附錄： 對傳輸動力輸出和負載農(nóng)用拖拉機齒輪選擇在旋耕的作用 摘要： 為了讓拖拉機在現(xiàn)場作業(yè)中獲得更好的性能和耐久性，為這項操作選擇合適的齒輪設置是必要的。本研究的目的是分析在 20cm深的旋耕時一個 75kW 的負載農(nóng)用拖拉機的傳輸動力輸出和齒輪選擇的作用。為了測量作用在變速器和動力輸出輸入軸的負載，負載測量系統(tǒng)被安裝在拖拉機上。該系統(tǒng)由測量轉(zhuǎn)矩的傳遞和動力輸出的輸入軸的應變儀傳感器，獲取傳感器信號的一個無線電遙測 I / O接口和采集數(shù)據(jù)嵌入式軟件構(gòu)成。旋耕在相同的土壤條件的旱田網(wǎng)站以三個地面速度和三個動 力輸出轉(zhuǎn)速進行。用雨流計數(shù)和 SWT （史密斯沃森濤培）方程將負載數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)換為載荷譜。對于每個齒輪的選擇負載損壞的總和利用的是改性Miner 規(guī)則來計算，然后負載嚴重性的計算和損壞總和的計算同樣重要。當 PTO轉(zhuǎn)速不變時，變速器輸入軸的平均扭矩的地面速度顯著地從 L1（ 1.87km/h）到L3（ 3.77km/h）。另外，當對地速度不變時， PTO 轉(zhuǎn)速上升的同時動力輸出輸入軸的平均轉(zhuǎn)矩增加。旋耕施加在動力輸出輸入軸上的載重顯著比變速器輸入軸大。變速器和 PTO 軸負載的嚴重性增加，同時作為地面和動力輸出旋轉(zhuǎn)速度增加，表明 可能降低疲勞壽命。這個研究的結(jié)果可能會為齒輪和旋耕的選擇提供有用的信息，不僅考慮耕地效率，還考慮傳輸和動力輸出輸入軸負載的重要性。 1、 簡介 農(nóng)用拖拉機作為動力源通過驅(qū)動橋，取力器（ PTO）設備，以及液壓管路應用于各種野外作業(yè)，如耕作，播種，化學應用，收割，運輸。在世界上的很多國家農(nóng)用拖拉機的數(shù)量正在不斷增加。例如，在韓國拖拉機的利用率已經(jīng)在春季和秋季增加到 2010 年的農(nóng)業(yè)工作日內(nèi) 71.8（ Park 等人， 2010 年 a， b）。拖拉機具有不同程度的駕駛和動力輸出齒輪設置，并且所述齒輪設置的不同組合可用于提 供適用于操作類型和耕地條件所需的功率。 因為載重作用在拖拉機上，部分的耐用性和工作性能是由齒輪設置（ Park 等人， 2010 年 c ）確定的，所以最佳齒輪設置為操作類型是重要的。拖拉機零部件的耐用性是需要重要考慮的（ Rotz 和 Bowers, 1991）之一。西門子和鮑爾斯（ 1999）報道，由于過高的運行速度，美國農(nóng)民花了大約 40 的總維修費用來修復拖拉機和 30左右修復的磨損的動力總成零部件。此外，工作性能影響拖拉機的燃油消耗。在韓國，由拖拉機每年的燃料消耗量為 345 毫升 /年的情況下，約占農(nóng)業(yè)機械（ KAMICO 和 KSAM ， 2010）的年度總油耗 48.5 。因此，分析齒輪選擇過程中野外作業(yè)的拖拉機負荷的影響將是有意義的。 基希勒等（ 2011）分析了變速器檔位選擇對拖拉機性能的影響，并報道當該齒輪設置在從 3.0 變公里 /小時 8.3 公里 /小時的犁耕時燃料消耗率增加了 105，實施草案增加了 28，并且需要的功率增加了 255，一些研究分析了在野外作業(yè)的拖拉機負荷用于拖拉機的高效和優(yōu)化設計（格拉赫， 1966；Han 等， 1999）范等人， 2009）。因為它彌補了約 30的拖拉機的總成本，大多數(shù)研究上 的負載分析都集中在傳輸（如金， 1998 年）。