JP2020050073A - Brake device - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、車両の制動に用いられるブレーキ装置に関する。 The present invention relates to a brake device used for braking a vehicle.
近年，必要な制動力をモータから得る電動パーキングブレーキ装置の採用が広がっている。電動パーキングブレーキ装置はモータに所定の電流を流してパッドを所定の推力(押付力)でディスクに押し付けて制動をかける。しかし、電動パーキングブレーキ装置では、推力のばらつきが大きく、キャリパによるディスクの締め付け力、すなわち制動力を適切に制御することが難しい。 In recent years, electric parking brake devices that obtain a necessary braking force from a motor have been widely used. The electric parking brake device applies a predetermined current to a motor to press a pad against a disk with a predetermined thrust (pressing force) to apply braking. However, in the electric parking brake device, the thrust varies greatly, and it is difficult to appropriately control the disc tightening force by the caliper, that is, the braking force.
ロードセルなどの荷重センサを用いてパッドに与えられる推力を直接計測し、パッドに与えられる推力を適切な値に制御することができる。しかし、新たに荷重センサを追加する必要があるため、コストアップや荷重センサの取り付けの課題が生じる。 The thrust applied to the pad can be directly measured using a load sensor such as a load cell, and the thrust applied to the pad can be controlled to an appropriate value. However, since it is necessary to newly add a load sensor, there arises a problem of cost increase and mounting of the load sensor.
一方、荷重センサ等を使用せず推力を推定して制御する電動パーキングブレーキ装置が、特開２０１８−５７０６５号公報（特許文献１）に記載されている。特許文献１の電動パーキングブレーキ装置では、回転直動変換機構を正方向に動作させた際のモータに流れる正方向電流と、これに続いて回転直動変換機構を逆方向に動作させた際のモータに流れる逆方向電流との比率を用いて動力伝達機構の効率を求め、この効率に応じてモータカットオフ電流閾値を変化させ、適切な制動力を発生させる（要約参照）。
On the other hand, an electric parking brake device that estimates and controls a thrust without using a load sensor or the like is described in JP-A-2018-57065 (Patent Document 1). In the electric parking brake device disclosed in
特許文献１の電動パーキングブレーキ装置においては、回転直動変換機構が一つのねじで構成される場合、動力伝達機構の効率を算出可能である。しかし、回転直動変換機構が二つ以上のねじで構成される場合、正方向の電流と逆方向の電流だけを用いて回転直動変換機構の効率を推定することは困難であり、発生推力の推定精度が低くなる。
In the electric parking brake device of
本発明の目的は、高精度に推力を推定することができる電動パーキングブレーキ装置を提供することにある。 An object of the present invention is to provide an electric parking brake device capable of estimating thrust with high accuracy.
上記課題を解決するために、例えば特許請求範囲に記載の構成を採用する。
電流を通電することにより回転運動する回転機構と、
前記回転機構の回転運動を直動運動に変換してディスクパッドをディスクロータに押し付ける推力を発生する回転直動変換機構と、
前記回転機構を制御する制御部と、
を有し、
前記制御部は、ディスクロータとディスクパッドとが接触した後、前記回転機構を止める電流値の閾値であるカットオフ電流閾値を算出するカットオフ電流閾値演算部を有し、
前記カットオフ電流閾値演算部は、ディスクロータとディスクパッドとが接触した後、前記電流を停止した状態での電圧である逆回転電圧を用いて次回のカットオフ電流閾値を演算する。
In order to solve the above problems, for example, a configuration described in the claims is adopted.
A rotating mechanism that rotates by applying a current;
A rotary / linear motion converting mechanism that converts the rotary motion of the rotary mechanism into a linear motion and generates a thrust for pressing the disk pad against the disk rotor;
A control unit that controls the rotation mechanism;
Has,
The controller has a cutoff current threshold calculator that calculates a cutoff current threshold that is a threshold of a current value for stopping the rotation mechanism after the disk rotor and the disk pad are in contact with each other,
The cutoff current threshold value calculation unit calculates the next cutoff current threshold value using a reverse rotation voltage which is a voltage in a state where the current is stopped after the disk rotor and the disk pad come into contact with each other.
本発明では、ディスクロータとディスクパッドとが接触した後の、電流を停止した状態での電圧である逆回転電圧を用いて機械効率を推定することにより、推力を高精度に推定することができる。その結果、本発明のブレーキ装置は、推力を適切に制御することができる。 According to the present invention, the thrust can be estimated with high accuracy by estimating the mechanical efficiency using the reverse rotation voltage which is the voltage in a state where the current is stopped after the disk rotor and the disk pad come into contact with each other. . As a result, the brake device of the present invention can appropriately control the thrust.
上記した以外の課題、構成及び効果は、以下の実施形態の説明により明らかにされる。 Problems, configurations, and effects other than those described above will be apparent from the following description of the embodiments.
特許文献１に記載の電動パーキングブレーキ装置においては、回転直動変換機構が一つのねじで構成される場合、動力伝達機構の効率を算出可能である。しかし、回転直動変換機構が二つ以上のねじで構成される場合、正方向の電流と逆方向の電流だけを用いて回転直動変換機構の効率を推定することは困難である。この場合、発生推力の推定精度が低くなり、推力にマージンを取る必要があるため、電動パーキングブレーキ装置の部品の大型化や、高強度の部品が必要となることによってコストが増大する。
In the electric parking brake device described in
本発明に係る実施例では、回転直動変換機構が二つ以上のねじで構成される場合であっても、発生推力の推定精度を高くすることができるようにする。すなわち本発明は、荷重センサや回転センサ等の新たなセンサを追加することなく、高精度に推力を推定することで、小型且つ低コストの電動パーキングブレーキ装置を提供することができる。 In the embodiment according to the present invention, even when the rotation / linear motion conversion mechanism is constituted by two or more screws, the estimation accuracy of the generated thrust can be increased. That is, the present invention can provide a small-sized and low-cost electric parking brake device by estimating the thrust with high accuracy without adding a new sensor such as a load sensor or a rotation sensor.
［実施例１］
本発明の第１実施例を図１〜図６を参照して説明する。
[Example 1]
A first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
図１はブレーキ装置の全体構成を示す構成概略図である。 FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing the entire configuration of the brake device.
ブレーキ装置は、バッテリ２６、液圧発生機構２０、ブレーキキャリパ１０、及び電子制御装置（制御部）２５を含んで構成されている。
The brake device includes a
液圧発生機構２０は、運転者によって操作されるブレーキペダル１７と、ブレーキペダル１７の操作によって内部のピストンを移動させて圧力を発生させるマスタシリンダ２１と、液圧を制御して横すべり防止等を行う液圧制御装置２２と、から構成される。
The hydraulic
図２Ａは、ブレーキキャリパの構造を示す構造図である。 FIG. 2A is a structural diagram showing a structure of a brake caliper.
