高速帶式輸送機(jī)的設(shè)計(jì)外文文獻(xiàn)翻譯@中英文翻譯@外文翻譯

1 附件 A 高速帶式輸送機(jī)的設(shè)計(jì) G. Lodewijks，荷蘭 摘要 本文主要探討 高速帶 式 輸送機(jī)設(shè)計(jì) 方面的問(wèn)題 。帶 式 輸送機(jī)的 輸送量取決于輸 送帶的 速度 、 傳送帶寬度和 托輥槽形 角。 然而 輸 送帶速度 的 選擇 又受到各種實(shí)際條件的 限制，在本文 有這方面的討 論。 輸 送帶速度也影響傳送帶的 性能 ，例如它的能源消耗和它連續(xù) 運(yùn)行的 穩(wěn)定 性 。 一種計(jì)算輸 送帶的能源消耗 的方法就是 通過(guò) 考慮運(yùn)輸過(guò)程中的各種能量損耗來(lái)進(jìn)行 估 算的 。 輸 送帶速度的 不同使得 安全 系數(shù)的要求也各不相同 ， 這也 影響輸 送帶 所要求的強(qiáng)度 。一 種新的計(jì)算輸 送帶速度對(duì)安全 系數(shù)的影響的 方 法 在本文中被 介紹。 最后 ， 輸 送帶速度的沖擊對(duì) 各組成部分的 選擇和對(duì)中轉(zhuǎn)站設(shè)計(jì) 的影響也在本文中 被討 論。 1 概述 過(guò)去的 研究 已經(jīng)證實(shí) 使用窄 帶輸送機(jī) 的經(jīng)濟(jì)可行性， 輸送帶的速度變快要求輸送帶的寬度隨之變寬，低速輸送機(jī)適于長(zhǎng)距離輸送 。 例如 圖 1 - 5。 現(xiàn)在 ，傳送帶 以 8 m/s的速度運(yùn)行 是沒(méi)有問(wèn)題的 。 無(wú)論怎樣 ， 輸送帶 速度 在 10m/s 到 20 m/s 在 技術(shù)上是 (動(dòng)態(tài)地 )可行的，并且也許 在 經(jīng)濟(jì)上 也是 可行的。本文 將輸 送帶速度在 10 和 20 m/s 之間的 定義 為高 速 。 輸 送帶速度在 10m/s 之下的 定義 為低 速 。使用高速 輸 送帶 的 目 的并 不 在于它本身。 如果 使用 高速 輸 送帶不是經(jīng)濟(jì)上有利， 或則， 如果安全和可靠的操作沒(méi)有保證的，那么就 應(yīng)該選擇低速 輸 送帶。 輸 送帶速度的選擇是總 的 設(shè)計(jì)過(guò)程的一部分。 靜態(tài)或穩(wěn)定 的 設(shè)計(jì)方法決 定了 帶 式 輸送機(jī)的 優(yōu)化 設(shè)計(jì)。 在 這些 設(shè)計(jì) 方法 中輸 送帶 被認(rèn)為 是剛性 的 ， 靜止的 。 這 增加了輸送機(jī) 穩(wěn)定 運(yùn)行的質(zhì)量和也決定了帶式 輸送機(jī) 各零部件的尺寸 。 穩(wěn)定操作包括傳送帶穩(wěn)定 運(yùn)行時(shí)的 張 力、相對(duì)各種物料載荷的能量 消 耗 和相關(guān)的 工作環(huán)境 情況。 應(yīng)該體會(huì) 到找到 最優(yōu) 的設(shè)計(jì) 不 是一次性 的 努力，而是一個(gè) 反 復(fù) 的 過(guò)程 6。 優(yōu)化設(shè)計(jì)，開(kāi)始 于優(yōu)化 的 決心， 終于符合要求的確定的控制算法和組成輸送機(jī)的各零部件確定的位置和尺寸的大小， 例如驅(qū)動(dòng)，閘和飛輪， 可由 動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)方法 確定 。 在這些設(shè)計(jì)方法 中 ，也 涉及 動(dòng)態(tài)分析， 輸 送帶 可看作 是一個(gè)三維 的 彈性體。三維波動(dòng) 理論被 2 用來(lái)研究 大 的局部受 力 傳輸?shù)臅r(shí)間 和沿 輸 送帶 的 干擾傳輸 的 位移 7。 在這種理論 中，輸送帶被劃分成一系列的有限元。 有限元 一體化為 有彈性 的彈簧 和 塊 。 有限元素的結(jié)構(gòu)性特征 能 代表 輸 送帶的 流 變特征。 動(dòng)態(tài)分析 產(chǎn)生在動(dòng)態(tài) 操作時(shí) 輸送 帶 產(chǎn)生的 張力和 能量消 耗 ， 例如在 帶 式 輸送機(jī) 啟動(dòng) 和 制動(dòng)時(shí) 。 本文 主要討 論高速 輸送機(jī)的 設(shè)計(jì)，特 別是使用高速 輸 送帶對(duì) 輸 送帶 在 能源消耗和安全 系數(shù) 要求 方面的影響 。 使用高速 輸 送帶也要求 輸送機(jī)的各零部件有 高可靠性 ， 例如 托輥組應(yīng) 達(dá)到 所要求的使用壽命 。 高速帶 式 輸送機(jī)設(shè)計(jì)的另一個(gè)重要方面是高效率的 裝料和卸載的合理 安排。 這些方面 在本文中 將被簡(jiǎn)單地 討 論。 2 帶速 2.1 傳送帶速度選擇 整體皮帶輸送機(jī) 的 最低 成本 在傳送帶寬度 0.6 到 1.0 m 的系列 范圍內(nèi) 2。 所要求 的輸送 量可以 在這個(gè) 傳送帶寬度范圍 中 選擇和 也可以 選擇 符合輸送量 要求 的任 何 必要的輸送帶速度。 圖 1 例子顯示 了 傳送帶速度和傳送帶寬度的組合 所 達(dá)到 的 具 體 輸送機(jī)的輸送量。 在本例中假設(shè)， 物料的 容積密度是 850 kg/m3 (煤炭 )，并且 槽形托輥的槽角 和 附加角分別為 35 和 20 。 圖 1 ： 各種輸送帶的 寬度 相 對(duì)不同的 輸送 量的 熟 送帶 的 速度 然而傳送帶速度選擇 又被 實(shí) 際工作環(huán)境 限制。 第一個(gè)方面是傳送帶的 可成槽性， 在圖 1 沒(méi)有 給出 與 輸 送 帶強(qiáng)度 (規(guī)定值 )的聯(lián)系， 這 部分取決于 輸送 機(jī) 的 長(zhǎng)度和海拔。 為使送帶的 可成槽性 被保證必須選擇傳送帶寬度和 強(qiáng)度 。 如果 輸 送帶 沒(méi)有 充足的 可成槽性就不會(huì) 有 適當(dāng)?shù)?運(yùn)行軌跡 。 這導(dǎo)致傳送帶連續(xù) 運(yùn)行 的不穩(wěn)定，特別 是 高速傳送帶， 這 是不允許 的。 