車架結構分析研究方法

A. UG 6.0進行模態分析的具體步驟要求舉例說明，將命令按鈕和操作步驟交代清楚，這是專業技術，急！重謝！

首先討論了如何在UG軟體中完成客車車身的數值模型及如何將此數值模型進行簡化轉化成客車車身有限元模型，接著在ANSYS軟體中對設計的客車車身骨架結構進行了靜態彎曲工況、扭轉工況和彎扭工況三種工況下，車身結構的強度和剛度的分析，並對該車進行了動態分析。

基於UG軟體的客車車身曲面設計，客車車身曲面不同於轎車車身曲面，其曲面最復雜的地方集中於車頭和車尾，側圍和頂蓋的曲面相對而言較為簡單。所以對於客車車身外表面最方便易性的構造方法是直接由車身的二維輪廓線出發，在計算機上繪制出車身的主要輪廓線，再由這些輪廓線出發構造車身外表面模型。由此，我們定出了9根車身外表面輪廓線，通過這些輪廓線可確定車身外表面的基本形狀。如側圍曲面可由。1曲線沿c2曲線平行掃掠構成;頂蓋曲面由c6,c4和c8曲線沿0曲線掃掠而成;後圍曲面由0和c9曲線沿c8曲線掃掠而成;前圍曲面較為復雜，除需要車身外表面主要輪廓線c5和c6曲線外，還需根據車身的造型特點，再另外構造3根曲線，才能生成前圍曲面。
側圍主視向輪廓線(客車左右側對稱，可任選一根);側圍俯視向輪廓線(一般中間是直線，兩端向前後圍縮一偏移頂蓋側視向輪廓線;頂蓋主視向輪廓線(一般頂蓋為大圓弧，兩端為與側圍主視向輪廓的上部相切的倒圓弧線);前圍與側圍相交處輪廓線
(客車左右側對稱c6:前圍與頂蓋相交處輪廓線c7:後圍與側圍相交處輪廓線(客車左右側對稱);c8:後圍與頂蓋相交處輪廓線;
c9:後圍側視向輪廓線。
為確保輪廓線的光順性，使用UG軟體的曲線分析功能，對這9根車身外表面輪廓線的曲率進行分析、編輯和調整。

3種分析方法:<br />
1.基於UG軟體的車身骨架設計
由於客車車身骨架截面在各個不同的空間位置上其形狀和大小都保持不變，故用UG構造客車車身骨架時，可採用曲面掃描法，求出骨架桿件截面的空間運動軌跡(即車身骨架桿件外表面中心線)，將該截面沿其空間運動軌跡掃掠即可得車身骨架的實體模型。又因為客車車身骨架是一個空間多層次的桿件結構，分為底架，前圍、後圍、左側圍、右側圍和頂蓋六大部分，在具體設計時，先根據六大片的設計參數進行布局設計，一般是先進行底架布局設計，確定底盤各總成的具體布置位置後，再根據底架設計中的一些關鍵參數進行前、後圍、左右側圍及頂蓋的設計;然後利用在UG上已建立好的車身表面數字模型和骨架六大片布局設計參數求取車身骨<br />
架與車身表面數值模型的截交線即車身骨架桿件外表面中心線，構造出車身六大片的線框模型。根據客車車身結構需要，選取合適的骨架構件截面，如矩形、槽形、L形(角鋼)和工字型等，由此截面沿車身六大片的線框模型掃掠構造出車身六大片骨架實體模型。最後利用UG的裝配模塊，進行整車裝配，生成車身骨架圖。
2模型的簡化
因為建立車身有限元模型時，既要如實的反映客車車身實際結構的重要力學特性，又要盡量採用較少的單元和簡單的單元形態，以保證較高的計算精度及縮小解題規模。在有限元模型中，我們一般人為的用一根通過截面形心的直線來代替具有一定橫截面尺寸的實際構件。所以在利用ANSYS軟體的數據介面程序導入在UG中完成的客車骨架結構圖時，只需導入車身骨架線框圖並對其進行以下簡化:1、略去蒙皮和某些非承載構件;2、將車身中的各微曲梁進行直化處理，側圍和頂蓋中一些曲率較小的構件近視的看作由直梁單元分段組成;3、對於兩個靠得很近而又不重合的交叉連接點則可考慮簡化為一個節點來處理。4、對於鄰接構件在空間交接的軸線不重合，出現了兩個離得很近的節點，在力學特性上它們的變形很接近，把它們簡化成一對主從節點，這樣就避免了可能出現的總剛度陣的病態，同時也可提高結構分析的效率。5、對於空間疊交的兩焊接梁，若其中心線的距離a較大，平移其中一梁中心線將引起不可忽略的誤差，則可於模型中加一個長度為a的梁(該梁截面、材料特性參數為兩梁中較大者)來連接兩梁。例如，底橫梁與車架縱梁之間就存在著很大的「偏心」，橫梁置於車架縱梁之上，兩軸線相差距離為0.5(h+H)。為了使模型根接近實際，將底橫梁於車架縱兩連接處分量各節點考慮，並設其間有一剛臂連接;6、對於兩同向焊接梁，因其焊接處強度近似於材料內部強度，故可將其視為一根梁來簡化;
