JP2005240876A - Brake disk rotor - Google Patents

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JP2005240876A JP2004049813A JP2004049813A JP2005240876A JP 2005240876 A JP2005240876 A JP 2005240876A JP 2004049813 A JP2004049813 A JP 2004049813A JP 2004049813 A JP2004049813 A JP 2004049813A JP 2005240876 A JP2005240876 A JP 2005240876A
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a brake disk rotor improving cooling performance, reducing variation of heat capacity of an outer circumference part of the rotor in a circumference direction and improving vibration resistance performance. <P>SOLUTION: Fins 3 of substantially same shape are arranged radially from disks 1, 2 with an equal angle interval. Each fin 3 is set to make width of ventilation hole 4 roughly same and bilateral symmetry. Consequently, flow speed of air passing inside of the ventilation holes 4 is made roughly equal to improve cooling performance and to reduce variation of heat capacity of the rotor outer circumference part in the circumference direction. Vibration resistance performance is improved by depressing a side surface 3a of each fin 3 in a center line side. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

本発明は自動車のブレーキ装置に関するものであり、特に、ベンチレーテッドディスクブレーキにおけるブレーキディスクロータに関するものである。   The present invention relates to an automobile brake device, and more particularly to a brake disc rotor in a ventilated disc brake.

ベンチレーテッド型のブレーキディスクロータには、冷却性能、耐振動性能といった諸性能が要求され、これらは主にベンチホールを形成するフィンの形態に左右される。そこで、フィンの形態については種々のものが提案されている。例えば、特許文献１には、ブレーキ鳴きの発生等の要因となるロータの振動を抑制すべく、４種類のフィンを１セットとしてロータ回りに繰り返し配置した構造が提案されている。また、４種類のフィンのうちの一つについて、外周側の端部を幅広とすることで、ロータの振動の抑制に加えて、ベンチホールの途中に渦流が生じて主流の流速を上昇させ、冷却効率を向上できることが記載されている。   Ventilated brake disc rotors are required to have various performances such as cooling performance and vibration resistance performance, and these depend mainly on the form of fins forming a bench hole. Accordingly, various types of fins have been proposed. For example, Patent Document 1 proposes a structure in which four types of fins are repeatedly arranged around the rotor in order to suppress the vibration of the rotor, which causes the occurrence of brake squeal. In addition, for one of the four types of fins, by widening the end on the outer peripheral side, in addition to suppressing the vibration of the rotor, a vortex is generated in the middle of the bench hole to increase the main flow velocity, It is described that the cooling efficiency can be improved.

特開２０００−４６０８０号公報JP 2000-46080 A

しかし、特許文献１の構造では、主流の流速が上昇するとしても、ベンチホールの途中に渦流が生じるため、その部位において熱がこもり易く、必ずしも冷却効率が最適ではないと考えられる。また、特許文献１の構造では４種類のフィンのうちの一つのフィンだけの外周側端部が幅広となっているため、ブレーキディスクロータの外周側において、周方向の質量変化が大きくなる。ブレーキディスクロータの外周側は摩擦パッドにより挟持を受け、摩擦熱により最も加熱される部位であり、周方向の熱容量変化を最小限に抑えることが望ましいが、特許文献１のものは周方向の質量変化が大きいため、熱容量の変化も大きくなる。このため、熱容量の変化に起因してブレーキ性能の低減や鳴きの要因ともなる。   However, in the structure of Patent Document 1, even if the flow velocity of the main flow is increased, a vortex is generated in the middle of the bench hole, so that heat is easily trapped in that portion, and the cooling efficiency is not necessarily optimal. Further, in the structure of Patent Document 1, since the outer peripheral end of only one fin among the four types of fins is wide, the mass change in the circumferential direction increases on the outer peripheral side of the brake disc rotor. The outer peripheral side of the brake disk rotor is sandwiched by friction pads and is most heated by frictional heat, and it is desirable to minimize the change in the heat capacity in the circumferential direction. Since the change is large, the change in heat capacity is also large. For this reason, it becomes a factor of a reduction in brake performance or a squeal due to a change in heat capacity.

従って、本発明の目的は、冷却性能を向上すると共に、ロータ外周部の周方向の熱容量変化を低減し、しかも、耐振動性能を向上するブレーキディスクロータを提供することにある。   Accordingly, an object of the present invention is to provide a brake disc rotor that improves the cooling performance, reduces the change in the heat capacity in the circumferential direction of the outer periphery of the rotor, and improves the vibration resistance performance.

上述した特許文献１に記載の構造では、ベンチホールの途中に渦流を形成して主流の偏向により流速を上昇すると共にベンチホールから空気が流出する際に、その流速を増大することに着目して４種類のフィンのうちの一つについて外周側の端部を幅広とし、当該フィンと隣接する他のフィンとにより形成されるベンチホールの形状を左右非対称としている。   In the structure described in Patent Document 1 described above, attention is paid to increasing the flow velocity when air flows out of the bench hole while forming a vortex in the middle of the bench hole and increasing the flow velocity by deflection of the main flow. The end of the outer peripheral side of one of the four types of fins is wide, and the shape of the bench hole formed by the fin and other adjacent fins is asymmetrical.

