同步带驱动系统.pdf

一种同步带驱动系统，包括：长圆形链轮(10)，其具有带齿的表面和设置在两个弧形部分(14，15)之间的至少一个线性部分(16)，所述弧形部分具有恒定的半径(R1，R2)，所述线性部分具有预定长度；具有带齿的表面的第二链轮(300)，所述第二链轮通过带齿的环形构件(200)与所述长圆形链轮相接合；所述第二链轮连接到旋转负载，所述旋转负载具有循环转矩波动；并且，所述长圆形链轮(10)的半径(R1)定向在与循环转矩波动的最大幅值相一致的带进入点(201)，使得带齿的环形构件的跨距长度(SL)以基本上抵消所述循环转矩波动的方式变化。

1、  一种同步带驱动系统，包括：
长圆形链轮(10)，其具有带齿的表面和设置在两个弧形部分(14，15)之间的至少一个线性部分(16)，所述弧形部分具有恒定的半径(R1，R2)，所述线性部分具有预定长度；
具有带齿的表面的第二链轮(300)，所述第二链轮通过带齿的环形构件(200)与所述长圆形链轮相接合；
所述第二链轮连接到一旋转负载，所述旋转负载具有循环转矩波动；并且
所述长圆形链轮(10)的半径(R1)定向在与循环转矩波动的最大幅值相一致的带进入点(201)，使得带齿的环形构件的跨距长度(SL)以基本上抵消所述循环转矩波动的方式变化。

2、  根据权利要求1所述的同步带驱动系统，其中，所述长圆形链轮(10)附接到发动机曲轴上。

3、  根据权利要求1所述的同步带驱动系统，其中，所述第二链轮(300)连接到发动机凸轮轴上。

4、  根据权利要求1所述的同步带驱动系统，其中，所述长圆形链轮(10)还包括第二线性部分。

5、  根据权利要求1所述的同步带驱动系统，其中，所述长圆形链轮(10)还包括：
至少三个线性部分；并且
其中每个线性部分均设置在两个弧形部分之间，每个弧形部分具有恒定的半径。

6、  根据权利要求1所述的同步带驱动系统，其中，所述系统通过使所述带进入点(201)的位置与所述链轮(10)的主长度(ML)正时来最小化转矩波动。

同步带驱动系统
技术领域
本发明涉及一种同步带驱动系统，更具体地，本发明涉及一种具有长圆形链轮的系统。
背景技术
大量的汽车用和工业用内燃机通常依靠同步带驱动系统将转矩从曲轴上的驱动器链轮传递到例如凸轮轴上的从动链轮。凸轮轴产生振动，这种振动对发动机和同步带的使用寿命是不利的。特别地，通过与凸轮轴的圆形突出部来致动进气阀和排气阀使循环波动的转矩负载通过同步带传递。
现有技术中的减小波动的转矩负载的尝试包括使用凸轮轴阻尼器以及带阻尼的带张紧器。
很多教导公开了使用非圆形(椭圆形)链轮来控制剧烈波动的转矩，例如VDI Progress Reports No.272，Dipl.-Ing.Egbert Frenke的“Non-Uniform Transmission Belt Drives”。
其他的尝试包括使用具有椭圆形非圆形轮廓(其具有至少两个具有后退(receding)部分的突出交替部)的转子。当该旋转负载组件被驱动旋转时，它产生周期波动的负载转矩，其中，非圆形轮廓的突出部分和后退部分的相对于第二转子的角度位置的角度位置以及它们的大小基本上抵消由旋转的组件的波动负载转矩产生的交替的带张紧力。
