JPH11287266A - ディスクブレーキ - Google Patents
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- JPH11287266A JPH11287266A JP10087753A JP8775398A JPH11287266A JP H11287266 A JPH11287266 A JP H11287266A JP 10087753 A JP10087753 A JP 10087753A JP 8775398 A JP8775398 A JP 8775398A JP H11287266 A JPH11287266 A JP H11287266A
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- brake
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
- F16D65/00—Parts or details
- F16D65/0006—Noise or vibration control
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
- F16D55/00—Brakes with substantially-radial braking surfaces pressed together in axial direction, e.g. disc brakes
- F16D55/02—Brakes with substantially-radial braking surfaces pressed together in axial direction, e.g. disc brakes with axially-movable discs or pads pressed against axially-located rotating members
- F16D55/22—Brakes with substantially-radial braking surfaces pressed together in axial direction, e.g. disc brakes with axially-movable discs or pads pressed against axially-located rotating members by clamping an axially-located rotating disc between movable braking members, e.g. movable brake discs or brake pads
- F16D55/224—Brakes with substantially-radial braking surfaces pressed together in axial direction, e.g. disc brakes with axially-movable discs or pads pressed against axially-located rotating members by clamping an axially-located rotating disc between movable braking members, e.g. movable brake discs or brake pads with a common actuating member for the braking members
- F16D55/225—Brakes with substantially-radial braking surfaces pressed together in axial direction, e.g. disc brakes with axially-movable discs or pads pressed against axially-located rotating members by clamping an axially-located rotating disc between movable braking members, e.g. movable brake discs or brake pads with a common actuating member for the braking members the braking members being brake pads
- F16D55/226—Brakes with substantially-radial braking surfaces pressed together in axial direction, e.g. disc brakes with axially-movable discs or pads pressed against axially-located rotating members by clamping an axially-located rotating disc between movable braking members, e.g. movable brake discs or brake pads with a common actuating member for the braking members the braking members being brake pads in which the common actuating member is moved axially, e.g. floating caliper disc brakes
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
- F16D65/00—Parts or details
- F16D65/02—Braking members; Mounting thereof
- F16D65/04—Bands, shoes or pads; Pivots or supporting members therefor
- F16D65/092—Bands, shoes or pads; Pivots or supporting members therefor for axially-engaging brakes, e.g. disc brakes