7、對線梁單元採取剛度補償的方法來降低誤差。以線單元表示梁，要滿足梁相交的空間拓撲關系，須將其中的某些梁單元線延長至相交，這樣處理將大大降低梁單元的剛度，使得位移解偏大而應力解偏小，同時增加了額外的重量。採用剛度補償的方法來降低誤差，經補償前後結果比較後，己驗證了該方法簡單有效。以梁單元xoy平面內彎曲((1軸為x軸，2軸為z軸)為例，說明該補償方法。採用二節點Hermite單元的有限元求解方程Ka=p的單元剛度矩陣K「和位移矢量1其中，l為梁單元沿1軸的長度，。，為單元節點1處的撓度，乓為單元節點l處的轉角，由於模型中的梁單元比實際的延長了△l，故可通過改變E或者Iz來抵消該變化，使K「基本不變。8、確定單元長度l。用有限元法分析梁彎曲問題時，於二節點Hermite單元中，試探函數(形函數)採用3階完全多項式，位移解的誤差是o(l小若梁單元長度過長，則會引起較大的位移誤差。在分析車身梁單元模型時，經FEA驗證當梁單元長度15400mm時，其解已收斂到足夠的精度。梁單元長度l也不應劃分得過小，若梁單元長度Z過小(接近於截面尺寸)，主從自由度的原理將不再適用，模型單元簡化為梁單元也就不合理。各相鄰梁單元長度1相差也不應過大，理論和實踐已證明，l相差過大將引起較大的剛度壁，這易導致剛陣病態而得不到方程組的解。根據以上模型的簡化原則，樣車車身骨架被劃分為3044個長度不等，截面形狀各異的單元和5929個節點。
3載荷處理
在車身計算模型中，載荷可按如下方式處理:1、對於車身骨架的自重，在ANSYS軟體前處理程序中輸入骨架材料的密度和重力加速度，程序便根據所輸入的單元截面形狀、實常數自動將單元載荷因子的信息計入總載荷，進行計算
2、安放在車身或車架上的汽車總成、設備重力，如發動機總成、備胎、蓄電瓶、油箱等，可作為集中載荷，按安放點的實際位置及各位置所分擔的重力，作用於相應的節點上。
3、載重力，如乘員及座椅的重力，可作為集中載荷，按支點跨距分配於相應梁的結點上。車上有站立乘員者，可按每平方實際站立人數，作為均布載荷作用於地板上並傳到底架梁單元上。由於在有限元法中認為內力或外力均由結點來傳遞，在整體剛度方程中的載荷項均為結點載荷。因此，當梁單元受有均布載荷或其他非節點載荷時，必須將其向結點移置，即將非結點載荷換算成作用在結點上的效果相當的集中載荷(稱等效結點載荷)。非結點載荷移置方法如下
有非結點載荷作用的單元的兩端位移完全約束住，再根據材料力學中求支反力的方法，求得梁單元兩端的反力，稱固端力，記作仇}02、將固端力反號，並進行坐標變換，即得整體坐標系中的等效結點載荷，可將它直接送入結構整體剛度方程的載荷向量中去進行計算。在ANSYS軟體中，如果先在車身有限元模型上載入再進行網格劃分能直接將非結點載荷轉換成等效結點載荷。<br />
4邊界約束條件
鋼板彈簧除了作彈性元件外，還起導向作用，因此其在各個方向上均有剛度，且其在其他方向上的剛度要比垂直方向上的剛度大得多，故用剛性梁一柔性梁結構模擬鋼板彈簧。在約束處理中忽略輪胎的變形。懸架彈簧剛度K用水平柔梁的垂直彎曲剛度來等效;對於剛性梁，為使其受力時垂直位移遠小於水平柔梁的垂直位移，取其軸向剛度為6.0x106N/mm。剛性梁截面取為正方形，面積由式A=KxLIE計算。
5.強度分析工況<br />
客車的使用工況很復雜，有彎曲工況、扭轉工況、轉彎工況和加速工況等。理論分析、室內試驗和使用實踐都表明，直接關繫到車身結構強度的主要是彎曲和扭轉兩種工況。<br />
I、彎曲工況<br />
客車在平坦路面上以較高車速行駛時，路面的反作用力使車身承受對稱的垂直載荷。它使車身產生彎曲變形，其大小取決於作用在車身各處的靜載荷及垂直加速度。在ANSYS中通過約束四車輪六個方向的自由度來模擬計算客車在平坦路面上，以較高車速滿載行駛產生對稱垂直動載荷時，車身的剛度和強度。2、扭轉工況<br />
扭轉工況是車身變形最嚴重的工況，一般都是當汽車以低速通過崎嶇不平路面時發生的。此種扭轉工況下的動載，在時間上變化得很緩慢，當然此時慣性載荷也很小，所以，車身的扭轉特性可以近似的看作是靜態的，許多試驗結果也都證實了這一點，即靜扭試驗下的骨架強度可以反映出實際強度。也就是說，靜扭時骨架上的大應力點，就可用來判定動載時的大應力點。文中將討論兩種扭轉工況，右前輪懸空工況和左後輪懸空工況。通過約束左後輪X,Y,Z方向的平動自由度和Z方向的轉動自由度，左前輪和右後輪Z方向的平動自由度，來模擬車身右前輪懸空，左後輪陷入坑中的扭轉工況。通過約束右前輪X,Y,Z方向的平動自由度和Z方向的轉動自由度，左前輪和右後輪Z方向的平動自由度，來模擬車身左前輪懸空、右後輪陷入坑中的扭轉工況。<br />
4.2.2剛度分析工況<br />
車身結構的剛度是指車身結構反映出的載荷與變形之間關系的特性。剛度不足，會引起車身的門框、窗框等開口處的變形大，以至車門卡死、玻璃砸碎、密封不嚴導致漏雨、滲水及內飾脫落等問題，還會造成車身振動頻率低、發生結構共振，破壞車身表面的保護層和車身的密封性，從而削弱抗腐蝕能力。車身剛度包括扭轉剛度和彎曲剛度兩部分，理論分析和許多試驗結果都表明，客車車身的彎曲變性很小，故只需考慮其彎扭工況下的扭轉剛度。我們用整車總長之間車身對角線相對扭角、左右上大梁的相對扭角狀況、底架兩縱梁的相對扭角狀況來表達車身的扭轉變形。<br />
