JP2021076178A - 動力伝達装置 - Google Patents

Abstract

【課題】軸受のモーメント荷重に対する剛性を低減させることができる動力伝達装置を提供する。【解決手段】動力伝達装置は、ハウジングと、ナット、ねじ軸及び複数のボールを有するボールねじ装置と、動力源から動力が伝達されて駆動する駆動プーリ、ナットに固定される従動プーリ、及び駆動プーリと従動プーリの外周面に巻き掛けられるベルトを有するプーリ装置と、ハウジングとナットとの間に設けられ、ナットの中心軸に平行な中心軸方向に並ぶ第１軸受及び第２軸受と、第１軸受及び第２軸受に予圧を与える予圧付与部材と、を備え、第１軸受及び第２軸受は、正面組合せに配置されるとともに、従動プーリの両側にそれぞれ配置され、第１軸受及び第２軸受のそれぞれは、ハウジングに嵌め合わされる外輪を含み、外輪は、予圧付与部材によって従動プーリに向かって押圧されるとともに、従動プーリと離隔して従動プーリとの間に隙間が形成されている。【選択図】図４

Description

本発明は、動力伝達装置に関する。

電動パワーステアリング装置の種類として、ラックアシスト式の電動パワーステアリング装置が挙げられる。特許文献１のラックアシスト式の電動パワーステアリング装置は、電動モータの動力をラックに伝達するため、動力伝達装置を備える。特許文献１の動力伝達装置は、ボールねじ装置と、プーリ装置と、複列の軸受と、を備える。ボールねじ装置は、ラックと一体に形成されたねじ軸と、複列の軸受に支持されるナットと、ねじ軸の第１溝とナットの第２溝との間に配置された複数のボールと、を備える。また、プーリ装置は、動力源である電動モータの出力軸に固定される駆動プーリと、ナットの外周に嵌合する従動プーリと、駆動プーリと従動プーリの外周面に巻き掛けられるベルトと、を備える。

特開２０１８−７０１１７号公報

特許文献１の軸受は、作用点間距離が大きい背面組合せとなっており、モーメント荷重に対する剛性が高い。つまり、反作用としてボールねじ装置に入力されるモーメント荷重も大きい。ボールねじ装置は、アキシアル荷重に特化した部品であり、大きなモーメント荷重が入力されると、異音が発生する可能性があり、望ましくない。よって、軸受のモーメント荷重に対する剛性を低減させて、ボールねじ装置に入力されるモーメント荷重を低減させることが望まれている。

本開示は、上記の課題に鑑みてなされたものであって、軸受のモーメント荷重に対する剛性を低減させることができる動力伝達装置を提供することを目的とする。

上記の目的を達成するため、本開示の一態様に係る動力伝達装置は、ハウジングと、前記ハウジングに収容されるナット、前記ナットを貫通するねじ軸、及び前記ナットと前記ねじ軸との間に配置される複数のボールを有するボールねじ装置と、動力源から動力が伝達されて駆動する駆動プーリ、前記ナットに固定される従動プーリ、及び駆動プーリと前記従動プーリの外周面に巻き掛けられるベルトを有するプーリ装置と、前記ハウジングと前記ナットとの間に設けられ、前記ナットの中心軸に平行な中心軸方向に並ぶ第１軸受及び第２軸受と、前記第１軸受及び前記第２軸受に予圧を与える予圧付与部材と、を備え、前記第１軸受及び前記第２軸受は、正面組合せに配置されるとともに、前記従動プーリの両側にそれぞれ配置され、前記第１軸受及び前記第２軸受のそれぞれは、前記ハウジングに嵌め合わされる外輪を含み、前記外輪は、前記予圧付与部材によって前記従動プーリに向かって押圧されるとともに、前記従動プーリと離隔して前記従動プーリとの間に隙間が形成されている。

第１軸受及び第２軸受は、作用点間距離が小さい正面組合せとなっている。つまり、第１軸受及び第２軸受によるモーメント荷重に対する剛性が低い。よって、ボールねじ装置に入力されるモーメント荷重が低減し、異音の発生が抑制される。また、上記構成によれば、外輪に中心軸方向の寸法誤差があると、この寸法誤差は従動プーリとの隙間に入り込んで寸法誤差が吸収される。よって、外輪は中心軸方向に変位せず、転動体に作用する荷重は、予圧付与部材の押圧による荷重のみとなる。この結果、所定の予圧量となり、軸受トルクの安定化を図れる。

一態様に係る動力伝達装置の望ましい態様として、前記第１軸受の接触角の延長線と前記ナットの中心軸とが交わる第１交点と、前記第２軸受の接触角の延長線と前記ナットの中心軸とが交わる第２交点と、は前記ナットの中心軸上で一致し、前記従動プーリの外周面の前記中心軸方向の中央を通り、かつ前記ナットの中心軸と直交する仮想線は、前記第１交点と前記第２交点の両方を通る。これにより、第１軸受及び第２軸受は、第１交点と第２交点とが一致する１点で実質ボールねじ装置を支持する。よって、モーメント荷重に対する剛性が低い。また、第１軸受及び第２軸受の支点とベルトの張力の力点とが一致し、ナットには、モーメント荷重が発生しない。

一態様に係る動力伝達装置の望ましい態様として、前記ナットの外周面には、硬化処理されて転動体が転動する内輪軌道面が２つ形成されている。これにより、内輪が不要となり、動力伝達装置を径方向に小型化することができる。また、ベルトの振動により従動プーリが中心軸方向に移動するような荷重を受けて従動プーリが隣接する内輪を押圧しても、内輪は軸方向に変位しない。よって、内輪が転動体を押圧する押圧量は増加せず、軸受トルクの増大が回避される。

一態様に係る動力伝達装置の望ましい態様として、前記ナットの外周面には、径方向内側に窪む溝部が形成され、前記従動プーリは、樹脂製であり、インサート成型により前記ナットと一体化され、前記従動プーリは、一部が前記溝部に入り込んでいる。これにより、従動プーリは、ナットに対して周方向に位置ずれし難く、回転運動を確実にナットに伝達することができる。また、従動プーリは、ナットに対して中心軸方向に位置ずれし難い。これにより、従動プーリは、ベルトから中心軸方向に移動するような荷重を受けたとしても、移動しない。従って、受動プーリが内輪や外輪を押圧する、ということが防止され、軸受に付与される予圧量を所定量に維持することができる。

一態様に係る動力伝達装置の望ましい態様として、前記外輪の外周面と前記ハウジングの間には、弾性部材が介在している。弾性部材によって外輪の径方向の振動が吸収され、いわゆるラトル音の発生が抑制される。

一態様に係る動力伝達装置の望ましい態様として、前記従動プーリにおいて前記外輪の端面と対向する側面には、凹部が形成され、前記外輪には、前記凹部内に向かって延出する延出部が形成され、前記延出部の端部は、前記凹部内に入り込み、前記延出部の端部と前記凹部との間は、微小隙間によるラビリンス構造となっている。これにより、従動プーリとベルトとの摩耗粉が第１軸受及び第２軸受内に侵入し難くなる。

一態様に係る動力伝達装置の望ましい態様として、前記外輪に固定されるとともに、前記従動プーリの側面に向かって延出し、前記外輪と前記従動プーリとの隙間を閉塞するシールド部材を備え、前記従動プーリにおいて前記外輪の端面と対向する側面には、凹部が形成され、前記シールド部材の端部は、前記凹部内に入り込み、前記シールド部材の端部と前記凹部との間は、微小隙間によるラビリンス構造となっている。これにより、従動プーリとベルトとの摩耗粉が第１軸受及び第２軸受内に侵入し難くなる。

一態様に係る動力伝達装置の望ましい態様として、前記凹部内には、グリスが充填されている。これにより摩耗粉がグリスに吸着されるため、摩耗粉が第１軸受及び第２軸受内にさらに侵入し難くなる。

一態様に係る動力伝達装置の望ましい態様として、前記外輪における前記予圧付与部材側を向く端部には、前記ナットの外周面に摺接する第１シール部材が設けられている。これにより、予圧付与部材側にある異物が第１軸受及び第２軸受内に侵入し難くなる。

一態様に係る動力伝達装置の望ましい態様として、前記第１シール部材は、前記外輪の端部に固定される芯金と、前記芯金に支持される内周シール用弾性体と、を有し、前記芯金は、前記外輪の外周面に嵌合する筒状の外周嵌合部を有し、前記外輪の外周面には、径方向内側に窪み、前記外周嵌合部を収容する凹部が形成されている。これにより、外周嵌合部が凹部内に収容され、外周嵌合部がハウジングに当接して外輪の摺動を阻害する、ということを防止することができる。

一態様に係る動力伝達装置の望ましい態様として、前記外輪の外周面と前記ハウジングの内周面との間を閉塞する外周シール用弾性体を備え、前記外周シール用弾性体は、前記外周嵌合部の外周面に固定されて前記ハウジングの内周面に摺接する。外周シール用弾性体によれば、ハウジングと外輪との間からグリスが漏出することが抑制され、外輪の摺動性を確保できる。また、外周シール用弾性体によって外輪の径方向の振動が吸収され、いわゆるラトル音の発生が抑制される。さらに、芯金を外輪に組み付けると、外周シール用弾性体も併せて組み付けられるため、組み付け作業の工数が削減する。

