李陳昊

[卡特彼勒技術(shù)研發(fā)(中國)有限公司, 無錫 214021]

雙環(huán)卸扣也稱環(huán)鏈卸扣、蝴蝶扣，是吊鏈作業(yè)過程中的一種常見連接件。作為吊具中的重要組成部分，雙環(huán)卸扣可以靈活調(diào)整鏈條分支或工裝夾具[1]，其安全性對于吊具系統(tǒng)的整體安全性有重要的作用。

某工廠組裝車間操作人員在正常吊運(yùn)一個重約1.4 t的大型零件時，吊鏈上的卸扣突然發(fā)生斷裂，斷裂卸扣的宏觀形貌如圖1所示。零件吊運(yùn)過程中鎖鏈呈垂直狀態(tài)，故可排除因鏈條與垂直方向角度過大而造成卸扣實(shí)際受力超過額定載荷的情況，結(jié)合現(xiàn)場調(diào)查也并未發(fā)現(xiàn)有明顯違規(guī)操作。筆者采用斷口形貌分析、化學(xué)成分分析、金相檢驗(yàn)和硬度測試等方法對卸扣斷裂原因進(jìn)行了分析，并采用有限元分析的方法，對不同直徑的卸扣進(jìn)行應(yīng)力校核，并提出了相關(guān)建議,以避免該類事故再次發(fā)生。

圖1 斷裂卸扣的宏觀形貌

1 理化檢驗(yàn)

1.1 斷口形貌分析

1.1.1 宏觀觀察

卸扣斷口處的宏觀形貌如圖2所示，由圖2可知：斷面附近未發(fā)生明顯的塑性變形，斷裂起始于卸扣圓弧外側(cè)，斷口上可以觀察到沙灘紋，斷口較平整；斷口起裂源所在截面的對側(cè)外表面油漆層已被完全磨掉，呈光滑反光狀態(tài)，說明該處磨損極為嚴(yán)重。斷口處的平均直徑約為9 mm，測量表面殘留有油漆的同批次卸扣的相同位置，其平均直徑為9.5 mm。

圖2 卸扣斷口處的宏觀形貌

1.1.2 微觀觀察

在體式顯微鏡下觀察斷口，可以看到明顯的沙灘紋(見圖3)。判斷圓心處即為起裂源，斷裂過程中或者斷裂后，卸扣起裂源位置的金屬受到了嚴(yán)重的擠壓，并形成了白色條狀反光帶。

圖3 體式顯微鏡下斷口起裂源附近的形貌

用掃描電鏡(SEM)觀察斷口，在起裂源附近并未發(fā)現(xiàn)明顯的冶金缺陷，斷口處可見疲勞輝紋，與裂紋擴(kuò)展方向垂直(見圖4)。結(jié)合卸扣的使用過程和受力狀態(tài)等，綜合判斷卸扣為疲勞開裂[2-4]，因此判斷該斷口為單源疲勞斷口。

圖4 斷口處SEM形貌

1.2 化學(xué)成分分析

在斷裂卸扣上取樣，用SepctroMAXx型直讀光譜儀對其進(jìn)行化學(xué)成分分析，結(jié)果如表1所示。由表1可知，卸扣的化學(xué)成分滿足GB/T 3077—2015《合金結(jié)構(gòu)鋼》對20CrMnTi鋼的要求。

表1 斷裂卸扣的化學(xué)成分分析結(jié)果 %

1.3 硬度測試

采用Tukon 2500型顯微硬度計(jì)對斷裂卸扣進(jìn)行顯微硬度測試，結(jié)果顯示材料基體硬度約為46 HRC。因僅有一個失效卸扣用于測試，不足以進(jìn)行拉伸試驗(yàn)，故根據(jù)GB/T 1172-1999《黑色金屬硬度及強(qiáng)度換算值》，采用硬度-強(qiáng)度換算的方法，估算該卸扣抗拉強(qiáng)度約為1 530 MPa，屈服強(qiáng)度約為1 375 MPa，疲勞強(qiáng)度約為813 MPa[2]。

1.4 金相檢驗(yàn)

斷裂卸扣起裂源處的顯微組織形貌如圖5所示。由圖5可知，該卸扣表面狀態(tài)不佳，表層組織與次表層的回火馬氏體組織略有不同，推斷是鍛造過程中的脫碳導(dǎo)致的，但未見明顯的全脫碳狀鐵素體組織，或網(wǎng)狀鐵素體的脫碳形態(tài)，起裂源處未發(fā)現(xiàn)明顯的冶金缺陷。

