CN101368613A - 一种减少齿轮传动***故障率的轴承、齿轮匹配设计方法 - Google Patents
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Abstract
本发明涉及一种齿轮传动***的设计制造方法，是一种减少齿轮传动***故障率的轴承、齿轮匹配设计方法，它包括一对齿数为(DC)的大齿轮(1)、数为(XC)的小齿轮(2)的啮合副，以及支承大齿轮的轴承(3)、支承小齿轮的轴承(4)；设定轴承(3)参数为：中径(DD0)，滚子直径(Dd)，滚子数(DZ)；支承小齿轮的轴承(4)参数为：中径XD0，滚子直径Xd，滚子数XZ；其特征在于：防止该齿轮传动***的齿轮、轴承滚子和轴承内、外环发生对冲疲劳集中以及防止齿轮载荷疲劳集中引发轴疲劳集中而产生裂纹的设计方法应当分别遵循的结构关系。该方法用于在设计故障诊断策略时指导信息规律研究，和设计制造齿轮传动***时指导优化设计，以降低传动***各该部件的故障发生率，从而提高传动***的安全性和使用寿命，为制造业技术创新提供了设计理论和技术基础。
Description
技术领域
本发明涉及一种齿轮传动***的设计制造方法，特别是一种能够降低所设计的齿轮传动***故障率的轴承和齿轮匹配的设计方法，属于设备故障机理诊断技术范畴，用于在设计故障诊断策略时指导信息规律研究，以及进行齿轮传动***优化设计时的指导，以降低传动***各该部件的故障发生率，从而提高传动***的安全性和使用寿命。
背景技术
现有齿轮传动***的设计主要是依照传动齿轮的传统设计理论从转速、载荷、传动比等方面出发的，目的在于使设计的齿轮传动***具有更高的传动效率，并建立了相应的设计规范。但对于齿轮传动***的齿轮齿数和轴承的参数(例如轴径D、中径D0、滚子直径d、滚子数Z)没有做出合理规定，以致所设计的传动***的齿轮、轴和轴承出现某种故障多发的现象，例如：齿轮的齿疲劳断裂，齿轮的齿沟裂纹，齿轮轴疲劳裂纹或切断；轴承的外环或/和内环集中疲劳、擦伤，某些滚子疲劳破损等等，特别是在那些存在齿轮啮合径向力意外增大因素的机械上，使得齿轮传动***因为故障频发而大幅度地降低了***的寿命，甚至因为突发故障而危及安全。
本发明人在开展机械故障诊断技术的多年研究中，从故障诊断科学的故障机理诊断出发，研究了齿轮传动***故障的形式和故障信息的特征。初衷是提出齿轮传动***故障诊断的早期预警方法，而研究得到的有关齿轮传动***若干参数与故障模式之间的结构关系，却不仅为故障诊断提供了信息的关注点和诊断方法论的理论基础，而且通过逆向推理，得到了防止上述齿轮传动***故障多发的轴承、齿轮匹配优化设计方法，为量大面广的制造业相关设计的创新和技术进步提供了新的技术途径。
发明内容
本发明的目的：旨在提出一种全新的齿轮传动设计理念，希望从设计的源头上对构成齿轮传动***的齿轮、转动轴、以及与转动轴匹配的轴承之间、传动齿轮相互间的匹配原则进行设计理念上的探究，从而使运转中的齿轮传动***的故障率降至最低。
这种减少齿轮传动***故障率的轴承、齿轮匹配设计方法，包括一对齿数为DC的大齿轮，齿数为XC的小齿轮的啮合副；支承大齿轮的轴承3参数为：中径DD0，滚子直径Dd，滚子数DZ；支承小齿轮的轴承4参数为：中径XD0，滚子直径Xd，滚子数XZ；其特征在于：防止该齿轮传动***的齿轮、轴承滚子和轴承内、外环发生对冲疲劳集中及防止齿轮载荷疲劳集中引发轴疲劳集中而产生裂纹的设计方法，应当遵循的结构关系是：
A、防止大齿轮和轴承引发齿轮-滚子-外环对冲集中疲劳须符合：
大齿轮轴承外环承载点每转过DWG个滚子时，齿轮转过的齿数DWC与正整数之差为K＝0.1~0.9，建议值为K＝0.3~0.7，优化值为K＝0.5；其中，DWG与DWC的结构式为：
DWC＝2×DD0×DC/[(DD0-Dd)×DZ]×DWG (D1)
K＝ABS[DWC-CINT(DWC)]
式中，DWG≤DZ，DWC≤DC。
如果符合0.07>K>0的不允许范围，则大齿轮轴承固定外环集中疲劳多发，疲劳的几率DWJ＝1/DWG。
B、防止大齿轮和轴承引发齿轮-滚子-内环对冲集中疲劳须符合：
大齿轮轴承内环承载点每转过DNG个滚子时，齿轮转过的齿数DNC与正整数之差为K＝0.1~0.9，建议值为K＝0.3~0.7，优化值为K＝0.5；其中，DNG与DNC的结构关系式为：
DNC＝2×DD0×DC/[(DD0+Dd)×DZ]×DNG (D2)
K＝ABS[DNC-CINT(DNC)]
式中，DNG≤DZ，DNC≤DC；
如果符合0.07>K>0的不允许范围，则大齿轮轴承固定内环集中疲劳多发，疲劳的几率DNJ＝1/DNG。
C、防止大齿轮集中疲劳须符合下式表示的结构关系：
DCD＝DC/DWC≠INT(2~DC) (D3)
DCD＝DC/DNC≠INT(2~DC) (D4)
即大齿轮的齿数DC与上述DWC或DNC之比不等于2~DC的整数；
如果DCD为整数，则大齿轮集中疲劳数为DCD，各疲劳点之间的均匀间距为DWC个齿或DNC个齿；大齿轮疲劳集中率为DCJ＝2/DCD，其最大值为1。
D、防止小齿轮和轴承引发齿轮-滚子-外环对冲集中疲劳须符合：小齿轮轴承外环承载点每转过XWG个滚子时，齿轮转过的齿数XWC与正整数之差为K＝0.1~0.9，建议值为K＝0.3~0.7，优化值为K＝0.5；其中，XWG与XWC的结构关系式为：
XWC＝2×XD0×XC/[(XD0-Xd)×XZ]×XWG (X1)
K＝ABS[DWC-CINT(DWC)]
式中，XWG≤XZ，XWC≤XC。
