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摘要：国内外现有的双人自行车，两位车手在骑行过程中实质上都共用一套踩踏系统，一般情况下在同一时间只是单一地利用某个踩踏速度较快的车手所输出动力，不能体现双人双力的优点。此次课题设计的动力合成的双人自行车采用差动轮系的结构，利用其双自由度的优点，进行双动力源的同时输入，为两位车手提供了独立的踩踏系统，使踩踏效率互不影响，进行有效的动力合成，使自行车在骑行中更为省力。
关键词：动力合成；双人自行车；差动轮系；环保
The dynamic synthesis of the tandem bicycle
Abstract：The current available tandem bicycles are divided into tandem type and side by side type in structure.In this two kinds of structure，both drivers are using a set of trample system essentially during the riding process，In general，it can't reflect the double advantage that just use the driver's power output who has the faster trample speed.The subject of Power of synthesis bicycles use the structure of differential gear train，take the advantages of double freedom degrees，proceed the double power source input at the same time.It provides independent trample system for the two drivers，and makes trample efficiency not affect each other.Then processing the valid Power synthesis，so it can be more easily during riding process.
Keywords：power of synthesis，tandem bicycle，differential gear train，environmental protection
1 绪论
目前，交通难已经是一公认世界性的难题，再加上汽车尾气对环境的污染，使之成为制约城市发展、降低城市生活幸福指数的一大要素。在欧美一些国家绿色出行健康出行已经成为主流、自行车更是一种时尚的标志，在我国更拥有自行车王国的美名，自行车产销量占到世界产销量的一半以上，达到年产销6000万辆以上，其出口市场的占有量更高。
就自行车消费市场而言，有单人自行车和双人（多人）自行车两种。双人自行车优点是适合俩人结伴出行旅游、观光、休闲、双驱省力等，而传统的双人自行车也存在自身的缺点：两位车手不具有独立的踩踏系统，往往出现踩踏速度较慢的车手使不上力的情况。这就是传统双人自行车的弊端。
本课题“动力合成的双人自行车设计”就很好的解决了以上问题。其特点就是“动力合成”。即将两位车手所提供给车的动力进行有效合成，合理利用了两位车手的输出力，真正达到双人双力的特点。采用的方法是利用差动轮系的双自由度进行两个原动力的输入，整车有两个单独的踩踏系统，分别通过两个动力驱动自行车前进，将两个动力源的输出功率进行有效叠加，达到省时省力的效果。而这样的合成因为动力源之间不存在相互干扰就能使动力进行叠加，所以不需要车手掌握任何骑普通单人自行车外的骑行技能。从而通过行星轮的行星轴输出动力合成后的力。
