專利名稱：非對稱阻尼張緊輪皮帶傳動系統的制作方法
技術領域：
本發(fā)明涉及前端附件傳動裝置，尤其涉及具有非對稱阻尼張緊輪的皮帶傳動系統。
背景技術：
用于汽車等的大部分發(fā)動機都包括多個皮帶傳動的附件系統，這些系統是車輛正常運轉所必須的。附件系統可包括交流發(fā)電機、空調壓縮機和動力轉向泵。
附件系統通常安裝在發(fā)動機的前表面上。每個附件都具有安裝在軸上的皮帶輪，用于接收來自某種形式的皮帶傳動的動力。在早期的系統中，每個附件都由在附件系統和曲軸之間運行的單根皮帶驅動。由于皮帶技術的改進，現在在大多數應用中通常使用單根蛇形皮帶。在各附屬部件之間迂回的單根蛇形皮帶驅動所述附件。發(fā)動機曲軸驅動所述蛇形皮帶。
因為蛇形皮帶必須迂回到所有的附件，所以，通常它比以前使用的皮帶更長。為了正確地運行，所述皮帶安裝時具有預定的張力。當運轉時，它稍稍拉長而超過其長度。這將導致皮帶張力下降，可能造成皮帶打滑。因此，在使用過程中皮帶拉長時，使用皮帶張緊輪保持適當的皮帶張力。
當皮帶張緊輪運轉時，運轉的皮帶可能在張緊彈簧中激起振動。這些振動是不希望的，因為它們會導致皮帶和張緊輪過早磨損。因此，對張緊輪添加了阻尼機構，以阻尼運轉中的振動。
已經研制了多種阻尼機構。它們包括粘性流體阻尼器，基于互相滑動或相互作用的摩擦表面的機構，以及使用一系列相互作用的彈簧的阻尼器。在大部分情況下，這些阻尼系統通過阻止皮帶在一個方向上的運動而單方向運行。因為張緊輪臂在加載和卸載狀態(tài)之間振動，所以這通常會在運行中產生皮帶內存在的無阻尼振動。
現有技術的系統依靠順應的張緊輪設定，以便跟隨皮帶的運動。通常，張緊輪設定為較低的阻尼度，以利于這種順應性。結果，在載荷變化時，現有技術的系統以不能令人滿意的方式運行。附件傳動通常在發(fā)動機以穩(wěn)定的RPM運行時工作?？吭谄系膹埦o輪在跨度內保持張力。沿皮帶運動的方向，張緊輪通常位于曲軸的“下游”。阻尼的設置可以使張緊輪阻尼運行皮帶上的大部分振動。
在發(fā)動機速度在5000到10000RPM/sec的范圍內快速變化時出現問題。在這種情況下，由于轉動慣量造成的速度下降之后，所述附件比如交流發(fā)電機繼續(xù)驅動皮帶。這使位于曲軸“下游”側的皮帶張緊，使張緊輪加載。如果張緊輪的阻尼度過低，張緊輪將不能阻止皮帶張力的增加，所述臂將沿遠離皮帶的方向移動。結果，張緊輪不能在皮帶中保持足夠的張力。這將使皮帶在曲軸皮帶輪上滑動，因為皮帶現在正朝向曲軸驅動，而造成尖叫的噪聲?，F有技術的系統依靠沿加載方向鎖定張緊輪臂的裝置，避免皮帶張力減小。然而，鎖定張緊輪妨礙了張緊輪執(zhí)行阻尼皮帶振動的配套功能。
現有技術的代表是Meckstroth等的美國專利US5439420，其中公開了一種附件傳動系統，包括張緊輪，該張緊輪具有用于控制臂的旋轉運動的調節(jié)器，所述臂能夠在皮帶張力增加的方向上自由轉動，且利用調節(jié)器，阻止了所述臂在皮帶張力減少的方向上的運動。
現有技術中還提出一種布置發(fā)動機附件的方法，該方法使最靠近曲軸皮帶輪的附件的轉動慣性力階數最大，這從皮帶的張緊一側可以看出。這在Tanaka的美國專利US4959042中提出。這種方法不依靠張緊輪的運行特性，而是依靠基于轉動慣量的、所述附件的交錯順序的動態(tài)特性。
現有技術的系統依靠鎖定的張緊輪或特定的機械裝置來解決發(fā)動機速度高速變化的問題。兩種系統都沒有解決在變速過程中避免嘯叫，同時繼續(xù)阻尼皮帶振動的雙重問題。而且，現有技術的系統，在Mechstroth復雜且昂貴的情況下，需要復雜的機械裝置來控制張緊輪臂的運動?，F有技術的系統需要發(fā)動機表面上的較大空間。Tanaka的方法沒有完全解決高減速率的問題，而是依靠部件的設置，未能完全解決減速過程中皮帶張緊的問題。
因此，需要一種具有非對稱的張緊輪的非對稱阻尼張緊輪皮帶傳動系統。需要一種在發(fā)動機速度快速變化的過程中能夠提供更高皮帶張力的非對稱阻尼張緊輪皮帶傳動系統。需要一種在加載方向上比卸載方向上具有更大的阻尼摩擦力的非對稱阻尼張緊輪皮帶傳動系統。需要一種具有大于1.5的非對稱系數的非對稱阻尼張緊輪皮帶傳動系統。本發(fā)明滿足這些要求。

發(fā)明內容
本發(fā)明的主要方面是一種具有非對稱張緊輪的非對稱阻尼張緊輪皮帶傳動系統。
本發(fā)明的另一個方面是一種在發(fā)動機速度快速變化的過程中能夠提供更高皮帶張緊力的非對稱阻尼張緊輪皮帶傳動系統。
