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摘要：针对YTK850喷杆喷雾机前悬架上摆臂在多次作业后易出现疲劳失效的问题，通过建立喷杆喷雾机前悬架上摆臂的力学模型，计算出上摆臂在不平路面、转向、制动工况下的受力情况，得到理论的载荷数据，基于Workbench软件建立上摆臂的有限元模型，得到3种典型工况下的应力。结果表明，上摆臂的最大应力点出现在不平路面工况时减震器下安装支座与右前侧圆管连接处，应力最大值为130.12 MPa，变形量最大值为0.29 mm；利用試验得到的载荷数据，对前悬架上摆臂在不平路面工况下进行疲劳寿命分析，得到前悬架上摆臂疲劳寿命和安全系数分别为0.36年和1.79；通过对上摆臂进行优化，确定圆管外径为33 mm时，最大应力减小至94.17 MPa，最大变形量减小至 0.098 mm，寿命提高到0.51年，安全系数提高到2.50，为喷杆喷雾机悬架系统的合理设计提供一定理论依据。
关键词：喷杆喷雾机；前悬架；上摆臂；有限元；疲劳寿命分析；最大应力；安全系数；最大变形量
中图分类号： S491 文献标志码： A 文章编号：1002-1302（2017）18-0236-04
收稿日期：2016-01-08
基金项目：国家农业科技成果转化资金（编号：2013GB2C100182）；江苏省农业科技支撑计划（编号：BE2013412）
作者简介：段 建（1989—），男，江西萍乡人，硕士，助教，研究方向农业机械设计及生物质能技术。E-mail：[email protected]。 全地形车的制造作为一个产业早已广泛用于欧美发达国家农、林、牧、旅游等行业[1]。各种系列全地形车在工作时，经常遇到各种复杂的工作路面，在复杂工况下车轮受到的冲击力将会影响前悬架上摆臂强度和寿命的变化。本研究将江苏圆通农机科技集团有限公司生产的全地形车进行改造，开发了用于喷洒农药作业的YTK850喷杆喷雾机（图1）；为解决喷杆喷雾机在使用过程中前悬架在不同路面工况下受到交变应力而导致上摆臂在多次工作后产生疲劳失效的问题，计算不同路面工况下上摆臂受力情况，运用Workbench进行有限元分析，找出前悬架上摆臂结构中应力值较大的关键部位并对结构进行改进，从而提高疲劳寿命和安全系数，提升喷杆喷雾机在作业过程中的工作性能。
1 建立有限元模型
1.1 上摆臂模型
建立上摆臂有限元模型时，可对几何模型作适当简化，忽略一些次要特性，对存在的间隙须根据零件的结构和间隙的大小作些修补[2]。悬架采用钢管（密度7 850 kg/m3，弹性模量E为206.8 GPa，泊松比0.29）焊接而成[3]。选用Solid187单元，该单元是一个高阶3维10节点固体结构四面体单元，单元通过10个节点来定义，每个节点有3个沿着x、y、z方向平移的自由度[4]。网格划分后，共有节点54 932个，单元 30 111 个，结果如图2所示。
1.2 约束条件
上摆臂模型采用车辆坐标系来描述，即当车辆在水平路面上处于静止状态时，坐标系的原点O位于上摆臂与车架2个连接点的中点，x轴垂直朝上，y轴指向车辆后方，z轴指向驾驶员的右侧。对上摆臂进行如下约束：由于悬架上摆臂与减震器采用螺栓连接，将减震器下安装支座孔的表面上的节点约束其y、z轴方向上的移动自由度和x、y、z轴上的转动自由度；左侧铰点内表面上的节点允许绕y轴线进行转动，约束x、y、z轴方向的移动自由度和x、z轴方向的转动自由度；载荷施加在右侧球铰中心[5]。