因此该双人自行车的设计的意义有着更大的关注性结合了单人自行车和双人自行车的优点，这一优点将为其赢得独有的市场。
2 差动轮系方案设计
2.1 2K-H型负号锥齿轮差动机构方案具体设计
由于本次差动轮系是用于自行车上，因此尤其要求结构简单，特别是轴向距离要尽可能短，质量也要较轻。为减小设计尺寸并且结构简单，本次设计的总体方案选用2K-H型负号锥齿轮差动机构。为使两位车手在骑行过程中的费力情况相同，所以采用两个相同的太阳轮作为动力输入。同时为了充分发挥行星齿轮传动的优点，应采用能够补偿制造误差，是各行星轮均匀分担载荷的均载机构。均载机构可降低载荷不均匀系数，提高载荷能力，降低噪音，提高运转平稳性和可靠性，降低齿轮制造精度等优点。因此次设计采用两个相同的行星齿轮。即对称式2K-H型负号锥齿轮差动机构。其结构原理图如图2.1。
图2-1 2K-H型负号锥齿轮差动机构原理图
1，3）大锥齿轮（太阳轮） 2，4）小锥齿轮（行星轮）
H）行星架 Ⅰ，Ⅲ）太阳轮转臂 Ⅱ）后车轮中心轴
图2-3 双人自行车运动合成原理
该装置安装于后车轮中心，前车手踩踏脚踏，通过链传动将动力输入到飞轮1，后车手也通过链传动将动力输入到飞轮2，飞轮1安装于大锥齿轮1上，飞轮2安装于大锥齿轮3上，大锥齿轮1和大锥齿轮3分别作为2K-H型负号锥齿轮差动轮系的两个动力源的输入端，壳体与行星齿轮轴H连成一体，构成行星架，行星架作为有效合成动力的输出端。壳体做成自行车花鼓形式，将自行车的钢丝固定在车轮钢圈和壳体之间，最终实现了自行车的前进。
为了使前后车手在踩踏过程中费力情况相同，则该差动轮系中
，故
（2-1）
由式（1）化简可得：
当太阳轮1和太阳轮3作为动力源输入，行星架H作为输出时，有
（2-2）
3 确定各传动的传动比
3.1 确定链传动的传动比
此设计链传动比
为脚踏处链轮与安装于太阳轮转臂上的飞轮的齿数比，与两者直径比相一致，一般控制在2.3-4.0的范围内。利用速比关系可取得骑行时所必要的功率和必要的速度。速比要合适，如果太小，无论人的肌力有多大，由于不能充分提高转速，所以就得不到大的输出功率。也由于速比小，在限定的曲柄转速下，得不到必要的骑行速度（后轮转速）。速比过大时，要求的踏力也大，容易使人疲劳。为了保持不疲倦的持续骑行，而且双人自行车主要用于休闲娱乐，速比无需太大，在此设计中取 =3。即
（3-3）
3.2 差动轮系的传动比
由式（2-2）可知，太阳轮大小一致时，行星架转速与太阳轮齿数和行星轮齿数无关，始终为两者输入的一半。将式（2-3）代人式（2-2），得
（3-4）
4 差动轮系的运动和动力参数
查表得2K-H型负号锥齿轮差动机构的传动效率为0.97—0.99。在此设计中我们取0.98。
取滚动轴承传动效率
，齿轮传动效率
，滑动轴承效率
。
4.1 各轴转速
因为飞轮安装在轴Ⅰ上，故其转速与飞轮转速相同，由原始数据知
，即主链轮转速为
，主链轮通过链传动将动力传递到飞轮上，又因为
，所以飞轮的转速为 
，即
Ⅰ轴（1号太阳轮转臂）
因为轴Ⅱ为后轴，后轴用于固定车架，故该轴为固定不动轴，即
Ⅱ轴（后轮中心轴）
轴Ⅲ转速与轴Ⅰ的转速计算方法及原理均相同，即
Ⅲ轴（3号太阳轮转臂）
由（2-2）式得，行星架的转速为
H（行星架）
4.2 各轴功率
由原始数据分析知一普通成年人骑行时所输出的平均功率约为400w左右，在以下设计计算中取Ⅰ轴、Ⅲ轴的输入功率为400w。即
Ⅰ轴（1号太阳轮转臂）
Ⅲ轴（3号太阳轮转臂）
行星架的功率即为轴Ⅰ和轴Ⅲ的合成功率，考虑合成过程中有因滚动轴承、齿轮传动、滑动轴承所引起的功率损失，故
H （行星架）
5 锥齿差动齿轮传动的结构设计与计算
5.1 锥齿差动齿轮传动的总体装配设计
该锥齿差动轮系安装于自行车的后轴，故中心轴的长度参考市面上现有的自行车，取长度为175mm。因为两个大椎齿轮为两个动力输入源，即大锥齿轮需设计成半臂结构，半臂上需安装飞轮，并且大锥齿轮与中心轴保持相对转动，故两者间需安装轴承使其保证相对转动。为了使装配平稳可靠，每边安装两个轴承。考虑到该传动为锥齿轮传动，传动过程中会产生轴向力，故在大锥齿轮的半臂上安装两对角接触球轴承。这两对角接触球轴承承受径向力的同时用于承受一定的轴向力，安装时根据轴承收到的轴向力，将外侧大角接触球轴承进行背对背安装，内侧的小角接触球轴承进行面对面安装。
