高速带式输送机的设计外文文献翻译@中英文翻译@外文翻译

1 附件 A 高速带式输送机的设计 G. Lodewijks，荷兰 摘要 本文主要探讨 高速带 式 输送机设计 方面的问题 。带 式 输送机的 输送量取决于输 送带的 速度 、 传送带宽度和 托辊槽形 角。 然而 输 送带速度 的 选择 又受到各种实际条件的 限制，在本文 有这方面的讨 论。 输 送带速度也影响传送带的 性能 ，例如它的能源消耗和它连续 运行的 稳定 性 。 一种计算输 送带的能源消耗 的方法就是 通过 考虑运输过程中的各种能量损耗来进行 估 算的 。 输 送带速度的 不同使得 安全 系数的要求也各不相同 ， 这也 影响输 送带 所要求的强度 。一 种新的计算输 送带速度对安全 系数的影响的 方 法 在本文中被 介绍。 最后 ， 输 送带速度的冲击对 各组成部分的 选择和对中转站设计 的影响也在本文中 被讨 论。 1 概述 过去的 研究 已经证实 使用窄 带输送机 的经济可行性， 输送带的速度变快要求输送带的宽度随之变宽，低速输送机适于长距离输送 。 例如 图 1 - 5。 现在 ，传送带 以 8 m/s的速度运行 是没有问题的 。 无论怎样 ， 输送带 速度 在 10m/s 到 20 m/s 在 技术上是 (动态地 )可行的，并且也许 在 经济上 也是 可行的。本文 将输 送带速度在 10 和 20 m/s 之间的 定义 为高 速 。 输 送带速度在 10m/s 之下的 定义 为低 速 。使用高速 输 送带 的 目 的并 不 在于它本身。 如果 使用 高速 输 送带不是经济上有利， 或则， 如果安全和可靠的操作没有保证的，那么就 应该选择低速 输 送带。 输 送带速度的选择是总 的 设计过程的一部分。 静态或稳定 的 设计方法决 定了 带 式 输送机的 优化 设计。 在 这些 设计 方法 中输 送带 被认为 是刚性 的 ， 静止的 。 这 增加了输送机 稳定 运行的质量和也决定了带式 输送机 各零部件的尺寸 。 稳定操作包括传送带稳定 运行时的 张 力、相对各种物料载荷的能量 消 耗 和相关的 工作环境 情况。 应该体会 到找到 最优 的设计 不 是一次性 的 努力，而是一个 反 复 的 过程 6。 优化设计，开始 于优化 的 决心， 终于符合要求的确定的控制算法和组成输送机的各零部件确定的位置和尺寸的大小， 例如驱动，闸和飞轮， 可由 动态设计方法 确定 。 在这些设计方法 中 ，也 涉及 动态分析， 输 送带 可看作 是一个三维 的 弹性体。三维波动 理论被 2 用来研究 大 的局部受 力 传输的时间 和沿 输 送带 的 干扰传输 的 位移 7。 在这种理论 中，输送带被划分成一系列的有限元。 有限元 一体化为 有弹性 的弹簧 和 块 。 有限元素的结构性特征 能 代表 输 送带的 流 变特征。 动态分析 产生在动态 操作时 输送 带 产生的 张力和 能量消 耗 ， 例如在 带 式 输送机 启动 和 制动时 。 本文 主要讨 论高速 输送机的 设计，特 别是使用高速 输 送带对 输 送带 在 能源消耗和安全 系数 要求 方面的影响 。 使用高速 输 送带也要求 输送机的各零部件有 高可靠性 ， 例如 托辊组应 达到 所要求的使用寿命 。 高速带 式 输送机设计的另一个重要方面是高效率的 装料和卸载的合理 安排。 这些方面 在本文中 将被简单地 讨 论。 