盘式双重制动机构与制动系统的制作方法

本发明涉及汽车、高铁列车等轮式机动交通运输工具制动技术与电子主动安全技术领域，也涉及飞机机轮起降制动技术与电子主动安全技术领域。

背景技术：

车轮的发明，曾给人类带来了文明。但是，当我们人类步入车轮文明之时，汽车却带来了重大的交通安全问题。究其根本原因，主要是因为现有车轮制动力学理论百年停滞不前，无法突破车轮与路面最大静摩擦力这一技术瓶颈限制，使得现有汽车制动力过小、刹车距离和时间太长，极易发生交通碰撞事故而导致车祸，满足不了汽车在各种复杂路况上高速行驶时的紧急制动要求。据世界卫生组织(who)报道，目前全球每年车祸大约造成127万人死亡、1千多万人受伤和2万多亿元人民币的经济损失，且有逐年递增趋势；预计2030年，全球车祸死亡人数将达240万，将居人类非正常死亡原因之首，是全球15-29岁人群死亡的主因。与汽车相比，虽然目前全球高铁列车和飞机的交通安全事故率相对较低，但由于它们所采用的车轮制动技术，在制动力学原理上完全相同，所以，高铁列车和飞机等各种机动交通运输工具也都存在与汽车相类似的制动安全隐患。

为了解决现有车轮制动技术问题，在此以现有汽车制动技术为例，进行简要概述。目前，与汽车制动安全密切相关的技术产品，主要有如下三大类：

第一类是现有车轮机械摩擦式制动器。按其结构划分，主要分为盘式、鼓式制动器两种。其中，盘式制动器为开放式结构，是利用静止摩擦片与制动盘两圆柱端面之间的旋转摩擦作用工作；而鼓式制动器为封闭式结构，是利用静止摩擦蹄片与制动鼓圆柱面之间的旋转摩擦作用工作。无论盘式制动器，还是鼓式制动器，摩擦工作部件之间的工作压力、摩擦系数、摩擦接触面积、摩擦运动速度、磨损率和摩擦工作温度等，都是决定它们制动性能、工作稳定性和使用寿命的关键性因素。因为盘式制动器在稳定性、可靠性、散热性等方面均优于鼓式制动器，所以，目前应用中，尤其是在众多的轻型汽车上，盘式制动器逐渐取代鼓式制动器，已成为一种发展趋势。

第二类是车轮轮胎技术。车轮轮胎技术性能指标，主要体现在轮胎的附着性能、承载能力、耐磨性能和滚动摩擦噪声等方面。其中，优选轮胎合成橡胶、轮胎纹路规划设计等，都是为了提高车轮轮胎的路面附着力(即车轮与路面之间的最大静摩擦力作用)，都是以提高汽车行驶与制动安全稳定性为主要目的。虽然宽胎能提高轮胎的路面附着力，但也增加了车轮的转动惯量和滚动摩擦力，因而会增加汽车的动力消耗。

第三类是现有汽车电子主动安全技术。目前典型的应用技术主要有abs(防车轮制动抱死系统)、ebd(电子制动力分配)和esp(电子稳定程序)三大规范化应用的电子主动安全技术。它们均是利用现有车轮机械摩擦式制动器制动车轮或发动机驱动车轮与路面产生静摩擦力实现的电子主动安全控制方法，都是以提高汽车在各种复杂路况上高速行驶与制动安全稳定性为核心控制目的。上述也是目前全球汽车主动安全技术应用研究的热点，但针对车轮制动技术的应用基础研究却成了冷门。

本发明，将重点基于牛顿三定律展开车轮基础制动力学理论研究，在突破现有车轮制动技术理论制约、提出全新的车轮制动方法的基础上，再提出一种高性价比的经济技术解决方案。

制动盘两圆柱端面、制动鼓圆柱面的旋转摩擦运动方式，分别是现有盘式、鼓式制动器的充分必要性特征，而制动盘两圆柱端面、制动鼓圆柱面上的旋转摩擦运动方式，分别决定了现有盘式、鼓式制动器的结构和力学原理，分别是现有盘式、鼓式制动器的原理性特征。

按盘式、鼓式制动器的摩擦运动类型划分，本发明可将其分为制动盘、制动鼓运动工作部件分别与制动钳摩擦片、制动蹄片静止工作部件之间的刚体旋转摩擦和弹性体旋转摩擦两种。

按之前已公开或授权的pct发明专利“盘式制动器的双向制动方法及其制动机构与应用”(pct/cn/2012/079070；中国专利号zl201280001602.8；美国专利证书号us9476467b2；欧洲专利申请号12881924.0)中所定义的车轮制动方法划分，可分为车轮单向制动、车轮双向制动两种方法；但考虑其中对于上述两种车轮制动方法的定义不够科学准确，因此本发明将它们分别重新定义为车轮单一制动方法、车轮双重制动方法。

由于上述pct发明专利中的盘式制动器摩擦工作时，制动盘与制动钳摩擦片对之间出现不了同步瞬间静摩擦作用，车轮无法同时向后作用路面，实现不了大幅提升汽车制动性能的技术设计目标，只能产生与现有制动器大致相同的制动功效，甚至还可能出现车轮制动性能严重劣化问题，所以，本发明又提出了新的技术解决方案，并再次提出申请。

