Modificación del diseño de la caja de engranajes de la cosechadora de maíz para mejorar la vida útil frente a la fatiga

Scientific Reports volumen 12, Número de artículo: 15576 (2022) Citar este artículo

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La caja de cambios tiene la ventaja de poder cambiar el par y la velocidad de rotación de acuerdo con la relación de transmisión y tiene una alta eficiencia de transmisión de potencia al transmitir potencia a través del contacto del par de engranajes. Al evaluar la resistencia y la vida a fatiga de una caja de engranajes utilizando una carga de diseño o una carga equivalente, existe la posibilidad de que los resultados sean muy diferentes a los reales. Por lo tanto, en este estudio, la distribución de duración de la carga (LDD) construida en base a la carga de trabajo real se utilizó para evaluar la resistencia y la fatiga de la caja de engranajes de manera confiable. Como resultado de la evaluación de la resistencia y la fatiga de la caja de engranajes mediante LDD, se confirmó que la caja de engranajes existente no cumplía con la vida útil prevista en el entorno operativo. Por lo tanto, se analizaron las razones de estos resultados y se realizó la modificación del diseño en función de los resultados analizados. Como resultado de la modificación del diseño, la deflexión del eje disminuyó por la reorganización de los cojinetes, de un tipo voladizo a un tipo de horcajadas, lo que mejoró la vida útil de fatiga de los engranajes y cojinetes. Finalmente, la distribución de la carga que actúa sobre la superficie del diente del engranaje se mejoró mediante la modificación de la microgeometría de los engranajes.

Un engranaje es un elemento de máquina en la transmisión de potencia que se utiliza ampliamente en varios campos1. Una caja de cambios es un sistema de transmisión de potencia que consta de engranajes, ejes, cojinetes y carcasas; y la potencia de entrada al eje se transmite al engranaje impulsado (en este documento, engranaje) a través del engranaje impulsor (en este documento, piñón). Además, cuando se transmite potencia utilizando un par de engranajes, dado que la relación de transmisión cambia la velocidad de rotación y el par, surge la ventaja de controlar la velocidad de rotación y el par cambiando la relación de transmisión. El rendimiento de una caja de cambios se puede evaluar mediante parámetros como la vida útil a la fatiga, el ruido, la vibración y la eficiencia de transmisión de potencia. En el caso de la vida a fatiga, dado que determina si la caja de cambios funciona o no, necesita predecir y evaluar de forma fiable la vida de la caja de cambios2.

Para predecir y evaluar de forma fiable el rendimiento de la caja de cambios, es necesario definir con precisión la carga que actúa sobre la caja de cambios. La magnitud de la carga que actúa sobre la caja de engranajes, la duración bajo la carga y el rango de fluctuación de la carga se determinan de acuerdo con el propósito y el entorno de uso de la caja de engranajes. Sin embargo, es un desafío definir numéricamente la carga que actúa sobre la caja de engranajes. Por lo tanto, muchos investigadores utilizaron la teoría del daño por fatiga acumulativa basada en la regla de Palmgren-Miner y predijeron y evaluaron el rendimiento de la caja de engranajes en condiciones de carga equivalentes utilizando el concepto de promedios3,4. Si bien el uso de la carga equivalente para evaluar el rendimiento de la caja de engranajes puede acortar el tiempo de cálculo, existe la desventaja de no poder considerar el efecto de la fluctuación de la carga y la carga máxima que actúa sobre la caja de engranajes. Además, el exponente de daño por fatiga utilizado para derivar la carga equivalente es un valor que varía según el modo de falla de cada elemento que constituye la caja de engranajes. En la etapa de diseño, el exponente del daño por fatiga no se puede determinar con precisión porque los modos de falla clave de la caja de engranajes no están disponibles de antemano5,6,7.

