CN102398628B - 电动动力转向装置 - Google Patents

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Abstract

一种电动动力转向装置。与电动机(18)连结的减速机(19)包含：第1轴承(31)，以容许将蜗杆轴(20)的第1端部(22)作为中心的绕摆动方向(A1)的蜗杆轴的摆动的方式将第1端部支承为能够旋转；第1弹性部件(36)，对第2轴承(32)朝蜗杆轴与蜗轮(21)的中心距(D1)靠近的方向(B2)弹性地施力。由联轴器(50)连结第1端部和电动机(18)的输出轴(18b)。位于联轴器(50)与第1端部之间的第2弹性部件(64)对蜗杆轴(20)朝第2端部(23)侧弹性地施力、且对第1轴承(31)赋予预压。由第3弹性部件(83)及第4弹性部件(87)在轴向(S1)夹着第1轴承(31)的外圈(31b)。

Description

电动动力转向装置
本申请基于在2010年9月9日申请的日本专利申请No.2010-202082，在此通过引用将包括说明书、附图以及摘要在内的公开内容全部并入。
技术领域
本发明涉及电动动力转向装置。
背景技术
在电动机的输出经由减速机构传递到转向机构的电动动力转向装置中，作为减速机构，存在使用蜗杆减速机构的情况(例如，参照日本特开2004-232675号公报中的[图8])。日本特开2004-232675号公报中的[图8]的蜗杆减速机构的蜗杆轴与电动机的旋转轴连结。该蜗杆轴的两端部借助轴承而被支承于壳体。通过扩大该轴承的轴向内部间隙，形成为蜗杆轴能够在轴向移动。
根据上述结构，形成为：在方向盘转向操纵开始的瞬间等电动机未被驱动时，由从方向盘传递到蜗轮的旋转力能够使蜗杆轴在轴向移动。由此，能够降低电动机未被驱动时的驾驶者的转向操纵负荷。
然而，若轴承的内部间隙大，则当蜗杆轴在轴向变位时，轴承的内圈也一起在轴向变位，轴承的滚珠与内圈或外圈碰撞而产生碰撞音。另一方面，若轴承的内部间隙小，则阻碍蜗杆轴的变位。具体地，若轴承的内部间隙小，则无法使蜗杆轴的与电动机相反侧端部朝蜗轮进行变位。由此，当蜗杆轴的齿部磨损时，无法堵塞蜗杆轴与蜗轮之间的背隙，从而产生由蜗杆轴与蜗轮啮合时的碰撞所引起的碰撞音。
因此，必须将轴承的轴向内部间隙设定为不过大、且不过小的值，关于轴承，则要求严格的尺寸管理。这样的尺寸管理会招致制造成本的上升。
发明内容
本发明的目的之一在于，提供能够抑制噪音的产生、且成本低廉的电动动力转向装置。
以下，对本发明的一种方式的电动动力转向装置的结构上的特征进行叙述。
蜗杆轴包含第1端部及第2端部。蜗轮与所述蜗杆轴啮合并与转向机构连结。第1轴承以容许所述蜗杆轴的以所述第1端部作为中心的摆动的方式将所述第1端部支承为能够旋转，并且包含具有滚道槽的内圈、具有滚道槽的外圈以及介于各所述滚道槽之间的滚动体。其中，所述外圈具有在所述蜗杆轴的轴向并列的一对端面。第2轴承将所述第2端部支承为能够旋转。第1弹性部件朝向使所述蜗杆轴与所述蜗轮的中心距缩短的方向对所述第2轴承弹性地施力。联轴器将所述第1端部与电动机的输出轴连结成能够传递扭矩。第2弹性部件介于所述联轴器与所述第1端部之间，并朝所述第2端部侧对所述蜗杆轴弹性地施力。其中，所述第2弹性部件经由所述蜗杆轴及所述内圈朝向所述外圈侧弹性地按压所述滚动体。壳体收纳所述蜗杆轴及所述蜗轮。其中所述壳体具有与所述一对端面的一方对置的对置面以及与所述一对端面的另一方对置的对置面。第3弹性部件配置于所述一对端面的一方和该端面所对应的对置面之间。第4弹性部件配置于所述一对端面的另一方和该端面所对应的对置面之间。
附图说明
通过下述参照相应的附图对实施例的描述将会使本发明的上述与下述特征及优点更清楚，其中，例如数字用来表示组成部分，在此，
图1是示出本发明的一种实施方式所涉及的电动动力转向装置的概要结构的示意图。
