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，大小為大靜張力的一半，則在A點施加的載荷大小為27kN。單節鏈條自重大值估算為500N，對B點而言施加的載荷大小為26.5kN。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、方向相反的大剪力（其值為27kN）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，鏈板產生的大等效應變約為0.0017，材料的彈性模量為206GPa，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，滿載時鏈條應力大的位置在鏈板孔兩端的x軸方向上，大等效應力為365.15MPa，小于許用應力406MPa，所以滿足強度要求。應力集中的位置，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大等效應力為331.95MPa，小于鏈板的許用應力值406MPa，因此鏈板強度滿足要求。

　　銷軸所受的大剪切應力值為39.371MPa，理論計算根據公式τ=Fs/A(Fs=27kN，A=687.7856mm2）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。