CN1646831A - 具有对称垫圈的滚链链轮 - Google Patents

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CN1646831A
CN1646831A CNA038084643A CN03808464A CN1646831A CN 1646831 A CN1646831 A CN 1646831A CN A038084643 A CNA038084643 A CN A038084643A CN 03808464 A CN03808464 A CN 03808464A CN 1646831 A CN1646831 A CN 1646831A
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詹姆斯·D.·扬
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Abstract

一个链轮(212)包括一个轮毂和多个从轮毂径向向外突出的齿。至少一个定位成与所述齿邻近的垫圈(244)，所述垫圈形成多个通过横向凹槽(404)而彼此隔开的压缩式垫(402)。每个所述压缩式垫相对于一个圆周方向的中点而对称地形成。当链轮的一部分具有对称齿间时，垫圈可在第一和第二相反旋转方向上同样地操作。在一种方案中，每个压缩式垫包括一个具有一前端和一后端的平的外表面，其中所述前端和后端定位成离开轮毂的中心相同的径向距离，链轮绕所述轮毂的中心旋转。链轮的齿间可以是对称的、非对称的，并且齿根面可以减少。链轮可以包括任意分布在轮毂上的多种齿廓。

Description

具有对称垫圈的滚链链轮
相关申请的交叉引用
本申请要求于2000年12月1日申请的序号为09/728,698、现在是美国专利No.6,371,875的美国申请的优先权，美国专利No.6,371,875又要求于1999年8月25日申请的序号为09/383,128、现在是美国专利No.6,179,741的美国申请的优先权，美国专利No.6,179,741又要求于1998年8月25日申请的序号为60/097,931的美国临时申请的优先权。
背景技术
本发明涉及汽车定时链技术。这里尤其是涉及一种用于汽车凸轮轴驱动领域的滚链链轮，并将具体参照其进行描述。然而，本发明还涉及其他可减小链驱动噪音能级的链驱动系统和应用。
用于汽车发动机凸轮轴驱动的滚链链轮通常根据一个或多个国际标准，如DIN、JIS、ISO等等，来制造。ISO-606：1994(E)(国际标准化组织)标准规定了对短节距精度滚链和相关链轮或链轮齿的要求。
图1示出一用于ISO-606柔顺量链轮的对称齿间形状。上述齿间具有一连续的圆角或齿根半径Ri，如滚子就位角度a所限定的那样从齿侧(即，侧面)延伸到相邻齿侧。齿侧半径Rf在切点TP处与上述滚子就位半径Ri正切。连杆节距为P的链具有与上述齿间相接触的直径为D1的滚子。该ISO链轮具有长度也为P的弦节距、齿根直径D2、齿数Z。上述节圆直径PD、齿顶园直径或外径OD和齿角(tooth angle)A(等于360°/Z)进一步限定上述ISO-606柔顺量链轮。上述最大和最小滚子就位角度a可限定为：
amax＝140°-(90°/Z)以及amin＝120°-(90°/Z)
参考图2，一示范性ISO-606柔顺量滚链驱动系统10在如箭头11所示的顺时针方向上旋转。上述链驱动系统10包括驱动链轮12、从动链轮14和具有多个滚子18的滚链16。通常，链轮12、14和链16的每个都符合ISO-606标准。
滚链16啮合并环绕在链轮12、14上，且具有在上述链轮之间延伸的两个跨距、松弛链条20和拉紧链条22。上述滚链16如箭头24所示张紧。通过传统的链导向部件(未示出)，上述拉紧链条22的中间部分可在从动链轮14与驱动链轮12之间受引导。第一滚子28图示为处于驱动链轮12上12点时刻位置的初始啮合位置。第二滚子30与上述第一滚子28邻接，并且是下一个要与驱动链轮12啮合的滚子。
链驱动系统具有几个会产生所不希望的噪音的元件。滚链驱动噪音的主要来源就是当滚子离开上述跨距以及在啮合过程中与链轮相碰撞时所产生的声音。生成的冲击噪音以等于链啮合链轮的频率相等的频率循环往复。冲击噪音的响度是在啮合过程中生成的冲击能量(EA)的函数。冲击能量(EA)和发动机速度、链质量、以及链与链轮之间在起始啮合时的冲击速度有关。上述冲击速度受链-链轮啮合几何形状所影响，啮合齿侧压力角g(图3)为其一因数，其中：
EA＝WP--2000VA 2；
VA＝pnp--30000sin(360--Z+g)；
g＝180-A-a--2；
其中EA＝冲击能量(N·m)
VA＝滚子冲击速度(m/s)
g＝啮合齿侧压力角
n＝发动机速度(RPM)
W＝链质量(Kg/m)
Z＝链轮齿数
A＝齿角(360°/Z)
a＝滚子就位角度
P＝链节距(弦节距)
冲击能量(EA)的方程式假定链驱动运动学通常符合准静态分析模型，并且当链轮从上述跨距上接收滚子时，在齿侧和齿根半径的切点TP(图3)处发生滚子-链轮驱动接触。
如图3所示，压力角g由线A和线B之间的角度限定，其中线A为当啮合滚子28在切点TP接触到啮合齿侧时从啮合滚子28的中心引出并通过齿侧半径Rf中心，线B连接在完全就位的位于齿根半径D2上的滚子28的中心与下一啮合滚子30的如同该滚子30在其啮合齿间仍处于齿根半径D2上时的中心。上述在图27中所列的滚子就位角a和压力角g可由上述方程所计算。应当理解的是，上述角度g在角度a最大时最小。于是，图2和3所示的符合ISO-606的示范性23齿柔顺量驱动链轮12的压力角g的范围在如图4的表中所列出的14.13°到24.13°之间。
图3中还示出当驱动链轮12在箭头11的方向上旋转时，啮合路径(假想滚子)和滚子28(实线)的驱动接触位置。图3描述了一种理论情况，其中链滚子28位于链节距和链轮弦节距都等于理论节距P的最大实体链轮的齿根直径D2上。对于该理论情况，在滚子啮合的开始就产生的噪音具有一个由于滚子28和齿根表面Ri相碰撞而产生的径向分量FR、以及一个在滚子移动为驱动接触时、同一滚子28在切点TP与啮合齿侧相碰撞所产生的切向分量FT。可以认为，径向冲击首先发生，几乎同时伴随有切向冲击。滚子冲击速度VA如图所示通过并基本上垂直于啮合齿侧切点TP，而滚子28正驱动接触在该点TP上。
