CN104364560A - 非圆形的旋转部件 - Google Patents

Abstract

提供了旋转部件，包括具有非圆形周边的本体和围绕本体的周边定位的多个齿。该本体的非圆形周边导致在旋转部件围绕轴线的旋转期间在与旋转部件接合的循环传动构件中产生的张紧力的变化。谷部将每个齿和相邻的每个齿分开。每个谷部的宽度和齿距中的至少一者与在旋转部件围绕轴线旋转期间当谷部接纳带齿时在循环传动构件中产生的张紧力的量大致相关。在优选的实施方式中，谷部宽度和齿距两者均与在旋转部件围绕轴线旋转期间当谷部接纳带齿时在循环传动构件中产生的张紧力的量大致相关。

Description

非圆形的旋转部件

技术领域

本发明涉及非圆形的旋转部件，该非圆形的旋转部件特别地但非唯一地用于同步传动装置，并且本发明涉及构造这种部件的方法。该部件可以包括特别地但非唯一地在内燃发动机中用于消除或减少机械振动的非圆形的链轮部件。

背景技术

同步传动系统，如基于正时皮带的系统，广泛应用于机动车辆中以及工业应用中。例如，在机动车辆中，正时皮带或链被用来驱动打开和关闭发动机进气门和排气门的凸轮轴。另外，其他设备如水泵、燃油泵等也可以由同一根皮带或链驱动。

内燃发动机在其运行期间会产生多种类型的机械振动，并且这些振动通常通过同步传动系统中的正时皮带或链传递。机械振动的特别集中的来源由进气门和排气门以及打开和关闭这些进气门和排气门的凸轮轴提供。打开和关闭进气门和排气门导致了称为扭转振动的振动类型。当这些振动的频率接近传动系统的自然频率时，发生系统共振。在共振时，扭转振动和皮带段张紧力波动处于其最大值。

扭转振动导致皮带或链的张紧力波动，这能够增加磨损并减短皮带或链的寿命。扭转振动还可以引起正时误差，并产生不期望的噪声量。

已知在这种传动系统中提供非圆形的链轮部件以尝试减少或消除振动。然而，至少一些这种链轮设计成具有恒定的齿距和恒定的谷部宽度。

发明内容

提供了一种非圆形的旋转部件，其包括具有非圆形周边的本体和围绕本体的周边定位的多个齿。该本体的非圆形周边导致在旋转部件围绕轴线旋转期间在与旋转部件接合的循环传动构件中产生的张紧力变化。谷部将每个齿与相邻的每个齿分开。每个谷部的宽度和齿距中的至少一者与在旋转部件围绕轴线旋转期间当谷部接纳皮带齿时在循环传动构件中产生的张紧力的量大致相关。在优选的实施方式中，谷部宽度和齿距两者均与在旋转部件围绕轴线旋转期间当谷部接纳皮带齿时在循环传动构件中产生的张紧力的量大致相关。

