星轮行星轮转换式可爬楼轮椅设计说明书

星轮行星轮转换式可爬楼轮椅设计说明书作品内容简介针对目前普通轮椅不具备爬楼功能，而国内市场上尚未出现比较成熟、实用的爬楼轮椅这一现状，我们设计了一种实用的星轮行星轮转换式可爬楼轮椅。

该轮椅既可以像普通轮椅一样在平地上行走，又可以攀爬楼梯，通过手摇来驱动。

我们在行星齿轮结构的基础上加以改进，在中心轴和转臂间设一离合器，离合器分离时，驱动中心齿轮便会带动各行星齿轮旋转，此时为行星轮驱动模式，适用于平地行走；而操纵离合器使其结合时，中心轴和转臂锁死，各行星齿轮将不能自传，驱动中心轴整个行星轮系将整体翻转，主动翻越障碍，此时为星轮驱动模式，适用于爬楼梯。

这种新的结构我们称之为星轮行星轮转换式结构（该结构我们已经申请了专利）。

在此结构的基础上，我们在万向轮两侧增加了一对起引导和越障作用的导向轮，导向轮与万向轮的巧妙结合增强了万向轮的越障能力。

此外我们还准确设计重心位置，并将靠背设计成可调形式，爬楼时可以调节重心位置，保证了爬楼时的安全性和舒适性。

1 研制背景及意义目前市场上的轮椅存在一个很大的不足：由于采用了传统的轮式结构，只能够在平地上行走，面对台阶、楼梯这样比较复杂的地形却显得无能为力。

很多场合尤其是室外比如银行门前，购物中心门前等都或多或少有几级台阶，而对于室内仍有很多地方没有电梯，对于那些乘坐轮椅的残疾人，他们仍然有很多不便。

当然，国家也花费了大量的人力和财力在某些场所修建了相应的轮椅坡道和其它公用设施以方便残疾人活动。

但由于受各种因素的影响，这些措施起到的作用仍然非常有限。

解决这一问题的最好方法就是改进残疾人使用的行走设备，也就是说通过改进残疾人轮椅的机械结构，使其能够适应日常生活中所碰到大多数的地形。

对于残疾人轮椅车的改进，已有不少人提出各种解决方案：有的使用履带式的辅助爬升设备帮助轮椅上下楼梯，有的采用步进式的结构一步一步往上踏，有的使用精密的陀螺仪控制两轮结构的翻转，立起来上下楼梯，但这些方案都有一些不尽如人意的地方，比如：结构复杂，造价高，使用不便，不能很好的适应平地行驶等，因而都未能得到较广泛的应用。

在总结前人设计经验的基础上，我们在星轮行星轮转换式结构的基础上设计一种新型轮椅，一种简单实用、安全可靠，即能够适应平地行走，又能够上下楼梯的轮椅，希望能够为残疾人带来福音。

2 设计方案2.1 步进式受火车的曲柄连杆机构的启发，经过思考，我们想到一种连杆机构，如图1所示，通过驱动三个互成120度的曲柄带动三个踏板交替与楼梯接触前行。

在平路的时候和普通的轮椅车是一样的，靠轮子行走，在爬楼梯的时候，驱动轮则切换成上述步进机构，较平稳的沿着楼梯的棱边往上爬，如同爬一个斜坡一样。

图 1 步进机构经过分析发现步进式结构强度要求较高，而装配精度难以保证，从而使得整体性能会受很大影响。

另外，这种步进式结构上第一级楼梯会比较困难，平地行走时其连杆机构是一个累赘，甚至会影响其平地行走功能。

2.2 星轮行星轮转换式——驱动后置该方案是基于一种新结构——星轮行星轮转换式结构，如图2和图3所示。

其基本结构是具有三个行星齿轮的行星齿轮系，在中心齿轮外依次均布三惰轮和三行星齿轮，中心齿轮和惰轮、惰轮和行星齿轮间均为外啮合，左右两半箱体相联接作为转臂，由此构成具有三个行星齿轮的行星齿轮系。

在各行星齿轮轴系箱体外伸端分别固定一个车轮，箱体中心固定有齿式离合器固定端，齿式离合器活动端与中心轴通过花键滑动联接，当齿式离合器活动端与固定端没有啮合时，整个结构便处于行星轮结构模式，此时驱动中心轴便会驱动三个车轮旋转，便可以在平地上行走。

