WO2017146032A1 - ディスクブレーキ用ロータ - Google Patents

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WO2017146032A1
WO2017146032A1 PCT/JP2017/006323 JP2017006323W WO2017146032A1 WO 2017146032 A1 WO2017146032 A1 WO 2017146032A1 JP 2017006323 W JP2017006323 W JP 2017006323W WO 2017146032 A1 WO2017146032 A1 WO 2017146032A1
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WO
WIPO (PCT)
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pair
disc brake
truss
fins
brake rotor
Prior art date
Application number
PCT/JP2017/006323
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
大輔 松井
久隆 内藤
森本　誠
Original Assignee
曙ブレーキ工業株式会社
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 曙ブレーキ工業株式会社 filed Critical 曙ブレーキ工業株式会社
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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

Definitions

  • the present invention relates to an improvement in a disc brake rotor used in a disc brake for braking a vehicle.
  • a disc brake used for braking an automobile has a pair of pads arranged with a rotor rotating together with wheels, and is configured such that both pads are pressed against both axial sides of the rotor during braking.
  • a caliper with a built-in piston on the inner side is supported so as to be capable of axial displacement on a support in which a pair of pads are supported so as to be capable of axial displacement.
  • the inner pad is pressed against the inner side of the rotor by the piston, and the caliper is displaced toward the inner side as a reaction.
  • the outer pad is pressed against the outer side surface of the rotor by the caliper claw provided at the outer end of the caliper.
  • a plurality of pistons are arranged on both sides of the rotor in the axial direction on a caliper in which a pair of pads are supported so as to be capable of axial displacement.
  • both pads are pressed against both axial sides of the rotor by the pistons.
  • both these pads are formed by attaching a lining to the front surface of a pressure plate having sufficient rigidity.
  • the piston or the caliper pawl portion presses the back surface of the pressure plate, and the front surface of the lining and both axial side surfaces of the rotor are rubbed.
  • axial direction”, “circumferential direction”, and “radial direction” refer to the axial direction, circumferential direction, and radial direction of the rotor, respectively, unless otherwise specified.
  • the rotor is strongly clamped from both sides in the axial direction by a pair of pads at the time of braking, and acts on the abutting portion between the lining constituting these pads and both sides of the rotor in the axial direction.
  • the braking is performed by the friction force. For this reason, frictional heat is generated at the contact portion during braking.
  • the frictional heat generated in this way reduces the coefficient of friction between the pad and the rotor, which may reduce the braking force.
  • a ventilated rotor that increases a surface area and improves ventilation by connecting a pair of disks with a plurality of fins.
  • out-of-plane squeal is caused by the fact that the rotor (disk) vibrates in the axial direction.
  • in-plane squeal is caused by the vibration of the rotor (disk) in the circumferential direction.
  • conventionally known in-plane squeal is a ventilated rotor. The direction of vibration generated in a pair of disks constituting the disk is limited to the same direction (same phase).
  • Patent Document 2 various structures for suppressing such two types of brake noise have been proposed (see Patent Document 2).
  • the brake squeal targeted by the present invention is in common with the in-plane squeal of the above-described two types of brake squeal, it will be described in comparison with this in-plane squeal.
  • in-plane squeal that has been conventionally known, the rotor vibrates in the circumferential direction, and the direction of vibration generated in a pair of disks is the same direction (same phase).
  • a primary mode a vibration mode in which a node appears every 180 degrees
  • a secondary mode a vibration mode in which a node appears every 90 degrees
  • the direction of vibration generated in the disk indicated by the arrow is the same in the part of the pair of disks facing in the axial direction.
  • the brake squeal targeted by the present invention confirmed by the large-diameter rotor is the same as the in-plane squeal in that the rotor vibrates in the circumferential direction.
  • the direction is the reverse direction (reverse phase). Specifically, as shown in (a) to (c) of FIG. 16B, the case of the zero-order mode (vibration mode in which no node appears), the primary mode, and the secondary mode are shown.
  • the direction of the vibration generated in the disk indicated by the arrow is reversed in the part of the pair of disks facing the axial direction.
  • in-plane anti-phase squeal the brake squeal in which the rotor vibrates in the circumferential direction and the direction of vibration generated in the pair of disks is reversed.
  • the cause of this in-plane anti-phase squeal is that the rotor has a large diameter and the fin has low rigidity (rotor rigidity is low). I found out something. Of these two types of causes, attention was paid to fins having a degree of freedom in design, and it was considered to suppress the occurrence of in-plane anti-phase noise by increasing the rigidity of the fins.
  • the vibration mode frequency contributing to squealing is made higher (separated) than the audible range, or moved to the highest possible frequency range within the audible range.
  • a means such as increasing the width dimension in the circumferential direction of the fin is adopted, another problem such as an increase in the weight of the rotor occurs. .
  • the present invention was invented to realize a disc brake rotor structure that can suppress the occurrence of in-plane anti-phase noise while suppressing an increase in the weight of the rotor.
  • the disc brake rotor of the present invention is supported and fixed to a hub for rotatably supporting a wheel with respect to a vehicle body, for example, and rotates together with the wheel, and is clamped by a pair of pads arranged on both sides in the axial direction during braking. It is provided with a pair of disks and a plurality of fins.
  • the disc brake rotor of the present invention is realized by the following configuration.
  • a disc brake rotor comprising: a plurality of fins arranged in a circumferential direction between the inner side surfaces of the pair of discs, each of which couples the pair of discs to each other; There, At least one pair of the fins adjacent to each other in the circumferential direction is inclined in a direction approaching each other with respect to the circumferential direction toward the one axial side (outer side or inner side), and the axial one end portions are continuous with each other to form a truss shape.
  • a disc brake rotor configured in a V shape or an inverted V shape. In addition, about the fin which is not comprised in truss shape, it can arrange
  • the pair of fins configured in the shape of the truss is provided in at least a part in the circumferential direction of the disc brake rotor.
  • Disc brake rotor as described.
  • a plurality of pairs of fins configured in the shape of the truss are provided at equal intervals in the circumferential direction of the disc brake rotor (for example, at two places, three places, and four places).
  • Disc brake rotor as described in).
  • the disk according to (8), wherein the pair of fins configured in the truss shape is provided at two positions whose phases are shifted by 180 degrees with respect to a circumferential direction of the disk brake rotor. Brake rotor.
  • the pair of fins configured in the shape of the truss are connected to the entire disk brake rotor. It can also be installed around the circumference. In this case, for example, a pair of fins (truss portions) adjacent in the circumferential direction can be made continuous.
  • the length dimension of the pair of fins (the length dimension of the ends connected to the inner surface of the disk) is made different from each other.
  • an angle formed between each circumferential inner surface facing each other in the circumferential direction and the inner surface of the disk is 60 °.
  • the disc brake rotor as described in (10) above.
  • the length dimension of the pair of fins (the length dimension of the end portions connected to the inner surface of the disk) is made equal to each other.
  • the thickness dimension in the circumferential direction of each of the pair of fins configured in the truss shape increases from the inner side toward the outer side in the radial direction.
  • the cross-sectional shape of the air hole formed in the portion between the pair of fins configured in the truss shape and the inner surface of the disk changes in the radial direction (for example, radially outward)
  • the disk brake rotor according to any one of (1) to (12), wherein the rotor is increased continuously or stepwise as it goes.
  • One of the pair of fins configured in the truss shape is configured in a truss shape with another fin disposed adjacent to the opposite side of the other fin in the circumferential direction.
  • the pair of fins are arranged in a V shape (or inverted V shape)
  • the one fin and the other fin are arranged in an inverted V shape (or V shape). .
  • the disc brake rotor of the present invention is supported and fixed to a hub for rotatably supporting a wheel with respect to a vehicle body, for example, and rotates together with the wheel.
  • a pair of pads arranged on both sides in the axial direction is used. It is sandwiched and includes a pair of disks, a plurality of fins, and a plurality of vent holes.
  • a pair of discs that are opposed to each other in the axial direction and whose outer surfaces are sliding surfaces; A plurality of fins arranged in a circumferential direction between the inner side surfaces of the pair of discs, each of which couples the pair of discs to each other and extend radially;
  • a disc brake rotor comprising: a pair of fins adjacent to each other in a circumferential direction; and a plurality of vent holes provided between inner surfaces of the pair of discs, A disc brake rotor, wherein at least one of the plurality of vent holes is configured to have a triangular cross-section (a triangular shape as viewed from the radial direction).
  • a triangular cross-section a triangular shape as viewed from the radial direction.
  • the disk brake rotor of the present invention having the above-described configuration, it is possible to suppress occurrence of in-plane anti-phase noise while suppressing an increase in the weight of the rotor. That is, in the case of the disc brake rotor described in the above (1), at least one pair adjacent to each other in the circumferential direction among a plurality of fins provided between the inner surfaces of the pair of discs. These fins are inclined in a direction approaching each other with respect to the circumferential direction toward the one side in the axial direction, and the ends in the axial direction are continuously formed in a truss shape.
  • the cross-sectional shape of the air holes provided between the fins adjacent to each other in the circumferential direction is triangular, so that the air holes are formed.
  • a pair of fins (adjacent to each other in the circumferential direction) located on both sides in the circumferential direction with a sandwich is formed in a truss shape.
  • the rigidity of the fins can be effectively increased while suppressing an increase in the weight of the rotor as compared with the case of increasing the size. Thereby, since the vibration mode frequency of the in-plane anti-phase noise can be increased (separated), the occurrence of the in-plane anti-phase noise in the audible range can be effectively suppressed.
  • FIG. 1 is a perspective view showing an opposed piston type disc brake including an example of a rotor according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a sectional view showing the rotor shown in FIG. 3 is a side view of the rotor shown in FIG. 1 taken out and viewed from the axial direction.
  • FIG. 4 is a view of the rotor shown in FIG. 1 taken out and seen from the outside in the radial direction.
  • 5 is a partially enlarged view of the rotor shown in FIG. 6 is a cross-sectional view of the rotor taken along the line AA in FIG.
  • FIG. 7 is a perspective view showing the rotor shown in FIG.
  • FIG. 8 is a partially transparent perspective view of the rotor shown in FIG. 7.
  • FIG. 9 is a perspective view showing a truss made up of a pair of fins.
  • FIG. 10 is a cross-sectional view corresponding to FIG. 6 showing a rotor having a conventional structure used in this example.
  • FIG. 11A is a view showing a test result by a brake dynamo testing machine related to a rotor having a conventional structure
  • FIG. 11B is a view showing a squeal simulation result.
