多筒式烘干机结构与传动系统设计

摘要
单筒式回转烘干机适用范围广、操作方便、运转率高，在水泥工业中被广泛用于烘干粘土、矿渣、碎石、煤等原、燃料。

干燥时，热空气或热烟气将热量传给物料，使水份蒸发，同时依靠通风设备的作用，使干燥设备内的干燥介质不断更新，以排除水汽。

干燥设备的形式也是多种多样的，水泥工业中常用的有回转烘干机、流态烘干机、搅拌烘干积极气流式干燥管等。

近年来国内外还在研究喷雾干燥装置。

这些设备一般都利用热烟气进行对流烘干回转烘干机筒体一般为单直筒型，安装时筒体与水平成一倾斜角度，物料从高端进入，随着筒体的回转缓缓流向低端而后卸出。

在中小型水泥厂中，烘干机的筒体长度一般为12-20m，以保证物料在烘干机内的停留时间，满足烘干工艺要求。

出热风炉的热气流和物料在筒体内以顺流或逆流形式进行热交换。

在烘干过程中，单筒式烘干机约有35％－55％的热量随废气流失和由筒体向外散失掉。

针对单筒式回转烘干机存在的弊端，我们设计一种多筒筒式烘干机。

该机结构新颖独特，占地面积小、单位机重产量高、热效率高、运转可靠。

关键词：烘干机，回转圆筒，结构设计
Abstract
Single barrel rotary dryer is widely used in drying clay, slag, gravel, coal and other raw materials and fuels in the cement industry. In drying, the heat air or hot gas passes the heat to the material to make the water vaporized. At the same time, the drying medium in the drying equipment is constantly updated to eliminate the water vapor by the effect of the ventilation equipment. There are various forms of drying equipment. There are commonly used rotary drying machines, flow drying machines, mixing and drying, active air drying pipes and so on. In recent years, spray drying equipment is also being studied at home and abroad. These equipment generally use hot flue gas for convection drying rotary dryer cylinder body generally single straight tube type, when the installation of the cylinder body and the level of an angle, material from the high-end entry, with the barrel of rotation slowly flow to the low end and then unloaded. In small and medium-sized cement plants, the length of the cylinder of the dryer is generally 12-20m, so as to ensure the material residence time in the dryer and meet the drying process requirements. The heat flow and material of the hot blast stove heat exchange in the cylinder body in the form of downstream or countercurrent. During the drying process, about 35% to 55% of the heat of a single drum dryer is lost with the exhaust gas and away from the cylinder.
Aiming at the drawback of single drum rotary dryer, we design a multi cylinder dryer. The machine is novel and unique in structure, small in occupied area, high in unit weight and output, high in thermal efficiency and reliable in operation.
Key words: Dryer，rotary drum，structure design
目录
摘要 (i)
Abstract.......................................................................................................................................................... i i 第1章绪论.. (1)
1.1烘干机设计背景 (1)
1.2多筒烘干机工作原理 (2)
1.3回转干燥器发展趋势 (2)
第2章回转烘干机筒体设计 (4)
2.1筒体壁厚计算 (4)
2.2筒体载荷计算 (5)
2.3筒体弯矩与应力计算 (5)
2.4筒体变形计算 (7)
2.5悬伸端扰度计算 (8)
2.6支座处弯矩计算 (8)
2.7支座处轴向弯曲应力计算 (8)
2.8筒体安装尺寸计算 (9)
第3章支撑结构设计与计算 (10)
3.1托轮支承装置 (10)
3.1.1托轮 (10)
3.1.2托轮宽度 (10)
3.1.3托轮轴 (11)
3.1.4托轮轴的弯矩校核 (11)
3.2挡轮及轴的设计计算 (12)
3.2.1挡轮受力 (12)
3.2.2挡轮参数确定 (13)
3.2.3挡轮轴计算 (14)
第4章传动装置设计计算 (16)
4.1电动机选型 (16)
4.2传动装置设计与计算 (16)
4.2.1传动装置的确定 (16)
4.2.2开式齿轮设计 (16)
4.2.3传动轴的设计与校核 (20)
4.2.4轴承的选用与校核 (27)
结论 (31)
参考文献 (32)
结束语 (33)
第1章绪论
1.1烘干机设计背景
干燥技术的应用，在我国具有十分悠久的历史。

闻名于世的造纸技术，就显示了干燥技术的应用。

解放前，我国的干燥技术一直停留在手工作坊阶段。

解放后，我国的干燥技术发展很快，尤其是改革开放以后，随着工农业的迅速发展，为了提高生产效率，干燥技术迅猛发展。

干燥是通过一定方法将物料中的水分或其他溶剂去除或减少的操作，通常各种产品的含水量都有一定的要求，以便于贮存、运输、加工和使用。

例如食盐、尿素和硫氨等，当其干燥到含水率为0.2%～0.5%左右时，物料不易结块，使用比较方便。

干燥技术广泛应用于工农业生产中，据统计资料表明，我国干燥能耗约占整个加工过程总能耗的10%，但干燥过程的热效率很低特别是对流干燥一般只有20%～60%，这主要是由于干燥过程中尾气直接排空，因而尾气带走余热浪费能源，并且一些有害的产品进入大气污染空气，特别是在干燥一些化工产品时。

