JP6254039B2

JP6254039B2 - Telescopic actuator

Info

Publication number: JP6254039B2
Application number: JP2014081229A
Authority: JP
Inventors: 渡辺　勝治; 勝治渡辺
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2014-04-10
Filing date: 2014-04-10
Publication date: 2017-12-27
Anticipated expiration: 2034-04-10
Also published as: JP2015203421A

Description

本発明は、電動機の回転運動を出力ロッドの往復直線運動に変換する送りねじ機構を備える伸縮アクチュエータに関する。 The present invention relates to a telescopic actuator provided with a feed screw mechanism that converts the rotational motion of an electric motor into reciprocating linear motion of an output rod.

従来技術として、例えば、特許文献１には、ホイールガイド部材の長さを調節するために、モータの回転運動をプッシュロッド（出力軸）の往復直線運動に変換するボールねじ機構が開示されている。 As a conventional technique, for example, Patent Document 1 discloses a ball screw mechanism that converts a rotational motion of a motor into a reciprocating linear motion of a push rod (output shaft) in order to adjust the length of a wheel guide member. .

このボールねじ機構は、プッシュロッドと一体に同軸に形成されるボールねじ軸と、ボールねじ軸に外嵌されるねじ付ナットと、ボールねじ軸とねじ付ナットとの間で転動する複数のボールとから構成されている。 The ball screw mechanism includes a ball screw shaft that is coaxially formed integrally with the push rod, a screw nut that is externally fitted to the ball screw shaft, and a plurality of rollers that roll between the ball screw shaft and the screw nut. It consists of a ball.

特表２０１２−５１１４６５号公報Special table 2012-511465 gazette

ところで、特許文献１に開示された構造では、ボールねじ機構が用いられているが、製造コストを削減するために、ボールねじ軸に代替して、例えば、台形ねじ等の送りねじ機構に置き換える必要がある。 By the way, in the structure disclosed in Patent Document 1, a ball screw mechanism is used. However, in order to reduce the manufacturing cost, it is necessary to replace the ball screw shaft with, for example, a feed screw mechanism such as a trapezoidal screw. There is.

送りねじ機構を用いた場合、例えば、送りねじ機構に対し、送りねじ軸の軸方向と略直交する方向の横荷重が付与されたとき、送りねじ軸の山部と送りナットの谷部とが嵌合する。この結果、送りねじ軸と送りナットとの摺動部位のねじ面には、くさび効果（wedge effect）が発生して、ねじ効率が低下するおそれがある。 When the feed screw mechanism is used, for example, when a lateral load in a direction substantially perpendicular to the axial direction of the feed screw shaft is applied to the feed screw mechanism, the crest portion of the feed screw shaft and the trough portion of the feed nut are Mating. As a result, a wedge effect is generated on the thread surface of the sliding portion between the feed screw shaft and the feed nut, which may reduce the screw efficiency.

本発明は、前記の点に鑑みてなされたものであり、送りねじ軸と送りナットとの摺動部位のねじ面で、くさび効果の発生による損失トルクの増加を抑制することが可能な伸縮アクチュエータを提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of the above points, and is an expansion and contraction actuator capable of suppressing an increase in loss torque due to the occurrence of a wedge effect on a thread surface of a sliding portion between a feed screw shaft and a feed nut. The purpose is to provide.

前記の目的を達成するために、本発明は、送りねじ軸と前記送りねじ軸に螺合する送りナットとからなり、電動機の回転運動を往復直線運動に変換する送りねじ機構と、前記送りねじ機構によって変位する出力ロッドとを備える伸縮アクチュエータにおいて、前記送りねじ軸は、山部と谷部とから構成される雄ねじ部を有し、前記送りナットは、山部と谷部とから構成される雌ねじ部を有し、前記送りねじ機構は、前記送りねじ軸の前記山部のねじ山角度をαとしたとき、前記送りねじ軸と前記送りナットとの間の軸方向のアキシャルクリアランスＣ_Ａと、前記送りねじ軸と前記送りナットとの間の径方向のラジアルクリアランスＣ_Ｒとの関係が、下記の（１）式を充たすと共に、前記送りナットの前記谷部の底面の曲率半径Ｒ_Ｎ１は、前記送りねじ軸の前記山部の頂部の曲率半径Ｒ_Ｓ１よりも大きく設定される（Ｒ_Ｓ１＜Ｒ_Ｎ１）ことを特徴とする。
Ｃ_Ｒtan（α／２）＜２Ｃ_Ａ・・・・（１） In order to achieve the above object, the present invention comprises a feed screw shaft and a feed nut that is screwed to the feed screw shaft, and converts the rotary motion of the electric motor into a reciprocating linear motion, and the feed screw. In a telescopic actuator comprising an output rod that is displaced by a mechanism, the feed screw shaft has a male screw portion composed of a crest and a trough, and the feed nut is composed of a crest and a trough. has a female thread portion, the feed screw mechanism, when the screw threads angle of the ridges of the feed screw shaft alpha, and the axial clearance C _a in the axial direction between the feed nut and the feed screw shaft , the relationship between the radial of the radial clearance C _R between the feed screw shaft and the feed nut, with satisfying the following equation (1), the radius of curvature R _N1 of the bottom of the valley of the feed nut ,Previous It is set larger than the radius of curvature R _S1 of the top of the mountain portion of the feed screw shaft _{(R S1 <R} _N1) be characterized.
C _R tan (α / 2) <2C _A (1)

また、本発明は、送りねじ軸と前記送りねじ軸に螺合する送りナットとからなり、電動機の回転運動を往復直線運動に変換する送りねじ機構と、前記送りねじ機構によって変位する出力ロッドとを備える伸縮アクチュエータにおいて、前記送りねじ軸は、山部と谷部とから構成される雄ねじ部を有し、前記送りナットは、山部と谷部とから構成される雌ねじ部を有し、前記送りねじ機構は、前記送りねじ軸の前記山部のねじ山角度をαとしたとき、前記送りねじ軸と前記送りナットとの間の軸方向のアキシャルクリアランスＣ_Ａと、前記送りねじ軸と前記送りナットとの間の径方向のラジアルクリアランスＣ_Ｒとの関係が、下記の（１）式を充たすと共に、前記送りねじ軸の前記谷部の底面の曲率半径Ｒ_Ｓ２は、前記送りナットの前記山部の頂部の曲率半径Ｒ_Ｎ２よりも大きく設定される（Ｒ_Ｎ２＜Ｒ_Ｓ２）ことを特徴とする。
Ｃ_Ｒtan（α／２）＜２Ｃ_Ａ・・・・（１） The present invention also includes a feed screw mechanism that includes a feed screw shaft and a feed nut that is screwed to the feed screw shaft, and that converts the rotational motion of the electric motor into a reciprocating linear motion; and an output rod that is displaced by the feed screw mechanism; In the telescopic actuator, the feed screw shaft has a male screw part composed of a peak part and a valley part, and the feed nut has a female screw part composed of a peak part and a valley part, feed screw mechanism, wherein when the threaded angle of the ridges of the feed screw shaft alpha, and the axial clearance C _a in the axial direction between the feed nut and the feed screw shaft, the said feed screw shaft relationship between radial radial clearance C _R between the feed nut, with satisfying the following equation (1), the curvature radius R _S2 of the bottom surface of the valley of the feed screw shaft, the said feed nut Yamabe Characterized in that is set larger than the radius of curvature _{R N2} top _{_(R} N2 _{<R S2).}
C _R tan (α / 2) <2C _A (1)

本発明によれば、上記のようなクリアランス及び曲率半径に設定することにより、例えば、伸縮アクチュエータに対して軸線方向と直交する横荷重が入力された場合であっても、雄ねじ部及び雌ねじ部の摺動部位のねじ面で、くさび効果の発生による損失トルクの増加を抑制することができる。この結果、本発明では、ねじ効率が低下することを好適に回避することができる。なお、「ねじ面」とは、送りねじ軸の雄ねじと送りナットの雌ねじとが接触（噛合）して、圧力がかかる面（力が作用する面）をいう。 According to the present invention, by setting the clearance and the radius of curvature as described above, for example, even when a lateral load orthogonal to the axial direction is input to the telescopic actuator, the male screw part and the female screw part An increase in loss torque due to the occurrence of the wedge effect can be suppressed at the thread surface of the sliding portion. As a result, in this invention, it can avoid suitably that screw efficiency falls. The “thread surface” refers to a surface to which pressure is applied (surface on which a force acts) when the male screw of the feed screw shaft and the female screw of the feed nut come into contact (engagement).

また、本発明によれば、雄ねじ部及び雌ねじ部の山部と谷部とが接触しても、山部の頂部及び谷部の底面を所定の曲率半径からなる断面円弧状に形成することにより、雄ねじ部及び雌ねじ部における摺動部位のねじ面を良好な潤滑状態に保持することができる。これにより、雄ねじ部及び雌ねじ部の山部の先端部分の磨耗を軽減して、くさび効果の発生を抑制することができる。 In addition, according to the present invention, even if the crests and troughs of the male thread part and the female thread part come into contact with each other, by forming the top part of the crest part and the bottom surface of the trough part in a circular arc shape having a predetermined radius of curvature In addition, the thread surface of the sliding portion in the male screw portion and the female screw portion can be maintained in a good lubrication state. Thereby, abrasion of the front-end | tip part of the peak part of a male thread part and a female thread part can be reduced, and generation | occurrence | production of a wedge effect can be suppressed.

さらに、本発明によれば、くさび効果の発生を抑制することができるので、例えば、送りねじ軸と送りナットとの軸方向の相対的変位が緩やかに行われる場合であっても、円滑且つ安定した変位動作を確保することができる。 Furthermore, according to the present invention, since the occurrence of the wedge effect can be suppressed, for example, even when the relative displacement in the axial direction between the feed screw shaft and the feed nut is gently performed, smooth and stable. The displacement operation performed can be ensured.

