發(fā)動(dòng)機(jī)非圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性仿真分析

中圖分類號(hào)：U464 DOI：10.16578/j.issn.1004.2539.2025.06.003

0 引言

正時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)作為發(fā)動(dòng)機(jī)的重要組成部分，決定著發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)排氣門的開閉狀態(tài)，進(jìn)一步影響著發(fā)動(dòng)機(jī)的傳動(dòng)性能[18-10。在正時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)中，相比齒輪傳動(dòng)和鏈傳動(dòng)，帶傳動(dòng)具有運(yùn)行平穩(wěn)、傳動(dòng)精度高、傳動(dòng)噪聲低等優(yōu)勢(shì)2。當(dāng)前關(guān)于正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)的研究，主要是針對(duì)正時(shí)系統(tǒng)嚙合傳動(dòng)過程中產(chǎn)生的帶齒應(yīng)力、傳動(dòng)誤差等運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)特性的研究。CALLEGARI等3通過建立正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)的多體模型，模擬正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)運(yùn)行，為探究正時(shí)系統(tǒng)中凸輪軸帶輪轉(zhuǎn)矩變化情況提供了基礎(chǔ)理論。MANIN等4通過數(shù)值模擬與試驗(yàn)，對(duì)比分析了在不同轉(zhuǎn)速下正時(shí)系統(tǒng)傳動(dòng)誤差的影響因素。倪浩以8輪系統(tǒng)為研究對(duì)象，探究了不同工況下正時(shí)系統(tǒng)皮帶張力和傳動(dòng)頻率對(duì)傳動(dòng)誤差影響規(guī)律，并提出了帶齒的修形方案。龍尚斌等建立了不同布局下的正時(shí)帶傳動(dòng)模型，并通過數(shù)值仿真得到了同步帶各帶段的張力。盧小銳等針對(duì)四缸汽油機(jī)正時(shí)同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)，分析了曲軸轉(zhuǎn)角對(duì)系統(tǒng)傳動(dòng)的動(dòng)態(tài)性能的影響。胡清明等8-9不僅研究了同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)特征，還分析了正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)在不同工況下的動(dòng)力學(xué)性能研究的方向。

正時(shí)帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)中要求降低振動(dòng)，同時(shí)保證系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行。近年來，在同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)中應(yīng)用橢圓帶輪替代傳統(tǒng)的發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸帶輪，在不增加傳動(dòng)誤差的基礎(chǔ)上，有效減小了正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)，備受研究人員關(guān)注。在帶傳動(dòng)中應(yīng)用偏心量技術(shù)，國內(nèi)外學(xué)者對(duì)非圓正時(shí)帶傳動(dòng)的振動(dòng)特性進(jìn)行了相關(guān)研究。KAGOTANI等在準(zhǔn)靜態(tài)工況下，從傳動(dòng)誤差的角度研究了偏心輪對(duì)兩輪同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)特性的影響。SOPOUCH等針對(duì)特定偏心量下的正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)，研究不同轉(zhuǎn)速下正時(shí)系統(tǒng)的帶張力，并觀察到共振現(xiàn)象。REMOND等證明，在不同轉(zhuǎn)速下合適的橢圓輪參數(shù)能使動(dòng)態(tài)特性中的凸輪軸角速度達(dá)到最小。WANG等[3]從動(dòng)力學(xué)的角度采用增量諧波平衡法證明，非圓輪可以有效降低凸輪軸角速度變化。ZHU等[4通過建立動(dòng)力學(xué)模型證明，非圓帶輪參數(shù)在整體扭轉(zhuǎn)振動(dòng)方面優(yōu)于圓形正時(shí)系統(tǒng)。孫志宏等通過在并條機(jī)中應(yīng)用偏心輪帶傳動(dòng)機(jī)構(gòu)證明，在帶傳動(dòng)中應(yīng)用偏心輪能使系統(tǒng)傳動(dòng)更加平穩(wěn)。孫新城等通過試驗(yàn)驗(yàn)證證明，在3輪非圓同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)中偏心輪能有效降低傳動(dòng)周期偏差，提高傳動(dòng)的穩(wěn)定性。在正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)中應(yīng)用合適偏心距的橢圓曲軸帶輪，可以減少嚙合傳動(dòng)過程中產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩波動(dòng)，減小傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)。

