典型断裂图，大家分析下原因

愤怒的小鸟

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？

huhuhao

其工作的原理和工况请描述下，谢谢！

ωǒ不是小江

大神在哪里

2266998

先做断口金相，把低倍发上来，空口无凭，

baiyibin0530

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。

94371734

: B0 b( k6 h( K% e6 j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？
  \) |# g; \  p8 J! R4 {) 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？

成形极限

" J5 q6 D2 n+ I  y- T! s; A6 b
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

愤怒的小鸟

1、压板强度校核
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 A8 J( i$ Q9 }  H. 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
! P9 t# o3 t/ n. w8 X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：
F3=（F2*340/243）/2=287298/2=143649N=14.35t
+ b8 i0 ^3 Y6 t3 g% m: C以压板挤压处为支点，计算旋转轴处受力F4
F4= F2*(243+340)/（243*2）=246316N=24.6t
已知受弯截面为S,S=0.115*0.02=0.0023m2
则压板旋转轴中心右边为危险截面，其受屈服应力σ为：
, V9 T7 }1 d2 U7 H! H: i2 }σ= F4/s=246316/0.0023=107MPa
而45#一般调质后的许用弯曲应力[σ]为300MPa；
) L' r( a8 U; R$ }取安全系数为2.5
故1.5σ=107*2.5=267.5MPa＜[σ]
结论：故原压板设计是满足理论要求。
2改进方案：
8 ^* k+ l( z  B: p+ ~2 N7 Q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。

愤怒的小鸟

愤怒的小鸟 发表于 2013-3-12 18:22
0 H, O; I. [' a5 R, T6 @1、压板强度校核
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 ...

1 h0 S! j2 Y7 @这是简图
- s0 y0 u7 ^# Q5 p7 F$ a. I3 r

fmdd

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

推荐看一本书
2 u' q  p* Z$ l( a8 `
4 J! L% |' H( I; H  E: o6 ^- M现代机械工程设计:全寿命周期性能与可靠性
8 H' k. X1 q$ S) H; S# @6 f
这书有专门的一章讲解油缸接头的失效和结构