さらにまた、本発明によれば、くさび効果の発生を抑制することができるので、いわゆるスティックスリップ現象の発生を抑制することができる。 Furthermore, according to the present invention, the occurrence of the wedge effect can be suppressed, so that the so-called stick-slip phenomenon can be suppressed.

さらにまた、本発明によれば、くさび効果の発生を抑制してねじ効率が向上することにより、電動機の消費電力を低減させ電動機の小型化を達成することができるので、生産性を向上させて製造コストを低減することができる。また、本発明では、雄ねじ部と雌ねじ部との摺動部位のねじ面における発熱量を低減させることができるので、潤滑油（例えば、グリス）の酸化劣化を抑制し、ねじ面を良好な潤滑状態に維持することができる。 Furthermore, according to the present invention, by suppressing the occurrence of the wedge effect and improving the screw efficiency, the power consumption of the motor can be reduced and the motor can be reduced in size, thereby improving the productivity. Manufacturing cost can be reduced. Further, in the present invention, the amount of heat generated on the threaded surface of the sliding part between the male threaded part and the female threaded part can be reduced, so that the oxidative deterioration of the lubricating oil (for example, grease) is suppressed, and the threaded surface is well lubricated Can be maintained in a state.

さらに、本発明は、前記ラジアルクリアランスＣ _Ｒが、前記送りねじ軸と前記送りナットとの中心軸線を一致させた状態における、前記雄ねじ部の山部と谷部とを結ぶねじ面と、前記雌ねじ部の山部と谷部とを結ぶねじ面との間における径方向の間隙である径方向クリアランスＣ_ｒ１であり、前記径方向クリアランスＣ_ｒ１と、前記雄ねじ部の谷部の底面と前記雌ねじ部の山部の頂部との間における径方向の間隙である径方向クリアランスＣ_ｒ２と、前記雄ねじ部の山部の頂部と前記雌ねじ部の谷部の底面との間における径方向の間隙である径方向クリアランスＣ_ｒ３との関係が、下記の（２）式を充たすことを特徴とする。
Ｃ_ｒ１≧Ｃ_ｒ3＞Ｃ_ｒ2・・・・（２） Furthermore, the present invention, the radial clearance C _R is, in a state in which to match the central axis of the feed nut and the feed screw shaft, a screw surface connecting the crest and valleys of the external thread portion, the internal thread parts a radial clearance C _r1 is a radial clearance between the crest and valleys of the connecting threaded surface of said radial clearance C _r1, the a bottom surface of the valley of the external thread portion the internal thread portion the radial clearance C _r2 is a radial clearance between the top of the mountain portion of the a radial gap between the top of the crest of the male thread portion and the bottom of the valley of the internal thread portion diameter The relationship with the direction clearance _Cr3 satisfies the following expression (2).
C _r1 ≧ C _r3 > C _r2 (2)

本発明によれば、径方向クリアランスＣ_ｒ１と、径方向クリアランスＣ_ｒ２と、径方向クリアランスＣ_ｒ３との関係を、Ｃ_ｒ１≧Ｃ_ｒ3＞Ｃ_ｒ2とすることにより、送りねじ軸及び送りナットが、雄ねじ部の谷部と雌ねじ部の山部で接触することとなり、回転中心からの半径を小さくすることができる。この結果、くさび効果の発生をより一層抑制して、損失トルクのロスを減少させることができる。 According to the present invention, the relationship between the radial clearance C _r1 , the radial clearance C _r2 and the radial clearance C _r3 is C _r1 ≧ C _r3 > C _r2 , so that the feed screw shaft and the feed nut are Then, contact is made at the valley portion of the male screw portion and the mountain portion of the female screw portion, and the radius from the rotation center can be reduced. As a result, the generation of the wedge effect can be further suppressed and the loss of loss torque can be reduced.

径方向クリアランスＣ_ｒ１、径方向クリアランスＣ_ｒ２、及び、径方向クリアランスＣ_ｒ３からなる各ラジアルクリアランスは、それぞれ、雄ねじ部及び雌ねじ部のねじ面と別個に設けられる。 The radial clearances including the radial clearance C _r1 , the radial clearance C _r2 , and the radial clearance C _r3 are provided separately from the thread surfaces of the male screw portion and the female screw portion, respectively.

本発明では、送りねじ軸と送りナットとの摺動部位のねじ面で、くさび効果の発生による損失トルクの増加を抑制することが可能な伸縮アクチュエータを得ることができる。 In the present invention, it is possible to obtain a telescopic actuator capable of suppressing an increase in loss torque due to the occurrence of the wedge effect on the thread surface of the sliding portion between the feed screw shaft and the feed nut.

本発明の実施形態に係るトーコントロールアクチュエータが組み込まれたリヤサスペンション装置の斜視図である。1 is a perspective view of a rear suspension device in which a toe control actuator according to an embodiment of the present invention is incorporated. 図１の矢印Ａ方向からみた矢視図である。It is an arrow view seen from the arrow A direction of FIG. 本発明の実施形態に係るトーコントロールアクチュエータの軸線方向に沿った縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view along the axial direction of the toe control actuator which concerns on embodiment of this invention. 図３に示す送りねじ機構の一部拡大断面図である。It is a partially expanded sectional view of the feed screw mechanism shown in FIG. トーコントロールアクチュエータを構成する遊星歯車機構の分解斜視図である。It is a disassembled perspective view of the planetary gear mechanism which comprises a toe control actuator. 図３のＶＩ−ＶＩ線に沿った拡大縦断面図である。FIG. 4 is an enlarged vertical sectional view taken along line VI-VI in FIG. 3. （ａ）は、キャリア側から見た弾性カップリングの拡大正面図、（ｂ）は、（ａ）のＶＩＩＢ−ＶＩＩＢ線に沿った拡大断面図、（ｃ）は、（ａ）のＶＩＩＣ−ＶＩＩＣ線に沿った拡大断面図である。(A) is an enlarged front view of the elastic coupling as viewed from the carrier side, (b) is an enlarged cross-sectional view taken along line VIIB-VIIB in (a), and (c) is a VIIC-VIIC in (a). It is an expanded sectional view along a line. （ａ）は、雄ねじ部材の雄ねじ部と雌ねじ部材の雌ねじ部との螺合状態を示す一部拡大断面図、（ｂ）は、（ａ）のＢ部の部分拡大図である。(A) is a partially expanded sectional view which shows the screwing state of the external thread part of an external thread member and the internal thread part of an internal thread member, (b) is the elements on larger scale of the B section of (a). 雄ねじ部の山部及び谷部の曲率半径と、雌ねじ部の山部及び谷部の曲率半径との関係を示す一部拡大断面図である。It is a partially expanded sectional view which shows the relationship between the curvature radius of the peak part and trough part of an external thread part, and the curvature radius of the peak part and trough part of an internal thread part. 本出願人が案出した比較例に係る送りねじ機構の構造を示す拡大断面図である。It is an expanded sectional view which shows the structure of the feed screw mechanism which concerns on the comparative example which the present applicant devised.

次に、本発明の実施形態について、適宜図面を参照しながら詳細に説明する。図１は、本発明の実施形態に係るトーコントロールアクチュエータが組み込まれたリヤサスペンション装置の斜視図、図２は、図１の矢印Ａ方向からみた矢視図である。なお、各図中に矢印で示される、「前後」は、車両の前後方向を示し、「上下」は、車両の上下方向（鉛直方向）を示し、「左右」は、左右方向（車幅方向）を示している。 Next, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings as appropriate. FIG. 1 is a perspective view of a rear suspension device incorporating a toe control actuator according to an embodiment of the present invention, and FIG. 2 is an arrow view seen from the direction of arrow A in FIG. Note that “front and rear” indicated by arrows in each figure indicates the front and rear direction of the vehicle, “up and down” indicates the vertical direction of the vehicle (vertical direction), and “left and right” indicates the left and right direction (vehicle width direction). ).

図１及び図２に示されるリヤサスペンション装置１０は、ダブルウィッシュボーン式からなり、図示しない四輪操舵車両の左後輪に配置されている。このリヤサスペンション装置１０は、後輪Ｗを回転自在に支持するナックル１２と、ナックル１２を上下動可能に車体フレームに連結するアッパアーム１４及びロアアーム１６と、後輪Ｗのトー角を制御すべくナックル１２及び図示しない車体フレームを連結するトーコントロールアクチュエータ（伸縮アクチュエータ）１８と、後輪Ｗの上下動を緩衝する懸架ばね付きダンパ２０を含んで構成されている。 The rear suspension device 10 shown in FIGS. 1 and 2 is of a double wishbone type and is disposed on the left rear wheel of a four-wheel steering vehicle (not shown). The rear suspension device 10 includes a knuckle 12 that rotatably supports a rear wheel W, an upper arm 14 and a lower arm 16 that are connected to a vehicle body frame so that the knuckle 12 can move up and down, and a knuckle to control a toe angle of the rear wheel W. 12 and a toe control actuator (extension actuator) 18 for connecting a vehicle body frame (not shown), and a damper 20 with a suspension spring for buffering the vertical movement of the rear wheel W.

アッパアーム１４及びロアアーム１６の基端は、それぞれゴムブッシュジョイント２２ａ、２２ｂによって図示しない車体フレームに連結されている。アッパアーム１４及びロアアーム１６の先端は、それぞれボールジョイント２４ａ、２４ｂを介してナックル１２の上部及び下部に連結されている。 The base ends of the upper arm 14 and the lower arm 16 are connected to a vehicle body frame (not shown) by rubber bush joints 22a and 22b, respectively. The tips of the upper arm 14 and the lower arm 16 are connected to the upper and lower portions of the knuckle 12 via ball joints 24a and 24b, respectively.