上述冲击能量(EA)方程式仅仅计算了在啮合过程中的切向滚子冲击。因此，假定为具有径向和切向冲击(可以任何顺序发生)的实际的滚子啮合看来与上述冲击能量(EA)方程不符。这种准静态模型的应用，可有利地用作为一种定向工具，允许对那些特征进行分析，这些特征可被修正来降低在啮合初始的切向滚子-链轮碰撞过程中产生的冲击能量。啮合过程中的径向冲击及其对噪音级的影响都可以与冲击能量(EA)方程分开来评价。
在实际的条件下，由于特征尺寸公差，链和链轮之间的节距通常不匹配，在应用中这些零件由于磨损，这种不匹配情况更加严重。该节距失配会移动啮合冲击的点，而上述径向碰撞仍发生在齿根表面Ri，但不一定是在D2上。切向碰撞通常在点TP附近发生，但作为上述实际链-链轮节距失配的函数，这种接触会爬升到齿根半径Ri的啮合边缘，或者甚至在啮合齿侧半径Rf上从TP点径向向外。
如冲击能量(EA)方程所推算的那样，减小上述啮合齿侧压力角g就会减小滚链驱动的啮合噪音级。可行但不值得推荐的是在保持对称齿廓的同时减小上述压力角g，这可以通过简单地增大滚子就位角a、有效降低两齿侧压力角来完成。所述这种轮廓需要磨损的链在滚子经过链轮卷折部(sprocketwrap)(下面会描述)时，与更陡的斜面接触，因此上述滚子在离开上述卷折部之前就必须在斜坡齿侧(coast flank)上爬升得更高。
链驱动噪音的另一个来源就是由轴的扭转振动和链、链轮之间的微小的尺寸误差而在部件中产生的宽频机械噪音。造成宽频机械噪音的最大原因是在滚子经过上述链轮卷折部时，发生在无负载滚子和链轮齿之间的间歇接触或振动接触。尤其是，常见的链驱动系统磨损包括链轮齿面磨损和链磨损。上述链磨损是由链接合部的轴承磨损引起的，且特征为节距伸长。可以认为和ISO标准链轮啮合的磨损链仅仅有一个滚子处于驱动接触并承载最大负荷的状态。
再参照图2，处于最大负荷的驱动接触发生在滚子进入到驱动链轮卷折部32进行啮合时。啮合滚子28如图所示处于驱动接触并承载最大负荷的状态。滚子28上的负荷主要是啮合冲击负荷和链拉紧负荷。在滚子28前面的卷折部32上邻近的几个滚子分担链拉紧负荷，但是呈逐渐递减的比率。滚子28的负荷(以及卷折部上邻近的几个滚子在较小的程度上)可以保持这些滚子与链轮齿根面34稳固或强力地接触。
滚子36是在驱动链轮卷折部32中进入松弛链条20之前的最后一个滚子。滚子36也与驱动链轮12强力地接触，但只是接触在上述齿根面34上的更高的某一点上(例如径向向外)。除了滚子28和36、以及滚子28之前的几个承担链拉紧负荷的滚子以外，上述驱动链轮卷折部32上的其他滚子都不会和链轮齿根面34强力地接触，所以当它们绕着上述卷折部移动时就会相对上述链轮齿根面自由地振动，由此导致所不希望的宽频机械噪音的产生。
滚子38是从动链轮14的链轮卷折部40中进入拉紧链条22之前的最后一个滚子。滚子38和链轮14驱动接触。与在驱动链轮卷折部32中的滚子36同样，链轮卷折部40内的滚子42与从动链轮14的齿根半径44强力接触，只是通常不在齿根直径处。
众所周知，即使滚链磨损，在链轮齿之间的节距线间隙(PLC)也会促进链轮卷折部中链滚子和链轮之间的强力接触。添加到齿间的节距线间隙量可限定一集中在上述齿间并形成齿根直径D2一段的短弧线长度。齿根圆角半径Ri正切于上述齿侧半径Rf和齿根直径弧线段。上述齿廓仍然对称，但Ri不再是从一个齿侧半径到相邻齿侧半径的连续圆角半径。这就具有降低链驱动系统的宽频机械噪音分量的作用。但是，在链轮齿之间增加节距线间隙不会减小由滚子-链轮冲击相碰撞所引起的链驱动噪音。
美国专利No.5,397,278中描述了降低与滚链相关的噪音级的另一种尝试，其公开了对齿根面凹切或铲齿以便消除在啮合初始滚子-齿根面的径向接触。然而，在′278专利中公开的发明没有调节啮合冲击频率。也就是说，所有齿廓基本上相同。因此，齿侧冲击以啮合频率而产生。′278专利中公开的链轮的其他缺点在于滚子在完全啮合时既与啮合齿侧又与非啮合齿侧接触。于是，当滚子就位于完全啮合时，滚子与非啮合齿侧之间没有设置间隙时，滚子可能变成楔在(wedge)齿间内。
降低与滚链啮合相关的噪音级的另一个尝试是加入一个或多个用来缓冲或软化滚子在啮合过程期间当该滚子离开该跨距并与链轮相撞时的啮合冲击的弹性垫圈。参照图6，与传统滚链驱动系统110关联的驱动链轮112采用了对称的ISO-606柔顺量齿廓。除了驱动链轮112包括两个在每个链轮112轮毂上固定一个的圆形垫圈144以外，驱动链轮112与驱动链轮12(图2)基本上相同。每个垫圈144具有连续的或其他均匀的由半径R限定的外表面。本领域公知的是，垫圈144用来缓冲或软化滚子在啮合过程期间当其离开该跨距并与链轮相撞时的啮合冲击。
更具体而言，如图6a和6b所示，一个滚子128、一个衬套129和一个相关销钉131由两套交迭的链节板146L、146R和148L、148R支撑。当驱动链轮112沿箭头11的方向旋转时，在滚子128与相关链轮齿碰撞之前，链节板146对两个垫圈144的外表面施加冲击、并接着压缩或其他的变形，紧接着由链节板148来作用。结果，滚子128的冲击速度在与链轮啮合之前得到了降低，由此降低了啮合冲击噪音。垫圈压缩的最大量149出现在或接近于具有链节距P的相邻滚子之间的中点P/2处。图6b显示出橡胶冲压以便交替变换链节板146与链节板148之间的连续节距。垫圈的一个典型的问题是耐久性问题。也就是说，可以预期在反复地链冲击之后在最大圈压缩区域出现垫圈弹性材料的磨损和压缩变形。此外，由于在啮合过程期间的重复的压缩循环，垫圈最终会产生疲劳。
因此，人们认为可取的是开发一种新式改进的滚链驱动系统和链轮，其可满足上述需求并能克服上述的和其他的缺陷，同时提供更好的和更多的优点。
发明内容
根据本研发的一个方面，一个链轮包括一个轮毂和多个从所述轮毂径向向外突出的齿。至少一个垫圈定位成与所述齿邻近，所述垫圈形成多个彼此由横向凹槽分开的压缩式垫。每个所述压缩式垫相对于一个圆周方向的中点而对称地形成。
根据本研发的另一个方面，一种链轮，包括一个轮毂和多个从所述轮毂径向向外突出的齿。至少一个垫圈定位成邻近所述齿。所述垫圈形成一个包括多个形成于其中的轴向延伸凹槽的对称外表面。
根据本研发的另一个方面，一种链轮包括一个轮毂和多个从所述轮毂径向向外突出的齿。至少一个垫圈定位成邻近所述齿，并包括多个通过凹槽而彼此隔开的压缩式垫。所述垫圈可在第一和第二相反的旋转方向上同样地操作。
