JP6550740B2

JP6550740B2 - Method of setting axial clearance with ball screw nut alone and method of manufacturing ball screw using the same

Info

Publication number: JP6550740B2
Application number: JP2014254060A
Authority: JP
Inventors: 真大上田
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2014-12-16
Filing date: 2014-12-16
Publication date: 2019-07-31
Anticipated expiration: 2034-12-16
Also published as: JP2016114181A

Description

本発明は、ボールねじに関する。 The present invention relates to a ball screw.

マシニングセンタなどの工作機械の送り装置では、運動精度評価のために、円運動精度試験（非特許文献１参照）が行われる。二つの直進運動軸を同時に制御して円運動をさせる送り装置にて円運動精度試験を行うと、円運動象限切換え時（一つの軸の送り方向が＋から−、あるいは−から＋ヘと変化するとき）において、象限が切り替わる四つの点で突起誤差や段差誤差（以下、それぞれ「象限突起誤差」、「象限段差誤差」ともいう）を生じることが知られている。工作機械の送り装置に象限突起誤差や象限段差誤差が生じることにより、ワークの加工精度低下を引き起こすことが懸念される。 In a feeding device of a machine tool such as a machining center, a circular motion accuracy test (see Non-Patent Document 1) is performed for motion accuracy evaluation. When a circular motion accuracy test is performed with a feeding device that controls two linear motion axes simultaneously to make a circular motion, when the circular motion quadrant is switched (the feed direction of one axis changes from + to-or from-to +) It is known that a projection error and a step error (hereinafter also referred to as “quadrant projection error” and “quadrant step error”, respectively) occur at four points where the quadrant changes. There is a concern that the machining accuracy of the workpiece may be reduced due to the quadrant protrusion error and the quadrant step error generated in the feeding device of the machine tool.

象限突起誤差は、制御技術によって補償することができる（例えば非特許文献２参照）。例えば、送り装置を構成するボールねじ、転がり直動案内あるいは転がり軸受の有する非線形摩擦特性に基づいて、送り系の摩擦トルクのヒステリシスループに近似できるような数学モデルを構築し、これをサーボ情報として送り装置の制御器に入力すればよい。 Quadrant protrusion errors can be compensated by control techniques (see, for example, Non-Patent Document 2). For example, a mathematical model that can approximate the hysteresis loop of the friction torque of the feed system is constructed based on the nonlinear friction characteristics of the ball screw, rolling linear motion guide or rolling bearing that constitutes the feeding device, and this is used as servo information. What is necessary is just to input into the controller of a feeder.

特開２００２−０２３８５２号公報JP 2002-023852 A

ＪＩＳＢ６１９０−４，工作機械試験方法通則−第４部：数値制御による円運動精度試験JIS B 6190-4, Machine tool test method general rules-Part 4: Circular motion accuracy test by numerical control 堤正臣：「工作機械の運動精度を支配するボールねじと直動案内の摩擦特性」，精密工学会転がり機械要素専門委員会講演資料（２０１３年６月７日），ｐ．３３．Tsutsumi Masaomi: “Friction Characteristics of Ball Screws and Linear Motion Guides that Control the Accuracy of Machine Tool Motion”, Precision Engineering Society Rolling Machine Element Special Committee Lecture (June 7, 2013), p. 33. 上田真大，下田博一：「ボールねじの玉挙動とロストモーション（第３報）」，精密工学会誌（２０１１），Ｖｏｌ．７７，Ｎｏ．２，ｐ．１８３．Maeda Ueda, Hirokazu Shimoda: “Ball behavior and lost motion of ball screw (3rd report)”, Journal of Japan Society for Precision Engineering (2011), Vol. 77, no. 2, p. 183.

一方、送り装置にボールねじを用いる場合に、象限突起誤差を制御技術によって補償しても、ボールねじの駆動方向反転時におけるロストモーションによって、円運動軌跡には、サブミクロンからミクロンオーダーの象限段差誤差が生じてしまう。これに対し、円運動象限切換え時の象限突起誤差の補償方法と同様に、象限段差誤差に対しても送り系の非線形摩擦特性に近似できるような数学モデルを構築して補正できる（例えば、特許文献１参照）。 On the other hand, when a ball screw is used for the feeder, even if the quadrant protrusion error is compensated by the control technology, the circular motion trajectory has a quadrant step of submicron to micron order due to the lost motion when the driving direction of the ball screw is reversed. An error will occur. On the other hand, a mathematical model that can approximate the nonlinear friction characteristic of the feed system can be constructed and corrected for quadrant step error as well as the compensation method of quadrant protrusion error at the time of circular motion quadrant switching (for example, patent Reference 1).

しかしながら、数学モデルの構築は、実機を用いて試行錯誤的に調整を繰り返しながら行う必要がある（例えば非特許文献２参照）。そのため、実機を用いた数学モデルの構築のためのコストや手間が掛かり過ぎてしまうという問題があり、ボールねじの駆動方向反転時におけるロストモーションによる、ワークの加工精度低下を防止する上で改善の余地が残される。 However, it is necessary to construct a mathematical model while repeating adjustment by trial and error using an actual machine (see, for example, Non-Patent Document 2). For this reason, there is a problem that it takes too much cost and labor to build a mathematical model using an actual machine, and this is an improvement in preventing reduction in workpiece machining accuracy due to lost motion when the ball screw drive direction is reversed. There is room for it.

このような問題に対し、近年、ボールねじの駆動方向反転時におけるロストモーションの発生要因に関して、解析的、実験的に調査・研究が実施されている（例えば、非特許文献３参照）。非特許文献３によって、ボールねじのロストモーションは、ナット内で公転運動しているボールの、駆動方向反転時における、ねじ軸のねじ溝またはナットのねじ溝への食込み（以下、「ボール食込み挙動」ともいう）に起因して生じることが明らかにされている。
そこで、本発明は、このような問題点に着目してなされたものであって、ロストモーションを低減または防止し得るボールねじのナット単体でのアキシアルすきま設定方法およびこれを用いたボールねじの製造方法を提供することを課題とする。 In recent years, in order to solve such a problem, investigation and research have been carried out analytically and experimentally regarding the cause of the lost motion when the driving direction of the ball screw is reversed (for example, see Non-Patent Document 3). According to Non-Patent Document 3, a lost motion of a ball screw is a biting motion of a ball revolving in a nut into a thread groove of a screw shaft or a thread groove of a nut at the time of reversing a drive direction It is clarified that it is caused by
Therefore, the present invention has been made paying attention to such problems, and a method of setting an axial clearance with a single nut of a ball screw capable of reducing or preventing lost motion, and manufacture of a ball screw using the same It is an object to provide a method .

ここで、図２１に示すように、軸方向荷重Ｆｘが作用するボールねじでは（同図（ａ）参照）、通常、ボール３は、ねじ軸１０１およびナット１０２のねじ溝１０１ｋ、１０２ｋと２点（同図（ｂ）の符号Ｍ，Ｂの箇所）で接触しており（同図（ｂ）参照）、主に接触点Ｍ，Ｂでの弾性接触変形に起因して、ねじ軸１０１とナット１０２間に軸方向変位δ_ｘを生じる（同図（ａ）参照）。なお、同図において、符号ｍはボール３の中心、αは接触角、δ_Ｍ、δ_Ｂは接触点Ｍ，Ｂでの弾性接触変形量、Ｐは接触荷重である（以下、図２１〜図２３において同様）。 Here, as shown in FIG. 21, in the case of a ball screw on which an axial load Fx acts (see FIG. 21A), the ball 3 usually has two screw grooves 101k and 102k of the screw shaft 101 and the nut 102. (Refer to reference numerals M and B in FIG. 5B) (refer to FIG. 5B), mainly due to elastic contact deformation at the contact points M and B, the screw shaft 101 and the nut. An axial displacement δ _x occurs between the two 102 (see (a) in the figure). In the same figure, the symbol m is the center of the ball 3, α is the contact angle, δ _M , δ _B is the amount of elastic contact deformation at the contact points M and B, and P is the contact load (hereinafter, FIG. 21 to FIG. The same in 23).

いま、ナット１０２の回転を拘束した状態でねじ軸１０１を反時計回りに回転すると、ナット１０２は、図２２に示すように、軸方向荷重Ｆ_ｘの向きとは逆向きに移動する（このような作動状態を「正方向作動」と呼ぶ）。このとき、ボール３は、同図（ｂ）に示すように、転動方向に対して直角方向にくさび状に食込み、対向するねじ溝１０１ｋ、１０２ｋ同士がつくる軌道とボール３との接触状態が２点接触から３点接触（符号Ｍ，Ｍ’，Ｂの箇所）へと変化する。そのため、ねじ軸１０１とナット１０２間の相対変位もδ_ｘからδ_ｘＦのように変化する。 Now, when turning the screw shaft 101 in a counterclockwise direction while restraining the rotation of the nut 102, nut 102, as shown in FIG. 22, the direction of the axial load F _x moves in the opposite direction (such This is called “forward operation”). At this time, as shown in FIG. 4B, the ball 3 bites in a wedge shape in a direction perpendicular to the rolling direction, and the contact state between the ball 3 and the track formed by the opposing screw grooves 101k and 102k is It changes from a two-point contact to a three-point contact (locations with symbols M, M ′, and B). Therefore, changes as [delta] _xF from the relative displacement also [delta] _x between the screw shaft 101 and the nut 102.

次いで、ねじ軸１０１の回転方向を逆転すると、ナット１０２の移動方向も反転する（このような作動状態を「逆方向作動」と呼ぶ）。そのため、図２３に示すように、軌道に対するボール３の食込みの方向も逆転し（同図（ｂ）参照）、ねじ軸１０１とナット１０２間の相対変位はδ_ｘＢとなる。ゆえに、ボールねじの駆動方向反転時に生じるロストモーションΔｅ_ｐは、下記（式１）で表すことができる。
Δｅ_ｐ＝δ_ｘＦ−δ_ｘＢ（式１） Then, when the direction of rotation of the screw shaft 101 is reversed, the direction of movement of the nut 102 is also reversed (this operation state is referred to as “reverse operation”). Therefore, as shown in FIG. 23, the direction of biting of the ball 3 with respect to the track is also reversed (see FIG. _23B ), and the relative displacement between the screw shaft 101 and the nut 102 is δ _× B. Therefore, the lost motion Δe _p generated when the driving direction of the ball screw is reversed can be expressed by the following (Expression 1).
Δe _p = δ _xF −δ _xB (Formula 1)

（式１）に示すように、ボールねじの駆動方向反転時に生じるロストモーションΔｅ_ｐは、正方向作動時の軸方向変位δ_ｘＦと逆方向作動時の軸方向変位δ_ｘＢとの差を抑制すれば、Δｅ_ｐを低減または極小化することができる。本願発明者は、このような考察のもと、鋭意検討の結果、本発明を完成するに至った。 As shown in (Equation 1), the lost motion Δe _p generated at the time of reversing the driving direction of the ball screw suppresses the difference between the axial displacement δ _xF at the time of forward operation and the axial displacement δ _xB at the time of reverse operation. if, it is possible to reduce or minimize .DELTA.e _p. The inventor of the present invention has completed the present invention as a result of earnest study based on such consideration.