图2是示出电动机、减速机以及其附近的结构的剖视图。
图3是图2的第1轴承周边的放大图。
图4是第1弹性部件的立体图。
图5是沿图2的V-V线的剖视图。
图6是沿图2的VI-VI线的联轴器的剖视图。
图7是联轴器的分解立体图。
图8是示出第2弹性部件的动态弹性常数、第3弹性部件的动态弹性常数以及第4弹性部件的动态弹性常数与振动频率之间的关系的图表。
图9是用于对蜗杆轴周边的动作进行说明的主要部分的剖视图。
具体实施方式
以下，参照附图对本发明的实施方式进行具体地说明。
图1是示出本发明的一种实施方式所涉及的电动动力转向装置1的概要结构的示意图。参照图1，电动动力转向装置1具备转向轴3、小齿轮轴5以及齿条轴8。所述转向轴3与方向盘等转向操纵部件2连结。所述小齿轮轴5经由中间轴4与转向轴3连结。所述齿条轴8是具有与形成于小齿轮轴5的小齿轮6啮合的齿条7、且在汽车的左右方向延伸的转向轴。由小齿轮轴5及齿条轴8构成由齿轮齿条副机构而形成的转向机构29。
转向轴3包含与转向操纵部件2连接的输入轴9和与中间轴4连接的输出轴10。该输入轴9及输出轴10经由扭杆11在同一轴线上连结成能够相对旋转。
齿条轴8借助未图示的多个轴承被壳体12支承为能够进行直线往返运动。齿条轴8的两端部朝壳体12的外部突出。齿条轴8的各端部分别经由转向横拉杆13及转向节臂(未图示)与转向轮14连结。
通过对转向操纵部件2进行旋转操作来使转向轴3旋转。该转向轴3的旋转借助小齿轮6及齿条7而转换成齿条轴8的直线往返运动。由此，实现了转向轮14的转向。
通过向转向操纵部件2输入操作扭矩来拧转扭杆11，并使输入轴9及输出轴1以微小的角度进行相对旋转。该相对旋转位移由在转向轴3的附近所设置的扭矩传感器15来检测。由此，对作用于转向操纵部件2的扭矩进行检测。扭矩传感器15的输出信号朝ECU16(ElectronicControlUnit：电子控制单元)输入。ECU16基于扭矩值以及从未图示的车速传感器传来的车速值等，借助驱动电路17对转向操纵辅助用的电动机18进行驱动控制。
电动机18的输出经由减速机19传递到转向轴3的输出轴10。传递到输出轴10的力经由小齿轮轴5等传递到齿条轴8。由此对转向操纵进行辅助。
减速机19具备由电动机18驱动旋转的作为驱动齿轮的蜗杆轴20和与该蜗杆轴20啮合的作为从动齿轮的蜗轮21。蜗轮21经由转向轴3的输出轴10等与转向机构29连结。
图2是示出电动机18、减速机19以及其附近的结构的剖视图。参照图2，减速机19收纳于壳体70。并且，电动机18被该壳体70支承。壳体70包含收纳蜗杆轴20的筒状的驱动齿轮收纳壳体71和收纳蜗轮21的筒状的从动齿轮收纳壳体72。驱动齿轮收纳壳体71及从动齿轮收纳壳体72使用铝合金等金属材料而一体成形。
在驱动齿轮收纳壳体71的一端部形成有环状凸缘部73。环状凸缘部73与驱动齿轮收纳壳体71一体成形。使用未图示的固定螺栓将电动机18的电动机壳体18a安装于环状凸缘73。电动机18包含该电动机壳体18a和被电动机壳体18a支承为能够旋转的输出轴18b。输出轴18b从输出轴18b朝驱动齿轮收纳壳体71突出。输出轴18b借助联轴器50以能够传递动力的方式与蜗杆轴20连结。
蜗杆轴20包含第1端部22、第2端部23和配置于第1端部22及第2端部23之间并具有齿部的柱状的蜗杆24。
第1端部22借助联轴器50以能够传递动力的方式与电动机18的输出轴18b连结。由此，电动机18的输出被传递到蜗杆轴20。
蜗轮21包含与输出轴10结合成能够一体旋转的环状的芯体27和包围芯体27的周围并在外周形成有齿的合成树脂部件28。例如在合成树脂部件28的树脂成形时将芯体27插入模具内。例如通过压入使芯体27与转向轴3的输出轴10嵌合、连结。由此，蜗轮21形成为相对于输出轴10能够一体旋转且不能在轴向移动。
