滚筒式烘干机设计Word格式.doc
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4．3齿轮强度计算 ………………………………………………………………………16
5．轴的设计 ……………………………………………………………………………17
5．1拟定轴上零件的装配方案………………………………………………………………18
5．2确定各轴段的直径和长度…………………………………………………………………18
5．3轴上零件的轴向定位与固定………………………………………………………………19
6．选择滚动轴承………………………………………………………………………………20
7．焊接工艺………………………………………………………………………………………24
8．圆柱齿轮三维维造型及其技巧………………………………………………………………25
9.烘干机的外观结构………………………………………………………………………….32
谢辞…………………………………………………………………………………………36
参考资料…………………………………………………………………………………………37
1引言
1．1毕业设计目的
毕业设计是本人完成本专业教学计划的最后一个极为重要的实践性教学环节，是一种综合运用所学过的基本理论、基本知识与基本技能去解决专业范围内的工程技术问题而进行的一次基本训练。
这对即将从事的相关技术工作和未来事业的开拓都具有一定意义。
1．2烘干机的工作原理
烘干机关键工序之一是烘干过程中即采取高温措施，又使新鲜食品内含物迅速地转化，使其水份充分挥发体积缩小。
烘干机技术依据导热介质不同可分为金属导热，蒸气导热，空气导热，采用不同的导热介质可烘干不同的原料。
滚筒烘干机是利用金属导热连续烘干的设备，原料由送料斗送入温度为200°
~280°
Ｃ的滚筒内随着筒内导叶板的作用，产生滚筒翻滚抛扬和前进三种运动，在筒内热空气及筒壁，原料的接触下，表面和内细胞的水分迅速汽化。
烘干原则：
“烘匀”“烘透”“烘快”在导叶板的螺旋推动下，原料经过0.5~2分钟加温由筒尾端送出．
适用范围：
可烘干各种颗粒状原料．
1.化工、矿工、冶金等行业，如矿石、矿渣、煤、金属粉末、粘土、硅藻土、高岭土。
2.农业、饲料、肥料行业，如茶叶、秸秆、牧草、树叶、鱼粉、玉米酱、淀粉渣、酒糟、药渣、果渣、酱油渣、甘蔗渣、草炭、有机复合肥、污泥、水产品废料、食品厂废料、屠宰厂废料、有机肥料、无机肥料、磷肥硫铵。
3.对有特殊要求的粉状、颗粒状物料干燥。
如各种结晶体、轻质碳酸钙、活性白土、磁粉、石墨、无机泥浆、陶土、石灰浆、矿石泥浆、磷矿渣、铝厂赤泥。
4.要求低温干燥，且需要大批量连续干燥的物料。
载热体的选择载热体及其最高温度的决定在于被处理固体物料的性质以及其是否允许被污染等因素。
1）若被处理的固体物料不怕高温，且非最后产品，可以允许在处理过程中稍被污染，可采用热风炉或烟道气作为载热体，则能得到较高的体积蒸发率和热效率。
例如，对于进口含水量较高的物料干燥，采用气体进口温度为300度时，干燥器的体积蒸发率为5kg/M3/h热效率为30%—50%；
若气体进口温度为500度，则体积蒸发率为35kg/M3/h；
热效率为50%—70%。
所以对于处理矿石、砂烁、煤、过磷硫酸钙等物料的转筒干燥器斗带有直接产生烟道气的燃烧炉，气燃料可以采用煤、油、天然气、液化气等。
2）如处理的物料不允许被污染，需要的温度高，则可用我公司新型产品煤气发生炉作载热体，本产品节能环保、热效率高。
如当地的环保要求很高，又想节能、卫生采用煤气发生炉将是最佳选择。
煤气发生炉在节能方面比燃烧炉至少节能在20%以上,在人工上也大大节省不少，一般煤气发生炉有一名工作即可操作，且不需要不停的加煤，另外煤气发生炉可以随停随用，长达10天不工作，下次还可以继续使用。
3）也有用间接加热的方式，即热量由金属壁传给被干燥物料，如外加热式的转筒式干燥器。
4）若被干燥的物体不允许被污染，而且不允许被空气冲淡，则热量应通过转筒壁传入，此时，将转筒装载砖室内，筒外通以烟道气，也可载筒内安装中心管道或列管，套管等表面热交换器，利用金属壁传热。
载热体可为烟道气、水蒸气或电加热。
载被干燥物料中，仅通过干净气体，将蒸发水分带走。
优点：
