CN110809679A

CN110809679A - 蜗轮蜗杆减速器

Info

Publication number: CN110809679A
Application number: CN201880043587.0A
Authority: CN
Inventors: 藤田哲英
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2017-07-19
Filing date: 2018-07-18
Publication date: 2020-02-18
Also published as: US20210122408A1; EP3657040A4; JPWO2019017397A1; WO2019017397A1; EP3657040A1

Abstract

在蜗轮蜗杆减速器(16)中，施力部件(22)由施力轴部(40)和弹性推压部(41)构成。施力轴部(40)以其旋转中心轴线(O₄₀)大致平行于蜗轮中心轴线进行配向的状态可旋转地设置在壳体(9)的内侧。由弹性材料制成的弹性推压部(41)以相对于施力轴部(40)的旋转中心轴线(O₄₀)偏心的状态，外嵌固定于施力轴部(40)的轴向一部分。通过旋转施力轴部(40)，弹性推压部(41)的外周面压靠在外嵌于蜗杆轴(17)上的第二轴承(20)的外周面上。由此，实现了能够防止壳体大型化的同时抑制齿隙的蜗轮蜗杆减速器的结构。

Description

蜗轮蜗杆减速器

技术领域

本发明涉及一种装配于电动助力转向装置等的蜗轮蜗杆减速器。

背景技术

为了减轻驾驶员操控方向盘所需的力而广泛使用助力转向装置。在助力转向装置中有2种种类：作为辅助动力源而使用电动马达的电动助力转向装置和作为辅助动力源而使用液压的液压助力转向装置。电动助力转向装置与液压助力转向装置相比，由于其具有能够体积小且重量轻地构成、辅助动力的大小容易控制、并且发动机的动力损失少等优点，因此正在成为主流。

在电动助力转向装置中，基于方向盘的操控而对旋转的转向用转轴通过减速器提供电动马达的辅助动力。作为这样的减速器，由于能够得到较大的减速比等理由，蜗轮蜗杆减速器被广泛使用。

但是，由于构成蜗轮蜗杆减速器的蜗轮与蜗杆轴的啮合部存在着不可避免的齿隙，因此在蜗轮的旋转方向发生变化时存在容易发出齿噪声的问题。

在专利文献1中，公开了一种结构，该结构具有用于相对于壳体可旋转地支撑蜗杆轴的一对轴承，对在蜗杆轴的前端侧配置的轴承通过施力部件向蜗轮施力。通过这样的结构能够抑制啮合部的齿隙，从而能够抑制齿噪声的产生。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本专利特开2013-155789号公报

发明内容

发明欲解决的技术问题

然而，在专利文献1所记载的结构中，在隔着蜗杆轴而位于蜗轮的相对侧的位置，沿着蜗杆轴与蜗轮的啮合方向可移动地设置有施力部件。故此，壳体中容纳施力部件的部分的突出量增大，有可能导致壳体大型化，进而导致蜗轮蜗杆减速器大型化。

本发明是鉴于上述情况而完成的，其目的在于实现一种防止壳体大型化的同时，能够抑制齿隙的结构。

用于解决问题的技术手段

本发明的蜗轮蜗杆减速器包括壳体、蜗杆轴、蜗轮、第一轴承、第二轴承以及施力部件。

所述蜗杆轴配置在所述壳体的内侧，并且以所述蜗杆轴能够摆动的方式将轴向一侧的端部与电动马达的马达输出轴相连接。

所述蜗轮配置在所述壳体的内侧并与所述蜗杆轴啮合。

所述第一轴承相对于所述壳体以能够旋转的方式支承所述蜗杆轴的轴向一侧部。

所述第二轴承以能够旋转的方式支承所述蜗杆轴的轴向另一侧部。

所述施力部件具有：施力轴部，所述施力轴部通过所述第二轴承沿接近所述蜗轮的方向对所述蜗杆轴的轴向另一侧部施加力，并且以能够绕基本上平行于所述蜗轮中心轴线进行配向的旋转中心轴线旋转的方式配置于所述壳体的内侧；和弹性材料制成的弹性推压部，所述弹性推压部以相对于该施力轴部的旋转中心轴线偏心的状态安装于所述施力轴部，使得外周面的一部分与所述第二轴承的外周面接触。

