Modification de la conception de la boîte de vitesses de la moissonneuse de maïs pour une meilleure résistance à la fatigue

Rapports scientifiques volume 12, Numéro d'article : 15576 (2022) Citer cet article

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La boîte de vitesses présente l'avantage de pouvoir modifier le couple et la vitesse de rotation en fonction du rapport de vitesse et présente une efficacité de transmission de puissance élevée en transmettant la puissance par le contact de la paire d'engrenages. Lors de l'évaluation de la résistance et de la durée de vie en fatigue d'une boîte de vitesses à l'aide d'une charge de conception ou d'une charge équivalente, il est possible que les résultats soient très différents des résultats réels. Par conséquent, dans cette étude, la distribution de durée de charge (LDD) construite sur la base de la charge de travail réelle a été utilisée pour évaluer de manière fiable la résistance et la durée de vie en fatigue de la boîte de vitesses. À la suite de l'évaluation de la résistance et de la résistance à la fatigue de la boîte de vitesses à l'aide du LDD, il a été confirmé que la boîte de vitesses existante ne satisfaisait pas à la durée de vie cible dans l'environnement d'exploitation. Par conséquent, les raisons de ces résultats ont été analysées et une modification de conception a été effectuée sur la base des résultats analysés. À la suite d'une modification de conception, la déviation de l'arbre a diminué en réarrangeant les roulements, d'un type en porte-à-faux à un type à chevauchement, améliorant ainsi la durée de vie des engrenages et des roulements. Enfin, la répartition de la charge agissant sur la surface des dents de l'engrenage a été améliorée grâce à une modification de la micro-géométrie des engrenages.

Un engrenage est un élément mécanique de transmission de puissance largement utilisé dans divers domaines1. Une boîte de vitesses est un système de transmission de puissance composé d'engrenages, d'arbres, de roulements et de carters. et l'entrée de puissance à l'arbre est transmise à l'engrenage mené (ici, engrenage) par l'intermédiaire de l'engrenage menant (ici, pignon). De plus, lorsque la puissance est transmise à l'aide d'une paire d'engrenages, étant donné que le rapport d'engrenage modifie la vitesse de rotation et le couple, l'avantage de contrôler la vitesse de rotation et le couple en modifiant le rapport d'engrenage se présente. Les performances d'une boîte de vitesses peuvent être évaluées par des paramètres tels que la résistance à la fatigue, le bruit, les vibrations et l'efficacité de la transmission de puissance. Dans le cas de la durée de vie en fatigue, puisqu'elle détermine si la boîte de vitesses fonctionne ou non, elle doit prédire et évaluer de manière fiable la durée de vie de la boîte de vitesses2.

Pour prédire et évaluer de manière fiable les performances de la boîte de vitesses, il est nécessaire de définir avec précision la charge agissant sur la boîte de vitesses. L'amplitude de charge de la charge agissant sur la boîte de vitesses, la durée sous la charge et la plage de fluctuation de la charge sont déterminées en fonction de l'objectif et de l'environnement d'utilisation de la boîte de vitesses. Cependant, il est difficile de définir numériquement la charge agissant sur la boîte de vitesses. Par conséquent, de nombreux chercheurs ont utilisé la théorie des dommages par fatigue cumulée basée sur la règle de Palmgren-Miner et ont prédit et évalué les performances de la boîte de vitesses dans des conditions de charge équivalentes en utilisant le concept de moyennes3,4. Bien que l'utilisation de la charge équivalente dans l'évaluation des performances de la boîte de vitesses puisse raccourcir le temps de calcul, il y a l'inconvénient de ne pas pouvoir prendre en compte l'effet de la fluctuation de charge et de la charge de pointe agissant sur la boîte de vitesses. De plus, l'exposant d'endommagement par fatigue utilisé pour dériver la charge équivalente est une valeur qui varie en fonction du mode de défaillance de chaque élément constituant la boîte de vitesses. Au stade de la conception, l'exposant de l'endommagement par fatigue ne peut pas être déterminé avec précision car les principaux modes de défaillance de la boîte de vitesses ne sont pas disponibles à l'avance5,6,7.