用于傳輸負載的分析，研究人員分析轉(zhuǎn)矩負載作用在變速器輸入軸和拖拉機的字段中的操作，例如犁耕作的驅(qū)動車軸（ Kim等人， 2001； Nahmgung， 2001）。在大多數(shù)領(lǐng)域的條件下，對變速器輸入軸的負載和驅(qū)動車軸用犁耕速度增加。 一些研究中認為在旋耕和壓捆操作時負載在動力輸出軸上。 Kim 等人（ 2011b ）進行分析在壓捆機運轉(zhuǎn)時發(fā)動機額定功率為 75 千瓦的拖拉機的功率消耗，并報告了功耗發(fā)動機功率消耗的比率分別為所有動力輸出齒輪水平的50-75 。此外， Kim 等人（ 2011a）分析了一個 30 千瓦的農(nóng)用拖拉機主要部件（驅(qū)動橋，動力輸出軸和液壓泵）在犁耕，旋耕，和裝載機操作時的功率要求。旋耕所需的最大功率和在過程中動力輸出軸在各組成部分之間的所占功率的最大數(shù)量。綜合以上調(diào)查結(jié)果，旋耕期間在動力輸出軸上應用合理的載重數(shù)量。然而，關(guān)于傳輸（即，運算速度）的影響和在現(xiàn)場作業(yè)的拖拉機載重動力輸出齒輪的選擇的研究尚未見報道。 這項研究主要是為了最佳的齒輪設置提供導向做出的努力，既考慮了耕地效率又考慮了主要功率傳輸部件的載重嚴重性。這項研究的目的就是分析傳輸?shù)妮d重 行為的齒輪選擇以及在旋耕過程中 75kW 的農(nóng)用拖拉機的動力輸入輸出軸的影響。 2、 材料和方法 2.1 測量系統(tǒng) 這項研究用到的是一個 75kW 的農(nóng)用拖拉機 (L7040, LS Mtron Ltd., Korea) 。這個拖拉機的總質(zhì)量為 3260 千克，體積為 4077mm2000mm2640mm（長 寬 高）。在引擎轉(zhuǎn)速 2300 轉(zhuǎn)時，額定發(fā)動機功率和拖拉機的動力輸出功率分別為75 千瓦和 65 千瓦。拖拉機是配備一個同步 -網(wǎng)格類型的由兩個方向齒輪、四個主齒輪、四個副齒輪組成的手動變速箱。拖拉機的 16 個向前和 16 向后 地面速度由齒輪設置組合決定。相應的，拖拉機動力輸出的旋轉(zhuǎn)速度在 P1,P2,P3 設置中分別為 540 rpm,750rpm,1000rpm。圖一顯示在傳輸裝置上設置了轉(zhuǎn)矩遙感器和無線遙測系統(tǒng)和載重措施的動力輸入軸。傳輸裝置和動力輸入軸是直接與發(fā)動機曲軸聯(lián)系起來的；因此，發(fā)動機曲軸和輸入軸的速度比率為 1:1。載重測量系統(tǒng)被安裝 在 離 合 器 殼 里 面 。 載 重 測 量 系 統(tǒng) 由 應 變 儀 傳 感 器(CEA-06-250US-350,MicroMeasurement Co., USA)構(gòu)成去測量轉(zhuǎn)矩，無線電遙測I/O 接口去獲得傳感器的信號和一個 內(nèi)置的系統(tǒng)去分析載重。對于傳輸?shù)妮d重測量，一個帶有天線的應變儀被安裝在變速器輸入軸中，轉(zhuǎn)子和定子天線安裝在軸的情況。相應的，為了實現(xiàn)動力載重測量，一個應變儀安裝在飛輪套筒上，而一個轉(zhuǎn)子天線和一個定子天線被安裝在飛輪和引擎的情況下。這個內(nèi)置的系統(tǒng)有一個最大的 24 位的分辨率。校準扭矩傳感器的應變儀的負載信號已經(jīng)在 24 位分辨率下的 19.2 khz 的采樣率被數(shù)字化了而被存儲在嵌入式系統(tǒng)中 (MGC,HMB,德國 )。一個用來測量負載信號的程序是基于實驗室查看軟件 (美國國家儀器 2009年版本 )被開發(fā)的。 2.2 實驗方法 在田間操作中作用于拖拉機的荷載取決于許多因素如：土壤條件和駕駛技能。