CN101265962B - 由计算机模拟设计同步传动装置转动体非圆形轮廓的方法 - Google Patents

Abstract

提供一种由计算机模拟设计同步传动装置的转动体的非圆形轮廓的方法。同步传动装置包括：连续循环回路式长传动构件；包括至少一个第一和一个第二转动体的若干转动体；和与第二转动体相连接的旋转负荷组件；转动体之一包括具有与缩进部交替排列的至少两个突出部的非圆形轮廓，旋转负荷组件在受到驱动转动时，产生一个周期性波动的负荷转矩。该方法包括如下步骤：确定周期性波动的负荷转矩的角位和幅值，以及确定非圆形轮廓的突出部和缩进部相对于产生在第二转动体上的周期性波动负荷转矩的角位，并且确定非圆形轮廓的偏心距，使得非圆形轮廓在第二转动体上施加一个相反的波动校正转矩，该校正转矩减少或基本上抵消旋转负荷组件上的波动负荷转矩。

Description

由计算机模拟设计同步传动装置转动体非圆形轮廓的方法

本申请是申请号为02823458.8、发明名称为“具有非圆形驱动部件的同步传动装置及其运转和构造方法”的中国发明专利申请的分案申请。

技术领域

本发明涉及一种同步传动装置、一种运转同步传动装置的方法和一种构造同步传动装置的方法。本发明涉及机械振动的消除或减少，特别是但不只是内燃机中的振动。

背景技术

诸如正时控制皮带系统这样的同步传动系统广泛应用于机动车辆中和工业应用中。在机动车辆中，采用例如正时控制皮带或同步链来驱动开合发动机进气阀和排气阀的凸轮轴。其它诸如水泵、燃油泵等的装置也可以由上述相同的皮带或链条驱动。

内燃机在其运转过程中会产生多种类型的机械振动，这些振动通常通过同步传动系统中的正时控制皮带或者同步链进行传递。进气阀、排气阀以及开合这些阀的凸轮轴形成一个很强的机械振动源。进气阀和排气阀的打开和闭合导致一种称作扭转振动的振动。当这些振动的频率接近传动装置的固有频率时，发生系统共振。共振时，扭转振动的振幅和张力的振幅达到其最大值。

作为柔性机械结构，正时控制皮带和同步链极易受机械振动的有害作用的影响。通过正时控制皮带或同步链传递的机械振动引起皮带张力或链条张力的波动，可能导致皮带或链条磨损的增加，从而使其寿命缩短。振动还可能引起同步误差，从而产生一些令人讨厌的噪音。

用于减少振动的传统技术包括增大皮带或者链条的张力，安装凸轮轴减振器。凸轮轴减振器通过一消振橡胶或硅树脂将惯性源与凸轮轴链轮连接。然而，增加皮带或链条的张力增大了噪声级，同时缩短了皮带或链条的使用寿命。由于造价和/或缺少空间，安装凸轮轴减振器也是一种不理想的解决方案。

在DE-A-195 20 508(Audi AG)中公开了一种用于内燃机的缠绕式皮带传动，正时控制皮带绕在两个和发动机的曲轴相连接的从动皮带轮上，一个驱动皮带轮和发动机的凸轮轴相连接。发明的一个目的在于抵消这种皮带传动中产生的扭转振动。建议提供一种附加扭转振动，通过该附加扭转振动可以把临界共振移至一个能被容许或不会发生的范围。在上述引用文献中由一个“不圆的”皮带轮产生扭转振动，该皮带轮作为凸轮轴皮带轮的组成部分示出。所示的不圆的皮带轮具有规则排列在皮带轮周围的四个突出部和四个缩进部。皮带轮外形的变化把扭转引入到从动皮带轮输入或输出范围处的正时控制皮带，叠加在内燃机的动态特性上，从而调整或者消除临界共振范围。一图示示出同步传动的扭转振动的曲线图，凸轮轴以度数为坐标而曲轴以转速为坐标。总振幅如图所示，图中还示出了主要的二阶振动和较小相关的四阶振动。给出一不圆的皮带轮偏心距大小的单独例子，但是没有说明在发动机型号、传动皮带型号及载荷类型给定的条件下，如何选择偏心距的大小和如何进行不圆的转动体相对于其它转动体的角度对准。如上所述，引用文献中的发明目的是抵消皮带传动中的扭转振动，但是并没有解决振动源的问题。

在1987年的日本实用新型JP 62-192077(专利公告号HEI 1-95538)(Hatano等/Mitsubishi公司)中公开了一种张力平衡传动装置，该传动装置通过一个诸如内燃机中的正时控制皮带这样的皮带传动装置把驱动皮带轮的转动传递给从动皮带轮。文中示出了一种正时控制皮带装置，该装置中，通过一个与内燃机的驱动轴相连的椭圆形正时控制皮带驱动链轮驱动凸轮轴的驱动轴的带齿皮带轮。该引用文献中启示，驱动皮带轮制成椭圆形，以便给传动皮带提供一个与由内燃机转动在皮带中产生的张力波动反相的张力波动。驱动皮带轮以在传动皮带上给定一个与已有的皮带的张力波动反相的张力波动的方式进行安装。椭圆形驱动链轮作为一种张力平衡装置，用于平衡传动皮带中的张力。一图示示出一个说明由气阀机构转矩产生的张力和由张力平衡装置(椭圆形驱动链轮)产生的张力的图表，所示的两个张力大小相等而相位相反。其中没有就如何确定椭圆形皮带轮偏心距的大小，及如何把驱动皮带轮的角位和由皮带驱动的凸轮轴皮带轮关联起来进行专门地阐述。另外，如1997年(Kubo/Mitsubishi公司)日本专利申请HEI 9-73581(专利公告号HEI10-266868)中所论述，随后在日本专利JP 62-192077中申请人确定以一个椭圆形链轮作为一个曲轴链轮使用存在许多困难和问题，因此不可取。