本发明中优选所述弹性推压部沿着与所述蜗杆轴的轴向和所述蜗轮的轴向两者均正交的方向对所述第二轴承施加力。

本发明中优选所述弹性推压部包括圆筒面，该圆筒面跨及与所述第二轴承的外周面接触的轴向长度而具有相等的外径。

本发明中优选所述施力轴部包括偏心轴部，该偏心轴部具有在施力轴部的轴向一部分上相对于所述施力轴部的旋转中心轴线偏心的中心轴线，并且能够使所述弹性推压部外嵌于所述偏心轴部。

本发明中优选在从所述弹性推压部向所述第二轴承施加推压力的状态下，能够使得所述弹性推压部中的位于所述施力轴部与所述第二轴承之间的部分沿径向弹性变形。

本发明中优选所述施力部件包括旋转止动部件，该旋转止动部件在所述施力轴部定位在预定旋转角度的状态下防止所述施力轴部相对于所述壳体旋转。

发明效果

根据本发明，能够实现防止壳体大型化的同时抑制齿隙的结构。

附图说明

图1是包括根据第一实施方式所涉及的蜗轮蜗杆减速器的、转向装置的局部剖视侧视图。

图2是是示出第一实施方式的、沿图1中的线A-A截取的剖视图。

图3是是示出第一实施方式的、沿图1中的线B-B截取的剖视图。

图4是示出第一实施方式的视图，图4的(A)是取出施力部件进行表示的立体图，图4的(B)是进一步取出施力轴部进行表示的立体图，图4的(C)是进一步取出弹性推压部进行表示的立体图。

图5的(A)和图5的(B)示出了通过施力部件对第二轴承施加力之前的状态，图5的(A)是相当于图2的C-C截面的图，图5的(B)是图5的(A)的D-D截面剖视图，图5的(C)和图5的(D)示出了通过施力部件对第二轴承施加力的状态，图5的(C)是相当于图2的C-C截面的图，图5的(D)是图5的(C)的E-E截面剖视图。

图6是表示第二实施方式的、与图4同样的视图。

符号说明

1：方向盘

2：转向轴

3：转向柱

4a、4b：万向接头

5：中间轴

6：转向齿轮单元

7：横拉杆

8：电动助力装置

9：壳体

10：扭杆

11：输出轴

12a、12b：滚动轴承

13：小齿轮轴

14：扭矩传感器

15：电动马达

16：蜗轮蜗杆减速器

17：蜗杆轴

18：蜗轮

19：第一轴承

20：第二轴承

21：导向部件

22、22a：施力部件

23：第一支承轴部

24：第二支承轴部

25：蜗杆齿部

26：蜗杆轴容纳部

27：蜗轮齿部

28：蜗轮容纳部

29：内圈

30：外圈

31：滚珠

32：内圈

33：外圈

34：滚珠

35：底板部

36a、36b：侧板部

37a、37b：引导面

40、40a：施力轴部

41、41a：弹性推压部

43：施力部件容纳部

44：外螺纹部

45：大径轴部

46：偏心轴部

47：螺母

48：卡定凹部

49、49a：贯通孔

50：小径轴部

具体实施方式

(第一实施方式)

参考图1～图5对第一实施方式进行说明。

<电动助力转向装置的整体结构>

电动助力转向装置为柱辅助型的电动助力转向装置，包括：方向盘1、转向轴2、转向柱3、一对万向接头4a、4b、中间轴5、转向齿轮单元6、一对横拉杆7、电动助力装置8。

方向盘1安装在转向轴2的后端部，转向轴2被可旋转地支承在转向柱3的内侧。转向轴2的前端部设置于在转向柱3的前端部固定的壳体9的内侧，并且经由扭杆10连结到输出轴11。

