曲应力计算公式 将ca p 分解成γγsin cos ca ca p p 和，并将其简化到危险截面上，γcos ca p --产生剪应力τ，γsin ca p 产生压应力σc ，γcos .h p M ca =产生弯曲应力σF 。
分析表明，σF 起主要作用，若只用σF 计算齿根弯曲疲劳强度，误差很小（<5%），在工程计算允许范围内，所以危险剖面上只考虑σF 。
单位齿宽（b=1）时齿根危险截面的理论弯曲应力为220cos .66*1cos .S h p S h p W M ca ca F γγσ===令αcos ,,b KF L KF p m K S m K h tn ca S h ====，代入上式，得()αγαγσcos cos 6.cos cos ..6220S h t S h t F K K bm KF m K b m K KF ==令 αγcos cos 62S h Fa K K Y =Fa Y --齿形系数，表示齿轮齿形对σF 的影响。
齿根弯曲疲劳强度计算公式
齿根弯曲疲劳强度计算公式
其中，S_H表示齿根弯曲疲劳强度；K_M表示材料强度系数；K_N 表示载荷系数；K_R表示可靠度系数；K_A表示表面硬度系数；K_V
表示材料体积系数；S_Hlim表示材料疲劳极限。
具体计算方法如下：
1. 确定齿轮材料的弹性模量E和泊松比v。
2. 根据齿轮的材料，查阅相应的材料疲劳极限表，得到材料疲
劳极限S_Hlim。
3. 计算载荷系数K_N。
根据齿轮的传动比i、输入功率P、齿轮系数Y和齿轮转速n，可以得到载荷系数K_N。
4. 计算表面硬度系数K_A。
根据齿轮的齿面硬度、齿疲劳极限
和齿根圆角半径，可以得到表面硬度系数K_A。
5. 计算材料体积系数K_V。
根据齿轮的模数m和齿轮宽度b，可以得到材料体积系数K_V。
6. 计算材料强度系数K_M。
根据齿轮所采用的材料，可以得到
相应的材料强度系数K_M。
7. 计算可靠度系数K_R。
根据齿轮的工作条件、工作寿命和可
靠度等级，可以得到可靠度系数K_R。
8. 将以上计算结果代入公式中，即可得到齿根弯曲疲劳强度S_H。
- 1 -。
齿根弯曲疲劳强度计算
失效形式
机械设计
一、轮齿折断
第 6章
齿轮传动
6
常发生于闭式硬齿面或开式传动中。
现象：①局部折断
②整体折断
机械设计
原因：• 疲劳折断
第 6章
齿轮传动
7
位置：均始于齿根受拉应力一侧。
① 轮齿受多次重复弯曲应力作用，齿根受拉一侧产生疲劳裂纹。 σ
1 σ t 齿双侧受载
2
3 齿单侧受载
t
齿根弯曲 应力最大
6.3 齿轮材料和许用应力 一、材料要求
表面硬、芯部韧、较好的加工和热处理性能
二、常用材料 锻钢、铸钢、铸铁、非金属材料 1、锻钢
机械设计
第 6章
齿轮传动
17
1）软齿面齿轮 HB≤350 中碳钢：40、45、50、55等 中碳合金钢：40Cr、40MnB、20Cr 特点：齿面硬度不高，限制了承载能力，但易于制造 成本低，常用于对尺寸和重量无严格要求的场合。 加工工艺：锻坯——加工毛坯——热处理（正火、调质 HB160~300）——切齿 精度7、8、9级。
常出现在润滑良好的闭式软齿面传动中。 现象：节线靠近齿根部位出现麻点状小坑。
原因：σH＞[σH]
脉动循环应力 1）齿面受多次交变应力作用，产生接触疲劳裂纹； 2）节线处常为单齿啮合，接触应力大；
3）节线处为纯滚动，靠近节线附近滑动速度小，油膜不易形成，
摩擦力大，易产生裂纹。
4）润滑油进入裂缝，形成封闭高压油腔，楔挤作用使裂纹扩展。 （油粘度越小，裂纹扩展越快）
计算载荷 Pca K p
K K A Kv K K
使用系数
动载系数
机械设计
第 6章
齿轮传动
24
一、齿面接触疲劳强度计算.
