凸轮压力角计算
凸轮压力角是指凸轮的压力线与凸轮轮廓曲线在某一点处的夹角，是凸轮设计中的一个重要参数。其计算公式为：
tanα = (r2 - r1cosθ)/(r1sinθ)
其中，r1为凸轮半径，r2为压力线上该点处的半径，θ为该点的夹角，α为凸轮压力角。
通常情况下，凸轮的压力角应小于20度，以减少磨损和噪音。因此，在凸轮设计过程中，需要根据实际情况来选择合适的凸轮半径、压力线位置和夹角等参数，以满足设计要求。
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凸轮回转中心和凸轮压力角的确定： 120 140 100 70t t n n 30n n t t a a A B 凸轮压力角为推杆所受正压力的方向与推杆上点的速度方向之间所夹之锐角，如上图所示，A,B 两点分别为凸轮最大压力角和最小压力角的极限位置，最大压力角为70，最小压力角为30， 凸轮机构的压力角 1、凸轮机构的压力角定义 凸轮机构的压力角 是指在不计摩擦的情况下，凸轮机构从动件作用力的方向线与从动件上力作用点的速度方向之间所夹的锐角，用α表示。 2、压力角与作用力的关系 如图所示，将凸轮对从动件的作用力F 分解为F ＇和F ＂。F ＇为有效分力，F ＂为有害分力，当压力角α越大，有害分力F ＂越大，如果压力角大到一定值时，有害分力所引起的摩擦阻力将大于有效分力F ＇，这时无论凸轮对从动件的作用力F 有多大，都不能使从动件运动，机构将发生自锁。而此时的压力角将称 为临界压力角αc 。 为了保证凸轮机构的正常运转，应使最大压力角αmax 小于临界压力角αc , 。 3、许用压力角 为了提高机构的效率、改善其受力情况，通常规定一许用压力角[α]，使 。 推程：直动推杆取[α]＝300；摆动推杆[α]＝300～450；
回程：通常不会引起自锁问题，但为了使推杆不至产生过大的加速度从而引起不良后果，通常取700～800。 凸轮的基圆半径 1、基圆半径和压力角的关系： 如上图所示，P为推程任一位置时凸轮和推杆的相对瞬心，α为压力角。则有 ； 其中，r0为基圆半径，e为偏距。 注意：偏距e前的符号按下述方法确定：当偏距e及瞬心P在凸轮回转中心点O 的同一侧时取“－”号；反之当e与P点在O点两侧时，取“＋”号。由上式推得 根据此式和许用压力角就可以求出最小的基圆半径了。 推论：（1）当推杆的运动规律确定后，r0愈小，α愈大。 （2）、偏距的方向选择得当时，可使压力角减少，反之会使压力角增大。
压力角是不计算摩擦力的情况下，受力方向和运动方向所夹的锐角。压力角是若不考虑各运动副中的摩擦力及构件重力和惯性力的影响,机构运动时从动件所受的驱动力的方向线与该力作用点的速度方向线之间的夹角。 概述折叠编辑本段 压力角(pressure angle)(α):若不考虑各运动副中的摩擦力及构件重力和惯性力的影响,作用于点C的力P与点C速度方向之间所夹的锐角. 与压力角相联系的还有传动角(γ)． 压力角越大，传动角就越小．也就意味着压力角越大，其传动效率越低．所以设计过程中应当使压力角小． 原理折叠编辑本段 在平面连杆机构中不计摩擦和构件的惯性的情况下，机构运动时从动件所受的驱动力的方向线与该力作用点的速度方向线之间的夹角。在曲柄摇杆机构中(图1),主动件通过连杆作用在摇杆上的力P沿BC方向,力作用点C?的速度v C的方向垂直CD，这两方向线所夹的角?α为压力角。压力角α越大，P在v C方向能作功的有效分力就越小，传动越困难。压力角的余角γ 称为传动角。机构的压力角或传动角是