当拨动齿式离合器活动端使其与齿式离合器固定端结合时，中心齿轮和箱体（转臂）锁死，从而各齿轮均不能自转而只能随整个箱体一起翻转，整个行星齿轮系将变成一个刚性的整体而转变为星轮结构模式，此时驱动中心轴便会驱动包括行星轮系在内的整个箱体翻转，此种结构模式可用于攀爬楼梯。

该方案的优点在于，同一结构通过简单转换得到两种驱动模式，分别适应爬楼和平地行走，各自适应性良好，并且结构紧凑，操作方便。

图 2 星轮行星轮转换式结构图 3 离合器局部展开图运用此种结构也有两种方案：驱动前置和驱动后置。

驱动后置，即将该驱动结构置于车后作为驱动后轮，前轮用万向轮。

优点：由于大轮在后小轮在前，整车协调美观，爬楼时重量压于后轮，不易打滑，。

缺点：爬楼时，后轮支点位置不断跳跃性变化，有倾翻的可能；万向轮在前平地时承载较大，转向阻力大，爬楼时万向轮可能偏斜影响爬楼。

2.3 星轮行星轮转换式——驱动前置驱动前置，即将该驱动结构置于车前面作为驱动前轮，后轮用万向轮。

出于减小爬楼时万向轮的阻碍作用我们想到了此种方案，其最大的优点就是，万向轮作为后支点爬楼时不易倾翻，且阻碍作用相对较小。

但是驱动前置有一些致命的弱点，首先就是外观问题，大部分东西集中在前面，后面悬伸两个很小的万向轮，看起来很不协调，仅外观问题基本上就具有一票否决权；其次是打滑问题，爬楼时由于人对驱动轮的正压力不够，很容易打滑。

经过综合考虑，我们选择了第二种方案，即驱动后置的星轮行星轮转换式方案。

该方案能较好的实现爬楼功能，并且具有较好的外观。

该方案还涉及到以下具体问题。

a. 星轮行星轮转换式结构离合器的选用(1)牙嵌式离合器牙嵌式离合器结构简单，安装方便，承载力较大，从功能上讲基本上可以满足使用要求。

但是牙嵌式离合器牙数较少，满足我们使用要求的矩形牙嵌离合器只有7个牙，离合器的活动端与固定端自然对正的几率非常小，操纵时需要反复调整，很不方便。

在第一代产品试制时我们便采用了此种方案，经实验确实操纵不便。

(2)电磁离合器电磁离合器在通电后依靠电磁力使活动端与固定端结合，其操纵方便，只需按下开关接通电源。

电磁离合器有多种型号，有摩擦式的、牙嵌式的，有干式的、湿式的。

摩擦式的重量都很重，不符合我们的使用要求。

根据使用条件，只有牙嵌式电磁离合器DLY0系列符合要求。

使用电磁离合器最大的优点就是操纵方便，但是也有很多弊端，首先是重量问题，电磁离合器本身就有1.5kg重，还需要专门配备蓄电池，势必增加整车的重量。

其次是可靠性问题，电磁式的没有机械式的可靠，爬楼时如果出现电磁离合器线圈突然烧坏或是蓄电池电量耗完的问题，将会发生危险。

另外，蓄电池需要经常充电很不方便，电磁离合器安装精度要求很高，尤其是活动端和固定端同轴度要求非常高，对加工和装配都提出了很高的要求。

(3)齿式离合器齿式离合器与牙签式离合器比较相似，不同的是齿式离合器的齿数可以根据情况自己设计，可以取较多齿数。

齿式离合器承载能力很大，根据我们的使用要求，可以取较小的模数和较多的齿数，齿端面倒成尖角，这样以来结合起来非常容易，操纵时不需要太多的调整。

综合分析比较，我们最终选择了齿式离合器，其结构紧凑，体积小，重量轻，操纵方便，安全可靠。

b. 导向轮由于万向轮翻越半径有限，对于高度大其半径的台阶前万向轮便无法翻越。

因此，我们设计了前导向轮，通过它与万向轮之间的切线过渡来增大轮椅所能越过的最大高度。

万向轮的半径为100mm,而生活中普通楼梯的高度一般不超过180mm,我们将前轮部分的翻越高度设定为200mm，据此来设计导向轮的长度及倾角，如图4所示。

为了使导向轮能够比较平滑的越障，我们采用了履带式结构。

图 4 导向轮设计原理c. 传动系统为了减小驱动力，根据我们的初步计算，摇臂160mm时，所需传动比为：爬楼10：1，平地3.5：1，由于传动距离较远，选用链传动。

