具有附加弦節距減小量的滾鏈鏈輪的制作方法

專利名稱：具有附加弦節距減小量的滾鏈鏈輪的制作方法
背景技術：
本發明涉及汽車定時鏈技術。這里尤其是涉及一種用于汽車凸輪軸驅動領域的單向滾鏈鏈輪，其將結合最佳實施例描述。但本發明還涉及其他可減小鏈驅動噪音能級的鏈驅動系統和應用。
用于汽車凸輪軸驅動的滾鏈鏈輪通常根據ISO(國際標準化組織)的標準6061994(E)制造。ISO-606標準規定有短節距精度滾鏈和相關鏈輪或鏈輪齒的要求。
圖1示出一用于ISO-606柔順量鏈輪的對稱齒間輪廓。上述齒間具有一連續的圓角或齒根半徑Ri，如滾子就位角度α所限定的那樣從齒側(側面)延伸到相鄰齒側。齒側半徑Rf在切點TP和上述滾子就位半徑Ri正切。具有連桿節距P的鏈設置有和上述齒間相接觸且直徑為D1的滾子。該ISO鏈輪具有長度為P，齒根直徑為D2，齒數為Z的弦節距。進一步限定上述ISO-606柔順量鏈輪，上述節距圓半徑PD，尖端或外側直徑OD，齒間角A(等于360°/Z)。上述最大和最小滾子就位角度α可限定為αmax＝140°-(90°/Z)；αmin＝120°-(90°/Z)參考圖2，一示意性ISO-606柔順量滾鏈驅動系統10在如箭頭11所示的順時針方向上旋轉。上述鏈驅動系統10包括驅動鏈輪12，從動鏈輪14和具有多個滾子18的滾鏈16。上述每一鏈輪14、14和鏈16通常都符合上述ISO-606標準。
滾鏈16嚙合并環繞在上述鏈輪12、14上，且具有兩個在上述鏈輪，松弛鏈條20和拉緊鏈條22之間延伸的跨距。上述滾鏈16如箭頭24所示張緊。通過鏈導向26，上述拉緊鏈條22可從從動鏈輪14導向到驅動鏈輪12。如圖所示的第一滾子28處于驅動鏈輪12上12點時刻位置的初始咬合位置。第二滾子30鄰接上述第二滾子28是下一個要與并為驅動鏈輪12咬合的滾子。
鏈驅動系統具有幾個會產生所不希望出現噪音的元件。滾鏈驅動噪音的主要來源就是當滾子在咬合過程中離開上述跨距，并和鏈輪相碰撞時所產生的噪音。合成的沖擊噪音循環往復并具有等于鏈咬合鏈輪頻率的頻率。沖擊噪音的響度是在咬合過程中吸收沖擊能量(EA)的函數。上述吸收的沖擊能量和發動機速度、鏈質量、鏈以及鏈輪起始咬合時的速度有關。上述沖擊速度由鏈—鏈輪嚙合幾何形狀所影響，嚙合齒側壓力角γ(圖3)為其一因數，其中EA=WP2000VA2;]]>VA=πnp30000sin(360Z+γ);]]>γ=180-A-α2;]]>EA＝沖擊能量(N·m)VA＝滾子沖擊速度(m/s)γ＝嚙合齒側壓力角n＝發動機速度(RPM)W＝鏈質量(Kg/m)Z＝鏈輪齒數A＝齒間角(360°/Z)α＝滾子就位角度P＝鏈節距(弦節距)推定鏈驅動動態的沖擊能量(EA)等式通常為準靜態分析模型，當鏈輪從上述跨距上接收滾子時，在齒側和齒根半徑的切點TP(圖3)處發生滾子—鏈輪主動接觸。
如圖3所示，壓力角γ由線A和線B限定，其中線A從嚙合滾子28的中心引出，通過齒側半徑Rf中心，在切點TP接觸到嚙合齒側，線B連接在完全就位的滾子28中心，這時滾子28定位于齒根半徑D2上、以及下一咬合滾子30中心，其中滾子30在其嚙合齒間仍處于齒根半徑D2上。上述在圖27中所列的滾子就位角α和壓力角γ可由上述等式所計算。可以理解，上述角度γ在角度α最大時最小。圖3中，符合ISO-606的18齒鏈輪12的壓力角γ范圍在如圖27所列的12.5°到22.5°之間。
圖3中當驅動鏈輪12在箭頭11的方向上旋轉時，還示出嚙合路徑(虛線滾子)和滾子28(實線)的主動接觸位置。圖3描述了一種理論情況，其中鏈滾子27位于鏈節距和鏈輪弦節距都等于理論節距P的最大尺寸鏈輪的齒根直徑D2。對于該理論情況，在滾子嚙合的開始就產生噪音，該噪音具有一由于滾子和齒根表面Ri相碰撞產生的徑向分量FIR，和一在滾子移動為主動接觸時，同一滾子28在切點TP和嚙合齒側相碰撞產生的切向分量FIT。可以認為，徑向沖擊首先發生，同時伴隨有切向沖擊。滾子沖擊速度VA如圖所示通過嚙合齒側切點TP，而滾子28正主動接觸在該點TP上。
上述沖擊能量(EA)等式僅僅計算了在咬合過程中的切向滾子沖擊。實際的滾子嚙合假定為具有徑向和切向沖擊(可以任何順序發生)，該滾子嚙合不同于上述沖擊能量(EA)等式。這種準靜態模式應用，可用作為定向工具，進行特性分析，從而可減少切向滾子—鏈輪在咬合初始碰撞過程中所必須吸收的沖擊能量。上述在咬合過程中的徑向沖擊和噪音效果都可以由沖擊能量(EA)等式所計算。
在實際的條件下，由于尺寸公差，鏈和鏈輪之間的節距通常不匹配，在應用中這些零件由于磨損，這種不匹配情況更加嚴重。該節距失配會移動咬合沖擊的點，而上述徑向碰撞仍發生在齒根表面Ri，但不一定是在D2上。切向碰撞通常在點TP附近發生，但作為上述實際鏈—鏈輪節距失配的函數，這種接觸爬升到齒根半徑Ri的嚙合邊緣，或者從嚙合齒側半徑Rf徑向向外。
如沖擊能量(EA)等式所確定的那樣，減小上述嚙合齒側壓力角γ就會減少滾鏈驅動的咬合噪音。可行但不值得推薦的是可減小上述壓力角γ，在通過增大滾子就位角α以保持對稱齒間輪廓時，來有效降低兩齒側壓力角。這種輪廓需要磨損的鏈在滾子經過鏈輪卷折部(sprocket wrap)(下面會描述)時，更加傾斜，因此上述滾子在離開上述卷折部之前就有必要在斜坡齒側(coast flank)上爬升。
鏈驅動噪音的另一個來源就是由于軸的扭矩變化和鏈、鏈輪之間尺寸誤差等在零件中產生的寬頻機械噪音。寬頻機械噪音是在滾子經過上述鏈輪卷折部時，由于發生在無負載滾子和鏈輪齒之間的間歇振動或者振動接觸造成的。尤其是，常見的鏈驅動系統磨損包括鏈輪齒面磨損和鏈磨損。上述鏈磨損是由鏈接合部的軸承磨損引起的，且特征為節距伸長。可以認為和ISO標準鏈輪咬合的磨損鏈僅僅具有一個滾子處于主動接觸并在最大加載條件下加載。
參考圖2，最大加載的主動接觸一般發生在滾子進入到驅動鏈輪卷折部32進行嚙合時。嚙合滾子28如圖所示處于主動接觸，并在最大加載條件下加載。滾子28上的加載通常是初始咬合沖擊加載和鏈拉緊加載。在滾子28以前，卷折部32上接下來的幾個滾子處于拉緊加載，而不是漸進的降低速度。在滾子28(以及卷折部上接下來的幾個滾子)的加載都可以保持這些滾子和上述鏈輪齒根面34實體或者硬性接觸。
