JP2008051243A - ドラムブレーキ - Google Patents

Abstract

【課題】ブレーキドラムの変形による制動トルクへの影響を低減することができるドラムブレーキを提供する。
【解決手段】一端が開かれているとともに他端に底面が形成されている円筒状のブレーキドラム１０４の内周面に、複数対のブレーキシューを押し付けることにより制動力を発生するドラムブレーキは、相対的にブレーキドラム１０４の一端側に配置された一対の第１ブレーキシュー１０６ａと、相対的にブレーキドラムの他端側に配置された一対の第２ブレーキシュー１０６ｂとを含む。第１ブレーキシュー１０６ａは、ブレーキ操作に応じて内周面に接触する第１ブレーキライニング１１２ａを有し、第２ブレーキシュー１０６ｂは、ブレーキ操作に応じて内周面に接触する第２ブレーキライニング１１２ｂを有する。第１ブレーキライニング１１２ａは、第２ブレーキライニング１１２ｂに比べてヤング率が低い。
【選択図】図１０

Description

本発明は、ブレーキドラムの内周面にブレーキシューを押し付けることにより車両に制動力を発生するドラムブレーキに関する。

従来、タイヤと一緒に回転する円筒状のブレーキドラムの内側に、ペダルの操作に応じてオイルの圧力で広がる帯状のブレーキシューが取り付けられているドラムブレーキが知られている。このドラムブレーキは、ブレーキシューとブレーキドラム（以下、適宜ドラムという）との摩擦により車両の制動を行うことができる。

ドラムブレーキにおいては、製造工程におけるばらつきや繰り返しの制動による熱変形等により、ドラムが楕円に変形する場合がある。この場合、ドラムには短径部分と長径部分が存在することとなり、制動中にドラムとブレーキシューとの間で面圧が変化する。そのため、一対のブレーキシューを位相が１８０°異なるように配置していた場合、変形したドラムの回転位置により、ブレーキシューの外周に設けられたライニングがドラムの内周に接触する際に発生する摩擦力に変動が生じる。その結果、制動トルクや油圧の変動が発生し、制動時における車両の振動やブレーキペダルにおける脈動の原因となる。

そこで、特許文献１には、ドラムの変形による振動防止を目的に、ドラムの内周面に２対のブレーキシューをそれぞれの対が対向するように配置された車両の制動装置が開示されている。
特開２００６−１３１１５７号公報

しかしながら、特許文献１に記載の車両の制動装置は、ブレーキシューごとにホイールシリンダが必要となるため部品点数が増加し、コストの増大を招く。

本発明はこうした状況に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、ブレーキドラムの変形による制動トルクへの影響を低減することができるドラムブレーキを提供することにある。

上記課題を解決するために、本発明のある態様のドラムブレーキは、一端が開かれているとともに他端に底面が形成されている円筒状のブレーキドラムの内周面に、複数対のブレーキシューを押し付けることにより制動力を発生するドラムブレーキにおいて、前記複数対のブレーキシューは、相対的にブレーキドラムの一端側に配置された一対の第１ブレーキシューと、相対的にブレーキドラムの他端側に配置された一対の第２ブレーキシューとを含む。前記第１ブレーキシューは、ブレーキ操作に応じて前記内周面に接触する第１ブレーキライニングを有する。前記第２ブレーキシューは、前記第１ブレーキライニングに対してブレーキドラムの回転方向に所定角度位相をずらした位置に配置されるとともにブレーキ操作に応じて前記内周面に接触する第２ブレーキライニングを有する。前記第１ブレーキライニングは、前記第２ブレーキライニングに比べてヤング率が低い。

この態様によると、例えば、ブレーキドラムが変形によりわずかに楕円形状となっていた場合、制動時において第１ブレーキライニングが楕円の短径部分と接触することで摩擦による最大制動トルクを発生しているとき、第２ブレーキライニングは、第１ブレーキライニングに対してブレーキドラムの回転方向に所定角度位相をずらした位置に配置されているので、楕円の短径部分より長い径を有する領域と接触することになる。そのため、第２ブレーキライニングは、楕円の短径部分と接触するときに発生する最大制動トルクより小さな制動トルクを発生していることになる。つまり、ブレーキドラムが変形していた場合、第１ブレーキライニングと第２ブレーキライニングとがそれぞれ発生する制動トルクの変動の位相は互いにずれているので、位相がそろっている場合と比較して、重畳した制動トルクの変動幅を小さくすることができる。

また、一端が開かれているとともに他端に底面が形成されている円筒状のブレーキドラムが変形した場合、環状の他端が底面により固定されているため、環状の一端が変形しやすくなる。また、変形により環状の一端のうち所定の径方向が延びると、環状の一端のうち所定の径方向と略直交する径方向は縮む場合がある。そのため、第１ブレーキシューが配置されたブレーキドラムの一端側の径の変動幅は、第２ブレーキシューが配置されたブレーキドラムの他端側の変動幅より大きくなる。そこで、このような場合、径の変動幅が大きい一端側に配置された第１ブレーキライニングのヤング率を第２ブレーキライニングより小さく設定するとよい。これにより、変動幅の大きい一端側の内周面には変形しやすい第１ブレーキライニングが接触し、変動幅の小さい他端側の内周面には変形しにくい第２ブレーキライニングが接触するので、ブレーキ操作に応じた第１ブレーキシューと第２ブレーキシューとの変位量の差を緩和することができる。したがって、簡易な構成によりブレーキドラムの変形による制動トルクへの影響を低減することができる。