发明内容

本发明的一个目的是提供一种由计算机模拟设计同步传动装置的转动体的非圆形轮廓的方法，所述同步传动装置包括：一个连续循环回路式长传动构件，其具有若干啮合段；若干转动体，包括至少一个第一和一个第二转动体，所述第一转动体具有若干和所述长传动构件的啮合段相啮合的齿，所述第二转动体具有若干和所述长传动构件的啮合段相啮合的齿；和一个与所述第二转动体相连接的旋转负荷组件；所述转动体之一具有一个非圆形轮廓，所述非圆形轮廓具有与缩进部交替排列的至少两个突出部，所述旋转负荷组件在受到驱动转动时，产生一个周期性波动的负荷转矩，所述方法包括如下步骤：确定所述周期性波动的负荷转矩的角位和幅值，以及确定所述非圆形轮廓的突出部和缩进部相对于产生在所述第二转动体上的周期性波动负荷转矩的角位，并且确定所述非圆形轮廓的偏心距，使得所述非圆形轮廓在所述第二转动体上施加一个相反的波动校正转矩，该校正转矩减少或基本上抵消所述旋转负荷组件上的波动负荷转矩。

所述非圆形轮廓产生的所述波动校正转矩的幅值基本上等于所述波动负荷转矩的幅值，并且，所述波动校正转矩的角位基本上与所述波动负荷转矩的角位相反。

所述非圆形轮廓的角位设置在下列角位的+/-15°范围内，所述后一角位使得所述第一和第二转动体之间的传动跨距的最大伸长量与所述波动负荷转矩的峰值相符，所述传动跨距位于形成所述非圆形轮廓的所述转动体的张紧侧。

所述非圆形轮廓的偏心距大小通过以下步骤确定：(i)在预先选定的所述同步传动装置的运转条件下，测定所述旋转负荷组件的波动负荷转矩的幅值；(ii)计算所需的所述传动跨距周期性伸长和缩短的幅值；(iii)得出并纪录依经验与一系列值相关的数据，所述一系列值包括(a)所述非圆形轮廓的突出部和缩进部与圆的偏差和(b)产生的所述传动跨距周期性伸长和缩短的幅值；和(iv)从所述数据中选择相应的偏心距，以给出所要求的所述传动跨距周期性伸长和缩短的幅值。

按照下面的公式计算所需的所述传动跨距周期性伸长和缩短的幅值：

$L=\frac{T}{\mathrm{rk}}$

L＝所述传动跨距周期性伸长和缩短的幅值；

T＝在预先选定的所述同步传动装置的运转条件下，所述旋转负荷组件的波动负荷转矩的幅值；

r＝所述第二转动体的半径；和

k＝所述长传动构件的刚性系数，定义为： $k=\frac{\mathrm{dF}}{\mathrm{dL}},$

其中，dF为所述长传动构件的长度增加dL时所需的力。

所述确定角位的步骤包括确定大体为椭圆形的所述非圆形轮廓的突出部和缩进部相对于产生在所述第二转动体上的周期性波动负荷转矩的角位，并确定大体为椭圆形的所述非圆形轮廓的偏心距的大小，其中所述大体为椭圆形的非圆形轮廓在所述第二转动体上施加一个相反的波动校正转矩，其减少或基本上抵消所述第二转动体上的波动负荷转矩。

本发明的一个目的是提供一种同步传动装置，该装置包括一个连续循环回路式长传动构件，其具有若干啮合段。若干转动体包括至少一个第一转动体和一个第二转动体，其中第一转动体具有多个和长传动构件的啮合段相啮合的齿，第二转动体具有和所述长传动构件的啮合段相啮合的齿。一个旋转负荷组件与所述第二转动体相连接；所述长传动构件环绕着第一、第二转动体相啮合。第一转动体用于驱动长传动构件，而第二转动体由该长传动构件驱动。所述转动体其中之一具有一个设有至少两个突出部与缩进部交替排列的非圆形轮廓。当受到驱动转动时，旋转负荷组件产生一个周期性波动负荷转矩，其中，所述非圆形轮廓的突出部和缩进部的角位与产生在所述第二转动体上的周期性波动负荷转矩的角位相关，并且所述非圆形轮廓的偏心距的大小设定为，使得所述非圆形轮廓在所述第二转动体上施加一个相反的波动校正转矩，减少或基本上抵消所述旋转负荷组件的波动负荷转矩。

所述装置的优选实施形式是，通过长传动构件与设有所述非圆形轮廓的转动体相邻接的跨距的周期性伸长或缩短，所述非圆形轮廓产生上述的相反的波动校正转矩，所述长传动构件在其设有所述非圆形轮廓的转动体的皮带张紧侧具有一个传动跨距，所述非圆形轮廓的角位在下列角位的+/-15°角度范围(优选不超出+/-5°)内，所述后一角位使得所述传动跨距的最大伸长量与所述旋转负荷组件的波动负荷转矩的峰值相符。最优选地，所述非圆形轮廓的角位为，使所述传动跨距的最大伸长量与所述旋转负荷组件的波动负荷转矩的峰值相符时的角位。

所述装置的另一个优选实施形式是，所述非圆形轮廓的偏心距的大小为，在所述同步传动装置的一个预先选定的运转条件下，使所述波动校正转矩的幅值在所述波动负荷转矩的幅值的70％～110％范围内(优选90％～100％范围内)。最优选地，所述波动校正转矩的幅值基本上等于所述波动负荷转矩的幅值。

本说明书中，除非另行说明，术语周期性变化的幅值是指峰到峰的幅值。

这样，非圆形轮廓的偏心距的大小根据旋转负荷组件的波动负荷转矩的幅值来确定。在某些装置中，波动负荷转矩的幅值可以是基本恒定的，而在另一些装置中，波动负荷转矩的幅值可以是变化的。在波动负荷转矩的幅值恒定不变时，根据基本恒定的波动负荷转矩的幅值来确定偏心距的大小。而在波动负荷转矩的幅值变化时，其中用于确定偏心距的大小的值将根据所要求消除或减少有害振动的运转条件进行选择。例如在旋转负荷组件的波动负荷转矩变化时，可以根据例如在波动负荷转矩幅值最大时或者在装置处于固有共振频率的条件下确定的波动负荷转矩的幅值确定偏心距。比如在柴油发动机中，对于振动最容易出现故障的区间可能在燃油泵最大燃油输出之时。在这些情况中，根据在这些具体的情况确定的波动负荷转矩的幅值来确定偏心距。类似地，在汽油内燃机中，最容易出现故障的区间可能位于同步传动固有共振的区间，所以在这种情况下，偏心距要根据上述状况确定。