2 带速 2.1 传送带速度选择 整体皮带输送机 的 最低 成本 在传送带宽度 0.6 到 1.0 m 的系列 范围内 2。 所要求 的输送 量可以 在这个 传送带宽度范围 中 选择和 也可以 选择 符合输送量 要求 的任 何 必要的输送带速度。 图 1 例子显示 了 传送带速度和传送带宽度的组合 所 达到 的 具 体 输送机的输送量。 在本例中假设， 物料的 容积密度是 850 kg/m3 (煤炭 )，并且 槽形托辊的槽角 和 附加角分别为 35 和 20 。 图 1 ： 各种输送带的 宽度 相 对不同的 输送 量的 熟 送带 的 速度 然而传送带速度选择 又被 实 际工作环境 限制。 第一个方面是传送带的 可成槽性， 在图 1 没有 给出 与 输 送 带强度 (规定值 )的联系， 这 部分取决于 输送 机 的 长度和海拔。 为使送带的 可成槽性 被保证必须选择传送带宽度和 强度 。 如果 输 送带 没有 充足的 可成槽性就不会 有 适当地 运行轨迹 。 这导致传送带连续 运行 的不稳定，特别 是 高速传送带， 这 是不允许 的。 通常，传送带制造者期待 输送机空载时， 40%传送带宽度 上进行着直线运行，并且与承载托 辊的正 常接触 。 第二方面是空气在传送带 上 相对疏松固体物料的速度 （ 空 气 相对速 度 )。 如果相对空速超出某些极限后灰尘将 产生重要影响 。 这特别是 对 矿井 产生了 潜在问题 影响，因为矿井为了通气存在 向下气流。空速的相对极限取决于四周情况和粒状材料特征。 3 第三个方面是带 式 输送机系统引起的噪声。 随着传送带速度的增加，噪声级 别也 通常增加。 在住宅区 噪声级限于 65dB。 虽然噪声级受 输送机的 支持结构和 输送机的覆盖层 的设计的影响很大，这也是选择 输 送带速度的一个限制因素。 2.2 输送带速度变化 带 式 输送机系统的能 量 消耗随传送带速度的变 化而 变化， 这 将在第 3 部分 中论述 。 为了节省 能量 ， 传送带速度 应 调整与 供料点的 粒状 物 料 特性匹配 。 如果传送带 正在满载运行， 那么它应该 运行 在高 (设计 )速度。 传送带速度可以在物质 (容量 )输入点 进行 调整。 这将维 持 传送带 在带槽内 的 连续 装填和在传送带的 连续 的粒状材料 的 装载。 传送带 带槽在 恒定的装填 时 产生一个最 优 的装货比率，并且每个 输 送物 料单 元被 期望消耗能源量 最 低。 比较 各种 传送带速度 不同的输送机 能源消耗 相差 将 近 10% 8。 与提供的 各种 粒状 物 料流的 相对应的不同的 传送带速度有以下好处： 在装载区的传送带 有 较少 的磨损 更 低噪声 辐 射 通过减少输送带的张力，可以避免 传送带在凹面曲线的传送带 的提升，也可以改善输送带的定位 不足 包括： 驱动和制动系统的可 控 性的投资成本 伴随 传送带速度 变化的 放电抛物线 的 变 化 在一个输送机系统中控制系统要求控制 输送机各 个输送部分 恒定的高 速 传送带 的预紧力 在 托 辊的 上 恒定的 大 粒状 物 料 装载 一个 预先 节能 的 分析 将决定设计 安装更加昂贵，更加复杂的输送机系统是否值得。 3 能源消耗 客户 可能要 求输送机系统的能源消耗的规格，例如定量 限制 最大值 kW-hr 或ton/km，在计划的线路 上满足 运输疏松固体物料的设计 要求 。 对于长 距离运输 系统，能源消耗主要取决于 托辊 工作 时所 克服 的压力的抵抗力 9。 