トーコントロールアクチュエータ１８の基端は、ゴムブッシュジョイント２６ａを介して図示しない車体フレームに連結されている。トーコントロールアクチュエータ１８の先端は、ゴムブッシュジョイント２６ｂを介してナックル１２の後部に連結されている。 The base end of the toe control actuator 18 is connected to a vehicle body frame (not shown) via a rubber bush joint 26a. The tip of the toe control actuator 18 is connected to the rear part of the knuckle 12 via a rubber bush joint 26b.

懸架ばね付きダンパ２０の上端は、車体（図２に示すサスペンションタワーの上壁２８）に固定されている。懸架ばね付きダンパ２０の下端は、ゴムブッシュジョイント２６ｃを介してナックル１２の上部に連結されている。 The upper end of the damper 20 with the suspension spring is fixed to the vehicle body (upper wall 28 of the suspension tower shown in FIG. 2). The lower end of the suspension spring-equipped damper 20 is connected to the upper portion of the knuckle 12 via a rubber bush joint 26c.

トーコントロールアクチュエータ１８を伸長方向に駆動すると、ナックル１２の後部が車幅方向外側に押されて後輪Ｗのトー角がトーイン方向に変化する。一方、トーコントロールアクチュエータ１８を収縮方向に駆動すると、ナックル１２の後部が車幅方向内側に引っ張られて後輪Ｗのトー角がトーアウト方向に変化する。従って、図示しないステアリングホイールの操作による通常の前輪の操舵に加えて、車速やステアリングホイールの操舵角に応じて後輪Ｗのトー角を制御することで、車両の直進安定性能や旋回性能を向上させることができる。 When the toe control actuator 18 is driven in the extending direction, the rear portion of the knuckle 12 is pushed outward in the vehicle width direction, and the toe angle of the rear wheel W changes in the toe-in direction. On the other hand, when the toe control actuator 18 is driven in the contracting direction, the rear portion of the knuckle 12 is pulled inward in the vehicle width direction, and the toe angle of the rear wheel W changes in the toe-out direction. Therefore, in addition to normal front wheel steering by operating a steering wheel (not shown), the toe angle of the rear wheel W is controlled according to the vehicle speed and the steering angle of the steering wheel, thereby improving the straight running stability and turning performance of the vehicle. Can be made.

次に、図３〜図６に基づいて、トーコントロールアクチュエータ１８の構造を以下詳細に説明する。 Next, the structure of the toe control actuator 18 will be described in detail below with reference to FIGS.

図３は、本発明の実施形態に係るトーコントロールアクチュエータの軸線方向に沿った縦断面図、図４は、図３に示す送りねじ機構の一部拡大断面図、図５は、トーコントロールアクチュエータを構成する遊星歯車機構の分解斜視図、図６は、図３のＶＩ−ＶＩ線に沿った拡大縦断面図、図７（ａ）は、キャリア側から見た弾性カップリングの拡大正面図、図７（ｂ）は、図７（ａ）のＶＩＩＢ−ＶＩＩＢ線に沿った拡大断面図、図７（ｃ）は、図７（ａ）のＶＩＩＣ−ＶＩＩＣ線に沿った拡大断面図である。 3 is a longitudinal sectional view along the axial direction of the toe control actuator according to the embodiment of the present invention, FIG. 4 is a partially enlarged sectional view of the feed screw mechanism shown in FIG. 3, and FIG. 6 is an exploded perspective view of the planetary gear mechanism, FIG. 6 is an enlarged vertical sectional view taken along line VI-VI in FIG. 3, and FIG. 7A is an enlarged front view of the elastic coupling as seen from the carrier side. 7 (b) is an enlarged cross-sectional view taken along line VIIB-VIIB in FIG. 7 (a), and FIG. 7 (c) is an enlarged cross-sectional view taken along line VIIC-VIIC in FIG. 7 (a).

図３及び図４に示されるように、トーコントロールアクチュエータ１８は、車体フレーム側に連結されるゴムブッシュジョイント２６ａが一体に設けられた第１ハウジング３０ａと、ナックル１２側に連結されるゴムブッシュジョイント２６ｂが一体に設けられた出力ロッド３２を伸縮自在に支持する第２ハウジング３０ｂとを備える。第１ハウジング３０ａ及び第２ハウジング３０ｂの対向部は、シール部材３４を介してインロー嵌合した状態で、各々の結合フランジ３６ａ、３６ｂを複数のボルト３８で締結することにより一体的に結合されている。 As shown in FIGS. 3 and 4, the toe control actuator 18 includes a first housing 30a integrally provided with a rubber bush joint 26a connected to the body frame side, and a rubber bush joint connected to the knuckle 12 side. 26b is provided with a second housing 30b that supports the output rod 32 provided integrally therewith so as to extend and contract. Opposing portions of the first housing 30a and the second housing 30b are integrally coupled by fastening the coupling flanges 36a and 36b with a plurality of bolts 38 in an inlay-fitted state via the seal member 34. Yes.

第１ハウジング３０ａの内部の室４０ａには、駆動源となるブラシ付きのモータ（電動機）４２と、減速機として機能する遊星歯車機構４４（図５参照）とが収納されている。第２ハウジング３０ｂの内部の室４０ｂには、弾性カップリング４６と、台形ねじを用いた送りねじ機構４８とが収納されている。これらのモータ４２、遊星歯車機構４４、弾性カップリング４６、及び、送りねじ機構４８は、それぞれ、トーコントロールアクチュエータ１８の軸線Ｌ上に直列に配置されている。 A chamber 40a inside the first housing 30a accommodates a brushed motor (electric motor) 42 as a driving source and a planetary gear mechanism 44 (see FIG. 5) functioning as a speed reducer. An elastic coupling 46 and a feed screw mechanism 48 using trapezoidal screws are housed in the chamber 40b inside the second housing 30b. These motor 42, planetary gear mechanism 44, elastic coupling 46, and feed screw mechanism 48 are arranged in series on the axis L of the toe control actuator 18.

モータ４２は、第１ハウジング３０ａ側に固定される環状のステータ５０と、ステータ５０内で回転可能に支持されるロータ５２とを備える。モータ４２の外郭は、フランジ５４を有するカップ状に形成されたヨーク５６と、ヨーク５６のフランジ５４に突き当てられて固定されるベアリングホルダ５８とによって構成されている。ロータ５２は、棒状の回転軸（モータ軸）６０を有する。回転軸６０の一端は、ヨーク５６の底部に設けられたボールベアリング６２ａに回転自在に支持されている。回転軸６０の他端は、ベアリングホルダ５８に設けられたボールベアリング６２ｂに回転自在に支持されている。 The motor 42 includes an annular stator 50 that is fixed to the first housing 30 a side, and a rotor 52 that is rotatably supported in the stator 50. The outer shell of the motor 42 includes a yoke 56 formed in a cup shape having a flange 54, and a bearing holder 58 that is abutted against and fixed to the flange 54 of the yoke 56. The rotor 52 has a rod-shaped rotating shaft (motor shaft) 60. One end of the rotating shaft 60 is rotatably supported by a ball bearing 62 a provided at the bottom of the yoke 56. The other end of the rotating shaft 60 is rotatably supported by a ball bearing 62 b provided in the bearing holder 58.

ベアリングホルダ５８の内面には、回転軸６０の外周面に係止されて回転軸６０と一体的に回転するコミュテータ６４に摺接するブラシ６６が支持されている。ブラシ６６から延在してブラシ６６と電気的に接続される導線６８は、第１ハウジング３０ａに設けられたグロメット７０を介して第１ハウジング３０ａの外部に引き出されている。 On the inner surface of the bearing holder 58, a brush 66 is supported that is slidably contacted with a commutator 64 that is engaged with the outer peripheral surface of the rotating shaft 60 and rotates integrally with the rotating shaft 60. A conductive wire 68 extending from the brush 66 and electrically connected to the brush 66 is drawn out of the first housing 30a via a grommet 70 provided in the first housing 30a.

図３及び図５に示されるように、遊星歯車機構４４は、第１ハウジング３０ａの略円筒状の開口部７２内に嵌合して固定されるリングギヤ７４と、モータ４２の回転軸６０の先端に直接形成されたサンギヤ７６と、リングギヤ７４よりも小径で略円板状に形成されるキャリア７８と、キャリア７８の支持孔１０２に圧入されて片持ち支持される３本のピニオンピン８０と、各ピニオンピン８０を介して回転自在に支持され、リングギヤ７４及びサンギヤ７６に対して同時に噛合する３つのピニオン８４とから構成されている。遊星歯車機構４４は、入力部材であるサンギヤ７６の回転運動を、出力部材であるキャリア７８に対して減速して伝達する機能を有する。 As shown in FIGS. 3 and 5, the planetary gear mechanism 44 includes a ring gear 74 fitted and fixed in the substantially cylindrical opening 72 of the first housing 30 a, and the tip of the rotating shaft 60 of the motor 42. A sun gear 76 formed directly on the ring, a carrier 78 having a smaller diameter than the ring gear 74 and formed in a substantially disk shape, three pinion pins 80 that are press-fitted into the support holes 102 of the carrier 78 and are cantilevered, Each pinion pin 80 includes three pinions 84 that are rotatably supported and mesh with the ring gear 74 and the sun gear 76 at the same time. The planetary gear mechanism 44 has a function of decelerating and transmitting the rotational movement of the sun gear 76 as an input member to the carrier 78 as an output member.

遊星歯車機構４４の出力部材であるキャリア７８は、送りねじ機構４８の入力部材である入力フランジ８６と弾性カップリング４６を介して連結されている。 A carrier 78 that is an output member of the planetary gear mechanism 44 is connected to an input flange 86 that is an input member of the feed screw mechanism 48 via an elastic coupling 46.

