CN104204596A - 摩擦制动装置 - Google Patents

Abstract

摩擦制动装置(10)具有：绕着旋转轴线(18)旋转的制动转子(12)；能够绕着与旋转轴线平行的自转轴线(40)旋转的制动垫(14A、14B)；对制动垫进行支承的支承构件(38A、38B)；以及将制动垫向制动转子按压的按压装置(60A、60B)，其中，当将制动垫按压于制动转子时，制动垫与制动转子的侧面摩擦卡合并且相对于制动转子相对地绕着旋转轴线公转，支承构件将制动垫向与旋转轴线垂直的方向按压而使其外周与制动转子的圆筒面摩擦卡合，制动垫在按压开始时绕着自转轴线自转，但是当按压力增大时静止。

Description

摩擦制动装置

技术领域

本发明涉及摩擦制动装置，更详细而言，涉及通过将摩擦构件向制动转子按压来产生摩擦力的摩擦制动装置。

背景技术

作为摩擦制动装置的一种，已知有例如本申请人的申请的下述的专利文献1记载那样将各摩擦构件按压于制动转子的两个部位的制动装置。尤其是在下述的专利文献1记载的制动装置中，将各摩擦构件按压于制动转子的盘部的侧面，并且按压于制动转子的外周的圆筒面。

在这种制动装置中，通过摩擦构件与制动转子的外周的圆筒面摩擦卡合也能产生制动转矩。因此，与仅将摩擦构件按压于制动转子的侧面的制动装置相比，能够产生高的制动转矩。

在先技术文献

专利文献

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〕

上述公开公报记载的摩擦制动装置中，摩擦构件被支承为能够在制动转子的旋转轴线与制动转子的外周的圆筒面之间绕着与旋转轴线平行地延伸的摆动轴线摆动。并且，摩擦构件通过与制动转子的侧面之间的摩擦力而绕着摆动轴线摆动，由此被按压于制动转子的外周的圆筒面并与之摩擦卡合。

因此，当因摩擦构件与制动转子的圆筒面进行摩擦卡合而磨损进展时，摩擦构件相对于制动转子的圆筒面的摩擦卡合的部位逐渐变化，伴随于此，摩擦系数有时会变化。而且，伴随于摩擦卡合的部位的变化而摆动轴线与摩擦卡合的部位之间的距离发生变化，摩擦构件对制动转子的圆筒面的按压力发生变化。因此，在上述公开公报记载的摩擦制动装置中，有可能由于摩擦系数或按压力的变化而制动转矩发生时效变化。

本发明的主要目的是在将摩擦构件向制动转子的侧面及外周的圆筒面按压的摩擦制动装置中，减少由于摩擦系数或按压力的变化而制动转矩发生时效变化的可能性，并长期稳定地产生制动力。

〔用于解决课题的手段及发明的效果〕

根据本发明，提供一种摩擦制动装置，其具有：绕着旋转轴线旋转的制动转子；能够绕着与旋转轴线平行的自转轴线旋转的旋转摩擦构件；将旋转摩擦构件支承为能够绕着自转轴线旋转的支承构件；以及将旋转摩擦构件向制动转子按压的按压装置，摩擦制动装置的特征在于，当通过按压装置将旋转摩擦构件按压于制动转子时，旋转摩擦构件与制动转子的侧面摩擦卡合并且相对于制动转子相对地绕着旋转轴线公转，支承构件构成为，当旋转摩擦构件公转时，将旋转摩擦构件向与旋转轴线垂直的方向按压而使旋转摩擦构件的外周与制动转子的圆筒面摩擦卡合，旋转摩擦构件在按压装置进行的按压开始时，通过与制动转子的侧面之间的摩擦力而绕着自转轴线自转，但是当按压装置产生的按压力增大时静止。

根据该结构，每当按压装置进行的按压开始时，旋转摩擦构件绕着自转轴线自转，因此每当制动开始时旋转摩擦构件在外周的不同部位与制动转子的圆筒面进行摩擦卡合，旋转摩擦构件的外周均匀地磨损。而且，旋转摩擦构件不是像上述公开公报记载的摩擦制动装置那样摆动，而通过支承构件始终向与旋转轴线垂直的方向按压。因此，与上述公开公报记载的摩擦制动装置的情况相比，能够减少旋转摩擦构件的外周与制动转子的圆筒面之间的摩擦系数或按压力发生变化的可能性，能够长期稳定地产生制动力。

需要说明的是，根据该结构，当按压装置产生的按压力增大时，旋转摩擦构件静止，因此能够使旋转摩擦部的外周与制动转子的圆筒面可靠地摩擦卡合。因此，通过该摩擦卡合也能够产生制动转矩，与上述公开公报记载的摩擦制动装置的情况一样，与仅将摩擦构件按压于制动转子的侧面的制动装置相比，能够产生高的制动转矩。