Dong et al.8 realizaron un estudio sobre el efecto de la fluctuación de la velocidad del viento en la fatiga por contacto de los engranajes de una caja de engranajes de una turbina eólica. La fatiga por contacto de los engranajes se analizó utilizando un total de 11 velocidades de viento diferentes, disponibles en la literatura, para implementar las fluctuaciones de la velocidad del viento. Sin embargo, dado que este análisis no reflejaba el entorno práctico en el que se usa realmente la caja de engranajes de la turbina eólica, existía un límite en la fiabilidad de los resultados del análisis. Patel y Joshi9 realizaron un análisis de fatiga y diseño del soporte de la caja de cambios y confirmaron que su vida útil cambiaba según su material y forma. Sin embargo, el análisis sufrió la misma limitación que el estudio anterior, junto con la limitación adicional de realizarse bajo una sola condición de carga. Du et al.10 realizaron un estudio para predecir la vida de fatiga de la caja de cambios de un vehículo sobre orugas utilizando una prueba de simulación en marcha. Se simuló el entorno en el que operaba la caja de engranajes y se derivó la carga que actúa sobre la caja de engranajes utilizando los resultados de la simulación. Además, se evaluó la vida a fatiga de la caja de engranajes utilizando la carga derivada. Sin embargo, dado que no se validó la carga derivada, hubo un límite a la confiabilidad de los resultados de la simulación. Kim et al.11 construyeron un modelo de simulación de transmisión de un tractor utilizando un software comercial y desarrollaron un modelo que podía evaluar la vida de fatiga de los engranajes cónicos en espiral. Además, se midió la carga generada en el entorno operativo y se predijo la vida de fatiga del engranaje espiral mediante la construcción de un espectro de carga basado en los datos medidos. El método de distribución de duración de carga (LDD) estaba destinado a predecir el rendimiento de los engranajes y rodamientos12; este estudio predijo incorrectamente su desempeño con el espectro de carga utilizando el algoritmo de conteo de flujo de lluvia. De manera similar, en la mayoría de los estudios realizados en varios campos que predijeron y evaluaron el rendimiento de la caja de cambios, la definición del entorno operativo fue insuficiente. Wang et al.13 llevaron a cabo una investigación sobre el diseño, el modelado y el análisis de transmisiones de turbinas eólicas marinas. Se presentó un procedimiento de diseño iterativo para minimizar el peso y el volumen al diseñar el tren motriz de la turbina eólica, y el modelo se validó comparando el modelo de simulación multicuerpo diseñado con el modelo desarrollado previamente. Sin embargo, existe una limitación en el sentido de que se utilizó la carga de diseño en lugar de la carga ambiental real al diseñar y validar el tren motriz de la turbina eólica. Yoo et al.14 desarrollaron un modelo de simulación de la caja de engranajes de la turbina eólica para confirmar el rendimiento del conjunto de engranajes planetarios al que se aplicó el pasador flexible. La simulación se realizó utilizando un software comercial. Como resultado del estudio, se confirmó que la carga compartida y la distribución de la carga entre los engranajes planetarios mejoraron cuando se aplicaron pasadores flexibles al conjunto de engranajes planetarios. Sin embargo, existe una limitación en el sentido de que se asumió el entorno en el que funciona la caja de engranajes de la turbina eólica al realizar el funcionamiento del conjunto de engranajes planetarios.

Para resolver este problema, Kim et al.15 realizaron una operación de cosecha real utilizando una cosechadora de maíz desarrollada por Kang et al.16. Se conectó un sensor que podía medir el par y la velocidad de rotación a la toma de fuerza (PTO) del tractor, y se midió la carga de trabajo real generada durante la cosecha del maíz utilizando el sensor. Además, utilizando la carga de trabajo real medida, se construyó una distribución de la duración de la carga que podía evaluar los elementos de la máquina que transmitían o soportaban una carga a través del contacto, como los componentes de la caja de cambios, como los engranajes y los cojinetes.

