某油田的2500型壓裂車的泵總承服役一段時間后出現異常，拆解后發現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.理化分析
（1）斷口分析
圖1是斷裂連桿的宏觀斷口形貌，斷口解剖后發現失效連桿的斷口呈現三次斷裂特征，可分為一次疲勞斷口、二次疲勞斷口、三次脆性斷口。 一次疲勞斷口沿著油孔方向擴展，呈現典型的疲勞斷裂特征。圖2是連桿解剖后呈現的一次疲勞斷裂的斷口形貌，從擴展區的反方向可見，裂紋源區位于鋁合金連桿一端的中心油孔處，此處的設計倒角為R6.35mm，實際未倒角，油孔直角處形成了嚴重的應力集中現象，成為一次疲勞斷口的裂紋源。同時斷口顯示油孔兩側的疲勞擴展區分布不均勻，疲勞源區偏向于油孔的一側直角處。 二次疲勞斷口位于連桿下端面幾何尺寸突變后有效截面積Z小的部位，斷口方向垂直于一次疲勞斷口，斷口由疲勞源區、擴展區和瞬斷區組成，也呈現典型的疲勞斷裂特征（圖3）。從斷口可見疲勞源區也指向油孔的一側，且與一次疲勞裂紋源在同一側；疲勞擴展區約占連桿單側截面積的2/3，瞬斷區約占1/3。 三次斷口為脆性斷口，是低塑性材料承受壓應力時形成的典型破壞斷口，破斷口與油孔方向略大于45°，呈過載斷裂特征。此外，部分斷口上有遺留下的撞擊痕跡。
（2）力學性能測試
連桿取樣進行力學性能測試，測試結果為：抗拉強度556MPa，屈服強度486MPa，伸長率7.5 %，數據顯示連桿的力學性能符合GB/T3380.2-2012中7A09的要求。
2.討論與分析
（1）連桿受力模擬分析
正常工況下，在單個循環周次中，連桿上端面和下端面均衡受力，共同承受來自曲軸的輸出壓應力和回轉拉應力，且輸出功率時連桿承受的壓應力遠大于回轉時的拉應力。此次事件中，由連桿的斷口及其斷裂形式推斷，在單個循環周次中，輸出功率時，連桿上、下端面共同受壓；連桿回轉時，拉應力主要由連桿的下端面承受。因此推斷連桿上、下端面均衡受力的狀況發生了變化，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，成為一次裂紋產生并擴展的驅動力；連桿的下端面承受的拉壓循環應力成為二次裂紋產生并擴展的驅動力。同時連桿的兩次疲勞斷口的裂紋源均分布在油孔的同一側，靠近裂紋源一側承受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是不均勻的。
由此可見，此次事件中斷裂連桿的整體受力狀況發生了變化，上、下端面之間形成了應力差，且上端面以承受壓應力為主，而下端面承受拉壓循環應力。
（2）連桿斷裂過程分析
由斷口分析和連桿受力模擬分析可知，此事件中連桿的上、下端面產生了應力差，經多次累積疊加后，在鋁合金連桿與十字頭相連接一側的油孔直角處形成了應力集中，成為一次斷口的疲勞源區。隨著服役，在應力差的作用下，疲勞裂紋沿著平行于油孔的方向向另一端不斷擴展。
當一次裂紋擴展通過連桿下端面橫截面變化至Z小部位后，連桿下端面承受循環拉、壓應力作用，于是在其橫截面Z小處的油孔邊緣又形成了新的應力集中現象，成為二次疲勞裂紋的起源點。在拉壓循環工作應力作用下，裂紋圍繞源點逐漸向連桿外表面擴展，形成了二次疲勞裂紋。當二次裂紋擴展到約占下端面截面積的2/3處時，連桿下端面的有效承載面積減少到原截面的1/3，連桿回轉時，回轉拉應力超出了連桿下端面的有效承載截面積可承受的Z大許用應力，連桿下端面發生瞬間脆性斷裂，形成二次斷口的瞬斷區，連桿下端面被完全拉斷。
連桿下端面斷裂后，在下一個工作循環中，上端面承受了全部工作應力，此時有效承載面積減少到原來的1/2，而輸出的壓應力不變，因此連桿上端面的單位工作壓應力大于材料的許用應力，形成了與油孔方向略大于45°的三次脆性斷口。在連桿斷裂至停機過程中，斷裂的連桿在箱體內旋轉撞擊，導致連桿中部被撞擊成多個小塊，Z終在斷口上留下被撞擊的痕跡。
（3）討論與分析
由力學性能測試結果可見連桿的性能指標符合設計要求，因而可排除材料強度不足引起連桿斷裂的因素。
正常狀態下，當連桿運動到水平平面時，連桿、十字頭、小連桿的中心線與曲軸的中心線重合，處在平衡位置，連桿整體承載。反之，當連桿與十字頭相連接的一端出現異常，偏離了平衡位置，在重力作用下連接處偏離中心線而下沉，才會引起連桿上、下端面出現應力差。因此推斷連桿的斷裂原因是：連桿與十字頭連接端出現異常，偏離中心線，從而改變了連桿的受力狀態，并在連桿油孔的直角處形成應力集中現象，Z終導致了連桿的失效。
3.結論與建議
（1）鋁合金連桿斷裂屬于早期疲勞斷裂。
（2）連桿與十字頭連接端出現異常，偏離了平衡位置，從而導致了連桿受力不均勻，是連桿斷裂的主要原因。
（3）連桿油孔端部的直角過渡形成了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）連桿上油孔端部按設計要求圓角過渡，減少應力集中以延長連桿的使用壽命。