JP2012007674A - ディスクブレーキ - Google Patents

Abstract

【課題】良好な作動効率を確保することができるディスクブレーキを提供する。
【解決手段】本ディスクブレーキ１ａに備えたピストン保持機構３４は、モータ３８による回転を増力する遊星歯車減速機構３４と、該遊星歯車減速機構３４の回転を直動に変換してピストン１２を並列に推進するねじ機構５２とボールアンドランプ機構２８とを有し、遊星歯車減速機構３４は、ねじ機構５２またはボールアンドランプ機構２８にモータ３８からの入力を増力した回転出力を伝達し、ねじ機構５２またはボールアンドランプ機構２８に該回転出力の反力を伝達し、ねじ機構５２がモータ３８からの回転力の付与が停止されたときに停止状態を維持する。これにより、良好な作動効率を確保することができる。
【選択図】図１

Description

本発明は、車両の制動に用いられるディスクブレーキに関するものである。

ディスクブレーキでは、駐車ブレーキ機能を達成するためのブレーキ力の自己保持をウォーム減速機に持たせるように構成される場合がある（特許文献１参照）。

特開２００６−１７７５３２号公報

特許文献１のディスクブレーキでは、ピストンの推力保持のためにはウォーム減速機の機械効率をなるべく低く（換言すれば、機械損失を大きく）設定する必要がある。しかしながら、ウォーム減速機の機械効率を低く設定すると、駐車ブレーキ機能を達成するための機構の作動効率が下がってしまい、下がった作動効率を補ってピストンに所望の推力を発生させるためにモータを大型化しなければならない、という問題が発生する。

本発明は、良好な作動効率を確保することができるディスクブレーキを提供することを目的とする。

上記課題を解決するための手段として、本発明は、ディスクを挟んでその両側に配置される一対のパッドと、該一対のパッドのうち一方をディスクに押し付ける一つのピストンと、該ピストンが移動可能に納められるシリンダを有するキャリパ本体と、該キャリパ本体に設けられる電動モータと、前記キャリパ本体に設けられ、前記ピストンを制動位置に保持させるピストン保持機構と、を備えたディスクブレーキにおいて、前記ピストン保持機構は、前記電動モータによる回転を増力する減速機構と、該減速機構の回転を直動に変換して前記一つのピストンを並列に推進する第１と第２の回転直動変換機構と、を有し、前記減速機構は、前記第１の回転直動変換機構に前記電動モータの入力を増力した回転出力を伝達し、前記第２の回転直動変換機構に該回転出力の反力を伝達し、前記第１と第２の回転直動変換機構のうち少なくとも一方は、伝達力の付与が停止されたときに停止状態を維持することを特徴とする。

本発明のディスクブレーキによれば、良好な作動効率を確保することができる。

第１の実施形態に係るディスクブレーキで、駐車ブレーキが解除された状態を示す断面図である。 図１のＸ−Ｘ線の断面図である。 第１の実施形態に係るディスクブレーキで、駐車ブレーキの作動時ねじ機構だけが作動した状態を示す断面図である。 第１の実施形態に係るディスクブレーキで、駐車ブレーキの作動時ねじ機構に加えてボールアンドランプ機構も作動した状態を示す断面図である。 第２の実施形態に係るディスクブレーキで、駐車ブレーキが解除された状態を示す断面図である。 第２の実施形態に係るディスクブレーキで、駐車ブレーキの作動時ねじ機構だけが作動した状態を示す断面図である。 第２の実施形態に係るディスクブレーキで、駐車ブレーキの作動時ねじ機構に加えてプランジャポンプ機構も作動した状態を示す断面図である。

以下、本発明を実施するための形態を図１〜図７に基づいて詳細に説明する。まず、第１の実施形態に係るディスクブレーキ１ａを図１〜図４に基いて説明する。図１に第１の実施形態に係るディスクブレーキ１ａを示す。ディスクブレーキ１ａには、車両の回転部に取り付けられたディスクロータ１５０を挟んで両側に配置された一対のインナブレーキパッド２及びアウタブレーキパッド３と、キャリパ４が設けられている。本ディスクブレーキ１ａは、キャリパ浮動型として構成されている。上記一対のインナブレーキパッド２、アウタブレーキパッド３、及びキャリパ４は、車両のナックル等の非回転部に固定されたキャリア５にディスクロータ１５０の軸方向へ移動可能に支持されている。

キャリパ４の主体であるキャリパ本体６は、車両内側のブレーキパッドであるインナブレーキパッド２に対向する基端側に配置されるシリンダ部７と、車両外側のブレーキパッドであるアウタブレーキパッド３に対向する先端側に配置される爪部８とを有している。シリンダ部７には、インナブレーキパッド２側を開口部７ａとなし、他端が底壁９により閉じられた有底のシリンダ１０が形成されている。このシリンダ１０内には、ピストンシール１１を介して接触状態で軸方向に移動可能にピストン１２が内装されている。

ピストン１２は、カップ形状を呈し、その底部１２Ａがインナブレーキパッド２に対向するようにシリンダ１０内に収められている。このピストン１２とシリンダ１０の底壁９との間は液圧室１３として画成されている。この液圧室１３には、シリンダ部７に設けた図示しないポートを通じて、マスタシリンダなどの図示しない液圧源から液圧が供給されるようになっている。ピストン１２は、その底面に設けた凹部１４にインナブレーキパッド２の背面に設けた凸部１５を係合させることにより回り止めされている。また、ピストン１２の底部とシリンダ１０との間にはシリンダ１０内への異物の進入を防ぐダストブーツ１６が介装されている。

キャリパ本体６のシリンダ１０の底壁９側には気密的にハウジング３５が取り付けられる。該ハウジング３５の一端開口には気密的にカバー３９が取り付けられる。なお、ハウジング３５とシリンダ１０とはシール５１によって気密性が保持されている。また、ハウジング３５とカバー３９とはシール４０によって気密性が保持されている。キャリパ本体６のハウジング３５には、電動モータの一例であるモータ３８がシール５０を介して密閉的に取り付けられている。なお、本実施形態では、モータ３８をハウジング３５の外側に配置したが、モータ３８を覆うようにハウジング３５を形成し、ハウジング３５内にモータ３８を収容してもよい。この場合、シール５０は不要となる。

また、キャリパ本体６には、ピストン１２を制動位置に保持させるピストン保持機構３４が備えられる。該ピストン保持機構３４は、モータ３８による回転を増力する減速機構としての平歯多段減速機構３７及び遊星歯車減速機構３６と、該平歯多段減速機構３７及び遊星歯車減速機構３６からの回転運動を直線方向の運動（以下、便宜上直動という。）に変換して推力としてピストン１２に付与してピストン１２を移動させる、一方の回転直動変換機構としてのねじ機構５２及び他方の回転直動変換機構としてのボールアンドランプ機構２８とを有している。上記平歯多段減速機構３７及び遊星歯車減速機構３６は、ハウジング３５内に収納され、上記ねじ機構５２及びボールアンドランプ機構２８は、キャリパ本体６のシリンダ１０内に収納されている。

