CN111247316B - 同步带驱动系统 - Google Patents

Abstract

一种同步带驱动系统具有：同步带，其具有由比如玻璃、碳、PBO或芳纶的高模量纤维制成的抗拉帘线；驱动链轮和至少一个从动链轮，这些链轮中的至少一个为长圆形链轮；以及张紧器，所述张紧器具有：具有轴向延伸的圆柱形部分的基座，圆柱形部分具有径向外表面以及接收部分；与所述径向外表面枢转地接合的偏心臂；设置于所述接收部分内的扭力弹簧，该扭力弹簧向偏心臂施加偏压力；以及轴颈连接至偏心臂的带轮。优选地，偏心臂、带轮、或扭力弹簧都不沿着轴线A‑A从彼此轴向地移位。长圆形链轮具有齿形表面以及设置于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的长度。

Description

同步带驱动系统

技术领域

本发明主要涉及一种比如在内燃机中使用的同步带驱动系统，所述同步带驱动系统包含正时带、自动机械张紧器、驱动带轮以及一个或多个从动带轮，所述带轮中的至少一个为长圆形，本发明更特别地涉及一种带驱动系统，所述带驱动系统适于在油中运行并且具有比已知系统更窄的包装宽度。

背景技术

大多数用于发动机的同步带驱动系统在发动机组外部安装于发动机的前部上。在这样的所谓的“干式”带应用中，正时带可以在不润滑的情况下运行。该方法的结果是，驱动轴和凸轮轴(多个凸轮轴)必须通过油封离开发动机组，所述油封随着时间流逝可能容易泄漏。益处是能够相对容易地在发动机室中容置带驱动器的宽度，亦即，相对地不会对驱动系统宽度进行限制。然而，某些发动机室具有有限的空间，并且期望减轻车辆的重量，因此期望的是在系统重量和宽度减小的情况下处理相同的驱动负载、张力以及正时需求的较窄的干式带驱动系统。在本文中，“宽度”指的是驱动系统或驱动构件的沿轴向方向(亦即，当在驱动器的布局图中观察时，垂直于驱动器的平面的方向)的尺寸。

用于内燃机的正时链通常安装于发动机内部，在那里所述正时链容易被润滑。另一种发动机正时方法是将同步带驱动系统安装于发动机组内部，类似于正时链驱动器的设计。该方法可以减少轴上所需的密封件的数量。该方法可能需要对系统宽度进行更多的限制，以便在为同一应用匹配正时链驱动器的宽度时避免过大尺寸的发动机组的费用。另外，这种所谓的“湿式”带应用要求带材料对油和其它发动机流体具有极好的耐性。因此，期望的是一种较窄的湿式带驱动系统，该湿式带驱动系统可以直接替换正时链系统、在与油接触地运行的同时在系统重量减小的情况下处理相同的驱动负载、张力以及正正时需求。

作为示例，一种已知的商业油中带式(belt-in-oil)正时驱动系统具有大约18mm宽的带、大约19-23mm宽的圆形带轮，以及占据大约35-38mm的宽度的常规张紧器。峰值正时误差被认为通常为大约2°峰峰值。据报告，包含VVT构件在内的系统总质量为大约2500g，不含VVT的系统总质量为大约1700g。

美国专利第9,927,001号(Dayco Europe SRL)为本领域的代表。其中，描述了使用与油接触地运行的19-mm宽的带进行的带寿命测试。

期望将总系统宽度减小到小于18mm，亦即，小于典型的当前系统宽度的一半。为此，至少需要稍微更窄的带和带轮以及非常窄的张紧器。这将是不容易的工作，因为减小带宽度预期会增加带拉伸应变、接触压力以及齿挠度，这继而可能增加正时误差并且加速带的劣化，从而降低正时系统性能和预期寿命。理想的是将系统宽度减小到20mm或更小并且同等地减小重量，同时将正时误差减小大约50％并且不损失带寿命。

发明内容

本发明涉及提供较窄的湿式带或干式带正时驱动系统的系统和方法，所述较窄的湿式带或干式带正时驱动系统可以以减小的系统重量和宽度处理通常的驱动负载、张力以及正时需求。

本发明涉及一种具有高模量正时带、长圆形链轮以及窄型自动机械张紧器的系统。所述高模量正时带优选地具有由高模量纤维(比如高模量玻璃纤维、碳纤维、PBO或芳纶，且包含它们的混合物)所制成的抗拉帘线。长圆形链轮的相位和幅度被选择成将正时误差减小到小于1.5°峰峰值，优选地小于1.0°峰峰值。长圆形链轮具有齿形表面以及设置于两个具有恒定半径的弧形部分之间的至少一个线性部分，所述线性部分具有预定的长度。所述张紧器的阻尼和张力被选择成优选地利用扭转弹簧和非对称阻尼将松侧带张力维持于优选地100N至600N的范围内。所述张紧器可以优选地具有：基座，其具有轴向地延伸的圆柱形部分，所述圆柱形部分具有径向外表面以及接收部分；偏心臂，其与所述径向外表面枢转地接合；扭力弹簧，其设置于所述接收部分内，所述扭力弹簧向所述偏心臂施加偏压力；以及带轮，其轴颈连接至所述偏心臂。优选地，所述偏心臂、带轮或扭力弹簧都不沿着轴线A-A从彼此轴向地移位。

上文已经相当广泛地概述了本发明的特征和技术优点，以便可以更好地理解对本发明的以下具体描述。下文将描述本发明的另外的特征和优点，其构成本发明的权利要求的主题。本领域技术人员应当理解的是，所公开的概念和特定实施例可以被容易地用作修改或设计用于执行本发明的相同目的的其它结构的基础。本领域技术人员还应当认识到的是，这样的等同构造不脱离本发明的如在所附权利要求中阐述的范围。当结合附图考虑时，根据以下描述将更好地理解被认为是本发明的特征的新颖特征(关于其组织和操作方法而言)连同进一步的目的和优点。然而，应当明确地理解的是，每个附图仅仅是为了展示和描述的目的而被提供，并且不旨在作为对本发明的限制的定义。