评价机构动力学指标之一，设计机构时应限制其最大压力角或最小传动角。对于齿轮传动(图2)，压力角?α也是从动轮齿上所受驱动力P的方向线与P力作用点C?的速度v C方向线之间的夹角α，压力角 α的大小随着轮齿啮合位置的不同而变化。 压力角 压力角 如果知道模数根据公式： m=(W1-W)/α 就可以算出来m-模数W1-----跨k+1个齿的公法线长度 W-----跨K个齿的公法线长度α-----压力角 分度圆直径d分=mz 齿顶高h顶=m 齿顶圆直径D顶=d分+2h定=m （z+2）??齿根高h根= 全齿高h=h顶+h根= 周节t=πm。
凸轮机构基本参数的设计 前节所先容的几何法和解析法设计凸轮轮廓曲线，其基圆半径r0、直动从动件的偏距e或 摆动从动件与凸轮的中心距a、滚子半径rT等基本参数都是预先给定的。本节将从凸轮机 构的传动效率、运动是否失真、结构是否紧凑等方面讨论上述参数的确定方法。 1 凸轮机构的压力角和自锁 图示为偏置尖底直动从动件盘形凸轮机构在推程的一个位置。Q为从动件上作用的载荷（包 括工作阻力、重力、弹簧力和惯性力）。当不考虑摩擦时，凸轮作用于从动件的驱动力F是 沿法线方向传递的。此力可分解为沿从动件运动方向的有用分力F'和使从动件紧压导路的有 害分力F''。驱动力F与有用分力F'之间的夹角a（或接触点法线与从动件上力作用点速度方 向所夹的锐角）称为凸轮机构在图示位置时的压力角。显然，压力角是衡量有用分力F'与有 害分力F''之比的重要参数。压力角a愈大，有害分力F''愈大，由F''引起的导路中的摩擦阻 力也愈大，故凸轮推动从动件所需的驱动力也就愈大。当a增大到某一数值时，因F''而引 起的摩擦阻力将会超过有用分力F'，这时无论凸轮给从动件的驱动力多大，都不能推动从动 件，这种现象称为机构出现自锁。机构开始出现自锁的压力角alim称为极限压力角，它的 数值与支承间的跨距l2、悬臂长度l1、接触面间的摩擦系数和润滑条件等有关。实践说明， 当a增大到接近alim时，即使尚未发生自锁，也会导致驱动力急剧增大，轮廓严重磨损、 效率迅速降低。因此，实际设计中规定了压力角的许用值[a]。对摆动从动件，通常取[a]=40～ 50；对直动从动件通常取[a]=30～40。滚子接触、润滑良好和支承有较好刚性时取数据的上 限；否则取下限。 对于力锁合式凸轮机构，其从动件的回程是由弹簧等外力驱动的，而不是由凸轮驱动的，所 以不会出现自锁。因此，力锁合式凸轮机构的回程压力角可以很大，其许用值可取[a]=70～ 80。
自由度：F=3n-2P L-P H 极位夹角(系数K)：θ=K-1/K+1×180° 急回程度：K=180°+θ/180°-θ 曲柄摇杆，双摇杆，双曲柄 模数m齿数π齿距p分度圆直径d m=p/πd=mz 压力角α=arcos(r b/r) r b=rcosα=zmcosα/2 中心距：a=m a(Z1+Z2)/2cosβ 1. 一对已切制好的渐开线外啮合直齿圆柱标准齿轮， 求z1=20,z2=40,m=2mm,α=20°,ha*=1,c*=0.25,求 (1) 标准安装时的中心距a； (2) 当中心距a'=61mm时，这对齿轮的顶隙c和齿侧间隙δ为多少？ 解：（1）a=m(z1+z2)/2=2×(20+40)/2=60mm 2、一对标准渐开线直齿圆柱齿轮外啮合传动，已知标准中心距a=160mm，齿数Z2=60，小齿轮Z1=20，求模数、分度圆半径，基圆直径，周节，齿厚 基圆直径d b=mzcosα=dcosα 齿厚 齿距（周节）p=πm
