盤式制動器的雙向制動方法及其制動機構與應用的制作方法

專利名稱：盤式制動器的雙向制動方法及其制動機構與應用的制作方法
技術領域：
本發明涉及汽車、列車等各種機動輪式交通運輸工具制動與安全控制技術領域，也涉及飛機起降機輪制動與安全控制技術領域。
背景技術：
在各種機動輪式交通運輸工具中，汽車最具代表性，也是目前人類陸地上使用的最主要交通運輸工具之一。與汽車行駛制動安全相關的應用技術及產品主要有三類第一類是機械摩擦式制動器。按其結構和原理劃分，可主要分為盤式、鼓式制動器兩種。盤式制動器為開放式結構，是利用靜止摩擦片與圓周旋轉摩擦圓盤面之間摩擦作用工作；鼓式制動器為封閉式結構，是利用靜止摩擦蹄片與圓周旋轉制動鼓圓柱面之間摩擦作用工作。盤式、鼓式制動器均以良好耐磨性和耐熱性的金屬、半金屬、少金屬或粉末冶金復合摩擦材料等作為摩擦工作介質。第二類是汽車輪胎技術。輪胎技術性能指標，主要體現在輪胎的附著性能、承載能力、耐磨性能和行駛噪聲等方面；其中，優選輪胎合成橡膠材料、寬胎、紋路規劃等方法，都是為了提高輪胎的附著能力(俗稱為抓地性能)，以實現汽車行駛與制動安全穩定性為主要目的；寬胎，可提高輪胎附著能力和承載能力，但也增加了車輪的轉動慣量和滾動摩擦力，因而會增加汽車的油耗。第三類是汽車現有電子安全制動控制技術。主要典型應用技術有=ABS (剎車防車輪抱死系統)、EBD (電子制動力分配)和ESP (電子穩定程序)三大規范化應用技術；它們均屬于利用現有傳統機械摩擦式反向制動器在車輪輪胎與路面之間產生的附著摩擦制動力，或發動機驅動車輪在車輪輪胎與路面之間產生的附著摩擦牽引力實現的電子安全控制方法，都以提高汽車在各種復雜路況上行駛與制動安全穩定性為核心控制目的，上述也正是目前汽車電子主動安全控制技術應用與研究的主要發展方向。盤式制動器，按結構的摩擦運動類型劃分，可分為現有的靜止工作部件制動卡鉗摩擦片與運動工作部件同心軸上摩擦圓盤面之間的圓周旋轉摩擦和本發明創新的靜止工作部件制動卡鉗摩擦片與運動工作部件兩偏心軸上摩擦圓盤面之間以及兩偏心軸上摩擦圓盤面與同心軸上摩擦盤環之間同時的平動旋轉摩擦兩種類型；按能量類型劃分，只有機械摩擦轉換熱能一種類型；按制動器制動力矩作用方向的制動方法劃分，可分為現有的僅有反向制動力矩的反向制動方法和本發明創新的反向制動力矩與同向制動力矩共生的雙向制動方法兩種方法。無論現有反向制動器，還是本發明雙向制動器，摩擦工作部件之間的工作壓力、摩擦系數、摩擦接觸面積、相對運動速度、磨損率和工作溫度等，都是決定它們工作性能、工作穩定性、耐磨性能和使用壽命的決定性參數。盤式制動器，由靜止工作部件摩擦片與運動工作部件摩擦圓盤面之間接觸摩擦至少構成一對摩擦副；工作時，每對摩擦副使摩擦圓盤至少產生一個與車輪旋轉方向相反的反向制動力矩，且產生反向制動力矩的摩擦力大小，與每對摩擦副之間的相對摩擦運動速度無關，與每對摩擦副之間的工作正壓力和摩擦系數大小有直接關系；在每對摩擦副摩擦系數不變的工作條件下，每對摩擦副的工作摩擦力大小與其工作正壓力成正比。
摩擦圓盤面上的相對摩擦運動，是盤式制動器充分必要特征，摩擦圓盤面上的摩擦運動方式決定了盤式制動器的結構、原理、原理性功能和應用，是盤式制動器的原理性特征。盤式、鼓式制動器，廣泛應用于各種機動輪式交通運輸工具和飛機領域，是人類社會生產和生活中最主要交通運輸工具汽車、列車和飛機的必備核心安全工作部件。全球每天數以億輛汽車、萬列列車的高速行駛和萬架次飛機的起降，都有盤式(或鼓式)制動器在不時地工作，確保著汽車、列車行駛和飛機起降的安全，其重要性關乎人的生命。在汽車、列車和飛機三大交通運輸工具中，汽車車輪輪胎附著路面的行駛路況，最為復雜多變。汽車基于車輪輪胎與路面之間附著力的制動力學原理，決定了盤式、鼓式制動器與汽車車輪及輪胎之間的密切作用關系。從摩擦學角度理解，車輪輪胎與路面之間的附著力，就是車輪輪胎與路面之間的摩擦力，其大小均可通過摩擦力公式(即阿蒙頓定律)計算說明f=Ny ;其中，f表示輪胎與路面之間的摩擦力(即輪胎附著力)，N表示輪胎與路面之間的正壓力，μ表示輪胎與路面之間的摩擦系數(即輪胎附著系數)。車輪輪胎與路面之間的摩擦系數主要有三種滾動摩擦系數μ r、動摩擦系數μ d、靜摩擦系數μ s ；與摩擦系數相對應的摩擦力也有三種滾動摩擦力fr、動摩擦力fd、靜摩擦力fs ;由于μ r〈 μ d〈 μ S，因此，當N為定值時，上述三種摩擦力之間的關系應是fr〈fd〈fs。對于輪胎附著路面的摩擦工作原理，似乎并不難理解，世界各汽車工業強國也容易達成共識，但在技術實現方法和途徑上，各國的表現不盡相同。以轎車為例，在行駛安全性、平穩性和舒適性方面，美國轎車多偏好于采用沉重底盤的技術風格(即增加上述N值)，而德國、法國、英國、意大利等國轎車多慣于采用寬胎、輪胎紋路規劃技術(即增加上述P s值)。無論何種技術風格，上述各國轎車都會采用優質合成橡膠輪胎增加與路面之間靜摩擦附著力(即增加上述fs值)的方法，實現轎車行駛與制動的安全穩定性。而向來注重轎車經濟使用性的日本，針對上述歐美產轎車的“技術通病”，通過降低車重、減小輪胎寬度等技術手段，在上世紀七十年代全球石油危機爆發之時，適時推出了以省油為主要目的的經濟型轎車，并一舉占領了世界最大的美國汽車市場及部分歐洲汽車市場，而成功地跨入了世界汽車工業強國之列。但就轎車安全性而言，日本轎車的上述經濟性做法并非完全可取。

從牛頓力學、能量守恒定律和摩擦學角度進一步探究，也不難理解汽車現行反向制動技術的輪胎制動力學原理汽車安全制動性能的高低，主要由汽車反向制動器制動力矩大小和車輪輪胎與路面之間摩擦附著力大小共同決定；車輪輪胎與路面之間摩擦附著力愈大，汽車剎車距離和時間愈短；反之，汽車剎車距離和時間就會愈長。由于車輪輪胎與路面之間存在最大摩擦附著力的限制，因此，汽車利用現行反向制動器技術制動時，車輪輪胎與路面之間只有處在一定滑移率百分比以下的臨界滾滑動摩擦工作條件下，汽車才能利用輪胎的最大摩擦附著力進行安全制動；汽車緊急制動時，若現行反向制動器的反向制動力矩過大，車輪將會被抱死，則將會引起車輪輪胎與路面之間產生滑移率百分比過大的滑動摩擦現象，導致橡膠輪胎出現急劇升溫、嚴重損傷、老化加速而縮短輪胎的使用壽命，且易埋下十分危險的爆胎隱患；由于輪胎與路面之間在滑移率過大條件下的滑動摩擦附著力小于其間最大摩擦附著力，因此，車輪剎車被抱死將會造成汽車制動性能的下降，使剎車距離和時間變長。不僅如此，而且，汽車緊急制動時，若左、右兩側車輪輪胎與路面之間的摩擦附著情況不同，車輪剎車被抱死，則還會導致左、右兩側輪胎與路面之間產生縱向滑動，并使輪胎側向摩擦附著力嚴重下降，使車體出現跑偏、甩尾，甚至側翻等危險情況，十分容易造成嚴重的汽車交通事故。基于上述輪胎制動力學原理的認識，德國博世BOSCH公司于上世紀三十年代，推出了著名的ABS (剎車防車輪抱死系統)汽車安全制動發明專利技術。實際上，ABS是一種自動控制反向制動器最大制動力矩、防止剎車時車輪被抱死的電子安全制動控制功能。ABS系統通過“抱死-松開-再抱死-再松開”脈沖循環控制方式，使車輪輪胎在與路面制動過程中能始終處于臨界抱死的間隙摩擦附著狀態，可有效利用輪胎與路面之間的最大摩擦附著力進行制動。ABS后經EBD (電子制動力分配)技術的進一步補充和完善，有效地解決了汽車緊急制動時左、右兩側車輪制動力分配不均而容易出現的車體跑偏、甩尾等失穩問題，大大提高了汽車緊急制動時的安全穩定性。隨著數字計算機和液壓調節器等主要關鍵技術的進步發展、產品可靠性的提高、生產成本的降低，ABS+EBD制動技術于上世紀八十年代從歐洲開始，并逐漸在世界范圍內得到了廣泛應用。即使包括德國的博世BOSCH公司和寶馬BMW公司于上世紀九十年代中期正式推出的、以行車主動安全穩定性為核心控制目的的高級ESP (電子穩定程序)技術在內，也都是主要地利用了基于車輪輪胎與路面之間摩擦附著力的汽車現行反向制動技術原理。火車、汽車和飛機，自從先后問世的兩百多年以來，隨著相關設計制造技術的不斷進步，均已發展成為龐大規模的產業，尤其是汽車產業的發展速度最為迅猛。由于汽車零部件及整車制造技術的進步、生產經營規模的壯大、生產制造成本的降低、行駛安全穩定性的提高，汽車已成為人類最重要的日常交通工具之一，讓人類步入了汽車文明時代。與此同時，汽車也給人類帶來了一個重大的交通安全問題。盡管眾多先進成熟、安全可靠的汽車行駛與制動電子安全控制技術已得到了十分廣泛的應用，但各類汽車交通事故仍處處可見、不絕于耳，給人類帶來了數不盡的災難和淚水。究其根本原因，主要還是在于汽車現有反向制動技術及產品的剎車距離和時間過長，無法完全滿足汽車在各種復雜行駛路況上高速行駛時安全緊急制動的應用要求，這也是導致目前汽車交通事故發生率居高不下的主要原因之一 O與汽車交通安全相比，雖然目前列車和飛機交通事故發生率相對較低，但由于它們所采用的也都是具有同樣制動力學原理和安全制動性能的現有反向制動技術，因此，列車和飛機交通也都存在類似的制動安全隱患。革新現有各種機動輪式交通運輸工具安全制動技術，是一項特別有意義的工作，它關系到人類的生命、財產安全等一系列重大社會問題。挽救人類生命、減少財產損失，解決汽車交通事故率過高這一重大問題的希望，或許就在本發明的創新之中。

發明內容
