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典型斷裂圖,,大家分析下原因

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1#
發(fā)表于 2013-3-12 15:46:24 | 只看該作者 回帖獎(jiǎng)勵(lì) |倒序?yàn)g覽 |閱讀模式
如圖,,第一個(gè)是用來(lái)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(lái)推卸輪對(duì)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(jìn),?

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點(diǎn)評(píng)

聲明一下:這活不是俺干的,。我干的就不拿出來(lái)聊,。  發(fā)表于 2013-3-13 19:00
這是最近5年我們公司出現(xiàn)過的設(shè)備典型問題,因最近忙于工作,,技術(shù)細(xì)節(jié)未寫清楚,,望大家見諒。過段時(shí)間我將我的分析和解決方案公布,。  發(fā)表于 2013-3-12 15:51

評(píng)分

參與人數(shù) 1威望 +1 收起 理由
李天水 + 1 其實(shí)這個(gè)題目挺經(jīng)典的想給加高分加不上呀,!

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2#
發(fā)表于 2013-3-12 16:05:46 | 只看該作者
其工作的原理和工況請(qǐng)描述下,謝謝,!
3#
發(fā)表于 2013-3-12 16:06:31 | 只看該作者
大神在哪里
4#
發(fā)表于 2013-3-12 16:23:01 | 只看該作者
先做斷口金相,把低倍發(fā)上來(lái),,空口無(wú)憑,,
5#
發(fā)表于 2013-3-12 16:26:39 | 只看該作者
從圖上看這是一個(gè)柱和套的過盈配合,柱是一體的套是分開的,。過盈配合應(yīng)力會(huì)集中在兩端,,構(gòu)件可能沒做分散應(yīng)力的處理。建議做應(yīng)力處理,。
6#
發(fā)表于 2013-3-12 17:05:28 | 只看該作者
本帖最后由 94371734 于 2013-3-12 17:09 編輯 1 l) j: C; D. e8 _

; C9 B5 f5 q  C8 x第一張圖板壓板多厚,,還有水平方向的長(zhǎng)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(duì)的,?

點(diǎn)評(píng)

第二張圖是輪對(duì)退卸機(jī),第一張圖是13號(hào)鉤緩拆裝機(jī)  發(fā)表于 2013-3-12 22:03
第二張圖是輪對(duì)退卸機(jī),,第一張圖是13號(hào)鉤緩拆裝機(jī)  發(fā)表于 2013-3-12 22:03
第二張圖是輪對(duì)退卸機(jī),,第一張圖是13號(hào)鉤緩拆裝機(jī)  發(fā)表于 2013-3-12 22:03
第二張圖是輪對(duì)退卸機(jī),第一張圖是13號(hào)鉤緩拆裝機(jī)  發(fā)表于 2013-3-12 22:03
第二張圖是輪對(duì)退卸機(jī),,第一張圖是13號(hào)鉤緩拆裝機(jī)  發(fā)表于 2013-3-12 22:03
第二張圖是輪對(duì)退卸機(jī),,第一張圖是13號(hào)鉤緩拆裝機(jī)  發(fā)表于 2013-3-12 22:02
7#
發(fā)表于 2013-3-12 17:15:43 | 只看該作者
本帖最后由 成形極限 于 2013-3-12 17:18 編輯 : A( |# q+ A1 \) J! D
$ o1 W# c5 X0 J/ K4 h3 e
第一個(gè)看起來(lái)兩個(gè)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(gè)尺寸大,,可能實(shí)際上單獨(dú)受力更大,,加上可能存在扭轉(zhuǎn)載荷,如同998提到的梁的扭轉(zhuǎn),,材料疲勞,,造成斷裂
8#
 樓主| 發(fā)表于 2013-3-12 18:22:41 | 只看該作者
1、壓板強(qiáng)度校核( U. O3 ]9 s3 |% C8 }% d4 V
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 1 L  J4 k9 D9 t$ y5 ~" P7 W
根據(jù)壓板實(shí)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(jì)算出拉桿對(duì)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(zhuǎn)軸為旋轉(zhuǎn)中心,通過力矩平衡可計(jì)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(diǎn),,計(jì)算旋轉(zhuǎn)軸處受力F4
! c4 u0 d/ E6 O2 v" q& W8 VF4= F2*(243+340)/(243*2)=246316N=24.6t5 h, K1 i, X, J* j8 c) f3 F
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(zhuǎn)軸中心右邊為危險(xiǎn)截面,,其受屈服應(yīng)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(yīng)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]- A! ]) ]4 I& s- H- D3 x# \/ Z+ X
結(jié)論:故原壓板設(shè)計(jì)是滿足理論要求,。8 Y2 j% `  {* p( F/ a
2改進(jìn)方案:0 j& e+ z3 p. p
鑒于原設(shè)計(jì)選用壓板選材及熱處理可能達(dá)不到理論設(shè)計(jì)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(shí)對(duì)壓板結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化,,具體見實(shí)際壓板圖。# Y1 I4 u, W* w% q* ~! u

點(diǎn)評(píng)

我的想法是這樣:危險(xiǎn)截面有可能在主應(yīng)力方向上,,也可能在最小截面上,,或者在它倆之間,如果這樣那單單算水平力可能不合適,。  發(fā)表于 2013-3-13 09:12
9#
 樓主| 發(fā)表于 2013-3-12 18:25:24 | 只看該作者
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(qiáng)度校核+ ^' R6 n4 b3 T3 k# G; ~
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(jiǎn)圖
& [) X* {/ k' t% A4 t1 [

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點(diǎn)評(píng)

另外瞬間作用在鋼板上的力,,如果考慮的沖擊因素的話,,因該要高于鋼板的屈服強(qiáng)度的。  發(fā)表于 2013-3-14 02:16
液壓桿受的不是純軸向力,,在徑向上有個(gè)分量,,限位槽由于有間隙存在,作用在活塞的桿受到的是拉力和彎曲應(yīng)力的合力,,考慮的疲勞和截面變化引起的應(yīng)力集中實(shí)際的強(qiáng)度要大打折扣的,。  發(fā)表于 2013-3-14 02:13
10#
發(fā)表于 2013-3-12 19:22:12 | 只看該作者
只分析強(qiáng)度是不夠的,你還需要計(jì)算壽命,,評(píng)估結(jié)構(gòu)經(jīng)過多少次循環(huán)后的失效概率
8 R! c) ?, {0 B% h) j
! B' F9 k# v/ o8 L+ W推薦看一本書
, j2 |4 u, ~! {/ Y1 V, @7 H/ q: r: p
現(xiàn)代機(jī)械工程設(shè)計(jì):全壽命周期性能與可靠性 3 }9 t) J. s: W3 `& @. |
; R" }5 \1 ^. q% k
這書有專門的一章講解油缸接頭的失效和結(jié)構(gòu)

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