咖啡粉枕式包装机设计说明书.docx

目 录

摘 要 1
第一章 咖啡粉枕式包装机总体设计 3
1.1 电动机的选择 4
1.2 计算传动装置运动和动力参数 5
1.3 传动装置的总传动比及分配各级传动比的计算 6
第二章 传动装置设计 8
2.1 V带设计 8
2.2 蜗轮蜗杆设计 9
2.2.1 模数m和压力角α 10
2.2.2 蜗杆标准直径d1 10
2.2.3 按接触疲劳强度计算 12
2.3 链传动设计 16
2.4 直齿圆柱齿轮的设计 19
2.4.1 按齿面接触疲劳强度设计计算 19
2.4.2 按齿根弯曲疲劳强度设计计算 21
2.5 直齿锥齿轮传动的设计 23
2.5.1 齿根弯曲疲劳强度计算与校核 23
2.5.2 齿面接触疲劳强度计算与校核 24
2.6 轴的结构设计和校核 25
2.6.1 轴的结构设计 25
2.6.2 轴的最小直径估算 26
2.6.3 各轴段直径和长度的确定 27
2.6.4 轴承的选择 27
2.6.5 滚动轴承的密封 27
第三章 计量装置设计 29
3.1 料盘装置设计 29
3.2 量杯尺寸确定 30
3.3 料盘结构尺寸确定 30
3.4 料盘罩设计 31
第四章 横封切断装置设计 32
第五章 总结 33
参考文献 34
致 谢 35

摘 要

包装机械是包装工业的一大门类产品，在包装行业内占有举足轻重的地位，开发潜力巨大，有着很大的发展空间。咖啡粉枕式包装机是实现咖啡粉销售包装的主要机械工具。包装机械工具的使用不仅体现了现代生产的发展方向，同时也是提高经济效益的重要途径。进入21世纪，包装机械除继续增加新品种外，在产品的技术水平、内在质量和性能等方面都有了很大进步，这一切都与包装机械的设计有着密切的联系[2]。在商品流通中人们对小袋商品的包装提出了越来越高的要求,不仅要求包装美观、便于运输、储存、使用方便和产品保质,而且要求包装袋内的商品计量准确,误差小。“计量”是包装过程中的重要组成部分,因此商品包装的精确计量是包装行业时刻关注的一项重要课题。
本设计的内容为咖啡粉枕式包装机，主要应用CAXA绘图软件进行咖啡粉包装机参数化的设计,具体任务是进行总体设计、计量装置设计及横封切断装置设计。需要解决的问题主要有:根据包装袋的形状、尺寸、袋内咖啡粉的体积、封边方式的要求完成包装袋封口位置、装料位置及计量装置形式的选择；成形器、牵引棍、纵封棍等部件先后位置的确定;横封头及加料装置的设计。
本课题的设计意义及价值：所设计的设备应能满足咖啡粉包装要求，保证包装膜对正，便于调整，结构简单、运转平稳，工作可靠，便于维修。

关键词：包装机械 咖啡粉包装机 CAXA

ABSTRACT

The packaging machinery is a door products in the packaging industry occupies a pivotal position in the packaging industry, tremendous potential for development, with much room for development. The coffee powder pillow packaging machine sales of coffee powder packaging machine tools. The use of packaging machinery and tools not only reflects the direction of development of modern production, but also an important way of improving economic efficiency. The 21st century, packaging machinery in addition to continue to add new varieties have a lot of progress in terms of technological level of products, the inherent quality and performance, all these are closely linked [2] and the design of the packaging machinery. People pouch packaging of goods in the circulation of commodities, the ever-increasing demands, require not only the packaging beautiful, easy to transport, storage, easy to use, and product shelf life, and requires accurate measurement of the packaging bag of goods, the error is small. "Measurement" is an important part of the packaging process, the accurate measurement of packaging is an important topic to always pay attention to the packaging industry.
The design pillow packing machine for coffee powder, the main application CAXA mapping software for parametric design of the coffee powder packaging machine, the specific task of the overall design, the metering device and the horizontal seal cut-off device design. Need to be resolved to complete the sealing of the bags: bags of shapes, sizes, bags of coffee powder size, edge banding pattern of the loading position and form of metering device selection; shaper, pulling the stick, vertical seal sticks and other components has to determine the location; cross-head and the design of the feeding device.
Design significance and value of the subject: the design of equipment should be able to meet the packaging requirements of the coffee powder to ensure that packaging films are easy to adjust, simple structure, stable operation, reliable, easy to repair.

