JP3658882B2 - ディスクブレーキ用ディスクロータ - Google Patents
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Description
【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は、車輪と共に回転するディスクロータを一対のブレーキパッドで両側から挟み込むことにより制動を行うディスクブレーキに使用するディスクロータに関し、特にブレーキ鳴きを防止するようにしたものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来のディスクブレーキ用ディスクロータとしては、例えば特開昭５８−２００８２７号公報（以下、第１従来例と称す）、特開昭５９−１７０３５号公報（以下、第２従来例と称す）及び特開平７−１２１５１号公報（以下、第３従来例と称す）に記載されたものがある。
【０００３】
第１従来例は、制動時のディスクロータにおけるパッド押圧部が常に加振点となってロータ面外振動モードが空間固定となることによりブレーキ鳴きが発生するものと考え、面外振動モードの腹の数に合わせて冷却フィンの間隔及び幅の何れか一つを３〜７回周期的に変化させることにより特定の鳴き音の発生を防止するようにしている。
【０００４】
第２従来例も、上記第１従来例と同様にブレーキ鳴きの原因として制動時のディスクロータにおけるパッド押圧部が常に加振点となってロータ面外振動モードが空間固定となることを考え、環状摺動板部の１直径に沿う部位の剛性を他の部位の剛性に比較して所定量低くすることによりと全ての直径節の定常な振動モードの発生を防止してブレーキ鳴きを低減させるようにしている。
【０００５】
第３従来例は、第１従来例及び第２従来例とは異なり、ロータの面内振動がハット部に拘束され、摺動部の面外振動が発生することによりブレーキ鳴きが発生すると考え、この対策として、ハット部と摺動部とを連設する円筒状の縦壁部にその剛性を下げる剛性低下部を設けることにより、ブレーキ鳴きを大幅に低減させるようにしている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記第１及び第２従来例にあっては、制動時のパッド押圧部が常に加振点となってロータ面外振動が空間固定となっていることがブレーキ鳴きの原因として、１直径に沿う部位の剛性を他の部位より低くするか、冷却フィンの間隔及び幅の何れか一方を周期的に変化させて直径節共振での曲げ振動を抑制するようにしているが、これだけではブレーキ鳴きの十分な抑制効果を発揮することができないという未解決の課題がある。
【０００７】
また、第３従来例にあっては、摺動部の面振変動即ち軸方向振動がハット部と摺動部とを連設する縦壁部で摺動部が拘束されるために発生し、これがブレーキ鳴きの原因となるものとして、縦壁部にその剛性を低下させる剛性低下部を形成するようにしているが、これでもブレーキ鳴きに対して十分な抑制効果を発揮することができないと共に、縦壁部の剛性が低下している分例えば６ＫＨｚ以下の低周波鳴きに対しては、ロータ摺動部の剪断方向振動、捩じり方向振動が増大するため鳴きが悪化するという未解決の課題がある。
【０００８】
そこで、本発明は、上記従来例の未解決の課題に着目してなされたものであり、ブレーキ鳴きの発生原因を解析したことによりブレーキ鳴きを確実に防止することができるディスクブレーキ用ディスクロータを提供することを目的としている。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１に係る発明は、一対のブレーキパッドによって挟圧される環状摺動板部を外周縁に備えているディスクブレーキ用ディスクロータにおいて、前記環状摺動板部の曲げ剛性を調整することにより、前記環状摺動板部のロータ面内方向固有振動数の周波数より低周波側にあり、非制動時に対し制動時には周波数が上昇するロータ面外方向固有振動数の周波数を、ロータ面内方向固有振動数の周波数から離間させるにあたり、制動時にロータ面外方向固有振動数の周波数がロータ面内方向固有振動数の周波数に近づいたときに生じるブレーキ鳴きを抑制できる周波数以上、非制動時のロータ面外方向固有振動数の周波数を前記ロータ面内方向固有振動数の周波数に対して低周波側に離間させたことを特徴としている。
【００１１】
また、請求項２に係る発明は、請求項１の発明において、前記環状摺動板部の曲げ剛性は板厚を変更することにより調整するようにしたことを特徴としている。
【００１２】
