(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
ブレーキパッド用の摺動面を形成して互いに対向する２枚のディスク間に、ディスク径方向へ沿って放射状に延びる複数のフィンをディスク周方向へ均等に配設して、隣接するフィン間に通風用のベンチホールを形成したブレーキロータにおいて、前記フィンは、ディスク周方向へ連続する３枚を一組として偶数組が設けられ、各組３枚中の連続する２枚が通風上流側の先端部を除去された短フィンであって、残り１枚がディスク径方向へ相対的に長い長フィンであり、各組における前記長フィンと短フィンの配列が同一とされており、かつ、これらの長フィン及び短フィンは共に、前記２枚のディスクが対面する部位内に配設されていることを特徴とするブレーキロータ。
【請求項２】
請求項１記載のブレーキロータであって、
前記短フィンは、前記長フィンよりディスク周方向へ幅広に形成されていることを特徴とするブレーキロータ。
【請求項３】
請求項１記載のブレーキロータであって、
前記短フィンは、隣接する前記長フィン側が増肉されて、前記長フィンよりディスク周方向へ幅広に形成されていることを特徴とするブレーキロータ。
【請求項４】
請求項１〜３の何れかに記載のブレーキロータであって、
前記フィンは、総数が３６枚であることを特徴とするブレーキロータ。
【請求項５】
請求項１〜３の何れかに記載のブレーキロータであって、
前記フィンは、総数が４２枚であることを特徴とするブレーキロータ。
【請求項６】
請求項１〜３の何れかに記載のブレーキロータであって、
前記フィンは、総数が４８枚であることを特徴とするブレーキロータ。
【請求項７】
請求項１〜６の何れかに記載のブレーキロータであって、
前記長フィン及び短フィンのディスク径方向の一端を前記ディスクの外周端に一致させ、前記長フィンのディスク径方向の他端側で冷却用の前記通風をガイドすることを特徴とするブレーキロータ。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ディスク式制動装置用のブレーキロータに関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
図８は、ディスク式制動装置の一例を示し、図９は、このディスク式制動装置に使用されているブレーキパッドを示し、図１０は、このディスク式制動装置に使用されている従来のブレーキロータを示している。
【０００３】
図８に示すように、このディスク式制動装置Ａは、ブレーキキャリパのシリンダボディＢがブレーキロータＣを跨いで配設され、シリンダボディＢの一端にピストンＤが摺動自在に密挿されており、このピストンＤのブレーキロータＣ側の端面と、該端面とブレーキロータＣを挟んで対向するシリンダボディＢの爪部Ｂ１には、それぞれブレーキパッドＥが取り付けられている。そして、シリンダ内に圧送される油等の作動液の圧力によりピストンＤとシリンダボディＢとが相対的に移動して、両ブレーキパッドＥがブレーキロータＣの摺動面Ｃ１に押し付けられる構造となっている。
【０００４】
ブレーキパッドＥは、図９に示されているように、金属製の裏金Ｅ１に摩擦材Ｅ２が固着されたものであって、摩擦材Ｅ１の中央部にはスリットＥ３が形成されている。
【０００５】
ブレーキロータＣは、図１０に示されているように、ブレーキパッドＥ用の摺動面Ｃ１を形成して互いに対向する２枚の円盤状のディスクＣ２間に、ディスクＣ２の半径方向へ沿って放射状に延びる複数のフィンＣ３がディスクＣ２の周方向へ均等に配設され、隣接するフィンＣ３間に、放熱性能を向上させるための通風用のベンチホールＣ４が形成されており、ディスクＣ２の中心に対して点対称の構造を有している。
【０００６】
図１１，図１２は、このブレーキロータＣの振動の固有モードを示している。図１１，図１２に示すように、ブレーキロータＣは、ディスクＣ２が曲げ振動する直径２節モード（２次の直径節モード），直径３節モード（３次の直径節モード），直径４節モード（４次の直径節モード），直径５節モード（５次の直径節モード），直径６節モード（６次の直径節モード）等の振動モードを呈する固有モードを有している。
