JP3758307B2

JP3758307B2 - 制動装置用摩擦部材及びその製造方法

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Publication number: JP3758307B2
Application number: JP15547497A
Authority: JP
Inventors: 耕治山田; 一郎山▲崎▼
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1997-06-12
Filing date: 1997-06-12
Publication date: 2006-03-22
Anticipated expiration: 2017-06-12
Also published as: JPH112271A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、ディスク式ブレーキやドラム式ブレーキ等の制動装置に用いられるディスクロータやブレーキドラム等の回転放熱板と制動時に接触するようになっている制動装置用摩擦部材及びその製造方法に関し、特に、回転放熱板に発生する直径節モードの重根を分離でき、所謂ブレーキ鳴きを低減できるようにしたものである。
【０００２】
【従来の技術】
ディスク式ブレーキにおいては、車輪と一体に回転するディスクロータの表面にブレーキパッドのライニングが接触して摩擦熱を発生させる際に、それらディスクロータ及びライニング間の摩擦面に生じる摩擦振動がディスクロータを振動させ、ディスクロータの固有振動を励振する結果、不快なブレーキ鳴きを発生させることがある。
【０００３】
そして、ディスクロータのような円板状の物体は、その表面が曲げ振動する例えば直径２節モード（図９（ａ）参照）、直径３節モード（図９（ｂ）参照）、直径４節モード（図９（ｃ）参照）、直径５節モード（図９（ｄ）参照）、直径６節モード（図９（ｅ）参照）等の振動モード（直径節モード）を呈する固有モードを有するが、その固有モードは、ディスクロータが回転中心軸を中心とした対称性のある物体であることから、重根となる。なお、“重根が存在する”とは、図９（ａ）〜（ｅ）に示すような一の固有モードの他に、周方向に１／４周期だけずれた同形状の他の固有モードが同一周波数に存在すると考えられる、ということである。
【０００４】
つまり、ディスクロータの表面をこれを制止させた状態で加振すると、周方向のいずれの位置を加振点としても、ディスクロータが回転中心軸を中心とした対称性のある物体であるため、その加振点が常に腹となる応答モードが表れるから、図９（ａ）〜（ｅ）に一点鎖線で示すような直径に沿った軸を考えれば、その軸がディスクロータに対して回転していると考えることができる。すると、振動的には、図９（ａ）〜（ｅ）に示すような固有モードと、これから１／４周期だけずれた同形状の固有モードという二つの固有モードが存在すると考えることができ、その場合を重根が存在すると考えるのである。
【０００５】
そして、実際のディスクロータにおける制動時と同様に、ディスクロータを回転させた状態でその表面を加振すると、加振点が腹となる応答モードは、ディスクロータに対してではなく、恰も空間に静止しているかのように観測される（かかるモードを、空間固定モードと称する。）。このような空間固定モードが表れるということは、常に固有モードの腹が加振点となることを意味するから、そのモードを最も効率良く励振することになり、音響放射効率が最大となるため、実際のブレーキ鳴きの主原因となることが多いのである。
【０００６】
なお、このような現象は、ディスク式ブレーキに限ったものではなく、車輪と一体に回転する回転放熱板としてのブレーキドラムの内周面にライニングを押し付けるようになっているドラム式ブレーキにおいても、ブレーキドラムが回転中心軸を中心とした対称性のある円筒であることから、同様に生じる。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