本發(fā)明的另一個方面是一種在加載方向上比卸載方向上具有更大的阻尼摩擦力的非對稱阻尼張緊輪皮帶傳動系統。
本發(fā)明的另一個方面是一種具有大于1.5的非對稱系數的非對稱阻尼張緊輪皮帶傳動系統。
通過本發(fā)明的下述內容及附圖，本發(fā)明的其他方面將得以指出或更為明顯。
本發(fā)明包含一種用于發(fā)動機上的皮帶傳動的非對稱阻尼張緊輪系統。皮帶連接于曲軸上的主動皮帶輪和許多從動皮帶輪之間。每個從動皮帶輪都連接于附件上，比如交流發(fā)電機、動力轉向泵、壓縮機等。張緊輪置于在皮帶運動方向上具有明顯有效慣性的第一部件前方的任何位置。張緊輪上的偏壓元件用于保持皮帶的張緊。張緊輪還包含阻尼機構，用于阻尼由于發(fā)動機運轉造成的皮帶振動。根據張緊輪臂的運動方向，張緊輪阻尼摩擦力是不相等或非對稱的。在加速過程中，在卸載方向上張緊輪的阻尼摩擦力明顯低于相反的、加載方向上的阻尼摩擦力，在減速過程中也是如此。加速過程中較低的阻尼摩擦力可以使張緊輪臂快速調整，增加由于加速引起的皮帶長度。減速過程中較高的阻尼摩擦力可以避免張緊輪臂在加載方向上移動得過遠，而產生打滑和噪聲。非對稱阻尼還可以明顯減輕所有運行階段中整個皮帶的振動。
附圖簡要說明包括在說明書中且成為說明書的一部分的附圖，示出了本發(fā)明的優(yōu)選實施例，且與描述內容一起，用于解釋本發(fā)明的原理。


圖1是包括具有本發(fā)明的阻尼機構的皮帶張緊輪的前端附件傳動系統正視示意圖；圖2是沿圖1中的線2-2所作的局部放大示意圖，示出了與所述張緊輪相連的多個部件；圖3是沿圖2中的線3-3所作的截面圖；圖4是示出了本發(fā)明的阻尼機構的放大圖；圖5是具有半圓形狀的阻尼機構的另一實施例；圖6是具有半圓形狀和具有偏轉帶的外壁的阻尼機構的另一實施例；圖7是具有內摩擦表面的阻尼機構的另一實施例。
圖8示出了作用于阻尼板上的力的底視圖。
圖9是阻尼板的頂視圖。
圖10是在張緊輪底座上的阻尼機構的自由體受力圖。
圖11是沿圖8中的線11-11的阻尼機構側視圖。
圖12是阻尼機構的頂視平面圖。
圖13是阻尼板的頂部透視圖。
圖14是阻尼板的底部透視圖。
圖15是阻尼機構的第一替代實施例的底視圖。
圖16是沿圖15中的線16-16的阻尼機構側視圖。
圖17是第一替代阻尼機構的頂視平面圖。
圖18是第一替代阻尼機構的頂部透視圖。
圖19是第一替代阻尼機構的底部透視圖。
圖20是另一替代阻尼機構的頂部透視圖。
圖21是第二替代實施例的底部平面圖。
圖22是沿圖21中的線22-22的阻尼機構側視圖。
圖23是第二替代實施例的頂部平面圖。
圖24是第二替代實施例的底部透視圖。
圖25是第二替代實施例的頂部透視圖。
圖27是用于發(fā)動機的典型皮帶傳動的示意圖。
圖28A是普通張緊輪和非對稱張緊輪之間張緊輪參數的比較。
圖28B是普通張緊輪和非對稱張緊輪之間張緊輪參數的比較。
圖29A是張緊輪參數的比較，示出了角振動。
圖29B是張緊輪參數的比較，示出了張緊輪臂的振動。
圖29C是張緊輪參數的比較，示出了動態(tài)張力。
圖29D是張緊輪參數的比較，示出了惰輪上的張力。
圖30A是非對稱張緊輪的張緊輪參數的比較。
圖30B是普通張緊輪的張緊輪參數的比較。
圖30C是非對稱張緊輪的張緊輪參數的比較。
圖30D是普通張緊輪的張緊輪參數的比較。
圖30E示出了僅有一個附屬部件的簡單的兩點傳動。
圖31是在冷啟動過程中普通張緊輪和非對稱張緊輪的張緊輪臂運動的比較。
圖32是普通張緊輪和非對稱張緊輪的臂行程的比較。
優(yōu)選實施例的詳細描述在此描述的是具有非對稱阻尼特性的張緊輪。假定非對稱張緊輪和普通張緊輪具有同樣的張緊輪力，那么非對稱張緊輪比普通張緊輪消耗的能量更大。非對稱張緊輪的另一個主要優(yōu)點是與普通張緊輪相比，它可以為給定的皮帶傳動系統提供更高的阻尼度。
在非對稱張緊輪和普通張緊輪的運行上有兩個主要區(qū)別。首先，在張緊輪加載的半周期內，非對稱張緊輪的摩擦力及因此消耗的振動能量明顯高于在張緊輪卸載的半周期內的摩擦力及能量。對于普通張緊輪來說，這些力基本上是相等的。其次，由于張緊輪的偏阻尼功能，皮帶傳動能量僅在加載的半周期內通過張緊輪阻尼而消耗。張緊輪阻尼在卸載的半周期內僅消耗張緊輪的機械能，而不是皮帶或其他部件的機械能。
尤其是，在任何時間，施加在皮帶上的力都不能太低，否則會在部件的皮帶輪上，比如交流發(fā)電機或曲軸上出現皮帶打滑，參見圖1。通常，在卸載方向上的阻尼摩擦力不應高于張緊輪彈力的70％。在普通張緊輪的情況下，因為加載和卸載阻尼基本相等，所以在加載方向上的阻尼摩擦力也是張緊輪彈力的70％。例如，如果普通張緊輪的彈性扭矩為15N-m，阻尼因子是70％，則阻尼扭矩在兩個方向上都是10.5N-m。如果需要更大的阻尼，必須增加彈力，以保持適當的低端張力。增加彈簧剛度將會降低皮帶的壽命且增加某些部件的軸承負載。