En este estudio, el modelo de simulación de caja de engranajes de la cosechadora de maíz presentado por Kang et al.16 fue desarrollado utilizando el software comercial Romax Nexus17. Además, la resistencia y la fatiga de los engranajes y cojinetes de la caja de engranajes se evaluaron utilizando el modelo de caja de engranajes y el LDD construido por Kim et al.15. La evaluación reveló que la caja de engranajes no cumplió con el objetivo de vida útil a fatiga de la cosechadora de maíz; la vida de fatiga objetivo se cumplió modificando la disposición de los cojinetes y la longitud del eje, que son variables de diseño de la caja de engranajes. Finalmente, al realizar la modificación de la microgeometría del engranaje, se mejoró la distribución de la carga que actúa sobre la superficie del diente del engranaje.

Todos los métodos se llevaron a cabo de acuerdo con las pautas y regulaciones pertinentes y obtuvieron el permiso del Instituto de Investigación de Agricultura y Ciencias de la Vida, Administración de Desarrollo Rural para recolectar maíz.

La falla por fatiga ocurre cuando los elementos de la máquina están sujetos a cargas fluctuantes de magnitudes variables durante muchos ciclos. Para verificar la seguridad de los elementos de la máquina contra la falla por fatiga, la carga externa que actúa sobre el elemento debe medirse en la condición de carga real. A continuación, la carga debe procesarse de acuerdo con los resultados de la evaluación de seguridad. Entre los componentes de la caja de cambios, los elementos de la máquina que transmiten o soportan cargas a través de contactos, como engranajes y cojinetes, pueden constituir un espectro de carga con la magnitud de la carga, la velocidad y la duración bajo la carga18.

La figura 1 muestra los datos de muestra utilizados para explicar el método LDD. El intervalo se divide en intervalos de carga arbitrarios después de comprobar los valores mínimo y máximo en los datos de par medidos. En los datos de muestra, el intervalo entre los pares mínimo y máximo de 500 y 670 Nm, respectivamente, se divide en dos secciones con un intervalo de 100 Nm. La magnitud de la carga en la i-ésima sección de los datos de muestra se obtiene como un promedio de los valores de torque de 500 a 600 Nm. El dato de tiempo de la i-ésima sección es \({t}_{1}+{t}_{2}+{t}_{3}\), que es el tiempo total de exposición al torque. Finalmente, el dato de velocidad del i-ésimo tramo se obtiene como media aritmética de las velocidades de giro pertenecientes a los datos de tiempo correspondientes al tramo. En LDD, la magnitud, duración y velocidad de la carga se expresan a través de las siguientes ecuaciones:

donde \(i\) es el número de contenedor, \({T}_{i}\) es el i-ésimo torque promedio en el contenedor, \({T}_{i,j}\) es el i-ésimo j-ésimo torque en el contenedor , n es el i-ésimo dato en el contenedor, \(\Delta t\) es el intervalo de tiempo de los datos de medición, \({\omega }_{i}\) es la i-ésima velocidad promedio del contenedor y \( {\omega }_{i,j}\) es \(i\mathrm{th}\) es la velocidad del contenedor. El Cuadro 1 muestra los detalles del método LDD que Kim et al.15 utilizaron para la cosecha de maíz.

Datos de muestra para explicar el método LDD.

La cosechadora de maíz consta de una caja de engranajes de cosechadora de maíz, que se utiliza para la cosecha, en la que se transfieren y pelan los tallos de maíz; la primera transmisión multiplicadora (relación de transmisión: 0,645), que recibe la potencia directamente de la toma de fuerza del tractor; y la segunda transmisión multiplicadora (relación correa-polea: 0,714), que transmite la potencia de la primera transmisión multiplicadora (relación de transmisión: 0,645) a la caja de cambios de la cosechadora de maíz. La figura 2 muestra la transmisión de potencia desde la toma de fuerza del tractor a la caja de cambios de la cosechadora de maíz.

Configuración de sistema de transmisión de potencia para cosechadora de maíz15.