［減速機構］ 平歯多段減速機構３７は、ピニオンギヤ４２と、第１減速歯車４３と、第２減速歯車４４とを有している。ピニオンギヤ４２は、筒状に形成され、モータ３８のシャフト４１に圧入固定される穴部４２Ａと、外周に形成される歯車４２Ｂとを有している。第１減速歯車４３は、ピニオンギヤ４２の歯車４２Ｂに噛合する大径の大歯車４３Ａと、大歯車４３Ａから軸方向に延出して形成される小径の小歯車４３Ｂとが一体形成されている。この第１減速歯車４３は、一端がハウジング３５に支持されると共に他端がカバー３９に支持されたシャフト６２により回転可能に支持される。第２減速歯車４４は、第１減速歯車４３の小歯車４３Ｂに噛合する大径の大歯車４４Ａと、大歯車４４Ａから軸方向に延出して形成される小径のサンギヤ４４Ｂとが一体形成されている。サンギヤ４４Ｂは後述する遊星歯車減速機構３６の一部を構成している。この第２減速歯車４４は、カバー３９に支持されたシャフト６３により回転可能に支持される。

［減速機構（遊星歯車減速機構）］遊星歯車減速機構３６は、上記のサンギヤ４４Ｂと、複数個（本実施の形態では３個）のプラネタリギヤ４５と、インターナルギヤ４６と、キャリア４８とを有する。プラネタリギヤ４５は、第２減速歯車４４に形成されたモータ３８の回転の入力部としてのサンギヤ４４Ｂに噛合される歯車４５Ａと、キャリア４８に立設されるピン４７を挿通する穴部４５Ｂとを有している。３個のプラネタリギヤ４５は、キャリア４８の円周上に等間隔に配置される。

キャリア４８は、円盤状に形成され、その中心にスプライン溝を有する穴部４８Ａが形成されている。穴部４８Ａは、ねじ機構５２のスピンドル５５の後端側（図１中右端）とスプライン係合することで、キャリア４８とスピンドル５５とで互いに回転トルクを伝達できるようになっている。キャリア４８の外周側には、上記各プラネタリギヤ４５をそれぞれ回転可能に支持する複数のピン４７を圧入固定するためのピン孔部４８Ｂが形成されている。キャリア４８は、穴部４８Ａを挿通したスピンドル５５の後端に固着されるクリップ６４によってスピンドル５５に対する軸方向への移動が規制されるようになっている。また、各ピン４７は、一端側がキャリア４８のピン孔部４８Ｂにそれぞれ圧入固定されており、各ピン４７には他端側に固着されるクリップ６６によって、各ピン４７がそれぞれ挿通されるワッシャ６５とともに各プラネタリギヤ４５の軸方向への各ピン４７に対する移動が規制される。キャリア４８は、本実施形態において第１または第２出力部として構成されている。

インターナルギヤ４６は、各プラネタリギヤ４５の歯車４５Ａがそれぞれ噛合する内歯４６Ａと、この内歯４６Ａから軸方向に延出する大径筒部４６Ｂと、この大径筒部４６Ｂの内歯４５Ａと反対側の端部に形成される環状部４６Ｃと、この環状部４６Ｃの中心部から軸方向に延出する小径筒部４６Ｄと、この小径筒部４６Ｄの内周面にスプライン溝が形成された穴部４６Ｅとを有している。インターナルギヤ４６は、小径筒部４６Ｄの外周面４６Ｆでハウジング３５の開口３５Ａに回転可能に支持されている。インターナルギヤ４６は、環状部４６Ｃの小径筒部４６Ｄ付近に環状の当接部４６Ｇが形成されており、ハウジング３５の開口３５Ａ周辺で当接可能になっている。インターナルギヤ４６は、キャリア４８に設けられたワッシャ６５と上記当接部４６Ｇが当接するハウジング３５とによってハウジング３５に対する軸方向への移動が規制される。また、インターナルギヤ４６の穴部４６Ｅは、上記ボールアンドランプ機構２８のインプットシャフト３１にスプライン係合しており、互いに回転トルクを伝達できるようになっている。インターナルギヤ４６は、上記キャリア４８とともに本実施形態において第１または第２出力部として構成されている。

［回転直動変換機構（ねじ機構）］ 一方の回転直動変換機構としてのねじ機構５２は、ナット５３、フランジ５４及びスピンドル５５を備えている。スピンドル５５は、後端側（図１中右端側）にスプライン溝を有する嵌合部５５Ａが形成され、上述したように嵌合部５５Ａはキャリア４８の穴部４８Ａとスプライン係合することで、キャリア４８とスピンドル５５とで互いに回転トルクを伝達できるようになっている。スピンドル５５の先端側（図１中左端側）には、ねじ溝が形成されたおねじ部５５Ｂが形成されており、このおねじ部５５Ｂには、直動部材としてのナット５３が螺合している。スピンドル５５の軸方向略中央で、おねじ部５５Ｂの基端には、径方向に突出する鍔部５５Ｃが形成されている。鍔部５５Ｃは、スラストベアリング５６及びスラストワッシャ５７を介して後述するボールアンドランプ機構２８のインプットシャフト３１に軸方向に支持されている。これらの支持により、スピンドル５５がインプットシャフト３１を介して回転可能にキャリパ４に支持されることになる。上記嵌合部５５Ａと鍔部５５Ｃとの間には、前記キャリパ４の底壁９に形成された穴部９Ａに挿通される挿通部５５Ｄが設けられている。

ナット５３は、全体が筒状に形成され、一端側の内周面に形成され上記スピンドル５５のおねじ部５５Ｂに螺合するめねじ部５３Ａと、このめねじ部５３Ａの外周側に形成され後述するボールアンドランプ機構２８のプッシュロッド１９に螺合するおねじ部５３Ｂとを有している。ここで、スピンドル５５のおねじ部５５Ｂとナット５３のめねじ部５３Ａとのねじ溝のリードは、ピストン１２が制動位置にあるときの推力、すなわち軸力が作用している際には、お互いに相対回転不能、言い換えれば、ナット５３に加わった軸力によってスピンドル５５が回動しない、すなわち、逆作動しないリードに設定されている。このようなおねじ部５５Ｂとめねじ部５３Ａとを有していることによりねじ機構５２の機械効率は低く（例えば、機械効率ηが１０〜１５程度と）なっている。これらおねじ部５５Ｂとめねじ部５３Ａとにより、ねじ機構５２はピストン保持機構３４の作動時にピストン１２を制動位置に保持することが可能となっている。

