Н мм.
Тепер визначимо нормальну силу на черв'ячної колесі:
= 2 * 45. (0.5 * 100 * cos2.52 * cos20) = 1.89 Н. (3.1.2)

Поправочний коефіцієнт е знаходимо за графіком 3.12 [4], при = 1.89 Н е = 0.7. ККД черв'ячної пари визначимо за графіком 3.15 [4] ( , F = 0.15):
.
З урахуванням поправочного коефіцієнта отримуємо:
.
Далі знаходимо момент на ведучому черв'яка:
= 45. (100 * 0.14 *. 0.98) = 3.2 Н мм. (3.1.3)
Звідси - момент, який повинен забезпечувати електромагніт, визначаємо із співвідношення плечей ярма електромагніта (див. рис. 1.):
(3.1.4)
Беручи для визначеності = 2 / 1 (враховуючи вплив цього відношення на величину ходу штовхає собачки, а в кінцевому рахунку і на величину кроку зубів храпового колеса), знаходимо:
= 6.4 Н мм.
Візьмемо (з конструктивних міркувань) = 40 мм. Тоді мінімальне зусилля, що розвивається електромагнітом буде:
= 6.4/40 = 0.16 Н. (3.1.5)

Керуючись отриманим значенням, вибираємо електромагніт від реле РКН (паспорт РС3.259.007), що має такі параметри:
- Струм в обмотці 0.15 А.
- Потужність (при 50 Гц) 0.25 Вт
- Максимальна сила 6 М.
- Величина зазору 1мм.
- Розміри: діаметр 20 мм, довжина 65 мм.
3.2 Розрахунок храпового колеса
За формулою
(3.2.1)
де t - крок зубів храпового колеса. За рис.1:
(3.2.2)
визначимо величину модуля храпового колеса.
= 1 * 2 / (3.1415 * 1)   0.6.
Згідно нормалі верстатобудування Н22-4 вибираємо храпове колесо з наступними параметрами:
- Модуль m = 0.6
- Висота зуба h = 0.8 мм.
- Кут западини  = 55 
- Кут головки собачки   = 50 
- Радіуси заокруглень западин зубів 0.3 мм.
Визначимо діаметр храпового колеса
(3.2.3)
= 58 * 0.6 = 34.8 мм.
Діаметр западин храпового колеса
(3.2.4)
= 34.8-2 * 0.8 = 33.2 мм.
Крок зубів храпового колеса
(3.2.5)
t = 34.8 * 3.14.58   2 мм.

4. Розрахунок кулачкового механізму
Форма профілю кулачка визначає програму, згідно з якою буде відбуватися рух штовхача. Вихідними даними для розрахунку профілю кулачка є: хід штовхача Smax = 7 мм, який визначає величину переміщення вихідної ланки (штовхача) і закон руху останнього - лінійний.
4.1 Розрахунок кулачка
Лінійний закон переміщення вихідної ланки може забезпечити кулачок з профілем у вигляді спіралі Архімеда [5]. Радіус-вектор профілю записується вираженням:
(4.1.1)
де R - поточний радіус кулачка.
- Мінімальний радіус кулачка.
- Поточний кут.
с - аналог швидкості руху штовхача.
У кулачкових механізмах з вихідним ланкою типу штовхач кут тиску , тобто кут між нормаллю до профілю кулачка в точці контакту з штовхачем і напрямком швидкості штовхача, повинен бути менше 30 . Для забезпечення плавності ходу штовхача приймемо     
Для виключення різких ударів штовхача об кулак при завершенні програми (одного обороту кулачка) приймемо робочий кут кулачка   270    Частина буде служити для плавного повернення штовхача в початкове положення. Звідси визначимо аналог швидкості штовхача:
(4.1.2)
з = 7 / (270 * 3.1415/180) = 1.4875 мм / рад.
Відповідно до формули [4]:
(4.1.3)
визначимо мінімально допустимий мінімальний радіус кулачка:
= 16.98 мм.
Приймаються
мм.
Максимальний радіус:
= 20 +7 = 27 мм (4.1.4)
За програмою, наведеною в додатку з наступними вихідними даними:
- Максимальний хід штовхача = 7 мм.
- Мінімальний радіус = 20 мм.
- Кут тиску  = 5 .
- Робочий кут кулачка  = 270  
- Розрахунковий крок 10 .
Результат розрахунку наведено в таблиці:
Таб.1.