La figura 3 muestra el modelo de simulación de la caja de engranajes de la cosechadora de maíz que se desarrolló utilizando Romax Nexus17. S1, el eje de entrada de la caja de engranajes de la cosechadora de maíz, transmite potencia a S2 y S3, el eje de salida de la pieza de separación, y S4, el eje de salida de la pieza de transporte. Un juego de engranajes cónicos (BGS), un elemento de máquina que puede transmitir potencia verticalmente, se usa entre S1 y S2 para transmitir potencia a S2 y S3, que son perpendiculares a S1. Además, la potencia transmitida a S2 a través del BGS se transmite a S3 a través del conjunto de engranajes rectos (SGS) 1, que es un elemento de transmisión de potencia de eje paralelo. Finalmente, SGS 2 se usa entre S1 y S4 para transmitir energía a la unidad de transferencia.

Modelo de simulación de caja de cambios de cosechadora de maíz.

En el modelo de caja de engranajes, los engranajes rectos y cónicos se definen con rigidez de contacto no lineal y se representan mediante parámetros macrogeométricos (módulos, número de dientes, distancia entre ejes, ángulo de presión, ancho de cara, entre otros). La desalineación del engranaje y la rigidez no lineal de los dientes se consideraron para el análisis de contacto del engranaje. Dado que la fuerza de engrane del engranaje está influenciada por la posición de contacto del flanco del diente, realizamos un modelo considerado y analizamos todos los puntos de engrane, las distribuciones de carga y las condiciones de contorno. Para analizar el contacto del engranaje se utilizó el modelo de corte, suponiendo que cada corte opera como un engranaje recto e independiente. El modelo de rigidez no lineal del rodamiento de elementos rodantes se definió como parámetros de detalles internos (curvatura de las pistas de rodadura, juego interno, perfil de los rodillos, etc.). Los ejes también se modelaron como elementos de viga 1D flexibles17. Las especificaciones de los engranajes utilizados en la caja de engranajes de la cosechadora de maíz se muestran en las Tablas 2 y 3, y se utilizó FAG 6207 para todos los rodamientos.

En este estudio, la capacidad nominal del engranaje y la vida útil a la fatiga del rodamiento se evaluaron utilizando el LDD generado con base en el modelo de simulación desarrollado de la caja de engranajes de la cosechadora de maíz y la carga de trabajo real medida durante la cosecha del maíz. Las clasificaciones para el engranaje recto y el engranaje cónico se dieron en base a las normas ISO 63366 e ISO 1030019, respectivamente. Además, la vida de fatiga de los cojinetes se evaluó utilizando la norma ISO 28120. La Tabla 4 muestra los resultados de clasificación para la simulación de engranajes.

Los resultados de clasificación de engranajes en la Tabla 4 revelaron el engranaje con la mayor probabilidad de falla y que el modo de falla fue la picadura de la superficie del engranaje causada por la tensión de contacto del SGS 1 (piñón y engranaje). Por lo tanto, para confirmar que la distribución de la carga frontal tenía una influencia dominante en el factor de seguridad para la tensión de contacto, se analizó la distribución de la carga frontal utilizando el modelo de elementos finitos y el modelo de contacto no lineal de Romax Nexus17,19. El modelo de elementos finitos y el modelo de contacto no lineal analizaron la distribución de carga frontal utilizando las siguientes cuatro teorías y calcularon el factor de carga frontal (\({K}_{H\beta }\)) utilizando los resultados del análisis17:

Flexión basada en la teoría de placas de Mindlin;

Compresión basada en la teoría de vigas de Timoshenko;

Rotación de raíces basada en una teoría empírica;

Corte de raíz basado en una teoría empírica.

La Tabla 5 muestra la carga máxima por unidad de longitud y el factor de carga frontal de SGS 1, y la Fig. 4 muestra la distribución de carga frontal en el nivel de carga 8 de SGS 1. A partir de la Fig. 4, se confirmó que el patrón de contacto de SGS 1 era extremadamente sesgada a la izquierda. Como resultado, se redujo el área de la superficie del diente que transmitía la carga y se confirmó que el factor de seguridad para la tensión de contacto era bajo debido a la alta tensión de contacto inducida.

