JPS60234134A - デイスクブレーキ - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 防止するために、ロータに係合する面積部分が、励起さ
れるロータの振動節よりも小さい弧長を有する第１及び
第２の摩擦パッドを有するディスクブレーキに関するも
のである。

ブレーキ適用中に発生する騒音は、車両の大きさが小さ
くなったことにより増大している。例えば米国特許第３
　、　９９８　、　３旧号に開示されているように、摩
擦パッドの背面に吸音コーティングを施すことによって
騒音を遮へいする試みがなされた。

かかるコーティングは効果的ではあるが、コーティング
を施すことによって製造コストが上昇し、又コーティン
グの厚さが均一で々いか又はパッドの背面全部が被覆さ
れていないときは、望捷しくない騒音が発生した。

コーティングを廃止するために、米国特許第４、１５４
，３２２号において、パッドの後方に騒音吸収用のスク
リーンを配設することが示唆されている６３この解決方
法は、ブレーキ騒音を少しも向上させることなく、ブレ
ーキライニングのコストを著しく高騰させるだめに、顧
客に歓迎されなかった。

騒音を低減するための他の手法は、米国特許第４、３１
５，５６３号に開示されているように摩擦パッドにワイ
パ部材を追加することである。この特許は、ブレーキ適
用中にロータ上に発生する酸化物が摩擦係数を増大し、
その結果、後のブレーキ適用時に騒音が生起されること
を示唆している。ワイパ部材は、パッド内の残部の摩擦
利別とは異る月別であるので、ブレーキパッドの価格の
高騰を招くものである。

個々の騒音問題は、ブレーキパッドを構成している組成
材料の成分を変更することによって減少してきた。騒音
低減に対する摩擦材料の変更は、大部分の顧客にとって
満足し得るものではあるが、供給業者は、個別の応用に
対してこの問題をすべて解決するだめの時間と費用とを
十分に持っていない。

同じ型式の車両で、同じ摩擦材料を使用していても、異
るロータ（ソリッドロータ対オープンセンタロータ）が
使用された場合に、騒音の発生が異ることが示唆されて
いる。ブレーキ鳴き又はブレーキ騒音は、摩擦パッドが
ロータ表面を摩擦することによって起るロータの複数の
固有振動数の励起に影響される、というのが、一般的見
解である。

実験の結果、ディスクブレーキのロータが１５或いはそ
れ以上の固有振動数を有することを確認した。大部分の
固有振動数は軸線方向のものであるが、幾つかは捩り方
向のものである。しかしながら、ブレーキ適用状況を７
ユミレートするために、ブレーキパッドをロータに係合
させたとき、固有振動数のうち一部の振動数だけでブレ
ーキ騒音又はブレーキ鳴きが発生した。振動系のすべて
の固有振動数は、固有振動数に関連する変形パターンを
画くモード形状に関連するのでディスクブレーキ及び協
働するロータのモード形状が調査された。連続構造物に
おいては、振動モード形状は、一般に、構造物の表面に
おける振動の節のパターン（変位量零の点の軌跡）によ
って表わされることが認められている。ディスクブレー
キのロータは自由な端縁と把持された端縁とを有する環
状円板に類似している。従来の試験から、環状円板の振
動モード形状が、可能性のあるすべての組合せとして節
円と節直径とからなることが知られてい↑欣 る。ロータがその固有振動数で励起され、振動の節直径
が測定された。成る複数の固有振動数だけがブレーキ鳴
きを生起するので、ブレーキパッドと係合したときに騒
音を発生する可能性が最も高い周波数が調査された。共
振システムが、その固有振動数より大きい振動数に対し
てよりも、固有振動数より小さい振動数に対して、より
敏感であることが知られている。又、低い周波数の軸線
方向の振動は、捩り振動を一層励起しやすい傾向がある
。従って、摩擦パッドの表面積を減少させることによっ
て、より高い軸線方向の振動モードが生起されて捩り振
動モードが励起され難くなり、ブレーキ騒音に有利な効
果が得られる。しかしながら、摩擦パッドの表面積の減
少は、反面に摩耗の増大をもたらすという問題を生起す
る。しかし、本発明者は、摩擦パッド表面積の減少は、
振動周波数の増大と共に、ブレーキ鳴きの可聴騒音が低
減することで、正当に妥協されるものと考える。