図２Ａに示すように、第１実施例に係るブレーキ装置には、車両の回転部に取り付けられたディスクロータ１６を挟んで軸方向両側に配置された一対の第１パッド１４及び第２パッド１５と、キャリパ１０とが設けられている。本ブレーキ装置は、キャリパ浮動型として構成されている。なお、一対の第１パッド１４及び第２パッド１５と、キャリパ１０とは、車両のナックル等の非回転部に固定されたブラケット（図示略）にディスクロータ１６の軸方向へ移動可能に支持されている。ブレーキをかけると、第１パッド１４がディスクロータ１６に押し付けられ、この反力を受けて第２パッド１５がディスクロータ１６に押し付けられ、第１パッド１４及び第２パッド１５がディスクロータ１６を両側から挟みつける。
As shown in FIG. 2A, the brake device according to the first embodiment includes a pair of a
なお、ディスクロータ１６の軸方向は、ディスクロータ１６の回転軸に沿う方向であり、以下、単に軸方向と呼んで説明する。また、キャリパ１０の主体であるキャリパ本体１１について、シリンダ部１０７（シリンダ１１５）が設けられる側を基端側と呼び、第２パッド１５を支持する側を先端側と呼んで説明する。
Note that the axial direction of the
キャリパ１０の主体であるキャリパ本体１１は、車両内側の第１パッド１４に対向する基端側に配置されるシリンダ部１０７と、車両外側の第２パッド１５に対向する先端側に配置される爪部１０８とを有している。シリンダ部１０７には、第１パッド１４側が開口される大径開口部１０９ａと、その反対側が孔部１００を有する底壁１１５ａにより閉じられた有底のシリンダ１１５が形成されている。シリンダ１１５内の底壁１１５ａ側は、大径開口部１０９ａに連設され大径開口部１０９ａよりも小径となる小径開口部１０９ｂが形成される。シリンダ１１５の大径開口部１０９ａの内壁面に、ピストンシール１１６が配置されている。
The
図２に示すように、ピストン１３は、底部１１９と円筒部１２０とからなる有底のカップ状に形成される。ピストン１３は、その底部１１９が第１パッド１４に対向するようにシリンダ１１５内に収められている。ピストン１３は、円筒部１２０がピストンシール１１６に接触した状態で軸方向に移動可能にシリンダ１１５の大径開口部１０９ａに内挿されている。このピストン１３とシリンダ１１５の底壁１１５ａとの間は、油圧室１２としてピストンシール１１６により画成されている。この液圧室１２には、シリンダ１１５に設けた図示しないポートを通じて、液圧源から液圧が供給されるようになっている。
As shown in FIG. 2, the
また、ピストン１３を移動させるための、回転直動変換機構１８がピストン１３の円筒部１２０内部に配置される。回転直動変換機構１８のピストン１３の底部１１９と反対側には減速機１９の出力軸が配置される。本実施例では、減速機１９の出力軸はスピンドル１８３の一端部（減速機１９側端部）側に連接されている。一方、減速機１９の入力側にはモータ２４の出力軸２４ａが接続される。
A rotation / linear
減速機１９は大径歯車１９２と小径歯車１９１とから構成される。小径歯車１９１はモータ２４の出力軸２４ａに固定されており、大径歯車１９２は回転直動変換機構１８のスピンドル１８３に直接的に或いは間接的に連結される。大径歯車１９２は小径歯車１９１と噛み合っている。減速機１９の構成は、前述の構成に限らず、大径歯車１９２の代わりに複数の減速歯車を組み合わせて用いる構成や、その他の構成であってもよい。
The
回転直動変換機構１８は、モータ２４及び減速機１９から伝達される回転運動を直線方向（軸方向）の運動に変換する機構であり、ピストン１３に推力を付与する。このため、回転直動変換機構１８はピストン推進機構と呼ぶ場合もある。また、モータ２４、或いはモータ２４及び減速機１９は、本実施例のブレーキ装置において、回転機構を構成する。なお、回転直動変換機構１８は、ピストン１３を推進させた後、ピストン１３を制動位置で保持する機能（制動位置保持機能）も有している。
The rotation / linear
回転直動変換機構１８は、シリンダ１１５内で、シリンダ１１５の底壁１１５ａとピストン１３の底部１１９との間に設けられ、ナット１８６、スピンドル１８３、シャフトローラ１８４、及び遊星ローラ１８５などから構成される。また回転直動変換機構１８は、スピンドル１８３及びシャフトローラ１８４からなる内側のねじ機構（第１ねじ機構、第１ねじ嵌合部）１１００と、シャフトローラ１８４、ナット１８６及び遊星ローラ１８５からなる外側のねじ機構（第２ねじ機構、第２ねじ嵌合部）１２００と、を備えている。
The rotation / linear
ナット１８６は支持部材または固定部材として機能する。ナット１８６は略円筒形状で大径側と小径側部をもち、小径側の一部がピストン１３内部に入り込むように配置され、他端側はピストン１３内部から突出してシリンダ１１５内部に配置される。ナット１８６の内壁面（内周面）には雌ねじ１８６ａが形成されている。
The
スピンドル１８３は棒状の部材（軸部材）であり、入力部材として機能する。スピンドル１８３は一端側がシリンダ１１５の孔部１００を挿通して減速機１９の出力側に接続される。スピンドル１８３は大径歯車１９２から第１パッド１４方向に伸びる円柱状で、外壁面（外周面）にはねじ部１８３ａがスピンドル１８３の軸方向における略全域に亘って形成されている。
The
シャフトローラ１８４は中空の筒形状を成し、回転直動部材として機能する。シャフトローラ１８４は外周面側において外径が階段状に変化している。階段状に外径が変化する外周面は第１パッド１４側から減速機１９側に向かって径が段階的に小さくなり、シャフトローラ１８４は第１パッド１４側から減速機１９側に向かって凸状を成している。すなわちシャフトローラ１８４は、凸状の大径側が第１パッド１４側に、小径側が減速機１９側となるように配置される。シャフトローラ１８４の内壁面（内周面）には、スピンドル１８３の外周側のねじ部１８３ａと係合するねじ部１８４ａが形成され、スピンドル１８３との間で滑りねじ（滑りねじ構造）１８１を形成する。一方、シャフトローラ１８４の底壁１１５ａ側の外壁面（外周面）には環状溝部１８４ｂが、第１パッド１４側の外壁面（外周面）には軸方向に沿う縦溝部１８４ｃが周方向に複数設けられている。
The
シャフトローラ１８４の周りには、ナット１８６との間に複数の遊星ローラ１８５が周方向に沿って配置されている。各遊星ローラ１８５には底壁１１５ａ側の外壁面（外周面）に環状溝部１８５ｂが、パッド１４，１５側の外壁面（外周面）には軸方向に沿う縦溝部１８５ｃが周方向に複数設けられている。遊星ローラ１８５の環状溝部１８５ｂはシャフトローラ１８４の環状溝部１８４ｂと噛み合う。ナット１８６の内壁面には雌ねじ１８６ａが形成され、雌ねじ１８６ａは遊星ローラ１８５の環状溝部１８５ｂと螺合し、ローラねじ（ローラねじ構造）１８２を形成する。