通常，傳送帶制造者期待 輸送機(jī)空載時(shí)， 40%傳送帶寬度 上進(jìn)行著直線運(yùn)行，并且與承載托 輥的正 常接觸 。 第二方面是空氣在傳送帶 上 相對(duì)疏松固體物料的速度 （ 空 氣 相對(duì)速 度 )。 如果相對(duì)空速超出某些極限后灰塵將 產(chǎn)生重要影響 。 這特別是 對(duì) 礦井 產(chǎn)生了 潛在問(wèn)題 影響，因?yàn)榈V井為了通氣存在 向下氣流。空速的相對(duì)極限取決于四周情況和粒狀材料特征。 3 第三個(gè)方面是帶 式 輸送機(jī)系統(tǒng)引起的噪聲。 隨著傳送帶速度的增加，噪聲級(jí) 別也 通常增加。 在住宅區(qū) 噪聲級(jí)限于 65dB。 雖然噪聲級(jí)受 輸送機(jī)的 支持結(jié)構(gòu)和 輸送機(jī)的覆蓋層 的設(shè)計(jì)的影響很大，這也是選擇 輸 送帶速度的一個(gè)限制因素。 2.2 輸送帶速度變化 帶 式 輸送機(jī)系統(tǒng)的能 量 消耗隨傳送帶速度的變 化而 變化， 這 將在第 3 部分 中論述 。 為了節(jié)省 能量 ， 傳送帶速度 應(yīng) 調(diào)整與 供料點(diǎn)的 粒狀 物 料 特性匹配 。 如果傳送帶 正在滿載運(yùn)行， 那么它應(yīng)該 運(yùn)行 在高 (設(shè)計(jì) )速度。 傳送帶速度可以在物質(zhì) (容量 )輸入點(diǎn) 進(jìn)行 調(diào)整。 這將維 持 傳送帶 在帶槽內(nèi) 的 連續(xù) 裝填和在傳送帶的 連續(xù) 的粒狀材料 的 裝載。 傳送帶 帶槽在 恒定的裝填 時(shí) 產(chǎn)生一個(gè)最 優(yōu) 的裝貨比率，并且每個(gè) 輸 送物 料單 元被 期望消耗能源量 最 低。 比較 各種 傳送帶速度 不同的輸送機(jī) 能源消耗 相差 將 近 10% 8。 與提供的 各種 粒狀 物 料流的 相對(duì)應(yīng)的不同的 傳送帶速度有以下好處： 在裝載區(qū)的傳送帶 有 較少 的磨損 更 低噪聲 輻 射 通過(guò)減少輸送帶的張力，可以避免 傳送帶在凹面曲線的傳送帶 的提升，也可以改善輸送帶的定位 不足 包括： 驅(qū)動(dòng)和制動(dòng)系統(tǒng)的可 控 性的投資成本 伴隨 傳送帶速度 變化的 放電拋物線 的 變 化 在一個(gè)輸送機(jī)系統(tǒng)中控制系統(tǒng)要求控制 輸送機(jī)各 個(gè)輸送部分 恒定的高 速 傳送帶 的預(yù)緊力 在 托 輥的 上 恒定的 大 粒狀 物 料 裝載 一個(gè) 預(yù)先 節(jié)能 的 分析 將決定設(shè)計(jì) 安裝更加昂貴，更加復(fù)雜的輸送機(jī)系統(tǒng)是否值得。 3 能源消耗 客戶 可能要 求輸送機(jī)系統(tǒng)的能源消耗的規(guī)格，例如定量 限制 最大值 kW-hr 或ton/km，在計(jì)劃的線路 上滿足 運(yùn)輸疏松固體物料的設(shè)計(jì) 要求 。 對(duì)于長(zhǎng) 距離運(yùn)輸 系統(tǒng)，能源消耗主要取決于 托輥 工作 時(shí)所 克服 的壓力的抵抗力 9。 這傳送帶抵抗 力，依據(jù)經(jīng)驗(yàn)是由于 托 輥 上的 膠帶 覆蓋層 的黏彈性 (被延遲的時(shí)間 )在受壓時(shí)產(chǎn)生的 。 對(duì)于廠內(nèi)的帶式輸送機(jī)，在受載區(qū)域運(yùn)行時(shí)所受側(cè)抵抗也影響的 能源消耗。 側(cè) 抵抗包括發(fā)生在輸入點(diǎn) 物 料加速度的抵抗 和 在滑道的 側(cè)面上的摩擦和抵抗。 4 皮帶輸送機(jī)的必需的推進(jìn)力取決于總摩擦阻力和總物質(zhì) 提升 力的總和。 摩擦阻力包括滯后損失， 它 可以 認(rèn)為 作為黏摩擦 (與 速度 有關(guān) )的組成部分 。 ，但 它 不能在 最大推 動(dòng)力 時(shí)確定 輸送機(jī)系統(tǒng)的能源消耗是否是合理。 比較不同的運(yùn)輸系統(tǒng)的能源消耗的最佳的方法將比較他們的運(yùn)輸效率。 3.1 運(yùn)輸效率 有 很多 方法比較運(yùn)輸效率。 第一 種，也是 廣泛被運(yùn)用的方法 是 比較等效摩擦因子 ，例如 DIN f 因素。 使用等效摩擦因子的好處是它可 以看作是 一條空 載 的傳送帶。 使用一個(gè)等效摩擦因子缺點(diǎn)是它不是 單 純的 效率數(shù)字。 它 也 考 慮到傳送帶的 質(zhì) 量， 托輥 的折算質(zhì)量和被運(yùn)輸?shù)牟牧系?質(zhì) 量。 一個(gè) 單 純的效率數(shù)字，僅考慮到被運(yùn)輸 物 料的 質(zhì) 量。 第二個(gè)方法將比較運(yùn)輸費(fèi)用， 如 kw-hr 或 ton/km或者 $/ton/km。 使用運(yùn)輸費(fèi)用的好處是這個(gè)數(shù)字 因 管理 目的而 廣泛 應(yīng) 用。 使用運(yùn)輸費(fèi)用的缺點(diǎn)是它不直接地 反映輸送機(jī) 系統(tǒng)的效率 三 、 多數(shù) “ 單 純的 ” 方法是比較運(yùn)輸 中的 損失因 數(shù) 10。 運(yùn)輸損失 因數(shù) 是 基于 克服摩擦損失 的 推進(jìn)力 的 要求 和 運(yùn)輸工作之間的比率 而定的 (忽略 驅(qū)動(dòng) 效率和功率損失或者粒狀 物 料 的 上升 /降低 的要求 )。 運(yùn)輸工作被定義 為 粒狀材料被運(yùn)輸?shù)臄?shù)量和平 均運(yùn)輸速度。 使用運(yùn)輸損 耗因數(shù) 的好處是他們可以與其他交通工具運(yùn)輸比較損失因素，象卡車(chē)和火車(chē)。 缺點(diǎn)是運(yùn)輸 損耗因數(shù) 取決于材料的被運(yùn)輸?shù)臄?shù)量，暗示它不能 認(rèn)為 是為一臺(tái)空 載的皮帶輸送機(jī)。 