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。壓板材質是45鋼，調質。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

; ~7 X; F$ J! A. ?
* ?; c! w9 \6 v' G9 g, T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？
; o* I/ h' t: T  o
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

* I3 s) q' s# K1 J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
* N' f7 m; N6 L! ^% B, r0 C已知油缸缸徑為Φ140mm，液壓站系統壓力為14MPa，故油缸推力F1為:  F1=3.14*72*14*100=215404N=21.5t

( \  n, S# i0 k; V; M+ r8 f0 F根據壓板實際工作位置，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
6 g, Y+ T. R4 @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：
( g) M6 r+ D/ ~* c: E: zF3=（F2*340/243）/2=287298/2=143649N=14.35t
以壓板擠壓處為支點，計算旋轉軸處受力F4
F4= F2*(243+340)/（243*2）=246316N=24.6t
5 y* i4 B$ A, p* i7 X已知受彎截面為S,S=0.115*0.02=0.0023m2
6 m0 [3 V1 Q6 E7 W8 b* b  ^1 _則壓板旋轉軸中心右邊為危險截面，其受屈服應力σ為：
' i2 ^6 z5 `1 s9 J( I- v3 t$ s4 Gσ= F4/s=246316/0.0023=107MPa
+ \: O' r. i: F; J; `3 Z/ Y而45#一般調質后的許用彎曲應力[σ]為300MPa；
% F1 \* R$ g9 {0 g) L取安全系數為2.5
故1.5σ=107*2.5=267.5MPa＜[σ]
0 o+ A" ~# b1 V% D8 a9 t/ d. l3 V  \7 ^結論：故原壓板設計是滿足理論要求。
2改進方案：
( f2 l/ H' J/ A' Q, m, {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化，具體見實際壓板圖。

憤怒的小鳥

憤怒的小鳥 發表于 2013-3-12 18:22
1、壓板強度校核
已知油缸缸徑為Φ140mm，液壓站系統壓力為14MPa，故油缸推力F1為:  F1=3.14*72*14*100=21 ...

這是簡圖
" J- [5 f* z& g2 C3 Y

fmdd

只分析強度是不夠的，你還需要計算壽命，評估結構經過多少次循環后的失效概率

推薦看一本書
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現代機械工程設計:全壽命周期性能與可靠性
6 G! P2 g4 u3 j" U6 D/ L# h
1 |. L  A1 r1 ?- J) n這書有專門的一章講解油缸接頭的失效和結構