JPS63259226A - ブレーキ・シュー組立体及びその改造方法並びにドラム・ブレーキ組立体におけるブレーキ有効度を減ずる方法 - Google Patents

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。

Description

【発明の詳細な説明】 本発明はドラム・ブレーキ・シュー、ドラム・ブレーキ
組立体および現存の車輌のドラム・ブレーキ組立体を改
造する方法、ドラム・ブレーキ組立体のブレーキ有効度
の変化を減ずる方法に関する。

自動車は、多年にわたって、前車軸または後車軸あるい
はこれら両方に装着したドラム・ブレーキ組立体を使用
してきた。近年になって、ディスク式前ブレーキ組立体
とドラム式後ブレーキ組立体を自動車に組み込むことも
普通になってきた。

デュオサーボ・ドラム・ブレーキとして普通に知られて
いる形式のドラム・ブレーキ組立体は、１９２０年代か
ら、乗用車、軽量トラック、重量トラック、バス、トレ
ーラを含む数百刃台の自動車に使用されてきた。デュオ
サーボ・ドラム・ブレーキ組立体は一次と二次のブレー
キ・シューを有し、−ｍの隣合ったシュー端がホ・イー
ル・シリンダまたはカムの作用を受けてブレーキ・シュ
ーを拡張し、ブレーキ・ドラムと制動係合させ、他の組
の隣合ったシュー端がアジャスタ・ストラットまたはリ
ンク機構で連結していてブレーキ・ライニングが摩耗し
てもブレーキ・シューを調節し続けるようになっている
ことを特徴とする。シューはバッキング・プレートに装
着してあり、はぼ円弧状の方向へ限られた慴動運動を行
なうと共に外側に拡張してブレーキ・ドラムの内側摩擦
面と係合するようになっている。

他の形式のブレーキ・シュー組立体も種々の場合に使用
されてきた。これらのブレーキ・シュー組立体としては
、たとえば、リーディング−トレイリング式ブレーキ・
シュー組立体やリーディング−リーディング式ブレーキ
・シュー組立体がある。しかしながら、デュオサーボ式
ブレーキ・シュー組立体が最も普通に使用されており、
特に乗用車や軽量トラックで使用されている。

デュオサーボ式ドラム・ブレーキの特徴は、ホィール・
シリンダを加圧することによって得だ液圧サーボ作用が
ブレーキ・シューの機械的サーボ作用によって倍増され
るということにある。ブレーキ・ドラムの通常の前方回
転では、一次ブレーキ・シューは回転しているドラムと
係合し、係合している一次ブレーキ・シューと共にドラ
ムが回転すると、それが一次ブレーキ・シューをアジャ
スタ・ストラットまたは類似のものに向って円弧方向に
機械的に駆動し、その結果、付加的なブレーキ作動力を
発生させ、これが二次ブレーキ・シューにアジャスタ・
ストラットを介して伝えられる。したがって、液圧サー
ボ作用と機械的サーボ作用が協働して機械的サーボ作用
のない場合に得られるであろう利得よりも高いブレーキ
・トルク増大率を得ることができる。

時には、ドラム・ブレーキの出力変動、換言すれば、ド
ラム・ブレーキ組立体のブレーキ有効度変化（これは多
年にわたって存在した周知の状態である）を減らすこと
が望ましいことがあった。

これを行なう努力は、通常、ブレーキ・アンカーピンの
形状、位置を変えることに向けられてきた。

近年には、特にディスク・ブレーキを前輪に持つ前輪駆
動車の場合に、幅の広い楕円形のアンカービンを使用す
るのが普通となっている。これはこの形態のアンカーピ
ンがドラムの摩擦面により接近して装着でき、アンカー
ピンのところで摩擦力反動の平均値を減らすことができ
、基礎ブレーキ（すなわち、制動しようとしている車輪
の領域にあるブレーキ構造）の利得を減らすからである
。

別の方法としては、シューの中心の下に一次ブレーキ・
シューを設置する方法がある。これは二次ブレーキ・シ
ューに加わる一次ブレーキ・シューの機械的サーボ作用
を減らし、デュオサーボ式ブレーキの利得を減らす傾向
を持つ。

リーディング−トレイリング式ドラム・ブレーキとデュ
オサーボ式ドラム・ブレーキを使用する車輌の研究によ
れば、いずれの形式のドラム・ブレーキも正常な使用で
の有効寿命を通じて完全に安定しているとはいえないこ
とがわかった。ドラム・ブレーキは使用するにつれて比
トルク（スペシフインクトルク）の増大を招く傾向があ
る。しかしながら、デュオサーボ・ブレーキでは、この
傾向はホールドオフ圧力が増大する傾向によって相殺さ
れる。ここで、ホールドオフ圧力というのは、シュー戻
しスプリングの力、シューとバッキング・プレートの間
に加えられる抵抗力、ホィール・シリンダ効率損失（す
べて使用するにつれて増大する傾向がある）を克服する
のに必要な、ホィール・シリンダに加えられる作動圧力
を意味する。

ブレーキ系統を出力変化に順応させようとする方法が種
々提案されており、そのなかには、低利得ブレーキ・デ
ザイン、たとえば、ディスク・ブレーキあるいはリーデ
ィング−トレイリング式ドラム・ブレーキの使用が含ま
れる。ディスク・ブレーキは使用するにつれてブレーキ
有効度を成る程度減ずることが知られている。現存のリ
ーディング−トレイリング式ブレーキは、その有効寿命
中に、ブレーキ出力を増大させることもあるし、ブレー
キ出力を減少させることもあるし、ブレーキ出力を比較
的変化させないままであるということもあることは知ら
れている。しかしながら、この方法はブレーキの有効寿
命中のブレーキ出力の変化の結果を考えず、むしろ、こ
のよう低利得ブレーキ・デザインの使用によってこのよ
うな変化の影響を成る程度減らそうと試みている。この
方法の欠点は大規模な新設備の導入と確認とを必要とし
、したがって、コストにはね返るということである。

ブレーキ・ライニングを形成している摩擦材料とドラム
・ブレーキの摩擦面の間での接触摩擦分布は、アンカー
ビン位置、ホィール・シリンダ位置、加えられる液圧ブ
レーキ作動圧力の大きさ、一次、二次シュー、ライニン
グの剛さおよび負荷時のブレーキ・ドラム剛さ、撓みの
複雑な関係から生じる。この接触圧力分布はブレーキ・
ライニングが摩耗するにつれてブレーキの作動歴によっ
ても影響を受けることがある。

ドラム・ブレーキの分析、理論および知識の歴史によれ
ば、これら分析および知識がドラム・ブレーキの実際の
設計、生産に遅れをとっていることが指摘されている。

以下に、このような分析、理論および知識に関する文献
および原典文書の適度な範囲のリストを示す。

（１１Ａｃｒｅｓ著、ｒｓｏｍｅ　Ｐｒｏｂｌｅｍｓ　
ｉｎ　ｔｈｅ　Ｄｅｓｉｇｎｏｆ　Ｂｒａｋｉｎｇ　Ｓ
ｙｓｔｅｍｓＪ　、Ｔｈｅ　Ｊｏｕｒｎａｌ　ｏｆ　ｔ
ｈｅＩｎｓｔｉｔｕｔｉｏｎ　ｏｆ　ＡｕＬｏｍｏｂｉ
ｌｅ　Ｅｎｇｉｎｅｅｒｓ（Ｌｏｎｄｏｎ）　％第ＸＶ
巻、第１号（１９４６年１０月）、頁１９〜４９゜ （２）　　Ｆａｚｅｋａｓ著、ｒｓｏｍｅ　Ｂａ５ｉｃ
　Ｐｒｏｐｅｒｔｉｅｓ　ｏｆＳｈｏｅ　Ｂｒａｋｅｓ
　Ｊ　、ｔｈｅ　Ａｍｅｒｉｃａｎ　５ｏｃｉｅＬｙ　
ｏｆＭｅｃｈａｎｉｃａｌ　Ｅｎｇｉｎｅｅｒｓ発行の
Ｊｏｕｒｎａｌ　ｏｒ　Ａｐｐ　−１ｉｅｄ　Ｍｅｃｈ
ａｎｉｃｓ、第２５巻、（１９５８年３月）、頁７〜１
０゜ （３）　　Ｒｏｂｉｎｓｏｎ　　著、　　ｒＢｒａｋｅ
　　Ｄｅｓｉｇｎ　　Ｃｏｎｓｉｄｅｒａｔｉｏｎｓ−
３ｏｍｅ　　Ｎｏｔｅｓ　　ｏｎ　　ｔｈｅ　　Ｃａ１
ｃｕｌａｔｉｏｎ　　ｏｆ　　５ｈｏｅＦａｃｔｏｒＪ
　、Ａｕｔｏａ＋ｏｂｉｌｅ　Ｅｎｇｉｎｅｅｒ　　（
１９５９年９月）、頁３４０〜３４８゜ （４）　　Ｏｌｄｅｒｓｈａｗ　、Ｐｒｅｓｔｉｄｇｅ
共著、「口ｒａｋｅ　ＤｅｓｉｇｎＣｏｎｓｉｄｅｒａ
ｔｉｏｎｓ−Ａｎ　Ａｐｐｒｏａｃｈ　Ｂａ５ｅｄ　ｏ
ｎ　ｔｈｅＣｏｎｃｅｐｔ　ｏｆ　ａ　Ｃｅｎｔｅｒ　
ｏｆ　Ｐｒｅｓｓｕｒｅ　ｆｏｒ　ｔｈｅＲｅａｃｔｉ
ｏｎ　Ｂｅｔｗｅｅｎ　ｔｈｅ　５ｈｏｅ　ａｎｄ　ｔ
ｈｅ　ＤｒｕｍＪ、Ａｕｔｏｍｏｂｉｌｅ　Ｅｎｇｉｎ
ｅｅｒ　　（１９６０年４月）、頁１５７〜１５９゜ （５）Ｓｔｅｅｄｓ著、ｒＢｒａｋｅ　Ｇｅｏｍｅｔｒ
ｙ−Ｔｈｅｏｒｙ　ｏｆＩＥｘｐａｎｄｉｎｇ、　Ｒｉ
ｇｉｄ　Ｔｙｐｅｓ　　Ｊ　、ＡｕｔｏｍｏｂｉｌｅＥ
ｎｇｉｎｅｅｒ　（１９６０年６月）、真２６１〜２６
２゜（６）Ｎ　ｅ　ｗ　ｃ　ｏ　ｍ　ｂ著、ｒＤｅｔａ
ｒｍｉｎａｔｉｏｎ　ｏｆ　ｔｈｅ　Ａｒｅａｏｆ　Ｆ
ｒ１ｃｔｉｏｎ　５ｕｒｆａｃｅｓ　ｏｆ　Ａｕｔｏｍ
ｏｔｉｖｅ　ＶｅｈｉｃｌｅｓＪ、Ｊｏｕｒｎａｌ　　
ｏｆ　Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ　　Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎ
ｇ　５ｃｉｅｎｃｅ　　。