フランジ５４は、略円錐筒状に形成されており、先端側内周面に上記ナット５３の他端が固着されるようになっている。フランジ５４の外周端には、複数の凸部５４Ａが形成されている。この複数の凸部５４Ａは、ピストン１２の円筒部Ｂの内周面に軸方向に延びて周方向に複数形成された溝部１２Ｃに係合するようになっている。この凸部５４Ａがピストン１２の溝部１２Ｃに係合することによって、ピストン１２に対してナット５３及びフランジ５４は軸方向には移動可能であるが、回転方向への移動は規制されるようになっている。フランジ５４の外周面には、傾斜面５４Ｂが形成されている。この傾斜面５４Ｂは、ピストン１２の底部１２Ａの内側に形成された傾斜面１２Ｄと当接可能になっている。フランジ５４の傾斜面５４Ｂがピストン１２の傾斜面１２Ｄに当接することで、モータ３８による回転力が、ねじ機構５２であるスピンドル５５、ナット５３及びフランジ５４を介して伝達され、ピストン１２を制動位置まで推進するとともに、制動位置に保持することができる。なお、フランジ５４の傾斜面５４Ｂ、若しくは、ピストン１２の傾斜面１２Ｄには、図示せぬ軸方向溝が複数形成されており、この軸方向溝によりピストン１２の底部１２Ａとフランジ５４とで形成される空間がピストン１２の筒状部１２Ｂの内部と連通することになり、ブレーキ液の流通が可能となって、前記空間のエア抜き性が確保されるようになっている。

本実施形態においては、ねじ機構５２により、一方の回転直動変換機構、特に伝達力の付与が停止されたときに停止状態を維持する回転直動変換機構が構成されている。また、本実施形態においては、ナット５３及びフランジ５４によりねじ機構の直動部材が構成されるようになっている。

［回転直動変換機構（ボールアンドランプ機構）］ 他方の回転直動変換機構としてのボールアンドランプ機構２８は、インプットシャフト３１と、回転プレート２９と、直動プレート３０と、複数のボール３２と、スプリング２７と、プッシュロッド１９とを備えており、これらがリテーナ２６により組立体として構成されている。

インプットシャフト３１は、上述したインターナルギヤ４６の穴部４６Ｅとスプライン係合するスプライン溝部３１Ａを一端部に有する筒状部３１Ｂと、この筒状部３１Ｂの他端側に形成され上記スピンドル５５の鍔部５５Ｃをスラストベアリング５６及びスラストワッシャ５７を介して支承する環状の環状部３１Ｃと、この環状部３１Ｃの外周側に軸方向に延びて形成され上記回転プレート２９に係合する複数の爪部３１Ｄとが設けられている。上記筒状部３１Ｂは、前記キャリパ４の底壁９に形成された穴部９Ａに挿通されるとともに、その内周側にスピンドル５５の挿通部５５Ｄが挿通されるようになっている。なお、スピンドル５５の挿通部５５Ｄとインプットシャフト３１の筒状部３１Ｂの内周面との間には、シール５８が設けられており、また、シリンダ１０の底壁９の穴部９Ａとインプットシャフト３１の筒状部３１Ｂの外周面との間には、シール６１が設けられている。これらにシール５８およびシール６１によって、液圧室１３の液密性が保持されている。上記環状部３１Ｃは、スラストベアリング５９及びスラストプレート６０を介してシリンダ１０の底壁９に軸方向に支持されるようになっており、これにより、インプットシャフト３１が回転可能にキャリパ４に支持されることになる。

回転プレート２９は、略円環状に形成され、一面側に上記インプットシャフト３１の複数の爪部３１Ｄが嵌合する複数の溝部２９Ａと、直動プレート３０との対向面となる他面側に、周方向に沿って所定の傾斜角を有して円弧状に延びるとともに径方向において円弧状断面を有する複数のボール溝２９Ｂと、その中心部に前記スピンドル５５のおねじ部５５Ｂの基端側が挿通する穴部２９Ｃとを有している。上記複数の溝部２９Ａとインプットシャフト３１の爪部３１Ｄとは、爪部３１Ｄの先端と溝部２９Ａの底部とが当接可能になっており、かつ、インプットシャフト３１の回転力が回転プレート２９に伝達されるように嵌合されている。この場合、回転方向に若干のガタを設けて嵌合させても良いし、または、溝部２９Ａに爪部３１Ｄが圧入されるようにしても良い。本実施形態においては、この回転プレート２９がボールアンドランプ機構の回転部材として構成されている。

直動プレート３０は、略円環状に形成され、回転プレート２９との対向面となる一面側に形成され周方向に沿って所定の傾斜角を有して円弧状に延びるとともに径方向において円弧状断面を有する複数のボール溝３０Ａと、外周側に形成され前記リテーナ２６に軸方向に沿って穿設される切欠部２６Ｇに嵌合する複数の凸部３０Ｄと、その中心部に形成され前記スピンドル５５のおねじ部５５Ｂの基端側が挿通する穴部３０Ｃと、他面側に形成されプッシュロッド１９に摩擦係合する傾斜面３０Ｂとを有している。本実施形態においては、この直動プレート３０がボールアンドランプ機構の直動部材として構成されている。

ボール３２は、転動部材としての鋼球からなり、上記回転プレート２９の複数のボール溝２９Ｂと直動プレート３０の複数のボール溝３０Ａとの間にそれぞれ介装されている。そして、回転プレート２９が回転されると、ボール溝２９Ｂと３０Ａの間をボール３２が転動することにより、リテーナ２６に凸部３０Ｄが嵌合して回り止めされているため、直動プレート３０が軸方向に移動する。なお、ボール溝２９Ｂ、３０Ａは、周方向に沿った傾斜の途中に窪みを付けたり、傾斜を途中で変化させて構成するようにしても良い。

リテーナ２６は、全体が略筒形状で構成され、シリンダ１０の底壁９側に位置する大径部２６Ａと、この大径部２６Ａからシリンダ１０の開口７ａ方向に向けて縮径する縮径部２６Ｂと、この縮径部２６Ｂからシリンダ１０の開口７ａ方向に向けて延出する小径部２６Ｃとから形成されている。大径部２６Ａの一端部（図１中右側）には、スラストプレート６０側に部分的に折り込まれてスラストプレート６０を係止する複数の係止部２６Ｄが形成されている。また、図２に示すように、大径部２６Ａの周面には、部分的に外周側に突出する凸部２６Ｅが複数形成されている。この凸部２６Ｅは、シリンダ１０の底壁９側で軸方向に沿って形成される軸溝１０Ａに嵌合するようになっている。このように、リテーナ２６の凸部２６Ｅがシリンダ１０の軸溝１０Ａに嵌合することで、リテーナ２６、ひいては、ボールアンドランプ機構２８全体が、キャリパ４に対して回り止めされることになる。縮径部２６Ｂには、周方向に沿って部分的に外周側に突設される複数の突起部２６Ｆが形成されており、この突起部２６Ｆがシリンダ１０内に固着されるＣ字リング１０Ｂに当接することで、リテーナ２６ひいては、ボールアンドランプ機構２８全体の軸方向への移動が規制されて、キャリパ４に支持されるようになっている。