  • FIGS. 12A to 12D show four examples of structures for improving the rigidity of the fin.
  • FIG. 12A shows this example
  • FIG. 12B shows a comparative example.
  • 1, (C) of FIG. 12 shows Comparative Example 2
  • (D) of FIG. 12 shows Comparative Example 3.
  • FIG. 13 is a diagram showing a simulation result related to the product of this example when the vibration mode frequency caused by the in-plane antiphase squeal is operated by the eigenvalue.
  • FIGS. 14A to 14C are diagrams showing examples of formation ranges (circumferential positions) of truss portions (first truss portion and second truss portion) that can be employed when the present invention is implemented.
  • FIG. 15 is a diagram illustrating an example of a formation range (a radial position) of truss portions (first truss portion, second truss portion) that can be employed when the present invention is implemented.
  • FIGS. 16A and 16B are views for explaining the direction of vibration at the time of occurrence of brake squeal.
  • FIG. 16A is a first-order and second-order squeal related to in-plane squeal that is conventionally known. The case of the next mode is shown, and FIG. 16B shows the case of the 0th, 1st and 2nd modes related to the in-plane antiphase noise.
  • the opposed piston type disc brake 2 including the disc brake rotor 1 of this example is provided with a caliper 5 having an outer side body 3 and an inner side body 4 at positions sandwiching the rotor 1.
  • An outer cylinder and an inner cylinder are provided in each of the bodies 3 and 4 with their openings facing each other.
  • the outer piston and the inner piston are fitted in the outer cylinder and the inner cylinder so as to be oil-tight and displaceable in the axial direction.
  • An outer pad is held on the outer side body 3 so as to be capable of axial displacement, and an inner pad is held on the inner side body 4 so as to be capable of axial displacement.
  • pressure oil is fed into the outer cylinder and the inner cylinder, and the outer pad and the inner pad are pressed against both outer surfaces of the rotor 1 by the outer piston and the inner piston.
  • the rotor 1 is a ventilated type disk rotor, and the diameter thereof is 300 mm or more (preferably 350 mm or more, more preferably 400 mm or more), which is larger than that used for general ordinary passenger cars. is there.
  • the rotor 1 is formed by casting a metal material such as cast iron, and a pair of disks 6a and 6b on the outer side (left side in FIG. 2) and the inner side (right side in FIG. 2). And a plurality of fins 7a and 7b and a plurality of vent holes 8a and 8b.
  • a mold in which a pair of main molds and a pair of cores for forming vent holes 8a and 8b having different shapes is used. I can do it.
  • the pair of disks 6a and 6b are each formed in an annular shape, and are arranged opposite to each other in the axial direction. As shown in FIG. 2, out of the pair of discs 6a and 6b, the outer disc 6a is formed in a cross-sectional crank shape, and with respect to the disc main body 9 provided in the radially outer half, A mounting portion (hat portion) 10 provided in the radially inner half is offset outward in the axial direction.
  • the mounting portion 10 is a portion that is supported and fixed to a rotation-side flange that constitutes a hub bearing for rotatably supporting a wheel, and coupling holes 11 are provided at a plurality of positions at equal intervals in the circumferential direction. .
  • the attachment part 10 is abbreviate
  • the outer pad and the inner pad are pressed against the outer surface of the radially outer portion (disc body 9) of the outer disk 6a and the outer surface of the inner disk 6b, respectively.
  • the sliding surfaces 12a and 12b are provided.
  • Each of the plurality of fins 7a and 7b is flat and is provided between the inner side surface of the outer side disk 6a in the radial direction (disk main body 9) and the inner side surface of the inner disk 6b. It is arranged radially and linearly, and couples the pair of disks 6a and 6b to each other. More specifically, both end portions in the axial direction of the plurality of fins 7a and 7b are connected to the inner side surfaces of the pair of disks 6a and 6b, respectively.
  • a plurality of first pieces that are inclined in a direction toward one side (right side in FIGS. 4 and 5) with respect to the circumferential direction as they go outward (downward in FIGS. 4 and 5) with respect to the axial direction.
  • the fins 7a and 7a are arranged at equal intervals in the circumferential direction, and toward the outer side (lower side in FIGS. 4 and 5) in the axial direction, the other side (left side in FIGS. 4 and 5) in the circumferential direction.
  • a plurality of second fins 7b, 7b inclined in the direction of heading are arranged at equal intervals in the circumferential direction. Further, the first fins 7a and 7a and the second fins 7b and 7b are alternately arranged in the circumferential direction.
  • Truss-shaped (V-shaped) first truss portions 13 are formed by connecting the outer end portions in the direction.
  • the first truss portions 13 and 13 are adjacent to each other in the circumferential direction in which the outer circumferential ends are closer to each other in the circumferential direction and the outer end portions in the axial direction are continuous toward the outer side in the axial direction. Fins 7a and 7b.
  • such 1st truss parts 13 and 13 are in the state where the 1st truss parts 13 and 13 which adjoin the circumferential direction at equal intervals and the circumferential direction continued. Is arranged. Specifically, among the pair of first truss portions 13 and 13 adjacent in the circumferential direction, the inner ends in the axial direction of the pair of fins 7a and 7b arranged at the center in the circumferential direction are continuous. Yes. For this reason, in the case of this example, the plurality of fins 7a and 7b are arranged in a warren truss shape (a polygonal line shape continuous in the circumferential direction).
  • the pair of fins 7a and 7b disposed at the center in the circumferential direction is directed inward in the axial direction.
  • truss-like (inverted V-shaped) second truss portions 14 and 14 are formed which are close to each other in the circumferential direction and the inner ends in the axial direction are continuous with each other.
  • the second truss portions 14 and 14 are arranged at regular intervals in the circumferential direction and in a state where the second truss portions 14 and 14 adjacent in the circumferential direction are continuous with each other.
  • the first fins 7a and 7a are the first fins between the second fins 7b and 7b adjacent to one circumferential side (the right side in FIGS. 4 and 5).
  • the truss parts 13 and 13 are comprised, and the 2nd truss parts 14 and 14 are comprised between the 2nd fins 7b and 7b adjacent to the circumferential direction other side (left side of FIG. 4, 5).
  • the second fins 7b and 7b constitute first truss portions 13 and 13 between the first fins 7a and 7a adjacent to the other side in the circumferential direction, and the circumferential direction.
  • the 2nd truss parts 14 and 14 are comprised between the 1st fins 7a and 7a adjacent to one side.
  • the second truss portion 14 (or the first truss portion 13) is provided at the center between the first truss portions 13 and 13 (or the second truss portions 14 and 14) adjacent in the direction.
  • the first truss portions 13 and 13 are not continuous. Or the structure which provides only the 2nd truss part 14 and 14) is also employable.
  • the angle ⁇ 1a formed with the inner surface of the disk 6b (upper side of 5) is set to 45 ° to 70 ° (60 ° in the illustrated example). Therefore, the angle formed between the other circumferential side surface (the left side surface in FIGS. 4 and 5) of the first fins 7a and 7a constituting the second truss portion 14 and the inner side surface of the outer disk 6a.
  • ⁇ 2a is also set to 45 ° to 70 ° (60 ° in the illustrated example).
  • an angle ⁇ 1b formed between the other circumferential surface of the second fins 7b and 7b constituting the first truss portion 13 and the inner surface of the inner disk 6b is 45 ° to 70 ° ( In the example shown, it is set to 60 °.
  • the angle ⁇ 2b formed between one circumferential side surface of the second fins 7b, 7b constituting the second truss portion 14, 14 and the inner surface of the outer disk 6a is also 45 ° to 70 ° ( In the example shown, it is set to 60 °.
  • the inner circumferential surface of the pair of fins 7a and 7b constituting the first truss portions 13 and 13 (one circumferential surface of the first fin 7a, the second fin)
  • the angle ( ⁇ 1a, ⁇ 1b) between the inner side surface of the inner side disk 6b and the inner side surface of the inner disk 6b is the same (60 ° in the illustrated example).
  • the inner circumferential surface of the pair of fins 7a and 7b constituting the second truss portions 14 and 14 (the other circumferential surface of the first fin 7a and the circumferential piece of the second fin 7b).
  • angles ( ⁇ 2a, ⁇ 2b) formed between the side surface and the inner side surface of the outer disk 6a are the same (60 ° in the illustrated example).
  • the length of the first fins 7a and 7a (the length of the ends connected to the inner surfaces of the disks 6a and 6b) and the length of the second fins 7b and 7b are shown. The dimensions are equal to each other.
  • the plurality of fins 7 a and 7 b are radially provided linearly in a state of being continuous from the radially inner end portion to the radially outer end portion of the rotor 1.
  • the first truss portions 13 and 13 and the second truss portions 14 and 14 are provided continuously from the radially inner end portion to the radially outer end portion of the rotor 1.
  • the plurality of fins 7a and 7b gradually increase in width (thickness) in the circumferential direction from the radially inner side to the radially outer side (from the inner side to the outer side in the radial direction).
  • the cross-sectional shape related to the virtual plane orthogonal to the central axis of the rotor 1 is substantially trapezoidal (isosceles trapezoidal shape) (see FIG. 6).
  • the width dimension of the first fins 7a and 7a in the circumferential direction and the width dimension of the second fins 7b and 7b in the circumferential direction are the diameters from the center of the rotor 1. If the directional positions are the same, they are equal to each other.
  • the width dimension of the plurality of fins 7a and 7b in the circumferential direction is the smallest at the radially inner end of the rotor 1, and this minimum value is 5 mm in consideration of the manufacturing efficiency of the rotor 1. It is preferable to secure the above.
  • the plurality of vent holes 8a and 8b are provided between the inner surfaces of the pair of disks 6a and 6b and a pair of fins 7a and 7b adjacent in the circumferential direction. More specifically, the first vent holes 8a and 8a are provided in a portion between the pair of fins 7a and 7b constituting the first truss portions 13 and 13 and the inner surface of the inner disk 6b. It has been. On the other hand, the second vent holes 8b and 8b are provided at a portion between the pair of fins 7a and 7b constituting the second truss portions 14 and 14 and the inner side surface of the outer disk 6a. ing. For this reason, the vent holes 8a and 8b are alternately arranged in the circumferential direction.
  • the plurality of vent holes 8a and 8b are opened on the inner peripheral surface and the outer peripheral surface of the rotor 1, respectively.