进入70年代以来能源问题在世界各国引起普遍的重视，干燥加工是一项耗能巨大的作业过程，特别是近几年（美国攻打伊拉克以后），随着能源价格的不断提高，为了降低生产成本，一种新的低耗能的干燥技术出现迫在眉睫。

据英国对11种行业的统计，干燥作业的能源消耗占总能源消耗的11.6%；意大利科学家的调查则显示，水稻干燥加工的能源消耗占水稻生产加工总能耗的64%。

自20世纪70年代初发生石油危机以来，世界各国均对干燥加工的节能技术展开了广泛而深入的研究，我国也将“开发与节能并重，近期把节能放在首位”作为能源方针，因此，千燥过程的节能问题也日益被人们重视。

20世纪50年代初期，分散悬浮态技术（如气流干燥器等）开始工业应用，干燥技术的研究工作也普遍开展，高效的干燥器也在生产应用。

随着工业现代化的进展，化学工业的机械化、大型化和自动化水平的提高，作为化工单元操作设备之一的干燥器，也必将迅速的发展。

目前，化工产品干燥的设备种类繁多，特点各异，对干燥的效果要求也越来越高。

目前国内市场大量应用的回转圆筒燥机。

回转圆筒干燥器是一种处理大量物料干燥的干燥器。

其主要特点：
生产能力大、运转可靠、操作弹性大、适应性强、流体阻力小等优点，因此广泛用
于冶金、建材、轻工等部门。

在化工行业中使用尤为广泛。

1.2多筒烘干机工作原理
多筒式烘干机是通过对单筒烘干机的单一筒体改为套叠在一起的两筒或三筒，以缩短烘干机的外形尺寸。

该机工作时，物料和热气流依次进入内外筒体，在烘干机内作“V”或“N”形往复折流后，充分利用热能烘干物料后再卸出。

该烘干机筒体部分由两个筒轴水平放置的内外套筒组成，内通为一锥筒，外筒为直筒，这就使通体的截面得到充分利用，其筒体外形总长度约为相当的单筒的50％－60％，从而大幅度的减少了占地面积和厂房建筑面积。

该机的支撑装置，在高温端采用活套在内筒上的轮带与托轮支撑，低温端则在中心轴上用一滚动轴承支撑，并采用中心传动，使总体结构紧凑、合理。

为便与磨损件的检修和更换，在中间一般设计成轴向剖分式，用螺栓固定连接。

该机工作时，物料与热气流顺流从内锥筒的小端进入，被扬料板扬起与热气流进行充分的热交换，同时向大端移动。

同理，进入外筒后，物料被勺形扬料板扬起，并均匀地撒落在内锥筒外壁的上部，随筒体慢速回转，物料在环形空间能经历一较长的滞留时间，最后沿筒壁和内筒外壁上的导料板流向出口端，通过翻板阀卸出，废气由卸料罩上的旋风收尘器收尘后排出。

从上述物料的流程可以看出，物料在被外筒热气流直接烘干的同时，又被内筒的热气流间接烘干。

内筒里的物料与热气流之间的热交换以辐射、对流传热形式为主，而在外筒内，气体湿度已较大，温度较低，物料撒落在内筒外壁上，使两者的热交换以传导、对流形式为主，从烘干机原理上也是非常合理和科学的，再者，低温段的外筒对高温段的内筒有保温隔热作用，并使设备的总散热面积有对于单筒烘干机减少了30％～40％，总之，该烘干机，在设备的总体设计和结构设计方面有较大的创新。

1.3回转干燥器发展趋势
回转圆筒干燥器将沿着提高能源利用率，提高产品质量和产量，减少对环境的污染，安全操作，易于控制，一机多用等方向发展。

多筒式烘干机是很多工业生产中用于大处理量的大负荷设备。

这种设备投入大，
效益低，但弹性大。

在旋转外壳内插入蒸汽管可以提高多级多筒式烘干机的热效率。

然而一段时间以来，这种干燥技术没有什么真正的创新。

最近，日本东京Yamoto Sankyo Mfg公司取得了一项多筒式烘干机专利，设计较为简单：干燥气流由许多从
中心管分出的支管注入旋转回转圆筒携带的物料层中。

其热质传递速率提高了近两倍，并且具有尺寸小、结构简单、成本低等优点。

然而这种烘干机并不能适用于通常
由多级多筒式烘干机处理的所有物料。

但在可行的情况下，相似的操作条件，Yamoto
的设计可以减少一半设备容积。

这是该多筒式烘干机创新思维的一个主要优点。

目前真空干燥设备也随着真空技术计算机控制技术的发展的发展得到相应地发展，这主要因为真空技术有许多优点，在低压干燥时含氧量低，能防止物料被氧化变质，可干燥易燃易爆的危险品；可在低温时使水分气化，易干燥热敏性物料；能回收干燥物料中的贵重成分等一系列优点。

