减速装置及使用该减速装置的制动致动器的制作方法

本发明涉及采用了内接式行星齿轮机构的减速装置及采用了该减速装置的车轮制动用的制动致动器。

背景技术：

近年来，例如如下述专利文献1所记载的制动致动器(即，具有作为驱动源的电动机且用于将与该电动机产生的力对应的大小的制动力向车轮施加的制动致动器)的开发盛行。为了实现紧凑的制动致动器，希望采用比较高减速的减速装置，作为这样的减速装置，例如能够采用如下述专利文献2所记载的减速装置。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2014-109315号公报

专利文献2：日本特开平5-321990号公报

技术实现要素：

发明所要解决的课题

上述专利文献2所记载的减速装置虽然相当紧凑，但由于采用了专用品的轴承，所以会成为成本比较高的减速装置。也就是说，在上述专利文献2所记载的减速装置中大量残留有改善的余地，通过实施改良，能够实现更实用的减速装置。本发明鉴于这样的实情而完成，以提供实用性高的减速装置为课题，以通过采用该减速装置而提供实用性高的制动致动器为课题。

用于解决课题的方案

为了解决上述课题，本发明的减速装置构成为包括第一内接式行星齿轮机构和第二内接式行星齿轮机构，所述第一内接式行星齿轮机构由第一内齿齿轮和与该第一内齿齿轮内接啮合的第一外齿齿轮构成，所述第二内接式行星齿轮机构由第二内齿齿轮和与该第二内齿齿轮内接啮合的第二外齿齿轮构成，所述减速装置的特征在于，具备：

壳体；

输入轴，具有设置于轴线方向上的中间的偏心轴部和该偏心轴部的分别两侧的部分即第一轴部及第二轴部，在该第一轴部处由第一轴承以能够旋转的方式支撑于所述壳体；

行星齿轮体，由第二轴承以能够旋转的方式支撑于所述偏心轴部，以在轴线方向上并列的方式设置有所述第一内齿齿轮和所述第一外齿齿轮中的一方及所述第二内齿齿轮和所述第二外齿齿轮中的一方；及

输出轴，由第三轴承以能够旋转的方式支撑于所述输入轴的所述第二轴部，设置有所述第二内齿齿轮和所述第二外齿齿轮中的另一方，

所述第一内齿齿轮和所述第一外齿齿轮中的另一方设置于所述壳体，

轴线方向上的第一枢轴支撑位置和第二枢轴支撑位置之间的距离(以下，有时称作“输入侧枢轴支撑间距离”)与第三枢轴支撑位置和所述第二枢轴支撑位置之间的距离(以下，有时称作“输出侧枢轴支撑间距离”)互相相等，所述第一枢轴支撑位置是所述第一轴承支撑所述输入轴的位置，所述第二枢轴支撑位置是所述第二轴承支撑所述行星齿轮体的位置，所述第三枢轴支撑位置是所述第三轴承支撑所述输出轴的位置，并且，

轴线方向上的所述第一内齿齿轮与所述第一外齿齿轮啮合的位置(以下，有时称作“输入侧啮合位置”)和所述第二枢轴支撑位置之间的距离(以下，有时称作“输入侧啮合距离”)与所述第二内齿齿轮与所述第二外齿齿轮啮合的位置(以下，有时称作“输出侧啮合位置”)和所述第二枢轴支撑位置之间的距离(以下，有时称作“输出侧啮合距离”)互相相等。

另外，本发明的制动致动器是采用了上述本发明的减速装置的制动致动器，其特征在于，具备：

电动机，使所述输入轴旋转；

活塞，用于将摩擦构件向与车轮一起旋转的旋转体压靠；及

动作变换机构，将所述输出轴的旋转动作变换为所述活塞的进退动作。

发明效果

本发明的减速装置能够称作采用了内接式行星齿轮机构的差动减速装置，比较紧凑，且高减速(意味着输出轴的转速相对于输入轴的转速的比小)。另外，将在后面详细说明，本发明的减速装置通过a)输入侧啮合距离与输出侧啮合距离相等、b)输出轴支撑于输入轴及c)输入侧枢轴支撑间距离与输出侧枢轴支撑间距离相等，从而输入轴处的支撑载荷的平衡好，能够进行良好且高效的减速。而且，本发明的减速装置相对于轴承的制约少，通过使用通用的轴承，能够抑制成本。通过这些优点，本发明的减速装置在实用性上优异。