Key Words:Packaging Machinery; Coffee powder packaging machine; CAXA

第一章 咖啡粉枕式包装机总体设计
咖啡粉枕式包装机的包装原理： 咖啡粉枕式包装机整体是由几个机构组成，主要有：料盘装置，横封装置，竖封装置，走袋装置，料卷装置，电机等通过一定的传动关系组成[4]。塑料薄膜卷在料卷装置上通过成型器成型形成卷筒状然后通过竖封装置热封，再通过牵引机构向前走袋，在走袋的过程中料盘装置把计量好的咖啡粉通过料斗注入竖封好的袋中，最后通过横封机构横封切断，包装完成。根据包装机的要求，在包装过程中要确保各个装置之间运动协调。
传动方案要满足工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率、使用维护便利、工艺和经济性好等要求。
经过分析与比较,决定采用如下运动方式：电动机带动V带轮转动,经过蜗杆蜗轮减速带动凸轮轴转动，然后一部分动力通过用同步带轴，同步带轴通过一对齿轮把动力传给料盘轴。用蜗杆蜗轮减速是因为它的传动比大可以一次将转速降到需要的大小，使结构简单；用一根轴同时带动横封机构、竖封机构、走带机构既能使结构简单又能保证三者之间同时协调的工作；用同步带传动既能保证准确的传动比又能实现较大中心距的传动。整个机构结构紧凑，传动平稳，冲击小。

图1-1 咖啡粉包装机总图
1.1 电动机的选择
电动机的容量（功率）选得是否合适，对电动机的工作和经济性都有影响。当容量小于工作要求时，电动机不能保证工作装置的正常工作，或电动机因长期过载而过早损坏；容量过大则电动机的价格高，能量不能充分利用，且因经常不在满载下运动，其效率和功率因数都较低，造成浪费。
（1）料盘转速的计算：

-- 料盘的转动线速度
拟定 0.25 m/s
-- 料盘直径
拟定 294 mm
由文献[1]公式4-1得：
=7.5 r/min
（2）传动效率的计算：
由于传动装置较为复杂，取保险效率

（3）式中 ,,，，
确定电机的输出功率 P：
由于料盘的转速很慢P < 0.5kw
查文献[3]表16-13，根据其中Y系列电动机技术数据选择电动机的型号为Y802-4，额定功率0.75Kw，满载转速为1390r/min，安装类型为B5型。
1.2 计算传动装置运动和动力参数
I轴 n1 =
n1 =
P1 = Po·η带
P1= 0.75×0.95×0.99 = 0.705kw
T1 =
T1 =
II轴 n2=
P2 = =0.705×0.99×0.8= 0.558kw
T2 = N·m
Ⅲ轴

Ⅳ轴

Ⅴ轴

Ⅵ 轴

表1-1 参数表
参数
轴名
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
Ⅳ轴
Ⅴ轴
Ⅵ轴
转速n/r.min-1
1390
600
30
30
7.5
30
30
功率P/KW
0.75
0.705
0.558
0.531
0.515
0.490
0.531
转距T/N.m
2.2
11.22
177.63
169.04
163.94
311.97
676.14
传动比i
2.3167
20
1
1
2
4
效率η
0.94
0.79
0.95
0.97
0.96
0.95
1.3 传动装置的总传动比及分配各级传动比的计算
电动机选定后，根据电动机的满载转速n m及工作轴的转速n w即可确定传动装置的总传动比i=n m /n w 。具体分配传动比时，应注意以下几点：
（1）各级传动的传动比最好在推荐范围内选取，对减速传动尽可能不超过其允许的最大值。
（2）应注意使传动级数少﹑传动机构数少﹑传动系统简单，以提高精度。
（3）应使各级传动的结构尺寸协调﹑匀称利于安装，绝不能造成互相干涉。
（4）应使传动装置的外轮廓尺寸尽可能紧凑。
电动机满载转速 n m = 1390 r/min
工件（料盘）转速 = 7.5 r/min
机构总传动比i =185.33