これに対して本発明は、ベンチホールを空気が通過中、その流速が一定となる方が冷却性能が向上できるという知見に基づくものである。本発明によれば、各々のフィンは、ディスクの径方向に沿う当該フィンの中心線がそれぞれ前記ディスクの中心回りに等角度離隔するように放射状に配設され、各々の前記フィンは、ベンチホールの空気流入部から空気流出部に渡って前記ベンチホールの幅が略同じ幅となり、かつ、前記ベンチホールが前記ディスクの径方向に沿う当該ベンチホールの中心線に対して左右対称となるように設定される。   On the other hand, the present invention is based on the knowledge that the cooling performance can be improved if the flow velocity is constant while air is passing through the bench hole. According to the present invention, the fins are radially arranged such that the center lines of the fins along the radial direction of the disc are spaced equiangularly around the center of the disc. The bench hole has substantially the same width from the air inflow portion to the air outflow portion, and the bench hole is symmetrical with respect to the center line of the bench hole along the radial direction of the disk. Is set.

ディスク間の間隔は一定であるため、ベンチホールの幅が略一定であればベンチホールの断面積も略一定となり、これを通過する空気の流速も略一定となる。このため、冷却性能を向上できる。   Since the distance between the disks is constant, if the width of the bench hole is substantially constant, the cross-sectional area of the bench hole is also substantially constant, and the flow velocity of air passing through the bench hole is also substantially constant. For this reason, cooling performance can be improved.

また、この構成の場合、フィンの幅はディスクの内周側で狭く、外周側で広くなる。つまり、フィンの外周側端部が幅広となり、かつ、各フィンの中心線がディスクの中心回りに等角度離隔するように放射状に配設されるから、当該外周側端部において、熱容量が大きく、しかも、周方向の各フィン間の質量変化が小さい。従って、ディスク外周部の周方向の熱容量変化を低減し、ブレーキ性能の低減防止や鳴きの抑制を図ることができる。   In the case of this configuration, the width of the fin is narrow on the inner peripheral side of the disk and wider on the outer peripheral side. That is, the outer peripheral side end of the fin is wide, and the fins are radially arranged so that the center lines of the fins are spaced equiangularly around the center of the disk. Moreover, the mass change between the fins in the circumferential direction is small. Therefore, it is possible to reduce a change in the heat capacity in the circumferential direction of the outer peripheral portion of the disk, to prevent a reduction in brake performance and to suppress a squeal.

一方、ベンチホールを通過する空気の流速を一定にするには、ベンチホールの幅を完全に一定にすることが理想的である。しかし、この場合は各フィンの幅がディスク内周側から外周側へ向かって単純に増加することになる。とすると、ロータの半径方向の質量変化又は剛性変化が線形となり、当該半径方向において振動の伝播が一定となる。そうすると、制動時に共振を生じ易く耐振動性能に欠ける。   On the other hand, in order to make the flow velocity of the air passing through the bench hole constant, it is ideal to make the width of the bench hole completely constant. However, in this case, the width of each fin is simply increased from the inner circumference side of the disk toward the outer circumference side. Then, the mass change or stiffness change in the radial direction of the rotor is linear, and the propagation of vibration is constant in the radial direction. If it does so, it will be easy to produce resonance at the time of braking, and lacks vibration-proof performance.

そこで、本発明では、各々のフィンの側面がフィンの中心線側に凸となるように窪んでいる。このため、ロータの半径方向の質量変化又は剛性変化が非線形となり、当該半径方向において振動の伝播が一定とならない。従って、制動時に共振を生じ難くなり、耐振動性能を向上することができる。更に、フィンの側面が窪んでいても上述した通りベンチホールは左右対称であるから渦流が生じたとしても左右で対称的に生じるから主流が偏向せず、全体として流速を略一定にできる。つまり、本発明では、ベンチホール内での空気の流速の変化を抑えつつ、耐振動性能を向上することができる。   Therefore, in the present invention, the side surface of each fin is recessed so as to protrude toward the center line side of the fin. For this reason, the mass change or rigidity change in the radial direction of the rotor becomes nonlinear, and the propagation of vibration is not constant in the radial direction. Therefore, resonance hardly occurs during braking, and vibration resistance can be improved. Furthermore, even if the side surface of the fin is depressed, the bench hole is left-right symmetric as described above, so even if a vortex is generated, the main flow is not deflected because it is generated left-right symmetrically, and the flow velocity can be made substantially constant as a whole. That is, in the present invention, vibration resistance can be improved while suppressing a change in the air flow rate in the bench hole.