另外，本发明的制动致动器由于采用了具有上述优点的上述本发明的减速装置，所以在实用性上优异。

发明的方案

本发明的减速装置中的输入轴可以设为第一轴部及第二轴部各自的轴线与该输入轴的轴线一致且偏心轴部的轴线从该输入轴的轴线偏离的输入轴。在该情况下，第一轴部的轴线可以视为支撑于壳体的周面的中心轴线，第二轴部的轴线可以视为支撑输出轴的周面的中心轴线，偏心轴部的轴线可以视为支撑行星齿轮体的周面的中心轴线。例如，在输出轴支撑于第二轴部的外周面的情况下，第二轴部的轴线是该外周面的中心轴线。另一方面，在第二轴部呈筒状，输出轴支撑于该第二轴部的内周面的情况下，第二轴部的轴线是该内周面的中心轴线，不由外周面的中心轴线规定。

在本发明的减速装置中，第一内齿齿轮、第一外齿齿轮、第二内齿齿轮、第二外齿齿轮的具体的配置关系没有特别的限定。例如，以下方案都能采用。

a)将第一内齿齿轮设置于壳体，将第一外齿齿轮设置于行星齿轮体，将第二内齿齿轮设置于行星齿轮体，将第二外齿齿轮设置于输出轴的方案

b)将第一内齿齿轮设置于壳体，将第一外齿齿轮设置于行星齿轮体，将第二内齿齿轮设置于输出轴，将第二外齿齿轮设置于行星齿轮体的方案

c)将第一内齿齿轮设置于行星齿轮体，将第一外齿齿轮设置于壳体，将第二内齿齿轮设置于行星齿轮体，将第二外齿齿轮设置于输出轴的方案

d)将第一内齿齿轮设置于行星齿轮体，将第一外齿齿轮设置于壳体，将第二内齿齿轮设置于输出轴，将第二外齿齿轮设置于行星齿轮体的方案。

更具体而言，本发明的减速装置可以设为如下方案：第一内齿齿轮由壳体固定支撑，第一外齿齿轮及第二内齿齿轮形成于行星齿轮体的外周部，第二外齿齿轮形成于在输出轴设置的凸缘。根据这样的方案，能够将输入侧啮合位置和输出侧啮合位置配置于在周向上错开了180°相位的位置，作用于行星齿轮体的载荷的平衡尤其良好。

本发明的减速装置也可以设为如下方案：在第一内齿齿轮及第二内齿齿轮采用了圆弧齿形，在第一外齿齿轮及第二外齿齿轮采用了外旋轮线平行曲线齿形。根据该方案，本发明的减速装置成为所谓的摆线减速器，能够实现平滑的旋转减速。

另外，本发明的减速装置也可以以如下方案来实施：输入轴的第一轴部也在轴线方向上的位于第一枢轴支撑位置的与第二枢轴支撑位置相反的一侧的第四枢轴支撑位置处由第四轴承支撑。根据这样的方案，能够在第四轴承上几乎不作用径向的支撑载荷的状态下使输入轴牢固地支撑于壳体。

需要说明的是，本发明的制动致动器可以以如下方案来实施：输入轴被设为作为电动机的转子发挥功能的筒状体，输出轴及动作变换机构配置于输入轴的内部。根据这样的方案，能够实现更紧凑的制动致动器。

附图说明

图1是示出构成为包括作为本发明的实施例的制动致动器的电动制动装置的图。

图2是示出实施例的制动致动器的构造的剖视图。

图3是用于说明构成实施例的制动致动器的减速机构(本发明的减速装置的实施例)的图。

图4是示意性地示出本发明的减速装置的变形例的图。

具体实施方式

以下，作为用于实施本发明的方式，参照附图对本发明的实施例即减速装置及使用了该减速装置的本发明的制动致动器进行详细说明。需要说明的是，发明除了下述实施例之外，能够以基于本领域技术人员的知识而实施各种变更、改良后的各种方式来实施。

