JP5780276B2 - 摩擦ブレーキ装置 - Google Patents

Description

本発明は、摩擦ブレーキ装置に係り、更に詳細にはブレーキロータに摩擦部材を押圧することにより摩擦力を発生させる摩擦ブレーキ装置に係る。

摩擦ブレーキ装置の一つとして、例えば本願出願人の出願にかかる下記の特許文献１に記載されている如く、押圧部材を介してロータディスクに押圧される摩擦部材がロータディスクの回転軸線に平行な自転軸線の周りに回転可能なブレーキ装置が既に知られている。この種のディスク型のブレーキ装置においては、摩擦部材がロータディスクに対し相対的に回転軸線の周りに公転することにより制動トルクが発生され、またロータディスクに対し相対的に自転軸線の周りに自転することにより抗力トルクが発生される。そして抗力トルクが歯車装置によってロータディスクへ伝達されることによっても制動トルクが発生される。

上記特許文献１に記載されたブレーキ装置によれば、摩擦部材がロータディスクに対し相対的に公転することによってのみ制動トルクが発生される一般的なブレーキ装置に比して、制動力を高くすることができる。この場合、押圧装置が押圧部材を介して摩擦部材をロータディスクに対し押圧する押圧力を高くすることなく制動力を高くすることができる。

特開２００８−１５１１９９号公報

〔発明が解決しようとする課題〕
しかし、上記公開公報に記載された摩擦ブレーキ装置においては、押圧部材が摩擦部材をロータディスクに対し押圧する押圧力は増力されないので、押圧装置が摩擦部材に対し押圧部材を押圧する押圧力と同一である。そのため、押圧装置の押圧力を高くすることなく制動力を高くすることに限界があり、制動力をさらに一層高くする上で改善の余地がある。

本発明は、自転可能な摩擦部材及びブレーキロータと摩擦部材との間にて回転トルクを伝達する伝達装置を有する摩擦ブレーキ装置に於ける上述の如き限界に鑑みてなされたものである。そして本発明の主要な課題は、押圧装置の押圧力を高くすることなく、押圧部材が摩擦部材をロータディスクに対し押圧する押圧力を、摩擦部材の回転トルクを有効に利用して増力することである。

〔課題を解決するための手段及び発明の効果〕
本発明によれば、回転軸線の周りに回転するブレーキロータと、前記回転軸線に平行な自転軸線の周りに回転可能な回転摩擦部材と、前記ブレーキロータと前記回転摩擦部材との間にて回転トルクを相互に伝達する回転トルク伝達装置と、押圧部材を前記回転摩擦部材に対し押圧することにより前記回転摩擦部材を前記ブレーキロータに対し押圧する押圧装置と、を有する摩擦ブレーキ装置に於いて、前記回転摩擦部材の回転トルクを前記押圧部材に伝達すると共に、前記押圧部材の回転トルクを、前記押圧部材が前記回転摩擦部材を押圧する押圧力に変換する回転トルク−押圧力変換機構を有する、ことを特徴とする摩擦ブレーキ装置が提供される。

この構成によれば、回転トルク伝達装置により、ブレーキロータの回転トルクが回転摩擦部材へ伝達される。そして、回転トルク−押圧力変換機構により、回転摩擦部材の回転トルクが押圧部材へ伝達されると共に、押圧部材の回転トルクが押圧部材により回転摩擦部材を押圧する押圧力に変換される。よって、押圧部材が回転摩擦部材をロータディスクに対し押圧する押圧力を、ブレーキロータより摩擦部材へ伝達される回転トルクを有効に利用して増力することができる。

従って、押圧装置が押圧部材を介して回転摩擦部材をブレーキロータに対し押圧する押圧力を増大させなくても、上記公開公報に記載された摩擦ブレーキ装置に比して、回転摩擦部材の公転及び自転により発生される制動力を一層高くすることができる。

また、本発明によれば、上記構成において、前記押圧部材は、前記回転摩擦部材を前記自転軸線の周りに回転可能に支持すると共に、静止支持部材により前記自転軸線の周りに回転可能に支持されており、前記回転トルク−押圧力変換機構は、前記回転摩擦部材と前記静止支持部材との間に配置され、前記回転摩擦部材より前記押圧部材へ回転トルクを伝達する回転トルク伝達部材と、前記自転軸線の周りの前記静止支持部材に対する前記押圧部材の相対回転を、前記押圧部材が前記自転軸線に沿って前記ブレーキロータへ向かう直線変位に変換する回転−直線変位変換機構と、を有していてよい。

この構成によれば、回転トルク伝達部材により、回転摩擦部材より押圧部材へ回転トルクが伝達される。また、回転−直線変位変換機構により、自転軸線の周りの静止支持部材に対する押圧部材の相対回転が、押圧部材が自転軸線に沿ってブレーキロータへ向かう直線変位に変換される。よって、押圧部材により回転摩擦部材を自転軸線に沿ってブレーキロータへ向かう方向へ移動させることができるので、回転摩擦部材がロータディスクを押圧する押圧力を増力することができる。

また、本発明によれば、前記回転−直線変位変換機構は、前記自転軸線の周りに螺旋状に延在する案内溝を備えたねじ式の回転−直線変位変換機構であってよい。

この構成によれば、回転−直線変位変換機構は、自転軸線の周りに螺旋状に延在する案内溝を備えたねじ式の回転−直線変位変換機構である。よって、案内溝によるねじ作用により、押圧部材の回転運動を、押圧部材が自転軸線に沿ってブレーキロータへ向かう直線運動に変換することができる。

また、本発明によれば、上記構成において、前記回転−直線変位変換機構は、前記自転軸線に沿って互いに対向する前記押圧部材及び前記静止支持部材の傾斜面であって、前記自転軸線に垂直な仮想平面に対し同一の方向へ傾斜して前記自転軸線の周りに円弧状に延在する傾斜面を有するくさび式の回転−直線変位変換機構であってよい。

この構成によれば、回転−直線変位変換機構は、押圧部材及び前記静止支持部材の傾斜面であって、自転軸線に垂直な仮想平面に対し同一の方向へ傾斜して自転軸線の周りに円弧状に延在する傾斜面を有するくさび式の回転−直線変位変換機構である。よって、押圧部材及び静止支持部材の傾斜面によるくさび作用により、押圧部材の回転運動を、押圧部材が自転軸線に沿ってブレーキロータへ向かう直線運動に変換することができる。

また、本発明によれば、上記構成において、各傾斜面は前記仮想平面に対し互いに逆方向へ傾斜する領域を有していてよい。

この構成によれば、各傾斜面は仮想平面に対し互いに逆方向へ傾斜する領域を有しているので、押圧部材の回転方向に関係なく、押圧部材により回転摩擦部材を自転軸線に沿ってブレーキロータへ向かう方向へ移動させることができる。よって、ロータディスクの回転方向に関係なく、回転摩擦部材がロータディスクを押圧する押圧力を増力することができる。従って、本発明のブレーキ装置が車両のブレーキ装置に適用される場合に、車両が前進しているか後進しているかに関係なく、高い制動力を応答性よく発生させることができる。

また、本発明によれば、上記構成において、前記回転摩擦部材は、前記自転軸線と同軸に延在する軸部を有し、前記回転トルク伝達部材は、前記自転軸線に沿って弾性的に圧縮変形可能な領域を含み、前記回転トルク伝達部材及び前記軸部は、前記領域の圧縮変形量が基準値以上になると、前記軸部が前記自転軸線上にて前記押圧部材に係合することにより、前記回転トルク伝達部材により伝達される回転トルクが増大することを阻止する回転トルク伝達制限機構を形成していてよい。

