WO2012091635A1 - Ротор тормозного диска мотоцикла - Google Patents

Ротор тормозного диска мотоцикла Download PDF

Info

Publication number
WO2012091635A1
WO2012091635A1 PCT/RU2011/001035 RU2011001035W WO2012091635A1 WO 2012091635 A1 WO2012091635 A1 WO 2012091635A1 RU 2011001035 W RU2011001035 W RU 2011001035W WO 2012091635 A1 WO2012091635 A1 WO 2012091635A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
rotor
layer
layers
internal
contact
Prior art date
Application number
PCT/RU2011/001035
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Игорь Георгиевич РУДОЙ
Александр Юрьевич РОМАНОВ
Original Assignee
Rudoy Igor Georgievich
Romanov Aleksandr Yurievich
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Rudoy Igor Georgievich, Romanov Aleksandr Yurievich filed Critical Rudoy Igor Georgievich
Priority to JP2013547391A priority Critical patent/JP6171936B2/ja
Priority to US13/977,742 priority patent/US9188181B2/en
Priority to EP11852669.8A priority patent/EP2660490B1/en
Publication of WO2012091635A1 publication Critical patent/WO2012091635A1/ru

Links

Classifications

    • 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
    • F16D65/12—Discs; Drums for disc brakes
    • F16D65/128—Discs; Drums for disc brakes characterised by means for cooling
    • 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
    • F16D65/12—Discs; Drums for 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
    • F16D65/02—Braking members; Mounting thereof
    • F16D2065/13—Parts or details of discs or drums
    • F16D2065/1304—Structure
    • F16D2065/132—Structure layered
    • 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
    • F16D2065/13—Parts or details of discs or drums
    • F16D2065/1304—Structure
    • F16D2065/1328—Structure internal cavities, e.g. cooling channels
    • 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
    • F16D69/00—Friction linings; Attachment thereof; Selection of coacting friction substances or surfaces
    • F16D2069/004—Profiled friction surfaces, e.g. grooves, dimples

