2.2 传动机构

2.2.1 传动机构的性能要求

传动机构是一种把动力机产生的运动和动力传递给执行机构的中间装置，是转矩和转速的变换器，其目的是使驱动电动机与负载之间在转矩和转速上得到合理的匹配。在机电一体化系统中，伺服电动机的伺服变速功能在很大程度上代替了传动机构中的变速机构，大大简化了传动链。机电一体化系统中的机械传动装置已成为伺服系统的组成部分，因此，机电一体化机械系统应具有良好的伺服性能，要求机械传动部件转动惯量小、摩擦小、阻尼大小合理、刚度大、抗振性好、间隙小，并满足小型、轻量、高速、低噪声和高可靠性等要求。

为了达到以上要求，机电一体化系统的传动机构主要采取以下措施：

1）采用低摩擦阻力的传动部件和导向支承部件，如采用滚珠丝杠、滚动导轨、静压导轨等。

2）减小反向死区误差，如采取措施消除传动间隙、减少支承变形等。

3）选用最佳传动比，以减少等效到执行元件输出轴上的等效转动惯量，提高系统的加速能力。

4）缩短传动链，提高传动与支承刚度，以减小结构的弹性变形，比如用预紧的方法提高滚珠丝杠副和滚动导轨副的传动与支承刚度。

5）采用适当的阻尼比，系统产生共振时，系统的阻尼越大则振幅越小，并且衰减较快。但是，阻尼过大系统的稳态误差也较大，精度低。所以，在设计传动机构时要合理地选择其阻尼大小。

另外，随着机电一体化技术的发展，对传动机构提出了一些新的要求，主要有以下三方面：

1）精密化。虽然不是越精密越好，但是为了适应产品的高定位精度及其他相关要求，对机电一体化系统传动机构的精密度要求越来越高。

2）高速化。为了提高机电一体化系统的工作效率，传动机构应能满足高速运动的要求。

3）小型化、轻量化。在精密化和高速化的要求下，机电一体化系统的传动机构必然要向小型化、轻量化的方向发展，以提高其快速响应能力、减小冲击，降低能耗。

2.2.2 丝杠螺母传动

丝杠螺母副是将旋转运动转化为直线运动的机构。丝杠螺母传动按照螺母与丝杠之间的配合方式，可分为滑动丝杠螺母传动和滚动丝杠螺母传动。滑动丝杠螺母传动机构的优点是结构简单、加工方便、成本低、能自锁，缺点是摩擦阻力大、易磨损、传动效率低，低速时易出现爬行。滚动丝杠螺母传动的滚动体为球形时又称为滚珠丝杠副，其优点是摩擦因数小、传动效率高、磨损小、精度保持性好，由于具有以上优点，滚珠丝杠副在机电一体化系统中得到了广泛应用。滚珠丝杠副的缺点是结构复杂、制造成本高，安装调试比较困难，并且不能自锁。本节主要介绍滚珠丝杠副。

图2-1 滚珠丝杠螺母副的组成

1—丝杠 2—端盖 3—滚珠 4—螺母

（1）滚珠丝杠副的组成和特点

滚珠丝杠副由带螺旋槽的丝杠与螺母及中间传动元件滚珠组成。图2-1为滚珠丝杠螺母副的示意图，它由丝杠、螺母、滚珠和滚珠循环装置四部分组成。丝杠转动时，带动滚珠沿螺纹滚道滚动，为防止滚珠从滚道端面掉出，在螺母的螺旋槽两端设有滚珠回程引导装置构成滚珠的循环返回通道，从而形成滚珠流动闭合通路。

