JPS6124842A - デイスクブレーキ装置 - Google Patents
デイスクブレーキ装置Info
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- JPS6124842A JPS6124842A JP14065785A JP14065785A JPS6124842A JP S6124842 A JPS6124842 A JP S6124842A JP 14065785 A JP14065785 A JP 14065785A JP 14065785 A JP14065785 A JP 14065785A JP S6124842 A JPS6124842 A JP S6124842A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- disc brake
- brake device
- inner diameter
- arc length
- equal
- Prior art date
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- Pending
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Classifications
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
- F16D65/00—Parts or details
- F16D65/02—Braking members; Mounting thereof
- F16D65/04—Bands, shoes or pads; Pivots or supporting members therefor
- F16D65/092—Bands, shoes or pads; Pivots or supporting members therefor for axially-engaging brakes, e.g. disc brakes
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
- F16D65/00—Parts or details
- F16D65/0006—Noise or vibration control
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
- F16D65/00—Parts or details
- F16D65/02—Braking members; Mounting thereof
- F16D2065/026—Braking members; Mounting thereof characterised by a particular outline shape of the braking member, e.g. footprint of friction lining
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Braking Arrangements (AREA)
Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
の円弧長さが騒音発生振動モートの節間の円弧長さとは
異なるようにした摩擦パッドを有するディスクブレーキ
装置に関するものである。
異なるようにした摩擦パッドを有するディスクブレーキ
装置に関するものである。
ブレーキ鳴きは自動車製造業者にとって多年にわたり問
題とされて℃・る。特定の適用においてブレーキ鳴きの
問題を解消するために、多種の経験的方策が採用されて
いる。しかし、一般にはいずれの方策も好結果をもたら
していない。或る場合にはブレーキ鳴きを低減させるま
でに向上してはいるが、ブレーキ鳴きの原因は判明して
℃・ない。
題とされて℃・る。特定の適用においてブレーキ鳴きの
問題を解消するために、多種の経験的方策が採用されて
いる。しかし、一般にはいずれの方策も好結果をもたら
していない。或る場合にはブレーキ鳴きを低減させるま