前記一対の第１ブレーキシューに押圧力を付与するための第１ホイールシリンダと、前記一対の第２ブレーキシューに押圧力を付与するための第２ホイールシリンダとを更に備えてもよい。前記第２ブレーキシューは、前記第１ブレーキライニングに対してブレーキドラムの回転方向に実質的に９０°位相をずらした位置に配置されている第２ブレーキライニングを有してもよい。

一対の第１ブレーキシューと一対の第２ブレーキシューとは互いにブレーキドラムの回転軸方向にずれて配置されているので、第１ホイールシリンダと第２ホイールシリンダとの２つで２対のブレーキシューを押圧することができる。また、第１ブレーキシューと第２ブレーキシューをブレーキドラムの回転方向に交互にほぼ９０°ずつ位相をずらした位置に配置することで、ブレーキドラムの変形による制動トルクの周期的な変動をより抑えることができる。

本発明によれば、ブレーキドラムの変形による制動トルクへの影響を低減することができる。

以下、図面を参照しながら、本発明を実施するための最良の形態について詳細に説明する。

（第１の実施の形態）
［ドラムブレーキの構成］
図１は、第１の実施の形態に係るドラムブレーキの概略構成図である。図２は、図１に示されるドラムブレーキのＡ−Ａ断面の要部を示す拡大部分断面図である。

これらの図面に示されるドラムブレーキ２は、例えば、車両のリヤブレーキユニットとして適用されると好適なものである。ドラムブレーキ２は、当該車両の図示されない車軸に取り付けられるブレーキドラム４と、ブレーキドラム４の軸方向に並設された複数対のブレーキシュー６とを含む。

ブレーキドラム４は、一端（図２の左側）が開かれているとともに他端（図２に示す右側）に底面が形成されている円筒状である。ブレーキシュー６は、相対的にブレーキドラムの一端側に配置された一対の第１ブレーキシュー６ａと、相対的にブレーキドラムの他端側に配置された一対の第２ブレーキシュー６ｂとを含む。そして、ドラムブレーキ２は、ブレーキドラム４の内周面に一対の第１ブレーキシュー６ａおよび一対の第２ブレーキシュー６ｂを押し付けることにより制動トルクを発生する。

第１ブレーキシュー６ａは、１枚のウェブ８ａ、リム１０ａ、および第１ブレーキライニング１２ａを有する。同様に、第２ブレーキシュー６ｂは、１枚のウェブ８ｂ、リム１０ｂ、および第２ブレーキライニング１２ｂを有する。第１ブレーキシュー６ａの１枚のウェブ８ａおよび第２ブレーキシュー６ｂの１枚のウェブ８ｂは、バッキングプレート２０の板面と平行に延在し、図２に示すように、所定の間隔を隔ててリム１０ａおよびリム１０ｂの内周面に固定されている。また、第１ブレーキライニング１２ａおよび第２ブレーキライニング１２ｂは、リム１０ａおよびリム１０ｂの外周面に固定されており、それぞれブレーキドラム４の内周面４ａと対向する。

また、図２に示されるように、ドラムブレーキ２は、ブレーキドラム４の内部の一端側すなわち図２における左側に配置された第１ホイールシリンダ１４ａと、ブレーキドラム４の内部の他端側すなわち図２における右側（バッキングプレート２０側）に配置された第２ホイールシリンダ１４ｂとを含む。第１ホイールシリンダ１４ａは、シリンダ腔部１６ａと、当該シリンダ腔部１６ａの内部に配置された一対のピストン１８ａとを有する。また、第２ホイールシリンダ１４ｂは、シリンダ腔部１６ｂと、当該シリンダ腔部１６ｂの内部に配置された一対のピストン１８ｂとを有する。

第１ホイールシリンダ１４ａのシリンダ腔部１６ａと第２ホイールシリンダ１４ｂのシリンダ腔部１６ｂとは、直接的または間接的に連通されており、油圧が一定となるように作動流体としてのブレーキフルードが移動可能に構成されている。

そして、図１に示すように、一対の第１ブレーキシュー６ａおよび一対の第２ブレーキシュー６ｂのそれぞれの上端部同士は、１本または２本のシューリターンスプリング２２を介して互いに連結されている。シューリターンスプリング２２の付勢力により、各第１ブレーキシュー６ａのウェブ８ａの一端は、第１ホイールシリンダ１４ａの対応するピストン１８ａの端部に係合させられる。また、シューリターンスプリング２２の付勢力により、各第２ブレーキシュー６ｂのウェブ８ｂの一端は、第２ホイールシリンダ１４ｂの対応するピストン１８ｂの端部に係合させられる。なお、シューリターンスプリング２２は、各第１ブレーキシュー６ａのウェブ８ａ同士の間と、各第２ブレーキシュー６ｂのウェブ８ｂ同士の間とに１本ずつ設けられるとよい。