滾子36是驅動鏈輪卷折部32中進入松弛鏈條20之前的最后一個滾子。除了在上述齒根面34的某些點上爬升(例如徑向向外)，滾子36同樣和驅動鏈輪12硬性接觸。
除了滾子28和36，以及滾子28之前的幾個處于鏈拉緊加載的滾子以外，上述驅動鏈輪卷折部32上的其他滾子都不會和驅動鏈輪12硬性接觸，所以當它們環繞上述卷折部時就會相對上述鏈輪齒根面振動，因而就會產生所不希望的寬頻機械噪音。
滾子38是驅動鏈輪卷折部40中進入拉緊鏈條22之前的最后一個滾子。滾子38和鏈輪14主動接觸。滾子36在驅動鏈輪卷折部32內時，除了在齒根直徑以外，鏈輪卷折部40內的滾子42都和從動鏈輪14的齒根半徑14硬性接觸。
眾所周知，即使滾鏈磨損，在鏈輪齒之間的節距線間隙(PLC)也會促進鏈輪卷折部內鏈滾子和鏈輪之間的硬性接觸。添加到齒間的節距線間隙量可形成有一集中在上述齒間并形成齒根直徑D2一段的短弧度長度。齒根圓角半徑Ri正切于上述齒側半徑Rf和齒根直徑弧度段。上述齒間輪廓仍然對稱，但Ri不再是從一齒側半徑到相鄰齒側半徑的連續圓角半徑。這樣的效果就使得可以減小鏈驅動系統的寬頻機械噪音分量。但是，鏈輪齒之間增加的節距線間隙不會減小滾子—鏈輪沖擊相碰撞所引起的鏈驅動噪音。
弦動作量(chordal action)，或者弦的升高量和降低量都是另一個影響鏈驅動的操作平滑性和噪音能級的重要因素，尤其是在高速的情況下。在咬合過程中，當上述鏈從自由跨距進入到鏈輪，就會產生弦動作量，其可以使得上述自由鏈在垂直于上述鏈的方向上移動，但不是在上述鏈和鏈輪的相同平面上。源自弦動作量的這種鏈運動就會產生構成上述咬合噪音而又令人討厭的噪音分量，所以減少滾鏈驅動中固有的弦動作量是十分有益的。
圖4a和4b示出18齒ISO-606柔順量鏈輪的弦動作量。該鏈輪具有弦節距為9.525mm。弦升高量(chordal rise)通常被限定為當鏈輪轉動過A/2角度時，鏈中心線的位移，其中弦升高量＝rp-rc＝rp[1-cos(180°/Z)]其中rc是弦半徑，或者從鏈輪中心到長度P的節弦的距離；rp是實際的理論節圓半徑；Z是鏈輪齒數。
可以知道，短節距鏈相比較于具有類似節圓半徑的長節距鏈，可設置有減小的弦動作量。圖4a和4b僅僅示出驅動鏈輪，且假定從動鏈輪(未示出)也具有18齒，并與所示的驅動鏈輪同相。換句話說，在T＝0(圖4a)時，兩個鏈輪的鏈輪齒中心都處于12點時鐘位置。所以，在準靜態條件下的這種鏈驅動設置就處于頂鏈條和拉緊鏈條狀態，該狀態下鏈條以統一的模式可向上、向下移動和上述弦升高量相同的距離。在T＝0時，滾子46處于咬合的起始點，弦節距P水平且和拉緊鏈條22一致。在T＝0+(A/2)時(圖4b)，滾子46移動到上述12點時鐘位置。
對于多種鏈驅動，上述驅動和從動鏈輪具有不同的尺寸，相位也不相同。鏈導向26(圖2)在開始可控制在拉緊跨距中的鏈條振動。導向鏈界面的幾何形狀也可限定自由跨距鏈條的長度，該鏈條可操作弦升高量和弦降低量。圖5是圖2的放大視圖，其中示出的第一滾子28在嚙合的起始點，第二滾子30作為和鏈輪12咬合的下一個滾子。在這個實例中，除了5個沿鏈導向26和嚙合滾子28之間延伸的無支撐或“自由”的連桿節距以外，鏈導向26都用以控制并導向上述拉緊鏈條22的嚙合部。在該實例中，用于拉緊鏈條22嚙合部的這些無支撐連桿節距的長度在上述滾子28處于12點時鐘位置時為水平設置。
參考圖6和7，驅動鏈輪12順時針旋轉，以使滾子28移動到新的角度位置(A/2)+ω，其中ω是附加轉動角，由準靜態嚙合幾何結構所確定，此時滾子28完全就位而滾子30處于和鏈輪嚙合瞬間。如圖6所示，可認為滾子28就位后，在滾子30剛開始咬合時，和齒根面D2硬性接觸。可假定一條直線作為從滾子28到鏈銷中心48的鏈跨距，可認為環繞從銷48到嚙合滾子30的無支撐或“自由”跨距旋轉。
這樣上述弦動作量，就不會再和自由跨距水平嚙合，來滿足滾子的嚙合形狀。因為上述驅動和從動鏈輪都具有相同的齒數，且鏈輪齒均同相，所以這相比較于如圖4a所述的鏈驅動，除了在水平路徑上，弦動作量都使得拉緊鏈條可均勻運動。可以理解，上述直線假定僅僅在準靜態模型內有效。從上述直線假定的偏移量或運動量是驅動的動力學，鏈控制裝置，以及鏈驅動、鏈輪幾何形狀的函數。鏈導向26的定位和鏈界面輪廓可確定自由跨距節距的數量，在滾子咬合過程中，由于弦升高量和弦降低量而產生鏈動作。
最好如圖7所示，假定滾子28、30在D2和鏈輪齒根面都硬性接觸，上述弦升高量是當從初始的咬合位置移動通過上述的12點時鐘位置，滾子30中心(位于上述節圓直徑PD)距離拉緊跨距22路徑的垂直位移。
因此，又有必要研發一種新式改進的滾鏈驅動系統，可滿足上述需求并能克服上述缺陷，且提供更好、更多的優點。

發明內容
根據本發明的第一方面，一種單向滾鏈驅動系統包括具有多個齒的制成驅動鏈輪，具有多個齒的制成從動鏈輪，上述驅動鏈輪、從動鏈輪相嚙合的制成滾鏈。上述滾鏈形成有鏈連桿節距(Pc)。上述驅動鏈輪和/或從動鏈輪通過減少超過上述鏈連桿節距(Pc)的大約0.2％，形成有小于上述鏈連桿節距(Pc)的鏈輪弦節距(Ps’)。
根據本發明的另一方面，上述驅動鏈輪和/或從動鏈輪通過減小超過上述鏈連桿節距(Pc)的大約0.2％、但小于鏈連桿節距(Pc)的大約1％，形成有小于上述鏈連桿節距(Pc)的鏈輪弦節距(Ps’)。
根據本發明的另一實施例，可設置有制成鏈輪和一相關制成滾鏈相結合使用。該鏈輪包括有多個滾子，并具有鏈節距Pc。上述鏈輪包括多個向外突出的鏈輪齒，并在連續的齒之間分別形成有多個齒間。每一齒間可容納相關滾鏈的一個滾子。通過減小超過上述鏈連桿節距(Pc)的大約0.2％，鏈輪形成有一相對于上述相關滾鏈鏈節距Pc減小的鏈輪弦節距(Ps’)。
根據本發明的另一方面，鏈輪弦節距(Ps’)可相對鏈連桿節距(Pc)，減小鏈連桿節距的大約0.2％到大約1％。
根據本發明的另一方面，設置有一種制成滾鏈和制成鏈輪的咬合間隔的延長方法。該方法包括使得鏈輪通過減小超過上述鏈連桿節距(Pc)的大約0.2％，形成有一相對于上述相關滾鏈的鏈節距Pc減小的鏈輪弦節距(Ps’)。
