CN101479504A - 旋转直线运动转换机构 - Google Patents

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Abstract

公开了一种旋转直线运动转换机构，其包括：圆环轴；太阳轴，配置在该圆环轴的内部；行星轴，配置在该太阳轴的周围；以及第一齿轮机构及第二齿轮机构，在圆环轴与所述行星轴之间进行力的传递。行星轴具有构成第一齿轮机构的一部分的第一行星齿轮和构成第二齿轮机构的一部分的第二齿轮，该行星轴被构成为允许第一行星齿轮和第二行星齿轮之间的相对的旋转。

Description

旋转直线运动转换机构
技术领域
本发明涉及将旋转运动转换为直线运动的旋转直线运动转换机构。
背景技术
作为旋转直线运动转换机构，例如公知有专利文献1所记载的转换机构。该转换机构包括：在内部具有向轴向延伸的空间的圆环轴、配置在圆环轴的内部的太阳轴、以及配置在太阳轴的周围的多个行星轴。另外，通过在行星轴的外周形成的外螺纹分别与在圆环轴的内周形成的内螺纹和在太阳轴的外周形成的外螺纹啮合，在上述各构成要素之间传递力。通过使圆环轴进行旋转运动时获得的行星轴的行星运动，太阳轴沿圆环轴的轴向进行直线运动。即，上述转换机构将输入到圆环轴的旋转运动转换为太阳轴的直线运动。
在上述转换机构中设置有两个齿轮机构，使得在圆环轴与行星轴之间除了螺纹的啮合之外还通过齿轮机构的啮合来传递力。即，上述转换机构具有：由设置在圆环轴的一端的第一圆环齿轮和设置在行星轴的一端并与该第一圆环齿轮啮合的第一行星齿轮构成的齿轮机构；以及由设置在圆环轴的另一端的第二圆环齿轮和设置在行星轴的另一端并与该第二圆环齿轮啮合的第二行星齿轮构成的齿轮机构。
在上述专利文献1的转换机构中，当第一圆环齿轮的旋转相位与第二圆环齿轮的旋转相位不同时，由于该旋转相位的偏差，行星轴在相对于基准的姿势(行星轴的中心线与太阳轴的中心线平行的姿势)倾斜的状态下被配置在圆环轴与太阳轴之间。由此，在圆环轴、行星轴、太阳轴之间各螺纹的啮合变得不均匀，因此会产生局部的磨损增大和由此导致的从旋转运动到直线运动的转换效率的降低。该问题不仅限于上述转换机构，具有多个由行星轴的齿轮和圆环轴及太阳轴中的至少一者的齿轮构成的齿轮机构的转换机构同样会产生该问题。
专利文献1：国际公开WO2004/094870号公报。
发明内容
本发明的目的在于提供一种能够抑制由于行星轴的齿轮与圆环轴和太阳轴中的至少一者的齿轮啮合而引起的行星轴的倾斜的旋转直线运动转换机构。
为了达到上述目的，本发明的第一方式提供一种旋转直线运动转换机构，其包括：圆环轴，在内部具有向轴向延伸的空间；太阳轴，配置在所述圆环轴的内部；行星轴，配置在所述太阳轴的周围；以及第一齿轮机构及第二齿轮机构，在所述圆环轴与所述行星轴之间进行力的传递；所述旋转直线运动转换机构通过所述行星轴的行星运动将所述圆环轴和所述太阳轴中一者旋转运动转换为所述圆环轴和所述太阳轴中另一者沿轴向的直线运动。行星轴具有构成所述第一齿轮机构的一部分的第一行星齿轮和构成所述第二齿轮机构的一部分的第二齿轮。行星轴被构成为允许所述第一行星齿轮和所述第二行星齿轮之间相对的旋转。
本发明的第二方式提供一种旋转直线运动转换机构，其包括：圆环轴，在内部具有向轴向延伸的空间；太阳轴，配置在所述圆环轴的内部；行星轴，配置在所述太阳轴的周围；以及第一齿轮机构及第二齿轮机构，在所述行星轴与所述太阳轴之间进行力的传递；所述旋转直线运动转换机构通过所述行星轴的行星运动将所述行星轴和所述太阳轴中一者旋转运动转换为所述行星轴和所述太阳轴中另一者沿轴向的直线运动。行星轴具有构成所述第一齿轮机构的一部分的第一行星齿轮和构成所述第二齿轮机构的一部分的第二齿轮。行星轴被构成为允许所述第一行星齿轮和所述第二行星齿轮之间的相对的旋转。
附图说明
图1是具体化了本发明的旋转直线运动转换机构的第一实施方式的转换机构的立体图；
图2是表示图1的转换机构的内部构造的立体图；
图3的(A)是图1的转换机构中的环形轴的截面图，(B)是表示分解了图1的环形轴的一部分的状态的截面图；
图4的(A)是图1的转换机构中的太阳轴的正面图，(B)是表示分解了(A)的太阳轴的一部分的状态的正面图；
图5的(A)是图1的转换机构中的行星轴的正面图，(B)是表示分解了(A)的一部分的状态的正面图，(C)是沿(A)的背面行星齿轮的中心线的截面图；
图6是沿图1的转换机构的中心线的截面图；
图7是沿图1的转换机构的图6的7—7线的截面图；
图8是沿图1的转换机构的图6的8—8线的截面图；
图9是沿图1的转换机构的图6的9—9线的截面图。
具体实施方式
参照图1～图9来说明本发明的第一实施方式。以下，按照本实施方式的旋转直线运动转换机构1的构造、该转换机构1的动作方式、以及该转换机构1的动作原理的顺序来进行说明。
(转换机构1的构造)
参照图1和图2来说明转换机构1的构造的简要情况。
转换机构1通过在内部具有向轴向延伸的空间的环形轴2、配置在环形轴2的内部的太阳轴3、以及配置在太阳轴3的周围的多个行星轴4的组合而构成。环形轴2和太阳轴3在各自的中心线相互重合的状态或实质上重合的状态下进行配置。太阳轴3和各行星轴4在各自的中心线相互平行的状态或实质上平行的状态下进行配置。另外，各行星轴4等间隔地配置在太阳轴3的周围。
在本实施方式中，对于转换机构1的各构成要素来说，将自身的中心线与太阳轴3的中心线重合的姿势和实质上重合的姿势作为重合姿势。另外，将自身的中心线与太阳轴3的中心线平行的姿势和实质上平行的姿势作为平行姿势。即，环形轴2在被保持为重合姿势的状态下配置。另外，各行星轴4在被保持为平行姿势的状态下配置。
在转换机构1中，通过设置在环形轴2上的螺纹和齿轮与设置在各行星轴4上的螺纹和齿轮的啮合，在环形轴2和各行星轴4中从一个构成要素向另一个构成要素传递力。另外，通过设置在太阳轴3上的螺纹和齿轮与设置在各行星轴4上的螺纹和齿轮的啮合，在太阳轴3和各行星轴4中从一个构成要素向另一个构成要素传递力。
转换机构1根据这种各构成要素的组合而进行以下动作。当环形轴2和太阳轴3中的一个构成要素以环形轴2(太阳轴3)的中心线为旋转轴而进行旋转运动时，通过从该构成要素传递的力，各行星轴4在太阳轴3的周围进行行星运动。由此，通过从各行星轴4传递至环形轴2和太阳轴3的力，环形轴2和太阳轴3相对于各行星轴4而与环形轴2(太阳轴3)的中心线平行地移动。
这样，转换机构1将环形轴2和太阳轴3中一者的旋转运动转换为环形轴2和太阳轴3中另一者的直线运动。此外，在本实施方式中，对于太阳轴3的轴向来说，将太阳轴3被从环形轴2推出的方向作为前面方向FR，将太阳轴3被向环形轴2内引入的方向作为背面方向RR。另外，当将转换机构1的任意的位置作为基准时，将比该基准位置靠前面方向FR侧的范围作为前面侧，将比该基准位置靠背面方向RR侧的范围作为背面侧。