根据本研发的有一个方面，一种链轮，包括一个轮毂和多个从所述轮毂径向向外突出的齿。至少一个垫圈定位成邻近所述齿，并且所述垫圈形成多个通过横向凹槽而彼此隔开的压缩式垫。每个压缩式垫包括一个具有离开所述轮毂的中心相同的径向距离的一前端和一后端的外表面，所述链轮绕所述轮毂的中心旋转。
本发明的一个优点是设置了一个包括至少一个垫圈的链轮，该垫圈设计成增加形成垫圈的弹性材料的疲劳寿命。
本发明的另一个优点是提供了具有两套采用不同齿廓的链轮齿的链轮以及垫圈，该垫圈与所述齿廓配合来将链传动系统噪音级降低至齿廓或垫圈单独使用时所产生的噪音级以下。
本发明的另一个优点是提供了具有不同的两套非对称链轮齿、每套都采用了齿根修正的链轮。
本发明的另一个优点在于提供了一种链轮，其相对于第二齿廓的滚子-到-啮合齿侧初始接触对第一齿廓的滚子-到-啮合齿侧初始接触的频率作出相位调整或调节，由此变更了滚子-到-第一啮合齿侧与滚子-到-第二啮合齿侧的初始接触的节奏。
本发明的又一个优点在与提供了一种链轮，其使在啮合期间由滚子-链轮碰撞产生的冲击噪音和/或在链轮卷折部的未承载滚子产生的宽频机械噪音最小化。
本发明的又一个优点在于提供了一种链轮，其提供了″分阶段″滚子冲击(即，滚子啮合间隔的延长)，此处切向滚子-链轮冲击首先出现，继之以在完全啮合处的径向滚子-链轮冲击。
本发明的又一个优点在于提供了一种链轮，其将滚子啮合分布在相当大的时间间隔上，以便使负荷传递更加平缓，由此使得滚子-链轮冲击和由此产生的固有噪音最小化。
本发明的还一优点在与提供了一种链轮，其包括含有齿根修正的对称齿间和垫圈，由此在滚子完全就位于各自的齿间时，在相关滚链的滚子与铲齿了的齿根面在各自的齿间中间隔开。
对于本领域普通技术人员来说，通过阅读和理解下面对优选实施例的详细描述，本发明其它优点是显而易见的。
附图说明
本发明可以具体化为各种部件和部件的设置，以及各种步骤和步骤的设置。这些附图仅仅是为了说明优选实施例，而并不解释为对本发明的限制。
图1示出ISO-606柔顺量滚链链轮的对称齿廓；
图2是一具有ISO-606柔顺量驱动链轮、从动链轮和滚链的示意性滚链驱动系统；
图3是图2的驱动链轮的放大了的局部视图，显示出驱动链轮顺时针转动时的啮合路径(假想的)和一在驱动位置的滚子(实线)；
图4是列出多个不同的ISO-606柔顺量链轮尺寸的滚子就位角α和压力角γ的表；
图5是列出本发明变更链轮尺寸的三个不同的非对称齿廓(1-3)的最大贝塔(β)角和相应的压力角(γ)的表；
图6图示出一个在其每个面上均采用了一个传统的垫圈或阻尼圈的示范性ISO-606柔顺量驱动链轮；
图6a是图6的驱动链轮的放大了的局部视图，显示出滚链链节板与垫圈之间的相互作用；
图6b是沿图6a中的6b-6b线截取的穿过滚链链节板的横截面视图；
图7图示出其中采用了本发明的特征的一个示范性滚链驱动系统；
图8图示出图7的驱动系统的一个随机啮合滚链驱动链轮；
图8a是沿图8的8a-8a线截取的通过链轮的横截面视图；
图9图示出用于图8的链轮的第一非对称齿廓；
图9a是滚子完全就位成两点接触时，图9的第一非对称齿廓的啮合齿侧的局部放大视图；
图9b是图9的第一非对称齿廓的局部放大视图，显示出滚子完全就位成两点啮合；
图9c是图9的第一非对称齿廓的局部放大视图，显示出滚子就位于下部齿侧点S和S；
图10图示出用于图8的链轮的第二非对称齿廓；
图11图示出图9的非对称齿廓与图10的非对称齿廓相重叠；
图12是在拉紧链条-链轮界面处的图7的随机啮合滚链驱动链轮的局部放大视图；
图12a是图8的随机啮合滚链驱动链轮的局部放大视图；
图12b是图12a的链轮的局部放大视图，图示出链轮齿间与垫圈垫和凹槽之间的位置关系；
图12c是图12的链轮的局部放大视图；
图12d是图12的链轮的局部放大视图；
图12e是图12d的链轮的局部放大视图；
图13a是ISO-606柔顺量链轮的局部放大视图，图示出ISO-606柔顺量链轮齿间与本发明的垫圈垫和凹槽之间的关系；
图13b是采用了齿根修正并包括一个根据本发明而形成的垫圈的ISO-606柔顺量链轮的局部放大视图；
图14图示出图13b的链轮，并显示出一个优选的垫圈构造和部位，其中每个压缩式垫包括一个平行于当两个相邻滚子都完全就位于它们相应的齿间并位于压缩式垫相邻的相反两端时在这两个相邻滚子的中心之间延伸的弦或线段的平面。
具体实施方式
本发明涉及具有对称和/或非对称齿或齿间的链轮，并且还涉及具有多个任意定位的非对称齿廓的链轮(此处称作随机啮合链轮)。根据本发明，这些链轮的任何一个包括一个或多个根据本发明形成的垫圈。并且，此处描述的具体链轮和齿廓意图作为优选实施例的例子，而绝不是想将本发明限制于这些优选实施例。
现在参照图7，滚链驱动系统210中采用了本发明的特征。滚链驱动系统210包括一个随机啮合链轮212、一个从动链轮214、以及一个具有多个与链轮212、214啮合并卷绕其上的滚子28的滚链216。链轮212、214沿箭头11所示的顺时针方向转动。
滚链216具有两个在链轮之间延伸的跨距、松弛链条220和拉紧链条222。滚链216如箭头224所示处于张紧状态。拉紧链条222的中心部可以用链导向部件(未示出)在从动链轮214和驱动链轮212之间引导。所示的第一滚子228完全就位于驱动链轮212的12点时钟位置。第二滚子230与第一滚子228相邻，并且是将要和驱动链轮212啮合的下一个滚子。
为了便于描述本发明的非对称齿廓，下面将仅仅讨论驱动链轮212。然而，本发明的非对称齿廓也可同样地应用于从动链轮214上，以及应用于其他类型的链轮上，如惰轮及与逆转平衡轴相关的链轮。
继续参照图7，并特别地参照图8和8a，随机啮合滚链驱动链轮212图示为一个23齿链轮。然而，链轮212可以根据需要有更多或更少的齿。链轮212包括一个中央轮毂213以及任意地或不规则地安置在轮毂213周围的第一组链轮齿250(不再一一单独编号)以及第二组链轮齿252(分别编号为链轮齿1、3、8、9、10、14、17、21和22)。在所描述的所示实施例中，在链轮212周围安置有14个链轮齿250和9个链轮齿252。然而，应当理解的是在不背离本发明的范围的前提下，可以改变每种类型的链轮齿的数目和位置。
现在仍然参照图8和8a，链轮212包括两个根据本发明形成的弹性垫圈或阻尼圈244。垫圈244固定到或以其它传统的方式附着到轮毂213上相互毗邻的链轮齿的相反的轴向面上，即在齿250、252的相反的轴向侧上。在该优选实施例中，垫圈由传统的弹性材料，如丁腈胶料形成，但是也可利用任何其它的有弹力的和耐久的材料，而不背离本发明的总体范围和意图。