Definitions

  • the claimed invention relates to rotors of a brake disc of a motorcycle.
  • the front brake discs have a larger outer diameter (30 (H330 mm) and consist, as a rule, of a rotor with a width of -35 mm and a thickness of 4 ⁇ -7 mm (usually 4.5 ⁇ -6 mm), to which braking force is directly applied from brake pads, and aluminum hub ("spider"), through which the brake disc is fixed on the front wheel.
  • the aluminum hub (“spider") of the front brake disc is connected to the rotor or rigid communication, then the brake disc as a whole is a rigid structure, or the so-called “floating" discs are used when the hub is connected to the rotor through special bushings.
  • the steel rotor which heats up significantly during braking (up to 500 ° C and more) and expands due to heating, practically does not deform itself and does not deform the aluminum hub, due to movement in the “floating contact”, the rotor also remains flat, which is fundamentally important when braking.
  • the rotor of the rear brake disc of the motorcycle accounts for significantly lower thermal loads.
  • the rear brake discs are smaller (the outer diameter, as a rule, is no more than 220- ⁇ 230 mm) and actually represent just a steel rotor with a thickness in the range of 4+ mm (preferably about 5 mm), on which there are mounting holes for fixing the rotor on the rear wheel.
  • the front and rear brake discs of the motorcycle containing the rotor of the brake disc as the main working element, are produced by a large number of manufacturers.
  • the rotors of the front and rear wheels of the motorcycle correspond to the description above.
  • FIG. 1 shows examples of brake discs and rotors of the front and rear wheels of motorcycles manufactured by SPACEK PRODUCT (Czech Republic, the site of the company CULULU. About 1 d r re s s m).
  • the known motorcycle brake disc rotors are an annular body having opposed friction annular surfaces, as well as radially outer and radially inner side surfaces.
  • the distance between the flat friction surfaces (rotor thickness) is 4 + 7 mm, preferably 5 -6 mm
  • the distance between the radially outer and radially inner side surfaces (rotor width) usually corresponds to the width of the brake pad and is ⁇ 25 + -35 mm and can vary in the circumferential direction (see Fig. 1).
  • a number of through grooves are made in the axial direction of the rotor and / or grooves in the radial direction, however, in all cases, the rotor of the motorcycle brake disc is an integral product made of one workpiece. In the vast majority of cases, this preform is a sheet of heat-resistant stainless steel, in some cases ceramic (composite) rotors are used.
  • a significant disadvantage of the known rotors is their significant heating in hard braking modes, especially during sports, as well as in hot weather. It is in order to prevent overheating of the brake fluid (since overheating of the fluid can lead to brake failure) it is necessary to increase the weight and size of the rotor.
  • the incoming air stream cools the known rotors of the brake discs in the laminar flow regime.
  • the grooves and holes in the known rotors, improving the operation of the brake pads, only reduce the effective area of heat exchange with the surrounding air without significant turbulization of the air flow (which could improve the cooling mode). Moreover, it is the cooling speed of the rotor that mainly determines its size and weight, that is, if cooling conditions are improved, the rotor dimensions could be reduced and, accordingly, the weight and especially the moment of inertia of the brake disk could be reduced.
  • a significant improvement in the cooling efficiency of the brake disc can be achieved if the rotor has internal through cooling channels extending from the radially outer to the radially inner side surface and used to cool the annular body of the rotor from the inside.
  • the characteristic residence time of a given portion of air in the channel is TL / V.
  • the time during which due to its rotation the rotor will shift to the channel width is ⁇ --/ V j , where ⁇ is the characteristic transverse size of the channel (its “width” in the circumferential direction, the channel can have a variable width);
  • the rotor is ring-shaped fbrm1 ⁇ ⁇ with a relatively small width compared to the average radius rotating together with the wheel, for V j the following estimate is true:
  • V j V '(Rp / R M ), Rp. w - the average radius of the rotor and the radius of the motorcycle tire.
  • the condition for the collision of the air flow entering the channel with the side walls of the channel has the obvious form ⁇ ⁇ T and, using the expressions obtained above, we find the condition on the parameters of the channels in the rotor: S ⁇ L (R p lR M ) (1)
  • the ratio RplR m is -0.45 (Rp ⁇ 155 mm, R m ⁇ 330 mm), the average rotor width L is 30 ⁇ 35 mm and from relation (1) we find ⁇ ⁇ 15 mm
  • the ratio RplRm is somewhat smaller and amounts to -0.35, which for the same average width of the rotor gives the condition for the transverse size of the channels ⁇ ⁇ 10+ 1 1 mm.
  • the geometric parameters of the internal through cooling channels are determined by the operating conditions of the motorcycle brake disc rotor, first of all, by the requirements of sufficient local stiffness of the vertical walls of these channels (the thickness of the vertical channel wall is the thickness of the continuous layer of material “above the channels” adjacent to the friction surfaces of the rotor that are affected - pressure - brake pads), as well as the requirements for the stiffness of the rotor as a whole, with its given dimensions (as mentioned above, the diameter of the rotor is brake of the front wheel disc of the motorcycle -320 mm, thickness in the range - 5-6 mm) and the advisability of reducing its weight.
  • the range of possible parameters of the internal through cooling channels is limited regardless of the specific embodiment.
  • the deflection of the vertical walls of the internal through cooling channels under the pressure of the pads increases in proportion to the fourth degree of the width of the channel and inversely to the third degree of the thickness of its vertical walls.
  • the minimum length of the vertical walls of such channels is -1 mm, which determines the maximum height of the channel 5 mm (for the thickness of the rotor as a whole, 7 mm)
  • the optimal height of the channels for the currently most common rotors with a thickness of about 5 mm is 2 - ⁇ 3 mm.
  • the preferred width of these channels is 3- ⁇ 8 mm. In this case, the number of internal cooling channels in the rotor is 60-100.
  • the ratio between the width of the channels and the width of the walls of the channels or, equivalently, the ratio of the distance between the axes of adjacent internal through cooling channels to the characteristic width of the channel (since the shape of the channel may differ from rectangular) is determined, on the one hand, so that the surface area actually providing friction, was large enough.
  • the width of the channels is small compared with the distance between the axes of adjacent channels, the volume in which the most efficient heat removal is ensured is reduced, and the weight of the rotor is slightly changed.
  • the combined influence of these two opposite factors leads to the condition that the ratio of the distance between the axes of the internal through cooling channels of the channels to their width does not exceed 4, preferably does not exceed 2.
  • the minimum width of the internal through cooling channels is preferably ⁇ 1 mm and is determined by two factors:
  • channels of small cross section are more easily clogged by dust and dirt, and it is also more difficult to clean if necessary.
  • the minimum height of the channels is determined by maintaining the weight of the rotor; the preferred height of the internal through cooling channels is at least 1 mm.
  • a brake disc was proposed with internal through cooling channels, when two annular friction surfaces are the outer surface of two parallel steel plates held at a distance from each other by spacers that are welded to the inner side of these plates, which ensures a rigid connection of rotor elements together.
  • these spacers can be rectangular rods arranged essentially radially (Fig. 15 in [2]), in this embodiment, internal through cooling channels are formed, passing from the radially external to the radially internal side surface of the rotor.
  • the proposed version of the rotor provides a significant improvement in its cooling, however, it has an extremely low adaptability due to the large number of its constituent elements, is difficult to assemble, and practically does not reduce the weight of the rotor.
  • a method for manufacturing a ventilated brake disc of a bicycle with internal through cooling channels when a corrugated plate made by deforming in one piece, having protrusions and depressions alternating in the circumferential direction, is used as a spacer between the outer flat layers of the rotor.
  • All three elements (layers) of the proposed rotor are made of stainless steel, and the rigid connection of the components making up the rotor is ensured by the use of nickel bonding paste (nickel bonding paste) in the contact areas of the outer plates with a spacer and subsequent heating of the assembly to a temperature above the austenitic transition temperature.
  • nickel bonding paste nickel bonding paste
  • the side walls of the internal through cooling channels in the known rotor are the inclined sections of the corrugated intermediate layer connecting its protrusions and troughs, and the other two vertical walls of the channels (along the thickness or along the axis of the rotor) are, on the one hand, the inner (relative to the rotor) the surface of the intermediate layer and on the second side the inner surface of the outer layer. That is, the thickness of the vertical wall of the channel on one side is equal to the thickness of the outer plate, and the wall thickness of the channel on the other hand is equal to the sum of the thicknesses of the outer layer and the thickness of the plate from which the corrugated intermediate layer is made.
  • the height of the internal through cooling channels is determined by the ratio
  • H the total height of the corrugation
  • ad the thickness of the plate from which the corrugated spacer is made.
  • H 3.2 mm
  • d 0.6 mm
  • the height of the channels is 2.6 mm, approximately the same height (length) of the side walls of the corrugated prodigal layer.
  • the proposed version of the rotor is substantially simplifies its assembly, however, despite the improvement of the cooling mode, even for the case of a bicycle (see below) it does not allow to reduce the weight of the rotor as a whole.
  • the authors of the patent [3] describe a ventilated rotor, the outer layers of which are 0.8 mm thick plates, and the corrugated spacer is made of a 0.6 mm thick plate. Since the total area of the corrugated spacer, as follows from the description of its shape in [3], is significantly larger than the area of the outer layers, we obtain the weight of the known rotor, obviously exceeding the weight of a similar solid rotor with a thickness of 2.2 mm. At the same time, the thickness of modern unventilated brake discs is usually 1, 8-2.2 mm. Accordingly, the greater weight of the rotor automatically ensures less heat during braking even without internal cooling channels.
  • the proposed ventilated rotor of the brake disc has significantly larger dimensions — the total thickness of the rotor shown in [3] is 4.8 mm, which is 2.4 times greater than the thickness of standard brake discs.
  • the rigidity of the corrugated intermediate layer should be increased many times, since the pressure of the brake pads on the friction surfaces of the rotor when braking the motorcycle is significantly greater than in the case of a bicycle.
  • the tangential stresses additionally increase at the places of the rigid connection of the intermediate layer with the outer layers (in addition to the stresses arising from the friction of the pads on the friction surfaces), which reduces the resource of the prefabricated structure.
  • the manufacture of a corrugated structure in the circumferential direction is greatly complicated.
  • the thickness of the inclined (side) sections of the corrugated structure should be at least -1.6 mm. In this case, to obtain a height of internal cooling channels of 2 mm, it is necessary to ensure the full height of the corrugation N> 3.6 mm.
  • the technical result of the claimed invention is to improve the manufacturability of manufacturing a ventilated rotor with internal through cooling channels while reducing its weight and moment of inertia, increasing its cooling rate.
  • the annular body in the rotor of the brake disc of a motorcycle, which is an annular body having opposite friction annular surfaces, radially outer and radially inner side surfaces, internal through cooling channels for cooling the annular body from the inside, passing from radially external to radially inner side surface , the annular body is made of at least two layers, said at least two layers of an annular body They are simply connected to each other and each of them is a prefabricated piece made in one piece, and the friction ring-shaped surfaces form at least partially the outward-facing sides of the outer layers of the annular body, while the inward-facing sides of the outer layers of the annular body have direct contact with areas adjacent to the adjacent layer and areas free from contact with the adjacent layer, the above-mentioned areas of the outer layers directly in contact with the adjacent layer serve for said rigid connection of the layers, and each of the internal through cooling channels, at least partially, is formed by the area free from contact with the adjacent layer one outer layer and free from contact with an adjacent layer region of another outer layer.
  • the walls of the internal cooling channels “in height” are the outer layers of the rotor, and the side walls of the channels are either inclined sections of the outer layers of the rotor (this is the only possibility when the brake rotor consists of exactly two layers and they are adjacent to each other) or the side walls of the through grooves in the flat intermediate layer, free from contact with the adjacent layer, and - if provided - the inclined sections of the outer layers.
  • the ventilated brake rotor consists of two or three elements - two outer layers and, possibly, a flat intermediate layer, which provides maximum local stiffness of the disk compared to other (non-planar) forms of the intermediate layer , as well as the symmetry of the rotor relative to its central plane.
  • internal through cooling channels can be made straight and extend substantially radially from radially external to radially internal lateral surface of the rotor.
  • the direction of the channels may differ from radial.
  • the axis of the internal through cooling channels can be directed at an angle to the radius vector directed from the axis of rotation of the rotor to the corresponding point of the axis of the channel — in this case, the effective length of the channels and heat exchange with the incoming air flow also increase.
  • the channels can be made indirect, they can be bent, taking into account, for example, a change in the peripheral speed of the rotor in proportion to the distance to the axis of rotation; in the case of curvilinear execution of internal through cooling channels, their length is additionally increased.
  • the cross section (transverse dimensions) of the channels can vary along the length of the channel, including periodically changing.
  • the rotor consists of only two parts (layers) previously separately manufactured as a whole, each of which is an outer layer, and both of these outer layers are for each other an adjacent layer, so that the internal cooling channels are completely formed areas of both layers free from contact with an adjacent layer.
  • the rotor of the motorcycle brake disc of two uses at least one outer layer with substantially U-shaped and passing from the elements radially external to the radially internal side surface, each of which forms a depression on one side of the layer, and on the other side of the layer is a protrusion, and the depressions and protrusions on each side of the layer alternate in its circumferential direction.
  • All protrusions of the outward-facing side of said outer layer form a friction surface, and all the depressions of this side of the outer layer form external through cooling channels for cooling the rotor-shaped annular body from the outside, and all protrusions of the inward-facing side of this outer layer serve as said connecting surfaces contacting the adjacent layer with the other outer layer and all the depressions of this side of the outer layer serve as said regions free from contact with the adjacent layer, each of which along with the corresponding free from contact with the adjacent layer region of another outer layer defining a respective internal through cooling channel.
  • the other outer layer is identical to the specified layer with substantially U-shaped elements and both outer layers form an adjacent layer for each other, said identical layers being preferably positioned so that the depressions of adjacent layers facing each other are aligned with each other another for forming internal through cooling channels, and the protrusions of adjacent layers facing each other are rigidly connected to each other.
  • a rigid connection of the protrusions of adjacent layers facing each other can be performed by soldering, gluing, welding (including including contact welding, in particular spot welding), as well as power short circuit (for example, rivet connection).
  • the characteristic thickness of the layer material is 1.5 mm, and the characteristic transverse dimensions of the friction surfaces in the circumferential direction of the rotor are 5 + 9 mm (the width of the internal through cooling channels is ⁇ 5 mm at a height of ⁇ 2 + 2.5 mm, the width in the circumferential direction is rigid connecting the layers of sections 3.5 + 6 mm.
  • the thickness of the layer material in the region of the protrusions to the outside of the rotor can preferably be 1.3 + 1.6 mm
  • the thickness of the layer material in the region of the depressions from the outside can be 1, 1 + 1, 5 mm
  • the thickness of the side walls of the protrusions and depressions is 1.2 + 1.5 mm; other combinations of thicknesses are possible.
  • the width (in the circumferential direction) of the protrusions on the outside is preferably ⁇ 6 mm, and the width of the troughs on the outside is ⁇ 4 mm, with this ratio of the size of the protrusions and troughs, the fraction of the friction surface area significantly exceeds 50% of the area of the brake pads, which reduces the load on the brake pads.
  • the angle of inclination of the side walls of the protrusions and troughs to the axis of the rotor is preferably 5 + 10 ° and is determined by the condition of a small amount of deformation of the friction surface under pressure of the brake pads and the condition for limiting stresses primarily in areas where the side walls of the layer pass into flat surfaces in order to reduce stress in these places, roundings with a radius of preferably 0.3 + 0.5 mm can be made.
  • the indicated angles of inclination of the side walls are also close to optimal in the manufacture of layers by both machining (milling) and pressure treatment (stamping).
  • the specified parameters of the layer elements can vary in the circumferential direction.
  • maximum stresses occur in channels that are adjacent to the points of attachment of the rotor to the brake disc hub (for front wheel brake rotors) or to the rotor fixing points on the rear wheel (for rear wheel brake rotors )
  • the thickness of the side walls of the corresponding (especially loaded) protrusions and depressions can be increased, preferably by 15-25%, compared with the average values around the circumference of the layer.
  • the total thickness of the joined material is preferably 2.6- ⁇ 3.2 mm.
  • the connection of the specified thickness can be efficiently and with high productivity performed, in particular, by contact welding, including spot welding.
  • the possibility of using a rigid connection of the layers by contact (spot) welding in this embodiment has the advantage that the parts of the rotor subjected to local heating during welding do not contact the brake pads, i.e., friction surfaces are not exposed to thermal influence.
  • the rigid connection can be made by power short circuit (rivets).
  • the rotor with the outer layers with essentially U-shaped wall elements of preferably each external through cooling channel is made with a developed surface and / or is provided with a heat transfer / heat transfer coating.
  • This option provides an additional increase in the cooling rate of the rotor heated during braking. This result is achieved by that. that the efficiency of heat exchange with an incoming air flow of a developed (rough) surface increases in comparison with the case of a flow around a smooth surface ([1], p. 296; [4]: A. Zhukauskas, “Convective transport in heat exchangers”. M .: Nauka, 1982-472 s; from. 163).
  • each external through cooling channel (the surface of these channels is their side walls and the "bottom"), which can be done in various ways, for example, by machining (in particular, steel brushes), by shot peening (chipped or cast shot), sandblasting or chemical methods (pickling).
  • the preferred value of the surface roughness of the walls of the external through cooling channels is 2C 00 ⁇ m. in this case, the roughness size significantly affects the processes in the boundary layer, which determine the heat transfer intensity.
  • the developed surface of the external through cooling channels can be performed both by processing the already assembled rotor and by processing the components (layers) of the rotor before assembly, which is preferable if the layers are rigidly joined, for example, by gluing or soldering.
  • the heat transfer efficiency in these channels is additionally increased.
  • the cooling intensity of a rough surface can be 1, 5- ⁇ 2 or more times higher than the cooling intensity of a smooth surface, only due to the development of the surface of the external through cooling channels can the rotor cooling speed be comparable with the general cooling rate of the known integral rotors.
  • the possibility of developing the surface of the external through cooling channels according to the invention is related to the fact that this surface does not contact brake pads, since the contact area with the pads is automatically smooth.
  • a developed (rough) surface has, as a rule, a significantly higher degree of blackness and is also cooled by thermal radiation.
  • the heat transfer by radiation with significant heating of the rotor can play a significant role — at a temperature of 500 ° C the radiation power from the surface of a black body is 2 W / cm 2 , however, the degree of blackness of the surface of smooth (polished) stainless steel does not exceed 0.25- ⁇ 0.3 at operating temperatures rotor.
  • the surface of the external through cooling channels according to the invention can be further processed to increase its degree of blackness and heat transfer due to radiation.
  • An increase in the degree of blackness of the surface is achieved, including by matting (creating roughness), as well as by applying sufficiently thin coatings (a typical thickness of several microns), as well as by painting (for example, black matte paint with a paint layer thickness of ⁇ 20- ⁇ 30 microns) ; both coating and painting can be performed not only on a smooth, but also on a rough surface.
  • a strongly heated rotor can be cooled at a speed of up to 2 deg / s even in the absence of an incoming air flow (when the motorcycle stops), which can be comparable with the convective cooling rate.
  • a layer with essentially U-shaped elements can be made, for example, by machining (milling) a sheet with a thickness not less than the full height of the layer in the assembled rotor of the motorcycle brake disc, that is, a sheet with a thickness of at least ⁇ / 2, where ⁇ is the total thickness of the rotor assembly (see also below).
  • the specified layer can be made by productive methods of pressure treatment, for example, by sheet stamping of a thinner initial sheet with a thickness approximately corresponding to the thickness of the material in the layer prepared for assembly of the rotor ( ⁇ 1.5 mm), while during the stamping process, protrusions and cavities with a height of preferably ⁇ 1.2 mm (after assembly, to obtain the height of the internal through cooling channels, preferably 2- ⁇ 2.5 mm.
  • the height of the internal through cooling channels is determined by the formula
  • an intermediate layer is provided between the outer layers with essentially U-shaped elements which is an adjacent layer for each of the outer layers and is made flat, has through grooves that extend from radially outer to radially inner side surface of the outer layers and each of which, together with respective regions of both outer layers free from contact with the adjacent layer, forms a corresponding internal through cooling channel, said flat intermediate layer protruding radially outward from the inner side surface of the outer layers and / or the outer side the surface of the outer layers.
  • the flat intermediate layer projects radially outwardly over the inner side surface of the outer layers and / or the outer side surface of the outer layers.
  • the increase in mass of the rotor with a "protruding" intermediate layer according to the invention provides a five-fold greater increase in surface area.
  • the surface of the intermediate layer protruding radially outward beyond the inner side surface of the outer layers and / or beyond the outer side surface of the outer layers and / or is provided with a heat transfer / heat transfer promoting coating (embodiments described above).
  • a heat transfer / heat transfer promoting coating (embodiments described above).
  • a flat layer with the necessary shape and location of the grooves can be performed by machining a sheet of the appropriate thickness (milling), laser cutting or the standard procedure of cutting in die cuts.
  • the total thickness of the rotor is somewhat (preferably 0.3-0.6 mm) greater than the thickness of the finished products.
  • grinding or precision milling is used as the finishing operation when a surface volume of material to a depth of preferably 0.15 +0.3 mm is removed from each friction-like surface of the rotor of the motorcycle brake disc in order to ensure accurate parallelism of the friction surfaces and the absence of rotor beats, at the same time, the leads (deformations) that can occur when the layers are rigidly connected to the finished product, as well as inaccuracies in the initial blanks and separately made layers, are compensated. Deformations can appear primarily in the cases of rigid bonding of layers, accompanied by local or general heating (thermal deformations), especially in soldering and welding variants, in spot welding, deformations are minimal. In addition, the sharp edges of the protrusions of the outer layer resulting from grinding (milling) automatically remove dust and erosion products of the pads similar to the grooves (holes) in the known rotors of brake discs of a motorcycle.
  • two flat outer layers are provided in the brake rotor of a motorcycle with a flat intermediate layer.
  • Each of these layers can be performed by machining (milling) a sheet or cutting (stamping) also from a sheet of the corresponding thickness, which is a more productive process.
  • Through the outer flat layers can be made through grooves (holes) to remove dust and erosion products of the pads
  • the following sequence of manufacture of the rotor is possible, including two flat outer and one flat intermediate layer: pre-manufacturing separately of each of the two outer and intermediate layers of the rotor, assembling the rotor into an integral connection, and then finishing machining.
  • milling or grinding of the friction surface of the outer layers to a depth of preferably 0.154-0.3 mm each can be carried out in order to ensure exact parallelism of the outer layers and the absence of runout of the finished rotor, compensating, among other things, for possible leads (deformations), possible when the layers are rigidly connected to the finished product, especially if the connection is accompanied by local or general heating (soldering, welding), as well as possible inaccuracies (primarily the thickness difference) bottom sheets.
  • the intermediate layer may consist of several parts (layers), which are independently manufactured and assembled during the final assembly of the rotor.
  • the layers constituting the rotor are joined in one piece by welding (for example, contact or suture) and / or gluing and / or soldering or the like.
  • the side walls of the internal through cooling channels form the side walls of the grooves in the intermediate layer, and the vertical walls of these channels form the regions of the outer layers that are free of contact with the adjacent (intermediate) layer.
  • the optimal width of the channels and the distance between them i.e., the distance between the axes of the adjacent internal through cooling channels
  • the friction force is generated primarily in the area of tight contact between friction surfaces and brake pads and it is advisable that under the brake pads there is enough a lot of channel-stiffener pairs.
  • the size of the channel-stiffener pair of 8-4 1 mm is preferable.
  • the width of the "stiffeners” is also determined by the fact that it is through them that the components of the rotor are joined into a single unit and the contact area is limited to a minimum value, depending on the type of rigid connection.
  • the diameter of the cast core with a high-quality process is at least ⁇ 3.5 mm (preferably 4- ⁇ 4.5 mm) and with a smaller width " stiffeners "of the intermediate layer is likely to spill molten metal to the sides, which can block the corresponding internal through cooling channel.
  • the surface of the intermediate layer protruding radially outward beyond the inner side surface of the outer layers and / or beyond the outer side surface of the outer layers and / or is provided with a heat transfer / heat transfer promoting coating (embodiments described above).
  • a heat transfer / heat transfer promoting coating (embodiments described above).
  • the possibility of developing the surface of these sections of a flat intermediate layer is due to the fact that the intermediate layer does not contact the brake pads.
  • the development of the surface for example by shot peening, can be carried out both before assembling the rotor constituent layers into a single whole (then the surface roughness of the internal through cooling channels is automatically ensured), as well as after a rigid connection of the rotor constituent layers into a single whole, but before finishing machining the friction rotor surfaces.
  • inventions of at least one intermediate plane layer can further increase the cooling rate of the ventilated rotor with internal through cooling channels.
  • the material of at least one intermediate layer — preferably each — can be made of a material with lower density and / or higher thermal conductivity, than the material of the outer layer.
  • the material of the intermediate layers of the rotor can be selected without taking into account the tribotechnical requirements (wear rate and value of the coefficient of friction) that are imposed on the outer layers of the rotor, which make up the friction surface and are in contact with the brake pads.
  • the intermediate rotor layer can be made of a material with greater thermal conductivity and thermal diffusivity than that of the material of the outer rotor layers.
  • the coefficient of thermal conductivity and thermal diffusivity of steel 20 is almost twice (1, 9 times) more than stainless steels, which are usually used in modern rotors and can be used for the manufacture of outer layers.
  • the intermediate layer can also be made of a material with a lower density than that of the material of the outer layers of the rotor, for example, of relatively high temperature resistant titanium alloys.
  • the intermediate layer can be made of high-temperature aluminum alloys, including sintered aluminum powders (SAP alloys), the latter option is preferable to aluminum alloys, since the coefficient of thermal expansion of the SAP close to the coefficient of thermal expansion of steels.
  • SAP alloys sintered aluminum powders
  • the internal through cooling channels have constant cross-sectional dimensions or are made with a varying cross-section, preferably expanding from the inside out.
  • the width of the internal through channels increases, the deformation of the friction surfaces of the rotor increases, as well as the stresses in the rotor arising under the action of friction forces and pressure of the brake pads. Therefore, an increase in the width of the channels compared to the optimal values is possible primarily in the area in which the brake pads do not exert pressure on the rotor or in the minimum part of the working area of the rotor. As a consequence, it is preferable to increase the width of the channels in the interval 2 + 3 mm from the radially external lateral surface of the rotor.
  • the preferred increase in the width of the internal through channels is not more than 1.5 mm per 1 mm of reducing the distance to the outer side surface of the rotor.
  • the indicated parameters for changing the width of the internal through cooling channels make it possible to significantly increase the total area of the channel inlet section for incoming air, even though at a distance of ⁇ 2 mm from the outer lateral boundary of the rotor the channel parameters become optimal for working in a friction pair with brake pads. As a result, the main part of the friction surface of the rotor provides braking under optimal conditions. A sharper increase in the cross section of the channel leads to the fact that part of the incident flow is discarded by the walls of the internal through cooling channel outside and does not fall into the through channels of the rotor.
  • the cross-section of the through channels in the rotor of the motorcycle brake disk (both internal and external) on the main part of the channel length can be made variable, in particular, due to the protrusions on the channel walls, their height and / or width can be changed , in a preferred embodiment, the channel width periodically changes.
  • Such a periodic change in channel width is preferably in the range +/- 3% - ⁇ 5% of the average value (i.e., +/- 0.15 ⁇ 0.3 mm for a typical channel width b ⁇ 5-H5 mm) with a period of preferably ( 0.5-4) * b (that is, 3 ⁇ 6 mm) leads to a significant increase in heat transfer ([4], p.
  • “discreetly rough channels” can provide a heat transfer gain of -25% in the turbulent flow regime (in this case, the variation in channel width is preferably 2-4% of the average channel width b for a period corresponding to (0.5-N) * 6) and up to several times in the case of the laminar regime, in the latter case, the preferred variation of the channel width is -0.1 * b, and the period of variation of the channel width is -0.7 * b ([5]).
  • FIG. 1 brake discs of the front and rear wheels of a motorcycle according to the prior art produced by SPACEK PRODUCT)) (Czech Republic); 1 — front brake disc rotor rotor, 2 — front brake disc aluminum hub, 3 — floating front brake disc connecting sleeves, 4 — rear motorcycle disc brake rotor.
  • FIG. 2 general view of a layer with U-shaped elements
  • 5 a layer with U-shaped elements
  • 6 sections to which connecting sleeves are attached.
  • 7 friction surfaces
  • 8 connecting surfaces
  • 9 side walls.
  • FIG. 3 motorcycle brake disc rotor, consisting of two identical layers with U-shaped elements, 10 — internal through cooling channels, 11 — external through cooling channels, 12 — areas of maximum stresses during rotor operation.
  • FIG. 4 - a rotor of identical outer layers with a U-shaped elements and an intermediate flat layer and a variant of such a rotor with grooves in a flat intermediate layer according to the invention
  • 13 intermediate flat layer
  • 14 intermediate flat layer with grooves (one of the variants according to the invention).
  • FIG. 5 a rotor made of three flat layers with an intermediate layer with grooves protruding radially outward beyond the inner side surface of the outer layers; 15 — outer flat layer; 16 — cross section of the internal through cooling channel (enlarged), expanding from the inside to the outer lateral boundary of the rotor.
  • the rotor consists of two outer layers, which are preferably used as layers with U-shaped elements 5 (Fig. 3) or flat layers 15 (Fig. 5).
  • As the intermediate layer 13 a flat layer with grooves 14 is used (Fig. 4,5).
  • an increase in the cross section of the internal cooling channels to the outer side surface of the rotor can be achieved by reducing the width of the “stiffening ribs” or by increasing the width of the grooves 14 in the intermediate layer 13 also as it approaches the outer side surface of the rotor, as shown in FIG. 5.
  • the front brake disc rotors were made up of three flat layers: the outer flat layers 15 with an initial thickness of 1.8 mm were made of steel 20X 13, the intermediate flat layer 13 with a thickness of 2 mm was made of steel 20 (see Fig. 5).
  • the outer layers were made by sheet stamping, and the grooves in the intermediate layer 14 were laser-cut; before assembly, shot blasting of all layers was carried out with steel balls with a diameter of about 0.2 mm, which made it possible to create a developed rough surface.
  • the layers were rigidly connected into an indivisible connection by spot resistance welding and then mechanically processed to a total thickness of 5.0 mm.
  • the internal through cooling channels expanded to a width of ⁇ 7.5 mm, the rate of increase in the channel width is 1.5 mm / mm, i.e. the channel expands with a solution angle of -37 ° for 1.5 mm to the radially outer lateral surface of the rotor.
  • the intermediate layer of the rotor was made protruding radially outward beyond the inner side surface of the outer layers, the average width of the outer layers of the rotor (and the length of the internal through cooling channels) was 30 mm.
  • the rotor according to the claimed invention weighs 20% less than a standard rotor. After assembling the motorcycle front wheel floating brake disc (the same aluminum hubs and bushings were used) the difference in weight was 17%.
  • the front brake disc rotors were made up of two identical layers with essentially U-shaped elements 5 made of steel 20X13 (see Fig. 2,3). Each of the two layers was milled from the initial sheets with a thickness of 3.0 mm, a conic cutter with an angle of 7 °, a diameter on the flat working end of 3.7 mm and a radius of rounding at the edges of the flat end of 0.3 mm were used.
  • each layer Prior to rigid assembly, each layer had a total height of 2.7 mm with a thickness of the layer material in the region of the protrusions (which together make up the friction surface of the rotor) of 1.7 mm and a thickness of the layer material in the region of the depressions (which together provide a rigid connection between the layers and are the "bottom" of the external through cooling channels 11) 1, 5 mm, the thickness of the side walls of the protrusions and depressions of 1, 4 mm.
  • the width (in the circumferential direction) of the friction surfaces was ⁇ 7 mm, and the width of the external through cooling channels was ⁇ 4 mm (the width of the friction surfaces increased from the radially internal to the radially external lateral boundary of the rotor, compensating for the difference in the circumference of different diameters).
  • the layers prefabricated separately from each other were rigidly connected into an integral part by spot resistance welding. Welding was carried out in the area of the connecting surfaces 8, (that is, through the "bottom" of the external through cooling channels 11), two welded points for each, the core diameter of the welded point ⁇ 3 mm. In one embodiment, manufacturing to create a developed rough surface was carried out shot blasting of the assembled rotor with steel balls with a diameter of about 0.5 mm; in another embodiment, shot blasting was not carried out. Then, the assembled rotor was machined by grinding to a thickness of 5.0 mm (metal was removed to a depth of 0.2 mm on friction surfaces), as a result, the final thickness of the friction sections of the outer surface of the rotor was 1.5 mm.
  • the weight of the rotor according to the claimed invention with radially directed internal and external through cooling channels amounted to 65% of the weight of a standard rotor (example 1). After assembling the floating brake disc of the front wheel of the motorcycle (the same aluminum hubs and bushings were used), the difference in weight was 30%.
  • the rear brake disc rotors were made up of three flat layers: the outer flat layers 15 with an initial thickness of 1.8 mm were made of steel 20X13, the intermediate flat 13 layer 2 mm thick was made of steel 20.
  • the outer layers were made by machining the initial sheets, and the grooves 14 in the intermediate layer were laser-cut; before assembly, shot blasting of all layers was carried out with steel balls with a diameter of about 0.2 mm, which made it possible to create twisted surface. Further, the layers were rigidly bonded by gluing and then mechanically processed to a total thickness of 5.0 mm.
  • the channel expands with a solution angle of ⁇ 26 ° for 2 mm to radially outer side surface of the rotor.
  • ⁇ 26 ° for 2 mm a solution angle of ⁇ 26 ° for 2 mm to radially outer side surface of the rotor.
  • standard single-piece rotors with a thickness of 5.0 mm were made of the same steel 20X13, the design of the rotors corresponds to the design of the outer layers of the rotor according to the invention.
  • the heating of the rotor manufactured according to the invention with channels expanding to the outer lateral border of the rotor did not exceed 220 ° C while the known rotor (brake disk) of the rear wheel of the motorcycle was heated to a temperature> 270 ° C, while the standard rotor was significantly heavier.
  • a lower rotor heating temperature indicates that a slight decrease in its size and, correspondingly, weight and moment of inertia is possible. It is important that even a small decrease in the diameter of the rotor — only 10% (for example, from 310 mm to 280 mm for the rotor of the brake disc of the front wheel of a motorcycle) —it will provide an additional reduction in its mass by the same amount (about 10%), and the moment of inertia at this decreases by -35%.
  • reducing the temperature of the rotor increases its service life, as well as the service life of the brake pads. Reducing the size and weight of known rotors will immediately lead to their overheating (as well as to overheating of the brake pads and, possibly, to overheating, brake fluid), which is unacceptable when a significant resource is required for components of serial motorcycles.
  • the rotor according to the claimed technical solution has a minimum temperature drop across the cross-section (thickness) and, accordingly, minimal thermal deformation and warping compared to the known unventilated rotors of motorcycle brake discs, which is caused by substantially more efficient cooling, especially the middle part rotor.
  • the thickness of the friction layer of the material of the inventive rotor is 1, 4-1, 7 mm under optimal operating conditions, and in the case of standard motorcycle brake disc rotors, it is 5 mm, that is, -3 times more.
  • the characteristic time to establish the temperature in the friction layer is ⁇ 0.2 seconds (even at a speed of 150 km / h this time corresponds to only three wheel revolutions) and is many times less than the braking time, which is high at the initial speeds of 3- ⁇ 4 seconds or more. This means that the thermal deformation of the inventive rotor corresponds to a small temperature difference between its outer and inner layers, even during braking it heats up almost uniformly as a whole.
  • the highest cooling rate of the rotor is realized, including, in comparison with the known ventilated rotors with a minimum weight of the rotor and a significant improvement over the known variant its manufacturability.
  • the technical result of the claimed invention is to improve the manufacturability of manufacturing a ventilated rotor with internal through cooling channels while reducing its weight and moment of inertia, increasing its cooling rate, which allows to reduce the temperature to which the rotor heats up during operation.
  • the technical result allows us to simultaneously reduce such essentially mutually exclusive parameters as the weight of the rotor and its operating temperature — usually, to reduce the temperature of the rotor, increase its weight.
  • a decrease in the temperature of the rotor due to its faster cooling improves its working conditions, as well as the working conditions of the brake pads (due to a decrease in temperature in the contact zone of the pads and the rotor).

