看看把 齿轮传动啊~~~`

已知条件：增速齿轮
      齿轮传递功率 P=3300 kW
      高速轴转速 n1=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 μm，Rz2=3.2 μm，
  齿根表面粗糙度Rz1=10 μm，Rz2=10 μm。
  大、小齿轮设计修缘量Ca1=30 μm，Ca2=30 μm。
  油浴润滑，ν50=20 mm^2/s，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φa：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
  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/(πΖ1)*(cr/mred)^0.5=889.778 r/min
    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*Fβ1=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Fβx=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Fβy=Fβx*xβ=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-(sinβcosαn)^2]^0.5}=8°41′11″
    H1=2/ΖV1*(π/2-E1/mn)-π/3=-0.9934
    θ1=(2G1/ΖV1)*tanθ1-H1，得θ1=54°25′38″
    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+invαn-invαeV1=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）
    УRrelT1=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/SFmin=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
11.齿顶圆直径
da1=d1+2*ha1=198.489 mm