基于媒介齒條的漸開(kāi)線圓柱蝸桿斜齒輪傳動(dòng)嚙合特性分析

陳燕，殷國(guó)富,，衡良，王玲

(1.四川大學(xué)空天科學(xué)與工程學(xué)院，四川成都，610065；2.四川大學(xué)制造科學(xué)與工程學(xué)院，四川成都，610065)

漸開(kāi)線圓柱蝸桿斜齒輪傳動(dòng)是由一個(gè)漸開(kāi)線斜齒圓柱齒輪與一個(gè)漸開(kāi)線圓柱蝸桿嚙合形成的軸間角為90°的空間傳動(dòng)。該傳動(dòng)具有大速比、自鎖性、易于制造、成本低、齒面精度高、潤(rùn)滑條件較好、對(duì)安裝誤差不敏感等優(yōu)點(diǎn)，但其點(diǎn)接觸特性也使其承載能力有限、傳動(dòng)效率低。因此，主要用于傳遞小載荷(≤500 W)，被廣泛應(yīng)用于汽車天窗、雨刮、搖窗、電動(dòng)座椅等低噪音、低強(qiáng)度驅(qū)動(dòng)器中。與傳統(tǒng)漸開(kāi)線圓柱蝸桿傳動(dòng)副的區(qū)別在于：以一個(gè)漸開(kāi)線斜齒圓柱齒輪代替由漸開(kāi)螺旋面滾刀展成的蝸輪，傳動(dòng)副也相應(yīng)由原有的線接觸變?yōu)榱它c(diǎn)接觸。漸開(kāi)線圓柱蝸桿斜齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)原理不同于傳統(tǒng)漸開(kāi)線圓柱蝸桿傳動(dòng)副的對(duì)偶范成線接觸傳動(dòng)原理；同時(shí)，由于其蝸桿為少齒數(shù)漸開(kāi)線齒輪，其傳動(dòng)原理和嚙合特性也與交錯(cuò)軸斜齒輪傳動(dòng)的不同，因此在嚙合幾何學(xué)分析過(guò)程中，無(wú)法直接采用平行軸齒輪的平面嚙合理論和蝸桿傳動(dòng)的空間包絡(luò)理論進(jìn)行研究。國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)漸開(kāi)線圓柱蝸桿斜齒輪傳動(dòng)進(jìn)行了大量的基礎(chǔ)研究。LITVIN等[1]基于交錯(cuò)軸斜齒輪傳動(dòng)原理，提出了一種漸開(kāi)線圓柱蝸桿斜齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)方法，分析了不同誤差對(duì)接觸區(qū)域及傳動(dòng)誤差的影響規(guī)律，給出了避免邊緣接觸的修形方法。KOIDE等[2-3]進(jìn)行了塑料漸開(kāi)線斜齒輪圓柱蝸桿傳動(dòng)副和塑料漸開(kāi)線斜齒輪環(huán)面蝸桿傳動(dòng)副的強(qiáng)度及疲勞壽命研究，結(jié)果表明：塑料漸開(kāi)線斜齒輪圓柱蝸桿傳動(dòng)副的重合度與傳動(dòng)副嚙合側(cè)隙無(wú)關(guān)，但塑料漸開(kāi)線斜齒輪環(huán)面蝸桿傳動(dòng)副的重合度與嚙合側(cè)隙有關(guān)，且二者的齒面接觸強(qiáng)度及壽命與傳動(dòng)副的嚙合側(cè)隙密切相關(guān)。KIM等[4]進(jìn)行了塑料漸開(kāi)線斜齒輪與金屬圓柱蝸桿嚙合傳動(dòng)副的應(yīng)力分析。DONG等[5-7]研究了大速比漸開(kāi)線圓柱蝸桿斜齒輪傳動(dòng)的幾何參數(shù)設(shè)計(jì)與齒面修形，并基于交錯(cuò)軸齒輪傳動(dòng)原理進(jìn)行了傳動(dòng)副齒面接觸分析，討論了裝配誤差對(duì)接觸區(qū)域的影響規(guī)律，對(duì)正交型和非正交型漸開(kāi)線圓柱蝸桿斜齒輪傳動(dòng)實(shí)例進(jìn)行了計(jì)算和驗(yàn)證。彭文捷等[8-12]進(jìn)行了漸開(kāi)線圓柱蝸桿斜齒輪傳動(dòng)的精確建模研究、接觸有限元分析和傳動(dòng)性能臺(tái)架試驗(yàn)，提出了通過(guò)齒高修形提高傳動(dòng)副承載能力的方法，并證明該傳動(dòng)副的承載能力和傳動(dòng)效率均較低。郝一舒等[13-14]基于交錯(cuò)軸齒輪傳動(dòng)對(duì)塑料斜齒輪鋼制蝸桿傳動(dòng)副進(jìn)行了嚙合分析和熱分析，研究了塑料齒輪齒面的應(yīng)力場(chǎng)與熱力場(chǎng)分布規(guī)律。李傳閃等[15-16]利用交錯(cuò)軸齒輪傳動(dòng)原理，進(jìn)行了塑料圓柱蝸桿與金屬漸開(kāi)線斜齒輪傳動(dòng)的嚙合原理分析、接觸應(yīng)力及試驗(yàn)研究，結(jié)果表明該傳動(dòng)副具有運(yùn)行平穩(wěn)和低噪音的特點(diǎn)。在此，本文作者提出漸開(kāi)線圓柱蝸桿斜齒輪傳動(dòng)嚙合特性分析的媒介齒條法，基于媒介齒條和空間包絡(luò)原理建立傳動(dòng)副的數(shù)學(xué)模型，構(gòu)建傳動(dòng)副的接觸點(diǎn)、接觸橢圓、接觸應(yīng)力、重合度、滑動(dòng)率等完整的嚙合特性分析方法，并通過(guò)數(shù)值實(shí)例與樣件試驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證。

