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只有脱离了摸索和模仿，对躺车相关的基本问题认真思考，广泛采集数据，把经验上升到理论并反复验证，分析讨论，达成共识用以指导设计制作，才能说躺车开始成熟。这必须依靠有志躺车的同好一起努力。 这是练内功，躺车要发展离不开这一步。抛砖引玉，我来开个头吧！ 中心对称面上的弯曲 去掉躺车上和自行车通用的东东，就只剩下车架和座椅。按下座椅不表，先说车架。 我们第一个关心的是够不够结实——会不会坐坏？ 坐下去以后车架会下塌，人起来能恢复，这叫弹性形变。形变超过一定限度，塌下去起不来了，产生永久形变（塑性形变），却没断裂，就不能说强度不够，而是刚度不足。金属材料做车架，只要刚度够，强度肯定绰绰有余。仅仅结构不破坏，但扭曲得不成样子，并不是我们的目标。躺车车架的垂直弯曲形变不能超过一定限度，这个限度就是躺车标准之一， 可惜现在还没有。怎么办？ 一是参考自行车标准。躺车车架和单梁的自行车相似，完全可以借鉴，例如用反向设计求出的车架刚度作为躺车的参考。 二是根据一般机械设计标准决定，例如座椅负载70kg时，最大挠度小于轴距的1/500，或小于1.5mm。究竟该是多少，还望大家讨论。 跨度对挠度的影响远大于材料和截面积：其它条件相同时，跨度增加26%，挠度就猛增一倍，两者是立方关系。 仅就这点看，两轮低躺的轴距比高躺大，要保持相同挠度，本来就比较长的梁又需要较大的截面，因此车架会比较重。 事实上车架压塌的情况非常少见，最常见的是撞击使前叉后退使车架拱起，应该予以足够重视:  车架的强度如何，还得经过实际使用的检验，或用模仿实际骑行的方式检测。例如上面说的撞击，《GB 3565-2005自行车安全要求》是这样检测的：  可见也完全适用于躺车车架。而车架/前叉组合落下试验就不一样了：  典型的菱形车架凤凰26轻便车的实测数据是：  以团购躺车为例，估算数据是：  我们做个定性的分析比较： —————————————————————————————————— 重心 后仰角 重心升高 前轴升高 —————————————————————————————————— 26轻便车 21.4%轴距 24° 45.3mm 416mm 团购躺车 64 %轴距 63° 430 mm 1040mm ——————————————————————————————————— 撞击的能量来自负荷的势能。 忽略车架自重和轴承摩擦，同样的检测方式，26轻便车的势能为70×0.0453=3.171千克米=31.1焦；团购躺车为70×0.43=30.1千克米=295.8焦，是前者的9.5倍！ 再看冲击力。 26轻便车前叉滚轮上的重力是70×0.214=14.98（千克 ），团购躺车是70×0.64 =44.8（千克 ），躺车大2.99倍。另一方面，自由落下的高度分别是416mm和1040mm； 自由落体末速度与高度是平方关系（v^2=2gh)，躺车前叉滚轮接触钢砧的瞬时速度是26轻便车的3.08倍，冲量就是3.08×2.99=9.21倍。可以认为两者减速为0的时间一样，躺车在这个试验中的冲击力是26轻便车的9倍以上。 事实上躺车不可能后仰63°——人都大头朝下了，这显然不符合实际骑行状态。可见这项测试完全不适合躺车。如果用后仰（前轮上抬）24°或前轴升高400mm代替可能更接近实际。 天津市自行车研究所《自行车车架前叉疲劳试验方法剖析》一文认为，日本JISD9401-84标准中的车架、前叉组合件振动试验方法比我们现行的冲击疲劳试验方法为合理，更具科学性：  西德DIN14-7900一84标准是在木障高12.5mm、 木障间距0.597m的滚筒上进行，天津市自行车研究所用同规格木障铺在路上，由体重为70kg左右的人骑行速度为8．022km／h模拟这项试验。结论是“成车动态试验方法较为合理，模拟了实际骑行的受力状态。但若作为一种疲劳试验方法则强化不够。其振动频率和振幅还有待于做更进一步的研究来确定”，并指出：“其平均应力值与平坦路面1 6km／h速度骑行时的平均应力值接近。……滚筒试验是一种可在室内进行的整车振动试验，目前已有许多国家采用。 