输出轴11经由一对滚动轴承12a、12b而被可旋转地支承在壳体9的内侧。输出轴11的旋转经由一对万向接头4a、4b以及中间轴5传递到转向齿轮单元6的小齿轮轴13。然后，通过将小齿轮轴13的旋转转换成齿条(未示出)的线性运动，从而推拉一对横拉杆7以给转向轮提供转向角。

电动助力装置8旨在减小驾驶员操控方向盘1所需的力，并且该电动助力装置包括扭矩传感器14、ECU(未示出)、电动马达15和蜗轮蜗杆减速器16。

扭矩传感器14设置在输出轴11的周围，用于检测该输出轴11的扭转方向和扭转量。ECU基于转向扭矩相关信息和由车速传感器(未示出)测量的车速相关信息等来确定辅助扭矩，所述转向扭矩相关信息基于由扭矩传感器14检测到的输出轴11的扭转方向和扭转量算出。电动马达15被支承固定在壳体9上，通电方向和通电量由ECU控制。蜗轮蜗杆减速器16将电动马达15的旋转力减速传递给输出轴11。其结果是，辅助扭矩被施加到输出轴11，因此能够以比施加到方向盘1的力更大的力，推拉一对横拉杆7。

<蜗轮蜗杆减速器的结构>

蜗轮蜗杆减速器16包括：壳体9、蜗杆轴17、蜗轮18、第一轴承19、第二轴承20、导向部件21以及施力部件22。

蜗杆轴17分别在轴向一侧部具有第一支承轴部23，在轴向另一侧部具有第二支承轴部24，并且在该第一支承轴部23和第二支承轴部24之间的轴向中间部具有蜗杆齿部25。蜗杆轴17设置在蜗杆轴容纳部26的内侧，该蜗杆轴容纳部26具有构成壳体9的有底圆筒形状。蜗杆轴17的轴向一侧的端部即基端部，能够通过花键联接等将旋转力传递到电动马达15的马达输出轴15a，并且以允许蜗杆轴17的轻微摆动位移的方式连结于马达输出轴15a。值得注意的是，蜗杆轴17的轴向一侧的端部也可以经由具备弹性体的扭矩传递用接头等其他的能够传递旋转力的连结部件，以允许蜗杆轴17的摆动位移的方式连接到马达输出轴15。

蜗轮18在外周面上具有与蜗杆齿部25啮合的蜗轮齿部27，并且蜗轮18固定到输出轴11。蜗轮18设置在构成壳体9的圆筒形状蜗轮容纳部28的内侧。值得注意的是，由于本实施方式的电动助力转向装置是柱辅助型的，所以虽然蜗轮18固定在输出轴11上，但在小齿轮辅助型电动助力转向装置中，蜗轮固定在小齿轮轴上。

蜗杆轴容纳部26的内周面构成为凹圆筒面状，并且轴向中间部的圆周方向上的一部分向蜗轮容纳部28开口。因此，蜗杆轴容纳部26的内部空间和蜗轮容纳部28的内部空间彼此连接。

第一轴承19是例如单列深槽型或四点接触型等的滚珠轴承，并且包括圆环形的内圈29和外圈30以及多个滚珠31。内圈29外嵌并固定于蜗杆轴17的第一支承轴部23。此外，外圈30内嵌并固定于蜗杆轴容纳部26的开口附近部分。此外，第一轴承19在内圈29和外圈30与滚珠31之间具有径向间隙。在本实施方式中，蜗杆轴17的基端部可摆动位移地连接到马达输出轴15a，并且在第一轴承19中设置内部间隙，该第一轴承19可旋转地支承蜗杆轴17的第一支承轴部23，因此蜗杆轴17能够以第一轴承19的中心为支点相对于蜗杆轴容纳部26进行摆动地被支承。

第二轴承20是单列深槽型的滚珠轴承，并且包括圆环形的内圈32和外圈33以及多个滚珠34。内圈32外嵌并固定于蜗杆轴17的第二支承轴部24。此外，外圈33配置于导向部件21的内侧，该导向部件21内嵌并固定于蜗杆轴容纳部26的靠内侧部分。

