WO2018145601A1

WO2018145601A1 - 盘式缓冲摩擦制动机构与制动系统

Info

Publication number: WO2018145601A1
Application number: PCT/CN2018/075032
Authority: WO
Inventors: 强海胜
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 2016-12-23
Filing date: 2018-02-02
Publication date: 2018-08-16
Anticipated expiration: 2019-08-13
Also published as: WO2018112876A1; WO2018113079A1; CN108700141A; CN108700141B

Abstract

一种盘式制动器适用汽车、列车和飞机；该制动器有盘（1）、盘法兰（2）、轴承（3）和两钳（4）及摩擦片（5），盘（1）设有齿轮，盘法兰（2）设有齿轮并均设弹性齿（10），盘法兰（2）安装车轴法兰盘（8）上，盘（1）通过轴承（3）安装在盘法兰（2）上且盘（1）与盘法兰（2）间可产生同轴小角度相对转动，两钳（4）以车轴线中心对称方式设在盘（1）两侧，经盘法兰（2）、盘（1）的齿轮弹力啮合作用，盘（1）与摩擦片（5）产生摩擦力偶矩作用，同比现有技术，制动力增2至4倍；该制动器组成汽车制动系统，交通安全巨增。

Description

盘式缓冲摩擦制动机构与制动系统

技术领域

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

背景技术

车轮的发明，曾给人类带来了文明。但是，汽车发明之后，随着汽车数量的日益增多和车速的不断提高，道路交通已演变成为威胁社会安全的重大问题。究其根本原因，主要是因为，自从汽车发明130多年来，现有汽车制动力学理论一直停滞不前、无法突破车轮与路面的摩擦力瓶颈限制，致使行车突遇险情时，因基于车轮与路面摩擦附着力的紧急制动力过小、刹车距离和时间太长，极易发生交通碰撞事故而导致车祸。虽然全球列车和飞机的交通事故率相对较低，但由于它们都采用与汽车一样的车轮制动技术，所以，也都存在着相同的制动安全隐患。

针对车轮制动这一基础共性技术问题，在此仅以汽车为例进行简要概述。与车轮制动安全密切相关的现有汽车技术，主要有三类：

第一类、现有车轮机械摩擦式制动器技术。它们是确保汽车行驶安全的核心关键工作部件。按结构划分，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，是通过制动盘两圆柱端面与制动片摩擦产生车轮制动力矩作用；鼓式制动器为封闭式结构，是通过制动鼓圆柱面与制动蹄片摩擦产生车轮制动力矩作用。车轮制动器摩擦工作时，基于车轮与路面的摩擦附着力作用，产生车轮作用转矩，从而形成车轮作用力矩平衡。根据现有汽车制动技术理论，汽车的制动力等于车轮与路面的摩擦附着力作用大小。汽车盘式、鼓式制动器，在核心关键的热车全力刹车距离指标上，大同小异并无本质差别，但在车轮制动摩擦工作稳定性、一致性和散热性能等主要方面，盘式制动器明显优于鼓式制动器。因此，前者取代后者已成为全球汽车制动技术的发展趋势。

第二类、车轮轮胎技术。通过改良轮胎合成橡胶、优化轮胎花纹或增加轮胎宽度等技术手段，虽能增加车轮与路面的最大摩擦附着力(即最大静摩擦力)，可以使汽车行驶与制动的安全性有所提高，但也会增加汽车的动力损耗。

第三类、现有汽车电子主动安全技术。目前，主要有ABS、EBD、ESP三大典型技术应用，它们都是基于现有车轮制动器制动车轮或发动机驱动车轮与路面产生静摩擦力作用，以提高汽车行驶与制动稳定性为主要目的的电子主动安全控制方法，但并不能突破车轮与路面的最大静摩擦力瓶颈限制、缩短汽车的刹车距离。

为了突破车轮与路面的制动摩擦力瓶颈限制、大幅提高汽车制动性能、大幅降低车祸发生率，并解决列车和飞机的制动安全隐患，PCT发明专利“盘式双重制动机构与制动系统”(PCT/CN/2017/073322，中国发明专利申请号201780001031.0)，基于牛顿定律提出一种车轮双重制动方法，基于该制动方法设计一种盘式制动器，但由于该盘式制动器工作时，设在盘法兰齿轮、盘齿轮两两齿间的弹性体，不能产生所需要的弹性作用力矩，实现不了大幅提升汽车制动性能之目的，所以，本发明提出新的技术设计方案，以解决上述问题。

发明内容

本发明设计一种盘式缓冲摩擦制动机构，基于该制动机构设计一种汽车制动系统，旨在大幅提高汽车的制动性能、承接现有汽车ABS/EBD/ESP电子主动安全技术、解决目前全球车祸高发难题，也可在列车、飞机机轮起降制动与电子主动安全控制中应用。为使“车轮缓冲摩擦制动技术”及其发明技术目标能够得以实现，本发明提出如下设计方案：

