3.2.6计算a－g啮合副的重合度
                         (3.4)
式中  αag——a－g啮合副的啮合角
αa1——中心轮a的齿顶圆压力角
αa2——行星轮g的齿顶圆压力角
得： <1.13的方案可以采用。.
3.2.7 齿根弯曲疲劳强度
弯曲疲劳强度校核公式如下：:
　　                             (3.5)
式中:：齿宽系数φd = b / d1 ;
载荷系数K =KA KβKV Ka ；KA 为工况系数，Kβ 为齿向载荷分布系数，KV 为动载系数，Ka 为齿间载荷分布系数
T1 为小齿轮计算转矩(N •mm )
d1 为小齿轮分度圆直径
YFa为齿形系数
YS a为应力修正系数
Yε为重合度系数
[σF ] 为许用弯曲疲劳应力
计算：
　　T1=9.55×106 =6.68×105 N •mm
查表得：YFa＝2.26  
YS a＝1.59
得：σF<[σF ]所以满足强度要求。
3.2.8 齿面接触疲劳强度
齿面接触疲劳强度校核公式如下：
                            (3.6)
式中：ZE 为材料的弹性系数, 对于钢齿轮副，ZE = 189.8
ZH 为节点区域系数; Zε为重合度系数
 u为齿数比, u = zg / za
[σH ] 为接触疲劳许用应力.
计算
K取1.5
T1=9.55×106 =6.68×105 N •mm
ZE = 189.8
得：σH<[σH ]所以满足强度要求。

3.3中间输出齿轮与输出轴齿轮传动设计计算
 
图3.3 齿轮啮合图
已知条件： 中间输出齿轮齿数Z1=71，本文来自751\文(论"文?网，毕业论文 www.751com.cn 加7位QQ324~9114找原文输出轴齿轮齿数Z2＝41
            齿轮传递功率 P=154 kW
             输入转速 n=2200 r/min
             传动比 i=0.578
（1）确定齿轮类型
渐开线圆柱直齿轮，齿轮配合为外啮合传动。

（2）选择材料
   中间输出齿轮：45，表面淬火，HB=220～260
  输出轴齿轮：45，表面淬火，HB=220～260
  两齿轮的接触疲劳强度极限，查《机械设计手册》得：
σHlim1=600 MPa，σHlim2=560 MPa
两齿轮的弯曲疲劳强度极限，查《机械设计手册》得：
σFlim1=240MPa，σFlim2=220MPa
 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

（3）按齿面接触疲劳强度设计
由接触疲劳强度公式得：
                                                 (3.7)

(4)确定式中各参数
1）载荷系数Kt
试选Kt＝1.5
2) 中间输出齿轮传递扭矩T1
  N•mm
3）材料系数ZE
查表得ZE=189.8
4)两齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1, σHlim2 5吨级装载机动力换挡变速箱设计+CAD图纸+答辩PPT(9):http://www.751com.cn/jixie/lunwen_70.html