1 傳動(dòng)副嚙合分析媒介齒條法

在漸開(kāi)線圓柱蝸桿和漸開(kāi)線斜齒輪的兩共軛齒廓之間加入一個(gè)假想的齒條，如圖1所示。圖中，ω1為漸開(kāi)線圓柱蝸桿繞其軸線的轉(zhuǎn)動(dòng)角速度；ω2為漸開(kāi)線斜齒輪繞其軸線的轉(zhuǎn)動(dòng)角速度；v3為假想齒條沿蝸桿軸向的移動(dòng)速度。該假想齒條不依附于任何實(shí)體，如同一張沒(méi)有厚度的紙片折疊而成，它的一側(cè)與漸開(kāi)線圓柱蝸桿齒面嚙合，另一側(cè)與漸開(kāi)線斜齒輪齒面嚙合，它與2個(gè)齒面之間分別滿足共軛關(guān)系。由卡姆士定理[16]可知，在抽出假想齒條后，漸開(kāi)線圓柱蝸桿與漸開(kāi)線斜齒輪也必然滿足共軛關(guān)系，即漸開(kāi)線圓柱蝸桿、假想齒條、漸開(kāi)線斜齒輪三者兩兩之間形成等價(jià)共軛關(guān)系。因此，稱這一假想齒條為“媒介齒條”。借助于“媒介齒條”，即可將漸開(kāi)線圓柱蝸桿與斜齒輪的復(fù)雜空間嚙合問(wèn)題轉(zhuǎn)化為相對(duì)簡(jiǎn)單的斜齒輪與媒介齒條嚙合、媒介齒條與蝸桿嚙合的問(wèn)題。