另一方面，使用具有相同皮帶張力的非對稱張緊輪，如果非對稱因子KAS例如為3，則在加載方向上的摩擦阻尼將是卸載方向上的摩擦阻尼的三倍。結果，也是普通張緊輪的三倍，從而提供了明顯更高的系統阻尼，且沒有增加皮帶的張力。
因此，與普通張緊輪相比，非對稱張緊輪具有兩個優(yōu)點。首先，使用等效的彈簧，可以提供更高的阻尼?；蛘撸瑢τ诩虞d方向上同樣的阻尼效果，使用非對稱張緊輪，皮帶傳動將承受較低的張力。結果，非對稱阻尼在控制系統振動上更加有效，同時明顯延長了皮帶壽命。
在這里描述的阻尼機構和張緊輪基本上與2000年1月12日提交的美國非臨時專利申請No.09/482128中的相同，在此通過引用而包含其內容。
參照圖1和2，示出了作為皮帶傳動系統的組成部分的帶有皮帶輪12的張緊輪10，所述皮帶傳動系統包括皮帶16和數個皮帶輪。例如，皮帶16纏繞在曲軸皮帶輪18、風扇/水泵皮帶輪20、動力轉向皮帶輪22、交流發(fā)電機皮帶輪24、惰輪26和張緊輪皮帶輪12周圍。張緊輪皮帶輪12與皮帶16嚙合，且示意地示出了數個位置，從而示意地示出皮帶輪如何移動而調整皮帶張力的。張緊輪皮帶輪12與皮帶16嚙合，并接受相鄰皮帶跨度28、30的皮帶張力T1、T2形式的皮帶載荷。皮帶張力T1、T2(或載荷)聯合，而沿皮帶跨度28、30之間的平分線或所形成的角產生皮帶作用力分量BF。皮帶作用力分量從張緊輪的樞軸32軸向偏移，產生復雜的轂套載荷(hub load)，包括作用力和象征性(即非特定地)地由箭頭HL表示的力矩。本發(fā)明的阻尼機構在張緊輪10的34處示出。
參照圖3，張緊輪10是機械式的，包括本發(fā)明的阻尼機構34，該阻尼機構34包括基座42，扭轉彈簧44，以及例如通過軸64上的滾珠軸承62可轉動地安裝在樞軸臂52上的皮帶輪12。滾珠軸承62通過凸緣緊固件66保持在軸64上。樞軸臂52連接于支撐樞軸臂52且與樞軸55一起旋轉的圓柱形部件53上。至少一個套筒類型的襯套56位于樞軸32內?？扇〉氖牵瑯休S襯套56是聚合物類型的，且位于樞軸內逆著樞軸55旋轉而支撐樞軸臂52。雖然僅示出了一個樞軸襯套56，但可以使用一個以上樞軸襯套。樞軸55包括緊固件60，且延伸穿過圓柱形部件53上的凸緣孔57和樞軸襯套56，而使樞軸臂52連接于基座42上。
參照2-4，阻尼機構34包括扭轉彈簧70，該彈簧70具有第一端72和第二端74。阻尼機構34還包括具有外摩擦表面78的阻尼板76，在該實施例中，外摩擦表面78用于與張緊輪10的基座42嚙合。斜面77用于與樞軸臂52的突起79嚙合。阻尼板76包括第一和第二彈性觸點80或82，用于使彈簧70有效地連接于阻尼板76。在圖4所示的實施例中，阻尼板76是關于A-A軸線對稱的，因此可以安裝具有不同彈簧旋向的彈簧70。
阻尼板包括用于接收彈簧70的通道86，該通道具有板式底部88、內壁90和外壁92。板式底部包括摩擦墊93，該摩擦墊在底面200上周期性地間隔，用于與張緊輪的圓柱形部件53滑動嚙合。
阻尼板76包括形成摩擦表面78的連接襯里84，該襯里通過使用將所述襯里84牢固地附著的機械凸起85連接在阻尼板76上。
如圖2-4所示，阻尼機構34是圓形的。在圖5中示出了阻尼機構34的另一實施例，其中阻尼板是半圓形的。阻尼板76包括樞軸關節(jié)100，該關節(jié)可以使阻尼板76在彈簧70的扭矩作用下具有B所示的相對運動。阻尼板76的額外運動增加了阻尼摩擦力。
在圖6示出的另一實施例中，提供了半圓形的阻尼板76，包括在外壁92上的偏轉帶102。在這一實施例中，彈簧端72施加的力作用在偏轉帶102上，如圖C所示，用于實現與張緊輪徑向嚙合，以便在樞軸臂52上加載時有所幫助。在這一實施例中，偏轉帶102接觸連接于張緊輪樞軸臂52的附加支撐件104。
圖7示出了阻尼機構的另一實施例，包括具有襯里110的內壁90，所述內壁包括內摩擦面112。
參照圖8，示出了作用于阻尼板上的力的底視圖。使用本發(fā)明的阻尼板，也稱作阻尼系統的張緊輪的阻尼特性是非對稱的。作用在阻尼機構或阻尼板上的作用力可以最好地說明這一點，即，第一阻尼作用力TL作用在樞軸臂沿第一方向遠離環(huán)形部件的運動上，第二阻尼作用力Tun作用在樞軸臂沿第一方向朝向環(huán)形部件的運動上，第一阻尼作用力大于第二阻尼作用力。
