トウモロコシ収穫機のギアボックス設計を変更して疲労寿命を向上

Scientific Reports volume 12、記事番号: 15576 (2022) この記事を引用

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増速機は、歯車比に応じてトルクや回転数を変化させることができ、歯車の噛み合わせを介して動力を伝達するため、動力伝達効率が高いという利点があります。ギアボックスの強度や疲労寿命を設計荷重または等価荷重で評価する場合、実際の結果と大きく異なる結果が生じる可能性があります。そこで本研究では、実際の仕事量に基づいて構築された負荷期間分布（LDD）を用いて、ギアボックスの強度と疲労寿命を確実に評価しました。 LDDを用いて変速機の強度と疲労寿命を評価した結果、既存の変速機では使用環境において目標寿命を満たしていないことが確認されました。そこで、この結果が得られた原因を分析し、その結果に基づいて設計変更を行った。設計変更により、軸受をオーバーハング形からストラドル形に変更することで軸のたわみが減少し、ギヤや軸受の疲労寿命が向上しました。最後に、ギアの微細形状変更により、ギア歯面に作用する荷重分布が改善されました。

歯車は、さまざまな分野で広く使用されている動力伝達の機械要素です1。ギアボックスは、ギア、シャフト、ベアリング、ハウジングで構成される動力伝達システムです。そして、シャフトに入力された動力は、駆動歯車（ここではピニオン）を介して従動歯車（ここでは歯車）に伝達される。また、歯車対を用いて動力を伝達する場合、歯車比によって回転速度やトルクが変化するため、歯車比を変えることで回転速度やトルクを制御できる利点もある。ギアボックスの性能は、疲労寿命、騒音、振動、動力伝達効率などのパラメータによって評価できます。疲労寿命の場合、ギアボックスが動作するかどうかを決定するため、ギアボックスの寿命を確実に予測して評価する必要があります2。

ギアボックスの性能を確実に予測および評価するには、ギアボックスに作用する負荷を正確に定義する必要があります。増速機に作用する負荷の大きさ、負荷がかかっている時間、負荷の変動範囲は、増速機の使用目的や使用環境に応じて決定されます。ただし、ギアボックスに作用する負荷を数値的に定義することは困難です。したがって、多くの研究者は、パルムグレン・マイナー則に基づく累積疲労損傷理論を使用し、平均の概念を使用して等価負荷条件下でのギアボックスの性能を予測および評価しました。変速機の性能評価に等価荷重を用いると計算時間は短縮できますが、変速機にかかる負荷変動やピーク荷重の影響が考慮できないというデメリットがあります。また、等価荷重を求める際に使用される疲労損傷指数は、変速機を構成する各要素の故障モードによって異なる値です。設計段階では、ギアボックスの主要な故障モードが事前に入手できないため、疲労損傷指数を正確に決定することはできません5、6、7。

Dong ら 8 は、風力タービンのギアボックスのギア接触疲労に対する風速の変動の影響に関する研究を実施しました。ギアの接触疲労は、風速の変動を実現するために、文献から入手可能な合計 11 の異なる風速を使用して解析されました。しかし、この解析は実際に風力発電用増速機が使用される環境を反映していないため、解析結果の信頼性に限界がありました。 Patel と Joshi9 は、ギアボックスキャリアの設計と疲労解析を実施し、その疲労寿命がその材質と形状によって変化することを確認しました。ただし、この解析には以前の研究と同じ制限があり、さらに 1 つの負荷条件下でのみ実行されるという追加の制限もありました。 Du ら 10 は、走行シミュレーションテストを使用して無限軌道車両のギアボックスの疲労寿命を予測する研究を実施しました。変速機が動作する環境をシミュレーションし、シミュレーション結果を用いて変速機に作用する負荷を導出した。さらに、導出された荷重を使用してギアボックスの疲労寿命を評価しました。ただし、導出された荷重は検証されていないため、シミュレーション結果の信頼性には限界がありました。 Kim et al.11 は、商用ソフトウェアを使用してトラクターのトランスミッションシミュレーションモデルを構築し、スパイラルベベルギアの疲労寿命を評価できるモデルを開発しました。また、使用環境で発生する荷重を測定し、測定データに基づいて荷重スペクトルを構築することでスパイラルギヤの疲労寿命を予測しました。負荷期間分布 (LDD) 法は、ギアとベアリングの性能を予測することを目的としています12。この研究では、レインフロー計数アルゴリズムを使用して、負荷スペクトルでのパフォーマンスを誤って予測しました。同様に、ギアボックスの性能を予測および評価するさまざまな分野で実施されたほとんどの研究では、動作環境の定義が不十分でした。 Wang ら 13 は、洋上風力タービンのドライブトレインの設計、モデリング、解析に関する研究を実施しました。風力タービンのドライブトレインを設計する際に重量と体積を最小限に抑えるための反復設計手順が提示され、設計されたマルチボディシミュレーションモデルと以前に開発されたモデルを比較することでモデルが検証されました。ただし、風力タービンのドライブトレインを設計および検証する際には、実際の環境負荷ではなく設計負荷が使用されるという制限があります。 Yoo et al.14 は、柔軟なピンが適用された遊星歯車セットの性能を確認するために、風力タービンの歯車装置のシミュレーションモデルを開発しました。シミュレーションは市販のソフトウェアを使用して実行されました。研究の結果、遊星歯車セットにフレキシブルピンを適用すると、遊星歯車間の荷重分担と荷重分散が改善されることが確認された。しかしながら、遊星歯車装置の性能を発揮する際には、風力発電用増速機が動作する環境を想定しているため、限界がある。