すなわち、上記課題を解決するために、本発明の第一の態様に係るボールねじのナット単体でのアキシアルすきま設定方法は、ねじ軸と、ナットと、複数のボールとを有し、前記ねじ軸は前記ナットを貫通し、前記ねじ軸の外周面に形成された螺旋状のねじ溝と前記ナットの内周面に形成された螺旋状のねじ溝とにより前記複数のボールが公転運動する転動路が形成されるボールねじのナット単体でのアキシアルすきまを設定する方法であって、当該ボールねじとして、前記ねじ軸および前記ナットの各ねじ溝が、いずれもゴシックアーク溝であり、ダブルナット予圧方式または定圧予圧方式によって予圧を付与して用いられ、ボールねじ荷重が前記予圧のみであって、その大きさを動定格荷重の３〜５％としており、ナット単体すきまが無い場合の接触角が４０°〜５０°、溝Ｒ比が０．５４〜０．５６、および、前記ねじ軸のランド端部の面取り開始角が６５°〜７５°とされるものを対象とし、作動中のボール食込み挙動による前記ねじ軸および前記ナットの各ねじ溝のランド面取り部への前記ボールの乗り上げを生じさせないように且つ逆方向作動時における前記各ねじ溝の溝底ニゲへの前記ボールの乗り下げを生じさせないように、シミュレーション解析の結果に基づいて、前記ナット単体でのアキシアルすきまを、使用する前記ボールのボール径に対して下記（式２）を満たす範囲に設定することを特徴とする。但し、ｓａはナット単体でのアキシアルすきま、Ｄａは使用するボールのボール径である。
０．１７％＜ｓａ／Ｄａ≦３．６％（式２） That is, in order to solve the above problems , an axial clearance setting method using a single nut of a ball screw according to the first aspect of the present invention includes a screw shaft, a nut, and a plurality of balls, and the screw shaft Rolling through which the plurality of balls revolve by a spiral thread groove formed on the outer peripheral surface of the screw shaft and a spiral thread groove formed on the inner peripheral surface of the nut. a method for setting the axial clearance in the nut single ball screw road is formed, as the ball screw, the screw groove of the screw shaft and the nut are both a gothic arch groove, double nut preload It is used by applying preload by the method or constant pressure preload method, and the ball screw load is only the above-mentioned preload, and its magnitude is 3 to 5% of the dynamic rated load, and there is no nut clearance. Contact angle 40 ° to 50 ° when the groove R ratio from 0.54 to 0.56, and, chamfering start angle of the land ends of the screw shaft to target shall be the 65 ° to 75 °, The ball on the bottom of the groove of each screw groove so as not to cause the ball to ride on the land chamfered portion of each screw groove of the screw shaft and the nut due to the ball biting behavior during operation. so as not to cause the ride down of, based on the results of simulation analysis, an axial clearance in the nut itself, that you set relative to the ball diameter of the ball used in a range satisfying the following (equation 2) It features. Here, sa is the axial clearance of the nut alone, and Da is the ball diameter of the ball used.
0.17% <sa / Da ≦ 3.6% (Formula 2)

また、上記課題を解決するために、本発明の第二の態様に係るボールねじのナット単体でのアキシアルすきま設定方法は、ねじ軸と、ナットと、複数のボールとを有し、前記ねじ軸は前記ナットを貫通し、前記ねじ軸の外周面に形成された螺旋状のねじ溝と前記ナットの内周面に形成された螺旋状のねじ溝とにより前記複数のボールが公転運動する転動路が形成されるボールねじのナット単体でのアキシアルすきまを設定する方法であって、当該ボールねじとして、前記ねじ軸および前記ナットの各ねじ溝が、いずれもゴシックアーク溝であり、ダブルナット予圧方式または定圧予圧方式によって予圧を付与して用いられ、ボールねじ荷重が前記予圧のみであって、その大きさを動定格荷重の３〜５％としており、ナット単体すきまが無い場合の接触角が４０°〜５０°、溝Ｒ比が０．５２〜０．５４、および、前記ねじ軸のランド端部の面取り開始角が６０°〜６５°とされるものを対象とし、作動中のボール食込み挙動による前記ねじ軸および前記ナットの各ねじ溝のランド面取り部への前記ボールの乗り上げを生じさせないように且つ逆方向作動時における前記各ねじ溝の溝底ニゲへの前記ボールの乗り下げを生じさせないように、シミュレーション解析の結果に基づいて、前記ナット単体でのアキシアルすきまを、使用する前記ボールのボール径に対して下記（式３）を満たす範囲に設定することを特徴とする。但し、ｓａはナット単体でのアキシアルすきま、Ｄａは使用するボールのボール径である。
０．１７％＜ｓａ／Ｄａ≦１．６６％（式３） Further, in order to solve the above problems , an axial clearance setting method using a single nut of a ball screw according to a second aspect of the present invention includes a screw shaft, a nut, and a plurality of balls. Rolling through which the plurality of balls revolve by a spiral thread groove formed on the outer peripheral surface of the screw shaft and a spiral thread groove formed on the inner peripheral surface of the nut. a method for setting the axial clearance in the nut single ball screw road is formed, as the ball screw, the screw groove of the screw shaft and the nut are both a gothic arch groove, double nut preload If the ball screw load is only the preload, and the size is 3 to 5% of the dynamic load rating, and there is no clearance between nuts. The contact angle 40 ° to 50 °, the groove R ratio from 0.52 to 0.54, and, chamfering start angle of the land ends of the screw shaft to target shall be the 60 ° to 65 °, working So that the ball does not ride on the land chamfered portion of each screw groove of the screw shaft and the nut due to the ball biting behavior in the middle and the ball of the ball to the groove bottom of the screw groove during reverse operation so as not to cause the ride down, based on the results of simulation analysis, an axial clearance in the nut itself, characterized that you set relative to the ball diameter of the ball used in a range satisfying the following (equation 3) I assume . Here, sa is the axial clearance of the nut alone, and Da is the ball diameter of the ball used.
0.17% <sa / Da ≦ 1.66% (Formula 3)

また、上記課題を解決するために、本発明の一態様に係るボールねじの製造方法は、
上記第一または第二の態様に係るボールねじのナット単体でのアキシアルすきま設定方法を用いてボールねじを製造することを特徴とする。
ここで、本発明において、ナット単体でのアキシアルすきまｓａとは、図２に示すように、図２（ａ）でのナット１とねじ軸２とボール３の関係から、図２（ｂ）に示す状態になったときの、ねじ軸１とナット２の軸方向の移動量（図２（ｃ）参照）をアキシアルすきまｓａと定義する。ボールねじにはリード角があるので、図２（ａ）、（ｂ）にてアキシアルすきまｓａを単純に書き込むことはできないのに対し、アキシアルすきまｓａは、ナット単体すきまΔＤａに比べて、ボールねじ装置から容易に測定することができるので、本発明においてはナット単体でのアキシアルすきまｓａを用いて規定する。また、本明細書において、ｓａ／Ｄａを、以下、単に「すきま／玉径比」とも呼ぶ。 In order to solve the above-mentioned problem, a method for manufacturing a ball screw according to an aspect of the present invention includes:
A ball screw is manufactured using the axial clearance setting method of the ball screw nut alone according to the first or second aspect.
Here, in the present invention, as shown in FIG. 2, the axial clearance sa of the nut alone is shown in FIG. 2 (b) from the relationship between the nut 1, the screw shaft 2 and the ball 3 in FIG. The axial movement (see FIG. 2C) of the screw shaft 1 and the nut 2 when the state shown in FIG. 2 is defined is defined as the axial clearance sa. Since the ball screw has a lead angle, the axial clearance sa cannot be simply written in FIGS. 2A and 2B, whereas the axial clearance sa is smaller than the nut clearance ΔDa. In the present invention, it is defined using an axial clearance sa of a nut alone, as it can be easily measured from the device. In the present specification, sa / Da is also simply referred to as “gap / ball diameter ratio” hereinafter.

本発明の一態様に係るボールねじのナット単体でのアキシアルすきま設定方法によれば、ナット単体でのアキシアルすきまｓａを、使用するボールのボール径Ｄａに対し、第一の態様に係るボールねじでは、すきま／玉径比を、０．１７％＜ｓａ／Ｄａ≦３．６％とし、また、第二の態様に係るボールねじでは、すきま／玉径比を、０．１７％＜ｓａ／Ｄａ≦１．６６％とした。そのため、上記第一または第二の態様に係るボールねじのナット単体でのアキシアルすきま設定方法を用いて製造されたボールねじによれば、内部すきまを大きくすることにより、予圧時の初期接触角が大きくなるので軸方向剛性が増大し、後述するシミュレーション解析の結果にも明らかなように、正方向作動時の軸方向変位δｘＦと逆方向作動時の軸方向変位δｘＢとの差異を小さくすることができる。よって、ボールねじの駆動方向反転時に生じるロストモーションを低減または極小化することができる。 According to the axial clearance setting method for a single nut of a ball screw according to an aspect of the present invention, the axial clearance sa of the single nut is set to a ball diameter Da of the ball to be used. In the ball screw according to the second embodiment, the gap / ball diameter ratio is 0.17% <sa / Da ≦ 3.6%, and the gap / ball diameter ratio is 0.17% <sa / Da. It was set as ≦ 1.66% . Therefore, according to the ball screw manufactured using the axial clearance setting method for the ball screw nut alone according to the first or second aspect, the initial contact angle during preloading can be increased by increasing the internal clearance. As the axial rigidity increases, the axial rigidity increases, and as apparent from the results of simulation analysis described later, the difference between the axial displacement δxF in forward operation and the axial displacement δxB in reverse operation can be reduced. it can. Therefore, it is possible to reduce or minimize the lost motion that occurs when the driving direction of the ball screw is reversed.

ここで、本発明の一態様に係るボールねじのナット単体でのアキシアルすきま設定方法において、駆動方向反転時における前記ナット内で公転運動している前記ボールの、前記ねじ軸のねじ溝または前記ナットのねじ溝への食込みを「ボール食込み挙動」と呼ぶとき、本発明の一態様に係るボールねじのナット単体でのアキシアルすきま設定方法は、ボール食込み挙動により、前記ねじ軸のねじ溝および前記ナットのねじ溝とが、前記ボールに対して３点で接触するものを限って対象とすることが好ましい。なお、工作機械の送り系で用いられるダブルナット定位置予圧ボールねじは、通常、３％≦Ｆａ／Ｃａ≦５％となるような予圧条件下で駆動される。 Here, in the axial clearance setting method for the ball screw nut alone according to one aspect of the present invention, the thread of the screw shaft or the nut of the ball revolving in the nut when the driving direction is reversed When the biting into the screw groove is called “ball biting behavior” , the axial clearance setting method for the ball screw nut alone according to one aspect of the present invention is based on the ball biting behavior. It is preferable to target only those in which the thread groove is in contact with the ball at three points. The double nut fixed position preloaded ball screw used in the feed system of the machine tool is usually driven under preloaded conditions such that 3% ≦ Fa / Ca ≦ 5%.