この構成によれば、弾性的に圧縮変形可能な領域の圧縮変形量が基準値以上になると、回転摩擦部材の軸部が自転軸線上にて押圧部材に係合することにより、回転トルク伝達部材により伝達される回転トルクが増大することが阻止される。また、回転摩擦部材の回転トルクが同一の場合について見ると、回転トルク伝達部材により押圧部材へ伝達される回転トルクは、回転摩擦部材に対し押圧部材を押圧する押圧装置の押圧力に応じて変化する。

従って、押圧部材の回転トルクが際限なく回転摩擦部材を押圧する押圧力に変換されることを、回転トルク伝達制限機構により確実に防止することができる。また、押圧装置の押圧力に応じて押圧力の増力を行わせることができると共に、押圧力の増力が際限なく行われることを確実に防止することができる。

また、本発明によれば、上記構成において、前記回転トルク伝達部材は、前記軸部に嵌合した状態にて前記自転軸線に沿って延在し、一端にて前記回転摩擦部材及び前記静止支持部材の一方により支持され、他端にて前記回転摩擦部材及び前記静止支持部材の他方に全周にわたり摩擦係合可能であってよい。

この構成によれば、例えば回転トルク伝達部材が自転軸線の周りの一部の領域においてしか設けられていない場合に比して、回転摩擦部材より押圧部材への回転トルクの伝達を良好に行わせることができる。また、例えば回転トルク伝達部材の他端が自転軸線の周りの一部の領域においてしか回転摩擦部材及び静止支持部材の他方に摩擦係合できない場合に比して、回転摩擦部材より押圧部材への回転トルクの伝達を良好に行わせることができる。また、回転トルク伝達部材の他端と摩擦係合する回転摩擦部材及び静止支持部材の他方に偏摩耗の如き異常摩耗が発生する虞れを低減し、ブレーキ装置の耐久性を向上させることができる。

また、本発明によれば、上記構成において、回転トルク伝達装置は、ブレーキロータ及び回転摩擦部材に設けられ互いに噛合する歯車を含んでいてよい。

この構成によれば、互いに噛合する歯車を含む回転トルク伝達装置によってブレーキロータ及び回転摩擦部材の間に回転トルクが伝達される。よって、ブレーキロータの回転トルクによって回転摩擦部材を自転軸線の周りに確実に自転させると共に、回転摩擦部材の自転による抗力トルクを確実に制動トルクに変換してブレーキロータに伝達させることができる。

車両用ブレーキ装置として構成された本発明による摩擦ブレーキ装置の第一の実施形態を、回転軸線を通る切断面にて切断して示す断面図である。 車両用ブレーキ装置として構成された本発明による摩擦ブレーキ装置の第二の実施形態を、回転軸線を通る切断面にて切断して示す断面図である。 車両用ブレーキ装置として構成された本発明による摩擦ブレーキ装置の第三の実施形態を、回転軸線を通る切断面にて切断して示す断面図である。 図３に示されたくさび式の回転トルク−押圧力変換機構を、自転軸線の周りに延在する円筒状の切断面に沿って切断して示す部分断面図である。 押圧部材及び支持部材が相対変位した場合についてくさび式の回転トルク−押圧力変換機構を示す部分断面図である。 くさび式の回転トルク−押圧力変換機構のカム面の一つの修正例を示す部分断面図である。 くさび式の回転トルク−押圧力変換機構のカム面の他の一つの修正例を示す部分断面図である。

以下に添付の図を参照しつつ、本発明を幾つかの好ましい実施形態について詳細に説明する。

［第一の実施形態］
図１は、車両用ブレーキ装置として構成された本発明による摩擦ブレーキ装置の第一の実施形態を、回転軸線を通る切断面にて切断して示す断面図である。

図１において、１０はブレーキ装置を全体的に示しており、ブレーキ装置１０は、ブレーキロータ１２と、第一及び第二の回転摩擦部材としてのブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂとを有している。ブレーキロータ１２は、図には示されていない車輪の回転軸１６と共に一体的に回転軸線１８の周りに回転する。特に図示の実施形態においては、ブレーキロータ１２は、回転軸１６と一体をなすメインロータ２０と、該メインロータと共に一体的に回転するサブロータ２２とを有している。メインロータ２０及びサブロータ２２は同一の金属材料にて形成されている。

メインロータ２０は、回転軸線１８に沿って互いに隔置されたディスク部２０Ａと円筒部２０Ｂとを有している。ディスク部２０Ａは、内周部にて回転軸１６と一体に連結され、回転軸線１８に垂直に回転軸線１８の周りに実質的に円板状に延在している。円筒部２０Ｂは、ディスク部２０Ａの外周部と一体に接続され、回転軸線１８の周りに円筒状に延在している。サブロータ２２は、回転軸線１８に垂直に回転軸線１８の周りに円環板状に延在し、外周部にて円筒部２０Ｂのディスク部２０Ａとは反対側の端部に複数のボルト２４によって連結されている。

なお、ディスク部２０Ａ及びサブロータ２２は、互いに同一の厚さを有し、円筒部２０Ｂの厚さはディスク部２０Ａ及びサブロータ２２の厚さよりも小さい。しかし円筒部２０Ｂは、回転軸線１８の周りに円筒状に延在しているので、ディスク部２０Ａ及びサブロータ２２よりも高い剛性を有している。

かくして、ディスク部２０Ａ及びサブロータ２２は、それぞれ回転軸線１８に垂直に回転軸線１８の周りに延在し回転軸線１８に沿って互いに隔置された第一及び第二のディスク部として機能する。円筒部２０Ｂは、ボルト２４と共働してディスク部２０Ａ及びサブロータ２２の外周部を一体的に接続する接続部として機能する。ディスク部２０Ａ、円筒部２０Ｂ及びサブロータ２２は、回転軸線１８を通る径方向の切断面で見て径方向内方へ開いたコの字形の断面形状をなしている。ディスク部２０Ａ及びサブロータ２２の互いに対向する面は、回転軸線１８に垂直に互いに平行に回転軸線１８の周りに全周に亘り延在する第一及び第二の摩擦面をそれぞれ郭定している。

回転軸１６は、一対のボールベアリング２６を介して車輪支持部材２８のスリーブ部２８Ａにより回転軸線１８の周りに回転可能に支持されている。一対のボールベアリング２６と回転軸１６とスリーブ部２８Ａとの間の空間は、グリースの如き潤滑剤にて充填されている。一対のボールベアリング２６に対し軸線方向両側には一対のシール部材３０が配置されており、シール部材３０は、ボールベアリング２６に粉塵や泥水が侵入しないよう回転軸１６とスリーブ部２８Ａとの間をシールしている。

図には示されていないが、メインロータ２０のディスク部２０Ａは、回転軸線１８の周りに互いに９０°隔置された状態にて４本のボルト３２及びこれに螺合するナットにより車輪のリム部に一体的に連結されるようになっている。従って、回転軸１６及びブレーキロータ１２（メインロータ２０及びサブロータ２２）は、車輪と共に回転軸線１８の周りに回転する。

ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂは、ディスク部２０Ａとサブロータ２２との間に配置され、互いに同一の形状及び大きさを有している。ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂは、それぞれ互いに同軸をなす円板部と軸部とを有し、円板部がディスク部２０Ａとサブロータ２２の側に位置している。ブレーキパッド１４Ａの円板部は外面の外周部に摩擦部１４ＡＡを有し、ブレーキパッド１４Ｂの円板部は外面の外周部に摩擦部１４ＢＡを有している。各摩擦部は円板部の側面より隆起した状態でブレーキパッドの軸線の周りに環帯状に延在している。

