WO2007148789A1 - 回転直線運動変換機構 - Google Patents

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WO2007148789A1
WO2007148789A1 PCT/JP2007/062609 JP2007062609W WO2007148789A1 WO 2007148789 A1 WO2007148789 A1 WO 2007148789A1 JP 2007062609 W JP2007062609 W JP 2007062609W WO 2007148789 A1 WO2007148789 A1 WO 2007148789A1
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WO
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planetary
shaft
gear
sun
annular
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PCT/JP2007/062609
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English (en)
French (fr)
Inventor
Kohei Hori
Hiromichi Hashimoto
Yasuo Kinoshita
Kiyoharu Nakamura
Motohiro Tsuzuki
Osamu Satoh
Original Assignee
Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha
Denso Corporation
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Publication date
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Priority to ES07767418T priority patent/ES2388698T3/es
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    • Y10T74/18576—Reciprocating or oscillating to or from alternating rotary including screw and nut
    • Y10T74/18664—Shaft moves through rotary drive means

Definitions

  • the present invention relates to a rotational linear motion conversion mechanism that converts rotational motion into linear motion.
  • a modification described in Patent Document 1 is known.
  • This modification includes an annular shaft having a space extending in the axial direction therein, a solar shaft disposed inside the annular shaft, and a plurality of planetary shafts disposed around the solar shaft.
  • the male screw force formed on the outer periphery of the planetary shaft and the internal screw formed on the inner periphery of the annular shaft and the male screw formed on the outer periphery of the solar shaft are interlaced with each other. The force is transmitted.
  • the solar axis moves linearly along the axial direction of the ring axis through the planetary movement of the planetary axis obtained by rotating the ring axis. That is, the conversion mechanism converts the rotational motion input to the ring axis into a linear motion of the sun axis.
  • the conversion mechanism includes a first annular gear provided at one end of the annular shaft and a first planetary gear provided at one end of the planetary shaft so as to mesh with the first annular gear.
  • a gear mechanism configured.
  • Patent Document 1 International Publication WO2004Z094870
  • An object of the present invention is to provide a rotational linear motion mechanism capable of suppressing the inclination of the planetary shaft caused by the meshing between the planetary gear and at least one of the annular shaft and the sun shaft. It is to provide.
  • an annular shaft having a space extending in the axial direction therein, a solar shaft disposed inside the annular shaft, and the sun
  • a planetary shaft disposed around the shaft, and a first gear mechanism and a second gear mechanism that transmit force between the annular shaft and the planetary shaft, and the annular shaft and the sun
  • a rotational linear motion conversion mechanism that converts rotational motion of one of the shafts into linear motion along the other axial direction of the annular shaft and the sun shaft through planetary motion of the planetary shaft.
  • the planetary shaft includes a first planetary gear that forms part of the first gear mechanism, and a second gear that forms part of the second gear mechanism.
  • the planetary shaft is configured to allow relative rotation between the first planetary gear and the second planetary gear.
  • an annular shaft having a space extending in the axial direction therein, a solar shaft disposed inside the annular shaft, and a planet disposed around the solar shaft And a first gear mechanism and a second gear mechanism that transmit force between the planetary axis and the sun axis, and the rotational movement of one of the planetary axis and the sun axis is
  • a rotational linear motion mechanism is provided that converts to a linear motion along the other of the planetary axis and the sun axis through planetary motion of the planetary axis.
  • the planetary shaft includes a first planetary gear that forms part of the first gear mechanism, and a second gear that forms part of the second gear mechanism.
  • the planetary shaft is configured such that relative rotation between the first planetary gear and the second planetary gear is allowed.
  • FIG. 1 is a perspective view of a conversion mechanism of a first embodiment that specifically illustrates a rotational linear motion modification according to the present invention.
  • 2 is a perspective view showing the internal structure of the conversion mechanism of FIG.
  • FIG. 3 (A) is a cross-sectional view of the ring shaft in the modification of FIG. (B) is a sectional view showing a state in which a part of the ring shaft of FIG. 1 is disassembled.
  • FIG. 4 (A) is a front view of the sun shaft in the conversion mechanism of FIG. (B) is a front view showing a state in which a part of the sunshaft of (A) is disassembled.
  • FIG. 5 is a front view of a planetary shaft for the conversion mechanism of FIG.
  • B is a front view showing a state in which a part of (A) is disassembled.
  • C is sectional drawing which follows the centerline of the back planetary gear of (A).
  • FIG. 6 is a cross-sectional view taken along the center line of the conversion mechanism of FIG.
  • FIG. 7 is a sectional view taken along line 7-7 in FIG. 6 of the conversion mechanism in FIG.
  • FIG. 8 is a sectional view taken along line 8-8 in FIG. 6 of the conversion mechanism in FIG.
  • FIG. 9 is a cross-sectional view of the conversion mechanism of FIG. 1 taken along line 9 9 in FIG.
  • the Henura structure 1 includes a ring shaft 2 having a space extending in the axial direction, a sun shaft 3 disposed inside the ring shaft 2, and a plurality of planetary shafts disposed around the sun shaft 3. It is configured in combination with 4.
  • the ring shaft 2 and the sunshaft 3 are arranged such that their centerlines are aligned or substantially aligned with each other.
  • the sun shaft 3 and the planetary shafts 4 are arranged in a state where their centerlines are parallel to each other or substantially parallel to each other.
  • the planetary shafts 4 are arranged at equal intervals around the sun shaft 3.
  • a posture in which its own center line is aligned with a center line of the sunshaft 3 and a posture in which it is substantially aligned are defined as a matching posture.
  • the posture in which the center line of itself is parallel to and substantially parallel to the center line of the sun shaft 3 Is a parallel posture. That is, the ring shaft 2 is arranged in a state of being held in the aligned posture.
  • Each planetary shaft 4 is arranged in a state of being held in a parallel posture.
  • the screw and gear provided on the ring shaft 2 and the screw and gear provided on each planetary shaft 4 mesh with each other, whereby the ring shaft 2 and each planetary shaft 4 One component force is also transmitted to the other component force.
  • the screws and gears provided on the sunshaft 3 and the screws and gears provided on each planetary shaft 4 are meshed with each other, so that the configuration of one of the levers on the sunshaft 3 and each planetary shaft 4 is configured. Force is transmitted from one element to the other.
  • Modification 1 operates as follows based on the combination of these components.
  • each planetary shaft 4 is sun-shafted through the transmitted force of the same component force. Planetary movement around 3. Accordingly, the ring shaft 2 and the sun shaft 3 are parallel to the center line of the ring shaft 2 (sun shaft 3) with respect to each planetary shaft 4 through the force transmitted from each planetary shaft 4 to the ring shaft 2 and the sun shaft 3. Move to.
  • the conversion mechanism 1 converts the rotational motion of one of the ring shaft 2 and the sun shaft 3 into the other linear motion of the ring shaft 2 and the sun shaft 3.
  • the direction in which the sun shaft 3 is pushed out from the ring shaft 2 is the front direction FR
  • the direction in which the sun shaft 3 is drawn into the ring shaft 2 is The rear direction.
  • the front side FR range from this reference position is the front side
  • the rear side RR side range from the reference position is the back side.
  • a front collar 51 and a rear collar 52 that support the sunshaft 3 are fixed to the ring shaft 2.
  • the ring shaft 2, the front collar 51, and the rear collar 52 move together.
  • the opening on the front side is closed by the front collar 51.
  • the opening on the back side is closed by the back collar 52.
  • the sun shaft 3 has a bearing 51A for the front collar 51 and a bearing 5 for the rear collar 52. Supported by 2A.
  • each planetary shaft 4 is not supported by either the front collar 51 or the rear collar 52. That is, in the first modification, the radial position of the sunshaft 3 is restrained by the engagement with the screw and gear and the front collar 51 and the rear collar 52, while the radial direction of each planetary shaft 4 is The position is restricted only by the engagement of the screw and gear.
  • the structure of the ring shaft 2 will be described with reference to FIG.
  • the ring shaft 2 is configured by a combination of a ring shaft main body 21 (annular shaft main body), a front ring gear 22 (first annular gear), and a rear ring gear 23 (second annular gear).
  • the center line (axis) of the ring shaft main body 21 corresponds to the center line (axis) of the ring shaft 2. Accordingly, the alignment posture of the ring shaft 2 is ensured when the center line of the ring shaft main body 21 is aligned or substantially aligned with the center line of the sun shaft 3.
  • the front ring gear 22 and the rear ring gear 23 correspond to internal ring gears, respectively.
  • the ring shaft main body 21 includes a main body screw portion 21A having an internal thread 24 formed on the inner peripheral surface, a main body gear portion 21B to which the front ring gear 22 is assembled, and a main body gear portion to which the rear ring gear 23 is assembled. Includes 21C.
  • the front ring gear 22 is formed separately from the ring shaft main body 21 as a flat-toothed internal gear. Further, the front ring gear 22 is configured such that its center line is aligned with the center line of the ring shaft body 21 when assembled to the ring shaft body 21. In this embodiment, the front ring gear 22 is fixed to the ring shaft main body 21 by press-fitting according to the manner of assembling the front ring gear 22 to the ring shaft main body 21. The front ring gear 22 can be fixed to the ring shaft main body 21 by a method other than press fitting. [0021] The rear ring gear 23 is formed as a spur internal gear separately from the ring shaft main body 21.
  • the rear ring gear 23 is configured such that its center line is aligned with the center line of the ring shaft main body 21 when assembled to the ring shaft main body 21.
  • the back ring gear 23 is fixed to the ring shaft main body 21 by press-fitting according to the manner of assembling the back ring gear 23 to the ring shaft main body 21.
  • the back ring gear 23 can be fixed to the ring shaft body 21 by a method other than press fitting.
  • the front ring gear 22 and the rear ring gear 23 are configured as gears having the same shape. That is, the specifications (reference pitch circle diameter, number of teeth, etc.) of the front ring gear 22 and the rear ring gear 23 are set to the same value.
  • the sun shaft 3 is configured by a combination of a sun shaft main body 31 (sun shaft main body) and a rear sun gear 33.
  • the center line (axis line) of the sun shaft body 31 corresponds to the center line (axis line) of the sun shaft 3.
  • the sunshaft main body 31 includes a main body screw portion 31A having a male thread 34 formed on the outer peripheral surface, a main body gear portion 31B having a front sun gear 32 (first sun gear) that is a spur external gear, The main body gear portion 31C to which the rear sun gear 33 (second sun gear) is assembled is included.
  • the front sun gear 32 and the rear sun gear 33 correspond to sun gears of external teeth, respectively.
  • the rear sun gear 33 is formed separately from the sun shaft main body 31 as a spur external gear. Further, when assembled to the sun shaft main body 31, the center line of the sun shaft main body 31 is aligned with the center line of the sun shaft main body 31. In this embodiment, the rear sun gear 33 is fixed to the sun shaft main body 31 by press-fitting according to the manner in which the rear sun gear 33 is assembled to the sun shaft main body 31. The rear sun gear 33 can be fixed to the sun shaft main body 31 by a method other than press fitting.
  • the front sun gear 32 and the rear sun gear 33 are configured as gears having the same shape. That is, the specifications (standard pitch circle diameter, number of teeth, etc.) of the front sun gear 32 and the rear sun gear 33 are set to the same value.
  • Planetary shaft 4 Is constituted by a combination of a planetary shaft main body 41 (planetary shaft main body) and a rear planetary gear 43.
  • the center line (axis line) of the planetary shaft body 41 corresponds to the center line (axis line) of the planetary shaft 4. Therefore, when the center line of the planetary shaft body 41 is parallel or substantially parallel to the center line of the sun shaft 3, the parallel posture of the planetary shaft 4 is ensured.
  • the planetary shaft main body 41 includes a main body screw portion 41A having a male screw 44 formed on the outer peripheral surface, and a main body gear portion 41B having a front planetary gear 42 (first planetary gear) which is a spur external gear.
  • the rear planetary gear 43 (second planetary gear) 43 includes a rear-side shaft 41R and a front-side shaft 41F that is fitted into a jig when the modification 1 is assembled.
  • the front planetary gear 42 and the rear planetary gear 43 correspond to planetary gears having external teeth, respectively.
  • the rear planetary gear 43 is formed as a spur external gear separately from the planetary shaft main body 41. Further, the rear planetary gear 43 is assembled to the planetary shaft main body 41 by inserting the rear shaft 41R of the planetary shaft main body 41 into the bearing hole 43H. Further, when assembled to the planetary shaft main body 41, the center line of itself is configured to be aligned with the center line of the planetary shaft main body 41.
  • the front planetary gear 42 and the back planetary gear 43 are configured as gears having the same shape. That is, the specifications (reference pitch circle diameter, number of teeth, etc.) of the front planetary gear 42 and the back planetary gear 43 are set to be equal to each other.
  • each planetary shaft 4 the female screw 24 of the ring shaft main body 21 and the male screw 44 of each planetary shaft main body 41 are meshed with each other. Further, the front ring gear 22 of the ring shaft main body 21 and the front planetary gear 42 of each planetary shaft main body 41 are mated. Further, the rear ring gear 23 of the ring shaft main body 21 and the rear planetary gear 43 of each planetary shaft main body 41 are mixed together.