本発明においては、各々の前記フィンの側面は、前記空気流入部と前記空気流出部との中央部分に一つの曲折点を有することで前記中心線側に凸となるように窪んでいることが望ましい。曲折点を一つとすることで、当該曲折点において前記フィンの幅がより大きく変化するから、ロータの半径方向の質量変化又は剛性変化が急になる。とりわけ、中央部分に曲折点を設定することで、外周側や内周側の端部に設定する場合よりも振動の低減を効果的に得られる。従って、より一層、制動時に共振を生じ難くなり、耐振動性能を向上することができると共にディスク外周部の周方向の熱容量変化を低減し、ブレーキ性能の低減防止や鳴きの抑制を図ることができる。なお、前記曲折点の前後において、前記フィンの側面の輪郭は、曲線−曲線としてもよいし、曲線−直線又は直線−曲線としてもよい。   In the present invention, the side surface of each fin is recessed so as to protrude toward the center line side by having one bending point in the central portion of the air inflow portion and the air outflow portion. desirable. By using one bending point, the width of the fin changes more greatly at the bending point, so that the mass change or rigidity change in the radial direction of the rotor becomes abrupt. In particular, by setting a bending point in the center portion, vibration can be effectively reduced as compared with the case of setting the end portion on the outer peripheral side or the inner peripheral side. Accordingly, resonance is less likely to occur during braking, vibration resistance can be improved, and a change in the heat capacity in the circumferential direction of the outer periphery of the disk can be reduced, so that reduction in braking performance and suppression of squeal can be achieved. . In addition, before and after the bending point, the contour of the side surface of the fin may be a curve-curve, a curve-straight line, or a straight line-curve.

また、本発明においては、各々の前記フィンの側面は、前記空気流入部側の端部と前記曲折点との間と、前記曲折点と前記空気流出部側の端部との間と、がそれぞれ直線状に形成されたくの字形をなしていることが望ましい。この構成によれば、前記曲折点において前記フィンの幅がより大きく変化するから、ロータの半径方向の質量変化又は剛性変化が急になると共に外周側におけるフィンのより顕著な質量増大が図れる。従って、より一層、制動時に共振を生じ難くなり、耐振動性能を向上することができると共にディスク外周部の周方向の熱容量変化を低減し、ブレーキ性能の低減防止や鳴きの抑制を図ることができる。   Further, in the present invention, the side surface of each fin has a gap between the end portion on the air inflow portion side and the bending point, and between the bending point and the end portion on the air outflow portion side. It is desirable that each has a square shape formed in a straight line. According to this configuration, since the width of the fin changes more greatly at the bending point, a mass change or rigidity change in the radial direction of the rotor becomes abrupt and a more significant increase in the mass of the fin on the outer peripheral side can be achieved. Accordingly, resonance is less likely to occur during braking, vibration resistance can be improved, and a change in the heat capacity in the circumferential direction of the outer periphery of the disk can be reduced, so that reduction in braking performance and suppression of squeal can be achieved. .

また、本発明においては、各々の前記フィンの幅は、前記空気流入部側の端部から前記曲折点までの間では一定であり、前記曲折点から前記空気流出部側の端部までの間では、前記ベンチホールの幅が一定となるように変化していることが望ましい。   In the present invention, the width of each fin is constant between the end on the air inflow portion side and the bending point, and between the bending point and the end on the air outflow portion side. Then, it is desirable that the width of the bench hole is changed so as to be constant.

この構成によれば、各々の前記フィンの幅が前記空気流入部側の端部から前記曲折点までの間では一定であるため、その断面積も一定となり、ロータの半径方向の質量変化又は剛性変化がほとんどない。従って、前記曲折点を境にして急激な質量変化又は剛性変化が生じ、より一層、制動時に共振を生じ難くなり、耐振動性能を向上することができる。   According to this configuration, since the width of each fin is constant from the end on the air inflow portion side to the bending point, the cross-sectional area is also constant, and the mass change or rigidity of the rotor in the radial direction is constant. There is almost no change. Therefore, a sudden mass change or stiffness change occurs at the bend point, and resonance is less likely to occur during braking, and vibration resistance can be improved.

また、本発明においては、各々の前記フィンの幅は、前記曲折点から前記空気流出部側の端部までの間では、前記ベンチホールの幅が一定となるように変化していることが望ましい。   In the present invention, it is desirable that the width of each fin is changed so that the width of the bench hole is constant between the bending point and the end on the air outflow portion side. .

この構成によれば、前記曲折点から前記空気流出部側の端部までの間では、前記ベンチホールの幅が一定となるように変化するため、前記ベンチホールから空気が略真っ直ぐに外部へ流出する。このため、前記ベンチホールの幅が前記空気流出部側へ向かって狭く構成する場合よりも渦流が生じにくく、流速の一定化が図れる。   According to this configuration, since the width of the bench hole changes from the bending point to the end portion on the air outflow portion side, the air flows out from the bench hole to the outside substantially straight. To do. For this reason, it is hard to produce a vortex | eddy_current compared with the case where the width | variety of the said bench hole narrows toward the said air outflow part side, and can make constant the flow velocity.

