CN101248298B - 用于在旋转运动与直线运动之间转换的行星式装置 - Google Patents

Abstract

一种用于在旋转运动与直线运动之间进行转换的行星式装置，其中斜齿轮的行星齿轮机构与螺旋齿轮的行星齿轮机构彼此结合，使得能够通过相对简单的结构精确、稳定、并有效地进行旋转运动与直线运动之间的转换。该装置包括具有彼此平行布置的旋转轴心的太阳轴(14)、行星轴(20)、以及齿圈轴(16)。太阳轴、行星轴、以及齿圈轴包括彼此协同形成第一行星齿轮机构的斜太阳齿轮(22)、斜行星齿轮(28)、及斜齿圈(42)，以及彼此协同形成第二行星齿轮机构的螺旋太阳齿轮(26)、螺旋行星齿轮(30)、以及螺旋齿圈(44)。螺旋太阳齿轮(26)和螺旋齿圈(44)中的一者与螺旋行星齿轮(30)的齿轮传动比不同于斜太阳齿轮(22)与斜行星齿轮(28)的齿轮传动比，并不同于斜齿圈(42)对斜行星齿轮(28)的齿轮传动比。

Description

用于在旋转运动与直线运动之间转换的行星式装置 

技术领域

本发明涉及用于在旋转运动与直线运动之间转换的装置，更具体而言，涉及用于在旋转运动与直线运动之间执行运动转换的行星式旋转/直线运动转换器。 

背景技术

例如在日本专利申请早期公开(kokai)号10-196757中揭示了用于将旋转运动转换为直线运动的一种公知常规行星式旋转/直线运动转换器。该行星式旋转/直线运动转换器具有多线螺纹式螺旋太阳齿轮、螺旋行星齿轮、以及螺旋齿圈，其共同构成行星齿轮机构。螺旋太阳齿轮的外螺纹与螺旋齿圈的内螺纹的螺旋方向相反。螺旋太阳齿轮、螺旋行星齿轮、以及螺旋齿圈在螺纹数与螺纹节圆直径方面被设定为特定关系。 

此外，在由本申请人递交的国际申请公开号WO2004/094870中揭示了一种常规公知的行星式差速螺旋式旋转/直线运动转换器。该行星式差速螺旋式旋转/直线运动转换器具有多线螺纹式螺旋太阳齿轮、螺旋行星齿轮、以及螺旋齿圈，其共同构成行星齿轮机构。螺旋太阳齿轮与螺旋行星齿轮通过具有相反螺旋方向的螺纹而彼此啮合。螺旋太阳齿轮与螺旋齿圈通过具有相同螺旋方向的螺纹而彼此啮合。螺旋太阳齿轮、螺旋行星齿轮、以及螺旋齿圈在螺纹数与螺纹节圆直径方面被设定为特定关系。利用行星齿轮机构原理以及差速齿轮原理，行星式差速螺旋式旋转/直线运动转换器可将旋转运动精确地转换为直线运动。 

美国专利号2683379揭示了一种与国际公开号WO2004/094870中揭示的运动转换器类似的行星式旋转/直线运动转换器。该行星式旋转/直线运动转换器具有螺旋太阳齿轮、螺旋行星齿轮、以及螺旋齿圈，并具有正行星齿轮(planetary spur gear)以及正齿圈(ring spur gear)。螺旋太阳齿轮 与螺旋行星齿轮通过具有相同螺旋方向(一致的螺旋方向)的螺纹而彼此啮合。 

在日本专利申请公开(kokai)号10-196757中揭示的上述常规旋转/直线运动转换器会因螺旋太阳齿轮与螺旋行星齿轮之间滑动或类似的原因而倾向于不稳定运转，由此不适于实际应用。在国际公开号WO2004/094870中揭示的上述旋转/直线运动转换器能够将旋转运动精确地转换为直线运动，但需要复杂结构以确保可靠运转。此外，该转换器不能将直线运动转换为旋转运动。在美国专利号2683379中揭示的上述旋转/直线运动转换器中，与齿圈轴的旋转相关联的太阳轴的前进量取决于螺旋太阳齿轮的齿数、各个螺旋行星齿轮的齿数、以及螺旋齿圈的齿数。因此，不能够自由地设定直线运动量与旋转运动量的转换比。此外，转换效率较低。 

发明内容

本发明的主要目的在于提供一种行星式旋转/直线运动转换器，其通过将用于调节旋转传递的斜齿轮(helical gear)行星式齿轮机构与用于与斜齿轮行星齿轮机构协作来执行运动转换的螺旋齿轮行星式齿轮机构相结合，能够利用相对简单的结构来精确、稳定、并有效地执行旋转运动与直线运动之间的运动转换。 

本发明提供了一种行星式旋转/直线运动转换器，其特征在于包括具有彼此平行的各自旋转轴心的太阳轴、行星轴、及齿圈轴；分别设置在所述太阳轴、所述行星轴、及所述齿圈轴上并共同构成第一行星齿轮机构的斜太阳齿轮、斜行星齿轮、及斜齿圈；以及分别设置在所述太阳轴、所述行星轴、及所述齿圈轴上并共同构成第二行星齿轮机构的螺旋太阳齿轮、螺旋行星齿轮、及螺旋齿圈。该行星式旋转/直线运动转换器的特征在于，所述螺旋太阳齿轮与所述螺旋行星齿轮的齿轮传动比及所述螺旋齿圈与所述螺旋行星齿轮的齿轮传动比的任一者都与所述斜太阳齿轮与所述斜行星齿轮的齿轮传动比不同，并与所述斜齿圈与所述斜行星齿轮的齿轮传动比不同。 

根据该结构，所述螺旋太阳齿轮与所述螺旋行星齿轮的齿轮传动比及 所述螺旋齿圈与所述螺旋行星齿轮的齿轮传动比的任一者都与所述斜太阳齿轮与所述斜行星齿轮的齿轮传动比不同，并与所述斜齿圈与所述斜行星齿轮的齿轮传动比不同。因此，如下详述，当太阳轴与齿圈轴相对于彼此旋转时，设置有螺旋太阳齿轮(其与所述螺旋行星齿轮的齿轮传动比与所述斜太阳齿轮与所述斜行星齿轮的齿轮传动比不同，并与所述斜齿圈与所述斜行星齿轮的齿轮传动比不同)的太阳轴或者设置有螺旋齿圈(其与所述螺旋行星齿轮的齿轮传动比与所述斜太阳齿轮与所述斜行星齿轮的齿轮传动比不同，并与所述斜齿圈与所述斜行星齿轮的齿轮传动比不同)的齿圈轴沿旋转轴心进行相对于所述齿圈轴或所述太阳轴的直线运动。相反，当使得太阳轴与齿圈轴沿旋转轴心相对于彼此直线运动时，设置有螺旋太阳齿轮(其与所述螺旋行星齿轮的齿轮传动比与所述斜太阳齿轮与所述斜行星齿轮的齿轮传动比不同，并与所述斜齿圈与所述斜行星齿轮的齿轮传动比不同)的太阳轴或者设置有螺旋齿圈(其与所述螺旋行星齿轮的齿轮传动比与所述斜太阳齿轮与所述斜行星齿轮的齿轮传动比不同，并与所述斜齿圈与所述斜行星齿轮的齿轮传动比不同)的齿圈轴进行相对于彼此的旋转运动。因此，可以在太阳轴与齿圈轴之间进行旋转运动与直线运动之间的运动转换。 

根据上述结构，如以下详述，齿圈轴或太阳轴旋转每一圈时太阳轴或齿圈轴的直线运动(前进量)仅取决于螺旋齿轮的齿数、斜齿轮的齿数、以及螺旋齿轮的齿节距。因此，通过与上述专利文献中揭示的通过螺纹数差异及螺旋角差异产生直线运动的常规旋转/直线运动转换器完全不同的工作原理，能够精确、稳定并有效地进行旋转运动与直线运动之间的运动转换。 

上述结构可以使得所述斜太阳齿轮的齿数Zs、每个斜行星齿轮的齿数Zp、所述斜齿圈的齿数Zn、所述螺旋太阳齿轮的齿数Zss、每个螺旋行星齿轮的齿数Zps、以及所述螺旋齿圈的齿数Zns满足由下式表达的关系： 

(Zss/Zps)∶(Zns/Zps)≠(Zs/Zp)∶(Zn/Zp)。 

该结构能够可靠地建立以下条件，即所述螺旋太阳齿轮与所述螺旋行星齿轮的齿轮传动比及所述螺旋齿圈与所述螺旋行星齿轮的齿轮传动比的 任一者都与所述斜太阳齿轮与所述斜行星齿轮的齿轮传动比不同，并与所述斜齿圈与所述斜行星齿轮的齿轮传动比不同。 

上述结构可以使得当所述太阳轴与所述齿圈轴相对于彼此旋转时，设置有所述螺旋太阳齿轮的所述太阳轴或设置有所述螺旋齿圈的所述齿圈轴沿所述旋转轴心分别相对于所述齿圈轴或所述太阳轴进行直线运动，所述螺旋太阳齿轮与所述螺旋行星齿轮的齿轮传动比与所述斜太阳齿轮与所述斜行星齿轮的所述齿轮传动比不同并与所述斜齿圈与所述斜行星齿轮的所述齿轮传动比不同，所述螺旋齿圈与所述螺旋行星齿轮的齿轮传动比与所述斜太阳齿轮与所述斜行星齿轮的所述齿轮传动比不同并与所述斜齿圈与所述斜行星齿轮的所述齿轮传动比不同；并且在所述太阳轴与所述齿圈轴的相对旋转每一圈时所述直线运动的前进量Lj由下式表达： 

Lj＝P·(Zs·Zns-Zss·Zn)/(Zs+Zn) 

其中，P是所述螺旋太阳齿轮、所述螺旋行星齿轮、及所述螺旋齿圈的齿节距。 

该结构能够使得无论各个螺旋行星齿轮的齿数以及斜行星齿轮的齿数等如何，当齿圈轴或太阳轴每旋转一圈时，太阳轴或齿圈轴进行直线运动的前进量仅取决于螺旋太阳齿轮及螺旋齿圈的齿数、斜太阳齿轮及斜齿圈的齿数、以及螺旋齿轮的齿节距。 

上述结构可以使得所述斜太阳齿轮及所述斜齿圈中的任一者或者所述螺旋太阳齿轮及所述螺旋齿圈中的任一者具有非零齿数差。 

该结构能够可靠地建立以下条件，即所述螺旋太阳齿轮与所述螺旋行星齿轮的齿轮传动比及所述螺旋齿圈与所述螺旋行星齿轮的齿轮传动比的任一者都与所述斜太阳齿轮与所述斜行星齿轮的齿轮传动比不同，并与所述斜齿圈与所述斜行星齿轮的齿轮传动比不同。 

上述结构可以使得所述斜太阳齿轮及所述斜齿圈中的任一者具有非零齿数差，并且所述斜太阳齿轮、所述斜行星齿轮、及所述斜齿圈经过齿顶修正。 

该结构能够可靠地建立以下条件，即所述螺旋太阳齿轮与所述螺旋行星齿轮的齿轮传动比及所述螺旋齿圈与所述螺旋行星齿轮的齿轮传动比的 任一者都与所述斜太阳齿轮与所述斜行星齿轮的齿轮传动比不同，并与所述斜齿圈与所述斜行星齿轮的齿轮传动比不同，并且能够确保第一及第二行星齿轮机构的齿轮的正确啮合。 

上述结构可以使得在所述太阳轴沿所述旋转轴心进行直线运动时所计算的所述斜行星齿轮的齿顶修正系数与所述斜太阳齿轮的齿顶修正系数的总和以及在所述齿圈轴沿所述旋转轴心进行直线运动时所计算的所述斜行星齿轮的齿顶修正系数与所述斜齿圈的齿顶修正系数的总和处于-2至2的范围。 

通常，为了以下目的对齿轮进行齿顶修正：(1)防止根切(undercut)，(2)调整齿轮之间的中心距，(3)确保单位滑动比(specific sliding)较低的齿高部分处的啮合等等。如上所述，在本发明的行星式旋转/直线运动转换器中，必需将斜齿轮的齿数设定为与常规行星齿轮机构情况下的值不同的特定值。为了能够采用该特定齿数，必需进行齿顶修正。 

具体而言，必需绕太阳轴以等角间隔布置行星轴。此外，优选地，斜行星齿轮在与斜太阳齿轮啮合的相位以及与斜齿圈啮合的相位方面彼此不同。因此，斜齿轮的齿数受到限制，且齿轮不能具有通用的齿顶修正系数。 

优选地，在本发明的行星式旋转/直线运动转换器中，为了确保在低单位滑动比的区域中的齿啮合，在太阳轴沿旋转轴心进行直线运动的情况下，斜行星齿轮的齿顶修正系数与斜太阳齿轮的齿顶修正系数的总和处于-2至2的范围；在齿圈轴沿旋转轴心进行直线运动的情况下，斜行星齿轮的齿顶修正系数与斜齿圈的齿顶修正系数的总和处于-2至2的范围；并且设定斜齿轮的齿数，使得齿顶修正系数的总和处于-2至2的范围。 

根据上述结构，因为在所述太阳轴沿所述旋转轴心进行直线运动时所计算的所述斜行星齿轮的齿顶修正系数与所述斜太阳齿轮的齿顶修正系数的总和以及在所述齿圈轴沿所述旋转轴心进行直线运动时所计算的所述斜行星齿轮的齿顶修正系数与所述斜齿圈的齿顶修正系数的总和处于-2至2的范围，故斜行星齿轮的齿顶修正系数以及斜齿圈的齿顶修正系数可以使 得齿顶修正落入通常用于齿轮啮合的齿高范围内。因此，可以确保低单位滑动比的区域中的齿轮啮合。 

上述结构可以使得所述螺旋太阳齿轮及所述螺旋齿圈中的任一者具有非零齿数差，并且所述螺旋太阳齿轮、所述螺旋行星齿轮、及所述螺旋齿圈具有各自的螺纹牙形，使得所述螺旋太阳齿轮、所述螺旋行星齿轮、及所述螺旋齿圈具有相同的法向基圆节距。 

通常，为了正确地啮合，彼此啮合的一组齿轮被设计为具有相同的压力角及相同的法向模数(normal module)。但是，在该行星式旋转/直线运动转换器中，所述螺旋太阳齿轮与所述螺旋行星齿轮的齿轮传动比及所述螺旋齿圈与所述螺旋行星齿轮的齿轮传动比的任一者都与所述斜太阳齿轮与所述斜行星齿轮的齿轮传动比不同，并与所述斜齿圈与所述斜行星齿轮的齿轮传动比不同；因此，螺旋齿轮在螺旋角方面彼此不同，由此导致在压力角、法向模数以及导程角(lead angle)方面彼此不同。 

但是，尽管螺旋齿轮彼此之间的压力角、法向模数以及导程角不同，但通过具有相同的法向基圆节距(即，在螺旋齿轮的动作平面(由接触线绘出的平面)上测量的相同基圆节距)，螺旋齿轮能够彼此正确地啮合。 

根据上述结构，所述螺旋太阳齿轮及所述螺旋齿圈中的任一者具有非零齿数差，并且所述螺旋太阳齿轮、所述螺旋行星齿轮、及所述螺旋齿圈具有各自的螺纹牙形，使得所述螺旋太阳齿轮、所述螺旋行星齿轮、及所述螺旋齿圈具有相同的法向基圆节距。因此，螺旋太阳齿轮及螺旋齿圈中的任一者具有非零齿数差，并且螺旋齿轮的螺旋角彼此不同。因此，即使螺旋太阳齿轮、螺旋行星齿轮以及螺旋齿圈在压力角、法向模数以及导程角方面彼此不同，还是能够确保螺旋太阳齿轮、螺旋行星齿轮以及螺旋齿圈的正确啮合。 

上述结构可以使得所述螺旋太阳齿轮的螺旋角与所述螺旋行星齿轮的螺旋角的方向相反，并且所述螺旋太阳齿轮、所述螺旋行星齿轮、及所述螺旋齿圈具有各自的渐开线螺纹牙形，使得所述螺旋太阳齿轮、所述螺旋行星齿轮、及所述螺旋齿圈具有相同的法向基圆节距，并使得所述螺旋太阳齿轮与所述螺旋行星齿轮具有不同的轴向平面压力角。 

该结构能够确保螺旋太阳齿轮与螺旋行星齿轮之间通过线接触正确啮合。 

上述结构可以使得所述螺旋行星齿轮的螺旋角与所述螺旋齿圈的螺旋角具有相同的方向并采用不同的值，并且所述螺旋太阳齿轮、所述螺旋行星齿轮、及所述螺旋齿圈具有各自的渐开线螺纹牙形，使得所述螺旋太阳齿轮、所述螺旋行星齿轮、及所述螺旋齿圈具有相同的法向基圆节距，并使得所述螺旋行星齿轮与所述螺旋齿圈具有不同的轴向平面压力角。 

该结构能够确保螺旋行星齿轮与螺旋齿圈之间通过线接触正确啮合。 

上述结构可以使得所述螺旋太阳齿轮与所述螺旋行星齿轮具有相同方向的各自的螺旋角，并且所述螺旋太阳齿轮、所述螺旋行星齿轮、及所述螺旋齿圈具有各自的螺纹牙形，使得所述螺旋太阳齿轮、所述螺旋行星齿轮、及所述螺旋齿圈具有相同的法向基圆节距；使得所述螺旋太阳齿轮与所述螺旋行星齿轮具有不同的轴向平面压力角；并使得所述螺旋太阳齿轮与所述螺旋行星齿轮处于彼此点接触。 