应该可以理解的是，本发明可应用在众多形式的同步传动设备中，而不是仅应用于内燃机中。同时，非圆形轮廓可以设置于传动装置中的许多不同位置。比如，非圆形轮廓可以设在第一转动体(驱动长传动构件)、和/或第二转动体(由长传动构件驱动)和/或第三转动体上，所述第三转动体可以是一个受迫与所述连续循环回路式长传动构件接触的空置转动体。

然而，本发明最适用于安装于一个内燃机中并且第一转动体包括一个曲轴链轮的情况。在一些设备中，内燃机是一种柴油发动机，并且旋转负荷组件包括一个旋转燃油泵。如同上述的装置，所述非圆形轮廓的偏心距的大小为，使波动校正转矩具有一个与在燃油泵油量最大输出的情况下确定的波动负荷转矩幅值大小基本相等的幅值。在其它设备中，内燃机可以是一个汽油发动机，并且旋转负荷组件可以是一个凸轮轴组件。

在确定非圆形轮廓的角位时，可考虑轮廓和设有该轮廓的转动体的各种基准参数。在一些设备中，非圆形轮廓具有至少两个基准半径，每个基准半径从设有非圆形轮廓的转动体的中心出发并穿过一个非圆形轮廓突出部的中心，并且非圆形轮廓的角位与设有非圆形轮廓的转动体的基准方向相关，所述的基准方向为所述长传动构件和所述转动体啮合而产生的轮毂负荷力的方向。所述非圆形轮廓的角位是这样的，当旋转负荷组件的波动负荷转矩达到最大值时，基准半径的角位优选在从基准方向算起的90°～180°范围内，这是在设有非圆形轮廓转动体旋转方向上测得的。优选地，该范围包括一个130°～140°的范围。更优选地，基准半径的角位从基准方向算起，在设有所述非圆形轮廓的转动体的转动方向取基本上为135°。

可以理解的是，非圆形轮廓可以具有很多不同的形状，比如一个基本为椭圆的轮廓或者一个具有环绕转动体均匀设置的三、四个突出部的轮廓。轮廓的选择取决于同步传动装置的其它组件。可以提供包括下述的一些实施例，即：内燃机是一个四缸直列式内燃机，并且曲轴链轮具有一个椭圆形的轮廓；内燃机是一个四缸直列式内燃机，并且凸轮轴链轮具有一个大体为矩形的轮廓；内燃机是一个四缸直列式内燃机，并且凸轮轴链轮具有一个大体为矩形的轮廓并且曲轴链轮具有一个椭圆形的轮廓；内燃机是一个三缸直列式内燃机，并且凸轮轴链轮具有一个大体为三角形的轮廓；内燃机是一个六缸直列式内燃机，并且曲轴链轮具有一个大体为三角形的轮廓；内燃机是一个六缸V6型内燃机，并且凸轮轴链轮具有一个大体为三角形的轮廓；内燃机是一个八缸V8型内燃机，并且凸轮轴链轮具有一个大体为矩形的轮廓；或者内燃机是一个二缸内燃机，并且凸轮轴链轮具有一个椭圆形的轮廓。

在上述本发明的多数实施例中，突出部和缩进部尺寸基本相同，给出一个规则的非圆形轮廓。但是依据待消除的扭转振动的情况，可以提供一个非规则轮廓。此外，上面提到的突出部可以构成主要突出部，同样上面提到的缩进部构成主要缩进部，并且非圆形轮廓可以包括另外的小于主要突出部的次级突出部。这些次级突出部可以用来在作用于第二转动体的转矩中，产生附加的、次级的波动校正转矩形式，来减少或者基本上抵消旋转负荷组件引起的次级波动负荷转矩，特别是例如为了减小或者基本上消除旋转负荷组件引起的四阶波动负荷转矩。

在此本发明特征相对于本发明的装置提出，可以理解，这样的特征也可相对于本发明的方法设置(即，一种运转同步传动装置的方法，或一种构造同步传动装置的方法)，反之亦然。

可以理解的是，本发明另一目的是提供一种运转同步传动装置的方法，所述同步传动装置包括一个连续循环回路式长传动构件，其具有若干啮合段。若干转动体包括至少一个第一和一个第二转动体。所述第一转动体具有若干和所述长传动构件的啮合段相啮合的齿，所述第二转动体具有若干和所述长传动构件的啮合段相啮合的齿。一个旋转负荷组件与所述第二转动体相连接。所述转动体之一具有一个非圆形轮廓，所述非圆形轮廓具有至少两个突出部与缩进部交替排列。所述旋转负荷组件在受到驱动转动时，产生一个周期性波动的负荷转矩。所述非圆形轮廓的突出部和缩进部的角位与产生在所述第二转动体上的周期性波动负荷转矩的角位相关。

所述方法包括如下步骤：使所述长传动构件环绕着所述第一和第二转动体相啮合，由所述第一转动体驱动所述长传动构件，而所述第二转动体由所述长传动构件驱动，通过所述非圆形轮廓在所述第二转动体上作用一个相反的波动校正转矩，以减少或基本上抵消所述旋转负荷组件的波动负荷转矩。

本发明的另一个目的是，提供一种构造同步传动装置的方法，其包括：

(i)组装下列组件包括：一个连续循环回路式长传动构件，具有若干啮合段；若干转动体，包括至少一个第一和一个第二转动体，所述第一转动体具有若干和所述长传动构件的啮合段相啮合的齿，所述第二转动体具有若干和所述长传动构件的啮合段相啮合的齿；和一个与所述第二转动体连接的旋转负荷组件；和