滚珠丝杠副与滑动丝杠副相比，具有以下优点：

1）运动平稳，灵敏度高，低速时无爬行现象。

2）定位精度和重复定位精度高。

3）使用寿命长，为滑动丝杠的4～10倍。

4）不自锁，可逆向传动，即螺母为主动，丝杠为被动，旋转运动变为直线运动。

（2）滚珠丝杠副的结构类型

滚珠丝杠副中滚珠的循环方式有两种：内循环和外循环。

内循环方式的滚珠在循环过程中始终与丝杠表面保持接触，如图2-2所示为常见的反向器式内循环结构形式，螺母1上安装的反向器3接通相邻滚道，使滚珠成若干个单圈循环。这种形式结构紧凑，刚度好，滚珠流通性好，摩擦损失小，但制造较困难。适用于高灵敏度、高精度的进给系统，不宜用于重载传动系统中。

外循环方式的滚珠在循环过程结束后通过螺母外表面上的螺旋槽或插管返回丝杠螺母间重新进入循环。图2-3为常见的插管式外循环结构形式，在螺母外圆上装有螺旋形的插管1，其两端插入与螺纹滚道3相切的两个内孔，用插管的端部引导滚珠4进入插管构成的滚珠循环回路。压板2的作用是固定插管。这种形式结构简单，工艺性好，承载能力较大，但径向尺寸较大。外循环方式目前应用最为广泛，可用于重载传动系统中。

图2-2 反向器式内循环滚珠丝杠螺母副

1—螺母 2—滚珠 3—反向器 4—丝杠

（3）滚珠丝杠副的主要尺寸参数

参见图2-4，滚珠丝杠副的主要尺寸参数有：

公称直径d₀：指滚珠与螺纹滚道在理论接触角状态时包络滚珠球心的圆柱直径，它是滚珠丝杠副的特征尺寸。

基本导程P_h：丝杠相对螺母旋转2π弧度时，螺母上基准点的轴向位移。滚珠丝杠的导程越小精度越高，但是承载能力也小。

行程l：指丝杠相对于螺母旋转任意弧度时，螺母上基准点的最大轴向位移量。

图2-3 插管式外循环滚珠丝杠螺母副

1—插管 2—压板 3—滚道 4—滚珠

此外还有丝杠螺纹大径d₁、丝杠螺纹小径d₂、滚珠直径D_W、螺母螺纹大径D₂、螺母螺纹小径D₃、丝杠螺纹全长l_s等。

基本导程的大小应根据机电一体化产品的精度要求来确定。精度要求高时应选取较小的基本导程。滚珠的工作圈（或列）数和工作滚珠的数量N由试验得到：一般第一、第二和第三圈分别承受轴向载荷的50%、30%和20%左右。因此，工作圈（或列）数一般取2.5（或2）～3.5（或3）。滚珠总数N一般不超过150个。

（4）滚珠丝杠副轴向间隙的调整与预紧

滚珠丝杠副除了对本身单一方向的传动精度有要求外，对其轴向间隙也有严格要求，以保证其反向传动精度。滚珠丝杠副的轴向间隙是承载时在滚珠与滚道型面接触点的弹性变形所引起的螺母位移量和螺母原有间隙的总和。换向时，轴向间隙会引起空回，影响传动精度。因此通常采用双螺母预紧的方法，把弹性变形控制在最小限度内，以减小或消除轴向间隙，同时可以提高滚珠丝杠副的刚度。

1）双螺母螺纹预紧调整

如图2-5所示，螺母3的外端有凸缘，螺母4的外端制有螺纹，通过两个圆螺母1和2固定。调整圆螺母2可以消除间隙并产生一定的预紧力，圆螺母1用于锁紧。这种调整方式的特点是结构紧凑、调整方便、工作可靠，因此应用广泛，但预紧量不容易精确控制，一般用于刚度要求不高或需要随时调整预紧力的传动机构。

