簡易星輪式爬樓輪椅的結構設計及運動仿真

張玉葉，張 靖，趙蓓蓓

（1.蘇州托普信息職業技術學院，江蘇 蘇州 215311；2.空軍濟南航空四站裝備修理廠，山東 濟南 250022）

我國目前已進入老齡化社會，截至2017年底，中國60歲及以上老年人口已超過2.41億，到2050年預計將達到4.87億[1]149。輪椅是很多老年人和相關的肢體殘疾人的代步工具，目前市場上的很多輪椅體積都比較大，并且沒有爬樓功能，在老年人出行的時候，都需要相關的輔助人員。

世界上的第一款爬樓機構就是采用星輪爬樓方式，最初是由美國的一位工程師開發設計的，結構上比較簡單實用。履帶式爬樓機構是繼星輪爬樓機構之后使用最多的爬樓機構，該種爬樓機構相對于星輪式具有很好的適應性。支撐式爬樓梯輪椅機構工作原理主要來自于仿生學，模仿人爬樓的動作，兩個支撐裝置分別支撐，交替向前，進而實現爬樓動作。

王占禮等[2]56通過單輪轂電機驅動三星輪組進行爬樓翻轉試驗，爬樓機構結構緊湊，動作靈活，但動力有所欠缺，且對翻轉過程中的平衡性考慮較少；李育文等設計了履帶式爬樓輪椅，雖穩定性及其對各種路況的適應能力有所提高，但也加劇了樓梯的磨損[3]135；Quaglia等將三星輪與履帶相結合，實現自動爬樓，但履帶造成樓梯磨損的不足仍存在[4]84；周秋雨等通過在驅動輪上安裝桿件翻轉實現輪椅爬樓，但桿件前端橡膠套與臺階接觸面積小，受力集中，易損壞[5]74。

本文針對目前輪椅爬樓較為困難和爬樓輪椅舒適性的不足，設計了一款以星輪為基礎的爬樓輪椅，該輪椅爬樓方便，在使用時可保證乘坐者的舒適性。

一、爬樓機構結構設計與工作原理

（一）爬樓機構的選擇

依據目前爬樓機構的種類，綜合對比各種爬樓機構類型，其結果如表1[6]286所示。

表1 不同爬升越障機構的對比

從表1的對比分析中可以看出，在所有類型中星輪式的爬樓機構整體評價較好[7]25-29，因此本文選擇星輪機構作為爬樓機構的主要裝置，該種機構具有爬樓穩定、適應性強、結構簡單等優點，并且在平面行駛的時候，可通過電機完成動力的提供。

（二）爬樓機構尺寸設計

首先需要對相關的關鍵部件進行尺寸設計，因此在本文中，首先就要確定的是星輪尺寸和星輪架尺寸，星輪和星輪架的尺寸主要是依據樓梯來進行確定，若爬樓機構尺寸過大，則爬樓效果較差，會與臺階的臺面發生接觸干涉；如果尺寸太小，此時雖然爬樓效果較好，但是在平面行駛的狀況下，其適應能力較差，遇到坑洼地面，則輪椅無法行駛，因此對爬樓機構的尺寸設計必須實用，需做較為深入的分析。

通過查閱文獻《建筑樓梯模數協調標準》，確定國內普通臺階的高度不超過20cm，不低于14cm，臺階寬度不超過30cm，不低于20cm，并且寬度和高度需要滿足下式：

式中：a-臺階高度；

b-臺階寬度。

因此若需要保證星輪爬樓機構的適應能力，在最小寬度的臺面獲得穩定支撐，臺階的支撐寬度應該至少為20cm。依據該條件，可以確定星輪的直徑必須小于20cm，由于輪轂電機可以確定，因此另外兩個星輪尺寸需要依據輪轂電機確定。通過查閱《機械設計手冊》第六版，本文選用電機齒輪為19cm，因此星輪的直徑也為19cm。

通過公式1的條件，從而可確定踏步寬度bmin=20cm的時候，則可以確定的是踏步高度amin=14cm，踏步高度amax=20cm?？梢钥闯雠罉歉叨群团_階寬度呈現反比的關系。

在圖1中，星輪半徑為r，輪架臂長為R,星輪中心距為l，星輪中心和樓梯邊緣之間的距離為x，依據圖1分析可以得到下式：

取a=amin,b=bmin,又由已知條件可知r+x≤20cm，得到：Rmax=14.1cm；

同理取a=amax，b=bmin時，同上可以得到：Rmin=9.7cm。

最終確定星輪臂長R=12cm。

由圖1可以看出，兩個星輪安裝相切的時候，則星輪尺寸為最大：

代入a=amax，b=bmax時得出rmax＞r，所以上文中的r=9.5cm較為合理。

通過圖1可以看出星輪尺寸和輪架尺寸為固定值的時候，可以推出關于輪臂寬度公式：

圖1 星輪機構主要參數示意圖

將上述固定數值代入公式5，從而可以計算出t=4cm，因此星輪臂寬2t=8cm。

通過上文的計算，最終可以確定星輪機構的主要參數尺寸：R=12cm，r=9.5cm，t=4cm。

（三）爬樓機構傳動設計

在爬樓機構進行爬樓的時候，機體處于下傾的狀態，因此其所承受的扭矩等力也較大，為了保證整體質量和體積較小，以減少爬樓負載，因此需要使結構盡量地緊湊，在機械設計上需要設計有鏈傳動、渦輪蝸桿和齒輪傳動等機構。