在上述结构中，可以的是，支承构件利用包含倾斜面的支承面而将旋转摩擦构件支承为能够绕着自转轴线旋转，倾斜面相对于与制动转子的径向垂直的方向倾斜，支承构件通过旋转摩擦构件对倾斜面的按压力的反力来按压旋转摩擦构件。

根据该结构，当旋转摩擦构件与制动转子的侧面摩擦卡合且相对于支承构件相对地向制动转子的周方向移动时，旋转摩擦构件对倾斜面进行按压。因此，能够通过旋转摩擦构件对倾斜面的按压力的反力而将旋转摩擦构件沿与旋转轴线垂直的方向按压于制动转子的圆筒面。

另外，在上述结构中，可以的是，旋转摩擦构件与支承构件之间的摩擦力小于旋转摩擦构件的外周与制动转子的圆筒面之间的摩擦力。

根据该结构，能够在按压装置进行的按压开始时使旋转摩擦构件可靠地绕着自转轴线自转。而且，通过旋转摩擦构件与支承构件之间的摩擦力和旋转摩擦构件的外周与制动转子的圆筒面之间的摩擦力之差，能够向旋转摩擦构件施加旋转力矩，因此能够促进旋转摩擦构件的自转。

在上述结构中，可以的是，支承面是绕着与自转轴线平行的滚动轴线滚动的滚动构件的圆筒状的表面。

根据该结构，支承面能够绕着与自转轴线平行的滚动轴线旋转，因此与旋转摩擦构件和支承构件的支承面滑动的情况相比，能够减少旋转摩擦构件与支承构件的支承面之间的摩擦阻力。因此，能够更良好地进行按压装置的按压开始时的旋转摩擦构件的自转。

在上述结构中，可以的是，支承构件包含弹性构件，当旋转摩擦构件公转时，通过旋转摩擦构件而该弹性构件发生弹性变形，从而增大对旋转摩擦构件的反力。

根据该结构，对旋转摩擦构件的反力增大，因此能够提高旋转摩擦构件对制动转子的圆筒面的按压力，能够提高制动转子的圆筒面与旋转摩擦构件的外周面之间的摩擦力。

在上述结构中，可以的是，支承构件构成为，旋转摩擦构件对倾斜面的按压力越高，倾斜面相对于与制动转子的径向垂直的方向的倾斜角越小。

根据该结构，通过倾斜面的倾斜角变小，旋转摩擦构件对倾斜面进行按压的按压力的反力中的与旋转轴线垂直的方向的分量增大。旋转摩擦构件对倾斜面的按压力越高，旋转摩擦构件对制动转子的圆筒面的按压力越增大，因此能够随着按压装置产生的按压力的增大而逐渐提高制动转子的圆筒面与旋转摩擦构件的外周面之间的摩擦力。

在上述结构中，可以的是，按压装置经由以不能绕着旋转轴线旋转的方式被支承的非旋转摩擦构件而将旋转摩擦构件向制动转子按压，旋转摩擦构件在一侧与制动转子摩擦卡合，在另一侧与非旋转摩擦构件摩擦卡合。

根据该结构，旋转摩擦构件在另一侧与非旋转摩擦构件进行摩擦卡合，由此促进静止，因此在按压装置产生的按压力增大的状况下，能够有效地使旋转摩擦构件静止。而且，旋转摩擦构件在两侧被按压，因此与旋转摩擦构件仅在一侧被按压的情况相比，能够减少作用于旋转摩擦构件的变形应力。

另外，在上述结构中，可以的是，旋转摩擦构件在一侧与制动转子摩擦卡合，在另一侧与非旋转摩擦构件摩擦卡合，从旋转摩擦构件的自转轴线到两侧面的摩擦卡合部的中心为止的距离相同。

附图说明

图1是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的利用通过旋转轴线的剖切面剖切表示的剖视图。

图2是沿着图1的线II-II的局部剖视图。

图3是第一实施方式的制动装置的主要部分的沿着旋转轴线观察到的示意性的说明图。

图4是作为车辆用制动装置构成的本发明的摩擦制动装置的第二实施方式的利用通过旋转轴线的剖切面剖切表示的剖视图。

图5是从图4的右方观察到的第二实施方式的局部侧视图。

图6是沿着图4的线VI-VI的局部剖视图。

图7是表示作为第二实施方式的修改例构成的本发明的制动装置的第三实施方式的与图6同样的局部剖视图。

图8是作为第二实施方式的修改例构成的本发明的摩擦制动装置的第四实施方式的利用通过旋转轴线的剖切面剖切表示的剖视图。

图9是从图8的右方观察到的第四实施方式的局部侧视图。

图10是沿着图8的线X-X的局部剖视图。

具体实施方式

以下，参照附图，详细说明本发明的几个优选的实施方式。

[第一实施方式]

图1是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的利用通过旋转轴线的剖切面剖切表示的剖视图，图2是沿着图1的线II-II的局部剖视图。