キャリア７８は、略円板状を呈し、弾性カップリング４６に対向する円形状の第１端面７９と、第１端面７９の反対側でピニオン８４側に臨む円形状の第２端面８１とを有する。キャリア７８の第１端面７９には、４個の爪部８５が周方向に沿って等角度離間して配置されていると共に、軸線Ｌ方向に沿って突出している。 The carrier 78 has a substantially disk shape, and has a circular first end surface 79 that faces the elastic coupling 46, and a circular second end surface 81 that faces the pinion 84 on the opposite side of the first end surface 79. . On the first end surface 79 of the carrier 78, four claw portions 85 are arranged at equal angular intervals along the circumferential direction, and project along the axis L direction.

図５に示されるように、弾性カップリング４６は、例えば、シリコーンゴム等のゴム体や樹脂体等で形成されている。この弾性カップリング４６は、単一の環状部４６ａと、複数の腕部４６ｂとが一体的に構成されている。環状部４６ａは、リング状からなり、その中心に円形の貫通孔９２が形成されている。複数（図５中では８つを例示）の腕部４６ｂは、環状部４６ａの外周面に所定角度だけ離間して配置され、環状部４６ａの外周面から半径外方向に放射状に突出するように配置されている。互いに隣接する腕部４６ｂ、４６ｂの間には、正面視して略Ｖ字状の溝部からなる谷部４６ｃが設けられている。 As shown in FIG. 5, the elastic coupling 46 is formed of, for example, a rubber body such as silicone rubber or a resin body. In the elastic coupling 46, a single annular portion 46a and a plurality of arm portions 46b are integrally formed. The annular portion 46a has a ring shape, and a circular through hole 92 is formed at the center thereof. A plurality (eight examples in FIG. 5) of arm portions 46b are arranged on the outer peripheral surface of the annular portion 46a so as to be spaced apart from each other by a predetermined angle, and project radially outward from the outer peripheral surface of the annular portion 46a. Is arranged. Between the arm portions 46b and 46b adjacent to each other, a trough portion 46c formed of a substantially V-shaped groove portion when viewed from the front is provided.

弾性カップリング４６の貫通孔９２には、コイルスプリング９４が挿通されている。このコイルスプリング９４の一端は、キャリア７８に当接し、コイルスプリング９４の他端は、入力フランジ８６に当接している（図３参照）。コイルスプリング９４のばね力によってキャリア７８と入力フランジ８６とが互いに離間する方向に付勢されている。 A coil spring 94 is inserted through the through hole 92 of the elastic coupling 46. One end of the coil spring 94 is in contact with the carrier 78, and the other end of the coil spring 94 is in contact with the input flange 86 (see FIG. 3). The carrier 78 and the input flange 86 are urged away from each other by the spring force of the coil spring 94.

弾性カップリング４６の腕部４６ｂの先端側には、複数の突出部９６が設けられている。複数の突出部９６は、周方向に略等角度離間して８つ配置されている。８つの突出部９６のうち、キャリア７８と対向する腕部４６ｂの側面には、隣接する腕部４６ｂの１つおきに４本の突出部９６ａがそれぞれ突出して配置され、入力フランジ８６と対向する腕部４６ｂの側面には、隣接する腕部４６ｂの１つおきに４本の突出部９６ｂがそれぞれ配置されている。 A plurality of projecting portions 96 are provided on the distal end side of the arm portion 46 b of the elastic coupling 46. The plurality of projecting portions 96 are arranged at substantially equal angular intervals in the circumferential direction. Of the eight protrusions 96, four protrusions 96 a are arranged to protrude from the side surface of the arm part 46 b facing the carrier 78, and every other adjacent arm part 46 b, and face the input flange 86. On the side surface of the arm portion 46b, four protruding portions 96b are arranged for every other adjacent arm portion 46b.

換言すると、弾性カップリング４６の腕部４６ｂの先端側には、８つの突出部９６のうち、キャリア７８側に向かって突出する突出部９６ａと、入力フランジ８６側に向かって突出する突出部９６ｂとが交互に配置されている。キャリア７８側に向かって突出する突出部９６ａは、キャリア７８の第１端面７９と当接可能に設けられていると共に、入力フランジ８６側に向かって突出する突出部９６ｂは、入力フランジ８６の対向面９８と当接可能に設けられている。 In other words, on the distal end side of the arm portion 46b of the elastic coupling 46, among the eight projecting portions 96, a projecting portion 96a projecting toward the carrier 78 side and a projecting portion 96b projecting toward the input flange 86 side. And are arranged alternately. The projecting portion 96 a projecting toward the carrier 78 side is provided so as to be able to contact the first end surface 79 of the carrier 78, and the projecting portion 96 b projecting toward the input flange 86 side is opposed to the input flange 86. It is provided so as to be able to contact the surface 98.

図３に示されるように、入力フランジ８６は、略円板状からなり、その外周部の表裏両面を一対のスラストベアリング８８ａ、８８ｂに挟持されることで、回転自在に支持されている。一対のスラストベアリング８８ａ、８８ｂは、第２ハウジング３０ｂの内周面に締結される環状のロックナット９０により第２ハウジング３０ｂに保持されている。一対のスラストベアリング８８ａ、８８ｂのうち、一方のスラストベアリング８８ａは、第２ハウジング３０ｂと入力フランジ８６との間のスラスト荷重を支持し、他方のスラストベアリング８８ｂは、ロックナット９０と入力フランジ８６との間のスラスト荷重を支持する。 As shown in FIG. 3, the input flange 86 has a substantially disk shape, and is supported rotatably by sandwiching the front and back surfaces of the outer peripheral portion between a pair of thrust bearings 88a and 88b. The pair of thrust bearings 88a and 88b is held by the second housing 30b by an annular lock nut 90 fastened to the inner peripheral surface of the second housing 30b. Of the pair of thrust bearings 88a and 88b, one thrust bearing 88a supports the thrust load between the second housing 30b and the input flange 86, and the other thrust bearing 88b includes the lock nut 90 and the input flange 86. Support thrust load between.

図５に示されるように、軸線Ｌ方向においてキャリア７８と対向する入力フランジ８６の対向面９８には、４個の爪部１００が周方向に沿って等角度離間して配置されていると共に、弾性カップリング４６側（キャリア７８側）に向かって所定長だけ突出している。なお、キャリア７８の第１端面７９に設けられる４個の爪部８５と、入力フランジ８６の対向面９８に設けられる４個の爪部１００とは、周方向においてその位相が約４５度だけずれるように配置されている（図６参照）。 As shown in FIG. 5, four claw portions 100 are arranged at equal angles along the circumferential direction on the facing surface 98 of the input flange 86 facing the carrier 78 in the axis L direction, and A predetermined length protrudes toward the elastic coupling 46 side (carrier 78 side). The four claw portions 85 provided on the first end surface 79 of the carrier 78 and the four claw portions 100 provided on the opposing surface 98 of the input flange 86 are shifted in phase by about 45 degrees in the circumferential direction. (Refer to FIG. 6).

さらに、図７（ａ）に示されるように、弾性カップリング４６の腕部４６ｂの径方向外端部には、キャリア７８側と入力フランジ８６側とに向かって交互に突出する複数の突出部９６が設けられている。この場合、図７（ｂ）、図７（ｃ）に示されるように、複数の突出部９６が支点となって腕部４６ｂを弾性変形（撓曲）させる。このとき支点となる突出部９６に発生する反力が、入力フランジ８６を基準としてキャリア７８を軸線Ｌ方向に付勢することで、キャリア７８の倒れを防止することができる。なお、図６に示されるように、複数の突出部９６ａ、９６ｂは、キャリア７８の爪部８５と入力フランジ８６の爪部１００との間に周方向に沿って配置されている。 Further, as shown in FIG. 7A, a plurality of projecting portions projecting alternately toward the carrier 78 side and the input flange 86 side at the radially outer end portion of the arm portion 46b of the elastic coupling 46. 96 is provided. In this case, as shown in FIGS. 7B and 7C, the arm portions 46b are elastically deformed (flexed) with the plurality of projecting portions 96 as fulcrums. At this time, the reaction force generated in the projecting portion 96 serving as a fulcrum urges the carrier 78 in the direction of the axis L with the input flange 86 as a reference, thereby preventing the carrier 78 from falling down. As shown in FIG. 6, the plurality of projecting portions 96 a and 96 b are disposed along the circumferential direction between the claw portion 85 of the carrier 78 and the claw portion 100 of the input flange 86.

ピニオンピン８０とピニオン８４との間には、例えば、すべり軸受けやニードル軸受け等の軸受部材（図示せず）が介装されている。この軸受部材によって回転自在に支持されるピニオン８４の厚さは、ピニオンピン８０の軸方向の長さよりも大きく設定されている。このため、ピニオン８４の端面（外周に形成された歯部と略直交する面）が、キャリア７８の第２端面８１とリングギヤ７４の内径フランジ部７４ａとの間で挟持されることによって、ピニオン８４の取付姿勢を制御することができる。 Between the pinion pin 80 and the pinion 84, for example, a bearing member (not shown) such as a sliding bearing or a needle bearing is interposed. The thickness of the pinion 84 that is rotatably supported by the bearing member is set to be larger than the length of the pinion pin 80 in the axial direction. For this reason, the pinion 84 is pinched by pinching the end surface of the pinion 84 (a surface substantially orthogonal to the tooth portion formed on the outer periphery) between the second end surface 81 of the carrier 78 and the inner diameter flange portion 74a of the ring gear 74. Can be controlled.