如果符合0.07>K>0的不允许范围，则小齿轮轴承固定外环集中疲劳多发，疲劳的几率XWJ＝1/XWG；
E、防止小齿轮和轴承引发齿轮-滚子-内环对冲集中疲劳须符合：小齿轮轴承内环承载点每转过XNG个滚子时，齿轮转过的齿数XNC与正整数之差为K＝0.1~0.9，建议值为K＝0.3~0.7，优化值为K＝0.5；其中，XNG与XNC的结构关系式为：
XNC＝2×XD0×XC/[(XD0+Xd)×XZ]×XNG (X2)
K＝ABS[XNC-CINT(XNC)]
式中，XNG≤XZ，XNC≤XC。
如果符合0.07>K>0的不允许范围，则小齿轮轴承固定内环集中疲劳多发，疲劳的几率XNJ＝1/XNG；
| 大齿轮齿数 | 小齿轮齿数 | 大齿轮轴承中径 | 大齿轮轴承滚径 | 大齿轮轴承滚子数 |
| DC | XC | DD0 | Dd | DZ |
| 内、外环集中疲劳因素 | 小齿轮轴承中径 | 小齿轮轴承滚径 | 小齿轮轴承滚子数 | |
| K | XD0 | Xd | XZ | |
| 小齿轮轴承外环滚过滚子数 | 齿轮转过齿数 | 大齿轮轴承外环集中疲劳几率 | 大齿轮集中疲劳数 | 大齿轮疲劳集中率 |
| XWG | XWC | XWJ | XCD | DCJ＝2/XCD |
| 大齿轮轴承内环滚过滚子数 | 齿轮转过齿数 | 大齿轮轴承内环集中疲劳几率 | 小齿轮集中疲劳数 | 小齿轮疲劳集中率 |
| XNG | XNC | XNJ | XCX | XCJ＝2/XCX |
F、防止小齿轮集中疲劳须符合下式表示的结构关系：
DCX＝XC/DWB≠INT(2~CX) (D5)
DCX＝XC/DNB≠INT(2~CX) (D6)
即小齿轮的齿数XC与上述DWB或DNB之比不等于2~CX的整数。
如果DCX为整数，则小齿轮集中疲劳数为DCX，各疲劳点之间的均匀间距为DWB个齿或DNB个齿；小齿轮疲劳集中率为XCJ＝2/DCX，其最大值为1。
变量表：
| 大齿轮齿数 | 小齿轮齿数 | 大齿轮轴承中径 | 大齿轮轴承滚径 | 大齿轮轴承滚子数 |
| DC | XC | DD0 | Dd | DZ |
| 内、外环集中疲劳因素 | 小齿轮轴承中径 | 小齿轮轴承滚径 | 小齿轮轴承滚子数 | |
| K | XD0 | Xd | XZ | |
| 大齿轮轴承外环滚过滚子数 | 齿轮转过齿数 | 大齿轮轴承外环集中疲劳几率 | 大齿轮集中疲劳数 | 大齿轮疲劳集中率 |
| DWG | DWC | DWJ | DCD | DCJ＝2/DCD |
| 大齿轮轴承内环滚过滚子数 | 齿轮转过齿数 | 大齿轮轴承内环集中疲劳几率 | 小齿轮集中疲劳数 | 小齿轮疲劳集中率 |
| DNG | DNC | DNJ | DCX | XCJ＝2/DCX |
G、防止大齿轮及其轴集中疲劳须符合下式表示的结构关系：
XCD＝DC/XWC≠INT(2~DC) (X3)
XCD＝DC/XNC≠INT(2~DC) (X4)
即大齿轮的齿数DC与上述XWC或XNC之比不等于2~DC的整数。
如果XCD为整数，则大齿轮集中疲劳数为XCD，各疲劳点之间的均匀间距为XWC个齿或XNC个齿；大齿轮疲劳集中率为XCJ＝2/XCD，其最大值为1。
H、防止小齿轮及其轴集中疲劳须符合下式表示的结构关系：
XCX＝XC/XWC≠INT(2~CX) (X5)
XCX＝XC/XNC≠INT(2~CX) (X6)
即小齿轮的齿数XC与上述XWB或XNB之比不等于2~CX的整数。
如果XCX为整数，则小齿轮集中疲劳数为XCX，各疲劳点之间的均匀间距为XWC个齿或XNC个齿；小齿轮疲劳集中率为XCJ＝2/XCX，其最大值为1。
其特征还在于：如果齿轮传动装置具有多对齿轮啮合副，则每一对齿轮啮合副均须符合防止该齿轮传动***的齿轮、轴承滚子和轴承内、外环发生对冲疲劳集中及防止齿轮载荷疲劳集中引发轴疲劳集中而产生裂纹的设计原则、遵循一一对应的匹配原则进行结构设计。
对于与齿轮同轴的轴承之转动与不转动的环在齿轮-滚子-环的疲劳集中有不同的严酷程度，即转动环即使存在疲劳集中结构因素，但因为它在周而复始地运转，使得疲劳集中被分散、缓解，而不转动的环则无由分散缓解，故其特征还在于：同轴的齿轮和轴承内、外环的不转动环，须严格执行防止该齿轮传动***的齿轮、轴承滚子和轴承内、外环发生对冲疲劳集中及防止齿轮载荷疲劳集中引发轴疲劳集中而裂纹的设计、制造方法应当遵循的结构关系；同轴的齿轮和轴承内、外环的转动环，则因转动环的承载区周而复始地改变，分散、缓解了疲劳集中，而可以放松执行防止该齿轮传动***的齿轮、轴承滚子和轴承内、外环发生对冲疲劳集中及防止齿轮载荷疲劳集中引发轴疲劳集中而产生裂纹的设计原则、遵循一一对应的匹配原则进行结构设计。
由于齿轮总是在啮合区相互作用，无论何轴的齿轮-滚子-环的疲劳集中均作用于双方而不可缓解，故其特征还在于：每一对啮合副的齿轮均须执行防止该齿轮传动***的齿轮、轴承滚子和轴承内、外环发生对冲疲劳集中及防止齿轮载荷疲劳集中引发轴疲劳集中而产生裂纹的设计原则、遵循一一对应的匹配原则进行结构设计。
根据以上技术方案提出的这种减少齿轮传动***故障率的轴承、齿轮匹配设计方法，通过逆向推理，得到了防止齿轮传动***故障多发的轴承、齿轮匹配优化设计方法，为量大面广的制造业设计创新和技术进步提供了新的技术途径。实现从设计源头上为减少和防止齿轮传动***的齿轮和轴承以及转轴中一些机械故障，为保证机械设备的安全运行提供可靠技术支持。
附图说明
图1为本发明介绍的齿轮啮合副的结构示意图；
图2为自动诊断发现DF4D大齿轮轴承外环故障的诊断报告；