在图1中，10整体性地表示制动装置，制动装置10具有制动转子12和作为旋转摩擦构件的制动垫14A及14B。制动转子12与图中未示出的车轮的旋转轴16一起一体地绕着旋转轴线18旋转。特别在图示的实施方式中，制动转子12具有：与旋转轴16成为一体的主转子20；与该主转子一起一体地旋转的副转子22。主转子20及副转子22由同一金属材料形成。

主转子20具有沿着旋转轴线18相互隔开配置的盘部20A和圆筒部20B。盘部20A在内周部与旋转轴16一体连结，与旋转轴线18垂直地绕着旋转轴线18实质上呈圆板状地延伸。圆筒部20B与盘部20A的外周部一体地连接，绕着旋转轴线18呈圆筒状地延伸。副转子22与旋转轴线18垂直地绕着旋转轴线18呈圆环板状地延伸，在外周部通过多个螺栓24而连结于圆筒部20B的与盘部20A相反侧的端部。

需要说明的是，盘部20A及副转子22相互具有同一厚度，圆筒部20B的厚度比盘部20A及副转子22的厚度小。然而，圆筒部20B绕着旋转轴线18呈圆筒状地延伸，因此具有比盘部20A及副转子22高的刚性。

这样，盘部20A及副转子22分别作为与旋转轴线18垂直地绕着旋转轴线18延伸且沿着旋转轴线18相互隔开配置的第一及第二盘部发挥功能。圆筒部20B与螺栓24协作而作为将盘部20A及副转子22的外周部一体连接的连接部发挥功能。盘部20A、圆筒部20B及副转子22在通过旋转轴线18的径向的剖切面中观察时呈朝向径向内方敞开的コ字形的截面形状。盘部20A及副转子22的相互对置的面分别划定与旋转轴线18垂直且相互平行地绕着旋转轴线18在整周延伸的摩擦面。

旋转轴16经由一对球轴承26而通过车轮支承构件28的套筒部28A支承为能够绕着旋转轴线18旋转。一对球轴承26、旋转轴16、套筒部28A之间的空间由润滑脂那样的润滑剂填充。相对于一对球轴承26在轴线方向两侧配置一对密封构件30，密封构件30将旋转轴16与套筒部28A之间密封，以免粉尘或泥水侵入球轴承26。

虽然在图中未示出，但主转子20的盘部20A通过绕着旋转轴线18相互分隔90°配置的状态下的4根螺栓32及与之螺合的螺母而与车轮的轮辋部一体连结。因此，旋转轴16及制动转子12(主转子20及副转子22)与车轮一起绕着旋转轴线18旋转。

制动垫14A及14B配置在盘部20A与副转子22之间，呈相互具有同一形状及大小的圆板状。制动垫14A在外周部的两侧面具有摩擦部14AA及14AB，制动垫14B在外周部的两侧面具有摩擦部14BA及14BB。各摩擦部以从圆板部的侧面隆起的状态绕着制动垫的轴线呈环带状地延伸。

需要说明的是，制动垫14A及14B例如通过粉末烧结法来制造，由此摩擦部可以与圆板部一体形成。而且，摩擦部也可以通过利用粘结或其他的手段将环带状的摩擦件固定在圆板部的侧面上来形成。而且，摩擦部14AA等由彼此相同的摩擦材料构成，但也可以由彼此不同的摩擦材料构成。

在主转子20的圆筒部20B的两端的内表面分别设有与制动垫14A及14B的外周面对置的圆筒面36A及36B。在制动垫14A及14B之间插入作为非旋转构件的静止构件38，静止构件38在其两侧面具有搁板部38A及38B。搁板部38A及38B分别与圆筒面36A及36B一起协作，将制动垫14A及14B支承为沿着与旋转轴线18平行的自转轴线40相对于静止构件38能够相对位移且绕着自转轴线40能够旋转。

如图2所示，搁板部38A具有支承面38AS，该支承面38AS由与制动装置10的径向垂直地延伸的底壁面和在底壁面的两侧相对于底壁面倾斜45°地延伸的一对侧壁面构成。制动转子12的径向上的搁板部38A的底壁面与圆筒面36A之间的距离设定得比制动垫14A的外径稍大。虽然在图中未示出，但是搁板部38B也具有与搁板部38A同样的支承面38BS，制动转子12的径向上的搁板部38B的底壁面与圆筒面36B之间的距离设定得比制动垫14B的外径稍大。

在制动垫14A及14B与静止构件38之间分别配置有非旋转摩擦构件34A及34B。非旋转摩擦构件34A及34B分别具有利用端面与制动垫14A及14B的摩擦部14AB及14BB抵接的圆筒部和与制动垫的相反侧的圆筒部的端部一体形成的圆板部，不过圆板部可以省略。

