CN104204594A - 摩擦制动装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种摩擦制动装置(10)，具备：制动转子(12)，具有沿旋转轴线(18)彼此隔开配置的盘部(20A)及副转子(22)和将它们的外周部一体地连接的圆筒部(20B)；制动块(14A、14B)，在盘部及副转子之间由静止部件(38)支撑为能够绕与旋转轴线平行的自转轴线(40)旋转；旋转力矩传递装置(66A、66B)，在制动转子与制动块之间相互传递旋转力矩；及按压装置(60A、60B)，在制动转子与制动块之间由静止部件支撑，分别将制动块(14A及14B)向盘部(20A)及副转子(22)按压。

Description

摩擦制动装置

技术领域

本发明涉及一种摩擦制动装置，更详细而言涉及一种通过将摩擦部件向制动转子按压而产生摩擦力的摩擦制动装置。

背景技术

作为摩擦制动装置之一，例如本发明申请人所申请的下述专利文献1所记载那样，已知有具有一对摩擦部件且各摩擦部件向制动转子的两个部位按压的制动装置。特别是，在下述专利文献1记载的制动装置中，各摩擦部件向制动转子的盘部的侧面按压，并且向制动转子的外周的圆筒部的内表面按压。

在这种制动装置中，通过摩擦部件相对于制动转子的盘部的侧面绕其旋转轴线相对公转的同时摩擦接合及摩擦部件与制动转子的圆筒部的内表面摩擦接合这两方而产生制动力矩。由此，相比于摩擦部件仅向制动转子的盘部的侧面按压的制动装置，能够产生较高的制动力矩。

专利文献1：日本特开平8－121509号公报

发明内容

发明要解决的课题

在上述公开公报记载的摩擦制动装置中，一对摩擦部件和对其进行按压的一对按压装置由局部地横跨制动转子的外周部的卡钳支撑在制动转子的两侧。并且，各摩擦部件通过与制动转子的盘部的侧面之间的摩擦力而绕摆动轴线摆动，从而与制动转子的外周的圆筒部的内表面摩擦接合。

各摩擦部件必须在制动转子向任意方向旋转的情况下都能够绕摆动轴线摆动，因此卡钳必须具有容许各摩擦部件向两方向摆动的大小。另外，由于按压装置的按压力的反力作用于卡钳，所以在制动转子的两侧以圆弧状延伸的部分向彼此离开的方向被施力。并且，当卡钳由于所施加的应力而变形时，无法有效地产生制动力。因此，卡钳必须具有抑制该变形的强度和大小。由此，在如上述公开公报中记载那样的摩擦制动装置中为了产生较高的制动力矩，需要使卡钳大型化，在不需要使卡钳大型化而产生较高的制动力矩的方面存在改善的余地。

本发明的主要目的在于在通过摩擦部件与制动转子的盘部及其他部位摩擦接合而产生制动力矩的摩擦制动装置中，不会导致装置大型化而产生较高的制动力矩。

用于解决课题的手段及发明效果

根据本发明，提供一种摩擦制动装置，其特征在于，具有：制动转子，具有沿旋转轴线彼此隔开配置并绕旋转轴线在整周上延伸的第一及第二盘部和将第一及第二盘部的外周部一体地连接的连接部；第一及第二旋转摩擦部件，在第一及第二盘部之间由静止部件支撑为能够绕与旋转轴线平行的自转轴线旋转；第一及第二旋转力矩传递机构，分别不依赖于第一及第二盘部与第一及第二旋转摩擦部件之间的摩擦力而在制动转子与第一及第二旋转摩擦部件之间相互传递旋转力矩；及第一及第二按压装置，在第一及第二盘部之间由静止部件支撑，分别将第一及第二旋转摩擦部件向第一及第二盘部的彼此相向的第一及第二摩擦面按压。

根据该结构，通过第一及第二旋转力矩传递机构向第一及第二旋转摩擦部件传递制动转子的旋转力矩，第一及第二旋转摩擦部件绕自转轴线旋转。由此，各旋转摩擦部件以与制动转子的盘部的侧面摩擦接合的状态绕旋转轴线公转并且绕自转轴线自转，因自转产生的摩擦力矩通过对应的旋转力矩传递机构而作为制动力矩向制动转子传递。因此，摩擦制动装置通过公转的摩擦接合和自转的摩擦接合产生制动力矩，所以相比于仅通过公转的摩擦接合产生制动力矩的情况，能够产生较高的制动力矩。