因為把所有這些因素都考慮進去是不實際的 (Nahm-gung,2001),所以在這項研究中將這些因素的影響最小化而專注于地面速度和通過齒輪選擇負載上的動力輸出轉(zhuǎn)速的影響。 旋耕是由三個地面速度和三個動力輸出旋轉(zhuǎn)速度在旱地位置位于北緯 355923和 355926和東經(jīng) 1271256和 127133。土壤類型是沙土，平均水分含量為22.3%,和平均圓錐指數(shù)為 1236 kPa,在 0 - 250 毫米的深度。 耕地深度設置 為 20 厘米。相應的，變速器的齒輪設置為 L1， L2 和 L3 齒輪與動力輸出齒輪 P1， P2，和 P3 相匹配。齒輪設置基于一項由 Kim 等人 (2011a)報道的為年度拖拉機使用比例的調(diào)查的結(jié)果進行選擇。拖拉機的地面速度在 L1,L2,L3的情況下分別 1.87 公里 /小時 ,2.64 公里 /小時 ,和 3.77 公里 /小時，它的動力輸出旋轉(zhuǎn)速度在 P1,P2,P3 的情況下分別為 540 rpm,750 rpm,和 1000 rpm。旋耕工具是一個重型旋耕機 (WJ220E、 WOONGJIN、韓國 )和所需的額定功率 ,總質(zhì)量，耕地寬度和體積分別為 75 千瓦， 750 公斤， 2220 毫米和 1050 毫米 2390 毫米 1380 毫米（長度 寬度 高度）。 2.3 載荷分析 根據(jù)不同的目的，分析拖拉機負荷的程序就會不同。許多研究人員為了表示載荷已經(jīng)使用簡單統(tǒng)計如：平均、最大、最小值等。該方法提取代表值用來顯示幅值的差別 ,但是因為田野負載是不規(guī)則的，所以這種簡化禁止描述整個加載配置文件。齒輪設置對變速器和動力輸出負載設置 ,單向方差分析和最小顯著差測試 (LSD)的影響是由 SAS(版本 9.1,SAS 研究所卡里 ,美國 )傳導的。同時 ,因為負載導致拖拉機的損害 ,拖拉機 零件的疲勞也需要調(diào)查，所以要表示負載對拖拉機的影響是很難的。拖拉機的疲勞程度被定義為重復載荷的損失總和(Lampman,1997）。 純樸 ,Kim 等人 (1998、 2000)提出的另一種表示負載的方法，這種方法被定義為每個操作損失總和與所有操作最小損失總和之比。純樸與疲勞壽命成反比。當負載嚴重越大時 ,疲勞壽命會越短。 Kim 等人 .(1998)測量了作用在傳動輸入軸上的負載和分析了在耕作 ,旋耕和運輸操作時的負載嚴重性。他們發(fā)現(xiàn)運輸操作的負載嚴重性與耕作時的負載嚴重性類似。但旋耕時的負載嚴重性約為運輸操作時的 63 倍。之后， Kim 等人（ 2000）分析了在旋耕期間變速器輸入軸的嚴重性，旋耕是右四個拖拉機的速度組合地面速度 (2.9 公里 /小時和 4.1 km / h)和動力輸出旋轉(zhuǎn)速度 (588 和 704 rpm)并且使用了一個發(fā)動機額定功率為 30 千瓦的拖拉機。當動力輸出速度增加到與地面速度相同時，負載嚴重增加了 2.3 -2.6 倍；而當?shù)孛嫠俣仍黾又僚c動力輸出速度相同時，嚴重性下降了 0.2-0.3 倍。 圖 2 是一個解釋嚴重性計算過程的框圖。因為轉(zhuǎn)矩的數(shù)據(jù)不規(guī)則 (熊和Shenoi,2005)，所以使用雨流循環(huán)計數(shù)法將測量轉(zhuǎn) 矩的數(shù)據(jù)從時域轉(zhuǎn)換到頻域。雨流循環(huán)計數(shù)技術(shù)通常被認為是一個好的預測疲勞壽命的循環(huán)計數(shù)法（ Hong,1991)。它將一個變幅加載歷史它分解成一系列簡單的事件相當于個人恒定負載周期振幅 (Glinka 和 Kam,1987)。