第２巻、第４号（１９６０年１２月）、頁３１２〜３２
４゜ （７）　　Ｆｅｒｏｄｏ　Ｌｔｄ、　　ｒＦｒｉｃｔｉ
ｏｎ　　Ｌｉｎｉｎｇ　Ｃａ１ｃｕｌａｔｉｏｎｓ−Ｔ
ｈｅ　Ｓｉｚｉｎｇ　ｏｆ　Ｂｒａｋｅ　ａｎｄ　Ｃ１
ｕｔｃｈ　ＦａｃｉｎｇｓＪ、Ａｕｔｏｍｏｔｉｖｅ　
Ｄｅｓｉｇｎ　Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ　％第４巻、（
１９６５年７月）、頁９３〜９４゜ （８）　　　ｒＭｏｔｏｒ　　Ｖｅｈｉｃｌｅ　Ｐｅｒ
ｆｏｒｍａｎｃｅ　　−Ｍｅａｓｕｒｅｍｅｎｔａｎｄ
　Ｐｒｅｄｉｃｔｉｏｎｊ　、第６．０章、ｒＢｒａｋ
ｉｎｇ　Ｓｙｓｔｅｍｓａｎｄ　Ｂｒａｋｉｎｇ　Ｐｅ
ｒｆｏｒｍａｎｃｅ　　Ｊ　、Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ　
ｏｆＭｉｃｈｉｇａｎ　Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ　Ｓｕ
ｍｍｅｒ　Ｃｏｎｆｅｒｅｎｃｅｓ　　５Ｃｏｎｆｅｒ
ｅｎｃｅ　Ｐｒｏｃｅｅｄｉｎｇｓ　（１９７２年７月
９日〜１３日）、頁１５７〜２０８゜ （９１Ｍｉｌｌｎｅｒ　％　Ｐａｒｓｏｎｓ共著、ｒＥ
ｆｆｅｃｔ　ｏｆ　ＣｏｎｔａｃｔＧｅｏｍｅｔｒｙ　
ａｎｄ　Ｅｌａｓｔｉｃ　Ｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎｓ　
ｏｎ　　ｔｈｅＴｏｒｑｕｅ　Ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓ
ｔｉｃｓ　ｏｆ　ａ　Ｄｒｕｍ　ＢｒａｋｅＪ、Ｔｈｅ
　　Ｉｎ５ｔｉｔｕｔｉｏｎ　ｏｆ　　Ｍｅｃｈａｎｉ
ｃａｌ　　Ｅｎｇｉｎｅｅｒｓｐｒｏｃｅｅｄｉｇｎｓ
　　（１９７３年）第１８７巻、真３１７〜３３１およ
びＤｉｓｃｕｓｓｉｏｎ、頁Ｄ１０５〜Ｄ１０Ｂ。

ＱＯ）　　　ｒＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ　Ｄｅｓｉｇｎ
　１ｌａｎｄｂｏｏｋ　　−Ａｎａｌｙｓｉｓａｎｄ　
Ｄｅｓｉｇｎ　ｏｆ　Ａｕｔｏｍｏｔｉｖｅ　Ｂｒａｋ
ｅ　ｓｙｓｔｅｍｓ　　ｊ、ＤＡＲＣＯＭパンフレット
ＤＡＲＣＯＭ−Ｐ　７０６−３５８、＋１０ＳＵ、Ｓ、
Ａｒｍｙ　Ｍａｔｅｒｉａｌ　　Ｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎ
ｔ　ａｎｄＲｅａｄｉｎｅｓｓ　Ｃｏｍｍａｎｄ　　（
１９７６年１２月）、Ｃｈａｐｔｅｒｓｌ　　、　　２
Ｓ１４ａαＤ　　Ｏｒｔｈｗｅｉｎ著、ｒＥｓＬｉｍａ
ｔｉｎｇ　Ｔｏｒｑｕｅ　ａｎｄ　ＬｉｎｉｎｇＰｒｅ
ｓｓｕｒｅ　ｆｏｒ　Ｂｅｎｄｉｘ　　−Ｔｙｐｅ　Ｄ
ｒｕｍ　Ｂｒａｋｅｓｊ　、ＳＡＥ　Ｐａｐｅｒ第８４
１２３４番、１９８４年１０月。

ＱＥ）　　　ｒＧｅｎｅｒａｌ　　Ｍｏｔｏｒｓ　　Ｃ
ｏｒｐｏｒａｔｉｏｎ　　Ｒｅ５ｐｏｎｓｅ　　ｔ。

Ｐｒｏｐｏｓｅｄ　ＦＭＹＳＳ　　１３５−Ｐａｓｓｅ
ｎｇｅｒ　Ｃａｒ　１ｌｒａｋｅＳｙｓ　ｔｅｍ　Ｊと
いうタイトルの、１９８６年１月１３日イ寸けのＵＳＧ
　２４５６、Ｄｏｃｋｅｔ　　Ｎ１８５−０６、Ｎｏｔ
ｉｃｅ　１　、付録第１号（用語辞典）、第１２号（変
形例）。このリポートはアメリカ合衆国、ワシントンＤ
、Ｃ，２０５９０，５ｅｖｅｎｔｈ　５ｔｒｅｅｔＳＷ
、４００番地、ＮＩＩＴＳＡ　、　Ａｓ５ｏｃｉａｔｅ
＾ｄｍｉｎｉｓｔｒａｔｏｒ　ｆｏｒ　Ｒｕ１ｅ　Ｍａ
ｋｉｎｇに提出した公開記録である。

これらの文書のうち種々のものには、リーディング−リ
ーディング式、トレイリング−トレイリング式、リーデ
ィング−トレイリング式、デュオサーボ弐のブレーキを
含む種々のドラム・ブレーキ形態についての分析が見出
される。上記１２番目の文書は、付録第１号で、優れた
ブレーキ用語辞典を与え、付録１２号で、ブレーキ変形
例について徹底的に論議している。ドラム・ブレーキ設
計の分析が解決しようとしている早期の問題には充分強
力なデザインを開発することとテスト部品を作る前にブ
レーキの出力を予測することが含まれていた。

一次ブレーキ・シューを用いて二次ブレーキ・シューに
加えられる荷重を高めてドラム・ブレーキのトルク出力
を増大させる場合のデュオサーボ式ドラム・ブレーキの
開発により、大容量の液圧システムを必要としない、比
較的小さな物理的パフケージの非常に強力なブレーキが
得られた。これらの利点は今日用いられているようなこ
の形式のドラム・ブレーキでも見出される。これら早期
の設計作業では「シュー係数」を計算するのにグラフ式
方法を採用している。この「シュー係数」という用語は
各個々のブレーキ・シューに分配し得る比トルクを意味
している。

これら早期設計作業は、主として、ホィール・シリンダ
位置、アンカービン位置等に関連した幾何学的平均比を
処理し、摩擦面に沿って均一な圧力分布を仮定している
。均一な圧力分布を仮定したのは、このような仮定がブ
レーキ・デザインの分析的な解決にとって便利なためと
考えられる。

その例が上記のＡｃｒｅｓ　％　Ｆａｚｅｋａｓ　％　
５ｔｅｅｄｓおよび０１ｄｅｒｓｈａ−の文献や他の文
献にも見出される。後の設計や理論では、均一分布の仮
定がドラム・ブレーキの測定比トルクを正確に予測して
いないということが認められている。これがシヌソイド
圧力分布の仮定に基づく分析への移行を招いた。

１９７０年代初年代前のすべてのブレーキ設計では、ド
ラムとブレーキ・シューの両方ならびにシュー上のライ
ニングが剛性であり、たとえ理論家がこれが実際には問
題であると認めていてさえ、荷重下で弾性変形を行なわ
ないと考えられていた。

この考えは分析作業を簡略化するためになされた。

高速ディジタル本体コンピューターの出現と有限要素分
析の開発によって初めて、シューとドラムの撓みを理論
上受は入れることができた。上記のＭｉｌｌｎｅｒ−Ｐ
ａｒｓｏｎｓによる１９７３年の論文によりこれらの撓
みが処理されている。この論文には、圧力分布がブレー
キの作動層により変るかどうかの観察結果も含まれてい
る。ヒール・トー接触がリーディング−リーディング式
ドラム・ブレーキについて分析されており、ブレーキ出
力の増大を生じさせることが示されている。この論文お
よびそれに付随した検討において、種々の弓イニング材
料の摩擦係数における変化に伴なう変動についても論議
されている。Ｍｉｌｌｎｅｒ−Ｐａｒｓｏｎｓ論文にお
いて、「シュー係数」に関係したライニング円弧長の影
響について触れられているが、本願で提案しているよう
な短いうイニング円弧長の利点を指摘した記述はまった
くない。