图3为自动诊断发现DF4D大齿轮轴承内环故障的诊断报告；
图4-1为DF4D小齿轮8组疲劳谱线和转2周的近似16次冲击波；
图4-2为DF4D0505小齿轮8组疲劳中每组有2个齿沟疲劳点的照片；
图4-3为DF4D小齿轮轴裂纹的照片；
图5-1为DF4DK小齿轮轴承因外环疲劳集中率达100％而多发故障的自动诊断报告；
图5-2为该轴承因爬动外环疲劳集中率达100％而发生擦伤故障；
图5-3为该轴承因紧固外环疲劳集中率达100％而发生定点故障；
图6-1为DF4DK小齿轮轴承因内环疲劳集中率达50％而多发故障的自动诊断报告；
图6-2为该轴承因转动内环疲劳集中率达50％而发生擦伤故障。
图中：1-大齿轮 2-小齿轮 3-大齿轮轴承 31-大齿轮轴承外环 32-大齿轮轴承内环 4-齿轮轴承 41-小齿轮轴承外环 42-小齿轮轴承内环 DC-大齿轮齿数 XC-小齿轮齿数 DD0-大齿轮中径 Dd-大齿轮滚子直径 Dz-大齿轮滚子数XD0-小齿轮中径 XD-小齿轮滚子直径 Xz-小齿轮滚子数
具体实施方式
下面结合实施例做出应用方法的具体说明。
根据上述技术方案提出的这种减少齿轮传动***故障率的轴承、齿轮匹配设计方法，它包括一对齿数为DC的大齿轮1、齿数为XC的小齿轮2的啮合副，以及支承大齿轮的轴承3、支承小齿轮的轴承4；设定轴承3参数为：中径DD0，滚子直径Dd，滚子数DZ；支承小齿轮的轴承4参数为：中径XD0，滚子直径Xd，滚子数XZ；其特征在于：防止该齿轮传动***的齿轮、轴承滚子和轴承内、外环发生对冲疲劳集中以及防止齿轮载荷疲劳集中引发轴疲劳集中而产生裂纹的设计方法应当分别遵循的结构关系，应当对所设计的齿轮传动***进行分析计算，满足所选的齿轮、轴承参数不违反上述设计方法的要求，以期在保障满足其常规设计要求的前提下，进一步减少发生集中疲劳的几率和减低故障发生率。通常的使用方法是根据按照传动要求设计选定的传动部件参数之后，按照一种减少齿轮传动***故障率的轴承、齿轮匹配设计制造方法进行计算，如果找到不符合本设计方法的因素，就调整设计参数，直至既符合常规设计要求，又符合本设计方法。
下面的实施例分析了若干仅仅符合常规设计要求而没有考虑本设计方法的现有国产机车传动装置的实例，计算了其疲劳集中部件及其疲劳集中程度，列举了检测诊断发现对应故障的报告，以及相对的故障部件照片。从而为降低故障率的改进设计提供了理论和实践依据。
实施例1
对DF4D机车的齿轮传动***防止轴承、齿轮和轴疲劳集中的参数匹配状况分析计算
该机车的大小齿轮及其轴承和轴组成的齿轮传动参数如下：
| 大齿轮齿数 | 小齿轮齿数 | 大齿轮轴承中径 | 大齿轮轴承滚径 | 大齿轮轴承滚子数 |
| DC＝68 | XC＝24 | DD0＝302.5 | Dd＝17.5 | DZ＝43 |
| 小齿轮轴承中径 | 小齿轮轴承滚径 | 小齿轮轴承滚子数 | ||
| XD0＝230 | Xd＝40 | XZ＝14 |
防止大齿轮和轴承引发齿轮-滚子-外环对冲集中疲劳须符合如下要求：
由于大齿轮转动一周时，不仅与小齿轮啮合DC次，而且，其外环固定的轴承的外环承载点(区)通过的滚子数为：
GG＝(DD0-Dd)×DZ/(2×DD0)
则该固定外环承载点(区)每通过1个滚子的时间段内，齿轮的啮合次数为：
CC＝DC/GG＝(2×DD0×DC)/[(DD0-Dd)×DZ]
设计要求为：固定外环的承载点每通过DWG个滚子时，对应的齿轮啮合次数DWC与整数的差K＝ABS[(DWC-CINT(DWC))＝0.1~0.9，建议值为0.3~0.7，最佳值为0.5。
即：
DWC＝2×DD0×DC/[(DD0-Dd)×DZ]×DWG
K＝ABS[DWC-CINT(DWC)]
式中，DWG≤DZ，DWC≤DC。
如果符合0.07>K>0的不允许范围，则大齿轮轴承固定外环集中疲劳多发，疲劳的几率DWJ＝1/DWG；
计算：
DWC＝2×DD0×DC/[(DD0-Dd)×DZ]×DWG
＝2×302.5×68/[(302.5-17.5)×43]×DWG＝3.3569971×DWG
若DWG＝3，则DWC＝10.070991，K＝ABS[DWC-CINT(DWC)]＝0.070991，接近于0.07>K>0的不允许范围。因此，大齿轮轴承的固定外环的疲劳集中率为DWJ＝1/DWG＝1/3＝33.33％。此值较大，设计不当。附图2是自动诊断发现DF4D大齿轮轴承外环故障的诊断报告。
若DWG＝14，则DWC＝46.9979594，K＝ABS[DWC-CINT(DWC)]＝0.0020406，符合0.07>K>0的不允许范围。但因此大齿轮轴承的固定外环的疲劳集中率为DWJ＝1/DWG＝1/14＝0.07143％。此值很小，可不予考虑。
因为大齿轮齿数DC＝68，对应DWG＝3时的DWC≈10，则有：
DCD＝DC/DWC＝68/10＝6.8≠INT(2~DC)，故不存在大齿轮集中疲劳。
因为小齿轮齿数DC＝24，对应DWG＝3时的DWC≈10，则有：
DCD＝XC/DWC＝24/10＝2.4≠INT(2~XC)，故不存在小齿轮集中疲劳。
防止大齿轮和轴承引发齿轮-滚子-内环对冲集中疲劳须符合：
大齿轮轴承内环承载点每转过DNG个滚子时，齿轮转过的齿数DNC与正整数之差为K＝0.1~0.9，建议值为K＝0.3~0.7，优化值为K＝0.5；其中，DNG与DNC的结构关系式为：
DNC＝2×DD0×DC/[(DD0+Dd)×DZ]×DNG
K＝ABS[DNC-CINT(DNC)]
式中，DNG≤DZ，DNC≤DC。