リテーナ２６の縮径部２６Ｂから小径部２６Ｃの途中までには、上述した直動プレート３０の凸部３０Ｄが嵌合する切欠部２６Ｇが軸方向に沿って複数形成されている。この切欠部にはワッシャ１７が係合しており、このワッシャ１７と直動プレート３０との間には付勢手段としてのスプリング２７が配置されるようになっている。このスプリング２７が、直動プレート３０を回転プレート２９側に付勢することにより、ボール３２を回転プレート２９のボール溝２９Ａと直動プレート３０のボール溝３０Ａとの間で保持することが可能となっている。小径部２６Ｃの先端側は内径方向に折り込まれており、後述のスプリング２４のばね受けとして機能するばね受け部２６Ｈとなっている。

［回転直動変換機構（ボールアンドランプ機構の調整機構）］ボールアンドランプ機構２８の直動プレート３０とねじ機構５２のフランジ５４との間には、調整機構としてのプッシュロッド１９が設けられている。プッシュロッド１９は、全体が略筒状に形成されており、内周面にナット５３の外周面のおねじ部５３Ｂに螺合されるめねじ部１９Ａと、外周面の軸方向中央部に外径側に突出して形成される環状のフランジ部１９Ｂと、軸方向の一端側（図１中右端）に形成され、上述の直動プレート３０の傾斜面３０Ｂと摩擦係合可能となっている摩擦面１９Ｃと、軸方向の他端側（図１中左端）に形成され、上述のねじ機構５２のフランジ５４の内周面に当接可能な当接面１９Ｄとを有している。上記めねじ部１９Ａは、多条ねじで構成されている。また、上記フランジ部１９Ｂは、ベアリング２３Ａ、２３Ｂを介すことでリテーナ２６に対して回転可能に支持され、かつスプリング２４によって直動プレート３０側（図１中右側）へ付勢される。これらの構成により、ナット５３が直動したときにナット５３のおねじ部５３Ｂとの噛合いによって、プッシュロッド１９が回転することになるが、プッシュロッド１９の軸方向位置は直動プレート３０が当接するまで変わらないようになっている。

このように構成されたボールアンドランプ機構２８においては、ピストン保持機構３４の作動時にピストン１２を制動位置に保持する必要がないため、ねじ機構５２の機械効率よりも高い機械効率（例えば、機械効率ηが８０〜９０程度）が設定されている。したがって、本実施形態のように、機械効率が低いねじ機構５２と機械効率の高いボールアンドランプ機構２８とを組み合わせたピストン保持機構３４の全体の機械効率が比較的高い（例えば、機械効率ηが２０〜３０程度）ものとなり、ディスクブレーキのピストン保持機構３４の良好な作動効率を確保することができる。また、上記ボールアンドランプ機構２８においては、機械効率が高いことから逆作動性がよくなっており、モータ３８の駆動を停止したときに、スプリング２７の付勢力により直動プレート３０が初期位置（回転プレート２９に近い位置）に戻るようになっている。なお、本実施形態においては、ボールアンドランプ機構２８により、他方の回転直動変換機構が構成されている。

上述のように、本実施形態においては、リテーナ２６によりねじ機構５２とボールアンドランプ機構２８とが組立体として構成されているので、この組立体をシリンダ１０内に挿入して、Ｃリング１０Ｂを固着させるだけで、シリンダ１０内での部品の組立工数を削減できるため、ディスクブレーキ１ａの製造効率が向上する。

次に、第１の実施形態に係るディスクブレーキ１ａの作用を説明する。まず、ブレーキペダルの操作による通常の液圧ブレーキとしてのディスクブレーキ１ａの制動時における作用を説明する。運転者によりブレーキペダルが踏み込まれると、ブレーキペダルの踏力に応じた液圧がマスタシリンダ（図示しない）から液圧回路を経てキャリパ４内の液圧室１３に供給される。これにより、ピストン１２がピストンシール１１を撓ませながら前進（図１の左方向に移動）してインナブレーキパッド２がディスクロータ１５０に押し付けられ、その反力によりキャリパ４がキャリア５に対して図１における右方向に移動して、爪部８に取り付けられたアウタブレーキパッド３がディスクロータ１５０に押し付けられる。この結果、ディスクロータ１５０が一対のインナ及びアウタブレーキパッド２、３により挟みつけられて車両の制動力が発生する。

そして、運転者がブレーキペダルを解放すると、マスタシリンダからの液圧の供給が途絶えて液圧室１３内の液圧が低下する。これにより、ピストンシール１１の弾性によってピストン１２が原位置まで後退して制動力が解除される。ちなみに、インナ及びアウタブレーキパッド２、３の摩耗に伴いピストン１２の移動量が増大すると、ピストン１２とピストンシール１１との間に滑りが生じることによって、ピストン１２の原位置を移動させて、パッドクリアランスを一定に調整するようになっている。

次に、車両の停止状態を維持するための作用の一例である、駐車ブレーキとしての作用を説明する。図１は、駐車ブレーキが解除されている状態を示している。この状態からパーキングスイッチ７１が操作されて駐車ブレーキを作動させる時には、ＥＣＵ７０によってモータ３８が駆動されて、平歯多段減速機構３７を介して遊星歯車減速機構３６のサンギヤ４４Ｂが回転する。このとき、遊星歯車減速機構３６のキャリア４８とインターナルギヤ４６とには、所定の比率（減速比）で互いに逆方向へ回転するように回転トルクが付与される。

そこで、ボールアンドランプ機構２８はスプリング２７による付勢力のため、直動プレート３０を前進（図１中左方向へ移動）させるためにはある一定以上のトルクが必要となっている。これに対して、一対のインナ及びアウタブレーキパッド２、３からディスクロータ１５０への制動力（押圧力）が発生していない状態では、スピンドル５５を回転させるためのトルクは十分小さくなっている。このため、図３に示すように、遊星歯車減速機構３６のサンギヤ４４Ｂからの回転力は、各プラネタリギヤ４５を介してキャリア４８に伝達され、ねじ機構５２が作動し始める。このとき、ボールアンドランプ機構２８が作動しないため、インターナルギヤ４６は回転しないため、モータ３８の回転力は、機会損失分を除いた殆どがねじ機構５２に伝達されるため、機械効率が良い状態でねじ機構５２が作動することになる。そして、該ねじ機構５２では、キャリア４８からの回転力によりスピンドル５５が回転してナット５３及びフランジ５４が前進（図１中左方向へ移動）し、フランジ５４の傾斜面５４Ｂがピストン１２の傾斜面１２Ｄに当接して押圧することでピストン１２も前進することになる。このとき、ナット５３はプッシュロッド１９と螺合しているため、プッシュロッド１９も共に前進しようとするが、プッシュロッド１９の軸方向の位置は、スプリング２４の付勢力により、図１の状態から変わらず、その場で回転することで互いの位置関係が調整、すなわち、ナット５３、フランジ５４及びプッシュロッド１９の軸方向の全長が伸びるように調整される。