实施例

[a]采用了制动致动器的电动制动装置

如图1所示，实施例的制动致动器(以下，有时简记为“致动器”)10在电动制动装置中作为主要构成要素而采用。电动制动装置构成为包括保持致动器10的制动钳12(以下，有时简记为“钳12”)、作为与车轮一起旋转的旋转体的制动盘14、1对制动衬块(以下，有时简记为“衬块”)16a、16b及作为将在后面详细说明的控制器的电子控制单元(以下，有时称作“ecu”)18。

钳12跨过制动盘14而以能够在轴线方向(图的左右方向)上移动的方式保持于在将车轮保持为能够旋转的轮架(省略图示)设置的支座(省略图示)。衬块16a、16b在轴线方向的移动被容许的状态下以夹住制动盘14的方式保持于支座。衬块16a、16b各自构成为包括位于与制动盘14接触的一侧的摩擦构件26和支撑该摩擦构件26的靠板28，衬块16a、16b各自的摩擦构件26被向制动盘14压靠。

若为了方便而将图中的左方设为前方且将右方设为后方来说明，则前方侧的衬块16a支撑于钳主体30的前端部即爪部32。致动器10以该致动器10的壳体40被固定的方式保持于钳主体30的后方侧的部分。致动器10具有相对于壳体40进退的活塞42，该活塞42通过前进而前端部(详细而言是前端)与后方侧的衬块16b(详细而言是该衬块16b的靠板28)卡合。并且，通过活塞42在卡合的状态下进一步前进，1对衬块16a、16b将制动盘14夹紧。换言之，各衬块16a、16b的摩擦构件26被压靠于制动盘14。通过该压靠，产生依赖于制动盘14与摩擦构件26之间的摩擦力的相对于车轮的旋转的制动力，也就是用于是车辆减速、停止的制动力。

[b]制动致动器的基本结构

如图2所示，致动器10构成为除了上述的壳体40、上述的活塞42之外，还包括作为驱动源的电动机(3相的dc无刷电动机)44、用于使电动机44的旋转减速的减速机构46、通过经由该减速机构46减速后的电动机44的旋转而旋转的旋转轴48、将该旋转轴48的旋转动作变换为活塞42的进退动作(前进·后退动作)的动作变换机构50等。需要说明的是，在以下的说明中，为了方便，将图的左方称作前方，将右方称作后方。顺便一提，减速机构46是本发明的减速装置的实施例即实施例的减速装置，关于具体的构造，将在后面详细说明。

壳体40详细而言构成为包括大体圆筒状的前方侧外壳40a及后方侧外壳40b、前端部支撑于前方侧外壳40a且使活塞42存在于内部的内筒40c、支撑于前方侧外壳40a的内周且后方侧外壳40b的前端的大体圆环状的支撑壁40d、固定保持于后方侧外壳40b的后端部的支撑板40e等。

活塞42构成为包括活塞头42a和中空状的活塞筒42b。本致动器10具有主要是前方侧的部分作为电动机44的旋转驱动轴即电动机轴(转子)发挥功能且主要是后方侧的部分作为将在后面详细说明的减速机构46的输入轴发挥功能的中空轴52。也就是说，作为筒状体的中空轴52能够视为电动机44的电动机轴和通过电动机44而旋转的减速机构46的输入轴一体化而成的轴，直截了当地说，中空轴52自身能够视为减速机构46的输入轴，中空轴52自身能够视为电动机44的电动机轴。顺便一提，电动机44构成为包括由壳体40的前方侧外壳40a固定保持于其内部的线圈44a和以与这些线圈44a对向的方式附设于中空轴52的前方侧的部分的外周的磁铁44b。

中空轴52以前方侧的部分使内筒40c存在于内部的方式配置，并且经由2个径向球轴承58、60而以能够进行以该致动器10的中心轴线即轴线l为中心的旋转且不能在轴线l的延伸方向即轴线方向上移动的方式支撑于壳体40。详细而言，中空轴52在前端的部分处，经由径向球轴承58而支撑于前方侧外壳40a，在后方侧的部分处，经由径向球轴承60而支撑于支撑壁40d。进一步换言之，作为电动机轴的中空轴52在外周面处以能够旋转的方式支撑于壳体40。

