JP2008095941A

JP2008095941A - Ventilated disk rotor

Info

Publication number: JP2008095941A
Application number: JP2006347496A
Authority: JP
Inventors: Hiromasa Okamura; 廣正岡村
Original assignee: Advics Co Ltd
Current assignee: Advics Co Ltd
Priority date: 2006-09-14
Filing date: 2006-12-25
Publication date: 2008-04-24

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a disk rotor which inhibits occurrence of a brake noise effectively. <P>SOLUTION: There is provided the ventilated disk rotor 1 wherein an outer disc section 3 which carries out slide-contact to an outer pad and an inner disc section 4 which carries out slide-contact to an inner pad are integrally connected with a plurality of cooling fins 5 extended radially in a diameter direction forming a sliding panel part 2. In a couple of positions along one diameter L, ventilating hole 6 formed between the cooling fins 5 is plugged up, and a solid section 2a is formed. An indentation 2b is formed in a radial direction so that it escapes on the sliding panel section 2 periphery edge to a slide contact surface with a pad of the solid section 2a. <P>COPYRIGHT: (C)2008,JPO&INPIT

Description

本発明は、ベンチレーテッド型ディスクロータに関し、とりわけブレーキ鳴きの発生を低減させるために振動特性を改善したベンチレーテッド型ディスクロータに関する。 The present invention relates to a ventilated disc rotor, and more particularly to a ventilated disc rotor having improved vibration characteristics in order to reduce the occurrence of brake noise.

従来、様々なディスクロータが知られており、例えば特許文献１〜３に記載のディスクロータが知られている。特許文献１，２に記載のディスクロータは、ベンチレーテッド型ディスクロータであって、環状のインナ円盤部とアウタ円盤部と、これら円盤部間に放射線状に延出する冷却フィンを有している。そしてインナ円盤部には、径方向に延出する長穴または溝が周方向に第一の間隔で形成されている。一方、アウタ円盤部には、長穴または溝が周方向に第一の等間隔と異なる第二の等間隔で形成されている。したがって異なる間隔で設けられたインナ円盤部とアウタ円盤部の長穴等によって、これら円盤部間に生じる振動モードの干渉を抑制し、ブレーキ鳴きの発生を抑制し得る構成になっている。 Conventionally, various disk rotors are known. For example, the disk rotors described in Patent Documents 1 to 3 are known. The disk rotors described in Patent Documents 1 and 2 are ventilated disk rotors, each having an annular inner disk part and an outer disk part, and cooling fins extending radially between these disk parts. Yes. In the inner disk portion, elongated holes or grooves extending in the radial direction are formed at first intervals in the circumferential direction. On the other hand, elongated holes or grooves are formed in the outer disk portion at second equal intervals different from the first equal interval in the circumferential direction. Therefore, the inner disk part and the outer disk part provided at different intervals can suppress the vibration mode interference generated between these disk parts and suppress the occurrence of brake squeal.

特許文献３に記載のディスクロータは、環状の摺動板部を有し、摺動板部には、径方向に延出する複数の長穴（スリット）と、各長穴から延出して摺動板部の外周縁に抜ける溝を有していた。したがってスリットによってブレーキ鳴きの発生を低減できる構成になっていた。
特開平１１―１４１５８５号公報特開昭５９−１７０３５号公報特開昭６２−２３７１２４号公報 The disk rotor described in Patent Document 3 has an annular sliding plate portion. The sliding plate portion includes a plurality of elongated holes (slits) extending in the radial direction, and sliding from each elongated hole. It had a groove that escaped to the outer peripheral edge of the moving plate part. Therefore, it has become the structure which can reduce generation | occurrence | production of a brake squeal by a slit.
Japanese Patent Laid-Open No. 11-141585 JP 59-17035 A JP-A-62-237124

しかし特許文献１，２に記載のディスクロータは、インナ円盤部とアウタ円盤部において位相がずれるためにブレーキ鳴きを効果的に抑制することが容易でない構成であった。特許文献３に記載のディスクロータは、十分にブレーキ鳴きの発生を抑制できず、改善の余地があった。
そこで本発明は、ブレーキ鳴きの発生を効果的に抑制できるベンチレーテッド型ディスクロータを提供することを課題とする。 However, the disk rotors described in Patent Documents 1 and 2 have a configuration in which it is not easy to effectively suppress brake squeal because the phases are shifted in the inner disk portion and the outer disk portion. The disk rotor described in Patent Document 3 cannot sufficiently suppress the occurrence of brake squeal and has room for improvement.
Then, this invention makes it a subject to provide the ventilated type disk rotor which can suppress generation | occurrence | production of a brake squeal effectively.

前記課題を解決するために本発明は、各請求項に記載の通りの構成を備えるディスクロータであることを特徴とする。請求項１に記載の発明によると、車両外側のアウタパッドと摺接するアウタ円盤部と車両内側のインナパッドと摺接するインナ円盤部とが径方向に放射状に延出する複数の冷却フィンによって一体的に連結されて摺動板部が形成されるベンチレーテッド型ディスクロータであって、一直径に沿う一対の位置に、冷却フィン間に形成される通気孔が塞がれて中実部が形成されている。そして中実部のパッドとの摺接面に摺動板部外周縁に抜けるように径方向に溝が形成されている。 In order to solve the above-mentioned problems, the present invention is a disc rotor having a configuration as described in each claim. According to the first aspect of the present invention, the outer disk portion that is in sliding contact with the outer pad on the vehicle outer side and the inner disk portion that is in sliding contact with the inner pad on the inner side of the vehicle are integrally formed by the plurality of cooling fins extending radially in the radial direction. It is a ventilated type disk rotor that is connected to form a sliding plate portion, and a solid portion is formed by closing a vent hole formed between cooling fins at a pair of positions along one diameter. ing. A groove is formed in the radial direction on the sliding contact surface with the solid portion pad so as to come out to the outer peripheral edge of the sliding plate portion.