导向部件21由例如合成树脂制成，并且整体上构成为大致U字形形状，并且通过压入蜗杆轴容纳部26的内侧从而内嵌并固定。导向部件21具有部分圆筒形状的底板部35和分别从该底板部35的两端部沿X方向(图5中的上下方向)延伸的一对侧板部36a、36b，所述X方向与蜗杆齿部25和蜗轮齿部27的啮合方向一致。导向部件21的外周面构成为凸圆筒面状。再者，所述X方向是分别与蜗杆轴17的轴向和蜗轮18的轴向正交的方向。

一对侧板部36a、36b的相互对置的表面分别为平坦表面状，并且是彼此平行的一对引导面37a、37b。一对引导面37a、37b沿蜗轮18的轴向方向设置在第二轴承20的两个外侧上并且与所述X方向平行。一对引导面37a、37b彼此的距离略大于第二轴承20的外径。因此，一对引导面37a、37b引导第二轴承20相对于蜗轮18远近移动，即沿所述X方向移动。

施力部件22是经由第二轴承20对蜗杆轴17的轴向另一侧部向接近蜗轮18的方向(图2和图5中的下侧)施力的部件，施力部件22具有施力轴部40和弹性推压部41。施力部件22设置在构成壳体9的施力部件容纳部43的内侧。

施力部件容纳部43设置在隔着蜗杆轴容纳部26与蜗轮容纳部28相反侧的位置(图2和图5的上侧)，并且相对于蜗杆轴容纳部26处于扭曲位置。施力部件容纳部43的中心轴线O₄₃与蜗轮18的中心轴线O₁₈大致平行配置。施力部件容纳部43的内周面构成为凹圆筒面状，并且圆周方向的一部分向蜗杆轴容纳部26开口。因此，施力部件容纳部43的内部空间和蜗杆轴容纳部26的内部空间彼此连接。施力部件容纳部43中，仅轴向上的一侧(图5的(A)和图5的(C)的右侧)的端部开口。

施力轴部40整体构成为大致圆柱形状，并且在自身的旋转中心轴线O₄₀与施力部件容纳部43的中心轴线O₄₃一致的状态下，以可绕旋转中心轴线O₄₀旋转的方式配置在施力部件容纳部43的内侧。因此，施力轴部40的旋转中心轴线O₄₀与蜗轮18的中心轴线O₁₈大致平行配置。也就是说，施力轴部40的旋转中心轴线O₄₀，不限于与蜗轮18的中心轴线O₁₈完全平行，如后所述，基于施力轴部40的旋转，将外嵌固定于施力轴部40的弹性推压部41的外周面压靠于第二轴承20的外周面上，只要能够将蜗杆轴17的第二支承轴部24推向接近蜗轮18的方向，也可以使其倾斜。具体而言，施力轴部40的旋转中心轴线O₄₀相对于蜗轮18的中心轴线O₁₈的倾斜角度设定为约0°±10°。此外，施力轴部40的旋转中心轴线O₄₀设置在相对于蜗杆轴17的轴向与第二轴承20的中央部对齐的位置。

施力轴部40在靠近施力部件容纳部43的开口部的轴向一侧部具有外螺纹部44，并且在该外螺纹部44的轴向另一侧具有截面为圆形的大径轴部45，在该大径轴部45的轴向另一侧、且靠近施力部件容纳部43的内侧部的轴向另一侧部具有截面为圆形的偏心轴部46。偏心轴部46的直径小于大径轴部45的直径，并且其中心轴线O₄₆相对于施力轴部40的旋转中心轴线O₄₀仅偏心预定量d。

在外螺纹部44中，螺母47与从施力部件容纳部43的开口部露出于外部的部分螺纹接合。然后，通过使螺母47的轴向侧面与壳体9中的施力部件容纳部43的开口部的周边抵接，从而防止施力轴部40相对于壳体9不小心地旋转。此外，在施力轴部40的轴向一端面上，设置有能够卡定用于使施力轴部40旋转的工具的卡定凹部48。

