自动上楼轮椅说明书

目录
1 绪论 (1)
1.1课题的研究背景及意义 (1)
1.2国内外研究现状 (1)
2 自动轮椅总体设计 (4)
2.1概述 (4)
2.2 总体结构设计 (5)
2.3行星轮机构设计 (6)
3动力系统的设计 (9)
3.1动力系统参数设计 (9)
3.2驱动电机参数设计 (9)
3.3电池选择 (11)
4关键零件的设计计算 (12)
4.1配齿计算 (12)
4.2 链传动计算 (16)
参考文献： (19)
1 绪论
1.1课题的研究背景及意义
随着人口的急剧膨胀，我国的人口老龄化也随之加快，给社会及家庭带来的压力也不断增大。

在《人口老龄化发展趋势预测研究报告》中全国老龄委最新发布的资料说明了一个问题：我们所处的21世纪将会是人口老龄化的时期。

而我国早在20世纪末就已经步入了老龄化时代，相对于其他国家较早，这更应该引起我们的重视。

中国不仅是进入老龄化较早的国家，同时也是老年人口最多的国家。

在这个占有世界近1/5人口的国度里的问题就不仅仅是自身的问题了，它也会影响到世界老龄化程度以及进程，这个问题应该值得关注。

另外，由于各种生产事故、交通事故、各种灾害等意外事故导致大量残疾人的出现，这也是整个社会一直面临的问题。

在残疾人数量统计的相关报告表明：世界以及我国的一次大量增加，据官方不完全统计，汉川地震造成残疾人数超过7000人，青海玉树地震造成残疾的数量也是一个巨大数据。

随着现代科学技术的发展人们的寿命在延长的时间变长。

另外由于现代高节奏的生活致使汽车的使用率大幅度提高，交通事故随之增加，导致残疾发生的风险也在加大。

以上情况都验证了一个观点，就是残疾人口的数量将不断增加。

轮椅是现在大多数年老体弱者及肢体伤残人士使用较为广泛的代步工具。

轮椅的发展也随着社会的需求变得多种多样，人类的智慧引领轮椅行业的发展，智能轮椅在越来越高的使用需求中得到了更多的重视，随着科技的飞速发展，将逐步替代手动轮椅和电动而国内城市尤其是在中小城市中以多层公寓式楼房居多，电梯的使用还没有普及到所有的居民住宅，也给轮椅使用者造成诸多不便。

由于考虑到使用区域的广泛性，设计一款使用方便、重量适宜、价格合理的电动爬楼梯轮椅可能会大大的改善老年人和残疾人的生活质量，让他们的出行更为方便，楼梯和路障将不再成为他们出行的障碍。

1.2国内外研究现状
爬楼梯装置的研究已经有了较长的历史，早在19世纪90年代就已经有了此类专利的出现。

自此，美、英、日德等发达国家就开始向此领域冲击，经过不断努力开发，也出现了一些成果。

由于起步较早，它们在这方面的技术也相对成熟，已经推出此类产品。

但现存产品都还存在各种瑕疵，还没有一种能做到尽善尽美。

我国对此类装置的研究起步较晚，在近几年也有一些成果产生，但距离形成成熟产品还有很长的路要走。

1.2.1履带式
履带式爬楼装置是目前应用较广的一种方式，其原理简单，有多款成熟产品问世。

其中较为出名的是法国TopChiar公司研制的悍马-H8型，如图1a。

悍马-H8在结构上将平地电动轮椅和爬楼机构融为一体，平地运动时履带机构收起，由后轮驱动，爬楼时履带机构放下，与轮椅底部成一定角度，爬楼时可调节，使乘坐者始终处于较舒适的状态，由履带机构驱动轮椅爬楼，由于功能强大，售价也不菲，约20万人民币;也有一类履带式爬楼装置设计成独立模块，与普通轮椅配合使用，图1b为加拿大T09-ROBh型爬楼装置，该装置可与普通轮椅的后轮、背部固定起来，由专人操纵辅助完成上下楼，虽然功能没有悍马-H8强大，但价格相对便宜，约3万人民币，平时可放在固定楼道附近使用。