该结构能够确保螺旋太阳齿轮与螺旋行星齿轮之间通过点接触啮合。 

上述结构可以使得所述斜太阳齿轮、所述斜行星齿轮、及所述斜齿圈之间的齿轮传动比与所述螺旋太阳齿轮、所述螺旋行星齿轮、及所述螺旋齿圈之间的节圆直径比不同。 

该结构能够可靠地建立以下条件，即所述螺旋太阳齿轮与所述螺旋行星齿轮的齿轮传动比及所述螺旋齿圈与所述螺旋行星齿轮的齿轮传动比的任一者都与所述斜太阳齿轮与所述斜行星齿轮的齿轮传动比不同，并与所述斜齿圈与所述斜行星齿轮的齿轮传动比不同。 

上述结构可以使得所述螺旋太阳齿轮的基准节圆直径以及所述所述螺旋齿圈的基准节圆直径分别与和所述斜行星齿轮啮合的所述斜太阳齿轮的工作节圆直径以及和所述斜行星齿轮啮合的所述斜齿圈的工作节圆直径大致相等。 

该结构确保了通过第一及第二行星齿轮机构旋转的顺畅传递，并能够确保顺畅的运动转换。在此情况下，术语“大致相等”指基准节圆直径与工作节圆直径之间的比率处于0.9至1.1的范围，优选地处于0.95至1.05 的范围。 

上述结构可以使得所述行星轴的数量不是每个斜行星齿轮的齿数的约数。 

该结构能够减小斜行星齿轮相对于斜太阳齿轮以及斜齿圈的滑动。 

上述结构可以使得所述行星轴的数量是所述螺旋太阳齿轮的齿数与所述螺旋齿圈的齿数总和的约数，并是所述斜太阳齿轮的齿数与所述斜齿圈的齿数总和的约数，并且每个斜行星齿轮的齿数与所述行星轴的数量不具有除1以外的公约数。 

如下详述，根据该结构，斜行星齿轮在与斜太阳齿轮的啮合相位以及在与斜齿圈的啮合相位方面彼此不同；因此，通过斜齿轮的啮合的重叠，能够确保以较高接触率(contact ratio)顺畅地传递旋转。 

上述结构可以使得所述斜行星齿轮以及所述螺旋行星齿轮在沿旋转轴心延伸的相同预定区域内被设置在所述行星轴上，并且所述斜太阳齿轮以及所述螺旋太阳齿轮在面向至少所述预定区域的相同区域内被设置在所述太阳轴上。 

相较于使得斜行星齿轮以及螺旋行星齿轮在沿旋转轴心延伸的各个不同区域内被设置在行星轴上，由此斜太阳齿轮以及螺旋太阳齿轮在各个不同区域内被设置在太阳轴上的情况，该结构能够缩短旋转/直线运动转换器沿旋转轴心的长度。 

上述结构可以使得与所述斜行星齿轮啮合的两个斜齿圈分别在面向所述预定区域的相对端部的两个区域中被设置在所述齿圈轴上。 

相较于使得与斜行星齿轮啮合的单一斜齿圈在面向预定区域的相对端部中一个端部的单一区域中被设置在齿圈轴上的情况，该结构能够建立斜行星齿轮与斜齿圈之间可靠的啮合，并能够确保旋转/直线运动转换器的顺畅运转。 

上述结构可以使得所述斜行星齿轮以及所述螺旋行星齿轮在沿旋转轴心延伸的相同预定区域内被设置在所述行星轴上，并且所述斜齿圈以及所述螺旋齿圈在面向至少所述预定区域的相同区域内被设置在所述齿圈轴上。 

相较于使得斜行星齿轮以及螺旋行星齿轮在沿旋转轴心延伸的各个不同区域内被设置在行星轴上，由此斜齿圈以及螺旋齿圈在各个不同区域内被设置在齿圈轴上的情况，该结构能够缩短旋转/直线运动转换器沿旋转轴心的长度。 

上述结构可以使得与所述斜行星齿轮啮合的两个斜太阳齿轮分别在面向所述预定区域的相对端部的两个区域中被设置在所述太阳轴上。 

相较于使得与斜行星齿轮啮合的单一斜太阳齿轮在面向预定区域的相对端部中一个端部的单一区域中被设置在太阳轴上的情况，该结构能够建立斜行星齿轮与斜太阳齿轮之间可靠的啮合，并能够确保旋转/直线运动转换器的顺畅运转。 

上述结构可以使得所述斜行星齿轮以及所述螺旋行星齿轮在沿旋转轴心延伸的相同预定区域内被设置在所述行星轴上；所述斜太阳齿轮以及所述螺旋太阳齿轮在面向至少所述预定区域的相同区域内被设置在所述太阳轴上；并且所述斜齿圈以及所述螺旋齿圈在面向至少所述预定区域的相同区域内被设置在所述齿圈轴上。 

相较于至少使得斜行星齿轮及螺旋行星齿轮、或者斜太阳齿轮及螺旋太阳齿轮、或者斜齿圈及螺旋齿圈设置在沿旋转轴心延伸的各个不同区域中的情况，该结构能够缩短旋转/直线运动转换器沿旋转轴心的长度。 

上述结构可以使得所述第一行星齿轮机构和所述第二行星齿轮机构被设置在沿旋转轴心延伸的各自不同的区域内。 

相较于第一行星齿轮机构和所述第二行星齿轮机构被设置在沿旋转轴心的相同区域内的情况，该结构允许便利地低成本形成第一及第二行星齿轮机构的齿轮。 

上述结构可以使得螺旋太阳齿轮与螺旋行星齿轮的齿轮传动比与斜齿圈与斜行星齿轮的齿轮传动比不同，并且在齿圈轴的旋转运动与太阳轴的直线运动之间进行运动转换。 

上述结构可以使得螺旋齿圈与螺旋行星齿轮的齿轮传动比与斜太阳齿轮与斜行星齿轮的齿轮传动比不同，并且在太阳轴的旋转运动与齿圈轴的直线运动之间进行运动转换。 

上述结构可以使得，如果在太阳轴沿旋转轴心进行直线运动时所计算的斜行星齿轮的齿顶修正系数Xnp与斜太阳齿轮的齿顶修正系数Xns的总和为Xnps，则斜行星齿轮的齿顶修正系数Xnp与斜太阳齿轮的齿顶修正系数Xns被分别设定为分别根据以下公式1及公式2，通过由各个斜行星齿轮的齿数Zp以及斜太阳齿轮的齿数Zs对齿顶修正系数总和Xnps进行内分而获得的值。 

Xnp＝XnpsZp/(Zp+Zs)  (1) 

Xnp＝XnpsZs/(Zp+Zs)  (1) 

上述结构可以使得，如果在齿圈轴沿旋转轴心进行直线运动时所计算的斜行星齿轮的齿顶修正系数Xnp与斜齿圈的齿顶修正系数Xnn的总和为Xnpn，则斜行星齿轮的齿顶修正系数Xnp与斜齿圈的齿顶修正系数Xnn被分别设定为分别根据以下公式3及公式4，通过由各个斜行星齿轮的齿数Zp以及斜齿圈的齿数Zn对齿顶修正系数总和Xnpn进行内分而获得的值。 

Xnp＝XnpnZp/(Zp+Zn)  (3) 

Xnn＝XnpnZn/(Zp+Zn)  (4) 

上述结构可以使得行星轴在其相对端部处分别由一对轮架构件支撑，所述一对轮架构件以可绕其轴心旋转、且可绕太阳轴并沿齿圈轴公转的方式绕太阳轴环状延伸。 

上述结构可以使得所述一对轮架构件通过多个绕旋转轴心布置并沿旋转轴心延伸的连接构件组合在一起。 

上述结构可以使得：行星轴的相对端部的每个均具有锥面，且所述一对轮架构件具有接收行星轴的相对端部的各个锥面的锥面。 

上述结构可以使得：成对轮架构件的每一个锥面均具有其展开角(fanning-out angle)大于行星轴的相对端部的锥面的展开角的区域，以及其展开角小于行星轴的相对端部的锥面的展开角的区域，并且成对轮架构件的锥面在上述两个区域之间的脊部位置处对行星轴的相对部分的锥面进行支撑。 

上述结构可以使得轴承设置在相对于行星轴的各个轴向相对侧以在允 许太阳轴与齿圈轴之间的相对直线运动时用于太阳轴与齿圈轴之间顺畅的相对旋转。 

上述结构可以使得每一个行星轴在上述预定区域内均具有起斜行星齿轮以及螺旋行星齿轮两者作用的双齿部分。 

上述结构可以使得通过压配合将一对斜齿圈固定在齿圈轴的内表面上。 

上述结构可以使得：每个行星轴在上述预定区域中均具有起斜行星齿轮及螺旋行星齿轮两者作用的双齿部分，并且齿圈轴在面对至少该预定区域的区域中具有起斜齿圈及螺旋齿圈两者作用的双齿部分。 

上述结构可以使得通过压配合将一对斜太阳齿轮固定在太阳轴的外表面上。 

上述结构可以使得：在上述预定区域中，每个行星轴均具有起斜行星齿轮及螺旋行星齿轮两者作用的双齿部分；太阳轴在面对至少该预定区域的区域中具有起斜太阳齿轮及螺旋太阳齿轮两者作用的双齿部分；并且齿圈轴在面对至少该预定区域的区域中具有起斜齿圈及螺旋齿圈两者作用的双齿部分。 

在上述结构中，可以通过如下步骤形成齿圈轴：在其一侧形成具有双齿部分的平板；将该平板形成为圆筒形使得双齿部分进入内侧；并将平头端部接合在一起。 

在上述结构中，可以通过轧制来形成行星轴。 

[工作原理] 

本发明的旋转/直线转换器可以被应用至采用通过相同螺旋方向的螺纹使螺旋齿轮啮合的常规运动转换以及采用通过相反螺旋方向的螺纹使螺旋齿轮啮合的常规运动转换两者。因此，将对采用通过相同螺旋方向的螺纹使螺旋齿轮啮合的常规运动转换以及采用通过相反螺旋方向的螺纹使螺旋齿轮啮合的常规运动转换通用的工作原理进行描述。 

(1)齿轮传动比与节圆直径之间的关系 

螺旋齿轮还被布置为进行啮合使得其轴心彼此平行，并在与轴心垂直的平面上彼此啮合。螺旋齿轮的齿数与所谓丝杠蜗轮的螺纹数相同。 

对于太阳轴、行星轴和齿圈轴上的螺旋齿轮及斜齿轮，在表1中定义了齿数以及基准节圆直径。 

[表1] 

在本发明的结构中，太阳轴或齿圈轴沿推力方向(即，沿旋转轴心)相对于行星轴发生位移。在太阳轴相对于行星轴发生位移的情况下，螺旋太阳齿轮与螺旋行星齿轮的齿轮传动比不同于斜太阳齿轮与斜行星齿轮的齿轮传动比。因此，满足以下公式5及6。 

Zns/Zps＝Zn/Zp    (5) 

Zss/Zps≠Zs/Zp    (6) 

每一个螺旋行星齿轮及每一个斜行星齿轮均绕共同旋转轴心同心地旋转，并在太阳齿轮的外侧以及齿圈的内侧公转。因此，螺旋行星齿轮与斜行星齿轮具有相同的公转半径；即，由以下公式7表示的相同的中心距a。 

a＝dns-dps＝dn-dp  (7) 

在齿圈轴相对于行星轴发生位移的情况下，螺旋齿圈与螺旋行星齿轮的齿轮传动比不同于斜齿圈与斜行星齿轮的齿轮传动比。因此，满足以下公式8及9。 

Zns/Zps≠Zn/Zp    (8) 

Zss/Zps＝Zs/Zp    (9) 

而且，在此情况下，螺旋行星齿轮及斜行星齿轮在太阳齿轮的外侧以及齿圈的内侧公转；因此，中心距a由以下公式10表示。 

a＝dss+dps＝ds+dp(10) 

在本发明的旋转/直线运动转换器中，如以上公式5及6或者以上公式 8及9所表示，在第一行星齿轮机构与第二行星齿轮机构之间，太阳齿轮与行星齿轮的齿轮传动比或者齿圈与行星齿轮的齿轮传动比不相同。因此，趋于在第一行星齿轮机构的齿轮与第二行星齿轮机构的相应齿轮之间产生转角差异。该转角差异与齿轮传动比之间的差异对应。但是，因为第一行星齿轮机构的齿轮与第二行星齿轮机构的相应齿轮相互构成一个整体，因此不会产生转角差异。因此，太阳轴或齿圈轴在轴向方向上彼此位移以吸收转角差异。在此情况下，在轴向方向上发生位移的轴与太阳齿轮或齿圈(其与行星齿轮的齿轮传动比在第一行星齿轮机构与第二行星齿轮机构之间不相同)关联。具体而言，在螺旋太阳齿轮与螺旋行星齿轮的齿轮传动比与斜太阳齿轮与斜行星齿轮的齿轮传动比不同的情况下，太阳轴相对于齿圈轴发生位移。在螺旋齿圈与螺旋行星齿轮的齿轮传动比与斜齿圈与斜行星齿轮的齿轮传动比不同的情况下，齿圈轴相对于太阳轴发生位移。 

换言之，本发明的旋转/直线运动转换器利用在太阳齿轮或齿圈与行星齿轮的齿轮传动比在两种行星齿轮机构之间不相同时产生的转角差异以进行运动转换。即，在本发明的旋转/直线运动转换器中，螺旋齿轮上的螺旋角对应于转角差异而产生轴向位移。该轴向位移(即，前进量)随着齿轮传动比的差异值以及螺旋齿轮的节距值而增大。 

(2)前进量 

在本发明的旋转/直线运动转换器中，如果螺旋齿轮的齿数以及斜齿轮的齿数如以上表1中所示，且螺旋齿轮的轴向节距为P，则由以下公式11来表示轴在轴向方向上位移的前进量Lj。 

Lj＝P·(Zs·Zns-Zss·Zn)/(Zs+Zn)(11) 

无论在轴向方向上位移的轴是太阳轴还是齿圈轴，前进量Lj均相同。因此，将利用太阳轴相对于齿圈轴位移的情况来描述上述公式11的推导。 

在常规斜齿轮的行星齿轮机构的情况下，通过旋转传递进行的太阳齿轮的旋转以及行星齿轮的旋转为相反方向；因此，太阳齿轮的螺旋角与行星齿轮的螺旋角方向相反。因此，当行星齿轮为螺旋齿轮形式而太阳齿轮 为具有相反螺旋方向的螺旋齿轮的形式时，将太阳齿轮的齿数取为正值；而当行星齿轮为螺旋齿轮形式而太阳齿轮为具有相同螺旋方向的螺旋齿轮的形式时，将太阳齿轮的齿数取为负值。换言之，通过相反螺旋方向的螺纹进行的螺旋齿轮的啮合与正号相关联，而通过相同螺旋方向的螺纹进行的螺旋齿轮的啮合与负号相关联。 

当在太阳轴与齿圈轴之间产生一圈相对旋转时，斜行星齿轮的公转角由斜齿轮的啮合唯一地确定；具体而言，相对于斜太阳齿轮为Zs/(Zs+Zn)。螺旋行星齿轮的公转角为Zss/(Zss+Zns)。但是，可在轴向方向上使螺旋行星齿轮发生位移，且螺旋行星齿轮的公转角受到与斜齿轮的啮合相关联的公转角的限制。因此，太阳轴在轴向方向上位移了公转角之间的差值；即，公转角差。 

公转角差由Zs/(Zs+Zn)-Zss/(Zss+Zns)表示，并对于螺旋齿轮与由以下公式12表示的太阳轴与齿圈轴之间的相对旋转相等。 

{Zs/(Zs+Zn)-Zss/(Zss+Zns)}/{Zss/(Zss+Zns)}    (12) 

表示太阳轴与齿圈轴之间的相对旋转的上述公式12被简化为以下公式13。因此，可以想到仅太阳轴更多地旋转由以下公式13表示的额外转角，由此产生在轴向方向上的相对位移。 

(Zs·Zns-Zss·Zn)/{Zss·(Zs+Zn)}              (13) 

因此，由以下公式14表示相对位移。通过简化公式14，获得由公式11表示的前进量Lj。在齿圈轴相对于太阳轴位移的情况下，Zns替代上述公式中的Zss。但是，齿圈轴的前进量Lj由上述公式11表示。 

Zss·P·(Zs·Zns-Zss·Zn)/{Zss·(Zs+Zn)}    (14) 

从上述公式11可以理解，前进量Lj仅取决于螺旋齿轮的齿数以及斜齿轮的齿数和节距。换言之，不同于已经在“背景技术”中描述的常规旋转/直线运动转换器的情况，本发明的旋转/直线运动转换器中的前进量与螺纹数差以及螺旋角差无关。本发明的旋转/直线运动转换器的工作原理完全不同于常规运动转换器。 