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Braking Arrangements (AREA)

Abstract

Изобретение относится к роторам тормозного диска мотоцикла. Техническим результатом заявляемого изобретения является улучшение технологичности изготовления вентилируемого ротора с внутренними сквозными охлаждающими каналами при уменьшении его веса и момента инерции, увеличение скорости его охлаждения. Технический результат достигается тем, что в роторе тормозного диска мотоцикла, представляющем собой кольцеобразное тело, имеющее противолежащие фрикционные кольцеобразные поверхности, радиально внешнюю и радиально внутреннюю боковые поверхности, внутренние сквозные охлаждающие каналы, проходящие от радиально внешней к радиально внутренней боковой поверхности, кольцеобразное тело выполнено из по меньшей мере двух слоев, причем упомянутые по меньшей мере два слоя кольцеобразного тела жестко соединены друг с другом и каждый из них представляет собой предварительно отдельно изготовленную за одно целое деталь, при этом фрикционные кольцеобразные поверхности образуют, по меньшей мере частично, обращенные наружу стороны наружных слоев кольцеобразного тела, в то время как обращенные внутрь стороны наружных слоев кольцеобразного тела имеют непосредственно контактирующие со смежным слоем области и свободные от контакта со смежным слоем области, причем указанные непосредственно контактирующие со смежным слоем области наружных слоев служат для указанного жесткого соединения слоев, а каждый из внутренних сквозных охлаждающих каналов, по меньшей мере частично, образован свободной от контакта со смежным слоем областью одного наружного слоя и свободной от контакта со смежным слоем областью другого наружного слоя.