根據本發明的另一方面，上述鏈輪弦節距(Ps’)相對于鏈連桿節距(Pc)，可減小超過上述鏈連桿節距(Pc)的大約0.2％、但小于或等于鏈連桿節距(Pc)的大約1％。
本發明的一個主要優點就是當使用滾鏈驅動系統的滾鏈時，鏈輪可顯示出改進的噪音特性。
本發明的另一優點就是鏈輪中，滾鏈的滾子咬合間隔延長，從而減小了使用過程中的噪音。
本發明的另一優點就是鏈輪以及結合有該鏈輪的滾鏈驅動系統中，附加弦節距減少，從而延長了咬合時間間隔，這樣就會從就位的滾子向處于起始咬合的嚙合滾子提供更大的漸進載荷傳遞，從而分散了長時間的咬合沖擊，有助于最小化滾子沖擊所產生的噪音。
本發明進一步的目的就是根據閱讀和理解下列優選實施例的詳細說明，對本領域的普通技術人員更加顯而易見。


本發明采用不同的組件和組件設置，以及不同的步驟和步驟設置。這些附圖僅僅是用于說明優選實施例的目的，而并不僅僅將本發明限定于此。
圖1是描述ISO-606柔順量滾鏈鏈輪齒的對稱齒間輪廓；圖2是一具有ISO-606柔順量驅動鏈輪，從動鏈輪和滾鏈的示意性滾鏈驅動系統；圖3當ISO-606柔順量驅動鏈輪順時針轉動時，示出一嚙合路徑(虛線)和一在驅動位置的滾子(實線)；圖4a示出了和18齒鏈輪初始咬合的滾子；圖4b示出了圖4a驅動鏈輪順時針旋轉，直到滾子處于12點時鐘位置；圖5是圖2中驅動鏈輪的放大視圖，其中滾子完全就位于齒間，而第二滾子將要和上述驅動鏈輪咬合；圖6示出了圖5中順時針旋轉的驅動鏈輪，直到第二滾子和驅動鏈輪初始接觸為止；圖7是圖6的放大視圖，示出在理論條件下第二滾子和驅動鏈輪的齒根面(徑向沖擊)剛剛接觸；圖8描述了根據本發明具有滾鏈驅動鏈輪和從動鏈輪的滾鏈驅動系統；圖9根據本發明實施例，描述了圖8中具有非對稱齒間輪廓的滾鏈驅動鏈輪；圖10是圖9中非對稱齒間輪廓的放大視圖，其中示出和鏈輪雙點接觸的滾子；圖11示出了當驅動鏈輪圖8中順時針旋轉時，滾子的嚙合路徑(虛線)和完全咬合的瞬間；圖12是圖8中驅動鏈輪的放大視圖，第一滾子完全就位于齒間，而第二滾子作為從滾鏈的拉緊跨距所接收的下一滾子；圖13示出了圖12中的驅動鏈輪順時針旋轉，直到第二滾子和驅動鏈輪開始接觸；圖14是圖13的放大視圖，示出了雙點接觸的第一滾子以及和驅動鏈輪開始切向接觸的第二滾子；
圖14a描述了當圖14中驅動鏈輪順時針旋轉時，第一和第二滾子的前進過程；圖14b是圖14中順時針旋轉的驅動鏈輪的放大視圖，該鏈輪可使得第二滾子提前到在12點時鐘時刻位置完全咬合；圖15描述了根據本發明另一實施例的、具有非對稱齒間輪廓的滾鏈驅動鏈輪；圖16是圖8的部分放大視圖，示出了當滾子經過上述驅動鏈輪卷折部時的接觸前進過程；圖17是離開圖16中鏈輪的鏈輪卷折部的滾子放大視圖；圖18根據本發明另一實施例，描述了具有非對稱齒間輪廓的滾鏈鏈輪；圖19根據本發明另一實施例，描述了具有非對稱齒間輪廓的滾鏈鏈輪；圖20是結合有本發明特性的示意性任意嚙合滾子的前視圖；圖21是圖20中鏈輪的放大視圖，示出了結合有本發明中嚙合齒側離隙(flank relief)和齒間間隙的非對稱齒間輪廓；圖21a是圖21中鏈輪的放大視圖，示出了設置有齒側離隙和齒間間隙的傾斜齒根面；圖22是圖21a中傾斜齒根面的另一實施例，其中僅僅設置有齒側離隙；圖23描述了圖9的非對稱齒間輪廓，其上重疊有圖21中的非對稱齒間輪廓；圖24描述了當鏈輪順時針旋轉時，在圖20該鏈輪中的第一滾子的咬合前進過程和相鄰第二滾子的咬合過程；圖25描述了圖20中具有雙點接觸的第一滾子、初始切向接觸的第二滾子和作為驅動鏈輪下一嚙合滾子的第三滾子的鏈輪；圖26描述了圖25中順時針旋轉的鏈輪，直到在鏈輪的齒根面第三滾子初始嚙合的瞬時為止；圖27是多個不同ISO-606柔順量鏈輪尺寸的滾子就位角α和壓力角γ的列表；
圖28是不同鏈輪尺寸中三種不同非對稱齒間輪廓(1-3)的最大貝塔角(β)和對應的最小壓力角(γ)的列表；圖29-31是根據本發明描述了結合有附加弦節距減少量(CPR)的鏈輪。
具體實施例方式
下面參考圖8，滾鏈驅動系統110包括結合有本發明特征的驅動鏈輪112和從動鏈輪114。該滾鏈驅動系統110進一步包括具有多個滾子118的滾鏈116，該滾鏈同上述鏈輪112、114嚙合并將其環繞。滾鏈環繞上述鏈輪112、114運動，沿箭頭11的方向順時針轉動。
滾鏈116具有兩個在鏈輪之間延伸的跨距，松弛鏈條120和拉緊鏈條122。滾鏈116如箭頭124所示處于張緊狀態。拉緊鏈條122的中心部可由鏈導向126從從動鏈輪114導向到驅動鏈輪112。所示的第一滾子128完全就位于驅動鏈輪112的12點時鐘位置。第二滾子130和滾子128相鄰，并將要和驅動鏈輪112咬合。
為了便于描述本發明的非對稱齒輪廓，下面將僅僅對驅動鏈輪112描述。但是本發明的非對稱齒間輪廓也可應用在從動鏈輪114上，以及其他例如惰輪、與平衡塊轉軸相連的鏈輪等類型的鏈輪上。
下面參考圖9和10，鏈輪112包括具有嚙合齒側134的第一齒132，和具有傾斜或脫離齒側138的第二齒136。嚙合齒側134和傾斜齒側138配合操作以限定一具有齒根面141的齒間140。齒間140容納有上述嚙合滾子128(如虛線所示)。該嚙合滾子128直徑為D1，如圖所示以雙點接觸的方式完全就位于齒間140內，這將在下面進一步描述。尤其是，當嚙合滾子128完全就位于齒間內時，接觸到分別沿每一鏈輪齒面(軸向即在正交于圖面的方向)延伸的兩條直線B、C。但是為了便于說明，直線A、B、C僅僅在齒間內作為接觸點來參考。
嚙合齒側134具有正切于齒側平面(flank flat)144徑向外端的半徑Rf，該非對稱嚙合齒側半徑Rf小于上述ISO-606標準所規定的RfISO半徑。但是在仍然滿足上述滾子咬合(嚙合)和脫離幾何結構的前提下，該非對稱嚙合齒側半徑Rf的大小應該盡可能的大。齒側平面144的定位由角度β所限定。當滾子在點B、C處和鏈輪相接觸時，上述平面的取向可垂直或正交于經過點B和滾子128中心的直線。
上述從點B徑向向外延伸的齒側平面長度可影響初始切向沖擊和點C處的后續徑向沖擊之間的時間延遲。上述在第一接觸點A處的初始切向沖擊沿著齒側平面144產生在鏈輪112和滾子128之間。可以認為滾子從在點A的初始切向接觸，直到滾子以雙點接觸方式移動到在點B、C的完全嚙合位置為止，滾子都基本和上述齒側平面保持接觸。壓力角γ，上述鏈和鏈輪之間的節距失配量，以及齒側平面的長度可各不相同，以達到初始滾子—鏈輪咬合時所需的初始滾子接觸點A。