如果适当加大振幅(提高木障的高度)或提高振动频率(加快滚筒的转速)是可以研究作为一种成车疲劳性能试验方法的。” 天津市自行车研究所用的是更直接的办法：体重为70kg左右的骑行者，在平坦的柏油路面上以24km／h和16km／h的速度骑行，从120mm高的台阶上慢速骑行做前、后轮跌落试验。 这对躺车车架测试极具参考价值。 这些测试是通过贴在车架不同部位的应变片取得数据的；躺车车架的测试同样也应该采用。 应变片相当便宜，电路也很简单，就看谁开这个头了。这个问题有时间可以专题讨论。 以上内容都是关于成品车的 ，目前好像对躺车DIY用处不大。 是的。用碗口粗的管子做车架，想必强度就不成问题了。为什么没人这样干？ 减重是个潜在因素。研究的目的之一是弄清车架内部的应力，在保证使用要求的前提下去掉冗重，减轻车架。尽管这是个讲究奢华的时代，但简洁依然是工程设计永恒的追求。 但这不是躺车DIY现阶段的目标。因为依靠经验或凭感觉，选材和结构都倾向大些以求保险，就算选小了也不过刚度稍有不足，并不影响使用，只是骑行感觉不同而已；而躺车现在还根本谈不到像公路车那样考虑车架刚度的区别。 车架刚度的检测 这是普通自行车用的方法之一，比较简单可行：“ 把车架安装在试验台或类似试验台的夹具上，在中轴附近装置百分表并校零，在中轴两侧挂上法码30kg。这时由于车架变形，中轴处下降△米，中轴处的刚度系数k=30/△ (kg／米)=294/△ (牛／米)” 躺车没有中轴，曲柄轴也在前端，可以在车架正对骑行人重心下方处加载和测量。注意人体重心位置，最好自己实测一下，一般人的估计差得很多的。刚度系数可借鉴普通自行车。适用于不带减震器的车架。 小结 ☆车架的刚性是我们关心的重点。 ☆减小跨度（轴距）是提高刚度的有效方式 ☆重视前管和车梁结合部的强度和刚度 ☆一些可供参考的检测方法 ☆重心位置对动态性能（振动特性、冲击及疲劳强度等）有决定性影响 横向弯曲和扭曲 作用在自行车上的力除了负载（骑行人和载荷的重量），还有蹬踏力和转向操纵力。 操纵力不大，先不考虑，而蹬踏力对车架的影响不亚于负载。 蹬踏力的特点 1变化范围大：重力是恒定的，而蹬踏力是变化的。滑行时腿部不用力，踏板上只有腿的重量；良好路面的平路，时速18公里左右时蹬踏力约12公斤；较差的路面25～30公斤；上坡、顶风或加速时站起来摇车相当于体重（70公斤左右），而瞬时猛踩可高达140公斤！ 2周期性：每踏一周，每侧踏板的蹬踏力变化一次 3左右交替：两个踏板上的蹬踏力错开180度 4作用在中心对称面两边，相距270mm左右 在菱形车架上，这个相当大的力除了直接扭转车架，还使链条把曲柄轴和后轴拉近引起后三角侧向弯曲。如果车架这方面刚度不足，车架就“软”，影响骑行感觉。反复变化的力还会引起车架的疲劳。菱形车架横向刚度远低于纵向刚度，因此有必要测试扭转疲劳强度。  可以看到，在侧视（XY平面）、前视（YZ平面）和顶视（XZ平面）三个平面中都有引起形变的作用力存在。在蹬踏力最大的摇车时，情况更复杂：  在躺车上，蹬踏力和重力是分开的，因此踏板上的作用力比普通自行车要小，并且接近车架的轴向，而轴向是材料的最佳受力方向 ，同时链条的拉力方向又和蹬踏力基本重合，因此躺车车架的受力情况要比普通自行车单纯。  另一方面，躺车的蹬踏力和重力（负载）大小相近，它不是引起扭转，而是产生横向弯曲；而躺车车架多采用单梁形式，其抗弯截面模量是各向同性的，纵向刚度达到要求，横向刚度就可得到保证。 躺车曲柄轴的受力和自行车中轴有很大区别。自行车中轴是车架最重要的结合件，也是主要承力件，又是蹬踏力的受力件，因此它是车架上强度最大的部分：它的厚度是车架管的一倍*。而躺车曲柄轴仅仅承受蹬踏力，双脚（连腿）在踏板-曲柄上的重力不过10公斤左右，又是与蹬踏方向接近垂直，可见曲柄轴处所需向上的支撑力很小，向前的蹬踏力由于有链条拉力的抗衡也不大，螺丝锁紧的套管夹紧力就足以应付就是证明。  在躺车上，蹬踏力在牙盘上和链条拉力是一对反作用力，曲柄轴对车架的作用力基本上是轴向力。可见首管的设计只须考虑侧向的弯曲刚度即可。 以上只是躺车曲柄轴部分受力分析，实际情况最好通过实测或模拟，拟另行讨论。 *以28“平车为例：B3F(A3)钢，上管1.1；前管、立管、立叉1.2；下管1.4；平叉1.5；上接头、后接头 1.7；下接头2；中接头（五通）2.7 车闸的影响 车闸可分两类：V刹、钳刹、吊刹等在车圈制动，碟刹、抱刹、涨刹、倒（脚）刹等在车轴或靠近轴处制动。 作用在车轮上的制动力相当大。根据自行车安全标准的要求，时速25公里时制动距离不得大于7米；由此可计算出制动力F。 设人与车质量m=85kg，制动距离7m，初速v=25km/h=6.94m/s，S=7m；由v^2=2aS可求得a=3.44m/s^2；制动力F=ma=85×3.44=292.4N≈30Kgf。 制动力由两个车轮分担，每轮约15公斤。26“车轮半径32cm，车圈半径28cm，碟刹碟片平均半径8cm，在车圈处制动力为15×32/38≈17公斤，在碟片处为15×32/8=60公斤。 圈闸的制动力平均作用在后叉两边，每边仅8.5公斤；而碟刹的60公斤制动力都集中在单边。另一方面，后叉是本来是按弯矩向轮轴方向减小设计的，碟刹座正处于承载小弯矩的位置，这是相当不利的。下图中间表示后叉本来的弯矩分布，叉腿强度就是按此设计的，可见圈闸制动力产生的弯矩远远低于该处的设计弯矩，而碟刹恰恰相反：  事实上已经有碟刹导致后叉断裂的例子，必须引起注意： 建议将碟刹座同时和平叉立叉都连接固定。 颠簸和减震 重心位置影响路面不平引起的颠簸 因为前后轮是相继通过障碍的，前轮的跳动是以后轮为轴的转动，所以车架不同位置跳动量也不同。在前轮正上方，跳动量等于障碍的大小；在后轮正上方就变为前后晃，不是上下跳了。 仍以前述两车为例： 车型 重心位置 26轻便车 78.6% 团购躺车 36 % 设前轮遇到100mm障碍，26轻便车鞍座处跳动约100-79=21mm，而团购躺车座椅跳动达100-36=64mm。而障碍在后轮时，跳动分别为79mm和36mm。可见坐式自行车只需后轮减震就能有效减少颠簸，但躺车的颠簸主要来自前轮，后轮跳动小于坐式，其减震作用也相对较小，所以躺车的颠簸比坐式车厉害。 鞍座和座椅处的弹性是影响颠簸程度的主要因素。弹性应该多大，却没有相关资料，只能通过其他途径寻找。 实测一款后轮减震折叠车，鞍座加68kg（150磅）时降低39mm（约1.5吋)，即100磅/吋。 这是鞍座处的弹性，应换算为后叉的弹性。该车后轮上抬量为1.9吋（48mm），重心在80%，后轮负荷0.8×150=120磅，故后叉弹性是63.2磅/吋； 用逆向设计法，该车减震器为1,500磅/吋，减震叉长384mm，减震器距转轴82mm，臂长比4.68。由杠杆原理可知，后轴处的行程是减震器的4.68倍，而压力却是减震器的1/4.68，即弹性是减震器的1/4.68^2=1/21.9，约68.5磅/吋。不同途径得到的的数据仅差8.4%，相当接近。 另外根据一种悬臂式鞍座的资料，也是每100磅下压1吋；可见座椅处的弹性取100磅/吋是合适的，可以作为减震器选择的参考。 减震器的选择 前面说过，在杠杆系统不同位置处的弹性系数与该点到支点距离的平方成反比。决定了座椅处的弹性系数，就可以根据座椅在前后轴间的位置，分别求出前、后轴的等效弹性系数。例如重心在轴距36%处的躺车，按座椅处等效弹性系数100磅/吋计算如下： 前叉即可按41磅/吋选用。后轮是摆式减震，可以根据减震器的弹性系数决定臂长 比，也可以根据臂长比选择减震器。例如减震器选500磅/吋，500/13=38.5，√38.5=6.2，此即臂长比。 如果减震器轴线与其力臂有夹角θ，实际的减震磅数就要乘sinθ。 减震器磅数越大，接头到转轴的距离就越小，该处应力也越大，因此减震器磅数宜小。小的臂长比对结构和强度都有利，但摆臂式受制于车轮尺寸，而后三角形式则不受限制。 通过以上分析可以看到，躺车减震前轮的作用约占3/4，而且普通自行车后轮减震系统比躺车的要求硬5倍，可见躺车减震的设计原则和普通自行车大相径庭。 一般结构与受力 三躺车架通常由十字交叉的纵梁和前桥组成。纵梁除了受到和前面的两轮躺车车架相似的力，还有前桥施加的力。 纵梁和前桥结合处的受力情况十分复杂，作用力也相当大，不同的结构形式在这方面有很大区别: 前桥 前桥包括前轴（横梁）、转向节（羊角、指轴）和主销等。对前桥的要求是： 1强度足够 2保证前轮定位准确，刚性好 3转向系统摩擦力小，耐磨 4重量轻 前桥两端的主销有不同结构，最常见的是用自行车碗组的拳形和关节轴承的叉形。