1.3 典型工况载荷计算
根据喷杆喷雾机实际使用情况，前悬架上摆臂的典型工况有不平路面、制动、转向3种工况[6]。喷杆喷雾机喷杆长8 m，喷幅20 m，药箱质量150 kg，满载质量 1 050 kg，整车质量分配比3 ∶ 7，减去前后非簧载总质量 120 kg，则满载时前悬架单侧承载质量为（1 050-120）×0.3/2=139.5 kg，为方便计算取140 kg。典型工况上摆臂受力计算结果如表1所示[7-8]。
通过以上分析可知，在不平路面工况下，前悬架上摆臂所受的力最大，3种工况下的关键点的受力计算为后续的有限元分析提供基础。
2 典型工况有限元分析
2.1 不平路面工况强度分析
在不平路面工况下，以喷杆喷雾机满载计算，将上述得到上摆臂的载荷数据，施加于相应的节点处，得到前悬架上摆臂的应力分布如图3所示，悬架上摆臂的最大应力点出现在减震器下安装支座与右前侧圆管连接处，应力最大值为 130.12 MPa，而Q235的屈服极限应力为235 MPa，安全系数为1.8；悬架上摆臂的最大变形发生在上摆臂与转向节铰接处，整体变形量如图4所示，最大值为0.29 mm，变形偏大，均符合设计要求。
2.2 转向工况强度分析
在转向工况下，以喷杆喷雾机满载计算，将载荷数据施加于相应的节点处，得到前悬架上摆臂的应力分布如图5所示，悬架上摆臂的最大应力点出现在减震器下安装支座圆孔处，最大值为67.17 MPa。这是因为在转弯工况下，外侧悬架上摆臂承受更多的质量，即减震器下安装支座承受力较大。而Q235的屈服极限应力为235 MPa，安全系数为3.5；悬架上摆臂的最大变形发生在上摆臂与转向节铰接处，整体变形量如图6所示，最大值为0.074 mm，变形较小，均符合设计要求。
2.3 制动工况强度分析
在制动工况下，以喷杆喷雾机满载计算，将载荷数据施加于相应的节点处，得到应力分布如图7所示，悬架上摆臂的最大应力点出现在减震器下安装支座与右前侧圆管焊接处，应力最大值为85.97 MPa，而Q235的屈服极限应力为235 MPa，安全系数为2.7；悬架上摆臂的最大变形发生在上摆臂中间圆管处和减震器下安装支座铰接处，整体变形量如图8所示，最大值为0.048 mm，变形较小。均符合设计要求。 因此，上摆臂在不平路面工况下受到的应力和变形最大，虽然最大应力没有超过屈服极限235 MPa，最大变形量也符合设计要求，但是在高强度工作条件下，可能会疲劳失效[9]。
3 疲劳寿命分析及优化
3.1 不平路面工况下的动态受力测量
先对应变片进行静态标定，即在静态条件下，通过加载装置对结构施加载荷，同时通过数据采集仪输出电压。根据喷杆喷雾机前悬架上摆臂的工作情况，对应变片进行标定，并设计工装夹具。对其进行加载、卸载2次，砝码质量有10、20 kg等2种。本试验采用交流电源220 V，将各仪器正确连接后，须要对仪器预热30 min才可开始采集数据。整个工作系统如图9所示，得到加载质量和输出电压之间的关系。首先计算出2次试验值的平均值，然后根据最小二乘法得到测点位置的标定工作直线方程为：y=26.29x 2.584。
喷杆喷雾机上摆臂在不平路面工况下，由于喷杆喷雾机的自质量和所受到的冲击载荷使上摆臂受力较大，因此其前悬架上摆臂的承受性能对整车的平顺性和安全性有至关重要的作用。对不平路面工况下喷杆喷雾机前悬架上摆臂的受力进行测量。喷杆喷雾机的行驶速度控制在1 m/s，测量其上摆臂的受力情况，上摆臂在田间的动态测试装置如图10所示。