通過對各個傳動機構的分析，最終本文采用行星齒輪傳動機構，該機構具有噪聲小、傳動效率低等特點。

傳動系統的機構原理如圖2所示，本機構傳動系統由兩級減速構成，整體設計緊湊，第一級采用錐齒輪傳動，第二級傳動采用星輪差速傳動。傳動系統中所采用的齒輪均為標準的漸開線齒輪，齒輪的模數均為2mm，通過圖2可以計算得出：

圖2 行星輪系機構傳動原理

首先固定齒輪4的齒數為70，因此該齒輪直徑可以通過模數計算得出，其結果為140mm，本文取其傳動比為10，因此依據差速傳動比計算公式得：

此外依據2K-H行星輪系裝配條件，從而可以得到公式7：

在上式中S、Z7和Z6均為相關的公因式，其中np為行星輪個數，本設計上該數量取3，其次依據公式得：

從而可得出輪7的齒數為67，依據模數，從而可以計算出輪7直徑為134mm，依據上式從而可以計算得出輪5的齒數為22，從而可以計算出其直徑為44mm。在安裝上輪5和輪6固定安裝在一個軸上，因此為了滿足以上條件，從而可以計算出輪6的齒數為20。

二、三維建模

本文所設計的爬樓輪椅結構復雜，其中所涉及的零件較多。本文中對于模型的建模采用UG軟件對其進行三維建模。

星輪機構是爬樓機構中最為重要的一種機構，該機構的設計決定爬樓是否能夠成功，該系統中的星輪機構包括前星輪與后星輪，前星輪只是三個普通的輪椅車輪組合在一起，而后星輪則是接受來自電機的動力，從而驅動整個機器進行工作，因此后星輪作為驅動輪與前星輪的設計有所不同，后星輪的三個工作輪，主要是三個帶輪，需要通過帶傳動驅動其進行工作。在三個星輪中間處設計一個原動帶輪，該帶輪的主要動力來源于主軸。通過主軸的轉動，從而帶動原動帶輪轉動，帶動上下兩側的張緊輪進行轉動，最終帶動三個帶輪轉動，從而驅動整機進行爬樓。其三維建模如圖3所示。

圖3 后星輪三維模型

本文所設計的爬樓輪椅主要采用電驅動的方式對其進行驅動，通過直流電瓶對直流電機進行驅動，電機通過帶動齒輪轉動，最終經過二級齒輪傳動帶動主軸轉動，從而帶動星輪機構運動。此外，還設計了電機固定架，其三維模型如圖4所示。

圖4 傳動系統三維模型

在爬樓輪椅進行爬樓的時候，整個輪椅一定會發生向下傾斜的狀態，為了保證爬樓的安全性以及乘坐者的乘坐舒適性，乘坐者的位置也要保持向下傾斜的狀態。因此椅座與機架之間的連接方式主要是采用滑輪的方式進行連接，整機機架如圖5所示。

圖5 整機機架

座椅的安裝方式是將兩個軸穿過座椅，因此在工作的時候，通過滾動軸承在滑軌之間的滑動，即可進行滑動，其最終模型如圖6所示（圖6見下頁）。

圖6 爬樓座椅三維模型

三、爬樓機構的運動仿真

筆者對該爬樓機構進行ADAMS運動仿真，在軟件中設初始的輪轂轉速為55rom，三個輪轂所受到的合力為370N/m，將該項數據代入ADAMS中進行仿真分析，從而可以得到輪轂角速度的仿真結果如圖7所示。

圖7 輪轂角速度

依據相關的數據，對爬樓機構的執行機構進行分析。由圖7可以看出，輪轂角速度變化較為頻繁，但是隨著時間不斷的推進，雖然數值一直在波動，但是變化量較小，整體穩定在534o/s。輪轂理論角速度通常為527o/s，理論計算的數值和仿真所得到的結果，相差較小，因此說明該種仿真結果比較可信。通過仿真計算，該爬樓機構的傳動比主要依據齒輪傳動和星輪之間的差動所決定，上述理論在計算中，減速器為5∶1，傘齒輪傳動比為3∶1，行星齒輪差速器傳動比為11∶1，因此該種減速比為165∶1。

本文利用剛體動力學方法[8]68，將其轉換成瞬態問題，該種方法可以較為簡單地分析出傳動輪齒的剛度和強度，施加相關的受力條件，其分析結果如圖8和圖9所示。

圖8 轉化等效應力值

圖9 位移變形量

利用ADAMS軟件對爬梯機翻轉爬升系統，在軟件中進行了攀樓輔助裝備的機械結構設計和攀樓輪轂運動的仿真分析，從數據結果分析得到本方案設計的攀樓輔助設備的攀樓機可行性較高。應用ADAMS軟件中的相關仿真模塊對輸出齒進行仿真分析，驗證整機機械結構運動可靠性，并為之后的攀樓輔助設備機械結構的改進優化提供了依據。

四、結論

本文針對國內外研究、應用現狀，創新性地提出了一種利用行星輪系爬樓的爬樓輪椅機構，并對其整體方案的設計以及各種關鍵問題作了深入地研究分析。主要完成了：

1.爬升機構的設計。在眾多爬樓方案對比中選擇星輪作為爬樓機構的主要爬樓裝置，并對其進行尺寸設計與傳動設計。

2.完成對模型的三維建模，應用UG三維建模軟件，對輪椅的各個部分進行建模，最后完成對模型的裝配處理。

3.應用ADAMS軟件對模型進行運動仿真，確保爬樓輪椅設計的可行性。