如本文所描述并在图6中所示的，还提供了一种用于形成非圆形的旋转部件的轮廓的方法。

附图说明

现在将参考附图通过示例的方式对实施方式进行描述，在附图中：

图1a为用于DOHC(双顶置凸轮轴)机动车辆内燃发动机的结合了非圆形链轮的同步传动装置的示意图；

图1b为用于SOHC(单顶置凸轮轴)机动车辆内燃发动机的结合了非圆形链轮的同步传动装置的示意图；

图2为图1b中示出的非圆形链轮的放大图；

图3为示出形成非圆形链轮的一种方法的流程图；

图4a为可以例如在机动车辆内燃发动机中使用的非圆形链轮部件的示意图；

图4b为在用于构造非圆形链轮部件的方法中使用的非圆形多边形模型的示意图；

图5a和图5b示出了扭转振动对现有技术中的圆形链轮的链轮位置和皮带张紧力的影响；

图6a-6c示出了扭转振动对非圆形链轮的链轮位置和皮带张紧力的影响；

图7a-7c示出了确定顶点的位置以形成图2中所示的多边形的方法；

图8为非圆形链轮处于选定的方位并且与皮带接合的示意图；以及

图9为非圆形链轮处于另一选定的方位并且与皮带接合的示意图。

具体实施方式

参照图1a，其为根据本发明的一种实施方式的用于车辆内燃发动机14(示意性地示为矩形)的同步传动系统10的图示。该同步传动系统10包括循环传动构件11(例如，其可以是正时皮带)，第一旋转部件12、第二旋转部件12和第三旋转部件12(分别以12a、12b和12c示出)，以及附加的旋转部件13(分别以13a和13b示出)。旋转部件12和旋转部件13也可以称为旋转体或链轮。然而，当使用术语“链轮”时，应当理解的是，作为替代，旋转部件12或旋转部件13也可以是另一种类型的旋转部件。在整个公开内容中，为了阅读方便，循环传动构件11可以称作为皮带或正时皮带，然而应当理解的是，可以使用其他类型的同步循环传动构件。皮带11具有多个齿15，所述多个齿15被中间谷部16彼此分开。每个链轮具有本体8，本体8具有多个齿17和中间谷部18，其中，齿17接合皮带11的谷部16。为了阅读方便，本文中旋转体12可以称作为链轮，然而应当理解的是，可以根据所使用的循环传动构件的类型而使用其他类型的旋转体。旋转体13a为皮带张紧器的一部分，并且被压靠在皮带11的无齿侧，从而以已知的方式使皮带11张紧。旋转体13b是支承在正时皮带11的无齿侧上的固定的惰轮。

链轮12a联接至内燃发动机的曲轴(以24示出)，并且链轮12b和12c联接至用于内燃发动机14的凸轮轴26a和26b(凸轮轴26a和26b分别控制进气门和排气门的操作)。虽然在本示例中的发动机14为DOHC(双顶置凸轮轴)设计，但应当理解的是，可以使用任何其他合适类型的发动机，例如SOHC(单顶置凸轮轴)设计。

正时皮带11与链轮12a、链轮12b和链轮12c接合，使得曲轴链轮12a驱动皮带11并且凸轮轴链轮12b和凸轮轴链轮12c被皮带11驱动。

在图1b中示出了类似的布置，不同之处在于仅有一个凸轮轴26(发动机14为SOHC设计)，并且因此仅有一个凸轮轴链轮12。在图1b中示出的发动机14还具有第三附加旋转体13c，第三附加旋转体13c可以被皮带11驱动以驱动附件，如水泵。

由于发动机活塞(未示出)的往复运动，能够在曲轴24处发生扭转振动，并且由于通过凸轮轴上的凸轮(未示出)控制的进气门和排气门(未示出)的打开和关闭，能够在凸轮轴26处发生扭转振动。为了减少扭转振动，曲轴链轮12a和凸轮轴链轮12b中的一者或两者可以被设置有非圆形轮廓。曲轴链轮12a的非圆形轮廓(在图2中以19放大示出)被选择成调节皮带11的张紧力，进而将在扭转振动期间由皮带11施加至凸轮轴链轮12b的扭矩改变为与施加至链轮12b的扭矩大致相等并且反向。以此种方式，在链轮12b处的扭转振动可以被减小或甚至消除。非圆形轮廓的结果是皮带11的张紧力可以在大致恒定的上值与下值之间正弦地循环，如图6c中所示，(而对于具有圆形轮廓的常规链轮，由于扭转振动和通过扭转振动产生的共振，皮带11的张紧力可以以较低的一致性在更大的张紧力范围内循环(如图5b中所示))。该轮廓19也示于图4a中。该轮廓19可以是大致椭圆形并且因此可以具有长轴20和相关联的长轴半径Rmaj以及短轴21和相关联的短轴半径Rmin。在图4a中，A表示链轮12的旋转中心。