图2-4 滚珠丝杠副的主要尺寸参数

图2-5 双螺母螺纹预紧调整

1—锁紧螺母 2—调整螺母 3、4—滚珠丝杠螺母

2）双螺母齿差预紧调整

如图2-6所示，两个螺母3两端分别制有外齿，二者相差一个齿（齿数分别为z₁和z₂，z₁=z₂+1），两个内齿轮2分别于两个螺母3的外齿轮相啮合，并固定在套筒1上。调整时先取下两端的内齿轮2，两个螺母3同时向相同方向转动，每转过一个齿，调整的轴向位移量为P_h/（z₁z₂）。这种调整方式能够精确地调整预紧力，但是结构尺寸较大，一般用于精密传动机构。

图2-6 双螺母齿差预紧调整

1—套筒 2—内齿轮 3—螺母 4—丝杠 5—螺钉

3）双螺母垫片调整预紧

如图2-7所示，调整垫片1的厚度，使两个螺母2产生相对位移，以消除间隙，产生预紧力。这种方式结构简单，刚度高，预紧可靠，但使用中调整不方便。

图2-7 双螺母垫片调整预紧

1—垫片 2—螺母

（5）滚珠丝杠副的选择和设计计算

1）滚珠丝杠副结构的选择

根据防尘防护条件以及对调隙及预紧的要求，选择适当的结构形式。比如，当必须有预紧或在使用过程中因磨损而需要定期调整时，应采用双螺母螺纹预紧或齿差预紧式结构；当具备良好的防尘条件，且只需在装配时调整间隙及预紧力时，可采用结构简单的双螺母垫片调整预紧式结构。

2）滚珠丝杠副结构尺寸的选择

选用滚珠丝杠副时通常主要选择丝杠的公称直径d₀和基本导程P_h。公称直径d₀应根据轴向最大载荷按滚珠丝杠副尺寸系列选择。螺纹长度l_s在允许的情况下要尽量短，一般取l_s/d₀＜30为宜；基本导程P_h应按承载能力、传动精度及传动速度选取，P_h大则承载能力大，P_h小则传动精度较高，要求传动速度快时，可选用大导程滚珠丝杠副。

3）滚珠丝杠副结构的设计计算

滚珠丝杠副设计计算要知道以下工作条件：最大工作载荷F_max（或平均工作载荷F_m）（N）、使用寿命T（h）、丝杠的工作长度（或螺母的有效行程）L（mm）；丝杠的转速n（或平均转速n_m）（r/min）、滚道硬度（HRC）和运转情况。然后按以下步骤计算。

①承载能力选择

计算作用于丝杠轴向最大动载荷F_Q，然后根据F_Q值选择丝杠副的型号。

式中 L——滚珠丝杠寿命系数（单位为1×10⁶转，如1.5则为150万转），L=60nT/10⁶（其中T为使用寿命时间，单位为h，普通机械为5000～10000h、数控机床及其他机电一体化设备及仪器装置为15000h、航空机械为1000h）；

f_w——载荷系数（平稳或轻度冲击时为1.0～1.2，中等冲击时为1.2～1.5，较大冲击或振动时为1.5～2.5）；

f_H——硬度系数（≥58HRC时为1.0，等于55HRC时为1.11，等于52.5HRC时为1.35，等于50HRC时为1.56，等于45HRC时为2.40）；

F_max——最大工作载荷。

从手册或样本的滚珠丝杠副的尺寸系列表中可以找出相应的额定动载荷F的滚珠丝杠螺母副的尺寸规格和结构类型，选用时应使F＞F_Q。当丝杠转速n＜10r/min时，以最大静载荷F₀为设计依据。