したがって中実部は、他の部位に比べて質量が大きい。しかも溝を有しているために面直方向の曲げ剛性が低い。そのため中実部は、質量が大きく、かつ曲げ剛性が低いという二つの性質を有している。そして二つの性質は、摺動板部の面直方向の振動（軸方向の振動）に対して同じ方向に効果を生じ、これによりブレーキ鳴きを効果的に抑制することができる。その理論は、本発明者によって推測することができた。 Therefore, the solid part has a larger mass than other parts. And since it has a groove | channel, the bending rigidity of a perpendicular direction is low. Therefore, the solid part has two properties that the mass is large and the bending rigidity is low. And two characteristics produce an effect in the same direction with respect to the vibration in the direction perpendicular to the surface of the sliding plate portion (vibration in the axial direction), thereby effectively suppressing brake squeal. The theory could be inferred by the inventor.

すなわち摺動板部の一直径に沿う位置に中実部を形成することで、同直径にサインモードの振動の節が必ず発生する。一方、同直径から所定角度の位置には、コサインモードの節が発生し、これらサインモードとコサインモードが縮退した際にブレーキ鳴きが発生すると予測されている。この縮退を抑制するためには、サインモードとコサインモードの固有振動数の差を大きくすることが効果的であると予測される。サインモードは、節に振動がほとんど生じないために、節の位置に中実部を設けても固有振動数がほとんど変化しないと予測できる。一方、コサインモードは、中実部の影響を受けて固有振動数が変化する。そしてコサインモードの固有振動数は、一直径に沿う一対の位置の質量を大きくすることで小さくなり、同位置の曲げ剛性を小さくすることで小さくなることが理論上予測することができた。したがって中実部の備える二つの性質、すなわち質量が大きく、曲げ剛性が低いという性質によって、サインモードとコサインモードの固有振動数の差を大きくすることができる。 That is, by forming the solid portion at a position along one diameter of the sliding plate portion, a sine-mode vibration node is always generated at the same diameter. On the other hand, a cosine mode node is generated at a predetermined angle from the same diameter, and it is predicted that a brake squeal will occur when the sine mode and the cosine mode are degenerated. In order to suppress this degeneration, it is predicted that it is effective to increase the difference between the natural frequencies of the sine mode and the cosine mode. In the sine mode, since vibration hardly occurs at the node, it can be predicted that the natural frequency hardly changes even if a solid part is provided at the position of the node. On the other hand, in the cosine mode, the natural frequency changes under the influence of the solid part. It was theoretically predicted that the natural frequency of the cosine mode is decreased by increasing the mass at a pair of positions along one diameter and decreased by decreasing the bending rigidity at the same position. Therefore, the difference between the natural frequencies of the sine mode and the cosine mode can be increased by the two properties of the solid part, that is, the property of large mass and low bending rigidity.

しかも中実部は、摺動板部の一直径に沿う一対の位置に形成されている。そのため一直径を基準に様々な振動モードが発生する。例えば一直径モード振動や、他の二以上の直径モード振動が発生する。そのため中実部を一直径に沿う一対の位置に形成することで、一直径モード振動のみならず二以上の直径モード振動に対してもブレーキ鳴きを効果的に抑制することができる。 Moreover, the solid part is formed at a pair of positions along one diameter of the sliding plate part. Therefore, various vibration modes are generated based on one diameter. For example, one-diameter mode vibration and other two or more diameter-mode vibrations are generated. Therefore, by forming the solid portion at a pair of positions along one diameter, brake squeal can be effectively suppressed not only for one-diameter mode vibration but also for two or more diameter-mode vibrations.

さらに中実部の摺接面には、溝が摺動板部外周縁に抜けるように径方向に形成されている。したがって外周縁に抜ける溝によって中実部の曲げ剛性は、効果的に小さくなっている。 Further, the slidable contact surface of the solid part is formed in a radial direction so that a groove is pulled out to the outer peripheral edge of the sliding plate part. Therefore, the bending rigidity of the solid part is effectively reduced by the groove extending to the outer peripheral edge.

請求項２に記載の発明によると、溝は、摺動板部の厚み方向に貫通している。したがって中実部は、貫通した溝によって切断されているため、曲げ剛性が非常に小さくなっている。そのためブレーキ鳴きの発生を確実に抑制することができる。また摺動板部が溝によって切断されているために、制動時の熱による熱膨張が溝によって吸収され、摺動板部が厚み方向に座屈することが防止される。そのため高速ブレーキに生じる熱座屈を防止して、熱座屈によるブレーキ振動を抑制することができる。また溝は、摺動板部に生じる周方向の面内振動も切断することができる。そのため面内振動によるブレーキ鳴きの発生も抑制することができる。したがって中実部によって三種類のブレーキ鳴きを抑制することができる。 According to invention of Claim 2, the groove | channel has penetrated in the thickness direction of the sliding plate part. Therefore, since the solid part is cut by the through-groove, the bending rigidity is very small. Therefore, the occurrence of brake squeal can be reliably suppressed. Further, since the sliding plate portion is cut by the groove, thermal expansion due to heat at the time of braking is absorbed by the groove, and the sliding plate portion is prevented from buckling in the thickness direction. Therefore, thermal buckling that occurs in the high-speed brake can be prevented, and brake vibration due to thermal buckling can be suppressed. Moreover, the groove | channel can also cut | disconnect the in-plane vibration of the circumferential direction which arises in a sliding plate part. Therefore, the occurrence of brake squeal due to in-plane vibration can be suppressed. Therefore, three types of brake noise can be suppressed by the solid part.