Around the
またシャフトローラ１８４のパッド１４，１５側にはプッシャ部材１７１が第１ベアリング１８７を介して配置され、シャフトローラ１８４は回転自在に支持される。またスピンドル１８３とシリンダ１１５の底壁１１５ａとの間に第２ベアリング１８８が配置され、スピンドル１８３はシリンダ１１５に対して回転自在に支持される。
Further, a
さらに図２Ｂを参照して、回転直動変換機構１８について説明する。図２Ｂは、回転直動変換機構の拡大断面図である。
Further, the rotation / linear
スピンドル１８３の環状溝１８３ｂに止め輪１１７が装着される。スピンドル１８３は、止め輪１１７により、シリンダ１１５内への軸方向の移動が規制される。ベースプレート１１２とスピンドル１８３の円板状部１８３ｃとの間に、挿通孔１８８ａを有する円環状の第２スラストベアリング１８８が配置される。スピンドル１８３の円板状部１８３ｃは、第２スラストベアリング１８８により、回転自在にベースプレート１１２に支持される。なお、第２スラストベアリング１８８は、ナット１８６の大径部１８６ｂにて径方向の移動が規制される。
The retaining
スピンドル１８３の螺合軸部１８３ｄの雄ねじ部１８３ａにシャフトローラ１８４の雌ねじ部１８４ａが螺合されている。シャフトローラ１８４は、一端側に位置してスピンドル１８３と螺合するナット部１８４ｄ（雌ねじ部１８４ａが構成される部分）と、ナット部１８４ｄから他端側に連続して一体に設けられる円筒状の中間筒部１８４ｅと、中間筒部１８４ｅから他端側に連続して一体に設けられる円環状のプッシャ部１８４ｆと、を有する。
The
スピンドル１８３の雄ねじ部１８３ａとシャフトローラ１８４の雌ねじ部１８４ａとの間の第１ねじ嵌合部（第１ねじ機構）１１００は、ピストン１３からシャフトローラ１８４へ伝達される軸方向荷重によってスピンドル１８３が回転しないようにするために、その逆効率が０以下（好ましくは０よりも小さい）になるように不可逆性を持つねじ嵌合部として構成される。すなわち、第１ねじ嵌合部１１００は、電動モータ２４の回転によりピストン１３を移動させると共に、電動モータ２４の回転が停止したときにピストン１３を移動した位置に保持するねじ機構となっている。ナット部１８４ｄには、その一端側の外壁面に環状溝部１８４ｂが軸方向に複数連設されて構成される第１太陽軸部１８４ｇと、その他端側の外壁面に軸方向に沿う縦溝部１８４ｃが周方向に複数連設されて構成される第２太陽軸部１８４ｈと、が形成される。
The first screw fitting portion (first screw mechanism) 1100 between the
シャフトローラ１８４の一端面には、周方向に間隔を置いて複数の係止凹部１８４ｉが形成されており、係止凹部１８４ｉがスピンドル１８３の円板状部１８３ｃの他端面に放射状に形成された係止突部１８３ｅに係合することで、シャフトローラ１８４の雌ねじ部１８４ａの、スピンドル１８３の雄ねじ部１８３ａへの過度なねじ込みを抑制できる。
A plurality of locking
シャフトローラ１８４のナット部１８４ｄの周りには、複数の遊星ローラ１８５が配置されている。遊星ローラ１８５は、一端側の外壁面に環状溝部１８５ｂが軸方向に複数連設されて構成される第１遊星ロッド部１８５ｄと、他端側の外壁面に軸方向に沿う縦溝部１８５ｃが周方向に複数連設されて構成される第２遊星ロッド部１８５ｅと、から構成される。
A plurality of
第１遊星ロッド部１８５ｄの環状溝部１８５ｂがシャフトローラ１８４（ナット部１８４ｄ）の第１太陽軸部１８４ｇの環状溝部１８４ｂと嵌合すると共に、第２遊星ロッド部１８５ｅの縦溝部１８５ｃがシャフトローラ１８４（ナット部１８４ｄ）の第２太陽軸部１８４ｈの縦溝部１８４ｃに歯車嵌合している。第１遊星ロッド部１８５ｄの環状溝部１８５ｂとシャフトローラ１８４の第１太陽軸部１８４ｇの環状溝部１８４ｂとの嵌合により、シャフトローラ１８４と遊星ローラ１８５との軸方向における相対的な移動が規制される。第２遊星ロッド部１８５ｅの縦溝部１８５ｃとシャフトローラ１８４の第２太陽軸部１８４ｈの縦溝部１８４ｃとの歯車嵌合により、シャフトローラ１８４からの回転トルクが遊星ローラ１８５に伝達される。これにより、遊星ローラ１８５はシャフトローラ１８４の回転によりシャフトローラ１８４の周りを自転しながら公転することができる。
The
遊星ローラ１８５を回転自在に支持するケージ１１３が設けられる。ケージ１１３は一端側に位置する小径ケージ部１１３ａと他端側に位置する大径ケージ部１１３ｂとを有し、小径ケージ部１１３ａの内壁面がシャフトローラ１８４の第１太陽軸部１８４ｇの外壁面に当接することで、ケージ１１３の径方向の移動が規制される。
A
遊星ローラ１８５の周りにナット１８６が配置される。ナット１８６はシリンダ１１５の底壁１１５ａからピストン１３内に向かって配置される。ナット１８６は、一端側に位置する大径ナット部１８６ｂと他端側に位置する小径ナット部１８６ｄとを有する。大径ナット部１８６ｂの一端面には、周方向に間隔を置いて複数の係止凹部１８６ｅが設けられ、係止凹部１８６ｅにはベースプレート１１２に設けられた回転規制用突起部１１２ａが係合される。これにより、ナット１８６とベースプレート１１２との相対的な回転が規制される。
A
大径ナット部１８６ｂの一端側の外壁面には、ベースプレート１１２の外壁面に設けた受入溝部１１２ｂと連続する受入溝部１８６ｆが周方向に沿って形成される。受入溝部１１２ｂと受入溝部１８６ｆとにＣ字状のリテイニングリング１１４が組み付けられる。リテイニングリング１１４は受入溝部１１２ｂの底面と受入溝部１８６ｆの底面とに密着して、ナット１８６とベースプレート１１２との軸方向における相対的な移動を規制する。
A receiving groove portion 186f, which is continuous with the receiving groove portion 112b provided on the outer wall surface of the
大径ナット部１８６ｂの周壁部には、径方向に沿って貫通する流通孔１８６ｃが周方向に沿って間隔を置いて複数形成される。流通孔１８６ｃはブレーキ液の流通のために設けられる。 In the peripheral wall of the large-diameter nut portion 186b, a plurality of flow holes 186c penetrating in the radial direction are formed at intervals along the peripheral direction. The flow holes 186c are provided for the flow of the brake fluid.
