WO2017099073A1 - 鉄道車両用ブレーキディスク - Google Patents

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WO2017099073A1
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plate portion
disc
brake disc
disk
vertical fins
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PCT/JP2016/086223
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French (fr)
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伸夫 白石
雄介 若林
栗田　健
加藤　孝憲
隆裕 藤本
裕 野上
坂口　篤司
雄基 市川
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東日本旅客鉄道株式会社
新日鐵住金株式会社
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Publication date
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Definitions

  • the present invention relates to a railway vehicle brake disc that is fastened to a wheel of a railway vehicle and generates a braking force by pressing a sliding member against a sliding portion.
  • Patent Document 1 As shown in Patent Document 1, by providing a lateral rib on a brake disk having a plurality of longitudinal fins, noise can be reduced as compared with a case without a lateral rib.
  • the brake disc described in Patent Document 1 it is necessary to further reduce the opening area between the lateral rib and the wheel in order to reduce noise accompanying an increase in the air flow rate due to further increase in speed.
  • the opening area is reduced in this way, there arises a problem that the heat dissipation performance of the brake disc cannot be sufficiently secured with a decrease in the air flow rate.
  • the present inventors conducted a test for confirming the sound source of the brake disk in order to develop a low noise brake disk without degrading the heat dissipation performance of the brake disk.
  • a high speed rotating brake disk and surrounding sound sources were searched using a microphone array sound source search system. As a result, it was found that the sound source was in the vicinity of the brake disc or inside the brake disc.
  • the test was carried out by closing each part of the brake disc that seems to generate turbulent flow as a noise source. Specifically, with each part, the inlet (opening on the inner peripheral side of the brake disc) and outlet (opening on the outer peripheral side of the brake disc) of the air flow path on the back surface of the disc, and the brake disc are fastened to the wheel.
  • An object of the present invention is to greatly reduce noise generated from a brake disk during high-speed rotation of a wheel in a brake disk for a railway vehicle without reducing the heat dissipation performance of the brake disk.
  • the present invention provides a disc plate portion having a sliding portion on the surface (a plate-like portion of the brake disc excluding the following vertical fins and horizontal ribs is referred to as a disc plate portion) and a back surface of the disc plate portion.
  • a plurality of vertical fins that are provided and extend in the radial direction of the disk plate portion, and a horizontal shape that extends between the pair of adjacent vertical fins of the plurality of vertical fins and extends in the circumferential direction of the disk plate portion.
  • Ribs are formed between the pair of vertical fins in a state where the disk plate portion is fastened to a wheel of a railway vehicle, and an air flow path is formed between the inner peripheral side of the disk plate portion and the outer peripheral side.
  • the horizontal rib is characterized in that a gentle gradient is provided on a side surface along the radial direction of the disk plate portion to suppress turbulence of the airflow passing between the pair of vertical fins.
  • the gentle gradient is formed on one side surface of the transverse rib facing the inner peripheral side along the radial direction of the disk plate portion, or on the inner peripheral side and the outer peripheral side along the radial direction of the disk plate portion. May be provided on both side surfaces of the lateral ribs facing each other. According to this configuration, at least one side surface of the lateral rib facing the inner peripheral side along the radial direction of the disk plate portion has a gentle slope, so that noise generated by the turbulence of the airflow passing therethrough can be reduced. Can be reduced.
  • the gentle slope includes at least a gentle head slope provided at the head of the transverse rib
  • the head gentle gradient includes a side portion facing the inner peripheral side of the disc plate portion, a section of 2 mm or more in the radial direction of the disc plate portion, and a rotation axis of the disc plate portion from a top vertex of the lateral rib. It is good also as a structure which is a convex curved surface with a curvature radius of 2 mm provided in the area of 2 mm or more in a direction, or a gradient surface looser than the said convex curved surface.
  • the gentle slope has a gentle head slope provided at least on the head of the transverse rib
  • the gentle slope of the head includes a side portion facing the inner peripheral side of the disc plate portion, a section of 5 mm or more in the radial direction of the disc plate portion, and a rotation axis of the disc plate portion from a top vertex of the lateral rib. It is good also as a structure which is a convex surface with a curvature radius of 5 mm provided in the area of 5 mm or more in a direction, or a gradient surface looser than the said convex surface.
  • noise generated in the horizontal rib can be reduced without increasing the volume of the horizontal rib.
  • the brake disc thermally expands and contracts, stress fluctuations occur in the bolts that fasten the brake disc to the wheel.
  • the volume of the lateral rib increases, the rigidity of the brake disc increases and the bolt stress range increases.
  • the stress range generated in the bolt can be reduced while reducing noise.
  • noise generated from the brake disc at the time of high-speed rotation of the wheel can be greatly reduced without reducing the heat dissipation performance of the brake disc.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of each part of the brake disc, and is a cross-sectional view taken along line AA in FIG. 2.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of each part of the brake disc, taken along line BB in FIG. 2.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view taken along the line BB in FIG. 2 showing a modification of the lateral rib, showing a cross section of each part of the brake disc.
  • the brake disc of 2nd Embodiment is shown and it is a top view of the surface side of a brake disc.
  • FIG. 4 shows a brake disc according to a second embodiment, and is a cross-sectional view taken along line CC in FIG. 4A. It is a graph which shows the test result of the noise related to a vertical fin and a horizontal rib. It is a graph which shows the test result of the noise relevant to the through-hole for bolts. It is a figure explaining the average inclination angle of a gentle gradient. It is a graph which shows the relationship between the volume of a horizontal rib, and a bolt stress range. It is a chart explaining the 1st form L1 to the 5th form L5 of the horizontal rib shown by Drawing 8, and comparative form L6. It is a figure explaining the horizontal rib of 2nd Embodiment.
  • FIG. 1 is a perspective view showing an example of a brake system in a railway vehicle.
  • FIG. 2 is a plan view showing the back surface of the brake disk according to the first embodiment.
  • 3 is a cross-sectional view of each part of the brake disc.
  • FIG. 3A is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG. 2
  • FIG. 3B is a cross-sectional view taken along the line BB in FIG.
  • FIG. 3 is a sectional view taken along line BB in FIG. 2 showing an example.
  • the brake system according to the first embodiment of the present invention is mounted on a high-speed railway.
  • This brake system includes a brake disc 10 fastened to a side portion of a wheel 100 of a railway vehicle, a sliding contact member 200 that contacts the brake disc 10 to generate a braking force, and contacts the sliding contact member 200 with the brake disc 10. And a movable portion 210 that can be pressed toward the user.
  • the brake disc 10 and the sliding contact member 200 are not particularly limited, the brake disc 10 and the sliding contact member 200 are respectively provided on both side surfaces of one wheel 100, and the movable portion 210 is configured to sandwich the wheel 100 between the two sliding contact members 200.
  • the brake disc 10 is an annular disc, and the surface 10f of the disc plate portion is a sliding portion.
  • a plurality of vertical fins 11a and 11b and a plurality of horizontal ribs 13 are provided on the rear surface 10r of the disk plate portion.
  • a plate-like portion of the brake disc 10 excluding the vertical fins 11a and 11b and the lateral rib 13 is referred to as a disc plate portion.
  • the brake disc 10 is provided with a plurality of through holes 12 for passing bolts from the front surface to the back surface.
  • the vertical fins 11 a and 11 b, the through-holes 12, and the horizontal ribs 13 are only partly denoted to avoid complications.
  • the vertical fins 11 a and 11 b are portions that extend in the radial direction of the disk plate portion and protrude from the rear surface of the disk plate portion toward the plate portion of the wheel 100.
  • the plurality of vertical fins 11a and 11b are provided at substantially equal intervals in the circumferential direction of the disk plate portion.
  • the horizontal rib 13 has a shape extending in the circumferential direction of the disc plate portion, and connects the pair of vertical fins 11a and 11b between each pair of adjacent vertical fins 11a and 11b among the plurality of vertical fins 11a and 11b. It is provided as follows.
  • the plurality of through holes 12 are provided on the same diameter of the disk plate portion and are arranged at equal intervals in the circumferential direction of the disk plate portion. As shown in FIG. 3A, the heads of the vertical fins 11 a and 11 b are in contact with the side surfaces of the wheel 100.
  • the lateral rib 13 has a height with a gap between the head and the wheel 100.
  • a gentle gradient is formed on the inner peripheral side surface 13a and the outer peripheral side surface 13b of the lateral rib 13.
  • the gentle gradient is formed so that the inclination angle is smaller than the draft angle of casting, the average inclination angle is preferably 50 ° or less, and more preferably the average inclination angle is 45 ° or less.
  • the draft angle means the gradient closest to 90 ° among the gradients that can be formed from the lateral rib 13 without performing the undercut process when the brake disk 10 is cast and extracted from the mold.
  • the draft is indicated by a virtual line.
  • the gentle inclination of the horizontal rib 13 has an average inclination angle smaller than the inclination of the side surfaces of the vertical fins 11a and 11b.