4.2.3動態特性研究<br />
用模態綜合法來研究整車振動特性和動載荷時，車身結構的模態頻率是最重要的參數之一。用它能夠預測車身與其它部件如懸掛系統、路面、發動機及傳動系等系統之間的動態干擾的可能性，通過合理的設計可以避開共振頻率，一般希望車身結構整體一階模態頻率越高越好。<br />
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4.3.1強度計算結果及分析<br />
1、彎曲工況<br />
彎曲工況下，車身的彎曲應力如圖4.3所示。彎曲應力集中的區域有:底架主縱梁與前後鋼板彈簧支撐梁位置處(50-90Mpa);車頂中部與側窗上沿的過渡連接區(30-40Mpa);中門立柱上半部的附近區域(10-30MPa);前門立柱上半部的附近區域(10-40MPa)。其中應力最大的地方是底架主縱梁與後鋼板彈簧支承梁位置處，應力值為90MPao<br />
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2、右前輪懸空工況<br />
右前輪懸空工況下，車身X方向的應力分布如圖4.4所示。應力集中的區域有:底架主縱梁與前後鋼板彈簧支撐梁位置處(60-123Mpa);車頂中部與側窗上沿的過渡連接區(40-60Mpa):中門立柱上半部的附近區域(60-70MPa)。其中應力最大的地方是底架主縱梁與後鋼板彈簧支承梁位置處，應力值為123Mpao<br />
3、左後輪懸空工況<br />
左後輪懸空工況下，車身X方向的應力分布如圖4.5所示。應力集中的區域有:底架主縱梁與前後鋼板彈簧支撐梁位置處(80一125Mpa);車頂中部與側窗上沿的過渡連接區(60一90Mpa);中門立柱上半部的附近區域(90-177MPa)。其中應力最大的地方是中門上門梁位置處，應力值為177MPa<br />
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通過上述三種工況的計算，我們知道彎曲工況下車身骨架的應力水平較小，應力值大於50Mpa的單元數目為30個，僅占單元總數的0.9%;右前輪懸空工況下，車身骨架的應力水平要比彎曲工況下的應力水平高很多。由於發動機後置，左後輪懸空工況(彎扭聯合工況)是客車行駛過程中最惡劣的工況。考慮到客車行駛過程中的動載荷、疲勞及材料缺陷引起的應力集中等問題，取安全系數為1.5，則骨架材料Q215A3鋼的許用屈服應力[cr]-153MPa，底架材料09SiV低合金結構鋼的許用屈服應力<br />
葉卜220MPa。可以看出，在彎扭工況下，中門上門梁位置處的應力超過了許用應力，需要對門梁的截面尺寸進行優化。另外，從整個結構來看，應力分布是不均勻的，且大小相差幾個數量級。這無疑將造成材料的浪費，增大整個車身的重量。因此，從應力角度分析，可以通過優化方鋼厚度來合理經濟的使用材料。多梁相交處的應力值特別大，去掉一些可取掉的單元後，交點處的應力值將大大降低。<br />
4.3.2剛度計算結果及分析<br />
1、右前輪懸空工況<br />
車身右前角區域從車頂至車架各部分均有較大的位移，而且越靠近角<br />
部位移越大，垂直方向向下的最大位移為11.868mm。車身變形如圖4.6<br />
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4.3.3模態計算結果及分析<br />
模態分析主要是計算車身固有頻率和振型。整體車身空間框架模型的6階固有頻率如表4.9所示，前六階振型車身的變形如圖4.10-4.15所<br />
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圖4.15車身骨架第六階振型圖<br />
車身骨架的動態優化設計要求車骨架的模態頻率錯開載荷激振頻率。同時為防止第一階彎曲模態和第一階扭轉模態的禍合效應，要求這兩種固有頻率錯開3Hz以上。雖然由於客車模型略去了蒙皮的影響，略去了非承載構件，所計算的車身固有頻率比實際的要低，但是該車前六階固有頻率集中在5-13Hz，而路面激勵頻率又往往低於20Hz，且第一階彎曲模態和第一階扭轉模態的固有頻率僅錯開了2Hz左右，因而在客車行駛過程中產生局部振動的構件受此激勵將在客車內部形成雜訊源，影響到乘客的乘座舒適性。<br />
4.4結論<br />