(ii)将所述长传动构件环绕着所述第一、第二转动体相啮合，所述第一转动体设置用来驱动所述长传动构件，而所述第二转动体设置为由所述长传动构件驱动，所述转动体之一具有一个非圆形轮廓，所述非圆形轮廓具有至少两个突出部与缩进部交替排列，所述旋转负荷组件受到驱动转动时，产生一个周期性波动的负荷转矩；

(iii)确定所述非圆形轮廓的突出部和缩进部相对于产生在所述第二转动体上的周期性波动负荷转矩的角位，并且所述非圆形轮廓的偏心距的大小设定为，使得所述非圆形轮廓在所述第二转动体上施加一个相反的波动校正转矩，减少或基本上抵消所述旋转负荷组件上的波动负荷转矩。

所述构造同步传动装置的方法的一个优选实施例中，所述方法包括：

(i)设置所述非圆形轮廓，通过长传动构件与设有所述非圆形轮廓的转动体邻接的跨距的周期性伸长或缩短，产生所述的相反的波动校正转矩，所述长传动构件在设有所述非圆形轮廓的转动体与另一个转动体之间具有一个传动跨距，所述传动跨距设置于设有非圆形轮廓的转动体的皮带张紧侧；和

(ii)通过将所述非圆形轮廓的角位设置在下列角位的+/-15°范围内，所述后一角位使得所述传动跨距的最大伸长量与所述旋转负荷组件的波动负荷转矩的峰值相符，以此来确定所述非圆形轮廓的突出部和缩进部的角位。

所述构造同步传动装置的方法的另一个优选实施例中，所述非圆形轮廓的偏心距的大小通过如下步骤确定：

(i)在预先选定的所述同步传动装置的运转条件下，测定所述旋转负荷组件(26)的波动负荷转矩的幅值；

(ii)按照下面的公式计算所需的所述传动跨距周期性伸长或缩短的幅值：

$L=\frac{T}{\mathrm{rk}}$

L＝所述传动跨距周期伸长或缩短的幅值；

T＝在预先选定的所述同步传动装置的运转条件下，所述旋转负荷组件的波动负荷转矩的幅值；

r＝所述第二转动体的半径；和

k＝所述长传动构件的刚性系数，定义为： $k=\frac{\mathrm{dF}}{\mathrm{dL}},$ 其中，dF为所述长传动构件的长度增加dL时所需的力。

(iii)得出并记录依经验与一系列值相关的数据，所述一系列值包括(a)所述非圆形轮廓的突出部和缩进部与圆的偏差和(b)产生的所述传动跨距周期性伸长或缩短的幅值；和

(iv)从数据中选择相应的偏心距，以给出所要求的所述传动跨距周期性伸长或缩短的幅值。

本发明提出一个抵消或减少同步传动装置扭转振动的一个最佳方式，即在其中一个转动体上设置一个非圆形轮廓来抵消或减少负荷组件中的波动负荷转矩，而不像在现有技术中那样设法抵消或减少连续循环的传动构件中的张力变化。为了抵消或减少负荷组件中的波动负荷转矩，其实质上是在长传动构件中提供一个变化的张力。本发明可使扭转激励源消除或减少，而不是竭力通过消除长传动构件中张力的变化来处理扭转的影响。

因此，尽管在同步传动装置中的一个转动体上安装一个非圆形轮廓已公知，但是选择确定非圆形轮廓突出部和缩进部的偏心距大小及同步的方法还没有达到产生所需结果的程度。例如，在通常的内燃机中，如果选择偏心距来平衡传动皮带中的张力，消除负荷组件中的扭转振动的偏心距通常会相当大。在通常的内燃机中，将在转速为2000～2500rpm时达到共振频率。如果选择非圆形轮廓来消除传动皮带共振区域内的任何张力变化，则通常偏心距设置得比消除振动所需张力更大。其结果是致使传动皮带过度磨损，各种链轮连同装置将不会对减少振动起到良好的作用。

对于另外一种方法，其中现有技术装置不完善，设置非圆形轮廓的正时(转化为角位)以与负荷组件中的负荷转矩波动的正时(转化为角位)准确地相关联是重要的。非圆形轮廓和旋转负荷组件的负荷转矩波动的相对正时根据第一和第二转动体之间、第一转动体张紧侧的长传动构件的跨距的周期性伸长和缩短可方便的确定。本发明最优选正时设置是非圆形轮廓的角位为，使得长传动构件的传动跨距的最大伸长量基本上与旋转负荷组件的波动负荷转矩峰值相符。但是，如果正时设定在该优选角位的+/-15°的范围内，本发明能够使振动基本上的减小。一个更优选的角位范围是该优选角位的+/-5°。

相反，在现有技术中，则根据长传动构件中的张力来设置非圆形轮廓的偏心距。而在通常的内燃机中，传动皮带上峰值张力在其正时控制中是变化的，根据测定的转速范围的区段而定。通常，传动皮带的最大张力发生在一个内燃机共振频率的时间阶段，发生在转速范围在共振以下的循环内、一个较早的时间，和发生在转速范围大于共振情况区域的循环的较后部分。这样，根据现有技术中为了平衡传动皮带的张力所选定的条件，非圆形轮廓的偏心距的正时可以提前或者落后于消除负荷组件中的波动负荷转矩的优选位置。

总而言之，本发明提供了最有利于消除或减少负荷组件的波动负荷转矩的非圆形轮廓的偏心距及其正时控制的正确选择。

附图说明

下面将结合附图用举例方式对本发明的实施例进行描述。

图1是本发明的用于机动车辆内燃机的同步传动装置的示意图；

图2是图1所示的曲轴链轮的放大图；

图3是双凸轮轴(DOHC)发动机配置中的内燃机同步传动装置的示意图；

图4a是单凸轮轴(SOHC)的曲轴上的波动负荷转矩的曲线图和图1和图2所示的椭圆形曲轴链轮所产生的波动校正转矩的曲线图，各曲线图都是对于曲轴旋转一周绘出的；

图4b是由双凸轮内燃机的进气凸轮中产生的波动负荷转矩、由排气凸轮中产生的波动负荷转矩、和由图3所示发动机中的椭圆形曲轴链轮产生的波动校正转矩的曲线图，所有曲线图都是对于曲轴旋转一周绘出的；