歴史的に、ブレーキ系統技術者はドラム・ブレーキの機
械的モデルで実際のドラム・ブレー；ト・デザインの比
トルク特性を正確に予測するということについては懐疑
的であった。これは、明らかに、車輌ブレーキ系統の設
計に際してもでる予測を正確に使用しようとした経験か
ら生じている。

たとえば、多年にわたって使用されてきた代表的なドラ
ム・ブレーキの構成部品の寸法の微小変化またはライニ
ング組成物、したがって、う・イニングの摩擦係数の変
化がドラム・ブレーキの比トルクの変化、すなわち、ブ
レーキのトルク出力の同様の変化を招く可能性がある。

パズルの失われた一片は、常に、実際のライニング−ド
ラ１、摩擦界面圧力分布の知識であった。剛性および一
貫した圧力分布についての古典的な仮定がブレーキ系統
技術者の実際の経験と結び付いてモデルおよびドラム・
ブレーキ分析の有効性に関しての懐疑の大きな原因とな
っていた。

上記の刊行物のいくつかにおいてはブレーキ・ライニン
グ材料の円弧長について触れられている。

これらの論文を通じて共通の思考の筋道は実用上合理的
な程度に円弧長を大きくしなければならないということ
にあり、冷却の必要性を考察している。摩擦材料にかか
る単位荷重およびその変形、摩耗特性がさらにデュオサ
ーボ・ブレーキに一次、二次シューを広く採用し、ライ
ニング円弧長を９０度〜１００度、１１０度〜１２０度
それぞれの範囲に定め、特にライニング円弧長をそれぞ
れ約９７度、１１７度とすることになった。

Ａｃｒｅｓ論文においてはそれぞれ７５度〜８０度の円
弧長を持った４つのシューの使用が提案されているが、
熱の消散が不充分であり、これがおそらくライニングが
常時ドラム摩擦面の大部分を覆っており、冷却を妨げて
いるためということを認めている。Ａｃｒｅｓは試験の
ためにのみ２つだけのこのようなシューを用い、ライニ
ングに二重の役割を与えようと考えたと述べているが、
それ以上これを追求していない。代りに、Ａｃｒｅｓは
５ＡＥＪｏｕｒｎａｌの１９４６年５月版における５ｕ
ｐｅｒの論文を引用し、熱消散問題のために全円弧長を
２４０度まで減らさなければならないという点に賛意を
表わしている。２つのシュー間での均等な分割という仮
定では、各シュー・ライニングが１２０度の円弧長を持
つことになる。＾ｃｒｅｓは種々のライニング摩擦材料
の効果についても論議しており、そこで生じる変化に注
目し、種々の材料が非常に異なった結果を示すというこ
とを明らかにしている。

Ｓ　ｔｅｅｄｓは論文中で剛性およびライニングの全円
弧長にわたるブレーキ・ドラムとの全面接触に関する仮
定を行なっている。Ｓ　ｔｅｅｄｓはその時点で普通に
使用されているもの以外のライニング円弧長や他の従来
技術における同じライニング円弧長について考察してい
るという点をなんら指摘していない。

５ｔｅｅｄｓと同時代のＯｌｄｅｒｓｈａｗ−Ｐｒｅｓ
ｔｉｄｇｅ論文においてはライニング円弧長について触
れられており、１つのシューについてのライニング円弧
長の限界が８０度〜１３５度であると結論し、１００度
〜１２０度のシュー・ライニング円弧長が最も実用的で
あるという彼等の意見をはっきりと示すグラフを与えて
いる。

以下に示すいくつかの代表的な特許の開示は本願で開示
し、請求している発明を用いて解決した問題に一般的に
関係しているブレーキ・シューおよびライニングについ
ての種々の開発結果を示す。

米国特許第２．７５０，００６号（１９５６年特許）に
おいてはブレーキ・ライニングの摩耗、チャタリングの
改良について記載されている。この発明は枢着シュー組
立体のブレーキ・ライニングについてのものであり、こ
こでは、ブレーキ・ライニングは少なくとも両端のとこ
ろにブレーキ・ドラムの内面の円筒形曲率より大きい円
筒形曲率を有し、これにより、シューは制動しようとし
ている車輪の回転中にそれと接触するようになっている
。

米国特許第２．８１８．９４１号（１９５８年特許）に
おいてはデュオサーボ式ブレーキ組立体の一次ライニン
グを二次ライニングよりもかなり幅の狭いものに作ると
いうことが提案されている。これらの幅を適正な比率に
設定す・ることによって、各ライニングとドラムの間に
ほぼ均一な単位圧力が得られると考えられている。これ
は厳しい制動状態の下でブレーキ・フエイド現象を減ら
すと考えられる。

米国特許第２，８４８，０７３号（１９５８年特許）に
おいては各ブレーキ・シューに複数の短いライニング要
素を使用することが提案されている。両方のシューにあ
るライニング要素は一緒になっても全周３６０度のうち
全部で約６０度を占める。したがって、各ブレーキ・シ
ューは、図示され、説明されているように、各シュー毎
に約１５度の２つの部分に分割される全体として約３０
度の円弧長を有する。発明者は余分に冷却区域を設ける
ことによってブレーキの満足できる性能を得ることがで
きると考えている。しかしながら、シュー、ドラムの圧
力分布または撓み特性についての認識は持っていない。

また、非金属製または組成物製の整合要素の使用を示唆
しているにもかかわらず、種々の材料の種々の摩擦係数
に関してはなんら利点を認めていない。この米国特許の
発明者はこれらのシューをリーディング−トレイリング
・シュー組立体に配置している。この発明者は摩擦装置
に各シュー毎に複数の短いパッドを持たせることに制限
しており、パッドはシューの水平軸線から隔たっており
、したがって、この米国特許に開示され、請求されてい
るライニングよりもシュー端の隣合ったものに一層接近
するように延びている。

米国特許第２，９１０．１４５号（１９５９年特許）お
よび米国特許第３，０１３，６３７号（１９６１年特許
）において、デュオサーボ式ブレーキで小型の多層摩擦
ライニング・パッド・ユニットを使用している他の形態
が示されている。同様に、米国特許第３．００７，５４
９号（１９６１年特許）においてデュオサーボ・ブレー
キ装置の二次ブレーキ・シューあるいはリーディング−
トレイリング式ブレーキ装置の両ブレーキ・シュー上に
ある種々の摩擦ライニング・セクタ間のギャップが示さ
れている。

米国特許第３，０２９，９０１号（１９６２年特許）は
二次シュー上の自己付勢力を制限するように改造したア
ンカー配置となっているデュオサーボ式ドラム・ブレー
キに関する。その中で一次、二次のシュー上に設けた２
つのブレーキ・ライニング材料のセクタも示されている
。これらのセクタは各シューのヒール、トーのところに
取り付けてあり、組立体の水平軸線からはかなり隔たっ
ており、ちょうど良いところに位置する。この特許権者
が上述した論文に記載されているようなＡｃｒｅｓのブ
レーキ分析を利用していることは注目に値する。

ドラム・ブレーキのためのアスベスト含有摩擦材料の技
術は７０年以′上の期間にわたって発展してきたが、摩
耗、フィイドおよび摩擦安定性についての改良もこの期
間にわたって続けられてきた。

上述した文献、論文のいくつかはこれに触れている。非
アスベスト摩擦材料の、特にドラト・ブレーキ用途につ
いての技術的な進歩はここほんの１０年はどでかなりの
程度まで行なわれた。非アスペスト技術はディスク、ブ
レーキ用途のための金属繊維補強材料の発達により成果
を得たが、広範囲にわたって無機物、金属、人工繊維を
ドラム・ブレーキ用途で用いる試みは限られた成果を得
ただけである。成る種の限られた非アスベストを使おう
とする傾向は２５年〜３０年前に見られたが、その結果
は摩耗と騒音の問題から広い範囲では採用されず、少な
くとも部分的に採用されただけである。ドラム・ブレー
キ用途で直面する問題は、過去でも現在でも、非アスベ
スト材料の摩耗、摩擦、制動効果変化、騒音である。

アスベスト製品の使用を避けることが望ましいことのほ
かに一層適切な非アスベスト摩擦材料が一般に現在使用
されているアスベスト摩擦材料よりも高い摩擦係数を持
っているため、ブレーキ産業界では低利得後車幅ブレー
キ系統、たとえば、リーディング−トレイリング式ドラ
ム・ブレーキを備えた将来の車輌を設計することによっ
てアスベストについて提案された政府規制に合わせる計
画が考えられている。同等のブレーキ・トルクを得るた
めに、これら代替ブレーキ系統ではより大きな液圧容量
を必要とし、これはマスク・シリンダ寸法、ブレーキ・
ブースタ応答性のほかにブレーキ・ペダル比の設計に影
響を与える。ブレーキ技術者は所望の停止距離およびそ
の変化の影響も考慮するほかに、特に容量を増大させた
ときに手動式あるいはアンチロック弐のブレーキ制御装
置のいずれかによる調整を考慮しなければならない。

たとえこのような種々のファクタを革新的なシステム設
計で処理できたとしても、ブレーキ出力の変動の摩擦係
数がより高い材料との関係は車輌に組み込んだブレーキ
の妥当な有効寿命を通じて許容できるブレーキ性能を保
証するように考えなければならない。アスベスト製品の
使用がアスベスト製品を使用するように製作されたブレ
ーキ・ライニングで禁じられたならば、考慮する必要の
ある問題はブレーキがアスベスト式摩擦材料を用いるよ
うに設計されている現存の車輌で比アスベスト弐ライニ
ング代替物を使用するということにある。