  • each planetary shaft 4 the male screw 34 of the sun shaft main body 31 and the male screw 44 of each planetary shaft main body 41 are put together. Further, the front sun gear 32 of the sun shaft main body 31 and the front planetary gear 42 of each planetary shaft main body 41 are mated. Further, the rear sun gear 33 of the sun shaft main body 31 and the rear planetary gear 43 of each planetary shaft main body 41 are mixed together.
  • the modified mechanism 1 is composed of a reduction mechanism comprising the female screw 24 of the ring shaft 2, the male screw 34 of the sun shaft 3, and the male screw 44 of each planetary shaft 4, the front ring gear 22 and the front sun gear 32. And a speed reduction mechanism (second gear mechanism) composed of a rear ring gear 23, a rear sun gear 33, and each rear planetary gear 43. With! / Speak.
  • the operation method (motion conversion method) for converting the rotational motion into a linear motion is determined based on the setting mode of the number of teeth of each gear and the number of threads of each screw. . That is, as a motion conversion method, there are a sun axis displacement method in which the sun shaft 3 is linearly moved by the rotational motion of the ring shaft 2 and an annular shaft displacement method in which the ring shaft 2 is linearly moved by the rotational motion of the sun shaft 3. Either can be selected.
  • a motion conversion method there are a sun axis displacement method in which the sun shaft 3 is linearly moved by the rotational motion of the ring shaft 2 and an annular shaft displacement method in which the ring shaft 2 is linearly moved by the rotational motion of the sun shaft 3. Either can be selected.
  • an operation mode of the conversion mechanism 1 in each motion conversion method will be described.
  • each front planetary gear 42 and front ring gear 22 mesh, each back planetary gear 43 and rear ring gear 23 mesh, and each male screw 44
  • the ring shaft 2 is displaced in the axial direction.
  • Ring gear effective diameter DGr Reference pitch circle diameter of each ring gear 22, 23.
  • Sun gear effective diameter DGs Reference pitch circle diameter of each sun gear 32, 33.
  • Ring screw effective diameter DSr Reference pitch circle diameter of female screw 24 of ring shaft 2.
  • A) differs from the ratio of the number of planetary gear teeth ZGp to the number of planetary gear teeth ZGs (the planetary-to-sun gear ratio ZGA).
  • the ratio of the number of annular threads ZSr to the number of planetary threads ZSp is the ratio of the number of annular gear teeth ZGr to the number of planetary gear teeth ZGp (the ratio of planetary to annular teeth ZG
  • the ratio of the number of ring threads ZSr to the number of planetary threads ZSp (the ratio of the number of planetary rings to the ring ZSB) is the planetary gear. It is different from the ratio of the number of teeth of the annular gear ZGr to the number of teeth ZGp (the ratio of the number of planetary teeth to the ring ZG B).
  • the ratio of the number of planetary screw threads ZSp to the number of solar threads ZSs (planetary-to-sunline ratio ZSA) is equal to the ratio of planetary gear teeth number ZGp to the number of solar gear teeth ZGs (planet-to-sun tooth ratio ZGA). That is, the following [Equation 21] and [Equation 22] hold.
  • the speed reduction mechanism composed of the female thread 24, the male thread 34, and the male thread 44 is the first planetary deceleration mechanism, and each ring gear 22, 23, each sun gear 32, 33, and each plastic talent Tari gear 42, 43.
  • the decelerating mechanism composed of these is the second planetary decelerating mechanism.
  • the modification 1 tends to occur according to the difference between the ratio of the number of teeth of the sun shaft 3 or the ring shaft 2 to the planetary shaft 4 and the number of teeth between the two kinds of planetary speed reduction mechanisms.
  • the rotational motion is converted into linear motion by obtaining axial displacement corresponding to the rotational angle difference through each screw.
  • the ring shaft 2 and the sun shaft 3 are both! And at least one of the “effective number of teeth” and the “effective number of strips” described below.
  • the linear motion of the sunshaft 3 based on the relationship between the planetary-to-sun ratio ZSA and the planetary-to-sun ratio ZGA, or the planet-to-annular ratio ZSB and planet-to-circle It is possible to obtain a linear motion of the ring shaft 2 based on the relationship with the ring tooth number ratio ZGB.
  • a general planetary reduction mechanism composed of a ring gear, a sun gear, and a planetary gear, that is, a planetary gear reduction mechanism that reduces rotation through the meshing of gears, has the following formula:
  • [Equation 31] shows the relationship established between the reference pitch circle diameters of the ring gear, sun gear, and planetary gear.
  • [Equation 32] shows the relationship established between the number of teeth in the ring gear, sun gear, and planetary gear.
  • [Equation 33] shows the relationship established between the reference pitch circle diameter and the number of teeth for the ring gear, sun gear, and planetary gear.
  • DAr DAs + 2 X DAp...
  • the second planetary reduction mechanism that is, the reduction mechanism constituted by the ring gears 22, 23, the sun gears 32, 33, and the planetary gears 42, 43 is the same as the planetary gear type reduction mechanism.
  • the relationships that hold are expressed by the following [Equation 41] to [Equation 43].
  • the "effective number of teeth" It is expressed as the difference between the number of teeth and the reference number of teeth.
  • the ring shaft 2 or the sun shaft 3 can be linearly moved by setting the number of effective teeth to a value other than “0” for either the ring shaft 2 or the sun shaft 3.
  • a planetary reduction mechanism similar to the planetary gear reduction mechanism described above, which is composed of an annular screw equivalent to a ring gear, a sun screw equivalent to a sun gear, and a planetary screw equivalent to a planetary gear, that is, In the planetary screw type speed reduction mechanism that performs only the reduction of rotation as in the above planetary gear type speed reduction mechanism through screw engagement, the relationships shown in the following [Formula 51] to [Formula 53] hold.
  • [Equation 51] shows the relationship established between the reference pitch circle diameters of the ring screw, sun screw, and planetary screw.
  • [Formula 52] shows the relationship established between the number of threads of the annular screw, solar screw, and planetary screw.
  • [Equation 53] shows the relationship established between the reference pitch circle diameter and the number of threads of the ring screw, solar screw, and planetary screw.
  • the standard number of threads for the female screw 24 of the ring shaft 2 is indicated by the standard number of annular threads ZSR
  • the number of standard threads for the male screw 34 of the sunshaft 3 is indicated by the standard number of solar threads ZSS.
  • the number of planetary gears in a general planetary gear reduction mechanism is a divisor of the sum of the number of teeth of the sun gear and the number of teeth of the ring gear. Therefore, the number of planetary shafts 4 (variety arrangement number Np) in the variable structure 1 is “the divisor of the sum of the number of sun screw threads ZSs and the number of ring screw threads ZSr” and the number of sun gear teeth ZGs and the number of rings. This is a common divisor for both of the "divisor of the sum of the number of gear teeth and ZGr".
  • the ratio of the number of teeth of the annular gear ZGr to the number of teeth of the sun gear ZGs and the number of teeth of the planetary gear Z Gp (the total number of teeth ratio ZGT) is calculated from the effective diameter of the annular gear DGr and the effective diameter of the sun gear DGs By setting it equal to the ratio of the planetary gear effective diameter DGp (total effective diameter ratio ZST), each screw and each gear mesh simultaneously. In other words, by setting the number of teeth of each gear and the number of threads of each screw so that the relationship of the following [Equation 71] is established, each screw and each gear are meshed simultaneously.
  • each planetary shaft 4 the rotation phase of each planetary shaft 4 is the same.
  • the planetary gears 42 and 43, the ring gears 22 and 23, and the sun gears 32 and 33 start and end at the same time.
  • torque fluctuations due to the meshing of each gear occur, and there is a concern that the operating noise will increase and the durability of the gear will decrease.
  • the total number of teeth ratio ZGT and the total effective diameter ratio ZST are set to different values within a range where the following conditions (A) to (C) are satisfied.
  • the total tooth number ratio ZGT and the total effective diameter ratio ZST may be set to different values within a range where at least one of the conditions (A) to (C) is satisfied.
  • Planetary arrangement number Np is different from the divisor of planetary gear teeth number ZGp, that is, planetary arrangement number Np and planetary gear teeth number ZGp have no divisors other than “1”.
  • the main items indicating the specifications of the conversion mechanism 1 include the following items (A) to (I) including the number of effective stripes and the number of effective teeth.
  • the "motion conversion method" in (A) indicates an operation method for converting rotational motion into linear motion. That is, when the sun shaft 3 is linearly moved by the rotational motion of the ring shaft 2, the motion conversion method is the “sun axis displacement method”. When the ring shaft 2 is linearly moved by the rotational motion of the sunshaft 3, the motion conversion method is the “annular shaft displacement method”.
  • the "screw relation between the sun and the planet" in (B) shows the relation of the twist direction between the male screw 34 of the sun shaft 3 and the male screw 44 of the planetary shaft 4. That is, when the twisting direction of the male screw 34 of the sun shaft 3 and the twisting direction of the male screw 44 of the planetary shaft 4 are opposite to each other, the screw relationship between the sun and the planet is “reverse”. When the twist direction of the male screw 34 of the sunshaft 3 and the twist direction of the male screw 44 of the planetary shaft 4 are in the same direction, the screw relationship between the sun and the planet is “forward”.
  • the “number of planetary shafts” in (C) indicates the number of planetary shafts 4 arranged around the sun shaft 3.
  • the “thread ratio” in (D) indicates the ratio between the number of solar threads ZSs, the number of planetary threads ZSp, and the number of ring threads Z Sr. That is, the “thread ratio” is “ZSs: ZSp: ZSr”.
  • Gear number ratio indicates the ratio of the sun gear teeth number ZGs, the planetary gear teeth number ZGp, and the ring gear teeth number ZGr. That is, the gear tooth ratio is ZGs: ZGp: ZGr.
  • Effective diameter ratio of screw indicates the ratio of effective diameter of solar screw DSs, effective diameter of planetary screw DSp, and effective diameter of ring screw DSr. That is, the effective diameter ratio of the screw is DSs: DSp: DSr.
  • the “gear effective diameter ratio” in (G) indicates the ratio of the sun gear effective diameter DGs, the planetary gear effective diameter DGp, and the annular gear effective diameter DGr. That is, the effective diameter ratio of the gear is DGs: DGp: DGr.
  • Effective number of strips indicates the difference between the actual number of thread strips (the number of strips in (D) above) and the standard number of strips.
  • the motion conversion method is the solar axis displacement method
  • the effective number of strips is the value obtained by subtracting the reference number of strips ZSS from the number of solar threads ZSs in (D) above.
  • the motion conversion method is the annular shaft displacement method
  • the effective number of strips is the value obtained by subtracting the standard number of ring strips ZSR from the number of ring threads ZSr in (D) above.
  • Effective number of teeth in (I) indicates the difference between the actual number of gear teeth (the number of teeth in (E) above) and the reference number of teeth.
  • the number of effective teeth is the value obtained by subtracting the reference sun tooth number ZGS from the sun gear tooth number ZGs in (E) above.
  • the effective number of teeth is the value obtained by subtracting the reference number of annular teeth ZGR from the number of annular gear teeth ZGr in (E) above.
  • the planetary shaft 4 is configured so that relative rotation between the front planetary gear 42 and the rear planetary gear 43 is allowed.
  • the rotational phase shift between the front ring gear 22 and the rear ring gear 23 is absorbed. That is, when a rotational phase shift occurs between the front ring gear 22 and the rear ring gear 23, the rear planetary gear 43 rotates relative to the shaft body 41 (relative rotation between the front planetary gear 42 and the rear planetary gear 43). Through this, the rotational phase shift is absorbed.
  • the structure 1 is manufactured as follows. That is, in the manufacturing process of the conversion mechanism 1, the rotational phases of the front ring gear 22 and the rear ring gear 23 are controlled by combining the components while managing the rotational phases of the front ring gear 22 and the rear ring gear 23. Reduce the deviation from the rotational phase. However, in this case, it is necessary to strictly control the rotational phase of each gear, which reduces productivity. In addition, even if the rotational phase of each gear is managed, it is assumed that the phase shift will not be reduced sufficiently.
  • the radial position of the sun shaft 3 is determined by the engagement between the screws and the engagement between the gears, and the front collar 51 and the rear collar 52. It is restrained.
  • Each planetary shaft 4 has its radial position constrained by the engagement of screws and the engagement of gears.
  • the modification 1 is configured with fewer components that restrain each planetary shaft 4, the planetary shaft 4 is preferably prevented from being inclined with respect to the direction of the central axis of the sunshaft 3. ⁇ U can be.
  • the front collar 51 has a plurality of oil holes 51H.
  • the lubricating oil can be supplied to the meshing portion of the screw and gear through the oil hole 51H, so that the life of the screw and gear can be improved.
  • the foreign matter inside the structure 1 is discharged to the outside by supplying the lubricating oil through the oil hole 51H, it is possible to suppress deterioration in conversion efficiency and malfunction due to the foreign matter.
  • the total tooth number ratio ZGT and the total effective diameter ratio ZST are set to different values within the range where the conditions (A) to (C) are satisfied. Yes.
  • the first embodiment can be implemented with modifications as shown below, for example.
  • the configuration in which the shaft body 41 and the rear planetary gear 43 are formed separately is adopted as a configuration for allowing relative rotation between the front planetary gear 42 and the rear planetary gear 43.
  • it can be changed as follows. Shaft book The body 41, the front planetary gear 42, and the rear planetary gear 43 are formed separately and combined so that these elements can rotate relative to each other. As a result, relative rotation between the front planetary gear 42 and the rear planetary gear 43 is allowed.