这传送带抵抗 力，依据经验是由于 托 辊 上的 胶带 覆盖层 的黏弹性 (被延迟的时间 )在受压时产生的 。 对于厂内的带式输送机，在受载区域运行时所受侧抵抗也影响的 能源消耗。 侧 抵抗包括发生在输入点 物 料加速度的抵抗 和 在滑道的 侧面上的摩擦和抵抗。 4 皮带输送机的必需的推进力取决于总摩擦阻力和总物质 提升 力的总和。 摩擦阻力包括滞后损失， 它 可以 认为 作为黏摩擦 (与 速度 有关 )的组成部分 。 ，但 它 不能在 最大推 动力 时确定 输送机系统的能源消耗是否是合理。 比较不同的运输系统的能源消耗的最佳的方法将比较他们的运输效率。 3.1 运输效率 有 很多 方法比较运输效率。 第一 种，也是 广泛被运用的方法 是 比较等效摩擦因子 ，例如 DIN f 因素。 使用等效摩擦因子的好处是它可 以看作是 一条空 载 的传送带。 使用一个等效摩擦因子缺点是它不是 单 纯的 效率数字。 它 也 考 虑到传送带的 质 量， 托辊 的折算质量和被运输的材料的 质 量。 一个 单 纯的效率数字，仅考虑到被运输 物 料的 质 量。 第二个方法将比较运输费用， 如 kw-hr 或 ton/km或者 $/ton/km。 使用运输费用的好处是这个数字 因 管理 目的而 广泛 应 用。 使用运输费用的缺点是它不直接地 反映输送机 系统的效率 三 、 多数 “ 单 纯的 ” 方法是比较运输 中的 损失因 数 10。 运输损失 因数 是 基于 克服摩擦损失 的 推进力 的 要求 和 运输工作之间的比率 而定的 (忽略 驱动 效率和功率损失或者粒状 物 料 的 上升 /降低 的要求 )。 运输工作被定义 为 粒状材料被运输的数量和平 均运输速度。 使用运输损 耗因数 的好处是他们可以与其他交通工具运输比较损失因素，象卡车和火车。 缺点是运输 损耗因数 取决于材料的被运输的数量，暗示它不能 认为 是为一台空 载的皮带输送机。 下 面列举了 一 些 运输系统 的 运输 损耗因数来 说明 这个 概念： 连续 运输： 泥浆运输 大约为 0.01 皮带输送机 大约在 0.01 和 0.1 之间 振动的 喂料机 在 0.1 和 1 之间 气力输送机 大约为 10 不连续 运输： 船 安全系数 在 0.001 和 0.01 之间 火车 约为 0.01 卡车 约在 0.05 和 0.1 之间 3.2 滚筒抵抗力 5 对于长的陆上 运输 系统，被完成的工作主要取决于克服 滚筒 抵抗 力的 能源消耗。 滚筒 被做 成 象钢或铝的相对地坚硬材料，而 输 送带 的覆盖层 由橡胶或 PVC 的更软的材料制成。 因此 输 送带的底部 覆盖层 传送带 在滚筒上移动产生凹痕 ， 这归因于 传送带 的 重量和粒状 物料 的重量。 传送带的 底部覆盖层 的压缩部分 的恢复， 由于它的黏弹性将花费 一些时间。 输 送带的 底部覆盖层在这个 时延 中将 在传送带和 滚筒 之间 产生了 不对称 应力 ，看图 2。 这 个抵抗 抵抗力 的合力的 量 称为滚筒的 抵抗力。 这力 的大小 取决于 覆盖层 材料的黏弹性， 滚筒 的半径，传送带 的重力 和疏松固体物料的 重量和传送带在垂直平面的 产生曲线 的 曲率半径。 图 2 ： 传送带和 滚筒之间引起的 不对称 应力 7 知道滚筒的 抵抗 力与 传送带速度 的关系对 适当的选择传送带速度 很 重要 11。 图 3 ：典型胶 面滚筒 的损失因素 7 首先， 滚筒的 抵抗 力 取决于 作用 在传送带的 上的 垂直载 荷 ，是传送带和粒状材料重量的总和。 