- F16D65/095—Pivots or supporting members therefor
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
- F16D55/00—Brakes with substantially-radial braking surfaces pressed together in axial direction, e.g. disc brakes
- F16D2055/0004—Parts or details of disc brakes
- F16D2055/0008—Brake supports
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Braking Arrangements (AREA)
Abstract
(57)【要約】
【課題】 低周波のブレーキ鳴きを低減する。
【解決手段】 車両の非回転部に固定されたキャリア１
と、車輪と一体に回転するディスク３の両側に配置され
た一対のパッド２，２と、一対のパッドをまたぐように
設けられて一対のパッドをディスクの両面に押圧するキ
ャリパ６とを備える。キャリア１の不拘束振動モードの
うちの、曲げモードとねじれモードのそれぞれの固有振
動数の差を所定値以上に広げ、曲げモードとねじれモー
ドが互いに影響し合って自励的に振動が大きくなるとい
った現象を未然に防止する。
と、車輪と一体に回転するディスク３の両側に配置され
た一対のパッド２，２と、一対のパッドをまたぐように
設けられて一対のパッドをディスクの両面に押圧するキ
ャリパ６とを備える。キャリア１の不拘束振動モードの
うちの、曲げモードとねじれモードのそれぞれの固有振
動数の差を所定値以上に広げ、曲げモードとねじれモー
ドが互いに影響し合って自励的に振動が大きくなるとい
った現象を未然に防止する。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、車両等の制動用に
用いられるディスクブレーキに関する。
用いられるディスクブレーキに関する。
【０００２】
【従来の技術】自動車等の車両の制動装置としてディス
クブレーキが用いられるが、このディスクブレーキは、
車輪と一体的に回転するディスクの両側に一対のブレー
キパッドを設け、この一対のブレーキパッドを車体の非
回転部分に固定して設けたキャリアによってディスク軸
方向に移動可能に支持し、ブレーキペダルが操作（踏み
込み）されたときには、前記キャリアによってディスク
軸方向に移動可能に支持された一対のブレーキパッドを
それぞれディスクに押しつけ、これにより、回転するデ
ィスクに制動力を与えるものである。上述のようなディ
スクブレーキにおいては、ブレーキパッドをディスクに
押しつけ作動させると、ディスクブレーキから鳴き音が
生じることがある。このブレーキ鳴き音は、耳障りであ
りドライバーに不快感を与えるため、その対策が求めら
れている。
クブレーキが用いられるが、このディスクブレーキは、
車輪と一体的に回転するディスクの両側に一対のブレー
キパッドを設け、この一対のブレーキパッドを車体の非
回転部分に固定して設けたキャリアによってディスク軸
方向に移動可能に支持し、ブレーキペダルが操作（踏み
込み）されたときには、前記キャリアによってディスク
軸方向に移動可能に支持された一対のブレーキパッドを
それぞれディスクに押しつけ、これにより、回転するデ
ィスクに制動力を与えるものである。上述のようなディ
スクブレーキにおいては、ブレーキパッドをディスクに
押しつけ作動させると、ディスクブレーキから鳴き音が
生じることがある。このブレーキ鳴き音は、耳障りであ
りドライバーに不快感を与えるため、その対策が求めら
れている。
【０００３】ところで、本願発明者等は、上記ディスク
ブレーキについて鳴き評価試験を行い、そのブレーキ鳴
き音を分析した。その結果、低周波領域（例えば、１．
８ｋＨｚ）の鳴き音については、キャリアの振動の寄与
がディスクブレーキの他の各部の振動に比して大きいこ
とを見いだした。これから、上記所定低周波の鳴き音に
ついては、キャリアの振動が大きく影響していることが
推定される。
ブレーキについて鳴き評価試験を行い、そのブレーキ鳴
き音を分析した。その結果、低周波領域（例えば、１．
８ｋＨｚ）の鳴き音については、キャリアの振動の寄与
がディスクブレーキの他の各部の振動に比して大きいこ
とを見いだした。これから、上記所定低周波の鳴き音に
ついては、キャリアの振動が大きく影響していることが
推定される。
【０００４】そして、このキャリアは、ディスクに対し
てディスク軸方向の車体内側（インナー側）に、ディス
クの両側に配置された一対のブレーキパッドのうちイン
ナー側のブレーキパッドのディスク軸方向の移動を案内
するためのガイド部が形成されたインナーアーム部を、
ディスクの周方向に離間させて当該ガイド部同士が対向
するように一対配置し、また、ディスクに対してディス
ク軸方向の車体外側（アウター側）には、ディスクの両
側に配置された一対のブレーキパッドのうちアウター側
のブレーキパッドのディスク軸方向の移動を案内するた
めのガイド部が形成されたアウターアーム部を、ディス
クの周方向に離間させて当該ガイド部同士が対向するよ
うに、かつディスクを挟んで前記インナーアーム部とも
対応するように一対配置してなり、各インナーアーム同
士はディスク径方向の内側でインナービームによって接
続され、各アウターアーム同士はディスク径方向の内側
でアウタービームによって接続されているとともに、デ
ィスクを挟んで対応する一のインナーアームとアウター
アーム同士は、ディスク外周を跨ぐディスクパス部によ
って接続された構成となっている。そして、このように
構成されたキャリアは、インナービーム部に形成された
取付穴にボルト通し、車体の非回転部分のナックルに固
定されるようになっている。そのため、従来、このよう
な構成からなるキャリアに施すブレーキの鳴き対策とし
ては、キャリアの変形の大きい部分を補強してキャリア
の剛性を上げることが知られているが（特開平７−２５
９９０１号公報参照）、この対策案は、上記所定低周波
の鳴き音においてキャリアの振動が大きく影響している
ということを考え合わせると、振動自体を抑えられるこ