可以理解，齒側(切向)接觸總是首先發生，徑向接觸隨后發生，并總是發生在點C，且無關于鏈節距的長度。作為比較，對于結合有單點接觸(例如單線接觸)的已知齒間形式(例如ISO-606中的柔順量和非對稱形式)，嚙合滾子在徑向接觸之后，必須移動到一驅動位置。所以根據壓力角γ可假定嚙合滾子會在齒側半徑/齒根半徑切點處接觸。這樣上述已知單點/線齒間形式的咬合接觸位置就是能“敏感”地確定產生徑向沖擊以及驅動(切向)沖擊地點的節距。
上述嚙合齒側滾子就位角β(圖9)和脫離齒側滾子就位角β’可替換上述ISO-606滾子就位角α(如虛線所示的ISO輪廓)。如圖9所述，β是由經過滾子128中心和鏈輪中心的線152，和也經過滾子128、點B的第二直線間所限定的角度。如圖9所示，β’是經過Ri’弧段中心和鏈輪中心的直線，同經過Ri’弧段中心和Rf’弧段中心的第二直線所限定的角度。上述壓力角γ是嚙合齒側滾子就位角β的函數。即如果β增加，則γ減小。從下列等式中可以確定最小非對稱壓力角，其中γmin＝βmax-(αmax/2+γISOmin)所以，如圖28中的表所述，當βmax＝(αmax/2+γISOmin)時，非對稱壓力角γmin＝0。圖28列出了三種不同的非對稱齒間輪廓(1-3)的鏈輪尺寸的最大貝塔角(β)和對應的最小壓力角(γ)。可以理解，減小上述嚙合齒側壓力角γ，就會減小切向沖擊力分量FIA(圖14)，從而減小構成整個在初始嚙合時噪音的切向沖擊噪音。
即，上述沖擊力FIA是與沖擊力的函數也即相關壓力角γ的沖擊速度的函數。當壓力角γ減小，使得在開始咬合時，鏈和鏈輪之間的沖擊速度也對應減小。最小壓力角γ還有利于在接觸切點A、B之間產生更大間隔或距離，以進一步增加或最大化咬合間隔。在優選實施例中，上述嚙合齒側壓力角γ范圍在大約-2.0°到大約+5°之間，從而可優化滾子和鏈輪之間的漸進沖擊。
在所述的實施例中，在最大尺寸條件下，滾子就位角度β大于ISOαmax/2，可以調節角β，直到達到所需的嚙合齒側壓力角γ。這樣，上述圖9中的滾子就位角β就可以使得壓力角γ小于零，或某一負值。上述負壓力角γ如圖11所示，和圖3中具有正壓力角γ的ISO-606柔順量齒輪廓相比較，如圖11所示，非對稱輪廓壓力角γ由直線A和直線B之間的角度所限定。其中，當滾子在點B、C接觸上述嚙合齒側時，直線A沿完全嚙合滾子128的中心延伸，并通過點B。直線B連接上述完全就位滾子128的中心，以及如果下一咬合滾子130在嚙合齒間完全咬合時也為雙點接觸，直線B還連接到滾子130的中心。可以認為，對于“額定”系統或對于磨損系統，理論鏈/鏈輪界面的負壓力角很小就會有利于使壓力角γ接近于零(0)。但是也可以調節上述嚙合齒側滾子就位角β，以便于任一嚙合齒側壓力角γ的數值小于上述最小ISO壓力角。
再來參考圖9和10，第一齒根半徑Ri正切于齒側平面144的徑向內端，并正切于傾斜齒根面146的徑向外端。如圖10清楚所示，最大齒根半徑Ri必須等于或者小于最小滾子半徑0.5D1，以在點B、C產生上述完全嚙合的雙點/線接觸。因此，這就會在齒根半徑Ri處的嚙合齒側134和完全咬合處(即雙點/線接觸)的滾子128之間形成有一小間隙148(圖10)。根據滾子128直徑D1和齒根半徑Ri的所有尺寸公差條件，齒側平面144和傾斜齒根面146分別在點B、C以內延伸，以在完全嚙合處產生雙點/線滾子接觸。第二齒根半徑Ri’在直線150處正切于傾斜齒根面146的內端。脫離齒側半徑Rf’在脫離齒側滾子就位角β’所限定的點處正切于Ri’。上述半徑Rf’的數值在上述ISO-606范圍之內。
上述傾斜齒根面146是一具有有限長度的平面，該長度形成有一齒間間隙(TSC)。通過調節鏈節距延長ΔP的規定大小，該齒間間隙用以補償鏈節距延長或者鏈磨損。換句話說，上述齒間間隙TSC使得可保持磨損鏈的滾子和鏈輪齒的傾斜齒根面硬性接觸。另外，上述傾斜齒根面146有利于減小徑向作用力，從而減小構成整個噪音的滾子徑向沖擊噪音。
傾斜齒根面146能夠以任一角度φ傾斜，從而滿足規定的鏈驅動幾何結構和鏈節距延長。如圖9所示，上述傾斜齒根面角度φ由經過滾子128中心、鏈輪中心的直線152和一也經過滾子128中心、點C的第二直線154所限定。傾斜齒根面146正交于直線154，并徑向向內延伸到正切于Ri’的直線150。在所述的實施例中，傾斜齒根面角度φ優選為在大約20°到大約35°之間。
圖12是圖8中的放大視圖，示出了第一滾子128完全雙點/線接觸地嚙合在鏈輪齒輪廓的厚度和寬度上，第二滾子130作為將要和鏈輪112咬合的下一滾子。相比較ISO-606柔順量驅動系統10，除了五個沿鏈導向126和嚙合滾子128延伸的無支撐連桿節距(和除了沿從動鏈輪和鏈導向之間延伸的無支撐連桿節距)以外，鏈導向126可控制并導向拉緊鏈條122的中心部。拉緊鏈條122在滾子128處于12點時鐘位置時為水平設置。
圖13示出了鏈輪和滾子130嚙合的瞬時，驅動鏈輪112順時針旋轉過(A/2)+ω時的情況。可假定一條直線作為從滾子128到鏈銷中心156的鏈跨距，可認為環繞從銷156到嚙合滾子130的無支撐或“自由”跨距旋轉。可以理解，上述直線假定僅僅在準靜態模型內有效。上述的運動量(或從上述直線假定的偏移量)是驅動的動力學，鏈驅動、鏈輪幾何形狀的函數。
在滾子130開始咬合時，鏈輪接觸早于上述ISO-606所對應的接觸，就會減小弦升高量，并使得有利于在嚙合齒側點A上的所需壓力角γ處發生初始接觸。而且由于鏈輪轉動，直到滾子130處于上述12點時刻位置時，也不會發生構成整個噪音能級的滾子130徑向鏈輪接觸。
圖14是圖13的放大視圖，更加清晰的示出了滾子130初始咬合時的情況。在咬合之前，假定滾子128承載整個如箭頭所示的拉緊鏈條載荷FTB+Fφ。實際上，箭頭代表作用在拉緊鏈條上的作用力。在滾子130咬合的瞬時，產生如沖擊力向量FIA所示的切向沖擊。上述切向沖擊不同于上述拉緊鏈條載荷。尤其是，沖擊載荷或沖擊應力都和沖擊速度VA相關。可以知道在兩個物體之間碰撞過程中產生的沖擊，可使得較大的應力經歷較短的時間間隔。由于直到鏈輪足夠旋轉，使滾子130處于12點時鐘位置，也不會發生徑向沖擊，所以所示的徑向沖擊力向量FIC僅僅作為一大致向量(outline)。