小橘的这个帖子介绍得非常详细：http://www2./bbs/thread-42922-1-31.html 前轴 前轴用得最多的是圆管，但承弯性不及工字梁和方管。前轴弯矩由前轴载荷、轮距和与纵梁的结合方式决定，安全系数取静载荷的5～7倍，垂直方向是水平方向的2.5～3倍。 前轴承受的负荷有垂直平面内的弯矩（侧滑时加大）： 水平面内遇障碍和紧急制动时有水平弯矩以及制动时的扭矩。前轮受到冲击，前桥就会对纵梁在水平面形成相当大的扭矩；而两个前轮很少会同时遇到障碍，所以前桥会经常摆动，在与纵梁结合处形成相当大的交变应力: 紧急制动时，垂直负荷加大（称为重量转移），水平弯矩达到最大，并伴随巨大的扭 矩，是最严重的情况。重量转移和重心高度成正比，和重心到后轮的距离成反比。 当车身倾斜和曲线运动时会产生侧滑，此时横向力最大；而制动扭矩在拳部最大。 前轴的允许负荷应比实际有效静载荷大2倍以上。 以一辆三躺为例，看看这些力的大小。数据如下：前轮2×20"，后轮26"，轴距100cm，轮距78cm，载荷70kg，自重20kg，重心高45cm，距后轴60cm。 垂直负荷：总重20+70=90，前桥静载荷G=90×60/100=54，重量转移系数m： m=φh/b+1 式中，φ-车轮与地面附着系数，取0.7；h-重心高；b-重心至后轴距； 故m=0.7×45/60+1=1.525，前轴垂直载荷为：1/2mG=0.5×54×1.525=41.18，不平路面载荷系数δ取2.5，则实际有效载荷为41.18×2.5=103，允许载荷2×103=206（kg）。 水平面内，前轮制动力为X=1/2mGφ=41.18×0.7=28.8，该力形成水平弯矩。 制动力在拳部扭矩最大：M=Xr=28.8×0.25=72（kgm），r-滚动轮半径。 以上数据可供设计参考。 转向节 为了减小前轮轴（转向节指轴）的应力，应尽量减小转臂，主销中心线要尽量靠近车轮中心线，和前轮轮毂内侧轴承较近。指轴直径应按侧滑负荷选择。 依前例，侧滑弯矩M=G/2×[(φr-C)(1+2φh/B)]，式中，G 前桥静载荷，54；φ-横向附着系数，取1；r 滚动半径，250；C 车轮中心至内侧轴承距离，35；h-重心高，450；B 轮距，780。 有M=12500；指轴根部应力σ=M/W。选45#钢，σ=61,12500/61=205，则直径d=12.7mm；A3或B3钢σ=47，则直径d=14mm。 车架结构的影响 紧急制动时水平面内的力对前轴形成弯矩，不同结构的车架上弯矩不同。单纵梁十字形车架力臂最长，弯矩最大；双纵梁形式较小；框架式座椅焊在前轴上的形式最优： 侧滑时的横向力使座椅相对车架移动，在单纵梁上形成扭矩，也是另两种车架较合理： 前轮定位 讨论前轮定位，首先要明白三轮躺车和两轮躺车在平衡方面的根本区别。 两轮躺车和自行车一样，只有在运动中才能保持平衡，要避免倾倒就一定要向倾斜方向转向，它们是分不开的；在结构上这是靠转向轴的后倾形成正伸距来保证的。 三轮躺车是静平衡的，并不需要用转向来保持平衡，主销的倾角要由其他因素决定。 主销后倾 转向轮在受到干扰偏离原来的方向，正伸距能产生恢复力矩，负伸距则会加速偏离。正伸距可取40～50mm。得到正伸距最方便的办法就是主销后倾： 主销内倾 由于结构上的原因，转向轴无法与前轮中心重合，转臂较大，指轴的力臂和弯矩也大。主销内倾使转向轴与地面的交点向前轮着地点靠近，减小了转臂： 主销内倾的一个重要作用，就是转向时重心会升高，因此能得到回正力，增加了方向稳定性。 前轮内/外倾 从上图可见，前轮外倾能进一步减小转臂和指轴的弯矩，但也使前轮以轮轴延长线与地面的交点为圆心转向，必须用前束校正，造成轮胎的不均衡磨损，同时又减小了轮距，因此必要性不大。 残疾人竞赛和运动的轮椅因为既不能妨碍双臂活动，又要以宽轮距获得高稳定性，所以下宽上窄，有很大的内倾；对三轮躺车并无必要，它既使指轴的弯矩加大，又减小了车体有效空间： 所以三轮躺车除了主销后倾，前轮相互平行即可。四边形独立悬挂系统不在此例。 |
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