請求項３に記載の発明によると、アウタ円盤部側の溝とインナ円盤部側の溝とが摺動板部の周方向の同じ位置に形成されている。したがって中実部は、周方向同じ位置の両面から溝によって切り込まれているため、曲げ剛性が非常に小さくなっている。そのためブレーキ鳴きの発生を確実に抑制することができる。 According to the invention described in claim 3, the groove on the outer disk part side and the groove on the inner disk part side are formed at the same position in the circumferential direction of the sliding plate part. Therefore, since the solid part is cut by the groove from both sides at the same position in the circumferential direction, the bending rigidity is very small. Therefore, the occurrence of brake squeal can be reliably suppressed.

請求項４に記載の発明によると、冷却フィンは、摺動板部径方向内側から外側に向かって周方向に湾曲しつつ延出している。したがってディスクロータは、いわゆるスパイラルフィンを有するベンチレーテッド型のディスクロータである。 According to the invention described in claim 4, the cooling fin extends while curving in the circumferential direction from the inside in the sliding plate portion radial direction toward the outside. Therefore, the disk rotor is a ventilated type disk rotor having so-called spiral fins.

請求項５に記載の発明によると、溝は、摺動板部の径方向長さの７０％〜９０％に渡って形成されている。したがって摺動板部は、溝によって摺動板部の径方向全長の７０％より長く切断されているために、曲げ剛性が非常に小さくなっている。そのためブレーキ鳴きの発生を確実に抑制することができる。一方、溝の摺動板部の径方向長さは、摺動板部の径方向全長の９０％よりも短くなっている。そのため摺動板部の強度が適度に得られ得る構成になっている。 According to invention of Claim 5, the groove | channel is formed over 70%-90% of the radial direction length of a sliding plate part. Therefore, since the sliding plate portion is cut by the groove for more than 70% of the entire length in the radial direction of the sliding plate portion, the bending rigidity is very small. Therefore, the occurrence of brake squeal can be reliably suppressed. On the other hand, the radial length of the sliding plate portion of the groove is shorter than 90% of the total radial length of the sliding plate portion. For this reason, the sliding plate portion can have a moderate strength.

（実施の形態１）
実施の形態１を図１〜４にしたがって説明する。実施の形態１に係るディスクロータ１は、図１に示すようにホイールハブ１０に取付けられる取付部７と、環状の摺動板部２を有している。取付部７は、図１に示すようにハット型であって、摺動板部２の内周縁に立設する円筒状の円筒部７ａと、円筒部７ａの先端部を覆うドーナツ円盤状の円盤部７ｂを有している。円盤部７ｂには、ホイールハブ１０のスタッドボルトが挿通される取付穴が複数形成されている。 (Embodiment 1)
The first embodiment will be described with reference to FIGS. The disc rotor 1 according to the first embodiment has an attachment portion 7 attached to the wheel hub 10 and an annular sliding plate portion 2 as shown in FIG. As shown in FIG. 1, the mounting portion 7 is a hat type, and has a cylindrical cylindrical portion 7 a standing on the inner peripheral edge of the sliding plate portion 2, and a donut disk-shaped disc that covers the tip of the cylindrical portion 7 a. It has a portion 7b. A plurality of mounting holes through which the stud bolts of the wheel hub 10 are inserted are formed in the disk portion 7b.

摺動板部２は、図１，２に示すように環状であって、図示しない一対のブレーキパッド（アウタパッドとインナパッド）によって挟持されて、ブレーキパッドとの間に発生する摩擦力によって制動力を生じる。摺動板部２は、ベンチレーテッド型であって、ディスクロータ１よりも車両外側に配設されるアウタパッド（図示省略）と摺接するアウタ円盤部３と、ディスクロータ１よりもホイールハブ１０側に配設される車両内側のインナパッド（図示省略）と摺接するインナ円盤部４を有し、これら円盤部３，４間には、放射線状に延出する冷却フィン５と通気孔６が周方向に交互に複数形成されている。 The sliding plate portion 2 is annular as shown in FIGS. 1 and 2 and is sandwiched between a pair of brake pads (outer pad and inner pad) (not shown), and braking force is generated by frictional force generated between the brake pads. Produce. The sliding plate portion 2 is a ventilated type, and includes an outer disk portion 3 that is in sliding contact with an outer pad (not shown) disposed on the vehicle outer side than the disc rotor 1, and the wheel hub 10 side from the disc rotor 1. An inner disk portion 4 that is in sliding contact with an inner pad (not shown) disposed inside the vehicle is provided, and between these disk portions 3 and 4, cooling fins 5 and vent holes 6 that extend radially are surrounded. A plurality are alternately formed in the direction.