ここで、ブレーキ鳴きの主原因となる空間固定モードに関しては、「日本機械学会論文集（Ｃ編）５５巻５１２号（１９８４−４）」の「論文No.88-0622A 」にも紹介されている。また、かかる論文では、ディスクロータに質量を付加して重根を分離することがブレーキ鳴きを低減するのに有効であるということも報告されている。
【０００８】
確かに、ディスクロータに適宜質量を付加して重根を分離すれば、ブレーキ鳴きを低減することは可能ではあるが、ディスクロータに質量を付加するとそれだけ車両のバネ下質量が増加することになるし、また、内部に冷却風を通過させるベンチホールを有するベンチレーテッドロータにあっては、付加された質量によって冷却風の流れが変わって所望の冷却効果が得られない可能性もある。従って、ディスクロータに質量を付加することは、重根を分離するという点に関しては有効な解決策ではあるが、他の不具合を招く可能性があった。
【０００９】
本発明は、このような従来の技術が有する未解決の課題に着目してなされたものであって、回転放熱板に発生する直径節モードの重根を分離できて所謂ブレーキ鳴きを低減できる制動装置用摩擦部材及びその製造方法を提供することを目的としている。
【００１１】
【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、制動時に制動装置用の回転放熱板と接触する制動装置用摩擦部材であって、前記回転放熱板と接触する部分は、前記回転放熱板の回転方向に並ぶ複数の摩擦領域に分割されているとともに、前記回転放熱板の回転中心軸を円の中心とした場合に、前記複数の摩擦領域のうち隣り合った二つの摩擦領域のそれぞれの前記回転方向の幅の中心位置同士を結ぶ円弧に対する中心角θ₁と、前記摩擦領域の前記回転方向の両端部間を結ぶ円弧に対する中心角θ₂とは、下記（１）、（２）式を満足するようになっている。
【００１２】
θ₁＝π／ｎ［ｒａｄ］ ……（１）
３π／２０ｎ＜θ₂＜１７π／２０ｎ［ｒａｄ］ ……（２）
但し、πは円周率、ｎは２以上の整数である。
【００１３】
また、請求項２に係る発明は、上記請求項１に係る発明である制動装置用摩擦部材において、前記ｎを３以上１０以下の整数とした。
そして、請求項３に係る発明は、上記請求項１又は２に係る発明である制動装置用摩擦部材において、前記角度θ₂は、下記（３）式を満足するようになっている。
【００１４】
θ₂＝π／２ｎ［ｒａｄ］ ……（３）
さらに、請求項４に係る発明は、上記請求項１〜３に係る発明である制動装置用摩擦部材において、前記隣り合った二つの摩擦領域の少なくとも一方の前記回転方向の両端部のうち、それら摩擦領域同士が対向する側とは逆側の端部を、前記中心角θ₁の整数倍の角度分だけ前記回転方向に延長する延長領域を備えるものである。
【００１６】
また、上記目的を達成するために、請求項５に係る発明は、制動時に制動装置用の回転放熱板と接触する制動装置用摩擦部材の製造方法であって、前記回転放熱板と接触する部分を、前記回転放熱板の回転方向に並ぶ複数の摩擦領域に分割するとともに、制動時に前記回転放熱板に発生する直径節モードのうち重根分離を望む直径節モードの次数をｎ、円周率をπとし、前記回転放熱板の回転中心軸を円の中心としたときに、前記複数の摩擦領域のうち隣り合った二つの摩擦領域のそれぞれの前記回転方向の幅の中心位置同士を結ぶ円弧に対する中心角θ₁と、前記摩擦領域の前記回転方向の両端部間を結ぶ円弧に対する中心角θ₂とが、上記（１）、（２）式を満足するように前記摩擦領域を形成するようになっている。
【００１７】
また、請求項６に係る発明は、上記請求項５に係る発明である制動装置用摩擦部材の製造方法において、前記ｎを３以上１０以下の整数とした。
そして、請求項７に係る発明は、上記請求項５又は６に係る発明である制動装置用摩擦部材において、前記角度θ₂は、上記（３）式を満足するようになっている。
【００１８】
さらに、請求項８に係る発明は、上記請求項５〜７に係る発明である制動装置用摩擦部材において、前記隣り合った二つの摩擦領域の少なくとも一方の前記回転方向の両端部のうち、それら摩擦領域同士が対向する側とは逆側の端部を、前記中心角θ₁の整数倍の角度分だけ前記回転方向に延長する延長領域を形成するようになっている。
