蒿麗萍

摘 要：根據(jù)齒輪傳動(dòng)中輪齒折斷和齒面點(diǎn)燭疲勞破壞現(xiàn)象，基于齒輪嚙合原理，對(duì)斜齒輪嚙合過(guò)程的力學(xué)性能及疲勞壽命預(yù)測(cè)進(jìn)行研究，結(jié)合實(shí)例分析計(jì)算齒輪傳動(dòng)過(guò)程中齒面接觸應(yīng)力變化規(guī)律和齒根彎曲應(yīng)力變化規(guī)律；利用ANSYS建立斜齒輪副有限元模型，分析齒面接觸應(yīng)力和齒根彎曲應(yīng)力，將其與理論計(jì)算結(jié)果比較，驗(yàn)證有限元分析方法的正確性；利用FE-SAFE中的名義應(yīng)力分析法對(duì)斜齒輪副的危險(xiǎn)部位進(jìn)行疲勞壽命預(yù)測(cè)。

關(guān)鍵詞：力學(xué)性能 疲勞壽命 接觸應(yīng)力 彎曲應(yīng)力

中圖分類(lèi)號(hào)：TG61 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A 文章編號(hào)：1674-098X（2015）03（b）-0019-04

斜齒輪傳動(dòng)是利用兩齒輪輪齒相互嚙合傳遞動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，具有承載能力高、傳動(dòng)平穩(wěn)、傳動(dòng)效率高等特點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于機(jī)械工程傳動(dòng)裝置中。由于齒輪傳動(dòng)過(guò)程中承受循環(huán)載荷作用，經(jīng)過(guò)一定循環(huán)次數(shù)后齒輪將產(chǎn)生疲勞裂紋，最終發(fā)生斷裂，也就是疲勞失效[1]。據(jù)在關(guān)統(tǒng)計(jì)，機(jī)械故障中齒輪失效約占60%以上，主要體現(xiàn)為：彎曲力矩造成的輪齒折斷，接觸應(yīng)力產(chǎn)生的齒面疲勞點(diǎn)燭和磨損，因此說(shuō)，齒輪失效與齒輪嚙合過(guò)程的受力以及應(yīng)力分布有關(guān)。齒輪在實(shí)際的嚙合過(guò)程中，由于接觸狀態(tài)的不斷改變、接觸剛度的變化以及齒輪加工誤差以及輪齒受載變形等使得齒輪的實(shí)際嚙合狀況較為復(fù)雜，在理論嚙合線外發(fā)生嚙合、產(chǎn)生嚙入嚙出沖擊等等。傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)往往根據(jù)以往經(jīng)驗(yàn)，進(jìn)行靜強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算，通過(guò)降低許用應(yīng)力和加大許用安全系數(shù)提高設(shè)計(jì)可靠性。隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)和有限元分析技術(shù)的發(fā)展，適用于機(jī)械傳動(dòng)有限元分析軟件越來(lái)越成熟，該文應(yīng)用ANSYS軟件對(duì)漸開(kāi)線斜齒輪副進(jìn)行動(dòng)力接觸有限元分析，研究輪齒齒面的接觸狀態(tài)、嚙合特性以及應(yīng)力變化規(guī)律，基于ANSYS中的疲勞壽命預(yù)測(cè)軟件FE-SAFE對(duì)齒輪進(jìn)行疲勞壽命預(yù)測(cè)。

力學(xué)性能及疲勞壽命預(yù)測(cè)設(shè)計(jì)流程如圖1所示。首先根據(jù)設(shè)計(jì)參數(shù)建立實(shí)體模型，進(jìn)行靜強(qiáng)度分析計(jì)算；利用ANSYS軟件建立齒輪副有限元模型并加載求解，獲得齒輪應(yīng)力分布規(guī)律、確定危險(xiǎn)位置；將有限元模型導(dǎo)入ADAMS中進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真分析，獲得載荷譜；采用疲勞強(qiáng)度分析理論，結(jié)合材料疲勞S-N曲線、載荷譜，依據(jù)Miner 疲勞累積損傷法則，對(duì)齒輪副危險(xiǎn)位置進(jìn)行疲勞強(qiáng)度分析，預(yù)測(cè)疲勞壽命，驗(yàn)證設(shè)計(jì)要求 [2] 。