弹性推压部41由诸如橡胶的弹性材料制成，并且整体形成为中空圆筒形状。在本实施方式中，将穿过弹性推压部41的外周面曲率中心的弹性推压部41的中心轴线O₄₁与设置为贯通弹性推压部41的贯通孔49的中心轴线O₄₉同轴配置(参见图4的(C))。因此，弹性推压部41的径向厚度尺寸T在自由状态下在整个圆周上是恒定的。在图示的例子中，弹性推压部41的径向厚度尺寸T大于偏心轴部46的中心轴线O₄₆相对于施力轴部40的旋转中心轴线O₄₀的偏心量d。弹性推压部41中，通过将偏心轴部46插入(压配)于贯通孔49中，从而弹性按压部41以相对于偏心轴部46不可转动的方式外嵌固定在偏心轴部46。因此，弹性推压部41的中心轴线O₄₁与偏心轴部46的中心轴线O₄₆一致，相对于施力轴部40的旋转中心轴线O₄₀仅偏心所述预定量d。值得注意的是，如后所述，弹性推压部41的硬度(弹力)能够在蜗杆齿部25和蜗轮齿部27之间的啮合部处抑制齿隙，并且啮合部的啮合阻力被限制为合适的大小，以免其变大。此外，为了防止弹性推压部41相对于偏心轴部46旋转，可以将弹性推压部41粘接于偏心轴部46，也可以将贯通孔49和偏心轴部46的截面形状设定为互相为非圆形(包括多边形或椭圆形等)，使得弹性推压部41和偏心轴部46非圆形嵌合。

本实施方式的施力部件22通过使施力轴部40利用设置在其轴向一端面上的卡定凹部48相对于壳体9旋转，从而将弹性推压部41的外周面抵靠于构成第二轴承20的外圈33的外周面上。具体地，如图5的(A)和图5的(B)所示，弹性推压部41的中心轴线O₄₁，从位于相对于所述X方向距离第二轴承20最远的一侧(图5的上侧)的初始状态(缩回状态)，使施力轴部40仅旋转预定角度。并且，增加从施力轴部40的旋转中心轴线O₄₀开始、至自由状态下的弹性推压部41的外周面中的相对于所述X方向的第二轴承20侧的端部(图5的下端部即P点)为止的距离。由此，弹性推压部41的外周面压靠于构成第二轴承20的外圈33的外周面。特别地，如图5的(C)和图5的(D)所示，在使弹性推压部41的中心轴线O₄₁位于相对于所述X方向最接近第二轴承20的一侧(图5的下侧)的状态(从所述初始状态开始旋转180度的状态)下，假设在弹性推压部41没有发生弹性变形，则从旋转中心轴线O₄₀到所述P点的距离，与所述初始状态的情况相比仅增大偏心量d的两倍的量。因此，利用弹性推压部41的外周面，能够以足够大的力推抵构成第二轴承20的外圈33的外周面。

然后，经由第二轴承20，朝向接近蜗轮18的方向对蜗杆轴17的第二支承轴部24施加力，并且以第一轴承19的中心为支点使得蜗杆轴17相对于蜗杆轴容纳部26摆动。由此，使蜗杆齿部25弹性地压靠于蜗轮齿部27。其结果，可以在蜗杆齿部25和蜗轮齿部27之间的啮合部处抑制齿隙，并且可以有效地防止产生齿噪声。再者，考虑到偏心量d和弹性推压部41的径向厚度尺寸T的大小等，对施力轴部40的旋转角度进行适当调整，以使得蜗杆齿部25和蜗轮齿部27之间的啮合部的啮合阻力不会过大。