带11中的张紧力的量导致带11中的成比例的伸长量。因此，张紧力越高，皮带11伸展越多，并且张紧力越低，带11伸展越少。将指出的是，在以10a和10b示出的分别位于曲轴链轮12a的正好上游和正好下游的皮带段中，张紧力将会不同。皮带段10a在曲轴链轮12a与进气门凸轮轴链轮12b之间延伸。皮带段10b在曲轴链轮12a与排气门凸轮轴链轮12c之间延伸。假设曲轴链轮12a的旋转在图1b中所示的视图中是顺时针方向，则皮带段10a可以位于曲轴链轮12a的“紧”侧上，并且皮带段10b可以位于曲轴链轮12a的“松”侧上。换句话说，因为皮带段10a通过链轮12a被拉，所以皮带段10a比皮带段10b具有更高的张紧力。本讨论将着重于皮带段10a。

皮带齿的宽度(在图2中以Wbt示出)随着皮带张紧力而变化，齿距(以Pb示出)也是如此。链轮12a的非圆形轮廓19可以包括改变谷部18的尺寸以使得谷部18与皮带张紧力同步，从而在皮带张紧力较高时，谷部18较宽，而在张紧力较低时，谷部18较窄。链轮谷部宽度在图2中以Wsv示出。通过在较高的皮带张紧力时使链轮谷部18变宽并且增大链轮12a的齿距(以Ps示出)，当齿16与链轮谷部18啮合时，谷部18可以更好地容纳变宽的皮带齿16。进而，这可以减小否则将在下述情况下产生的应力：比公称尺寸宽的皮带齿15与针对具有公称宽度的带齿15而设定其尺寸的链轮谷部18啮合，这可以发生在皮带与具有恒定齿距和恒定谷部宽度的链轮接合的情况下。

链轮12a的轮廓可以根据以下所描述的原理并且参考在图3中以300示出的方法以及参考如在图4a中示出的链轮12a来形成。在初始步骤中，确定齿17(图4a)的齿冠的中心点的位置。齿17的齿冠以9示出。为了实施该步骤，在步骤302中，在测试装置上使用曲轴上具有给定直径的圆形链轮来测量发动机的扭转振动(其可以被称为扭振)。实际上，这些扭振是施加至发动机的一个或多个凸轮轴(并且因此施加至一个或多个凸轮链轮)的波动扭矩。这些扭振导致了凸轮轴中的波动的正时误差(例如，凸轮轴的实际旋转位置相对于凸轮轴以恒定的速度运动的情况下其期望的旋转位置的波动差)，而且还导致了皮带张紧力的波动。图5a中示出了示例发动机的正时误差波动关于发动机RPM的幅值。示出了两条曲线：曲线501示出了由第二阶振动导致的正时误差波动的幅值，以及曲线502示出了由第四阶振动导致的正时误差波动的幅值。图5b示出了由扭振所导致的皮带张紧力波动关于发动机的RPM的幅值。曲线503示出了由于第二阶振动产生的皮带张紧力波动的幅值，以及曲线504示出了由于第四阶振动产生的皮带张紧力波动的幅值。曲线505是在两条曲线503和504之间产生的皮带张紧力波动的平均幅值。为了减少扭振，可以向凸轮轴施加修正扭矩，该修正扭矩与由于扭振而施加至凸轮轴的扭矩大致相等且反向。该扭矩可以通过非圆形曲轴链轮12a的使用来施加。链轮12a的非圆形形状影响由链轮12a施加至皮带11的扭矩并因此影响皮带张紧力。皮带张紧力影响由皮带11施加在凸轮轴链轮12b和12c上并因此影响施加在凸轮轴26上的扭矩。因此，通过控制皮带张紧力，可以施加修正扭矩至凸轮轴26以抵消由凸轮和气门产生的扭矩。将理解的是，由皮带11施加至凸轮轴的扭矩与皮带张紧力和凸轮轴链轮12的半径相关。