なお、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂは、例えば粉末焼結法によって製造されることにより、摩擦部は円板部と一体に形成されてよい。また、摩擦部は、環帯状の摩擦材が円板部の側面に接着又は他の手段により固定されることにより形成されてもよい。更に、摩擦部１４ＡＡ及び１４ＢＡは互いに同一の摩擦材料にて構成されているが、互いに異なる摩擦材料にて構成されていてもよい。

ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂ、それぞれ押圧部材３４Ａ及び３４Ｂにより回転軸線１８に平行な自転軸線３６の周りに回転可能であると共に、自転軸線３６に沿って押圧部材３４Ａ及び３４Ｂに対し相対変位可能であるよう、支持されている。押圧部材３４Ａ及び３４Ｂは、それぞれブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの軸部を囲繞する円筒部と、該円筒部と一体に形成された軸部と、それらを一体に接続する円板部とを有している。ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの軸部の先端は球面状をなし、それぞれ押圧部材３４Ａ及び３４Ｂより僅かに隔置されている。ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの軸部と押圧部材３４Ａ及び３４Ｂの円筒部との間には、それぞれ複数のボール３８Ａ及び３８Ｂが介装されている。

押圧部材３４Ａ及び３４Ｂは、それぞれ支持部材４０Ａ及び４０Ｂにより、自転軸線３６の周りに回転可能であると共に、自転軸線３６に沿って支持部材４０Ａ及び４０Ｂに対し相対変位可能であるよう、支持されている。支持部材４０Ａ及び４０Ｂは、それぞれ互いに一体をなす外側円筒部と内側円筒部とを有し、これらの円筒部は回転軸線１８に整合している。支持部材４０Ａ及び４０Ｂの外側円筒部は、それぞれボールねじ機構４２Ａ及び４２Ｂを介して押圧部材３４Ａ及び３４Ｂの円筒部を支持し、支持部材４０Ａ及び４０Ｂの内側円筒部は、それぞれ押圧部材３４Ａ及び３４Ｂの軸部を直接支持している。

ボールねじ機構４２Ａは、それぞれ押圧部材３４Ａの円筒部の外面及び支持部材４０Ａの外側円筒部の内面に設けられたねじ溝と、これらのねじ溝内に部分的に係合する複数のボール４８Ａとを含んでいる。同様に、ボールねじ機構４２Ｂは、それぞれ押圧部材３４Ｂの円筒部の外面及び支持部材４０Ｂの外側円筒部の内面に設けられたねじ溝と、これらのねじ溝内に部分的に係合する複数のボール４８Ｂとを含んでいる。各ねじ溝は自転軸線３６の周りに螺旋状に延在している。

支持部材４０Ａ及び４０Ｂは、それらの内端が互いに当接する状態にて静止部材５０により支持されている。特に、図示の実施形態においては、静止部材５０は自転軸線３６に沿って延在する円筒部５０Ｘを有し、支持部材４０Ａ及び４０Ｂは円筒部５０Ｘに圧入により固定されている。よって、支持部材４０Ａ及び４０Ｂは、静止部材５０に対し相対的に自転軸線３６の周りに回転せず、また静止部材５０に対し相対的に自転軸線３６に沿って変位もしない。従って、支持部材４０Ａ、４０Ｂ及び静止部材５０は互いに共働して静止支持部材として機能する。静止部材５０は、円筒状の内周部５０Ｙを有し、円筒部５０Ｘは回転軸線１８に垂直に回転軸線１８の周りに延在する円環板状部５０Ｚにより内周部５０Ｙと一体に接続されている。

ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの軸部及び支持部材４０Ａ及び４０Ｂの内側円筒部は、互いに共働してシリンダ室５２を有するピストン−シリンダ装置５４を形成している。支持部材４０Ａ及び４０Ｂの内端の間には、それらの内端に設けられた複数の径方向の溝により複数の径方向通路５６が形成されている。支持部材４０Ａ及び４０Ｂの内端部の周りには、静止部材５０の円筒部５０Ｘと共働して自転軸線３６の周りに延在する環状通路５８が形成されている。

なお、図１においては、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂ、押圧部材３４Ａ及び３４Ｂ、支持部材４０Ａ及び４０Ｂ、円筒部５０Ｘ、ピストン−シリンダ装置５４等は、それぞれ一つしか図示されていない。しかし、これらは回転軸線１８の周りに均等に隔置された状態にて複数設けられていてもよい。

静止部材５０の円筒部５０Ｘ及び円環板状部５０Ｚの内部には、径方向の外端にて環状通路５８と連通する径方向通路６０が形成されている。また、静止部材５０の内周部５０Ｙの内面には、回転軸線１８の周りに延在する環状溝６２が形成されており、環状溝６２は径方向通路６０の径方向の内端と連通している。環状溝６２は、静止部材５０の内周部５０Ｙに設けられた連通孔６４及び図には示されていない導管により油圧式のブレーキアクチュエータに接続されている。

シリンダ室５２の両側にて押圧部材３４Ａ及び３４Ｂの軸部と支持部材４０Ａ及び４０Ｂの内側円筒部との間の領域は、Ｏリングシール６６Ａ及び６６Ｂによりシールされている。また、環状通路５８の両側にて支持部材４０Ａ及び４０Ｂの外側円筒部と静止部材５０の円筒部５０Ｘとの間の領域は、Ｏリングシール６８Ａ及び６８Ｂによりシールされている。さらに、環状溝６２の両側にて車輪支持部材２８のスリーブ部２８Ａと静止部材５０の内周部５０Ｙとの間の領域は、Ｏリングシール７０Ａ及び７０Ｂによりシールされている。

また、静止部材５０の円環板状部５０Ｚの側面には、カバー部材７２がねじ止めにより固定されている。カバー部材７２は、サブロータ２２より隔置された状態にてサブロータを覆っており、ブレーキロータ１２と静止部材５０との間を経てブレーキ装置１０の内部へ粉塵や泥水が侵入することを防止する。

ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの円板部の外周にはそれぞれ外歯車７６Ａ及び７６Ｂが設けられており、外歯車７６Ａ及び７６Ｂはそれぞれメインロータ２０の円筒部２０Ｂに設けられた内歯車７８Ａ及び７８Ｂと噛合している。外歯車７６Ａ、７６Ｂ及び内歯車７８Ａ、７８Ｂは、ブレーキロータ１２とブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂとの間の摩擦力に依存せずにそれらの間に回転トルクを相互に伝達する回転トルク伝達装置８０Ａ及び８０Ｂとして機能する。

ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの軸部は、根本側の大径部と先端側の小径部とを有し、小径部にはそれぞれ回転トルク伝達部材８２Ａ及び８２Ｂが嵌合している。回転トルク伝達部材８２Ａ及び８２Ｂは、必要に応じてそれぞれブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂと押圧部材３４Ａ及び３４Ｂとの間に自転軸線３６の周りの回転トルクを伝達する機能を果たす。

回転トルク伝達部材８２Ａ及び８２Ｂは、高い弾性率を有する硬質ゴムの如き弾性材にて形成された弾性円筒体と、弾性円筒体よりもシリンダ室５２の側に配置され金属の如き実質的に剛体にて形成された硬質円筒体とよりなっている。弾性円筒体及び硬質円筒体は、それぞれ内端及び外端にて接着等の手段により一体的に連結されている。弾性円筒体の外端は大径部と小径部との間の肩部に接着等の手段により固定されており、硬質円筒体の内端は押圧部材３４Ａ及び３４Ｂと摩擦係合し得るようになっている。