次に、さらにモータ３８を回転させて、ねじ機構５２の作用によりディスクロータ１５０への制動力が発生し始めると、今度は、スピンドル５５を回転させるための回転トルクが増大して、ボールアンドランプ機構２８を作動させるための回転トルクより大きくなる。この結果、図４に示すように、遊星歯車減速機構３６のサンギヤ４４Ｂからの回転力は各プラネタリギヤ４５を介してインターナルギヤ４６に伝達され、ボールアンドランプ機構２８が作動し始める。そして、該ボールアンドランプ機構２８では、インターナルギヤ４６からの回転力によりインプットシャフト３１及び回転プレート２９が回転して直動プレート３０が前進し、直動プレート３０の傾斜面３０Ｂとプッシュロッド１９の摩擦面１９Ｃとが当接してプッシュロッド１９を押圧する。前述のように、直動プレート３０の傾斜面３０Ｂはプッシュロッド１９の摩擦面１９Ｃと摩擦係合するためにプッシュロッド１９は回転できなくなる。これにより、プッシュロッド１９（ボールアンドランプ機構２８）からの押圧力が多条ねじを介してナット５３及びフランジ５４に伝達されて、ディスクロータ１５０への制動力が増大する。なお、本実施の形態では、最初に、ねじ機構５２によりナット５３及びフランジ５４が前進することでピストン１２を前進させてディスクロータ１５０への制動力を得るので、ねじ機構５２の作動により一対のインナ及びアウタブレーキパッド２、３の経時的な摩耗を補償することができる。

次に、ボールアンドランプ機構２８によるディスクロータ１５０への制動力（押圧力）が大きくなり、インプットシャフト３１を回転させるためのトルクが大きくなると、今度は、遊星歯車減速機構３６のサンギヤ４４Ｂからの回転力が各プラネタリギヤ４５を介してキャリア４８に伝達され、該キャリア４８からの回転力によりねじ機構５２が作動、すなわち、スピンドル５５が回転してナット５３及びフランジ５４が前進されることでディスクロータ１５０への制動力がさらに増大する。このように、所定の比率を保持しながら、ねじ機構５２及びボールアンドランプ機構２８の両方にてピストン１２を前進させて、ディスクロータ１５０への制動力を増大させることができる。
そして、ＥＣＵ７０は、一対のインナ及びアウタブレーキパッド２、３からディスクロータ１５０への制動力が所定値に到達するまでモータ３８を駆動させる。

以上のように、第１の実施形態に係るディスクブレーキ１ａでは、駐車ブレーキのようなピストン１２を制動位置に保持させるときに、一対のインナ及びアウタブレーキパッド２、３からディスクロータ１５０へ制動力を付加するのに際して、機械効率が低いねじ機構５２と機械効率の高いボールアンドランプ機構２８とを組み合わせたピストン保持機構３４の全体の機械効率が比較的高い（例えば、機械効率ηが２０〜３０程度）ものとなり、ディスクブレーキのピストン保持機構３４の良好な作動効率を確保することができる。また、ピストン１２には、ねじ機構５２からの押圧力だけでなく、ボールアンドランプ機構２８からの押圧力も作用するため、モータ３８を小型化しても所望の制動力を得ることができる。さらに、モータ３８を小型化（低トルク化）することで、平歯多段減速機構３７及び遊星歯車減速機構３６に付与されるトルクも低く抑えることができるので、作動音や寿命の点で有利となる。

次に、ディスクロータ１５０への制動力が所定値に到達すると、ＥＣＵ７０は、モータ３８への通電を停止してモータ３８を駆動停止させる。すると、ディスクロータ１５０への押圧力からの反力及びスプリング２７の付勢力により、ボールアンドランプ機構２８だけが入力時とは逆方向に動作され、初期位置（図３に示す位置）まで復帰する。しかしながら、ねじ機構５２は押圧力からの反力により動作しないのでそのまま制動力が保持されることになり、駐車ブレーキの作動が完了する。

なお、モータ３８が駆動停止してボールアンドランプ機構２８によるディスクロータ１５０への押圧力がなくなると、その分、ねじ機構５２への反力が増大して、結果としてねじ機構５２が弾性変形する。このことにより、ディスクロータ１５０に付与される押圧力が減少することなる。このため、ねじ機構５２の弾性変形増加分も加味した押圧力（制動力）が発生するまで、モータ３８を駆動停止しないように、モータ３８の到達電流値やモータ３８の駆動時間を設定する必要がある。

また、平歯多段減速機構３７及び遊星歯車減速機構３６を逆方向に動作させるためのトルクが大きく、押圧力からの反力及びスプリング２７の付勢力だけではボールアンドランプ機構２８が逆方向に動作しない場合には、モータ３８の駆動停止後にモータ３８へピストン１２を戻す方向へ通電するようにしてもよい。この場合、ボールアンド機構２８が初期位置まで戻った時点でねじ機構５２が作動するが、このときには、比較的大きなトルクが必要であるためモータ３８の電流値が急増するようになる。このため、ボールアンドランプ機構２８が初期位置に戻ったか否かは電流値の急激な変化を検知することで認知して、それに基づいてモータ３８への通電を停止すればよい。

次に、駐車ブレーキを解除する際には、パーキングスイッチ７１のパーキング解除操作に基づいて、ＥＣＵ７０によってモータ３８がピストン１２を戻す方向へ作動し、平歯多段減速機構３７及び遊星歯車減速機構３６がピストン１２を戻す方向へ作動する。ここで、ボールアンドランプ機構２８は、既に駐車ブレーキの作動が完了した時点で、初期位置まで戻っているため、インプットシャフト３１にスプライン係合された遊星歯車減速機構３６のインターナルギヤ４６は回転しない。よって、遊星歯車減速機構３６はキャリア４８のみが回転する。したがって、モータ３８の回転量は、全てキャリア４８の回転量となり、ボールアンドランプ機構２８を初期位置に戻す回転量が不要であるため、ピストン１２を前進させるときに比べて、ピストン１２を早く戻すことができる。また、ねじ機構５２は増力方向より減力方向のほうが小さなトルクで作動させることができる（ねじを締めるときよりも緩めるときの方が必要な力が少ない）ため、ボールアンドランプ機構２８の補助がなくてもスピンドル５５を遊星歯車減速機構３６のキャリア４８を介してピストン１２を戻す方向に回転させて、一対のインナ及びアウタブレーキパッド２、３からディスクロータ１５０への制動力を解除することができる。このように、駐車ブレーキの解除時は、ねじ機構５２のみを作動させることになるので、モータ３８の総回転量を減少させることができ、ディスクブレーキのピストン保持機構３４の応答性や作動効率が向上する。