但还有以噢些不足之处，需要一套玩整的抽水蒸汽真空，因此成成本较高。

但随着现代控制技术和真空技术的发展，还有广大科研工作者的共同努力，真空干燥设备还有很好的发展空间。

随着人们对转筒干燥器研究的不断深入以及生产经验的不断积累，一些问题将会得到进一步的解决。

转筒内抄板的结构形式对干燥效果的影响，将得到进一步的研究。

也将会为转筒转数、倾斜度、干燥介质温度、速度对干燥速率的影响，提供较为准确的最佳参数范围。

为进一步提高效率、降低能耗、优化干燥器性能，提高控制水平和产品质量，不断增强在线检测的能力，计算机技术、专家系统将在转筒干燥器的应用领域得到进一步的应用和发展。

第2章 回转烘干机筒体设计
我们设计的双筒烘干机是利用“内循环式烘干”的工作原理，设计的一种结构独特的的水平布置多筒回转式烘干机。

本机主要由正面框、密封装置、回转部分、出料装置、传动装置、支承装置等组成，水平布置，中心传动。

烘干机筒体部分由多个同心水平放置的内外筒体组成，内筒体由直端和锥体拼接而成以利物料的流动；外筒为一直筒，设计为两段，其中一端为可拆分式，以便修理；筒体长度约为同等烘干能力的单筒烘干机的 50％～60％，从而大幅度减少了占地面积和厂房建筑面积。

工作时，物料由提升仓送到料仓，经自制圆盘喂料机喂料，由下料管喂入内筒与热气体顺流由内筒体的支端进入，物料经螺旋板的推进流入内筒锥体部分，随着筒体回转及扬料板的抛散，物料一边与热气体进行交换，一边向前移动，从内筒体的出料口进入外筒体内。

为了防止出料口的物料堵塞，在外筒体两端各设置了螺旋板，同时，外筒体中的养料板也呈一定的角度布置，作用形似轮旋板，在内筒外壁上，也布置了几块物料导向板。

物料在外筒体中，通过扬料板的作用，分别与热气体及内筒外壁再次进行热交换。

烘干好的物料由外筒上的出料口卸入翻板阀，废气则由出料口经出料罩上部入除尘器除尘。

2.1筒体壁厚计算
筒体壁厚与许多因素有关，若跨径比/m Z D 偏小，壁厚可略小；反之，壁厚增大，通体的最小壁厚按一下经验公式核算：
2
4min 7.0710s R k δσ-=⨯⨯ (2-1)
K ——抄板与筒体壁重量比的系数，对于升举式抄板K =1.6；
R ——筒体半径，1100mm ；
s σ——筒体材料在操作温度下的屈服应力，2200/N mm (温度为150°时的s σ)。

24
min 11007.0710 1.6 4.28200mm δ-=⨯⨯⨯= 考虑到实际生产时筒体要受到一定的腐蚀，为了安全，取min δ=8mm 。

2.2筒体载荷计算
(1) 筒体自重
筒体自重s q '的估算：
7.859.8()s
q D πδδ'=⨯⨯⨯+ (2-2) 式中，δ——筒体壁厚，0.008m ；
D ——筒体直径，2.2m 。

