目前履带式水稻联合收获机采用两级平行轴式齿轮传动，尺寸大、占用较大的收割空间，且整车结构笨重、对稻田的碾压比较严重，影响次年插秧。在充分研究其传动系统的基础上，针对其承载能力和轻量化的要求，运用双级齿轮合成实现大传动比的减速运动，使得整机结构更加紧凑，保证工作性能的基础上降低对地面的碾压。
对所设计的双级行星齿轮减速机构应用虚拟装配进行动态仿真，将行星架理论转速与仿真结果对比分析。同时由于行星架动力输出，承载整个工作部件的负载，对其运用有限元分析软件 ANSYS 进行强度分析，找出其薄弱点。此方法不但可以匹配传动系统各部件，还能为其结构设计提供理论依据。
一、减速机构结构特征及工作原理
结构特征
行星齿轮减速机构由太阳轮、齿圈、双级行星轮和行星架等部件组成，各零件几何参数见表 1。工作时太阳轮与动力输入装置相连，将其动力经过 3 个双级行星齿轮传递给行星架，再由行星架连接负载将动力输出。这里齿圈固定不动，将普通的单级行星齿轮改为双级行星齿轮，即将 1 个行星齿轮改为同轴左右 2 个大小不一样的齿轮，行星齿轮大齿轮与太阳轮啮合，行星齿轮小齿轮与行星架啮合。动力传递路线为：太阳轮 - 行星齿轮大齿轮 - 行星齿轮小齿轮 - 行星架 - 工作部件。在保证传动比不变的情况下，减小齿圈外径，结构更加紧凑，但对零件的强度、刚度要求比较严格。
二、理论分析
动态特性分析
模型的建立及约束条件的添加：在 Pro/ E 中对减速机构建立三维模型如图 1 所示，利用 ADAMS 对减速机构进行仿真分析。为了减小仿真运算量，虚拟装配时只选择一个行星齿轮为研究对象如图 2 所示。选取行星架上一点为公共 mar ker 点，添加相应的旋转副、齿轮副及固定副等约束条件，见表 2。主动部件太阳轮的角速度 10 000°/ s。
仿真分析：根据减速机构理论传动比
则行星架理论角速度为 10 000/ 7 . 655 8 ° / s=1 306°/ s。
通过仿真分析，得出行星架的角速度如图 3 所示，图中虚线 MOT ION- MEA- 1 表示对太阳轮填加的动力为 10 000°/ s，实线 xxjia- MEA- 2 为行星架的输出角速度，如图 4 所示，仿真结果为 1 298°/ s，这与理论计算结果基本一致。
关键零件强度分析
行星架有限元模型的建立：行星架在载荷作用下易产生变形，为了保证行星轮同太阳轮和内齿圈的正确啮合，要求具有一定的刚度，这里利用有限元分析软件 ANSYS 对行星架进行强度分析。参考表 1 参数建立减速机构行星架三维模型，使用 SOL-ID185 单元，选用线性材料，弹性模量 2.12E11，泊松比 0.288。以行星架中心轴线沿行星轮轴方向为 Z 轴正方向、行星架右侧端面为 XY 平面建立坐标系。假定驱动电机以恒定转矩 60 N·m 输出，在运行过程中行星架承受由齿轮传来的载荷，在行星轮轴外端面上，利用新创建的独立节点，使用 PC184 创建多根刚性梁单元来传递载荷，在多根刚性梁中间独立节点处施加旋矩 T =60 N·m，将行星架连接半轴的面约束 UX、UY、UZ 的三个方向平动自由度和 ROT X、ROT Y 两个方向旋转自由度，只保留绕 Z 轴的转动自由度，创建模型。
仿真结果分析：减速机构在运行过程中，行星轮轴承受齿轮传递的载荷并将其传递出去，通过图 5 总体等效应力云图可以看出，应力主要集中在行星轮轴及行星架中心部位，行星架在载荷作用下产生变形，最大应力 1 319 Pa，其值不大，与其许用应力相比很小，但将造成载荷沿齿宽不均匀分布，影响传动效率。图 6 为行星架总体位移云图，由图可能看出变形量主要集中在行星轮轴上，发生小位移变形，其将导致行星轮轴线相对中心轮轴线倾斜，使载荷向啮合齿宽一端集中行星轮轴上，造成载荷沿齿宽不均匀分布。在后续的设计过程中重点解决这一问题。
三、结论
通过对所设计的水稻收获机减速机构建立动力学模型和动力学仿真分析，得出行星架输出角速度仿真结果为 1 298°/ s，这与理论计算结果 1 306°/ s 基本相一致，验证结构设计的正确性，其结构为传动部件优化设计提供依据。同时运用有限元分析软件，对行星架进行强度分析，得到总体应力云图及总体位移变形部位，找出应力集中点及变形量比较大的部位，为其结构优化设计及传动系统理论分析奠定了良好基础。
参考文献略.