现有技术的代表是美国专利No.7,044,875，该专利公开了同步带驱动装置和方法，其中该装置包括多个转子，该多个转子包括至少第一转子和第二转子。第一转子具有用于接合细长驱动结构的多个接合部分的多个齿，第二转子具有用于接合该细长驱动结构的接合部分的多个齿。旋转负载组件联接到第二转子。细长驱动结构绕第一转子和第二转子接合。第一转子布置成驱动细长驱动结构，第二转子布置成被细长驱动结构驱动。转子中的一个具有非圆形轮廓，该非圆形轮廓具有至少两个与多个后退部分交替的突出部分。当该旋转负载组件被驱动旋转时，它产生周期波动负载转矩，其中，非圆形轮廓的突出部分和后退部分的相对于第二转子的角度位置的角度位置以及非圆形轮廓的偏心率大小，能够使得非圆形轮廓向第二转子施加相反的波动校正转矩，该相反的波动校正转矩使旋转负载组件的波动负载转矩减小或者基本上被抵消。
所需要的是一种带驱动链轮系统，该带驱动链轮系统包括长圆形链轮，该长圆形链轮具有带齿的表面和设置在两个圆形部分之间的至少一个线性部分，该圆形部分具有恒定的半径，该线性部分具有与转矩波动幅值相关的长度。
发明内容
本发明的主要方面在于提供一种带驱动链轮系统，其包括：具有带齿的表面的长圆形链轮和设置在两个圆形部分之间的至少一个线性部分，所述圆形部分具有恒定的半径，所述线性部分具有与转矩波动幅值相关的长度。
通过下面的对本发明进行的描述以及附图指出本发明的其他方面或者使本发明的其他方面更明显。
本发明包括一种同步带驱动系统，其包括：长圆形链轮，其具有带齿的表面和设置在两个弧形部分之间的至少一个线性部分，所述弧形部分具有恒定的半径，所述线性部分具有预定长度；具有带齿的表面的第二链轮，所述第二链轮通过带齿的环形构件与所述长圆形链轮相接合；所述第二链轮连接到旋转负载，所述旋转负载具有循环转矩波动；并且，所述长圆形链轮的半径定向在与循环转矩波动的最大幅值相一致的带进入点，使得带齿的环形构件的跨距长度以基本上抵消所述循环转矩波动的方式变化。
附图说明
并入到说明书中并形成说明书的一部分的附图示出了本发明的优选实施方式，并与说明书内容一起用于解释本发明的原理。
图1是长圆形链轮的侧视图；
图2是链轮的可选实施方式的侧视图；
图3是双凸轮四缸四冲程汽油发动机的透视图；
图4是单凸轮四缸四冲程柴油驱动发动机(diesel driven engine)的透视图，该发动机具有在凸轮轴的后部被驱动的燃料泵；
图5是单凸轮四缸四冲程柴油驱动发动机的透视图，其中燃料泵并入到同步带驱动系统中；
图6是双凸轮四缸四冲程汽油驱动发动机(gasoline drivenengine)的示意图；
图7是四缸四冲程柴油发动机的从动链轮的典型总负载特性的图，包括提取的第1.5阶曲线和第2阶曲线；
图8是四缸四冲程发动机的驱动链轮的第2阶负载特性曲线的表示；
图9是具有3个活塞燃料泵的四缸四冲程柴油发动机的驱动器链轮(或者引入第1.5阶的其他装置)的第1.5阶负载特性的表示；
图10是表示同步带的应力/应变关系的一族曲线；
图11是示出了长圆形链轮的定相(phasing)和分相(misphasing)对图6中的系统的发动机动力学的的影响的一系列曲线；
图12是示出了图6中所示的发动机的凸轮轴在应用长圆形链轮之前和之后的角度振动特性的图表；
图13是示出了图6中所示的发动机在应用长圆形链轮之前和之后的紧侧张力特性的图表。
具体实施方式
图1是长圆形链轮的侧视图。本发明的链轮10包括带齿的表面11。带齿的表面11与带齿的带相接合。带齿的表面11包括台阶区域12和相邻的沟槽13。沟槽13的形状与带齿的带的齿形式的相应设计相容。带齿的带也称作同步带，因为它们用于同步驱动器和从动链轮的旋转。