Кут	0	10	20	30	40	50	60	70	80	90	100	110
Радіус	20.0	20.3	20.5	20.8	21.0	21.3	21.6	21.8	22.1	22.3	22.6	22.8
Кут	120	130	140	150	160	170	180	190	200	210	220	230
Радіус	23.1	23.4	23.6	23.9	24.2	24.4	24.7	24.9	25.2	25.4	25.7	26.0
Кут	240	250	260	270	280	290	300	310	320	330	340	350
Радіус	26.2	26.5	26.7	27.0	26.1	25.2	24.4	23.5	22.6	21.8	20.9	20.0

Матеріал для кулачка вибираємо [5] Сталь 50 з загартуванням робочої поверхні струмами високої частоти.
4.2 Розрахунок циліндричної пружини штовхача
Циліндрична гвинтова пружина, що працює на стиск, служить для забезпечення механічного контакту між кулачком і штовхачем. Розрахунок пружини будемо виробляти за викладеною в [5] методикою. Вихідні дані для розрахунку:
- Найбільший тиск на штовхач = 5.5 М.
- Найменший тиск на штовхач = 0.2 = 5.5 * 0.2 = 1.1 М.
- Робочий хід пружини  = 7 мм.
- Орієнтовний наружний діаметр D = 7-9 мм.
- Число робочих циклів не менше 2000 * 3600сек * 6500/22 = 0.27 * , Що відповідає пружині I класу.
- Забивання з двох сторін глуха.
- Матеріал для пружини Сталь У9А.
- Відносний інерційний зазор  = 0.05-0.25
Сила пружини при максимальній деформації:
- Орієнтовне значення:
= 5.5 / (1 - (0.05-0.25)) = 7.33-5.79 Н. (4.2.1)
Найбільш повно нашим вимогам підходить пружина номер 144 ГОСТ 13766-86 [5] з наступними параметрами:
- Сила максимальної деформації пружини = 8.5 М.
- Діаметр дроту d = 0.6 мм.
- Зовнішній діаметр пружини D = 7.5 мм.
- Найбільший прогин одного витка = 2.152 мм.
Межа міцності при розтягуванні дроту I класу (таб. 3.28 [5])  пч = 2650-3000 = 2700 МПа.
Максимальне дотичне напруження  max = 0.3 * 2700 = 810 МПа. (Сталь У9А).
Жорсткість пружини
= (5.5-1.1) / 0.007 = 640 Н / м (4.2.3)
Жорсткість одного витка
= 8.5/0.002151 = 3.95 * 10 ³ Н / м (4.2.4)
Число витків:
- Робітників
= 3.95 * 10 ³ / 640 = 6.2 (4.2.5)
- Опорних
- .
- Повне

= 6.2 +2 = 8.2 (4.2.6)
Деформація:
- Попередня
= 1.1/640 = 1.7 * 10 ^-3 м (4.2.7)
- Робоча
= 5.5/640 = 8.7 * 10 ^-3 м (4.2.8)
- Максимальна
= 8.5/640 = 13.28 * 10 ^-3 м (4.2.9)
Число зашліфованний витків
= 1.5.
Висота пружини:
- При максимальній деформації
= (8.2 +1-1.5) 0.6 = 4.62 мм (4.2.10)
- У вільному стані
= 4.62 +13.28 = 17.9 мм (4.2.11)
- При попередньої деформації
= 17.9-1.7 = 16.2 мм (4.2.12)
- При робочій деформації
= 17.9-8.7 = 9.2 мм (4.2.13)
Середній діаметр пружини
= 7.5-0.6 = 6.9 мм (4.2.14)
Відношення висоти у вільному стані до середнього діаметру і граничне значення цього параметра
= 17.9/6.9 = 2.5 (4.2.15)
= 5.24> 2.5 - умова стійкості виконується.
Індекс пружини
= 6.9/0.6 = 11.6 (4.2.16)
Коефіцієнт кривизни витка
k = = (4 * 11.6-1) / (4 * 11.6-4) +0.615 / 11.6 = 1.124 (4.2.17)
Розрахункове дотичне напруження
= (8 * 1.124 * 8.5 * 6.9 * 10 ^-3) / (3.14 * 0.6 ³⁾ = 777.8 * 10 ⁶ Па (4.2.18)
Перевірка міцності: 777.8Мпа <810 МПа.
Крок пружини
= 2.152 +0.6 = 2.752 мм (4.2.19)
Довжина розгорнутої дроту
= 3.14 * 6.9 * 8.2 = 177.7 мм (4.2.20)
Щільність стали
= 7.8 г / см ^3.
Маса пружини
= 0.785 * 0.06 ³ * 177.7 * 7.8 = 3.9 м (4.2.21)
Обсяг, займаний пружиною
= 0.785 * 0.75 * 0.162 ² = 0.93 см ³ = 930 мм ³ (4.2.22)
4.3 Розрахунок штовхача. Визначення реакцій опор штовхача
Конструктивно, виберемо штовхач у формі стержня з круглим перетином і сферичним наконечником. Такий вибір продиктований тим, що сферичні наконечники, що мають досить великий радіус закруглення, мають підвищену контактної міцністю. Штовхач повинен мати також маточину як упор для пружини, притискає сам штовхач до кулачка. Діаметр штовхача виберемо з умови міцності на вигин.

