自动上楼轮椅说明书

目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"1绪论1\o"CurrentDocument"1.1课题的研究背景及意义1\o"CurrentDocument"1.2国内外研究现状1\o"CurrentDocument"2自动轮椅总体设计4\o"CurrentDocument"2.1概述4\o"CurrentDocument"2.2总体结构设计5\o"CurrentDocument"2.3行星轮机构设计6\o"CurrentDocument"3动力系统的设计9\o"CurrentDocument"3.1动力系统参数设计9\o"CurrentDocument"3.2驱动电机参数设计9\o"CurrentDocument"3.3电池选择11\o"CurrentDocument"4关键零件的设计计算12\o"CurrentDocument"4.1配齿计算12\o"CurrentDocument"4.2链传动计算16\o"CurrentDocument"参考文献：19#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-220m,楼梯踏步宽度必须控制在220mm-320m之间，楼梯梯段最大坡度不宜超过38°。s,h最小时，两小轮中心距不应大于"s2€h2，如图2-3-1所示，根据几何关系有：(辽R)2Ws2+h2(2-3-1)minmin代入数值，求得：RW180mms,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三h=110mm。ma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：rWR代入数值得：rWR代入数值得：rWR=145mm(2-3-2)(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(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：hsina=—minJ3RrtanB二tan(90-a)h一rmin(2-3-3)2-3-4)计算并代入数值所以综上可知：h计算并代入数值所以综上可知：ha二arcsinmn^B=27.394°r，47.79mmmin~32.606°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-1所示：表3电动轮椅国家标准项目内容性能措标室肉型室外型速度(Kw/i)4.5£6.0£18爬坡能力一抚充电最大行程（曲）工10220参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,—次行程40km以上。3.2驱动电机参数设计321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口为0.71.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F前进，前轮随之前进，同时设前轮与地面之间的摩擦力为F。21当F€F时，轮椅在平地上正常行驶。21前轮承受的正压力；N二(G+G),40%二588N1车人后轮承受的正压力：N二(G+G),60%二882N2车人前轮承受的水平摩擦力：F=口N=417.48N11后轮承受的水平摩擦力：F=口N=626.22N22所以F〉F,满足正常行驶要求。21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：n=60V=196rpminD后驱动轮所需最大角速度为：q=2n=2051rad/s60'后驱动轮最大切向加速度为：a=F=6.96m/s2m

a后驱动轮最大角加速度为：a==92.8rad/s2D/211后驱动轮转动惯量为：J=一mr2=mD2=0.00476kg/m22181PF电机所需要的工作功率为：二位dp1000paa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：P=0.35kwd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F=Gfcosa和坡度阻力F=Gsina，所以轮椅行驶方程式可以表示为：ftF二F€F二Gfcosa+Gsina,其中a为坡度角。总ft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0.010-0.01，8一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a=0，所以受工作阻力为：F=Gf=26.46N我们设计的轮椅最大爬坡度为40°,所以爬楼时工作阻力为：F=F€F=974.3Nt2ft所以F>Ft,取F二F=974.3N,取v=0.2m/s,求得电机所需工作功率为：t2t2PP=—w=0.23kwdpa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)型号额定功率(W)额定转矩(nm)额定电流(A)额定转速(rpm)额定效率(%)额定电压(v)起始转速(rpm)90ZE0240054.2230±80482853.3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n=230/额定转矩为5N•me〔min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匕可知nIII轴转速n=61.8/3min由于链轮345.6之间为等传动比传动，现假定四个链轮d=200mm则轴II的转速n=n=61.8rmin,由电机额定转速n=230rmin23e'1.2齿轮之间的传动比i二估二鵲二3.72二,24.1.2齿轮模数与齿数计算(1)初选小齿轮齿数Z二22则大齿轮齿数Z二iZ二3.72X22二81.84取1Z二82(2)按齿面接触强度设计(2)按齿面接触强度设计d>2.321t试选载荷系数K二1.3t计算小齿轮传递的转矩T二T二5N•m1e查表可知齿宽系数©d=0.6(小齿轮作悬臂布置)查手册可知材料的弹性影响系数Z二189.8MPa12E按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限cHlim二600MPa；大齿1轮的接触疲劳强度极限cHlim二550MPa2由齿轮的工作力循环次数N的计算式N二60njLh

N，60njLhn-齿轮转速j-齿轮每转一圈时，同意齿面啮合的齿数L-齿轮的工作寿命h可算出两齿轮的应力循环次数N，60nL，60„230„1(8„365„20)=&06„10s11jhN，&06„108372，2.17„108则可查得接触疲劳寿命系数K，0.935K，0.97HN1HN2计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1Kc―HN_H4im

