某油田的2500型壓裂車的泵總承服役一段時間后出現(xiàn)異常，拆解后發(fā)現(xiàn)泵總承吸入端第二缸的連桿斷裂。連桿材料為7A09(對應的老牌號為LC9)高強度鋁合金，累計使用時間約350h，設計壽命2萬h。為查找連桿的斷裂原因，我們對其進行了解剖分析。

1.物理和化學分析

(1)斷裂分析

根據(jù)斷裂連桿的宏觀斷裂形貌，發(fā)現(xiàn)失效連桿的斷裂呈現(xiàn)三種斷裂特征，可分為一次疲勞斷裂、二次疲勞斷裂和三次脆性斷裂。

主疲勞斷口沿油孔方向擴展，呈現(xiàn)典型的疲勞斷裂特征。連桿剖開后的一次疲勞斷裂斷口形貌從擴展區(qū)的反方向可以看出，裂紋源區(qū)位于鋁合金連桿一端中心油孔處，設計倒角為R6.35mm，實際上沒有倒角，油孔直角處形成嚴重的應力集中，成為一次疲勞斷裂的裂紋源。同時，斷裂表明，油孔兩側的疲勞擴展區(qū)分布不均勻，油孔一側的疲勞源區(qū)向直角方向傾斜。

二次疲勞斷裂位于幾何尺寸突變后連桿下端面有效截面積小的位置。斷裂方向垂直于主疲勞斷裂，斷裂由疲勞源區(qū)，擴展區(qū)和瞬斷區(qū)，組成，也呈現(xiàn)典型的疲勞斷裂特征。從斷口可以看出，疲勞源區(qū)也指向油孔的一側，與主疲勞裂紋源在同一側;疲勞擴展區(qū)約占連桿單側截面積的2/3，瞬斷區(qū)約占1/3。

第三級斷裂是脆性斷裂，是低塑性材料承受壓應力時形成的典型破壞斷裂。裂縫和油孔方向略大于45，表現(xiàn)出過載斷裂特征。此外，有些骨折還留下了撞擊痕跡。

(2)力學性能測試

通過取樣對連桿的力學性能進行了測試，測試結果表明，連桿的抗拉強度為556兆帕，屈服強度為486兆帕，延伸率為7.5%。數(shù)據(jù)表明，連桿的力學性能符合GB/T3380.2-2012中7A09的要求。

2.討論和分析

(1)連桿受力仿真分析

正常工況下，在單個循環(huán)中，連桿的上端面和下端面是平衡的，共同承受來自曲軸的輸出壓應力和旋轉拉應力，連桿輸出動力時的壓應力遠大于旋轉時的拉應力。在這次事件中，從連桿的斷裂及其斷裂形式推斷，在單個循環(huán)中，當輸出動力時，連桿的上下端面被壓縮在一起;連桿轉動時，拉應力主要由連桿下端面承受。因此推斷連桿上下端面的平衡應力發(fā)生了變化，兩者之間形成了應力差。隨著服役時間的增加，應力差不斷積累疊加，成為初生裂紋產(chǎn)生和擴展的驅動力;連桿下端面的拉壓循環(huán)應力成為二次裂紋產(chǎn)生和擴展的驅動力。同時，連桿兩個疲勞斷裂的裂紋源分布在油孔的同一側，靠近裂紋源一側的工作應力略大于另一側，這也說明連桿水平截面上的應力分布不均勻。

可以看出，斷裂連桿的整體應力狀態(tài)在這次事件中發(fā)生了變化，上下端面之間形成了應力差，上端面主要承受壓應力，下端面承受拉壓循環(huán)應力。

(2)連桿斷裂過程分析

從連桿的斷裂分析和應力模擬分析可以看出，在這種情況下，連桿的上下端面產(chǎn)生了應力差。經(jīng)過反復積累和疊加，在連接鋁合金連桿和十字頭的一側油孔的直角處形成應力集中，成為一次斷裂的疲勞源區(qū)。隨著服役，在應力差的作用下，疲勞裂紋向另一端a擴展

連桿下端面斷裂后，在下一個工作循環(huán)中，上端面承受全部工作應力。此時有效承載面積減少到原來的1/2，而輸出壓應力保持不變。因此，連桿上端面的單位工作壓應力大于材料的許用應力，與油孔方向形成略大于45的第三次脆性斷裂。在連桿斷裂和停止的過程中，斷裂的連桿在箱體內旋轉碰撞，導致連桿中部碰撞成多個小塊，在斷口上留下碰撞痕跡。

(3)討論分析

從力學性能測試結果可以看出，連桿的性能指標滿足設計要求，可以消除材料強度不足導致連桿斷裂的因素。

正常情況下，當連桿運動到水平面時，連桿、十字頭和小連桿的中心線與曲軸的中心線重合，處于平衡位置，連桿承受全部載荷。相反，當與十字頭連接的連桿一端異常偏離平衡位置時，接頭偏離中心線，在重力作用下下沉，會造成連桿上下端面的應力差。由此推斷，連桿斷裂的原因是連桿與十字頭之間的連接端異常，偏離中心線，改變了連桿的應力狀態(tài)，在連桿油孔的直角處形成應力集中，導致連桿的失效。

3.結論和建議

(1)鋁合金連桿斷裂屬于早期疲勞斷裂。

(2)連桿與十字頭之間的連接端異常，偏離平衡位置，導致連桿受力不均，是連桿斷裂的主要原因。

(3)連桿油孔端部直角過渡形成的應力集中加速了連桿的早期失效，是連桿斷裂的次要原因。

(4)連桿上的油孔端部按設計要求倒圓過渡，以減少應力集中，延長連桿的使用壽命。