なお、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの回転トルクが回転トルク伝達部材８２Ａ及び８２Ｂによって押圧部材３４Ａ及び３４Ｂへ伝達されると、これらの押圧部材は支持部材４０Ａ及び４０Ｂに対し相対的に自転軸線３６の周りに回転する。ボールねじ機構４２Ａ及び４２Ｂの各ねじ溝のねじれ方向は、車両の前進時において、押圧部材３４Ａ及び３４Ｂが自転軸線３６の周りに回転しつつ、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂに近づく方向へ変位する方向に設定されている。

よって、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂが回転すると、押圧部材３４Ａ及び３４Ｂがブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂに近づく方向へ変位し、押圧部材は回転トルク伝達部材８２Ａ及び８２Ｂを介してブレーキパッドを押圧する。従って、ボールねじ機構４２Ａ、４２Ｂ及び回転トルク伝達部材８２Ａ、８２Ｂは、押圧部材３４Ａ、３４Ｂ及び支持部材４０Ａ、４０Ｂと共働して、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの回転トルクを押圧部材の押圧力に変換する変換機構として機能する。

自由状態における回転トルク伝達部材８２Ａ及び８２Ｂの長さは、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの軸部の小径部の長さ、すなわち、大径部と小径部との間の肩部から先端までの長さよりも長い。しかし、回転トルク伝達部材が長手方向に圧縮応力を受けると、中間円筒体が圧縮変形することにより、回転トルク伝達部材の長さは軸部の小径部の長さに減少することができる。従って、回転トルク伝達部材８２Ａ及び８２Ｂは、それらが長手方向に圧縮応力を受けており、それらの長さが軸部の小径部の長さよりも大きい状況においては、ブレーキパッドと押圧部材との間に回転トルクを伝達する。そして、伝達される回転トルクは、硬質円筒体の内端と押圧部材３４Ａ及び３４Ｂとの間の摩擦力に比例し、よって回転トルク伝達部材が受ける圧縮応力に比例する。

しかし、回転トルク伝達部材が受ける圧縮応力がさらに増大し、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの軸部の先端がそれぞれ押圧部材３４Ａ及び３４Ｂに当接すると、回転トルク伝達部材が受ける圧縮応力はそれ以上増大しなくなる。よって、この状況においては、押圧部材３４Ａ及び３４Ｂがブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの軸部を押圧する押圧力が増大されても、ブレーキパッドと押圧部材との間に伝達される回転トルクは増大しない。従って、ブレーキパッド１４Ａ、１４Ｂの軸部及び回転トルク伝達部材８２Ａ、８２Ｂは、互いに共働してブレーキパッド１４Ａ、１４Ｂと押圧部材３４Ａ、３４Ｂとの間における回転トルクの伝達を制限する回転トルク伝達制限機構８４Ａ及び８４Ｂとして機能する。

以上の説明より解る如く、ピストン−シリンダ装置５４のシリンダ室５２内の油圧が増大されると、ブレーキパッド１４Ａ、１４Ｂ及び押圧部材３４Ａ、３４Ｂが互いに離れる方向へ駆動される。これにより、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂは、それぞれディスク部２０Ａ及びサブロータ２２の摩擦面に対し押圧される。よって、ピストン−シリンダ装置５４は、静止部材５０により支持され、それぞれ押圧部材３４Ａ及び３４Ｂを介してディスク部２０Ａとサブロータ２２に対しブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂを押圧する第一及び第二の押圧装置として機能する。

図には示されていない車輪が回転すると、ブレーキロータ１２及び回転軸１６は車輪と共に回転軸線１８の周りに回転する。しかし、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂ、スリーブ部２８、支持部材４０Ａ及び４０Ｂ、静止部材５０及びカバー部材７２は回転軸線１８の周りに回転しない。よって、ディスク部２０Ａ及びサブロータ２２は、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂに対し相対的に回転軸線１８の周りに回転する。また、ディスク部２０Ａ及びサブロータ２２の回転トルクがそれぞれ回転トルク伝達装置８０Ａ及び８０Ｂによって自転軸線３６の周りの回転トルクに変換されてブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂへ伝達される。従って、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂは、自転軸線３６の周りに自転しつつディスク部２０Ａ及びサブロータ２２に対し相対的に回転軸線１８の周りに公転すると共に、押圧部材３４Ａ及び３４Ｂに対し相対的に自転軸線３６の周りに回転する。

また、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂが押圧部材３４Ａ及び３４Ｂによって押圧されると、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの摩擦部は、それぞれディスク部２０Ａ及びサブロータ２２と摩擦係合し、摩擦力が発生する。従って、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの公転による制動トルクＴrvに加えて、自転による制動トルクＴrtが発生し、それらの総和が制動トルクＴbとなる。

制動トルクＴrv及びＴrtは、ディスク部２０Ａ及びサブロータ２２に対するブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの押圧力に比例する。また、それらの押圧力は、ボールねじ機構４２Ａ、４２Ｂ等による回転トルク−押圧力変換機構により増力されるが、それらの押圧力はピストン−シリンダ装置５４のシリンダ室５２内の油圧に比例する。従って、シリンダ室５２内の油圧の制御によって押圧力を制御することにより、制動トルクＴb、即ちブレーキ装置１０が発生する制動力を制御することができる。

上述の如く、制動トルクＴbは公転による制動トルクＴrvと自転による制動トルクＴrtとの和である。また、ディスク部２０Ａ及びサブロータ２２に対するブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの押圧力は、ボールねじ機構４２Ａ、４２Ｂ等による回転トルク−押圧力変換機構により増力される。そして、回転トルクは、ディスク部２０Ａ及びサブロータ２２より回転トルク伝達装置８０Ａ及び８０Ｂを経てブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂへ伝達される回転トルク、すなわち、車輪の回転トルクに由来するものである。

従って、第一の実施形態によれば、制動トルクＴrvのみしか発生しない従来の一般的な構造のブレーキ装置よりも遥かに高い制動トルクを発生させることができ、また、回転トルクが押圧力に変換されることによる押圧力の増力が行われない上記公開公報に記載されたブレーキ装置よりも高い制動トルクを発生させることができる。

例えば、図１には示されていないが、回転軸線１８と回転トルク伝達装置８０Ａ及び８０Ｂとの距離を１５２．５mmとし、回転軸線１８と自転軸線３６との距離を１２０mmとし、自転軸線３６と摩擦部１４ＡＡ及び１４ＢＡの中央との距離を２５mmとする。また、各摩擦接触部の摩擦係数をμとし、押圧装置としてのピストン−シリンダ装置５４による押圧力をＦ1kgfとし、回転トルクが押圧力に変換されることによる増力後の押圧力をＦ2kgfとする。

ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂが自転することにより発生する自転軸線３６の周りの抗力トルクＴstは、二つのブレーキパッドの自転により発生する抗力トルクの和であるので、下記の式１により表される。
Ｔst＝２×２５×μ×Ｆ2
＝５０μＦ2 ……（１）

この抗力トルクＴstは、回転トルク伝達装置８０Ａ及び８０Ｂにより回転軸線１８の周りの制動方向の回転トルクに変換され、自転による制動トルクＴrtとしてブレーキロータ１２へ伝達される。自転軸線３６と回転トルク伝達装置８０Ａ及び８０Ｂとの距離は３２．５mmであるので、自転による制動トルクＴrtは下記の式２により表される。
Ｔrt＝５０μＦ2／３２．５×１５２．５
＝２３４μＦ2 ……（２）

また、公転による制動トルクＴrvは、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂが自転軸線３６に沿って作用する押圧力Ｆ2によってディスク部２０Ａ及びサブロータ２２に対し押圧されることによる摩擦力により発生されると考えられてよい。よって、制動トルクＴrvは下記の式３により表される。
Ｔrv＝２×１２０μＦ2
＝２４０μＦ2 ……（３）