非旋转摩擦构件34A及34B的圆筒部通过静止构件38支承为沿着与旋转轴线18平行的自转轴线40相对于静止构件38能够相对位移，但是不能绕着自转轴线40旋转。需要说明的是，非旋转摩擦构件的旋转防止可以通过沿着自转轴线40延伸的键及键槽、或轴部的表面的一部分及圆筒部的内表面的一部分形成为相互卡合的平面状来实现。

分别呈有底圆筒状的活塞42A及42B的开口端通过焊接等固定手段而固定在非旋转摩擦构件34A及34B的圆板部侧的侧面，活塞42A及42B分别与制动垫14A及14B的轴线匹配。静止构件38在非旋转摩擦构件34A及34B之间具有沿着自转轴线40延伸的截面圆形的缸套44。活塞42A及42B以沿着自转轴线40能够往复移动的方式与缸套44嵌合，相互一起协作而划定液压缸室48。在设于缸套44的环槽嵌入O形密封环50A及50B，这些O形密封环将活塞42A及42B与缸套44之间密封。

需要说明的是，在图1中，制动垫14A及14B、活塞42A及42B、液压缸室48分别仅图示出了一个，但是它们也可以以绕着旋转轴线18均等地隔开配置的状态设置多个。

静止构件38在内周部的内表面具有绕着旋转轴线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而与液压缸室48连通连接。环状槽52通过在静止构件38的内周部设置的连通孔56及图中未示出的导管而与液压式的制动促动器连接。而且，罩构件58通过螺纹紧固而固定在比静止构件38的内周部靠径向外侧的侧面。罩构件58以从副转子22隔开的状态覆盖副转子，防止粉尘或泥水侵入到制动转子12与静止构件38之间。

通过以上的说明可知，当液压缸室48内的液压增大时，制动垫14A、14B、非旋转摩擦构件34A、34B及活塞42A、42B被向相互分离的方向驱动。由此，制动垫14A及14B分别被按压于盘部20A及副转子22的摩擦面。由此，活塞42A，42B及缸套44等支承于静止构件38，作为分别经由非旋转摩擦构件34A及34B将制动垫14A及14B向盘部20A和副转子22按压的按压装置60A及60B发挥功能。

当图中未示出的车轮旋转时，制动转子12及旋转轴16与车轮一起绕着旋转轴线18旋转，但是制动垫14A及14B、套筒部28、静止构件38及罩构件58不旋转。由此，盘部20A及副转子22相对于制动垫14A及14B相对地绕着旋转轴线18旋转，因此制动垫14A及14B相对于盘部20A及副转子22相对地绕着旋转轴线18公转。

因此，当将制动垫14A及14B按压于盘部20A及副转子22时，利用摩擦部14AA及14BA分别与盘部20A及副转子22的摩擦面进行摩擦接触。因此如图2所示，在制动转子12作用有与其旋转方向反向的周方向的摩擦力Fb，在制动垫14A及14B作用有与摩擦力Ff反方向的摩擦力Ff。

摩擦力Fb分别将制动垫14A及14B向静止构件38的搁板部38A及38B的支承面38AS的倾斜了45°的倾斜面按压。因此，制动垫14A及14B被倾斜面以作为按压力的反力的力Fn(＝Fb×tan45°)向径向外方按压(楔作用)，从而在外周面与盘部20A的圆筒面36A及36B摩擦卡合。

而且，制动垫14A及14B的摩擦部14AA及14BA分别与盘部20A及副转子22的摩擦面进行摩擦接触，产生摩擦力，由此使制动垫14A及14B绕着自转轴线40自转。

图3是第一实施方式的制动装置10的主要部分的沿着旋转轴线18观察到的示意性的说明图。如上所述通过摩擦部14AA及14BA分别与盘部20A及副转子22的摩擦面进行摩擦接触而产生的摩擦力Ff以使制动垫14A及14B向制动转子12的旋转方向移动的方式发挥作用。若摩擦部14AA及14BA与盘部20A及副转子22之间的摩擦系数及按压力在全部的区域中相同，则摩擦力Ff在全部的区域中也相同。

然而，摩擦力Ff作用的长度L、即绕着旋转轴线18的长度根据距旋转轴线18的径向的距离而不同。即便距自转轴线40的距离相同，与自转轴线40相比靠径向外侧的距离Lout也大于与自转轴线40相比靠径向内侧的距离Lin。通过摩擦力Ff向制动垫14A及14B施加的能量(作功量)考虑为摩擦力Ff与长度L之积，在与自转轴线40相比靠径向外侧处施加的能量大于在与自转轴线40相比靠径向内侧处施加的能量。由此，在该能量之差的作用下，制动垫14A及14B向与绕着旋转轴线18的盘部20A、副转子22的旋转方向相同的方向，绕着自转轴线40旋转从而进行自转。

制动垫14A及14B的外周面与盘部20A的圆筒面36A及36B之间的摩擦卡合所产生的摩擦力Fp1向促进制动垫的自转的方向作用。然而，制动垫14A及14B的外周面与支承面38AS及38BS之间的摩擦力Fp2向妨碍制动垫的自转的方向作用。