小径ナット部１８６ｄの内壁面には、遊星ローラ１８５の第１遊星ロッド部１８５ｄの環状溝部１８５ｂと噛み合う雌ねじ部１８６ａが形成される。環状溝部１８５ｂと雌ねじ部１８６ａとの噛み合い条件は、環状溝部１８５ｂのピッチと雌ねじ部１８６ａのピッチとを同じにして、雌ねじ部１８６ａの条数を遊星ローラ１８５の個数の倍数に設定する。環状溝部１８５ｂと雌ねじ部１８６ａとの間の第２ねじ嵌合部（第２ねじ機構部）１２００は、ピストン１３からシャフトローラ１８４へ伝達される軸方向荷重によって遊星ローラ１８５が公転するようにするために、その逆効率が０以上（好ましくは０よりも大きい）になるように、可逆性のあるねじ嵌合部として構成される。すなわち、第２ねじ嵌合部１２００は、機械効率の高いねじ機構として構成される。また、第２ねじ嵌合部１２００は、第１ねじ嵌合部１１００と逆向きのねじとなっている。また、第２ねじ嵌合部１２００は、第１ねじ嵌合部１１００に対して径方向外側に配置され、第１ねじ嵌合部１１００よりも機械効率の高いねじ機構で構成される。
On the inner wall surface of the small-
シャフトローラ１８４のプッシャ部１８４ｆと円環状のプッシャ部材１７１との間に第１スラストベアリング１８７が配置される。第１スラストベアリング１８７は、シャフトローラ１８４に対してプッシャ部材１７１を回転自在に支持する。すなわち、シャフトローラ１８４の回転力は、第１スラストベアリング１８７によって抑制され、ピストン１３には伝達されないようになっている。回転直動変換機構１８が駆動されることによりプッシャ部材１７１がピストン１３の底壁１３ａに向かって前進し、プッシャ部材１７１は底壁１３ａに当接し、ピストン１３を介してパッド１４をディスクロータ１６に押し付ける。
The first thrust bearing 187 is disposed between the pusher portion 184f of the
つぎに、図３を参照して電子制御手段２５について説明する。図３は、電動パーキングブレーキ装置の電子制御手段の模式図である。
Next, the
電子制御手段２５はＨブリッジ回路２８とマイクロプロセッサ２９から構成される。Ｈブリッジ回路２８の上アーム３３は半導体リレー２８１，２８２より構成され、下アーム３４は半導体リレー２８３，２８４より構成される。上アーム３３はバッテリと電気的に接続され、下アーム３４はグランドと電気的に接続される。Ｈブリッジ回路２８の出力端子はモータ２４と電気的に接続される。第一電圧モニタ回路３１はモータ２４の一方の端子と電気的に接続され、第二電圧モニタ回路３２はモータ２４の他方の端子と電気的に接続される。モータ２４の端子間電圧は第一電圧モニタ回路３１及び第二電圧モニタ回路３２で検出する電圧の差で求める。モータ電流は電流モニタ回路３０で計測する。
The
マイクロプロセッサ２９の出力端子は４つの半導体リレー２８１〜２８４と電気的に接続され制御信号を出力する。マイクロプロセッサ２９の出力制御信号により、半導体リレー２８１と２８４を同時にＯＮにすると、モータ２４にプラス方向（後述のアプライ動作方向）の電圧が印加される。半導体リレー２８１〜２８４を同時にＯＦＦにすると、モータ２４に印加する電圧はゼロになり、モータ２４に通電される電流もゼロになる。また、半導体リレー２８２と２８３を同時にＯＮにすると、モータ２４にマイナス方向（後述のリリース動作方向）の電圧が印加される。また、半導体リレー２８１と２８２をＯＦＦ、半導体リレー２８３と２８４をＯＮにすると、モータ２４が短絡される。この場合、半導体リレー２８３と２８４の回路に電流が流れるが、この回路に電流モニタ回路３０は設置できないため、電流を計測できない。
The output terminal of the
次に、ブレーキの動作を説明する。まず、常用ブレーキとして使用する場合の動作について説明する。走行中にブレーキペダル１７の操作が行われると、油圧室１２の油圧が昇圧、減圧してピストン１３が移動し、第１パッド１４をディスク１６に押し付ける、または第１パッド１４をディスク１６から離す動作により、制動動作または解除動作を行う。また、液圧制御装置２２等を付加したブレーキ装置ではドライバのブレーキペダル１７の操作にかかわらず、液圧制御装置２２により、必要な液圧を発生することが可能であり、同様に発生した液圧により制動力が発生する。
Next, the operation of the brake will be described. First, the operation when used as a service brake will be described. When the
つぎに、駐車ブレーキの動作について説明する。制動力発生または解除は、ドライバの駐車ブレーキスイッチ（未図示）のスイッチ操作、あるいは、車両状態等を検出して、電子制御手段（電子制御装置）２５からの推力発生のアプライ指令、推力解除のリリース指令に基づいて行われる。アプライ指令が入るとモータ２４がアプライ動作方向に回転する。モータ２４の回転運動は、回転直動変換機構１８により、シャフトローラ１８４の直動方向の運動に変換される。シャフトローラ１８４の直動運動はプッシャ部材１７１とピストン１３とのクリアランスを狭め、プッシャ部材１７１がピストン１３と当接する。その後、シャフトローラ１８４とピストン１３は直動方向には一体となって動作し、パッド１４，１５がディスク１６を押し付ける力（以下パッド推力）が増加する。そして、電流が後述のアプライ電流閾値に到達すると、電流が停止する。この際、後述の回転直動変換機構１８の動作によりモータ２４が一旦リリース方向に逆回転した後、モータ２４が停止する。モータ２４の停止後は、主に各ねじ機構１１００，１２００の摩擦により停止状態を保持する。リリース指令が入るとモータ２４がリリース動作方向に回転し、モータ２４の回転運動は、回転直動変換機構１８により、シャフトローラ１８４の直動方向の運動に変換され、パッド推力が減少する。その後、プッシャ部材１７１がピストン１３から離れた後、電流が停止され、モータ２４の回転が停止する。
Next, the operation of the parking brake will be described. The braking force is generated or released by detecting a driver's operation of a parking brake switch (not shown) or a vehicle state or the like, and applying a thrust generation command from the electronic control means (electronic control device) 25 and canceling the thrust. It is performed based on the release directive. When an apply command is input, the
ここで、駐車ブレーキとして動作する時のモータ電圧、電流及び推力の時間変化を、図４を参照して説明する。図４は、電動パーキングブレーキ装置の推力制御時の電圧、電流及び推力の時間変化を示す図である。（ａ）はモータ端子電圧、（ｂ）はモータ電流、（ｃ）はパッド推力を示す。 Here, the time change of the motor voltage, the current, and the thrust when operating as the parking brake will be described with reference to FIG. FIG. 4 is a diagram showing time changes of voltage, current, and thrust during thrust control of the electric parking brake device. (A) shows the motor terminal voltage, (b) shows the motor current, and (c) shows the pad thrust.
まず、電子制御装置２５からのアプライ指令が入ると、モータ２４にはプラス方向の電圧が印加され、アプライ動作を開始する。プラス方向の電圧が印加されるモータ２４の回転が始まり、直後に突入電流が発生する。モータ２４の回転がシャフトローラ１８４の直動運動となり、プッシャ部材１７１がピストン１３を押し始めると電流が増加し、推力も増加し始める。推力の増加と共にモータ２４の電流が増加し、所定の推力となった場合に電流が停止される。所定の推力と判断する方法は、たとえば、マイクロプロセッサ２９はモータ２４の電流値と推力目標値から演算されるカットオフ電流閾値とを比較し、電流値がカットオフ電流閾値を超過したことで判断する。モータ２４を停止すると逆回転動作が発生する。逆回転動作の詳細は後で説明する。その後、図４の保持状態に示すように、モータ２４の駆動トルクがゼロになるが、回転直動変換機構１８の静摩擦力によりパッドが戻らず、一定の推力を保持できる。制動力解除時はモータ２４にリリース方向に回転するように電圧がかかり、モータ２４の回転が開始し、最初に突入電流が発生する。ピストン１３からシャフトローラ１８４が離れると推力がほぼ０となり、電流が一定状態となったのち、電流が流れなくなりモータ２４が停止する。
First, when an apply command from the
このときの回転直動変換機構１８の動作を説明する。モータ２４が回転すると減速機構１９を介してスピンドル１８３が回転する。アプライ動作時に、スピンドル１８３の回転動作は滑りねじ１８１によってシャフトローラ１８４の回転と直動動作に変換され、シャフトローラ１８４は回転しながら直動する。同時に、シャフトローラ１８４の外周に係合する遊星ローラ１８５はローラねじによって自転しながら公転し、シャフトローラ１８４を直動させる。
The operation of the rotation / linear
モータ２４の電流が電流閾値に到達するとモータ２４からの駆動トルクは０になるため、パッド推力やシリンダ等の剛性によりシャフトローラ１８４を戻す方向に力が作用する。この力によって、ローラねじ１８２では、逆回転方向にも回転ができるが、滑りねじ１８１は逆回転効率が０以下のため、逆回転動作はスピンドル１８３とシャフトローラ１８４が一体となって回転する。その後、パッド推力やシリンダ等の剛性により作用するシャフトローラ１８４を戻す方向の力が減る一方、滑りねじ部１８１で受ける力が増加し、この二つ力が釣り合った位置でシャフトローラ１８４が停止し、保持状態となる。
When the current of the
リリース動作時には、モータ２４をアプライ時とは逆方向（リリース方向）に回転させてスピンドル１８３を回転させ、滑りねじ１８１とローラねじ１８２の両方の合力でシャフトローラ１８４を後退させることで、推力が減少する。
In the release operation, the thrust is generated by rotating the
電動パーキングブレーキの推力制御を説明する。前述のように、電子制御装置２５は、ディスクロータ１６への押圧力が所定値に到達したことをモータ２４の電流値が所定値に達したことによって検出すると、モータ２４への通電を停止する。すると、スピンドル１８３のアプライ方向への回転が停止されるので、シャフトローラ１８４のアプライ方向への回転が停止される。
The thrust control of the electric parking brake will be described. As described above, when the
この所定の電流値（以下、カットオフ電流閾値）について説明する。カットオフ電流閾値を演算するカットオフ電流閾値演算部は、電子制御装置２５により構成され、特にその演算は、マイクロプロセッサ２９で実行される。
The predetermined current value (hereinafter, cut-off current threshold) will be described. The cut-off current threshold value calculation unit that calculates the cut-off current threshold value is configured by the
図５は、図２Ａの電動パーキングブレーキ装置の回転直動変換機構の力とトルクの模式図である。 FIG. 5 is a schematic diagram of the force and torque of the rotation / linear motion conversion mechanism of the electric parking brake device of FIG. 2A.