本發明提供的一種盤式制動器的雙向制動方法及其制動機構與應用，旨在大幅提高汽車安全制動性能，承接汽車現有規范化應用的電子安全制動控制技術，解決事故發生率過高的汽車交通安全問題，亦可在列車等其它各種機動輪式交通運輸工具以及飛機起降的制動與安全控制中應用。本發明所述的一種盤式制動器的雙向制動方法，包括結構組成、摩擦運動方式、力學原理、功能性能的設定及應用在內，制動器由一個有三同軸心軸段和兩偏軸心軸段的曲軸輪軸、兩個摩擦盤、一個摩擦盤環和至少一副制動卡鉗四種核心工作部件組成，所述兩偏軸心軸段以互相錯相180度角設置在所述三同軸心軸段的兩兩軸段之間，所述兩摩擦盤分別位于所述兩偏軸心軸段上，所述摩擦盤環設置在所述兩偏軸心軸段之間的同軸心軸段上并被夾壓在兩摩擦盤之間，所述每副制動卡鉗上設有一對工作面相向的摩擦片，制動器的目標功能通過兩摩擦盤內外盤面分別與摩擦盤環、每副制動卡鉗摩擦片對工作面之間的同時相互摩擦并在同軸心軸段上同時形成雙向制動力矩的方式實現，制動器不工作時，在兩摩擦盤與每副制動卡鉗上摩擦片對的工作面之間不發生接觸摩擦，兩摩擦盤和摩擦盤環僅通過相互之間的旋轉靜摩擦作用，跟隨曲軸輪軸繞其同軸心軸段軸線同步旋轉，制動器工作時，通過每副制動卡鉗上摩擦片對同時對兩摩擦盤和摩擦盤環工作面的軸向相向壓力作用，使兩摩擦盤繞曲軸輪軸同軸心軸段軸線產生同步公轉，同時又分別相對于曲軸輪軸兩偏軸心軸段軸線產生與兩摩擦盤同步公轉方向相反的同步逆向自轉，同時又使摩擦盤環相對于同軸心軸段軸線產生與兩摩擦盤同步公轉方向相反的同步逆向旋轉，因此，在兩摩擦盤、每副制動卡鉗上摩擦片對和摩擦盤環的工作面之間形成同步平動旋轉摩擦，并建立兩摩擦盤同步平動旋轉摩擦的角速度和力矩約束機制，從而使曲軸輪軸同軸心軸段同時分別產生與其轉動方向相反的反向制動力矩、與其轉動方向相同的同向制動力矩，且當反向制動力矩是同向制動力矩的兩倍時，在同比工作條件下，制動器可產生三倍于汽車現有反向制動器制動性能的雙向制動期望性能。本發明所述的一種盤式制動器的雙向制動方法所采用的制動機構，包括制動卡鉗，其設有一個由三同軸心軸段和兩偏軸心軸段構成的曲軸輪軸、兩個摩擦盤、一個摩擦盤環、一個車輪固定法蘭盤和至少一副制動卡鉗及相對應的卡鉗安裝支架；所述兩偏軸心軸段以互相錯相180度角方式，設置在所述三同軸心軸段的兩兩軸段之間，使三同軸心軸段中的兩段同軸心軸段處于所述曲軸輪軸的兩端，三同軸心軸段中的一段同軸心軸段處于兩偏軸心軸段之間；所述兩摩擦盤分別位于所述兩偏軸心軸段上，所述摩擦盤環設置在位于所述兩偏軸心軸段之間的同軸心軸段上并被夾壓在兩摩擦盤之間，使兩摩擦盤面在兩偏軸心軸段軸向上獲得等工作壓力承載能力，同時在同軸心軸段轉動方向上形成雙向制動力矩工作能力；位于所述曲軸輪軸兩端的兩同軸心軸段，分別用于所述車輪固定法蘭盤的固定安裝、與車輪轉軸軸承的旋轉連接；在所述每副制動卡鉗上，均設有一對工作面相向的摩擦片和至少一個液壓分泵，液壓分泵為每副制動卡鉗摩擦片對提供相向工作壓力，以確保處于工作狀態時的每副制動卡鉗摩擦片對工作面均能與兩摩擦盤面發生接觸摩擦；所述的所有卡鉗安裝支架，與車輪轉軸靜止軸套部分固定連接或成一體；所述每副制動卡鉗固定安裝在所述對應的卡鉗安裝支架上，使所述的每副制動卡鉗液壓分泵和摩擦片對可同時為所述的兩摩擦盤與摩擦盤環之間工作面提供軸向工作壓力；制動機構不工作、處于所述的非工作回位狀態時，在所述的兩摩擦盤與每副制動卡鉗上摩擦片對工作面之間不發生接觸摩擦，兩摩擦盤和所述摩擦盤環僅通過相互之間的旋轉靜摩擦作用，將跟隨所述曲軸輪軸繞其同軸心軸段軸線同步旋轉，在同軸心軸段上不產生制動力矩；制動機構工作開始時，對應所述曲軸輪軸同軸心軸段的即時轉速，首先由所述每副制動卡鉗上液壓分泵同步產生一個“上升斜率波壓力”，相向推動所述每副制動卡鉗摩擦片對工作面與所述兩摩擦盤面同時接觸并產生軸向工作壓力，并在該軸向工作壓力的作用下，兩摩擦盤開始繞所述曲軸輪軸同軸心軸段軸線產生同步公轉，同時又分別相對于所述曲軸輪軸兩偏軸心軸段軸線產生與兩摩擦盤同步公轉方向相反的同步逆向自轉，同時又使所述摩擦盤環相對于其所在同軸心軸段軸線產生與兩摩擦盤同步公轉方向相反的逆向旋轉，因此，在兩摩擦盤與每副制動卡鉗摩擦片對、摩擦盤環的工作面之間，同步形成機構工作開始時所固有的平動旋轉摩擦瞬態沖激過程，在兩摩擦盤平動旋轉摩擦瞬態沖激過程完成并迅速進入平動旋轉摩擦穩態工作過程之后，由每副制動卡鉗液壓分泵同步產生的“上升斜率波壓力”立刻結束，并立刻產生任意波形的工作壓力作用于每副制動卡鉗摩擦片對、兩摩擦盤、摩擦盤環的工作面之間，以保持兩摩擦盤的平動旋轉摩擦穩態工作，使曲軸輪軸同軸心軸段同時分別產生與其轉動方向相反的反向制動力矩、與其轉動方向相同的同向制動力矩，且當反向制動力矩是同向制動力矩的兩倍時，在同比工作條件下，制動機構可產生三倍于汽車現有反向制動器制動性能的雙向制動期望性能；制動機構工作結束后，對應所述曲軸輪軸同軸心軸段的即時轉速，所述每副制動卡鉗上液壓分泵同步產生一斜率可變的“下降斜率波壓力”，使所述的每副制動卡鉗摩擦片對、兩摩擦盤、摩擦盤環工作面之間快速完成制動機構工作結束時所固有的平動旋轉摩擦瞬態沖激過程，每副制動卡鉗摩擦片對與兩摩擦盤之間工作面產生同步分離，兩摩擦盤和摩擦盤環同時停止相對于所述曲軸輪軸的逆向旋轉，自動返回所述的非工作回位狀態。如上所述的本發明盤式制動器的雙向制動方法所采用的制動機構，在所述的兩摩擦盤與其曲軸輪軸兩偏軸心軸段之間，在所述的摩擦盤環與其曲軸輪軸同軸心軸段之間，均應采用滾動軸承安裝方式連接，以減小兩摩擦盤、摩擦盤環分別與其偏軸心軸段之間、同軸心軸段之間的旋轉摩擦，以便通過兩摩擦盤與摩擦盤環之間工作面的平動旋轉摩擦作用和兩偏軸心軸段力矩作用，在同軸心軸段上同時形成雙向制動力矩。如上所述的本發明盤式制動器的雙向制動方法所采用的制動機構，為發揮其雙向制動期望性能，并承接汽車現有規范化應用的ABS剎車防車輪抱死系統、EBD電子制動力分配、ESP電子穩定程序等電子安全控制技術，設計有一種汽車雙向制動系統，其主要系統組成是在每個車輪輪轂內部空間各安裝一個所述的雙向制動機構，每個車輪并各設有一個輪速傳感器；在所述汽車雙向制動系統中，設有一個主要由微處理器構成的電子控制裝置，并為該電子控制裝置分別設有一個方向盤轉角傳感器、一個橫擺角速度傳感器、一個側向加速度傳感器、一個機械電子式制動踏板等主要電子檢測工作部件；在所述汽車雙向制動系統中，采用若干個限壓閥、比例閥等液壓調節部件，并以現有先進、成熟的ESP汽車電子穩定程序制動液壓控制器技術為基礎，設計安裝一套可在所述電子控制裝置控制下產生“斜率波壓力”且其上升和下降壓力斜率可變的制動液壓裝置，以便為所述每個雙向制動機構上的每副制動卡鉗液壓分泵提供工作壓力；在所述電子控制裝置中，為所述的每個輪速傳感器、方向盤轉角傳感器、橫擺角速度傳感器、側向加速度傳感器、機械電子式制動踏板等，分別設有相應數量的電子檢測輸入接口，為所述制動液壓裝置設有相應數量的電子控制輸出接口，并設有一個標準通信總線接口，以滿足所述汽車雙向制動系統各種實時輸入檢測、輸出與通信控制的應用要求。當所述汽車雙向制動系統運行在汽車行駛狀態時，當所述電子控制裝置通過所述電子檢測輸入接口檢測到機械電子式制動踏板動作電壓信號時，基于所述每個輪速傳感器及其電子檢測輸入接口實時檢測的車輪即時輪速，電子控制裝置自動控制所述制動液壓裝置為所述每個雙向制動機構上的制動卡鉗液壓分泵同步產生一個“上升斜率波壓力”，以引導控制每個雙向制動機構工作開始時所固有的平動旋轉摩擦瞬態沖激過程的響應時間和沖激強度，使每個雙向制動機構能夠同步快速地進入所述的平動旋轉摩擦穩態工作過程；一旦所述每個雙向制動機構同步完成所述的平動旋轉摩擦瞬態沖激過程，并進入所述的平動旋轉摩擦穩態工作過程后，所述電子控制裝置將通過所述的控制輸出接口，自動控制所述制動液壓裝置中限壓閥、比例閥的開度大小，立刻結束所述“上升斜率波壓力”的引導作用，同時再控制制動液壓裝置立刻為每個雙向制動機構同步產生大小可隨所述機械電子式制動踏板動作行程大小實時變化、任意波形的工作壓力，以實現每個雙向制動機構工作壓力的增壓、減壓或保壓，使每個雙向制動機構的平動旋轉摩擦穩態工作過程能夠產生相應大小的反向、同向制動力矩及雙向制動功效，直至所述機械電子式制動踏板動作電壓信號取消為止；當所述電子控制裝置通過所述電子檢測輸入接口檢測到機械電子式制動踏板動作電壓信號取消時，電子控制裝置基于所述電子輸入檢測接口及輪速傳感器實時檢測的車輪轉速，通過所述電子控制裝置的電子輸出控制接口，控制所述制動液壓裝置產生一個斜率與車輪即時轉速成比例的“下降斜率波壓力”，使所述每個雙向制動機構快速完成工作結束時所固有的平動旋轉摩擦瞬態沖激過程，同步自動返回所述的非工作回位狀態。當所述汽車雙向制動系統中的每個雙向制動機構處于所述的同步平動旋轉摩擦穩態工作過程時，所述電子控制裝置，基于所述每個車輪上輪速傳感器的實時檢測以及每個車輪輪胎與路面滑移率的實時計算判斷和所述每個雙向制動機構的雙向制動力矩大小等一系列實時自動檢測、計算、判斷和控制，可實現每個車輪的DABS雙向制動防車輪抱死系統和DEBD雙向電子制動力分配的控制功能，以避免緊急制動時因每個車輪輪胎超過路面最大摩擦附著力、每個車輪雙向制動力分配不均而產生滑動摩擦，汽車車身出現轉向失控跑偏、橫擺側滑甩尾等危險工況，進一步提高汽車雙向制動系統工作的安全可靠性。當所述汽車雙向制動系統運行在汽車行駛狀態時，所述電子控制裝置，通過所述的輪速傳感器、方向盤轉角傳感器、橫擺角速度傳感器、側向加速度傳感器及其電子檢測輸入接口的實時檢測和車身行駛穩定性的實時高速計算分析，當自動檢測到汽車前輪轉向過度或不足，一旦發現汽車車身行駛不穩定的預兆時，電子控制裝置將立刻通過對所述的制動液壓裝置、每個車輪雙向制動機構工作開始時的平動旋轉摩擦瞬態沖激過程、穩態工作過程所需工作壓力的自動控制，并基于所述DABS雙向制動防車輪抱死系統和DEBD雙向電子制動力分配的自動控制功能，利用每個雙向制動機構寬動態范圍的雙向制動性能，對每個雙向制動機構和車輪雙向制動力矩大小實時自動制動控制的方法，并結合可通過所述標準通信總線接口與現有汽車發動機管理系統實時通信所能實現的TCS牽引力控制系統或ASR防滑驅動控制系統等車輪驅動扭矩控制方法，對汽車轉向失控跑偏、橫擺側滑甩尾現象等行駛姿態給予實時修正，因此，可實現DESP雙向制動電子穩定程序主動安全控制功能，更進一步提高汽車行駛的安全穩定性。本發明所述的盤式制動器的雙向制動方法及其制動機構，基于車輪輪胎與路面之間的摩擦作用，同比汽車現有反向制動方法的反向制動器，制動功效可提高二倍、制動減速度可提高二倍、制動距離和時間可縮短三分之二，但車輪輪胎與路面之間的制動摩擦負荷不變。本發明所述的汽車雙向制動系統，可實現雙向制動機構開始工作時和工作結束時固有的平動旋轉摩擦瞬態沖激過程、DABS雙向制動防車輪抱死系統、DEBD雙向電子制動力分配、DESP雙向制動電子穩定程序等電子安全控制功能，可大幅提高汽車交通的主動安全性、降低汽車交通事故發生率。本發明雙向制動機構及汽車雙向制動系統，亦可用于解決列車、飛機起降等各種機動輪式交通運輸工具制動控制應用中的安全隱患。


圖1為本發明雙向制動機構實施例總體裝配結構的俯視軸向剖視示意圖。圖2為本發明雙向制動機構實施例總體裝配結構的軸向平面示意圖。圖3為本發明雙向制動機構實施例兩摩擦盤結構的軸向平面示意圖。圖4為本發明雙向制動機構實施例摩擦盤環結構的軸向平面示意圖。圖5為汽車現有反向制動方法的制動力學原理、車輪輪胎摩擦受力及物理運動過程分析說明示意圖。圖6為本發明雙向制動方法的制動力學原理、車輪輪胎摩擦受力及物理運動過程分析說明示意圖。圖7為本發明雙向制動機構實施例處于非工作回位狀態時的分析說明示意圖。圖8為本發明雙向制動機構實施例開始工作時的平動旋轉摩擦瞬態沖激過程分析說明示意圖。圖9為本發明雙向制動機構實施例平動旋轉摩擦穩態工作過程的分析說明示意圖。圖10為基于本發明雙向制動機構設計的一種DBS汽車雙向制動系統組成說明方框簡圖。