在蜗杆轴20的第1端部22配置有第1轴承31。并且，在蜗杆轴20的第2端部23配置有第2轴承32。第1及第2轴承31、32例如为球轴承等滚动轴承。蜗杆轴20借助第1轴承31及第2轴承32等被支承于壳体70的驱动齿轮收纳壳体71、且支承为能够旋转。
蜗杆轴20能够以第1轴承31为中心沿摆动方向A1摆动。并且，对蜗杆轴20的第2端部23施加弹性力以使作为蜗杆轴20的中心的中心轴线L1与作为蜗轮21的中心的中心轴线L2之间的距离(中心距)D1变短。
由此，对在蜗轮21与作为蜗杆轴20的齿形成部的蜗杆24的相互啮合区域26产生背隙的情况进行抑制。并且，支承蜗杆轴20的第1轴承31的内部间隙被堵塞，从而对产生由第1轴承31的过度的内部间隙所引起的振动的情况进行抑制。另外，第1轴承31的内部间隙指的是：第1轴承31的后述的滚动体31c与内圈31a分离时的滚动体31c与内圈31a之间的径向间隙；以及滚动体31c与外圈31b分离时的滚动体31c与外圈31b之间的径向间隙。
第1轴承31形成为如下结构：当使内圈31a与外圈31b的轴向中心位置一致时，产生内部间隙。
以下，对上述的用于蜗杆轴20的摆动的结构、用于朝蜗轮21对蜗杆轴20施力的结构以及用于堵塞第1轴承31的内部间隙的结构进行说明。
图3是图2的第1轴承31周边的放大图。参照图3，第1轴承31对蜗杆轴20的第1端部22进行支承以使蜗杆轴20能够以第1轴承31为中心沿摆动方向A1进行摆动。第1轴承31包含内圈31a、外圈31b以及滚动体31c。
第1轴承31的内圈31a与第1端部22的外周22a嵌合。该内圈31a通过压入固定于第1端部22等而固定，并且能够与蜗杆轴20一体旋转且一起移动。该内圈31a的一端面由第1端部22和蜗杆24之间的环状的阶梯部21a承接。
第1轴承31的外圈31b支承于在驱动齿轮收纳壳体71的内周面所形成的第1轴承支承部71a。该外圈31b与第1轴承支承部71a通过间隙配合等而嵌合。外圈31b形成为能够相对于驱动齿轮收纳壳体71在驱动齿轮收纳壳体71的长度方向进行相对移动。
第1轴承31的滚动体31c介于内圈31a的外周面的滚道槽31d与外圈31b的内周面的滚道槽31e之间。第1轴承31的滚动体31c由滚珠构成，曲率半径设为固定。在包含第1轴承31的中心轴线及滚动体31c的中心的截面(图2所示的截面)上，滚动体31c的曲率半径R1比内圈31a的滚道槽31d的曲率半径R2还小，并且还比外圈31b的滚道槽31e的曲率半径R3小。
根据上述结构，第1轴承31的内圈31a形成为能够相对于外圈31b沿摆动方向A1摆动。摆动方向A1是包含沿蜗轮21的中心轴线L2观察蜗杆轴20时将第1轴承31作为中心的顺时针方向及逆时针方向的方向。
参照图2，第2轴承32包含内圈32a、外圈32b以及滚动体32c。第2轴承32的内圈32a与第2端部23的外周嵌合。该内圈32a的一端面由第2端部23和蜗杆24之间的环状的阶梯部21b承接。
第2轴承32的外圈32b支承于在驱动齿轮收纳壳体71的内周面所形成的第2轴承支承部71b。更具体而言，外圈32b隔着第1弹性部件36支承于第2轴承支承部71b。由此，形成为第2轴承32及第2端部23相对于驱动齿轮收纳壳体71能够在蜗杆轴20的中心轴线L1与蜗轮21的中心轴线L2所对置的对置方向B1进行相对移动。
第2轴承32的滚动体32c由滚珠构成，曲率半径设为固定。在包含第2轴承32的中心轴线及滚动体32c的中心的截面(图2所示的截面)上，第2轴承32的滚动体32c的曲率半径、内圈32a的外周面的滚道槽32d的曲率半径以及外圈32b的内周面的滚道槽32e的曲率半径大致相同。
图4是第1弹性部件36的立体图，图5是图2的沿V-V线的剖视图。参照图4及图5，第1弹性部件36为板簧部件。该第1弹性部件36例如使用不锈钢或弹簧钢而一体成形。