附图说明

并入说明书中并且构成说明书的一部分的附图示出本发明的实施例并且与具体描述一同用来解释说明本发明的原理，在附图中相同的附图标记指示相同的部件。

图1为长圆形链轮的侧视图。

图2为替代的长圆形链轮的侧视图。

图3为双凸轮、直列四缸、四冲程汽油发动机的透视图。

图4为单凸轮、直列四缸、四冲程柴油驱动发动机的透视图，所述柴油驱动发动机具有在凸轮轴的后部处驱动的燃料泵。

图5为单凸轮、四缸、四冲程柴油驱动发动机的透视图，所述柴油驱动发动机具有结合在所述同步带驱动系统中的燃料泵。

图6为双凸轮、四缸、四冲程汽油驱动发动机的示意图。

图7代表四缸、四冲程柴油发动机的从动链轮的典型的总负载特性，其包含提取的1.5阶和2阶曲线。

图8代表四缸、四冲程发动机的驱动链轮的2阶负载特性。

图9代表具有3活塞燃料泵的四缸、四冲程共轨柴油发动机的驱动链轮(或引起1.5阶的其它装置)的1.5阶负载特性。

图10为表现同步带的应力/应变关系的一系列曲线。

图11为示出了长圆形链轮的定相/相位偏移对图6中的系统的发动机动力学的影响的一系列曲线。

图12为示出在施加长圆形链轮之前和之后的图6中所示的发动机的凸轮轴处的角振动特性曲线的图表。

图13为示出在施加长圆形链轮之前和之后的图6中所示的发动机的紧侧张力特性曲线的图表。

图14为振动角相对曲轴转速的图表。

图15为针对进气凸轮的振动角相对曲轴速度的图表。

图16为针对排气凸轮的振动角相对曲轴速度的图表。

图17为针对进气凸轮的角位移相对曲轴速度的图表。

图18为针对排气凸轮的角位移相对曲轴速度的图表。

图19为示出长圆形链轮的定相对于各凸轮轴正时误差的影响的图。

图20为示出在标准的高模量带的情况下的长圆形链轮的定相对于各凸轮轴正时误差的影响的图。

图21为示出长圆形链轮由于带宽度对于正时误差的影响的图。

图22为示出长圆形链轮由于偏心度的幅度对于正时误差的影响的图。

图23为张紧器的分解视图。

图24为张紧器的俯视分解视图。

图25为张紧器的基座的透视图。

图26为张紧器的偏心臂的透视图。

图27为张紧器的扭力弹簧的透视图。

图28为张紧器的剖视图。

图29为替代的张紧器的分解视图。

图30为图29的替代的张紧器的俯视图。

图31为图29的替代的张紧器的剖视图。

图32为替代的张紧器的侧视图。

图33为图32的替代的张紧器的透视图。

图34为同步带的局部视图。

图35为用来测试本发明的方面的同步带驱动系统的图。

具体实施方式

本发明涉及一种同步带驱动系统，所述同步带驱动系统包含高模量正时带，一个或多个长圆形链轮，以及窄型设计的自动机械张紧器。优选地，高模量正时带的拉伸模量是类似宽度的、但具有常规玻璃纤维抗拉构件的正时带的模量的大约两倍。高模量正时带优选地由耐温且耐油的材料构成。优选地，长圆形链轮的幅度和相位使得链轮与长圆形链轮之间的角位移正时误差小于1.5度峰峰值。自动机械张紧器可以包含具有轴向地延伸的圆柱形部分的基座，所述圆柱形部分包括径向外表面以及在所述径向外表面的径向内部的接收部分；与所述径向外表面枢转地接合的偏心臂；设置于径向内部的所述接收部分内的扭力弹簧，所述扭力弹簧向所述偏心臂施加偏压力；以及轴径连接至所述偏心臂的带轮。优选地，偏心臂、带轮以及扭力弹簧被同心地布置，以使得所述偏心臂、带轮或扭力弹簧都不会沿着轴线A-A从偏心臂、带轮或扭力弹簧中的任何一者轴向地移位，从而形成最小的宽度。

高模量正时带。

在图34中示出同步带200的构造。带200包含在一侧上的齿214(所述齿与齿底215交替)以及光滑的背部侧220。主体橡胶或弹性体包含齿橡胶212和背部橡胶222。齿形侧由齿护套216覆盖并且背部侧220由背部护套224覆盖。齿的重复长度为节距“P”。抗拉构件218被嵌入于带主体橡胶中并且赋予带其高模量。

齿护套216包含织物以及一种或多种处理以增强一种或多种带特性(例如，粘合性、耐油性、耐磨性等等)以及增强系统性能特性(比如正时误差和耐久性)。织物处理可以为本领域中已知的任何合适的处理。同样地，背部护套224可以包含织物以及与齿护套相同或不同的一种或多种处理。因此，术语“护套”用来描述包含一种或多种处理的织物，所述织物通常为其中它准备好被组装至带中的形式。“织物”通常指的是在施加处理之前的坯布织造、非织造或针织材料。

齿织物根据应用的需要可以是具有合适的伸展性、强度、耐磨性、耐温性以及环境耐性的任何合适的织造、针织、或非织造织物。为了在流通式带制造过程(稍后定义)中使用，超过80％或超过100％的纵向伸展性为优选的。对于预成型过程，非常低的伸展性可能是合适的，或者无显著伸展性可能是合适的。织物可以包含高强度、耐油、耐磨和耐温纤维，比如尼龙、芳纶、PPS、PEEK、聚酯以及它们的组合。可以通过任何已知的合适的方法获得具有足够伸展性的纱，所述方法包含卷曲变形、包裹弹性芯、在斜纹上定向以及这些方法的组合。

背部织物针对应用可以是具有合适的伸展性、强度、耐磨性、耐温性(耐热或耐寒)以及环境耐性的任何合适的织造、针织、或非织造织物。通常，对于背部织物不存在对任何伸展的量的特别要求，因为该背部织物将仅平放在带的背部上。为了维持带的柔性，一定的伸展度可能是优选的。已经发现背部织物可以提高耐寒性，从而减少由于反复冷启动引起的背部破裂。

优选的织物处理包括在授予Yamada等人的美国专利公开第2014/0080647A1号中所描述的环氧树脂或环氧树脂-橡胶处理，以及可选的RFL处理，该美国专利公开通过引用并入本文中。这样的处理旨在改进齿护套的耐磨性以及耐油和耐水性，以及提供这样的齿形带：所述齿形带即使在高温和高负载条件下或者在油或水环境内使用时也具有令人满意的耐久性。

可以将任何合适的橡胶组合物(多种橡胶组合物)用于齿橡胶212或背部橡胶222。另外，根据需要可以存在其它的橡胶层，比如与抗拉帘线218接触的粘合橡胶层，或其它的层。可以按照需要在齿中、在抗拉帘线层中、在背部侧上以及在带中的其它地方使用相同的或不同的化合物。授予Whitfield的美国专利第6,358,171B1号(其通过引用并入本文中)描述了用于齿橡胶或带主体橡胶的示例性橡胶化合物。如在其中所描述的那样，带主体橡胶组合物可以包括含腈基的共聚物橡胶，比如HNBR，并且橡胶可以包含降低橡胶的玻璃化转变的第三单体。橡胶组合物还可以包含大约0.5至大约50橡胶重量份数(PHR)的纤维增强材料。美国专利第9,140,329B2(其通过引用并入本文中)描述了用于齿橡胶或带主体橡胶的其它示例性橡胶化合物。如在其中所描述的那样，带主体橡胶组合物可以包括HNBR或HXNBR橡胶、间苯二酚和三聚氰胺化合物。

带主体的橡胶组合物(多种橡胶组合物)可以进一步包含本领域中已知的另外的成分，比如填充剂、增塑剂、抗降解剂、加工助剂、固化剂、助剂、增容剂等等。

用于带的抗拉帘线218可以为本领域中任何已知的，但是优选地包括玻璃纤维、PBO、芳纶、碳纤维或前述两种或更多种的混合物。抗拉帘线优选地包含用于在油湿环境中使用的对油具有高耐性的粘合处理。例如，该粘合处理可以基于含腈的乳胶或橡胶或者其它耐油材料。优选的抗拉帘线包括碳纤维，比如在授予Knutson的美国专利第6,945,891号中所公开的，或者包括玻璃/碳混合帘线，比如在授予Akiyama等人的美国专利第7,682,274号中所描述的。用于抗拉帘线的优选的玻璃纤维包括高强度玻璃纤维，比如K-玻璃、U-玻璃、M-玻璃或S-玻璃。

可以根据制造带的已知的方法制造本发明的齿形带。最常见的方法是将各种材料施加至带槽的芯轴，首先是齿覆盖护套，然后是抗拉帘线和主体橡胶，最后是背部护套。然后将具有带板的芯轴插入至可加压的外壳(所述外壳可以被加热以及加压以便将材料挤压在一起)中，从而使橡胶流动至齿槽中，从而将齿护套推动成槽的形状(被称为“流通式”方法)。替代地，可以在将齿护套放置于芯轴上之前或同时，将齿护套预成型为近似的槽形状并可选地用橡胶填充齿(“预成型方法”)。这些方法的其它变体方案也是可能的。用于制造织物-背部带的主要的附加特征是，必须仔细地测量橡胶层以便获得所需的最终带厚度，因为无法像针对橡胶-背部带那样研磨带的背部以设计尺寸。

橡胶化合物通常具有这样的模量水平：该模量水平显著地有助于齿刚度以及齿和正时带的负载能力。同样，齿覆盖护套有助于增强齿，这也有助于齿刚度以及带的负载能力。抗拉帘线通常主导正时带的抗拉特性，比如模量(或跨度刚度)以及强度。已经发现，通过选择这些材料来优化带跨度刚度和齿刚度的组合允许较窄的带能够具有相同的系统正时误差，同时减少系统负载并使带中所需的强度最小化。特别地，相对于具有玻璃纤维帘线的传统带的跨度刚度增大跨度刚度具有期望的效果。在计算机模拟中，一系列具有高达两倍的跨度刚度且具有相同的齿刚度的带具有相同的系统正时误差，但是减小了系统最大带张力、最大带有效张力以及最大张紧器跨度张力。

长圆形链轮。

本发明包括同步带驱动系统，该同步带驱动系统包括：第一长圆形链轮(10)，所述第一长圆形链轮具有齿形表面以及设置于两个弧形部分(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的长度；具有齿形表面的链轮(300)，所述链轮通过环形齿形构件(200)接合至第一长圆形链轮，并且第一长圆形链轮(10)的幅度和相位使得所述链轮与所述第一长圆形链轮之间的角位移正时误差小于1.5度峰峰值。