一態様に係る動力伝達装置の望ましい態様として、前記予圧付与部材と前記外輪との間に介在して、前記中心軸方向の高負荷を吸収する高負荷吸収部を備え、前記予圧付与部材は、前記中心軸方向で切った断面積が前記高負荷吸収部よりも小さく、前記予圧付与部材と前記高負荷吸収部は、前記芯金に支持されている。これにより、高負荷吸収部と予圧付与部材を組み付けた場合、予圧付与部材が変形して外輪を押圧し、軸受に予圧を与える。一方で、ボールねじ装置に高負荷が作用した場合、高負荷吸収部が吸収する。これにより、予圧付与部材に高負荷が作用して破断する、ということが回避される。また、芯金を外輪に組み付けると、予圧付与部材と高負荷吸収部も組み付けられるため、組み付け作業の工数が低減する。

一態様に係る動力伝達装置の望ましい態様として、前記第１軸受又は前記第２軸受の外輪における前記従動プーリ側を向く端部には、前記ナットの外周面に摺接する第２シール部材が設けられている。これにより、従動プーリとベルトとの摩耗粉が第１軸受及び第２軸受内に侵入し難くなる。

本開示の動力伝達装置は、軸受のモーメント荷重に対する剛性を低減しているため、ボールねじ装置に入力されるモーメント荷重が低減する。

図１は、実施形態１の動力伝達装置を有する電動パワーステアリング装置の模式図である。 図２は、実施形態１のラックの正面図である。 図３は、実施形態１の動力伝達装置を、ねじ軸と電動モータの出力軸を含む平面で切った場合の断面図である。 図４は、実施形態１の動力伝達装置を、ねじ軸を含む平面であって図３の断面図と直交する角度の平面で切った場合の断面図である。 図５は、第１軸受及び第２軸受の接触角の延長線を説明するための断面図である。 図６は、変形例１の動力伝達装置の断面図である。 図７は、変形例２の動力伝達装置の断面図である。 図８は、実施形態２の動力伝達装置の断面図である。 図９は、変形例３の動力伝達装置の断面図である 図１０は、変形例３のナットの一部を拡大しかつ斜視した斜視図である。 図１１は、実施形態３の動力伝達装置の断面図である。 図１２は、実施形態４の動力伝達装置の断面図である。 図１３は、実施形態５の動力伝達装置の断面図である。 図１４は、実施形態６の動力伝達装置の断面図である。 図１５は、実施形態７の動力伝達装置の断面図である。 図１６は、実施形態８の動力伝達装置の断面図である。 図１７は、実施形態９の動力伝達装置の断面図である。 図１８は、図１７の予圧付与部材と高負荷吸収部とのみを抽出し、中心軸方向から視た模式図である。

以下、本発明につき図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、下記の発明を実施するための形態（以下、実施形態という）により本発明が限定されるものではない。また、下記実施形態における構成要素には、当業者が容易に想定できるもの、実質的に同一のもの、いわゆる均等の範囲のものが含まれる。さらに、下記実施形態で開示した構成要素は適宜組み合わせることが可能である。

（実施形態１）
図１は、実施形態１のボールねじ装置を有する電動パワーステアリング装置の模式図である。図１に示すように、電動パワーステアリング装置８０は、ステアリングホイール８１と、ステアリングシャフト８２と、ユニバーサルジョイント８４と、ロアシャフト８５と、ユニバーサルジョイント８６と、ピニオンシャフト８７と、ピニオン８８ａと、ラック８８ｂと、を備える。

ステアリングホイール８１は、ステアリングシャフト８２に連結される。ステアリングシャフト８２の一端は、ステアリングホイール８１に連結される。ステアリングシャフト８２の他端は、ユニバーサルジョイント８４に連結される。ロアシャフト８５の一端は、ユニバーサルジョイント８４を介してステアリングシャフト８２に連結される。ロアシャフト８５の他端は、ユニバーサルジョイント８６を介してピニオンシャフト８７に連結される。ピニオンシャフト８７は、ピニオン８８ａに連結される。ピニオン８８ａは、ラック８８ｂに噛み合う。ピニオン８８ａが回転すると、ラック８８ｂが車両の車幅方向に移動する。ピニオン８８ａ及びラック８８ｂは、ピニオンシャフト８７に伝達された回転運動を直進運動に変換する。ラック８８ｂの両端には、タイロッド８９が連結される。ラック８８ｂが移動することで車輪の角度が変化する。なお、ステアリングホイール８１の操作が電気信号に変換され、電気信号によって車輪の角度が変化させられてもよい。すなわち、電動パワーステアリング装置８０に、ステアバイワイヤシステムを適用してもよい。

また、電動パワーステアリング装置８０は、電動モータ９３と、トルクセンサ９４と、ＥＣＵ（Electronic Control Unit）９０と、を備える。電動モータ９３は、例えばブラシレスモータであるが、ブラシ（摺動子）及びコミュテータ（整流子）を備えるモータであってもよい。電動モータ９３は、後述するハウジング１００内に配置される。トルクセンサ９４は、例えばピニオン８８ａに取り付けられている。トルクセンサ９４は、ピニオン８８ａに伝達された操舵トルクをＣＡＮ（Controller Area Network）通信によりＥＣＵ９０に出力する。車速センサ９５は、電動パワーステアリング装置８０が搭載される車両の走行速度（車速）を検出する。車速センサ９５は、車体に備えられ、ＣＡＮ通信により走行速度（車速）をＥＣＵ９０に出力する。電動モータ９３、トルクセンサ９４及び車速センサ９５は、ＥＣＵ９０と電気的に接続される。

ＥＣＵ９０は、電動モータ９３の動作を制御する。ＥＣＵ９０は、トルクセンサ９４及び車速センサ９５のそれぞれから信号を取得する。ＥＣＵ９０には、イグニッションスイッチ９８がオンの状態で、電源装置９９（例えば車載のバッテリ）から電力が供給される。ＥＣＵ９０は、操舵トルク及び車速に基づいて補助操舵指令値を算出する。ＥＣＵ９０は、補助操舵指令値に基づいて電動モータ９３へ供給する電力値を調節する。ＥＣＵ９０は、電動モータ９３から誘起電圧の情報又は電動モータ９３に設けられたレゾルバ等から出力される情報を取得する。

図２は、実施形態１のラックの正面図である。図３は、実施形態１の動力伝達装置を、ねじ軸と電動モータの出力軸を含む平面で切った場合の断面図である。図４は、実施形態１の動力伝達装置を、ねじ軸を含む平面であって図３の断面図と直交する角度の平面で切った場合の断面図である。図５は、第１軸受及び第２軸受の接触角の延長線を説明するための断面図である。図２に示すように、ハウジング１００は、車幅方向に延在する筒状の部品である。ハウジング１００は、例えばアルミニウム合金又はマグネシウム合金等の軽金属で形成される。ハウジング１００は、第１本体１０１と、第２本体１０３と、第３本体１０５と、を備える。第１本体１０１と第２本体１０３と第３本体１０５とは、ボルトにより締結されて一体となっている。

図３に示すように、第１本体１０１及び第２本体１０３に跨って、動力伝達装置１が収容されている。第３本体１０５には、電動モータ９３が収容されている。

動力伝達装置１は、ハウジング１００の第１本体１０１及び第２本体１０３と、ボールねじ装置１０と、プーリ装置２０と、第１軸受３０ａと、第２軸受３０ｂと、予圧付与部材４０ａ、４０ｂと、を備える。

ボールねじ装置１０は、ねじ軸１１と、ナット１３と、複数のボール１５と、を備える。ねじ軸１１の外周面には、第２ねじ溝１２が形成されている。ねじ軸１１は、車幅方向に延在し、ナット１３を貫通している。ねじ軸１１は、ラック８８ｂの一部であり、中心軸ＡＸを中心に回転しない。すなわち、ねじ軸１１は、ラック８８ｂと一体である。

ナット１３の内周面には、第１ねじ溝１４が形成されている。ナット１３は、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂに支持され、中心軸ＡＸを中心に回転自在となっている。ボール１５は、ナット１３の第１ねじ溝１４とねじ軸１１の第２ねじ溝１２との間に複数個配置される。ボール１５は、ナット１３の第１ねじ溝１４と、ねじ軸１１の第２ねじ溝１２とで形成される転動路を無限循環する。そして、ナット１３が回転すると、ねじ軸１１（ラック８８ｂ）が車幅方向に移動する。これにより、回転運動がラック８８ｂの直動に変換される。

以下の説明において、ナット１３の中心軸ＡＸと平行な方向を中心軸ＡＸ方向という。中心軸ＡＸに対して直交する方向は、単に径方向という。径方向は、放射方向とも呼ばれる方向である。

プーリ装置２０は、電動モータ９３の動力をナット１３に伝達する。プーリ装置２０は、駆動プーリ２１と、従動プーリ２３と、ベルト２５と、を備える。駆動プーリ２１は、円筒状の部品であり、電動モータ９３の出力軸９３ａに固定されている。従動プーリ２３は、中心軸ＡＸを中心とする円筒状に形成されている。従動プーリ２３の内周側は、ナット１３と連続している。また、従動プーリ２３は、ナット１３と同一の金属材料で一体加工されている。よって、従動プーリ２３は、ナット１３と一体化している。ベルト２５は、無端ベルトである。ベルト２５は、駆動プーリ２１及び従動プーリ２３に巻き掛けられている。具体的に、ベルト２５は、駆動プーリ２１の外周面２１ａ及び従動プーリ２３の外周面２３ａに掛けられている。ベルト２５は、外周面２１ａと従動プーリ２３とが互いに近づくような荷重、つまり張力を発揮している。