15．在图所示的铰链四杆机构中，各杆的长度为l1＝28mm，l2＝52mm，l3＝50mm，l4＝72mm．试求： 1）当取杆4为机架时，该机构的极位夹角θ、杆3的最大摆角φ、最小传动角γmin和行程速比系数K； 2）当取杆1为机架时，将演化成何种类型的机构？为什么？并说明这时C、D两个转动副是周转副还是摆转副； 3）当取杆3为机架时，又将演化成何种机构？这时A、B两个转动副是否仍为周转副? 解： 曲柄摇杆 3-5 如图所示设计一铰链四杆机构。已知摇杆的长度CD=75mm，行程速比系数K=1.5，机架AD 的长度AD=100mm，摇杆的一个极限位置与机架间的夹角为w s,=45°，试求曲柄的长度AB和连杆的长度BC（有两组解）。
% ******** 偏置移动从动件盘形凸轮设计绘图和运动分析******** disp ' ######## 已知条件########' disp ' 凸轮作逆时针方向转动,从动件偏置在凸轮轴心的右边' disp ' 从动件在推程作等加速/等减速运动,在回程作余弦加速度运动' % 基圆半径；滚子半径；从动件偏距；从动件升程 rb=40;rt=10;e=15;h=50; % 推程运动角；远休止角；回程运动角；推程许用压力角；凸轮转速 ft=100;fs=60;fh=90;alpha_p=35;n=200; % 角度和弧度转换系数；机构尺度 hd=pi/180;du=180/pi;se=sqrt(rb^2-e^2); w=n*pi/30; omega=w*du; % 凸轮角速度（°/s） fprintf(' 基圆半径rb = %3.4f mm \n',rb) fprintf(' 滚子半径rt = %3.4f mm \n',rt) fprintf(' 推杆偏距 e = %3.4f mm \n',e) fprintf(' 推程升程h = %3.4f mm \n',h) fprintf(' 推程运动角ft = %3.4f 度\n',ft) fprintf(' 远休止角fs = %3.4f 度\n',fs) fprintf(' 回程运动角fh = %3.4f 度\n',fh) fprintf(' 推程许用压力角alpha_p = %3.4f 度\n',alpha_p) fprintf(' 凸轮转速n = %3.4f r/min \n',n) fprintf(' 凸轮角速度(弧度) w = %3.4f rad/s \n',w) fprintf(' 凸轮角速度(度) omega = %3.4f 度/s \n',omega) disp ' ' disp ' 计算过程和输出结果' disp ' ' % (1)---校核凸轮机构的压力角和轮廓曲率半径' disp ' *** 计算凸轮理论轮廓的压力角和曲率半径***' disp ' 1 推程(等加速/等减速运动)' for f=1:ft if f<=ft/2 s(f)=2*h*f^2/ft^2;s=s(f); % 等加速-位移方程 ds(f)=4*h*f*hd/(ft*hd)^2;ds=ds(f); d2s(f)=4*h/(ft*hd)^2;d2s=d2s(f); vt(f)=4*h*omega*f/ft^2; % 等加速-速度方程else s(f)=h-2*h*(ft-f)^2/ft^2;s=s(f); % 等减速-位移方程 ds(f)=4*h*(ft-f)*hd/(ft*hd)^2;ds=ds(f); d2s(f)=-4*h/(ft*hd)^2;d2s=d2s(f); vt(f)=4*h*omega*(ft-f)/ft^2; % 等减速-速度方程end alpha_t(f)=atan(abs(ds-e)/(se+s)); % 推程压力角(弧度) alpha_td(f)=alpha_t(f)*du; % 推程压力角(度) pt1=((se+s)^2+(ds-e)^2)^1.5; pt2=abs((se+s)*(d2s-se-s)-(ds-e)*(2*ds-e));