  • the pair of fins 7a and 7b located on both sides in the circumferential direction of the vent holes 8a and 8b constitute the first truss portions 13 and 13 or the second truss portions 14 and 14, respectively. Therefore, the cross-sectional shape of the vent holes 8a and 8b (the cross-sectional shape viewed from the radial direction of the rotor 1) is a triangular shape (in the illustrated example, a regular triangular shape).
  • the width dimension in the circumferential direction of the fins 7a and 7b is gradually increased from the radially inner side toward the radially outer side, so that the cross-sectional areas of the vent holes 8a and 8b ( The opening area is constant (not changed) from the radially inner end of the rotor 1 to the radially outer end.
  • the disk brake rotor 1 of the present example having the above-described configuration, it is possible to suppress the occurrence of in-plane anti-phase squeal while suppressing an increase in the weight of the rotor 1. That is, in the case of this example, among the fins 7a and 7b that connect the inner surfaces of the pair of disks 6a and 6b, the outer side in the axial direction is inclined toward the one side in the circumferential direction. A plurality of first fins 7a, 7a and a plurality of second fins 7b, 7b inclined in the direction toward the other side with respect to the circumferential direction as they go outward in the axial direction are alternately arranged in the circumferential direction. Is arranged.
  • the first truss portions 13 are connected to each other. Further, the inner ends in the axial direction of the first fins 7a and 7a and the inner ends in the axial direction of the second fins 7b and 7b adjacent to the other circumferential side of the first fins 7a and 7a are provided.
  • the second truss portions 14 are connected to each other.
  • the increase in the weight of the rotor 1 is suppressed as compared with the case where the width dimension in the circumferential direction of the fins arranged parallel to the axial direction of the rotor is simply increased.
  • the rigidity of the fins 7a and 7b (torsional rigidity of the rotor 1) can be effectively increased. Therefore, the eigenvalue of the rotor 1 can be changed (manipulated) to increase the vibration mode frequency of the in-plane anti-phase noise (move to the high frequency side). As a result, it is possible to effectively suppress the occurrence of in-plane antiphase noise in the audible range.
  • the cross-sectional area of the vent holes 8a and 8b is constant from the radially inner end portion to the radially outer end portion of the rotor 1, so that the cooling performance (heat radiation) The occurrence of in-plane anti-phase squeal can be suppressed without lowering the property.
  • a pair of discs (6a, 6b) which are arranged opposite to each other in the axial direction and whose outer surfaces are slidable surfaces;
  • a plurality of fins that are arranged in a circumferential direction between the inner surfaces of the pair of disks (6a, 6b) and that radially connect each of the pair of disks (6a, 6b).
  • a disc brake rotor comprising: At least one pair of the fins (the first fin 7a and the second fin 7b) adjacent to each other in the circumferential direction is inclined in a direction approaching each other with respect to the circumferential direction toward the one side in the axial direction, and the one end portions in the axial direction are in contact with each other.
  • a disc brake rotor (rotor 1) continuously configured in a truss shape (first truss portion 13 and second truss portion 14).
  • a pair of fins (first fin 7a and second fin 7b) configured in the shape of the truss are provided at least in part in the radial direction of the disk brake rotor (rotor 1).
  • a pair of fins (first fin 7a and second fin 7b) configured in the shape of the truss are provided at least at an end portion in the radial direction of the disc brake rotor (rotor 1).
  • a pair of fins (first fin 7a and second fin 7b) configured in the shape of the truss are provided at least at the outer end in the radial direction of the disc brake rotor (rotor 1).
  • a pair of fins (first fin 7a and second fin 7b) configured in the shape of the truss are at least an inner end portion and an outer end portion with respect to the radial direction of the disk brake rotor (rotor 1).
  • a pair of fins (the first fin 7a and the second fin 7b) configured in the shape of the truss are arranged from the inner end portion to the outer end portion in the radial direction of the disc brake rotor (rotor 1).
  • the disc brake rotor according to [5] wherein the rotor is provided in a continuous state.
  • a pair of fins (first fin 7a and second fin 7b) configured in the shape of the truss are provided at least in part in the circumferential direction of the disc brake rotor (rotor 1).
  • a plurality of pairs of fins (first fins 7a and second fins 7b) configured in the shape of the truss are provided at equal intervals in the circumferential direction of the disk brake rotor (rotor 1).
  • a pair of fins (the first fin 7a and the second fin 7b) configured in the truss shape are shifted in phase by 180 degrees with respect to the circumferential direction of the disc brake rotor (rotor 1).
  • angles ( ⁇ 1a, ⁇ 2a) between the circumferential inner side surface (one circumferential side surface or the other circumferential side surface) and the inner surface of the disk (6a, 6b) are in the range of 45 ° to 70 °.
  • the disc brake rotor described in any one of [1] to [9] above. [11] Of the pair of fins (first fin 7a and second fin 7b) configured in the shape of the truss, the inner circumferential surfaces (circumferential one side surfaces) facing each other in the circumferential direction.
  • the disk brake rotor according to [10] above wherein angles ( ⁇ 1a, ⁇ 2a) formed between the other side surface in the circumferential direction and the inner surface of the disk (6a, 6b) are different from each other.
  • angles ( ⁇ 1a, ⁇ 2a) formed between the other side surface in the circumferential direction and the inner surface of the disk (6a, 6b) are different from each other.
  • respective inner circumferential surfaces (circumferential one side surfaces) facing each other in the circumferential direction.
  • angles ( ⁇ 1a, ⁇ 2a) formed between the other side surface in the circumferential direction and the inner surface of the disk (6a, 6b) are 60 °.
  • the thickness dimension in the circumferential direction of each of the pair of fins (the first fin 7a and the second fin 7b) configured in the shape of the truss increases in the radial direction from the inside toward the outside.
  • the disc brake rotor according to any one of the above [1] to [13].
  • One of the pair of fins (the first fin 7a and the second fin 7b) configured in the shape of the truss is the other fin in the circumferential direction.
  • any one of the above [1] to [15] configured in a truss shape with another fin (second fin 7b) disposed adjacent to the opposite side of the (second fin 7b)
  • the disc brake rotor described in any one of the above.
  • [17] A pair of discs (6a, 6b) which are arranged opposite to each other in the axial direction and whose outer surface is a sliding surface, A plurality of fins (7a, 7b) arranged in a circumferential direction between the inner side surfaces of the pair of disks and radially extending to connect the pair of disks (6a, 6b) to each other.
  • a disc brake rotor comprising: A disc brake rotor in which at least one of the plurality of vent holes (8a, 8b) has a triangular cross-section.
  • FIG. 10 the structure shown in FIG. 10 is first used to confirm that the fins constituting the rotor are arranged in a truss shape, thereby suppressing the increase in weight and suppressing the in-plane antiphase noise.
  • a conventional ventilated rotor 101 having a structure was prepared.
  • a squeal evaluation test was performed using a brake dynamo tester to generate an in-plane anti-phase squeal and determine its frequency.
  • a simulation test was performed on the rotor 101 having the conventional structure.
  • FIG. 11A shows the test results obtained by a dynamo tester with the vertical axis representing sound pressure (dB) and the horizontal axis representing frequency (Hz).
  • FIG. 11B shows a simulation result in which the vertical axis indicates instability and the horizontal axis indicates frequency (Hz).
  • the main specifications of the rotor 101 having the conventional structure used for the test are as follows.
  • Material of rotor 101 sliding part made of cast iron, hat part made of aluminum alloy Weight of rotor 101: 13.1 kg Diameter of rotor 101: 380 mm Axial thickness dimension of rotor 101: 36 mm (disk thickness dimension: 9 mm ⁇ 2, fin thickness dimension: 18 mm) Fin shape: Arranged parallel to the axial direction of the rotor 101 and extending spirally (radially curved) Number of fins: 51 Fins circumferential width dimension: 4 mm
  • in-plane anti-phase squeaking frequency actually measured by the dynamo testing machine can be obtained with high accuracy by squeal simulation. It was. Further, from experiments, in-plane anti-phase squeal is 10.8 kHz (second order mode), 12.8 kHz (third order mode), 14.0 kHz (fourth order mode), 15.0 kHz (fifth order mode), 15. It was confirmed that it occurred at 8 kHz (sixth mode).
  • Examples Comparative Examples 1 to 3 that can increase the rigidity of the fins are prepared, and the amount of weight increase required to suppress the occurrence of in-plane anti-phase squeal is compared and verified. did. That is, for each structure capable of increasing the rigidity of the fin, the in-plane anti-phase squeaking frequency was obtained by simulation, and the amount of weight increase required for operating the eigenvalue above the audible range was obtained by simulation. In this example, the amount of weight increase was obtained for the four types of structures shown in FIG.
  • the in-plane antiphase squeezing frequency could be controlled by eigenvalues above the audible range (16 kHz).
  • the number of the fins 7a and 7b was reduced from 51 to 26 by inclining the fins 7a and 7b with respect to the axial direction of the rotor, but the length dimension (the end connected to the inner surface of the disk) Since the length dimension between the parts has increased, the weight has increased.
  • FIG. 13 shows a simulation result of in-plane antiphase squeal for the product of the example.
  • a configuration is adopted in which a reinforcing portion (building-up portion) having a triangular cross section is provided at the end portion in the axial direction of the fin, which is a connecting portion with the inner surface of the disk.
  • the amount of weight increase in the case of Comparative Example 2 was determined, when the conventional structure rotor was increased by 2.3 kg (the circumferential width of the reinforcing portion was 6.5 mm or more), It was confirmed that the frequency of in-plane anti-phase squeezing can be controlled by eigenvalues above the audible range.
  • FIG. 12D a configuration in which the width dimension in the circumferential direction of the fin increases from the axially intermediate portion of the fin toward both sides in the axial direction (with a cross-sectional drum shape).
  • the amount of weight increase in the case of the comparative example 3 was obtained, it was increased by 1.8 kg with respect to the rotor of the conventional structure (when the inclination angle of the circumferential side surface of the fin became 24 ° or more).
  • the frequency of the in-plane antiphase squeezing can be manipulated to an eigenvalue above the audible range.
  • a two-dot chain line represents a circumferential side edge of a fin having a conventional structure.
  • the truss portions (the first truss portion 13 and the second truss portion 14) are provided over the entire circumference of the rotor has been described.
  • the formation position of the part is not limited to such a position.
