α＝βf+(1-δ1/2)π
式中：δ1＝  
 βf＝arctan(Q1/Q2)
     其中：Q1＝lf－lccos(θ1 –θ2)+cθ2sinθ1
           Q2＝lf(θ2–θ1)－lcsin(θ1－θ2)－cθ2cosθ1
式中：lf为常量，即摆杆长度，lc 为变量，即凸轮运动参数，c为摆杆与凸轮相对位置的中心距，θ1，θ2分别为摆杆与凸轮运动随时间转动的角度。
（参考彭国勋，肖正扬主编《自动机械的凸轮机构设计》1990年12月第一版机械工业出版社P90 3－58 P79 3－38式 P84各类基本平面凸轮机构的参数）
本次设计中lf=30mm，c=42mm，θ2(t)＝ωt＝10πt/3，lc＝0。

θ1(t)=
( 为能保证凸轮回程运动中拉簧能够顺利准确地将摆杆拉回初始位置，故加入 为初始角度， ＝30°，凸轮运动一周T=0.6s)，
则：Q1＝c10πsinθ1/3
    Q2＝lf（10π/3－θ1）－c10πcosθ1/3
取特殊点计算，当t=0s即t=0.6s时
Q1=42×10πsin30°/3=70π
Q2=30×(10π/3－0)－42×10πcos30°/3=100π－70 π
βf＝arctan(Q1/Q2)＝arctan－3.295=－73.12°
α＝βf+(1-δ1/2)π=－73.12°+π/2=16.88°

t=0.3s时
Q1=42×10πsin30°/3=70π
Q2=30×(10π/3－5π/6)－42×10πcos30°/3=75π－70 π
βf＝arctan(Q1/Q2)＝arctan－1.51=－56.55°
α＝βf+(1-δ1/2)π=－56.55°+π/2=33.45°

t=0.5s时
Q1=42×10πsin60°/3=70 π
Q2=30×(10π/3+5π/3)－42×10πcos60°/3=80π
βf＝arctan(Q1/Q2)＝arctan1.52=56.58°
α＝βf+(1-δ1/2)π=56.58°+π/2=146.58° 即α＝33.41°
由计算可得出，最大压力角αmax在摆杆升程的时候产生，αmax＝33.45°≤[α]，即机构不会产生自锁现象。

凸轮与摆动从动件的运动关系如图5.5所示：
 
图5.5 摆动从动件凸轮机构的压力角
二、凸轮基圆半径的确定
若从受力和效率的角度讲，压力角越小越好；若从结构紧凑的角度讲，则基圆的半径越小越好，但是减小rb会使α增大。这是一对矛盾，必须适当兼顾。设计上通常采用下述原则处理：根据凸轮机构的最大压力角αmax不超过其许用压力角[α]为先决条件，来确定出最小的基圆半径。
rb＝
（参考彭国勋，肖正扬主编《自动机械的凸轮机构设计》1990年12月第一版机械工业出版社P923－65a）
注意：rb是滚子中心轨迹（不是凸轮轮廓）的基圆半径。
式中，对于摆动从动件凸轮，h=lfτh，即以滚子中心在一个行程中走过的弧长代替h，τh是摆动从动件在一个行程中转过的角度，则：h=30×0.52＝15.71mm
θh是完成一个升程（或者回程），凸轮所转过的角度，称为动程角，即
θh＝120°＝2π/3
V是从动件运动的无因次速度，由选定的运动规律决定，即当V=Vm的时候，α≈αmax，故：因运动规律为等加速度运动规律， 则：Vm＝2
αp为最大允许压力角，代替αmax＝33.45°。
则rb＝ ＝14.92mm
三、滚子摆杆滚子半径的选择
采用滚子摆杆时，滚子半径的选择要考虑滚子的结构，强度及凸轮轮廓曲线的形状等多方面的因素，避免变尖现象以及失真现象。
对于外凸的凸轮轮廓曲线，应使滚子半径rr小于理论轮廓的最小曲率半径ρmin，另一方面，滚子的尺寸还受其强度，结构的限制，因而也不能做的太小，通常取滚子半径rr=（0.1～0.5）r0，故而此次设计rr=0.3 r0。 塑料薄膜式穿孔机设计+零件图+装配图(15):http://www.youerw.com/jixie/lunwen_305.html