図５に基づいて、アプライ動作におけるスピンドル周りの主要なトルクに関して運動方程式を立てると、式（１）で表わされる。 Based on FIG. 5, an equation of motion is established for a main torque around the spindle in the applying operation, which is expressed by equation (1).
Jはモータ２４、減速機１９、回転直動変換機構１８の慣性モーメントのスピンドル軸への換算値、θspdはスピンドルの回転角度、I_aはアプライ動作時のモータ電流、KTはモータトルク定数、rgrは減速機減速比、Fpは推力、TNLは減速機１９の粘性トルク、KF2T_aはアプライ動作時の回転直動変換機構１８の入力トルクと推力の変換係数（トルク/力）、すなわち、スピンドル１８３の入力トルクに対するシャフトローラ１８４の直動方向の力の比の逆数である。なお式を簡略化するため減速機１９の減速比にはギヤ効率を含むものとして省略している。
J is the
カットオフ電流閾値Istは必要な推力Fcとなるような電流であることから、式（１）を変形し、求められる。 Since the cut-off current threshold value I st is a current that provides the necessary thrust F c , the cut-off current threshold value I st is obtained by modifying equation (1).
ωはスピンドル回転速度、Fcは目標推力である。 ω is the spindle rotation speed, and Fc is the target thrust.
KF2T_aと回転直動変換機構機械効率ηaの関係は式（３）で表される。ここで、Lは回転直動変換機構１８のリード（アプライ動作時のスピンドル１回転あたりのシャフトローラ１８４の直動変位）である。
The relationship between K F2T — a and the mechanical efficiency η a of the rotary-to-linear conversion mechanism is expressed by equation (3). Here, L is the lead of the rotary / linear motion conversion mechanism 18 (the linear motion displacement of the
先述の通り、電動パーキングブレーキ装置の回転直動変換機構１８は二つのねじ機構で構成されており、この効率ηaに大きな影響を与えるのはローラねじの摩擦係数μrls、滑りねじの摩擦係数μscr、第１ベアリングμbg1、第２ベアリングの摩擦係数μbg2であり、関数ｆにより、ηa＝ｆ（μrls，μscr，μbg1，μbg2）とおける。
As described above, the rotation / linear
なお、リリース時には以下の式が成立する。 At the time of release, the following equation holds.
ここで、KF2T_rはリリース動作時の回転直動変換機構１８の入力トルクと推力の変換係数（トルク/力）である。
Here, K F2T_r is a conversion coefficient (torque / force) between the input torque and the thrust of the rotation / linear
以上からω，KT，rgr，TNL，KF2T_aが求められると目標推力Fcを達成するための電流閾値が求められる。これらのうち、影響の大きいKF2T_aを求める。KT，rgr，TNLに関しては、変化が小さいと仮定を置いてたとえば定数を利用するか、別の手段から推定したものを利用するものとする。 Ω from above, K T, r gr, T NL, current threshold for the K F2T_a is required to achieve the target force F c is determined. Among them, K F2T_a having a large influence is obtained . As for K T , r gr , and T NL, it is assumed that the change is small, for example, a constant is used or one estimated by another means is used.
以下にKF2T_aの推定方法を以下に示す。 The method of estimating K F2T_a is described below.
まず推定するための方程式の導出を示す。 First, the derivation of equations for estimation will be described.
式（１）のうち慣性項の影響が小さいと考えると式（５）を得る。 Assuming that the influence of the inertia term in Expression (1) is small, Expression (5) is obtained.
また、リリース動作では、式（４）から式（６）を得る。 In the release operation, Expression (6) is obtained from Expression (4).
TNLを定数と仮定し、式（５）と式（６）を微分して電流変化の式にすると式（７）と式（８）を得られる。 Assuming that T NL is a constant, the equations (7) and (8) can be obtained by differentiating equations (5) and (6) into equations for current change.
ここで、kpはピストンの直動方向変位に対する推力の増加を示す剛性で主にパッドの剛性に依存する値、x_aは推力発生位置を基準としたピストン変位、x_rはリリース開始位置を基準としたピストン変位である。 Here, k p is a value that mainly depends on the stiffness of the pad rigid exhibit increased thrust against the piston of the linear motion direction displacement, x _a The standards and piston displacing the thrust generating position, the x _r release start position This is the reference piston displacement.
ここでKF2T_aについて説明する。回転直動変換機構１８は前述のような構成からローラねじ１８２、滑りねじ１８１、第１ベアリング１８７、第２ベアリング１８８のトルク−推力変換係数から構成される。それぞれKscr_a, Krls_a, Kbg1, Kbg2とする。この詳細を説明する。Krls_a はアプライ動作時のローラねじ部においてシャフトローラにかかる遊星ローラから受けるトルクTrls に対して直動方向に発生する推力Frls との関係（Trls=Krls_a×Frls）の係数を示し、ねじの関係から式（９）で表される。
Here, K F2T_a will be described. The rotation / linear
Lrlsはシャフトローラが一回転した際の直動方向に進む変位である。 Lrls is a displacement that advances in the linear motion direction when the shaft roller makes one rotation.
またリード角θrlsはDrpcdをローラの公転直径として、式（１０）で表される。 The lead angle θ rls is represented by Expression (10), where D rpcd is the orbital diameter of the roller.
μrlsはこれらの関係を満たすローラねじ１８２の見かけの摩擦係数であり、ローラ１８２とナット１８６の摩擦係数、シャフトローラ１８４とローラ１８２との間の摩擦係数から決まる。
μrls is an apparent coefficient of friction of the
なお、逆方向に駆動される場合には In the case of driving in the opposite direction,
で表される。 It is represented by
Kscr_a はスピンドルトルクに対して直動方向に発生する推力Fscr との関係を示し、式（１２）で表される。 K Scr_a shows the relationship between the thrust F scr occurring linear direction relative to the spindle torque, represented by the formula (12).
ここで、μscrはすべりねじ部の摩擦係数であり、θscrはすべりねじのリード角、Lscrはリードを示す。 Here, μ scr is the coefficient of friction of the sliding screw portion, θ scr is the lead angle of the sliding screw, and L scr is the lead.