  • the truss portions (the first truss portion 13 and the second truss portion 14) can be provided at one place in the circumferential direction of the rotor 1, or (B ),
  • the truss portions (the first truss portion 13 and the second truss portion 14) can be provided at two positions in the circumferential direction that are 180 degrees out of phase, as shown in FIG. As shown, it can also be provided at three positions in the circumferential direction with a phase shift of 120 °.
  • a truss part (the 1st truss part 13, the 2nd truss part 14) is provided in the state which continues over the radial direction outer end part from the radial direction inner end part of a rotor.
  • the formation position of the truss portion is not limited to such a position.
  • part (A) in FIG. 15 it can be provided only at the radially inner end part (at least the inner end part in the radial direction) of the rotor, or as shown as part (B) in FIG.
  • it can be provided only at the intermediate portion in the radial direction of the rotor, or it can be provided only at the radially outer end portion (at least the outer end portion in the radial direction) of the rotor as shown as the portion (C) in FIG. . It is also possible to provide a truss portion by selecting two locations from the (A) portion, the (B) portion, and the (C) portion. In this way, in the case where the truss portion is provided in a part of the rotor in the radial direction (at least a part in the radial direction), from the surface that can effectively increase the torsional rigidity of the rotor, It is preferable to provide a truss part in the part).
  • the structure shown in FIG. 14 is combined with the structure shown in FIG. 15 (for example, a truss portion is provided at a part in the circumferential direction and at the radially outer end. It is also possible to adopt a configuration such as providing).
  • the present invention has been described in the case where the present invention is applied to the outer hat provided on the outer side. However, when the present invention is put into practice, the hat portion is provided on the inner side. It can also be applied to inner hats.
  • the disc brake rotor of the present invention is not limited to the opposed piston type disc brake, but can also be applied to a floating type disc brake.
  • this invention is not limited to embodiment mentioned above, A deformation
  • the material, shape, dimensions, number, arrangement location, and the like of each component in the above-described embodiment are arbitrary and are not limited as long as the present invention can be achieved.
  • This application is based on a Japanese patent application filed on February 22, 2016 (Japanese Patent Application No. 2016-031354), the contents of which are incorporated herein by reference.

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Abstract

１対のディスク（６ａ、６ｂ）同士を連結するフィン（７ａ、７ｂ）のうち、軸方向に関して外側に向かう程、円周方向に関して片側に向かう方向に傾斜した複数枚の第１のフィン（７ａ）と、軸方向に関して外側に向かう程、円周方向に関して他側に向かう方向に傾斜した複数枚の第２のフィン（７ｂ）とが、円周方向に関して交互に配置される。又、第１のフィン（７ａ）の軸方向外端部と、第２のフィン（７ｂ）の軸方向外端部とが互いに連結されて、第１トラス部（１３）が構成される。又、第１のフィン（７ａ）の軸方向内端部と、第２のフィン（７ｂ）の軸方向内端部とが互いに連結されて、第２トラス部（１４）が構成される。

Description

ディスクブレーキ用ロータ
　本発明は、車両の制動を行う為のディスクブレーキに使用するディスクブレーキ用ロータの改良に関する。
　自動車の制動に使用するディスクブレーキは、車輪と共に回転するロータを挟んで１対のパッドが配置され、制動時には、これら両パッドがこのロータの軸方向両側面に押し付けられる様に構成されている。この様なディスクブレーキの基本的構造としては、フローティング型と対向ピストン型との２種類がある。
　このうちのフローティング型のものは、１対のパッドが軸方向の変位を可能に支持されたサポートに、インナ側にピストンを内蔵したキャリパが、軸方向の変位を可能に支持されている。制動時には、このピストンによりインナ側のパッドがロータのインナ側面に押し付けられ、その反作用として前記キャリパがインナ側に変位させられる。そして、このキャリパのアウタ側端部に設けたキャリパ爪部により、アウタ側のパッドが前記ロータのアウタ側面に押し付けられる。又、対向ピストン型のものは、１対のパッドが軸方向の変位を可能に支持されたキャリパに複数のピストンが、ロータの軸方向両側に配置された状態で設けられている。制動時には、これら各ピストンにより前記両パッドが、前記ロータの軸方向両側面に押し付けられる。何れの場合でも、これら両パッドは、十分な剛性を有するプレッシャプレートの前面にライニングが添着されて成る。そして、制動時に、前記ピストン又は前記キャリパ爪部により、このうちのプレッシャプレートの背面が押圧され、前記ライニングの前面と前記ロータの軸方向両側面とが摩擦させられる。
　尚、本明細書及び請求の範囲で、「軸方向」、「周方向」、「径方向」とは、特に断らない限り、ロータの軸方向、周方向、径方向をそれぞれ言う。
　何れの構造のディスクブレーキの場合にも、制動時には１対のパッドによりロータが軸方向両側から強く挟持され、これら両パッドを構成するライニングとこのロータの軸方向両側面との当接部に作用する摩擦力により制動が行われる。この為、制動時には、前記当接部に摩擦熱が発生する。そして、この様にして生じる摩擦熱は、パッドとロータとの間の摩擦係数を低下させる為、制動力を低下させる可能性がある。この様な事情に鑑みて、１対のディスクを複数枚のフィンで連結する事で、表面積を増やすと共に通風性を高めた、ベンチレーテッド型のロータが採用される場合が増えている。
　ところで、ディスクブレーキに関しては、上述した様な制動性能に関わる摩擦熱の問題の他に、自動車の快適性や静粛性に関わるブレーキ鳴きの問題がある。ブレーキ鳴きは、制動時に生じる数ｋＨｚ～十数ｋＨｚの耳障りな異音であり、ロータに対しパッドのライニングが接触する事により生じる摩擦振動が加振源となり、これらロータやパッドなどのブレーキ装置が共振する事で発生すると考えられている。この様なブレーキ鳴きは、面外鳴き（面直振動の鳴き）と面内鳴き（面内振動の鳴き）の２種類の振動形態が従来から知られている（特許文献１参照）。このうちの面外鳴きは、ロータ（ディスク）が軸方向に振動する事に起因して生じるものである。これに対して、面内鳴きは、ロータ（ディスク）が円周方向に振動する事に起因して生じるものであるが、従来から知られていた面内鳴きは、ベンチレーテッド型のロータを構成する１対のディスクに生じる振動の向きが同方向（同位相）となるものに限られていた。そして、従来から、この様な２種類のブレーキ鳴きを抑制する為の構造が種々提案されている（特許文献２参照）。
日本国特開２０１３－２１００８９号公報 日本国特開２０００－４６０８０号公報
　ところが近年、ＳＵＶ車に代表される高馬力の自動車に使用するロータとして、例えば直径が３００ｍｍ以上といった大径のベンチレーテッド型のロータを使用する場合が増えている。この様な大径のロータを使用した場合には、前述した２種類のブレーキ鳴きとは振動形態の異なる、新たな種類のブレーキ鳴きを発生させる事が本発明者等の研究により確認された。本発明は、この新たな種類のブレーキ鳴きを抑制する事を目的としている為、以下、このブレーキ鳴きに就いて説明する。