圖14a示出了圖14中所示滾子128和130的相同滾子位置(實線)，但除了相對于鏈輪輪廓，滾子130到達其在12點時鐘位置的雙點/線咬合位置時的滾子位置(虛線)。這樣，由于鏈和鏈輪之間的節距失配，滾子128一定會移動到新位置。尤其是，當滾子128從開始接觸到完全咬合，滾子128就會在齒間向前移動。但是，在鏈連接部分的小間隙也會減小滾子128所需的向前移動量。而且在開始咬合時，拉緊鏈條載荷就從滾子128向滾子130傳遞。
上述前述“漸進”咬合的非對稱輪廓使得咬合間隔延長。尤其是，參考圖14，點A在開始咬合時和相關的沖擊力FIA切向接觸。可以認為滾子130當鏈輪移動使滾子徑向接觸在點C時完全咬合的過程中，都基本和上述嚙合齒側134保持硬性接觸。
圖14b是圖14的放大視圖，示出了鏈輪112的旋轉將滾子130提前到在12點時鐘位置時處于完全咬合的瞬時。在該完全咬合的瞬時，會產生徑向沖擊力FIC，并可認為完成了拉緊鏈條載荷的傳遞。由于合成徑向沖擊力FIC，滾子130在點C的徑向碰撞瞬時，也已產生FIA的切向沖擊力，并不再是一個因數。切向和徑向滾子—鏈輪碰撞之間的時間延遲(“漸進”嚙合)可有效的分散長時間間隔中的沖擊能量，從而減小其在咬合頻率所產生的噪音。
因此可以相信，當咬合滾子130從點A的初始咬合移動到完全雙點咬合位置時，本發明中非對稱鏈輪齒輪廓可使得從完全嚙合滾子128到咬合滾子130更加漸進的傳遞拉緊鏈條載荷。
再來參考圖14，當滾子130從開始咬合接觸點A移動到滾子128現在的咬合位置時，具有本發明非對稱輪廓的弦升高量(和弦降低量)是滾子130中心從拉緊鏈條122路徑的垂直位移。可以認為滾子130當該滾子從開始徑向接觸到完全咬合的過程中，都基本和上述嚙合齒側134保持硬性接觸。所以如果點A、B之間的距離增大，上述弦升高量就會減小。如圖14所示，鏈節距Pc大于鏈輪112弦節距Ps。
下面，參考圖15，傾斜齒根面146(圖10)的長度可減小為零(0)，從而消除上述傾斜齒根面146，并使齒根半徑Ri’在點C正切于上述齒根面和滾子128。即，Ri’在點C正切于一短平段，該短平段又正切于Ri。如果上述傾斜齒根面146得以消除，嚙合齒側壓力角γ通常就處于某一正值到零之間的范圍內，但并不小于零。這是由于負值γ可使弦節距減小，以使得上述滾子可離開鏈輪卷折部60(圖16)，而不干擾Rf。
圖16示出了對于所有卷折部60內的滾子，接觸到鏈輪112輪廓的滾子情況。滾子128如圖所示處于完全雙點咬合狀態。線160示出每一滾子的接觸點，以及當滾子經過上述卷折部時的接觸前進(contact progression)。當上述滾子環繞上述鏈輪卷折部前進時，上述鏈輪和滾鏈之間的固有節距失配引起上述滾子爬升到上述傾斜側齒側上。由于附加有弦節距減小量，所以上述滾子爬升到上述傾斜側齒側的程度就會大大增加。
非常重要的是，當上述壓力角γ為負值時，就需要有弦節距減小量。另外從圖16和17中可以非常清楚地看出，滾子162當其離開上述卷折部60返回跨距時，就會干擾上述嚙合齒側(具有最大尺寸鏈輪和理論最短節距鏈)。即，弦節距減小量使得上述在嚙合齒側具有一間隙163的滾子162離開上述卷折部60。而且，上述減小的弦節距可增加上述咬合間隔(漸進咬合)。圖16示出了在卷折部60處的滾子接觸前進，還示出了小角度β’和齒間間隙TSC為何有助于保持卷折部的滾子具有“硬性”的滾子—鏈輪接觸。
另外，可以調節脫離齒側滾子就位角度β’(圖9)，使其為等于αmin/2或更小的一最大值。該減小的滾子就位角度β’當滾子離開鏈輪，進入跨距時，可使得更快加速間隔。當卷折部中的滾子環繞鏈輪運動時，該減小的滾子就位角度β’還可使在磨損鏈中的滾子沿上述傾斜齒側面爬升到一小角度。
可以想到的是，可替換上述的非對稱齒輪廓特征，而并不會偏離本發明中可減少噪音的上述鏈和鏈輪咬合動力學。舉例來說，上述嚙合非對稱齒側輪廓可為漸開線形式，脫離非對稱齒側輪廓可以是不同的漸開線形式。由于制造和/或質量控制原因，或者為了提高零件尺寸精度，非對稱齒輪廓可進行細微變化。這些變換都落入這里所公開的本發明范圍內。
在另一實施例中，嚙合齒側傾斜齒根面146(圖9)可由一如圖18所示的斜坡齒側傾斜齒根面164所替換。上述斜坡齒側傾斜齒根面164如所述的傾斜齒根面146以相同方式提供有一齒間間隙(TSC)。另外當鏈磨損時，脫離齒側傾斜齒根面164可將滾子移動到一優選的徑向向外位置。
而且，斜坡齒側傾斜齒根面164可包括有如圖19所示的嚙合齒側傾斜齒根面146。該嚙合齒側和斜坡齒側傾斜齒根面146、164彼此協作，通過上述相同的方式，提供有齒間間隙(TSC)。
下面參考圖20，可將圖9，15，18和19中的任一個非對稱齒輪廓結合到隨機嚙合滾鏈鏈輪300中。該所示的鏈輪300是18齒鏈輪。但是鏈輪300根據需要也可有更多或者更少的齒數。鏈輪300包括一第一組任意定位鏈輪齒302，其中每一個都結合有圖9，15，18和19所示齒側平面144的輪廓。而且，鏈輪齒302還可結合有一個或兩個或者沒有設置如圖9，15，18和19所示的傾斜齒根面146，164。剩下的鏈輪齒304(鏈輪齒1、3、4、9、13、14和16)可環繞鏈輪隨機定位，并可結合有一不同于第一組鏈輪齒302輪廓的齒輪廓。如下進一步所述，上述第一和第二組鏈輪齒302、304可配合以減小鏈驅動系統噪音，使其被減小在單獨使用任意齒輪廓所產生的噪音以下。
圖21描述了一個鏈輪齒304的示意性齒輪廓。相鄰齒的嚙合齒側306和斜坡或脫離齒側308相互配合以限定一具有齒根面311的齒間310。該齒間310可收容一嚙合滾子314(如虛線所示)。該嚙合滾子314具有一滾子直徑D1，并單點接觸(線)地完全就位于齒間310內。如圖21a清楚所示，嚙合滾子314在開始咬合時并不接觸嚙合齒側306，而是直接從上述跨距移動到完全咬合齒根接觸在一傾斜齒根面316上的接觸點C’上。該點C’在朝向嚙合齒側306的方向上，位于接觸點C的徑向外側。接觸點C’是一沿每一鏈輪齒面(即在正交于圖面的方向)軸向延伸的滾子/齒接觸線。這樣，在滾子314和嚙合齒側306之間就限定有間隙321。