链轮10包括部分14和部分15。部分14具有包括恒定半径R2的弧形带齿表面11a。部分15具有包括恒定半径R1的弧形带齿表面11b。由于半径R1和R2相等且恒定，因此部分14和15是圆形的区段。以这种方式使用圆形区段能够降低本发明的链轮的设计和制造工艺的复杂性。
线性部分16设置在部分14和部分15之间。部分16包括矩形截面，其具有使部分14和部分15相对于彼此移位(displace)的作用，从而使链轮具有长圆形形状。链轮表面11是直的，即链轮表面11在点160和161之间以及162和163之间是线性的或者平坦的。
平坦部分16的长度与系统转矩波动幅值相关。在这个实施方式中，部分16在点160和161之间以及162和163之间的尺寸(W)约为2mm。由此部分14的曲率中心17从链轮的旋转中心19移动W/2(约1mm)的距离。同样，部分15的曲率中心18从链轮的旋转中心19移动W/2(约1mm)的距离。这里给定的尺寸仅用于例示的目的，并不用于限制。由此也可以得到链轮的主长度(ML)的尺寸：
L_主＝R1+R2+W
每个部分14和15的主区段(MG)的尺寸为：
MG＝(R1+W/2)或(R2+W/2)
次长度的尺寸为：
L_次＝R1+R2
部分16的长度(W)由部分14和15的半径确定，并取决于在本说明书中其他地方描述的被反作用的动态角度振动特性。可以使用恒定表面节距、恒定角度节距或者两者的结合来设计链轮10。“表面节距”被定义为链轮的外径上的任意两个连续的对应的“节点”之间的绕外径线测量到的距离。
根据下面的公式计算恒定表面节距：
SP＝(((((Ng×Nom Pitch)/Pi)-PLD)×Pi)/Ng)
其中：
SP＝表面节距
Ng＝链轮中沟槽的数量
Nom Pitch＝名义系统节距
Pi≈3.141
PLD＝系统的直径的PLD；
“角度节距”定义为链轮上的任意两个连续的对应的“节点”之间的角度差，并可以以度或者弧度测量。
根据下面的公式计算恒定角度节距：
AP＝360/Ng度
其中：
AP＝角度节距
Ng＝链轮中沟槽的数量
可以将链轮沟槽轮廓单独设计成适合发动机的特定动力学。
带的跨距(span)的弹性模数与齿模数和链轮偏移(W/2)相结合被最优化成抵消预定发动机速度下的转矩波动。从而，在这个应用中，除了将带的尺寸设计成传递所要求的拉伸负载之外，还将带作为系统的弹簧构件进行分析和设计。通过迭代处理选择系统动态响应，以得到抵消基本上所有转矩波动(否则其就会通过带和带驱动系统传递)的带模数和长圆形链轮半径(R1和R2)的结合。
图2是链轮的可选实施方式的侧视图。如在图1中以其他方式所描述的那样，这个实施方式包括设置在弧形部分14、15和16之间的三个线性区段。该三个线性区段(161至162)、(163至164)和(165至166)设置在每个弧形部分14、15和16之间。每个弧形部分14、15和16分别包括恒定且相等的半径R1、R2和R3。该三个线性区段绕链轮的圆周以约120°的间隔等距地间隔开。图9是使用图2所示的链轮的系统中的第1.5阶负载特性的图。
图3、4和5是使用带齿的带的系统来驱动凸轮轴和附件的四缸四冲程内燃机的一些典型驱动布局。这些发动机典型地表现出高2阶动态特性。根据燃料泵的规格，一些柴油发动机可以具有占有支配地位的第1.5阶。从图7、8和9中可以看到示出了这些动态特性的示意性图表。