でに向上してはいるが、ブレーキ鳴きの原因は判明して
℃・ない。
ブレーキ鳴きを理解するため、ティスフブレーキについ
て一連の騒音テストを実施した。ティスフブレーキのロ
ータは１０以上の軸線方向固有振動数及び２つ以上の捩
り固有振動数を有してい、ることが判った。これらの固
有振動数は１つ以上の節直径によって表わされた振動モ
ートの形に一致している。ブレーキ鳴きは大抵の場合幾
つかの振動数で起ることが判った。ティスフブレーキに
おける摩擦材料を変えることにより個々の振動数が起る
可能性が変わり得るが、ロータ上でのパッドの足型が変
わらない限り、鳴き発生振動数族は実質的に変わらない
ままである。好捷し℃・鳴き発生振動数は、テイスクプ
レーキロータの節の解析によって見い出された１つ又は
２つの軸線方向振動数及び１つ又は２つの捩り振動数に
一致して現われる。捩り固有振動数よりも低（・軸線方
向固有振動数が励起されると、捩り固有振動数が多分励
起されることが判る。摩埼パツドの前縁及び後縁の尖端
間の円弧長さが振動モードの節間の円弧長さとは異なっ
ている限り、好捷しくない騒音は殆んど発生しないか、
あるいは大多数の人間が許容できるレベル１で低減する
ことが確定できた。
て一連の騒音テストを実施した。ティスフブレーキのロ
ータは１０以上の軸線方向固有振動数及び２つ以上の捩
り固有振動数を有してい、ることが判った。これらの固
有振動数は１つ以上の節直径によって表わされた振動モ
ートの形に一致している。ブレーキ鳴きは大抵の場合幾
つかの振動数で起ることが判った。ティスフブレーキに
おける摩擦材料を変えることにより個々の振動数が起る
可能性が変わり得るが、ロータ上でのパッドの足型が変
わらない限り、鳴き発生振動数族は実質的に変わらない
ままである。好捷し℃・鳴き発生振動数は、テイスクプ
レーキロータの節の解析によって見い出された１つ又は
２つの軸線方向振動数及び１つ又は２つの捩り振動数に
一致して現われる。捩り固有振動数よりも低（・軸線方
向固有振動数が励起されると、捩り固有振動数が多分励
起されることが判る。摩埼パツドの前縁及び後縁の尖端
間の円弧長さが振動モードの節間の円弧長さとは異なっ
ている限り、好捷しくない騒音は殆んど発生しないか、
あるいは大多数の人間が許容できるレベル１で低減する
ことが確定できた。
本発明の目的は，ブレーキ作動中ロータの固有振動数を
殆んど励起することがない摩擦パッドを備えたディスク
ブレーキ装置を提供することにある。
殆んど励起することがない摩擦パッドを備えたディスク
ブレーキ装置を提供することにある。
このため、本発明は、摩擦パッドをロータに近接して配
置させるキャリパ部材を有し、上記パッドが上記ロータ
に係合せしめられてブレーキ作動を行い、上記係合が、
上記ロータの摩滅面の内径から外径に向かって増大する
振幅を備えた固有振動数を有する多種の振動モードを上
記ロータに励起し、或る状態のもとでの上記振動モード
がブレーキ作動中騒音を発生するものにおいて、上記摩
擦パッドが、前縁、後縁、上記摩滅面の上記内径に一致
する内端縁及び上記摩滅面の上記外径に一致する外端縁
を具えた摩擦面を有しており、上記前縁及び後縁が上記
内端縁に隣接して夫々位置される第１及び第２尖端を有
し、上記両尖端が上記内径で測定される振動モードの節
間の円弧長さとは異なる円弧長さを有して（・て、ブレ
ーキ作動中の騒音の発生を低減させていることを特徴と
するディスクブレーキ装置を提案している。
置させるキャリパ部材を有し、上記パッドが上記ロータ
に係合せしめられてブレーキ作動を行い、上記係合が、
上記ロータの摩滅面の内径から外径に向かって増大する
振幅を備えた固有振動数を有する多種の振動モードを上
記ロータに励起し、或る状態のもとでの上記振動モード
がブレーキ作動中騒音を発生するものにおいて、上記摩
擦パッドが、前縁、後縁、上記摩滅面の上記内径に一致
する内端縁及び上記摩滅面の上記外径に一致する外端縁
を具えた摩擦面を有しており、上記前縁及び後縁が上記
内端縁に隣接して夫々位置される第１及び第２尖端を有
し、上記両尖端が上記内径で測定される振動モードの節
間の円弧長さとは異なる円弧長さを有して（・て、ブレ