さらに、図１に示すように、一対の第１ブレーキシュー６ａおよび一対の第２ブレーキシュー６ｂのそれぞれの下端部同士は、スプリング２４を介して互いに連結されている。各第１ブレーキシュー６ａのウェブ８ａの他端は、スプリング２４の付勢力により、バッキングプレート２０上に固定されたアンカーブロック２６の対応する側面に当接させられる。同様に、各第２ブレーキシュー６ｂのウェブ８ｂの他端も、スプリング２４の付勢力により、バッキングプレート２０上に固定されたアンカーブロック２６の対応する側面に当接させられる。

このように構成されるドラムブレーキ２では、運転者によってブレーキペダルが操作されると、図示されないマスタシリンダから、第１ホイールシリンダ１４ａと第２ホイールシリンダ１４ｂとにブレーキフルードが供給される。これにより、第１ホイールシリンダ１４ａの一対のピストン１８ａがそれぞれ外方に突出させられると共に、第２ホイールシリンダ１４ｂの一対のピストン１８ｂがそれぞれ外方に突出させられる。

そして、一対の第１ブレーキシュー６ａには第１ホイールシリンダ１４ａから押圧力が付与され、一対の第２ブレーキシュー６ｂには第２ホイールシリンダ１４ｂから押圧力が付与され、第１ブレーキシュー６ａおよび第２ブレーキシュー６ｂの一端部がアンカーブロック２６を支点としてそれぞれ外側へと（図中左右へと）拡張される。

この結果、車輪と一体に回転するブレーキドラム４の内周面４ａに、各第１ブレーキシュー６ａおよび第２ブレーキシュー６ｂの外周面にそれぞれ設けられた第１ブレーキライニング１２ａおよび第２ブレーキライニング１２ｂが押し付けられる。これにより、制動トルクを得ることができる。

なお、本実施の形態において、第１ホイールシリンダ１４ａのシリンダ腔部１６ａおよびピストン１８ａの断面積は、第２ホイールシリンダ１４ｂのシリンダ腔部１６ｂおよびピストン１８ｂとの断面積と同一とされている。また、シューリターンスプリング２２およびアンカーブロック２６側に配置されるスプリングは、第１ブレーキシュー６ａと第２ブレーキシュー６ｂとに対して少なくとも各１体づつ設けられている。

このように、第１ブレーキシュー６ａ、第２ブレーキシュー６ｂからなる複数対のブレーキシューと、それぞれに個別に対応する第１ホイールシリンダ１４ａおよび第２ホイールシリンダ１４ｂとを用いれば、各対の第１ブレーキシュー６ａ、第２ブレーキシュー６ｂをブレーキドラム４の内面に安定かつ無理なく押し付けることが可能となる。その結果、第１ブレーキライニング１２ａおよび第２ブレーキライニング１２ｂのドラム軸方向における面圧分布を均一にして、制動力の低下やブレーキの鳴きを良好に抑制することができる。

また、第１ブレーキシュー６ａ、第２ブレーキシュー６ｂからなる複数対のブレーキシューを有するドラムブレーキ２では、第１ブレーキシュー６ａ、第２ブレーキシュー６ｂごとに第１ブレーキライニング１２ａ、第２ブレーキライニング１２ｂの摩擦係数を変化させてもよい。これにより、第１ホイールシリンダ１４ａや第２ホイールシリンダ１４ｂの容量を変化させることなく、各第１ブレーキシュー６ａおよび第２ブレーキシュー６ｂによる制動トルクを調整することが可能となる。

［ブレーキライニングの配置］
次に、第１ブレーキシュー６ａの外周に設けられた第１ブレーキライニング１２ａと、第２ブレーキシュー６ｂの外周に設けられた第２ブレーキライニング１２ｂとの位置関係について詳述する。図３は、図１におけるＢ−Ｂ断面の要部を示す拡大部分断面図である。図４は、図１におけるＣ−Ｃ断面の要部を示す拡大部分断面図である。

図３に示すように、Ｂ−Ｂ断面においては、第１ブレーキシュー６ａの外周には第１ブレーキライニング１２ａは配置されているが、第２ブレーキシュー６ｂの外周には第２ブレーキライニング１２ｂは配置されていない。逆に、図４に示すように、Ｂ−Ｂ断面と位相が約９０°ずれているＣ−Ｃ断面においては、第１ブレーキシュー６ａの外周には第１ブレーキライニング１２ａは配置されていないが、第２ブレーキシュー６ｂの外周には第２ブレーキライニング１２ｂは配置されている。

つまり、第１ブレーキライニング１２ａおよび第２ブレーキライニング１２ｂは、互いにブレーキドラム４の回転方向への位相が約９０°ずつずれた位置で、かつ、ブレーキドラム４の回転軸方向にも互いにずれた位置となるように、第１ブレーキシュー６ａおよび第２ブレーキシュー６ｂの外周に設けられている。このように配置することで、ブレーキドラムに以下のよう変形が生じても、制動トルクの変動幅を小さくすることができる。