形而下者谓之器，形而上者谓之道。革新现有车轮制动技术，推出真正实用的车轮制动技术发明产品，是一项有意义的工作，而提出科学系统的车轮制动技术理论，则是另一项更有意义的工作，将推动全球汽车主动安全技术的进步发展，有助于全球车祸高发难题的技术解决。

技术实现要素：

本发明提出一种盘式双重制动机构，并基于该盘式双重制动机构提出一种汽车双重制动系统，旨在大幅提高汽车制动性能、承接现有汽车标配的电子主动安全技术设计应用、解决目前全球车祸高发难题，也能在高铁列车、飞机机轮起降制动与电子主动安全技术中应用。为了实现“车轮双重制动方法”及其技术设计目标，本发明提出如下技术解决方案：

本发明盘式双重制动机构，主要有一制动盘、一盘法兰、轴承、弹性体和两制动钳及摩擦片。其中，制动盘通过轴承安装在盘法兰上，盘法兰固定安装在车轮转轴的轴法兰上。制动盘上设置一盘齿轮，盘法兰上设置一盘法兰齿轮，用于盘法兰与制动盘之间同轴小角度相对转动的齿轮啮合传动。在盘齿轮和盘法兰齿轮的两两齿间，均设有一弹性体，且每个用于弹性体安装的弹力腔，均由轴法兰、盘齿轮、盘法兰齿轮和车轮轮毂上的轮法兰四面共同构成。两制动钳以车轴轴线中心对称方式，固定安装在所述制动盘两侧的汽车底盘上，以确保制动盘能产生摩擦力偶矩作用，以减轻滚动轴承轴径向上的工作压力负荷。

制动机构不工作时，两制动钳摩擦片与制动盘之间都不会发生摩擦接触，通过盘法兰齿轮、盘齿轮和弹性体之间的啮合弹性力作用，制动盘和盘法兰将以相同角速度在车轴上自由转动。

制动机构开始工作时，在两制动钳分泵同步产生的轴向压力作用下，两制动钳摩擦片与制动盘将同步接触，并产生快速周期性的动摩擦力作用、静摩擦力作用及摩擦力偶矩作用，与此同时，通过盘法兰齿轮与盘齿轮之间同轴小角度相对转动的啮合作用，弹性体将同步产生相应快速周期性的弹性缩伸形变及弹性力矩作用，因而在车轮转轴上产生制动力偶矩作用，直至本次工作结束为止。

在制动机构工作期间，在上述摩擦力偶矩和弹性力矩共同产生的车轴制动力偶矩作用下，路面静摩擦力向后作用车轮时，通过车轴对前向运动车身能产生相应大小、与路面平行的后向制动力作用；同时，因车轮相对于路面加速转动而向后作用，使路面相对于车轮向前加速运动、向前反作用车轮而产生反转力矩作用，也能通过车轴对前向运动车身产生相应大小、与路面平行的后向制动力作用。因此，运动车身上总的后向制动力能远大于车轮与路面间的最大静摩擦力作用，可成功突破车轮与路面间最大静摩擦力这一制动技术瓶颈限制。

制动机构工作结束时，一旦两制动钳分泵同步迅速减压，则两制动钳摩擦片与制动盘之间将快速同步分离。

为了提高上述制动盘与盘法兰之间的扭矩作用能力，在制动盘与盘法兰之间的同轴转动连接处，可使用两个轴承并以同轴组合方式使用。

为了上述盘式双重制动机构产生轴向同步工作压力，两制动钳，既可使用现有盘式制动器的浮动式制动钳，也可使用现有盘式制动器的固定式制动钳；两制动钳分泵，既可液压驱动工作，也可气压驱动工作，还可由现有机械或直流电机混合驱动工作，以实现汽车行车、驻车和辅助制动应用。

基于上述盘式双重制动机构，为了进一步提高汽车安全性能，并承接汽车现已标配的abs防车轮制动抱死系统、ebd电子制动力分配、esp电子稳定程序三大电子主动安全技术应用，本发明设计有一种汽车双重制动系统，其系统主要组成是：在汽车每个车轮上，都安装一个盘式双重制动机构，并设有一只轮速传感器。为使每个盘式双重制动机构中的制动钳分泵工作压力能得到实时控制，系统中分别设有一个基于微处理器构成的ecu电子控制单元和一个制动液压调节装置。其中，制动液压调节装置，设有制动液压主泵、电机泵、储液罐、电磁阀、限压阀液压调节部件，能为每个盘式双重制动机构的制动钳分泵工作压力变化提供实时控制。ecu电子控制单元，设有一只方向盘转角、一只侧向加速度和一只纵向加速度传感器及其相应的电子检测输入接口，并设有电机泵、电磁阀和限压阀液压调节部件工作所需要的电子控制输出接口，还设有一个车用标准通信总线接口，以满足系统与其它车用系统之间的各种实时检测输入、控制输出与通信控制的应用要求。其中，两后轮盘式双重制动机构上的两制动钳分泵，可由现有机械或直流电机混合驱动工作，以实现汽车机械或电子驻车制动、辅助制动应用。

系统工作时，ecu电子控制单元，通过轮速传感器实时检测、计算分析每个车轮与路面间的滑移率，一旦发现有车轮与路面产生滑动，则通过实时控制制动液压调节装置和盘式双重制动机构上两制动钳产生同步快速周期性的“抱死、松开、再抱死、再松开”方式，即可实现每个车轮的dabs双重制动防车轮抱死系统和debd双重制动电子制动力分配电子安全制动控制功能，以避免汽车全力制动时因车轮抱死、车轮制动力分配不均而与路面产生滑动，汽车出现转向失控纵向跑偏、横向甩尾危险工况，以提高汽车制动安全稳定性。