（a)法国悍马-H8 （b) T09-ROBY
图1履带式爬楼装置
履带式爬楼机构行走方式连续，抓地力强，上下楼时重心平稳，安全可靠，但体积、重量及噪声也较大。

1.2.2星轮式
轮式机构在地面的运输工具中应用范围最大，国外的爬楼梯装置设计中也常常采取轮式机构。

普通的残疾人使用的轮椅及电动轮椅车也通常使用轮式机构，轮式机构体积小巧，结构简单且容易控制，运行起来既平稳速度又快，工作能效高，并且由于转向时候采取的差动传动转向半径，这种转向半径很小，且易于转向;圆柱型轮体机构常常应用在一般的轮式机构之中，在平地行走具有很大的优势，但是路况较差如崎岖路面、楼梯状况时，普通的轮式机构又不能达到使用者的要求。

普通轮式机构要想跨越台阶等障碍，其中一个必要
条件就是车轮半径至少要大于台阶高度，而且跨越
台阶需要的能量很大，过程不稳定，冲击较大;而且
楼梯台阶的宽度
有限，如果一味的增大车轮半径又会导致轮椅在台
阶上失去了支撑点，这也是目前常规轮椅采用大的
后轮而无法实现上下楼梯功能的主要原因。

通常来讲，轮子的个数与轮式机构对路况的适应性能力强弱成正比，可是，如果轮子个数很多，那么势必会是小车体积增大，重量增加。

所以要是轮式机构完成爬楼梯的性能，就要改进它的机构。

能爬楼梯及可以越障的轮式机器人通常使用行星轮机构，行星轮的形态一般排列成十字形或Y型，这样来实现它的功能。

强生公司的IBOT，如右图）所采用的就是行星轮式爬升机构。

1.2.3腿足式
腿足式爬楼轮椅的主要特点是爬楼动作是一个由腿足完成的不连续过程。

早期的爬楼梯装置多数都采用这种不连续方式。

18世纪90年代Bray发明制造的爬楼梯轮椅采用的方式就是不连续方式。

在爬楼过程中，两套支撑装置中的一套作为支撑，另一套爬升，运动轨迹为上升、平移、着陆，类似人的两条腿一样爬楼。

腿足式爬楼梯装置实际上就是模仿人类爬楼的动作。

腿足式爬楼轮椅的研究日本的技术比较成熟，经过数十年研究，出了很多专利甚至产品。

在日本的丰田公司，“iFoot”，和“iUnit"可以让轮椅使用者能够像正常人一样随心所欲地到处运动。

“iFoot”，外观犹如一个长着机器腿的大椅子，或者说是一个从日本卡通片中逃出来的机器人，如图1.2.3 （a)所示，它能够像人一样两条腿走路。

如果你觉得太慢，那么还有“iUnit"可供选择，这种设计有四个轮子，使用者坐在距离地面较低的轮椅里面。

但是这种装置还处在概念阶段，没有到可以上市的程度。

另一个正在研制中的轮椅和“iFoot”比较像，尽管外观上不像“iFoot”那样漂亮，但它更实用。

这是日本研发的又一腿足式爬楼装置，名字"WL-16RII"，如图1.2.3 （b）。

也是有两条腿的椅子，座椅底安装了陀螺仪系统，每条腿上也都装有压力传感器，通过信息采集以及陀螺仪联合控制处理来保持平衡，可以上下楼梯，并且可以调高或者调低，可为老年人和残疾人提供新的行动能力。

不过，这种轮椅目前也没能上市。

（a） iFoot (b) WL-16RII
图2腿足式爬楼装置
综上所述，国内外在爬楼梯装置方面的研究已经有较长的历史，成果也较多，诞生了很多的专利以及产品，但是它们或者结构复杂、或者造价昂贵，总是存在这样或那样的缺陷。