在环形轴2上固定有支承太阳轴3的前面轴环51和背面轴环52。环形轴2与前面轴环51和背面轴环52一体地运动。在环形轴2中，前面侧的开口部被前面轴环51封闭。另外，背面侧的开口部被背面轴环52封闭。
太阳轴3由前面轴环51的轴承51A和背面轴环52的轴承52A支承。另一方面，各环形轴4未被前面轴环51与背面轴环52的任一个支承。即，在转换机构1中，太阳轴3的径向的位置被螺纹和齿轮的啮合、前面轴环51、以及背面轴环52所约束，而各环形轴4的径向的位置仅被螺纹和齿轮的啮合所约束。
转换机构1为了适当地润滑环形轴2的内部(环形轴2、太阳轴3、以及各行星轴4的螺纹和齿轮的啮合处)而采用了以下构造。多个用于向环形轴2的内部供应润滑油的油孔51H形成在前面轴环51上。另外，密封环形轴2的内部的密封环53分别安装在前面轴环51和背面轴环52上。前面轴环51和背面轴环52相当于支承要素。
参照图3来说明环形轴2的构造。环形轴2通过环形轴主体21(圆环轴主体)与前面环形齿轮22(第一圆环齿轮)和背面环形齿轮23(第二圆环齿轮)的组合而构成。在环形轴2中，环形轴主体21的中心线(轴线)相当于环形轴2的中心线(轴线)。因此，当环形轴主体21的中心线与太阳轴3的中心线重合或实质上重合时，确保了环形轴2的重合姿势。前面环形齿轮22和背面环形齿轮23分别相当于具有内齿的圆环齿轮。
环形轴主体21包括：在内周面上形成有内螺纹24的主体螺纹部21A、组装了前面环形齿轮22的主体齿轮部21B、以及组装了背面环形齿轮23的主体齿轮部21C。
前面环形齿轮22作为正齿式内齿轮而与环形轴主体21单独地形成。另外，前面环形齿轮22构成为在被装配到环形轴主体21中时自身的中心线与环形轴主体21的中心线重合。关于向环形轴主体21装配前面环形齿轮22的装配方式，在本实施方式中通过压入而将前面环形齿轮22固定在环形轴主体21中。此外，也可以通过压入以外的方法将前面环形齿轮22固定在环形轴主体21中。
背面环形齿轮23作为正齿式内齿轮而与环形轴主体21单独地形成。另外，背面环形齿轮23构成为在被装配到环形轴主体21中时自身的中心线与环形轴主体21的中心线重合。关于向环形轴主体21装配背面环形齿轮23的装配方式，在本实施方式中通过压入将背面环形齿轮23固定在环形轴主体21中。此外，也可以通过压入以外的方法将背面环形齿轮23固定在环形轴主体21中。
在环形轴2中，前面环形齿轮22和背面环形齿轮23作为相同形状的齿轮而构成。即，前面环形齿轮22和背面环形齿轮23的规格(分度圆直径和齿数等)被设定为彼此相等的值。
太阳轴3通过太阳轴主体31和背面太阳齿轮33的组合而构成。在太阳轴3中，太阳轴主体31的中心线(轴线)相当于太阳轴3的中心线(轴线)。
太阳轴主体31包括：在外周面上形成有外螺纹34的主体螺纹部31A、形成有作为正齿式外齿轮的前面太阳齿轮32(第一太阳齿轮)的主体齿轮部31B、以及装配了背面太阳齿轮33(第二太阳齿轮)的主体齿轮部31C。前面太阳齿轮32和背面太阳齿轮33分别相当于具有外齿的太阳齿轮。
背面太阳齿轮33作为正齿式外齿轮而与太阳轴主体31单独地形成。另外，构成为在被装配到太阳轴主体31上时自身的中心线与太阳轴主体31的中心线重合。关于向太阳轴主体31装配背面太阳齿轮33的装配方式，在本实施方式中通过压入而将背面太阳齿轮33固定在太阳轴主体31上。此外，也可以通过压入以外的方法将背面太阳齿轮33固定在太阳轴主体31上。
在太阳轴3上，前面太阳齿轮32和背面太阳齿轮33作为相同形状的齿轮而构成。即，前面太阳齿轮32和背面太阳齿轮33的规格(分度圆直径和齿数等)被设定为彼此相等的值。
参照图5来说明行星轴4的构造。行星轴4通过行星轴主体41和背面行星齿轮43的组合而构成。在行星轴4中，行星轴主体41的中心线(轴线)相当于行星轴4的中心线(轴线)。因此，当行星轴主体41的中心线与太阳轴3的中心线平行或实质上平行时，可确保行星轴4的平行姿势。
行星轴主体41包括：在外周面上形成有外螺纹44的主体螺纹部41A、形成有作为正齿式外齿轮的前面行星齿轮42(第一行星齿轮)的主体齿轮部41B、装配背面行星齿轮43(第二行星齿轮)的背面侧轴41R、以及在装配转换机构1时嵌入到夹具中的前面侧轴41F。前面行星齿轮42和背面行星齿轮43分别相当于具有外齿的行星齿轮。
背面行星齿轮43作为正齿式外齿轮而与行星轴主体41单独地形成。另外，通过将行星轴主体41的背面侧轴41R插入到支承孔43H中，将背面行星齿轮43装配到行星轴主体41上。另外，构成为在被装配到行星轴主体41上的状态下自身的中心线与行星轴主体41的中心线重合。
关于向行星轴主体41装配背面行星齿轮43的装配方式，在本实施方式中采用了背面行星齿轮43能够相对于行星轴主体41进行转动的间隙配合。另外，作为能够获得行星轴主体41和背面行星齿轮43的相对转动的装配方式，也可以采用间隙配合以外的装配方式。
在行星轴4上，前面行星齿轮42和背面行星齿轮43作为相同形状的齿轮而构成。即，前面行星齿轮42和背面行星齿轮43的规格(分度圆直径和齿数等)被设定为彼此相等的值。
参照图6～图9来说明转换机构1中的各构成要素的关系。这里，例示了具有9个行星轴4的转换机构1，但是可以对行星轴4的数量适当地进行变更。
在转换机构1中，各构成要素的动作如以下的(a)～(c)所记载的那样被允许或被限制。
(a)对于环形轴2来说，环形轴主体21与前面环形齿轮22和背面环形齿轮23之间无法进行相对转动。另外，环形轴主体21与前面轴环51及背面轴环52之间无法进行相对转动。
(b)对于太阳轴3来说，太阳轴主体31与背面太阳齿轮32之间无法进行相对转动。
(c)对于行星轴4来说，行星轴主体41与背面行星齿轮43之间允许相对转动。
在转换机构1中，通过环形轴2和太阳轴3与各行星轴4的螺纹和齿轮的啮合，在这些构成要素之间如下地传递力。
在环形轴2和各行星轴4中，环形轴主体21的内螺纹24与各行星轴主体41的外螺纹44啮合。另外，环形轴主体21的前面环形齿轮22与各行星轴主体41的前面行星齿轮42啮合。另外，环形轴主体21的背面环形齿轮23与各行星轴主体41的背面行星齿轮43啮合。
由此，当旋转运动被输入到环形轴2和各行星轴4中的一者时，通过内螺纹24与外螺纹44的啮合、前面环形齿轮22与前面行星齿轮42的啮合、以及背面环形齿轮23与背面行星齿轮43的啮合，力被传递到环形轴2和各行星轴4中的另一者。