将应变片按对称的方式布置并粘贴在打磨过的上摆臂上，并设置好各参数，连接好仪器后，便可进行数据采集，得到输出电压的信号（即时间与电压的关系），将静态标定的方程（即电压与力的关系）设置于BZ7201数据采集仪中，数据转换后得到不平路面工况下上摆臂测量位置的载荷曲线如图11所示，最大受力为4 180 N。
3.2 疲劳寿命分析
基于上摆臂材料Q235的S-N曲线、载荷曲线以及不平路面工况下上摆臂的结构强度后，进行疲劳寿命分析[10]。本次分析是在ANSYS Workbench中的疲劳分析模块中完成的。疲劳寿命云图如图12所示，上摆臂最大寿命是0.1亿次循环，最小寿命是38万次循环，超过此循环次数将出现疲劳失效。按100万次循环计算得到的安全系数结果为1.79，出现在最大应力处（安装支座与前侧圆管连接处），大于1.5的许用安全系数，其他部位所受应力较小，寿命较高。本次载荷时间历程为10 s，按8 h/d工作，换算后得到的寿命约为036年。
3.3 优化分析
一般在静载状态下，规定塑性材料的安全系数为1.5～2.0，脆性材料安全系数较高，一般取2～5，甚至更高。目前的安全系数为1.79，有必要进行进一步优化。在Workbench界面中将Target Reduction设置为30%，在满足原强度的基础上，求解形状优化如图13所示，可将橙色部分的结构去掉，减轻上摆臂的质量。由疲劳分析得出上摆臂的寿命不是最优，还须进行尺寸的优化。将图13中1号圆管外直径参数化并作为输入参数[11-12]，尺寸范围为30～34 mm（原尺寸为 32 mm），将1号圆管结构总变形量、总应力以及结构总质量作为输出参数，得到圆管外径在33 mm时最佳，应力分布如图14所示。整体质量较优化前基本没有变化，但最大应力为94.17 MPa，减少了27.6%；变形量为0.098 mm，减少了 66.2%，寿命提高到0.51年，安全系数提高为2.50。
4 结论
对3种典型工况下上摆臂的受力进行分析，得到在不平路面工况下上摆臂的最大应力点出现在减震器下安装支座与右前侧圆管连接处，应力最大值为130.12 MPa，变形量最大值为0.29 mm。
对不平路面工况下喷杆喷雾机前悬架上摆臂的受力进行测量，最大受力为4 180 N；进行疲劳寿命分析，得出前悬架上摆臂结构的寿命和安全系数分别为0.36年和1.79。
对上摆臂进行优化，确定圆管外径为33 mm时，最大应力减小至94.17 MPa，最大变形量减小至0.098 mm，寿命提高到0.51年，安全系数提高到2.50。
参考文献：
[1]朱 华. 基于虚拟样机技术的ATV悬架仿真分析[J]. 拖拉机与农用运输车，2009，36（6）：78-79.
[2]柴 山，焦学健，王树风. CAE技术在汽车产品设计制造中的应用[J]. 农业装备与車辆工程，2005（1）：33-36.
[3]韩红阳，陈树人，邵景世，等. 机动式喷杆喷雾机机架的轻量化设计[J]. 农业工程学报，2013，29（3）：47-53.
[4]王 晶. 三轮摩托车车架的有限元分析及轻量化设计研究[D]. 郑州：中原工学院，2011.
[5]卢建志. 某中型越野车下横臂的轻量化设计[D]. 太原：中北大学，2011.
[6]赵慧慧. 重型汽车车架的结构有限元分析与轻量化设计研究[D]. 南京：南京航空航天大学，2007.
[7]哈尔滨工业大学理论力学教研室.理论力学[M]. 北京：高等教育出版社，2002.
[8]江迎春. 基于刚柔耦合的汽车悬架有限元分析[D]. 合肥：合肥工业大学，2008.