冷却フィン５は、図１に示すようにアウタ円盤部３とインナ円盤部４間に跨って立設しており、図２に示すようにアウタ円盤部３とインナ円盤部４を一体的に連結する。複数の冷却フィン５と通気孔６は、周方向にほぼ等間隔に形成されている。そして一直径Ｌに沿う位置の通気孔６の一つまたは複数が塞がれて中実部２ａが形成されている。そのため摺動板部２は、一直径Ｌに沿う一対の位置に、他の部位に比べて質量が大きい中実部２ａを有している。換言すると一直径Ｌに沿う一対の位置に、他の冷却フィン５の幅よりも幅が広い冷却フィン５ａが形成されており、中実部２ａおよび冷却フィン５ａの幅は、例えば他の冷却フィン５の５倍以上、あるいは冷却フィン５ａの中心角が２０°以上になっている。 The cooling fin 5 is erected between the outer disk part 3 and the inner disk part 4 as shown in FIG. 1, and integrally connects the outer disk part 3 and the inner disk part 4 as shown in FIG. To do. The plurality of cooling fins 5 and the air holes 6 are formed at substantially equal intervals in the circumferential direction. And one or more of the vent holes 6 at positions along one diameter L are closed to form a solid portion 2a. Therefore, the sliding plate part 2 has a solid part 2a having a larger mass than other parts at a pair of positions along one diameter L. In other words, cooling fins 5a that are wider than the other cooling fins 5 are formed at a pair of positions along one diameter L. The widths of the solid portion 2a and the cooling fins 5a are, for example, other cooling fins. 5 or more, or the central angle of the cooling fin 5a is 20 ° or more.

中実部２ａには、図２に示すように溝（スリット）２ｂが形成されている。溝２ｂは、図４に示すように摺動板部２を厚み方向に貫通し、中実部２ａの面直方向の剛性を他の部位の面直方向の曲げ剛性よりも小さくする。溝２ｂは、一直径Ｌに沿って摺動板部２の内周縁から外周縁のほぼ全長、例えば８割以上に渡って径方向に延出しており、摺動板部２の外周縁に抜けている。したがって摺動板部２は、溝２ｂによって切断された構成になっている。そのため中実部２ａにおける面直方向の曲げ剛性が溝２ｂによって非常に小さくなっている。溝２ｂの幅（周方向の幅）は、例えば３〜７ｍｍである。 Grooves (slits) 2b are formed in the solid portion 2a as shown in FIG. As shown in FIG. 4, the groove 2 b penetrates the sliding plate portion 2 in the thickness direction, and makes the rigidity in the perpendicular direction of the solid portion 2 a smaller than the bending rigidity in the perpendicular direction of other portions. The groove 2b extends along the diameter L from the inner peripheral edge of the sliding plate portion 2 in the radial direction over almost the entire length of the outer peripheral edge, for example, 80% or more, and falls out to the outer peripheral edge of the sliding plate portion 2. ing. Therefore, the sliding plate part 2 is configured to be cut by the groove 2b. Therefore, the bending rigidity of the solid portion 2a in the direction perpendicular to the plane is very small due to the groove 2b. The width (circumferential width) of the groove 2b is, for example, 3 to 7 mm.

通気孔６は、図２に示すように摺動板部２を径方向に貫通している。したがってディスクロータ１が回転した場合に、冷却フィン５によって空気が摺動板部２の内周側から通気孔６を通って外周側に向けて押出される。 The ventilation hole 6 penetrates the sliding plate part 2 in the radial direction as shown in FIG. Therefore, when the disk rotor 1 rotates, the cooling fin 5 pushes air from the inner peripheral side of the sliding plate portion 2 through the vent hole 6 toward the outer peripheral side.

以下に、中実部２ａのブレーキ鳴きに対する効果を理論的に説明する。一直径Ｌに沿う位置に中実部２ａを形成し、ディスクロータ１に軸方向（厚み方向）の振動を加えると、様々な振動モードが発生する。例えば図３に示すように二直径節モードの振動が発生する。そして一直径Ｌに沿う位置には、曲げ剛性が小さい中実部２ａが設けられているため、必ずサインモードの振動の節Ａが発生する。そして一直径Ｌに直交する直交位置にサインモードの振動の節Ｂが発生し、節Ａ，Ｂ間にコサインモードの振動の節Ｃ，Ｄが発生する。これらサインモードとコサインモードが縮退した際に、ブレーキ鳴きが発生すると予測されており、この縮退を抑制するためには、サインモードとコサインモードの固有振動数の差を大きくすることが効果的であると予測されている。 Below, the effect with respect to the brake squeal of the solid part 2a is demonstrated theoretically. When the solid portion 2a is formed at a position along one diameter L and vibrations in the axial direction (thickness direction) are applied to the disk rotor 1, various vibration modes are generated. For example, as shown in FIG. 3, vibration in a two-diameter node mode occurs. Since a solid portion 2a having a small bending rigidity is provided at a position along one diameter L, a sine-mode vibration node A always occurs. Then, a sine-mode vibration node B is generated at a position orthogonal to one diameter L, and cosine-mode vibration nodes C and D are generated between the nodes A and B. It is predicted that brake squeal will occur when these sine and cosine modes are degenerated. To suppress this degeneration, it is effective to increase the difference between the natural frequencies of sine mode and cosine mode. It is predicted that there will be.

振動の固有振動数ωは、一般に下記の（数１）で表される。ところがサインモードの節Ａには、面直振動がほとんど生じないために、節Ａに中実部２ａを設けても固有振動数がほとんど変化しないと予測できる。一方、コサインモードの振動は、図３に示すように節Ａに中実部２ａを設けることで固有振動数が変化する。すなわち質量ΔＭを付加し、曲げ剛性ΔＫを付加した場合には、（数２）で表される固有振動数となり、（数３）に示す近似式に置き換えられる。なおＭは、摺動板部２の質量であり、Ｋは、摺動板部２の曲げ剛性（ばね定数）である。 The natural frequency ω of vibration is generally expressed by the following (Equation 1). However, in the node A in the sine mode, almost no plane vibration occurs, and therefore it can be predicted that the natural frequency hardly changes even if the solid portion 2a is provided in the node A. On the other hand, as for the vibration in the cosine mode, the natural frequency is changed by providing the solid portion 2a at the node A as shown in FIG. That is, when the mass ΔM is added and the bending rigidity ΔK is added, the natural frequency is expressed by (Equation 2), which is replaced by the approximate expression shown in (Equation 3). Note that M is the mass of the sliding plate portion 2, and K is the bending rigidity (spring constant) of the sliding plate portion 2.