從原模型計算結果可以看出，該車車身骨架的高應力區共有3個部位:中門立柱附近區域;車頂中部與側窗上沿的過渡連接區和底架主縱梁與前後鋼板彈簧支撐梁位置處。2、由計算結果可知，該車在彎曲工況下，骨架的變形和應力均較小，表明該車在靜載下滿足強度和剛度要求;在左後輪懸空工況下，除了車身中門門上樑中間部位應力超過了許用應力，車身骨架的其他單元應力都未超過許用應力。而左後輪懸空工況是車身變形最嚴重的工況，實際上由於該車是城市公交車，不可能出現如此嚴重的扭轉工況，因此該車車身結構是能夠滿足強度使用要求。<br />
3、由計算結果可知，總體上車身骨架的變形量相對較小，對於車身剛度而言，從整體結構考慮，門窗對角線變形大小尤為重要。從整理的彎扭工況下車身骨架各節點變形數據中可看出，彎扭工況下各門窗對角線位移均較小，因此該車車身結構是能夠滿足剛度使用要求的。<br />
4、由車身模態分析可知，車身骨架前六階的固有頻率都低於20Hz，而路面激勵頻率又往往低於20Hz，這會造成車身骨架發生共振，造成車內雜訊過大，因此進行車身結構的動態優化設計，提高車身的固有頻率很有必要。<br />
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5車身結構的優化設計<br />
5.1優化設計的基本概念一般的工程問題都有許多可行的設計方案，如何根據設計任務和要求從眾多的可行性方案中，尋求一個最好的方案，是設計工作者的首要任務。實踐證明，結構的優化設計是保證產品具有優良的性能，減輕結構自重或體積，降低工程造價的一種有效方法。優化方法的出現可追溯到Newton,Lagrange和Cauchy時代，由Newton,Leibnitz和Weirstrass等奠定了變分學的基礎;Lagrange創立了包含特定乘子的約束問題優化方法，並將其命名為Lagrange乘子法;Cauchy最早應用最速下降法來求解無約束極小化問題。盡管如此在20世紀中以前，優化法的進展甚小。直到後來，高速計算機的出現，才使優化程序成為可能，促使了各種新方法的進一步發展。五十年代以前，用於解決最優化問題的數學方法，僅限於古典微分法和變分法。無約束優化數值方法領域中的主要進展只是在60年代才在英國形成，數學規劃方法被首次用於結構最優化，並成為優化設計中求優方法的理論基礎，線性規劃和非線性規劃是其主要內容。1947年，Dantzig提出求解線性規劃問題的單純形法;1957年，Bellman對動態規劃問題提出了最優化理論。60年代初，Zoutendijk和Rosen對非線性規劃右很大貢獻。Canon,Fiacco和Mclomick的研究使很多非線性規劃問題能用無約束優化方法予以解決。幾何規劃是60年代由Duffin,Zener和Peterson發展起來的。概括來講，優化設計工作包括以下兩部分內容:1、將設計問題的物理模型轉變為數學模型，建立數學模型時要選取設計變數，列出目標函數，給出約束條件。2、採用適當的優化方法，求解數學模型，可歸結為在給定的條件下求目<br />
標函數的極值和最優化值的問題。機械最優化設計，就是在給定的載荷或環境條件下，在對機械產品的性能、幾何尺寸關系或其他因素的限制范圍內，選取設計變數，建立目標函數並使其獲得最優化值的一種設計方法。實際的工程優化設計按其原理不同區分為數學規劃法和准則法兩個分支，按其優化層次不同可分為總體方案優化和設計參數優化。<br />
5.2ANS丫S軟體中的設計優化<br />
ANSYS程序提供了分析一評估一修正的循環過程對設計方案進行優化，對初始設計進行分析，根據設計要求對分析結果進行評估，然後對設計進行修正。重復執行這一循環過程直到所有設計都滿足要求，得到最優設計方案。<br />
5.2.1優化方法<br />
ANSYS提供了零階方法和一階方法兩種優化方法。絕大多數的優化問題都可以使用這兩種方法。零階方法(直接法)是一個很完善的處理方法，其中有兩個重要的概<br />
念:目標函數和狀態變數的逼近方法，由約束的優化問題轉換為無約束的優化問題。該方法使用所有因變數(狀態變數和目標函數)的逼近，而不用他們的導數，用因變數的近似值工作，而不用實際函數;目標函數近似為最小值，而不是用實際的目標函數;狀態變數近似為使用設計約束，而不用實際狀態變數，可以很有效的處理大多數的工程問題。所有變數至少要適應所有的全部現有設計集，以形成近似式:<br />
一階方法(間接法)基於目標函數對設計變數的敏感程度，使用因變數的一階導數來決定搜索方向並獲得優化結果，因為沒有近似，所以精度很高，尤其是在因變數變化大，設計空間也相對較大時，更加適合於精確的優化分析。每次迭代涉及多次分析(對分析文件的多次循環)，以確定適當的搜索方向，因此分析時間較長。當零階方法不夠精確，而精度又非常重要時，要用一階方法進行優化。<br />