第二章 传动装置设计
2.1 V带设计
小带轮大带轮
初定传动比传递功率P=0.75kw
设计项目
设计依据几内容
设计结果
（1）选择V带型号
①计算功率

②V带型号
查文献[1]表8—7得工作情况系数=1.2
=P=1.2×0.75
按=0.9kw， =1390r/min 查文献[9]图8—11选Z型V带

=0.9kw

选Z型V带
（2）确定带轮的直径dd1 dd2
①选取小带轮的直径dd1=71mm
②验算带速
③确定大带轮的直径dd2

参考文献[1]表8—6及表8—8，选取小带轮的直径dd1=71mm
V==m/s
dd2 =dd1 =1390/600×71mm
查文献[1]表8—8对dd2 进行圆整

dd1=71mm
V=5.165m/s
在5～25m/s内，合适

dd2 =160mm
（3） 确定中心距a和带长Ld
①初选中心距a0

0.7(dd1+dd2)≤a0 ≤2(dd1+dd2)

取a0 =250mm

②求带的基准长度Lo

③计算中心距a

④确定中心距的调整范围

查文献[1]表8—2 取Lo=900mm

Lo=900mm

a≈265mm

=292mm
=251.5mm
取a=275mm
（4）验算小带轮的包角α1

α1=180°- (dd2 -dd1 )×57.3°/a
=156°﹥120°
α1 =156°
合适
（5） 确定V带的根数Z
①确定额定功率P0

②确定V带的根数Z

确定
确定包角修正系数
确定带长修正系数

计算V带根数Z

由dd1=71mm,=1390r/min及=600r/min
查文献[1]表8—4a，得单根Z型V带的额定功率分别为0.27kw和0.3kw，用线性插值法求=1390r/min时的额定功率P0值
Z≥
查文献[1]表8—4b得
查文献[1]表8—5得≈0.93
查文献[1]表8—2得=1

=0.293kw

=0.03
=0.93
=1

取Z=3根，
合适
（6）计算单根V带的初拉力
查文献[1]表8—3得Z带单位长度质量q=0.06kg/m

≈46.54N
g.确定带轮的结构尺寸，绘制带轮工作图
dd1 =71mm,采用实心式结构
dd2 =160mm，采用孔板式结构
查文献[1]表8—10得
B=(z-1)e+2f=(3-1)×12+2×7=38mm

带传动效率取,,
2.2 蜗轮蜗杆设计
采用阿基米德蜗杆传动，其特点是：
（1）齿廓凹凸啮合的形式，而共轭曲面的当量曲率半径大，单位齿面压力小。因而接触强度得到提高。
（2）瞬时接触线方向与相对滑动速度方向的夹角比较大，有利于形成和保持共轭齿面间的动压油膜。能够减小磨损，提高传动效率及可靠性。
（3）基本齿廓为圆弧齿形，只要齿形参数选择合适，就能增大齿根厚度，提高齿的弯曲强度和抗冲击能力。
（4）设计方便，工艺简单。制造加工不需要特殊专用机床。
（5）采用蜗轮正变位，变位系数一般在0.5以上啮合性能好，能保证传动质量，当然也应该注意防止大变位引起的理论啮合区减少，蜗轮齿面根切区扩大。以至齿顶变尖等现象。
总之它具有承载能力大，传动效率高。使用寿命长，重量轻，结构紧凑等优点。
2.2.1 模数m和压力角α
通过蜗杆轴线并垂直蜗轮轴线的平面称中间平面。在中间平面上，蜗杆与蜗轮的啮合相当于齿条和齿轮啮合。阿基米德蜗杆传动中间平面上的齿廓为直线，夹角为2α=40°蜗轮在中间平面上齿廓为渐开线，压力角等于20°。显然，蜗杆轴向齿距（相当于螺纹螺距）应等于蜗轮端面齿距，因而蜗杆轴向模数必须等于蜗轮端面模数；蜗杆轴向压力角必须等于蜗轮端面压力角，即==m， ==α。标准规定压力角α=20°。
2.2.2 蜗杆标准直径d1
为了保证蜗杆与蜗轮正确啮合，蜗轮通常用与蜗杆形状和尺寸完全相同的滚刀加工。区别在于蜗轮滚刀有刃槽，且外径比蜗杆稍大，以便切出蜗杆传动的顶隙。也就是说，切削蜗轮的滚刀不仅与蜗杆模数和压力角一样，而且其头数和分度圆直径还必须与蜗杆的头数和分度圆直径一样。即同一模数蜗轮将需要有许多把直径和头数不同滚刀。为了限制滚刀数目和有利于滚刀标准化，以降低成本，特制定了蜗杆分度圆直径系列的国家标准，即蜗杆分度圆直径与模数m有一定的搭配关系，由此可见，同一模数只有有限几种蜗杆直径。蜗杆同螺旋一样如果旋转一周的周长为π其螺旋升角为γ，则沿轴线移动距离为（p为蜗杆轴向齿距）则可得：