綜上可知，當(dāng)前非圓正時(shí)帶傳動(dòng)的研究主要是針對(duì)單個(gè)特定偏心量和特定工況下的正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)，在不同轉(zhuǎn)速下探究偏心量對(duì)正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)性能影響的研究還相對(duì)較少。為此，本文以一種發(fā)動(dòng)機(jī)7輪輪系正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)為分析對(duì)象，建立標(biāo)準(zhǔn)圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)和不同偏心量的正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)多體動(dòng)力學(xué)模型；針對(duì)不同轉(zhuǎn)速進(jìn)行動(dòng)力學(xué)特性仿真分析，為正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)與研究提供依據(jù)。

1基于虛擬樣機(jī)技術(shù)的非圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)建模

為探究非圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)性能，用圖1所示的橢圓曲軸帶輪代替發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)中的圓形曲軸帶輪。其中， Ψ_a 為長軸， b 為短軸，長短軸差值 Δr 定義為橢圓帶輪偏心量。由文獻(xiàn)[17]可知，過大偏心量會(huì)使正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)傳動(dòng)不穩(wěn)定，因此，建立偏心量分別為1、 2mm 的橢圓帶輪剛體模型。

7輪系統(tǒng)指由多體動(dòng)力學(xué)模型中曲軸帶輪、張緊輪、進(jìn)排氣凸輪軸帶輪等7個(gè)剛性體帶輪與正時(shí)帶共同組成的正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)。根據(jù)文獻(xiàn)[18]中的正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)布局參數(shù)，在該布局上應(yīng)用橢圓帶輪技術(shù)，建立圖2所示的多體動(dòng)力學(xué)模型。設(shè)置正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)初張力為 300N ，對(duì)近排氣凸輪軸帶輪施加4500N?mm 負(fù)載。為減小縱向振動(dòng)對(duì)仿真的影響，定義邊界條件的軸向位移為0。設(shè)置正時(shí)皮帶與帶輪的接觸方式為GEOcontact接觸。在嚙合傳動(dòng)的過程中，正時(shí)帶柔性體與帶輪剛體在接觸位置處會(huì)產(chǎn)生極大的變形，應(yīng)力會(huì)集中在極大變形的齒根與齒槽處。為更好反映正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性的變化趨勢(shì)，還需要在正時(shí)帶上增加圖2所示的分析節(jié)點(diǎn)P 、Q。仿真時(shí)間設(shè)置為1s，步數(shù) s=500 ，A點(diǎn)為曲軸帶輪的嚙入點(diǎn)，按順時(shí)針對(duì)各帶輪嚙入嚙出點(diǎn)定義，分別為 A～N 點(diǎn)。

在正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)行過程中，曲軸帶輪轉(zhuǎn)速為動(dòng)力源，過高的轉(zhuǎn)速會(huì)對(duì)正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)的傳動(dòng)效率、帶齒應(yīng)力等產(chǎn)生影響。因此，本文主要研究曲軸帶輪轉(zhuǎn)速為1000、2000、 3000r/min 情況下，偏心量對(duì)正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)性能的影響。

2正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)應(yīng)力分析

不同偏心量下正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)帶齒應(yīng)力隨轉(zhuǎn)速變化的規(guī)律如圖3所示。

以轉(zhuǎn)速 V=1000r/min 下正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生的帶齒應(yīng)力為例，在前 0.2s ，系統(tǒng)處于加載狀態(tài)，齒根處應(yīng)力處于不穩(wěn)定狀態(tài)；在 0.35～0.75s ，分析節(jié)點(diǎn)P 由 A 點(diǎn)出發(fā)，經(jīng)歷一個(gè)完整運(yùn)行周期。結(jié)合運(yùn)行時(shí)間和正時(shí)皮帶與各帶輪之間嚙合情況，分析節(jié)點(diǎn)在各帶段產(chǎn)生的應(yīng)力波動(dòng)規(guī)律。