为了更好地解决老年人、残疾人活动问题，提出一种整体结构紧凑、质量适中、安全性好、操作方便、价格适宜的爬楼梯轮椅方案是十分必要的。

此外，考虑到轮椅的主要作用是平地行驶，故在做好爬升装置的前提下更应将平地行驶功能做到最好。

可以看出，虽然爬楼梯装置的研究已经有了一定的成果，但距离完美的产品的诞生还是有很长一段路需要走的。

2自动轮椅总体设计
2.1概述
根据目前爬楼梯装置的研究现状，分析已产生的各种机构的优缺点，在充分考虑结构、造价、安全性等重要因素的基础上，研究设计一种星轮式电动爬楼梯轮椅。

该设计在满足爬楼梯轮椅的基本要求前提下，尽量做到结构简单，价格适宜，对台阶适应性强，安全性高等方面。

具体要做到以下几点:
(1)能爬楼、越障，平地时可作电动轮椅使用。

(2)爬楼时重心波动较小，具有良好的稳定性和可靠性。

(3)作为电动轮椅时要符合，国标GB12996-91电动轮椅技术参数标准。

(4)轮椅车上下楼应与我们日常习惯一致，避免反向上楼给使用者带来的不便，同时确保上下楼过程的安全性。

分析现有的三种典型爬楼梯机构，综合比较其缺点，见表2-1
表2-1典型爬楼机构优缺点对照表
通过对比以上各种爬升机构的优缺点，星轮式越障机构优势突出，结构简单，成本低，而且传动机构易布置，因此本课题采用星轮式越障机构。

综合考虑我国国情和普通消费者的购买能力，在三种爬楼梯机构的性能对比分析，同时满足轮椅的设计要求的基础上，开发了一种既可满足爬楼梯功能，又安全可靠，操作方便，通用性好而且价格适中的行星轮式多功能电动爬楼梯轮椅车。

2.2 总体结构设计
轮椅的总体设计如图4所示，主要由越障机构（行星轮机构）、车架、座椅和座椅调节平衡机构、驱动机构和转向机构组成。

图4
(1)越障机构：本课题采用两对星轮式机构，前后各一组行星轮并且左右分别对称安装，通过行星轮的公转和自传实现平地行驶与越障的转换，以便顺利通过各种路况；行星轮小轮之间通过链连接，每组行星轮一侧安装一对电磁离合器，
通过电磁离合器的通与断来控制行星轮支架的翻转。

(2)车架：车架是整个轮椅车的基础，应结合轮椅车总布置的要求来设计，还应具有足够的强度和刚度，保证轮椅车可以顺利通过各种复杂路况；质量要尽可能小，应布置的离地面更近一些，使轮椅重心降低，有利于提高轮椅的行驶稳定性。

(3)座椅和座椅调节平衡机构：座椅起着支撑人体，使轮椅操纵方便和乘坐舒适的作用，因此这次设计要充分考虑使用者的要求。

座椅调节机构采用了一种滚道滑轨式固结在车架上，滚轴一端连接座椅，一端安装有轴承，通过轴承在圆弧轨道中的滚动，实现座椅调节的目的。

（4）驱动机构：采用电机中置，链传动与齿轮相结合的传动方式，以使电机的传动可以有效的传递给行星轮结构，驱动轮椅的运动。

（5）转向机构：鉴于设计的车轮数目较多，如果直接采用前轮转向或是后轮转向，则同时有8个轮着地，并且同时要转到6个轮才能实现转向，所需的转向力将很大，造成转向困难。

为了解决这一困难，我单独在轮椅的前边设计了转向轮并且还采用了机械传动等，在平地行驶时使用者可以方便的通过控制转向盘的传动实现对轮椅的转向，越障时依靠电机带动转向轮升高，防止转向轮影响轮椅越障。