圖1 嚙合分析媒介齒條法Fig.1 Media rack method for meshing analysis

漸開(kāi)線圓柱蝸桿與漸開(kāi)線斜齒輪正確嚙合的條件為具有公共的媒介齒條，即：

1)漸開(kāi)線圓柱蝸桿與斜齒輪的法面模數(shù)相等；

2)漸開(kāi)線圓柱蝸桿導(dǎo)程角等于斜齒輪的螺旋角；

3)漸開(kāi)線圓柱蝸桿旋向與斜齒輪旋向相同。

2 基于媒介齒條的傳動(dòng)副數(shù)學(xué)模型

2.1 標(biāo)架設(shè)置

建立漸開(kāi)線圓柱蝸桿斜齒輪傳動(dòng)副的相關(guān)標(biāo)架如圖2所示，圖中標(biāo)架σm(om-xm,ym,zm)，σn(on-xn,yn,zn)和σp(op-xp,yp,zp)為空間固定標(biāo)架，其底矢分別為(im,jm,km)，(in,jn,kn)和(ip,jp,kp)；onop=b，為漸開(kāi)線斜齒輪的節(jié)圓半徑；omon=a，為漸開(kāi)線圓柱蝸桿斜齒輪傳動(dòng)的實(shí)際中心距；運(yùn)動(dòng)標(biāo)架σ1(o1-x1,y1,z1)與漸開(kāi)線圓柱蝸桿固連，并繞z1軸以角速度ω1旋轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)動(dòng)角度為φ1；標(biāo)架σ2(o2-x2,y2,z2)與斜齒輪固連，并繞z2軸以角速度ω2旋轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)動(dòng)角度為φ2；標(biāo)架σ3(o3-x3,y3,z3)與媒介齒條固連，并沿媒介齒條基準(zhǔn)線方向z3軸以速度v3移動(dòng)，移動(dòng)距離為l；標(biāo)架σ1，σ2和σ3的底矢分別為(i1,j1,k1)，(i2,j2,k2)和(i3,j3,k3)。

圖2 標(biāo)架設(shè)置Fig.2 Coordinates system setting

由正確嚙合運(yùn)動(dòng)關(guān)系可得各轉(zhuǎn)動(dòng)參數(shù)和移動(dòng)參數(shù)之間的相互關(guān)系為

式中：i12=Z2/Z1，Z1為漸開(kāi)線圓柱蝸桿頭數(shù)，Z2為斜齒輪齒數(shù)。

2.2 媒介齒條齒面方程

媒介齒條齒面在與其固連的坐標(biāo)系σ3中為一平面，建立媒介齒條相關(guān)坐標(biāo)系如圖3所示。圖中，標(biāo)架σ4(o4-x4,y4,z4)和σ5(o5-x5,y5,z5)為與媒介齒條固連的輔助標(biāo)架，其底矢分別為(i4,j4,k4)和(i5,j5,k5)，αn為法面壓力角，β為斜齒輪螺旋角，u和v為媒介齒條齒面參數(shù)。

經(jīng)底矢轉(zhuǎn)換和坐標(biāo)變換，可得媒介齒條齒面在坐標(biāo)系σ5中的表達(dá)式為

媒介齒條齒面單位法矢在坐標(biāo)系σ5中的表達(dá)式為

2.3 漸開(kāi)線圓柱蝸桿與媒介齒條的嚙合關(guān)系

依據(jù)齒輪嚙合原理[16]，并通過(guò)坐標(biāo)變換、底矢轉(zhuǎn)換，可得漸開(kāi)線圓柱蝸桿與媒介齒條嚙合過(guò)程中的相對(duì)速度在坐標(biāo)系σ5下的表達(dá)式為

圖3 媒介齒條齒面相關(guān)坐標(biāo)系Fig.3 Coordinates system setting for media rack

由兩共軛齒面既不嵌入也不脫離的正確嚙合條件[18]，結(jié)合式(3)和式(4)，有媒介齒條與漸開(kāi)線圓柱蝸桿之間的嚙合函數(shù)表達(dá)式[17]為

結(jié)合式(2)和式(5)，有媒介齒條與漸開(kāi)線圓柱蝸桿之間的接觸線在坐標(biāo)系σ5中的表達(dá)式為

結(jié)合式(4)和式(6)，有漸開(kāi)線圓柱蝸桿與媒介齒條嚙合過(guò)程中的一界函數(shù)[16]為

結(jié)合式(4)，(5)和(7)，有兩共軛曲面的誘導(dǎo)法曲率為

由于媒介齒條齒面為平面，其齒面法曲率為0，因此有漸開(kāi)線圓柱蝸桿齒面沿任意方向的法曲率為

式中：ψ0為所求方向與第一主方向之間的位置夾角。

式(9)中ψ0分別取0°和90°，有漸開(kāi)線圓柱蝸桿齒面沿i5和j5方向的法曲率分別為：

結(jié)合式(4)，(5)和(7)，有兩共軛曲面的誘導(dǎo)短程撓曲率為

由于媒介齒條齒面為平面，其齒面短程撓曲率為0，因此有漸開(kāi)線圓柱蝸桿齒面沿任意方向的短程撓曲率為

式(13)中ψ0分別取0°和90°，有漸開(kāi)線圓柱蝸桿齒面沿i5和j5方向的短程撓曲率分別為：

2.4 媒介齒條與漸開(kāi)線斜齒輪的嚙合關(guān)系

依據(jù)齒輪嚙合原理[16]，并通過(guò)坐標(biāo)變換、底矢轉(zhuǎn)換，可得媒介齒條與漸開(kāi)線斜齒輪嚙合過(guò)程中的相對(duì)速度在坐標(biāo)系σ5下的表達(dá)式為