また、本発明においては、各々の前記フィンの幅は、その最外端において狭くなっていると共に、各々の前記フィンの外周側の端面が平坦であることが望ましい。この構成によれば、ベンチホールの空気流出口が幅広となり、フィンの側面に対する気流の剥離が抑制されてドラッグの発生を抑制し、ベンチホールから空気が流出し易くなる。加えて、フィンの外周側の端面を平坦とすることで、外気とフィンの外周側の端面との接触面積が大きくなり、熱交換を促進する。従って、冷却性能が更に向上する。   In the present invention, it is desirable that the width of each fin is narrow at the outermost end, and that the end face on the outer peripheral side of each fin is flat. According to this configuration, the air outlet of the bench hole becomes wider, the separation of the airflow from the side surface of the fin is suppressed, the drag is suppressed, and the air easily flows out from the bench hole. In addition, by flattening the end face on the outer peripheral side of the fin, the contact area between the outside air and the end face on the outer peripheral side of the fin is increased, and heat exchange is promoted. Therefore, the cooling performance is further improved.

以上述べた通り、本発明のブレーキディスクロータは、冷却性能を向上すると共に、ロータ外周部の周方向の熱容量変化を低減し、しかも、耐振動性能を向上することができる。   As described above, the brake disk rotor of the present invention can improve the cooling performance, reduce the change in the heat capacity in the circumferential direction of the outer periphery of the rotor, and improve the vibration resistance performance.

以下、本発明の好適な実施形態について図面を参照して説明する。図１は本発明の一実施形態に形態に係るブレーキディスクロータＡの一部破断外観斜視図である。ブレーキディスクロータＡは相互に中心が同心となるように対向して配置された円盤状のディスク１及び２を備え、このディスク１及び２の間に複数のフィン３を介在させることでベンチホール４が形成されたものである。ディスク１には、ブレーキディスクロータＡを車軸側のハブに取り付けるためのハット部１ａが一体に取り付けられている。しかして、ブレーキディスクロータＡは、自動車の制動時にディスク１及び２がキャリパーの摩擦パッドにより挟持され、自動車の制動力を発揮させることになる。   Preferred embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. FIG. 1 is a partially broken external perspective view of a brake disc rotor A according to an embodiment of the present invention. The brake disc rotor A includes disc-like discs 1 and 2 arranged so as to face each other so that their centers are concentric with each other, and a plurality of fins 3 are interposed between the discs 1 and 2 so that the bench hole 4 Is formed. A hat portion 1 a for attaching the brake disc rotor A to the hub on the axle side is integrally attached to the disc 1. Thus, in the brake disc rotor A, the discs 1 and 2 are sandwiched between the caliper friction pads when the automobile is braked, and the braking force of the automobile is exhibited.

次に、図２はブレーキディスクロータＡの背面図（ブレーキディスクロータＡをディスク２側から見た図）であり、図３は図２の線ＸＸに沿う端面図である。ディスク１とディスク２とは平行に配置されており、両者の間隙を埋めるようにしてフィン３がディスク１及びディスク２の双方に一体的に設けられている。フィン３は２種類のフィン３１、３２から構成され（以下、両者を区別しない時は単にフィン３という）、図２に示すように各フィン３は、ディスク１及び２の径方向に沿う当該フィンの中心線Ｃ１に対して左右対称の形状で構成され、かつ、各フィン３の中心線がそれぞれディスク１及び２の中心回りに等角度θだけ離隔するように放射状に配設されている。また、フィン３１とフィン３２とは交互に配設されている。図４はフィン３の詳細図である。   Next, FIG. 2 is a rear view of the brake disc rotor A (a view of the brake disc rotor A viewed from the disc 2 side), and FIG. 3 is an end view taken along line XX in FIG. The disc 1 and the disc 2 are arranged in parallel, and the fins 3 are integrally provided on both the disc 1 and the disc 2 so as to fill the gap between them. The fin 3 is composed of two types of fins 31 and 32 (hereinafter simply referred to as the fin 3 when the two are not distinguished from each other). As shown in FIG. 2, each fin 3 is a fin along the radial direction of the disks 1 and 2. The center lines of the fins 3 are radially arranged so as to be separated by an equal angle θ around the centers of the disks 1 and 2, respectively. Further, the fins 31 and the fins 32 are alternately arranged. FIG. 4 is a detailed view of the fin 3.