②压杆稳定性计算

F_k=f_kπ²EI/（Kl²_s）≥F_max （2-2）

式中 F_k——实际承受载荷的能力；

f_k——压杆稳定的支承系数（双推—双推时为4，单推—单推时为1，双推—简支时为2，双推—自由式时为0.25）；

E——钢的弹性模量，为2.1×10⁵MPa；

I——丝杠小径d₂的截面惯性矩（I=πd⁴₂/32）；

K——压杆稳定安全系数，一般取为2.5～4，垂直安装时取小值。

当F_max＞F_k时，丝杠会失去稳定，易发生翘曲。两端装推力轴承与向心轴承时，丝杠一般不会发生失稳现象。

③刚度的验算

刚度验算主要是确定丝杠的变形量。滚珠丝杠在轴向力作用下会伸长或缩短，在扭矩的作用下会产生扭转变形，丝杠的总变形量应小于系统精度要求的变形量。滚珠丝杠在轴向力和扭矩作用下引起的每一米导程的变形量为：

式中 E——钢的弹性模量，为2.1×10⁵MPa；

S——丝杠的最小截面积，cm²；

M——扭矩，N·cm；

I——丝杠小径d₂的截面惯性矩（I=πd⁴₂/32）。

用该公式计算得出的ΔL单位为cm，公式中“+”号用于拉伸时，“-”号用于压缩时。在丝杠副精度标准中一般仅对单位长度内（每1m）弹性变形所允许的基本导程误差值进行规定。

2.2.3 齿轮传动

齿轮传动部件是转矩、转速和转向的变换器。齿轮传动具有结构紧凑、传动精确、强度大、能承受重载、摩擦小、效率高等优点。随着电动机直接驱动技术在机电一体化系统中的广泛应用，齿轮传动的应用有减少的趋势，本小节仅就机电一体化系统设计中常遇到的一些问题进行分析。

（1）齿轮传动比的最佳匹配

机电一体化系统中的机械传动装置不仅仅是用来解决伺服电动机与负载间的转速、转矩匹配问题，更重要的是为了提高系统的伺服性能。因此，在机电一体化系统中通常根据负载角加速度最大原则来选择总传动比，以提高伺服系统的响应速度。

图2-8所示为电动机驱动齿轮系统和负载的计算模型，图中J_m为电动机转子的转动惯量，θ_m为电机的角位移，J_L为负载的转动惯量，θ_L为负载的角位移，T_LF为负载转矩，i为齿轮传动机构的总传动比。

图2-8 负载惯量计算模型

根据传动关系，有

T_LF换算到电动机轴上为T_LF/i，J_L换算到电动机轴上为J_L/i²，若电动机转矩为T_m，则电动机轴上的合转矩（即加速转矩）T_a为

则

根据负载角加速度最大原则，令，可得

若T_LF=0，则

在实际应用中，为了提高系统抗干扰力矩的能力，通常选用较大的传动比。

在计算出传动比后，根据对传动链的技术要求，选择传动方案，使驱动部件和负载之间的转矩、转速达到合理匹配。各级传动比的分配原则主要有以下三种：

1）最小等效转动惯量原则

利用该原则所设计的齿轮传动系统，换算到电动机轴上的等效转动惯量为最小。

如图2-9所示，有一电动机驱动的二级齿轮减速系统，总传动比为i=i₁i₂，假定各主动齿轮的转动惯量相同，分度圆直径为d，齿宽为B，密度为γ，轴和轴承的转动惯量忽略不计，则等效到电动机轴上的等效转动惯量为：

因为，，

所以J₂=i⁴₁J₁，J₄=(i/i₁)4J₁

图2-9 二级齿轮减速系统

那么，可得

令∂J_me/∂i₁=0，可得

i⁴₁-1-2i²₂=0

即

当i⁴₁＞＞1时，上式可简化为，则

同理，对于n级齿轮作相同分析可得：

按此原则计算得到的各级传动比按“先小后大”次序分配，该计算公式仅适用于小功率传动装置。大功率传动装置传递的转矩大，各级齿轮的模数、齿宽直径等参数逐级增加，以上计算公式不再适用，但各级传动比分配的原则仍是“先小后大”。

