皮带输送机的设计计算分解.doc

皮带输送机的设计计算
1总体方案设计
1.1皮带输送机的组成
皮带输送机主要由以下部件组成：头架、驱动装置、传动滚筒、尾架、托辊、中间架、尾部改向装置、卸载装置、清扫装置、安全保护装置等。
输送带是皮带输送机的承载构件，带上的物料随输送带一起运行，物料根据需要可以在输送机的端部和中间部位卸下。输送带用旋转的托棍支撑，运行阻力小。皮带输送机可沿水平或倾斜线路布置。
由于皮带输送机的结构特点决定了其具有优良性能，主要表现在：运输能力大，且工作阻力小，耗电量低，皮带输送机的单机运距可以很长，转载环节少，节省设备和人员，并且维护比较简单。由于输送带成本高且易损坏，故与其它设备比较，初期投资高且不适应输送有尖棱的物料。
输送机年工作时间一般取4500-5500小时。当二班工作和输送剥离物，且输送环节较多，宜取下限；当三班工作和输送环节少的矿石输送，并有储仓时，取上限为宜。
1.2布置方式
电动机通过联轴器、减速器带动传动滚筒转动或其他驱动机构，借助于滚筒或其他驱动机构与输送带之间的摩擦力，使输送带运动。通用固定式输送带输送机多采用单点驱动方式，即驱动装置集中的安装在输送机长度的某一个位置处，一般放在机头处。
单点驱动方式按传动滚筒的数目分，可分为单滚筒和双滚筒驱动。对每个滚筒的驱动又可分为单电动机驱动和多电动机驱动。单筒、单电动机驱动方式最简单，在考虑驱动方式时应是首选方式。皮带输送机常见典型的布置方式如图1-1所示。
此次选择DTⅡ（A）型固定式皮带输送机作为设计机型。单电机驱动，机长10m，带宽500mm，上托辊槽角35°，下托辊槽角0°。DTⅡ（A）型固定式皮带输送机是通用型系列产品，可广泛用于冶金、煤炭、交通、电力、建材、化工、轻工、粮食、和机械等行业。输送堆积密度为500～2500kg/m³的各种散状物料和成件物品，适用环境温度为-20～40℃。

图1-1 皮带输送机典型布置方式
1．3皮带输送机的整体结构
图1-2为此次设计的皮带输送机的整体结构

图1-2设计的皮带输送机的整体结构

2标准部件的选择
2.1输送带的选择
输送带的品种规格符合《GB/T 4490—1994运输带尺寸》、《GB/T 7984—2001输送带 具有橡胶或塑料覆盖层的普通用途织物芯输送带》的规定，见表2-1。
表2-1输送带的种类
种类
抗拉体强度/（N/mm*层）
输送带宽度/mm
400
500
650
800
1000
1200
1400
帆布带
CC-56
√
√
√
√
√
√
√
尼龙带
NN-100
√
√
√
√
√
√
√
NN-150

√
√
√
√
√
√

由于本设计只是小型输送机，初步选定为帆布带。按给定的工作条件,输送机的工作倾角β=0°。根据设计要求确定选用带宽B=500mm，NN100型输送带，层数选为3层。上胶3.0+下胶1.5，输送带质量5.02Kg/m 。NN100型输送带的技术规格：纵向扯断强度100N/mm；每层带厚1.0mm，截面积0.0236m²。
2.2 输送量计算
根据输送量的计算方法：
（2-1）
3.6×0.0236×2×2000=339.84t>300t
此输送带带符合使用要求。
2.3选择传动型式与驱动装置
驱动装置是皮带输送机的动力传递机构。一般由电动机、联轴器、减速器及驱动滚筒组成。 根据不同的使用条件和工作要求，皮带输送机的驱动方式，可分单电机驱动、多电机驱动、单滚筒驱动、双滚筒驱动和多滚筒驱动几种。
由于此设计为小型皮带输送机，采用水平输送，运输距离短，所以选用Y系列电机+联轴器+减速器的传动型式，单电机单滚筒驱动，如图2-1。