如圖21和21a所示，第一或嚙合齒根半徑Ri在直線319處正切于傾斜齒根面316，并還可以角度β正切于Rf。由于滾子/齒側不會接觸齒輪廓304，所以角度β不需要在滾子開始咬合時進行特定。應該注意的是對于齒輪廓304，Ri可等于ISO-606齒根半徑。
上述傾斜齒根面從點C到其在直線319的徑向外端的長度可由齒側偏移量所確定。因為該偏移量需要保證滾子在整個設計壽命中，對于任意鏈節距延長(磨損)，都不會嚙合齒根接觸。在優選實施例中，齒側偏移量323范圍在大約0.025到0.13mm之間。齒側偏移量323是傾斜齒根面316的延伸。該齒根面316可相關傾斜齒根面146以相同的方式提供齒間間隙(TSC)。
如上所述，通過調整鏈節距延長的規定大小，齒間間隙用以補償鏈節距延長或者鏈磨損。換句話說，上述齒間間隙TSC使得可保持磨損鏈的滾子和鏈輪齒的傾斜齒根面硬性接觸。另外，上述傾斜齒根面316有利于間隙徑向作用力，從而減小構成整個噪音能級的滾子徑向沖擊噪音。
傾斜齒根面316能夠以任一角度φ傾斜，從而滿足規定鏈驅動幾何結構和鏈節距延長。上述傾斜齒根面角度φ由經過滾子314中心、鏈輪中心的直線320和一也經過滾子314中心、點C的第二直線322所限定。傾斜齒根面316正交于直線322，并徑向向內延伸到正切于Ri’的直線318。在所述的實施例中，傾斜齒根面角度φ優選為在大約20°到大約35°之間。
圖22示出了齒輪廓304的另一實施例，其中沒有設置有齒間間隙TSC。即，從直線318到直線322的傾斜齒根面沒有設置平面部分。這樣齒304從點C到在齒間嚙合側外側或尖端直徑的輪廓就基本上等同于圖15所示的齒輪廓。上述傾斜齒根面316從直線322到直線319的剩余平面部分323的功能僅僅是用以提供上述的嚙合齒側偏移量。
可以理解，從直線318到直線322的嚙合齒側傾斜齒根面的部分可由圖18中的斜坡齒側傾斜齒根面164所替換。即，齒輪廓304可基本等同于圖18所示鏈輪112從接觸點C到斜坡齒側138外徑的齒輪廓。斜坡齒側傾斜齒根面164以和傾斜齒根面316相同的方式提供一齒間間隙(TSC)。另外，當鏈磨損時，斜坡齒側傾斜齒根面可將滾子移動到一優選徑向向外位置。而且，上述斜坡齒側傾斜齒根面164可包括有和圖19所示的相同嚙合齒側傾斜齒根面316(傾斜面164包括上述傾斜面146)。這樣，齒輪廓304還可基本等同于圖19所示鏈輪112從接觸點C到斜坡齒側138外徑的齒輪廓。
除了具有最短節距(最短的理論節距)和最大尺寸鏈輪的鏈所限定的理論條件以外，節距失配都固有在鏈/鏈輪界面內。該理論條件可限定有一相關鏈和鏈輪的節距失配公差范圍的下限(零，或沒有節距失配)。當最長“制成”鏈用于最小尺寸鏈輪時，或者換句話說，鏈輪具有最小輪廓時，還可限定有另一下限。該下限會導致最大量的節距失配。該節距失配范圍由零件特征的公差所確定。
對于齒輪廓302，在點A的初始切向接觸和在點B、C完全就位接觸之間，額外的節距失配可用以產生更大的時間延遲，或者“漸進”咬合。可以理解使初始接觸爬升到上述嚙合齒側的齒側平面144，可提高齒輪廓302的漸進接觸。而因為齒輪廓304沒有切向接觸，因此對于每一齒輪廓302、304，可改變初始滾子—鏈輪接觸的點和節奏，所以就會減小咬合頻率噪音。
上述鏈輪弦節距應短于上述弦節距，以便于上述“漸進”滾子—齒接觸。另外當滾子輪廓上述鏈輪卷折部返回到跨距時，弦節距減小量還可提供滾子—齒側的間隙。
圖29部分描述了非對稱鏈輪112包括多個相同輪廓的齒132。為了便于理解附加弦節距減小量(CPR)的特征，連續的齒132由后綴為a、b...的參考標號132a、132b、132c所指定。鏈輪112沿方向11順時針旋轉，每一齒132都包括嚙合齒側134和脫離齒側138。在每一齒的嚙合齒側134和下一或連續齒132的脫離齒側之間限定有一間隙140。包括滾子128、130以及連桿(未示出)的滾鏈和鏈輪112相嚙合，滾子128、130完全就位于各自的齒間140內。
如上所述，滾鏈包括一由連續滾子128、130中心之間距離所限定的新的或所制(as-built)的鏈節距Pc。這里，當鏈輪處于新的或“制成”(as-manufactured)條件下，如果兩個滾子都和鏈輪完全咬合主動接觸就位，連續滾子中心之間的直線距離就是鏈輪節距。這樣對于鏈輪112，如圖29所示，當兩個滾子在點B、C嚙合到各自的嚙合齒側134上時，鏈輪節距Ps就為滾子128、130中心之間的直線距離。在圖29所示的實施例中，鏈輪112包括一弦節距Ps，由于制造公差所以相對上述弦節距Pc大約減少了0.1％。這樣如圖29所示，滾子128和齒132b的嚙合齒側134進行雙點主動接觸，從而就位。即，上述滾子和齒132b嚙合齒側134上的點B、C相嚙合。下一嚙合滾子130在點初始接觸點A處，剛剛嚙合到齒132a的嚙合齒側134上。但如下所述，點A非常靠近點B，這是因為鏈輪弦節距Ps等于上述鏈連桿節距Pc。這樣即使滾子130剛剛和鏈輪112相嚙合，滾子130也會和齒132a的嚙合齒側134的點B、C相雙點接觸就位。所以本領域的普通技術人員就會認識到漸進沖擊，即咬合時間間隔的延伸，并不會對圖29中的實施例有任何影響。換句話說，即使滾子130在點B、C處雙點主動接觸不良，也會立即和鏈輪112嚙合。這樣，在CA處所示的弦動作量(弦升高量和弦降低量)就可大于所需的弦動作量。
圖30部分描述了除了限定有包括附加弦節距減小量(CPR)以外、等同于鏈輪112的鏈輪112’，在新的或“制成”(as-manufactured)條件下，即鏈輪弦節距Ps’相比較上述制成鏈節距Pc定向減小一選定量，在這里稱作為“附加弦節距減小量”。如下所述，該定向的附加弦節距減小量是不包括上述由于制造公差而產生的固有弦節距減小量。由于咬合的時間間隔延長，即改善了下一和鏈輪112’咬合的滾子130的漸進沖擊，所以根據本發明如圖30所示的附加弦節距減小量適合迫切需要。這通過比較圖29和30變得非常明顯。在圖30中，可以看出滾子128完全嚙合并和齒132b的嚙合齒側134雙點主動接觸就位，即，滾子128和點B、C都接觸。而下一咬合滾子130剛剛和鏈輪112’嚙合、還沒有完全雙點接觸就位。上述滾子130在點A處和嚙合齒側134開始接觸，由于本發明中的附加弦節距減小量，上述點A和點B彼此徑向向外間隔。所以滾子130僅僅基于鏈輪112，的進一步旋轉，主動接觸到點B、點C而就位。如上所述，該滾子30在點A的開始接觸和滾子在點B、C的后續嚙合之間的延遲就是一種迫切所需的漸進沖擊或者咬合時間間隔的延長。