とから、十分にその効果を発揮することが予想される。
てディスク軸方向の車体内側（インナー側）に、ディス
クの両側に配置された一対のブレーキパッドのうちイン
ナー側のブレーキパッドのディスク軸方向の移動を案内
するためのガイド部が形成されたインナーアーム部を、
ディスクの周方向に離間させて当該ガイド部同士が対向
するように一対配置し、また、ディスクに対してディス
ク軸方向の車体外側（アウター側）には、ディスクの両
側に配置された一対のブレーキパッドのうちアウター側
のブレーキパッドのディスク軸方向の移動を案内するた
めのガイド部が形成されたアウターアーム部を、ディス
クの周方向に離間させて当該ガイド部同士が対向するよ
うに、かつディスクを挟んで前記インナーアーム部とも
対応するように一対配置してなり、各インナーアーム同
士はディスク径方向の内側でインナービームによって接
続され、各アウターアーム同士はディスク径方向の内側
でアウタービームによって接続されているとともに、デ
ィスクを挟んで対応する一のインナーアームとアウター
アーム同士は、ディスク外周を跨ぐディスクパス部によ
って接続された構成となっている。そして、このように
構成されたキャリアは、インナービーム部に形成された
取付穴にボルト通し、車体の非回転部分のナックルに固
定されるようになっている。そのため、従来、このよう
な構成からなるキャリアに施すブレーキの鳴き対策とし
ては、キャリアの変形の大きい部分を補強してキャリア
の剛性を上げることが知られているが（特開平７−２５
９９０１号公報参照）、この対策案は、上記所定低周波
の鳴き音においてキャリアの振動が大きく影響している
ということを考え合わせると、振動自体を抑えられるこ
とから、十分にその効果を発揮することが予想される。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、実際に
は、このようなキャリアの一部を補強するという振動対
策を施しても、低周波のブレーキ鳴き音が減少しない場
合があった。これについて、本願発明者等はさらに鋭意
研究を行った結果、キャリアの振動の寄与によるブレー
キ鳴きは、キャリアの振動に複数の基本振動モードが混
在し、それらが互いに影響し合うことで生じていたこと
を突き止めた。つまり、キャリアＺの基本振動モードに
は、図１０（ａ）に示すキャリアの長手方向Ｌａを軸線
とし、ディスクパス部によって接続されたブレーキパッ
ドの制動トルクを受けるインナーアーム及びアウターア
ームがその軸線Ｌａまわりに図中矢示したようにディス
クの回入側と回出側とで逆向きに回動して振動するねじ
れモードと、図１０（ｂ）に示すキャリアの長手方向Ｌ
ａに直交するディスク軸線と平行な軸線Ｌｂを中心とし
て、ディスクパス部によって接続されたブレーキパッド
の制動トルクを受けるインナーアーム及びアウターアー
ムが拡開して振動する曲げモードが混在し、これらが互
い影響し合うことで、キャリアＺが自励振動を起こして
いることがわかった。
は、このようなキャリアの一部を補強するという振動対
策を施しても、低周波のブレーキ鳴き音が減少しない場
合があった。これについて、本願発明者等はさらに鋭意
研究を行った結果、キャリアの振動の寄与によるブレー
キ鳴きは、キャリアの振動に複数の基本振動モードが混
在し、それらが互いに影響し合うことで生じていたこと
を突き止めた。つまり、キャリアＺの基本振動モードに
は、図１０（ａ）に示すキャリアの長手方向Ｌａを軸線
とし、ディスクパス部によって接続されたブレーキパッ
ドの制動トルクを受けるインナーアーム及びアウターア
ームがその軸線Ｌａまわりに図中矢示したようにディス
クの回入側と回出側とで逆向きに回動して振動するねじ
れモードと、図１０（ｂ）に示すキャリアの長手方向Ｌ
ａに直交するディスク軸線と平行な軸線Ｌｂを中心とし
て、ディスクパス部によって接続されたブレーキパッド
の制動トルクを受けるインナーアーム及びアウターアー
ムが拡開して振動する曲げモードが混在し、これらが互
い影響し合うことで、キャリアＺが自励振動を起こして
いることがわかった。
【０００６】より具体的に言うと、従来のキャリアＺへ
の補強による鳴き対策が施されたにもかかわらずブレー
キ鳴きがあまり解消されないディスクブレーキについ
て、キャリアの調査を行ってみると、補強した後の曲げ
モードとねじれモードとのキャリアの固有振動数の差
が、補強される前のものに比べて小さくなっており（後
に説明する）、複数の基本振動モードが互いに影響し合
うことによる自励振動の抑制にはあまり寄与していない
ことがわかった。なお、図１０において、Ｄは制動対象
となるディスクを示す。
の補強による鳴き対策が施されたにもかかわらずブレー
キ鳴きがあまり解消されないディスクブレーキについ
て、キャリアの調査を行ってみると、補強した後の曲げ
モードとねじれモードとのキャリアの固有振動数の差
が、補強される前のものに比べて小さくなっており（後
に説明する）、複数の基本振動モードが互いに影響し合
うことによる自励振動の抑制にはあまり寄与していない
ことがわかった。なお、図１０において、Ｄは制動対象
となるディスクを示す。
【０００７】本発明は、上記知見に基づきなされたもの
であり、他の部品等を付加することなく、またコストや
重量をアップすることなく、低周波のブレーキ鳴きを大
幅に低減させることができるディスクブレーキを提供す
ることを目的とする。
であり、他の部品等を付加することなく、またコストや
重量をアップすることなく、低周波のブレーキ鳴きを大
幅に低減させることができるディスクブレーキを提供す
ることを目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】上記目的を達成するた
め、請求項１記載の発明のディスクブレーキは、車両の
非回転部に固定されたキャリアと、車輪と一体に回転す
るディスクの両側に配置されかつ該ディスクの軸方向に
移動自在に前記キャリアに支持された一対のパッドと、
前記一対のパッドをまたぐように設けられて該一対のパ
ッドを前記ディスクの両面に押圧するキャリパとを備え
てなる車両用ディスクブレーキにおいて、前記キャリア
の不拘束振動モードのうちの、曲げモードとねじれモー
ドのそれぞれの固有振動数の差を所定値（３００Ｈｚ）
以上に広げたことを特徴とする。このディスクブレーキ
では、ねじれモードと曲げモード相互の固有振動数の差