相對(duì)角速度轉(zhuǎn)換到與媒介齒條齒面固連的坐標(biāo)系σ5下的表達(dá)式為

由兩共軛齒面既不嵌入也不脫離的正確嚙合條件[17]，結(jié)合式(3)和式(16)，有媒介齒條與漸開(kāi)線斜齒輪之間的嚙合函數(shù)表達(dá)式為

結(jié)合式(2)和式(18)，有媒介齒條與漸開(kāi)線斜齒輪之間的接觸線在與媒介齒條齒面固連的坐標(biāo)系σ5中的表達(dá)式為

結(jié)合式(16)和式(19)，有媒介齒條與漸開(kāi)線斜齒輪嚙合過(guò)程中的一界函數(shù)[17]為

結(jié)合式(17)，(18)和(20)，有兩共軛曲面的誘導(dǎo)法曲率為

由于媒介齒條齒面為平面，其齒面法曲率為0，因此，有漸開(kāi)線斜齒輪齒面沿任意方向的法曲率為

式(22)中ψ0分別取0°和90°，有漸開(kāi)線斜齒輪齒面沿i5和j5方向的法曲率分別為：

結(jié)合式(16)和(19)，有兩共軛曲面的誘導(dǎo)短程撓曲率為

由于媒介齒條齒面為平面，其齒面短程撓曲率為0，因此有漸開(kāi)線斜齒輪齒面沿任意方向的短程撓曲率為

式(26)中ψ0分別取0°和90°，有漸開(kāi)線斜齒輪齒面沿i5和j5方向的短程撓曲率分別為：

3 基于媒介齒條的傳動(dòng)副嚙合特性

3.1 傳動(dòng)副理論接觸點(diǎn)

由接觸線方程式(6)可知，漸開(kāi)線圓柱蝸桿與媒介齒條瞬時(shí)呈線接觸，如圖4(a)中所示的接觸線I；由接觸線方程式(19)可知，媒介齒條與漸開(kāi)線斜齒輪瞬時(shí)呈線接觸，如圖4(b)中所示的接觸線II。在媒介齒面上，瞬時(shí)接觸線I與瞬時(shí)接觸線II的交點(diǎn)，即為漸開(kāi)線圓柱蝸桿齒面與漸開(kāi)線斜齒輪齒面嚙合的瞬時(shí)接觸點(diǎn)，如圖4(c)所示。

聯(lián)立式(6)和式(19)，可得漸開(kāi)線圓柱蝸桿齒面與漸開(kāi)線斜齒輪齒面嚙合的瞬時(shí)接觸點(diǎn)在媒介齒條齒面固連的坐標(biāo)系σ5中的表達(dá)式為

通過(guò)坐標(biāo)變換，可得瞬時(shí)接觸點(diǎn)在漸開(kāi)線斜齒輪固連坐標(biāo)系σ2下的表達(dá)式為

圖4 瞬時(shí)接觸關(guān)系Fig.4 Instantaneous contact relationship

3.2 傳動(dòng)副實(shí)際接觸橢圓

漸開(kāi)線圓柱蝸桿斜齒輪傳動(dòng)副的兩共軛齒面之間理論上為點(diǎn)接觸，但齒面受載變形后，將在嚙合點(diǎn)的切平面內(nèi)形成瞬時(shí)橢圓接觸區(qū)，如圖5所示。

圖5 瞬時(shí)接觸橢圓示意圖Fig.5 Instantaneous contact ellipse

基于齒輪嚙合原理[17]，該瞬時(shí)接觸橢圓方程在公切面坐標(biāo)系σ5中的表達(dá)式為

式中，δ為理論接觸點(diǎn)的彈性變形量，由傳動(dòng)副材料確定；系數(shù)A和B由下式確定[16]：

式中，和分別為接觸點(diǎn)在漸開(kāi)線圓柱蝸桿齒面上的最小曲率和最大曲率；和分別為接觸點(diǎn)在漸開(kāi)線斜齒輪齒面上的最小曲率和最大曲率；θ為接觸點(diǎn)在兩共軛齒面上主方向的夾角。