下 面列舉了 一 些 運(yùn)輸系統(tǒng) 的 運(yùn)輸 損耗因數(shù)來(lái) 說(shuō)明 這個(gè) 概念： 連續(xù) 運(yùn)輸： 泥漿運(yùn)輸 大約為 0.01 皮帶輸送機(jī) 大約在 0.01 和 0.1 之間 振動(dòng)的 喂料機(jī) 在 0.1 和 1 之間 氣力輸送機(jī) 大約為 10 不連續(xù) 運(yùn)輸： 船 安全系數(shù) 在 0.001 和 0.01 之間 火車(chē) 約為 0.01 卡車(chē) 約在 0.05 和 0.1 之間 3.2 滾筒抵抗力 5 對(duì)于長(zhǎng)的陸上 運(yùn)輸 系統(tǒng)，被完成的工作主要取決于克服 滾筒 抵抗 力的 能源消耗。 滾筒 被做 成 象鋼或鋁的相對(duì)地堅(jiān)硬材料，而 輸 送帶 的覆蓋層 由橡膠或 PVC 的更軟的材料制成。 因此 輸 送帶的底部 覆蓋層 傳送帶 在滾筒上移動(dòng)產(chǎn)生凹痕 ， 這歸因于 傳送帶 的 重量和粒狀 物料 的重量。 傳送帶的 底部覆蓋層 的壓縮部分 的恢復(fù)， 由于它的黏彈性將花費(fèi) 一些時(shí)間。 輸 送帶的 底部覆蓋層在這個(gè) 時(shí)延 中將 在傳送帶和 滾筒 之間 產(chǎn)生了 不對(duì)稱 應(yīng)力 ，看圖 2。 這 個(gè)抵抗 抵抗力 的合力的 量 稱為滾筒的 抵抗力。 這力 的大小 取決于 覆蓋層 材料的黏彈性， 滾筒 的半徑，傳送帶 的重力 和疏松固體物料的 重量和傳送帶在垂直平面的 產(chǎn)生曲線 的 曲率半徑。 圖 2 ： 傳送帶和 滾筒之間引起的 不對(duì)稱 應(yīng)力 7 知道滾筒的 抵抗 力與 傳送帶速度 的關(guān)系對(duì) 適當(dāng)?shù)倪x擇傳送帶速度 很 重要 11。 圖 3 ：典型膠 面滾筒 的損失因素 7 首先， 滾筒的 抵抗 力 取決于 作用 在傳送帶的 上的 垂直載 荷 ，是傳送帶和粒狀材料重量的總和。 如果在傳送帶的垂直 面內(nèi) 裝載 因數(shù) 減 少 2 那么 滾筒 抵抗 力隨之 減少 2.52。 可以認(rèn)為輸送機(jī)的輸送能力是隨著 傳送帶速度的增加 而使 大塊 物料 裝載隨 之 減少。 所以，隨著傳送帶速度的增加， 滾筒的 抵抗 力會(huì) 成比例減少。 其次， 滾筒的 抵抗 力 取決于 槽型托 輥的大小。 如果 滾筒 直徑因 數(shù) 增加 2 那么 滾筒的抵抗 力因數(shù)就會(huì)隨之 減少 1.58。 一般來(lái)說(shuō) 槽形托 輥直徑隨著傳送帶速度的增加 而 增加 ，但也受到 軸承 必要的使用壽命的 限制。 隨著傳送帶速度的增加， 滾筒的 抵抗 力會(huì) 減少。 第三， 滾筒的 抵抗 力 取決于傳送帶的 覆蓋層 材料的黏彈性。 這些 特性 取決于變形率，看圖 3。 在它的 轉(zhuǎn) 彎處的 變形率取決于傳送帶 覆蓋層 的變形區(qū)域的大小 (根據(jù)傳送帶和最大塊度 )和傳送帶速度。 一般來(lái)說(shuō) 滾筒的 抵抗 力 隨著變形率的增加 而增加 (圍繞速度 )，但 僅 是一個(gè)相對(duì)地小 的量 。 6 第四， 滾筒的 抵抗 力 取決于傳送帶的 覆蓋層的 厚度。 如果后 覆 蓋 層 厚度增加因 數(shù) 2那么 滾筒 抵抗 力隨之 增加因 數(shù) 1.26。 隨著傳送帶速度的增加，傳送帶 覆蓋層的磨損量也增量，則 滾筒 抵抗 力也 增加。 應(yīng)該體會(huì) 滾筒 抵抗 力 ，雖然重要，不是唯一的速度 依靠的阻力 。例如 槽形托 輥的 抵抗 力 取決于垂直的裝載 和 他們旋轉(zhuǎn)的速度。 垂直的裝載的作用，直接地取決于傳送帶速度，是 主要 方面 。 旋轉(zhuǎn)的速度的作用 影響較 小。 另一抵抗 力的產(chǎn)生是 由于疏松固體物料在輸入點(diǎn)的加速度。 假設(shè) 粒狀材料直接落在傳送帶上 ， 這抵抗 隨著 傳送帶速度二次方地增加。 特別是廠內(nèi)的 皮帶輸送機(jī) ， 這 力的 影響 很 小 。 例子 要說(shuō)明上 述 被談?wù)摰母拍钭?我們 考慮一條 輸送 量 為 5000 TPH 的 6 km長(zhǎng) 的 傳送帶。槽形托輥 角度 ，附加 角度和 物料 密度各自取 35 ， 20和 850 kg/m3。 圖 4 顯示達(dá)到必需的 5000 TPH 輸送 量傳送帶寬度 和 傳送帶速度 的關(guān)系 。 這個(gè)圖 與 圖 1 有些相似。 圖 4 圖 5 和 6 顯示 在固定輸送帶速度要求時(shí) 傳送帶 的強(qiáng)度 和 的驅(qū)動(dòng) 力 的關(guān)系 。 所需 傳送帶 驅(qū)動(dòng) 力減少， 在圖中可以看出 隨著傳送帶速度的增加 ，驅(qū)動(dòng) 力 的 增加 ，輸送帶強(qiáng)度下降 。 圖 7 顯示 不同 傳送帶速度 的 損失因 數(shù) 和 DIN f 因 數(shù) 。 運(yùn)輸損失因素總是高于 DIN f因素，因?yàn)?DIN f 因素考慮傳送帶的 體積 (在分母 )，而運(yùn)輸損失因素只 考慮了 疏松固體物料的 體積 。 直觀地， 可以認(rèn)為 在高 速 傳送帶速度范圍將有經(jīng)濟(jì)上最 優(yōu) 的傳送帶速度。然而最 優(yōu) 的傳送帶速度 選擇 ，要求 有 更多信息并且 它 超出 了 本文 的 討論 范圍之外。 圖 5 圖 6 7 圖 7 3.3 橡膠化合物 滾筒的 抵抗 力 取決于傳送帶的 覆蓋層 的黏彈 特 性 ， 如前部分所述。 這暗示 滾筒 抵抗力 可以通過(guò)選擇今天在市場(chǎng)上可利用的一種特別 的滾筒覆蓋 (橡膠 )化合物 來(lái) 減少。 使用這種特別化合物 將增加一個(gè)小的成本 ，但是 這個(gè)成本 可以通過(guò)使用一種正常耐磨的化合物 作為覆蓋層的 上層覆蓋的 來(lái) 限制。 這 個(gè) 情況 要求充分地 利 用底部化合物的節(jié)能作用。 滾筒的 抵抗 力的定量表征 是 這個(gè)滾筒 抵抗顯示 為 tan/E 1/3，其中棕褐色是損耗角和E 化合物的存貯模數(shù)。 合理的 滾筒 抵抗 力 表現(xiàn)的化合物顯示在 0.1 以下。 圖 8 顯示典型的介 質(zhì) 對(duì) 優(yōu)良 橡膠的顯示。在 這 個(gè)圖 中也 能被看 出： 一種具體橡膠化合物 的 選擇 在一定的工作環(huán)境溫度下對(duì) 皮帶輸送機(jī)能源消耗的影響， 。 