式中q为蜗杆分度圆直径与模数的比值，称为蜗杆直径系数，由上式可知，q值越小，即蜗杆直径越小，则升角越大，传动效率越高，但直径变小会导致蜗杆的刚度和强度削弱，设计时应综合考虑。一般转速高的蜗杆可取较小q值，蜗轮齿数较多时可取较大q值。
（1）蜗杆螺旋升角与蜗轮螺旋角β
一对蜗杆蜗轮啮合时，蜗轮螺旋角β与蜗杆螺旋升角γ大小相等，且旋向相同，才能吻合一致，即=β。
（2）蜗杆头数和蜗轮齿数
蜗杆头数愈多，角愈大，传动效率高；蜗杆头数少，升角γ也小，则传动效率低，自锁性好。一般自锁蜗杆头数取=1。常用蜗杆头数=1、2、4，过多，制造高精度蜗杆和蜗轮滚刀有困难。蜗轮齿数=i。和取推荐值。为了避免根切，不应少于26，但也不宜大于60～80。过多时，会使结构尺寸过大，蜗杆支承跨距加大，刚度下降，影响啮合精度。
（3）传动比i和中心距a
对于减速蜗杆传动

式中：和分别为蜗杆和蜗轮的转速r/min。对于单级动力蜗杆传动，i=5～80，常用15～50。普通圆柱蜗杆减速装置传动比i的公称值，推荐按下列数值选取：5；7.5；10；12.5；15；20；25；30；40；50；60；70；80，其中10；20；40和80为基本传动比，应优先采用。非变位的标准蜗杆传动的中心距为

式中，为蜗轮分度圆直径，=m国家标准规定了中心距标准系列值：40．50．63．80．100．125．160．（180）．200．250. （280）. 315. 355. 400. 450. 500另外，为了配凑中心距，蜗杆传动常需要变位。
所以取中心距a=80mm，蜗杆头数Z1=1，蜗轮齿数Z2=30。
蜗杆传动的受力分析：
蜗杆传动的受力分析与斜齿轮传动相似[5]。通常不考虑摩擦力的影响
蜗杆传动时，齿面间相互作用的法向力可分解为三个相互垂直的分力：切向力，径向力r和轴向力。蜗杆，蜗轮所受各分力大小和相互关系如下:

