馬小明,周 陽

(華南理工大學(xué)機械與汽車工程學(xué)院,廣州 ５１０６４０)

    摘 要:某雙螺桿擠出機的螺桿在運行過程中發(fā)生早期斷裂,通過斷口的宏觀觀察和掃描電鏡觀察、化學(xué)成分分析、顯微組織觀察、力學(xué)性能測試和有限元模擬,找出了螺桿軸斷裂失效的原因.結(jié)果表明:螺桿軸發(fā)生了扭轉(zhuǎn)疲勞斷裂,裂紋起源于齒根,且有多個疲勞源;芯軸的花鍵齒根部是螺桿軸應(yīng)力集中的部位;熱處理工藝欠佳導(dǎo)致材料內(nèi)部微孔聚集、組織不均勻,這些因素最終致使螺桿軸發(fā)生早期疲勞斷裂.

０ 引 言

    由于優(yōu)異的混煉性和高生產(chǎn)效率等特性,雙螺桿擠出機已在聚合加工中占據(jù)重要地位,而螺桿的結(jié)構(gòu)和強度直接影響雙螺桿擠出機的正常運轉(zhuǎn)和生產(chǎn)系統(tǒng)的可靠安全運行.大型螺桿一旦失效,將會造成大規(guī)模停產(chǎn),重則危及生產(chǎn)人員的安全.

    某塑料廠聚烯烴生產(chǎn)車間一套雙螺桿擠出機在運行過程中發(fā)生了異常狀況,經(jīng)檢修發(fā)現(xiàn)其左軸斷裂成兩段.此擠出機的型號為 TEX７７αⅡ,螺桿外徑為８２．５mm,去螺節(jié)后花鍵芯軸直徑為４２．７mm,轉(zhuǎn)速為１２０~１２００r??min－１,長徑比為５６,最大輸入功率為８３０kW.該擠出機共有１６節(jié)套筒,斷裂位置在第６節(jié)和第７節(jié)套筒之間.據(jù)了解,損壞時該擠出機的轉(zhuǎn)速為１１３５r??min－１.擠出機螺桿軸的芯軸材料是２０MnCr５鋼,該型號鋼一般在滲碳或調(diào)質(zhì)后使用.為了找到螺桿軸斷裂的原因,防止類似事故再次發(fā)生,減少經(jīng)濟損失,作者對斷軸進(jìn)行了失效分析,并提出了改進(jìn)措施.

１ 理化檢驗及結(jié)果

１．１ 斷口宏觀形貌

     螺桿軸斷為兩節(jié),由于兩邊斷口對稱,取幾何尺寸較長的一段進(jìn)行觀察.由圖１可見,螺桿軸斷口平整且無明顯的塑性變形痕跡,斷口平面與主軸線垂直,且有典型的脆性材料扭轉(zhuǎn)斷裂的特征.在斷口上,肉眼可見明顯的疲勞弧線特征.從裂紋擴展情況可知疲勞源位于花鍵齒根部,且有多個疲勞源;斷裂源處形成了人字條紋,隨著裂紋的擴展,裂紋由細(xì)變粗,此方向就是裂紋的擴展方向.疲勞臺階出現(xiàn)在裂紋源區(qū)和擴展區(qū),這表明在疲勞開裂時,起始應(yīng)力較大[１].

１．２ 斷口微觀形貌

    將花鍵芯軸斷口在超聲波清洗機里用丙酮溶液反復(fù)清洗,然后利用掃描電子顯微鏡觀察斷口形貌.由圖２(a)和(b)可見,在花鍵齒根部的裂紋源區(qū)可觀察到放射條紋,并伴隨有明顯的放射臺階.此外,在裂紋源區(qū)還發(fā)現(xiàn)了大量的微孔聚集,如圖２(c)所示.在裂紋擴展區(qū)可以清楚地看到裂紋弧線呈方向性連續(xù)或斷續(xù)分布,帶臺階的疲勞弧線平行于裂紋前緣而延伸,是疲勞破壞過程中裂紋擴展的微觀痕跡,疲勞輝紋垂直于裂紋的擴展方向,如圖２(d)所示.由圖２(e)和(f)可見,瞬時斷裂區(qū)存在大量的河流花樣以及二次裂紋.