さらに、請求項３に係る発明は、請求項１に係る発明において、前記環状摺動板部の曲げ剛性は環状摺動板部に形成したベンチホールを形成するリブの幅及び本数の何れか一方を変更することにより調整するようにしたことを特徴としている。
【００１３】
本発明においては、本願発明者がディスクロータの環状摺動部に軸方向加振及び接線方向加振を行って、環状摺動部に軸方向の面内振動及び接線方向の面外振動を発生させて種々の解析を行ったところ、ディスクロータの環状摺動部には、軸方向加振点応答関数には面外方向固有モードが大きく励起されて複数の周波数でピークを有するロータ面外方向固有振動数が存在すると共に、接線方向加振点応答関数には面内方向固有モードが大きく励起されて複数の周波数でピークを有するロータ面内方向固有振動数が存在し、面外方向固有振動数と面内方向交遊振動数の周波数は一般のディスクロータ単体では互いに６００Ｈｚ〜７００Ｈｚ程度離れており、互いに共振系を構成することはない。
【００１４】
ところが、制動時にディスクロータの環状摺動部に一対のパッド部が当接してこれらに液圧が付加されると、面外固有振動数が５００Ｈｚ程度上昇すると共に、摩擦係数によっても面外固有振動数が１００Ｈｚ程度上昇することになり、この面外固有振動数の増加によって面内固有振動数に近づき両者で連成振動を発生し共振系が構成されて耳障りな例えば６ＫＨｚを超える高周波ブレーキ鳴きが発生することが判明した。
【００１５】
本発明は、上記知見に基づいてなされたものであり、ディスクロータの面外固有振動数と面内固有振動数とを制動時の面外固有振動数の増加によって連成振動を発生しない周波数分離間させることにより、連成振動の発生を抑制するようにしたものである。
【００１８】
【発明の効果】
請求項１に係る発明によれば、ロータ面外方向固有振動数を前記環状摺動板部の曲げ剛性を調整することにより、前記環状摺動板部のロータ面内方向固有振動数の周波数より低周波側にあり、非制動時に対し制動時には周波数が上昇するロータ面外方向固有振動数の周波数を、ロータ面内方向固有振動数の周波数から離間させるにあたり、制動時にロータ面外方向固有振動数の周波数がロータ面内方向固有振動数の周波数に近づいたときに生じるブレーキ鳴きを抑制できる周波数以上、非制動時のロータ面外方向固有振動数の周波数を前記ロータ面内方向固有振動数の周波数に対して低周波側に離間させたので、ブレーキ鳴きの発生を防止することができると共に、ハット部と連接する縦壁部の形状を変化させないので、低周波鳴きの悪化を生じることも確実に防止することができるという効果が得られる。
【００１９】
また、請求項２に係る発明によれば、環状摺動板部の曲げ剛性を板厚を変更することにより調整するので、冷却性能に影響を与えることなく面外方向固有振動数の調整幅を大きくとることができるという効果が得られる。
【００２０】
さらに、請求項３に係る発明によれば、環状摺動板部の曲げ剛性は環状摺動板部に形成したベンチホールを形成するリブの幅及び本数の何れか一方を変更することにより調整するので、板厚を変更する場合のように大きな重量変化を伴うことなく曲げ剛性を調整することができるという効果が得られる。
【００２１】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。
図１は本発明を適用し得るディスクブレーキを示す断面図である。
【００２２】
図中、１はディスクブレーキであって、車輪に取付けられてこれと一体に回転するディスクロータ２と、このディスクロータ２の環状摺動板部２ａを挟んで対向するブレーキパッド３Ａ，３Ｂと、これらブレーキパッド３Ａ，３Ｂを支持するシリンダボディ４と、このシリンダボディ４に内装されて一方のブレーキパッド３Ｂを支持するピストン５とを備えている。
【００２３】
ディスクロータ２は、図２に示すように、ディスクパッド３Ａ，３Ｂが摺動接触する環状摺動板部２ａと、この環状摺動板部２ａの内周縁に一体に形成された円筒板部２ｂと、この円筒板部２ｂの自由端側に一体に形成された中心開口２ｃを有すると共に、ホイールハブ（図示せず）を取付けるための取付孔２ｄを有する環状取付板部２ｅとで構成されている。
【００２４】
ここで、ディスクロータ２の環状摺動板部２ａの軸方向即ち面外方向の固有振動数は７節直径モードで７５７５Ｈｚに選定され、接線方向即ち面内方向の固有振動数は回転１次モードで８４７５Ｈｚに選定され、両者の差である離間周波数が９００Ｈｚに選定されている。
【００２５】
このように離間周波数を９００Ｈｚに選定した理由は、以下の通りである。
すなわち、本発明者は図３に示すようにディスクロータ２の面外方向（軸方向）固有振動数及び面内方向（接線方向）固有振動数をインパクト加振試験によって種々測定した。
【００２６】