适用范围广，可改进性强、成本低、易控制、结构简单。
缺点：
噪声大、不易清理内壁和导叶板、烘干过程中不易直接观察食品烘干情况。
1．3设计方案
方案
（一）如图所如
图1.1方案
（一）
分析：
1.可以实现抛扬、前进、翻滚运动。
2.原料温度不衡定要求操作水平高。
3.原料可迅速升温。
4.送料始端有原料倒流，可能形成负压，累积现象。
图1.2方案
（二）
方案
（二）如图1.2所示
与方案一相比：
1.采用电炉丝加热温度平衡，能得到稳定的温度。
2.圆四围及两端加隔热板，减少热量散发。
3.采用送料斗将原料送入螺旋叶中间避免形成负压，累积现象。
4.缺点：
需多透少闷，而四围封闷出现闷现象。
5.内螺旋叶焊接困难。
方案（三）如图1.3所示
图1.3方案（三）
1.内圆筒旋转，最底层加热，外螺旋叶便于焊接加热时间长。
2.内圆筒与外圆筒总有间隙当原料萎软时易出现挤塞现象。
方案（四）如图1.4所示
1.导叶板采用厚2毫米、宽50毫米、长2米。
2.电炉丝加热（采用双丝便于多水分原料加热）
3.四周壁加隔热板，便于热量贮藏两端通畅，便于进出原料也防止多闷少透。
4.采用类似台式钻床的多种基准带轮，便于改进传动比。
图1.4方案（四）
1.4减速机构
方案
（一）
图1.5减速方案
由于计设滚筒直径较小，原料较轻时，固采用滚轮磨擦带动蜗轮蜗杆减速。
方案（二，三）
量大送料斗出现弯曲迫使滚筒直径加大，重量加大，采用直齿轮和蜗轮蜗杆减速。
方案（四）
图1.6减速方案
本设计用于家庭式制作，量少时保证尽可能提高生产效率，因此采取较高温度，转速相对较快的减速机构，采用直齿轮加多种基准直径的带轮。
具体采用皮带轮输齿轮二级减速运动经过皮带轮减速小齿轮传到主滚筒上的大齿圈，驱动滚筒旋转，整个减速机构全部安装在底座经螺栓固定在总支架上。
2选择电动机
2．1原始数据
滚筒的尺寸为450*1620mm（直径*长度）
滚筒的转速v=0.3m/s,
滚筒的初拉力F=1000N
2．2选择电动机的型号
本机构在常温下连续工作，载菏平衡，对起动无特殊要求，但是工作环境灰尘较多，故选用Y型三相笼型感应电动机，封闭式结构，电压为380V
（1）选择电动机功率。
工作机所需功率：
（2）电动机的工作功率：
电动机到滚筒的总功率为：
由表查得：
=0.96（V带传动）；
=0.98（滚子轴承）；
=0.97（齿轮精度为三级）；
代入得：
=0.96×
0.68×
0.97≈0.86
=1.2/0.86=1.39（KW）
查表得：
选电动机额定功率为1.5KW
（3）确定电动机转速．
滚筒轴工作转速为：
按表推荐的传动比合理范围，取Ｖ带传动的传动比i1′=2～4，二级圆柱齿轮减速传动比i2′=10～40，则总传动比合理范围为i′=20～160，电动机转速的可选取范围为nm′=i′nm=（20～160）×
1.39=（27.8～1423）r/min
符合这一范围的同步转速有Ａ三种，可查得三种方案如下：
表2.1电动机可用型号
方案
电动机型号
额定功率
电动机转速（r/min）
同步转速
标准转速
1
Y112M-4
4KW
1500
1440
2
Y132M1-6
1000
960
3
Y90L-4
综合考虑减轻电动机及传动装置的重量和节省资金，选择同步转速为1500r/min,－Y90L-4型号，其主要参数如下查．
主要外形和安装尺寸如下：
表2.2电动机安装尺寸
中心高
H
外形尺寸
L*（AC/2+AK）*HD
安装尺寸
A*B
轴伸尺寸
D*E
平键尺寸
F*GD
132
515*345*315
216*178
38*80
10*41
2．3计算总传动比各分配各级传动比．
（1）计算总传动比：
=1500/11.46≈86
（2）分配传动装置传动比：
式中：
i0i′分别为带传动和减速齿轮的传动比；
为使Ｖ带传动外廓尺寸不致过大，而，所以：
（3）分配各级传动比。
2．4计算传动装置的运动和动力参数
（1）计算各轴转速．
I轴：
n1=nw/i0=1500/2.8=535.7（r/min）
II轴：
n2=n1/i1=535.7/12.3=43.5（r/min）
滚筒轴：
n3==n2=43.5（r/min）
（2）计算各轴功率：
（KW）
II轴：
滚筒轴的输入功率：
（3）计算各轴转矩：
电动机轴的输出转矩：
.
