摘 要:某吊鏈雙環(huán)卸扣在工作時(shí)發(fā)生斷裂。采用斷口形貌分析、化學(xué)成分分析、金相檢驗(yàn)和硬 度測(cè)試等方法對(duì)卸扣斷裂的原因進(jìn)行了分析,并采用有限元分析方法對(duì)不同直徑的卸扣進(jìn)行應(yīng)力 校核。結(jié)果表明:過度磨損導(dǎo)致卸扣直徑變小是其斷裂的根本原因。規(guī)范的定期檢查,及時(shí)更換過 度磨損的零件可以避免卸扣斷裂。

關(guān)鍵詞:卸扣;疲勞;磨損;有限元分析

中圖分類號(hào):TG115.2 文獻(xiàn)標(biāo)志碼:B 文章編號(hào):1001-4012(2022)09-0059-03

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(duì)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(gè)重約 1.4t的大型零件時(shí),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(chǎng)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(cè)試 等方法對(duì)卸扣斷裂原因進(jìn)行了分析,并采用有限元 分析的方法,對(duì)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。

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(duì)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9mm,測(cè)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9.5mm。

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。

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。

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(duì)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/T3077— 2015《合金結(jié)構(gòu)鋼》對(duì)20CrMnTi鋼的要求。

1.3 硬度測(cè)試

采用 Tukon2500型顯微硬度計(jì)對(duì)斷裂卸扣進(jìn) 行顯微 硬 度 測(cè) 試,結(jié) 果 顯 示 材 料 基 體 硬 度 約 為 46HRC。因僅有一個(gè)失效卸扣用于測(cè)試,不足以 進(jìn)行拉伸試驗(yàn),故根據(jù) GB/T1172-1999 《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1530MPa,屈服強(qiáng)度約 為1375MPa,疲勞強(qiáng)度約為813MPa [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。

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 LD48-1993 《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(shí),與在動(dòng)載荷下受1.1倍額 定載荷時(shí)是否損壞。該卸扣的額定載荷為2t,在動(dòng) 載荷試驗(yàn)計(jì)算時(shí)取動(dòng)載系數(shù)k=1.5,危險(xiǎn)截面尺寸采 用原始尺寸(直徑為9.5mm)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 996MPa,動(dòng)載荷下的最大應(yīng)力為1308MPa,均小于 其屈服強(qiáng)度1375MPa,可見該卸扣設(shè)計(jì)載荷在靜載 荷和動(dòng)載荷測(cè)試條件下均不會(huì)發(fā)生損壞。

雖然該卸扣的設(shè)計(jì)載荷可以滿足 LD48-1993 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(shí)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 9.5mm)相差5.5%。采用有限元分析方法,對(duì)危 險(xiǎn)截面尺寸為9,9.5mm 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(shí),該卸扣對(duì)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(dòng)載荷,其實(shí)際最大主應(yīng)力 還會(huì)大幅增加。將動(dòng)載系數(shù)k=1.5代入計(jì)算可得: 當(dāng)危險(xiǎn)截面尺寸為9.5mm 時(shí),該卸扣上最大主應(yīng)力 為840MPa;當(dāng)危險(xiǎn)截面尺寸為9mm 時(shí),卸扣上最 大主應(yīng)力為982MPa,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。

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(dòng)載荷下的最大應(yīng)力均滿足 LD48—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(dòng)載荷相關(guān);當(dāng)卸扣的尺寸(直 徑)由9.5mm 磨損至9mm 時(shí),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(dòng)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(zhǎng)期動(dòng)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(duì)廠內(nèi)所使用的所有卸扣均進(jìn)行表面磁粉檢測(cè),檢查是否有疲勞裂紋,同時(shí)對(duì)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。

參考文獻(xiàn):

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<文章來源>材料與測(cè)試網(wǎng)>期刊論文>理化檢驗(yàn)－物理分冊(cè)>58卷>9期(pp:59-61)>