第1弹性部件36包含：有端环状的主体部37和钩形(L字形)状的第1及第2弹性舌片39、40。所述有端环状的主体部37包围第2轴承32的外圈32b的周围。所述钩形(L字形)状的第1及第2弹性舌片39、40由主体部37的一对端部37a、37b分别支承为悬臂状。第1弹性舌片39的基端部39a及第2弹性舌片40的基端部40a分别与主体部37的端部37a及端部37b连结。
第1及第2弹性舌片39、40各自具有第1部分41和第2部分42。第1部分41从主体部37的对应的端部37a、37b朝对置方向B1的另一方B3延伸。第2部分42从第1部分41的端部延伸，并且以与第1部分41正交的方式延伸。
第1及第2弹性舌片39、40在第1弹性部件36的轴向上的宽度比主体部37的宽度还狭窄。第1弹性舌片39配置于主体部37的轴向的一端部37c，第2弹性舌片40配置于轴向的另一端部37d。
在主体部37的一端部37c设置有多个弹性突起45。该多个弹性突起45从一端部37c朝主体部37的径向内侧延伸。各弹性突起45以随着朝前端侧前进逐渐远离一端部37c的方式而倾斜地延伸。各弹性突起45在主体部37的周向等间隔地配置。各弹性突起45由驱动齿轮收纳壳体71的端壁71d承接。
如图2及图5所示，各弹性突起45与第2轴承32的外圈32b的一端面抵接。在第2轴承支承部71b的内周面形成有第1凹部46。该第1凹部46具有在第2轴承32的周向对置的一对内壁面46a、46b和底部46c。
第2轴承32隔着第1弹性部件36由第2轴承支承部71b支承为在蜗杆轴20及蜗轮21的中心距D1长短变化的方向(对置方向B1)能够偏斜。第1弹性部件36的第1及第2弹性舌片39、40通过第2部分42由第1凹部46的底部46c承接来进行弹性变形。第1弹性部件36利用基于该弹性变形的反弹力经由第2轴承32朝对置方向B1的一方B2(中心距D1靠近的方向)对蜗杆轴20弹性地施力。
由此，以第1轴承31(第1端部22)为中心对蜗杆轴20弹性地施力，使得蜗杆轴20与蜗轮21之间的中心距D1变短。其结果，蜗杆轴20的蜗杆24与蜗轮21之间的背隙保持为零。
并且，在第2轴承支承部71b形成有在对置方向B1上与第1凹部46对置的第2凹部47。通过形成第2凹部47，第1弹性部件36、第2轴承32以及第2端部23能够进行朝向对置方向B1的一方B2侧的变位。
联轴器50容许蜗杆轴20朝向摆动方向A1的摆动即蜗杆轴20以第1轴承31为中心的摆动，并且将蜗杆轴20与电动机18的输出轴18b连结成能够传递动力。
联轴器50包含第1卡合部件51、第2卡合部件52以及弹性部件53。所述第1卡合部件51与电动机18的输出轴18b连结成能够一体旋转。所述第2卡合部件52与减速机19的蜗杆轴20的第1端部22连结成能够一体旋转。所述弹性部件53介于第1及第2卡合部件51、52之间，并且将扭矩从第1卡合部件51向第2卡合部件52传递。
图6是沿图2的VI-VI线的联轴器50的剖视图。图7是联轴器50的分解立体图。参照图7，第1卡合部件51例如由金属形成。第1卡合部件51具有圆筒状的第1主体部54和突出形成于第1主体部54的一端面的多个第1卡合突起55。
第1主体部54具有供电动机18的输出轴18b压入固定的第1嵌合孔56。第1卡合突起55在第1主体部54的周向等间隔地配置。
第2卡合部件52例如由金属形成。第2卡合部件52具有圆柱状的第2主体部58、多个第2卡合突起59以及连结轴部60。所述多个第2卡合突起59从第2主体部58的一端面突出形成。所述连结轴部60从第2主体部58的另一端面58b突出形成。第2卡合突起59在第2主体部58的周向等间隔地配置。
连结轴部60为直径比第2主体部58还小的圆柱状的部分。在连结轴部60的外周遍及整周地形成有花键齿等外齿部60a。
参照图3，连结轴部60插入在蜗杆轴20的第1端部22所形成的内齿部22b。内齿部22b具有例如遍及整周地形成的花键齿。由此，连结轴部60相对于蜗杆轴20的第1端部22能够一体旋转且能够在蜗杆轴20的轴向S1进行相对移动。