滚筒轴的输入转矩：
将上面算得的数据运动参数和力参数列表如下表
表2.3运动参数和力参数列表
轴名
参数
转速n（r/min）
电动轴
1轴
2轴
滚动轴
535.7
43.5
功率P（KW）
1.2
1.152
1.10
1.07
扭矩T（N·
m）
8.85
20.53
241.9
传动比
2.8
0.96
1.00
效率
3.95
0.97
3带设计
（1）带传动计设的主要内容：
选择合理的传动参数，确定带的型号、长度、根数、传动中心距安装要求（初拉力，张紧装置）、对轴的作用力及材料、结构、尺寸等。
（2）求出带的初拉力，以便安装时检查，依据具体情况考虑张紧方案。
（3）算出轴压力，以供计设轴和轴时使用。
（4）由带轮直径及滑动率计算实际传动比和大带轮转速，以此修正减速器传动比的和输入转矩。
3．1电动机功率计算
电机1500r/min 从到带轮ＫA＝1.0
计算功率Pd根据传递功率Ｐ并考虑载荷的性质和每天工作时间的长短等因素确定的，即Pd＝KAＰ式中P为传递功率．单位为ＫＷ，KA为工作系数，代入得1.0×
1.5＝1.5ＫＷ
首先根据表选取＞，为提高带的寿命．在结构允许条件下，应使足够的大，然后再根据公式选取接近表中的数值。
3．3验算带速v
因为带过大，带在单位时间应力的循环次数增多，带的寿命将会降低；
同时，带受到的离心力显著增大，从而使带下带轮间的压力下降，也会降低带传的工作能力。
带速过大时应减小带轮的直径，但带速也不宜太低，因为带速过低，带的有效拉力过大，则所需带的根数Z过多，一般应保证v>
5m/s
3．4确定传动的中心距a和带的基准长度Ld，
如无特殊要求，中心距一般可在
0.7（140+75）≤a1≤2×
（140+75）
150≤a1≤432
初选a1=362mm，可按下式计算所需带的计算长度Ld0
然后选取和Ld0相近的V带的基准长度Ld1.查得1002
按下面公式近似计算实际中心距a
考虑到安装调整和补偿初拉力F0的需要，中心距的变动范围为：
3．5验算带轮上的包角
合理。
3．6确定带轮的根数Z
式中Ka为小包角修正系数考虑，a≠1800对传动能力和影响；
K为带长修正系数，考虑带长不为特定长度时对传动能力的影响，式中，Kb为弯曲影响系数考虑带红过大带轮时所受弯曲应力的减小对传动能力的影响，查表14-9K1为传动比影响系数，考虑i≠1对传动能力的影响，带的根数Z愈多，各根V带的受力愈不均匀，一般8－10，否则应改为选带的截型。
A型V带的额定功率分别为1.39KW和1.61KW
包角系数Ka=0.97
长度系数KL=0.99
根，
取Z=1根
3．7确定带的初拉力F0
初拉力F0是保证带传动正常工作的必要条件，单根V带较适宜的初拉力F0的计算公式为
3．8计算带传动作用在轴上的力FQ（压轴力）
为设计安装带轮的轴和轴承，应计算V带作用在轴上的FQ，如果不考虑带两边的拉力差，则压轴力FQ可以近似计算为
4设计圆柱齿轮轮传动
4．1注意事项和基本参数：
齿轮材的选择要注意毛坯制造方法。
直径d≤500㎜时根据设备能力，采用锻造或铸毛坯，当d＞500㎜时多用铸造毛坯，材料的力学性能与毛坯尺寸有关。
本机构齿轮传动属于开式齿轮传动，其主要失效形式是齿面磨损和轮齿折断，不会发生点蚀，因为磨损尚没有成熟的计算方法，故只进行齿根弯曲疲劳强度计算，并将按强度计算所得模数增大10%～15%，来考虑磨损的影响。