另外将理解的是，皮带11可以像简单的弹性元件那样操作，因为基于皮带的刚度系数，皮带段10a中的皮带张紧力可以与皮带段10a(假设皮带张紧力在皮带11的弹性范围内)的皮带长度直接相关，其中皮带的刚度系数可以被比作以“k”来表示的皮带的弹簧常数。皮带段10a的周期性伸长和收缩的幅值(用“B”来表示)与在凸轮轴处施加的相关联的修正扭矩(用“T”来表示)之间的关系可以用公式表示如下：

B＝T/(rk)

其中，r是链轮26的有效半径，扭矩从皮带11通过链轮26传递。在同步带传动装置中，扭矩在链轮12A上的齿的齿冠9与皮带上的谷部16之间传递。因此，有效半径r将是从链轮12b的旋转中心到链轮12b上的齿17的齿冠9的半径。

皮带11的弹簧常数k的值可以用张紧试验来确定。对于弹簧已知的是，f＝kx，其中，f为施加至弹簧的力或力的变化，k为弹簧常数，并且x为弹簧长度的变化。因此，为了确定皮带11的k，可以进行试验以确定实现皮带11的长度的特定变化所需的力或力的变化；可选择地，该试验使用与皮带段10a长度相同的皮带段。一旦f和x已知，k便能够确定为k＝f/x。

一旦皮带段10a的周期性伸长和收缩的期望幅值被确定，在步骤304(即，一旦B被确定)中，便能够确定在椭圆形轮廓19的Rmaj与具有介于Rmaj和Rmin之间的半径的参考圆之间的偏移量，该偏移量可以被称为偏心距并设为符号E。已经确定出偏心距E与B的值之间的关系为：E＝2B。确定E的步骤为步骤306。

例如，如果确定对于给定的皮带11和发动机的B的值是0.5毫米，那么链轮12a的偏心距是1毫米。

链轮的Rmaj的值可以用偏心距来确定。轮廓19的第一齿17的齿冠9的中心点在图4a中以V1示出，该中心点是沿着具有Rmaj值的长轴20的点。为了更加确定，将理解的是，长轴和短轴的原点是点A(即，链轮12a的旋转中心)。根据该第一点V1，能够确定链轮12a的所有其他齿17的齿冠9的中心点V2-V20，从而形成了在图4b中以27示出的大致椭圆形的多边形，该多边形具有边28和顶点Vn(在示出的示例中有20个顶点，标为V1-V20)，其中，边28的长度对应于链轮12a的齿距。当第一顶点的位置确定时，可以根据以下的公式确定后续顶点的位置：

$\mathrm{Rn}=E+B\cos (2\·\mathrm{\π}\·\frac{(n-1)}{N}\·M)$

其中：

Rn＝从顶点Vn到旋转中心A的距离

N＝正在确定其位置的特定顶点的编号

E＝形成椭圆形轮廓的初始圆的半径，

B＝如上所述确定的偏心距

N＝链轮上的齿的总数量

M＝轮廓19的向外延伸超过初始圆的半径的区域(其可以被称为“极”)的数量。对于椭圆形，“极”的数量为2；对于一般三角形，“极”的数量为3；对于正方形，“极”的数量为4，等等。本公开内容描述了具有2个极的轮廓(即，椭圆形轮廓)，然而可以向轮廓19提供额外的极以有助于消除来自凸轮轴26的高阶扭转振动。这在美国专利8,042,507中进行了描述，该专利的全部内容在此并入全文。

