噴桿噴霧機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噴桿噴霧機前懸架上擺臂在多次作業后易出現疲勞失效的問題，通過建立噴桿噴霧機前懸架上擺臂的力學模型，計算出上擺臂在不平路面、轉向、制動工況下的受力情況，得到理論的載荷數據，基于Workbench軟件建立上擺臂的有限元模型，得到3種典型工況下的應力。結果表明，上擺臂的最大應力點出現在不平路面工況時減震器下安裝支座與右前側圓管連接處，應力最大值為130.12 MPa，變形量最大值為0.29 mm；利用試驗得到的載荷數據，對前懸架上擺臂在不平路面工況下進行疲勞壽命分析，得到前懸架上擺臂疲勞壽命和安全系數分別為0.36年和1.79；通過對上擺臂進行優化，確定圓管外徑為33 mm時，最大應力減小至94.17 MPa，最大變形量減小至 0.098 mm，壽命提高到0.51年，安全系數提高到2.50，為噴桿噴霧機懸架系統的合理設計提供一定理論依據。

關鍵詞：噴桿噴霧機；前懸架；上擺臂；有限元；疲勞壽命分析；最大應力；安全系數；最大變形量

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

收稿日期：2016-01-08

基金項目：國家農業科技成果轉化資金（編號：2013GB2C100182）；江蘇省農業科技支撐計劃（編號：BE2013412）

作者簡介：段 建（1989—），男，江西萍鄉人，碩士，助教，研究方向農業機械設計及生物質能技術。E-mail：ujsjduan@163.com。 全地形車的制造作為一個產業早已廣泛用于歐美發達國家農、林、牧、旅游等行業[1]。各種系列全地形車在工作時，經常遇到各種復雜的工作路面，在復雜工況下車輪受到的沖擊力將會影響前懸架上擺臂強度和壽命的變化。本研究將江蘇圓通農機科技集團有限公司生產的全地形車進行改造，開發了用于噴灑農藥作業的YTK850噴桿噴霧機（圖1）；為解決噴桿噴霧機在使用過程中前懸架在不同路面工況下受到交變應力而導致上擺臂在多次工作后產生疲勞失效的問題，計算不同路面工況下上擺臂受力情況，運用Workbench進行有限元分析，找出前懸架上擺臂結構中應力值較大的關鍵部位并對結構進行改進，從而提高疲勞壽命和安全系數，提升噴桿噴霧機在作業過程中的工作性能。

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簡化，忽略一些次要特性，對存在的間隙須根據零件的結構和間隙的大小作些修補[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節點固體結構四面體單元，單元通過10個節點來定義，每個節點有3個沿著x、y、z方向平移的自由度[4]。網格劃分后，共有節點54 932個，單元 30 111 個，結果如圖2所示。

1.2 約束條件

上擺臂模型采用車輛坐標系來描述，即當車輛在水平路面上處于靜止狀態時，坐標系的原點O位于上擺臂與車架2個連接點的中點，x軸垂直朝上，y軸指向車輛后方，z軸指向駕駛員的右側。對上擺臂進行如下約束：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點約束其y、z軸方向上的移動自由度和x、y、z軸上的轉動自由度；左側鉸點內表面上的節點允許繞y軸線進行轉動，約束x、y、z軸方向的移動自由度和x、z軸方向的轉動自由度；載荷施加在右側球鉸中心[5]。

1.3 典型工況載荷計算

根據噴桿噴霧機實際使用情況，前懸架上擺臂的典型工況有不平路面、制動、轉向3種工況[6]。噴桿噴霧機噴桿長8 m，噴幅20 m，藥箱質量150 kg，滿載質量 1 050 kg，整車質量分配比3 ∶ 7，減去前后非簧載總質量 120 kg，則滿載時前懸架單側承載質量為（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種工況下的關鍵點的受力計算為后續的有限元分析提供基礎。

2 典型工況有限元分析

2.1 不平路面工況強度分析

在不平路面工況下，以噴桿噴霧機滿載計算，將上述得到上擺臂的載荷數據，施加于相應的節點處，得到前懸架上擺臂的應力分布如圖3所示，懸架上擺臂的最大應力點出現在減震器下安裝支座與右前側圓管連接處，應力最大值為 130.12 MPa，而Q235的屈服極限應力為235 MPa，安全系數為1.8；懸架上擺臂的最大變形發生在上擺臂與轉向節鉸接處，整體變形量如圖4所示，最大值為0.29 mm，變形偏大，均符合設計要求。