式中：、、分别为蜗杆所受的切向力，轴向力，径向力；、、分别为蜗轮的切向力，轴向力，径向力；、分别为蜗杆、蜗轮的分度圆直径；α为压力角，T1、T2分别为蜗杆和蜗轮的转矩，,i为传动比，η为蜗杆传动的总效率。
蜗杆，蜗轮上各分力方向的判定方法如下：切向力方向对主动件蜗杆，与其运动方向相反；对从动件蜗轮，与其受力点运动方向相同。径向力各自指向轮心。而蜗杆轴向力的方向则与蜗杆转向和螺旋线旋向有关。用左（右）手定则来判定比较方便：右旋蜗杆用右手，左旋蜗杆用左手，四指顺着蜗杆转动方向，四指伸直所指方向即为蜗杆轴向力的方向。蜗杆轴向力的反方向即蜗轮的切向力的方向。
蜗轮齿面接触疲劳强度的计算主要是为了防止齿面产生点蚀。钢蜗杆与青铜或灰铸铁蜗轮配对时，齿面接触疲劳强度公式如下：
校核公式
设计公式
式中，K为载荷系数，用以考虑载荷集中和动载荷的影响。一般K=1.11.5。当载荷平稳、蜗轮圆周速度≤3m/s和7级以上精度时，取较小值，否则取较大值； 为蜗轮许用接触应力（MPa）。当中心距a和蜗轮齿数较小时，G取较大值；其他符号意义和单位同前。2．蜗轮轮齿弯曲疲劳强度计算对于闭式蜗杆传动，轮齿弯曲折断的情况较少出现，通常仅在蜗轮齿数较多(>80100)时才进行轮齿弯曲疲劳强度计算。对于开式传动，则按蜗轮轮齿的弯曲疲劳强度进行设计。
2.2.3 按接触疲劳强度计算
1、选择蜗杆传动类型
根据GB/T10085-1988推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。
2、 选择材料
考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45~55HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜铸造，而轮心用灰铸铁HT100制造。
3、 按齿面接触疲劳强度进行设计
根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度惊醒设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。所以传动中心距

（2） 确定载荷系数K
因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数；由文献[1]表11-5选取使用系数；由于转速不高，冲击不大，取动载系数，则

先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距a的比值，从文献[1]图11-18中查得。

应力循环次数

寿命系数

则

（6）计算中心距

取中心距a=100mm，因i=20，故从文献[1]表11-2中取模数m=4mm，蜗杆分度圆直径d1=40mm。这时，故从文献[1]图11-18中可查得接触系数，因为，所以以上结果可用。
4、 蜗轮蜗杆的主要参数与几何尺寸
（1）蜗杆尺寸 =2, m=4mm
①分度圆直径=40mm
②齿顶直径
③齿根直径
④导程角
⑤轴向齿距
⑥蜗杆轴向齿厚
（2） 蜗轮尺寸
根据查文献[1]表11-2得蜗轮齿数；变位系数
①分度圆直径
②齿顶圆直径
③齿根圆直径
④咽喉母圆半径