具體實施例方式為便于本發明所述雙向制動方法及其制動機構與應用的具體實施和理解，在此，將本發明應用在汽車上的雙向制動機構實施例的結構組成示意圖，首先簡要介紹如下參照圖1，關于本發明雙向制動機構實施例總體裝配結構(處于非工作回位狀態時)的俯視軸向剖視示意圖的說明7、8、9分別為曲軸輪軸上的三段主軸，10、11分別為曲軸輪軸上互相錯相180度的兩偏心軸，由此構成曲軸輪軸。1、2分別為兩完全相同的摩擦盤，分別安裝在10、11兩偏心軸上；5、6分別兩摩擦盤的內盤面、外盤面；3為摩擦盤環，安裝在主軸8上，4為摩擦盤環兩側盤面上一體設置的兩對稱圓柱環式摩擦環，摩擦盤環3被夾壓在兩摩擦盤1、2之間，使兩摩擦盤在軸向上具備工作壓力承載能力，并在主軸上具備產生雙向制動力矩工作能力；14、16分別為兩摩擦盤和摩擦盤環的滾動軸承，15、17分別為兩摩擦盤和摩擦盤環的兩半圓柱環組合式軸套，用于兩摩擦盤和摩擦盤環分別與兩偏心軸10、11和主軸8之間的可旋轉、可拆裝連接。12為車輪固定法蘭盤，顧名思義，專為車輪輪轂安裝固定而設置；23為曲軸輪軸外端主軸7和車輪固定法蘭盤12之間在軸徑向上的緊固螺栓及安裝螺紋孔，用于車輪固定法蘭盤與曲軸輪軸外端主軸之間的固定安裝限位；24為車輪固定法蘭盤在主軸7軸向上的安裝螺紋孔，用于車輪輪轂的固定安裝。13為卡鉗安裝支架，與曲軸輪軸內端主軸9的軸承外軸套構成一體式剛性安裝部件，用于制動卡鉗的固定安裝；18為水平對稱設置的兩副制動卡鉗，19為兩副制動卡鉗上的摩擦片對，21、20分別為摩擦片的鋼基強度金屬材料層和摩擦材料層；22為兩副制動卡鉗上的單液壓分泵，也可在制動卡鉗一側卡鉗上設置雙液壓分泵，以便可為兩摩擦盤提供更大和均勻的軸向工作壓力；25為制動卡鉗與卡鉗安裝支架之間的緊固螺栓及螺帽；26、27分別為兩摩擦盤和摩擦盤環的軸向通風減重通孔；28為車輪曲軸輪軸主軸9的滾動軸承。在本發明實施例結構示意圖中，制動卡鉗及摩擦片對的詳細結構部分沒有畫出，可完全參考汽車現用盤式制動器中制動卡鉗的實際結構進一步詳細了解。參照圖2，關于本發明雙向制動機構實施例總體裝配結構的軸向平面示意圖的說明(由車輪外側沿軸向向內看)1、2為兩摩擦盤；3、4分別為摩擦盤環及其兩側盤面上的兩對稱圓柱環式摩擦環；7為曲軸輪軸的外端主軸，12為車輪固定法蘭盤，23為曲軸輪軸主軸和車輪固定法蘭盤之間在軸徑向上的緊固螺栓及安裝螺紋孔，24為車輪固定法蘭盤的軸向車輪安裝螺紋孔；18為以水平對稱方式設置的兩副制動卡鉗，用于內、外摩擦副工作面之間產生均勻而滿足工作需要的軸向工作壓力；13為卡鉗安裝支架，19為制動卡鉗上的摩擦片對，22為制動卡鉗上的液壓分泵；25為制動卡鉗的緊固螺栓及螺帽，用于制動卡鉗與卡鉗安裝支架之間的緊固安裝；26為兩摩擦盤之一摩擦盤的軸向通風減重通孔。參照圖3，關于本發明雙向制動機構實施例兩摩擦盤結構的軸向平面示意圖的說明1、2為完全相同的兩摩擦盤；10、11表示兩偏心軸轉軸的安裝位置；14為摩擦盤的滾動軸承，15為兩摩擦盤的兩半圓柱環組合式軸套，用于兩摩擦盤分別與兩偏心軸10、11之間的可旋轉、可拆裝連接；26為兩摩擦盤的軸向通風減重通孔。兩摩擦盤的對稱結構設計方式主要優點有一、可保證兩摩擦盤良好的動平衡特性；二、可減少工作部件的種類，工作部件具有良好的通用性和互換性，便于批量生產和質量控制，有利于降低生產、倉儲、管理、運輸、維護成本等。參照圖4，關于本發明雙向制動機構實施例摩擦盤環結構的軸向平面示意圖的說明3為摩擦盤環，4為摩擦盤環兩側盤面上的兩對稱圓柱環式摩擦環；8表示摩擦盤環的主軸安裝位置；16為摩擦盤環的滾動軸承，17為摩擦盤環的兩半圓柱環組合式軸套，用于摩擦盤環與主軸8之間的可旋轉、可拆裝連接；27為摩擦盤環的軸向通風減重通孔。 繼續參照圖1、2、3、4，將本發明雙向制動機構實施例的結構設計、材料選擇、制備工藝方法等簡要說明如下通過上述本發明雙向制動機構實施例結構示意圖的簡要介紹，并與汽車現有盤式制動器開放式結構相比可知，兩種盤式制動器結構外形，雖有些相似，但本質區別在于現有盤式制動器摩擦圓盤以車輪軸線為軸線進行圓周旋轉摩擦工作，而本發明雙向制動機構兩摩擦圓盤分別以互相錯相180度兩偏心軸軸線為軸線進行同步平動旋轉摩擦工作。兩摩擦盤、摩擦盤環、曲軸輪軸和兩副制動卡鉗及摩擦片對，是本發明雙向制動機構實施例的四種核心關鍵工作部件。由兩摩擦盤外盤面分別與兩副制動卡鉗兩對摩擦片工作面構成四對外摩擦副，由兩摩擦盤內盤面分別與摩擦盤環兩側盤面上對稱圓柱環式摩擦環工作面構成兩對內摩擦副，總計有六對摩擦副共同承擔雙向制動機構的機械摩擦熱能轉換工作，且六對摩擦副皆有較大的工作摩擦面積。通過上述大致說明可知，本發明雙向制動機構實施例這種多摩擦副的對稱分布式、大面積摩擦工作面的結構設計形式，使六對摩擦副具有很高的摩擦工作負荷能力、耐熱性、耐磨性等。兩副制動卡鉗以水平對稱方式設置，可為六對摩擦副之間工作面的平動旋轉摩擦提供均勻、充足的軸向工作壓力。關于內、外摩擦副的摩擦材料及制備工藝方法的主要設計考慮。在內、外摩擦副摩擦材料設計選用上，不僅應考慮抗熱衰退性、浸水恢復性、耐磨性，而且，還應具有密度適中、對偶摩擦材料相互攻擊性小、耐腐蝕性好、摩擦系數大、價格適宜等特性。雖然選擇摩擦系數較大的摩擦材料，將有利于提高摩擦副的工作摩擦力，但摩擦系數大的摩擦材料一般又常有磨損率偏大、易產生制動噪音問題。上述均為機械摩擦式制動器設計中的主要共性問題，因此，將本發明雙向制動機構實施例中六對摩擦副對偶摩擦材料的設計實施方案，可暫時確定為兩完全等同的摩擦盤，可選擇標號G3000 (美國標準)或HT250 (中國標準)、抗拉強度大于220Mpa的灰鑄鐵材料，或耐磨性、熱容性、耐熱性、屈服性更好的合金鑄鐵材料等其它更合適的金屬材料，并采用汽車現有盤式制動器中制動盤所常用的鑄造及機加工方法制備而成。兩副制動卡鉗摩擦片對和摩擦盤環鋼基強度金屬材料及摩擦材料的選用、設計、加工，也可參照汽車現有盤式制動器制動卡鉗摩擦片對的材料選擇、設計、加工方法進行，即它們的鋼基強度金屬材料部分，可采用鍛鋼等綜合性能好的金屬材料設計加工，它們的摩擦材料部分，可選用滿足雙向制動機構摩擦工作機械強度要求的粉末冶金、少金屬(NAO)或其它更合適的復合摩擦材料等，例如可選用新型輕質的炭炭(C-C)和碳娃(SiC)高性能摩擦材料，它們相應的加工方法，也可采用汽車現有制動卡鉗摩擦片對的模壓燒結或其它更經濟、成熟的制備工藝方法，根據雙向制動機構的使用設計壽命和機械設計強度要求等，分別在以足夠軸向厚度的鋼基強度金屬材料上，加工有一定軸向厚度的摩擦材料，由此可與兩摩擦盤內、外盤面之間構成動摩擦系數皆為O. 32-0. 42的六對摩擦副。摩擦盤環摩擦環內、外柱面半徑應合理設計，使摩擦盤環兩側對稱圓柱式摩擦環能盡量遠離兩摩擦盤的軸承，滿足兩摩擦盤軸向上的工作壓力承載要求，并在兩摩擦盤和摩擦盤環軸向上可開設更多的通風減重通孔。曲軸輪軸、制動卡鉗、卡鉗安裝支架、車輪固定法蘭盤等工作部件，也均可參照汽車現有汽車盤式制動器設計生產方法，選用機械強度好、耐腐蝕性好的鍛鋼或合適鋼材等，采用鍛壓、鑄造、車、銑、刨、磨、線切割等常規經濟機加工方法制成。其中，制動卡鉗除可考慮采用現有盤式制動器中使用的制動卡鉗外，也可通過修改其摩擦片對相向工作面間距和摩擦工作面中心位置的方法，重新設計生產。關于兩摩擦盤和摩擦盤環滾動軸承的選用設計考慮。以使用數量最大的轎車或輕型客車為例，其最高設計時速多數在185Km/h上下，車輪和曲軸輪軸主軸對應的最高工作轉速約為1500rpm，兩摩擦盤和摩擦盤環平動旋轉摩擦時的相對逆向自轉工作轉速也在此轉速數值上，這就是雙向制動機構高速緊急制動工作時兩摩擦盤軸承所要承受最惡劣的高溫、高壓、高轉速極限工作條件。由于受世界各國交通法規的強制，汽車幾乎難有在最高設計時速上行駛并緊急制動的機會和條件，因此，兩摩擦盤軸承也難遇上述最惡劣的極限工作條件。無論在市區、郊區還是在高速公路上，汽車速度一般都被限制在120Km/h以下(兩摩擦盤軸承約為970rpm)，而低于80Km/h是汽車的一般常態行駛速度(兩摩擦盤軸承約為650rpm)。汽車正常速度行駛時，雖然雙向制動機構可能工作較為頻繁，但每次工作的時間通常較短，且緊急制動使用極少；即使汽車偶遇突發情況緊急制動時，兩摩擦盤軸承所承受的工作壓力會很大，但其工作轉速和溫度一般都不會很高，因此，可令兩摩擦盤滾動軸承長期處于較低負荷條件下工作。相比平坦道路行駛制動，汽車長坡道行駛制動是兩摩擦盤軸承將要承受的另一種較惡劣的工作條件；在長坡道上行駛制動時，雖然兩摩擦盤軸承有長時間工作的需求，所承受的是長時間高溫工作條件，但有經驗的司機可利用發動機和變速器控制、放慢行車速度方法，可使兩摩擦盤軸承在較低的工作壓力和轉速上間歇工作，減輕其在長坡道上的實際工作負荷。通過上述簡要分析可知，兩摩擦盤軸承的工作溫度和徑向上的壓力負荷，將是影響雙向制動機構工作可靠性和使用壽命的主要因素。根據本發明雙向制動機構實施例的實際結構和工作環境要求，雙向制動機構處于平動旋轉摩擦穩態工作時，由于摩擦盤環軸承徑向上的工作壓力基本處于受力平衡狀態，工作負荷很小，因此，其軸承選用壓力負荷指標較小的薄壁型深溝滾動軸承即可；雙向制動機構的工作負荷，主要由兩摩擦盤在兩偏心軸上的軸承共同分擔，但考慮兩軸承在兩小偏軸半徑徑向上工作壓力負荷很大，因此，應選擇內徑大、徑向動載荷、噪聲、轉速和溫度等綜合指標好，并帶密封免維護的深溝球軸承或薄壁型深溝球軸承作為兩摩擦盤的滾動軸承，可采用400°C左右的耐高溫潤滑脂，作為兩摩擦盤滾動軸承工作潤滑劑，使兩摩擦盤滾動軸承可承載很大的負荷工作；如經濟可行，還可考慮選用綜合性能優良的深溝陶瓷球軸承，作為兩摩擦盤的滾動軸承。除了應重點考慮兩摩擦盤滾動軸承的徑向動載荷外，還應適當考慮其軸向上的載荷能力，以應對兩副制動卡鉗同時相向施加作用可能偶爾對兩摩擦盤和摩擦盤環滾動軸承產生小量、非平衡的軸向作用力，這也是考慮選用深溝球軸承的主要原因之一。關于兩摩擦盤和摩擦盤環通風散熱、減重的主要設計考慮。