Description

РОТОР ТОРМОЗНОГО ДИСКА МОТОЦИКЛА
Заявляемое изобретение относится к роторам тормозного диска мотоцикла.
Как известно, при торможении мотоцикла основная часть нагрузки (до 75% и даже больше) приходится на передние колеса и, как следствие, тормоза передних колес нагружены значительно сильнее, чем тормоза задних колес. Соответственно, при торможении передние тормозные диски нагреваются значительно сильнее, чем задние и именно этим обстоятельством объясняется различие в конструкции передних и задних тормозных дисков современных мотоциклов.
Передние тормозные диски имеют больший внешний диаметр (30(Н330 мм) и состоят, как правило, из ротора шириной -35 мм и толщиной 4^-7 мм (обычно 4,5^-6 мм), к поверхности которого непосредственно прикладывается тормозное усилие от тормозных колодок, и алюминиевой ступицы («паука»), посредством которой тормозной диск фиксируется на переднем колесе. В качестве материала ротора тормозного диска мотоцикла, к которому предъявляются требования стабильного и достаточно высокого (как правило, от 0,3) коэффициента трения с колодками в широком интервале температур, минимального износа, высокой жесткости и коррозионной стойкости чаще всего применяется нержавеющая сталь, обычно мартенситного класса (типа 20X13 в России или 420-я сталь по AISI, США). Алюминиевая ступица («паук») переднего тормозного диска соединяется с ротором или жесткой связью, тогда тормозной диск в целом представляет собой жесткую конструкцию, или же используются так называемые «плавающие» диски, когда ступица соединяется с ротором через специальные втулки. В этом случае стальной ротор, который существенно нагревается при торможении (до 500 оС и более) и за счет нагрева расширяется, практически не деформируется сам и не деформирует алюминиевую ступицу, за счет перемещения в «плавающем контакте» также сохраняется плоская форма ротора, что принципиально важно при торможении.
Использование такой составной конструкции переднего тормозного диска мотоцикла позволяет не только снизить его вес, но и снизить нагрев ступицы тормозного диска (и самого колеса), поскольку теплопередача от нагретого при торможении ротора через плавающие контакты в значительной степени затруднена.
На ротор заднего тормозного диска мотоцикла приходятся существенно меньшие тепловые нагрузки. В результате задние тормозные диски имеют меньший размер (внешний диаметр, как правило, не более 220-^230 мм) и представляют собой фактически просто стальной ротор толщиной в диапазоне 4+ мм (предпочтительно около 5 мм), на котором расположены посадочные отверстия для фиксации ротора на заднем колесе.
Передние и задние тормозные диски мотоцикла, содержащие в качестве основного рабочего элемента ротор тормозного диска, выпускает большое количество производителей. В целом, исключая некоторые детали дизайна, роторы передних и задних колес мотоцикла соответствуют представленному выше описанию. В частности, на фиг. 1 представлены примеры тормозных дисков и роторов переднего и заднего колес мотоциклов производства компании «SPACEK PRODUCT» (Чехия, сайт компании ЧУЛУЛУ . о 1 d Г re п . с о m ) . Необходимо отметить применение сквозных пазов (отверстий) в роторе, выполненных в осевом направлении (перпендикулярно фрикционным поверхностям ротора), и/или поперечных канавок на фрикционной поверхности ротора, выполненных, как правило, в радиальном направлении, которые используются для удаления пыли и продуктов эрозии колодок. Кромки таких отверстий (канавок) являются пылесъемниками и как бы срезают прессованную колодочную пыль и сбрасывают ее наружу. При этом конкретная форма пазов (отверстий) или канавок может быть различной и определяется требованиями достаточной прочности и жесткости ротора, а также соображениями внешней привлекательности дизайна ротора.
Таким образом, известные роторы тормозных дисков мотоцикла представляют собой кольцеобразное тело, имеющее противолежащие фрикционные кольцеобразные поверхности, а также радиально внешнюю и радиально внутреннюю боковые поверхности. Расстояние между плоскими фрикционными поверхностями (толщина ротора) составляет 4+7 мм, предпочтительно 5 -6 мм, расстояние между радиально внешней и радиально внутренней боковыми поверхностями (ширина ротора) обычно соответствует ширине тормозной колодки и составляет ~ 25+-35 мм и может изменяться в окружном направлении (см. фиг. 1 ). В роторе, как правило, выполнено некоторое количество сквозных пазов в осевом направлении ротора и и/или канавок в радиальном направлении, однако во всех случаях ротор тормозного диска мотоцикла представляет собой цельное изделие, выполненное из одной заготовки. В подавляющем большинстве случаев этой заготовкой является лист жаропрочной нержавеющей стали, в некоторых случаях применяются керамические (композитные) роторы.
Известные технические решения позволили несколько снизить вес роторов тормозных дисков мотоцикла (и тормозных дисков в целом) без потери тормозных характеристик, однако их вес, а также момент инерции остаются достаточно большими, особенно с учетом того, что роторы относятся к неподрессоренным компонентам мотоцикла, снижение веса которых особенно важно. Вес и момент инерции ротора существенно влияют на динамику и маневренность мотоцикла (например, угловая скорость поворота оси колеса, с которой связана и быстрота поворота мотоцикла зависит от момента инерции колеса), расход горючего и поэтому снижение веса ротора имеет важное значение.
Значительным недостатком известных роторов является их существенный нагрев в жестких режимах торможения, особенно во время спортивных состязаний, а также в жаркую погоду. Именно с целью недопущения перегрева тормозной жидкости (поскольку перегрев жидкости может привести к отказу тормозов) приходится увеличивать вес и размер ротора. Увеличение размера, то есть площади поверхности ротора тормозного диска, повышает скорость его охлаждения, однако это приводит к быстрому росту момента инерции, который при практически постоянной толщине и ширине ротора пропорционален третьей степени его радиуса.
Набегающий поток воздуха охлаждает известные роторы тормозных дисков в ламинарном режиме обтекания. В самом деле, число Рейнольдса Re для обтекающего ротор воздуха определяется выражением: Re = (V*L)/v , V- скорость набегающего потока воздуха, L— ширина кольца ротора, V— кинематическая вязкость воздуха. Поскольку L ~3 см, V -2,5* Ю-5 м2/с (в интервале температур 50- 350 °С кинематическая вязкость увеличивается от 1 ,8* 10-5 м 2/с до 5,5* 10-5 м 2/с), то даже при скорости 180 км/ч (50 м/с) Re <6* 104. В то же время переход ламинарного обтекания в турбулентное происходит при числах Рейнольдса Re >3* 105 ([1]: Юдин Б.Н. «Техническая термодинамика. Теплопередача». М.: Высшая школа, 1988-479 с; с. 276).
В ламинарном режиме теплообмен происходит сравнительно неэффективно. Переход в турбулентный режим обтекания позволил бы существенно повысить скорость охлаждения, однако увеличение на порядок скорости набегающего потока воздуха или практически десятикратный рост размеров ротора невозможны.
Пазы и отверстия в известных роторах, улучшая работу тормозных колодок, только уменьшают эффективную площадь теплообмена с окружающим воздухом без существенной турбулизации воздушного потока (что могло бы улучшить режим охлаждения). При этом именно скорость охлаждения ротора, главным образом, определяет его размеры и вес, то есть при улучшении условий охлаждения размеры ротора могли бы быть уменьшены и, соответственно, могли бы дополнительно быть снижены вес и особенно момент инерции тормозного диска. Кроме того, при существенном снижении максимальной температуры ротора в процессе его эксплуатации за счет лучшего охлаждения (например, до 300 °С), может стать возможным использование легких сплавов для изготовления ротора (возможно, с соответствующими покрытиями, обеспечивающими, прежде всего, необходимый коэффициент трения и износостойкость при работе тормозных колодок), что могло бы дополнительно обеспечить резкое падение веса тормозного диска без существенного усложнения технологии его изготовления.
Значительное улучшение эффективности охлаждения тормозного диска может быть достигнуто, если в роторе имеются внутренние сквозные охлаждающие каналы, проходящие от радиально внешней к радиально внутренней боковой поверхности и служащие для охлаждения кольцеобразного тела ротора изнутри.
Для указанной высокой эффективности теплообмена с набегающим воздухом во внутренних сквозных охлаждающих каналах ротора существенно важно то обстоятельство, что каналы выполнены в достаточно быстро вращающейся детали, поскольку при неподвижных сквозных каналах аналогичного сечения и длины (отношение длины канала к его минимальному поперечному размеру 10-45) турбулизация воздушного потока не происходит и теплосъем неэффективен ([1 ]; с. 294).
В самом деле, при скорости набегающего потока воздуха V и длине канала по потоку (то есть, фактически ширине ротора) L характерное время пребывания заданной порции воздуха в канале составляет T-L/V. Время, в течение которого за счет своего вращения ротор сместится на ширину канала составляет τ-ό/Vj, где δ - характерный поперечный размер канала (его «ширина» в окружном направлении, канал может иметь переменную ширину); Vj— средняя окружная скорость ротора. В реальной ситуации ротора кольцеобразной фбрм1 Г ^относительно небольшой шириной по сравнению со средним радиусом, вращающегося совместно с колесом, для Vj справедлива такая оценка:
Vj ~ V'(Rp/RM), Rp. ш— средний радиус ротора и радиус шины мотоцикла. Условие столкновения попадающего в канал потока воздуха с боковыми стенками канала имеет очевидный вид τ < Т и, используя полученные выше выражения, находим условие на параметры каналов в роторе: S < L (RplRM) (1 )
Для роторов тормозного диска переднего колеса современных мотоциклов достаточно высокого уровня отношение RplRm составляет -0,45 (Rp ~ 155 мм, Rm ~ 330 мм), средняя ширина ротора L - 30^35 мм и из соотношения (1) находим δ < 15 мм. Для роторов тормозного диска заднего колеса отношение RplRm несколько меньше и составляет -0,35, что при той же средней ширине ротора дает условие для поперечного размера каналов δ < 10+ 1 1 мм.
При оптимальной (см. также ниже) ширине каналов - 5 мм сформулированное условие (1 ) выполняется с двукратным запасом, а возможности соударения с «вертикальными» стенками каналов только усиливают турбулизацию потока во внутренних сквозных охлаждающих каналах.
Геометрические параметры внутренних сквозных охлаждающих каналов определяются условиями работы ротора тормозного диска мотоцикла, прежде всего, требованиями достаточной локальной жесткости вертикальных стенок этих каналов (толщина вертикальной стенки канала— это толщина сплошного слоя материала «над каналами», прилегающего к фрикционным поверхностям ротора, на которые воздействуют— давят— тормозные колодки), а также требованиями к жесткости ротора, как целого, при заданных его размерах (как указывалось выше, диаметр ротора тормозного диска переднего колеса мотоцикла -320 мм, толщина в диапазоне - 5-6 мм) и целесообразностью уменьшения его веса. В результате диапазон возможных параметров внутренних сквозных охлаждающих каналов ограничен независимо от конкретного варианта их выполнения.
Так, прогиб вертикальных стенок внутренних сквозных охлаждающих каналов под давлением колодок увеличивается пропорционально четвертой степени ширины канала и обратно пропорционально третьей степени толщины его вертикальных стенок. В результате, минимальная^гоящина вертикальных стенок таких каналов составляет -1 мм, что определяет максимальную высоту канала 5 мм (для толщины ротора, как целого, 7 мм), оптимальная высота каналов для наиболее распространенных в настоящее время роторов толщиной около 5 мм составляет 2-^3 мм. Аналогично, для обеспечения достаточно высокой локальной жесткости ротора (жесткости в области «над внутренними сквозными охлаждающими каналами») предпочтительная ширина этих каналов составляет 3-^8 мм. В этом случае количество внутренних охлаждающих каналов в роторе составляет 60-100.
Соотношение между шириной каналов и шириной стенок каналов или, что то же самое, отношение расстояния между осями соседних внутренних сквозных охлаждающих каналов к характерной ширине канала (поскольку форма канала может отличаться от прямоугольной) определяется, с одной стороны, тем, чтобы площадь поверхности, фактически обеспечивающей силу трения, была достаточна велика. С другой стороны, если ширина каналов мала по сравнению с расстоянием между осями соседних каналов, то снижается объем, в котором обеспечивается максимально эффективный теплосъем, а также незначительно меняется вес ротора. Совместное влияние этих двух противоположных факторов приводит к условию, что отношение расстояния между осями внутренних сквозных охлаждающих каналов каналов к их ширине не превышает 4, предпочтительно не превышает 2.
Минимальная ширина внутренних сквозных охлаждающих каналов составляет предпочтительно ~1 мм и определяется двумя факторами:
- технологическим: при меньшей ширине каналов и оптимальном соотношении ширины и расстояния между осями таких соседних каналов их число в роторе становится слишком большим— так при расстоянии между осями каналов 2 мм их число в роторе тормозного диска переднего колеса превышает 400;
- эксплуатационным: каналы малого сечения легче забиваются пылью и грязью, а также их сложнее при необходимости прочищать.
Аналогично, эксплуатационными причинами, а также снижением эффективности теплосъема в внутреннем сквозном охлаждающем канале (поскольку доля таких каналов в сечении ротора становится незначительной) и практически сохранением веса ротора определяется минимальная высота каналов; предпочтительная высота внутренних сквозных охлаждающих каналов составляет не менее 1 мм.
Таким образом, чтобы обеспечить значительное снижение веса и момента инерции вентилируемого ротора с внутренними сквозными охлаждающими каналами при сохранении (или малом изменении) его полной толщины целесообразно выполнить в роторе ~ 50-80 таких каналов с характерной шириной ~ 3-6 мм и высотой и 2-3 мм. При большей высоте каналов неизбежно увеличение полной толщины (высоты) ротора, что в принципе возможно, однако потребует изменения (модернизации) используемых в тормозных системах суппортов. Варианты ротора тормозного диска с внутренними сквозными охлаждающими каналами были предложены в патентах ([2]: Fr 2927389; [3]: ЕР 1016803), патент [2] относится к роторам тормозных дисков мотоциклов и автомобилей, а патент [3] относится к роторам тормозных дисков велосипедов.
Поскольку выполнить такие каналы с высотой не более 2,5 3 мм (при общей толщине ротора около 5 мм) и длиной -30 мм (соответствующей ширине ротора) в цельном изделии представляется технически малореальным при разумной цене готового изделия и том обстоятельстве, что количество каналов в одном роторе должно быть -60 и более, то в [2]. [3] предложено выполнить ротор тормозного диска (или тормозной диск в целом) из отдельно изготавливаемых компонентов.
В [2] был предложен тормозной диск с внутренними сквозными охлаждающими каналами, когда две кольцевые фрикционные поверхности представляют собой наружную поверхность двух параллельных стальных пластин, удерживаемых на расстоянии друг от друга проставками, которые привариваются к внутренней стороне этих пластин, чем обеспечивается жесткое соединение элементов ротора друг с другом. В частности, эти проставки могут представлять собой стержни прямоугольного сечения, расположенные по существу радиально (фиг. 15 в [2]), в этом варианте как раз и образуются внутренние сквозные охлаждающие каналы, проходящие от радиально внешней к радиально внутренней боковой поверхности ротора.
Предложенный вариант ротора обеспечивает значительное улучшение его охлаждения, однако обладает крайне низкой технологичностью в силу большого количества составляющих его элементов, сложен при сборке и практически не обеспечивает снижение веса ротора. В самом деле, для обеспечения необходимой жесткости наружных слоев ротора во время торможения при небольшом количестве проставок необходимо существенно увеличивать толщину указанных наружных слоев и, соответственно вес ротора (который даже может превысить вес сплошного ротора), а при достаточно тонких фрикционных слоях необходимо использовать большое количество проставочных стержней (-70 и более стержней длиной -30 мм и сечением -4*2,5 мм), что крайне нетехнологично.
В самом деле, при выполнении ротора согласно [2] необходимо вначале точно разместить все проставочные стержни (-70 шт!) на внутренней стороне одной (первой) из двух стальных пластин, приварить все проставки к этой пластине, обеспечив отсутствие выплеска или выдавливания металла на противоположную сторону проставок, к которой затем будет приварена внутренняя сторона второй стальной пластины. Наличие выплеска или выдавленного металла приведет (после приваривания второй пластины) ко взаимному перекосу пластин, наличию локальных концентраторов напряжений и т.д. Перекос может быть исправлен шлифовкой или фрезеровкой сваренного ротора, как целого, однако возникшие концентраторы уже неустранимы. Поэтому, кроме прочего, после первой стадии сварки необходимы контроль и дополнительная обработка свободной поверхности приваренных проставок, сборка и точное позиционирование большого количества элементов, очевидно, также усложняют изготовление известного ротора согласно [2].
В патенте [3] предложен способ изготовления вентилируемого тормозного диска велосипеда с внутренними сквозными охлаждающими каналами, когда в качестве проставки между наружными плоскими слоями ротора используется выполненная деформированием за одно целое гофрированная пластина, имеющая чередующиеся в окружном направлении выступы и впадины. Все три элемента (слоя) предложенного ротора выполнены из нержавеющей стали, а жесткое соединение составляющих ротор компонентов обеспечивается за счет применения никельсодержащей связующей пасты (nickel bonding paste) в областях контакта наружных пластин с проставкой и последующего нагрева сборки до температуры выше температуры аустенитного перехода.