为了反作用于第2阶动态特性(dynamics)，本发明的链轮10附接到发动机曲轴Crk。根据其他的占有支配地位的阶的出现，可能必须应用链轮的可选实施方式。这些可以附接到曲轴，但也可以等同地应用到系统的其他位置，例如应用到水泵链轮上或者一个或者多个凸轮轴链轮上。发动机曲轴是整个带驱动系统的驱动器。带被驱动的方向是DoR。由于存在链轮比，对于凸轮轴CAM1的每一转，发动机曲轴Crk旋转两次。
在图3中，链轮300连接到凸轮轴CAM1，并且链轮304连接到第二凸轮轴CAM2。现有技术中已知的惰轮Idr1和Idr2用于保持适当的带轨迹(belt routing)和张力控制。链轮100连接到水泵WP。带200在几个链轮之间运转。带200的旋转方向示出为DoR。带200与曲轴链轮CRK的在点201处相接合。凸轮轴惯量和转矩负载表示为301。
带齿的带200在链轮10和凸轮链轮300之间运转(train)。带进入点201是带200与链轮相接合的点。本发明的系统通过使进入点201的位置和链轮10的主长度(ML)正时(timing)而最小化转矩波动。曲轴CRK和凸轮链轮304之间的带跨距长度为“SL”。
类似地，在图4和图5中，凸轮轴链轮300附接到发动机凸轮轴CAM。在图4中，负载特征301包括附接到凸轮轴的后部的燃料泵的转矩特征，而在图5中，燃料泵转矩通过负载特征302表示。也可以表示出由其他部件(例如水泵和真空泵)产生的惯性和转矩负载(301、302和101)，即图4和图5中的WP(101)。在图4中，IDR1和IDR2是现有技术中已知的惰轮，用于适当地引导带200。在图4中，曲轴链轮10和凸轮链轮300之间的带跨距长度是“SL”。
对于汽油发动机，占有支配地位的循环波动转矩负载通常是凸轮轴的特性。对于柴油发动机，占有支配地位的阶可以通过凸轮轴和/或可以包括在驱动系统中的燃料喷射泵产生。由水泵和真空泵产生的转矩是可以变化的，但它们凭自身的能力在与凸轮轴相同的周期或频率上不是循环的，并且它们不是驱动动态特性的通常占有支配地位的特性。
图5是具有包括在用于柴油发动机的驱动系统中的燃料喷射泵的另一个单凸轮发动机实施方式的透视图。在这个实施方式中，除了图4中所示的系统之外，该系统还包括连接到燃料泵IP的链轮305。也示出了链轮P1，该链轮P1能够与用于驱动各种发动机附件(未示出)的另一个多摩擦(multi-rubbed)带相接合。在图5中，凸轮负载由301表示，燃料泵负载由302表示。链轮100连接到水泵WP。在图5中，由燃料喷射泵产生的转矩负载由302表示。
四缸四冲程发动机的典型总负载特性由图7中的曲线“E”表示。曲线“D”和“C”表示从总负载特性中提取出的典型第2阶和第1.5阶特性。四缸四冲程汽油驱动发动机的负载特性通常不会包括第1.5阶。
本发明的链轮10在旋转时，它的带接合点201处的平均半径的变化是图8和图9中的曲线“C”。曲线“C”的积分(其为图4中的带的有效长度变化)是图8和图9上的曲线“D”。平均链轮半径的变化的导数是带齿的表面11上的给定点的由于链轮形状变化而产生的加速度。
为了反作用于第2阶动态特性，长圆形链轮10的平坦部分16布置成与凸轮轴链轮300正时相关(in timing relation)，使得图4中带200的位于链轮300和链轮10之间的有效长度以基本上抵消交变的带张力的方式发生变化，该交变的带张力由循环的凸轮轴转矩波动引起。作为抵消第2阶动态特性的设计的实例，这可以通过在凸轮轴转矩处于最大(从而带张力也处于最大)时，将链轮10的最大长度(R1+R2+W)正时(timing)成与带进入点201相一致而实现。
