噴桿噴霧機(jī)前懸架上擺臂有限元及疲勞壽命分析

段建+劉秋+桑娜+陳樹人

摘要：針對YTK850噴桿噴霧機(jī)前懸架上擺臂在多次作業(yè)后易出現(xiàn)疲勞失效的問題，通過建立噴桿噴霧機(jī)前懸架上擺臂的力學(xué)模型，計算出上擺臂在不平路面、轉(zhuǎn)向、制動工況下的受力情況，得到理論的載荷數(shù)據(jù)，基于Workbench軟件建立上擺臂的有限元模型，得到3種典型工況下的應(yīng)力。結(jié)果表明，上擺臂的最大應(yīng)力點(diǎn)出現(xiàn)在不平路面工況時減震器下安裝支座與右前側(cè)圓管連接處，應(yīng)力最大值為130.12 MPa，變形量最大值為0.29 mm；利用試驗得到的載荷數(shù)據(jù)，對前懸架上擺臂在不平路面工況下進(jìn)行疲勞壽命分析，得到前懸架上擺臂疲勞壽命和安全系數(shù)分別為0.36年和1.79；通過對上擺臂進(jìn)行優(yōu)化，確定圓管外徑為33 mm時，最大應(yīng)力減小至94.17 MPa，最大變形量減小至 0.098 mm，壽命提高到0.51年，安全系數(shù)提高到2.50，為噴桿噴霧機(jī)懸架系統(tǒng)的合理設(shè)計提供一定理論依據(jù)。

關(guān)鍵詞：噴桿噴霧機(jī)；前懸架；上擺臂；有限元；疲勞壽命分析；最大應(yīng)力；安全系數(shù)；最大變形量

中圖分類號： S491 文獻(xiàn)標(biāo)志碼： A 文章編號：1002-1302（2017）18-0236-04

收稿日期：2016-01-08

基金項目：國家農(nóng)業(yè)科技成果轉(zhuǎn)化資金（編號：2013GB2C100182）；江蘇省農(nóng)業(yè)科技支撐計劃（編號：BE2013412）

作者簡介：段 建（1989—），男，江西萍鄉(xiāng)人，碩士，助教，研究方向農(nóng)業(yè)機(jī)械設(shè)計及生物質(zhì)能技術(shù)。E-mail：ujsjduan@163.com。 全地形車的制造作為一個產(chǎn)業(yè)早已廣泛用于歐美發(fā)達(dá)國家農(nóng)、林、牧、旅游等行業(yè)[1]。各種系列全地形車在工作時，經(jīng)常遇到各種復(fù)雜的工作路面，在復(fù)雜工況下車輪受到的沖擊力將會影響前懸架上擺臂強(qiáng)度和壽命的變化。本研究將江蘇圓通農(nóng)機(jī)科技集團(tuán)有限公司生產(chǎn)的全地形車進(jìn)行改造，開發(fā)了用于噴灑農(nóng)藥作業(yè)的YTK850噴桿噴霧機(jī)（圖1）；為解決噴桿噴霧機(jī)在使用過程中前懸架在不同路面工況下受到交變應(yīng)力而導(dǎo)致上擺臂在多次工作后產(chǎn)生疲勞失效的問題，計算不同路面工況下上擺臂受力情況，運(yùn)用Workbench進(jìn)行有限元分析，找出前懸架上擺臂結(jié)構(gòu)中應(yīng)力值較大的關(guān)鍵部位并對結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，從而提高疲勞壽命和安全系數(shù)，提升噴桿噴霧機(jī)在作業(yè)過程中的工作性能。

1 建立有限元模型

1.1 上擺臂模型

建立上擺臂有限元模型時，可對幾何模型作適當(dāng)簡化，忽略一些次要特性，對存在的間隙須根據(jù)零件的結(jié)構(gòu)和間隙的大小作些修補(bǔ)[2]。懸架采用鋼管（密度7 850 kg/m3，彈性模量E為206.8 GPa，泊松比0.29）焊接而成[3]。選用Solid187單元，該單元是一個高階3維10節(jié)點(diǎn)固體結(jié)構(gòu)四面體單元，單元通過10個節(jié)點(diǎn)來定義，每個節(jié)點(diǎn)有3個沿著x、y、z方向平移的自由度[4]。網(wǎng)格劃分后，共有節(jié)點(diǎn)54 932個，單元 30 111 個，結(jié)果如圖2所示。