图2-1传动方式
2.4头部传动滚筒的选择
传动滚筒的直径和长度符合《GB/T988—1991皮带输送机滚筒基本参数与尺寸》的规定。见下表：
表2-2带宽与传动滚筒的关系
带宽B
滚筒直径
500
630
800
1000
1250
1400
光
胶
光
胶
光
胶
光
胶
光
胶
光
胶
500

√

√
650

√

√

√
800

√

√

√

√

√

√

本设计选择直径为500mm的胶面传动滚筒，与之匹配的轴承型号为3520。
2.5尾部改向滚筒的选择
尾部改向滚可从表2-3中查出，与500mm的传动滚筒匹配的尾部改向滚筒直径为400mm。
表2-3传动滚筒与改向滚筒的关系
带宽
传动滚筒直径
≈180°尾部改向滚筒直径
500
500
400
650
500
400
630
500

2.6托辊的选择
本系列配置的托辊分为承载托辊槽型托辊）和回程托辊（平行托辊）两类。承载托辊初选DTⅡGP1103，回程托辊初选DTⅡGP1211，缓冲托辊选择DTⅡGH1103。上托辊间距选择1m，下托辊间距选择2m。上托辊槽角35°，下托辊槽角0°。
2.7其他部件的选择
由于本次设计为小型输送机，机长较短，功率较小，故可选用螺旋拉紧装置；采用固定落地式机架，角钢焊接。该输送机的设计为水平运输，所以不需要制动装置，只选择空段清扫器、头部清扫器和头部漏斗。
3输送机受力分析
3.1圆周驱动力分析
传动滚筒上所需圆周驱动力

为所有阻力之和，即：
Fu=FH+FN+FS1+FS2+FST （3-1）
各参数意义如下：
FH——主要阻力，N；
FN——附加阻力，N；
FST——倾斜阻力，N；FST= qGHg。
FS1——主要特种阻力，即托辊前倾摩擦阻力及导料槽摩擦阻力，N；
FS2——附加特种阻力，即清扫器、卸料器及翻转回程分支输送带阻力，N；
3.2主要阻力
主要阻力FH按式（3-2）计算
Fu=fLg[qRO+qRu+(2qB+qG)cosδ]+FN+FS1+FS2+FST （3-2）
各参数意义：
f——模拟摩擦系数；
L——输送机长度（头、尾滚筒中心距），m；
g——重力加速度，g=9.8m/s2；
——承载分支托辊组每米长度旋转部分重量，kg/m；
qB——每米长输送带的质量，kg/m；
qG——每米长输送物料的质量，kg/m；
此处δ角度取0°，cosδ=1。
3.2.1模拟摩擦系数
模拟摩擦系数，根据工作条件及制造、安装水平选取，参见表3-1；
表3-1模拟摩擦系数f（推荐值）
输送机工况

工作条件和设备质量良好，带速低，物料内摩擦较小
0.02～0.023
工作条件和设备质量一般，带速较高，物料内摩擦较大
0.025～0.035
工作条件恶劣、多尘低温、湿度大，设备质量较差，托辊成槽角大于35°
0.035～0.045
由于工作条件为室外，多尘土，带速为2.0m/s，所以此处f选为0.035。
3.2.2承载分支托辊每米旋转质量的确定
（3-3）
其中——承载分支每组托辊旋转部分重量，kg；
——承载分支托辊间距，m；
托辊已经选好，L=200时的值知=15 .3kg。
=15.3/1=15.3kg。
3.2.3回程分支托辊每米长旋转部分质量的确定
（3-4）
qRu——回程分支托辊每米长旋转部分质量，kg/m，
=10.4kg
——回程分支托辊间距，2m；
=10.4/2=5.2kg/m
3.2.4每米长输送物料的质量的确定
每米长输送物料的质量按公式：
（3-5）
==47.2kg/m
3.2.5 FH的计算
FH=fLg[qRO+qRu+(2qB+qG)cosδ] =268（N）
3.3附加特种阻力计算
附加特种阻力包括输送带清扫器摩擦阻力和卸料器摩擦阻力等部分，按下式计算：
（3-6）
（3-7）
（3-8）
式中——清扫器个数，包括头部清扫器和空段清扫器；A——一个清扫器和输送带接触面积，，见表3-2。
表3-2导料槽栏板内宽、刮板与输送带接触面积
带宽B
/mm
导料栏板内宽
/m
刮板与输送带接触面积A/m
头部清扫器
空段清扫器
500
0.400
0.006
0.01
650
0.420
0.007
0.01
800
0.495
0.008
0.012