上述のように、本発明によれば、ロストモーションを低減または極小化し得るボールねじのナット単体でのアキシアルすきま設定方法およびこれを用いたボールねじの製造方法を提供することができる。
As described above, according to the present invention, it is possible to provide a method of setting an axial clearance of a ball screw nut alone which can reduce or minimize lost motion, and a method of manufacturing a ball screw using the same .

本発明の一態様に係るボールねじの一実施形態を示す図であり、同図（ａ）は、ナットを軸線方向に沿った断面にて示し、（ｂ）は、ねじ軸の軸線に直交する断面を示している。It is a figure which shows one Embodiment of the ball screw which concerns on 1 aspect of this invention, The figure (a) shows a nut in the cross section along an axial direction, (b) is orthogonal to the axis line of a screw shaft. A cross section is shown. 本発明に係るボールねじを規定するアキシアルすきまを説明する模式図であり、同図(ａ)は転動路の横断面を模式的に示し、（ｂ）はボールとねじ溝間のすきま分だけ軸方向に移動した状態の転動路の横断面を模式的を示し、(ｃ)は（ｂ）の状態のナット単体の平面図を模式的に示している。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS It is a schematic diagram explaining the axial clearance which prescribes | regulates the ball screw which concerns on this invention, The figure (a) shows the cross section of a rolling path typically, (b) is only the clearance gap between a ball | bowl and a screw groove. The cross section of the rolling path of the state moved to the axial direction is shown typically, (c) has shown typically the top view of the nut single-piece | unit of the state of (b). 本発明に係るボールねじの一実施例（以下、「発明品」ともいう）の内部すきまとボールと軌道の関係を説明する転動路横断面の模式図(ａ)、(ｂ)である。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIGS. 1A and 1B are schematic views (a) and (b) of a cross section of a rolling path for explaining the relationship between an internal clearance, a ball and a track of an embodiment of a ball screw according to the present invention (hereinafter also referred to as “invention product”). 比較例として示す従来のボールねじ（以下、「通常品」ともいう）の内部すきまとボールと軌道の関係を説明する転動路横断面の模式図(ａ)、(ｂ)である。It is a schematic diagram (a), (b) of the rolling path cross section explaining the internal clearance of the conventional ball screw (it is also called the following "normal goods") shown as a comparative example, a ball, and a track. 発明品の軸方向変位とロストモーションの関係を説明するグラフである。It is a graph explaining the relationship between the axial direction displacement of invention, and a lost motion. すきま／玉径比（ｓ_ａ／Ｄ_ａ）とロストモーションの関係を説明するグラフ(ａ)、(ｂ)である。Clearance / ball diameter ratio (s a _{/ D} _a) and a graph for explaining the relationship of the lost motion (a), is (b). 通常品における、アキシアルすきまの増大と乗り上げの関係を説明する模式図（(ａ)〜(ｃ)）である。It is a schematic diagram ((a)-(c)) explaining the relationship between the increase in the axial clearance and the ride in the normal product. 発明品における、アキシアルすきまの増大と乗り上げの関係を説明する模式図（(ａ)〜(ｃ)）である。It is a schematic diagram ((a)-(c)) explaining the relationship between the increase in the axial clearance and the ride in the invention. 発明品における、ねじ軸のランド端部に形成されるランド面取り部への乗り上げ（正方向作動時）状態を説明する要部拡大図である。It is a principal part enlarged view explaining the riding-up state (at the time of forward direction action | operation) to the land chamfering part formed in the land edge part of the screw shaft in invention. アキシアルすきまとランド面取り部への乗り上げ・下げ率（値が正のときの乗り上げ・下げ）の関係（Ｆ_ａ／Ｃ_ａ＝５％）を説明するグラフである。Is a graph illustrating relationship _{(F a / C a = 5} %) of the ride-down rate to axial clearance and the land chamfer (ride-down when the value is positive). 実施例として、３種類のボールねじに対するすきまとロストモーションの関係（Ｆ_ａ／Ｃ_ａ＝５％）を説明するグラフである。As an example, it is a graph explaining _a relation (F _a / C _a = 5%) for _a gap and three types of ball screws. 実施例として、３種類のボールねじに対するアキシアルすきまと乗り上げ率の関係（Ｆ_ａ／Ｃ_ａ＝５％）を説明するグラフである。As an example, a graph illustrating the relationship between rate ride with axial clearance _{(F a / C a = 5} %) for three of the ball screw. 実施例として、３種類のねじ溝形状に対する、アキシアルすきまとロストモーションの関係（Ｆ_ａ／Ｃ_ａ＝５％）を説明するグラフである。It is a graph explaining the relationship ( _Fa / _Ca = 5%) of an axial clearance gap and a lost motion with respect to three types of thread groove shape as an Example. 実施例として、３種類のねじ溝形状に対する、アキシアルすきまと乗り上げ率の関係（Ｆ_ａ／Ｃ_ａ＝５％）を説明するグラフである。As an example, for the 3 types of screw groove shape is a graph illustrating the relationship between axial clearance between ride rate _{(F a / C a = 5} %). 実施例として、３種類の接触角に対する、アキシアルすきまとロストモーションの関係（Ｆ_ａ／Ｃ_ａ＝５％）を説明するグラフである。As an Example, it is a graph explaining the relationship ( _Fa / _Ca = 5%) of an axial clearance gap and a lost motion with respect to three types of contact angles. 実施例として、３種類の接触角に対する、アキシアルすきまと乗り上げ率の関係（Ｆ_ａ／Ｃ_ａ＝５％）を説明するグラフである。As an example, a graph illustrating relative three of the contact angle, the relationship of the axial gap between ride rate _{(F a / C a = 5} %). 実施例として、３種類の溝Ｒ比に対する、アキシアルすきまとロストモーションの関係（Ｆ_ａ／Ｃ_ａ＝５％）を説明するグラフである。It is a graph explaining the relationship ( _Fa / _Ca = 5%) of an axial clearance gap and a lost motion with respect to three types of groove | channel R ratio as an Example. 実施例として、３種類の溝Ｒ比に対する、アキシアルすきまと乗り上げ率の関係（Ｆ_ａ／Ｃ_ａ＝５％）を説明するグラフである。As an example, for the three types of grooves R ratio is a graph illustrating the relationship between axial clearance between ride rate _{(F a / C a = 5} %). 実施例として、ねじ軸面取り開始角を変化させた場合での、溝Ｒ比に対するアキシアルすきまとロストモーションの関係（Ｆ_ａ／Ｃ_ａ＝５％）を説明するグラフである。As an example, it is a graph explaining the relation (F _a / C _a = 5%) of the axial clearance and the lost motion to the groove R ratio when the screw shaft chamfering start angle is changed. 実施例として、最も乗り上げが懸念されるボールねじの解析結果（Ｆ_ａ／Ｃ_ａ＝５％）を説明するグラフ(ａ)、(ｂ)である。As an example, graphs (a) and (b) illustrating the analysis result (F _a / C _a = 5%) of the ball screw that is most likely to be mounted. ロストモーションを説明する図であり、同図は、静止時の２点接触状態であって、同図（ａ）がボールねじを模式的に示す平面図、（ｂ）が転動路の横断面を模式的に示す図である。It is a figure explaining a lost motion, The figure is a two-point contact state at the time of a stop, The figure (a) is a top view which shows a ball screw typically, (b) is a cross section of a rolling path FIG. ロストモーションを説明する図であり、同図は、正方向作動時に生じる３点接触状態であって、同図（ａ）がボールねじを模式的に示す平面図、（ｂ）が転動路の横断面を模式的に示す図である。It is a figure explaining a lost motion, The figure is a three-point contact state produced at the time of forward operation | movement, The figure (a) is a top view which shows a ball screw typically, (b) is a rolling path. It is a figure which shows a cross section typically. ロストモーションを説明する図であり、同図は、逆方向作動に生じる３点接触状態であって、同図（ａ）がボールねじを模式的に示す平面図、（ｂ）が転動路の横断面を模式的に示す図である。It is a figure explaining a lost motion, The figure is a three-point contact state which arises in a reverse operation, The figure (a) is a top view which shows a ball screw typically, (b) is a rolling path. It is a figure which shows a cross section typically.

以下、本発明の一態様に係るボールねじの一実施形態について、図面を適宜参照しつつ説明する。
図１に示すように、このボールねじ１０は、ねじ軸１と、ねじ軸１に対してボール３を介して螺合するナット２とを有する。
ナット２は、軸方向に並べられた第１ナット２Ａ及び第２ナット２Ｂと、両ナット２Ａ、２Ｂの間に介在された間座９とが一体となって構成されている。一方のナット２Ａには、端部に円環状のフランジ３１が形成されている。フランジ３１の内周部とねじ軸１との間、および、第２ナット２Ｂの軸方向他端部とねじ軸２との間は防塵用シール３２で塞がれている。また、二つのナット２Ａ、２Ｂは、回転方向の位相がずれないようにキー溝５に挿通された不図示のキーにより回転方向が位置決めされている。 Hereinafter, an embodiment of a ball screw according to an aspect of the present invention will be described with reference to the drawings as appropriate.
As shown in FIG. 1, the ball screw 10 has a screw shaft 1 and a nut 2 screwed to the screw shaft 1 via a ball 3.
In the nut 2, the first nut 2A and the second nut 2B arranged in the axial direction and the spacer 9 interposed between the two nuts 2A and 2B are integrally configured. One nut 2A is formed with an annular flange 31 at the end. Between the inner peripheral part of the flange 31 and the screw shaft 1 and between the other axial end of the second nut 2B and the screw shaft 2 are closed by a dustproof seal 32. The two nuts 2A and 2B are positioned in the rotational direction by a key (not shown) inserted in the key groove 5 so that the phase in the rotational direction is not shifted.

ねじ軸１の外周面には、螺旋状のねじ溝１１が形成されている。二つのナット２Ａ、２Ｂは、各ナット２Ａ、２Ｂの内周面に、ねじ軸１のねじ溝１１に対向する螺旋状のねじ溝２１がそれぞれ形成されている。また、各ナット２Ａ、２Ｂには、各ナット２Ａ、２Ｂの軸方向に沿ってボール戻し通路４ａ，４ｂが形成されている。そして、各ナット２Ａ、２Ｂの両端には、各ナット２Ａ、２Ｂのボール戻し通路４ａ，４ｂの両端部に連通するように、一対のエンドデフレクタ６ａ，６ｂがそれぞれ嵌め込まれている。 A helical thread groove 11 is formed on the outer peripheral surface of the screw shaft 1. The two nuts 2A, 2B are respectively formed with spiral thread grooves 21 facing the thread grooves 11 of the screw shaft 1 on the inner peripheral surfaces of the nuts 2A, 2B. Further, ball return passages 4a and 4b are formed in the nuts 2A and 2B along the axial direction of the nuts 2A and 2B. A pair of end deflectors 6a and 6b are fitted into both ends of the nuts 2A and 2B so as to communicate with both ends of the ball return passages 4a and 4b of the nuts 2A and 2B, respectively.