此外 ,Smith-Waston-Topper 單軸方法用于計算譜級用方程（ 1）來去除平均轉(zhuǎn)矩的影響 (道林 ,1972)。 方程中 Te 相當于轉(zhuǎn)矩（ Nm）， ta 是扭矩振幅（ Nm）， tm 是平均轉(zhuǎn)矩（ Nm）。 因為測量的負載數(shù)據(jù)的記錄時間相對較短 (180 - 200s),所以拓展 拖拉機的旋耕的總的使用時間的周期數(shù)是非常必要的。為了在負載的大小上計算周期的總數(shù) ,測試拖拉機的整個壽命被假設進來。負載周期的總數(shù)由方程（ 2）進行計算： N7=3600NLh （ 2） 方程中 N7 負載周期的總數(shù)目（圈數(shù)）， N 是測量負載的計算周期數(shù)目（圈數(shù)）， L是已用的拖拉機的整個壽命（年）， h 為拖拉機操作的年使用次數(shù)（小時 /年）。 在韓國，拖拉機被用來旋耕的年度使用時間是 204 個小時 (李 ,2011)。使用的拖拉機的整個壽命被認為 是 10 年 ,這是在韓國農(nóng)業(yè)的條件下的正常的數(shù)據(jù)。對于拖拉機的整個壽命的載荷譜用于旋耕時在不同的齒輪設置下由測量負載與額定發(fā)動機扭矩負載之比來表示 ,為 275 海里。兩項之比大于 1 表明不利的負載級別大于額定發(fā)動機扭矩負載。 使用測量負載去計算損失總量和用 S-N(彎曲應力與循環(huán)的數(shù)量 )曲線估計數(shù)量的周期加載損耗 (法特米和陽 ,1998)。由于損傷是由轉(zhuǎn)矩信號引起的， S-N 曲線轉(zhuǎn)換為扭矩 -周期曲線 (Graham 等 ,1962；阮等 ,2011)。為了輸入軸的材料得到 S-N 曲線 ,SCM 420 h,在方程（ 3）中使用 ASTM 標準 (2004)。 ASTM 標準已經(jīng)廣泛的用于材料的疲勞分析 (Wannenburg 等 , 2009；Mao, 2010). 方程中的 N 表示周期數(shù)， S 表示切削硬度（兆帕）。 為了計算損害總和，負載譜的等效扭矩被轉(zhuǎn)換成壓力 (Rahama 和 Chancellor,1994； Petracconi 等 , 2010). 變速器和 PTO 輸入軸的直徑分別是 28 毫米和 26.5 毫米。 (4) 其中， S 是應力 (MPa)， T 為等效扭矩 (Nm)， d (mm) 軸的直徑。 損傷總和是基于式（ 5） Miner 定律 （ Miner,1945）計算的。 Miner 定律是用來估算荷載到空載的轉(zhuǎn)數(shù)的 (Miner， 1945 年 ； Robson， 1964 年 ；Renius， 1977 年）。循環(huán)的次數(shù) (n)來自載荷譜的等效扭矩。派生疲勞壽命轉(zhuǎn) (N)是從 S-N 的 SCM 420 H。損壞 (D)由轉(zhuǎn)數(shù)除以疲勞壽命轉(zhuǎn)數(shù)計算得出的。 (5) Dt 是損壞總量， ni 轉(zhuǎn)數(shù)， Ni 是疲勞壽命（轉(zhuǎn)數(shù)）。 3. 結(jié)果和討論 3.1. 檔位選擇的變速器和 PTO 載荷 圖 3 顯示的示例為在對地速度 L1 時變速器和 PTO 輸入軸扭矩載荷和旋耕操作期間 PTO 轉(zhuǎn)速為 P2 時的載荷。旋耕操作包括準備期，下降 3 點懸掛、 運行期，耕地和完成期間上升 3 點懸掛。測量扭矩在變速器和 PTO 輸入軸在準備階段陡增，在完成期間下降，扭矩在運行期間不規(guī)則波動模式出現(xiàn)在這些組件上。在運行期間， PTO 輸入軸上的測量扭矩程度和范圍大于變速器輸入軸。 表 1 顯示的扭矩水平上變速器和由 PTO 輸入的軸速度對地速度 (L1、 L2、 L3) 和 PTO 旋轉(zhuǎn)速度 （ P1、 P2、 P3） 的合。