1 斜齒輪三維實(shí)體建模

1.1 三維實(shí)體建模過(guò)程

該文利用UG的關(guān)系表達(dá)式法進(jìn)行漸開(kāi)線齒輪參數(shù)化三維建模，建模過(guò)程：（1）根據(jù)設(shè)計(jì)條件，分析基本參數(shù)和齒輪結(jié)構(gòu)；（2）建立齒輪幾何結(jié)構(gòu)關(guān)系表達(dá)式、漸開(kāi)線等關(guān)鍵曲線數(shù)學(xué)模型；（3）將關(guān)系表達(dá)式導(dǎo)入U(xiǎn)G中；（4）在UG環(huán)境下繪制齒輪基本圓（基圓、齒頂圓、齒根圓），繪制漸開(kāi)線、過(guò)渡曲線、螺旋線等，修剪獲得單齒輪廓線；陣列輪齒，將齒廓曲線沿導(dǎo)引線進(jìn)行拉伸；繪制軸孔、鍵槽、倒圓角等。

1.2 漸開(kāi)線斜齒輪齒廓方程和幾何結(jié)構(gòu)關(guān)系表達(dá)式

1.2.1 斜齒輪齒廓方程

（1）漸開(kāi)線方程。根據(jù)漸開(kāi)線形成原理[3]，推導(dǎo)得漸開(kāi)線齒廓直角坐標(biāo)方程：

（1）

（2）過(guò)渡曲線方程

當(dāng)采用齒條型刀具加工齒輪時(shí)，過(guò)渡曲線方程：

（2）

式中，各參數(shù)含義見(jiàn)參考文獻(xiàn)[4] 。

1.2.2 齒輪幾何結(jié)構(gòu)關(guān)系表達(dá)式

斜齒輪基本參數(shù)包括：齒數(shù)z、法面模數(shù)mn，法面壓力角α、齒寬b等。在UG中建模前，需對(duì)所有基本參數(shù)賦初始值。

分度圓直徑d=mn*z/cos（β）；基圓直徑db=d*cos（α）；

齒頂圓直徑da=d+2*ha；齒根圓直徑df=d-2*hf 。

打開(kāi)UG，將表達(dá)式輸入到“表達(dá)式”對(duì)話框中，進(jìn)行UG建模。

2 斜齒輪傳動(dòng)過(guò)程中的載荷變化及應(yīng)力變化規(guī)律

2.1 齒輪傳動(dòng)載荷分析

2.1.1 齒輪傳動(dòng)嚙合狀態(tài)分析

為確保斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)可靠，斜齒輪傳動(dòng)重合度通常大于1。所以，齒輪傳動(dòng)過(guò)程中存在著單齒與雙齒交替嚙合現(xiàn)象[5]，齒輪嚙合狀態(tài)及載荷分布如圖2所示。圖中M點(diǎn)為嚙合點(diǎn)，ABCD為實(shí)際嚙合線（一個(gè)嚙合周期），AB、CD段為雙齒嚙合區(qū)域，BC段為單齒嚙合區(qū)域。輪齒剛進(jìn)入嚙合A點(diǎn)時(shí)，承擔(dān)全部載荷的40%，從雙齒嚙合區(qū)域過(guò)渡到單齒嚙合區(qū)域過(guò)渡點(diǎn)B時(shí)，承擔(dān)全部載荷的60%，迅速轉(zhuǎn)入單齒嚙合區(qū)域，當(dāng)?shù)竭_(dá)B點(diǎn)時(shí)輪齒承擔(dān)全部載荷的100%，D點(diǎn)承擔(dān)載荷又恢復(fù)到40%。一個(gè)嚙合周期內(nèi)，在A、B、C、D處經(jīng)受四次沖擊作用，其中，B點(diǎn)載荷最大。