複数のボール３は、対向するねじ溝１１，２１で形成される転動路とボール戻し通路とからなる循環経路内に配置される。すなわち、転動路を転動するボール３は、各ナット２Ａ、２Ｂの転動路の一端まで移動した後に、一方のエンドデフレクタ６ａに掬い上げられ、ボール戻し通路４ａ，４ｂを通って反対側の端部に移動し、他方のエンドデフレクタ６ｂから再び転動路に戻るという循環経路が形成されている。そして、この循環経路を循環しつつ転動路内で転動（負荷状態で回転しながら移動）する複数のボール３を介して、ねじ軸１とナット２とが相対移動するようになっている。 The plurality of balls 3 are arranged in a circulation path including a rolling path formed by opposing screw grooves 11 and 21 and a ball return path. That is, the ball 3 rolling on the rolling path is moved up to one end of the rolling path of each nut 2A, 2B, and then scooped up by one end deflector 6a and passes through the ball return paths 4a, 4b to the opposite side. Is formed, and a circulation path is formed in which the other end deflector 6b returns to the rolling path again. The screw shaft 1 and the nut 2 move relative to each other via a plurality of balls 3 rolling (moving while rotating in a loaded state) in the rolling path while circulating through the circulation path. .

このボールねじ１０に予圧を与えるときは、二つのナット２Ａ、２Ｂ同士の間に間座９を挟んだ状態で軸方向に締め上げ、各ナット２Ａ、２Ｂに反対向きの軸方向の力を作用させて転動路内のボール３に予圧を与える。予圧量は間座９の厚みによって調整する。これにより、各ボール３は、ナット２Ａ、２Ｂのねじ溝２１の１点と、これに対向する位置のねじ軸１のねじ溝１１の１点との２点で接触する。 When preload is applied to the ball screw 10, the nut 9A is clamped between the two nuts 2A, 2B and tightened in the axial direction, and an opposite axial force is applied to each nut 2A, 2B. Thus, a preload is applied to the ball 3 in the rolling path. The amount of preload is adjusted by the thickness of the spacer 9. Thereby, each ball 3 contacts at one point of one point of the screw groove 21 of the nuts 2A, 2B and one point of the screw groove 11 of the screw shaft 1 at a position opposite to this.

すなわち、このボールねじ１０は、予圧付加方式にダブルナット間座予圧方式を採用し、左右それぞれの転動路間のリードをずらして予圧をかけることによって、ボール３と転動路との接触を二点接触形式としている。但し、本実施形態では、ナット２とねじ軸２とが、ボール４の転動を介して軸方向に相対移動する際に、ボール食込み挙動により、３点目の接触が生じるような溝形式を設定している。 That is, this ball screw 10 adopts a double nut spacer preload system as a preload application system, and applies a preload by shifting the lead between the left and right rolling paths, thereby making contact between the ball 3 and the rolling path. It is a two-point contact type. However, in this embodiment, when the nut 2 and the screw shaft 2 are moved relative to each other in the axial direction via the rolling of the ball 4, the groove type is such that the third contact occurs due to the ball biting behavior. It is set.

本実施形態では、予圧付加方式にダブルナット間座予圧方式を採用した定位置予圧の例を示したが、本発明はこれに限らず、ダブルナット予圧方式によって予圧を付与するものであれば、定圧予圧を用いてもよい。このボールねじ１０は、ダブルナット予圧方式または定圧予圧方式によって予圧を付与して用いられ、ボールねじ荷重が前記予圧のみであって、その大きさを動定格荷重の３〜５％としている。 In the present embodiment, an example of a fixed position preload that employs a double nut spacer preload method as a preload addition method has been shown, but the present invention is not limited to this, and if a preload is applied by a double nut preload method, A constant pressure preload may be used. The ball screw 10 is used by applying a preload by a double nut preloading method or a constant pressure preloading method, and the ball screw load is only the preload, and the magnitude thereof is 3 to 5% of the dynamic load rating.

上記対向するねじ溝１１，２１で形成される転動路の溝直角断面形状を図２に示す。
このボールねじ１０は、ねじ軸１のねじ溝１１およびナット２のねじ溝２１は、いずれもゴシックアーク溝である。すなわち、ねじ軸１のねじ溝１１およびナット２のねじ溝２１の横断面形状は、曲率中心の異なる２つの同一円弧を組合せた略Ｖ字状である。ここで、本実施形態では、溝Ｒ比（ねじ溝断面の曲率半径Ｒ／ボールの外径Ｄａ）が０．５２〜０．５４、または０．５４〜０．５６のいずれかの範囲の値に設定されている。 FIG. 2 shows a cross-sectional shape of the rolling path formed by the opposed screw grooves 11 and 21 at a right angle to the groove.
In the ball screw 10, the screw groove 11 of the screw shaft 1 and the screw groove 21 of the nut 2 are both gothic arc grooves. That is, the cross-sectional shapes of the screw groove 11 of the screw shaft 1 and the screw groove 21 of the nut 2 are substantially V-shaped in which two identical circular arcs having different centers of curvature are combined. Here, in this embodiment, the groove R ratio (the radius of curvature R of the thread groove cross section / the outer diameter Da of the ball) is a value in the range of 0.52 to 0.54 or 0.54 to 0.56. It is set to.

なお、ねじ軸１のねじ溝１１の外側（ランド１２の両縁部）には、ねじ軸１のランド１２に滑らかに接続するランド面取り部７が形成れるとともに、略Ｖ字状のねじ溝１１の底には、溝底ニゲ１１ｄが形成されている。また、同様に、ナット２のねじ溝２１のランド外側（両縁部）にも、ナット２内周面に滑らかに接続するランド面取り部８が形成されるとともに、略Ｖ字状のねじ溝２１の底には、溝底ニゲ２１ｄが形成されている。 A land chamfer 7 that smoothly connects to the land 12 of the screw shaft 1 is formed outside the screw groove 11 of the screw shaft 1 (both edges of the land 12), and the substantially V-shaped screw groove 11 is formed. The bottom of the groove 11d is formed with a groove bottom. Similarly, the land chamfered portion 8 that smoothly connects to the inner peripheral surface of the nut 2 is formed on the land outer side (both edges) of the screw groove 21 of the nut 2, and the substantially V-shaped screw groove 21. The bottom of the groove is formed with a groove bottom relief 21d.

以下、上記ボールねじ１０の転動路についてより詳しく説明する。
本実施形態のボールねじ１０では、図３に示すように、ボールねじ１０の溝形状の対向するフランクをそれぞれ溝Ｆ１，Ｆ２、単体すきまが零の場合の接触角をα、初期接触角をα_０（（同図(ｂ)）、ねじ軸１のランド面取り部７の面取り開始角をβ_１Ｂ、ならびにねじ軸１の溝底ニゲ開始角をβ_２Ｂとそれぞれ定義する。 Hereinafter, the rolling path of the ball screw 10 will be described in more detail.
In the ball screw 10 of the present embodiment, as shown in FIG. 3, the opposing flanks of the groove shape of the ball screw 10 are respectively the grooves F1 and F2 and the contact angle when the single clearance is zero is α, and the initial contact angle is α ₀ ((FIG. 5B)), the chamfering start angle of the land chamfer 7 of the screw shaft 1 is defined as β _1B , and the groove bottom relief start angle of the screw shaft 1 is defined as β _2B .

図３(ａ)において、破線で描かれたボール３（ボール径φＤ_ａ）は、単体すきまゼロの場合を表し、このとき、ボール３は、ねじ軸１とナット２のゴシックアーク溝（ねじ溝１１，２１）とそれぞれ２か所の計４か所において接触角αにて荷重ゼロで接触する。ここで、本実施形態では、ナット単体すきまが無い場合の接触角αが４０°〜５０°の範囲に設定される。 In FIG. 3A, a ball 3 (ball diameter φD _a ) drawn by a broken line represents a case where the single clearance is zero, and at this time, the ball 3 is a Gothic arc groove (screw groove) of the screw shaft 1 and the nut 2. 11 and 21) and contact each other at a contact angle α at a load angle of zero at a total of four locations. Here, in the present embodiment, the contact angle α when there is no single nut clearance is set in the range of 40 ° to 50 °.

しかし、同図のような状態は、ボールねじ各部の寸法誤差等によって実際にはほとんど起こり得ないと考えた方が合理的である。そこで、本実施形態のボールねじ（特に、予圧荷重Ｆａが動定格荷重Ｃａの３〜５％となる領域において用いられるボールねじ）では、図３（ａ）において実線で描かれたボール３のように、ボール３とねじ溝１１，２１との間に僅かなすきま（ΔＤ_ａ）を有するものと考える。 However, it is more reasonable to consider that the condition as shown in the figure can hardly occur in practice due to the dimensional error of each part of the ball screw and the like. Therefore, in the ball screw of this embodiment (in particular, a ball screw used in a region where the preload load Fa is 3 to 5% of the dynamic rated load Ca), as shown by the solid line 3 in FIG. It is considered that there is _a slight clearance (ΔD _a ) between the ball 3 and the screw grooves 11 and 21.

つまり、通常のボールねじでは、ボールと軌道間にすきま（ΔＤ_ａ）を有し、これに起因して２点接触ボールねじでは、ねじ軸１とナット２間に相対変位（軸方向すきま、径方向すきま）が生じる。各ねじ溝１１，２１とボール３とのすきま（ΔＤ_ａ）分だけねじ軸１およびナット２を軸方向に移動すれば、図３(ｂ)に示すように、ボール３は軌道（ねじ溝１１，２１）と荷重ゼロで２点接触するものと考えることができる。このとき、ボール３と軌道間の接触角は、単体すきまが零の場合の接触角αから初期接触角α_０へと変化することになり、このときのねじ軸１とナット２間の軸方向相対変位が、図２に示したように、本発明で定義する、ナット単体でのアキシアルすきまｓ_ａとなる。 In other words, a normal ball screw has _a clearance (ΔD _a ) between the ball and the track, and as a result, in a two-point contact ball screw, relative displacement (axial clearance, diameter) between the screw shaft 1 and the nut 2 is caused. Direction gap) occurs. If the screw shaft 1 and the nut 2 are moved in the axial direction by the clearance (ΔD _a ) between each of the screw grooves 11 and 21 and the ball 3, as shown in FIG. , 21) can be considered to be in two-point contact with zero load. At this time, the contact angle between the ball 3 and the orbit changes from the contact angle α when the single clearance is zero to the initial contact angle α ₀ , and the axial direction between the screw shaft 1 and the nut 2 at this time relative displacement, as shown in FIG. 2, defined in the present invention, the axial clearance s _a of a nut alone.