［ブレーキドラムの変形による影響］
前述のように、製造工程におけるばらつきや繰り返しの制動による熱変形等によりブレーキドラムが変形することがある。図５は、ブレーキドラムの内周が真円と楕円の場合を比較した模式図である。

図５に示すように、ブレーキドラム４の内周が直径Ｄの真円の場合、第１ブレーキライニング１２ａおよび第２ブレーキライニング１２ｂの位置にかかわらず、第１ブレーキシュー６ａおよび第２ブレーキシュー６ｂのいずれにも制動トルクに変動は生じない。一方、ブレーキドラム４が長径Ｄ＋２Δｘ、短径Ｄ−２Δｘの楕円に変形した場合、第１ブレーキシュー６ａや第２ブレーキシュー６ｂとブレーキドラム４の内周との距離が周期的に変動するため、制動トルクも周期的に変動することになる。

図６は、比較例として第１ブレーキライニング１２ａおよび第２ブレーキライニング１２ｂが同位相で配置されている場合の制動トルクの変動を説明するための図である。図６に示す曲線Ｓ１は、一対のブレーキシューごとの制動トルクの変動を示す曲線であり、図６に示す曲線Ｓ２は、複数対のブレーキシュー全体の制動トルクの変動を示す曲線である。

図５に示す状態で制動を開始した場合、ブレーキドラム４が矢印のように反時計回りに回転すると、楕円の短径部分が第１ブレーキライニング１２ａおよび第２ブレーキライニング１２ｂと対向する位置にくる。この場合、第１ブレーキライニング１２ａおよび第２ブレーキライニング１２ｂはともにブレーキドラム４の内周面に強く接触するため、摩擦力が大きくなり制動トルクが増すとともに、第１ホイールシリンダ１４ａおよび第２ホイールシリンダ１４ｂの油圧も大きくなる（図６の曲線Ｓ１参照）。

その後、楕円の長径部分が第１ブレーキライニング１２ａおよび第２ブレーキライニング１２ｂと対向する位置にくると、第１ブレーキライニング１２ａおよび第２ブレーキライニング１２ｂはともにブレーキドラム４の内周面に弱く接触するため、摩擦力が小さくなり制動トルクが減るとともに、第１ホイールシリンダ１４ａおよび第２ホイールシリンダ１４ｂの油圧も小さくなる。したがって、第１ブレーキライニング１２ａおよび第２ブレーキライニング１２ｂを同位相で配置してしまうと、ブレーキドラム４の変形による制動トルクや油圧への影響をより顕著に受けてしまう（図６の曲線Ｓ２参照）。

一方、本実施の形態のように、第２ブレーキライニング１２ｂを第１ブレーキライニング１２ａに対してブレーキドラム４の回転方向に位相を所定角度ずらした位置に配置すると、ブレーキドラム４の変形による影響を緩和することができる。

図７は、楕円のブレーキドラムの内周に第１ブレーキライニング１２ａおよび第２ブレーキライニング１２ｂが逆位相で配置されている状態を示す模式図である。図８は、図７に示すように第１ブレーキライニング１２ａおよび第２ブレーキライニング１２ｂが逆位相で配置されている場合の制動トルクの変動を説明するための図である。曲線Ｓ３は、第１ブレーキシュー６ａの制動トルクの変動を示す曲線であり、曲線Ｓ４は、第２ブレーキシュー６ｂの制動トルクの変動を示す曲線であり、直線Ｓ５は、複数対のブレーキシュー全体の制動トルクの変動を示す線である。

図７に示す状態で制動を開始した場合、ブレーキドラム４が矢印のように反時計回りに回転すると、楕円の短径部分が第１ブレーキライニング１２ａと対向する位置にくるとともに、楕円の長径部分が第２ブレーキライニング１２ｂと対向する位置にくる。この場合、第１ブレーキライニング１２ａはブレーキドラム４の内周面に強く接触するため、摩擦力が大きくなり制動トルクが増すとともに、第１ホイールシリンダ１４ａの油圧も大きくなる（図７に示す曲線Ｓ３参照）。一方、第２ブレーキライニング１２ｂはブレーキドラム４の内周面に弱く接触するため、摩擦力が小さくなり制動トルクが減るとともに、第２ホイールシリンダ１４ｂの油圧も小さくなる（図７に示す曲線Ｓ４参照）。

その後、楕円の短径部分が第２ブレーキライニング１２ｂと対向する位置にくるとともに、楕円の長径部分が第１ブレーキライニング１２ａと対向する位置にくる。この場合、第２ブレーキライニング１２ｂはブレーキドラム４の内周面に強く接触するため、摩擦力が大きくなり制動トルクが増すとともに、第２ホイールシリンダ１４ｂの油圧も大きくなる。一方、第１ブレーキライニング１２ａはブレーキドラム４の内周面に弱く接触するため、摩擦力が小さくなり制動トルクが減るとともに、第１ホイールシリンダ１４ａの油圧も小さくなる。したがって、第１ブレーキライニング１２ａおよび第２ブレーキライニング１２ｂを逆位相で配置することで、ブレーキドラムの変形による制動トルクや油圧への影響をより緩和することができる（図７に示す直線Ｓ５参照）。

