軸線傾斜對推力錐潤滑特性的影響及修形參數優化研究*

魏 崢 李 碩 裴世源 洪 軍

(1.西安交通大學現代設計與轉子軸承系統教育部重點實驗室 陜西西安 710000；2.中國船舶重工集團公司第七〇三研究所 黑龍江哈爾濱 150036)

在船舶齒輪變速箱中，為了提高變速箱的傳遞效率和降低成本，常采用斜齒輪傳動搭配推力錐結構替代人字齒輪傳動。如圖1所示，與傳統船舶齒輪箱相比(見圖1(a))，采用推力錐結構(見圖1(b))能夠平衡斜齒輪嚙合過程中產生的軸向力，從而有效地消除斜齒輪轉子的傾覆力矩。其工作原理為：在小齒輪的兩側安裝推力錐并在其對應的大齒輪輪緣端面設有相密合的錐面，推力錐的錐形面和與斜齒輪側面磨合的接觸面導致重疊區域的間隙變窄從而形成收斂的楔形空間；由于錐角的存在，2個錐面之間在旋轉過程中相對滑動，在潤滑油的作用下可形成流體動壓潤滑膜；小齒輪嚙合過程中產生的軸向力通過推力錐、潤滑油膜傳遞到大齒輪錐面，并與大齒輪嚙合過程中產生的軸向力大小相等、方向相反，實現了軸向力的平衡[1-2]。

圖1 船舶齒輪箱結構

自20世紀80年代以來，學者們對推力錐的潤滑性能開展了深入的研究。LANGER[3]首次使用有限元法計算出等溫彈流潤滑條件下推力錐的數值解。SIMON[4]考慮熱效應，用有限差分法求解出推力錐的熱彈流數值解。文獻[5-7]從理論上分析了理想圓錐推力錐液膜的形成，在對推力錐結構的彈性流體力學分析中考慮了輪緣接觸處的彈性變形和壓力黏性效應，并設計了一種液膜厚度測量裝置對計算結果進行驗證。劉福林[8]推導出高速齒輪箱中推力錐接觸間隙的精確計算公式，分析了推力錐表面速度和相對滑動速度沿接觸母線方向的變化情況，在考慮速度變化的同時用推導出的公式計算出推力錐等溫彈流潤滑的數值解。

綜上所述，雖然學者們對推力錐的潤滑特性進行了較充分的研究，這些研究成果為深入研究推力錐的潤滑性能提供了理論基礎。但在推力錐的實際應用中，由于制造和裝配等造成的推力錐轉子軸線傾斜，會導致推力錐的邊緣膜厚減小，油膜壓力和油膜溫升急劇增大，使得推力錐的潤滑性能嚴重惡化。針對此問題，本文作者建立了考慮軸線傾斜和錐面局部修形的推力錐點接觸熱彈流潤滑模型，對比研究了典型工況下轉子軸線斜率對推力錐修形前后潤滑性能的影響，并分析了修形參數對錐面局部修形推力錐潤滑性能的影響，得到了修形參數的最優取值范圍。

1 理論基礎

1.1 控制方程

穩態、不可壓縮條件下，忽略密度沿z方向變化，推力錐的二維彈流Reynolds方程可描述為如下形式：

(1)

式中：x為周向坐標；y為軸向坐標；η為潤滑油黏度；us為推力錐周向平均速度；p為油膜壓力；h為油膜厚度。

潤滑油的密度方程[9]為

(2)

式中：ρ0為潤滑油的初始密度；p為油膜壓力；T為油膜溫度；T0為潤滑油初始溫度；D為密度-溫度系數，文中取其值為-3.5×10-4℃-1。

潤滑油的黏度方程使用Roelands黏壓-黏溫關系式表示，其表達式為

(3)

式中：η0為潤滑油的初始黏度；p0為壓力黏度系數，文中取值為1.96×108；z1為黏壓指數，文中取值為0.68；S0為黏溫系數，文中取值為-1.1。

推力錐的彈性變形可通過Boussinesq積分式計算得到：

(4)

載荷方程為

(5)

式中：w為推力錐的外載荷。

推力錐周向平均速度方程[8]為

(6)

式中：n1、n2分別為大斜齒輪和推力錐的轉速。

不考慮熱輻射的影響，潤滑劑的導熱系數和等壓比熱容作為常數處理，由于密度變化而產生的壓力功對計算結果影響較小故將其忽略，則能量方程[10]可寫為

(7)

