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目錄
摘要·····································································································1
第一章 緒論······································································································2
1.1滾筒干燥器概述·······························································································2
1.2滾筒干燥過程中的傳熱與傳質············································································2
1.3提高滾筒干燥器干燥效果的途徑·········································································2
第二章 滾筒干燥機滾筒部件設計····································································3
1.1干燥器結構參數的計算·····················································································3
1.1.1物料和熱量衡算····························································································3
1.1.2滾筒干燥機干燥面積、滾筒直徑、長度確定························································4
1.1.3滾筒干燥器功率的計算··················································································4
1.1.4傳動裝置設計·······························································································8
1.1.5滾筒組件的強度與剛度校核··········································································12
1.1.6刮刀裝置計算······························································································20
1.1.7密封罩及通氣管設·······················································································25
1.2結構設計·······································································································26
1.2.1筒體的設計·································································································26
1.2.2端蓋和端軸的結構設計················································································27
設計總結··········································································································28
致謝··················································································································29
參考文獻··········································································································30
雙滾筒干燥器設計
第一章 緒論
1.1滾筒干燥器概述
滾筒干燥器是通過轉動的滾筒，以熱傳導的形式，將附在筒體外壁的液相物料或帶狀物料進行干燥的一種連續(xù)操作設備。
滾筒干燥過程的操作過程如下：需干燥處理的酵母預熱至60C后，通過泵將料液從底部打入料槽內。干燥滾筒在傳動裝置驅動下，按規(guī)定的轉速轉動，由于滾筒底部浸料，旋轉的烘缸表面便沾涂上一層均勻的酵母乳，烘缸內連續(xù)通入水蒸氣，加熱筒體，由筒壁傳熱料膜的濕分氣化，再通過刮刀將達到干燥要求的物料刮下，再通過刮刀螺旋輸送器將干燥產品輸送至儲存槽內。蒸發(fā)除去的濕分，根據其性質可通過排氣罩引入相應的處理裝置內；一般為水蒸氣，可直接由罩頂排氣管放至大氣中。
滾筒干燥器具有以下優(yōu)點：（1）操作連續(xù)，能夠得到均勻的產品；（2）干燥時間短，一般約為7-30s，干燥產品沒有處于高溫的危險，適合于熱敏性物料的干燥，但壁面也有可能產生過熱；（3）料漿粘度高或低均能干燥；（4）熱效率高；（5）因干燥內不會剩余殘留的產品，少量物料也可以干燥；（6）滾筒干燥的操作參數調整范圍廣，并易于調整；（7）機內易于清理，改變用途容易；（8）廢氣不帶走物料，因此不需用除塵設備等。
1.2滾筒干燥過程中的傳熱與傳質
筒體表面上料膜干燥的基本原理，是基于筒體與料膜傳熱間壁的熱阻，形成溫度梯度，筒內的熱量傳導至料膜，引起料膜內濕分向外轉移，當料膜外表面的蒸汽壓力超過環(huán)境空氣的蒸汽分壓時，則產生蒸發(fā)和擴散作用。滾筒在連續(xù)轉動的過程中，每轉一圈所粘附的料膜，其傳熱與傳質的作用始終由里至外，同一方向地進行。
料膜干燥的全過程，可分為預熱、等速和降速三個階段。干燥作用開始時，膜表面氣化，并維持恒定的氣化速度。當膜內擴散速度小于表面氣化速度時，則進入降速階段的干燥。隨著料膜內濕含量降低，氣化速度大幅度下降，降速階段的干燥時間占總停留時間的80%-98%。
1.3提高滾筒干燥器干燥效果的途徑
決定干燥效果的主要因素是料液的干燥性質，工藝操作的控制指標和環(huán)境的條件。料液的性質也通?？赏ㄟ^操作條件的改變而使之有利于干燥過程的進行。在控制的操作條件下，最重要的是決定料液與產品的濕含量，滾筒的轉速和筒壁溫度。要提高滾筒干燥效果，需通過改變料液含濕量，產品濕含量，料液溫度，筒內蒸汽壓力等手段來實現。
第二章 淀粉干燥的流程
操作流程為：需干燥處理的料液由高位槽流入滾筒干燥器的受料槽內。干燥滾筒在傳動裝置驅動下，按規(guī)定的轉速轉動。物料由布膜裝置，在滾筒壁面上形成料膜。筒內連續(xù)通入供熱介質，加熱筒體，由筒壁傳熱使料膜的濕分汽化，再通過刮刀將達到干燥要求的物料刮下，經螺旋輸送最后干燥器將成品輸至貯槽內，然后進行包裝。蒸發(fā)除去的濕分，視其性質可通過密閉罩，引入相應的處理裝置內；一般為水蒸汽，可直接由罩頂的排氣管放至大氣中。
第三章 雙滾筒干燥機——滾筒部件設計
要求：淀粉干燥前懸浮液固相物含量為30%，干燥后含水量為14%，生產能力為500kg/h，進料料液溫度t=85C，刮料點的溫度t=105,供熱介子為p=0.3Mpa(表壓)飽和水蒸汽
3.1干燥器結構參數的計算
3.1.1物料和熱量衡算
干燥器的產品的生產負荷：500kg/h
G=500kg/h
W=1-30%=70%
W=14%
蒸發(fā)水分量：W= G2=500=933.3 kg/h
W——干燥前淀粉的含水量
W——干燥后淀粉的含水量
料液處理能力：G=W+G=933.3+500=1433.3（kg/h）
干燥器的有效熱負荷：
Qm=Wr+GCt-GCt- WCt
=933.3539.4+5000.39375-5000.39385-933.3185
=422.126 kcal/ h
r－水的汽化潛熱，（kJ/ kg）
C2、Cw—干燥淀粉、水的比熱（kJ/ kgC）
t1、tw—淀粉溶液和干淀粉的溫度（在刮料點處）（C）
干燥器的總熱負荷Q
取滾筒干燥的熱效率為75%
Q===5.6 kcal/h
查P=4kgf/cm(表壓)蒸汽的t=151C,i=656kcal/ kg，c=1 kcal/ kgC。
取蒸汽利用系數=0.85
G===1311.47 kg/h
3.1.2滾筒干燥機干燥面積、滾筒直徑、長度確定
干燥面積：