为计算齿轮的强度，同时也为轴、轴承的计算，首先要分析齿轮轮齿上的作用力，如下图所示为轮齿的受力情况，忽略齿面间的磨擦力，齿面作用的法向力Fn,其方向垂直于齿面。
为计算方便，将Fn在节点分解为相互垂直的两个力，即圆周力Ft和径向力Fr
图5.1受力分析
各力的大小，
Ft=2T1/d1=2×
9550×
1.6×
103/748×
450=90N
Fr=Ft·
tgα=90×
tg20o=32.4N
Fn=Ft/cosα=90/cos20o=96.7N
式中T为作用在小齿轮上的扭矩，T=9550P/n
d1——小齿轮的分度圆直径，对于变位齿轮应为节圆直径单位㎜，
α——分度圆压力角，标准齿轮α=20o
P——齿轮传动的名义功率，单位KW，
N——小齿轮转速单位r/min
各力的方向：
主、从动齿轮上各对分力的大小相等，方向相反，即Fr=-Fr1，
Ft=-Ft2，主动轮的圆周力Ft与其相反，从动轮的圆周为Ft2与其转速方向相同，两轮的径向力Fr1，Fr2沿径向分别指向各自的轮心。
4．2齿面接触疲劳强度计算
齿面的疲劳点蚀与齿面接触应力的大小有关，为保证在预定期的工作时间里不发生疲劳点蚀，应使齿面的接触应力σH，小于其许用接触应为[σH]，即σH≤[σH]。
（1）
ZE——为弹性系数，单位为
L——接触线长度，单位mm
——为综合曲率半径，单位mm
——分别为两圆柱体的曲率半径
q——接触区域单位长度上的载荷，单位为N/m
（2）
b为齿轮的工作宽度，单位为mm
——重合度系数
（3）
U为齿数比
将
（2）（3）代入到
（1）得，
令
∴
∴接触强度足够
ZE——为弹簧性系数。
L——接触线长度，单位㎜
ρ∑——综合曲率半径，单位㎜。
ρ１，ρ２——分别为两圆柱体的曲率半径。
Q——接触区域单位长度上的载荷，单位为N／m.
b——齿轮的工作宽度，单位㎜
Zε——重合度系数。
原因分析如下：
由于选用材料较好，可以更改材料，以便在生产制造上节约材料方面的开支。
4．3齿轮强度计算
齿根的疲劳折断与齿根的弯曲应力及齿根的应力集中等因素有关，为使齿根在预期的工作时间里不发生疲劳折断，应使齿根最大弯曲应力σf，小于其许用弯曲应力[σf]，即σf≤[σ]。
（1）按表23.2-22
бF=Ft/6mn×
KA×
KV×
KFβ×
KFα×
YFS×
Yεβ
（2）式中弯曲强度计算的载荷系数：
KFβ=KHβ=1.65
KFα=KHα=1.1
（3）复合齿形系数YFS：
按Zv3=21.4，Zv4=87.6，得：
YFS3=4.3，YFS4=3.9
（4）弯曲强度计算的重合度与螺旋角系数：
按εvα=1.64，β=12°
，
得：
Yεβ=0.68
（5）将以上各数值代入齿根弯曲强度计算公式得：
бF3=78399/（147×
8）×
1.5×
1.01×
1.65×
1.1×
4.3×
0.68=536
бF4=бF3×
YFS4/YFS3=536×
（3.9/4.3）=486
（6）计算安全系数SF：
SF=бFE×
YN×
YSrelT×
YRrelT×
YX/бF
（7）式中寿命系数YN：
对合金钢，弯曲疲劳应力循环基数为
N∞=3×
106，N3﹥N∞，N4﹥N
∴YN3=YN4=1
（8）相对齿根圆角敏感系数YSrelT：
YSrelT3=YSrelT4=1