よって、制動トルクＴrvと自転による制動トルクＴrtと和である制動トルクＴbは、下記の式４により表され、制動トルクＴrvのみしか発生しない従来の一般的な構造のブレーキ装置との対比に於ける制動トルクのサーボ比Ｒbt1は、下記の式５により表される。
Ｔb＝２３４μＦ2＋２４０μＦ2
＝４７４μＦ2 ……（４）
Ｒbt1＝４７４μＦ2／２４０μＦ2
＝１．９７５ ……（５）

また、ボールねじ機構４２Ａ及び４２Ｂのねじ溝のリード角を１４degとし、回転トルクを押圧力に変換する効率を１００％とし、自転軸線３６とボール４８Ａ及び４８Ｂの中心までの距離を１８mmとする。回転トルク伝達部材８２Ａ、８２Ｂと押圧部材３４Ａ、３４Ｂとの間の摩擦係数μ2を０．６とし、自転軸線３６と回転トルク伝達部材８２Ａ、８２Ｂの肉厚中心までの距離を６mmとする。

回転トルクが押圧力に変換されることによるサーボ力Ｆ3は下記の式６により表される。また、押圧力Ｆ1はＦ2−Ｆ3であるので、回転トルクが押圧力に変換されることによる増力のサーボ比Ｒbt2は、下記の式７により表される。
Ｆ3＝Ｆ2×０．６×６／１８／tan１４
＝Ｆ2×０．８０２ ……（６）
Ｒbt2＝Ｆ2／Ｆ1
＝｛１／（１−０．８０２）｝
＝５．０５ ……（７）

よって、ブレーキパッドが自転しない従来の一般的なブレーキ装置との対比に於ける制動トルクのサーボ比は、Ｒbt1×Ｒbt2＝９．９８である。また、ブレーキパッドが自転する上記公開公報に記載されたブレーキ装置との対比に於ける制動トルクのサーボ比は、Ｒbt2、すなわち、５．０５である。従って、第一の実施形態によれば、上記仕様の場合には、従来の一般的な構造のブレーキ装置の約１０倍の制動トルクを発生させることができ、また、上記公開公報に記載されたブレーキ装置の約５倍の制動トルクを発生させることができる。

なお、この実施形態において、ブレーキパッド等が回転軸線１８の周りにそれぞれＮ（正の整数）個設けられる場合には、制動トルクＴbは式５により表される値のＮ倍になる。よって、更に高い制動トルクを発生させることができ、サーボ比Ｒbt1及びＲbt2の何れをも一層高くすることができる。

また、ピストン−シリンダ装置５４による押圧力が増大するにつれて、回転トルク伝達部材８２Ａ、８２Ｂの圧縮変形量が増大する。よって、ピストン−シリンダ装置５４による押圧力がある値以上になると、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの軸部の先端が自転軸線３６の位置に於いて押圧部材３４Ａ及び３４Ｂに当接する。従って、ブレーキパッドから押圧部材へ伝達される回転トルクはそれ以上増大しないので、その状況における制動トルクのサーボ比はＲbt1になる。

また、車両の後進時には、押圧部材３４Ａ及び３４Ｂはボールねじ機構４２Ａ及び４２Ｂによる回転トルクから押圧力への変換機能は、ディスク部２０Ａ及びサブロータ２２に対するブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの押圧力を低減するよう作用する。しかし、上述の如く、ピストン−シリンダ装置５４による押圧力がある値以上になると、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの軸部の先端が押圧部材３４Ａ及び３４Ｂに当接し、ブレーキパッドから押圧部材へ伝達される回転トルクはそれ以上増大しない。よって、制動力の発生の応答性は、車両の前進時に比して多少低下するが、車両の後進時にも制動操作に応じて制動力を発生させることができる。また、その場合にも、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの自転によるサーボ効果が得られる。

［第二の実施形態］
図２は、車両用ブレーキ装置として構成された本発明による摩擦ブレーキ装置の第二の実施形態を、回転軸線を通る切断面にて切断して示す断面図である。なお、図２において、図１に示された部材と同一の部材には図１において付された符号と同一の符号が付されている。このことは、後述の図３についても同様である。

この第二の実施形態においては、メインロータ２０は、円筒部２０Ｂを有しておらず、回転軸１６とは別の部材である。また、メインロータ２０の円環板状のディスク部２０Ａは、放熱のためのフィンよりなる接続部６４によりサブロータ２２と一体に接続されている。回転軸１６は外端部にフランジ部１６Ａを有し、フランジ部１６Ａにはディスク部２０Ａと一体をなすリム部２０Ｃの内周部が４本のボルト３２により連結されている。従って、図には示されていないが、ボルト３２及びこれに螺合するナットは、共締めによりリム部２０Ｃをフランジ部１６Ａと共に車輪のディスク部に一体的に連結する。

ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂ、押圧部材３４Ａ及び３４Ｂ、支持部材４０Ａ及び４０Ｂは、第一の実施形態の場合とは逆の向きにてブレーキロータ１２の両側に配置されている。よって、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの円板部はディスク部２０Ａ及びサブロータ２２の側に位置し、軸部は円板部より互いに離れる方向へ延在している。また、支持部材４０Ａ及び４０Ｂは、ブレーキロータ１２の外周部を跨いで実質的に断面Ｕ形に延在するキャリパ８８により、自転軸線３６に沿ってキャリパに対し相対変位も自転軸線３６の周りに回転もしないよう、支持されている。

キャリパ８８は、ボルトや溶接の如き連結手段により一体的に連結された半体８８Ａ及び８８Ｂよりなり、半体８８Ｂはボルトの如き連結手段により静止部材５０に一体的に固定されている。半体８８Ａ及び８８Ｂは、それぞれ押圧部材３４Ａ、３４Ｂ及び支持部材４０Ａ、４０Ｂと共働して、シリンダ室５２Ａ及び５２Ｂを有するピストン−シリンダ装置５４Ａ及び５４Ｂを形成している。ピストン−シリンダ装置５４Ａ及び５４Ｂは、それぞれ押圧部材３４Ａ及び３４Ｂを介してブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂをディスク部２０Ａ及びサブロータ２２に対し押圧する押圧装置を形成している。

図２には示されていないが、シリンダ室５２Ａ及び５２Ｂは、それぞれ半体８８Ａ及び８８Ｂに設けられた内部通路及びこれらに連通する導管により油圧式のブレーキアクチュエータに接続されている。従って、シリンダ室５２Ａ及び５２Ｂ内の油圧は、ブレーキアクチュエータによって同時に同一の圧力に制御される。

メインロータ２０の外周には、実質的に円筒状をなすリング歯車部材９０が溶接等の手段により固定されており、リング歯車部材９０は回転軸線１８に沿ってその周りに延在している。リング歯車部材９０の両端部の内面には内歯車７８Ａ、７８Ｂが設けられており、これらの内歯車はそれぞれブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの円板部の外周に設けられた外歯車７６Ａ及び７６Ｂと噛合している。第一の実施形態の場合と同様に、外歯車７６Ａ、７６Ｂ及び内歯車７８Ａ、７８Ｂは、ブレーキロータ１２とブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂとの間にて回転トルクを相互に伝達する回転トルク伝達装置８０Ａ及び８０Ｂとして機能する。

図２と図１との比較より解る如く、この第二の実施形態の他の点は上述の第一の実施形態と同様に構成されている。従って、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂがそれぞれピストン−シリンダ装置５４Ａ及び５４Ｂによる押圧力によって互いに近づく方向へ押圧される点を除き、第二の実施形態は第一の実施形態と同様に作動する。

