自行车花鼓设计之 轴承支撑结构的变迁

　对于早期的卡式散珠花鼓而言，左右轴承的支撑点往往相隔比较远，很接近叉钩的位置，并且轴心是钢质的，设计上具有相当大的冗余度，因此人们很少去担心其强度和寿命。

　　Figure 1 一个典型的shimano滚珠花鼓，其右侧支撑轴承放在了塔基的右侧，轴壳通过一个钢质或钛质（XTR和DURA-ACE级别）的支撑壳体传递受力到轴承上。

　　在这种结构中，右侧的支撑力和来自塔基的驱动力都是通过同一个部件，即整合在塔基系统内部的支撑壳体（图中的support hull部件），来传递到轴壳上的。因为塔基内部空间狭小，在这个支撑壳体的外侧必须容纳整个棘轮系统以及塔基轴承，限制了其厚度，因此只能使用钢材或者钛合金来制作，难以削减重量。

　　为了简化结构、削减重量，现在的大多数花鼓都改为使用了一个相当简单的结构，即取消支撑壳体，而直接把右侧支撑轴承放置在轴壳右侧。

　　Figure 2 支撑结构简化后的花鼓——可以看到右侧轴承如此靠近中心线，以至于其承受了9成以上的载荷。

　　使用了这种结构的花鼓轻而易举地获得了巨大的优势，结构非常的简单，并且还能全部使用易于加工的铝材来制作，其设计和生产变得如此的缺乏技术含量，以至在中国一大堆看上去长得几乎一模一样的花鼓如雨后春笋般冒出来。另一方面，结构的简化也促使花鼓系统轻易地突破了重量的下限，低于200克一对的花鼓已不再是什么难事，而来自于美国的dash公司甚至造出了前后仅为30/84克的难以置信的花鼓！

　　Figure 3 难以置信的轻量化——一对重量仅为114g的dash花鼓。

　　除了简化结构，削减花鼓的重量还可以通过使用更薄（小）的轴承来达成。

Figure 4 常用轴承的规格

　　从上面的表格可以看到，使用更薄（小）的轴承的减重效果简直就是立竿见影，相比较而言，要从轴壳或者塔基上挖掉一些重量就困难多了。

　　但是，这两种减重方式在本质上是互相抵触的。省略掉了支撑壳体的花鼓，其右侧轴承是如此的靠近中心线，以至于其承受了8-9成的载荷。而轴心也几乎处于最恶劣的受力状况下。

　　Figure 5 轴壳两侧轴承的受力必须满足总和等于总载荷、相对于花鼓中心点的合力矩为零这两个条件。这意味着右侧轴承越靠近中心线，其承担的载荷就越大。

　　Figure 6 将花鼓轴心简化看作点受力的简支梁，其最大弯矩即发生在载荷加载处， ，可以看出当P在中心时梁的弯矩最大。

　　Figure 7 点受力的状况下，挠度（图中的y值）在中心点取得最大值。 ，易知当P在中心时（即a=b时）挠度最大。

　　因此，厂家不得不使用更厚或更粗的轴心来满足强度以及刚性的要求。这也是为什么近年来花鼓轴心越做越粗的原因，12mm口径的轴心已经过时了，15、17mm口径的轴心变得相当常见，更有甚者，fulcrum在他们的山地轮组上使用了20mm的轴心！而在轴承普遍都是分置两侧的年代，轴心的直径仅仅是10mm，直接贯穿整个花鼓，但是却没有人担忧过它们的强度。与其说这是一种进步，还不如说这是为了轻量化而不得不付出的代价。

　　Figure 8 早期的花鼓轴心通常都是一根轴心贯穿全轴，并且口径统一为前9mm后10mm。而叉钩的卡槽口径也是这个数字。过去的车架规格制定者们也许没有想到现代的花鼓会面临这么严重的强度问题吧:D

　　Figure 9 20mm的轴心？我可没觉得这有什么值得宣扬的。

而轴心口径的增加也意味着必须使用更大的轴承。但是从图4可以看到，更大的轴承却会增加不少的重量。为了不增加重量，花鼓厂商不得不使用更薄的轴承，而这却导致了花鼓能承受的载荷明显下降，并且耐用度也堪忧。

　　Figure 10 为了降低重量，多数的花鼓品牌都在高端系列上使用更薄的轴承——一个相当方便快捷的方式，可是却付出了耐用性的代价。

　　也许有人会说，“即使是68系列轴承的动载荷能力也有200kg左右啊？这已经绰绰有余了吧？”