sK-齿轮接触疲劳寿命系数c-齿轮的接触疲劳强度系数(MPa)Hlims-安全系数…]Kc0.935„600LcH」=hnh叫，，561MPas1LcH]，550„0.97，533.5MPa23)计算试算小齿轮分度圆直径d，代入［cH」中较小的值1td>2.321tKTt1d>2.321tKTt1-©d，2.321.3„5„1033.72<1(189.8\0.63.721533.5丿，27.9mm计算圆周速度v，0.336m.s'dn'„27.9，0.336m.sv，1^—，—60„100060„1000计算齿宽bb，©d-d，0.6„27.9，16.74mm1t计算齿宽与齿高之比b/h模数m€dZ€27.9;22=1.268mmtit1齿高h€2.25mt€2.853mmbh=16.74,2853=5.874.1.3载荷系数计算(1)根据v=0.336ms,7级精度，查得动载系数K=1.07v直齿轮，假设KF"y100NmmAt匕-使用系数F-圆周力(N)b-齿宽(mm)查得齿间载荷分配系数K=K=1.2H„F„查手册得使用系数K=1A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KH0查得K=1.12+0.18(1+6.7©d2)©d2+0.23x10-3bH…=1.12+0.18x(+6.7x0.62)x0.62+0.23x10-3x16.74=1.345由bh=5.87,K=1.345查手册得K=1.273‘H…F…故载荷系数K=KKKKAVH„H…=1x1.07x1.2x1.345=1.73按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d=d3：KK=27.9x3.1.73/1.3=30.69mm计算模数mm=dZ=30.69/22=1.395mm2)按齿根弯曲强度设计

弯曲强度的设计公式为确定公式内的各计算数值弯曲强度的设计公式为确定公式内的各计算数值FE1(1)查手册得小齿轮的弯曲疲劳强度极限c<500MPaFE1大齿轮的弯曲疲劳强度极限c<380MPaFE22)查得弯曲疲劳寿命系数KF<N10.8652)查得弯曲疲劳寿命系数KF<N10.865KF<0.895N23)计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳强度安全系数s=1.35€cF]1€c€cF]1€cF]2KFc<N.FE11sKFc—NFE22s<<32037MPa<甘<251.93MPa4)计算载荷系数kK<KKKKAVFaFP<1x1.07x1.2x1.273<1.635由Z<2.2，Z<82查得齿形系数及应力校正系数12YFa1<2.72，Y<1.57，Y<2.216YFa1<2.72，Sa1Fa2Sa2YY(5)计算大小齿轮的［笄a并加以比较3：2“635x5000x0.0155：30.6x222<0.957YY2.72x1.57320.37<0.013331YY2.216x1.771251.93<0.01558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d=30.69mm算出小齿轮齿数1Z€d/m€30.691.25=24.55，取Z=25大齿轮齿数Z=pZ=25,3.72=931「1214.1.4几何尺寸计算1)计算分度圆直径d€Zm€25,1.25=31.25mm11d€Zm€93,1.25=116.25mm22中心距a€1(d+d„€(31.25+116.25„,2=73.75mm212齿轮宽度b=Qdd€0.6,31.25=18.75mm1取B€20mm,B€22mm122)验算2,500031.25€320NKF2,500031.25€320NKFb_1,320€18.75€17.067Nmmy100N-mm合适齿轮1.2Z€25,Z€9312m€1.25B€20,B€22124.2链传动计算4.2.1链传动比已知电机功率P€120w，转速n€210rmin，小滚轮直径d=140mm。m水平运动时，由电机驱动所能使轮椅行走的最大速度v€1ms，则小max轮所在轴的转速n€60,1000v;兀D=136.49r/min

已知电机额定转速n€210rmine则链传动之间的传动比i€n/n€210/136.49=1.54e'4.2.2链传动的设计（1）选择链轮齿数ZZ1,2初选Z€21（由于链节数常是偶数，为考虑磨损均匀，链轮齿数一般应1取与链节数互为质数的奇数）则Z€iZ€21x1.54€32.34取Z=33212（2）修正功率Pc€Pf1f-工作情况系数1f-齿轮系数2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f€11贝yP€Pf€0.12x1€0.12kwc13）确定链条节数初定中心距a€25P，则链节数为02aZ„ZL€0+t2-PP2a0€2x€2x25P21+33PP…33—21¥25PJ2兀丿€50+27+0.15€77.15取L€78P4）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…Z\1.08…21\…Z\1.08…21\1.08J19J19€1.11…L\0.26…78、0.26€0.937选取单排链，又查得多排链系数K€1P故得小链轮所需传送的功率为P€PKKK0ca'ZLP=0.12,.(1.11x0.937x1)€0.115kw根据小链轮转速n€210rmin及功率P=0.115kw查手册可选取链号为06B单排链则其链节距P€9.525mm5)确定链长及中心距aL€L„P€78x9.525€742.95mmPa_PIf4|l（21+33<j（21+33<2（33—21<278—+J78——8xI2丿I2丿L2…丿49.525€242.2mm中心距减小量”Q_（0.002〜0.004,a_（0.002〜0.004,x242.2€0.484~0.969mm实际中心距a'_a-”a_242.2—（0.484〜0.969）_241.72〜241.23mm取a'_241.5mm6)验算链速_0.7msnZP210x21_0.7msv_1_i_—60x10060x100与原假设相符7）计算分度圆直径d_PiSin（180。Z,_9.525Sin（180。21）_63.91mm_PSin（180。）_9.525/Sin（180。33）_100.2mm

8）作用在轴上的后轴力F€KFPFPeF-压轴力（N）F-有效圆周力（N）eK-压轴力系数FPF€1000p-v€1000„0.120.7€171.43Ne'按水平布置取后轴力系数K€1.15FP故F€1.15„171.43€197.14NPZ€21d€63.9mm11Z€33