図４に示すように、従動プーリ２３の外周面２３ａにおける中心軸ＡＸ方向の長さＬ１は、ベルト２５における中心軸ＡＸ方向の長さＬ２と一致している。また、従動プーリ２３の第１端面２３ｂと第２端面２３ｃとには、外周面２３ａよりも径方向外側に突出するガイド２４ａ、２４ｂが設けられている。これにより、ベルト２５が中心軸ＡＸ方向に位置ずれしないように規制されている。

上記構成によれば、電動モータ９３が回転駆動すると、電動モータ９３で生じた動力がプーリ装置２０を介してナット１３に伝達される。そして、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂに支持されるナット１３が回転する。ナット１３が回転すると、ラック８８ｂ（ねじ軸１１）に軸方向の力が作用する。これにより、ラック８８ｂを移動させるために要するピニオン８８ａ（ステアリングホイール８１）の力が小さくなる。すなわち、電動パワーステアリング装置８０は、ラックアシスト式である。

第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂは、それぞれアンギュラ玉軸受である。第１軸受３０ａは、第２本体１０３に収容され、第２本体１０３とナット１３との間に配置されている。第２軸受３０ｂは、第１本体１０１に収容され、第１本体１０１とナット１３の間に配置されている。第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂは、正面組合せとなるように配置されている。また、第１軸受３０ａと第２軸受３０ｂとの間には、従動プーリ２３が配置されている。つまり、第１軸受３０ａと第２軸受３０ｂは、中心軸ＡＸ方向の両側から従動プーリ２３を挟んでいる。以下、中心軸ＡＸ方向において従動プーリ２３から視て第１軸受３０ａが配置される方向を中心軸ＡＸ方向の第１方向側（図４の左側）と称し、第２軸受３０ｂが配置されている方向を中心軸ＡＸ方向の第２方向側（図４の右側）と称する。

図４に示すように、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂのそれぞれは、外輪３１ａ、３１ｂと、内輪３３ａ、３３ｂと、複数の転動体３５ａ、３５ｂと、を備える。

外輪３１ａ、３１ｂは、ハウジング１００の内周面に嵌め合わされている。詳細には、外輪３１ａは、第２本体１０３の内周面１０３ｂに隙間嵌めされている。外輪３１ｂは、第１本体１０１の内周面１０１ｂに隙間嵌めされている。よって、外輪３１ａ、３１ｂは、内周面１０１ｂ、１０３ｂに対して中心軸ＡＸ方向に摺動自在となっている。さらに、外輪３１ａ、３１ｂは、予圧付与部材４０ａ、４０ｂにより互いに近づくように押圧されている。具体的には、外輪３１ａは、予圧付与部材４０ａによって第２方向側に押圧されている。また、外輪３１ｂは、予圧付与部材４０ｂによって第１方向側に押圧されている。これにより、第１軸受３０ａにおいて、転動体３５ａが外輪軌道面３１ｃと内輪軌道面３３ｃとに接触し、第１軸受３０ａに予圧が付与されている。同様に、第２軸受３０ｂにおいて、転動体３５ｂが外輪軌道面３１ｄと内輪軌道面３３ｄとに接触し、第２軸受３０ｂに予圧が付与されている。そして、転動体３５ａ、３５ｂには、予圧付与部材４０ａ、４０ｂの押圧による荷重が作用し、内部隙間が負の状態となっている。なお、本実施形態においては、外輪３１ａ、３１ｂは、ハウジング１００に隙間嵌めされているが、外輪３１ａ、３１ｂがハウジング１００に対して摺動できればよく、ハウジング１００の内周面１０１ｂ、１０３ｂの内径と外輪３１ａ、３１ｂの外径が同一であってもよい。

予圧が与えられている状態で、外輪３１ａの第２端面３１ｅは、従動プーリ２３の第１側面２３ｄと離隔している。また、外輪３１ｂの第１端面３１ｆは、従動プーリ２３の第２側面２３ｅと離隔している。つまり、外輪３１ａと従動プーリ２３との間には隙間Ｓ１が形成され、外輪３１ｂと従動プーリ２３との間には隙間Ｓ２が形成されている。

これにより、外輪３１ａ、３１ｂの外形に関し、所定の大きさよりも中心軸ＡＸ方向であって従動プーリ２３側に大きく形成される、といった寸法誤差があったとしても隙間Ｓ１、Ｓ２に吸収され、従動プーリ２３に接触しない。一方で、外輪３１ａ、３１ｂの外形に関し、所定の大きさよりも中心軸ＡＸ方向であって従動プーリ２３側に小さく形成される、といった寸法誤差があった場合、隙間Ｓ１、Ｓ２が大きくなるだけで、外輪３１ａ、３１ｂの位置は変位しない。よって、外輪３１ａ、３１ｂが従動プーリ２３に接触して外輪軌道面３１ｃ、３１ｄが変位し転動体３５ａ、３５ｂに作用する荷重が変動する、ということが回避される。

また、外輪３１ａ、３１ｂの外形に関し、所定の大きさよりも中心軸ＡＸ方向であって従動プーリ２３と反対側に大きく又は小さく形成されている場合には、予圧付与部材４０ａ、４０ｂに吸収され、外輪軌道面３１ｃ、３１ｄが変位しない。以上から、外輪３１ａ、３１ｂの外形に寸法誤差があったとしても、転動体３５ａ、３５ｂに作用する予圧付与部材４０ａ、４０ｂの荷重が変動せず、予圧量が所定量となる。つまり、第１軸受３０ａと、第２軸受３０ｂに付与される予圧量は、予圧付与部材４０ａ、４０ｂの押圧のみとなり、定圧予圧となる。

外輪３１ａの外周面と第２本体１０３の内周面１０３ｂとの間には、グリスが塗布されている。また、外輪３１ｂの外周面と第１本体１０１の内周面１０１ｂとの間には、グリスが塗布されている。外輪３１ａ、３１ｂの外周面には、径方向内側に窪み、かつ、周方向に延在するグリス用溝３６ａ、３６ｂが形成されている。グリス用溝３６ａ、３６ｂの内部には、グリスが保持されている。よって、より多くのグリスが外輪３１ａの外周面と第２本体１０３の内周面１０３ｂとの間に介在している。同様に、より多くのグリスが外輪３１ｂの外周面と第１本体１０１の内周面１０１ｂとの間に介在している。よって、外輪３１ａ、３１ｂは内周面１０１ｂに対して摺動し易く、摩擦熱が発生し難い。そして、外輪３１ａ、３１ｂが熱膨張して予圧量が変動する、ということが抑制される。尚、外輪３１ａ、３１ｂが内周面１０３ｂ、１０１ｂに対して中心軸ＡＸを中心に回転（所謂クリープ）することを防止するために、外輪３１ａ、３１ｂの外周面又は端面にキー溝を設けたり、外輪３１ａ、３１ｂをピン止めしたりすることも可能である。

図５に示すように、外輪３１ａ、３１ｂの内周面には、外輪軌道面３１ｃ、３１ｄが形成されている。また、外輪３１ａ、３１ｂの内周面であって外輪軌道面３１ｃ、３１ｄの内側には、転動体３５ａ、３５ｂを保持する保持器の爪部が引っ掛かる溝が形成されている。

内輪３３ａ、３３ｂは、ナット１３と同じ材料で形成され、ナット１３と一体化している。つまり、ナット１３の外周面１３ａには、複列の内輪軌道面３３ｃ、３３ｄが形成されている。内輪軌道面３３ｃ、３３ｄは、ズブ焼き、浸炭処理、高周波処理などの硬化処理が施されており、耐久性が向上している。なお、本実施形態では、内輪３３ａ、３３ｂがナット１３と一体化しているが、ナット１３と別体である内輪を用いてもよい。

転動体３５ａ、３５ｂは、ボールである。転動体３５ａは、外輪３１ａと内輪３３ａとの間に配置され、外輪３１ａの外輪軌道面３１ｃと内輪３３ａの内輪軌道面３３ｃとに接触している。なお、中心軸ＡＸに直交し、かつ、転動体３５ａの中心Ｃ１を通る仮想線を基準線ＣＮａという。転動体３５ａと外輪軌道面３１ｃとの接点Ｐ１と、転動体３５ａと内輪軌道面３３ｃとの接点Ｐ２と、を結ぶ仮想線の延長線を、第１軸受３０ａの接触角の延長線ＬＣ１という。第１軸受３０ａの接触角の延長線ＬＣ１は、基準線ＣＮａに傾斜している。つまり、長線ＬＣ１は、径方向内側に向かうにつれて中心軸ＡＸ方向の第２方向側に位置するように傾斜し、延長線ＬＣ１と基準線ＣＮａとの成す接触角がθ１となっている。