式中：cp為潤滑油的等壓比熱容；u、v分別為潤滑油的周向和軸向的速度；λ為潤滑油的導熱系數。

膜厚方向的速度場方程為

(8)

式中：h為節點的油膜厚度；z為節點的膜厚坐標。

推力錐與大斜齒輪的接觸界面方程為

(9)

式中：ρ1、ρ2分別為大斜齒輪和推力錐的密度；λ1和λ2分別為其導熱系數；c1和c2分別為其比熱容。

(1)普通推力錐膜厚公式

圖2(a)展示了推力錐間隙(推力錐錐面和大斜齒輪錐面由于錐面形狀而產生的間隙)的形狀。建立如圖2(b)所示坐標系，間隙計算公式推導如下(具體推導見參考文獻[8])。

圖2 推力錐工作簡圖

(10)

其中：

式中：d1、d2分別為大斜齒輪和推力錐的外圓直徑；r1，r2分別為其接觸母線中點半徑；β為推力錐的錐角，β=90°-θ。

如圖3所示，當推力錐的轉子軸線傾斜時，推力錐的錐面隨之傾斜，錐面間隙d(x，y)相應地要加上軸線傾斜導致的間隙變化，文中假設轉子軸線為一條斜率為kl的直線，故推力錐的膜厚方程的表達式為

h(x，y)=h0+d(x，y)+v(x，y)-kly

(11)

式中：h0為推力錐中心膜厚；kl為推力錐轉子軸線斜率，kl=tanγ，γ為軸線傾斜的角度(軸線順時針傾斜為正，逆時針傾斜為負)。

(2)修形推力錐膜厚公式

如圖4所示，對推力錐兩端修圓(文中修形只考慮兩端修圓)，分別在推力錐的兩側修圓，兩側的修形深度和修形寬度相同，其修形表達式如下式所示：

(12)

式中：Mh為兩端修圓推力錐的修形深度；Mw為修形寬度；ys和ye分別為推力錐兩側修形的起點位置坐標。

兩端修圓推力錐膜厚方程的表達式為

h(x，y)=h0+d(x，y)+v(x，y)-kly+hm

(13)

兩端修圓推力錐除膜厚方程外其余控制方程與不修形推力錐的控制方程相同。

推力錐彈流潤滑計算模型與橢圓接觸彈流潤滑計算模型相比有以下兩點不同之處：

(1)由式(6)可知，推力錐與大斜齒輪2個錐面之間存在速度差，錐面的平均速度us不是一個定值，以文中建立的坐標軸為例，平均速度隨著y坐標的增大而增大，因此，油膜壓力更集中分布在接觸區域左半部分(y軸負方向)，推力錐的壓力分布也無法像橢圓接觸一樣對稱分布。

(2)推力錐與橢圓接觸的膜厚方程不一樣，推力錐的膜厚方程需要使用考慮推力錐實際形狀的間隙方程。

1.2 邊界條件和潤滑特性計算

(1)邊界條件

Reynolds的壓力邊界條件如下式所示：

(14)

式中：xin、xout分別為求解域入口邊界和出口邊界的x向坐標；yin為求解域入口邊界的y向坐標。

能量方程的溫度邊界如下式所示：

(15)

(2)潤滑特性計算

文中推力錐流量用推力錐最小油膜厚度所在截面的進油量來表示，其表達式如下式[11]所示：

(16)

式中：h1為推力錐的最小油膜厚度；Q為推力錐流量。

將計算迭代收斂后的潤滑油膜厚度加減一個極小的厚度s(s一般小于1 μm)，按照求解Reynolds方程的有限差分格式求解油膜厚度變化后的壓力，兩者之間差值的絕對值記作ΔF，則推力錐的剛度計算公式為

(17)

1.3 求解方法

為了提高計算效率與計算的準確性，文中將推力錐潤滑計算區域劃分為206×56的正方形網格，其中x方向的網格數Nx為206，y方向的網格數Ny為56。在z方向將各節點膜厚均勻地劃分網格，其網格數Nz為5。