在太阳轴3和各行星轴4中，太阳轴主体31的外螺纹34与各行星轴主体41的外螺纹44啮合。另外，太阳轴主体31的前面太阳齿轮32与各行星轴主体41的前面行星齿轮42啮合。另外，太阳轴主体31的背面太阳齿轮33与各行星轴主体41的背面行星齿轮43啮合。
由此，当旋转运动被输入到太阳轴3和各行星轴4中的一者时，通过外螺纹34与外螺纹44的啮合、前面太阳齿轮32与前面行星齿轮42的啮合、以及背面太阳齿轮33与背面行星齿轮43的啮合，力被传递到太阳轴3和各行星轴4中的另一者。
这样，转换机构1包括：由环形轴2的外螺纹24、太阳轴3的外螺纹34、各行星轴4的外螺纹44构成的减速机构；由前面环形齿轮22、前面太阳齿轮32、各前面行星齿轮42构成的减速机构(第一齿轮机构)；以及由背面环形齿轮23、背面太阳齿轮33、各背面行星齿轮43构成的减速机构(第二齿轮机构)。
(转换机构1的动作方式)
在转换机构1中，根据各齿轮的齿数和各螺纹的头数的设定方式来决定用于将旋转运动转换为直线运动的动作方式(运动转换方式)。即，作为运动转换方式，可以选择通过环形轴2的旋转运动而使太阳轴3进行直线运动的太阳轴位移方式和通过太阳轴3的旋转运动而使环形轴2进行直线运动的圆环轴位移方式中的某一个。以下，说明各运动转换方式中的转换机构1的动作方式。
(A)在采用太阳轴位移方式作为运动转换方式的情况下，如下进行从旋转运动到直线运动的转换。即，当向环形轴2输入了旋转运动时，通过前面环形齿轮22与各前面行星齿轮42的啮合、背面环形齿轮23与各背面行星齿轮43的啮合、以及圆环螺纹24与各行星螺纹44的啮合，力被从环形轴2传递到各行星轴4，由此各行星轴4在太阳轴3的周围以自身的轴4的中心轴为旋转中心而自转并同时以太阳轴3的中心轴为旋转中心而公转。于是，随着该行星轴4的行星运动，通过各前面行星齿轮42与前面太阳齿轮32的啮合、各背面行星齿轮43与背面太阳齿轮33的啮合、以及各行星螺纹44与太阳螺纹34的啮合，力被从各行星轴4传递到太阳轴3，由此太阳轴3沿轴向位移。
(B)在采用圆环轴位移方式作为运动转换方式的情况下，如下进行从旋转运动到直线运动的转换。当向太阳轴3输入了旋转运动时，通过前面太阳齿轮32与各前面行星齿轮42的啮合、背面太阳齿轮33与各背面行星齿轮43的啮合、以及太阳螺纹34与各行星螺纹44的啮合，力被从太阳轴3传递到各行星轴4，由此各行星轴4在太阳轴3的周围以自身的轴4的中心轴为旋转中心而自转并同时以太阳轴3的中心轴为旋转中心而公转。于是，随着该行星轴4的行星运动，通过各前面行星齿轮42与前面环形齿轮22的啮合、各背面行星齿轮43与背面环形齿轮23的啮合、以及各行星螺纹44与内螺纹24的啮合，力被从各行星轴4传递到环形齿轮2，由此环形齿轮2向轴向位移。
(转换机构1的动作原理)
对转换机构1的动作原理进行说明。此后，关于环形轴2、太阳轴3、以及行星轴4的齿轮，分别如以下的(A)～(F)那样来表示分度圆直径和齿数。另外，关于环形轴2、太阳轴3、以及行星轴4的螺纹，分别如以下的(a)～(f)那样来表示分度圆直径和头数。
“各齿轮的分度圆直径和齿数”
(A)圆环齿轮有效直径DGr：各环形齿轮22、23的分度圆直径。
(B)太阳齿轮有效直径DGs：各太阳齿轮32、33的分度圆直径。
(C)行星齿轮有效直径DGp：各行星齿轮42、43的分度圆直径。
(D)圆环齿轮齿数ZGr：各行星齿轮22、23的齿数。
(E)太阳齿轮齿数ZGs：各太阳齿轮32、33的齿数。
(F)行星齿轮齿数ZGp：各行星齿轮42、43的齿数。
“各螺纹的分度圆直径和头数”
(a)圆环螺纹有效直径DSr：环形轴2的内螺纹24的分度圆直径。
(b)太阳螺纹有效直径DSs：太阳轴3的外螺纹34的分度圆直径。
(c)行星螺纹有效直径DSp：行星轴4的外螺纹44的分度圆直径。
(d)圆环螺纹头数ZSr：环形轴2的内螺纹24的头数。
(e)太阳螺纹头数ZSs：太阳轴3的外螺纹34的头数。
(f)行星螺纹头数ZSp：行星轴4的外螺纹44的头数。
在转换机构1中，在太阳轴3相对于行星轴4向轴向位移的情况下，太阳螺纹头数ZSs相对于行星螺纹头数ZSp的比(行星对太阳头数比ZSA)与太阳齿轮齿数ZGs相对于行星齿轮齿数ZGp的比(行星对太阳齿数比ZGA)不同。圆环螺纹头数ZSr相对于行星螺纹头数ZSp的比(行星对圆环头数比ZSB)与圆环齿轮齿数ZGr相对于行星齿轮齿数ZGp的比(行星对圆环齿数比ZGB)相等。即，以下的(式11)和(式12)成立。
ZSs/ZSp≠ZGs/ZGp…(式11)
ZSr/ZSp＝ZGr/ZGp…(式12)
在转换机构1中，在环形轴2相对于行星轴4向轴向位移的情况下，圆环螺纹头数ZSr相对于行星螺纹头数ZSp的比(行星对圆环头数比ZSB)与圆环齿轮齿数ZGr相对于行星齿轮齿数ZGp的比(行星对圆环齿数比ZGB)不同。太阳螺纹头数ZSs相对于行星螺纹头数ZSp的比(行星对太阳头数比ZSA)与太阳齿轮齿数ZGs相对于行星齿轮齿数ZGp的比(行星对太阳齿数比ZGA)相等。即，以下的(式21)和(式22)成立。
ZSr/ZSp≠ZGr/ZGp…(式21)
ZSs/ZSp＝ZGs/ZGp…(式22)
这里，将包括内螺纹24、外螺纹34、外螺纹44而构成的减速机构作为第一行星减速机构，将包括各环形齿轮22、23、各太阳齿轮32、33、各行星齿轮42、43而构成的减速机构作为第二行星减速机构。
在太阳轴3相对于行星轴4向轴向位移的情况下，如(式11)和(式12)所示，第一行星减速机构的行星对太阳头数比ZSA与第二行星减速机构的行星对太阳齿数比ZGA不同。在行星轴2相对于行星轴4向沿行星轴2的轴向的方向位移的情况下，如(式21)和(式22)所示，第一行星减速机构的行星对圆环头数比ZSB与第二行星减速机构的行星对圆环齿数比ZGB不同。
结果，在上述任一情况下均会有与头数比和齿数比的差相对应的、使旋转角度产生差的力作用在第一行星减速机构与第二行星减速机构之间。但是，通过第一行星减速机构的螺纹和第二行星减速机构的齿轮一体地构成，在第一行星减速机构与第二行星减速机构之间无法产生旋转角度的差，因此太阳轴3或环形轴2会相对于行星轴4向轴向位移以吸收旋转角度的差。此时，如下来决定向轴向位移的构成要素(太阳轴3或环形轴2)。(a)在太阳螺纹头数ZSs相对于行星螺纹头数ZSp的比与太阳齿轮齿数ZGs相对于行星齿轮齿数ZGp的比不同的情况下，太阳轴3相对于行星轴4向轴向位移。
(b)在圆环螺纹头数ZSr相对于行星螺纹头数ZSp的比与圆环齿轮齿数ZGr相对于行星齿轮齿数ZGp的比不同的情况下，行星轴2相对于行星轴4向轴向位移。
