果園開溝機超低速傳動系統的設計與試驗

王鵬飛　劉俊峰　柴立發　張彥奇　馬志凱

摘要：根據矮砧密植果園土壤特性及開溝作業要求，提出了一種滿足超低速開溝作業的傳動方式，并初步確定了組合傳動系統基本設計參數。建立了變速箱高速軸齒輪的參數化模型，確定了齒輪的基本結構及參數，建立參數間正確的關聯關系，利用有限元方法分析了在外載荷條件下齒輪傳動過程中接觸與彎曲疲勞強度。分析表明：高速軸的齒輪1與齒輪3，使用20GrMnTi材料可以滿足齒輪許用接觸疲勞強度與許用彎曲疲勞強度的要求。樣機試驗表明該傳動系統的結構與參數滿足設計的要求。

關鍵詞：果園；開溝機；超低速；傳動系統；有限元；參數模型

中圖分類號： S222.5+2 文獻標志碼： A 文章編號：1002-1302（2015）10-0461-04

開溝施肥是果樹生產管理中重要的技術措施，開溝質量的好壞直接影響果樹生長、產量、果品質量及經濟效益[1]。果園鏈式開溝機在林果業得到了廣泛應用，可以減少物力及人力資源的浪費，同時提高了勞動效率。開溝作業需要拖拉機配備超低速擋才能正常工作。果園空間有限且開溝作業的功率要求不高，但目前國內農用中小型拖拉機（36.7 kW以下）沒有配備超低速檔要求[2]。國外開溝樣式較多，但專機專用，動力閑置時間較長，且國外開溝機組行走系統多采用液壓驅動，成本較高，此情況不符合中國國情[3-4]。本研究根據新型矮砧密植果園（保定順平三優園）土壤特性及開溝作業要求，針對開溝機變速箱及機組附加減速器組合傳動系統的設計，以實現果園小型拖拉機超低速開溝作業，提出了一種超低速開溝作業傳動方式。

1 矮砧密植果園開溝作業要求

1.1 開溝作業要求及土壤特性參數

我國大部分成齡果樹根系都分布在地表以下40 ～50 cm的范圍內，因此開溝深度應控制在40 cm左右[5]，果園開溝作業要求見表1。針對果園土壤的分析及試驗檢測，得到果園土壤特性參數見表2。

1.2 開溝機的基本參數

根據NY/T 740—2003《田間開溝機械作業質量》規定的開溝作業標準和果園土壤特性，開溝機基本設計參數見表3。

2 超低速傳動系統的總體設計

2.1 傳遞路線的設計

由柴油機提供動力，經過拖拉機飛輪傳遞到開溝機的變速箱，經開溝機變速箱減速后一部分動力輸出傳遞給開溝機鏈輪，通過開溝機鏈輪驅動開溝機鏈條及鏈刀切削土壤；另一部分動力經開溝機變速箱減速后傳遞機組附加減速器，機組附加減速器與拖拉機后橋從動齒輪嚙合為一體，通過機組附加減速器減速后，動力驅動后橋從動齒輪，進而驅動拖拉機前進（圖1）。

2.2 總傳遞比的設計

拖拉機后輪輪胎規格7.50～16，因此我們可知輪胎轉動1圈前進的距離約等于2198 mm，由表3知，動力輸出為2 200 r/min，開溝前進速度要求在120～150 m/h范圍內。綜上可知：在矮砧密植果園超低速開溝作業時，總傳動比要求范

圍為：1 934.2≤i≤2 417.8。

2.3 總傳遞比分配方案

拖拉機飛輪輸出端帶輪直徑為d1=118 mm，開溝機變速箱輸入端離合器帶輪直徑為d2=247 mm，即傳動比i0=d2/d1≈21，帶輪結構如圖2所示。

開溝機變速箱采用四軸立式結構，1個輸入，2個輸出，結構及原理見圖3；經分析與計算，變速箱齒輪結構參數見表4。

附加減速器與后橋從動齒輪相連，結構及原理見圖4；經分析計算后，減速器齒輪結構參數見表5。

開溝機變速箱輸出帶輪直徑為d3=118 mm，附加減速器輸入帶輪直徑為d4=247 mm，則可知傳動比i4=d4/d3≈21。根據各級傳動比可知，總傳動比：i=i0× i1× i2× i3× i4× i5× i6×i7≈2 219.5。