　本発明が対象とするブレーキ鳴きは、前述した２種類のブレーキ鳴きのうちの面内鳴きと共通する点がある為、この面内鳴きと比較して説明する。前述した様に、従来から知られていた面内鳴きは、ロータが円周方向に振動し、且つ、１対のディスクに生じる振動の向きが同方向（同位相）となっていた。具体的には、図１６の（Ａ）における（ｂ），（ｃ）に、１次モード（１８０度毎に節が現れる振動モード）及び２次モード（９０度毎に節が現れる振動モード）の場合を示した様に、矢印で示したディスクに生じる振動の向きは、１対のディスクのうち軸方向に対向する部分で同じになっている。これに対し、大径ロータにて確認された本発明が対象とするブレーキ鳴きは、ロータが円周方向に振動するという点では面内鳴きと同じであるが、１対のディスクに生じる振動の向きが逆方向（逆位相）となっている。具体的には、図１６の（Ｂ）における（ａ）～（ｃ）に、０次モード（節が現れない振動モード）、１次モード、及び、２次モードの場合を示した様に、矢印で示したディスクに生じる振動の向きは、１対のディスクのうち軸方向に対向する部分で逆になっている。
　そこで先ず、本発明者等は、ロータが円周方向に振動し、且つ、１対のディスクに生じる振動の向きが逆となるブレーキ鳴き（以下「面内逆位相鳴き」と呼ぶ）を低減する事を目的として鋭意研究を重ねたところ、この様な面内逆位相鳴きが発生する原因が、ロータが大径である点、及び、フィンの剛性が低い（ロータの捩れ剛性が低い）点にある事を突き止めた。そして、これら２種類の原因のうち、設計の自由度のあるフィンに着目し、フィンの剛性を高める事で、面内逆位相鳴きの発生を抑制する事を考えた。つまり、鳴きに寄与する振動モード周波数を、可聴域よりも高くする（離間する）、又は、可聴域内でもできる限り高い周波数域に移動させる事を考えた。但し、フィンの剛性を高める為に、該フィンの円周方向に関する幅寸法を大きくするなどの手段が採用された場合には、ロータの重量が徒に増加するといった、別の問題を生じてしまう。
　本発明は、以上の様な事情に鑑みて、ロータの重量増大を抑えつつ、面内逆位相鳴きの発生を抑制できる、ディスクブレーキ用ロータの構造を実現すべく発明したものである。
　本発明のディスクブレーキ用ロータは、例えば車体に対し車輪を回転自在に支持する為のハブに支持固定され該車輪と共に回転し、制動時には、軸方向両側に配置された１対のパッドにより挟持されるものであり、１対のディスクと、複数枚のフィンとを備えている。
　本発明のディスクブレーキ用ロータは、下記構成により実現される。
（１）　軸方向に離隔して対向配置されると共にそれぞれの外側面が摺動面とされた１対のディスクと、
　前記１対のディスクの内側面同士の間に円周方向に配置され、これら１対のディスクを互いに連結するそれぞれが放射状に延出された複数枚のフィンと、を備えたディスクブレーキ用ロータであって、
　円周方向に隣り合う少なくとも１対の前記フィンが、軸方向片側（アウタ側又はインナ側）に向かう程円周方向に関して互いに近づく方向に傾斜すると共に軸方向片端部同士が連続して、トラス状（Ｖ字状又は逆Ｖ字状）に構成されているディスクブレーキ用ロータ。
　尚、トラス状に構成しないフィンに関しては、例えばロータの軸方向に対して平行に配置する事ができる。
（２）　前記トラス状に構成された１対のフィン（トラス部）が、前記ディスクブレーキ用ロータの径方向に関して少なくとも一部分に設けられている、上記（１）に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
（３）　前記トラス状に構成された１対のフィンが、前記ディスクブレーキ用ロータの径方向に関して少なくとも端部に設けられている、上記（２）に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
（４）　前記トラス状に構成された１対のフィンが、前記ディスクブレーキ用ロータの径方向に関して少なくとも外端部に設けられている、上記（３）に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
（５）　前記トラス状に構成された１対のフィンが、前記ディスクブレーキ用ロータの径方向に関して少なくとも内端部及び外端部に設けられている、上記（４）に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
（６）　前記トラス状に構成された１対のフィンが、前記ディスクブレーキ用ロータの径方向に関して内端部から外端部に亙り連続する状態で設けられている、上記（５）に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
（７）　前記トラス状に構成された１対のフィンが、前記ディスクブレーキ用ロータの円周方向に関して少なくとも一部分に設けられている、上記（１）～（６）のうちの何れか１つに記載されたディスクブレーキ用ロータ。
（８）　前記トラス状に構成された１対のフィンが、前記ディスクブレーキ用ロータの円周方向に関して等間隔に複数（例えば２個所、３個所、４個所に）設けられている、上記（７）に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
（９）　前記トラス状に構成された１対のフィンが、前記ディスクブレーキ用ロータの円周方向に関して位相が１８０度ずれた２個所位置に設けられている、上記（８）に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
　又、上述した様な（１）～（６）に記載されたディスクブレーキ用ロータを実施する場合には、例えば、前記トラス状に構成された１対のフィンを、前記ディスクブレーキ用ロータの全周に亙り設ける事もできる。又、この場合には、例えば円周方向に隣り合う１対のフィン（トラス部）同士を連続させる事もできる。
（１０）　前記トラス状に構成された１対のフィンのうち、前記ディスクブレーキ用ロータの円周方向に関して互いに対向するそれぞれの円周方向内側面と、前記ディスク（軸方向他側のディスク）の内側面との為す角度が、４５°～７０°の範囲である、上記（１）～（９）のうちの何れか１つに記載されたディスクブレーキ用ロータ。
（１１）　前記トラス状に構成された１対のフィンのうち、円周方向に関して互いに対向するそれぞれの円周方向内側面と、前記ディスクの内側面との為す角度が、互いに異なる、上記（１０）に記載されたディスクブレーキ用ロータ。尚、この場合には、前記１対のフィンの長さ寸法（ディスクの内側面に連結した端部同士の長さ寸法）を互いに異ならせる。
（１２）　前記トラス状に構成された１対のフィンのうち、円周方向に関して互いに対向するそれぞれの円周方向内側面と、前記ディスクの内側面との為す角度が、互いに６０°である、上記（１０）に記載されたディスクブレーキ用ロータ。尚、この場合には、前記１対のフィンの長さ寸法（ディスクの内側面に連結した端部同士の長さ寸法）を互いに等しくする。
（１３）　前記トラス状に構成された１対のフィンと前記ディスクの内側面との間部分に形成される通気孔の断面形状（径方向から見た形状）が、径方向に亙り変化しない、上記（１）～（１２）のうちの何れか１つに記載されたディスクブレーキ用ロータ。
（１４）　前記トラス状に構成された１対のフィンのそれぞれの円周方向に関する厚さ寸法が、径方向に関して内側から外側に向かう程大きくなっている、上記（１）～（１３）のうちの何れか１つに記載されたディスクブレーキ用ロータ。
（１５）　前記トラス状に構成された１対のフィンと前記ディスクの内側面との間部分に形成される通気孔の断面形状が、径方向に亙り変化している（例えば径方向外方に向かう程連続的に又は段階的に大きくされる）、上記（１）～（１２）のうちの何れか１つに記載されたディスクブレーキ用ロータ。
（１６）　前記トラス状に構成された１対のフィンのうち何れか一方のフィンが、円周方向に関して他方のフィンとは反対側に隣接して配置された別のフィンと、トラス状に構成されている、上記（１）～（１５）のうちの何れか１つに記載されたディスクブレーキ用ロータ。尚、前記１対のフィンがＶ字状（又は逆Ｖ字状）に配置されている場合、前記一方のフィンと前記別のフィンとは逆Ｖ字状（又はＶ字状）に配置される。
　又、本発明のディスクブレーキ用ロータは、例えば車体に対し車輪を回転自在に支持する為のハブに支持固定され該車輪と共に回転し、制動時には、軸方向両側に配置された１対のパッドにより挟持されるものであり、１対のディスクと、複数枚のフィンと、複数の通気孔とを備えている。
（１７）　軸方向に離隔して対向配置されると共にそれぞれの外側面が摺動面とされた１対のディスクと、
　前記１対のディスクの内側面同士の間に円周方向に配置され、これら１対のディスクを互いに連結するそれぞれが放射状に延出された複数枚のフィンと、
　円周方向に隣り合う１対の前記フィンと前記１対のディスクの内側面との間部分に設けられた複数の通気孔と、を備えたディスクブレーキ用ロータであって、
　前記複数の通気孔のうちの少なくとも１つの通気孔が、断面三角形状（径方向から見た形状が三角形状）に構成されているディスクブレーキ用ロータ。尚、残りの通気孔の断面形状に就いては特に問わないが、例えば断面矩形状に構成する事ができる。
　上述の様な構成を有する本発明のディスクブレーキ用ロータによれば、ロータの重量増大を抑えつつ、面内逆位相鳴きの発生を抑制できる。
　即ち、上記（１）に記載されたディスクブレーキ用ロータの場合には、１対のディスクの内側面同士の間部分に設けられた複数枚のフィンのうち、円周方向に隣り合う少なくとも１対のフィンが、軸方向片側に向かう程円周方向に関して互いに近づく方向に傾斜すると共に軸方向片端部同士が連続してトラス状に構成されている。又、上記（１７）に記載されたディスクブレーキ用ロータの場合には、円周方向に隣り合うフィン同士の間に設けられる通気孔の断面形状が三角形状とされる事で、該通気孔を挟んで円周方向両側に位置する（円周方向に隣り合う）１対のフィンがトラス状に構成されている。この為、何れの発明の場合にも、ロータの軸方向に対し平行に配置されたフィンの円周方向に関する幅寸法を単に大きくしたり、フィンのうちディスクとの連続部近傍の厚さ寸法を大きくしたりする場合に比べて、ロータの重量増大を抑えつつ、フィンの剛性を効果的に高める事ができる。これにより、面内逆位相鳴きの振動モード周波数を上昇（離間）させる事ができる為、可聴域での面内逆位相鳴きの発生を効果的に抑制する事ができる。