该项2·π·(n-1)·M/N是给定顶点Vn的相对于长轴20(具体地，相对于长轴20的穿过最终顶点(这种情况下，为V20)的部分)的角度的第一近似值的值。该近似值用θn(近似值)来表示，真实角度用θn(真值)来表示，其中，n是位置被确定的特定顶点的编号。由于该项的值初始是近似值，所以得到的半径Rn同样是真实半径Rn的近似值。因此，由上式得到的半径可以被称为Rn(近似值)，并且真实半径可以被称为Rn(真值)。因此，该公式有两个未知值，即真实角度θn(真值)和真实半径Rn(真值)。为了对于基本上任何期望的精度都找到Rn(真值)和θn(真值)，可以使用任何合适的计算机对上述公式进行迭代。一旦确定了半径Rn(真值)和角度θn(真值)，便可使用基础极几何方法来确定顶点Vn的位置。

但是，在不对公式进行迭代的情况下，参考图7a-7d，可以使用比上述方法的计算强度低的替代技术在可能合适的精度等级上确定顶点Vn的位置。图7a示出了长轴20上的顶点V1。链轮齿距Ps最初保持为沿着链轮12a的整个周边的恒定值(尽管在设计链轮12a的方法中的后续步骤中将描述对齿距Ps的调节)。因此，顶点V2的位置(在链轮设计的此阶段)必然处于沿着以顶点V1为圆心并具有等于齿距Ps的半径的圆的某点处。上文提到的说明可以被称为条件1。图7b示出了以100示出的具有半径Ps的圆。

此外，应用上述公式，得到半径Rn(近似值)的值。由该公式得出的具有半径Rn(近似值)的圆102示于图7c中。顶点V2的位置将大约处于此圆102上。这可以被称为条件2。

圆100和102相交的两个点以P1和P2示出，并且表示满足上述两个条件的V2的两个可能的位置。假设半径Rn(近似值)接近真实半径Rn(真值)，那么两个交点P1和P2中的一个交点可以被用作第一顶点V2的位置。假定顶点Vn在图4b中以逆时针方向围绕轮廓19进行，那么交点P1可以被用作为V2的位置。一旦V1的位置确立，则可以重复图7a-7c中示出的步骤以确定顶点V2-V19的位置。如前面指出的，顶点V1的位置已经已知为在长轴上离原点A为距离Rmaj处。这种确定V1-V20的位置的方法已经被测试并与使用上述迭代过程确定的V1-V20的位置进行了密切地比较。虽然这种方法在图7a-7c中以图形的方式示出，但将理解的是，合适的三角方程可以被用来确定交点P1和/或P2，从而使该方法更适合于由计算机执行。还将要指出的是，虽然在上述方法中已经使用了Rn(近似值)的值，但上述公式可以被迭代地重复使用以精选Rn(近似值)的值，直到它在任何期望的精度等级上都接近Rn(真值)，这时，精选的值可以被用来执行找到交点P1和/或P2的方法。确定顶点V1-V20的位置是图3中的方法300的步骤308。

在示例的链轮中，一些值可以如下：

E＝30.32毫米(从交点Vn到中心A的平均距离)

B＝1.2毫米(期望的失圆因素)

N＝20(旋转体上需要的齿的数量)

M＝2(凸部的数量)

使用这些值产生了如下结果：

R1 31.52

R2 31.29

R3 30.69

R4 29.95

R5 29.35

R6 29.12

R7 29.35

R8 29.95

R9 30.69

R10 31.29

R11 31.52

R12 31.29

R13 30.69

R14 29.95

R15 29.35

R16 29.12

R17 29.35

R18 29.95

R19 30.69

R20 31.29

一旦顶点V1-V20被确定，那么齿17和谷部18的形状可以在图3中的步骤310处被确定。参考图4a和4b，所选择的齿/谷部的轮廓插入在每一对顶点之间(即，在V1和V2之间，在V2和V3之间，等等)。将认识到，上述的齿/谷部的轮廓由谷部18组成，该谷部18在每一侧上由在顶点Vn处终止的半齿围绕。在每一对相邻的半齿之间的谷部18的轮廓大致相同。齿17的齿冠9的轮廓至少最初通过两个半齿在每个顶点Vn处的连接而形成。齿冠9的轮廓可以以任何合适的方式从此处被调节，例如，以在美国专利8,042,507中描述的任何方式。