参照图7，弹性部件53例如由合成橡胶或合成树脂形成。弹性部件53具有环状的主体部62和从主体部62的周面放射状地延伸的多个卡合臂63。多个卡合臂63在主体部62的周向等间隔地配置。
如图6所示，第1卡合部件51、第2卡合部件52及弹性部件53以分别与第1卡合突起55、第2卡合突起59及卡合臂63啮合的方式而组装。具体而言，第1卡合突起55及第2卡合突起59在周向隔着卡合臂63而相互啮合。
参照图3，当蜗杆轴20以第1轴承31为中心沿摆动方向A1摆动时，第2卡合部件52以相对于第1卡合部件51倾斜的方式进行变位。由此，联轴器50将电动机18的输出轴18b和蜗杆轴20的第1端部22连结成能够传递扭矩，并且容许蜗杆轴20沿摆动方向A1的摆动。
在联轴器50与蜗杆轴20的第1端部22之间配置有第2弹性部件64。另外，在本实施方式中，虽然将第2弹性部件64设定为包围蜗杆轴20的形状来进行说明的，但是并不局限于此。例如，第2弹性部件64也可以配置于联轴器50的第1卡合部件51与第2卡合部件52之间。
第2弹性部件64被设置用于通过对蜗杆轴20赋予静的载荷来朝轴向S1的一方S2(从第1端部22朝向第2端部23的方向)侧对蜗杆轴20弹性地施力。第2弹性部件64例如使用橡胶等而形成为圆筒状，并包围连结轴部60。
第2弹性部件64配置于联轴器50的第2卡合部件52的第2主体部58的另一端面58b与蜗杆轴20的第1端部22的端面22c之间。第2弹性部件64被这些第2卡合部件52和第1端部22弹性地压缩。
参照图2，利用由第2弹性部件64的压缩所引起的反弹力来朝第2端部23侧对蜗杆轴20弹性地施力。该反弹力按照蜗杆轴20、第2轴承32的内圈32a、滚动体32c、外圈32b以及第1弹性部件36的顺序传递。其结果，对第2轴承赋予预压，堵塞第2轴承32的内部间隙。
并且，第2弹性部件64的反弹力经由蜗杆轴20的第1端部22传到第1轴承31的内圈31a及滚动体31c，进而滚动体31c被弹性地按压向外圈31b。传到外圈31b的第2弹性部件64的反弹力经由后述的第3弹性部件单元65被驱动齿轮收纳壳体71承受。
由第2弹性部件64的反弹力使内圈31a相对于外圈31b朝轴向S1的一方S2侧变位，内圈31a与外圈31b的中心位置在轴向S1偏移。由此，滚动体31c被内圈31a及外圈31b弹性地按压，第1轴承31的内部间隙被堵塞。
在轴向S1的第1轴承31的两侧配置有弹性部件单元。具体地，相对于第1轴承31在轴向S1的一方S2侧，配置有第3弹性部件单元65。并且，相对于第1轴承31在轴向S1的另一方S3侧，配置有第4弹性部件单元66。
参照图3，在驱动齿轮收纳壳体71形成有具有环状的第1对置面75的环状部71e。第3弹性部件单元65配置于第1对置面75与第1轴承31的外圈31b的一端面76之间。
第3弹性部件单元65与第2弹性部件64协作发挥作用，被设置用于堵塞第1轴承31的内部间隙。并且，当沿着轴向S1的振动力输入第1轴承31时，第3弹性部件单元65与第4弹性部件单元66协作发挥作用，能够衰减第1轴承31的振动(动态振动力)。
第3弹性部件单元65包含在轴向S1并列的一对侧板81、82和配置于一对侧板81、82之间的第3弹性部件83。一对侧板81、82使用金属板而形成。
一方的侧板81包含环状的侧板主体81a和从侧板主体81a的外径部朝第1轴承31的外圈31b突出的止挡部81b。侧板主体81a由第1对置面75承接。第1对置面75与第1轴承31的外圈31b的一端面76在轴向S1相互对置。
止挡部81b例如形成为环状，并包围第3弹性部件83的外周。在电动动力转向装置1的初期状态(出厂时的状态)时，在轴向S1上，形成为止挡部81b的长度比第3弹性部件83的长度还短。止挡部81b在轴向S1与另一方的侧板82相互对置。
另一方的侧板82形成为圆环状。另一方的侧板82与第1轴承31的外圈31b的一端面76抵接而被承接。