このインパクト加振試験は、面内方向については直径及び高さとも５ｍｍ程度の鋼鉄製円柱を環状摺動板部２ａの外周面に瞬間接着材で接着しその円柱を１５ＫＨｚまでの周波数特性を有する軽量インパクトハンマーで加振し、面外方向については１５ＫＨｚまでの周波数特性を有する軽量インパクトハンマーで加振し、これらの応答を軽量加速度計で計測し、これをＦＦＴ（高速フーリエ変換装置）で周波数分析することにより行った。
【００２７】
ここで、ロータ面外方向固有振動数については、軸方向加振点応答関数には、面外方向固有モードが大きく励起されているため、図４に示すように、ピークを有する周波数をロータ面外方向固有振動数として特定し、同様にロータ面内方向固有振動数については、接線方向加振点応答関数には、面内方向固有モードが大きく励起されているため、図５に示すようにピークを有する周波数をロータ面内方向固有振動数として特定した。
【００２８】
そして、種々の実験を行って、理論解析及び実験解析を行った結果、ブレーキ鳴き発生のメカニズムは、ロータ面外方向固有振動数と可聴域の面内方向固有振動数が連成することによってブレーキ系が不安定になり２〜１６ＫＨｚの耳障りな異音であるブレーキ鳴きが発生することを知見した。
【００２９】
すなわち、ブレーキ鳴きを発生するディスクロータは、例えば面外固有振動数が６節直径モードで８９００Ｈｚ及び面内固有振動数が回転１次モードで９０５０Ｈｚで両者の離間周波数が１５０Ｈｚのもの、面外固有振動数が６節直径モードで７５５０Ｈｚ及び面内固有振動数が回転１次モードで７９２０Ｈｚで両者の離間周波数が３７０Ｈｚのもの、面外固有振動数が８節直径モードで１１４５０Ｈｚ及び面内固有振動数が回転２次モードで１２２２５Ｈｚで両者の離間周波数が７７５Ｈｚのものがあった。
【００３０】
これらの結果から、ブレーキ鳴きを発生するディスクロータは、面外固有振動数と可聴域の面内固有振動数との周波数差が８００Ｈｚ未満に設定されるものであることが確認された。
【００３１】
ここで、ブレーキ鳴きを発生するメカニズムとしては、ディスクロータ単体では、面外固有振動数と面内固有振動数とは、最低でも１５０Ｈｚ離間しているので、非制動時には両者の振動系が連成して振動することはないが、制動時にピストン５に液圧を付加してブレーキパッド３Ａ，３Ｂをディスクロータ２の環状摺動板部２ａに摺動接触させると、環状摺動板部２ａの面内固有振動数はほとんど変化しないが、面外固有振動数は５００Ｈｚ程度上昇し、且つブレーキパッド３Ａ，３Ｂとの摩擦係数によっても１００Ｈｚ程度上昇することが分かり、これによって面外固有振動数と面内固有振動数とが互いに連成して振動を発生し、これがブレーキ鳴きとなることが知見された。
【００３２】
したがって、ブレーキ鳴きを防止するためには、ディスクロータ２における環状摺動板部２ａの面外固有振動数と面内固有振動数とを少なくとも８００Ｈｚ以上好ましくは９００Ｈｚ以上離間させればよいことが確認された。
【００３３】
ここで、面外固有振動数と面内固有振動数とを８００Ｈｚ以上離間させるには、前述したように、面外方向固有振動数及び面内方向固有振動数は共に図４及び図５に示すように、１つの周波数ではなく複数の周波数で存在するので、１つの面外方向固有振動数を例えば可聴域となる１次の面内方向固有振動数から８００Ｈｚ以上となる大きな周波数分離間させた結果、他の面外方向固有振動数が１次又は２次面内方向固有振動数に８００Ｈｚ未満に近づいた場合には、制動時に連成振動を生じることになるため、この点を考慮して面外方向固有振動数と面内方向固有振動数とを選定する必要がある。
【００３４】
ところで、面内方向固有振動数は、環状摺動板部２ａの外径Ｄ1 が決定されると自ら定まり、環状摺動板部２ａの板厚の変化には影響されないが、面外方向固有振動数は環状摺動部の曲げ剛性に大きく影響されることが実験から知見された。
【００３５】
このため、ブレーキ鳴きを生じないディスクロータ２を製作するには、先ず、環状摺動板部２ａの外径Ｄ1 を決定し、これによって定まる面内方向固有振動数に対して、環状摺動板部２ａの板厚を調整することにより、面外方向固有振動数を連成振動を生じない離間周波数８００Ｈｚ以上好ましくは９００Ｈｚ以上離間させる。
【００３６】
上記を考慮して、ディスクロータ２の環状摺動板部２ａの外径Ｄ1 を２７８ｍｍ、内径Ｄ2 を１５４ｍｍ、板厚ｔ1 を９ｍｍに選定すると共に、参考までに円筒板部２ｂの外径Ｄ3 を１６３ｍｍ、板厚ｔ2 を４．５ｍｍ、高さＨを３０．５ｍｍに選定し、環状取付板部２ｅの板厚ｔ3 を５ｍｍに選定したときに、前述したように環状摺動板部２ａのロータ面外方向固有振動数が７節直径モードで７５７５Ｈｚ、ロータ面内方向固有振動数が回転１次で８５７５Ｈｚとなり、両者の離間周波数が９００Ｈｚとなり、制動時のブレーキ鳴きを確実に防止することができた。