中実部２ａは、摺動板部２に質量を付加する構成であるためにΔＭ＞０であり、摺動板部２の曲げ剛性を低下させる構成であるためにΔＫ＜０である。そのため（数３）からΔＭとΔＫがいずれもコサインモードの固有振動数ωを小さくする方向に作用する。したがって中実部２ａの備える二つの性質、すなわち質量が大きく、曲げ剛性が低いという性質によって、サインモードとコサインモードの固有振動数の差を大きくすることができると、本発明者によって理論的に推測することができた。 Since the solid portion 2a is configured to add mass to the sliding plate portion 2, ΔM> 0, and since it is configured to reduce the bending rigidity of the sliding plate portion 2, ΔK <0. Therefore, from (Equation 3), both ΔM and ΔK act in the direction of decreasing the natural frequency ω of the cosine mode. Therefore, the present inventor theoretically believes that the difference between the natural frequencies of the sine mode and the cosine mode can be increased by the two properties of the solid portion 2a, that is, the property of having a large mass and low bending rigidity. I was able to guess.

以上のようにして実施の形態１が形成されている。すなわち摺動板部２は、図２に示すように一直径Ｌに沿う一対の位置に、冷却フィン５間に形成される通気孔６が塞がれて中実部２ａが形成されている。そして中実部２ａのパッドとの摺接面に摺動板部２外周縁に抜けるように径方向に溝２ｂが形成されている。 The first embodiment is formed as described above. That is, as shown in FIG. 2, the sliding plate portion 2 is formed with a solid portion 2 a at a pair of positions along one diameter L by closing the air holes 6 formed between the cooling fins 5. And the groove | channel 2b is formed in radial direction so that it may come out to the outer periphery of the sliding plate part 2 in the sliding contact surface with the pad of the solid part 2a.

したがって中実部２ａは、他の部位に比べて質量が大きい。しかも溝２ｂを有しているために面直方向の曲げ剛性が低い。そのため中実部２ａは、質量が大きく、かつ曲げ剛性が低いという二つの性質を有している。そして二つの性質は、摺動板部２の面直方向の振動（軸方向の振動）に対して同じ方向に効果を生じ、これによりブレーキ鳴きを効果的に抑制することができる。その理論は、本発明者によって推測することができた。 Therefore, the solid part 2a has a larger mass than other parts. Moreover, since the groove 2b is provided, the bending rigidity in the perpendicular direction is low. Therefore, the solid part 2a has two properties that the mass is large and the bending rigidity is low. And two characteristics produce an effect in the same direction with respect to the vibration in the direction perpendicular to the surface of the sliding plate portion 2 (vibration in the axial direction), thereby effectively suppressing the brake squeal. The theory could be inferred by the inventor.

しかも中実部２ａは、摺動板部２の一直径に沿う一対の位置に形成されている。そのため一直径Ｌを基準に様々な振動モードが発生する。例えば一直径モード振動や、他の二以上の直径モード振動が発生する。そのため中実部２ａを一直径Ｌに沿う一対の位置に形成することで、一直径モード振動のみならず二以上の直径モード振動に対してもブレーキ鳴きを効果的に抑制することができる。 Moreover, the solid portion 2 a is formed at a pair of positions along one diameter of the sliding plate portion 2. Therefore, various vibration modes are generated based on one diameter L. For example, one-diameter mode vibration and other two or more diameter-mode vibrations are generated. Therefore, by forming the solid portion 2a at a pair of positions along one diameter L, it is possible to effectively suppress brake squeal not only with respect to one diameter mode vibration but also with respect to two or more diameter mode vibrations.

さらに中実部２ａの摺接面には、溝２ｂが摺動板部２外周縁に抜けるように径方向に形成されている。したがって外周縁に抜ける溝２ｂによって中実部２ａの曲げ剛性が効果的に小さくなっている。 Further, a groove 2b is formed in the slidable contact surface of the solid portion 2a in the radial direction so as to come out to the outer peripheral edge of the sliding plate portion 2. Therefore, the bending rigidity of the solid portion 2a is effectively reduced by the groove 2b that passes through the outer peripheral edge.

また溝２ｂは、図４に示すように摺動板部の厚み方向に貫通している。したがって中実部２ａは、貫通した溝２ｂによって切断されているため、曲げ剛性が非常に小さくなっている。そのためブレーキ鳴きの発生を確実に抑制することができる。また摺動板部２が溝２ｂによって切断されているために、制動時の熱による熱膨張が溝２ｂによって吸収され、摺動板部２が厚み方向に座屈することが防止される。そのため高速ブレーキに生じる熱座屈を防止して、熱座屈によるブレーキ振動を抑制することができる。また溝２ｂは、摺動板部２に生じる周方向の面内振動も切断することができる。そのため面内振動によるブレーキ鳴きの発生も抑制することができる。したがって中実部２ａによって三種類のブレーキ鳴きを抑制することができる。 Moreover, the groove | channel 2b has penetrated in the thickness direction of the sliding plate part, as shown in FIG. Therefore, since the solid portion 2a is cut by the through groove 2b, the bending rigidity is very small. Therefore, the occurrence of brake squeal can be reliably suppressed. Further, since the sliding plate portion 2 is cut by the groove 2b, thermal expansion due to heat during braking is absorbed by the groove 2b, and the sliding plate portion 2 is prevented from buckling in the thickness direction. Therefore, thermal buckling that occurs in the high-speed brake can be prevented, and brake vibration due to thermal buckling can be suppressed. Further, the groove 2b can also cut off in-plane vibration in the circumferential direction generated in the sliding plate portion 2. Therefore, the occurrence of brake squeal due to in-plane vibration can be suppressed. Therefore, three types of brake noise can be suppressed by the solid part 2a.

