果园开沟机超低速传动系统的设计与试验

王鹏飞　刘俊峰　柴立发　张彦奇　马志凯

摘要：根据矮砧密植果园土壤特性及开沟作业要求，提出了一种满足超低速开沟作业的传动方式，并初步确定了组合传动系统基本设计参数。建立了变速箱高速轴齿轮的参数化模型，确定了齿轮的基本结构及参数，建立参数间正确的关联关系，利用有限元方法分析了在外载荷条件下齿轮传动过程中接触与弯曲疲劳强度。分析表明：高速轴的齿轮1与齿轮3，使用20GrMnTi材料可以满足齿轮许用接触疲劳强度与许用弯曲疲劳强度的要求。样机试验表明该传动系统的结构与参数满足设计的要求。

关键词：果园；开沟机；超低速；传动系统；有限元；参数模型

中图分类号： S222.5+2 文献标志码： A 文章编号：1002-1302（2015）10-0461-04

开沟施肥是果树生产管理中重要的技术措施，开沟质量的好坏直接影响果树生长、产量、果品质量及经济效益[1]。果园链式开沟机在林果业得到了广泛应用，可以减少物力及人力资源的浪费，同时提高了劳动效率。开沟作业需要拖拉机配备超低速挡才能正常工作。果园空间有限且开沟作业的功率要求不高，但目前国内农用中小型拖拉机（36.7 kW以下）没有配备超低速档要求[2]。国外开沟样式较多，但专机专用，动力闲置时间较长，且国外开沟机组行走系统多采用液压驱动，成本较高，此情况不符合中国国情[3-4]。本研究根据新型矮砧密植果园（保定顺平三优园）土壤特性及开沟作业要求，针对开沟机变速箱及机组附加减速器组合传动系统的设计，以实现果园小型拖拉机超低速开沟作业，提出了一种超低速开沟作业传动方式。

1 矮砧密植果园开沟作业要求

1.1 开沟作业要求及土壤特性参数

我国大部分成龄果树根系都分布在地表以下40 ～50 cm的范围内，因此开沟深度应控制在40 cm左右[5]，果园开沟作业要求见表1。针对果园土壤的分析及试验检测，得到果园土壤特性参数见表2。

1.2 开沟机的基本参数

根据NY/T 740—2003《田间开沟机械作业质量》规定的开沟作业标准和果园土壤特性，开沟机基本设计参数见表3。

2 超低速传动系统的总体设计

2.1 传递路线的设计

由柴油机提供动力，经过拖拉机飞轮传递到开沟机的变速箱，经开沟机变速箱减速后一部分动力输出传递给开沟机链轮，通过开沟机链轮驱动开沟机链条及链刀切削土壤；另一部分动力经开沟机变速箱减速后传递机组附加减速器，机组附加减速器与拖拉机后桥从动齿轮啮合为一体，通过机组附加减速器减速后，动力驱动后桥从动齿轮，进而驱动拖拉机前进（图1）。

2.2 总传递比的设计

拖拉机后轮轮胎规格7.50～16，因此我们可知轮胎转动1圈前进的距离约等于2198 mm，由表3知，动力输出为2 200 r/min，开沟前进速度要求在120～150 m/h范围内。综上可知：在矮砧密植果园超低速开沟作业时，总传动比要求范

围为：1 934.2≤i≤2 417.8。

2.3 总传递比分配方案

拖拉机飞轮输出端带轮直径为d1=118 mm，开沟机变速箱输入端离合器带轮直径为d2=247 mm，即传动比i0=d2/d1≈21，带轮结构如图2所示。

开沟机变速箱采用四轴立式结构，1个输入，2个输出，结构及原理见图3；经分析与计算，变速箱齿轮结构参数见表4。

附加减速器与后桥从动齿轮相连，结构及原理见图4；经分析计算后，减速器齿轮结构参数见表5。

开沟机变速箱输出带轮直径为d3=118 mm，附加减速器输入带轮直径为d4=247 mm，则可知传动比i4=d4/d3≈21。根据各级传动比可知，总传动比：i=i0× i1× i2× i3× i4× i5× i6×i7≈2 219.5。