Dong et al.8 ont mené une étude sur l'effet de la fluctuation de la vitesse du vent sur la fatigue au contact des engrenages d'une boîte de vitesses d'éolienne. La fatigue de contact des engrenages a été analysée en utilisant un total de 11 vitesses de vent différentes - disponibles dans la littérature - pour mettre en œuvre les fluctuations de la vitesse du vent. Cependant, étant donné que cette analyse ne reflétait pas l'environnement pratique dans lequel la boîte de vitesses de l'éolienne est réellement utilisée, il y avait une limite à la fiabilité des résultats de l'analyse. Patel et Joshi9 ont effectué une analyse de conception et de fatigue du support de boîte de vitesses et ont confirmé que sa durée de vie en fatigue changeait en fonction de son matériau et de sa forme. Cependant, l'analyse souffrait de la même limitation que celle de l'étude précédente, ainsi que de la limitation supplémentaire d'être effectuée sous une seule condition de charge. Du et al.10 ont mené une étude pour prédire la durée de vie en fatigue de la boîte de vitesses d'un véhicule à chenilles à l'aide d'un test de simulation de course. L'environnement dans lequel la boîte de vitesses fonctionnait a été simulé et la charge agissant sur la boîte de vitesses a été dérivée à l'aide des résultats de la simulation. De plus, la durée de vie en fatigue de la boîte de vitesses a été évaluée à l'aide de la charge dérivée. Cependant, puisque la charge dérivée n'a pas été validée, il y avait une limite à la fiabilité des résultats de simulation. Kim et al.11 ont construit un modèle de simulation de transmission d'un tracteur à l'aide d'un logiciel commercial et ont développé un modèle qui pourrait évaluer la durée de vie en fatigue des engrenages coniques en spirale. De plus, la charge générée dans l'environnement de fonctionnement a été mesurée et la durée de vie en fatigue de l'engrenage en spirale a été prédite en construisant un spectre de charge basé sur les données mesurées. La méthode de répartition de la durée de charge (LDD) était destinée à prédire les performances des engrenages et des roulements12 ; cette étude a mal prédit leurs performances avec le spectre de charge en utilisant l'algorithme de comptage de flux de pluie. De même, dans la plupart des études menées dans divers domaines qui prédisaient et évaluaient les performances des boîtes de vitesses, la définition de l'environnement de fonctionnement était insuffisante. Wang et al.13 ont mené des recherches sur la conception, la modélisation et l'analyse des transmissions d'éoliennes offshore. Une procédure de conception itérative a été présentée pour minimiser le poids et le volume lors de la conception de la transmission de l'éolienne, et le modèle a été validé en comparant le modèle de simulation multicorps conçu avec le modèle développé précédemment. Cependant, il existe une limitation en ce sens que la charge de conception plutôt que la charge réelle de l'environnement a été utilisée lors de la conception et de la validation de la transmission de l'éolienne. Yoo et al.14 ont développé un modèle de simulation de la boîte de vitesses de l'éolienne pour confirmer les performances de l'engrenage planétaire auquel la goupille flexible a été appliquée. La simulation a été réalisée à l'aide d'un logiciel commercial. À la suite de l'étude, il a été confirmé que le partage et la répartition de la charge entre les engrenages planétaires étaient améliorés lorsque des goupilles flexibles étaient appliquées à l'ensemble d'engrenages planétaires. Cependant, il existe une limitation en ce que l'environnement dans lequel la boîte de vitesses de l'éolienne est actionnée a été pris en compte dans l'exécution des performances de l'ensemble d'engrenages planétaires.

Pour résoudre ce problème, Kim et al.15 ont effectué une opération de récolte réelle à l'aide d'une moissonneuse à maïs développée par Kang et al.16. Un capteur capable de mesurer le couple et la vitesse de rotation a été fixé à la prise de force du tracteur (PTO), et la charge de travail réelle générée pendant la récolte du maïs a été mesurée à l'aide du capteur. De plus, en utilisant la charge de travail réelle mesurée, une distribution de durée de charge qui pourrait évaluer les éléments de la machine qui transmettaient ou supportaient une charge par contact, tels que les composants de la boîte de vitesses comme les engrenages et les roulements, a été construite.