【００３７】
このように、上記実施形態によると、環状摺動部２ａの外径Ｄ1 を決定することにより、面内方向固有振動数が定まった状態で、環状摺動部２ａの板厚ｔを調整して、環状摺動部２ａの曲げ剛性を変化させることにより、面外方向固有振動数を面内方向固有振動数との離間周波数が制動時に連成振動を生じない周波数即ち８００Ｈｚ以上好ましくは９００Ｈｚ以上となるように選定することにより、高周波域でのブレーキ鳴きを確実に防止することができる。
【００３８】
そして、このブレーキ鳴きを防止するためには、環状摺動部２ａの板厚を調整するだけでよく、円筒板部２ｂには剛性低下部を形成する必要がないので、前述した第３従来例のように低周波数域でのブレーキ鳴きを生じることもない。
【００３９】
また、環状摺動板部２ａの板厚を調整することにより、曲げ剛性を変更して、面外方向固有振動数を調整するので、冷却性能に影響を与えることなく面外方向固有振動数の調整幅を大きくとることができる。
【００４０】
なお、上記実施形態においては、環状摺動部２ａが円板状であり、板厚を調整することにより、曲げ剛性を変更して面外方向固有振動数を調整する場合について説明したが、これに限定されるものではなく、環状摺動部２ａのブレーキパッド３Ａ，３Ｂが摺接する円周領域とそれ以外の領域とを異なる厚みとすることにより、曲げ剛性を変化させたり、環状摺動板部２ａの板厚を均一とするが、ブレーキパッド３Ａ，３Ｂが摺接しない内周側領域に内周縁から切り込みを入れたり、前後面に溝を形成することにより曲げ剛性を変化させることもできる。
【００４１】
また、上記実施形態においては、環状摺動板部２ａが中実円板状であるディスクロータに本発明を適用した場合について説明したが、これに限定されるものではなく、図６（ａ），（ｂ）に示すように、環状摺動板部２ａに、内周面から外周面に貫通する放射状の多数のベンチホール１１を形成したベンチレーテッドロータ１２にも本発明を適用することができ、この場合には、図６（ｂ）に示すように、ベンチホール１１を形成するリブ１３の軸方向高さｔr とこれを挟む板部１２ａ，１２ｂの板厚ｔa,ｔb とを変更することにより、環状摺動板部２ａの曲げ剛性を調整することができる他、ペンチホール１１を形成するリブ１３の幅ｗ又はリブ本数を変更することによっても環状摺動板部２ａの曲げ剛性を調整することができ、これによって面外方向固有振動数を調整することができ、この場合には、板厚を変更する場合のように大きな重量変化を伴うことなく曲げ剛性を調整することが可能となる。
【００４２】
この図６の例では、環状摺動板部２ａの外径Ｄ1 を２８０ｍｍ、内径Ｄ2 を１６０ｍｍ、板厚ｔa 及びｔb を１０ｍｍ、リブ高さｔr を８ｍｍ、円筒板部２ｃの外径Ｄ3 を１５４ｍｍ、板厚ｔ2 を５ｍｍ、高さＨを１８ｍｍ、環状取付板部２ｅの板厚ｔ3 を７．５ｍｍに設定することにより、面外方向固有振動数が５節直径モードで６７２５Ｈｚ、面内方向固有振動数を回転１次モードが８０７５Ｈｚとなって、両者の離間周波数は１３５０Ｈｚとなり、ブレーキ鳴きを確実に防止することができた。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明を適用したディスクブレーキを示す断面図である。
【図２】本発明のディスクブレーキ用ディスクロータを示す図であって、（ａ）は正面図、（ｂ）は断面図である。
【図３】ディスクロータのインパクト加振試験方法の説明に供する斜視図である。
【図４】ロータ面外方向固有振動数の説明に供する軸方向加振時の周波数と伝達関数との関係を示す特性線図である。
【図５】ロータ面内方向固有振動数の説明に供する接線方向加振時の周波数と伝達関数との関係を示す特性線図である。
【図６】ディスクブレーキの他の実施形態を示す図であって、（ａ）は正面図、（ｂ）は断面図である。
【符号の説明】
１ ディスクブレーキ
２ ディスクロータ
２ａ 環状摺動板部
２ｂ 円筒板部
２ｅ 環状取付板部
３Ａ，３Ｂ ブレーキパッド
４ シリンダボディ
５ ピストン
１１ ベンチホール
１２ ベンチレーテッドロータ
１３ リブ
【産業上の利用分野】
本発明は、車輪と共に回転するディスクロータを一対のブレーキパッドで両側から挟み込むことにより制動を行うディスクブレーキに使用するディスクロータに関し、特にブレーキ鳴きを防止するようにしたものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来のディスクブレーキ用ディスクロータとしては、例えば特開昭５８−２００８２７号公報（以下、第１従来例と称す）、特開昭５９−１７０３５号公報（以下、第２従来例と称す）及び特開平７−１２１５１号公報（以下、第３従来例と称す）に記載されたものがある。