另外，结合汽车现已标配的三点式安全带等被动式安全技术，即可为汽车司机和乘员提供进一步的主、被动式安全技术保护，以防止汽车制动减速度过大而对司机和乘员可能产生的身体伤害。

汽车行驶时，ecu电子控制单元，通过方向盘转角、侧向加速度、纵向加速度和轮速传感器电子检测输入接口的实时检测以及汽车行驶稳定性的实时高速计算分析，当自动检测发现汽车前轮转向过度或不足、汽车行驶不稳定的预兆时，将会通过制动液压调节装置自动调整盘式双重制动机构工作压力、制动力偶矩大小的实时闭环控制方法，并结合dabs双重制动防车轮抱死系统和debd双重制动电子制动力分配的电子安全制动控制功能，或者，同时通过所述车用标准通信总线接口，对现有汽车发动机管理系统进行实时控制，再利用现有tcs牵引力控制系统、asr防滑驱动控制系统功能中的车轮扭矩控制方法，对汽车转向失控纵向跑偏、横向甩尾现象，给予实时修正，从而实现desp双重制动电子稳定程序电子主动安全控制功能，以进一步提高汽车行驶安全稳定性。

本发明盘式双重制动机构热车全力制动工作时，基于车轮与路面之间的最大静摩擦力作用，同比现有车轮制动器，制动性能提高4倍，制动距离和时间缩减4/5，将大幅提升汽车的安全性能、大大降低车祸发生率。本发明盘式双重制动机构及制动系统，亦可用于解决高铁列车、飞机等的制动安全隐患。

附图说明

图1为盘式双重制动器总体装配结构的轴向平面示意图

图2为盘式双重制动器总体装配结构的俯向轴剖视示意图

图3a、3b为制动盘轴向平面及左侧轴剖视示意图

图4a、4b为盘法兰轴向平面及左侧轴剖视示意图

图5为盘式双重制动器工作原理的分析说明示意图

图6为本发明双重制动方法的车轮受力分析示意图

图7为本发明汽车双重制动系统组成框图

具体实施方式

为便于发明技术的具体实施，将本发明盘式双重制动器的结构组成和工作原理以及汽车双重制动系统的组成和工作原理说明如下：

一、盘式双重制动器结构组成

参照图1，关于盘式双重制动器总体装配结构的轴向平面示意图说明：1为制动盘，作为唯一的旋转摩擦工作部件，其上设有一盘齿轮。2为盘法兰，其上设有一盘法兰齿轮。3为弹性体，也用来表示安装弹性体的弹力腔，作为弹性势能储蓄与动能转化的关键性工作部件，在此总共设有十个，其中五个为制动器顺时针旋转时产生弹性压缩，另五个为制动器逆时针旋转时产生弹性压缩；根据需要，可改变弹性体数量和几何形状设计，以产生足够大的弹性力作用；该弹性体，既可选用非金属弹性材料加工制作，也可选用金属弹性材料加工制作。4为轴承，在此采用两个薄壁深沟球滚动轴承，以提高制动盘与盘法兰之间的扭矩作用能力，也可使用其它合适的滚动轴承。5为两型号相同的制动钳，以车轴轴线中心对称方式，安装在汽车底盘悬挂上；在此使用两个目前汽车通用的单活塞浮动式制动钳，也可使用多活塞固定式制动钳；为兼顾汽车的驻车和辅助制动功能应用，汽车两后轮制动器上的两制动钳分泵活塞，也可采用液压与非液压或电机混合驱动方式工作。6为制动钳上的摩擦片。7为制动钳上的液压分泵。8为车轴和轴法兰。9为盘法兰上的轴向通孔，在此共设五个，用于盘法兰与轴法兰之间的紧固连接，也用来表示车轮轮毂安装到轴法兰上所需要的轴向紧固螺栓。14为制动钳上的安装支架，用于制动钳在汽车底盘悬挂上的安装。

同比现有盘式制动器，因两制动钳同步工作时，上述盘式双重制动器的制动力矩作用将会加倍，故可按比例减小两制动钳分泵的活塞面积，或按比例减小制动盘直径，以满足制动器的小型化、轻量化应用需求。

参照图2，关于盘式双重制动器总体装配结构的俯向轴剖视示意图说明：1为制动盘。2为盘法兰。4为轴承，在此使用的两个薄壁深沟球滚动轴承具有质量轻、体积小、转速高、噪声低、双金属密封圈、高温脂润滑和免维护优点等，但考虑这种滚动轴承工作时，主要承受力偶矩作用且仅产生快速周期性的小角度转动，更何况制动器全力制动工作并非经常性使用，因此两薄壁深沟球滚动轴承不耐强烈冲击作用、耐高温工作性能较差缺点等将可被大大弱化。5为两制动钳。6为制动钳摩擦片，每个制动钳上均设有两工作面相向的摩擦片，因此称其为摩擦片对。7为制动钳液压分泵。8为轴法兰，与车轮转轴为一体。9为车轮轮毂安装到轴法兰上所需要的紧固螺栓。11为盘齿轮的凸齿。13为滚动轴承的轴向定位挡圈，用于薄壁深沟球滚动轴承在盘法兰、制动盘上的轴向安装定位。15为轮法兰，以部分表示车轮轮毂。