転動体３５ｂは、外輪３１ｂと内輪３３ｂとの間に配置され、外輪３１ｂの外輪軌道面３１ｄと内輪３３ｂの内輪軌道面３３ｄとに接触している。なお、軸ＡＸに直交し、かつ、転動体３５ｂの中心Ｃ２を通る仮想線を基準線ＣＮｂという。転動体３５ｂと外輪軌道面３１ｄとの接点Ｐ３と、転動体３５ｂと内輪軌道面３３ｄとの接点Ｐ４と、を結ぶ仮想線の延長線を第２軸受３０ｂの接触角の延長線ＬＣ２という。第２軸受３０ｂの接触角の延長線ＬＣ２は、基準線ＣＮａに傾斜している。つまり、延長線ＬＣ２は、径方向内側に向かうにつれて中心軸ＡＸ方向の第１方向側に位置するように傾斜し、延長線ＬＣ２と基準線ＣＮｂとの成す接触角がθ２となっている。

このような正面組合せの構成により、第１軸受３０ａの接触角の延長線ＬＣ１と、第２軸受３０ｂの接触角の延長線ＬＣ２とは、中心軸ＡＸに近づくにつれて互いに近接している。つまり、第１軸受３０ａの接触角の延長線ＬＣ１と中心軸ＡＸとの第１交点ＬＡ１（第１軸受３０ａの作用点）と、第２軸受３０ｂの接触角の延長線ＬＣ２と中心軸ＡＸとの第２交点ＬＡ２（第２軸受３０ｂの作用点）と、の距離は、背面組合せで配置された場合よりも短い。つまり、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂは、モーメント荷重に対する剛性が低い。

また、本実施形態では、第１軸受３０ａの接触角の延長線ＬＣ１と中心軸ＡＸとの第１交点ＬＡ１と、第２軸受３０ｂの接触角の延長線ＬＣ２と中心軸ＡＸとの第２交点ＬＡ２とは、一致している。つまり、中心軸ＡＸ上において、第１交点ＬＡ１と第２交点ＬＡ２との作用点間距離がゼロとなっている。この構成により、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂは、ボールねじ装置１０を実質的に１点の交点ＬＡＸで支持する。このため、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂは、モーメント荷重に対する剛性がさらに小さくなっている。よって、車両の走行中、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂにモーメント荷重が入力しても、反作用としてボールねじ装置１０に入力されるモーメント荷重は大きく低減する。これにより、モーメント荷重の入力によってボールねじ装置１０に異音が発生する、ということが抑止される。

また、従動プーリ２３の外周面２３ａにおける中心軸ＡＸ方向の中央２３ｆを通り、かつナット１３の中心軸ＡＸと直交する仮想線ＣＮは、中心軸ＡＸ上で、第１交点ＬＡ１と第２交点ＬＡ２の間を通る。本実施形態では、第１交点ＬＡ１と第２交点ＬＡ２中心軸ＡＸ上で一致しているため、仮想線ＣＮは、中心軸ＡＸ上で第１交点ＬＡ１と第２交点ＬＡ２の両方を通る。これにより、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂの支点（交点ＬＡＸ）と、ベルト２５の張力による力点は、中心軸ＡＸ上で一致する。よって、ナット１３にベルト２５の張力が作用してもモーメント荷重が発生しない。

予圧付与部材４０ａ、４０ｂは、弾性体により構成され、中心軸ＡＸを中心とする環状のゴムである。予圧付与部材４０ａは、第１軸受３０ａの外輪３１ａと第２本体１０３の段差面１０３ａの間に配置されている。予圧付与部材４０ｂは、第２軸受３０ｂの外輪３１ｂと、第１本体１０１の段差面１０１ａとの間に配置されている。また、予圧付与部材４０ａ、４０ｂのそれぞれは、ハウジング１００内に組み付けられて中心軸ＡＸ方向に圧縮荷重を受けており、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂの外輪３１ａ、３１ｂを押圧している。

予圧付与部材４０ａ、４０ｂは、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂの中心軸ＡＸ方向の両側に配置されている。そして、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂは、中心軸ＡＸ方向に沿って変位可能である。これにより、第２本体１０３の段差面１０３ａと第１本体１０１と段差面１０１ａとにおける中心軸ＡＸ方向の距離が所定の長さとなっていない場合、言い換えると、ハウジング１００の第１本体１０１と第２本体１０３に製造誤差がある場合、その誤差分を予圧付与部材４０ａ、４０ｂが吸収する。よって、ハウジング１００の第１本体１０１と第２本体１０３とに製造誤差があったとしても、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂの予圧量が変動しない。また、ラック８８ｂに対して中心軸ＡＸ方向に大きな衝撃荷重が作用した場合、その衝撃荷重を予圧付与部材４０ａ、４０ｂが吸収する。また、予圧付与部材４０ａ、４０ｂによって、ボールねじ装置１０の周辺において中心軸ＡＸ方向の振動が抑制され、いわゆるラトル音が低減する。

以上で説明したように、動力伝達装置１は、ハウジング１００と、ハウジング１００に収容されるナット１３、ナット１３を貫通するねじ軸１１、及びナット１３とねじ軸１１との間に配置される複数のボール１５を有するボールねじ装置１０と、動力源から動力が伝達されて駆動する駆動プーリ２１、ナット１３に固定される従動プーリ２３、及び駆動プーリ２１と従動プーリ２３の外周面に巻き掛けられるベルト２５を有するプーリ装置２０と、ハウジング１００とナット１３との間に設けられ、ナット１３の中心軸ＡＸに平行な中心軸ＡＸ方向に並ぶ第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂと、を備える。第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂは、正面組合せとなるように配置される。つまり、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂは、作用点間距離が小さい正面組合せとなっている。よって、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂによるモーメント荷重に対する剛性が低い。これにより、ボールねじ装置１０に入力されるモーメント荷重が低減し、異音の発生が抑制される。

また、動力伝達装置１において、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂは、従動プーリ２３の両側にそれぞれ配置されている。言い換えると、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂは、それぞれ従動プーリ２３に隣り合うように配置されて中心軸ＡＸ方向の両側から隙間Ｓ１、Ｓ２を介して従動プーリ２３を挟む。従動プーリ２３の外周面２３ａの中心軸ＡＸ方向の中央２３ｆを通り、かつナット１３の中心軸ＡＸと直交する仮想線ＣＮは、第１軸受３０ａの接触角の延長線ＬＣ１とナット１３の中心軸ＡＸとが交わる第１交点ＬＡ１と、第２軸受３０ｂの接触角の延長線ＬＣ２とナット１３の中心軸ＡＸとが交わる第２交点ＬＡ２と、の間を通る。ナット１３は、第１交点ＬＡ１と第２交点ＬＡ２との２点で支持されているところ、上記構成により、ベルト２５の張力による荷重が２点の間に収まる。よって、ベルト２５の張力によるモーメント荷重が低減する。

また、動力伝達装置１において、第１軸受３０ａの接触角の延長線ＬＣ１とナット１３の中心軸ＡＸとが交わる第１交点ＬＡ１と、第２軸受３０ｂの接触角の延長線ＬＣ２とナット１３の中心軸ＡＸとが交わる第２交点ＬＡ２は、ナット１３の中心軸ＡＸ上で一致する。そして、従動プーリ２３の外周面２３ａの中心軸ＡＸ方向の中央２３ｆを通り、かつナット１３の中心軸ＡＸと直交する仮想線ＣＮは、第１交点ＬＡ１と第２交点ＬＡ２との中央を通る。これにより、ナット１３にベルト２５の張力が作用してもモーメント荷重が発生しない。

また、動力伝達装置１において、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂに予圧を与える予圧付与部材４０ａ、４０ｂを備える。第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂのそれぞれは、ハウジング１００に嵌め合わされる外輪３１ａ、３１ｂを含む。外輪３１ａ、３１ｂは、予圧付与部材４０ａ、４０ｂによって従動プーリ２３に向かって押圧されるとともに、従動プーリ２３と離隔して従動プーリ２３との間に隙間Ｓ１、Ｓ２が形成されている。これにより、外輪３１ａ、３１ｂに中心軸ＡＸ方向の寸法誤差があると、従動プーリ２３との隙間Ｓ１、Ｓ２が変化したり、又は予圧付与部材４０ａ、４０ｂが変形したりして、寸法誤差が吸収される。よって、外輪軌道面３１ｃ、３１ｄは中心軸ＡＸ方向に変位せず、転動体３５ａ、３５ｂに作用する荷重は、予圧付与部材４０ａ、４０ｂの押圧による荷重のみとなる。この結果、所定の予圧量となり、軸受トルクの安定化が図れる。

また、動力伝達装置１において、ナット１３の外周面には、硬化処理されて転動体３５ａ、３５ｂが転動する内輪軌道面３３ｃ、３３ｄが２つ形成されている。これにより、内輪３３ａ、３３ｂが不要となり、動力伝達装置１を径方向に小型化することができる。また、内輪３３ａ、３３ｂは、隣接する従動プーリ２３から中心軸ＡＸ方向の荷重を受けたとしても変位しない。つまり、従動プーリ２３が後述する実施形態２や変形例３で示すように、ナット１３と別体の場合、ベルト２５の振動を受けて中心軸ＡＸ方向に位置ずれするような荷重を受け、従動プーリ２３が内輪３３ａ、３３ｂを押圧する可能性がある。仮に内輪３３ａ、３３ｂが移動すると、内輪３３ａ、３３ｂの内輪軌道面３３ｃ、３３ｄに接触する転動体３５ａ、３５ｂを押圧する押圧量が増加し、軸受トルクが増大してしまう。従って、本実施形態では、内輪３３ａ、３３ｂによる中心軸ＡＸ方向の移動を規制して、軸受トルクが増大することを回避している。