【０００３】
第１従来例は、制動時のディスクロータにおけるパッド押圧部が常に加振点となってロータ面外振動モードが空間固定となることによりブレーキ鳴きが発生するものと考え、面外振動モードの腹の数に合わせて冷却フィンの間隔及び幅の何れか一つを３〜７回周期的に変化させることにより特定の鳴き音の発生を防止するようにしている。
【０００４】
第２従来例も、上記第１従来例と同様にブレーキ鳴きの原因として制動時のディスクロータにおけるパッド押圧部が常に加振点となってロータ面外振動モードが空間固定となることを考え、環状摺動板部の１直径に沿う部位の剛性を他の部位の剛性に比較して所定量低くすることによりと全ての直径節の定常な振動モードの発生を防止してブレーキ鳴きを低減させるようにしている。
【０００５】
第３従来例は、第１従来例及び第２従来例とは異なり、ロータの面内振動がハット部に拘束され、摺動部の面外振動が発生することによりブレーキ鳴きが発生すると考え、この対策として、ハット部と摺動部とを連設する円筒状の縦壁部にその剛性を下げる剛性低下部を設けることにより、ブレーキ鳴きを大幅に低減させるようにしている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記第１及び第２従来例にあっては、制動時のパッド押圧部が常に加振点となってロータ面外振動が空間固定となっていることがブレーキ鳴きの原因として、１直径に沿う部位の剛性を他の部位より低くするか、冷却フィンの間隔及び幅の何れか一方を周期的に変化させて直径節共振での曲げ振動を抑制するようにしているが、これだけではブレーキ鳴きの十分な抑制効果を発揮することができないという未解決の課題がある。
【０００７】
また、第３従来例にあっては、摺動部の面振変動即ち軸方向振動がハット部と摺動部とを連設する縦壁部で摺動部が拘束されるために発生し、これがブレーキ鳴きの原因となるものとして、縦壁部にその剛性を低下させる剛性低下部を形成するようにしているが、これでもブレーキ鳴きに対して十分な抑制効果を発揮することができないと共に、縦壁部の剛性が低下している分例えば６ＫＨｚ以下の低周波鳴きに対しては、ロータ摺動部の剪断方向振動、捩じり方向振動が増大するため鳴きが悪化するという未解決の課題がある。
【０００８】
そこで、本発明は、上記従来例の未解決の課題に着目してなされたものであり、ブレーキ鳴きの発生原因を解析したことによりブレーキ鳴きを確実に防止することができるディスクブレーキ用ディスクロータを提供することを目的としている。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１に係る発明は、一対のブレーキパッドによって挟圧される環状摺動板部を外周縁に備えているディスクブレーキ用ディスクロータにおいて、前記環状摺動板部の曲げ剛性を調整することにより、前記環状摺動板部のロータ面内方向固有振動数の周波数より低周波側にあり、非制動時に対し制動時には周波数が上昇するロータ面外方向固有振動数の周波数を、ロータ面内方向固有振動数の周波数から離間させるにあたり、制動時にロータ面外方向固有振動数の周波数がロータ面内方向固有振動数の周波数に近づいたときに生じるブレーキ鳴きを抑制できる周波数以上、非制動時のロータ面外方向固有振動数の周波数を前記ロータ面内方向固有振動数の周波数に対して低周波側に離間させたことを特徴としている。
【００１１】
また、請求項２に係る発明は、請求項１の発明において、前記環状摺動板部の曲げ剛性は板厚を変更することにより調整するようにしたことを特徴としている。
【００１２】
さらに、請求項３に係る発明は、請求項１に係る発明において、前記環状摺動板部の曲げ剛性は環状摺動板部に形成したベンチホールを形成するリブの幅及び本数の何れか一方を変更することにより調整するようにしたことを特徴としている。
【００１３】
本発明においては、本願発明者がディスクロータの環状摺動部に軸方向加振及び接線方向加振を行って、環状摺動部に軸方向の面内振動及び接線方向の面外振動を発生させて種々の解析を行ったところ、ディスクロータの環状摺動部には、軸方向加振点応答関数には面外方向固有モードが大きく励起されて複数の周波数でピークを有するロータ面外方向固有振動数が存在すると共に、接線方向加振点応答関数には面内方向固有モードが大きく励起されて複数の周波数でピークを有するロータ面内方向固有振動数が存在し、面外方向固有振動数と面内方向交遊振動数の周波数は一般のディスクロータ単体では互いに６００Ｈｚ〜７００Ｈｚ程度離れており、互いに共振系を構成することはない。