【０００７】
これらの固有モードは、ブレーキロータＣが点対称な構造を有しているため、重根となり、従って、ブレーキロータＣを静止させた状態で加振すると、円盤状のディスクＣ２のどこを加振しても、加振点が常に腹となるモードでブレーキロータＣは振動する。
【０００８】
このため、ブレーキロータＣでは、ディスクＣ２の摺動面Ｃ１にブレーキパッドＥを押し付けて回転を制動すると、ディスクＣ２の摺動面Ｃ１とブレーキパッドＥとの間に生じる摩擦振動がブレーキロータＣを振動させ、ブレーキロータＣの固有振動が励振された場合には、静止系から観察するとあたかも振動モードが空間に静止しているかのように観察される。
【０００９】
これらの振動モードを空間固定モードと呼び、この空間固定モードは、常にモードの腹で加振されるため、最も効率よく励振されると共に音響放出効率が最大となり、実際にブレーキ鳴きの原因となる場合が多い。そして、このブレーキ鳴きの原因となる空間固定モードは、図１１，図１２に示すような重根となる固有モードである直径節モードが存在するために発生する、ということを原田らが報告している（日本機械学会論文（Ｃ編）５５巻５１２号（１９８９−４）Ｎｏ．８８−０６２２Ａ）。
【００１０】
図１３は、フィンＣ３の総数が３６枚である場合のブレーキロータＣにおける直径６節モードの一部を示している。図１３に示されているように、直径節モードの重根は、互いの位相が１／４波長ずれており、このため、直径節モードにおける重根の一方の波Ｗ１の腹は、他方の波Ｗ２の節となる。
【００１１】
ここで、ブレーキパッドＥの摩擦材Ｅ２がブレーキロータＣの直径節モードに与える影響について説明する。制動時に、ブレーキロータＣの摺動面Ｃ１にブレーキパッドＥを押進接触させると、ブレーキパッドＥの剛性がブレーキロータＣの固有振動を抑制するように働いて固有値を上昇させる。
【００１２】
このとき、互いの位相が１／４波長ずれた重根に対して均等にブレーキパッドＥの剛性が働かないと、固有値のずれが生じて重根が分離する。そして、制動時に分離された重根は、離間周波数が小さい場合には、ブレーキパッドＥの摩擦により連成振動を起こして、空間固定モードを発生させることが確認されている。
【００１３】
図１４は、離間周波数と直径節モードの次数との関係を示し、図１５は、直径節モードの波長が長い場合のブレーキパッドＥと直径節モードとの関係を示しており、図１６は、直径節モードの波長が短い場合のブレーキパッドＥと直径節モードとの関係を示している。
【００１４】
図１４に示されているように、制動時に分離された重根は、直径節モードの次数が高次になるほど離間周波数が小さい傾向にあることが、有限要素法によって確認されている。このことは、図１５に示すように、低次の直径節モードの場合には、直径節モードの波長が長く、ブレーキパッドＥにおけるブレーキロータＣの回転方向の幅Ｔが直径節モードの波長に対して短いため、制動時に分離された重根に対するブレーキパッドＥの剛性の影響差が大きく、離間周波数が大きくなることによる。
【００１５】
逆に、高次の直径節モードの場合には、図１６に示すように、直径節モードの波長が短く、ブレーキパッドＥにおけるブレーキロータＣの回転方向の幅Ｔが直径節モードの波長に対して長くなるため、制動時に分離された重根に対するブレーキパッドＥの剛性の影響差が小さく、離間周波数が小さくなる。
【００１６】
ところで、ブレーキパッドＥは、寿命等の観点から必要体積が決定され、ロータ回転方向の幅ＴがブレーキロータＣの角度換算で約６０度程度に設定されることが一般的である。従って、一般的に、１波長が６０度となる６次の直径節モード（直径６節モード）以上の直径節モードは、重根の離間周波数が小さく、ブレーキパッドＥの摩擦により連成振動を起こして空間固定モードを発生させ易くなっている。