フィン３１とフィン３２とはディスク１及び２の内周側の形状が異なるが、ベンチホール４を形成する他の部分は同じ形状をなしている。より詳細には、ディスク１及び２の内周側のフィン３１の端部は、フィン３２の端部よりもより内側にまで延設されており、他の部分よりも厚さが僅かに薄い段差部３１’を有している。しかし、フィン３１とフィン３２とは、ベンチホール４の空気流入部４ａから空気流出部４ｂに渡る、ベンチホール形成領域においては実質的に同じ形状をなしている。このため、隣接するフィン３により形成されるベンチホール４はディスク１及び２の径方向に沿う当該ベンチホールの中心線Ｃ２に対して実質的に左右対称となる。なお、フィン３１とフィン３２とは全く同じ形状にしてベンチホール４を完全に左右対称とすることが本来最適であるが、本実施形態のようにフィン３１とフィン３２の端部の長さに差があっても、ベンチホール４の左右対称性は実質的に維持される。   The fin 31 and the fin 32 have different shapes on the inner peripheral side of the disks 1 and 2, but the other portions forming the bench hole 4 have the same shape. More specifically, the end portions of the fins 31 on the inner peripheral side of the disks 1 and 2 are extended further inward than the end portions of the fins 32, and the steps are slightly thinner than the other portions. Part 31 '. However, the fin 31 and the fin 32 have substantially the same shape in the bench hole formation region extending from the air inflow portion 4a of the bench hole 4 to the air outflow portion 4b. Therefore, the bench hole 4 formed by the adjacent fins 3 is substantially symmetrical with respect to the center line C2 of the bench hole along the radial direction of the disks 1 and 2. It is originally optimal that the fin 31 and the fin 32 have exactly the same shape and the bench hole 4 is completely symmetrical. However, as in the present embodiment, the lengths of the end portions of the fin 31 and the fin 32 are the same. Even if there is a difference, the left-right symmetry of the bench hole 4 is substantially maintained.

次に、フィン３の幅（具体的にはベンチホール形成領域の幅。以下同じ。）について説明する。フィン３の幅は、ベンチホール４の空気流入部４ａから空気流出部４ｂに渡ってベンチホール４の幅が略同じ幅となるように設定されている。ここで、ディスク１及び２の間の間隔は一定であるため、ベンチホール４の幅が略一定であれば空気流入部４ａから空気流出部４ｂに渡ってベンチホール４の断面積も略一定となる。従って、ブレーキディスクロータＡが回転することにより、空気流入部４ａからベンチホール４へ流入し、空気流出部４ｂから流出する空気の流速も略一定となる。このため、冷却性能を向上できる。   Next, the width of the fin 3 (specifically, the width of the bench hole formation region, the same applies hereinafter) will be described. The width of the fin 3 is set so that the width of the bench hole 4 is substantially the same from the air inflow portion 4 a to the air outflow portion 4 b of the bench hole 4. Here, since the distance between the disks 1 and 2 is constant, if the width of the bench hole 4 is substantially constant, the cross-sectional area of the bench hole 4 from the air inflow portion 4a to the air outflow portion 4b is also substantially constant. Become. Therefore, when the brake disc rotor A rotates, the flow velocity of the air flowing into the bench hole 4 from the air inflow portion 4a and out of the air outflow portion 4b becomes substantially constant. For this reason, cooling performance can be improved.

一方、本実施形態の場合、各フィン３は、ディスク１及び２の径方向に沿う当該フィンの中心線Ｃ１に対して左右対称の形状で構成され、かつ、各フィン３の中心線がそれぞれディスク１及び２の中心回りに等角度θだけ離隔するように放射状に配設されているので、ベンチホール４の幅が略一定となるようにフィン３の幅を設定すると、フィン３の幅は図４に示すようにディスク１及び２の内周側で狭く、外周側で広くなる。つまり、フィン３の外周側端部が幅広となり、かつ、各フィン３の中心線Ｃ１がディスクの中心回りに等角度θだけ離隔するように放射状に配設されるから、当該外周側端部において熱容量が大きく、しかも、周方向の各フィン３間の質量変化が小さい。従って、ディスク１及び２の外周部の周方向の各フィン３間の熱容量変化を低減し、ブレーキ性能の低減防止や鳴きの抑制を図ることができる。   On the other hand, in the case of this embodiment, each fin 3 is configured in a symmetrical shape with respect to the center line C1 of the fin along the radial direction of the disks 1 and 2, and the center line of each fin 3 is a disk. Since the fins 3 are radially arranged so as to be separated by an equal angle θ around the centers of 1 and 2, if the width of the fins 3 is set so that the width of the bench hole 4 is substantially constant, the width of the fins 3 is As shown in FIG. 4, it is narrower on the inner peripheral side of the disks 1 and 2 and wider on the outer peripheral side. That is, since the outer peripheral end of the fins 3 is wide and the center lines C1 of the fins 3 are radially arranged so as to be separated by an equal angle θ around the center of the disk, The heat capacity is large and the mass change between the fins 3 in the circumferential direction is small. Therefore, the change in the heat capacity between the fins 3 in the circumferential direction of the outer peripheral portions of the disks 1 and 2 can be reduced, and the brake performance can be prevented from being reduced and squeal can be suppressed.