本発明はドラム・ブレーキ・ライニングの剛性およびそ
の摩擦面上の圧力分布に関して多年にわたってブレーキ
設計者によって行なわれてきた一般的な仮定に挑戦した
新しい研究および分析（コンピュータの能力を利用する
ことによって最近になって初めて実行可能となった）に
基づくものである。

そうして得ることができた、従来技術では予期しなかっ
た有利な結果（従来の標準的な剛性、圧力分布仮定を用
いて予測された結果と比較した場合）は次の通りである
。

（八）出力またはブレーキ有効度の変化が摩擦係数の変
化と共にかなり小さくなった。

（Ｂ）新しいドラム・ブレーキ・ライニングの制動有効
度または作動からのずれがかなり小さくなり、ブレーキ
・ライニングの寿命にわたってより一貫した制動効果が
得られた。

（Ｃ）有機アスベスト含有配合物から無機半金属その他
の配合物まで種々のライニング配合物の使用で生じる変
動が小さい。

（Ｄ）ブレーキ・ア′ジャスタ性能が一層安定した。

（Ｅ）ライニング片のコストが低く、しかも性能が改善
された。

（１’）車輌に組み込んだ前輪ディスク・ブレーキと後
輪ドラム・ブレーキのライニング寿命のマツチングが改
善された。

（Ｇ）￥を量、体積効率が改善された。

上記（Ｃ）項のために、無機の非アスベスト・ライニン
グをアスベストを含んだ有機ライニングの代りに用いて
確実な利益を得ることができる。ただし、現在までアス
ベスト含有ライニングを排除しようとするときに大きく
立ち塞がる否定的な結果もいくつかある。

近年になって、リーディング−トレイリング式ブレーキ
が上記のファクタ（Ａ）　、（Ｂ）　、（、Ｆ）の故に
デュオサーボ式ブレーキの代替物としてブレーキ設計者
や製造業者によって本気で考えられるようになってきた
が、これには新設備等によるコスト高や現在効率よく使
用されているデュオサーボ・ブレーキ製造設備の廃棄を
伴なう。本発明による短い円弧長のライニングであれば
、デュオサーボ式ドラム・ブレーキをそのまま使用でき
る。

本発明は、摩擦材料とドラム・ブレーキ摩擦面の間の接
触圧力分布の変化の結果としてドラム・ブレーキ、特に
デュオサーボ式ドラム・ブレーキで生じる出力変化の制
御に係るものである。

そのために、本発明によるドラム・ブレーキ・シュー組
立体は特許請求の範囲の請求項１に記載された特徴の組
み合わせからなる。

本発明を使用することによって、接触圧力分布変化の影
響をかなり減じることができる。

生産型車輌についての最近の分析、研究では、接触圧力
分布がドラム・ブレーキ組立体の水平方向中心線から最
も大きくずれたところに集中したときにドラム・ブレー
キ出力変化が最も大きくなることがわかった。ヒール・
トー接触の「最悪」状態（ライニングのドラムとの圧力
分布接触が各シューの頂、底でのみ生じる状Ｂ）は公称
ブレーキ出力効率のほぼ二倍の出力変化を生じさせろ。

これは従来のシュー組立体を用いているブレーキで生じ
ることがわかっている。しかしながら、試験の目的で、
この最悪状態を再現すべく、成るブレーキ・シューの標
準の１１７度円弧ライニングの各端位置にライニング材
料を設けてみた。各ライニング端は円弧に沿って約２５
．４ｍｍ（１インチ）の長さとなっており、したがって
、正規の１１７度円弧長の約１０％をカバーしていた。

公称ブレーキ出力効率は比トルク、または、全面ライニ
ング接触に対してトルク−圧力をプロットした曲線で表
わされる。したがって、ヒール・トー接触の最悪状態の
場合、ドラム・ブレーキ出力は公称出力の二倍もの大き
さとなるか、あるいは、それを上回る可能性すらある。

本発明は次のような認識に基礎を置く。すなわち、ライ
ニング円弧長を制限し、シュー上に短い円弧長うイニン
グを置き、ドラム・ブレーキ組立体の他のいかなるファ
クタ、たとえば、アンカーピン位置、ホィール・シリン
ダ排出量要件その他上述したファクタをも変えることな
くブレーキ組立体の水平軸線について対称的とすること
によって接触圧力変化の影響を低減し得るという認識で
ある。これは、特に短い円弧長のブレーキ・ライニング
をドラム・ブレーキ組立体の水平方向中心線について対
称的に設置することによって、接触圧力分布の集中をド
ラム・ブレーキ組立体の水平方向中心線からの大きなず
れから水平方向中心線からの短い変化まで減らす。

また、ライニング円弧長を後に特別に説明する範囲に制
限することによって、種々のライニング材料組成物の使
用で生じる種々の摩擦係数の影響をかなり減らすと共に
、車輌後輪ドラム・ブレーキのライニングの寿命を車輌
前輪ディスク・ブレーキの寿命と同じなるに充分なライ
ニング領域を得ることができることも観察された。

この特徴によれば、本発明はデュオサーボ式ブレーキ系
統での非アスベスト・ライニング材料の使用を可能とし
、しかも、このブレーキ系統の他の部分、たとえば、ホ
ィール・シリンダまたはマスク・シリンダの排出量をな
んら変える必要がないという潜在能力を有する。したが
って、過去に生産された（そして、早期のデザインを持
ち、先の仮定に基づいた）車輌に加えてこれから生産さ
れようとしている車輌に使用できるように本発明に従っ
てここに開示、請求されるように円弧長に沿って延びか
つ設置されたライニングを備えたドラム・ブレーキ・シ
ューを得ることができるという付加的な利点がある。し
たがって、既に使用されている車輌のブレーキ系統の改
造はまったく不要である。ここに開示、請求したような
本発明によるライニングを備えたブレーキ・シューは’
ｔＥＶＥ使用によるドラム・ブレーキのブレーキ有効度
の大きな変化傾向をかなり減じ、したがって、ブレーキ
の有効寿命を通じて、使用するにつれての大きな有効度
変化を持つドラム・ブレーキのものよりも一層一定した
ブレーキ性能を維持することができる。この減少程度は
代表的には１ノ４程度まで減少することがわかった。

たとえ短い円弧長ライニングが多年にわたって普通に使
用されてきた全円弧長ライニングよりも幾分摩耗が速い
傾向があるとしても、本発明によれば、たとえば、前輪
ディスク・ブレーキを備えた車輌の後輪ブレーキとして
すえ付けたときに、前輪ディスク・ブレーキ組立体のデ
ィスク・ブレーキ・パッドを交換するのとほぼ同じ時間
で普通に交換される程度の率で摩耗することになる。

普通の走行状態では、前輪ディスク・ブレーキ、後輪ド
ラム・ブレーキを備えた普通の生産型車輌では、後輪ド
ラム・ブレーキ・ライニングが摩耗によって交換を必要
とする走行距離の約半分で交換を必要とする程度にディ
スク・ブレーキ・パッドが摩耗することはわかっている
。現行の生産型ブレーキ・シューに比べて約半分のライ
ニング量を各ドラム・ブレーキ・シューに使用するとい
うこと、および、ブレーキ製造業者が既に設備を整えて
いるドラム・ブレーキ・デザインの生産を継続しながら
、しかもライニング円弧長とライニング組成を変えるだ
けで良いという点は生産コストの低減にも寄与すること
になる。

本発明によるドラム・ブレーキ組立体は特許請求の範囲
請求項６の主題を構成し、現存車輌のドラム・ブレーキ
組立体を改造する本発明による方法は特許請求の範囲請
求項７の主題を構成する。

ドラム・ブレーキ組立体のブレーキ有効度の変化を少な
くする本発明による方法は特許請求の範囲請求項１２の
主題を構成する。

以下、添付図面を参照しながら本発明を一層詳しく説明
する。

これから種りの図面を参照するが、第１図に示す従来技
術のブレーキ・シュー組立体は世界中で生産されている
車輌において多年にわたって使用されてきた生産型デュ
オサーボ式ドラム・ブレーキ組立体に見出される形式の
ものである。ここに筒路に示すドラム・ブレーキ組立体
１０は回転可能なブレーキ・ドラム１２を包含し、この
ドラムはこの分野では周知のように車輌に一緒に回転す
るように適切に固着しである。この組立体はバッキング
・プレート１４、ホィール・シリンダ１６、一次ブレー
キ・シュー組立体１Ｂ、二次ブレーキ・シュー組立体２
０、ブレーキ・アジャスタ・ストラット２２を有する。

ブレーキ分野では周知のように、ホィール・シリンダ１
６はバッキング・プレートあるいは固定フランジのいず
れかに取り付けてあり、ブレーキ作動油圧を受けてドラ
ム・ブレーキを作動させるように配置しである。このホ
ィール・シリンダは図には対向配置したプランジャ２４
．２６を持つように示してあり、これらのプランジャは
ホィール・シリンダ・ハウジング内にあるホィール・シ
リンダ・ピストンに連結しである。プランジャ２４は一
層ブレーキ・シュー組立体１８のブレーキ・シュー３０
の端２８と係合し、プランジャ２６は二次ブレーキ・シ
ュー組立体２０のブレーキ・シス−３４の端３２と係合
している。シュー端２８．３２はブレーキ・シューの隣
合った端と考えられ、シュー３０．３４の反対側の隣合
った端３６．３８は、それぞれ、この分野で周知のよう
に、アジャスタ・ストラット２２と係合するように配置
しである。