Dans cette étude, le modèle de simulation de boîte de vitesses de la moissonneuse à maïs introduit par Kang et al.16 a été développé à l'aide du logiciel commercial Romax Nexus17. De plus, la résistance et la résistance à la fatigue des engrenages et des roulements de la boîte de vitesses ont été évaluées à l'aide du modèle de boîte de vitesses et du LDD construit par Kim et al.15. L'évaluation a révélé que la boîte de vitesses ne satisfaisait pas à la durée de vie cible de la moissonneuse à maïs ; la durée de vie cible a été satisfaite en modifiant la disposition des roulements et la longueur de l'arbre, qui sont des variables de conception de la boîte de vitesses. Enfin, en effectuant une modification de la micro-géométrie des engrenages, la répartition de la charge agissant sur la surface des dents de l'engrenage a été améliorée.

Toutes les méthodes ont été appliquées conformément aux directives et réglementations pertinentes et ont obtenu l'autorisation de l'Institut de recherche en agriculture et en sciences de la vie, Administration du développement rural pour la collecte du maïs.

La rupture par fatigue se produit lorsque les éléments de la machine sont soumis à des charges fluctuantes d'amplitudes variables pendant de nombreux cycles. Pour vérifier la sécurité des éléments de la machine contre la rupture par fatigue, la charge externe agissant sur l'élément doit être mesurée dans les conditions de charge réelles. La charge doit ensuite être traitée en fonction des résultats de l'évaluation de la sécurité. Parmi les composants de la boîte de vitesses, les éléments de la machine qui transmettent ou supportent les charges par des contacts, tels que les engrenages et les roulements, peuvent constituer un spectre de charge avec l'amplitude de la charge, la vitesse et la durée sous la charge18.

La figure 1 montre les exemples de données utilisés pour expliquer la méthode LDD. L'intervalle est divisé en groupes de charge arbitraires après vérification des valeurs minimale et maximale dans les données de couple mesurées. Dans les exemples de données, l'intervalle entre les couples minimum et maximum de 500 et 670 Nm, respectivement, est divisé en deux sections avec un intervalle de 100 Nm. L'amplitude de la charge dans la ième section des données d'échantillon est obtenue comme une moyenne des valeurs de couple de 500 à 600 Nm. Les données de temps de la ième section sont \({t}_{1}+{t}_{2}+{t}_{3}\), qui est le temps total d'exposition au couple. Enfin, les données de vitesse de la ième section sont obtenues comme une moyenne arithmétique des vitesses de rotation appartenant aux données temporelles correspondant à la section. Dans LDD, l'amplitude, la durée et la vitesse de la charge sont exprimées par les équations suivantes :

où \(i\) est le numéro de bin, \({T}_{i}\) est le ième couple moyen dans bin, \({T}_{i,j}\) est le ième je couple dans bin , n est la ième donnée dans le bac, \(\Delta t\) est l'intervalle de temps des données de mesure, \({\omega }_{i}\) est la ième vitesse moyenne du bac, et \( {\omega }_{i,j}\) est le \(i\mathrm{th}\) est la vitesse du bac. Le tableau 1 montre les détails de la méthode LDD utilisée par Kim et al.15 pour la récolte du maïs.

Exemples de données pour expliquer la méthode LDD.

La moissonneuse à maïs se compose d'une boîte de vitesses de moissonneuse à maïs, qui est utilisée pour la récolte, dans laquelle les tiges de maïs sont transférées et pelées ; la première transmission multiplicatrice (rapport de démultiplication : 0,645), qui reçoit la puissance directement de la prise de force du tracteur ; et la deuxième transmission multiplicatrice (rapport courroie-poulie : 0,714), qui transmet la puissance de la première transmission multiplicatrice (rapport de vitesse : 0,645) à la boîte de vitesses de la moissonneuse à maïs. La figure 2 montre la transmission de puissance de la prise de force du tracteur à la boîte de vitesses de la récolteuse de maïs.