【００１９】
ここで、制動装置としての例えばディスク式ブレーキにおいて、制動時に回転放熱板としてのディスクロータ表裏面に制動装置用摩擦部材としてのブレーキパッドが押し付けられると、それらブレーキパッドの剛性がディスクロータの固有振動を抑制するように働くから、そのブレーキパッドの剛性分がディスクロータの剛性に付加されたことになって、直径節モードの固有値（共振周波数）が上昇する。また、図９（ａ）〜（ｅ）に示すような直径節モードと称される振動モードの重根は互いの位相が１／４波長ずれている。よって、その１／４波長ずれた重根のそれぞれに対してブレーキパッドの剛性が均等に働かなければ、上昇した固有値の間にずれが生じ、結果として重根が分離されたことになる。
【００２０】
しかしながら、上記のように重根が分離されても、固有値のずれ（共振周波数の差）が小さければ、分離された重根同士がブレーキパッド及びディスクロータ間の摩擦により連成振動を起こし、やはり空間固定モードを発生させることが判った。因みに、本発明者等が精査したところによれば、図１０に示すように、上記のようなブレーキパッドをディスクロータに押し付けたことによる共振周波数の差Δｆは、直径節モードの次数ｎが高次側で小さくなる（特に、直径８節モードにおいては重根分離が殆ど期待できない）ことが確認された。これは、次数ｎが高くなると、直径節モードの波長に対するブレーキパッドのロータ回転方向の幅が長くなって、重根の各固有値に対するブレーキパッドの剛性の影響差が小さくなるからである。要するに、ブレーキパッドのロータ回転方向の幅が、ある直径節モードの１／２波長の整数倍の長さに近い程、その直径節モードに対する重根分離作用が小さくなる。
【００２２】
これに対し、請求項１に係る発明によれば、各摩擦領域の配置関係や幅方向寸法が上記（１）、（２）式を満足するため、各摩擦領域の剛性の影響は、任意の直径節モードに含まれる二つのモードの一方に対しては大きく作用し他方に対しては小さく作用するようになり、それら二つのモードの一方の共振周波数は比較的大きく上昇し、他方の共振周波数は大きく上昇はしない。その結果、二つのモードの共振周波数の差が大きくなり、重根の分離作用が顕著になる。
【００２３】
また、請求項２に係る発明によれば、制動装置用摩擦部材を現実的な大きさとすることができる。
そして、請求項３に係る発明によれば、上記請求項１に係る発明の作用をより顕著にすることができる。つまり、任意の直径節モードに含まれる二つのモードの共振周波数の差がより大きくなり、重根の分離作用がさらに顕著になる。
【００２４】
さらに、請求項４に係る発明によれば、上記請求項１〜３に係る発明の作用を低減させることなく、制動装置用摩擦部材と回転放熱板との接触面積を大きくできるから、ｎを比較的大きな値に設定したとしても、回転放熱板と接触する部分の面積が極端に小さくなることを避けることができる。
【００２５】
そして、請求項５、６、７、８に係る発明によれば、それぞれ上記請求項１、２、３、４に係る発明である制動装置用摩擦部材を製造することができる。
【００２６】
【発明の効果】
本発明によれば、回転放熱板と接触する部分を適宜分割するようにしたため、車輪と一体に回転する回転放熱板に質量を付加しなくても済むから、バネ下質量を増大する等の不具合を招くことなく、二つのモードの共振周波数の差が大きくなって重根の分離作用が顕著になり、ブレーキ鳴きを低減することができるという効果がある。
【００２７】
特に、請求項４及び８に係る発明によれば、上記効果に加えて、ｎを比較的大きな値に設定したとしても、回転放熱板と接触する部分の面積が極端に小さくなることを避けることができ、十分な制動力を発生させるのに好適な構造が得られるという効果がある。
【００２８】
【発明の実施の形態】
以下、この発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。
図１乃至図３は本発明の第１の実施の形態の構成を示す図であって、この実施の形態は、制動装置としてのディスク式ブレーキに用いられるブレーキパッドに本発明を適用したものである。
【００２９】