(3)可行的行星轴数量 

公知的是，在常规行星齿轮机构中的可行的行星轴数量是太阳齿轮的 齿数与齿圈的齿数的总和的约数。因此，在本发明的旋转/直线运动转换器中的行星轴的数量是“螺旋太阳齿轮的齿数(螺纹数)与螺旋齿圈的齿数(螺纹数)的总和的约数”与“斜太阳齿轮的齿数与斜齿圈的齿数的总和的约数”之间公共的约数。通常，螺旋齿轮的齿数(螺纹数)比斜齿轮的齿数更少。因此，螺旋太阳齿轮的齿数与螺旋齿圈的齿数的总和的约数决定可行的行星轴数量。 

(4)基准齿数、基本齿轮传动比、以及齿数差 

在描述本发明的旋转/直线运动转换器的结构及工作时，需要界定“基准齿数”、“基本齿轮传动比”、以及“齿数差”并使用这些术语。将在以下说明这些术语。 

(4-1)基准齿数 

在常规行星齿轮机构中，太阳齿轮的基准节圆直径ds、行星齿轮的基准节圆直径dp、以及齿圈的基准节圆直径dn具有由以下公式15表示的关系。此外，太阳齿轮的齿数Zs、行星齿轮的齿数Zp、以及齿圈的齿数Zn具有由以下公式16表示的关系。 

dn＝ds+2·dp           (15) 

Zn＝Zs+2·Zp           (16) 

因为齿轮必需具有相同的模数，故基准节圆直径ds、dp、以及dn与齿数Zs、Zp、以及Zn具有由以下公式17表示的关系。 

dn/Zn＝ds/Zs＝dp/Zp    (17) 

本发明的旋转/直线运动转换器的特征在于，相对于两种齿轮的一者或两者(即，相对于螺旋齿轮及/或斜齿轮)，改变相对于太阳齿轮及齿圈任一者的上述关系。 

满足上述三种关系(上述公式15至17)的太阳齿轮的齿数、行星齿轮的齿数、以及齿圈的齿数被界定为“基准齿数”。 

(4-2)基本齿轮传动比 

如果满足上述三种关系的斜太阳齿轮的基准齿数、各个斜行星齿轮的基准齿数、以及斜齿圈的基准齿数分别为Zsk、Zpk、以及Znk，并且如果螺旋太阳齿轮的基准齿数、各个螺旋行星齿轮的基准齿数、以及螺旋齿圈 的基准齿数分别为Zssk、Zpsk、以及Znsk，则由以下公式18表示的太阳齿轮的基准齿数与行星齿轮的基准齿数之间的齿轮传动比K被界定为“基本齿轮传动比”。 

K＝Zsk/Zpk＝Zssk/Zpsk    (18) 

(4-3)齿数差 

各个齿轮的齿数与对应的上述齿轮的基准齿数之间的差值被界定为齿轮的“齿数差”。在本发明的旋转/直线运动转换器中，两种齿轮中的一者或两者相对于太阳齿轮及齿圈任一者(即，螺旋太阳齿轮及/或斜太阳齿轮，或者螺旋齿圈及/或斜齿圈)具有非零齿数差。 

(5)运动转换效率 

旋转/直线运动转换器将旋转运动转换为直线运动并将直线运动转换为旋转运动。将旋转运动转换为直线运动的效率被称为正效率，而将直线运动转换为旋转运动的效率被称为逆效率。 

(5-1)逆效率 

本发明的旋转/直线运动转换器具有螺旋齿轮的啮合。因此，当沿旋转轴心的力作用在太阳轴与齿圈轴之间时，螺旋行星齿轮从螺旋太阳齿轮并从螺旋齿圈接收与齿根面的接触相关联的力。螺旋行星齿轮从螺旋太阳齿轮接收的沿旋转轴心的力被取为F，并将在以下描述力F。 

由θs表示的螺旋太阳齿轮的导程角在螺旋行星齿轮的螺旋角与螺旋太阳齿轮的螺旋角为相反方向时取正值。 

可以考虑将力F在螺旋太阳齿轮的齿根面上分解为与齿根面垂直的力以及沿着齿根面的力。与齿根面垂直的力产生摩擦力。摩擦力使沿着齿根面的力减弱。如果沿着齿根面的摩擦系数为μ，则沿螺旋太阳齿轮的齿根面产生的力Fsh由以下公式19表示。 

Fsh＝F·{sin(θs)-μ·cos(θs)}                   (19) 

将力Fsh转换为沿着螺旋行星齿轮的齿根面的力Fsph。当由θp表示螺旋行星齿轮的导程角时，由以下公式20来表示力Fsph。 

Fsph＝F·{sin(θs)-μ·cos(θs)}·cos(θs-θp)    (20) 

当将力Fsph转换为沿螺旋行星齿轮的旋转方向的力时(即，转换为沿 与轴心垂直的剖面(其面向前方)的力)，由以下公式21表示由力Fsph转换的力Fs。 

Fs＝F·{sin(θs)-μ·cos(θs)}·cos(θs-θp)·cos(θp)    (21) 

类似的，由以下公式22来表示螺旋行星齿轮从螺旋齿圈接收的沿旋转方向的力Fn。 

Fn＝F·{sin(θn)-μ·cos(θn)}·cos(θn-θp)·cos(θp)    (22) 

因此，关联于轴向力F施加至螺旋行星齿轮的力是来自螺旋太阳齿轮的力Fs以及来自螺旋齿圈的力Fn。在螺旋行星齿轮以及螺旋太阳齿轮具有不同方向的各自螺旋角的情况下，沿围绕螺旋太阳齿轮的相同周向方向产生力Fs及Fn。 

来自螺旋太阳齿轮的力Fs以及来自螺旋齿圈的力Fn以两种力的形式作用在螺旋行星齿轮上。两种力的其中一者是使螺旋行星齿轮绕其轴心旋转的旋转力，而另一者是使螺旋行星齿轮公转的公转力。如果旋转力是Fpj，且公转力为Fpk，则由以下公式23及24来表示这些力Fpj及Fpk。 

Fpj＝Fs-Fn                     (23) 

Fpk＝Fs+Fn                     (24) 

如果Fpj＞0，则螺旋行星齿轮克服摩擦力并旋转，且逆效率取正值。因此，当沿旋转轴心的力作用在太阳轴与齿圈轴之间时，太阳轴或齿圈轴相对于彼此旋转。相反，如果Fpj≤0，则螺旋行星齿轮不旋转，且逆效率取0。因此，即使当沿旋转轴心的力作用在太阳轴与齿圈轴之间时，太阳轴与齿圈轴也不会相对于彼此旋转。由以下公式25来表示逆效率ηn。 

ηn＝2·π·Fpj·dns/(F·Lj)   (25) 

以下，将对其中太阳轴在相对旋转力作用在太阳轴与齿圈轴之间时进行直线运动的太阳轴位移型以及其中齿圈轴在相对旋转力作用在太阳轴与齿圈轴之间时进行直线运动的齿圈轴位移型来描述使行星轴旋转的力。在此情况下，将行星轴在沿旋转轴心的力作用在太阳轴与齿圈轴之间时的旋转方向称为“正旋转反向”。 

(5-1-1)太阳轴位移型 

将针对其中螺旋太阳齿轮与螺旋行星齿轮通过相同螺旋方向的螺纹进 行彼此啮合的情况、其中齿数差取正值时螺旋太阳齿轮与螺旋行星齿轮通过相反螺旋方向的螺纹进行彼此啮合的情况、以及其中齿数差取负值时螺旋太阳齿轮与螺旋行星齿轮通过相反螺旋方向的螺纹进行彼此啮合的情况来描述使行星轴旋转的力。 

(5-1-1-1)通过相同螺旋方向的螺纹进行啮合 

在螺旋太阳齿轮与螺旋行星齿轮通过相同螺旋方向的螺纹进行彼此啮合的情况下，旋转力Fpj取正值，且行星轴旋转。即，在沿旋转轴心的力作用在太阳轴与齿圈轴之间的情况下，从螺旋太阳齿轮施加至螺旋行星齿轮的力与从螺旋齿圈施加至螺旋行星齿轮的力沿旋转方向处于相同方向，且行星轴在正旋转方向上旋转。 

因此，除了摩擦力阻止行星轴旋转的情况(例如螺旋齿轮的导程角过小的情况)之外，逆效率ηn落入与正效率的情况类似由1＞ηn≥0表示的范围内。 

(5-1-1-2)通过相反螺旋方向的螺纹进行啮合(齿数差＞0) 

这是螺旋太阳齿轮的螺旋角以及螺旋行星齿轮的螺旋角为相反方向，螺旋太阳齿轮的螺旋角比螺旋行星齿轮的螺旋角更大，由此齿数差取正值的情况。 

在此情况下，从螺旋太阳齿轮施加至螺旋行星齿轮的力与从螺旋齿圈施加至螺旋行星齿轮的力沿旋转方向处于相反方向，且从螺旋太阳齿轮施加至螺旋行星齿轮的力大于从螺旋齿圈施加至螺旋行星齿轮的力。因此，旋转力Fpj取正值，但其小于上述5-1-1-1通过相同螺旋方向的螺纹进行啮合的情况中的旋转力。 

因此，产生了行星轴因螺旋齿轮的导程角的原因以及摩擦力的原因而不旋转的情况(即，逆效率ηn为0)，或者行星轴旋转的情况(即，逆效率ηn取较小的正值)。 

(5-1-1-2)通过相反螺旋方向的螺纹进行啮合(齿数差＜0) 

这是螺旋太阳齿轮的螺旋角以及螺旋行星齿轮的螺旋角为相反方向，螺旋太阳齿轮的螺旋角比螺旋行星齿轮的螺旋角更小，由此齿数差取负值的情况。 

在此情况下，从螺旋太阳齿轮施加至螺旋行星齿轮的力与从螺旋齿圈施加至螺旋行星齿轮的力沿旋转方向处于相反方向，且从螺旋太阳齿轮施加至螺旋行星齿轮的力小于从螺旋齿圈施加至螺旋行星齿轮的力。因此，旋转力Fpj取负值，且行星轴不旋转。因此，无论螺旋齿轮的导程角及摩擦力如何，逆效率ηn变为0。换言之，在使用本发明的旋转/直线运动转换器以将旋转运动转换为直线运动的情况下，可以防止因外力会导致的直线运动向旋转运动的转换。 

(5-1-2)齿圈轴位移型 

将针对其中在齿数差取正值时螺旋太阳齿轮与螺旋行星齿轮通过相同螺旋方向的螺纹进行彼此啮合的情况、其中在齿数差取负值时螺旋太阳齿轮与螺旋行星齿轮通过相同螺旋方向的螺纹进行彼此啮合的情况、以及其中螺旋太阳齿轮与螺旋行星齿轮通过相反螺旋方向的螺纹进行彼此啮合的情况来描述使行星轴旋转的力。 

(5-1-2-1)通过相同螺旋方向的螺纹进行啮合(齿数差＞0) 

在齿数差取正值时螺旋太阳齿轮与螺旋行星齿轮通过相同螺旋方向的螺纹进行彼此啮合的情况下，从螺旋太阳齿轮施加至螺旋行星齿轮的力与从螺旋齿圈施加至螺旋行星齿轮的力沿旋转方向处于相反方向，且从螺旋太阳齿轮施加至螺旋行星齿轮的力大于从螺旋齿圈施加至螺旋行星齿轮的力。因此，旋转力Fpj取正值，但其小于上述5-1-1-1通过相同螺旋方向的螺纹进行啮合的情况中的旋转力。因此，逆效率ηn大于0并取约小于0.4的值。 

(5-1-2-2)通过相同螺旋方向的螺纹进行啮合(齿数差＜0) 

在齿数差取负值时螺旋太阳齿轮与螺旋行星齿轮通过相同螺旋方向的螺纹进行彼此啮合的情况下，从螺旋太阳齿轮施加至螺旋行星齿轮的力与从螺旋齿圈施加至螺旋行星齿轮的力沿旋转方向处于相反方向，且从螺旋太阳齿轮施加至螺旋行星齿轮的力小于从螺旋齿圈施加至螺旋行星齿轮的力。因此，与以上5-1-1-2通过相反螺旋方向的螺纹进行啮合(齿数差＜0)中的情况类似，旋转力Fpj取负值，且行星轴不旋转。因此，无论螺旋齿轮的导程角及摩擦力如何，逆效率ηn变为0。 

(5-1-2-3)通过相反螺旋方向的螺纹进行啮合 

在螺旋太阳齿轮与螺旋行星齿轮通过相反螺旋方向的螺纹进行彼此啮合且沿旋转轴心的力作用在太阳轴与齿圈轴之间的情况下，从螺旋太阳齿轮施加至螺旋行星齿轮的力与从螺旋齿圈施加至螺旋行星齿轮的力沿旋转方向处于相同方向，且行星轴在正旋转方向上旋转。 

因此，与5-1-1-1通过相同螺旋方向的螺纹进行啮合中的情况类似，除了摩擦力阻止行星轴旋转的情况(例如螺旋齿轮的导程角过小的情况)之外，逆效率ηn落入与正效率的情况类似由1＞ηn≥0表示的范围内。 

(5-2)正效率 

在本发明的旋转/直线运动转换器中，通过斜齿轮的啮合以及螺旋齿轮的啮合来传递旋转。因此，沿旋转方向的位移是涉及单位滑动比的旋转。本发明的旋转/直线运动转换器是具有其旋转轴心彼此平行的轴的行星齿轮机构。因为太阳轴或齿圈轴沿着轴向方向相对于彼此位移，所以轴向位移是涉及滑动摩擦的位移。 

因此，如果单位滑动比为σ，滚动摩擦系数为μk，且滑动摩擦系数为μ，则由以下公式26表示正效率ηa。 

ηa＝1-(μk+μ·σ+μ)              (26) 

在常规的齿啮合的情况下，单位滑动比σ为约0.1；对于油润滑情况，滚动摩擦系数μk为约0.01；而对于油润滑情况，滑动摩擦系数μ为约0.1。因此，由以下公式27来表示本发明的旋转/直线运动转换器的通常正效率ηa。如果理想地设计转换器，则能够实现约88％的高正效率。 

ηa＝1-(0.01+0.1·0.1+0.1)＝0.88    (27) 

图26A及图26B针对太阳轴位移型以及齿圈轴位移型总结了旋转/直线运动转换器的上述效率。在图26A及图26B中，标记o表示通常的效率，而在相对端部具有箭头的箭头表示可行效率范围。 

(6)行星轴的数量与斜行星齿轮的齿数之间的优选关系 

本发明的旋转/直线运动转换器优选地使得太阳轴、行星轴、以及齿圈轴的旋转中心不会偏斜，并使得多个斜行星齿轮持续地与斜太阳齿轮并与斜齿圈啮合，这在斜齿轮采用正齿轮形式时尤为重要。为此，必需建立行 星轴的数量与各个斜行星齿轮的齿数之间的优选关系：“行星轴的数量并非各个斜行星齿轮的齿数的约数(除了1之外，行星轴的数量与每个斜行星齿轮的齿数不具有公约数)”。当满足该要求时，多个斜行星齿轮在与斜太阳齿轮啮合的相位方面以及与斜齿圈啮合的相位方面彼此不同；因此，通过使斜齿轮的啮合重叠，能够确保以较高接触度顺畅地传递旋转。 

在本申请文件中，“斜太阳齿轮”、“斜行星齿轮”、以及“斜齿圈”被统称为“斜齿轮”，而“螺旋太阳齿轮”、“螺旋行星齿轮”、以及“螺旋齿圈”被统称为“螺旋齿轮”。“斜齿轮”具有25°或更小的螺旋角，由此斜太阳齿轮、斜行星齿轮、以及斜齿圈能够通过相互啮合构成行星齿轮机构。“斜齿轮”包括具有0°齿螺旋角的齿轮；即，正齿轮。“螺旋齿轮”是取涡轮形式的齿轮，并具有绕其轴心螺旋延伸的齿，其中螺旋角大于导程角。 

附图说明

图1A是沿旋转轴心所取的剖视图，示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第一实施例，该转换器被构造为将齿圈轴的旋转运动转换为太阳轴的直线运动；图1B是垂直于旋转轴心所取的剖视图；而图1C是示出了太阳轴的主要部分的右侧视图。 

图2A是沿旋转轴心所取的剖视图，示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第二实施例，该转换器被构造为将齿圈轴的旋转运动转换为太阳轴的直线运动；图2B是垂直于旋转轴心所取的剖视图；而图2C是示出了太阳轴的主要部分的右侧视图。 

图3A是沿旋转轴心所取的剖视图，示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第三实施例，该转换器被构造为将齿圈轴的旋转运动转换为太阳轴的直线运动；图3B是垂直于旋转轴心所取的剖视图；而图3C是示出了太阳轴的主要部分的右侧视图。 

图4A是沿旋转轴心所取的剖视图，示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第四实施例，该转换器被构造为将齿圈轴的旋转运动转换为太阳轴的直线运动；图4B是垂直于旋转轴心所取的剖视图；而图4C 是右侧视图，示出了太阳轴的主要部分。 

图5A是沿旋转轴心所取的剖视图，示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第五实施例，该转换器被构造为将齿圈轴的旋转运动转换为太阳轴的直线运动；图5B是垂直于旋转轴心所取的剖视图；而图5C是示出了太阳轴的主要部分的右侧视图。 