第四节 凸轮机构基本尺寸的设计 在设计凸轮的轮廓曲线时，不仅要保证从动件能够按给定要求实现预期的运动规律，还应该保证凸轮机构具有合理的结构尺寸和良好的运动、力学性能。对于基圆半径、偏距和滚子半径等基本尺寸，在进行凸轮轮廓曲线的设计之前都是事先给定的。如果这些基本参数选择不当，就会存在凸轮机构的结构是否合理、运动是否失真以及受力状况是否良好等问题。因此，本节主要讨论有关凸轮机构基本尺寸的设计问题，为正确、合理选择这些基本参数提供一定的理论依据。 一、凸轮机构的压力角 凸轮机构的压力角是指不计摩擦时，凸轮与从动件在某瞬时接触点处的公法线方向与从动件运动方向之间所夹的锐角，常用α表示。压力角是衡量凸轮机构受力情况好坏的一个重要参数，是凸轮机构设计的重要依据。 1．直动从动件凸轮机构的压力角 如图6—29所示为直动从动件盘形凸轮机构的压力角示意图。其中，图6—29a 为尖底从动件的压力角示意图，图6—29b 为平底从动件的压力角示意图。现以滚子从动件凸轮机构为例，来说明直动从动件盘形凸轮机构压力角的计算方法。根据图6—30中的几何关系，可得压力角的表达为 图6—29直动从动件的压力角图 6—30偏置直动从动件的压力角 (6—34) 由三心定理，P 点为瞬心，ωOP v v P ==，?ω d d s v OP = = （由从动件速度公式? ωd d s v =） 式中，“ ”号与从动件的偏置方向有关。图6—30所示应该取“-”号，反之，如果从动件导路位于凸轮 回转中心O 的左侧，则应该取“+”号。显然，这种情况属于从动件的偏置方向选择不合理，因为增大了凸轮机构的压力角，降低了机械效率，甚至可能会导致凸轮机构发生自锁。因此，正确选择从动件的偏置方向有利于减小机构的压力角。此外，压力角还与凸轮的基圆半径和偏距等有关。(当v 、ω、s 一定时，
压力角计算及公式(总3页) --本页仅作为文档封面，使用时请直接删除即可-- --内页可以根据需求调整合适字体及大小--
压力角是不计算摩擦力的情况下，受力方向和运动方向所夹的锐角。 压力角是若不考虑各运动副中的摩擦力及构件重力和惯性力的影响,机构运动时从动件所受的驱动力的方向线与该力作用点的速度方向线之间的夹角。 概述编辑本段 压力角(pressure angle)(α):若不考虑各运动副中的摩擦力及构件重力和惯性力的影响,作用于点C的力P与点C速度方向之间所夹的锐角. 与压力角相联系的还有传动角(γ)． 压力角越大，传动角就越小．也就意味着压力角越大，其传动效率越低．所以设计过程中应当使压力角小． 原理编辑本段 在平面连杆机构中不计摩擦和构件的惯性的情况下，机构运动时从动件所受的驱动力的方向线与该力作用点的速度方向线之间的夹角。在曲柄摇杆机构中(图1),主动件通过连杆作用在摇杆上的力P沿BC方向,力作用点C 的速度v的方向垂直CD，这两方向线所夹的角α为压力角。压力角α越大，P在v方向能作功的有效分力就越小，传动越困难。压力角的余角γ 称为传动角。机构的压力角或传动角是评价机构动力学指标之一，设计机构时应限制其最大压力角或最小传动角。对于齿轮传动(图2)，压力角α也是从动轮齿上所受驱动力P的方向线与P力作用点C的速度v方向线之间的夹角α，压力角α的大小随着轮齿啮合位置的不同而变化。 如果知道模数根据公式： m=(W1-W)/α 就可以算出来 m-模数 W1-----跨k+1个齿的公法线长度 W-----跨K个齿的公法线长度α-----压力角 分度圆直径d分=mz 齿顶高h顶=m 齿顶圆直径D顶=d分+2h定=m（z+2）齿根高h根= 全齿高h=h顶+h根= 周节t=πm。 可以看出m是齿轮齿数计算的一个基本参数