5.2.2優化工具<br />
ANSYS程序還提供了一系列的優化工具以提高優化過程的效率。優化工具是搜索和處理設計空間的技術。下面是常用的優化工具:單步運行:實現一次循環並求出一個FEA解。可以通過一系列的單次循環，每次求解前設定不同的設計變數來研究目標函數與設計變數的變化關系。隨機搜索法:進行多次循環，每次循環設計變數隨機變化。可以指定最大循環次數和期望和理解的數目。主要用來研究整個設計空間，並為以後的優化分析提供合理解。往往作為零階方法的先期處理。等步長搜索法:以一個參考設計序列為起點，生成幾個設計序列。按照單一步長在每次計算後將設計變數在變化范圍內加以改變，用於設計空間內完成掃描分析。對於目標函數和狀態變數的整體變化評估可以用本工具實現。<br />
乘子計演算法:是一個統計工具，用二階技術生成設計空間上極值點上的設計序列數值。主要用來計算目標函數和狀態變數的關系和相互影響。最優梯度法:對用戶指定的參考設計序列，計算目標函數和狀態變數對設計變數的梯度，可以確定局部的設計敏感性。<br />
5.2.3優化變數<br />
設計變數、狀態變數和目標函數總稱為優化變數。設計變數為自變數，優化結果的取得就是通過改變設計變數的數值來實現的。狀態變數是約束設計的數值，是「因變數」，是設計變數的函數，狀態變數可能會有上下限，也可能只有單方面的限制，即只有上限或下限。目標函數是設計最小化或最大化的數值，是設計變數的函數。目標函數值由最佳合理設計到當前設計的變化應小於目標函數允差。一個合理的設計是指滿足所有給定的約束條件(設計變數的約束和狀態變數的約束)的設計。如果其中任一約束條件不滿足，設計就被認為是不合理的。而最優設計是既滿足所有的約束條件又能得到最小目標函數值得設計。(如果所有的設計序列都是不合理的，那麼最優設計是最接近合理的設計，而不考慮目標函數的數值)<br />
5.3車身骨架的優化設計<br />
5.3.1參數化優化模型<br />
進行車身骨架的優化設計首先必須要建立車身骨架的參數化模型，我們採用了車身骨架的早期靜態有限元模型，作為其參數化模型的原型。由於該模型的建立沒有參數化，所以必須重新劃分單元，簡化模型，使骨架單元數控制在4000個以下，模型的簡化過程中保持計算偏差在8%以內，然後提取簡化模型的節點、單元、形參、單元類型等模型信息，通過這些信息生成優化分析文件。車身骨架是一個高次超靜定的復雜空間桿系結構，各桿件截面形狀並不相同，承受的載荷也非常復雜，如果將所有桿件截面參數都選取為設計變數，這是很不現實的。根據前面車身的靜力分析得出的計算結果，我們知道扭轉工況是車身承受的應力和扭轉最嚴重的工況，該車的剛度基本上達到要求，而強度不足，所以選擇扭轉工況下，車身骨架應力最高區，中「〕立柱附近區域、頂蓋中部區域和車身骨架應力相對較小的地方，後圍、<br />
側圍擱梁區域的桿件的截面尺寸參數作為設計變數。選擇車身骨架的應力作為狀態變數，以車身應力最大的五個點作為應力控制點，保證車身骨架的最大應力值小於材料的許用應力。選取車身重量作為目標函數，通過改變設計變數，在滿足車身應力強度的條件下，對車身進行輕量化。由於車身形狀比較復雜，精確計算車身<br />
重量比較困難，因此可以通過有限元分析計算單元的重量，然後逐個單元疊加來得到整體車身的重量。<br />
5.3.2計算結果<br />
採用ANSYS軟體提供的零階方法進行了30次迭代優化計算，車身總質量由以前的2169kg減少到2131kg;根據市場型材的規格及廠方實際生產條件，對主要桿件優化後的截面尺寸進行了尺寸處理，具體參數見表<br />
對彎扭工況下的車身，取優化後各桿件的截面尺寸，重新計算車身的彎曲應力，車身骨架在彎扭工況下的車身SX方向的應力分布如圖5.3所

B. 自行車研究報告 我想研究的問題： 我們想研究的問題：

一、問題的提出:自行車發明至今已有200多年的歷史.今天,它作為交通代步、鍛煉身體、越野旅遊、運動比賽以及運送貨物(小型)已遍及到世界的每一個角落.它廉價、輕便的特點受到許多人的青睞,進而人們對它的要求也就越來越高.首先,安全性排首位.據相關調查表明,每年因自行車而引起的車禍正以驚人速度增長,所以要如何提高它的安全性是個問題;其次,自行車要如何更加輕便、高效、快速、造價更低廉,這些便成了人們關心自行車的話題.我們課題組主要通過各種方式的調查和研究,了解市場上的自行車,使人們對它有個了解.通過研究自行車中的力學、查閱資料、進行實驗,目的就在於探索自行車的構造,以及工作原理,從而對自行車能否改變得更合乎人們的要求這話題找到理論依據.