  • the average inclination angle is a straight line AB connecting the rounding end point A on the root side of the side surface 13a of the lateral rib 13 and the rounding end point B on the tip side.
  • the angle ⁇ formed by the straight line AC parallel to the plate surface of the brake disc 10 is meant.
  • the side surfaces 13a and 13b having a gentle slope of the lateral rib 13 may be curved surfaces having bulges, curved surfaces having dents, flat surfaces, or conical surfaces. The operation of the brake disc 10 of the first embodiment will be described later.
  • FIG. 4A and 4B show a brake disk according to a second embodiment.
  • FIG. 4A is a plan view of the surface side (sliding portion side) of the brake disk
  • FIG. 4B is a cross-sectional view taken along the line CC in FIG. 4A.
  • the brake system according to the second embodiment of the present invention is mounted on a high-speed railway as in the first embodiment.
  • the brake disc 10A is fastened to the side of the wheel 100 (FIG. 1) of the railway vehicle, and the sliding contact member 200 (FIG. 1) is pressed against the surface of the brake disc 10A to generate a braking force.
  • the brake disc 10A is provided with a plurality of through holes 12 penetrating from the front surface 10f to the back surface and grooves 15 connecting the plurality of through holes 12 at the front surface 10f.
  • each through-hole 12 has a small-diameter portion 12t having a small diameter through which the shaft portion of the bolt passes, and a large-diameter portion 12w having a large diameter in which the bolt head or nut is disposed.
  • the large-diameter portion 12w may have a depth at which the bolt head or nut sinks, or a depth shorter than the bolt head or nut height. The portion may protrude into the groove 15. Further, the depth of the large diameter portion 12w may be the same as the height of the bolt head or nut. In either case, the bolt head or nut does not protrude outwardly from the surface 10 f of the brake disc 10.
  • the groove 15 is formed in an annular shape so as to connect the plurality of through holes 12 in the surface portion of the brake disc 10A.
  • the groove 15 is provided, for example, in a shape along a concentric circle of the brake disc 10A.
  • the structure in which the plurality of through holes 12 are connected by the grooves 15 may be adopted in the brake disc 10 having the vertical fins 11a and 11b and the horizontal ribs 13 according to the first embodiment, or may be different from the first embodiment. It may be adopted for a brake disc having
  • FIG. 5 is a graph showing test results of noise related to the vertical fins and the horizontal ribs.
  • FIG. 6 is a graph showing a test result of noise related to the through hole for bolt.
  • 5 and 6 show test results for a conventional brake disk.
  • the conventional brake disk has vertical fins, horizontal ribs, and bolt through holes, and the horizontal ribs have the shape shown by the two-dot chain line in FIG. 3B.
  • Means brake discs that are not. 5 and 6 a graph line E indicates a noise level when the conventional brake disc is rotated at a high speed together with the wheels.
  • a graph line L indicates a noise level when the conventional brake disk is rotated at a high speed together with the wheel by closing only the bolt through hole.
  • the graph line I in FIG. 5 shows the noise level when the air flow path is closed except for the opening on the inner peripheral side and is rotated at high speed with the wheel.
  • the graph line F in FIG. 6 shows the noise level when the inner peripheral side and outer peripheral side openings of the air flow path and the through holes for bolts are closed and rotated together with the wheels at high speed. Indicates the noise level when the parts other than the bolt through holes are closed and rotated with the wheel at high speed.
  • the noise of the conventional brake disc includes noise generated due to the vertical fins at the outer peripheral side or inner peripheral side opening of the air flow path, and horizontal ribs within the air flow path. It was found that the noise generated due to this and the noise generated by the through hole for the bolt were included.
  • the noise in the range W3 in the graph line I in FIG. 5 is presumed to be noise caused by the vertical fins in the opening on the inner peripheral side.
  • the noise of the range W2 of the graph line H of FIG. 5 is a noise resulting from the vertical fin in the opening part of an outer peripheral side.
  • the noise of the range W4 of the graph line G of FIG. 6 is the noise resulting from the through-hole for bolts.
  • the noise level of the graph line L when only the bolt through hole is closed in the range W4 is 1 to 2 dB lower than the graph line E. From this, in the range W4, it is considered that the noise caused by the bolt through hole is comparable to the noise caused by the airflow flowing through the flow path on the back surface of the disk.
  • the noise level shown in the range W1 is significantly reduced as compared with the conventional brake disc. This is presumably because the turbulence of the airflow that has passed through the lateral ribs 13 is greatly suppressed by the gentle gradient of the lateral ribs 13. Therefore, according to the brake disk 10 of 1st Embodiment, it turns out that a noise is reduced significantly, without the flow volume of the air which thermally radiates the brake disk 10 falling significantly.
  • the noise in the range W ⁇ b> 4 caused by the through hole is significantly reduced as compared with the graph line G in which only the bolt hole is opened.
  • the noise level is greatly reduced by reducing the noise caused by the through hole 12 as compared with the conventional brake disc.
  • noise in the same frequency range generated by other factors such as an airflow flowing through the flow path on the back surface of the disk plate portion is reduced.
  • the arrangement of the lateral ribs 13 can be variously changed, such as the inner peripheral portion, the outer peripheral portion, or the intermediate portion between the inner peripheral portion and the outer peripheral portion.
  • the structure which narrows the flow path of the air between a pair of vertical fin by a horizontal rib is not restricted to what was shown in said embodiment.
  • the horizontal rib 13 of the above embodiment has a structure that connects between a pair of adjacent vertical fins, and the height of the disk plate portion in the rotation axis direction is lower than that of the vertical fins.
  • the horizontal rib has the same height as the vertical fin, but the horizontal extension of the horizontal rib (the extension in the circumferential direction of the disk plate portion) is not part of the entire area between the pair of vertical fins. It is good also as a structure which leaves the area
  • the lateral ribs may be provided at various positions such as the inner peripheral portion, the outer peripheral portion, or the intermediate portion between the inner peripheral portion and the outer peripheral portion.
  • the vertical fin has a length substantially the same as the length of the disk plate portion in the radial direction, but the vertical fin may have a structure shorter than the length of the disk plate portion in the radial direction.
  • the groove 15 may not be configured along the same diameter of the disk plate portion. Even in this case, a noise reduction effect can be obtained.
  • the details shown in the embodiments can be changed as appropriate without departing from the spirit of the invention.
  • FIG. 8 is a graph showing the relationship between the volume of the lateral rib and the bolt stress range.
  • the bolt stress range refers to a variation range from a stress generated in the bolt when the disk is not thermally expanded to a stress generated in the bolt when the disk is thermally expanded.
  • FIG. 9 is a chart for explaining the first to fifth forms L1 to L5 and the comparative form L6 of the lateral ribs shown in FIG.
  • the direction along the plate surface of the brake disk 10 is defined as the horizontal direction
  • the direction perpendicular to the plate surface is defined as the height direction
  • the circumferential direction of the brake disk 10 is defined as the circumferential direction of each part.
  • the vertical axis in FIG. 8 indicates the stress range (difference between the maximum value and the minimum value) of the tensile stress and bending stress generated in the bolt when a certain temperature change is applied to the brake disc 10.
  • the horizontal axis in FIG. 8 indicates the volume of the horizontal rib.
  • Each plot of the graph of FIG. 8 shows the stress range with respect to the volume of the lateral rib when the lateral rib 13 of the first form L1 to the fifth form L5 of FIG. 9 is adopted and the comparative form L6 (when there is no lateral rib). .
  • the horizontal ribs 13 of the first form L1 to the fifth form L5 in FIG. 9 have a constant height, the length of the head horizontal part Ld, the shape of the head gentle gradient SL0, and the shape of the skirt gentle gradient SL1. They are different as shown in the table of FIG.
  • the head horizontal portion Ld indicates a horizontal portion provided at the top of the head of the lateral rib 13.
  • the gentle head slope SL0 indicates a slope portion from the top of the lateral rib 13 to the skirt or the interrupted portion.
  • the skirt gentle slope SL1 indicates a slope portion of the skirt of the lateral rib 13.
  • “R” in the table indicates a radius of curvature [mm].
  • the head gentle gradient SL0 and the skirt gentle gradient SL1 are arranged on the inner peripheral side of the lateral rib 13.
  • the stress range of the bolt changes depending on the volume of the lateral rib 13 located in the vicinity of the bolt. For example, if the volume of the lateral rib 13 is the same as that of the first form L1 of FIG. 9 and the volume is large, the rigidity of the lateral rib 13 is increased, so that the stress range of the bolt is increased. On the other hand, if the volume of the lateral rib 13 is small as in the fifth form L5 in FIG. 9, the rigidity of the lateral rib 13 is relatively small, and the stress range of the bolt is also small. From the graph of FIG.
  • the brake disk according to the third embodiment includes the lateral rib 13A (see FIG. 10) that can reduce noise without increasing the stress range of the bolt too much.