7.859.8 3.14(2.20.008)0.008 4.3/s
q KN m '=⨯⨯⨯+⨯= 考虑到滚圈下面垫板的质量还有叶片的质量等，单位长度重量取
1.25 5.3/s s
q q KN m '== （2）筒体齿轮的重力计算
设齿轮靠近托轮1.8m 处，齿轮重量为126.4p KN =
(3)物料重量m q
24m q D π
ρφ= (2-3)
ρ——为物料的堆积密度，
本文是以煤泥为例进行计算的，故堆积密度为1450kg/m 3 φ——物料在筒体内的填充系数，即填充率，取0.14φ=
则物料重量：
23.1414500.14 2.2771/0.77/4
m q N m KN m =⨯⨯⨯== 由以上的计算可得筒体的均布载荷q ：
5.30.77
6.07/s m q q q KN m =+=+= (2-4)
（4）单个轮带重量为 267.5P K N =
2.3筒体弯矩与应力计算
由均布载荷引起的最大弯矩
由均布载荷引起的最大弯矩
由均布载荷引起的最大弯矩图如图2.1所示，
图2.1 筒体所受弯矩图
22max1(14)8
m qZ M λ=- （2-5） 40000.33312000
h
M Z Z λ===
（2-6） 所以
2
8max122.412000(140.111) 2.2410.8M N mm ⨯=⨯-⨯=⨯
由集中载荷引起的弯矩其弯矩图如图2.2所示，
图2.2 集中载荷所受弯矩图
max 2pab
M L =
（2-7） 式中 c=1800mm ，b=10200mm ，12000m L Z mm ==，126.4p p KN ==
7
max 226400180010200 4.010.12000M N mm ⨯⨯==⨯
假设均布载荷引起的弯矩与集中载荷引起的弯矩作用在同一面上，则
878max max1max 2 2.2410 4.010 2.6410.M M M N mm =+=⨯+⨯=⨯
（2-8） 计算弯曲应力
[]s T M
K K W
σσ=≤
（2-9） 44[(2)]32(2)W D D D π
δδ=+-+
（
2-10）
44733.14
[(220016)2200] 3.110322208W mm =⨯+-=⨯⨯ 式中，M ——8
max 2.6410.M M N mm ==⨯；
s K ——筒体焊缝系数，取0.9；
T K ——温度系数，取1；
W ——筒体抗弯截面系数，831.010W mm =⨯；
[]σ——许用弯曲应力，2[]10~15/N mm σ=；
8
72.64109.46.[]10.9 3.110N mm σσ⨯==≤⨯⨯⨯
2.4筒体变形计算
轴线挠度计算
4
2max (524)384m
m qz y y EI λ==- （2-11） 44((2))64I D D π
δ=+-
（2-12） 441043.14
[(220016)2200] 3.381064I mm =⨯+-=⨯
式中，
E ——材料弹性模量，522.110/E N mm =⨯ ； I ——筒体惯性矩，1043.3810mm ⨯。

4
max 5106.0712000(5240.111)0.1079384 2.110 3.3810m y y mm
⨯==⨯-⨯=⨯⨯⨯⨯ 只需检验
max
[]0.3/m m
y y mm m Z Z ≤= 是否成立，代入数据可得 max
0.10790.009[]0.3/12m m
y y
mm m Z z ==≤=
（2-13） 上式成立，所以筒体满足使用要求，故筒体安全。

2.5悬伸端扰度计算
408h
qZ y EI
= （2-14）
式中， h Z ——筒体悬伸端长度，4000mm 代入数据可得
4
051022.440000.18 2.110 3.3810y mm ⨯==⨯⨯⨯⨯
00.10.025/0.3/4
h y mm m mm m Z ==< 因此筒体端部满足使用要求，可以安全使用。

（2-15）
2.6支座处弯矩计算
支座处弯矩M 1，M 2，
322
411 6.07104 4.910.22
t M qZ N m ⨯==⨯=⨯
（2-16）
322421 6.07104 4.910.22
h M qZ N m ⨯==⨯=⨯ （2-17）
2.7支座处轴向弯曲应力计算
支点1处弯曲应力
6
1110w t M K K W
σ-⨯=
（2-18） 支点2处弯曲应力
6
2210w t M K K W
σ-⨯= （2-19）
式中：
W ——筒体截面模数；
443[(2)]
0.0305322D D W m D π
δδ
+-=⨯=+ （2-20）
δ——筒体壁厚，m ；
D ——筒体内经，m ；
w K ——焊接接头系数，0.9； t K ——温度系数，取1；
[]σ——需用弯曲应力，9.8～14.7Mpa 。

代入数据可得
46
1 4.91010 1.785[]9.8~14.70.910.0305Mpa Mpa σσ-⨯⨯==≤=⨯⨯
46
1 4.91010 1.785[]9.8~14.70.910.0305
Mpa Mpa σσ-⨯⨯==≤=⨯⨯
2.8筒体安装尺寸计算
由于干燥器的筒体较长，安装时在常温条件下进行的，工作时温度升高100～200°C 以上，其轴向膨胀量较大。

筒体的热膨胀将影响到滚圈与托轮的子昂对位置及、进出口处密封装置。

确定支撑装置的安装位置时，必须计热膨胀量。

对本课题探讨的单跨支撑装置的干燥器，则应以靠近大齿轮的支撑为基准，另一端应比相应跨间的筒体跨矩大△Z ，
10()m z Z t t α=- （2-21） 式中：
α——热膨胀系数，对于钢α=0.000012m/(m.°C)；
m Z ——跨矩，6m ；
0t ——干燥器安装时的环境温度，25°C ；
1t ——筒体工作时的表面温度，155°C 。