2）质量最轻原则

对于小功率传递系统，假定各主动齿轮模数、齿数均相等，使各级传动比i₁=i₂=，即可使传动装置的质量最轻。对于大功率传动系统，因其传递的扭矩大，齿轮的模数、齿宽等参数要逐级增加，此时要根据经验、类比的方法，并使其结构紧凑等要求来综合考虑传动比。此时，各级传动比一般应以“先大后小”的原则来确定。

3）输出轴转角误差最小原则

在减速传动链中，从输入端到输出端的各级传动比应为“先小后大”，并且末端两级的传动比应尽可能大一些，齿轮的精度也应该提高，这样可以减少齿轮的加工误差、安装误差和回转误差对输出转角精度的影响。

对以上三种原则，应该根据具体情况综合考虑。对于以提高传动精度和减小回程误差为主的降速齿轮传动链，可按输出轴转角误差最小原则设计；对于升速传动链，则应在开始几级就增速；对于要求运动平稳、起停频繁和动态性能好的伺服降速传动链，可按最小等效转动惯量和输出轴转角误差最小原则进行设计；对于负载变化的齿轮传动装置，各级传动比最好采用不可约的比数，避免同时啮合；对于要求重量尽可能轻的降速传动链，可按重量最轻原则进行设计。

（2）齿轮传动间隙的调整方法

齿轮传动过程中，主动轮突然改变方向时，从动轮不能马上随之反转，而是有一个滞后量，使齿轮传动产生回差，回差产生的主要原因是齿轮副本身的间隙和加工装配的误差。圆柱齿轮传动间隙调整方法主要有以下几种。

1）偏心套（轴）调整法

如图2-10所示，将相互啮合一对齿轮中一个齿轮装在电动机输出轴上，并将电动机2安装在偏心套1上，通过转动偏心套的转角，就可调节两啮合齿轮的中心距，从而消除圆柱齿轮正反转时的齿侧间隙。这种调整方法结构简单，但侧隙不能自动补偿。

2）轴向垫片调整法

如图2-11所示，将齿轮设计成一定锥度，齿轮1和2相啮合，其分度圆弧齿厚沿轴线方向略有锥度，这样就可以用轴向垫片3使齿轮1沿轴向移动，从而消除两齿轮的齿侧间隙。装配时轴向垫片3的厚度应使得齿轮1和2之间齿侧间隙小，且运转灵活。该方法的特点为结构简单，但侧隙也不能自动补偿。

图2-10 偏心套调整法

1—偏心套 2—电动机

3）双片薄齿轮错齿调整法

如图2-12所示，有齿数与齿形参数完全相同的两薄片齿轮1和2，通过弹簧4的拉力使两薄片齿轮错位，分别与配对传动的另一普通宽齿齿轮的齿槽两侧面贴紧，消除齿侧间隙，反向时不会出现死区。在两个薄片齿轮1和2上装有凸耳3，弹簧的一端钩在凸耳3上，另一端钩在螺钉7上。弹簧4的拉力大小可通过螺母5调节螺钉7的伸出长度来实现，调整好后再用螺母6锁紧。

图2-11 轴向垫片调整法

1、2—齿轮 3—垫片

图2-12 双片薄齿轮错齿调整法

1、2—薄片齿轮 3—凸耳 4—弹簧 5、6—螺母 7—螺钉

（3）谐波齿轮传动

谐波齿轮传动是由美国学者麦塞尔（Walt Musser）发明的一种传动技术，它的出现为机械传动技术带来了重大突破。谐波齿轮传动具有结构简单、传动比大（几十至几百）、传动精度高、回程误差小、噪声低、传动平稳、承载能力强、效率高等优点，因此在机器人、机床分度机构、航空航天设备、雷达等机电一体化系统中得到了广泛的应用。比如，美国NASA发射的火星机器人—火星探测漫游者，使用了19套谐波传动装置。