2.1.2 齒輪傳動(dòng)力學(xué)模型

齒輪嚙合過(guò)程中，單齒嚙合時(shí)只有一對(duì)輪齒嚙合，齒輪只受一個(gè)嚙合力F作用，F(xiàn) =T/r，r為小齒輪分度圓半徑。

雙齒嚙合時(shí)有兩對(duì)輪齒嚙合，受到F1和F2作用。在F1和F2作用下主動(dòng)輪和從動(dòng)輪上的輪齒將發(fā)生較大的彈性變形，包括繞曲變形和接觸彈性變形。為簡(jiǎn)化計(jì)算在嚙合力計(jì)算時(shí)忽略了輪齒彈性變形，且設(shè)F1與F2相同，F(xiàn)1=F2=T/2r。

2.1.3 齒面接觸應(yīng)力及齒根彎曲應(yīng)力計(jì)算

外嚙合傳動(dòng)斜齒輪齒面接觸應(yīng)力[6]：

（3）

斜齒輪齒根彎曲應(yīng)力：

（4）

式中，F(xiàn)t為齒輪分度圓切向力，d—小齒輪分度圓直徑，b—工作齒寬，i—傳動(dòng)比，mn—法向模數(shù)，其它參數(shù)見(jiàn)參考文獻(xiàn)[6] 。

2.2 齒輪應(yīng)力計(jì)算實(shí)例

已知斜齒輪副傳遞功率為7500 kW，轉(zhuǎn)速為1500 r/min，材料為20CrMnMo，滲碳淬火處理，齒輪幾何參數(shù)及材料性能參數(shù)如表1所示。

2.2.1 接觸應(yīng)力分布規(guī)律

利用MATLAB編程進(jìn)行齒輪接觸應(yīng)力分布以及齒輪彎曲應(yīng)力分布計(jì)算。

研究表明，齒輪嚙合過(guò)程中，不同的嚙合位置齒輪接觸應(yīng)力不同，選取齒輪嚙合過(guò)程中多個(gè)嚙合點(diǎn)進(jìn)行輪齒應(yīng)力計(jì)算，接觸應(yīng)力分布曲線如圖3所示。圖形顯示，齒面接觸應(yīng)力的變化規(guī)律與載荷變化規(guī)律具有一致性，齒輪齒面接觸應(yīng)力在單、雙齒嚙合狀態(tài)交替時(shí)齒輪的載荷及應(yīng)力發(fā)生突變，雙齒嚙合區(qū)域的齒輪接觸應(yīng)力較小，單齒嚙合區(qū)域接觸應(yīng)力較大，齒面接觸應(yīng)力最大值約為815 MPa，此處為接觸疲勞危險(xiǎn)位置（B點(diǎn)）。

2.2.2 彎曲應(yīng)力分布規(guī)律

與分析接觸應(yīng)力一樣，選取齒輪嚙合過(guò)程中多個(gè)嚙合點(diǎn)進(jìn)行應(yīng)力計(jì)算。齒輪在嚙合力Ft和徑向力Fr作用下，齒根處產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力如圖4所示。圖形顯示，齒根彎曲應(yīng)力分布與齒輪接觸應(yīng)力分布區(qū)別很大，齒根彎曲應(yīng)力分布的最大值出現(xiàn)在單齒嚙合狀態(tài)再次進(jìn)入雙齒嚙合狀態(tài)的位置，彎曲應(yīng)力最大值約為80MPa，對(duì)應(yīng)的截面即為危險(xiǎn)截面（C點(diǎn)）。

3 斜齒輪副有限元分析

3.1 有限元分析軟件

（1）ANSYS軟件。ANSYS軟件是美國(guó) ANSYS公司研制的有限元分析軟件，通過(guò)異構(gòu)的CAD軟件接口，實(shí)現(xiàn)數(shù)據(jù)的共享和交換。軟件包括三大模塊：①前處理模塊，其中的實(shí)體建模及網(wǎng)格劃分工具，用于構(gòu)造有限元模型；②分析計(jì)算模塊，進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析、動(dòng)力學(xué)分析、靈敏度分析和優(yōu)化分析；③后處理模塊，將計(jì)算結(jié)果以彩色等值線、圖形和圖表等形式顯示或輸出。

（2）LS-DYNA動(dòng)力分析軟件。LS-DYNA 是非線性顯式分析程序包，具有功能強(qiáng)大的單元庫(kù)，二維、三維實(shí)體單元以及Lagrangian 單元等，特別適合于分析各種非線性結(jié)構(gòu)沖擊動(dòng)力學(xué)問(wèn)題。由于斜齒輪嚙合過(guò)程中兩齒面接觸位置不斷變化、接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力大小也在變化，屬于非線性行為，本章應(yīng)用ANSYS/LS-DYNA軟件，對(duì)漸開(kāi)線齒輪副進(jìn)行動(dòng)力仿真分析。