が大きくなっているので、キャリアの基本振動モードが
互いに影響し合うことで自励振動が大きくなるといった
現象を未然に防止できる。
め、請求項１記載の発明のディスクブレーキは、車両の
非回転部に固定されたキャリアと、車輪と一体に回転す
るディスクの両側に配置されかつ該ディスクの軸方向に
移動自在に前記キャリアに支持された一対のパッドと、
前記一対のパッドをまたぐように設けられて該一対のパ
ッドを前記ディスクの両面に押圧するキャリパとを備え
てなる車両用ディスクブレーキにおいて、前記キャリア
の不拘束振動モードのうちの、曲げモードとねじれモー
ドのそれぞれの固有振動数の差を所定値（３００Ｈｚ）
以上に広げたことを特徴とする。このディスクブレーキ
では、ねじれモードと曲げモード相互の固有振動数の差
が大きくなっているので、キャリアの基本振動モードが
互いに影響し合うことで自励振動が大きくなるといった
現象を未然に防止できる。
【０００９】請求項２記載のディスクブレーキは、請求
項１記載の発明において、前記キャリアの内側のビーム
のねじり（断面二次極モーメント）に対する曲げ（断面
二次モーメント）の比を０．７５以上に設定したことを
特徴とする。このディスクブレーキでは、キャリアの基
本振動モードである曲げモードとねじれモードに最も影
響を与えるキャリアの内側のビームについて、ねじり
（断面二次極モーメント）に対する曲げ（断面二次モー
メント）の比を比較的高い値にしており、このため、キ
ャリア全体としてみた場合、同キャリアは、「ねじれ」
については従来のものとさほど変わらないものの、「曲
げ」については強い強度を持つ。つまり、従来のキャリ
アに比べ、ねじれモードの固有振動数はあまり変わらな
いものの、曲げモードの固有振動数は高くなっており、
この結果、キャリアの不拘束振動モードのうちのねじれ
モードと曲げモードのそれぞれの固有振動数の差を大き
くすることが可能となる。
項１記載の発明において、前記キャリアの内側のビーム
のねじり（断面二次極モーメント）に対する曲げ（断面
二次モーメント）の比を０．７５以上に設定したことを
特徴とする。このディスクブレーキでは、キャリアの基
本振動モードである曲げモードとねじれモードに最も影
響を与えるキャリアの内側のビームについて、ねじり
（断面二次極モーメント）に対する曲げ（断面二次モー
メント）の比を比較的高い値にしており、このため、キ
ャリア全体としてみた場合、同キャリアは、「ねじれ」
については従来のものとさほど変わらないものの、「曲
げ」については強い強度を持つ。つまり、従来のキャリ
アに比べ、ねじれモードの固有振動数はあまり変わらな
いものの、曲げモードの固有振動数は高くなっており、
この結果、キャリアの不拘束振動モードのうちのねじれ
モードと曲げモードのそれぞれの固有振動数の差を大き
くすることが可能となる。
【００１０】
【発明の実施の形態】以下、本発明の実施の形態を図面
に基づいて説明する。図１〜図４は本発明に係るディス
クブレーキの実施の形態を示す。図１はディスクブレー
キの正面図であり、図中符号１は車両の非回転部に固定
されるキャリアを示す。このキャリア１には、図２に示
すように車輪と一体に回転するディスク３の両側に位置
するように配置されたブレーキパッド２，２が、ディス
ク軸方向に移動可能に支持されている。図１において、
２ａ，２ａはパッドガイドで、後述のキャリア１に形成
されたガイド部に嵌合され、パッド２，２のディクス軸
方向の円滑な移動を案内する。また、キャリア１には、
キャリパ６が図示せぬスライドピン機構によってディス
ク軸方向に移動自在に設けられている。
に基づいて説明する。図１〜図４は本発明に係るディス
クブレーキの実施の形態を示す。図１はディスクブレー
キの正面図であり、図中符号１は車両の非回転部に固定
されるキャリアを示す。このキャリア１には、図２に示
すように車輪と一体に回転するディスク３の両側に位置
するように配置されたブレーキパッド２，２が、ディス
ク軸方向に移動可能に支持されている。図１において、
２ａ，２ａはパッドガイドで、後述のキャリア１に形成
されたガイド部に嵌合され、パッド２，２のディクス軸
方向の円滑な移動を案内する。また、キャリア１には、
キャリパ６が図示せぬスライドピン機構によってディス
ク軸方向に移動自在に設けられている。
【００１１】キャリパ６は、ディスク３に対してディス
ク軸方向の車体内側（インナー側）にはシリンダ６ａが
形成され、シリンダ６ａ内には図示せぬブレーキペダル
が踏み込まれるとシリンダ６ａ内に供給されるブレーキ
液によってディスク３側に移動し、インナー側のパッド
２をブレーキディスク３のインナー側盤面を押圧する、
ピストン５が内蔵されている。また、キャリパ６は、前
記ディスク３の外周側を跨いでディスク軸方向の車体外
側（アウター側）にも延び、爪６ｂがディスク径方向内
側に延びるように形成され、アウター側のパッドの背面
（ディスク３と反対側の面）に当接している。したがっ
て、図示せぬブレーキペダルが踏み込まれると、ピスト
ン５がインナー側のパッド２をディスク３に押圧し、そ
の際の反作用でキャリパ６がキャリア１に対してインナ
ー側に相対移動し、爪部６ｂがアウター側のパッド２を
ディスク３のアウター側盤面に押圧して、パッド２，２
でディスク３を両側から挟持することにより、制動力が
発生するようになっている。
ク軸方向の車体内側（インナー側）にはシリンダ６ａが
形成され、シリンダ６ａ内には図示せぬブレーキペダル
が踏み込まれるとシリンダ６ａ内に供給されるブレーキ
液によってディスク３側に移動し、インナー側のパッド
２をブレーキディスク３のインナー側盤面を押圧する、
ピストン５が内蔵されている。また、キャリパ６は、前
記ディスク３の外周側を跨いでディスク軸方向の車体外
側（アウター側）にも延び、爪６ｂがディスク径方向内
側に延びるように形成され、アウター側のパッドの背面
（ディスク３と反対側の面）に当接している。したがっ
て、図示せぬブレーキペダルが踏み込まれると、ピスト
ン５がインナー側のパッド２をディスク３に押圧し、そ
の際の反作用でキャリパ６がキャリア１に対してインナ
ー側に相対移動し、爪部６ｂがアウター側のパッド２を
ディスク３のアウター側盤面に押圧して、パッド２，２
でディスク３を両側から挟持することにより、制動力が
発生するようになっている。