逆方向に駆動される場合には式（１３）で表される。 When driven in the reverse direction, it is expressed by equation (13).
第１、２ベアリングは垂直荷重に対して摩擦が発生することから摩擦トルクとしては式（１４），（１５）で表される。 Since the first and second bearings generate friction with respect to the vertical load, the friction torque is expressed by the equations (14) and (15).
推力とトルクの変換係数であるKbg1，Kbg2はそれぞれ下記のように表される。 The thrust and torque conversion coefficients K bg1 and K bg2 are respectively expressed as follows .
μbg1，μbg２は第１、２ベアリング１８７，１８８の摩擦係数、ｄ１，ｄ２はそれぞれ第１、２ベアリング１８７，１８８の直径である。
μ bg1 and μ bg2 are the friction coefficients of the first and
これらの関係から、これらの複数の摩擦部の組み合わせにより全体としてはスピンドル１８３に入力されたトルクとＴに対してパッド推力Ｆの関係は
From these relationships, the relationship of the pad thrust F with respect to T and the torque input to the
とした場合にアプライ時（正方向回転）は When applying (rotating in the forward direction)
リリース（逆方向回転）時は When releasing (reverse rotation)
で表される。 It is represented by
ここで、（７）式を（８）式で割り変形すると次式が得られる。 Here, when the equation (7) is divided and transformed by the equation (8), the following equation is obtained.
なお、KTに関しては別の推定手段によって推定あるいは測定したものを用いてもよく。また、所定範囲でばらつくことを想定した上で、右辺の取りうる範囲を算出してもよい。あるいは変化の幅は小さいと仮定して次式のように求めてもよい。 Incidentally, it may also be used as estimated or measured by other estimation means with respect to K T. Alternatively, the range that the right side can take may be calculated, assuming that the range varies in a predetermined range. Alternatively, assuming that the width of the change is small, it may be obtained as in the following equation.
ここで左辺は電流の微分値を測定し、また回転数を電流等から推定することで求められる。右辺はμrlsとμscrの関数である。 Here, the left side is obtained by measuring the differential value of the current and estimating the rotational speed from the current and the like. The right-hand side is a function of μ rls and μ scr.
つぎに、アプライ動作後の逆回転動作について説明する。電流が遮断されるとモータ２４によるトルクが加わらないため、パッド１４からの推力がシャフトローラ１８４にかかることで、シャフトローラ１８４には逆回転方向に回転するトルクが働く。このとき、滑りねじ１８１の逆効率は０以下のため、シャフトローラ１８４とスピンドル１８３との間はすべることなく一体となって回転しようとする。したがって、シャフトローラ１８４とスピンドル１８３との間の直動方向の相対変位は０であるが、実際にはシャフトローラ１８４とスピンドル１８３の剛性分によって戻される。このとき、ローラねじ１８２は逆方向にも回転しうるので、ローラねじ１８２側の推力Frlsは減少し、Fscr側は増大する。そしてこれらの力がFpと一致するように動作する。
Next, the reverse rotation operation after the apply operation will be described. When the current is cut off, no torque is applied by the
とおける。 I can go.
ここでKrが力と変位の変換係数を表し、スクリューねじ、ナット、シャフトローラ剛性、ねじ部の摩擦定数から決まる値である。このうち各部の剛性はおおむね定数で決まることから、ねじ部の摩擦係数で決まる値である。このねじ部の定数はμrlsで決まる。この微分方程式を解くと図６に示すような形状となる。図６は、逆回転時シャフトローラ１８４の変位と速度の模式図である。線６０１は逆回転時のシャフトローラ１８４の変位、線６０２は逆回転時のシャフトローラ１８４の速度、線６０１は停止時刻を示す。当然減衰等を考慮した場合には形状が変わる。また速度が０になると、それ以上は動作せず停止する。
Here, K r represents a conversion coefficient between force and displacement, and is a value determined from the screw screw, nut, shaft roller rigidity, and the friction constant of the screw portion. Of these, the rigidity of each part is generally determined by a constant, and thus is a value determined by the friction coefficient of the thread part. The constant of this thread is determined by μ rls . Solving this differential equation results in a shape as shown in FIG. FIG. 6 is a schematic diagram of the displacement and speed of the
このときの振幅は式から計算されたものであるからKrとFpの初期値Fp0によって決まる。したがって、微分方程式を解くと Since the amplitude at this time is calculated from the equation, it is determined by the initial values F p0 of K r and F p . Therefore, solving the differential equation
と書ける。ここでFp0は（５）式においておおむね電流が最大値となったときの推力と一致することから I can write Here, F p0 is approximately equal to the thrust when the current reaches the maximum value in the equation (5).
とおける。すなわちFp0もKF2T_aの関数である。 I can go. That is, F p0 is also a function of K F2T_a .
したがってωはμrlsとμscrの関数となる。 Therefore, ω is a function of μ rls and μ scr .
一方、逆回転するときに図３に示す回路ではモータ２４に流れる電流は測定できないが、電圧は測定できる。この電圧と速度はおおむね式（２６）の関係がある。
On the other hand, the circuit shown in FIG. 3 when rotating in the reverse direction cannot measure the current flowing through the
したがって，このωの最大値もμrlsとμscrの式であり、電圧の最大値とμrlsとμscrの関係が求まる。 Thus, an expression of the maximum value also mu rls and mu scr the omega, the relationship between the maximum and mu rls and mu scr voltage obtained.
以上から、式（２２）と（２５）からμrls，μscrに関する２つの式が求まることから、これをたとえば数値的に解いて、μrls，μscrを求めることができる。さらにここからKF2T_aを求めることができる。 From the above, two equations relating to μ rls and μ scr are obtained from the equations (22) and (25), and these can be numerically solved to obtain μ rls and μ scr . Further, K F2T_a can be obtained from this.
なお、本方式は戻り時に瞬時の最大電圧値を用いたが、時々刻々いずれの時間の電圧を用いてもよく、また電圧の微分値や積分値を用いてもよい。 In this method, the instantaneous maximum voltage value is used at the time of return, but a voltage at any time may be used every moment, or a differential value or an integral value of the voltage may be used.
モータ２４そのものの電流を測定できるようにし、戻り時に発生する電流を測定し利用してもよい。
The current of the
いずれの場合も測定値に、μrls，Fp0の関係の式が得られればよい。
ここから連立方程式を解くことでμrlsとμscrを求めることができる。μrlsとμscrが求まれば式（９），（１２），（１９）からKF2T_aを求めることができる。
In any case, it suffices if an equation for the relationship between μ rls and F p0 can be obtained as the measured value.
From this, μ rls and μ scr can be obtained by solving the simultaneous equations. If μ rls and μ scr are obtained, K F2T — a can be obtained from equations (9), (12), and (19).
この際、解析的に毎回解くことも可能であるが、事前にV，dI/dt，ωのマップを準備しておいて測定した値を当てはめて効率を求めるようにしてもよい。 At this time, it is also possible to solve analytically every time, but it is also possible to prepare a map of V, dI / dt, and ω in advance and apply the measured values to obtain the efficiency.
またモータ２４を停止する際に、モータ端子を短絡して停止させてもよい。この場合には、式（２１）にモータ２４の逆起電圧トルクを追加すればよい。
When stopping the
また本方式は効率の異なる複数の回転直動変換機構のアプライ時（アプライ区間）とリリース時（リリース区間）の電流、逆回転時（逆回転区間）の電圧をマップにして、実験的に求めてもよい。 In addition, in this method, the currents during the application (apply section) and release (release section) and the voltage during reverse rotation (reverse section) of a plurality of rotary-to-linear motion conversion mechanisms with different efficiencies are mapped and experimentally obtained. You may.
