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机械社区»论坛 › 行业设备 › 航空航天/军工/船舶/铁路/物流与港口 › 铁路机械 › 典型断裂图，大家分析下原因
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典型断裂图，大家分析下原因

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愤怒的小鸟
发表于 2013-3-12 15:46:24 | 显示全部楼层 |阅读模式
如图，第一个是用来拆卸货车车钩的，压力32吨。压板材质是45钢，调质。后面是用来推卸轮对的油缸，缸径500，压力28MPa，理论推力500吨。大家分析下是什么原因造成的断裂。如何改进？
原因

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愤怒的小鸟
声明一下：这活不是俺干的。我干的就不拿出来聊。  发表于 2013-3-13 19:00
愤怒的小鸟
这是最近5年我们公司出现过的设备典型问题，因最近忙于工作，技术细节未写清楚，望大家见谅。过段时间我将我的分析和解决方案公布。  发表于 2013-3-12 15:51

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参与人数 1威望 +1 收起 理由
李天水 + 1 其实这个题目挺经典的想给加高分加不上呀！

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huhuhao
发表于 2013-3-12 16:05:46 | 显示全部楼层
其工作的原理和工况请描述下，谢谢！
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ωǒ不是小江
发表于 2013-3-12 16:06:31 | 显示全部楼层
大神在哪里
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2266998
发表于 2013-3-12 16:23:01 | 显示全部楼层
先做断口金相，把低倍发上来，空口无凭，
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baiyibin0530
发表于 2013-3-12 16:26:39 | 显示全部楼层
从图上看这是一个柱和套的过盈配合，柱是一体的套是分开的。过盈配合应力会集中在两端，构件可能没做分散应力的处理。建议做应力处理。
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94371734
发表于 2013-3-12 17:05:28 | 显示全部楼层
本帖最后由 94371734 于 2013-3-12 17:09 编辑
# p( B! V) N4 r. V9 K* {1 c+ I3 A7 h0 M, K$ T- D+ h
第一张图板压板多厚，还有水平方向的长度和孔径分别多少？# m5 S$ ]' }8 l9 e, T3 d' o  _

