典型斷裂圖,，大家分析下原因

憤怒的小鳥

如圖,，第一個是用來拆卸貨車車鉤的,，壓力32噸,。壓板材質(zhì)是45鋼,，調(diào)質(zhì)。后面是用來推卸輪對的油缸，缸徑500,，壓力28MPa,，理論推力500噸。大家分析下是什么原因造成的斷裂,。如何改進？

huhuhao

其工作的原理和工況請描述下,，謝謝！

ωǒ不是小江

大神在哪里

2266998

先做斷口金相,，把低倍發(fā)上來,，空口無憑，

baiyibin0530

從圖上看這是一個柱和套的過盈配合,，柱是一體的套是分開的,。過盈配合應力會集中在兩端，構件可能沒做分散應力的處理,。建議做應力處理,。

94371734

; C9 B5 f5 q  C8 x第一張圖板壓板多厚，還有水平方向的長度和孔徑分別多少,？
% d# c3 r$ `% e. B4 t: g
) |! {; n. n# ^' O: k' ]& x7 K既然在鐵路板塊,，那第二張圖是不是壓軸承或者壓輪對的？

成形極限

第一個看起來兩個叉子的頭部寬度不一，是和零件形狀貼合的緣故還是磨損呢,？右邊寬的那個尺寸大,，可能實際上單獨受力更大，加上可能存在扭轉載荷,，如同998提到的梁的扭轉,，材料疲勞，造成斷裂

憤怒的小鳥

1,、壓板強度校核
已知油缸缸徑為Φ140mm,，液壓站系統(tǒng)壓力為14MPa，故油缸推力F1為:  F1=3.14*72*14*100=215404N=21.5t
+ X- ~7 y/ Q/ \9 _7 y
根據(jù)壓板實際工作位置,，可量出拉桿與油缸桿的夾角為5.38°,；拉桿與壓板的夾角為73.23°，故可計算出拉桿對壓板的水平作用力F2為:  F2= F1*cos5.38°*sin73.23°=205334N=20.5t
; s8 O$ @, z# s+ h以旋轉軸為旋轉中心,，通過力矩平衡可計算出一塊壓板的作用力F3為：
+ X2 h& P, t# XF3=（F2*340/243）/2=287298/2=143649N=14.35t
7 D) D% M" H, \. r6 C. ^" `9 N, t& S3 a& {以壓板擠壓處為支點,，計算旋轉軸處受力F4
! c4 u0 d/ E6 O2 v" q& W8 VF4= F2*(243+340)/（243*2）=246316N=24.6t
已知受彎截面為S,S=0.115*0.02=0.0023m2
( l9 a. r6 o+ Y  g則壓板旋轉軸中心右邊為危險截面，其受屈服應力σ為：
' `1 L8 _3 i) S6 Iσ= F4/s=246316/0.0023=107MPa
! n! E2 O/ t. U' M) c, {$ X0 r8 r而45#一般調(diào)質(zhì)后的許用彎曲應力[σ]為300MPa,；
3 y6 r3 `0 j9 }0 Q6 E( R( u1 O取安全系數(shù)為2.5
, r) `* p# T0 x, M故1.5σ=107*2.5=267.5MPa＜[σ]
結論：故原壓板設計是滿足理論要求,。
2改進方案：
鑒于原設計選用壓板選材及熱處理可能達不到理論設計值，為了能滿足使用要求,，故決定將原材料由45#更換為45Mn,，同時對壓板結構進行優(yōu)化，具體見實際壓板圖,。

憤怒的小鳥

憤怒的小鳥 發(fā)表于 2013-3-12 18:22
% i1 q8 D1 ^9 a- ~8 f- p1、壓板強度校核
已知油缸缸徑為Φ140mm,，液壓站系統(tǒng)壓力為14MPa,，故油缸推力F1為:  F1=3.14*72*14*100=21 ...

( K( j: h3 _0 z; T; w. P3 l這是簡圖
& [) X* {/ k' t% A4 t1 [

fmdd

只分析強度是不夠的，你還需要計算壽命,，評估結構經(jīng)過多少次循環(huán)后的失效概率
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! B' F9 k# v/ o8 L+ W推薦看一本書
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現(xiàn)代機械工程設計:全壽命周期性能與可靠性

這書有專門的一章講解油缸接頭的失效和結構