由上述方法形成的链轮12a可以被用于测试组件中，该测试组件构造成代表在使用期间的真实发动机，以确定随着该链轮而发生的皮带张紧力的实际波动(在步骤312中)。可以使用任何合适的皮带张紧过程和装置测量皮带张紧力。皮带张紧力波动可以在不同的发动机转速下测量，例如，当发动机空转以及还当发动机处在典型的RPM时——表示车辆以选定的巡航速度如100kph行驶。如在美国专利8,042,507和美国专利7,232,391(其全部内容并入全文)中说明的，使用迄今为止构造的链轮12a的皮带张紧力将会在图6中示出的上限和下限内变化，并且与链轮12a的旋转同步。

随着皮带的张紧力的增加和减少，皮带11将基于其刚度值(即，它的弹簧常数k)以一定量伸长和收缩。因此，皮带11的齿距Pb将基于在任意给定时刻的皮带张紧力以一定量变化。因为皮带张紧力可预测并与链轮12a的旋转同步，所以对于每个齿17和谷部18，链轮12a的齿距Ps、特别是链轮12a的谷部宽度可以基于皮带的张紧力被调节。更具体地，由于链轮12a使得皮带段10a中的皮带张紧力增加，所以齿距Ps和谷部宽度可以被调节以更好地适应增加的齿距Pb以及皮带11的齿15的增加的齿宽。在图8中所示的示例中，当链轮12a被定位成使得长轴20相对于基准线LR——该基准线LR将链轮12a上的皮带包角一分为二——呈大约135度的角度Φ时，皮带张紧力可以处于其最大值，如在美国专利7,232,391中所描述的。因此，当链轮12a处于该方位时，皮带11处于最大伸展状态并且因此，皮带节距Pb为最大值并且皮带齿15处于其最大宽度。通过调节(在此种情况下，增加)链轮12a的在齿17-3与齿17-4之间的齿距Ps以及通过调节(即，增加)位于这些齿之间的谷部18-4的谷部宽度，链轮谷部18-4被更好地定位以接纳皮带齿15。增加齿距Ps调节了齿17-4的前缘(以30示出)的位置，使得前缘30更可能与皮带齿15的后缘(以32示出)对准，并且不太可能在后缘32上被过度地推动。而且，通过调节谷部宽度，谷部18-4能够更好地适应皮带齿15的增加的宽度，该增加的宽度由在那一时刻的增加的皮带张紧力造成。这也减少了链轮齿17-4的前缘30或链轮齿17-3的以34示出的后缘在刚刚进入谷部18-4后在皮带齿15上被过度地推动的可能性。因此，与如果没有对谷部宽度和链轮齿距Ps进行调节时在皮带齿15上周期性发生的应力相比，皮带齿15上的应力被减少。

从如上述形成的非圆形链轮12a开始，提供对链轮齿距Ps的调节的公式为：

$\∂=\frac{(\mathrm{Tn}-\mathrm{Tnom})}{k}\·\mathrm{Ps}$

其中：

Tn＝当特定的谷部n将要接纳皮带齿时皮带中的张紧力

Tnom＝皮带中的公称张紧力，在图6b中以Tnom示出(即，最大张紧力(在图6b和6c中以Tmax示出)与最小张紧力(以Tmin示出)之间的平均值)

K＝皮带刚度(即，皮带的弹簧常数)