两套链轮齿250、252以随机模式设置，以便通过变更初始滚子-与-链轮接触的点和节奏来更改啮合冲击频率。然而，这两套链轮齿250、252可被设置成许多不同的随机模式。并且，也可预期的是这两套链轮齿250、252可以设置成多种也同样可以起作用的常规模式(regular pattern)。在所有情况下，一个链轮上设置两套链轮齿提供了一种用来分散或调节啮合频率冲击噪音的手段，而该啮合频率噪音通常与全部成员的形状基本上相同的链轮齿有关并由此引发。啮合频率噪音降低的实现一部分靠变更滚子-与-链轮初始接触的点和节奏。
现在具体参照图8，可以看到每个链轮齿250都包括一个啮合侧或齿形，其与相邻齿的非啮合侧或齿形(flank profile)配合(以逆时针方式)以便形成具有齿根面256的第一非对称齿间254。每个已编号的链轮齿252包括一个与相邻齿的非啮合侧或齿形配合(以顺时针方式)以便形成具有齿根面260的第二非对称齿间258的啮合侧或齿形。如下面进一步所描述的，第一和第二组链轮齿250、252与垫圈244配合，以便将链驱动系统的噪音级降低到低于单独使用任一齿廓使所产生的噪音级。
现在参照图9至9c，链轮212包括一个具有一个啮合侧或齿侧264的第一齿262、和一个具有非啮合侧或齿侧268的第二齿264。啮合齿侧264和非啮合齿侧268配合来限定齿间254，齿间254一个用来接收与链216相连的滚子，如滚子269。于是，链轮齿262必然被归类为齿250中的一个，而链轮齿266可被归类为链轮齿250或252中的任何一个。
啮合滚子269具有滚子直径D1，并且如图所示在齿间254之内完全就位为两点接触。更具体地说，当在齿间254之内完全就位成驱动接触时，啮合滚子269与两条沿着啮合齿侧表面或面轴向延伸(即沿与附图平面垂直的方向)的线或脊B和C相接触。然而，为了便于其描述，线或脊B和C在后面显示并称为齿间内的接触点。
啮合齿侧264具有与齿侧平面(flank flat)270的径向外端相切的半径Rf。由半径Ri限定的齿根面256的第一部分在其一端与齿侧平面270的径向内端相切，在其另一端与从点C径向向外延伸的第一非功能(non-functional)平面(未示出)的径向外端相切。如图9a中所明确地显示出的，为了确保在点B和C处发生两点/线接触，齿根半径Ri的最大值必须等于或小于最小滚子半径的0.5D1。作为Ri≤0.5D1的结果，在滚子就位于点B和C处时，在齿根面256与滚子269之间形成小间隙273。
第二非功能平面(未示出)在点B和由半径Ri限定的齿根面部分的径向外端之间延伸。第二非功能平面与齿侧平面270相连。也就是说，齿侧平面270的第一部分从点B径向向外延伸以便便于使滚子-链轮啮合″分阶段发生″。齿侧平面270的一个第二非功能部分在点B径向向内延伸，并与从点C径向向外延伸的第一非功能平面配合，以便于滚子在点B和C处就位成两点接触。
再次参照图9，齿侧平面270的位置由角度β确定，并且平面方向在滚子269在点B和C处接触链轮时与通过点B和该滚子中心(点X)的直线正交或垂直。从点B径向向外延伸的齿侧平面部分的长度影响链轮212和滚子269之间在第一接触点A沿齿侧平面270的初始切向冲击与随后的在点C处的径向冲击之间的时间延迟。应当理解的是，压力角γ(下面将进一步描述)、链和链轮之间的节距失配的量、以及齿侧平面的长度可以改变，以便在滚子-链轮啮合的一开始得到所希望的初始滚子接触点A.还应该理解的是，在理论条件下，初始滚子-链轮接触在点B处发生。然而，对于所有其他节距失配的情况，初始接触发生在从点B偏移至的点A处。对于所有理论条件以外的所有情况，在啮合一开始，初始切向接触发生在点A处，具有其相关的冲击力FT(图9b)。
可以相信，在链轮转动使滚子移动到完全啮合并随后在点C径向接触时，滚子269从点A到点B保持与齿侧平面270的强力接触。径向冲击力FR(图9b)没有出现，直到链轮充分旋转以使滚子269在点C开始径向接触。于是径向冲击力FR出现在完全啮合的瞬间。力矢量FR用实线表示，以便指示在点C处径向冲击的出现，力矢量FT只用轮廓线表示，以便指示先前在点A处切向冲击的出现。
拉紧链条负荷到啮合滚子的传递被认为是在完全啮合时完成的。在点C处受滚子269的径向碰撞、并得到其径向冲击力FR的瞬间，切向冲击力FT已经出现，并不再起作用。在切向与径向滚子-链轮碰撞之间的时间延迟(″分阶段″啮合)有效地将啮合过程期间产生的冲击能分布在一个较大的时间间隔上，由此减小了其对以啮合频率而产生的噪音级的作用。此外，该非对称链轮齿廓有益地使得随着啮合滚子从其点A的初始啮合移动到其在点B和C处的完全两点啮合位置，拉紧链条的负荷从一个完全啮合滚子到一个正在啮合滚子的更加平缓地传递。
再次参照图9，齿根面256采用了齿根修正。也就是说，一个第二平面272从点C径向向内延伸。由半径Ri′限定的齿根面256的第二部分与平面272的径向内端相切，并与第三平面274的径向内端相切。由半径Rf′限定的非啮合齿侧(disengaging flank)268与第三平面274的径向外端相切。
应当理解的是从点C径向向外延伸的非功能平面与平面272相连。也就是说平面272的第一部分从点C径向向外延伸，并与从点B径向向内延伸的第二非功能平面(与齿侧平面270相关连)配合，以便使滚子在点B和C处就位成两点接触。平面272的第二部分在点C内侧径向延伸，并与第三平面274配合，以便设置齿根修正(root relief)。
当滚子269在点B和C处就位成完全啮合时，在滚子269与修正后的齿根面256之间存在间隙276。对于齿根修正了的齿间254来说，滚子269当其中心在理论节园直径PD上时接触点B并完全啮合。第二齿根半径Ri′必须等于或小于滚子269直径D1的一半。图9b示出了滚子268在点B和C处完全啮合位置的到非啮合齿侧268之间的滚子间隙278。
现在参照图9c，齿根修正此处定义为：在滚子269跨接在齿根上并就位于分别在相对的啮合和非啮合齿侧264、268上的点S和S′上时，在滚子269与修正后的齿根面256之间存在的间隙280。于是，在链轮212旋转至滚子269跨接于齿根之上并就位于分别在相对的啮合和非啮合齿侧264、268上的点S和S′上时，防止了滚子269接触齿根面256。具体地说，图9c示出了这点，在此，当链轮212绕链轮卷折部232(图7)旋转时滚子269从点C径向向内移动、并在点S和S′处接触下部齿侧。应当理解的是，当滚子连续绕链轮卷折部行进时，滚子沿着非啮合齿侧268从点S′向外移动。