由于使用灰鑄鐵或合金鑄鐵材料制成的兩摩擦盤，由鍛鋼等綜合性能好的鋼基強度金屬材料和摩擦材料制成的摩擦盤環，都有一定的質量，且它們金屬材料的導熱系數都較大，兩摩擦盤面的散熱面積也較大，所以，兩摩擦盤和摩擦盤環均具有一定的熱容能力，內、外摩擦副摩擦工作產生的熱量，可被兩摩擦盤和摩擦盤環大量吸收，并通過兩摩擦盤面的熱輻射、空氣熱對流方式，及時將熱量釋逸其周圍大氣之中。摩擦盤環軸向厚度使兩摩擦盤之間形成更優于現有盤式制動器通風制動盤的內部通風散熱結構，也將會增強兩摩擦盤和摩擦盤環的通風散熱能力。在結構強度許可的前提下，可采用在兩摩擦盤和摩擦盤環軸向非摩擦工作面上開設盡量多的通風減重通孔的方法，進一步改善兩摩擦盤和摩擦盤環的通風散熱條件，同時還可有效增加兩摩擦盤和摩擦盤環上工作摩擦熱量向其軸承方向傳遞的熱阻。另外，在本發明雙向制動機構實施例的設計、生產中，還可考慮采用經濟、輕質的金屬強度及摩擦材料，以達到降低兩摩擦盤和摩擦盤環的無用質量、轉動慣量和制動響應時間之目的。總之，上述兩摩擦盤和摩擦盤環通風減重結構設計，可有效控制兩摩擦盤和摩擦盤環滾動軸承的實際工作溫度，這不僅可減小內、外摩擦副工作溫度過高對其摩擦材料摩擦系數工作穩定性的影響，而且，還可為兩摩擦盤和摩擦盤環滾動軸承工作潤滑防護，提供有利的實施條件。通過上述簡要分析說明可知，內、外摩擦副摩擦材料的選擇及加工和兩摩擦盤滾動軸承的選型，將是本發明雙向制動機構實施例在具體實施過程中兩個關鍵的設計環節。為此，需要摩擦材料生產提供商，通過采用以高分子化合物作為粘結劑、以無機或有機類纖維作為增強成分、以礦物粉體和有機粉體作為摩擦性能調節劑等合適的改性及配方技術，更加成熟、經濟和先進的模壓燒結等合適工藝方法，制備出可滿足本發明應用要求的優質摩擦材料；同時，也需要軸承生產提供商，采用先進的加工材料、工藝方法和設計制造技術，提供滿足本發明應用要求的耐高溫、耐高壓、高可靠性滾動軸承產品。為便于本發明的具體實施，以上述簡要說明內容為基礎，結合后續附圖，將本發明雙向制動方法及其制動機構實施例的工作原理及其一些主要相關分析設計方法等，做下述進一步的分析說明。參照圖5，將汽車現有反向制動方法的制動力學原理、車輪輪胎制動摩擦受力及物理運動過程分析說明如下汽車現有反向制動系統工作時，由制動液壓主泵產生的工作壓力，通過盤式(鼓式)制動器上的液壓分泵作用于靜止摩擦片(制動蹄片)和與車輪轉軸同軸連接的圓周旋轉制動盤(制動鼓)工作面之間，經其圓周旋轉摩擦作用，使制動盤(制動鼓)僅產生與其旋轉方向相反的反向制動力矩，這就是本發明將汽車現有制動方法定義為反向制動方法的主要理由。制動器制動盤(制動鼓)產生的反向制動力矩M1，以車輪轉軸為力矩作用轉軸，在車輪輪胎周緣面上等效產生大小為F的反向制動力(力矩為M1=FR，R為車輪輪胎周緣面半徑)。以路面(地球)作為汽車運動參考系，則Ml=FR就是汽車運動慣性系內唯一的車輪反向制動力矩。在Ml作用下,車輪輪胎(施力方)相對于路面(受力方)產生一個前向作用力F，使車輪輪胎對路面產生前向摩擦力P，且F=f'，該前向摩擦力Γ，就是汽車運動慣性系內的車輪反向制動力矩Ml=FR使汽車在運動方向上產生的前向運動慣性力大小，根據牛頓第三運動定律(作用力與反作用力)可知，路面將對車輪輪胎的前向作用力F產生大小相等、方向相反的后向反沖制動力 ，該后向反沖制動力大小，就是路面對車輪輪胎摩擦反作用時產生的后向摩擦力f，即f=f =F。因此，汽車運動慣性系內唯一的車輪反向制動力矩M1=FR，通過車輪輪胎(汽車運動慣性系)與路面(汽車運動參考系)之間f,與f的相互摩擦作用，僅能讓汽車在其行駛方向上產生前向摩擦力P大小的前向運動慣性力Fi=f'，同時在行駛反方向上產生后向摩擦力f大小的后向反沖制動力。車輪輪胎后向摩擦力f對車輪產生的力矩為一同向力矩fR。在上述反向制動器工作中，若繼續維持車輪旋轉，設f與Γ的最大摩擦力為fmax，根據車輪力矩平衡原理可知，力矩平衡方程fR=FR和如下關系式必須成立f=F=f/ ( fmax------------------------(a)在現有反向制動方法中，當汽車車輪不產生反向制動力矩Ml=FR時，根據牛頓第一運動定律(慣性定律)可知，汽車將保持直線運動，即運動慣性系內的汽車前向運動慣性力將不會在運動位移方向上顯現、做功、消耗汽車的運動動能，這是汽車運動慣性存在的一種表現形式。但是，當汽車車輪產生反向制動力矩Ml=FR,使車輪輪胎與路面之間同時產生f大小的反沖制動力和f'大小的前向運動慣性力時，由于運動慣性系內f,大小的汽車前向運動慣性力在運動位移方向上的顯現、做功，必將消耗汽車的運動動能，汽車運動狀態(即運動速度)必然發生變化，這是汽車運動慣性存在的另一種表現形式。正確掌握上述汽車運動慣性系與運動參考系的系統分析方法及相互作用力的概念，對于領悟汽車輪胎制動力學的本質和后續本發明雙向制動方法的分析說明，具有特別重要的意義！
此時，若設汽車質量為M，汽車制動減速度為a，根據牛頓第二運動定律(基本表述形式)可得a=-f/M--------------------------------(b)當汽車產生車輪輪胎后向摩擦力f的后向反沖制動力時，汽車運動速度將按照上(b)式的制動減速度開始勻減速運動。若設f與f'相互作用的作用時間為AT (即制動時間)，開始制動時汽車的運動速度為V，制動結束時汽車的速度為0，再根據牛頓第二運動定律的另一種表述形式(即動量定理)可得-f Δ T=-MV由上式可得Δ T=MV/f---------------------------( c )上述汽車前向運動慣性力的制動產生過程，從能量轉換角度理解，就是汽車運動動能通過前向運動慣性力Fi=f'在汽車運動位移上做功、反向制動器的機械摩擦轉換熱能，熱能被制動盤(制動鼓)和制動片(制動蹄片)吸收，最終通過空氣熱對流、熱輻射方式，釋放到空氣中的一個能量轉換消耗過程。若設S為制動距離，汽車運動動能為O. 5MV2，根據能量守恒定律可得FiS=O. 5MV2-0由上式可得S=O. 5MV2/f' =0. 5MV2/f---------------(d)通過上述(b)、(C)、(d)三式，可分別計算得到當現有反向制動器制動力F恒定時汽車制動的減速度、距離和時間結果，但輪胎與路面的摩擦力f,、f大小會受其最大值fmax的限制。當F〈fmax制動時 ，車輪輪胎與路面之間僅能產生大小可隨制動力F變化的后向滾動摩擦附著力f。當緊急制動F=fmax時，在車輪輪胎與路面之間滑移率不大的條件下，車輪輪胎的后向摩擦力f可達到其最大值fmax，因此，制動車輪在保持旋轉、抱死的臨界狀態下，汽車可獲得安全穩定的最短剎車距離S=O. 5MV2/fmax和最短制動時間AT=MV/fmax。但當緊急制動F>fmax時,車輪會被反向制動器過大的反向制動力矩抱死,將導致車輪輪胎與路面之間產生縱向滑動摩擦力fd，因為fd小于fmax，所以，汽車制動性能將會下降，剎車距離和時間會變長；不僅如此，由于輪胎在產生縱向滑動摩擦的同時，其側向摩擦附著力也會隨之大幅減小，因此，十分容易出現車體跑偏、甩尾等危險工況，而引發嚴重的交通事故；車輪被反向制動器抱死時，反向制動器將徹底喪失其滑動摩擦消耗汽車運動動能的熱能轉換能力，其能量轉換工作將全部由輪胎與路面之間以劇烈的滑動摩擦發熱方式承擔，還將會導致合成橡膠輪胎出現急劇升溫、嚴重損傷現象，使其發生提前老化、使用壽命縮短，且易埋下更危險的爆胎隱患。由于現有反向制動器反向制動力F最大值受車輪輪胎與路面之間最大附著力fmax的限制，因此，汽車每次制動時，必須對其反向制動器的反向制動力F大小進行嚴格控制，以防止車輪出現嚴重、危險的抱死現象。汽車現有ABS技術，也正是為此控制目的設計并被廣泛應用的一種電子安全制動控制技術。關于汽車現有ABS電子安全制動控制技術的主要工作原理和應用設計方法等，還會有后續進一步的說明。參照圖6，將本發明雙向制動方法的制動力學原理、車輪輪胎制動摩擦受力及物理運動過程分析說明如下本部分分析說明內容，對于理解本發明雙向制動方法具有特別重要的意義，是理解本發明的第一道難關！只有在對牛頓三定律有深刻的領悟、對車輪輪胎與路面之間制動摩擦力產生機理和汽車輪胎制動力學原理有本質上的正確認識，并弄清本發明雙向制動機構與車輪之間雙向制動力矩關系的前提下，才能真正理解、接受本發明雙向制動方法。與汽車現有反向制動方法相比，本發明雙向制動方法及其制動機構也是基于車輪輪胎與路面之間的相互摩擦工作。不過，本發明雙向制動方法與汽車現有反向制動方法之間的區別是本發明制動方法引發車輪輪胎與路面之間產生制動摩擦的雙向制動機構，經車輪力矩作用，在車輪輪胎周緣面上，除了可產生與車輪旋轉方向相反的反向制動力矩Ml=FlR外，同時還可產生與車輪旋轉方向相同的同向制動力矩M2=F2R，且Ml與M2相互作用產生，M1=2M2、F1=2F2。反向、同向制動力矩Ml與M2，是本發明雙向制動方法的核心力學思想，是本發明的制動力學靈魂！也正因為反向、同向制動力矩Ml與M2的同時作用，才會使本發明雙向制動方法產生特別不可思議的制動功效。但是，當本發明制動功效指標第一次提出時，首先會被稍有點物理常識的人士不加任何思索地給予否定，或根本不肖一顧，因為上述言論顯然與現有反向制動技術理論的經典摩擦力計算公式f=Ny極值限制和百年業內所公認的定論相矛盾。由于車輪作用力矩為代數量，作用力矩的作用力為矢量，所以，本發明雙向制動機構工作使上述車輪產生的等效制動力矩，可通過Ml與M2的代數和得到若設與車輪旋轉方向相同的制動力矩為正，雙向制動機構使車輪產生的等效制動力矩應為(-Μ1)+M2=-M2=-F2R,即Ml與M2共同作用的結果，使車輪輪胎產生的制動力矩，仍為一個大小為F2R的等效反向制動力矩。本發明雙向制動機構以F2R大小的等效反向制動力矩工作時，車輪輪胎(施力方)將對路面(受力方)產生一個與汽車運動方向相同的前向摩擦作用力Γ，根據牛頓第三運動定律(作用力與反作用力定律)可知，路面也必將對車輪輪胎產生一個與P大小相等、方向相反的反作用力f，即路面對車輪輪胎產生的輪胎后向摩擦力f，f=f"。此時，由于路面對車輪輪胎產生的后向摩擦力f 的力矩fR為一個同向力矩，因此，在本發明雙向制動機構工作中，根據車輪力矩平衡原理可知，若車輪能維持旋轉，設f=f"的最大摩擦力為fmax，則車輪的力矩平衡方程fR=F2R和如下關系式必須同時成立Γ =f=F2=0. 