图6A是沿旋转轴心所取的剖视图，示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第六实施例，该转换器被构造为将齿圈轴的旋转运动转换为太阳轴的直线运动；图6B是垂直于旋转轴心所取的剖视图；而图6C是示出了太阳轴的主要部分的右侧视图。 

图7A是沿旋转轴心所取的剖视图，示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第七实施例，该转换器被构造为将齿圈轴的旋转运动转换为太阳轴的直线运动；图7B是垂直于旋转轴心所取的剖视图；而图7C是示出了太阳轴的主要部分的右侧视图。 

图8A及图8B分别是沿旋转轴心所取的剖视图以及垂直于旋转轴心所取的剖视图，示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第八实施例，该转换器被构造为将太阳轴的旋转运动转换为齿圈轴的直线运动。 

图9A及图9B分别是沿旋转轴心所取的剖视图(示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第九实施例，该转换器是第二实施例的修改示例)以及示出了太阳轴的主要部分的右侧视图。 

图10A及图10B分别是沿旋转轴心所取的剖视图(示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第十实施例，该转换器是第九实施例的修改示例)以及示出了太阳轴的主要部分的右侧视图。 

图11A及图11B分别是沿旋转轴心所取的剖视图(示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第十一实施例，该转换器是第十实施例的修改示例)以及示出了太阳轴的主要部分的右侧视图。 

图12A是沿旋转轴心所取的剖视图，示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第十二实施例，该转换器是第二实施例的修改示例；图12B是垂直于旋转轴心所取的剖视图；而图12C是示出了太阳轴的主要部分的右侧视图。 

图13A是沿旋转轴心所取的剖视图，示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第十三实施例，该转换器被构造为将齿圈轴的旋转运动转换为太阳轴的直线运动；图13B是垂直于旋转轴心所取的剖视图；而图13C是沿旋转轴心所取的剖视图，示出了齿圈轴。 

图14A是沿旋转轴心所取的剖视图，示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第十四实施例，该转换器是第十三实施例的修改示例；图14B是垂直于旋转轴心所取的剖视图；而图14C是示出了太阳轴的主要部分的右侧视图。 

图15A及图15B分别是沿旋转轴心所取的剖视图以及垂直于旋转轴心所取的剖视图，示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第十五实施例，该转换器被构造为将太阳轴的旋转运动转换为齿圈轴的直线运动。 

图16A及图16B分别是沿旋转轴心所取的剖视图以及垂直于旋转轴心所取的剖视图，示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第十六实施例，该转换器是第八实施例的修改示例。 

图17A及图17B分别是平行于轴心所取的剖视图以及左侧视图，示出了笼式保持器的示例1。 

图18A及图18B分别是平行于轴心所取的剖视图以及左侧视图，示出了笼式保持器的示例2。 

图19A及图19B分别是平行于轴心所取的剖视图以及左侧视图，示出了笼式保持器的示例3。 

图20A及图20B分别是平行于轴心所取的剖视图以及左侧视图，示出了笼式保持器的示例4。 

图21是示出在组装具有与第十实施例的情况相同结构的旋转/直线转换器的过程中将螺旋太阳齿轮插入由预定数量的行星轴所围绕的空间内的步骤的视图。 

图22是示出在组装具有与第十实施例的情况相同结构的旋转/直线转换器的过程中在将行星轴固定以不能旋转时将斜太阳齿轮安装至太阳轴的步骤的视图。 

图23是示出在组装具有与第十实施例的情况相同结构的旋转/直线转换器的过程中将太阳齿轮、保持器、以及行星轴接合至齿圈轴并固定斜齿轮的步骤的视图。 

图24A及图24B是放大视图，示出了用于对行星轴的相对端部中每个端部的锥面进行支撑的轮架构件的修改示例。 

图25是沿旋转轴心所取的剖视图，示出了第十实施例的修改示例，其中滚珠轴承的内座圈被固定地压配合到各个轮架构件中。 

图26A及图26B是图表，分别针对太阳轴位移型和齿圈轴位移型示出了本发明的旋转/直线运动转换器的效率。 

具体实施方式

以下将参考附图详细描述本发明的优选实施例。 

第一实施例： 

图1A至图1C示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第一实施例，该转换器被构造为将齿圈轴的旋转运动转换为太阳轴的直线运动。具体而言，图1A是示出沿旋转轴心的剖面观察的第一实施例的剖视图；图1B是省去剖面线的剖视图，示出了沿与旋转轴心垂直的剖面观察的由正齿轮构造的第一实施例的第一行星齿轮机构；而图1C是右侧视图，示出了第一实施例的太阳轴的主要部分。 

在图1A至图1C中，附图标记10代表行星式旋转/直线运动转换器。旋转/直线运动转换器10具有沿共同旋转轴心12延伸并彼此配合的太阳轴14及齿圈轴16，以及布置在太阳轴14与齿圈轴16之间并平行于旋转轴心12沿各个旋转轴心18延伸的四个行星轴20。行星轴20绕旋转轴心12以90°的角间隔等间距地布置。 

通过压配合等将环形太阳齿轮构件22固定至太阳轴14的内端部(图1A中的左端部)。太阳齿轮构件22具有正齿轮式的外齿。太阳轴14的外端部(图1A中的右端部)具有与旋转轴心12平行的两个平行的平面部24。太阳轴14经由平面部24连接至图1未示出的另一构件使得彼此不能 相对旋转并能够往复运动。太阳轴14具有位于其中部的三条螺线式(triple-flight)外螺纹26。太阳齿轮构件22与外螺纹26沿旋转轴心12彼此分隔开。 

各个行星轴20均具有与太阳齿轮构件22啮合的外正齿轮28，以及与外螺纹26配合的单条螺线式外螺纹30。外齿轮28与外螺纹30沿旋转轴心18彼此分隔开。外齿轮28在轴向长度上比太阳齿轮构件22更长，由此即使在太阳轴14沿旋转轴心12相对于行星轴20及齿圈轴16发生位移时，外齿轮28也保持与太阳齿轮构件22啮合。 

行星轴20在相对两端处由每个都类似于环状板的轮架构件32及34支撑，使得可绕各个旋转轴心18旋转。减摩环36被布置在各个轮架构件32及34的外周表面与齿圈轴16的内周表面之间，由此轮架构件32及34能够绕旋转轴心12相对于齿圈轴16自由旋转。C环38及40被固定至齿圈轴16的内表面。轮架构件32及34于轴向方向上被分别保持在形成于齿圈轴16的内表面上的台阶部与C环38及40之间。轮架构件32及34具有比太阳齿轮构件22的外径以及太阳轴14的直径更大的内径，由此可使太阳齿轮构件22及太阳轴14沿旋转轴心12相对于轮架构件32及34发生位移。 

通过压配合等方式，将与行星轴20的外齿轮28啮合的齿圈构件42固定至齿圈轴16的内表面位于两个台阶部分之间的部分，即，固定至齿圈轴16的小直径部分的内表面。齿圈构件42具有正齿轮式内齿。此外，齿圈轴16的小直径部分的内表面具有与行星轴20的外螺纹30配合的五条螺线式内螺纹44。齿圈构件42与内螺纹44沿旋转轴心18彼此分隔开。 

可从以上描述理解，太阳齿轮构件22、外齿轮28、以及齿圈构件42共同构成第一行星齿轮机构，并分别起齿螺旋角为0°的斜太阳齿轮、斜行星齿轮、以及斜齿圈的作用。外螺纹26、外螺纹30、以及内螺纹44共同构成第二行星齿轮机构，并分别起螺旋太阳齿轮、螺旋行星齿轮、以及螺旋齿圈的作用。 

分别起各个螺旋齿轮作用的外螺纹26、外螺纹30、以及内螺纹44彼此配合；外螺纹26的螺旋角与外螺纹30的螺旋角方向相反，而外螺纹30的螺旋角与内螺纹44的螺旋角方向相同。外螺纹26、外螺纹30、以及内 螺纹44具有相同的节距，相同的压力角，以及相同的模数。在第一实施例的旋转/直线运动转换器10中，外螺纹26的螺纹数、外螺纹30的螺纹数、以及内螺纹44的螺纹数(换言之，在与旋转轴心12及18垂直的剖面上观察时，外螺纹26的齿数、外螺纹30的齿数、以及内螺纹44的齿数)分别为3，1，以及5。因此，齿数差为0。 

下面将对起各个斜齿轮作用的太阳齿轮构件22、外齿轮28、以及齿圈构件42进行描述。通常，正齿轮之间的齿轮传动比不会与螺旋齿轮之间的基准节圆直径比率存在很大差异。换言之，可以通过对齿轮进行齿顶修正来在一定程度上改变螺旋齿轮之间的基准节圆直径比率与正齿轮之间齿轮传动比之间的关系。但是，除非正齿轮具有相当大的齿高，否则便不能进行很大的齿顶修正。在实践中，考虑将正齿轮之间的齿轮传动比与螺旋齿轮之间的基准节圆直径比率之间的偏差限制在30％以内。 

在第一实施例中，行星轴20的外齿轮28具有九个齿。根据螺旋齿轮的外螺纹30与内螺纹44之间的1∶5的齿轮传动比，齿圈构件42的内齿轮具有45个齿。因为螺旋齿轮的外螺纹26与外螺纹30之间的齿轮传动比为3∶1，故如果将太阳轴14的太阳齿轮构件22的齿数设定为27，则太阳齿轮构件22与行星轴20的外齿轮28之间的齿轮传动比变为与螺旋齿轮的外螺纹26与外螺纹30之间的齿轮传动比相同。因此，在此情况下，正齿轮与螺旋齿轮具有相同的齿轮传动比。因此，正齿轮的行星齿轮机构与螺旋齿轮的行星齿轮机构在传递旋转时具有相同的减速比。上述两种行星齿轮机构仅进行旋转传递，而不能将旋转运动转换为直线运动。 

相反，在第一实施例中，太阳轴14的太阳齿轮构件22的齿数为31个，不同于与螺旋齿轮的外螺纹26与外螺纹30之间3∶1的齿轮传动比相符合的27个。因此，太阳齿轮构件22的齿数差为4，而太阳齿轮构件22与外齿轮28之间的齿轮传动比为31∶9。通过这些齿轮传动比，当齿圈轴16旋转时，太阳轴14沿旋转轴心12相对于行星轴20及齿圈轴16发生位移，由此避免产生正齿轮的行星齿轮机构的太阳轴14与螺旋齿轮的行星齿轮机构的太阳轴14之间的转角差。由此，将齿圈轴16的旋转运动转换为太阳轴14的直线运动。 

通常，为了使正齿轮的行星齿轮机构以及螺旋齿轮的行星齿轮机构两者均能够舒畅地进行旋转传递，正齿轮的行星齿轮机构以及螺旋齿轮的行星齿轮机构优选地在最大可能程度上具有相同的基准节圆直径比率。但是，太阳齿轮构件22、外齿轮28与齿圈构件42之间的齿轮传动比为31∶9∶45，因此不同于外螺纹26、外螺纹30与内螺纹44之间的3∶1∶5的齿轮传动比。 

因此，为了在保持正齿轮的行星齿轮机构中齿数差的同时使上述两种行星齿轮机构在最大可能程度上具有相同的基准节圆直径比率，使外螺纹26(其与设定了齿数差的太阳齿轮构件22一同旋转)的基准节圆直径从与螺旋齿轮的行星齿轮机构的齿轮传动比相符合的值发生变化，由此使螺旋齿轮的行星齿轮机构的基准节圆直径比率在最大可能程度上接近正齿轮的行星齿轮机构的齿轮传动比。 

具体而言，如果外螺纹26、外螺纹30、以及内螺纹44的与螺旋齿轮的行星齿轮机构的齿轮传动比对应的基准节圆直径分别为10.5，3.5，以及17.5，则外螺纹26的基准节圆直径被增大为10.6。 

根据常规技术，螺旋齿轮之间的基准节圆直径比率必需与螺旋齿轮之间的螺纹数比率相同，因此，不能仅改变太阳齿轮的基准节圆直径。但是，本发明的旋转/直线运动转换器10被设计为通过螺旋齿轮之间的齿轮传动比与斜齿轮(正齿轮)之间的齿轮传动比之间的差异来将旋转运动转换为直线运动。因此，即使在螺旋太阳齿轮的基准节圆直径改变时，只要螺旋齿轮具有相同的节距以及相同的导程角，从旋转运动转换为直线运动的量就保持不变。 

但是，当螺旋太阳齿轮的基准节圆直径改变时，螺旋行星齿轮与螺旋太阳齿轮的啮合采取了具有不同导程角的螺旋齿轮的啮合的形式。因此，第一实施例的螺旋齿轮具有各自的渐开线齿形，由此允许具有不同导程角的螺旋齿轮的啮合(同样适用于第二实施例)。 

将第一实施例的正齿轮及螺旋齿轮的规格总结如下。 

1.太阳轴位移型；螺旋太阳齿轮及螺旋行星齿轮具有螺旋方向相反的螺纹。 

2.基本齿轮传动比K＝3 

3.螺旋齿轮的齿数差＝0 

4.正齿轮的齿数差＝4 

5.螺旋齿轮之间的齿轮传动比(太阳齿轮∶行星齿轮∶齿圈)＝3∶1∶5 

6.正齿轮之间的齿轮传动比(太阳齿轮∶行星齿轮∶齿圈)＝31∶9∶45 

7.行星轴数量＝4 

8.节距＝1 

9.前进量＝0.263 

10.螺旋齿轮的基准节圆直径(工作节圆直径) 

太阳齿轮＝10.6，行星齿轮＝3.5，齿圈＝17.5 

可以从以上描述理解，第一实施例能够以较高的正效率以及较高的转换率(齿圈轴16的旋转运动量与太阳轴14的直线运动量的比率)将齿圈轴16的旋转运动转换为太阳轴14的直线运动。 

第一实施例的各个齿轮的齿数均满足以上在“(3)可行的行星轴数量”中描述的要求。行星轴20的数量(4)以及起斜行星齿轮作用的外齿轮28的齿数(9)满足以上在“(6)行星轴的数量与斜行星齿轮的齿数之间的优选关系”中描述的要求。 

相较于其他实施例，第一实施例采用了较少的行星轴20的数量。因此，行星轴20之间的空间足够大，以允许替代板状轮架构件32及34而使用将在以下描述的高刚性笼式轮架构件，其被构造为通过布置在行星轴20之间的多个连接构件将两个轮架构件一体地连接在一起。此外，第一实施例的结构可便于使用组装笼式夹具(assembiling cage jig，将在以下描述)对旋转/直线运动转换器的组装。这也同样适用于将在以下描述的第四以及第七实施例。 

第二实施例： 

图2A至图2C示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第 二实施例，该转换器被构造为将齿圈轴的旋转运动转换为太阳轴的直线运动。具体而言，图2A是示出沿旋转轴心的剖面观察的第二实施例的剖视图；图2B是省去剖面线的剖视图，示出了沿与旋转轴心垂直的剖面观察的由正齿轮构造的第二实施例的第一行星齿轮机构；而图2C是右侧视图，示出了第二实施例的太阳轴的主要部分。在图2A至图2C中，由与图1A至图1C中出现的相同的附图标记来表示与图1A至图1C中出现的构件类似的构件。这同样适用于以下描述的其他实施例的附图。 

除了以下方面，以与上述第一实施例类似的方式来构造第二实施例，其中：起螺旋太阳齿轮作用的外螺纹26的齿数差被设定为1；起斜太阳齿轮作用的太阳齿轮构件22的齿数差被设定为1；设置了九根行星轴20；分别起螺旋太阳齿轮、螺旋行星齿轮、以及螺旋齿圈作用的外螺纹26、外螺纹30、以及内螺纹44的齿数分别为4、1、以及5；分别起斜太阳齿轮、斜行星齿轮、以及斜齿圈作用的太阳齿轮构件22、外齿轮28、以及齿圈构件42的齿数分别为31、10、以及50；并且齿圈轴16每旋转一圈时太阳轴14的前进量为-0.556。因此，第二实施例与第一实施例类似地工作。 

将第二实施例的正齿轮及螺旋齿轮的规格总结如下。 

1.太阳轴位移型；螺旋太阳齿轮及螺旋行星齿轮具有螺旋方向相反的螺纹。 

2.基本齿轮传动比K＝3 

3.螺旋齿轮的齿数差＝1 

4.正齿轮的齿数差＝1 

5.螺旋齿轮之间的齿轮传动比(太阳齿轮∶行星齿轮∶齿圈)＝4∶1∶5 

6.正齿轮之间的齿轮传动比(太阳齿轮∶行星齿轮∶齿圈)＝31∶10∶50 

7.行星轴数量＝9 

8.节距＝1 

9.前进量＝-0.556 

10.螺旋齿轮的基准节圆直径(工作节圆直径) 

太阳齿轮＝10.6，行星齿轮＝3.5，齿圈＝17.5 

第二实施例的各个齿轮的齿数均满足以上在“(3)可行的行星轴数量”中描述的要求。行星轴20的数量(9)以及起斜行星齿轮作用的外齿轮28的齿数(10)满足以上在“(6)行星轴的数量与斜行星齿轮的齿数之间的优选关系”中描述的要求。 

根据第二实施例，可以使相对于齿圈轴16的旋转方向的太阳轴14的直线运动方向与上述第一实施例中的方向相反。此外，相较于第一实施例，因为第二实施例采用更多的9根行星轴，故第二实施例具有提高的承载性能，并能够传递并转换更大的转矩。 