0.0000126(15525)0.008369.36z m mm =⨯⨯-==。

第3章 支撑结构设计与计算
3.1托轮支承装置
托轮支承装置有前后两个档且构造相同，没档由两个托轮，四个轴承和一个大底座组成.作用是支承轮带，使筒体转动，并起径向定位作用。

托轮用铸钢制成。

托轮的结构及布置与回转窑类同。

拖轮装置承受整个回转部分的重量，因此实在重负荷下工作的部件，并且要使筒体滚圈能在拖轮上平稳转动。

为了平稳，一个滚圈下面有一对托轮，中心线夹角成60°，结构分布如图3.1所示，
图3.1托轮与滚轮的结构
轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承，承受较大载荷时，所需滚动轴承尺寸较大，使安装体积较大，本题目虽然是以硫酸铵为例来讨论的，虽然滚动轴承托轮组具有结构简单，维修方便，摩擦阻力小，减小电耗及制造简单等优点，但为了该设备还能进行其他物料的干燥，因此本课题采用滑动轴承。

从上面的拖轮与筒体结构图可知，拖轮主要承受与中心线呈30°夹角的力。

因此选用于与中心线成30°夹角的非标轴承座，可以减小安装体积。

此时结构受力也比较合理。

3.1.1托轮
610t D mm =
3.1.2托轮宽度
t r B B ≥
r B ——轮带宽度，250mm
所以取托轮宽度为260mm 。

3.1.3托轮轴
托轮轴最小直径，采用心轴
d = （3-1）
式中：
N '——N '=0.652Q ，
550.652 2.543610 1.6610N N '=⨯⨯=⨯，
Q=52.543610⨯N ；
1l ——轴承跨矩610mm ； 1b ——轴承结构宽度，300mm ；
代入前式可得
117d mm ==
考虑到实际生产情况，轴的直径为180mm 。

3.1.4托轮轴的弯矩校核
max 111
()4
M N l b '=
- （3-2） 111()2h h t
Z
Zq Z PC R P Z Z Z -+=
+-- （3-3） 11()2t h t
Z
Zq Z PC R Z Z Z -+=
-- （3-4） 1P ——集中载荷，26.4kN ；
Z ——筒体长度，20m ；
q ——均布载荷，22.4kN/m ；
N '——托轮处所受的力，大小等于托轮处的支撑反力R 1，R 2取大值；
1l ——轴承跨矩，610mm ； 1b ——轴承结构宽度，300mm ；
3335120
2022.410(
4)26.410 1.8226.410 2.5436102044R N ⨯⨯⨯-+⨯⨯=+⨯=⨯-- 335120
2022.410(4)26.410 1.8
2 2.2796102044
R N ⨯⨯⨯-+⨯⨯==⨯-- 所以取N '=1R =52.543610N ⨯ 代入前式得：
57max 1
2.543610(610300) 1.97104
M =⨯⨯⨯-=⨯
max []M
W
σσ=≤ （3-5）
W ——为轴的抗弯截面系数，
3333.14
180********
32
W d mm π
=
=
⨯= （3-6） 所以
7
1.971034.4/[]572265
N mm σσ⨯==≤
所以轴安全，可以正常使用。

3.2挡轮及轴的设计计算
筒体是倾斜安装的，由自重及摩擦产生的轴向力，又因滚圈和托轮轴线不平行而产生附加轴向力。

形大体重的筒体的轴向位置难于固定，应允许沿轴向往复窜动。

为使宽度不等的托轮和滚圈的工作表面磨损均匀，也要求筒体能轴向窜动。

挡轮则起限制筒体的轴向窜动的作用。

为了使筒体有自由伸长的可能，故每个通体只用一对挡轮夹在滚圈的两边。

3.2.1挡轮受力
挡轮材料选用ZG270-5000
按普通挡轮推力计算 挡轮图如图3.2所示
图 3.2挡轮与筒体结构图
01(
sin )cos ad f
F
G βα
=- （3-7） 0G ——回转部分重量；
0122264002675002022400609400G p p qz N =++=+⨯+⨯= （3-8）
α——托轮与筒体中垂线的夹角，30°；
f ——滚圈与托轮的摩擦系数，取0.1；
1β——筒体与水平线的夹角，2°13`；
cos α=0.866
1sin β=0.0383
所以，
0.1
609400(
0.0383)469760.866
ad F N =⨯-= 3.2.2挡轮参数确定
（a ）有接触强度确定直径
200.59(
)[]AD
cp EF d p h
≥ （3-9） 式中：
0[]p ——挡轮许用接触应力值，375N/ mm 2；
E ——弹性模量，52.110/E N mm =⨯； H ——挡轮厚度，90mm ；
cp d ——挡轮侧面平均半径；
520.59 2.11046976()271.337590
cp d mm ⨯⨯≥⨯=
取275cp d mm =。