第3弹性部件83使用橡胶等弹性部件形成为环状。第3弹性部件83例如通过硫化粘着而与一方的侧板81的侧板主体81a接合。并且，第3弹性部件83例如通过硫化粘着而与另一方的侧板82接合。第3弹性部件83相对于一方的侧板81的止挡部81a位于第3弹性部件83的径向的内侧。第3弹性部件83配置于壳体70的第1对置面75和第1轴承31的外圈31b的一端面76之间。
根据上述结构，当第3弹性部件83的压缩量变大时，形成为止挡部81a与另一方的侧板82抵接。由此，能够抑制第3弹性部件83被过度地压缩的情况。
由压缩第2弹性部件64而引起的反弹力形成为向第3弹性部件单元65传递。具体而言，第2弹性部件64的反弹力经由蜗杆轴20的第1端部22向第1轴承31的内圈31a传递。
传到第1轴承31的内圈31a的反弹力朝轴向S1的一方S2按压滚动体31c，进一步地，朝外圈31b按压滚动体31c。传到外圈31b的反弹力向第3弹性部件单元65传递。由此，在初期状态时以及车辆在平坦的道路上直线行驶时，第3弹性部件83被弹性地压缩。并且，第1轴承31的滚动体31c与内圈31a及外圈31b之间的内部间隙被堵塞。
在驱动齿轮收纳壳体71的一端形成有内螺纹部71f。在该内螺纹部71f螺纹结合有环状的螺母部件84。壳体70包含一体成形的驱动齿轮收纳壳体71及从动齿轮收纳壳体72和螺母部件84。
在螺母部件84中，与第1轴承31对置的一端面形成为第2对置面77。第2对置面77在轴向S1与第1轴承31的外圈31b的另一端面78相互对置。
第4弹性部件单元66配置于该第2对置面77与另一端面78之间。第4弹性部件单元66包含在轴向S1并列的一对侧板85、86和配置于一对侧板85、86之间的第4弹性部件87。一对侧板85、86使用金属板而形成。
一方的侧板85包含环状的侧板主体85a和从侧板主体85a的外径部朝第1轴承31的外圈31b突出的止挡部85b。侧板主体85a由螺母部件84的第2对置面77承接。第2对置面77在轴向S1与第1轴承31的外圈31b的另一端面78相互对置。
止挡部85b例如形成为环状，并包围第4弹性部件87的外周。在电动动力转向装置1处于初期状态时，在轴向S1上，形成为止挡部85b的长度比第4弹性部件87的长度还短。止挡部85b在轴向S1与另一方的侧板86相互对置。
另一方的侧板86形成为环状。另一方的侧板86与第1轴承31的外圈31b的另一端面78抵接而被承接。
第4弹性部件87使用与第3弹性部件同样的材料形成为环状。第4弹性部件87例如通过硫化粘着而与一方的侧板85的侧板主体85a接合。并且，第4弹性部件87例如通过硫化粘着而与另一方的侧板86接合。第4弹性部件87相对于一方的侧板85的止挡部85a位于第4弹性部件87的径向的内侧。第4弹性部件87配置于壳体70的第2对置面77与第1轴承31的外圈31b的另一端面78之间。
在初期状态时以及车辆在平坦的道路上直线行驶时，第4弹性部件87朝轴向S1的一方S2侧对第1轴承31的外圈31b的另一端面78弹性地施力。
第2弹性部件64高频振动时的第2弹性部件64的动态弹性常数K2设定为比第3弹性部件83高频振动时的第3弹性部件83的动态弹性常数K3还高。第3弹性部件83的动态弹性常数K3设定为与第4弹性部件87的动态弹性常数K4相同。
图8是示出第2弹性部件64的动态弹性常数K2、第3弹性部件83的动态弹性常数K3以及第4弹性部件87的动态弹性常数K4与振动频率f之间的关系的图表。如图8所示，设定为第2弹性部件64的振动频率f越大第2弹性部件64的动态弹性常数K2越大。另一方面，设定为第3弹性部件83的振动频率f越大第3弹性部件83的动态弹性常数K3越小。同样地，设定为第4弹性部件87的振动频率f越大第4弹性部件87的动态弹性常数K4越小。