这样，转换机构1利用在两种行星减速机构之间根据太阳轴3或环形轴2相对于行星轴4的头数比和齿数比的差而会产生的旋转角度的差，通过各螺纹获得与旋转角度的差相对应的向轴向的位移，由此将旋转运动转换为直线运动。
(齿数和头数的设定方式)
在转换机构1中，关于环形轴2和太阳轴3中的任一方，通过使以下说明的“有效齿数”和“有效头数”中的至少一者为“0”以外的值，能够得到基于行星对太阳头数比ZSA与行星对太阳齿数比ZGA的关系的太阳轴3的直线运动或基于行星对圆环头数比ZSB与行星对圆环齿数比ZGB的关系的环形轴2的直线运动。
(1)“有效齿数的设定”
在包括环形齿轮和太阳齿轮而构成的一般的行星减速机构(行星齿轮式减速机构)、即通过齿轮的啮合而进行旋转的减速的行星齿轮式减速机构中，以下的(式31)～(式33)所示的关系成立。(式31)表示在太阳齿轮和行星齿轮的各分度圆之间成立的关系。(式32)表示在环形齿轮、太阳齿轮、以及行星齿轮的各齿数之间成立的关系。(式33)表示在环形齿轮、太阳齿轮、以及行星齿轮的分度圆之间和齿数之间成立的关系。
DAr＝DAs+2×DAp…(式31)
ZAr＝ZAs+2×ZAp…(式32)
Dar/ZAr＝DAs/ZAs＝DAp/Zap…(式33)
DAr：环形齿轮的分度圆直径
DAs：太阳齿轮的分度圆直径
DAp：行星齿轮的分度圆直径
ZAr：环形齿轮的齿数
ZAs：太阳齿轮的齿数
ZAp：行星齿轮的齿数
在本实施方式的转换机构1中，在假定第二行星减速机构、即包括环形齿轮22、23、太阳齿轮32、33、行星齿轮42、43而构成的减速机构具有与上述行星齿轮式减速机构同样的构成的情况下，在各齿轮的分度圆直径之间成立的关系、在各齿轮的齿数之间成立的关系、以及在各齿轮的分度圆直径和齿数之间成立的关系分别由以下的(式41)～(式43)来表示。
DGr＝DGs+2×DGp…(式41)
ZGr＝ZGs+2×ZGp…(式42)
DGr/ZGr＝DGs/ZGs＝DGp/ZGp…(式43)
如果将满足上述(式41)～(式43)的关系时的环形齿轮22、23、太阳齿轮32、33、以及行星齿轮42、43的齿数作为基准齿数，则“有效齿数”被表示为各齿轮的齿数与基准齿数的差。在转换机构1中，通过将环形轴2和太阳轴3中的某一方的有效齿数设定为“0”以外的值，能够使环形轴2或太阳轴3进行直线运动。即，在通过基准圆环齿数ZGR来表示环形齿轮22、23的基准齿数、通过基准太阳齿数ZGS来表示太阳齿轮32、33的基准齿数的情况下，设定环形齿轮22、23或太阳齿轮32、33的齿数以使以下的(式44)、(式45)中的某一个成立，由此能够使环形轴2或太阳轴3进行直线运动。
ZGr—ZGR≠0        …(式44)
ZGs—ZGS≠0      …(式45)
当上述(式44)成立时，环形轴2进行直线运动。另一方面，当上述(式45)成立时，太阳轴3进行直线运动。关于具体的设定方式，将在“关于齿数和头数的设定方式的具体示例”中进行说明。
(2)“有效头数的设定”
在与包括相当于环形齿轮的圆环螺纹、相当于太阳齿轮的太阳螺纹、相当于行星齿轮的行星螺纹而构成的上述行星齿轮式减速机构同样的行星减速机构(行星螺纹式减速机构)、即通过螺纹的啮合而与上述行星齿轮式减速机构同样地仅进行旋转的减速的行星螺纹式减速机构中，以下的(式51)～(式53)所示的关系成立。(式51)表示在圆环螺纹、太阳螺纹、以及行星螺纹的各分度圆直径之间成立的关系。(式52)表示在圆环螺纹、太阳螺纹、以及行星螺纹的头数之间成立的关系。(式53)表示在圆环螺纹、太阳螺纹、以及行星螺纹的分度圆直径与头数之间成立的关系。
DBr＝DBs+2×DBp             …(式51)
ZBr＝ZBs+2×ZBp             …(式52)
DBr/ZBr＝DBs/ZBs＝DBp/ZBp   …(式52)
DBr：圆环螺纹的分度圆直径
DBs：太阳螺纹的分度圆直径
DBp：行星螺纹的分度圆直径
ZBr：圆环螺纹的头数
ZBs：太阳螺纹的头数
ZBp：行星螺纹的头数
在本实施方式的转换机构1中，在假定第一行星减速机构具有与上述行星螺纹式减速机构同样的构成的情况下，在各螺纹的分度圆直径之间成立的关系、在各螺纹的头数之间成立的关系、以及在各螺纹的分度圆直径和头数之间成立的关系分别由以下的(式61)～(式63)来表示。
DGr＝DGs+2×DGp               …(式61)
ZGr＝ZGs+2×ZGp            …(式62)
DGr/ZGr＝DGs/ZGs＝DGp/ZGp  …(式63)
如果将满足上述(式61)～(式63)的关系时的环形轴2的内螺纹24、太阳轴3的外螺纹34、以及行星轴4的外螺纹44的头数作为基准头数，则“有效头数”被表示为各螺纹的头数与基准头数的差。在转换机构1中，通过将环形轴2和太阳轴3中的某一方的有效头数设定为“0”以外的值，能够使环形轴2或太阳轴3进行直线运动。即，在通过基准圆环头数ZSR来表示环形轴2的内螺纹24的基准头数、通过基准太阳头数ZSS来表示太阳轴3的外螺纹34的基准头数的情况下，设定头数以使以下的(式64)、(式65)中的某一个成立，由此能够使环形轴2或太阳轴3进行直线运动。
ZSr—ZSR≠0        …(式64)
ZSs—ZSS≠0        …(式65)
当上述(式64)成立时，环形轴2进行直线运动。另一方面，当上述(式65)成立时，太阳轴3进行直线运动。关于具体的设定方式，将在“关于齿数和头数的设定方式的具体示例”中进行说明。
(行星轴的配置数)
普通的行星齿轮式减速机构中的行星齿轮的个数是太阳齿轮的齿数与圆环齿轮的齿数之和的约数。因此，转换机构1中的行星轴4的个数(行星配置数Np)是“太阳螺纹头数ZSs与圆环螺纹头数ZSr之和的约数”和“太阳齿轮齿数ZGs与圆环齿轮齿数ZGr之和的约数”这两者中的相同的约数。
(各齿轮的齿数比与有效直径比的关系)
在转换机构1中，通过将圆环齿轮齿数ZGr、太阳齿轮齿数ZGs、行星齿轮齿数ZGp之比(全齿数比ZGT)设定为与圆环齿轮有效直径DGr、太阳齿轮有效直径DGs、行星齿轮有效直径DGp之比(全有效直径比ZST)相等，各螺纹和各齿轮同时啮合。即，通过设定各齿轮的齿数和各螺纹的头数以使以下的(式71)的关系成立，各螺纹和各齿轮同时啮合。
ZGr：ZGs：ZGp＝DGr：DGs：DGp       …(式71)
但是，在该情况下，各行星轴4的旋转相位相同，因此伴随旋转而进行的各行星齿轮42、43、环形齿轮22、23、太阳齿轮32、33之间的啮合会同时开始或同时结束。由此，会产生由于各齿轮的啮合而引起的转矩变动，因此工作噪声可能会增大，齿轮的耐久性可能会降低。