另外，不需要在局部地横跨制动转子的外周部的制动转子的两侧支撑一对摩擦部件、按压装置且承担按压装置的按压力的反力的卡钳。另外，摩擦部件不摆动而绕自转轴线自转，所以相比于摩擦部件摆动的情况，能够减小摩擦部件所需的空间。因此，不会导致摩擦制动装置大型化而能够产生较高的制动力矩。

另外，由于第一及第二盘部绕旋转轴线在整周上延伸，所以相比于仅局部地绕旋转轴线延伸的卡钳的情况，能够提高制动转子的刚性。另外，第一及第二按压装置与第一及第二旋转摩擦部件一起配置在第一及第二盘部之间，所以相比于它们配置在制动转子的两侧的情况，能够简化驱动按压装置所需的配管等的结构。

在上述结构中，可以是，第一及第二按压装置分别经由被支撑为不能绕旋转轴线旋转的第一及第二非旋转摩擦部件而将第一及第二旋转摩擦部件向第一及第二摩擦面按压，第一及第二旋转摩擦部件分别在一方侧与第一及第二摩擦面摩擦接合，在另一方侧与第一及第二非旋转摩擦部件摩擦接合。

根据该结构，各旋转摩擦部件在一方侧与对应的摩擦面摩擦接合，并且在另一方侧与对应的非旋转摩擦部件摩擦接合，所以因后者的摩擦接合产生的摩擦力矩也通过旋转力矩传递机构作为制动力矩向制动转子传递。因此，相比于各旋转摩擦部件在另一方侧不与对应的非旋转摩擦部件摩擦接合的情况，能够产生更高的制动力矩。

另外，在上述结构中，可以是，连接部的刚性比第一及第二盘部的刚性高。

根据该结构，相比于第一及第二盘部的刚性比连接部的刚性高的情况，能够减少因第一及第二按压装置的按压力的反力而使第一及第二盘部向彼此离开的方向变形的量。由此，相比于刚性的大小关系相反的情况，能够提高制动装置的制动作用。

在上述结构中，可以是，连接部与第一及第二盘部中的一方一体地形成，第一及第二盘部中的另一方通过能够解除连结的连结装置而与连接部一体地连结。

根据该结构，能够在连结装置的连结被解除的状态下，将第一及第二旋转摩擦部件和第一及第二按压装置组装到第一及第二盘部中的一方或非旋转部件。另外，通过解除连结装置的连结，能够分解制动转子，能够接近第一及第二旋转摩擦部件和第一及第二按压装置。由此，第一及第二盘部与连接部一体地形成，相比于一个部件的情况，能够容易地进行制动装置的组装和维护。

在上述结构中，可以是，第一及第二按压装置具有设于静止部件并在横穿第一及第二盘部的方向上延伸的缸筒和与缸筒嵌合的第一及第二活塞，第一及第二活塞与缸筒相互协作而界定共用的缸室。

根据该结构，相比于第一及第二活塞分别与所对应的缸筒嵌合的情况，能够减少缸筒的数量，并且也能够减少用于控制缸室的压力的通路等的个数。另外，缸室的压力对盘部的按压力的反力不必由非旋转部件承担。由此，相比于第一及第二活塞分别与所对应的缸筒嵌合的情况，能够简化制动装置的结构。

另外，相比于第一及第二活塞分别与所对应的缸筒嵌合的情况，能够绕旋转轴线配置多个第一及第二旋转摩擦部件和第一及第二按压装置。由此，通过使旋转摩擦部件和按压装置小型化并增加其数量，能够使制动装置小型化或提高制动装置的制动作用。

在上述结构中，可以是，制动转子与静止部件相互协作而界定收容第一及第二旋转摩擦部件、第一及第二按压装置和第一及第二非旋转摩擦部件的密闭空间。

根据该结构，由于第一及第二旋转摩擦部件和第一及第二按压装置收容在密闭空间，所以能够降低泥水、粉尘侵入到旋转摩擦部件和按压装置的风险，由此能够提高制动装置的耐久性。另外，能够排除抑制泥水、粉尘侵入到旋转摩擦部件和按压装置的罩等的必要性。

在上述结构中，可以是，在密闭空间填充有润滑液。

根据该结构，能够通过润滑液润滑第一及第二盘部与第一及第二旋转摩擦部件之间的摩擦接触部。由此，能够抑制盘部和摩擦部件的异常磨损，能够抑制因摩擦引起的发热、制动噪音，并且通过润滑液对盘部和摩擦部件的冷却能够抑制其升温。