在靜止狀態(tài)，具有彈性扭矩Tspr的偏心部件或扭轉彈簧，在第一和第二觸點80、82上產生反作用力N。彈簧的另一端嚙合基座42，由于限制了旋轉，導致產生扭矩。阻尼機構基本上相對于樞軸臂保持在預定的位置，界于斜面77和觸點79以及摩擦面78之間。而且，斜面300嚙合較低阻尼力的觸點10。在相反運動的情況下，斜面302嚙合較低阻尼力的觸點11，斜面310嚙合較高阻尼力的觸點12。
阻尼帶還與基座內弧形表面嚙合。當樞軸臂52移動時，阻尼板摩擦表面支撐在基座內弧形表面上，產生阻止樞軸臂52的移動的第一和第二阻尼力，因此，阻尼樞軸臂在任一方向上的振蕩運動。阻尼板的阻尼力阻止樞軸臂在任一方向上的運動。
數學表示為；
Tspr＝N*F (1)F是觸點80、82之間的距離。阻尼板斜面77支撐在樞軸臂上的止動點或接觸點79上，該點控制阻尼板76圍繞突起或樞軸點79的旋轉。
尤其是，當基座42靜止時，樞軸臂52隨阻尼機構順時針旋轉時，在曲線摩擦表面78的表面上產生的摩擦扭矩或阻尼增加了點79上的反作用力P，其中P＝Tspr/A(2)A是從旋轉中心O到阻尼機構上的P之間的距離。O是樞軸臂52的旋轉中心。
參照圖9，阻尼板的頂視圖，相對于點O的扭矩的扭矩公式為，Tspr-PL*A+μTL*R＝0 (3)其中，TL和PL是由皮帶張力或作用力產生的加載力。μ是摩擦表面78的表面摩擦系數。所述的摩擦表面78的每一部分，可以包含任何本領域已知的適于阻尼相鄰滑動表面相對運動的摩擦材料，包括但不僅限于尼龍6、尼龍66和特富龍。R是摩擦表面78的半徑。
接下來，x方向上的力為TL*cosθ+μTLsinθ-PL＝0 (4)那么TL＝PL[1/(cosθ+μsinθ)](5)將TL和PL代換到扭矩公式(3)中，得到Tspr-PL*A+μ*PL[1/(cosθ+μsinθ)]*R＝0 (6)PL＝Tspr/A*[(cosθ+μsinθ)/((cosθ+μsinθ)-μ*R/A)](7)公式(7)給出了在加載周期內，在觸點79處施加在阻尼板傾斜表面77上的加載力PL的值，參見圖8。
參照圖10，在卸載方向上阻尼機構的自由體受力圖，與符合圖9描述的相同邏輯，當張緊輪臂逆時針移動或者“卸載”時，摩擦扭矩減小了反作用力Pun。
反作用力PL/Pun促進了摩擦表面上的阻尼力TL/Tun。更大的P產生更大的正交反作用力T和相應更高的摩擦扭矩，反之亦然。
Pun＝Tspr/A*[(cosθ-μsinθ)/((cosθ-μsinθ)+μ*R/A)](8)公式(8)給出了在卸載周期中，在點79處施加在阻尼板76上的力Pun的值，參見圖8。
阻尼的非對稱性，以及相應的非對稱系數，是由加載和卸載條件之間的皮帶張力或P載荷差異決定的，它們對應于第一阻尼作用力和第二阻尼作用力。
KAS＝ΔTBelt Loading/ΔTBelt Unloading(9)其中KAS是非對稱系數。
ΔTBelt Loading是當樞軸臂遠離皮帶或環(huán)形部件移動時，與第一阻尼作用力對應的皮帶張力的變化量。
ΔTBelt Loading＝Tmax belt-Tbelt nom. (10)ΔTBelt Unloading是當樞軸臂朝向皮帶或環(huán)形部件移動時，與第二阻尼作用力對應的皮帶張力的變化量。
ΔTBelt unloading＝Tbelt nom.-Tbelt min.(11)在張緊輪的設計中，反作用力P傳遞皮帶張力。因此，KAS＝(PL-P)/(P-Pun) (12)通過代入，非對稱系數的公式變?yōu)镵AS＝[(cosθ-μsinθ+μ*R/A)/((cosθ+μsinθ)-μ*R/A)](13)其中，θ＝arctan(μ)示例假定為上述變量賦予下述數值μ＝0.2摩擦系數R＝33mmA＝16mmθ＝＝11.3°代入上述公式得到KAS＝1.35/0.61＝2.2非對稱系數可以通過改變摩擦表面78的摩擦系數，以及改變體積變量R和A來調整。
在具有兩個阻尼帶的阻尼機構的情況下，基于上述邏輯，非對稱性將比單阻尼帶大1.5至2倍。
圖表1和圖表2示出了靜態(tài)和動態(tài)測量的單阻尼機構的張緊輪載荷和阻尼。
圖表1 圖表2
圖表3和圖表4示出了靜態(tài)和動態(tài)測量的雙阻尼機構的張緊輪載荷和阻尼，參見圖15。
圖表3 圖表4 在上述每一圖中，非對稱性是通過點Tload和點T之間的差值與點Tunload和點T之間的差值比較來示出的。KAS的值的確定成為在每幅圖上測量所述值的簡單問題。分別如下對于圖表124200 400Tload-T＝10 8 10T-Tunload＝6 6 6KAS＝1.66 1.331.66