第三实施例： 

图3A至图3C示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第三实施例，该转换器被构造为将齿圈轴的旋转运动转换为太阳轴的直线运动。具体而言，图3A是示出沿旋转轴心的剖面观察的第三实施例的剖视图；图3B是省去剖面线的剖视图，示出了沿与旋转轴心垂直的剖面观察的由正齿轮构造的第三实施例的第一行星齿轮机构；而图3C是右侧视图，示出了第三实施例的太阳轴的主要部分。 

除了以下方面，以与上述第一实施例类似的方式来构造第三实施例，其中：起螺旋太阳齿轮作用的外螺纹26的螺旋角与起螺旋行星齿轮作用的外螺纹30的螺旋角为相同方向；起螺旋太阳齿轮作用的外螺纹26的齿数差被设定为-8；起斜太阳齿轮作用的太阳齿轮构件22的齿数差被设定为1；设置了九根行星轴20；分别起螺旋太阳齿轮、螺旋行星齿轮、以及螺旋齿圈作用的外螺纹26、外螺纹30、以及内螺纹44的齿数分别为-5、1、以及5；分别起斜太阳齿轮、斜行星齿轮、以及斜齿圈作用的太阳齿轮构件22、外齿轮28、以及齿圈构件42的齿数分别为31、10、以及50；并且齿圈轴16每旋转一圈时太阳轴14的前进量为-5。因此，第三实施例与第一实施例类似地工作。 

将第三实施例的正齿轮及螺旋齿轮的规格总结如下。 

1.太阳轴位移型；螺旋太阳齿轮及螺旋行星齿轮具有螺旋方向相同的螺纹。 

2.基本齿轮传动比K＝3 

3.螺旋齿轮的齿数差＝-8 

4.正齿轮的齿数差＝1 

5.螺旋齿轮之间的齿轮传动比(太阳齿轮∶行星齿轮∶齿圈)＝-5∶1∶5 

6.正齿轮之间的齿轮传动比(太阳齿轮∶行星齿轮∶齿圈)＝31∶10∶50 

7.行星轴数量＝9 

8.节距＝1 

9.前进量＝-5 

10.螺旋齿轮的基准节圆直径(工作节圆直径) 

太阳齿轮＝10.6，行星齿轮＝3.5，齿圈＝17.5 

第三实施例的各个齿轮的齿数均满足以上在“(3)可行的行星轴数量”中描述的要求。行星轴20的数量(9)以及起斜行星齿轮作用的外齿轮28的齿数(10)满足以上在“(6)行星轴的数量与斜行星齿轮的齿数之间的优选关系”中描述的要求。 

第三实施例能够具有相较于其他实施例的较高的太阳轴14的直线运动量与齿圈轴16的旋转运动量的比率；能够具有较高的正效率以及较高的逆效率；并能够以较高效率将太阳轴14的直线运动转换为齿圈轴16的旋转运动。如同第三实施例的情况，因为采用更多的9根行星轴，故相较于第一实施例，第三实施例具有提高的承载性能，并能够传递并转换更大的转矩。 

第四实施例： 

图4A至图4C示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第四实施例，该转换器被构造为将齿圈轴的旋转运动转换为太阳轴的直线运动。具体而言，图4A是示出沿旋转轴心的剖面观察的第四实施例的剖视 图；图4B是省去剖面线的剖视图，示出了沿与旋转轴心垂直的剖面观察的由正齿轮构造的第四实施例的第一行星齿轮机构；而图4C是右侧视图，示出了第四实施例的太阳轴的主要部分。 

除了以下方面，以与上述第一实施例类似的方式来构造第四实施例，其中：起螺旋太阳齿轮作用的外螺纹26的齿数差被设定为1；起斜太阳齿轮作用的太阳齿轮构件22的齿数差被设定为0；设置了九根行星轴20；分别起螺旋太阳齿轮、螺旋行星齿轮、以及螺旋齿圈作用的外螺纹26、外螺纹30、以及内螺纹44的齿数分别为4、1、以及5；分别起斜太阳齿轮、斜行星齿轮、以及斜齿圈作用的太阳齿轮构件22、外齿轮28、以及齿圈构件42的齿数分别为27、9、以及45；并且齿圈轴16每旋转一圈时太阳轴14的前进量为-0.625。因此，第四实施例与第一实施例类似地工作。 

将第四实施例的正齿轮及螺旋齿轮的规格总结如下。 

1.太阳轴位移型；螺旋太阳齿轮及螺旋行星齿轮具有螺旋方向相反的螺纹。 

2.基本齿轮传动比K＝3 

3.螺旋齿轮的齿数差＝1 

4.正齿轮的齿数差＝0 

5.螺旋齿轮之间的齿轮传动比(太阳齿轮∶行星齿轮∶齿圈)＝4∶1∶5 

6.正齿轮之间的齿轮传动比(太阳齿轮∶行星齿轮∶齿圈)＝27∶9∶45 

7.行星轴数量＝9 

8.节距＝1 

9.前进量＝-0.625 

10.螺旋齿轮的基准节圆直径(工作节圆直径) 

太阳齿轮＝10.6，行星齿轮＝3.5，齿圈＝17.5 

第四实施例的各个齿轮的齿数均满足以上在“(3)可行的行星轴数量”中描述的要求。但是，行星轴20的数量(9)以及起斜行星齿轮作用 的外齿轮28的齿数(9)并不满足以上在“(6)行星轴的数量与斜行星齿轮的齿数之间的优选关系”中描述的要求。 

因此，起斜行星齿轮作用的外齿轮28与起斜太阳齿轮作用的太阳齿轮构件22以彼此相同的相位啮合，并与起斜齿圈作用的齿圈构件42以彼此相同的相位啮合。因此，外齿轮28的齿接触的相位相同。即使设置了齿根间隙(bottom clearance)，总是发生齿根以及齿顶处的齿接触。因此，传递的转矩的波动(转矩脉动)较大，且趋于产生由不规则接触导致磨损等问题。为了保持齿廓的齿根与齿廓的齿顶之间的间隙，必需以极高的精度使行星轴之间的中心距保持恒定。因此，优选地第四实施例通过轴承等构件来有利地保持太阳轴14与轮架构件32及34之间的位置关系以及齿圈轴16与轮架构件32及34之间的位置关系。 

根据第四实施例，可以使相对于齿圈轴16的旋转方向的太阳轴14的直线运动方向与上述第一实施例相反。此外，相较于第一实施例，因为第四实施例采用更多的9根行星轴，所以第四实施例具有提高的承载性能，并能够传递并转换更大的转矩。 

第五实施例： 

图5A至图5C示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第五实施例，该转换器被构造为将齿圈轴的旋转运动转换为太阳轴的直线运动。具体而言，图5A是示出沿旋转轴心的剖面观察的第五实施例的剖视图；图5B是省去剖面线的剖视图，示出了沿与旋转轴心垂直的剖面观察的由正齿轮构造的第五实施例的第一行星齿轮机构；而图5C是右侧视图，示出了第五实施例的太阳轴的主要部分。 

除了以下方面，以与上述第一实施例类似的方式来构造第五实施例，其中：基本齿轮传动比被设定为4；起螺旋太阳齿轮作用的外螺纹26的齿数差被设定为1；起斜太阳齿轮作用的太阳齿轮构件22的齿数差被设定为-1；设置了11根行星轴20；分别起螺旋太阳齿轮、螺旋行星齿轮、以及螺旋齿圈作用的外螺纹26、外螺纹30、以及内螺纹44的齿数分别为5、1、以及6；分别起斜太阳齿轮、斜行星齿轮、以及斜齿圈作用的太阳 齿轮构件22、外齿轮28、以及齿圈构件42的齿数分别为39、10、以及60；并且齿圈轴16每旋转一圈时太阳轴14的前进量为-0.667。因此，第五实施例与第一实施例类似地工作。 

将第五实施例的正齿轮及螺旋齿轮的规格总结如下。 

1.太阳轴位移型；螺旋太阳齿轮及螺旋行星齿轮具有螺旋方向相反的螺纹。 

2.基本齿轮传动比K＝4 

3.螺旋齿轮的齿数差＝1 

4.正齿轮的齿数差＝-1 

5.螺旋齿轮之间的齿轮传动比(太阳齿轮∶行星齿轮∶齿圈)＝5∶1∶6 

6.正齿轮之间的齿轮传动比(太阳齿轮∶行星齿轮∶齿圈)＝39∶10∶60 

7.行星轴数量＝11 

8.节距＝1 

9.前进量＝-0.667 

10.螺旋齿轮的基准节圆直径(工作节圆直径) 

太阳齿轮＝10.6，行星齿轮＝3.5，齿圈＝17.5 

第五实施例的各个齿轮的齿数均满足以上在“(3)可行的行星轴数量”中描述的要求。行星轴20的数量(11)以及起斜行星齿轮作用的外齿轮28的齿数(10)满足以上在“(6)行星轴的数量与斜行星齿轮的齿数之间的优选关系”中描述的要求。 

具体而言，第五实施例显示出，即使在通过将基本齿轮传动比K设定为4而增大了太阳轴14的直径时，也能够构造本发明的行星式旋转/直线运动转换器。通过增大太阳轴14的直径，可以增大行星轴20的数量，并可以相同减小行星轴的直径，由此可以增大太阳轴14的直径与齿圈轴16的外径的比率。因此，相较于采用了相同的齿圈轴16外径的其他实施例，第五实施例能够通过增大太阳轴14的直径来提高太阳轴14的刚性，由此能够增大可传递转矩。相较于采用了相同的太阳轴14直径的其他实 施例，第五实施例能够减小齿圈轴16的外径，由此能够提供具有较高强度的小型行星式旋转/直线转换器。 

第六实施例： 

图6A至图6C示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第六实施例，该转换器被构造为将齿圈轴的旋转运动转换为太阳轴的直线运动。具体而言，图6A是示出沿旋转轴心的剖面观察的第六实施例的剖视图；图6B是省去剖面线的剖视图，示出了沿与旋转轴心垂直的剖面观察的由正齿轮构造的第六实施例的第一行星齿轮机构；而图6C是右侧视图，示出了第六实施例的太阳轴的主要部分。 

除了以下方面，以与上述第一实施例类似的方式来构造第六实施例，其中：起螺旋太阳齿轮作用的外螺纹26的齿数差被设定为-1；起斜太阳齿轮作用的太阳齿轮构件22的齿数差被设定为-2；设置了七根行星轴20；分别起螺旋太阳齿轮、螺旋行星齿轮、以及螺旋齿圈作用的外螺纹26、外螺纹30、以及内螺纹44的齿数分别为2、1、以及5；分别起斜太阳齿轮、斜行星齿轮、以及斜齿圈作用的太阳齿轮构件22、外齿轮28、以及齿圈构件42的齿数分别为25、9、以及45；并且齿圈轴16每旋转一圈时太阳轴14的前进量为0.5。因此，第六实施例与第一实施例类似地工作。 

将第六实施例的正齿轮及螺旋齿轮的规格总结如下。 

1.太阳轴位移型；螺旋太阳齿轮及螺旋行星齿轮具有螺旋方向相反的螺纹。 

2.基本齿轮传动比K＝3 

3.螺旋齿轮的齿数差＝-1 

4.正齿轮的齿数差＝-2 

5.螺旋齿轮之间的齿轮传动比(太阳齿轮∶行星齿轮∶齿圈)＝2∶1∶5 

6.正齿轮之间的齿轮传动比(太阳齿轮∶行星齿轮∶齿圈)＝25∶9∶45 

7.行星轴数量＝7 

8.节距＝1 

9.前进量＝0.5 

10.螺旋齿轮的基准节圆直径(工作节圆直径) 

太阳齿轮＝10.6，行星齿轮＝3.5，齿圈＝17.5 

第六实施例的各个齿轮的齿数均满足以上在“(3)可行的行星轴数量”中描述的要求。行星轴20的数量(9)以及起斜行星齿轮作用的外齿轮28的齿数(9)满足以上在“(6)行星轴的数量与斜行星齿轮的齿数之间的优选关系”中描述的要求。 

第六实施例的结构与上述日本专利申请公开(kokai)号10-196757中揭示的结构类似。但是，第六实施例的结构及工作方式与日本专利申请早期公开(kokai)号10-196757中揭示的情况不同。在其他实施例的情况下，太阳轴14的前进量仅取决于螺旋齿轮的齿数，斜齿轮之间的齿轮传动比，以及斜齿轮的节距。即使第六实施例的结构采用与日本专利申请公开(kokai)号10-196757中揭示的结构中相同的螺旋齿轮的螺纹数，太阳轴14的前进量也不同于该早期公开文献中揭示的结构的前进量。 

第七实施例： 

图7A至图7C示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第七实施例，该转换器被构造为将齿圈轴的旋转运动转换为太阳轴的直线运动。具体而言，图7A是示出沿旋转轴心的剖面观察的第七实施例的剖视图；图7B是省去剖面线的剖视图，示出了沿与旋转轴心垂直的剖面观察的由正齿轮构造的第七实施例的第一行星齿轮机构；而图7C是右侧视图，示出了第七实施例的太阳轴的主要部分。 

除了以下方面，以与上述第一实施例类似的方式来构造第七实施例，其中：基本齿轮传动比被设定为5；起螺旋太阳齿轮作用的外螺纹26的齿数差被设定为1；起斜太阳齿轮作用的太阳齿轮构件22的齿数差被设定为3；设置了五根行星轴20；分别起螺旋太阳齿轮、螺旋行星齿轮、以及螺旋齿圈作用的外螺纹26、外螺纹30、以及内螺纹44的齿数分别为11、2、以及14；分别起斜太阳齿轮、斜行星齿轮、以及斜齿圈作用的太阳齿 轮构件22、外齿轮28、以及齿圈构件42的齿数分别为58、11、以及77；并且齿圈轴16每旋转一圈时太阳轴14的前进量为-0.259。因此，第七实施例与第一实施例类似地工作。 

将第七实施例的正齿轮及螺旋齿轮的规格总结如下。 

1.太阳轴位移型；螺旋太阳齿轮及螺旋行星齿轮具有螺旋方向相反的螺纹。 

2.基本齿轮传动比K＝5 

3.螺旋齿轮的齿数差＝1 

4.正齿轮的齿数差＝3 

5.螺旋齿轮之间的齿轮传动比(太阳齿轮∶行星齿轮∶齿圈)＝11∶2∶14 

6.正齿轮之间的齿轮传动比(太阳齿轮∶行星齿轮∶齿圈)＝58∶11∶77 

7.行星轴数量＝5 

8.节距＝1 

9.前进量＝-0.259 

10.螺旋齿轮的基准节圆直径(工作节圆直径) 

太阳齿轮＝10.6，行星齿轮＝3.5，齿圈＝17.5 

第七实施例的各个齿轮的齿数均满足以上在“(3)可行的行星轴数量”中描述的要求。行星轴20的数量(11)以及起斜行星齿轮作用的外齿轮28的齿数(10)满足以上在“(6)行星轴的数量与斜行星齿轮的齿数之间的优选关系”中描述的要求。 

根据第七实施例，起螺旋行星齿轮作用的外螺纹30具有2的齿数(两条螺纹)，而螺旋齿轮的齿数差为1。因此，相较于其他实施例，第七实施例能够增大螺旋齿轮的螺旋角。由此改进通过螺旋齿轮的旋转传递。 

根据第七实施例，螺旋齿轮的齿数差被设定为1，而斜齿轮的齿数差被设定为3，由此使得螺旋齿轮之间的齿轮传动比与斜齿轮之间的齿轮传动比彼此接近。由此相较于其他实施例减小了太阳轴14的前进量，由此 可以极高的转换率将齿圈轴16的旋转运动转换为太阳轴14的直线运动。 

第八实施例： 

图8A及图8B示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第八实施例，该转换器被构造为将太阳轴的旋转运动转换为齿圈轴的直线运动。具体而言，图8A是示出沿旋转轴心的剖面观察的第八实施例的剖视图，而图8B是省去剖面线的剖视图，示出了沿与旋转轴心垂直的剖面观察的由正齿轮构造的第八实施例的第一行星齿轮机构。 

在第八实施例中，太阳轴14具有起螺旋太阳齿轮作用的外螺纹26，并在外螺纹26的轴向相对两侧具有共同起斜太阳齿轮作用并均为正齿轮形式的两个外齿轮50及52。可将外齿轮50及52直接形成在太阳轴14上，或者可通过压配合等方式将与太阳齿轮构件22类似的相应齿轮构件固定至太阳轴14。 

在第八实施例中，当太阳轴14旋转时，齿圈轴16进行直线运动。因此，与平面部24被设置在太阳轴14的一个端部的上述第一实施例至第七实施例相反，在齿圈轴16的外周表面上平行于旋转轴心12设置两个平行的平面部54。齿圈轴16通过两个平面部54连接至图8A及图8B中未示出的另一构件，使得不能彼此相对旋转，并能够往复运动。 

每个行星轴20均具有单条螺线式外螺纹30，并具有位于外螺纹30的轴向相对两侧处的双齿部分56及58。双齿部分56及58具有与外螺纹30相同的螺旋角以及相同的节距，并起与外螺纹26配合的各个外螺纹以及与外齿轮50及52配合的各个外正齿轮的作用。 