查表选A=0.006M2
——清扫器和输送带间的压力，N/，一般取为3 N/；
——清扫器和输送带间的摩擦系数，一般取为0.5~0.7；
则=0.006×8×0.6=288N
拟设计的总图中有两个清扫器和一个空段清扫器（一个空段清扫器相当于1.5个清扫器）。=0,则 =3.5×288+0=1008N
3.4总阻力
本设计没有附加阻力FN=0，本设计没有特种阻力FS1=0。由于是水平安装，则δ角度为0°，FST=0。
总阻力Fu= FH+FN+FS1+FS2+FST=268+1008=1276N
4电动机的选择和功率的计算
4.1电动机的选择
电动机是常用的原动机，具有结构简单、工作可靠、控制简便和维护容易等优点。电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量（功率）和转速、确定具体型号。
4.1.1电动机的类型的确定
按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。
4.1.2电动机的容量的选择
工作所需的功率：

K
W 

=/η （4-1）
=FV/（1000） （4-2）
所以：=FV/（1000η） （4-3）
由电动机至工作机之间传动装置的总效率为：
η= ... （4-4）
式中、、、、分别为齿轮传动、卷筒、轴承、联轴器的效率。
取=0.97、=0.96、=0.98、=0.99则：
η=0.972×0.96×0.984×0.992=0.817
所以：= （4-5）
根据选取电动机的额定功率使Pm= (1～1.3)。
由查表得电动机的额定功率=4。
4.1.3确定电动机的转速
卷筒轴的工作转速为：
= （4-6）
==76.4r/min
4.1.4选择电机型号
按推荐的合理传动比范围，二级圆柱齿轮传动比为 8～40，故电动机的转速范围为：==(8～40)×76.4 r/min=611.2～3056r/min
配合计算出的容量，由表查出有两种适用的电动机型号，其技术参数比较情况见表4-1。
表4-1电动机的型号与基本参数
方 案
电动机型号
额定功率
电动机转速r/min
kw
同步转速
满载转速
1
Y132M1-6
4
1000
960
2
Y112M-4
4
1500
1440
3
Y112M-2
4
3000
2890

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及链传动和减速器的传动比，可知方案1比较适合。因此选定电动机型号为Y132M1-6,所选电动机的额定功率P=4Kw，满载转速n=960r/min。
4.2分配各级传动比、各轴功率的计算
电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。
4.2.1计算总传动比：
=/=960/76.4=12.57
4.2.2分配各级传动比
对于二级圆柱齿轮减速器，展开式的传动比分配：=(1.3～1.4)
取=3.94，=3.14
4.2.3计算各轴转速
==960r/min
=/ih= 960/3.94=243.65r/min
=/il=243.65/3.14=77.6r/min
4.2.4各轴的功率和转矩
电动机轴输出功率和转矩
P0=Pd＝3.98Kw
表4-2各轴的转速，功率及转矩
参数
轴 名
电动机轴
1轴
2轴
3轴
卷筒轴
转速
960
960
243.65
77.6
77.6
功率
3.98
3.94
3.75
3.56
3.32
转矩
39.59
39.19
146.98
438.12
408.58
5 减速器的设计
5.1高速级齿轮传动的设计计算
5.1.1材料、热处理、齿轮精度等级和齿数的选择
小齿轮材料选择40Gr钢，调质处理，硬度为241～286HBS， 