  • the conversion mechanism 1 of the first embodiment is generated according to the difference between the gear ratio of the sun shaft 3 or the ring shaft 2 with respect to the planetary shaft 4 between the two types of planetary speed reduction mechanisms.
  • the rotational motion is converted into a linear motion through the difference in rotational angle, the motion is based on the operating principle.
  • the modification of the present embodiment described below is a modification that operates based on the following operation principle. Note that the conversion mechanism of the second embodiment is different from the conversion mechanism 1 of the first embodiment in that the configuration described below is adopted, and other than that, the conversion mechanism of the first embodiment is different. The same configuration as 1 is adopted.
  • the relative force in the rotational direction of each gear is set such that the sun gear teeth and the planetary gear teeth are set in opposite directions. Are set to the same size.
  • the ring gear a gear having a twist angle in the same direction as that of the planetary gear is employed.
  • a sun screw corresponding to a sun gear and a planetary screw corresponding to a planetary gear are used for the ring screw corresponding to the ring gear.
  • the pitch and lead angle of each screw are set to the same size, and the sun screw is set to the screw in the reverse direction.
  • none of the constituent elements is displaced in the axial direction with respect to the other constituent elements.
  • by changing the lead angle of the sun screw or ring screw to the reference state force while securing the screw engagement assuming that the relative displacement in the axial direction does not occur as the reference state. It becomes possible to displace the solar screw or ring screw in the axial direction.
  • the displacement component is not displaced in the axial direction, and the conditions are the following conditions (1) to (3).
  • the ratio of the reference pitch circle diameter of the solar screw, planetary screw and ring screw is the same as the ratio of the number of threads of the solar screw, planetary screw and ring screw.
  • the variation 1 is configured so that the following conditions (A) to (D) are satisfied.
  • the structure 1 is configured so that the following conditions (A) to (C) and (E) are satisfied.
  • the number of threads of the female shaft 24 of the ring shaft 2, the male thread 34 of the sun shaft 3 and the male thread 44 of the planetary shaft 4 when the relationship of [Formula 81] is satisfied is the “standard number of threads”, and the number of threads and the standard Assuming that the difference from the number of strips is the “effective strip count”, in the conversion mechanism 1, the “valid strip count” is set to a value other than “0” for either of the ring shaft 2 and the sun shaft 3. By setting, the ring shaft 2 or the sun shaft 3 can be linearly moved.
  • the specific setting mode is shown in “Specific examples of the number setting mode”.
  • the main items indicating the specifications of the conversion mechanism 1 of the present embodiment include the following items (A) to (E) including the ratio of the reference pitch circle diameter and the ratio of the number of strips.
  • the "motion conversion method" in (A) indicates an operation method for converting rotational motion into linear motion. That is, when the sun shaft 3 is linearly moved by the rotational motion of the ring shaft 2, the motion conversion method is the “sun axis displacement method”. When the ring shaft 2 is linearly moved by the rotational motion of the sun shaft 3, the motion conversion method is the “annular axis displacement method”.
  • (B) “Relationship of the screw between the sun and the planet” shows the relationship of the twist direction between the male screw 34 of the sun shaft 3 and the male screw 44 of the planetary shaft 4. That is, when the twisting direction of the male screw 34 of the sun shaft 3 and the twisting direction of the male screw 44 of the planetary shaft 4 are opposite to each other, the screw relationship between the sun and the planet is “reverse”. When the twist direction of the male screw 34 of the sunshaft 3 and the twist direction of the male screw 44 of the planetary shaft 4 are in the same direction, the screw relationship between the sun and the planet is “forward”.
  • the “thread ratio” in (D) indicates the ratio between the number of solar threads ZSs, the number of planetary threads ZSp, and the number of ring threads Z Sr. That is, the thread ratio is ZSs: ZSp: ZSr.
  • Effective number of strips in (E) indicates the difference between the actual number of thread strips (the number of strips in (D) above) and the standard number of strips.
  • the effective number of strips is the value obtained by subtracting the reference number of strips ZSS from the number of solar threads ZSs in (D) above.
  • the effective number of strands is the value obtained by subtracting the standard number of annular strands ZSR from the number of annular threads ZSr in (D) above.
  • the following setting modes are further adopted for the number of teeth of each gear and the reference pitch circle diameter, and the number of threads of each screw and the reference pitch circle diameter.
  • the planetary screw effective diameter DSp and the planetary gear effective diameter DGp are set to the same size.
  • the ratio of the number of planetary gear teeth ZGp to the number of ring gear teeth ZGr is set to be the same as the ratio of the planetary screw effective diameter DSp and the annular screw effective diameter DSr. Therefore, the ratio between the number of planetary gear teeth ZGp and the number of annular gear teeth ZGr is equal to the ratio of the number of planetary screw threads ZSp and the number of annular screw teeth ZSr.
  • the rotational speed relationship between the ring shaft 2 and the planetary shaft 4 is accurately regulated by the ratio of the number of teeth of the ring gears 22, 23 and the planetary gears 42, 43, and the effective diameter DSp of the planetary screw and the ring
  • the ratio with the effective diameter of the screw DSr is maintained at the ratio of the effective diameter that should be originally set.