また、動力伝達装置１において、従動プーリ２３は、ナット１３と同じ金属材料で一体成形されている。これにより、部品点数が低減し、組み付け工数が削減する。また、従動プーリ２３は、ナット１３に対して周方向に位置ずれしない。よって、従動プーリ２３がナット１３に対して空転して動力が伝達されない、ということを回避できる。また、従動プーリ２３は、ナット１３に対し中心軸ＡＸ方向に位置ずれしない。よって、従動プーリ２３が中心軸ＡＸ方向に移動して外輪３１ａ、３１ｂに接触して予圧量が変化する、ということを回避できる。また、上記構成によれば、内輪３３ａ、３３ｂがナット１３と別体で形成されている場合、従動プーリ２３が内輪３３ａ、３３ｂを押圧して軸受トルクが増大してしまう、ということを回避できる。

また、動力伝達装置において、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂの両側に予圧付与部材４０ａ、４０ｂが配置されている。これにより、ハウジング１００の中心軸ＡＸ方向の製造誤差を予圧付与部材４０ａ、４０ｂが吸収し、予圧量が変動することが防止される。

（変形例１）
図６は、変形例１の動力伝達装置の断面図である。なお、以下の説明においては、上述した実施形態で説明したものと同じ構成要素には同一の符号を付して重複する説明は省略する。

変形例１の動力伝達装置１Ａは、以下の点で実施形態１の動力伝達装置１と相違する。
変形例１の動力伝達装置１Ａにおいて、第１軸受３０ａの接触角の延長線ＬＣ３と基準線ＣＮａとの成す接触角がθ３となっている。変形例１の動力伝達装置１Ａにおいて、第２軸受３０ｂの接触角の延長線ＬＣ４と基準線ＣＮｂとの成す接触角がθ４となっている。

具体的には、第１軸受３０ａの接触角の延長線ＬＣ３と基準線ＣＮａとの成す接触角θ３は、実施形態１の接触角θ１よりも小さい。また、第２軸受３０ｂの接触角の延長線ＬＣ４と基準線ＣＮｂとの成す接触角θ４は、実施形態１の接触角θ２よりも小さい。これにより、第１軸受３０ａの接触角の延長線ＬＣ３と、第２軸受３０ｂの接触角の延長線ＬＣ４とは、転動体３５ａ、３５ｂの中心Ｃ１、Ｃ２から中心軸ＡＸに近づくにつれて互いに近接するものの、中心軸ＡＸに到達する前に互いに交差しない。よって、第１軸受３０ａ、第２軸受３０ｂは、ボールねじ装置を第１交点ＬＡ３（第１軸受３０ａの作用点）と第２交点ＬＡ４（第２軸受３０ｂの作用点）の２点で支持する。そして、このような例によっても、作用点間距離（第１交点ＬＡ３と第２交点ＬＡ４との距離）は、背面組合せの場合よりも短く、モーメント荷重に対する剛性が低い。

また、従動プーリ２３の外周面２３ａの中心軸ＡＸ方向の中央２３ｆを通り、かつナット１３の中心軸ＡＸと直交する仮想線ＣＮは、第１交点ＬＡ３と第２交点ＬＡ４との中央を通る。これにより、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂの各作用点と、ベルト２５の張力の力点との距離が同等である。よって、ベルト２５の張力によってナット１３に生じるモーメント荷重が極めて小さい。また、第１交点ＬＡ３と第２交点ＬＡ４との中央を仮想線ＣＮが通ることにより、ベルト２５の張力による荷重は、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂに均等に作用する。

以上で説明したように、動力伝達装置１Ａの仮想線ＣＮは、第１交点ＬＡ１と第２交点ＬＡ２との中央を通る。これにより、ベルト２５の張力による荷重が第１軸受３０ａ又は第２軸受３０ｂに偏ることがなく、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂの耐久性が向上する。

（変形例２）
図７は、変形例２の動力伝達装置の断面図である。変形例２の動力伝達装置１Ｂは、第２軸受３０ｂと従動プーリ２３との距離が大きく、隙間Ｓ２が拡大している点が変形例１の動力伝達装置１Ａと相違する。

これにより、第２軸受３０ｂの接触角の延長線ＬＣ４は、変形例１よりも第２方向側寄りに移動している。そして、従動プーリ２３の外周面２３ａの中心軸ＡＸ方向の中央２３ｆを通り、かつナット１３の中心軸ＡＸと直交する仮想線ＣＮは、第１交点ＬＡ３と第２交点ＬＡ４との中央ではなく、第１交点ＬＡ３寄りとなっている。

以上で説明したように、動力伝達装置１Ｂは、第１軸受３０ａの接触角の延長線ＬＣ３とナット１３の中心軸ＡＸとが交わる第３交点ＬＡ３と、第２軸受３０ｂの接触角の延長線ＬＣ４とナット１３の中心軸ＡＸとが交わる第４交点ＬＡ４と、の間を通る。これにより、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂの各作用点とベルト２５の張力の力点との距離はほぼ同等であり、ベルト２５の張力によってナット１３に発生するモーメント荷重は極めて小さい。

（実施形態２）
図８は、実施形態２の動力伝達装置の断面図である。実施形態２の動力伝達装置１Ｃは、金属材料で一体形成されたナット１３及び従動プーリ２３に代えて、金属材料で形成されたナット１３Ａと樹脂材料で形成された従動プーリ２３Ａを備える点で、実施形態１の動力伝達装置１と相違する。

従動プーリ２３Ａは、ボールねじ装置１０Ａにおけるナット１３Ａの外周面１３ａに嵌合する。従動プーリ２３Ａの第１端面はナット１３Ａの壁部１３ｂに接する。従動プーリ２３Ａの第２端面は位置決め部材１７に接する。従動プーリ２３Ａは、位置決め部材１７及び壁部１３ｂによって、中心軸ＡＸ方向に位置決めされる。位置決め部材１７は、ロックナットと呼ばれる。

上記構成によれば、中心軸ＡＸ方向の荷重を受けるナット１３Ａを金属材料で形成し、従動プーリ２３Ａを軽量な樹脂材料で形成している。よって、動力伝達装置１Ｃの剛性や耐久性を維持しながら、軽量化を図っている。

（変形例３）
図９は、変形例３の動力伝達装置の断面図である。図１０は、変形例３のナットの一部を拡大し、かつ斜視した斜視図である。変形例３の動力伝達装置１Ｄは、金属材料で形成されたナット１３Ｂと、樹脂材料で形成された従動プーリ２３Ｂとをインサート成型により一体化している点で、実施形態２の動力伝達装置１Ｃと相違する。

図９、図１０に示すように、ナット１３Ｂの外周面１３ａには、径方向内側に窪み、かつ周方向に延在する溝部１３ｃが形成されている。溝部１３ｃの底面には、径方向外側に突出する一対の突起１３ｄ、１３ｅが形成されている。一対の突起１３ｄ、１３ｅは、互いに中心軸ＡＸ方向に離隔している。また、一対の突起１３ｄ、１３ｅは、周方向に複数形成されている。突起１３ｄは、周方向に隣り合う突起１３ｄに対し、離隔している。突起１３ｅは、周方向に隣り合う突起１３ｅに対し、離隔している。これにより、金型にナット１３Ｂをインサートさせて樹脂材料を成型した場合、硬化した樹脂、つまり、従動プーリ２３Ｂの一部は、一対の突起１３ｄ、１３ｅの間や、突起１３ｄ同士の間や、突起１３ｅ同士の間に入りこむ。よって、一対の突起１３ｄ、１３ｅは、従動プーリ２３Ｂ内に埋設される。

以上説明したように、動力伝達装置１Ｄにおいて、ナット１３Ｂの外周面１３ａには、径方向内側に窪む溝部１３ｃが形成され、従動プーリ２３Ｂは、樹脂製であり、インサート成型によりナット１３Ｂと一体化され、従動プーリ２３Ｂは、一部が溝部１３Ｃに入り込んでいる。従動プーリ２３Ｂの中心軸ＡＸ方向の移動を規制できる。よって、従動プーリ２３Ｂが第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂに接触して予圧量が変更することを回避できる。また、溝部１３ｃ内において、従動プーリ２３Ｂの一部は、周方向に隣接する突起１３ｄ及び１３ｅの間に入り込んでいる。これにより、従動プーリ２３Ｂは、ナット１３Ｂに対して、相対回転することが規制される。従って、従動プーリ２３Ｂの回転運動を確実にナット１３Ｂに伝達することができる。

（実施形態３）
図１１は、実施形態３の動力伝達装置の断面図である。実施形態３の動力伝達装置１Ｅは、以下の点で実施形態１の動力伝達装置１と相違する。実施形態３の動力伝達装置１Ｅは、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂにおいて、外輪３１ａ、３１ｂの外周面にグリス用溝３６ａ、３６ｂ（図４参照）が形成されていない代わりに、周方向に延在する凹部３６ｃ、３６ｄがそれぞれ形成されている。外輪３１ａと第２本体１０３の内周面１０３ｂとの間に、弾性部材５０ａが介在している。外輪３１ｂと第１本体１０１の内周面１０１ｂとの間に、弾性部材５０ｂが介在している。