因此，在转换机构1中，在以下的(A)～(C)的条件成立的范围内将全齿数比ZGT和全有效直径比ZST设定为不同的值。也可以在(A)～(C)的条件中的至少一个成立的范围内将全齿数比ZGT和全有效直径比ZST设定为不同的值。
(A)当将上述(式71)的关系成立时的太阳齿轮齿数ZGs作为标准太阳齿数ZGSD时，实际的太阳齿轮齿数ZGs与标准太阳齿数ZGSD不同。
(B)当将上述(式71)的关系成立时的圆环齿轮齿数ZGr作为标准圆环齿数ZGRD时，实际的圆环齿轮齿数ZGr与标准圆环齿数ZGRD不同。
(C)行星配置数Np和行星齿轮齿数ZGp的约数不同，即行星配置数Np和行星齿轮齿数ZGp没有除了“1”以外的约数。
由此，确保了会同时获得螺纹之间的啮合和齿轮之间的啮合的动作方式、以及各行星轴4的旋转相位相互不同的动作方式，因此抑制了由于齿轮之间的啮合而引起的转矩变动。
(关于齿数和头数的设定方式的具体示例)
在转换机构1中，作为表示其规格的主要的项目，可以列举出包括上述有效头数和有效齿数在内的以下的(A)～(I)的各项目。
(A)运动转换方式
(B)太阳—行星之间的螺纹的关系
(C)行星轴的数量
(D)螺纹的头数比
(E)齿轮的齿数比
(F)螺纹的有效直径比
(G)齿轮的有效直径比
(H)有效头数
(I)有效齿数
以下，对上述各项目的内容进行说明。
(A)的“运动转换方式”表示用于将旋转运动转换为直线运动的动作方式。即，在通过环形轴2的旋转运动而使太阳轴3进行直线运动时，运动转换方式为“太阳轴位移方式”。在通过太阳轴3的旋转运动而使行星轴2进行直线运动时，运动转换方式为“圆环轴位移方式”。
(B)的“太阳—行星之间的螺纹的关系”表示太阳轴3的外螺纹34和行星轴4的外螺纹44之间的螺旋方向的关系。即，当太阳轴3的外螺纹34的螺旋方向和行星轴4的外螺纹44的螺旋方向为相反方向的关系时，太阳—行星之间的螺纹的关系为“相反方向”。另外，当太阳轴3的外螺纹34的螺旋方向和行星轴4的外螺纹44的螺旋方向为相同方向的关系时，太阳—行星之间的螺纹的关系为“顺方向”。
(C)的“行星轴的数量”表示配置在太阳轴3的周围的行星轴4的数量。
(D)的“螺纹的头数比”表示太阳螺纹头数ZSs、行星螺纹头数ZSp、圆环螺纹头数ZSr的比。即，“螺纹的头数比”为“ZSs∶ZSp∶ZSr”。
(E)的“齿轮的齿数比”表示太阳齿轮齿数ZGs、行星齿轮齿数ZGp、圆环齿轮齿数ZGr的比。即，“齿轮的齿数比”为“ZGs∶ZGp∶ZGr”。
(F)的“螺纹的有效直径比”表示太阳螺纹有效直径DSs、行星螺纹有效直径DSp、圆环螺纹有效直径DSr的比。即，螺纹的有效直径比为DSs：DSp：DSr。
(G)的“齿轮的有效直径比”表示太阳齿轮有效直径DGs、行星齿轮有效直径DGp、圆环齿轮有效直径DGr的比。即，齿轮的有效直径比为DGs：DGp：DGr。
(H)的“有效头数”表示实际的螺纹头数(上述(D)的头数)与基准头数的差。即，当运动转换方式为太阳轴位移方式时，有效头数为上述(D)中的太阳螺纹头数ZSs减去基准太阳头数ZSS后得到的值。当运动转换方式为圆环轴位移方式时，有效头数为上述(D)中的圆环螺纹头数ZSr减去基准圆环头数ZSR后得到的值。
(I)的“有效齿数”表示实际的齿轮的齿数(上述(E)的齿数)与基准齿数的差。即，当运动转换方式为太阳轴位移方式时，有效齿数为上述(E)中的太阳齿轮齿数ZGs减去基准太阳齿数ZGS后得到的值。另外，当运动转换方式为圆环轴位移方式时，有效齿数为上述(E)中的圆环齿轮齿数ZGr减去基准圆环齿数ZGR后得到的值。
以下，例示上述各项目的具体的设定方式。
(设定示例1)
(A)运动转换方式：“太阳轴位移方式”
(B)太阳—行星之间的螺纹的关系：“相反方向”
(C)行星轴的数量：“4”
(D)螺纹的头数比：“3：1：5”
(E)齿轮的齿数比：“31：9：45”
(F)螺纹的有效直径比：“3：1：5”
(G)齿轮的有效直径比：“3.44：1：5”
(H)有效头数：“0”
(I)有效齿数：“4”
(设定示例2)
(A)运动转换方式：“太阳轴位移方式”
(B)太阳—行星之间的螺纹的关系：“相反方向”
(C)行星轴的数量：“9”
(D)螺纹的头数比：“4：1：5”
(E)齿轮的齿数比：“31：10：50”
(F)螺纹的有效直径比：“3：1：5”
(G)齿轮的有效直径比：“3.1：1：5”
(H)有效头数：“1”
(I)有效齿数：“1”
(设定示例3)
(A)运动转换方式：“太阳轴位移方式”
(B)太阳—行星之间的螺纹的关系：“顺方向”
(C)行星轴的数量：“9”
(D)螺纹的头数比：“—5：1：5”
(E)齿轮的齿数比：“31：10：50”
(F)螺纹的有效直径比：“3：1：5”
(G)齿轮的有效直径比：“3.1：1：5”
(H)有效头数：“—8”
(I)有效齿数：“1”
(设定示例4)
(A)运动转换方式：“太阳轴位移方式”
(B)太阳—行星之间的螺纹的关系：“相反方向”
(C)行星轴的数量：“11”
(D)螺纹的头数比：“5：1：6”
(E)齿轮的齿数比：“39：10：60”
(F)螺纹的有效直径比：“4：1：6”
(G)齿轮的有效直径比：“3.9：1：6”
(H)有效头数：“1”
(I)有效齿数：“—1”
(设定示例5)
(A)运动转换方式：“太阳轴位移方式”
(B)太阳—行星之间的螺纹的关系：“相反方向”
(C)行星轴的数量：“7”
(D)螺纹的头数比：“2：1：5”
(E)齿轮的齿数比：“25：9：45”
(F)螺纹的有效直径比：“3：1：5”
(G)齿轮的有效直径比：“2.78：1：5”
(H)有效头数：“—1”
(I)有效齿数：“—2”
(设定示例6)
(A)运动转换方式：“太阳轴位移方式”
(B)太阳—行星之间的螺纹的关系：“相反方向”
(C)行星轴的数量：“5”
(D)螺纹的头数比：“11：2：14”
(E)齿轮的齿数比：“58：11：77”
(F)螺纹的有效直径比：“6：1：8”
(G)齿轮的有效直径比：“5.8：1.1：7.7”
(H)有效头数：“1”
(I)有效齿数：“3”
(设定示例7)
(A)运动转换方式：“圆环轴位移方式”
(B)太阳—行星之间的螺纹的关系：“相反方向”
(C)行星轴的数量：“9”
(D)螺纹的头数比：“3：1：6”
(E)齿轮的齿数比：“30：10：51”
(F)螺纹的有效直径比：“3：1：5”
(G)齿轮的有效直径比：“3：1：5.1”
(H)有效头数：“1”
(I)有效齿数：“1”
(实施方式的效果)如以上详细说明的那样，根据本实施方式，能够获得以下益处。