  • FIG. 10 is a diagram illustrating the lateral rib according to the third embodiment.
  • FIG. 11 is a frequency graph showing a comparison of noise levels between the lateral rib of the third embodiment and the conventional lateral rib.
  • FIG. 12 is a chart showing the form of the lateral rib compared in FIG.
  • the lateral rib 13A of the third embodiment includes a head gentle gradient SL0 on the inner peripheral side.
  • the gentle head slope SL0 is provided on the inner peripheral side of the lateral rib 13A in the range of the section La1 in the radial direction of the disk plate portion and in the range of the section La2 in the direction of the disk rotation axis from the top of the lateral rib 13A.
  • the head gentle gradient SL0 is preferably a convex curved surface of R2 mm or a gentler gradient surface than at least the sections La1 and La2 in a range of 2 mm or more. More desirably, the gentle head slope SL0 is a convex curved surface of R5 mm or a gentler slope than that, at least sections La1 and La2 are provided in a range of 5 mm or more.
  • the lateral rib 13A of the third embodiment further includes a straight section Lb continuous to the head gentle gradient and a skirt gentle gradient SL1 on the inner peripheral side.
  • the straight section Lb may be close to vertical within a manufacturable range. Thereby, the volume of 13 A of horizontal ribs can be made small. Further, the straight section Lb may be provided with an inclination if there is a margin in the bolt stress range. Further, the straight section Lb may be a curved section having a gentle curvature.
  • the skirt gentle gradient SL1 is, for example, a concave curved surface of R5 mm. However, the bottom gradual slope SL1 may be a flat or curved surface that is easy to manufacture. Further, the skirt gentle gradient SL1 may be omitted as long as it can be manufactured.
  • the horizontal rib 13A of the third embodiment may or may not include the head horizontal portion Ld. If included, the head horizontal portion Ld is preferably in the range of about 1 mm to 20 mm. As the head horizontal portion Ld increases, the volume of the lateral rib 13A increases and the influence on the bolt stress range increases. Therefore, the size of the head horizontal portion Ld may be appropriately set in consideration of the bolt stress range and the required strength of the lateral rib 13A. Furthermore, the outer peripheral side of the lateral rib 13A may be a vertical configuration within a manufacturable range, or may be provided with a gentle gradient. When the gradient on the outer peripheral side of the lateral rib 13A becomes loose, the volume of the lateral rib 13A increases and the bolt stress range increases. Therefore, the outer peripheral side of the lateral rib 13A may be appropriately set within a range where there is a margin in the bolt stress range. Further, the height of the lateral rib 13A can be adjusted as appropriate according to the length of the straight section Lb.
  • FIG. 11 is a frequency graph showing a comparison of noise between the lateral rib of the third embodiment and the conventional lateral rib.
  • FIG. 12 is a chart showing the shape of the lateral ribs of FIG.
  • FIG. 13 is a graph comparing overall noise levels in the range of 400 Hz to 5000 Hz.
  • a partial model between a pair of adjacent vertical fins 11a and 11b was created, and air was passed therethrough at a predetermined wind speed, and noise was measured.
  • the air flow path between the vertical fins 11a and 11b is in a state of being surrounded by one surface of the disk plate portion and one surface of the plate portion of the wheel 100 in a pseudo manner.
  • the lateral rib 13A was disposed so as to block a part of the flow path.
  • the vertical axis in FIG. 11 indicates the noise level of each frequency band, and the horizontal axis in FIG. 11 indicates the center frequency of the 1/3 octave band.
  • “OA” indicates overall, and “POA” indicates overall in the range of 400 Hz to 5000 Hz.
  • noise was measured for the lateral ribs 13A of the first form P1 to the seventh form P7 in FIG.
  • R indicates the radius of curvature [mm]
  • head gentle gradient shape indicates the curvature radius of the convex curved surface of the head gentle gradient SL0
  • hem gentle gradient shape indicates The curvature radius of the concave curved surface of the skirt part gentle gradient SL1 of FIG. 10 is shown.
  • a lateral rib having a current shape formed into a rectangular cross section by cutting was also tested.
  • the air amount is set to a predetermined value by adjusting the height of the lateral rib 13A so that a cooling effect can be obtained as appropriate.
  • the flow velocity also affects the noise level. For this reason, the values in the graph of FIG. 13 were corrected so as to remove the noise level variation due to the flow velocity variation.
  • the overall noise level of 400 to 5000 Hz is about that of the current shape. It was confirmed that 14 dB could be reduced.
  • the head gentle gradient SL0 is the fifth form P5 in which the section La1 and the section La2 are both 5 mm and the curvature radius is a convex curved surface of R10 mm
  • the overall noise level of 400 to 5000 Hz is 18 than the current shape. It was confirmed that it could be reduced by .5 dB.
  • the noise level can be significantly reduced according to the lateral rib 13A of the third embodiment.
  • the noise level generated at the location of the lateral rib 13A can be significantly reduced without enlarging the bolt stress range.
  • FIG. 14 is a diagram illustrating the form of grooves provided on the surface of the disk plate portion, and FIGS. 14A to 14E show first to fifth forms of grooves, respectively.
  • FIG. 14 shows a diagram in which coordinates are converted so that the circumferential direction and the radial direction of the brake disc 10A are orthogonal to each other in one section of the grooves 15A and 15B.
  • a groove 15A having a small width is employed instead of the groove 15 of the second embodiment.
  • the width of the groove 15A is smaller than the diameter of the opening 12F on the surface side (the sliding surface side of the brake disc 10A) of the disk plate portion of the through hole 12, and specifically, the diameter of the opening 12F is, for example, 36 mm,
  • the width of the groove 15A is, for example, 5 mm, 10 mm, 20 mm, or the like.
  • the width of the groove 15A is smaller than the width of the opening 12F in the radial direction of the disk plate.
  • the width of the groove 15A means the width in the radial direction of the disk plate portion of the groove 15A.
  • the sliding contact member 200 contacts the surface of the brake disc 10A in order to generate a braking force.
  • the groove 15A provided on the sliding surface of the brake disc 10A makes the sliding surface small.
  • the sliding surface becomes small, when the pressure of the sliding contact member 200 is the same, it acts in the direction of decreasing the braking force.
  • the width or depth of the groove 15A is increased, it acts in the direction of reducing the strength of the brake disc 10A.
  • the brake disk 10A of the fourth embodiment employs the narrow groove 15A as described above. Therefore, in the fourth embodiment, it is possible to secure the area of the sliding surface of the brake disk 10A and maintain the strength while reducing the noise generated in the bolt through hole 12 by the groove 15A.
  • Variations include, for example, a pattern in which the groove 15A connects the inner peripheral portions Ri of a pair of adjacent openings 12F (FIG. 14A), a pattern that connects the central portions Rc (FIG. 14B), and a pattern that connects the outer peripheral portions Ro. (FIG. 14C). Furthermore, there is a pattern (FIG. 14D) in which the groove 15A is obliquely connected from one outer peripheral portion Ro to the other inner peripheral portion Ri of the pair of openings 12F adjacent to each other. Further, there is a pattern (hereinafter referred to as “staggered”, FIG.
  • connection pattern of the groove 15A of the fourth embodiment includes the connection patterns of FIGS. 14B to 14D among the plurality of patterns as described above, and the connection patterns of the grooves 15B shown in FIGS. 14A and 14E are as follows. Excluded.
  • connection portion between the groove 15A and the opening 12F is at least one of the pair of openings 12F and 12F.
  • connection location except the inner peripheral portion Ri of the opening 12F is employed.
  • the connection location excluding the inner peripheral portion Ri means the central portion Rc and the outer peripheral portion Ro of the opening 12F or a portion straddling the central portion Rc and the outer peripheral portion Ro.
  • 5 mm or 10 mm corresponds to the width of the groove 15A.
  • the connecting portion between the groove 15A and the opening 12F is at least one of the pair of openings 12F and 12F.
  • the connection location which does not include the inner peripheral end of the opening 12F is employed.
  • the inner peripheral end means the end of the opening 12F closest to the inner periphery of the brake disc 10A of the opening 12F.
  • the case where the width of the groove 15A is larger than half the diameter of the opening 12F is, for example, the case where the groove width is 20 mm.
  • the groove 15A may have a depth at which the bottom of the groove is the same height as the top of the bolt or nut regardless of the groove width and the connection location.
  • FIG. 15 is a graph showing the relationship between noise frequency and noise level for each groove width.
  • FIG. 16 is a graph showing the relationship between the noise frequency and the noise level for each connection portion of the groove.
  • FIG. 17 is a graph showing the noise level in the frequency range from the 1250 Hz band to the 5000 Hz band for each groove connection form.
  • the forms of a plurality of target grooves are shown in a format of “connection position ⁇ groove width”.
  • the groove 15A is more than half of the diameter of the opening 12F, so that it is also connected to a part of the outer peripheral portion Ro and a part of the inner peripheral portion Ri of the opening 12F.