(b) 挡轮大端直径 又：
1/cp H r
d d h D =
- （3-10）
r D ——滚圈半径，3680mm 。

275
281.9190/3680
H d mm =
=-
取 605H d mm =。

3.2.3挡轮轴计算
（1）挡轮轴向力
挡轮推力 46976ad F N = （2）轴的计算
挡轮轴的初步确定（按滑动轴承计算）
d =
（3-11）
01[]P ——轴瓦单位许用应力，查表得8N/mm 。

68.53d mm =
=
取d =150mm 。

d ——轴颈处直径，mm 。

（3）轴颈剪切力的验算
2
[]4
ad F d ττπ
=
< （3-12）
[]τ——需用剪应力，120N/mm 2
2246976
2.659/[]
3.14
1504
N mm ττ=
=<⨯
因此轴满足剪切应力。

满足安全要求。

（4）弯曲应力计算
646976(13345) 4.110.ad M F h N mm '==⨯-=⨯ （3-13）
M
W
σ=
（3-14） 3
3
33.14150331171.83232d W mm π⨯=== （3-15）
6224.11012.3.[]80.331171.8
N mm N mm σσ⨯==<=
因此挡轮轴满足使用要求，可以安全使用。

第4章 传动装置设计计算
4.1电动机选型
多筒式烘干机是用于固体颗粒物料的干燥或冷却的设备，操作时周围环境温度较高，灰尘较大，在逸出气体中往往含有腐蚀气体。

选用电动机时应防尘、防腐防暴，还应具有通风冷却装置，以适应高温腐蚀的需要。

本题目根据经验选用三项异步电动机，型号Y250M-4。

本次设计D=2200mm ，圈速n=5r/min ，物料堆积密度ρ=1450kg/m 3，Ф=0.14。

4.2传动装置设计与计算
回转圆筒设备的转速都较慢，一般在2～6r/min ，因而电动机将转矩传给转筒时，就必须进行减速。

减速速比较大，通常是电动机通过减速器输出轴上的小齿轮经过一级开式齿轮传给通体，使筒体转动。

4.2.1传动装置的确定
筒体转速5r/min ，电机转速为1460r/min ，因此总传输比 ：
14602925
D n i n ∑=
== （4-1） D n ——电机转速；
n ——筒体转速。

选用ZSY400-45减速器，传动比为45，开式齿轮的传动比292
6.545
i ==。

小齿轮转速1460
32.4/min 45
n r =
=。

4.2.2开式齿轮设计
1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数 1）按要求的传动方案，选用圆柱齿轮传动；
2）机器，速度不高，故用7级精度；（GB10095—88）
3）材料的选择。

由[2]表10-1选择小齿轮材料为40Cr （调质）硬度为280HBS ，大
齿轮的材料为45钢（调质）硬度为240HBS ，两者硬度差为40HBS ； 4）选小齿轮齿数为Z 1=21，大齿轮齿数Z 2可由Z 2=i 11Z ⨯得Z 2=136.5，取136；
2.按齿面接触疲劳强度设计 按公式： d t 1≥2
3
1
)]
[(12H E H d
d t Z Z u u T K σεφ∙±∙
（1）确定公式中各数值 1）试选K t =1.3。

2）由[2]图10-30选取区域系数Z H =2.433 3）由[3]图16.2-10可得：1αε=0.78，2αε=0.87 则21αααεεε+==0.78+0.87=1.65。

4）由[2]表10-7选取齿宽系数d φ=1。

5）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知： T 1=7.2710⨯N mm ⋅。

6）由[2]表10-6查的材料的弹性影响系数Z E =189.8MP 1/2
7）由[2]图10-21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限1lim H σ=600MP ；
大齿轮的接触疲劳强度极限2lim H σ=550MP 。

8）由[2]图10-19取接触疲劳寿命系数K 1HN =0.90； 2HN K =0.95。

9）计算接触疲劳许用应力。

取失效概率为100，安全系数S=1，有 [H σ]1=
S K H HN 1
lim 1σ=0.9⨯600=540MP [H σ]2=
S K H HN 2
lim 2σ=0.95⨯550=522.5MP 所以[H σ]=2][][21H H σσ+=2
5
.522540+=531.25MP
(2) 计算
1）计算小齿轮的分度圆直径d t 1，由计算公式可得： d t 1
≥
2
=440mm
2)计算圆周速度。

v=
1000601
1⨯n d t π=
3.1444032.4
601000
⨯⨯⨯=0.75/m s
3）计算齿宽b 及模数t m
11440440d t b d mm φ=⋅=⨯=
11t t d m z =
=44021
=21mm h=2.25t m =2.25×21mm=47mm b/h=440/47=9.36 4) 计算载荷系数k
已知工作有轻振，所以取K A =1.25，根据v=0.75m/s ，8级精度由[2]中图10—8 查得动载系数K V =1.1；
由[2]中表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时， K βH =1.346 由[2]中图10—13查得K βF =1.27 直齿轮K αH =K αF =1。