图1为长圆形链轮的侧视图。本发明的链轮10包括齿形表面11。齿形表面11接合齿形带。齿形表面11包括凸起区域12和相邻的凹槽13。凹槽13具有与对应设计的齿形带的齿形相容的形状。齿形带也被称为同步带，因为它们被用来使驱动链轮和从动链轮的旋转同步化。

链轮10包括部分14和部分15。部分14具有弧形的齿形表面11a，其包括恒定的半径R2。部分15具有弧形的齿形表面11b，其包括恒定的半径R1。由于半径R1和R2相等且恒定，所以部分14和15为圆的部段。以这种方式使用圆形部段降低了本发明的链轮的设计和制造过程的复杂性。

线性部分16设置于部分14与部分15之间。部分16包括矩形区段，该矩形区段具有使每个部分14和15彼此移位的效果，从而将长圆形形状赋予链轮。链轮表面11在点160与161之间以及在点162与163之间为直的，即线性的或平坦的。

平坦部分16的长度与系统转矩波动幅度有关。在该实施例中，部分16在点160与161之间以及在162与163之间具有大约2mm的尺寸(W)。因此，部分14的曲率中心17从链轮的旋转中心20移位W/2的距离(大约1mm)，所述距离被称为长圆形链轮的偏心度的“幅度”。此外，部分15的曲率中心18从链轮的旋转中心20移位W/2的距离(大约1mm)。给定的尺寸仅出于示例说明的目的而非旨在限制。还得出的是，链轮的长轴具有长度尺寸：

L_长＝R1+R2+W。

每个部分14、15的优部段(MG)具有尺寸：

MG＝(R1+W/2)或(R2+W/2)。

链轮的短轴具有长度尺寸：

L_短＝R1+R2

所述幅度的更一般的定义(其对于具有两个以上凸角的链轮也可以更有用)为最大的优部段(major segment)与最小的劣部段(minor segment)之间的差(亦即，在这种双凸角的情况下为MG–R1或MG–R2)。在对称的双凸角的情况下，所述幅度仅仅为W/2。在非对称设计或具有两个以上的凸角的情况下，将与W/2存在小的偏差。

部分16的长度(W)由部分14和15的半径决定，并且取决于被抵消的动态角振动特性，所述特性在本说明书的其它地方描述。可以使用恒定的表面节距、恒定的角节距或这两者的组合来设计链轮10。“表面节距”被限定为链轮的外径上的任何两个连续的、相对应的“节点”之间的、围绕外径线测量的距离。按如下所述的方式计算恒定的表面节距：

SP＝(((((Ng×标称节距)/Pi)-PLD)×Pi)/Ng)

其中

SP＝表面节距，

Ng＝链轮中的凹槽的数量，

标称节距＝标称的系统节距，

Pi＝～3.141，以及

PLD＝系统的径向PLD

“角节距”被限定为链轮上的任何两个连续的、相对应的“节点”之间的角度差，并且所述角节距可以以度或弧度进行测量。

恒定的角节距被限定如下：

AP＝360/Ng(度)，

其中

AP＝角节距，以及

Ng＝链轮中的凹槽的数量

链轮凹槽轮廓可以被单独地设计以适合发动机的特定的动力学。

结合齿模量和链轮偏移量(W/2)对带的跨度的弹性模量进行优化，以便在预定的发动机速度下大幅减小或消除张力波动。因此，在该应用中，除了大小设计成以传递所需的拉伸负载之外，带还被分析和设计成系统的弹簧构件。通过迭代过程选择系统动态响应，以达到大幅减小或消除所有张力波动的带模量和长圆形链轮半径(R1和R2)的组合，否则所述张力波动被传递通过带和带驱动系统。

图2为链轮的替代实施例的侧视图。该实施例包括设置于如在图1中另外描绘的弧形部分14、15、16之间的三个线性部段。三个线性部段(161至162)和(163至164)以及(165至166)设置于各弧形部分14、15、16之间。每个弧形部分14、15、16分别包括恒定且相等的半径R1、R2、R3。三个线性部段以大约120°的间隔围绕链轮的圆周均匀地间隔开。图9代表在使用图2中所示的链轮的系统中的1.5阶负载特性。

图3、图4以及图5为使用齿形带系统来驱动凸轮轴和辅助设备的四缸、四冲程内燃机的一些典型的驱动布局。这些发动机通常具有高的2阶动态。根据燃料泵规格，一些柴油发动机可以具有主导的1.5阶。可以在图7、图8以及图9中看到示出这样的动态的示意图。

为了抵消2阶动态，将本发明的链轮10附接至发动机曲轴CRK。根据其它主导阶的存在，可能需要实施链轮的替代实施例。这些链轮可以附接至曲轴，但是同样可以被施加于系统中的其它地方，例如水泵上、燃料泵上或凸轮轴链轮(多个凸轮轴链轮)上。发动机曲轴为整个带驱动系统的驱动器。带的驱动方向为DoR。由于链轮传动比，对于凸轮轴CAM1的每次旋转，发动机曲轴CRK旋转两次。

在图3中，链轮300连接至凸轮轴CAM1并且链轮304连接至第二凸轮轴CAM2。使用本领域中已知的惰轮IDR1和IDR2来维持适当的带布设和张力控制。链轮100连接至水泵WP。带200包绕于多个链轮之间。带200的旋转方向被示出为DoR。带200接合曲轴链轮CRK的点为201。由301表示凸轮轴惯性和转矩负载。

齿形带200包绕在链轮10与凸轮链轮300之间。带进入点201为其中带200接合链轮的点。曲轴CRK与凸轮链轮304之间的带跨度长度为“SL”。

类似地，在图4和图5中，凸轮轴链轮300附接至发动机凸轮轴CAM。在图4中，负载特性301包含附接至凸轮轴的后部的燃料泵的转矩特性，而在图5中，由负载特性302表示燃料泵转矩。还可能存在由其它部件(比如水泵和真空泵(即图4和图5中的WP(101)))引起的惯性和转矩负载(301、302、101)。在图4中，IDR1和IDR2为本领域中已知以合适引导带200的惰轮。在图4中，曲轴链轮10与凸轮链轮300之间的带跨度长度为“SL”。

对于汽油发动机，主导的周期性波动转矩负载通常为凸轮轴的特性。对于柴油发动机，主导的阶可能由凸轮轴和/或可以包含于驱动系统中的燃料喷射泵所产生。由水泵和真空泵引起的转矩可以变化，但是这些转矩在与凸轮轴相同的周期或频率下自身并非周期性的，并且通常并非驱动动态的主要特性。

图5为具有燃料喷射泵(包含于柴油发动机的传动装置中)的另外的单凸轮发动机实施例的立体图。在该实施例中，除了图4中所示的系统之外，所述系统还包括连接至燃料泵IP的链轮305。还示出了链轮P1，该链轮能够与用来驱动各种发动机附件(未示出)的另一多肋带接合。在图5中，凸轮负载由301表示，并且燃料泵负载由302表示。链轮100连接至水泵WP。在图5中，由燃料喷射泵引起的转矩负载由302表示。

在图7中，由曲线“E”表示四缸、四冲程发动机的典型的总负载特性。曲线“D”和“C”表示从总负载特性提取的典型的2阶和1.5阶特性。直列四缸、四冲程汽油驱动发动机的负载特性通常不包含1.5阶。

当本发明的链轮10旋转时的该链轮的带接合点201处的平均半径的变化为图8和图9中的曲线“C”。曲线“C”的积分(所述积分为图4中的带的有效长度变化)为图8和图9中的曲线“D”。由于链轮形状的变化，平均链轮半径的变化的导数为齿形表面11上的给定点的加速度。

为了抵消2阶动态，以相对于凸轮轴链轮300的正时关系来布置长圆形链轮10的平坦部分16，以使得使图4中的链轮300与链轮10之间的带200的有效长度以大幅消除由周期性凸轮轴转矩波动引起的交替的带张力的方式变化。作为消除2阶动态的设计的示例，可以通过对链轮10的最大长度(R1+R2+W)进行正时，以便在凸轮轴转矩最大(因此在带张力最大)时与带进入点201重合来实现这一点。

包含有长圆形链轮的驱动装置的绝对尺寸特性取决于参数，该参数比如是波动转矩、带跨度模量、系统中的每个从动附件的惯性、带安装张力以及带与链轮之间的相互作用。带与链轮之间的相互作用取决于参数，该参数比如是链轮上啮合的齿的数量、带齿的模量、带的尺寸以及带与链轮表面之间的摩擦系数。