二、齿根弯曲疲劳强度计算
如下图 可得齿根弯曲疲劳强度校核公式： 2 KT1 F YFS Y F MPa bd m
1
b 将 d d ，d1=mZ1代入上式，得弯曲疲劳强度设寸公式 1
设计公式为：m 3 2 KT12YFS Y mm d z1 F
对于标准直齿圆柱齿轮齿面 接触疲劳强度的校核公式
H Z E Z H Z
2 KT1 u 1 H , MPa 2 bd1 u
令b=Ψ d d1 （齿宽系数见表11-7）则 齿面接触疲劳强度的设计公式：
2 KT1 u 1 Z E Z H Z d1 d u H
§11.5 直齿圆柱齿轮传动的强度计算
一、齿面接触疲劳强度计算
• 如图11-34，选择齿轮传 动的节点作为接触应力
的计算点可得齿面接触
应力为：
H Z E Z H Z
2 KT1 u 1 ( MPa ) 2 bd1 u
其中: ZE——材料弹性系数见表11-5
表11-5 材料弹性系数ZE
F
• SFmin---齿面弯曲强度的最小安全系数，一 般取SFmin =1，齿轮损坏会引起严重后果的 取SFmin =1.5,也可查表11-6
Yx——尺寸系数，考虑齿轮尺寸对材料强度的影响而 引人的系数。其值由图11-12查取；
图11-11 齿轮的弯曲疲劳极限
表11-6
最小安全系数ＳH、ＳF
SH、ＳF 1.5 1.25 1 0.85
对于标准直齿圆柱齿轮齿面接触疲劳强度的校核公式12121hehhaktuzzzmpbdu?mmzzzuuktdhhed321112??????????shmin齿面接触疲劳强度的最小安全系数一般取齿面接触疲劳强度的最小安全系数一般取1齿轮损坏会引起严重后果的取125mpashhhminlim长期工作的齿轮h按下式计算hlim齿面接触疲劳极限应力其值按图齿面接触疲劳极限应力其值按图1110查取图图1110齿轮的接触疲劳极限二齿根弯曲疲劳强度计算对于长期工作的齿轮f可按下式计算
齿根强度计算
Z=10 Z=25 Z=∞
α =20° α =25°
公式的修正 •引入应力修正系数Ysa可得齿根弯曲强度 校核公式：
F
KFt YFa bm
Ft 2T1 d1
KFt F YFaYsa bm
d1 mz1
2KT 1 Y Y [σ ] σ F Fa sa F bm2 z 1
表 10-4 齿形系数Y
F
bm
F
解：若使改变转速前后传动的弯曲强度不变： F F
F
KFt K Ft YF F YF bm bm
K K
Ft Ft b b
YF Y F
m m
Ft b b Ft
Ft Ft
d1 T1 b 2T1 b T1 P 9550 1 d1 n1
u
σF
2 KT1 YFaYsa [σ F ] 2 bm z1
d 2 z2 1 d , 则a (d1 d 2 ) 1 ( u 1) d1 z1 2 2
a b a b / 0.5d1(u 1)
2 KT1 σF Y Y [σ F ] 3 2 Fa sa 0.5(u 1) a m z1
Z
（z v）
Fa及应力修正系数Y sa
17 2.96 1.52
18
19
20
21
22
23
24
25
Y Y
Fa
2.91 2.85 2.82 2.77 2.74 2.70 2.67 2.64 1.53 1.54 1.55 1.56 1.57 1.575 1.58 1.59
sa
Z
（z v）
《机械设计基础》第五版齿根弯曲疲劳强度计算
pb
a
B1
pb
b
单对齿啮合 的上界点
单对齿啮合 的下界点
★思路：
问题：①载荷在齿上的作用点和载荷数值？ ②如何确定齿根危险剖面的位置？ ③最大应力应包括哪些应力？
第②个问题：30°切线法确定危险剖面 位置→ 危险截面：a1a2 → s
第③个问题：在轮齿的危险剖面上存 在三种应力
由Fn cos αF→ F 、 由Fn sin αF → c（∵ c 、 较小，
∴只用应力修正系数Ysa（查图）加以 考虑）
Fn
B2
FnsinαF
pb
a
αF B1
pb
b
FncosαF
单对齿δ 啮合 的上F界n 点h
30° 30°
S
单对齿啮合 的下界点
齿根危险剖面上的弯曲应力为:
F
b
M W
Fncos F hF
b
S
2 F
/6
引入载荷系数K、应力修正系数 和重合度系数,则可得:
力 F和1 一 F2般 也不相同。
3．计算时取：YFa1Y1] [ F 2 ]
4.齿根弯曲应力的大小，主要取决于模数。计算出模数， 应取标准值，对于传递动力的齿轮，模数不宜过小，一般 应使 m (1.5 ~ 2)mm
F
2KT1 bd1m
6(
hF m
)
c
os
F
( SF )2 cos
YSa
Yε
m
重合度系数
Yε
0.25
0.75
a
YSa——应力修正系数， 查图。
6 h cos
令
YFa
机械设计_王世杰_习题
一、选择填空1对齿面硬度≤350HBS 的一对齿轮传动，选取齿面硬度时应使_________。
A.小齿轮齿面硬度<大齿轮齿面硬度B.小齿轮齿面硬度=大齿轮齿面硬度C.小齿轮齿面硬度>大齿轮齿面硬度D.小齿轮齿面硬度≤大齿轮齿面硬度2斜齿轮传动的动载荷与同样的直齿轮传动的动载荷相比：____________。
A.相等B.较小C.较大D.视实际运转条件，可以大也可以小3两个齿轮的材料、齿宽、齿数相同，模数m 1=2mm ，m 2=4mm ，它们的弯曲强度承载能力__________。
A.相同B.第二个比第一个大C.第一个比第二个大D.承载能力与模数无关4机床主轴箱中的变速滑移齿轮，一般应选用___________。
A.直齿圆柱齿轮B.斜齿圆柱齿轮C.人字齿圆柱齿轮D.直齿锥齿轮5 A 、B 两对齿轮传动，圆周速度相同，已知其制造精度A 为6级，B 为8级，则传动的动载系数______________。
A. K vA <K vBB. K vA =K vBC. K vA >K vBD.情况不定，尚需考虑其它参数6 A 、B 两对齿轮传动，直径、齿数、材料、齿面硬度及齿轮布置方式相同，但A 对齿轮的宽度比B 对小，则齿向载荷分布（不均）系数______________。
A. K A >K BB. K A =K BC. K A <K BD.尚需考虑其它参数才能决定7 A 、B 两对齿轮传动，齿面硬度和齿宽相同，A 对齿轮对称布置，B 对齿轮悬臂布置，它们的齿向载荷分布（不均）系数K 的关系是__________。
A. K A >K BB. K A <K BC. K A =K BD. K A ≥K B8对普通齿轮传动（精度为7、8、9级）轮齿弯曲强度公式是按载荷作用在______为出发点推导出来的。
A.齿根B.齿顶C.分度圆附近D.齿根圆角30切线与轮齿中心线交点9公式[]d KT u u Z Z Z d 112213≥φσε⋅±⎛⎝ ⎫⎭⎪E H H 用于直齿圆柱齿轮的_____。