由式(27)和式(28)可知，瞬時(shí)接觸點(diǎn)在漸開(kāi)線斜齒輪齒面沿i5和j5方向的短程撓曲率為0，因此，i5和j5方向?yàn)樗矔r(shí)接觸點(diǎn)在該齒面的主方向，其主曲率分別為：

由式(14)和式(15)可知，瞬時(shí)接觸點(diǎn)在漸開(kāi)線圓柱蝸桿齒面沿i5和j5方向的短程撓曲率不為0，因此，i5和j5方向不是瞬時(shí)接觸點(diǎn)在該齒面的主方向，并通過(guò)圖6所示曲率圓進(jìn)行求解。

圖6 接觸點(diǎn)在蝸桿齒面的曲率圓Fig.6 Curvature circle of contact point

結(jié)合式(10)，(11)，(14)和(15)，并由圖6所示幾何關(guān)系[17]，有：

3.3 傳動(dòng)副的接觸應(yīng)力

通過(guò)漸開(kāi)線圓柱蝸桿斜齒輪傳動(dòng)副共軛齒面間瞬時(shí)接觸橢圓式(31)，結(jié)合彈性力學(xué)原理，有共軛齒面間的最大接觸應(yīng)力為[18]

式中，P為兩共軛齒面間所受的正壓力；系數(shù)A和B通過(guò)式(32)和式(33)確定；μ1和μ2分別為漸開(kāi)線圓柱蝸桿和斜齒輪材料的泊松比；E1和E2分別為漸開(kāi)線圓柱蝸桿和斜齒輪材料的彈性模量，λa和λb分別為接觸橢圓沿長(zhǎng)半軸和短半軸的軸長(zhǎng)系數(shù)，由瞬時(shí)接觸橢圓的長(zhǎng)半軸與短半軸的長(zhǎng)度之比確定。

3.4 傳動(dòng)副的重合度

重合度是傳動(dòng)副實(shí)際嚙合線長(zhǎng)度與單齒嚙合線長(zhǎng)度的比值，直接影響著傳動(dòng)副的承載能力和振動(dòng)噪音。漸開(kāi)線圓柱蝸桿斜齒輪傳動(dòng)屬于點(diǎn)接觸空間傳動(dòng)，重合度對(duì)其性能影響尤為重要。

通過(guò)接觸線方程式(6)可知，漸開(kāi)線圓柱蝸桿與媒介齒條共軛的瞬時(shí)接觸線為一固定斜線，在嚙合過(guò)程中不發(fā)生變化；由接觸線方程式(19)可知，媒介齒條與漸開(kāi)線斜齒輪嚙合的瞬時(shí)接觸線為一變化斜線，在嚙合過(guò)程中逐漸從齒頂變化至齒根；因此，漸開(kāi)線圓柱蝸桿斜齒輪傳動(dòng)副的嚙合過(guò)程如圖7所示。圖中，瞬時(shí)接觸線I為漸開(kāi)線圓柱蝸桿與媒介齒條固定嚙合線，瞬時(shí)接觸線II為媒介齒條與漸開(kāi)線斜齒輪的變化嚙合線；嚙入時(shí)的瞬時(shí)接觸線II與固定瞬時(shí)接觸線I的交點(diǎn)為傳動(dòng)副的嚙入點(diǎn)Pin，嚙出時(shí)的瞬時(shí)接觸線II與固定瞬時(shí)接觸線I的交點(diǎn)為傳動(dòng)副的嚙入點(diǎn)Pout。

圖7 傳動(dòng)副齒面嚙合過(guò)程Fig.7 Meshing process of transmission pair tooth surface

根據(jù)重合度的廣義內(nèi)涵并結(jié)合漸開(kāi)線圓柱蝸桿斜齒輪傳動(dòng)的特點(diǎn)，其重合度ε可表示為

式中，φ1in和φ1out分別為嚙入點(diǎn)Pin和嚙出點(diǎn)Pout對(duì)應(yīng)的蝸桿轉(zhuǎn)角，并滿足以下等式條件：

式中，ra1和ra2分別為漸開(kāi)線圓柱蝸桿和斜齒輪的齒頂圓半徑。

4 傳動(dòng)副實(shí)例分析

基于上述嚙合性能分析方法，以某汽車座椅水平調(diào)節(jié)器上的漸開(kāi)線圓柱蝸桿斜齒輪傳動(dòng)副為例，對(duì)其展開(kāi)嚙合性能分析。傳動(dòng)副斜齒輪采的基本參數(shù)如表1所示。