凹部３６ｃ、３６ｄは、弾性部材５０ａ、５０ｂを収容するための溝である。これにより、外輪３１ａ、３１ｂが中心軸ＡＸ方向に摺動すると、弾性部材５０ａ、５０ｂは、外輪３１ａ、３１ｂと共に中心軸ＡＸ方向に変位する。また、弾性部材５０ａ、５０ｂは、断面形状が円形のＯリングである。弾性部材５０ａ、５０ｂの外周部は、外輪３１ａ、３１ｂの外周面よりも径方向外側に突出している。よって、外輪３１ａの凹部３６ｃに収容された弾性部材５０ａは、第２本体１０３の内周面１０３ｂに当接している。また、外輪３１ｂの凹部３６ｄに収容された弾性部材５０ｂは、第１本体１０１の内周面１０１ｂに当接している。

以上で説明したように、動力伝達装置１Ｅにおいて、外輪３１ａ、３１ｂの外周面とハウジング１００との間に、弾性部材５０ａ、５０ｂが介在している。これにより、ボールねじ装置１０における径方向の振動が弾性部材５０ａ、５０ｂに吸収され、いわゆるラトル音の発生が抑制される。なお、本実施形態では、弾性部材５０ａ、５０ｂにＯリングを用いているが、外輪３１ａ、３１ｂの外周側を囲む円筒状の樹脂部材を用いてもよい。これによれば、Ｏリングよりも外輪３１ａ、３１ｂの外周面を多く被覆でき、いわゆるラトル音の発生を確実に抑制することができる。なお、円筒状の樹脂部材を用いる場合には、凹部３６ｃ、３６ｄを形成する必要がない。

（実施形態４）
図１２は、実施形態４の動力伝達装置の断面図である。実施形態４の動力伝達装置１Ｆは、以下の点で実施形態１の動力伝達装置１と相違する。実施形態４の動力伝達装置１Ｆは、予圧付与部材４０ａ、４０ｂに代えて予圧付与部材４１ａ、４１ｂを備える。さらに第１シール部材６０ａ、６０ｂを備える。外輪３１ａ、３１ｂには、従動プーリ２３側に向かって延出する延出部３７ａ、３７ｂが形成されている。従動プーリ２３の第１側面２３ｄと第２側面２３ｅには、凹部２７ａ、２７ｂが形成されている。

なお、予圧付与部材４１ａ、４１ｂと、第１シール部材６０ａ、６０ｂと、延出部３７ａ、３７ｂと、凹部２７ａ、２７ｂのそれぞれは、従動プーリ２３を境界として、第１軸受３０ａ側と第２軸受３０ｂ側に分かれて配置されている。予圧付与部材４１ａ、４１ｂと、第１シール部材６０ａ、６０ｂと、延出部３７ａ、３７ｂと、凹部２７ａ、２７ｂのそれぞれは、従動プーリ２３を基準として面対称に形成されている。よって、各構成については、従動プーリ２３を基準として第１軸受３０ａ側に配置された構成を挙げて説明し、第２軸受３０ｂ側に配置された構成の説明を省略する。また、以下の実施形態においても、従動プーリ２３を境界として、第１軸受３０ａ側と第２軸受３０ｂ側に分かれて配置され、かつ、従動プーリ２３を基準として対称に形成される構成については、第１軸受３０ａ側に配置された構成を挙げて説明する。

予圧付与部材４１ａは、ゴム製の予圧用弾性体４２と、第１芯金４３と、第２芯金４４と、を備える。第１芯金４３と第２芯金４４は、予圧用弾性体４２の形状を保持するためのものであり、加硫接着により予圧用弾性体４２と一体になっている。

第１シール部材６０ａは、ナット１３の外周面１３ａに摺接するゴム製の内周シール用弾性体６０ｃと、外輪３１ａの内周面に嵌合するとともに内周シール用弾性体６０ｃを支持する第３芯金６０ｄと、を備える。これにより、外輪３１ａの内周側であって第１方向側が閉塞される。

また、第１芯金４３と第３芯金６０ｄとが連続し、第１シール部材６０ａと予圧付与部材４１ａとが一体化している。これにより、第１シール部材６０ａの第３芯金６０ｄを外輪３１ａ内に嵌め込むと、予圧付与部材４１ａも併せて組み付けられるため、組み付け作業の工数が削減する。

凹部２７ａは、従動プーリ２３の第１側面２３ｄにおいて、外輪３１ａと対向する部位を窪ませて成る。凹部２７ａ内には、延出部３７ａの端部３７ｃが入り込んでいる。また、延出部３７ａの端部３７ｃと凹部２７ａとは、接触していない。延出部３７ａの端部３７と凹部２７ａとの間には、微小な隙間が形成されて、断面略Ｃ字状のラビリンスシールを構成している。さらに凹部２７ａ内には図示しないグリスが充填されている。

以上で説明したように、動力伝達装置１Ｆにおいて、従動プーリ２３において外輪３１ａ、３１ｂの端面と対向する側面には、凹部２７ａ、２７ｂが形成され、外輪３１ａ、３１ｂには、凹部２７ａ、２７ｂ内に向かって延出する延出部３７ａ、３７ｂが形成され、延出部３７ａ、３７ｂの端部３７ｃ、３７ｄは、凹部２７ａ、２７ｂ内に入り込み、延出部３７ａ、３７ｂの端部３７ｃ、３７ｄと凹部２７ａ、２７ｂとの間は、微小隙間によるラビリンス構造となっている。これにより、外輪３１ａ、３１ｂと従動プーリ２３との間が閉塞され、従動プーリ２３とベルト２５との摩耗粉が第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂ内に侵入し難くなる。

また、動力伝達装置１Ｆの凹部２７ａ、２７ｂ内には、図示しないグリスが充填されている。これにより摩耗粉がグリスに吸着されるため、摩耗粉が第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂ内にさらに侵入し難くなる。

また、動力伝達装置１Ｆにおいて、外輪３１ａ、３１ｂの両端部のうち予圧付与部材４１ａ、４１ｂ側を向く端部には、ナット１３の外周面１３ａに摺接する第１シール部材６０ａ、６０ｂが設けられている。これにより、予圧付与部材４１ａ、４１ｂ側にある異物が第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂ内に侵入し難くなる。

（実施形態５）
図１３は、実施形態５の動力伝達装置の断面図である。実施形態５の動力伝達装置１Ｇは、外輪３１ａ、３１ｂには、延出部３７ａ、３７ｂに代えて従動プーリ２３側に向かって延出するシールド部材３８ａ、３８ｂが設けられている点が第４実施形態の動力伝達装置１Ｆと相違する。

シールド部材３８ａは、金属製の環状部材であり、外輪３１ａの内周側に嵌合している。よって、シールド部材３８ａは、外輪３１ａに対し取り外し可能となっている。シールド部材３８ａは、外輪３１ａの端部から従動プーリ２３に向かって延出する円筒状の円筒部３８ｃを有している。円筒部３８ｃの端部は、従動プーリ２３の側面に形成された凹部２８ａ内に入り込んでいる。円筒部３８ｃの端部と凹部２８ａとは接触していない。円筒部３８ｃの端部と凹部２８ａとの間には、微小な隙間が形成されて、断面略Ｃ字状のラビリンスシールを構成している。さらに凹部２８ａ内には図示しないグリスが塗られている。

以上で説明したように、動力伝達装置１Ｇは、外輪３１ａ、３１ｂに固定されるとともに、従動プーリ２３の側面に向かって延出し、外輪３１ａ、３１ｂと従動プーリ２３との隙間Ｓ１、Ｓ２を閉塞するシールド部材３８ａ、３８ｂを備え、従動プーリ２３において外輪３１ａ、３１ｂの端面と対向する側面には、凹部２８ａ、２８ｂが形成され、シールド部材３８の円筒部３８ｃ、３８ｄの端部は、凹部２８ａ、２８ｂ内に入り込んでいる。シールド部材３８ａ、３８ｂの円筒部３８ｃ、３８ｄの端部と凹部２８ａ、２８ｂとの間は、微小隙間によるラビリンス構造となっている。これにより、外輪３１ａ、３１ｂと従動プーリ２３との間が閉塞され、従動プーリ２３とベルト２５との摩耗粉が第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂ内に侵入し難くなる。さらに凹部２８ａ、２８ｂ内には、グリスが塗られているため、摩耗粉が第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂ内にさらに侵入し難い。

なお、外輪３１ａ、３１ｂには中心軸ＡＸ方向の寸法誤差があるため、この寸法誤差によりシールド部材３８ａ、３８ｂの円筒部３８ｃ、３８ｄの端部が凹部２８ａ、２８ｂの内面と接触して第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂの予圧量が変化してしまう可能性がある。又は、円筒部３８ｃ、３８ｄの端部が凹部２８ａ、２８ｂ内に入り込まずに、ラビリンス構造を形成できない可能がある。しかしながら、シールド部材３８ａ、３８ｂは、外輪３１ａ、３１ｂに対し取り外し可能となっている。よって、円筒部３８ｃ、３８ｄの長さの異なるシールド部材３８ａ、３８ｂを複数用意し、実施品ごとに適切なシールド部材３８ａ、３８ｂを選んで取り付けることができる。以上から、本実施形態によれば、円筒部３８ｃ、３８ｄの端部と凹部２８ａ、２８ｂの内面との間に形成される微小隙間（隙間Ｓ１、Ｓ２）を適切に管理することができる。よって、円筒部３８ｃ、３８ｄの端部が凹部２８ａ、２８ｂの内面と接触して第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂの予圧量が変化する、ということを回避できる。または、円筒部３８ｃ、３８ｄの端部が凹部２８ａ、２８ｂ内に入り込まずラビリンス構造を形成できない、ということを回避できる。

