斗式提升機鏈條失效有哪些原因引起

     斗式提升機鏈條失效有哪些原因引起,首先要對斗式提升機鏈條結構進行離散化處理，其次選擇單元類型,在進行有限元等效應力及應變分析時，對作用在模型上的載荷做一定的轉化。假設 x軸正方向為提升方向，將載荷施加在鏈板兩端孔的 x軸方向上，大小為最大靜張力的一半，則在 A點施加的載荷大小為27 kN。單節鏈條自重最大值估算為 500 N，對 B 點而言施加的載荷大小為 26.5 kN。為了研究鏈條中銷軸的剪切應力及剪切彈性應變，將大小相同、方向相反的最大剪力（其值為27 kN）施加在兩鏈板的外側。在實際生產中，運動中的鏈板與銷軸在 z 軸方向沒有受到力的作用，即在 z 軸方向不會發生變形，所以將鏈板與銷軸的兩側施加全約束，滿載時載荷的施加.
    斗式提升機靜力學分析結果：等效應力集中的位置在鏈板孔兩端的 x 軸方向上，鏈板產生的最大等效應變約為0.001 7，材料的彈性模量為 206 GPa，經過換算，得出等效應變值為 0.002，所以滿足變形要求。從圖4b看出，滿載時鏈條應力最大的位置在鏈板孔兩端的 x軸方向上，最大等效應力為365.15 MPa，小于許用應力406MPa，所以滿足強度要求。應力最集中的位置，與鏈條在實際使用中出現的常見故障如鏈板斷裂、銷軸變形等的位置基本吻合，可見，用該方法對鏈條的模擬是合理的。鏈板的材料為不銹鋼，抗拉強度較高，滿載時鏈板施加的載荷大于最大靜張力，計算結果顯示鏈條的最大等效應力為331.95 MPa，小于鏈板的許用應力值406 MPa，因此鏈板強度滿足要求。
    銷軸所受的最大剪切應力值為39.371 MPa，理論計算根據公式 τ=Fs/A( Fs=27kN，A =687.785 6 mm2）計算出 τ=39.3MPa 。所以分析結果與理論計算值接近，因此銷軸的強度符合設計要求。而剪切彈性模量G=E/2(1+μ)（E=206GPa，μ 為泊松比），則 ε=τ/G=39.3/79230=0.000496，與圖5b中模擬分析的結果相比相差很小，所以滿足強度要求。