袁東明 任祖平 郭凡

1.東南大學機械工程學院，江蘇 南京 210096；2.南京工業(yè)大學機械與動力工程學院，江蘇南京 211816

1 概述[1]-[2]

隨著科學技術的發(fā)展，經(jīng)濟水平的提高；人口不斷增長，老齡化問題日益突出；健康意識逐步增強。這就必然要求一些較為先進的醫(yī)療保障器械來服務特殊人群的生活。電動輪椅作為其中一員，其利用清潔能源，能很好地解決老年人及肢體殘疾人的生活不便。這必將是未來發(fā)展的一種趨勢。

對于具有站立功能的輪椅，其不僅能滿足用戶對基本功能的要求，同時可以實現(xiàn)站立功能。該功能可以使用戶進行康復性訓練，活動其關節(jié)有利于增強心肺功能防止骨質(zhì)疏松的發(fā)生，同時也可減少因長期坐臥而產(chǎn)生的褥瘡，并解決內(nèi)急等。

輪椅作為服務于老年人及殘疾人的一種重要工具，其可靠性不容忽視。對于站立機構的可靠性，需要進行專業(yè)校核。本文就是針對一種電動輪椅站立機構的強度與剛度進行了校核，分別采用了剛?cè)狁詈吓c近似靜力分析兩種方法，其結果應保持一致。

2 站立機構原理介紹

該電動輪椅站立機構為一7連桿機構，其機構示意圖如圖1-（a）所示，三維模型如圖1-（b）所示。根據(jù)圖1-（a）可知，該機構活動構件有7個，另有旋轉(zhuǎn)副9處，滑動副1處，共10處低副。因此，該機構自由度為：

由此可知，只需要一個原動件就能保證該機構具有確定的運動。

圖1 電動輪椅站立機構

3 剛?cè)狁詈戏治?/h2>

為了對上述站立機構進行強度與剛度的校核，同時也為了避免復雜的整機校核，本文只針對輪椅站立機構的關鍵零件推桿2進行了柔性化處理，其余桿件均視為剛體，對之進行了剛?cè)狁詈戏治?，得出了推桿2在站立過程中應力的變化曲線。

以上剛?cè)狁詈闲枰贏NSYS[3]與ADAMS[4]中進行聯(lián)合分析。在ANSYS中，即對推桿2進行柔性化處理，生成ADAMS剛?cè)狁詈纤璧?MNF文件。在ADAMS中，可以對機構進行剛?cè)狁詈戏治觯贸鼋Y果曲線。首先，在三維軟件中建立站立機構的三維模型，如圖1-（b）所示。其次，將建好的整個三維模型導入ANSYS中，（導入整個機構是為了使推桿2柔性化處理是在機構的全局坐標系下進行的，保證與ADAMS中的剛體模型有相同的坐標系）進行柔性化處理。在處理過程中需要在推桿2上添加三個與剛體連接的Interface點，本文用了三個“無質(zhì)量的質(zhì)量點”作為接口點。其單元類型為：MASS21，其實常數(shù)屬性如圖2所示。該三個點需要與柔性化的推桿2建立連接關系，本文采用了Spider-net式剛性區(qū)域連接，如圖3所示。做好以上工作后，接下來應對推桿2進行模態(tài)分析，生成.MNF文件。然后，將生成好的.MNF文件導入到ADAMS的剛體模型中，將原來的剛性推桿2刪除，換為ANSYS生成的柔性體推桿2。最后，添加運動規(guī)律，添加載荷條件，運用ADAMS的Durability模塊得到剛?cè)狁詈系牡刃?，如圖4所示，并得出了推桿2應力出現(xiàn)最大值的前10個節(jié)點號，與其中部分節(jié)點的應力變化曲線，如圖5-（a）、5-（b）所示。

圖2 MASS21實常數(shù)設置屬性

圖4 推桿2等效應力

圖5 剛?cè)狁詈辖Y果

4 站立機構的動力學數(shù)學模型[5]-[6]

在進行近似靜力分析之前，本文先建立了該結構的動力學數(shù)學模型。由于篇幅限定，這里將以推桿2為例介紹動力學模型的建立過程。取推桿2單獨研究，其受力示意圖如圖6所示。