综上可知，在矮砧密植果园正常开沟作业时，拖拉机超低速挡位前进速度：

v=2 198×2 2002 219.5×103≈2.2 m/min。

由正常开沟作业速度要求可知，开沟机速度满足在矮砧密植果园开沟作业要求。

3 齿轮强度校核

3.1 建立有限元模型

齿轮传动在各类机械产品中得到广泛的应用，齿轮啮合是一个复杂高度非线性问题，其可靠性是决定齿轮寿命的重要指标[6-7]，因此，需要采用有限元方法分析高速轴齿轮在负荷工况下是否满足材料的强度要求。高速轴齿轮建模参数如表6所示。

3.2 材料性能及边界条件

考虑高速冲击与使用寿命，2个齿轮采用材料为20GrMnTi，其力学性能见表7。

由表3及传动比i0可知齿轮1的转速为：n=1 047.6 r/min。在负荷工况下，由功率传递效率可知齿轮1扭矩T=127 306 N·mm。对2个齿轮进行约束，约束其x、y、z 3个方面的平动自由度及x、y方向的转动，保留绕z轴的转动自由度，即U1=U2=U3=0，UR1=UR2=0。约束关系见图5。

3.3 齿轮接触应力分析

齿面接触疲劳许用应力[σH]=σHlim×ZNSH=1 3581.1≈1 234.5 MPa。由于是硬齿面齿轮传动，故SH 安全系数为1.1。

在负荷工况下，根据有限元分析方法得知齿轮啮合过程中mises应力分布（图6），且最大接触应力位置在齿轮1的73 091节点（图7）。

由图7可知mises最大应力σmax≈971 MPa，可见σmax<[σH]，材料满足接触疲劳强度要求。

3.4 齿轮弯曲应力分析

由于是硬齿面齿轮传动SF，故安全系数为1.3。齿根弯曲疲劳许用应力[σF]=σFlim×YNSF=8501.4≈608 MPa。endprint

有限元中对于弯曲强度的评价采用坐标轴正应力（S11）近似代替。S11分析应力分布见图8，最大弯曲应力位置见图9。

由图8可知最大弯曲应力σmax≈604 MPa，可知σmax<[σF]，材料满足弯曲疲劳强度要求，最大弯曲应力位置在齿轮1的65779节点。

4 样机试验

有限元分析结果只能作为设计的参考[8]，开沟机的性能需要实际开沟作业进行检验。在样机试验田进行标准开沟试验，该试验田与果园内土壤湿度和硬度相似，土壤特性满足表2的数据要求，开沟深度为40 cm，开沟宽度为30 cm（图10）。

试验结果表明：开沟机工作基本稳定，行进与作业速度设计合理，沟壁整齐，沟深稳定，沟宽一致。开沟作业效果符合表1要求，变速箱的齿轮结构和参数合理，达到了设计要求，减轻了劳动强度，提高了农事作业效率。

5 结论

根据开沟作业要求及矮砧密植果园土壤特性，初步确定

了传动系统设计基本参数。

建立高速轴齿轮啮合有限元模型，确定齿轮材料属性及力学特性，正确加载齿轮啮合的边界及载荷条件，细化网格完成分析。

通过有限元分析可知，高速轴齿轮啮合在负荷工况下，齿轮最大接触应力发生在齿轮齿面的73091节点，齿轮最大弯曲应力发生在齿轮根部的65779节点，且材料均满足最大等

效应力强度的要求，完成理论分析。

样机田间试验表明：有限元分析确定的齿轮结构和参数是合理的，在满足材料强度要求下，样机基本满足果园开沟作业要求。

参考文献：

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