渐开线齿轮设计计算书

'                           渐开线齿轮设计计算书已知条件：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。'