旋转轴48构成为包括互相一体化的4个部分，即作为减速机构46的输出轴发挥功能的输出轴部48a、位于输出轴部48a的前方侧且形成有阳螺纹的阳螺纹部48b、设置于输出轴部48a的后端部的凸缘部48c、在凸缘部48c的外周端处在轴线方向上延伸的大体筒状的外筒部48d(也可以视为凸缘部48c的一部分)。旋转轴48在输出轴部48a处经由滚子(也可以称作“滚针”)62而以能够绕着轴线l旋转的方式支撑于中空轴52的内周部。也就是说，旋转轴48在外周面处经由滚子62而以能够旋转的方式支撑于作为电动机轴的中空轴52的内周面。需要说明的是，滚子62可以认为构成径向轴承。

减速机构46构成为除了作为输入轴发挥功能的中空轴52、输出轴部48a作为输出轴发挥功能的旋转轴48之外，还包括经由径向球轴承64而以能够旋转且不能在轴线方向上移动的方式支撑于中空轴52的中间部分的行星齿轮体66。在外周处经由径向球轴承64而支撑行星齿轮体66的中空轴52的中间部分(以下，有时称作“偏心轴部52a”)的由外周面规定的轴线l’(以下，有时称作“偏心轴线l’”)相对于轴线l偏心了偏心量δl。因此，行星齿轮体66除了以偏心轴线l’为中心的自转之外，伴随于以中空轴52的轴线l为中心的旋转而以轴线l为中心进行公转。

中空轴52能够在轴线方向上划分为包括上述偏心轴部52a的3个部分。详细而言，是偏心轴部52a、位于偏心轴部52a的前方侧且由2个径向球轴承58、60支撑于壳体40的部分即第一轴部52b及位于偏心轴部52a的后方侧且在内周面处经由滚子62而支撑旋转轴48的部分即第二轴部52c。偏心轴部52a和第二轴部52c的内周面、外周面分别被设为同一面，但若关于行星齿轮体66、旋转轴48的支撑来说，则偏心轴部52a是相对于轴线l偏心的部分，第二轴部52c可以与第一轴部52b同样，认为是相对于轴线l未偏心的部分即与轴线l同轴的部分。

减速机构46构成为包括固定地支撑于壳体40的支撑壁40d的齿圈体68。也如图3(a)所示，在齿圈体68形成有第一内齿齿轮70，在行星齿轮体66的外周部形成有在自身的一部分处与该第一内齿齿轮70的一部分啮合的第一外齿齿轮72。另外，也如图3(b)所示，在行星齿轮体66的外周部以与第一外齿齿轮72在轴线方向上并列的方式形成有第二内齿齿轮74，在旋转轴48的外筒部48d的前端部的外周部形成有在自身的一部分处与第二内齿齿轮74的一部分啮合的第二外齿齿轮76。顺便一提，若将外筒部48d视为凸缘部48c的一部分，则第二外齿齿轮76能够视为形成于在旋转轴48设置的凸缘的外周部。

第一内齿齿轮70的中心存在于轴线l上，第一外齿齿轮72的中心存在于偏心轴线l’上，第二内齿齿轮74的中心存在于偏心轴线l’上，第二外齿齿轮76的中心存在于轴线l上。第一内齿齿轮70与第一外齿齿轮72的啮合部位相对于第二内齿齿轮74与第二外齿齿轮76的啮合部位成为夹着轴线l或偏心轴线l’的相反侧，即在周向上错开180°的位置(相位)。也就是说，减速机构46被设为包括由第一内齿齿轮70和与该第一内齿齿轮70内接啮合的第一外齿齿轮72构成的第一内接式行星齿轮机构和由第二内齿齿轮74和与该第二内齿齿轮74内接啮合的第二外齿齿轮76构成的第二内接式行星齿轮机构的差动减速装置。