如上所述，在本实施方式中，使得具有与蜗轮18的中心轴线O₁₈大致平行配置的旋转中心轴线O₄₀的施力轴部40围绕旋转中心轴线O₄₀在壳体9的内侧旋转，从而通过外嵌于施力轴部40的弹性推压部41，而能够使得蜗杆轴17的轴向另一侧部经由第二轴承20被向接近蜗轮18的方向推压。因此，壳体9可以抑制容纳施力部件22的施力部件容纳部43的径向方向上的突出量。因此，根据本实施方式，能够在防止壳体9体积增大的同时抑制齿隙。

此外，在本实施方式中，在使施力轴部40从所述初始状态旋转从而从弹性推压部41向第二轴承20施加推压力的状态下(例如，图5的(C)和图5的(D)所示的状态)，使弹性推压部41中的位于偏心轴部46和第二轴承20之间的部分沿径向弹性变形。换句话说，弹性推压部41在圆周方向上的一部分以弹性压缩的状态被夹持在偏心轴部46和第二轴承20之间。因此，当在蜗杆齿部25和蜗轮齿部27之间的啮合部处发生磨损时，通过弹性推压部41弹性恢复，从而能够使得弹性推压部41和第二轴承20之间的抵靠位置朝向接近蜗轮18的一侧(图5中的下侧)移动。因此，蜗杆轴17的摆动角度可以根据在啮合部产生的磨损量自动增加。因此，即使在啮合部发生磨损，也可以抑制齿噪声的发生。

此外，在本实施方式中，当从蜗轮18向蜗杆轴17施加啮合反作用力并且蜗杆轴17朝向远离蜗轮18的方向移动时，由于通过第二轴承20使得弹性推压部41发生弹性变形，所以可以防止啮合部的表面压力变得过大。此外，由于蜗杆轴17的中心轴线与蜗杆齿部25的中心轴线之间的同轴度公差、在蜗轮18等周边部件中产生的热膨胀的影响，即使蜗杆轴17向朝向远离蜗轮18的方向移动时，通过使弹性推压部41弹性变形，也能够防止啮合部的表面压力过大。

此外，在本实施方式中，由于弹性推压部41沿X方向推动第二轴承20，因此可以经由第二轴承20推压蜗杆轴17的轴向另一侧部而不施加蜗轮18的轴向上的作用力。

(第二实施方式)

参考图6对第二实施方式进行说明。本实施方式的施力部件22a具有施力轴部40a和弹性推压部41a。施力轴部40a在轴向一侧部具有外螺纹部44，并且在该外螺纹部44的轴向另一侧具有截面为圆形的大径轴部45，在该大径轴部45的轴向另一侧具有截面为圆形的小径轴部50。小径轴部50的直径小于大径轴部45的直径，并且其中心轴线与施力轴部40a的旋转中心轴线O₄₀同轴。

弹性推压部41a由诸如橡胶的弹性材料制成，并且整体构成为中空圆筒形状。特别是在本实施方式中，使贯通弹性推压部41a的贯通孔49a的中心轴线O₄₉、相对于穿过弹性推压部41a的外周面曲率中心的弹性推压部41a的中心轴线O₄₁仅偏心预定量d的大小。由此，使得弹性推压部41a的径向厚度尺寸在自由状态下、在圆周方向上大小发生变化。弹性推压部41a通过将小径轴部50插入(压配)到贯通孔49a中，从而以不可相对于小径轴部50相对旋转的方式外嵌固定于小径轴部50。因此，弹性推压部41a的中心轴线O₄₁相对于施力轴部40a的旋转中心轴线O₄₀仅偏心所述预定量d的大小。