[9]王彦伟，罗继伟，叶 军，等. 基于有限元的疲劳分析方法及实践[J]. 机械设计与制造，2008（1）：22-24.
[10]张 向，杨庆雄. 带孔元件裂纹形成及裂纹扩展的全寿命计算方法[J]. 西北工业大学学报，1984，2（4）：381-392.
[11]史健硕. 临近空间光端机轻量化设计[D]. 长春：长春理工大学，2011.
[12]孙常峰. 基于ANSYS Workbench的精冲模有限元分析与优化[D]. 武汉：华中科技大学，2007.陈薇薇，陈 涛，杨 平，等. 共存Cu2 影响下土霉素在黑土上的吸附行为[J]. 江苏农业科学，2017，45（18）：240-244.
关键词：喷杆喷雾机；前悬架；上摆臂；有限元；疲劳寿命分析；最大应力；安全系数；最大变形量
中图分类号： S491 文献标志码： A 文章编号：1002-1302（2017）18-0236-04
收稿日期：2016-01-08
基金项目：国家农业科技成果转化资金（编号：2013GB2C100182）；江苏省农业科技支撑计划（编号：BE2013412）
作者简介：段 建（1989—），男，江西萍乡人，硕士，助教，研究方向农业机械设计及生物质能技术。E-mail：[email protected]。 全地形车的制造作为一个产业早已广泛用于欧美发达国家农、林、牧、旅游等行业[1]。各种系列全地形车在工作时，经常遇到各种复杂的工作路面，在复杂工况下车轮受到的冲击力将会影响前悬架上摆臂强度和寿命的变化。本研究将江苏圆通农机科技集团有限公司生产的全地形车进行改造，开发了用于喷洒农药作业的YTK850喷杆喷雾机（图1）；为解决喷杆喷雾机在使用过程中前悬架在不同路面工况下受到交变应力而导致上摆臂在多次工作后产生疲劳失效的问题，计算不同路面工况下上摆臂受力情况，运用Workbench进行有限元分析，找出前悬架上摆臂结构中应力值较大的关键部位并对结构进行改进，从而提高疲劳寿命和安全系数，提升喷杆喷雾机在作业过程中的工作性能。
1 建立有限元模型
1.1 上摆臂模型
建立上摆臂有限元模型时，可对几何模型作适当简化，忽略一些次要特性，对存在的间隙须根据零件的结构和间隙的大小作些修补[2]。悬架采用钢管（密度7 850 kg/m3，弹性模量E为206.8 GPa，泊松比0.29）焊接而成[3]。选用Solid187单元，该单元是一个高阶3维10节点固体结构四面体单元，单元通过10个节点来定义，每个节点有3个沿着x、y、z方向平移的自由度[4]。网格划分后，共有节点54 932个，单元 30 111 个，结果如图2所示。
1.2 约束条件
上摆臂模型采用车辆坐标系来描述，即当车辆在水平路面上处于静止状态时，坐标系的原点O位于上摆臂与车架2个连接点的中点，x轴垂直朝上，y轴指向车辆后方，z轴指向驾驶员的右侧。对上摆臂进行如下约束：由于悬架上摆臂与减震器采用螺栓连接，将减震器下安装支座孔的表面上的节点约束其y、z轴方向上的移动自由度和x、y、z轴上的转动自由度；左侧铰点内表面上的节点允许绕y轴线进行转动，约束x、y、z轴方向的移动自由度和x、z轴方向的转动自由度；载荷施加在右侧球铰中心[5]。
1.3 典型工况载荷计算
根据喷杆喷雾机实际使用情况，前悬架上摆臂的典型工况有不平路面、制动、转向3种工况[6]。喷杆喷雾机喷杆长8 m，喷幅20 m，药箱质量150 kg，满载质量 1 050 kg，整车质量分配比3 ∶ 7，减去前后非簧载总质量 120 kg，则满载时前悬架单侧承载质量为（1 050-120）×0.3/2=139.5 kg，为方便计算取140 kg。典型工况上摆臂受力计算结果如表1所示[7-8]。