この問題を解決するために、Kim ら 15 は、Kang ら 16 が開発したトウモロコシ収穫機を使用して実際の収穫作業を行った。トラクターのパワーテイクオフ（PTO）にトルクと回転速度を計測できるセンサーを取り付け、トウモロコシの収穫時に発生する実際の作業負荷をセンサーで計測した。さらに、測定された実際の作業負荷を使用して、ギアやベアリングなどのギアボックスコンポーネントなど、接触を通じて負荷を伝達またはサポートする機械要素を評価できる負荷期間分布が構築されました。

この研究では、Kang らによって紹介されたトウモロコシ収穫機のギアボックスシミュレーションモデル 16 を、商用ソフトウェア Romax Nexus 17 を使用して開発しました。さらに、ギヤボックス内のギヤとベアリングの強度と疲労寿命は、ギヤボックスモデルと Kim らによって構築された LDD を使用して評価されました 15。評価の結果、ギアボックスがトウモロコシ収穫機の目標疲労寿命を満たしていないことが判明しました。目標疲労寿命は、ギアボックスの設計変数である軸受の配置とシャフトの長さを変更することで満足されました。最後に、ギアの微細形状修正を行うことで、ギア歯面にかかる荷重分布を改善しました。

すべての方法は、関連するガイドラインおよび規制に従って実行され、トウモロコシの収集について農村開発局農業生命科学研究所から許可を得ました。

疲労破壊は、機械要素がさまざまな大きさの変動荷重に何度もさらされると発生します。機械要素の疲労破壊に対する安全性を確認するには、実際の負荷状態で要素に作用する外部荷重を測定する必要があります。その後、安全性評価の結果に従って負荷を処理する必要があります。ギアボックスのコンポーネントのうち、ギアやベアリングなど、接触を介して荷重を伝達または支持する機械要素は、荷重の大きさ、速度、および荷重下の持続時間で荷重スペクトルを構成することがあります18。

図1にLDD法を説明するためのサンプルデータを示します。測定されたトルクデータの最小値と最大値がチェックされた後、間隔は任意のロードビンに分割されます。サンプルデータでは、最小トルク500Nmと最大トルク670Nmの間を100Nm間隔で2分割しています。サンプルデータの i 番目のセクションの荷重の大きさは、500 ～ 600 Nm のトルク値の平均として得られます。 i 番目のセクションの時間データは \({t}_{1}+{t}_{2}+{t}_{3}\) で、これはトルクにさらされた合計時間です。最後に、ｉ番目の区間の速度データは、その区間に対応する時間データに属する回転速度の算術平均として得られる。 LDD では、負荷の大きさ、継続時間、速度は次の式で表されます。

ここで、 \(i\) はビン番号、 \({T}_{i}\) はビン内の i 番目の平均トルク、 \({T}_{i,j}\) はビン内の i 番目の j 番目のトルクです。、n はビン内の i 番目のデータ、\(\Delta t\) は測定データの時間間隔、\({\omega }_{i}\) はビンの i 番目の平均速度、\( {\omega }_{i,j}\) は \(i\mathrm{th}\) がビンの速度です。表 1 は、キムら 15 がトウモロコシの収穫に使用した LDD 法の詳細を示しています。