（3）ANSYS/FE-SAFE。ANSYS/FE-SAFE是進(jìn)行結(jié)構(gòu)疲勞壽命分析的專(zhuān)用軟件，由用戶界面、材料數(shù)據(jù)庫(kù)管理系統(tǒng)、疲勞分析程序等組成。FE-SAFE 軟件綜合多種影響因素（如應(yīng)力集中、平均應(yīng)力、表面光潔度等），按照累積損傷理論，根據(jù)應(yīng)力或應(yīng)變進(jìn)行疲勞壽命分析設(shè)計(jì)，也可以根據(jù)疲勞材料以及載荷的概率統(tǒng)計(jì)規(guī)律進(jìn)行疲勞可靠性設(shè)計(jì)。

3.2 斜齒輪副有限元分析過(guò)程

3.2.1 接觸算法

對(duì)斜齒輪進(jìn)行有限元分析時(shí)，必須進(jìn)行無(wú)穿透約束，防止有限元分析中相互穿過(guò)，施加無(wú)穿透約束方法有三種：罰函數(shù)法、拉格朗日乘子法和增廣拉格朗日乘子法。本文選用增廣拉格朗日乘子法進(jìn)行分析，此方法是罰函數(shù)法和拉格朗日乘子法的結(jié)合，其中，罰函數(shù)法是通過(guò)將力和位移的關(guān)系轉(zhuǎn)化成接觸力和接觸面的穿透來(lái)實(shí)現(xiàn)的，用罰因子來(lái)調(diào)節(jié)；拉格朗日乘子法是通過(guò)拉格朗日乘子增加一個(gè)附加自由度來(lái)施加接觸體必須滿足無(wú)穿透約束。在接觸初始狀態(tài)，接觸條件由罰因子決定，當(dāng)接觸達(dá)到平衡時(shí)，由拉格朗日乘子檢查兩接觸表面的穿透值，此方法能精確控制接觸條件，獲得滿足精度的接觸力。

3.2.2 接觸方式

ANSYS支持三種接觸單元：點(diǎn)-點(diǎn)接觸單元，點(diǎn)-面接觸單元和面-面接觸單元。點(diǎn)-點(diǎn)接觸適用于知道確切的接觸位置，且相對(duì)滑動(dòng)較小的情況，單元類(lèi)型一般選擇CONTA178；點(diǎn)-面接觸適用于接觸面未知而且允許接觸面之間有較大滑動(dòng)，單元類(lèi)型有CONTAC48和CONTAC49；面-面接觸適用于大滑動(dòng)和摩擦大變形的接觸情況，主要單元類(lèi)型有TARGE169-TARGE170及CONTA171-CONTA174。

3.2.3 有限元分析過(guò)程

建立接觸模型及網(wǎng)格劃分：本文利用 Hypermesh對(duì)齒輪進(jìn)行六面體網(wǎng)格劃分，然后將有限元網(wǎng)格模型導(dǎo)入到ansys進(jìn)行有限元分析。為保證分析精度和效率，對(duì)接觸區(qū)域和齒根部進(jìn)行局部網(wǎng)格細(xì)化，其它區(qū)域網(wǎng)格相對(duì)粗糙[7]；定義單元類(lèi)型及材料屬性：選用solid45單元對(duì)斜齒輪副進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分，齒輪材料選為20CrMnMo，材料性能參數(shù)見(jiàn)表1；創(chuàng)建齒輪模型接觸對(duì)：由于斜齒輪副輪齒接觸面有較大的滑動(dòng)和摩擦變形，接觸單元類(lèi)型選擇TARGE170和CONTA174，分別將主動(dòng)輪和從動(dòng)輪上可能發(fā)生接觸的表面定義為接觸面和目標(biāo)面。將接觸剛度因子FKN設(shè)置為1，拉格朗日算子允許的最大滲透量FTOLN設(shè)置為0.1；施加邊界條件和載荷：由于Solid45單元只有三個(gè)位移自由度，因此扭矩不能直接施加在模型上，根據(jù)等效平衡原理將施加在齒輪上的扭矩轉(zhuǎn)化為作用在主動(dòng)輪齒輪軸孔圓周上的切向力，切向力的合成結(jié)果與扭矩等效；求解與后處理：選取嚙合周期內(nèi)多個(gè)嚙合點(diǎn)，通過(guò)MATLAB編程計(jì)算不同嚙合點(diǎn)的應(yīng)力，采用插值法擬合出不同嚙合位置的最大等效接觸應(yīng)力和等效彎曲應(yīng)力分布規(guī)律（圖3、圖4）。