至少在第一及第二按压装置60A及60B的按压力小的状况下，以使摩擦力Fp2比摩擦力Fp1小的方式设定各摩擦卡合部的摩擦系数。由此，至少在第一及第二按压装置60A及60B的按压力小的状况下，制动垫14A及14B被容许绕着自转轴线40的自转，并且在摩擦力Fp1及Fp2之差的作用下，被促进绕着自转轴线40的自转。需要说明的是，上述的摩擦力的关系通过以使各摩擦卡合部的垂直应力与摩擦系数之积满足上述摩擦力的关系的方式设定各摩擦卡合部的摩擦系数来实现。

然而，当第一及第二按压装置60A及60B的按压力升高时，将制动垫14A及14B向圆筒面36A及36B按压的力增大，并且通过制动垫14A及14B的摩擦部AB及14BB与非旋转摩擦构件34A及34B进行摩擦卡合而产生的摩擦力也增大。

然而，当第一及第二按压装置60A及60B的按压力升高时，将制动垫向圆筒面按压的力增大，并且通过制动垫的摩擦部AB及14BB与非旋转摩擦构件34A及34B进行摩擦卡合而产生的摩擦力也增大。该摩擦力以抑制制动垫14A及14B的自转的方式发挥作用，因此当第一及第二按压装置60A及60B的按压力升高时，制动垫14A及14B不再自转。即，制动垫14A及14B的外周面仅产生与圆筒面36A及36B的摩擦卡合产生的摩擦力。

当制动垫14A及14B绕着自转轴线40自转时，制动垫14A及14B的摩擦部AB及14BB与非旋转摩擦构件34A及34B进行摩擦卡合，产生图中未示出的摩擦力Fs。该摩擦力Fs经由制动垫14A及14B作为抑制制动转子12的旋转的力发挥作用。

这样，当按压装置60A及60B对制动垫14A及14B的按压开始时，制动垫14A及14B首先公转且瞬间自转。然而，然后制动垫14A及14B仅进行公转，产生基于公转的摩擦力。基于公转的摩擦力是制动垫的摩擦部AA及14BA与盘部20A、副转子22进行摩擦卡合而产生的摩擦力Ff、及制动垫的外周面与圆筒面36A及36B进行摩擦卡合产生的摩擦力Fp。

因此，摩擦力Fb产生的制动转矩Tb及摩擦力Fp产生的制动转矩Tp之和成为制动转矩Tbp。制动转矩Tb、Tp及Tbp与按压装置60A及60B对制动垫14A及14B的的按压力成比例，按压力与液压缸室48内的液压成比例。因此，通过液压缸室48内的液压的控制来控制按压力，由此能够控制制动转矩Tb、即制动装置10产生的制动力。

如上述那样，在按压装置60A及60B进行的按压开始时，即制动开始时，制动垫14A及14B瞬间自转。由此，每当制动开始时，制动垫14A及14B稍微自转，因此制动垫14A及14B的外周面在整周与圆筒面36A及36B进行摩擦卡合。由此，与上述公开公报记载的制动装置那样摩擦构件通过枢轴运动而与制动转子的圆筒部摩擦卡合的情况相比，能够减少与磨损的进展相伴的摩擦系数或按压力的变化。因此，能够长期使制动装置10稳定地产生制动力。

另外如上所述，制动装置10的制动转矩Tbp是由摩擦力Fb产生的制动转矩Tb与由摩擦力Fp产生的制动转矩Tp之和。由此，与仅产生基于摩擦力Fb的制动转矩Tb的制动装置相比，能够产生高的制动转矩。

例如，虽然图1中未示出，旋转轴线18与旋转转矩传递装置66A及66B的距离设为152.5mm，旋转轴线18与自转轴线40的距离设为120mm，自转轴线40与旋转转矩传递装置66A及66B的距离设为25mm。而且，各摩擦接触部的摩擦系数设为μ(＝0.25)，按压装置60A及60B的按压力设为Fkgf。

摩擦力Ff可考虑为作用于制动垫14A及14B的中心，而且制动垫14A及14B这两者产生摩擦力Ff，因此通过摩擦力Fb产生的制动转矩Tb由下述的式1表示。

Tb＝2×120μF

＝240μF

＝60F……(1)

而且，摩擦力Fp是通过以按压力(μF)将制动垫14A及14B按压于盘部20A的圆筒面36A及36B，在外周面与这些圆筒面摩擦卡合而产生的摩擦力。由此，通过摩擦力Fp产生的制动转矩Tp由下述的式2表示。

Tp＝2×μF×μ×152.5

＝19F……(2)

因此，制动装置10的制动转矩Tp由下述的式3表示，与仅产生基于摩擦力Fp的制动转矩Tb的制动装置的对比中的制动转矩的伺服比Rb由下述的式4表示。

Tbp＝60F+19F

＝79F……(3)