故载荷系数
K= K A *K V * K αH * K βH =1.25×1.1×1×1.346=1.85
5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由[2]中式（10—10a ）得
11d d =
440mm=495mm 6）计算模数m 11d m z =
=495
21
mm=23.6 7) 按齿根弯曲强度计算
由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为
m ≥
[
]3
2
1·2F Sa
Fa d Y Y z KT σφ 1）确定计算参数
1）由[2]中图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F1σ=620Mpa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限F2σ=520Mpa ；
2）由[2]中图10-18取弯曲疲劳寿命系数FN1K =0.856，FN2K =0.892 3）计算弯曲疲劳许应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4， 由[2]中式（10-12）[F σ]=
得S
K FN
F σ
[F σ]1=379.09Mpa [F σ]2=331.31 MPa 4）计算载荷系数
K = K A *K V *K αF *K βF =1.25×1.1×1×1.27=1.75 5）查取齿型系数
由[2]中表10－5查得Y Fa1=2.76；Y Fa2=2.196 6）查取应力校正系数
由[2]中表10－5查得Y sa1=1.56；Y sa2=1.782 7）计算大、小齿轮的
[]
F Sa
Fa Y Y σ并加以比较 []1
11F Sa Fa Y Y σ=42856
.176.2⨯=0.0114
[]2
22F Sa Fa Y Y σ=11.242762.1228.2⨯=0.0118
大齿轮的数值大。

2、设计计算
m =23mm
对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数23并就近圆整为标准值m=24按接触疲
劳强度算得的分度圆直径d 1=500mm ，算出小齿轮齿数： Z 1= d 1/m=500/24=20.9取Z 1=21 大齿轮齿数 Z 2=6.5×21=136.5 取Z 2=136 几何尺寸计算 1）计算分度圆直径
112421504d m z mm =⋅=⨯=
22241363264d m z mm =⋅=⨯= 2）计算中心距
()()12/22421136/21884a m z z mm =⋅+=⨯+=
4.2.3传动轴的设计与校核
（1）轴的设计
该轴传递较大功率，转速较低，无特殊要求，故选用45优质碳素结构钢调质处理，其机械性能查表得：
637B Mpa σ=，353s Mpa σ=，1268Mpa σ-=，1155Mpa τ-= 0.34σψ=，0.21τψ=
B σ——材料的抗拉极限，Mpa ； s σ——材料的屈服极限，Mpa ；
1σ-——弯曲时轴的疲劳极限，Mpa ； 1τ-——扭转时轴的疲劳极限，Mpa ；
σψ——弯曲时将平均应力折合为应力幅的等效系数； τψ——扭转时将平均应力折合为应力幅的等效系数。

（2） 按扭转强度初步计算轴径
d
A = （4-2） 式中：
d ——轴的直径，mm ； P ——轴传递的功率，48.6kW ； n ——轴的转速，107r/min ；
[]
T τ——轴得扭剪应力，Mpa ；
0A ——由轴的材料及承载情况确定的系数，查得118~107。

d
≥110=84.9mm 考虑轴端安装联轴器需要开键槽，将直径加大并取标准值，120mm 。

（3）按弯扭合成条件校核轴 圆周力：
1
1
2t T F d =
（4-3） 式中：
t F ——轴上的圆周力，N ； 1d ——齿轮分度圆直径，mm ； 1T ——轴上的转矩。

629.551048.624098107360
t F N ⨯⨯⨯==⨯
径向力：
tan r t F F α= （4-4）
式中：
r F ——轴的径向力；
α——齿形角，20°；
24098tan 208771r F N =⨯=
计算轴的支反力a R ，b R ，其受力图如图4.1，4.2所示
图4.1 轴的结构简图
图4.2 轴的受力简图
图4.3 水平方向轴的受力图
M 1
图4.4 轴的水平方向弯矩图
水平面内受力图如4.3所示 有力矩平衡条件可得：
1112
t
b L F R L L =
+ （4-5） 1212
t
a L F R L L =
+ （4-6） 式中：
1L ——轴承到齿轮的距离，296mm ； 2L ——轴承到齿轮的距离，684mm ； 1a R ——水平面上的支反力；
1b R ——水平面上的支反力。

代入数据可得：
124098684
16819.4980a R N ⨯=
=
1240982967278.6980
b R N ⨯==
画出力矩图如图3.4所示
111a M L R = （4-7）
1M ——齿轮支点处弯矩。

代入数据可得：
116819.42964978542.4.M N mm =⨯=
图4.5 垂直方向轴的受力图
2M
图4.6 垂直方向轴的弯矩图
垂直面内受力图如图3.5所示
22
12
r a F L R L L =
+ （4-8） 21
12
r b F L R L L =
+ （4-9） 2b R ——垂直面上的支反力； 2a R ——垂直面上的支反力。