（実施の形態２）
実施の形態２を図５にしたがって説明する。実施の形態２は、実施の形態１とほぼ同様に形成されているが、図２に示す冷却フィン５に代えて、図５に示す湾曲状の冷却フィン１５を有している点において相異している。以下、相違点を中心に実施の形態２について説明する。 (Embodiment 2)
The second embodiment will be described with reference to FIG. The second embodiment is formed in substantially the same manner as the first embodiment, but differs in that it has a curved cooling fin 15 shown in FIG. 5 instead of the cooling fin 5 shown in FIG. is doing. Hereinafter, the second embodiment will be described focusing on the differences.

冷却フィン１５は、図５に示すように摺動板部２の周方向に湾曲しつつ内周縁から外周縁に向けて延出している。冷却フィン１５は、長さの異なる長フィン１５ａと短フィン１５ｂの二種類を有しており、長フィン１５ａと短フィン１５ｂが周方向に交互に形成されている。冷却フィン１５間には、湾曲状に延びる通気孔１６が形成されている。 As shown in FIG. 5, the cooling fin 15 extends from the inner peripheral edge toward the outer peripheral edge while being curved in the circumferential direction of the sliding plate portion 2. The cooling fin 15 has two types of long fins 15a and short fins 15b having different lengths, and the long fins 15a and the short fins 15b are alternately formed in the circumferential direction. A vent hole 16 extending in a curved shape is formed between the cooling fins 15.

複数の冷却フィン１５と通気孔１６は、周方向にほぼ等間隔に形成されている。そして一直径Ｌに沿う位置の通気孔１６の一つまたは複数が塞がれることで、摺動板部２の一直径Ｌに沿う位置に中実部２ｃが形成されている。そのため摺動板部２は、一直径Ｌに沿う一対の位置に、他の部位に比べて質量が大きい中実部２ｃを有している。換言すると一直径Ｌに沿う一対の位置に、他の冷却フィン１５の幅よりも幅が広い冷却フィン１５ｃが形成されており、中実部２ｃおよび冷却フィン１５ｃの幅は、例えば他の冷却フィン１５の５倍以上、あるいは冷却フィン１５ｃの中心角が２０°以上になっている。 The plurality of cooling fins 15 and the air holes 16 are formed at substantially equal intervals in the circumferential direction. And the solid part 2c is formed in the position along the one diameter L of the sliding plate part 2 by block | closing one or more of the vent holes 16 of the position along the one diameter L. As shown in FIG. Therefore, the sliding plate part 2 has a solid part 2c having a larger mass than other parts at a pair of positions along one diameter L. In other words, cooling fins 15c that are wider than the other cooling fins 15 are formed at a pair of positions along one diameter L. The widths of the solid portion 2c and the cooling fins 15c are, for example, other cooling fins. 15 or more, or the central angle of the cooling fin 15c is 20 ° or more.

中実部２ｃには、溝２ｄが形成されている。溝２ｄは、摺動板部２を厚み方向に貫通して、曲げ剛性を他の部位よりも小さくする。溝２ｄは、一直径Ｌに沿って摺動板部２の内周縁から外周縁のほぼ全長、例えば８割以上に渡って径方向に延出しており、摺動板部２の外周縁に抜けている。したがって摺動板部２は、溝２ｄによって切断された構成になっている。 A groove 2d is formed in the solid portion 2c. The groove 2d penetrates the sliding plate portion 2 in the thickness direction, and makes the bending rigidity smaller than other portions. The groove 2d extends along the diameter L from the inner peripheral edge of the sliding plate portion 2 in the radial direction over almost the entire length of the outer peripheral edge, for example, 80% or more. ing. Therefore, the sliding plate portion 2 is cut by the groove 2d.

（実施の形態３）
実施の形態３を図６にしたがって説明する。実施の形態３は、実施の形態１とほぼ同様に形成されているが、図２に示す溝２ｂに代えて、図６に示す溝２ｅを有している点において相異している。以下、相違点を中心に実施の形態３について説明する。 (Embodiment 3)
A third embodiment will be described with reference to FIG. The third embodiment is formed in substantially the same manner as the first embodiment, but differs in that it has a groove 2e shown in FIG. 6 instead of the groove 2b shown in FIG. Hereinafter, Embodiment 3 will be described focusing on the differences.

溝２ｅは、図６に示すように摺動板部２の内周縁から所定量だけ外周縁側の所定位置から外周縁に向けて延出して外周縁に抜けている。摺動板部２の内周縁は、通称ハット部と呼ばれる取付部７の外周縁との境界線、詳しくは図１に示す円筒部７ａの外周縁との境界線である。そして摺動板部２は、取付部７を除く略同一平面の領域部分を意味しており、溝２ｅは、摺動板部２の径方向長さｒの７０％〜９０％に渡って形成されている。 As shown in FIG. 6, the groove 2 e extends from the inner peripheral edge of the sliding plate portion 2 by a predetermined amount from a predetermined position on the outer peripheral edge side toward the outer peripheral edge and passes through the outer peripheral edge. The inner peripheral edge of the sliding plate portion 2 is a boundary line with the outer peripheral edge of the mounting portion 7, commonly called a hat portion, and more specifically, a boundary line with the outer peripheral edge of the cylindrical portion 7 a shown in FIG. 1. The sliding plate portion 2 means a substantially coplanar region excluding the mounting portion 7, and the groove 2 e is formed over 70% to 90% of the radial length r of the sliding plate portion 2. Has been.