本发明盘式缓冲摩擦制动机构，主要有一制动盘、一盘法兰、轴承和两制动钳及摩擦片。制动盘上设有一盘齿轮，在该盘齿轮圆周上均匀设有盘齿，并在该盘齿上设有盘齿齿槽。盘法兰上设有一盘法兰齿轮，在该盘法兰齿轮圆周上，相间均匀设有刚性齿和弹性齿及其齿槽，该齿槽用于弹性齿的安装，刚性齿主要用于盘法兰与车轴法兰盘、车轮轮毂法兰之间的紧固连接，弹性齿仅用于所述盘法兰齿轮齿槽与盘齿齿槽之间的弹力啮合作用，且弹性齿均设在由车轴法兰盘、盘法兰齿轮齿槽、盘齿齿槽和车轮轮毂法兰共同构成的弹力腔内。盘法兰安装在车轴法兰盘上，制动盘通过轴承安装在盘法兰上，以实现制动盘与盘法兰之间的同轴小角度相对转动。两制动钳以车轴轴线中心对称方式，安装在制动盘两侧的汽车底盘上，以确保制动盘与两制动钳上的所有摩擦片之间产生摩擦力偶矩作用。

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接触，制动盘和盘法兰与车轴同步自由转动。

制动机构开始工作时，两制动钳分泵产生同步工作压力，推动两制动钳摩擦片与制动盘发生同步接触，产生静摩擦力偶矩；车轮和盘法兰通过盘法兰齿轮啮合作用盘齿轮产生弹性作用力矩，再作用制动盘，且弹性齿均在弹力腔内发生同步弹性形变；通过所述静摩擦力偶矩和弹性作用力矩的共同作用，产生车轮制动力偶矩；通过路面后向静摩擦力作用车轮，产生车轮作用转矩；通过车轮制动力偶矩与车轮作用转矩相互平衡作用，制动盘与两制动钳摩擦片同步产生瞬态静摩擦冲击作用，因此车轮在路面上产生一对作用大小相等、作用方向与路面平行的前后相反的平衡作用力；在该对平衡作用力形成过程中，通过盘法兰齿轮反向啮合作用盘齿轮形成弹性力矩作用、制动盘反转作用两制动钳摩擦片形成静摩擦力偶矩，至此，所述瞬态静摩擦冲击作用结束。之后，通过两制动钳摩擦片同步作用制动盘，制动盘相对两制动钳摩擦片立刻产生反向旋转滑动摩擦运动、产生滑动摩擦作用，车轮相对路面产生后向静摩擦力作用，因此盘法兰齿轮反向啮合作用盘齿轮所形成的弹性力矩作用开始减小，直至制动盘与两制动钳摩擦片停止滑动摩擦作用。一旦所述滑动摩擦作用结束，制动盘与两制动钳摩擦片将立刻再进入新的“瞬态静摩擦冲击、滑动摩擦”作用周期，并伴随有弹性齿的同步摆动式弹性形变，循环往复，直至制动器工作结束为止。因此，通过车轮转轴，前向平动车身相对路面可产生远大于车轮与路面最大静摩擦力的后向制动力，突破现有汽车制动技术瓶颈。

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

在上述制动机构中，为了增加制动盘与盘法兰之间的同轴转矩作用能力，制动盘与盘法兰之间的同轴小角度相对转动连接处，安装两个同轴组合的轴承。

在上述制动机构中，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。两制动钳分泵活塞，既可采用液压驱动方式工作，也可采用气压驱动方式工作，还可采用机械或直流电机混合驱动方式工作，以实现汽车行车、驻车和辅助制动功能。

基于上述制动机构，为了承接汽车现有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，进一步提高汽车的行驶安全性能，本发明设计一种汽车制动系统，其系统主要组成是：在汽车每个车轮上，都安装一个盘式缓冲摩擦制动机构，并设有一只轮速传感器。为使每个盘式缓冲摩擦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电控液压调节装置。电控液压调节装置中，设有电机泵、电磁阀、制动液压主泵和液压储液罐。ECU电子控制单元中，设有一只方向盘转角、一只侧向加速度和一只横摆角传感器及其相应的电子检测输入接口，并设有电机泵、电磁阀液压调节部件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，以实现系统与其它车用系统之间的通信、测量与控制应用。

系统工作时，ECU电子控制单元，通过实时检测轮速传感器、计算分析每个车轮与路面间的滑移率，一旦发现车轮与路面发生滑动，通过实时控制电控液压调节装置和盘式缓冲摩擦制动机构上两制动钳的工作压力，同步快速周期性地“抱死、松开、再抱死、再松开”制动盘及车轮，即可实现每个车轮的ABS防车轮制动抱死系统和EBD电子制动力分配控制功能，避免汽车全力制动时因车轮抱死、车轮制动力分配不均而在路面上产生滑动，出现汽车转向失控纵向跑偏、横向甩尾危险工况，以大幅提高汽车制动安全稳定性。

汽车行驶时，ECU电子控制单元，通过方向盘转角、侧向加速度、横摆角和轮速传感器电子检测输入接口的实时检测，以及有关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，将会通过电控液压调节装置自动调整相应盘式缓冲摩擦制动机构工作压力、改变车轮制动力偶矩大小的实时闭环控制方法，利用ABS防车轮制动抱死系统和EBD电子制动力分配控制功能，或者，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，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ESP电子稳定程序控制功能，以进一步提高汽车行驶安全稳定性。