图6为双凸轮、四缸、四冲程汽油发动机的示意图。说明性的系统包括凸轮CM1、CM2以及包绕在所述凸轮之间的带B。其还包括张紧器TEN、水泵WP以及曲轴链轮CRK。带B的旋转方向为DoR。关注的跨度长度处于链轮CRK与链轮IDR之间、链轮IDR与链轮WP之间、以及链轮CRK与链轮WP之间。在图6中，曲轴链轮CRK与凸轮链轮CM1之间的带跨度长度为“SL”。为了计算的目的，由于沿DoR在CM1与CRK之间不存在主要的负载冲击，因此可以将它们视为一个跨度“SL”。图6中所描绘的系统的变量的近似典型值如下：

典型的凸轮转矩波动为：+40N/-30N

带跨度模量：240Mpa

典型的部件惯性值为：

CRK＝0.4gm²

CM1＝CM2＝1.02gm²

WP＝0.15gm²

带安装张力：400N(优选地使用本文所述的张紧器、通过张紧器TEN维持该安装张力)。

三个链轮上的啮合的齿：

个齿；

个齿。

带的尺寸：宽度＝25.4mm；长度＝1257.3mm

针对链轮表面11的摩擦系数的典型值在0.15至0.5的范围中，通常为0.2。

根据系统要求，典型的带安装张力值可以处于75N至900N的范围中。

带跨度模量取决于抗拉构件的构造、带内的抗拉构件的股数以及带宽度。对于具有20个玻璃纤维抗拉构件的25.4mm宽的带，带跨度模量的示例处于约240Mpa的范围。

图7代表四缸、四冲程柴油发动机的从动链轮的典型的总负载特性，其包含提取的1.5阶曲线(曲线“C”)和2阶曲线(曲线“D”)。直列四缸、四冲程汽油驱动发动机的负载特性通常不包含1.5阶。“偏移量”指的是W/2。“总负载”指的是图7的线“E”。

在图7中，线“A”为零转矩。线“B”描绘带驱动系统中的平均转矩。曲线“C”为从总负载曲线“E”提取的1.5阶转矩特性。曲线“D”为从总负载曲线“E”提取的2阶转矩特性。曲线“E”为在曲轴CRK处测量的发动机的总转矩特性。曲线“E”下方的面积表示使发动机以特定速度转动所做的功。

图8代表四缸、四冲程发动机的驱动链轮的2阶负载特性(曲线“B”)，其包含长圆形链轮的半径的变化(曲线“C”)以及所得到的带跨度长度的变化(曲线“D”)。

在图8中，线“A”为零转矩。曲线“B”为从总负载提取的2阶转矩特性。曲线“C”为在曲轴带轮旋转通过360度时由图1中的段16所引起的有效曲轴带轮半径的变化。曲线“D”为曲线“C”的积分，并且是由图1中所描绘的链轮所引起的带驱动跨度长度的有效变化。

图9代表具有三活塞燃料泵的四缸、四冲程柴油发动机的驱动链轮(或者是将引起1.5阶的其它从动装置)的1.5阶负载特性“B”，其包含针对长圆形链轮的替代的三凸角实施例(图2)的链轮半径长度的变化(曲线“C”)以及所得到的带跨度长度变化(曲线“D”)。带跨度长度为例如图6的凸轮链轮CAM与曲轴链轮CRK之间的距离。

在图9中，线“A”为零转矩。曲线“B”为从总负载提取的1.5阶转矩特性。曲线“C”为在曲轴带轮旋转通过360度时的有效曲轴带轮半径的变化。曲线“D”为曲线“C”的积分并且为由图3中所描绘的链轮的替代实施例所引起的驱动长度的有效变化。

在图10中示出了在本发明的系统中所使用的各种带的抗拉构件的弹性模量。曲线SS1至SS6被称为各种带200的应力-应变曲线。每条曲线代表针对带中的抗拉帘线使用不同材料的模量。示出弹性体HNBR的带主体，但并非限制于此。除了HNBR之外，其它的带主体材料可以包括EPDM、CR(氯丁二烯)和聚氨酯，或上述材料中的两种或更多种的组合。所述材料包括：

SS1(玻璃纤维#1抗拉帘线，HNBR主体)

SS2(玻璃纤维#2抗拉帘线，HNBR主体)

SS3(玻璃纤维#3抗拉帘线，HNBR主体)

SS4(碳纤维抗拉帘线，HNBR主体)

SS5(芳纶抗拉帘线，HNBR主体)

SS6(碳纤维抗拉帘线，HNBR主体)。

如本领域中已知的那样，每个抗拉构件的弹性模量M为每条曲线(SS1至SS6)的斜率。通常，在曲线的大致线性部分上进行该测量和计算。除了玻璃纤维、碳纤维以及芳纶之外，另外的抗拉构件材料可以包含细丝不锈钢丝或PBO。

M＝Δ应力/Δ应变(在曲线的大致线性部分中测量)

带跨度模量取决于抗拉构件的构造、带内的抗拉构件的股数以及带宽度。对于具有20股玻璃纤维抗拉构件的25.4mm宽的带，针对曲线SS1的带跨度模量的示例将为大约242Mpa。

图11为示出了长圆形链轮的优长度(major length)的定相/相位偏移对图6中的系统的发动机动力学的影响的一系列曲线。曲线“D”为链轮优长度至带进入点201的位置与转矩脉冲之间的最佳正时布置。曲线A、B以及C分别是从曲线“D”位置顺时针方向正时偏移+6、+4以及+2个齿。曲线“E”是沿逆时针方向正时偏移2个齿。最大带跨度长度相对于峰值转矩和惯性负载的定相可以根据驱动装置的主导阶以及系统待减小的那些阶而变化。带进入点201为带接合链轮的点。在图3中，跨度长度为“SL”。

关于角间隔或定相，使用以下方式计算容许的角公差：

+/-(360/2×链轮凹槽的数量)。

当转矩最大时，带驱动跨度长度最大。

图12为示出了正确定相的长圆形链轮对如图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”分别表示针对使用圆形链轮的现有技术设计、在进气凸轮轴链轮和在排气凸轮轴链轮处处的角振动的测量值。

作为比较，曲线“C”和“D”分别表示在曲轴上使用本发明的链轮的情况下、在进气凸轮轴链轮和在排气凸轮轴链轮处的角振动的测量值。由此得到的角振动的减少为大约50％。

类似地，图13为示出了如图1中所描绘的正确定相的长圆形链轮对如图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”以及“C”分别表示针对现有技术的驱动装置设计的、在发动机速度范围中的最大、平均和最小的动态紧侧张力的测量值。在该示例中，在图6中的位置IDR处测量该张力。为了延长带的使用寿命，应当使带的紧侧张力最小。曲线“D”、“E”以及“F”表示在使用本发明的链轮的情况下的最大、平均和最小的带紧侧张力的测量值。在发动机的共振速度范围(大约4000rpm至大约4800rpm)中，所得到的安装紧侧张力的减小在50-60％的范围中。带的紧侧张力的减小有可能显著地提高带的运行寿命。

本发明的系统在减小内燃机中的正时误差方面有用。正时误差为驱动轴与从动轴之间的由随机因素(比如振动、部件不准确度和弹性变形)所引起的位置差异。在该情况下，是内燃机的凸轮轴(从动)与发动机的曲轴(驱动)相比的旋转不准确度引起。通常以峰峰值度数为单位进行记录。例如，参考图3，链轮300和链轮304各自均为长圆形。使用长圆形链轮显著地减小了正时误差，这进而改善燃料经济性、降低排放并且总体上改善发动机性能和效率。在部件级别方面，减小的正时误差以及降低的系统负载使得耐用性更好并且使得NVH问题的可能性更低。张力的减小降低了驱动器中的NVH水平，尤其是啮合顺序。施加长圆形链轮来减小正时误差并不仅限于针对发动机的凸轮轴。通过将长圆形链轮插入于曲轴或燃料泵上，可以等同地获得益处。

图14为角振动相对曲轴转速的图表。示例性的角振动随着发动机速度增加而减小。图14显示电动机驱动(motored)发动机测试装备和已点火发动机测试装备的数据。对于电动机驱动的发动机，曲轴由电动机驱动，在每个缸中都不存在燃料的燃烧。对于已点火发动机，以用于内燃机的常规方式(即利用每个缸中的燃料的燃烧)来驱动曲轴。对于给定的发动机转速，电动机驱动的发动机装备(MER)反应的角振动小于已点火发动机装备(FER)的角振动。