さて、ベンチホール４を通過する空気の流速を一定にするには、ベンチホール４の幅を完全に一定にすることが理想的である。しかし、この場合は各フィン３の幅がディスク内周側から外周側へ向かって単純に増加することになる。つまり、図４に示すフィン３の側面３ａが直線状になる。とすると、ブレーキディスクロータＡの半径方向の質量変化又は剛性変化が線形となり、当該半径方向において振動の伝播が一定となる。そうすると、制動時に共振を生じ易く耐振動性能に欠ける。そこで、本実施形態では、各々のフィン３の側面３ａがフィン３の中心線Ｃ１側に凸となるように窪ませ、フィン３の幅が単純に増加しないようにしている。このため、ブレーキディスクロータＡの半径方向の質量変化又は剛性変化が非線形となり、当該半径方向において振動の伝播が一定とならない。従って、制動時に共振を生じ難くなり、耐振動性能を向上することができる。つまり、本実施形態のブレーキディスクロータＡではベンチホール４内での空気の流速の変化を抑えて冷却性能を好適に保ちつつ、耐振動性能を向上することができる。また、フィン３の側面が窪んでいても上述した通りベンチホール４は左右対称であるから渦流が生じたとしても左右で対称的に生じるから主流が偏向せず、全体として流速を略一定にできる
フィン３の側面３ａの窪ませ方は種々の態様が採用できるが、本実施形態においては、各々のフィン３の側面３ａは、図４に示すように、空気流入部４ａと空気流出部４ｂとの中央部分に曲折点Ｐが設定され、空気流入部４ａ側の端部と曲折点Ｐとの間と、曲折点Ｐと空気流出部４ｂ側の端部との間と、がそれぞれ直線状に形成されたくの字形をなしている。曲折点Ｐを一つとすることで、当該曲折点においてフィン３の幅がより大きく変化するから、ロータの半径方向の質量変化又は剛性変化が急になる。とりわけ、中央部分に曲折点Ｐを設定することで、外周側や内周側の端部に設定する場合よりも振動の低減を効果的に得られる。ここで、ブレーキディスクロータＡの外周側では熱容量が大きいことが望ましい。図４の例では、曲折点Ｐを空気流入部４ａと空気流出部４ｂとの真中よりも若干内側に設定している。このため、ブレーキディスクロータＡの外周側でフィン３がより大きくなるから当該外周側でより大きな熱容量を確保できる。更に、曲折点Ｐの前後が直線となっていることからより一層顕著な質量増大が図れる。曲折点Ｐの前後は、曲線−曲線としてもよいし、曲線−直線又は直線−曲線としてもよい。曲線−曲線の場合、曲折点Ｐは変曲点となる。 Now, in order to make the flow velocity of the air passing through the bench hole 4 constant, it is ideal to make the width of the bench hole 4 completely constant. However, in this case, the width of each fin 3 simply increases from the disk inner circumference side toward the outer circumference side. That is, the side surface 3a of the fin 3 shown in FIG. 4 is linear. Then, the mass change or stiffness change in the radial direction of the brake disc rotor A is linear, and the propagation of vibration is constant in the radial direction. If it does so, it will be easy to produce resonance at the time of braking, and lacks vibration-proof performance. Therefore, in the present embodiment, the side surface 3a of each fin 3 is recessed so as to protrude toward the center line C1 side of the fin 3, so that the width of the fin 3 is not simply increased. For this reason, the mass change or stiffness change in the radial direction of the brake disc rotor A becomes nonlinear, and the propagation of vibration is not constant in the radial direction. Therefore, resonance hardly occurs during braking, and vibration resistance can be improved. That is, in the brake disc rotor A of the present embodiment, the vibration resistance can be improved while the cooling performance is suitably maintained by suppressing the change in the air flow rate in the bench hole 4. Even if the side surface of the fin 3 is depressed, the bench hole 4 is left-right symmetric as described above, so even if a vortex is generated, it is generated left-right symmetrically, so the main flow is not deflected, and the flow velocity can be made substantially constant as a whole. Although various modes can be adopted for the method of recessing the side surface 3a of the fin 3, in the present embodiment, the side surface 3a of each fin 3 includes an air inflow portion 4a, an air outflow portion 4b, as shown in FIG. The bending point P is set at the center portion of the air flow, and the space between the end on the air inflow portion 4a side and the bending point P and the portion between the bending point P and the end on the air outflow portion 4b side are linear. It is in the shape of a letter. By making the bending point P one, the width of the fin 3 changes more greatly at the bending point, so that the mass change or rigidity change in the radial direction of the rotor becomes abrupt. In particular, by setting the bending point P at the center portion, it is possible to effectively reduce the vibration as compared with the case of setting the outer peripheral side or the inner peripheral end. Here, it is desirable that the heat capacity is large on the outer peripheral side of the brake disc rotor A. In the example of FIG. 4, the bending point P is set slightly inside the middle between the air inflow portion 4a and the air outflow portion 4b. For this reason, since the fin 3 becomes larger on the outer peripheral side of the brake disc rotor A, a larger heat capacity can be secured on the outer peripheral side. Furthermore, since the front and back of the bending point P are straight, a more remarkable increase in mass can be achieved. Before and after the turning point P may be a curve-curve, a curve-straight line, or a straight line-curve. In the case of a curve-curve, the bending point P is an inflection point.