如果在传送带的垂直 面内 装载 因数 减 少 2 那么 滚筒 抵抗 力随之 减少 2.52。 可以认为输送机的输送能力是随着 传送带速度的增加 而使 大块 物料 装载随 之 减少。 所以，随着传送带速度的增加， 滚筒的 抵抗 力会 成比例减少。 其次， 滚筒的 抵抗 力 取决于 槽型托 辊的大小。 如果 滚筒 直径因 数 增加 2 那么 滚筒的抵抗 力因数就会随之 减少 1.58。 一般来说 槽形托 辊直径随着传送带速度的增加 而 增加 ，但也受到 轴承 必要的使用寿命的 限制。 随着传送带速度的增加， 滚筒的 抵抗 力会 减少。 第三， 滚筒的 抵抗 力 取决于传送带的 覆盖层 材料的黏弹性。 这些 特性 取决于变形率，看图 3。 在它的 转 弯处的 变形率取决于传送带 覆盖层 的变形区域的大小 (根据传送带和最大块度 )和传送带速度。 一般来说 滚筒的 抵抗 力 随着变形率的增加 而增加 (围绕速度 )，但 仅 是一个相对地小 的量 。 6 第四， 滚筒的 抵抗 力 取决于传送带的 覆盖层的 厚度。 如果后 覆 盖 层 厚度增加因 数 2那么 滚筒 抵抗 力随之 增加因 数 1.26。 随着传送带速度的增加，传送带 覆盖层的磨损量也增量，则 滚筒 抵抗 力也 增加。 应该体会 滚筒 抵抗 力 ，虽然重要，不是唯一的速度 依靠的阻力 。例如 槽形托 辊的 抵抗 力 取决于垂直的装载 和 他们旋转的速度。 垂直的装载的作用，直接地取决于传送带速度，是 主要 方面 。 旋转的速度的作用 影响较 小。 另一抵抗 力的产生是 由于疏松固体物料在输入点的加速度。 假设 粒状材料直接落在传送带上 ， 这抵抗 随着 传送带速度二次方地增加。 特别是厂内的 皮带输送机 ， 这 力的 影响 很 小 。 例子 要说明上 述 被谈论的概念让 我们 考虑一条 输送 量 为 5000 TPH 的 6 km长 的 传送带。槽形托辊 角度 ，附加 角度和 物料 密度各自取 35 ， 20和 850 kg/m3。 图 4 显示达到必需的 5000 TPH 输送 量传送带宽度 和 传送带速度 的关系 。 这个图 与 图 1 有些相似。 图 4 图 5 和 6 显示 在固定输送带速度要求时 传送带 的强度 和 的驱动 力 的关系 。 所需 传送带 驱动 力减少， 在图中可以看出 随着传送带速度的增加 ，驱动 力 的 增加 ，输送带强度下降 。 图 7 显示 不同 传送带速度 的 损失因 数 和 DIN f 因 数 。 运输损失因素总是高于 DIN f因素，因为 DIN f 因素考虑传送带的 体积 (在分母 )，而运输损失因素只 考虑了 疏松固体物料的 体积 。 直观地， 可以认为 在高 速 传送带速度范围将有经济上最 优 的传送带速度。然而最 优 的传送带速度 选择 ，要求 有 更多信息并且 它 超出 了 本文 的 讨论 范围之外。 图 5 图 6 7 图 7 3.3 橡胶化合物 滚筒的 抵抗 力 取决于传送带的 覆盖层 的黏弹 特 性 ， 如前部分所述。 这暗示 滚筒 抵抗力 可以通过选择今天在市场上可利用的一种特别 的滚筒覆盖 (橡胶 )化合物 来 减少。 使用这种特别化合物 将增加一个小的成本 ，但是 这个成本 可以通过使用一种正常耐磨的化合物 作为覆盖层的 上层覆盖的 来 限制。 这 个 情况 要求充分地 利 用底部化合物的节能作用。 