曲軸帶輪轉(zhuǎn)速的增加會(huì)使齒根的彎曲變形更加明顯。當(dāng)轉(zhuǎn)速從 1000r/min 增加至 3000r/min 時(shí)，標(biāo)準(zhǔn)圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生的帶齒應(yīng)力從91 ?334N/mm² 增加到 129.368N/mm² 。而偏心量 1mm 橢圓曲軸帶輪可以使嚙合傳動(dòng)過程中的彎曲變形得到一定改善。因此，當(dāng)轉(zhuǎn)速從 1000r/min 增加至 3000r/min 時(shí)，偏心量為 1mm 的非圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)帶齒應(yīng)力從90.633N/mm² 增加到 99.529N/mm² ，但在不同轉(zhuǎn)速下都小于標(biāo)準(zhǔn)圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)。偏心量 2mm 的非圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)在 3000r/min 下產(chǎn)生的帶齒應(yīng)力僅為 100.510N/mm² ，但在其他轉(zhuǎn)速下產(chǎn)生的帶齒應(yīng)力卻遠(yuǎn)大于標(biāo)準(zhǔn)圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)。

3正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)傳動(dòng)性能分析

3.1正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)變化規(guī)律

正時(shí)皮帶運(yùn)動(dòng)軌跡如圖4所示，各嚙入與嚙出點(diǎn)定義與圖2相同。正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生振動(dòng)的主要部位處在正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)松邊，遠(yuǎn)離自動(dòng)張緊器的D＼～G段。其中， FG 段在系統(tǒng)運(yùn)行過程中受到來自進(jìn)排氣凸輪軸帶輪角速度波動(dòng)的影響不斷撞擊導(dǎo)向惰輪，產(chǎn)生較大振動(dòng)。本文研究正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)中 FG 段的橫向振動(dòng)。

不同偏心量的正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)在 FG 段產(chǎn)生的最大橫向振動(dòng)隨轉(zhuǎn)速的變化如圖5所示。分析表明，對(duì)于標(biāo)準(zhǔn)圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)，轉(zhuǎn)速增加會(huì)導(dǎo)致正時(shí)皮帶與帶輪之間的相對(duì)滑動(dòng)現(xiàn)象增加，引起帶不平衡力矩加劇。標(biāo)準(zhǔn)圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生的最大橫向振動(dòng)從1000r/min 下的 1.901mm 增加到 3000r/min 下的2.784mm 。偏心量 1mm 的橢圓帶輪會(huì)隨著轉(zhuǎn)速增加抵消更多不平衡力矩，降低 FG 段產(chǎn)生的最大橫向振動(dòng)。因此，偏心量 1mm 非圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)在 FG 段產(chǎn)生的最大振動(dòng)從 1000r/min 下的 1.286mm 降低到 3000r/min 下的 1.054mm ，且在不同轉(zhuǎn)速下都低于標(biāo)準(zhǔn)圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)。在低轉(zhuǎn)速下，過大偏心量會(huì)增加不平衡力矩，導(dǎo)致偏心量 2mm 產(chǎn)生的最大橫向振動(dòng)高于標(biāo)準(zhǔn)圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)。

2.5/ 2015 1.0 三0.50標(biāo)準(zhǔn)圓偏心量1mm偏心量2mm1000 轉(zhuǎn)速（r/min）

3.2正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)傳動(dòng)誤差變化規(guī)律

3.2.1凸輪軸角速度波動(dòng)