つぎにカットオフ電流閾値の計算フローを、図７を参照して説明する。図７は、カットオフ電流閾値の計算フローである。 Next, a calculation flow of the cutoff current threshold will be described with reference to FIG. FIG. 7 is a calculation flow of the cutoff current threshold.
ステップ１で、アプライ動作時（アプライ区間）のモータ電流をサンプリングし、電流微分値を計算して保存する。ステップ２でアプライ完了時のモータ電流を保存する。アプライ完了の判断は、電流計測値と機械効率推定前に設定したデフォルト値とを比較して行う。ステップ３で、逆回転動作時のモータ電圧値を保存する。次にステップ４で、リリース動作時のモータ電流をサンプリングし、電流微分値を計算して保存する。ステップ５で、回転直動変換機構１８のKF2T_aを計算する。ステップ６で次回のアプライ動作時は推定した変換係数（KF2T_a ）を用いてカットオフ電流閾値を計算する。したがって２回目以降はその前までに計算した変換係数を用いてカットオフ電流を決める。なお，複数回の推定結果を平均処理やフィルタ処理を行い、変換係数の精度を高めて使用してもよい。
In
本計算フローは、アプライ動作時の電流値取得、逆回転時のモータ電圧取得、リリース動作時の電流値の順に行い、これらの値から効率を計算して次回のアプライ動作時の電流閾値に反映するようにしているが、たとえば、逆回転時の電圧取得、リリース動作時の電流取得、アプライ動作時の電流取得後に、変換係数を計算するようにしてもよく、どの順でKF2T_a の推定計算を行ってもよい。 In this calculation flow, the current value at the time of apply operation, the motor voltage at the time of reverse rotation, the current value at the time of release operation are performed in order, and the efficiency is calculated from these values and reflected in the current threshold value at the next apply operation For example, the conversion coefficient may be calculated after obtaining the voltage at the time of reverse rotation, obtaining the current at the time of the release operation, and obtaining the current at the time of the apply operation, and calculating the K F2T_a in any order. May be performed.
また、本実施例に示した機構に限らず、回転直動が複数のねじで構成されたもので、そのうちの一つが逆作動しない構成であれば、適用可能である。 Further, the present invention is not limited to the mechanism shown in the present embodiment, but may be applied to any configuration in which the rotation / linear motion is constituted by a plurality of screws, one of which does not operate in reverse.
本実施例では、機械効率を正確に算出でき、高精度に推力を制御することができる。これにより、電動パーキングブレーキ装置キャリパの小型化をすることができ、コストを低減することができる。また、回転センサや荷重センサを使用しないため更に低コスト化をすることができる。 In this embodiment, the mechanical efficiency can be accurately calculated, and the thrust can be controlled with high accuracy. As a result, the size of the electric parking brake caliper can be reduced, and the cost can be reduced. Further, since no rotation sensor or load sensor is used, the cost can be further reduced.
［実施例２］
第２実施例では、モータ２４、減速機構１９、回転直動変換機構１８，ブレーキパッド１４，１５及び電子制御装置２５など基本的な構造は第１実施例と同一とする。アプライとリリースの電流値をそのまま使い計算に用いる点が第一実施例と異なる。
[Example 2]
In the second embodiment, the basic structure of the
図８は、推力と電流の模式図である。線８０１はアプライ時の電流、線８０２はリリース時の電流、線８０３は推力を示す。この場合も（５），（６）式からアプライ完了時とリリース開始時のFpは同じであると仮定すれば、それぞれの測定値からKF2T_a／KF2T_rが求まり、式（２７）で表される。I_a0はアプライ開始時推力発生しない区間で粘性による電流値，I_r0はリリース完了前推力発生しない区間で粘性による電流値、I_aはアプライ開始後推力発生区間の電流値，I_rはリリース後推力発生区間の電流値である。
FIG. 8 is a schematic diagram of thrust and current.
この値はμrlsとμscrの関数である。式（２５）と（２７）からμrls，μscrに関する２つの式が求まることから、これをたとえば数値的に解いて、μrls，μscrを求めることができる。μrlsとμscrが求まれば式（９），（１２），（１９）からKF2T_aを求めることができる。 This value is a function of μ rls and μ scr. Rls mu from equation (25) and (27), since the obtained two equations relating mu scr, which for example is solved numerically, mu rls, can be determined mu scr. If μ rls and μ scr are obtained, K F2T — a can be obtained from equations (9), (12), and (19).
本実施例では，回転数を推定する必要がないため、より精度よくKF2T_aを推定できる。これにより、電動パーキングブレーキ装置キャリパの小型化をすることができ、コストを低減することができる。 In the present embodiment, it is not necessary to estimate the number of revolutions, so that K F2T_a can be estimated more accurately. As a result, the size of the electric parking brake caliper can be reduced, and the cost can be reduced.
なお、本発明は上記した各実施例に限定されるものではなく、様々な変形例が含まれる。例えば、上記した実施例は本発明を分かりやすく説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも全ての構成を備えるものに限定されるものではない。また、ある実施例の構成の一部を他の実施例の構成に置き換えることが可能であり、また、ある実施例の構成に他の実施例の構成を加えることも可能である。また、各実施例の構成の一部について、他の構成の追加・削除・置換をすることが可能である。 The present invention is not limited to the above-described embodiments, but includes various modifications. For example, the above-described embodiments have been described in detail for easy understanding of the present invention, and are not necessarily limited to those having all the configurations. Further, a part of the configuration of one embodiment can be replaced with the configuration of another embodiment, and the configuration of one embodiment can be added to the configuration of another embodiment. Also, for a part of the configuration of each embodiment, it is possible to add, delete, or replace another configuration.
１０…ブレーキキャリパ、１１…キャリパ本体、１２…油圧室、１３…ピストン、１４，１５…ブレーキパッド、１６…ディスクロータ、１７…ブレーキペダル、１８…回転直動変換機構、１９…減速機構、２０…油圧発生機構、２１…マスタシリンダ、２２…液圧制御装置、１９１…小径歯車、１９２…大径歯車、２４…モータ、２５…電子制御装置、２６…バッテリ、２８…Ｈブリッジ回路、２９…マイクロプロセッサ、３０…電流モニタ回路、３１…第１電圧モニタ回路、３２…第２電圧モニタ回路、１８１…滑りねじ、１８２…ローラねじ、１８３…スピンドル、１８４…シャフトローラ、１８５…遊星ローラ、１８６…ナット、１８７…第１ベアリング，１８８…第２ベアリング。
DESCRIPTION OF
Claims (6)
前記回転機構の回転運動を直動運動に変換する回転直動変換機構と、
前記回転機構への電流の印加により移動されディスクロータに押し付けられるディスクパッドと、
前記回転機構を制御する制御部と、
を有し、
前記制御部は、前記ディスクロータと前記ディスクパッドとが接触した後、前記回転機構を止める電流値の閾値であるカットオフ電流閾値を算出するカットオフ電流閾値演算部を有し、
前記カットオフ電流閾値演算部は、前記ディスクロータと前記ディスクパッドとが接触した後、前記電流を停止した状態での電圧である逆回転電圧を用いて次回のカットオフ電流閾値を演算するブレーキ装置。 A rotation mechanism,
A rotary / linear motion converting mechanism for converting the rotary motion of the rotary mechanism into a linear motion,
A disk pad that is moved by application of current to the rotating mechanism and pressed against the disk rotor;
A control unit that controls the rotation mechanism;
Has,
The controller has a cutoff current threshold calculator that calculates a cutoff current threshold that is a threshold of a current value for stopping the rotation mechanism after the disk rotor and the disk pad are in contact with each other,
The brake device that calculates the next cutoff current threshold using a reverse rotation voltage that is a voltage in a state where the current is stopped after the disk rotor and the disk pad come into contact with each other, .