ここで、ベンチホール４の空気流入部４ａの幅ｄ１、空気流出部４ｂの幅ｄ２並びに曲折点Ｐにおけるベンチホール４の幅ｄ３は、ベンチホール４を流れる流速の一定化とフィン３の半径方向の質量変化との兼ね合いにより設定され、望ましくはｄ１＜ｄ３≒ｄ２とされる。本実施形態ではｄ１＜ｄ３＝ｄ２とされており、少なくともｄ１≧０．９×ｄ２（ｄ３）の範囲であれば、冷却性能を向上できる程度の流速の略一定化を図れる。また、本実施形態においては、各々のフィン３の幅は、空気流入部４ａ側の端部から曲折点Ｐまでの間では一定であり、曲折点Ｐから空気流出部４ｂ側の端部までの間ではベンチホール４の幅が一定（ｄ３＝ｄ２）となるように変化している。この構成によれば、各々のフィン３の幅が空気流入部４ａ側の端部から曲折点Ｐまでの間では一定であるため、その断面積も一定となり、ブレーキディスクロータＡの半径方向の質量変化又は剛性変化がほとんどない。一方、曲折点Ｐから空気流出部４ｂ側の端部までの間では前記ベンチホールの幅が一定となるように変化するため、各々のフィン３の幅は増加し、曲折点Ｐを境にして急激な質量変化又は剛性変化が生じる。従って、より一層、制動時に共振を生じ難くなり、耐振動性能を向上することができる。しかも、曲折点Ｐから空気流出部４ｂ側の端部までの間では、ベンチホール４の幅が一定となるので、ベンチホール４から空気が略真っ直ぐに外部へ流出する。このため、ベンチホール４の幅が空気流出部４ｂ側へ向かって狭く構成する場合よりも渦流が生じにくく、流速の一定化が図れる。   Here, the width d1 of the air inflow portion 4a of the bench hole 4, the width d2 of the air outflow portion 4b, and the width d3 of the bench hole 4 at the bending point P are set such that the flow velocity flowing through the bench hole 4 is constant and the radial direction of the fin 3 It is set by the balance with the mass change, and preferably d1 <d3≈d2. In the present embodiment, d1 <d3 = d2, and at least d1 ≧ 0.9 × d2 (d3), the flow rate can be made substantially constant so as to improve the cooling performance. Further, in the present embodiment, the width of each fin 3 is constant from the end on the air inflow portion 4a side to the bending point P, and from the bending point P to the end on the air outflow portion 4b side. Between, the width of the bench hole 4 changes so as to be constant (d3 = d2). According to this configuration, since the width of each fin 3 is constant from the end on the air inflow portion 4a side to the bending point P, the cross-sectional area is also constant, and the mass of the brake disc rotor A in the radial direction is constant. There is little change or stiffness change. On the other hand, since the width of the bench hole changes from the bending point P to the end on the air outflow portion 4b side, the width of each fin 3 increases, and the bending point P is the boundary. A sudden mass change or stiffness change occurs. Therefore, resonance is less likely to occur during braking, and vibration resistance can be improved. Moreover, since the width of the bench hole 4 is constant between the bending point P and the end on the air outflow portion 4b side, the air flows out from the bench hole 4 to the outside substantially straight. For this reason, it is hard to produce a vortex | eddy_current compared with the case where the width | variety of the bench hole 4 narrows toward the air outflow part 4b side, and can make constant the flow velocity.