【００１４】
ところが、制動時にディスクロータの環状摺動部に一対のパッド部が当接してこれらに液圧が付加されると、面外固有振動数が５００Ｈｚ程度上昇すると共に、摩擦係数によっても面外固有振動数が１００Ｈｚ程度上昇することになり、この面外固有振動数の増加によって面内固有振動数に近づき両者で連成振動を発生し共振系が構成されて耳障りな例えば６ＫＨｚを超える高周波ブレーキ鳴きが発生することが判明した。
【００１５】
本発明は、上記知見に基づいてなされたものであり、ディスクロータの面外固有振動数と面内固有振動数とを制動時の面外固有振動数の増加によって連成振動を発生しない周波数分離間させることにより、連成振動の発生を抑制するようにしたものである。
【００１８】
【発明の効果】
請求項１に係る発明によれば、ロータ面外方向固有振動数を前記環状摺動板部の曲げ剛性を調整することにより、前記環状摺動板部のロータ面内方向固有振動数の周波数より低周波側にあり、非制動時に対し制動時には周波数が上昇するロータ面外方向固有振動数の周波数を、ロータ面内方向固有振動数の周波数から離間させるにあたり、制動時にロータ面外方向固有振動数の周波数がロータ面内方向固有振動数の周波数に近づいたときに生じるブレーキ鳴きを抑制できる周波数以上、非制動時のロータ面外方向固有振動数の周波数を前記ロータ面内方向固有振動数の周波数に対して低周波側に離間させたので、ブレーキ鳴きの発生を防止することができると共に、ハット部と連接する縦壁部の形状を変化させないので、低周波鳴きの悪化を生じることも確実に防止することができるという効果が得られる。
【００１９】
また、請求項２に係る発明によれば、環状摺動板部の曲げ剛性を板厚を変更することにより調整するので、冷却性能に影響を与えることなく面外方向固有振動数の調整幅を大きくとることができるという効果が得られる。
【００２０】
さらに、請求項３に係る発明によれば、環状摺動板部の曲げ剛性は環状摺動板部に形成したベンチホールを形成するリブの幅及び本数の何れか一方を変更することにより調整するので、板厚を変更する場合のように大きな重量変化を伴うことなく曲げ剛性を調整することができるという効果が得られる。
【００２１】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。
図１は本発明を適用し得るディスクブレーキを示す断面図である。
【００２２】
図中、１はディスクブレーキであって、車輪に取付けられてこれと一体に回転するディスクロータ２と、このディスクロータ２の環状摺動板部２ａを挟んで対向するブレーキパッド３Ａ，３Ｂと、これらブレーキパッド３Ａ，３Ｂを支持するシリンダボディ４と、このシリンダボディ４に内装されて一方のブレーキパッド３Ｂを支持するピストン５とを備えている。
【００２３】
ディスクロータ２は、図２に示すように、ディスクパッド３Ａ，３Ｂが摺動接触する環状摺動板部２ａと、この環状摺動板部２ａの内周縁に一体に形成された円筒板部２ｂと、この円筒板部２ｂの自由端側に一体に形成された中心開口２ｃを有すると共に、ホイールハブ（図示せず）を取付けるための取付孔２ｄを有する環状取付板部２ｅとで構成されている。
【００２４】
ここで、ディスクロータ２の環状摺動板部２ａの軸方向即ち面外方向の固有振動数は７節直径モードで７５７５Ｈｚに選定され、接線方向即ち面内方向の固有振動数は回転１次モードで８４７５Ｈｚに選定され、両者の差である離間周波数が９００Ｈｚに選定されている。
【００２５】
このように離間周波数を９００Ｈｚに選定した理由は、以下の通りである。
すなわち、本発明者は図３に示すようにディスクロータ２の面外方向（軸方向）固有振動数及び面内方向（接線方向）固有振動数をインパクト加振試験によって種々測定した。
【００２６】
このインパクト加振試験は、面内方向については直径及び高さとも５ｍｍ程度の鋼鉄製円柱を環状摺動板部２ａの外周面に瞬間接着材で接着しその円柱を１５ＫＨｚまでの周波数特性を有する軽量インパクトハンマーで加振し、面外方向については１５ＫＨｚまでの周波数特性を有する軽量インパクトハンマーで加振し、これらの応答を軽量加速度計で計測し、これをＦＦＴ（高速フーリエ変換装置）で周波数分析することにより行った。
【００２７】
ここで、ロータ面外方向固有振動数については、軸方向加振点応答関数には、面外方向固有モードが大きく励起されているため、図４に示すように、ピークを有する周波数をロータ面外方向固有振動数として特定し、同様にロータ面内方向固有振動数については、接線方向加振点応答関数には、面内方向固有モードが大きく励起されているため、図５に示すようにピークを有する周波数をロータ面内方向固有振動数として特定した。