Rb＝79F/60F

≈1.3……(4)

需要说明的是，在本实施方式中，制动垫等分别设置N(正的整数)个的情况下，制动转矩Tb成为由式3表示的值的N倍，因此能够产生更高的制动转矩，伺服比Rb也能够进一步提高。

尤其是根据第一实施方式，制动垫14A及14B在圆板部的两面与盘部20A等进行摩擦卡合，因此能够以两面中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。而且，相比较于与盘部20A等的摩擦卡合在制动垫14A及14B的圆板部的一方的面和其他的部位进行的情况，能够减少作用于制动垫的变形应力。需要说明的是，该作用效果在后述的其他的实施方式中也同样能得到。

[第二实施方式]

图4是作为车辆用制动装置构成的本发明的摩擦制动装置的第二实施方式的利用通过旋转轴线的剖切面剖切表示的剖视图，图5是从图4的右方观察到的第二实施方式的局部侧视图，图6是沿着图4的线VI-VI的局部剖视图。

在该第二实施方式中，主转子20不具有圆筒部20B，是与旋转轴16不同的构件。而且，主转子20的圆环板状的盘部20A通过由散热用的散热片构成的连接部64而与副转子22一体连接。旋转轴16在外端部具有凸缘部16A，与盘部20A成为一体的轮辋部20C的内周部通过4根螺栓32而连结于凸缘部16A。因此，虽然在图中未示出，但是螺栓32及与之螺合的螺母通过一起紧固而将轮辋部20C与凸缘部16A一起一体地连结于车轮的轮辋部。

制动垫14A及14B、非旋转摩擦构件34A及34B、活塞42A及42B以与第一实施方式的情况相反的朝向配置在制动转子12的两侧。而且，非旋转摩擦构件34A及34B由跨制动转子12的外周部而实质上呈截面U形延伸的制动钳68，支承为沿着自转轴线40相对于制动转子12能够相对位移，但不绕着自转轴线40旋转。

制动钳68由位于制动转子12的两侧的一对臂部68A及68B和将这些臂部的径向的外端一体连接的连接部68C构成。在臂部68A及68B分别以沿着自转轴线40延伸的方式设置缸套44A及44B。活塞42A及42B分别以能够沿着自转轴线40往复移动的方式与缸套44A及44B嵌合，与臂部68A及68B协作而划定液压缸室48A及48B。因此该第二实施方式的按压装置60A及60B分别由活塞42A、42B及液压缸室48A、48B划定。

虽然在图4中未示出，但液压缸室48A及48B通过设于臂部68A及68B的内部通路及与之连通的导管而与液压式的制动促动器连接。因此，液压缸室48A及48B内的液压由制动促动器同时控制成同一压力。

在臂部68A及68B的径向内端部的内表面分别通过三个螺栓70A及70B而固定有制动垫支承构件72A及72B，制动垫支承构件72A及72B成为与第一实施方式的搁板部38A及38B相同的方式，分别通过盘部20A及副转子22沿轴线方向隔开配置。

在主转子20的外周通过焊接等手段而固定有圆筒体74。圆筒体74具有比制动转子12的外周部的厚度大的轴线方向长度，向制动转子12的轴线方向两侧突出。圆筒体74的内周面74A及74B与制动垫支承构件72A及72B的支承面72AS及72BS协作而将制动垫14A及14B支承为沿着自转轴线40相对于静止构件38能够相对位移且绕着自转轴线40能够旋转。

制动垫支承构件72A及72B的各摩擦卡合部的摩擦系数的关系也与第一实施方式的搁板部38A及38B的对应的摩擦卡合部的摩擦系数的关系同样地设定。因此，制动垫支承构件72A及72B与第一实施方式的搁板部38A及38B同样地分别对制动垫14A及14B发挥功能。

因此，在该实施方式中也能得到与第一实施方式的情况同样的作用效果。即，与上述公开公报记载的制动装置那样摩擦构件通过枢轴运动而与制动转子的圆筒部摩擦卡合的情况相比，能够减少与磨损的进展相伴的摩擦系数的变化，能够长期使制动装置10稳定地产生制动力。

需要说明的是，本实施方式的制动装置10的制动转矩Tb及与仅产生基于摩擦力F的制动转矩T的制动装置的对比中的制动转矩的伺服比Rb也分别与第一实施方式的情况相同。

[第三实施方式]

图7是表示作为第二实施方式的修改例构成的本发明的制动装置的第三实施方式的与图6同样的局部剖视图。

在该第三实施方式中，在制动垫支承构件72A的支承面72AS上的一对侧壁面的区域设有槽76A。槽76A与旋转轴线18垂直地延伸，槽76A的深度设定为随着从旋转轴线18远离而逐渐增大。在槽76A的底面固定有橡胶那样的弹性体78A，弹性体78A的厚度也设定为随着从旋转轴线18远离而逐渐增大。