另外，在上述结构中，可以是，第一及第二旋转摩擦部件分别在一方侧面与第一及第二摩擦面摩擦接合，在另一方侧面与第一及第二非旋转摩擦部件摩擦接合，从各旋转摩擦部件的自转轴线至两侧面的摩擦接合部的中心的距离相等。

另外，在上述结构中，可以是，第一及第二旋转摩擦部件具有轴部，通过静止部件支撑为能够在轴部绕自转轴线旋转，分别在一方侧面与第一及第二摩擦面摩擦接合，在另一方侧面的一侧的轴部与第一及第二非旋转摩擦部件摩擦接合。

附图说明

图1是在通过旋转轴线的切断面将作为车辆用制动装置构成的本发明的摩擦制动装置的第一实施方式切断而表示的剖视图。

图2是在通过旋转轴线的切断面将作为第一实施方式的变形例构成的本发明的摩擦制动装置的第二实施方式切断而表示的剖视图。

图3是在通过旋转轴线的切断面将作为第一实施方式的变形例构成的本发明的摩擦制动装置的第三实施方式切断而表示的剖视图。

具体实施方式

以下参照附图，详细说明本发明的若干优选实施方式。

[第一实施方式]

图1是在通过旋转轴线的切断面将作为车辆用制动装置构成的本发明的摩擦制动装置的第一实施方式切断而表示的剖视图。

在图1中，10整体表示制动装置，制动装置10具有制动转子12和作为第一及第二摩擦部件的制动块14A及14B。制动转子12与未图示的车轮的旋转轴16一起一体地绕旋转轴线18旋转。特别是在图示的实施方式中，制动转子12具有与旋转轴16构成一体的主转子20和与该主转子一起一体地旋转的副转子22。主转子20和副转子22由相同的金属材料形成。

主转子20具有沿旋转轴线18彼此隔开配置的盘部20A和圆筒部20B。盘部20A在内周部与旋转轴16一体地连结，与旋转轴线18垂直地绕旋转轴线18实质上以圆板状延伸。圆板部20B与盘部20A的外周部一体地连接，绕旋转轴线18以圆筒状延伸。副转子22与旋转轴线18垂直地绕旋转轴线18以圆环板状延伸，在外周部通过多个螺栓24连结在圆板部20B的与盘部20A相反的一侧的端部。

另外，盘部20A和副转子22具有彼此相等的厚度，圆筒部20B的厚度比盘部20A和副转子22的厚度小。但是圆筒部20B由于绕旋转轴线18以圆筒状延伸，所以具有比盘部20A和副转子22高的刚性。

并且，盘部20A和副转子22分别作为与旋转轴线18垂直地绕旋转轴线18延伸而沿旋转轴线18彼此隔开配置的第一及第二盘部发挥功能。圆筒部20B作为与螺栓24相互协作而将盘部20A和副转子22的外周部一体地连接的连接部发挥功能。盘部20A、圆筒部20B和副转子22在通过旋转轴线18的径向的切断面观察构成向径向内侧打开的“コ”字形的截面形状。盘部20A和副转子22彼此相向的面分别界定与旋转轴线18垂直且彼此平行地绕旋转轴线18在整周上延伸的第一及第二摩擦面。

旋转轴16经由一对球轴承26由车轮支撑部件28的套筒部28A支撑为能够绕旋转轴线18旋转。一对球轴承26、旋转轴16和套筒部28A之间的空间由如润滑油那样的润滑剂填充。相对于一对球轴承26在轴线方向两侧配置有一对密封部件30，密封部件30对旋转轴16与套筒部28A之间进行密封使得粉尘、泥水不侵入到球轴承26。

虽然未图示，但是主转子20的盘部20A通过四根螺栓32和与其螺合的螺母在绕旋转轴线18彼此隔开90°配置的状态下与车轮的轮辋部一体地连结。因此，旋转轴16和制动转子12(主转子20和副转子22)与车轮一起绕旋转轴线18旋转。

制动块14A及14B配置在盘部20A与副转子22之间，具有彼此相同的形状和大小。制动块14A及14B分别具有彼此构成同轴的圆板部和轴部，圆板部位于盘部20A与副转子22的一侧。制动块14A的圆板部在外周部的两侧面具有摩擦部14AA及14AB，制动块14B的圆板部在外周部的两侧面具有摩擦部14BA及14BB。各摩擦部在从圆板部的侧面隆起的状态下绕制动块的轴线以环带状延伸。

另外，制动块14A及14B可以例如通过粉末烧结法制造，从而摩擦部与圆板部一体地形成。另外，摩擦部可以通过将环带状的摩擦材料利用粘接或其他手段固定在圆板部的侧面而形成。另外，摩擦部14AA～14BB由彼此相同的摩擦材料构成，但是也可以由彼此不同的摩擦材料构成。