（実施形態６）
図１４は、実施形態６の動力伝達装置の断面図である。実施形態６の動力伝達装置１Ｈは、さらに第２シール部材６１ａ、６１ｂを備える点で、第４実施形態の動力伝達装置１Ｆと相違する。第２シール部材６１ａ、６１ｂは、外輪３１ａ、３１ｂの延出部３７ａ、３７ｂの内周側に嵌合する第４芯金６１ｃ、６１ｄと、第４芯金６１ｃ、６１ｄに支持されてナット１３の外周面１３ａに摺接する内周シール用弾性体６１ｅ、６１ｆと、を備える。

以上で説明したように、動力伝達装置１Ｈは、外輪３１ａ、３１ｂの従動プーリ２３側を向く端部には、ナット１３の外周面１３ａに摺接する第２シール部材６１ａ、６１ｂが設けられている。これにより、従動プーリ２３とベルト２５との摩耗粉が第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂ内にさらに侵入し難くなる。

（実施形態７）
図１５は、実施形態７の動力伝達装置の断面図である。実施形態７の動力伝達装置１Ｉは、シールド部材３８ａ、３８ｂに代えて、凹部２８ａ、２８ｂ内に入り込む円筒部３９ｃ、３９ｄを有するシールド部材３９ａ、３９ｂを備える点において、実施形態５の動力伝達装置１Ｇと相違する。また、シールド部材３９ａ、３９ｂにはシール用弾性体３９ｅ、３９ｆが設けられている。さらに、シール用弾性体３９ｅ、３９ｆが摺接する部位には、断面形状がＬ字状の被覆部品６２ａ、６２ｂが設けられている点で実施形態５の動力伝達装置１Ｇと相違する。

シールド部材３９ａは、芯金であり、従動プーリ２３に向かって延出して凹部２８ａ内に入り込む円筒部３９ｃを有している。円筒部３９ｃの端部と凹部２８ａとの間には、微小な隙間が形成されて、断面略Ｃ字状のラビリンスシールを構成している。凹部２８ａ内には図示しないグリスが塗られている。また、シールド部材３９ａは、外輪３１ａの内周側に嵌合している。よって、シールド部材３９ａは、外輪３１ａに対し取り外し可能となっている。よって、円筒部３９ｃ、３９ｄの長さの異なるシールド部材３９ａ、３９ｂを複数用意し、実施品ごとに適切なシールド部材３９ａ、３９ｂを選んで取り付けることができる。

シール用弾性体３９ｅは、加硫接着によってシールド部材３９ａに固定されている。被覆部品６２ａは、金属製の部品であり、ナット１３の外周面１３ａや従動プーリ２３の第１側面２３ｄを覆っている。これにより、シール用弾性体３９ｅが、表面粗さが大きいナット１３の外周面１３ａ等に摺接して大きく摩耗する、ということが回避される。

（実施形態８）
図１６は、実施形態８の動力伝達装置の断面図である。実施形態８の動力伝達装置１Ｊは、予圧付与部材４０ａ、４０ｂに代えて予圧付与部材４５を用いている点において、実施形態１の動力伝達装置１と相違する。また、実施形態８では、一つの予圧付与部材４５により、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂに予圧を与えている。

予圧付与部材４５は、中心軸ＡＸ方向における寸法Ｃが調整された間座である。よって、実施形態８においては、定位置予圧により、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂに予圧を付与している。予圧付与部材４５の材料は、鉄、アルミニウム合金、マグネシウム合金、或いは、樹脂が挙げられる。また、予圧付与部材４５における中心軸ＡＸ方向の寸法Ｃは、次のような式１となっている。

Ｃ＝δ＋Ｂ−（Ａ−Δ） ・・・（式１）

式１において、Ａは、第１軸受３０ａと第２軸受３０ｂとにおいて予圧が付与されていない状態の中心軸ＡＸ方向の寸法である。（Ａ−Δ）は、第１軸受３０ａと第２軸受３０ｂとにおいて予圧が付与された状態の中心軸ＡＸ方向の寸法である。Ｂは、第１本体部１０の段差面１０１ａと第２本体１０３の段差面１０３ａとの間の距離である。σは、予圧付与部材４５が予圧を付与していない状態から予圧を付与した状態に生じた弾性変形量である。

上記した動力伝達装置１Ｊによれば、間座である予圧付与部材４５の材料を適宜選択することで、温度変化に伴う予圧量の変化を緩和することができる。詳細に説明すると、温度上昇により膨張すると、ハウジング１００と外輪３１ａ、３１ｂは、中心軸ＡＸ方向の寸法が大きくなる。仮に、ハウジング１００がアルミニウム合金製であり、外輪３１ａ、３１ｂが軸受鋼製の場合、鉄製の予圧付与部材４５が選択されると、アルミニウム合金は鉄よりも線膨張係数の大きいため、予圧付与部材４５の膨張量がハウジング１００の膨張量よりも小さく、定位置予圧による予圧量が低下してしまう。よって、アルミニウム合金製のハウジング１００と同じ材料で形成されたアルミニウム合金製の予圧付与部材４５を選択することで、温度変化に伴う予圧量の低下が緩和される。また、これによれば、樹脂で形成された予圧付与部材４５を選択する場合よりも予圧量の変化を緩和することができる。また、上記した動力伝達装置１Ｊによれば、１つの予圧付与部材４５により、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂに定圧予圧を付与しており、動力伝達装置１Ｊの中心軸ＡＸ方向の寸法を小さくして、装置の小型化を実現している。

（実施形態９）
図１７は、実施形態９の動力伝達装置の断面図である。図１８は、予圧付与部材と高負荷吸収部とのみを抽出し、中心軸ＡＸ方向から視た模式図である。図１７に示すように、実施形態８の動力伝達装置１Ｋは、予圧付与部材４０ａ、４０ｂに代えて、一対の環状部材６５ａ、６５ｂを備える点で、実施形態１の動力伝達装置１と相違する。

環状部材６５ａは、芯金６６と、芯金６６に加硫接着されたゴム６７と、を備える。芯金６６は、外輪３１ａの外周面に嵌合する外周嵌合部６６ａと、外輪３１ａにおける第１方向側の端面に当接する当接部６６ｂと、当接部６６ｂから径方向内側に延出する延出部６６ｃと、を備える。外周嵌合部６６ａは、外輪３１ａの外周面に形成された凹部３９内に配置されている。これにより、外周嵌合部６６ａは、外輪３１ａの外周面よりも径方向内側に位置している。

ゴム６７は、外周嵌合部６６ａの外周側に形成された外周シール用弾性体６７ａと、当接部６６ｂの第１方向側の側面に形成された高負荷吸収部６７ｂと、高負荷吸収部６７ｂから第１方向側に突出する予圧付与部材６７ｃと、延出部６６ｃに沿って径方向内側に延出する内周シール用弾性体６７ｄと、を備える。また、外周シール用弾性体６７ａと高負荷吸収部６７ｂと予圧付与部材６７ｃと内周シール用弾性体６７ｄとは連続しており、一体的に形成されている。

外周シール用弾性体６７ａは、第２本体１０３の内周面１０３ｂに摺接している。これにより、第２本体１０３と外輪３１ａとの間からグリスが漏出し難くなる。また、外周シール用弾性体６７ａによって、外輪３１ａの径方向の振動が吸収され、いわゆるラトル音の発生が抑制される。内周シール用弾性体６７ｄは、ナット１３の外周面１３ａに摺接している。よって、第１方向側から第１軸受３０ａ内に異物が侵入することが抑制される。

高負荷吸収部６７ｂと予圧付与部材６７ｃは、組み付け前において中心軸ＡＸ方向の厚みは同じに形成されている。高負荷吸収部６７ｂにおける径方向の長さはＬ１である。予圧付与部材６７ｃにおける径方向の長さはＬ２である。よって、径方向の長さに関し、高負荷吸収部６７ｂの方が予圧付与部材６７ｃよりも長く形成されている。つまり、中心軸ＡＸに沿って切った場合の断面積は、予圧付与部材６７ｃよりも高負荷吸収部６７ｂの方が大きい。

高負荷吸収部６７ｂと予圧付与部材６７ｃは、第２本体１０３の段差面１０３ａと外輪３１ａとの間に組み付けられ、中心軸ＡＸ方向に圧縮荷重が作用している。これにより、断面積が小さい予圧付与部材６７ｃの方が高負荷吸収部６７ｂよりも大きく変形している。そして、予圧付与部材６７ｃは、外輪３１ａを押圧し、第１軸受３０ａに予圧を付与している。一方で、ラック８８ｂに中心軸ＡＸに大きな荷重が作用した場合、高負荷吸収部６７ｂが変形して負荷を吸収する。また、図１８に示すように、高負荷吸収部６７ｂは、中心軸ＡＸを中心として環状に形成されている。予圧付与部材６７ｃは、中心軸ＡＸ方向から視て矩形状に形成された複数の突部６７ｅにより構成される。

以上で説明したように、動力伝達装置１Ｋは、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂのいずれか一方の外輪３１ａ、３１ｂに固定される芯金６６と、芯金６６に支持されて外輪３１ａ、３１ｂの内周側を閉塞する内周シール用弾性体６７ｄと、を有し、芯金６６は、外輪３１ａ、３１ｂの外周面に嵌合する筒状の外周嵌合部６６ａを有し、外輪３１ａ、３１ｂの外周面には、径方向内側に窪み、外周嵌合部６６ａを収容する凹部３９が形成されている。これにより、外周嵌合部６６ａがハウジング１００に当接して外輪３１ａの摺動を阻害する、ということを防止することができる。