弾性カップリング４６の８つの谷部４６ｃには、キャリア７８の４個の爪部８５が一つおきに係合すると共に、キャリア７８の爪部８５と異なる位相で、入力フランジ８６の４個の爪部１００が一つおきに係合する。すなわち、図６に示されるように、弾性カップリング４６の８つの谷部４６ｃには、キャリア７８の爪部８５と入力フランジ８６の爪部１００とが周方向に沿って交互に係合する。 Every four claw portions 85 of the carrier 78 are engaged with the eight valley portions 46c of the elastic coupling 46, and the four troughs 85 of the input flange 86 are out of phase with the claw portions 85 of the carrier 78. Every other nail | claw part 100 engages. That is, as shown in FIG. 6, the claw portions 85 of the carrier 78 and the claw portions 100 of the input flange 86 are alternately engaged with the eight valley portions 46c of the elastic coupling 46 along the circumferential direction.

従って、キャリア７８の回転トルクは、キャリア７８の爪部８５から、弾性カップリング４６の腕部４６ｂと、入力フランジ８６の爪部１００を介して、入力フランジ８６に伝達される。その際、弾性体で構成された弾性カップリング４６が、その弾発力によって弾性変形することで、キャリア７８及び入力フランジ８６間の軸線のズレ（芯ズレ）を吸収すると共に、回転トルクの急変を吸収して円滑な動力伝達を遂行することができる。 Accordingly, the rotational torque of the carrier 78 is transmitted from the claw portion 85 of the carrier 78 to the input flange 86 through the arm portion 46 b of the elastic coupling 46 and the claw portion 100 of the input flange 86. At that time, the elastic coupling 46 formed of an elastic body is elastically deformed by its elastic force, thereby absorbing the axial deviation between the carrier 78 and the input flange 86 (core deviation) and a sudden change in rotational torque. Can be absorbed to achieve smooth power transmission.

図５に示されるように、キャリア保持部材１０６は、金属板をプレス加工したものであり、図示しないボルトを介してリングギヤ７４に締結される。このキャリア保持部材１０６は、環状の平板からなる本体部１０６ａと、本体部１０６ａの内周を断面Ｌ字状に折り曲げたフランジ部１０６ｂとを有する。 As shown in FIG. 5, the carrier holding member 106 is obtained by pressing a metal plate, and is fastened to the ring gear 74 via a bolt (not shown). The carrier holding member 106 includes a main body portion 106a made of an annular flat plate and a flange portion 106b obtained by bending the inner periphery of the main body portion 106a into an L-shaped cross section.

図３に示されるように、第２ハウジング３０ｂの軸線Ｌ方向の中間部の内周面には、第１スライドベアリング１０８ａが固定されている。また、第２ハウジング３０ｂの軸線Ｌ方向の端部に螺合するエンド部材１１０の内周面には、第２スライドベアリング１０８ｂが固定されている。この第１スライドベアリング１０８ａ及び第２スライドベアリング１０８ｂによって、出力ロッド３２が軸線Ｌ方向に沿って摺動自在に支持されている。 As shown in FIG. 3, the first slide bearing 108a is fixed to the inner peripheral surface of the intermediate portion in the axis L direction of the second housing 30b. A second slide bearing 108b is fixed to the inner peripheral surface of the end member 110 that is screwed to the end portion of the second housing 30b in the axis L direction. The output rod 32 is slidably supported along the axis L direction by the first slide bearing 108a and the second slide bearing 108b.

送りねじ機構４８は、入力フランジ８６の回転運動を出力ロッド３２の往復直線運動に変換する機能を有する。図３に示されるように、この送りねじ機構４８は、入力フランジ８６と一体に形成され外周面に雄ねじが形成された雄ねじ部材（送りねじ軸）１１２と、雄ねじ部材１１２の雄ねじと螺合する雌ねじを内周面の一部に有し、中空の出力ロッド３２の内周面に嵌合して出力ロッド３２に固定される雌ねじ部材（送りナット）１１４とを備える。 The feed screw mechanism 48 has a function of converting the rotational motion of the input flange 86 into the reciprocating linear motion of the output rod 32. As shown in FIG. 3, the feed screw mechanism 48 is screwed into a male screw member (feed screw shaft) 112 formed integrally with the input flange 86 and having a male screw formed on the outer peripheral surface thereof, and a male screw of the male screw member 112. A female screw member (feed nut) 114 that has a female screw in a part of the inner peripheral surface and is fitted to the inner peripheral surface of the hollow output rod 32 and fixed to the output rod 32 is provided.

図４に示されるように、雄ねじ部材１１２の外周面には、雄ねじ部１１２ａが設けられている。この雄ねじ部１１２ａは、山部１２９と谷部１３１とを有する。雌ねじ部材１１４は、略円筒体からなり、ロックナット１１５を介して出力ロッド３２の内周面に固定されている。雌ねじ部材１１４の内周面には、雌ねじ部１１４ａが設けられている。雌ねじ部１１４ａは、山部１２１と谷部１２３と有する。なお、雄ねじ部１１２ａと雌ねじ部１１４ａとの間には、図示しない潤滑油が塗布されている。 As shown in FIG. 4, a male screw portion 112 a is provided on the outer peripheral surface of the male screw member 112. The male screw portion 112 a has a mountain portion 129 and a valley portion 131. The female screw member 114 is formed of a substantially cylindrical body, and is fixed to the inner peripheral surface of the output rod 32 via a lock nut 115. A female screw portion 114 a is provided on the inner peripheral surface of the female screw member 114. The female screw part 114 a has a mountain part 121 and a valley part 123. Note that lubricating oil (not shown) is applied between the male screw portion 112a and the female screw portion 114a.

図８（ａ）は、雄ねじ部材の雄ねじ部と雌ねじ部材の雌ねじ部との螺合状態を示す一部拡大断面図、図８（ｂ）は、図８（ａ）のＢ部の部分拡大図、図９は、雄ねじ部の山部及び谷部の曲率半径と、雌ねじ部の山部及び谷部の曲率半径との関係を示す一部拡大断面図である。 FIG. 8A is a partially enlarged cross-sectional view showing a screwed state of the male screw portion of the male screw member and the female screw portion of the female screw member, and FIG. 8B is a partially enlarged view of portion B of FIG. 8A. FIG. 9 is a partially enlarged cross-sectional view showing the relationship between the curvature radii of the crests and troughs of the male screw part and the curvature radii of the crests and troughs of the female screw part.

図９に示されるように、雄ねじ部１１２ａの山部１２９には、半径外方向に向かって突出し曲率半径Ｒ_Ｓ１からなる断面円弧状の頂部１２９ａが形成されている。雄ねじ部１１２ａの谷部１３１には、半径内方向に窪み、曲率半径Ｒ_Ｓ２からなる断面円弧状の底面１３１ａが形成されている。 As shown in FIG. 9, a peak portion 129 of the male screw portion 112 a is formed with a top portion 129 a having a circular arc shape that protrudes outward in the radial direction and has a curvature radius R _S1 . The valley portion 131 of the male thread portion 112a is a recess within a radius direction, arcuate cross-section of the bottom surface 131a consisting of a radius of curvature _{R S2} is formed.

雌ねじ部１１４ａの谷部１２３には、半径外方向に窪み、曲率半径Ｒ_Ｎ１からなる断面円弧状の底面１２３ａが形成されている。雌ねじ部１１４ａの山部１２１には、半径内方向に向かって突出し曲率半径Ｒ_Ｎ２からなる断面円弧状の頂部１２１ａが形成されている。 The valley portions 123 of the female screw portion 114a is recess radially outwardly, arcuate cross-section of the bottom surface 123a consisting of a radius of curvature _{R N1} is formed. The ridges 121 of the female screw portion 114a, an arc-shaped cross section of the top portion 121a consisting of projecting radius of curvature R _N2 toward the radially inward direction is formed.

図８（ａ）に示されるように、雄ねじ部１１２ａと雌ねじ部１１４ａとの間には、軸線Ｌ方向に沿った軸方向クリアランス（アキシャルクリアランスＣ_Ａ）Ｃ_ａ１と、軸線Ｌ方向と直交する径方向の径方向クリアランス（ラジアルクリアランスＣ_Ｒ）Ｃ_ｒ１が形成されている。軸方向クリアランスＣ_ａ１は、軸線Ｌ方向に沿ったトータルの移動量である。径方向クリアランスＣ_ｒ１は、雄ねじ部材１１２と雌ねじ部材１１４の中心軸線を一致させたときに、半径方向に移動可能な変位量である。 As shown in FIG. 8A, an axial clearance (axial clearance C _A ) C _a1 along the axis L direction and a diameter orthogonal to the axis L direction are provided between the male screw portion 112a and the female screw portion 114a. A radial clearance in the direction (radial clearance C _R ) C _r1 is formed. The axial clearance C _a1 is the total amount of movement along the direction of the axis L. The radial clearance C _r1 is a displacement that can move in the radial direction when the central axes of the male screw member 112 and the female screw member 114 are made to coincide.

なお、径方向クリアランスＣ_ｒ１は、径方向において、雄ねじ部１１２ａの山部１２９と谷部１３１とを結ぶねじ面と、雌ねじ部１１４ａの山部１２１と谷部１２３とを結ぶねじ面との間の径方向における離間距離である。 Note that the radial clearance C _r1 is between the screw surface connecting the mountain portion 129 and the valley portion 131 of the male screw portion 112a and the screw surface connecting the mountain portion 121 and the valley portion 123 of the female screw portion 114a in the radial direction. Is a separation distance in the radial direction.