1）谐波齿轮的原理

谐波齿轮传动的原理是依靠柔性齿轮所产生的可控制弹性变形波，引起齿间的相对位移来传递动力和运动。

如图2-13所示，谐波齿轮传动由刚性圆柱齿轮2、柔性圆柱齿轮1、波发生器H组成，柔性齿轮和刚性齿轮的齿形有直线三角齿形和渐开线齿形两种，以后者应用较多。柔性齿轮、刚性齿轮、波发生器三者中，波发生器为主动件，柔性齿轮或刚性齿轮为从动件。在谐波齿轮传动中，刚性齿轮的齿数略大于柔性齿轮的齿数，波发生器的长度比未变形的柔性齿轮内圆直径大，当波发生器装入柔性齿轮内圆时，迫使柔性齿轮产生弹性变形而呈椭圆状，使其长轴处柔性齿轮轮齿插入刚性齿轮的轮齿槽内，成为完全啮合状态；而其短轴处两轮轮齿完全不接触，处于脱开状态。啮合与脱开之间的过程则处于啮出或啮入状态。当波发生器连续转动时，迫使柔性齿轮不断产生变形，使两轮轮齿在进行啮入、啮合、啮出、脱开的过程中不断改变各自的工作状态，产生了所谓的错齿运动，从而实现了主动件波发生器与柔性齿轮的运动传递。

图2-13 谐波齿轮减速器

a）结构图 b）原理图

1—柔性圆柱齿轮 2—刚性圆柱齿轮 H—波发生器

2）谐波齿轮的传动比

谐波齿轮传动的波形发生器相当于行星轮系的转臂，柔轮相当于行星轮，刚轮则相当于中心轮。因此，谐波齿轮传动的传动比可以应用行星轮系求传动比的方式来计算。设n_g、n_r、n_H分别为刚性齿轮、柔性齿轮和波发生器的转速，Z_g、Z_r分别为刚轮和柔轮的齿数，则

①当柔性齿轮固定时，n_r=0，则，

可得

②当刚性齿轮固定时，n_g=0，按照以上的推导方法，可得

假设Z_g=202、Z_r=200，将其分别代入式（2-6）与（2-7），可得i_HG=101，i_HR=-100，这说明当柔性齿轮固定时，刚性齿轮与波发生器转向相同；当刚性齿轮固定时，柔性齿轮与波发生器转向相反。

3）谐波齿轮的设计与选择

目前尚无谐波减速器的国家标准，不同生产厂家之间的标准代号也不尽相同。设计时可根据需要单独购买不同减速比、不同输出转矩的谐波减速器中的三大构件，并根据其安装尺寸与系统的机械构件相连接。

2.2.4 挠性传动

机电一体化系统中采用的挠性传动件有同步带传动、钢带传动和绳轮传动。

（1）同步带传动

同步带传动在带的工作面及带轮的外周上均制有啮合齿，由带齿与轮齿的相互啮合实现传动，如图2-14所示。同步带传动是一种兼有链、齿轮、V带优点的新型传动。具有传动比准确，传动效率高、能吸振、噪声小、传动平稳、能高速传动、维护保养方便等优点。缺点有安装精度要求高、中心距要求严格，并且具有一定蠕变性。同步带传动部件有国家标准，并有专门生产厂家生产，以供选用。

（2）钢带传动和绳轮传动

钢带传动和绳轮传动均属于摩擦传动，主要应用在起重机、电梯、索道等设备中。钢带传动的特点是钢带与带轮间接触面积大、无间隙、摩擦阻力大，无滑动，结构简单紧凑、运行可靠、噪声低、驱动力大、寿命长，无蠕变。图2-15所示为钢带传动在磁头定位机构中的应用。钢带挂在驱动轮上，磁头固定在往复运动的钢带上，此传动方式结构紧凑、磁头移动迅速、运行可靠。

图2-14 同步带传动

1—主动带轮 2—从动带轮 3—同步带

绳轮传动具有结构简单、传动刚度大、结构柔软、成本较低、噪声低等优点。其缺点是带轮较大、安装面积大、加速度不能太高。图2-16为绳轮传动在打印机字车送进机构中的应用。