为了使滚子269前进到在点S和S′与下部齿侧相接触，该滚子必须从两点完全啮合位置前进并且从节园直径PD径向向内移动一个径向距离。如果在一些恶劣的运行条件下，链驱动动力迫使滚子269冲击齿间254的下部齿侧表面，滚子受啮合几何学的约束，其要求滚子在点A与链轮齿初始切向接触，然后在其向前行进并径向向内到点S和S′之前，在点B和C处移动到其两点完全啮合位置，这还要求在滚子行进了一段径向向内路程时进一步压缩垫圈244(下面将进一步描述)。
该非对称齿廓的啮合几何结构和在点S和S′滚子-链轮有利的就位几何结构一起可使图6的传统ISO-606橡胶垫圈系统的噪音得到优越的噪音衰减。冲击矢量FIS和FIS′(图9c)在初始切向接触及随后的两点就位之后顺序出现。另一方面，据认为，ISO-606径向(齿根)冲击矢量FR(图3)是在滚子接着在啮合齿侧上移动到驱动位置之前的初始滚子-链轮冲击。啮合齿侧滚子就位角β(图9)以及非啮合齿侧滚子就位角β′取代了ISO-606滚子就位角α。压力角γ是啮合齿侧滚子就位角β的函数。也就是说，随着β的增加，γ减小。最小非对称压力角可由下列方程确定，其中
γmin＝βmax-(αmax/2+γISOmin)
因此，如图5中的表所示，当βmax＝(αmax/2+γISOmin)时，非对称压力角γmin＝0。图5列出了几种链轮尺寸和几种非对称齿廓的最大贝塔角(b)和相应的压力角(γ)。应当理解的是，减小啮合齿侧压力角g，就会减小切向冲击力分量FT(图9b)，从而减小在初始啮合时总噪音级中的切向冲击噪音。
冲击力FT是冲击速度的函数，而冲击速度又与压力角γ相关。由于压力角γ的减小，使得在开始啮合时链和链轮之间的冲击速度也相应减小，导致改进了的NVH特性。最小压力角γ还有利于在切向接触点A、B之间产生更大间隔或距离，以进一步增加或最大化啮合″阶段″。在优选实施例中，啮合齿侧压力角γ范围在大约-3.0°。到大约+8°之间，以便优化滚子和链轮之间的渐进冲击。
在所述的实施例中，在最大实体条件下，滚子就位角度β大于ISOαmax/2，并且可以调节角β，直到达到所需的啮合齿侧压力角γ。例如，滚子就位角β就可以使得压力角γ小于零，或一负值。据认为，对于″额定″系统或对于有磨损的系统，理论链/链轮界面的小的负压力角会有利于使压力角γ接近于零(0)。然而，也可对啮合齿侧滚子就位角β进行有益地调整，以便使任一啮合齿侧压力角g的数值小于最小ISO-606压力角。
应当指出的是当压力角γ为负值时，需要弦节距减小。否则，当滚子离开链轮卷折部回到跨距时，该滚子会与啮合齿侧(具有最大实体链轮和理论节距(最短的)链条)发生干涉。并且，如前所述，减小了的弦节距有助于分阶段啮合。
另外，非啮合齿侧滚子就位角β′(图9)可以调节为一等于αmin/2或更小的最大值。该减小的滚子就位角β′可在滚子离开链轮、进入跨距时，促进更快地分离。当卷折部中的滚子环绕链轮运动时，该减小的滚子就位角度β′还可使在磨损链中的滚子沿上述倾斜齿侧面爬升到一不太陡的角度。
现在参照图10，链轮212还包括一个具有一啮合侧或齿侧364的第三齿362、以及一个具有一非啮合侧或齿侧368的第四齿366。啮合齿侧364和非啮合齿侧368配合来限定一个齿间258，其用来接受与链条216相连的滚子，如滚子369。于是，链轮齿362必然被归类为已编号链轮齿252(图8)中的一个，而链轮齿366可被归类为链轮齿250或252中的任何一个。
啮合滚子369具有滚子直径D1，并且如图所示在齿间258之内完全就位为两点接触。啮合滚子369在点B′和C′处完全就位于齿间内之前，最初在点A′接触啮合齿侧364。与上面针对非对称齿间254进行的描述相同，接触点B′和C实际上是沿着每个链轮齿表面轴向(即在与附图平面正交的方向)延伸的线。
啮合齿侧364具有在接触点B′处与第一非功能平面(未示出)相切的半径Rf。作用近在于便于两点滚子接触的平面从点B′径向向内延伸。由半径Ri限定的齿根面260的第一部分在其一端与第一非功能平面的径向内端相切，在其另一端与从点C径向向外延伸的第二非功能平面(未示出)的径向外端相切。更具体地说，为了确保在点B′和C处发生两点/线接触，齿根半径Ri的最大值必须等于或小于最小滚子半径0.5D1。作为Ri≤0.5D1的结果，在滚子就位于点B′和C处时，在齿根面260与滚子369之间形成小间隙(相当于图9a所示的间隙273)。
第一非功能平面的部位由角β决定，并且平面方向在滚子369在点B′和C处接触链轮时与通过点B′和该滚子中心的直线正交或垂直。应当理解的是，压力角γ、链和链轮之间的节距失配的量可以改变，以便在滚子-链轮啮合的一开始得到所希望的初始滚子接触点A′。在理论条件下，初始滚子-链轮接触在点B′处发生。然而，对于所有其他节距失配的情况，初始接触发生在点A′处，该点图示为与点B′偏离。
于是，对于所有理论条件以外的所有情况，在啮合一开始，初始切向接触发生在点A处。在链轮转动使滚子从其在点A′处的初始切向冲击移动到在点B′处的完全啮合并得到在点C处的径向接触期间，滚子369保持强力接触。在链轮充分旋转以使滚子369在点C开始径向接触之前，没有出现径向冲击力。
于是，径向冲击力FR出现在完全啮合的瞬间。拉紧链条负荷到啮合滚子的传递被认为是在完全啮合时完成的。在点C处受滚子369的径向碰撞、并得到径向冲击力的瞬间，切向冲击力已经出现，并不再起作用。在切向与径向滚子-链轮碰撞之间的时间延迟(″分阶段″啮合)有效地将啮合过程期间产生的冲击能分布在一个较大的时间间隔上，由此减小了其对以啮合频率而产生的噪音级的作用。此外，该非对称链轮齿廓有益地使得随着啮合滚子从其点A′的初始啮合移动到其在点B′和C处的完全两点啮合位置，拉紧链条的负荷从一个完全啮合滚子到一个正在啮合滚子的更加平缓地传递。
齿根面260采用了齿根修正。也就是说，一个第二平面372从点C径向向内延伸。由半径Ri′限定的齿根面260的第二部分与平面372的径向内端相切，并与第三平面374的径向内端相切。由半径Rf′限定的非啮合齿侧与第三平面374的径向外端相切。