推力錐的熱彈流計算流程框圖如圖5所示，具體計算步驟如下：

圖5 推力錐彈流潤滑計算流程

(1)輸入推力錐已知的工況參數(潤滑油參數、轉速和載荷等)和幾何參數(接觸母線長度、推力錐半徑和錐角等)。

(2)采用HAMROCK和DOWSON[12]的方法計算式(4)，得到推力錐的彈性變形矩陣，在后續計算膜厚時直接調用彈性變形矩陣來提高計算效率。

(3)給定推力錐的初始中心膜厚h0、初始壓力分布p和初始溫度分布T。

(4)根據給定的壓力分布和溫度分布按式(2)—(5)計算推力錐接觸區域的密度分布、黏度分布和膜厚分布。

(5)將得到的密度分布、黏度分布、膜厚分布和壓力分布代入Reynolds方程，使用有限差分法[13]求解得到新的壓力分布，取壓力松弛因子為0.15計算更新后的壓力p，將求解前的壓力用pold表示，壓力迭代的收斂準則如下：

(18)

若計算結果未達到收斂條件，將迭代后的壓力回代，重新計算潤滑油的密度分布、黏度分布和推力錐的膜厚分布，直至達到壓力收斂條件。

(6)壓力達到收斂條件后，使用下式判斷載荷是否收斂：

(19)

式中：ζw為推力錐的載荷收斂精度，常取值為0.01～0.001，文中取值為0.005。

若計算結果未達到載荷收斂條件，取載荷松弛迭代因子為0.005更新中心膜厚h0重新計算，直至達到載荷收斂條件。

(7)根據能量方程(9)、接觸界面方程(10)和溫度邊界條件，使用追趕法求解得到溫度場，為保證計算收斂對入口溫度使用逆流迭代法[14]計算，取收斂因子為0.31計算更新后的溫度T，將求解前的溫度用Told表示，溫度收斂準則如下：

(20)

若計算結果未達到收斂條件，則將得到的溫度T回代，重新計算壓力和膜厚直至達到溫度收斂條件。

1.4 計算驗證

圖6所示為推力錐實際接觸區域。由圖6和圖2可知，推力錐的實際接觸區域類似一個橢圓區域，但在實際計算過程中，為了提高計算的速率，可將其區域簡化為一個矩形計算，且簡化后對計算結果的影響不大。為了驗證文中計算方法的正確性，選取文獻[15]和文獻[5]中的算例分別對比推力錐在熱彈流和等溫彈流條件下的計算結果。

圖6 推力錐實際接觸區域

1.4.1 等溫彈流計算驗證

參考文獻[5]中算例的幾何參數和工況參數如表1所示。

表1 等溫彈流算例參數[5]

按圖5所示的流程框圖進行求解，得到了推力錐的壓力分布和膜厚分布。圖7(a)所示是過推力錐接觸母線中點(y=-Δ)截面的x向壓力分布和膜厚分布，圖7(b)所示是過x=0截面的y向壓力分布和膜厚分布。可以看到，文中求解得到的油膜壓力和油膜厚度總體分布均略大于文獻[5]結果，在該工況條件下，文獻[5]計算得到的最小油膜厚度為1.34 μm，文中結果為1.12 μm，誤差小于20%。

圖7 文獻[5]和文中膜厚、膜壓對比

1.4.2 熱彈流潤滑計算驗證

參考文獻[15]中算例的幾何參數和工況參數如表2所示。

表2 熱彈流算例參數[15]

采用上文所述的計算方法按圖5所示流程圖計算出表3中工況條件下的最小膜厚為8.441 μm，與文獻[15]計算結果8.437 μm相差0.004 μm左右。

表3 推力錐的幾何和工況參數

綜上所述，文中計算結果與文獻[15]、[5]計算結果相差較小，驗證了文中計算方法的正確性。

2 結果與討論

文中通過對推力錐兩端修圓的修形方式來改善轉子軸線傾斜條件下推力錐的潤滑性能，計算相同工況條件下推力錐修形前后的潤滑性能并進行對比，驗證修形改善推力錐潤滑性能的合理性。推力錐的幾何和工況參數見表3。

2.1 典型工況下壓力、膜厚和溫升分布

圖8—10分別展示了推力錐的油膜壓力、油膜厚度和油膜溫升的分布情況。與普通橢圓接觸熱彈流潤滑的計算結果相比，典型工況下推力錐的壓力分布沒有二次壓力尖峰，油膜也未出現頸縮現象，這主要是因為推力錐的轉速較高。當推力錐的轉速較小時，推力錐的油膜厚度也會出現頸縮現象，如圖7所示。