平均扭矩只對運行期間數(shù)據(jù)進行了計算，不包括準備和完成期。旋耕期間， PTO 輸入軸的平均的扭矩水平大于那些變速器輸入軸齒輪各級。在旋耕期間主要組件所需力量最大的結(jié)果與 Kim et al.(2011a)的結(jié)果相似。 在相同的動力輸出轉(zhuǎn)速下，對地速度從 L1 增至 L3 時，變速器輸入軸上的平均扭矩大大增加。犁耕提速時，變速器和傳動軸上負載增加也由 Kim et al.（ 2011a， b）和 Nahmgung（ 2001 年）發(fā) 現(xiàn)。此外，當 PTO 旋轉(zhuǎn)的速度增加時，變速器輸入軸上的平均負載增加，而在 L1P2 和 L1P3 之間負載值均無顯著差異。對地速度和 PTO 旋轉(zhuǎn)的速度增加時， PTO 輸入軸上的平均扭矩增加。這些增量對 PTO 旋轉(zhuǎn)的統(tǒng)計學速度有意義，但對對地速度沒有顯著意義。 3.2. 受損度評估 圖 4 和 5 分別顯示旋耕期間變速器和 PTO 輸入軸由齒輪設置的載荷譜。載荷譜的建立考慮了拖拉機的整個壽命中的轉(zhuǎn)數(shù)，從 103 到 107 的范圍內(nèi)。變速器輸入軸的最大扭矩比率的范圍是合速度為 0.7 -1.5，在 L3P1 被發(fā)現(xiàn)的最 大扭矩比率，如圖 4 所示。 一般情況下，對地速度和 PTO 旋轉(zhuǎn)的速度增加時扭矩比率增加。旋耕時對地速度和動力輸出轉(zhuǎn)速越大， PTO 輸入軸上的負荷越大。如圖 5 所示， PTO 輸入軸的扭矩比例大于變速器輸入軸。 PTO 輸入軸的最大扭矩比率范圍是 0.8-2.5，且最大扭矩比率也在 L3P1 被發(fā)現(xiàn)，變速器輸入軸也是如此。動力輸出轉(zhuǎn)速越大，PTO 輸入軸上負載越大。 圖 6 顯示了旋耕期間由齒輪設置受損度的評估。每個齒輪設置的受損度由合速度中損傷總和與最小的損傷總和的比代表。圖 6 (a) 顯示的輸入傳動軸受損度的比較 。最小受損度在最低合速度即變速器被設置到 L1， PTO 齒輪被設置到P1 時獲得。合速度增加則受損度增大，在對地速度增大時受損度增量變得更大。當傳動齒輪在相同動力輸出轉(zhuǎn)速下從 L1 轉(zhuǎn)換到 L3 時，對地速度增加 201%則受損度增加 573-746%，。在恒定對地速度下， PTO 齒輪從 P1 轉(zhuǎn)換到 P3 時 PTO轉(zhuǎn)速增加 185%，受損度增加 187%-340%。從 L1P2 轉(zhuǎn)換到 L1P3 時，平均負載只增加了 11%(35.9-38.7 Nm)，這并沒有統(tǒng)計差別，但受損度增加了 182%。 圖 6（ b）顯示的輸出輸入軸的振動 頻率。得到的結(jié)果和變速器輸入軸的情況類似。 l1p1 速度的組合使得振動頻率最小，且復合速度增加時，振動頻率也增加。值得引起注意的是，當輸出轉(zhuǎn)速增加 185%時，振動頻率將增加 10781655%。動力輸出齒輪從速度 P1 變化到速度 P3 時，當?shù)孛嫠俣忍岣?201%，振動頻率增加 139 213%。傳動齒輪從 L1 L3 的同樣的動力輸出軸轉(zhuǎn)速。同時，平均負荷與地面速度的增加在統(tǒng)計學上分析沒有差別。結(jié)果表明，在動力輸出輸入軸負載的影響更 明顯的是 PTO 轉(zhuǎn)速而不是地面速度。 4.總結(jié)和結(jié)論 這項研究分析了齒輪荷載選擇對 傳輸與一個 75 千瓦的農(nóng)業(yè)拖拉機動力輸入軸在旋轉(zhuǎn)耕作的影響。作用在傳動裝置和 PTO 輸入軸的外載荷是