图15为针对进气凸轮的振动角相对曲轴转速的图表。长圆形链轮被安装至进气气门机构凸轮轴。示出三种状态。第一种针对不具有长圆形链轮的标准的驱动装置系统(曲线A)。第二种具有长圆形链轮(曲线B)，并且第三种具有长圆形链轮以及高模量带(曲线C)。长圆形链轮的相位和幅度为距3点钟位置10.5节距以及1.5mm。标准带的模量为630,000N，高模量带的模量为902,000N。模量以牛顿(N)为单位给出，并且被限定为将单位长度延长100％所需的力。

当与标准的驱动装置系统的在大约1.5度峰峰值处的值相比时，第三种状态(曲线C)的振动角被显著地减小至小于0.5度峰峰值，所述峰峰值都在4000RPM下测得。

图16为针对排气凸轮的振动角相对曲轴转速的图表。长圆形链轮被安装至排气气门机构凸轮轴。示出三种状态。第一种针对不具有长圆形链轮的标准的驱动装置系统(曲线A)。第二种具有长圆形链轮(曲线B)，并且第三种具有长圆形链轮和高模量的带。当与标准的驱动装置系统的在大约1.5度峰峰值处的值相比时，第三种状态(曲线C)的振动角被显著地减小至大约0.5度峰峰值，所述峰峰值都在4000RPM下测得。然而，根据发动机的不同，改进可以介于小于1.5度峰峰值至大约0.5度的范围之间，减小量稍大于60％。长圆形链轮的相位和幅度为距3点钟位置23.5节距以及1.5mm。标准带的模量为大约630,000N，高模量带的模量为大约902,000N。

图17为针对进气凸轮的角位移相对曲轴转速的图表。角位移也被称为正时误差并且是相对于曲轴位置测量的。长圆形链轮被安装至进气气门机构凸轮轴。示出三种状态。第一种针对不具有长圆形链轮的标准的驱动装置系统(曲线A)。第二种具有长圆形链轮(曲线B)，并且第三种具有长圆形链轮和高模量带(曲线C)。当与标准的驱动装置系统的在大约1.5度峰峰值处的值相比时，第三种状态(曲线C)的角位移被显著地减小至小于0.5度峰峰值，所述峰峰值都在4000RPM下测得。然而，根据发动机的不同，改进可以介于小于1.5度峰峰值至大约0.5度的范围之间，减小量稍大于60％。长圆形链轮的相位和幅度为距3点钟位置10.5节距以及1.5mm。标准带的模量为大约630,000N并且高模量带的模量为大约902,000N。

图18为针对排气凸轮的角位移相对曲轴转速的图表。长圆形链轮被安装至排气气门机构凸轮轴。示出三种状态。第一种针对不具有长圆形链轮的标准的驱动装置系统(曲线A)。第二种具有长圆形链轮(曲线B)并且第三种具有长圆形链轮和高模量带(曲线C)。当与标准的驱动装置系统的在大约1.5度峰峰值处的值相比时，第三种状态的角位移被显著地减小至大约0.5度峰峰值，所述峰峰值都在4000RPM下测得。然而，根据发动机的不同，改进可以介于小于1.5度峰峰值至大约0.5度的范围之间，减小量稍大于60％。长圆形链轮的相位和幅度为距3点钟位置23.5节距以及1.5mm。标准带的模量为大约630,000N并且高模量带的模量为大约902,000N。

图19为示出长圆形链轮定相对于各凸轮轴正时误差的影响的图。Y轴为各凸轮链轮的相对于曲轴的角位移或正时误差。其被引用为峰峰值，即最小值与最大值之间的数值差。附图的第1栏和第2栏记录全部使用圆形链轮的标准的驱动装置设置。第3栏记录使用安装于进气凸轮轴和排气凸轮轴上的3阶长圆形链轮。每个链轮定位成使得使最大偏移量与凸轮轴凸角一致。第4栏至13栏记录使用不同偏移量的长圆形链轮的各种测试。“3点钟”位置为所有偏移量的基准点。给出的值仅仅为链轮基准点从该位置旋转通过的节距或凹槽数量加“g”。“基准点”为被用作角度测量的参考的点。这被设置于3点钟位置处。“CW”指的是顺时针方向。例如，“EX 23.5g CW”参考3点钟位置并且排气凸轮长圆形链轮从发动机上的3点钟位置沿顺时针方向偏移23.5个凹槽。

图20为示出在标准的高模量带的情况下长圆形链轮定相对于各凸轮轴正时误差的影响的图。Y轴为各凸轮链轮的相对于曲轴的角位移(以峰峰值度数为单位)或正时误差。其被引用为峰峰值，即最小值与最大值之间的数值差。附图的第1栏和第3栏记录全部使用圆形链轮的标准的驱动装置设置。每栏均记录使用安装于进气凸轮轴和排气凸轮轴上的3阶长圆形链轮。每个链轮均被定位成使得最大偏移量与凸轮轴凸角一致。第2栏以及第4至8栏记录使用不同偏移量的长圆形链轮的各种测试。“3点钟”位置为所有偏移量的基准点。给出的值仅仅为链轮基准点从该位置旋转通过的节距或凹槽的数量。“基准点”为被用作角度测量的参考的点。其被设置于3点钟位置处。用于排气的长圆形链轮的相位为距3点钟位置23.5节距，用于进气的长圆形链轮的相位为距3点钟位置10.5节距，并且用于排气和进气的长圆形链轮的幅度均为1.5mm。标准带的模量为大约630,000N并且高模量带的模量为大约902,000N。

图21为示出长圆形链轮由于带宽度对正时误差的影响的图。第1栏记录使用圆形链轮的系统中的14mm宽的带。第2栏记录使用长圆形链轮的系统中的14mm宽的带。第3栏记录在使用标准链轮的系统中的使用高模量带的14mm宽的带。第4栏记录在使用长圆形链轮的系统中的使用高模量带的14mm宽的带。第5栏记录在使用标准链轮的系统中的使用标准模量带的18mm宽的带。

图22为示出长圆形链轮由于偏心度的幅度对正时误差的影响的图。每栏记录在进气凸轮轴和排气凸轮轴上使用的长圆形链轮。每个系统的偏心度的幅度介于1.0mm至1.5mm之间。

可以在电动机驱动的发动机和已点火发动机上进行测试以验证长圆形链轮的减小带驱动系统动力学的有效性。包含在附图中的针对正时误差的改进结果产生于电动机驱动的发动机上。尽管在大多数情况下，这些结果会转移至已点火发动机，但是在某些情况下，长圆形链轮并不会减小某些发动机的动力学特性。应当在已点火发动机上进行测试，以确保所需的改进能够实现且是可靠的。执行测试所需的步骤在发动机动力学领域中为已知的。这些还包括的是，振动传感器需要在油环境中运行、需要能够承受高达160℃的温度，并且需要能够承受来自油和添加剂的化学侵蚀。在每个系列的测试运行开始和结束时进行一致性检查。在从怠速经过60秒加速至最大发动机速度的启动期间进行测量。可以使用标准的Rotec系统进行数据捕获和分析。

张紧器。

本发明包括一种张紧器，所述张紧器包括：具有轴向地延伸的圆柱形部分的基座，所述圆柱形部分包括径向外表面以及在所述径向外表面的径向内部的接收部分；与所述径向外表面枢转地接合的偏心臂；设置于径向内部的所述接收部分内的扭力弹簧，所述扭力弹簧向所述偏心臂施加偏压力；以及轴径连接至所述偏心臂的带轮。

图23为优选的张紧器的分解图。张紧器400包括基座410。基座410包括具有外表面414的轴向延伸的圆柱形部分412。圆柱形部分412进一步包括开口411以及接收部分418。

偏心臂420围绕圆柱形部分412枢转。衬套460设置于内表面422与外表面414之间。衬套460包括狭槽461，所述狭槽与圆柱形部分412中的开口411大致对准。带轮440轴颈连接至滚针轴承450上的表面421。在油浴环境中使用滚针轴承。本领域中已知的其它轴承也是合适的。