必須做出一 個(gè) 評(píng)論 (警告 )。如果僅一位傳送帶制造商提供 這個(gè)輸送帶 ，這種 低 滾筒抵抗力 化合物的特別傳送帶 就 不應(yīng) 被 選擇。 在那 種情況下 ，使用時(shí)， 只要選擇 可 以 執(zhí)行輸送機(jī)系統(tǒng) 要求 與它的設(shè)計(jì)規(guī)格 相符的 傳送帶 就可以 。 選擇這種輸 送帶制造商超過(guò)一位 ，那么選擇阻力上限被限制的輸送帶是更好的， 花費(fèi) 的成本方面來(lái)說(shuō) 也 是 明智 的 ， 圖 8 ： 在某 溫度 情況下滾筒在 四 種 不同橡膠的抵抗顯示 4 安全因素的要求 為 了滿足 設(shè)計(jì) 要求 ， DIN 22101， ISO 5048， 和 CEMA 標(biāo)準(zhǔn) 都 提供傳送帶裝載可 允許 的 安全 系數(shù) (SF)的極限。 二種類型的安全 系數(shù) 是 可以區(qū)分的 ： 穩(wěn)定連續(xù) 運(yùn)行時(shí) 的安全 系數(shù) 和 不穩(wěn)定運(yùn)行時(shí)的 安全 系數(shù) 。 一般來(lái)說(shuō)在穩(wěn)定連續(xù) 運(yùn)行時(shí)的 安全 系數(shù)是依據(jù)以下要求給出的 ： （ 1） 穩(wěn)定 式 (滿載 和 空載 ，夏天和冬天 )和非 穩(wěn)定式的 傳送帶 張力 8 （ 2） 輸送帶的 張 力來(lái)自于 水平和豎曲線 的額外張力和變形 ， 槽形截面的相變，輸送帶的轉(zhuǎn)彎，輸送帶在皮帶輪圍繞產(chǎn)生的變形 。 （ 3） 皮帶輸送機(jī)系統(tǒng)維護(hù) （ 4） 皮帶輸送機(jī)系統(tǒng)操作的數(shù)據(jù)包括每天 工作的小時(shí)數(shù) 、每年 工作的天數(shù) 和工作年限 （ 5） 輸送帶 接 頭的 設(shè)計(jì)和疲勞特征包括那些傳送帶拉伸 承 載 的 構(gòu)件 (鋼 絲 繩或 絲 織物 和橡膠 的選擇 （ 6） 接 頭 工具 的 存貯和 裝卸 。 所有這六個(gè)項(xiàng)目，當(dāng)確定安全 系數(shù) 時(shí)， 都 應(yīng)該 被 考慮到。 DIN 標(biāo)準(zhǔn) 建議把 安全 系數(shù)作為約簡(jiǎn)因數(shù) 。 DIN 22101 標(biāo)準(zhǔn) 使用三個(gè) 約簡(jiǎn)因數(shù) 。 第一(r0)通常 是指針對(duì)針輸送帶強(qiáng)度（ 接合 )約簡(jiǎn)的疲勞因數(shù)。 第二 (r1)考慮 傳送帶在轉(zhuǎn) 彎 區(qū)域和 皮帶 輪等 產(chǎn)生的 額外力。 三 (r2)考慮 在開(kāi)始和停止期間，傳送帶 產(chǎn)生 的額外動(dòng)態(tài) 應(yīng)力 。 所 需的極小的安全 系數(shù) 可以 按下式進(jìn)行計(jì)算 ： SF=1/(1-(r0+r1+r2) (1) DIN 標(biāo)準(zhǔn)也給三個(gè) 約簡(jiǎn)因數(shù) 的值。 例如，在 “ 正常 ” 工作狀態(tài) 下的 鋼 絲 繩傳送帶 的值如下： r00.665， r10.15， r20.06，產(chǎn)生安全因素 SF8。 依據(jù) DIN 標(biāo)準(zhǔn) 設(shè)計(jì)的 長(zhǎng) 距離 帶 式 輸送機(jī)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 是完全可以應(yīng)用的。但 主要缺點(diǎn) 是傳送帶速度選擇 所依據(jù)的 輸送機(jī)系統(tǒng)操作的數(shù)據(jù)和傳送帶的真正的疲勞性質(zhì)沒(méi)有被考慮到。 這些因素 應(yīng)該被 考慮 ，為了 達(dá)到傳送帶定制安全 系數(shù)的要求，輸送機(jī)系統(tǒng) 操作的數(shù)據(jù) 應(yīng)該被考慮到 。 隨著裝載周期的增加， 因 數(shù) r1 和 r2 是獨(dú)立 于 傳送帶的疲勞 特 性減少的 。 假設(shè)， 因數(shù) r0 在 10,000 個(gè)載 荷循環(huán) 周期 內(nèi) 隨裝載周期 log1O 線性地 (傳送帶的 發(fā)展隨著 皮帶輸送機(jī) 發(fā)展的 )從 0 到 0.665 減少 (DIN 標(biāo)準(zhǔn)的略計(jì) ) ： r0= 0.166 log10(N) (N0.665, r10.15, r20.06, which yields a safety factor SF8. Although much can be said about the applicability of the safety factor determined with the DIN standard for the design of long belt conveyor systems, the major drawback, keeping the belt speed selection in mind, is that the conveyor systems operational data and the real fatigue properties of the belt are not taken into account. It is possible to account for these factors and to achieve a tailor-made safety factor by taking the belts operational data into account. The reduction factors r1 and r2 are independent of the fatigue properties of the belt and thus constant with increasing number of load cycles. Lets assume that the reduction factor r0 varies