因此，当张紧力处于最大值(即，当链轮12a相对于基准线LR成135度以使得谷部18-4接纳皮带齿15时)时，齿17-3与齿17-4之间的齿距Ps被调节至最大值(即，最大皮带张紧力时的)。相反地，如图9中所示，当链轮12a相对于基准线LR成225度时，皮带张紧力将会处于最小值，在此情况下，链轮齿距Ps将从在未被调节的链轮12a中使用的齿距下调至最小值(即，最小皮带张紧力时的(其中，由于皮带张紧力Tn将在Tnom以下，所以将会是负值))。在链轮12a的其余定向下的皮带张紧力将处于最大张紧力与最小张紧力之间的某处，并且齿距Ps将被相应地调节。从以上的描述中可以看到，具有最大宽度的链轮谷部18为在长轴20(沿着在图8和图9中所示的旋转方向)后方大约45度处的谷部18。类似地，具有最小宽度的链轮谷部18为沿着旋转方向位于长轴20前方大约45度处的谷部18。假定图6c中所示的张紧力在最大值Tmax与最小值Tmin之间正弦地变化，那么链轮谷部宽度优选地在最大宽度与最小宽度之间大致正弦地变化。类似地，在优选的实施方式中，齿距Ps大致正弦地变化以达到长轴后方大约45度处的最大值，以及达到长轴前方大约45度处的最小值。因此，对于齿距Ps而言，具有两个最大值和两个最小值；并且，具有围绕链轮12a的360度周边的谷部宽度。

对谷部18的任何深度处的谷部宽度进行的调节与齿距的变化呈相同的比例。因此，如果齿距变化0.1％，那么谷部18中的每一个深度处的宽度将变化0.1％。调节齿距为图3中的步骤314。

当确定了要对链轮齿距Ps作出的调节量时，后续顶点的新的位置可以通过返回到图7a至7c中所示的方法而找到，其中，初始圆100由具有与修改后的齿距相等的半径的新圆100代替。替代性地，可以使用确定后续顶点的新位置的任何其他合适的方法。顶点的新位置的确定为图3中的步骤316。一旦确立了顶点的新位置，还可以在步骤316中执行对谷部宽度的调节。

应当理解的是，方法300的步骤可以在一定程度上以不同的顺序被执行。

在不背离所附权利要求的合理意义的情况下，可以对本文所描述的实施方式进行多种其他的变化和修改。

Claims (6)

1.一种非圆形的旋转部件，包括：

具有非圆形周边的本体；以及

多个旋转部件齿，所述多个旋转部件齿围绕所述本体的所述周边定位，其中，所述本体的所述非圆形周边导致在所述旋转部件围绕轴线旋转期间在与所述旋转部件接合的循环传动构件中产生的张紧力的变化，其中，谷部将每个旋转部件齿与每个相邻的旋转部件齿分开，其中，每个谷部具有宽度并且每对相邻的旋转部件齿具有相关联的齿距，

其中，每个谷部的宽度和每对相邻的旋转部件齿之间的齿距中的至少一者与在所述旋转部件围绕所述轴线旋转期间当所述谷部接纳所述循环传动构件上的齿时在所述循环传动构件中产生的张紧力的量大致相关。

2.根据权利要求1所述的旋转部件，其中，所述谷部具有基本上根据正弦形式变化的宽度。

3.根据权利要求1和2中任一项所述的旋转部件，其中，所述旋转部件具有大致椭圆形形状，所述大致椭圆形形状具有长轴和短轴，其中，所述谷部的宽度在最大宽度与最小宽度之间变化，并且其中，具有所述最大宽度的所述谷部位于沿所述旋转部件的旋转方向在所述长轴后方大约45度处。

4.根据权利要求3所述的旋转部件，其中，具有所述最小宽度的所述谷部位于沿所述旋转部件的旋转方向在所述长轴前方大约45度处。

5.根据权利要求1-4中任一项所述的旋转部件，其中，所述旋转部件为链轮。

6.根据权利要求1-5中任一项所述的旋转部件，其中，每个谷部的宽度和每对相邻的旋转部件齿之间的齿距两者均与在所述旋转部件围绕所述轴线旋转期间当所述谷部接纳所述循环传动构件上的齿时在所述循环传动构件中产生的张紧力的量大致相关。