另外，在第一内齿齿轮70采用了圆弧齿形，在第一外齿齿轮72采用了外旋轮线平行曲线齿形，同样，在第二内齿齿轮74采用了圆弧齿形，在第二外齿齿轮76采用了外旋轮线平行曲线齿形。因此，减速机构46构成为摆线减速器。因此，在本减速机构46中，实现第一内齿齿轮70的齿数和第一外齿齿轮72的齿数仅相差1齿并且第二内齿齿轮74的齿数和第二外齿齿轮76的齿数仅相差1齿的机构，其结果，本减速机构46被设为高减速的减速机构，即作为输出轴的旋转轴48的转速相对于作为输入轴的中空轴52的转速的比相当小的减速机构，且被设为能够进行平滑的减速的减速机构。

如图2所示，动作变换机构50构成为包括旋转轴48(详细而言是旋转轴48的阳螺纹部48b)和作为与阳螺纹部48b螺合的可动体的螺母78。形成于阳螺纹部48b的阳螺纹及形成于螺母78的阴螺纹是梯形螺纹，是多线螺纹(在本致动器10中是3线螺纹)。在螺母78的外周形成有作为键发挥功能的2个凸部80，这2个凸部80分别卡合于在壳体40的内筒40c以在轴线方向上延伸的方式设置的2个插槽82。通过这些凸部80与插槽82的卡合，螺母78被禁止以轴线l为中心的旋转，且能够在轴线方向上移动。需要说明的是，也可以在旋转轴48形成阴螺纹，设为具有与该阴螺纹螺合的阳螺纹且通过旋转轴48的旋转而进退的可动体。

作为可动体的螺母78的前方部分从后方插入于活塞42的活塞筒42b，由卡定环84禁止活塞42从螺母78的脱出。另一方面，螺母78的顶端面86抵接于在活塞筒42b的内部形成的承受面88，经由这些互相抵接的抵接面即顶端面86、承受面88，螺母78的前进力作为活塞42的前进力而传递。该活塞42的前进力作为活塞42将制动衬块16a、16b的摩擦构件26向制动盘14压靠的力即压靠力发挥功能。由于制动衬块16a、16b的摩擦构件26的偏磨损、车辆转弯时的制动盘14的倾斜等，在活塞42对摩擦构件26进行压靠时，有时会在活塞42上作用使活塞42在径向上倾斜的力。在该情况下，通过顶端面86与承受面88的径向上的偏移被容许，活塞42的某种程度的倾动被容许。

旋转轴48在设置于后端部的凸缘部48c处经由推力轴承(具体而言是推力球轴承90)而支撑于壳体40。详细而言，在推力球轴承90与支撑板40e之间配设有用于检测上述压靠力(轴力)的压靠力传感器92，也经由该压靠力传感器92而支撑于壳体40的支撑板40e。顺便一提，关于压靠力传感器92的构造、经由压靠力传感器92的支撑构造，在图2中省略。而且，详细而言，作为将在后面说明的施力机构94的构成要素的内环96配设于推力球轴承90与旋转轴48的凸缘部48c之间，在内环96与凸缘部48c之间存在稍微的间隙(在图2中夸张绘出)。在活塞42前进而将摩擦构件26压靠于制动盘14时，通过压靠力的反作用力而旋转轴48后退，通过凸缘部48c与内环96的前端面相接而间隙消除，旋转轴48在后端部即设置于后端部的凸缘部48c处经由推力球轴承90而支撑于壳体40。

施力机构94构成为包括先前说明的内环96和配设于壳体40的后方侧外壳40b内的扭转螺旋弹簧98。扭转螺旋弹簧98的一端100卡定于后方侧外壳40b，省略图示的另一端卡定于内环96。在活塞42前进而将摩擦构件26压靠于制动盘14时，即，在产生了制动力时，上述间隙消除，内环96与旋转轴48一起开始旋转。伴随于制动力的增加，也就是说，伴随于旋转轴48的进一步旋转，内环96进一步旋转，通过该旋转，扭转螺旋弹簧98扭转。该扭转螺旋弹簧98的弹性反作用力作为使活塞42后退的方向的旋转作用力而作用于旋转轴48。通过该旋转作用力，例如，即使在产生着制动力时产生了电动机44无法再产生旋转驱动力这样的缺陷，活塞42也会后退至后退端即大体图2所示的活塞42的位置，能够防止在摩擦构件26被压靠的状态下制动盘14旋转的现象(所谓的“拖拽现象”)。