Боковыми стенками внутренних сквозных охлаждающих каналов в известном роторе являются наклонные участки гофрированного промежуточного слоя, соединяющие ее выступы и впадины, а двумя другими- вертикальными — стенками каналов (по толщине или по оси ротора) являются, с одной стороны внутренняя (по отношению к ротору) поверхность промежуточного слоя и со второй стороны внутренняя поверхность наружного слоя. То есть, толщина вертикальной стенки канала с одной стороны равна толщине наружной пластины, а толщина стенки канала с другой стороны равна сумме толщин наружного слоя и толщины пластины, из которой выполнен гофрированный промежуточный слой.
В известном варианте вентилируемого ротора высота внутренних сквозных охлаждающих каналов определяется соотношением
h = H - d, (2),
где Н - полная высота гофра, a d — толщина пластины, из которой выполняется гофрированная проставка. Для описанного в [3] ротора Н=3,2 мм, d=0,6 мм и высота каналов составляет 2,6 мм, приблизительно такая же высота (длина) боковых стенок гофрированного промужеточного слоя. Предложенный вариант ротора существенно упрощает его сборку, однако, несмотря на улучшение режима охлаждения, он даже для случая велосипеда (см. ниже) не позволяет снизить вес ротора в целом. В частности, авторы патента [3] описывают вентилируемый ротор, наружные слои которого представляют собой пластины толщиной 0,8 мм, а гофрированная проставка изготовлена из пластины толщиной 0,6 мм. Поскольку полная площадь гофрированной проставки, как следует из описания ее формы в [3], существенно больше площади наружных слоев, получаем вес известного ротора, заведомо превосходящий вес аналогичного сплошного ротора толщиной 2,2 мм. В то же время толщина современных невентилируемых тормозных дисков составляет обычно 1 ,8-2,2 мм. Соответственно, больший вес ротора автоматически обеспечивает его меньший нагрев при торможении даже без внутренних охлаждающих каналов.
Кроме того, предложенный вентилируемый ротор тормозного диска имеет существенно большие габариты— так полная толщина представленного в [3] ротора составляет 4,8 мм, что в -2,4 раза превосходит толщину стандартных тормозных дисков.
Далее, необходимо учитывать, что в предложенном варианте вентилируемого ротора его жесткость (в том числе локальная) практически полностью определяется жесткостью гофрированного промежуточного слоя, в том числе высотой самого гофра и толщиной его боковых стенок. Соответственно, при использовании известного технического решения в роторе тормозного диска мотоцикла следует многократно увеличить жесткость гофрированного промежуточного слоя, поскольку давление тормозных колодок на фрикционные поверхности ротора при торможении мотоцикла существенно больше, чем в случае велосипеда. Более того, с ростом давления колодок дополнительно увеличиваются касательные напряжения в местах жесткого соединения промежуточного слоя с наружными слоями (помимо напряжений, возникающих вследствие трения колодок о фрикционные поверхности), что снижает ресурс сборной конструкции.
Далее, при увеличении толщины исходной пластины, из которой формируется промежуточный слой, резко усложняется изготовление гофрированной в окружном направлении структуры. Расчеты показывают, что в тормозном роторе мотоцикла толщина наклонных (боковых) участков гофрированной структуры должна быть не менее -1 ,6 мм. В этом случае для получения высоты внутренних охлаждающих каналов 2 мм необходимо обеспечить полную высоту гофра Н>3,6 мм. Изготовление такой детали является крайне сложной технологической задачей для достаточно толстой исходной пластины, особенно с учетом анизотропии ее пластических свойств и разной степени деформации пластины на разных расстояниях от ее оси, изготовление же деформированной гофрированной структуры для формирования ротора с каналами сложного сечения становится практически вообще нереальным. С учетом толщины наружных слоев ротора > 1 ,4 мм (в случае мотоцикла) полная толщина ротора оказывается > 6 мм (> 6,4 мм), что существенно превосходит габарит современных невентилируемых роторов, при этом вес известного вентилируемого ротора оказывается не меньше веса качественных стандартных роторов.
Кроме того, локальный нагрев противоположных участков известного ротора, особенно на начальном этапе торможения, существенно различается вследствие кратного различия нагреваемых толщин металла ротора при практически одинаковом тепловыделении на обеих фрикционных поверхностях, что приводит к дополнительным термическим напряжениям и провоцирует изменение геометрии (коробление) вентилируемого ротора по патенту ЕР 1016803.
Таким образом, известные вентилируемые тормозные роторы с внутренними сквозными охлаждающими каналами нетехнологичны в изготовлении и не обеспечивают снижение веса ротора тормозного диска мотоцикла.
Техническим результатом заявляемого изобретения является улучшение технологичности изготовления вентилируемого ротора с внутренними сквозными охлаждающими каналами при уменьшении его веса и момента инерции, увеличение скорости его охлаждения.
Технический результат достигается тем, что в роторе тормозного диска мотоцикла, представляющем собой кольцеобразное тело, имеющее противолежащие фрикционные кольцеобразные поверхности, радиально внешнюю и радиально внутреннюю боковые поверхности, внутренние сквозные охлаждающие каналы для охлаждения кольцеобразного тела изнутри, проходящие от радиально внешней к радиально внутренней боковой поверхности, кольцеобразное тело выполнено из по меньшей мере двух слоев, причем упомянутые по меньшей мере два слоя кольцеобразного тела жестко соединены друг с другом и каждый из них представляет собой предварительно отдельно изготовленную за одно целое деталь, при этом фрикционные кольцеобразные поверхности образуют, по меньшей мере частично, обращенные наружу стороны наружных слоев кольцеобразного тела, в то время как обращенные внутрь стороны наружных слоев кольцеобразного тела имеют непосредственно контактирующие со смежным слоем области и свободные от контакта со смежным слоем области, причем укачанные непосредственно контактирующие со смежным слоем области наружных слоев служат для указанного жесткого соединения слоев, а каждый из внутренних сквозных охлаждающих каналов, по меньшей мере частично, образован свободной от контакта со смежным слоем областью одного наружного слоя и свободной от контакта со смежным слоем областью другого наружного слоя.
Согласно заявляемому техническому решению стенками внутренних охлаждающих каналов «по высоте» являются наружные слои ротора, а боковыми стенками каналов являются либо наклонные участки наружных слоев ротора (это единственная возможность, когда тормозной ротор состоит именно из двух слоев и они являются смежными друг для друга) либо боковые стенки сквозных пазов в плоском промежуточном слое, свободные от контакта со смежным слоем, и - если предусмотрены - наклонные участки наружных слоев. Таким образом, в предпочтительных вариантах изобретения, которые подробно описаны ниже, вентилируемый тормозной ротор состоит из двух или трех элементов — двух наружных слоев и, возможно, плоского промежуточного слоя, который обеспечивает максимальную локальную жесткость диска по сравнению с другими (неплоскими) формами промежуточного слоя, а также симметрию ротора относительно его центральной плоскости.
Целесообразные геометрические параметры внутренних сквозных охлаждающих каналов, в том числе, для такого технического решения описаны выше. Согласно заявляемому изобретению внутренние сквозные охлаждающие каналы могут быть выполнены прямыми и проходить по существу радиально от радиально внешней к радиально внутренней боковой поверхности ротора. Однако в предпочтительном варианте осуществления изобретения направление каналов может отличаться от радиального. С целью дополнительного улучшения теплообмена, ось внутренних сквозных охлаждающих каналов может быть направлена под углом к радиус-вектору, направленному от оси вращения ротора в соответствующую точку оси канала— при этом фактически увеличивается и эффективная длина каналов, и теплообмен с набегающим потоком воздуха. Каналы могут быть выполнены непрямыми, они могут изгибаться, учитывая, например, изменение окружной скорости движения ротора пропорционально расстоянию до оси его вращения; в случае криволинейного выполнения внутренних сквозных охлаждающих каналов их длина дополнительно увеличивается. Кроме того. сечение (поперечные размеры) каналов могут изменяться по длине канала, в том числе периодически изменяться.
В одном из вариантов заявляемого технического решения ротор состоит из всего двух предварительно отдельно изготовленных за одно целое деталей (слоев), каждый из которых представляет собой наружный слой, и оба таких наружных слоя являются друг для друга смежным слоем, так что внутренние охлаждающие каналы полностью образованы свободными от контакта со смежным слоем областями обоих слоев.
В одном из вариантов такого выполнения ротора тормозного диска мотоцикла из двух используется по меньшей мере один наружный слой с по существу П-образно выполненными и проходящими от радиально внешней к радиально внутренней боковой поверхности элементами, каждый из которых на одной стороне слоя образует впадину, а на другой стороне слоя - выступ, причем впадины и выступы на каждой стороне слоя чередуются в его окружном направлении. Все выступы обращенной наружу стороны упомянутого наружного слоя образуют фрикционную поверхность и все впадины этой стороны наружного слоя образуют внешние сквозные охлаждающие каналы для охлаждения кольцеобразного тела ротора снаружи, а все выступы обращенной внутрь стороны этого наружного слоя служат в качестве упомянутых контактирующих со смежным слоем поверхностей для соединения с другим наружным слоем и все впадины этой стороны наружного слоя служат в качестве упомянутых свободных от контакта со смежным слоем областей, каждая из которых вместе с соответствующей свободной от контакта со смежным слоем областью другого наружного слоя образует соответствующий внутренний сквозной охлаждающий канал.
В дальнейшем указанный слой будем называть «слоем с по существу П-образно выполненными элементами».
В предпочтительном варианте ротора другой наружный слой выполнен идентично указанному слою с по существу П-образно выполненными элементами и оба наружных слоя образуют друг для друга смежный слой, причем указанные идентичные слои предпочтительно расположены таким образом, что обращенные друг к другу впадины смежных слоев совмещены друг с другом для формирования внутренних сквозных охлаждающих каналов, а обращенные друг к другу выступы смежных слоев жестко соединены друг с другом.
В указанном варианте ротора жесткое соединение обращенных друг к другу выступов смежных слоев может быть выполнено пайкой, склеиванием, сваркой (в том числе контактной сваркой, в частности точечной контактной сваркой), а также силовым замыканием (например, заклепочным соединением). Характерная толщина материала слоя составляет 1 ,5 мм, а характерные поперечные размеры фрикционных поверхностей составляют в окружном направлении ротора 5+9 мм (ширина внутренних сквозных охлаждающих каналов составляет ~5 мм при высоте ~ 2+2,5 мм, ширина в окружном направлении жестко соединяющих слои участков 3,5+6 мм. Как показывают численное моделирование и результаты авторов заявляемого технического решения, при таких геометрических размерах создаваемые при работе тормозов напряжения в материале ротора не превышают предел усталости, а величина перемещения фрикционных поверхностей в направлении дейстия силы давления тормозных колодок (перпендикулярно фрикционной поверхности) составляет не более 3-И0 мкм и компенсируется упругостью тормозных колодок.
Ширина (в окружном направлении) выступов и впадин слоя с по существу П- образно выполненными элементами, а также толщина материала слоя в области выступов и в области впадин могут отличаться друг от друга, оптимальные величины указанных параметров слоя определяются уровнем допустимых напряжений и деформаций фрикционной поверхности слоя в процессе работы тормозных колодок. В частности, толщина материала слоя в области выступов наружу ротора (которые в совокупности составляют фрикционную поверхность ротора), предпочтительно, может составлять 1.3 + 1,6 мм, а толщина материала слоя в области впадин с наружной стороны (которые в совокупности обеспечивают жесткое соединение слоев между собой) может составлять 1 ,1 + 1 ,5 мм; толщина боковых стенок выступов и впадин составляет 1,2+ 1 ,5 мм; возможны и другие комбинации толщин. Аналогично, ширина (в окружном направлении) выступов с наружной стороны предпочтительно составляет ~6 мм, а ширина впадин с наружной стороны ~4 мм, при таком соотношении размеров выступов и впадин доля площади фрикционной поверхности существенно превышает 50% площади тормозных колодок, что снижает нагрузку на тормозные колодки. Угол наклона боковых стенок выступов и впадин к оси ротора составляет предпочтительно 5 + 10° и определяется условием малой величины деформации фрикционной поверхности под давлением тормозных колодок и условием ограничения напряжений прежде всего в участках, где боковые стенки слоя переходят в плоские поверхности, с целью уменьшения напряжений в этих местах могут быть выполнены закругления с радиусом предпочтительно 0,3+0,5 мм. Указанные углы наклона боковых стенок также являются близкими к оптимальным при изготовлении слоев как механической обработкой (фрезеровкой), так и обработкой давлением (штамповкой).
Указанные параметры элементов слоя, прежде всего ширина фрикционных и соединительных поверхностей, а также толщина боковых стенок, могут изменяться в окружном направлении. В частности, как установлено авторами путем численного моделирования процесса торможения, максимальные напряжения возникают в каналах, которые являются соседними с местами присоединения ротора к ступице тормозного диска (для тормозных роторов переднего колеса) или с местами фиксации ротора на заднем колесе (для тормозных роторов заднего колеса). С целью компенсации указанного роста напряжений толщина боковых стенок соответствующих (особенно нагруженных) выступов и впадин может быть увеличена, предпочтительно на 15-25%, по сравнению со средними по окружности слоя значениями.
В указанном варианте выполнения ротора общая толщина соединяемого материала, равная двум толщинам материала каждого слоя в области впадин с наружной стороны ротора, составляет предпочтительно 2,6-^3,2 мм. Соединение указанной толщины может быть эффективно и с высокой производительностью выполнено, в частности, контактной сваркой, в том числе точечной контактной сваркой. Кроме того, возможность использования жесткого соединения слоев контактной (точечной) сваркой в указанном варианте имеет то преимущество, что подвергнутые локальному нагреву при сварке участки ротора не контактируют с тормозными колодками, то есть фрикционные поверхности не подвергаются термическому воздействию. Кроме того, поскольку соединяемые участки ротора отстоят от фрикционных поверхностей (например, при полной толщине ротора 5,2 мм и общей толщине соединяемого материала 3,0 мм расстояние до фрикционных поверхностей составляет с каждой стороны по 1 ,1 мм), жесткое соединение может быть выполнено и силовым замыканием (заклепками).
В предпочтительном варианте выполнения ротора с наружными слоями с по существу П-образно выполненными элементами стенки предпочтительно каждого внешнего сквозного охлаждающего канала выполнены с развитой поверхностью и/или снабжены способствующим теплообмену/теплоотдаче покрытием.
Указанный вариант обеспечивает дополнительное увеличение скорости охлаждения нагреваемого в процессе торможения ротора. Этот результат достигается тем. что эффективность теплообмена с набегающим потоком воздуха развитой (шероховатой) поверхности возрастает по сравнению со случаем обтекания гладкой поверхности ([1 ], с. 296; [4]: Жукаускас А. А. «Конвективный перенос в теплообменниках». М.: Наука, 1982- 472 с; с. 163). Соответственно, предпочтительно обеспечить развитую поверхность каждого внешнего сквозного охлаждающего канала (поверхность этих каналов составляют их боковые стенки и «дно»), что может быть выполнено различными способами, например, механической обработкой (в частности, стальными щетками), дробеструйной обработкой (колотой или литой дробью), пескостурйной обработкой или химическими методами (травлением). Предпочтительная величина шероховатости поверхности стенок внешних сквозных охлаждающих каналов составляет 2С 00 мкм. в этом случае размер шероховатости существенно влияет на процессы в пограничном слое, которые и определяют интенсивность теплообмена.
Развитая поверхность внешних сквозных охлаждающих каналов может быть выполнена как обработкой уже собранного ротора, так и обработкой составляющих ротор компонентов (слоев) перед сборкой, что предпочтительно, если жесткое соединение слоев осуществляется, например, склеиванием или пайкой. Кроме того, за счет развитой поверхности внутренних сквозных охлаждающих каналах дополнительно увеличивается и эффективность теплообмена в этих каналах.
Выполнение внешних сквозных охлаждающих каналов с развитой поверхностью существенно увеличивает эффективность охлаждения ротора в целом за счет большой суммарной площади поверхности таких каналов (иными словами, за счет увеличения коэффициента теплоотдачи с единицы исходной «геометрической» поверхности). В предпочтительных вариантах выполнения ротора, например, переднего тормозного диска даже исходная «геометрическая» площадь поверхности внешних сквозных охлаждающих каналов (без учета шероховатостей) составляет -300 см2, что сопоставимо с площадью поверхности известных роторов -600 см2 (для известных цельных роторов плоской геометрии площадь поверхности S , которая участвует в теплообмене с воздухом, можно оценить по формуле S-lM/ρΛ, где М - масса ротора, р - плотность материала ротора, Л - его толщина). С учетом^ого, что интенсивность охлаждения шероховатой поверхности может в 1 ,5-^2 и более раз превосходить интенсивность охлаждения гладкой поверхности, только за счет развития поверхности внешних сквозных охлаждающих каналов может быть обеспечена скорость охлаждения ротора, сопоставимая с общей скоростью охлаждения известных цельных роторов.