扭力弹簧430接合偏心臂420并且朝向带(未示出)偏压所述偏心臂以便施加带负载。端部431突出通过狭槽461以及开口411以接合偏心臂420的接收部分424。端部432接合基座410中的端部接收部分415。扭力弹簧430完全地设置于接收部分418内。接收部分418为圆柱形部分412的中央中空部分。扭力弹簧430与轴承450、带轮440以及偏心臂420共面。扭力弹簧430设置于带轮440、轴承450、衬套460以及圆柱形部分412的径向内部。即，扭力弹簧430、轴承450、带轮440以及偏心臂420全部同心地布置，以使得所列出的部件中都不沿着轴线A-A从彼此轴向地移位。

保持环406接合基座410中的周向狭槽416。保持环405接合偏心臂420中的周向狭槽423。保持环405将轴承450保持于偏心臂420上。保持环406将偏心臂420保持于基座410上。在存在油的情况下，保持环405和406可以各自充当推力垫圈以传递轴向力。

带轮440被压配合于轴承450上。紧固件404突出通过扭力弹簧430和基座410中的孔417，以便将张紧器400固定至安装表面(比如发动机(未示出))。

衬套460包括在大约0.05至大约0.20的范围中的动摩擦系数(COF)。静COF优选地低于动COF。

图24为分解俯视图。偏心臂420围绕轴线A-A枢转，所述轴线在圆柱形部分412上定中并且突出通过紧固件404。偏心臂420围绕轴线A-A枢转。带轮440围绕“B”旋转，“B”为偏心臂420的几何中心。“B”从轴线A-A偏心地偏移，从而容许偏心臂420的偏心枢转运动，这继而容许张紧器400将可变负载施加至带(未示出)。

图25为基座的透视图。端部接收部分415设置于基座410中的接收部分418的一个端部处。端部432接合端部接收部分415，从而固定端部432并充当扭力弹簧的反作用点。

图26为偏心臂的透视图。“B”为偏心臂420的几何中心并且为带轮440围绕其旋转的点。偏心臂420围绕轴线A-A上的“A”枢转。偏心臂的接收部分424接合弹簧430的端部431。

图27为扭力弹簧的透视图。端部431突出至偏心臂420的接收部分424中。端部432接合端部接收部分415。

图28为张紧器的剖视图。扭力弹簧430、衬套460、圆柱形部分412、偏心臂420、轴承450以及带轮440全部同心地布置，以使得所列出的部件都不沿着轴线A-A从彼此轴向地移位。这种完全同心的且嵌套的布置使张紧器的高度(或宽度)最小化，从而允许张紧器能够被用于非常狭窄的应用中。

图29为替代实施例的分解视图。除了轴承451为滑动轴承并且省略衬套460之外，各部件与本文中所描述的相同。该替代实施例被构造成在油中运行和/或与油飞溅润滑一起使用。偏心臂420围绕轴线A-A枢转。带轮440围绕轴线B-B旋转，参见图26。轴线A-A远离轴线B-B设置，并且因此轴线B-B与轴线A-A不同轴，从而容许偏心臂420的偏心枢转运动。

图30为图29的替代实施例的俯视图。

图31为图29的替代实施例的剖视图。扭力弹簧430、偏心臂420以及轴承451同心地布置，以使得所列出的部件中都不沿着轴线A-A从彼此轴向地移位。基座410中的流体导管471为比如油的流体提供路径以经由流体导管473从发动机油系统(未示出)流动至轴承451，从而润滑轴承。O形环472提供对至发动机油系统的连接进行密封的装置。

图32为替代实施例的侧视图。代替偏心臂420和带轮440，该替代实施例包括凸轮445。凸轮445以与偏心臂420相同的原理运行并且所述凸轮在装置中占据相同的位置。不存在带轮440。凸轮445接合长形构件480。长形构件480可以包括本领域中已知的任何合适的低摩擦材料。长形构件480也可以被称为滑动引导件。链“C”滑动地接合滑动引导件480的表面。枢轴481设置于滑动引导件的一个端部处。滑动引导件480响应于凸轮445的旋转而围绕枢轴481枢转。由于表面446的偏心形式，凸轮445的旋转使得滑动引导件480围绕枢轴481枢转，从而维持链“C”上的负载。例如，该实施例在内燃机正时系统中有用。该实施例可以与代替链的正时带一起使用。

图33为图32中的替代实施例的透视图。凸轮445的表面446接合滑动引导件480。

同步带驱动系统。

本发明的驱动系统包含带、如上所述的至少一个长圆形链轮以及如上所述的张紧器。驱动系统包含至少两个链轮，即一个驱动链轮以及一个从动链轮。如本文中所描述的那样，驱动链轮和从动链轮中的至少一个为长圆形。张紧器优选地如本文中所描述的那样设计并且可以利用背侧惰轮或滑动件来接触带跨度。

在一个实施例中，同步带驱动系统为用于例如汽车或其它陆地交通工具的内燃机的顶置凸轮驱动器。在上文介绍并且在图3-图6中示出了示例。图3和图6代表示例性双顶置凸轮驱动系统，而图4和图5代表单顶置凸轮驱动系统。这些示例中的每个均具有曲柄链轮作为驱动器，以及一个或多个凸轮链轮作为从动链轮。每个驱动器还可以包含各种背侧惰轮设备和水泵以及如本文中所描述的张紧器。图5的驱动器包含喷射泵。驱动器可以用于柴油或汽油发动机。在其它实施例中，驱动器可以用于单个从动部件，比如泵或平衡轴，其包含例如曲柄链轮、用于从动部件的从动链轮以及张紧器。在每种情况下，以及在驱动系统的其它无数的变体方案中，本文中所描述的发明原理可以用来提供这样的同步驱动系统，所述同步驱动系统可以干式运行或者与油或其它发动机流体接触地运行，并且可以具有比先前的驱动器显著更窄的包装宽度。

上述用于同步带驱动系统的张紧器设计的主要优点是紧凑性。在传统的带驱动器中，张紧器通常为最宽的部件，因此显著地限制总包装宽度。利用本文中所描述的张紧器设计，带可以被制造得尽可能小，并且张紧器和其它链轮实际上可以具有相同的宽度加上少量的间隙，或者如果希望适应一定的跳动或潜在的错位则可以稍微较宽。

结合高模量正时带使用一个或多个长圆形链轮形成这样的驱动器：该驱动器与窄宽度的带能够令人惊讶良好地一起运行。在本领域中，带宽度的减小通常与带上的张力和负载(每单位宽度)的增加相关联，从而导致跨度长度的偏差增加以及齿挠度的增加，继而导致更差的正时精确度和更差的耐久性。然而，本系统可以展现出与带上的减小的张力和负载相关联的大大改善的正时，以及足够的耐久性。

示例。

对于下面示例中的每个，如图35中所示，测试布局为三缸发动机上的双顶置凸轮驱动器，所述三缸发动机由联接至曲轴的电动机驱动。该三缸发动机被称为福特汽车公司所生产的1.0升FOX发动机。修改常备的油湿式正时驱动系统，以适应以下所描述的各种测试驱动器。所有的测试驱动器都在140℃的油温下与Castrol Magnatec 5W-20油一同油湿地运行。测试布局240包含19-槽驱动器或曲柄带轮243和两个38-槽从动凸轮带轮242、245，它们具有RPX槽轮廓以及9.525-mm的节距以匹配具有RPP齿轮廓的带200。速度曲线以及带宽度、带轮和张紧器244的详细信息按如下所述变化。

在各个系统测试中使用表1中所示的三个示例性带。带1为Dayco供应的用于1.0升FOX发动机的常备的带。带2为Gates Unitta Asia供应的耐油带。带3为带2的改良版，其中抗拉帘线被U-玻璃纤维(高强度玻璃)包裹的碳纤维所制成的混合帘线所代替。

带1被认为是如Dayco在WO2005080820中所描述的那样构造。

带2被认为是利用如在授予Yamada等人的美国专利公开第2014/0080647A1号中所描述的带材料来构造，所述美国专利公开通过引用并入本文中。齿织物为在纬纱中具有对位芳纶/尼龙弹性弹性纱并且在经纱中具有尼龙织造的2x2斜纹布。如在授予Yamada等人的美国专利公开第2014/0080647A1号中所描述的那样，利用环氧树脂+NBR乳胶+硬化剂处理物来处理齿织物。通过浸渍施加处理物并且在常规烤箱中干燥处理物。背部织物为利用NBR乳胶基RFL处理的织造的2x2斜纹尼龙66弹性织物。带主体(齿和背部)的橡胶组合物基于含腈基的共聚物橡胶，即包含短纤维增强材料、间苯二酚以及三聚氰胺化合物的HNBR。带主体的橡胶组合物进一步包含本领域中已知的另外的成分，所述另外的成分包括碳黑、某些增塑剂、抗降解剂、固化剂和助剂。用于系统A的带的抗拉帘线18为加捻的高强度玻璃纤维纱，所述玻璃纤维纱利用NBR RFL处理来处理以具有耐油性以用于在油湿环境中使用。