【００１７】
この空間固定モードに起因するブレーキ鳴きを防止するため、前記日本機械学会論文（Ｃ編）５５巻５１２号（１９８９−４）Ｎｏ．８８−０６２２Ａにおいて、原田らは、ブレーキロータＣのベンチホールＣ４に質量を付加することにより、直径節モードの重根の離間周波数を大きくすることを行っている。
【００１８】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、ブレーキロータＣのベンチホールＣ４に質量を付加すると、制動時に加熱したブレーキロータＣを冷却するためのベンチホールＣ４の冷却風の流れが妨げられて、ブレーキロータＣの冷却性能が大幅に悪化する、という問題が生じる。
【００１９】
そこで、本発明では、冷却性能を悪化させることなく、逆に冷却性能を向上させることができ、しかも、ブレーキ鳴きを抑制することもできるブレーキロータを提供することを課題としている。
【００２０】
【課題を解決するための手段】
前記課題を解決するための手段として、請求項１の発明では、ブレーキパッド用の摺動面を形成して互いに対向する２枚のディスク間に、ディスク径方向へ沿って放射状に延びる複数のフィンをディスク周方向へ均等に配設して、隣接するフィン間に通風用のベンチホールを形成したブレーキロータにおいて、前記フィンは、ディスク周方向へ連続する３枚を一組として偶数組が設けられ、各組３枚中の連続する２枚が通風上流側の先端部を除去された短フィンであって、残り１枚がディスク径方向へ相対的に長い長フィンであり、各組における前記長フィンと短フィンの配列が同一とされており、かつ、これらの長フィン及び短フィンは共に、前記２枚のディスクが対面する部位内に配設されている、という構成を採用している。
【００２１】
この請求項１の発明では、フィンは、ディスク周方向へ連続する３枚を一組として偶数組が設けられ、各組３枚中の連続する２枚が通風上流側の先端部を除去された短フィンであるので、従来のブレーキロータと比べて、冷却風入り口側の開口面積が広がっていると共に、各組３枚中の連続する２枚の短フィンが位置するディスクの部位の剛性が低くなっている。
【００２２】
しかも、請求項１の発明では、各組における長フィンと短フィンの配列が同一とされているので、従来のブレーキロータと比べて剛性が低い低剛性部位は一定の間隔で配置されている。
【００２３】
ところで、請求項１の発明では、フィンは、ディスク周方向へ連続する３枚を一組として偶数組が設けられているので、直径節モードの中には、互いの位相が１／４波長ずれている重根の一方の波の腹と、他方の波の節とが、前記低剛性部位に位置する直径節モードが必ず一つは存在している。
【００２４】
そして、この一つは存在する直径節モードでは、重根の一方の波は、その腹が前記低剛性部位に位置するため周波数が低周波数側へシフトするのに対し、他方の波は、前記低剛性部位に波の節が位置するため周波数が殆ど変化せず、その結果、重根が分離する。
【００２５】
従って、請求項１の発明では、重根が分離する直径節モードが存在し、この直径節モードは、重根が予め分離しているため、従来のブレーキロータと比べて、制動時に重根の離間周波数が大きくなる。
【００２６】
請求項２の発明は、請求項１記載のブレーキロータであって、前記短フィンは、前記長フィンよりディスク周方向へ幅広に形成されていることを特徴とするものである。
【００２７】
このため、請求項２の発明では、ディスクの剛性が請求項１記載の発明と比べて大きくなり、その結果、重根が分離する直径節モードは、分離した重根の一対の波の周波数が何れも、請求項１記載の発明と比べて高周波数側へシフトする。
【００２８】
ところで、請求項１の発明では、ディスクの摺動面に発生する粗密波等の他の振動モードの周波数と、分離した重根の一対の波における一方の波の周波数とが接近して連成する場合がある。
【００２９】
