齿轮结构如下图3-1
图3-1 齿轮
3.2轴的计算 3.2.1轴的结构设计
取轴颈处的直径为19mm，与标准GY型凸缘联轴器(型号：GY2)的孔径相同。各轴段配合及表面粗糙度选择如下：轴颈处
H9/f9,Ra=0.8μm;齿轮处配合处为H8/t7，联轴器与传动轴的配合
H9/h8。
3.2.2 键连接的强度校核
键主要是为了实现轴上零件的轴向定位来传递转距，键的形式用多种，，根据传动的要求，键的选择应根据轴的直径选择不同型号的键，轴的直径d=19mm选用A型平键（GB/T1096—2003摘录），与联轴器连接处键的尺寸b×h×L=6×6×20与凸轮连接处键的尺寸
b×h×L=6×6×20轴的材料是45
号钢，且属于静联接机械设计第八版
表6-2查得许用挤压应力为[σp]=120-150MPa,取其平均值[σ
20
p]=135MPa。键的工作长度为l=Lb=20mm6mm=14mm,键与联轴器键槽的接触高度为k?0.5h?0.5?6?3mm。由机械设计第八版式6-1可得
2T×1032×74.6×103σP=kld≤[σP]=3×19×14=127MPa<135MPa
T—传递的转矩（N.M） d—轴的直径（mm）
l—键的工作长度（mm）；A型，l=L－b
k—键与轮毂的接触高度（mm）；k=h－t，h为键的高度， b—键的宽度（mm） t—切向键工作面宽度（mm）
σP—键的许用切应力（MPa）
[σP]—键连接的许用挤压应力，/ MPa
可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。
键的标记为：（GB/T1096-2003） 键6×6×20，圆头普通平键（A型），b=6、h=6、L=20 轴的结构如下图3-2
图3-2 传动轴
3.2.2 按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，，即危险截面C与D其中一个截面，。根据式σca=
2M2+(αT)W及以上数据，以
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及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取??0.6，轴的计算应力为
σca2M2+(αT)(661.27×103)2+(0.6×538.6×103)2===51.26MPa，前已选定
W0.1×553轴的材料为40Cr，调质处理，查表15—1得许应弯曲应力[σ-1]=70MPa。因此σca<[σ-1]，故安全。 3.3凸轮机构的设计及计算 3.3.1凸轮机构形式的确定
根据常用凸轮机构形式及需要传递较大力的要求，在此设计对心直动滚子推杆盘形凸轮机构，由于滚子与凸轮轮廓之间为滚动摩擦，所以磨损较小，故可用来传递较大的动力。 3.3.2推杆的运动规律的确定
根据机架需要上升十五度角，可确定推杆的推程h=200mm，然后确定推杆的推程运动角
δ0=90?，远休止角δ01=180°，回程运动角?＇0=270°，近休止角
δ02=360°。
表3-2 凸轮运动规律表
运动规律 最大速度 最大加速度 最大跃度 适用场合
（hω/δ0）? αmax vmax（hω2/δ2? jmax（hω3/δ3× 0)0）等速运动 1.00 ∞
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低速轻载
等加速等减速 2.00 4.00 ∞ 中速轻载
余弦加速度 1.57 4.93 ∞ 中低速重载
正弦加速度 2.00 6.28 39.7 中高速轻载
五次多项式 1.88 5.77 60.0 高速中载
由表中可知余弦加速度的运动规律适用于中低速重载的场合，因此，在此选用余弦加速度运动规律，因为加速度曲线连续。行程始末加速度等于零，跃度为有限值的突变。启动平稳。导路侧压力小，冲击、磨损较轻。适用中、高速轻载。根据以上数据可得到以下的运动规律曲线如图3-3：
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图3-3 推杆运动规律曲线
3.3.3凸轮轮廓曲线的设计
设计凸轮的轮廓曲线必须知道基圆半径Rb，根据公式：Rb=
hVmh-β1tanαm2（β1—推程角，弧度值; h—推程; Vm—最大线速度; αm—最大压力角,一般取30°）;查阅现代机械传动手册P763, 则Rb=
200×1.045h-=132mm，Rr=40mm π290××tan301803.3.4作图法画出凸轮的轮廓曲线
根据基圆半径及上述的推杆轮廓曲线作出凸轮的工作廓线如下图3-4：
91234?02?0?018765?0?
图3-4 凸轮工作廓线
由此可得凸轮的轮廓曲线如图3-5：
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