应当理解的是第二非功能平面(在点C外部径向延伸)与平面372相连。也就是说平面372的第一部分从点C径向向外延伸，并与从点B径向向内延伸的第一非功能平面配合，以便使滚子在点B′和C处就位成两点接触。平面372的第二部分在点C内侧径向延伸，并与第三平面配合，以便设置齿根修正。
如上所指出的，当滚子369在点B′和C处就位成完全啮合时，在滚子369与修正后的齿根面260之间存在间隙376。对于齿根修正了的齿间258来说，滚子369当其中心在理论节园直径PD上时与点B′接触并完全啮合。第二齿根半径Ri′必须等于或小于滚子369直径的一半。图10还示出了滚子369就位于点B′和C上时完全啮合位置的到非啮合齿侧368之间的滚子间隙378。齿间258以与齿间254相同的方式设置齿根修正。也就是说，在滚子跨接于齿根表面并就位于点S和S′上时，防止了滚子369接触齿根面260(参见图9c中的间隙280)。因此，滚子369仅接触下部啮合齿侧和非啮合齿侧。应当理解的是，当滚子连续绕链轮卷折部行进时，滚子沿着非啮合齿侧368从点S′向外移动。
除了在一个条件下--由节距最短的链条(最短的节距是理论节距)和最大实体链轮定义的理论条件以外，节距失配为链条/链轮界面所固有的。因此该理论条件定义了链条和链轮节距失配关系的公差范围的一个极限(零，或者是没有节距失配)。当最长的″刚制成的″链条与最小实体条件的链轮--或者换句话说具有最小齿廓的链轮--一起使用时定义了另一个极限。该极限导致节距失配的最大量。因此，节距失配的范围由部件的特征公差来决定。
可以引入额外的节距失配以便于在在点A处(对于非对称齿间254而言)的初始切向(啮合)接触与在点A′处(对于非对称齿间258而言)的初始切向接触之间有更大的时间延迟。也就是说，为每个齿间254、258改变初始滚子-与-链轮接触出现的时间导致啮合频率噪音的降低，这是因为初始滚子-与-链轮接触的点和节奏得到了变更。在滚子-与-链轮在点A和A′的接触之间的时间延迟，或者调节可以通过增大链节距与链轮节距之间的失配而得以增大。应当理解的是，对于齿间254的初始接触比对于齿间258的初始接触出现得早，主要是由于β角差异(参看图11)以及在较小程度上是由于齿侧平面270使得初始接触在链轮齿250的啮合齿侧上出现得更高的缘故。
链轮弦节距必须比链节距短，以便于滚子-齿分阶段接触。此外，弦节距的降低还在滚子离开链轮卷折部回到链条中时提供了滚子-到-链轮的间隙。使用时弦节距的附加减小优选在0.005-0.050mm范围之内。
对于每个齿间254、258的滚子分阶段接触可以通过设置充分小于ISO标准的链轮齿压力角γ而得到进一步地帮助。人们期望等于或非常接近于零(0)的压力角γ，或者甚至是负的压力角。例如，图11示出了随机啮合驱动链轮212的一个实施例，其中齿间254、258的压力角γ不同。也就是说，两个压力角γ或者是正值或者是零，但是对于齿间254的压力角γ254小于齿间258的压力角γ258(并且滚子就位角β254大于滚子就位角β258)。于是，对于齿间254，γmin可以等于0°，对于齿间258，γmin可以等于+8°，而对于两个齿间，γmax则总是小于ISO最小压力角(对于两个齿间254、258来说，γmin和γmax的特征公差带或范围相同)。
因此，对于齿间254来说，滚子-到-链轮的初始接触出现在点A处，继之以随后的在点B和C处的径向接触。并且，对于齿间258来说，滚子-到-链轮的初始接触出现在点A′处，继之以随后的在点B′和C处的径向接触。链轮212可以引入附加的弦节距降低，并且可以引入齿间间隙(TSC)，这些都在美国专利No.5,921,878中得以描述，该专利的公开内容及其教导通过参考而在此引入。齿间间隙(TSC)使得磨损链条的滚子能够与链轮齿的一个或多个倾斜齿根面保持强力接触。也就是说，通过适应链节距伸长的一个指定程度ΔP，一个或多个平面272、274(图9)和372、274(图10)可被用来补偿链节距的伸长或链条磨损。此外，倾斜齿根面有助于降低径向反作用力，由此降低滚子径向冲击噪音对整个噪音级的贡献。应当理解的是，浅的β′角与齿间间隙一起帮助在卷折部的滚子保持″强力″滚子-链轮接触。
可供选择地，对于齿间254的压力角γmin可以总是负值，而对于齿间258的压力角γmin可以是一个正值或零。例如，对于齿间254，γmin可以等于-3o，对于齿间258，γmin可以等于+8o，并且对于这两个轮廓，γmax总是小于ISO最小压力角。对于这个实施例，总是包括附加的弦节距降低，然而，可以包括也可以不包括齿间间隙。在又一个实施例中，齿间254、258可以具有相同的或者至少基本上相同的压力角γ(于是，齿间具有相同的或者至少基本上相同的滚子就位角β254和β258)。
图12显示出每个滚子链节板，如滚子链节板248，当它们与链轮212啮合接触时所遵循的路径(假想的)。当滚子230移动到在相应的链轮齿间内啮合接合时，滚子链节板248绕完全啮合滚子228的中心枢转，并压缩固定于链轮212的轮毂213上并在齿250和/或252的相反的正面和背面上的弹性垫圈或阻尼圈244(也可参见图8a)。
继续参看图12，并且现在还参照图12a，每个环形弹性(例如，橡胶)阻尼圈/垫圈244都包括一个不平的或波状的外表面400，该外表面由压缩式垫402以及横向或轴向延伸的凹槽404交替构成。每个压缩式垫402具有一个外表面406，该外表面是弧形、平面状或者其它总的沿着垫圈244的外径ODE在前端或上游端406a到后端或下游端406b之间延伸的形状。每个压缩式垫402的前端406a和后端406b都优选位于离开链轮212的中心或者中心纵轴CL一个共同的径向距离(还可参看图8、8a)，并且最为优选地，前端和后端406a、406b都位于垫圈244的外径ODE上。在前端和后端406a、406b之间，外表面406可以具有任何所需的形状或外形，然而它相对于平分压缩式垫402外表面406的中点406c对称。于是，优选地，垫圈244包括一个由对称压缩式垫406形成的对称外表面或外径ODE。另外，外表面406在其前端和后端406a、406b之间优选是平滑的，并且或者是平面形的或者沿着垫圈244的外径ODE平滑地和成弧形地延伸。
于是，形成了每个压缩式垫402的外表面406，从而在滚子230移动到与链轮212啮合时，垫402从前端406a到后端406b受到了链条的链环248的均匀地一致地压缩。换句话说，继续参照图12所示的例子，每个压缩式垫402的压缩梯度(compression gradient)均匀地分布在就位滚子228与下一个啮合滚子230之间。