しかし、請求項２の発明では、重根が分離する直径節モードは、分離した重根の一対の波の周波数が何れも請求項１記載の発明と比べて高周波数側へシフトするので、請求項１の発明では前記一対の波の一方と前記他の振動モードとが連成する場合であっても、前記一対の波の周波数を高周波数側へシフトさせることによって、前記連成を防止することができる。
【００３０】
請求項３の発明は、請求項１記載のブレーキロータであって、前記短フィンは、隣接する前記長フィン側が増肉されて、前記長フィンよりディスク周方向へ幅広に形成されていることを特徴とするものである。
【００３１】
このため、請求項３の発明では、ディスクの剛性が請求項１記載の発明と比べて大きくなり、しかも、その大きくなった影響が、分離した重根の双方にほぼ均等に作用する。
【００３２】
従って、請求項３の発明では、重根が分離する直径節モードは、重根の離間周波数が請求項１の発明とほぼ同等のまま、分離した重根の一対の波の周波数が何れも、請求項１記載の発明と比べて高周波数側へシフトする。
【００３３】
請求項４の発明は、請求項１〜３の何れかに記載のブレーキロータであって、前記フィンは、総数が３６枚であることを特徴とするものである。
【００３４】
このため、請求項４の発明では、直径６節モードにおける重根の一方の波の腹と、他方の波の節とが、従来のブレーキロータと比べて剛性が小さい低剛性部位に位置することになり、前記一方の波の周波数が低周波数側へシフトして、直径６節モードの重根が分離する。
【００３５】
従って、請求項４の発明では、直径６節モードは、従来のブレーキロータと比べて、制動時に重根の離間周波数が大きくなり、連成振動が起こりにくくなって、空間固定モードが発生しにくくなる。
【００３６】
請求項５の発明は、請求項１〜３の何れかに記載のブレーキロータであって、前記フィンは、総数が４２枚であることを特徴とするものである。
【００３７】
このため、請求項５の発明では、直径７節モードにおける重根の一方の波の腹と、他方の波の節とが、従来のブレーキロータと比べて剛性が小さい低剛性部位に位置することになり、前記一方の波の周波数が低周波数側へシフトして、直径７節モードの重根が分離する。
【００３８】
従って、請求項５の発明では、直径７節モードは、従来のブレーキロータと比べて、制動時に重根の離間周波数が大きくなり、連成振動が起こりにくくなって、空間固定モードが発生しにくくなる。
【００３９】
請求項６の発明は、請求項１〜３の何れかに記載のブレーキロータであって、前記フィンは、総数が４８枚であることを特徴とするものである。
【００４０】
このため、請求項６の発明では、直径８節モードにおける重根の一方の波の腹と、他方の波の節とが、従来のブレーキロータと比べて剛性が小さい低剛性部位に位置することになり、前記一方の波の周波数が低周波数側へシフトして、直径８節モードの重根が分離する。
【００４１】
従って、請求項６の発明では、直径８節モードは、従来のブレーキロータと比べて、制動時に重根の離間周波数が大きくなり、連成振動が起こりにくくなって、空間固定モードが発生しにくくなる。
【００４２】
請求項７の発明は、請求項１〜６の何れかに記載のブレーキロータであって、前記長フィン及び短フィンのディスク径方向の一端を前記ディスクの外周端に一致させ、前記長フィンのディスク径方向の他端側で冷却用の前記通風をガイドすることを特徴とするものである。
【００４３】
このため、請求項７の発明では、従来のブレーキロータと比べて、冷却風入り口側の開口面積が広がっていると共に、短フィンが位置するディスクの部位の剛性が低くなっているおり、従って、請求項１の発明と同様、重根が分離する直径節モードが存在し、この直径節モードは、重根が予め分離しているため、従来のブレーキロータと比べて制動時に重根の離間周波数が大きくなる。
【００４４】
【発明の効果】
請求項１の発明では、重根が分離する直径節モードが存在し、この直径節モードは、従来のブレーキロータと比べて、制動時に重根の離間周波数が大きくなるので、連成振動が起こりにくくなって、空間固定モードが発生しにくくなり、その結果、ブレーキ鳴きを抑制することができる。