更に、本実施形態の場合、各々のフィン３の幅は、その最外端３ｂにおいて、その直近の内周側の部位よりも狭くしている。このため、ベンチホール４の空気流出口が幅広となり、フィン３の側面に対する気流の剥離が抑制されてドラッグの発生を抑制し、ベンチホール４から空気が流出し易くなる。従って、冷却性能が更に向上する。加えて、図４に示すように最外端３ｂの端面は平坦としているので、外気とフィン３の最外端３ｂの端面との接触面積が大きくなり、熱交換を促進する。従って、冷却性能が更に向上する。つまり、ブレーキディスクロータＡの回転により、相対的に見れば、ブレーキディスクロータＡの外周に当該外周に沿う外気の気流が発生していることになる。この最外端３ｂの端面が丸みを帯びていると、当該端面の半分しか外気が接触しないが、平坦とすることで当該端面全体に外気が接触するため接触面積が大きくなる。   Further, in the case of this embodiment, the width of each fin 3 is narrower at the outermost end 3b than the nearest inner peripheral portion. For this reason, the air outlet of the bench hole 4 becomes wide, the separation of the air flow from the side surface of the fin 3 is suppressed, the drag is suppressed, and the air easily flows out from the bench hole 4. Therefore, the cooling performance is further improved. In addition, since the end face of the outermost end 3b is flat as shown in FIG. 4, the contact area between the outside air and the end face of the outermost end 3b of the fin 3 is increased, and heat exchange is promoted. Therefore, the cooling performance is further improved. In other words, when the brake disk rotor A is rotated, an air flow along the outer periphery is generated on the outer periphery of the brake disk rotor A when viewed relatively. If the end surface of the outermost end 3b is rounded, outside air contacts only half of the end surface, but the contact area increases because the outside air contacts the entire end surface by flattening.

本発明の一実施形態に形態に係るブレーキディスクロータＡの一部破断外観斜視図である。1 is a partially broken external perspective view of a brake disc rotor A according to an embodiment of the present invention. ブレーキディスクロータＡの背面図である。2 is a rear view of a brake disc rotor A. FIG. 図２の線ＸＸに沿う端面図である。FIG. 3 is an end view taken along line XX in FIG. 2. フィン３の詳細図である。3 is a detailed view of a fin 3. FIG.

符号の説明Explanation of symbols

Ａ ブレーキディスクロータ
１、２ ディスク
３（３１、３２） フィン
４ ベンチホール A Brake disc rotor 1, 2 Disc 3 (31, 32) Fin 4 Bench hole

Claims (6)

対向して配置されたディスク間に複数のフィンを介在させることで、該フィン間にベンチホールを形成したブレーキディスクロータにおいて、
各々の前記フィンは、前記ディスクの径方向に沿う当該フィンの中心線がそれぞれ前記ディスクの中心回りに等角度離隔するように放射状に配設され、
各々の前記フィンは、
前記ベンチホールの空気流入部から空気流出部に渡って前記ベンチホールの幅が略同じ幅となり、かつ、前記ベンチホールが前記ディスクの径方向に沿う当該ベンチホールの中心線に対して左右対称となるように設定され、
各々の前記フィンの側面が、前記中心線側に凸となるように窪んでいることを特徴とするブレーキディスクロータ。 In the brake disc rotor in which a bench hole is formed between the fins by interposing a plurality of fins between the discs arranged to face each other,
Each of the fins is radially arranged so that the center lines of the fins along the radial direction of the disc are spaced equiangularly around the center of the disc,
Each said fin is
The bench hole has substantially the same width from the air inflow part to the air outflow part of the bench hole, and the bench hole is symmetrical with respect to the center line of the bench hole along the radial direction of the disk. Is set to be
A brake disc rotor, wherein a side surface of each fin is recessed so as to protrude toward the center line. 各々の前記フィンの側面は、
前記空気流入部と前記空気流出部との中央部分に一つの曲折点を有することで前記中心線側に凸となるように窪んでいることを特徴とする請求項１に記載のブレーキディスクロータ。 The side of each fin is
2. The brake disk rotor according to claim 1, wherein the brake disc rotor is recessed so as to protrude toward the center line side by having one bending point at a central portion of the air inflow portion and the air outflow portion. 各々の前記フィンの側面は、
前記空気流入部側の端部と前記曲折点との間と、前記曲折点と前記空気流出部側の端部との間と、がそれぞれ直線状に形成されたくの字形をなしていることを特徴とする請求項２に記載のブレーキディスクロータ。 The side of each fin is
Between the end portion on the air inflow portion side and the bending point, and between the bending point and the end portion on the air outflow portion side, respectively, are formed in the shape of a straight line. The brake disc rotor according to claim 2, wherein 各々の前記フィンの幅は、前記空気流入部側の端部から前記曲折点までの間では一定であることを特徴とする請求項３に記載のブレーキディスクロータ。   4. The brake disk rotor according to claim 3, wherein a width of each of the fins is constant from an end portion on the air inflow portion side to the bending point. 5. 各々の前記フィンの幅は、前記曲折点から前記空気流出部側の端部までの間では、前記ベンチホールの幅が一定となるように変化していることを特徴とする請求項３又は４に記載のブレーキディスクロータ。   The width of each said fin is changing so that the width | variety of the said bench hole may become constant from the said bending point to the edge part on the said air outflow part side. Brake disc rotor as described in 各々の前記フィンの幅は、その最外端において狭くなっていると共に、各々の前記フィンの外周側の端面が平坦であることを特徴とする請求項１乃至５のいずれかに記載のブレーキディスクロータ。   The brake disk according to any one of claims 1 to 5, wherein the width of each fin is narrow at the outermost end, and the end face on the outer peripheral side of each fin is flat. Rotor.
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