包含长圆形链轮的驱动系统的绝对空间(dimensional)特性取决于诸如波动转矩、带跨距模数(belt span m外径ulus)、系统中每个从动附件的惯量、带安装张力和带与链轮之间的相互作用之类的参数。带和链轮之间的相互作用取决于诸如链轮上相啮合的齿数、带的齿模数、带的尺寸和带与链轮表面之间的摩擦系数之类的参数。
图6是双凸轮四缸四冲程汽油发动机的示意图。示例性系统包括凸轮CM1和CM2以及在它们之间运行的带B。它还包括张紧器TEN、水泵WP和曲轴链轮CRK。带B的旋转方向是DoR。所关心的跨距长度是介于链轮CRK和链轮IDR之间的长度、介于链轮IDR和链轮WP之间的长度以及介于链轮CRK和链轮WP之间的长度。在图6中，曲轴链轮CRK和凸轮链轮CM1之间的带跨距长度是“SL”。为了计算的目的，由于在DoR中在CM1和CRK之间不存在主负载影响，因此这些可以作为一个跨距“SL”处理。用于图6中描述的系统的变量的近似典型值如下：
典型凸轮转矩波动为：20至40Nm/-10至-30N/m。
带跨距模数：240Mpa。
典型部件惯量值为：
CRK＝0.4gm²
CM1＝CM2＝1.02gm²
WP＝0.15gm²
带安装张力：400N(安装张力以本领域已知的方式通过张紧器TEN保持)。
三个链轮上相啮合的齿：CRK9个齿；CM1、CM215个齿。
带尺寸：宽度＝25.4mm；长度＝1257.3mm。
链轮表面11的摩擦系数的典型值介于0.15到0.5的范围内，典型地为0.2。
根据系统要求，典型的带安装张力值可以介于75N到高达900N的范围内。
带跨距模数取决于拉伸构件的构造、带内的拉伸构件的绳股的数量和带宽度。作为对具有20个拉伸构件的25.4mm宽的带，带跨距模数的一个实例为约240Mpa附近。
图7是四缸四冲程柴油发动机的从动链轮的典型的总负载特性的图，包括提取出的第1.5阶(曲线“C”)和第2阶(曲线“D”)。四缸四冲程汽油驱动发动机的负载特性通常不会包括第1.5阶。“偏移”指W/2。“总负载”指图7中的线“E”。
在图7中，线“A”是零转矩。线“B”表示带驱动系统中的平均转矩。曲线“C”是从总负载曲线“E”提取的第1.5阶转矩特性。曲线“D”是从总负载曲线“E”提取的第2阶转矩特性。曲线“E”是在曲轴CRK处测量到的发动机的总转矩特性。曲线“E”下面的区域表示为了使发动机在特定速度转动而完成的功。
图8是四缸四冲程发动机的驱动器链轮的第2阶负载特性(曲线“B”)的图，其包括长圆形链轮的半径变化(曲线“C”)和由此形成的带跨距长度变化(曲线“D”)。
在图8中，线“A”是零转矩。曲线“B”是从总负载提取的第2阶转矩特性。曲线“C”是由图1中的区段16产生的当曲轴滑轮转过360度时有效曲轴滑轮半径的变化。曲线“D”是曲线“C”的积分，并且是由图1中描述的链轮产生的带驱动跨距长度的有效变化。
图9是具有三活塞燃料泵(或者会引入第1.5阶的其他从动装置)的四缸四冲程柴油发动机的驱动器链轮的第1.5阶负载特性“B”的图，其包括长圆形链轮(图2)的可选的三瓣的实施方式的链轮半径长度的变化(曲线“C”)以及由此产生的带跨距长度变化(曲线“D”)。带跨距长度例如是图6中的凸轮链轮CAM和曲轴链轮CRK之间的距离。