二、研究目標弄清自行車的構造;探索自行車的杠桿輪軸、摩擦力、氣壓知識;研究自行車在行駛中為何不會跌倒;分析如何減小有害摩擦力和如何增大有益摩擦.
三、研究的方法
1、研究對象:市場上的自行車
2、研究方向a、杠桿輪軸:包括車把上的閘把、腳蹬、花盤、手把、前叉軸、後輪上的齒輪;b、氣壓:包括內胎、氣門芯;c、摩擦力:包括車輪與地面的、剎車塊與車輪之間的、輪軸中的;d、自行車在行駛中為何不會跌倒.
3、研究步驟:a、分析研究課題b、實地考查、收集資料c、進行實驗d、組員討論、得出結論、提出設想四、研究的結果與分析
〈一〉具體的自行車部件：
1、車架部件車架部件是構成自行車的基本結構體，也是自行車的骨架和主體，其他部件也都是直接或間接安裝在車架上的。 車架部件的結構形式有很多，但總體可以分為兩大類：即男式車架和女式車架。 車架一般採用普通碳素銅管經過焊接、組合而成。為了減輕管重量，提高強度，較高檔的自行車採用低合金鋼管製造。為了減少快速行駛的阻力，有的自行車還採用流線型的鋼管。 由於自行車是依靠人體自身的驅動力和騎車技能而行駛的，車架便成為承受自行車在行駛中所產生的沖擊載荷以及能否舒適、安全地運載人體的重要結構體，車架部件製造精度的優劣，將直接影響乘騎的安全、平穩、和輕快。一般輻條是等徑的，為了減輕重力，也有製成兩端大、中間小的變徑輻條，還有為了減少空氣阻力將輻條製成扁流線型 。
2、外胎分軟邊胎和硬邊胎兩種。軟邊胎斷面較寬，能全部裹住內胎，著地面積比較大，能適宜多種道路行駛。硬邊胎自重輕，著地面積小適宜在平坦的道路上行駛，具有阻力小，行駛輕快等優點。 外胎上的花紋是為了增加與地面的摩擦力。山地自行車的外胎寬度特別寬，花紋較深也是適應越野山地用。
3、腳蹬、腳踏腳蹬部件：腳蹬部件裝配在中軸部件的左右曲柄上，是一個將平動力轉化為轉動力的裝置，自行車騎行時，腳踏力首先傳遞給腳蹬部件，，然後由腳蹬軸轉動曲柄，中軸，鏈條飛輪，使後輪轉動，從而使自行車前進。因此腳蹬部件的結構和規格是否合適，將直接影響騎車人的放腳位置是否合適，自行D：加速阻力：只是在加速時產生的。 腳踏：可分為整體式腳踏和組合式腳踏。無論什麼款式的腳踏都必須有腳踏面，必須安全可靠，具有一定的防滑性能，可以選用橡膠、塑料或金屬材料製造。腳踏必須轉動靈活。
4、前叉部件前叉部件在自行車結構中處於前方部位，它的上端與車把部件相連，車架部件與前管配合，下端與前軸部件配合，組成自行車的導向系統。 轉動車把和前叉，可以使前輪改變方向，起到了自行車的導向作用。此外，還可以起到控制自行車行駛的作用。 前叉部件的受力情況屬懸臂梁性質，故前叉部件必須具有足夠的強度等性質.