在图2中，虽然十个弹性体没有表示，但结合图1不难理解由轴法兰、盘齿轮、盘法兰齿轮和轮法兰四面共同构成的弹力腔的结构细节，以及十个弹性体的安装位置和轴向尺寸。当盘法兰齿轮与盘齿轮产生啮合传动时，所有弹性体都将会在其弹力腔内发生弹性缩伸形变。

参照图3a、3b，关于制动盘轴向平面及左侧轴剖视示意图说明：1为制动盘，可选用合金铸铁等金属材料，通过铸造、机加工工艺方法制备而成。4为制动盘上两轴承的轴套，用于两个薄壁深沟球滚动轴承外圈的同轴组合安装。11、10为加工在制动盘上的盘齿轮，其中11为凸齿，10为齿凹。

另外，在保证制动盘结构强度基础上，为提高制动盘的通风散热能力，除了在制动盘摩擦工作面的轴向上可均匀加工一定数目的小通孔外，在汽车前轮盘式双重制动器制动盘的轴径向上，还可再加工一些类似于目前车用前轮通风制动盘的通风沟道；但考虑制图原因，故该通风沟道在图中没有表示。

参照图4a、4b，关于盘法兰轴向平面及左侧轴剖视示意图说明：2为盘法兰，既可利用钢质圆柱体来加工，也可利用铸造及机加方法加工。4为盘法兰上两轴承的轴套，用于两薄壁深沟球滚动轴承内圈的同轴组合安装。12、10为加工在盘法兰上的盘法兰齿轮，其中12为凸齿，10为齿凹，盘法兰齿轮的轴向尺寸应略大于盘齿轮的轴向尺寸，使两者之间能产生相对转动。8为盘法兰上的大圆通孔，用于与车轴及轴法兰之间的同轴固定安装。9为盘法兰的轴向螺栓通孔，该通孔加工在盘法兰齿轮的每个凸齿上，用于盘法兰与轴法兰之间的轴向螺栓紧固连接。

综上所述，本发明盘式双重制动器，不仅结构简单紧凑，仅由一个制动盘、一个盘法兰、十个弹性体、两个薄壁深沟球滚动轴承和两制动钳及摩擦片等部件构成，而且，在其可靠性、耐用性和可维护性等方面，都有相应的工艺设计。在上述发明设计基础上，再经系统优化设计后，在短时间内生产出高性价比的制动器产品，淘汰现有传统落后的车用制动器，将大有可能。

二、盘式双重制动器工作原理

参照图1、5，由图1得到本发明盘式双重制动器工作原理的分析说明示意图5，为便于分析说明，并做如下统一假设：

o点为制动盘和盘法兰转轴轴线的轴向投影；d圆为制动盘外圆柱面的轴向投影；p圆表示盘法兰外圆柱面的轴向投影，也表示盘法兰与制动盘间两滚动轴承的轴向投影示意；b1、b2分别表示两制动钳摩擦片对的轴向投影。

r为十个弹性体在盘法兰齿轮与盘齿轮之间的弹性啮合作用半径；r为制动盘与两制动钳摩擦片对之间的摩擦运动圆周轨迹半径。

n(t)为每个制动钳液压分泵的轴向工作压力时间函数；μd、μs分别为制动盘与两制动钳摩擦片对的动摩擦系数、静摩擦系数，且μd<μs；fd(t)、fs(t)分别为两制动钳上每个摩擦片与制动盘之间的动摩擦力、静摩擦力时间函数；fsmax(t0)为两制动钳上每个摩擦片与制动盘之间，在n(t0)轴向工作压力作用下，所产生的最大静摩擦力。

k为每个弹性体的弹性系数；f1(t)为盘法兰与制动盘之间同轴齿轮顺时针啮合转动时，由五个并联弹性体压缩形变所产生的弹性力时间函数；f2(t)为盘法兰与制动盘之间同轴齿轮逆时针啮合转动时，由另五个并联弹性体压缩形变所产生的弹性力时间函数。

m1、m2分别为制动器摩擦工作时，车轮转轴上产生的制动力偶矩、转矩作用大小。ω0为车轮、盘法兰和车轴转动的角速度，ω1为制动盘绕车轴转动的角速度。

当制动器不工作时，两制动钳液压分泵活塞压力n(t)≈0，两制动钳摩擦片对b1-b2与制动盘d摩擦工作面之间皆处于分离状态，通过盘法兰齿轮、盘齿轮和弹力体之间的弹性啮合作用，制动盘d与盘法兰p形如一体，将绕o点、以ω1＝ω0角速度作同步顺时针自由转动。此时，车轮转轴不会产生制动力偶矩作用，即m1＝0。