１．３ 化學(xué)成分

    采用 X射線熒光光譜儀和高頻紅外碳硫分析儀對花鍵芯軸進(jìn)行化學(xué)成分分析,結(jié)果如表１所示,通 過 與 GB/T ３０７７ － １９９９«合 金 結(jié) 構(gòu) 鋼 »中２０MnCr５鋼的標(biāo)準(zhǔn)化學(xué)成分對比后發(fā)現(xiàn),硅元素含量超標(biāo).硅主要固溶于基體中,既不形成碳化物,也不與其他碳化物相溶,硅不僅可以提高鋼的淬透性,還可以提高高溫回火過程中析出的特殊碳化物的彌散度,使二次硬化峰增高,有利于提高基體的強度及回火抗力[２].此外,硅還有助于增加鋼的抗高溫氧化能力.但是,較高的硅含量會增加鋼的回火脆性,硅的固溶還會使鋼的沖擊韌性降低.

１．４ 顯微組織

    在斷軸的內(nèi)部、邊緣以及螺節(jié)上制取金相試樣,經(jīng)研磨、拋光后再用體積分?jǐn)?shù)為３．５％的硝酸酒精腐蝕,然后采用DMMＧ４００C型光學(xué)顯微鏡對其顯微組織進(jìn)行觀察.由圖３(a)可知,花鍵芯軸內(nèi)部的基體組織為呈板條狀分布的低碳馬氏體,又稱板條馬氏體.板條馬氏體具有良好的強度和較好的塑性和韌性,但是在芯軸邊緣制取的金相試樣組織中出現(xiàn)了針狀馬氏體,如圖３(b)所示,晶粒較為細(xì)小.針狀馬氏體的硬度高,脆性大,之所以出現(xiàn)了針狀馬氏體是因為芯軸表面進(jìn)行了滲碳處理,這雖然提高了它的硬 度 和 耐 磨 性,但 也 降 低 了 它 的 韌 性.根 據(jù)GB/T２５７４４—２０１０«鋼件滲碳淬火回火金相檢驗»對其形態(tài)進(jìn)行評級,評級結(jié)果為４級(１~３級為正常).螺節(jié)處的基體組織為黑色的回火馬氏體,如圖３(c)所示,基體上分布著大量的白色碳化物,組織形態(tài)評級為４級(塊粒系),組織分布較為均勻.大量的白色網(wǎng)狀碳化物使得鋼的強度降低,脆性增大[３].材料本身極硬本是做擠出機螺桿軸材料的優(yōu)勢,但如果在材料中存在硬度大、體積大的塊狀物,在高速運轉(zhuǎn)過程中會對材料產(chǎn)生很大的沖擊,從而使材料表面產(chǎn)生裂紋.

１．５ 力學(xué)性能

    根據(jù) GB/T２９７５－１９９８«鋼及鋼產(chǎn)品:力學(xué)性能試樣取樣位置及試樣制備»,沿著螺桿軸徑向制取沖擊、扭轉(zhuǎn)、拉伸和硬度試樣,并進(jìn)行相應(yīng)的性能測試,可以得到螺桿軸的力學(xué)性能,結(jié)果如表２所示.可知,螺桿軸的力學(xué)性能基本符合 GB/T３０７７－１９９９«合金結(jié)構(gòu)鋼»的要求.

２ 強度校核及花鍵芯軸的有限元模擬 

２．１ 靜強度校核

     根據(jù)軸的扭轉(zhuǎn)強度理論[４]可得到校核螺桿軸扭 轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力τmax的公式,見式(１)和式(２).