根據設計條件提供的蒸發(fā)強度，可計算如下：
A===12.44(m)
R—滾筒蒸發(fā)強度，取R=75
取設計面積為13 m
筒徑和直徑的計算
設計保證滾筒料膜有效干燥弧面角270，設取筒體的長徑比=L/D=1、1.5、2，計算結果如下：
=L/D
筒徑D=（m）
筒體L=D（m）
1.0
D==1.7
L=1.7
1.5
D==1.4
L=1.4
2.0
D==1.2
按上表計算結果，考慮筒體加工和受力情況，設計取=1.5時的計算參數。圓整取筒徑D=1400mm,筒長L=2100mm。
計算實際受熱A=4兀RL=（m）
A> A滿足條件
當有效干燥弧面角270時的有效加熱面積A18.46=13.85（m）>4.39（m）
3.1.3滾筒干燥器功率的計算
滾筒驅動狀態(tài)下的功率消耗，由刮刀、進氣頭軸封和支承阻力的功率等3部分組成：
（1） 刮刀作用力矩M的確定：
考慮筒體較長，設計分成4組刮刀。每組刮刀的長度分配如下圖所示：
組合刀片長度（mm）
刮刀頂緊力取q=3kgf/cm(最大為5kgf/cm)
刮刀接觸筒體總長度L=257.4+62.5+40=217.5 cm
染料固態(tài)膜剝離筒壁的作用力取q=2kgf/cm
固態(tài)料膜附在筒壁上的軸線長度L=210cm
刮刀材料設計取1Cr18Ni9Ti,筒體材料設計取1Cr18Ni9Ti，刮刀和筒體之間的摩擦系數f=0.15。
滾筒的阻力矩計算（最不利條件下的刮刀受力）：
正常條件下（q=3kgf/cm）
M=（Pf+P）R
=[(q)+(qL)]R
=(3)70
=36251.25kgfcm
最大作用力頂緊時（q=5kgf/cm）
M=（Pf+P）R
=[(q)+(qL)]R
=(5)70
=40818.75kgfcm
(2)進氣頭填料函的阻力矩計算：
蒸汽進管內外徑確定
蒸汽體積流量
設計取正常操作壓力下的蒸汽狀態(tài)計，P=5kgf/cm（大氣壓），t=151C。
V=
=
=0.113m/s
G—蒸汽消耗量按熱量衡算計算為1311.1 kg/h
冷凝液排出管設計取無縫鋼管，d=2.5cm。取飽和蒸汽在進氣頭處的流速W=20m/s。
求蒸汽管內徑：
d=
=
=0.089(m)
設計取無縫鋼管。
填料函結構尺寸確定：選用10優(yōu)質石棉填料。
確定：填料室外徑
D=d+2s
=10.2+2
=12.2(cm)
填料室軸向長度H=（4~6）s,設計取H=6=60(mm)
式中，s為填料的寬度或厚度（mm）
摩擦阻力矩
M=13
=1312.2
=11609.52(kgfcm)
(3)螺旋輸送干燥器功率消耗N：
設計采取由滾筒主動端軸的鏈傳動輸出功率。
物料輸送量
Q= G=500kg/h
水平輸送距離，按工藝布置要求L=4m
物料屬性按無磨蝕性粉狀物計，取阻力系數ω=1.2
備用系數取K=1.2
按標準型輸送器的軸功率計算式：
（KW）
(4)設備（滾筒組件）自重和刮刀作用力共同作用下在滾筒兩端軸承處的摩擦力矩M在未確定筒壁厚度等參數之前，設計取總滾筒阻力矩的5%計算。
(4)綜上，干燥器的驅動軸功率
N=
當n=5rpm時
正常工作時q=3 kgf/cm(3000N/m)
N=
=2.59kW
當最大作用力頂緊時q=5 kgf/cm(5000N/m)
N=
=2.83 Kw
根據滾筒直徑、長度和轉速估算的驅動軸功率范圍：
（m=1）～0.35
N=0.735
式中：m—滾筒數量（個）；
D—滾筒外徑（m）；
L—滾筒長度（m）；
n—滾筒轉速（rpm）；
—比例系數，經驗范圍為0.15～0.35。
當n=5rpm時
N=0.735～0.35)
=3.24～7.56(kW)
綜合上述 驅動軸功率計算結果，設計取N=5 kW
(5)電動機功率和型號的確定
電動機功率的確定：
干燥器減速器傳動裝置，設取分為三級，其傳動效率：
第一級 （電動機端）：三角皮帶傳動=0.92～0.96
第一級（減速器）=0.94～0.98
第二級（滾筒端）：直齒圓柱齒輪傳動=0.92～0.96
傳動總效率：
計算時取各級傳動效率的低值。
==0.92=0.796
考慮負荷的變化和滾筒操作的特殊情況，取儲備系數K=1.5。
電動機功率
N===9.4 kW
電動機選擇：
設計取Y160M-4電動機，技術性能參數：
n=1480rpm
N=11kW
3.1.4傳動裝置設計
（1）總傳動比
i===296
（2）減速裝置傳動比分配：
第一級取名義傳動比i=2
第二級減速器傳動比為i=40.17
第三級名義傳動比：i===3.68
(3)三角皮帶傳動的實際傳動比（）
根據電動機功率，查取機械設計手冊，確定選用B型三角皮帶，并選?。?
