回转圆筒干燥器结构设计 13
d轴承座不倾翻条件 见图8-34,图8-35，由Fh H < FVb/2得b>1.09H,为安全起见，设计中采用b>2H,b2>0.65H。 4.1.3.托轮与轴承的设计
托轮轴承组的设计顺序如下：由筒体载荷Q，经过计算确定轴瓦直径、长度或滚动轴承的型号。同时在滚圈计算时已定滚圈的宽度和托轮直径。在此基础上确定托轮宽度。根据上述各主要零件参数画出托轮轴承组的结构草图，然后进行轴的精确计算校核及其它计算。
滑动轴承，由轴承润滑条件和轴颈弯曲强度定直径和周长。由于干燥器负荷都不太重，一般都不采用滑动轴承。
滚动轴承，若为转轴式，参照轴颈弯曲强度求得最小直径d,按滚动轴承寿命计算方法经计算后选择轴承型号。
a托轮 a.直径 托轮的材料及直径D已在滚圈计算过程中确定。托轮材料一般用铸钢，并和滚圈相匹配。小型的筒体可用铸铁托轮。使用带凸边托轮的小型筒体，这种结构可不设挡轮，因它重量较轻，筒体下滑的轴向力较小，可以用带带凸边托轮抵消筒体由于与水平倾斜装置安装所产生的轴向力。为了减轻质量，托轮多半做成空心的。 b.宽度 确定托轮宽度的原则是：
i．工作状态时托轮与滚圈保持全接触。则 Bt> Br+2U (8-69) 式中Bt， Br—托轮，滚圈宽度；
2U—筒体的轴向窜动量，普通挡轮一般为20—40mm、见图8-36由于筒体热膨胀计算及托轮底座的按装会有误差，托轮，滚圈宽度差应大于2U，一般取Bt=Br+50—100mm。 ii．当筒体较长时，还应验算冷态时滚圈与托轮接触宽度不小于滚圈宽度的3/4（见图8-37）。 即Bt/2≥ Br/4+△Z+U (8-70)
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式中 △Z—两组托轮间筒体的膨胀量。
一般Bt/Dt=0.5-0.7时，采用双轮福结构。而干燥器都采用单轮番的。 托轮工作表面磨损速度一般为每年2-4mm，应具有6-10年的正常使用寿命。 托轮与轴是紧配合装配的，往往是轴随托轮磨损严重而报废，为延长托轮的使用寿命，可采用镶套托轮（见图8-38）。外套损坏后，可拆掉重新镶套使用。 当托轮表面有局部凹凸不平的缺陷时，可以用车削托轮的方法予以清除。
b滚动轴承 回转干燥圆筒上采用滚动轴承结构型式比较多，一般采用图8-39转轴式结构。
图8-39是左右轴承座分设，相应的径向和止推轴承均采用调心式球面轴承。为保证转动灵活，两轴承的球面中心必须重合。为此在两轴承间设有轴向定距环。 滚动轴承的选择计算： 计算额定动载荷CjN
Cj=fhff/fnft P （N） (8-17) 式中： fh--寿命系数，fh=�∫Lh/500：
Lh---额定寿命，h；回转圆筒托轮及传动轴承可取5-8年，每年以7500h计 �--寿命指数，对球轴承�=3： fn--速度系数：
nt—轴承转速，即托轮转速，r/min；
ff—载荷系数，干燥器的托轮按有轻微冲力计。ff=1.1-1.2； ft—温度系数，ft=0.95（按工作温度125。C以下） P—当量动载荷，P=XFr+YFa,N; 其中： Fr—托轮轴承径向载荷，N; Fa—托轮轴承
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X—径向系数，按选用轴承取值； Y—轴向系数，按选用轴承取值。
查轴承样本，是规定的额定动载荷【C】≥Cj，并结合考虑：a.转轴式：轴颈满足轴估算结果。b.心轴式：满足【Cj】≥Cj时，轴颈一般有足够的强度，但有时所得的轴承组交宽，比托轮宽很多，此时应另选。并由此选定轴承的型号。
必须指出，由于滚动轴承承载能力的计算与转速nt及寿命Lh有关，与滑动轴承相比，滚动轴承在选用上具有较大的灵活性。同一个轴承在不同转速和寿命时，允许的当量动载荷有一定的范围。 c托轮轴 弯矩计算：
轴中部直径：da=d+(20-30),mm 轴中部长度：L’=Bt+（20-60），mm
转轴式：滑动轴承：L=L.+2h+l≈ L.+1.2l,l为轴颈长度，l/d=1.414-1.443。 滚动轴承：L=L.+BS,BS为轴承内圈宽度。
因轴中点是紧配合，有利于提高轴的强度，而且不存在应力集中，因此危险断面不在弯矩最大的轴中点一侧，在紧配合的边缘产生很大应力集中。破坏性质均为疲劳。I,II截面的弯矩分别为：
M1=0.3Nl（滑动轴承） （8-72）
M2=1/4N。BS(滚动轴承) （8-73） M3=1/4N.(L-b) （8-74） M2是最大弯矩。
转轴轴径计算：
轴径d的初步估算：滑动轴承：由前面已知：
。
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σ=Mmax/W=N/2*0.6l/0.1d≤【σ】 （8-75） 则 d≥∫3L/dN/[ σ],mm （8-76）
由N=0.625Q当l/d=1.42 【σ】=48MPa时，则 d≥0.24∫Q,mm （8—77） 式中Q单位为N
滚动轴承：由式（8-75）可知： M1=1/4N.BS,轴的W=0.1d3
所以 σ=1/4N.BS/0.1d3≤【σ】 (8-78) d≥3∫2.5N.BS/【σ】mm （8-79） 做出托轮轴草图后，还应校核轴的疲劳强度，验算安全系数： n=σ-1/K/β�0σ≥[n] （8-80） 式中 【n】--许用安全系数，取1.5-1.8； K—应力集中系数，查表； β—表面状态系数，
σ-1—材料的弯曲疲劳极限，MPa； �0—绝对尺寸系数，查表
由于一般托轮轴的计算寿命均要大于5-10年，其间的回转次数及应力变化次数，大于循环基数10，故不对疲劳极限σ
7
-1
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.
.3
值进行寿命折算。
为了提高轴的疲劳寿命，应注意采取降低集中应力的措施。如增大过度圆角，用滚压方法提高轴表面的硬度和光洁度等。
心轴式：结构如图8-44所示。
支撑距L1 两轴承中心距b1由结构确定。危险截面视具体结构而定。 Mmax=1/4N.(L1-b1) （8-81） 心轴的计算：
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