) P0 C. C  u  L既然在铁路板块，那第二张图是不是压轴承或者压轮对的？

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愤怒的小鸟
第二张图是轮对退卸机，第一张图是13号钩缓拆装机  发表于 2013-3-12 22:03
愤怒的小鸟
第二张图是轮对退卸机，第一张图是13号钩缓拆装机  发表于 2013-3-12 22:03
愤怒的小鸟
第二张图是轮对退卸机，第一张图是13号钩缓拆装机  发表于 2013-3-12 22:03
愤怒的小鸟
第二张图是轮对退卸机，第一张图是13号钩缓拆装机  发表于 2013-3-12 22:03
愤怒的小鸟
第二张图是轮对退卸机，第一张图是13号钩缓拆装机  发表于 2013-3-12 22:03
愤怒的小鸟
第二张图是轮对退卸机，第一张图是13号钩缓拆装机  发表于 2013-3-12 22:02
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成形极限
发表于 2013-3-12 17:15:43 | 显示全部楼层
本帖最后由 成形极限 于 2013-3-12 17:18 编辑
  |4 E3 K( ]7 d- X: ~1 i( q
7 _9 _. R3 n( }0 e1 O第一个看起来两个叉子的头部宽度不一，是和零件形状贴合的缘故还是磨损呢？右边宽的那个尺寸大，可能实际上单独受力更大，加上可能存在扭转载荷，如同998提到的梁的扭转，材料疲劳，造成断裂
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愤怒的小鸟
 楼主| 发表于 2013-3-12 18:22:41 | 显示全部楼层
1、压板强度校核- n1 B" p5 l  _! ~7 ]3 H
已知油缸缸径为Φ140mm，液压站系统压力为14MPa，故油缸推力F1为:  F1=3.14*72*14*100=215404N=21.5t
9 Z/ A1 U! b6 l$ v* o) ]0 g( P 3 e. s$ F& @7 N
根据压板实际工作位置，可量出拉杆与油缸杆的夹角为5.38°；拉杆与压板的夹角为73.23°，故可计算出拉杆对压板的水平作用力F2为:  F2= F1*cos5.38°*sin73.23°=205334N=20.5t
# O0 \7 B( K2 |# K7 h$ g" d以旋转轴为旋转中心，通过力矩平衡可计算出一块压板的作用力F3为：* V7 _) v5 R9 u5 {6 y
F3=（F2*340/243）/2=287298/2=143649N=14.35t: _  R, ^5 C1 g; O# z% F0 O% [
以压板挤压处为支点，计算旋转轴处受力F4& N% b" ]# p" M# a9 Y. t9 k( J
F4= F2*(243+340)/（243*2）=246316N=24.6t
  C/ _! s3 @7 q$ |已知受弯截面为S,S=0.115*0.02=0.0023m28 s# `0 @- v  B5 j  k% l* Z
则压板旋转轴中心右边为危险截面，其受屈服应力σ为：3 P/ E% T7 e" S0 u, u2 y
σ= F4/s=246316/0.0023=107MPa
/ V8 O1 T# x: B; x* j2 V7 m3 Z3 |而45#一般调质后的许用弯曲应力[σ]为300MPa；
) W$ D3 |2 C. I# |/ @3 V- ~- ~取安全系数为2.5
$ v9 C% l' J# I7 f4 d1 A% B故1.5σ=107*2.5=267.5MPa＜[σ]
5 }2 z9 X  Y6 n& U% n结论：故原压板设计是满足理论要求。  k/ M( g: O7 v9 I  r. U0 s9 X0 T
2改进方案：5 n9 m2 H, r0 K4 ~& A5 O
鉴于原设计选用压板选材及热处理可能达不到理论设计值，为了能满足使用要求，故决定将原材料由45#更换为45Mn，同时对压板结构进行优化，具体见实际压板图。
2 L  T" v; z8 A0 q

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94371734
我的想法是这样：危险截面有可能在主应力方向上，也可能在最小截面上，或者在它俩之间，如果这样那单单算水平力可能不合适。  发表于 2013-3-13 09:12
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愤怒的小鸟
 楼主| 发表于 2013-3-12 18:25:24 | 显示全部楼层
愤怒的小鸟 发表于 2013-3-12 18:22 ) e$ A# `) {3 S3 V/ Q
1、压板强度校核; d, y! {1 s$ g/ z
已知油缸缸径为Φ140mm，液压站系统压力为14MPa，故油缸推力F1为:  F1=3.14*72*14*100=21 ...
2 \, n1 Q' J9 g# @5 _
这是简图
% _" X. f1 C, w- A6 x

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chenqibin
另外瞬间作用在钢板上的力，如果考虑的冲击因素的话，因该要高于钢板的屈服强度的。  发表于 2013-3-14 02:16
chenqibin
液压杆受的不是纯轴向力，在径向上有个分量，限位槽由于有间隙存在，作用在活塞的杆受到的是拉力和弯曲应力的合力，考虑的疲劳和截面变化引起的应力集中实际的强度要大打折扣的。  发表于 2013-3-14 02:13
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fmdd
发表于 2013-3-12 19:22:12 | 显示全部楼层
只分析强度是不够的，你还需要计算寿命，评估结构经过多少次循环后的失效概率* f0 A* [% @0 L, u' y$ E
% T1 D0 t& U. s2 M
推荐看一本书$ X. R; z5 o, d7 c' W) ]: H  O3 k

: \* p+ G/ _! a现代机械工程设计:全寿命周期性能与可靠性 " H/ A7 f) T6 l+ u
4 Y" [0 s/ N+ ~" G- ]
这书有专门的一章讲解油缸接头的失效和结构
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