小皮帶輪直徑：=224mm
大皮帶輪直徑：
由于三角皮帶滑動系數 則應作轉速和傳動比的校正
大皮帶輪的實際轉速：
實際傳動比：
（4）主動軸端圓柱齒輪結構參數確定：
校正后的傳動比：
①小齒輪傳動的最大扭矩M
M=
式中：—減速機傳動效率，取高值0.96；
n—小齒輪的轉速（減速機座軸端轉速）；
n=3.615=18.06(rpm)
M=
=
=55812.5kgfcm
②齒輪模數的確定：
齒輪材料：小齒輪材料用45鋼（鍛制）
大齒輪材料選用HT-200～240
模數確定按彎曲強度計算。其計算關系式為
m1.6(cm)
式中：K—摩擦系數，查20%狀態(tài)下作為報廢指標，K=1.6
K—載荷系數，K=1.5；
Z—小齒輪齒數，設計取Z=18；
—齒寬系數，設計按開齒輪取=0.3；
y—齒形系數，查Z—Y圖，小齒輪Z=20時，y=0.378;
[]—齒輪材料的許用彎曲應力，查45鋼 []=850kgf/cm
以上參數代入上式得：
m1.6=1.54cm
考慮減少對滾筒端軸的徑向作用力，適當增大模數，取m=16mm。
③ 齒輪的幾何尺寸
本設計用開式直齒圓柱齒輪的嚙合傳動，大小齒輪的各部分尺寸可按機械設計手冊的有關計算確定，結果見下表：
參數
符號
關系式
單位
小齒輪
大齒輪
齒數
Z
Z= Z
18
66
模數
M
由公式確定
mm
16
16
節(jié)圓直徑
d
D=m
mm
288
1056
頂圓直徑
d
D=d+2f
mm
320
1088
齒頂高系數
f
標準尺f=1
1
1
齒根圓直徑
D
D=d-2(f+C)m
mm
248
1016
齒高
h
h=(2f+C)m
mm
36
36
中心距
A
A=0.5(d+d)
mm
672
工作齒寬
B
B=
mm
100
90
取尺寬系數=0.3。
④ 齒輪齒面接觸強度計算學校核：
〈[]（kgf/cm）
式中：A—中心距，取672mm；
B—工作寬度，取90mm;
i—齒輪傳動速比,i=3.61;
K—載荷系數，K=1.5；
M—小齒輪傳遞的最大轉距，M=55812.5kgfcm
[]—許用接觸應力，[]=（1.05～1.1）[]（kgf/cm）;
本設計采用45鋼，經熱處理后表面硬度HB=350時，[]=25300=7500 kgf/cm
故[]=（1.05～1.1）[]=9187～9625 kgf/cm
=
=8000 kgf/cm〈
所以齒面接觸強度符合要求
（5）螺旋輸送裝置和鏈輪傳動的結構參數確定：
最后干燥器的螺旋漿結構尺寸：
根據設計條件：，
設取螺旋槳轉速
滾筒轉速時，螺旋槳螺距s：
取裝料系數 水平輸送時
輸送物料量
物料堆積重度
設計去槳徑
鏈輪幾何尺寸的確定：設計選 的鏈條，由于螺旋干燥器傳動功率很小，對鏈條強度的計算可省略。
大鏈輪組裝于滾筒主動軸端，小鏈輪組裝于螺旋干燥器的螺旋軸端。
安傳動比確定的小鏈輪最少齒數，大鏈輪的齒數
項目
代號
關系式
單位
設計取值
小鏈輪
大鏈輪
齒數
Z
27
54
鏈條節(jié)距
t
(由強度計算確定)
mm
12.7
分度圓直徑
mm
109.4
218.42
頂圓直徑
mm
115.4
224.4
根圓直徑
mm
100.76
215.76
齒槽半徑
mm
4.32
4.32
鏈板寬度
b
（查鏈條產品規(guī)格）
mm
11.8
鏈輪寬度
單排
mm
7.234
輪殼寬度
單排
mm
10
10
3.1.5滾筒組件的強度與剛度校核
（1）滾筒組件承受外力的作用位置確定：根據以上計算的筒體長度和直徑、傳動件的外行尺寸（直徑和輪殼寬度）、填料函的深度、刮刀作用位置和減速傳動裝置，可預先進行滾筒組件受力的軸向和徑向位置的布置設計（見附錄）
（2）作用力計算：確定滾筒組件的受力參數時，應按實際配置的電動機功率作為依據。