ここで、本実施形態の第一態様では、溝Ｒ比が０．５４〜０．５６のときには、ねじ軸１の面取り開始角β_１Ｂが６５°〜７５°とされ、さらに、アキシアルすきまｓ_ａが、使用するボール３のボール径φＤ_ａに対して、０．１７％＜ｓ_ａ／Ｄ_ａ≦３．６％の範囲を満たすように設定されている。
また、本実施形態の第二態様では、溝Ｒ比が０．５２〜０．５４のときには、ねじ軸１の面取り開始角β_１Ｂが６０°〜６５°とされ、さらに、アキシアルすきまｓ_ａが、使用するボール３のボール径φＤ_ａに対して、０．１７％＜ｓ_ａ／Ｄ_ａ≦１．６６％の範囲を満たすように設定されている。 Here, in the first aspect of the present embodiment, when the groove R ratio is from 0.54 to 0.56, the chamfer start angle beta _1B of the screw shaft 1 is a 65 ° to 75 °, further axial clearance _{s a} Is set to satisfy the range of 0.17% <s _a / D _a ≦ 3.6% with respect to the ball diameter φD _a of the ball 3 used.
Further, in the second aspect of the present embodiment, when the groove R ratio is from 0.52 to 0.54, the chamfer start angle beta _1B of the screw shaft 1 is a 60 ° to 65 °, further axial clearance _{s a} is It is set to satisfy the range of 0.17% <s _a / D _a ≦ 1.66% with respect to the ball diameter φD _a of the ball 3 to be used.

一般的に、図４に比較例を示すように、通常品のボールねじでの内部すきまΔＤ_ａは、バックラッシを小さくする目的やボールの食込み挙動を抑制する目的から、小さく設定（アキシアルすきまｓ_ａは、使用するボールのボール径Ｄ_ａに対してｓ_ａ／Ｄ_ａ≦０．１７％（ｓ_ａ／Ｄ_ａ≦１／６００））されている。 In general, as shown in FIG. 4, the internal clearance ΔD _a of _a normal ball screw is set to a small value (axial clearance s _{a for} the purpose of reducing backlash and suppressing the biting behavior of the ball. is _s _a / _D a ≦ _0.17% with respect to the ball diameter _{D a} of the ball to be used _{_{(s a / D a ≦ 1}} /600)).

これに対し、本実施形態のボールねじ１０は、いずれの態様においても、図３に示すように、通常品よりもかなり大きな内部すきまΔＤ_ａを有する。そのため、そのボール３と軌道（ねじ溝１１，２１）との関係は、同図(ｂ)に示すように、内部すきまΔＤ_ａを大きくすると、初期接触角α_０が、図４に示した従来のボールねじよりも大きくなるので、軸方向剛性も増大し、ロストモーションを低減または極小化することができる。 On the other hand, the ball screw 10 of the present embodiment has a considerably larger internal clearance ΔD _a than that of a normal product as shown in FIG. Therefore, the relationship between the ball 3 and the raceway (screw groove 11, 21), as shown in FIG. (B), by increasing the internal clearance [Delta] D _a, conventional initial contact angle alpha ₀ is, as shown in FIG. 4 The axial rigidity is also increased, and lost motion can be reduced or minimized.

以下、上記実施形態のボールねじ１０について、実施例に基づいてより詳しく説明する。
工作機械用のボールねじ（日本精工株式会社製ボールねじ、型式：ＢＳ３６１０）の諸元を表１に示す。表１に第一実施例でのシミュレーション解析の基礎となるボールねじ（通常のボールねじ（比較例）と本発明品）の諸元をそれぞれ示す。 Hereinafter, the ball screw 10 of the above-described embodiment will be described in more detail based on examples.
Table 1 shows the specifications of a ball screw for machine tools (ball screw manufactured by NSK Ltd., model: BS3610). Table 1 shows the specifications of the ball screw (normal ball screw (comparative example) and the product of the present invention) which is the basis of the simulation analysis in the first embodiment.

第一実施例は、表１に示す通常品のボールねじ（比較例）と本発明品を用い、実際の接触状態（図３(ｂ)、図４(ｂ)）になった場合において、ボールねじの駆動方向反転時におけるロストモーションを低減または極小化したシミュレーション解析である。表１に示す予圧ボールねじを作動させた際の軸方向変位とロストモーションの関係を図５に示す。 The first embodiment uses the normal ball screw (comparative example) shown in Table 1 and the product of the present invention, and when the actual contact state (FIG. 3 (b), FIG. 4 (b)) is reached, It is a simulation analysis which reduced or minimized the lost motion at the time of reversal of the drive direction of a screw. The relationship between axial displacement and lost motion when the preloaded ball screw shown in Table 1 is operated is shown in FIG.

図５に示すように、上記すきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａを、通常品のすきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａよりも大きくすると、ボールねじの軸方向剛性が増大し、作動中のねじ軸とナット間の変位δ_ｘＦ（正方向作動）、δ_ｘＢ（逆方向作動）が低減していることがわかる。また、作動中のねじ軸とナット間の変位δ_ｘＦとδ_ｘＢの差異（斜線を施したエリア）、すなわち、ロストモーションΔｅ_ｐ＝｜δ_ｘＦ−δ_ｘＢ｜も減少していることが確かめられる。本発明品の構成とするには、所望の内部すきま（すきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａ＞０．２％）となるように、通常品のボールねじに対して、内部すきまΔＤ_ａだけ小さいボール３を組み込むだけでよい。 As shown in FIG. 5, when the clearance / ball diameter ratio s _a / D _a is larger than the clearance / ball diameter ratio s _a / D _a of the normal product, the axial rigidity of the ball screw increases, and the operation is in progress. It can be seen that the displacements δ _xF (positive direction operation) and δ _xB (reverse direction operation) between the screw shaft and the nut of the above are reduced. Also, the difference in displacement [delta] _xF and [delta] _xB between the screw shaft and the nut in operation (area indicated by hatching), i.e., lost motion _{_{_{Δe p = | δ xF -δ xB}}} | but also have decreased ascertained . In order to form the present invention product, only the internal clearance ΔD _{a with} respect to a normal product ball screw so as to obtain a desired internal clearance (a clearance / ball diameter ratio s _a / D _a > 0.2%). It is only necessary to incorporate a small ball 3.

次に、種々の内部すきま（すきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａ）での実施例とランド面取り部７へのボール３の乗り上げ・下げとの関係について詳しく説明する。
表１に示した第一実施例の予圧ボールねじに対して、アキシアルすきまｓ_ａを種々に変化（０％≦ｓ_ａ／Ｄ_ａ≦１０％）させた場合でのロストモーションとその低減率の解析結果を、それぞれ図６（ａ）、（ｂ）に示す。 Next, the relationship between the examples in various internal clearances (clearance / ball diameter ratio s _a / D _a ) and the landing / lowering of the ball 3 on the land chamfered portion 7 will be described in detail.
Against the preload ball screw of the first embodiment shown in Table 1, the lost motion and its reduction rate in the case of changing the axial clearance s _a to various _{(0% ≦ s a / D} a ≦ 10%) The analysis results are shown in FIGS. 6 (a) and (b), respectively.

図６から、アキシアルすきまｓ_ａを大きくすると、ロストモーション低減率ＲｅｐとロストモーションΔ_ｅｐがともに減少しており、ロストモーションの低減効果も高くなることがわかる。ただし、図７、図８に模式図を対比的に示すように、アキシアルすきまｓ_ａを大きくすると接触角が増大するのみならず、特に、図８(ｂ)、(ｃ)に符号Ａ，Ｂで示す箇所において、作動中のボール食込み挙動によって、ねじ溝１１，２１の肩部のランド面取り部７、８への乗り上げが生じ易くなってしまう（図９の要部拡大図参照）。 From Figure 6, an increase in the axial clearance s _a, and decreased lost motion reduction rate Rep and lost motion delta _ep together, it can be seen that the higher the effect of reducing the lost motion. However, as the axial clearance s _a is increased, the contact angle is not only increased as shown schematically in FIG. 7 and FIG. 8 in particular, but in particular, reference symbols A and B in FIGS. In the part shown by, the ball biting behavior during operation makes it easy for the shoulders of the screw grooves 11 and 21 to run on the land chamfers 7 and 8 (see the enlarged view of the main part in FIG. 9).

図９に拡大図示するように、ランド面取り部７へのボール３の乗り上げが生じると、ねじ溝１１の肩部でのエッジ面圧により早期破損となることが懸念される。また、ボールねじ１０の作動方向が逆転すると、ボール食込み方向も反転するので、逆方向作動時においては、ねじ軸１の溝底ニゲ１ｄへの乗り下げや、ナット２のランド面取り部８への乗り上げが懸念される。 As shown in an enlarged view in FIG. 9, when the ball 3 rides on the land chamfered portion 7, there is a concern that early breakage may occur due to the edge surface pressure at the shoulder portion of the screw groove 11. Further, when the operation direction of the ball screw 10 is reversed, the direction of biting of the ball is also reversed. Therefore, when the operation is performed in the reverse direction, the screw shaft 1 rides on the groove bottom 1d, and the nut 2 enters the chamfered portion 8 of the land. There is concern about getting on board.

そこで、表１に示した本発明品のボールねじ１０のアキシアルすきまｓ_ａとねじ軸１およびナット２のランド面取り部７、８への乗り上げ率、溝底ニゲ１ｄ、２ｄへの乗り下げ率を解析すると、それぞれ図１０（ａ）〜（ｄ）のようになる。
ただし、本発明品において、ボール３の乗り上げ・下げ率は、下記の（式４）のように定義しており、これらの符号が正のときに乗り上げ・下げが発生していることを示している。なお、ランド面取り部７への乗り上げが生じると、ボール３との接触点は、図９に示したようなだ円形状にはならないが、計算を簡単にする目的から、ランド面取り部７でのエッジ面圧を無視して解析を行った。

Therefore, axial clearance s _a screw shaft 1 and riding rate to land

chamfer

7,8 of the nut 2 of the ball screw 10 of the present inventions, shown in Table 1, the groove bottom relief 1d, the ride down rate to 2d If it analyzes, it will become like each of FIG. 10 (a)-(d).
However, in the product of the present invention, the riding up / down rate of the ball 3 is defined as (Equation 4) below, and it is shown that the riding up / down occurs when these symbols are positive. There is. Although contact points with the balls 3 do not have an oval shape as shown in FIG. 9 when riding on the land chamfered portion 7 occurs, the land chamfered portion 7 does not have an oval shape as shown in FIG. The analysis was performed ignoring the edge surface pressure.