虽然详细构造的图示省略，但上述压靠力传感器92以负载传感器为主体。本致动器10除了该压靠力传感器92之外，还具备用于检测作为电动机轴的中空轴52的旋转角(旋转相位)的旋转角传感器102。顺便一提，旋转角传感器102是旋转变压器。

如图1所示，作为控制装置的ecu18包括由cpu、ram、rom等构成的计算机110和作为电动机44的驱动电路(驱动器)的变换器112。由压靠力传感器92检测到的压靠力fs、由旋转角传感器102检测到的中空轴52的旋转角θ向计算机110、变换器112发送。若关于该致动器的控制进行简单说明，则计算机110例如根据制动器踏板等制动器操作构件的操作的程度来决定应该由该电动制动装置产生的制动力即必要制动力，基于该必要制动力来决定压靠力fs的目标即目标压靠力。然后，以使检测的压靠力fs成为目标压靠力的方式决定应该向电动机44供给的电流i即目标供给电流，按照该目标供给电流，变换器112基于检测到的旋转角θ来控制电动机44。

需要说明的是，粗略地说，本致动器10按照从中心朝向外侧的顺序同轴地设置有旋转轴48、活塞42、电动机44，轴线方向的尺寸按照该顺序变小。也就是说，是紧凑的致动器，其结果，采用了本致动器10的电动制动装置也紧凑。

[c]制动致动器的特征性的结构

实施例的致动器10在实施例的减速装置即减速机构46的结构上具有特征。以下，为了通俗易懂地说明该特征，首先，使用上述减速机构46的变形例(换言之，实施例的减速装置的典型例)来说明。

作为在图4(a)中示意性地示出的变形例的减速装置120构成为包括壳体130、输入轴132、输出轴134、行星齿轮体136、齿圈体138。输入轴132在轴线l的延伸方向即轴线方向上能够划分为偏心轴部132a和偏心轴部132a的两侧的部分即第一轴部132b、第二轴部132c。偏心轴部132a的外周面的中心轴线即偏心轴线l’相对于轴线l偏移了偏心量δl。因此，行星齿轮体136除了以偏心轴线l’为中心的自转之外，伴随于以轴线l为中心的输入轴132的旋转，以轴线l为中心进行公转。顺便一提，输出轴134构成为包括凸缘部134a和外筒部134b。

输入轴132在第一轴部132b处由作为径向轴承的第一轴承140以能够旋转的方式支撑于壳体130。行星齿轮体136由作为径向轴承的第二轴承142以能够旋转的方式支撑于偏心轴部132a。输出轴134在外筒部134b的内周面处由作为径向轴承的第三轴承144以能够旋转的方式支撑于输入轴132的第二轴部132c。需要说明的是，输入轴132也在与由第一轴承140支撑的位置不同的位置处，详细而言，也在比由第一轴承140支撑的位置远离偏心轴部132a的位置处，由作为径向轴承的第四轴承146以能够旋转的方式支撑于壳体130。

与上述减速机构46同样，在本减速装置120中，在固定地支撑于壳体130的齿圈体138形成有第一内齿齿轮150，在行星齿轮体136的外周部形成有在自身的一部分处与该第一内齿齿轮150的一部分啮合的第一外齿齿轮152。另外，在行星齿轮体136的外周部以与第一外齿齿轮152在轴线方向上并列的方式形成有第二内齿齿轮154，在输出轴134的外筒部134b的前端部的外周部形成有在自身的一部分处与第二内齿齿轮154的一部分啮合的第二外齿齿轮156。

与上述减速机构46同样，在本减速装置120中，第一内齿齿轮150的中心存在于轴线l上，第一外齿齿轮152的中心存在于偏心轴线l’上，第二内齿齿轮154的中心存在于偏心轴线l’上，第二外齿齿轮156的中心存在于轴线l上。第一内齿齿轮150与第一外齿齿轮152的啮合部位相对于第二内齿齿轮154与第二外齿齿轮156的啮合部位成为夹着轴线l或偏心轴线l’的相反侧，即在周向上错开了180°的位置(相位)。因此，与减速机构46同样，本减速装置120也被设为包括由第一内齿齿轮150和与该第一内齿齿轮150内接啮合的第一外齿齿轮152构成的第一内接式行星齿轮机构和由第二内齿齿轮154和与该第二内齿齿轮154内接啮合的第二外齿齿轮156构成的第二内接式行星齿轮机构的差动减速装置。而且，与减速机构46同样，在第一内齿齿轮150采用了圆弧齿形，在第一外齿齿轮152采用了外旋轮线平行曲线齿形，在第二内齿齿轮154采用了圆弧齿形，在第二外齿齿轮156采用了外旋轮线平行曲线齿形，本减速装置120关于旋转的减速与上述减速机构46同样地动作。