通过以上分析可知，在不平路面工况下，前悬架上摆臂所受的力最大，3种工况下的关键点的受力计算为后续的有限元分析提供基础。
2 典型工况有限元分析
2.1 不平路面工况强度分析
在不平路面工况下，以喷杆喷雾机满载计算，将上述得到上摆臂的载荷数据，施加于相应的节点处，得到前悬架上摆臂的应力分布如图3所示，悬架上摆臂的最大应力点出现在减震器下安装支座与右前侧圆管连接处，应力最大值为 130.12 MPa，而Q235的屈服极限应力为235 MPa，安全系数为1.8；悬架上摆臂的最大变形发生在上摆臂与转向节铰接处，整体变形量如图4所示，最大值为0.29 mm，变形偏大，均符合设计要求。
2.2 转向工况强度分析
在转向工况下，以喷杆喷雾机满载计算，将载荷数据施加于相应的节点处，得到前悬架上摆臂的应力分布如图5所示，悬架上摆臂的最大应力点出现在减震器下安装支座圆孔处，最大值为67.17 MPa。这是因为在转弯工况下，外侧悬架上摆臂承受更多的质量，即减震器下安装支座承受力较大。而Q235的屈服极限应力为235 MPa，安全系数为3.5；悬架上摆臂的最大变形发生在上摆臂与转向节铰接处，整体变形量如图6所示，最大值为0.074 mm，变形较小，均符合设计要求。
2.3 制动工况强度分析
在制动工况下，以喷杆喷雾机满载计算，将载荷数据施加于相应的节点处，得到应力分布如图7所示，悬架上摆臂的最大应力点出现在减震器下安装支座与右前侧圆管焊接处，应力最大值为85.97 MPa，而Q235的屈服极限应力为235 MPa，安全系数为2.7；悬架上摆臂的最大变形发生在上摆臂中间圆管处和减震器下安装支座铰接处，整体变形量如图8所示，最大值为0.048 mm，变形较小。均符合设计要求。 因此，上摆臂在不平路面工况下受到的应力和变形最大，虽然最大应力没有超过屈服极限235 MPa，最大变形量也符合设计要求，但是在高强度工作条件下，可能会疲劳失效[9]。
3 疲劳寿命分析及优化
3.1 不平路面工况下的动态受力测量
先对应变片进行静态标定，即在静态条件下，通过加载装置对结构施加载荷，同时通过数据采集仪输出电压。根据喷杆喷雾机前悬架上摆臂的工作情况，对应变片进行标定，并设计工装夹具。对其进行加载、卸载2次，砝码质量有10、20 kg等2种。本试验采用交流电源220 V，将各仪器正确连接后，须要对仪器预热30 min才可开始采集数据。整个工作系统如图9所示，得到加载质量和输出电压之间的关系。首先计算出2次试验值的平均值，然后根据最小二乘法得到测点位置的标定工作直线方程为：y=26.29x 2.584。
喷杆喷雾机上摆臂在不平路面工况下，由于喷杆喷雾机的自质量和所受到的冲击载荷使上摆臂受力较大，因此其前悬架上摆臂的承受性能对整车的平顺性和安全性有至关重要的作用。对不平路面工况下喷杆喷雾机前悬架上摆臂的受力进行测量。喷杆喷雾机的行驶速度控制在1 m/s，测量其上摆臂的受力情况，上摆臂在田间的动态测试装置如图10所示。
将应变片按对称的方式布置并粘贴在打磨过的上摆臂上，并设置好各参数，连接好仪器后，便可进行数据采集，得到输出电压的信号（即时间与电压的关系），将静态标定的方程（即电压与力的关系）设置于BZ7201数据采集仪中，数据转换后得到不平路面工况下上摆臂测量位置的载荷曲线如图11所示，最大受力为4 180 N。
3.2 疲劳寿命分析
