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典型断裂图,大家分析下原因

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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?

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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
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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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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发表于 2013-3-12 16:06:31 | 显示全部楼层
大神在哪里
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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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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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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 5 c1 S6 @2 F% M9 t5 ]

3 ?5 d# o; [- |1 Y$ e0 p! n$ p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?
4 S2 `) k  t# h* B) e# S) l3 B7 y' K" l3 d
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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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
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
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
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
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
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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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
9 I0 x6 g( ~3 j! h+ Z( M/ V
8 I' m" q! ?' h, J% G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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 楼主| 发表于 2013-3-12 18:22:41 | 显示全部楼层
1、压板强度校核
  |- G8 q) E! I0 m' p% V* b3 ]: l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
4 c$ J5 ]+ \- Q% {" ^! I
6 O4 y7 C/ D( H4 j: y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/ |9 A, e* U$ }9 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:
" M2 O& F6 F( `4 C( OF3=(F2*340/243)/2=287298/2=143649N=14.35t
- z. A# ~& F9 }, i' E, d8 i& {以压板挤压处为支点,计算旋转轴处受力F4
: ]8 J5 l0 o7 D2 ~- gF4= F2*(243+340)/(243*2)=246316N=24.6t  t. O. [/ h2 A3 ]
已知受弯截面为S,S=0.115*0.02=0.0023m2
6 D9 m& s( n) j- d2 j, {8 M( X则压板旋转轴中心右边为危险截面,其受屈服应力σ为:
, ~/ C" b3 z7 m* Sσ= F4/s=246316/0.0023=107MPa
  Z# M' V, N: }3 L5 ?而45#一般调质后的许用弯曲应力[σ]为300MPa;5 r$ e/ ]2 w- E& ?2 B* e
取安全系数为2.59 g. |" [2 w) I# L% r; m5 T
故1.5σ=107*2.5=267.5MPa<[σ]
0 l$ ^9 c- z' K, S结论:故原压板设计是满足理论要求。
! i, h* U& O4 n$ B0 _2改进方案:6 b0 z5 w5 B* ~5 C0 T
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。
" `$ u+ e! a% K4 P' I

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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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 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
  B3 V, J7 W6 x1、压板强度校核
' H! w# v1 V" H7 s+ ~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 A& D$ ?" ]! u( T$ V7 o- I
这是简图
7 m: P+ R: T+ D9 }

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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
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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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+ W+ \% k+ k3 @/ X" h: Y: ~, P, _

' E5 M: }6 |" F  n5 ~  F% i推荐看一本书
/ @/ A0 m4 z3 N) T& d( b; @2 g' Z
2 o0 b: z, H' N* J现代机械工程设计:全寿命周期性能与可靠性 7 Z) o: O8 _2 U5 h* G; R
" v! [" P" A/ }1 p! b* N/ ?
这书有专门的一章讲解油缸接头的失效和结构
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