（9）相对齿面状况系数YRrelT，Ra3=Ra4=1.6μm，得：
YRrelT=1
（10）尺寸系数YX得：
YX=1
（11）将以上数值代入安全系数计算公式得：
SF3=900×
1×
1/486=1.68
SF4=860×
1/486=1.77
（12）SFmin=1.4∴SF3、SF4均大于SFmin，故安全。
5轴的设计
轴的结构设计必须考虑以下几个主要因素：
轴在机器中的安装位置有形式;
轴上安装的零件的类型、尺寸、数量以及轴联接的方法：
载荷的性质、大小、方向及分布情况；
轴的加工工艺和装配工艺性等。
影响轴的结构的相关因素颇多，所以轴的结构设计具有较大的灵活性和多样性。
在进行轴的结构设计时，一般应已知：
装配简图，轴的转速，传递的效率，以及轴上零件的主要参数和尺寸等。
下面以单级圆柱齿轮减速器的输入轴的结构设计为例，计算轴的结构的一般步骤和方法。
齿轮距箱体内壁的距离为a；
流动轴承内侧端面离箱体内壁的距离为s；
v带轮内侧端面流动轴承端盖的距离为L；
a、s和L均为经验数据。
5．1拟定轴上零件的装配方案
轴的结构形式取决于轴上零件的装配方案。
因而在进行轴的结构设计时，必须拟订几种不同的装配方案，以便进行比较与选择。
圆柱齿轮、套筒、左端轴承、左端轴承端盖和V型带轮依次从轴的左端装配。
下面选用此方案进行设计。
5．2确定各轴段的直径和长度
（1）各轴段的直径：
轴的直径取决于它所承受的载荷的大小。
由于设计初期的长度、跨距及支座反力等都未确定，无法求出轴所受的载荷，此时只能用类比法或根据轴所传递的转矩的大小，初估轴的直径。
根据所传递的转矩估算轴的最小直径d，其强度条件为
公式
式中，扭转剪应力，单位为Mpa；
T为轴传递的转矩，单位为N.mm;
Wt为轴的抗扭截面模量，单位为mm3；
P为轴的传速，单位为r/min;
d为轴的直径；
[]为许用扭转切应力，单位为Mpa。
由上式可得轴直径的设计公式
式中，A0＝，其值查表5－2。
表5－2 轴常用材料的[]及A0值
轴的材料
Q235–A、20
Q275、35
45
40Cr、35SiMn
[]/MPa
15～25
20～35
25～45
35～55
A0
148～126
135～112
126～103
112～97
注：
① 表中所列的[]及A0值，当弯矩较扭矩小或只受扭矩时，[]取较大值，A0取较小值；
反之[]取较小值，A0取较大值；
② 当用Q235及355iMn时，[]取较小值，A0取较大值。
（2）各轴段的长度 各轴段的长度主要是根据安装零件与轴配合部分的轴向尺寸（或者考虑安装零件的位移以及留有适当的调整间隙等）来确定。
公式（此处B为轴承宽度）；
L3为齿轮宽度，而L1则应根据联轴器的毂长，并考虑到轴承部件的设计要求及轴承端盖和联轴器的装拆要求等定出。
确定轴的各段长度应考虑保证轴向定位的可靠，与齿轮、联轴器等相配部分的轴长一般应比毂长短2－3mm。
5．3轴上零件的轴向定位与固定
轴上零件的轴向定位和固定的方式，常用的有轴肩、轴环、锁紧挡圈、套筒、圆螺母和止动垫圈、弹性挡圈、轴端挡圈及圆锥面等。
在轴上零件轴向定位和固定的方法确定后，轴的各段直径和长度才能真正最后确定下来。
轴的强度计算
轴的强度计算应根据轴上所受载荷情况采
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