【００２８】
そして、種々の実験を行って、理論解析及び実験解析を行った結果、ブレーキ鳴き発生のメカニズムは、ロータ面外方向固有振動数と可聴域の面内方向固有振動数が連成することによってブレーキ系が不安定になり２〜１６ＫＨｚの耳障りな異音であるブレーキ鳴きが発生することを知見した。
【００２９】
すなわち、ブレーキ鳴きを発生するディスクロータは、例えば面外固有振動数が６節直径モードで８９００Ｈｚ及び面内固有振動数が回転１次モードで９０５０Ｈｚで両者の離間周波数が１５０Ｈｚのもの、面外固有振動数が６節直径モードで７５５０Ｈｚ及び面内固有振動数が回転１次モードで７９２０Ｈｚで両者の離間周波数が３７０Ｈｚのもの、面外固有振動数が８節直径モードで１１４５０Ｈｚ及び面内固有振動数が回転２次モードで１２２２５Ｈｚで両者の離間周波数が７７５Ｈｚのものがあった。
【００３０】
これらの結果から、ブレーキ鳴きを発生するディスクロータは、面外固有振動数と可聴域の面内固有振動数との周波数差が８００Ｈｚ未満に設定されるものであることが確認された。
【００３１】
ここで、ブレーキ鳴きを発生するメカニズムとしては、ディスクロータ単体では、面外固有振動数と面内固有振動数とは、最低でも１５０Ｈｚ離間しているので、非制動時には両者の振動系が連成して振動することはないが、制動時にピストン５に液圧を付加してブレーキパッド３Ａ，３Ｂをディスクロータ２の環状摺動板部２ａに摺動接触させると、環状摺動板部２ａの面内固有振動数はほとんど変化しないが、面外固有振動数は５００Ｈｚ程度上昇し、且つブレーキパッド３Ａ，３Ｂとの摩擦係数によっても１００Ｈｚ程度上昇することが分かり、これによって面外固有振動数と面内固有振動数とが互いに連成して振動を発生し、これがブレーキ鳴きとなることが知見された。
【００３２】
したがって、ブレーキ鳴きを防止するためには、ディスクロータ２における環状摺動板部２ａの面外固有振動数と面内固有振動数とを少なくとも８００Ｈｚ以上好ましくは９００Ｈｚ以上離間させればよいことが確認された。
【００３３】
ここで、面外固有振動数と面内固有振動数とを８００Ｈｚ以上離間させるには、前述したように、面外方向固有振動数及び面内方向固有振動数は共に図４及び図５に示すように、１つの周波数ではなく複数の周波数で存在するので、１つの面外方向固有振動数を例えば可聴域となる１次の面内方向固有振動数から８００Ｈｚ以上となる大きな周波数分離間させた結果、他の面外方向固有振動数が１次又は２次面内方向固有振動数に８００Ｈｚ未満に近づいた場合には、制動時に連成振動を生じることになるため、この点を考慮して面外方向固有振動数と面内方向固有振動数とを選定する必要がある。
【００３４】
ところで、面内方向固有振動数は、環状摺動板部２ａの外径Ｄ1 が決定されると自ら定まり、環状摺動板部２ａの板厚の変化には影響されないが、面外方向固有振動数は環状摺動部の曲げ剛性に大きく影響されることが実験から知見された。
【００３５】
このため、ブレーキ鳴きを生じないディスクロータ２を製作するには、先ず、環状摺動板部２ａの外径Ｄ1 を決定し、これによって定まる面内方向固有振動数に対して、環状摺動板部２ａの板厚を調整することにより、面外方向固有振動数を連成振動を生じない離間周波数８００Ｈｚ以上好ましくは９００Ｈｚ以上離間させる。
【００３６】
上記を考慮して、ディスクロータ２の環状摺動板部２ａの外径Ｄ1 を２７８ｍｍ、内径Ｄ2 を１５４ｍｍ、板厚ｔ1 を９ｍｍに選定すると共に、参考までに円筒板部２ｂの外径Ｄ3 を１６３ｍｍ、板厚ｔ2 を４．５ｍｍ、高さＨを３０．５ｍｍに選定し、環状取付板部２ｅの板厚ｔ3 を５ｍｍに選定したときに、前述したように環状摺動板部２ａのロータ面外方向固有振動数が７節直径モードで７５７５Ｈｚ、ロータ面内方向固有振動数が回転１次で８５７５Ｈｚとなり、両者の離間周波数が９００Ｈｚとなり、制動時のブレーキ鳴きを確実に防止することができた。
【００３７】
このように、上記実施形態によると、環状摺動部２ａの外径Ｄ1 を決定することにより、面内方向固有振動数が定まった状態で、環状摺動部２ａの板厚ｔを調整して、環状摺動部２ａの曲げ剛性を変化させることにより、面外方向固有振動数を面内方向固有振動数との離間周波数が制動時に連成振動を生じない周波数即ち８００Ｈｚ以上好ましくは９００Ｈｚ以上となるように選定することにより、高周波域でのブレーキ鳴きを確実に防止することができる。
【００３８】
そして、このブレーキ鳴きを防止するためには、環状摺動部２ａの板厚を調整するだけでよく、円筒板部２ｂには剛性低下部を形成する必要がないので、前述した第３従来例のように低周波数域でのブレーキ鳴きを生じることもない。