=700Mpa，=500 Mpa；大齿轮材料40Gr钢，调质处理，硬度为241～286HBS， =700Mpa，=500Mpa；精度为8级。取=3.94 ,取=18则=·=70.92 ，取＝71。
＝＝71/18＝3.944。==380+HBS=380+320=700Mpa。
5.1.2按齿面接触疲劳强度设计
根据公式=21268≤, （5-1）
766。=39.19N.mm。查表，硬齿面齿轮，非对称安装，取齿宽系数=0.8,使用系数K=1.5。
d1≥766 (5-2)
=766
=40.95mm
m =40.95/18=2.28mm，取m=2.75mm，
d1=mz1=2.7518=49.5mm，
d2=mz2=2.7571=195.25mm
da1=mz1+2m1=45+2m=49.5+5.5=55mm
da2=mz2+2m =177.5+2m=195.5+5.5=201mm
df1=mz1-2()m=49.5-2.52.75=42.63mm
df2=mz2-2()m=195.25-2.52.75=188.38mm
a=(d1+d2)/2=(55+201)/2=128mm
b=d1=0.849.5=39.6,取b2=40mm，b1=40+5=45mm，
按齿面接触疲劳强度校核：
=21268 (5-3)
=21268
=550≤ =700
=21268 (5-4)
=21268
=583 Mpa≤=700,合格。
5.3轴和联轴器的设计
5.3.1轴材料的选择
此次选择轴的材料为45钢，正火处理。
5.3.2轴径的确定
轴选用45钢由轴的设计公式：

（5-6）
得：
；
；
。
由于在轴1和轴3的最输入和输出端开键槽，连接联轴器，故该端要加大3%～5%，故轴1的最小直径为18.2mm，最大为18.55mm，取20mm，轴3的最小直径为38.62mm，最大直径为39.39mm，取直径为40mm。
5.3.3联轴器1
因为滚筒的载荷变化很大,选具有良好的补偿两轴综合位移的能力,外形尺寸小的凸缘式联轴器。
1.联轴器的计算转矩。由工作要求，查表后取K=1.5。
则计算转矩 Te=KT==59.7N﹒m
2.由联轴器的计算与轴的计算选用YL5的联轴器。采用其许用最大扭矩为63N·m，许用最高转速为9000 r/min。
5.3.4联轴器2
因为滚筒的载荷变化大,选用缓冲性能较好,同时具有可移性的弹性套柱销联轴器。
1.       联轴器的计算转矩根据
（5-7）
由工作要求，查表后取K=1.5。则计算转矩
2.由联轴器的计算与轴的计算选用YL8的联轴器，其许用最大扭矩710N·m，许用最高转速[n]= 2400 r/min。
对联轴器与轴的联接，由于是选用的标准联轴器，故起键的配合和强度不需特殊的校核，只需选用即可。
5.4轴结构的确定，轴强度的校核
5.4.1轴的结构设计
轴的结构设计主要有三项内容：（各轴段径向尺寸的确定；各轴段轴向长度的确定；其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定；轴的尺寸与大小数据如图5-1、5-3、5-5所示。
5.4.2中间轴的校核
（1）确定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。中间轴的结构和尺寸如图5-1。

图5-1中间轴结构、尺寸
（2）画出轴的空间受力简图，将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，周的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心O作用于轴上，轴的受力简图如图5-2。
（3）轴所受的力根据式5-8计算：
(5-8)
T=

图5-2中间轴扭矩图
（4）画出弯矩、扭矩图。
垂直弯矩：

水平弯矩：

（5）求合成弯矩
M2==187.8355 N.m
M3== 149.358N.m
（6）画扭矩图
从图可以看出，2截面为危险截面，3截面的轴径与2截面轴径一样，所以只校核2截面即可。
(5-9)
=5361.2
(5-10)
=38.71<60,所以，该轴强度足够。
5.4.3高速轴的校核
（1）确定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。中间轴的结构和尺寸如图5-3。

图5-3
（2）将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，轴的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心O作用于轴上，轴的受力简图如图5-4。
（3）计算轴所受的力：
T=9550=39.19N.m
=2000

图5-4高速轴扭矩图

（4）画出弯矩、扭矩图。
垂直弯矩：
水平弯矩：
（5）求合成弯矩
M1==80.35N.m
（6）画扭矩图
T=39.19 N.m
从图可以看出，1截面为危险截面,用式5-9、式5-10校核1截面。