除了不同的抗拉帘线之外，带3的构造与带2相同。带3的玻璃帘线被如在美国专利第7,682,274号中所描述的混合碳/玻璃帘线所代替，亦即，所述带具有由多根高强度玻璃纤维纱所包围的碳纤维芯纱。

表1

对比系统的第一系列测试。

用于该第一系列测试的测试布局包含常备的张紧器以及与常备的带轮惯性匹配的带轮。凸轮带轮为圆形并且以1.5-mm的直径节距线差(DPLD)来切割，并且曲柄带轮具有1.45-mm的DPLD。凸轮链轮都与包含常备的VVT设备的常备带轮惯性匹配。张紧器244为具有单个偏心中心和对称阻尼的常备紧凑型张紧器，所述张紧器提供大约500N的安装张力并且具有光滑的62-mm直径的带轮。张紧器带轮表面宽度为24.5mm，并且张紧器的总宽度为大约36mm。这是最宽的部件，所以对比驱动器的总包装宽度为大约36mm。曲柄转速在5000rpm与6000rpm之间变化，交替地加速10秒和减速10秒。

如表2中所示，测试五个驱动系统，并且基于其它五个驱动系统预测第六个系统的结果。在该系列中仅仅带有所不同。以三种不同的宽度：18mm、12mm和10mm来使用带1。以两种不同的宽度：18mm和10mm来使用带2，并且预测12mm宽度的结果。使用两个类似的测试装置。针对对比系统1和2，系统运行至固定的时间，并且针对其它系统，系统运行直至出现带故障。系统3和6的结果表明，装置1的运行时间通常比装置2更长。系统测试中的这样的变化并不罕见。这些测试被用作用于本发明系统的测试的基准。由于使系统包装尺寸最小化的目标以及避免过长的运行时间的期望，利用10-mm宽的带进行进一步的测试。

表2

¹参见表1。

²在没有带故障的情况下暂停测试。

³预测寿命。

⁴对于系统3、5以及6，带运行至完全故障，因此无法进行抗拉测试。

对比系统相对本发明系统的第二系列测试。

针对该第二系列测试的测试布局与第一系列相同，亦即，如图35中所示，然而测试装置为第三装置，亦即，装置3。装置3与装置1和2的不同之处在于，在装置3上包含常备的飞轮，但在装置1和2上不包含。在装置3上测试两个驱动系统，如表3中所示。对比系统7包含常备张紧器以及与常备带轮惯性匹配的带轮。凸轮带轮为圆形并且以1.5-mm的直径节距线差(DPLD)来切割，并且曲柄带轮具有1.45-mm的DPLD。凸轮链轮都与包含常备的VVT设备的常备带轮惯性匹配。张紧器244为具有单个偏心中心和对称阻尼的常备紧凑型张紧器，所述张紧器提供大约500N的安装张力并且具有光滑的62-mm直径的带轮。张紧器带轮表面宽度为24.5mm，并且张紧器的总宽度为大约36mm。这是最宽的部件，所以对比驱动器的总包装宽度为大约36mm。针对该系列的测试，在每个测试期间，曲柄速度以4750rpm保持恒定(其约为最大共振速度)。将带2用于对比系统7，其中宽度为10-mm，RPP轮廓为116个齿，并且节距为9.525mm。

本发明系统8具有相同的测试布局，然而凸轮链轮为长圆形并且以1.5-mm的直径节距线差(DPLD)来切割。如图2中所示，长圆形的进气凸轮链轮242为三凸角式，其中偏心度的幅度为0.75-mm并且相位为13g cw(即，从发动机上的基准位置沿顺时针方向具有13个槽的角偏移量)。如图2中所示，长圆形的排气凸轮链轮245为三凸角式，其中幅度为1.0-mm并且相位为23.5g cw(即，从基准位置沿顺时针方向具有23.5个槽的角偏移量)。凸轮链轮都与常备带轮惯性匹配。

系统8的张紧器244为根据本文中所描述的设计的紧凑型张紧器，其中所述张紧器具有单个偏心中心，所述张紧器提供大约500N的安装张力并且具有光滑的60mm直径的带轮。张紧器因此具有14mm的带轮表面宽度，以及大约16mm的总宽度。张紧器还具有大约300N的不对称阻尼，如例如在授予Liu等人的美国专利第6,609,988B1号中所描述的那样。

曲柄带轮为相同的，亦即，具有减小的表面宽度以配合窄的带和包装宽度。

将带3用于系统8，其中宽度为10-mm，RPP轮廓为116个齿并且节距为9.525mm。

运行这两个系统直至发生带故障。在表3中示出结果。对比系统7的为690小时的运行时间与对比系统6的为777小时的结果一致。本发明系统8的达1266小时的运行时间的结果几乎为两倍。这表明，窄的高模量带与长圆形链轮和特殊的窄张紧器的组合可以显著地提高带寿命。

表3包含某些正时误差结果，其包含测试之前的和之后的。改进的正时误差结果可以被认为是多种效果的组合，所述多种效果包括更高的带模量的效果、张紧器设计的效果以及长圆形链轮的效果。表3示出来自其它测试的这些单独的效果中一些效果，在如表3中所示的12-mm宽的带上进行所述其它测试中的一些。最终的结果是非常窄的(10-mm的带)系统具有的最大正时误差在整个带寿命中良好地小于1°峰峰值。

另外，表3表明，系统中的带的有效张力从500N被显著降低至大约250N，并且该效果主要归因于长圆形链轮。长圆形带轮的这种有利效果是非常显著的。其使得能够降低安装张力而不存在跳齿的风险，这继而将降低齿顶的磨损率。

因此，当高模量带与长圆形链轮和同心张紧器组合时，系统7和8的结果显示更优越的整体系统性能和带寿命。相信通过优化安装张力甚至可以进一步改善结果。长圆形链轮显著地降低曲柄处的有效张力，这通常将针对齿剪切力失效模式延长带寿命。然而，由于观察到的失效模式为齿顶磨损(其更多地与系统中的PV(接触压力乘以滑移速度)相关)，因此减小了长圆形链轮对带寿命的积极的效果。换句话说，如果我们使用长圆形链轮来部分地减小有效张力(亦即，减小齿负载)但是也减小安装张力(亦即，带与带轮之间的较低的PV)，则可以进一步增加带寿命。

选择10-mm的带宽度来加速测试。根据这些结果以及关于加速测试与更实际的应用之间的相关性的其它经验，认为使带宽度增加到大约14mm将使得测试装置上的系统8的耐用性达到大约3500小时，所述耐用性预期与车辆的大约240,000km的寿命相互关联。可以在如上所述的张紧器和带轮上容置14-mm的带宽度，从而使驱动器的总包装宽度大约为18mm或更小，其为具有常备部件的传统的驱动器的包装宽度的大约一半。同样估计的是，该驱动系统可以被容易地制造成比带有常备部件的传统的驱动系统轻大约30％。

表3

¹参见表1。

²使用12-mm宽的带进行的单独的测试。

接下来特别地列出本发明的与长圆形链轮(多个长圆形链轮)有关的一些另外的方面。

方面1。本发明涉及一种同步带驱动系统，其包括：第一长圆形链轮(10)，其具有齿形表面以及设置于两个弧形部分(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的长度；具有齿形表面的链轮(300)，所述链轮通过环状的齿形构件(200)接合至所述第一长圆形链轮；以及所述第一长圆形链轮(10)的幅度和相位使得所述链轮与所述第一长圆形链轮之间的角位移正时误差小于1.5度峰峰值。

方面2。如方面1中的同步带驱动系统还包括：连接至第二旋转负载的第二长圆形链轮，所述第二长圆形链轮与所述环状的齿形构件接合；以及所述第二长圆形链轮的幅度和相位使得所述链轮与所述第二长圆形链轮之间的角位移正时误差小于1.5度峰峰值。