1.2 約束條件

上擺臂模型采用車輛坐標(biāo)系來描述，即當(dāng)車輛在水平路面上處于靜止?fàn)顟B(tài)時，坐標(biāo)系的原點(diǎn)O位于上擺臂與車架2個連接點(diǎn)的中點(diǎn)，x軸垂直朝上，y軸指向車輛后方，z軸指向駕駛員的右側(cè)。對上擺臂進(jìn)行如下約束：由于懸架上擺臂與減震器采用螺栓連接，將減震器下安裝支座孔的表面上的節(jié)點(diǎn)約束其y、z軸方向上的移動自由度和x、y、z軸上的轉(zhuǎn)動自由度；左側(cè)鉸點(diǎn)內(nèi)表面上的節(jié)點(diǎn)允許繞y軸線進(jìn)行轉(zhuǎn)動，約束x、y、z軸方向的移動自由度和x、z軸方向的轉(zhuǎn)動自由度；載荷施加在右側(cè)球鉸中心[5]。

1.3 典型工況載荷計算

根據(jù)噴桿噴霧機(jī)實際使用情況，前懸架上擺臂的典型工況有不平路面、制動、轉(zhuǎn)向3種工況[6]。噴桿噴霧機(jī)噴桿長8 m，噴幅20 m，藥箱質(zhì)量150 kg，滿載質(zhì)量 1 050 kg，整車質(zhì)量分配比3 ∶ 7，減去前后非簧載總質(zhì)量 120 kg，則滿載時前懸架單側(cè)承載質(zhì)量為（1 050-120）×0.3/2=139.5 kg，為方便計算取140 kg。典型工況上擺臂受力計算結(jié)果如表1所示[7-8]。

通過以上分析可知，在不平路面工況下，前懸架上擺臂所受的力最大，3種工況下的關(guān)鍵點(diǎn)的受力計算為后續(xù)的有限元分析提供基礎(chǔ)。

2 典型工況有限元分析

2.1 不平路面工況強(qiáng)度分析

在不平路面工況下，以噴桿噴霧機(jī)滿載計算，將上述得到上擺臂的載荷數(shù)據(jù)，施加于相應(yīng)的節(jié)點(diǎn)處，得到前懸架上擺臂的應(yīng)力分布如圖3所示，懸架上擺臂的最大應(yīng)力點(diǎn)出現(xiàn)在減震器下安裝支座與右前側(cè)圓管連接處，應(yīng)力最大值為 130.12 MPa，而Q235的屈服極限應(yīng)力為235 MPa，安全系數(shù)為1.8；懸架上擺臂的最大變形發(fā)生在上擺臂與轉(zhuǎn)向節(jié)鉸接處，整體變形量如圖4所示，最大值為0.29 mm，變形偏大，均符合設(shè)計要求。

2.2 轉(zhuǎn)向工況強(qiáng)度分析

在轉(zhuǎn)向工況下，以噴桿噴霧機(jī)滿載計算，將載荷數(shù)據(jù)施加于相應(yīng)的節(jié)點(diǎn)處，得到前懸架上擺臂的應(yīng)力分布如圖5所示，懸架上擺臂的最大應(yīng)力點(diǎn)出現(xiàn)在減震器下安裝支座圓孔處，最大值為67.17 MPa。這是因為在轉(zhuǎn)彎工況下，外側(cè)懸架上擺臂承受更多的質(zhì)量，即減震器下安裝支座承受力較大。而Q235的屈服極限應(yīng)力為235 MPa，安全系數(shù)為3.5；懸架上擺臂的最大變形發(fā)生在上擺臂與轉(zhuǎn)向節(jié)鉸接處，整體變形量如圖6所示，最大值為0.074 mm，變形較小，均符合設(shè)計要求。