【００１２】前記キャリア１は、図４にその概略を示す
ように、ディスク３のインナー側に、ディスク周方向に
離間して配置された一対のインナーアーム１ａ，１ａ
と、ディスク３のアウター側に、ディスク周方向に離間
して前記インナーアーム１ａ，１ａと対向するように配
置されたアウターアーム１ｂ，１ｂとを備え、インナー
アーム１ａ，１ａ、およびアウターアーム１ｂ，１ｂに
は、それぞれディスク弦方向に対向するように一対のガ
イド部１ａｇ，１ａｇ，１ｂｇ，１ｂｇが形成され、前
述したパッドガイド２ａ，２ａが嵌合されるようになっ
ている。そして、ディスク３を挟んで対向する各インナ
ーアーム１ａとアウターアーム１ｂ同士は、ディスク３
の外周を跨ぐように配置されたディスクパス部１ｃ，１
ｃによって一体的に連結され、また、各インナーアーム
１ａ，１ａ同士はディスク径方向の内側でインナービー
ム１ｄによって一体的に連結され、各アウターアーム１
ｂ，１ｂ同士はディスク径方向の内側でアウタービーム
１ｅによって一体的に連結され、インナーアーム１ａ，
１ａ、アウターアーム１ｂ，１ｂ、インナービーム１ｄ
およびアウタービーム１ｅは、ディスク軸方向およびデ
ィスク周方向からみて図１および図３に示すようにコ字
状となっている。そして、このように構成されてなるキ
ャリア１は、インナービーム１ａに形成された取付穴１
ｆにボルト通し、車体の非回転部分としてナックルに固
定されるようになっている。
ように、ディスク３のインナー側に、ディスク周方向に
離間して配置された一対のインナーアーム１ａ，１ａ
と、ディスク３のアウター側に、ディスク周方向に離間
して前記インナーアーム１ａ，１ａと対向するように配
置されたアウターアーム１ｂ，１ｂとを備え、インナー
アーム１ａ，１ａ、およびアウターアーム１ｂ，１ｂに
は、それぞれディスク弦方向に対向するように一対のガ
イド部１ａｇ，１ａｇ，１ｂｇ，１ｂｇが形成され、前
述したパッドガイド２ａ，２ａが嵌合されるようになっ
ている。そして、ディスク３を挟んで対向する各インナ
ーアーム１ａとアウターアーム１ｂ同士は、ディスク３
の外周を跨ぐように配置されたディスクパス部１ｃ，１
ｃによって一体的に連結され、また、各インナーアーム
１ａ，１ａ同士はディスク径方向の内側でインナービー
ム１ｄによって一体的に連結され、各アウターアーム１
ｂ，１ｂ同士はディスク径方向の内側でアウタービーム
１ｅによって一体的に連結され、インナーアーム１ａ，
１ａ、アウターアーム１ｂ，１ｂ、インナービーム１ｄ
およびアウタービーム１ｅは、ディスク軸方向およびデ
ィスク周方向からみて図１および図３に示すようにコ字
状となっている。そして、このように構成されてなるキ
ャリア１は、インナービーム１ａに形成された取付穴１
ｆにボルト通し、車体の非回転部分としてナックルに固
定されるようになっている。
【００１３】そして、取付穴１ｆによって車体の非回転
部分としてのナックルに固定される、キャリア１の唯一
の固定部分としてのインナービーム１ｄの断面形状は、
図３に示すように、上下に大フランジ部１０ａ，１０ｂ
を有するとともにその中央に小フランジ部１０ｃを有
し、それらがリブ１０ｄで互いに連結されてなる「王」
の字状になっている。ここで、比較のため、図１１に従
来のキャリア２０のインナービーム（内側のビーム）２
１を示す。この従来のキャリア２０のインナービーム２
１の断面形状は、側方に突出部２１ａを有する単なる略
方形状となっている。本実施形態のキャリア１のインナ
ービーム１ｄは、上述した従来の断面略方形状のインナ
ービーム２１に比べて、断面二次極モーメントは同程度
であるものの、断面二次モーメントが大きくなるように
設定されている。具体的には、ねじり（断面二次極モー
メント）に対する曲げ（断面二次モーメント）の比（断
面二次モーメント／断面二次極モーメント）が、０．７
５に設定されている。ちなみに、図１１に示す従来のキ
ャリア２０のインナービームは、ねじり（断面二次極モ
ーメント）に対する曲げ（断面二次モーメント）の比が
０．５７であった。
部分としてのナックルに固定される、キャリア１の唯一
の固定部分としてのインナービーム１ｄの断面形状は、
図３に示すように、上下に大フランジ部１０ａ，１０ｂ
を有するとともにその中央に小フランジ部１０ｃを有
し、それらがリブ１０ｄで互いに連結されてなる「王」
の字状になっている。ここで、比較のため、図１１に従
来のキャリア２０のインナービーム（内側のビーム）２
１を示す。この従来のキャリア２０のインナービーム２
１の断面形状は、側方に突出部２１ａを有する単なる略
方形状となっている。本実施形態のキャリア１のインナ
ービーム１ｄは、上述した従来の断面略方形状のインナ
ービーム２１に比べて、断面二次極モーメントは同程度
であるものの、断面二次モーメントが大きくなるように
設定されている。具体的には、ねじり（断面二次極モー
メント）に対する曲げ（断面二次モーメント）の比（断
面二次モーメント／断面二次極モーメント）が、０．７
５に設定されている。ちなみに、図１１に示す従来のキ
ャリア２０のインナービームは、ねじり（断面二次極モ
ーメント）に対する曲げ（断面二次モーメント）の比が
０．５７であった。
【００１４】次に上記構成のディスクブレーキの作用に
ついて説明する。上記構成のディスクブレーキでは、図
示せぬブレーキペダルが踏み込まれると、キャリパ６に
装備されたシリンダ６ａに圧油が供給され、ピストン５
がシリンダ６ａの外方へ移動して一方のパッド２をディ
スク３の一面に圧接し、また、その反力によってキャリ
パ６の爪部６ｂで他方のパッド２をディスク３の他面に
圧接し、これにより、回転するディスク３に制動力を与
える。
ついて説明する。上記構成のディスクブレーキでは、図
示せぬブレーキペダルが踏み込まれると、キャリパ６に
装備されたシリンダ６ａに圧油が供給され、ピストン５
がシリンダ６ａの外方へ移動して一方のパッド２をディ
スク３の一面に圧接し、また、その反力によってキャリ
パ６の爪部６ｂで他方のパッド２をディスク３の他面に
圧接し、これにより、回転するディスク３に制動力を与
える。
【００１５】ここで、このディスクブレーキのキャリア
１は、インナービーム１ｄのねじり（断面二次極モーメ
ント）に対する曲げ（断面二次モーメント）の比（断面
二次モーメント、／断面二次極モーメント）が、０．７
