FT156FMI发动机摩托车变速器同步带轮选用标准压力角为20.，齿顶高因数为1.0.这样选用对摩托车来讲无论从噪声还是从强度来讲，都不是最优的。

  慈溪市贝力同步带轮有限公司是一家专业从事同步带、同步带轮、齿轮行业的专业生产企业。座落于长三角经济区桥头堡慈溪市逍林，西接世界最长杭州湾跨海大桥，东临中国第一深水港北仑，交通极为便利。
　　该点齿面载荷法向力为6摩擦系数OiX接触点处的压力角从上式可知，在进弧区，摩擦力矩抓=，此摩擦力增大了齿面的法向法压力，而且向上移动越接近节圆时，所增加的摩擦力矩越大，直到节圆处力矩的增加达到最大。刚超过节圆，摩擦力随着滑动方向的改变而变得与进弧区的方向相反。
　　0变速器同步带轮噪声产生的原理对同步带轮在啮合运转过程中，同时接触齿数和齿面接触线总长经常发生变化。在变化的瞬间，轮齿负荷发生很大的改变，形成冲击力，使轮齿振动产生噪声。这种噪声是由于同步带轮啮合机理造成的，称为啮合噪声或设计噪声。同步带轮的设计噪声只有从设计上改变其唯合机理才能降低，例如保证齿面接触线总长不变，就不会产生冲击力造成的噪声，另外如减小单齿载荷以减小冲击力，也可达到降低噪声0变速器同步带轮的改进设计方法增大同步带轮副的重合度FT156FMlSa机变速器同步带轮是直齿同步带轮，因此本文只讨论直齿同步带轮副的重合度对噪声的影响。直齿同步带轮在啮合过程中，当牙齿开始接触时，齿面接触线就沿着齿长方向分布到全齿宽上，并且主动轮的接触线总是由齿根移向齿顶，从动轮正相反，由齿顶移向齿根。直齿同步带轮齿形重合度基圆齿距设尺为的整数值，尺1为的小数值，般直齿同步带轮的皆在1和2之间，即12，尺=1.当同时接触齿数为2时，单齿载荷为总载荷的50；当接触齿数为1时，单齿承受全部载荷。这就是说，当接触齿数改变瞬间，理论上轮齿载荷会发生成倍的突变，因此产生较高的噪声。当23时，尺= 2.当同时接触齿数为2时，单齿载荷为总载荷的50；当3个齿同时接触时，单齿载荷为总载荷13，单齿载荷的突变量较12时的同步带轮副减小约3倍左右，所以2时的同步带轮噪声较小，而当=2时，理论上单齿载荷无变化，噪声最低，然而轮齿的齿根应力和冲击力振动等不仅和单齿载荷量突变量的大小有关，还和轮齿负荷发生突变的单齿受力点距离齿根的远近有关。受力点离齿根越近，作为悬臂梁，轮齿所受弯曲力矩的力臂就越短，齿根受到的冲击力矩越小，产生的冲击力也越小，轮齿受冲击产生th式中民齿顶圆半径由上式可知，重合度中的小数值私越大，载荷作用点离齿根越近，齿根弯曲应力越小，同步带轮运转越平稳安静，所以在同步带轮设计中应尽可能采用大谈如何设计高强度低噪声同步带轮副的问。
  目前公司拥有先进的同步带和带轮的生产、加工、检测等设备。关键技术人员在同步带传动行业有十几年的设计、研发经验。紧跟国际潮流，参照国际标准生产、加工，产品质量在行业内有口皆碑。产品畅销全国20多个省、自治区、直辖市，并出口欧美、澳洲、东南亚等国家和地区，得到了国内外客户的一致认可和好评。
　　国内外些摩托车变速器同步带轮己采用长齿齿顶，即齿顶高系数设定为1.31.5.根据资料，对高档位同步带轮如轴同步带轮副，超速档同步带轮副的齿顶高系数应该2=1.3，齿面重合度，应该5=1.8.低档位同步带轮如档同步带轮副首先以提高强度为主。
　　由于同步带轮受负荷产生的变形以及同步带轮制造中的齿向误差及支承刚度的影响等造成的扭转变形等等的影响，使轮齿沿齿向啮合接触不均或轮齿偏端接触。这对轮齿的非常损坏和啮合噪声都会引起不良影响。为此对齿向必须进行修整，齿向修形主要是采用齿向呈鼓形齿，从而防止齿端接触。根据大量对比试验丁156厘1发动机变速器中的高速齿般采用鼓形齿，即沿轮齿长度方向应做成中凸形，般中齿向鼓形量主要应考虑轴线平行度及同步带轮组合误差值，修整法3.