图5a～图5d是在四缸和三缸发动机中实现本发明的曲轴和凸轮轴链轮的不同组合；

图6a～图6d是在六缸、八缸和二缸发动机中实现本发明的曲轴和凸轮轴链轮的不同组合；

图7a曲线图示出在不同的发动机转速下，内燃机中扭转振动的大小，纵轴表示凸轮轴运动度数中扭转振动的振幅，横轴表示发动机转速rpm，该曲线图表示在一个公知的、具有一个圆形的曲轴链轮的发动机中的状况。

图7b曲线图示出在不同的发动机转速下，内燃机中扭转振动的大小，纵轴表示凸轮轴运动度数中扭转振动的振幅，横轴表示发动机转速(rpm)，该曲线图表示运用一个椭圆形的曲轴链轮的同步传动装置的状况；

图8a曲线图示出在不同的发动机转速下，内燃机中张力的大小，纵轴表示皮带张力的幅值，横轴表示发动机转速(rpm)，该曲线图表示在一个公知的、具有一个圆形的曲轴链轮的发动机中的状况；

图8b曲线图示出在不同的发动机转速下，内燃机中张力的大小，纵轴表示皮带张力的幅值，横轴表示发动机转速(rpm)，该曲线图表示利用一个椭圆形的曲轴链轮实现本发明的同步传动装置的状况；

图9a和图9b分别示出现有技术中发动机的曲轴以转速1500rpm旋转一周范围内的皮带中张力的波动，所述发动机具有一个圆形的曲轴链轮，图9a和图9b分别示出曲轴链轮上皮带张紧侧和皮带松弛侧的皮带张力的变化；

图10a和图10b分别示出现有技术中发动机的曲轴以转速2500rpm旋转一周范围内皮带中张力的波动，所述发动机具有一个圆形的曲轴链轮，图10a和图10b分别示出曲轴链轮上皮带张紧侧和皮带松弛侧的皮带张力的变化；

图11分别示出现有技术中发动机的曲轴以转速3500rpm旋转一周范围内皮带中张力的波动，所述发动机具有一个圆形的曲轴链轮，图11a和图11b分别示出曲轴链轮上皮带张紧侧和皮带松弛侧的皮带张力的变化；

图12是一个三维曲线图，示出一个公知的、具有一个圆形的曲轴链轮的内燃机中凸轮轴扭转振动的分布，X轴表示不同的振动谐波阶次，Y轴表示发动机转速(rpm)，Z轴表示凸轮轴扭转振动的振幅；

图13是一个三维曲线图，示出本发明的、具有一个椭圆形的曲轴链轮的发动机中凸轮轴扭转振动的分布，X轴表示不同的振动谐波阶次，Y轴表示发动机转速(rpm)，Z轴表示凸轮轴扭转振动的振幅；

图14a是在诸如一个凸轮轴的旋转负荷组件上的波动的负荷转矩的曲线图；

图14b示出本发明实施例中，一个非圆形外形19如何来消除图14a中的转矩波动；和

图15、16和17是一种计算机绘出的本发明的一个椭圆形曲轴外形的虚拟图形，所述外形以一个齿的角度提前量步进，图16相对图15步进一个齿，图17相对图16步进一个齿。

具体实施方式

图1是本发明的一个用于机动车辆内燃机的同步传动装置的示意图。所述同步传动装置包括一个连续循环回路式长传动构件10、第一转动体11、第二转动体12、及转动体13、14和17。连续循环回路式长传动构件10设置为一个具有齿15的常规正时控制皮带，齿15与其间的凹部一起组成所述连续循环回路式长传动构件的若干啮合段。转动体11和转动体12设置为一个具有若干齿16的链轮，齿16与在正时控制皮带10的齿15之间的凹部相啮合。链轮11与一内燃机的曲轴(图未示)连接，链轮12与一个旋转负荷组件(图未示)连接，所述旋转负荷组件由内燃机的一个凸轮轴26构建。正时控制皮带10环绕着转动体11和12相啮合，第一转动体11设置用于驱动皮带10，第二转动体12设置成由皮带10驱动。转动体14也具有齿16，且由一个驱动内燃机的诸如水泵之类的其它部件的链轮组成，转动体13优选作为一个皮带张紧装置，压在正时控制皮带10不带齿的一侧上，以公知的方式拉紧皮带。转动体17优选作为一个固定导轮，压在正时控制皮带10不带齿的一侧上。

在一种同步传动装置的公知形式中，曲轴链轮通常具有一个圆形轮廓。在这种情形中，同步传动装置容易振动，即扭转振动，其由顶置凸轮轴开合内燃机的进气阀和排气阀引起。激励源在图4a和图4b示出。图4a示出作用在一个单凸轮轴发动机中的凸轮轴上的波动负荷转矩103，图4b示出作用在一个双凸轮轴发动机中的凸轮轴上的波动负荷转矩。图4b为一个发动机单循环范围的凸轮轴转矩的变化，曲线101表示输入转矩如何随发动机转过的角度而变化，曲线102表示输出转矩如何随发动机转过的角度而变化。

在如图1所示的本发明用于一个单凸轮发动机的实施例中，曲轴链轮11具有一个非圆形轮廓(图2为其放大图)，总体用标号19指示。如具体实施例所述，非圆形轮廓19为一个具有长轴20、短轴21的椭圆形。轮廓19具有两个突出部22和23及两个缩进部24和25。