圖8 推力錐修形前后油膜壓力分布

由圖8可見，修形前后推力錐的油膜壓力峰值所在位置基本相同，兩端修圓推力錐的油膜壓力峰值約為120 MPa，未修形的油膜壓力峰值約為90 MPa；修形后推力錐的油膜壓力更集中分布在接觸區域未修形的位置，這是因為修形后推力錐的承載區域減小。

由圖9可見，修形前后推力錐的油膜厚度在x向的分布變化較小，修形后推力錐的最小油膜厚度相較于修形前有所提高；由于修形前后推力錐在接觸區域y向邊界的形狀有較大的差距，修形后推力錐的油膜厚度在y向邊界處遠大于修形前。

圖9 推力錐修形前后油膜厚度分布

由圖10可見，兩端修圓推力錐的最高油膜溫升約為40 ℃，未修形推力錐最高油膜溫升約為33 ℃。推力錐的油膜溫升和油膜壓力的y向分布趨勢基本一致，推力錐兩端修圓后，未修形區域壓力增大，潤滑油黏度增大，油膜剪切力增大，油膜溫升上升。

圖10 推力錐修形前后油膜溫升分布

2.2 典型工況下潤滑性能對比

求解出推力錐修形前后的油膜厚度分布、油膜壓力分布和油膜溫升分布后，根據式(16)(17)計算推力錐修形前后的關鍵潤滑性能參數，計算結果如表4所示。

表4 典型工況下推力錐修形前后潤滑特性

由表4可知：相同工況條件下，推力錐兩端修圓后最小油膜厚度約增大了20%，最大油膜壓力增大了約30 MPa，修形后推力錐的流量和剛度也有所增大，最大油膜溫升僅增加了8 ℃左右。因此，可以判斷當推力錐轉子軸線傾斜時，對推力錐進行兩端修圓可以有效地改善推力錐的潤滑性能。

不同零部件的彈流油膜范圍是不同的，滾動軸承的彈流膜厚范圍為0.1～1 μm，滑動軸承彈流膜厚范圍為5～50 μm。推力錐是一種新結構，其彈流油膜范圍受軸向載荷的影響，軸向載荷較大(>80 kN)時推力錐的彈流膜厚在1 μm左右，一般工況下，推力錐承受的軸向載荷較小，推力錐彈流膜厚范圍為5～20 μm。由表4可知，典型工況下未修形推力錐的最大彈性變形為5.71 μm，達到了最小膜厚的70%以上，兩端修圓推力錐的最大彈性變形為6.43 μm，達到最小膜厚的65%以上。如果不考慮彈性變形直接計算，推力錐的最大油膜壓力也會由90.93 MPa增大至108.36 MPa(增大20%左右)，因此，推力錐必須考慮彈性變形的影響。

2.3 轉子軸線傾斜對潤滑性能的影響

通過分析不同轉子軸線斜率下推力錐修形前后的潤滑性能，進而研究轉子斜率對推力錐潤滑性能的影響。圖11對比了推力錐修形前后的最大油膜壓力隨轉子軸線斜率的變化。圖12對比了推力錐修形前后的最小油膜厚度隨轉子軸線斜率的變化。圖13給出了斜率為0和3×10-4條件下不修形推力錐的y向壓力分布和膜厚分布。圖14對比了推力錐修形前后的最大油膜溫升隨轉子軸線斜率的變化。圖15對比了推力錐修形前后流量隨轉子軸線斜率的變化。

圖11 轉子軸線斜率對最大油膜壓力的影響

圖12 轉子軸線斜率對最小油膜厚度的影響

圖13 不同斜率下推力錐y向膜厚、壓力分布

圖14 轉子軸線斜率對最高油膜溫升的影響

圖15 轉子軸線斜率對流量的影響

由圖11可見，隨著轉子軸線斜率的增大，推力錐的最大油膜壓力先減小后逐漸增大。由圖13(b)和式(13)可知，當轉子軸線不傾斜時，油膜壓力集中分布在推力錐接觸區域的左半部分，隨著轉子斜率的增大，y>0區域的油膜厚度逐漸減小，油膜壓力逐漸集中分布在推力錐接觸區域的右半部分，最大油膜壓力出現的位置逐漸向y軸正方向移動，因此，推力錐的最大油膜壓力先減小后增大。