LDD法を説明するためのサンプルデータです。

トウモロコシ収穫機は、収穫に使用されるトウモロコシ収穫機ギアボックスで構成され、トウモロコシの茎が移送され、皮がむかれます。第 1 マルチプライヤートランスミッション (ギア比: 0.645) は、トラクターの PTO から直接動力を受け取ります。第 2 のマルチプライヤートランスミッション (ベルトプーリー比: 0.714) は、第 1 のマルチプライヤートランスミッション (ギア比: 0.645) の動力をトウモロコシ収穫機のギアボックスに伝達します。図 2 は、トラクターの PTO からトウモロコシ収穫機のギアボックスまでの動力伝達を示しています。

トウモロコシ収穫機用動力伝達システムの構成１５．

図 3 は、Romax Nexus17 を使用して開発されたトウモロコシ収穫機ギアボックスのシミュレーションモデルを示しています。トウモロコシ収穫機ギアボックスの入力シャフトである S1 は、切り離し部分の出力シャフトである S2 と S3、および輸送部分の出力シャフトである S4 に動力を伝達します。垂直方向に動力を伝達できる機械要素であるベベルギヤセット（BGS）をS1とS2の間に使用し、S1と直交するS2、S3に動力を伝達します。また、ＢＧＳを介してＳ２に伝達された動力は、平行軸動力伝達要素である平歯車装置（ＳＧＳ）１を介してＳ３に伝達される。最後に、SGS 2 は、S1 と S4 の間で伝送ユニットに電力を伝送するために使用されます。

トウモロコシ収穫機のギアボックスシミュレーションモデル。

ギアボックスモデルでは、平歯車とかさ歯車は非線形接触剛性で定義され、マクロ幾何学パラメーター (モジュール、歯数、中心距離、圧力角、歯幅など) によって表されます。歯車の接触解析では、歯車の噛み合わせのずれと歯の非線形剛性を考慮しました。歯車の噛み合い力は歯面の接触位置に影響されるため、歯車の噛み合い点や荷重分布、境界条件をすべて考慮して解析しモデリングを行いました。歯車の接触解析には、各スライスが平歯車として独立して動作していると仮定したスライスモデルを使用した。転動体軸受の非線形剛性モデルは、内部詳細パラメータ（軌道の曲率、内部すきま、ころ形状など）として定義されました。シャフトも柔軟な 1D ビーム要素としてモデル化されました 17。トウモロコシ収穫機のギアボックスで使用されるギアの仕様を表 2 および 3 に示します。すべての転がり軸受には FAG 6207 が使用されました。

この研究では、トウモロコシ収穫機ギアボックスの開発されたシミュレーションモデルとトウモロコシ収穫中に測定された実際の作業負荷に基づいて生成された LDD を使用して、ギア定格とベアリングの疲労寿命を評価しました。平歯車と傘歯車の定格は、それぞれ ISO 63366 と ISO 1030019 に基づいて与えられています。さらに、ベアリングの疲労寿命は ISO 28120 を使用して評価されました。表 4 に、歯車シミュレーションの評価結果を示します。

表 4 のギヤ評価結果から、故障確率が最も高いギヤと、その故障モードが SGS 1 (ピニオンとギヤ) の接触応力によって引き起こされるギヤ表面のピッチングであることが明らかになりました。そこで、面荷重分布が接触応力の安全率に支配的な影響を与えることを確認するために、Romax Nexus の有限要素モデルと非線形接触モデルを用いて面荷重分布を解析した17,19。有限要素モデルおよび非線形接触モデルは、以下の 4 つの理論を用いて面荷重分布を解析し、解析結果を用いて面荷重係数 (\({K}_{H\beta }\)) を計算しました17。

マインドリンプレート理論に基づいた曲げ。

ティモシェンコビーム理論に基づいた圧縮。

経験理論に基づく根の回転。

経験理論に基づいた根切り。

SGS 1 の単位長さ当たりの最大荷重と面荷重係数を表 5 に、SGS 1 の荷重レベル 8 における面荷重分布を図 4 に示します。図 4 より、SGS 1 の接触パターンが良好であることが確認されました。極端に左に偏っています。その結果、荷重を伝達する歯表面積が減少し、高い接触応力が発生するため、接触応力の安全率が低いことが確認されました。

荷重レベル 8 での SGS 1 の面荷重分布: (a) ピニオン接触パターンおよび (b) ギア接触パターン。

荷重レベル8で各軸受に作用する全軸受のラジアル荷重とアキシアル荷重の疲労寿命評価結果を表6、表7に示します。表6より、S2に位置する軸受B3、B4が目標疲労寿命4800hを満たしていないことが確認できます。表 7 は、これらのベアリングに作用する負荷が非常に大きいことを確認しています。