Возможность развития поверхности внешних сквозных охлаждающих каналов согласно изобретению связана с тем, что эта поверхность не контактирует с тормозными колодками, поскольку зона контакта с колодками автоматически является гладкой. Кроме того, развитая (шероховатая) поверхность имеет, как правило, существенно большую степень черноты и охлаждается также за счет теплового излучения. Теплоотдача излучением при значительном нагреве ротора может играть существенную роль— при температуре 500 °С мощность излучения с поверхности черного тела составляет 2 Вт/см2, однако степень черноты поверхности гладкой (полированной) нержавеющей стали не превышает 0.25-^0,3 при рабочих температурах ротора. Поверхность внешних сквозных охлаждающих каналов согласно изобретению может быть дополнительно обработана, чтобы увеличить ее степень черноты и теплоотдачу за счет излучения. Повышение степени черноты поверхности достигается, в том числе, ее матированием (созданием шероховатости), а также нанесением достаточно тонких покрытий (типичная толщина несколько мкм), а также окраской (например, черной матовой краской при толщине слоя краски ~ 20-^30 мкм); как покрытие, так и окраска могут быть выполнены не только на гладкой, но и на шероховатой поверхности. В результате при близкой к 1 степени черноты поверхности только за счет излучения сильно разогретый ротор может охлаждаться со скоростью до 2 град/с даже в отсуствие набегающего потока воздуха (при остановке мотоцикла), что может быть сопоставимо со скоростью конвективного охлаждения.
Использование в указанном варианте выполнения ротора как внутренних сквозных охлаждающих каналов, так и внешних сквозных охлаждающих каналов, особенно с развитой поверхностью внешних сквозных охлаждающих каналов, обеспечивает максимальную скорость охлаждения ротора и, соответственно, его минимальную температуру. Работа при минимальной степени нагрева позволяет скомпенсировать увеличение давления на фрикционные поверхности ротора и поверхность тормозных колодок, связанное с некоторым уменьшением эффективной площади их контакта.
Слой с по существу П-образно выполненными элементами может быть выполнен, например, механической обработкой (фрезеровкой) листа с толщиной не меньше полной высоты слоя в собранном роторе тормозного диска мотоцикла, то есть листа с толщиной не менее Δ/2, где Δ— полная толщина ротора в сборе (см. также ниже). Кроме того, указанный слой может быть изготовлен производительными методами обработки давлением, например, листовой штамповкой более тонкого исходного листа с толщиной, приблизительно соответствующей толщине материала в подготовленном к сборке ротора слое (~ 1 ,5 мм), при этом в процессе штамповки должны быть сформированы выступы и впадины высотой предпочтительно ~1 ,2 мм (чтобы после сборки получить высоту внутренних сквозных охлаждающих каналов предпочтительно 2-^2,5 мм.
Таким образом, в варианте изготовления ротора, согласно заявляемому техническому решению, из двух слоев с по существу П-образно выполненными элементами высота внутренних сквозных охлаждающих каналов определяется по формуле
h = 2*(H - d) (3),
обозначения совпадают с использованными в формуле (2) и Δ = 2Н. То есть, при толщине исходной для формирования слоя с по существу П-образно выполненными элементами пластины 1 ,5 мм для получения высоты внутренних охлаждающих каналов 2 мм необходимо выполнить полную высоту каждого наружного слоя Н = 2,5 мм. Это означает практически вдвое меньшую высоту (длину) боковых стенок (Н - d = 1 мм) слоя по сравнению с высотой боковых стенок промежуточного слоя в известном роторе [3] в варианте тормозного ротора для мотоцикла при той же высоте внутреннего охлаждающего канала и той же толщине стенки. Соответственно, требуется приблизительно вдвое меньшая степень деформации по сравнению с известным ротором [3], что существенно упрощает технологию изготовления такого элемента.
Вследствие вдвое меньшей длины боковых стенок при одном и том же давлении тормозных колодок в заявляемом техническом решении в наиболее нагруженных участках профиля возникают существенно меньшие напряжения, чем в случае известного вентилируемого ротора [3]. Это обусловлено тем, что при одной и той же жесткости (при одной и той же толщине боковых стенок в обоих случаях— заявляемого технического решения и [3]— жесткость боковых стенок «гофрированного профиля» одинакова) для вдвое большего плеча и момента приложенной силы напряжения различаются вдвое, а перемещения в 8 раз. Следовательно, для используемого в [3] варианта выполнения вентилируемого ротора необходимо увеличивать толщину боковых стенок гофрированного профиля, что приводит к большему весу известного ротора.
Тем не менее, даже меньшая степень деформации согласно указанному варианту заявляемого технического решения (два слоя с с по существу П-образными элементами) может оказаться труднореализуемой и поэтому в одном варианте выполнения ротора между наружными слоями с по существу П-образными элементами предусмотрен промежуточный слой, который является смежным слоем для каждого из наружных слоев и выполнен плоским, имеет сквозные пазы, которые проходят от радиально внешней до радиально внутренней боковой поверхности наружных слоев и каждый из которых вместе с соответствующими свободными от контакта со смежным слоем областями обоих наружных слоев формирует соответствующий внутренний сквозной охлаждающий канал, причем упомянутый плоский промежуточный слой выступает радиально наружу за внутреннюю боковую поверхность наружных слоев и/или за внешнюю боковую поверхность наружных слоев.
В этом случае, при предпочтительной толщине промежуточного слоя ~1 мм и предпочтительной толщине исходных листов для слоев с по существу П-образными элементами -1 .5 мм для того, чтобы обеспечить после сборки ротора необходимую толщину (обычно около 5 мм), степень деформации при штамповке слоев с по существу П-образными элементами может быть уменьшена, то есть дополнительно еще вдвое уменьшена высота выступов и впадин с ~1 мм до -0,5 мм (высота внутренних сквозных охлаждающих каналов по-прежнему Н = 2 мм), соответствующее деформирование исходной пластины толщиной ~1 ,5 мм может быть надежно и стабильно выполнено при штамповке, которая является высокопроизводительным и экономичным технологическим процессом.
Уменьшение степени деформации при штамповке повышает стабильность процесса обработки давлением исходных листовых заготовок, гарантирует отсутствие трещин и других дефектов в готовом к сборке ротора слое, значительно снижаются и требуемое усилие пресса, в котором осуществляется деформирование, возрастает ресурс штамповой оснастки. В то же время при сборке ротора необходимо выполнить жесткое соединение трех слоев, то есть количество контактных поверхностей увеличивается вдвое по сравнению с вариантом ротора, в котором применяется сборка двух составляющих его слоев.
В указанном предпочтительном варианте выполнения ротора с плоским промежуточным слоем и наружными слоями с по существу П-образными элементами плоский промежуточный слой выступает радиально наружу за внутреннюю боковую поверхность наружных слоев и/или за внешнюю боковую поверхность наружных слоев. Это техническое решение позволяет эффективно увеличить скорость теплоотдачи ротора тормозного диска мотоцикла набегающему воздушному потоку, поскольку увеличение веса ротора (за счет выступающих участков промежуточного слоя) обеспечивает выгодное для охлаждения увеличение его площади. В самом деле, прирост площади поверхности ротора равен ΔΞ=2ΔΜ/ρξ, где ΔΜ— прирост массы ротора, р - плотность материала промежуточного слоя, ξ - толщина этого слоя. Поскольку ξ ~ 1 мм, то, например, по сравнению с известными цельными роторами тормозных дисков мотоцикла, толщина которых составляет около 5 мм, прирост массы ротора с «выступающим» промежуточным слоем согласно изобретению обеспечивает пятикратно больший прирост площади поверхности.
Кроме того, именно выступающие части плоского промежуточного слоя обеспечивают связность этого промежуточного слоя, имеющего сквозные пазы, которые проходят от радиально внешней до радиально внутренней боковой поверхности наружных слоев, что позволяет изготавливать указанный слой за одно целое и кардинально упрощает сборку ротора.
Далее, в предпочтительном варианте выступающая радиально наружу за внутреннюю боковую поверхность наружных слоев и/или за внешнюю боковую поверхность наружных слоев поверхность промежуточного слоя выполнена с развитой поверхностью и/или снабжена способствующим теплообмену/теплоотдаче покрытием (варианты выполнения описаны выше). В этом случае так же, как описано выше, обеспечивается дополнительный заметный рост эффективной (с точки зрения охлаждения, прежде всего набегающим потоком воздуха) площади указанных участков промежуточного слоя практически без дальнейшего увеличения веса ротора, поскольку при создании шероховатой поверхности ее вес не увеличивается, а при нанесении тонких поглощающих покрытий или тонкого слоя поголощающей краски (по сравнению с толщиной промежуточного слоя) увеличение веса ротора минимально.
Плоский слой с необходимой формой и расположением пазов может быть выполнен механической обработкой листа соответствующей толщины (фрезеровкой), лазерной резкой или стандартной процедурой вырубки в вырубных штампах.
При изготовлении ротора тормозного диска мотоцикла, когда наружными являются слои с по существу П-образно выполненными элементами, целесообразно, чтобы непосредственно после сборки ротора и жесткого соединения слоев полная толщина ротора несколько (предпочтительно на 0,3 0,6 мм) превосходила толщину окончательно готового изделия. После сборки в качестве финишной операции используется шлифовка или точная фрезеровка, когда с каждой фрикционной кольцеобразной поверхности ротора тормозного диска мотоцикла удаляется приповерхностный объем материала на глубину предпочтительно 0,15 +0,3 мм с тем, чтобы обеспечить точную параллельность фрикционных поверхностей и отсутствие биений ротора, при этом компенсируются и поводки (деформации), которые могут появляться при жестком соединении слоев в готовое изделие, а также неточности в исходных заготовках и отдельно изготовленных слоях. Деформации могут появляться прежде всего в вариантах жесткого соединения слоев, сопровождающихся их местным или общим нагревом (термические деформации), прежде всего в вариантах пайки и сварки, при точечной контактной сварке деформации минимальны. Кроме того, острые кромки выступов наружного слоя, образующиеся в результате шлифовки (фрезеровки), автоматически обеспечивают удаление пыли и продуктов эрозии колодок аналогично пазам (отверстиям) в известных роторах тормозных дисков мотоцикла.
В другом варианте реализации заявляемого изобретения в тормозном роторе мотоцикла с плоским промежуточным слоем предусмотрено два плоских наружных слоя. Каждый из указанных слоев может быть выполнен механической обработкой (фрезеровкой) листа или вырубкой (штамповкой) также из листа соответствующей толщины, которая является более производительным процессом. В наружных плоских слоях могут быть выполнены сквозные пазы (отверстия) для удаления пыли и продуктов эрозии колодок
Возможна следующая последовательность изготовления ротора, включающего два плоских наружных и один плоский промежуточный слой: предварительное изготовление отдельно друг от друга каждого из двух наружных и промежуточного слоев ротора, сборка ротора в неразъемное соединение и затем финишная механическая обработка. В процессе финишной обработки может быть проведена фрезеровка или шлифовка фрикционной поверхности наружных слоев на глубину предпочтительно 0,154-0.3 мм каждый с тем, чтобы обеспечить точную параллельность наружных слоев и отсутствие биений готового ротора, скомпенсировав, в том числе, и возможные поводки (деформации), возможные при жестком соединении слоев в готовое изделие, прежде всего в случае, если соединение сопровождается локальным или общим нагревом (пайка, сварка), а также возможные неточности (прежде всего разнотолщинность) в исходных листах.
Согласно одному варианту исполнения ротора промежуточный слой может состоять из нескольких частей (слоев), которые изготавливаются независимо и собираются вместе при окончательной сборке ротора. Составляющие ротор слои соединяются в неразъемное соединение сваркой (например, контактной или шовной) и/или склеиванием и/или пайкой или тому подобным процессом. В указанном варианте реализации ротора тормозного диска мотоцикла боковые стенки внутренних сквозных охлаждающих каналов формируют боковые стенки пазов в промежуточном слое, а вертикальные стенки указанных каналов формируют свободные от контакта со смежным (промежуточным) слоем области наружных слоев. Остальная часть материала промежуточного слоя, находящаяся между плоскими наружными слоями, выполняет роль «ребер жесткости», на которые опираются и через которые жестко соединяются в единое целое плоские наружные слои. Расчет указанного варианта на прочность и, в первую очередь, на жесткость позволяет определить предпочтительные параметры сквозных охлаждающих каналов: высота 1 ,8+2,5 мм (соответствует толщине промежуточного слоя), ширина 4 7 мм (соответствует ширине пазов в промежуточном слое), предпочтительная ширина «ребер жесткости» ~5 мм. Ширина «ребер жесткости», а также расстояние между ними может изменяться (в том числе, периодически) в окружном направлении, в том числе, с учетом распределения напряжений в роторе в процессе его работы.
При определении оптимальной ширины каналов и расстояния между ними (то есть, расстояния между осями соседних внутренних сквозных охлаждающих каналов) необходимо учитывать, что реально сила трения генерируется прежде всего в зоне плотного контакта фрикционных поверхностей и тормозных колодок и целесообразно, чтобы под тормозными колодками располагалось достаточно много пар «канал— ребро жесткости». Для типичного продольного размера современных тормозных колодок ~50 мм размер пары «канал— ребро жесткости» 8-4 1 мм предпочтителен.
Ширина «ребер жесткости» также определяется тем, что именно через них происходит соединение составляющих ротор слоев в единое целое и контактная площадь ограничена минимальным значением, зависящим от типа жесткого соединения. Например, при точечной контактной сварке, которая обеспечивает эффективное соединение трех слоев ротора общей толщиной около 5 мм, диаметр литого ядра при качественном проведении процесса составляет не менее ~3,5 мм (предпочтительно 4-^4,5 мм) и при меньшей ширине «ребер жесткости» промежуточного слоя вероятен выплеск расплавленного металла в стороны, который может перекрыть соответствующий внутренний сквозной охлаждающий канал.
Выполнение по меньшей мере одного плоского промежуточного слоя выступающим радиально наружу за внутреннюю боковую поверхность наружных слоев и/или за внешнюю боковую поверхность наружных слоев, как указывалось выше, позволяет увеличить площадь охлаждения в большей степени, чем увеличивается вес ротора за счет соответствующих участков плоского промежуточного слоя.
Далее, в предпочтительном варианте выступающая радиально наружу за внутреннюю боковую поверхность наружных слоев и/или за внешнюю боковую поверхность наружных слоев поверхность промежуточного слоя выполнена с развитой поверхностью и/или снабжена способствующим теплообмену/теплоотдаче покрытием (варианты выполнения описаны выше). В этом случае, как описано выше, обеспечивается дополнительный заметный рост эффективной (с точки зрения охлаждения, прежде всего набегающим потоком воздуха) площади указанных участков промежуточного слоя практически без дальнейшего увеличения веса ротора.
Возможность развития поверхности указанных участков плоского промежуточного слоя обусловлена тем, что промежуточный слой не контактирует с тормозными колодками. Развитие поверхности, например дробеструйной обработкой, может быть выполнено как до сборки составляющих ротор слоев в единое целое (тогда автоматически обеспечивается и шероховатость поверхности внутренних сквозных охлаждающих каналов), а также после жесткого соединения составляющих ротор слоев в единое целое, но перед финишной механической обработкой фрикционных поверхностей ротора.
Указанные варианты выполнения по меньшей мере одного промежуточного плоского слоя позволяют дополнительно повысить скорость охлаждения вентилируемого ротора с внутренними сквозными охлаждающими каналами.
В тех вариантах выполнения ротора тормозного диска мотоцикла согласно изобретению, когда ротор состоит из наружных и по меньшей мере одного промежуточного слоев, материал по меньшей мере одного промежуточного слоя - предпочтительно каждого - может быть выполнен из материала с меньшей плотностью и/или с большей теплопроводностью, чем материал наружного слоя. Такая возможность связана с тем, что материал промежуточных слоев ротора может быть выбран без учета триботехнический требований (скорость износа и величина коэффициента трения), которые предъявляются к наружным слоям ротора, составляющим фрикционную поверхность и контактирующим с тормозными колодками.
Для улучшения условий теплообмена и создания более равномерного температурного поля в роторе (при этом уменьшаются и термодеформации) промежуточный слой ротора может быть выполнен из материала с большими теплопроводностью и температуропроводностью, чем у материала внешних слоев ротора. Например, коэффициент теплопроводности и температуропроводности у стали 20, характеристики которой достаточны для изготовления промежуточного слоя, практически вдвое (в 1 ,9 раза) больше, чем у нержавеющих сталей, которые обычно применяются в современных роторах и могут быть использованы для изготовления внешних слоев.