参照图5、6，当制动器开始工作时，两制动钳液压分泵活塞压力n(t)开始同步快速增加，将相向推动两制动钳摩擦片对b1-b2与制动盘d两侧摩擦工作面发生同步接触，使制动盘d产生摩擦力偶矩作用。制动盘d与两制动钳摩擦片对b1-b2刚接触时，由于以ω1＝ω0角速度绕o点旋转的制动盘d有相应大小的角动量，而通过盘法兰p齿轮顺时针啮合作用五个弹性体，作用在制动盘d上的弹性力矩f1(t)r小于其动摩擦力偶矩4fd(t)r＝4n(t)μdr，所以，经短暂的动摩擦力偶矩作用之后，制动盘d与两制动钳摩擦片对b1-b2的动摩擦将会迅速变为瞬间静摩擦作用(此时ω1＝0、ω0≠0)，从而产生瞬间静摩擦力偶矩4fs(t)r作用；与此同时，随着五个弹性体同步快速弹性压缩形变而产生弹性力作用(另五个弹性体同时产生同步弹性伸展形变)、盘法兰p相对制动盘d产生同轴小角度顺时针转动，盘法兰p作用制动盘d的弹性力矩将会快速增加。一旦盘法兰p作用制动盘d的弹性力矩增加到f1(t0)r，制动盘d与两制动钳摩擦片对b1-b2出现最大静摩擦力偶矩作用4fsmax(t0)r＝4n(t0)μsr(设此时刻为t0)，则制动盘d与两制动钳摩擦片对b1-b2的瞬间静摩擦作用将结束，又进入动摩擦作用(此时ω1≠0、ω0≠0)，盘法兰p作用制动盘d的弹性力矩为f1(t)r＝4fd(t)r。因此，制动器开始工作后，制动盘d与两制动钳摩擦片对b1-b2将进入同步快速周期性的动摩擦作用、静摩擦作用，并产生相应大小的摩擦力偶矩作用，同时，盘法兰齿轮与盘齿轮啮合作用五个弹性体产生同步快速周期性的弹性缩伸形变(另五个弹性体产生同步快速周期性的反向弹性伸缩形变)，并产生相应大小的弹性力矩作用，通过摩擦力偶矩和弹性力矩的联合作用，车轮转轴产生制动力偶矩m1和转矩m2作用。而在制动器工作期间，车轮作用力矩平衡方程为m1＝m2。

针对上述瞬间静摩擦作用过程，基于后续δ函数积分运算分析可知：在包括t0在内的时间区间内，制动盘d与两制动钳摩擦片对b1-b2所产生的同步瞬间静摩擦冲量矩作用积分运算数值不为零，即车轮制动力偶矩m1≠0、路面向后作用车轮的静摩擦力f始终存在，并作用车轮产生m2＝fr1大小的转矩作用，且m1＝m2＝fr1；而在不包括t0在内的时间区间内，制动盘d与两制动钳摩擦片对b1-b2所产生的同步瞬间静摩擦冲量矩作用积分运算数值却为0，即车轮制动力偶矩m1＝0。因此，在上述t0前的瞬间静摩擦作用期间，路面后向静摩擦力f作用车轮所产生的转矩m2＝fr1能使车轮同时以f大小的力向后作用路面；根据牛顿第三运动定律(作用力与反作用力定律)可知，车轮以f大小的力向后作用路面的同时，路面必将对车轮产生f大小的前向反作用力，使车轮产生fr1大小的反转力矩作用。由于车轮制动力偶矩m1是通过制动盘d与两制动钳摩擦片对b1-b2的瞬间静摩擦力冲量矩和五个弹性体同步压缩弹性力矩联合作用产生，路面前向反作用车轮所产生fr1大小的反转力矩作用，将会使盘法兰p相对制动盘d产生瞬间同轴逆时针小角度反转作用，但路面后向静摩擦力f同时作用车轮还要继续产生顺时针转动，所以，五个弹性体的弹性同步压缩形变量及弹性力矩作用将会得到瞬间减缓，并使制动盘d与两制动钳摩擦片对b1-b2的最大静摩擦力偶矩作用4fsmax(t0)r瞬间减小为4fs(t)r，因而制动盘d与两制动钳摩擦片对b1-b2将产生一与上述t0前瞬间静摩擦作用过程相反的t0后瞬间静摩擦作用过程。与上述t0前瞬间静摩擦作用同理，通过该t0后瞬间静摩擦作用，基于路面后向静摩擦力f作用，车轮也能同时以f大小的力向后作用路面，路面前向反作用车轮也能产生fr1大小的反转力矩作用。总之，通过上述t0前、后完整的瞬间静摩擦作用过程，基于车轮与路面间的静摩擦力f作用，车轮将能同时以f＝2f大小的力向后作用路面，同时路面以f＝2f大小的力向前反作用车轮，使车轮产生2fr1大小的反转力矩作用，并使车轮角速度ω0迅速下降。

在上述t0前、后完整的瞬间静摩擦作用期间，因为汽车是以路面为参考坐标系向前运动，所以，车轮以f＝2f大小的力向后作用路面，能产生相应大小、与汽车前向运动相反的后向制动力；而路面同时以f＝2f大小的力向前反作用车轮产生反转力矩作用，也能产生相应大小、与汽车前向运动相反的后向制动力，因为通过图6所示车轮轮胎周缘与路面间的静摩擦接触角θ作用，车轮宛如一“定滑轮装置”，其中车轮以f＝2f大小的力向后作用路面如同施加在该“定滑轮装置”绳索一端的作用外力，而路面同时以f＝2f大小的力向前反作用车轮所产生的作用力如同同时施加在该“定滑轮装置”绳索另一端的作用外力，所以，车轴上能产生2f大小的水平后向制动力；与此同时，在制动器制动力偶矩m1作用下，车轮也宛如一“定滑轮装置”，其中制动器制动力偶矩m1作用如同由该“定滑轮装置”绳索一端固定在该装置上所产生的作用内力，而路面后向静摩擦力f作用车轮如同施加在该“定滑轮装置”绳索另一端的作用外力，因此，车轴上还能产生f大小的水平后向制动力。综上所述，通过上述t0前、后完整的瞬间静摩擦作用，车轴上总共能产生图6所示fi＝f+2f＝5f≤5fmax大小的水平后向制动力，其中fmax为车轮与路面的最大静摩擦力。众所周知，现有车轮制动器摩擦工作时，基于车轮与路面的静摩擦力f作用，汽车制动力仅为fi＝f≤fmax。显然，在同比条件下，本发明的最大制动力能提高4倍，热车全力刹车距离和时间缩减4/5。