链轮11上的椭圆形轮廓19的构造如图2所示，其产生一个波动校正转矩，通过皮带10作用在第二转动体12上。该波动校正转矩以104示于图4a。在优选情况中，总的波动负荷转矩103通过整个校正转矩104消除。校正转矩104优选与整个负荷转矩103成180°反相，并且波动的校正转矩104的峰值等于整个波动负荷转矩103的峰值。

在如图2所示的采用椭圆形轮廓19的本发明的实施例中，非圆形轮廓19的突出部22和缩进部24的角位与第二转动体12的角位相关，并且非圆形轮廓19的偏心距的大小设定为：使得非圆形轮廓19在第二转动体12上作用一个相反的波动校正转矩104，基本上抵消了旋转负荷组件26的波动负荷转矩103。

下面将对非圆形轮廓19的正时控制及偏心距大小的确定进行更加详细的说明。图1中各个转动体之间的跨距中，用10A表示转动体12和14之间的跨距，用10B表示转动体14和11之间的跨距，用10C表示转动体12和13之间的跨距，用10D表示转动体13和17之间的跨距，用10E表示转动体17和11之间的跨距。用10A和10B表示的第一转动体11和第二转动体12之间的跨距称作两个转动体之间的传动跨距，其设置在第一转动体11的皮带张紧侧，非圆形轮廓形成于第一转动体11上。用10C、10D、10E表示的第一转动体11和第二转动体12间的跨距称作皮带松驰侧，尽管皮带的两边都拉紧了。待消除的扭转振动由旋转负荷组件(凸轮轴26)上的波动负荷转矩形成，根据本发明，通过借助于正时控制皮带10在凸轮轴26上作用一个相反的波动校正转矩，减少或基本抵消该波动负荷转矩。相反的波动校正转矩通过邻近设有非圆形轮廓的转动体11的非圆形轮廓19，借由跨距10A、10B和10C、10D、10E周期性伸长或缩短而产生。在本发明的优选实施例中，非圆形轮廓19的角位设置为尽可能接近地使传动跨距10A、10B的最大伸长量基本上与凸轮轴26上波动负荷转矩相符。通常或许不能精确设置，只要非圆形轮廓的角位在所述优选角位的+/-15度范围内，更优选范围为+/-5度范围内，即可实现本发明的优点。

参看图1和图2的一个具体实施例，椭圆形轮廓19具有两个基准半径20a和20b，共同构成椭圆的长轴。每个基准半径20a和20b从转动体11的中心出发并穿过各突出部22、23的中心。非圆形轮廓19的角位与转动体11的基准方向相关，该基准方向为一个向量或虚线的方向，该向量平分连续循环回路式传动构件10包绕转动体11上的角区，以下也称为二等分方向27。平分所述包绕角区的向量与皮带传动系统静止不动时皮带10和转动体11啮合所产生的轮毂负荷力的方向相同。然而，可以理解的是，轮毂负荷力的方向在皮带传动系统运转过程中是动态变化。非圆形轮廓19的正时(timing)是这样设定的，当第二转动体上的波动负荷转矩达到最大时，基准半径20a的角位在距包绕角区的二等分线的基准方向(即，二等分方向)的90°～180°范围内，沿转动体11的旋转方向上算起，优选在130°～140°范围内。假设图1的组件处于当第二转动体12上的波动负荷转矩达到最大值的瞬时，非圆形轮廓19的优选的正时如图1所示，即基准半径20a和二等分方向27之间的夹角为135°，用角θ表示。

还可以理解的是，在本说明书中，术语“基准半径”用于非圆形轮廓19，测定的基准参数为一个穿过相应的突出部的假想圆周的半径，而不是整个轮廓的半径，因为整个轮廓实际上是非圆形的。术语基准半径只是用于表示形成有所述轮廓的转动体轴线的中心与相对应的突出部处轮廓的最大范围之间的距离。

下面将给出如何确定所示的具体实施例中的非圆形轮廓19的偏心距的大小。总之，轮廓19的偏心距的大小优选设置为使得图4a所示的波动校正转矩104与图4a所示的波动负荷转矩103基本上幅值相等、相位相反。但是，在波动校正转矩104的幅值在波动负荷转矩103幅值的75％～110％范围内，优选在其90％～100％范围内的实施例中仍然可以达到这样的优点。在发动机的整个转速范围内，波动负荷转矩103具有一个基本上恒定的幅值，校正转矩104的幅值只是基本上等于波动负荷转矩的恒定幅值。

确定偏心距大小的实际步骤如下。在选定的运转条件下，在这里是在波动负荷转矩幅值最大时，首先测量凸轮轴26的波动负荷转矩103的幅值。接着，按照下列公式计算传动跨距10a、10b周期性伸长及缩短所需的幅值：

$L=\frac{T}{\mathrm{rk}}$

L＝传动跨距周期伸长或缩短所需的幅值；

T＝凸轮轴26的波动负荷转矩的最大幅值；

r＝第二转动体12的半径；和

k＝皮带10的刚性系数。

刚性系数k由下列公式得到： $k=\frac{\mathrm{dF}}{\mathrm{dL}}.$

其中，dF为长传动构件的长度增加dL时所需的力。

通过上面例举的计算方式，波动负荷转矩T的幅值可以是10Nm(从零到峰值)，转动体12的半径可以是50mm。这提供一个产生所需的波动校正转矩所需的最大力F＝200N。在所论述的实施例中，由200N的张力除以刚性系数k得到所需的跨距变化，例如对于一个标准皮带为400N/mm。这给出正时控制皮带伸长或缩短所需的幅值为0.5mm(从零到峰值)。

下一个步骤是计算当椭圆的主轴20a设置在图1所示的角度θ＝135°时，在正时控制阶段，提供伸长或缩短长度所需的偏心距。由于很难获得理论计算值，所以通过“查找表”中的当量值进行偏心距的计算。该查找表通过根据经验得出并纪录一系列值制成，所述值包括(i)非圆形轮廓突出部和缩进部与圆的偏差；(ii)传动跨距的周期伸长或缩短产生的幅值。于是，所需的偏心距就能够从给出传动跨距的周期性伸长或缩短所需幅值的数据中选定。