なお、本実施形態では、ねじ機構５２及びボールアンドランプ機構２８を作動させる減速機構として遊星歯車減速機構３６を採用したが、サイクロイド減速機や波動減速機等、同軸３軸で構成される他の公知な減速機を採用してもよい。

また、本実施形態では、車両の停止状態を維持するための作用の一例である、駐車ブレーキを例に、ピストン保持機構３４の作動を説明したが、駐車ブレーキ以外の場合、例えば、坂道での車両の発進を補助するためのヒルスタートアシストやヒルダウンアシスト、アクセルオフしたときのオートストップ時等の場合にピストン保持機構３４を作動させるようにしてもよい。

次に、第２の実施形態に係るディスクブレーキ１ｂを図５〜図７に基づいて詳細に説明する。なお、第２の実施形態に係るディスクブレーキ１ｂの説明に際しては、第１の実施形態に係るディスクブレーキ１ａとの相違点のみを説明する。その際、第１の実施形態に係るディスクブレーキ１ａで採用した同じ部材または相当する部材については同じ符号を使用して説明する。
第２の実施形態に係るディスクブレーキ１ｂでは、図５に示すように、キャリパ本体６に、ピストン保持機構３４の構成として、シリンダ１０内に配置された一方の回転直動変換機構としてのねじ機構５２と、シリンダ１０とは別の位置に設けられた他方の回転直動変換機構としてのプランジャポンプ機構９０とを備えている。

ねじ機構５２は、互いに螺合するナット８０とスピンドル８１とから構成される。ナット８０の外周には凸部８０Ａが周方向に沿って複数形成される。ナット８０の各凸部８０Ａはピストン１２の内周面に軸方向に沿って延び周方向に沿って複数形成された溝部１２Ａに係合している。この結果、ナット８０はピストン１２に対して軸方向には移動可能であるが回転方向の移動は規制されるようになっている。また、ナット８０の先端（図５中左端）に形成された傾斜面８０Ｂは、ピストン１２の底部に形成される傾斜面１２Ｄに当接することで、推力を伝達または保持することができる。

スピンドル８１は、その鍔部８１Ｃがスラストワッシャ８２、スラストベアリング８３及びスラストワッシャ８４を介してシリンダ１０の底壁９に支持される。また、スピンドル８１の後端はシリンダ１０の底壁９を貫通する穴部９Ａ’を挿通して、遊星歯車減速機構３６のキャリア４８にスプライン係合される。なお、スピンドル８１とシリンダ１０の底壁９との間には、シール８５が設けられており、このシール８５によって液圧室１３の液密性が保持されている。

プランジャポンプ機構９０は、ピストン９１と、キャリパ本体６に形成された小シリンダ９２と、ナット９９と、ポンプスピンドル１００とから概略構成される。ピストン９１は、小シリンダ９２内に画成される液圧室９４に配置されたリターンスプリング９７により、カバー３９側（図５中右側）へ常時付勢されている。ピストン９１の先端（図５中左端）の外周にはカップシール９３が取り付けられている。これにより、図７に示すように、ピストン９１が液圧室９４側（図７中左側）へ移動し、マスタシリンダなどの図示しない液圧源と接続されたポート９５をカップシール９３が通過すると、ピストン９１と小シリンダ９２とにより画成された液圧室９４内からポート９５との連通が閉鎖される。また、液圧室９４は、ポート９８により液圧室１３に連通している。図５の符号１０６はブレーキ液配管のプラグである。なお、図７に示すように、カップシール９３がポート９５の左側にある際には、液圧源に接続されたポート９５からのブレーキ液は、シール９６によって遊星歯車減速機構３６側には漏れないようになっている。

ピストン９１の後端側（図５中右端）には、ナット９９がポンプスピンドル１００と螺合して配置される。ナット９９の外周には凸部９９Ａが形成され、キャリパ本体６内に形成された溝部１０１と係合している。これにより、ナット９９は、軸方向には移動可能であるが回転方向への移動は規制される。ポンプスピンドル１００は、スラストワッシャ１０２、スラストボールベアリング１０３及びスラスト受けカバー１０４によって回転支持されている。なお、スラスト受けカバー１０４は、図示しないがキャリパ本体６にボルト固定されている。また、ポンプスピンドル１００には小歯車１００Ａが一体形成されており、該小歯車１００Ａが遊星歯車減速機構３６のインターナルギヤ４６の外周に形成された大歯車１０５に噛合している。この構成により、インターナルギヤ４６の回転に伴いスピンドル１００が回転して、ナット９９が液圧室９４側（図５中左側）へ前進してピストン９１を押圧するようになっている。ここでナット９９とスピンドル１００とのねじ部は、ピストン保持機構３４の作動時にピストン１２を制動位置に保持する必要がないため、ねじ機構５２の機械効率よりも高い機械効率（例えば、機械効率ηが８０〜９０程度）の多条ねじにより構成されている。したがって、本実施形態のように、機械効率が低いねじ機構５２と機械効率の高いプランジャポンプ機構９０とを組み合わせたピストン保持機構３４の全体の機械効率が比較的高い（例えば、機械効率ηが２０〜３０程度）ものとなり、ディスクブレーキのピストン保持機構の良好な作動効率を確保することができる。なお、本実施形態においては、ピストン９１とナット９９とを別体に設けたが、これらを一体に構成しても良い。

次に、第２の実施形態に係るディスクブレーキ１ｂの作用を説明するが、この説明においても第１の実施形態に係るディスクブレーキ１ａの作用との相違点のみを説明する。
第２の実施形態に係るディスクブレーキ１ｂの車両の停止状態を維持するための作用の一例である、駐車ブレーキとしての作用を説明する。
図５は駐車ブレーキが解除されている状態を示している。駐車ブレーキを作動させる際には、モータ３８に通電すると、ディスクロータ１５０への制動力（押圧力）が発生していない状態では、リターンスプリング９７による付勢力がピストン９１に作用しているため、インターナルギヤ４６は回転せずプランジャポンプ機構９０は作動しない。このため、図６に示すように、遊星歯車減速機構３６のサンギヤ４４Ｂからの回転力は各プラネタリギヤ４５を介してキャリア４８に伝達され、ねじ機構５２が作動し始める。そして、該ねじ機構５２では、キャリア４８からの回転力によりスピンドル８１が回転してナット８０が前進し、ナット８０の傾斜面８０Ｂがピストン１２の傾斜面１２Ｄに当接して押圧することでピストン１２が前進する。