【００４５】
しかも、請求項１の発明では、従来のブレーキロータと比べて、冷却風入り口側の開口面積が広がっているので、ブレーキロータの冷却性能を向上させることもできる。
【００４６】
請求項２の発明では、重根が分離する直径節モードは、分離した重根の一対の波の周波数が何れも請求項１記載の発明と比べて高周波数側へシフトするので、請求項１の発明では前記一対の波の一方と、ディスクの摺動面に発生する粗密波等の他の振動モードとが連成する場合であっても、前記一対の波の周波数を高周波数側へシフトさせることによって、前記連成を防止することができ、前記連成に起因するブレーキ鳴きを抑制することができる。
【００４７】
請求項３の発明では、重根が分離する直径節モードは、重根の離間周波数が請求項１の発明とほぼ同等のまま、分離した重根の一対の波の周波数が何れも、請求項１記載の発明と比べて高周波数側へシフトするので、請求項１記載の発明と比べて、重根に起因する制動時の連成振動が起こりにくくなって、空間固定モードが発生しにくくなり、その結果、重根に起因するブレーキ鳴きの抑制効果が大きくなる。
【００４８】
請求項４の発明では、直径６節モードは、従来のブレーキロータと比べて、制動時に重根の離間周波数が大きくなり、連成振動が起こりにくくなって、空間固定モードが発生しにくくなるので、直径６節モードに起因して発生するブレーキ鳴きを抑制することができる。
【００４９】
請求項５の発明では、直径７節モードは、従来のブレーキロータと比べて、制動時に重根の離間周波数が大きくなり、連成振動が起こりにくくなって、空間固定モードが発生しにくくなるので、直径７節モードに起因して発生するブレーキ鳴きを抑制することができる。
【００５０】
請求項６の発明では、直径８節モードは、従来のブレーキロータと比べて、制動時に重根の離間周波数が大きくなり、連成振動が起こりにくくなって、空間固定モードが発生しにくくなるので、直径８節モードに起因して発生するブレーキ鳴きを抑制することができる。
【００５１】
請求項７の発明では、請求項１の発明と同様、重根が分離する直径節モードが存在し、この直径節モードは、従来のブレーキロータと比べて、制動時に重根の離間周波数が大きくなるので、従来のブレーキロータと比べて、連成振動が起こりにくくなって、空間固定モードが発生しにくくなり、その結果、ブレーキ鳴きを抑制することができる。
【００５２】
また、請求項７の発明では、長フィン及び短フィンのディスク径方向の一端をディスクの外周端に一致させたので、ディスクの外周端部分を長フィン及び短フィンで補強することもでき、長フィンのディスク径方向の他端側で冷却用の通風をガイドするので、冷却風を確実にベンチホールへ流入させることもできる。
【００５３】
【発明の実施の形態】
（第１実施形態）
図１は、請求項１及び４記載の両発明を併せて実施した実施の形態の一例である第１実施形態を示す説明図である。図１に示すように、このブレーキロータ１では、ブレーキパッド用の摺動面２ａ（図４参照）を形成して互いに対向する２枚の円盤状のディスク２間に、ディスク２の半径方向へ沿って放射状に延びる３６枚のフィン３ａ，３ｂがディスク２の周方向Ｘへ均等に配設されて、隣接するフィン３ａ，３ｂ間に通風用のベンチホール４が形成されている。
【００５４】
しかも、このブレーキロータ１では、３６枚のフィン３ａ，３ｂは、ディスク２の周方向Ｘへ連続する３枚を一組とした１２組とされており、各組３枚中の連続する２枚が、通風である冷却風Ｒの上流側の先端部を除去された短フィン３ｂであって、残りの１枚がディスク２の径方向へ相対的に長い長フィン３ａとされている。そして、各組における３枚のフィン３ａ，３ｂの配列は、長フィン３ａ，短フィン３ｂ，短フィン３ｂの順で同一とされている。
【００５５】
従って、ブレーキロータ１では、ディスク２における２枚の短フィン２ｂが位置する部位は、図１３図示の従来品と比べて剛性が低い低剛性部位となっており、この低剛性部位は、ディスク２の周方向Ｘへ一定の間隔で配置されている。