（第２の実施の形態）
本実施の形態では、第１の実施の形態で説明したブレーキドラム４の変形とは異なる変形の場合でも適切に制動トルクや油圧への影響を緩和することができる。図９は、ブレーキドラム１０４の一端側と他端側で楕円形状が異なる場合を示す模式図である。なお、第１の実施の形態に係るドラムブレーキ２と重複する説明は適宜省略する。

環状の一端が開かれているとともに環状の他端に底面が形成されている円筒状のブレーキドラム１０４の場合、製造工程におけるばらつきや繰り返しの制動による熱変形等によりブレーキドラム１０４の内周が一端側と他端側で同じにならない場合がある。これは、円筒状のブレーキドラム１０４の一端は開かれており、比較的変形しやすいのに対して、円筒状のブレーキドラム１０４の他端には底面が形成されており、比較的変形しにくいためである。また、変形により環状の一端のうち所定の径方向が延びると、環状の一端のうち所定の径方向と略直交する径方向は縮む場合がある。

そのため、図９に示すように、ブレーキドラム１０４の変形しやすい一端側のうち所定の径方向が延びて楕円の長径Ｌ_Ａ＝Ｄ＋２Δｘ_Ａとなると、所定の径方向と直交する方向は縮んで楕円の短径Ｌ_Ａ’＝Ｄ−２Δｘ_Ａとなる。また、一端側がこのように変形した場合、ブレーキドラム１０４の変形しにくい他端側のうち所定の径方向が延びて楕円の長径Ｌ_Ｂ＝Ｄ＋２Δｘ_Ｂとなり、所定の径方向と直交する方向は縮んで楕円の短径Ｌ_Ｂ’＝Ｄ−２Δｘ_Ｂとなる。ここで、Δｘ_Ａ、Δｘ_Ｂは、一端側と他端側における楕円の半径と真円の半径Ｄ／２との差であり、Δｘ_Ａ＞Δｘ_Ｂである。

図１０は、図９に示す変形を説明するためのブレーキドラム１０４の断面模式図である。図１０に示すように、ブレーキドラム１０４のリム１０４ａのうち所定の径方向が延びて角度αだけ外側に傾いた場合、第１ブレーキシュー１０６ａの外周と対向する位置におけるリム１０４ａの変形量Δｘ_Ａと、第２ブレーキシュー１０６ｂの外周と対向する位置におけるリム１０４ａの変形量Δｘ_Ｂとの関係は、Δｘ_Ａ＝（ｄ_Ａ／ｄ_Ｂ）×Δｘ_Ｂとなる。ここで、ｄ_Ａ、ｄ_Ｂは、第１ブレーキシュー１０６ａおよび第２ブレーキシュー１０６ｂの中心と底面１０４ｂとの距離である。その結果、ブレーキドラム１０４の一端側のうち所定の径方向が延びて長径Ｌ_Ａ＝Ｄ＋２Δｘ_Ａとなると、ブレーキドラム１０４の他端側のうち所定の径方向は長径Ｌ_Ｂ＝Ｄ＋２Δｘ_Ｂとなる。

また、図１０に示すように、ブレーキドラム１０４のリム１０４ａのうち所定の径方向と直交する方向が縮んで角度αだけ内側に傾いた場合、ブレーキドラム１０４の一端側のうち所定の径方向と直交する方向が縮んで短径Ｌ_Ａ＝Ｄ−２Δｘ_Ａとなると、ブレーキドラム１０４の他端側のうち所定の径方向と直交する方向は短径Ｌ_Ｂ＝Ｄ−２Δｘ_Ｂとなる。なお、本実施の形態においては説明を簡便にするために、所定の径方向の延び量と、所定の径方向と直交する方向の縮み量とを同じとしている。しかし、本実施の形態に係るドラムブレーキ２が対応することができる変形はこれに限られるものではなく、一端側と他端側でのブレーキドラムの変形量が異なる場合であればよい。

前述のように変形した場合、第１ブレーキシュー１０６ａや第２ブレーキシュー１０６ｂとブレーキドラム１０４の内周との距離が周期的に変動するため、制動トルクも周期的に変動することになる。また、第１ブレーキシュー１０６ａとブレーキドラム１０４の内周との距離の変動幅４Δｘ_Ａは、第２ブレーキシュー１０６ｂとブレーキドラム１０４の内周との距離の変動幅４Δｘ_Ｂより大きい。

図１１は、比較例として図９に示す変形が生じたブレーキドラム１０４に対して第１ブレーキライニング１２ａおよび第２ブレーキライニング１２ｂが逆位相で配置されている場合の制動トルクの変動を説明するための図である。曲線Ｓ６は、第１ブレーキシュー１０６ａの制動トルクの変動を示す曲線であり、曲線Ｓ７は、第２ブレーキシュー１０６ｂの制動トルクの変動を示す曲線であり、曲線Ｓ８は、複数対のブレーキシュー全体の制動トルクの変動を示す曲線である。ここで、比較例における第１ブレーキライニング１２ａおよび第２ブレーキライニング１２ｂは、同じヤング率の材料を用いている。