    式中:Mn 為芯軸傳 遞 的 扭 矩,N??mm;P 為 功 率,kW;n 為轉(zhuǎn)速,r??min－１;Wp 為抗扭截面模量,取Wp＝πd３/１６,d 為螺桿軸外廓直徑.已知該擠出機的最大輸入功率為８３０kW,運行轉(zhuǎn)速范圍為１２０~１２００r??min－１,螺桿軸外廓直徑d 為４２．７mm.由擠出機的運行轉(zhuǎn)速范圍可得扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力的范圍是４３２．３~４３２３ MPa.工廠在實際操作時,輸入功率僅為最大功率的６５％,則可得輸入功率為５３９．５kW,轉(zhuǎn)速為１１３５r??min－１,在軸的邊緣處,螺桿軸所受的扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力最大,計算可得最大的扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力為２９７．１ MPa,僅為抗扭強度的３２．３％,抗拉強度的 ２２．３７％.可見軸體所受的扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力遠(yuǎn)小于材料的抗扭強度和抗拉強度,這說明螺桿軸的斷裂不是由過載引起的.

２．２ 花鍵芯軸的有限元分析

２．２．１ 有限元模型

    螺桿軸在運行中主要受扭轉(zhuǎn)應(yīng)力作用,其芯軸的花鍵承受交變彎曲載荷與沖擊載荷的作用,因此可能導(dǎo)致其根部存在應(yīng)力集中現(xiàn)象.為研究應(yīng)力集中對螺桿軸斷裂失效的影響,使用 ANSYS有限元軟件分析螺桿軸的應(yīng)力集中.螺桿的芯軸為漸開線花鍵芯軸,花鍵齒數(shù)為２４,齒頂圓直徑為４２．７mm,齒根圓直徑為３８．７ mm.利用 SolidWorks軟件進(jìn)行三維實體建模,然后導(dǎo)入 ANSYS軟件進(jìn)行前處理.定義材料屬性:彈性模量為２．０９×１０５ MPa,泊松比為０．２８.選用２０節(jié)點單元 Solid１８６對模型進(jìn)行自由劃分網(wǎng)格,劃分后的單元數(shù)是２０２０６１個,花鍵芯軸的有限元模型如圖４所示.

２．２．２ 應(yīng)力模擬結(jié)果

    雙螺桿擠出機的螺桿在充滿物料的機筒中是懸空的,可以看成是懸臂梁結(jié)構(gòu),所以在加位移約束時,對芯軸根部與聯(lián)軸器連接的部分進(jìn)行位移約束.在花鍵的每個齒的外表面施加x 和y 方向上的位移約束,約 束 值 為 零;在 端 面 加 全 約 束,約 束 值 為零[５].考慮到螺桿的芯軸主要受扭轉(zhuǎn)應(yīng)力作用,在ANSYS軟件中進(jìn)行扭矩加載時,需要將扭矩進(jìn)行等效轉(zhuǎn)化加載.對于漸開線花鍵芯軸,扭矩可以等效為漸開線面上的均布載荷,計算公式見式(３).

    式中:p 為承載面所受的壓應(yīng)力;ψ 為各齒載荷不均勻系數(shù),取０．７５;z為齒數(shù);h 為齒的工作高度,和模數(shù)相等;l為齒的工作長度;d′為芯軸分度圓直徑.已知螺桿所傳遞的功率為５３９．５kW,轉(zhuǎn)速n 為１１３５r??min－１.為了使加載簡化,假設(shè)軸向消耗的功平 均 分 配. 由 式 (２)可 得 出 要 施 加 的 扭 矩 為４５３９．４１N??m.根據(jù)計算,加載在花鍵每個齒側(cè)面的均布載荷為１．７７MPa.由圖５可以看到,芯軸的最大變形量為９２．５μm.由圖６可見,花鍵齒根部的等效應(yīng)力最高,為應(yīng)力集中區(qū)域,最大應(yīng)力為３５５MPa,與理論計算值略有差異.這是因為 ANSYS軟件在模擬時考慮到了應(yīng)力集中的影響,所以模擬值更加準(zhǔn)確.從齒頂?shù)烬X根,等效應(yīng)力從３９．９ MPa增大到３５５ MPa.從斷口的宏觀形貌可知,螺桿軸斷裂的裂紋源也是在花鍵齒根部,說明局部應(yīng)力集中是裂紋萌生的主要原因.

２．３ 疲勞強度校核

    螺桿軸在工作過程中主要受扭矩作用,根據(jù)機械設(shè)計手冊,在軸的疲勞強度安全系數(shù)校核中主要考慮扭矩作用時的安全系數(shù)[６].安全系數(shù)的計算公式見式(４).