制动块14A及14B的轴部分别由非旋转摩擦部件34A及34B经由多个滚珠36A及36B支撑为能够旋转。非旋转摩擦部件34A及34B具有分别围绕制动块14A及14B的轴部的圆筒部和与制动块的相反侧的圆筒部的端部一体地形成的圆板部，但是圆板部可以省略。

非旋转摩擦部件34A及34B的圆筒部由作为非旋转部件的静止部件38支撑为沿着与旋转轴线18平行的自转轴线40相对于静止部件38能够相对位移但是不绕自转轴线40旋转。因此，制动块14A及14B被支撑为分别相对于盘部20A及副转子22能够沿自转轴线40相对位移并且能够绕自转轴线40旋转。另外，非旋转摩擦部件的旋转防止可以通过使沿自转轴线40延伸的键或键槽、轴部的表面的一部分和圆筒部的内表面的一部分形成为彼此接合的平面状而实现。

在非旋转摩擦部件34A及34B的圆板部侧的侧面通过焊接等固定手段固定有分别构成有底圆筒状的活塞42A及42B的开口端，活塞42A及42B分别与制动块14A及14B的轴线匹配。静止部件38具有在非旋转摩擦部件34A及34B之间沿自转轴线40延伸的截面圆形的缸筒44。活塞42A及42B能够沿自转轴线40往复运动地与缸筒44嵌合，彼此相互协作而界定缸室48。在设于缸筒44上的环形槽中嵌入O型密封环50A及50B，这些O型密封环将活塞42A及42B与缸筒44之间密封。

另外，在图1中，制动块14A及14B、活塞42A及42B、缸室48分别仅图示一个，但是这些部件可以在绕旋转轴线18均等地隔开配置的状态下设置多个。

静止部件38在内周部的内表面具有绕旋转轴线18延伸的环状槽52，环状槽52通过沿径向延伸的内部通路54而与缸室48连通连接。环状槽52通过设于静止部件38的内周部的连通孔56和未图示的导管而与液压式的制动促动器连接。另外，在比静止部件38的内周部靠径向外侧的侧面通过螺栓固定方式固定有罩部件58。罩部件58以相对于副转子22隔开配置的状态覆盖副转子，防止粉尘、泥水侵入到制动转子12与静止部件38之间。

如以上说明可知，当缸室48内的液压增大时，制动块14A、14B、非旋转摩擦部件34A、34B及活塞42A、42B向彼此离开的方向被驱动。由此，制动块14A及14B分别向盘部20A及副转子22的摩擦面按压。由此，活塞42A、42B及缸筒44等由静止部件38支撑，分别作为经由非旋转摩擦部件34A及34B将制动块14A及14B向盘部20A及副转子22按压的第一及第二按压装置60A及60B发挥功能。

在制动块14A及14B的圆板部的外周分别设置有外齿轮62A及62B，外齿轮62A及62B分别与设于主转子20的圆筒部20B的内齿轮64A及64B啮合。外齿轮62A、62B及内齿轮64A、64B作为不依赖于制动转子12与制动块14A及14B之间的摩擦力而在它们之间相互传递旋转力矩的旋转力矩传递装置66A及66B发挥功能。

当未图示的车轮旋转时，制动转子12及旋转轴16与车轮一起绕旋转轴线18旋转，但是制动块14A及14B、套筒部28、静止部件38及罩部件58不旋转。由此，盘部20A及副转子22相对于制动块14A及14B绕旋转轴线18相对旋转。另外，盘部20A及副转子22的旋转力矩分别由旋转力矩传递装置66A及66B转换为绕自转轴线40的旋转力矩而向制动块14A及14B传递。由此，制动块14A及14B在绕自转轴线40自转的同时相对于盘部20A及副转子22绕旋转轴线18相对公转，并且相对于非旋转摩擦部件34A及34B绕自转轴线40相对旋转。

由此，当制动块14A及14B由按压装置60A及60B按压时，制动块14A及14B两侧的摩擦部分别与盘部20A、副转子22、非旋转摩擦部件34A及34B摩擦接合，而产生摩擦力。因此，除了因制动块14A及14B的公转产生的制动力矩Trv之外，还产生因自转产生的制动力矩Trt，它们的总和构成制动力矩Tb。