Distribución de carga frontal de SGS 1 en el nivel de carga 8: (a) patrón de contacto del piñón y (b) patrón de contacto del engranaje.

Las tablas 6 y 7 muestran los resultados de la evaluación de la vida a fatiga de las cargas radiales y axiales de todos los rodamientos que actúan sobre cada rodamiento en el nivel de carga 8. La tabla 6 confirma que los rodamientos B3 y B4 ubicados en S2 no cumplieron con la vida a fatiga objetivo de 4800 h para la caja de engranajes de la cosechadora de maíz, y la Tabla 7 confirma que la carga que actúa sobre estos cojinetes es muy grande.

A partir de los resultados de la simulación de la caja de cambios, se confirmó que las partes débiles de la caja de cambios de la cosechadora de maíz eran B3 y B4, ubicadas en SGS 1 y S2, respectivamente. En este estudio se determinó que la causa de la ocurrencia de la parte débil de la caja de cambios fue la siguiente.

La disposición de B3 y B4 en S2 como un tipo voladizo fue desfavorable para el soporte de momento.

El momento se generó en S2 debido a la fuerza de engranaje de BGS y SGS 1 que condujo a la desviación de S2.

Ocurrió una desalineación de engranajes en SGS 1 debido a la desviación de S2.

El \({K}_{H\beta }\) aumentado y el factor de seguridad reducido para la tensión de contacto se debieron a la desalineación del engrane.

Para resolver el problema anterior, la longitud del eje entre el engranaje cónico y el engranaje recto de S2 se incrementó en 20 mm, como se muestra en la Fig. 5. Además, al colocar B4 entre el engranaje cónico y el engranaje recto, B3 y B4 fueron dispuestos como un straddle, una disposición ventajosa para el momento de apoyo. Finalmente, la longitud del eje de S3 se aumentó en 20 mm para colocar B6 en la parte superior junto con B4. La figura 5 muestra la disposición de rodamientos antes y después de la modificación del diseño, y la figura 6 muestra el modelo de simulación modificado.

Cambio en la disposición de los rodamientos según la modificación del diseño de la caja de engranajes: (a) antes y (b) después de la modificación del diseño.

Modelo de simulación de caja de cambios modificado de cosechadora de maíz.

Tal como se realizó para el modelo antes de la modificación del diseño, la clasificación de engranajes y la vida útil a fatiga del rodamiento del modelo de simulación modificado por diseño se evaluaron utilizando LDD, y los resultados se muestran en las Tablas 8, 9 y 11.

Como se muestra en las tablas 8 y 9, se confirmó que el factor de seguridad para la tensión de contacto de SGS 1, un componente débil de la caja de cambios existente, aumentó aproximadamente 1,9 veces debido a la modificación del diseño. Según el nivel de carga, la carga máxima por unidad de longitud disminuyó 3,74 veces en promedio, y \({K}_{H\beta }\) disminuyó 3,82 veces en promedio. Como se muestra en la Fig. 7, se supuso que la disminución del factor de seguridad para la tensión de contacto y la carga máxima por unidad de longitud se debía a la distribución relativamente uniforme del patrón de contacto del SGS 1 en comparación con el de la caja de engranajes existente. Además, como se muestra en las Tablas 10 y 11, la carga aplicada a B3 y B4 se redujo significativamente mediante la modificación del diseño. En consecuencia, las vidas útiles de B3 y B4, que no alcanzaron el objetivo de vida a fatiga en la caja de engranajes existente, fueron \(1.6x{10}^{8}\) y 8672 h, respectivamente, lo que confirma que se cumplió el objetivo de vida a fatiga. .

Distribución de carga frontal de SGS 1 en el nivel de carga 8 para caja de cambios modificada: (a) patrón de contacto del piñón y (b) patrón de contacto del engranaje.

