某裝載機轉向油缸活塞桿斷裂原因

王光存, 趙 勇, 詹東安, 王勝男

(1.江蘇徐工工程機械研究院有限公司，徐州 221004；2.徐州徐工液壓件有限公司，徐州 221001;3.江蘇匯智高端工程機械創新中心有限公司，徐州 221004)

裝載機是一種廣泛用于公路、鐵路、建筑及礦山等工程領域的土石方施工機械設備，主要用于土壤、砂石及煤炭等散狀物料的鏟挖和鏟裝作業。轉向油缸是裝載機前、后車架重要的連接部件，通過缸底耳環、活塞桿耳環與車架鉸接連接，依靠活塞桿的伸縮控制車輛在行駛和作業過程中的轉向，其安裝位置如圖1所示。轉向油缸主要由缸筒、導向套、活塞、活塞桿及密封裝置等組成，活塞桿是液壓油缸最重要的零件之一，其性能好壞直接關系到油缸的使用性能和使用安全性。某型裝載機轉向油缸的工作壓力為20 MPa，使用過程中裝載機轉向油缸發生了多起活塞桿耳環根部斷裂事故，且隨著機器繼續運轉，活塞桿桿體發生了彎曲，這嚴重影響了裝載機作業時的可靠性與安全性。裝載機在作業過程中需頻繁轉向，導致油缸受到反復交變載荷作用。裝載機的設計要求為基體安全系數3～5，無故障運行3 000 h以上。該活塞桿在運行500～1 000 h過程中即出現斷裂，為典型的早期失效事故。該油缸活塞桿材料為經調質處理的45鋼，加工工藝流程為毛坯→粗車→精車桿頭→磨外圓→拋光外圓→電鍍→拋光外圓。為了防止活塞桿斷裂事故再次發生，作者對斷裂活塞桿進行了失效分析。

圖1 裝載機轉向油缸安裝位置示意

1 理化檢驗

1.1 宏觀形貌

取2個典型的斷裂活塞桿，觀察其宏觀形貌。由圖2可以看出，活塞桿1在耳環根部斷裂，耳環折斷部分丟失，桿體完好，無明顯彎曲變形，經測量，其直線度為0.04 mm，符合設計圖紙的要求；活塞桿2也是在耳環根部斷裂，耳環發生嚴重變形，且活塞桿伸出部分發生彎曲變形。

利用線切割在2個活塞桿的耳環根部斷裂位置截取試樣，觀察斷口宏觀形貌。由圖3可以看出，2個活塞桿的斷口均為典型的疲勞斷口，圖中1為裂紋源區，表面細膩光滑，有多個疲勞臺階，說明有多個裂紋源共同萌生和擴展；2為疲勞裂紋擴展區；3為裂紋失穩斷裂區，表面較粗糙；4為剪切唇區。可以判斷，活塞桿1是在拉伸過程中發生瞬斷，活塞桿2是在壓縮過程中發生瞬斷，且斷裂過程中桿體受到額外彎曲作用力而發生彎曲。

圖3 斷裂活塞桿斷口的宏觀形貌

1.2 微觀形貌

采用掃描電鏡(SEM)觀察2個活塞桿的斷口微觀形貌。由圖4可以看出，活塞桿1斷口的裂紋源區右側部分平整光滑，左側臺階區存在表面斷層及亞表層二次裂紋，此區域為2個不在同一平面的裂紋擴展后交錯形成的區域，裂紋源區未見夾雜等缺陷。可以判斷，活塞桿1的斷裂屬于表面起裂的多源低周疲勞斷裂[1-3]。疲勞裂紋擴展區斷口呈典型的層片狀解理面形貌，還可觀察到河流狀花樣，說明裂紋以解理的方式擴展。在瞬斷區，可以看到放射狀河流花樣，伴有明顯的撕裂棱和凹陷，說明此處為準解理斷裂。由圖5可以看出:活塞桿2的斷口也呈多源啟裂特點，且伴有二次裂紋，裂紋源區未見夾雜等缺陷；裂紋擴展區呈解理斷裂特征，瞬斷區呈準解理斷裂特征。

1.3 化學成分

利用火花直讀光譜儀測試2根斷裂活塞桿的化學成分，由表1可以看出，2根活塞桿的化學成分均符合GB/T 699—2015《優質碳素結構鋼》的標準要求。

表1 2根活塞桿的化學成分(質量分數)