よって、第二の実施形態によれば、第一の実施形態の場合と同様に、従来の一般的な構造のブレーキ装置よりも遥かに高い制動トルクを発生させることができ、また、上記公開公報に記載されたブレーキ装置よりも高い制動トルクを発生させることができる。

なお、ブレーキ装置１０の各距離が第一の実施形態の場合と同一であるとすると、制動トルクのサーボ比Ｒbt1及びＲbt2も第一の実施形態の場合と同一である。従って、第二の実施形態によれば、上記仕様の場合には、従来の一般的な構造のブレーキ装置の約１０倍の制動トルクを発生させることができ、また、上記公開公報に記載されたブレーキ装置の約５倍の制動トルクを発生させることができる。

［第三の実施形態］
図３は、車両用ブレーキ装置として構成された本発明による摩擦ブレーキ装置の第三の実施形態を、回転軸線を通る切断面にて切断して示す断面図、図４は図３に示されたくさび式の回転トルク−押圧力変換機構を、自転軸線の周りに延在する円筒状の切断面に沿って切断して示す部分断面図である。

図３と図１との比較より解る如く、この第三の実施形態においては、第一及び第二の実施形態におけるボールねじ機構４２Ａ及び４２Ｂに代えて、くさび式の回転トルク−押圧力変換機構９０Ａ及び９０Ｂが設けられている。なお、図３においては、二つの回転トルク−押圧力変換機構９０Ａ及び９０Ｂが図示されているが、回転トルク−押圧力変換機構は一つであってもよく、また自転軸線３６の周りに均等に隔置された状態にて複数の回転トルク−押圧力変換機構が設けられてもよい。

各回転トルク−押圧力変換機構９０Ａ及び９０Ｂは、押圧部材３４Ａ及び３４Ｂの円筒部の内端部の外面に設けられ径方向外方へ面する円柱状の肩部と支持部材４０Ａ及び４０Ｂの円筒部との間に介装されたボール９２Ａ及び９２Ｂを含んでいる。ボール９２Ａ及び９２Ｂは実質的に剛固な金属の如き材料にて形成されている。

ボール９２Ａが配置された径方向の領域にて自転軸線３６に沿って互いに対向する押圧部材３４Ａ及び支持部材４０Ａの表面は、それぞれボール９２Ａに係合可能なカム面３４ＡＺ及び４０ＡＺを有している。同様に、ボール９２Ｂが配置された径方向の領域にて自転軸線３６に沿って互いに対向する押圧部材３４Ｂ及び支持部材４０Ｂの表面は、それぞれボール９２Ｂに係合可能なカム面３４ＢＺ及び４０ＢＺを有している。各カム面は、自転軸線３６を中心とする円弧状に延在している。

図４に示されている如く、カム面３４ＡＺは、支持部材４０Ａへ向けて開いた湾曲部３４ＡＺＡと、該湾曲部に連続して湾曲部の両側に延在する平面状の傾斜部３４ＡＺＢ及び３４ＡＺＣとを有している。傾斜部３４ＡＺＢ及び３４ＡＺＣは、湾曲部３４ＡＺＡより離れるにつれて支持部材４０Ａに近づくよう、自転軸線３６に垂直な仮想平面９４に対し傾斜している。同様に、カム面４０ＡＺは押圧部材３４Ａへ向けて開いた湾曲部４０ＡＺＡと、該湾曲部に連続して湾曲部の両側に延在する平面状の傾斜部４０ＡＺＢ及び４０ＡＺＣとを有している。傾斜部４０ＡＺＢ及び４０ＡＺＣは、湾曲部４０ＡＺＡより離れるにつれて押圧部材３４Ａに近づくよう、仮想平面９４に対し傾斜している。

図示の実施形態においては、図４に示されている如く、仮想平面９４に対する傾斜部３４ＡＺＢ等の傾斜角の大きさは同一である。よって、各ボール９２Ａの径方向に互いに対向する傾斜部３４ＡＺＢと４０ＡＺＣ及び３４ＡＺＣと４０ＡＺＢは、仮想平面９４に対し互いに同一の方向へ傾斜し、互いに平行に延在している。

なお、図には示されていないが、回転トルク−押圧力変換機構９０Ｂは回転トルク−押圧力変換機構９０Ａと同様の構造を有している。すなわち、カム面３４ＢＺ及び４０ＢＺは、自転軸線３６に沿う方向の向きが逆である点を除き、それぞれカム面３４ＡＺ及び４０ＡＺと同様に形成されている。

また、図３と図１との比較より解る如く、この第三の実施形態においては、回転トルク伝達部材８２Ａ及び８２Ｂは押圧部材３４Ａ及び３４Ｂに固定されている。図３に示されている如く、押圧部材３４Ａ及び３４Ｂには、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの軸部の小径部と径方向に対向する領域に、自転軸線３６の周りに全周に亘り延在する切欠きが設けられている。回転トルク伝達部材８２Ａ及び８２Ｂは、これらの切欠き収容された状態にて配置されている。

回転トルク伝達部材８２Ａ及び８２Ｂの弾性円筒体は、押圧部材３４Ａ及び３４Ｂの側面に接着等の手段により固定され、硬質円筒体の端面はブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの軸部の大径部と小径部との間の肩部に対向している。従って、この第三の実施形態においても、ブレーキパッド１４Ａ、１４Ｂの軸部及び回転トルク伝達部材８２Ａ、８２Ｂは、互いに共働してブレーキパッドと押圧部材との間における回転トルクの伝達を制限する回転トルク伝達制限機構８４Ａ及び８４Ｂとして機能する。

図３と図１との比較より解る如く、この第三の実施形態の他の点は上述の第一の実施形態と同様に構成されている。従って、ブレーキロータ１２の回転トルクがくさび式の回転トルク−押圧力変換機構９０Ａ及び９０Ｂによってブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂに対する押圧力に変換される点を除き、第三の実施形態は第一の実施形態と同様に作動する。そして、第一及び第二の実施形態の場合と同様に、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの公転による制動トルクＴrvに加えて、自転による制動トルクＴrtが発生し、それらの総和が制動トルクＴbとなる。

例えば、図３に示されている如く、ピストン−シリンダ装置５４のシリンダ室５２の圧力が増大されていない非制動時には、回転トルク−押圧力変換機構の構成部材は押圧部材３４Ａ及び支持部材４０Ａについて図４に示された標準位置に位置決めされる。そして、押圧部材３４Ａ、３４Ｂ及び支持部材４０Ａ、４０Ｂが標準位置にあるときには、自転軸線３６に沿う方向の押圧部材３４Ａ、３４Ｂと支持部材４０Ａ、４０Ｂとの間の間隔が最小になり、二つの押圧部材を離間させる力は発生しない。よって、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂは、それぞれディスク部２０Ａ及びサブロータ２２と実質的に摩擦係合せず、制動力は発生しない。

これに対し、シリンダ室５２の圧力が増大される制動時には、ピストン−シリンダ装置５４の押圧力によって押圧部材３４Ａ及び３４Ｂが回転トルク伝達部材８２Ａ及び８２Ｂを介してブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂに対し押圧される。よって、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂは、それぞれディスク部２０Ａ及びサブロータ２２と摩擦係合する。

また、ディスク部２０Ａ及びサブロータ２２の回転トルクがそれぞれ回転トルク伝達装置８０Ａ及び８０Ｂによって自転軸線３６の周りの回転トルクに変換されてブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂへ伝達される。そして、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの回転トルクが回転トルク伝達部材８２Ａ及び８２Ｂを介して押圧部材３４Ａ及び３４Ｂへ伝達される。よって、押圧部材３４Ａ及び３４Ｂは自転軸線３６の周りにそれぞれ支持部材４０Ａ及び４０Ｂに対し相対的に回転する。