凸轮机构的压力角画法 一、什么是凸轮机构的压力角？ 凸轮机构是一种利用凸轮和摆杆组成的机械传动装置，广泛应用于各种机械设备中。凸轮机构的压力角是指凸轮上一点在运动过程中与摆杆连杆的夹角。凸轮机构的设计中，压力角是一个非常重要的参数，直接影响着机构的工作性能和寿命。 二、凸轮机构的压力角的画法 2.1 画法一：通过几何法求解 几何法是求解凸轮机构压力角的一种常用方法。具体步骤如下： 1.给定凸轮的运动曲线以及摆杆连杆的参数，确定摆杆连杆在凸轮上的起点位 置； 2.将凸轮等分为若干个小段，每个小段代表一个小角度的转动； 3.将每个小段的末端与摆杆连杆的杆头分别连接，形成一组连杆； 4.测量每个小段对应的摆杆连杆与凸轮切点的夹角，即为压力角； 5.将测得的压力角绘制在凸轮的运动曲线上，得到压力角的分布。 2.2 画法二：通过数学分析求解 除了几何法外，还可以通过对凸轮曲线进行数学分析，求解凸轮机构的压力角。 1.建立凸轮的运动方程，描述凸轮在运动过程中的位置和速度； 2.建立摆杆连杆的运动方程，描述摆杆连杆在凸轮上的位置和速度； 3.将凸轮和摆杆连杆的运动方程联立，得到摆杆连杆与凸轮的切点坐标； 4.利用切点坐标求解摆杆连杆与凸轮的夹角，即为压力角； 5.根据凸轮的运动曲线，绘制压力角的分布。 三、凸轮机构的压力角对机构性能的影响 凸轮机构的压力角直接影响机构的工作性能和寿命。以下是凸轮机构压力角对机构性能的几个主要影响：
3.1 压力角与动载荷 压力角的大小与凸轮机构的动载荷有直接关系。当压力角较大时，摆杆连杆受力较大，容易出现疲劳破坏；当压力角较小时，摆杆连杆的受力较小，摩擦损耗较小。因此，在凸轮机构的设计中，需要合理选择压力角，以保证机构具有足够的强度和寿命。 3.2 压力角与摩擦损耗 凸轮机构的摩擦损耗主要来自摆杆连杆与凸轮的接触，而压力角的大小直接决定了接触点的相对速度和接触点的接触面积，从而影响摩擦损耗。当压力角较大时，接触点的相对速度较大，摩擦损耗增加；当压力角较小时，接触点的接触面积较小，摩擦损耗减小。 3.3 压力角与运动平稳性 压力角的大小也会影响凸轮机构的运动平稳性。当压力角较大时，由于接触点的相对速度变化较大，容易引起冲击和震动；当压力角较小时，接触点的相对速度变化较小，运动相对平稳。因此，合理选择压力角可以提高凸轮机构的运动平稳性。 四、凸轮机构压力角的优化设计方法 为了提高凸轮机构的性能，可以通过优化压力角的设计来实现。以下是凸轮机构压力角的优化设计方法： 4.1 基于数学模型的优化设计 通过建立凸轮机构的数学模型，利用优化算法对凸轮的形状进行优化设计，以使得压力角在整个运动过程中保持在合理的范围内。常用的优化算法包括遗传算法、粒子群算法等。 4.2 基于试验数据的优化设计 通过实验测试，获取凸轮机构在不同工况下的压力角数据，分析压力角的分布规律，找出压力角较大或较小的原因，进而调整凸轮的设计参数，使得压力角在合理范围内。
% 对心直动凸轮机构压力角的计算(调用TLYLJ.M) disp ' ' disp ' ******** 对心直动凸轮机构压力角的计算 ********' disp ' ' disp ' ======== 已知条件 ========' disp ' ' rb = input(' 基圆半径(mm) rb = '); h = input(' 推程升程(mm) h = '); k=h/rb;hd=pi/180; fai = input(' 推程运动角(度) fai = '); fprintf (1,' 