小锥齿轮与行星轮轴也保持相对转动，但是由于小锥齿轮的径向尺寸过小，为了保证强度要求和使结构简单，不宜在行星轮轴与小锥齿轮之间安装轴承，在此设计中采用滑动轴承形式。
因为壳体随着行星轮轴一起转动，即壳体与大锥齿轮之间也要相对转，故在壳体与两个大锥齿轮中间需安装一对滚动轴承。
壳体与半臂锥齿轮之间要有密封装置，为使结构简单，直接将端盖设计成有密封作用的。
行星轮轴与壳体之间用螺母连接，并采用双螺母结构起到防松作用。
图5-1 锥齿差动轮系的总装配图
5.2 后轴的设计
该轴为自行车后轴，由装配图知它关于3-4轴段的中心线呈对称结构。
图5-2 后轴
5.2.1 后轴直径设计
由装配图知它不随着自行车的前进而转动，即不承受转矩。而是仅用于安装车架承受自行车自身的重量以及车手的重量，即仅承受一定量的弯矩。因而可参考市面上现有的双人自行车的后轴设计。取最小直径为10mm。故
。
5.3 大锥齿轮的设计
大锥齿轮为动力源的输入端，故其半臂上面需安装飞轮，且它与的后轴和行星架之间都要保持相对转动，故半臂的内侧与外侧均需要安装轴承。
图5-3 大锥齿轮
5.4 小锥齿轮的设计
图5-4 小锥齿轮
小锥齿轮作为行星轮使用。由于小锥齿轮的径向尺寸过小，不能安装普通滚动轴承，安装滚针轴承也不便于定位。为了使结构简单，故其与行星轮轴之间的相对转动采用滑动轴承。行星轮的内孔充当滚道，该滚道表面要淬硬并进行研磨，来保证一定的使用寿命。该设计中内孔直径取8mm，上偏差为0.1，下偏差为0。内孔的粗糙度要求也较高，粗糙度为0.8。
其余尺寸如图所示。所用材料为45钢调质，300-340HBS。
5.5 花鼓的设计
花鼓为壳体的主体部分，花鼓中心处的四周有四个圆柱孔，用于安装4个行星轮轴，使它随着行星轮轴的转动而转动，并且与大锥齿轮有相对转动。花鼓两侧的外表面留有1mm的轴肩，用于安装钢丝圈。
图6-5 花鼓
花鼓的内孔主要用于安装深沟球轴承，由轴承的选择可知，该深沟球轴承的外径为55mm，故花鼓内孔直径为55mm，并且上偏差取0.06，下偏差为0。
花鼓内孔的两侧加工有螺纹，用于与左右两端盖的配合。为了使轴承能够装入，该螺纹的小径应该略大于55mm。查表【2】得螺纹型号为
，螺纹长度为8mm。花鼓外表面两端加工有1mm的轴肩，加工深度为6mm，用于钢丝圈的定位。
花鼓中心处四周有4个直径为10mm的圆柱通孔，用于安装行星轮轴。因为该孔与行星轮的接触为滑动摩擦，因而对粗糙度要求较高，在此设计中取粗糙度值为1.6，同时其上偏差为0.1mm。为了保证传动的可靠性和稳定性，与行星轮配合部分孔的深度为11mm，孔壁厚5mm。
其余尺寸如图所示。所用材料为45钢调质，300-340HBS。
6 三维图和实物图
6.1 三维图
图7-2 三维爆炸 图7-3 三维剖视图
6.2 实物图
图7-4 锥齿差动机构实物图图 7-5 整车装配图
参考文献：
[1] 机械设计手册编委会.机械设计手册（第3卷）.曲彩云.3版.北京：机械工业出版社，2004.8。
[2] 张伟 自行车中的人因学分析[D].保存地：西安交通大学，2007。
[3] 杨实如，段钦华.行星差动变速机构的特点与设计方法[J].煤矿机械，2003。
[4] 刘勇，段钦华.行星轮系变速机构的设计[D].山西机械，2003。
[5] Sharp R S. On the stability and control of the bicycle Appl Mech Rev 2008.
论文作者:江嘉1,韩雪峰2
论文发表刊物:《基层建设》2018年第9期
论文发表时间:2018/6/4
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