位于每个垫圈244的相继压缩式垫402之间的凹槽404横向或轴向(即，平行于链轮212的中心轴CL)延伸，在滚链链节板位于邻近已就位和枢转滚子228的部分，对垫圈244提供最小地压缩或不压缩，在那里压缩仅有很少好处或几乎没有好处。另外，凹槽404提供弹性材料在其中形成压缩式垫402的后端406b的空隙或空位，并且在每个滚子的啮合及那个滚子的随后通过链轮卷折部232的旋转期间能够移动。
现在参照图12b，每个凹槽404由至少一个从凹槽404的圆弧中心408延伸的半径R2限定(在所述的实施例中，凹槽404由至少两个半径限定)。同样地，齿间254、258的齿根面256、260的一部分分别由从由半径Ri′限定的齿根面部分的圆弧中心410延伸的半径Ri′限定。
因此，在所示的例子中，可以在圆弧中心410、圆弧中心408和链轮212的中心CL之间画出一条径向线412。可以看出垫圈244，更具体地说是压缩式垫402和凹槽404，相对于链轮212而定向，从而凹槽404的圆弧中心408沿着径向线412而对齐。一般地说，根据本发明，每个垫圈244的每个凹槽404定位成从链轮212的齿间254、258中的一个径向向内、并在圆周方向上与其对齐。最为优选的是，每个凹槽404被从链轮212的中心CL延伸并通过圆弧中心410的径向线412二等分。并且，尽管此处所示的凹槽404由半径，如半径R2，限定，然而也可预期凹槽可以其他的方式限定或构成，即凹槽可以由一个或多个平面和/或其它非平面形成。
现在参照图12c，链轮212沿顺时针方向11旋转(同图12相比)直到滚子230完全就位成与链轮212成两点驱动接触。可以看出，当两个连续的滚子228、230与链轮212啮合时，压缩式垫402的外表面406在其前端和后端406a和406b之间被均匀地压缩一个量249，如图12c所示。
现在参照图12d，滚子282如图所示在由垂直于滚子和齿侧的短线286a指示的点处与啮合齿侧相接触。滚子284如图所示在其占据的齿间内的部位286b处与非啮合齿侧相接触。在辊子282当前位置与目前由滚子284占据的角位置之间的某处将发生辊子282在其在图12d所示的角位置上的向前行进，直到其接触到相邻齿的非啮合齿侧为止。
图12e显示出链轮212在箭头11的方向转过小于齿角A的某个角度，直到滚子282接触到由线S、S′指示的两齿侧这一瞬间为止。如前所述，为了实现这个状态，为了使接触出现在两齿侧上的点S、S′处，滚子282必须径向向内移动一段距离288，并进一步压缩橡胶垫圈244的垫。实际上，在其从啮合齿侧接触前进到非啮合齿侧接触时，滚子282的中心可以待在节园直径PD上。在两种情况下，垫圈244都阻止在链轮卷折部232中的滚子发生振动，而该振动会引起该滚子与链轮齿的间歇地接触，从而导致不希望的宽频噪音的产生。
应当注意的是，与任意模式相反，在许多常规模式中可以设置不同组链轮齿。在所有场合，在一个链轮上设置两套不同的链轮齿提供了一种用来分散通常与链轮齿的形状基本上相同，并由其引发的啮合频率冲击噪音的装置。啮合频率噪音的降低和宽频噪音的降低可通过变更从一个齿廓到下一个齿廓的滚子-到-链轮的初始接触的点和节奏，以及通过缓冲或弱化在啮合过程期间滚子离开跨距并与链轮碰撞时的滚子的啮合冲击来实现。
上述随机啮合滚链驱动链轮212有两组链轮齿，每组具有不同的采用齿根修正的齿廓。然而，可以预期的是，两套链轮齿的仅仅一套被使用和/或采用齿根修正。还可以预期的是，第一和/或第二多个链轮齿中的仅仅某些采用齿根修正。
曲柄轴链轮，这种通常在链驱动中最小的链轮，通常是噪音的主要来源。而典型的大型从动凸轮轴链轮也会促进噪音级的产生，只不过通常其程度小于曲柄轴链轮而已。然而，从动链轮，尤其是其尺寸几乎与驱动链轮相同或略小时，就会成为噪音的主要产生者，用平衡轴链轮和泵用链轮的情况就是如此。于是，本发明的特征也可以有利地以凸轮轴或者从动链轮的方式使用。
可以理解，可以对公开的非对称齿廓特征进行略微地变更，而基本上不会背离本发明中用以得到噪音减小的优点的链和链轮啮合动力学。举例来说，啮合非对称齿侧轮廓可以近似为渐开线形式，而非啮合非对称齿侧轮廓可以近似为另一种不同的渐开线形式。出于制造和/或质量控制原因，或者仅仅是为了改进部件尺寸度量，可对这些轮廓作一些细微的改变。
也可以预期的是，一个或多个本发明的垫圈244可以安装到已知的ISO-606柔顺量链轮或任何其他具有对称形成的齿和齿间的诸如链轮12(图2)这样的链轮，以便相对于采用已知的垫圈，如垫圈144(图6-6b)，的ISO-606柔顺量链轮得到NVH收益。现在参照图13a，一个ISO-606柔顺量链轮512包括多个对称的链轮齿514。连续的相邻链轮齿配合来形成一个具有齿根面518的对称齿间516。至少一个弹性垫圈244安装到链轮512上。优选地，垫圈244安装成与链轮512的每个轴向表面相邻，从而齿514如上所述相对于链轮212轴向定位于两个垫圈244之间。
在图13a所示的实施例中，每个凹槽404由至少一个从凹槽404的圆弧中心520延伸的半径R2限定(在正在描述的该实施例中，凹槽404由至少两个半径限定)。同样地，每个对称齿间516的齿根面518由从由半径Ri限定的齿根面的圆弧中心522延伸的半径Ri限定。可以在由半径Ri限定的齿根面部分的圆弧中心522和链轮512的中心(未示出)之间画出一条径向线524。垫圈244，更具体地说是压缩式垫402和凹槽404，优选地相对于链轮而定向，从而由半径R2限定的凹槽部分的圆弧中心520定位成至少最接近径向线524。在这种情况下，径向线524可以画成至少通过每个凹槽404的一部分。优选地，由半径R2限定的凹槽部分的圆弧中心520位于径向线524上。在这种情况下，径向线524二等分凹槽404。一般地说，如上所述，优选为垫圈244的凹槽404分别定位成从齿根面518径向向内、并且至少部分地在圆周方向上被齿根面518重叠覆盖。
图13b部分地示出了一个包括根据本发明的垫圈244的链轮512′。除了另外显示和描述的以外，链轮512′和固定于其上的垫圈244与刚才描述的并在图13a中显示的链轮512相同。然而，链轮512′进行了略微地改进，即齿根面518(假想地示出)得到了减少，从而铲齿了的518′形成了在连续的齿514之间的根部的至少一部分。具体地说，形成了铲齿了的齿根面518′，从而相关滚链的滚子(参见图14中的滚子R1)在完全就位于齿间516′中时不会接触到铲齿了的齿根面518′。铲齿了的齿根面518′可以由一个或多个半径和/或一个或多个平面限定，并且铲齿了的齿根面518′自身的形状由于其从不接触滚链的滚子，因而是不重要的。