(1)根据与具有前面行星齿轮和背面行星齿轮与轴主体一体地形成的行星轴的旋转直线运动转换机构(基本运动转换机构)的对比来说明通过本实施方式的转换机构1可以取得的作用效果。
在上述基本运动转换机构中，当在前面环形齿轮与背面环形齿轮之间产生了旋转相位的偏差时，行星轴根据该相位的偏差而在相对于太阳轴(环形轴)的中心线倾斜了的状态下配置在环形轴与太阳轴之间。由此，在环形轴、太阳轴、行星轴4之间螺纹的啮合变得不均匀，因此螺纹和齿轮的表面压力局部地增大。结果，会由于产生了局部的磨耗而导致转换机构的寿命降低，或者由于磨耗的增大而导致从旋转运动到直线运动的转换效率下降。
与此相对，在本实施方式的转换机构1中，行星轴4被构成为允许前面行星齿轮42和背面行星齿轮43相对旋转，因此会吸收掉前面环形齿轮22和背面环形齿轮23之间的旋转相位的偏差。即，当在前面环形齿轮22与背面环形齿轮23之间产生了旋转相位的偏差时，通过背面行星齿轮43相对于轴主体41的旋转(前面行星齿轮42和背面行星齿轮43的相对旋转)来吸收上述旋转相位的偏差。由此，抑制了由于前面环形齿轮22的旋转相位和背面环形齿轮23的旋转相位的偏差而引起的行星轴4的倾斜，因此在环形轴2、太阳轴3、行星轴4之间确保了螺纹之间的均匀啮合和齿轮之间的均匀啮合。结果，提高了转换机构1的寿命和运动的转换效率。
(2)为了抑制行星轴4的倾斜，例如如下来制造转换机构1。即，在转换机构1的制造过程中，在对前面环形齿轮22和背面环形齿轮23的旋转相位进行管理的同时来组装各构成要素，由此减小了前面环形齿轮22的旋转相位和背面环形齿轮23的旋转相位的偏差。但是，由于在该情况下需要严格地管理各齿轮的旋转相位，因此生产率会降低。另外，由于考虑到会存在即使对各齿轮的旋转相位进行了上述管理也未能充分地降低相位的偏差的情况，因此不能说这是优选的对策。
与此相对，在本实施方式的转换机构1中，由于如上所述采用了通过前面行星齿轮42和背面行星齿轮43的相对旋转来吸收旋转相位的偏差的构造，因此可以提高生产率并进一步适当地抑制行星轴4的倾斜。
(3)在本实施方式的转换机构1的行星轴4中，前面行星齿轮42和外螺纹44与轴主体41一体地形成。结果，在制造行星轴4时，能够同时轧制前面行星齿轮42和外螺纹44，因此能够提高生产率。
(4)在本实施方式的转换机构1中，通过螺纹之间的啮合和齿轮之间的啮合、以及前面轴环51和背面轴环52来约束太阳轴3的径向的位置。通过螺纹之间的啮合和齿轮之间的啮合来约束各行星轴4的径向的位置。结果，在约束各行星轴4的构成要素更少的状态下构成了转换机构1，因此能够适当地抑制各行星轴4相对于太阳轴3的中心轴的方向倾斜。
(5)在本实施方式的转换机构1中，在前面轴环51上形成有多个油孔51H。由此，能够经由油孔51H向螺纹和齿轮的啮合部供应润滑油，因此能够提高螺纹和齿轮的寿命。另外，由于转换机构1的内部的异物通过经由油孔51H供应润滑油而被排出到外部，因此能够抑制由于异物引起的转换效率的下降或动作不良等。
(6)在本实施方式的转换机构1中，在上述(A)～(C)的条件成立的范围内将全齿数比ZGT和全有效直径比ZST设定为不同的值。由此，确保了会同时获得螺纹之间的啮合和齿轮之间的啮合的动作方式、以及各行星轴4的旋转相位互不相同的动作方式，因此能够抑制由于齿轮之间的啮合而引起的转矩变动。另外，与此相伴降低了工作噪声并提高了耐久性。
(实施方式的变更示例)
上述第一实施方式例如也可以如下所述进行变更后来实施。
在上述第一实施方式中，作为用于允许前面行星齿轮42和背面行星齿轮43的相对旋转的构成而采用了单独地形成轴主体41和背面行星齿轮43的构成，但是例如也可以如下进行变更。单独地形成轴主体41、前面行星齿轮42、背面行星齿轮43并将上述各要素组装成能够进行相对旋转。由此，允许前面行星齿轮42和背面行星齿轮43的相对旋转。
上述第一实施方式的转换机构1是根据以下动作原理而进行动作的转换机构：通过在两种行星减速机构之间根据太阳轴3或环形轴2相对于行星轴4的齿数比和头数比的差而产生的旋转角度的差，将旋转运动转换为直线运动。与此相对，以下说明的本实施方式的转换机构是根据以下动作原理而进行动作的转换机构。在第二实施方式的转换机构中，在采用了以下说明的构成这一点上与上述第一实施方式的转换机构1不同，除此之外采用了与上述第一实施方式的转换机构1相同的构成。
(转换机构1的动作原理)
在行星齿轮式减速机构由斜齿轮构成的情况下，从各齿轮的旋转方向的关系出发将太阳齿轮的齿线和行星齿轮的齿线设定为相反的方向，并将这些齿轮的螺旋角设定为相同的大小。另外，作为环形齿轮而采用了具有与行星齿轮为同一方向的螺旋角的齿轮。
因此，为了通过螺纹的啮合而构成与上述行星齿轮式减速机构同样的减速机构(行星螺纹式减速机构)，对于与太阳齿轮相当的太阳螺纹、与行星齿轮相当的行星螺纹、以及与环形齿轮相当的圆环螺纹，将上述各螺纹的螺距和导程角(リ—ド
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)设定为相同的大小，并将太阳螺纹设定向相反方向的螺纹。在该行星螺纹式减速机构中，任一构成要素均不会相对于其他的构成要素向轴向位移。另一方面，将该不产生向轴向的相对位移的状态作为基准的状态，通过在确保了螺纹的啮合的同时将太阳螺纹或圆环螺纹的导程角从基准的状态改变为其他的状态，能够使太阳螺纹或圆环螺纹向轴向位移。
一般来说，为了使两个螺纹完全啮合而需要将这些螺纹的螺距设定为相同的大小。另外，在上述行星螺纹式减速机构中，为了使太阳螺纹、行星螺纹、以及圆环螺纹的各导程角全部相等，需要使太阳螺纹、行星螺纹、圆环螺纹的分度圆直径的比与太阳螺纹、行星螺纹、圆环螺纹的头数的比一致。
因此，在行星螺纹式减速机构中，任一构成要素均不向轴向位移的条件为以下的(1)～(3)的条件。
(1)对于太阳螺纹、行星螺纹、圆环螺纹来说，仅太阳螺纹为反向螺纹的关系。
(2)对于太阳螺纹、行星螺纹、圆环螺纹来说，各螺纹的螺距为相同的大小。
(3)太阳螺纹、行星螺纹、圆环螺纹的分度圆直径的比与太阳螺纹、行星螺纹、圆环螺纹的头数的比相同。
与此相对，在使太阳螺纹或圆环螺纹的头数从上述(2)的头数增减了整数头数的情况下，能够使太阳螺纹或圆环螺纹相对于其他螺纹向轴向位移。因此，在本实施方式中，通过构成反映了这一考虑的转换机构1，实现了通过转换机构1而进行的从旋转运动到直线运动的转换。
在采用太阳轴位移方式的情况下，转换机构1被构成为满足以下的(A)～(D)的条件。另一方面，在采用圆环轴位移方式的情况下，转换机构1被构成为满足以下的(A)～(C)和(E)的条件。
(A)太阳轴3的外螺纹34的螺旋方向与行星轴4的外螺纹44的螺旋方向相反。