制动力矩Trv和Trt与按压装置60A及60B对制动块14A及14B的按压力成正比，按压力与缸室48内的液压成正比。因此，通过缸室48内的液压的控制来控制按压力，从而能够控制制动力矩Tb即制动装置10所产生的制动力。

如上所述，制动力矩Tb是因公转产生的制动力矩Trv和因自转产生的制动力矩Trt之和。另外，因自转产生的制动力矩由于在两个制动块的两面上产生，所以因自转产生的制动力矩Trt是因自转产生的制动力矩仅在一面上产生的上述公开公报中记载的制动装置中的因自转产生的制动力矩Trt′的两倍。

因此，根据第一实施方式，能够产生比仅产生制动力矩Trv的以往的一般结构的制动装置高很多的制动力矩，另外，能够产生比上述公开公报记载的制动装置高的制动力矩。

例如，虽然在图1中未示出，但是将旋转轴线18与旋转力矩传递装置66A及66B之间的距离设为152.5mm，将旋转轴线18与自转轴线40之间的距离设为120mm，将自转轴线40与旋转力矩传递装置66A及66B之间的距离设为25mm。另外，将各摩擦接触部的摩擦系数设为μ，将按压装置60A及60B的按压力设为Fkgf。通过制动块14A及14B自转所产生的绕自转轴线40的阻力力矩Tst为通过两个制动块的自转所产生的阻力力矩之和，所以由下述式1表示。

Tst＝2×2×25×μ×F＝100μF……(1)

该阻力力矩Tst由旋转力矩传递装置66A及66B转换为绕旋转轴线18的旋转力矩，作为因自转产生的制动力矩Trt而传递给制动转子12。由于自转轴线40与旋转力矩传递装置66A及66B之间的距离为32.5mm，所以因自转产生的制动力矩Trt由下述式2表示。

Trt＝100μF/32.5×152.5＝469μF……(2)

另外，因公转产生的制动力矩Trv由于可以考虑是通过按压装置60A及60B的按压力F沿自转轴线40作用而由制动块14A及14B在一侧面上产生的摩擦力产生，所以由下述式3表示。

Trv＝2×120μF＝240μF……(3)

由此，作为制动力矩Trv与因自转产生的制动力矩Trt之和的制动力矩Tb由下述式4表示，与仅产生制动力矩Trv的以往的一般结构的制动装置的对比中的制动力矩的伺服比Rbt1由下述式5表示。

Tb＝469μF+240μF＝709μF……(4)

Rbt1＝709μF/240μF＝2.95……(5)

另外，在上述公开公报记载的制动装置中，通过制动块与制动转子的侧面之间的摩擦力μF，制动块以μF/2对制动转子的圆筒部的内表面进行按压。另外，当将从制动转子的旋转轴线至圆筒部的内表面的距离设为152.5mm时，由制动块与制动转子的圆筒部的内表面之间的摩擦接合产生的制动力矩Trv′由下述式6表示。

Trv′＝2×μF/2×152.5＝152.5μF……(6)

由此，与上述公开公报记载的制动装置的对比中的制动力矩的伺服比Rbt2由下述式7表示。

Rbt2＝709μF/(240μF+152.5μF)＝1.8……(7)

因此，根据第一实施方式，在上述规格的情况下，能够产生以往的一般结构的制动装置的大约三倍的制动力矩，另外，能够产生上述公开公报记载的制动装置的大约1.8倍的制动力矩。

另外，在该实施方式中，在制动块等分别设置N(正整数)个的情况下，制动力矩Tb为由式5表示的值的N倍，所以能够产生更高的制动力矩，也能够进一步提高伺服比Rbt1和Rbt2。这在后述的第三实施方式中也同样。

[第二实施方式]

图2是在通过旋转轴线的切断面将作为第一实施方式的变形例构成的本发明的摩擦制动装置的第二实施方式切断而表示的剖视图。另外，在图2中，对与图1所示的部件相同的部件标注与图1中所标注的附图标记相同的附图标记。这在后述的第三实施方式中也同样。

在该第二实施方式中，制动块14A及14B的轴部具有比第一实施方式的轴部大的直径，构成距圆板部越远则直径越小的截头圆锥形。另外，非旋转摩擦部件34A及34B的圆筒部的内表面分别构成与制动块14A及14B的轴部对应的截头圆锥形。摩擦部14AB及14BB不设于制动块14A及14B的圆板部，而设于轴部。

在各制动块的轴部和非旋转摩擦部件的圆筒部之间未安装第一实施方式的滚珠36A及36B，非旋转摩擦部件34A及34B的圆筒部的端面相对于制动块14A及14B的圆板部隔开配置。另外，非旋转摩擦部件的圆筒部及制动块的轴部的截头圆锥面与自转轴线40构成同轴，相对于自转轴线40具有45°的倾斜角，但是倾斜角也可以是其他角度。

