平面包蜗轮副主要失效形式为磨损和胶合，因此。蜗轮副在传动过程润滑状况的好坏对其使用寿命承载能力有着重要影响。在传统蜗轮副设计过程中，往往首先依据中心距和承载的需要来推算出蜗轮的端面模数力角及主倾角等参数。再以接触强度根切等约束对上述参数作校核。由这设讣过，得出的蜗轮副山于没德润泔状况作为优先考虑因素，所以往往没有充分发挥平面包蜗轮副易形成弹流动压润滑的优势。本文在分析平面1蜗轮副形成弹流动压润滑机理的丛础，提出以实现平面包蜗轮副传动中产生弹流动压润滑为首选目标，并由此推导蜗轮模数主倾角和基圆半径等卞参数，终完成蜗轮副设计的新恐路2平面包蜗轮副弹流动压润滑的机理对于平面包蜗轮副而言，它在传动中不仅润滑角较大，而且每瞬时都是双线接触，在刚进入喷合时，两条接触线相互分离。随着啮合的进行，两条接触线相互靠近。在定的啮合时刻，两条接触线，蜗轮齿面齿顶端相么在两齿面间形成半封闭的油腔。随着啮合的继续进行，两接触线不断靠油腔的体积不断缩小，在油腔内产生挤压效应，将其内的润滑油从油膜的开口处挤出。因而在啮合的厂；期，齿面间润泔油，的形成是挤压效应和卷汲效应共作的钻果。，文献2对蜗轮齿面润谭昕张仲甫承载能力之和大。左给出了在种工况下的载荷曲线。其中曲线1是在挤压效应和卷汲效应耦合作用下的载荷曲线；曲线2坫在纯卷汲效应作1的载荷曲线；曲线3是在纯挤压效应作1的载荷线。

　　3中心膜厚随转角的变化规律清华大学温诗铸教授根据化山粘压关系和复合迭代解法。得出中心膜厚公式史献根据上述计算公式提出了基于离散分析的膜厚近似计算公式1艮据该计算公式分析蜗轮齿面上，厚随钤角的变化规律，可得到2的膜厚转角曲线。

　　从4可以看出每个蜗轮轮齿在刚进入喷合时，润滑情况并不好，这是因为蜗轮的两条接触线还长相交，蜗轮齿面上尚未形成半封闭油腔；随希啮合的继续迸行，封闭油腔形成，挤压效应和卷汲效应耦合作用，齿面间的油膜厚度开始显著增加；在啮合的最后阶段，由于半封闭油腔强有力的挤压卷汲混合效应，齿面间的润滑情况变得较为理想。

　　4优化模型的建立滑状况作了近似数值计算，并指出挤压效应和卷汲利的润滑状况发生在啮合刚刚开始的时候，即半封闭汕腔尚未形成之苦能保证啮合刚开始时的弹流油膜厚度，则啮合后期的润滑状况都能得到保证。

　　4.1优化目标由摩擦理论可知构成高副传动的机械零件，其接触面间的摩擦形式有利1边界摩擦；混合摩擦液体摩擦液休润滑。

　　这种摩擦的状态可膜厚比入来描述1 12为零件的弹性模量；7172为零件的泊桑比。

　　J为接触点处的诱导法曲率半径12为接触点处的综合曲率半W，作用在单位齿宽上的载荷Ncm从道森公式可以看出，该式包含了评价共轭齿面啮合性能的两个重要指标，即诱导法曲率半径和润滑油卷汲速度诱法曲率半径越大，接触应力越小，齿面承载能力越高；润滑油卷汲速度越大，越容易形成动力润滑油膜。齿面越不易磨损和胶合。且当润滑汕和蜗轮副的材料确定之最小油膜厚度主要受接触点处综合曲率半径和卷汲速度的影响，而载荷的影响不大。因此在润滑性能优化设计中，可将此式作为目标函数。

　　4.2设计变量在平面包蜗轮副啮合过程中，随着转角的变化。好瞬时蜗轮副齿面间的卷汲速度都是不同的。

　　A两粗糙面间的，小公称油膜厚度。，Rui`Rui分别为两面的轮廓算术平均偏在蜗轮副两构件的面粗糙度定的情况下，润滑状态的好坏完全取决于接触面间润滑油膜的以度由此，我们可以把优化目标定为使蜗轮副接触面间最小润滑油膜厚度为最大，即根据弹性流体动压润滑理论，对于初始线接触润滑油的动力粘度系数，2；由于优化对象是每对齿在刚进入啮合时齿面间的润滑油膜。所以在这里只讨论蜗轮齿在初始啮合时设蜗杆齿面啮合点回转半径为，蜗轮齿面哨合点回转半径为由3可知必分别为蜗杆。蜗轮的计算圆直径，办为蜗轮副基圆直径。，点为每对蜗轮齿的初始啮入点，5点为计算圆节点。9.为蜗杆工作半角，亦即哨入点尸的起始角。设过点作蜗杆轴线的垂线。