傳動大齒輪對主動端軸的作用力
按配置的電機，允許傳遞的最大功率：
N=N=11=9.93kW
式中：N—電動機的功率11.0 kW；
、、—減速器效率、齒輪效率，取最大值
大齒輪傳遞的最大轉距（按滾筒轉速3.37rpm）
M=97400=97400=193436.4kgfcm
節(jié)圓處的圓周力（節(jié)圓直徑d=1056mm）
F===3663.6kgf
作用于軸上的徑向力（標準直齒圓柱齒輪嚙合角）：
F= Ftg=3663.6tg20=1333.4kgf
徑向水平分力：F=
徑向垂直分力：F=
螺旋輸送干燥器鏈傳動對主動端軸的作用力：
輸出功率：
---鏈傳動效率：0.93
傳送扭矩：
鏈條的工作壓力：7.55 取8kgf
---鏈條速度，
徑向作用力：
水平徑向力：
垂直徑向力：
①滾筒組件自重的估算：為確定滾筒支座反力，可預先估算筒體的自重。
筒體部分：
G=
式中：s—筒體壁厚，按承受內壓的筒體壁厚計算，又考慮增加余量取s=0.01m
D—筒體直徑，D=1.4m
L—筒體長度L=2.1m
r—筒體材料選用不銹鋼，r=7850kgf/cm
G=
=
=1450.1kg
端蓋部分，設取筒體自重的30%，并且兩側一致，設重心位于筒體兩端端部。
G= G=1450.1=435.03kg
③刮刀對筒體的作用力 按配置電機的最大輸出功率，除去消耗于填料函、支承軸承的阻力外，則均可作為刮刀對筒體摩擦阻力的消耗。
M=M-M-M-M-M
式中：M—填料函的阻力矩，M=11609.52kgfcm
M—大齒輪傳遞的最大扭矩，M=193436.4 kgfcm
M、M—支承軸承處的摩擦阻力矩，設M+M=0.05 M
M—大鏈輪輸出的扭矩，M=164.41kgfcm
刮刀對筒體允許的最大阻力矩：
M==173011.88kgfcm
可估算刮刀對筒體的允許的頂緊力：
=
=13677.32kgf
式中：M—刮刀對筒體的最大阻力矩，M=173011.88kgfcm
p—固態(tài)膜對筒壁的剝離力，p=2kgf/cm
L—筒體長度，L=2.1m
R—筒體半徑，R=0.7m
f—筒體與刮刀的摩擦系數，f=0.15
在此種狀態(tài)下，筒體單位長度的頂緊力為：
q===65.13kgfcm
相當于設計確定的操作條件q=5 kgf/cm的13倍。
筒體承受的最大徑向力：
按筒體允許的最大阻力矩狀況下計算最大徑向力為：
Q=P=13677.32kgf
徑向水平分力 Q= Qcos30=13677.320.87=11844.9kgf
徑向垂直分力：Q= Qsin30=13677.320.5=6838.66kgf
(3)支座反力計算
主端滾筒受力示意圖
①主動軸承的支座反力和作用力方向
支座反力：R =（kgf）
式中：R—垂直分力
R=
=3565.57kgf
R—水平分力
R=
==4814.85kgf
主動端支座的最大反力：
R==5991.33kgf
作用力方向：
=tg= tg=53.5
(位于斷面坐標的I象限內)
②從動端軸的支座反力和作用力
支座反力：R=
式中：R—從動側支座的垂直分力
R=F+G+2G-F-+Q
=6.51+1450.1+2435.03-942.86+6838.66-3565.57
=4656.9kgf
R—從動側支座的水平分力
R=Q-R-
=11844.9-4814.85-942.86-6.51-942.86
=5137.82kgf
從動端支座的最大反力：
R=
=
=6934.3kgf
作用力方向：
=tg= tg=47.81
（位于斷面坐標I象限）
按配置電機的功率所計算的支座反力，可作為設計軸承時的最大負荷。從動端的支座反力比主動端略大，可以此為依據。根據受方向，設計可選擇球滾動軸承。有關軸承部分的計算可參考有關機械設計手冊。