【００３９】
また、環状摺動板部２ａの板厚を調整することにより、曲げ剛性を変更して、面外方向固有振動数を調整するので、冷却性能に影響を与えることなく面外方向固有振動数の調整幅を大きくとることができる。
【００４０】
なお、上記実施形態においては、環状摺動部２ａが円板状であり、板厚を調整することにより、曲げ剛性を変更して面外方向固有振動数を調整する場合について説明したが、これに限定されるものではなく、環状摺動部２ａのブレーキパッド３Ａ，３Ｂが摺接する円周領域とそれ以外の領域とを異なる厚みとすることにより、曲げ剛性を変化させたり、環状摺動板部２ａの板厚を均一とするが、ブレーキパッド３Ａ，３Ｂが摺接しない内周側領域に内周縁から切り込みを入れたり、前後面に溝を形成することにより曲げ剛性を変化させることもできる。
【００４１】
また、上記実施形態においては、環状摺動板部２ａが中実円板状であるディスクロータに本発明を適用した場合について説明したが、これに限定されるものではなく、図６（ａ），（ｂ）に示すように、環状摺動板部２ａに、内周面から外周面に貫通する放射状の多数のベンチホール１１を形成したベンチレーテッドロータ１２にも本発明を適用することができ、この場合には、図６（ｂ）に示すように、ベンチホール１１を形成するリブ１３の軸方向高さｔr とこれを挟む板部１２ａ，１２ｂの板厚ｔa,ｔb とを変更することにより、環状摺動板部２ａの曲げ剛性を調整することができる他、ペンチホール１１を形成するリブ１３の幅ｗ又はリブ本数を変更することによっても環状摺動板部２ａの曲げ剛性を調整することができ、これによって面外方向固有振動数を調整することができ、この場合には、板厚を変更する場合のように大きな重量変化を伴うことなく曲げ剛性を調整することが可能となる。
【００４２】
この図６の例では、環状摺動板部２ａの外径Ｄ1 を２８０ｍｍ、内径Ｄ2 を１６０ｍｍ、板厚ｔa 及びｔb を１０ｍｍ、リブ高さｔr を８ｍｍ、円筒板部２ｃの外径Ｄ3 を１５４ｍｍ、板厚ｔ2 を５ｍｍ、高さＨを１８ｍｍ、環状取付板部２ｅの板厚ｔ3 を７．５ｍｍに設定することにより、面外方向固有振動数が５節直径モードで６７２５Ｈｚ、面内方向固有振動数を回転１次モードが８０７５Ｈｚとなって、両者の離間周波数は１３５０Ｈｚとなり、ブレーキ鳴きを確実に防止することができた。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明を適用したディスクブレーキを示す断面図である。
【図２】本発明のディスクブレーキ用ディスクロータを示す図であって、（ａ）は正面図、（ｂ）は断面図である。
【図３】ディスクロータのインパクト加振試験方法の説明に供する斜視図である。
【図４】ロータ面外方向固有振動数の説明に供する軸方向加振時の周波数と伝達関数との関係を示す特性線図である。
【図５】ロータ面内方向固有振動数の説明に供する接線方向加振時の周波数と伝達関数との関係を示す特性線図である。
【図６】ディスクブレーキの他の実施形態を示す図であって、（ａ）は正面図、（ｂ）は断面図である。
【符号の説明】
１ ディスクブレーキ
２ ディスクロータ
２ａ 環状摺動板部
２ｂ 円筒板部
２ｅ 環状取付板部
３Ａ，３Ｂ ブレーキパッド
４ シリンダボディ
５ ピストン
１１ ベンチホール
１２ ベンチレーテッドロータ
１３ リブ
Claims (3)
- 一対のブレーキパッドによって挟圧される環状摺動板部を外周縁に備えているディスクブレーキ用ディスクロータにおいて、前記環状摺動板部の曲げ剛性を調整することにより、前記環状摺動板部のロータ面内方向固有振動数の周波数より低周波側にあり、非制動時に対し制動時には周波数が上昇するロータ面外方向固有振動数の周波数を、ロータ面内方向固有振動数の周波数から離間させるにあたり、制動時にロータ面外方向固有振動数の周波数がロータ面内方向固有振動数の周波数に近づいたときに生じるブレーキ鳴きを抑制できる周波数以上、非制動時のロータ面外方向固有振動数の周波数を前記ロータ面内方向固有振動数の周波数に対して低周波側に離間させたことを特徴とするディスクブレーキ用ディスクロータ。
- 前記環状摺動板部の曲げ剛性は板厚を変更することにより調整するようにしたことを特徴とする請求項１記載のディスクブレーキ用ディスクロータ。
- 前記環状摺動板部の曲げ剛性は環状摺動板部に形成したベンチホールを形成するリブの幅及び本数の何れか一方を変更することにより調整するようにしたことを特徴とする請求項１記載のディスクブレーキ用ディスクロータ。
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