(B)环形轴2的内螺纹24的螺旋方向与行星轴4的外螺纹44的螺旋方向相同。
(C)对于环形轴2、太阳轴3、以及行星轴4来说，各螺纹的螺距为相同的大小。
(D)关于环形轴2、太阳轴3、以及行星轴4的各螺纹的分度圆直径和头数的关系，当将环形轴2、太阳轴3、以及行星轴4中的任一方均不向轴向产生相对的位移时的关系作为基准关系时，太阳轴3的外螺纹34的头数比基准关系下的头数大或小整数值。
(E)关于环形轴2、太阳轴3、以及行星轴4的各螺纹的分度圆直径和头数的关系，当将环形轴2、太阳轴3、以及行星轴4中的任一方均不向轴向产生相对位移时的关系作为基准关系时，环形轴2的外螺纹24的头数比基准关系下的头数大或小整数值。
(齿数和头数的设定方式)
在转换机构1中，在假定了在环形轴2、太阳轴3、行星轴4之间不会产生向轴向的相对位移的情况下，在螺纹的分度圆直径与螺纹的头数之间(式18)所示的关系成立。
DSr：DSs：DSp＝ZSr：ZSs：ZSp       …(式81)
如果将满足上述(式81)的关系时的环形轴2的内螺纹24、太阳轴3的外螺纹34、以及行星轴4的外螺纹44的头数作为“基准头数”、将各螺纹的头数与基准头数的差作为“有效头数”，则在转换机构1中，通过将环形轴2和太阳轴3中的某一方的有效头数设定为“0”以外的值，能够使环形轴2或太阳轴3进行直线运动。即，当将环形轴2的内螺纹24的基准头数作为基准圆环头数ZSR、将太阳轴3的外螺纹34的基准头数作为基准太阳头数ZSS时，设定头数以使以下的(式82)、(式83)中的某一个成立，由此环形轴2或太阳轴3进行直线运动。
ZSr—ZGR≠0   …(式82)
ZSs—ZGS≠0   …(式83)
关于具体的设定方式，在“关于头数的设定方式的具体示例”中进行说明。
(关于头数的设定方式的具体示例)
在本实施方式的转换机构1中，作为表示其规格的主要的项目，可以列举出包括上述分度圆直径的比和头数的比在内的以下的(A)～(E)的各项目。
(A)运动转换方式
(B)太阳—行星之间的螺纹的关系
(C)行星轴的数量
(D)螺纹的头数比
(E)有效头数
首先，对上述各项目的内容进行说明。
(A)的“运动转换方式”表示用于将旋转运动转换为直线运动的动作方式。即，在通过环形轴2的旋转运动而使太阳轴3进行直线运动时，运动转换方式为“太阳轴位移方式”。在通过太阳轴3的旋转运动而使行星轴2进行直线运动时，运动转换方式为“圆环轴位移方式”。
(B)的“太阳—行星之间的螺纹的关系”表示太阳轴3的外螺纹34和行星轴4的外螺纹44之间的螺旋方向的关系。即，当太阳轴3的外螺纹34的螺旋方向和行星轴4的外螺纹44的螺旋方向为相反方向的关系时，太阳—行星之间的螺纹的关系为“相反方向”。另外，当太阳轴3的外螺纹34的螺旋方向和行星轴4的外螺纹44的螺旋方向为相同方向的关系时，太阳—行星之间的螺纹的关系为“顺方向”。
(C)的“行星轴的数量”表示配置在太阳轴3的周围的行星轴4的数量。
(D)的“螺纹的头数比”表示太阳螺纹头数ZSs、行星螺纹头数ZSp、圆环螺纹头数ZSr的比。即，螺纹的头数比为ZSs：ZSp：ZSr。
(E)的“有效头数”表示实际的螺纹的头数(上述(D)的头数)与基准头数的差。即，当运动转换方式为太阳轴位移方式时，有效头数为上述(D)中的太阳螺纹头数ZSs减去基准太阳头数ZSS后得到的值。另外，当运动转换方式为圆环轴位移方式时，有效头数为上述(D)中的圆环螺纹头数ZSr减去基准圆环头数ZSR后得到的值。
以下，例示上述各项目的具体的设定方式。
(设定示例1)
(A)运动转换方式：“太阳轴位移方式”
(B)太阳—行星之间的螺纹的关系：“相反方向”
(C)行星轴的数量：“9”
(D)螺纹的头数比：“4：1：5”
(F)有效头数：“1”
(设定示例2)
(A)运动转换方式：“圆环轴位移方式”
(B)太阳—行星之间的螺纹的关系：“相反方向”
(C)行星轴的数量：“9”
(D)螺纹的头数比：“3：1：6”
(E)有效头数：“1”
(关于齿数比和有效直径比)
在本实施方式的转换机构1中，各齿轮的齿数和分度圆直径、各螺纹的头数和分度圆直径进一步采用以下的设定方式。
(A)行星螺纹有效直径DSp和行星齿轮有效直径DGp被设定为相同的大小。另外，行星齿轮齿数ZGp和圆环齿轮齿数ZGr的比被设定为与行星螺纹有效直径DSp和圆环螺纹有效直径DSr的比相同。因此，行星齿轮齿数ZGp和圆环齿轮齿数ZGr的比与行星螺纹头数ZSp和圆环螺纹头数ZSr的比相等。由此，环形轴2和行星轴4的转速的关系被环形齿轮22、23与行星齿轮42、43的齿数的比准确地限制，并且行星螺纹有效直径DSp和圆环螺纹有效直径DSr的比被维持为本应被设定的有效直径的比。
(B)行星螺纹有效直径DSp和行星齿轮有效直径DGp被设定为相同的大小。另外，行星齿轮齿数ZGp和太阳齿轮齿数ZGs的比被设定为与行星螺纹有效直径DSp和太阳螺纹有效直径DSs的比相同的大小。因此，行星齿轮齿数ZGp和太阳齿轮齿数ZGs的比与行星螺纹头数ZSp和太阳螺纹头数ZSs的比相等。由此，太阳轴3和行星轴4的转速的关系被太阳齿轮32、33与行星齿轮42、43的齿数的比准确地限制，并且行星螺纹有效直径DSp和太阳螺纹有效直径DSs的比被维持为本应被设定的有效直径的比。
(实施方式的效果)
如以上详细说明的那样，根据上述第二实施方式的转换机构，可以取得如上述第一实施方式的上述(1)～(4)和(5)所示的效果。
(实施方式的变更示例)
上述第二实施方式例如也可以如下进行变更后来实施。
在上述第二实施方式中，也可以省略前面环形齿轮22和背面环形齿轮23中的至少一者。即，也可以变更为前面行星齿轮42和背面行星齿轮43中的至少一者不与环形轴2啮合的构造。
在上述第二实施方式中，也可以省略前面太阳齿轮32和背面太阳齿轮33中的至少一者。即，也可以变更为前面行星齿轮42和背面行星齿轮43中的至少一者不与太阳轴3啮合的构造。

Claims (18)

1.一种旋转直线运动转换机构，包括：
圆环轴，在内部具有向轴向延伸的空间；
太阳轴，配置在所述圆环轴的内部；
行星轴，配置在所述太阳轴的周围；以及
第一齿轮机构及第二齿轮机构，在所述圆环轴与所述行星轴之间进行力的传递；
所述旋转直线运动转换机构通过所述行星轴的行星运动将所述圆环轴和所述太阳轴中一者的旋转运动转换为所述圆环轴和所述太阳轴中另一者的沿轴向的直线运动，
其中，所述行星轴具有构成所述第一齿轮机构的一部分的第一行星齿轮和构成所述第二齿轮机构的一部分的第二齿轮，该行星轴被构成为允许所述第一行星齿轮和所述第二行星齿轮之间相对旋转。
2.一种旋转直线运动转换机构，包括：
