斗式提升机链条失效有哪些原因引起

     斗式提升机链条失效有哪些原因引起,首先要对斗式提升机链条结构进行离散化处理，其次选择单元类型,在进行有限元等效应力及应变分析时，对作用在模型上的载荷做一定的转化。假设 x轴正方向为提升方向，将载荷施加在链板两端孔的 x轴方向上，大小为最大静张力的一半，则在 A点施加的载荷大小为27 kN。单节链条自重最大值估算为 500 N，对 B 点而言施加的载荷大小为 26.5 kN。为了研究链条中销轴的剪切应力及剪切弹性应变，将大小相同、方向相反的最大剪力（其值为27 kN）施加在两链板的外侧。在实际生产中，运动中的链板与销轴在 z 轴方向没有受到力的作用，即在 z 轴方向不会发生变形，所以将链板与销轴的两侧施加全约束，满载时载荷的施加.
    斗式提升机静力学分析结果：等效应力集中的位置在链板孔两端的 x 轴方向上，链板产生的最大等效应变约为0.001 7，材料的弹性模量为 206 GPa，经过换算，得出等效应变值为 0.002，所以满足变形要求。从图4b看出，满载时链条应力最大的位置在链板孔两端的 x轴方向上，最大等效应力为365.15 MPa，小于许用应力406MPa，所以满足强度要求。应力最集中的位置，与链条在实际使用中出现的常见故障如链板断裂、销轴变形等的位置基本吻合，可见，用该方法对链条的模拟是合理的。链板的材料为不锈钢，抗拉强度较高，满载时链板施加的载荷大于最大静张力，计算结果显示链条的最大等效应力为331.95 MPa，小于链板的许用应力值406 MPa，因此链板强度满足要求。
    销轴所受的最大剪切应力值为39.371 MPa，理论计算根据公式 τ=Fs/A( Fs=27kN，A =687.785 6 mm2）计算出 τ=39.3MPa 。所以分析结果与理论计算值接近，因此销轴的强度符合设计要求。而剪切弹性模量G=E/2(1+μ)（E=206GPa，μ 为泊松比），则 ε=τ/G=39.3/79230=0.000496，与图5b中模拟分析的结果相比相差很小，所以满足强度要求。