前記回転直動変換機構の推力を受けて前記回転直動変換機構の直動方向に移動してディスクパッドをディスクロータ側に押し当てるピストンを有し、
前記回転直動変換機構は、電動モータにより回転する滑りねじ構造と、ローラねじ構造と、を有すると共に、前記滑りねじ構造及び前記ローラねじ構造の回転によって前記ピストンを移動させるブレーキ装置。 The brake device according to claim 1,
A piston that receives a thrust of the rotation / linear motion conversion mechanism, moves in the linear motion direction of the rotation / linear motion conversion mechanism, and presses a disk pad against a disk rotor;
The brake device includes a sliding screw structure rotated by an electric motor and a roller screw structure, and the piston is moved by rotation of the sliding screw structure and the roller screw structure.
前記滑りねじ構造は、前記電動モータの回転により回転するスピンドルと、前記スピンドルの外周側で前記スピンドルと噛み合って前記スピンドルの回転によって前記直動方向に移動して前記ピストンに前記電動モータのトルクを伝達する筒状の回転直動部材と、を有し、
前記ローラねじ構造は、前記回転直動部材の外周側で前記回転直動部材と噛み合って前記回転直動部材の周りを自転しながら公転する遊星ローラと、前記回転直動部材の外周側に設けられ前記遊星ローラと内周側で噛み合う筒状の支持部材と、を有するブレーキ装置。 The brake device according to claim 2,
The sliding screw structure includes a spindle that is rotated by the rotation of the electric motor, and an outer peripheral side of the spindle that meshes with the spindle and moves in the linear direction by the rotation of the spindle to apply torque of the electric motor to the piston. A cylindrical rotary and linear motion member for transmitting,
The roller screw structure includes a planetary roller that meshes with the rotary linear member on the outer peripheral side of the rotary linear member and revolves while rotating around the rotary linear member, and is provided on the outer peripheral side of the rotary linear member. And a cylindrical support member engaged with the planetary roller on the inner peripheral side.
前記制御部は、ディスクロータとディスクパッドとが接触した後、前記電動モータに通電される電流値が所定のカットオフ電流閾値に到達した後に電流の通電を止めるよう制御し、
前記カットオフ電流閾値演算部は、
前記電動モータの回転によりディスクパットとディスクロータとの接触圧力が増加する期間であるアプライ区間での電流値と、
前記電動モータの回転によりディスクパットとディスクロータとの接触圧力が減少する期間であるリリース区間での電流値と、
前記回転直動変換機構の逆回転区間での電圧値と、
を用いて前記カットオフ電流閾値を算出するブレーキ装置。 The brake device according to claim 3,
The controller, after the disk rotor and the disk pad contact, control to stop the current supply after the current value to be supplied to the electric motor reaches a predetermined cutoff current threshold,
The cutoff current threshold calculation unit,
A current value in an apply section during which the contact pressure between the disk pad and the disk rotor increases due to the rotation of the electric motor,
A current value in a release section during which the contact pressure between the disk pad and the disk rotor decreases due to the rotation of the electric motor,
A voltage value in a reverse rotation section of the rotation / linear motion conversion mechanism;
A brake device for calculating the cutoff current threshold value using the same.
前記制御部は、前記アプライ区間での電流値と、前記リリース区間での電流値と、前記逆回転電圧として前記逆回転区間での電圧値を用いて前記回転直動変換機構の機械効率値を算出し、
前記機械効率値を用いて前記カットオフ電流閾値を算出するブレーキ装置。 The brake device according to claim 4,
The controller, the current value in the apply section, the current value in the release section, the mechanical value of the rotary-linear motion conversion mechanism using the voltage value in the reverse rotation section as the reverse rotation voltage. Calculate,
A brake device that calculates the cutoff current threshold using the mechanical efficiency value.
前記回転機構の回転運動を直動運動に変換してディスクパッドをディスクロータに押し付ける推力を発生する回転直動変換機構と、
前記回転機構を制御する制御部と、
を有し、
前記回転直動変換機構は、逆効率が０よりも小さい不可逆性を持つねじ嵌合部で構成される第１ねじ嵌合部と、逆効率が０よりも大きい可逆性のあるねじ嵌合部で構成される第２ねじ嵌合部と、を備え、
前記制御部は、ディスクロータとディスクパッドとが接触した後、前記回転機構を止める電流値の閾値であるカットオフ電流閾値を算出するカットオフ電流閾値演算部を有し、
前記カットオフ電流閾値演算部は、ディスクロータとディスクパッドとが接触した後、前記電流を停止した状態での電圧である逆回転電圧を用いて次回のカットオフ電流閾値を演算するブレーキ装置。 A rotating mechanism that rotates by applying a current;
A rotary / linear motion converting mechanism that converts the rotary motion of the rotary mechanism into a linear motion and generates a thrust for pressing the disk pad against the disk rotor;
A control unit that controls the rotation mechanism;
Has,
The rotary-to-linear motion conversion mechanism includes a first screw fitting portion having an irreversible screw fitting portion having a reverse efficiency of less than 0, and a reversible screw fitting portion having a reverse efficiency of more than 0. And a second screw fitting portion comprising:
The controller has a cutoff current threshold calculator that calculates a cutoff current threshold that is a threshold of a current value for stopping the rotation mechanism after the disk rotor and the disk pad are in contact with each other,
The brake device, wherein the cutoff current threshold value calculation unit calculates a next cutoff current threshold value using a reverse rotation voltage which is a voltage in a state where the current is stopped after the disk rotor and the disk pad come into contact with each other.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2018180003A JP2020050073A (en) | 2018-09-26 | 2018-09-26 | Brake device |
Applications Claiming Priority (1)
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| JP2018180003A JP2020050073A (en) | 2018-09-26 | 2018-09-26 | Brake device |
Publications (1)
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|---|---|
| JP2020050073A true JP2020050073A (en) | 2020-04-02 |
Family
ID=69995397
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
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| JP2018180003A Pending JP2020050073A (en) | 2018-09-26 | 2018-09-26 | Brake device |
Country Status (1)
| Country | Link |
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| JP (1) | JP2020050073A (en) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2021246124A1 (en) * | 2020-06-03 | 2021-12-09 | 日立Astemo株式会社 | Electric parking brake control device and electric parking brake control method |
| KR20240093804A (en) | 2022-03-28 | 2024-06-24 | 히다치 아스테모 가부시키가이샤 | Electric brake device, electric brake control method and control device |
-
2018
- 2018-09-26 JP JP2018180003A patent/JP2020050073A/en active Pending
Cited By (3)
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| WO2021246124A1 (en) * | 2020-06-03 | 2021-12-09 | 日立Astemo株式会社 | Electric parking brake control device and electric parking brake control method |
| JP2021187381A (en) * | 2020-06-03 | 2021-12-13 | 日立Astemo株式会社 | Electric parking brake control device and electric parking brake control method |
| KR20240093804A (en) | 2022-03-28 | 2024-06-24 | 히다치 아스테모 가부시키가이샤 | Electric brake device, electric brake control method and control device |
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