如果符合0.07>K>0的不允许范围，则大齿轮轴承固定内环集中疲劳多发，疲劳的几率DNJ＝1/DNG；
计算：
DNC＝2×DD0×DC/[(DD0+Dd)×DZ]×DNG
＝2×302.5×68/[(302.5+17.5)×43]×DNG＝2.9898256×DNG
若DNG＝1，则DNC＝2.9898256≈3，
K＝ABS[DNC-CINT(DNC)]＝0.0101744，符合0.07>K>0的不允许范围，因此大齿轮轴承内环集中疲劳的几率DNJ＝1/DNG＝100％；但因为本传动***的大齿轮轴承内环随着大齿轮和其轴一同旋转，频繁更换其承载区，因此所存在的100％的集中疲劳分散缓解，但内环疲劳集中问题存在而故障多发。如附图3。
若DNG＝2，则DNC＝5.9796512≈6，
K＝ABS[DNC-CINT(DNC)]＝0.0203488，符合0.07>K>0的不允许范围，因此大齿轮轴承内环集中疲劳的几率DNJ＝1/DNG＝50％；但包括在DNG＝1之内。
若DNG＝3，则DNC＝8.9694768≈9，
K＝ABS[DNC-CINT(DNC)]＝0.0305232，符合0.07>K>0的不允许范围，因此大齿轮轴承内环集中疲劳的几率DNJ＝1/DNG＝50％；但包括在DNG＝1之内。
若DNG＝4，则DNC＝11.9593024≈12，14.949128
K＝ABS[DNC-CINT(DNC)]＝0.0406976，符合0.07>K>0的不允许范围，因此大齿轮轴承内环集中疲劳的几率DNJ＝1/DNG＝25％；但包括在DNG＝1之内。
若DNG＝5，则DNC＝14.949128≈15，
K＝ABS[DNC-CINT(DNC)]＝0.050872，符合0.07>K>0的不允许范围，因此大齿轮轴承内环集中疲劳的几率DNJ＝1/DNG＝20％；但包括在DNG＝1之内。
因为大齿轮齿数DC＝68，对应DNG＝1、2、3、4、5时的DNC≈3、6、9、12、15，则因68＝4×17，有：
DCD＝DC/DNC＝68/DNC≠INT(2~DC)，故大齿轮不存在集中疲劳。
因为小齿轮齿数DC＝24，对应DNG＝1时的DNC≈3、6、12，则有：
XCD＝XC/DNC＝24/(3、6、12)＝(8、4、2)＝INT(2~XC)，故小齿轮存在均布8或4或2组集中疲劳，即每3个齿中有一个集中疲劳点，分度为45度。在多次维修重新组合后，大小齿轮的啮合相位被随意改变，例如错开1或2个齿，则原有的和新增的疲劳组数为8组不变，但每组3个齿中的疲劳点将增加到2个甚至3个。附图4-1是发生故障的小齿轮的自动诊断报表，附图4-2是8组疲劳和转2周的近似16次冲击波。
当小齿轮轴设计强度不足时，容易因小齿轮受大齿轮径向推力存在45度分度的定位作用力而发生疲劳裂纹。附图4-1是为DF4D小齿轮8组疲劳谱线和转2周的近似16次冲击波。附图4-3是DF4D小齿轮轴裂纹的照片。
防止小齿轮和轴承引发齿轮-滚子-外环对冲集中疲劳须符合：
小齿轮轴承外环承载点每转过XWG个滚子时，齿轮转过的齿数XWC与正整数之差为K＝0.1~0.9，建议值为K＝0.3~0.7，优化值为K＝0.5；其中，XWG与XWC的结构关系式计算为：
XWC＝2×XD0×XC/[(XD0-Xd)×XZ]×XWG
＝2×230×24/[(230-40)×14]×XWG＝4.1503759×XWG
若XWG＝7，则XWC＝29.052631，K＝ABS[DWC-CINT(DWC)]＝0.052631，符合0.07>K>0的不允许范围，因此，小齿轮轴承固定外环集中疲劳几率XWJ＝1/XWG＝1/7＝14.28571％；
若XWG＝13，则XWC＝53.954887，K＝ABS[DWC-CINT(DWC)]＝0.045113，符合0.07>K>0的不允许范围，因此，小齿轮轴承固定外环集中疲劳的几率XWJ＝1/XWG＝1/13＝7.6923％；
这两种因素引起的小齿轮轴承固定外环集中疲劳的几率XWJ＝21.97801％；有较高的外环集中疲劳的几率，较易出现外环疲劳。
小齿轮轴承外环固定时：
XCD＝DC/XWC＝68/29＝2.3448≠INT(2~DC)，不会发生大齿轮集中疲劳；
XCD＝XC/XWC＝24/29＝0.8276≠INT(2~DC)，不会发生小齿轮集中疲劳；
防止小齿轮和轴承引发齿轮-滚子-内环对冲集中疲劳须符合：
小齿轮轴承内环承载点每转过XWG个滚子时，齿轮转过的齿数XNC与正整数之差为K＝0.1~0.9，建议值为K＝0.3~0.7，优化值为K＝0.5；其中，XNG与XNC的结构关系式计算为：
XNC＝2×XD0×XC/[(XD0+Xd)×XZ]×XNG
＝2×230×24/[(230+40)×14]×XNG＝2.9206349×XNG
若XNG＝1，则XNC＝2.9206349≈3，K＝ABS[DNC-CINT(DNC)]＝0.079365，接近0.07>K>0的不允许范围，因此，小齿轮轴承转动内环集中疲劳几率XNJ＝1/XNG＝1/1＝100％；仅因内环转动，承载分散而疲劳集中被缓解。
若XWG＝12，则XNC＝35.047619，K＝ABS[DNC-CINT(DNC)]＝0.0476193，符合0.07>K>0的不允许范围，因此，小齿轮轴承转动内环集中疲劳的几率XWJ＝1/XWG＝1/12＝8.3333％；可不考虑其影响。
小齿轮轴承外环固定时，因为内环-滚子-齿轮有如下关系：
XCD＝DC/XNC＝68/3＝22.6667≠INT(2~DC)，不会发生大齿轮集中疲劳；