對于圖表2Tload-T＝12 9 10T-Tunload＝7 6 6KAS＝1.711.5 1.66對于圖表3Tload-T＝22T-Tunload＝11KAS＝2.00對于圖表4Tload-T＝24T-Tunload＝11KAS＝2.18圖11是沿圖8中的線11-11的阻尼機構圖。引導件14用于適當地確定彈簧相對于阻尼板76的位置。彈簧支撐件13在阻尼板76上方伸出。彈簧在具有軸向載荷的壓縮狀態(tài)下安裝，該載荷平行于樞軸臂的旋轉軸線，且在彈簧支撐件13以及導軌14和15上施加力F13。該力將阻尼板76壓向樞軸臂，未示出，參見圖2。
摩擦表面78通過突起85固定于阻尼板76上，參見圖12。摩擦墊93提供了摩擦表面，阻尼板76通過該摩擦表面與樞軸臂滑動嚙合，未示出，參見圖2。
圖12是阻尼機構的頂部平面圖。突起85與阻尼板76互鎖，而將摩擦表面78固定在阻尼板76上。彈簧70的端部72在觸點80、82處接觸阻尼板76。凹槽9將摩擦表面分成兩個對稱的半表面，每一半嚙合張緊輪基座的內弧形表面(未示出)。基于所述的原因，凹槽9基本上與觸點80、82對齊。
在沿順時針方向移動的過程中，且在皮帶或轂套載荷減小的情況下，力P較小。轂套載荷是由皮帶施加在樞軸臂上的力產生的施加在皮帶輪樞軸點32上的載荷。觸點79用于限制阻尼板76在較輕負載條件下的移動。在轂套載荷增加的情況下，在載荷更大的條件下，阻尼框架76支撐在觸點10和觸點79上。這是由于阻尼板和摩擦表面在增大的載荷下發(fā)生輕微塑性變形的結果。
在張緊輪臂逆時針方向運動的情況下，觸點12用于限制阻尼板76在較輕負載條件下的移動。在轂套載荷較大的情況下，在載荷更大的條件下，觸點11和觸點12一起使用。這也是由于阻尼板在載荷作用下發(fā)生輕微塑性變形的結果。
在任一情況下，根據所施加的彈簧扭矩的大小，阻尼板與觸點79或10的接觸致使阻尼板以觸點79或10為中心旋轉。即，參照圖8，根據載荷大小，在80、82上施加的力將使阻尼板76嚙合點79，還可能嚙合點10。一旦這樣嚙合的阻尼板76以觸點79或10為中心輕微旋轉，將會帶動摩擦表面78與殼體內表面真實接觸，從而在摩擦表面上施加法向力。這種邏輯還適用于阻尼板與觸點11、12嚙合的情況。
本領域的技術人員可以理解，控制樞軸臂點79、10、11和12之間的配合、行程和旋轉方向，增強了摩擦表面78和殼體內表面之間的嚙合。樞軸臂可以相對于殼體轉過整個有效角度范圍，因為阻尼板被觸點79、10、11和12之間的臂限制住。
圖13是阻尼板的頂部透視圖。摩擦墊93連接于阻尼板76上，以降低阻尼板76和樞軸臂(未示出)之間的摩擦。人們可以發(fā)現阻尼板并不是軸向固定，以便基本上控制圍繞O點的轉動。在使用過程中，阻尼板76在彈簧作用下在點79、10、11和12之間浮動。這樣可以在使用過程中，使每個摩擦表面在載荷作用下都適當地定向，從而與基座內表面完全嚙合。這樣還可以在張緊輪的壽命過程中，使摩擦表面通過頻繁重新定向而調整磨損。引導件14和15適當地定位，且在阻尼板76內支撐彈簧的端部72。這種關系是適當放置接觸阻尼板上的點7、8的彈簧端部72所必須的。
圖14是阻尼板的底部透視圖。墊93的承載表面基本上與摩擦表面78的下表面51共面，因此使阻尼板在樞軸臂上方基本上保持平坦。表面51與摩擦表面78具有相同的摩擦系數。
圖15是阻尼機構的第一替代實施例的底部平面圖。第一替代實施例包括位于阻尼板76上的兩個摩擦表面78。相對的作用力P1和P1′在樞軸關節(jié)100處作用于阻尼板76上。彈簧端部72在觸點107和108處接觸阻尼板76。在使用過程中，彈簧50產生作用力P1′＝Tspr/r樞軸關節(jié)100，參見圖16，可以使阻尼板稍稍彎曲，因此使阻尼板的兩個部件180和190能夠彼此相對移動。由于阻尼板在樞軸關節(jié)100處的彎曲造成的框架部件180和190的相對運動相對于阻尼板76的旋轉中心O是徑向的。因此，每個摩擦表面78都是可沿D1和D2方向移動的。
當阻尼板處于平衡狀態(tài)時，作用力P1′在阻尼板76的另一部件上產生了方向相反大小相等的作用力P1，即，在180和190上。作用力P1和P產生合力RR＝P1+P (14)合力作用于張緊輪基座的內弧形表面上，未示出，參見圖2。力R和T作用在張緊輪基座的弧形內表面和摩擦表面之間的界面處。這些力，結合摩擦系數，產生每個摩擦表面的摩擦力。