  • the planetary screw effective diameter DSp and the planetary gear effective diameter DGp are set to the same size.
  • the ratio of the number of planetary gear teeth ZGp to the number of sun gear teeth ZGs is set to be the same as the ratio of the planetary screw effective diameter DSp and the solar screw effective diameter DSs. Therefore, the ratio of the number of planetary gear teeth ZGp and the number of sun gear teeth ZGs is equal to the ratio of the planetary screw threads ZSp and the sun screw threads ZSs.
  • At least one of the front ring gear 22 and the rear ring gear 23 may be omitted. That is, at least one of the front planetary gear 42 and the rear planetary gear 43 may be changed to a structure that does not fit the ring shaft 2.
  • At least one of the front sun gear 32 and the rear sun gear 33 may be omitted. That is, at least one of the front planetary gear 42 and the rear planetary gear 43 may be changed to a structure that does not squeeze the sun shaft 3.

Abstract

　円環軸と、該円環軸の内部に配置される太陽軸と、該太陽軸の周囲に配置される遊星軸と、円環軸と前記遊星軸との間で力の伝達を行う第１歯車機構及び第２歯車機構とを備える回転直線運動変換機構が開示される。遊星軸は、第１歯車機構の一部を構成する第１遊星歯車と、第２歯車機構の一部を構成する第２歯車とを有し、該遊星軸は第１遊星歯車と第２遊星歯車との間の相対的な回転が許容されるように構成される。

Description

明 細 書
回転直線運動変換機構
技術分野
[0001] 本発明は、回転運動を直線運動に変換する回転直線運動変換機構に関する。
背景技術
[0002] 上記回転直線運動変 構としては、例えば特許文献 1に記載の変 構が知ら れている。この変 構は、軸方向へ延びる空間を内部に有する円環軸と円環軸の 内部に配置される太陽軸と太陽軸の周囲に配置される複数の遊星軸とを備えて 、る 。また、遊星軸の外周に形成された雄ねじ力 円環軸の内周に形成された雌ねじと、 太陽軸の外周に形成された雄ねじとにそれぞれ嚙み合わされることにより、これら各 構成要素の間で力が伝達される。円環軸を回転運動させたときに得られる遊星軸の 遊星運動を通じて太陽軸が円環軸の軸方向に沿って直線運動する。すなわち、上 記変換機構は、円環軸に入力された回転運動を太陽軸の直線運動に変換する。
[0003] 上記変 «構においては、円環軸と遊星軸との間でねじの嚙み合いに加えて歯車 機構の嚙み合いによっても力の伝達が行われるように 2つの歯車機構が設けられて いる。すなわち、上記変換機構は、円環軸の一端に設けられた第 1円環歯車と、該第 1円環歯車に嚙み合うように遊星軸の一端に設けられた第 1遊星歯車とにより構成さ れる歯車機構と、円環軸の他端に設けられた第 2円環歯車と、該第 2円環歯車に嚙 み合うように遊星軸の他端に設けられた第 2遊星歯車とにより構成される歯車機構と を有している。
[0004] ところで、上記特許文献 1の変 構においては、第 1円環歯車の回転位相と第 2 円環軸歯車の回転位相が異なるとき、この回転位相のずれに起因して遊星軸が基 準の姿勢 (遊星軸の中心線が太陽軸の中心線に対して平行となる姿勢）に対して傾 いた状態で円環軸と太陽軸との間に配置されるようになる。これにより、円環軸と遊星 軸と太陽軸との間において各ねじの嚙み合いが不均一となるため、局部的な摩耗の 増大やそれにともなう回転運動から直線運動への変換効率の低下が生じる。なお、こ うした問題は、上記変換機構に限られず、遊星軸の歯車と円環軸及び太陽軸の少な くとも一方の歯車とにより構成される歯車機構を複数備える変 構であれば同様に 生じる。
特許文献 1：国際公開 WO2004Z094870号公報
発明の開示
[0005] 本発明の目的は、遊星軸の歯車と、円環軸及び太陽軸の少なくとも一方の歯車と の嚙み合いに起因する遊星軸の傾きを抑制することのできる回転直線運動変 構を提供することにある。
[0006] 上記目的を達成するために、本発明の第 1の態様に従い、軸方向へ延びる空間を 内部に有する円環軸と、前記円環軸の内部に配置される太陽軸と、前記太陽軸の周 囲に配置される遊星軸と、前記円環軸と前記遊星軸との間で力の伝達を行う第 1歯 車機構及び第 2歯車機構とを備え、前記円環軸及び前記太陽軸のうちの一方の回 転運動を、前記遊星軸の遊星運動を通じて前記円環軸及び前記太陽軸のうちの他 方の軸方向に沿った直線運動に変換する回転直線運動変換機構が提供される。遊 星軸は、前記第 1歯車機構の一部を構成する第 1遊星歯車と、前記第 2歯車機構の 一部を構成する第 2歯車とを有する。遊星軸は前記第 1遊星歯車と前記第 2遊星歯 車との間の相対的な回転が許容されるように構成される。
[0007] 本発明の第 2の態様に従い、軸方向へ延びる空間を内部に有する円環軸と、前記 円環軸の内部に配置される太陽軸と、前記太陽軸の周囲に配置される遊星軸と、前 記遊星軸と前記太陽軸のとの間で力の伝達を行う第 1歯車機構及び第 2歯車機構と を備え、前記遊星軸及び前記太陽軸うちの一方の回転運動を、前記遊星軸の遊星 運動を通じて前記遊星軸及び前記太陽軸のうちの他方の軸方向に沿った直線運動 に変換する回転直線運動変 構が提供される。遊星軸は、前記第 1歯車機構の 一部を構成する第 1遊星歯車と、第 2歯車機構の一部を構成する第 2歯車とを有する 。遊星軸は前記第 1遊星歯車と前記第 2遊星歯車との間の相対的な回転が許容され ように構成される。
図面の簡単な説明
[0008] [図 1]本発明にかかる回転直線運動変 構を具体ィ匕した第 1実施形態について、 その変換機構の斜視図。 [図 2]図 1の変換機構の内部構造を示す斜視図。
[図 3] (A)は、図 1の変 構におけるリングシャフトの断面図。（B)は、図 1のリング シャフトの一部を分解した状態を示す断面図。
[図 4] (A)は、図 1の変換機構におけるサンシャフトの正面図。（B)は、（A)のサンシ ャフトの一部を分解した状態を示す正面図。
[図 5] (A)は、図 1の変換機構についてプラネタリシャフトの正面図。（B)は、（A)の一 部を分解した状態を示す正面図。（C)は、（A)の背面プラネタリギアの中心線に沿う 断面図。
[図 6]図 1の変換機構の中心線に沿う断面図。
[図 7]図 1の変換機構の図 6の 7— 7線に沿う断面図。
[図 8]図 1の変換機構の図 6の 8— 8線に沿う断面図。
[図 9]図 1の変換機構の図 6の 9 9線に沿う断面図。
発明を実施するための最良の形態
[0009] 本発明の第 1実施形態について、図 1〜図 9を参照して説明する。以下では、本実 施形態の回転直線運動変換機構 1の構造、同変換機構 1の動作態様、同変換機構 1の動作原理の順に従って説明を行う。
[0010] <変換機構 1の構造 >
図 1及び図 2を参照して、変換機構 1の構造の概略について説明する。 変浦構 1は、軸方向へ延びる空間を内部に有するリングシャフト 2と、リングシャフ ト 2の内部に配置されるサンシャフト 3と、サンシャフト 3の周囲に配置される複数のプ ラネタリシャフト 4との組み合わせにより構成されている。リングシャフト 2及びサンシャ フト 3は、各々の中心線が互いに整合する状態または実質的に整合する状態で配置 されている。サンシャフト 3及び各プラネタリシャフト 4は、各々の中心線が互いに平行 となる状態または実質的に平行となる状態で配置されている。また、各プラネタリシャ フト 4はサンシャフト 3のまわりにおいて等間隔に配置されている。
[0011] 本実施形態では、変換機構 1の各構成要素について、自身の中心線がサンシャフ ト 3の中心線と整合する姿勢及び実質的に整合する姿勢を整合姿勢とする。また、自 身の中心線がサンシャフト 3の中心線と平行となる姿勢及び実質的に平行となる姿勢 を平行姿勢とする。すなわち、リングシャフト 2は、整合姿勢に保持された状態で配置 されている。また、各プラネタリシャフト 4は平行姿勢に保持された状態で配置されて いる。
[0012] 変換機構 1において、リングシャフト 2に設けられたねじ及びギアと、各ブラネタリシ ャフト 4に設けられたねじ及びギアとが嚙み合うことにより、リングシャフト 2及び各ブラ ネタリシャフト 4においてその一方の構成要素力も他方の構成要素に力が伝達される 。また、サンシャフト 3に設けられたねじ及びギアと、各プラネタリシャフト 4に設けられ たねじ及びギアとが嚙み合うことにより、サンシャフト 3及び各プラネタリシャフト 4にお V、てその一方の構成要素から他方の構成要素に力が伝達される。
[0013] 変 構 1は、こうした各構成要素の組み合わせに基づいて次のように動作する。
リングシャフト 2及びサンシャフト 3の一方の構成要素力 リングシャフト 2 (サンシャフト 3)の中心線を回転軸として回転運動するとき、同構成要素力 伝達された力を通じ て各プラネタリシャフト 4がサンシャフト 3のまわりで遊星運動する。これにより、各ブラ ネタリシャフト 4からリングシャフト 2及びサンシャフト 3に伝達された力を通じてリングシ ャフト 2及びサンシャフト 3が各プラネタリシャフト 4に対してリングシャフト 2 (サンシャフ ト 3)の中心線と平行に移動する。
[0014] このように、変換機構 1は、リングシャフト 2及びサンシャフト 3の一方の回転運動をリ ングシャフト 2及びサンシャフト 3の他方の直線運動に変換する。なお、本実施形態に おいては、サンシャフト 3の軸方向について、サンシャフト 3がリングシャフト 2から押し 出される方向を前面方向 FRとし、サンシャフト 3がリングシャフト 2内に引き込まれる方 向を背面方向 RRとしている。また、変 構 1の任意の位置を基準としたときに、こ の基準位置よりも前面方向 FR側の範囲を前面側とし、同基準位置よりも背面方向 R R側の範囲を背面側として 、る。
[0015] リングシャフト 2には、サンシャフト 3を支持する前面カラー 51及び背面カラー 52が 固定されている。リングシャフト 2と前面カラー 51と背面カラー 52とが一体的に運動す る。リングシャフト 2においては、前面側の開口部が前面カラー 51により閉塞されてい る。また、背面側の開口部が背面カラー 52により閉塞されている。
[0016] サンシャフト 3は、前面カラー 51のベアリング 51A及び背面カラー 52のベアリング 5 2Aにより支持されている。一方で、各プラネタリシャフト 4は、前面カラー 51及び背面 カラー 52のいずれによっても支持されていない。すなわち、変 構 1においては、 サンシャフト 3の径方向の位置がねじ及びギアとの嚙み合いと前面カラー 51及び背 面カラー 52とにより拘束されている一方で、各プラネタリシャフト 4の径方向の位置が ねじ及びギアの嚙み合 、のみにより拘束されて 、る。
[0017] 変換機構 1には、リングシャフト 2の内部（リングシャフト 2、サンシャフト 3及び各ブラ ネタリシャフト 4のねじ及びギアが嚙み合わされている箇所)を好適に潤滑するために 次のような構造が採用されている。リングシャフト 2の内部に潤滑油を供給するための 油孔 51Hが前面カラー 51に複数形成されている。また、リングシャフト 2の内部をシ ールするシールリング 53が前面カラー 51及び背面カラー 52の各々に装着されてい る。なお、前面カラー 51及び背面カラー 52は軸受要素に相当する。
[0018] 図 3を参照して、リングシャフト 2の構造について説明する。リングシャフト 2は、リング シャフト本体 21 (円環軸本体)と前面リングギア 22 (第 1円環歯車)及び背面リングギ ァ 23 (第 2円環歯車)との組み合わせにより構成されている。リングシャフト 2において は、リングシャフト本体 21の中心線 (軸線）がリングシャフト 2の中心線 (軸線）に相当 する。従って、リングシャフト本体 21の中心線がサンシャフト 3の中心線と整合または 実質的に整合するときにリングシャフト 2の整合姿勢が確保される。なお、前面リング ギア 22及び背面リングギア 23は、それぞれ内歯の円環歯車に相当する。
[0019] リングシャフト本体 21は、内周面に雌ねじ 24が形成された本体ねじ部 21 Aと、前面 リングギア 22が組み付けられる本体ギア部 21Bと、背面リングギア 23が組み付けられ る本体ギア部 21Cとを含んでいる。
[0020] 前面リングギア 22は、平歯の内歯車としてリングシャフト本体 21とは各別に形成さ れている。また、前面リングギア 22は、リングシャフト本体 21に組み付けられたときに 自身の中心線がリングシャフト本体 21の中心線と整合するように構成されて 、る。リン グシャフト本体 21に対する前面リングギア 22の組み付け態様にっ 、て、本実施形態 では圧入により前面リングギア 22をリングシャフト本体 21に固定するようにしている。 なお、圧入以外の方法により前面リングギア 22をリングシャフト本体 21に固定するこ とちでさる。 [0021] 背面リングギア 23は、平歯の内歯車としてリングシャフト本体 21とは各別に形成さ れている。また、背面リングギア 23は、リングシャフト本体 21に組み付けられたときに 自身の中心線がリングシャフト本体 21の中心線と整合するように構成されて 、る。リン グシャフト本体 21に対する背面リングギア 23の組み付け態様にっ 、て、本実施形態 では圧入により背面リングギア 23をリングシャフト本体 21に固定するようにしている。 なお、圧入以外の方法により背面リングギア 23をリングシャフト本体 21に固定するこ とちでさる。