运动结构系数 k = %3.4f \n',k) YDGL = input(' 运动规律类型：等速-"ZX";等加减速-"PW";余弦加速-"JX";正弦加速-"BX" == '); disp ' ' if YDGL=='ZX' disp ' ======== 等速运动（直线）规律 ========' fm=0; alfm=atan(k/(fai*hd)); elseif YDGL=='PW' disp ' ======== 等加减速运动（抛物线）规律 ========' if k<=2 fm=fai*hd/2; alfm=atan(4*k/(fai*hd*(2+k))); elseif k>2 fm=fai*hd/sqrt(2*k); alfm=atan(sqrt(2*k)/(fai*hd)); end elseif YDGL=='JX' disp ' ======== 余弦加速度运动（简谐曲线）规律 ========' fm=fai*hd*acos(k/(2+k))/pi; alfm=atan(k*pi/(2*fai*hd*sqrt(1+k))); elseif YDGL=='BX' disp ' ======== 正弦加速度运动（摆线）规律 ========' x=fsolve(@TLYLJ,fai*hd/2); % 使用fsolve求解渐开线函数 方程 fm=x/pi*(fai*hd); alfm=atan(k*(1-cos(2*pi*fm/(fai*hd)))/(fai*hd+k*fm-k*fai*hd*sin(2*pi* fm/(fai*hd))/(2*pi))); end fprintf (1,' 最大压力角 alfm = %3.4f 度 \n',alfm/hd) fprintf (1,' 最大压力角的位置角 fm = %3.4f 度 \n',fm/hd) % 压力角渐开线函数 function f=TLYLJ(x)
凸轮机构基本参数的设计 前节所介绍的几何法和解析法设计凸轮轮廓曲线，其基圆半径r0、直动从动件的偏距e或摆动从动件与凸轮的中心距a、滚子半径rT等基本参数都是预先给定的。本节将从凸轮机构的传动效率、运动是否失真、结构是否紧凑等方面讨论上述参数的确定方法。 1 凸轮机构的压力角和自锁 图示为偏置尖底直动从动件盘形凸轮机构在推程的一个位置。Q为从动件上作用的载荷（包括工作阻力、重力、弹簧力和惯性力）。当不考虑摩擦时，凸轮作用于从动件的驱动力F 是沿法线方向传递的。此力可分解为沿从动件运动方向的有用分力F'和使从动件紧压导路的有害分力F''。驱动力F与有用分力F'之间的夹角a（或接触点法线与从动件上力作用点速度方向所夹的锐角）称为凸轮机构在图示位置时的压力角。显然，压力角是衡量有用分力 F'与有害分力F''之比的重要参数。压力角a愈大，有害分力F''愈大，由F''引起的导路中的摩擦阻力也愈大，故凸轮推动从动件所需的驱动力也就愈大。当a增大到某一数值时，因F''而引起的摩擦阻力将会超过有用分力F'，这时无论凸轮给从动件的驱动力多大，都不能推动从动件，这种现象称为机构出现自锁。机构开始出现自锁的压力角alim称为极限压力角，它的数值与支承间的跨距l2、悬臂长度l1、接触面间的摩擦系数和润滑条件等有关。实践说明，当a增大到接近alim时，即使尚未发生自锁，也会导致驱动力急剧增大，轮廓严重磨损、效率迅速降低。因此，实际设计中规定了压力角的许用值[a]。对摆动从动件，通常
