某吊链双环卸扣断裂原因

李陈昊

[卡特彼勒技术研发(中国)有限公司, 无锡 214021]

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1.4 t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。

图1 断裂卸扣的宏观形貌

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9 mm，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9.5 mm。

图2 卸扣断口处的宏观形貌

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。

图3 体式显微镜下断口起裂源附近的形貌

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。

图4 断口处SEM形貌

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/T 3077—2015《合金结构钢》对20CrMnTi钢的要求。

表1 断裂卸扣的化学成分分析结果 %

1.3 硬度测试

采用Tukon 2500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46 HRC。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/T 1172-1999《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1 530 MPa，屈服强度约为1 375 MPa，疲劳强度约为813 MPa[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。

图5 断裂卸扣起裂源处的显微组织形貌

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LD 48-1993《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2 t，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9.5 mm)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996 MPa，动载荷下的最大应力为1 308 MPa，均小于其屈服强度1 375 MPa，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。

图6 危险截面尺寸为9.5 mm时卸扣的有限元分析结果

虽然该卸扣的设计载荷可以满足LD 48-1993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9.5 mm)相差5.5%。采用有限元分析方法，对危险截面尺寸为9,9.5 mm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9.5 mm时，该卸扣上最大主应力为840 MPa；当危险截面尺寸为9 mm时，卸扣上最大主应力为982 MPa，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。

图7 工况载荷下危险截面尺寸为9,9.5 mm时卸扣的有限元分析结果

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LD 48—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9.5 mm磨损至9 mm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。