5F1 ^ fmax---------------Caf )在附圖分析說明中，車輪輪胎(包括汽車車身和制動機構在內)為汽車運動慣性系，選擇路面(地球)作為汽車運動參考系，F2、F1皆為汽車運動慣性系內的雙向制動機構制動力矩使車輪輪胎產生的制動力，更準確地說，在車輪輪胎周緣面上的等效制動力Fl、F2，均屬汽車運動慣性系內部的運動慣性(力)作用產生，而f,、f 分別為車輪輪胎(汽車運動慣性系)與路面(汽車運動參考系)之間的相互摩擦力。汽車運動慣性系內部產生的車輪反向制動力矩F1R，將使車輪輪胎(施力方)相對于路面(汽車運動參考系)以Fl大小施加前向作用力，該前向作用力就是汽車在運動方向上實際產生的一個前向運動慣性力(大小為Fi' =Fl=2f/ )，根據牛頓第三運動定律可知，路面(受力方)將相對于車輪輪胎的作用力Fl產生一個后向反作用力(大小為Fl=2f)，該后向反作用力就是汽車在運動反方向上實際產生的一個后向反沖制動力(大小為Fl=2f);與此同時，汽車運動慣性系內部產生的車輪同向制動力矩F2R，將使車輪輪胎相對于路面以F2大小施加后向作用力，該后向作用力也就是汽車在運動反方向上實際產生的另一個后向反沖制動力(大小為F2=f)，再根據牛頓第三運動定律可知，路面將相對于車輪輪胎的后向作用力F2產生一個前向反作用力(大小為F2=f,)，而該前向反作用力也就是汽車在運動方向上實際產生的另一個前向運動慣性力(大小為Fi" =F2=f/ )。在上述車輪輪胎(汽車運動慣性系)與路面(汽車運動參考系)之間相互摩擦的作用、反作用過程中，車輪輪胎相對于路面產生的前向作用力Fl=2f'與后向作用力F2=f之間同時相互平衡作用的結果，僅在路面(汽車運動參考系)與車輪輪胎(汽車運動慣性系)之間實際表現為附圖6中車輪輪胎對路面的前向摩擦力f'，即f' =F1-F2;與此同時，路面相對于車輪輪胎前向作用力Fl=2f的后向反作用力與后向作用力F2=f的前向反作用力之間同時相互平衡作用的結果，僅在路面(汽車運動參考系)與車輪輪胎(汽車運動慣性系)之間表現為路面對車輪輪胎的后向摩擦力f，即f=Fl-F2 ;而上述車輪輪胎與路面之間摩擦力平衡作用的分析推理，則是本發明的另一個核心力學思想！通過上述分析可知，僅經上述車輪輪胎(汽車運動慣性系)與路面(汽車運動參考系)之間f,與f的相互摩擦作用，汽車(運動慣性系)在運動反方向上總共可實際產生的后向反沖制動力大小為2f+f=3f，汽車(運動慣性系)在運動方向上總共可實際產生的前向慣性力大小為Fi=Fi' +Fi" =3f'。上述本發明雙向制動方法前向運動慣性力的制動產生過程，從能量轉換角度理解，也是汽車運動動能通過前向運動慣性力Fi=3f'在汽車運動位移上做功、雙向制動機構機械平動旋轉摩擦產生熱能，而被兩摩擦盤、摩擦盤環和制動卡鉗摩擦片所吸收，最終通過空氣熱對流、熱輻射方式，釋放到空氣中的一個能量轉換消耗過程。在此，若仍設AT為汽車制動時間，V仍為汽車開始制動時的運動速度，汽車制動結束時的速度為0，汽車質量為M，汽車制動減速度為a，根據牛頓第二運動定律(兩種表述方式)分別可得a=-3f/M-----------------------------(b')-3f Δ T=-MV由上式可得AT=MV/3f---------------------------(c')若仍設S為汽車制動距離，再根據能量守恒定律可得FiS=O. 5MV2-0由上式可得S=O. 5MV2/3f-------------------------(d/ )通過上述(b' )、(c' )、(d')三式，可分別計算得到本發明雙向制動方法制動力F1=2F2恒定時汽車制動的減速度、距離和時間結果，車輪輪胎與路面之間的摩擦力f,、f大小，也同樣會受其最大值fmax的限制。在上述分析中，上述(a') 式是本發明雙向制動方法可獲得理想雙向制動性能的雙向制動期望性能條件。若雙向制動機構的雙向制動期望性能條件不成立，即當F1〈2F2或FD2F2時，本發明雙向制動方法的制動機構將不能獲得理想的雙向制動性能，但與汽車現有反向制動方法相比，即使雙向制動性能期望條件不完全成立，Fl與2F2之間差值不大時，本發明雙向制動方法仍可產生十分優異的雙向制動功效。雙向制動性能的大幅提升，結合汽車現有標配的被動式安全帶裝置，可對人體實施安全保護；而其強烈的制動前沖慣性力，可能對人體器官和汽車車身結構造成的沖擊損傷和影響等，可依據人體運動生理學有關人體正常坐姿下可承受的最大安全和極限制動減速度科學數據，以及汽車車身結構強度設計指標等，對本發明實施的可行性和必要性進行綜合評估論證。與汽車現有反向制動方法相比，由于本發明雙向制動方法基于車輪輪胎與路面之間的制動摩擦力大小完全相同，所以，不會因其雙向制動性能的大幅提升而增加車輪輪胎的制動摩擦負荷。當O. 5Fl=F2<fmax制動時，車輪輪胎與路面之間將會產生大小可隨制動力F1=2F2變化的后向摩擦附著力f，但汽車制動距離為S=O. 5MV2/3f，制動時間為AT=MV/3f。當F2=fmax緊急制動時，在車輪輪胎與路面之間滑移率不大的條件下，車輪輪胎與路面之間可產生最大后向摩擦附著力fmax，因此，制動車輪在保持旋轉、抱死的臨界狀態下，可獲得安全穩定的最短剎車距離S=O. 5MV2/3fmax和最短制動時間AT=MV/3fmax。當緊急制動O. 5Fl=F2>fmax時，車輪也將會被雙向制動機構抱死、雙向制動機構平動旋轉摩擦停止，也將會發生與汽車現有反向制動方法相類似的危險制動工況。由于本發明雙向制動機構同樣受到車輪輪胎與路面之間最大摩擦附著力fmax的限制，因此，汽車雙向制動器每次工作時，也必須對其最大制動力O. 5F1=2F2進行嚴格控制，以防止車輪出現嚴重、危險的抱死現象。本發明后續汽車雙向制動系統中的DABS(雙向制動防車輪抱死系統)功能，也是為實現雙向制動機構最大制動力O. 5F1=2F2控制目的而設計的一種電子安全制動控制技術，并可與汽車現有反向制動方法中ABS/EBD技術之間形成良好的技術應用承接關系。通過上述對比分析說明，可得如下重要結論同比汽車現有反向制動器的反向制動方法，本發明雙向制動方法及其制動機構的制動功效可提高二倍、剎車距離和制動時間可縮短三分之二、制動減速度可提高二倍，但車輪輪胎與路面之間的制動摩擦負荷不變，可大幅提高汽車交通安全、降低交通事故發生率。因制動力學原理完全相同，故上述對比分析方法及結論也將完全適用于現有列車輪軌制動和飛機起降機輪跑道制動的類似對比分析，在此不再贅述。自從火車、汽車和飛機問世以來，一直無人提出本雙向制動方法的主要原因有一、人們面對如此高度復雜、抽象的力學難題，普遍存在概念層次和系統分析方法問題；二、對于汽車等各種機動輪式交通運輸工具制動力學本質嚴重缺乏正確的認識，尤其是在利用牛頓三定律進行車輪制動摩擦力學及物理運動過程分析時，不是無法判定車輪與路面之間的施力方、受力方關系，就是經常犯一些特別致命性的力學概念錯誤。上述應是本發明推出之前全人類的一個共性問題，絕非偶然，歷史客觀地說，這應是一種必然！即使包括本技術發明人在內，因深受傳統思維定勢和習慣的強烈影響，也曾經反復思考，糾結了很長的時間。本發明雙向制動方法，盡管也是利用與汽車現有反向制動方法完全相同的車輪輪胎與路面的摩擦力工作，但其制動機構的制動力學原理與汽車現有反向制動機構之間存在著本質區別。因此，出于對科學的理解和感悟，本技術發明人將該創新的制動方法定義為雙向制動方法，并將制動機構同向力矩有違常識地定義成為同向制動力矩，將其作用力定義為同向制動力，以突顯其在本發明雙向制動方法中的重要作用和杰出貢獻。參照圖1、2、7、8、9，針對本發明雙向制動機構實施例工作原理及主要設計方法的分析說明
(I)關于本發明雙向制動機構實施例工作原理及其主要設計方法分析說明的統一假設圖7、8、9分別為本發明雙向制動機構實施例結構示意圖1、2處于非工作回位狀態、開始工作時的平動旋轉摩擦瞬態沖激過程、平動旋轉摩擦穩態工作過程的分析說明示意圖，并有相應制動卡鉗液壓分泵的工作壓力示意波形。為便于系統的分析說明，首先針對圖1、2中主要工作部件的關鍵幾何尺寸及幾何位置關系、設計參數和物理量等，作如下一些必要性的統一假設(表不有關物理矢量的字母僅有大小含義)OX、OY分別為過O點的水平、垂直平面參考坐標線。O點為曲軸輪軸主軸軸線的軸向垂直平面投影，也是摩擦盤環轉軸軸線的軸向垂直平面投影；01、02兩點分別為曲軸輪軸上互相錯相180度兩偏心軸軸線的軸向垂直平面投影。01'、02'兩點分別為兩副制動卡鉗上摩擦片對摩擦工作面中心的軸向垂直平面投影，也可看作是兩副制動卡鉗上摩擦片對與兩摩擦盤面之間平動旋轉摩擦等效摩擦力作用點的軸向垂直平面投影。DU D2所在兩圓及其內部圓面分別為兩摩擦盤面的軸向垂直平面投影，將它們一同記為D1-D2 ;Z1、Z2所在兩小圓及其內部圓面分別為曲軸輪軸上兩偏心軸的軸向垂直平面投影；Z所在圓及其內部圓面為曲軸輪軸外端主軸上車輪固定法蘭盤的軸向垂直平面投
影。 R2為兩摩擦盤圓盤面的半徑，rl為曲軸輪軸主軸軸線與曲軸輪軸兩偏心軸軸線之間的垂直距離(即偏軸半徑)。P1、P2所在兩圓及其內部圓環面為摩擦盤環兩側盤面上圓柱環式摩擦環工作面的軸向垂直平面重疊投影，將它們一同記為P1-P2 ;R3、R4分別為摩擦盤環兩側盤面上圓柱環式摩擦環內、外柱面的旋轉半徑。BI' > B2 '所在兩小圓及其內部圓面分別為兩副制動卡甜上液壓分栗活塞體在曲軸輪軸主軸軸線垂直平面上的投影，也可看作是兩副制動卡鉗上摩擦片對的示意重疊投影，將兩副制動卡鉗上液壓分泵活塞體投影一同記為BI' -B2'，將兩副制動卡鉗上摩擦片對示意重疊投影一同記為B1-B2 ;圖中，圖形“Θ “表示每副制動卡鉗上一摩擦片由內向外的軸向施壓方向，圖形“ ”表示每副制動卡鉗上另摩擦片由外向內的軸向施壓方向，以表示兩副制動卡鉗上摩擦片對的同步相向施壓作用；R1為兩副制動卡鉗上摩擦片對工作面中心點到曲軸輪軸主軸軸線的垂直距離。ωο為曲軸輪軸主軸(即車輪和車輪固定法蘭盤)旋轉的角速度；ω I為兩摩擦盤和摩擦盤環同步跟隨主軸軸線旋轉的角速度。Ω為兩摩擦盤分別相對于兩偏心軸軸線產生的同步逆向自轉角速度，也是摩擦盤環相對于主軸軸線產生的同步逆向自轉角速度。GU Gli所在兩小圓為摩擦盤Dl處于同步平動旋轉摩擦穩態工作時，其兩側盤面上任意兩對稱質點Α1、Α1'均以rl為半徑、Ω為角速度順時針旋轉圓周軌跡的軸向垂直平面投影；G2、G2'所在兩小圓為摩擦盤D2處于同步平動旋轉摩擦穩態工作時，其內、外盤面上任意兩對稱質點A2、A2'均以rl為半徑、Ω為角速度順時針旋轉圓周軌跡的軸向垂直平面投影；且AlAl'、A2A2'兩連線皆平行于01002連線。