由圖12可見，隨著轉子軸線斜率的增大，推力錐的最小油膜厚度平緩減小。轉子軸線斜率在0～1.5×10-3的范圍內，兩端修圓推力錐的最小油膜厚度始終大于未修形推力錐的最小油膜厚度且兩者差值隨著轉子軸線斜率的增大而增大。

為了研究推力錐最大油膜壓力下降，最小油膜厚度仍減小的原因，圖13中比較了斜率為0和3×10-4條件下不修形推力錐的y向壓力分布和膜厚分布，并標出了最大油膜壓力和最小油膜厚度的位置坐標。可以看到，隨著轉子軸線斜率的增大，推力錐油膜壓力更加集中分布在接觸區域的右半部分，最大油膜壓力位置逐漸向y軸正方向移動，推力錐潤滑油出口處附近的油膜壓力不斷增大，而最小油膜厚度的位置也在潤滑油出口處。因此，推力錐的膜厚隨著轉子軸線斜率的增大不斷減小。

由圖14可見，隨著轉子軸線斜率的增大，推力錐的最高油膜溫升先減小后增大，其變化趨勢與最大油膜壓力變化趨勢基本一致，最大油膜壓力減小，潤滑油黏度減小，剪切力減小，最高油膜溫升增大。當轉子軸線斜率大于9×10-4時，未修形推力錐最大油膜壓力迅速增大，因此，最高油膜溫升隨之迅速上升。

由圖15可知，隨著轉子軸線斜率的增大，推力錐的流量平緩減小。由于文中計算的流量是通過推力錐最小膜厚所在截面的流量，因此，兩者的變化趨勢也相同。

由圖11—15可知，在轉子軸線傾斜的條件下，兩端修圓修形對推力錐潤滑性能的優化主要體現在最小油膜厚度的增大，且轉子軸線斜率越大修形后推力錐最小油膜厚度增加得越大。當轉子軸線斜率較大(>1.2×10-3)時，推力錐兩端修圓后的最小油膜厚度幾乎增加了1.5倍。

2.4 最佳修形參數分析

修形寬度占比(兩端修圓推力錐一側的修形寬度Mw占接觸長度YL的比例)和修形深度是兩端修圓推力錐的關鍵修形參數，為了得到最佳的修形參數范圍以便后續設計兩端修圓推力錐，文中對兩端修圓推力錐進行修形參數化分析。

2.4.1 修形寬度占比

圖16所示為典型工況條件下(如表3所示)，修形寬度占比為0.05～0.5時，修形寬度對兩端修圓推力錐潤滑特性的影響。

圖16 修形寬度占比對最大膜壓和最小膜厚的影響

由圖16可知，隨著修形寬度占比的增大，推力錐主要承載區域減小，壓力集中分布在接觸區域中心處，兩端修圓推力錐的最大油膜壓力平緩增大。推力錐的最小油膜厚度隨著修形寬度占比的增大平緩增大，出現了最小膜厚和最大膜壓同時增大的現象。

為研究最小膜厚和最大膜壓同時增大的原因，圖17對比了兩端修圓推力錐在不同修形寬度下的y向壓力分布和膜厚分布。可見，修形寬度占比為0.35的兩端修圓推力錐的油膜壓力大于修形寬度占比為0.20的推力錐時，前者的油膜厚度明顯小于后者，但由于轉子軸線傾斜，兩者的最小油膜厚度均出現在推力錐修形的右起始點附近且前者的最小油膜厚度位置在后者的左側，所以出現了最大油膜壓力增大，而最小油膜厚度也增大的現象。

圖17 不同修形寬度占比下推力錐y向膜壓、膜厚分布

圖18所示為修形寬度占比對流量和最高油膜溫升的影響。可知，隨著修形寬度占比的增大，兩端修圓推力錐的最高油膜溫升平緩增大，溫升的總體變化不超過7 ℃，可見修形寬度占比對最高油膜溫升的影響相對較小。兩端修圓推力錐的流量隨著修形寬度占比的增大平緩增大，其變化趨勢與最小膜厚的變化趨勢一致。