正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)傳動(dòng)誤差主要來自進(jìn)排氣凸輪軸帶輪在不完全嚙合區(qū)產(chǎn)生的角速度波動(dòng)和轉(zhuǎn)矩波動(dòng)[-12。不同偏心量的正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)從動(dòng)輪凸輪軸角速度隨轉(zhuǎn)速變化的規(guī)律如圖6所示。分析表明，在標(biāo)準(zhǔn)圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)中，隨著轉(zhuǎn)速增加，正時(shí)皮帶應(yīng)力分布的不均勻性增加，導(dǎo)致傳動(dòng)中產(chǎn)生的凸輪軸帶輪角速度峰值不斷升高；當(dāng)轉(zhuǎn)速達(dá)到 3000r/min 時(shí)，凸輪軸角速度波動(dòng)為 36.045rad/s 。偏心量 1mm 的橢圓帶輪可以抵消一部分系統(tǒng)的不平衡力矩，隨著轉(zhuǎn)速增加，抵消不平衡力矩的效果更加明顯。因此，偏心量 1mm 的非圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)在 3000r/min 下的凸輪軸角速度峰值僅為 9.649rad/s 。當(dāng)轉(zhuǎn)速達(dá)到2000r/min 時(shí)，偏心量 2mm 的非圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)接近共振頻率，在 AN 段產(chǎn)生大量振動(dòng)，自動(dòng)張緊器調(diào)節(jié)功能失效，凸輪軸角速度峰值達(dá)到 34.428rad/s_o 過大偏心量會(huì)加劇凸輪軸載荷的不均勻分布，偏心量 2mm 的非圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)角速度波動(dòng)大于標(biāo)準(zhǔn)圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)。

3.2.2凸輪軸轉(zhuǎn)矩波動(dòng)

不同偏心量的正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)從動(dòng)輪凸輪軸轉(zhuǎn)矩隨轉(zhuǎn)速變化的規(guī)律如圖7所示。分析表明，在轉(zhuǎn)速增加的情況下，正時(shí)皮帶與帶輪之間出現(xiàn)的相對(duì)滑動(dòng)現(xiàn)象增加，會(huì)產(chǎn)生更多不平衡力矩。因此，標(biāo)準(zhǔn)圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)在 3000r/min 時(shí)，凸輪軸最大轉(zhuǎn)矩峰值達(dá)到 2174.763N?mm 。而偏心量 1mm 的橢圓曲軸帶輪的非圓齒廓可以改善這種滑移情況，使正時(shí)皮帶與帶輪之間的接觸更加均勻，從而抵消一部分不平衡力矩。偏心量 1mm 的非圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)抵消的不平衡力矩較多，在不同轉(zhuǎn)速下都能有效降低正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生的凸輪軸轉(zhuǎn)矩峰值，且在 3000r/min 下轉(zhuǎn)矩峰值僅為 1510.088N?mm 。而對(duì)于偏心量 2mm 的非圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)，在 3000r/min 下產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩峰值為 2 145.497N?mm ，低于標(biāo)準(zhǔn)圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)；但在 2000r/min 時(shí)，該非圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)處于共振狀態(tài)；且在 1000r/min 下產(chǎn)生的凸輪軸轉(zhuǎn)矩峰值高于標(biāo)準(zhǔn)圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)。

3.3正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)干涉變化規(guī)律

3.3.1嚙合干涉量波動(dòng)

正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生的動(dòng)態(tài)干涉通常發(fā)生在正時(shí)皮帶與帶輪的接觸區(qū)域。隨著接觸應(yīng)力增加，產(chǎn)生的動(dòng)態(tài)干涉也隨之增加。不同偏心量下的正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)嚙合干涉量隨轉(zhuǎn)速變化的規(guī)律如圖8所示。分析表明，隨著轉(zhuǎn)速增加，標(biāo)準(zhǔn)圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)的最大干涉量從 1000r/min 下的 0.444mm 增加到3000r/min 下的 0.510mm 。轉(zhuǎn)速增加，正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)沖擊載荷也相應(yīng)增加，導(dǎo)致正時(shí)皮帶與帶輪之間接觸應(yīng)力升高，干涉量增加。而橢圓曲軸帶輪的非圓齒廓可以使帶的接觸應(yīng)力分布更為均勻。對(duì)于偏心量為 1mm 的非圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)，隨著轉(zhuǎn)速增加，其最大干涉量由 1000r/min 下的 0.463mm 降低到3000r/min 下的 0.455mm ；且在不同轉(zhuǎn)速下，相比標(biāo)準(zhǔn)圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)都能有效降低干涉量。但是，對(duì)于偏心量為 2mm 的橢圓曲軸，帶輪轉(zhuǎn)速在2000r/min 時(shí)，非圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)處于共振狀態(tài)，接觸應(yīng)力變化加劇。

3.3.2嚙合干涉速度波動(dòng)

