摘 要:某吊鍊雙環卸扣在工作時發生斷裂。采用斷口形貌分析、化學成分分析、金相檢驗和硬 度測試等方法對卸扣斷裂的原因進行了分析,并采用有限元分析方法對不同直徑的卸扣進行應力 校核。結果表明:過度磨損導緻卸扣直徑變小是其斷裂的根本原因。規範的定期檢查,及時更換過 度磨損的零件可以避免卸扣斷裂。

關鍵詞:卸扣;疲勞;磨損;有限元分析

中圖分類号:TG115.2 文獻标志碼:B 文章編号:1001-4012(2022)09-0059-03

雙環卸扣也稱環鍊卸扣、蝴蝶扣,是吊鍊作業過 程中的一種常見連接件。作為吊具中的重要組成部 分,雙環卸扣可以靈活調整鍊條分支或工裝夾具[1], 其安全性對于吊具系統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一個重約 1.4t的大型零件時,吊鍊上的卸扣突然發生斷裂, 斷裂卸扣的宏觀形貌如圖1所示。零件吊運過程中 鎖鍊呈垂直狀态,故可排除因鍊條與垂直方向角度 過大而造成卸扣實際受力超過額定載荷的情況,結 合現場調查也并未發現有明顯違規操作。筆者采用 斷口形貌分析、化學成分分析、金相檢驗和硬度測試 等方法對卸扣斷裂原因進行了分析,并采用有限元 分析的方法,對不同直徑的卸扣進行應力校核,并提 出了相關建議,以避免該類事故再次發生。

1 理化檢驗

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:斷面附近未發生明顯的塑性變形,斷裂起始于卸 扣圓弧外側,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外表面油漆層已被完全 磨掉,呈光滑反光狀态,說明該處磨損極為嚴重。斷口處的平均直徑約為9mm,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9.5mm。

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 中或者斷裂後,卸扣起裂源位置的金屬受到了嚴重 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 未發現明顯的冶金缺陷,斷口處可見疲勞輝紋,與裂 紋擴展方向垂直(見圖4)。結合卸扣的使用過程和受力狀态等,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 化學成分分析

在斷裂卸扣 上 取 樣,用 SepctroMAXx 型 直 讀 光譜儀對其進行化學成分分析,結果如表1所示。 由表1 可 知,卸 扣 的 化 學 成 分 滿 足 GB/T3077— 2015《合金結構鋼》對20CrMnTi鋼的要求。

1.3 硬度測試

采用 Tukon2500型顯微硬度計對斷裂卸扣進 行顯微 硬 度 測 試,結 果 顯 示 材 料 基 體 硬 度 約 為 46HRC。因僅有一個失效卸扣用于測試,不足以 進行拉伸試驗,故根據 GB/T1172-1999 《黑色金 屬硬度及強度換算值》,采用硬度-強度換算的方法, 估算該卸扣抗拉強度約為1530MPa,屈服強度約 為1375MPa,疲勞強度約為813MPa [2]。

1.4 金相檢驗

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,該卸扣表面狀态不佳,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 程中的脫碳導緻的,但未見明顯的全脫碳狀鐵素體 組織,或網狀鐵素體的脫碳形态,起裂源處未發現明 顯的冶金缺陷。

2 有限元分析

采用有限元分析的方法計算卸扣危險截面的應 力幅值,驗算卸扣的受力狀态,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 械吊具與鎖具安全規程》,分别驗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2t,在動 載荷試驗計算時取動載系數k=1.5,危險截面尺寸采 用原始尺寸(直徑為9.5mm)計算,分析結果如圖6 所示。由圖6可知,該卸扣靜載荷下的最大應力為 996MPa,動載荷下的最大應力為1308MPa,均小于 其屈服強度1375MPa,可見該卸扣設計載荷在靜載 荷和動載荷測試條件下均不會發生損壞。

雖然該卸扣的設計載荷可以滿足 LD48-1993 的要求,但這僅代表該卸扣的靜強度滿足使用要求, 不代表該卸扣的疲勞強度能夠保證其可無限制地使 用。騰啟斯等[7]建議當零件尺寸(直徑)磨損達到 5%以上時即需要報廢,而該卸扣斷點截面位置的 “斷點尺寸”(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,對危 險截面尺寸為9,9.5mm 的卸扣在其工況載荷下的 受力狀态進行分析,結果如圖7所示。由圖7可知, 當危險截面尺寸分别為9,9.5 mm 時,該卸扣對應 的最大主應力分别為655,560 MPa。值得注意的 是,該處的應力為靜載荷條件下的應力,卸扣所在的 鍊條承受的實際載荷為動載荷,其實際最大主應力 還會大幅增加。将動載系數k=1.5代入計算可得: 當危險截面尺寸為9.5mm 時,該卸扣上最大主應力 為840MPa;當危險截面尺寸為9mm 時,卸扣上最 大主應力為982MPa,前者接近計算出的卸扣疲勞強 度,而後者則遠超出卸扣的疲勞強度。

3 綜合分析

從上述理化檢驗結果可知,該卸扣的化學成分、 顯微組織、硬度等均無明顯異常,斷口形貌分析結果 指出該卸扣斷裂是疲勞載荷所緻。

有限元分析結果顯示:該卸扣的斷裂位置與正 常使用下最大應力處的截面吻合,判斷卸扣應該是 在正常使用工況下産生疲勞斷裂;因該卸扣在靜載 荷和動載荷下的最大應力均滿足 LD48—1993的 要求,所以認為該卸扣的制造和設計沒有問題,故該 卸扣的斷裂僅與其動載荷相關;當卸扣的尺寸(直 徑)由9.5mm 磨損至9mm 時,其危險截面上的最 大主應力升高了17%,磨損後卸扣在動載荷下的最 大主應力超過了其疲勞強度,最終導緻該卸扣發生 斷裂。因此,過度的磨損加速了卸扣疲勞是導緻其 斷裂的根本原因。

4 結論及建議

該卸扣斷裂的原因是:在長期動載荷作用下,卸 扣産生疲勞,其接觸面發生嚴重磨損,使卸扣在危險 截面上的受力超出了其疲勞極限,随着卸扣的不斷 服役,卸扣表面開始萌生疲勞裂紋并不斷擴展,最終 導緻卸扣突然發生脆性斷裂。

建議工廠對廠内所使用的所有卸扣均進行表面磁粉檢測,檢查是否有疲勞裂紋,同時對于磨損較為 嚴重、尺寸已經發生較大變化的零件予以停用。

參考文獻:

[1] 初銘祥.國外吊索具及相關零件[J].起重運輸機械, 1992(7):23-26.

[2] 鐘群鵬,田永江.失效分析基礎知識[M].北京:機械 工業出版社,1990.

[3] 王仁智,吳培遠.疲勞失效分析[M].北京:機械工業 出版社,1987.

[4] 鐘群鵬,趙子華.斷口學[M].北京:高等教育出版社, 2006.

[5] 範立坤.有限元技術在失效分析中的應用研究[D]. 上海:上海交通大學,2012.

[6] 懷玉蘭,孟憲舉,李軍,等.圓截面卸扣的有限元設計 與結構[J].河北聯合大學學報(自然科學版),2012, 34(2):40-43.

[7] 滕啟斯,羅克松,王旭虹.港口起重機械在役吊索具的 安全評價[J].起重運輸機械,2020(23):90-92.

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

更多精彩资讯请关注tft每日頭條，我们将持续为您更新最新资讯!