在平衡條件下，力P是平衡力，用于對抗、或平衡皮帶載荷的力矩臂BL*M＝P*A (15)或P＝(BL*M)/A (16)其中，BL是皮帶或轂套載荷，M是從旋轉中心O到臂上的載荷中心測得的力臂，且P和A如本文所述。
由于附加作用力，摩擦力(R+T)μ約為單阻尼機構上的摩擦力的三倍；R＝P+P1。P是唯一平衡所述臂對抗轂套載荷的作用力。
圖16是沿圖15的線16-16的阻尼機構側視圖。它示出了摩擦表面78的相對位置。樞軸關節(jié)100示為在摩擦表面78之間。每個摩擦表面78都具有相等的弧形嚙合長度AL，參見圖17，且具有相同的摩擦系數μ。當然，阻尼機構的阻尼特性可以通過改變每個摩擦表面的長度AL而部分改變。
圖17是第一替代阻尼機構的頂部平面圖。突起40使摩擦表面78連接到阻尼板76上。彈簧端部72在觸點107和108處接觸阻尼板76。樞軸關節(jié)100使阻尼板76可以彎曲，因此使摩擦表面78可以相對運動，如在本說明書的其他部分所述。
圖18是第一替代阻尼機構的頂部透視圖。樞軸關節(jié)100，如圖所示，位于摩擦表面78之間。
圖19是第一替代阻尼機構的底部視圖。表面202和203嚙合樞軸臂(未示出)。如果用戶要求，作為摩擦表面，表面202和203可以具有相等的摩擦系數。在這一實施例中，參見圖13，不再需要用于單摩擦表面實施例中的墊93。
圖20是另一阻尼機構的頂部透視圖。彈簧支撐件20、21具有不相等的高度，以便適當地支撐扭轉彈簧的螺旋線圈(未示出)。在使用過程中，彈簧稍稍軸向壓縮，因此在阻尼表面202和203上通過彈簧支撐件20和21施加了作用力。支撐件20和21用于將軸向彈簧力平均分布在阻尼板上。
圖21是第二替代實施例的底部平面圖。該阻尼機構基本上與圖15所示的實施例相同，不同的是僅使用了一個摩擦表面78。而且，在摩擦表面78上沒有凹槽91。代替的是，弧形表面92，參見圖23，為阻尼板76提供了連續(xù)的接觸表面。因為它具有相對較低的摩擦系數，法向力T在阻尼板上產生了可忽略的摩擦作用力。為了平衡，呈現出兩個力(T+P)。對于摩擦力，也呈現出兩個作用力R＝P1+P。因為阻尼板處于靜態(tài)平衡狀態(tài)，所以P1′＝-P1。
圖22是沿圖21中的線22-22的阻尼機構側視圖。
圖23是第二替代實施例的頂部平面圖。摩擦表面78通過突起85連接于阻尼板76上。在其他實施例中示出的包含鄰近觸點107的槽的阻尼板部分，在該實施例中，是用于嚙合樞軸臂的連續(xù)弧形表面92。
圖24是第二替代實施例的底部透視圖。連續(xù)的弧形表面92提供了用于接收力T的承載表面，如所述。
圖25是第二替代實施例的頂部透視圖。彈簧支撐件20、21接納扭轉彈簧50(未示出)以及軸向彈簧作用力，如所述。
系統的運行對于在內燃機(IC)型發(fā)動機的皮帶傳動上使用的張緊輪，譬如汽車中使用的，張緊輪阻尼是一個非常重要的特性。皮帶傳動通常包括多肋式皮帶傳動，用于驅動附屬部件，比如空調壓縮機、交流發(fā)電機、水泵、動力轉向泵，或者它可以包含驅動凸輪-閥-傳動系的同步皮帶傳動機構。
大部分自動皮帶傳動機構使用具有摩擦阻尼的自動張緊輪。每個靠近張緊輪的皮帶跨度上的平均張力是由張緊輪彈簧控制的。動態(tài)部分，或張力波動主要由張緊輪的阻尼控制。張緊輪阻尼是用于控制張緊輪臂振動以及阻尼系統振動的主要元素。
通常，使用張緊輪的皮帶傳動包含兩種類型，附件皮帶傳動和同步皮帶傳動。對于附件皮帶傳動，皮帶驅動至少一個具有有效慣性(0.004kg-m2或更高)的部件，在大多數情況下是交流發(fā)電機。有效慣性是部件旋轉部分的慣性乘以相對于曲軸的速度比I_effect＝I*(D_crk/D)張緊輪位于在皮帶移動方向上具有有效慣性的第一部件之前的任何位置。對于同步皮帶傳動，張緊輪位于在皮帶移動方向上的第一凸輪軸前。
對于IC發(fā)動機的附件皮帶傳動，轉動振動的主要激勵源是曲軸。對于同步皮帶傳動，凸輪扭矩和曲軸的轉動振動是主要的激勵源。在某些情況下，由壓縮機或由皮帶驅動的泵產生的高扭距脈沖是主要的振動源。
典型的系統振動現象是張緊輪臂的過度振動、跨度振動(擺動)、動態(tài)皮帶滑動和滑動噪聲。所有這些都易于降低皮帶壽命和系統的可靠性。
圖27示出了典型的四缸IC的布局。當附件和傳動系都加載時，皮帶的張力低于300N，且阻尼小于30％，在動力轉向泵(P_S)和惰輪(IDR)之間會存在跨度擺動，在P_S處存在動態(tài)滑動和滑動噪聲，在共振轉速上存在6mm(峰-峰)或更大的振動。在發(fā)動機布局中的其他零件為水泵W_P、空調A_C、曲軸CRK、交流發(fā)電機ALT。