5、 校核齿根弯曲疲劳强度

当量齿数

根据，从文献[1]图11-19中可查得齿形系数。
螺旋角系数

许用弯曲应力

从文献[1]表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力。
寿命系数

6、 验算效率η

从文献[1]表11-18中用插值法查得；代入公式得，不用重算。
7、 精度等级公差和表面粗糙度的确定
考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8f GB/T10089-1988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，此处从略。
8、润滑方式
根据其具体的功用，采用喷油润滑。
9、蜗轮蜗杆的结构设计
蜗杆：车制 蜗轮：采用齿圈压配式结构
2.3 链传动设计
链传动是属于带有中间挠性机构件的啮合传动。它是由链条和主、从动连轮所组成的。链轮上有特殊齿形的齿，依靠链轮轮齿与链节的啮合来运动和动力。与属于摩擦传动的带传动相比：链传动无弹性滑动和打滑现象，因而能保持准确的平均传动比，传动效率较高；又因不需要像带那样张的很紧，所以作用于轴上的径向压力较小；在同样使用条件下，链传动结构较为紧促。
同时链传动能在高温及速度较低的情况下工作。与齿轮传动相比，链传动的制造与安装精度要求较低，成本低廉，再较远距离传动时，其结构比齿轮传动简便的多。
链轮是链传动的主要部件，链轮齿形已标准化，链轮的设计主要是确定其结构及尺寸，选择材料和热处理的方法。
本设计选用滚子链，已知电动机驱动减速器，然后经链传动到主分配轴，主动链轮转速为30r/min，传动比为2，载荷平稳，中心线垂直。
1. 选择链轮齿数，
为减小链传动尺寸，选取主动链轮齿数=17，从动轮齿数=17×2=34，取为38.
2． 确定计算功率
由文献[1]表9—6查得工作情况系数=1，由图9-13查得主动链轮齿数系数=1.55单排链
则计算功率为=P=1x1.55x0.490w=0.76kw
3. 选择链条型号和节距
根据链轮转速，及功率，由文献[1]图9—11，选链号为08A单排链，
再由文献[1]表9—1查得链节距 p=12.7mm。
滚子链的规格和参数如下：
链号：08A-1×60 销轴直径：3.98mm
节距 p：12.7mm 内链板高度：12.07mm
滚子外径 ：7.92mm 内链节内宽=7.85mm
4. 计算链节数和中心距
一般初选中心距为30-50个节距，中心距过短，单位时间内链条的绕转次数增多，链条屈伸次数和应力循环增多，加剧链的磨损，若中心距过大，松边垂度过大，传动时松边颤动。考虑本次设计，传动功率很小，链条受力不大，而且整机工作时间短，应力循环次数小，为减小整机尺寸，初取中心距，则链节数为
节
取=84节。
查文献[1]表9-7的到中心距计算系数
则链传动最大中心距为：mm，取为345mm。
5、计算链速v，确定润滑方式

由v=0.154m/s，查文献[1]图9-14可知，应采用定期人工润滑，每班注油一次。
6、计算压轴力
作用在轴上的压轴力的确定
有效圆周力：

按水平布置压轴力系数，故
=87.045N
7、链轮的基本参数和尺寸设计
链轮的材料应能保证轮齿具有足够的耐摩性和强度，由于小链轮轮齿的啮合次数比大链轮轮齿的啮合次数多，所受冲击也较严重，小链轮一般采用较好的材料.
查表两链轮选用材料是 20#钢，热处理方法是渗碳、淬火、回火 ：
计算滚子链轮主要尺寸如下：
分度圆直径：
d=P/sin(180o/Z)
小链轮分度圆：
大链轮分度圆：
齿顶圆直径：

齿根圆直径：

齿侧凸缘直径：

计算滚子链链轮轴向齿廓尺寸如下：
齿宽：bf1=0.93b1=0.937.81=7.27
2.4 直齿圆柱齿轮的设计
由纵封横封机构可知，机构主动轴和从动轴之间是靠一对传动比为1的直齿圆柱齿轮传动的，纵封机构传递功率较大，先按照纵封机构功率设计齿轮。
已知要传动比为1，转速为15r/min。为保证纵封和横封轮的尺寸相近性，要求满足纵封同样每转一圈封两袋长，即为260mm。所以纵封轮直径为d=260/3.14 ≈81mm。同样可知，此值也是圆柱齿轮的分度圆直径，即d=81mm
直齿圆柱齿轮的设计步骤如下：
（1）用直齿圆柱齿轮传动；
（2）包装机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）；
（3）材料齿数选择
齿轮1选45钢（调质），硬度为240HBS，齿数29
齿轮2选45钢（调质），硬度为240HBS，齿数29
两齿轮参数相同，所以下列计算式不许比较。
2.4.1 按齿面接触疲劳强度设计计算
由设计下列计算公式进行计算，即：

（1）确定公式内的计算数值
1）试选载荷系数Kt=1.3
2）计算齿轮1传递的转矩

3）由表10-7选取齿宽齿数
4）由文献[1]表10—6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8
5）由文献[1]图10—21d，按齿面硬度查知
齿轮1的接触疲劳强度为
齿轮2的接触疲劳强度为
6）计算应力循环系数

7）由文献[1]图10—19查知接触疲劳寿命系数
=1.14
8）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由文献[1]式10—12得：

（2） 计算有关参数
1）计算齿轮直径d1t代入中得：

2）计算圆周速度

3）计算齿宽

4）计算齿宽与齿告之比
模数
齿高

5）计算载荷系数
根据=0.054m/s,7级精度，由文献[1]图10-8查得动载系数；
由文献[1]表10-3查得直齿轮 ；
由文献[1]表10-2查得使用系数；
由文献[1]表10-4用插值法查得7级精度，齿轮相对支撑对称布置时；
由，查文献[1]图10-13得

