李立峰，沈景鳳，王葉滔

（1.上海理工大學 機械工程學院，上海200093；2.上海電動工具研究所，上海201703）

0 引 言

醫(yī)用X光機系統(tǒng)由懸吊架系統(tǒng)、升降床和胸片架立柱組成。此系統(tǒng)的組合使用可滿足病人各種體位的檢查，極大的方便了患者的檢查。作為醫(yī)療類器械，考慮到對人體的影響，對其結構和精度要求都比較高。胸片架立柱是醫(yī)用X光機的重要組成部分，其結構的合理性直接影響X光片的拍攝效果。增加的俯仰機構降低了X光的對焦難度，提高了準確性，對其它結構的精度要求有所降低。它既增加了機構的靈活性又降低了生產成本，為醫(yī)用X光機的使用起到了推動作用。

1 俯仰機構的結構設計及工作原理

一般胸片架立柱只裝有滑車軌道，只能實現(xiàn)上下調節(jié)的作用，沒有角度調節(jié)。當病人做檢查的時候，需要其保持一定的體位，這給病重尤其是行動不便的病人帶來痛苦，增加了醫(yī)生檢查的難度。本課題設計的俯仰機構可以在-20°～90°之間的任意角度實現(xiàn)拍片，極大降低了對患者的體位要求，給醫(yī)生的診斷也帶來了方便。該俯仰機構集電動、手動于一體，以電動推桿或手動為動力源，由帶有鎖緊裝置的單滑動副的四連桿機構組成，結構精巧。其具體結構如圖1所示。

圖1 俯仰機構結構圖

圖2為電動／手動俯仰機構的運動簡圖。電動俯仰機構的工作原理為：離合器與電磁鐵同時通電，離合器吸合，電動機通過離合器驅動電動推桿，同時，電磁鐵通過細鋼絲繩帶動兩塊自鎖板，使其處于平行狀態(tài)，自鎖機構打開，胸片盒在電動推桿的作用下上下翻轉，當斷電或碰到行程開關后，電磁鐵失電，自鎖板在輔助彈簧的作用下與圓柱直線導軌形成一定角度，滑動副自鎖，使片盒停留在任意位置。手動俯仰機構工作原理與電動推桿式的不同點是：不給電動推桿通電，使離合器始終處于失電狀態(tài)，通過手動給片盒施加作用力。機構自鎖過程如下：在電動推桿或人手帶動胸片盒上下翻轉的過程中，電磁鐵吸合使上下兩塊帶孔自鎖鋼板成平行狀態(tài)，滑動副處于自由狀態(tài)，運動軌跡就是胸片盒圍繞轉軸轉動。當電動推桿在任意位置停止運動，這時電磁鐵同時斷開，帶孔自鎖鋼板在彈簧的作用下向兩邊撐開，滑動副中滑桿與兩塊帶孔鋼板分別形成一定角度自鎖，從而使胸片架在旋轉過程中達到任意位置鎖定的目的。

圖2 俯仰機構的運動簡圖

2 電動推桿的設計

2.1 電動推桿的推力設計

由于醫(yī)療器械必須絕對安全可靠，為此必須對機構進行理論分析與設計計算，不能設計錯誤，對病人造成傷害。

根據IEC標準要求，手動操作力不得大于50 N，電動推桿推力亦不應過大。而電動推桿推力與片盒的重量、電動推桿的支點位置和初始狀態(tài)，以及電動推桿與片盒之間的相對位置有關。由圖2可知，俯仰機構是一個四連桿機構，忽略轉動副及滑動副的摩擦，同時電動推桿運動速度較低，故系統(tǒng)慣性亦可不計，則可認為機構在整個過程中為靜平衡狀態(tài)，電動推桿的推力全部用于克服反力矩［1］。

機構簡化后的受力分析如圖3所示，其中，AC為電動推桿，BC為胸片盒。簡化后電動推桿推力為F，片盒重量為W，F(xiàn)作用在BC的中點，BC桿的長度為L，A、B兩支點的水平距離為l，垂直距離為h，根據圖3得平衡方程

式中，-20°≤β≤90°。

根據實際的需要，俯仰機構的初始設計尺寸數據為L=150 mm，l=190 mm，h=242 mm，W=10 kg，β=-20°，α=126.07°，依據上述尺寸討論在俯仰過程中，推桿力F與β的關系或F與α的關系。

（1）電動推桿擺角α

由式（1）得電動推桿擺角α隨β的變化規(guī)律，如圖4所示。

圖3 俯仰機構簡化后受力分析圖

圖4 電動推桿擺角函數α(β)圖

由圖4可知，隨著片盒運動角度的增加，電動推桿的運動角由大到小然后又變大，β=-20°及β=90°時，α≈126°，β=25°時，α≈112.5°為最小角度。這表明電動推桿的擺角成對稱變化，電動推桿所受載荷的大小和方向變化較小。

（2）電動推桿推力F隨β的變化

那是一把綠柄白刃的刀，不知何時握在了女子的手中。刀刃準確地割入了土狼的脖頸，隨著噴涌而出的鮮血，土狼的身子摔落在了女子的身側。

由圖5中曲線可知，力F隨β由負到正的變化而呈現(xiàn)由負到正的變化，并且其曲線相對光滑，因此，推桿推力是均勻變化的，其最大推力取決于始末位置時α數值的合理選擇。由圖5可得：電動推桿的初始推力為30 N。其所需最大推力約為90 N。