Configuration du système de transmission de puissance pour moissonneuse de maïs15.

La figure 3 montre le modèle de simulation de la boîte de vitesses de la récolteuse de maïs qui a été développée à l'aide de Romax Nexus17. S1, l'arbre d'entrée de la boîte de vitesses de la moissonneuse de maïs, transmet la puissance à S2 et S3, l'arbre de sortie de la partie détachement, et S4, l'arbre de sortie de la partie transport. Un ensemble d'engrenages coniques (BGS), un élément de machine qui peut transmettre la puissance verticalement, est utilisé entre S1 et S2 pour transmettre la puissance à S2 et S3, qui sont perpendiculaires à S1. De plus, la puissance transmise à S2 via le BGS est transmise à S3 via le jeu d'engrenages droits (SGS) 1, qui est un élément de transmission de puissance à arbre parallèle. Enfin, SGS 2 est utilisé entre S1 et S4 pour transmettre la puissance à l'unité de transfert.

Modèle de simulation de boîte de vitesses d'une moissonneuse à maïs.

Dans le modèle de boîte de vitesses, les engrenages droits et coniques sont définis avec une rigidité de contact non linéaire et représentés par des paramètres macro-géométriques (modules, nombre de dents, entraxe, angle de pression, largeur de face, entre autres). Le désalignement du maillage de l'engrenage et la rigidité non linéaire des dents ont été pris en compte pour l'analyse de contact de l'engrenage. Étant donné que la force d'engrènement de l'engrenage est influencée par la position de contact du flanc de la dent, nous avons effectué une modélisation en considérant et en analysant tous les points d'engrènement de l'engrenage, les distributions de charge et les conditions aux limites. Pour analyser le contact de l'engrenage, le modèle de tranche, en supposant que chaque tranche fonctionne comme un engrenage droit et indépendant, a été utilisé. Le modèle de rigidité non linéaire du roulement à éléments roulants a été défini comme des paramètres de détail internes (courbure des chemins de roulement, jeu interne, profil des rouleaux, etc.). Les arbres ont également été modélisés sous forme d'éléments de poutre 1D flexibles17. Les spécifications des engrenages utilisés dans la boîte de vitesses de la moissonneuse à maïs sont indiquées dans les tableaux 2 et 3, et le FAG 6207 a été utilisé pour tous les roulements.

Dans cette étude, la capacité nominale des engrenages et la durée de vie des roulements ont été évaluées à l'aide du LDD généré sur la base du modèle de simulation développé de la boîte de vitesses de la moissonneuse de maïs et de la charge de travail réelle mesurée pendant la récolte du maïs. Les cotes pour l'engrenage droit et l'engrenage conique ont été données sur la base des normes ISO 63366 et ISO 1030019, respectivement. De plus, la durée de vie en fatigue des roulements a été évaluée à l'aide de la norme ISO 28120. Le tableau 4 montre les résultats de notation pour la simulation d'engrenage.

Les résultats de la classification des engrenages dans le tableau 4 ont révélé l'engrenage avec la probabilité de défaillance la plus élevée et que le mode de défaillance était la piqûre de la surface de l'engrenage causée par la contrainte de contact du SGS 1 (pignon et engrenage). Par conséquent, pour confirmer que la distribution de la charge frontale avait une influence dominante sur le facteur de sécurité pour la contrainte de contact, la distribution de la charge frontale a été analysée à l'aide du modèle d'éléments finis et du modèle de contact non linéaire de Romax Nexus17,19. Le modèle d'éléments finis et le modèle de contact non linéaire ont analysé la répartition de la charge frontale à l'aide des quatre théories suivantes et ont calculé le facteur de charge frontale (\({K}_{H\beta }\)) à l'aide des résultats de l'analyse17 :

Flexion basée sur la théorie des plaques de Mindlin ;

Compression basée sur la théorie des poutres de Timoshenko ;

Rotation des racines basée sur une théorie empirique ;

Cisaillement des racines basé sur une théorie empirique.