在弹性体78A的表面通过粘结等手段而固定有金属制的支承板80A。在制动装置10的非工作时，支承板80A的表面以相对于与径向垂直的方向倾斜45°的状态较轻地抵接于制动垫14A的外周面。然而，在制动装置10的工作时，支承板80A被制动垫14A按压，弹性体78A在槽76A内发生压缩变形，由此支承板80A的表面相对于与径向垂直的方向的倾斜角θ变得比45°小。

需要说明的是，制动垫支承构件72B也与制动垫支承构件72A同样地构成。因此，制动垫支承构件72B在制动装置10的非工作时及工作时都与制动垫支承构件72A同样地工作，支承板80B通过弹性体78B的压缩变形而与支承板80A同样地倾动。

该第三实施方式的其他的点与上述的第二实施方式同样地构成。由此，除了在制动装置10的工作时制动垫14A及14B从制动垫支承构件72A及72B受到的反力比第二实施方式的情况在径向上更接近的点之外，第三实施方式与第二实施方式同样地工作。因此，根据第三实施方式，能够得到与第二实施方式的情况同样的作用效果。

尤其是根据第三实施方式，能够使制动装置10的制动转矩Tb及制动转矩的伺服比Rb分别大于第二实施方式的值。而且，能够使制动转矩Tb及制动转矩的伺服比Rb相比第二实施方式的值增大的量随着按压装置60A及60B的按压力增大而逐渐增大。

即，制动装置10的各构件的尺寸与第二实施方式的值相同。在制动垫14A及14B的外周面产生的摩擦力Fp的制动转矩Tp由下述的式5表示。

Tp＝2×μF/tanθ×μ×152.5

＝19F/tanθ……(5)

在倾斜角θ为45°时，制动转矩Tp与第一及第二实施方式的情况一样为19F，但是当倾斜角θ成为30°时，制动转矩Tp增大为约33F。由此，随着按压力增大而倾斜角θ从45°减少成为30°时，制动转矩Tp从19F逐渐增大至约33F。

另外，当倾斜角θ成为30°时，制动转矩的伺服比Rb由下述的式6表示。由此，随着按压力增大而倾斜角θ从45°减少成为30°时，伺服比Rb从由上述式4表示的1.3逐渐增大至1.6。

Rb＝(60F+33F)/60F

＝93F/60F

≈1.6……(6)

需要说明的是，该第三实施方式的制动垫支承构件72A及72B的作用严格来看，与弹性体78A及78B的弹性变形相伴的反力使将制动垫14A及14B分别向圆筒面36A及36B按压的力增大。由此，与按压力增大相伴的制动转矩Tp及制动转矩的伺服比Rb的增大量及增大率分别比上述的值大。

[第四实施方式]

图8是作为第二实施方式的修改例构成的本发明的摩擦制动装置的第四实施方式的利用通过旋转轴线的剖切面剖切表示的剖视图，图9是从图8的右方观察到的第四实施方式的局部侧视图，图10是沿着图8的线X-X的局部剖视图。

在该第四实施方式中，在臂部68A及68B的径向内端部的内表面未固定制动垫支承构件72A及72B。然而，通过利用例如压入而固定在臂部68A及68B的径向内端部上的销82A及82B，将作为制动垫支承构件发挥功能的辊84A及84B支承为绕着与旋转轴线18平行的滚动轴线86能够滚动。辊84A及84B由摩擦系数小的金属那种实质上坚固的材料形成。

辊84A及84B与固定在主转子20的外周的圆筒体74协作，将制动垫14A及14B分别支承为沿着自转轴线40相对于静止构件38能够相对位移且绕着自转轴线40能够旋转。特别的是，辊84A及84B在相对于与径向垂直的方向的倾斜角为45°的位置处与制动垫14A及14B的外周面接触。

由此，辊84A及84B与第一实施方式的搁板部38A及38B、第二实施方式的制动垫支承构件72A及72B同样地发挥功能。因此，在本实施方式中也能够得到与第一实施方式的情况同样的作用效果。而且，与仅产生基于摩擦力F的制动转矩T的制动装置相比，能够使制动装置10的制动转矩Tb及制动转矩的伺服比Rb分别为与第一及第二实施方式的情况相同大小的值。

特别的是，辊84A及84B通过销82A及82B支承为能够滚动。由此，能够在制动垫14A及14B分别通过盘部20A和副转子22而向周方向移动时，使在制动垫的外周面与制动垫支承构件之间产生的摩擦力与其他的实施方式情况相比减小。

需要说明的是，辊84A及84B由坚固的材料形成，但也可以由橡胶或树脂那样的可压缩变形的材料形成。这种情况下，随着按压装置60A及60B的按压力增大而辊84A及84B的压缩变形量增大，与制动垫14A及14B的外周面接触的辊的表面相对于与径向垂直的方向所成的倾斜角减小。