linearly with the log1O of the number of load cycles (revolution of the belt through the total belt conveyor) from 0 to 0.665 at 10,000 load cycles (approximation of DIN standard): r0= 0.166 log10(N) (N10.000) (2) where N is the number of load cycles. After 10,000 load cycles r0 hardly increases. Now lets assume that the conveyor under design has a length of 10,000 m, a life expectation of 5 years at 5000 operational hours per year. The total number of load cycles can be calculated with the following equation: N=(3600 V)/(2L)HY (3) where V is the belt speed, L the conveyor length, H the number of operational hours per year and Y the number of expected years of operation. Equation (3) is visualized in Figure 9. Figure 9: Number of load cycles versus belt speed for given example. The value of the reduction factor ro can be determined with equation (2) and the number of load cycles as given in Figure 9. The result is shown in Figure 10. Figure 10: DIN 22101 reduction factor r0 for given example 22 The safety factor as a function of the belt speed then can be determined with equation (1) and Figure 10. The result is shown in Figure 11. Figure 11: Minimum required safety factor for given example From Figure 11 it can be learned that for the belt under design the required minimum safety factor on the steady-state running tensions is about 7.5 if the belt is running at 2 m/s, and about 10 in case the belt is running at 20 m/s. Taking the belt speed into account during safety factor determination thus prevents overrating of the belt at low speeds and underrating at high speeds (also depends on the length of the conveyor system). The above given figures and numbers are to illustrate the procedure only. This procedure can be fine tuned by taking measured fatigue properties of the belt tensile-carrying member (steel cords or fabric) and the rubber into account, as well as the actual load cycle of the belt (empty, fully loaded, steady state running, starting and stopping, summer, and winter conditions etc.). 5 BELT CONVEYOR DYNAMICS In essence the dynamics of a belt conveyor does not change with the belt speed. However, with increasing belt speed the rate of changes increases, which will result in a decreasing running stability of the belt. This paper is not intended to fully discuss belt conveyor dynamics. It is referred to 7 where this topic is extensively discussed. However, a number of notes on the dynamics of high belt speed conveyors can be made. When a belt between two idlers is exited by an idler roll in or near a natural frequency of transverse vibration of the belt span, resonance phenomena occur. The amplitude of transverse vibration increases considerably when resonance occurs yielding increased roll/ bearing wear and an increased power consumption of the belt. This increase in vibration amplitude, also referred to as belt flap, must be avoided. In high-speed belt systems the effect of resonance on the structure is very destructive, as observed with lower speed belts that resonate and destroy idler bearings. Care should therefore be taken to design a belt conveyor so that the possibility of resonance in the belt is avoided and at the same time best use is made of current static design methods so that the economics of the design are saved. Belt tracking must be excellent at high speeds. If the belt does not track properly then run off may be expected since, with increasing belt speed, side displacements and the rate of side displacement increase. The combination of belt width and strength must be chosen such that good troughability is ensured, see Section 2.1. Also maximum effort must be made by the belt manufacturer to make straight belts and to construct true belt splices. In 23 addition, longer manufactured belt lengths reduce the number of splices and thus increase the chance of straightness. A similar comment can be made for the design of horizontal belt curves. The position of the belt on the idlers changes with a change in belt tension mainly due to a change in loading degree. The belt will move sideward in particular during large tension variations as occur during (aborted) starting and (emergency) stopping. The change in belt tension during starting and stopping will increase with increasing belt speed. For low belt speed conveyors static design methods may be sufficient to determine the maximum side displacement. For high belt speed conveyors however, dynamic design methods are required to predict the side displacement to a sufficient level of accuracy. Normal operational starting and stopping procedures will not change for high belt speed conveyors, except that starting and stopping will take more time. The nature of emergency stop procedures however will change. In general emergency stop procedures are designed to stop the belt in a short period of time without the use of the drive system and so that the belt conveyor is not damaged. A typical emergency stop time for a long overland conveyor is 30 seconds, which may be short enough to prevent casualties. However at high belt speeds the amount of energy (which increases quadratically with increasing belt speed) that has to be transferred from the conveyor belt into a braking system is much higher, which will result in considerably longer emergency stopping times. Therefore the chance of casualties is much higher in case an emergency happens. For high belt speed conveyors it is therefore even more important to be equipped with appropriate safety guards. 