铲齿了的齿根面518′的精确位置和长度可以改变而不会背离本发明的总体范围和目的。优选地是，如所示出的，铲齿了的齿根面518′相对于齿间516′对称地形成，即绕二等分齿间516′的径向线524对称地形成，尽管这不是必须的。然而，在最低限度，重要的是，相关滚子在完全就位于齿间516′中时，在齿间516′的中心处，即在径向线524处，与链轮隔开。
对于对称链轮512、512′或者任何其他对称链轮来说，根据本发明形成的对称垫圈244相对于已知的″锯齿状″垫圈或其它具有非对称外表面的垫圈具有显著的优点，即垫圈244可以安装或夹物模压(insert-molded)到链轮齿514的任一侧而不用向后安装。换句话说，如果垫圈244固定到对称链轮，如链轮512、512′上，则不管其旋转方向如何，垫圈244都能正常地起作用。于是，在安装操作中，装配时间和失误降低了，而在夹物模压操作中，链轮512、512′放置在注模(injection mold)中并将垫圈直接浇铸于此，不需要链轮放置成正面朝上。
图14示出了图13b的链轮512′，并且显示出一个优选的垫圈构形和位置，其中每个压缩式垫402包括一个平的外表面406，该平的外表面平行于弦或平行于在两个相邻滚子R1、R2都完全就位于它们各自齿间516′并定位成与压缩式垫402的相反端部邻近时这两个滚子中心之间延伸的线段CR12。如此，压缩式垫402被在滚子R1、R2之间延伸的链环压缩一个均匀的量X49。其中该垫成形和设置，从而表面406是平的，并平行于线段CR12，以及表面406沿其长度被在相邻完全就位滚子R1、R2之间延伸的链环均匀地压缩的这个关系被称作Tau(T)＝0o。
已经参照优选实施例对本发明进行了描述。显然，在阅读和理解了说明书后会对其它部分作出改进，本发明意图包括在落入到后附权利要求书或其等效要求的范围之内的范围。
例如，应当理解的是，当i)啮合侧滚子就位角β大于非啮合侧滚子就位角β′；以及ii)啮合侧滚子就位角β等于非啮合侧滚子就位角β′并且啮合侧形状不同于相邻的非啮合侧形状，如当啮合侧包括一个齿侧平面270等时，本发明的齿间实施例可被归类为非对称的。并且，啮合非对称齿形可以近似为渐开线形状，而非啮合齿形可以接近一个不同的渐开线形状。
尽管垫圈244以在此处描述为固定到各种链轮212、512、512′的轴向突出轮毂上，然而本领域普通技术人员会认可：一个或多个垫圈可以直接固定到链轮的相反的正面和/或背面，而不是固定到轮毂上。这会，例如连同不包括轴向延伸的轮毂的链轮一起出现。垫圈必须如此处所述简单地定位于邻近链轮齿和齿间，以便如上所述接合相关滚链的链节板。

Claims (22)

1.一种链轮，包括：
一个轮毂；
多个从所述轮毂径向向外突出的齿；
至少一个定位成与所述齿邻近的垫圈，所述垫圈形成多个通过凹槽彼此隔开的压缩式垫，每个所述压缩式垫相对于一个圆周方向的中点而对称地形成。
2.如权利要求1所述的链轮，其特征在于所述多个压缩式垫的每个包括一个具有离开所述轮毂的中心相同的径向距离的一前端和一后端的外表面，所述链轮绕所述轮毂的中心旋转。
3.如权利要求1所述的链轮，其特征在于所述至少一个垫圈包括定位成分别与所述齿的相反的第一和第二轴向面相邻的第一和第二垫圈。
4.如权利要求3所述的链轮，其特征在于，所述第一和第二垫圈安装在所述轮毂上。
5.如权利要求1所述的链轮，其特征在于，所述至少一个垫圈安装在所述轮毂上。
6.如权利要求1所述的链轮，其特征在于，所述凹槽包括轴向延伸的凹槽，所述凹槽与分隔所述多个齿中的连续齿的齿间径向对齐。
7.如权利要求3所述的链轮，其特征在于，所述凹槽包括轴向延伸的凹槽，所述凹槽与分隔所述多个齿的连续齿中的齿间径向对齐。
8.如权利要求1所述的链轮，其特征在于，所述凹槽由中心置于各自凹槽圆弧中心的半径限定，并且所述链轮的所述多个齿被至少部分地由中心在各自齿根圆弧中心的半径所限定的齿根面分隔，并且每个所述凹槽圆弧中心与所述齿跟圆弧中心中的一个对齐。
9.如权利要求1所述的链轮，其特征在于，每个压缩式垫包括一个由一拱形表面形成的外表面。
10.如权利要求1所述的链轮，其特征在于每个压缩式垫包括一个由一平面形成的外表面。
11.如权利要求10所述的链轮，其特征在于每个所述压缩式垫适合于包括一个平行于一个线段的外表面，所述线段当两个关联的滚子完全就位于各自的相邻的齿间中时在关联链条的这两个关联的滚子之间延伸。
12.如权利要求1所述的链轮，其特征在于所述多个齿被一个对称的齿间彼此分开。
13.如权利要求1所述的链轮，其特征在于所述多个齿被一个非对称的齿间彼此分开。
14.如权利要求12所述的链轮，其特征在于所述多个齿被一个齿根面彼此分开，所述齿根面适合于是一个铲齿了的表面，该表面在关联滚子完全就位于所述齿间内时与该关联滚子间隔开。
15.如权利要求1所述的链轮，其特征在于所述多个齿包括至少两个不同的齿廓。
16.如权利要求15所述的链轮，其特征在于所述至少两个不同的齿廓绕所述轮毂随意定位。
17.如权利要求1所述的链轮，其特征在于所述至少一个垫圈由一种弹性化合物组成。
18.一种链轮，包括：
一个轮毂；
多个从所述轮毂径向向外突出的齿；
至少一个定位成邻近所述齿的垫圈，所述垫圈形成一个包括多个形成于其中的轴向延伸凹槽的对称外表面。
19.一种链轮，包括：
一个轮毂；
多个从所述轮毂径向向外突出的齿；
至少一个定位成邻近所述齿的垫圈，所述垫圈包括多个通过凹槽而彼此隔开的压缩式垫，所述垫圈可在第一和第二相反的旋转方向上同样地操作。
20.一种链轮，包括：
一个轮毂；
多个从所述轮毂径向向外突出的齿；
至少一个定位成邻近所述齿的垫圈，所述垫圈形成多个通过凹槽而彼此隔开的压缩式垫，所述压缩式垫的每个包括一个具有离开所述轮毂的中心相同的径向距离的一前端和一后端的外表面，所述链轮绕所述轮毂的中心旋转。
21.如权利要求20所述的链轮，其特征在于每个所述压缩式垫的所述外表面包括一个平面。
22.如权利要求21所述的链轮，其特征在于每个所述压缩式垫的所述平的外表面在所述前端和所述后端之间延伸，并包括前端和后端。
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