圖28示出了圖27中的發(fā)動機的動態(tài)滯后曲線和張緊輪的張力/阻尼參數，在非對稱張緊輪(圖28b)和普通張緊輪(圖28a)之間進行了比較。在這種情況下，非對稱張緊輪的非對稱因子，或者非對稱系數KAS，為2.7。對于普通張緊輪，由彈簧產生的張力是362N，對于非對稱張緊輪是241N。非對稱張緊輪的張力比普通張緊輪的張力低33％。張力也稱作安裝張力，該力相當于發(fā)動機工作的大部分時間內的平均張力。
圖29所示的是在低轉速范圍內的振動和動態(tài)作用力的比較，其中附件皮帶傳動具有第一諧振。從圖中可以看出，皮帶傳動系統的激勵源，即曲軸(CRK)的轉動振動，對于每一張緊輪都是相同的，圖29A。圖29A示出了使用非對稱張緊輪時，交流發(fā)電機(ALT)跨度的較小振動。圖29B示出使用非對稱張緊輪與使用普通張緊輪相比，張緊輪臂的振動降低了40％或更多。圖29C示出了惰輪(IDR)上的動態(tài)張力。使用非對稱張緊輪，較高的皮帶張力波動降低了約20％。在這種情況下，在動力轉向(P_S)到惰輪(IDR)的跨度之間，較高的皮帶張力波動是P_S處的跨度振動、動態(tài)滑動以及滑動噪聲的原因。圖29D示出了惰輪的動態(tài)張力的定義。
因為比普通張緊輪從皮帶傳動上消耗了更多的能量，所以非對稱張緊輪改善了皮帶傳動的振動、動態(tài)特性和噪聲。而且，使用非對稱張緊輪，如果非對稱因子較高或者安裝張力提高到與普通張緊輪同樣的水平，非對稱張緊輪的有效阻尼可繼續(xù)增加，改善系統的振動，將其降低了到一個較低的水平。
盡管適用于任何前端附件傳動，但因為小位移發(fā)動機，比如四缸和三缸的發(fā)動機，2.5L或更低的汽油，尤其是柴油發(fā)動機通常具有較大的曲軸轉動振動，所以非對稱張緊輪明顯改進或消除了振動和噪聲問題。
非對稱阻尼張緊輪的另一個優(yōu)點是在發(fā)動機瞬時運行時，加速或減速時，非對稱張緊輪還提供了比普通張緊輪更好的張力控制。在傳動鏈中至少一個部件具有0.004kg-m2或更大的有效慣性的情況下，超過6,000rpm/sec的加速或減速速度可以看作超過之后非對稱張緊輪將顯示出比普通張緊輪明顯提高的性能的值。
在發(fā)動機加速過程中，附件傳動機構中的部件的慣性扭矩將使皮帶跨度張緊，且使皮帶拉長。任何附屬部件產生的慣性扭矩可以大致表示為其有效慣性乘以發(fā)動機加速的最大速度。例如，具有0.01kg-m2的有效慣性的交流發(fā)電機在6000rpm/sec的發(fā)動機減速速度下將會產生6.3N-m的慣性扭矩。假定交流發(fā)電機承受來自放電過程的1.3N-m的載荷，那么5.N-m的扭矩差將繼續(xù)沿轉動方向“驅動”皮帶。如果發(fā)動機在6000rpm/sec的加速度下，慣性扭矩將增加到載荷扭矩上，導致產生7.6N-m的慣性扭矩。
在多數情況下，在發(fā)動機點火頻率覆蓋皮帶傳動機構的第一自然頻率時，發(fā)動機在RPM范圍內加速時會出現問題。皮帶的伸長部分由張緊輪臂的移動吸收，即，張緊輪臂將沿張緊輪“卸載”的方向朝皮帶移動。如果在卸載方向上的阻尼過高，則鄰近張緊輪的皮帶跨度上的張力將減小，因此，所有其他跨度上的張力也減小，導致產生打滑和噪聲。對于給定的張緊輪張力，應為非對稱張緊輪在卸載方向上的阻尼摩擦明顯低于普通張緊輪，所以在發(fā)動機加速過程中通過張緊輪保持較高的跨度張力，從而避免打滑和噪聲。
在發(fā)動機減速過程中，某些部件的慣性扭矩，例如交流發(fā)動機或風扇，可以較高，而使其繼續(xù)沿轉動方向“驅動”皮帶。因為相對于曲軸來說，張緊輪通常位于松弛側的跨度內，所以當慣性扭矩沿前進方向驅動皮帶時，某些跨度內的張力將減小，皮帶長度將縮短。這樣，張緊輪跨度可以成為張緊側，且張緊輪臂受到皮帶沿張緊輪加載方向的推動，即遠離皮帶。如果加載方向上的張緊輪阻尼不夠高，那么張緊輪跨度的張力可能不夠高，這可能導致皮帶打滑和滑動噪聲。
圖30所示的是在發(fā)動機減速過程中張緊輪性能的示例。圖30E示出了僅有一個附屬部件的簡單的雙點傳動，其中附屬部件為曲軸CRK驅動的交流發(fā)電機ALT。張緊輪標為TEN，且示出了它的相對運動。在發(fā)動機高速減速時，如果在張緊輪跨度變成張緊側且張緊輪加載時，張緊輪不能提供足夠的張力，那么將在ALT上出現打滑和相應的滑動噪聲。圖30C所示的是非對稱張緊輪的情況，圖30D所示的是普通張緊輪的情況，普通張緊輪具有比非對稱張緊輪(248N)稍高的安裝張力(264N)。因為非對稱張緊輪可以在高速減速過程中受到皮帶的加載時提供更高的阻尼，所以平均張力達到440N；而對于普通的張緊輪，平均張力僅為340N。同時，普通張緊輪臂移動的距離是非對稱張緊輪的兩倍。如用于非對稱張緊輪的圖30A和用于普通張緊輪的圖30B所示，對于普通張緊輪來說，交流發(fā)電機上的皮帶滑動為9.3％，而對于非對稱張緊輪來說，僅為1.4％，有明顯的提高。
