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環板式行星分度凸輪機構是一種新型的凸輪型間歇機構，具有結構簡單、分度數大、承載能力強、體積小、無輸出機構等優點。以機構學的觀點分析，環板式行星分度凸輪機構是平行四邊形機構和凸輪機構的串聯組合，其組成原理如圖所示。圖示的平行四邊形機構中，有動力輸入的曲柄軸稱為輸入軸，無動力輸入的曲柄軸稱為支承軸。平行四邊形機構的連桿稱為內凸輪環板，其上制有內凸輪，與輸出軸上的外針輪組成凸輪—針輪嚙合副。當輸入軸逆時針等速回轉時，帶動內凸輪環板做平動，通過凸輪—針輪副推動輸出軸做順時針間歇回轉，其運動規律可由具體應用場合確定。
利用Solidworks建立環板式行星分度凸輪機構三維模型，見圖。為便于觀察，對其上箱體作消隱處理。Solidworks的“Motion分析”模塊加載約束，例如旋轉、平行等，輸入軸轉數20RPM，輸出軸加載200NM的反向轉矩，凸輪和針齒的材料為45號鋼，如圖所示，保留主要運動部件，其他作固定消隱。Motion分析計算可以得到輸出軸轉速如圖所示，針齒與兩個環板的接觸力如圖所示。從圖可以看出，輸出轉速符合預計的正弦函數關系，從圖得出，在設計針齒時，其承載能力要滿足11萬牛頓的力。
有限元分析是凸輪機構設計的基礎。環板式行星分度凸輪機構是多齒嚙合傳動，屬于超靜定問題，針齒與凸輪之間的受力狀態十分復雜，凸輪針輪副的受力狀況是整個機構受力分析的關鍵，即強度校核的難點。通過強度分析可以為零部件尺寸設計提供依據。針對環板式行星分度凸輪機構的強度分析，已有部分學者進行了探索和研究，陳新動等在介紹該凸輪機構傳動原理的基礎上闡述了整機的擺動力以及擺動力矩的平衡問題。劉明濤在進行機構的受力分析時，假設嚙合副的裝配間隙為零并忽略了摩擦因素，且將內凸輪視為剛體，忽略凸輪的變形，由于存在上述一系列的假設，使得所建的模型與實際情況有所出入，故這里將借助ANSYS軟件，建立考慮盡可能多影響因素的環板式行星分度凸輪機構的平面接觸模型，精確計算其受力及應力/應變分布情況。
根據共扼齒形的形成原理，按照所設想的傳動過程即：凸輪隨平行四邊形機構做沿逆時針方向旋轉的平動，針輪沿順時針方向做間歇運動，用矢量函數法可以得到凸輪的理論闊線。凸輪的實際闊線是以理論闊線為中心，以針輪的半徑為半徑形成的包絡線，即內、外等距曲線拼接而成的，可用內、外等距曲線所圍區域的布爾運算來求解，然后對尖點進行修緣，即得到凸輪的實際闊線(如圖所示)，其中凸輪廓線的設計參數見表。由于凸輪闊線非常復雜，所以采用自底向上的方法建模。
首先由計算強大的Matlab軟件求得凸輪闊線上二千四百個點的點陣坐標，設制輸出ANSYS承認的點陣坐標格式，進而編寫ANSYS軟件的APDL程序建模。環板式行星分度凸輪機構的凸輪和針齒的材料參數和單元選擇如表所示。網格劃分是建模中非常重要的一個環節，網格劃分的好壞直接影響計算精度與計算效率。根據此凸輪機構的特殊性，凸輪和針輪嚙合過程中，與凸輪接觸的針齒個數是變化的，有八到十一個。所以接觸區域的網格細化，如圖所示。這樣不僅接觸區域符合計算要求，而且非接觸區域節省了計算時間。環板式行星分度凸輪機構的平面接觸模型的網格劃分如圖所示，對不同的分析位置，有限元模型的單元數和節點數有所差別，其平均單元數為25000，平均節點數為50000。
通過目標單元和接觸單元來定義模型在變形期間可能發生接觸的區域。原則：在能保證足以描述所需要的接觸行為的條件下，盡量定義更小的局部化接觸區域，以更有效地進行計算。所以明顯看出凸輪和針齒不接觸的，直接不設接觸對；接觸不易判斷的或凸輪在載荷作用下可能接觸的進行接觸設置。
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