为实现系统中的电子或机械式的驻车、辅助制动功能，两后轮盘式缓冲摩擦制动机构上的两制动钳分泵活塞，也可采用液压和直流电机或拉线机构的混合驱动方式工作。

另外，结合汽车现已标配的安全带被动式安全技术，可为汽车司机和乘员提供进一步的主动式安全技术保护，以防止汽车制动减速度过大而可能对司机和乘员产生的身体伤害。

参照现有汽车后轮“盘式制动器+鼓式制动器”的组合设计方式，利用本发明盘式制动器盘法兰的内圆柱面，再集成一个现有鼓式制动器，则还可实现经济的驻车及辅助制动应用。

本发明盘式缓冲摩擦制动机构，热车全力工作时，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，汽车制动性能可提高2至4倍，制动距离和时间缩减2/3至4/5，大幅提升汽车行驶安全性、大幅降低车祸发生率。

附图说明

图1为制动器总体装配结构的轴向平面示意图

图2为制动器总体装配结构的俯向剖视示意图

图3a、3b为制动盘的轴向平面及轴剖视示意图

图4a、4b为盘法兰的轴向平面及轴剖视示意图

图5a、5b为制动器工作原理示意图

图6为制动器工作时车轮与路面的摩擦作用分析示意图

图7为汽车制动系统组成框图

具体实施方式

为便于发明的具体实施，将本发明盘式缓冲摩擦制动器的结构组成和工作原理以及汽车制动系统的组成和工作原理，进行简要说明：

一、制动器结构组成

图1、2分别为制动器总体装配结构的轴向平面、俯向剖视示意图：1为制动盘，上设有一体式盘齿轮。2为盘法兰，上设有一体式盘法兰齿轮。3为滚动轴承，由两个自带金属密封圈的等截面超薄壁深沟球滚动轴承或薄壁深沟球滚动轴承同轴组合构成，以增强制动盘与盘法兰间的同轴转矩作用能力。4为制动钳，在此设有两同型号的浮动式制动钳，以车轴轴线中心对称方式设置在制动盘两侧，使制动盘与摩擦片形成摩擦力偶矩作用，以大幅减轻制动盘和盘法兰在轴径方向上的工作压力负荷，以便可选用两个等截面超薄壁深沟球滚动轴承或薄壁深沟球滚动轴承，作为制动盘与盘法兰间的同轴小角度相对转动部件；5为制动钳的摩擦片；6为制动钳的液压分泵；7为制动钳的安装支架。8为车轴法兰盘，也表示车轮转轴。9为盘法兰齿轮上的刚性齿，在此共设五个。10为盘法兰齿轮上的弹性齿，在此共设五个板式弹性齿，既可采用弹簧钢加工，又可采用具有高弹性模量、力学特性极佳的碳纤维设计加工，以满足制动器对于高弹力作用和高温摩擦环境的工作要求；弹性齿是本发明制动器中的核心关键工作部件，其几何尺寸和材料力学特性，将是决定制动器工作性能的核心关键性设计参数；此外，根据实际应用需要，也可改变弹性齿的设置数量，以满足制动器在各种车轮轮毂上的使用。11为盘齿轮上的盘齿。12为螺栓，使用目前车轮轮毂与车轴法兰盘之间的轴向紧固螺栓。13为两滚动轴承的轴向定位挡圈。14、15分别为车轮转轴上的半轴及其紧固螺母。19表示车轮轮毂法兰部分。

因两制动钳同步工作，可减小其液压分泵的缸径，除可采用两铸铁钳外，也可采用两铝制钳，以利于两制动钳的小型化设计及制动器的减重设计、汽车底盘悬挂簧下质量的减小，而不会对汽车的行驶性能产生影响。

图3a、3b为制动盘的轴向平面及轴剖视示意图：制动盘1，可采用合金铸铁材料，并采用铸造等常规工艺方法加工。11为盘齿轮的盘齿，设有齿槽，用于与盘法兰齿轮的弹性齿之间产生弹力啮合作用。18为制动盘上两滚动轴承的安装轴套，用于两滚动轴承外圈间的同轴组合安装。

为了提高制动盘的通风散热性能，除了在其圆周摩擦工作面上可以均匀加工一定数目的轴向小通孔外，还可在制动盘径向上再加工一些与目前汽车前轮通风制动盘结构相似的散热通风通道。这种通风制动盘，通常用于汽车前轮。但出于机械制图简化考虑，上述制动盘的通风散热结构在图中并没有表示，可以参照现有通风制动盘结构进一步了解。

图4a、4b为盘法兰的轴向平面及轴剖视示意图：盘法兰2，可采用钢质材料，并采用铸造等常规工艺方法加工。9为盘法兰齿轮上的刚性齿，每个刚性齿上都设有一个轴向小圆通孔12(用螺栓表示)。10为盘法兰齿轮的弹性齿，可加工成为便于拆装的工作部件。16为盘法兰上的轴向大圆通孔，用于盘法兰与车轴法兰盘的同轴定位安装。17为盘法兰套筒，其外圆柱面作为两滚动轴承内圈间的同轴组合安装轴套，其内圆柱面套在车轴法兰盘上；在该内圆柱面上，可设置一个简易的后轮鼓式制动器，用于驻车和辅助制动，但在图中并没有表示，可参考现有结构设计。

本发明盘式制动器，主要由一制动盘、一盘法兰(含弹性齿)、两滚动轴承和两制动钳及摩擦片等部件组成，不仅结构简单，而且，在加工材料、部件选择、生产工艺和安装维护方面，都有了较为详细的设计考虑。