次に、さらにモータ３８を回転させて、ねじ機構５２の作用によりディスクロータ１５０への制動力が発生し始めると、今度は、スピンドル８１を回転させるためのトルクが増大して、プランジャポンプ機構９０を作動させるためのトルクより大きくなる。この結果、図７に示すように、遊星歯車減速機構３６のサンギヤ４４Ｂからの回転力は各プラネタリギヤ４５を介してインターナルギヤ４６に伝達され、プランジャポンプ機構９０が作動し始める。そして、該プランジャポンプ機構９０では、インターナルギヤ４６からの回転力によりポンプスピンドル１００が回転して、ナット９９と共にピストン９１が前進する。そして、カップシール９３がポート９５を通過するまでピストン９１が前進すると、液圧室９４及び液圧室１３は図示しない液圧源から隔てられるため、以降、ピストン９１の前進に伴って液圧室９４及び液圧室１３内の液圧が上昇して、シリンダ１０内のピストン１２がさらに前進する。これにより、ねじ機構５２からの押圧力に加えて、プランジャポンプ機構９０からの液圧による押圧力が作用されることで、一対のインナ及びアウタブレーキパッド２、３からディスクロータ１５０への制動力が増大する。
そして、一対のインナ及びアウタブレーキパッド２、３からディスクロータ１５０への制動力が所定値に到達するまでモータ３８を回転させる。

次に、ディスクロータ１５０への制動力が所定値に到達した後モータ３８への通電が停止される。すると、液圧室９４、１３内の液圧（ディスクロータ１５０への押圧力からの反力）及びリターンスプリング９７の付勢力により、プランジャポンプ機構９０だけが入力時とは逆方向に動作され、初期位置（図６に示す位置）まで復帰する。しかしながら、ねじ機構５２は押圧力からの反力により動作しないのでそのまま制動力が保持される。なお、液圧室９４、１３内の液圧及びリターンスプリング９７の付勢力だけではプランジャポンプ機構９０が逆方向に動作しない場合には、第１の実施形態に係るディスクブレーキ１ａと同様にモータ３８へピストン１２を戻す方向へ通電してもよい。

次に、パーキングスイッチ７１が操作され、駐車ブレーキを解除する際にはＥＣＵ７０の制御に基づきモータ３８がピストン１２を戻す方向へ作動し、平歯多段減速機構３７及び遊星歯車減速機構３６がピストン１２を戻す方向へ作動する。ここで、プランジャポンプ機構９０は既に初期位置まで戻っているため、ポンプスピンドル１００に噛合された遊星歯車減速機構３６のインターナルギヤ４６は回転せず、キャリア４８からの回転力によりねじ機構５２のスピンドル８１がピストン１２を戻す方向に回転されて、一対のインナ及びアウタブレーキパッド２、３からディスクロータ１５０への制動力が解除される。第１の実施形態に係るディスクブレーキ１ａと同様に、駐車ブレーキの解除時には、ねじ機構５２のみを作動させることになるので、モータ３８の総回転量を減少させることができ、応答性が向上する。

以上のように、第２の実施形態に係るディスクブレーキ１ｂでは、駐車ブレーキの作動時、一対のインナ及びアウタブレーキパッド２、３からディスクロータ１５０への制動力に対して、ねじ機構５２からの押圧力だけでなく、プランジャポンプ機構９０からの液圧による押圧力も作用するため、第１の実施形態に係るディスクブレーキ１ａと同様の効果を奏することができる。

しかも、第２の実施形態に係るディスクブレーキ１ｂでは、例えば、運転者がブレーキペダルを踏むなどして、液圧室１３及び液圧室９４内の液圧が元々高い状態から駐車ブレーキを作動させた場合、その液圧に応じてプランジャポンプ機構９０の作動量（インターナルギヤ４６の回転量）が減少するため、応答性、消費電力で有利となる。

ここで、ピストンの推力保持のために低い機械効率（換言すれば、大きい機械損失）に設定されたウォーム減速機を用いる特許文献１のようなディスクブレーキでは、ウォーム減速機の機械効率を低く設定すると、駐車ブレーキ機能を達成するための機構の作動効率が下がってしまい、下がった作動効率を補ってピストンに所望の推力を発生させるためにモータを大型化しなければならないという問題があった。しかし、上述した実施形態においては、機械効率が低い一の回転直動変換機構と機械効率の高い他の回転直動変換機構とを組み合わせたピストン保持機構の全体の機械効率が比較的高くなり、ディスクブレーキのピストン保持機構の良好な作動効率を確保することができる。したがって、モータを大型化させる必要がなく、ディスクブレーキ全体の小型化が可能となる。

上述した第１、第２の実施形態のディスクブレーキにおいては、ディスクを挟んでその両側に配置される一対のパッドと、該一対のパッドのうち一方をディスクに押し付ける一つのピストンと、該ピストンが移動可能に納められるシリンダを有するキャリパ本体と、該キャリパ本体に設けられる電動モータと、前記キャリパ本体に設けられ、前記ピストンを制動位置に保持させるピストン保持機構と、を備えたディスクブレーキにおいて、前記ピストン保持機構は、前記電動モータによる回転を増力する減速機構と、該減速機構の回転を直動に変換して前記一つのピストンを並列に推進する第１と第２の回転直動変換機構と、を有し、前記減速機構は、前記第１の回転直動変換機構に前記電動モータの入力を増力した回転出力を伝達し、前記第２の回転直動変換機構に該回転出力の反力を伝達し、前記第１と第２の回転直動変換機構のうち少なくとも一方は、伝達力の付与が停止されたときに停止状態を維持するようになっている。

上記のような構成によれば、駐車ブレーキのようなピストンを制動位置に保持させるときに、一対のパッドからディスクへ制動力を付加するのに際して、一つのピストンに第１の回転直動変換機構からの伝達力だけでなく、第２の回転直動変換機構からの伝達力も作用させることができるため、良好な作動効率を確保することができる。また、電動モータを小型化しても所望の制動力を得ることが可能となる。

上述した第１、第２の実施形態のディスクブレーキにおいては、前記減速機構は、前記電動モータの回転を入力する入力部と、前記２つの回転直動変換機構のうち一方に回転出力を伝達する第１出力部と、前記２つの回転直動変換機構のうち他方に前記回転出力の反力を伝達する第２出力部と、が同心状に配置されるようになっている。

上記のような構成によれば、１つの入力から２つの出力を得る減速機構を比較的コンパクトに構成することができ、ディスクブレーキの小型化を図ることができる。

上述した第１、第２の実施形態のディスクブレーキにおいては、前記減速機構は、遊星歯車減速機構からなっている。

上記のような構成によれば、減速機構として構成が簡易な遊星歯車減速機構を用いることで、ディスクブレーキの設計の自由度を確保することができる。なお、減速機構としては、遊星歯車減速機構に限ることなく、サイクロイド減速機や波動減速機等、同軸３軸で構成される他の公知な減速機を用いることができる。