ギアボックスシミュレーションの結果から、トウモロコシ収穫機のギアボックスの脆弱な部分は、それぞれ SGS 1 と S2 に位置する B3 と B4 であることが確認されました。今回の検討により、変速機の脆弱部発生の原因は以下のとおりであることが判明した。

S2 の B3 と B4 の配置はオーバーハング型であり、モーメントサポートには不利でした。

BGS と SGS 1 の歯車噛み合い力により S2 にモーメントが発生し、S2 のたわみにつながりました。

S2のたわみによりSGS1にギヤの噛み合わせずれが発生しました。

\({K}_{H\beta }\) の増加と接触応力の安全率の減少は、ギアのかみ合わせのずれが原因でした。

上記問題を解決するため、図5に示すようにS2のかさ歯車と平歯車間の軸長を20mm長くしました。また、B4をかさ歯車と平歯車の間に配置することで、B3とB4の距離を長くしました。またがるように配置されており、モーメントサポートに有利な配置です。最終的にS3のシャフト長を20mm延長し、B6をB4と並んで最上位に配置しました。設計変更前後の軸受配置を図5に、変更後のシミュレーションモデルを図6に示します。

ギアボックスの設計変更に伴う軸受配置の変更: (a) 設計変更前と (b) 設計変更後。

トウモロコシ収穫機のギアボックスシミュレーションモデルを修正しました。

設計変更前のモデルと同様に、設計変更後のシミュレーションモデルの歯車定格と軸受疲労寿命をLDDを用いて評価しました。結果を表8、表9、表11に示します。

表8、表9に示すように、設計変更により、既存増速機の脆弱部品であるSGS1の接触応力の安全率が約1.9倍に向上することが確認されました。荷重レベルに応じて、単位長さあたりの最大荷重は平均 3.74 倍、\({K}_{H\beta }\) は平均 3.82 倍に減少しました。図 7 に示すように、接触応力と単位長さあたりの最大荷重の安全率の低下は、既存のギアボックスと比較して SGS 1 の接触パターンが比較的均一に分布しているためであると推定されました。また、表 10、表 11 に示すように、設計変更により B3、B4 にかかる荷重が大幅に軽減されました。したがって、既存変速機では目標疲労寿命を満たしていないB3、B4の寿命はそれぞれ\(1.6x{10}^{8}\)、8672hとなり、目標疲労寿命を満足していることが確認できた。。

改良されたギアボックスの荷重レベル 8 における SGS 1 の面荷重分布: (a) ピニオン接触パターンおよび (b) ギア接触パターン。

SGS 1 はギヤボックスの設計変更により安全率が向上しましたが、SGS 1 に作用する面荷重分布は依然としてギヤ歯面の左側に偏っていたため、高い接触応力が発生し、ギヤの疲労寿命が短くなりました21。したがって、この研究では、面荷重の分散を改善するために、SGS 1 の歯車の微細形状修正を実行しました。この修正は鉛クラウンと鉛スロープを用いて行われ、クラウンを0から10μmまで1μm増加させ、スロープを0から2μmまで2μm増加させた合計121ケースについてパラメータスタディを実施した。 20μm。パラメータースタディを実行して、8 つの荷重レベルのそれぞれで \({K}_{H\beta }\) を計算し、\({K} _{H\beta }\) の値。表12、表13に微細形状修正後の歯車の強度評価結果を示します。図 8 は、微細形状修正を施した SGS 1 の荷重レベル 8 における面荷重分布を示しています。

マイクロジオメトリ変更後の荷重レベル 8 での SGS 1 の面荷重分布: (a) ピニオン接触パターンおよび (b) ギア接触パターン。

微細形状設計の変更により、初期設計モデルの弱点であった SGS 1 の接触応力の安全率が約 2.55 倍に増加しました。さらに、負荷レベルに応じた単位長さあたりの最大荷重は、初期設計モデルと比較して平均 7.14 倍減少し、\({K}_{H\beta }\) は、初期設計モデルと比較して平均 6.27 倍減少しました。初期設計モデルのものに。

この研究の目的は、シミュレーションモデルと実際の作業負荷に基づいて、以前に開発されたトウモロコシ収穫機ギアボックスを評価することです。このギアボックスは Romax Nexus を使用してモデル化されており、実際のワークロードは既存の研究結果に基づいています。評価の結果、従来開発した変速機では目標疲労寿命を満足していないことが判明した。これは、軸受の配置ずれや軸受の内部すきまによる歯車の噛み合わせずれ、歯面の荷重分布の不均一により軸のたわみが発生したものと考えられます。トウモロコシ収穫機の必要な目標疲労寿命は、シャフトのたわみ、ギアの噛み合わせのずれ、ギアの歯の不均一な荷重分布を計算することによって満たされました。