2.3行星轮机构设计
2.3.1行星轮总体结构概述
行驶机构采用轮组结构。

轮组结构中的小轮个数越少，结构越简单，但是轮组的翻转力矩也越大，轮椅重心波动也就大，稳定性越差。

但随着小轮个数的增加，轮椅重心波动减小，但是整个轮组机构的结构也越来越复杂。

因此，本文轮椅的前轮由三个小轮构成轮组机构，后边是由四个小轮组成轮组机构，即都为行星轮机构。

如图平地运行状态，链传动动力，小轮着地运行。

后轮为主动轮，前轮为从动轮。

开始爬楼梯时，圆台结构外移与轮体相连夹紧，整体运动，小轮由链条锁紧防止滚动出现危险。

爬楼梯结束，由外侧弹簧推回圆台，小轮继续运行。

图4
2.3.2行星轮架的中心距
由建筑楼梯数协调标准GBJ101-87知：楼梯踏步高度h 的取值范围为140mm-220mm ，楼梯踏步宽度必须控制在220mm-320mm 之间，楼梯梯段最大坡度不宜超过38°。

（1）s ，h 最小时，两小轮中心距不应大于22h s +，如图2-3-1所示，根据几何关系有： (2R)2≤2min 2min h s + (2-3-1)
代入数值，求得：R ≤180mm
（2）s ，h 最大时，车体后面行星轮架至少前倾，并且一小轮应至少能登上上一台阶，所以2R ≥h ma =110mm 。

综上分析知，R 的取值范围是（110,180）。

R 应尽量大，但太大又影响体积的大小设定，所以综合一下设计设计中取R=145mm 。

2.3.3小轮半径r 的范围值
（1）两小轮半径应小于小轮中心距，根据几何关系有：
r ≤R (2-3-2) 代入数值得：r ≤R=145mm
（2）小轮最小时，支架不应与楼梯沿相碰。

h 最小时，这种可能性大，则 有几何关系知：
sin α=
R h 3min (2-3-3) tan β=tan （90-α）=m in m in r h r - （2-3-4）
计算并代入数值： α=arcsin R h 3m in ≈32.606° β=27.394°
所以
=min r 47.79mm
综上可知：
r 的取值范围是（47.79,195），r 应取较大值，以提高平地行驶速度，但是过大行星轮支架的半径也越大，不利于机构紧凑型和轻便型，因此我们取r=65mm 。

特别指出的是，以上分析中R ，r 的值并不是固定的，只需要在其范围内取值即可。

3动力系统的设计
3.1动力系统参数设计
对轮椅动力系统进行设计，必须结合轮椅在平地和爬楼等不同路况进行分析，以满足各种路况下轮椅都能提供足够的动力需求。

根据电动轮椅的标准GB12996-91可知，对其主要技术性能的规定如表3-1所示：
表3电动轮椅国家标准
参考轮椅的运行实际情况，确定其技术指标为：平地行驶时最大运行速度为7.2km/h，最大爬楼速度为每分钟20个台阶。

轮椅携带四块12v蓄电池，每块电池容20Ah，一次行程40km以上。

3.2驱动电机参数设计
3.2.1驱动电机的类型选择
驱动电机是自动上楼轮椅整个轮椅车动力系统的核心，其正常运行不仅要为轮椅提供足够的动力，也要确保轮椅车在使用过程中，特别是爬楼时的安全性和可靠性。

首先，选择驱动电机的类型，轮椅车依靠蓄电池来供电，为电机提供能源，一般可选步进电机、直流电机或是无刷直流电机作为驱动电机。

步进电机是将电脉冲信号转变为角位移或线位移的开环控制，驱动步进电机按设定的方向转动一个固定的角度，可以准确定位和调速：转矩大、惯性小、影响频率高，但是其能耗大、转速低，并且伴有振动和噪声，不利于轮椅的稳定型和实用性。