図１は、本発明の実施の形態の１例のロータを含んで構成された対向ピストン型のディスクブレーキを示す斜視図。 図２は、図１に示したロータを取り出して示す断面図。 図３は、図１に示したロータを取り出して軸方向から見た側面図。 図４は、図１に示したロータを取り出して径方向外方から見た図。 図５は、図４に示したロータの部分拡大図。 図６は、図４に示したロータのＡ－Ａ断面図。 図７は、図１に示したロータを取り出して示す斜視図。 図８は、図７に示したロータの一部透視斜視図。 図９は、１対のフィンから成るトラスを取り出して示す斜視図。 図１０は、本実施例にて使用した従来構造のロータを示す、図６に相当する断面図。 図１１の（Ａ）は従来構造のロータに関するブレーキダイナモ試験機による試験結果を示す図、図１１の（Ｂ）は同じく鳴きシミュレーション結果を示す図。 図１２の（Ａ）～（Ｄ）は、フィンの剛性を向上させる為の構造の４例を示しており、図１２の（Ａ）は本実施例を、図１２の（Ｂ）は比較例１を、図１２の（Ｃ）は比較例２を、図１２の（Ｄ）は比較例３をそれぞれ示している。 図１３は、面内逆位相鳴きに起因する振動モード周波数を固有値操作した場合の、本実施例品に関するシミュレーション結果を示す図。 図１４の（Ａ）～（Ｃ）は、本発明を実施する場合に採用し得る、トラス部（第１トラス部、第２トラス部）の形成範囲（円周方向位置）の例を示す図。 図１５は、本発明を実施する場合に採用し得る、トラス部（第１トラス部、第２トラス部）の形成範囲（径方向位置）の例を示す図。 図１６の（Ａ），（Ｂ）は、ブレーキ鳴き発生時の振動の向きを説明する為に示す図であり、図１６の（Ａ）が従来から知られた面内鳴きに関する１次、２次モードの場合を示しており、図１６の（Ｂ）が面内逆位相鳴きに関する０次、１次、２次モードの場合を示している。
［実施の形態の１例］
　本発明の実施の形態の１例に就いて、図１～１３を参照しつつ説明する。本例のディスクブレーキ用のロータ１を含んで構成される、対向ピストン型のディスクブレーキ２は、前記ロータ１を挟む位置にアウタ側ボディ３及びインナ側ボディ４を有するキャリパ５が設けられ、これら各ボディ３、４内にアウタシリンダ及びインナシリンダが、それぞれの開口部を互いに対向させた状態で設けられている。そして、これらアウタシリンダ及びインナシリンダ内にアウタピストン及びインナピストンが、油密に、且つ、軸方向に関する変位が可能に嵌装されている。又、前記アウタ側ボディ３にはアウタパッドが軸方向の変位を可能に保持され、前記インナ側ボディ４にはインナパッドが軸方向の変位を可能に保持されている。制動時には、前記アウタシリンダ及びインナシリンダ内に圧油を送り込み、前記アウタピストン及びインナピストンにより、前記アウタパッド及びインナパッドが、前記ロータ１の両外側面に押し付けられる。
　前記ロータ１は、ベンチレーテッド型のディスクロータであり、その直径は３００ｍｍ以上（好ましくは３５０ｍｍ以上、より好ましくは４００ｍｍ以上）と、一般的な普通乗用車に使用されるものに比べて大径である。又、前記ロータ１は、鋳鉄等の金属材料に鋳造等を施す事により形成したものであり、アウタ側（図２の左側）及びインナ側（図２の右側）の１対のディスク６ａ、６ｂと、複数枚のフィン７ａ、７ｂと、複数の通気孔８ａ、８ｂと、を有している。尚、本例のロータ１を鋳造により製造する場合には、１対の主型と、それぞれ形状が異なる通気孔８ａ、８ｂを形成する為の１対の中子とが組み合わせられた鋳型を使用する事ができる。
　前記１対のディスク６ａ、６ｂは、それぞれ円輪状に構成されており、軸方向に離隔して対向配置されている。図２に示した様に、これら１対のディスク６ａ、６ｂのうち、アウタ側のディスク６ａは、断面クランク形に構成されており、径方向外半部に設けられたディスク本体９に対し、径方向内半部に設けられた取付部（ハット部）１０が、軸方向外側にオフセットされている。該取付部１０は、車輪を回転自在に支持する為のハブ軸受を構成する回転側フランジに対し支持固定される部分であり、円周方向等間隔複数個所に、結合孔１１が設けられている。尚、図１、２以外には、取付部１０を省略して描いている。又、本例の場合、前記アウタ側のディスク６ａの径方向外側部分（ディスク本体９）の外側面と、前記インナ側のディスク６ｂの外側面とに、前記アウタパッド及び前記インナパッドをそれぞれ押し付ける為の摺動面１２ａ、１２ｂが設けられている。
　前記複数枚のフィン７ａ、７ｂは、それぞれ平板状で、アウタ側のディスク６ａの径方向外側部分（ディスク本体９）の内側面と前記インナ側のディスク６ｂの内側面との間部分に、それぞれ放射状に直線的に配置されており、前記１対のディスク６ａ、６ｂを互いに連結している。より具体的には、前記複数枚のフィン７ａ、７ｂの軸方向両端部が、前記１対のディスク６ａ、６ｂの内側面に対してそれぞれ連結されている。
　特に本例の場合には、軸方向に関して外側（図４、５の下側）に向かう程、円周方向に関して片側（図４、５の右側）に向かう方向に傾斜した複数枚の第１のフィン７ａ、７ａが、円周方向に関して等間隔に配置されると共に、軸方向に関して外側（図４、５の下側）に向かう程、円周方向に関して他側（図４、５の左側）に向かう方向に傾斜した複数枚の第２のフィン７ｂ、７ｂが、円周方向に関して等間隔に配置されている。更に、前記第１のフィン７ａ、７ａと前記第２のフィン７ｂ、７ｂとが円周方向に関して交互に配置されている。
　そして、本例の場合には、前記第１のフィン７ａ、７ａの軸方向外端部と、これら第１のフィン７ａ、７ａの円周方向片側に隣接する第２のフィン７ｂ、７ｂの軸方向外端部とが互いに連結されて、トラス状（Ｖ字状）の第１トラス部１３、１３が構成されている。別な言い方をすれば、前記第１トラス部１３、１３は、軸方向外側に向かう程、円周方向に関して互いに近づくと共に軸方向外端部同士を連続させた、円周方向に隣り合う１対のフィン７ａ、７ｂにより構成されている。そして、本例の場合には、この様な第１トラス部１３、１３が、円周方向に関して等間隔に、且つ、円周方向に隣り合う第１トラス部１３、１３同士が連続した状態で配置されている。具体的には、円周方向に隣り合う１対の第１トラス部１３、１３のうち、円周方向中央に配置された１対のフィン７ａ、７ｂの軸方向内端部同士が連続している。この為、本例の場合には、前記複数枚のフィン７ａ、７ｂが、ワーレントラス状（円周方向に連続する折れ線状）に配置されている。
　そして、本例の場合には、円周方向に隣り合う１対の第１トラス部１３、１３のうち、円周方向中央に配置された１対のフィン７ａ、７ｂにより、軸方向内側に向かう程、円周方向に関して互いに近づくと共に軸方向内端部同士が連続した、トラス状（逆Ｖ字状）の第２トラス部１４、１４が構成されている。尚、前記第２トラス部１４、１４に就いても、円周方向に関して等間隔に、且つ、円周方向に隣り合う第２トラス部１４、１４同士が連続した状態で配置されている。
　以上の様に、本例の場合には、前記第１のフィン７ａ、７ａは、円周方向片側（図４、５の右側）に隣接する第２のフィン７ｂ、７ｂとの間で第１トラス部１３、１３を構成し、円周方向他側（図４、５の左側）に隣接する第２のフィン７ｂ、７ｂとの間で第２トラス部１４、１４を構成している。重複した説明になるが、前記第２のフィン７ｂ、７ｂは、円周方向他側に隣接する第１のフィン７ａ、７ａとの間で第１トラス部１３、１３を構成し、円周方向片側に隣接する第１のフィン７ａ、７ａとの間で第２トラス部１４、１４を構成している。
　本例の場合には、上述した様に、円周方向に隣り合う第１トラス部１３、１３同士（又は第２トラス部１４、１４同士）が連続する構成が採用されている為、円周方向に隣り合う第１トラス部１３、１３（又は第２トラス部１４、１４）同士の中央に、第２トラス部１４（又は第１トラス部１３）が設けられた構成となっている。但し、本発明を実施する場合には、円周方向に隣り合う第１トラス部１３、１３同士（又は第２トラス部１４、１４同士）を連続させずに、第１トラス部１３、１３（又は第２トラス部１４、１４）のみを設ける構成を採用する事もできる。
　又、図５に示した様に、前記第１トラス部１３、１３を構成する第１のフィン７ａ、７ａの円周方向片側面（図４、５の右側面）と前記インナ側（図４、５の上側）のディスク６ｂの内側面との為す角度θ１ａが、４５°～７０°（図示の例では６０°）に設定されている。この為、前記第２トラス部１４、１４を構成する第１のフィン７ａ、７ａの円周方向他側面（図４、５の左側面）と前記アウタ側のディスク６ａの内側面との為す角度θ２ａも、４５°～７０°（図示の例では６０°）に設定されている。同様に、前記第１トラス部１３、１３を構成する第２のフィン７ｂ、７ｂの円周方向他側面と前記インナ側のディスク６ｂの内側面との為す角度θ１ｂが、４５°～７０°（図示の例では６０°）に設定されている。この為、前記第２トラス部１４、１４を構成する第２のフィン７ｂ、７ｂの円周方向片側面と前記アウタ側のディスク６ａの内側面との為す角度θ２ｂも、４５°～７０°（図示の例では６０°）に設定されている。又、本例の場合には、前記第１トラス部１３、１３を構成する１対のフィン７ａ、７ｂの円周方向内側面（第１のフィン７ａの円周方向片側面、第２のフィン７ｂの円周方向他側面）と、前記インナ側のディスク６ｂの内側面との為す角度（θ１ａ、θ１ｂ）が、互いに同じとされている（図示の例では６０°）。同様に、前記第２トラス部１４、１４を構成する１対のフィン７ａ、７ｂの円周方向内側面（第１のフィン７ａの円周方向他側面、第２のフィン７ｂの円周方向片側面）と、前記アウタ側のディスク６ａの内側面との為す角度（θ２ａ、θ２ｂ）が、互いに同じとされている（図示の例では６０°）としている。又、図示の例では、前記第１のフィン７ａ、７ａの長さ寸法（ディスク６ａ、６ｂの内側面に連結した端部同士の長さ寸法）と、前記第２のフィン７ｂ、７ｂの長さ寸法とが互いに等しくされている。
　又、本例の場合、前記複数枚のフィン７ａ、７ｂは、前記ロータ１の径方向内端部から径方向外端部に亙り連続する状態で、放射状に直線的に設けられている。この為、前記第１トラス部１３、１３及び前記第２トラス部１４、１４は、前記ロータ１の径方向内端部から径方向外端部に亙り連続する状態で設けられている。又、前記複数枚のフィン７ａ、７ｂは、径方向内側から径方向外側に向かう（径方向に関して内側から外側に向かう）に従って、円周方向に関する幅寸法（厚さ寸法）が次第に大きくなっており、前記ロータ１の中心軸に直交する仮想平面に関する断面形状が略台形状（等脚台形状）とされている（図６参照）。又、図示の例では、前記第１のフィン７ａ、７ａの円周方向に関する幅寸法と、前記第２のフィン７ｂ、７ｂの円周方向に関する幅寸法とは、前記ロータ１の中心からの径方向位置が同じであれば、互いに等しくなっている。
　尚、前記複数枚のフィン７ａ、７ｂの円周方向に関する幅寸法は、前記ロータ１の径方向内端部で最小となるが、この最小値は、前記ロータ１の製造効率を考慮して５ｍｍ以上確保する事が好ましい。
　前記複数の通気孔８ａ、８ｂは、前記１対のディスク６ａ、６ｂの内側面と円周方向に隣り合う１対のフィン７ａ、７ｂとの間部分に設けられている。より具体的には、第１の通気孔８ａ、８ａは、前記第１トラス部１３、１３を構成する１対のフィン７ａ、７ｂと、インナ側のディスク６ｂの内側面との間部分に設けられている。これに対し、第２の通気孔８ｂ、８ｂは、前記第２トラス部１４、１４を構成する１対のフィン７ａ、７ｂと、前記アウタ側のディスク６ａの内側面との間部分に設けられている。この為、前記通気孔８ａ、８ｂは、円周方向に関して交互に配置されている。
　又、前記複数の通気孔８ａ、８ｂは、前記ロータ１の内周面及び外周面にそれぞれ開口している。又、本例の場合、前記通気孔８ａ、８ｂの円周方向両側に位置する１対のフィン７ａ、７ｂは、それぞれ第１トラス部１３、１３又は第２トラス部１４、１４を構成している為、前記通気孔８ａ、８ｂの断面形状（ロータ１の径方向から見た断面形状）は、それぞれ三角形状（図示の例では正三角形状）となっている。しかも、本例の場合には、前記フィン７ａ、７ｂの円周方向に関する幅寸法が、径方向内側から径方向外側に向かうに従って次第に大きくされる事で、前記通気孔８ａ、８ｂの断面積（開口面積）が、前記ロータ１の径方向内端部から径方向外端部に亙り一定とされている（変化させていない）。