従って、本発明は、ロータに係合する摩擦パッドの表面
積が、ブレーキ適用中に望ましくない騒音を生起するよ
うな低周波数の軸線方向振動モードとは異る振動モード
の円弧長を有することを特徴とするものである。

本発明の一つの利点は、ロータに係合する摩擦パッドの
サイズを選択することによって、ブレーキ適用中に生起
される望ましくない騒音を実質的に解消することである
。

本発明の一つの目的は、ブレーキ適用中の騒音の発生を
著しく低減するために、異った作動節直径でロータに係
合するように、互いにオフセットした作動摩擦面を有す
る摩擦パッドを具えだディスクブレーキを提供するにあ
る。

以下、本発明の実施例を添伺図面について具体的に説明
する。

第１図及び第２図に示されているディスクブレーキ１０
は、車軸又は軸２０上のベアリング１６及び１８に支持
されたハブ１４を有するロータ１２を具えている。ナツ
ト２２をねじ２４に螺合することによってロータ１２が
車軸２０」二に保持され、同車軸２０は車両のフレーム
又は他の支持体２６に固定されている。全体としてＣ形
をなしロータ１２を囲んでいるキャリパ２８が、アンカ
プレート２７によって支持体２６に固着されている。キ
ャリパ２８は前方又は車体外方の脚部３０と、後方又は
車体内方の脚部３２とを具え、上記両脚部は架橋部分３
４によって連結されている。車体内方の脚部３２ば、作
動流体源に連結された孔３８内に配設された流体作動ピ
ストン３６を具えている。ピストン３６は車体内方の摩
擦パッド４２のバッキングプレーｉ・４０に係合する。

間接的に作動される車体外方の摩擦パッド４４は、車体
外方の脚部３０に連結されたバッキングプレート４６を
具えている。入口ボート４８から孔３８内に作動流体が
供給されると、ピストン３６が車体内方のパッド４２を
変位させてロータ１２の面５０に係合させ、その後キャ
リパ２８がピン上を摺動してバッキングプレート４６を
ロータ１２側に変位させ、車体外方のパッド４４をロー
タ１２の面５２に係合させる。

アンカブレー）・２７は、第２図に示されているように
、二個の軸線方向かつ外方に延びたアーム５４及び５６
を具え、これらのアームはロータ１２の外周を越えて延
在し、車体内方の摩擦パッド４２のバッキングプレート
４０及び車体外方の摩擦パッド４４のバッキングプレー
ト４６を案内レール５８及び６０上で摺動自在に支持す
る。この構造によりすべての制動摩擦トルクが、アンカ
プレート２７によって直接支持体２６に伝達される。こ
の結果キャリパ２８は、制動トルクを負担することなく
主としてブレーキを適用するために必要なりランプ力を
適用する構造体として作動する。この形式のブレーキ装
置は、制動中に、種々の減速度においてブレーキ鳴き又
は騒音を発生していた。

制動中に発生する騒音を評価するために、この形式のブ
レーキ装置がブレーキ鳴きを起しやすい周波数を確認す
る実験が行なわれた。基本的なプロセスは、ロータ１２
を、加振ハンマで打撃するか、又はランダム入力もしく
は掃引ザイン入力を有する電磁式起振機により振動させ
ることによって、励振することである。ロータＩ２が、
均一の態様で一点において加振され、一方、同ロータ上
の種々の位置に加速度計が装着された。入力及び出力間
の運動伝達が一連の試験において記録された。伝達関数
は、実成分と虚成分とを有する複雑な関数である。ロー
タ１２の所定位置において、伝達関数の虚部分が、正又
は負の一連のピークを示す。各々のピークが共振振動数
に対応するものである。所定の共振振動数において、も
し伝達関数の虚部骨の符号が、隣接する二つの位置で変
るときは、その二つの位置の間に振動の節がある。

節の正確な位置は、ピークの相対的な大きさによって定
めることができる。

高速フーリエ変換アナライザが、上述した計算を自動的
に遂行し、かつ振動モードの形状を映像として表示する
ために用いられた。

ロータ１２の軸線方向及び接線方向の振動の両方につい
て試験が行々われだ。複数の節が、複数の直径及び円の
形で存在する。下記表は、節直径だけを有する振動モー
ドに相応する固有振動数を示すものである。

このロータ１２を用いたディスクブレーキ１０では、５
節直径に相当する軸線方向の振動モード及び二つの捩り
振動モードにおいて、最も頻繁にブレーキ鳴きが観察さ
れた。捩り振動モードが励起されることは、それがロー
タに加えられる摩擦力の方向であることから、異とする
に足らないことである。