6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，

7）计算模数

2.4.2 按齿根弯曲疲劳强度设计计算
由文献[1]式10—5得弯曲强度的计算公式为：

（1）确定公式中的各计算数值
1）由文献[1]图10—20d查得：
齿轮1的弯曲疲劳强度极限： =380；
齿轮2的弯曲疲劳强度极限： =380；
2）由文献[1]图10—18查得弯曲疲劳寿命系数， =1.14
3）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10—12得

4）计算载荷系数K
K==1×1.12×1×1.09=1.22
5）查取齿形系数
由文献[1]表10—5得， =2.53， =2.53
6）查取应力校正系数
由文献[1]表10—5得， = =1.62
7）计算齿轮1，2的下列值
= == 0.0095

8）设计计算
=2.05
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.05并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径d=79.83mm，算出齿轮齿数
取为32
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，满足了对纸带牵引的线速度要求和每转一周封两个袋长的要求。
几何尺寸计算：
（1）分度圆直径
==zm=32×2.5mm=80mm
（2）计算中心距
=80
（3）计算齿轮宽度

2.5 直齿锥齿轮传动的设计
锥齿轮为最常用的轴叫交角为90度的标准直齿锥齿轮。直齿锥齿轮的传动是以大端参数为标准值的，在强度计算时则以齿宽中点处的当量齿轮作为计算的依据。
齿数比u，锥距R分度圆直径d1，d2，平均分度圆直径dm1，dm2，当量分度圆直径dv1，dv2，关系如下：
令¢R=b/R，称为锥齿轮传动的齿宽系数，通常取¢R=0.25到0.35，最常用的值为¢R=1/3。于是dm=d（1-0.5¢R）。
选取精度等级，材料及齿数
本节主要设计计算主传动轴与纵封机构主轴之间的锥齿轮传动
（1）材料与热处理。
有前面的计算可知，Ⅱ轴上的锥齿轮传递力矩大，所以只需校核这一对锥齿轮即可。
选取小锥齿轮材料为40Cr（调质），硬度280HBS。
（2）表面淬火，轮齿变形不大，故精度等级选取7级。
（3）选取齿数，
2.5.1 齿根弯曲疲劳强度计算与校核
直齿锥齿轮的弯曲疲劳强度可以近似的按平均分度圆处的当量齿轮进行计算，可直接用进行校核。
确定设计计算公式中的有关参数如下：
1）载荷系数 K=
2）由文献[1]表10—2查取，使用系数KA=1
3）由文献[1]图10—8中低一级的精度线及Vm（m/s）查知动载系数=1.01
4）齿间载荷分配系数，均可取为1
5）齿向载荷分布系数
1.5 =1.65
式中的是轴承系数，由表10—9查得=1.1
6）Y，分别为齿形系数和应力校正系数按当量齿数Zv=Z/cosØ
查表10—5得Y
由式中K==1×1.01×1.0×1.65=1.67
7）查得：弯曲疲劳安全系数S=1.4；
设计此包装机每天工作两小时，全年工作，使用寿命30年，得应力循环次数为
N=30000×60×30=5.4×
弯曲疲劳寿命系数K=0.9
锥齿轮的弯曲疲劳极限为=500Mpa，计算弯曲许用应力：
=321.4Mpa
由前计算知T=17763N.mm
8）取的值为1/3，代入计算如下公式：
m 1.19
齿根弯曲疲劳强度主要决定模数，根据计算数据，模数m大于1.19，为由于齿数取Z=20，为使锥齿轮不致过小，取模数m=2mm.
所以大端齿根分度圆直径d=2×30mm=60mm
2.5.2 齿面接触疲劳强度计算与校核
确定校核公式

变形得：

（1）确定载荷系数
K==1.67
（2）T=17763N.mm
（3）查文献[1]表10-6得弹性影响系数为：

（4）查取
（5）由N=30000×60