【００５６】
図２は、図１に示すものの一部を展開した説明図である。ブレーキロータ１では、フィンの総数を３６枚としているため、図２に示すように、直径６節モードの１波長は、３枚一組のフィン３ａ，３ｂの２組分に相当し、直径６節モードにおける重根の一方の波Ｗ１は、その腹が前記低剛性部位に位置し、重根の他方の波Ｗ２は、一方の波Ｗ１と１／４波長ずれているため、前記低剛性部位に波Ｗ２の節が位置している。
【００５７】
そして、ブレーキロータ１では、重根の一方の波Ｗ１は、その腹が前記低剛性部位に位置するため、周波数が低周波数側へシフトするのに対し、他方の波Ｗ２は、その節が前記低剛性部位に位置するため、周波数が殆ど変化せず、フィン２ａが短くなった事による軽量化分だけ若干高周波側へシフトすることが有限要素法の計算によって確認されている。
【００５８】
従って、ブレーキロータ１では、直径６節モードに関しては、重根が分離しており、制動時におけるブレーキパッドの剛性による重根分離と相俟って、図１３図示の従来品と比べて、制動時における重根の離間周波数が大きくなり、ブレーキパッドとの摩擦に起因する連成振動が起こりにくくなって、その連成振動が引き起こす空間固定モードが発生しにくくなり、その結果、ブレーキ鳴きを抑制することができる。
【００５９】
また、ブレーキロータ１では、各組３枚のフィン３ａ，３ｂのうち連続する２枚の短フィン３ｂが、通風上流側の先端部を除去されているので、図１３図示の従来品と比べて、冷却風Ｒ入り口側の開口面積が広く、冷却性能が向上する。
【００６０】
（第２実施形態）
図３は、請求項２及び４記載の両発明を併せて実施した実施の形態の一例である第２実施形態を示す説明図である。なお、以下に行う第２実施形態の説明では、第１実施形態と同一の構成部材には同一の符号を付し、第１実施形態の説明と重複する説明は省略する。
【００６１】
図３に示すように、第２実施形態に係るブレーキロータ１０では、短フィン３ｃは、ディスク２の周方向Ｘの幅Ｔ２が長フィン３ａの幅Ｔ１より幅広に形成され、従って、ブレーキロータ１の短フィン３ｂより幅広とされている。このため、ブレーキロータ１０では、ブレーキロータ１と比べて、ディスク２の剛性が向上し、その結果、直径６節モードにおける分離した重根の一対の波Ｗ１，Ｗ２は何れも、その周波数が高周波側へシフトする。
【００６２】
ところで、図４は、直径節モード以外の他の振動モードの一例として、ブレーキロータ１，１０のディスク２の摺動面２ａに発生する粗密波Ｗ３を示している。図１図示のブレーキロータ１では、ディスク２の厚さの選択によっては、ディスク２の摺動面２ａに発生する粗密波Ｗ３の周波数が、重根分離を狙った直径６節モードにおける重根の波Ｗ１，Ｗ２の一方の周波数と接近する場合がある。例えば、直径６節モードにおける分離した重根の一対の波Ｗ１，Ｗ２の周波数間に粗密波Ｗ３の周波数が存在すると、制動時には、ブレーキパッドの剛性の影響で前記一対の波Ｗ１，Ｗ２の周波数が高くなり、前記一対の波Ｗ１，Ｗ２における低周波数側の波Ｗ１が、粗密波Ｗ３の周波数に接近して粗密波Ｗ３と連成する場合がある。
【００６３】
しかし、ブレーキロータ１０では、直径６節モードにおける重根の一対の波Ｗ１，Ｗ２の周波数が何れも、ブレーキロータ１と比べて高周波数側へシフトするので、ブレーキロータ１において重根の波Ｗ１，Ｗ２の一方と粗密波Ｗ３とが連成する場合であっても、重根の一対の波Ｗ１，Ｗ２の周波数を高周波数側へシフトさせることによって、前記連成を防止することができ、その結果、前記連成に起因するブレーキ鳴きを抑制することができる。
【００６４】
そして、短フィン３ｃの幅Ｔ２を広げることによる重根の一対の波Ｗ１，Ｗ２の周波数変化は、ブレーキロータ１において低周波数側へシフトした波Ｗ１に対して大きく働くので、その波Ｗ１と粗密波Ｗ３とがブレーキロータ１において連成する場合に、短フィン３ｃの幅Ｔ２を広げたブレーキロータ１０は、より効果を発揮する。