通過比較圖29和30，開始接觸點A從鏈輪112’徑向向外的這種運動可相比較于鏈輪112而顯而易見。而且進一步對比圖29和30可示出，相比較鏈輪112的弦動作量CA，使用包括有附加弦節距減小量的鏈輪112’，還可進一步減小上述弦升高量和弦降低量動作CA’。
附加弦節距減小量的優選量最好參考圖31確定。這里，鏈輪112可結合在點B、C雙點接觸而完全就位于各自嚙合齒側134的滾子128、130進行描述。如上所述，鏈輪112沒有附加弦節距減小量。直線Ps1基于標準最大“過約束”公差(over-pin tolerance)，指示一最大弦節距。而直線Ps2則基于標準最小“過約束”公差，指示一最小弦節距。尤其是，直線Ps2指示一相比較上述最大弦節距Ps1、由于制造公差而產生大約為0.2％的弦節距減小量。這樣本領域普通技術人員會認識到上述鏈輪弦節Ps1、Ps2代表沒有附加弦節距減小量的鏈輪112的最大和最小鏈輪弦節距尺寸。換句話說，沒有附加弦節距減小量的鏈輪由于制造公差而至多具有0.2％如直線Ps2所示的弦節距減小量。
繼續參考圖31，直線Ps3基于具有1％附加弦節距減小量的鏈輪最大“過約束”公差，可指示上述最大鏈輪弦節距。而直線Ps4則基于具有1％附加弦節距減小量的鏈輪最小“過約束”公差，可指示上述最小弦節距。換句話說，對于沒有附加弦節距減小量的鏈輪112，直線Ps3所指示的上述減小的鏈輪弦節距代表最大可能鏈輪弦節距Ps1的1％減小量。而且，對于沒有附加弦節距減小量的鏈輪112，直線Ps4所指示的上述減小的鏈輪弦節距代表最小弦節距Ps2的1％減小量。
可以優選的是，對于沒有附加弦節距減小量的鏈輪(等于上述在用鏈連桿節距Pc)，根據本發明形成的鏈輪112’相對于上述最大弦節距Ps1，可以包括不多于1％附加弦節距減小量。如圖29所示的鏈輪112沒有附加弦節距減小量，但由于制造公差，具有大約0.1％的額定弦節距減小量。即，鏈輪112的弦節距將落入在如圖31所示的弦節距Ps1和Ps2之間。如圖30所示的鏈輪112’根據本發明形成并相對于圖29中的鏈輪112，可結合有0.5％的附加弦節距減小量。
本發明中結合有附加弦節距減小量的鏈輪112’可以是一包括同一規定非對稱齒輪廓的非對稱鏈輪。根據本發明形成的鏈輪輪齒可以設置有這里所述的任意非對稱輪廓。而且，鏈輪112’可是一如上所述的隨機非對稱鏈輪300，并包括多個在單一鏈輪上的不同非對稱齒輪廓。根據本發明結合有附加弦節距減小量的鏈輪還可以是一驅動鏈輪或者是從動鏈輪，根據本發明的滾鏈驅動系統可以包括一接合有根據本發明的附加弦節距減小量的驅動鏈輪和/或從動鏈輪。
最后，應該注意的是，盡管這里所述的非對稱齒輪廓使得上述滾子128、130雙點接觸就位，但也可以考慮其他的設置。尤其是，結合有單點就位非對稱齒輪廓的鏈輪也可具有本發明中的附加弦節距減小量。舉例來說，美國專利No.5,876,295就公開有附加非對稱齒輪廓和包括本發明中弦節距減小量的鏈輪。所以美國專利No.5,876,295作為參考結合在這里。在美國專利No.5,921,878和5,993,344中還公開有用于本發明中鏈輪上的其他非對稱齒輪廓。這些專利公開都作為參考結合在這里。
齒輪廓302的上述漸進滾子接觸可進一步提供一小于ISO-606標準的鏈輪齒壓力角γ。可以考慮壓力角γ為等于或非常接近于零(0)，或者為負的壓力角。
圖23描述了重疊在上述齒輪廓302(虛線)上的齒輪廓304。所示的嚙合滾子沿齒輪廓302的嚙合齒側，初始切向接觸在點A處。上述嚙合滾子將保持和上述嚙合齒側接觸，并直到完全咬合，就位于如圖9所示的點B、C。齒輪廓304重疊在齒輪廓302上，示出嚙合滾子在齒輪廓304的傾斜齒根面上僅僅具有徑向接觸(參考圖21a和22)，且和齒輪廓304沒有切向接觸。
由于上述滾子沒有接觸上述嚙合齒側，所以齒輪廓304的壓力角γ在滾子開始咬合時，并沒有起什么作用。上述所示齒輪廓302的壓力角γ302為一負值。這樣γmin可以為一小的負值，γmax可以為一數值，該數值等于某一小于ISO-606最小壓力角γ的數值。這樣鏈輪300(圖20)齒輪廓302的初始滾子—鏈輪接觸就產生在點A處，隨后完全嚙合接觸在點B、C處。如上所述，鏈輪300結合有或者沒結合有附加弦節距減小量，并也可具有或者不具有齒間間隙(TSC)。
圖24示出了滾子342從初始接觸在點A(虛線)到雙點接觸而完全就位在鏈輪齒302上(實線)的嚙合路徑，以及滾子314和隨機嚙合鏈輪300的相鄰鏈輪齒304相嚙合的嚙合路徑。在滾子314的初始咬合時，在均分鏈載荷的齒304上產生小部分鏈載荷傳遞。但齒302繼續承載大部分上述的鏈載荷，直到嚙合滾子通過齒側接觸咬合另一齒302為止。參考圖24，指示出了上述齒302從在點A處的初始接觸到在點B、C處的完全嚙合接觸所產生的“漸進”量。
圖25和26描述了上述齒輪廓302、304之間的咬合延遲。尤其是，如圖25所示，鏈輪300具有另一和鏈輪齒雙點接觸而完全就位的滾子344，上述鏈輪齒具有齒輪廓302。所示的滾子342正處于初始切向接觸在同樣具有齒輪廓302的第二鏈輪齒的點A處的瞬時。滾子314為跨距中下一滾子，并和具有齒輪廓304的鏈輪齒相咬合。鏈輪300旋轉滾子342經過一角度τ，從而從其在點A的初始接觸位置移動到在一12點時鐘位置的、和齒輪廓302雙點接觸的完全咬合就位位置。
參考圖26，圖25中鏈輪300順時針旋轉，直到滾子314和齒輪廓304開始咬合。鏈輪300旋轉經過一小角度k，以使得滾子314就位于上述的12點時鐘位置。這樣鏈輪300就旋轉上述滾子經過一額外角度τ-k，從而使其完全就位于上述齒輪廓302上。