通过上述简要分析说明可知，本发明盘式双重制动器每次工作时，所能产生的最大制动力与上述快速周期性的动摩擦、静摩擦以及五个弹性体同步快速周期性的弹性缩伸形变(即弹性体形成同步简谐振动)频率高低有关；车轮角速度ω0越高，则汽车所产生的最大制动力就会越大。由此可见，在热车全力制动过程中，随着车轮转速的不断降低，上述快速周期性的作用频率将会逐渐下降，因此，制动器的制动性能将会随之逐渐下降。

每次制动器开始工作时，只要两制动钳分泵活塞工作压力从n(t)≈0快速增加到n(t0)≠0工作压力上，汽车就能够产生所需不同大小的制动功效。当制动器开始热车全力制动工作时，一旦车轮与路面的静摩擦力f超过其最大值fmax，则车轮也会出现制动抱死、在路面上滑动现象。因此，本发明制动器也需要abs防车轮制动抱死系统控制功能，即通过两制动钳工作压力n(t)同步快速“抱死、松开、再抱死、再松开”制动盘和车轮的闭环控制方法，以实现上述制动器快速周期性的dabs双重制动防车轮抱死系统功能，本发明盘式双重制动器就能产生最佳的制动功效。

当制动器工作结束时，通过两制动钳液压分泵活塞同步迅速减压n(t)≈0，两制动钳摩擦片对b1-b2将会与制动盘d摩擦工作面迅速同步分离，制动器将会立刻停止工作。

若上述为行车时的制动器工作原理，则车轮以ω0逆时针转动就是倒车时的制动器工作原理。因倒车时的制动器工作原理与上述行车时的完全相同，故不再赘述。本发明盘式双重制动器用于汽车驻车制动时，因其不会产生上述快速周期性的动摩擦、静摩擦作用过程，故其制动性能将与现有车轮制动器的相同，而汽车安全在于行车制动性能。

三、基于δ函数的数学分析

在上述制动盘d与两制动钳摩擦片对b1-b2瞬间静摩擦作用过程的简单定性与定量分析说明基础上，下面将其基于δ函数的积分运算分析方法进行重点说明，以揭示本发明盘式双重制动器工作时，基于路面后向静摩擦力f作用，车轮能同时以f＝2f大小的力向后作用路面之奥秘。

继续参照图5、6，在上述t0前、后一次完整的瞬间静摩擦作用过程中，由于制动盘d与两制动钳摩擦片对b1-b2所产生的同步静摩擦力fs(t)作用数值样本，高度集中在t0前、后无限小的时间区间内，且其作用数值样本分布特性在数学上符合δ函数，所以，基于特殊的δ函数积分运算方法(非确定性数学方法)，可得到相应的瞬间静摩擦冲量矩作用计算分析结果。

在下述基于δ函数的积分运算分析中，将用到δ函数的四个重要性质：

性质1(抽样性)、∫fs(t)δ(t-t0)dt＝fs(t0)积分区间(-∞―+∞)

性质2、fs(t)δ(t-t0)＝fs(t0)δ(t-t0)

性质3、(t-t0)δ(t-t0)＝0

性质4(对称性/偶函数)、δ(t-t0)＝δ(t0-t)

在此，符号“∫”为积分运算符号，积分时间区间将用文字注释。

根据上述分析说明可知，制动盘d与两制动钳摩擦片对b1-b2的同步瞬间静摩擦作用过程，只发生在上述t0前、后的瞬间，其间fs(t)的最大静摩擦力出现在t0时刻，即fs(t0)＝fsmax(t0)＝n(t0)μs。

利用上述δ函数性质1，通过在包括t0在内(-∞―t0]时间区间内的如下积分运算，可以计算得到在上述t0前的瞬间静摩擦作用过程中，制动盘d与两制动钳摩擦片对b1-b2所产生的同步瞬间静摩擦力作用积分数值：

∫4fs(t)δ(t0-t)dt＝4fs(t0)＝4n(t0)μs----------------(1)

上式(1)的物理学含义是，上述t0前的瞬间静摩擦作用过程产生的瞬间静摩擦力作用积分数值，就是制动盘d与两制动钳摩擦片对b1-b2的最大静摩擦力4fsmax(t0)＝4n(t0)μs，且通过上述t0前的瞬间静摩擦作用过程，能被抽样出来而作用于半径为r的制动盘d圆周摩擦运动轨迹上。

在上述t0前的瞬间静摩擦作用过程中，由于制动盘d与两制动钳摩擦片对b1-b2的静摩擦力fs(t)，是通过盘法兰p齿轮作用五个弹性体再作用制动盘d齿轮而产生，所以，fs(t)作用大小将跟随五个弹性体的弹性力f1(t)变化而变化，且f1(t)为一时间连续函数。

制动盘d在上述t0前瞬间静摩擦作用过程的冲量矩作用积分数值，可利用上述δ函数的性质2计算，其确切含义是，在等式fs(t)δ(t-t0)＝fs(t0)δ(t-t0)左、右两边同乘以一时间连续函数ψ(t)之后，左、右两边在(-∞―t0]时间区间内同时对时间变量t的积分运算结果也相等，即：