（3）挠性轴传动

挠性轴传动又称为软轴传动。图2-17为挠性轴的结构示意图，挠性轴由几层缠绕成螺旋线的钢丝制成，相邻两层钢丝的旋向相反。挠性轴输入端转向要与轴的最外层钢丝旋向一致，这样可使钢丝趋于缠紧。挠性轴外层有保护软套管，护套的主要作用为引导和固定挠性轴的位置，使其位置稳定，不打结，不发生横向弯曲，另一方面可以防潮、防尘和贮存润滑油。

挠性轴具有良好的挠性，能在轴线弯曲状态下灵活地将旋转运动和转矩传递到任何位置。因此，挠性轴传动适用于两个传动机构不在同一条直线上或两个部件之间有相对位置的情况。图2-18为挠性轴的一种应用实例。一般情况下，挠性轴传递的最大功率不超过5.5kW，伸直状态时传递最大扭矩不超过50Nm，小尺寸挠性轴转速最高为20000r/min，一般使用的转速为1800～3600r/min。

图2-15 钢带传动在磁头定位机构中的应用

1—导杆 2—轴承 3—小车 4—导轨 5—磁头 6—钢带 7—步进电动机

图2-16 绳轮传动在打印机字车送进机构中的应用

1—字车 2—绳轮（电动机输出轴上） 3—伺服电动机 4—钢丝绳

图2-17 挠性轴的结构示意图

图2-18 挠性轴的应用实例

1—动力源 2—接头 3—钢丝软轴 4—被驱动装置

2.2.5 间歇传动

机电一体化系统中常见的间歇传动部件有棘轮传动、槽轮传动和蜗形凸轮传动。间歇传动部件的作用是将原动机构的连续运动转换为间歇运动。

（1）棘轮传动

棘轮传动的工作原理如图2-19所示。当主动摆杆1作顺时针方向摆动时，棘爪2与棘轮3的齿啮合，推动棘轮朝顺时针方向转动，此时止动爪4在棘轮齿上打滑。当摆杆摆动一定的角度而反向作逆时针方向摆动时，止动爪4把棘轮卡住，使其不与摆杆一起运动，此时棘爪2在棘轮齿上打滑而回到起始位置。摆杆往复摆动时，棘轮就不断地沿顺时针方向间歇性地转动。棘轮传动结构简单，制造容易，但传动有噪声，易磨损。

（2）槽轮传动

槽轮传动机构如图2-20所示，它由拨销盘1和槽轮2组成。工作原理如下：拨销盘做匀速旋转运动，拨销盘上的拨销3带动槽轮转过一定的角度，而后拨销与槽轮分离，槽轮静止不动，直到拨销进入下一个槽内，又重复以上循环。为了保证槽轮在静止时间内的位置准确，在拨销盘和槽轮上分别作出锁紧弧面4和定位弧面5来锁住槽轮。

（3）蜗形凸轮传动

图2-21所示为蜗形凸轮传动机构。它由转盘1和安装在转盘上的滚子2和蜗形凸轮3组成。蜗形凸轮3作连续旋转，当凸轮转过一定角度θ时，转盘就转过2π/n角度（n为滚子的个数，2π/n为相邻两个滚子之间的夹角），在凸轮转过其余的角度（2π-θ）时，转盘停止不动，并靠在凸轮的棱边卡在两个滚子中间，使转盘定位。这样，凸轮（主动件）的连续运动就变成转盘（从动件）的间歇运动。

图2-19 棘轮传动

1—主动摆杆 2—棘爪 3—棘轮 4—止动爪

图2-20 槽轮传动

1—拨销盘 2—槽轮 3—拨销 4—锁紧弧面 5—定位弧面

图2-21 蜗形凸轮传动机构

1—转盘 2—滚子 3—蜗形凸轮