5、鏈條、鏈輪：鏈條：鏈條又稱車鏈、滾子鏈，安裝在連輪和飛輪上。其作用是將腳踏力由曲柄、鏈輪傳遞到飛輪和後輪上，帶動自行車前進。 鏈輪：用高強度鋼材製成，保證其達到需要的拉力。
6、飛輪飛輪以內螺紋旋擰固定在後軸的右端，與鏈輪保持同一平面，並通過鏈條與鏈輪相連接，構成自行車的驅動系統。從結構上可分為單級飛輪和多級飛輪兩大類。 單級飛輪又稱為單鏈輪片飛輪，主要由外套、平擋和芯子、千斤、千斤簧、墊圈、絲擋幾鋼球等零件組成。 工作原理：當向前踏動腳踏是，鏈條帶動飛輪向前轉動，這時飛輪內齒和千斤 相含，飛輪的轉動力通過千斤傳到芯子，芯子帶動後軸和後輪轉動，自行車就前進了。當停止踏動腳踏板時，鏈條和外套都不旋轉，但後輪在慣性作用下仍然帶動芯子和千斤向前轉動，這時飛輪內齒產生相對滑動，由此將芯子壓縮到芯子的槽口內，千斤又壓縮了千斤簧。當千斤齒頂滑到飛輪內齒頂端時，千斤簧被壓縮得最多，再稍微向前滑一點，千斤被千斤簧彈到齒根上，發出「嗒嗒」的聲響。芯子轉動加快，千斤也很快在各個飛輪內齒上滑動，發出「嗒嗒」的聲音。當反向踏動腳踏時，外套反向轉動，會加速千斤的滑動，使「嗒嗒」聲響得更急促。多級飛輪是自行車變速裝置中的一個重要部件。多級飛輪是在單級飛輪的基礎上，增加幾片飛輪片，與中軸上的鏈輪結合，組成各種不同的傳遞比，從而改變了自行車的速度。
7、車閘
車閘：是保證騎乘者安全的結構，按制動點的位置來分，可以分為輪緣閘和軸閘兩大類，最常見的是輪緣閘。
輪緣閘是一種通過機械杠桿、推桿、拉桿或鋼絲繩等直接將高摩擦因素的閘皮壓向車圈邊緣後輪胎，將轉動中的車輪剎停的裝置。 輪緣閘結構簡單，維修保養方便，因此被廣泛使用。但是，如果接觸車圈輪緣不正，或雨水淋濕的影響，會降低摩擦，從而影響制動的效果。常見的有：
普通閘： 優點為接觸面合理，制動力矩大，制動靈敏，剎車性能可靠，結構簡單和安裝修理方便。
鉗形閘：當剎車時，其左右閘叉和閘皮就像鉗子一樣，緊緊地鉗住車圈的兩個端邊，達到使車減速或停的目的。優點是剎車時力臂大，制動效果好，傳動零件少，調節和維修方便，重力輕，外形美觀。
懸臂閘： 優點為懸臂閘剎車時的力矩比鉗形閘更大，制動性能好，結構簡單，重力輕，調節和維修方便。
前觸閘：前觸閘是靠杠桿原理制動的。當手握緊閘把時，閘把的另一頭將接頭、拉桿、拉管向下壓，使閘皮向下壓至與輪胎接觸，產生摩擦制動力。其缺點是剎車效果與輪胎充氣程度有關。充氣不足時，會使摩擦力減小，影響剎車效果。
腳閘： 優點為由於剎車是用腳力的，所以在腳閘上產生的正壓力越大，剎車效果越好。
閘的優點：剎車的制動點不在輪緣上，不會損壞車圈的電鍍層。
8、鞍座
鞍座的長度、寬度的鞍梁的結構是以車型和乘騎者的性別、習慣來確定。鞍座的結構設計應充分考慮乘騎者舒適。它依靠鞍管與車架作鋼性連接，用來承受人體的重量。具體來說：
鞍座面：是人體體重的支撐面，具有良好的強度和彈性，它由鞍座麵皮和墊皮組成。
鞍座架：又稱鞍梁，是鞍座的主體，其結構比較復雜，一般由前後撐板，左右鞍撐，上下樑組成，並連接和支撐鞍面。
鞍座簧：實質上是鞍座架的一部分。它支撐著鞍座架和鞍座面，起著緩沖和減震的作用。鞍座簧的形式有立簧、卧簧和拉簧等幾種。
鞍座夾：又稱鞍座卡，是由夾緊螺釘，座夾和夾板等組成，用來將鞍座固定在鞍簧上。
<二>杠桿、輪軸知識
1、自行車上的杠桿:
a、控制前輪轉向的杠桿:自行車的車把,是省力杠桿,人們用自行車的前輪來控制自行車的運動方向和自行車的平衡.
b、控制剎車閘的杠桿:車把上的閘把,是省力杠桿,人們用很小的壓力壓到車輪的鋼圈上.
2、自行車的輪軸:
a、中軸上的腳蹬和花盤齒輪:組成省力輪軸(腳蹬半徑大於花盤).
b、自行車手把與前叉軸:組成省力輪軸(手把轉動的半徑大於前輪).
c、後軸上的齒輪與後輪:組成費力輪軸(齒輪半徑小於後輪半徑).