[0022] リングシャフト 2において、前面リングギア 22及び背面リングギア 23は同一形状の歯 車として構成されている。すなわち、前面リングギア 22及び背面リングギア 23の諸元 (基準ピッチ円直径や歯数等）が互 、に等し 、値に設定されて 、る。
[0023] サンシャフト 3は、サンシャフト本体 31 (太陽軸本体）と背面サンギア 33との組み合 わせにより構成されている。サンシャフト 3においては、サンシャフト本体 31の中心線 (軸線）がサンシャフト 3の中心線 (軸線）に相当する。
[0024] サンシャフト本体 31は、外周面に雄ねじ 34が形成された本体ねじ部 31Aと、平歯 の外歯車である前面サンギア 32 (第 1太陽歯車)が形成された本体ギア部 31Bと、背 面サンギア 33 (第 2太陽歯車)が組み付けられる本体ギア部 31Cとを含めて構成され ている。なお、前面サンギア 32及び背面サンギア 33は、それぞれ外歯の太陽歯車に 相当する。
[0025] 背面サンギア 33は、平歯の外歯車としてサンシャフト本体 31とは各別に形成されて いる。また、サンシャフト本体 31に組み付けられたときに自身の中心線がサンシャフト 本体 31の中心線と整合するように構成されて 、る。サンシャフト本体 31に対する背 面サンギア 33の組み付け態様にっ 、て、本実施形態では圧入により背面サンギア 3 3をサンシャフト本体 31に固定するようにしている。なお、圧入以外の方法により背面 サンギア 33をサンシャフト本体 31に固定することもできる。
[0026] サンシャフト 3において、前面サンギア 32及び背面サンギア 33は同一形状の歯車 として構成されている。すなわち、前面サンギア 32及び背面サンギア 33の諸元 (基 準ピッチ円直径や歯数等）が互 、に等 、値に設定されて 、る。
[0027] 図 5を参照して、プラネタリシャフト 4の構造について説明する。プラネタリシャフト 4 は、プラネタリシャフト本体 41 (遊星軸本体）と背面プラネタリギア 43との組み合わせ により構成されている。プラネタリシャフト 4においては、プラネタリシャフト本体 41の 中心線 (軸線）がプラネタリシャフト 4の中心線 (軸線）に相当する。従って、プラネタリ シャフト本体 41の中心線がサンシャフト 3の中心線に対して平行または実質的に平 行となるときに、プラネタリシャフト 4の平行姿勢が確保される。
[0028] プラネタリシャフト本体 41は、外周面に雄ねじ 44が形成された本体ねじ部 41Aと、 平歯の外歯車である前面プラネタリギア 42 (第 1遊星歯車)が形成された本体ギア部 41Bと、背面プラネタリギア 43 (第 2遊星歯車)が組み付けられる背面側シャフト 41R と、変 構 1の組み立てに際して治具にはめ込まれる前面側シャフト 41Fとを含め て構成されている。なお、前面プラネタリギア 42及び背面プラネタリギア 43は、それ ぞれ外歯の遊星歯車に相当する。
[0029] 背面プラネタリギア 43は、平歯の外歯車としてプラネタリシャフト本体 41とは各別に 形成されている。また、プラネタリシャフト本体 41の背面側シャフト 41Rが軸受孔 43H に挿入されることにより背面プラネタリギア 43がプラネタリシャフト本体 41に組み付け られる。また、プラネタリシャフト本体 41に組み付けられた状態において、 自身の中心 線がプラネタリシャフト本体 41の中心線と整合するように構成されている。
[0030] プラネタリシャフト本体 41に対する背面プラネタリギア 43の組み付け態様にっ ヽて 、本実施形態では背面プラネタリギア 43がプラネタリシャフト本体 41に対して回転で きるようにすきまばめを採用している。なお、プラネタリシャフト本体 41と背面ブラネタ リギア 43との相対的な回転を得るための組み付け態様として、すきまばめ以外の組 み付け態様を採用することもできる。
[0031] プラネタリシャフト 4において、前面プラネタリギア 42及び背面プラネタリギア 43は 同一形状の歯車として構成されている。すなわち、前面プラネタリギア 42及び背面プ ラネタリギア 43の諸元 (基準ピッチ円直径や歯数等）が互いに等しい値に設定されて いる。
[0032] 図 6〜図 9を参照して、変換機構 1における各構成要素の関係について説明する。
なお、ここでは 9本のプラネタリシャフト 4が備えられている変 «構 1を例示している 力 プラネタリシャフト 4の数は適宜変更することができる。 [0033] 変 構 1にお 、ては、各構成要素の動作が以下の（a)〜（c)に記載するように許 容または制限されている。
(a)リングシャフト 2について、リングシャフト本体 21と、前面リングギア 22及び背面リ ングギア 23との相対的な回転が不能にされている。また、リングシャフト本体 21と前 面カラー 51及び背面カラー 52との相対的な回転が不能にされている。
[0034] (b)サンシャフト 3について、サンシャフト本体 31と背面サンギア 33との相対的な回 転が不能にされている。
(c)プラネタリシャフト 4について、プラネタリシャフト本体 41と背面プラネタリギア 43 との相対的な回転が許容されて 、る。
[0035] 変^ ¾構 1にお 、ては、リングシャフト 2、サンシャフト 3及び各プラネタリシャフト 4の ねじ及びギアの嚙み合いを通じて、これら各構成要素の間で次のように力の伝達が 行われる。
[0036] リングシャフト 2及び各プラネタリシャフト 4においては、リングシャフト本体 21の雌ね じ 24と各プラネタリシャフト本体 41の雄ねじ 44とが嚙み合わされる。また、リングシャ フト本体 21の前面リングギア 22と各プラネタリシャフト本体 41の前面プラネタリギア 4 2とが嚙み合わされる。また、リングシャフト本体 21の背面リングギア 23と各プラネタリ シャフト本体 41の背面プラネタリギア 43とが嚙み合わされる。
[0037] これにより、リングシャフト 2及び各プラネタリシャフト 4の一方に回転運動が入力され たときには、雌ねじ 24と雄ねじ 44との嚙み合い、前面リングギア 22と前面プラネタリ ギア 42との嚙み合い、及び背面リングギア 23と背面プラネタリギア 43との嚙み合いを 通じて、リングシャフト 2及び各プラネタリシャフト 4の他方に力が伝達される。
[0038] サンシャフト 3及び各プラネタリシャフト 4においては、サンシャフト本体 31の雄ねじ 3 4と各プラネタリシャフト本体 41の雄ねじ 44とが嚙み合わされる。また、サンシャフト本 体 31の前面サンギア 32と各プラネタリシャフト本体 41の前面プラネタリギア 42とが嚙 み合わされる。また、サンシャフト本体 31の背面サンギア 33と各プラネタリシャフト本 体 41の背面プラネタリギア 43とが嚙み合わされる。
[0039] これにより、サンシャフト 3及び各プラネタリシャフト 4の一方に回転運動が入力され たときには、雄ねじ 34と雄ねじ 44との嚙み合い、前面サンギア 32と前面プラネタリギ ァ 42との嚙み合い、及び背面サンギア 33と背面プラネタリギア 43との嚙み合いを通 じて、サンシャフト 3及び各プラネタリシャフト 4の他方に力が伝達される。
[0040] このように、変 «構 1は、リングシャフト 2の雌ねじ 24とサンシャフト 3の雄ねじ 34と 各プラネタリシャフト 4の雄ねじ 44とにより構成される減速機構、前面リングギア 22と 前面サンギア 32と各前面プラネタリギア 42とにより構成される減速機構 (第 1歯車機 構）、及び背面リングギア 23と背面サンギア 33と各背面プラネタリギア 43とにより構成 される減速機構 (第 2歯車機構)とを備えて！/ヽる。
[0041] <変換機構 1の動作態様 >
変 構 1にお 、ては、各ギアの歯数及び各ねじの条数の設定態様に基づ 、て、 回転運動を直線運動に変換するための動作方式 (運動変換方式)が決定される。す なわち、運動変換方式として、リングシャフト 2の回転運動によりサンシャフト 3を直線 運動させる太陽軸変位方式と、サンシャフト 3の回転運動によりリングシャフト 2を直線 運動させる円環軸変位方式とのいずれかを選択することができる。以下、各運動変 換方式における変換機構 1の動作態様について説明する。
[0042] (A)運動変換方式として太陽軸変位方式が採用されている場合においては、次の ように回転運動から直線運動への変換が行われる。リングシャフト 2に回転運動を入 力したとき、前面リングギア 22と各前面プラネタリギア 42との嚙み合い、背面リングギ ァ 23と各背面プラネタリギア 43との嚙み合い、及び雌ねじ 24と各雄ねじ 44との嚙み 合いを通じて、リングシャフト 2から各プラネタリシャフト 4に力が伝達されることにより、 各プラネタリシャフト 4がサンシャフト 3のまわりにおいて自身のシャフト 4の中心軸を回 転中心として自転しつつ、サンシャフト 3の中心軸を回転中心として公転する。そして 、このプラネタリシャフト 4の遊星運動にともない、各前面プラネタリギア 42と前面サン ギア 32との嚙み合い、各背面プラネタリギア 43と背面サンギア 33との嚙み合い、及 び各雄ねじ 44と雄ねじ 34との嚙み合いを通じて各プラネタリシャフト 4からサンシャフ ト 3に力が伝達されることにより、サンシャフト 3が軸方向へ変位する。
[0043] (B)運動変換方式として円環軸変位方式が採用されている場合においては、次の ように回転運動から直線運動への変換が行われる。サンシャフト 3に回転運動を入力 したとき、前面サンギア 32と各前面プラネタリギア 42との嚙み合い、背面サンギア 33 と各背面プラネタリギア 43との嚙み合い、及び雄ねじ 34と各雄ねじ 44との嚙み合い を通じて、サンシャフト 3から各プラネタリシャフト 4に力が伝達されることにより、各ブラ ネタリシャフト 4がサンシャフト 3のまわりにおいて、自身のシャフト 4の中心軸を回転中 心として自転しつつ、サンシャフト 3の中心軸を回転中心として公転する。そして、こ のプラネタリシャフト 4の遊星運動にともない、各前面プラネタリギア 42と前面リングギ ァ 22との嚙み合い、各背面プラネタリギア 43と背面リングギア 23との嚙み合い、及び 各雄ねじ 44と雌ねじ 24との嚙み合いを通じて各プラネタリシャフト 4からリングシャフト 2に力が伝達されることにより、リングシャフト 2が軸方向へ変位する。
[0044] <変換機構 1の動作原理 >
変 構 1の動作原理について説明する。以降では、リングシャフト 2、サンシャフト 3及びプラネタリシャフト 4の歯車にっ 、て、基準ピッチ円直径及び歯数をそれぞれ 以下の（A)〜（F)のように示す。また、リングシャフト 2、サンシャフト 3及びプラネタリ シャフト 4のねじについて、基準ピッチ円直径及び条数をそれぞれ以下の（a)〜 (f) のように示す。
[0045] 「各ギアの基準ピッチ円直径及び歯数」
(A)円環歯車有効径 DGr:各リングギア 22, 23の基準ピッチ円直径。
(B)太陽歯車有効径 DGs :各サンギア 32, 33の基準ピッチ円直径。
(C)遊星歯車有効径 DGp：各プラネタリギア 42, 43の基準ピッチ円直径。
(D)円環歯車歯数 ZGr:各リングギア 22, 23の歯数。
(E)太陽歯車歯数 ZGs :各サンギア 32, 33の歯数。
(F)遊星歯車歯数 ZGp：各プラネタリギア 42, 43の歯数。
[0046] 「各ねじの基準ピッチ円直径及び条数」
(a)円環ねじ有効径 DSr：リングシャフト 2の雌ねじ 24の基準ピッチ円直径。
(b)太陽ねじ有効径 DSs：サンシャフト 3の雄ねじ 34の基準ピッチ円直径。
(c)遊星ねじ有効径 DSp：プラネタリシャフト 4の雄ねじ 44の基準ピッチ円直径。
(d)円環ねじ条数 ZSr:リングシャフト 2の雌ねじ 24の条数。
(e)太陽ねじ条数 ZSs：サンシャフト 3の雄ねじ 34の条数。
(f)遊星ねじ条数 ZSp：プラネタリシャフト 4の雄ねじ 44の条数。 [0047] 変 構 1において、サンシャフト 3がプラネタリシャフト 4に対して軸方向へ変位す る場合、遊星ねじ条数 ZSpに対する太陽ねじ条数 ZSsの比 (遊星対太陽条数比 ZS
A)が遊星歯車歯数 ZGpに対する太陽歯車歯数 ZGsの比（遊星対太陽歯数比 ZGA )と異なる。遊星ねじ条数 ZSpに対する円環ねじ条数 ZSrの比 (遊星対円環条数比 Z SB)は遊星歯車歯数 ZGpに対する円環歯車歯数 ZGrの比（遊星対円環歯数比 ZG
B)と等しくなる。すなわち、下記の [式 11]及び [式 12]が成立する。
[0048] ZSs/ZSp≠ ZGs/ZGp …[式 11]
ZSr/ZSp = ZGr/ZGp …[式 12]
変 構 1において、リングシャフト 2がプラネタリシャフト 4に対して軸方向へ変位 する場合、遊星ねじ条数 ZSpに対する円環ねじ条数 ZSrの比 (遊星対円環条数比 Z SB)が遊星歯車歯数 ZGpに対する円環歯車歯数 ZGrの比 (遊星対円環歯数比 ZG B)と異なる。遊星ねじ条数 ZSpに対する太陽ねじ条数 ZSsの比 (遊星対太陽条数比 ZSA)は遊星歯車歯数 ZGpに対する太陽歯車歯数 ZGsの比（遊星対太陽歯数比 Z GA)と等しくなる。すなわち、下記の [式 21]及び [式 22]が成立する。
[0049] ZSr/ZSp≠ ZGr/ZGp …[式 21]
ZSs/ZSp=ZGs/ZGp …[式 22]
ここで、雌ねじ 24と雄ねじ 34と雄ねじ 44とにより構成される減速機構を第 1遊星減 速機構とし、各リングギア 22, 23と各サンギア 32, 33と各プラ才ヽタリギア 42, 43とに より構成される減速機構を第 2遊星減速機構とする。