当振动频率f比规定的振动频率f1大时，第2弹性部件64、第3弹性部件83及第4弹性部件87各自进行高频振动。此时的第2弹性部件64的动态弹性常数K2比第3弹性部件83的动态弹性常数K3还高，并且还比第4弹性部件87的动态弹性常数K4高。
接下来，对蜗杆轴20周边的动作进行说明。
参照图1，当车辆在路面凹凸不平程度严重的坏路等行驶时，从路面经由转向轮14以及转向机构29等对蜗轮21输入力(反向输入力)。参照图2，该反向输入力作为使蜗轮21在蜗轮21的周向进行高频振动的力而发挥作用。
由于此时的反向输入力的振动频率为高的数值，因此第2弹性部件64的动态弹性常数K2高。此处，若反向输入力的振动的力(载荷值)较小，则由反向输入力不会使第2弹性部件64发生弹性变形。因此，蜗杆轴20在轴向S1不进行变位。此时，由于由第2弹性部件64来堵塞第1轴承31的内部间隙的状态得以维持，因此能够抑制在第1轴承31的内部由过度的间隙而产生振动的情况。
并且，通过第1弹性部件36经由第2轴承32朝对置方向B1的一方B2对蜗杆轴20的第2端部23施力，来堵塞蜗杆轴20与蜗轮21之间的背隙。因此，在蜗杆轴20与蜗轮21之间不产生振动(啮合噪音)。
另一方面，当反向输入力的振动的力(载荷值)较大时，即，反向输入力比第2弹性部件64的弹性阻力还大时，蜗轮21克服第2弹性部件64的弹性阻力，而使蜗杆轴20朝轴向S1的另一方S3侧进行变位。此时，如图9所示，第1轴承31的内圈31a与蜗杆轴20一起沿轴向S1产生高频振动。
其结果，在第1轴承31产生高频振动。此时，在第1轴承31产生内部间隙，并且第1轴承31的外圈31b相对于壳体70在轴向S1产生高频振动的动作。由第3弹性部件83及第4弹性部件87使该外圈31b的高频振动衰减。对于第3弹性部件83及第4弹性部件87，由于高频振动时的动态弹性常数K3、K4低，因此能够可靠地缓解外圈31b的高频振动。
如上说明，根据本实施方式，通过第1弹性部件36经由第2轴承32对蜗杆轴20的第2端部23施力，能够朝蜗轮21弹性地按压蜗杆轴20。
其结果，即使在蜗杆轴20与蜗轮21的啮合区域26产生磨损，也能够维持将蜗杆轴20与蜗轮21之间的背隙堵塞的状态。因此，能够长期地抑制在蜗杆轴20与蜗轮21之间产生晃荡(振动)的情况。
因此，当车辆在坏路上行驶等时，在输入有作为从路面经由转向机构29等输入到蜗轮21与蜗杆轴20之间的啮合区域26的力的反向输入力的情况下，能够抑制因反向输入力而引起的蜗轮21相对于蜗杆轴20振动的情况。因此，能够抑制蜗杆轴20与蜗轮21的啮合区域26内的噪音(啮合噪音)的产生。
并且，通过由第2弹性部件64的施力朝滚动体31c按压第1轴承31的内圈31a，进一步朝外圈31b按压滚动体31c，能够对第1轴承31赋予预压。由此，能够堵塞第1轴承31的内部间隙。因此，能够抑制因第1轴承31的内部间隙引起的滚动体31c与内圈31a的碰撞所产生的碰撞音以及滚动体31与外圈31b的碰撞所产生的碰撞音。即，能够抑制基于第1轴承31的晃荡的噪音(轴承噪音)的产生。
根据以上叙述，为了同时实现容许蜗杆轴20的摆动和降低轴承噪音，无需进行将第1轴承31的内部间隙设定为适当的数值这样的繁琐的作业。即，无需严格管理第1轴承31的内部间隙也能够降低制造成本。
并且，当在坏路上行驶等时，在作为振动力输入有大的反向输入力的情况下，由该大的反向输入力使蜗杆轴20克服第2弹性部件64的作用力而在轴向S1进行振动。由此，第1轴承31也沿着轴向S1进行高频振动。然而，在第1轴承31的外圈31b的两侧配置有第3弹性部件83及第4弹性部件87。由此，由第3弹性部件83及第4弹性部件87能够吸收第1轴承31的振动。因此，在作用有大的反向输入力时也能够抑制轴承噪音。
进一步地，第2弹性部件64高频振动时的动态弹性常数K2设定为比第3及第4弹性部件83、87高频振动时的动态弹性常数K3、K4还高。