シュー組立体１８．２０はバッキング・プレート１４に
図示しない適切な手段によって取り付けてあり、ブレー
キが選択的に作動させられたり、解放されたりするとき
にバッキング・プレートに平行な方向に動くことができ
る。この配置全体はドラム・ブレーキの分野では周知で
ある。

ブレーキ・シュー組立体１８はブレーキ・ライニング４
０を有し、このライニングはこの分野で周知の要領でシ
ュー・リム４２に取り付けてある。

同様に、ブレーキ・シュー組立体２０はシュー３４のシ
ュー・リム４６に適切に取り付けたブレーキ・ライニン
グ４４を有する。図示した代表的な従来技術のブレーキ
組立体では、一次ブレーキ・シュー・ライニング４０は
図示したように約９７．５度のライニング円弧長に沿っ
ており、ブレーキ・シュー組立体の水平方向中心線４８
より下の部分がその上の部分よりも大きくなっている。

二次ブレーキ・シュー・ライニング４４は図示したよう
に約１１７度のライニング円弧長に沿っており、水平方
向中心線４８に対して対称的となっている。

図でわかるように、第１図に示したこの配置はここ数年
にわたってこの主題についてのブレーキ設計協定で一貫
して述べられてきたブレーキ設計技術に従っており、一
次シュー・ライニングがアジャスタ・ストラット２２に
より近いところで円弧方向に延びており、その結果、ラ
イニングの量が中心線４８の上よりも下で多くなる。こ
の形式のドラム・ブレーキ組立体は、普通は、アメリカ
合衆国を始めとして世界の多くの国々で生産されている
車輌に多年にわたって用いられてきたものである。同様
のブレーキ・シュー組立体が前輪にも後輪にも用いられ
てきた。多くの乗用車および軽量トラックの前輪にディ
スク・ブレーキ組立体を普通に用いるようになったため
、ドラム・ブレーキ組立体は後輪に使用され続けてきた
。デュオサーボ式ドラム・ブレーキ組立体を使用するの
が普通になってきた現在、最大のデュオサーボ効果を用
いた場合よりも幾分低い利得をドラム・ブレーキ組立体
に与えるように種々の配置が実施されてきた。

第２図は第１図に示すドラム・ブレーキ組立体の変形例
を示しており、ここに開示し、請求するような本発明の
概念に発展する中間の段階を、発明の利点を得るべく望
ましさの上限に近いブレーキ・ライニング円弧長の範囲
内で示している。第２図のドラム・ブレーキ組立体の各
部分は、一次、二次ブレーキ・シュー組立体およびブレ
ーキ・ライニングに関連したものを除いて第１図で用い
たと同じ参照符号で示しである。

第２図において、２１８で示す一次ブレーキ・シュー組
立体には一次ブレーキ・ライニング２４０が設けてあり
、２２０で示す二次ブレーキ・シュー組立体には二次ブ
レーキ・ライニング２２４が適切に取り付けてある。こ
のブレーキ組立体においては、一次ブレーキ・ライニン
グ２４０は７０度のライニング円弧長に沿っており、ブ
レーキ・シュー組立体の水平方向中心線４８に対して対
称的に位置しており、したがって、この中心線の両側の
ライニング円弧長は同じである。同様にして、二次ライ
ニング２２４は９０度の円弧長に沿っており、中心線４
８について対称的に位置している。

第２図のブレーキ・シュー組立体２１０のシュー・ライ
ニング２４０．２２４は第１図のブレーキ・シュー組立
体１０のシュー・ライニング４０．４４と同じ幅である
と好ましく、ライニング材料は上記の、そして後にも述
べる目的および理由のためにより短い円弧長にわたって
延びており、従来技術では見出されもしなかったし、教
示もされなかった予期せぬ結果を得ることができる。

ブレーキ・ライニング２４０．２２４ならびに第３図、
第４図のライニングはそれぞれ単一の連続したブレーキ
・ライニングであると考えられるが、これはライニング
がセグメントの形で設けられている場合有効ライニング
円弧長およびライニング位置に実質的に変化がないかぎ
り小さなギャップまたは間隔を持つブレーキ・ライニン
グの可能性を排除するものではない。

同様に、ブレーキ・ライニングの長さ方向あるいは横断
方向において摩擦制動面に溝を設けることを望む場合、
ライニングは図示の円弧長にわたって連続的に延びる単
一のライニングであるとなお考えることができる。

ここで、ライニング円弧長を短縮することによってライ
ニング４０．４４のヒール、トーを構成する材料が効果
的に除かれ、各ライニング２４０．２２４の摩擦制動面
の有効ヒール、トーが従来よりも中心線４８に近い位置
にあるということが明白になる。さらに、各ライニング
２４０．２２４の端は中心線２４８から等距離、対称的
に隔たる。

第２図の短いライニング円弧長を試したところ、成る重
要な利点を得ることができることが明らかとなった。こ
れが、第１図に示す従来技術のライニングの円弧長の約
５０パーセントを各ライニングが占める場合に非常に有
利であることがわがった短い円弧長のライニングの開発
に結び付いたのである。したがって、第３図のドラム・
ブレーキ組立体はこのような短い円弧長のライニングを
有し、これらのライニングも水平方向ブレーキ組立体中
心線４８について対称的に位置する。第３図のドラム・
ブレーキ組立体３１０では、一次ライニング３４０は約
４９度の円弧長に沿っており、水平方向中心線４８につ
いて対称的に位置し、二次ライニング３４４は約５７度
の円弧長に沿っており、これもブレーキ組立体の水平方
向中心線４８に対して対称的に位置している。

図示してないがいくつかのデータをグラフにプロットし
た別の変形例では、一次、二次ブレーキ・ライニングは
共に約５８度の円弧長を持っていた。

他の点では、このドラム・ブレーキ組立体は第３図のも
のと同じであり、同じ液圧システム（完全には図示して
いない）が用いられている。

第４図のドラム・ブレーキ組立体４１０は第３図のドラ
ム・ブレーキ組立体３１０と非常に似ている。一次ライ
ニング４４０の有効円弧長は約４９度の円弧長に沿って
おり、水平方向中心線４８について対称的に位置してい
る。この例では、有効ライニング円弧長は第１図の一次
ブレーキ・シュー組立体１８を改造することによって得
ている。この改造はブレーキ・ライニング４０のかなり
の部分を除去し、第４図に示すように一端に部分４４１
を、反対端に類似の部分４４３を残すことによって行な
れた。この残した部分の量はライニングをブレーキ・シ
ュー・リムに対して保持する適切な止め手段を受は入れ
るに充分な量である。従来のようにライニングをシュー
・リムに接着した場合には、所望ならば、区域４４１．
４４３のところのライニングをすべて除去してもよい。

この除去は有効ライニング円弧長４４０が従来ライニン
グ４０の円弧長の約半分の所望円弧長に沿うように行な
われる。

第４図に示す二次ライニング４４４は第３図の二次ライ
ニング３４４と同じように約５７度の有効円弧長を持つ
。このライニングは従来のブレーキ・シュー組立体２０
から改造したものとして図示してあり、第４図に４４５
．４４７で示すようにシュー４４の両端から成る程度の
ライニング材料を除去している。一次シュー組立体４１
８と同様に、この二次シュー組立体４２０は第３図に示
す二次シューと同じ円弧に沿ったを効ライニング円弧長
を有し、また、同様にブレーキ組立体水平方向中心ｙＡ
４Ｂに対して対称的に位置している。

シューは斜面を形成したライニング端を持っていてもよ
く、その場合、ライニングは斜面区域から摩耗するので
摩擦面は新しいうちには必要な円弧長にわたって延びて
いることになる。また、有効円弧長はやや大きくてもよ
いが、それでも本発明の範囲内にまだ留まる。

ライニング・セグメント４４０．４４４に関して上述し
た小改造は本発明を具体化した他の短円弧長ライニング
・セグメントにも応用できる。たとえば、第２図のライ
ニング・セグメント２４０．２４４および第３図のライ
ニング円弧長３４０．３４４に応用できる。

第５図はブレーキ・ライニングの全面を横切る均一な圧
力分布および円弧長についてのここ数年の代表的なブレ
ーキ設計者の仮説を示しており、この場合、ブレーキが
作動したときにライニングが常にブレーキ・ドラムと全
面接触するものと考えられている。

第６図は第５図と同様の図であるが、ブレーキ・ライニ
ング全面にわたる圧力分布がシヌソイダルであり、ヒー
ル、トーで少なく、ブレーキ・シューの中央で最大とな
るという他の仮説を示している。

これらの考えは特にデュオサーボ式ブレーキ組立体の二
次ブレーキ・シューに関するものであり、第５図から第
７図のそれぞれに示すブレーキ・シューは第１図の二次
ブレーキ・シュー２０であり、１１７度の円弧長のライ
ニング４４が取り付けてある。第５図の矢印６０はライ
ニング４４の全円弧長、面に沿って作用すると仮定した
均一な圧力分布を示している。同様に、第６図の矢印７
０はシヌソイダル圧力分布外面を仮定した場合のライニ
ング４４の全円弧長に沿った圧力分布を示している。

第７図に示す実際の「最悪」圧力分布を示す試験結果を
含む最近の分析、研究では、接触圧力分布がドラム・ブ
レーキ組立体の水平方向中心線４８から最大のずれ位置
に集中したときにドラム・ブレーキ出力変化が最大とな
るという本発明者等の考えが支持されている。このよう
な分析、研究、試験に続けて、「最悪」パターンが確実
に発生する試験を行なった。ライニング材料の円弧長お
よび面積の約８０％を除去し、ヒールおよびトー（実質
的に第７図の圧力分布矢印８０．８２の領域）のところ
の小さい領域を除いてライニングがブレーキ・ドラムと
接触できないようにした。普通は、このような領域はそ
れぞれ１１７度円弧長のライニングの面積の約１０％ま
でカバーされた。