XCD＝XC/XNC＝24/3＝8＝INT(2~DC)，将会发生小齿轮及其轴的8点集中疲劳；这就加剧了附图4-2所示的DF4D小齿轮的疲劳裂纹。
小齿轮每转一周，啮合齿数XC＝24，内环特定点通过承载区一次，此时，滚子通过外环承载点W次，通过内环特定点N次：
W＝[(XD0-Xd)×XZ]/2×XD0
N＝[(XD0+Xd)×XZ]/2×XD0
总有一个内环、齿轮转动最小圈数Q，有如下关系：
内环、齿轮特定点通过承载区(已经满足)；
近似整数个滚子通过内环特定点；
近似整数个滚子通过外环承载区。
WQ＝[(XD0-Xd)×XZ]/2×XD0×Q，以K<0.07的误差接近于整数
NQ＝[(XD0+Xd)×XZ]/2×XD0×Q，以K<0.07的误差接近于整数
WQ＝[(230-40)×14]/2×230×Q＝5.7826087Q
NQ＝[(230+40)×14]/2×230×Q＝8.2173913Q
| Q1 | Q2 | Q3 | |
| Q | 9 | 14 | 23 |
| NQ | 73.9565217 | 115.0434782 | 189 |
| WQ | 52.0434783 | 80.9565218 | 133 |
可见小齿轮转动23圈，发生内环特定点-滚子-外环承载区全面对冲的几率是：[Q3/Q3+Q3/Q2+Q3/Q1]/Q3＝1/Q1+1/Q2+1/Q3＝0.2260
因此，内环-滚子-齿轮对冲虽然因为内环转动而分散，但仍然存在22.6％以上的全面对冲击率，导致齿轮和轴的定点疲劳。所以必须考核内环-齿轮-滚子疲劳集中的破坏作用。
因为大齿轮齿数DC＝68，对应DNG＝1、2、3、4、5时的DNC≈3、6、9、12、15，则有：
DCD＝DC/DNC≠INT(2~DC)，故大齿轮不存在集中疲劳。
因为小齿轮齿数DC＝24，对应DNG＝1时的DNC≈3、6、12，则有：
XCD＝XC/DNC＝24/(3、6、12)＝(8、4、2)＝INT(2~XC)，故小齿轮存在均布8或4或2组集中疲劳，即每隔3个齿有一个集中疲劳点，分度为45度。在多次维修重心组合后，大小齿轮的啮合相位被随意改变，例如错开1或2个齿，则原有的和新增的疲劳组数为8组不变，但每组3个齿中的疲劳点将增加到2个甚至3个。附图4-1是发生故障的小齿轮的自动诊断报表，附图4-2是8组疲劳和转2周的近似16次冲击波。
当小齿轮轴设计强度不足时，容易因小齿轮受大齿轮径向推力存在45度分度的定位作用力而发生疲劳裂纹。附图4-1是诊断发现的小齿轮轴疲劳裂纹的“2孤谱”信息。附图4-3是DF4D小齿轮轴裂纹的照片。
防止小齿轮和轴承引发齿轮-滚子-外环对冲集中疲劳须符合：
小齿轮轴承外环承载点每转过XWG个滚子时，齿轮转过的齿数XWC与正整数之差为K＝0.1~0.9，建议值为K＝0.3~0.7，优化值为K＝0.5；其中，XWG与XWC的结构关系式计算为：
XWC＝2×XD0×XC/[(XD0-Xd)×XZ]×XWG
＝2×230×24/[(230-40)×14]×XWG＝4.1503759×XWG
若XWG＝7，则XWC＝29.052631，K＝ABS[DWC-CINT(DWC)]＝0.052631，符合0.07>K>0的不允许范围，因此，小齿轮轴承固定外环集中疲劳几率XWJ＝1/XWG＝1/7＝14.28571％；
若XWG＝13，则XWC＝53.954887，K＝ABS[DWC-CINT(DWC)]＝0.045113，符合0.07>K>0的不允许范围，因此，小齿轮轴承固定外环集中疲劳的几率XWJ＝1/XWG＝1/13＝7.6923％；
这两种因素引起的小齿轮轴承固定外环集中疲劳的几率XWJ＝21.97801％；有较高的外环集中疲劳的几率，较易出现外环疲劳。
小齿轮轴承外环固定时：
XCD＝DC/XWC＝68/29＝2.3448≠INT(2~DC)，不会发生大齿轮集中疲劳；
XCD＝XC/XWC＝24/29＝0.8276≠INT(2~DC)，不会发生小齿轮集中疲劳；
防止小齿轮和轴承引发齿轮-滚子-内环对冲集中疲劳须符合：
小齿轮轴承内环承载点每转过XWG个滚子时，齿轮转过的齿数XNC与正整数之差为K＝0.1~0.9，建议值为K＝0.3~0.7，优化值为K＝0.5；其中，XNG与XNC的结构关系式计算为：
XNC＝2×XD0×XC/[(XD0+Xd)×XZ]×XNG
＝2×230×24/[(230+40)×14]×XNG＝2.9206349×XNG
若XNG＝1，则XNC＝2.9206349≈3，K＝ABS[DNC-CINT(DNC)]＝0.079365，接近0.07>K>0的不允许范围，因此，小齿轮轴承转动内环集中疲劳几率XNJ＝1/XNG＝1/1＝100％；仅因内环转动，承载分散而疲劳集中被缓解。
若XWG＝12，则XNC＝35.047619，K＝ABS[DNC-CINT(DNC)]＝0.0476193，符合0.07>K>0的不允许范围，因此，小齿轮轴承转动内环集中疲劳的几率XWJ＝1/XWG＝1/12＝8.3333％；可不考虑其影响。
小齿轮轴承外环固定时，因为内环-滚子-齿轮有如下关系：
XCD＝DC/XNC＝68/3＝22.6667≠INT(2~DC)，不会发生大齿轮集中疲劳；
XCD＝XC/XNC＝24/3＝8＝INT(2~DC)，将会发生小齿轮及其轴的8点集中疲劳；这就加剧了附图4-2所示的DF4D小齿轮的疲劳裂纹。
小齿轮每转一周，啮合齿数XC＝24，内环特定点通过承载区一次，此时，滚子通过外环承载点W次，通过内环特定点N次：
W＝[(XD0-Xd)×XZ]/2×XD0
N＝[(XD0+Xd)×XZ]/2×XD0
总有一个内环、齿轮转动最小圈数Q，有如下关系：