Далее, с целью уменьшения веса ротора, промежуточный слой может быть выполнен и из материала с меньшей плотностью, чем у материала внешних слоев ротора, например, из выдерживающих достаточно высокие температуры титановых сплавов. При высокой скорости охлаждения ротора согласно заявляемому изобретению и умеренной температуре его разогрева промежуточный слой может быть выполнен из высокотемпературных сплавов алюминия, в том числе из спеченых алюминиевых порошков (сплавы типа САП), последний вариант предпочтительнее по сравнению с алюминиевыми сплавами, поскольку коэффициент температурного расширения САП близок к коэффициенту температурного расширения сталей. Для жесткого соединения разнородных материалов может использоваться их склеивание, силовое замыкание (например, заклепочное соединение, особенно когда наружными являются слои с по существу П-образными элементами), а также пайка для некоторых комбинаций материалов промежуточного и наружных слоев.
В препочтительном варианте ротора тормозного диска мотоцикла внутренние сквозные охлаждающие каналы имеют неизменные размеры поперечного сечения или выполнены с изменяющимся поперечным сечением, предпочтительно расширяющимися изнутри наружу.
Увеличение сечения внутренних сквозных охлаждающих каналов на радиально внешней боковой поверхности ротора позволяет «захватить» в эти каналы возможно больший объем набегающего воздуха, что целесообразно, поскольку теплообмен во внутренних сквозных охлаждающих каналах происходит эффективнее, чем на внешней поверхности ротора. Такой режим «захвата» может быть реализован путем расширения внутренних сквозных каналов по мере приближения к радиально внешней боковой поверхности ротора.
При увеличении ширины внутренних сквозных каналов увеличиваются деформации фрикционных поверхностей ротора, а также напряжения в роторе, возникающие под действием сил трения и давления тормозных колодок. Поэтому увеличение ширины каналов по сравнению с оптимальными значениями возможно прежде всего в той зоне, в которой тормозные колодки не оказывают давления на ротор или в минимальной части рабочей области ротора. Как следствие, предпочтительно увеличивать ширину каналов в промежутке 2+3 мм от радиально внешней боковой поверхности ротора. Предпочтительный рост ширины внутренних сквозных каналов составляет не более 1 ,5 мм на 1 мм уменьшения расстояния до внешней боковой поверхности ротора. Указанные параметры изменения ширины внутренних сквозных охлаждающих каналов позволяют значительно увеличить суммарную площадь входного для набегающего воздуха сечения каналов при том, что уже на расстоянии ~2 мм от внешней боковой границы ротора параметры каналов становятся оптимальными для работы в паре трения с тормозными колодками. В результате основная часть фрикционной поверхности ротора обеспечивает торможение в оптимальных условиях. Более резкое увеличение сечения канала приводит к тому, что часть набегающего потока отбрасывается стенками внутреннего сквозного охлаждающего канала вовне и не попадает в сквозные каналы ротора.
Кроме того, сечение сквозных каналов в роторе тормозного диска мотоцикла (как внутренних, так и внешних) на основной части длины канала, согласно изобретению, может быть выполнено переменным, в частности, за счет выступов на стенках каналов может изменяться их высота и/или ширина, в предпочтительном варианте периодически изменяется ширина каналов. Такое периодическое изменение ширины канала предпочтительно в интервале +/- 3%-^5% от среднего значения (то есть, +/- 0,15^0,3 мм для типичной ширины канала b ~ 5-Н5 мм) с периодом предпочтительно (0,5-4)* b (то есть 3^6 мм) приводит к существенному увеличению теплообмена ([4], с. 429; [5]: Леонтьев А. И.. Олимпиев В. В. «Влияние интенсификаторов теплообмена на теплогидравлические свойства каналов». Теплофизика высоких температур, том 45, N°6, 2007, с. 925-953; с. 926, 927). Такое изменение ширины (сечения) каналов практически не влияет на жесткость, напряжения и деформации в роторе, что позволяет выполнить его на основной части длины каналов. В то же время «дискретно шероховатые каналы» позволяют обеспечить выигрыш по теплоотдаче -25% в турбулентном режиме обтекания (в этом случае вариация ширины каналов составляет предпочтительно 2-4% от средней ширины канала b при периоде, соответствующем (0,5-Н )*6) и до нескольких раз в случае ламинарного режима, в последнем случае предпочтительная вариация ширины канала составляет -0,1 *Ь, а период вариации ширины канала -0,7* b ([5]). Далее изобретение поясняется с помощью примеров, которыми изобретение однако не ограничено, со ссылками на прилагаемые чертежи. На чертежах показаны:
Фиг. 1 — тормозные диски переднего и заднего колес мотоцикла согласно известному уровню техники производства компании «SPACEK PRODUCT)) (Чехия); 1— ротор тормозного диска переднего мотоциклетного колеса, 2— алюминиевая ступица переднего тормозного диска, 3 — соединительные втулки плавающего переднего тормозного диска, 4— ротор тормозного диска заднего мотоциклетного колеса.
Фиг. 2— общий вид слоя с П-образно выполненными элементами; 5— слой с П- образно выполненными элементами, 6— участки, к которым крепятся соединительные втулки. 7— фрикционные поверхности, 8— соединительные поверхности, 9— боковые стенки.
Фиг. 3 — ротор тормозного диска мотоцикла, состоящий из двух идентичных слоев с П-образно выполненными элементами, 10— внутренние сквозные охлаждающие каналы, 11— внешние сквозные охлаждающие каналы, 12— области максимальных напряжений при работе ротора.
Фиг. 4 — ротор из идентичных наружные слоев с П-образно выполненными элементами и промежуточным плоским слоем и вариант такого ротора с пазами в плоском промежуточном слое согласно изобретению; 13— промежуточный плоский слой, 14— промежуточный плоский слой с пазами (один из вариантов согласно изобретению).
Фиг. 5— ротор, изготовленный из трех плоских слоев с выступающим радиально наружу за внутреннюю боковую поверхность наружных слоев промежуточным слоем с пазами; 15— наружный плоский слой, 16— расширяющееся изнутри к внешней боковой границе ротора сечение внутреннего сквозного охлаждающего канала (увеличено).
Как видно из чертежей, ротор состоит из двух наружных слоев, в качестве которых предпочтительно используются слои с П-образно выполненными элементами 5 (фиг. 3) или плоские слои 15 (фиг. 5). В качестве промежуточного слоя 13 используется плоский слой с пазами 14 (фиг. 4,5). Принтом в случае использования промежуточного плоского слоя увеличение сечения внутренних охлаждающих каналов к внешней боковой поверхности ротора может быть выполнено за счет уменьшения ширины «ребер жесткости» или увеличения ширины пазов 14 в промежуточном слое 13 также по мере приближения к внешней боковой поверхности ротора, как показано на фиг. 5.
Пример 1. Согласно заявляемому техническому решению были изготовлены роторы переднего тормозного диска, состоящие из трех плоских слоев: наружные плоские слои 15 с начальной толщиной 1 ,8 мм были выполнены из стали 20X 13, промежуточный плоский слой 13 толщиной 2 мм был выполнен из стали 20 (см. фиг. 5). Внешние слои были изготовлены листовой штамповкой, а пазы в промежуточном слое 14 — лазерной резкой, перед сборкой была проведена дробеструйная обработка всех слоев стальными шариками диаметром около 0,2 мм, что позволило создать развитую шероховатую поверхность. Далее слои были жестко соединены в неразъемное соединение точечной контактной сваркой и затем механически обработаны до суммарной толщины 5,0 мм. В результате в готовом роторе получены радиально направленные внутренние сквозные охлаждающие каналы шириной 5,0 мм и высотой 2,0 мм, средняя ширина «ребер жесткости» между каналами составляла поочередно (в окружном направлении) 5,2 мм и 3,7 мм (по радиусу ширина «ребер жесткости» несколько изменялась, компенсируя различие в длине окружностей разного диметра). Наружные слои соединялись между собой и с промежуточным слоем точечной контактной сваркой через ребра жесткости промежуточного слоя шириной 5,2 мм (2 «точки» на каждое ребро жесткости шириной 5,2 мм, диаметр ядра сварной «точки» ~4,5 мм). К внешней боковой границе ротора (наружный диаметр 310 мм) внутренние сквозные охлаждающие каналы расширялись до ширины ~7,5 мм, скорость увеличения ширины канала составляет 1 ,5 мм/мм, то есть канал расширяется с углом раствора -37° за 1 ,5 мм до радиально внешней боковой поверхности ротора. Промежуточный слой ротора был выполнен выступающим радиально наружу за внутреннюю боковую поверхность наружных слоев, средняя ширина внешних слоев ротора (и длина внутренних сквозных охлаждающих каналов) составила 30 мм.
Кроме того, были изготовлены роторы тормозного диска мотоцикла аналогичного дизайна согласно изобретению, но без расширения внутренних сквозных охлаждающих каналов к внешней боковой границе ротора.
Для сравнения были изготовлены стандартные цельные роторы толщиной 5,0 мм из такой же стали 20X13, дизайн роторов соответствует дизайну наружных слоев ротора согласно изобретению.
Ротор согласно заявляемому изобретению весит на 20% меньше стандартного ротора. После сборки плавающего тормозного диска переднего колеса мотоцикла (алюминиевые ступицы и втулки использовались одинаковые) различие в весе составило 17%.
При натурных испытаниях (10 разгонов до скорости 150 км/ч, движение около 10 секунд на этой скорости и торможение до полной остановки, продолжительность одного цикла 22+25 секунд, вес снаряженного мотоцикла с гонщиком-испытателем составлял 265 кг, с 10-минутным перерывом для полного остывания роторов испытания повторялись 10 раз) разогрев ротора согласно изобретению с расширяющимися к внешней боковой границе ротора каналами не превышал 325 °С, ротора с каналами постоянного сечения—
345 °С, в то время как известные роторы разогревались до температуры >420 °С, при этом стандартный ротор тяжелее. Уменьшение массы и момента инерции ротора (тормозного диска) при этом способствует лучшей маневренности мотоцикла, а также динамике разгона и торможения.
Пример 2.
Согласно заявляемому техническому решению были изготовлены роторы переднего тормозного диска, состоящие из двух идентичных слоев с по существу П- образно выполненными элементами 5, изготовленных из стали 20X13 (см. фиг. 2,3). Каждый из двух слоев был выполнен фрезеровкой исходных листов толщиной 3,0 мм, использовалась коническая фреза с углом 7о, диаметром на плоском рабочем торце 3,7 мм и радиус скругления на краях плоского торца 0,3 мм. До жесткой сборки каждый слой имел общую высоту 2,7 мм при толщине материала слоя в области выступов (которые в совокупности составляют фрикционную поверхность ротора) 1 ,7 мм, толщине материала слоя в области впадин (которые в совокупности обеспечивают жесткое соединение слоев между собой и являются «дном» внешних сквозных охлаждающих каналов 11) 1 ,5 мм, толщине боковых стенок выступов и впадин 1 ,4 мм. Ширина (в окружном направлении) фрикционных поверхностей составляла ~7 мм, а ширина внешних сквозных охлаждающих каналов ~4 мм (ширина фрикционных поверхностей увеличивалась от радиально внутренней к радиально внешней боковой границе ротора, компенсируя различие в длине окружностей разного диметра).
Предварительно изготовленные отдельно друг от друга слои жестко соединялись в неразъемное изделие точечной контактной сваркой. Сварка проводилась в области соединительных поверхностей 8, (то есть, через «дно» внешних сквозных охлаждающих каналов 11) по две сварные точки на каждую, диаметр ядра сварной точки ~3 мм. В одном варианте изготовления для создания развитой шероховатой поверхности была проведена дробеструйная обработка собранного ротора стальными шариками диаметром около 0,5 мм, в другом варианте дробеструйная обработка не проводилась. Затем ротор в сборе механически обрабатывался шлифовкой до толщины 5,0 мм (на фрикционных поверхностях металл был удален на глубину 0,2 мм), в результате финишная толщина фрикционных участков внешней поверхности ротора составила 1,5 мм.
Вес ротора согласно заявляемому изобретению с радиально направленными внутренними и внешними сквозными охлаждающими каналами составил 65% веса стандартного ротора (пример 1). После сборки плавающего тормозного диска переднего колеса мотоцикла (алюминиевые ступицы и втулки использовались одинаковые) различие в весе составило 30%.
При натурных испытаниях аналогично примеру 1 разогрев ротора в варианте без дробеструйной обработки не превышал 330 °С, а ротора с дробеструйной обработкой—
310 °С по сравнению с разогревом >420 °С для существенно более тяжелых цельных стандартных роторов.
Пример 3.
Согласно заявляемому техническому решению аналогично примеру 1 были изготовлены роторы заднего тормозного диска, состоящие из трех плоских слоев: наружные плоские слои 15 с начальной толщиной 1 ,8 мм были выполнены из стали 20X13, промежуточный плоский 13 слой толщиной 2 мм был выполнен из стали 20. Внешние слои изготавливались механической обработкой исходных листов, а пазы 14 в промежуточном слое— лазерной резкой, перед сборкой была проведена дробеструйная обработка всех слоев стальными шариками диаметром около 0,2 мм, что позволило создать развитую поверхность. Далее слои были жестко соединены склеиванием и затем механически обработаны до суммарной толщины 5,0 мм.
В результате в готовом роторе получены внутренние сквозные охлаждающие каналы длиной около 30 мм, направленные под углом 10о к радиусу, шириной 5,0 мм и высотой 2,0 мм. ширина «ребер жесткости» между каналами составляла поочередно (в окружном направлении) 5,2 мм и 3,7 мм (по радиусу ширина «ребер жесткости» несколько изменялась, компенсируя различие в длине окружностей разного диметра). К внешней боковой границе ротора (наружный диаметр 220 мм) внутренние сквозные охлаждающие каналы расширялись до ширины ~7,0 мм, скорость увеличения ширины канала составляет 1 ,0 мм/мм, то есть канал расширяется с углом раствора ~26о за 2 мм до радиально внешней боковой поверхности ротора. Для сравнения были изготовлены стандартные цельные роторы толщиной 5,0 мм из такой же стали 20X13, дизайн роторов соответствует дизайну наружных слоев ротора согласно изобретению.
Вес ротора согласно заявляемому изобретению составил -84% веса ротора, изготовленного согласно прототипу.
При натурных испытаниях аналогично примеру 1 разогрев изготовленного согласно изобретению ротора с расширяющимися к внешней боковой границе ротора каналами не превышал 220 °С в то время как известный ротор (тормозной диск) заднего колеса мотоцикла разогревался до температуры >270 °С, при этом стандартный ротор существенно тяжелее.
Меньшая температура разогрева ротора показывает, что возможно некоторое уменьшение его размера и, соответственно, веса и момента инерции. Важно, что даже небольшое уменьшение диаметра ротора— всего на 10% (например, с 310 мм до 280 мм для ротора тормозного диска переднего колеса мотоцикла)— обеспечит дополнительное снижение его массы на такую же величину (около 10%), а момент инерции при этом уменьшается на -35%. Кроме того, уменьшение температуры ротора повышает его ресурс работы, а также ресурс работы тормозных колодок. Уменьшение размера и веса известных роторов сразу же приведет к их перегреву (а также, к перегреву тормозных колодок и, возможно, к перегреву, тормозной жидкости), что недопустимо при требовании значительного ресурса, которое предъявляется к компонентам серийных мотоциклов.
Необходимо также отметить, что ротор согласно заявляемому техническому решению имеет минимальный перепад температур по сечению (по толщине) и, соответственно, минимальные термодеформации и коробление по сравнению с известными невентилируемыми роторами тормозных дисков мотоциклов, что обусловлено существенно Н гаее эффективным охлаждением, причем именно срединной части ротора. Это связано с тем, что толщина фрикционного слоя материала у заявляемого ротора составляет в оптимальных условиях работы 1 ,4-1 ,7 мм, а в случае стандартных роторов тормозных дисков мотоциклов 5 мм, то есть в -3 раза больше. Время, за которое устанавливается равновесное распределение температуры в слое толщиной Λ, нагреваемом с одной стороны (тепло при торможении выделяется на фрикционных поверхностях) составляет ~h2//, где χ — коэффициент температуропроводности материала ([1 ]), для нержавеющей стали типа 20X13 величина / = 0,07 см2/с. Таким образом, для заявляемого ротора тормозного диска мотоцикла характерное время установления температуры в фрикционном слое составляет ~0,2 секунды (даже при скорости 150 км/ч это время соответствует всего трем оборотам колеса) и во много раз меньше времени торможения, составляющего при высокой начальной скорости 3-^4 секунды и более. Это означает, что термические деформации заявляемого ротора соответствует малому перепаду температур между его наружными и внутренними слоями, даже во время торможения он нагревается практически равномерно, как целое.
Отметим также, что в варианте ротора, состоящего из двух слоев с по существу I I- образно выполненными элементами реализуется наиболее высокая скорость охлаждения ротора, в том числе, по сравнению с известными вентилируемыми роторами при минимальном весе ротора и существенном по сравнению с известным вариантом улучшении его технологичности.
Таким образом, техническим результатом заявляемого изобретения является улучшение технологичности изготовления вентилируемого ротора с внутренними сквозными охлаждающими каналами при уменьшении его веса и момента инерции, увеличение скорости его охлаждения, позволяющее снизить температуру, до которой нагревается ротор в процессе работы. Технический результат позволяет одновременно ууменьшить такие по существу взаимоисключающие параметры, как вес ротора и его рабочая температура— обычно для уменьшения температуры ротора увеличивают его вес. Снижение температуры ротора, обусловленное его более быстрым охлаждением, улучшает условия его работы, а также условия работы тормозных колодок (за счет снижения температуры в зоне контакта колодок и ротора).
Для удовлетворения каких-либо возможных конкретных требований могут быть выполнены и другие очевидные для квалифицированных специалистов в этой отрасли изменения описанных выше вариантов выполнения ротора дискового тормоза мотоцикла, а также их переделка или замена в них элементов на другие элементы, выполняющие эквивалентную функцию, без отклонения от защищаемых формулой изобретения положений.