二、制动器工作原理

图5a、5b为制动器工作原理示意图：O点为制动盘和盘法兰的轴线投影； D圆为制动盘的外圆柱面投影；P圆表示盘法兰套桶的外圆柱面投影，也作为盘法兰与制动盘间两滚动轴承的投影示意；B ₁、B ₂分别为两制动钳上的两对摩擦片的重合投影。r为盘法兰齿轮与盘齿轮的弹力啮合作用半径；R为制动盘与摩擦片的摩擦运动轨迹中心半径。N为两制动钳同步工作压力；μd、μs分别为制动盘与摩擦片的静摩擦系数、动摩擦系数，且μd<μs；fs(t)为每个摩擦片与制动盘的静摩擦力作用时间函数；fd为每个摩擦片与制动盘的动摩擦力。fp(t)为五个弹性齿在半径r圆周上总的弹力作用时间函数；M ₁、M ₂分别为制动器工作时产生的制动力偶矩、转矩作用大小。ω0为盘法兰和车轮的角速度；ω1为制动盘的角速度。

制动机构不工作时，两制动钳摩擦片B ₁、B ₂与制动盘D之间都不会发生接触，制动盘和盘法兰与车轴绕O点、以ω1＝ω0角速度作顺时针同步自由转动，不产生制动力偶矩作用，即M ₁＝M ₂＝0。

制动器开始工作时，两制动钳液压分泵压力从N≈0同步迅速增至N≠0，迅速推动两制动钳的两对摩擦片与以ω1＝ω0角速度作顺时针转动的制动盘同步接触，产生摩擦作用。车轮和盘法兰通过盘法兰齿轮的五个弹性齿在顺时针方向上啮合作用盘齿轮产生弹性力矩fp(t)r，再作用制动盘与两制动钳摩擦片产生静摩擦力偶矩4fs(t)R，因此，通过弹性力矩和静摩擦力偶矩的共同作用，产生车轮制动力偶矩M ₁＝fp(t)r＝4fs(t)R。在该车轮制动力偶矩作用下，路面后向静摩擦力作用车轮产生作用转矩M ₂＝fR ₁，从而形成车轮力矩平衡作用，车轮作用力矩平衡方程为M ₁＝M ₂，如图6所示。其中，f、fmax分别为车轮与路面的静摩擦力及最大值，R ₁为车轮半径。

当盘法兰齿轮与盘齿轮的弹性力矩小于制动盘与摩擦片的最大静摩擦力偶矩(即fp(t)r<4NμsR)时，制动盘会被两制动钳摩擦片瞬间抱死(即瞬间ω1＝0)，所产生的静摩擦力偶矩在4fs(t)R≤4NμsR内快速增加，车轮和盘法兰齿轮在顺时针方向上啮合作用盘齿轮。一旦fp(t)r>4fs(t0)R＝4NμsR(将制动盘与两制动钳摩擦片同步出现最大静摩擦力的那一时刻设为t0)，制动盘与摩擦片将会停止静摩擦作用，进入滑动摩擦作用，因此产生瞬态静摩擦冲击作用。如图5a所示，fs(t)、fsmax分别表示两制动钳摩擦片同步作用制动盘所产生的静摩擦力和最大静摩擦力。

但是，针对上述t0时刻前的瞬态静摩擦冲击过程，根据后续“基于δ函数的泛函分析”可知，在包括t0在内的t0前的时间区间内，制动盘静摩擦力偶矩的冲击作用积分不为零，即在车轮制动力偶矩与路面后向静摩擦力作用车轮所产生的作用转矩M ₂＝fR ₁相互作用下，前向平动车身相对路面可以产生后向加速运动；而在不包括t0在内的t0前的时间区间内，制动盘静摩擦力偶矩的冲击作用积分等于零，根据角动量定理，车轮因从中获得的冲量矩作用而不会有角动量损失，能保持角速度ω0不变、在路面上保持匀速滚动。因此，经上述t0前的制动盘瞬态静摩擦冲击作用，相对路面产生后向加速运动的前向平动车身，通过车轴可以对车轮产生f大小的后向作用力，使车轮与路面之间，在与路面平行的前、后两个方向上形成一对f大小、可相互抵消的平衡作用力。但该对平衡作用力，通过车轴却可以同时对前向平动车身形成2f大小的后向作用力。

上述瞬态静摩擦冲击作用在t0时刻结束后，由于车轮在与路面形成平衡作用力的过程中，盘法兰齿轮在顺时针方向上啮合作用盘齿轮所产生的弹性作用力矩、制动盘与摩擦片所产生的静摩擦力偶矩，会出现缓冲减小过程，所以，在车轮作用力矩平衡方程M ₁＝M ₂成立条件下，路面向后作用车轮所产生的静摩擦力也会出现缓冲减小过程。因此，在t0时刻后，制动盘与摩擦片还会连续产生一个与上述t0前的瞬态静摩擦冲击作用相反的冲击作用。由此可见，基于路面后向静摩擦力作用车轮，通过制动盘与摩擦片在t0后的瞬态静摩擦冲击作用，还会使前向平动车身相对路面产生进一步的后向加速运动；也就是说，基于路面后向静摩擦力作用车轮，所产生的t0前、后一次完整的制动盘瞬态静摩擦冲击作用，车轮与路面可以在与路面平行的前、后两个方向上形成一对2F大小、可相互抵消的平衡作用力，而该对平衡作用力通过车轴可以同时对前向平动车身产生2F＝4f大小的后向制动力。