内环、齿轮特定点通过承载区(已经满足)；
近似整数个滚子通过内环特定点；
近似整数个滚子通过外环承载区。
WQ＝[(XD0-Xd)×XZ]/2×XD0×Q，以K<0.07的误差接近于整数
NQ＝[(XD0+Xd)×XZ]/2×XD0×Q，以K<0.07的误差接近于整数
WQ＝[(230-40)×14]/2×230×Q＝5.7826087Q
NQ＝[(230+40)×14]/2×230×Q＝8.2173913Q
| Q1 | Q2 | Q3 | |
| Q | 9 | 14 | 23 |
| NQ | 73.9565217 | 115.0434782 | 189 |
| WQ | 52.0434783 | 80.9565218 | 133 |
可见小齿轮转动23圈，发生内环特定点-滚子-外环承载区全面对冲的几率是：[Q3/Q3+Q3/Q2+Q3/Q1]/Q3＝1/Q1+1/Q2+1/Q3＝0.2260
因此，内环-滚子-齿轮对冲虽然因为内环转动而分散，但仍然存在22.6％以上的全面对冲击率，导致齿轮和轴的定点疲劳。所以必须考核内环-齿轮-滚子疲劳集中的破坏作用。
实施例2
对DF4DK机车的齿轮传动***防止轴承、齿轮和轴疲劳集中的参数匹配状况分析计算
该机车的大小齿轮及其轴承和轴组成的齿轮传动参数如下：
| 大齿轮齿数 | 小齿轮齿数 | 大齿轮轴承中径 | 大齿轮轴承滚径 | 大齿轮轴承滚子数 |
| DC＝76 | XC＝29 | DD0＝430 | Dd＝24 | DZ＝38 |
| 内、外环集中疲劳因素 | 小齿轮轴承中径 | 小齿轮轴承滚径 | 小齿轮轴承滚子数 | |
| K | XD0＝230 | Xd＝40 | XZ＝14 |
防止大齿轮和轴承引发齿轮-滚子-外环对冲集中疲劳须符合：
大齿轮轴承外环承载点每转过DWG个滚子时，齿轮转过的齿数DWC与正整数之差为K＝0.1~0.9，建议值为K＝0.3~0.7，优化值为K＝0.5；其中，DWG与DWC的结构关系式为：
DWC＝2×DD0×DC/[(DD0-Dd)×DZ]×DWG
＝2×430×76/[(430-24)×38]×DWG＝4.2364532×DWG
若DWG＝4，则DWC＝16.945813，K＝ABS[DWC-CINT(DWC)]＝0.0541871
式中，DWG≤DZ，DWC≤DC。
符合0.07>K>0的不允许范围，故大齿轮轴承固定外环集中疲劳多发，疲劳的几率DWJ＝1/DWG＝1/4＝25％；
但该大齿轮的轴承为内环固定、外环转动的轴承，故该外环集中疲劳缓解。
大齿轮数DC＝76，DC/DWC＝76/17＝4.47，不是整数，不存在大齿轮集中疲劳问题。
小齿轮数XC＝29，XC/DWC＝29/17＝1.70，不是整数，不存在小齿轮集中疲劳问题。
防止大齿轮和轴承引发齿轮-滚子-内环对冲集中疲劳须符合：
大齿轮轴承内环承载点每转过DNG个滚子时，齿轮转过的齿数DNC与正整数之差为K＝0.1~0.9，建议值为K＝0.3~0.7，优化值为K＝0.5；其中，DNG与DNC的结构关系式为：
DNC＝2×DD0×DC/[(DD0+Dd)×DZ]×DNG
＝2×430×76/[(430+24)×38]×DNG＝3.7885463×DNG
若DNG＝5，则DNC＝18.942731，K＝ABS[DNC-CINT(DNC)]＝0.0572683
式中，DNG≤DZ，DNC≤DC。
符合0.07>K>0的不允许范围，大齿轮轴承固定内环集中疲劳的几率DNJ＝1/DNG＝1/5＝20％；
故大齿轮轴承固定内环较易发生疲劳集中故障。
大齿轮数DC＝76，DC/DNC＝76/19＝4，是整数，存在大齿轮集中疲劳问题。
小齿轮数XC＝29，XC/DNC＝29/19＝1.526，不是整数，不存在小齿轮集中疲劳问题。
防止小齿轮和轴承引发齿轮-滚子-外环对冲集中疲劳须符合：
小齿轮轴承外环承载点每转过XWG个滚子时，齿轮转过的齿数XWC与正整数之差为K＝0.1~0.9，建议值为K＝0.3~0.7，优化值为K＝0.5；其中，XWG与XWC的结构关系式为：
XWC＝2×XD0×XC/[(XD0-Xd)×XZ]×XWG
＝2×230×29/[(230-40)×14]×XWG＝5.0150376×XWG
若XWG＝1，则XWC＝5.0150376，K＝ABS[DWC-CINT(DWC)]＝0.0150376
式中，XWG≤XZ，XWC≤XC。
符合0.07>K>0的不允许范围，小齿轮轴承固定外环集中疲劳多发，疲劳的几率XWJ＝1/XWG＝1/1＝100％；极易发生外环疲劳损伤。如附图5。仅因该全悬挂机车的齿轮径向推力较小，故在缺乏该外因条件时可免故障多发。但已经发现该轴承的严重疲劳故障：如果轴承的外环安装比较松弛，在长期运转时发生缓慢爬动，则其外环出现因上述疲劳集中导致的擦伤带，如附图5-2；如果轴承的外环安装很紧，在运转中几乎不能爬动，则则其外环出现因上述疲劳集中导致的定点疲劳，如附图5-3。
大齿轮数DC＝76，DC/XWC＝76/5＝15.2，不是整数，不存在大齿轮集中疲劳问题。
小齿轮数XC＝29，XC/XWC＝29/5＝5.8，不是整数，不存在小齿轮集中疲劳问题。
防止小齿轮和轴承引发齿轮-滚子-内环对冲集中疲劳须符合：
小齿轮轴承内环承载点每转过XNG个滚子时，齿轮转过的齿数XNC与正整数之差为K＝0.1~0.9，建议值为K＝0.3~0.7，优化值为K＝0.5；其中，XNG与XNC的结构关系式为：
XNC＝×XD0×XC/[(XD0+Xd)×XZ]×XNG
＝2×230×29/[(230+40)×14]×XNG＝3.5291005×XNG