Le tableau 5 montre la charge maximale par unité de longueur et le facteur de charge frontale du SGS 1, et la Fig. 4 montre la répartition de la charge frontale au niveau de charge 8 du SGS 1. À partir de la Fig. 4, il a été confirmé que le modèle de contact du SGS 1 était extrêmement incliné vers la gauche. En conséquence, la surface de la dent qui transmettait la charge a été réduite et il a été confirmé que le facteur de sécurité pour la contrainte de contact était faible en raison de la forte contrainte de contact induite.

Répartition de la charge frontale du SGS 1 au niveau de charge 8 : (a) motif de contact du pignon et (b) motif de contact de l'engrenage.

Les tableaux 6 et 7 montrent les résultats de l'évaluation de la durée de vie en fatigue des charges radiales et axiales de tous les roulements agissant sur chaque roulement au niveau de charge 8. Le tableau 6 confirme que les roulements B3 et B4 situés en S2 n'ont pas atteint la durée de vie en fatigue cible de 4800 h pour la boîte de vitesses de la moissonneuse de maïs, et le tableau 7 confirme que la charge agissant sur ces roulements est très importante.

D'après les résultats de la simulation de la boîte de vitesses, il a été confirmé que les parties faibles de la boîte de vitesses de la moissonneuse de maïs étaient B3 et B4, situées respectivement à SGS 1 et S2. Dans cette étude, il a été déterminé que la cause de l'apparition de la partie faible de la boîte de vitesses était la suivante.

La disposition de B3 et B4 en S2 en porte-à-faux était défavorable à l'appui du moment.

Le moment a été généré dans S2 en raison de la force d'engrènement de BGS et SGS 1 qui a conduit à la déviation de S2.

Un désalignement de l'engrenage s'est produit dans SGS 1 en raison de la déviation de S2.

L'augmentation de \({K}_{H\beta }\) et le facteur de sécurité réduit pour la contrainte de contact étaient dus au désalignement de l'engrenage.

Pour résoudre le problème ci-dessus, la longueur de l'arbre entre l'engrenage conique et l'engrenage droit de S2 a été augmentée de 20 mm, comme illustré à la Fig. 5. De plus, en positionnant B4 entre l'engrenage conique et l'engrenage droit, B3 et B4 ont été disposés comme un cavalier, un agencement avantageux pour le moment de soutien. Enfin, la longueur de la tige de S3 a été augmentée de 20 mm pour positionner B6 en haut avec B4. La figure 5 montre la disposition des roulements avant et après la modification de conception, et la figure 6 montre le modèle de simulation modifié.

Modification de la disposition des roulements en fonction de la modification de conception de la boîte de vitesses : (a) avant et (b) après la modification de conception.

Modèle de simulation de boîte de vitesses modifié d'une moissonneuse à maïs.

Comme effectué pour le modèle avant la modification de la conception, la cote de l'engrenage et la durée de vie en fatigue des roulements du modèle de simulation à conception modifiée ont été évaluées à l'aide de LDD, et les résultats sont présentés dans les tableaux 8, 9 et 11.

Comme le montrent les tableaux 8 et 9, il a été confirmé que le facteur de sécurité pour la contrainte de contact du SGS 1, un composant faible de la boîte de vitesses existante, a augmenté d'environ 1,9 fois en raison de la modification de conception. Selon le niveau de charge, la charge maximale par unité de longueur a diminué de 3,74 fois en moyenne, et le \({K}_{H\beta }\) a diminué de 3,82 fois en moyenne. Comme le montre la Fig. 7, la diminution du facteur de sécurité pour la contrainte de contact et la charge maximale par unité de longueur a été supposée être due à la distribution relativement uniforme du motif de contact du SGS 1 par rapport à celui de la boîte de vitesses existante. De plus, comme le montrent les tableaux 10 et 11, la charge appliquée à B3 et B4 a été considérablement réduite grâce à la modification de conception. En conséquence, les durées de vie de B3 et B4, qui n'atteignaient pas la durée de vie cible en fatigue dans la boîte de vitesses existante, étaient de \(1,6x{10}^{8}\) et 8 672 h, respectivement, confirmant que la durée de vie cible en fatigue était satisfaite. .