Aunque el factor de seguridad del SGS 1 aumentó a través de la modificación del diseño de la caja de engranajes, dado que la distribución de la carga frontal que actuaba en el SGS 1 todavía estaba sesgada hacia la izquierda de la superficie del diente del engranaje, causó una gran tensión de contacto y acortó la vida útil del engranaje21. Por lo tanto, en este estudio, realizamos una modificación de microgeometría del engranaje en SGS 1 para mejorar la distribución de la carga frontal. Esta modificación se realizó con corona de plomo y pendiente de plomo, y se realizó un estudio de parámetros para un total de 121 casos, bajo los cuales se aumentó la corona en 1 μm de 0 a 10 μm y la pendiente se incrementó en 2 μm de 0 a 20 micras. El estudio de parámetros se realizó para calcular \({K}_{H\beta }\) en cada uno de los 8 niveles de carga y derivar la combinación de la corona de plomo y la pendiente de plomo con la suma más pequeña de \({K} _{H\beta }\) valores. Las tablas 12 y 13 muestran los resultados de la evaluación de la resistencia de los engranajes después de la modificación de la microgeometría. La Figura 8 muestra la distribución de la carga frontal en el nivel de carga 8 del SGS 1, que fue sometido a la modificación de la microgeometría.

Distribución de carga frontal de SGS 1 en el nivel de carga 8 después de la modificación de la microgeometría: (a) patrón de contacto del piñón y (b) patrón de contacto del engranaje.

La modificación del diseño de microgeometría aumentó el factor de seguridad para la tensión de contacto de SGS 1, que era el componente débil del modelo de diseño inicial, en unas 2,55 veces. Además, la carga máxima por unidad de longitud según el nivel de carga disminuyó en promedio 7,14 veces en comparación con el modelo de diseño inicial, y \({K}_{H\beta }\) disminuyó en promedio 6,27 veces en comparación a la del modelo de diseño inicial.

El propósito de este estudio es evaluar la caja de engranajes de la cosechadora de maíz desarrollada previamente en función del modelo de simulación y la carga de trabajo real. Esta caja de cambios se modeló con Romax Nexus y la carga de trabajo real se basó en resultados de investigación preexistentes. La evaluación reveló que la caja de engranajes desarrollada anteriormente no cumplía con la vida útil a la fatiga objetivo. Esto se atribuyó a la deflexión del eje que se produjo debido a la desalineación de los cojinetes y la desalineación de los engranes debido al juego interno del cojinete y la distribución desigual de la carga en la superficie de los dientes de los engranajes. La vida de fatiga objetivo requerida de la cosechadora de maíz se cumplió calculando la deflexión del eje, la desalineación del engranaje y la distribución desigual de la carga de los dientes del engranaje.

Los análisis de resistencia y vida a fatiga de los engranajes y cojinetes en la caja de engranajes de una cosechadora de maíz se realizaron utilizando el LDD de cosecha de maíz y el modelo de simulación. La vida útil a la fatiga objetivo de la caja de engranajes no se cumplió en B3 y B4 de S2, y el factor de seguridad para la tensión de contacto de SGS 1 se obtuvo como 1,00, lo que confirma que la caja de engranajes necesitaba mejoras.

Dado que B3 y B4 de la caja de engranajes existente estaban dispuestos en voladizo sobre S2, el engranaje de BGS ubicado en S2 y el piñón de SGS 1 generaron un momento. Se determinó que se produjo una deflexión en S2 debido al momento, lo que resultó en un acortó la vida útil de los cojinetes y aumentó la desalineación de la malla para SGS 1. Para resolver este problema, se realizó una modificación de diseño para cambiar la disposición en voladizo de B3 y B4 a una de horcajadas. Después de la modificación, tanto B3 como B4 cumplieron con el objetivo de vida a fatiga de la caja de engranajes de la cosechadora de maíz, y se confirmó que el factor de seguridad para la tensión de contacto del SGS 1 aumentó a un promedio de 1. 9. Además, para la cara distribución de carga de SGS 1, la carga máxima por unidad de longitud disminuyó en un promedio de 3,77 veces. Sin embargo, el factor de carga frontal, que indicaba la distribución de la carga frontal, fue de 1,8 a 2,1, lo que confirma que se requieren mejoras adicionales.