（4）滾筒危險截面的彎矩、扭矩和當量彎矩計算
根據單滾筒受力分析，應計算危險斷面在主動端軸的大齒輪安裝中心處的斷面、主動端軸承中心處斷面以及筒體與主動端蓋連接部位附近的斷面，其余部位均可免算。
①大齒輪安裝處的軸斷面
彎矩：
M=
=（kgfcm）
扭矩
=
=581330.43 kgfcm
當量彎矩（按鑄鐵材料計算）
=
=290757.3kgf
②主動端軸承處的軸斷面：
彎矩：M=
式中——筒體危險截面的垂直方向彎矩
=
=
=18596.8kgf
——筒體危險截面的水平方向彎矩
=
=
=19085.05kgf
計算結果：
M===26647.32kgf
扭矩：
計算結果：
=581330.43-11609.52=376120.1 kgfcm
當量彎矩（按鑄鐵材料計算）
=
=201855.1（kgfcm）
③端蓋斷面處
彎矩：
=
=109410.9kgfcm
=
=-62015.9 kgfcm
=125764.5 kgfcm
扭矩：
式中：——支座A處的磨察力矩
=
=
=4835.91 kgfcm
kgfcm
當量彎矩（按鑄鐵材料計算）
=
=258885.2 kgfcm
（5）筒體組件各危險面的壁厚和直徑的確定
①筒體壁厚：滿足強度需要的筒體基本厚度
S=(cm)
式中：S—筒體承受內壓P時應具有的壁厚
S=
其中：P—筒內供熱介子設計壓力，取1.05倍設計壓力；P=1.05P=1.055=5.25（kgf/cm）
[]—筒體采用A3R鋼板，在200C時許用應力為1250（kgf/cm）;
—焊縫系數，設計取單面焊局部探傷，=0.7;
D—筒體外徑，D=140cm
S=
=
=0.42(cm)
S=
其中：M—當量彎矩
則S==0.020(cm)
故基本壁厚：S=0.461(cm)
筒體的設計壁厚
S=S+S+b+c
S—筒體外壁被物料浸蝕和受刮刀磨損的附加余量，該處物料有輕微腐蝕性，故取S=0.30cm;
b—焊制筒體卷制時的錯邊量b=0.15cm;
c=c+c
其中c—筒體材料負偏差，取c=0.3cm
c—筒體內壁供熱介子腐蝕余量
則S=0.461+0.3+0.15+0.3=1.211 cm
經加工后，筒體的實際厚度可控制在13mm
② 主動軸承安裝支承軸承處的軸徑：
考慮滿足剛度要求，設軸承支承斷面的軸徑d=0.1D=0.1140=14cm
滿足強度需要時，危險斷面的計算內徑d
d
式中：[b]—按脈動循環(huán)變化的工作條件所確定的端軸材料許用彎曲應力（kgf/cm）;
取[b]=250 kgf/cm
M=201855.1 kgf/cm
d=13.2cm
③主動軸承安裝大齒輪軸承處的軸徑：
設該軸的斷面之外徑d=12cm
d9.77
比較可得，主動端軸內徑可取d=80mm
④端蓋的壁厚確定：
設計采用的機構圖見下面：
端軸與端蓋整體鑄造，材料為HT250，軸徑尺寸可按前述計算確定，端蓋部分的結構，按尺寸幾何關系，結合筒體結構予以設計。
端蓋部分的基本壁厚計算：
S
式中：P—筒體設計壓力，P=1.55=7.5kgf/cm
D—封頭計算直徑，設計取112cm;
[]—HT250鑄鐵許用彎曲應力，取250 kgf/cm
則S==2.8cm
考慮澆鑄質量的影響和環(huán)境腐蝕的因素，設計確定最小壁厚S=28mm
端蓋的法蘭厚度，按《鋼制石油化工壓力容器設計規(guī)定》，本設計定為t=30mm
3.1.6刮刀裝置計算
（1）設計依據
型式采用直接式彈簧刮刀。刀片為組合型。各組刀片的長度和布置，詳圖見部件圖。
單位長度最大頂緊力：設計取q=5kgf/cm
壓力調節(jié)器作用于刀架上的受力點距離刀刃端部為50mm,距離支承軸中心為120mm.