【００６５】
なお、ブレーキロータ１０でも、ブレーキロータ１と同様、各組３枚のフィン３ａ，３ｃのうち連続する２枚の短フィン３ｃが、通風上流側の先端部を除去されているので、図１３図示の従来品と比べて、冷却風Ｒ入り口側の開口面積が広く、冷却性能が向上するのは勿論のことである。
【００６６】
（第３実施形態）
図５は、請求項３及び４記載の両発明を併せて実施した実施の形態の一例である第３実施形態を示す説明図である。なお、以下に行う第３実施形態の説明では、第１及び第２の両実施形態と同一の構成部材には同一の符号を付し、両実施形態の説明と重複する説明は省略する。
【００６７】
図５に示すように、第３実施形態に係るブレーキロータ２０では、短フィン３ｄは、隣接する長フィン３ａ側に増肉部２１が付加されて、ディスク２の周方向Ｘの幅Ｔ２が長フィン３ａの幅Ｔ１より幅広に形成されている。
【００６８】
このブレーキロータ２０では、ブレーキロータ１０と同様、ディスク２の剛性がブレーキロータ１と比べて大きくなるので、重根が分離する直径６節モードは、分離した重根の一対の波Ｗ１，Ｗ２の周波数が何れも、ブレーキロータ１と比べて高周波数側へシフトする。
【００６９】
しかも、ブレーキロータ２０では、ディスク２の剛性向上部位による作用が、分離した重根の一対の波Ｗ１，Ｗ２に均等に働くため、重根の一対の波Ｗ１，Ｗ２は、離間周波数がブレーキロータ１とほぼ同等のまま、周波数が何れも、ブレーキロータ１と比べて高周波数側へシフトする。従って、ブレーキロータ１０と比べて重根の離間周波数を大きくとることができる。
【００７０】
以上説明したブレーキロータ２０では、ブレーキロータ１０と同様、ディスク２の摺動面２ａに発生する粗密波Ｗ３と、分離した重根の一対の波Ｗ１，Ｗ２の一方とがブレーキロータ１では周波数接近して連成する場合であっても、前記一対の波Ｗ１，Ｗ２の周波数を高周波数側へシフトさせることによって、前記連成を防止することができ、その結果、粗密波Ｗ３に起因するブレーキ鳴きを抑制することができる。
【００７１】
しかも、ブレーキロータ２０では、ブレーキロータ１０と比べて重根の離間周波数を大きくとれるので、ブレーキロータ１０と比べて、重根に起因する制動時の連成振動が起こりにくくなり、空間固定モードが発生しにくくなって、重根に起因するブレーキ鳴きの抑制効果が大きくなる。
【００７２】
なお、ブレーキロータ２０でも、ブレーキロータ１，１０と同様、各組３枚のフィン３ａ，３ｄのうち連続する２枚の短フィン３ｄが、通風上流側の先端部を除去されているので、図１３図示の従来品と比べて、冷却風Ｒ入り口側の開口面積が広く、冷却性能が向上するのは勿論のことである。
【００７３】
図６は、以上説明したブレーキロータ１，１０，２０における直径６節モードの重根分離の相違を示す説明図である。図６に示すように、従来品では、重根は分離されていない。このため、従来品では、制動時におけるブレーキパッドの剛性による重根分離によって、分離した重根の連成振動が起こり易く、空間固定モードが発生してブレーキ鳴きが生じ易い。
【００７４】
第１実施形態のブレーキロータ１では、短フィン３ｂを周期的に設けたことによるディスク２の周期的な低剛性化により、直径６節モードの重根は分離されている。そして、制動時には、ブレーキパッドの剛性によって、分離した重根は何れも高周波数側へシフトする。
【００７５】
第２実施形態のブレーキロータ１０では、ブレーキロータ１と比べて、分離した重根が何れも高周波数側へシフトしており、第３実施形態のブレーキロータ２０では、分離した重根は、ブレーキロータ１とほぼ同じ離間周波数のまま、ブレーキロータ１と比べて高周波数側へ何れもシフトしている。
【００７６】
なお、図７に示すように、３枚一組のフィン３ａ，３ｂの配列を長フィン３ａ，長フィン３ａ，短フィン３ｂとする場合も考えられ、この場合は、図６に示すようにブレーキロータ２０と比べて重根の離間周波数が拡大するものの、長フィン３ａ間の冷却風Ｒの流速が遅くなるため、冷却性能上好ましくない。