∫4ψ(t)fs(t)δ(t0-t)dt＝∫4ψ(t)fs(t0)δ(t0-t)dt---------(2)

将ψ(t)＝f1(t)r(即fs(t)可用f1(t)fs(t)内积形式表示，f1(t)fs(t)为一泛函函数)和上式(1)的积分结果4fs(t0)＝4n(t0)μs同时代入上式(2)的左、右两边，并经简单整理，则可得制动盘d在(-∞―t0]时间区间内的静摩擦冲量矩作用积分数值：

∫f1(t)rfs(t)δ(t0-t)dt＝4n(t0)rμs∫f1(t)δ(t0-t)dt--------(3)

将上式(3)右边f1(t)时间连续函数中的所有时间变量t进行t0-(t0-t)简单变换及相应的积化和差展开后，再利用上述δ函数的性质3、(t-t0)δ(t-t0)＝0和性质4、δ(t-t0)＝δ(t0-t)，就可将上式(3)右边积分运算符中f1(t)的时间变量t全部消除；最后，再把消除f1(t)所有时间变量t后所剩下的t0时间常数及其它常数项全部提到∫δ(t-t0)dt积分运算符之前。因此，仅完成∫δ(t-t0)dt的积分运算，便可得到制动盘d在(-∞―t0]时间区间内的静摩擦冲量矩作用积分结果。

根据δ函数的定义可知，在(-∞―t0]时间区间内，当t≠t0时，δ(t-t0)＝0；当t＝t0时，∫δ(t-t0)＝1，所以，上述积分等式(3)的积分运算，无须在(-∞―t0]时间区间内进行，只须在包含t0时刻在内的无限小时间区间(t0-ε、t0]内进行，即：

∫δ(t-t0)dt＝1在包括t0在内的积分区间(t0-ε、t0]

∫δ(t-t0)dt＝0在不包括t0在内的积分区间(t0-ε、t0)

其中，ε为一无限小正数。

通过上式(3)的积分运算结果，能得到如下重要计算分析结论：在上述包括t0在内的(t0-ε、t0]时间区间内，制动盘d的瞬间静摩擦冲量矩作用积分数值不为0；而在上述不包括t0在内的(t0-ε、t0)时间区间内，制动盘d的瞬间静摩擦冲量矩作用积分数值却为0。

而在上述t0后的瞬间静摩擦作用过程中，即在[t0、t0+ε)时间区间内，制动盘d与两制动钳摩擦片对b1-b2产生的瞬间静摩擦冲量矩作用积分，完全可参考上述(t0-ε、t0]时间区间内的瞬间静摩擦冲量矩作用积分运算方法完成，也能得到与之完全相同的计算分析结论。因此，制动器开始工作时，制动盘d与两制动钳摩擦片对b1-b2经过一次(t0-ε、t0+ε)时间区间内的瞬间静摩擦作用过程，车轮总共能以f＝2f大小的力向后作用路面。

通过上述分析说明可知，若无上述基于δ函数的数学分析，则本发明将很难理解和完成。因此说，δ函数分析是本发明的数学灵魂！

四、汽车双重制动系统组成及原理

参照图7，关于本发明汽车双重制动系统组成示意框图说明，基于本发明上述盘式双重制动器，为了进一步提高汽车安全性能，并承接汽车现已标配的abs防车轮制动抱死系统、ebd电子制动力分配、esp电子稳定程序三大电子主动安全技术应用，本发明设计有一种汽车双重制动系统。在此，将其主要系统组成和工作原理说明如下：

系统组成

在汽车每个车轮上，都安装一个盘式双重制动机构，并设有一只轮速传感器。为使每个盘式双重制动机构中的制动钳分泵工作压力能得到实时控制，系统中分别设有一个基于微处理器构成的ecu电子控制单元和一个制动液压调节装置。其中，制动液压调节装置，设有制动液压主泵、电机泵、储液罐、电磁阀、限压阀液压调节部件，能为每个盘式双重制动机构的制动钳分泵工作压力变化提供实时控制。ecu电子控制单元，设有一只方向盘转角、一只侧向加速度和一只纵向加速度传感器及其相应的电子检测输入接口，并设有电机泵、电磁阀和限压阀液压调节部件工作所需要的电子控制输出接口，还设有一个车用标准通信总线接口，以满足系统与其它车用系统之间的各种实时检测输入、控制输出与通信控制的应用要求。其中，两后轮盘式双重制动机构上的两制动钳分泵，可由现有机械或直流电机混合驱动工作，以实现汽车机械或电子驻车制动、辅助制动应用。

工作原理

系统工作时，ecu电子控制单元，通过轮速传感器实时检测、计算分析每个车轮与路面间的滑移率，一旦发现有车轮与路面产生滑动，则通过实时控制制动液压调节装置和盘式双重制动机构上两制动钳工作压力n(t)产生同步快速周期性的“抱死、松开、再抱死、再松开”方式，即可实现每个车轮的dabs双重制动防车轮抱死系统和debd双重制动电子制动力分配电子安全制动控制功能，以避免汽车全力制动时因车轮抱死、车轮制动力分配不均而与路面产生滑动，汽车出现转向失控纵向跑偏、横向甩尾危险工况，以提高汽车制动安全稳定性。