刀刃與滾筒接觸點的夾角=30
刀架傾角（），根據干燥物料（成品）的最大靜摩擦角35，設計預定=45，60，90三種方案，分別作出受力狀態(tài)的計算，經比較后再確定傾角和進行刀架的具體設計。
壓力調節(jié)器軸向中心與刀架的傾角（），設計確定與滾筒水平軸線平行。
（2）刮刀裝置的受力計算：
①靜態(tài)時的刮刀受力參數：受力計算結果見下表。其中螺桿和支承軸部分的受力參數與刀架傾角（）之間的關系較大，設計考慮滾筒干燥器總體布置的需要和使螺桿和支承軸的受力分配合理，確定=60時的受力狀態(tài)，作為裝置的設計依據。
a)刀刃對筒體的作用力
頂緊力P=Lq
式中：L—刮到接觸筒體長度（cm）, L取55 cm
q—單位長度的刮刀頂緊力（kgf/cm）
則P=Lq=55=275（kgf）
受力方向：（）
式中：—作用力P與P分力的夾角
=
—刮刀架位置系數，
=
式中：—壓力調節(jié)器作用在刀架上的受力點與刀刃端部距離，=50mm
—壓力調節(jié)器作用在刀架上的受力點與支承軸中心的距離，=120mm
則===0.294
，先取=60為例計算
則===63.01（）
結果=45=78.01（）
滾筒徑向力：
Q=P=275=269（kgf）
滾筒切向力：
S= P=275=57.11（kgf）
b)調節(jié)器承受的作用力
刀架作用點B處的垂直力
其中：作用于刀刃處的垂直力（kgf）
==275cos63.01=124.80（kgf）
則=124.80=424.51（kgf）
水平力：=424.51ctg60=245.09（kgf）
壓力調節(jié)器軸向力
==490.18（kgf）
c)支承軸承作用力
軸的垂直分力
=（kgf）
水平力：（kgf）
合力：==387.16（kgf）
作用力方向：===39.28
d)刮到架中部承受的最大彎距
=424.51=1497.67 kgf/cm
②動態(tài)時的刮刀參數：滾筒轉動條件下，刀刃對筒體的受力狀態(tài)與靜態(tài)時的比較已有變化。
a)刀刃對筒體的作用力
其中：= F+P-S kgf
式中：P—刮到剝離料膜的切削力
=55=110 kgf
F=Q=0.15=40.35 kgf
則= F+P-S kgf=40.35+110-57.11=93.24 kgf
受力方向：
則==284.7 kgf
=tg=70.88
作用于刀刃處（C點）的垂直分力
P
式中：=94.12
則P=284.7=-20.45 kgf
水平分力=284.7=283.96 kgf
b)調節(jié)器承受的作用力
刀架B點處的垂直反力
=-20.45=-0.6956 kgf
傳遞至調節(jié)器的軸向力：
==-80.32 kgf
c)支承軸承所受的作用力
垂直反力：==49.08 kgf
水平推力： kgf
支承軸的合力==288.17 kgf
受力方向：==80.19
d)刀架中部B點的最大彎距
M=49.0812=588.96 kgf
由靜態(tài)和動態(tài)的計算結果進行比較后可知①②③④⑤⑥⑦⑧ⅠⅡⅢⅣⅤⅥ
Ⅰ、刀刃部分動態(tài)承受的作用力（P）比靜態(tài)時的作用力（P）有略微的減小，當刮刀刀刃處在自動振動狀態(tài)處在=90時，P〉P
Ⅱ、刀刃作用力方向和之間均發(fā)生改變，并使刀架的軸向力增加
Ⅲ、螺桿動態(tài)軸向力（G）比靜態(tài)時作用力（R）要小
Ⅳ、支承軸承承受的作用力，動態(tài)時（R）比靜態(tài)時R要大
（3）刮刀厚度的確定
刮刀架（包括刮刀）承受的彎距前面已經確定
刮刀片厚度可按靜態(tài)時最大彎距確定
式中：—刮刀刀片材料的許用彎曲應力，取1000kgf/cm
—刮刀計算長度
==0.4cm
設計取刀片厚度為6mm,刀片的開口形式采用單面、破口形式。
（4） 壓力調節(jié)器螺桿直徑的確定
設計采用45鋼螺桿和HT250的螺母座螺桿與螺母座傳動付的型失為螺母旋轉
螺桿的螺紋中徑=0.8=3.12cm
式中：Q—最大軸向力，設計取5倍的靜態(tài)時參數，即Q=5kgf
—鋼–鑄鐵螺旋付的許用比壓，=50（kgf/cm）
—螺母厚度和螺紋中徑比值，=2.5
設計按GB193-73，選用第一系列公稱直徑d=36cm,螺距t=1.5mmde 普通細螺紋，螺桿其余部分的直徑取36mm.