綜上可知，在矮砧密植果園正常開溝作業時，拖拉機超低速擋位前進速度：

v=2 198×2 2002 219.5×103≈2.2 m/min。

由正常開溝作業速度要求可知，開溝機速度滿足在矮砧密植果園開溝作業要求。

3 齒輪強度校核

3.1 建立有限元模型

齒輪傳動在各類機械產品中得到廣泛的應用，齒輪嚙合是一個復雜高度非線性問題，其可靠性是決定齒輪壽命的重要指標[6-7]，因此，需要采用有限元方法分析高速軸齒輪在負荷工況下是否滿足材料的強度要求。高速軸齒輪建模參數如表6所示。

3.2 材料性能及邊界條件

考慮高速沖擊與使用壽命，2個齒輪采用材料為20GrMnTi，其力學性能見表7。

由表3及傳動比i0可知齒輪1的轉速為：n=1 047.6 r/min。在負荷工況下，由功率傳遞效率可知齒輪1扭矩T=127 306 N·mm。對2個齒輪進行約束，約束其x、y、z 3個方面的平動自由度及x、y方向的轉動，保留繞z軸的轉動自由度，即U1=U2=U3=0，UR1=UR2=0。約束關系見圖5。

3.3 齒輪接觸應力分析

齒面接觸疲勞許用應力[σH]=σHlim×ZNSH=1 3581.1≈1 234.5 MPa。由于是硬齒面齒輪傳動，故SH 安全系數為1.1。

在負荷工況下，根據有限元分析方法得知齒輪嚙合過程中mises應力分布（圖6），且最大接觸應力位置在齒輪1的73 091節點（圖7）。

由圖7可知mises最大應力σmax≈971 MPa，可見σmax<[σH]，材料滿足接觸疲勞強度要求。

3.4 齒輪彎曲應力分析

由于是硬齒面齒輪傳動SF，故安全系數為1.3。齒根彎曲疲勞許用應力[σF]=σFlim×YNSF=8501.4≈608 MPa。endprint

有限元中對于彎曲強度的評價采用坐標軸正應力（S11）近似代替。S11分析應力分布見圖8，最大彎曲應力位置見圖9。

由圖8可知最大彎曲應力σmax≈604 MPa，可知σmax<[σF]，材料滿足彎曲疲勞強度要求，最大彎曲應力位置在齒輪1的65779節點。

4 樣機試驗

有限元分析結果只能作為設計的參考[8]，開溝機的性能需要實際開溝作業進行檢驗。在樣機試驗田進行標準開溝試驗，該試驗田與果園內土壤濕度和硬度相似，土壤特性滿足表2的數據要求，開溝深度為40 cm，開溝寬度為30 cm（圖10）。

試驗結果表明：開溝機工作基本穩定，行進與作業速度設計合理，溝壁整齊，溝深穩定，溝寬一致。開溝作業效果符合表1要求，變速箱的齒輪結構和參數合理，達到了設計要求，減輕了勞動強度，提高了農事作業效率。

5 結論

根據開溝作業要求及矮砧密植果園土壤特性，初步確定

了傳動系統設計基本參數。

建立高速軸齒輪嚙合有限元模型，確定齒輪材料屬性及力學特性，正確加載齒輪嚙合的邊界及載荷條件，細化網格完成分析。

通過有限元分析可知，高速軸齒輪嚙合在負荷工況下，齒輪最大接觸應力發生在齒輪齒面的73091節點，齒輪最大彎曲應力發生在齒輪根部的65779節點，且材料均滿足最大等

效應力強度的要求，完成理論分析。

樣機田間試驗表明：有限元分析確定的齒輪結構和參數是合理的，在滿足材料強度要求下，樣機基本滿足果園開溝作業要求。

參考文獻：

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