生成的数据库提供包括传动跨距10A和10B伸长或缩短幅值表组成的查找表，以用于查找沿椭圆轮廓19的长轴的偏心距的不同数值。如下面的表1举例给出这样的数据。用于对照的基准圆是一个直径等于长轴长度20和短轴长度21平均值的圆。椭圆形轮廓19的偏心距可以通过考虑轮廓线与基准圆在长轴20处的偏差确定，如给出的例子。

                         表1

选定的椭圆基准轮廓线与基础圆  的差值	传动跨距10A和10B的周期性伸长  或缩短的幅值
		0.5mm	0.25mm

选定的椭圆基准轮廓线与基础圆  的差值	传动跨距10A和10B的周期性伸长  或缩短的幅值
		1.0mm	0.49mm
1.5mm	0.74mm

该表可以通过例如生成一个计算机模拟的椭圆形轮廓19，然后通过一系列的角度提前量而步进式获得，例如图15、16和17所示，假定每次一个齿。对于每个步进，计算机模拟设置为提供一个等效的传动跨距10A、10B的伸长或缩短的指示，用于给出半径20A的长轴的具体长度。然后，在计算机模拟中，基准半径20A变化，另一系列的用于新半径20A的数据产生。使所述轮廓步进经过图15、16和17所示的位置的目的在于根据经验确定对应的传动跨距10A、10B伸长量达到最大伸展范围的位置。在确定上述位置之时，选取出适当值用于跨距10A、10B的最大长度，该长度依照着对应的基准半径20A的偏心距而设定。图15、16和17示出如何通过虚拟的原型设计确定伸长量的幅值。

图5a～图5d是用于四缸和三缸发动机的曲轴与凸轮轴链轮的不同组合。图6a～图6d是用于六缸、八缸和二缸发动机的曲轴和凸轮轴链轮的不同组合。

图7a示出一个圆形曲轴链轮的凸轮轴的扭转振动幅值，以扭转振动程度相对发动机转速rpm的关系曲线表示。图7b示出一个椭圆形曲轴链轮的扭转振动幅值，以扭转振动程度相对发动机转速rpm的关系曲线表示。图7b表明扭转振动明显减少。只有一些来自曲轴的扭转振动。共振已经消除。

图8a示出一个圆形曲轴链轮的皮带张紧侧张力波动相对发动机转速rpm的关系曲线。图8b示出一个椭圆形曲轴链轮的皮带张紧侧张力波动相对发动机转速rpm的关系曲线。图8b还表明共振已经消除。在整个转速rpm范围内张力波动仍然存在，但是它们需要存在以消除转矩。

图9a与图9b示出圆形曲轴链轮以1500rpm转动一圈，皮带张紧侧和皮带松驰侧张力波动。图10a与图10b示出圆形曲轴链轮在系统共振(2500rpm)时，转动一圈，皮带张紧侧和皮带松驰侧张力波动。图11a与图11b示出圆形曲轴链轮以3500rpm转动一圈，皮带张紧侧和皮带松驰侧张力波动。

图12示出一个圆形曲轴链轮的凸轮轴扭转振动的光谱分析图：x轴＝谐波的阶次；y轴＝发动机每分钟转速(rpm)；z轴＝凸轮轴扭转振动的振幅。

图13示出一个椭圆形曲轴链轮的凸轮轴扭转振动的光谱分析图：x轴＝谐波的阶次；y轴＝发动机每分钟转速(rpm)；z轴＝凸轮轴扭转振动的振幅。只有二阶的扭转振动由椭圆形轮廓消除。如图14所示，采用一个更为复杂的轮廓同时消除二阶和四阶扭转振动。

图14a与图14b放大示出本发明实施例中，同步传动装置中的转动体之一的非圆形轮廓19如何成型以适应调节旋转负荷组件转矩中两种不同阶次的扭转波动。图14由图14a和14b两个图组成。图14a以曲线110表示一个等于图12所示的二阶峰值的二阶波动负荷转矩。曲线111表示一个等于图12所示的四阶峰值的四阶波动负荷转矩。曲线112表示旋转负荷组件上的一个复合的波动负荷扭矩。

在图14b中，在19A处放大示出适用于图1所示的曲轴转动体上的一个基本上呈椭圆形的轮廓，该轮廓具有突出部22和23。这两个突出部产生一个校正波动负荷转矩，用来消除图14a中所示的二阶波动负荷转矩110。以19B指示出的第二轮廓成形有四个次突出部，如果把该轮廓用作曲轴链轮11的轮廓，将会产生一个等于图14a中四阶波动负荷转矩111的校正转矩。在图14b中，以19C指示出本发明实施例的一个由两种轮廓19A和19B复合的非圆形轮廓。该复合的轮廓19C具有两个主突出部和两个次突出部。该复合的轮廓19C产生一个波动校正转矩，能够消除图14a中所示的复合的波动负荷转矩112。

这样，在图14中，示出椭圆形转动体的一种改变形式，其设有另外四个轮廓的次突出部。这样做的原因是考虑图12和图13所示的四阶谐波扭转振动。在图12中，示出在一个具有圆形曲轴链轮的同步传动装置的情况下，由二阶、四阶和六阶谐波所引起的扭转振动。图13示出采用本发明的一个椭圆形曲轴链轮之后所剩的扭转振动。可以看出，存在四阶谐波扭转振动。通过在曲轴链轮的非圆形轮廓上提供另外的突出部可减小或消除该振动。这些次突出部尺寸比主突出部尺寸小，并且其设置是用来产生在作用于第二转动体的转矩中的次级的波动校正转矩形式，以减少或基本上消除由旋转负荷组件产生的四阶波动负荷转矩。

下面整体考虑本发明实施例的工作原理，已知在一个用于内燃机的同步传动系统中，提供一个具有椭圆形轮廓的曲轴链轮。本发明提供一种非圆形轮廓的偏心距准确选择及其正时控制，这样有利于消除或减少该负荷组件中的波动负荷转矩，而不是象现有技术中的装置中所采用的试图平衡传动皮带的张力那样。