上述した第１、第２の実施形態のディスクブレーキにおいては、前記２つの回転直動変換機構のうち少なくとも一方は、ねじ機構となっている。

上記のような構成によれば、比較的簡易な構成のねじ機構を用いるので、ディスクブレーキの製造効率が向上する。

上述した第１の実施形態のディスクブレーキにおいては、前記２つの回転直動変換機構のうち他方は、ボールアンドランプ機構となっている。

上記のような構成によれば、ボールアンドランプ機構を用いるので、ピストン保持機構の作動効率が向上する。また、ピストンが制動位置まで到達させた状態で電動モータの駆動を停止したときに、初期位置に戻るようにすることが可能であるため、ピストンを初期位置まで戻すときの作動効率が向上する。なお、２つの回転直動変換機構のうちの他方の回転直動変換機構としては、ボールアンドランプ機構に限ることなく、ローラランドランプ機構等の機械効率が高く、少ない回転量で大きな軸力を発生する機構を用いることができる。

上述した第１の実施形態のディスクブレーキにおいては、前記ねじ機構の直動部材と前記ボールアンドランプ機構の直動部材との間には、前記ねじ機構の直動部材に連結され、前記ねじ機構の直動部材の前記ピストンへ近づく方向への直動により回転して前記ボールアンドランプ機構の直動部材に近づく方向に移動する調整機構が設けられ、該調整機構および前記ねじ機構の直動部材を介して前記ボールアンドランプ機構が前記ピストンを推進するようになっている。

上述した第１の実施形態のディスクブレーキにおいては、前記ボールアンドランプ機構は、前記減速機構により回動する回動部材と、該回動部材により転動部材を介して直動する直動部材とを備え、該直動部材は、前記キャリパ本体側に支持される付勢手段により前記回動部材側に付勢されている。

上記のような構成によれば、前記ボールアンドランプ機構においては、機械効率が高いことから逆作動性がよくなっており、モータの駆動を停止したときに、付勢手段の付勢力により直動部材が初期位置（回動部材に近い位置）に戻るようになっている。このため、ピストン保持の解除時は、ねじ機構のみを作動させることになるので、モータの総回転量を減少させることができ、ディスクブレーキのピストン保持機構の応答性や作動効率が向上する。

上述した第１の実施形態のディスクブレーキにおいては、前記２つの回転直動変換機構は、前記キャリパ本体に取り付けられる前に、一つの組立体として構成されている。

上記のような構成によれば、前記組立体をキャリパ本体内に挿入して、保持させるだけで、キャリパ本体内での部品の組立工数を削減できるため、ディスクブレーキの製造効率が向上する。

上述した第２の実施形態のディスクブレーキにおいては、前記２つの回転直動変換機構のうち他方は、液圧を発生するプランジャポンプ機構となっている。

１ａ、１ｂ ディスクブレーキ，２ インナブレーキパッド，３ アウタブレーキパッド，４ キャリパ，６ キャリパ本体，７ シリンダ部，１０ シリンダ，１２ ピストン，１３ 液圧室，１９ プッシュロッド（調整機構），２７ スプリング（付勢手段），２８ ボールアンドランプ機構（他方の回転直動変換機構），２９ 回転プレート（回動部材），２９Ａ、３０Ａ ボール溝，３０ 直動プレート（直動部材），３１ インプットシャフト，３２ ボール（転動部材），３４ ピストン保持機構，３６ 遊星歯車減速機構，３７ 平歯多段減速機構，３８ モータ（電動モータ），４４Ｂ サンギヤ（入力部），４６ インターナルギヤ（第１または第２出力部），４８ キャリア（第１または第２出力部），５２ ねじ機構（一方の回転直動変換機構），５３ ナット（直動部材），５４ フランジ（直動部材），５５ スピンドル，８０ ナット，８１ スピンドル，９０ プランジャポンプ機構（他方の回転直動変換機構），９１ ピストン，９２ シリンダ，９４ 液圧室，９５ ポート，９９ ナット，１００ スピンドル，１００Ａ 小歯車，１０５ 大歯車，１５０ ディスクロータ

Claims (9)

1. ディスクを挟んでその両側に配置される一対のパッドと、
   該一対のパッドのうち一方をディスクに押し付ける一つのピストンと、
   該ピストンが移動可能に納められるシリンダを有するキャリパ本体と、
   該キャリパ本体に設けられる電動モータと、
   前記キャリパ本体に設けられ、前記ピストンを制動位置に保持させるピストン保持機構と、を備えたディスクブレーキにおいて、
   前記ピストン保持機構は、
   前記電動モータによる回転を増力する減速機構と、
   該減速機構の回転を直動に変換して前記一つのピストンを並列に推進する第１と第２の回転直動変換機構と、を有し、
   前記減速機構は、前記第１の回転直動変換機構に前記電動モータの入力を増力した回転出力を伝達し、前記第２の回転直動変換機構に該回転出力の反力を伝達し、
   前記第１と第２の回転直動変換機構のうち少なくとも一方は、伝達力の付与が停止されたときに停止状態を維持することを特徴とするディスクブレーキ。
2. 前記減速機構は、前記電動モータの回転を入力する入力部と、
   前記２つの回転直動変換機構のうち一方に回転出力を伝達する第１出力部と、
   前記２つの回転直動変換機構のうち他方に前記回転出力の反力を伝達する第２出力部と、
   が同心状に配置されることを特徴とする請求項１に記載のディスクブレーキ。
3. 前記減速機構は、遊星歯車減速機構からなることを特徴とする請求項２に記載のディスクブレーキ。
4. 前記２つの回転直動変換機構のうち少なくとも一方は、ねじ機構であることを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載のディスクブレーキ。
5. 前記２つの回転直動変換機構のうち他方は、ボールアンドランプ機構であることを特徴とする請求項４に記載のディスクブレーキ。
6. 前記ねじ機構の直動部材と前記ボールアンドランプ機構の直動部材との間には、前記ねじ機構の直動部材に連結され、前記ねじ機構の直動部材の前記ピストンへ近づく方向への直動により回転して前記ボールアンドランプ機構の直動部材に近づく方向に移動する調整機構が設けられ、
   該調整機構および前記ねじ機構の直動部材を介して前記ボールアンドランプ機構が前記ピストンを推進することを特徴とする請求項５に記載のディスクブレーキ。
7. 前記ボールアンドランプ機構は、前記減速機構により回動する回動部材と、
   該回動部材により転動部材を介して直動する直動部材とを備え、
   該直動部材は、前記キャリパ本体側に支持される付勢手段により前記回動部材側に付勢されていることを特徴とする請求項５に記載のディスクブレーキ。
8. 前記２つの回転直動変換機構は、前記キャリパ本体に取り付けられる前に、一つの組立体として構成されていることを特徴とする請求項１〜７のいずれかに記載のディスクブレーキ。
9. 前記２つの回転直動変換機構のうち他方は、液圧を発生するプランジャポンプ機構であることを特徴とする請求項４に記載のディスクブレーキ。

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