Claims

ФОРМУЛА ИЗОБРЕТЕНИЯ
1. Ротор тормозного диска мотоцикла, представляющий собой кольцеобразное тело, имеющее:
противолежащие фрикционные кольцеобразные поверхности,
радиально внешнюю и радиально внутреннюю боковые поверхности,
внутренние сквозные охлаждающие каналы для охлаждения кольцеобразного тела изнутри, проходящие от радиально внешней к радиально внутренней боковой поверхности.
по меньшей мере два слоя, причем упомянутые по меньшей мере два слоя кольцеобразного тела жестко соединены друг с другом и каждый из них представляет собой предварительно отдельно изготовленную за одно целое деталь,
причем фрикционные кольцеобразные поверхности образуют, по меньшей мере частично, обращенные наружу стороны наружных слоев кольцеобразного тела, в то время как обращенные внутрь стороны наружных слоев кольцеобразного тела имеют непосредственно контактирующие со смежным слоем области и свободные от контакта со смежным слоем области,
причем указанные непосредственно контактирующие со смежным слоем области наружных слоев служат для указанного жесткого соединения слоев, а каждый из внутренних сквозных охлаждающих каналов, по меньшей мере частично, образован свободной от контакта со смежным слоем областью одного наружного слоя и свободной от контакта со смежным слоем областью другого наружного слоя.
2. Ротор по п. 1. отличающийся тем, что оба наружных слоя являются друг для друга смежным слоем, так что внутренние охлаждающие каналы полностью образованы свободными от контакта со смежным слоем областями обоих слоев.
3. Ротор по п. 2, отличающийся тем, что по меньшей мере один наружный слой имеет по существу П-образно выполненные и проходящие от радиально внешней к радиально внутренней боковой поверхности элементы, каждый из которых на одной стороне слоя образует впадину, а на другой стороне слоя - выступ, причем впадины и выступы на каждой стороне слоя чередуются в его окружном направлении.
4. Ротор по п. 3, отличающийся тем, что все выступы обращенной наружу стороны упомянутого наружного слоя образуют фрикционную поверхность и все впадины этой стороны наружного слоя образуют внешние сквозные охлаждающие каналы для охлаждения кольцеобразного тела ротора снаружи, а все выступы обращенной внутрь стороны этого наружного слоя служат в качестве упомянутых контактирующих со смежным слоем поверхностей для соединения с другим наружным слоем и все впадины этой стороны наружного слоя служат в качестве упомянутых свободных от контакта со смежным слоем областей, каждая из которых вместе с соответствующей свободной от контакта со смежным слоем областью другого наружного слоя образует соответствующий внутренний сквозной охлаждающий канал.
5. Ротор по п. 4, отличающийся тем, что другой наружный слой выполнен идентично упомянутому наружному слою.
6. Ротор по п. 5, отличающийся тем, что обращенные друг к другу впадины смежных слоев совмещены друг с другом для формирования внутренних сквозных охлаждающих каналов, а обращенные друг к другу выступы смежных слоев жестко соединены друг с другом.
7. Ротор по п. 4 или 5, отличающийся тем, что стенки предпочтительно каждого внешнего сквозного охлаждающего канала выполнены с развитой поверхностью и/или снабжены способствующим теплообмену/теплоотдаче покрытием.
8. Ротор по п. 1. отличающийся тем, что между наружными слоями предусмотрен промежуточный слой, который является упомянутым смежным слоем для каждого из наружных слоев и выполнен плоским, имеет сквозные пазы, которые проходят от радиально внешней до радиально внутренней боковой поверхности наружных слоев и каждый из которых вместе с соответствующими свободными от контакта со смежным слоем областями обоих наружных слоев формирует соответствующий внутренний сквозной охлаждающий канал, причем упомянутый плоский промежуточный слой выступает радиально наружу за внутреннюю боковую поверхность наружных слоев и/или за внешнюю боковую поверхность наружных слоев.
9. Ротор по п. 8, отличающийся тем, что оба наружных слоя являются плоскими.
10. Ротор по п. 8, отличающийся тем, что по меньшей мере один наружный слой имеет по существу П-образно выполненные и проходящие от радиально внешней к радиально внутренней боковой поверхности элементы, каждый из которых на одной стороне слоя образует впадину, а на другой стороне слоя - выступ, причем впадины и выступы на каждой стороне слоя чередуются в его окружном направлении, и при этом все выступы обращенной внутрь стороны этого наружного слоя служат в качестве упомянутых контактирующих со смежным слоем поверхностей для соединения с промежуточным слоем, а все впадины этой стороны наружного слоя служат в качестве упомянутых свободных от контакта со смежным слоем областей, каждая из которых образует вместе с соответствующим сквозным пазом промежуточного слоя и соответствующей свободной от контакта со смежным слоем области соответствующий внутренний охлаждающий канал.
1 1. Ротор по п. 8, отличающийся тем, что промежуточный слой выполнен из материала с меньшей плотностью и/или с большей теплопроводностью, чем материал наружного слоя.
12. Ротор по п. 8, отличающийся тем, что выступающая радиально наружу за внутреннюю боковую поверхность наружных слоев и/или за внешнюю боковую поверхность наружных слоев поверхность промежуточного слоя выполнена с развитой поверхностью и/или снабжена способствующим теплообмену/теплоотдаче покрытием.
13. Ротор по п. 1 , отличающийся тем, что внутренние сквозные охлаждающие каналы имеют неизменные размеры поперечного сечения или выполнены с изменяющимся поперечным сечением, предпочтительно расширяющимися изнутри наружу.
PCT/RU2011/001035 2010-12-30 2011-12-28 Ротор тормозного диска мотоцикла WO2012091635A1 (ru)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2013547391A JP6171936B2 (ja) 2010-12-30 2011-12-28 自動二輪車のブレーキディスクロータ
US13/977,742 US9188181B2 (en) 2010-12-30 2011-12-28 Motorcycle brake disc rotor
EP11852669.8A EP2660490B1 (en) 2010-12-30 2011-12-28 Motorcycle brake disc rotor

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RU2010154188/11A RU2454577C1 (ru) 2010-12-30 2010-12-30 Ротор тормозного диска мотоцикла
RU2010154188 2010-12-30

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2012091635A1 true WO2012091635A1 (ru) 2012-07-05

Family

ID=46383381

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/RU2011/001035 WO2012091635A1 (ru) 2010-12-30 2011-12-28 Ротор тормозного диска мотоцикла

Country Status (5)

Country Link
US (1) US9188181B2 (ru)
EP (1) EP2660490B1 (ru)
JP (1) JP6171936B2 (ru)
RU (1) RU2454577C1 (ru)
WO (1) WO2012091635A1 (ru)

Families Citing this family (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
RU2522663C1 (ru) * 2012-12-14 2014-07-20 федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования "Российский государственный университет нефти и газа имени И.М. Губкина" Способ оптимизации параметров дискового тормозного устройства
RU2016113366A (ru) * 2016-04-08 2017-10-10 Игорь Георгиевич Рудой Вентилируемый ротор тормозного диска транспортного средства и способ его изготовления
US10480601B2 (en) 2016-06-22 2019-11-19 Sram, Llc Heat dissipating brake rotor
USD873739S1 (en) * 2018-01-16 2020-01-28 GRIMECA S.r.l. Disc brake
IT201900008922A1 (it) * 2019-06-13 2020-12-13 Freni Brembo Spa Metodo per la realizzazione di un disco di freno a disco
DE102021128544A1 (de) * 2021-11-03 2023-05-04 Kristhäl GmbH Bremsscheibe, Scheibenbremse mit einer Bremsscheibe, Fahrzeug mit einer Bremsscheibe sowie Verfahren zur Herstellung einer Bremsscheibe

Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4062427A (en) * 1975-03-29 1977-12-13 Hermann Klaue Wheel and disk brake assembly for motorcycles
DE3432926A1 (de) * 1984-09-07 1986-03-20 Selzer Fertigungstechnik Gmbh & Co, 6349 Driedorf Bremsscheibe, insbesondere fuer kraftfahrzeuge
SU1686238A1 (ru) * 1986-07-24 1991-10-23 Ленинградский институт инженеров железнодорожного транспорта им.академика В.Н.Образцова Фрикционный диск
EP1016803A2 (en) 1998-12-28 2000-07-05 Shimano Inc. Method of manufacturing a ventilated brake disc
FR2927389A1 (fr) 2008-02-11 2009-08-14 Bosch Gmbh Robert Disque de frein en tole
RU2370682C1 (ru) * 2008-04-22 2009-10-20 Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования "Камская государственная инженерно-экономическая академия" Диск тормоза
US7762379B2 (en) * 2004-05-18 2010-07-27 Yutaka Giken Co., Ltd. Floating type disk brake

Family Cites Families (23)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2243334A (en) * 1939-05-31 1941-05-27 Budd Wheel Co Brake disk
DE1575826A1 (de) * 1966-03-17 1969-07-03 Pierre Desorbay Verfahren zur Herstellung von Reibungselementen mit diskontinuierlicher Oberflaeche
US3623579A (en) * 1969-09-26 1971-11-30 Kelsey Hayes Co Fabricated rotor for a disk brake assembly
US4263992A (en) * 1978-09-29 1981-04-28 Ford Motor Company Fabricated disc brake rotor assembly
JPS5790427A (en) * 1980-11-28 1982-06-05 Yamaha Motor Co Ltd Brake disk of motorcycle
FR2498711B1 (fr) * 1981-01-27 1986-04-11 Valeo Organe tournant de frein muni de canaux de ventilation
JPS57127132A (en) * 1981-01-30 1982-08-07 Takaoka Kogyo Kk Manufacture of disk brake rotor
JPS58112861A (ja) * 1981-08-20 1983-07-05 Sunstar Kinzoku Kk ディスクブレ−キ用プレ−ト
US4448291A (en) * 1981-12-21 1984-05-15 The Bendix Corporation Rotor for a disc brake assembly
JPS6030835A (ja) * 1983-07-26 1985-02-16 Kawasaki Heavy Ind Ltd ベンチレイテツドデイスク
JPS61124738A (ja) * 1984-11-19 1986-06-12 Yamaha Motor Co Ltd 制動デイスク
JPS62119540U (ru) * 1986-01-20 1987-07-29
FR2615259B1 (fr) * 1987-05-13 1989-12-08 Carbone Ind Disque perfectionne pour frein a disque
FR2627643B1 (fr) * 1988-02-23 1990-12-21 Labavia Perfectionnements aux rotors induits des ralentisseurs electromagnetiques
JPH03249436A (ja) * 1990-02-28 1991-11-07 Toyota Motor Corp ベンチレーテッド型ａ１合金製ディスクブレーキロータ
JP4627346B2 (ja) * 2000-03-31 2011-02-09 本田技研工業株式会社 ブレーキディスク
US6405839B1 (en) * 2001-01-03 2002-06-18 Delphi Technologies, Inc. Disc brake rotor
US7097007B2 (en) * 2003-04-11 2006-08-29 Warren Lin Vented slot brake rotor
WO2006002471A1 (en) * 2004-06-30 2006-01-12 Gregory John Hooper Friction device
US8668058B2 (en) * 2005-03-30 2014-03-11 Federal-Mogul Worldwide, Inc. Vented disc brake rotor
GB2437745A (en) * 2006-05-05 2007-11-07 Hope Technology Brake disc manufacture
JP2010205579A (ja) * 2009-03-04 2010-09-16 Chugai:Kk Ｌｅｄ式小型電球
US8408369B2 (en) * 2009-09-08 2013-04-02 GM Global Technology Operations LLC Bimetallic brake rotor

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4062427A (en) * 1975-03-29 1977-12-13 Hermann Klaue Wheel and disk brake assembly for motorcycles
DE3432926A1 (de) * 1984-09-07 1986-03-20 Selzer Fertigungstechnik Gmbh & Co, 6349 Driedorf Bremsscheibe, insbesondere fuer kraftfahrzeuge
SU1686238A1 (ru) * 1986-07-24 1991-10-23 Ленинградский институт инженеров железнодорожного транспорта им.академика В.Н.Образцова Фрикционный диск
EP1016803A2 (en) 1998-12-28 2000-07-05 Shimano Inc. Method of manufacturing a ventilated brake disc
US7762379B2 (en) * 2004-05-18 2010-07-27 Yutaka Giken Co., Ltd. Floating type disk brake
FR2927389A1 (fr) 2008-02-11 2009-08-14 Bosch Gmbh Robert Disque de frein en tole
RU2370682C1 (ru) * 2008-04-22 2009-10-20 Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования "Камская государственная инженерно-экономическая академия" Диск тормоза

Non-Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
LEONTIEV, A.I.; OLIMPIEV, V.V.: "Influence of Heat Transfer Intensifiers on Thermal-Hydraulic Properties of Channels", THERMAL PHYSICS OF HIGH TEMPERATURES, vol. 45, no. 6, 2007, pages 925 - 953
See also references of EP2660490A4
YUDIN, B.N.: "Technical Thermodynamics. Heat Transfer", vol. 479, 1988, HIGHER SCHOOL PUBLISHERS, pages: 276
ZHUKAUSKAS, A.A.: "Convective Transfer in Heat-Exchangers", 1982, M.: NAUKA PUBLISHERS, article "472", pages: 163

Also Published As

Publication number Publication date
US20130284549A1 (en) 2013-10-31
US9188181B2 (en) 2015-11-17
EP2660490B1 (en) 2018-04-18
JP2014501374A (ja) 2014-01-20
EP2660490A1 (en) 2013-11-06
EP2660490A4 (en) 2015-03-18
JP6171936B2 (ja) 2017-08-02
RU2454577C1 (ru) 2012-06-27

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO2012091635A1 (ru) Ротор тормозного диска мотоцикла
EP2459896B1 (en) Braking band and disc for a disc brake
JP7352678B2 (ja) 車両ホイールディスク、このようなホイールディスクを含む車両ホイール、ならびにこのようなホイールディスクおよび車両ホイールの生産方法
US7654365B2 (en) Two-piece floating disc brake assembly
US20070199778A1 (en) Vented disc brake rotor
US9856934B2 (en) Surface ventilated disc brake rotor
WO2012101561A1 (en) Disc for disc brakes
JP6123916B2 (ja) ブレーキディスク付き鉄道車輪
EP3277975B1 (en) Brake disc
TW201734337A (zh) 自行車碟煞碟盤
US11226021B2 (en) Three-dimensional printed disc brake rotor
JP6311554B2 (ja) ブレーキディスク付き鉄道車輪
US2889107A (en) Fluid rotor construction
GB2543020A (en) Ventilated brake discs
US20220235835A1 (en) Bar for a braked aircraft wheel
CN220581563U (zh) 一种镀层耐磨碳纤维刹车盘
WO2017176167A1 (ru) Вентилируемый ротор тормозного диска транспортного средства и способ его изготовления

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 11852669

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2013547391

Country of ref document: JP

Kind code of ref document: A

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2011852669

Country of ref document: EP

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 13977742

Country of ref document: US