即ち、ディスク式ブレーキは、図１に概略構成を断面で示すように、車輪と一体に回転する制動装置用の回転放熱板としてのベンチレーテッドロータ１１を、制動装置用摩擦部材としての一対のブレーキパッド１２で挟み込み、そのブレーキパッド１２のライニング１２ａとベンチレーテッドロータ１１との接触部分の摩擦力を利用して制動を行う装置である。具体的には、車体に固定された図示しないトルクメンバには、ベンチレーテッドロータ１１を両側から挟み込むように一対のブレーキパッド１２が取り付けられている。ただし、ブレーキパッド１２は、ベンチレーテッドロータ１１の軸方向（図１左右方向）に進退可能にトルクメンバに支持され、そのトルクメンバには、一方のブレーキパッド１２の背面に対向する基部１３ａと、他方のブレーキパッド１２の背面に対向する爪部１３ｂと、これら基部１３ａ及び爪部１３ｂ間を連結する連結部１３ｃとから構成されたシリンダボディ１３が、スライドピン等を介して軸方向に進退可能に取り付けられている。そして、そのシリンダボディ１３の基部１３ａ内には、一方のブレーキパッド１２の背面をベンチレーテッドロータ１１に向けて押圧可能なピストン１４を保持するシリンダ孔１５が形成されていて、ピストン１４は、図示しないマスタシリンダからシリンダ孔１５に供給される油圧により進退するようになっている。
【００３０】
従って、制動時に、シリンダ孔１５内に油圧が供給されると、ピストン１４がベンチレーテッドロータ１１側に移動するから、一方のブレーキパッド１２がピストン１４によって押圧されてベンチレーテッドロータ１１側に移動し、そのブレーキパッド１２のライニング１２ａがベンチレーテッドロータ１１の一方の面に接触する。そして、ピストン１４がさらにベンチレーテッドロータ１１側に移動すると、ブレーキパッド１２を押圧する力の反力により、シリンダボディ１３がピストン１４の移動方向とは逆方向に移動するから、その爪部１３ｂがベンチレーテッドロータ１１側に移動し、他方のブレーキパッド１２が爪部１３ｂによって押圧されてベンチレーテッドロータ１１側に移動し、そのブレーキパッド１２のライニング１２ａがベンチレーテッドロータ１１の他方の面に接触する。このような動作は、極短い時間内に行われるため、ブレーキペダルを踏み込むのと殆ど同時に一対のブレーキパッド１２によってベンチレーテッドロータ１１が両側から挟み込まれ、制動が行われるのである。
【００３１】
なお、ベンチレーテッドロータ１１内には、その斜視図である図２にも示すように、内周面１１ａ（図２には図示せず）及び外周面１１ｄ間を貫通するように放射状に延びた複数のベンチホール１１Ａが形成されている。また、ベンチレーテッドロータ１１の内周面１１ａに連続して一方の面側に同軸に突出した中空の円筒部１１Ｂの端面には、車輪側に取り付ける際に利用される中央貫通孔１１ｂ及び複数のボルト孔１１ｃが形成されている。
【００３２】
そして、各ブレーキパッド１２をライニング１２ａ側から見た正面図である図３に示すように、本実施の形態にあっては、裏金１２ｂに固定されるブレーキパッド１２のライニング１２ａは、ベンチレーテッドロータ１１の回転方向（図３の略左右方向、以下、ロータ回転方向と称す。）に並ぶように、二つの扇型の摩擦領域１２ａ₁、１２ａ₂に分割されている。なお、摩擦領域１２ａ₁及び１２ａ₂は、例えば裏金１２ｂ表面上に図５に示すような扇型のライニング１２ａを形成した後に、その中央部を切削等によって取り除くことにより形成される。
【００３３】
具体的には、摩擦領域１２ａ₁及び１２ｂ₁は、同形状であって、ベンチレーテッドロータ１１の回転中心軸Ｃを中心とする扇型に形成されている。そして、回転中心軸Ｃを円の中心とした場合に、それら摩擦領域１２ａ₁及び１２ａ₂のロータ回転方向の幅の中心位置同士を結ぶ円弧に対する中心角θ₁は、下記の（４）式を満足するようになっており、また、各摩擦領域１２ａ₁及び１２ａ₂のロータ回転方向の両端部間を結ぶ円弧に対する中心角θ₂は、下記の（５）式を満足するようになっている。
【００３４】
θ₁＝π／８［ｒａｄ］ ……（４）
θ₂＝π／１６［ｒａｄ］ ……（５）