[0050] サンシャフト 3がプラネタリシャフト 4に対して軸方向へ変位する場合には、 [式 11] 及び [式 12]に示されるとおり、第 1遊星減速機構の遊星対太陽条数比 ZSAと第 2遊 星減速機構の遊星対太陽歯数比 ZGAとが異なる。リングシャフト 2がプラネタリシャフ ト 4に対してリングシャフト 2の軸方向に沿う方向へ変位する場合には、 [式 21]及び [ 式 22]に示されるとおり、第 1遊星減速機構の遊星対円環条数比 ZSBと第 2遊星減 速機構の遊星対円環歯数比 ZGBとが異なる。
[0051] この結果、上記のいずれの場合も第 1遊星減速機構と第 2遊星減速機構との間に おいて条数比と歯数比との差に対応した分だけ回転角度に差を生じさせようとする力 が作用する。しかし、第 1遊星減速機構のねじ及び第 2遊星減速機構の歯車が一体 的に構成されていることにより、第 1遊星減速機構と第 2遊星減速機構との間で回転 角度の差を生じさせることができないため、サンシャフト 3またはリングシャフト 2が回転 角度の差を吸収するようにプラネタリシャフト 4に対して軸方向へ変位する。このとき、 軸方向へ変位する構成要素（サンシャフト 3またはリングシャフト 2)は次のように決定 される。（a)遊星ねじ条数 ZSpに対する太陽ねじ条数 ZSsの比が遊星歯車歯数 ZGp に対する太陽歯車歯数 ZGsの比と異なる場合には、サンシャフト 3がプラネタリシャフ ト 4に対して軸方向へ変位する。
(b)遊星ねじ条数 ZSpに対する円環ねじ条数 ZSrの比が遊星歯車歯数 ZGpに対す る円環歯車歯数 ZGrの比と異なる場合には、リングシャフト 2がプラネタリシャフト 4に 対して軸方向へ変位する。
[0052] このように、変 構 1は、二種類の遊星減速機構の間においてプラネタリシャフト 4に対するサンシャフト 3またはリングシャフト 2の条数比と歯数比との差に応じて生じ ようとする回転角度の差を利用し、各ねじを通じて回転角度の差に対応する軸方向 への変位を得ることにより回転運動を直線運動に変換する。
[0053] <歯数及び条数の設定態様 >
変^ ¾構 1にお 、ては、リングシャフト 2及びサンシャフト 3の!、ずれか一方につ!ヽ て、以下で説明する「有効歯数」及び「有効条数」の少なくとも一方を「0」以外の値に することにより、遊星対太陽条数比 ZSAと遊星対太陽歯数比 ZGAとの関係に基づく サンシャフト 3の直線運動、または遊星対円環条数比 ZSBと遊星対円環歯数比 ZGB との関係に基づくリングシャフト 2の直線運動を得ることが可能となる。
[0054] 〔1〕「有効歯数の設定」
リングギアとサンギアとプラネタリギアとにより構成される一般的な遊星減速機構 (遊 星歯車式減速機構）、すなわち歯車の嚙み合いを通じて回転の減速を行う遊星歯車 式減速機構においては、下記 [式 31]〜[式 33]にて示される関係が成立する。 [式 3 1]は、リングギア、サンギア及びプラネタリギアの各基準ピッチ円直径の間に成立す る関係を示す。 [式 32]は、リングギア、サンギア及びプラネタリギアの各歯数の間に 成立する関係を示す。 [式 33]は、リングギア、サンギア及びプラネタリギアの基準ピッ チ円直径と歯数との間に成立する関係を示す。 [0055] DAr=DAs + 2 X DAp …[式 31]
ZAr=ZAs + 2 X ZAp …[式 32]
DAr/ZAr = DAs/ZAs = DAp/ZAp …[式 33]
DAr：リングギアの基準ピッチ円直径
DAs：サンギアの基準ピッチ円直径
DAp：プラネタリギアの基準ピッチ円直径
ZAr:リングギアの歯数
ZAs :サンギアの歯数
ZAp：プラネタリギアの歯数
本実施形態の変換機構 1において、第 2遊星減速機構、即ちリングギア 22, 23とサ ンギア 32, 33とプラネタリギア 42, 43とにより構成される減速機構が、上記遊星歯車 式減速機構と同様の構成を有すると仮定した場合、各ギアの基準ピッチ円直径の間 に成立する関係、各ギアの歯数の間に成立する関係、及び各ギアの基準ピッチ円直 径と歯数との間に成立する関係はそれぞれ下記 [式 41 ]〜[式 43]により示される。
[0056] DGr=DGs + 2 X DGp …[式 41]
ZGr=ZGs + 2 X ZGp …[式 42]
DGr/ZGr = DGs/ZGs = DGp/ZGp …[式 43]
上記 [式 41]〜[式 43]の関係を満たすときのリングギア 22, 23、サンギア 32, 33 及びプラネタリギア 42, 43の歯数を基準歯数とすると、「有効歯数」は各ギアの歯数 と基準歯数との差として表される。変換機構 1においては、リングシャフト 2及びサンシ ャフト 3のいずれか一方について有効歯数を「0」以外の値に設定することによりリング シャフト 2またはサンシャフト 3を直線運動させることが可能となる。すなわち、リングギ ァ 22, 23についての基準歯数を基準円環歯数 ZGRで示し、サンギア 32, 33につい ての基準歯数を基準太陽歯数 ZGSで示した場合、下記 [式 44]及び [式 45]の ヽず れか一方が成立するようにリングギア 22, 23またはサンギア 32, 33の歯数を設定す ることにより、リングシャフト 2またはサンシャフト 3を直線運動させることが可能となる。
[0057] ZGr-ZGR≠0 …[式 44]
ZGs-ZGS≠0 …[式 45] 上記 [式 44]が成立するときには、リングシャフト 2が直線運動する。一方、上記 [式 45]が成立するときには、サンシャフト 3が直線運動する。なお、具体的な設定態様に っ 、ては「歯数及び条数の設定態様につ!、ての具体例」に示す。
[0058] 〔2〕「有効条数の設定」
リングギアに相当する円環ねじとサンギアに相当する太陽ねじとプラネタリギアに相 当する遊星ねじとにより構成される上記遊星歯車式減速機構と同様の遊星減速機構 (遊星ねじ式減速機構)、すなわちねじの嚙み合いを通じて上記遊星歯車式減速機 構と同様に回転の減速のみを行う遊星ねじ式減速機構においては、下記 [式 51]〜 [式 53]にて示される関係が成立する。 [式 51]は、円環ねじ、太陽ねじ及び遊星ねじ の各基準ピッチ円直径の間に成立する関係を示す。 [式 52]は、円環ねじ、太陽ねじ 及び遊星ねじの条数の間に成立する関係を示す。 [式 53]は、円環ねじ、太陽ねじ 及び遊星ねじの基準ピッチ円直径と条数との間に成立する関係を示す。
[0059] DBr=DBs + 2 X DBp …[式 51]
ZBr=ZBs + 2 X ZBp …[式 52]
DBr/ZBr = DBs/ZBs = DBp/ZBp …[式 53]
DBr:円環ねじの基準ピッチ円直径
DBs：太陽ねじの基準ピッチ円直径
DBp：遊星ねじの基準ピッチ円直径
ZBr:円環ねじの条数
ZBs :太陽ねじの条数
ZBp :遊星ねじの条数
本実施形態の変換機構 1において、第 1遊星減速機構が上記遊星ねじ式減速機 構と同様の構成を有すると仮定した場合、各ねじの基準ピッチ円直径の間に成立す る関係、各ねじの条数の間に成立する関係、及び各ねじの基準ピッチ円直径と条数 との間に成立する関係はそれぞれ下記 [式 61]〜[式 63]により示される。
[0060] DGr=DGs + 2 X DGp …[式 61]
ZGr=ZGs + 2 X ZGp …[式 62]
DGr/ZGr = DGs/ZGs = DGp/ZGp …[式 63] 上記 [式 61]〜 [式 63]の関係を満たすときのリングシャフト 2の雌ねじ 24、サンシャ フト 3の雄ねじ 34及びプラネタリシャフト 4の雄ねじ 44の条数を基準条数とすると、「有 効条数」は各ねじの条数と基準条数との差として表される。変 構 1においては、リ ングシャフト 2及びサンシャフト 3のいずれか一方について有効条数を「0」以外の値 に設定することによりリングシャフト 2またはサンシャフト 3を直線運動させることが可能 となる。すなわち、リングシャフト 2の雌ねじ 24についての基準条数を基準円環条数 Z SRで示し、サンシャフト 3の雄ねじ 34につ 、ての基準条数を基準太陽条数 ZSSで示 した場合、下記 [式 64]及び [式 65]の ヽずれか一方が成立するように条数を設定す ることにより、リングシャフト 2またはサンシャフト 3を直線運動させることが可能となる。
[0061] ZSr-ZSR≠0 …[式 64]
ZSs-ZSS≠0 …[式 65]
上記 [式 64]が成立するときには、リングシャフト 2が直線運動する。一方、上記 [式 65]が成立するときには、サンシャフト 3が直線運動する。なお、具体的な設定態様に っ 、ては「歯数及び条数の設定態様につ!、ての具体例」に示す。
[0062] <プラネタリシャフトの配置数 >
一般的な遊星歯車式減速機構における遊星歯車の個数は太陽歯車の歯数と円環 歯車の歯数との和の約数である。従って、変 «構 1におけるプラネタリシャフト 4の 個数 (ブラネタリ配置数 Np)は、「太陽ねじ条数 ZSsと円環ねじ条数 ZSrとの和の約 数」及び「太陽歯車歯数 ZGsと円環歯車歯数 ZGrとの和の約数」の両者に共通の約 数である。
[0063] <各ギアの歯数比と有効径比との関係 >
変換機構 1においては、円環歯車歯数 ZGrと太陽歯車歯数 ZGsと遊星歯車歯数 Z Gpとの比（全歯数比 ZGT)を、円環歯車有効径 DGrと太陽歯車有効径 DGsと遊星 歯車有効径 DGpとの比（全有効径比 ZST)に等しく設定することにより、各ねじと各ギ ァとが同時に嚙み合う。すなわち、下記 [式 71]の関係が成立するように各歯車の歯 数及び各ねじの条数を設定することにより各ねじと各ギアとが同時に嚙み合う。
[0064] ZGr： ZGs： ZGp = DGr： DGs： DGp …[式 71]
しかし、この場合には、各プラネタリシャフト 4の回転位相が同じになるため、回転に とちなう各プラネタリギア 42, 43とリングギア 22, 23とサンギア 32, 33との嚙み合!ヽの 開始及び終了が同時となる。これにより、各ギアの嚙み合いによるトルク変動が生じる ため、作動音の増大やギアの耐久性の低下が懸念される。
[0065] そこで、変 構 1では、次の (A)〜 (C)の条件が成立する範囲内で全歯数比 ZG Tと全有効径比 ZSTとが異なる値に設定される。なお、（A)〜(C)の条件の少なくと も一つが成立する範囲内で全歯数比 ZGTと全有効径比 ZSTとが異なる値に設定さ れてもよい。
(A)上記 [式 71]の関係が成立するときの太陽歯車歯数 ZGsを標準太陽歯数 ZGSD としたとき、実際の太陽歯車歯数 ZGsが標準太陽歯数 ZGSDと異なる。
(B) :上記 [式 71]の関係が成立するときの円環歯車歯数 ZGrを標準円環歯数 ZGR Dとしたとき、実際の円環歯車歯数 ZGrが標準円環歯数 ZGRDと異なる。
(C)：プラネタリ配置数 Npが遊星歯車歯数 ZGpの約数とは異なる、すなわちブラネタ リ配置数 Npと遊星歯車歯数 ZGpが「1」以外の約数をもたない。
[0066] これにより、ねじ同士の嚙み合わせ及びギア同士の嚙み合わせが同時に得られる 動作態様と、各プラネタリシャフト 4の回転位相が互いに異なる動作態様とが確保さ れるようになるため、ギア同士の嚙み合いによるトルク変動が抑制されるようになる。
[0067] <歯数及び条数の設定態様につ!、ての具体例 >
変換機構 1について、その仕様を示す主な項目としては、上記有効条数及び有効 歯数を含めた以下の (A)〜 (I)の各項目が挙げられる。
(A)運動変換方式
(B)太陽一遊星間のねじの関係
(C)プラネタリシャフトの数
(D)ねじの条数比
(E)ギアの歯数比
(F)ねじの有効径比
(G)ギアの有効径比
(H)有効条数
(I)有効歯数 以下に上記各項目の内容について説明する。
[0068] (A)の「運動変換方式」は、回転運動を直線運動に変換するための動作方式を示 す。すなわち、リングシャフト 2の回転運動によりサンシャフト 3を直線運動させるとき、 運動変換方式は「太陽軸変位方式」である。サンシャフト 3の回転運動によりリングシ ャフト 2を直線運動させるとき、運動変換方式は「円環軸変位方式」である。
[0069] (B)の「太陽一遊星間のねじの関係」は、サンシャフト 3の雄ねじ 34とプラネタリシャ フト 4の雄ねじ 44との間におけるねじれ方向の関係を示す。すなわち、サンシャフト 3 の雄ねじ 34のねじれ方向とプラネタリシャフト 4の雄ねじ 44のねじれ方向とが互いに 反対方向となる関係のとき、太陽-遊星間のねじの関係は「逆方向」となる。また、サ ンシャフト 3の雄ねじ 34のねじれ方向とプラネタリシャフト 4の雄ねじ 44のねじれ方向 とが互いに同一方向となる関係のとき、太陽—遊星間のねじの関係は「順方向」とな る。
[0070] (C)の「プラネタリシャフトの数」は、サンシャフト 3の周囲に配置されるプラネタリシャ フト 4の数を示す。
(D)の「ねじの条数比」は、太陽ねじ条数 ZSsと遊星ねじ条数 ZSpと円環ねじ条数 Z Srとの比を示す。すなわち、「ねじの条数比」は、「ZSs :ZSp :ZSr」である。
[0071] (E)の「ギアの歯数比」は、太陽歯車歯数 ZGsと遊星歯車歯数 ZGpと円環歯車歯 数 ZGrとの比を示す。すなわち、ギアの歯数比は、 ZGs :ZGp :ZGrである。
(F)の「ねじの有効径比」は、太陽ねじ有効径 DSsと遊星ねじ有効径 DSpと円環ね じ有効径 DSrとの比を示す。すなわち、ねじの有効径比は、 DSs : DSp : DSrである。
[0072] (G)の「ギアの有効径比」は、太陽歯車有効径 DGsと遊星歯車有効径 DGpと円環 歯車有効径 DGrとの比を示す。すなわち、ギアの有効径比は、 DGs : DGp : DGrで ある。
[0073] (H)の「有効条数」は、実際のねじの条数 (上記 (D)の条数)と基準条数との差を示 す。すなわち、運動変換方式が太陽軸変位方式のとき、有効条数は上記 (D)におけ る太陽ねじ条数 ZSsから基準太陽条数 ZSSを減算した値である。運動変換方式が円 環軸変位方式のとき、有効条数は上記 (D)における円環ねじ条数 ZSrから基準円環 条数 ZSRを減算した値である。 [0074] (I)の「有効歯数」は、実際のギアの歯数 (上記 (E)の歯数)と基準歯数との差を示 す。すなわち、運動変換方式が太陽軸変位方式のとき、有効歯数は上記 (E)におけ る太陽歯車歯数 ZGsから基準太陽歯数 ZGSを減算した値である。また、運動変換方 式が円環軸変位方式のとき、有効歯数は上記 (E)における円環歯車歯数 ZGrから 基準円環歯数 ZGRを減算した値である。