基于上摆臂材料Q235的S-N曲线、载荷曲线以及不平路面工况下上摆臂的结构强度后，进行疲劳寿命分析[10]。本次分析是在ANSYS Workbench中的疲劳分析模块中完成的。疲劳寿命云图如图12所示，上摆臂最大寿命是0.1亿次循环，最小寿命是38万次循环，超过此循环次数将出现疲劳失效。按100万次循环计算得到的安全系数结果为1.79，出现在最大应力处（安装支座与前侧圆管连接处），大于1.5的许用安全系数，其他部位所受应力较小，寿命较高。本次载荷时间历程为10 s，按8 h/d工作，换算后得到的寿命约为036年。
3.3 优化分析
一般在静载状态下，规定塑性材料的安全系数为1.5～2.0，脆性材料安全系数较高，一般取2～5，甚至更高。目前的安全系数为1.79，有必要进行进一步优化。在Workbench界面中将Target Reduction设置为30%，在满足原强度的基础上，求解形状优化如图13所示，可将橙色部分的结构去掉，减轻上摆臂的质量。由疲劳分析得出上摆臂的寿命不是最优，还须进行尺寸的优化。将图13中1号圆管外直径参数化并作为输入参数[11-12]，尺寸范围为30～34 mm（原尺寸为 32 mm），将1号圆管结构总变形量、总应力以及结构总质量作为输出参数，得到圆管外径在33 mm时最佳，应力分布如图14所示。整体质量较优化前基本没有变化，但最大应力为94.17 MPa，减少了27.6%；变形量为0.098 mm，减少了 66.2%，寿命提高到0.51年，安全系数提高为2.50。
4 结论
对3种典型工况下上摆臂的受力进行分析，得到在不平路面工况下上摆臂的最大应力点出现在减震器下安装支座与右前侧圆管连接处，应力最大值为130.12 MPa，变形量最大值为0.29 mm。
对不平路面工况下喷杆喷雾机前悬架上摆臂的受力进行测量，最大受力为4 180 N；进行疲劳寿命分析，得出前悬架上摆臂结构的寿命和安全系数分别为0.36年和1.79。
对上摆臂进行优化，确定圆管外径为33 mm时，最大应力减小至94.17 MPa，最大变形量减小至0.098 mm，寿命提高到0.51年，安全系数提高到2.50。
参考文献：
[1]朱 华. 基于虚拟样机技术的ATV悬架仿真分析[J]. 拖拉机与农用运输车，2009，36（6）：78-79.
[2]柴 山，焦学健，王树风. CAE技术在汽车产品设计制造中的应用[J]. 农业装备与車辆工程，2005（1）：33-36.
[3]韩红阳，陈树人，邵景世，等. 机动式喷杆喷雾机机架的轻量化设计[J]. 农业工程学报，2013，29（3）：47-53.
[4]王 晶. 三轮摩托车车架的有限元分析及轻量化设计研究[D]. 郑州：中原工学院，2011.
[5]卢建志. 某中型越野车下横臂的轻量化设计[D]. 太原：中北大学，2011.
[6]赵慧慧. 重型汽车车架的结构有限元分析与轻量化设计研究[D]. 南京：南京航空航天大学，2007.
[7]哈尔滨工业大学理论力学教研室.理论力学[M]. 北京：高等教育出版社，2002.
[8]江迎春. 基于刚柔耦合的汽车悬架有限元分析[D]. 合肥：合肥工业大学，2008.
[9]王彦伟，罗继伟，叶 军，等. 基于有限元的疲劳分析方法及实践[J]. 机械设计与制造，2008（1）：22-24.
[10]张 向，杨庆雄. 带孔元件裂纹形成及裂纹扩展的全寿命计算方法[J]. 西北工业大学学报，1984，2（4）：381-392.
[11]史健硕. 临近空间光端机轻量化设计[D]. 长春：长春理工大学，2011.
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