つまり、中心角θ₁は、次数ｎを８とした場合の上記（１）式を満足するようになっており、中心角θ₂は、次数ｎを８とした場合の上記（３）式を満足する（従って、上記（２）式を満足する）ようになっている。
【００３５】
本実施の形態にあっては、各ブレーキパッド１２のライニング１２ａを上記のような摩擦領域１２ａ₁及び１２ａ₂に分割しているため、特に直径８節モードに着目すると、図４に示すように、摩擦領域１２ａ₁及び１２ａ₂は重根の一方のモードＭ₁に対しては腹を中心に作用するから、モードＭ₁の共振周波数を大きく上昇させるが、摩擦領域１２ａ₁及び１２ａ₂は重根の他方のモードＭ₂に対しては節を中心に作用するため共振周波数の上昇は小さい。その結果、直径８節モード等について重根が分離されたことになって、ブレーキ鳴きを低減することができる。以下、このような作用効果が発揮される点について詳述する。
【００３６】
即ち、直径節モードに対するブレーキパッド１２の剛性の影響は、ディスクロータ１１に対するライニング１２ａの反力として考えることができる。
そこで、直径ｎ節モードのディスクロータ１１の表面（摩擦摺動面）の振幅をＡとすれば、重根のそれぞれの変位ｘ₁、ｘ₂は、下記式で表される。
【００３７】
ｘ₁＝Ａ・ sin（ｎ・θ） ……（６）
ｘ₂＝Ａ・ cos（ｎ・θ） ……（７）
このとき、図５に示すように、ライニング１２ａを分割しなかった場合のそのライニング１２ａ全体の幅に対応する中心角をθ₃、ライニング１２ａの単位中心角度当たりの剛性をＫとすれば、二つのブレーキパッド１２についてそれぞれのライニング１２ａを摩擦領域１２ａ₁、１２ａ₂に分割した場合のライニング１２ａの反力による重根の共振周波数の差Δｆ_aと、いずれのブレーキパッド１２についてもライニング１２ａを分割していない場合のライニング１２ａの反力による重根の共振周波数の差Δｆ_bとは、それぞれ下記（８）、（９）、（10）式のように表される。なお、（８）式の積分の範囲は０〜θ₂であり、（９）、（10）式の積分の範囲は０〜θ₃である。
【００３８】

そして、差Δｆ_bの最大値Δｆ_bmaxは、

となる。この結果、差Δｆ_aが差Δｆ_bよりも大きくなる（Δｆ_a−Δｆ_bmax＞０）ことが保証される中心角θ₂の範囲は、およそ、
３π／２０ｎ＜θ₂＜１７π／２０ｎ［ｒａｄ］
となり、上記（２）式と同じ結果が得られる。これを図示すると、図６に示すようになり、差Δｆ_aと差Δｆ_bとの差が最も大きくなるのは、上記（３）式を満足するときであることが判る。
【００３９】
つまり、本実施の形態にあっては、中心角θ₁が上記（４）式を満足しているため、直径８節モードに着目すると、図４に示したように、摩擦領域１２ａ₁及び１２ａ₂は、重根の一方のモードＭ₁に対しては腹を中心に作用し、重根の他方のモードＭ₂に対しては節を中心に作用するようになっているし、また、中心角θ₂が上記（５）式を満足するため、直径８節モードに関しては重根分離作用が最も顕著になるのである。その結果、ブレーキ鳴きを確実に低減することができるのである。
【００４０】
図７及び図８は本発明の第２の実施の形態を示す図であって、本実施の形態も上記第１の実施の形態と同様に、ディスク式ブレーキに用いられるブレーキパッドに本発明を適用したものである。なお、上記第１の実施の形態と同様の構成には、同じ符号を付し、その重複する説明は省略する。
【００４１】
即ち、各ブレーキパッド１２は、上記第１の実施の形態と同様に、ライニング１２ａと裏金１２ｂとから構成されるとともに、ライニング１２ａは、二つの摩擦領域１２ａ₁及び１２ａ₂を有している。そして、本実施の形態では、摩擦領域１２ａ₂を、摩擦領域１２ａ₁と対向する側とは逆側に延長する延長領域としての第３の摩擦領域１２ａ₃が設けられている。
【００４２】
実際には摩擦領域１２ａ₃は摩擦領域１２ａ₂と一体となっているが、摩擦領域１２ａ₂の中心角θ₂とすれば、その残りの部分（中心角θ₄の部分）が摩擦領域１２ａ₃を構成することになる。なお、一方のブレーキパッド１２については、第３の摩擦領域１２ａ₃は摩擦領域１２ａ₂を延長するように形成されているが、他方のブレーキパッド１２については、図８中の下部に示すように、摩擦領域１２ａ₁を延長するように第３の摩擦領域１２ａ₃が形成されている。これは、ディスクロータ１１を挟んで両ブレーキパッド１２のライニング１２の形状を対称形にすることにより、ディスクロータ１１両面に均等にライニング１２を押し付けるようにするためである。
