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斗式提升机链条失效分析及提高寿命的对策

    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。本次运用ANSYS Workbench有限元分析,选取8节点六面体单元,采用自由网格划分,共划分了6572个单元、52312个节点,并计算出各节点的位移、单元的应力和应变,其网格模型见图2

施加载荷及边界条件

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,大小为更大静张力的一半,则在 A点施加的载荷大小为27 kN。单节链条自重较大值估算为 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、方向相反的更大剪力(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,满载时载荷的施加如图3所示。

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,链板产生的较大等效应变约为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,满载时链条应力较大的位置在链板孔两端的 x轴方向上,较大等效应力为365.15 MPa,小于许用应力406MPa,所以满足强度要求。应力较集中的位置,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较大静张力,计算结果显示链条的较大等效应力为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。

从图可以看出,销轴所受的较大剪切应力值为39.371 MPa,理论计算根据公式 τ=Fs/A( Fs=27kNA =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。

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点击次数:  更新时间:2020-05-25 11:29:04  【打印此页】  【关闭
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