Répartition de la charge frontale du SGS 1 sur le niveau de charge 8 pour la boîte de vitesses modifiée : (a) modèle de contact du pignon et (b) modèle de contact de l'engrenage.

Bien que le facteur de sécurité du SGS 1 ait augmenté grâce à la modification de la conception de la boîte de vitesses, étant donné que la répartition de la charge frontale agissant sur le SGS 1 était toujours inclinée vers la gauche de la surface de la dent de l'engrenage, cela provoquait une contrainte de contact élevée et réduisait la durée de vie de l'engrenage21. Par conséquent, dans cette étude, nous avons effectué une modification de micro-géométrie de l'engrenage sur SGS 1 pour améliorer la répartition de la charge frontale. Cette modification a été effectuée avec une couronne en plomb et une pente en plomb, et une étude paramétrique a été réalisée pour un total de 121 cas, dans laquelle la couronne a été augmentée de 1 μm de 0 à 10 μm et la pente a été augmentée de 2 μm de 0 à 20 μm. L'étude des paramètres a été réalisée pour calculer le \({K}_{H\beta }\) à chacun des 8 niveaux de charge et dériver la combinaison de la couronne du plomb et de la pente du plomb avec la plus petite somme du \({K} _{H\beta }\) valeurs. Les tableaux 12 et 13 montrent les résultats de l'évaluation de la résistance des engrenages après la modification de la micro-géométrie. La figure 8 montre la répartition de la charge frontale au niveau de charge 8 du SGS 1, qui a été soumis à la modification de micro-géométrie.

Répartition de la charge frontale du SGS 1 sur le niveau de charge 8 après modification de la micro-géométrie : (a) motif de contact du pignon et (b) motif de contact de l'engrenage.

La modification de la conception de la micro-géométrie a augmenté le facteur de sécurité pour la contrainte de contact de SGS 1, qui était la composante faible du modèle de conception initial, d'environ 2,55 fois. De plus, la charge maximale par unité de longueur selon le niveau de charge a diminué de 7,14 fois en moyenne par rapport à celle du modèle de conception initial, et le \({K}_{H\beta }\) a diminué de 6,27 fois en moyenne par rapport à à celle du modèle de conception initial.

Le but de cette étude est d'évaluer la boîte de vitesses de la récolteuse de maïs développée précédemment sur la base du modèle de simulation et de la charge de travail réelle. Cette boîte de vitesses a été modélisée à l'aide de Romax Nexus, et la charge de travail réelle était basée sur des résultats de recherche préexistants. L'évaluation a révélé que la boîte de vitesses précédemment développée ne satisfaisait pas à la durée de vie cible. Cela a été attribué à la déviation de l'arbre qui s'est produite en raison du mauvais agencement des roulements et du désalignement de l'engrènement de l'engrenage dû au jeu interne du roulement et à la répartition inégale de la charge de la surface de la dent de l'engrenage. La durée de vie à la fatigue cible requise de la moissonneuse à maïs a été satisfaite en calculant la déviation de l'arbre, le désalignement de l'engrènement et la répartition inégale de la charge des dents de l'engrenage.

Les analyses de résistance et de résistance à la fatigue des engrenages et des roulements dans la boîte de vitesses d'une moissonneuse de maïs ont été effectuées à l'aide du LDD de récolte de maïs et du modèle de simulation. La durée de vie en fatigue cible de la boîte de vitesses n'a pas été satisfaite dans B3 et B4 de S2, et le facteur de sécurité pour la contrainte de contact de SGS 1 a été dérivé à 1,00, confirmant que la boîte de vitesses nécessitait une amélioration.