ヒール・トー接触を示す後のグラフに示すように、この
ようなシュー配置では公称ドラム・ブレーキ出力のほぼ
２倍のブレーキ存効度出力変化が生じる。試験車輌の後
車輌に装着したデュオサーボ式ドラム・ブレーキに半金
属製摩擦ライニング材料を用いて計装トルク・ホイール
試験を行なった。

最初、第１図に示す形式の全ライニング円弧長によって
車輌試験を行なった。後輪ブレーキの磨き仕上げの後に
は０．１　Ｎｍ／ｋＰａ　（０，５ｌ　ｂ　−ｆ　ｔ／
ｐｓｉ）の公称後輪ブレーキ比トルクが存在することが
わかった。次に、後輪ライニングを改造して、一次、二
次ライニング両方のヒール、トーの各々において円弧状
に測ってほんの約２５．４ｍｍ（１インチ）のところで
ライニングがブレーキ・ドラムと接触するようにした。

これにより、第７図の矢印８０．８２で示す２つの隣合
った部分の間でライニング材料を除去することによって
圧力分布矢印８０．８２の領域でのみブレーキ・ライニ
ング材料を残すことになった。

これらのライニングを再び磨き仕上げし、事情上の計装
トルク・ホイールで後輪ブレーキ比トルクを再測定した
。後輪ブレーキ比トルクは約０．２Ｎｍ／ｋＰａ　（１
，０ｌ　ｂ−ｆｔ／ｐｓｉ）であった。

同じ試験を同じ車輌について繰り返したが、このとき、
後輪ライニングは各一次、二次ブレーキ・シューにおい
て約６０度に制限した円弧長を持っていた。そして、ラ
イニングはドラム・ブレーキ組立体の水平方向中心線に
ついて対称的に設置した。これらの試験では、公称後輪
ブレーキ比トルクは約０．０７　Ｎｍ／ｋＰａ　（０，
３５ｌ　ｂ−ｆｔ／ｐｓｉ）であることがわかった。

これらのライニングを次いで改造して上述したと同様の
要領でヒール・トー接触のみを行なうようにしたところ
、後輪ブレーキ比トルクは約０．０８Ｎｍ／ｋＰａ　（
０，３５ｌ　ｂ−ｆｔ／ｐｓｉ）であった。

これら試験結果は摩擦界面に沿った不均一な圧力分布を
処理するモデリング能力のある現存のデュオサーボ式ド
ラム・ブレーキ数学モデルを用いて得た分析結果によっ
て確認された。デュオサーボ式、リーディング−トレイ
リング式両方のブレーキ装置の分析も接触界面圧力分布
によって比トルクが影響を受ける同様の傾向を示してい
る。全円弧長のリーディング−トレイリング式ブレーキ
の端における接触圧力分布は均等なデュオサーボ式ドラ
ム・ブレーキ組立体に見出されるとほぼ同じ大きさのド
ラム・ブレーキ比トルクの増大を示した。

非アスベスト摩擦材料の一般的に高い摩擦係数の故に、
ドラム・ブレーキでの非アスベスト摩擦材料の使用が成
功したのは特に本発明の技術の認識に依有するものであ
り、ブレーキ比トルクがライニングとブレーキ・ドラム
の間の摩擦界面に沿った種々の圧力分布の下でもほぼ同
じ値に留まるように制御できるからである。これはライ
ニング円弧長の制御および位置決めによって、特にここ
に開示し、請求した短いライニング円弧長によって達成
される。このような制御および位置決めのない場合には
、ドラム・ブレーキ比トルクが許容限度を越えて変化す
るということを試験がはっきりと示した。一方、このよ
うな制御および位置決めを行なった場合には、ブレーキ
・ライニングを作っている摩擦制動材料とは無関係に、
ライニングの有効寿命にわたって比トルクすなわちブレ
ーキ有効係数の変化が１／４程度に小さくなった。

上記に従った特別のライニング円弧長の設定は、一部、
ドラム・ブレーキ・ライニングの摩耗率とブレーキ出力
変化の低減との妥協である。変化の観点からは、ドラム
・ブレーキ組立体の水平軸線について対称的に設置した
場合、ライニング円弧長が短ければ短いだけ、ブレーキ
・ライニングが摩耗するにつれて生じる正規摩擦界面圧
力分布の変化および種々のライニング材料組成物の使用
による摩擦係数の変化の結果として、より小さいブレー
キ比トルク変化が得られると予想できる。しかしながら
、ライニング円弧長が短ければ、それだけ、ライニング
寿命が短くなり、ライニングを短時間で交換しなければ
ならない。

全体的に良好な結果を得るために望ましい妥協により、
ライニング円弧長を第１図に例示した従来技術の最近の
生産型ライニングの円弧長の約半分とし、この短いライ
ニング円弧長とライニング位置を第３図および第４図に
示すようにしたのである。第２図に示すようなほんの少
し短いライニング円弧長では、従来のライニングのそれ
より幾分良好な結果を得た。しかしながら、ここに開示
し、請求する本発明の技術をひとたび理解したならば、
ライニング円弧長が第３図に示す範囲にあると好ましい
ことがわかる。本発明の範囲内であれば、第３図に示す
ように一次、二次シュー・ライニングの円弧長は互いに
やや異なっていてもよいし、あるいは、５８度または６
０度のライニング円弧長をいくつかの例で試験目的のた
めに用いる場合には上述したように同じ円弧長であって
もよい。

現存のブレーキ組立体を改造しようとする場合には、一
次ブレーキ・シューに対しては約９７度の円弧長あるい
は二次ブレーキ・シューに対しては１１７度の円弧長に
わたって延びるブレーキ・ライニングを有する既に完成
しているブレーキ・シュー組立体を、ライニングを除去
することなく、改造する方が一層経済的である。このよ
うな改造が第４図に示しである。研削のような適当な作
業によって、第４図に４４１．４４３．４４５．４４７
で示すようにブレーキ・ライニングの端でブレーキ・ラ
イニング部分を除去し、この部分のライニング厚さを減
らし、これらの部分が摩擦制動面にもはや効果的に寄与
しないようにすることによって改造を行なうことができ
る。

もちろん、研削作業中や削った材料の廃棄の際に適当な
安全予防処置を実施しなければならない。

たとえば、アスベスト含有材料を除去しているときには
、アスベストにつ、いての暴露に関するＵｎｉｔｅｄ　
５ｔａｔｅｓ　０ｃｃｕｐａｔｉｏｎａｌ　５ａｆｅｔ
ｙ　ａｎ（（Ｈｅａｌｔｈ＾ｄｍｉｎｉｓｔｒａｔｉｏ
ｎ　　の要求に対応する規定を満たさなければならない
。

このような除去作業は、たとえブレーキ・ライニングの
く不活動）部分がより長い円弧長にわたって延びている
としても、本発明に従った有効ライニング円弧長を有す
る摩擦制動面を備えたブレーキ・ライニングを残すこと
になる。摩擦制動面はブレーキ組立体の水平方向中心線
について対称的な状態に留まる。この中心線もブレーキ
・シュー端間の中間点に位置する中心線と認め得る。こ
れは、特に、ライニングをシューにリベット止めしてい
る場合に望ましい。ライニング端で除去するライニング
材料の深さは、たとえば、リベット端と同じ面とする。

他の例では、当初のブレーキ・ライニングを完全に取り
外し、第３図に示すように本発明による短い円弧長のラ
イニングと交換してもよい。

新しいドラム・ブレーキ組立体を製作する場合には、も
ちろん、最初に短い円弧長のブレーキ・ライニングを用
意するのは当然である。しかしながら、成る例では、全
円弧長ブレーキ・ライニングを用意し、端部を上述した
ように削って厚さを減ずることが望ましいこともある。

このような変形例も本発明の範囲内である。

本発明が開発した背景の重大性をひとたび認識したなら
ば、ブレーキ・ライニングの有効寿命を通じてドラム・
ブレーキ有効度をより一定に保つべく多年にわたってブ
レーキ設計者が行なってきた試みが第１図に示すような
従来の生産型ブレーキ・ライニングを使用するよりも本
発明を用いることによって一層良好に達成されることが
はっきりしよう。従来技術は種々の問題の真の原因を認
識しておらず、異なった設計方向に向かい、真の問題を
解決しない解答となったのである。

また、種々の摩擦係数を含むまったく異なった摩擦制動
特性を有する種々のブレーキ・ライニング組成物をブレ
ーキ出力有効度（先にブレーキ比トルクと呼んだ）の不
利な変化を生じさせることなく使用し得るということも
本発明の重要な結果である。

成る例では、同じブレーキ系統全体の設計の関係範囲内
で、小変更、たとえば、同じホィール・シリンダ系で異
なったホィール・シリンダ寸法を用いるということも可
能である。

こうして、アスベストを含有しないライニングを当初は
アスベスト含有ライニングを使用していた車輌にも使用
できる。本発明のほんの少し前にブレーキ産業ではアス
ベスト・ライニング材料を排除するには数年はかかるで
あろうと考えていたが、本発明は、同じ現行の生産型ブ
レーキ装置を使用すると共に古い車輌ではそのドラム・
ブレーキのブレーキ・ライニングを交換するだけで、新
しい車輌においてブレーキ有効度をほとんど変えること
なく非アスベスト・ライニング材料を使用するのを可能
にする。

成る例では、ブレーキ・ライニング・コンプライアンス
が改造を必要とするならば、駐車ブレーキ作動機構の改
造も必要であるかも知れない。また、時には、シ、ニー
のウェブとリムを補強する必要もあるかも知れない。