由图2与图1的比较可知，该第二实施方式的其他方面与上述第一实施方式同样地构成。因此，除了非旋转摩擦部件34A及34B在截头圆锥面支撑制动块14A及14B的轴部并且与摩擦部14AB及14BB摩擦接合这一点之外，第二实施方式与第一实施方式同样地动作。由此，得到与第一实施方式的情况相同的作用效果。

特别是当非旋转摩擦部件34A及34B分别由按压装置60A及60B以按压力F按压时，非旋转摩擦部件34A及34B在截头圆锥面垂直地按压摩擦部14AB及14BB的力是F×2^1/2。将自转轴线40与摩擦部14AB及14BB的距离设为23mm，制动装置10的其他规格与第一实施方式的情况相同。通过制动块14A及14B自转而产生的绕自转轴线40的阻力力矩Tst由下述式8表示。

Tst＝2×25×μ×F+2×23×μ×F×2^1/2＝115.0μF……(8)

另外，因自转产生的制动力矩Trt由下述式9表示，由此，作为制动力矩Trv与因自转产生的制动力矩Trt之和的制动力矩Tb由下述式10表示。

Trt＝115.0μF/32.5×152.5≈540μF……(9)

Tb＝540μF+240μF＝780μF……(10)

由此，与以往的一般结构的制动装置及上述公开公报记载的制动装置的对比中的制动力矩的伺服比Rbt1和Rbt2分别如下述式11和12所示。

Rbt1＝780μF/240μF＝3.25……(11)

Rbt2＝780μF/(240μF+152.5μF)≈1.99……(12)

因此，根据第二实施方式，能够产生比以往的一般结构的制动装置高很多的制动力矩，另外，能够产生比上述公开公报记载的制动装置高的制动力矩。并且，这些效果比上述第一实施方式的情况显著。

另外，在制动块等分别设置N(正整数)个的情况下，制动力矩Tb为由式10表示的值的N倍，所以能够产生比第二实施方式的情况更高的制动力矩，也能够进一步提高伺服比Rbt1和Rbt2。

另外，根据第二实施方式，不需要在制动块14A及14B的轴部与非旋转摩擦部件34A及34B的圆筒部之间安装多个滚珠。由此，相比于第一实施方式，能够简化制动装置的结构，容易进行制动装置的组装和分解维护。

[第三实施方式]

图3是在通过旋转轴线的切断面将作为第一实施方式的变形例构成的本发明的摩擦制动装置的第三实施方式切断而表示的剖视图。

在该第三实施方式中，主转子20与第一及第二实施方式相同，但是副转子22的内周部与静止部件38的圆筒状的圆筒部嵌合。在副转子22的内周部与静止部件38的圆筒状的内周部之间配置有绕旋转轴线18在整周上延伸的密封部件70。

因此，主转子20及副转子22与旋转轴16、车轮支撑部件28、密封部件70及静止部件38相互协作而形成密闭空间72，制动块14A、14B及静止部件38的主要部分收容在密闭空间72。并且在密闭空间72填充有润滑剂。另外，未设置相当于第一及第二实施方式中的罩58。

根据图3与图1的比较可知，该第三实施方式的其他方面与上述的第一实施方式同样地构成。因此，该第三实施方式的制动装置10与第一实施方式的制动装置10同样地动作，伺服比Rbt1和Rbt2也与第一实施方式的情况相同。

特别是，根据该第三实施方式，制动转子12与作为非旋转部件的静止部件38相互协作，界定收容制动块14A、14B及与它们对应的按压装置的密闭空间72。

因此，能够降低泥水、粉尘侵入到制动块14A、14B与盘部20A及副转子22之间和按压装置的风险，由此能够提高制动装置10的耐久性。另外，能够排除抑制泥水、粉尘侵入到制动装置10的内部的罩等的必要性。

另外，根据第三实施方式，在密闭空间72填充有润滑液。因此，能够由润滑液润滑制动块14A及14B与盘部20A及副转子22之间的摩擦接触部。由此，能够抑制这些异常磨损，能够抑制因摩擦产生的发热、制动噪音，并且能够通过润滑液对制动块等的冷却来抑制它们升温。