5.4.4低速轴的校核
（1）确定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。中间轴的结构和尺寸如图5-5。
（2）将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，周的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心O作用于轴上，轴的受力简图如图5-6。

图5-5
（3）计算轴所受的力：
T=9550=438.12N.m
=2000

（4）弯矩图。
垂直弯矩：
水平弯矩：
（5）求合成弯矩
M4==171.69N.m
（6）画扭矩图

图5-6低速轴扭矩图
从图可以看出，1截面为危险截面，用式5-9、式5-10校核1截面，t=7,b=18。

12.16MPa<60MPa,所以，该轴强度足够。
5.5高速轴轴承的选择、校核
5.5.1初选轴承
设工作时间为10000小时。初步选择6205轴承，查（GB/T 276——94）查出、值：
=14kN
=7.88kN
5.5.2轴承寿命的确定
轴承寿命可由
(5-11)
进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，由于轴承主要承受径向载荷作用，所以P=Fr，则有：
Fr1=853N
Fr2= 1656N,
按照最危险的结果，取P=Fr2=1656N，查载荷系数fd=1.0,ft=1.0。按式5-11计算轴承寿命：
>10000
6205轴承符合要求，选用此轴承。
5.6中间轴轴承选择、校核
5.6.1初选轴承
根据工作需要的要求使用时间为10000小时。初步选择6206轴承，查出、值（GB/T 276——94）
=19.5kN
=11.5kN
5.6.2轴承寿命校核
轴承寿命按式5-11进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，由于轴承主要承受径向载荷作用，
所以P=Fr 。则有：Fr1=2841N
Fr2= 3025N,
按照最危险的结果，取P=Fr2=3025，查载荷系数fd=1.0,ft=1.0。按式(5-9)校核轴承寿命
〉10000h
6206轴承符合要求，选用此轴承。
5.7低速轴轴承选择、校核
5.7.1初选轴承
根据工作需要的要求，使用时间为1000小时。假设取6209轴承，查出、值（GB/T 276——94）

=31.5kN
=20.5kN
5.7.2轴承寿命校核
轴承寿命可由式5-11进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，由于轴承主要承受径向载荷作用，所以P=Fr。则有：
Fr1=2258.88N
Fr2= 1376.29N,
按照最危险的结果，取P=Fr2=2258.9，查载荷系数fd=1.0,ft=1.0。按式5-11校核轴承寿命：
〉10000h
5.8键和联轴器的校核
5.8.1齿轮2的键
在工作轴中，选择键的尺寸由轴直径确定，校核公式为：
σp =4T/dhl<[σp]，l=1.6～1.8d (5-12)
齿轮2的安装键型为A型键L=60,

为，因为转动件的齿轮是经过淬火的，所以许用扭转应力，按式5-12校核：
l=L-b=60-8=52mm
σp=4T/dhl=M<[σp]。
键符合扭转应力的要求。
5.8.3齿轮3的键
齿轮3的安装键为A型键L=35,为，因为转动件的齿轮是经过淬火的，所以许用扭转应力，按式5-12校核：
l=L-b=35-8=27mm
σp=4T/dhl=M<[σp]。
键符合扭转应力的要求。
5.8.4齿轮4的键
齿轮4的安装键型为A型键L80,为，，因为转动件的齿轮是经过淬火的，所以许用扭转应力，按式5-12校核：
l=L-b=60-8=52mm
σp=4T/dhl=M<[σp]。
键符合扭转应力的要求。
5.9箱体的设计
箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的齿合精度，使箱体内有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，目前尚无成熟的计算方法。所以，箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。
箱体材料选用HT-200，根据工作条件的要求，箱座壁厚：
，
所以箱体壁厚度选用8mm。[5]
5.10润滑、密封、公差和附件
5.10.1润滑
齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑。齿轮圆周速度<5m/s所以齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑;浸油润滑不但起到润滑作用，同时有助箱体散热。为了避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适浸油深度对于圆柱齿轮一般为1个齿高，但不应小于10㎜，保持一定的深度和存油量。
油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热。换油时间为半年，主要取决于油中杂质多少及被氧化、污染的程度。查手册选择 150号工业齿轮油润滑。
5.10.2密封
减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承室内侧、箱体接合面和轴承盖，窥视孔和放油孔的接合面等处。轴伸出处的密封起作用是使滚动轴承与箱外隔绝,防止润滑油漏出以及箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。选用毡圈式密封，毡圈式密封结构简单、价廉、安装方便、但对轴颈接触的磨损较严重，因而工耗大，毡圈寿命短。
轴承内侧的密封该密封处选用挡油环密封，其作用用于油润滑轴承，防止过多的油、杂质进入轴承室以内以及啮合处的热油冲入轴承内。挡油环与轴承座孔之间应留有不大的间隙，以便让一定量的油能溅入轴承室进行润滑。盖与箱座接合面密封采用在接合面上涂上密封胶。
5.10.3公差的设计:
对于联轴器的公差配合，轴承轴的公差配合选用，键的公差配合选用。
5.10.4.窥视孔盖和窥视孔
为了检查传动件的啮合、润滑、接触班点、齿侧间隙及向箱内注油等，在箱盖顶部设置便于观察传动件啮合区的位置并且有足够大的窥视孔，箱体上窥视孔处应凸出一块，以便加式出与孔盖的接触面。
5.10.5排油孔、放油油塞、通气器、油标
为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱座底部设有排油孔，并在其附近做出一小凹坑，以便攻丝及油污的汇集和排放，平时排油孔用油塞及封油垫封住。本设计中取螺塞,油圈22×14。