2.3 制動工況強(qiáng)度分析

在制動工況下，以噴桿噴霧機(jī)滿載計算，將載荷數(shù)據(jù)施加于相應(yīng)的節(jié)點(diǎn)處，得到應(yīng)力分布如圖7所示，懸架上擺臂的最大應(yīng)力點(diǎn)出現(xiàn)在減震器下安裝支座與右前側(cè)圓管焊接處，應(yīng)力最大值為85.97 MPa，而Q235的屈服極限應(yīng)力為235 MPa，安全系數(shù)為2.7；懸架上擺臂的最大變形發(fā)生在上擺臂中間圓管處和減震器下安裝支座鉸接處，整體變形量如圖8所示，最大值為0.048 mm，變形較小。均符合設(shè)計要求。endprint

因此，上擺臂在不平路面工況下受到的應(yīng)力和變形最大，雖然最大應(yīng)力沒有超過屈服極限235 MPa，最大變形量也符合設(shè)計要求，但是在高強(qiáng)度工作條件下，可能會疲勞失效[9]。

3 疲勞壽命分析及優(yōu)化

3.1 不平路面工況下的動態(tài)受力測量

先對應(yīng)變片進(jìn)行靜態(tài)標(biāo)定，即在靜態(tài)條件下，通過加載裝置對結(jié)構(gòu)施加載荷，同時通過數(shù)據(jù)采集儀輸出電壓。根據(jù)噴桿噴霧機(jī)前懸架上擺臂的工作情況，對應(yīng)變片進(jìn)行標(biāo)定，并設(shè)計工裝夾具。對其進(jìn)行加載、卸載2次，砝碼質(zhì)量有10、20 kg等2種。本試驗采用交流電源220 V，將各儀器正確連接后，須要對儀器預(yù)熱30 min才可開始采集數(shù)據(jù)。整個工作系統(tǒng)如圖9所示，得到加載質(zhì)量和輸出電壓之間的關(guān)系。首先計算出2次試驗值的平均值，然后根據(jù)最小二乘法得到測點(diǎn)位置的標(biāo)定工作直線方程為：y=26.29x+2.584。

噴桿噴霧機(jī)上擺臂在不平路面工況下，由于噴桿噴霧機(jī)的自質(zhì)量和所受到的沖擊載荷使上擺臂受力較大，因此其前懸架上擺臂的承受性能對整車的平順性和安全性有至關(guān)重要的作用。對不平路面工況下噴桿噴霧機(jī)前懸架上擺臂的受力進(jìn)行測量。噴桿噴霧機(jī)的行駛速度控制在1 m/s，測量其上擺臂的受力情況，上擺臂在田間的動態(tài)測試裝置如圖10所示。

將應(yīng)變片按對稱的方式布置并粘貼在打磨過的上擺臂上，并設(shè)置好各參數(shù)，連接好儀器后，便可進(jìn)行數(shù)據(jù)采集，得到輸出電壓的信號（即時間與電壓的關(guān)系），將靜態(tài)標(biāo)定的方程（即電壓與力的關(guān)系）設(shè)置于BZ7201數(shù)據(jù)采集儀中，數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)換后得到不平路面工況下上擺臂測量位置的載荷曲線如圖11所示，最大受力為4 180 N。

3.2 疲勞壽命分析

基于上擺臂材料Q235的S-N曲線、載荷曲線以及不平路面工況下上擺臂的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度后，進(jìn)行疲勞壽命分析[10]。本次分析是在ANSYS Workbench中的疲勞分析模塊中完成的。疲勞壽命云圖如圖12所示，上擺臂最大壽命是0.1億次循環(huán)，最小壽命是38萬次循環(huán)，超過此循環(huán)次數(shù)將出現(xiàn)疲勞失效。按100萬次循環(huán)計算得到的安全系數(shù)結(jié)果為1.79，出現(xiàn)在最大應(yīng)力處（安裝支座與前側(cè)圓管連接處），大于1.5的許用安全系數(shù)，其他部位所受應(yīng)力較小，壽命較高。本次載荷時間歷程為10 s，按8 h/d工作，換算后得到的壽命約為036年。