その結果、図５に示されている如く、押圧部材３４Ａ及び支持部材４０Ａは互いに逆方向へ相対回転変位するので、ボール３８Ａの位置におけるカム面３４ＺＡ及び４０ＺＡは互いに接近しようとする。しかし、ボール３８Ａは圧縮変形しないので、所謂くさび効果が発生し、押圧部材及び支持部材１６は自転軸線３６に沿って互いに離れる方向へ相対変位する。よって、ディスク部２０Ａ及びサブロータ２２に対するブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの押圧力が増力される。

制動トルクＴrv及びＴrtは、ディスク部２０Ａ及びサブロータ２２に対するブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの押圧力に比例する。また、それらの押圧力は、くさび式の回転トルク−押圧力変換機構９０Ａ及び９０Ｂにより増力されるが、それらの押圧力はピストン−シリンダ装置５４のシリンダ室５２内の油圧に比例する。従って、シリンダ室５２内の油圧の制御によって押圧力を制御することにより、制動トルクＴb、即ちブレーキ装置１０が発生する制動力を制御することができる。

よって、第三の実施形態によれば、第一及び第二の実施形態の場合と同様に、従来の一般的な構造のブレーキ装置よりも遥かに高い制動トルクを発生させることができ、また、上記公開公報に記載されたブレーキ装置よりも高い制動トルクを発生させることができる。

また、ブレーキ装置１０の各距離が第一の実施形態の場合と同一であり、カム面３４ＺＡ等の傾斜角が１４degであり、回転トルクから押圧力への変換効率が１００％であるとすると、制動トルクのサーボ比Ｒbt1及びＲbt2も第一の実施形態の場合と同一である。従って、第三の実施形態によれば、上記仕様の場合には、従来の一般的な構造のブレーキ装置の約１０倍の制動トルクを発生させることができ、また、上記公開公報に記載されたブレーキ装置の約５倍の制動トルクを発生させることができる。

特に、第三の実施形態によれば、カム面４０ＡＺの傾斜部４０ＡＺＢ及び４０ＡＺＣは、仮想平面９４に対し互いに逆方向へ傾斜し、傾斜部４０ＡＺＢ及び４０ＡＺＣも、仮想平面９４に対し互いに逆方向へ傾斜している。よって、くさび式の回転トルク−押圧力変換機構９０Ａ及び９０Ｂは、押圧部材３４Ａ及び３４Ｂが支持部材４０Ａ及び４０Ｂに対し何れの方向へ相対的に回転変位する場合にも、回転トルクを押圧力に変換することができる。従って、車両が前進しているか後進しているかに関係なく、高い制動力を応答性よく発生させることができる。

なお、上述の第一ないし第三の実施形態によれば、ピストン−シリンダ装置５４による押圧力が増大すると、回転トルク伝達部材８２Ａ及び８２Ｂの圧縮変形量が増大する。そして、その圧縮変形量が予め設定された値以上になると、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの軸部の先端が自転軸線３６の位置に於いて押圧部材３４Ａ及び３４Ｂに当接し、ブレーキパッドから押圧部材へ伝達される回転トルクはそれ以上増大しなくなる。

よって、押圧部材の回転トルクが際限なくブレーキパッドを押圧する押圧力に変換されることを確実に防止することができる。また、押圧部材の回転トルクが押圧力に変換されることによる押圧力の増力を、ピストン−シリンダ装置５４による押圧力に応じて行わせることができると共に、押圧力の増力が際限なく行われることを確実に防止することができる。

また、上述の第一ないし第三の実施形態によれば、回転トルク伝達部材８２Ａ及び８２Ｂは、弾性円筒体と硬質円筒体とよりなり、それぞれブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの軸部に嵌合している。そして、硬質円筒体は自転軸線３６の周りの全周にわたり押圧部材又はブレーキパッドと摩擦係合し得るようになっている。

よって、例えば回転トルク伝達部材が自転軸線の周りの一部の領域においてしか設けられていない場合に比して、ブレーキパッドより押圧部材への回転トルクの伝達を良好に行わせることができる。また、例えば回転トルク伝達部材の他端が自転軸線の周りの一部の領域においてしかブレーキパッド又は押圧部に摩擦係合できない場合に比して、回転摩擦部材より押圧部材への回転トルクの伝達を良好に行わせることができる。さらに、回転トルク伝達部材の他端と摩擦係合するブレーキパッド又は押圧部材に偏摩耗の如き異常摩耗が発生する虞れを低減し、ブレーキ装置の耐久性を向上させることができる。

また、例えば回転トルク伝達部材が硬質ゴムの如き弾性材のみにて形成されており、弾性材が直接ブレーキパッド又は押圧部に摩擦係合する場合に比して、回転トルク伝達部材の摩耗を抑制し、このことによってもブレーキ装置の耐久性を向上させることができる。

また、上述の第一及び第三の実施形態によれば、ディスク部２０Ａ、円筒部２０Ｂ及びサブロータ２２は、回転軸線１８を通る径方向の切断面で見て径方向内方へ開いたコの字形の断面形状をなしている。そして、押圧部材３４Ａ及び３４Ｂ等は、ディスク部２０Ａとサブロータ２２との間に配設され、それらに対しブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂ等を互いに離れる方向へ押圧するようになっている。

よって、従来のディスクブレーキ装置の如くブレーキロータの両側に跨るよう延在し摩擦部材や押圧装置を支持すると共に押圧装置の押圧力の反力を担持するキャリパは不要であり、またキャリパの剛性を高くすることも不要である。また、ディスク部２０Ａ及びサブロータ２２は、回転軸線１８の周りに全周に亘り延在しているので、回転軸線の周りに円弧状にしか延在しないキャリパに比してブレーキロータ１２の剛性を高くすることができる。

以上においては、本発明を特定の実施形態について詳細に説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されるものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の実施形態が可能であることは当業者にとって明らかであろう。

例えば、上述の各実施形態においては、回転トルク伝達部材８２Ａ及び８２Ｂはそれぞれブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂの軸部に嵌合している。しかし、回転トルク伝達部材は自転軸線３６より径方向に隔置された位置にて回転トルクを伝達し得る限り、自転軸線３６の周りの一部の領域にのみ設けられていてもよい。

また、回転トルク伝達部材８２Ａ及び８２Ｂは、弾性円筒体と硬質円筒体とよりなり、弾性円筒体にてブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂ又は押圧部材３４Ａ及び３４Ｂに固定されている。しかし、回転トルク伝達部材８２Ａ及び８２Ｂは一端にて例えばブレーキパッド及び押圧部材の一方に例えば当接することにより支持され、ブレーキパッド及び押圧部材の他方に摩擦係合可能である限り、固定されていなくてもよい。また、弾性材が耐摩耗性にも優れていれば、硬質の部分が省略されてもよい。

また、上述の各実施形態においては、摩擦係合部材１４Ａ及び１４Ｂは互いに同一の大きさを有し、それらの自転軸線３６は互いに整合している。しかし、摩擦係合部材１４Ａ及び１４Ｂは互いに異なる大きさや直径を有していてもよく、それらの自転軸線は互いに整合していなくてもよい。

また、上述の各実施形態においては、摩擦係合部材１４Ａ及び１４Ｂの摩擦部１４ＡＡ及び１４ＢＡは、自転軸線３６を中心として互いに同一の半径の位置に設けられている。しかし、摩擦部１４ＡＡ及び１４ＢＡは互いに異なる半径の位置に設けられていてもよい。