また、雄ねじ部１１２ａの谷部１３１の底面１３１ａと雌ねじ部１１４ａの山部１２１と頂部１２１ａとの間における径方向には、径方向クリアランスＣ_ｒ２が形成されている。さらに、雄ねじ部１１２ａの山部１２９の頂部１２９ａと雌ねじ部１１４ａの谷部１２３の底面１２３ａとの間における径方向には、径方向クリアランスＣ_ｒ３が形成されている。 Further, a radial clearance _Cr2 is formed in the radial direction between the bottom surface 131a of the valley 131 of the male screw portion 112a and the crest 121 and the top 121a of the female screw portion 114a. Further, a radial clearance _Cr3 is formed in the radial direction between the top portion 129a of the peak portion 129 of the male screw portion 112a and the bottom surface 123a of the valley portion 123 of the female screw portion 114a.

なお、径方向クリアランスＣ_ｒ１、径方向クリアランスＣ_ｒ２、及び、径方向クリアランスＣ_ｒ３は、径方向においてそれぞれ上下に２つ有するため、図８（ａ）中では、（Ｃ_ｒ１／２）、（Ｃ_ｒ２／２）、（Ｃ_ｒ３／２）とそれぞれ記載している。各クリアランスの大小関係については、後記で詳細に説明する。 Since the radial clearance C _r1 , the radial clearance C _r2 , and the radial clearance C _r3 have two in the radial direction, each of them has (C _r1 / 2), ( _Cr2 / 2) and ( _Cr3 / 2), respectively. The relationship between the clearances will be described in detail later.

図３に戻って、出力ロッド３２の外周には、環状のストッパ１１６が装着されている。出力ロッド３２が伸長方向に向かって最大位置まで変位したとき、ストッパ１１６が第２ハウジング３０ｂに固定されたエンド部材１１０と当接することにより、その変位が規制されてストッパ機能が発揮される。このストッパ１１６を設けることにより、出力ロッド３２が第２ハウジング３０ｂから脱落することを確実に防止することができる。 Returning to FIG. 3, an annular stopper 116 is attached to the outer periphery of the output rod 32. When the output rod 32 is displaced to the maximum position in the extending direction, the stopper 116 comes into contact with the end member 110 fixed to the second housing 30b, whereby the displacement is restricted and the stopper function is exhibited. By providing this stopper 116, it is possible to reliably prevent the output rod 32 from falling off the second housing 30b.

第２ハウジング３０ｂと出力ロッド３２の間には、第２ハウジング３０ｂと出力ロッド３２との隙間内に水（水分）や塵埃等が進入することを防止するためにシール機構が設けられている。このシール機構は、伸縮可能な蛇腹部を有するゴム製のブーツ１２０と、ブーツ１２０の両端の嵌合部を締結する異径のバンド１２２ａ、１２２ｂとから構成されている。ブーツ１２０の一端部は、第２ハウジング３０ｂの端部外周面に形成される環状段部１１８に嵌合され、ブーツ１２０の他端部は、出力ロッド３２に形成された環状溝１１９に嵌合するように設けられている。 A seal mechanism is provided between the second housing 30b and the output rod 32 in order to prevent water (moisture) or dust from entering the gap between the second housing 30b and the output rod 32. This sealing mechanism is composed of a rubber boot 120 having a bellows part that can be expanded and contracted, and bands 122 a and 122 b of different diameters that fasten fitting parts at both ends of the boot 120. One end of the boot 120 is fitted into an annular step 118 formed on the outer peripheral surface of the end of the second housing 30b, and the other end of the boot 120 is fitted into an annular groove 119 formed in the output rod 32. It is provided to do.

出力ロッド３２が伸長変位すると、第１ハウジング３０ａ及び第２ハウジング３０ｂ内の室４０ａ、４０ｂの容積が増加し、これとは反対に出力ロッド３２が収縮変位すると、第１ハウジング３０ａ及び第２ハウジング３０ｂ内の室４０ａ、４０ｂの容積が減少する。このため、室４０ａ、４０ｂ内の圧力が変動してトーコントロールアクチュエータ１８の円滑な作動を妨げるおそれがある。しかしながら、本実施形態では、中空の出力ロッド３２の内部空間とブーツ１２０の内部空間とが、出力ロッド３２に形成された通気孔１２４を介して連通しているため、圧力変動がブーツ１２０の変形により緩和され、トーコントロールアクチュエータ１８を円滑に作動させることができる。 When the output rod 32 extends and displaces, the volumes of the chambers 40a and 40b in the first housing 30a and the second housing 30b increase. On the contrary, when the output rod 32 contracts and displaces, the first housing 30a and the second housing 30b. The volume of the chambers 40a and 40b in 30b decreases. For this reason, the pressures in the chambers 40a and 40b may fluctuate and hinder smooth operation of the toe control actuator 18. However, in this embodiment, since the internal space of the hollow output rod 32 and the internal space of the boot 120 communicate with each other via the vent hole 124 formed in the output rod 32, the pressure fluctuation is caused by the deformation of the boot 120. The toe control actuator 18 can be operated smoothly.

第２ハウジング３０ｂには、トーコントロールアクチュエータ１８を伸縮制御する際、出力ロッド３２のストローク位置（変位量）を検出して図示しない制御装置に検出信号をフィードバックするストロークセンサ１２６が配設されている。このストロークセンサ１２６は、出力ロッド３２の外周面にボルト１２８を介して固定される永久磁石１３０と、永久磁石１３０の位置を磁気的に検出するコイル等の検出部１３２が収納されたセンサ本体１３４とを備える。第２ハウジング３０ｂには、出力ロッド３２の変位に伴って永久磁石１３０との干渉を回避するために、軸線Ｌ方向に延在する長溝（開口）１３６が形成されている。 The second housing 30b is provided with a stroke sensor 126 that detects the stroke position (displacement amount) of the output rod 32 and feeds back a detection signal to a control device (not shown) when the toe control actuator 18 is expanded and contracted. . The stroke sensor 126 is a sensor main body 134 in which a permanent magnet 130 fixed to the outer peripheral surface of the output rod 32 via a bolt 128 and a detection unit 132 such as a coil for magnetically detecting the position of the permanent magnet 130 are housed. With. The second housing 30b is formed with a long groove (opening) 136 extending in the direction of the axis L in order to avoid interference with the permanent magnet 130 as the output rod 32 is displaced.

本実施形態に係るトーコントロールアクチュエータ１８が組み付けられたリヤサスペンション装置１０は、基本的に以上のように構成されるものであり、次にその動作並びに作用効果について説明する。 The rear suspension apparatus 10 to which the toe control actuator 18 according to the present embodiment is assembled is basically configured as described above. Next, its operation, action and effect will be described.

図３において、後輪Ｗのトー角を変更すべく図示しない制御装置から出力される駆動信号に基づいてモータ４２を駆動すると、モータ４２の回転軸６０に形成されたサンギヤ７６の回転運動が、遊星歯車機構４４（サンギヤ７６と同時に噛合するリングギヤ７４及びピニオン８４）で減速されてキャリア７８に出力される。キャリア７８の回転運動は、弾性カップリング４６を介して入力フランジ８６に伝達され、入力フランジ８６と一体的に連結された雄ねじ部材１１２を回転させる。雄ねじ部材１１２が回転すると、雄ねじ部材１１２に螺合する雌ねじ部材１１４が軸線Ｌ方向に変位し、雌ねじ部材１１４に連結された出力ロッド３２が第２ハウジング３０ｂから進退動作することで、トーコントロールアクチュエータ１８が伸縮して後輪Ｗのトー角が変更される。 In FIG. 3, when the motor 42 is driven based on a drive signal output from a control device (not shown) to change the toe angle of the rear wheel W, the rotational motion of the sun gear 76 formed on the rotary shaft 60 of the motor 42 is It is decelerated by the planetary gear mechanism 44 (the ring gear 74 and the pinion 84 meshing simultaneously with the sun gear 76) and output to the carrier 78. The rotational movement of the carrier 78 is transmitted to the input flange 86 through the elastic coupling 46 and rotates the male screw member 112 integrally connected to the input flange 86. When the male screw member 112 rotates, the female screw member 114 engaged with the male screw member 112 is displaced in the direction of the axis L, and the output rod 32 connected to the female screw member 114 moves forward and backward from the second housing 30b, thereby toe control actuator. 18 expands and contracts to change the toe angle of the rear wheel W.

本実施形態では、図８（ａ）に示されるように、雄ねじ部１１２ａの山部１２９のねじ山角度をαとすると、軸方向クリアランスＣ_ａ１と径方向クリアランスＣ_ｒ１との間には、次の関係式が成立する（図８（ｂ）参照）。
２Ｃ_ａ１＝Ｃ_ｒ１・tan（α／２）
ここで、雄ねじ部材１１２の雄ねじ部１１２ａと、雌ねじ部材１１４の雌ねじ部１１４ａとの間に十分なクリアランスがあれば、雄ねじ部材１１２と雌ねじ部材１１４とは、このクリアランスの範囲内で円滑な変位が可能となる。
そこで、本実施形態では、雄ねじ部１１２ａの山部１２９のねじ山角度をαとしたとき、下記の（１）式を充足するように軸方向クリアランスＣ_ａ１と径方向クリアランスＣ_ｒ１とを設定している。
Ｃ_ｒ１・tan（α／２）＜２Ｃ_ａ１・・・・（１） In the present embodiment, as shown in FIG. 8A, if the thread angle of the thread portion 129 of the male threaded portion 112a is α, the following is provided between the axial clearance C _a1 and the radial clearance C _r1. Is established (see FIG. 8B).
2C _a1 = C _r1 · tan (α / 2)
Here, if there is a sufficient clearance between the male screw portion 112a of the male screw member 112 and the female screw portion 114a of the female screw member 114, the male screw member 112 and the female screw member 114 are smoothly displaced within the clearance range. It becomes possible.
Therefore, in the present embodiment, when the thread angle of the thread portion 129 of the male thread portion 112a is α, the axial clearance C _a1 and the radial clearance C _r1 are set so as to satisfy the following expression (1). ing.
C _r1 · tan (α / 2) <2C _a1 ... (1)