图 5 链传动系统为了实现两个传动比，可以做一个小变速器，设10：1，3.5：1和空档三档，但这样做不够简洁，增加了整车的重量也增加了成本。

后来我们想到了一种简单可行的方案，在一级轴和二级轴分别设一驱动点，平地行走时驱动二级轴，爬楼时驱动一级轴，驱动手柄设计成可拆卸形式。

如图5所示。

3 理论设计计算3.1能够爬楼不打滑的条件计算图 6 不打滑条件受力分析如图6所示情况最易打滑，设前后轮距为l ,人和车重心距后轮距离为xl .则Ny=x·G ,N1=(1-x)G ,Nx=Ny tg30。

，能爬上楼的条件是μN1≥Nx ，即μ(1-x)G≥x·G tg30。

，其中μ=0.30.3(1-x) ≥0.58x 得x≤0.34因驱动轮为车体的主要重量，加之爬楼时车体倾斜，人的重心自然靠后，因而重心设计在距图示位置距后轮0.34倍的轮距处是可以实现的。

3.2驱动力的估算爬楼时重力大部分压于后轮，忽略前轮的阻力，受力图如图7和图8。

图7 受力分析-重力阻碍翻转图8 受力分析-重力有助翻转对A点列力矩平衡方程：公斤力相当于力为：，人单手所需最大驱动：统，总传动比仅用两级链传动减速系驱动手柄时，，单边重力阻力矩。

时，驱动转矩主要克服力）重心后调后忽略前轮阻550Nr/i/TF110,16m.0rm80N16.0500T500N1050G0.16ma90(acosGTmaxmax===∙=⨯===⨯==≤∙=θθθ考虑到驱动转矩比较大，若选用电机作为原动机，需要专门配备减速系统才能达到所需转矩，而且要配备较大容量的蓄电池。

这样会增加整车的重量。

通过分析比较可采用手柄手摇驱动，双边驱动，以便于差动转向。

3.3结构设计计算3.3.1齿轮设计计算(1)平地行走情形如图9所示2f=F阻2f= F阻T 3=f R = F阻/2·RR为车轮半径，F阻为行走阻力，主要是滚动摩擦阻力，非常小，因而此种情况齿轮受力状况良好。

(2)在坡度为8度的地面行走时m N fR T NG f F G f ∙=⨯===⨯⨯==≈+=5.31.08.348.348sin 5005.08sin 5.0G sin88sin 23则阻图 9 平地齿轮受力分析 图 10 爬楼齿轮受力分析 (3)爬楼时 如图10所示T3=μ(1-x)G ·R ，取μ=0.3，x=0.3T3=0.3×0.7×50×0.1=1.05比较以上三种情况，在有坡度的地面行走时，齿轮受转矩最大。

根据三角星轮的大小要求，为降低安装精度要求，初选齿轮模数为3，考虑结构的紧凑性，根据楼梯的尺寸确定各轮轮距，由此确定齿轮中心距和各齿轮大小：中心轮，惰轮，行星齿轮齿数分别为38，26，18；选用45钢调质处理齿轮，对中心齿轮z1, 转矩m m 14800N 8.14)38/18/(5.32/213311⋅=∙=⨯==m N i T T.;6.6052.18.238308.0001485.122KT ;5.1,08.0,52.1,8.2;72025.12270;5.1,2Y 2Y 27023231lim lim lim N lim 强度符合要求故则取又则，取FP Sa Fa d F d Sa Fa N F STF FP F st F MPa Y Y z m K Y Y MPa Y S Y S MPaσψσψσσσ<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=======⨯⨯====== 3.3.2行星齿轮轴结构设计图 11 行星齿轮轴受力分析爬楼单轮着地时受力情况最差，此时受力图如图11所示N=G/2=500 NFt=T/R3=1.1/0.0175=63 NFr=Ft ·tana=63×0.364=23 N14Fr+28N1=52N ,得 N1=917N14N2+14N1=38N ，得 N2=440N经计算 ，A 处弯矩最大，mm 7.12601.012250][1.0d 60][,45,mm 12250N m 12.250N )1.10.6(120.6,)(1.412500024.0024.033b 1A b 12222=⨯=≥=∙=∙=⨯+==+=∙==∙=⨯==--σσααca ca A ca A A M A MpaM T M M mN T T mN N M 处的直径钢调质轴选用材料为则取 考虑轴承内径并取整 d=15mm齿轮键连接设计轮毂长度 为12 选用圆头平键，L=12 b=h=6强度符合要求][3.256620410044p p MPa dhl T σσ<=⨯⨯⨯==。