3.3 有限元分析與理論計(jì)算結(jié)果比較

（1）齒面接觸應(yīng)力分析結(jié)果與理論計(jì)算結(jié)果比較。為比較有限元分析結(jié)果與理論計(jì)算結(jié)果，將兩者繪制在一張圖中，如圖3所示。圖形顯示，在一個(gè)嚙合周期內(nèi)齒輪最大齒面接觸應(yīng)力和最大等效接觸應(yīng)力變化規(guī)律相似，有限元分析結(jié)果小于理論計(jì)算結(jié)果，兩者在單雙齒嚙合狀態(tài)變化趨勢(shì)基本一致。在嚙入和嚙出時(shí)ANSYS計(jì)算結(jié)果比相應(yīng)的理論計(jì)算結(jié)果大，說(shuō)明齒輪嚙入和嚙出時(shí)齒頂會(huì)產(chǎn)生應(yīng)力集中。

（2）齒根彎曲應(yīng)力分析結(jié)果與理論計(jì)算結(jié)果比較。ANSYS分析計(jì)算結(jié)果與理論計(jì)算結(jié)果比較如圖4所示，ANSYS分析結(jié)果稍大于理論計(jì)算結(jié)果，但兩者整體趨勢(shì)一致。

3.4 齒廓修形

該文只研究了齒頂修緣對(duì)齒輪壽命的影響，修形后的齒輪最大接觸應(yīng)力值由815MPa降低到284MPa，應(yīng)力改善約為65%，降低應(yīng)力集中、減少嚙合沖擊，延長(zhǎng)齒輪使用壽命。

4 齒輪疲勞壽命預(yù)測(cè)

4.1 齒輪疲勞壽命計(jì)算方法

齒輪傳動(dòng)失效是由一系列的循環(huán)載荷所產(chǎn)生的疲勞損傷累積造成的，當(dāng)損傷累積達(dá)到臨界狀態(tài)時(shí)，零件將發(fā)生斷裂，導(dǎo)致疲勞失效。本文采用線性疲勞累積損傷法則Miner進(jìn)行疲勞壽命預(yù)測(cè)，該理論認(rèn)為試件在給定的應(yīng)力或應(yīng)變循環(huán)下，損傷與應(yīng)力循環(huán)次數(shù)成線性累積關(guān)系，當(dāng)累積值達(dá)到1時(shí)，齒輪發(fā)生疲勞破壞，表達(dá)式：[8]。

4.2 齒輪疲勞壽命計(jì)算

（1）確定齒輪疲勞危險(xiǎn)位置。ANSYS有限元分析結(jié)果中的最大等效接觸應(yīng)力和最大等效彎曲應(yīng)力位置最易出現(xiàn)疲勞裂紋，導(dǎo)致疲勞失效，將此位置定義為疲勞危險(xiǎn)位置。

（2）確定齒輪載荷譜和疲勞危險(xiǎn)位置應(yīng)力譜

載荷譜：齒輪嚙合周期與輪齒嚙合點(diǎn)位置和齒輪轉(zhuǎn)速有關(guān)，T嚙合=60θ/2πn。通過(guò)MATLAB編程計(jì)算，并繪制齒輪嚙合受力與時(shí)間關(guān)系，得到載荷譜。

疲勞危險(xiǎn)位置應(yīng)力譜：嚙合周期內(nèi)齒輪受載呈周期性變化，齒輪接觸疲勞危險(xiǎn)位置的接觸應(yīng)力分布規(guī)律也呈周期性變化，接觸疲勞危險(xiǎn)位置的應(yīng)力分布規(guī)律與嚙合時(shí)間的相互關(guān)系就是疲勞危險(xiǎn)位置應(yīng)力譜。