また、上述の各実施形態においては、ブレーキパッド１４Ａ及び１４Ｂに対し押圧部材３４Ａ及び３４Ｂを押圧する押圧装置はピストン−シリンダ装置であるが、押圧装置は電磁式の押圧装置であってもよい。

また、上述の第一及び第二の実施形態においては、回転トルク−押圧力変換機構はボールねじ機構４０Ａ及び４２Ｂであるが、自転軸線３６の周りにらせん状に延在する案内溝を有する限り、ボールの如き転動要素を含まないねじ機構であってもよい。その場合のねじの溝及びそれに係合する歯の形状は、インボリュート歯形、矩形の如き任意の形状であってよい。

また、上述の第三の実施形態においては、くさび式の回転トルク−押圧力変換機構９０Ａ及び９０Ｂのカム面３４ＡＺ及び４０ＡＺは、それぞれ湾曲部３４ＡＺＡ及び４０ＡＺＡと、湾曲部の両側に延在する平面状の傾斜部３４ＡＺＢ、４０ＡＺＢ及び３４ＺＣ、４０ＡＺＣとを有している。しかし、回転トルク−押圧力変換機構のカム面は自転軸線３６に垂直な仮想平面９４に対し同一の方向へ傾斜した傾斜面を有する限り、他の形状を有していてもよい。

例えば、図６に示されている如く、またカム面３４ＡＺが山形をなし、カム面４０ＡＺがカム面３４ＡＺを受ける谷形をなしていてもよい。なお、この修正例においても、押圧部材３４Ａ及び支持部材４０Ａのカム面の間にボールの如き転動要素が介装されてもよい。また、図７に示されている如く、湾曲部の両側に延在する傾斜部３４ＡＺＢ、４０ＡＺＢ及び３４ＡＺＣ、４０ＡＺＣの仮想平面９４に対する傾斜角が湾曲部より離れるにつれて漸次小さくなるよう、これらの傾斜部は湾曲していてもよい。

また、上述の第三の実施形態の如く、押圧部材及び支持部材のカム面の間にボールの如き転動体が介装されている場合には、一方のカム面の傾斜角のみが湾曲部より離れるにつれて漸次小さくなるよう湾曲していてもよい。なお、転動体は円柱状のローラやテーパを有するローラであってもよい。

これらの修正例によれば、自転軸線３６の周りの押圧部材及び支持部材１６の相対変位量が増大するにつれて、回転トルクが自転軸線３６に沿う方向に分解される力の成分を漸次大きくすることができる。よって、ブレーキ装置のブレーキ特性をプログレッシブなブレーキ特性にすることができる。

また、上述の第三の実施形態においては、カム面３４ＡＺ及び４０ＡＺは、それぞれ湾曲部３４ＡＺＡ及び４０ＡＺＡを有しているが、湾曲部が設けられることなく傾斜部３４ＡＺＢの如き傾斜部のみよりなっていてもよい。

また、上述の第一及び第三の実施形態においては、円筒部２０Ｂはディスク部２０Ａと一体に形成されてメインロータ２０を形成している。しかし、円筒部２０Ｂはサブロータ２２と一体に形成されてもよく、またディスク部２０Ａ、円筒部２０Ｂ、サブロータ２２が別体に形成されてもよい。

また、各実施形態のブレーキ装置は車両用のブレーキ装置であるが、本発明のブレーキ装置は車両以外の用途に適用されてもよい。

１０…ブレーキ装置、１２…ブレーキロータ、１４Ａ，１４Ｂ…ブレーキパッド、１８…回転軸線、２０…メインロータ、２２…サブロータ、３４Ａ，３４Ｂ…押圧部材、３６…自転軸線、４０Ａ，４０Ｂ…支持部材、４２Ａ，４２Ｂ…ボールねじ機構、５０…静止部材、５４…ピストン−シリンダ装置、８０Ａ，８０Ｂ…回転トルク伝達装置、８２Ａ，８２Ｂ…回転トルク伝達部材、８４Ａ，８４Ｂ…回転トルク伝達制限機構、８８…キャリパ、９０Ａ，９０Ｂ…くさび式の回転トルク−押圧力変換機構

Claims (8)

1. 回転軸線の周りに回転するブレーキロータと、前記回転軸線に平行な自転軸線の周りに回転可能な回転摩擦部材と、前記ブレーキロータと前記回転摩擦部材との間にて回転トルクを相互に伝達する回転トルク伝達装置と、押圧部材を前記回転摩擦部材に対し押圧することにより前記回転摩擦部材を前記ブレーキロータに対し押圧する押圧装置と、を有する摩擦ブレーキ装置に於いて、
   前記回転摩擦部材の回転トルクを前記押圧部材に伝達すると共に、前記押圧部材の回転トルクを、前記押圧部材が前記回転摩擦部材を押圧する押圧力に変換する回転トルク−押圧力変換機構を有する、
   ことを特徴とする摩擦ブレーキ装置。
2. 前記押圧部材は、前記回転摩擦部材を前記自転軸線の周りに回転可能に支持すると共に、静止支持部材により前記自転軸線の周りに回転可能に支持されており、
   前記回転トルク−押圧力変換機構は、前記回転摩擦部材と前記静止支持部材との間に配置され、前記回転摩擦部材より前記押圧部材へ回転トルクを伝達する回転トルク伝達部材と、前記自転軸線の周りの前記静止支持部材に対する前記押圧部材の相対回転を、前記押圧部材が前記自転軸線に沿って前記ブレーキロータへ向かう直線変位に変換する回転−直線変位変換機構と、を有することを特徴とする請求項１に記載の摩擦ブレーキ装置。
3. 前記回転−直線変位変換機構は、前記自転軸線の周りに螺旋状に延在する案内溝を備えたねじ式の回転−直線変位変換機構であることを特徴とする請求項２に記載の摩擦ブレーキ装置。
4. 前記回転−直線変位変換機構は、前記自転軸線に沿って互いに対向する前記押圧部材及び前記静止支持部材の傾斜面であって、前記自転軸線に垂直な仮想平面に対し同一の方向へ傾斜して前記自転軸線の周りに円弧状に延在する傾斜面を有するくさび式の回転−直線変位変換機構であることを特徴とする請求項２に記載の摩擦ブレーキ装置。
5. 各傾斜面は前記仮想平面に対し互いに逆方向へ傾斜する領域を有していることを特徴とする請求項４に記載の摩擦ブレーキ装置。
6. 前記回転摩擦部材は、前記自転軸線と同軸に延在する軸部を有し、前記回転トルク伝達部材は、前記自転軸線に沿って弾性的に圧縮変形可能な領域を含み、前記回転トルク伝達部材及び前記軸部は、前記領域の圧縮変形量が基準値以上になると、前記軸部が前記自転軸線上にて前記押圧部材に係合することにより、前記回転トルク伝達部材により伝達される回転トルクが増大することを阻止する回転トルク伝達制限機構を形成していることを特徴とする請求項２ないし５の何れかに記載の摩擦ブレーキ装置。
7. 前記回転トルク伝達部材は、前記軸部に嵌合した状態にて前記自転軸線に沿って延在し、一端にて前記回転摩擦部材及び前記静止支持部材の一方により支持され、他端にて前記回転摩擦部材及び前記静止支持部材の他方に全周にわたり摩擦係合可能であることを特徴とする請求項６に記載の摩擦ブレーキ装置。
8. 前記回転トルク伝達装置は、前記ブレーキロータ及び前記回転摩擦部材に設けられ互いに噛合する歯車を含んでいることを特徴とする請求項１乃至７の何れか一つに記載の摩擦ブレーキ装置。

Images