表1 傳動(dòng)副幾何參數(shù)Table 1 Geometric parameters of transmission pair

利用MATLAB數(shù)值分析軟件編制程序，以傳動(dòng)副瞬時(shí)接觸點(diǎn)在漸開(kāi)線斜齒輪齒面坐標(biāo)系中表達(dá)式(30)為基礎(chǔ)，以漸開(kāi)線圓柱蝸桿轉(zhuǎn)角為循環(huán)變量，取齒面軸向坐標(biāo)z2為橫坐標(biāo)，取齒面徑向坐標(biāo)為縱坐標(biāo)，得傳動(dòng)副在漸開(kāi)線斜齒輪齒面上的接觸軌跡點(diǎn)如圖8所示；基于傳動(dòng)副共軛齒面微觀鄰域特征數(shù)字和瞬時(shí)接觸橢圓表達(dá)式(31)，可得每一瞬時(shí)接觸點(diǎn)處的接觸橢圓長(zhǎng)半軸如圖8中短實(shí)線所示。圖8中，每相鄰兩瞬時(shí)接觸點(diǎn)之間的蝸桿轉(zhuǎn)角φ1差值為90°。

圖8 傳動(dòng)副理論接觸軌跡Fig.8 Theoretical contact trajectory of transmission pair

建立傳動(dòng)副精確三維實(shí)體模型和有限元分析模型，漸開(kāi)線圓柱蝸桿材料PEEK的彈性模量取3.8×109Pa、泊松比取0.4，斜齒輪材料45號(hào)鋼的彈性模量2.1×1011Pa、泊松比取0.27，對(duì)斜齒輪施加10 N·m扭矩進(jìn)行靜態(tài)接觸分析，傳動(dòng)副單齒嚙合和兩齒嚙合時(shí)的齒面接觸狀態(tài)及接觸應(yīng)力情況如圖9所示。從圖9可以可見(jiàn)：傳動(dòng)副瞬時(shí)接觸點(diǎn)位置及接觸橢圓長(zhǎng)軸方向與圖8中數(shù)值分析結(jié)果一致，單齒接觸時(shí)共軛齒面間最大接觸應(yīng)力314.6 MPa。

以上述材料屬性為基礎(chǔ)，利用傳動(dòng)副共軛齒面間的最大接觸應(yīng)力計(jì)算式(40)，得傳動(dòng)副在單齒嚙合時(shí)共軛齒面間的最大接觸應(yīng)力為278.5 MPa，與有限元分析結(jié)果的相對(duì)誤差為13%。

圖9 傳動(dòng)副齒面接觸狀態(tài)及應(yīng)力情況Fig.9 Contact state and contact stress

利用重合度計(jì)算公式(41)，并結(jié)合傳動(dòng)副齒面接觸點(diǎn)計(jì)算程序，得傳動(dòng)副的重合度ε=1.17。該重合度與圖8和圖9所示的結(jié)果一致。

傳動(dòng)副中漸開(kāi)線圓柱蝸桿采用注塑成型，漸開(kāi)線斜齒輪采用滾齒加工，試制樣件后裝機(jī)運(yùn)行后如圖10所示。圖10中，漸開(kāi)線斜齒輪齒面的實(shí)際接觸痕跡與圖8和圖9所示的結(jié)果完全一致。

圖10 傳動(dòng)副實(shí)際接觸痕跡Fig.10 Actual contact trace of transmission pair

5 結(jié)論

1)傳動(dòng)副共軛齒面間呈瞬時(shí)理論點(diǎn)接觸，由于材料的彈性變形而形成瞬時(shí)接觸橢圓。

2)傳動(dòng)副接觸軌跡在斜齒輪齒面上沿輪齒中部齒高方向傾斜分布，接觸橢圓的長(zhǎng)軸方向與接觸軌跡方向基本保持垂直狀態(tài)。

3)傳動(dòng)副共軛齒面間的接觸應(yīng)力大，適用于輕載領(lǐng)域。

4)傳動(dòng)副的重合度小，與齒輪傳動(dòng)一致，無(wú)法達(dá)到蝸桿傳動(dòng)瞬時(shí)多齒接觸。