根據(jù)質(zhì)心運動定理，有：

又根據(jù)質(zhì)點系相對質(zhì)心的動量矩定理[5]，有：

其中式中：

m2：推桿2的質(zhì)量；

g： 重力加速度，取9.8m/s2；

聯(lián)立上述兩式，可以得到3個約束方程。由于該站立機構有7個構件，除去原動件剩下6個，每個構件有3個約束方程，則共有18個約束方程。同時也剩下了9處鉸接，每處鉸接作用有2個力，產(chǎn)生2個變量，則共有18個變量。至于式中的位移加速度與角加速度可以通過運動學模型解得，這里不再詳述。

由上述分析知，變量數(shù)等于方程數(shù)，因此可解。求解方法可采取與運動學求解一樣的方法，即Newton-Raphson[6]法求解。

圖6 推桿2受力示意圖

5 近似靜力分析

建立好數(shù)學模型后，其可以在MATLAB中求解各鉸接點受力，感興趣的讀者可以嘗試。但本文為了方便起見，在ADAMS中進行了動力學分析。其得到推桿2鉸接點各個方向受力曲線，（由圖2知，推桿2與整個機構有三處鉸接，每處鉸接有3個方向的力存在）如圖7所示。

圖7 推桿2各個鉸接點各個方向受力曲線

由于以上所示受力方向均在全局坐標系下，為對推桿2進行近似靜力分析，其應轉(zhuǎn)化為推桿2局部坐標系下，示意圖如圖8所示。根據(jù)剛?cè)狁詈戏治鼋Y果知，推桿2在機構開始時刻產(chǎn)生最大應力。

因此以下近似靜力分析只考慮機構初始時刻推桿2的受力情況。由圖7可知，推桿2初始時刻各鉸接點在全局坐標系下的受力大小為：

下端鉸接點A處：

上段鉸接外側(cè)B點處：

上端鉸接內(nèi)側(cè)C點處：

由此可以看出推桿2在全局Y方向上存在分力，如果機構絕對對稱是不應該出現(xiàn)該分力的，這是由于模型在不同軟件中進行數(shù)據(jù)傳輸時有誤差存在而導致的，由于實際加工中不可能存在絕對對稱的機構，因此該數(shù)據(jù)可以接受，更具現(xiàn)實意義。

由圖8全局坐標系與推桿2局部坐標系關系（絕對坐標系繞Y軸順時針旋轉(zhuǎn)22.23。即得局部坐標系），將以上全局坐標系下的力轉(zhuǎn)化為局部坐標系下：

圖8 推桿2全局坐標與局部坐標關系

下端鉸接點A處：

上端鉸接外側(cè)B點處：

上端鉸接內(nèi)存C點處：

根據(jù)上述得出的局部坐標系下的受力情況，在ANSYS進行推桿2的近似靜力分析(注意包含重力影響)。所謂近似靜力分析是指，推桿2只受到以上力的作用，此外無任何位置約束，這種情況在ANSYS中不能直接分析。為了能夠繼續(xù)進行，分別在3個鉸接處添加3個自由度的軟彈簧作為約束以達到近似效果，如圖9所示。最終分析得到其變形結果、應力結果如圖10所示。

圖9 推桿2靜力分析近似模型

圖10 近似靜力分析結果

6 結語

通過對電動輪椅站立機構的剛?cè)狁詈戏治龅玫狡湔玖⑦^程中最大應力出現(xiàn)在初始時刻，為1.40581×107Pa。又通過對推桿2在站立初始時刻的近似靜力分析得到其最大變形值為：0.434mm，最大應力為1.6×107Pa。因此兩者結果保持了一致。另外其變形量與最大應力都在許用范圍以內(nèi)，滿足使用要求，機構安全。

[1]任怡, 張駿霞, 張建國, 胡軍. 立臥兩用電動輪椅車的設計[J]. 天津科技大學學報, 2009, 24(1):47-50

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[3]胡仁喜, 徐東升, 李亞東等. ANSYS13.0機械與結構有限元分析從入門到精通[M]. 北京: 機械工業(yè)出版社, 2011.07.

[4]賈長冶, 殷軍輝, 薛文星. MD ADAMS虛擬樣機從入門到精通[M]. 北京: 機械工業(yè)出版社, 2011.08.

[5]郭應征, 周志紅. 理論力學[M]. 北京: 清華大學出版社,2005.12.

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