圆环轴，在内部具有向轴向延伸的空间；
太阳轴，配置在所述圆环轴的内部；
行星轴，配置在所述太阳轴的周围；以及
第一齿轮机构及第二齿轮机构，在所述行星轴与所述太阳轴之间进行力的传递；
所述旋转直线运动转换机构通过所述行星轴的行星运动将所述行星轴和所述太阳轴中一者的旋转运动转换为所述行星轴和所述太阳轴中另一者的沿轴向的直线运动，
其中，所述行星轴具有构成所述第一齿轮机构的一部分的第一行星齿轮和构成第二齿轮机构的一部分的第二齿轮，该行星轴被构成为允许所述第一行星齿轮和所述第二行星齿轮之间相对旋转。
3.如权利要求1或2所述的转换机构，其中，
所述行星轴具有行星轴主体，所述第一行星齿轮和所述第二行星齿轮中的至少一者与所述行星轴主体单独地形成。
4.一种旋转直线运动转换机构，其特征在于，包括：
圆环轴，在内部具有向轴向延伸的空间，并包括内螺纹和具有内齿的第一及第二圆环齿轮；
太阳轴，配置在所述圆环轴的内部，并包括外螺纹和具有外齿的第一及第二太阳齿轮；以及
多个行星轴，配置在所述太阳轴的周围，并包括外螺纹和具有外齿的第一及第二行星齿轮；
所述行星轴的外螺纹与所述圆环轴的内螺纹以及所述太阳轴的外螺纹啮合，所述第一行星齿轮与所述第一圆环齿轮以及所述第一太阳齿轮啮合，所述第二行星齿轮与所述第二圆环齿轮以及所述第二太阳齿轮啮合，所述旋转直线运动转换机构通过所述行星轴的行星运动将所述圆环轴和所述太阳轴中一者的旋转运动转换为所述圆环轴和所述太阳轴中另一者的沿轴向的直线运动，
其中，所述行星轴被构成为允许所述第一行星齿轮和所述第二行星齿轮之间相对旋转。
5.如权利要求4所述的转换机构，其中，
所述行星轴通过组合行星轴主体和与该行星轴主体单独形成的所述第二行星齿轮而构成，所述行星轴主体包括所述外螺纹和所述第一行星齿轮而一体地形成，所述第二行星齿轮能够相对于所述行星轴主体进行旋转。
6.如权利要求4所述的转换机构，其中，
所述行星轴通过组合星轴主体和与该行星轴主体各自单独形成的所述第一行星齿轮及所述第二行星齿轮而构成，所述行星轴主体包括所述外螺纹而一体地形成，所述第一行星齿轮及所述第二行星齿轮分别能够相对于行星轴主体进行旋转。
7.如权利要求4至6中任一项所述的转换机构，其中，
所述圆环轴通过组合圆环轴主体和与该圆环轴主体各自单独形成的所述第一圆环齿轮及所述第二圆环齿轮而构成，所述圆环轴主体包括所述内螺纹而一体地形成，所述第一圆环齿轮及所述第二圆环齿轮分别能够相对于行星轴主体进行旋转。
8.如权利要求4至7中任一项所述的转换机构，其中，
对于所述圆环轴来说，所述内螺纹、所述第一圆环齿轮和所述第二圆环齿轮一体地运动。
9.如权利要求4至8中任一项所述的转换机构，其中，
所述太阳轴通过组合太阳轴主体和与该太阳轴主体单独形成的所述第二太阳齿轮而构成，所述太阳轴主体包括所述外螺纹和所述第一太阳齿轮而一体地形成，所述第二太阳齿轮相对于所述太阳轴主体进行运动。
10.如权利要求4至9中任一项所述的转换机构，其中，
对于所述太阳轴来说，所述外螺纹、所述第一太阳齿轮和所述第二太阳齿轮能够一体地旋转。
11.如权利要求4至10中任一项所述的转换机构，其中，
当将所述各圆环齿轮的齿数、所述各太阳齿轮的齿数以及所述各行星齿轮的齿数的比作为齿数比，并将所述各圆环齿轮的分度圆直径、所述各太阳齿轮的分度圆直径以及所述各行星齿轮的分度圆直径的比作为有效直径比时，将所述齿数比和所述有效直径比设定为不同的值。
12.如权利要求4至11中任一项所述的转换机构，其中，
通过固定在所述圆环轴上的轴承构件、所述螺纹彼此间的啮合以及齿轮彼此间的啮合来约束所述太阳轴在径向上的位置，通过所述螺纹彼此间的啮合以及齿轮彼此间的啮合来约束所述行星轴在径向上的位置。
13.如权利要求12所述的转换机构，其中，
所述轴承构件是固定在所述圆环轴上并封闭所述圆环轴的两端的开口部的一对部件，在所述轴承构件上形成有用于向所述圆环轴、所述太阳轴及所述行星轴之间的所述螺纹彼此间的啮合部和齿轮彼此间的啮合部供应润滑油的孔。
14.如权利要求4至13中任一项所述的转换机构，其中，
所述第一圆环齿轮和所述第二圆环齿轮具有相同的形状，所述第一太阳齿轮和所述第二太阳齿轮具有相同的形状，所述第一行星齿轮和所述第二行星齿轮具有相同的形状。
15.如权利要求14所述的旋转直线运动转换机构，其中，
当将所述行星轴的外螺纹的头数作为行星螺纹头数、将所述太阳轴的外螺纹的头数作为太阳螺纹头数、将所述行星齿轮的齿数作为行星齿轮齿数、将所述太阳齿轮的齿数作为太阳齿轮齿数时，所述太阳螺纹头数相对于所述行星头数的比与所述太阳齿轮齿数相对于所述行星齿轮齿数的比不同，
所述太阳轴通过伴随所述圆环轴的旋转运动而产生的所述行星轴的行星运动来进行直线运动。
16.如权利要求14所述的转换机构，其中，
当将所述行星轴的外螺纹的头数作为行星螺纹头数、将所述圆环轴的内螺纹的头数作为圆环螺纹头数、将所述行星齿轮的齿数作为行星齿轮齿数、将所述圆环齿轮的齿数作为圆环齿轮齿数时，所述圆环螺纹头数相对于所述行星螺纹头数的比与所述圆环齿轮齿数相对于所述行星齿轮齿数的比不同，
所述圆环轴通过伴随所述太阳轴的旋转运动而产生的所述行星轴的行星运动来进行直线运动。
17.如权利要求1至13中任一项所述的转换机构，其中，
所述圆环轴的内螺纹的螺旋方向和所述行星轴的外螺纹的螺旋方向为相同的方向，所述太阳轴的外螺纹的螺旋方向和所述行星轴的外螺纹的螺旋方向为相反的方向，所述圆环轴的内螺纹、所述太阳轴的外螺纹以及所述行星轴的外螺纹具有相同的螺距，
对于所述圆环轴、所述太阳轴及所述行星轴的螺纹的分度圆直径和头数的关系来说，当将在所述圆环轴、所述太阳轴及所述行星轴之间不产生轴向上的相对位移时的关系作为基准关系时，所述太阳轴的外螺纹的头数与该基准关系下的头数不同，
所述太阳轴通过伴随所述圆环轴的旋转运动而产生的所述行星轴的行星运动来进行直线运动。
18.如权利要求1至13中任一项所述的转换机构，其中，
所述圆环轴的内螺纹的螺旋方向和所述行星轴的外螺纹的螺旋方向为相同的方向，所述太阳轴的外螺纹的螺旋方向和所述行星轴的外螺纹的螺旋方向为相反的方向，所述圆环轴的内螺纹、所述太阳轴的外螺纹及所述行星轴的外螺纹具有相同的螺距，
对于所述圆环轴、所述太阳轴及所述行星轴的螺纹的分度圆直径和头数的关系来说，当将在所述圆环轴、所述太阳轴及所述行星轴之间不产生轴向上的相对位移时的关系作为基准关系时，所述圆环轴的内螺纹的头数与该基准关系下的头数不同，
所述圆环轴通过伴随所述太阳轴的旋转运动而产生的所述行星轴的行星运动来进行直线运动。
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