圖5 推力函數F(β)圖

2.2 電動推桿支點位置設計

根據機構的實際模型可知，電動推桿的輸出驅動力與鉸鏈c在胸片盒上的位置及鉸鏈A的位置有關，支點位置的合理設計對電動推桿的推力有較大影響，由圖6可知支點位置對電動推桿推力的影響是通過影響α角的變化來實現(xiàn)的［1，2］。通過函數曲線可知F隨著α角的變化而呈對稱變化，并且變化幾乎為線性。這說明力F與α角成正相關，只要保證β角在-20°～90°范圍內變化時，α角為對稱變化，并且變化范圍越小，力F的變化就越小并且越趨于平緩。

圖6 推力函數F(α)圖

角α與L、h及l(fā)有關。當L及β不變時h與l成正相關。從理論上來說，隨著h、l成比例的增加，α角受β的影響就越來越小，并且其變化范圍也相對減小，但由于空間要求的限制，h、l的變化范圍也受到限制，另外，隨著h、l的增加，電動推桿的行程將會大大增加。綜合考慮電動推桿的行程及型號確定h、l的合適值。

3 制動裝置的自鎖原理分析

3.1 自鎖結構相關參數給定

圓柱直線導軌為不銹鋼材料，直徑為16 mm，鎖緊板為Q235A材料，壁厚為6 mm，圓柱直線導軌和自鎖板孔之間的靜摩擦因數為u=0.15。

3.2 自鎖結構受力分析

（1）自鎖板受力分析

自鎖運動副為間隙配合，并忽略構件變形［3］。此自鎖制動裝置為對稱結構，可實現(xiàn)雙向制動。取其一自鎖板為研究對象，自鎖板實現(xiàn)自鎖時的受力分析如圖7所示。在不計自身重力的情況下，自鎖板受到5個力的作用：圓柱直線導軌對A部分的支持力FAN，對A部分的靜摩擦力FAf，圓柱直線導軌對B部分的支持力FBN，對B部分的靜摩擦力FBf，支架對自鎖板的壓力F1。根據自鎖板受力的平衡條件，得：

以A點為轉軸，力矩平衡得：

根據靜摩擦有FAf≤uFAN，F(xiàn)Bf≤uFBN。由式（2）、（3）知FAf=FBf≤uFBN，有FBf=F1／2。代入式（4）得到：

得FBN=F1L／H，再將FBN代入FBf≤ufBN，有

F1／2≤u F1L／H，整理得：（2uL-H）F1≥0

在沒有外力作用于圓柱直線導軌時，F(xiàn)1=0，此時輔助彈簧起到支撐作用，自鎖板保持平衡，不會滑動以及轉動。

當有主動外力作用時，F(xiàn)1＞0，因此，根據其平衡條件（2 u L-H）≥0，得L≥H／（2 u），即在滿足L≥H／（2 u）時，無論主動外力多大，自鎖板都會自鎖［4］。

圖7 摩擦板受力圖

本結構受力分析通過摩擦角以及全約束力來進行驗證，已知材料為鋼，故摩擦角Φm=arctan 0.15=8.5°。tanΦA=FAf／FAN，tanΦB=FBf／FBN。由摩擦力的性質可知，全約束力只能在摩擦角之內才可以實現(xiàn)自鎖，即靜摩擦力總是小于等于最大靜摩擦力［5］。如果A、B兩點的靜摩擦力達到最大時，ΦA和ΦB也達到最大值Φm，則上面兩式同為：tanΦm=Ff／FN（FN=FAN=FBN，F(xiàn)f=FAf=FBf），即u=tanΦm。在處于臨界狀態(tài)時，F(xiàn)1、FA和FB三力的作用線交于一處，根據三力平衡的匯交條件可知滑動副達到平衡條件。如圖8所示，tanΦm=MO／OE=MN／（2OE）=H／（2Lm），則有Lm=H／（2tanΦm）=H／（2 u）。此關系式驗證了前面推導的自鎖條件。

圖8 摩擦板全約束受力圖

（2）結構關鍵尺寸的校核

根據實際結構測得：D=16 mm，H=6 mm，L=40 mm。代入公式L≥H／（2u）得

L=40＞H／（2u）=6／（2×0.15）=20

故此結構的設計完全滿足自鎖條件。

（3）圓柱直線導軌的受力分析

為了便于分析，對圓柱直線導軌和自鎖板進行整體受力分析。其受力分析圖如圖9所示，作用力F0為輸入外力，作用力F1為支撐座對自鎖板的反作用力，作用力FKN與FJN為直線軸承的支反力，直線軸承與圓柱直線導軌間為滾動摩擦，摩擦力遠遠小于自鎖板的摩擦力，故可忽略不計。由平衡條件可以得

故無論輸入外力F0多大，只要滿足上面自鎖條件，自鎖板即可起到剎車作用。

圖9 圓柱直線導軌和自鎖板整體受力圖

4 總 結

本文論述了醫(yī)用胸片架的俯仰機構設計，其中包括該機構的結構設計、電動推桿支點設計及鎖緊裝置的設計。該機構中的翻轉機構是借鑒廣泛用于挖掘機翻斗及雷達天線的經典結構。該四桿結構具有結構簡單、運動簡潔、工作可靠等特點。本設計優(yōu)化了電動推桿的安裝位置，降低了操作力，提高了效率。另外，鎖緊機構采用自鎖原理，與四桿結構相結合實現(xiàn)鎖緊功能，結構新穎可靠。該結構應用在胸片架產品的設計中，經過了多項試驗驗證，也可以應用于其它具有翻轉功能的產品中。

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