５に設定されており、図１１に示す従来のディスクブレ
ーキのキャリア２０のインナービーム２１に比べ、ねじ
り（断面二次極モーメント）に対する曲げ（断面二次モ
ーメント）を高く設定してある。このようにインナービ
ーム１ｄの断面二次モーメントを大きく設定しているた
め、同インナービーム１ｄを備えるキャリア１の不拘束
状態の基本振動モードは、「ねじれ」については従来の
ものとさほど変わらないものの、「曲げ」については強
い強度を持つ。
１は、インナービーム１ｄのねじり（断面二次極モーメ
ント）に対する曲げ（断面二次モーメント）の比（断面
二次モーメント、／断面二次極モーメント）が、０．７
５に設定されており、図１１に示す従来のディスクブレ
ーキのキャリア２０のインナービーム２１に比べ、ねじ
り（断面二次極モーメント）に対する曲げ（断面二次モ
ーメント）を高く設定してある。このようにインナービ
ーム１ｄの断面二次モーメントを大きく設定しているた
め、同インナービーム１ｄを備えるキャリア１の不拘束
状態の基本振動モードは、「ねじれ」については従来の
ものとさほど変わらないものの、「曲げ」については強
い強度を持つ。
【００１６】具体的に基本振動モードの固有振動数を調
べてみると、図５に示すように、本実施形態のキャリア
１では、ねじれモードの固有振動数が９０６Ｈｚ、曲げ
モードの固有振動数が１２９９Ｈｚであり、その差は約
３００Ｈｚであった。図５には比較のため、従来のキャ
リア２０、並びに変形しやすい箇所を補強したキャリア
（補強キャリア）のそれぞれの特性も同時に示してい
る。図１１に示した、断面略方形状のインナービーム２
１を持つ従来のキャリア２０は、ねじれモードの固有振
動数が８６９Ｈｚ、曲げモードの固有振動数が１０７４
Ｈｚであり、その差は約２００Ｈｚであった。また、補
強キャリアは、ねじれモードの固有振動数が１０９４Ｈ
ｚ、曲げモードの固有振動数が１２８５Ｈｚであり、そ
の差は約１９０Ｈｚであった。
べてみると、図５に示すように、本実施形態のキャリア
１では、ねじれモードの固有振動数が９０６Ｈｚ、曲げ
モードの固有振動数が１２９９Ｈｚであり、その差は約
３００Ｈｚであった。図５には比較のため、従来のキャ
リア２０、並びに変形しやすい箇所を補強したキャリア
（補強キャリア）のそれぞれの特性も同時に示してい
る。図１１に示した、断面略方形状のインナービーム２
１を持つ従来のキャリア２０は、ねじれモードの固有振
動数が８６９Ｈｚ、曲げモードの固有振動数が１０７４
Ｈｚであり、その差は約２００Ｈｚであった。また、補
強キャリアは、ねじれモードの固有振動数が１０９４Ｈ
ｚ、曲げモードの固有振動数が１２８５Ｈｚであり、そ
の差は約１９０Ｈｚであった。
【００１７】図５から明らかなように、図１１に示すキ
ャリア２０を有する従来のディスクブレーキでは、１．
８ｋＨｚの鳴き回数は８４回であった。また、補強キャ
リアを備えるディスクブレーキでは、多少減少したもの
のその鳴き回数は１９回であった。これから、補強キャ
リアを備えるディスクブレーキでは、補強を施さない従
来のものに比べて曲げモード及びねじれモードともに高
くなっており、両者の固有振動数の差が大きくなってい
ないことから、結果的に、剛性が高くなっている割に
は、鳴き回数が１９回とそれほどブレーキ鳴きに対して
は補強が有効に働いていないことがわかる。
ャリア２０を有する従来のディスクブレーキでは、１．
８ｋＨｚの鳴き回数は８４回であった。また、補強キャ
リアを備えるディスクブレーキでは、多少減少したもの
のその鳴き回数は１９回であった。これから、補強キャ
リアを備えるディスクブレーキでは、補強を施さない従
来のものに比べて曲げモード及びねじれモードともに高
くなっており、両者の固有振動数の差が大きくなってい
ないことから、結果的に、剛性が高くなっている割に
は、鳴き回数が１９回とそれほどブレーキ鳴きに対して
は補強が有効に働いていないことがわかる。
【００１８】一方、本実施形態のディスクブレーキで
は、上述したように、「ねじり」については従来のもの
とさほど変わらないものの、「曲げ」については強い強
度を持つキャリア１を備えており、これにより、従来の
ものに比べ、ねじれモードの固有振動数はあまり変わら
ないものの、曲げモードの固有振動数が高くなってい
る。これにより、ねじれモードと曲げモードの固有振動
数の差を３００Ｈｚ以上の大きな値に設定することがで
きる。この結果、キャリアの基本振動モードが互いに影
響し合うことで自励振動が生じるといった現象を未然に
防止でき、低周波の鳴き頻度はわずか１回であった。
は、上述したように、「ねじり」については従来のもの
とさほど変わらないものの、「曲げ」については強い強
度を持つキャリア１を備えており、これにより、従来の
ものに比べ、ねじれモードの固有振動数はあまり変わら
ないものの、曲げモードの固有振動数が高くなってい
る。これにより、ねじれモードと曲げモードの固有振動
数の差を３００Ｈｚ以上の大きな値に設定することがで
きる。この結果、キャリアの基本振動モードが互いに影
響し合うことで自励振動が生じるといった現象を未然に
防止でき、低周波の鳴き頻度はわずか１回であった。
【００１９】他の実施の形態 図６〜図９は、本発明に係るディスクブレーキのインナ
ービームの他の断面形状を示す。図６はひょうたん型の
断面を持つインナービーム３０、図７（ａ），（ｂ）は
Ｔ型の断面を持つインナービーム３１，３２、図８
（ａ），（ｂ）はコ字状断面を持つインナービーム３
３，３４、図９は長方形型の断面形状を持つインナービ
ーム３５である。いずれも縦長形状とされており、ねじ
れ（断面二次極モーメント）に対して曲げ（断面二次モ
ーメント）が比較的高く設定されている。具体的には、
ねじり（断面二次極モーメント）に対する曲げ（断面二
次モーメント）の比（断面二次モーメント／断面二次極
モーメント）が、０．７５以上となるように設定されて
いる。したがって、そのようなインナービームを持つキ
ャリパでは、不拘束状態の振動モードのうち、ねじれモ
ードと曲げモードの固有振動数の差が大きくなり、前記
した実施の形態と同様に、低周波のブレーキ鳴き現象を
抑えることができる。
ービームの他の断面形状を示す。図６はひょうたん型の
断面を持つインナービーム３０、図７（ａ），（ｂ）は
Ｔ型の断面を持つインナービーム３１，３２、図８