  • FIGS. 15 and 16 indicate the noise level for each 1/3 octave band
  • the horizontal axis in FIGS. 15 and 16 indicates the center frequency for each 1/3 octave band.
  • the vertical axis in FIG. 17 indicates the noise level in the frequency range of 1250 Hz to 5000 Hz.
  • the patterns “center-5 mm”, “center-10 mm”, “center-20 mm”, “outer periphery-10 mm”, “diagonal-10 mm” are the forms adopted in the fourth embodiment. It is an example.
  • the “no groove”, “inner circumference—10 mm”, and “staggered—10 mm” patterns are examples of comparative forms that are not employed in the fourth embodiment. From the results of FIG. 15, it can be seen that the noise reduction effect gradually decreases when the width of the groove 15A is narrowed. On the other hand, it can be seen from the results of FIG. 15 that a noise reduction effect can be obtained even with a groove of about 5 mm as compared with the case without a groove. In addition, it can be seen from the results of FIG. 16 that when the width of the groove 15A is narrow, the noise reduction effect differs depending on the connection location of the pair of adjacent openings 12F.
  • the noise is reduced in the “inner circumference ⁇ 10 mm” pattern and the “staggered ⁇ 10 mm” pattern, the effect is small, but it is adopted in the fourth embodiment. It can be seen that a significant noise reduction effect can be obtained with the above pattern. From these results, it can be seen that the noise generated at the location of the groove 15A can be significantly reduced by adopting the connection form between the groove 15A and the opening 12F described above. As described above, according to the brake disk 10A of the fourth embodiment, the noise generated by the bolt through-hole 12 can be significantly reduced without greatly reducing the sliding area.
  • the present invention can be used for a brake disc for a railway vehicle.

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Abstract

鉄道車両用ブレーキディスクにおいて、ディスク裏面に流れる空気の流量を維持しつつ、車輪の高速回転時にブレーキディスクから生じる騒音を大幅に低減する。表面に摺動部を有するディスク板部と、ディスク板部の裏面に設けられディスク板部の半径方向に延びる形状の複数の縦フィン（１１ａ、１１ｂ）と、複数の縦フィンのうち隣接する各一対の縦フィンの間に設けられディスク板部の周方向に延びる形状の横リブ（１３）とを有し、ディスク板部が鉄道車両の車輪に締結された状態で前記一対の縦フィンの間に空気の流路が形成され、且つ横リブにより前記空気の流路が狭められている鉄道車両用ブレーキディスクである。横リブ（１３）には、一対の縦フィンの間を通過する気流の乱れを抑制するための緩勾配が裾部から頭部にかけて設けられている。

Description

鉄道車両用ブレーキディスク
　本発明は、鉄道車両の車輪に締結され、摺動部に摺接部材が押し当てられることで制動力を発生させる鉄道車両用ブレーキディスクに関する。
　以前より、鉄道車両の車輪にブレーキディスクを締結し、ブレーキディスクに摺接部材を押し当てることで、車輪の回転を制動するブレーキシステムがある。このようなブレーキシステムでは、制動時にブレーキディスクに大きな摩擦熱が生じる。このため、ブレーキディスクの裏面に半径方向に延びる複数の縦フィンを設け、ブレーキディスクの回転によりブレーキディスクと車輪との間に空気を流して、ブレーキディスクの放熱を行う構造が採用されることがある。
　複数の縦フィンを有するブレーキディスクでは、高速鉄道に搭載されて車輪が高速に回転するときにブレーキディスクと車輪との間に大量の空気が流れて大きな騒音が発生する。このため、特許文献１では、複数の縦フィンの間を流れる空気に抵抗を与える横リブを設け、この横リブにより縦フィン間の開口面積を調整することで、複数の縦フィンの間を流れる空気の量を抑制し、騒音を低減する提案がなされている。
特開２００７－２０５４２８号公報
　特許文献１に示されるように、複数の縦フィンを有したブレーキディスクに横リブを設けることで、横リブがない場合と比較して騒音を低減できる。しかしながら、特許文献１記載のブレーキディスクでは、更なる高速化による空気流量の増加に伴う騒音を低減するためには、横リブと車輪との間の開口面積を更に低減することが必要となる。この様に開口面積を低減した場合、空気流量の低下に伴い、十分にブレーキディスクの放熱性能を確保できないという課題が生じる。
　本発明者らは、ブレーキディスクの放熱性能を低下させることなく、低騒音なブレーキディスクを開発するため、ブレーキディスクの音源を確認する試験を行った。
　先ず、マイクロホンアレイ音源探査システムを用いて高速回転するブレーキディスクおよびその周囲の音源を探査した。その結果、音源はブレーキディスク近傍またはブレーキディスク内部にあることが判明した。次に、騒音源となる乱流を発生させると思われるブレーキディスクの各部を塞いで試験を行った。各部とは、具体的には、ディスク裏面の空気の流路の入口（ブレーキディスクの内周側の開口部）と出口（ブレーキディスクの外周側の開口部）及び、ブレーキディスクを車輪に締結するためにボルトが挿入される貫通孔のディスク表面（摺動部）側の開口端である。これらを全て塞いで騒音試験を行った結果、ブレーキディスクから発生する騒音は非常に低いレベルまで低減することを確認した。さらに、これらの内一箇所を塞がず、残りの二箇所を塞いで試験を行った。その結果、それぞれの部分で特定周波数の騒音が発生していることを確認した。
　しかしながら、これらの騒音を全て足し合わせても、通常時すなわち全ての部位を開口した状態よりも騒音レベルが低いことが分かった。特に、８００Ｈｚ以上の高い周波数範囲に大きな差があった。
　本発明者らは、これらの試験の結果を分析し、ブレーキディスク裏面の気流の乱れによる騒音が最も大きな要因と考え、この気流の乱れを与える横リブの形態を様々に変えた試験を行うことで、本発明を完成するに至った。