直流电机响应速度快、控制特性好，可以在很宽的范围内进行平滑调节，而且具有很高的灵敏性，满足轮椅的突发情况下的要求，但传统的直流电机均采用换相器和电刷以机械方法进行换相，因此存在相对的机械摩擦，由此带来
噪声、火花、无线电干扰以及寿命短等问题，需要经常维护。

无刷直流电机继承了直流电机的优点，采用电子换相电路，克服了传统直流电机采用机械转换装置的弊病，具有无噪声、免维护、可靠性高的优越特性。

因此我们选用48V 的无刷直流电机作为轮椅的驱动电机。

3.2.2选择驱动电机的功率
轮椅具有平地行驶和爬楼两种不同的工作状态，不同工作状态对应不同的功率需求，因此先分别计算两种状态下驱动电机所需功率，然后再选择驱动电机的额定功率。

该轮椅自重为50kg ，最大承载能力为100kg ，因此轮椅的最大运行总质量为150kg ，该总质量由前轮和后轮共同分担，假设前轮和后轮分别承受总质量的40％和60％，并且取轮胎与地面间的静摩擦系数μ为0.71.
（1） 平地所需功率
平地行驶时，轮椅采用后驱动轮，后驱动轮组任意两个小轮着地，克服与地面间的摩擦力2F 前进，前轮随之前进，同时设前轮与地面之间的摩擦力为1F 。

当12F F ≥时，轮椅在平地上正常行驶。

前轮承受的正压力; N G G N 58840(1=⨯+=％）
人车 后轮承受的正压力：N G G N 88260(2=⨯+=％）
人车 前轮承受的水平摩擦力：N N F 48.41711==μ
后轮承受的水平摩擦力：N N F 22.62622==μ 所以12F F ＞,满足正常行驶要求。

所设计的轮椅直径为D=195mm ，轮椅平地的最大运动速度为V=2m/s ，根据轮椅行驶速度和车轮直径，计算轮椅车在平地上行驶的相关参数：
后驱动轮所需要最大转速为：rpm 196601==
D
V
n π 后驱动轮所需最大角速度为：s /rad 51.2060
n 21
1==πΩ
后驱动轮最大切向加速度为：22
m/s 96.6m
==
F α 后驱动轮最大角加速度为： 22/8.922
/s rad D ==α
α 后驱动轮转动惯量为：22121/00476.08
1
21m kg D m r m J ===
电机所需要的工作功率为：a
a p 1000p V
W d F P P ==
轮椅包括齿轮传动。

链传动和轴传动，因此我们设传动总功率为0.85，所以在平地行驶所需功率为：kw P d 35.0=
（2） 轮椅爬楼时，由于速度较小，忽略空气阻力和加速阻力，只有滚动阻力αcos Gf F f =和坡度阻力αsin G F t =，所以轮椅行驶方程式可以表示为：
αα总sin cos G Gf F F F t f +=+=，其中α为坡度角。

查表可知，良好的沥青路面和混凝土路面的滚动阻力系数f 的数值为0.010-0.018，一般的沥青和混凝土路面为0.018-0.020。

平时路地行驶时我们取滚动阻力系数为0.018，爬楼时因为大多数楼梯为混凝土或是大理石，所以我们把滚动系数取为0.020。

因为平路行驶时α=0，所以受工作阻力为： N Gf F t 46.26==
我们设计的轮椅最大爬坡度为40°，所以爬楼时工作阻力为： N F F F t 3.974t f 2=+=
所以t t2F F ＞，取F=t2F =974.3N ，取v=0.2m/s ，求得电机所需工作功率为： kw p P P a
w
d 23.0==
综上所述，为了使轮椅爬楼与越障时有足够的驱动力，驱动电机功率必须大于0.35kw ，并且有一定的剩余。