由此，第2弹性部件64的动态弹性常数K2设定为较高。因此，当从转向机构29等经由蜗轮21对蜗杆轴20作用有振动力时，能够使蜗杆轴20及第1轴承31在轴向S1不能轻易振动。由此，由于能够抑制第1轴承31振动的情况，因此能够抑制第1轴承31的轴承噪音的产生。
并且，当蜗杆轴20通过承受大的反向输入力来克服第2弹性部件64的弹性阻力而在轴向S1产生高频振动时，该高频振动传到第1轴承31。然而，由于第3弹性部件83及第4弹性部件87的动态弹性常数K3、K4设定为较低，因此由第3弹性部件83及第4弹性部件87使传到第1轴承31的振动力可靠地衰减。其结果，能够抑制第1轴承31的轴承噪音的产生。
像这样地，在高频振动时，通过增大第2弹性部件64的动态弹性常数K2、且减小第3弹性部件83及第4弹性部件87的动态弹性常数K3、K4，能够比较可靠地抑制在第1轴承31的轴承噪音的产生。
本发明并不局限于以上的实施方式的内容，在权利要求书的记载范围内能够进行各种变更。
例如，作为联轴器，虽然使用了具有第1卡合部件51、第2卡合部件52以及弹性部件53的联轴器50，但是并不局限于此。也可以使用花键联轴器或梳齿联轴器等其它联轴器来取代联轴器50。在使用花键联轴器或梳齿联轴器来取代联轴器50的情况下，将在内周面形成有内齿部的筒状部件压入固定于电动机18的输出轴18b，并且在蜗杆轴20的第1端部22的外周面形成外齿部，进而将外齿部插通于上述内齿部。通过在外齿部与内齿部之间预先设置适当的间隙来容许蜗杆轴20沿摆动方向A1的摆动。
并且，在第3弹性部件单元65，也可以废除隔着第3弹性部件83的一对侧板81、82。同样地，在第4弹性部件单元66，也可以废除隔着第4弹性部件87的一对侧板85、86。
进一步地，虽然说明了振动频率越高第2弹性部件64的动态弹性常数K2越高而第3及第4弹性部件83、87的动态弹性常数K3、K4越低的结构，但是并不局限于此。对于第2弹性部件64，动态弹性常数K2也可以不受限于振动频率而是固定。
并且，对于第3及第4弹性部件83、87，既可为动态弹性常数K3、K4恒定而与振动频率无关，亦可为振动频率越高动态弹性常数K3、K4越高。总之，只要当第2弹性部件64、第3弹性部件83及第4弹性部件87均进行高频振动时，第2弹性部件64的动态弹性常数K2比第3弹性部件83的动态弹性常数K3还高、且比第4弹性部件87的动态弹性常数K4也高即可。
并且，在高频振动时，动态弹性常数K2可以与动态弹性常数K3、K4相同，动态弹性常数K2也可以与动态弹性常数K3、K4低。

Claims (1)

1.一种电动动力转向装置，其特征在于，
包含：
蜗杆轴，其包含第1端部及第2端部；
蜗轮，其与所述蜗杆轴啮合并与转向机构连结；
第1轴承，其以容许所述蜗杆轴的以所述第1端部为中心的摆动的方式将所述第1端部支承为能够旋转，并包含具有滚道槽的内圈、具有滚道槽的外圈以及介于各所述滚道槽之间的滚动体，其中，所述外圈具有在所述蜗杆轴的轴向并列的一对端面；
第2轴承，其将所述第2端部支承为能够旋转；
第1弹性部件，其朝向使所述蜗杆轴与所述蜗轮的中心距缩短的方向对所述第2轴承弹性地施力；
联轴器，其将所述第1端部与电动机的输出轴连结成能够传递扭矩；
第2弹性部件，其介于所述联轴器与所述第1端部之间，并朝所述第2端部侧对所述蜗杆轴弹性地施力，并且所述第2弹性部件经由所述蜗杆轴及所述内圈朝向所述外圈侧弹性地按压所述滚动体；
壳体，其收纳所述蜗杆轴及所述蜗轮，并且具有与所述一对端面的一方对置的对置面以及与所述一对端面的另一方对置的对置面；
第3弹性部件，其配置于所述一对端面的一方和该端面所对应的对置面之间；以及
第4弹性部件，其配置于所述一对端面的另一方和该端面所对应的对置面之间，
将所述第2弹性部件高频振动时的所述第2弹性部件的动态弹性常数设定为比所述第3及第4弹性部件高频振动时的所述第3及第4弹性部件的动态弹性常数还高。
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