2.2 轉向工況強度分析

在轉向工況下，以噴桿噴霧機滿載計算，將載荷數據施加于相應的節點處，得到前懸架上擺臂的應力分布如圖5所示，懸架上擺臂的最大應力點出現在減震器下安裝支座圓孔處，最大值為67.17 MPa。這是因為在轉彎工況下，外側懸架上擺臂承受更多的質量，即減震器下安裝支座承受力較大。而Q235的屈服極限應力為235 MPa，安全系數為3.5；懸架上擺臂的最大變形發生在上擺臂與轉向節鉸接處，整體變形量如圖6所示，最大值為0.074 mm，變形較小，均符合設計要求。

2.3 制動工況強度分析

在制動工況下，以噴桿噴霧機滿載計算，將載荷數據施加于相應的節點處，得到應力分布如圖7所示，懸架上擺臂的最大應力點出現在減震器下安裝支座與右前側圓管焊接處，應力最大值為85.97 MPa，而Q235的屈服極限應力為235 MPa，安全系數為2.7；懸架上擺臂的最大變形發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。均符合設計要求。endprint

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

3 疲勞壽命分析及優化

3.1 不平路面工況下的動態受力測量

先對應變片進行靜態標定，即在靜態條件下，通過加載裝置對結構施加載荷，同時通過數據采集儀輸出電壓。根據噴桿噴霧機前懸架上擺臂的工作情況，對應變片進行標定，并設計工裝夾具。對其進行加載、卸載2次，砝碼質量有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，須要對儀器預熱30 min才可開始采集數據。整個工作系統如圖9所示，得到加載質量和輸出電壓之間的關系。首先計算出2次試驗值的平均值，然后根據最小二乘法得到測點位置的標定工作直線方程為：y=26.29x+2.584。

噴桿噴霧機上擺臂在不平路面工況下，由于噴桿噴霧機的自質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重要的作用。對不平路面工況下噴桿噴霧機前懸架上擺臂的受力進行測量。噴桿噴霧機的行駛速度控制在1 m/s，測量其上擺臂的受力情況，上擺臂在田間的動態測試裝置如圖10所示。

將應變片按對稱的方式布置并粘貼在打磨過的上擺臂上，并設置好各參數，連接好儀器后，便可進行數據采集，得到輸出電壓的信號（即時間與電壓的關系），將靜態標定的方程（即電壓與力的關系）設置于BZ7201數據采集儀中，數據轉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構強度后，進行疲勞壽命分析[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，最小壽命是38萬次循環，超過此循環次數將出現疲勞失效。按100萬次循環計算得到的安全系數結果為1.79，出現在最大應力處（安裝支座與前側圓管連接處），大于1.5的許用安全系數，其他部位所受應力較小，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 優化分析

一般在靜載狀態下，規定塑性材料的安全系數為1.5～2.0，脆性材料安全系數較高，一般取2～5，甚至更高。目前的安全系數為1.79，有必要進行進一步優化。在Workbench界面中將Target Reduction設置為30%，在滿足原強度的基礎上，求解形狀優化如圖13所示，可將橙色部分的結構去掉，減輕上擺臂的質量。由疲勞分析得出上擺臂的壽命不是最優，還須進行尺寸的優化。將圖13中1號圓管外直徑參數化并作為輸入參數[11-12]，尺寸范圍為30～34 mm（原尺寸為 32 mm），將1號圓管結構總變形量、總應力以及結構總質量作為輸出參數，得到圓管外徑在33 mm時最佳，應力分布如圖14所示。整體質量較優化前基本沒有變化，但最大應力為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，安全系數提高為2.50。

4 結論

對3種典型工況下上擺臂的受力進行分析，得到在不平路面工況下上擺臂的最大應力點出現在減震器下安裝支座與右前側圓管連接處，應力最大值為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前懸架上擺臂的受力進行測量，最大受力為4 180 N；進行疲勞壽命分析，得出前懸架上擺臂結構的壽命和安全系數分別為0.36年和1.79。

對上擺臂進行優化，確定圓管外徑為33 mm時，最大應力減小至94.17 MPa，最大變形量減小至0.098 mm，壽命提高到0.51年，安全系數提高到2.50。

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