6 IDLER SELECTION The most important selection criterion of idlers for high-speed belt conveyors is the idler diameter. In general it can be said that the diameter of idlers will need to be increased for high speed belts compared to the diameter of idlers used in low-speed belts for a number of reasons including: with low rotational speed idler bearings can be used with L10 ratings that are currently available and used in low speed belt conveyors. This implies that currently used maintenance schedules can be followed. The diameter of an idler has a considerable effect on the idler performance. Together with the belt speed, it fixes the speed at which the idler, and thus the roller bearing, rotates. The permissible operating temperature limits the speed at which roller bearings can operate. Bearing types with low friction and correspondingly low heat generation in the bearing itself are therefore the most suitable for high-speed operation. The highest speed can be achieved with deep groove ball bearings when loads are purely radial, and with angular contact bearings for combined loads. if there is any slippage between the belt and the idler shell then the diameter governs the belt cover wear. Slippage may occur if the axis of the idler is not in line with the direction of the belt. 24 the resistance to rolling friction offered by an idler and the break-away torque decrease with increasing idler diameter. The only adverse factors of increasing idler diameters are the higher idler price and greater inertia. The life of idler bearings decreases as rotational speed (and thus the belt speed) increases. The bearing life is inversely proportional to the belt speed, and is raised with idler load to the third power. The limiting factor of idler life however, is grease life rather than the idlers L10 life. The permissible eccentrics of idler rolls has to be decreased quadratically with increasing belt speed. Thus reducing the risk of violent vibrations when the idlers rotational speed approaches the critical speed (belt flap). As a result the price of the idlers will increase. 7 TRANSFER STATIONS An important aspect of conveyor design for the higher velocity ranges is the design of efficient feeding and discharge arrangements. The practical problem with the loading of high speed belts is to develop a material feeding system that can place the material on the belt with a similar velocity and direction to that of the belt. This minimizes the wear of the belt cover and quickly stabilizes the material flow on the belt. One method to achieve this is to install acceleration belts. Low cost fabric or solid woven belting can be used as accelerator belts. Thus taking the wear caused by friction between the belt and the