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　　从主动同步带轮的节圆到其啮合起始圆的这段齿形弧段称为进弧区，从节圆到其齿顶这段齿形称为退弧区。同步带轮在啮合过程中，齿面有摩撺力，其齿面接触由进弧区移到退弧区时的摩擦力方向在节圆处发生突变在进弧区，齿面相对滑动的滑动速度方向是朝着齿顶，因此摩擦力的方向正好相反，是向着齿根。
　　修形高度么！=办取在双齿啮合区中点。
　　齿面啮合从进弧区到退弧区的瞬间，摩擦力的突变量是它本身的2倍，所以产生的噪声较大。采用退弧大于进弧的设计，可以获得较小的啮合的噪声。据此可采用下列噪声指标1！
　　发动机变速器同步带轮的降噪改进设计□王庆文口程建荣正确进行轮齿修形等改进措施，使发动机变速机的噪声得到明显改善。
　　正确进行同步带轮修形直同步带轮由双啮齿合过渡到单齿啮合再过渡到双齿啮合，使轮齿受载发生突变同样产生冲击和噪声。这种现象的产生即使制造精度很高的同步带轮也难以避免，过去人们设计同步带轮精度总是尽可能的接近理论齿形，实践证明，有高速负载传动时，符合理论齿形的同步带轮反而不能较好地满足使用要求，采用齿顶齿根修形和齿向修形后，有效地改善了啮合性能，使齿宽载荷均布，提高承载能力，降低了冲击和噪声。确定自己的产品修形要求时最有效的途径是进行大量的试验，以获取适合本同步带轮的齿形向要求，在生产中予执行，般同步带轮精度等级的同步带轮此值是常数A2克服哨合过程中由双对齿向单对齿嗤合过程过渡引起负荷突变的修形量，其值与负荷成正比。
　　ET156FM发动机变速器的部分参数直齿同步带轮参数轴常啮合档档档档齿顶高系数注中齿顶高系数栏内上面数值是主动同步带轮的，下面数值是从动同步带轮的按噪声指标分配同步带轮的变位系数①控制滑动比的噪声指标氏，众所周知，在基圆附近的渐开线齿形敏感性非常高，曲率变化很大，齿面间的接触滑动比非常大，因此在基圆附近轮齿传力时力变化较激烈，引起轮齿振动，产生较大的噪声，而且齿面容易磨损。所以在同步带轮设计时应使啮合起始圆尽可能远离基圆，在改进设计时，我们采用了啮合起始圆直径远离基圆直径的距离要大于15的分度圆齿距，按这个规定设计的变速器同步带轮副多数噪声还是较小的。控制最大滑动比的噪声指标战6的公式如下db哺合起始圆直径，控制摩擦力的噪声指标办实践发现，对于某些升速传动同步带轮如超速档和齿数比较近的同步带轮副，只采用噪声指标你6，还不足以达到降低噪声的目的，必须同时采用噪声指标好和氏才能有效地降低噪声。
　　曲率半径也心主动同步带轮和从动同步带轮基圆直径a节，上压力角在选择好同步带轮的基本参数和变位系数后，按公下面介绍利用噪声指标选择变位系数以达到降低超速档同步带轮噪声的实例7156厘1发动机变速器超速档按原设计生产的同步带轮副主动同步带轮的齿数4，从动同步带轮齿数18噪声级般在92，以上，有的高达96招。曾采用过许多措施，噪声始终降不下来。最后发现原设计的同步带轮变位系数是按噪声指标疚61.，进行控制，经再次计算，它另噪声指标01高达1.394，远远大于1.0.后来在同步带轮副总变位系数+0.262不变的情况下，调整两轮的变位系数，主动同步带轮的变位系数由0.08增加至+0.262，从动同步带轮的变位系数由+0.34减至0，经计算的最低降至82迅。以上实例说明对高速档同步带轮特别是升速传动同步带轮副，只控制噪声指标战6降噪声效果不大此时必须同时控制，和两个噪声指标，降低噪声的效果较明显。
　　修整量如下推荐值6.=25 5为齿宽e=0.003m，为模数参考文献1董敬主编。摩托车结构设计2现代机械传动手册。编辑委员会编3同步带轮手册。机械工业出版社A编辑志凌邮政编码广东。528000收稿日期2000年5月
　　齿面受力发生突变，导致牙齿发生振动而产生噪声。另外进弧区越大，齿面压力的增加幅度也越大，噪声也越大。在退弧区情况正好相反，因此工作较平稳，噪声较小。
　　②采用小压力角减小同步带轮的压力可增加重合度，减小轮齿的刚度，并且可以减小进入和退出啮合时的动载荷。所以这些都有利于降低噪声。压力角=20.的标准齿形制对摩托车变速器同步带轮不是最优的。试验资料明，在强度方面，直齿同步带轮的，=28.时强度最高，超过28.强度增加不多，齿顶严重变尖，径向分离力过大。从噪声方面来讲，=15时所产生噪声比，=20.的要小。因此我们在FT156FMI发动机变速器的改进设计中，高档位同步带轮副采用，15.的压力角，以减小噪声；低档同步带轮副采用，28.的压力角以增加强度。
　　3mm和相啮合的同步带轮根不得有根切及齿顶千涉，只，加齿顶高系数项即可降低噪声。
　　增大齿顶高系数，不仅可以降低噪声还可以提高轮齿的强度，减小轮齿的振动，减小动载荷。清华大学汽车系的同步带轮动态和载荷试验报告中提出，当齿形系数超过2时，啮合振动频率和高频振动会显著下降。当齿形系数增大后，轮齿的单齿啮合将远离齿顶，齿根扭矩减小，齿形系数7值增大，因而提高了齿根的抗弯强度。另外，由于齿顶高的增大，齿面接触应力下降，因此在，大齿顶高的前提下，减小模数和压力角，才能达到既保证同步带轮强度又可较多地降低噪声的效果。
　　附是经改进设计后的FT156FMI发动机变速器直齿同步带轮的参数，其除档外皆大于2.2，齿顶高系数除档及档从动同步带轮外皆1.3，其承载能力及噪声与未改进前有明显的提高。