　　虽然200kg已经远超出了骑行者的体重，但是实际的情况却是，在骑行中轮组受到路面的不断冲击，传递到轴承上的瞬间载荷可以轻易超越轴承的承受能力。这也是为什么台湾产的花鼓绝大多数都不耐用的原因——一小部分原因是防水结构不好，而最大的原因往往是轴承在冲击中损坏。人们常可以感觉到即使从来没有在雨天使用这些花鼓，但是它们的轴承还是在几百公里的骑行后便变得不润且有颗粒感。

　　相较之下，轴承分置两边并且滚珠直径较大的Shimano花鼓（当然也包括早期的Campagnolo和Suntour花鼓……可惜Campagnolo现在已经把结构改掉了，Suntour已经不入流了），一向拥有无敌的耐用度，笔者曾经保养过一个有十年历史的6500花鼓，已经使用了十几年且从未拆开维护过，当打开轴档之后发现里面的黄油居然还保持有Shimano“神油”特有的绿色，简直是叹为观止。

　　粗略地做了一个FEA的对比。模拟轴心外径为15mm，厚度1.5mm，长度120mm，忽略快拆压力，竖向载荷45kgf（大概相当于人+车70kg的情况下，后轮的典型受力），分别模拟了支撑点离中心35/12.5mm，和48/45mm两种情况：

　　Figure 11 轴承间距为35/12.5mm的情况下，轴心发生的形变量。最大形变量约为0.025mm，模拟图作了100倍的放大。

　　Figure 12 轴承间距为35/12.5mm的情况下，轴心所受的应力。最大应力约为33.7Mpa（对于花鼓上常用的铝合金，因应不同牌号和热处理方式，其屈服强度在250-500Mpa范围内）。

　　Figure 11 轴承间距为48/45的情况下，轴心发生的形变量。最大形变量约为0.002mm，模拟图作了100倍的放大。

　　Figure 12 轴承间距为48/45mm的情况下，轴心所受的应力。最大应力约为12.6Mpa。

　　一部分有“追求”的（或者说是……有良心？我也不知道怎么形容:P）也意识到这在力学范畴上说是一种很糟糕的设计，从而费尽心思地把右侧轴承往右移。支撑壳体的结构在近年也大有卷土重来之势。

　　Figure 13 Mavic的花鼓一向都沿用支撑壳体的设计，但是为了让其容身于塔基内部，塔基的内侧轴承不得不使用了一个尼龙滑动轴承，壳体上用的轴承是小而厚的型号，轴心分成两段，右段是一个钢质的小口径边塞，并且由于驱动结构仍然做在壳体上，壳体的厚度也是相当厚。这让Mavic的花鼓难以减重，算不上一个成功的设计。

　　Figure 14 Easton最近发布的echo系列花鼓重新起用了支撑壳体结构，从而一扫以往R4花鼓轴承寿命极差的坏名声。其驱动结构改为做在塔基底部，从而使得壳体的厚度能够减小，既保证了轴承耐用度，又确保了轻量化。

　　Figure 15 Chris King花鼓引以为豪的Drive Ring结构。其巧妙地把行星齿轮机构放置在轴壳右侧轴承的左边，避免了DT花鼓上行星齿轮占用轴壳右侧大量的宝贵空间的缺点，增加了花鼓的寿命，而且还获得了一种独特的响声。

　　Figure 16 散装花鼓领域的厂商其实从未落后过——alchemy最新的ORC-UL花鼓，直接把右侧支撑轴承放在了整个塔基的右边，通过可拆卸的支撑壳体固定在轴壳上。因为轴承是如此的靠外，其得以使用直径为11.6mm、厚度仅有1.3mm的轴心。这种巧妙的设计令其重量降到了195g之谱，并且防水性和耐用性在散装花鼓市场上可算是首屈一指。当然其高达180/440美刀的售价也让国内消费者望而生畏：“为毛我要用10倍的钱去买一个看上去和久裕没啥区别的花鼓？”呵呵。

　　Figure 17 至于极端轻量的领域还是老样子。Tune通过把右侧支撑轴承和塔基轴承二合为一（该轴承被称为XOT轴承），令支撑点右移——不算是一个彻底的方法，但是好歹也有点用。

　　总而言之，虽然花鼓内部的结构往往难以被一般的消费者所了解和分辨，其反映到表面上就仅剩下秤上的重量，以及难以被量化讨论的耐用性而已。厂商在这方面投入的研究，往往比不上在花鼓外壳、轮圈、辐条上的修改来得吸引眼球，但是其实这方面的改进一直都是“暗流涌动”，一直都没有停止过。反观一些台产的花鼓，只会简单地通过压榨轴承尺寸的方式来减重，导致了秤上数字漂亮但是耐用性完全说不过去的境地，跟国外的品牌在设计水平上的差距越来越大，只能靠低价冲击市场。这种状况真的值得业内人士的反思。

　　（来源：philipeleven的新浪博客 ）