摘 要:某吊链双环卸扣在工作时发生断裂。采用断口形貌分析、化学成分分析、金相检验和硬 度测试等方法对卸扣断裂的原因进行了分析,并采用有限元分析方法对不同直径的卸扣进行应力 校核。结果表明:过度磨损导致卸扣直径变小是其断裂的根本原因。规范的定期检查,及时更换过 度磨损的零件可以避免卸扣断裂。

关键词:卸扣;疲劳;磨损;有限元分析

中图分类号:TG115.2 文献标志码:B 文章编号:1001-4012(2022)09-0059-03

双环卸扣也称环链卸扣、蝴蝶扣,是吊链作业过 程中的一种常见连接件。作为吊具中的重要组成部 分,双环卸扣可以灵活调整链条分支或工装夹具[1], 其安全性对于吊具系统的整体安全性有重要的作用。

某工厂组装车间操作人员在正常吊运一个重约 1.4t的大型零件时,吊链上的卸扣突然发生断裂, 断裂卸扣的宏观形貌如图1所示。零件吊运过程中 锁链呈垂直状态,故可排除因链条与垂直方向角度 过大而造成卸扣实际受力超过额定载荷的情况,结 合现场调查也并未发现有明显违规操作。笔者采用 断口形貌分析、化学成分分析、金相检验和硬度测试 等方法对卸扣断裂原因进行了分析,并采用有限元 分析的方法,对不同直径的卸扣进行应力校核,并提 出了相关建议,以避免该类事故再次发生。

1 理化检验

1.1 断口形貌分析

1.1.1 宏观观察

卸扣断口处的宏观形貌如图2所示,由图2可 知:断面附近未发生明显的塑性变形,断裂起始于卸 扣圆弧外侧,断口上可以观察到沙滩纹,断口较平整; 断口起裂源所在截面的对侧外表面油漆层已被完全 磨掉,呈光滑反光状态,说明该处磨损极为严重。断口处的平均直径约为9mm,测量表面残留有油漆的 同批次卸扣的相同位置,其平均直径为9.5mm。

1.1.2 微观观察

在体式显微镜下观察断口,可以看到明显的沙 滩纹(见图3)。判断圆心处即为起裂源,断裂过程 中或者断裂后,卸扣起裂源位置的金属受到了严重 的挤压,并形成了白色条状反光带。

用扫描电镜(SEM)观察断口,在起裂源附近并 未发现明显的冶金缺陷,断口处可见疲劳辉纹,与裂 纹扩展方向垂直(见图4)。结合卸扣的使用过程和受力状态等,综合判断卸扣为疲劳开裂[2-4],因此判 断该断口为单源疲劳断口。

1.2 化学成分分析

在断裂卸扣 上 取 样,用 SepctroMAXx 型 直 读 光谱仪对其进行化学成分分析,结果如表1所示。 由表1 可 知,卸 扣 的 化 学 成 分 满 足 GB/T3077— 2015《合金结构钢》对20CrMnTi钢的要求。

1.3 硬度测试

采用 Tukon2500型显微硬度计对断裂卸扣进 行显微 硬 度 测 试,结 果 显 示 材 料 基 体 硬 度 约 为 46HRC。因仅有一个失效卸扣用于测试,不足以 进行拉伸试验,故根据 GB/T1172-1999 《黑色金 属硬度及强度换算值》,采用硬度-强度换算的方法, 估算该卸扣抗拉强度约为1530MPa,屈服强度约 为1375MPa,疲劳强度约为813MPa [2]。

1.4 金相检验

断裂卸扣起裂源处的显微组织形貌如图 5 所 示。由图5可知,该卸扣表面状态不佳,表层组织与 次表层的回火马氏体组织略有不同,推断是锻造过 程中的脱碳导致的,但未见明显的全脱碳状铁素体 组织,或网状铁素体的脱碳形态,起裂源处未发现明 显的冶金缺陷。