　本発明は、鉄道車両用ブレーキディスクにおいて、ブレーキディスクの放熱性能を低下させることなく、車輪の高速回転時にブレーキディスクから生じる騒音を大幅に低減することを目的としている。
　本発明は、表面に摺動部を有するディスク板部（ブレーキディスクのうち下記縦フィンおよび横リブ等を除いた板状の部分をディスク板部と称する。）と、前記ディスク板部の裏面に設けられ前記ディスク板部の半径方向に延びる形状の複数の縦フィンと、前記複数の縦フィンのうち隣接する各一対の縦フィンの間に設けられ前記ディスク板部の周方向に延びる形状の横リブとを有し、前記ディスク板部が鉄道車両の車輪に締結された状態で前記一対の縦フィンの間に前記ディスク板部の内周側から外周側へ通じる空気の流路が形成され、且つ前記横リブにより前記空気の流路が狭められている鉄道車両用ブレーキディスクにおいて、
　前記横リブには、前記ディスク板部の半径方向に沿った側面に、前記一対の縦フィンの間を通過する気流の乱れを抑制するための緩勾配が設けられていることを特徴としている。
　この構成によれば、一対の縦フィンの間を通過する空気が横リブによって乱されて大きな騒音を発生させるという作用が抑制され、これにより、高速回転時にブレーキディスクから発生する騒音を大幅に低減できる。従って、放熱性能に影響がある横リブと車輪との間の開口部の面積を低減することなく、騒音を大幅に低減できる。
　好ましくは、前記緩勾配は、前記ディスク板部の半径方向に沿って内周側を向いた前記横リブの一方の側面、或いは、前記ディスク板部の半径方向に沿って内周側と外周側とをそれぞれ向いた前記横リブの両方の側面に設けられていてもよい。
　この構成によれば、少なくともディスク板部の半径方向に沿って内周側を向いた横リブの一方の側面が緩勾配となっていることで、ここを通過する気流の乱れによって発生する騒音を低減することができる。
　より好ましくは、前記緩勾配は、少なくとも前記横リブの頭部に設けられた頭部緩勾配を含み、
　前記頭部緩勾配は、前記ディスク板部の内周側を向いた側部、前記ディスク板部の半径方向における２ｍｍ以上の区間、且つ、前記横リブの頭頂点から前記ディスク板部の回転軸方向における２ｍｍ以上の区間に設けられる、曲率半径２ｍｍの凸曲面又は前記凸曲面より緩い勾配面である構成としてもよい。
　より好ましくは、前記緩勾配は、少なくとも前記横リブの頭部に設けられた頭部緩勾配を有し、
　前記頭部緩勾配は、前記ディスク板部の内周側を向いた側部、前記ディスク板部の半径方向における５ｍｍ以上の区間、且つ、前記横リブの頭頂点から前記ディスク板部の回転軸方向における５ｍｍ以上の区間に設けられる、曲率半径５ｍｍの凸曲面又は前記凸曲面より緩い勾配面である構成としてもよい。
　このような構成によれば、横リブの体積を大きくせずに、横リブで発生する騒音を低減できる。ブレーキディスクが熱膨張、熱収縮したときに、ブレーキディスクを車輪に締結するボルトに応力変動が生じ、横リブの体積が大きくなると、ブレーキディスクの剛性が高くなるため、ボルトの応力範囲が大きくなる。上記構成によれば、横リブの体積が小さくできるので、騒音を低減しつつ、ボルトに生じる応力範囲を小さくできる。
　具体的には、前記横リブが前記一対の縦フィンを連結し、前記車輪と前記横リブとの間に空気の流路を有する構成が採用される。
　この構成において、上述した緩勾配による騒音低減の効果がより奏される。
　本発明によれば、鉄道車両用ブレーキディスクにおいて、ブレーキディスクの放熱性能を低下させることなく、車輪の高速回転時にブレーキディスクから生じる騒音を大幅に低減することができる。
鉄道車両におけるブレーキシステムの一例を示す斜視図である。 第１実施の形態のブレーキディスクの裏面を示す平面図である。 ブレーキディスクの各部の断面を示すもので、図２の矢印Ａ－Ａ線断面図である。 ブレーキディスクの各部の断面を示すもので、図２の矢印Ｂ－Ｂ線断面図である。 ブレーキディスクの各部の断面を示すもので、横リブの変形例を示す図２の矢印Ｂ－Ｂ線断面図である。 第２実施の形態のブレーキディスクを示すもので、ブレーキディスクの表面側の平面図である。 第２実施の形態のブレーキディスクを示すもので、図４Ａの矢印Ｃ－Ｃ線断面図である。 縦フィンおよび横リブに関係する騒音の試験結果を示すグラフである。 ボルト用の貫通孔に関係する騒音の試験結果を示すグラフである。 緩勾配の平均傾斜角度を説明する図である。 横リブの体積とボルト応力範囲との関係を示すグラフである。 図８に示される横リブの第１形態Ｌ１から第５形態Ｌ５及び比較形態Ｌ６を説明する図表である。 第２実施の形態の横リブを説明する図である。 第２実施の形態の横リブと従来の横リブとの騒音レベルの比較を示す周波数グラフである。 図１１で比較される横リブの形態を示す図表である。 所定周波数範囲の総合的な騒音レベルを比較したグラフである。 ディスク板部の表面に設けられる溝の形態を説明する図であり、図１４Ａから図１４Ｅは第１形態から第５形態をそれぞれ示す。 溝の幅と騒音レベルとの関係を示す周波数グラフである。 溝の接続箇所と騒音レベルとの関係を示す周波数グラフである。 溝の接続形態と所定周波数範囲の総合的な騒音レベルとの関係を示すグラフである。
　以下、本発明の各実施の形態について図面を参照して詳細に説明する。
　（第１実施の形態）
　図１は、鉄道車両におけるブレーキシステムの一例を示す斜視図である。図２は、第１実施の形態のブレーキディスクの裏面を示す平面図である。図３は、ブレーキディスクの各部の断面を示すもので、図３Ａは図２の矢印Ａ－Ａ線断面図、図３Ｂは図２の矢印Ｂ－Ｂ線断面図、図３Ｃは横リブの変形例を示す図２の矢印Ｂ－Ｂ線断面図である。
　以下、ブレーキディスク１０の半径方向に沿って外周を向く方を「外周側」、内周を向く方を「内周側」と定義する。
　本発明の第１実施の形態のブレーキシステムは、高速鉄道に搭載される。このブレーキシステムは、鉄道車両の車輪１００の側部に締結されたブレーキディスク１０と、ブレーキディスク１０に接触して制動力を発生させる摺接部材２００と、摺接部材２００をブレーキディスク１０に接触する方へ押し付け可能な可動部２１０とを備える。ブレーキディスク１０と摺接部材２００とは、特に制限されないが、１つの車輪１００の両方の側面にそれぞれ設けられ、可動部２１０は２つの摺接部材２００で車輪１００を挟み込むように構成される。
　ブレーキディスク１０は、環状のディスクであり、ディスク板部の表面１０ｆが摺動部である。ディスク板部の裏面１０ｒには、複数の縦フィン１１ａ、１１ｂ、および複数の横リブ１３が設けられている。ブレーキディスク１０のうち、縦フィン１１ａ、１１ｂおよび横リブ１３を除いた板状の部分をディスク板部と称する。
　また、ブレーキディスク１０には、表面から裏面にボルトを通すための複数の貫通孔１２が設けられている。図２においては、煩雑を避けるため縦フィン１１ａ、１１ｂ、貫通孔１２、および横リブ１３の符号を一部にのみ付している。
　縦フィン１１ａ、１１ｂは、ディスク板部の半径方向に延びる形状で、ディスク板部裏面から車輪１００の板部に向かって突出した部分である。複数の縦フィン１１ａ、１１ｂは、ディスク板部の周方向においてほぼ等間隔に設けられている。
　横リブ１３は、ディスク板部の周方向に延びる形状であり、複数の縦フィン１１ａ、１１ｂのうち隣接する各一対の縦フィン１１ａ、１１ｂの間で、一対の縦フィン１１ａ、１１ｂを連結するように設けられている。
　複数の貫通孔１２は、ディスク板部の同一径上に設けられ、且つ、ディスク板部の周方向に等間隔に並んでいる。
　図３Ａに示すように、縦フィン１１ａ、１１ｂは、頭部が車輪１００の側面に接触する。横リブ１３は、頭部が車輪１００のとの間に隙間を持つ高さを有する。このような構成により、ブレーキディスク１０を車輪１００に締結したときに、縦フィン１１ａ、１１ｂ、ディスク板部の裏面１０ｒ、および車輪１００の板部で囲まれた空気の流路が形成される。そして、車輪１００とブレーキディスク１０が回転した際に、この流路に内周側から外周側に空気が流れ、これによりブレーキディスク１０の熱が放出される。