即使在如上所述的本实施方式的施力部件22a中，通过使施力轴部40a相对于壳体9(参见图5)相对旋转，从而能够将弹性推压部41a的外周面推抵于第二轴承20(参见图5)的外周面上。换句话说，通过旋转施力轴部40a，可以增大从施力轴部40a的旋转中心轴线O₄₀至弹性推压部41a的外周面中的、在与蜗杆轴17(参见图2)的轴向和蜗轮18(参见图2)的轴向分别垂直的X方向上的、第二轴承20(参见图5)侧的端部为止的距离。因此，通过弹性推压部41a的外周面能够经由第二轴承20向接近蜗轮18的方向推抵蜗杆轴17的轴向另一侧部。因此，即使在本实施方式中，也能够在防止壳体9体积增大的同时抑制齿隙。此外，在本实施方式中，由于构成施力轴部40a的外螺纹部44和大径轴部45和小径轴部50可以各自同轴设置，因此可以方便施力轴部40a的加工操作，可以抑制施力轴部40a的制造成本。此外，通过使贯通孔的形成位置(偏心量d)变化的、不同种类的弹性推压部外嵌于施力轴部40a，从而可以容易地改变对第二轴承的推压力。

其他配置和作用效果与第一实施方式相同。

值得注意的是，本发明不限于上述实施方式，可以进行适当的变形和改进等。

例如，在本实施方式中，将螺母47螺纹结合于施力轴部40的外螺纹部44，以防止施力轴部40相对于壳体9不小心地旋转。然而，本发明不限于此，施力部件只要配置为包括旋转止动部件、且该旋转止动部件是在施力轴部定位在预定旋转角度的状态下防止施力轴部相对于壳体旋转的结构即可。

此外，在本实施方式中，弹性推压部41整体构成为中空圆筒形状，但是本发明不限于此，弹性推压部也可以是包括圆筒面、且该圆筒面是在与第二轴承的外周面接触的轴向长度上具有相等的外径的结构。

本申请基于2017年7月19日提出的日本专利申请2017-139586号，其内容作为参照并入此处。

Claims

1.一种蜗轮蜗杆减速器，包括：壳体、蜗杆轴、蜗轮、第一轴承、第二轴承以及施力部件，所述蜗轮蜗杆减速器的特征在于，

所述蜗杆轴配置在所述壳体的内侧，并且以所述蜗杆轴能够摆动的方式将轴向一侧的端部与电动马达的马达输出轴相连结，

所述蜗轮配置在所述壳体的内侧并与所述蜗杆轴啮合，

所述第一轴承相对于所述壳体以能够旋转的方式支承所述蜗杆轴的轴向一侧部，

所述第二轴承以能够旋转的方式支承所述蜗杆轴的轴向另一侧部，

所述施力部件具有：施力轴部，所述施力轴部通过所述第二轴承向接近所述蜗轮的方向对所述蜗杆轴的轴向另一侧部施加力，并且以能够绕基本上平行于所述蜗轮中心轴线进行配向的旋转中心轴线旋转的方式配置于所述壳体的内侧；和弹性材料制成的弹性推压部，所述弹性推压部以相对于该施力轴部的旋转中心轴线偏心的状态安装于所述施力轴部，使得外周面的一部分与所述第二轴承的外周面接触。

2.如权利要求1所述的蜗轮蜗杆减速器，其中，

所述弹性推压部沿着与所述蜗杆轴的轴向和所述蜗轮的轴向这两者均正交的方向对所述第二轴承施加力。

3.如权利要求2所述的蜗轮蜗杆减速器，其中，

所述弹性推压部包括圆筒面，该圆筒面跨及与所述第二轴承的外周面接触的轴向长度而具有相等的外径。

4.如权利要求1～3中任一项所述的蜗轮蜗杆减速器，其中，

所述施力轴部包括偏心轴部，所述偏心轴部具有在所述施力轴部的轴向一部分上相对于所述施力轴部的旋转中心轴线偏心的中心轴线，所述弹性推压部外嵌于所述偏心轴部。

5.如权利要求1～4中任一项所述的蜗轮蜗杆减速器，其中，

在从所述弹性推压部向所述第二轴承施加推压力的状态下，使得所述弹性推压部中的位于所述施力轴部与所述第二轴承之间的部分在径向弹性变形。

6.如权利要求1～5中任一项所述的蜗轮蜗杆减速器，其中，

所述施力部件包括旋转止动部件，所述旋转止动部件在所述施力轴部定位于预定旋转角度的状态下防止所述施力轴部相对于所述壳体旋转。