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斗式提升机链条失效有哪些原因引起

作者:双祥环保
浏览数: 12
时间: 2021-01-28
  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,大小为大静张力的一半,则在A点施加的载荷大小为27kN。单节链条自重大值估算为500N,对B点而言施加的载荷大小为26.5kN。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、方向相反的大剪力(其值为27kN)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,链板产生的大等效应变约为0.0017,材料的弹性模量为206GPa,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,满载时链条应力大的位置在链板孔两端的x轴方向上,大等效应力为365.15MPa,小于许用应力406MPa,所以满足强度要求。应力集中的位置,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大等效应力为331.95MPa,小于链板的许用应力值406MPa,因此链板强度满足要求。

  销轴所受的大剪切应力值为39.371MPa,理论计算根据公式τ=Fs/A(Fs=27kN,A=687.7856mm2)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。

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