尽管在图8A及图8B中未示出，但行星轴20在相对端部处由类似于轮架构件32及34的轮架构件支撑，使得可绕各个旋转轴心18旋转。但是，通过使用各个C环等构件将第八实施例中的轮架构件安装至太阳轴14使得防止行星轴20在轴向方向上相对于太阳轴14发生位移。在第八实施例中，如下所述，保持行星轴20与太阳轴14及齿圈轴16处于适当的位置关系。因此，可以省去轮架构件。 

通过压配合等方式将与行星轴20的双齿部分56及58啮合的齿圈构件 42固定至齿圈轴16的位于图8A左侧的大直径部分的内表面。齿圈构件42具有内正齿轮齿。此外，齿圈轴16的小直径部分的内表面具有与外螺纹30以及行星轴20的双齿部分56及58配合的五条螺线式内螺纹44。在第八实施例中，因为太阳轴14旋转，故齿圈轴16相对于太阳轴14及行星轴20进行直线运动。因此，齿圈轴16的直线运动的范围被限制在保持行星轴20的双齿部分56及58与齿圈构件42之间啮合的范围内。 

在第八实施例中，设定正齿轮的齿数以及螺旋齿轮的齿数，使得在太阳轴14与行星轴20之间仅进行旋转的传递，而不会在两者之间存在轴向方向的相对位移，并使得在行星轴20与齿圈轴16之间进行旋转的传递，并在两者之间存在轴向方向的相对位移。具体而言，分别起螺旋太阳齿轮、螺旋行星齿轮、以及螺旋齿圈作用的外螺纹26、外螺纹30、以及内螺纹44的齿数分别为3、1、以及6；而分别起斜太阳齿轮、斜行星齿轮、以及斜齿圈作用的外齿轮50及52、双齿部分56及58、以及齿圈构件42的齿数分别为30、10、以及51。 

即使在第八实施例中，轴向方向上的载荷也会在螺旋齿轮上产生摩擦损耗，由此在螺旋齿轮之间啮合界面上，上述载荷被转换为轴向方向上的位移力。在此情况下，力作用在螺旋齿轮上，由此引起螺旋齿轮在与螺旋齿轮的导程角垂直的方向上歪斜。因此，在正齿轮以及螺旋齿轮被设置为在轴向方向上彼此分隔开的情况下，除了旋转传递驱动力之外，在太阳轴14、行星轴20、以及齿圈轴16的正齿轮以及螺旋齿轮中还总是产生与轴向载荷相应的扭应力。 

为了抑制行星轴20的不希望的偏移(其会因上述扭应力而产生)以顺畅地传递旋转，第八实施例采用在太阳轴和行星轴的螺旋齿轮的轴向相对两侧上的正齿轮式齿而啮合的部分。扭应力导致行星轴的两种偏移。一种偏移是行星轴的扭转偏移。另一种偏移是行星轴相对于太阳轴的歪斜。第八实施例的结构(其中通过正齿轮齿啮合的部分被设置在螺旋齿轮的轴向相对两侧)能够有效地抑制这两种不希望的偏移。 

在所示出的第八实施例中，因为空间的原因，齿圈轴16没有与双齿部分58啮合的齿圈构件。但是，可以修改第八实施例，使得可以设置与 齿圈构件42类似并与双齿部分58啮合的齿圈构件。由此将更有效地抑制行星轴20的不希望的偏移。 

在第八实施例中，每个行星轴20的相对两个端部处均具有双齿部分56及58，其替代对应于上述第一实施例至第七实施例中采用的外齿轮28的外正齿轮。因此，相较于通过切削进行制造的情况，能够通过辊轧来更方便地以低成本来高精度地制造行星轴20。此外，相较于切削，辊轧能够降低齿根面的表面粗糙度，并能够提高齿根面的表面硬度。全部行星轴20都必需在外螺纹30的相位与正齿轮的相位之间具有相同的关系。因此，因为辊轧能够同时形成双齿部分56及58(其均起外螺纹30及正齿轮的作用)，故相较于切削的情况，能够将两种齿轮的相位之间的相同关系更可靠并方便地赋予全部行星轴。 

将第八实施例的正齿轮及螺旋齿轮的规格总结如下。 

1.齿圈轴位移型；螺旋太阳齿轮及螺旋行星齿轮具有螺旋方向相反的螺纹。 

2.基本齿轮传动比K＝3 

3.螺旋齿轮的齿数差＝1 

4.正齿轮的齿数差＝1 

5.螺旋齿轮之间的齿轮传动比(太阳齿轮∶行星齿轮∶齿圈)＝3∶1∶6 

6.正齿轮之间的齿轮传动比(太阳齿轮∶行星齿轮∶齿圈)＝30∶10∶51 

7.行星轴数量＝9 

8.节距＝1 

9.前进量＝0.3333 

10.螺旋齿轮的基准节圆直径(工作节圆直径) 

太阳齿轮＝10.5，行星齿轮＝3.5，齿圈＝17.5 

第八实施例的各个齿轮的齿数均满足以上在“(3)可行的行星轴数量”中描述的要求。行星轴20的数量(9)以及起斜行星齿轮作用的各个双齿部分56及58的齿数(10)满足以上在“(6)行星轴的数量与斜行 星齿轮的齿数之间的优选关系”中描述的要求。 

第九实施例： 

图9A及图9B示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第九实施例，该转换器是第二实施例的修改示例。具体而言，图9A是省去剖面线的剖视图，示出了沿旋转轴心所取的剖面观察的第九实施例，而图9B是右侧视图，示出第九实施例的太阳轴的主要部分。 

在第九实施例中，每根行星轴20在其与外齿轮28相对的端部处均具有与第八实施例类似的双齿部分58。齿圈轴16在其与齿圈构件42相对的端部处具有齿圈构件60。齿圈构件60具有内正齿轮式的齿，并具有比齿圈构件42更短的轴向长度。双齿部分58与太阳轴14的外螺纹26并与齿圈构件60啮合。第九实施例的其他结构特征与第二实施例的类似。因此，第九实施例的正齿轮及螺旋齿轮的规格与第二实施例的相同。 

根据第九实施例，每根行星轴20在其相对端部处均具有通过正齿轮式的齿以与齿圈轴16进行啮合配合的啮合部。因此，与第八实施例的情况类似，能够有效地抑制行星轴20的不希望的偏移，其中因在太阳轴14、行星轴20、以及齿圈轴16之间传递旋转期间产生的扭应力而导致该偏移。 

根据第九实施例，每根行星轴20在其相对端部处均具有通过正齿轮式的齿以与齿圈轴16进行啮合配合的啮合部。但是，因为由双齿部分58界定了通过正齿轮式的齿啮合的两个部分中的一者，故通过将行星轴20从其与双齿部分58关联的端部拧入太阳轴14与齿圈轴16之间的空间能够将每根行星轴20安装在太阳轴14与齿圈轴16之间的预定位置处。相较于由各个外正齿轮来界定通过正齿轮式的齿进行啮合的两个啮合部分的情况，有利于对旋转/直线运动转换器的组装。 

通常，在通过正齿轮式的齿彼此啮合的两个齿轮中的一者是双齿部分的情况下，齿接触面积较小，由此相较于两个啮合齿轮均为纯粹的正齿轮的情况，赫兹(hertzian)应力变的较高。根据第九实施例，每个行星轴20在相对端部处具有通过正齿轮式的齿来与齿圈轴16啮合配合的两个部 分，并且通过正齿轮式齿啮合的两个部分中的另一者由作为纯粹的正齿轮的外齿轮28界定。因此，相较于通过正齿轮式的齿啮合的两个部分均分别由双齿部分界定的情况(例如类似于第八实施例，或将在以下描述的第十实施例)，能够降低通过正齿轮式的齿啮合的部分处的赫兹应力。 

第十实施例： 

图10A及图10B示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第十实施例，该转换器是第九实施例的修改示例。具体而言，图10A是省去剖面线的剖视图，示出了沿旋转轴心所取的剖面观察的第十实施例，而图10B是右侧视图，示出第十实施例的太阳轴的主要部分。 

在第十实施例中，与上述第八实施例的情况类似，每根行星轴20在其相对端部处具有双齿部分56及58；即，第十实施例是第九实施例的修改示例，其中由双齿部分56替代第九实施例的外齿轮28。 

因此，根据第十实施例，与上述第八实施例及第九实施例的情况类似，能够有效地抑制行星轴20的不希望的偏移，其中因在太阳轴14、行星轴20、以及齿圈轴16之间传递旋转期间产生的扭应力而导致该偏移。此外，与第八实施例的情况类似，能够容易地通过辊轧以低成本来高精度来制造行星轴20。 

第十实施例的其他结构特征与上述第二及第九实施例的类似。因此，第十实施例的正齿轮及螺旋齿轮的规格与第二实施例的相同。 

第十一实施例： 

图11A及图11B示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第十一实施例，该转换器是第十实施例的修改示例。具体而言，图11A是省去剖面线的剖视图，示出了沿旋转轴心所取的剖面观察的第十一实施例，而图11B是右侧视图，示出了第十一实施例的太阳轴的主要部分。 

在第十一实施例中，太阳轴14包括具有正齿轮式的齿的太阳齿轮构件62，其类似于太阳齿轮构件22，并相对于外螺纹26与太阳齿轮构件22相对布置。通过压配合将太阳齿轮构件62固定至太阳轴14。除了双齿部 分58的轴向长度以及与双齿部分58啮合的齿圈构件60的轴向长度被设定的比第十实施例更长之外，齿圈轴16及行星轴20被构造为与上述第十实施例的情况类似。太阳齿轮构件62与行星轴20的双齿部分58啮合。 

换言之，第十一实施例是增加了太阳齿轮构件62的第十实施例的修改示例。两个第一行星齿轮机构(正齿轮的行星齿轮机构)被设置在由外螺纹26、外螺纹30、以及内螺纹44构成的第二行星齿轮机构(螺旋齿轮的行星齿轮机构)的轴向相对两侧；两个第一行星齿轮机构中的一者由太阳齿轮构件22、双齿部分56、以及齿圈构件42构成；两个第一行星齿轮机构中的另一者由太阳齿轮构件62、双齿部分58、以及齿圈构件60构成。 

根据第十一实施例，相较于上述第一至第十实施例，能够在太阳轴14、行星轴20、以及齿圈轴16之间更可靠顺畅地传递旋转，由此能够更可靠顺畅地进行旋转运动与直线运动之间的运动转换；开能够有效地抑制行星轴20的不希望的偏移，其中因在太阳轴14、行星轴20、以及齿圈轴16之间传递旋转期间产生的扭应力而导致该偏移。此外，与第八及第十实施例的情况类似，能够通过辊轧以低成本来高精度地制造行星轴20。 

第十一实施例的其他结构特征与上述第二及第九实施例的类似。因此，第十一实施例的正齿轮及螺旋齿轮的规格与第二实施例的相同。 

因为以下原因，在第十一实施例中双齿部分58的轴向长度与齿圈构件60的轴向长度被设定为比第十实施例的情况更长。为了确保设置两个第一行星齿轮机构(正齿轮的行星齿轮机构)的效果，即使因为运动转换的原因在太阳轴14沿旋转轴心12相对于行星轴20及齿圈轴16发生位移时，也必须维持双齿部分58与太阳轴14的外螺纹26之间的啮合。 

第十二实施例： 

图12A至图12C示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第十二实施例，该转换器是第二实施例的修改示例。具体而言，图12A是示出沿旋转轴心的剖面观察的第十二实施例的剖视图；图12B是省去剖面线的剖视图，示出了沿与旋转轴心垂直的剖面观察的由正齿轮构造的第十 二实施例的第一行星齿轮机构；而图12C是右侧视图，示出了第十二实施例的太阳轴的主要部分。 

第十二实施例是上述第二实施例的修改示例，其中太阳齿轮构件22、外齿轮28、以及齿圈构件42采用具有10°螺旋角的“斜齿轮式的齿”的齿廓来替代正齿轮式的齿。因此，相较于上述第二实施例，能够在太阳齿轮构件22、外齿轮28、以及齿圈构件42之间更顺畅地传递旋转。 

大体上，因为太阳齿轮、行星齿轮、以及齿圈具有螺旋角，故相较于行星正齿轮的情况，将斜行星齿轮与太阳齿轮以及齿圈进行组装更加困难。除非螺旋角为25°或更小，否则不能将斜行星齿轮与太阳齿轮以及齿圈进行组装。因此，在第十二实施例中，将太阳齿轮构件22、外齿轮28、以及齿圈构件42的齿的螺旋角设定为25°或更小，优选地为15°或更小，更优选地为10°或更小。 

第十二实施例的其他结构特征与上述第二实施例的类似。因此，第十二实施例的正齿轮以及螺旋齿轮的规格与第二实施例的类似。此外，如上所述，当将齿圈轴16的旋转运动转换为太阳轴14的直线运动时，太阳轴14的前进量仅取决于螺旋齿轮的齿数以及斜齿轮的齿数和节距，而不取决于斜齿轮的齿的螺旋角。因此，前进量与第二实施例的情况相同。 

在示出的第十二实施例中，设置了单个第一行星齿轮机构以及单个第二行星齿轮机构，而第一行星齿轮机构是斜齿轮。但是，与上述第十一实施例的情况类似，第十二实施例可以被构造为使得设置两个第一行星齿轮机构并设置位于两者之间的第二行星齿轮机构，并使得两个第一行星齿轮机构是斜齿轮。但是，在此情况下，必须进行组装使得太阳轴14以及齿圈轴16的斜齿轮与行星轴20的斜齿轮以相同速度啮合。因此，对旋转/直线转换器的组装变得比在本第十二实施例的情况更加困难。 

第十三实施例： 

图13A至图13C示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第十三实施例，该转换器被构造为将齿圈轴的旋转运动转换为太阳轴的直线运动。具体而言，图13A是省去剖面线的剖视图，示出沿旋转轴心的剖 面观察的第十三实施例；图13B是省去剖面线的剖视图，示出了沿与旋转轴心垂直的剖面观察的由正齿轮构造的第十三实施例的第一行星齿轮机构；而图13C是省去剖面线的剖视图，示出沿旋转轴心的剖面观察的第十三实施例的齿圈轴。 

在第十三实施例中，太阳轴14具有双齿部分64，其起第十二实施例中太阳齿轮构件22的斜齿轮以及在第十二实施例中作为螺旋齿轮的外螺纹26两者的作用。起斜齿轮以及螺旋齿轮两者作用的双齿部分64的齿轮齿的规格与第十二实施例的相同。 

在第十三实施例中，每个行星轴20沿其整体长度都具有起第十二实施例中外齿轮28的斜齿轮以及在第十二实施例中起螺旋齿轮作用的外螺纹30两者作用的双齿部分66。起斜齿轮以及螺旋齿轮两者作用的双齿部分66的轮齿的规格与第十二实施例的相同。 

因此，每根行星轴20均具有产生斜齿轮的功能以及外螺纹30的功能的大量突起。太阳轴14具有大量凹部，其通过在设置双齿部分64的区域中接收行星轴20的突起来产生斜齿轮的功能以及外螺纹26的功能。从与旋转轴心12垂直的剖面观察，太阳轴14及行星轴20具有其轮廓为渐开线齿轮的齿。 

与第九至第十一实施例情况类似，通过压配合将齿圈构件42及60固定至齿圈轴16的内表面，同时将两者沿旋转轴心12彼此分隔开。齿圈构件42及60具有斜齿轮式的齿，并与行星轴20的相对端部啮合。 

将滚珠轴承68及70分别设置为相对于轮架构件32及34与行星轴20相对设置。通过C环38A及40A将滚珠轴承68及70的外座圈固定至齿圈轴16的内表面以避免偏移。滚珠轴承68及70的内座圈的内表面与太阳轴14的表面略微分隔开，以允许太阳轴14的往复运动。 

因此，根据第十三实施例，在构成第一行星齿轮机构的斜太阳齿轮、斜行星齿轮、以及斜齿圈与构成第二行星齿轮机构的螺旋太阳齿轮、螺旋行星齿轮、以及螺旋齿圈中，第一及第二行星齿轮机构的斜太阳齿轮、螺旋太阳齿轮、斜行星齿轮、以及螺旋行星齿轮被设置在相同的轴向区域中。行星轴20的双齿部分66沿其整体长度与太阳轴14的双齿部分64啮 合。因此，在与旋转轴心12垂直的同一剖面观察，通过相邻正齿轮式齿之间的啮合，能够承受在太阳轴14和行星轴20的螺旋齿轮之间的啮合界面上产生并导致扭转及歪斜的力。与上述第九至第十一实施例的情况类似，由此能够有效地抑制行星轴20的扭转偏移。 

在斜齿轮采用正齿轮形式的情况下，在正齿轮上产生的扭应力作为反作用力被传递至螺旋齿轮。但是，第十三实施例采用纯斜齿轮，并由此能够可靠并有效地减小因扭应力所导致产生的不必要的力。公知的是，在齿轮之间的啮合界面上，总是混合地存在滑动摩擦以及滚动摩擦，且摩擦损耗与齿压成正比。第十三实施例能够减小与两种齿的啮合相关联的齿压。因此，相较于上述其他实施例，第十三实施例能够减小摩擦损耗，由此能够提高太阳轴14与行星轴20之间的传动效率。 

