基于某发动机适应性开发进行的同步齿形带传动系统设计,该文是关于系统设计专升本毕业论文范文与齿形带和系统设计和发动机类论文范文素材.
系统设计论文参考文献：
摘 要： 某发动机进行性能升级,降成本优化的适应性开发.涉及到了正时传动系统的重新开发.首先通过概念设计分析确认了采用同步齿形带进行传动.然后通过系统的结构布置,各个环节的计算与分析,阐述了同步齿形带传动系统的详细设计过程.
关键词：正时传动系统；同步齿形带；预紧力
1 引言
自20 世纪60 年代美国通运公司首次将同步齿形带用于新开发的顶置式凸轮轴发动机以来,同步带迅速的在汽车发动机正时传动系统中使用.而对同步齿形带的研究主要集中在如何提高其疲劳强度、延长使用寿命等方面.其中CONTITECH 公司采用HNBR/ZMA 与芳纶短纤维配合制造HSNPOWER同步带在汽油机中使用其寿命超过了240000Km,达到了与发动机同寿命的目标[1].
并且随着科技的进步与市场的需求,近年来国外的传动厂家如大陆、盖茨和特高均开发出了耐油同步齿形带[2].
正时传动系统在发动机中主要起着承上启下的作用,将曲轴的旋转运动传递给凸轮轴,保证发动机能够正常运转.目前,发动机的正时传动系统的传动方式主要有两大类,第一类是正时链条传动,第二类时同步齿形带传动.
2 正时系统概念设计
正时链条与同步齿形带作为正时系统最常见的两种传动方式,各有优缺点,起具体对比见表1.
通过正时链条与同步齿形带的对比,可以看出同步齿形带在功率损耗、噪音、成本、返修难易上均优于正时链条.并且无需润滑、传动室无需完全密封,传递功率可以满足绝大多数发动机需求,所需布置空间也满足整机布置需求,仅在使用寿命上低于正时链条.所以,综上该款发动机选择了同步齿形带进行正时系统传动.
同步齿形带的设计与布置主要取决于发动机的性能参数与结构形式,以及传动零件的吸收功率等等.而同步齿形带的主要设计内容包括以下项次：
（1）同步齿形带的带型、长度、齿数和宽度.（2）曲轴及凸轮轴带轮齿数、宽度.（3）张紧方式、布置位置以及张紧轮参数与张紧力的选择.（4）传动系统密封室设计.
另该款发动机的具体参数见表2.
3 同步齿形带传动系统的设计计算
3.1 同步齿形带与带轮齿形选型目前同步齿形带的齿形主要有四种结构,梯形齿、圆弧齿、平顶圆弧齿和新型高齿圆弧齿.其具体结构见图1.
同步齿形带早期一直是以梯形为齿廓形状的同步带,但是梯形齿侧面为直线,齿廓设计不合理,导致齿根应力集中,降低了同步齿形带的使用寿命和承载能力.鉴于梯形齿的缺点,1973 年Uniroyal 公司开发了一种圆弧齿形同步带,可以减小传动带的多边形效应,使应力分布更加合理,而得到了广泛的应用[3].平顶圆弧齿形与新型高齿圆弧齿形是圆弧齿的进一步优化.综合分析,本发动机选择大批量应用的YU 型的圆弧齿形.
其齿形具体结构见图2.
3.2 同步带设计功率及节距
同步齿形带设计功率[4]Pd等于KAP等于2*0.66等于1.32Kw式中：KA—载荷修正系数,发动机一般选用2.
P—传递功率在发动机中配气机构的驱动损失约占总机械损失的2%-3%,配气机构损失按照总机械损失上限3% 计算,而整个正时系统仅负载配气机构,故得出此同步齿形带所需要的传递功率为P等于22*3%等于0.66Kw.
另该发动机最大转速n 为5500rpm/min,故根据设计功率Pd 与最大转速n,参看图3得出同步齿形带节距Pb等于8mm.
3.3 曲轴正时齿轮及凸轮轴正时齿轮齿数设计
曲轴正时齿轮直径越小,同步齿形带所受弯曲应力越大,其寿命越短.因此只要带素及安装尺寸允许,曲轴正时齿轮直径应尽量大.YU 圆弧齿形带对应表3 中T10 齿形,又根据此发动机最大转速n等于5500rpm,所以曲轴正时齿轮最小齿数要大于22.另考虑布置空间最终选定曲轴正时齿轮齿数Z1等于23.
曲轴正时齿轮直径：
d1等于 Z1Pb/π等于23*8/3.14等于58.6mm曲轴与凸轮轴的传动比i等于2,所以凸轮轴正时齿轮的齿数Z2等于46,凸轮轴正时齿轮直径：d2等于 Z2Pb/π等于23*8/3.14等于117.2mm
3.4 正时传动系统布置及同步带长计算
首先根据发动机本身结构,曲轴中心点及进排气凸轮轴中心点位置已确定,结构如图4 所示.此时同步带的紧边和松边带长跨度均较大.同步带的跨度越大,横向振幅越大,且发生共振所需发动机转速越低[5].为了减小同步带的横向振幅,并且满足曲轴正时齿轮的啮合齿数,我们需要增加正时带的张紧机构,根据发动机空间尺寸,对正时系统布置如图5 所示.