bulk material during acceleration of the belt. Another method for feeding high speed belts is the use of a gravity-fed curved chute system to force the bulk material flow onto the belt with minimum speed and direction difference to that of the belt. Today, design methods such as methods based on the Discrete Element Method (DEM) are available to simulate the bulk material flow through the transfer station onto the belt 12. Application of these methods enable the designer to determine velocity variations in the bulk material flow in size as well as direction, and to calculate the forces that the bulk material flow exerts on the chute and the belt. Herewith an optimum chute arrangement can be designed that minimizes wear of the chute and the belt, and which prevents degradation of the bulk material. Similarly, the discharge of high speed belts also request attention. At high speed a deflection plate would cause substantial product degradation resulting in dust and fine material. A special collection bunker or bin should be designed that could incorporate a receiver chute arrangement. 8 CONCLUSION This paper discussed aspects of high-speed belt conveyor design. Based on the above discussion the following conclusions can be drawn: 25 Starting with a given belt width, the conveyor capacity can be reached by selecting whatever belt speed is required to achieve the required flow rate. Belt speed selection is however limited by practical considerations. Failure to recognize these considerations will lead to operational problems, including unstable running behavior, and unacceptable dust and high noise levels. It is not easy to determine the relationship between the belt speed and the belts energy consumption. This is partly because the calculation of the indentation rolling, which forms the largest part of the rolling resistance, requests detailed knowledge of the visco-elastic properties of the used rubber compound. In addition the (unknown) velocity dependent components of the coulomb friction and seal and viscous drag of the roller bearings play an important role. Also the resistances that occur at transfer stations, in particular due to the acceleration of the bulk solid, play a role especially at high belt speeds. Selecting a safety factor on the steady-state belt tension that is based on the belt speed and other operational data will prevent underestimation or overestimation of the fatigue life of the belt, depending on the total number of cycles that the belt will make during its operational life. Further fine-tuning of the safety factor requires accurate knowledge of the fatigue properties of the belts tension carrying member and core rubber as well as a more accurate estimate of the operational circumsta