在轴线方向上，若将第一轴承140对输入轴132的支撑位置定义为第一枢轴支撑位置p1，将第二轴承142对行星齿轮体136的支撑位置定义为第二枢轴支撑位置p2，将第三轴承144对输出轴134的支撑位置定义为第三枢轴支撑位置p3，将第四轴承146对输入轴132的支撑位置定义为第四枢轴支撑位置p4，则在本减速装置120中，第一枢轴支撑位置p1与第二枢轴支撑位置p2之间的距离即输入侧枢轴支撑间距离di和第二枢轴支撑位置p2与第三枢轴支撑位置p3之间的距离即输出侧枢轴支撑间距离do相等。另外，在轴线方向上，若将第一内齿齿轮150与第一外齿齿轮152啮合的位置定义为输入侧啮合位置gi，将第二内齿齿轮154与第二外齿齿轮156啮合的位置定义为输出侧啮合位置go，则在本减速装置120中，第二枢轴支撑位置p2与输入侧啮合位置gi之间的距离即输入侧啮合距离hi和第二枢轴支撑位置p2与输出侧啮合位置go之间的距离即输出侧啮合距离ho相等。需要说明的是，各轴承的支撑及齿轮彼此的啮合在轴线方向上在某区域(距离、宽度之类的概念)中进行，因此，为了方便而将该区域的中心作为各枢轴支撑位置、各啮合位置来处理。实际上，也可以在该区域内任意地设定各枢轴支撑位置、各啮合位置。

在该减速装置120工作时，如图所示，在第一内齿齿轮150与第一外齿齿轮152的啮合部位处，行星齿轮体136从支撑于壳体130的齿圈体138接受力(也可以称作“接触力”)fi，齿圈体138作为反作用而从行星齿轮体136接受相同大小的力fi。同样，在第二内齿齿轮154与第二外齿齿轮156的啮合部位处，行星齿轮体136从输出轴134接受力(也可以称作“接触力”)fo，输出轴134作为反作用而从行星齿轮体136接受相同大小的力fo。行星齿轮体136接受的力fi、fo在图4(a)中为了方便而表示为径向的力，但实际上，如图4(b)所示，成为在周向上作用的力。行星齿轮体136接受的力fi、fo可以视为其方向大体相等，另外，其大小大体相等。这些力fi、fo从行星齿轮体136向输入轴132作用，但在本减速装置120中，由于输入侧啮合距离hi和输出侧啮合距离ho相等，所以如图4(a)所示的力矩m也就是要使输入轴132旋转的力矩m几乎不作用于输入轴132。

另外，也可以不考虑上述力矩m，因此从图4(a)、图4(b)可知，在第二枢轴支撑位置p2处作用于输入轴132的力f2、在第三枢轴支撑位置p3处作用于输入轴132的力f3分别可以视为f2＝-fi-fo，f3＝fo。

另一方面，若考虑在第一枢轴支撑位置p1处作用的力f1、在第四枢轴支撑位置p4处作用的力f4，则作用于输入轴132的力成为表示为f1+f2+f3+f4＝0的平衡状态。若向该式代入上述式的f2、f3，则力fo被抵消，平衡状态表示为f1-fi-fo+fo+f4＝f1-fi+f4＝0，在f1＝fi时成为f4＝0。

并且，在本减速装置120中，由于输入侧枢轴支撑间距离di和输出侧枢轴支撑间距离do相等(di＝do)，所以f4≈0，由3个力f1、f2、f3引起的力矩保持平衡。力f1、f2、f3、f4可以视为各轴承140、142、144、146相对于输入轴132的支撑载荷，这些支撑载荷成为大体最少。