所选驱动电机主要性能参数如下表：（上海瑞克）
3.3电池选择
轮椅装载48V 的蓄电池作为供电能源，同时可以满足平地行驶和爬楼梯的要求。

为了选择性价比最高的蓄电池，一般从电池容量、电压大小、重量、使用寿命和价格成本等几方面进行考虑，市场上有四种常见的蓄电池：铅酸电池、镍氢电池、镍锌电池和锂电池。

镍氢电池、镍锌电池和锂电池性能优越，使用寿命长，但是价格昂贵，一般比铅酸电池高4-5倍，增加了轮椅的制造成本。

铅酸蓄电池成本较低、应用历史长、相对更加成熟，改进后的免维护铅酸电池性能更加稳定
可靠，使用也更方便，得到了广泛应用。

因此，轮椅车选用免维护铅酸蓄电池作为供电能源。

4关键零件的设计计算
4.1配齿计算
4.1.1传动比计算
由前面已知上楼梯时，要使后轮转动而爬上楼梯所需要的扭矩为170N m ⋅ 功率 P=0.23kw .而所选电机额定转速 1e n =230min r 额定转矩为5N m ⋅ 已知外轮系的大径为500mm
后轮由电机通过一级齿轮传动和一级链轮传动而进行上楼梯动作。