動力伝達装置１Ｋは、外輪３１ａ、３１ｂの外周面とハウジング１００の内周面１０１ｂ、１０３ｂとの間を閉塞する外周シール用弾性体６７ａを備え、外周シール用弾性体６７ａは、外周嵌合部６６ａの外周面に固定されてハウジング１００の内周面１０１ｂ、１０３ｂに摺接する。外周シール用弾性体６７ａによれば、外輪３１ａ、３１ｂとハウジング１００との間からグリスが漏出することが抑制され、外輪３１ａ、３１ｂの摺動性を確保できる。また、外周シール用弾性体６７ａによって外輪３１ａ、３１ｂの径方向の振動が吸収され、いわゆるラトル音の発生が抑制される。さらに、芯金６６を外輪３１ａ、３１ｂに組み付けると、外周シール用弾性体６７ａも併せて組み付けられるため、組み付け作業の工数が削減する。

動力伝達装置１Ｋは、予圧付与部材６７ｃと外輪３１ａ、３１ｂとの間に介在して、中心軸ＡＸ方向の高負荷を吸収するゴム製の高負荷吸収部６７ｂを備える。予圧付与部材６７ｃは、ゴム製であり、中心軸ＡＸ方向で切った断面積が高負荷吸収部６７Ｂよりも小さい。予圧付与部材６７ｃと高負荷吸収部６７ｂは、芯金６６に支持されている。これにより、高負荷吸収部６７ｂ及び予圧付与部材６７ｃを組み付けた場合、予圧付与部材６７ｃが変形して外輪３１ａを押圧し、第１軸受３０ａ及び第２軸受３０ｂに予圧を与える。一方で、中心軸ＡＸ方向に高負荷が作用した場合、高負荷吸収部６７ｂが高負荷を吸収する。よって、予圧付与部材６７ｃに高負荷が作用して破断する、ということが回避される。また、芯金６６を外輪３１ａ、３１ｂに組み付けると、予圧付与部材６７ｃと高負荷吸収部６７ｂも組み付けられるため、組み付け作業の工数が低減する。

動力伝達装置１Ｋの予圧付与部材６７ｃは、周方向に互いに離隔して配置される複数の突部６７ｅを備える。これにより、突部６７ｅの数を変更することで、予圧付与部材６７ｃの予圧量を調整することができる。尚、外周シール用弾性体６７ａと高負荷吸収部６７ｂと予圧付与部材６７ｃと内周シール用弾性体６７ｄとは、ゴム６７により連続して一体化されているが、他の弾性体により形成したり、複数の材料を組み合わせて形成したりすることもできる。例えば、予圧付与部材６７ｃを、樹脂、混合材料、等の材料により形成してもよいし、皿ばね等の弾性部材により構成してもよい。また、上記する混合材料としては、ゴムと樹脂とを混合させた材料があり、ゴムと樹脂の混合比を調整することで、材料の硬さを変えることができる。さらには、高負荷吸収部６７ｂは、予圧付与部材６７ｃとは異なる材料で形成することもできる。

１、１Ａ、１Ｂ、１Ｃ、１Ｄ、１Ｅ、１Ｆ、１Ｇ、１Ｈ、１Ｉ、１Ｊ、１Ｋ 動力伝達装置
１０、１０Ａ ボールねじ装置
１１ ねじ軸
１３ ナット
１５ ボール
１７ 位置決め部材
２０ プーリ装置
２１ 駆動プーリ
２３ 従動プーリ
２５ ベルト
３０ａ 第１軸受
３０ｂ 第２軸受
３１ａ、３１ｂ 外輪
３３ａ、３３ｂ 内輪
３５ａ、３５ｂ 転動体
３６ａ、３６ｂ グリス用溝
４０ａ、４０ｂ、４１ａ、４１ｂ、４５、６７ｃ 予圧付与部材
６５ａ、６５ｂ 環状部材
６６ 芯金
６７ａ 外周シール用弾性体
６７ｂ 高負荷吸収部
６７ｄ 内周シール用弾性体
８０ 電動パワーステアリング装置
１００ ハウジング
１０１ 第１本体
１０３ 第２本体
１０５ 第３本体
ＡＸ 中心軸
ＣＮ 仮想線
ＣＮａ、ＣＮｂ 基準線
ＬＣ１、ＬＣ２、ＬＣ３、ＬＣ４ 接触角の延長線

Claims (13)

1. ハウジングと、
   前記ハウジングに収容されるナット、前記ナットを貫通するねじ軸、及び前記ナットと前記ねじ軸との間に配置される複数のボールを有するボールねじ装置と、
   動力源から動力が伝達されて駆動する駆動プーリ、前記ナットに固定される従動プーリ、及び駆動プーリと前記従動プーリの外周面に巻き掛けられるベルトを有するプーリ装置と、
   前記ハウジングと前記ナットとの間に設けられ、前記ナットの中心軸に平行な中心軸方向に並ぶ第１軸受及び第２軸受と、
   前記第１軸受及び前記第２軸受に予圧を与える予圧付与部材と、
   を備え、
   前記第１軸受及び前記第２軸受は、正面組合せに配置されるとともに、前記従動プーリの両側にそれぞれ配置され、
   前記第１軸受及び前記第２軸受のそれぞれは、前記ハウジングに嵌め合わされる外輪を含み、
   前記外輪は、前記予圧付与部材によって前記従動プーリに向かって押圧されるとともに、前記従動プーリと離隔して前記従動プーリとの間に隙間が形成されている
   動力伝達装置。
2. 前記第１軸受の接触角の延長線と前記ナットの中心軸とが交わる第１交点と、前記第２軸受の接触角の延長線と前記ナットの中心軸とが交わる第２交点と、は前記ナットの中心軸上で一致し、
   前記従動プーリの外周面の前記中心軸方向の中央を通り、かつ前記ナットの中心軸と直交する仮想線は、前記第１交点と前記第２交点の両方を通る
   請求項１に記載の動力伝達装置。
3. 前記ナットの外周面には、硬化処理されて転動体が転動する内輪軌道面が２つ形成されている
   請求項１又は請求項２に記載の動力伝達装置。
4. 前記ナットの外周面には、径方向内側に窪む溝部が形成され、
   前記従動プーリは、樹脂製であり、インサート成型により前記ナットと一体化され、
   前記従動プーリは、一部が前記溝部に入り込んでいる
   請求項１又は請求項２に記載の動力伝達装置。
5. 前記外輪の外周面と前記ハウジングの間には、弾性部材が介在している
   請求項１から請求項４のいずれか１項に記載の動力伝達装置。
6. 前記従動プーリにおいて前記外輪の端面と対向する側面には、凹部が形成され、
   前記外輪には、前記凹部内に向かって延出する延出部が形成され、
   前記延出部の端部は、前記凹部内に入り込み、
   前記延出部の端部と前記凹部との間は、微小隙間によるラビリンス構造となっている
   請求項１から請求項５のいずれか１項に記載の動力伝達装置。
7. 前記外輪に固定されるとともに、前記従動プーリの側面に向かって延出し、前記外輪と前記従動プーリとの隙間を閉塞するシールド部材を備え、
   前記従動プーリにおいて前記外輪の端面と対向する側面には、凹部が形成され、
   前記シールド部材の端部は、前記凹部内に入り込み、
   前記シールド部材の端部と前記凹部との間は、微小隙間によるラビリンス構造となっている
   請求項１から請求項６のいずれか１項に記載の動力伝達装置。
8. 前記凹部内には、グリスが充填されている
   請求項６又は請求項７に記載の動力伝達装置。
9. 前記外輪における前記予圧付与部材側を向く端部には、前記ナットの外周面に摺接する第１シール部材が設けられている
   請求項１から請求項８のいずれか１項に記載の動力伝達装置。
10. 前記第１シール部材は、
    前記外輪の端部に固定される芯金と、
    前記芯金に支持される内周シール用弾性体と、
    を有し、
    前記芯金は、前記外輪の外周面に嵌合する筒状の外周嵌合部を有し、
    前記外輪の外周面には、径方向内側に窪み、前記外周嵌合部を収容する凹部が形成されている
    請求項９に記載の動力伝達装置。
11. 前記外輪の外周面と前記ハウジングの内周面との間を閉塞する外周シール用弾性体を備え、
    前記外周シール用弾性体は、前記外周嵌合部の外周面に固定されて前記ハウジングの内周面に摺接する
    請求項１０に記載の動力伝達装置。
12. 前記予圧付与部材と前記外輪との間に介在して、前記中心軸方向の高負荷を吸収する高負荷吸収部を備え、
    前記予圧付与部材は、前記中心軸方向で切った断面積が前記高負荷吸収部よりも小さく、
    前記予圧付与部材と前記高負荷吸収部は、前記芯金に支持されている
    請求項１０又は請求項１１に記載の動力伝達装置。
13. 前記第１軸受又は前記第２軸受の外輪における前記従動プーリ側を向く端部には、前記ナットの外周面に摺接する第２シール部材が設けられている
    請求項１から請求項１２のいずれか１項に記載の動力伝達装置。

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