在图9中，线“A”是零转矩。曲线“B”是从总负载提取的第1.5阶转矩特性。曲线“C”是当曲轴滑轮转过360度时有效曲柄滑轮半径的变化。曲线“D”是曲线“C”的积分，并且是在图3中描述的链轮的可选实施方式产生的驱动长度的有效变化。
图10中示出了本发明的系统中使用的各种带的拉伸构件的弹性模数。曲线SS1至SS6被公知为用于多种带200的应力-应变曲线。每条曲线表示带中的拉伸绳使用不同的材料时的模数。弹性体HNBR带主体是示例性的，而不是限制性的。除了HNBR之外，其他的带主体材料可以包括EPDM、CR和聚氨酯(poylurehthane)或者前述的两种或者更多种材料的结合。对于上述曲线，所述材料包括：
SS1(玻璃纤维#1拉伸绳，HNBR主体)
SS2(玻璃纤维#2拉伸绳，HNBR主体)
SS3(玻璃纤维#3拉伸绳，HNBR主体)
SS4(碳纤维拉伸绳，HNBR主体)
SS5(Aramid^TM拉伸绳，HNBR主体)
SS6(碳纤维拉伸绳，HNBR主体)
如现有技术中已知的那样，每个拉伸构件的弹性模数是每个曲线SS1至SS6的斜率。典型地，这个测量和计算在曲线的基本上线性的部分上进行。除了玻璃纤维、碳纤维和Aramid^TM之外，其他的拉伸构件可以包括细丝状不锈钢丝。
M＝Δ应力/Δ应变(在曲线的基本上线性的部分上测量到的)
带跨距模数取决于拉伸构件的构造、带内拉伸构件中的绳股的数量以及带宽度。对于曲线SS1以及25.4毫米宽并具有20股玻璃纤维拉伸构件的带，带跨距模数的例子将会是约242MPa。
图11是示出了长圆形链轮主长度的定相(phasing)和分相(misphasing)对图6中的系统的发动机动力学的的影响的一系列曲线。曲线“D”是链轮主长度相对于带进入点201的位置和转矩脉动之间的最优正时布置。曲线A、B和C分别是从曲线“A”顺时针错时(mistimed)+6个齿、+4个齿和+2个齿。曲线E是在逆时针方向上错时2个齿。根据驱动的支配阶数和将被系统减少了的那些的支配阶数，最大带跨距长度到峰值转矩和惯性负载的定相(phasing)可以变化。带进入点201是带与链轮相接合的点。在图3中，跨距长度为“SL”。
关于角度间隔或者定相，利用下面的公式计算容许角度误差：
+/-(360/2×链轮沟槽的数量)
带驱动跨距长度在转矩最大时为最大值。
图12是示出了正确定相的长圆形链轮对图6中所示的双凸轮四缸四冲程发动机的影响的图表。曲线“A”和“B”分别表示对于使用圆形链轮的现有技术的设计，在进气和排气凸轮轴链轮处的角度振动的测量值。
为了比较，曲线“C”和“D”分别表示对本发明的用在曲柄上的链轮在进气和排气凸轮轴链轮处的角度振动的测量值。所获得的角度振动的减小约为50％。
类似地，图13是图1中描述的正确定相的长圆形链轮对图6中所示的双凸轮四缸四冲程发动机的影响的图表。曲线“A”、“B”和“C”分别表示现有技术驱动设计在一定范围的发动机转速上的最大、平均和最小动态紧侧张力的测量值。在这个实例中，这个张力在图6中的位置IDR处测得。为了延长带的使用寿命，应当最小化带的紧侧张力。曲线“D”、“E”和“F”表示本发明的链轮在使用时的最大、平均和最小带紧侧张力。在发动机的共振速度范围(约4000rpm至约4800rpm)内所获得的安装紧侧张力的减小介于50％至60％的范围内。带的紧侧张力的减小表示带的使用寿命的大幅度改进。
虽然这里已经描述了本发明的多种形式，但对于本领域技术人员来说，明显的是在不背离这里描述的发明的精神和范围的前提下，可以对构造和零件的关系作出多种改变。