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。