不同偏心量的正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)嚙合干涉速度隨轉(zhuǎn)速變化的規(guī)律如圖9所示。分析表明，振動(dòng)頻率影響干涉速度波動(dòng)，且干涉量波動(dòng)與干涉速度波動(dòng)都與接觸應(yīng)力有關(guān)。隨著轉(zhuǎn)速增加，標(biāo)準(zhǔn)圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)頻率逐漸升高，干涉速度峰值逐漸增加，從 1000r/min 下的 702.932mm/s 增加到 3000r/min 下的 830.118mm/s ，影響正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)穩(wěn)定性。偏心量 1mm 的橢圓帶輪在一定程度上可降低正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)不平衡性，使正時(shí)皮帶與帶輪之間的接觸更為平穩(wěn)；且隨著轉(zhuǎn)速的增加，改善效果更加明顯。因此，偏心量 1mm 的非圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)在不同轉(zhuǎn)速下產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩峰值都低于標(biāo)準(zhǔn)圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)，且3000r/min 下干涉速度峰值為 471.533mm/s 。而偏心量 2mm 的非圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)因?yàn)槭艿焦舱竦挠绊?，?2000r/min 下產(chǎn)生的速度峰值為 771.144mm/s ，高于標(biāo)準(zhǔn)圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)。

4結(jié)論

建立了不同偏心量下的7輪非圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)的多體動(dòng)力學(xué)模型。通過多體動(dòng)力學(xué)仿真分析，探

究不同轉(zhuǎn)速下偏心量對(duì)標(biāo)準(zhǔn)圓與非圓正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生的帶齒應(yīng)力、系統(tǒng)橫向振動(dòng)、凸輪軸角速度和轉(zhuǎn)矩波動(dòng)及嚙合干涉波動(dòng)的影響。主要結(jié)論如下：

1）偏心量 1mm 的橢圓曲軸帶輪在不同轉(zhuǎn)速下都能降低正時(shí)皮帶產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力，降低正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)的帶齒應(yīng)力。

2）在正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)中，應(yīng)用偏心量 1mm 的橢圓帶輪可以避免共振現(xiàn)象。通過減少正時(shí)皮帶的滑移、抵消不平衡力矩等方式，可降低正時(shí)帶傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生的橫向振動(dòng)、傳動(dòng)誤差與動(dòng)態(tài)干涉。

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Dynamic characteristics simulation analysis of engine drive systems with non-circular timing belt

HUQingming1，2，3LIHongyang1SUN Dandan’GUO JianhualJIANG Tianyi4 （1.School of Mechanical and Electrical Engineering，Qiqihar University，Qiqihar 161oo6，China）

（2.Engineering Technology Research Center for Precision Manufacturing Equipment and Industrial Perceptionof Heilongjiang Province，Qiqihar 161o06，China）

（3.Collaborative InnovationCenterforIntellgentManufacturingEquipmentIndustrialization，Qiqiharl6oo6，China） （4.School of Mechatronics Engineering，Harbin Institute of Technology，Harbin15ooo1，China）

Abstract：[Objective]Asanimportantindextomeasuretheperformanceofengine'snoise，vibrationandharshnes （NVH），thedynamiccharacteristicsof the timing belt drivesystemaregreat significance toresearchontheenginetiming system.[Methods]Theresearchobjectwasthetimingbeltdrivesystemofseven-pullyengines.Byapplyingtheeliptical pulleytechnologyinthecrankshaftpulley，themulti-bodydynamicsmodelof thetimingbeltdrivesystematdifferent eccentricitywasestablished.Theinfluencelawonthedynamicperformanceofthetimingsystematdiferentcrankshaft speeds wasexploredbyanalyingthebelttoothstress，transversevibration，camshaftangularelocitytorqueandmeshinginteference fluctuation.[Results] The results show that the non-circular timing belt systemwith 1mm eccentricity has the uniform stress distribution，smallvibrationamplitude，lowtransmissionero，lessinterference，stableoperationandexcellentdyamic performanceinacertainrange.Itlysfoundationforresearchingonthedynamicperformanceofnon-circulartimingbeltdrive systems at different crankshaft speeds.

KeyWords：Non-circular timingbelt drivesystem; Dynamic characteristics;Multi-body dynamics analysis