方面3。如方面1中的同步带驱动系统，其中所述链轮与所述第一长圆形链轮之间的角位移正时误差小于0.5度峰峰值。

方面4。如方面3中的同步带驱动系统，其中所述链轮与所述第二长圆形链轮之间的角位移正时误差小于0.5度峰峰值。

方面5。如方面1中的同步带驱动系统，其中所述环状的齿形构件的宽度等于或大于12mm。

方面6。如方面1中的同步带驱动系统，其中所述环状的齿形构件具有处于约630000N至约902000N的范围中的模量。

方面7。如方面1中的同步带驱动系统，其中所述第一长圆形链轮的幅度处于大约1.0mm至1.5mm的范围中。

方面8。如方面1中的同步带驱动系统，其中所述第一长圆形链轮的相位处于相对于基准点旋转9个凹槽至25个凹槽的范围中。

方面9。如方面8中的同步带驱动系统，其中所述基准点参考3点钟位置。

方面10。如方面2中的同步带驱动系统，其中所述第二长圆形链轮的相位处于相对于基准点旋转9个凹槽至25个凹槽的范围中。

方面11。如方面10中的同步带驱动系统，其中所述基准点参考3点钟位置。

方面12。如方面10中的同步带驱动系统，其中所述第一长圆形链轮的相位处于相对于基准点旋转9个凹槽至25个凹槽的范围中。

方面13。如方面12中的同步带驱动系统，其中所述基准点参考3点钟位置。

方面14。如方面1中的同步带驱动系统，其中所述链轮连接至驱动器，并且所述第一长圆形链轮连接至旋转负载。

方面15。如方面14中的同步带驱动系统，其中所述驱动器为发动机曲轴。

方面16。如方面2中的同步带驱动系统，其中所述第一长圆形链轮连接至排气凸轮轴。

方面17。如方面2中的同步带驱动系统，其中所述第二长圆形链轮连接至进气凸轮轴。

方面18。本发明还涉及一种同步带驱动系统，包括：第一长圆形链轮，其具有齿形表面以及设置于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的长度；具有齿形表面的链轮，所述链轮通过环状的齿形构件接合至所述第一长圆形链轮；所述第一长圆形链轮的幅度和相位使得所述链轮与所述第一长圆形链轮之间的角位移正时误差小于1度峰峰值；连接至第二旋转负载的第二长圆形链轮，所述第二长圆形链轮与所述环状的齿形构件接合；以及所述第二长圆形链轮的幅度和相位使得所述链轮与所述第二长圆形链轮之间的角位移正时误差小于1.5度峰峰值。

方面19。如方面18中的同步带驱动系统，其中所述第一长圆形链轮连接至排气凸轮轴，所述第二长圆形链轮连接至进气凸轮轴，并且所述链轮连接至发动机曲轴。

方面20。如方面19中的同步带驱动系统，其中所述链轮与所述第一长圆形链轮之间的角位移正时误差小于0.5度峰峰值，并且所述链轮与所述第二长圆形链轮之间的角位移正时误差小于0.5度峰峰值。

接下来特别地列出本发明的涉及张紧器的一些另外的方面。

方面1。本发明涉及一种张紧器，所述张紧器包括：基座，其具有轴向地延伸的圆柱形部分，所述圆柱形部分包括径向外表面以及在所述径向外表面的径向内部的接收部分；偏心臂，其与所述径向外表面枢转地接合；设置于径向内部的所述接收部分内的扭力弹簧，所述扭力弹簧向所述偏心臂施加偏压力；以及轴颈连接至所述偏心臂的带轮。

方面2。如方面1中的张紧器，其中所述带轮轴颈连接于滚针轴承上。

方面3。如方面1中的张紧器，其中所述偏心臂、所述带轮以及所述扭力弹簧被同心地布置，以使得所述偏心臂、所述带轮或所述扭力弹簧都不沿着轴线A-A从彼此轴向移位。

方面4。如方面1中的张紧器，其中所述偏心臂在衬套上轴颈连接至所述基座。

方面5。本发明还涉及一种张紧器，所述张紧器包括：具有径向外表面和径向内部的接收部分的基座圆柱形部分；与所述径向外表面枢转地接合的偏心臂；设置于径向内部的所述接收部分内的扭力弹簧，所述扭力弹簧向所述偏心臂施加偏压力；以及长形构件，所述长形构件与所述偏心臂接合并且设置成响应于所述偏心臂的旋转而枢转。

方面6。如方面5中的张紧器，其中所述偏心臂和所述扭力弹簧被同心地布置，以使得所述偏心臂或扭力弹簧都不沿着轴线A-A从彼此轴向地移位。

方面7。如方面5中的张紧器，其中所述偏心臂在衬套上轴颈连接至所述基座。

方面8。如方面5中的张紧器，其中所述带轮在滚针轴承上轴颈连接至所述偏心臂。

方面9。本发明还涉及一种张紧器，所述张紧器包括：具有轴向地延伸的圆柱形部分的基座，所述圆柱形部分包括径向外表面和径向内部的接收部分；与所述径向外表面枢转地接合的偏心臂；设置于径向内部的所述接收部分内的扭力弹簧，所述扭力弹簧向所述偏心臂施加偏压力；轴径连接至所述偏心臂的带轮；并且其中偏心臂、带轮和扭力弹簧被同心地布置，以使得偏心臂、带轮或扭力弹簧都不沿着轴线A-A从所述偏心臂、带轮或扭力弹簧中的任何一者轴向地移位。

方面10。如方面9中的张紧器，其中所述基座进一步包括流体导管，由此流体可以进入轴承。

方面11。如方面9中的张紧器，其中所述带轮轴颈连接于轴承上。

方面12。如方面11中的张紧器，其中所述轴承包括滚针轴承。

尽管已经详细地描述了本发明以及其优点，但是应当理解的是，在不脱离本发明的如由所附权利要求限定的范围的情况下，可以在本文中进行各种改变、替换以及替代。而且，本申请的范围不旨在限于说明书中所描述的工艺、机器、制造、物质的组成、手段、方法以及步骤的特定实施例。如本领域的普通技术人员将从本发明的公开内容容易地理解的那样，根据本发明可以使用执行与本文中所描述的相对应的实施例大致相同的功能或实现与本文中所描述的相对应的实施例大致相同的结果的、目前存在或将要开发的工艺、机器、制造、物质的组成、手段、方法或步骤。因此，所附权利要求旨在将这样的工艺、机器、制造、物质的组成、手段、方法或步骤包含于其范围内。可以在缺少本文中未具体公开的任何元素的情况下适当地实践本文中所公开的发明。

Claims (11)

1.一种同步带驱动系统，包括：

同步带(200)，所述同步带具有包括高模量纤维的抗拉帘线；

驱动链轮和至少一个从动链轮，所述驱动链轮和所述至少一个从动链轮中的至少一个为长圆形链轮(10)；以及

张紧器，所述张紧器包括：基座，其具有轴向延伸的圆柱形部分，所述圆柱形部分包括径向外表面以及在所述径向外表面的径向内部的接收部分；偏心臂，其与所述径向外表面枢转地接合；扭力弹簧，其设置于径向内部的所述接收部分内，所述扭力弹簧向所述偏心臂施加偏压力；以及带轮，其轴颈连接至所述偏心臂；

其中所述偏心臂、所述带轮以及所述扭力弹簧被同心地布置，以使得所述偏心臂、所述带轮或扭力弹簧都不沿着轴线A-A从彼此轴向地移位。

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)包括齿形表面以及设置于两个弧形部分(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的长度。

3.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)的幅度和相位使得所述驱动链轮与所述从动链轮之间的角位移正时误差小于1.5度峰峰值。

4.根据权利要求1所述的同步带驱动系统，其中，所述高模量纤维是从玻璃纤维、PBO、芳纶以及碳纤维所构成的组中选择的一种或多种。

5.根据权利要求1所述的同步带驱动系统，其中，所述高模量纤维为高强度玻璃纤维。

6.根据权利要求1所述的同步带驱动系统，其中，所述高模量纤维为碳纤维。

7.根据权利要求1所述的同步带驱动系统，其中，所述抗拉帘线为包括碳纤维和玻璃纤维的混合帘线。

8.根据权利要求1所述的同步带驱动系统，所述同步带驱动系统限定小于20mm的总系统包装宽度。

9.根据权利要求1所述的同步带驱动系统，所述同步带驱动系统限定18mm或更小的总系统包装宽度。

10.根据权利要求1所述的同步带驱动系统，所述同步带驱动系统限定16mm或更小的总系统包装宽度。

11.根据权利要求1所述的同步带驱动系统，所述同步带具有大约14mm或更小的宽度。

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