圖31中所示的是在發(fā)動機啟動過程中張緊輪臂運動的比較。發(fā)動機啟動通常在皮帶傳動諧振的情況下進行，所述皮帶傳動具有比怠速時的點火頻率更低的自然頻率。它是系統諧振RPM在其RPM范圍內時發(fā)動機加速的一種情況。所述皮帶傳動機構與圖27中的相同，張緊輪與圖28所示的相同。利用非對稱張緊輪，臂的運動大約減小為普通張緊輪臂的運動的一半。臂的運動較小意味著對系統動態(tài)特性的更好控制，以及明顯提高張緊輪的壽命。
圖32是普通張緊輪和非對稱張緊輪的臂行程的比較。非對稱張緊輪的臂行程是直線1。普通張緊輪的臂行程是直線2。CRK表示在非對稱(Asym)和普通(Reg)張緊輪的情況下的曲軸速度。如所示，在冷啟動過程中非對稱張緊輪的臂行程明顯小于普通張緊輪的臂行程。
雖然已經描述了本發(fā)明的一種形式，但對于本領域的技術人員來說，顯然可以在結構和零部件的關系上作出改變，而沒有脫離所述的本發(fā)明的主旨和范圍。
權利要求
1.一種附件傳動系統，包含主動皮帶輪；至少一個從動皮帶輪；使主動皮帶輪連接于從動皮帶輪的皮帶；用于保持皮帶張緊的張緊輪，所述張緊輪包含用于接受皮帶載荷且可樞轉地安裝在基座上的臂，固定在所述臂上且嚙合所述傳動皮帶的皮帶輪，嚙合所述基座的偏壓部件，以及具有嚙合所述基座的摩擦表面的阻尼部件；所述阻尼部件在樞軸點處嚙合所述臂；所述偏壓部件在第一觸點和第二觸點處嚙合所述阻尼部件，而通過皮帶載荷使法向力壓在摩擦表面上；所述阻尼部件通過具有非對稱阻尼作用力而阻尼所述臂的運動，其中在加載方向上的阻尼作用力大于在卸載方向上的阻尼作用力。
2.如權利要求1所述的附件傳動系統，其特征在于加載方向上的阻尼與卸載方向上的阻尼的比值在1.5至5的范圍內。
3.如權利要求1所述的附件傳動系統，其特征在于所述偏壓部件包含扭轉彈簧。
4.如權利要求1所述的附件傳動系統，其特征在于所述張緊輪位于系統內、沿皮帶的運動方向具有最大的有效轉動慣性的轉動元件之前的位置。
5.一種附件傳動系統，包含主動皮帶輪；至少一個從動皮帶輪；使主動皮帶輪連接于從動皮帶輪的皮帶；具有轂套載荷和張緊輪臂的張緊輪，該張緊輪嚙合皮帶，用于保持皮帶張緊，且具有非對稱的阻尼比，其中在加載方向上的阻尼作用力大于在卸載方向上的阻尼作用力。
6.如權利要求5所述的傳動系統，其特征在于從動皮帶輪具有大于0.004kg-m2的有效轉動慣性；主動皮帶輪具有轉速；其中對于大于6000RPM/sec的主動皮帶輪減速速度，張緊輪臂的振動最小。
7.如權利要求5所述的傳動系統，其特征在于所述張緊輪位于該系統內、沿皮帶的運動方向具有最大的有效轉動慣性的轉動元件之前的位置。
8.如權利要求7所述的傳動系統，其特征在于在主動皮帶輪在小于0.15秒內從穩(wěn)態(tài)值減速到最大值的過程中，所述轂套載荷增加。
9.如權利要求8所述的傳動系統，其特征在于主動皮帶輪減速賦予所述張緊輪在加載方向上的作用力。
10.如權利要求6所述的傳動系統，其特征在于從動皮帶輪的打滑小于主動皮帶輪轉動的2％。
全文摘要
本發(fā)明涉及一種用于發(fā)動機上的皮帶傳動的非對稱阻尼張緊輪系統。皮帶連接于曲軸上的主動皮帶輪和許多從動皮帶輪之間。每個從動皮帶輪都連接于附件上，比如交流發(fā)電機、動力轉向泵、壓縮機等。張緊輪置于在皮帶運動方向上具有明顯有效慣性的第一部件前方的任何位置。張緊輪上的偏壓元件用于保持皮帶的張緊。張緊輪還包含阻尼機構，用于阻尼由于發(fā)動機運轉造成的皮帶振動。根據張緊輪臂的運動方向，張緊輪阻尼摩擦力是不相等或非對稱的。在加速過程中，在卸載方向上張緊輪的阻尼摩擦力明顯低于相反的、加載方向上的阻尼摩擦力，在減速過程中也是如此。加速過程中較低的阻尼摩擦力可以使張緊輪臂快速調整，增加由于加速引起的皮帶長度。減速過程中較高的阻尼摩擦力可以避免張緊輪臂在加載方向上移動得過遠而產生打滑和噪聲。非對稱阻尼還可以明顯減輕所有運行階段中整個皮帶的振動。
文檔編號F16H1/00GK1554000SQ02810144
公開日2004年12月8日 申請日期2002年5月23日 優(yōu)先權日2001年5月24日
發(fā)明者劉克銘, 亞歷山大·塞基, 大 塞基 申請人:蓋茨公司