2 有限元分析

采用有限元分析的方法计算卸扣危险截面的应 力幅值,验算卸扣的受力状态,可以快速地找到卸扣 断裂的根本原因[5-6]。按照 LD48-1993 《起重机 械吊具与锁具安全规程》,分别验证断裂卸扣在静载荷下受1.25倍额定载荷时,与在动载荷下受1.1倍额 定载荷时是否损坏。该卸扣的额定载荷为2t,在动 载荷试验计算时取动载系数k=1.5,危险截面尺寸采 用原始尺寸(直径为9.5mm)计算,分析结果如图6 所示。由图6可知,该卸扣静载荷下的最大应力为 996MPa,动载荷下的最大应力为1308MPa,均小于 其屈服强度1375MPa,可见该卸扣设计载荷在静载 荷和动载荷测试条件下均不会发生损坏。

虽然该卸扣的设计载荷可以满足 LD48-1993 的要求,但这仅代表该卸扣的静强度满足使用要求, 不代表该卸扣的疲劳强度能够保证其可无限制地使 用。腾启斯等[7]建议当零件尺寸(直径)磨损达到 5%以上时即需要报废,而该卸扣断点截面位置的 “断点尺寸”(直 径 为 9 mm)与 原 始 尺 寸 (直 径 为 9.5mm)相差5.5%。采用有限元分析方法,对危 险截面尺寸为9,9.5mm 的卸扣在其工况载荷下的 受力状态进行分析,结果如图7所示。由图7可知, 当危险截面尺寸分别为9,9.5 mm 时,该卸扣对应 的最大主应力分别为655,560 MPa。值得注意的 是,该处的应力为静载荷条件下的应力,卸扣所在的 链条承受的实际载荷为动载荷,其实际最大主应力 还会大幅增加。将动载系数k=1.5代入计算可得: 当危险截面尺寸为9.5mm 时,该卸扣上最大主应力 为840MPa;当危险截面尺寸为9mm 时,卸扣上最 大主应力为982MPa,前者接近计算出的卸扣疲劳强 度,而后者则远超出卸扣的疲劳强度。

3 综合分析

从上述理化检验结果可知,该卸扣的化学成分、 显微组织、硬度等均无明显异常,断口形貌分析结果 指出该卸扣断裂是疲劳载荷所致。

有限元分析结果显示:该卸扣的断裂位置与正 常使用下最大应力处的截面吻合,判断卸扣应该是 在正常使用工况下产生疲劳断裂;因该卸扣在静载 荷和动载荷下的最大应力均满足 LD48—1993的 要求,所以认为该卸扣的制造和设计没有问题,故该 卸扣的断裂仅与其动载荷相关;当卸扣的尺寸(直 径)由9.5mm 磨损至9mm 时,其危险截面上的最 大主应力升高了17%,磨损后卸扣在动载荷下的最 大主应力超过了其疲劳强度,最终导致该卸扣发生 断裂。因此,过度的磨损加速了卸扣疲劳是导致其 断裂的根本原因。

4 结论及建议

该卸扣断裂的原因是:在长期动载荷作用下,卸 扣产生疲劳,其接触面发生严重磨损,使卸扣在危险 截面上的受力超出了其疲劳极限,随着卸扣的不断 服役,卸扣表面开始萌生疲劳裂纹并不断扩展,最终 导致卸扣突然发生脆性断裂。

建议工厂对厂内所使用的所有卸扣均进行表面磁粉检测,检查是否有疲劳裂纹,同时对于磨损较为 严重、尺寸已经发生较大变化的零件予以停用。

参考文献:

[1] 初铭祥.国外吊索具及相关零件[J].起重运输机械, 1992(7):23-26.

[2] 钟群鹏,田永江.失效分析基础知识[M].北京:机械 工业出版社,1990.

[3] 王仁智,吴培远.疲劳失效分析[M].北京:机械工业 出版社,1987.

[4] 钟群鹏,赵子华.断口学[M].北京:高等教育出版社, 2006.

[5] 范立坤.有限元技术在失效分析中的应用研究[D]. 上海:上海交通大学,2012.

[6] 怀玉兰,孟宪举,李军,等.圆截面卸扣的有限元设计 与结构[J].河北联合大学学报(自然科学版),2012, 34(2):40-43.

[7] 滕启斯,罗克松,王旭虹.港口起重机械在役吊索具的 安全评价[J].起重运输机械,2020(23):90-92.

<文章来源> 材料与测试网>期刊论文> 理化检验－物理分册 > 58卷 > 9期 (pp:59-61)>