滚筒的 抵抗 力的定量表征 是 这个滚筒 抵抗显示 为 tan/E 1/3，其中棕褐色是损耗角和E 化合物的存贮模数。 合理的 滚筒 抵抗 力 表现的化合物显示在 0.1 以下。 图 8 显示典型的介 质 对 优良 橡胶的显示。在 这 个图 中也 能被看 出： 一种具体橡胶化合物 的 选择 在一定的工作环境温度下对 皮带输送机能源消耗的影响， 。 必须做出一 个 评论 (警告 )。如果仅一位传送带制造商提供 这个输送带 ，这种 低 滚筒抵抗力 化合物的特别传送带 就 不应 被 选择。 在那 种情况下 ，使用时， 只要选择 可 以 执行输送机系统 要求 与它的设计规格 相符的 传送带 就可以 。 选择这种输 送带制造商超过一位 ，那么选择阻力上限被限制的输送带是更好的， 花费 的成本方面来说 也 是 明智 的 ， 图 8 ： 在某 温度 情况下滚筒在 四 种 不同橡胶的抵抗显示 4 安全因素的要求 为 了满足 设计 要求 ， DIN 22101， ISO 5048， 和 CEMA 标准 都 提供传送带装载可 允许 的 安全 系数 (SF)的极限。 二种类型的安全 系数 是 可以区分的 ： 稳定连续 运行时 的安全 系数 和 不稳定运行时的 安全 系数 。 一般来说在稳定连续 运行时的 安全 系数是依据以下要求给出的 ： （ 1） 稳定 式 (满载 和 空载 ，夏天和冬天 )和非 稳定式的 传送带 张力 8 （ 2） 输送带的 张 力来自于 水平和竖曲线 的额外张力和变形 ， 槽形截面的相变，输送带的转弯，输送带在皮带轮围绕产生的变形 。 （ 3） 皮带输送机系统维护 （ 4） 皮带输送机系统操作的数据包括每天 工作的小时数 、每年 工作的天数 和工作年限 （ 5） 输送带 接 头的 设计和疲劳特征包括那些传送带拉伸 承 载 的 构件 (钢 丝 绳或 丝 织物 和橡胶 的选择 （ 6） 接 头 工具 的 存贮和 装卸 。 所有这六个项目，当确定安全 系数 时， 都 应该 被 考虑到。 DIN 标准 建议把 安全 系数作为约简因数 。 DIN 22101 标准 使用三个 约简因数 。 第一(r0)通常 是指针对针输送带强度（ 接合 )约简的疲劳因数。 第二 (r1)考虑 传送带在转 弯 区域和 皮带 轮等 产生的 额外力。 三 (r2)考虑 在开始和停止期间，传送带 产生 的额外动态 应力 。 所 需的极小的安全 系数 可以 按下式进行计算 ： SF=1/(1-(r0+r1+r2) (1) DIN 标准也给三个 约简因数 的值。 例如，在 “ 正常 ” 工作状态 下的 钢 丝 绳传送带 的值如下： r00.665， r10.15， r20.06，产生安全因素 SF8。 依据 DIN 标准 设计的 长 距离 带 式 输送机系统设计 是完全可以应用的。但 主要缺点 是传送带速度选择 所依据的 输送机系统操作的数据和传送带的真正的疲劳性质没有被考虑到。 这些因素 应该被 考虑 ，为了 达到传送带定制安全 系数的要求，输送机系统 操作的数据 应该被考虑到 。 随着装载周期的增加， 因 数 r1 和 r2 是独立 于 传送带的疲劳 特 性减少的 。 假设， 因数 r0 在 10,000 个载 荷循环 周期 内 随装载周期 log1O 线性地 (传送带的 发展随着 皮带输送机 发展的 )从 0 到 0.665 减少 (DIN 标准的略计 ) ： 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