以上のようにして実施の形態３が形成されている。すなわち溝２ｅは、摺動板部２の径方向長さの７０％〜９０％に渡って形成されている。したがって摺動板部２は、溝２ｅによって摺動板部２の径方向全長の７０％より長く切断されているために、曲げ剛性が非常に小さくなっている。そのためブレーキ鳴きの発生を確実に抑制することができる。一方、溝２ｅの摺動板部２の径方向長さは、摺動板部２の径方向全長の９０％よりも短くなっている。そのため摺動板部２の強度が適度に得られ得る構成になっている。 The third embodiment is formed as described above. That is, the groove 2 e is formed over 70% to 90% of the length in the radial direction of the sliding plate portion 2. Therefore, since the sliding plate part 2 is cut by the groove 2e for more than 70% of the entire radial direction length of the sliding plate part 2, the bending rigidity is very small. Therefore, the occurrence of brake squeal can be reliably suppressed. On the other hand, the radial length of the sliding plate portion 2 of the groove 2e is shorter than 90% of the total radial length of the sliding plate portion 2. Therefore, the strength of the sliding plate portion 2 can be obtained moderately.

（実施の形態４）
実施の形態４を図７にしたがって説明する。実施の形態４は、実施の形態１とほぼ同様に形成されているが、図４に示す溝２ｂに代えて、図７に示す溝２ｆを有している点において相異している。以下、相違点を中心に実施の形態４について説明する。 (Embodiment 4)
The fourth embodiment will be described with reference to FIG. The fourth embodiment is formed in substantially the same manner as the first embodiment, but differs in that it has a groove 2f shown in FIG. 7 instead of the groove 2b shown in FIG. Hereinafter, the fourth embodiment will be described focusing on the differences.

溝２ｆは、図７に示すようにアウタ円盤部３の摺動面と、インナ円盤部４の摺動面に形成されており、これらが摺動板部２の周方向の同じ位置に形成されている。溝２ｆは、摺動板部２を厚み方向に凹設され、かつ摺動板部２を厚み方向に貫通していない。したがって中実部２ａは、周方向同じ位置の両面から溝２ｆによって切り込まれているため、曲げ剛性が非常に小さくなっている。そのためブレーキ鳴きの発生を確実に抑制することができる。 As shown in FIG. 7, the groove 2 f is formed on the sliding surface of the outer disk portion 3 and the sliding surface of the inner disk portion 4, and these are formed at the same position in the circumferential direction of the sliding plate portion 2. ing. The groove 2f is recessed in the thickness direction of the sliding plate portion 2 and does not penetrate the sliding plate portion 2 in the thickness direction. Therefore, since the solid part 2a is cut by the groove 2f from both surfaces at the same position in the circumferential direction, the bending rigidity is very small. Therefore, the occurrence of brake squeal can be reliably suppressed.

（他の実施の形態）
本発明は、実施の形態１〜４に限定されず、以下の形態であっても良い。あるいは上記実施の形態と下記の組み合わせからなる形態等であっても良い。
（１）実施の形態１〜３の中実部２ａ，２ｃには、摺動板部２を厚み方向に完全に貫通する溝２ｂ，２ｄが形成されていた。また実施の形態４の中実部２ａには、摺動板部２の両面に溝２ｆが形成されていた。しかし溝２ｂ，２ｄまたは溝２ｆに代えて、摺動板部２の片面のみに溝が形成された形態などであっても良い。
（２）実施の形態１〜４の中実部２ａ，２ｃは、一直径Ｌに沿う位置に幅広の冷却フィン５ａ，１５ｃを有し、これによって他の部位よりも質量が大きくなっていた。しかし一直径Ｌに沿う位置近傍における冷却フィンの間隔を他の部位に比べて狭くし、これによって他の部位よりも質量が大きくなっている形態であっても良い。
（３）実施の形態４は、溝２ｆが実施の形態１の溝２ｂと同様に摺動板部２の径方向のほぼ全長に渡って形成されていた。しかし溝２ｆが実施の形態３と同様に摺動板部２の径方向長さの７０％〜９０％に渡って形成されている形態であっても良い。
（４）実施の形態４は、冷却フィン５が実施の形態１の冷却フィン５と同様に径方向に直線に延設された形態であった。しかし冷却フィンが摺動板部径方向内側から外側に向かって周方向に湾曲しつつ延出している形態であっても良い。 (Other embodiments)
The present invention is not limited to the first to fourth embodiments, and may be the following modes. Or the form etc. which consist of the said embodiment and the following combination may be sufficient.
(1) Grooves 2b and 2d that completely penetrate the sliding plate portion 2 in the thickness direction are formed in the solid portions 2a and 2c of the first to third embodiments. Further, in the solid portion 2a of the fourth embodiment, grooves 2f are formed on both surfaces of the sliding plate portion 2. However, instead of the grooves 2b, 2d or 2f, a form in which grooves are formed only on one surface of the sliding plate portion 2 may be used.
(2) The solid portions 2a and 2c of the first to fourth embodiments have the wide cooling fins 5a and 15c at positions along the one diameter L, which makes the mass larger than other portions. However, the cooling fins in the vicinity of the position along the diameter L may be narrower than the other parts, and the mass may be larger than the other parts.
(3) In the fourth embodiment, the groove 2f is formed over almost the entire length in the radial direction of the sliding plate portion 2 in the same manner as the groove 2b in the first embodiment. However, the groove 2f may be formed so as to cover 70% to 90% of the radial length of the sliding plate portion 2 as in the third embodiment.
(4) In the fourth embodiment, the cooling fins 5 are linearly extended in the radial direction in the same manner as the cooling fins 5 of the first embodiment. However, the cooling fins may extend in a circumferential direction from the inside to the outside of the sliding plate portion in the radial direction.