　以上の様な構成を有する本例のディスクブレーキ用のロータ１によれば、該ロータ１の重量増大を抑えつつ、面内逆位相鳴きの発生を抑制できる。
　即ち、本例の場合には、前記１対のディスク６ａ、６ｂの内側面同士を連結するフィン７ａ、７ｂのうち、軸方向に関して外側に向かう程、円周方向に関して片側に向かう方向に傾斜した複数枚の第１のフィン７ａ、７ａと、軸方向に関して外側に向かう程、円周方向に関して他側に向かう方向に傾斜した複数枚の第２のフィン７ｂ、７ｂとが、円周方向に関して交互に配置されている。そして、前記第１のフィン７ａ、７ａの軸方向外端部と、これら第１のフィン７ａ、７ａの円周方向片側に隣接する第２のフィン７ｂ、７ｂの軸方向外端部とが互いに連結されて、第１トラス部１３、１３が構成されている。又、前記第１のフィン７ａ、７ａの軸方向内端部と、これら第１のフィン７ａ、７ａの円周方向他側に隣接する第２のフィン７ｂ、７ｂの軸方向内端部とが互いに連結されて、第２トラス部１４、１４が構成されている。この為、本例の場合には、ロータの軸方向に対し平行に配置されたフィンの円周方向に関する幅寸法を単に大きくするなどした場合に比べて、前記ロータ１の重量増大を抑えつつ、前記フィン７ａ、７ｂの剛性（ロータ１の捩り剛性）を効果的に高める事ができる。従って、前記ロータ１の固有値を変更（操作）し、面内逆位相鳴きの振動モード周波数を上昇させる（高周波数側に移動させる）事ができる。この結果、可聴域での面内逆位相鳴きの発生を効果的に抑制する事ができる。しかも、本例のロータ１の場合には、前記通気孔８ａ、８ｂの断面積が前記ロータ１の径方向内端部から径方向外端部に亙り一定とされている為、冷却性（放熱性）を低下させる事なく、面内逆位相鳴きの発生を抑制できる。
　ここで、上述した本発明に係るディスクブレーキ用ロータの実施の形態の特徴をそれぞれ以下に簡潔に纏めて列記する。
　［１］　軸方向に離隔して対向配置されると共にそれぞれの外側面が摺動面とされた１対のディスク（６ａ、６ｂ）と、
　前記１対のディスク（６ａ、６ｂ）の内側面同士の間に円周方向に配置され、これら１対のディスク（６ａ、６ｂ）を互いに連結するそれぞれが放射状に延出された複数枚のフィン（７ａ、７ｂ）と、を備えたディスクブレーキ用ロータであって、
　円周方向に隣り合う少なくとも１対の前記フィン（第１のフィン７ａ及び第２のフィン７ｂ）が、軸方向片側に向かう程円周方向に関して互いに近づく方向に傾斜すると共に軸方向片端部同士が連続して、トラス状（第１トラス部１３及び第２トラス部１４）に構成されているディスクブレーキ用ロータ（ロータ１）。
　［２］　前記トラス状に構成された１対のフィン（第１のフィン７ａ及び第２のフィン７ｂ）が、前記ディスクブレーキ用ロータ（ロータ１）の径方向に関して少なくとも一部分に設けられている、上記［１］に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
　［３］　前記トラス状に構成された１対のフィン（第１のフィン７ａ及び第２のフィン７ｂ）が、前記ディスクブレーキ用ロータ（ロータ１）の径方向に関して少なくとも端部に設けられている、上記［２］に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
　［４］　前記トラス状に構成された１対のフィン（第１のフィン７ａ及び第２のフィン７ｂ）が、前記ディスクブレーキ用ロータ（ロータ１）の径方向に関して少なくとも外端部に設けられている、上記［３］に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
　［５］　前記トラス状に構成された１対のフィン（第１のフィン７ａ及び第２のフィン７ｂ）が、前記ディスクブレーキ用ロータ（ロータ１）の径方向に関して少なくとも内端部及び外端部に設けられている、上記［４］に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
　［６］　前記トラス状に構成された１対のフィン（第１のフィン７ａ及び第２のフィン７ｂ）が、前記ディスクブレーキ用ロータ（ロータ１）の径方向に関して内端部から外端部に亙り連続する状態で設けられている、上記［５］に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
　［７］　前記トラス状に構成された１対のフィン（第１のフィン７ａ及び第２のフィン７ｂ）が、前記ディスクブレーキ用ロータ（ロータ１）の円周方向に関して少なくとも一部分に設けられている、上記［１］～［６］のうちの何れか１つに記載されたディスクブレーキ用ロータ。
　［８］　前記トラス状に構成された１対のフィン（第１のフィン７ａ及び第２のフィン７ｂ）が、前記ディスクブレーキ用ロータ（ロータ１）の円周方向に関して等間隔に複数設けられている、上記［７］に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
　［９］　前記トラス状に構成された１対のフィン（第１のフィン７ａ及び第２のフィン７ｂ）が、前記ディスクブレーキ用ロータ（ロータ１）の円周方向に関して位相が１８０度ずれた２個所位置に設けられている、上記［８］に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
　［１０］　前記トラス状に構成された１対のフィン（第１のフィン７ａ及び第２のフィン７ｂ）のうち、前記ディスクブレーキ用ロータ（ロータ１）の円周方向に関して互いに対向するそれぞれの円周方向内側面（円周方向片側面または円周方向他側面）と、前記ディスク（６ａ、６ｂ）の内側面との為す角度（θ１ａ、θ２ａ）が、４５°～７０°の範囲である、上記［１］～［９］のうちの何れか１つに記載されたディスクブレーキ用ロータ。
　［１１］　前記トラス状に構成された１対のフィン（第１のフィン７ａ及び第２のフィン７ｂ）のうち、円周方向に関して互いに対向するそれぞれの円周方向内側面（円周方向片側面または円周方向他側面）と、前記ディスク（６ａ、６ｂ）の内側面との為す角度（θ１ａ、θ２ａ）が、互いに異なる、上記［１０］に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
　［１２］　前記トラス状に構成された１対のフィン（第１のフィン７ａ及び第２のフィン７ｂ）のうち、円周方向に関して互いに対向するそれぞれの円周方向内側面（円周方向片側面または円周方向他側面）と、前記ディスク（６ａ、６ｂ）の内側面との為す角度（θ１ａ、θ２ａ）が、互いに６０°である、上記［１０］に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
　［１３］　前記トラス状に構成された１対のフィン（第１のフィン７ａ及び第２のフィン７ｂ）と前記ディスク（６ａ、６ｂ）の内側面との間部分に形成される通気孔（８ａ、８ｂ）の断面形状が、径方向に亙り変化しない、上記［１］～［１２］のうちの何れか１つに記載されたディスクブレーキ用ロータ。
　［１４］　前記トラス状に構成された１対のフィン（第１のフィン７ａ及び第２のフィン７ｂ）のそれぞれの円周方向に関する厚さ寸法が、径方向に関して内側から外側に向かう程大きくなっている、上記［１］～［１３］のうちの何れか１つに記載されたディスクブレーキ用ロータ。
　［１５］　前記トラス状に構成された１対のフィン（第１のフィン７ａ及び第２のフィン７ｂ）と前記ディスク（６ａ、６ｂ）の内側面との間部分に形成される通気孔（８ａ、８ｂ）の断面形状が、径方向に亙り変化している、上記［１］～［１２］のうちの何れか１つに記載されたディスクブレーキ用ロータ。
　［１６］　前記トラス状に構成された１対のフィン（第１のフィン７ａ及び第２のフィン７ｂ）のうち何れか一方のフィン（第１のフィン７ａ）が、円周方向に関して他方のフィン（第２のフィン７ｂ）とは反対側に隣接して配置された別のフィン（第２のフィン７ｂ）と、トラス状に構成されている、上記［１］～［１５］のうちの何れか１つに記載されたディスクブレーキ用ロータ。
　［１７］　軸方向に離隔して対向配置されると共にそれぞれの外側面が摺動面とされた１対のディスク（６ａ、６ｂ）と、
　前記１対のディスクの内側面同士の間に円周方向に配置され、これら１対のディスク（６ａ、６ｂ）を互いに連結するそれぞれが放射状に延出された複数枚のフィン（７ａ、７ｂ）と、
　円周方向に隣り合う１対の前記フィン（第１のフィン７ａ及び第２のフィン７ｂ）と前記１対のディスク（６ａ、６ｂ）の内側面との間部分に設けられた複数の通気孔（８ａ、８ｂ）と、を備えたディスクブレーキ用ロータであって、
　前記複数の通気孔（８ａ、８ｂ）のうちの少なくとも１つの通気孔（８ａ、８ｂ）が、断面三角形状に構成されているディスクブレーキ用ロータ。
　次に、本発明の効果を確認する為に行った実験に就いて説明する。本実施例では、ロータを構成するフィンがトラス状に配置される事で、重量の増大を抑えつつ、面内逆位相鳴きを抑制できる事を確認する為、先ず、図１０に示した構造を有する、従来構造のベンチレーテッド型のロータ１０１を用意した。そして、ブレーキダイナモ試験機を用いて鳴き評価試験を行い、面内逆位相鳴きを発生させて、その周波数を求めた。次に、複素固有値解析法に基づくブレーキ鳴きのシミュレーションの精度を確認する為、前記従来構造のロータ１０１に関して、シミュレーション試験を実施した。図１１の（Ａ）に、縦軸を音圧（ｄＢ）、横軸を周波数（Ｈｚ）とした、ダイナモ試験機による試験結果を示す。また、図１１の（Ｂ）に、縦軸を不安定度（Instability）、横軸を周波数（Ｈｚ）とした、シミュレーション結果を示す。尚、試験に使用した従来構造のロータ１０１の主な諸元は次の通りである。
　ロータ１０１の材質：摺動部が鋳鉄製、ハット部がアルミニウム合金製
　ロータ１０１の重量：１３．１ｋｇ
　ロータ１０１の直径：３８０ｍｍ
　ロータ１０１の軸方向厚さ寸法：３６ｍｍ（ディスクの厚さ寸法：９ｍｍ×２、フィンの厚さ寸法：１８ｍｍ）
　フィンの形状：ロータ１０１の軸方向に対し平行に配置され、スパイラル状（放射状に曲線的）に延出
　フィンの枚数：５１枚
　フィンの円周方向幅寸法：４ｍｍ
　前記図１１の（Ａ）と（Ｂ）とを比較すれば明らかな様に、ダイナモ試験機により実際に測定された面内逆位相鳴きの周波数が、鳴きシミュレーションにより精度良く求められる事が確認された。又、実験から、面内逆位相鳴きが、１０．８ｋＨｚ（２次モード）、１２．８ｋＨｚ（３次モード）、１４．０ｋＨｚ（４次モード）、１５．０ｋＨｚ（５次モード）、１５．８ｋＨｚ（６次モード）で発生する事が確認された。
　次に、フィンの剛性を高められる複数種類の構造（実施例、比較例１～３）を用意し、面内逆位相鳴きの発生を抑制するのに必要となる重量の増加の程度を比較検証した。つまり、フィンの剛性を高められる各構造に関して、面内逆位相鳴きの周波数をシミュレーションにより求め、可聴域以上に固有値操作する場合に必要となる重量増加量をシミュレーションにより求めた。
　本実施例では、図１２に示した４種類の構造を対象に重量増加量を求めた。