図１０（ａ）は、本出願人が案出した比較例に係る送りねじ機構の構造を示す拡大断面図、図１０（ｂ）は、横力Ｆと垂直荷重Ｆｎとの関係を示す説明図である。
ところで、雄ねじ部及び雌ねじ部の山部と谷部を当接しないような径方向のクリアランスを有する構造にすると、例えば、図１０（ａ）に示される比較例に係る送りねじ機構の構造となる。この比較例では、軸線Ｌ方向のアキシャルクリアランスが設けられておらず、送りねじ機構に対して横力Ｆが入力されると、雄ねじ部及び雌ねじ部の山部と谷部とが嵌合状態となる。この嵌合状態になると、ねじ面には、くさび効果によってねじ面と垂直な垂直荷重Ｆｎが発生する。
図１０（ｂ）より、Ｆ＝２・Ｆｎ・sin（α／２）の関係式が成立する。
この関係式から、この垂直荷重Ｆｎは、
Ｆｎ＝Ｆ／{２sin（α／２）}
と表される。
この垂直荷重Ｆｎがくさび効果によって発生すると、雄ねじ部材及び雌ねじ部材には、次のような固着トルクＴが発生する。但し、軸線Ｌ（軸中心）から垂直荷重Ｆｎの発生箇所までの半径をｒとし、摩擦係数をμとすると、固着トルクＴは、
Ｔ＝２・μ・Ｆｎ・ｒ
と表される。
通常、この固着トルクＴは、トルク損失としてねじ効率を低下させ、モータの消費電力を増加させる。また、固着トルクＴは、摩擦熱となり、雄ねじ部及び雌ねじ部の摺動部位におけるねじ面の温度を増加させ、潤滑油であるグリスを酸化劣化させる。さらに、過渡的には、雄ねじ部材と雌ねじ部材との間における、静摩擦トルクと動摩擦トルクとの差が大きくなり、振動が発生するおそれがある。 10A is an enlarged cross-sectional view showing the structure of a feed screw mechanism according to a comparative example devised by the present applicant, and FIG. 10B is an explanatory view showing the relationship between the lateral force F and the vertical load Fn. It is.
By the way, when it has a structure having a radial clearance that does not contact the crests and troughs of the male screw part and the female screw part, for example, the structure of the feed screw mechanism according to the comparative example shown in FIG. . In this comparative example, the axial clearance in the direction of the axis L is not provided, and when the lateral force F is input to the feed screw mechanism, the male thread portion and the female thread portion are in the fitted state. Become. In this fitted state, a vertical load Fn perpendicular to the screw surface is generated on the screw surface due to the wedge effect.
From FIG. 10B, the relational expression of F = 2 · Fn · sin (α / 2) is established.
From this relational expression, the vertical load Fn is
Fn = F / {2sin (α / 2)}
It is expressed.
When the vertical load Fn is generated by the wedge effect, the following fixing torque T is generated in the male screw member and the female screw member. However, when the radius from the axis L (axis center) to the location where the vertical load Fn is generated is r and the friction coefficient is μ, the fixing torque T is
T = 2 · μ · Fn · r
It is expressed.
Normally, this fixing torque T decreases screw efficiency as torque loss and increases power consumption of the motor. Further, the fixing torque T becomes frictional heat, increases the temperature of the screw surface at the sliding portion of the male screw portion and the female screw portion, and oxidizes and degrades the grease as the lubricating oil. Furthermore, transiently, the difference between the static friction torque and the dynamic friction torque between the male screw member and the female screw member becomes large, and vibration may occur.

これに対して、本実施形態では、図９に示されるように、前記した径方向クリアランスＣ_ｒ１と、雄ねじ部材１１２の谷部１３１と雌ねじ部材１１４の山部１２１との間の径方向クリアランスＣ_ｒ２と、雄ねじ部材１１２の山部１２９と雌ねじ部材１１４の谷部１２３との径方向クリアランスＣ_ｒ３とを、次の大小関係に設定している。なお、径方向クリアランスＣ_ｒ１、径方向クリアランスＣ_ｒ２、及び、径方向クリアランスＣ_ｒ３からなる各ラジアルクリアランスは、それぞれ、雄ねじ部１１２ａ及び雌ねじ部１１４ａが接触するねじ面と別個に設けられる。
Ｃ_ｒ１≧Ｃ_ｒ3＞Ｃ_ｒ2・・・（２）
Ｒ_Ｓ１＜Ｒ_Ｎ１・・・・・（３）
Ｒ_Ｎ２＜Ｒ_Ｓ２・・・・・（４）
さらに、上式（３）に示されるように、雌ねじ部材１１４の谷部１２３の底面１２３ａの曲率半径Ｒ_Ｎ１が、雄ねじ部材１１２の山部１２９の頂部１２９ａの曲率半径Ｒ_Ｓ１よりも大きく設定されていると共に、上式（４）に示されるように、雄ねじ部材１１２の谷部１３１の底面１３１ａの曲率半径Ｒ_Ｓ２が、雌ねじ部材１１４の山部１２１の頂部１２１ａの曲率半径Ｒ_Ｎ２よりも大きく設定されている。 In contrast, in the present embodiment, as shown in FIG. 9, the radial clearance C _r1 described above, and the radial clearance C between the valley 131 of the male screw member 112 and the mountain 121 of the female screw member 114. _r2 and the radial clearance _Cr3 between the crest 129 of the male screw member 112 and the trough 123 of the female screw member 114 are set to the following magnitude relationship. Note that each radial clearance including the radial clearance C _r1 , the radial clearance C _r2 , and the radial clearance C _r3 is provided separately from the screw surface with which the male screw portion 112a and the female screw portion 114a are in contact.
C _r1 ≧ C _r3 > C _r2 (2)
R _S1 <R _N1 (3)
R _N2 <R _S2 (4)
Furthermore, as shown in the above equation (3), the radius of curvature _{R N1} of the bottom surface 123a of the valleys 123 of the female screw member 114 is set larger than the curvature radius _{R S1} of the top 129a of the ridges 129 of the externally threaded member 112 and with which, as shown in the above equation (4), the radius of curvature _{R S2} of the bottom surface 131a of the valleys 131 of the male screw member 112 is larger than the radius of curvature _{R N2} of the top portion 121a of the ridges 121 of the female screw member 114 Is set.

以上から、本実施形態では、上記した式（１）、式（３）、及び、式（４）により、雄ねじ部材１１２の谷部１３１と雌ねじ部材１１４の山部１２１との径方向クリアランスＣ_ｒ２が、３つ径方向のクリアランスの中で最も小さく設定されているために初めに接触する。この結果、本実施形態では、横力Ｆが入力された場合であっても、軸方向クリアランスＣ_ａ１が詰まってくさび効果が発生することを好適に回避することができる。 From the above, in the present embodiment, the radial clearance C _r2 between the valley 131 of the male screw member 112 and the peak 121 of the female screw member 114 according to the above-described formulas (1), (3), and (4). However, since it is set to be the smallest of the three radial clearances, it comes into contact first. As a result, in this embodiment, even when the lateral force F is input, it is possible to preferably avoid the wedge effect due to clogging of the axial clearance C _a1 .

また、本実施形態では、上記した式（１）、式（３）、及び、式（４）を充足すると共に、さらに径方向クリアランスの大小関係である式（２）を充足するように設定されることで、雄ねじ部材１１２及び雌ねじ部材１１４が、雄ねじ部１１２ａの谷部１３１と雌ねじ部１１４ａの山部１２１で接触することとなり、回転中心からの半径を小さくすることができる。なお、径方向クリアランスＣ_ｒ１と径方向クリアランスＣ_ｒ3とは、同等（Ｃ_ｒ１＝Ｃ_ｒ3）であってもよい（Ｃ_ｒ１≧Ｃ_ｒ3）。
本実施形態において、ねじ面に発生する摩擦トルクＴｎは、
Ｔｎ＝μ・Ｆ・ｒ_１となる。
なお、Ｔ＝２・μ・Ｆｎ・ｒ
Ｆ＝２・Ｆｎ・sin（α／２）
とし、ｒ_１は、図９に示されるように、軸線Ｌ（軸中心）から、雄ねじ部材１１２の谷部１３１と雌ねじ部材１１４の山部１２１とが接触する部位までの半径とする。
そこで、比較例おける固着トルクＴと本実施形態における摩擦トルクＴｎとを比較する。雄ねじ部材の山部のねじ山角度を、α＝３０°とし、便宜的にｒ≒ｒ_１とすると、
Ｔｎ／Ｔ＝（μ・Ｆ・ｒ_１）／（２・μ・Ｆｎ・ｒ）
＝（Ｆ）／（２・Ｆｎ）
＝{２・Ｆｎ・sin（α／２）}／（２・Ｆｎ）
＝sin（α／２）＝sin１５°＝０．２５６
となり、本実施形態では、比較例と比較して、摩擦トルクＴｎを約１／４に低減することができる。 Moreover, in this embodiment, while satisfy | filling above-described Formula (1), Formula (3), and Formula (4), it sets so that Formula (2) which is the magnitude relationship of radial direction clearance may be satisfied further. Thus, the male screw member 112 and the female screw member 114 come into contact with each other at the valley portion 131 of the male screw portion 112a and the mountain portion 121 of the female screw portion 114a, and the radius from the rotation center can be reduced. The radial clearance C _r1 and the radial clearance C _r3 may be equivalent (C _r1 = C _r3 ) (C _r1 ≧ C _r3 ).
In the present embodiment, the friction torque Tn generated on the thread surface is
Tn = μ · F · r ₁
T = 2 · μ · Fn · r
F = 2 · Fn · sin (α / 2)
9, r ₁ is a radius from the axis L (axial center) to a portion where the valley 131 of the male screw member 112 and the mountain 121 of the female screw member 114 are in contact with each other.
Therefore, the fixing torque T in the comparative example is compared with the friction torque Tn in the present embodiment. If the thread angle of the threaded portion of the male thread member is α = 30 ° and for convenience r≈r ₁ ,
Tn / T = (μ · F · r ₁ ) / (2 · μ · Fn · r)
= (F) / (2 · Fn)
= {2 · Fn · sin (α / 2)} / (2 · Fn)
= Sin (α / 2) = sin15 ° = 0.256
Thus, in this embodiment, the friction torque Tn can be reduced to about ¼ compared to the comparative example.