【００４３】
そして、上記第１の実施の形態と同様に、摩擦領域１２ａ₁及び１２ａ₂のロータ回転方向の幅の中心位置同士を結ぶ円弧に対する中心角θ₁は上記（４）式を満足し、摩擦領域１２ａ₁及び１２ａ₂のロータ回転方向の両端部間を結ぶ円弧に対する中心角θ₂は上記（５）式を満足するようになっている。
【００４４】
さらに、第３の摩擦領域１２ａ₃のロータ回転方向の両端部間を結ぶ円弧に対する中心角θ₄は、直径８節モードの１／２波長に相当する中心角θ₁の１倍の角度になっている。つまり、中心角θ₄は、中心角θ₁の整数倍の角度となっている。
【００４５】
このような構成であっても、中心角θ₁及びθ₂は上記第１の実施の形態と同じ角度に設定しているため、上記第１の実施の形態と同様の作用効果を得ることができる。この場合、第３の摩擦領域１２ａ₃の作用が重根分離に影響を与えるようにも思えるが、かかる摩擦領域１２ａ₃の中心角θ₄を直径８節モードの１／２波長の整数倍の角度としているため、摩擦領域１２ａ₃の剛性はモードＭ₁及びＭ₂に等しく影響するため、それら各モードの共振周波数の上昇は、摩擦領域１２ａ₃を有しない場合と同様になる。
【００４６】
つまり、摩擦領域１２ａ₃を設けた本実施の形態の構成であったとしても、上記第１の実施の形態と同様に、直径８節モードに関しては、差Δｆ_aと差Δｆ_bとの差は最大になって、重根を確実に分離することができるのである。
【００４７】
そして、摩擦領域１２ａ₃を設けた分だけディスクロータ１１とライニング１２との摺接面積が大きくなるから、次数ｎを例えば８等の比較的大きな値に設定したとしても、必要な摺動面積を確保することが可能になる。
【００４８】
なお、上記各実施の形態では、中心角θ₁及び中心角θ₂のそれぞれを、上記（４）、（５）式を満足するように設定しているが、これら中心角θ₁及びθ₂は各式を厳密に満足しなければならない訳ではなく、実質的に満足すれば十分な作用効果を奏することができる。特に、中心角θ₂に関しては、上記（２）式を満足すれば、ライニング１２を摩擦領域１２ａ₁及び１２ａ₂に分割していない構造のブレーキパッド１２を採用した場合に比べて、重根分離作用が良好になってブレーキ鳴きを低減できるという効果を奏することができる。
【００４９】
また、上記各実施の形態では、次数ｎとして８を選択した場合について説明したが、この選択は任意であり、重根を分離したい直径節モードに応じて適宜選定すればよい。因みに、選択される次数ｎと、重根分離の効果が期待できる直径節モードとの関係は表１の通りである（○…効果有、×…効果無）から、この表１を参考に次数ｎを適宜選定すればよい。例えば、上記実施の形態のように次数ｎを８とすれば、１次、２次、６〜９次の直径節モードについて重根を分離できることになる。
【００５０】
【表１】

【００５１】
ただし、次数ｎを例えば２のように小さな値に設定すると、ライニング１２の面積が極端に大きくなって、車両のスペース的な余裕から実現性が低い場合がある。逆に、次数ｎを例えば１１以上の大きな値に設定すると、中心角θ₂が小さくなり、上記第１の実施の形態のような構成では摺動面積が極小さくなってしまう。従って、現実的には、次数ｎは３〜１０の範囲で選定することが望ましいと言える。
【００５２】
そして、上記各実施の形態では、ライニング１２を二つの摩擦領域１２ａ₁及び１２ａ₂に分割した場合について説明したが、分割数はこれに限定されるものではなく、三つ以上に分割してもよい。
【００５３】
また、上記第２の実施の形態では、延長領域としての第３の摩擦領域１２ａ₃を摩擦領域１２ａ₁及び１２ａ₂のうちの一方についてのみ形成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、摩擦領域１２ａ₁及び１２ａ₂の両方に摩擦領域１２ａ₃を形成してもよい。
【００５４】