図９に示す状態で制動を開始した場合、ブレーキドラム１０４が矢印のように反時計回りに回転すると、一端側の短径部分Ｌ_Ａ’が第１ブレーキライニング１２ａと対向する位置にくるとともに、他端側の長径部分Ｌ_Ｂが第２ブレーキライニング１２ｂと対向する位置にくる。この場合、第１ブレーキライニング１２ａはブレーキドラム１０４の内周面に強く接触するため、摩擦力が大きくなり制動トルクが増すとともに、第１ホイールシリンダ１４ａの油圧も大きくなる（図１１に示す曲線Ｓ６参照）。一方、第２ブレーキライニング１２ｂはブレーキドラム１０４の内周面に弱く接触するため、摩擦力が小さくなり制動トルクが減るとともに、第２ホイールシリンダ１４ｂの油圧も小さくなる（図１１に示す曲線Ｓ７参照）。

その後、一端側の長径部分Ｌ_Ａが第１ブレーキライニング１２ａと対向する位置にくるとともに、他端側の短径部分Ｌ_Ｂ’が第２ブレーキライニング１２ｂと対向する位置にくる。この場合、第２ブレーキライニング１２ｂはブレーキドラム１０４の内周面に強く接触するため、摩擦力が大きくなり制動トルクが増すとともに、第２ホイールシリンダ１４ｂの油圧も大きくなる。一方、第１ブレーキライニング１２ａはブレーキドラム１０４の内周面に弱く接触するため、摩擦力が小さくなり制動トルクが減るとともに、第１ホイールシリンダ１４ａの油圧も小さくなる。

しかしながら、第１ブレーキシュー１０６ａとブレーキドラム１０４の内周との距離の変動幅４Δｘ_Ａは、第２ブレーキシュー１０６ｂとブレーキドラム４の内周との距離の変動幅４Δｘ_Ｂより大きい。そのため、第１ブレーキライニング１２ａおよび第２ブレーキライニング１２ｂとして同じヤング率の材料を用いている場合、第１ブレーキシュー６ａによる制動トルクの変動幅（図１１に示す曲線Ｓ６参照）は、第２ブレーキシュー６ｂによる制動トルクの変動幅（図１１に示す曲線Ｓ７参照）より大きくなる。したがって、第１ブレーキライニング１２ａおよび第２ブレーキライニング１２ｂを逆位相で配置しても、ブレーキドラムの変形による制動トルクや油圧への影響を完全になくすことはできない（図１１に示す曲線Ｓ８参照）。

そこで、本実施の形態では、第１ブレーキシュー１０６ａが有する第１ブレーキライニング１１２ａ（図１０参照）および第２ブレーキシュー１０６ｂが有する第２ブレーキライニング１１２ｂ（図１０参照）のヤング率を適切にすることで、ブレーキドラムの変形による制動トルクや油圧への影響をより緩和することができる。

図１２は、第２の実施の形態に係る第１ブレーキライニングおよび第２ブレーキライニングの歪み量と応力との関係を示した図である。直線Ｌ１は、第２ブレーキライニング１１２ｂにおける歪みεと応力σとの関係を表しており、σ＝Ｅ_Ｂε_Ｂである。ここで、Ｅ_Ｂは第２ブレーキライニング１１２ｂのヤング率である。変形しているブレーキドラム１０４の長径部分Ｌ_Ｂが第２ブレーキライニング１１２ｂと対向する位置にくると、第２ブレーキライニング１１２ｂはブレーキドラム１０４の内周面に弱く接触するため、歪みε_１Ｂは小さくなり発生する応力σも最小応力σ_ＬＢとなる。また、変形しているブレーキドラム１０４の短径部分Ｌ_Ｂ’が第２ブレーキライニング１１２ｂと対向する位置にくると、第２ブレーキライニング１１２ｂはブレーキドラム１０４の内周面に強く接触するため、歪みε_２Ｂは大きくなり発生する応力σも最大応力σ_ＨＢとなる。

変形しているブレーキドラム１０４の長径部分Ｌ_Ｂが第２ブレーキライニング１１２ｂと対向する位置にくる場合、ブレーキドラム１０４の短径部分Ｌ_Ａ’が第１ブレーキライニング１１２ａと対向する位置にくる。そこで、このときに第１ブレーキライニング１１２ａにおいて発生する最大応力σ_ＨＡおよび第２ブレーキライニング１１２ｂにおいて発生する最小応力σ_ＬＢの和が、ブレーキドラム１０４の半径Ｄの部分が第１ブレーキライニング１１２ａおよび第２ブレーキライニング１１２ｂと対向する位置において発生する応力σ_０の和に近くなるようにヤング率Ｅ_ＡおよびＥ_Ｂを設定するとよい。