　本実施の形態においては、横リブ１３の内周側の側面１３ａと、外周側の側面１３ｂとには、緩勾配が形成されている。緩勾配は、傾斜角度が鋳造の抜き勾配よりも小さく、好ましくは平均傾斜角度が５０°以下、より好ましくは平均傾斜角度が４５°以下に形成されている。抜き勾配とは、ブレーキディスク１０を鋳造したときに、アンダーカット処理を行わずに横リブ１３を成型し、鋳型から抜き出すことのできる勾配の中で、最も９０°に近い勾配を意味する。図３Ｂ、図３Ｃにおいて抜き勾配を仮想線で示している。横リブ１３の緩勾配は、縦フィン１１ａ、１１ｂの側面の勾配より平均傾斜角度が小さい。ここで、平均傾斜角度とは、図７に示すように、横リブ１３の側面１３ａの付根側の丸み加工の終了点Ａと先端側の丸み加工の終了点Ｂとを結ぶ直線Ａ－Ｂと、ブレーキディスク１０の板面と平行な直線Ａ－Ｃとのなす角度αを意味する。
　横リブ１３の緩勾配を有する側面１３ａ、１３ｂは、膨らみを有する曲面状としても、凹みを有する曲面状としても、平面又は円錐面状としてもよい。
　第１実施の形態のブレーキディスク１０の作用については後述する。
　（第２実施の形態）
　図４は、第２実施の形態のブレーキディスクを示すもので、図４Ａはブレーキディスクの表面側（摺動部側）の平面図、図４Ｂは図４Ａの矢印Ｃ－Ｃ線断面図である。
　本発明の第２実施の形態のブレーキシステムは、第１実施の形態と同様に高速鉄道に搭載される。このブレーキシステムは、ブレーキディスク１０Ａが鉄道車両の車輪１００（図１）の側部に締結され、摺接部材２００（図１）がブレーキディスク１０Ａの表面に押し付けられて制動力を発生する。
　ブレーキディスク１０Ａには、表面１０ｆから裏面に貫通する複数の貫通孔１２と、表面１０ｆで複数の貫通孔１２を結ぶ溝１５とが設けられている。
　複数の貫通孔１２は、ブレーキディスク１０Ａの同一径上に設けられ、且つ、ブレーキディスク１０Ａの周方向に等間隔に設けられている。各貫通孔１２は、図４Ｂに示されるように、ボルトの軸部を通す径の小さい小径部１２ｔと、ボルトの頭部またはナットが配置される径の大きい大径部１２ｗとを有している。大径部１２ｗは、ボルトの頭部又はナットが沈み込む深さを有していてもよいし、ボルトの頭部又はナットの高さより短い深さを有し、ボルトの頭部又はナットの一部が溝１５内に突出する構成としてもよい。また、大径部１２ｗの深さは、ボルトの頭部またはナットの高さと同一としてもよい。何れの場合でも、ボルトの頭部又はナットは、ブレーキディスク１０の表面１０ｆより外方へ突出することはない。
　溝１５は、ブレーキディスク１０Ａの表面部において、複数の貫通孔１２を結ぶように、環状に形成されている。溝１５は、例えばブレーキディスク１０Ａの同心円に沿った形状に設けられている。
　溝１５により複数の貫通孔１２を結んだ構造は、第１実施の形態の縦フィン１１ａ、１１ｂおよび横リブ１３を有するブレーキディスク１０に採用しても良いし、第１実施の形態と別構造を有するブレーキディスクに採用してもよい。
　＜作用および効果＞
　図５は、縦フィンおよび横リブに関係する騒音の試験結果を示すグラフである。図６はボルト用の貫通孔に関係する騒音の試験結果を示すグラフである。
　図５および図６は、従来のブレーキディスクについての試験結果を示している。従来のブレーキディスクとは、縦フィン、横リブ、およびボルト用の貫通孔を有し、横リブが図３Ｂの２点鎖線に示した形状であり、ディスク板部の表面部に溝１５が設けられていないブレーキディスクを意味している。図５および図６において、グラフ線Ｅは従来のブレーキディスクを車輪と共に高速回転させたときの騒音レベルを示している。グラフ線Ｌは、従来のブレーキディスクをボルト用の貫通孔のみを塞いで車輪と共に高速回転させたときの騒音レベルを示している。図５のグラフ線Ｈは隣接する一対の縦フィン間の空気の流路における外周側の開口部以外を塞いで車輪と共に高速回転させたときの騒音レベルを示している。図５のグラフ線Ｉは上記空気の流路の内周側の開口部以外を塞いで車輪と共に高速回転させたときの騒音レベルを示している。図６のグラフ線Ｆは上記空気の流路の内周側および外周側の開口部とボルト用の貫通孔とを塞いで車輪と共に高速回転させたときの騒音レベルを、図６のグラフ線Ｇはボルト用の貫通孔以外を塞いで車輪と共に高速回転させたときの騒音レベルを示している。
　試験の結果、従来のブレーキディスクの騒音には、上記空気の流路の外周側或いは内周側の開口部で縦フィンに起因して発生する騒音と、上記空気の流路内で横リブに起因して発生する騒音と、ボルト用の貫通孔によって発生する騒音とが含まれることが分かった。
　図５のグラフ線Ｉの範囲Ｗ３の騒音は、内周側の開口部における縦フィンに起因した騒音であると推測される。また、図５のグラフ線Ｈの範囲Ｗ２の騒音は、外周側の開口部における縦フィンに起因した騒音であると推測される。さらに、グラフ線Ｈ、Ｉに対してグラフ線Ｅ，Ｌの差が大きくなっている範囲Ｗ１の騒音は、流路内の気流が横リブで乱されて発生している騒音と推測される。また、図６のグラフ線Ｇの範囲Ｗ４の騒音は、ボルト用の貫通孔に起因した騒音であると推測される。範囲Ｗ４においてボルト用の貫通孔のみを塞いだときのグラフ線Ｌの騒音レベルが、グラフ線Ｅより１～２ｄＢ低下している。このことから、範囲Ｗ４においてはボルト用の貫通孔に起因した騒音はディスク裏面の流路を流れる気流に起因した騒音と同程度であると考えられる。
　図５に示されるように、第１実施の形態のブレーキディスク１０においては、従来のブレーキディスクと比較して、範囲Ｗ１に示されている騒音レベルが大幅に低減される。これは、横リブ１３の緩勾配により横リブ１３を通過した気流の乱れが大幅に抑制されているためと考えられる。従って、第１実施の形態のブレーキディスク１０によれば、ブレーキディスク１０を放熱する空気の流量は大きく低下せずに、騒音が大幅に低減されることが分かる。
　図６に示されるように、第２実施の形態のブレーキディスク１０Ａにおいては、ボルト穴のみ開口したグラフ線Ｇと比較して、貫通孔により生じていた範囲Ｗ４の騒音が大幅に低減される。これは、複数の貫通孔１２を結ぶように環状の溝１５が設けられていることによると考えられる。このように、第２実施の形態のブレーキディスク１０Ａによれば、貫通孔１２に起因する騒音を低減することで、従来のブレーキディスクと比較して、大幅に騒音レベルが低減されることが分かる。但し、ディスク板部の裏面の流路を流れる気流など、その他の要因により発生している同じ周波数範囲の騒音が低減されていることが前提である。
　以上、本発明の第１実施の形態および第２実施の形態について説明したが、本発明は上記の実施の形態に限られるものではない。例えば、横リブ１３の配置は、ディスク板部の内周部、外周部、或いは内周部と外周部との中間など、様々に変更可能である。また、横リブにより一対の縦フィンの間の空気の流路を狭める構造は、上記の実施の形態で示したものに限られない。上記の実施の形態の横リブ１３は、隣接する一対の縦フィンの間を連結し、且つ、ディスク板部の回転軸方向の高さが縦フィンより低い構造を有する。しかし、例えば、横リブは、縦フィンと同じ高さを有する一方、横リブの横方向の広がり（ディスク板部の周方向の広がり）を、一対の縦フィンの間の全域とせずに一部の領域を残して広がる構造としてもよい。すなわち、縦フィンと横リブとの間に空気の流路がある、或いは、片側の縦フィンに連結された横リブ間に空気の流路がある構造としてもよい。この場合には、横リブの頭頂部はディスク板部の回転軸方向の端部（空気の流路に面する端部）に相当する。さらに、この場合でも、横リブは、ディスク板部の内周部、外周部、或いは内周部と外周部との中間など、様々な位置に設けてもよい。また、上記実施の形態では、全ての縦フィンの頭部が車輪の一面に接触する構造としたが、一部の縦フィンの頭部と車輪の一面の間に僅かな隙間が生じる構造としてもよい。さらに、上記実施の形態では、縦フィンはディスク板部の半径方向の長さとほぼ同じ長さとしたが、縦フィンはディスク板部の半径方向の長さより短い構造としてもよい。また、溝１５は、ディスク板部の同一径上に沿った構成でなくてもよい。この場合でも、騒音の低減効果は得られる。その他、実施の形態で示した細部は、発明の趣旨を逸脱しない範囲で適宜変更可能である。
　（第３実施の形態）
　図８は、横リブの体積とボルト応力範囲との関係を示すグラフである。ここで、ボルト応力範囲とは、ディスクが熱膨張しない状態でボルトに発生する応力から、ディスクが熱膨張した状態でボルトに発生する応力への変動範囲のことを呼ぶ。図９は、図８に示される横リブの第１形態Ｌ１から第５形態Ｌ５及び比較形態Ｌ６をそれぞれ説明する図表である。
　以下、ブレーキディスク１０の板面に沿った方向を水平方向、板面に垂直な方向を高低方向、ブレーキディスク１０の周方向を各部の周方向と定義する。