　　垂足为，点。则蜗轮副在啮合起始时齿面间的卷汲速度为在上述公式中，由于中心距7齿数22转速出按照实际工况确定，在计算中看作常量，所以卷汲速度实际上是所和0的函数。

　　422综合曲率半径以两共轭曲面的综合曲率半径，=在平面包蜗轮副理论中。啮合点处的综合曲！面公式中的各个参数的具体计算方法在文献1中有较详尽的介绍，设蜗杆转角为平蜗轮转角为。由于蜗杆每转过蜗轮转过；4所以若户点的起始转角为则蜗轮上每齿进入哨合时蜗杆转角甲1=及。相应地甲2其中，=1为啮合点在第动坐标系中的坐标值。，2=2.3为主基圆倾角。在实际计算当中。

　　由于蜗轮每次都从3点开始进入啮合，因而户点的坐标值可看作常量。由此可得。综合曲率半径实际上是主基圆倾角0和主基圆半径76的函数。

　　总结以上分析可知。最小油膜厚度，是主基圆倾角主基圆半径和端面模数吼的函数，因此，选择这两个参数为优化计算中的设计变量。艮口4.3约束条件4.3.1蜗杆齿顶，尖约束为保证滚刀的正常切削，必须使滚刀边刃顶厚其中叫为端面模数；凡1为滚刀齿顶圆弧半径；心为蜗杆分度圆齿厚；为蜗轮齿数；9决定滚刀边刃位置的角度。，4分别为蜗杆分度圆齿根圆压力角。

　　4.3.2蜗杆非啮合区及根切约束避免非啮合区及根切的条件可为其中为蜗轮副中心距。为主基圆半径。；为传动比为蜗杆齿根圆弧半径。

　　4.3.3蜗轮副齿面接触强度约束蜗轮副齿面接触强度约束为其中厂为哉荷系现为作用在蜗轮上的忉矩。入为蜗杆螺旋线升角。般1在525之间，为蜗轮副压力角。

　　44数学模型的求解方法本模型是个单优化目标函数两个设计变量个约束条件的优化模型，运用外点罚出优化算法外3可玟得较好优化结果；13偏，5 3软件包含个内容丰富的优化工具箱，调用该工具箱中算法子程序包可计算本优化模型5优化设计例设计某轧钢机压〃装，上的平而包蜗轮副，已知条件输入功宰=乩。蜗杆转违；1材料为200，经渗碳淬火处理。面硬度=5蜗轮村料21855氕锡锌铅。金属校铸造1该型减速器每天工作12小时。工作寿命8年。要求传动效率大于85.采用矿物油润滑。动力粘度系数=.598 214104咖2凡接触面平均齿宽单位载荷根据上述己知条件，以吼=0=为优化初始点。按照本文所述的优化设计方法可求得优化结果为端面模数吼=1拟母面倾角，4.17.主基半社7，=827，1几在这结果下。该型蜗轮副的润滑油膜厚度h，m=般而目在6级加工精度下，蜗杆齿面的粗糙度轮廓算术偏差=，8蜗轮齿面凡2=1.6，综合粗糙度尺1.7，此时膜厚比为=1=3，2，若按常规设计方法设计。贝，所尸10.03=3，产271於。优化前后的设计结果下434蜗杆的强度和刚度约束为保证蜗杆轴的强度和刚度由，标准得为蜗轮副的中心距。

　　优化结果未优化结果货却展争俭约束下转第18页迭代次数线3.

　　6发展中的0入优化方法优化技术也将随之不断发展，除了以上提到的特点将越来越明显之外，将会有许多新的特点出现如离散量的优化问，多目标的优化问等。在现代0他优化技术中兴起种被称为拓扑优化的新方法，该方法己经被些0他软件包括人阳5在定程度上采用随着其理论基础的逐渐成熟，实用性也会逐步提高，相信拓扑优化会是对经典优化方法的个良好补充。

　　设计变量沿13状态变量幻0浙目标凼攻乃随迭代次数免化的泠系曲1陈精，蔡国忠。电脑辅助工程分析2王国强。实用工程数值模拟技术及其在胳上的实践。西北工业大学出版社，1999.

　　3孙国正。优化设计及应用。人民交通出版社，1992.

　　3温诗铸等。弹性流体动压润滑。清华大学出版社。

　　4张有孟惠荣等。中国机械工程。蜗杆传动的弹流润滑研究。

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　　6张光辉。秦大同。平面次包络环面蜗杆传动的参数分析与优化设计。重庆大学学报。

作者：佚名　　来源：中国润滑油网