图5-7排油孔
为沟通箱内外的气流，应在箱盖顶部或窥视空板上安装通气器，可以使箱内的热胀气体自由的溢出。

图5-8通气孔
为了检查减速器内的油面高度，应在箱体便于观察、油面较稳定的部位设置油标。

图5-9油标
5.10.6吊耳和吊钩
为拆卸及搬运减速器，应在箱盖上铸出吊耳环，并在箱座上铸出吊钩，吊钩和吊耳的尺寸可以根据具体情况加以修改。

图5-10吊耳
5.10.7定位销
定位销的公称直径可取d=0.7—0.8d2,并圆整为标准值。定位销的总长度应稍大于箱体联接凸缘的总厚度，以利装拆。

图5-11定位销
6.1输送带张力的满足条件
输送带张力在整个长度上是变化的，影响因素很多，为保证输送机上午正常运行，输送带张力必须满足以下两个条件：
1)在任何负载情况下，作用在输送带上的张力应使得全部传动滚筒上的圆周力是通过摩擦传递到输送带上，而输送带与滚筒间应保证不打滑；
2）作用在输送带上的张力应足够大，使输送带在两组托辊间的垂度小于一定值。
6.2输送带不打滑条件校核

图6-1
为保证输送带工作时不打滑，需在回程带上保持最小张力F2min：
F2min≥Fumax/(eμφ-1) (6-1)
Fumax—输送机满载启动或制动时出现得最大圆周驱动力。启动Fumax时按式(6-2)计算： Fumax=KAFU 6-2)
启动系数KA=1.3~1.7，这里取1.5，

工作条件

光面滚筒
胶面滚筒
清洁干燥
0.25～0.03
0.40
环境潮湿
0.10～0.15
0.25～0.35
潮湿粘污
0.05
0.20
表6-1传动滚筒与输送带间得摩擦系数
μ—传动滚筒与输送带间得摩擦系数
查表7-1，取μ=0.4 φ—输送带在所有的传动滚筒上得包围角
eμφ—欧拉系数，查表可求得μφ=1.42， eμφ=3.04，按式(7-1)，得：
F2min≥≥630N
6.3输送带下垂度校核
为了限制输送带在两组托辊间的下垂度，作用在输送带上任意一点的最小张力进行验算。
承载分支 (6-3)
回程分支 (6-4)
式中——允许最大垂度，一般0.01；
——承载上托辊间距（最小张力处）；
——回程下托辊间距（最小张力处）。
按式(7-3)计算得： 1.0×（5.02+51）×9.8/（8×0.01）=6862.5N
按式(7-4)计算得： 2.0×5.02×9.8/（8×0.01）=1229.9N