代入数据得：
28771684
6121.8980
a R N ⨯=
=
28771296
2649.2980
b R N ⨯=
=
垂直面内弯矩
221a M R L =
26121.82961812052.8M N =⨯=
合成弯矩M 如图所示
M
图4.7 合成弯矩图
M = （4-10）
5298058.M N mm ==
按脉动循环计算
[]CA
ca b M W σσ==≤ （4-11）
式中：
ca M ——计算弯矩；
α——根据弯矩所产生应力的性质而定的应力校正系数，0.6；
[]ca σ——许用应力；
T ——转矩，4337663N 。

2
5902790
15.8[]550.1155
ca b Mpa Mpa σσ=
=≤=⨯ 轴满足要求。

（4）精确校核轴的疲劳强度 校核I II 剖面的疲劳强度
I 剖面因键槽引起的应力集中系数查表得：
1.54k τ=， 1.46k σ=，0.7σε=，0.7ε=
k τ，k σ——有效应力集中系数；
σε，τε——绝对尺寸影响系数。

II 剖面因过度圆角引起的应力集中系数查表得：
130120 2.54D d r --==，4
.0333120
r d == 1.66k σ=， 1.43k τ=，0.7σε=，0.7τε=
故应按过度圆角引起的应力集中系数来验算II 剖面。

II 剖面产生的扭应力、应力幅、平均应力为：
max t
T
W τ=
（4-12） max
2
m a τττ==
（4-13）
式中：
max τ——扭应力 ，Mpa ； m τ——应力幅，Mpa ； a τ——平均应力，Mpa ；
max 34337663
12.50.2120Mpa τ=
=⨯；
12.5
6.2522
nax m a Mpa τττ====。

II 剖面的安全系数为：
1
m
S S k ττ
ατττ
ττψτβε-==
+ （4-14）
155
10.5[]1.43
6.250.21 6.25
0.950.7
S S s τ==
=≥⨯+⨯⨯
[s] ——需用安全系数，1.5~1.8。

校核III 剖面疲劳强度
III 剖面因过度圆角引起的应力集中系数查表得：
190155 2.912D d r --==，12
.077155
r d ==
1.41k τ=， 1.58k σ=，0.6σε=，0.6τε=
故应按过度圆角引起的应力集中系数来验算III 剖面。

III 剖面承受的弯矩及转矩为：
4004000178997159538.III M N mm ==⨯= （4-15） III 剖面产生的正应力、应力幅、平均应力为：
max 37159538
19.20.1155
III M Mpa W σ=
==⨯ （4-16） max 19.2a σσ== （4-17）
III 剖面产生的扭应力、应力幅、平均应力为：
max t
T
W τ=
（4-18） max
2m a τττ==
（4-19） max 3
4337663 5.80.2155Mpa τ==⨯ max 5.8
2.922
m a Mpa τττ====
表面质量系数查表得：
0.95σβ=，0.95τβ= 故II 剖面的安全系数为 ：
1
m
S k σσ
ασσσ
στψτβε-=
+ （4-20）
1
m
S k ττ
ατττ
ττψτβε-=
+ （4-21）
代入数据可得安全系数为：
300
5.6[]1.58
19.20.950.6S s σ=
=≥⨯⨯
155
19.9[]1.41
2.9 2.90.21
0.950.6S s σ==≥+⨯⨯⨯
所以 III 剖面安全 。

所以，轴可以在实际生产中安全使用。

4.2.4轴承的选用与校核
（1）轴承的选用
因轴的直径为130mm，轴承座选用JB2559—79中系列，因此轴承可选用圆锥滚子轴承，单列圆锥滚子轴承(GB/T 297-1994)，其代号相及关尺寸与系数如下：轴承代号|30000型: 30326
基本尺寸/mm|d: 130
基本尺寸/mm| D: 280
基本尺寸/mm|T: 63.75
基本尺寸/mm|B: 58
基本尺寸/mm|C: 49
安装尺寸/mm|da(min): 145
安装尺寸/mm|db(max): 165
安装尺寸/mm| Da(min): 239
安装尺寸/mm|Da(max): 262
安装尺寸/mm|Db(min): 258
安装尺寸/mm|a1(min): 8
安装尺寸/mm|a2(min): 15
安装尺寸/mm|ra(max): 4
安装尺寸/mm|rb(max): 3
其他尺寸/mm|a≈: 53.2
其他尺寸/mm|r(min): 5
其他尺寸/mm|r1(min): 4
计算系数|e: 0.35
计算系数|Y: 1.7
计算系数|Y0: 1
基本额定载荷/kN|Cr: 640
基本额定载荷/kN|C0r: 855
极限转速/(r/min)|脂: 1100。