第３図は、摩擦パッド４２及び４４のフートプリント８
０．８０′間に存在する幾何学的な相互関係、及び５節
直径（ａ−ｅ）で固有振動数が７０００Ｈｚに相当する
振動モードの形状が示されている。

摩擦パッド４２及び４４のフートプリン；・８０．８０
′（フートプリント８０と８０′とは同じであるので、
第３図ではフートプリント８０だけが示されている）は
、隣接する全数の節直径、この場合は３個の節直径に対
する角度に等しい角度をなしている。この幾何学的関係
が、真実の物理的効果を表示するものか、又は単なる偶
然にすぎ々いものであるかを確認するために、以前に中
心周波数が７　ＫＨｚで２乃至１５ＫＨｚの周波数にお
いてブレーキ鳴きを生じた一組の摩擦パッドの両端部を
、第４図に示すように斜めに傾斜させて、ロータに対す
るパッドのフートプリントが当初の値の５０チに低減し
た摩擦パッド４２′及び４４′を作った。

これらの摩擦パッドを用いて再試験を行ったところ、中
心周波数が１７ＫＨｚで１７乃至１８ＫＨｚ　の周波数
域においてブレーキ鳴きが生じた。第５図は、端部を傾
斜させた摩擦パッドのフートプリント８２が、１６．５
　ＫＨｚの固有振動数に対応する全部で１０個の節直径
ａ／乃至ｊ′を有する振動モードにおける、三つの隣接
する節直径がなす角度に等しい角度をなすことを示して
いる。

これらの実験結果から、ロータ１２上の摩擦パッド４２
及び４４のフートプリントド、摩擦パッド４２及び４４
によって励起される軸線方向のロータ振動との間に、相
関関係があることが認められた。ロータの軸線方向振動
モードの励起が、ロータの捩り振動モードを励起させる
可能性はある。

しかしながら、振動の基礎理論は、共振が、その固有振
動数より高い振動数の振動に対してよりも、低い振動数
の振動に対して、より敏感であることを教示している。

従って、もし高い周波数の軸線方向の振動モードが励起
されると、低い周波数の捩り振動モードが励起される可
能性は少なくなる。

ブレーキ鳴きを聞き別ける人口は、周波数の増大と共に
低下するので、ブレーキ鳴きの周波数が十分に高いとき
は、無視することができる。それ故、ブレーキ鳴きに対
する非難は、その周波数の増大と共に減少するものと考
えられる。」二記試験は、摩擦パッドのツーＩ・プリン
トを減少することによって、軸線方向の高い振動モード
が励起され、従って捩り振動モードの励起の可能性が低
減するので、ブレーキ鳴きに対して有利な効果が得られ
ることを示している。

しかしながら、摩擦パッドの面積の大巾な減少に対して
、摩耗が著１−＜増加するのではないかという重要な問
題がある。望ましいのは、摩擦パッドの面積減少の有益
な効果を保ちながら、実際の作用面積を、できるだけ大
きくすることである。

各摩擦パッドの全面積を増加し、かつロータ直 １２上の共通面積゛Ｙ″を所望の節電径内に収めるだめ
に、第６図に示す実施例が評価された。摩擦パッド４２
“及び４４”について騒音試験が行なわれた。ブレーキ
鳴きが、中心周波数が約１３０００Ｈｚで、５０００乃
至２００００　Ｈｚの作動周波数域で観察された。その
後、パッド４２“及び４４”上に傾斜端部４３及び４５
を設けて、同じロータ１２に当接させた。この後の試験
において、中心周波数が約１８０００　Ｈｚで、１２０
００乃至２００００　）（ｚのブレーキ鳴きが発生した
。これらの試験結果は、共通掃過面積゛Ｙ′が同一であ
ることから、第４図に示された実施例におけるものと、
騒音レベルに関して矛盾１−ないものである。しかしな
がら有効掃過面積はＸに増加した。具合が悪いことには
、摩擦パッド４２“及び４４″が摩耗するにつれて、傾
斜端部の共通掃過面積が有効掃過面積に近づくので、Ｙ
がＸに近づくにつれ騒音レベルも増大する。成る場合に
は、この騒音レベルの低下は、運転者に対して摩擦パッ
ド４２“及び４４′Ｉの交換の必要性を指示する点で、
好ましいものである。