本发明可以通过牛顿第二定律来理解，不平衡力的存在将使物体加速。这里给出线性方程：加速度＝力/质量(a＝F/m)。在旋转运动中：加速度＝转矩/惯量(a＝T/I)。在一个普通的内燃机中，来自气阀机构或者柴油燃料泵的转矩使速度、角位置波动(也称作扭转振动)。通过使用一个椭圆形曲轴链轮，其(在适当的瞬间)牵引皮带，产生一个附加转矩，该附加转矩具有使作用在凸轮轴上的复合转矩为零的幅值和相位。根据牛顿第一定律，没有转矩意味着没有加速度。没有加速度意味着没有速度波动，进而意味着没有扭转振动的产生。

进气阀和排气阀的开合是转矩波动源。这些转矩波动使凸轮轴受到速度波动，速度波动反过来引起角位波动，另称作扭转振动。解决这种工作情况的最好方法是通过引入另外的作用在凸轮轴上的转矩，在发生源处破坏引起波动的原因，即消除凸轮轴处的转矩波动。其中一种方法是在曲轴上使用一个椭圆形链轮。椭圆形链轮旋转时会产生跨度距离的波动，即曲轴每转动一周，拉伸或释放两次。当张紧侧拉伸时，松弛侧释放，反之亦然。拉伸或释放皮带意味着在凸轮轴上产生一个新的附加转矩。如果该新转矩具有适当的幅值和相位，它就能平衡来自气阀机构的第一转矩。没有转矩波动意味着没有速度波动，因而没有扭转振动。

在本发明的实施例中，当凸轮轴中的扭转振动消除时，皮带张力仍然变化。实际上，皮带中的张力变化使凸轮轴中的扭转振动停止。在现有技术中，其目的是除去皮带中的张力变化，其不是除去凸轮轴中扭转振动所需要的。本发明目的是除去由从动链轮中的转矩负荷变化引起的从动链轮的速度变化。其通过改变从动轮循环期间皮带中的张力而实现。在从动链轮上的转矩负载增大时，皮带中的张力必定增加。在需要张力增加的时刻，跨矩的有效长度一定增加。这是通过设置一个椭圆，使长轴从一个与轮毂负荷垂直的位置转动到一个沿着轮毂负荷方向的位置而实现。在张力需要减小的时刻，跨矩的有效长度一定减小。这通过长轴从垂直位置转动到水平位置来实现。

Claims (6)

1.一种由计算机模拟设计同步传动装置的转动体的非圆形轮廓的方法，所述同步传动装置包括：一个连续循环回路式长传动构件，其具有若干啮合段；若干转动体，包括至少一个第一和一个第二转动体，所述第一转动体具有若干和所述长传动构件的啮合段相啮合的齿，所述第二转动体具有若干和所述长传动构件的啮合段相啮合的齿；和一个与所述第二转动体相连接的旋转负荷组件；所述转动体之一具有一个非圆形轮廓，所述非圆形轮廓具有与缩进部交替排列的至少两个突出部，所述旋转负荷组件在受到驱动转动时，产生一个周期性波动的负荷转矩，所述方法包括如下步骤：

确定所述周期性波动的负荷转矩的角位和幅值，以及

确定所述非圆形轮廓的突出部和缩进部相对于产生在所述第二转动体上的周期性波动负荷转矩的角位，并且确定所述非圆形轮廓的偏心距，使得所述非圆形轮廓在所述第二转动体上施加一个相反的波动校正转矩，该校正转矩减少或基本上抵消所述旋转负荷组件上的波动负荷转矩。

2.如权利要求1所述的方法，其特征在于：所述非圆形轮廓产生的所述波动校正转矩的幅值基本上等于所述波动负荷转矩的幅值，并且，所述波动校正转矩的角位基本上与所述波动负荷转矩的角位相反。

3.如权利要求2所述的方法，其特征在于：所述非圆形轮廓的角位设置在下列角位的+/-15°范围内，所述后一角位使得所述第一和第二转动体之间的传动跨距的最大伸长量与所述波动负荷转矩的峰值相符，所述传动跨距位于形成所述非圆形轮廓的所述转动体的张紧侧。

4.如权利要求3所述的方法，其特征在于：所述非圆形轮廓的偏心距大小通过以下步骤确定：

(i)在预先选定的所述同步传动装置的运转条件下，测定所述旋转负荷组件的波动负荷转矩的幅值；

(ii)计算所需的所述传动跨距周期性伸长和缩短的幅值；

(iii)得出并纪录依经验与一系列值相关的数据，所述一系列值包括(a)所述非圆形轮廓的突出部和缩进部与圆的偏差和(b)产生的所述传动跨距周期性伸长和缩短的幅值；和

(iv)从所述数据中选择相应的偏心距，以给出所要求的所述传动跨距周期性伸长和缩短的幅值。

5.如权利要求4所述的方法，其特征在于：按照下面的公式计算所需的所述传动跨距周期性伸长和缩短的幅值：

$L=\frac{T}{\mathrm{rk}}$

L＝所述传动跨距周期性伸长和缩短的幅值；

T＝在预先选定的所述同步传动装置的运转条件下，所述旋转负荷组件的波动负荷转矩的幅值；

r＝所述第二转动体的半径；和

k＝所述长传动构件的刚性系数，定义为： $k=\frac{\mathrm{dF}}{\mathrm{dL}},$

其中，dF为所述长传动构件的长度增加dL时所需的力。

6.如权利要求5所述的方法，其特征在于：

所述确定角位的步骤包括确定椭圆形的所述非圆形轮廓的突出部和缩进部相对于产生在所述第二转动体上的周期性波动负荷转矩的角位，并确定椭圆形的所述非圆形轮廓的偏心距的大小，其中所述椭圆形的非圆形轮廓在所述第二转动体上施加一个相反的波动校正转矩，其减少或基本上抵消所述第二转动体上的波动负荷转矩。

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