根据上述第一至第三实施方式，盘部20A、圆筒部20B和副转子22在通过旋转轴线18的径向的切断面观察构成向径向内侧打开的“コ”字形的截面形状。并且，由活塞42A、42B等构成的按压装置与制动块14A、14B一起配设在盘部20A和副转子22之间，相对于此将制动块14A、14B向彼此离开的方向按压。

由此，不需要如以往的盘制动装置、上述公开公报记载的制动装置那样的在制动转子的两侧支撑一对摩擦部件、按压装置并承担按压装置的按压力的反力的卡钳，也不需要提高卡钳的刚性。另外，作为第一及第二盘部的盘部20A及副转子22绕旋转轴线18在整周上延伸，所以相比于绕旋转轴线仅以圆环状延伸的卡钳，能够提高制动转子12的刚性。

另外，由活塞42A及42B等界定的按压装置所产生的按压力由缸室48内的液压的控制来控制，缸室48形成在配置于盘部20A及副转子22之间的静止部件38内。并且，缸室48内的液压经由形成在静止部件38内的内部通路54而被控制。

由此，在如以往的盘制动装置和上述公开公报记载的制动装置那样的按压装置配置在制动转子的外侧的制动装置中，不需要为了驱动按压装置而与按压装置连接的导管等。

因此，根据上述各实施方式，相比于以往的盘制动装置和上述公开公报记载的制动装置，不会导致大型化而能够提高摩擦制动装置所产生的制动力矩。

特别是，根据第一及第三实施方式，制动块14A及14B在圆板部的两面的相等的半径的位置上与盘部20A等摩擦接合，所以能够以两面上的按压力相等的方式有效地传递按压装置60A及60B的按压力。另外，相比于与盘部20A等的摩擦接合在制动块14A及14B的圆板部的一面和其他部位上进行的情况，能够降低作用于制动块的变形应力。

另外，根据上述各实施方式，活塞42A及42B通过与共用的缸筒44嵌合，而在它们之间界定共用的缸室48，沿与旋转轴线18平行的轴线46往复运动。由此，相比于例如活塞42A、42B分别与所对应的缸筒嵌合的情况，能够减少缸筒的数量，并且也能够减少用于控制缸室的压力的内部通路54等的个数。另外，缸室48的压力对盘部20A及副转子22的按压力的反力不必由静止部件38承担。由此，相比于活塞42A、42B分别与所对应的缸筒嵌合的情况，能够简化制动装置10的结构。

另外，根据上述各实施方式，圆筒部20B的厚度比盘部20A及副转子22的厚度小。但是，圆筒部20B构成绕旋转轴线18在整周上延伸的圆筒状，圆筒部20B的刚性比盘部20A和副转子22的刚性高。

由此，相比于圆筒部20B的刚性比盘部20A和副转子22的刚性低的情况，能够减小制动装置10动作时的盘部20A及副转子22向彼此离开的方向变形的量。由此，相比于刚性的大小关系相反的情况，能够提高制动装置10的制动作用。

另外，根据上述各实施方式，主转子20和副转子22在通过旋转轴线18的径向的切断面观察构成向径向内侧打开的“コ”字形的截面形状。并且，支撑制动块14A、14B及由活塞42A、42B等构成的按压装置的静止部件38在内周部由车轮支撑部件28支撑，从径向内侧向盘部20A与副转子22之间延伸。

因此，相比于主转子20和副转子22构成向径向内侧以外的方向打开的“コ”字形的截面形状的情况，能够简化静止部件38的结构，由此，能够简化制动装置10的结构而使其小型化。

另外，根据上述各实施方式，圆筒部20B与盘部20A构成一体，圆筒部20B和盘部20A形成有连结车轮的轮辋部的主转子20。

因此，相比于圆筒部20B构成副转子22的一部分且圆筒部20B实质上与圆板状的主转子20连结的情况，能够提高制动转子12的刚性，并且能够提高制动装置10对车轮的轮辋部的安装强度。

以上关于特定的实施方式详细说明了本发明，但是本发明不限于上述的实施方式，在本发明的范围内能够采用其他各种实施方式，这对于本领域技术人员来说不言而喻。

例如，在上述的各实施方式中，旋转力矩传递装置66A和66B由设于制动转子12的内齿轮和设于制动块14A及14B的外齿轮形成。但是，制动转子12的齿轮也可以是相对于制动块14A及14B形成在径向内侧的外齿轮。另外，旋转力矩传递装置只要能够在制动转子12与制动块14A及14B之间相互传递旋转力矩，则可以是任意结构。

另外，根据上述各实施方式，活塞42A及42B通过与共用的缸筒44嵌合而在它们之间界定共用的缸室48，沿与旋转轴线18平行的轴线46往复运动。但是，也可以变更为活塞42A、42B分别与所对应的缸筒嵌合。