1.4 力學性能

采用線切割分別從斷裂活塞桿1，2的桿體未變形段截取3個拉伸試樣，根據GB/T 228.1—2010《金屬材料 拉伸試驗 第1部分：室溫試驗方法》和GB/T 231.1—2018《金屬材料 布氏硬度試驗 第1部分：試驗方法》進行拉伸和布氏硬度測試。由表2可以看出，2個斷裂活塞桿材料的力學性能相近，均符合GB/T 699—2015的標準要求。

表2 活塞桿的力學性能測試結果

1.5 顯微組織

采用線切割在活塞桿耳環根部斷裂位置，垂直于斷口方向將試樣剖開，經磨拋，采用體積分數為4%的硝酸酒精溶液腐蝕，在倒置金相顯微鏡上觀察顯微組織。由圖6可以看出，2個活塞桿斷裂位置的顯微組織基本相同，為均勻分布的回火索氏體+少量鐵素體，未見冶金及熱處理缺陷[4-5]，顯微組織未見異常。

圖6 活塞桿斷裂位置的顯微組織

1.6 有限元模擬

采用有限元軟件對活塞桿進行靜力學仿真和疲勞壽命分析。該裝載機轉向油缸為雙作用缸，額定工作壓力為20 MPa，活塞桿伸出和收回時完成裝載機前車架的轉向動作。因裝載機左右兩側轉向油缸的活塞桿工況相同，取其一進行應力分布和疲勞壽命分析。經計算，活塞桿伸出和收回時受到的壓力和拉力分別為120 073，85 881 N。通過靜力學仿真得到活塞桿在受壓和受拉2種工況下其耳環附近的應力分布如圖7所示。

圖7 不同工況下活塞桿耳環及越程槽附近的應力分布云圖

由圖7可以看出，在受壓和受拉工況下，活塞桿耳環根部越程槽位置的等效應力分別為182.09，414.85 MPa，應力集中系數分別達到2.42和7.68。雖然二者的等效應力均低于該活塞桿的屈服強度，但在受拉工況下，該位置的應力水平遠超過該活塞桿的疲勞極限340 MPa[6]，因此，該位置極易誘發疲勞裂紋；且2種工況下應力集中位置與實際活塞桿的裂紋萌生位置吻合，如圖8所示。

圖8 活塞桿的應力集中位置與實際斷裂位置

在活塞桿拉-壓工況靜力學分析結果的基礎上，采用應力-循環周次(S-N)曲線[7-9]分析45鋼的疲勞壽命。由圖9可以看出，在循環加載95 000次以內時，活塞桿即發生斷裂，最小的循環次數僅為11 936次，屬于典型的低周疲勞斷裂，這與耳環根部存在應力集中有關，與斷口微觀形貌分析結果一致。說明應力集中是活塞桿耳環根部發生疲勞斷裂的根本原因[10-11]。

圖9 活塞桿疲勞壽命分布云圖

2 分析與討論

由理化檢驗結果可以看出：轉向油缸活塞桿1，2的化學成分和力學性能均符合標準要求；活塞桿的顯微組織均為回火索氏體+少量鐵素體，沒有冶金及熱處理缺陷；活塞桿上的斷口為疲勞斷口，疲勞裂紋源位于活塞桿耳環根部的越程槽處。越程槽的加工使得活塞桿桿體和耳環之間存在截面突變，轉向油缸運轉過程中，在拉-壓載荷作用下，越程槽部位產生較嚴重的應力集中[12-14]，引發局部發生塑性變形，導致疲勞裂紋萌生，并在往復作用力下擴展，最終活塞桿耳環根部斷裂失效。

3 結論及建議

(1)活塞桿斷口呈典型的疲勞斷裂特征，裂紋源區存在臺階分層及位于亞表層的二次裂紋，為多源疲勞斷裂。

(2)活塞桿斷裂的根本原因是活塞桿耳環根部越程槽部位存在較大的應力集中，且最大應力遠高于其疲勞極限，在循環載荷作用下，疲勞裂紋在該處萌生并擴展，最終斷裂。

(3)建議活塞桿在設計時進行應力集中程度校核及疲勞分析，且在制造過程中減小越程槽深度或取消越程槽設計。