在该对2F大小、可相互抵消的平衡作用力在车轮与路面之间形成过程中，车轮通过盘法兰齿轮在逆时针方向上啮合作用盘齿轮产生弹性力矩作用，不仅会使车轮与路面的静摩擦力作用方向发生变化，路面静摩擦力向后作用车轮将会变成为路面静摩擦力向前作用车轮，而且，同时也会使制动盘与两制动钳摩擦片的静摩擦力偶矩作用方向发生变化，如图5b所示。因为路面静摩擦力向前作用车轮时，已产生了车轮制动力矩M ₁＝fR ₁，而车轮作用转矩只能由前向平动车身通过车轴向前作用车轮，并通过两制动钳摩擦片与制动盘的静摩擦力偶矩、盘法兰齿轮与盘齿轮的弹性力矩共同作用形成M ₂＝fp(t)r＝4fs(t)R，才能保持车轮作用力矩平衡方程M ₁＝M ₂成立，前向平动车身通过车轴仍可同时受到由f大小的路面前向静摩擦力作用车轮所产生的后向作用力，所以，前向平动车身通过车轴受到总的后向制动力为Fi＝f+2F＝5f≤5fmax，如图6所示，f已变成为车轮向后作用路面的静摩擦力。因此，在车轮与路面的静摩擦力作用基础上，平动车身制动力可以产生四倍增的阶跃变化，同时前向平动车身也会在车轴上产生Fi＝5f≤5fmax大小的前向惯性力作用。

当上述瞬态静摩擦冲击即将结束时，通过车轮制动力矩M ₁＝fR ₁与作用转矩M ₂＝fp(t)r＝4fs(t)R相互平衡作用，两制动钳摩擦片将会立刻同步作用制动盘，制动盘相对摩擦片产生逆时针滑动摩擦运动，滑动摩擦力偶矩作用大小为4NμdR，且4NμdR<4NμsR，如图5b所示；与此同时，车轮相对路面将会产生f大小的后向静摩擦力作用，根据牛顿第三定律(作用力、反作用定律)，路面必将对车轮产生前向静摩擦反作用力，使车轮在路面上产生制动力矩作用。因此，制动盘与两制动钳摩擦片形成快速滑动摩擦制热，制动盘和盘法兰的角速度ω1、ω0也将会同步减速，且两角速度间的相对转速差就是因弹性势能快速释放而产生。在制动盘与摩擦片处于滑动摩擦作用中，盘法兰齿轮在逆时针方向上啮合作用盘齿轮所产生的弹性力矩fp(t)r将会迅速减小，前向平动车身在车轴上的制动力Fi＝f+2F也会随之减小；一旦fp(t)r<4NμsR、F＝0时，制动盘与摩擦片的滑动摩擦作用会立刻停止，之后制动盘与两制动钳摩擦片又将会立刻进入新的“瞬态静摩擦冲击、滑动摩擦”作用周期。也就是说，在两制动钳液压分泵开始工作时所建立的恒定压力N作用下，制动器开始工作后，制动盘与摩擦片可以形成同步快速周期性的“瞬态静摩擦冲击、滑动摩擦作用”，同时伴有五个弹性齿的同步快速摆动式弹性形变及弹性力矩作用变化，直至制动器工作结束为止。

在制动器工作期间，虽然制动盘与摩擦片同步快速周期性的瞬态静摩擦冲击、滑动摩擦作用以及五个弹性齿同步摆动式弹性形变的作用变化频率，将会随车速的下降而下降，而会使F冲击作用力的产生频率有所下降，导致汽车制动力的逐渐减小，但是，通过随时改变两制动钳工作压力，改变制动器的制动力偶矩M ₁作用大小、车轮与路面的静摩擦力f以及F＝2f冲击力作用大小的方式，仍可实现汽车制动力的实时可控目的。

制动器全力工作时，一旦车轮与路面的静摩擦力f>fmax，则车轮也会因制动抱死而在路面上出现十分危险的滑动摩擦工况。因此，本发明制动器全力工作时，也需要ABS防车轮制动抱死系统功能，即通过实时检测轮速传感器和同步控制两制动钳摩擦片“抱死、松开、再抱死、再松开”制动盘及车轮的电子自动闭环控制方法，就能确保制动盘与两制动钳摩擦片出现同步快速周期性的瞬态静摩擦冲击、滑动摩擦作用，以及五个弹性齿的同步快速摆动式弹性形变，使车轮在路面上始终处于一种临界滚滑摩擦作用状态，以产生安全稳定的最大制动功效Fi＝5f≤5fmax，直至制动器全力工作结束为止。

制动器工作结束时，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快速分离。

根据现有汽车制动技术理论，现有车轮制动器热车全力工作时，基于路面静摩擦力作用，汽车通过车轴仅能产生Fi≤fmax的最大制动力。通过对比分析，在同比条件下，本发明制动器热车全力工作(有ABS控制功能)时，汽车制动力可以提高4倍、刹车距离和时间缩减4/5。但综合考虑车速等实际情况，本发明给出的主要技术性能指标是，制动力提高2至4倍、刹车距离和时间缩减2/3至4/5。