N1、N2為兩副制動卡鉗摩擦片對工作面分別對兩摩擦盤外盤面、摩擦盤環的工作正壓力，且N1=N2，N(t)為兩副制動卡鉗液壓分泵活塞工作壓力的時間函數，即NI (t) =N2 (t) =N (t) οNO'為兩摩擦盤內盤面與摩擦盤環兩側盤面對稱摩擦環之間的結構常態夾壓壓力，用于產生禁止摩擦盤環非工作旋轉的盤環止動靜摩擦力。μ Id、μ Is分別為兩副制動卡鉗上摩擦片對工作面與兩摩擦盤外盤面之間的動摩擦系數、靜摩擦系數，μ 2d、μ 2s分別為兩摩擦盤內盤面與摩擦盤環工作面之間的動摩擦系數、靜摩擦系數，且μ 2d= μ Id。Hs為兩副制動卡鉗摩擦片對工作面與兩摩擦盤外盤面之間同步平動旋轉瞬態摩擦沖激過程在半徑Rl上產生的靜摩擦力，Hs的最大靜摩擦力為flsmax，fls隨工作壓力Nl(t)變化的時間函數為fls (t);fId為兩副制動卡鉗摩擦片對工作面與兩摩擦盤外盤面之間同步穩態平動旋轉摩擦工作時，在半徑Rl上產生的動摩擦力，fid隨工作壓力NI (t)變化的時間函數為fid (t) ；F1為兩副制動卡鉗摩擦片對工作面、兩摩擦盤外盤面、摩擦盤環兩側對稱摩擦環工作面之間同步穩態平動旋轉摩擦工作時，由摩擦盤環在主軸上產生的作用力，且Fl=2N2(t) y2d，其中fld、Fl作用方向始終與01002連線垂直，并隨01、02兩點旋轉位置變化而改變。f2d為兩摩擦盤內盤面與摩擦盤環兩側對稱摩擦環工作面之間同步穩態平動旋轉摩擦工作時，在兩偏心軸偏軸半徑rl上產生的動摩擦力(即反向制動力之一)；F2為兩摩擦盤內盤面與摩擦盤環兩側對稱摩擦環工作面之間同步穩態平動旋轉摩擦工作時，在兩偏心軸偏軸半徑rl上產生的作用力(即同向制動力)，且F2=Fl=2f2d=2N2(t) μ 2d，其中f2d、F2作用方向始終與01002連線垂直，并隨01、02兩點旋轉位置變化而改變。f為路面對車論輪胎的后向摩擦力通過車輪和主軸力矩作用于半徑rl上的作用力，其作用方向始終與01002連線垂直，并隨01、02兩點旋轉位置變化而改變。
`
Ml為雙向制動機構平動旋轉摩擦穩態工作時，內、外摩擦副同時在主軸上產生的反向制動力矩;M2為雙向制動機構平動旋轉摩擦穩態工作時，內、外摩擦副同時在主軸上產生的同向制動力矩，且M1=2M2，即M1=2M2是雙向制動機構產生理想雙向制動性能的期望工作條件，可通過rl、Rl、R2、R3、R4、μ Id、μ 2d六個參數設計實現；M3為車輪輪胎的后向摩擦力通過車輪和主軸的力矩作用在雙向制動機構上產生的作用力矩。Ql為兩摩擦盤(含滾動軸承)相對于曲軸輪軸主軸軸線產生的動量矩，Q2為摩擦盤環相對于曲軸輪軸主軸軸線產生的動量矩，它們在不同工作時刻的動量矩可分別表示為Ql(t)、Q2 ⑴。P I為兩摩擦盤金屬摩擦材料的密度，Hl為兩摩擦盤的軸向柱高。P 2為摩擦盤環鋼基強度金屬材料的密度，H2為摩擦盤環鋼基強度金屬材料的軸向柱高；P 2'為摩擦盤環兩側盤面上對稱圓柱環式摩擦環摩擦材料的密度，H2'為摩擦盤環每側盤面上對稱圓柱環式摩擦環摩擦材料的軸向柱高。基于上述統一假設，將本發明雙向制動機構實施例的工作原理及其主要分析與設計方法等分別說明如下(2)關于本發明雙向制動機構實施例工作原理的分析說明雙向制動機構每次正向行車工作時，主要包括如下三個連續階段
第一階段、開始工作時固有的平動旋轉摩擦瞬態沖激過程。該階段是從兩副制動卡鉗摩擦片對與兩摩擦盤外盤面同時接觸產生摩擦開始，直至兩摩擦盤剛進入平動旋轉摩擦穩態工作狀態為止的一個固有瞬間過渡性過程；在該過程中，僅會產生微弱的制動效果。第二階段、平動旋轉摩擦穩態工作過程。在該工作過程中，雙向制動機構的反向制動力矩是其同時作用產生的同向制動力矩的兩倍，雙向制動機構因此可產生理想的雙向制動功效。第三階段、工作結束時固有的平動旋轉摩擦瞬態沖激過程。該階段是從兩副制動卡鉗摩擦片對與兩摩擦盤外盤面之間工作壓力快速下降開始，直至彼此工作面之間完全分離為止的一個固有瞬間過渡性過程；此階段結束后，兩副制動卡鉗摩擦片對將同步自動返回其非工作回位狀態。雙向制動機構每次倒車工作時，同樣包括上述三個階段，但與正向行車工作相比，通常倒車工作的頻率較低，每次倒車工作時的行駛速度都很小，制動強度需求也較小，可見，雙向制動機構倒車工作并非汽車安全制動的核心關鍵，其核心關鍵在于正向行車工作。雙向制動機構每次駐車工作時，在兩副水平對稱制動卡鉗摩擦片對與兩摩擦盤外盤面之間，因無平動旋轉摩擦發生，故將不會產生上述第一、三階段的平動旋轉摩擦瞬態沖激過程，僅產生雙向制動靜摩擦力。參照圖7，雙向制動機構處于行車非工作回位狀態時，兩副制動卡鉗液壓分泵BI' -B2'僅有小值的預存壓力，兩副制動卡鉗摩擦片對B1-B2工作面與兩摩擦盤D1-D2盤面之間，將處于附圖2所示彼此分離的非工作回位狀態，彼此不會產生相對旋轉摩擦，設此時為O時亥IJ，則工作壓力Nl(O)=O, N2 (O) =NO'，因此，兩摩擦盤D1-D2、01和02兩點、Zl和Z2兩小圓，將共同以ω 1=ω0角速度繞主軸軸線O點作整體順時針旋轉，不會分別相對于兩偏心軸軸線01、02兩點同步產生逆時針旋轉，即自轉角速度Ω=0;此時，摩擦盤Dl內外盤面上的任意兩對稱質點Α1/Α1'、摩擦盤D2內外盤面上的任意兩對稱質點Α2/Α2'，也將跟隨兩摩擦盤D1-D2共同以ω 1=ω O角速度繞主軸軸線O點作整體順時針旋轉。

摩擦盤環Ρ1-Ρ2，在結構常態夾壓壓力NCV作用產生的盤環止動靜摩擦力作用下，將與兩摩擦盤D1-D2 —起，酷似汽車現有盤式制動器制動盤一樣地同步跟隨主軸旋轉，不會對主軸產生任何的制動力矩。參照圖7、8，雙向制動機構開始工作時，首先由兩副制動卡鉗液壓分泵BI' -Β2,同步定時產生一個固定斜率為Kl的“上升斜率波壓力” N(t)，以此作為雙向制動機構每次開始工作時的引導作用壓力。在上述“上升斜率波壓力"N(t)升壓作用下，當兩副制動卡鉗摩擦片對B1-B2工作面剛剛與兩摩擦盤D1-D2外盤面同步發生接觸之時，設此時刻為tl，則NI (tl) =0，在包含tl時刻之前，兩摩擦盤D1-D2和摩擦盤環P1-P2如同處于上述非工作回位狀態一樣，還會繼續共同以ω 1=ω0繞主軸軸線O點作整體順時針旋轉。從上述tl時刻起，在“上升斜率波壓力"N(t)連續升壓作用下，兩副制動卡鉗摩擦片對B1-B2工作面與兩摩擦盤D1-D2盤面之間的工作壓力，開始從NI (tl)=0同步增加，因此，將在兩副制動卡鉗摩擦片對B1-B2工作面與兩摩擦盤D1-D2盤面之間產生相對摩擦，使兩摩擦盤D1-D2和兩偏心軸Z1、Z2及其軸心01、02兩點，在繼續以ω O角速度繞主軸軸線O點順時針同步公轉的同時，將又分別相對于兩偏心軸軸線01、02兩點產生小值角速度為Ω的同步逆時針自轉，即兩摩擦盤D1-D2此時處于弱的平動旋轉狀態，因此，會使兩摩擦盤D1-D2盤面上的所有質點相對于其tl時刻降低運動線速度,兩摩擦盤D1-D2內外盤面和摩擦盤環P1-P2兩側盤面摩擦環繞主軸軸線O點順時針旋轉的角速度ω I快速下降。隨著“上升斜率波壓力"N(t)的繼續升壓作用，當兩摩擦盤D1-D2在繼續以ω0繞主軸軸線O點順時針同步公轉，同時又分別相對于兩偏心軸軸線01、02兩點產生的同步逆時針自轉角速度為Ω ^ ωΟ時(設此時刻為tl+tO)，兩摩擦盤D1-D2外盤面與兩副制動卡鉗上摩擦片對B1-B2工作面，在01'、02'兩點附近相互接觸摩擦工作面之間的相對運動線速度瞬間變為極小或為O，由于兩摩擦盤D1、D2外盤面與兩副制動卡鉗摩擦片對B1-B2工作面之間靜摩擦力Hs、最大靜摩擦力f2smax的作用，因此，必將在它們之間同步產生一個瞬間靜摩擦沖激作用過程。若上述瞬間靜摩擦沖激過程對兩摩擦盤D1-D2產生的反向沖量矩大小得不到有效控制，將會使上述沖激過程響應時間過長，無法令兩摩擦盤D1-D2內、外盤面分別與兩副制動卡鉗上摩擦片對B1-B2、摩擦盤環P1-P2工作面之間快速進入隨后的同步平動旋轉摩擦穩態工作過程，而滯后其產生理想雙向制動性能的時間。關于上述雙向制動機構開始工作時以及后續工作結束時所固有的平動旋轉瞬間靜摩擦沖激過程的定量分析方法，將會在后續平動旋轉摩擦瞬態沖激過程機構動力學及其S函數建模分析和“上升斜率波壓力” N (t)引導上升斜率計算方法中，做進一步詳細的分析說明。繼續參考圖8、9，上述tl、tl+tO期間的平動旋轉瞬間靜摩擦沖激作用過后，兩副制動卡鉗液壓分泵ΒΓ -B2'立刻結束固定斜率為Kl的“上升斜率波壓力”N(t)定時引導作用(設此時刻為tl+Λ tO)，至此，雙向制動機構開始工作時的平動旋轉瞬間靜摩擦沖激過程全部結束；與此同時，通過兩摩擦盤D1-D2外盤面與兩副制動卡鉗摩擦片對B1-B2工作面之間僅以在半徑Rl上產生的動摩擦力Hd和兩摩擦盤D1-D2內盤面與摩擦盤環P1-P2摩擦環工作面之間在兩偏心軸半徑rl上產生的動摩擦作用力f2d的共同作用下，兩摩擦盤D1-D2以ω O繞主軸軸線O點 作順時針同步公轉，同時又相對于兩偏心軸軸線01、02兩點以Ω ω O產生逆時針同步自轉，雙向制動機構正式進入平動旋轉摩擦穩態工作過程。在平動旋轉摩擦穩態工作過程中《I 0，而兩摩擦盤D1-D2盤面圓周的線速度均為coOrl。在此應特別注意在平動旋轉摩擦穩態工作過程中，不僅摩擦盤Dl內、外盤面上任意兩對稱質點Α1、ΑΓ都會在半徑為rl的G1、GP兩小圓上以Ω ^ ω0產生順時針同步旋轉，而且，摩擦盤Dl內、外盤面上任意兩對稱質點的AlAl'連線，也都會處在一種平動旋轉或近似平動的旋轉狀態；同時，摩擦盤D2內、外盤面上任意兩對稱質點Α2、Α2'也都會在半徑為rl的G2、G2'兩小圓上以Ω ^ ω O產生順時針同步旋轉，摩擦盤D2內、外盤面上任意兩對稱質點的Α2Α2'連線，也都會處在一種平動旋轉或近似平動的旋轉狀態。這種創新的平動旋轉摩擦運動方式，具有十分重要的摩擦運動與力學特性，是本發明雙向制動方法可成功產業化實施的核心關鍵！上述摩擦運動特性，可通過簡單的幾何方法得到證明。從上述tl+Λ t0時刻起,通過兩摩擦盤D1-D2外、內盤面分別與兩副制動卡鉗摩擦片對B1-B2、摩擦盤環P1-P2摩擦環工作面之間的同步穩態平動旋轉摩擦，可在主軸上分別同時產生與其旋轉方向相反的反向制動力矩M1，與其旋轉方向相同的同向制動力矩M2。