另外，制动块14A、14B、非旋转摩擦部件34A、34B及活塞42A、42B彼此沿共用的自转轴线40配设。但是，也可以以制动块14A、非旋转摩擦部件34A及活塞42A相对于制动块14B、非旋转摩擦部件34B及活塞42B绕旋转轴线18隔开配置的状态配设，在这种情况下，优选多组绕旋转轴线18均等地隔开配置。

另外，在上述各实施方式中，制动块14A、14B、非旋转摩擦部件34A、34B及活塞42A、42B分别具有彼此相等的直径，但是也可以具有彼此不等的直径。

另外，在上述第一及第三实施方式中，制动块14A及14B的摩擦部件14AA～14BB设于以自转轴线40为中心彼此相等的半径的位置。但是，制动块14A及14B的两侧的摩擦部也可以设于彼此不等的半径的位置。

另外，在上述的各实施方式中，在制动块14A及14B设置轴部，非旋转摩擦部件34A及34B将这些轴部支撑为能够旋转。但是，也可以变更为在非旋转摩擦部件34A及34B设置轴部，制动块14A及14B将这些轴部支撑为能够旋转。

另外，在上述的第一及第二实施方式中，圆筒部20B与盘部20A一体地形成而形成主转子20。但是，圆筒部20B也可以与副转子22一体地形成，另外，盘部20A、圆筒部20B、副转子22也可以分体地形成。

另外，在上述的第二实施方式中，主转子20和副转子22未与旋转轴16、车轮支撑部件28和静止部件38相互协作而形成密闭空间，但是也可以变更为形成密闭空间。另外，在这种情况下，也可以在密闭空间填充有润滑剂。

另外，在上述各实施方式中，按压装置是活塞与缸筒嵌合而形成缸室的液压式结构，但是也可以变更为电磁式的促动器。另外，各实施方式的制动装置是车轮用的制动装置，但是本发明的制动装置也可以适用于车辆以外的用途。

Claims (7)

1.一种摩擦制动装置，其特征在于，具有：

制动转子，具有沿旋转轴线彼此隔开配置并绕所述旋转轴线在整周上延伸的第一及第二盘部和将所述第一及第二盘部的外周部一体地连接的连接部；

第一及第二旋转摩擦部件，在所述第一及第二盘部之间由静止部件支撑为能够绕与所述旋转轴线平行的自转轴线旋转；

第一及第二旋转力矩传递机构，分别不依赖于所述第一及第二盘部与所述第一及第二旋转摩擦部件之间的摩擦力而在所述制动转子与所述第一及第二旋转摩擦部件之间相互传递旋转力矩；及

第一及第二按压装置，在所述第一及第二盘部之间由所述静止部件支撑，分别将所述第一及第二旋转摩擦部件向所述第一及第二盘部的彼此相向的第一及第二摩擦面按压。

2.根据权利要求1所述的摩擦制动装置，其特征在于，

所述第一及第二记按压装置分别经由被支撑为不能绕所述旋转轴线旋转的第一及第二非旋转摩擦部件而将所述第一及第二旋转摩擦部件向所述第一及第二摩擦面按压，所述第一及第二旋转摩擦部件分别在一方侧与所述第一及第二摩擦面摩擦接合，在另一方侧与所述第一及第二非旋转摩擦部件摩擦接合。

3.根据权利要求1或2所述的摩擦制动装置，其特征在于，

所述连接部的刚性比所述第一及第二盘部的刚性高。

4.根据权利要求1～3中任一项所述的摩擦制动装置，其特征在于，

所述连接部与所述第一及第二盘部中的一方一体地形成，所述第一及第二盘部中的另一方通过能够解除连结的连结装置而与所述连接部一体地连结。

5.根据权利要求1～4中任一项所述的摩擦制动装置，其特征在于，

所述第一及第二按压装置具有设于所述静止部件并在横穿所述第一及第二盘部的方向上延伸的缸筒和与所述缸筒嵌合的第一及第二活塞，所述第一及第二活塞与所述缸筒相互协作而界定共用的缸室。

6.根据权利要求1～5中任一项所述的摩擦制动装置，其特征在于，

所述制动转子与所述静止部件相互协作而界定收容所述第一及第二旋转摩擦部件、所述第一及第二按压装置和所述第一及第二非旋转摩擦部件的密闭空间。

7.根据权利要求6所述的摩擦制动装置，其特征在于，

在所述密闭空间填充有润滑液。