また、変形しているブレーキドラム１０４の短径部分Ｌ_Ｂ’が第２ブレーキライニング１１２ｂと対向する位置にくる場合、ブレーキドラム１０４の長径部分Ｌ_Ａが第１ブレーキライニング１１２ａと対向する位置にくる。そこで、このときに第１ブレーキライニング１１２ａにおいて発生する最小応力σ_ＬＡおよび第２ブレーキライニング１１２ｂにおいて発生する最大応力σ_ＨＢの和が、ブレーキドラム１０４の半径Ｄの部分が第１ブレーキライニング１１２ａおよび第２ブレーキライニング１１２ｂと対向する位置において発生する応力σ_０の和に近くなるようにヤング率Ｅ_ＡおよびＥ_Ｂを設定するとよい。より好ましくは、２×σ_０＝σ_ＨＡ＋σ_ＬＢ＝σ_ＨＢ＋σ_ＬＡを満たすように、第１ブレーキライニング１１２ａのヤング率Ｅ_Ａおよび第２ブレーキライニング１１２ｂのヤング率Ｅ_Ｂを決定するとよい。

第１ブレーキシュー１０６ａと対向するリム１０４ａとの距離の変動幅は、第２ブレーキシュー１０６ｂと対向するリム１０４ａとの距離の変動幅より大きい。そのため、第１ブレーキライニング１１２ａのヤング率Ｅ_Ａを第２ブレーキライニング１１２ｂのヤング率Ｅ_Ｂと同じとすると、第１ブレーキライニング１１２ａにおいて発生する最小応力σ_ＬＡ（最大応力σ_ＨＡ）および第２ブレーキライニング１１２ｂにおいて発生する最小応力σ_ＬＢ（最大応力σ_ＨＢ）を同じにするには、それぞれの箇所における歪み量を同じにしなければならない。しかしながら、第１ブレーキライニング１１２ａと第２ブレーキライニング１１２ｂとの歪み量が同じであるとすると、制動時における第１ブレーキシュー１０６ａの変位量は第２ブレーキシュー１０６ｂの変位量より大きくなるため、第１ホイールシリンダ１４ａの油圧の低下が増大する。

そこで、第１ブレーキライニング１１２ａは、第２ブレーキライニング１１２ｂに比べてヤング率を低く設定することで、第２ブレーキライニング１１２ｂより大きな歪みを生じても発生する応力を抑えることができる。具体的には、図１２に示す直線Ｌ２は、第１ブレーキライニング１１２ａにおける歪みεと応力σとの関係を表しており、σ＝Ｅ_Ａε_Ａである。ここで、Ｅ_Ｂ＞Ｅ_Ａである。

また、制動時において、ブレーキドラム１０４の直径が真円の直径Ｄとなる位置に第２ブレーキライニング１１２ｂが押圧された場合の第２ブレーキライニング１１２ｂの歪み量ε_０Ｂおよび発生する応力σ_０は、σ_０＝Ｅ_Ｂε_０Ｂの関係を有する。この位置においては、第１ブレーキライニング１１２ａが発生する応力も同じであるとよいので、第１ブレーキライニング１１２ａが押圧された場合の第１ブレーキライニング１１２ａの歪み量ε_０Ａおよび発生する応力σ_０は、σ_０＝Ｅ_Ａε_０Ａの関係を有する。

次に、ブレーキドラム１０４の直径が長径部分となる位置に第１ブレーキライニング１１２ａおよび第２ブレーキライニング１１２ｂが押圧された場合、それぞれのブレーキライニングが発生する最小応力σ_ＬＡおよびσ_ＬＢが同じであることが好ましい。そのため、第１ブレーキライニング１１２ａの歪み量ε_１Ａおよび発生する応力σ_ＬＡ、第２ブレーキライニング１１２ｂの歪み量ε_１Ｂおよび発生する応力σ_ＬＢは、σ_ＬＡ＝Ｅ_Ａε_１Ａ＝σ_ＬＢ＝Ｅ_Ｂε_１Ｂの関係を有することが好ましい。

同様に、ブレーキドラム１０４の直径が短径部分となる位置に第１ブレーキライニング１１２ａおよび第２ブレーキライニング１１２ｂが押圧された場合、それぞれのブレーキライニングが発生する最大応力σ_ＨＡおよびσ_ＨＢが同じであることが好ましい。そのため、第１ブレーキライニング１１２ａの歪み量ε_２Ａおよび発生する応力σ_ＨＡ、第２ブレーキライニング１１２ｂの歪み量ε_２Ｂおよび発生する応力σ_ＨＢは、σ_ＨＡ＝Ｅ_Ａε_２Ａ＝σ_ＨＢ＝Ｅ_Ｂε_２Ｂの関係を有することが好ましい。

上述のようにヤング率Ｅ_Ａ、Ｅ_Ｂを設定することで、第１ブレーキシュー６ａによる制動トルクの変動幅（図１１に示す曲線Ｓ９参照）は、第２ブレーキシュー６ｂによる制動トルクの変動幅（図１１に示す曲線Ｓ７参照）と実質的に同じになる。したがって、第１ブレーキライニング１２ａおよび第２ブレーキライニング１２ｂを逆位相で配置した場合、ブレーキドラムの変形による制動トルクや油圧への影響を最小限にすることができる（図１１に示す直線Ｓ１０参照）。

