目前履帶式水稻聯合收獲機采用兩級平行軸式齒輪傳動，尺寸大、占用較大的收割空間，且整車結構笨重、對稻田的碾壓比較嚴重，影響次年插秧。在充分研究其傳動系統的基礎上，針對其承載能力和輕量化的要求，運用雙級齒輪合成實現大傳動比的減速運動，使得整機結構更加緊湊，保證工作性能的基礎上降低對地面的碾壓。

　　對所設計的雙級行星齒輪減速機構應用虛擬裝配進行動態仿真，將行星架理論轉速與仿真結果對比分析。同時由于行星架動力輸出，承載整個工作部件的負載，對其運用有限元分析軟件 ANSYS 進行強度分析，找出其薄弱點。此方法不但可以匹配傳動系統各部件，還能為其結構設計提供理論依據。

　　一、減速機構結構特征及工作原理

　　結構特征

　　行星齒輪減速機構由太陽輪、齒圈、雙級行星輪和行星架等部件組成，各零件幾何參數見表 1。工作時太陽輪與動力輸入裝置相連，將其動力經過 3 個雙級行星齒輪傳遞給行星架，再由行星架連接負載將動力輸出。這里齒圈固定不動，將普通的單級行星齒輪改為雙級行星齒輪，即將 1 個行星齒輪改為同軸左右 2 個大小不一樣的齒輪，行星齒輪大齒輪與太陽輪嚙合，行星齒輪小齒輪與行星架嚙合。動力傳遞路線為：太陽輪 - 行星齒輪大齒輪 - 行星齒輪小齒輪 - 行星架 - 工作部件。在保證傳動比不變的情況下，減小齒圈外徑，結構更加緊湊，但對零件的強度、剛度要求比較嚴格。

　　二、理論分析

　　動態特性分析

　　模型的建立及約束條件的添加：在 Pro/ E 中對減速機構建立三維模型如圖 1 所示，利用 ADAMS 對減速機構進行仿真分析。為了減小仿真運算量，虛擬裝配時只選擇一個行星齒輪為研究對象如圖 2 所示。選取行星架上一點為公共 mar ker 點，添加相應的旋轉副、齒輪副及固定副等約束條件，見表 2。主動部件太陽輪的角速度 10 000°/ s。

　　仿真分析：根據減速機構理論傳動比

　　則行星架理論角速度為 10 000/ 7 . 655 8 ° / s=1 306°/ s。

　　通過仿真分析，得出行星架的角速度如圖 3 所示，圖中虛線 MOT ION- MEA- 1 表示對太陽輪填加的動力為 10 000°/ s，實線 xxjia- MEA- 2 為行星架的輸出角速度，如圖 4 所示，仿真結果為 1 298°/ s，這與理論計算結果基本一致。

　　關鍵零件強度分析

　　行星架有限元模型的建立：行星架在載荷作用下易產生變形，為了保證行星輪同太陽輪和內齒圈的正確嚙合，要求具有一定的剛度，這里利用有限元分析軟件 ANSYS 對行星架進行強度分析。參考表 1 參數建立減速機構行星架三維模型，使用 SOL-ID185 單元，選用線性材料，彈性模量 2.12E11，泊松比 0.288。以行星架中心軸線沿行星輪軸方向為 Z 軸正方向、行星架右側端面為 XY 平面建立坐標系。假定驅動電機以恒定轉矩 60 N·m 輸出，在運行過程中行星架承受由齒輪傳來的載荷，在行星輪軸外端面上，利用新創建的獨立節點，使用 PC184 創建多根剛性梁單元來傳遞載荷，在多根剛性梁中間獨立節點處施加旋矩 T =60 N·m，將行星架連接半軸的面約束 UX、UY、UZ 的三個方向平動自由度和 ROT X、ROT Y 兩個方向旋轉自由度，只保留繞 Z 軸的轉動自由度，創建模型。

　　仿真結果分析：減速機構在運行過程中，行星輪軸承受齒輪傳遞的載荷并將其傳遞出去，通過圖 5 總體等效應力云圖可以看出，應力主要集中在行星輪軸及行星架中心部位，行星架在載荷作用下產生變形，最大應力 1 319 Pa，其值不大，與其許用應力相比很小，但將造成載荷沿齒寬不均勻分布，影響傳動效率。圖 6 為行星架總體位移云圖，由圖可能看出變形量主要集中在行星輪軸上，發生小位移變形，其將導致行星輪軸線相對中心輪軸線傾斜，使載荷向嚙合齒寬一端集中行星輪軸上，造成載荷沿齒寬不均勻分布。在后續的設計過程中重點解決這一問題。

　　三、結論

　　通過對所設計的水稻收獲機減速機構建立動力學模型和動力學仿真分析，得出行星架輸出角速度仿真結果為 1 298°/ s，這與理論計算結果 1 306°/ s 基本相一致，驗證結構設計的正確性，其結構為傳動部件優化設計提供依據。同時運用有限元分析軟件，對行星架進行強度分析，得到總體應力云圖及總體位移變形部位，找出應力集中點及變形量比較大的部位，為其結構優化設計及傳動系統理論分析奠定了良好基礎。

　　參考文獻略.