根據上述穩態平動旋轉摩擦的運動與力學特性可知，當兩偏心軸軸線01、02兩點處于附圖9所示位置時，兩摩擦盤D1-D2外盤面與兩副制動卡鉗摩擦片對B1-B2工作面之間，在0Γ、02'兩點位置的半徑Rl上等效產生的動摩擦力為4fld=4Nl(t) μ ld，兩摩擦盤D1-D2內盤面與摩擦盤環P1-P2兩側對稱摩擦環之間產生的動摩擦力為4f2d=4N2(t)μ 2d，因此，車輪和主軸作為施力方，通過在兩偏心軸偏軸半徑rl上的同時作用，在主軸上產生的反向制動力矩為Ml=(4fld+4f2d)rl。與此同時，兩摩擦盤D1-D2內盤面與摩擦盤環P1-P2摩擦環工作面之間的同步穩態平動旋轉摩擦，在過主軸O點的兩個方向上同時產生作用力F1，且Fl=2f2d=2N2(t) μ 2d ;車輪和主軸作為施力方，在附圖9過01、02兩點的兩個方向上，將同時產生作用力F2 (即同向制動力)，且F2=Fl=2f2d=2N2(t) μ 2d，通過兩作用力Fl過主軸O點和兩作用力F2在兩偏心軸偏軸半徑rl上的同時作用，因此，在主軸上產生的同向制動力矩為 M2=2F2rl=4f2drl。因為 NI (t) =N2 (t)、yld=y2d，所以，F1=2N1 (t)μ ld=2N2(t) μ 2d=F2，由上述 Ml、M2 結果可知，M1=2M2。上述僅是當兩偏心軸軸線01、02兩點處于附圖9所示位置上時,在主軸上同時產生反向、同向制動力矩的分析說明。實際上，當兩偏心軸軸線01、02兩點旋轉到任何其它位置上時，其中fid、f2d、F1、F2的作用方向都會隨之改變，均會與直線01002保持垂直狀態，包括路面對車論輪胎的后向摩擦力通過車輪和主軸力矩作用于半徑rl上的作用力f的作用方向也將如此，且摩擦盤環在主軸軸徑方向上處于受力平衡狀態；也就是說，無論兩偏心軸軸線01、02兩點旋轉到任何位置上，處于穩態平動旋轉摩擦的雙向制動機構，都將會一直保持M1=2M2制動力矩關系成立。若設與主軸ω O旋轉方向相同的制動力矩為正，通過內、外摩擦副的同步穩態平動旋轉摩擦作用，在主軸上同時產生的反向、同向制動力矩代數和應為-Μ1+Μ2=-2Μ2+Μ2=-Μ2，所以，路面與車輪輪胎之間的相互摩擦作用，僅須產生M3=frl=M2大小的同向作用力矩，便可維持車輪旋轉和雙向制動機構平動旋轉摩擦工作。通過上述分析說明并結合前述本發明雙向制動方法的專門分析說明可知，從上述tl+AtO時刻起，在M1=2M2制動力矩關系成立條件下，再由兩副制動卡鉗液壓分泵BI' -B2'同步產生可隨時間變化、任意波形的工作壓力N(t)彡N(tl+A t0)，可使雙向制動機構產生相應大小的雙向制動功效，在同比條件下，可產生三倍于汽車現有反向制動器最大制動功效的雙向制動 最大功效。繼續參照圖9，雙向制動機構本次行車工作結束時，設此時刻為t2，并將本次工作導致ω0減速后的角速度設為ω0'，兩副制動卡鉗液壓分泵BI' -Β2'對應主軸不同轉速產生一下降斜率Κ2可變的“下降斜率波壓力”N(t)工作結束壓力，使兩副制動卡鉗摩擦片對B1-B2工作面與兩摩擦盤D1-D2外盤面之間的工作壓力迅速下降、消失；若本次雙向制動機構為停車工作，則ωΟ' =0，將不會產生下述工作結束時的平動旋轉瞬間靜摩擦沖激過程；若為一次非停車的減速工作，則ωΟ' <ω0，在“下降斜率波壓力”NI (t)快速下降過程中，兩副制動卡鉗摩擦片對B1-B2工作面與兩摩擦盤D1-D2外盤面之間，在t3_ Λ tO'、t3-t0/、t3時間區間內，將按照附圖8所示工作開始時的平動旋轉瞬間靜摩擦沖激逆向過程，而再次出現工作結束時的平動旋轉瞬間靜摩擦沖激過程；在此沖激過程產生的沖量矩作用下并于t3時刻結束時，兩摩擦盤D1-D2和摩擦盤環P1-P2，將會一起從ω O瞬間加速到ω ωΟ'，以本次工作結束時的ωΟ'角速度繞主軸軸線O點作順時針同步圓周旋轉，此時Nl(t3)=0，兩副制動卡鉗摩擦片對ΒΓ -B2'工作面將與兩摩擦盤D1-D2外盤面產生快速同步分離之后，在t4時刻同步自動返回圖2所示的非工作回位狀態；最終，隨著兩摩擦盤D1-D2和摩擦盤環P1-P2同步平動旋轉狀態的徹底停止，本發明雙向制動機構一次完整的平動旋轉摩擦過程全部結束。即使上述本次工作結束時的平動旋轉瞬間靜摩擦沖激過程還沒有徹底結束，或者，兩副制動卡鉗摩擦片對BI' -B2'工作面與兩摩擦盤D1-D2外盤面已經同步分離，且兩摩擦盤D1-D2和摩擦盤環P1-P2平動旋轉還沒有完全停止時，雙向制動機構仍可隨時立刻開始下一次的工作過程。考慮雙向制動機構倒車時的工作原理與上述正向行車工作原理之間，除了在ω 、ω0、Ω角速度旋轉方向、相關作用力及其制動力矩作用方向上相反外，其余部分完全一樣，因此，不再專門說明。(3)關于本發明雙向制動機構實施例平動旋轉摩擦瞬態沖激過程定量分析及其控制方法的主要說明在前述雙向制動機構實施例工作原理分析說明中有關雙向制動機構平動旋轉摩擦瞬態沖激過程的定性分析說明基礎上，在此，將重點利用δ函數建模方法，繼續展開雙向制動機構動力學的定量分析說明，以便針對前述雙向制動機構開始工作時和工作結束時的平動旋轉瞬態靜摩擦沖激過程，能夠設計一種安全可靠、經濟可行的控制方法，以有效控制沖激過程的響應時間。繼續參照圖8，作為均有一定質量的兩摩擦盤D1-D2 (包括滾動軸承)和摩擦盤環Ρ1-Ρ2，在前述tl一 tl+ Λ tO時間區間內的平動旋轉瞬態靜摩擦沖激過程中，經兩副制動卡鉗摩擦片對B1-B2工作面與兩摩擦盤D1-D2外盤面之間共同的相對摩擦作用，只有對兩摩擦盤D1-D2和摩擦盤環P1-P2產生相應大小的反向沖量矩作用，使它們產生相應等量大小的動量矩減量，才能使兩摩擦盤D1-D2和摩擦盤環P1-P2從以ω O角速度繞主軸軸線O點的同步整體旋轉狀態，迅速地進入以ω O角速度繞主軸軸線O點產生順時針同步公轉，同時又相對于兩偏心軸軸線01、0 2兩點產生角速度為Ω ^ ω0的逆時針同步自轉的平動旋轉摩擦穩態工作過程。通過前述分析說明可知，在固定斜率為Kl的“上升斜率波壓力”引導作用下，對于兩摩擦盤D1-D2和摩擦盤環Ρ1-Ρ2以初始ω O角速度繞主軸軸線O點開始的平動旋轉瞬態靜摩擦沖激過程而言，兩副制動卡鉗摩擦片對Β1-Β2工作面對兩摩擦盤Dl、D2外盤面的瞬態靜摩擦沖激作用，會對兩摩擦盤Dl、D2和摩擦盤環Ρ1-Ρ2同時產生一定量值的反向沖量矩。在此，將該反向沖量矩的累積作用數值設為Cf!。為便于下述計算分析說明，將前述tl時刻設為上述平動旋轉摩擦瞬態沖激過程的起始作用O'點(零點)，因此，上述tl一 tl+tO — tl+Δ tO時間區間，可簡寫成為O '—to- AtO時間區間。根據前述統一假設和定性分析說明可知，由于雙向制動機構中有四對外摩擦副同時工作，因此，兩副制動卡鉗摩擦片對B1-B2工作面對兩摩擦盤D1-D2外盤面在半徑Rl上等效產生的瞬間靜摩擦沖激作用力的時間函數為4fls(t)=4Nl(t) μ ls，其中Nl(t)=N(t)為前述雙向制動機構開始工作時由固定斜率為Kl的“上升斜率波壓力"N(t)引導作用所產生的工作壓力。在…一 tO — AtO時間區間內，當t=0' Bi, fls(0/ )=N1(0' ) μ ls=0，因為 N(0' )=N0, N1(0/ )=0當t=t0 時，fls (tO) =flsmax (tO) =Nl (tO) μ Is在利用下述δ函數建模分析方法計算上述反向沖量矩累積作用數值Cfl的過程中，將會用到如下四個δ函數性質
性質I (挑選性)、f fls(t) δ (t-t0)dt=fls(t0)(積分區間為-c 一 + m )性質2、fls ⑴ δ (t-tO) =fIs (tO) δ (t_tO)性質3、(t-tO) δ (t-tO) =0性質4 (對稱性 / 偶函數)、δ (t-tO) = δ (t0-t)注上述符號“ f ”為積分運算符號，積分運算區間為(-c —+ ^)。在(-c 一 + m)時間區間內，利用上述δ函數性質I可得/ 4f Is (t) δ (t-tO) dt=4f Is (tO) =4N1 (tO) μ Is-----------(I)由上述(I)式可知，在上述0' — AtO時間區間內，兩副制動卡鉗摩擦片對Β1-Β2工作面同時對兩摩擦盤D1-D2外盤面的最大靜摩擦沖激作用力4nSmax (tO)，在數學上，可利用S(t-t0)函數參與對fls(t)在(-C —+m)時間區間內的積分運算得到4f lsmax (tO) =4N1 (tO) μ ls,對應的物理學意義，就是4f lsmax (tO)可被在O' — AtO時間區間內產生的瞬間靜摩擦沖激過程挑選出來,并作用于它們摩擦工作面之間。利用上述δ函數性質2,其確切含義是在等式fls(t) δ (t_t0)=fls(t0)δ (t-tO)的左、右兩邊同時乘以一個時間連續函數W(t)=t/t0之后(其中tO為O' -AtO時間區間內的tO時間數值),左、右兩邊分別同時對時間變量t在(_ c —+ °°)時間區間內的積分運算結果也相等，即/ Ψ (t) fls (t) δ (t-tO) dt= f Ψ (t) fls (tO) δ (t_t0) dt代入Ψ (t) =t/t0后，上述積分等式可變為/ (t/tO) fls (t) δ (t-tO) dt= f (t/tO) fls (tO) δ (t_t0) dt---(2)通過對上述積分等式(2)右邊做如下變換、整理，并利用上述δ函數性質3、(t_t0) δ (t—tO ) =0 可得f (t/tO) fls (tO) δ (t-tO) dt=f Is (tO) / tO / t δ (t_t0) dt=fIs(tO)/tO f [(t-tO)+tO] δ (t_t0)dt=fIs(tO)/tO f [(t-tO) δ (t-tO)+tO δ (t_t0) ]dt=f Is (tO) /tO) tO f δ (t-tO) dt---------(3)根據δ函數定義可知，因為在t關tO時，δ (t_t0)=0，所以，/ S(t_t0)dt=l左邊的積分運算，無須在(-時間區間進行，僅須在一個包含to時刻在內一個很小的a、b時間區間內進行 積分，即/ δ (t-tO) dt=l (左邊積分時間區間為a — b,當a〈t0〈b時)/ δ (t-tO) dt=0 (左邊積分時間區間為a — b,當a>t0、t0>b時)其中，a、b為微小的時間數值。