（ａ），（ｂ）はコ字状断面を持つインナービーム３
３，３４、図９は長方形型の断面形状を持つインナービ
ーム３５である。いずれも縦長形状とされており、ねじ
れ（断面二次極モーメント）に対して曲げ（断面二次モ
ーメント）が比較的高く設定されている。具体的には、
ねじり（断面二次極モーメント）に対する曲げ（断面二
次モーメント）の比（断面二次モーメント／断面二次極
モーメント）が、０．７５以上となるように設定されて
いる。したがって、そのようなインナービームを持つキ
ャリパでは、不拘束状態の振動モードのうち、ねじれモ
ードと曲げモードの固有振動数の差が大きくなり、前記
した実施の形態と同様に、低周波のブレーキ鳴き現象を
抑えることができる。
【００２０】なお、上記した幾つかのインナービームの
断面形状はあくまで例示であり、ねじれ（断面二次極モ
ーメント）に対して曲げ（断面二次モーメント）が比較
的高く設定される範囲において、適宜設計変更可能であ
る。また、上記実施の形態では、インナービーム１ｄの
断面形状を変えることで、キャリア１の不拘束振動モー
ドのうちの曲げモードとねじれモードのそれぞれの固有
振動数の差を約３００Ｈｚに設定したが、キャリア１他
の部分の断面形状を変えて同固有振動数の差を同程度に
設定しても良い。また、固有振動数の差は３００Ｈｚ以
上であれば、いくら大きくしても良い。
断面形状はあくまで例示であり、ねじれ（断面二次極モ
ーメント）に対して曲げ（断面二次モーメント）が比較
的高く設定される範囲において、適宜設計変更可能であ
る。また、上記実施の形態では、インナービーム１ｄの
断面形状を変えることで、キャリア１の不拘束振動モー
ドのうちの曲げモードとねじれモードのそれぞれの固有
振動数の差を約３００Ｈｚに設定したが、キャリア１他
の部分の断面形状を変えて同固有振動数の差を同程度に
設定しても良い。また、固有振動数の差は３００Ｈｚ以
上であれば、いくら大きくしても良い。
【００２１】
【発明の効果】以上説明したように、請求項１記載の発
明によれば、キャリアの不拘束振動モードのうちの、曲
げモードとねじれモードのそれぞれの固有振動数の差を
所定値以上に広げているので、キャリアの基本振動モー
ドが互いに影響し合うことで自励振動が生じるといった
現象を未然に防止できる。この結果、他の部品等を付加
することなく、またコストや重量をアップすることな
く、ごく簡単な構成で低周波のブレーキ鳴きを大幅に低
減させることが可能となった。
明によれば、キャリアの不拘束振動モードのうちの、曲
げモードとねじれモードのそれぞれの固有振動数の差を
所定値以上に広げているので、キャリアの基本振動モー
ドが互いに影響し合うことで自励振動が生じるといった
現象を未然に防止できる。この結果、他の部品等を付加
することなく、またコストや重量をアップすることな
く、ごく簡単な構成で低周波のブレーキ鳴きを大幅に低
減させることが可能となった。
【００２２】請求項２記載の発明によれば、キャリアの
内側のビームのねじり（断面二次極モーメント）に対す
る曲げ（断面二次モーメント）の比を０．７５以上に設
定しているので、キャリア全体としてみた場合、同キャ
リアは、「ねじれ」については従来のものとさほど変わ
らないものの、「曲げ」については強い強度を持つこと
となり、結果として、ねじれモードと曲げモードのそれ
ぞれの固有振動数の差を大きくすることができ、ごく簡
単な構成で、低周波のブレーキ鳴きを大幅に低減させる
ことが可能となった。
内側のビームのねじり（断面二次極モーメント）に対す
る曲げ（断面二次モーメント）の比を０．７５以上に設
定しているので、キャリア全体としてみた場合、同キャ
リアは、「ねじれ」については従来のものとさほど変わ
らないものの、「曲げ」については強い強度を持つこと
となり、結果として、ねじれモードと曲げモードのそれ
ぞれの固有振動数の差を大きくすることができ、ごく簡
単な構成で、低周波のブレーキ鳴きを大幅に低減させる
ことが可能となった。
【図１】 本発明の実施形態のディスクブレーキを示す
正面図である。
正面図である。
【図２】 図１のＸーＸ線に沿う断面図である。
【図３】 キャリアの断面図である。
【図４】 キャリアの概略構造を示す模式図である。
【図５】 同ディスクブレーキの特性を示す表であっ
て、従来のディスクブレーキとの比較を表した図であ
る。
て、従来のディスクブレーキとの比較を表した図であ
る。
【図６】 本発明の他の実施形態を示すキャリアのイン
ナービームの断面図である。
ナービームの断面図である。
【図７】 本発明の他の実施形態を示すキャリアのイン
ナービームの断面図である。
ナービームの断面図である。
【図８】 本発明の他の実施形態を示すキャリアのイン
ナービームの断面図である。
ナービームの断面図である。
【図９】 本発明の他の実施形態を示すキャリアのイン
ナービームの断面図である。
ナービームの断面図である。
【図１０】 実験により得た１．８ｋＨｚの鳴き振動モ
ードに存在するキャリアの基本モードを示すもので、
（ａ）はねじれモード、（ｂ）は曲げモードを示す図で
ある。
ードに存在するキャリアの基本モードを示すもので、
（ａ）はねじれモード、（ｂ）は曲げモードを示す図で
ある。
【図１１】 従来のキャリアと断面図である。
１ キャリア １ｄ インナービーム ２ パッド ３ ディスク ５ ピストン ６ キャリパ ６ａ シリンダ ６ｂ 爪部
Claims (2)
- 【請求項１】 車両の非回転部に固定されたキャリア
と、車輪と一体に回転するディスクの両側に配置されか
つ該ディスクの軸方向に移動自在に前記キャリアにより
支持された一対のパッドと、前記一対のパッドをまたぐ
ように設けられて該一対のパッドを前記ディスクの両面
に押圧するキャリパとを備えてなる車両用ディスクブレ
ーキにおいて、 前記キャリアの不拘束振動モードのうちの、曲げモード
とねじれモードのそれぞれの固有振動数の差を所定値以
上に広げたことを特徴とするディスクブレーキ。 - 【請求項２】 前記キャリアの内側のビームのねじり
（断面二次極モーメント）に対する曲げ（断面二次モー
メント）の比を０．７５以上に設定したことを特徴とす
る請求項１記載のディスクブレーキ。
Priority Applications (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP08775398A JP4112067B2 (ja) | 1998-03-31 | 1998-03-31 | ディスクブレーキ |