3.3 優(yōu)化分析

一般在靜載狀態(tài)下，規(guī)定塑性材料的安全系數(shù)為1.5～2.0，脆性材料安全系數(shù)較高，一般取2～5，甚至更高。目前的安全系數(shù)為1.79，有必要進(jìn)行進(jìn)一步優(yōu)化。在Workbench界面中將Target Reduction設(shè)置為30%，在滿足原強(qiáng)度的基礎(chǔ)上，求解形狀優(yōu)化如圖13所示，可將橙色部分的結(jié)構(gòu)去掉，減輕上擺臂的質(zhì)量。由疲勞分析得出上擺臂的壽命不是最優(yōu)，還須進(jìn)行尺寸的優(yōu)化。將圖13中1號圓管外直徑參數(shù)化并作為輸入?yún)?shù)[11-12]，尺寸范圍為30～34 mm（原尺寸為 32 mm），將1號圓管結(jié)構(gòu)總變形量、總應(yīng)力以及結(jié)構(gòu)總質(zhì)量作為輸出參數(shù)，得到圓管外徑在33 mm時最佳，應(yīng)力分布如圖14所示。整體質(zhì)量較優(yōu)化前基本沒有變化，但最大應(yīng)力為94.17 MPa，減少了27.6%；變形量為0.098 mm，減少了 66.2%，壽命提高到0.51年，安全系數(shù)提高為2.50。

4 結(jié)論

對3種典型工況下上擺臂的受力進(jìn)行分析，得到在不平路面工況下上擺臂的最大應(yīng)力點(diǎn)出現(xiàn)在減震器下安裝支座與右前側(cè)圓管連接處，應(yīng)力最大值為130.12 MPa，變形量最大值為0.29 mm。

對不平路面工況下噴桿噴霧機(jī)前懸架上擺臂的受力進(jìn)行測量，最大受力為4 180 N；進(jìn)行疲勞壽命分析，得出前懸架上擺臂結(jié)構(gòu)的壽命和安全系數(shù)分別為0.36年和1.79。

對上擺臂進(jìn)行優(yōu)化，確定圓管外徑為33 mm時，最大應(yīng)力減小至94.17 MPa，最大變形量減小至0.098 mm，壽命提高到0.51年，安全系數(shù)提高到2.50。

參考文獻(xiàn)：

[1]朱 華. 基于虛擬樣機(jī)技術(shù)的ATV懸架仿真分析[J]. 拖拉機(jī)與農(nóng)用運(yùn)輸車，2009，36（6）：78-79.

[2]柴 山，焦學(xué)健，王樹風(fēng). CAE技術(shù)在汽車產(chǎn)品設(shè)計制造中的應(yīng)用[J]. 農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程，2005（1）：33-36.

[3]韓紅陽，陳樹人，邵景世，等. 機(jī)動式噴桿噴霧機(jī)機(jī)架的輕量化設(shè)計[J]. 農(nóng)業(yè)工程學(xué)報，2013，29（3）：47-53.

[4]王 晶. 三輪摩托車車架的有限元分析及輕量化設(shè)計研究[D]. 鄭州：中原工學(xué)院，2011.

[5]盧建志. 某中型越野車下橫臂的輕量化設(shè)計[D]. 太原：中北大學(xué)，2011.

[6]趙慧慧. 重型汽車車架的結(jié)構(gòu)有限元分析與輕量化設(shè)計研究[D]. 南京：南京航空航天大學(xué)，2007.

[7]哈爾濱工業(yè)大學(xué)理論力學(xué)教研室.理論力學(xué)[M]. 北京：高等教育出版社，2002.

[8]江迎春. 基于剛?cè)狁詈系钠噾壹苡邢拊治鯷D]. 合肥：合肥工業(yè)大學(xué)，2008.

[9]王彥偉，羅繼偉，葉 軍，等. 基于有限元的疲勞分析方法及實踐[J]. 機(jī)械設(shè)計與制造，2008（1）：22-24.

[10]張 向，楊慶雄. 帶孔元件裂紋形成及裂紋擴(kuò)展的全壽命計算方法[J]. 西北工業(yè)大學(xué)學(xué)報，1984，2（4）：381-392.

[11]史健碩. 臨近空間光端機(jī)輕量化設(shè)計[D]. 長春：長春理工大學(xué)，2011.

[12]孫常峰. 基于ANSYS Workbench的精沖模有限元分析與優(yōu)化[D]. 武漢：華中科技大學(xué)，2007.陳薇薇，陳 濤，楊 平，等. 共存Cu2+影響下土霉素在黑土上的吸附行為[J]. 江蘇農(nóng)業(yè)科學(xué)，2017，45（18）：240-244.endprint