ディスクロータとホイールハブの斜視図である。It is a perspective view of a disk rotor and a wheel hub. ディスクロータの一部断面正面図である。It is a partial cross section front view of a disk rotor. ディスクロータの模式図である。It is a schematic diagram of a disk rotor. 図２のIV―IV線断面矢視図である。FIG. 4 is a sectional view taken along line IV-IV in FIG. 2. 実施の形態２のディスクロータの一部断面正面図である。FIG. 6 is a partial cross-sectional front view of a disk rotor according to a second embodiment. 実施の形態３のディスクロータの一部断面正面図である。FIG. 6 is a partial cross-sectional front view of a disk rotor according to a third embodiment. 図４に相当する実施の形態４のディスクロータの断面図である。FIG. 5 is a cross-sectional view of a disk rotor according to a fourth embodiment corresponding to FIG. 4.

符号の説明Explanation of symbols

１・・・ディスクロータ
２・・・摺動板部
２ａ，２ｃ・・・中実部
２ｂ，２ｄ，２ｅ・・・溝
２ｆ・・・溝
３・・・アウタ円盤部
４・・・インナ円盤部
５，５ａ，１５，１５ｃ・・・冷却フィン
６，１６・・・通気孔
Ｌ・・・一直径
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Disc rotor 2 ... Sliding plate part 2a, 2c ... Solid part 2b, 2d, 2e ... Groove 2f ... Groove 3 ... Outer disk part 4 ... Inner disk Portions 5, 5a, 15, 15c ... cooling fins 6, 16 ... vent L ... one diameter

Claims

車両外側のアウタパッドと摺接するアウタ円盤部（３）と車両内側のインナパッドと摺接するインナ円盤部（４）とが径方向に放射状に延出する複数の冷却フィン（５；１５）によって一体的に連結されて摺動板部（２）が形成されるベンチレーテッド型ディスクロータ（１）であって、
一直径（Ｌ）に沿う一対の位置に、前記冷却フィン（５）間に形成される通気孔（６）が塞がれて中実部（２ａ；２ｃ）が形成され、前記中実部（２ａ，２ｃ）の前記パッドとの摺接面に前記摺動板部（２）外周縁に抜けるように径方向に溝（２ｂ；２ｄ；２ｅ；２ｆ）が形成されていることを特徴とするベンチレーテッド型ディスクロータ（１）。 The outer disk portion (3) that is in sliding contact with the outer pad on the vehicle outer side and the inner disk portion (4) that is in sliding contact with the inner pad on the inner side of the vehicle are integrated by a plurality of cooling fins (5; 15) extending radially in the radial direction. A ventilated type disk rotor (1) connected to each other to form a sliding plate portion (2),
At a pair of positions along one diameter (L), a vent hole (6) formed between the cooling fins (5) is closed to form a solid part (2a; 2c), and the solid part ( Grooves (2b; 2d; 2e; 2f) are formed in the slidable contact surface with the pad of 2a, 2c) in a radial direction so as to pass through the outer peripheral edge of the sliding plate portion (2). Ventilated disc rotor (1).

請求項１に記載のベンチレーテッド型ディスクロータ（１）であって、
前記溝（２ｂ；２ｄ；２ｅ）は、前記摺動板部（２）の厚み方向に貫通していることを特徴とするベンチレーテッド型ディスクロータ（１）。 A ventilated disc rotor (1) according to claim 1,
The ventilated disc rotor (1), wherein the grooves (2b; 2d; 2e) penetrate in the thickness direction of the sliding plate portion (2).

請求項１に記載のベンチレーテッド型ディスクロータ（１）であって、
前記アウタ円盤部（３）側の前記溝（２ｆ）と前記インナ円盤部（４）側の前記溝（２ｆ）とが前記摺動板部（２）の周方向の同じ位置に形成されていることを特徴とするベンチレーテッド型ディスクロータ（１）。 A ventilated disc rotor (1) according to claim 1,
The groove (2f) on the outer disk part (3) side and the groove (2f) on the inner disk part (4) side are formed at the same position in the circumferential direction of the sliding plate part (2). A ventilated disc rotor (1) characterized by the above.

請求項１〜３のいずれかに記載のベンチレーテッド型ディスクロータ（１）であって、
前記冷却フィン（１５）は、前記摺動板部（２）径方向内側から外側に向かって周方向に湾曲しつつ延出していることを特徴とするベンチレーテッド型ディスクロータ（１）。 A ventilated disc rotor (1) according to any one of claims 1 to 3,
The ventilated disc rotor (1), wherein the cooling fin (15) extends while curving in the circumferential direction from the inside in the radial direction to the outside in the sliding plate portion (2).

請求項１〜４のいずれかに記載のベンチレーテッド型ディスクロータ（１）であって、
前記溝（２ｂ；２ｄ；２ｅ）は、前記摺動板部（２）の径方向長さの７０％〜９０％に渡って形成されていることを特徴とするベンチレーテッド型ディスクロータ（１）。

A ventilated disc rotor (1) according to any one of claims 1 to 4,
The ventilated disk rotor (1), wherein the grooves (2b; 2d; 2e) are formed over 70% to 90% of the radial length of the sliding plate (2). ).