さらに、第１ブレーキライニング１１２ａにおける歪み量の変動幅ε_２Ａ−ε_１Ａ、および第２ブレーキライニング１１２ｂにおける歪み量の変動幅ε_２Ｂ−ε_１Ｂが、第１ブレーキシュー６ａとブレーキドラム１０４の内周との距離の変動幅４Δｘ_Ａおよび第２ブレーキシュー６ｂとブレーキドラム４の内周との距離の変動幅４Δｘ_Ｂと同じまたは近くなるように、ヤング率Ｅ_ＡおよびＥ_Ｂを設定するとよい。これにより、例えば、ブレーキドラム１０４が図９に示すように変形しても、制動時における第１ブレーキシュー１０６ａおよび第２ブレーキシュー１０６ｂの変位量の周期的な変動を最小限にすることができる。

したがって、変動幅の大きい一端側の内周面には相対的にヤング率が低く変形しやすい第１ブレーキライニング１１２ａを接触させ、変動幅の小さい他端側の内周面には相対的にヤング率が高く変形しにくい第２ブレーキライニング１１２ｂを接触させることができるので、ブレーキ操作に応じた第１ブレーキシュー１０６ａと第２ブレーキシュー１０６ｂとの変位量の差を緩和することができる。したがって、簡易な構成によりブレーキドラム１０４の変形による制動トルクへの影響を低減することができる。

以上、本発明を上述の各実施の形態を参照して説明したが、本発明は上述の各実施の形態に限定されるものではなく、各実施の形態の構成を適宜組み合わせたものや置換したものについても本発明に含まれるものである。また、当業者の知識に基づいて各種の設計変更等の変形を各実施の形態に対して加えることも可能であり、そのような変形が加えられた実施の形態も本発明の範囲に含まれうる。

第１の実施の形態に係るドラムブレーキの概略構成図である。 図１に示されるドラムブレーキのＡ−Ａ断面の要部を示す拡大部分断面図である。 図１におけるＢ−Ｂ断面の要部を示す拡大部分断面図である。 図１におけるＣ−Ｃ断面の要部を示す拡大部分断面図である。 ブレーキドラムの内周が真円と楕円の場合を比較した模式図である。 比較例として第１ブレーキライニングおよび第２ブレーキライニングが同位相で配置されている場合の制動トルクの変動を説明するための図である。 楕円のブレーキドラムの内周に第１ブレーキライニングおよび第２ブレーキライニングが逆位相で配置されている状態を示す模式図である。 図７に示すように第１ブレーキライニングおよび第２ブレーキライニングが逆位相で配置されている場合の制動トルクの変動を説明するための図である。 ブレーキドラムの一端側と他端側で楕円形状が異なる場合を示す模式図である。 図９に示す変形を説明するためのブレーキドラムの断面模式図である。 比較例として図９に示す変形が生じたブレーキドラムに対して第１ブレーキライニングおよび第２ブレーキライニングが逆位相で配置されている場合の制動トルクの変動を説明するための図である。 第２の実施の形態に係る第１ブレーキライニングおよび第２ブレーキライニングの歪み量と応力との関係を示した図である。

符号の説明

２ ドラムブレーキ、 ４ ブレーキドラム、 ６ ブレーキシュー、 ６ａ 第１ブレーキシュー、 ６ｂ 第２ブレーキシュー、 １２ａ 第１ブレーキライニング、 １２ｂ 第２ブレーキライニング、 １０４ ブレーキドラム、 １０６ａ 第１ブレーキシュー、 １０６ｂ 第２ブレーキシュー、 １１２ａ 第１ブレーキライニング、 １１２ｂ 第２ブレーキライニング。

Claims (2)

1. 一端が開かれているとともに他端に底面が形成されている円筒状のブレーキドラムの内周面に、複数対のブレーキシューを押し付けることにより制動力を発生するドラムブレーキにおいて、
   前記複数対のブレーキシューは、相対的にブレーキドラムの一端側に配置された一対の第１ブレーキシューと、相対的にブレーキドラムの他端側に配置された一対の第２ブレーキシューとを含み、
   前記第１ブレーキシューは、ブレーキ操作に応じて前記内周面に接触する第１ブレーキライニングを有し、
   前記第２ブレーキシューは、前記第１ブレーキライニングに対してブレーキドラムの回転方向に所定角度位相をずらした位置に配置されるとともにブレーキ操作に応じて前記内周面に接触する第２ブレーキライニングを有し、
   前記第１ブレーキライニングは、前記第２ブレーキライニングに比べてヤング率が低いことを特徴とするドラムブレーキ。
2. 前記一対の第１ブレーキシューに押圧力を付与するための第１ホイールシリンダと、
   前記一対の第２ブレーキシューに押圧力を付与するための第２ホイールシリンダとを更に備え、
   前記第２ブレーキシューは、前記第１ブレーキライニングに対してブレーキドラムの回転方向に実質的に９０°位相をずらした位置に配置されている第２ブレーキライニングを有することを特徴とする請求項１に記載のドラムブレーキ。

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