取[a]=40～50；对直动从动件通常取[a]=30～40。滚子接触、润滑良好和支承有较好刚性时取数据的上限；否则取下限。 对于力锁合式凸轮机构，其从动件的回程是由弹簧等外力驱动的，而不是由凸轮驱动的，所以不会出现自锁。因此，力锁合式凸轮机构的回程压力角可以很大，其许用值可取[a]=70～80。 2 按许用压力角确定凸轮回转中心位置和基圆半径 1. 滚子(尖底)直动从动件盘形凸轮机构： 过轮廓接触点作公法线n－n，交过点O的导路垂线于P。该点即为凸轮与从动件的相对速度瞬心，且lop=v/w=ds/df。由此可得直动从动件盘形凸轮机构的压力角计算公式 式中h、d分别为凸轮转向系数和从动件偏置方向系数，其取值与前述相同。对于滚子（尖底）直动从动件盘形凸轮机构，若hd=1，则称为正配置；否则，若hd=-1，称为负配置。因推程ds/df≥0，回程ds/df≤0，故凸轮机构按正配置时，可减小推程压力角，但同时使回程压力角增大；而按负配置时，虽可减小回程压力角，但却使推程压力角增大。在回程不会发生自锁的力锁合式凸轮机构中，一般采用正配置，以减小推程压力角。 由上式可知，当凸轮机构配置情况、偏距e及从动件运动规律确定之后，基圆半径r0愈小，压力角a愈大。欲结构紧凑应使基圆尽可能小，但基圆太小又会导致压力角超过许用值。因压力角是机构位置的函数，必有某个位置出现最大压力角amax。设计时应在amax≤[a]的前提下，选取尽可能小的基圆半径。 当已知凸轮回转方向及从动件运动规律s=s(f)时，满足给定推程许用压力角[a]和回程许用压力角[a']的最小基圆半径及最佳偏距可利用上式通过数值法求得，但求解过程复杂。下面介绍一种便于工程应用的解析几何方法。
凸轮计算方法(总17页) --本页仅作为文档封面，使用时请直接删除即可-- --内页可以根据需求调整合适字体及大小--
凸轮计算方法 图片： 自动车床主要靠凸轮来控制加工过程，能否设计出一套好的凸轮，是体现自动车床师傅的技术高低的一个标准。凸轮设计计算的资料不多，在此，我将一些基本的凸轮计算方法送给大家。 凸轮是由一组或多组螺旋线组成的，这是一种端面螺旋线，又称阿基米德螺线。其形成的主要原理是：由A 点作等速旋转运动，同时又使A点沿半径作等速移动，形成了一条复合运动轨迹的端面螺线。这就是等速凸轮的曲线。 凸轮的计算有几个专用名称： 1、上升曲线——凸轮上升的起点到最高点的弧线称为上升曲线 2、下降曲线——凸轮下降的最高点到最低点的弧线称为下降曲线 3、升角——从凸轮的上升起点到最高点的角度，即上升曲线的角度。我们定个代号为φ。 4、降角——从凸轮的最高点到最低点的角度，即下降曲线的角度。代号为φ1。
5、升距——凸轮上升曲线的最大半径与最小半径之差。我们给定代号为h，单位是毫米。 6、降距——凸轮下降曲线的最大半径与最小半径之差。代号为h1。 7、导程——即凸轮的曲线导程，就是假定凸轮曲线的升角（或降角）为360°时凸轮的升距（或降距）。代号为L，单位是毫米。 8、常数——是凸轮计算的一个常数，它是通过计算得来的。代号为K。 凸轮的升角与降角是给定的数值，根据加工零件尺寸计算得来的。 凸轮的常数等于凸轮的升距除以凸轮的升角，即K=h/φ。由此得h＝Kφ。 凸轮的导程等于360°乘以常数，即L＝360°K。由此得L＝360°h/φ。 举个例子： 一个凸轮曲线的升距为10毫米，升角为180°，求凸轮的曲线导程。(见下图) 解：L＝360°h/φ=360°×10÷180°＝20毫米升角(或降角)是360°的凸轮，其升距(或降距)即等于导程。这只是一般的凸轮基本计算方法，比较简单，而自动车床上的凸轮，有些比较简单，有些则比较复杂。在实际运用中，许多人只是靠经验来设计，用手工制作，不需要计算，而要用机床加工凸轮，特别是用数控机床加工凸轮，却是需要先计算出凸轮的导程，才能进行电脑程序设计