<三> 自行車上的氣壓知識
a、自行車內胎充氣:早期的各種輪子都是木輪、鐵輪,顛簸不已.氣內胎主要是使胎內的壓強增大,可以起到緩沖的作用,同時可以減力.
b、氣門芯的作用:充氣內胎上的氣門芯起著單向閥門的作用,方便進氣,保證充氣內胎的密封.
C、應用：
(1)自行車車胎上刻有載重量。如車載過重，則車胎受到壓強太大而被壓破。
(2)座墊呈馬鞍型，它能夠增大座墊與人體的接觸面積以減小臀部所受壓強，使人騎車不易感到疲勞。
<四〉摩檫力的知識
摩擦力就是接觸阻礙或幫助物體運動的力,它的大小和接觸面的粗糙程度、壓力的大小有關.在壓力相同的情況下,摩擦阻力越小,小車滑得更遠,但並不是摩擦力越小越好,當摩擦力小到沒有的時候,可以想自行車在光滑沒有摩擦力的情況下,輪子會原地打轉而不會向前.故自行車外胎的表面是凹凸不平的花紋就是為了增大摩擦力的.如果輪胎表面越粗糙,摩擦力越大,行駛過程中越安全.
摩擦力不僅對自行車的啟動很重要,而且對自行車的制動也很關鍵.當它在鏈條驅動下,後輪逆時針轉動時,輪胎與地面接觸處於對地面有向後運動的趨勢,所以地面對後輪胎施加向前的力,成為自行車向前運動的力.在此力的作用下,自行車整體具有向前運動的趨勢,而地面對前輪產生向後的摩擦力便沿著後輪胎相同的方向轉動起來,使得自行車向前運動.當自行車剎車時,人捏剎車柄,使剎車線帶動剎車塊與輪胎靠緊,產生摩擦力使自行車減速,最終停下來.
自行車上增大摩擦的方法:
1、增加接觸面積與粗糙程度來增大摩擦;
2、用加壓的方法來增大摩擦.
自行車上減小摩擦的方法:
1、利用滾動摩擦代替滑動摩擦;
2、給某些部件加潤滑劑,如:在軸中經常上油。
自行車在行駛時為何不會跌倒,說明了一個科學道理:任何物體繞自身高速轉動起來,由於轉動的慣性,會保持轉動軸線的方向不變,而且旋轉得越快,保持旋轉方向不變的能力也越強.自行車的前輪和後輪在行駛時,就是兩個迅速轉動的物體,也有保持轉動軸方向不變的人力,這個能力就使自行車不會倒下.另外,當車要倒下時,人會本能地調正車輪方向保持平衡。自行車的這些力學原理在生活中應用很廣泛,我們不僅要巧用它們,還要善用它們.近幾年來，人們又研究出了一些提高自行車穩定性的部件，例如：避震前叉：車胎充足氣後，車輪與道路的接觸面積小，摩擦阻力相應減小，使得行駛較輕松。但是，一旦遇上高低不平的道路，就會顛簸不穩，特別是前叉震動更加厲害。採用避震前叉可以起到以下一些作用：將車架和前輪彈性的連接在一起，可吸收並緩解因路面不平而傳遞給車架的沖擊和震動，保持乘騎舒適和平穩。由於減震裝置具有緩沖作用，可以避免某些零件因過分震動而損壞。減震裝置能傳遞垂直力，驅動力，側向力以及相應產生的力矩，確保騎行舒暢。

C. 大行自行車的車架有F型、K型、Y型、P型這些類型代表什麼意思（是有不同的外觀分別嗎），還是說是系列的分

這些字母代表不同車型。

大行自行車的第一個英文字母是車架類型，目前的大行主流折疊車架主要包括F型（如FA073、FA083即JP8）、K型（如KA061、KC083即SP8）、Y型（如YA612、YA061、YA634即PSL）、P型（如PA412、PA083即MU-P8、PA095即MU-SL）。

另外還有H型（如HT061、HT661），這個H型與K型的架型外觀相似、但管材為細圓型，K架則採用粗大的異型管。每種型號都有自己的車架外觀特點，因此在查看型號時，可以從外觀進行辨別。

(3)車架結構分析研究方法擴展閱讀：

大行D8（KBA083）全貌，從外觀上看和常見的K架有兩處不同：全新折疊扣比K架多了一條鋼架，19新款D8腹部增加了一根鋼線。

由於變速線管和後剎線管依附馬甲線而過，彎曲度減少，直接提升變速和剎車的手感，而全新折疊扣設計，結構和外觀沒有使用市面上折疊扣，採用了方正的折疊扣的外形。

除此之之外橫折車的折疊是把車架斷開，加折疊扣，使之能夠對折。然後將大梁高度降低，副梁縮小後移，使用長頭管長座管來彌補高度。但折疊扣所在的位置，恰好在騎行時重心的垂線上，也就是整車最受力的位置。