本発明を使用することによって得ることができる従来技
術からは予期せぬ結果が合衆国政府および他の国々の政
府による要求を満たしてできるだけ速やかにブレーキ・
ライニング材料のアスベストを排除するという点では極
めて重要である。

本発明はブレーキ系統そのものを全体的に改造したり、
再設計したりする必要がないという利点を持つ。たとえ
ば、ホィール・シリンダの寸法を変える必要はないし、
アンカーピンを再設計したり、再位置決めしたりする必
要はないし、マスク・シリンダ容量を変更する必要もな
いし、ブースタ能力を変更する必要もないし、ブレーキ
・ペダル比を変える必要もない。

さらに、現存の車輌あるいは新しい車輌に短い円弧長の
ブレーキ・ライニングを使用することによっても、系統
の液圧容量を変えないので、アンチロック・ブレーキ制
御系統の調整に影響を与えることはない。

最良の妥協として提案された短い円弧長のライニングを
使用することにより必要な利益を得ることができること
になり、また、前輪ディスク・ブレーキ・ライニングと
ほぼ同じ時間、走行距離で有効寿命内において摩損し、
前後輪ライニングの両方を同時に交換すればよいドラム
・ブレーキ・ライニングを潜在的に与えることになる。

【図面の簡単な説明】

第１図は従来の代表的なデュオサーボ式ドラム・ブレー
キを示す部分断面簡略側面図であり、このブレーキの代
表的なライニング円弧長を特に示す図である。 第２図は第１図と同様の図であるが、７０度のライニン
グ円弧長を持つ一次シューと９０度のライニング円弧長
を持つ二次シューとを有し、シュー・ライニング円弧長
がブレーキ・シュー組立体の水平方向中心線について対
称的となっているドラム・ブレーキ組立体を示す図であ
る。 第３図は第２図と同様の図であり、一次シヱー・ライニ
ング円弧長が従来の一次シュー・ライニング円弧長の約
半分であり、二次シュー・ライニング円弧長が従来の二
次シュー・ライニング円弧長の約半分であり、これらシ
ュー・ライニング円弧長がブレーキ・シュー組立体の水
平方向中心線について対称的である本発明によるドラム
・ブレーキ組立体を示す図である。 第４図は第３図と同様の図であり、一次、二次のブレー
キ・シュー・ライニングの有効円弧長が第３図のものと
同じであるが、第１図の従来技術のライニングを変更し
て所望の有効ライニング円弧長を創り出し、シュー・ラ
イニング有効円弧長がブレーキ・シュー組立体の水平方
向中心線について対称的となっているドラム・ブレーキ
組立体を示す図である。 第５図は代表的な従来のブレーキ・シューとライニング
の概略図であり、従来の代表的なドラム・ブレーキを設
計するときにブレーキ設計者が従来普通に仮定していた
ライニングの全円弧長にわたる均一圧力分布を示し、ラ
イニングの全円弧長がブレーキ・ドラムと接触している
とする仮説を説明する図である。 第６図は第５図と同様の図であり、代表的な従来のドラ
ム・ブレーキと設計するときにブレーキ設計者が最近ま
で普通に仮定していたシヌソイダル圧力分布を示す図で
ある。 第７図は第５図および第６図と同様の図であり、従来の
デュオサーボ式二次ブレーキ・シュー・ライニングがブ
レーキ・ドラムと係合しているときのそこにかかる潜在
的な「最悪」圧力分布を示す図である。 第８図は第１図のシュー・ライニング組立体を用いるデ
ュオサーボ式ドラム・ブレーキ組立体についてのデータ
を示すグラフであり、ここでは、前輪ディスク・ブレー
キ、後輪デュオサーボ式ドラム・ブレーキの車輌におけ
る理想的なブレーキ・バランスからのずれをプロットし
ている。この車輌はｒＱＪとして示された１９８６年型
車輌である。グラフの一方の曲線はブレーキ・ドラムと
のブレーキ・シュー・ライニングの全面接触についてプ
ロットしたものであり、他方の曲線は同じブレーキ組立
体がヒール・トー接触でのみ作動した状態をプロットし
たものである。 第９図は第８図と同様のグラフであり、同様のデータを
プロットしているが、車輌ｒＲＪとして示される１９８
０年生産型車輌に関係するデータを使用したグラフであ
る。 第１０図は第８図および第９図と同様の図であるが、第
１図に示すドラム・ブレーキ組立体のものに類似した車
輌の生産型後輪デュオサーボ式ドラム・ブレーキを用い
て、車輌「Ｓ」として知られる１９７９年型車輌につい
ての試験から得たデータをプロットしたものである。 第１１図は第８図、第９図および第１０図と同様のグラ
フであり、第１図に示すドラム・ブレーキ組立体のもの
に類似した車輌の生産型後輪デュオサーボ式ドラム・ブ
レーキを用いて、車輌ｒＴＪと呼ばれる１９８１年型車
輌についての試験から得たデータをプロットしたグラフ
である。 第１２図は第１図のものに似た従来の生産型デュオサー
ボ式ドラム・ブレーキの出力感度を示すグラフであり、
一方の曲線はドラムの摩擦面と全面接触しているブレー
キ・ライニングで得たデータからプロットしたものであ
り、別の曲線はブレーキ・ドラムとヒールとトーでのみ
接触しているブレーキ・ライニングで得たデータからプ
ロットしたものである。プロットしたデータは比トルク
に対してプロットした摩擦係数である。 第１３図は第１２図と同様のグラフであり、第２図のそ
れに類似したデュオサーボ式ドラム・ブレーキで得た同
様のデータからプロットしたグラフである。 第１４図は第８図と同様のグラフであり、車輌「Ｑ」と
呼ばれる同じ１９８６年型車輌のブレーキで得たデータ
からプロットしたグラフであるが、ライニング円弧長は
第３図に示したものである。 第１５図は第１２図および第１３図と同様のグラフであ
り、第３図に示す形式の現行の代表的な生産型ライニン
グ円弧長の５０パーセントを用い・たデータからプロッ
トしたグラフである。 第１６図は第１５図と同様のグラフであり、第３図のシ
ューとライニングに類似した要領で配置した一次、二次
のシューの両方について５８度のライニング円弧長を用
いて得たデータからプロットしたグラフであり、ここで
、ライニング円弧長はブレーキ・シュー組立体の水平方
向中心線について対称的である。 第１７図は第１２図をプロットするように得たデータに
ついて用いたと同じ車輌ブレーキを用いて得たデータか
らプロットしたグラフであり、プロットしたデータは摩
擦係数の変化につれて比トルク出力の百分率変化である
。一方の曲線は特別の試験用ブレーキ・ライニング配置
に関係し、別の曲線は第２図に示す７０度／９０度の対
称的配置のライニング円弧長を用いたデータのプロソト
であり、第３の曲線は各々が５８度のライニング円弧長
を有し、ブレーキ・シュー組立体の水平方向中心線に対
して対称的となっている一次、二次シューを用いたデー
タのプロットであり、第４の曲線は第３図に示す形式の
従来の代表的な生産型ライニング円弧長ブレーキ・ライ
ニングの５０パーセントを用いて得たデータのプロット
である。 第１８図は第１７図の曲線についてのデータを得るのに
用いたと同じ種々の円弧長形態から得たデータを用いて
デュオサーボ式ドラム・ブレーキ組立体の比トルク出力
をプロットしたグラフである。