第７図に示されている摩擦パッド４２″′及ヒ、ｉ　４
　／／／は、互いにオフセットして配置されていて、そ
の両端が傾斜面にされず直角に形成されているので、摩
耗の全期間を通じて共通面積Ｙ′及び有効面積Ｘが同一
になるようにしだものである。この実施例では、重畳又
は共通面積゛Ｙ・は各摩擦パッド４２　／／／及び４４
　／／／が、第５図において仮想線で示したパッドフー
トプリント８４及び実線で示したフートプリント８２で
図示されているように、ロータ１２の異る節直径上で実
質的に作動するような長さを有するものである。

結論的に、−組の摩擦パッドのロータ上におけるフート
プリントが小さくなれば々る程、摩擦パッドによって励
起されるロータの軸線方向の固有振動数は高くなる。更
に、励起された軸線方向の固有振動数が高くなればなる
程、ブレーキ適用中に低い固有振動数において発生した
捩シ振動モードが起り難くなる。ロータ上の摩擦パッド
の共通掃過面積が大きくなると、望ましくない低周波の
軸線方向振動モードが励起され、ブレーキ装置が、運転
者にとって不快な騒音を発生する。

【図面の簡単な説明】

第１図はディスクブレーキの断面図、第２図は第１図の
ディスクブレーキの平面図、第３図は第１図のディスク
ブレーキにおける摩擦パッドがロータと係合することに
よって生じた表面パターンを示す線図、第４図は本発明
により作られた摩擦パッド及びロータの関係を示す断面
図、第５図は第４図のディスクブレーキの摩擦パッドを
ロータと係合させることによって生じた表面パターンを
示す線図、第６図は本発明の他の実施例におけるロータ
及び摩擦パッドの断面図、第７図は本発明の更に他の実
施例におけるロータ及び摩擦パッドの断面図である。 １０−・ディスクブレーキ、１２−・ロータ、２８・−
キャリパ、４０・・バッキングプレート、４２・・車体
内方の摩擦パッド、４４・・車体外方の摩擦パッド、４
６・・バッキングプレート。 （ほか７名）

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １　第１及び第２の摩擦パッドをロータに係合させるこ
   とによってブレーキ作用を生起させるキャリパ部材を具
   え、上記ロ一りが振動条件に関連した固有振動数に対応
   する複数の節パターンを有するものにおいて、上記第１
   及び第２のバンドが、上記ロータに係合する第１及び第
   ２の面積を夫々具え、これら第１及び第２の面積の各々
   が、ブレーキ適用中に望ましくない騒音を発生するロー
   タの振動モードに相応した部間間隔とは異る円弧長を有
   することを特徴とするディスクブレーキ。 ２　上記第１及び第２パツドの上記第１及び第２の面積
   の一部分が互いにオフセットしていることを特徴とする
   特許請求の範囲第１項記載のディスクブレーキ。 ３　上記オフセットは、上記第１及び第２面積の一部分
   が異る作動振動節内でロータと係合するように構成され
   ていることを特徴とする特許請求の範囲第２項記載のデ
   ィスクブレーキ。 ４　上記各々のバンドがリーディング端部とトレーリン
   グ端部とを具え、上記第１パッドのリーディング端部が
   、ブレーキ適用中における同パッドの摩耗によって上記
   第１面積が変化するように、傾斜面として形成されると
   共に、第２パツドのトレーリング端部が、ブレーキ適用
   中における同パッドの摩耗により上記第２面積が変化す
   るように傾斜面として形成され、上記第１及び第２面積
   の変化により運転者に摩耗状態を報知する制御された騒
   音が生起されるように構成したことを特徴とする特許請
   求の範囲第１項記載のディスクブレーキ。 ５　上記第１及び第２面積が人間の聴覚の範囲内にある
   最も低い捩り振動数よシも大きい軸線方向振動数によっ
   て生起される節直径で作動するように選択されているこ
   とを特徴とする特許請求の範囲第１項記載のディスクブ
   レーキ。 ６　上記第１及び第２バンドが互いにオフセットしてい
   ることを特徴とする特許請求の範囲第１項記載のディス
   クブレーキ。 ７　上記第１及び第２面積が、上記ロータの固有振動数
   に関連して異る節直径内で作動することを特徴とする特
   許請求の範囲第６項記載のディスクブレーキ。