再來參考圖20，兩組齒輪廓302、304以隨機模式設置，以便于通過改變上述滾子—鏈輪接觸的點和節奏來變換上述咬合沖擊頻率。但是這兩組齒輪廓302、304可設置為不同的隨機模式。而且還可以考慮上述兩組齒輪廓302、304也可設置為多組同等工作的規定模式。在上述所有的情況下，鏈輪上兩組不同齒輪廓的設置都會提供一種分散在正常情況下由同一鏈輪齒形所引發咬合頻率沖擊噪音的方法。可通過變換上述初始滾子—鏈輪接觸的點和節奏，來減小這種咬合頻率噪音。
曲柄軸鏈輪，這種在鏈驅動中最小的鏈輪，通常是主要的噪音來源。而常用的大型從動凸輪軸鏈輪也易于產生噪音，只不過是程度小于上述曲柄軸鏈輪而已。對于平衡軸鏈輪和泵用鏈輪，從動鏈輪尤其是其尺寸接近于或者小于驅動鏈輪時，從動鏈輪就會成為主要的噪音發生器。這樣，本發明的特征就可以應用于凸輪軸或者其他從動鏈輪中。
可以理解，變換圖20-26中的齒輪廓特征，并不會偏離上述本發明中用以減小噪音的鏈和鏈輪咬合動力學。舉例來說，嚙合非對稱齒側輪廓可以是漸開線形式，脫離非對稱齒側輪廓可以是另一種不同的漸開線形式。出于制造和/或質量控制原因，或者為了提高零件的尺寸精度，對這些輪廓的細微變化都是允許的。
上面，參考優選實施例，已經描述了本發明。非常明顯的是，根據閱讀和理解說明書和本發明，可以進行多種的修改，而且這些修改都落入到隨后權利要求書以及等效要求的范圍之內。
權利要求
1.一種單向滾鏈驅動系統包括具有多個齒的制成的驅動鏈輪；具有多個齒的制成的從動鏈輪；與上述驅動鏈輪、從動鏈輪相嚙合的所制的滾鏈，上述滾鏈形成有鏈連桿節距(Pc)，上述驅動鏈輪和/或從動鏈輪通過減小大于上述鏈連桿節距(Pc)的大約0.2％，形成有小于上述鏈連桿節距(Pc)的鏈輪弦節距(Ps’)。
2.如權利要求1所述的單向滾鏈驅動系統，其特征在于，上述驅動鏈輪和從動鏈輪中的至少一個包括多個每一都具有非對稱輪廓的齒。
3.如權利要求2所述的單向滾鏈驅動系統，其特征在于，上述驅動鏈輪和從動鏈輪中的至少一個都包括第一和第二不同非對稱齒輪廓。
4.如權利要求3所述的單向滾鏈驅動系統，其特征在于，上述第一和第二不同非對稱齒輪廓可隨機設置在上述至少一個鏈輪上。
5.如權利要求2所述的單向滾鏈驅動系統，其特征在于，上述多個齒中的每一個都包括一能夠以單點主動接觸方式在一完全咬合位置嚙合上述滾鏈滾子的嚙合齒側。
6.如權利要求2所述的單向滾鏈驅動系統，其特征在于，上述多個齒中的每一個都包括一能夠以雙點主動接觸方式在一完全咬合位置嚙合上述滾鏈滾子的嚙合齒側。
7.如權利要求1所述的單向滾鏈驅動系統，其特征在于，鏈輪弦節距Ps’小于鏈連桿節距Pc，其差值范圍為大于上述鏈連桿節距的大約0.2％到大約小于或者等于鏈連桿節距的1％之間。
8.如權利要求2所述的單向滾鏈驅動系統，其特征在于，在上述齒之間形成有齒間，上述齒間形成有一嚙合齒側壓力角，范圍在大約一2°到大約+5°之間。
9.一種適于和相關所制的滾鏈結合使用的制成的鏈輪，上述滾鏈包括多個滾子，并具有一鏈節距Pc，上述鏈輪包括多個向外突出的鏈輪齒，并在連續的齒之間分別形成有多個齒間，每一齒間可容納相關滾鏈的一個滾子，通過減小超過上述鏈連桿節距Pc的大約0.2％，鏈輪形成有一相對于上述相關滾鏈的鏈節距Pc減小的鏈輪弦節距Ps’。
10.如權利要求9所述的鏈輪，其特征在于，上述齒間為非對稱齒間。
11.如權利要求10所述的鏈輪，其特征在于，上述齒間形成有一嚙合齒側壓力角，范圍在大約-2°到大約+5°之間。
12.如權利要求9所述的鏈輪，其特征在于，上述多個鏈輪齒均為非對稱齒，且每一都包括一嚙合齒側和一脫離齒側，上述多個鏈輪齒的每一嚙合齒側都能夠以單點主動接觸的方式嚙合上述相關滾鏈的相關滾子。
13.如權利要求9所述的鏈輪，其特征在于，上述多個鏈輪齒均為非對稱齒，且每一都包括一嚙合齒側和一脫離齒側，上述每一齒的嚙合齒側相對于上述相關滾鏈的相關滾子，都被尺寸精確化和整合，以使得當相關滾子完全咬合在一齒間內時，上述嚙合齒側能夠在滾子就位點(B、C)以雙點主動接觸的方式嚙合上述相關滾子。
14.如權利要求13所述的鏈輪，其特征在于，上述減小的鏈輪弦節距Ps’使得上述相關滾鏈的相關滾子在從點(B、C)徑向向外的點(A)處和上述齒的嚙合齒側初始接觸，其中上述相關滾子接觸點(A)和就位于點(B、C)之間的時間得以延長。
15.如權利要求9所述的鏈輪，其特征在于，上述多個鏈輪齒為具有至少兩種隨機設置在上述鏈輪上的不同輪廓非對稱齒。
16.如權利要求15所述的鏈輪，其特征在于，上述鏈輪弦節距Ps’相對于相關滾鏈的鏈節距Pc，可減小大約多于上述鏈節距Pc的0.2％、但小于或等于大約鏈節距Pc的1％。
17.一種所制的滾鏈和制成的鏈輪的咬合間隔的延長方法，該方法包括使得鏈輪通過減小超過上述鏈連桿節距(Pc)的大約0.2％，形成有一相對于上述相關滾鏈的鏈節距Pc減小的鏈輪弦節距(Ps’)。
18.如權利要求17所述的方法，其特征在于，上述鏈輪弦節距Ps’相對于相關滾鏈的鏈連桿節距Pc，可減小大約多于上述鏈連桿節距Pc的0.2％、但小于或等于大約鏈連桿節距Pc的1％。
19.如權利要求18所述的方法，進一步包括限定上述鏈輪，使得在上述連續齒之間形成有齒間，上述齒間形成有一嚙合齒側壓力角，范圍在大約-2°到大約+5°之間。
全文摘要
鏈輪(112)在處于新的或者“制成”條件下，可包括有附加弦節距減小量。鏈輪弦節距Ps’相對于制成鏈節距Pc(或者一理論最大鏈輪弦節距)可有目的地減小一可選量，這里稱為“附加弦節距減小量”。該附加弦節距減小量不包括由于制造公差而產生的固有弦節距減小量。由于可延長相關鏈滾子的咬合時間間隔，所以結合有上述附加弦節距減小量的鏈輪(112)適合迫切需要。這樣形成的鏈輪(112)具有一弦節距，該弦節距相對最大理論鏈輪弦節距(或者鏈連桿節距)可減小上述最大理論鏈輪弦節距的大約0.2％到1％之間的數量。
文檔編號F16H57/00GK1678846SQ02824289
公開日2005年10月5日 申請日期2002年12月3日 優先權日2001年12月4日
發明者詹姆斯·D·揚 申請人:克勞伊斯傳動裝置產品有限公司