Étant donné que B3 et B4 de la boîte de vitesses existante étaient disposés en surplomb de S2, un moment a été généré par l'engrenage de BGS situé dans S2 et le pignon de SGS 1. Il a été déterminé qu'une déviation s'est produite dans S2 en raison du moment, ce qui a entraîné un réduction de la durée de vie des roulements et augmentation du désalignement du maillage pour SGS 1. Pour résoudre ce problème, une modification de conception a été effectuée pour changer la disposition en porte-à-faux de B3 et B4 en une disposition à cheval. Après la modification, B3 et B4 ont satisfait à la durée de vie en fatigue cible de la boîte de vitesses pour la récolteuse de maïs, et il a été confirmé que le facteur de sécurité pour la contrainte de contact de SGS 1 a augmenté à une moyenne de 1,9. distribution de charge de SGS 1, la charge maximale par unité de longueur a diminué en moyenne de 3,77 fois. Cependant, le facteur de charge frontale, qui indiquait la répartition de la charge frontale, était aussi grand que 1,8–2,1, confirmant qu'une amélioration supplémentaire était nécessaire.

Une modification de la micro-géométrie a été effectuée pour améliorer la répartition de la charge frontale de SGS 1. La modification a été effectuée sur la couronne de plomb et la pente de plomb, et la plus petite somme des facteurs de charge frontale a été dérivée à tous les niveaux de charge grâce à une étude des paramètres. En conséquence, la charge maximale par unité de longueur du SGS 1 a été réduite d'environ 7,14 fois par rapport à celle du SGS 1 existant, et le facteur de charge frontale s'est avéré être de 1,0 à 1,3, ce qui a diminué d'environ 6,27 fois en moyenne.

Enfin, pour effectuer les évaluations de la résistance des engrenages et de la durée de vie des roulements de la boîte de vitesses, (1) un modèle de simulation de haute précision pouvant simuler avec précision la boîte de vitesses réelle et (2) un LDD basé sur la charge réelle étaient essentiels. (3) Il a été confirmé que la boîte de vitesses doit être évaluée et que des modifications de conception doivent être appliquées, sur la base de (1) et (2).

Les ensembles de données pendant et/ou analysés pendant l'étude en cours sont disponibles auprès de l'auteur correspondant sur demande raisonnable.

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Ce travail a été soutenu par l'Institut coréen de planification et d'évaluation des technologies dans l'alimentation, l'agriculture et la foresterie (IPET) dans le cadre du programme de développement des technologies d'industrialisation des machines agricoles avancées, fondé par le ministère de l'Agriculture, de l'Alimentation et des Affaires rurales (MAFRA)(321063-2 ); et Hexagon Manufacturing Intelligence (soutien de la solution Romax). Un co-auteur de cet article, Ho-Seop Lee, a contribué à parts égales en tant qu'auteur principal. Les auteurs ne déclarent aucun conflit d'intérêts potentiel en ce qui concerne la recherche, la paternité et la publication de cet article.

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Chang-Sub Ha

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Conceptualisation : JTK et YJP ; Méthodologie : JTK et YJP ; logiciel HSL ; Validation : CSH ; Analyse formelle : JHP ; Enquête : JKW et ISC ; Ressource : YKK ; Conservation des données : HSL ; Préparation de daft d'écriture originale : JTK et HSL ; Rédaction-révision et édition : YJP ; Visualisation : SJC ; Supervision : YJP Tous les auteurs ont lu et accepté la version publiée du manuscrit.

Correspondance avec Young-Jun Park.

Les auteurs ne déclarent aucun intérêt concurrent.

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Réimpressions et autorisations

Kim, JT., Lee, HS., Park, JH. et coll. Modification de la conception de la boîte de vitesses de la moissonneuse de maïs pour une meilleure résistance à la fatigue. Sci Rep 12, 15576 (2022). https://doi.org/10.1038/s41598-022-19982-z

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Reçu : 17 juin 2022

Accepté : 07 septembre 2022

Publié: 16 septembre 2022

DOI : https://doi.org/10.1038/s41598-022-19982-z

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