ーキ作動中の騒音の発生を低減させていることを特徴と
するディスクブレーキ装置を提案している。
以下、本発明の実施例について添付図面を参照して詳細
に説明する。
に説明する。
第１図に示すディスクブレーキ装置１０において、ロー
タ１２がポル） １６ ＜ １つのみが図示されている
）によってノ・プ１４に取付けられている。
タ１２がポル） １６ ＜ １つのみが図示されている
）によってノ・プ１４に取付けられている。
ハブ１４は、車両のフレーム２４から延出した車軸２２
に設置されたベアリング１８と２０上に支承されている
。ナツト２６がノ・プ１４を車軸２２上に保持する。
に設置されたベアリング１８と２０上に支承されている
。ナツト２６がノ・プ１４を車軸２２上に保持する。
キャリパ部材２８は、スロット３２内を移動できるハウ
ジング３０と、ロータ１２の一部分の周りを越えて延び
て摩擦パッド４４をロータ１２の環状摩滅面４６に隣接
して位置させる腕３４とを有する。ハウジング３０は、
導管３８を介して流体源に連結される孔３６を有する。
ジング３０と、ロータ１２の一部分の周りを越えて延び
て摩擦パッド４４をロータ１２の環状摩滅面４６に隣接
して位置させる腕３４とを有する。ハウジング３０は、
導管３８を介して流体源に連結される孔３６を有する。
孔３６内に配設されたピストン４０は、同ピストンに連
結された摩擦パッド４２を有する。ブレーキ信号に応答
して、圧力流体が孔３６に供給される。この圧力流体は
ピストン４０に作用し、摩擦パッド４２をロータの環状
摩滅面４８に向けて移動させる。同時に、圧力流体はハ
ウジング３０に作用し、スロット３２内でハウジング３
０を移動させて摩擦パッド４４を環状摩滅面４６に向け
て移動させ、プレーヤ作動を行う。或るブレ−キ圧力の
もとでは、ブレーキ作動中に騒音又はブレーキ鳴きが生
じる。
結された摩擦パッド４２を有する。ブレーキ信号に応答
して、圧力流体が孔３６に供給される。この圧力流体は
ピストン４０に作用し、摩擦パッド４２をロータの環状
摩滅面４８に向けて移動させる。同時に、圧力流体はハ
ウジング３０に作用し、スロット３２内でハウジング３
０を移動させて摩擦パッド４４を環状摩滅面４６に向け
て移動させ、プレーヤ作動を行う。或るブレ−キ圧力の
もとでは、ブレーキ作動中に騒音又はブレーキ鳴きが生
じる。
このブレーキ鳴きは殆んどの車両の運転者にとって受入
れられないものである。
れられないものである。
ブレーキ鳴きを測定するために、次のパラメータを評価
すべきと決定した。
すべきと決定した。
（１）音響スペクトルの最高点の音圧レベル；（２）
これら最高点の振動数： （３） ブレーキ鳴きが生じるブレーキ圧力；（４）
ブレーキ鳴きが生じる温度：及び（５）作動特性及
び摩擦パッドと組合わされたブレーキの形状。
これら最高点の振動数： （３） ブレーキ鳴きが生じるブレーキ圧力；（４）
ブレーキ鳴きが生じる温度：及び（５）作動特性及
び摩擦パッドと組合わされたブレーキの形状。
ブレーキ鳴きの特性を完全に評価するためには、相当長
い期間にわたって様々な状態のもとでテストを行う必要
がある。ブレーキが加熱している時にテストを続けた場
合に得られる結果は、ブレーキが冷えている時に得られ
る結果とは相当異なることが判っている。ブレーキに課
せられる衝撃サイクルの過酷さ及び回数は、摩擦材料及
びロータの面及び高特性を変化させるため、ブレーキ鳴
きに影響を及はすこととなる。
い期間にわたって様々な状態のもとでテストを行う必要
がある。ブレーキが加熱している時にテストを続けた場
合に得られる結果は、ブレーキが冷えている時に得られ
る結果とは相当異なることが判っている。ブレーキに課
せられる衝撃サイクルの過酷さ及び回数は、摩擦材料及
びロータの面及び高特性を変化させるため、ブレーキ鳴
きに影響を及はすこととなる。
ホイール及びタイヤ（図示しない）がボルト１６によっ
てディスクブレーキ装置１０に数個けられ、このように
して得られた構造体が慣性動力計に設置されて車両の作
動をシミュレートした。高速フーリエ変換アナライザー
、デイジタルグロツター及びマイクロホンに接続された
磁気ディスク記憶ユニットを含む電子機器がブレーキに