若XNG＝2，则XNC＝7.0582011，K＝ABS[XNC-CINT(XNC)]＝0.0582011
式中，XNG≤XZ，XNC≤XC。
符合0.07>K>0的不允许范围，则小齿轮轴承内环集中疲劳的几率XNJ＝1/XNG＝50％；但因为该内环转动，故疲劳分散缓解。但仍然存在内环疲劳集中问题，较易发生内环疲劳。如附图6。
大齿轮数DC＝76，DC/XNC＝76/7＝10.8571，不是整数，不存在大齿轮集中疲劳问题。
小齿轮数XC＝29，XC/XNC＝29/7＝3，是整数，存在小齿轮集中疲劳问题。
根据上述分析，如果改变DF4DK的小齿轮轴承选型或者改变传动齿轮参数，则有可能避免小齿轮驱动电机轴承外环故障高达100％的疲劳集中几率。
例如：新设计的DF4DKH相对于DF4DK改变了传动比，但没有改变驱动小齿轮的电机(及其轴承)选型：
车型代号：DF4DK；牵引电机型号：ZD109B；传动比：76：29＝2.620
车型代号：DF4DKH；牵引电机型号：ZD109B；传动比：65：22＝2.9545
| DC＝65 | XC＝22 | DD0＝430 | Dd＝24 | DZ＝38 |
| 大齿轮齿数 | 小齿轮齿数 | 大齿轮轴承中径 | 大齿轮轴承滚径 | 大齿轮轴承滚子数 |
| K | XD0＝230 | Xd＝40 | XZ＝14 | |
| 内、外环集中疲劳因素 | 小齿轮轴承中径 | 小齿轮轴承滚径 | 小齿轮轴承滚子数 |
防止小齿轮和轴承引发齿轮-滚子-外环对冲集中疲劳须符合：
小齿轮轴承外环承载点每转过XWG个滚子时，齿轮转过的齿数XWC与正整数之差为K＝0.1~0.9，建议值为K＝0.3~0.7，优化值为K＝0.5；其中，XWG与XWC的结构关系式为：
XWC＝2×XD0×XC/[(XD0-Xd)×XZ]×XWG
＝2×230×22/[(230-40)×14]×XWG＝3.8045113×XWG
若XWG＝5，则XWC＝19.022556，K＝ABS[DWC-CINT(DWC)]＝0.022556
式中，XWG≤XZ，XWC≤XC。
符合0.07>K>0的不允许范围，小齿轮轴承固定外环集中疲劳条件仍然存在，但其疲劳的几率XWJ＝1/XWG＝1/5＝20％；发生小齿轮轴承外环疲劳损伤的几率，是DF4DK的1/5。从而可以大幅度降低故障率。
大齿轮齿数DC＝65，小齿轮齿数XC＝22，与上述XWC＝19没有整倍数关系，也可保证大小齿轮没有因此导致的定点疲劳。
再针对DF4DKH分析大齿轮：
防止大齿轮和轴承引发齿轮-滚子-外环对冲集中疲劳须符合：
大齿轮轴承外环承载点每转过DWG个滚子时，齿轮转过的齿数DWC与正整数之差为K＝0.1~0.9，建议值为K＝0.3~0.7，优化值为K＝0.5；其中，DWG与DWC的结构关系式为：
DWC＝2×DD0×DC/[(DD0-Dd)×DZ]×DWG
＝2×430×65/[(430-24)×38]×DWG＝3.6232823×DWG
若DWG＝8，则DWC＝28.986259，K＝ABS[DWC-CINT(DWC)]＝0.0137412
虽然符合0.07>K>0的不允许范围，大齿轮轴承固定外环集中的几率DWJ＝1/DWG＝1/8＝12.5％；相对DF4DK下降到1/2。
但该大齿轮的轴承为内环固定、外环转动的轴承，故该外环集中疲劳缓解。
大齿轮数DC＝65，DC/DWC＝65/29＝2.24，不是整数，不存在大齿轮集中疲劳问题。
小齿轮数XC＝22，XC/DWC＝22/29＝0.7586，不是整数，不存在小齿轮集中疲劳问题。
防止大齿轮和轴承引发齿轮-滚子-内环对冲集中疲劳须符合：
大齿轮轴承内环承载点每转过DNG个滚子时，齿轮转过的齿数DNC与正整数之差为K＝0.1~0.9，建议值为K＝0.3~0.7，优化值为K＝0.5；其中，DNG与DNC的结构关系式为：
DNC＝2×DD0×DC/[(DD0+Dd)×DZ]×DNG
＝2×430×65/[(430+24)×38]×DNG＝3.240204×DNG
若DNG＝4，则DNC＝12.960816，K＝ABS[DNC-CINT(DNC)]＝0.0391838
式中，DNG≤DZ，DNC≤DC。
符合0.07>K>0的不允许范围，大齿轮轴承固定内环集中疲劳的几率DNJ＝1/DNG＝1/4＝25％；
较DF4DK的20％上升1/4。
故大齿轮轴承固定内环较易发生疲劳集中故障。
大齿轮数DC＝65，DC/DNC＝65/13＝5，是整数，而DF4DK则为4，均存在大齿轮集中疲劳问题。
小齿轮数XC＝22，XC/DNC＝22/13＝1.6923，不是整数，不存在小齿轮集中疲劳问题。
由上述对比分析可见：
DF4DKH相对于DF4DK的传动***设计改变，并不是以本发明所针对的减少故障率为目标的，虽然在减少疲劳集中方面，特别是小齿轮轴承外环疲劳集中率方面取得成效，但却是偶然所得。该设计改变的主要原因是：为了适应高原(兰州、哈密)大坡度运行提高传动比(由DF4DK的为76:29＝2.6207，改为DF4DKH的为65:22＝2.9545)，所以没有完全克服所存在的可引发故障的疲劳集中缺陷。
以上分析也证明：相关例子的传动齿轮***设计并没有用到本发明的设计方法，从而局部证明此前的齿轮传动***设计方法中没有包含本发明的方法。
需要说明的是：虽然偶然没有或没有全面违背本优化设计的装置因为存在其他缺陷不见得没有故障发生，但违背本优化设计的装置，即具有内因缺陷的装置，一旦具备外因(负荷)条件，就必然故障多发。
Claims (4)