本実施形態では、式（１）〜式（４）に示されるクリアランス及び曲率半径に設定することにより、例えば、トーコントロールアクチュエータ１８に対して軸線Ｌ方向と直交する横荷重Ｆが入力された場合であっても、雄ねじ部１１２ａ及び雌ねじ部１１４ａの摺動部位のねじ面で、くさび効果の発生による損失トルクの増加を抑制することができる。この結果、本実施形態では、ねじ効率が低下することを好適に回避することができる。 In the present embodiment, for example, when the lateral load F perpendicular to the direction of the axis L is input to the toe control actuator 18 by setting the clearance and the radius of curvature shown in the equations (1) to (4). Even so, an increase in the loss torque due to the occurrence of the wedge effect can be suppressed on the thread surfaces of the sliding portions of the male screw portion 112a and the female screw portion 114a. As a result, in this embodiment, it can avoid suitably that screw efficiency falls.

また、本実施形態では、雄ねじ部１１２ａ及び雌ねじ部１１４ａの山部１２９、１２１と谷部１２３、１３１とが接触しても、山部１２９、１２１の頂部１２９ａ、１２１ａ及び谷部１２３、１３１の底面１２３ａ、１３１ａを所定の曲率半径からなる断面円弧状に形成することにより、雄ねじ部１１２ａ及び雌ねじ部１１４ａにおける摺動部位のねじ面を良好な潤滑状態に保持することができる。これにより、雄ねじ部１１２ａ及び雌ねじ部１１４ａの山部１２９、１２１の頂部（先端部分）１２９ａ、１２１ａの磨耗を軽減して、くさび効果の発生を抑制することができる。 Moreover, in this embodiment, even if the mountain parts 129 and 121 of the external thread part 112a and the female thread part 114a contact with the valley parts 123 and 131, the top parts 129a and 121a and the valley parts 123 and 131 of the mountain parts 129 and 121 are contacted. By forming the bottom surfaces 123a and 131a in a circular arc shape having a predetermined radius of curvature, the thread surfaces of the sliding portions of the male screw portion 112a and the female screw portion 114a can be maintained in a good lubricated state. Thereby, the wear of the top portions (tip portions) 129a and 121a of the mountain portions 129 and 121 of the male screw portion 112a and the female screw portion 114a can be reduced, and the occurrence of the wedge effect can be suppressed.

さらに、本実施形態では、くさび効果の発生を抑制することができるので、例えば、雄ねじ部材１１２と雌ねじ部材１１４との軸方向の相対的変位が緩やかに行われる場合であっても、円滑且つ安定した変位動作を確保することができる。 Furthermore, in this embodiment, since the occurrence of the wedge effect can be suppressed, for example, even when the axial relative displacement between the male screw member 112 and the female screw member 114 is moderately performed, smooth and stable. The displacement operation performed can be ensured.

さらにまた、本実施形態では、くさび効果の発生を抑制することができるので、いわゆるスティックスリップ現象の発生を抑制することができる。 Furthermore, in this embodiment, since the occurrence of the wedge effect can be suppressed, the occurrence of a so-called stick-slip phenomenon can be suppressed.

さらにまた、本実施形態では、くさび効果の発生を抑制してねじ効率が向上することにより、モータ４２の消費電力を低減させモータ４２の小型化を達成することができるので、生産性を向上させて製造コストを低減することができる。 Furthermore, in the present embodiment, the generation of the wedge effect is suppressed and the screw efficiency is improved, so that the power consumption of the motor 42 can be reduced and the motor 42 can be downsized. Manufacturing costs can be reduced.

さらにまた、本実施形態では、雄ねじ部１１２ａと雌ねじ部１１４ａとの摺動部位のねじ面における発熱量を低減させることができるので、例えば、グリス等の潤滑油の酸化劣化を抑制し、ねじ面を良好な潤滑状態に保持することができる。 Furthermore, in the present embodiment, the amount of heat generated on the threaded surface of the sliding portion between the male threaded portion 112a and the female threaded portion 114a can be reduced, so that, for example, the oxidative deterioration of lubricating oil such as grease can be suppressed and the threaded surface Can be kept in a good lubricating state.

なお、本実施形態では、車両のリヤサスペンション装置１０に組み込まれるトーコントロールアクチュエータ１８に基づいて説明しているが、これに限定されるものではなく、出力部材を往復動作させる他の伸縮アクチュエータにも適用することができる。 Although the present embodiment has been described based on the toe control actuator 18 incorporated in the rear suspension device 10 of the vehicle, the present invention is not limited to this, and other telescopic actuators that reciprocate the output member can also be used. Can be applied.

１８トーコントロールアクチュエータ（伸縮アクチュエータ）
３２出力ロッド
４２モータ（電動機）
４８送りねじ機構
１１２雄ねじ部材（送りねじ軸）
１１２ａ雄ねじ部（ねじ部）
１１４雌ねじ部材（送りナット）
１１４ａ雌ねじ部（雌ねじ）
１２１、１２９山部
１２３、１３１谷部
１２１ａ、１２９ａ頂部
１２３ａ、１３１ａ底面
Ｃ_ａ１軸方向クリアランス（アキシャルクリアランスＣ_Ａ）
Ｃ_ｒ１径方向クリアランス（ラジアルクリアランスＣ_Ｒ）
Ｃ_ｒ2 径方向クリアランス
Ｃ_ｒ3 径方向クリアランス 18 Toe control actuator
32 Output rod 42 Motor (electric motor)
48 Feed screw mechanism 112 Male thread member (Feed screw shaft)
112a Male thread (thread)
114 Female thread member (feed nut)
114a Female thread (Female thread)
121, 129 Mountain portion 123, 131 Valley portion 121a, 129a Top portion 123a, 131a Bottom surface C _a1 Axial clearance (Axial clearance C _A )
C _r1 radial clearance (radial clearance C _R )
C _r2 radial clearance C _r3 radial clearance

Claims

In a telescopic actuator comprising a feed screw shaft and a feed nut threadably engaged with the feed screw shaft, and comprising a feed screw mechanism for converting the rotational motion of the electric motor to a reciprocating linear motion, and an output rod displaced by the feed screw mechanism,
The feed screw shaft has a male screw part composed of a peak part and a valley part,
The feed nut has a female screw part composed of a peak part and a valley part,
The feed screw mechanism is
When the threaded angle of the ridges of the feed screw shaft alpha, between the feed screw shaft and the axial direction of the axial clearance C _A between the feed nut, the feed nut and the feed screw shaft relationship between the radial clearance C _R of the radial direction, with satisfying the following equation (1),
The radius of curvature R _N1 of the bottom of the valley of the feed nut, stretch, wherein said is set larger than the radius of curvature R _S1 of the top of the mountain portion of the feed screw shaft _{(R S1 <R} _N1) that Actuator.

C _R tan (α / 2) <2C _A (1)

The telescopic actuator according to claim 1,
The radial clearance C _R, said in a state of being matched a central axis of the feed screw shaft and the feed nut, the thread surface connecting the crest and valleys of the external thread portion, peaks and valleys of the female threaded portion A radial clearance C _r1 , which is a radial gap between the thread surfaces connecting the portions ,
The radial clearance C _r1 , the radial clearance C _r2 , which is a radial gap between the bottom of the valley of the male screw portion and the top of the crest of the female screw, and the top of the crest of the male screw expansion actuators the relationship between radial clearance C _r3 is a radial clearance between the bottom of the valley of the internal thread portion, characterized in that satisfy the following formula (2) and.

C _r1 ≧ C _r3 > C _r2 (2)

In a telescopic actuator comprising a feed screw shaft and a feed nut threadably engaged with the feed screw shaft, and comprising a feed screw mechanism for converting the rotational motion of the electric motor to a reciprocating linear motion, and an output rod displaced by the feed screw mechanism,
The feed screw shaft has a male screw part composed of a peak part and a valley part,
The feed nut has a female screw part composed of a peak part and a valley part,
The feed screw mechanism is
When the threaded angle of the ridges of the feed screw shaft alpha, between the feed screw shaft and the axial direction of the axial clearance C _A between the feed nut, the feed nut and the feed screw shaft relationship between the radial clearance C _R of the radial direction, with satisfying the following equation (1),
The radius of curvature R _S2 of the bottom surface of the trough of the feed screw shaft is set to be larger than the radius of curvature R _N2 of the top of the crest of the feed nut (R _N2 <R _S2 ). Actuator.

C _R tan (α / 2) <2C _A (1)

In the telescopic actuator according to claim 3,
The radial clearance C _R, said in a state of being matched a central axis of the feed screw shaft and the feed nut, the thread surface connecting the crest and valleys of the external thread portion, peaks and valleys of the female threaded portion A radial clearance C _r1 , which is a radial gap between the thread surfaces connecting the portions ,
The radial clearance C _r1 , the radial clearance C _r2 , which is a radial gap between the bottom of the valley of the male screw portion and the top of the crest of the female screw, and the top of the crest of the male screw expansion actuators the relationship between radial clearance C _r3 is a radial clearance between the bottom of the valley of the internal thread portion, characterized in that satisfy the following formula (2) and.

C _r1 ≧ C _r3 > C _r2 (2)