Se realizó una modificación de microgeometría para mejorar la distribución de carga frontal de SGS 1. La modificación se realizó en la corona de plomo y la pendiente de plomo, y la suma más pequeña de los factores de carga frontal se derivó en todos los niveles de carga a través de un estudio de parámetros. Como resultado, la carga máxima por unidad de longitud del SGS 1 se redujo aproximadamente 7,14 veces en comparación con el SGS 1 existente, y se encontró que el factor de carga frontal era de 1,0 a 1,3, lo que disminuyó unas 6,27 veces en promedio.

Finalmente, para realizar las evaluaciones de la resistencia de los engranajes y la vida útil de los cojinetes para la caja de engranajes, (1) un modelo de simulación de alta precisión que pudiera simular con precisión la caja de engranajes real y (2) un LDD real basado en la carga fueron esenciales. (3) Se confirmó que se debe evaluar la caja de engranajes y se deben aplicar modificaciones de diseño, con base en (1) y (2).

Los conjuntos de datos durante y/o analizados durante el estudio actual disponibles del autor correspondiente a pedido razonable.

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Descargar referencias

Este trabajo fue apoyado por el Instituto Coreano de Planificación y Evaluación de Tecnología en Alimentación, Agricultura y Silvicultura (IPET) a través del Programa de Desarrollo de Tecnología de Industrialización de Maquinaria Agrícola Avanzada, fundado por el Ministerio de Agricultura, Alimentación y Asuntos Rurales (MAFRA) (321063-2) ); y Hexagon Manufacturing Intelligence (Soporte de Romax Solution). Un coautor de este artículo, Ho-Seop Lee, contribuyó igualmente como autor principal. Los autores declaran no tener ningún conflicto de interés potencial con respecto a la investigación, autoría y publicación de este artículo.

Departamento de Ingeniería de Biosistemas, Universidad Nacional de Seúl, Seúl, 08826, República de Corea

Ji-Tae Kim, Parque Jung-Ho y Parque Young-Jun

Especialista en Convergencia en Global Smart Farm, Universidad Nacional de Seúl, Seúl, 08826, República de Corea

Ji-Tae Kim y Young-Jun Park

Instituto de Investigación de Agricultura y Ciencias de la Vida, Universidad Nacional de Seúl, Seúl, 08826, República de Corea

Ho-Seop Lee y Young-Jun Park

Instituto Nacional de Ciencias Agrícolas, Administración de Desarrollo Rural, Jeonju, 54875, República de Corea

Jea-Keun Woo, Il-Su Choi y Young-Keun Kim

Departamento de Ingeniería de Maquinaria Bioindustrial, Universidad Nacional de Jeonbuk, Jeonju, 54896, República de Corea

Seung Je Cho

Grupo de I+D de maquinaria agrícola inteligente, Instituto de Tecnología Industrial de Corea, Gimje, 54325, República de Corea

Seung Je Cho

Dooroo Machinery & Trading Co, Asan, 31420, República de Corea

Chang-Sub Ha

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Conceptualización: JTK y YJP; Metodología: JTK y YJP; HSL de software; Validación: CSH; Análisis formal: JHP; Investigación: JKW e ISC; Recurso: YKK; Curación de datos: HSL; Preparación tonta de escritura original: JTK y HSL; Redacción-revisión y edición: YJP; Visualización: SJC; Supervisión: YJP Todos los autores han leído y aceptado la versión publicada del manuscrito.

Correspondencia a Young-Jun Park.

Los autores declaran no tener conflictos de intereses.

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Reimpresiones y permisos

Kim, JT., Lee, HS., Park, JH. et al. Modificación del diseño de la caja de engranajes de la cosechadora de maíz para mejorar la vida útil a la fatiga. Informe científico 12, 15576 (2022). https://doi.org/10.1038/s41598-022-19982-z

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Recibido: 17 junio 2022

Aceptado: 07 septiembre 2022

Publicado: 16 septiembre 2022

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

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