因此，与上述的第三实施方式的情况一样，能够使制动装置10的制动转矩Tbp及制动转矩的伺服比Rb分别大于第二实施方式的值。而且，能够使制动转矩Tbp及制动转矩的伺服比Rb相比第二实施方式的值增大的量随着按压装置60A及60B的按压力增大而逐渐增大。

以上详细说明了本发明的特定的实施方式，但本发明并不限定为上述的实施方式，在本发明的范围内能够进行其他的各种实施方式的情况对于本领域技术人员来说不言自明。

例如在上述的各实施方式中，制动垫、非旋转摩擦构件、活塞、按压装置分别设置一对，但它们也可以每样仅设置一个。

另外，在上述的各实施方式中，作为支承构件的搁板部38A或制动垫支承构件72A等至少在开始与制动垫14A及14B的卡合时，它们的表面相对于与径向垂直的方向所成的倾斜角为45°。然而，该倾斜角也可以是45°以外的角度。

另外，在上述的各实施方式中，搁板部38A或制动垫支承构件72A等支承构件由坚固的材料形成，但也可以如第四实施方式的辊84A及84B的变形例那样由可弹性变形的材料形成。这种情况下，即便不是第三实施方式那样的结构，也能够得到与第三实施方式固有的作用效果同样的作用效果。

另外，在上述的第一实施方式中，主转子20及副转子22没有与旋转轴16、车轮支承构件28及静止构件38协作而形成密闭空间，但也可以修改为形成密闭空间。而且，这种情况下，可以向密闭空间中填充润滑剂。

另外，在上述的第一实施方式中，圆筒部20B与盘部20A一体形成而形成主转子20。然而，圆筒部20B也可以与副转子22一体形成，而且也可以将盘部20A、圆筒部20B、副转子22分体形成。

另外，在上述的第三实施方式中，弹性体78A及78B发生压缩变形，并且支承板80A及80B的表面的倾斜角发生变化。然而，也可以修改为支承板80A及80B的表面的倾斜角不变化，弹性体78A及78B进行压缩变形，其反力增大。

而且，在上述的各实施方式中，按压装置是活塞与缸套嵌合而形成液压缸室的液压式的按压装置，但也可以修改为电磁式的促动器。而且，各实施方式的制动装置是车辆用的制动装置，但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，其具有：绕着旋转轴线旋转的制动转子；能够绕着与所述旋转轴线平行的自转轴线旋转的旋转摩擦构件；将所述旋转摩擦构件支承为能够绕着所述自转轴线旋转的支承构件；以及将所述旋转摩擦构件向所述制动转子按压的按压装置，所述摩擦制动装置的特征在于，

当通过所述按压装置将所述旋转摩擦构件按压于所述制动转子时，所述旋转摩擦构件与所述制动转子的侧面摩擦卡合并且相对于所述制动转子相对地绕着所述旋转轴线公转，

所述支承构件构成为，当所述旋转摩擦构件公转时，将所述旋转摩擦构件向与所述旋转轴线垂直的方向按压而使所述圆板部的外周与所述制动转子的圆筒面摩擦卡合，

所述旋转摩擦构件在所述按压装置进行的按压开始时，通过与所述制动转子的侧面之间的摩擦力而绕着所述自转轴线自转，但是当所述按压装置产生的按压力增大时静止。

2.根据权利要求1所述的摩擦制动装置，其特征在于，

所述支承构件利用包含倾斜面的支承面而将所述旋转摩擦构件支承为能够绕着所述自转轴线旋转，所述倾斜面相对于与所述制动转子的径向垂直的方向倾斜，

所述支承构件通过所述旋转摩擦构件对所述倾斜面的按压力的反力来按压所述旋转摩擦构件。

3.根据权利要求1或2所述的摩擦制动装置，其特征在于，

所述旋转摩擦构件与所述支承构件之间的摩擦力小于所述旋转摩擦构件的外周与所述制动转子的圆筒面之间的摩擦力。

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，

所述支承面是绕着与所述自转轴线平行的滚动轴线滚动的滚动构件的圆筒状的表面。

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，

所述支承构件包含弹性构件，当所述旋转摩擦构件公转时，通过所述旋转摩擦构件而该弹性构件发生弹性变形，从而增大对所述旋转摩擦构件的反力。

6.根据权利要求2所述的摩擦制动装置，其特征在于，

所述支承构件构成为，所述旋转摩擦构件对所述倾斜面的按压力越高，所述倾斜面相对于与所述制动转子的径向垂直的方向的倾斜角越小。

7.根据权利要求1～6中任一项所述的摩擦制动装置，其特征在于，

所述按压装置经由以不能绕着所述旋转轴线旋转的方式被支承的非旋转摩擦构件而将所述旋转摩擦构件向所述制动转子按压，所述旋转摩擦构件在一侧与所述制动转子摩擦卡合，在另一侧与所述非旋转摩擦构件摩擦卡合。