曲轴正时齿轮最小啮合齿数[4]：
Zm等于ent[0.5-（d2-d1）/6a]Z1等于11,得出曲轴正时齿轮最小包角α等于11*15.65等于172.15°.
（ent 内计算值取整数）式中：d2 为凸轮轴齿轮直径；d1 为曲轴齿轮直径；a 为中心距此处取值322mm；Z1 为曲轴正时齿轮齿数.
图5 中曲轴正时齿轮包角为148°,故不满足设计需要.
惰轮应用于紧边张紧,张紧轮应用于松边张紧.其直径选取原则：当轮子的包角在0° ~90°时,轮子的直径应大于50mm,当包角在90° ~180°时 ,轮子的直径应大于60mm.并且带轮直径越大转速越慢有利于轴承的寿命延长.故根据发动机的空间,选择惰轮直径60mm,张紧轮直径53mm.
增加正时张紧机构后,通过绘制得出曲轴正时齿轮包角为185°,计算得出曲轴正时齿轮啮合齿数Zm等于185/15.65等于11.8满足设计要求.凸轮轴正时齿轮包角一般要求大于90°,凸轮轴正时齿轮包角分别为110°和131°满足设计要求.
同步齿形带长度, 按照节圆绘制,当张紧轮调节到两个极限位置时分别为Lmax等于1106.73mm,Lmin等于1086.46mm.Z等于L/Pb,经计算得出同步带齿数在138~136 之间.同步齿形带装配需要一定的裕度,且要保证时刻张紧,其次同步齿形带与正时齿轮间不能形成配对啮合,所以选择同步带的齿数为137.L等于137*8等于1096mm3.5 同步齿形带的带宽及静态预紧力设计同步齿形带的带宽[4]：bs ≥ bs0（Pd/KLKZP0）（1/1.14）≈ 21,结合发动机布置空间取bs等于22mm.
式中：bs0 同步齿形带的基本宽度,节距为8 的齿形带bs0等于20mm
KL 为带长系数,查阅机械设计手册表6.1-80 得出为1.
KZ 为小齿轮啮合系数,当Zm 大于6 时,KZ 取1.
P0 为同步齿形带基本额定功率,查阅机械设计手册6.1-76 约为1.25Kw.同步齿形带的带速[4]：v等于πd1 n1/60000等于16.87m/s同步齿形带的压轴力[4]：紧边张力：F1等于1250Pd/v等于97.8N松边张力：F2等于250Pd/v等于19.6N同步齿形带压轴力：FQ等于KF（F1+F2）等于116.4N式中KF 为矢量相加修正系数,查阅机械设计手册6.1-23 为1.皮带预紧力F ≥ FQ 综合考虑、安全系数、零件装配机制造误差最终给出皮带预紧力F等于155&plun;35N.
3.6 正时齿轮带轮宽度设计
正时齿轮宽度设计不仅取决于同步齿形带的宽度,而且还要考虑正时齿轮的结构.具体参考如下：
无当边：b1等于 bs+5单当边：b2等于bs+4双当边：b3等于bs+3此发动机选择双当边正时齿轮,所以正时齿轮宽度为25mm.
另惰轮与张紧轮宽度也可按照正时齿轮宽度设计,选择25mm.
3.7 正时齿形带与罩壳间隙
在设计罩壳外形轮廓时,为防止同步齿形带横向振动敲打罩壳发出噪音,罩壳与正时带之间要有一定间隙.具体设计参照如下：与带轮啮合的齿形带部分与罩壳间隙h1等于（0.03~0.05）d2
两带轮中间同步带与罩壳间隙h2等于0.03L+54 结语
（1）通过正时链条与同步齿形带的优缺点对比,结合该发动机本身特点,正时传动系统选择了同步齿形带传动.（2）同步齿形带选择了YU 形圆弧齿形,节距为8,齿数为137,齿宽为22mm.（3）正时传动系统,凸轮轴正时齿轮与曲轴正时齿轮间跨距较大,为减小同步带的横向振动,加装张紧装置.惰轮直径为60mm,张紧轮直径为53mm.初始预紧力155&plun;35N.（4）曲轴正时齿轮齿数为23,节圆直径58.6.由于曲轴与凸轮轴速比为2：1,故凸轮轴正时齿轮齿数为46,节圆直径为117.2.正时齿轮带宽设计为25mm.
参考文献：
[1]Isshiki S.Toothed belt including short fibersdistributed therein：USA,6406397[p].2002-06-18．
[2] 张志香,苏铁熊.4100Q 汽油机同步齿形带传动系统的设计. 机械设计2011.6.
[3] 郑娜．新型人字齿同步带传动设计及仿真分析．哈尔滨工业大学2011.6．
[4] 闻邦椿．机械设计手册（第2 卷）[M]—5版．—北京：机械工业出版社,2010.01．
[5] 王艳华,乔安平,郑国章.469Q 汽油机正时同步带传动横向振动的研究[J]. 内燃机学报,2007,25（2）；187-191．
综上而言，上文是一篇适合齿形带和系统设计和发动机论文写作的大学硕士及关于系统设计本科毕业论文，相关系统设计开题报告范文和学术职称论文参考文献.
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