【００７７】
ところで、直径６節モードの重根における一対の波Ｗ１，Ｗ２は、制動時には、ブレーキパッドの剛性によって高周波数側へシフトするが、粗密波Ｗ３は、ブレーキパッドの押圧方向と直交する方向の波動であるため、制動による周波数変化はない。従って、ブレーキロータ１，１０，２０の何れを採用するかは、制動時のブレーキパッドの剛性による前記一対の波Ｗ１，Ｗ２の周波数の移動量に応じて、適宜選択することが好ましい。
【００７８】
なお、以上説明したブレーキロータ１，１０，２０では、長フィン３ａ，短フィン２ｂ（２ｃ，２ｄ），短フィン２ｂ（２ｃ，２ｄ）の３枚を一組として、１２組３６枚のフィン３ａ，２ｂ（２ｃ，２ｄ）を設けたため、直径６節モードにおける重根の一方の波Ｗ１の腹と、他方の波Ｗ２の節とが、従来品と比べて剛性が小さい低剛性部位に位置することになり、前記一方の波Ｗ１の周波数が低周波数側へシフトして、直径６節モードの重根が分離し、その結果、直径６節モードに起因するブレーキ鳴きを抑制している。
【００７９】
従って、１４組４２枚のフィン３ａ，２ｂ（２ｃ，２ｄ）を設けることにより、直径７節モードにおける重根の一方の波Ｗ１の腹と、他方の波Ｗ２の節とを、従来品と比べて剛性が小さい低剛性部位に位置させ、前記一方の波Ｗ１の周波数を低周波数側へシフトさせて、直径７節モードの重根を分離し、その結果、直径７節モードに起因するブレーキ鳴きを抑制することは勿論可能である。
【００８０】
同様に、１６組４８枚のフィン３ａ，２ｂ（２ｃ，２ｄ）を設けることにより、直径８節モードの重根を分離して、直径８節モードに起因するブレーキ鳴きを抑制することも勿論可能であり、３枚一組のフィン３ａ，２ｂ（２ｃ，２ｄ）を更に偶数組設けることにより、直径９節モード以上のモードの重根を分離して、直径９節モード以上のモードに起因するブレーキ鳴きを抑制することも勿論可能である。
【００８１】
しかし、直径９節モード以上のモードの重根を分離する場合には、フィン３ａ，２ｂ（２ｃ，２ｄ）間の幅が極端に狭くなって冷却性能の悪化が生じるので、直径８節モードの重根を分離するための１６組４８枚程度までのフィン３ａ，２ｂ（２ｃ，２ｄ）数が現実的であると考えられる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施形態の一例を示す説明図である。
【図２】図１に示すものの一部を展開した説明図である。
【図３】第２実施形態の一例を示す説明図である。
【図４】ブレーキロータの摺動面に発生する粗密波を示す説明図である。
【図５】第３実施形態の一例を示す説明図である。
【図６】第１〜第３の各実施形態における直径６節モードの重根分離の相違を示す説明図である。
【図７】本発明で採用しなかった実施形態の一例を示す説明図である。
【図８】従来品の一例を示す断面図である。
【図９】図８中のブレーキパッドを示す正面図である。
【図１０】図８中のブレーキロータを示す斜視図である。
【図１１】ブレーキロータの振動固有モードの一例を示す説明図である。
【図１２】ブレーキロータの振動固有モードの他の一例を示す説明図である。
【図１３】従来品の一例を示す説明図である。
【図１４】直径節モードの次数と制動時における重根の離間周波数との関係を示すグラフである。
【図１５】低次の直径節モードに対するブレーキパッドの影響を示す説明図である。
【図１６】高次の直径節モードに対するブレーキパッドの影響を示す説明図である。
【符号の説明】
１，１０，２０  ブレーキロータ
２  ディスク
３ａ  長フィン
３ｂ，３ｃ，３ｄ  短フィン
４  ベンチホール
Ｔ１  長フィンの幅
Ｔ２  短フィンの幅
Ｒ  冷却風（通風）
Ｘ  ディスク周方向
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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