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １、ドラム・ブレーキで用いるブレーキ・シュー組立体
   であって、ヒール端（３６、３８）およびトー端２８、
   ３２を有するブレーキ・シュー（３０、３４）と、ブレ
   ーキ・シュー（３０、３４）に取り付けてあり、作動時
   に制動作用を行なうべくブレーキ・ドラム（１２）と係
   合するようになっている摩擦面を有する摩擦ブレーキ・
   ライニング（３４０、３４４）とを包含するブレーキ・
   シュー組立体において、ブレーキ・ドラム（１２）と係
   合する各ブレーキ・ライニング（３４０、３４４）の摩
   擦面がそれぞれのブレーキ・シュー（３０、３４）のヒ
   ール端（３６、３８）、トー端（２８、３２）間の６０
   度以下の全円弧に沿っており、ヒール端（３６、３８）
   およびトー端（２８、３２）から円弧に沿って隔たって
   おり、ブレーキ・ライニング（３４０、３４４）がその
   摩擦面の横方向中間点がヒール端（３６、３８）とトー
   端（２８、３２）の間のブレーキ・シュー（３０、３４
   ）の横方向中間点に位置し、したがって、ブレーキ・シ
   ュー組立体（３１８、３２０）がドラム・ブレーキ（３
   １０）に組み込まれ、それの一部となったときにドラム
   ・ブレーキ（３１０）の水平方向中心線（４８）上に位
   置するようにブレーキ・シュー（３０、３４）に取り付
   けてあり、また、ブレーキ・シュー組立体（３１８、３
   ２０）のブレーキ有効係数が同様のブレーキ・シュー組
   立体（１８、２０）のブレーキ有効係数の変化範囲の約
   ４分の１の範囲で変化し、この同様のブレーキ・シュー
   組立体（１８、２０）の任意１つのブレーキ・シュー（
   ３０、３４）のブレーキ・シュー・ライニング（４０、
   ４４）がブレーキ・ライニング（３４０、３４４）を作
   っている摩擦制動材料と無関係にブレーキ・ライニング
   （４０、４４）の有効寿命中約９７度から１１７度の全
   円弧にわたって延びていることを特徴とするブレーキ・
   シュー組立体。 ２、請求項１記載のブレーキ・シュー組立体において、
   摩擦ブレーキ・ライニング（３４０、３４４）の摩擦面
   がブレーキ・ドラム（１２）との係合状態および分離状
   態に動かされるようになっており、ブレーキ・シュー組
   立体（３１８、３２０）が摩擦ブレーキ・ライニング（
   ３４０、３４４）を作っている摩擦制動材料と無関係に
   ライニング（３４０、３４４）の有効寿命にわたってほ
   ぼ同じブレーキ有効係数変化を有することを特徴とする
   ブレーキ・シュー組立体。 ３、請求項１または２記載のブレーキ・シュー組立体に
   おいて、ブレーキ・ライニング（４４０、４４４）が、
   通常、一次ブレーキ・シュー（３０）として用いるよう
   になっているときは約９７度、二次ブレーキ・シュー（
   ３４）として使用するようになっているときには約１１
   ７度のライニング円弧長にわたって延びる摩擦面を有し
   、また、ブレーキ・ライニング（４４０、４４４）が、
   ヒール、トー端（２８、３２、３６、３８）からライニ
   ング材料を部分的に除去することによって正規円弧長の
   約５０％までライニング摩擦面円弧長を短縮し、したが
   って、ライニング摩擦面円弧長がシュー組立体すえ付け
   水平方向中心線４８をはさんで対称的となるように摩擦
   面を除去してあることを特徴とするブレーキ・シュー組
   立体。 ４、請求項３記載のブレーキ・シュー組立体において、
   摩擦面から除去される部分が正規円弧長ブレーキ・ライ
   ニング（４０、４４）に比べて短い円弧長ブレーキ・ラ
   イニング（３４０、３４４）に替えることによって得ら
   れることを特徴とするブレーキ・シュー組立体。 ５、請求項３記載のブレーキ・シュー組立体において、
   摩擦面から除去される部分がこの部分を通じてブレーキ
   ・ライニング（４４０、４４４）の厚さを減じると共に
   、ブレーキ・ドラム（１２）と摩擦係合するのに通常使
   用できる摩擦制動面をまったく持たない部分を通じてブ
   レーキ・ライニングの薄い部分（４４１、４４３、４４
   ５、４４７）を残すことによって得られることを特徴と
   するブレーキ・シュー組立体。 ６、制動しようとしているドラム（１２）と、制動状態
   でドラム（１２）と係合するように移動できる一対のブ
   レーキ・シュー組立体（３１８、３２０）と、ブレーキ
   ・シュー組立体（３１８、３２０）に選択的に作用して
   それを動かし、ドラム（１２）と係合させるように配置
   したアクチュエータ手段（１６）とを包含し、ブレーキ
   ・シュー組立体（３１８、３２０）の各々が一対の端（
   ２８と３６、３２と３８）を有し、一方のブレーキ・シ
   ュー組立体（３１８）の一端（２８）が他方のブレーキ
   ・シュー組立体（３２０）の一端（３２）に隣接してお
   り、アクチュエータ手段（１６）が前記隣合った一端（
   ２８、３２）に作動係合しており、ブレーキ・シュー組
   立体（３１８、３２０）の各々に円弧状の摩擦制動ライ
   ニング（３４０、３４４）が装着してあって制動状態で
   ドラム（１２）と摩擦係合するようになっているドラム
   ・ブレーキ組立体において、各ブレーキ・シュー組立体
   （３１８、３２０）の摩擦制動ライニング（３４０、３
   ４４）が６０度以下の円弧に沿って延びるブレーキ・ド
   ラム（１２）と係合できる摩擦制動面を有し、この円弧
   がドラム・ブレーキ組立体（３１０）の水平方向中心線
   （４８）についてほぼ対称的に位置していることを特徴
   とするドラム・ブレーキ組立体。 ７、現存の車輌のドラム・ブレーキ組立体を改造する方
   法であって、改造しようとしているドラム・ブレーキ組
   立体（１０）がホィール・シリンダ（１６）と、ホィー
   ル・シリンダ（１６）と作動係合する隣合ったシュー端
   （２８、３２）を持つように位置した第１、第２のブレ
   ーキ・シュー（３０、３４）とを包含し、ホィール・シ
   リンダ（１６）が圧力作動させられたときに前記隣合っ
   たシュー端に作用するようになっており、第１ブレーキ
   ・シュー（３０）に所定の円弧長にわたって延びる摩擦
   制動面を有するブレーキ・ライニング（４０）が取り付
   けてあり、第２ブレーキ・シュー（３４）に約１１０度
   〜１２０度の範囲を有する円弧長、代表的には約１１７
   度の円弧長にわたって延びる摩擦制動面を有するブレー
   キ・ライニング（４４）が取り付けてある方法において
   、第１、第２のブレーキ・シュー（３０、３４）の少な
   くともブレーキ・ライニング（４０、４４）を取り替え
   て、第１ブレーキ・シュー（３０）のブレーキ・ライニ
   ング（３４０）の摩擦制動面、第２ブレーキ・シュー（
   ３４）のブレーキ・ライニング（３４４）の摩擦制動面
   の各々が約１１７度の当初の第２ブレーキ・シュー・ラ
   イニング摩擦制動面円弧長の約５０％以下の円弧長にわ
   たって延びるようにし、各ブレーキ・ライニング（４０
   、４４）の摩擦制動面をドラム・ブレーキ組立体（３１
   ０）の水平方向中心線（４８）について円弧に沿って対
   称的となるようにドラム・ブレーキ組立体（３１０）内
   に設置することを特徴とする方法。 ８、請求項７記載の方法において、改造前の第１ブレー
   キ・シュー・ライニング摩擦制動面が約９０度〜１００
   度の範囲内の円弧長にわたって延び、改造後は、約９７
   度の当初の第１ブレーキ・シュー・ライニング摩擦制動
   面の約５０％の円弧長にわたって延び、改造後の第２ブ
   レーキ・シュー・ライニング摩擦制動面が約１１７度の
   当初の第２ブレーキ・シュー・ライニング摩擦制動面の
   約５０％の円弧長にわたって延びていることを特徴とす
   る方法。 ９、請求項７記載の方法において、当初のブレーキ・ラ
   イニング摩擦制動面のブレーキ有効度の変化を改造後に
   約１／４程度に減らすように実施することを特徴とする
   方法。 １０、請求項７から９のうちいずれか１つの請求項に記
   載の方法において、改造しようとしているドラム・ブレ
   ーキ組立体がデュオサーボ・ドラム・ブレーキ組立体（
   １０）であり、第１ブレーキ・シューが一次ブレーキ・
   シュー（３０）であり、第２ブレーキ・シューが二次ブ
   レーキ・シュー（３４）であり、ホィール・シリンダ（
   １６）と反対側の他の隣合ったシュー端（３６、３８）
   が機械的なサーボ作用を行なうブレーキ・アジャスタ（
   ２２）によって互いに連結していることを特徴とする方
   法。 １１、請求項１０記載の方法において、改造前のドラム
   ・ブレーキ組立体ブレーキ・ライニング（４０、４４）
   が一成分としてアスベストを含有するブレーキ・ライニ
   ング組成物で作られており、改造後は、ブレーキ・ライ
   ニング（３４０、３４４）がアスベストを含有しないブ
   レーキ・ライニング組成物で作られ、改造後のブレーキ
   ・ライニング（３４０、３４４）の使用によるブレーキ
   有効度の変化が、有効寿命にわたる改造前のブレーキ・
   ライニング（４０、４４）のブレーキ有効度の変化に比
   較して、ブレーキ・ライニングの有効寿命にわたって約
   １／４程度に低下することを特徴とする方法。 １２、通常、第１ブレーキ・シュー（３０）および約９
   ７度の有効摩擦制動面円弧長にわたって延びる摩擦面を
   備えた第１ライニング・セグメント（４０）と、第２ブ
   レーキ・シュー（３４）および約１１７度の有効摩擦制
   動面円弧長にわたって延びる摩擦面を備えた第２ライニ
   ング・セグメント（４４）とを有する形式のドラム・ブ
   レーキ組立体（１０）においてそのブレーキ有効度変化
   を約１／４程度に減ずる方法において、各ブレーキ・シ
   ュー摩擦面の有効摩擦制動面円弧長を正規の第２ブレー
   キ・シュー摩擦面有効円弧長の約４０％から５０％まで
   短縮することを特徴とする方法。 １３、請求項１２記載の方法において、このように短縮
   した円弧長の有効摩擦制動面の各々をドラム・ブレーキ
   組立体（３１０）の水平方向中心線（４８）について対
   称的に設置する付加的な段階を包含することを特徴とす
   る方法。 １４、請求項１２または１３記載の方法において、各ブ
   レーキ・シュー（３０、３４）の正規の有効摩擦制動面
   を有効摩擦制動面円弧長の６０度以下まで短縮すること
   を特徴とする方法。 １５、請求項１２から１４までのいずれか１つの請求項
   記載の方法において、第１、第２のブレーキ・シュー（
   ３０、３４）の正規摩擦制動面を、それぞれ、約４９度
   、５７度の有効摩擦制動面円弧長まで短縮することを特
   徴とする方法。 １６、請求項１２から１５のいずれか１つの請求項に記
   載の方法において、有効摩擦制動面円弧長を短縮する段
   階を、前記正規のライニング・セグメント（４０、４４
   ）の代りに前記短縮した摩擦制動面円弧長を有する新し
   いライニング・セグメント（３４０、３４４）をブレー
   キ・シュー（３０、３４）に対して使用することによっ
   て実行することを特徴とする方法。 １７、請求項１２から１５のいずれか１つの請求項に記
   載の方法において、有効摩擦制動面円弧長を短縮する段
   階を、短縮した有効摩擦制動面円弧長を得るまで正規の
   ブレーキ・シュー（３０、３４）のライニング・セグメ
   ント（４０、４４）のヒール、トー端部分を除去するこ
   とによって実行することを特徴とする方法。