[0075] 以下、上記各項目の具体的な設定態様を例示する。
[設定例 1]
(A)運動変換方式 ：「太陽軸変位方式」
(B)太陽一遊星間のねじの関係 ：「逆方向」
(C)プラネタリシャフトの数 「4」
(D)ねじの条数比 「3:1:5」
(E)ギアの歯数比 「31:9:45」
(F)ねじの有効径比 ：「3:1:5」
(G)ギアの有効径比 ：「3.44:1:5」
(H)有効条数 ： ΓΟ]
(I)有効歯数 「4」
[設定例 2]
(A)運動変換方式 ：「太陽軸変位方式」
(B)太陽一遊星間のねじの関係 ：「逆方向」
(C)プラネタリシャフトの数 「9」
(D)ねじの条数比 「4:1:5」
(E)ギアの歯数比 「31:10:50」
(F)ねじの有効径比 ：「3:1:5」
(G)ギアの有効径比 ：「3.1:1:5」
(H)有効条数 ： Γ1]
(I)有効歯数 「1」
[設定例 3]
(A)運動変換方式 ：「太陽軸変位方式」 (B)太陽一遊星間のねじの関係 ：「順方向」
(C)プラネタリシャフトの数 「9」
(D)ねじの条数比 「一 5:1:5」
(E)ギアの歯数比 「31:10:50」
(F)ねじの有効径比 ：「3:1:5」
(G)ギアの有効径比 ：「3.1:1:5」
(H)有効条数 ：「一 8」
(I)有効歯数 「1」
[設定例 4]
(A)運動変換方式 ：「太陽軸変位方式」
(B)太陽一遊星間のねじの関係 ：「逆方向」
(C)プラネタリシャフトの数 「11」
(D)ねじの条数比 「5:1:6」
(E)ギアの歯数比 「39:10:60」
(F)ねじの有効径比 ：「4:1:6」
(G)ギアの有効径比 ：「3.9:1:6」
(H)有効条数 ： Γ1]
(I)有効歯数 「一 1」
[設定例 5]
(A)運動変換方式 ：「太陽軸変位方式」
(B)太陽一遊星間のねじの関係 ：「逆方向」
(C)プラネタリシャフトの数 「7」
(D)ねじの条数比 「2:1:5」
(E)ギアの歯数比 「25:9:45」
(F)ねじの有効径比 ：「3:1:5」
(G)ギアの有効径比 ：「2.78:1:5」
(H)有効条数 ： Γ-lj
(I)有効歯数 「一 2」 [設定例 6]
(A)運動変換方式 ：「太陽軸変位方式」
(B)太陽一遊星間のねじの関係 ：「逆方向」
(C)プラネタリシャフトの数 「5」
(D)ねじの条数比 「11:2:14」
(E)ギアの歯数比 「58:11:77」
(F)ねじの有効径比 ：「6:1:8」
(G)ギアの有効径比 ：「5.8:1.1:7.7J
(H)有効条数 ： Γ1]
(I)有効歯数 「3」
[設定例 7]
(A)運動変換方式 ：「円環軸変位方式」
(B)太陽一遊星間のねじの関係 ：「逆方向」
(C)プラネタリシャフトの数 「9」
(D)ねじの条数比 「3:1:6」
(E)ギアの歯数比 「30:10:51」
(F)ねじの有効径比 ：「3:1:5」
(G)ギアの有効径比 ：「3:1:5.1」
(H)有効条数 「1」
(I)有効歯数 :「1」
<実施形態の効果 > 以上詳述したように、本実施形態によれば、以下に示す 利点が得られる。
[0076] (1)前面プラネタリギア及び背面プラネタリギアがシャフト本体と一体に形成されて いるプラネタリシャフトを有する回転直線運動変 構 (基本運動変 構)との対 比に基づいて、本実施形態の変換機構 1を通じて奏せられる作用効果について説明 する。
[0077] 上記基本運動変 構においては、前面リングギアと背面リングギアとの間に回転 位相のずれが生じているとき、この位相のずれに応じてプラネタリシャフトがサンシャ フト（リングシャフト）の中心軸に対して傾 、た状態でリングシャフトとサンシャフトとの 間に配置されるようになる。これにより、リングシャフトとサンシャフトとプラネタリシャフト
4の間においてねじの嚙み合いが不均一になるため、局部的にねじ及び歯車の面圧 が増大する。この結果、局部的な摩耗が生じるため変 構の寿命の低下、及び摩 耗の増大に起因する回転運動から直線運動への変換効率の低下が生じる。
[0078] これに対して、本実施形態の変棚構 1では、前面プラネタリギア 42と背面プラネ タリギア 43との相対的な回転が許容されるようにプラネタリシャフト 4を構成して 、るた め、前面リングギア 22と背面リングギア 23との間における回転位相のずれが吸収さ れるようになる。すなわち、前面リングギア 22と背面リングギア 23との間に回転位相の ずれが生じるとき、シャフト本体 41に対する背面プラネタリギア 43の回転 (前面プラネ タリギア 42と背面プラネタリギア 43との相対的な回転)を通じて上記回転位相のずれ が吸収されるようになる。これにより、前面リングギア 22の回転位相と背面リングギア 2 3の回転位相とのずれに起因するプラネタリシャフト 4の傾きが抑制されるため、リング シャフト 2とサンシャフト 3とプラネタリシャフト 4との間においてねじ同士の均一な嚙み 合い及び歯車同士の均一な嚙み合いが確保される。この結果、変 構 1の寿命の 向上及び運動の変換効率の向上が図られる。
[0079] (2)プラネタリシャフト 4の傾きを抑制するために、例えば次のように変 構 1が製 造される。すなわち、変換機構 1の製造過程において、前面リングギア 22及び背面リ ングギア 23の回転位相を管理しつつ各構成要素の組み合わせを行うことにより、前 面リングギア 22の回転位相と背面リングギア 23の回転位相とのずれを小さくする。し かし、この場合には各ギアの回転位相を厳密に管理する必要があるため、生産性が 低下する。また、そうした各ギアの回転位相の管理を行ったとしても位相のずれが十 分に低減されな ヽことも想定されるため、好ま 、対策とは言 、難 ヽ。
[0080] これに対して、本実施形態の変 構 1では、上述のように前面プラネタリギア 42と 背面プラネタリギア 43との相対的な回転を通じて回転位相のずれを吸収する構造を 採用しているため、生産性の向上を図るとともにより好適にプラネタリシャフト 4の傾き を抑制することができる。
[0081] (3)本実施形態の変 構 1のプラネタリシャフト 4において、前面プラネタリギア 4 2及び雄ねじ 44はシャフト本体 41に一体的に形成されている。この結果、プラネタリ シャフト 4の製造に際して、前面プラネタリギア 42と雄ねじ 44と同時に転造することが 可能となるため、生産性の向上を図ることができる。
[0082] (4)本実施形態の変換機構 1においては、ねじ同士の嚙み合い及びギア同士の嚙 み合いと、前面カラー 51及び背面カラー 52と、によりサンシャフト 3の径方向の位置 が拘束されている。各プラネタリシャフト 4は、ねじ同士の嚙み合い及び歯車同士の 嚙み合いにより該シャフト 4の径方向の位置が拘束されている。この結果、各プラネタ リシャフト 4を拘束する構成要素がより少ない状態で変 構 1が構成されているた め、各プラネタリシャフト 4がサンシャフト 3の中心軸の方向に対して傾くことを好適に 抑帘 Uすることができる。
[0083] (5)本実施形態の変 構 1では、前面カラー 51に複数の油孔 51Hが形成されて いる。これにより、油孔 51Hを介してねじ及びギアの嚙み合い部に潤滑油を供給する ことが可能となるため、ねじ及びギアの寿命の向上を図ることができる。また、油孔 51 Hを介して潤滑油が供給されることによって変 構 1の内部の異物が外部に排出 されるため、異物に起因する変換効率の低下や動作不良などを抑制することができ る。
[0084] (6)本実施形態の変換機構 1では、上記 (A)〜 (C)の条件が成立する範囲内で全 歯数比 ZGTと全有効径比 ZSTとが異なる値に設定されている。これにより、ねじ同士 の嚙み合わせ及びギア同士の嚙み合わせが同時に得られる動作態様と、各ブラネタ リシャフト 4の回転位相が互いに異なる動作態様とが確保されるため、ギア同士の嚙 み合いによるトルク変動を抑制することができる。また、これにともない作動音の低減 や耐久性の向上が図られる。
[0085] <実施形態の変更例 >
なお、上記第 1実施形態は、例えば以下に示すように変更して実施することもできる
•上記第 1実施形態では、前面プラネタリギア 42と背面プラネタリギア 43との相対的 な回転を許容するための構成として、シャフト本体 41と背面プラネタリギア 43とを各 別に形成する構成を採用したが、例えば次のように変更することもできる。シャフト本 体 41と前面プラネタリギア 42と背面プラネタリギア 43とを各別に形成して、これら各 要素が互いに相対的に回転できるように組み合わせる。これにより、前面プラネタリギ ァ 42と背面プラネタリギア 43との相対的な回転が許容される。
[0086] 前記第 1実施形態の変換機構 1は、二種類の遊星減速機構の間においてブラネタ リシャフト 4に対するサンシャフト 3またはリングシャフト 2の歯数比と条数比との差に応 じて発生する回転角度の差を通じて回転運動を直線運動に変換するといつた動作 原理に基づいて動作する変 «構である。これに対して、以下に説明する本実施形 態の変 構にぉ 、ては、以下の動作原理に基づ 、て動作する変 構である。 なお、第 2実施形態の変換機構においては、以下で説明する構成を採用した点にお いて前記第 1実施形態の変換機構 1と相違し、それ以外については前記第 1実施形 態の変 構 1と同様の構成を採用している。
[0087] <変換機構 1の動作原理 >
遊星歯車式減速機構をはす歯の歯車により構成する場合には、各歯車の回転方 向の関係力 サンギアの歯すじとプラネタリギアの歯すじとが互いに反対方向に設定 されるとともに、これら歯車のねじれ角が同じ大きさに設定される。また、リングギアとし ては、プラネタリギアと同一方向のねじれ角を有する歯車が採用される。
[0088] 従って、ねじの嚙み合いにより上記遊星歯車式減速機構と同様の減速機構 (遊星 ねじ式減速機構)を構成するためには、サンギアに相当する太陽ねじ、プラネタリギ ァに相当する遊星ねじ及びリングギアに相当する円環ねじについて、これら各ねじの ピッチ及びリード角が同じ大きさに設定されるとともに太陽ねじが逆方向のねじに設 定される。この遊星ねじ式減速機構においては、いずれの構成要素も他の構成要素 に対して軸方向へ変位しない。一方で、こうした軸方向への相対的な変位が生じな い状態を基準の状態として、ねじの嚙み合いを確保しつつ太陽ねじまたは円環ねじ のリード角を基準の状態力 変更することにより、太陽ねじまたは円環ねじを軸方向 へ変位させることが可能となる。
[0089] 一般に、二つのねじを完全に嚙み合わせるためには、それらのねじのピッチを互!ヽ に同じ大きさに設定する必要がある。また、上記遊星ねじ式減速機構において、太陽 ねじ、遊星ねじ及び円環ねじの各リード角を全て等しくするためには、太陽ねじと遊 星ねじと円環ねじとの基準ピッチ円直径の比を太陽ねじと遊星ねじと円環ねじとの条 数の比と一致させる必要がある。
[0090] 従って、遊星ねじ式減速機構にお!、て、 V、ずれの構成要素も軸方向へ変位しな!、 条件とは次の（1)〜（3)の条件となる。
(1)太陽ねじ、遊星ねじ及び円環ねじについて、太陽ねじのみが逆ねじの関係。
[0091] (2)太陽ねじ、遊星ねじ及び円環ねじについて、各ねじのピッチが同じ大きさ。
(3)太陽ねじと遊星ねじと円環ねじとの基準ピッチ円直径の比が太陽ねじと遊星ね じと円環ねじとの条数の比と同じ大きさ。
[0092] これに対して、太陽ねじまたは円環ねじの条数を上記（2)の条数から整数の条数だ け増減させた場合には、太陽ねじまたは円環ねじを他のねじに対して軸方向へ変位 させることが可能となる。そこで、本実施形態ではこの考え方を反映させた変 構 1 を構成することにより、変 構 1による回転運動力 直線運動への変換を実現して いる。
[0093] 太陽軸変位方式を採用する場合には、変 構 1は、次の (A)〜 (D)の条件が満 たされるよう〖こ構成される。一方、円環軸変位方式を採用する場合には、変 構 1 は、次の (A)〜（C)及び (E)の条件が満たされるように構成される。
(A)サンシャフト 3の雄ねじ 34のねじれ方向とプラネタリシャフト 4の雄ねじ 44のねじ れ方向とが互いに反対。
(B)リングシャフト 2の雌ねじ 24のねじれ方向とプラネタリシャフト 4の雄ねじ 44のねじ れ方向とが同一。
(C)リングシャフト 2、サンシャフト 3及びプラネタリシャフト 4について、各ねじのピッチ が同じ大きさ。
(D)リングシャフト 2、サンシャフト 3及びプラネタリシャフト 4の各ねじにおける基準ピッ チ円直径と条数との関係について、リングシャフト 2、サンシャフト 3及びプラネタリシャ フト 4のいずれもが軸方向へ相対的に変位しないときの関係を基準の関係としたとき 、サンシャフト 3の雄ねじ 34の条数が基準の関係における条数よりも整数の値だけ大 きいまたは小さい。
(E)リングシャフト 2、サンシャフト 3及びプラネタリシャフト 4の各ねじにおける基準ピッ チ円直径と条数との関係について、リングシャフト 2、サンシャフト 3及びプラネタリシャ フト 4のいずれもが軸方向へ相対的に変位しないときの関係を基準の関係としたとき 、リングシャフト 2の雌ねじ 24の条数が基準の関係における条数よりも整数の値だけ 大きいまたは小さい。
[0094] <歯数及び条数の設定態様 >
変 構 1において、リングシャフト 2とサンシャフト 3とプラネタリシャフト 4との間に 軸方向への相対的な変位が生じないと仮定した場合、ねじの基準ピッチ円直径とね じの条数との間には [式 81]にて示される関係が成立する。
[0095] DSr： DSs： DSp =ZSr： ZSs： ZSp …[式 81]
上記 [式 81]の関係を満たすときのリングシャフト 2の雌ねじ 24、サンシャフト 3の雄 ねじ 34及びプラネタリシャフト 4の雄ねじ 44の条数を「基準条数」とし、各ねじの条数 と基準条数との差を「有効条数」とすると、変換機構 1においては、リングシャフト 2及 びサンシャフト 3の 、ずれか一方にっ 、て「有効条数」を「0」以外の値に設定すること によりリングシャフト 2またはサンシャフト 3を直線運動させることが可能となる。すなわ ち、リングシャフト 2の雌ねじ 24についての基準条数を基準円環条数 ZSRとし、サン シャフト 3の雄ねじ 34についての基準条数を基準太陽条数 ZSSとしたとき、下記 [式 82]及び [式 83]のいずれか一方が成立するように条数を設定することにより、リング シャフト 2またはサンシャフト 3が直線運動する。