但是，因为在旋转/直线转换器的组装中，每根行星轴20均在其相对端部处与齿圈构件42及60啮合，故必须以相同速度将齿圈构件42及60压配合在齿圈轴16中。 

根据第十三实施例，行星轴20的双齿部分66沿其整体长度与太阳轴14的双齿部分64啮合。因此，通过增大双齿部分64沿旋转轴心12的范围，能够增大太阳轴14相对于行星轴20以及齿圈轴16的直线运动的距离。相较于太阳轴14的直线运动的距离受到行星轴20的外正或斜齿轮28的轴向长度的限制的上述实施例，第十三实施例在齿圈轴16的轴向长度相同的条件下能够具有更长的太阳轴14的直线运动的距离，而在太阳轴14的直线运动的距离相同的条件下能够减小齿圈轴16的轴向长度。 

根据第十三实施例，每根行星轴20沿其整体长度都具有双齿部分66。因此，相较于具有斜齿轮或双齿部分以及螺旋齿轮的上述其他实施例，第十三实施例允许通过辊轧方便地以低成本制造行星轴20。此外，螺旋齿轮与斜齿轮或双齿部分之间的齿相位的精度差异不会造成任何问题。 

类似的，太阳轴14可仅具有双齿部分64；即，制造处理无需涉及将分离的斜齿轮固定地压配合至太阳轴14的步骤。因为能够通过辊轧方便地制造双齿部分64，故相较于其制造过程涉及将分离的斜齿轮固定地压配合至太阳轴14的步骤的上述其他实施例，能够更方便地以低成本制造太 阳轴14。 

可以通过轧制通过在太阳轴材料的表面上形成凹部状齿廓来形成太阳轴14的双齿部分64。但是，凹部之间的部分升起，且在辊轧之后双齿部分64的表面具有较高的表面粗糙度；即，未形成高精度光滑圆柱表面。但是，通过在辊轧之后对太阳轴的表面进行无心抛光，能够方便有效地将太阳轴的表面精整处理为高精度光滑圆柱表面。 

此外，根据第十三实施例，滚珠轴承68及70被设置在行星轴20的轴向相对两侧。因此，即使在趋于导致太阳轴14与齿圈轴16彼此歪斜的应力作用在两者之间时，滚珠轴承68及70也能够承受该应力。由此防止了齿压的增大，否则由作用在齿轮之间的啮合部分上的歪斜应力引起的过大载荷会导致齿压的增大。此外，在齿廓的齿根与齿廓的齿顶之间可靠地保持预定间隙时，太阳轴14的双齿部分64与行星轴20的双齿部分66彼此啮合，由此太阳轴14、行星轴20、以及齿圈轴16能够顺畅地旋转。 

第十四实施例： 

图14A至图14C示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第十四实施例，该转换器是第十三实施例的修改示例。具体而言，图14A是省去剖面线的剖视图，示出沿旋转轴心的剖面观察的第十四实施例；图14B是省去剖面线的剖视图，示出了沿与旋转轴心垂直的剖面观察的第十四实施例的轴向中部；而图14C是右侧视图，示出了第十四实施例的太阳轴的主要部分。 

第十四实施例是上述第十三实施例的修改示例，使得太阳轴14的双齿部分64的齿廓从斜齿轮齿廓改变为正齿轮齿廓，并使得行星轴20的双齿部分66的齿廓从斜齿轮齿廓改变为正齿轮齿廓。第十四实施例的其他结构特征与第十三实施例的类似。因此，第十四实施例的双齿部分64及66的正齿轮及螺旋齿轮的规格与上述第二及第十二实施例的情况相同。 

通常，将斜行星齿轮与相配合齿轮组装在一起较为困难。但是，因为第十四实施例的双齿部分64及66具有正齿轮齿廓，故相较于上述第十三实施例，能够更方便有效地组装旋转/直线转换器。 

根据第十四实施例，与上述实施例的情况类似，行星轴20的数量(9)以及起斜行星齿轮作用的双齿部分66的齿数(10)满足以上在“(6)行星轴的数量与斜行星齿轮的齿数之间的优选关系”中描述的要求。因此，行星轴20的双齿部分66与太阳轴14的双齿部分64齿合并与齿圈轴16的齿圈构件42及60啮合，使得双齿部分66在啮合相位方面彼此不同。因此，尽管采用了正齿轮齿廓，但能够在齿轮之间顺畅地传递旋转。 

第十五实施例： 

图15A及图15B示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的第十五实施例，该转换器被构造为将太阳轴的旋转运动转换为齿圈轴的直线运动。具体而言，图15A是从沿旋转轴心所取的剖面观察的第十五实施例的剖视图，而图15B是省去剖面线的剖视图，示出了从垂直于旋转轴心的剖面观察的第十五实施例的轴向中部。 

在第十五实施例中，以与上述第八实施例类似的方式来设置太阳轴14；即，太阳轴14具有外螺纹26以及每个均为正齿轮形式并形成在外螺纹26的轴向相对两侧的外齿轮50及52。但是，因为太阳轴14旋转，故太阳轴14在其图15A的右端部处不具有与第二实施例等中的平面部24对应的平面部。起螺旋齿轮作用的外螺纹26的轮齿的规格以及起斜齿轮作用的外齿轮50及52的轮齿的规格与第八实施例的相同。 

根据第十五实施例，与上述第十三及第十四实施例的情况类似，每个行星轴20沿其整体长度具有双齿部分66，其起第十二实施例中外齿轮28的斜齿轮以及在第十二实施例中起螺旋齿轮作用的外螺纹30两者的作用。起斜齿轮以及螺旋齿轮两者作用的双齿部分66的轮齿的规格与第十二至第十四实施例的情况相同。 

在第十五实施例中，与在上述第八实施例中的情况类似，齿圈轴16进行相对于太阳轴14及行星轴20的直线运动。因此，轮架构件32及34分别由C环38及40支撑，使得可相对于太阳轴14旋转。轮架构件32及34的外周与齿圈轴16的内表面略微分隔开。 

与上述第十三及第十四实施例的情况类似，在行星轴20的轴向相对两侧设置滚珠轴承68及70。但是，在本实施例中，因为太阳轴14旋转，故滚珠轴承68及70的内座圈分别通过C环38A及40A被固定至太阳轴14的表面，由此不发生位移。滚珠轴承68及70的外座圈的外表面与齿圈轴16的内表面略微分隔开，以允许齿圈轴16的往复运动。 

此外，在第十五实施例中，与上述第八实施例的情况类似，平行于旋转轴心12在齿圈轴16的外周表面上设置两个平行的平面部54。齿圈轴16经由两个平面部54连接至图15中未示出的另一构件，使得不能彼此相对旋转，并能够往复运动。双齿部分72形成在齿圈轴16的整个内表面上，并起第八实施例中齿圈构件42的正齿轮以及第八实施例中内螺纹44两者的作用。双齿部分72具有大量的凹部，以接收行星轴20的双齿部分66的各个突起。相应的突起与凹部彼此配合，由此行星轴20的双齿部分66沿其整体长度与双齿部分72啮合。 

起斜齿轮及螺旋齿轮两者作用的双齿部分72的轮齿的规格与上述第十四实施例的情况相同。因此，行星轴20的双齿部分66与太阳轴14的外螺纹26啮合，并与齿圈轴16的双齿部分72齿合，使得双齿部分66在啮合相位上彼此不同。因此，与第十四实施例的情况类似，尽管双齿部分采用正齿轮齿廓，但能够在齿轮之间顺畅地传递旋转。 

如上所述，可以通过辊轧来方便地形成外齿形式的双齿部分。但是，难以通过辊轧在圆筒构件的内表面上形成由大量凹部构成的双齿部分。因此，可以通过以下步骤来制造第十五实施例中的齿圈轴16：在平板形式的齿圈轴材料的一侧表面上辊扎大量凹部；将齿圈轴材料形成圆筒状使得具有凹部的一侧成为内侧；通过焊接等工艺将产生的圆筒工件的平头端部接合在一起；对圆柱工件的内表面进行圆柱研磨，并形成两个平面部54。相较于其他方法，该制造方法能够更方便地以低成本制造本实施例的齿圈轴16。 

第十六实施例： 

图16A及图16B示出了根据本发明的行星式旋转/直线运动转换器的 第十六实施例，该转换器是第八实施例的修改示例。具体而言，图16A是从沿旋转轴心所取的剖面观察的第十六实施例的剖视图，而图16B是省去剖面线的剖视图，示出了从垂直于旋转轴心的剖面观察的由正齿轮构成的第十六实施例的第一行星齿轮机构。 

除了以下情况之外，以与上述第八实施例类似的方式来构造第十六实施例：齿圈轴16的内螺纹44的螺旋角与每根行星轴20的外螺纹30的螺旋角为相反方向，由此内螺纹44的齿数为-6；行星轴20的数量为3根；而螺旋齿轮的齿数差为-11。除了上述情况之外，斜齿轮以及螺旋齿轮的齿数的规格与第八实施例的相同。 

根据第十六实施例，因为内螺纹44的螺旋角与各个行星轴20的外螺纹30的螺旋角为相反方向，故太阳轴14每旋转一圈时齿圈轴16的前进量为-4.111，而齿圈轴16能够沿着与上述第八实施例的情况相反的方向进行直线运动。此外，与上述第三实施例的情况类似，相较于其他实施例，第十六实施例可以使输出直线运动的量与输入旋转运动的量的比率增大。 

[实施例的总结] 

从以上描述可知，根据第一至第七实施例以及第九至第十四实施例，齿圈轴16的旋转能够使太阳轴14相对于齿圈轴16及行星轴20进行直线运动；即，可将齿圈轴16的旋转运动转换为太阳轴14的直线运动。此外，例如通过将螺旋齿轮的导程角设定为适当的值，可以将太阳轴14的直线运动转换为齿圈轴16的旋转运动。 

类似的，根据上述第八、第十五、以及第十六实施例，太阳轴14的旋转能够使齿圈轴16相对于太阳轴14及行星轴20进行直线运动；即，可将太阳轴14的旋转运动转换为齿圈轴16的直线运动。此外，例如通过将螺旋齿轮的导程角设定为适当的值，可以将齿圈轴16的直线运动转换为太阳轴14的旋转运动。 

在上述第二、第四至第八、以及第十一至第十六实施例中，起螺旋太阳齿轮、螺旋行星齿轮、以及螺旋齿圈作用的外螺纹26、外螺纹30、内螺纹44等分别具有渐开线齿廓，使得外螺纹26、外螺纹30、内螺纹44 等具有相同的法向基圆节距，并使得外螺纹26、外螺纹30等具有不同的轴向平面压力角；且外螺纹26、外螺纹30等通过线接触彼此适当地配合。 

在上述第二、第四至第八、以及第十一至第十六实施例中，起螺旋行星齿轮及螺旋齿圈作用的外螺纹30、内螺纹44等取相同方向的不同螺旋角；起螺旋太阳齿轮、螺旋行星齿轮、以及螺旋齿圈作用的外螺纹26、外螺纹30、内螺纹44等分别具有渐开线齿廓，使得外螺纹26、外螺纹30、内螺纹44等具有相同法向基圆节距，并使得外螺纹30、内螺纹44等具有不同轴向平面压力角；并且外螺纹30、内螺纹44等通过线接触彼此适当地配合。 

在上述第三及第十一实施例中，起螺旋太阳齿轮、螺旋行星齿轮、以及螺旋齿圈作用的外螺纹26、外螺纹30、内螺纹44等具有各自的牙形，使得外螺纹26、外螺纹30、内螺纹44等具有相同的法向基圆节距；使得外螺纹26、外螺纹30等具有不同轴向平面压力角；并使得外螺纹26、外螺纹30等彼此点接触；且外螺纹26、外螺纹30等通过点接触彼此配合。 

在上述第一至第七以及第九至第十四实施例中(其中太阳轴14与齿圈轴16之间的相对旋转使得太阳轴14沿旋转轴心12进行直线运动)，斜行星齿轮(外齿轮28等)的齿顶修正系数与斜太阳齿轮(太阳齿轮构件22等)的齿顶修正系数的总和处于-2至2的范围内。此外，在这些实施例中，根据上述公式1及2来设定齿轮的齿顶修正系数。 

类似的，在上述第八、第十五、以及第十六实施例中(其中太阳轴14与齿圈轴16之间的相对旋转使得齿圈轴16沿旋转轴心12进行直线运动)，斜行星齿轮(外齿轮28等)的齿顶修正系数与斜齿圈(齿圈构件42等)的齿顶修正系数的总和处于-2至2的范围内。此外，在这些实施例中，根据上述公式3及4来设定齿轮的齿顶修正系数。 

以下所示的表2总结了上述实施例的规格及特征。第一至第八实施例在诸如齿数之类的规格方面彼此不相同。第九至第十六实施例在齿轮的形式方面彼此不相同。第九至第十四实施例的诸如齿数之类的规格与第二实施例的规格相同。第十五实施例的诸如齿数之类的规格与第八实施例的规格相同。 

 [笼式保持器] 

在上述实施例中，轮架构件32及34是彼此独立的构件。但是，轮架构件32及34以被构造为笼式保持器的形式，使得轮架构件32及34由平行于旋转轴心12延伸的棒状连接构件连接为一体，由此在组装旋转/直线运动转换器期间甚至之后保持行星轴20彼此之间以及与太阳轴14及齿圈轴16之间的预定位置关系。 

例如，图17A至图20B分别示出了笼式保持器的示例1至4。图17A至图20A是平行于轴心所取的剖视图，而图17B至图20B是左侧视图。在这些视图中，由类似的附图标记来表示类似的特征部。在图17A至图20A的剖视图中，布置与第一至第七实施例中的行星轴20相同的行星轴。 

在示例1及2的笼式保持器74中，轮架构件32及34分别具有九个孔76及九个孔78，其以均匀角间隔周向布置。孔76与孔78沿轴心80彼此对准。在九个孔76及九个孔78中，以120°角间隔周向布置的三个孔76及三个孔78以压配合状态接收棒状连接构件82的各个端部，由此通过三个连接构件82将轮架构件32及34连接为一体。 

在剩余的六个孔76及六个孔78中，以120°角间隔周向布置的三个孔76及三个孔78接收行星轴20的各个端部，使得行星轴20相对于轮架构件32及34绕其自身的轴心84旋转。因此，通过将三根行星轴20的端部插入轮架构件32及34的各个孔76及78，然后将三个连接构件82的端部压配合在轮架构件32及34的各个其他孔76及78中，来形成笼式保持器74的示例1及2。 

在笼式保持器74的示例1中，多个切口86被设置于轮架构件32及34的内周，并绕轴心80以均匀角间隔布置。在笼式保持器74的示例2中，多个切口86被设置于轮架构件32及34的外周，并绕轴心80以均匀角间隔布置。因此，在工具的爪部与各个切86配合以防止笼式保持器74绕轴心旋转的情况下，将太阳轴14拧入由三根行星轴20包围的空间内；或者，通过使用其爪部与各个切口86配合的工具，使笼式保持器74绕轴心80旋转，由此被拧入齿圈轴16。通过上述程序，在将行星轴20彼此保持为预定位置关系的情况下，可以方便有效地将全部行星轴20与轮 架构件32及34一起组装到太阳轴14或齿圈轴16。 

在笼式保持器74的示例3及4中，三个孔76及三个孔78绕轴心80以120°角间隔设置，且轮架构件32及34由其相对端部压分别配合在三个孔76及孔78内的三个连接构件82一体地连接在一起。轮架构件32及34分别具有三个孔76及三个孔78，并分别具有绕轴心80等角间隔布置的六个U形槽88及六个U形槽90。示例3的笼式保持器74的U形槽88及90径向向外开口，而示例4的笼式保持器74的U形槽88及90径向向内开口。 

因此，示例3的笼式保持器74适于将行星轴20组装至太阳轴14。具体而言，笼式保持器74被装配至太阳轴14。然后，从径向外侧将行星轴20的相对端部装配到各个U形槽88及90中，由此将行星轴20组装至太阳轴14。随后，使工具的爪部与各个未使用的U形槽88及90配合。通过使用工具，使笼式保持器74绕轴心80旋转，由此被拧入齿圈轴16。通过上述程序，在行星轴20维持彼此的预定位置关系时，可以方便并有效地将全部行星轴20与轮架构件32和34及太阳轴14组装到齿圈轴16。 

相反，笼式保持器74的示例4适于将行星轴20装配至齿圈轴16。具体而言，将笼式保持器74装配到齿圈轴16中。然后，将行星轴20的相对端部从径向内侧装配到各个U形槽88及90中，由此将行星轴20组装至齿圈轴16。随后，在工具的爪部与各个未使用的U形槽88或90配合以防止笼式保持器74绕轴心80旋转时，将太阳轴14拧入由三根行星轴20围绕的空间。通过上述程序，在使行星轴20维持彼此的预定位置关系时，可以方便并有效地将全部行星轴20与轮架构件32和34及齿圈轴16组装到太阳轴14。 

通过使用上述笼式保持器的示例1至4，即使在组装了旋转/直线转换器之后，仍然可以将行星轴20彼此维持在预定位置关系，并将行星轴20与太阳轴14及齿圈轴16维持在预定位置关系，并可以将轮架构件32及34彼此维持在预定位置关系。因此，可以有效地抑制行星轴20的不希望的偏移，其中在太阳轴14、行星轴20、以及齿圈轴16之间传递旋转期间会产生导致该偏移的扭应力。 