由 m=9549
p
n
可知 Ⅲ轴转速3n =61.8min r
由于链轮3.4.5.6之间为等传动比传动，现假定四个链轮d=200mm 则轴Ⅱ的转速2361.8min n n r ==，由电机额定转速230min e n r =
1.2齿轮之间的传动比2230 3.7261.8
e n i n μ=
=== 4.1.2齿轮模数与齿数计算
（1）初选小齿轮齿数122Z = 则大齿轮齿数21 3.722281.84Z iZ ==⨯= 取282Z =
（2）按齿面接触强度设计
1t d ≥ 试选载荷系数 1.3t K =
计算小齿轮传递的转矩15e T T N m ==⋅
查表可知齿宽系数0.6d φ= （小齿轮作悬臂布置） 查手册可知材料的弹性影响系数1189.8E Z MPa =
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1lim 600H MPa σ= ；大齿轮的接触疲劳强度极限2lim 550H MPa σ=
由齿轮的工作力循环次数N 的计算式60h N njL =
()
60h h N njL n j L =---r
齿轮转速min 齿轮每转一圈时，同意齿面啮合的齿数
齿轮的工作寿命
可算出两齿轮的应力循环次数
()811N 606023018365208.0610j h n L ==⨯⨯⨯⨯=⨯
8
828.0610
N 2.17103.72
⨯==⨯
则可查得接触疲劳寿命系数10.935HN K = 20.97HN K = （3）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1% 安全系数S=1
[]()
[][]11
lim
lim lim 12
0.935600
56115500.97533.5HN H HN
H HN H K H s
K MPa s K H MPa
s H MPa
σσσσσσ=
---⨯==
==⨯=齿轮接触疲劳寿命系数
齿轮的接触疲劳强度系数安全系数
（3） 计算
试算小齿轮分度圆直径1t d ，代入[]H σ 中较小的值
127.9t d mm
≥==计算圆周速度v
11
27.9230
0.336601000
601000
t d n v m s ππ⨯⨯=
=
=⨯⨯
计算齿宽b
10.627.916.74t b d d mm φ=⋅=⨯=
计算齿宽与齿高之比b/h
模数 1127.922 1.268t t m d Z mm === 齿高 2.25 2.853h mt mm == 16.742.853 5.87b h ==
4.1.3载荷系数计算
（1）根据0.336v m s =, 7级精度，查得动载系数 1.07v K =
直齿轮，假设100A t K F b N mm
()()
A t K F N b mm ---使用系数
圆周力齿宽
查得齿间载荷分配系数H F K K 1.2αα== 查手册得使用系数A K 1=
而对于7级精度的小齿轮相对支撑悬臂布置时齿向载荷分布系数H K β 查得()223H K 1.120.181 6.70.2310d d b βφφ-=+++⨯
()2231.120.181 6.70.60.60.231016.741.345
-=+⨯+⨯⨯+⨯⨯=
由 5.87b h =, 1.345H K β=查手册得 1.273F K β= 故载荷系数 A V H H K K K K K αβ=
1 1.07 1.
2 1.345 1.73=⨯⨯⨯=
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
1127.930.69d d mm === 计算模数m
1130.6922 1.395m d Z mm === （2)按齿根弯曲强度设计
弯曲强度的设计公式为
m ≥确定公式内的各计算数值
（1） 查手册得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FE MPa σ= ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限2380FE MPa σ=
（2） 查得弯曲疲劳寿命系数
10.865N KF =，20.895N KF =
（3） 计算弯曲疲劳许用应力， 取弯曲疲劳强度安全系数s=1.35 则
[][]11
22
120.865500
320.371.35
0.895380251.931.35
N FE N FE KF F MPa
s KF F MPa
s
σσσσ⨯==
=⨯=
==
（4） 计算载荷系数k
A V F F K K K K K αβ=
1 1.07 1.
2 1.27
3 1.635=⨯⨯⨯=
由 1 2.2Z =， 282Z = 查得齿形系数及应力校正系数
1 2.72Fa Y =，1 1.57S a Y =，
2 2.216Fa Y =，2 1.771S a Y =
（5） 计算大小齿轮的
[]
Fa S a
Y Y F σ 并加以比较
m ≥
0.957=
[][]11
22
1
2
2.72 1.57
0.01333
320.37
2.216 1.771
0.01558
251.93
Fa Sa Fa Sa Y Y F Y Y F σσ⨯==⨯=
=
即：大齿轮的数值大
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数0.957并就近圆整为标准1.25mm ，按接触强度算得的分度圆直径130.69d mm = 算出小齿轮齿数
1130.691.2524.55Z d m ===，取125Z =大齿轮齿数2125 3.7293Z Z μ==⨯=
4.1.4几何尺寸计算
（1） 计算分度圆直径
112225 1.2531.2593 1.25116.25d Z m mm d Z m mm
==⨯===⨯=
中心距 ()()121
31.25116.25273.752
a d d mm =
+=+⨯= 齿轮宽度 10.631.2518.75b dd mm φ==⨯= 取 1220,22B mm B mm ==
（2） 验算
11225000
32031.25
t T F N d ⨯===
132017.06710018.75
A t K F N mm N mm b ⨯==⋅ 合适 齿轮 1.2
121225,9320,22
Z Z B B ==== 1.25m =
4.2 链传动计算
4.2.1链传动比
已知电机功率120P w =，转速210min n r =，小滚轮直径140m d mm =。