(5)刮刀架支承軸設計
刮刀架支承軸受力參考，按動態(tài)時的最大作用力（R=288.18kgf）由兩組軸承共同傳遞至軸承上確定軸徑。
采用通軸方式
按筒支梁計算結果為
支座反力：R=298.8kgf, R=298.8kgf,
最大彎距M=1926.7（kgf/cm）
最小軸徑：
d==2.68cm
在此設計中，采用的通軸，兩端軸承采用滑動軸承。
3.1.7密封罩及通氣管設計
（1）計算依據
干燥器蒸發(fā)水量W=933.3kg/h
全年平均室溫t,雨季最大的相對濕度
干燥器密封罩內濕空氣溫度50～60，取相對濕度。若采取引風機的強制通風，可不考慮室外大氣的溫度條件。
（2）罩頂濕空氣體積流量
其中W=933.3 kg/h
=0.5978（kg/m）
T=273+50=323 K
T=273+20=293 K
P=P
則==1721.1（m/h）
(3)排氣管徑確定
式中—操作不平衡系數，=1.5
—濕空氣流速，=15m/s
則==0.25（m）
設計取排氣管直徑D=250mm
本設計中取邊長為250的方管
3.2結構設計
滾筒組件主要包括筒體、端蓋、端軸和支承軸承四個部分
3.2.1筒體的設計
按筒體材料和加工方法，可分為鑄造滾筒與焊接滾筒兩類。
焊接滾筒：滾筒由具有焊接性的鋼板經卷焊之后，加工而成。材料一般為碳鋼和不銹鋼。端蓋和端軸的加工，可為焊接件或鑄件。與鑄造滾筒相比，焊接型筒體具有壁薄、導熱性好、單件加工方便、適用材料廣、筒體的直徑與長度范圍大等特點，為各類物料干燥常用的滾筒類型。鑒于以上幾個優(yōu)點，該設計選用焊接滾筒。結構圖如下：
筒體主視圖
筒體側視圖
3.2.2端蓋和端軸的結構設計
端蓋的型式，除小直徑、低壓力的滾筒中采用平蓋外，一般均設計成拱形端蓋。拱形端蓋的曲率尺寸，應根據筒體直徑、受力大小而定。一般小直徑筒體或采用凹面受力壓的拱形蓋，曲率中心在端蓋的中心軸線上。大直徑滾筒的端蓋，常設計成雙曲拱形凸面受力的型式，這種型式鋼性好、強度大。因此端蓋的設計我們選用雙曲拱形凸面受力的型式。
軸承的結構，一般為階梯軸。主動端上安裝傳動件，應設計止推抬肩，以阻止?jié)L筒沿主動側竄動，影響傳動。從動端軸可為光軸，有阻于筒體熱膨脹時，可自由伸縮。主動軸端和從動軸端在軸承支承部位頸尺寸，設計應相同。采用滾動軸承時，軸頸部位，應考慮配置鎖緊螺母的結構。軸的端部結構，應根據進氣頭和進入筒內供熱介質的配管要求進行設計。
結構圖如下：
端蓋和端軸結構
設計總結
滾筒干燥裝置干燥速率高．操作成本低， 可連續(xù)作業(yè)，物料在滾筒表面停留僅2秒到30秒．適宜于許多種農副產品漿糊狀物料的脫水加工．很適合我目當前食品加工業(yè)發(fā)展的需要。
滾筒干燥器的應用將越來越廣泛，滾筒干燥是食品工業(yè)中不可缺少的工藝過程，例如谷物類嬰兒食品、預糊化淀粉、馬鈴薯全粉、速溶麥片等。
發(fā)展趨勢將沿著實現：有效利用能源、提高產品質量和產量、減少環(huán)境影響、安全操作、易于控制、一機多用等方向發(fā)展。
致謝
本論文在構思和完成的過程中得到了江南大學機械學院領導和老師們的無私關懷及大力支持，特別是得到了指導教師宋春芳副教授的悉心指導，在此謹對這些老師表示衷心的感謝！最后我要感謝同學們對我的支持和家人的關心。
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