図１０（ａ）、(ｂ)より、上記すきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａが、ｓ_ａ／Ｄ_ａ＞６％となる領域でねじ軸１およびナット２のランド面取り部７、８への乗り上げが生じることがわかる。
一方、図１０（ｃ）、（ｄ）より、ねじ軸１およびナット２の溝底ニゲ部１ｄ、２ｄへの乗り下げは、乗り下げ率は乗り上げ率よりもかなり小さく、すきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａが約１．６％を超えるような領域ではさらに乗り下げ率は低下する。よって、アキシアルすきまｓ_ａを大きくする場合におけるすきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａの上限は、ねじ軸のランド面取り部への乗り上げへの影響によって決定されることが明らかである。 As shown in FIGS. 10 (a) and 10 (b), the land chamfers 7, 8 of the screw shaft 1 and the nut 2 are made in the region where the clearance / ball diameter ratio s _a / D _a is s _a / D _a > 6%. It can be seen that the ride of
On the other hand, as shown in FIGS. 10C and 10D, when the screw shaft 1 and the nut 2 are lowered onto the groove bottom dented portions 1d and 2d, the lowering rate is considerably smaller than the rising rate, and the clearance / ball diameter ratio s. _{In a} region where a 1 / D _a exceeds about 1.6%, the boarding rate further decreases. Therefore, it is apparent that the upper limit of the clearance / ball diameter ratio s _a / D _a when the axial clearance s _a is increased is determined by the influence of the screw shaft on the land chamfered portion.

ところで、図１０（ａ）〜（ｄ）に示すように、ボールねじ１０の作動中の乗り上げ率または乗り下げ率についてみると、すきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａが１．８％近傍で変曲点を持つことがわかる。さらに、０％≦ｓ_ａ／Ｄ_ａ＜１．８％において、正方向作動あるいは逆方向作動時に、溝Ｆ２（すなわち、反負荷側ねじ溝フランク）で乗り上げ・下げが示されている。 Meanwhile, as shown in FIG. 10 (a) ~ (d) , looking at the ride rate or ride down ratio during operation of the ball screw 10, the gap / ball diameter ratio _s a / _{D a} is at 1.8% near You can see that it has an inflection point. Furthermore, in 0% ≦ s _a / D _a <1.8%, riding up / down is shown in the groove F2 (that is, the non-load side thread groove flank) during forward or reverse operation.

これは、０％≦ｓ_ａ／Ｄ_ａ＜１．８％の領域では、静止時に２点接触していたボール３が、ボールねじ１０の作動中のボール食込み挙動によって３点接触となり、すきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａが１．８％を超える範囲では、ボール食込み挙動が生じても、アキシアルすきまｓ_ａが大きいために、３点接触する前に食込みが飽和したことによる。また、図６から、０％≦ｓ_ａ／Ｄ_ａ＜１．８％の領域と、すきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａがｓ_ａ／Ｄ_ａ＞１．８％の領域とでロストモーションの低減効果を比較すると、前者の領域では低減効果が大きくなることが確かめられる。さらに、図１０（ａ）〜（ｄ）に示すように、すきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａが、０．５％≦ｓ_ａ／Ｄ_ａ≦１．８％の領域で２点接触状態にはなっていないことがわかる。 This is because in the region of 0% ≦ s _a / D _a <1.8%, the ball 3 which is in contact at two points at rest becomes three-point contact due to the ball biting behavior during operation of the ball screw 10 If the ball diameter ratio s _a / D _a exceeds 1.8%, even if the ball biting behavior occurs, the axial clearance s _a is large, so the biting is saturated before the three-point contact. Further, from FIG. 6, the lost motion in the region of 0% ≦ s _a / D _a <1.8% and in the region of the gap / ball diameter ratio s _a / D _a of s _a / D _a > 1.8% When the reduction effects are compared, it can be confirmed that the reduction effect is larger in the former region. Further, as shown in FIGS. 10A to 10D, the two-point contact state in the region where the clearance / ball diameter ratio s _a / D _a is 0.5% ≦ s _a / D _a ≦ 1.8%. It turns out that it is not.

次に、本発明品に適用するアキシアルすきまｓ_ａの好適範囲について実施例に基づき詳しく説明する。
先に述べたように、アキシアルすきまｓ_ａを大きくすると、ロストモーションを低減することができる。しかし、アキシアルすきまｓ_ａの設定値がある上限を超えると、ねじ軸１のランド面取り部７へのボール３の乗り上げを生じてしまう。ここで、通常品のボールねじでは、すきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａの上限は、ｓ_ａ／Ｄ_ａ＜０．２％程度であるところ、本発明品では、この値を大きく超える領域で用いられる。そこで、本発明品に適用し得るアキシアルすきまｓ_ａの上限値を求めるために、種々のボールねじおよびねじ溝形状の内部設計値において、ロストモーション低減率とねじ軸のランド面取り部への乗り上げを調べた。 Next, _a preferred range of the axial clearance sa applied to the product of the present invention will be described in detail based on examples.
As mentioned earlier, increasing the axial clearance s _a, it is possible to reduce the lost motion. However, if the set value of the axial clearance s _a exceeds a certain upper limit, the ball 3 may run onto the land chamfered portion 7 of the screw shaft 1. Here, the upper limit of the gap / ball diameter ratio s _a / D _a is about s _a / D _a <0.2% in the case of a normal ball screw, but in the present invention, the region greatly exceeds this value Used in Therefore, in order to determine the upper limit of the axial clearance s _a which may be applied to the present invention product, the internal design value of various ball screw and the screw groove shape, the runs on the land chamfer of the lost motion reduction rate and the screw shaft Examined.

本発明品に適用する、より有効なすきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａの範囲を確かめる目的から、図６および図１０で示した本発明品の実施例でのボールねじとは各種諸元が異なるボールねじに対して解析調査を実施した。解析に用いたボールねじは、表２にボールねじの諸元を示すように、先の第一実施例でのボールねじ（ＢＳ３６１０）に加え、第二実施例としての小径ボールねじ（ＢＳ１００４）、ならびに第三実施例としての大径ボールねじ（ＢＳ６３１６）の３種類である。 In order to confirm the range of more effective clearance / ball diameter ratio s _a / D _a applied to the present invention, the ball screw in the embodiment of the present invention shown in FIG. 6 and FIG. Analyzes were conducted on different ball screws. As shown in Table 2, the ball screw used in the analysis is, in addition to the ball screw (BS 3610) in the first embodiment, a small diameter ball screw (BS 1004) as the second embodiment, as shown in Table 2. In addition, there are three types of large-diameter ball screws (BS6316) as a third embodiment.

表２の諸元に基づき、アキシアルすきまｓ_ａを種々に変化させた場合での、上記３種類のボールねじに対するロストモーション低減率Ｒｅ_ｐと、ねじ軸１およびナット２のランド面取り部７，８への乗り上げ率ε_１Ｂ、ε_１Ｍを、それぞれ図１１および図１２に示す。 Based on the specifications of Table 2, in the case of changing the axial clearance s _a variously above three and lost motion reduction ratio Re _p to the ball screw, the screw shaft 1 and the nut 2 land chamfered portions 7 and 8 The climbing rates ε _1B and ε _1M are shown in FIGS. 11 and 12, respectively.

図１１に示すロストモーション低減率Ｒｅ_ｐより、ボールねじ１０の諸元が異なる場合においても、アキシアルすきまｓ_ａを大きくすればロストモーションが低減できることが確かめられる。
次に、ねじ軸１およびナット２のランド面取り部７、８への乗り上げについては、ＢＳ６３１６のような大径ボールねじでは、溝Ｒ比が５２％と通常サイズのものより小さくなるので、ボール３のランド面取り部７、８への乗り上げが懸念される。しかし、表２に示す通り、ＢＳ６３１６のような大径ボールねじでは、面取り開始角が他よりも大きめにとられているので、図１２に示すように、すきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａが約６％を超える領域で乗り上げが始まっていることがわかる。 Than the lost motion reduction rate Re _p shown in FIG. 11, when the specifications of the ball screw 10 is also different, is verified can be lost motion reduced by increasing the axial clearance s _a.
Next, with regard to the run-up on the land chamfered portions 7 and 8 of the screw shaft 1 and the nut 2, with a large diameter ball screw such as BS6316, the groove R ratio is 52%, which is smaller than that of the normal size. There is a concern about riding on land chamfers 7 and 8 of the However, as shown in Table 2, in the large-diameter ball screw such as BS 6316, the chamfering start angle is set to be larger than the others, so as shown in FIG. 12, the clearance / ball diameter ratio s _a / D _a It can be seen that the ride has begun in an area exceeding 6%.

次に、異なるねじ溝形状の場合での実施例について説明する。
図６、図１１を参照して説明したように、本発明品でのロストモーション低減効果は、ボールねじの諸元やサイズにかかわらず成り立つ。しかし、上述したように、本発明品の効果の成立し得るアキシアルすきまｓ_ａの範囲は、ボールねじ１０の作動中のランド面取り部７へのボール３の乗り上げにより制限される。そこで、上記第一実施例を基本として、接触角と面取り開始角が異なる３種類のボールねじに対して、本発明の有効性を解析的に調べた。解析に用いた３つのボールねじの諸元を、それぞれ表３に示す。 Next, examples in the case of different screw groove shapes will be described.
As described with reference to FIGS. 6 and 11, the lost motion reduction effect of the present invention is established regardless of the specifications and size of the ball screw. However, as described above, the range of axial clearance s _a capable established advantages of the present invention product is limited by the riding of balls 3 to the land chamfer 7 during operation of the ball screw 10. Accordingly, based on the first embodiment, the effectiveness of the present invention was analytically investigated for three types of ball screws having different contact angles and chamfering start angles. Table 3 shows the specifications of the three ball screws used in the analysis.

表３の諸元に基づき、すきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａを種々に変化させた場合での、３種類のボールねじのねじ溝形状Ｋ１からＫ３に対するロストモーション低減率Ｒｅ_ｐを図１３に、また、ねじ軸１のランド面取り部７への乗り上げ率ε_１Ｂ、ならびにナット２のランド面取り部８への乗り上げ率ε_１Ｍとを、それぞれ図１４に示す。
図１３から、ねじ溝形状Ｋ１，Ｋ２の場合では、ねじ溝形状は、ランド面取り開始角β_１Ｂとニゲ開始角のみが異なるため、ロストモーションに対する差異が無いことがわかる。ねじ溝形状Ｋ３では、ランド面取り開始角β_１Ｂとニゲ開始角のほかに接触角αが異なることから、ロストモーション低減率Ｒｅ_ｐに差異が現れているものの、いずれのねじ溝形状においても、同図のロストモーション低減率Ｒｅ_ｐからも明らかなように、本発明品のロストモーション低減に対する有効性が確かめられる。 Based on the specifications of Table 3, in the case of changing the gap / ball diameter ratio s _{a /} D _a variously 3 types of lost motion reduction ratio Re _p from the screw groove shape K1 for K3 of the ball screw 13 Also, FIG. 14 shows a running rate ε _{1B of} the screw shaft 1 on the land chamfered portion 7 and a running rate ε _{1M of the} nut 2 on the land chamfered portion 8, respectively.
It can be seen from FIG. 13 that in the case of the thread groove shapes K1 and K2, there is no difference with respect to the lost motion because the thread groove shape is different only in the land chamfering start angle β _{1 B} and the nib start angle. In the screw groove shape K3, the contact angle α is different from the other lands chamfered start angle beta _1B and relief start angle, although differences appearing in lost motion reduction ratio Re _p, in any of the thread groove shape, the as is apparent from the lost motion reduction rate Re _p of FIG validity is verified against lost motion reduction products of the present invention.