水平运动时，由电机驱动所能使轮椅行走的最大速度 max 1v m s =， 则小轮所在轴的转速
601000136.49min n v D r π=⨯=
已知电机额定转速 210min e n r = 则链传动之间的传动比 210136.49 1.54e i n n ===
4.2.2链传动的设计
（1）选择链轮齿数 1,2Z Z
初选 121Z = （由于链节数常是偶数，为考虑磨损均匀，链轮齿数一般应取与链节数互为质数的奇数 ）
则 2121 1.5432.34Z iZ ==⨯= 取 233Z =
（2）修正功率 1
c P Pf =
12f f --工作情况系数齿轮系数
查《机械设计手册》第2卷可得 平稳运转状态下的工作情况系数11f = 则 10.1210.12c P Pf kw ==⨯= （3）确定链条节数
初定中心距025a P =，则链节数为
2
012210222P a Z Z Z Z P L P a π+-⎛⎫
=++ ⎪⎝⎭
2
225213333213252P P P P π⨯+-⎛⎫
=++ ⎪⎝⎭
50270.15
77.15
=++=
取 78P L = （4）确定链条的节距 P
按小链轮的转速估计，查手册可得小链轮齿轮系数
1.08
1.08
10.26
0.26
21 1.11
1919780.937
100100Z P L Z K L K ⎛⎫⎛⎫=== ⎪ ⎪
⎝⎭
⎝⎭
⎛⎫⎛⎫=== ⎪ ⎪
⎝⎭
⎝⎭
选取单排链，又查得多排链系数 1P K = 故得小链轮所需传送的功率为 0ca Z L P P P K K K =
()0.12 1.110.9371=⨯⨯ 0.115kw =
根据小链轮转速1210min n r =及功率0.115P kw = 查手册可选取链号为06B 单排链 则其链节距9.525P mm = （5）确定链长及中心距a
789.525742.95P L L P mm =⋅=⨯=
1242P Z Z P a L ⎡+⎛⎫⎢=- ⎪⎢⎝⎭⎣
9.52521337842⎡+⎛⎫⎢=-+ ⎪⎢⎝⎭⎣ 242.2mm = 中心距减小量
()()0.002~0.0040.002~0.004242.2Q a ∆==⨯ 0.484~0.969mm = 实际中心距
()'242.20.484~0.969a a a =-∆=- 241.72~241.23mm = 取 '241.5a mm = （6）验算链速 11210219.525
0.76010060100
n Z P v m s ⨯⨯=
==⨯⨯
与原假设相符
（7）计算分度圆直径
()()()()11221809.5251802163.911809.52518033100.2d P Sin Z Sin mm d P Sin Z Sin mm
=︒=︒==︒=︒=
（8）作用在轴上的后轴力
P FP e F K F =
()
()P e FP F N F N K ---压轴力有效圆周力压轴力系数
100010000.120.7171.43e F P v N ==⨯= 按水平布置取后轴力系数 1.15FP K = 故 1.15171.43197.14P F N =⨯= 121Z = 163.9d mm = 233Z = 2100.2d mm =
同理： 可算出传动比为1的四个链轮
38Z = 153.8d mm = 15.875P = 88P L = 1397L mm = 0.62v m s =
参考文献：
[1] 濮良贵 纪名刚.机械设计第八版[M]. 高等教育出版社,2008 1～422
[2] 机械工程手册编写组.机械工程手册（第二版）[M].北京：机械工业出版社,1997 15～70 [3] 牛凤英 《智能轮椅多模态控制系统研究》 南昌大学 2009.6. [4] 卢玉明.机械设计基础(第六版)[M].高等教育出版社,2004 1～150 [5] 唐陶鑫 《智能越障爬楼轮椅驱动及控制系统研究》 中华科技大学 2008.6 [6] 程乃士.减速器和变速器设计与选用手册[M].北京：机械工业出版社,2007 50～80 [7] 孟祥雨.一种行星轮式爬楼梯电动轮椅设计与研究[D].长春：长春工业大学，2012 [8] 王丽娟.行星滚轮转换步行驱动爬楼轮椅设计[D].苏州：苏州大学，2010 [9] 李 超.行星轮式多功能电动轮椅车的设计与研究[D].合肥：合肥工业大学，2011 [10] Orlov P.Fudamentals of Mechine Design .Moscow:Mir Pub.1987
[11] Kuehnle M R.Toroidal Drive Combines Concepts.Product Engineering.Aug.1979 [12] Sors L .Fatigue Design of Machine Components.Oxford:Pergamon Press.1971 [13] 朱孝录.机械传动设计手册[M].北京：电子工业出版社，2004
[14] 机械零件设计手册（第三版）/东北大学编 北京：冶金工业出版社 1994.4 [15] 唐曾宝 常建娥.机械设计课程设计[M],2006 1～230
[16] 哈尔滨工业大学理论力学教研室编.理论力学(第六版)[M].高等教育出版社,2002，260～300 [17] 刘鸿文.材料力学(第4版) [M].高等教育出版社,2003,150～300。