从上述可知，本减速装置120在输入轴132处的支撑载荷的平衡上好，能够进行良好且高效的减速。而且，本减速装置120相对于轴承的制约少，通过使用通用的轴承，能够抑制成本。也就是说，在实用性上优异。

需要说明的是，本减速装置120是a)将第一内齿齿轮设置于壳体，将第一外齿齿轮设置于行星齿轮体，将第二内齿齿轮设置于行星齿轮体，将第二外齿齿轮设置于输出轴的方案，但作为进一步的变形例，也可以设为b)将第一内齿齿轮设置于壳体，将第一外齿齿轮设置于行星齿轮体，将第二内齿齿轮设置于输出轴，将第二外齿齿轮设置于行星齿轮体的方案；c)将第一内齿齿轮设置于行星齿轮体，将第一外齿齿轮设置于壳体，将第二内齿齿轮设置于行星齿轮体，将第二外齿齿轮设置于输出轴的方案；d)将第一内齿齿轮设置于行星齿轮体，将第一外齿齿轮设置于壳体，将第二内齿齿轮设置于输出轴，将第二外齿齿轮设置于行星齿轮体的方案。顺便一提，在b)、c)的方案中，力fi、力fo如图4(c)那样作用于行星齿轮体，但能够享受上述的优点，即能够使支撑载荷大体最少这一优点。

若提及与上述减速机构46的差异，则在减速机构46中，在“使用中空轴52作为输入轴，作为输出轴的旋转轴48贯通中空轴52而配设，中空轴52的内周面经由相当于径向轴承的滚子62而在外周面处支撑旋转轴48”这一点上与减速装置120不同。顺便一提，径向球轴承60、径向球轴承64、滚子62、径向球轴承58分别相当于第一～第四轴承。

虽然存在上述差异，但减速装置120和减速机构46基于相同的概念，具有相同的特征。具体而言，如图2所示，输入侧啮合距离hi和输出侧啮合距离ho相等，作为输出轴的旋转轴48枢轴支撑于作为输入轴的中空轴52，且输入侧枢轴支撑间距离di和输出侧枢轴支撑间距离do相等。因此，在上述实施例的致动器10中采用的减速机构46也能够享受能够使支撑载荷大体最少这一优点，另外，能够进行良好且高效的减速。而且，相对于轴承的制约少，通过使用通用的轴承，能够抑制成本。其结果，实施例的致动器10也在实用性上优异。

标号说明

10：制动致动器14：制动盘〔旋转体〕16a、16b：制动衬块26：摩擦构件40：壳体42：活塞44：电动机46：减速机构48：旋转轴〔输出轴〕50：动作变换机构52：中空轴〔筒状体、输入轴、电动机轴〕52a：偏心轴部52b：第一轴部52c：第二轴部58：径向球轴承〔第四轴承〕60：径向球轴承〔第一轴承〕62：滚子〔第三轴承〕64：径向球轴承〔第二轴承〕66：行星齿轮体68：齿圈体70：第一内齿齿轮〔第一内接式行星齿轮机构〕72：第一外齿齿轮〔第一内接式行星齿轮机构〕74：第二内齿齿轮〔第二内接式行星齿轮机构〕76：第二外齿齿轮〔第二内接式行星齿轮机构〕78：螺母120：减速装置130：壳体132：输入轴132a：偏心轴部132b：第一轴部132c：第二轴部134：输出轴136：行星齿轮体138：齿圈体140：第一轴承142：第二轴承144：第三轴承146：第四轴承150：第一内齿齿轮〔第一内接式行星齿轮机构〕152：第一外齿齿轮〔第一内接式行星齿轮机构〕154：第二内齿齿轮〔第二内接式行星齿轮机构〕156：第二外齿齿轮〔第二内接式行星齿轮机构〕l：轴线(致动器的)l’：偏心轴线δl：偏心量p1～p4：第一枢轴支撑位置～第四枢轴支撑位置di：输入侧枢轴支撑间距离do：输出侧枢轴支撑间距离gi：输入侧啮合位置go：输出侧啮合位置hi：输入侧啮合距离ho：输出侧啮合距离f1、f2、f3、f4：作用于输入轴的力。