[旋转/直线运动转换器的组装] 

本发明的旋转/直线运动转换器具有由斜太阳齿轮、斜行星齿轮、以及斜齿圈构成的第一行星齿轮机构以及由螺旋太阳齿轮、螺旋行星齿轮、以及螺旋齿圈构成的第二行星齿轮机构。斜太阳齿轮与螺旋太阳齿轮、斜行星齿轮与螺旋行星齿轮、以及斜齿圈与螺旋齿圈分别构成一体单元。因此，在组装旋转/直线运动转换器时，对螺旋齿轮的第二行星齿轮机构的组装的方法非常重要。 

组装程序取决于螺旋行星齿轮是否首先被组装至螺旋太阳齿轮或首先被组装至螺旋齿圈而发生改变。可以使用任一种组装程序来组装旋转/直线运动转换器。 

A.当首先将螺旋行星齿轮组装至螺旋太阳齿轮时： 

首先，将预定数量的行星轴20布置在与笼式保持器74类似的夹具上或笼式保持器74上。然后，将螺旋太阳齿轮插入该子组件中。在此情况下，在旋转时，将太阳轴14插入由行星轴20围绕的空间内。该程序建立了使预定数量的行星轴20绕太阳轴14布置的状态(步骤A1)。 

然后，固定行星轴20以不能旋转(步骤A2)。在此情况下，从行星齿轮机构的结构可知，保持器被固定使得不会相对于太阳轴14旋转，或者旋转停止构件与行星轴20的斜齿轮配合，由此可以固定行星轴20以不会相对于太阳轴14旋转。如果斜太阳齿轮与螺旋太阳齿轮是独立构件，则将斜太阳齿轮固定至太阳轴14。 

然后，在绕太阳轴14的轴心旋转时，将太阳轴14、保持器、以及行星轴20的一体组件插入齿圈轴16。通过上述程序，齿圈轴16的内螺旋齿轮与行星轴20的外螺旋齿轮配合，由此将太阳轴14、保持器、以及行星轴20接合至齿圈轴16(步骤A3)。 

上述旋拧操作要求齿圈轴16的内螺旋齿轮与行星轴20的外螺旋齿轮之间较大的齿隙。但是，通过允许行星轴20旋转以在行星轴20与太阳轴14之间产生适当的摩擦，可以在行星轴20的外螺旋齿轮与齿圈轴16的内螺旋齿轮之间产生一定程度的滑动。由此，在行星轴20旋转时，可以将 太阳轴14、保持器、以及行星轴20的子组件拧入齿圈轴16。因此，可以减小齿圈轴16的内螺旋齿轮与行星轴20的外螺旋齿轮之间的齿隙。 

当将太阳轴14及行星轴20合适地组装至齿圈轴16时，太阳轴14的斜齿轮、行星轴20的斜齿轮、以及齿圈轴16的斜齿轮在相位上匹配。因此，这些斜齿轮可以彼此啮合以被固定(步骤A4)。 

例如，图21至图23示出了用于具有与上述第十实施例相同结构的旋转/直线转换器的组装过程。图21示出了上述步骤A1，而图22示出了上述步骤A2。在图22中，附图标记92表示旋转停止构件。图23示出了上述步骤A3及A4。 

B.当首先将螺旋行星齿轮组装至螺旋齿圈时： 

首先，将预定数量的行星轴20布置在与笼式保持器74类似的夹具上或笼式保持器74上。然后，将行星轴20及保持器74插入齿圈轴16。在此情况下，可以在保持器74旋转时进行插入。即，即使行星轴20的螺旋齿轮与齿圈轴16的螺旋齿轮具有相同的螺旋角，也会产生一定程度的滑动。因此，该滑动使得可将行星轴20及保持器74旋拧式地插入齿圈轴16。 

为了在防止行星轴20的旋转时进行旋拧式的插入，将与太阳轴的斜齿轮类似的构件与行星轴的两个或更多斜齿轮配合，使得将行星轴的斜齿轮连接在一起，或者防止保持器及至少一根行星轴的旋转。 

然后，在旋转时，将太阳轴14插入由预定数量的行星轴20围绕的空间，由此将太阳轴14布置在行星轴20的内侧。当将太阳轴14合适地组装至行星轴20及齿圈轴16时，太阳轴14的斜齿轮、行星轴20的斜齿轮、以及齿圈轴16的斜齿轮在相位上匹配。在此阶段，这些斜齿轮彼此啮合以被固定。 

[笼式保持器的间隙] 

在组装采用保持器的本发明的行星式旋转/直线运动转换器期间，当行星轴被暂时组装至保持器时，必需在保持器与行星轴的齿轮部的端面之间留下一定间隙。由此能够消除会因两者间的摩擦而造成的损耗。 

如上所述，保持器可提供以下优点：所需数量的行星轴被暂时组装至 保持器，并且能够将暂时组装至保持器的多个行星轴组装至螺旋太阳齿轮或螺旋齿圈，由此可以极大提高行星式旋转/直线运动转换器的组装性。但是，当行星轴被暂时组装至保持器时，必需在保持器与行星轴的齿轮部的端面之间留下一定间隙。由此能够消除会因两者间的摩擦而造成的损耗。 

例如，在太阳轴相对于行星轴及齿圈轴在轴向方向上发生位移的情况下，通过旋拧将太阳轴插入暂时组装至保持器的多个行星轴的内侧。但是，除非螺旋齿轮的齿轨迹围绕各个轴心螺旋延伸并且除非多个行星轴在轴向方向上的相位匹配，否则就不能插入太阳轴。因此，在全部行星轴中在轴向方向上的最大位置偏差必须是行星轴的轴向方向上的一个节距。因此，必须在保持器与行星轴的齿轮部的端面之间留下行星轴在轴向方向上的一个节距的间隙。 

例如，在组装之后，使两个轮架构件朝向彼此运动能够消除组装时所需的间隙。但是，通过采用通过使用夹具等使轮架构件具有弹性功能来在组装时自动消除间隙的方法，或者通过由树脂等形成笼式保持器以使笼式保持器具有一定韧性，能够以更小间隙进行组装。此外，即使在未采用保持器的情况下，通过使用与保持器类似并能够提供组装所需的间隙的夹具，并在组装之后移除夹具，也能够进行有效的组装。 

虽然已经参考上述实施例描述了本发明，但本领域技术人员将理解的是，本发明并不限于此，在不脱离本发明范围的前提下，可以用各种不同形式来实施本发明。 

例如，在上述实施例中，行星轴20的相对端呈圆柱状，且轮架构件32及34中用于旋转支撑行星轴20的孔也呈圆柱状。但是，具体而言，在通过轧制形成行星轴20的轮齿的情况下，在行星轴20的相对端部的每个上形成具有120°角的锥面，并在使用锥面将行星轴20对中的同时进行辊轧。因此，锥面严格地与行星轴20的轴心相匹配。 

因此，如图23A所示，可以进行修改使得轮架构件32及34中的孔具有呈120°角的锥面92，并使得锥面92支撑行星轴20的相对端部的各个锥面。或者，如图23B所示，可以进行修改使得轮架构件32及34中的孔包括具有大于120°的开口角的第一锥面92A以及具有小于120°的开口角的 第二锥面92B，并使得第一锥面92A与第二锥面92B之间的脊部支撑行星轴20的相对端部中每个端部的锥面。 

相较于上述实施例，根据这些修改示例，可以有效地承载作用在行星轴20上的推力，由此能够有效地防止行星轴20的推力偏移。具体而言，相较于前一修改示例，根据后一修改示例，可以减小行星轴20的相对端部与轮架构件32及34之间的接触面积，由此可以大大减小两者之间的摩擦阻力。 

在上述第一至第十二实施例中，在太阳轴14与齿圈轴16之间未设置轴承。但是，即使在这些实施例中，也可以将与第十三至第十四实施例中使用的滚珠轴承68及70类似的轴承布置在行星轴20的沿旋转轴心12的至少一侧。相反，在第十三至第十五实施例中，可以去除滚珠轴承68及70。 

在上述第十三至第十五实施例中的轴承68及70是滚珠轴承。第十三至第十五实施例中的轴承以及可增加至第一至第十二实施例的那些轴承也可以是转子轴承。将滚珠轴承68及70安装为独立于轮架构件32及34的构件。但是，例如如示出第十实施例的修改示例的图25A所示，可以滚珠轴承68及70可以被安装为使得滚珠轴承68及70的内座圈或外座圈被分别固定地压配合在轮架构件32及34中，并使得滚珠轴承68及70的内座圈或外座圈被固定至齿圈轴16的内表面或被固定至太阳轴14的表面，由此防止会因C环72及74导致的滚珠轴承68及70的偏移。 

在上述第十三及第十四实施例中，齿圈轴16具有齿圈构件42及60，其独立于起螺旋齿圈作用的内螺纹44而起斜齿轮的作用。在第十五实施例中，太阳轴14具有外齿轮50及52，其起独立于起螺旋太阳齿轮作用的外螺纹26而起斜太阳齿轮的作用。但是，可以通过在第十三及第十四实施例中设置起内螺纹44以及齿圈构件42及60两者作用的双齿部分，并通过在第十五实施例中设置起外螺纹26以及外齿轮50及52两者作用的双齿部分，来将第一及第二行星齿轮机构的斜齿轮及螺旋齿轮全部都设置在沿旋转轴心12延伸的相同区域内。 

Claims (20)

1.一种行星式旋转/直线运动转换器，其特征在于包括具有彼此平行的各自旋转轴心的太阳轴、行星轴、及齿圈轴；分别设置在所述太阳轴、所述行星轴、及所述齿圈轴上并共同构成第一行星齿轮机构的斜太阳齿轮、斜行星齿轮、及斜齿圈；以及分别设置在所述太阳轴、所述行星轴、及所述齿圈轴上并共同构成第二行星齿轮机构的螺旋太阳齿轮、螺旋行星齿轮、及螺旋齿圈，其中，所述螺旋太阳齿轮与所述螺旋行星齿轮的齿轮传动比及所述螺旋齿圈与所述螺旋行星齿轮的齿轮传动比的任一者都与所述斜太阳齿轮与所述斜行星齿轮的齿轮传动比不同，并与所述斜齿圈与所述斜行星齿轮的齿轮传动比不同。

2.根据权利要求1所述的行星式旋转/直线运动转换器，其中，所述斜太阳齿轮的齿数Zs、每个斜行星齿轮的齿数Zp、所述斜齿圈的齿数Zn、所述螺旋太阳齿轮的齿数Zss、每个螺旋行星齿轮的齿数Zps、以及所述螺旋齿圈的齿数Zns满足由下式表达的关系：

(Zss/Zps):(Zns/Zps)≠(Zs/Zp):(Zn/Zp)。

3.根据权利要求2所述的行星式旋转/直线运动转换器，其中，在所述太阳轴与所述齿圈轴的相对旋转每一圈时所述直线运动的前进量Lj由下式表达：

Lj＝P·(Zs·Zns-Zss·Zn)/(Zs+Zn)

其中，P是所述螺旋太阳齿轮、所述螺旋行星齿轮、及所述螺旋齿圈的齿节距。

4.根据权利要求1至3中任一项所述的行星式旋转/直线运动转换器，其中，所述斜太阳齿轮及所述斜齿圈中的任一者或者所述螺旋太阳齿轮及所述螺旋齿圈中的任一者具有非零齿数差。

5.根据权利要求1所述的行星式旋转/直线运动转换器，其中，所述斜太阳齿轮及所述斜齿圈中的任一者具有非零齿数差，并且所述斜太阳齿轮、所述斜行星齿轮、及所述斜齿圈经过齿顶修正。

6.根据权利要求5所述的行星式旋转/直线运动转换器，其中，在所述太阳轴沿所述旋转轴心进行直线运动时所计算的所述斜行星齿轮的齿顶修正系数与所述斜太阳齿轮的齿顶修正系数的总和以及在所述齿圈轴沿所述旋转轴心进行直线运动时所计算的所述斜行星齿轮的齿顶修正系数与所述斜齿圈的齿顶修正系数的总和处于-2至2的范围。

7.根据权利要求1所述的行星式旋转/直线运动转换器，其中，所述螺旋太阳齿轮及所述螺旋齿圈中的任一者具有非零齿数差，并且所述螺旋太阳齿轮、所述螺旋行星齿轮、及所述螺旋齿圈具有各自的螺纹牙形，使得所述螺旋太阳齿轮、所述螺旋行星齿轮、及所述螺旋齿圈具有相同的法向基圆节距。

8.根据权利要求1所述的行星式旋转/直线运动转换器，其中，所述螺旋太阳齿轮的螺旋角与所述螺旋行星齿轮的螺旋角的方向相反，并且所述螺旋太阳齿轮、所述螺旋行星齿轮、及所述螺旋齿圈具有各自的渐开线螺纹牙形，使得所述螺旋太阳齿轮、所述螺旋行星齿轮、及所述螺旋齿圈具有相同的法向基圆节距，并使得所述螺旋太阳齿轮与所述螺旋行星齿轮具有不同的轴向平面压力角。

9.根据权利要求1所述的行星式旋转/直线运动转换器，其中，所述螺旋行星齿轮的螺旋角与所述螺旋齿圈的螺旋角具有相同的方向并采用不同的值，并且所述螺旋太阳齿轮、所述螺旋行星齿轮、及所述螺旋齿圈具有各自的渐开线螺纹牙形，使得所述螺旋太阳齿轮、所述螺旋行星齿轮、及所述螺旋齿圈具有相同的法向基圆节距，并使得所述螺旋行星齿轮与所述螺旋齿圈具有不同的轴向平面压力角。

10.根据权利要求1所述的行星式旋转/直线运动转换器，其中，所述螺旋太阳齿轮与所述螺旋行星齿轮具有相同方向的各自的螺旋角，并且所述螺旋太阳齿轮、所述螺旋行星齿轮、及所述螺旋齿圈具有各自的螺纹牙形，使得所述螺旋太阳齿轮、所述螺旋行星齿轮、及所述螺旋齿圈具有相同的法向基圆节距；使得所述螺旋太阳齿轮与所述螺旋行星齿轮具有不同的轴向平面压力角；并使得所述螺旋太阳齿轮与所述螺旋行星齿轮处于彼此点接触。

11.根据权利要求1所述的行星式旋转/直线运动转换器，其中，所述斜太阳齿轮、所述斜行星齿轮、及所述斜齿圈之间的齿轮传动比与所述螺旋太阳齿轮、所述螺旋行星齿轮、及所述螺旋齿圈之间的节圆直径比不同。

12.根据权利要求1所述的行星式旋转/直线运动转换器，其中，所述螺旋太阳齿轮的基准节圆直径以及所述所述螺旋齿圈的基准节圆直径分别与和所述斜行星齿轮啮合的所述斜太阳齿轮的工作节圆直径以及和所述斜行星齿轮啮合的所述斜齿圈的工作节圆直径大致相等。

13.根据权利要求1所述的行星式旋转/直线运动转换器，其中，所述行星轴的数量不是每个斜行星齿轮的齿数的约数。

14.根据权利要求1所述的行星式旋转/直线运动转换器，其中，所述行星轴的数量是所述螺旋太阳齿轮的齿数与所述螺旋齿圈的齿数总和的约数，并是所述斜太阳齿轮的齿数与所述斜齿圈的齿数总和的约数，并且每个斜行星齿轮的齿数与所述行星轴的数量不具有除1以外的公约数。

15.根据权利要求1所述的行星式旋转/直线运动转换器，其中，所述斜行星齿轮以及所述螺旋行星齿轮在沿旋转轴心延伸的相同预定区域内被设置在所述行星轴上，并且所述斜太阳齿轮以及所述螺旋太阳齿轮在面向至少所述预定区域的相同区域内被设置在所述太阳轴上。

16.根据权利要求15所述的行星式旋转/直线运动转换器，其中，与所述斜行星齿轮啮合的两个斜齿圈分别在面向所述预定区域的相对端部的两个区域中被设置在所述齿圈轴上。

17.根据权利要求1所述的行星式旋转/直线运动转换器，其中，所述斜行星齿轮以及所述螺旋行星齿轮在沿旋转轴心延伸的相同预定区域内被设置在所述行星轴上，并且所述斜齿圈以及所述螺旋齿圈在面向至少所述预定区域的相同区域内被设置在所述齿圈轴上。

18.根据权利要求17所述的行星式旋转/直线运动转换器，其中，与所述斜行星齿轮啮合的两个斜太阳齿轮分别在面向所述预定区域的相对端部的两个区域中被设置在所述太阳轴上。

19.根据权利要求1所述的行星式旋转/直线运动转换器，其中，所述斜行星齿轮以及所述螺旋行星齿轮在沿旋转轴心延伸的相同预定区域内被设置在所述行星轴上；所述斜太阳齿轮以及所述螺旋太阳齿轮在面向至少所述预定区域的相同区域内被设置在所述太阳轴上；并且所述斜齿圈以及所述螺旋齿圈在面向至少所述预定区域的相同区域内被设置在所述齿圈轴上。

20.根据权利要求1所述的行星式旋转/直线运动转换器，其中，所述第一行星齿轮机构和所述第二行星齿轮机构被设置在沿旋转轴心延伸的各自不同的区域内。

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