　先ず、本発明を適用した実施例品として、図１２の（Ａ）に示した様な、フィン７ａ、７ｂがトラス状に構成された場合の重量増加量を求めたところ、前記従来構造のロータに対して１．３ｋｇ増加させた際に、面内逆位相鳴きの周波数をすべて可聴域（１６ｋＨｚ）以上に固有値操作できる事が確認された。実施例品は、フィン７ａ、７ｂをロータの軸方向に対し傾斜させる事で、フィン７ａ、７ｂの枚数が５１枚から２６枚に減少したが、長さ寸法（ディスクの内側面に連結した端部同士の長さ寸法）が増大した為、重量が増大している。又、確認的に、実施例品に関する面内逆位相鳴きのシミュレーション結果を図１３に示す。
　次に、図１２の（Ｂ）に示した様な、フィンの円周方向に関する幅寸法が、該フィンの軸方向全長に亙り均一に増大する構成が採用された比較例１の場合の重量増加量を求めたところ、前記従来構造のロータに対して２．５ｋｇ増加させた（フィンの円周方向幅寸法を４ｍｍから９ｍｍに増大させた）際に、面内逆位相鳴きの周波数を可聴域以上に固有値操作できる事が確認された。尚、図１２の（Ｂ）中、２点鎖線は従来構造のフィンの円周方向側縁を表している。
　次に、図１２の（Ｃ）に示した様な、ディスクの内側面との連結部であるフィンの軸方向端部に断面三角形状の補強部（肉盛部）が設けられる構成が採用された比較例２の場合の重量増加量を求めたところ、前記従来構造のロータに対して２．３ｋｇ増加させた（補強部の円周方向幅寸法が６．５ｍｍ以上となった）際に、面内逆位相鳴きの周波数を可聴域以上に固有値操作できる事が確認された。
　最後に、図１２の（Ｄ）に示した様な、フィンの円周方向に関する幅寸法が、該フィンの軸方向中間部から軸方向両側に向かうに従って増大する（断面鼓形状とする）構成が採用された比較例３の場合の重量増加量を求めたところ、前記従来構造のロータに対して１．８ｋｇ増加させた（フィンの円周方向側面の傾斜角度が２４°以上となった）際に、面内逆位相鳴きの周波数を可聴域以上に固有値操作できる事が確認された。尚、図１２の（Ｄ）中、２点鎖線は従来構造のフィンの円周方向側縁を表している。
　以上の実験結果により、本発明の様に、ロータを構成するフィンがトラス状に配置される事で、重量の増大を最小限に抑えつつ、面内逆位相鳴きを抑制できる事が確認された。
　上述した実施の形態では、トラス部（第１トラス部１３、第２トラス部１４）が、ロータの全周に亙り設けられる場合に就いて説明したが、本発明を実施する場合には、トラス部の形成位置はこの様な位置に限定されない。例えば図１４の（Ａ）に示した様に、トラス部（第１トラス部１３、第２トラス部１４）を、ロータ１の円周方向１個所に設ける事もできるし、図１４の（Ｂ）に示した様に、トラス部（第１トラス部１３、第２トラス部１４）を、位相が１８０°ずれた円周方向２個所位置に設ける事もできるし、図１４の（Ｃ）に示した様に、位相が１２０°ずれた円周方向３個所位置に設ける事もできる。
　更に、前記実施の形態では、トラス部（第１トラス部１３、第２トラス部１４）が、ロータの径方向内端部から径方向外端部に亙り連続する状態で設けられる場合に就いて説明したが、本発明を実施する場合には、トラス部の形成位置はこの様な位置に限定されない。例えば図１５に（Ａ）部として示した様に、ロータの径方向内端部（径方向に関して少なくとも内端部）にのみ設ける事もできるし、図１５に（Ｂ）部として示した様に、ロータの径方向中間部にのみ設ける事もできるし、図１５に（Ｃ）部として示した様に、ロータの径方向外端部（径方向に関して少なくとも外端部）にのみ設ける事もできる。又、（Ａ）部、（Ｂ）部、（Ｃ）部の中から２個所を選択してトラス部を設ける事もできる。尚、この様に、ロータの径方向一部（径方向に関して少なくとも一部分）にトラス部を設ける場合には、該ロータの捻れ剛性を効果的に高められる面から、径方向外寄り部分（外端部）にトラス部を設ける事が好ましい。又、本発明を実施する場合には、前記図１４に示した構造と前記図１５に示した構造とを組み合わせて実施する（例えば円周方向一部で且つ径方向外端部にトラス部を設けるなどの構成を採用する）事もできる。
　又、前記実施の形態では、本発明を、ハット部がアウタ側に設けられたアウタハットに適用した場合に就いて説明したが、本発明を実地する場合には、ハット部がインナ側に設けられたインナハットに適用する事もできる。
　又、本発明のディスクブレーキ用ロータは、対向ピストン型のディスクブレーキに限らず、フローティング型のディスクブレーキに適用する事もできる。
　なお、本発明は、上述した実施形態に限定されるものではなく、適宜、変形、改良、等が可能である。その他、上述した実施形態における各構成要素の材質、形状、寸法、数、配置箇所、等は本発明を達成できるものであれば任意であり、限定されない。
　また、本出願は、２０１６年２月２２日出願の日本特許出願（特願２０１６－０３１３５４）に基づくものであり、その内容はここに参照として取り込まれる。
　　１　　ロータ（ディスクブレーキ用ロータ）
　　２　　ディスクブレーキ
　　３　　アウタ側ボディ
　　４　　インナ側ボディ
　　５　　キャリパ
　　６ａ、６ｂ　ディスク
　　７ａ　第１のフィン（フィン）
　　７ｂ　第２のフィン（フィン）
　　８ａ　第１の通気孔（通気孔）
　　８ｂ　第２の通気孔（通気孔）
　　９　　ディスク本体
　１０　　取付部
　１１　　結合孔
　１２ａ、１２ｂ　摺動面
　１３　　第１トラス部
　１４　　第２トラス部

Claims (17)

  1. 　軸方向に離隔して対向配置されると共にそれぞれの外側面が摺動面とされた１対のディスクと、
    　前記１対のディスクの内側面同士の間に円周方向に配置され、これら１対のディスクを互いに連結するそれぞれが放射状に延出された複数枚のフィンと、を備えたディスクブレーキ用ロータであって、
    　円周方向に隣り合う少なくとも１対の前記フィンが、軸方向片側に向かう程円周方向に関して互いに近づく方向に傾斜すると共に軸方向片端部同士が連続して、トラス状に構成されているディスクブレーキ用ロータ。
  2. 　前記トラス状に構成された１対のフィンが、前記ディスクブレーキ用ロータの径方向に関して少なくとも一部分に設けられている、請求項１に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
  3. 　前記トラス状に構成された１対のフィンが、前記ディスクブレーキ用ロータの径方向に関して少なくとも端部に設けられている、請求項２に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
  4. 　前記トラス状に構成された１対のフィンが、前記ディスクブレーキ用ロータの径方向に関して少なくとも外端部に設けられている、請求項３に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
  5. 　前記トラス状に構成された１対のフィンが、前記ディスクブレーキ用ロータの径方向に関して少なくとも内端部及び外端部に設けられている、請求項４に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
  6. 　前記トラス状に構成された１対のフィンが、前記ディスクブレーキ用ロータの径方向に関して内端部から外端部に亙り連続する状態で設けられている、請求項５記載されたディスクブレーキ用ロータ。
  7. 　前記トラス状に構成された１対のフィンが、前記ディスクブレーキ用ロータの円周方向に関して少なくとも一部分に設けられている、請求項１～６のうちの何れか１項に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
  8. 　前記トラス状に構成された１対のフィンが、前記ディスクブレーキ用ロータの円周方向に関して等間隔に複数設けられている、請求項７に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
  9. 　前記トラス状に構成された１対のフィンが、前記ディスクブレーキ用ロータの円周方向に関して位相が１８０度ずれた２個所位置に設けられている、請求項８に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
  10. 　前記トラス状に構成された１対のフィンのうち、前記ディスクブレーキ用ロータの円周方向に関して互いに対向するそれぞれの円周方向内側面と、前記ディスクの内側面との為す角度が、４５°～７０°の範囲である、請求項１～９のうちの何れか１項に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
  11. 　前記トラス状に構成された１対のフィンのうち、円周方向に関して互いに対向するそれぞれの円周方向内側面と、前記ディスクの内側面との為す角度が、互いに異なる、請求項１０に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
  12. 　前記トラス状に構成された１対のフィンのうち、円周方向に関して互いに対向するそれぞれの円周方向内側面と、前記ディスクの内側面との為す角度が、互いに６０°である、請求項１０に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
  13. 　前記トラス状に構成された１対のフィンと前記ディスクの内側面との間部分に形成される通気孔の断面形状が、径方向に亙り変化しない、請求項１～１２のうちの何れか１項に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
  14. 　前記トラス状に構成された１対のフィンのそれぞれの円周方向に関する厚さ寸法が、径方向に関して内側から外側に向かう程大きくなっている、請求項１～１３のうちの何れか１項に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
  15. 　前記トラス状に構成された１対のフィンと前記ディスクの内側面との間部分に形成される通気孔の断面形状が、径方向に亙り変化している、請求項１～１２のうちの何れか１項に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
  16. 　前記トラス状に構成された１対のフィンのうち何れか一方のフィンが、円周方向に関して他方のフィンとは反対側に隣接して配置された別のフィンと、トラス状に構成されている、請求項１～１５のうちの何れか１項に記載されたディスクブレーキ用ロータ。
  17. 　軸方向に離隔して対向配置されると共にそれぞれの外側面が摺動面とされた１対のディスクと、
    　前記１対のディスクの内側面同士の間に円周方向に配置され、これら１対のディスクを互いに連結するそれぞれが放射状に延出された複数枚のフィンと、
    　円周方向に隣り合う１対の前記フィンと前記１対のディスクの内側面との間部分に設けられた複数の通気孔と、を備えたディスクブレーキ用ロータであって、
    　前記複数の通気孔のうちの少なくとも１つの通気孔が、断面三角形状に構成されているディスクブレーキ用ロータ。
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