Рис. 2. Силова схема кулачкового механізму.
Сила Q, притискає штовхач до кулачка, є рівнодіючої декількох сил: Q _{пс-корисного} опору.
Q _пр - тиску пружини.
Q _т - тяжкості.
P _і - інерції:
Q = Q _{пс +} Q _{пр +} Q _т  P _і (4.3.1)
Кулачок тисне на штовхач з силою Р, яка спрямована перпендикулярно профілю кулачка і складає з напрямом вектора швидкості штовхача кут тиску    У нашому випадку він становить (див. п.4.1) 5 .
Сила Р визначається як [5]:
Р = Q _пс / ( cos ) (4.3.2)
Де
    f [1 + (2b / c)] tg  (4.3.3)
- ККД кулпчково-ползунного механізму.
B = 30 мм., C = 45 мм.
F = 0.15
 = 1-0.15 [1 + (2 * 30/45)] tg5     96.
Таким чином:
Р = 5.5 / (0.96 * cos5 ) = 5.75 H.
Визначимо наведений коефіцієнт тертя [1]:
 _пр = arctg (f _тр) (4.3.4)
f _тр - коефіцієнт тертя сталь по сталі - 0.15.
 _пр = arctg (0.15) = 9.47 .
Рівнодійна сил тертя Р і Fтр називається повною силою тиску кулачка на штовхач.
(4.3.5)
P _п = 5.75/cos 9.47  = 5.83 H.
Розкладаючи силу Рп на дві складових, отримуємо:
- - Сила, згинальний штовхач і викликає реакції Nb і Nc в його напрямних, від величини яких залежать значення сил тертя Fb і Fc.
= 5.83 * sin (5 +9.47) = 1.46 H.
- - Сила, рушійна штовхач, яка долає сили Q, Fb, Fc.
= 5.83 * cos (5 +9.47) = 5.65 H.
Таким чином, величину згинального моменту можна визначити як:
М _і = b = 1.46 * 30 = 43.8 Н * мм. (4.3.6)
Діаметр штовхача з умови міцності на вигин визначимо за формулою:
(4.3.7)
Для сталі 45 (матеріал штовхача) [1]  _в = 120 МПа. [] _і = 0.16  _в = 0.16 * 120 = 19.2 МПа.
Таким чином, знаходимо найменший діаметр штовхача:
= 2.8 мм.
З урахуванням коефіцієнта запасу 1.5 приймаємо діаметр штовхача d = 4мм.
Складемо систему трьох умов, згідно з якою система повинна знаходитися в рівновазі (на основі принципу Даламбера):
(4.3.8)
Вирішуючи перші два рівняння, можна визначити опорні реакції в направляющех штовхача Nb і Nc.
= 1.46 (30 +45) / 45 = 2.43 Н.
= 2.43-1.46 = 0.97 Н.
Fb і Fc - сили тертя в опорах:
Fb = Nb * f ', Fc = Nc * f' (4.3.9)
Де f '= tg  ' - коефіцієнт тертя між направляє і штовхачем.

5. Контактний розрахунок
У вузлах механізму сили між деталями передаються при початковому торканні робочих поверхонь у точці чи по лінії. У міру зростання сили за рахунок пружних деформацій матеріалу з'являються площадки контакту, размет яких дуже малі в порівнянні з розмірами поверхонь стичних деталей.
Сили діють нормально до поверхні деталей і створюють у місцях контакту нормальні контактні напруги. Контактну (або поверхневу) прочностьдеталей при статичному навантаженні оцінюють за максимальними контактним напруженням  _max, які виникають в центрі площадки контакту. Напруження на майданчиках контакту при видаленні від точки або лінії початкового зіткнення зменшуються по нелінійному закону. Нелінійний характер має і залежність між розмірами площадки контакту і значенням нормальної сили.