（3）建立齒輪材料S-N曲線。S-N曲線反映材料的抗疲勞性能，通過(guò)材料的疲勞強(qiáng)度實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)繪制，其表達(dá)式為mlgσ+lgN=lgC，將20CrMnMo材料的m、c及其它參數(shù)值代入公式，繪制的S-N曲線如圖5所示。

（4）接觸疲勞壽命分析。表1數(shù)據(jù)顯示，當(dāng)可靠度為99%時(shí)，齒輪的持久壽命循環(huán)次數(shù)為5*l07次，齒輪的接觸疲勞極限為1572 MPa，該文接觸疲勞危險(xiǎn)位置處的最大等效應(yīng)力為815 MPa，遠(yuǎn)小于材料的接觸疲勞極限，說(shuō)明齒輪接觸疲勞壽命位于無(wú)限壽命區(qū)域。

4.3 影響齒輪壽命參數(shù)

齒輪疲勞壽命預(yù)測(cè)中，許多因素只在理想狀態(tài)下進(jìn)行分析，忽略了齒輪制造誤差、齒輪受載變形、嚙合沖擊等因素。研究表明，齒輪嚙合過(guò)程中，影響疲勞壽命的主要因素包括載荷、模數(shù)、壓力角、粗糙度等[8]。

（1）載荷對(duì)接觸疲勞壽命的影響。通過(guò)將齒輪載荷放大或減小來(lái)觀察載荷對(duì)齒輪副疲勞壽命的影響。0.75倍額定載荷時(shí)，斜齒輪副均為無(wú)限壽命；1.5倍額定載荷時(shí)，主、從動(dòng)輪疲勞壽命分別降低42%和38%。數(shù)據(jù)表明，隨著載荷的增加，齒輪的疲勞壽命逐漸降低，因而在齒輪傳動(dòng)中應(yīng)該適當(dāng)控制載荷的大小，保證齒輪疲勞壽命。

（2）模數(shù)對(duì)齒輪壽命影響。當(dāng)齒輪傳遞的功率和轉(zhuǎn)速以及其他參數(shù)保持不變時(shí)，齒輪分度圓直徑會(huì)隨著模數(shù)增大而增大，齒輪傳遞的載荷隨之減小，齒輪疲勞壽命也將隨之提高。而且齒輪由雙齒嚙合狀態(tài)進(jìn)入單齒嚙合、再重新進(jìn)入雙齒嚙合的過(guò)程將放緩。

（3）壓力角對(duì)齒輪壽命影響。齒輪嚙合過(guò)程中所受載荷隨著壓力角的增大而增大，但是影響并不明顯，但對(duì)齒輪雙齒嚙合與單齒嚙合狀態(tài)的分配影響很大，壓力角越大，齒輪處于單齒嚙合狀態(tài)的區(qū)域越大，齒輪疲勞壽命會(huì)降低。

（4）齒面粗糙度影響。齒輪表面缺陷在承受交變應(yīng)力時(shí)易出現(xiàn)應(yīng)力集中，加速疲勞破壞。為研究表面粗糙度對(duì)齒輪副壽命的影響，通過(guò)使用不同等級(jí)粗糙度進(jìn)行疲勞壽命計(jì)算，數(shù)據(jù)表明，齒輪副的疲勞壽命隨著齒面粗糙度的增加而減小。

5 結(jié)語(yǔ)

研究表明，在使用有限元方法進(jìn)行齒輪應(yīng)力分析的基礎(chǔ)上，擬合出齒輪接觸應(yīng)力分布和齒根彎曲應(yīng)力分布曲線，通過(guò)將理論計(jì)算結(jié)果與有限元分析結(jié)果相比較，驗(yàn)證了利用有限元分析方法進(jìn)行齒輪疲勞壽命預(yù)測(cè)是可行和正確的。結(jié)合材料S-N曲線，基于疲勞損傷理論對(duì)斜齒輪副進(jìn)行疲勞壽命預(yù)測(cè)，符合齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)和運(yùn)行的實(shí)際情況。

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