　鉄道車両の制動時においてブレーキディスク１０は摩擦熱により熱膨張し、これによりボルトの引張応力および曲げ応力が変化する。図８の縦軸は、ブレーキディスク１０に一定の温度変化を加えたときにボルトに生じる引張応力と曲げ応力の応力範囲（最大値と最小値との差）を示す。図８の横軸は横リブの体積を示す。図８のグラフの各プロットは、図９の第１形態Ｌ１から第５形態Ｌ５の横リブ１３を採用したとき及び比較形態Ｌ６（横リブが無い場合）の横リブの体積に対する応力範囲を示す。
　図９の第１形態Ｌ１から第５形態Ｌ５の横リブ１３は、高さが一定で、頭部水平部Ｌｄの長さ、頭部緩勾配ＳＬ０の形状、および裾部緩勾配ＳＬ１の形状が図９の表のように異なる。頭部水平部Ｌｄは、横リブ１３の頭頂部に設けられた水平な部位を指す。頭部緩勾配ＳＬ０は、横リブ１３の頭頂部から裾部又は中断部にかけた勾配部分を指す。裾部緩勾配ＳＬ１は、横リブ１３の裾部の勾配部分を指す。表中の「Ｒ」は曲率半径［ｍｍ］を示す。頭部緩勾配ＳＬ０と裾部緩勾配ＳＬ１とは、横リブ１３の内周側に配置される。
　図８のグラフに示されるように、ボルトの応力範囲は、ボルトの近傍に位置する横リブ１３の体積によって変化する。例えば、横リブ１３が図９の第１形態Ｌ１のような形態でその体積が大きければ、横リブ１３の剛性が大きくなるため、ボルトの応力範囲が大きくなる。一方、横リブ１３が図９の第５形態Ｌ５のよう形態でその体積が小さければ、横リブ１３の剛性が比較的小さくなるため、ボルトの応力範囲も小さくなる。図８のグラフから、横リブ１３の体積を第５形態Ｌ５以下にすることで、横リブ１３がない比較形態Ｌ６の場合とボルトの応力範囲は同等になる。
　以上説明したように、横リブ１３の体積を増して騒音を低減した場合、ボルトの応力範囲が大きくなるという課題が発生する。そこで、第３実施の形態のブレーキディスクは、ボルトの応力範囲を余り大きくせずに、騒音を低減できる横リブ１３Ａ（図１０を参照）を有する。
　図１０は、第３実施の形態の横リブを説明する図である。図１１は、第３実施の形態の横リブと従来の横リブとの騒音レベルの比較を示す周波数グラフである。図１２は、図１１で比較される横リブの形態を示す図表である。
　第３実施の形態の横リブ１３Ａは、内周側に、頭部緩勾配ＳＬ０を含む。頭部緩勾配ＳＬ０は、横リブ１３Ａの内周側にディスク板部の半径方向の区間Ｌａ１の範囲、且つ、横リブ１３Ａの頭頂点からディスクの回転軸方向の区間Ｌａ２の範囲に設けられる。頭部緩勾配ＳＬ０は、少なくとも区間Ｌａ１、Ｌａ２が共に２ｍｍ以上の範囲に設けられ、Ｒ２ｍｍの凸曲面或いはそれより緩い勾配面であるとよい。さらに望ましくは、頭部緩勾配ＳＬ０は、少なくとも区間Ｌａ１、Ｌａ２が共に５ｍｍ以上の範囲に設けられ、Ｒ５ｍｍの凸曲面又はそれより緩い勾配面であるとよい。
　第３実施の形態の横リブ１３Ａには、さらに、内周側に、頭部緩勾配に連なる直線区間Ｌｂと、裾部緩勾配ＳＬ１とが含まれる。直線区間Ｌｂは、製造可能な範囲で垂直に近くすればよい。これにより、横リブ１３Ａの体積を小さくできる。また、直線区間Ｌｂは、ボルト応力範囲に余裕があれば、傾斜が設けられていてもよい。また、直線区間Ｌｂは、緩い曲率を有する曲面区間としてもよい。
　裾部緩勾配ＳＬ１は、例えば、Ｒ５ｍｍの凹曲面である。しかし、裾部緩勾配ＳＬ１は製造容易な勾配の平面又は曲面としてもよい。また、製造可能な範囲で裾部緩勾配ＳＬ１は無くてもよい。
　また、第３実施の形態の横リブ１３Ａは、頭部水平部Ｌｄを含んでいてもよいし、含まなくてもよい。含む場合、頭部水平部Ｌｄは、１ｍｍ～２０ｍｍ程度の範囲とするとよい。頭部水平部Ｌｄが大きくなるほど、横リブ１３Ａの体積が増し、ボルトの応力範囲への影響が増す。従って、頭部水平部Ｌｄの大きさは、ボルト応力範囲と横リブ１３Ａの必要な強度とを考慮して適宜設定すればよい。さらに、横リブ１３Ａの外周側は、製造可能な範囲で垂直な構成としてもよいし、緩い勾配を設けてもよい。横リブ１３Ａの外周側の勾配が緩くなると、横リブ１３Ａの体積が増して、ボルト応力範囲が大きくなる。従って、横リブ１３Ａの外周側は、ボルト応力範囲に余裕のある範囲で、適宜設定すればよい。また、横リブ１３Ａの高さは、直線区間Ｌｂの長さにより適宜調整可能である。
　＜作用及び効果＞
　図１１は、第３実施の形態の横リブと従来の横リブとの騒音の比較を示す周波数グラフである。図１２は、図１１の横リブの形状を示す図表である。図１３は、４００Ｈｚ～５０００Ｈｚの範囲のオーバーオール騒音レベルを比較したグラフである。
　ここでは、隣接する一対の縦フィン１１ａ、１１ｂの間の部分模型を作成し、そこに所定の風速で空気を流し、騒音を測定した。縦フィン１１ａ、１１ｂの間の空気の流路は、擬似的にディスク板部の一面と車輪１００の板部の一面とで囲われた状態とした。また、横リブ１３Ａは流路の一部を遮るように配置した。図１１の縦軸は、各周波数バンドの騒音レベルを示し、図１１の横軸は１／３オクターブバンドの中心周波数を示す。また、横軸中の「Ｏ．Ａ」はオーバーオールを、「Ｐ－Ｏ．Ａ」は４００Ｈｚ～５０００Ｈｚの範囲のオーバーオールを示す。
　ここでは、図１２の第１形態Ｐ１から第７形態Ｐ７の横リブ１３Ａについて騒音を測定した。図１２の表中、「Ｒ」は、曲率半径［ｍｍ］を示し、「頭部緩勾配形状」は、頭部緩勾配ＳＬ０の凸曲面の曲率半径を示し、「裾部緩勾配形状」は図１０の裾部緩勾配ＳＬ１の凹曲面の曲率半径を示す。また、比較対象として、切削加工により断面矩形状に形成された現行形状の横リブも併せて試験した。
　図１１に示すように、第１形態Ｐ１から第７形態Ｐ７の横リブ１３Ａを採用した場合、現行形状の横リブと比べて騒音レベルを低減できることを確認した。また、４００Ｈｚ～５０００Ｈｚの範囲のオーバーオール騒音レベルを比較すると、図１３に示すように第１形態Ｐ１から第７形態Ｐ７では、現行形状と比較して顕著に騒音レベルを低減できることを確認した。
　なお、これらの騒音を測定した際、横リブ１３Ａの形状の違いにより、一対の縦フィン１１ａ、１１ｂの間を通過する空気量（流速）に僅かな違いが生じた。実際のブレーキディスク１０では、適宜冷却効果が得られるように、横リブ１３Ａの高さの調整により、空気量は所定の値に設定される。また、流速は騒音レベルに影響を与える。このため、図１３のグラフの値については、流速のバラツキによる騒音レベルのバラツキを除去するように補正を行った。
　図１３において、第３形態Ｐ３と第７形態Ｐ７との試験結果の比較から、直線区間Ｌｂの勾配は騒音レベルに大きく影響しないことが分かる。また、第１形態Ｐ１から第３形態Ｐ３の試験結果の比較から、頭部緩勾配ＳＬ０の区間Ｌａ２および形状が、騒音レベルに影響を与えることを確認した。
　また、頭部緩勾配ＳＬ０が、区間Ｌａ１、区間Ｌａ２は共に２ｍｍであり、曲率半径をＲ２ｍｍの凸曲面とした第１形態Ｐ１であると、４００Ｈｚ～５０００Ｈｚのオーバーオール騒音レベルが現行形状よりも約１０ｄＢ（Ａ）低減できることを確認した。さらに、頭部緩勾配ＳＬ０が、区間Ｌａ１、区間Ｌａ２は共に５ｍｍであり、曲率半径をＲ５ｍｍの凸曲面とした第２形態Ｐ２であると、４００～５０００Ｈｚのオーバーオール騒音レベルが現行形状よりも約１４ｄＢ低減できることが確認した。また、頭部緩勾配ＳＬ０が、区間Ｌａ１、区間Ｌａ２は共に５ｍｍであり、曲率半径をＲ１０ｍｍの凸曲面とした第５形態Ｐ５であると、４００～５０００Ｈｚのオーバーオール騒音レベルを現行形状よりも１８．５ｄＢ低減できることを確認した。
　このような試験の結果から、第３実施の形態の横リブ１３Ａによれば、騒音レベルを顕著に低減できることが分かる。
　以上のように、第３実施の形態のブレーキディスク１０によれば、ボルト応力範囲を余り大きくせずに、横リブ１３Ａの箇所で生じる騒音レベルを顕著に低減することができる。
　（第４実施の形態）
　図１４は、ディスク板部の表面に設けられる溝の形態を説明する図であり、図１４Ａから図１４Ｅは溝の第１形態から第５形態をそれぞれ示す。なお、図１４は、溝１５Ａ、１５Ｂの一区間において、ブレーキディスク１０Ａの周方向と半径方向とが互いに直交する直線方向となるように座標変換された図を示す。
　第４実施の形態のブレーキディスク１０Ａにおいては、第２実施の形態の溝１５の代わりに、小さな幅を有する溝１５Ａが採用される。溝１５Ａの幅は、貫通孔１２のディスク板部の表面側（ブレーキディスク１０Ａの摺動面側）の開口部１２Ｆの直径よりも小さく、具体的には、開口部１２Ｆの直径は例えば３６ｍｍ、溝１５Ａの幅は例えば５ｍｍ、１０ｍｍ、２０ｍｍなどである。開口部１２Ｆが円形でない場合には、溝１５Ａの幅は、開口部１２Ｆのディスク板部の半径方向における幅よりも小さい。溝１５Ａの幅とは、溝１５Ａのディスク板部の半径方向における幅を意味する。
