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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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点评

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
& [/ N, `* T2 N* e- H6 g* D) b& r& c+ U9 o9 l! l. O
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?
# q/ p$ w7 `. V$ S% P
; {# S( }9 i: M" f# s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 : n' m- q( B( O6 ~# ~2 A( g3 X
/ w" M. y) `7 S  u, P7 F. t' p
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
; ~# O& ^* ^, o) x/ x7 Z0 d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; L$ {% k' X: c" M

1 e# A& C  Y4 L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' e* q- i! u- h
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:
/ H/ X: S; ]$ q, ~. vF3=(F2*340/243)/2=287298/2=143649N=14.35t
' R5 y, I- r( Y5 Q% W1 o( @+ I以压板挤压处为支点,计算旋转轴处受力F4
$ L: E. r9 W6 A) w) @- MF4= F2*(243+340)/(243*2)=246316N=24.6t0 c& S$ }# @: ]- N( D  n0 }, H
已知受弯截面为S,S=0.115*0.02=0.0023m2
- I: M( S/ v4 F则压板旋转轴中心右边为危险截面,其受屈服应力σ为:/ P! }6 v9 A7 y: D0 p& V6 S  g
σ= F4/s=246316/0.0023=107MPa6 k0 H) m5 k5 _1 T, L9 N; Z
而45#一般调质后的许用弯曲应力[σ]为300MPa;, T4 J: s" @- `! h/ |  _
取安全系数为2.5
+ u3 _; x: N5 W/ F0 B: G5 w& d故1.5σ=107*2.5=267.5MPa<[σ]' ~7 h+ o4 q" n' G% F# e
结论:故原压板设计是满足理论要求。
, A; Z6 D- ^; n2改进方案:3 j3 N! ^2 `6 U9 S1 K* U1 u
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。
9 M- Y  `/ \/ V' K

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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
2 W1 ?8 B9 b. F6 f1、压板强度校核# m" y1 P+ U) f- W, P7 n
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 ...
+ s' t! r. S4 N! e' B) t
这是简图
+ `4 ^( p+ h3 i# t4 N2 R. |- M

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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
1 _6 t4 k. ~) {4 W( G" {- |/ `8 y" p5 N# e
推荐看一本书& Q& r6 N5 A3 n5 ?. m) X1 L
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现代机械工程设计:全寿命周期性能与可靠性 4 U* K0 H, l& ]. P  M, Y
0 o5 X# F* G+ ]% O
这书有专门的一章讲解油缸接头的失效和结构
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