三、基于δ函数的泛函分析

参照图5a，在此将上述t0前、后的时间区间设为(t0-ε、t0+ε)，ε为一无限小正数。制动盘在(t0-ε、t0+ε)内的静摩擦冲击作用中，由于静摩擦力fs(t)的作用数值样本高度集中在t0及其附近的一无限小时间区间内，所以，对于制动盘与两制动钳的两对摩擦片的同步瞬态静摩擦冲击作用情况，需要利用基于δ函数的数学物理方法(线性泛函分析)进行积分运算分析。在下述积分运算中，将会用到如下δ函数的四个性质：

性质1(筛选性质)：∫fs(t)δ(t-t0)dt＝fs(t0) 时间积分区间(-∞、+∞)

性质2(乘法性质)：fs(t)δ(t-t0)＝fs(t0)δ(t-t0) fs(t)在t0上连续

性质3(乘法性质推论)：(t-t0)δ(t-t0)＝0

性质4(对称性质)：δ(t-t0)＝δ(t0-t)

关于制动盘在(t0-ε、t0+ε)内的静摩擦冲击作用积分，可分别在(t0-ε、t0)、(t0、t0+ε)两个时间区间内进行。

通过(t0-ε、t0)内的静摩擦冲击作用，制动盘与摩擦片的最大静摩擦力数值可被抽样出来，并作用在半径为R的圆周上，制动盘受到的最大静摩擦力偶矩作用数值为4fs(t0)R＝4NμsR，该作用数值利用上述δ函数的性质1和4在(t0-ε、t0)内的积分运算可以得到，即

∫4fs(t)Rδ(t0-t)dt＝4fs(t0)R＝4NμsR---------------------(1)

制动盘在(t0-ε、t0)内的静摩擦力偶矩的实际冲击作用数值，则可利用上述δ函数的性质2进行计算。上述性质2的确切含义是，在等式fs(t)δ(t-t0)＝fs(t0)δ(t-t0)左、右两边同乘一个时间连续函数Ψ(t)，并对其左、右两边时间变量t在时间区间(t0-ε、t0)内的积分也相等，即

∫Ψ(t)fs(t)δ(t-t0)dt＝∫Ψ(t)fs(t0)δ(t-t0)dt-----------------(2)

由于制动盘与摩擦片的静摩擦力fs(t)作用，是通过盘法兰齿轮弹力啮合作用盘齿轮而产生，fs(t)将会随弹性力矩fp(t)r的作用变化而变化，而在弹性作用范围内，盘法兰齿轮啮合作用盘齿轮所产生的弹性力矩fp(t)r为一线性时间连续函数，所以，fs(t)的冲击作用数值变化可用线性泛函内积Ψ(t)fs(t)来表示，且Ψ(t)＝at+b为一线性时间函数，式中a、b均为常数。因此，利用上式(2)和(1)，可计算(t0-ε、t0)内的制动盘静摩擦力偶矩冲击作用积分：

∫4Ψ(t)fs(t)Rδ(t0-t)dt＝4NμsR∫Ψ(t)δ(t0-t)dt

-----------------------------------------------------------------(3)

将上式(3)右边Ψ(t)＝at+b的时间变量t进行t0-(t0-t)变换及与δ(t0-t)的积化和差后，再利用上述δ函数的性质3和4，则可把上式(3)右边积分运算符中Ψ(t)＝at+b的时间变量t消除，即

4NμsR∫Ψ(t)δ(t0-t)dt＝4NμsR∫[(at0+b)δ(t0-t)-a(t0-t)δ(t0-t)]dt

＝4NμsR(at0+b)∫δ(t-t0)dt---------------------------------(4)

至此，通过上式(4)，仅需完成∫δ(t-t0)dt积分运算，便可得到在(t0-ε、t0)内制动盘的静摩擦力偶矩的冲击作用积分数值。

根据δ函数的定义，在(-∞、+∞)时间区间内，因为t≠t0时，δ(t-t0)＝0；t＝t0时，δ(t-t0)＝∞、∫δ(t-t0)dt＝1，而且，制动盘的静摩擦冲击作用时间极短，所以，上述式(1)至(4)积分运算，只须选择一包括t0在内的一无限小时间区间(t0-ε、t0)内进行；则有

∫δ(t-t0)dt＝1 积分区间(t0-ε、t0)包括t0

∫δ(t-t0)dt＝0 积分区间(t0-ε、t0)不包括t0

-----------------------------------------------------------------(5)

通过上式(4)和(5)积分运算，可得到如下重要分析结论：在上述包括t0在内的无限小时间区间(t0-ε、t0)内，制动盘静摩擦力偶矩的冲击作用积分等于4NμsR(at0+b)≠0；而在不包括t0在内的无限小时间区间(t0-ε、t0)内，制动盘静摩擦力偶矩的冲击作用积分却等于0。

关于(t0、t0+ε)内的制动盘静摩擦力的冲击作用积分，由于其与(t0-ε、t0)内的制动盘静摩擦力的冲击作用变化刚好相反，在(t0、t0+ε)内，fs(t)是按Ψ(t)＝at+b从大到小变化；而在(t0-ε、t0)内，fs(t)则是按Ψ(t)＝at+b从小到大变化，所以，在(t0、t0+ε)内，制动盘静摩擦力偶矩的冲击作用积分，完全可以参照上述(t0-ε、t0)时间区间的计算步骤和方法完成，也可以得到与之完全相同的运算结果及分析结论，在此不再复述。因此，通过上述数学物理学方法，可求得F＝2f≤2fmax。