　ブレーキディスク１０Ａの表面は、制動力を発生させるために摺接部材２００が接触する。このため、ブレーキディスク１０Ａの摺動面に設けられた溝１５Ａは、摺動面を小さくする。摺動面が小さくなると、摺接部材２００の圧力が同じ場合、制動力を低下させる方向に作用する。また、溝１５Ａの幅又は深さが大きくなると、ブレーキディスク１０Ａの強度を低下させる方向に作用する。
　第４実施の形態のブレーキディスク１０Ａは、上述のように幅の狭い溝１５Ａが採用される。従って、第４実施の形態では、溝１５Ａによりボルト用の貫通孔１２で生じる騒音を低減しつつ、ブレーキディスク１０Ａの摺動面の面積の確保および強度の維持を図ることができる。
　幅の狭い溝１５Ａを採用した場合、隣接する一対の開口部１２Ｆと溝１５Ａとの接続形態にバリエーションが生じる。バリエーションとしては、例えば、溝１５Ａが、隣接する一対の開口部１２Ｆの内周部Ｒｉを接続するパターン（図１４Ａ）、中央部Ｒｃを接続するパターン（図１４Ｂ）、外周部Ｒｏを接続するパターン（図１４Ｃ）がある。さらに、溝１５Ａが隣接する一対の開口部１２Ｆのうち、一方の外周部Ｒｏから他方の内周部Ｒｉへ斜めに接続するパターン（図１４Ｄ）がある。さらに、隣接する一対の開口部１２Ｆを内周部Ｒｉ同士の接続と、外周部Ｒｏ同士の接続とを交互に繰り返すパターン（以下では「千鳥状」として示す。図１４Ｅ）などがある。内周部Ｒｉ、中央部Ｒｃ、外周部Ｒｏとは、開口部１２Ｆをブレーキディスク１０Ａの半径方向に等間隔で３分割した各部を示す。
　第４実施の形態の溝１５Ａの接続パターンには、上記のような複数のパターンのうち、図１４Ｂから図１４Ｄの接続パターンが含まれ、図１４Ａと、図１４Ｅに示す溝１５Ｂの接続パターンは除外される。
　すなわち、第４実施の形態においては、溝１５Ａの幅が開口部１２Ｆの直径の半分以下の場合、溝１５Ａと開口部１２Ｆとの接続箇所は、一対の開口部１２Ｆ、１２Ｆの少なくとも一方との接続において、開口部１２Ｆの内周部Ｒｉを除く接続箇所が採用される。内周部Ｒｉを除く接続箇所とは、開口部１２Ｆの中央部Ｒｃ、外周部Ｒｏ、或いは、中央部Ｒｃと外周部Ｒｏとを跨ぐ部分を意味する。溝１５Ａの幅は、例えば５ｍｍ、又は１０ｍｍなどが該当する
　また、第４実施の形態において、溝１５Ａの幅が開口部１２Ｆの直径の半分より大きい場合には、溝１５Ａと開口部１２Ｆとの接続箇所は、一対の開口部１２Ｆ、１２Ｆの少なくとも一方の接続において、開口部１２Ｆの内周端を含まない接続箇所が採用される。内周端とは、開口部１２Ｆのブレーキディスク１０Ａの内周に最も近い開口部１２Ｆの端部を意味する。溝１５Ａの幅が開口部１２Ｆの直径の半分より大きい場合とは、例えば溝幅が２０ｍｍの場合などである。なお、溝１５Ａは、溝幅および接続箇所に拘らずに、溝の底がボルト又はナットの頭頂部と同等の高さになる深さを有するとよい。
　＜作用及び効果＞
　図１５は、溝の幅毎に騒音の周波数と騒音レベルとの関係を示したグラフである。図１６は、溝の接続箇所毎に騒音の周波数と騒音レベルとの関係を示したグラフである。図１７は、溝の接続形態毎に１２５０Ｈｚ帯域から５０００Ｈｚ帯域の周波数範囲の騒音レベルを示したグラフである。これらの図において、対象となる複数の溝の形態が、「接続位置－溝幅」のフォーマットで示されている。但し、「中央部－２０ｍｍ」の形態は、溝１５Ａが開口部１２Ｆの直径の半分以上であるため、開口部１２Ｆの外周部Ｒｏの一部と内周部Ｒｉの一部とにも接続されるが、溝１５Ａの中心が中央部Ｒｃの中心と重なるように接続された形態を示す。図１５と図１６の縦軸は、１／３オクターブバンド毎の騒音レベルを示し、図１５と図１６の横軸は１／３オクターブバンド毎の中心周波数を示す。図１７の縦軸は、１２５０Ｈｚ～５０００Ｈｚの周波数範囲の騒音レベルを示している。
　対象の形態のうち、「中央－５ｍｍ」、「中央－１０ｍｍ」、「中央－２０ｍｍ」、「外周－１０ｍｍ」、「斜め－１０ｍｍ」のパターンが、第４実施の形態で採用される形態の例である。「溝なし」、「内周－１０ｍｍ」、「千鳥状－１０ｍｍ」のパターンは、第４実施の形態で採用されない比較形態の例である。
　図１５の結果から、溝１５Ａの幅を狭くすると、騒音低減効果は次第に低下することが分かる。一方、図１５の結果から、溝無しの場合と比較すると、５ｍｍ程度の溝でも騒音低減効果が得られることが分かる。また、図１６の結果から、溝１５Ａの幅が狭い場合、隣接する一対の開口部１２Ｆの接続箇所によって騒音低減効果が異なることが分かる。
　また、図１７の結果からは、「内周－１０ｍｍ」のパターンと、「千鳥状－１０ｍｍ」のパターンでは、騒音は低減されるものの、その効果が小さい一方、第４実施の形態で採用されるパターンでは、顕著な騒音低減効果が得られることが分かる。これらの結果から、上述した溝１５Ａと開口部１２Ｆとの接続形態を採用することで、溝１５Ａの箇所で発生する騒音を顕著に低減できることが分かる。
　以上のように、第４実施の形態のブレーキディスク１０Ａによれば、摺動面積を大きく低下させることなく、ボルト用の貫通孔１２によって生じる騒音を顕著に低減することができる。
　本発明は、鉄道車両用のブレーキディスクに利用できる。
　１０、１０Ａ　ブレーキディスク
　１０ｆ　表面（摺動部）
　１０ｒ　裏面
　１１ａ、１１ｂ　縦フィン
　１２　貫通孔
　１２Ｆ　開口部
　１３、１３Ａ　横リブ
　１３ａ　内周側の側面
　１３ｂ　外周側の側面
　１５、１５Ａ、１５Ｂ　溝
　Ｌａ１、Ｌａ２　頭部緩勾配の区間
　Ｌｂ　直線区間
　Ｒｉ　内周部
　Ｒｃ　中央部
　Ｒｏ　外周部
　ＳＬ０　頭部緩勾配
　ＳＬ１　裾部緩勾配

Claims (5)

  1. 　表面に摺動部を有するディスク板部と、前記ディスク板部の裏面に設けられ前記ディスク板部の半径方向に延びる形状の複数の縦フィンと、前記複数の縦フィンのうち隣接する各一対の縦フィンの間に設けられ前記ディスク板部の周方向に延びる形状の横リブとを有し、前記ディスク板部が鉄道車両の車輪に締結された状態で前記一対の縦フィンの間に前記ディスク板部の内周側から外周側へ通じる空気の流路が形成され、且つ前記横リブにより前記空気の流路が狭められている鉄道車両用ブレーキディスクにおいて、
    　前記横リブには、前記ディスク板部の半径方向に沿った側面に、前記一対の縦フィンの間を通過する気流の乱れを抑制するための緩勾配が設けられていることを特徴とする鉄道車両用ブレーキディスク。
  2. 　前記緩勾配は、前記ディスク板部の半径方向に沿って内周側を向いた前記横リブの一方の側面、或いは、前記ディスク板部の半径方向に沿って内周側と外周側とをそれぞれ向いた前記横リブの両方の側面に設けられていることを特徴とする請求項１に記載の鉄道車両用ブレーキディスク。
  3. 　前記緩勾配は、少なくとも前記横リブの頭部に設けられた頭部緩勾配を含み、
    　前記頭部緩勾配は、前記ディスク板部の内周側を向いた側部、前記ディスク板部の半径方向における２ｍｍ以上の区間、且つ、前記横リブの頭頂点から前記ディスク板部の回転軸方向における２ｍｍ以上の区間に設けられる、曲率半径２ｍｍの凸曲面又は前記凸曲面より緩い勾配面であることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の鉄道車両用ブレーキディスク。
  4. 　前記緩勾配は、少なくとも前記横リブの頭部に設けられた頭部緩勾配を含み、
    　前記頭部緩勾配は、前記ディスク板部の内周側を向いた側部、前記ディスク板部の半径方向における５ｍｍ以上の区間、且つ、前記横リブの頭頂点から前記ディスク板部の回転軸方向における５ｍｍ以上の区間に設けられる、曲率半径５ｍｍの凸曲面又は前記凸曲面より緩い勾配面であることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の鉄道車両用ブレーキディスク。
  5. 　前記横リブが前記一対の縦フィンを連結し、前記車輪と前記横リブとの間に空気の流路を有することを特徴とする請求項１から請求項４の何れか一項に記載の鉄道車両用ブレーキディスク。
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