圖5 斷裂卸扣起裂源處的顯微組織形貌

2 有限元分析

采用有限元分析的方法計(jì)算卸扣危險(xiǎn)截面的應(yīng)力幅值，驗(yàn)算卸扣的受力狀態(tài)，可以快速地找到卸扣斷裂的根本原因[5-6]。按照LD 48-1993《起重機(jī)械吊具與鎖具安全規(guī)程》，分別驗(yàn)證斷裂卸扣在靜載荷下受1.25倍額定載荷時，與在動載荷下受1.1倍額定載荷時是否損壞。該卸扣的額定載荷為2 t，在動載荷試驗(yàn)計(jì)算時取動載系數(shù)k=1.5，危險(xiǎn)截面尺寸采用原始尺寸(直徑為9.5 mm)計(jì)算，分析結(jié)果如圖6所示。由圖6可知，該卸扣靜載荷下的最大應(yīng)力為996 MPa，動載荷下的最大應(yīng)力為1 308 MPa，均小于其屈服強(qiáng)度1 375 MPa，可見該卸扣設(shè)計(jì)載荷在靜載荷和動載荷測試條件下均不會發(fā)生損壞。

圖6 危險(xiǎn)截面尺寸為9.5 mm時卸扣的有限元分析結(jié)果

雖然該卸扣的設(shè)計(jì)載荷可以滿足LD 48-1993的要求，但這僅代表該卸扣的靜強(qiáng)度滿足使用要求，不代表該卸扣的疲勞強(qiáng)度能夠保證其可無限制地使用。騰啟斯等[7]建議當(dāng)零件尺寸(直徑)磨損達(dá)到5%以上時即需要報(bào)廢，而該卸扣斷點(diǎn)截面位置的“斷點(diǎn)尺寸”(直徑為9 mm)與原始尺寸(直徑為9.5 mm)相差5.5%。采用有限元分析方法，對危險(xiǎn)截面尺寸為9,9.5 mm的卸扣在其工況載荷下的受力狀態(tài)進(jìn)行分析，結(jié)果如圖7所示。由圖7可知，當(dāng)危險(xiǎn)截面尺寸分別為9，9.5 mm時，該卸扣對應(yīng)的最大主應(yīng)力分別為655，560 MPa。值得注意的是，該處的應(yīng)力為靜載荷條件下的應(yīng)力，卸扣所在的鏈條承受的實(shí)際載荷為動載荷，其實(shí)際最大主應(yīng)力還會大幅增加。將動載系數(shù)k=1.5代入計(jì)算可得：當(dāng)危險(xiǎn)截面尺寸為9.5 mm時，該卸扣上最大主應(yīng)力為840 MPa；當(dāng)危險(xiǎn)截面尺寸為9 mm時，卸扣上最大主應(yīng)力為982 MPa，前者接近計(jì)算出的卸扣疲勞強(qiáng)度，而后者則遠(yuǎn)超出卸扣的疲勞強(qiáng)度。

圖7 工況載荷下危險(xiǎn)截面尺寸為9,9.5 mm時卸扣的有限元分析結(jié)果

3 綜合分析

從上述理化檢驗(yàn)結(jié)果可知，該卸扣的化學(xué)成分、顯微組織、硬度等均無明顯異常，斷口形貌分析結(jié)果指出該卸扣斷裂是疲勞載荷所致。

有限元分析結(jié)果顯示：該卸扣的斷裂位置與正常使用下最大應(yīng)力處的截面吻合，判斷卸扣應(yīng)該是在正常使用工況下產(chǎn)生疲勞斷裂；因該卸扣在靜載荷和動載荷下的最大應(yīng)力均滿足LD 48—1993的要求，所以認(rèn)為該卸扣的制造和設(shè)計(jì)沒有問題，故該卸扣的斷裂僅與其動載荷相關(guān)；當(dāng)卸扣的尺寸(直徑)由9.5 mm磨損至9 mm時，其危險(xiǎn)截面上的最大主應(yīng)力升高了17%，磨損后卸扣在動載荷下的最大主應(yīng)力超過了其疲勞強(qiáng)度，最終導(dǎo)致該卸扣發(fā)生斷裂。因此，過度的磨損加速了卸扣疲勞是導(dǎo)致其斷裂的根本原因。

4 結(jié)論及建議

該卸扣斷裂的原因是：在長期動載荷作用下，卸扣產(chǎn)生疲勞，其接觸面發(fā)生嚴(yán)重磨損，使卸扣在危險(xiǎn)截面上的受力超出了其疲勞極限，隨著卸扣的不斷服役，卸扣表面開始萌生疲勞裂紋并不斷擴(kuò)展，最終導(dǎo)致卸扣突然發(fā)生脆性斷裂。

建議工廠對廠內(nèi)所使用的所有卸扣均進(jìn)行表面磁粉檢測，檢查是否有疲勞裂紋，同時對于磨損較為嚴(yán)重、尺寸已經(jīng)發(fā)生較大變化的零件予以停用。