上述数学分析，是制动器工作原理分析说明中所依仗的核心数学思想。由此可见，上述基于δ函数的泛函分析是本发明的数学灵魂！

四、制动系统组成及原理

图7为本发明汽车制动系统组成示意框图：基于上述盘式缓冲摩擦制动器，为了承接汽车现有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，进一步提高汽车行驶安全性能，本发明设计了一种汽车制动系统：

系统组成

在汽车每个车轮上，都安装一个盘式缓冲摩擦制动机构，并设有一只轮速传感器。为使每个盘式缓冲摩擦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电控液压调节装置。电控液压调节装置中，设有电机泵、电磁阀、制动液压主泵和液压储液罐。ECU电子控制单元中，设有一只方向盘转角、一只侧向加速度和一只横摆角传感器及其相应的电子检测输入接口，并设有电机泵、电磁阀液压调节部件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，以实现系统与其它车用系统之间的通信、测量与控制应用。

工作原理

系统工作时，ECU电子控制单元，通过实时检测轮速传感器、计算分析每个车轮与路面间的滑移率，一旦发现车轮与路面发生滑动，则通过实时控制电控液压调节装置和盘式缓冲摩擦制动机构上两制动钳的工作压力，同步快速周期性地“抱死、松开、再抱死、再松开”制动盘及车轮，即可实现每个车轮的ABS防车轮制动抱死系统和EBD电子制动力分配控制功能，避免汽车全力制动时因车轮抱死、车轮制动力分配不均而在路面上产生滑动，出现汽车转向失控纵向跑偏、横向甩尾危险工况，以大幅提高汽车制动安全稳定性。

考虑本发明中的ECU电子控制单元、电控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、电控液压调节装置完全相同，因此不再详细说明。不过，为确保汽车制动系统的稳定性，尤其是在前、后车轮制动器工作协同性方面，还需在整车系统调校中加以考虑。本发明在此不再做进一步的说明。

结合汽车现已广泛标配应用的安全带被动式安全技术，可为汽车司机和乘员提供进一步的主动式安全技术保护，以防止汽车制动减速度过大而可能对司机和乘员产生的身体伤害。

另外，参照现有汽车后轮“盘式制动器+鼓式制动器”的组合设计方式，利用本发明盘式制动器盘法兰的内圆柱面，再集成一个现有的简易鼓式制动器，则还可实现经济的驻车及辅助制动应用。

总之，该汽车制动系统，既有发明原创性，又有创新融合性、技术经济性、科学完备性等。因此可以说，本发明技术，经相应的系统优化设计和实验研制，当具备产业化应用条件时，将很可能全面替代现有传统的汽车制动技术。

结束语

本发明颠覆性技术特征显著，突破了现有汽车传统制动力学理论的束缚，创建了新的车辆制动力学理论，提出了汽车道路交通安全的经济技术解决方案，为未来智能汽车应用奠定了坚实的安全技术基础。因此，本发明的问世，必将推动全球轮式机动交通运输工具安全技术的进步发展，给全人类带来出行平安！

本发明的名词定义：

制动盘——与现有车用盘式制动器中的制动盘功能相同、但工作时能与车轴之间产生同轴小角度相对转动的摩擦圆盘，仍称为制动盘，简称为盘。

盘法兰——用于制动盘与车轴法兰盘之间可形成同轴小角度相对转动的中间过渡连接件，定义为盘法兰。

盘齿轮、盘齿——用于制动盘与盘法兰产生弹性力矩作用的齿轮机构，定义为盘齿轮；设在盘齿轮上的齿牙，简称为盘齿。

盘法兰齿轮、刚性齿、弹性齿——用于盘法兰与制动盘之间产生弹性力矩作用的齿轮机构，定义为盘法兰齿轮；盘法兰齿轮上的金属刚性齿牙，简称为刚性齿；由弹性材料加工而成的盘法兰齿轮齿牙，定义为弹性齿。

制动钳——现有盘式制动器中的制动钳，简称为钳。

弹力腔——用于弹性齿安装的腔体，定义为弹力腔。

车轮缓冲摩擦制动、盘式缓冲摩擦制动器——考虑PCT/CN/2017/073322中的“双重制动技术”定义不够准确，为使本发明技术定义更加科学规范，基于已知物理学概念和本发明制动器本质性原理，从车轮制动器力学特性角度，将其定义为车轮缓冲摩擦制动技术( Buffer Friction Braking)；从汽车运动相对性角度，将其定义为车辆相对制动技术( Relative Braking Technology)；将本发明盘式制动器称作为盘式缓冲摩擦制动器、盘式相对制动器。

单一制动技术——现有汽车制动技术中的盘、鼓式制动器，其运动摩擦部件都是通过以车轮旋转方向与其静止摩擦部件产生滑动摩擦运动，而这种简单的刚体旋转摩擦方式，汽车从中仅能受到一个与路面静摩擦力等值的外力作用，因此，将现有汽车制动技术定义为单一制动技术( Simple Braking Technology)。