接近して装着された。ブレーキからの騒音データを得る
前に、摩擦パッド４２と４４が研摩され慣らしを行なっ
た。
てディスクブレーキ装置１０に数個けられ、このように
して得られた構造体が慣性動力計に設置されて車両の作
動をシミュレートした。高速フーリエ変換アナライザー
、デイジタルグロツター及びマイクロホンに接続された
磁気ディスク記憶ユニットを含む電子機器がブレーキに
接近して装着された。ブレーキからの騒音データを得る
前に、摩擦パッド４２と４４が研摩され慣らしを行なっ
た。
一回のブレーキ騒音テストは、第２図に示されているよ
うに、圧力及び温度について５×６あるいは他の選択さ
れた行列の多数の点で、停止作動中の騒音データをとる
ことから或る。ブレーキ鳴きの発生回数が第３図に示さ
れている。第３図の情報から明らかなように、ブレーキ
は７．９及び１４ ＫＨ２で鳴く傾向があった。モード
解析から、９及び１４ ＫＨ２のブレーキ鳴きが振動の
捩りモートに一致する一方、７ＫＨ２のブレーキ鳴キが
５つの節直径によって特徴づけられた振動の軸線方向モ
ードに一致することが明らかとなった。摩′擦パット４
２と４４の解析において、−第５図に示されているパッ
ド角度Ａｐが振動数７ ＫＨｚに一致する節角度（ａ
−ｂ、ｂ −ｃ、−＝−１ｊ −ａ ）の２倍に等しい
ことが判明した。摩擦パッドの長さ及びブレーキ鳴きの
結果を評価するため、摩擦パッド４２と４４は、その足
型の面積を最初にテストされたものの寸法の半分に減少
させるように斜めに切削した。このようにして得られた
パッド角度は、固有振動数１６．５、Ｋ Ｈｚに一致す
る１００節直径を有するモードにおける節角度の２倍で
ある。このパッドにより、ブレーキ鳴きは１７〜１８
ＫＨｚで測定された。
うに、圧力及び温度について５×６あるいは他の選択さ
れた行列の多数の点で、停止作動中の騒音データをとる
ことから或る。ブレーキ鳴きの発生回数が第３図に示さ
れている。第３図の情報から明らかなように、ブレーキ
は７．９及び１４ ＫＨ２で鳴く傾向があった。モード
解析から、９及び１４ ＫＨ２のブレーキ鳴きが振動の
捩りモートに一致する一方、７ＫＨ２のブレーキ鳴キが
５つの節直径によって特徴づけられた振動の軸線方向モ
ードに一致することが明らかとなった。摩′擦パット４
２と４４の解析において、−第５図に示されているパッ
ド角度Ａｐが振動数７ ＫＨｚに一致する節角度（ａ
−ｂ、ｂ −ｃ、−＝−１ｊ −ａ ）の２倍に等しい
ことが判明した。摩擦パッドの長さ及びブレーキ鳴きの
結果を評価するため、摩擦パッド４２と４４は、その足
型の面積を最初にテストされたものの寸法の半分に減少
させるように斜めに切削した。このようにして得られた
パッド角度は、固有振動数１６．５、Ｋ Ｈｚに一致す
る１００節直径を有するモードにおける節角度の２倍で
ある。このパッドにより、ブレーキ鳴きは１７〜１８
ＫＨｚで測定された。
実験から、ロータ上での摩擦・くラドの足型と、節角度
を有する軸線方向固有振動数に一致する好ましい鳴き振
動数との幾何学的関係を見い出し、節角度は次の関係か
ら見い出すことができる。
を有する軸線方向固有振動数に一致する好ましい鳴き振
動数との幾何学的関係を見い出し、節角度は次の関係か
ら見い出すことができる。
ここで、ＡＮ＝節角度（度）、及び
Ｎあゎ＝振動モードにおける節直径の数。
節角度は、隣接する節半径間でロータの中心から測定し
た単なる角度である。ロータの各固有振動数は節角度と
組合わされ、摩擦ノくラドは大抵の場合これら振動の軸
線方向モードを励起することとなり、振動の節角度はノ
々ツド角度の積分分数に上記表は、ブレーキ鳴きが望ま
しくな℃・作動特性と考えられる場合に排除すべきパッ
ド角度ＡＰの値を設定している。
た単なる角度である。ロータの各固有振動数は節角度と
組合わされ、摩擦ノくラドは大抵の場合これら振動の軸
線方向モードを励起することとなり、振動の節角度はノ
々ツド角度の積分分数に上記表は、ブレーキ鳴きが望ま
しくな℃・作動特性と考えられる場合に排除すべきパッ
ド角度ＡＰの値を設定している。
パッド角度は次の公式を用いて計算された。
ここで、ＮＮＤＯ値の範囲は２〜１０であり、Ｎの値の