另外，结合汽车现已标配的三点式安全带等被动式安全技术装置，即可为汽车司机和乘员提供进一步的主、被动式安全技术保护，以防止汽车制动减速度过大而对司机和乘员可能产生的身体伤害。

汽车行驶时，系统中的ecu电子控制单元，通过方向盘转角、侧向加速度、纵向加速度传感器和轮速传感器电子检测输入接口的实时检测以及汽车行驶稳定性的实时高速计算分析，当自动检测发现汽车前轮转向过度或不足、汽车行驶不稳定的预兆时，将会通过制动液压调节装置自动调整盘式双重制动机构工作压力、制动力偶矩大小的实时闭环控制方法，并结合dabs双重制动防车轮抱死系统和debd双重制动电子制动力分配的电子安全制动控制功能，或者，同时通过所述车用标准通信总线接口，对现有汽车发动机管理系统进行实时控制，再利用现有tcs牵引力控制系统、asr防滑驱动控制系统功能中的车轮扭矩控制方法，对汽车转向失控纵向跑偏、横向甩尾现象，给予实时修正，从而实现desp双重制动电子稳定程序电子主动安全控制功能，以进一步提高汽车行驶安全稳定性。

考虑本发明中的电子控制单元、制动液压调节装置的组成和工作原理，与汽车现有abs、ebd、esp所使用的电子控制单元、制动液压调节装置完全相同，只是相应的控制参数会有所不同，因此不再详细说明。

通过上述简要说明可知，本发明汽车双重制动系统应用设计，不仅涵盖了现有汽车制动系统的基本功能，而且，还能承接现有规范化的汽车电子主动安全技术及被动式安全技术应用。对于全球汽车产业界而言，凭借其在人员、技术、资金、研发、生产和试验等方面的强大综合实力，在短时间内应能完成本发明盘式双重制动器及制动系统的全部产业化工作。

结束语

综上所述，本发明颠覆性技术特征十分显著，成功突破了现有车轮单一制动技术理论的百年束缚，并提出了dbt车轮双重制动理论及可大幅提升汽车主动安全性能的经济技术解决方案，必将推动全球三大交通运输工具--汽车、高铁列车和飞机机轮起降安全制动与电子主动安全技术的创新发展，或将使全球汽车无人驾驶技术早日应用成为可能。希望本发明能给人类带来平安！

本发明的名词定义：

制动盘——将与现有车用盘式制动器中的制动盘功能相同，但工作时能与车轴产生同轴小角度相对转动的金属摩擦圆盘，仍称作为制动盘。

盘法兰——将用于制动盘与车轴同轴小角度相对转动安装的过渡连接件，定义为盘法兰。

盘齿轮——将制动盘上用于与盘法兰之间产生同轴小角度相对转动、与齿轮相似的传动机构，形象地定义为制动盘齿轮，简称为盘齿轮。

盘法兰齿轮——将盘法兰上用于与制动盘之间产生同轴小角度相对转动、与齿轮相似的传动机构，形象地定义为盘法兰齿轮；并将盘齿轮和盘法兰齿轮统称为制动齿轮。

轴法兰——将车轴上用于车轮轮毂安装的连接法兰盘，简称为轴法兰。

轮法兰——将与车轴固定安装的车轮轮毂法兰，简称为轮法兰。

弹性体——将安装在盘齿轮、盘法兰齿轮的两两齿间，能产生啮合弹性力作用的金属体或非金属体，定义为弹性体。

弹力腔——将用于弹性体安装的空腔，定义为弹力腔；该弹力腔由轴法兰、盘齿轮、盘法兰齿轮和轮法兰四面共同构成。

单一制动方法——现有车轮制动器摩擦工作时，因路面摩擦力向后作用车轮能产生制动力，但不能同时通过车轮加速转动向后作用路面而增加制动力，故本发明将遵循这种力学原理的现有车轮制动方法，定义为单一制动方法，其英文命名为simplebrakingtechnology，缩写为sbt；将与该方法对应的现有盘式、鼓式制动器，统称为单一制动器。

双重制动方法——车轮制动器摩擦工作时，除了路面摩擦力向后作用车轮能产生制动力外，还能同时通过车轮加速转动向后作用路面而增加制动力，故本发明将遵循这种力学原理的车轮制动方法，定义为双重制动方法，其英文命名为doublebrakingtechnology，缩写为dbt；将与该方法对应的盘式制动器命名为盘式双重制动器，以示与现有车轮制动技术的本质性区别。

dabs双重制动防车轮抱死系统——将在由本发明盘式双重制动器构成的汽车制动系统中，为防止制动时车轮被抱死、车轮滑动而设计的电子安全制动控制功能，定义为双重制动防车轮抱死系统，其英文命名为doubleanti-lockbrakingsystem,缩写为dabs。

debd双重制动电子制动力分配——将在由本发明盘式双重制动器构成的汽车制动系统中，为防止制动时左、右两侧车轮制动力分配不均，造成前、后轮侧滑转向失控跑偏、车身甩尾而设计的电子安全制动控制功能，定义为双重制动电子制动力分配，其英文命名为doubleelectricbrakeforcedistribution,缩写为debd。

desp双重制动电子稳定程序——将在由本发明盘式双重制动器构成的汽车制动系统中，为实现主动监测控制汽车的行驶安全稳定性，防止前轮转向过度或不足与失控跑偏、后轮侧滑车身甩尾而设计的电子主动安全控制功能，定义为双重制动电子稳定程序，其英文命名为doubleelectronicstabilityprogram,缩写为desp。