次に、図１４から、ボール３のランド面取り部７への乗り上げについて各ねじ溝形状を比較すると、ねじ溝形状Ｋ１とねじ溝形状Ｋ２とでは、ねじ軸１の面取り開始角β_１Ｂがわずかにねじ溝形状Ｋ２よりも小さくなっている。このため、ボール３の乗り上げが開始するすきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａが、ねじ溝形状Ｋ１よりも低い値となることがわかる。
また、ねじ溝形状Ｋ３は、他の２つのねじ溝形状Ｋ１、Ｋ２よりもさらにねじ軸１の面取り開始角β_１Ｂが小さいものの、接触角αが、α＝４０°と他のねじ溝形状よりも小さくとられているため、ボール３の乗り上げが始まるすきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａの値が著しくは低下していない。 Next, referring to FIG. 14, when comparing the thread groove shapes with respect to the landing of the ball 3 on the land chamfered portion 7, the chamfering start angle β _1B of the screw shaft 1 is slightly different between the thread groove shape K 1 and the thread groove shape K 2. It is smaller than the thread groove shape K2. For this reason, it can be seen that the clearance / ball diameter ratio s _a / D _{a at} which the ball 3 starts to ride is lower than the thread groove shape K1.
Further, although the screw groove shape K3 has a chamfering start angle β _1B of the screw shaft 1 smaller than that of the other two screw groove shapes K1 and K2, the contact angle α is α = 40 °, which is higher than that of the other screw groove shapes. Since the ball 3 is also small, the value of the clearance / ball diameter ratio s _a / D _a at which the riding of the ball 3 starts does not decrease significantly.

一方、図１４(ｂ)に示すナット乗り上げ率ε_１Ｍから、ねじ溝形状Ｋ１〜３でナット２の面取り開始角β_１Ｍの差異が小さいものの、ねじ溝形状Ｋ３だけは、その接触角αが他のねじ溝形状Ｋ１、Ｋ２よりも小さいので、ボール３の乗り上げが始まるすきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａの値が高くなっている。いずれにせよ、図１４に示すねじ軸１の乗り上げ率ε_１Ｂのねじ溝形状Ｋ３の解析結果から、すきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａが、ｓ_ａ／Ｄ_ａ＜４．８％の領域においては、本発明品のロストモーション低減に対する有効性が成り立つことが確かめられる。 On the other hand, although the difference in chamfering start angle β _1M of the nut 2 is small in the thread groove shapes K1 to 3 from the nut climbing rate ε _1M shown in FIG. 14B, only the thread groove shape K3 has a different contact angle α. The value of the clearance / ball diameter ratio s _a / D _a at which the riding of the ball 3 starts is high, since the screw groove shape K1, K2 is smaller than the above. In any case, from the analysis result of the thread groove shape K3 of the riding ratio ε _1B of the screw shaft 1 shown in FIG. 14, the gap / ball diameter ratio s _a / D _a is in the range of s _a / D _a <4.8% In this case, it is confirmed that the effectiveness of the present invention for reducing the lost motion is established.

次に、接触角αを変化させた場合での実施例について説明する。
表１に示した第一実施例のボールねじ１０の接触角をα＝４０°、４５°、５０°の３通り用意し、これらに対して、すきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａを種々に変化させた場合での、ロストモーション低減率Ｒｅ_ｐ、ランド面取り部７への乗り上げ率ε_１Ｂ、ならびにナット２のランド面取り部８への乗り上げ率ε_１Ｍの解析結果を、それぞれ図１５および図１６に示す。 Next, an embodiment in the case where the contact angle α is changed will be described.
The contact angle of the ball screw 10 of the first embodiment shown in Table 1 α = 40 °, 45 ° , prepared three different 50 °, with respect to these, various gaps / ball diameter ratio _s a / _{D a} 15 and FIG. 15 show the analysis results of the lost motion reduction rate Re _p , the climb rate ε _1B to the land chamfered portion 7, and the climb rate ε _1M of the nut 2 to the land chamfered portion 8, respectively. It is shown in 16.

図１５に示すように、接触角αを大きくすると、ロストモーションの低減効果が低くなっていることがわかる。さらに、図１６に示すように、接触角αを大きくすると、ボール３の乗り上げが始まるすきまが小さくなっていることも確かめられる。
このように、本発明品では、ボールねじ１０のアキシアルすきまｓ_ａを大きくとることにより、初期接触角α_０が増加して軸方向剛性も増大するので、その結果としてロストモーションの低減を狙ったものである。ところが、実際は、単に接触角αを大きくしてボールねじの剛性増加を図っても、ロストモーションの低減にはさほど効果を持たないことが明らかにされた。 As shown in FIG. 15, it can be seen that the effect of reducing lost motion is reduced when the contact angle α is increased. Further, as shown in FIG. 16, it is confirmed that when the contact angle α is increased, the clearance at which the ball 3 starts to climb is reduced.
Thus, in the present invention product, by taking large axial clearance s _a ball screw 10, since the initial contact angle alpha ₀ is also increased axial stiffness increases, aimed at reducing the lost motion as a result It is a thing. However, in practice, it has been clarified that simply increasing the contact angle α to increase the rigidity of the ball screw has no significant effect on reducing the lost motion.

その理由は、図１６をみると、乗り上げ率の曲線は、α＝５０°の場合では、すきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａ＝１．０〜１．１％付近で変曲点を持つのに対し、α＝４０°の場合では、ｓ_ａ／Ｄ_ａ＝２．０％付近で変曲点を持っている。すなわち、接触角αを小さくしたことにより、３点接触し得るアキシアルすきまｓ_ａ（すきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａ）の領域が広くなったことになる。このため、３点接触となる領域（０％＜ｓ_ａ／Ｄ_ａ＜２％）においてロストモーション低減効果が大きくなったので、接触角αが小さい方が本発明品の有効性が高くなる結果となったものと考えられる。 The reason is that, as seen in FIG. 16, the curve of the riding ratio has an inflection point in the vicinity of the gap / ball diameter ratio s _a / D _a = 1.0 to 1.1% when α = 50 °. On the other hand, when α = 40 °, there is an inflection point in the vicinity of s _a / D _a = 2.0%. That is, by reducing the contact angle α, the area of the axial clearance s _a (clearance / ball diameter ratio s _a / D _a ) that can be contacted at three points is increased. For this reason, since the lost motion reduction effect is increased in the region where the three-point contact occurs (0% <s _a / D _a <2%), the smaller the contact angle α, the higher the effectiveness of the product of the present invention. It is thought that it became.

つまり、本発明品のようにアキシアルすきまｓ_ａを大きくすると、初期接触角α_０の増加による軸方向剛性増加だけでなく、３点接触し得るすきま領域の拡大による複合要因から、ロストモーション低減効果が発揮されたものと考えられる。
以上より、ゴシックアーク溝の接触角αが、α≦５０°となるようなボールねじに対しては、アキシアルすきまｓ_ａが、すきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａ≦３．６％であるならば、ロストモーション低減効果の有効性が確かめられた。 That is, by increasing the axial clearance s _a as in the present invention product, as well as axial stiffness increases due to an increase in the initial contact angle alpha _0, from multiple factors by expanding the gap region capable three-point contact, lost motion reduction effect It is thought that was demonstrated.
From the above, the contact angle of the gothic arch groove alpha is, for alpha ≦ 50 ° to become such a ball screw, axial clearance s _a is a gap / ball diameter ratio s _{_a /} D _a ≦ 3.6% Then, the effectiveness of the lost motion reduction effect was confirmed.

次に、溝Ｒ比ｆ_ｐを変化させた場合での実施例について説明する。
表１に示した第一実施例のボールねじ１０の溝Ｒ比ｆ_ｐを、ｆ_ｐ＝０．５２、０．５４、０．５６の３通り用意し、これらに対してすきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａを種々に変化させた場合での、ロストモーション低減率Ｒｅ_ｐを図１７に、また、ランド面取り部７への乗り上げ率ε_１Ｂ、ならびにナット面取り部８への乗り上げ率ε_１Ｍを解析した結果を、それぞれ図１８に示す。 Next, a description will be given of an embodiment in the case of changing the groove R ratio f _p.
The groove R ratio f _p of the ball screw 10 of the first embodiment shown in Table 1 is prepared in three ways of f _p = 0.52, 0.54, and 0.56, and the gap / ball diameter ratio with respect to these is prepared. in the case where a s _a _/ D a is changed variously, the lost motion reduction rate Re _p in FIG. 17, also rides ratio epsilon _1M to ride rate epsilon _1B and nut chamfer _8, to the land chamfer 7 The results of analyzing are shown in FIG.

図１７に示すように、溝Ｒ比ｆ_ｐを小さくすると、ロストモーション低減率Ｒｅ_ｐからも明らかなように、ロストモーションの低減効果が向上することがわかる。ただし、図１８より、溝Ｒ比ｆ_ｐを小さくすると、ボール３の乗り上げが始まるすきまが小さくなることが確かめられる。
これは、溝Ｒ比ｆ_ｐを小さくすると、ボール食込み挙動が抑制されてロストモーションが低減されるものの、接触だ円の長軸半径が大きくなるため、ボール３が乗り上げ易くなったためと考えられる。高荷重向けの大径ボールねじでは、接触面圧を低減させる目的から、溝Ｒ比ｆ_ｐを０．５２で設計するものが多いが、本発明が適用できる領域が狭くなる。 As shown in FIG. 17, reducing the groove R ratio f _p, as is apparent from the lost motion reduction rate Re _p, it can be seen that the improved effect of reducing the lost motion. However, from FIG. 18, reducing the groove R ratio f _p, it is confirmed that gap ride begins balls 3 is small.
This, reducing the groove R ratio f _p, but is suppressed ball bite behavior is the lost motion is reduced, since the major axis radius of the contact ellipse is increased, presumably because that is easily ride the ball 3. The large-diameter ball screw high load for, for the purpose of reducing the contact surface pressure, but in many cases to design the groove R ratio f _p 0.52, the area to which the present invention can be applied is narrowed.