    式中:Sτ 為只考慮扭矩作用時的安全系數(shù),無量綱;τ－１為２０MnCr５鋼在對稱循環(huán)應(yīng)力作用下的扭轉(zhuǎn)疲勞極限,２６０MPa;kτ 為應(yīng)力集中系數(shù),?。保担?β為表面質(zhì)量系數(shù),取 ２．３;ετ 為扭轉(zhuǎn)時的尺寸影響系數(shù),取０．７８;ψτ 為材料扭轉(zhuǎn)的平均應(yīng)力折算系數(shù),?。埃保?τa 和τm 分別為扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力,τa＝τm ＝τ/２＝１７７．５MPa,τ 在這里取有限元分析得出的最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力３５５MPa.從相關(guān)文獻(xiàn)[７]可知,當(dāng)載荷不夠精確、材料組織不夠均勻時,許用安全系數(shù)為１．５~１．８.由式(４)的計算結(jié)果可知,軸的疲勞強度安全系數(shù)小于軸的許用安全系數(shù),可見花鍵齒根部這個薄弱部位的疲勞強度是不滿足要求的.

３ 斷裂原因分析

    通過以上分析可以初步判定此螺桿軸發(fā)生了扭轉(zhuǎn)疲勞斷裂.作者認(rèn)為螺桿軸斷裂的原因有以下幾個方面.

對螺桿軸的斷口形貌進(jìn)行觀察可知,芯軸的花鍵齒根部是疲勞裂紋的起源區(qū).由于花鍵齒根部的截面尺寸驟降,易出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象.強度校核的結(jié)果說明,齒根部的疲勞強度安全系數(shù)小于許用安全系數(shù),是螺桿軸的薄弱部位.大量的微孔出現(xiàn)在斷口疲勞源區(qū),微孔會使其附近區(qū)域的應(yīng)力分布發(fā)生改變,易產(chǎn)生局部應(yīng)力集中[８].另外,微孔聚集對金屬基體的連續(xù)性和力學(xué)性能不利,會直接導(dǎo)致承受應(yīng)力的有效面積比原始面積小.由于微孔邊緣的應(yīng)力集中,疲勞裂紋在擴展時,與前方微孔不斷匯合,將加速疲勞裂紋的擴展;隨著裂紋不斷擴展,材料內(nèi)部承受交變應(yīng)力的有效面積逐漸減小,當(dāng)實際工作強度低于所受應(yīng)力時,發(fā)生瞬時斷裂.

經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理后的螺桿軸的基體組織為板條馬氏體,但在局部區(qū)域卻發(fā)現(xiàn)了大量的針狀馬氏體,組織評級為４級,不符合標(biāo)準(zhǔn)評級的等級.馬氏體的硬度和強度較高,但其塑性和韌性較差[９].螺桿軸的調(diào)質(zhì)處理工藝欠佳,導(dǎo)致材料的組織不均勻,這是導(dǎo)致螺桿軸發(fā)生疲勞斷裂的內(nèi)在原因.

４ 結(jié)論及建議

    (１)螺桿軸的斷裂性質(zhì)是多源疲勞斷裂,疲勞裂紋萌生于花鍵齒根部;螺桿軸花鍵齒根部局部應(yīng)力集中、材料組織不均勻及內(nèi)部微孔聚集共同導(dǎo)致其在早期就發(fā)生疲勞斷裂.

    (２)為避免同類事故再次發(fā)生,建議優(yōu)化軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計,可采用加大過渡圓角等措施,降低螺桿軸變截面過渡區(qū)域的應(yīng)力水平,避免因加工缺陷導(dǎo)致的應(yīng)力集中;控制熱處理工藝,盡量消除粗大的馬氏體組織,減少冶金缺陷,從而確保材料組織均勻;提高螺桿軸的安裝精度以及花鍵的配合精度,減小運行時帶來的沖擊載荷.

（文章來源：材料與測試網(wǎng)-機械工程材料 > 2017年 > 3期 > pp.107）