範囲は１〜４である。
範囲は１〜４である。
上記表のデータが第４図のグラフで表わされ、ブレーキ
鳴き発生の可能性及びブレーキ鳴きを防止するために排
除すべきパッド角度を示している。
鳴き発生の可能性及びブレーキ鳴きを防止するために排
除すべきパッド角度を示している。
第４図において、水平軸はノクツド角度を表わし、垂直
軸は上記表において現われたノくラド角度の回数を表わ
している。摩擦パッドを設計する際第４図に示されてい
るパッド角度は排除すべきであり、１回以上現われてい
る角度は特に排除すべきである。
軸は上記表において現われたノくラド角度の回数を表わ
している。摩擦パッドを設計する際第４図に示されてい
るパッド角度は排除すべきであり、１回以上現われてい
る角度は特に排除すべきである。
第４図のパッド角度間で最も広い間隔は３０〜３６度、
４５〜５１．４度、５４〜６０度、６０〜６７．５度及
び８０〜９０度である。これら間隔の中間点が選択され
た場合、好ましいパッド角度ＡＰは（８１３３度、（１
））４８．２度、（ｃ１５７度、（ｄ）６３．８度及び
（ｅ＋８５度となる。
４５〜５１．４度、５４〜６０度、６０〜６７．５度及
び８０〜９０度である。これら間隔の中間点が選択され
た場合、好ましいパッド角度ＡＰは（８１３３度、（１
））４８．２度、（ｃ１５７度、（ｄ）６３．８度及び
（ｅ＋８５度となる。
短かい摩擦パッドは高い振動数で鳴く傾向にあるので、
小さいパッド角度が通常用いられるべき。
小さいパッド角度が通常用いられるべき。
である。直角の端縁を具えた摩擦パッドが使用される場
合、上記パッド角度Ａｐは好ましくない騒音を発生する
ことは殆んどない。しかし、パッドが傾斜した端縁を有
して（・る場合、摩擦面は摩耗に伴って増大するので、
小さいパッド角度が最初に選択されるべきである。
合、上記パッド角度Ａｐは好ましくない騒音を発生する
ことは殆んどない。しかし、パッドが傾斜した端縁を有
して（・る場合、摩擦面は摩耗に伴って増大するので、
小さいパッド角度が最初に選択されるべきである。
ブレーキ鳴きを評価する一方、摩擦パッドがその最端に
一致するロータの軸線方向モードの形を励起し易いこと
が観察された。又、所望の軸線方向モードの形に一致す
る振動の振幅がロータ摩滅面の外径で最も大きく、ロー
タのハブによって強固にされたロータ摩滅面の内径で最
も小さいことり が観察された。従って、最端がロー〜の内径にある摩擦
パッドは振動の最も低いレベルを励起するものと結論し
た。
一致するロータの軸線方向モードの形を励起し易いこと
が観察された。又、所望の軸線方向モードの形に一致す
る振動の振幅がロータ摩滅面の外径で最も大きく、ロー
タのハブによって強固にされたロータ摩滅面の内径で最
も小さいことり が観察された。従って、最端がロー〜の内径にある摩擦
パッドは振動の最も低いレベルを励起するものと結論し
た。
第５図において、Ｒｍヤは摩擦パッド４４の外端縁であ
り、Ｒｍｉｎは摩擦パッド４４の内端縁である。摩擦パ
ッド４４の前縁５４は尖端５ｏを有する一方、後端５６
は尖端５２を有する。パッド角度ＡＰ を限定している
尖端５０と５２は半径ＲＰを有する。既存の摩擦パッド
において典型的であるように、ＲＰはＲｍａｘに等しい
か、あるいはＲｍｉｎ よりもＲｍａｘ に近い値であ
る。
り、Ｒｍｉｎは摩擦パッド４４の内端縁である。摩擦パ
ッド４４の前縁５４は尖端５ｏを有する一方、後端５６
は尖端５２を有する。パッド角度ＡＰ を限定している
尖端５０と５２は半径ＲＰを有する。既存の摩擦パッド
において典型的であるように、ＲＰはＲｍａｘに等しい
か、あるいはＲｍｉｎ よりもＲｍａｘ に近い値であ
る。
騒音振動数を決定することに関する実験結果として、第
６図に示す摩擦パッド６０は、前縁６４の尖端６２と後
縁６８の尖端６６との間の円弧長さがＲｍｌ□に沿った
円弧長さと略等しくなるように形られた。テスト結果か
ら、この種の構造での騒音レベルは第５図の摩擦パッド
４４のような形状の摩擦パッドを用いて（・るものより
も相当小さいことが判明した。
６図に示す摩擦パッド６０は、前縁６４の尖端６２と後
縁６８の尖端６６との間の円弧長さがＲｍｌ□に沿った