1.一种减少齿轮传动***故障率的轴承、齿轮匹配设计方法，它包括一对齿数为(DC)的大齿轮(1)、数为(XC)的小齿轮(2)的啮合副，以及支承大齿轮的轴承(3)、支承小齿轮的轴承(4)；设定轴承(3)参数为：中径(DDO)，滚子直径(Dd)，滚子数(DZ)；支承小齿轮的轴承(4)参数为：中径XDO，滚子直径Xd，滚子数XZ；其特征在于：防止该齿轮传动***的齿轮、轴承滚子和轴承内、外环发生对冲疲劳集中以及防止齿轮载荷疲劳集中引发轴疲劳集中而产生裂纹的设计方法应当分别遵循的结构关系是：
A、防止大齿轮和轴承引发齿轮-滚子-外环对冲集中疲劳须符合：大齿轮轴承外环承载点每转过DWG滚子时，齿轮转过的齿数DWC与正整数之差为K＝0.1~0.9；
其中，DWG与DWC的结构关系式为：
DWC＝2×DDO×DC/[(DDO-Dd)×DZ]×DWG (D1)
K＝ABS[DWC-CINT(DWC)]
式中，DWG≤DZ，DWC≤DC，
如果符合0.07>K>0的不允许范围，则大齿轮轴承固定外环集中疲劳多发，疲劳的几率DWJ＝1/DWG；
B、防止大齿轮和轴承引发齿轮-滚子-内环对冲集中疲劳须符合：大齿轮轴承内环承载点每转过DNG个滚子时，齿轮转过的齿数DNC与正整数之差为K＝0.1~0.9；
其中，DNG与DNC的结构关系式为：
DNC＝2×DDO×DC/[(DDO+Dd)×DZ]×DNG (D2)
K＝ABS[DNC-CINT(DNC)]
式中，DNG≤DZ，DNC≤DC，
如果符合0.07>K>0的不允许范围，则大齿轮轴承固定内环集中疲劳多发，疲劳的几率DNJ＝1/DNG；
C、防止大齿轮集中疲劳须符合下式表示的结构关系：
DCD＝DC/DWC≠INT(2~DC) (D3)
DCD＝DC/DNC≠INT(2~DC) (D4)
即大齿轮的齿数DC与上述DWC或DNC之比不等于2~DC的整数；
如果DCD为整数，则大齿轮集中疲劳数为DCD，各疲劳点之间的均匀间距为DWC个齿或DNC个齿；大齿轮疲劳集中率为DCJ＝2/DCD，其最大值为1；
D、防止小齿轮和轴承引发齿轮-滚子-外环对冲集中疲劳须符合：小齿轮轴承外环承载点每转过DWG滚子时，齿轮转过的齿数XWC与正整数之差为K＝0.1~0.9；
其中，XWG与XWC的结构关系式为：
DWC＝2×XDO×XC/[(DO-Xd)×Z]×XWG (D1)
K＝ABS[DWC-CINT(DWC)]
式中，XWG≤Z，XWC≤XC，
如果符合0.07>K>0的不允许范围，则大齿轮轴承固定外环集中疲劳多发，疲劳的几率DWJ＝1/DWG；
E、防止小齿轮和轴承引发齿轮-辊滚子-内环对冲集中疲劳须符合：小齿轮轴承内环承载点每转过XNG个滚子时，齿轮转过的齿数XNC与正整数之差为K＝0.1~0.9；
其中，XNG与XNC的结构关系式为：
XNC＝2×XDO×XC/[(XDO+Xd)×XZ]×XNG (X2)
K＝ABS[XNC-CINT(XNC)]
式中，XNG≤XZ，XNC≤XC，
如果符合0.07>K>0的不允许范围，则小齿轮轴承固定内环集中疲劳多发，疲劳的几率XNJ＝1/XNG；
F、防止小齿轮集中疲劳须符合下式表示的结构关系：
DCX＝XC/DWB≠INT(2~CX) (D5)
DCX＝XC/DNB≠INT(2~CX) (D6)
即小齿轮的齿数XC与上述DWB或DNB之比不等于2~CX的整数，
如果DCX为整数，则小齿轮集中疲劳数为DCX，各疲劳点之间的均匀间距为DWB个齿或DNB个齿；小齿轮疲劳集中率为XCJ＝2/DCX，其最大值为1；
G、防止大齿轮及其转轴集中疲劳度须符合下式表示的结构关系：
XCD＝DC/XWC≠INT(2~DC) (X3)
XCD＝DC/XNC≠INT(2~DC) (X4)
即大齿轮的齿数DC与上述XWC或XNC之比不等于2~DC的整数；
如果XCD为整数，则大齿轮集中疲劳数为XCD，各疲劳点之间的均匀间距为XWC个齿或XNC个齿；大齿轮疲劳集中率为XCJ＝2/XCD，其最大值为1；
H、防止大齿轮及其转轴集中疲劳度须符合下式表示的结构关系：
XCX＝XC/XWC≠INT(2~CX) (X5)
XCX＝XC/XNC≠INT(2~CX) (X6)
即小齿轮的齿数XC与上述XWB或XNB之比不等于2~CX的整数；
如果XCX为整数，则小齿轮集中疲劳数为XCX，各疲劳点之间的均匀间距为XWC个齿或XNC个齿；小齿轮疲劳集中率为XCJ＝2/XCX，其最大值为1。
2.根据权利要求1所述的一种减少齿轮传动***故障率的轴承、齿轮匹配设计方法，其特征在于：所述的齿轮传动***具有多对齿轮啮合副，则每一对齿轮啮合副均须符合防止该齿轮传动***的齿轮、轴承滚子和轴承内、外环发生对冲疲劳集中及防止齿轮载荷疲劳集中引发轴疲劳集中而产生裂纹的设计原则，遵循一一对应的匹配原则进行结构设计。
3.根据权利要求1所述的一种减少齿轮传动***故障率的轴承、齿轮匹配设计方法，其特征在于：同轴的齿轮和轴承内、外环的不转动环，须严格遵循防止该齿轮传动***的齿轮、轴承滚子和轴承内、外环发生对冲疲劳集中及防止齿轮载荷疲劳集中引发轴疲劳集中而产生裂纹的设计原则，遵循一一对应的匹配原则进行结构设计。
4.根据权利要求1所述的一种减少齿轮传动***故障率的轴承、齿轮匹配设计方法，其特征在于：每一对啮合副的齿轮均须执行防止该齿轮传动***的齿轮、轴承滚子和轴承内、外环发生对冲疲劳集中及防止齿轮载荷疲劳集中引发轴疲劳集中而产生裂纹的设计原则，遵循一一对应的匹配原则进行结构设计。
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