| US09/272,208 US6186289B1 (en) | 1998-03-31 | 1999-03-19 | Disc brake |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP08775398A JP4112067B2 (ja) | 1998-03-31 | 1998-03-31 | ディスクブレーキ |
Publications (3)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH11287266A true JPH11287266A (ja) | 1999-10-19 |
| JPH11287266A5 JPH11287266A5 (ja) | 2005-09-15 |
| JP4112067B2 JP4112067B2 (ja) | 2008-07-02 |
Family
ID=13923712
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP08775398A Expired - Lifetime JP4112067B2 (ja) | 1998-03-31 | 1998-03-31 | ディスクブレーキ |
Country Status (2)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US6186289B1 (ja) |
| JP (1) | JP4112067B2 (ja) |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| EP1058020A3 (de) * | 1999-05-31 | 2002-03-27 | Dr.Ing. h.c.F. Porsche Aktiengesellschaft | Bremssattel für eine Scheibenbremsanlage |
| JP2009074634A (ja) * | 2007-09-21 | 2009-04-09 | Hitachi Ltd | ディスクブレーキおよびディスクブレーキ用キャリア |
| JP2021021429A (ja) * | 2019-07-26 | 2021-02-18 | 日立オートモティブシステムズ株式会社 | ディスクブレーキ |
Families Citing this family (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2005240904A (ja) * | 2004-02-26 | 2005-09-08 | Nissin Kogyo Co Ltd | 車両用ディスクブレーキ |
| CN104776134A (zh) * | 2015-03-27 | 2015-07-15 | 江苏佰瑞克汽配有限公司 | 一种汽车碟刹支架 |
| FR3039645B1 (fr) * | 2015-07-31 | 2017-08-11 | Peugeot Citroen Automobiles Sa | Procede d'optimisation d'un systeme de frein pour reduire le bruit de crissement |
| USD884567S1 (en) * | 2016-07-13 | 2020-05-19 | Nissin Kogyo Co., Ltd. | Caliper body of disk brake for vehicle |
| DE102017011338A1 (de) * | 2017-12-08 | 2019-06-13 | Wabco Europe Bvba | Bremsträger für eine Scheibenbremse |
Family Cites Families (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US4047598A (en) * | 1976-09-13 | 1977-09-13 | The B. F. Goodrich Company | Caliper brake torque plate |
| JP3465339B2 (ja) | 1994-03-25 | 2003-11-10 | アイシン精機株式会社 | ディスクブレーキ用マウンティング部材 |
| JP3087587B2 (ja) * | 1994-10-31 | 2000-09-11 | 住友電気工業株式会社 | ディスクブレーキ |
-
1998
- 1998-03-31 JP JP08775398A patent/JP4112067B2/ja not_active Expired - Lifetime
-
1999
- 1999-03-19 US US09/272,208 patent/US6186289B1/en not_active Expired - Lifetime
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| EP1058020A3 (de) * | 1999-05-31 | 2002-03-27 | Dr.Ing. h.c.F. Porsche Aktiengesellschaft | Bremssattel für eine Scheibenbremsanlage |
| JP2009074634A (ja) * | 2007-09-21 | 2009-04-09 | Hitachi Ltd | ディスクブレーキおよびディスクブレーキ用キャリア |
| JP2021021429A (ja) * | 2019-07-26 | 2021-02-18 | 日立オートモティブシステムズ株式会社 | ディスクブレーキ |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| US6186289B1 (en) | 2001-02-13 |
| JP4112067B2 (ja) | 2008-07-02 |
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