[0096] ZSr-ZGR≠0 …[式 82]
ZSs-ZGS≠0 …[式 83]
なお、具体的な設定態様については「条数の設定態様についての具体例」に示す
[0097] <条数の設定態様についての具体例 >
本実施形態の変換機構 1について、その仕様を示す主な項目としては、上記基準 ピッチ円直径の比及び条数の比を含めた以下の (A)〜 (E)の各項目が挙げられる。
(A)運動変換方式
(B)太陽一遊星間のねじの関係
(C)プラネタリシャフトの数 (D)ねじの条数比
(E)有効条数
まず、上記各項目の内容について説明する。
[0098] (A)の「運動変換方式」は、回転運動を直線運動に変換するための動作方式を示 す。すなわち、リングシャフト 2の回転運動によりサンシャフト 3を直線運動させるとき、 運動変換方式は「太陽軸変位方式」となる。また、サンシャフト 3の回転運動によりリン グシャフト 2を直線運動させるとき、運動変換方式は「円環軸変位方式」となる。
[0099] (B)の「太陽一遊星間のねじの関係」は、サンシャフト 3の雄ねじ 34とプラネタリシャ フト 4の雄ねじ 44との間におけるねじれ方向の関係を示す。すなわち、サンシャフト 3 の雄ねじ 34のねじれ方向とプラネタリシャフト 4の雄ねじ 44のねじれ方向とが互いに 反対方向となる関係のとき、太陽-遊星間のねじの関係は「逆方向」となる。また、サ ンシャフト 3の雄ねじ 34のねじれ方向とプラネタリシャフト 4の雄ねじ 44のねじれ方向 とが互いに同一方向となる関係のとき、太陽—遊星間のねじの関係は「順方向」とな る。
[0100] (C)の「プラネタリシャフトの数」は、サンシャフト 3の周囲に配置されるプラネタリシャ フト 4の数を示す。
(D)の「ねじの条数比」は、太陽ねじ条数 ZSsと遊星ねじ条数 ZSpと円環ねじ条数 Z Srとの比を示す。すなわち、ねじの条数比は、 ZSs :ZSp :ZSrである。
[0101] (E)の「有効条数」は、実際のねじの条数 (上記 (D)の条数)と基準条数との差を示 す。すなわち、運動変換方式が太陽軸変位方式のとき、有効条数は上記 (D)におけ る太陽ねじ条数 ZSsから基準太陽条数 ZSSを減算した値である。また、運動変換方 式が円環軸変位方式のとき、有効条数は上記 (D)における円環ねじ条数 ZSrから基 準円環条数 ZSRを減算した値である。
[0102] 以下、上記各項目の具体的な設定態様を例示する。
[設定例 1]
(A)運動変換方式 ：「太陽軸変位方式」
(B)太陽一遊星間のねじの関係 ：「逆方向」
(C)プラネタリシャフトの数 ：「9」 (D)ねじの条数比 ：「4 : 1 : 5」
(F)有効条数 ：「1」
[設定例 2]
(A)運動変換方式 ：「円環軸変位方式」
(B)太陽一遊星間のねじの関係 ：「逆方向」
(C)プラネタリシャフトの数 ：「9」
(D)ねじの条数比 ：「3 : 1 : 6」
(E)有効条数 ：「1」
<歯数比及び有効径比につ 、て >
本実施形態の変換機構 1においては、各ギアの歯数及び基準ピッチ円直径と、各 ねじの条数及び基準ピッチ円直径とについて、さらに次のような設定態様が採用され る。
[0103] [A]遊星ねじ有効径 DSpと遊星歯車有効径 DGpとが同じ大きさに設定される。ま た、遊星歯車歯数 ZGpと円環歯車歯数 ZGrとの比が遊星ねじ有効径 DSpと円環ね じ有効径 DSrとの比と同じ大きさに設定される。従って、遊星歯車歯数 ZGpと円環歯 車歯数 ZGrとの比が遊星ねじ条数 ZSpと円環ねじ条数 ZSrとの比と等しくなる。これ により、リングシャフト 2及びプラネタリシャフト 4の回転数の関係がリングギア 22, 23と プラネタリギア 42, 43との歯数の比によって正確に規制されるとともに、遊星ねじ有 効径 DSpと円環ねじ有効径 DSrとの比が本来設定されるべき有効径の比に維持さ れる。
[0104] [B]遊星ねじ有効径 DSpと遊星歯車有効径 DGpとが同じ大きさに設定される。ま た、遊星歯車歯数 ZGpと太陽歯車歯数 ZGsとの比が遊星ねじ有効径 DSpと太陽ね じ有効径 DSsとの比と同じ大きさに設定される。従って、遊星歯車歯数 ZGpと太陽歯 車歯数 ZGsとの比が遊星ねじ条数 ZSpと太陽ねじ条数 ZSsとの比と等しくなる。これ により、サンシャフト 3及びプラネタリシャフト 4の回転数の関係がサンギア 32, 33とプ ラネタリギア 42, 43との歯数の比によって正確に規制されるとともに、遊星ねじ有効 径 DSpと太陽ねじ有効径 DSsとの比が本来設定されるべき有効径の比に維持される [0105] <実施形態の効果 >
以上詳述したように、上記第 2実施形態に力かる変換機構 1によれば、上記第 1実 施形態による前記（1)〜 (4)及び（5)に示すような効果が得られるようになる。
[0106] <実施形態の変更例 >
なお、上記第 2実施形態は、例えば以下に示すように変更して実施することもできる
•上記第 2実施形態において、前面リングギア 22及び背面リングギア 23の少なくと も一方を省略してもよい。すなわち、前面プラネタリギア 42及び背面プラネタリギア 4 3の少なくとも一方をリングシャフト 2に嚙み合わせない構造に変更してもよい。
[0107] '上記第 2実施形態において、前面サンギア 32及び背面サンギア 33の少なくとも一 方を省略してもよい。すなわち、前面プラネタリギア 42及び背面プラネタリギア 43の 少なくとも一方をサンシャフト 3に嚙み合わせない構造に変更してもよい。

Claims

請求の範囲
[1] 軸方向へ延びる空間を内部に有する円環軸と、
前記円環軸の内部に配置される太陽軸と、
前記太陽軸の周囲に配置される遊星軸と、
前記円環軸と前記遊星軸との間で力の伝達を行う第 1歯車機構及び第 2歯車機構 とを備え、前記円環軸及び前記太陽軸のうちの一方の回転運動を、前記遊星軸の遊 星運動を通じて前記円環軸及び前記太陽軸のうちの他方の軸方向に沿った直線運 動に変換する回転直線運動変 構において、
前記遊星軸は、前記第 1歯車機構の一部を構成する第 1遊星歯車と、前記第 2歯 車機構の一部を構成する第 2歯車とを有し、該遊星軸は前記第 1遊星歯車と前記第 2遊星歯車との間の相対的な回転が許容されるように構成される変 構。
[2] 軸方向へ延びる空間を内部に有する円環軸と、
前記円環軸の内部に配置される太陽軸と、
前記太陽軸の周囲に配置される遊星軸と、
前記遊星軸と前記太陽軸のとの間で力の伝達を行う第 1歯車機構及び第 2歯車機 構とを備え、前記遊星軸及び前記太陽軸うちの一方の回転運動を、前記遊星軸の 遊星運動を通じて前記遊星軸及び前記太陽軸のうちの他方の軸方向に沿った直線 運動に変換する回転直線運動変 構において、
前記遊星軸は、前記第 1歯車機構の一部を構成する第 1遊星歯車と、第 2歯車機 構の一部を構成する第 2歯車とを有し、該遊星軸は前記第 1遊星歯車と前記第 2遊 星歯車との間の相対的な回転が許容されように構成される変 構。
[3] 請求項 1または 2に記載の変換機構において、前記遊星軸は遊星軸本体を有し、 前記第 1遊星歯車と前記第 2遊星歯車とのうち、少なくとも一方が前記遊星軸本体と は各別に形成される変換機構。
[4] 軸方向へ延びる空間を内部に有するとともに、雌ねじと内歯の第 1及び第 2円環歯 車とを含む円環軸と、
前記円環軸の内部に配置されるとともに、雄ねじと外歯の第 1及び第 2太陽歯車と を含む太陽軸と、 前記太陽軸の周囲に配置されるとともに、雄ねじと外歯の第 1及び第 2遊星歯車と を含む複数の遊星軸とを備え、前記遊星軸の雄ねじは、前記円環軸の雌ねじ及び 前記太陽軸の雄ねじに嚙み合い、前記第 1遊星歯車は前記第 1円環歯車及び前記 第 1太陽歯車に嚙み合い、前記第 2遊星歯車は前記第 2円環歯車及び前記第 2太 陽歯車に嚙み合い、前記円環軸及び前記太陽軸のうちの一方の回転運動を、前記 遊星軸の遊星運動を通じて前記円環軸及び前記太陽軸のうちの他方の軸方向に沿 つた直線運動に変換する回転直線運動変 構において、
前記遊星軸は、前記第 1遊星歯車と前記第 2遊星歯車との間の相対的な回転が許 容されるように構成される変 構。
[5] 請求項 4に記載の変換機構において、前記遊星軸は、前記雄ねじ及び前記第 1遊 星歯車を含めて一体的に形成された遊星軸本体と、該遊星軸本体とは各別に形成 された前記第 2遊星歯車との組み合わせにより構成され、前記第 2遊星歯車が前記 遊星軸本体に対して回転可能である変換機構。
[6] 請求項 4に記載の変換機構にぉ 、て、前記遊星軸は、前記雄ねじを含めて一体的 に形成された遊星軸本体と、該遊星軸本体とはそれぞれ各別に形成された前記第 1 遊星歯車及び前記第 2遊星歯車との組み合わせにより構成され、前記第 1遊星歯車 及び前記第 2遊星歯車の各々が遊星軸本体に対して回転可能である変換機構。
[7] 請求項 4〜6のいずれか一項に記載の変換機構において、前記円環軸は、前記雌 ねじを含めて一体的に形成された円環軸本体と、該円環軸本体とはそれぞれ各別に 形成された前記第 1円環歯車及び前記第 2円環歯車との組み合わせにより構成され 、前記第 1円環歯車及び前記第 2円環歯車の各々が遊星軸本体に対して回転可能 である変棚構。
[8] 請求項 4〜7の 、ずれか一項に記載の変擁構にぉ 、て、
前記円環軸について、前記雌ねじと前記第 1円環歯車と前記第 2円環歯車とがー 体的に運動する変換機構。
[9] 請求項 4〜8の 、ずれか一項に記載の変換機構にぉ 、て、
前記太陽軸が前記雄ねじ及び前記第 1太陽歯車を含めて一体的に形成された太 陽軸本体と、該太陽軸本体とは各別に形成された前記第 2太陽歯車との組み合わせ により構成され、前記第 2太陽歯車が前記太陽軸本体に対して運動する変換機構。
[10] 請求項 4〜9の 、ずれか一項に記載の変 構にぉ 、て、
前記太陽軸について、前記雄ねじと前記第 1太陽歯車と前記第 2太陽歯車とがー 体的に回転可能である変換機構。
[11] 請求項 4〜 10のいずれか一項に記載の変換機構において、前記各円環歯車の歯 数と前記各太陽歯車の歯数と前記各遊星歯車の歯数との比を歯数比とし、前記各円 環歯車の基準ピッチ円直径と前記各太陽歯車の基準ピッチ円直径と前記各遊星歯 車の基準ピッチ円直径との比を有効径比としたとき、前記歯数比と前記有効径比とを 異なる値に設定した変棚構。
[12] 請求項 4〜： L 1のいずれか一項に記載の変換機構において、前記円環軸に固定し た軸受要素と、前記ねじ同士の嚙み合い及び歯車同士の嚙み合いとにより、前記太 陽軸の径方向の位置が拘束され、前記ねじ同士の嚙み合い及び歯車同士の嚙み合 いにより、前記遊星軸の径方向の位置が拘束される変換機構。
[13] 請求項 12に記載の変換機構において、前記軸受要素は、前記円環軸の両端の開 口部を閉塞するように前記円環軸に固定される一対のものであり、前記円環軸と前 記太陽軸と前記遊星軸との間における前記ねじ同士の嚙み合い部及び歯車同士の 嚙み合い部に潤滑油を供給するための孔を、前記軸受要素に形成した変換機構。
[14] 請求項 4〜13のいずれか一項に記載の変換機構において、前記第 1円環歯車及 び前記第 2円環歯車が同一形状を有し、前記第 1太陽歯車及び前記第 2太陽歯車 が同一形状を有し、前記第 1遊星歯車及び前記第 2遊星歯車が同一形状を有する 変浦構。
[15] 請求項 14に記載の回転直線運動変換機構において、前記遊星軸の雄ねじの条数 を遊星ねじ条数とし、前記太陽軸の雄ねじの条数を太陽ねじ条数とし、前記遊星歯 車の歯数を遊星歯車歯数とし、前記太陽歯車の歯数を太陽歯車歯数としたとき、前 記遊星条数に対する前記太陽ねじ条数の比と前記遊星歯車歯数に対する前記太陽 歯車歯数の比とが異なり、
前記円環軸の回転運動にともなう前記遊星軸の遊星運動を通じて前記太陽軸が 直線運動する変換機構。
[16] 請求項 14に記載の変換機構において、前記遊星軸の雄ねじの条数を遊星ねじ条 数とし、前記円環軸の雌ねじの条数を円環ねじ条数とし、前記遊星歯車の歯数を遊 星歯車歯数とし、前記円環歯車の歯数を円環歯車歯数としたとき、前記遊星ねじ条 数に対する前記円環ねじ条数の比と前記遊星歯車歯数に対する前記円環歯車歯数 の比とが異なり、
前記太陽軸の回転運動にともなう前記遊星軸の遊星運動を通じて前記円環軸が 直線運動する変換機構。
[17] 請求項 1〜13のいずれか一項に記載の変換機構において、前記円環軸の雌ねじ のねじれ方向と前記遊星軸の雄ねじのねじれ方向とが互いに同一の方向であり、前 記太陽軸の雄ねじのねじれ方向と前記遊星軸の雄ねじのねじれ方向とが互 、に反 対の方向であり、前記円環軸の雌ねじと前記太陽軸の雄ねじと前記遊星軸の雄ねじ とが互いに同一のピッチを有し、
前記円環軸、前記太陽軸及び前記遊星軸のねじにおける基準ピッチ円直径と条数 との関係について、前記円環軸と前記太陽軸と前記遊星軸との間で軸方向への相 対的な変位が生じないときの関係を基準の関係としたとき、前記太陽軸の雄ねじの条 数が該基準の関係における条数と異なり、
前記円環軸の回転運動にともなう前記遊星軸の遊星運動を通じて前記太陽軸が 直線運動する変換機構。
[18] 請求項 1〜13のいずれか一項に記載の変換機構において、前記円環軸の雌ねじ のねじれ方向と前記遊星軸の雄ねじのねじれ方向とが互いに同一の方向であり、前 記太陽軸の雄ねじのねじれ方向と前記遊星軸の雄ねじのねじれ方向とが互 、に反 対の方向であり、前記円環軸の雌ねじと前記太陽軸の雄ねじと前記遊星軸の雄ねじ とが互いに同一のピッチを有し、
前記円環軸、前記太陽軸及び前記遊星軸のねじにおける基準ピッチ円直径と条数 との関係について、前記円環軸と前記太陽軸と前記遊星軸との間で軸方向への相 対的な変位が生じないときの関係を基準の関係としたとき、前記円環軸の雌ねじの条 数が該基準の関係における条数と異なり、
前記太陽軸の回転運動にともなう前記遊星軸の遊星運動を通じて前記円環軸が 直線運動する変換機構。
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