Claims

一种盘式缓冲摩擦制动机构，其特征是：制动机构有一制动盘、一盘法兰、轴承和两制动钳及摩擦片；制动盘上设有一盘齿轮，在该盘齿轮圆周上均匀设有盘齿，并在该盘齿上设有盘齿齿槽；盘法兰上设有一盘法兰齿轮，在该盘法兰齿轮圆周上，相间均匀设有刚性齿和弹性齿及其齿槽，该齿槽用于弹性齿的安装，刚性齿主要用于盘法兰与车轴法兰盘、车轮轮毂法兰之间的紧固连接，弹性齿仅用于所述盘法兰齿轮齿槽与盘齿齿槽之间的弹力啮合作用，且弹性齿均设在由车轴法兰盘、盘法兰齿轮齿槽、盘齿齿槽和车轮轮毂法兰共同构成的弹力腔内；盘法兰安装在车轴法兰盘上，制动盘通过轴承安装在盘法兰上，以实现制动盘与盘法兰之间的同轴小角度相对转动；两制动钳以车轴轴线中心对称方式，安装在制动盘两侧的汽车底盘上，以确保制动盘与两制动钳上的所有摩擦片之间产生摩擦力偶矩作用；

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接触，制动盘和盘法兰与车轴同步自由转动；

制动机构开始工作时，两制动钳分泵产生同步工作压力，推动两制动钳摩擦片与制动盘发生同步接触，产生静摩擦力偶矩；车轮和盘法兰通过盘法兰齿轮啮合作用盘齿轮产生弹性作用力矩，再作用制动盘，且弹性齿均在弹力腔内发生同步弹性形变；通过所述静摩擦力偶矩和弹性作用力矩的共同作用，产生车轮制动力偶矩；通过路面后向静摩擦力作用车轮，产生车轮作用转矩；通过车轮制动力偶矩与车轮作用转矩相互平衡作用，制动盘与两制动钳摩擦片同步产生瞬态静摩擦冲击作用，因此车轮在路面上产生一对作用大小相等、作用方向与路面平行的前后相反的平衡作用力；在该对平衡作用力形成过程中，通过盘法兰齿轮反向啮合作用盘齿轮形成弹性力矩作用、制动盘反转作用两制动钳摩擦片形成静摩擦力偶矩，至此，所述瞬态静摩擦冲击作用结束；之后，通过两制动钳摩擦片同步作用制动盘，制动盘相对两制动钳摩擦片立刻产生反向旋转滑动摩擦运动、产生滑动摩擦作用，车轮相对路面产生后向静摩擦力作用，因此盘法兰齿轮反向啮合作用盘齿轮所形成的弹性力矩作用开始减小，直至制动盘与两制动钳摩擦片停止滑动摩擦作用；一旦所述滑动摩擦作用结束，制动盘与两制动钳摩擦片将立刻再进入新的“瞬态静摩擦冲击、滑动摩擦”作用周期，并伴随有弹性齿的同步摆动式弹性形变，循环往复，直至制动器工作结束为止；

制动机构工作结束时，一旦两制动钳分泵同步迅速减压，两制动钳摩擦片与制动盘之间快速分离。
根据权利要求1所述的盘式缓冲摩擦制动机构，为了增加制动盘与盘法兰之间的同轴转矩作用能力，制动盘与盘法兰之间的同轴小角度相对转动连接处，安装两个同轴组合的轴承。
根据权利要求1所述的盘式缓冲摩擦制动机构，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；两制动钳分泵活塞，既可采用液压驱动方式工作，也可采用气压驱动方式工作产生，还可采用机械或直流电机混合驱动方式工作，以实现汽车行车、驻车和辅助制动功能。
根据权利要求1所述的盘式缓冲摩擦制动机构，设计有一种汽车缓冲摩擦制动系统，其系统主要组成是：在汽车每个车轮上，都安装一个盘式缓冲摩擦制动机构，并设有一只轮速传感器；为使每个盘式缓冲摩擦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电控液压调节装置；电控液压调节装置中，设有电机泵、电磁阀、制动液压主泵和液压储液罐；ECU电子控制单元中，设有一只方向盘转角、一只侧向加速度和一只横摆角传感器及其相应的电子检测输入接口，并设有电机泵、电磁阀液压调节部件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，以实现系统与其它车用系统之间的通信、测量与控制应用；

系统工作时，ECU电子控制单元，通过实时检测轮速传感器、计算分析每个车轮与路面间的滑移率，一旦发现车轮与路面发生滑动，通过实时控制电控液压调节装置和盘式缓冲摩擦制动机构上两制动钳的工作压力，同步快速周期性地“抱死、松开、再抱死、再松开”制动盘及车轮，即可实现每个车轮的ABS防车轮制动抱死系统和EBD电子制动力分配控制功能，避免汽车全力制动时因车轮抱死、车轮制动力分配不均而在路面上产生滑动，出现汽车转向失控纵向跑偏、横向甩尾危险工况，以大幅提高汽车制动安全稳定性；

汽车行驶时，ECU电子控制单元，通过方向盘转角、侧向加速度、横摆角和轮速传感器电子检测输入接口的实时检测，以及有关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，将会通过电控液压调节装置自动调整相应盘式缓冲摩擦制动机构工作压力、改变车轮制动力偶矩大小的实时闭环控制方法，利用ABS防车轮制动抱死系统和EBD电子制动力分配控制功能，或者，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，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ESP电子稳定程序控制功能，以进一步提高汽车行驶安全稳定性。