円弧長さと略等しくなるように形られた。テスト結果か
ら、この種の構造での騒音レベルは第５図の摩擦パッド
４４のような形状の摩擦パッドを用いて（・るものより
も相当小さいことが判明した。
この摩擦パッドでは、尖端６２及び６６を通る半径方向
線と前縁６４及び後縁６８との間で測定された角度ＡＥ
は等しい。
線と前縁６４及び後縁６８との間で測定された角度ＡＥ
は等しい。
ロータ１２に係合する全摩擦面積を増大するために、第
７図に示されているような摩擦パッドが形られテストさ
れた。第７図において、角度ＡＥ。
７図に示されているような摩擦パッドが形られテストさ
れた。第７図において、角度ＡＥ。
とＡＥ２は異なっている。しかし、尖端７２と７４がＲ
ｍｌｎに略等しい円弧軌道上に位置されている限り、摩
擦パッド７０は、摩擦パッド６０と同一の条件のもとで
作動された時に、不快な騒音を発生することは全くなか
った。
ｍｌｎに略等しい円弧軌道上に位置されている限り、摩
擦パッド７０は、摩擦パッド６０と同一の条件のもとで
作動された時に、不快な騒音を発生することは全くなか
った。
更に摩擦パッドの最適な形状を評価するために、第８図
に示されている摩擦パッド８０の三角形状及び第９図に
示されている摩擦パッド９００半球形状又は三日月形状
が評価された。両摩擦パッド８０及び９０において、尖
端８２と８４及び９２と９４は夫々内径Ｒｍｉｎに位置
されており、両パッドは不快な騒音を発生することはな
かった。
に示されている摩擦パッド８０の三角形状及び第９図に
示されている摩擦パッド９００半球形状又は三日月形状
が評価された。両摩擦パッド８０及び９０において、尖
端８２と８４及び９２と９４は夫々内径Ｒｍｉｎに位置
されており、両パッドは不快な騒音を発生することはな
かった。
摩擦パッドの多種の形状を評価するために行ったテスト
から、大部分の適用において、尖端間の円弧長さが内径
Ｒｍｉｎと振動のな（・パッド角度（ラジアン）との積
である場合には、騒音を生じることなくブレーキ作動を
行い得ることが確定できた。
から、大部分の適用において、尖端間の円弧長さが内径
Ｒｍｉｎと振動のな（・パッド角度（ラジアン）との積
である場合には、騒音を生じることなくブレーキ作動を
行い得ることが確定できた。
大部分の車両において第４図に示す好まし℃・パッド角
度Ａｐを採用するに当り、前縁及び後縁の尖端間の距離
は下記の寸法の１つに限定すべきである。
度Ａｐを採用するに当り、前縁及び後縁の尖端間の距離
は下記の寸法の１つに限定すべきである。
（ａ）Ｒｍ１ｎ×０．５７６ラジアン；（ｂｌ Ｒｍ
ｉｎ ｘ Ｏ，８４１ラジアン；（ＣＩ Ｒｍｉｎ
Ｘ Ｏ，９９４ラシ７７ ；（ｄｉ ＲｍｉｎＸ １
．１１２７ シフ ７ ； 及ヒ（ｅｌ Ｒｍｉｎ
Ｘ １．４７９ラジアン。
ｉｎ ｘ Ｏ，８４１ラジアン；（ＣＩ Ｒｍｉｎ
Ｘ Ｏ，９９４ラシ７７ ；（ｄｉ ＲｍｉｎＸ １
．１１２７ シフ ７ ； 及ヒ（ｅｌ Ｒｍｉｎ
Ｘ １．４７９ラジアン。
実施したテストから、パッド角度はできる限り小さくな
ければならないことが判明したので、摩擦パッドの円弓
瓜長さは上記（ａｌ、（ｂｌ又は（Ｃ１のいずれかに限
定されるものと考えられ、そし゛て、もし可能ならば、
大部分の適用において好寸しくない騒音の発生を低減さ
せるために＋ａｌを選択すべきである。
ければならないことが判明したので、摩擦パッドの円弓
瓜長さは上記（ａｌ、（ｂｌ又は（Ｃ１のいずれかに限
定されるものと考えられ、そし゛て、もし可能ならば、
大部分の適用において好寸しくない騒音の発生を低減さ
せるために＋ａｌを選択すべきである。
第１図はディスクブレーキ装置の断面図、第２図は音圧
レベル、温度及びブレーキ圧力の関係を示すグラフ、第
°３図は騒音振動数及び音圧レベルの関係を示すグラフ
、第４図はパッド角度と節角度との関係を示すグラフ、
第５図は典型的な従来の摩擦パッドとロータの概略図、
第６図、第７図、第８図及び第９図は夫々本発明による
異なった設計のＨ擦パッドとロータの一部分を示す概略
図である。 １０・・ディスクブレーキ装置、１２・・ロータ、２８
・・キャリパ部材、４２，４４，６０，７０゜８０．９