由圖16—18可知，修形寬度占比對兩端修圓推力錐的最大油膜壓力和最小油膜厚度影響較大，對剛度和最大油膜溫升影響較小。當修形寬度占比小于0.2時，推力錐的最小油膜厚度增長較快。當修形寬度占比的范圍為0.2～0.35時，推力錐的最小油膜厚度平緩增長，該范圍內推力錐的最小油膜厚度已經度過了快速增長的階段，最高油膜溫升與40 ℃有一定的安全裕度且修形加工范圍相對較小。因此推力錐修形寬度占比的最優范圍為0.2～0.35。

2.4.2 修形深度

圖19所示為典型工況條件下(如表3所示)，修形深度為0～20 μm時，修形深度對兩端修圓推力錐潤滑特性的影響。

由圖19可知，隨著修形深度的增大，兩端修圓推力錐兩端的油膜厚度迅速增大，兩端的油膜壓力減小，壓力集中分布在未修形處，因此，推力錐的最大油膜壓力幾乎線性增大。兩端修圓推力錐的最小油膜厚度隨著修形深度的增大先迅速增大后平緩減小，當修形深度小于4 μm，最小油膜厚度增長幅度較大。

圖20對比了兩端修圓推力錐不同修形深度下油膜壓力和油膜厚度的y向分布。可知，當修形深度較小時，在軸線傾斜的條件下，推力錐右側由于修形而增加的膜厚小于軸線傾斜減小的膜厚，此時最小油膜厚度出現在潤滑區域出口處；隨著修形深度的增大，推力錐的最小油膜厚度所在位置逐漸左移至推力錐修形的起始點位置；推力錐最小油膜厚度逐漸增大；隨著修形深度繼續增大，推力油膜壓力更集中分布在未修形區域，修形起始點處油膜壓力增大，因此，油膜厚度開始逐漸減小。

圖20 不同修形深度下推力錐y向膜壓、膜厚分布

圖21所示為修形深度對最高油膜溫升和流量的影響。可知，隨著修形深度的增大，兩端修圓推力錐的最高油膜溫升幾乎線性增大，與最大油膜壓力變化趨勢一致，修形深度對最高油膜溫升的影響較大；兩端修圓推力錐流量的變化趨勢與最小膜厚的變化趨勢一致。

由圖19—21可知，修形深度對推力錐的油膜厚度影響較大，存在最優修形深度使得推力錐的油膜厚度最大。當修形深度小于2 μm時，推力錐的最小油膜厚度增長較快；當推力錐的修形深度為2～8 μm時，該范圍內推力錐的最小油膜厚度較大且可以取到最優修形深度，最高油膜溫升與40 ℃有一定的安全裕度。因此兩端修圓推力錐修形深度的最優取值范圍為2～8 μm。

3 結論

建立了轉子軸線傾斜條件下推力錐修形前后的點接觸熱彈流潤滑潤滑數學模型并通過算例計算驗證了數學模型的正確性，計算對比了典型工況條件下推力錐修形前后的潤滑性能，研究了轉子軸線斜率對推力錐的潤滑性能的影響，分析了修形參數對兩端修圓推力錐潤滑性能的影響。主要結論如下：

(1)典型工況條件下，推力錐兩端修圓后除油膜溫升增加了7 ℃外，其余潤滑性能均得到了優化。

(2)轉子軸線斜率是影響推力錐潤滑性能的重要因素，轉子軸線斜率增加，推力錐的最小油膜厚度和流量快速減小；最大油膜壓力先減小后增大。

(3)與不修形推力錐相比，兩端修圓推力錐在轉子軸線傾斜的條件下能夠有效地增大推力錐的最小油膜厚度、流量等關鍵潤滑性能參數。當轉子軸線斜率較小(<1.2×10-3)時，推力錐兩端修圓后除最高油膜溫升略有增加外，其余潤滑性能均得到了優化。

(4)轉子軸線斜率較大(>1.2×10-3)的條件下，推力錐兩端修圓后的最小油膜厚度增大為原來的2.5倍，除最高油膜溫升略有增加、最小油膜壓力略有下降外，其余潤滑性能均得到了優化。因此，兩端修圓推力錐在轉子軸線傾斜的條件下能夠保證推力錐的正常工作。

(5)修形深度和修形寬度占比是影響兩端修圓推力錐最小油膜厚度的關鍵因素，修形寬度占比的最優取值范圍為0.2～0.35，修形深度的最優取值范圍是2～8 μm。