トウモロコシ収穫機のギアボックス内のギアとベアリングの強度と疲労寿命の解析は、トウモロコシ収穫用 LDD とシミュレーションモデルを使用して実行されました。 S2 の B3 および B4 ではギアボックスの目標疲労寿命が満たされておらず、SGS 1 の接触応力の安全率は 1.00 と導出され、ギアボックスに改善が必要であることが確認されました。

既設ギヤボックスの B3 と B4 が S2 上にオーバーハングして配置されていたため、S2 にある BGS のギヤと SGS 1 のピニオンによりモーメントが発生しました。このモーメントにより S2 にたわみが発生したと判断し、 SGS 1では軸受寿命の低下と噛み合わせずれの増加が発生しました。この問題を解決するために、B3とB4のオーバーハング配置を跨ぐ配置に変更する設計変更を行いました。改良後は、B3、B4 ともにトウモロコシ収穫機用変速機の目標疲労寿命を満足し、SGS 1 の接触応力の安全率が平均 1.9 まで上昇することが確認されました。 SGS 1 の荷重分散により、単位長さあたりの最大荷重が平均 3.77 倍減少しました。しかし、面荷重分布を示す面荷重係数は1.8～2.1と大きく、さらなる改善が必要であることが確認された。

SGS 1 の面荷重分布を改善するために、微細形状の修正が実行されました。修正はリードクラウンとリードの傾斜面で実行され、パラメータ研究を通じてすべての荷重レベルで面荷重係数の最小合計が導出されました。その結果、SGS 1 の単位長さ当たりの最大荷重は従来の SGS 1 に比べて約 7.14 倍に低減され、面荷重係数は 1.0 ～ 1.3 となり、平均で約 6.27 倍に低減することができました。

最後に、ギアボックスのギア強度と軸受寿命評価を実行するには、(1) 実際のギアボックスを正確にシミュレートできる高精度シミュレーションモデルと、(2) 実際の荷重に基づく LDD が不可欠でした。 (3) (1)と(2)に基づいて、変速機の評価と設計変更を適用する必要があることを確認しました。

現在の研究中および/または研究中に分析されたデータセットは、合理的な要求に応じて責任著者から入手できます。

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この研究は、農業食糧農村部 (MAFRA) が設立した先進農業機械産業化技術開発プログラムを通じて、韓国食品農林技術計画評価研究院 (IPET) の支援を受けました(321063-2)。 ); Hexagon Manufacturing Intelligence (Romax ソリューションによるサポート)。この論文の共著者である Ho-Seop Lee も筆頭著者として同様に貢献しました。著者は、この記事の研究、執筆、出版に関して潜在的な利益相反がないことを宣言します。

ソウル国立大学生物システム工学科、ソウル、08826、韓国

キム・ジテ、パク・ジョンホ、パク・ヨンジュン

グローバルスマートファームコンバージェンス専攻、ソウル国立大学、ソウル、08826、韓国

キム・ジテ＆パク・ヨンジュン

ソウル国立大学農学生命科学研究所、ソウル、08826、韓国

イ・ホソプ & パク・ヨンジュン

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ジェ・グヌ、チェ・イルス、キム・ヨングン

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チョ・スンジェ

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チョ・スンジェ

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ハ・チャンソプ

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コンセプト化: JTK と YJP。方法論: JTK および YJP。ソフトウェア HSL。検証: CSH; 正式な分析: JHP; 調査: JKW と ISC。リソース: YKK; データキュレーション: HSL; オリジナルのダフト作成の準備: JTK と HSL; 執筆・評論・編集：YJP; 視覚化: SJC; 監修: YJP すべての著者は原稿の出版版を読み、同意しました。

パク・ヨンジュンさんへの通信。

著者らは競合する利害関係を宣言していません。

シュプリンガーネイチャーは、発行された地図および所属機関における管轄権の主張に関して中立を保ちます。

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転載と許可

キム、JT.、リー、HS.、パーク、JH. 他。トウモロコシ収穫機のギアボックスの設計を変更し、疲労寿命を向上させました。 Sci Rep 12、15576 (2022)。 https://doi.org/10.1038/s41598-022-19982-z

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受信日: 2022 年 6 月 17 日

受理日: 2022 年 9 月 7 日

公開日: 2022 年 9 月 16 日

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