そして、上記各実施の形態では、各摩擦領域１２ａ₁〜１２ａ₃を回転中心軸Ｃを中心とした正確な扇型に形成した場合について説明しているが、これらは厳密な扇型に形成しなくてもよい。しかし、上述の各実施の形態の作用効果をより確実に奏するためには、各摩擦領域１２ａ₁〜１２ａ₃を回転中心軸Ｃを中心とした扇型に形成することが望ましい。
【００５５】
さらに、上記各実施の形態では、本発明に係る制動装置用摩擦部材をディスク式ブレーキのブレーキパッド１２に適用した場合について説明したが、本発明の適用対象はこれに限定されるものではなく、ドラム式ブレーキのブレーキシューに適用しても上記各実施の形態の場合と同様の作用効果が得られる。
【図面の簡単な説明】
【図１】ディスク式ブレーキの概略構成を示す断面図である。
【図２】ディスクロータの斜視図である。
【図３】第１の実施の形態におけるブレーキパッドの正面図である。
【図４】第１の実施の形態の作用を説明する説明図である。
【図５】ライニングを分割していないブレーキパッドの正面図である。
【図６】第１の実施の形態による効果が得られる範囲を示すグラフである。
【図７】第２の実施の形態におけるブレーキパッドの正面図である。
【図８】第２の実施の形態の作用を説明する説明図である。
【図９】ディスクロータの固有モードの説明図である。
【図１０】通常のブレーキパッドをディスクロータに押し付けたことによる共振周波数の差Δｆと直径節モードの次数ｎとの関係を示すグラフである。
【符号の説明】
１１ディスクロータ（回転放熱板）
１２ブレーキパッド（制動装置用摩擦部材）
１２ａライニング（回転放熱板と接触する部分）
１２ａ₁ 摩擦領域
１２ａ₂ 摩擦領域
１２ａ₃ 摩擦領域（延長領域）
１２ｂ裏金

Claims

制動時に制動装置用の回転放熱板と接触する制動装置用摩擦部材であって、
前記回転放熱板と接触する部分は、前記回転放熱板の回転方向に並ぶ複数の摩擦領域に分割されているとともに、
前記回転放熱板の回転中心軸を円の中心とした場合に、前記複数の摩擦領域のうち隣り合った二つの摩擦領域のそれぞれの前記回転方向の幅の中心位置同士を結ぶ円弧に対する中心角θ₁と、前記摩擦領域の前記回転方向の両端部間を結ぶ円弧に対する中心角θ₂とは、下記式を満足することを特徴とする制動装置用摩擦部材。
θ₁＝π／ｎ［ｒａｄ］
３π／２０ｎ＜θ₂＜１７π／２０ｎ［ｒａｄ］
但し、πは円周率、ｎは２以上の整数である。
前記ｎは３以上１０以下の整数である請求項１記載の制動装置用摩擦部材。
前記角度θ₂は、下記式を満足する請求項１又は２記載の制動装置用摩擦部材。
θ₂＝π／２ｎ［ｒａｄ］
前記隣り合った二つの摩擦領域の少なくとも一方の前記回転方向の両端部のうち、それら摩擦領域同士が対向する側とは逆側の端部を、前記中心角θ₁の整数倍の角度分だけ前記回転方向に延長する延長領域を備える請求項１乃至請求項３のいずれかに記載の制動装置用摩擦部材。
制動時に制動装置用の回転放熱板と接触する制動装置用摩擦部材の製造方法であって、
前記回転放熱板と接触する部分を、前記回転放熱板の回転方向に並ぶ複数の摩擦領域に分割するとともに、
制動時に前記回転放熱板に発生する直径節モードのうち重根分離を望む直径節モードの次数をｎ、円周率をπとし、
前記回転放熱板の回転中心軸を円の中心としたときに、前記複数の摩擦領域のうち隣り合った二つの摩擦領域のそれぞれの前記回転方向の幅の中心位置同士を結ぶ円弧に対する中心角θ₁と、前記摩擦領域の前記回転方向の両端部間を結ぶ円弧に対する中心角θ₂とが、下記式を満足するように前記摩擦領域を形成することを特徴とする制動装置用摩擦部材の製造方法。
θ₁＝π／ｎ［ｒａｄ］
３π／２０ｎ＜θ₂＜１７π／２０ｎ［ｒａｄ］
前記ｎは３以上１０以下の整数である請求項５記載の制動装置用摩擦部材の製造方法。
前記角度θ₂は、下記式を満足する請求項５又は６記載の制動装置用摩擦部材の製造方法。
θ₂＝π／２ｎ［ｒａｄ］
前記隣り合った二つの摩擦領域の少なくとも一方の前記回転方向の両端部のうち、それら摩擦領域同士が対向する側とは逆側の端部を、前記中心角θ₁の整数倍の角度分だけ前記回転方向に延長する延長領域を形成するようになっている請求項５乃至請求項７のいずれかに記載の制動装置用摩擦部材の製造方法。