次に、ねじ軸１のランド面取り開始角β_１Ｂを変化させた場合での実施例について説明する。
表１に示した第一実施例のボールねじ１０のランド面取り開始角β_１Ｂを、β_１Ｂ＝６０°、６６°、７０°、７５°の４通り用意し、これらに対して、すきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａを種々に変化させた場合でのロストモーション低減率Ｒｅ_ｐ、ランド面取り部７への乗り上げ率ε_１Ｂを解析した結果を図１９に示す。同図に示すように、ランド面取り開始角β_１Ｂを小さくすれば、本発明品として適用できるすきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａの領域が小さくなることがわかる。 Next, an example in which the land chamfering start angle β _1B of the screw shaft 1 is changed will be described.
The land chamfering start angle β _1B of the ball screw 10 of the first embodiment shown in Table 1 is prepared in four ways of β _{1 B} = 60 °, 66 °, 70 °, 75 °, and with respect to these, clearance / ball FIG. 19 shows the result of analyzing the lost motion reduction rate Re _p and the climbing rate ε _1B to the land chamfer 7 when the diameter ratio s _a / D _a is changed variously. As shown in the figure, it can be seen that the area of the gap / ball diameter ratio s _a / D _a applicable as the present invention becomes smaller if the land chamfering start angle β _{1 B} is made smaller.

次に、ねじ軸１のランド面取り部７へのボール３の乗り上げが最も懸念される場合の実施例について説明する。
すなわち、上述した解析結果から、本発明を適用した際に、ねじ軸１のランド面取り部７への乗り上げが最も懸念されるボールねじ１０は、大径ボールねじ（ＢＳ６３１６，溝Ｒ比ｆ_ｐ＝０．５２）であり、ねじ軸１のランド面取り開始角β_１Ｂが、β_１Ｂ＝６０°（ただし，接触角＝４０°）の構成である（表４参照）。 Next, an embodiment will be described in the case where the run-up of the ball 3 on the land chamfered portion 7 of the screw shaft 1 is most concerned.
That is, based on the analysis results described above, when the present invention is applied, the ball screw 10 that is most concerned about the climbing of the screw shaft 1 onto the land chamfered portion 7 is the large-diameter ball screw (BS 6316, groove R ratio f _p = It is 0.52), and land chamfering start angle beta _{1B of} screw axis 1 is composition of beta _1B = 60 degrees (however, contact angle = 40 degrees) (refer Table 4).

そこで、上記のような諸元となるボールねじに対し、すきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａを種々に変化させた場合での、ロストモーション低減率Ｒｅ_ｐと、ねじ軸１のランド面取り部７への乗り上げ率ε_１Ｂを解析したところ図２０(ａ)、(ｂ)に示す結果を得た。同図に示すように、すきま／玉径比ｓ_ａ／Ｄ_ａが、ｓ_ａ／Ｄ_ａ≦１．６６％であるならば、本発明が適用できることが確かめられた。 Therefore, with respect to the ball screw as the specifications as described above, a gap / ball diameter ratio s in the case where the _{a /} D _a is changed variously, the lost motion reduction ratio Re _p, land chamfered portion of the screw shaft 1 As a result of analysis of the climbing rate ε _1B to 7, the results shown in FIGS. 20 (a) and 20 (b) were obtained. As shown in the figure, it was confirmed that the present invention is applicable if the gap / ball diameter ratio s _a / D _a satisfies s _a / D _a ≦ 1.66%.

以上、本発明について実施形態並びに実施例に基づき詳細に説明したように、本実施形態のいずれかの態様に係るボールねじ１０によれば、ナット単体でのアキシアルすきまｓ_ａを、使用するボールのボール径φＤ_ａに対し、第一の態様に係るボールねじでは、すきま／玉径比を、０．１７％＜ｓ_ａ／Ｄ_ａ≦３．６％とし、また、第二の態様に係るボールねじでは、すきま／玉径比を、０．１７％＜ｓ_ａ／Ｄ_ａ≦１．６６％としたので、内部すきまを大きくすることにより、ボールねじの駆動方向反転時に生じるロストモーションを低減または極小化することができる。なお、本発明に係るボールねじは、上記実施形態並びに実施例に限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しなければ種々の変形が可能であることは勿論である。 As described above in detail based on the embodiments and examples for the present invention, according to the ball screw 10 according to one aspect of this embodiment, the axial clearance s _a of nuts alone, the balls used In the ball screw according to the first aspect with respect to the ball diameter φD _a , the gap / ball diameter ratio is set to 0.17% <s _a / D _a ≦ 3.6%, and the ball according to the second aspect In the case of a screw, the clearance / ball diameter ratio is set to 0.17% <s _a / D _a ≦ 1.66%, so by increasing the internal clearance, the lost motion generated when the ball screw is reversed can be reduced or It can be minimized. The ball screw according to the present invention is not limited to the above embodiment and examples, and it goes without saying that various modifications can be made without departing from the gist of the present invention.

１ねじ軸
２ナット
３ボール
７ねじ軸のランド面取り部
８ナットのランド面取り部
１１ねじ軸のねじ溝
１２ねじ軸のランド
２１ナットのねじ溝 1 screw shaft 2 nut 3 ball 7 screw shaft land chamfered portion 8 nut land chamfered portion 11 screw shaft screw groove 12 screw shaft land 21 nut screw groove

Claims

ねじ軸と、ナットと、複数のボールとを有し、前記ねじ軸は前記ナットを貫通し、前記ねじ軸の外周面に形成された螺旋状のねじ溝と前記ナットの内周面に形成された螺旋状のねじ溝とにより前記複数のボールが公転運動する転動路が形成されるボールねじのナット単体でのアキシアルすきまを設定する方法であって、
当該ボールねじとして、前記ねじ軸および前記ナットの各ねじ溝が、いずれもゴシックアーク溝であり、ダブルナット予圧方式または定圧予圧方式によって予圧を付与して用いられ、ボールねじ荷重が前記予圧のみであって、その大きさを動定格荷重の３〜５％としており、ナット単体すきまが無い場合の接触角が４０°〜５０°、溝Ｒ比が０．５４〜０．５６、および、前記ねじ軸のランド端部の面取り開始角が６５°〜７５°とされるものを対象とし、
作動中のボール食込み挙動による前記ねじ軸および前記ナットの各ねじ溝のランド面取り部への前記ボールの乗り上げを生じさせないように且つ逆方向作動時における前記各ねじ溝の溝底ニゲへの前記ボールの乗り下げを生じさせないように、シミュレーション解析の結果に基づいて、前記ナット単体でのアキシアルすきまを、使用する前記ボールのボール径に対して下記（式）を満たす範囲に設定することを特徴とするボールねじのナット単体でのアキシアルすきま設定方法。
０．１７％＜ｓａ／Ｄａ≦３．６％（式）
但し、ｓａはナット単体でのアキシアルすきま、Ｄａは使用するボールのボール径である。 It has a screw shaft, a nut and a plurality of balls, and the screw shaft penetrates the nut and is formed on a helical thread groove formed on an outer peripheral surface of the screw shaft and an inner peripheral surface of the nut A method of setting an axial clearance of a nut of a ball screw in which a rolling path in which the plurality of balls revolve is formed by a spiral screw groove,
As the ball screw, the screw groove of the screw shaft and the nut are both a gothic arch groove is used to impart a preload by double nut preloading or constant pressure preloading, only the ball screw load the preload The size is 3 to 5% of the dynamic rated load, the contact angle is 40 ° to 50 ° when there is no nut clearance alone, the groove R ratio is 0.54 to 0.56, and the screw chamfering start angle of the land ends of the shaft to target shall be the 65 ° to 75 °,
The ball on the bottom of the groove of each screw groove so as not to cause the ball to ride on the land chamfered portion of each screw groove of the screw shaft and the nut due to the ball biting behavior during operation. so as not to cause the ride down of, based on the results of simulation analysis, an axial clearance in the nut itself, characterized that you set in a range satisfying the following (expression) relative to the ball diameter of the ball used How to set the axial clearance of a single ball screw nut .
0.17% <sa / Da ≦ 3.6% (Formula)
Here, sa is the axial clearance of the nut alone, and Da is the ball diameter of the ball used.

ねじ軸と、ナットと、複数のボールとを有し、前記ねじ軸は前記ナットを貫通し、前記ねじ軸の外周面に形成された螺旋状のねじ溝と前記ナットの内周面に形成された螺旋状のねじ溝とにより前記複数のボールが公転運動する転動路が形成されるボールねじのナット単体でのアキシアルすきまを設定する方法であって、
当該ボールねじとして、前記ねじ軸および前記ナットの各ねじ溝が、いずれもゴシックアーク溝であり、ダブルナット予圧方式または定圧予圧方式によって予圧を付与して用いられ、ボールねじ荷重が前記予圧のみであって、その大きさを動定格荷重の３〜５％としており、ナット単体すきまが無い場合の接触角が４０°〜５０°、溝Ｒ比が０．５２〜０．５４、および、前記ねじ軸のランド端部の面取り開始角が６０°〜６５°とされるものを対象とし、
作動中のボール食込み挙動による前記ねじ軸および前記ナットの各ねじ溝のランド面取り部への前記ボールの乗り上げを生じさせないように且つ逆方向作動時における前記各ねじ溝の溝底ニゲへの前記ボールの乗り下げを生じさせないように、シミュレーション解析の結果に基づいて、前記ナット単体でのアキシアルすきまを、使用する前記ボールのボール径に対して下記（式）を満たす範囲に設定することを特徴とするボールねじのナット単体でのアキシアルすきま設定方法。
０．１７％＜ｓａ／Ｄａ≦１．６６％（式）
但し、ｓａはナット単体でのアキシアルすきま、Ｄａは使用するボールのボール径である。 It has a screw shaft, a nut and a plurality of balls, and the screw shaft penetrates the nut and is formed on a helical thread groove formed on an outer peripheral surface of the screw shaft and an inner peripheral surface of the nut A method of setting an axial clearance of a nut of a ball screw in which a rolling path in which the plurality of balls revolve is formed by a spiral screw groove,
As the ball screw, the screw groove of the screw shaft and the nut are both a gothic arch groove is used to impart a preload by double nut preloading or constant pressure preloading, only the ball screw load the preload Have a size of 3 to 5% of the dynamic rated load, a contact angle of 40 ° to 50 °, a groove R ratio of 0.52 to 0.54, and the screw when there is no single nut clearance. chamfering start angle of the land ends of the shaft to target shall be the 60 ° to 65 °,
The ball on the bottom of the groove of each screw groove so as not to cause the ball to ride on the land chamfered portion of each screw groove of the screw shaft and the nut due to the ball biting behavior during operation. so as not to cause the ride down of, based on the results of simulation analysis, an axial clearance in the nut itself, characterized that you set in a range satisfying the following (expression) relative to the ball diameter of the ball used How to set the axial clearance of a single ball screw nut .
0.17% <sa / Da ≦ 1.66% (Formula)
Here, sa is the axial clearance of the nut alone, and Da is the ball diameter of the ball used.

請求項１または２に記載のボールねじのナット単体でのアキシアルすきま設定方法を用いてボールねじを製造することを特徴とするボールねじの製造方法。 A ball screw is manufactured using the method of setting an axial clearance of a ball screw nut alone according to claim 1 or 2, wherein the ball screw is manufactured.