０・・摩擦パッド、４６．４８・・環状摩滅面、５０，
５２，６２，６６．７２，７４，８２，８４，９２゜９
４・・尖端、５４．６４・・前縁、５６．６８・・後縁
、ＲｍａＸ・・外端縁、Ｒｍｉｎ ・・内端縁。 （１工か１名） 卓用Δい零 寸 ＠婦
レベル、温度及びブレーキ圧力の関係を示すグラフ、第
°３図は騒音振動数及び音圧レベルの関係を示すグラフ
、第４図はパッド角度と節角度との関係を示すグラフ、
第５図は典型的な従来の摩擦パッドとロータの概略図、
第６図、第７図、第８図及び第９図は夫々本発明による
異なった設計のＨ擦パッドとロータの一部分を示す概略
図である。 １０・・ディスクブレーキ装置、１２・・ロータ、２８
・・キャリパ部材、４２，４４，６０，７０゜８０．９
０・・摩擦パッド、４６．４８・・環状摩滅面、５０，
５２，６２，６６．７２，７４，８２，８４，９２゜９
４・・尖端、５４．６４・・前縁、５６．６８・・後縁
、ＲｍａＸ・・外端縁、Ｒｍｉｎ ・・内端縁。 （１工か１名） 卓用Δい零 寸 ＠婦
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 １ 摩擦パッドをロータに近接して配置させるキャリパ
部材を有し、上記パッドが上記ロータに係合せしめられ
てブレーキ作動を行い、上記係合が、上記ロータの摩滅
面の内径から外径に向かって増大する振幅を備えた固有
振動数を有する多種の振動モードを上記ロータに励起し
、或る状態のもとでの上記振動モードがブレーキ作動中
騒音を発生するものにおいて、上記摩擦パッドが、前縁
、後縁、上記摩滅面の上記内径に一致する内端縁及び上
記摩滅面の上記外径に一致する外端縁を具えた摩擦面を
有しており、上記前縁及び後縁が上記内端縁に隣接して
夫々位置される第１及び第２尖端を有し、上記両尖端が
上記内径で測定される振動モードの節間の円弧長さとは
異なる円弧長さを有していて、ブレーキ作動中の騒音の
発生を低減させていることを特徴とするディスクブレー
キ装置。 ２ 上記尖端間の上記円弧長さが、上記内径と０．５２
３〜０．６２８ラジアンとの積に略等しいことを特徴と
する特許請求の範囲第１項記載のディスクブレーキ装置
。 ３ 上記尖端間の上記円弧長さが、上記内径と０．７８
５〜０．８９７ラジアンとの積に略等しいことを特徴と
する特許請求の範囲第１項記載のディスクブレーキ装置
。 ４ 上記尖端間の上記円弧長さが、上記内径と０．９４
２〜１．０４７ラジアンとの積に略等しいことを特徴と
する特許請求の範囲第１項記載のディスクブレーキ装置
。 ５ 上記尖端間の上記円弧長さが、上記内径と１．０４
７〜１．１７８ラジアンとの積に略等しいことを特徴と
する特許請求の範囲第１項記載のディスクブレーキ装置
。 ６ 上記尖端間の上記円弧長さが、上記内径と１．３８
９〜１．５７０ラジアンとの積に略等しいことを特徴と
する特許請求の範囲第１項記載のディスクブレーキ装置
。 ７ 上記尖端間の上記円弧長さが、上記内径と０．５７
６ラジアンとの積に略等しいことを特徴とする特許請求
の範囲第２項記載のディスクブレーキ装置。 ８ 上記前縁が上記外径で上記後縁に連結されて実質的
に三角形の摩擦パッドを形成していることを特徴とする
特許請求の範囲第７項記載のディスクブレーキ装置。 ９ 上記前縁が上記外径で上記後縁に結合されて実質的
に三日月形の摩擦パッドを形成していることを特徴とす
る特許請求の範囲第７項記載のディスクブレーキ装置。 １０ 第１角度が前縁と上記第１尖端を通る半径方向線
との交線により形成され、第２角度が後縁と上記第２尖
端を通る半径方向線との交線により形成され、第１及び
第２角度が略等しいことを特徴とする特許請求の範囲第
７項記載のディスクブレーキ装置。 １１ 第１角度が前縁と上記第１尖端を通る半径方向線
との交線により形成され、第２角度が後縁と上記第２尖
端を通る半径方向線との交線により形成され、第１及び
第２角度が異なっていることを特徴とする特許請求の範
囲第７項記載のディスクブレーキ装置。 １２ 内径における上記尖端間の上記円弧長さが上記外
径における円弧長さよりも大きいことを特徴とする特許
請求の範囲第７項記載のディスクブレーキ装置。
Applications Claiming Priority (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| US62626584A | 1984-06-29 | 1984-06-29 | |
| US626265 | 1984-06-29 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6124842A true JPS6124842A (ja) | 1986-02-03 |
Family
ID=24509656
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP14065785A Pending JPS6124842A (ja) | 1984-06-29 | 1985-06-28 | デイスクブレーキ装置 |
Country Status (5)
| Country | Link |
|---|---|
| EP (1) | EP0169998B1 (ja) |
| JP (1) | JPS6124842A (ja) |
| AR (1) | AR240585A1 (ja) |
| AU (1) | AU574791B2 (ja) |
| DE (1) | DE3564730D1 (ja) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH043670U (ja) * | 1990-04-23 | 1992-01-14 | ||
| JP2016125505A (ja) * | 2014-12-26 | 2016-07-11 | 曙ブレーキ工業株式会社 | ディスクブレーキ装置のラトル音評価方法及びラトル音評価装置 |
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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| DE4133593A1 (de) * | 1991-10-10 | 1993-04-15 | Knorr Bremse Ag | Bremsbelag, insbesondere fuer scheibenbremsen von schienenfahrzeugen |
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-
1985
- 1985-05-28 DE DE8585106503T patent/DE3564730D1/de not_active Expired
- 1985-05-28 EP EP85106503A patent/EP0169998B1/en not_active Expired
- 1985-06-13 AU AU43652/85A patent/AU574791B2/en not_active Ceased
- 1985-06-28 AR AR30085685A patent/AR240585A1/es active
- 1985-06-28 JP JP14065785A patent/JPS6124842A/ja active Pending
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Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| AU574791B2 (en) | 1988-07-14 |
| EP0169998A2 (en) | 1986-02-05 |
| EP0169998B1 (en) | 1988-08-31 |
| AU4365285A (en) | 1986-01-02 |
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| DE3564730D1 (en) | 1988-10-06 |
| EP0169998A3 (en) | 1986-03-19 |
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