根據δ函數上述定義，因此，可將上述(3)式在時間區間(-C —+m)內的積分運算，選在包含to時刻在內的O' — Ato時間區間內進行，其積分運算結果，即上述積分等式(2)左邊的積分運算結果為/ (t/tO) fls (t) δ (t_t0) dt=[fls (tO)/tO] tO----------------(4)而上述(3)式在時間區間(-c —+內的積分運算，在不包含tO時刻在內的O' - AtO時間區間內，其積分運算結果，即上述積分等式(2)左邊的積分運算結果為/ (t/tO) fls (t) δ (t-tO) dt=0---------------------------(5)通過上述(I)、(2)、(4)、(5)式，可計算得到，在前述制動液壓分泵以固定斜率為Kl的“上升斜率波壓力” N(t)引導作用下，在上述包括to在內的O' — Ato時間區間內，兩副制動卡鉗摩擦片對B1-B2工作面在半徑Rl上對兩摩擦盤D1-D2外盤面同時產生的瞬間靜摩擦沖激過程的反向沖量矩累積作用數值Cfl，即Cfl= / 4 (t/tO) fls (t) δ (t_t0) dt=4Kl μ IsRltO------------(6)而在上述不包括tO在內的(V — AtO時間區間內，在前述制動液壓分泵以固定斜率為Kl的“斜率波壓力”N(t)引導作用下，兩副制動卡鉗摩擦片對B1-B2工作面對兩摩擦盤D1-D2外盤面產生的瞬間靜摩擦沖激過程的反向沖量矩累積作用數值Cfl，即Cfl=0。在上述O' — AtO時間區間內，上述平動旋轉瞬間靜摩擦沖激過程的反向沖量矩累積作用數值Cf!，將同時作用于有一定質量(即轉動慣量)的兩摩擦盤D1-D2和摩擦盤環P1-P2的整個瞬態平動旋轉過程，使它們產生等量大小的動量矩減量。兩摩擦盤D1-D2和摩擦盤環P1-P2在上述O' — Λ tO時間區間內的動量矩變化，可通過下述微積分方法計算得到根據前述統一假設和分析說明可知，兩摩擦盤D1-D2和摩擦盤環P1-P2在上述O'時刻(圓周旋轉)繞主軸軸線O點旋轉的角速度為ω1=ω0，此時兩摩擦盤D1-D2動量矩的微分為2 (ω OrDrl P I (2 Ji rHl) dr,摩擦盤環P1-P2動量矩的微分分別為鋼基強度金屬材料部分和圓柱環式摩擦環部分動量矩的微分分別為(ω Or) r P 2 (2 rH2) dr、2 (ω Or)rp2' (2πτΕ2' ) dr，兩摩擦盤D1-D2和摩擦盤環P1-P2在上述0'時刻(圓周旋轉)的動量矩分別為Ql (O' ) = / 2 (ω Or)r P I (2 31 rHl) dr=3 Ji ω O P 1H1R23R2Q2(0' )=/ (ω Or) r P 2 (2 3i rH2) dr+ / 2 (ω Or) r P 2; (2 π rH2; ) dr=1. 5 3i ω0[ρ 2H2R43R4+2 P 2' H2' (R43R4_R33R3)]
上述Ql (O')的r積分區間應為(0、R2)，而上述Q2(0')積分結果應為r分別在(0、R4)、(0、R3)兩區間的積分之差，再與r在(0、R4)區間的積分之和。兩摩擦盤D1-D2在上述tO時刻(平動旋轉)繞主軸軸線O點旋轉盤面圓周的線速度為ω0ι·1，摩擦盤環Ρ1-Ρ2在上述tO時刻(平動旋轉)繞主軸軸線O點旋轉的角速度為ω I ^ 0，兩摩擦盤D1-D2在上述O'時刻(圓周旋轉)動量矩的微分為2(co0rl)rlp 1(2 31洲1)(11'，兩摩擦盤01-02和摩擦盤環P1-P2在上述tO時刻(平動旋轉)的動量矩分別為Ql (to) = / 2 (ω OrI) rI P I (2 31 rHl) dr=2 Ji ω O P lHlrl2R22Q2(t0)=0上述Ql (tO)的r積分區間應為(0、R2)。通過上述微積分計算，可得到兩摩擦盤D1-D2和摩擦盤環P1-P2在上述(V時刻(圓周旋轉)的總動量矩為Ql ((V ) +Q2 (O ;)，可得到兩摩擦盤D1-D2和摩擦盤環P1-P2在上述tO時刻(平動旋轉)的總動量矩為Ql (tO)+Q2 (tO)。在上述動量矩積分運算中，由于沒有將兩摩擦盤D1-D2、摩擦盤環P1-P2的滾動軸承和通風減重通孔考慮在內，因此，上述動量矩積分運算結果存在一定的計算誤差，其精確運算結果，可將兩摩擦盤D1-D2、摩擦盤環P1-P2的滾動軸承和通風減重通孔考慮在內，并參考上述微積分方法，進一步通過不同區間的積分運算得到。由上述(6)式δ函數積分運算得到的反向沖量矩累計作用數值Cf 1，并根據角動量矩定理可得-4Κ1 μ IsRltO= [Q1 (tO) +Q2 (tO) ] - [Ql (O; )+Q2(0' )]— (7)
通過上述兩副制動卡鉗上摩擦片對B1-B2工作面與兩摩擦盤D1-D2盤面之間的平動旋轉瞬態靜摩擦沖激過程的S函數建模定量分析積分運算和上述等式(7)可知只要雙向制動機構的 K1、yls、Rl、R2、pl、Hl、R3、R4、p2、H2、rl、P 2'、H2'設計參數已知確定，且在ω O角速度數值也為已知(可通過輪速傳感器實時檢測)的條件下，雙向制動機構在固定斜率為Kl的“上升斜率波壓力"N(t)引導作用的時間tO數值，完全可通過上述等式
(7)計算得到；也就是說，雙向制動機構每次開始工作時所固有的平動旋轉瞬態靜摩擦沖激過程，不僅其響應時間可通過上述S函數建模及微積分方法計算得到，而且，還可以采用輪速傳感器實時檢測《O角速度數值與固定斜率Kl為“上升斜率波壓力％(t)引導作用主動計時相結合的電子測量控制方法，對平動旋轉瞬態靜摩擦沖激過程實施安全可靠、經濟可行的有效控制。這也正是前述雙向制動機構每次開始工作時，兩副制動卡鉗上液壓分泵BI' -B2'以固定斜率Kl的“上升斜率波壓力”N(t)引導兩副制動卡鉗上摩擦片對B1-B2工作面與兩摩擦盤D1-D2盤面之間產生平動旋轉瞬態靜摩擦沖激過程的主要原因！上述t0〈 Δ tO時間條件,也是為確保兩副制動卡鉗上摩擦片對B1-B2工作面與兩摩擦盤D1-D2盤面之間的平動旋轉瞬態靜摩擦沖激過程按時順利完成，所專設的一個保護時間。即使因長期正常工作磨損將導致兩偏軸心盤D1-D2和摩擦盤環P1-P2質量及相應的動量矩減小，但通過上述平動旋轉瞬態靜摩擦沖激作用，仍可令雙向制動機構在所希望的最短時間內，快速地進入其理想的平動旋轉摩擦穩態工作狀態，從而為兩摩擦盤D1-D2準備好自轉角速度Ω ^ ω0的穩定工作條件，以便曲軸輪軸主軸同時快速形成反向制動力矩Ml、同向制動力矩M2，并確保M1=2M2制動力矩關系成立。繼續參照圖9，針對前述雙向制動機構工作結束時在t3_Λ t(V、t3時間區間內產生的固有平動旋轉瞬態靜摩擦沖激過程，兩副制動卡鉗摩擦片對B1-B2工作面對兩摩擦盤D1-D2外盤面產生的沖量矩累計作用數值Cf2以及兩摩擦盤D1-D2和摩擦盤環P1-P2相應產生的動量矩增量數值，也可完全參照上述雙向制動機構工作開始時平動旋轉瞬態靜摩擦沖激過程的S函數建模積分運算方法進行分析計算。由于兩副制 動卡鉗上摩擦片對B1-B2工作面與兩摩擦盤D1-D2外盤面之間，在前述t3_At(V、t3時間區間內工作結束時所發生瞬間靜摩擦沖激作用的接觸、分離順序上，剛好與前述工作開始時在tl、tl+AtO時間區間內的平動旋轉瞬間靜摩擦沖激過程相反，因此，利用上述δ函數性質4 (對稱性/偶函數)，可將工作結束時的平動旋轉瞬間靜摩擦沖激過程在(+ c 一 -⑴)時間區間內的積分運算變換成為(-C 一 +⑴)時間區間內的積分運算，并參照上述(1)、(2)、(3)、(4)、(5)式完全相同的δ函數積分運算與變換方法，可計算得到，在前述制動液壓分泵BI' -Β2'以斜率為Κ2且可根據ωΟ'大小變化的“下降斜率波壓力” N(t)引導作用下，在包括t3-t(V在內的t3-AtO'、t3時間區間內，兩副制動卡鉗摩擦片對B1-B2工作面在半徑Rl上對兩摩擦盤D1-D2外盤面同時產生的瞬間靜摩擦沖激過程的沖量矩累積作用數值Cf2，即Cf2= / (t/tO' ) f Is (t) δ (tO' -t) dt=4K2 μ IsRltO; ----------(8)而在不包括t3_t(V在內的t3_ Λ tO'、t3時間區間內，在前述制動液壓分泵BI' -B2'產生的“下降斜率波壓力”N(t)引導作用下，兩副制動卡鉗摩擦片對B1-B2工作面對兩摩擦盤D1-D2外盤面同時產生的瞬間靜摩擦沖激過程的沖量矩累積作用數值Cf2，即Cf2=O0
最后，參照前述(6)、(7)式，利用上述(8)式，可得到相應有效的控制算法，再根據ωΟ'大小，通過控制兩副制動卡鉗摩擦片對Β1-Β2工作面與兩摩擦盤D1-D2外盤面之間產生斜率Κ2可變的“下降斜率波壓力” NI (t)工作壓力和tO'作用時間的方法，達到上述沖量矩累積作用數值Cf2控制目的，即利用上述Cf2沖量矩累積作用，可使兩摩擦盤D1-D2和摩擦盤環P1-P2—起從ω ^ O瞬間加速到ω ^ ωΟ'，以工作結束時的ωΟ'角速度繞主軸軸線O點作順時針同步圓周旋轉，縮短雙向制動機構每次工作結束的響應時間。(4)關于本發明雙向制動機構實施例“上升斜率波壓力”引導斜率設計方法的簡要說明基于前述分析計算說明，將以雙向制動機構液壓分泵產生定時固定斜率Kl的“上升斜率波壓力” N (t)的控制算法為例，簡要說明如下第一步、計算車輪最高轉諫coOmax根據汽車最高行駛設計速度V (單位Km/h)、車輪輪胎直徑D (單位m)的已知設計數值，可計算出車輪的最高轉速oOmax值(單位rpm)co0max=1000V/(60 D)-------------------------(9) 第二步、確定對應coOmax的雙向制動機構“上升斜率波壓力"N(t)固定斜率Kl數值、最大引導作用tOmax數值、tl和AtO時間數值以汽車對雙向制動機構工作響應時間的指標要求作為tl+Λ tO時間數值，并合理確定瞬間靜摩擦沖激過程的有效保護時間AtOIO數值大小，根據雙向制動機構已知的μ ls、Rl、R2、P 1、H1、R3、R4、P 2、H2、rl 設計參數，利用上述等式(7)并以 co0=co0max，設此時的tO為tOmax，可得到如下以K1、tOmax為未知數的聯立方程組-4Κ1μ IsRltOmax= [Q1 (tO)+Q2 (tO)]-[Ql (O' )+Q2(0')]tOmax=(tl+ΔtO)- (Δt0_t0)------------------------------------------------(10)在上述聯立方程組(10)中，由于tl+Λ tO和Λ t0-t0數值均可設定為已知，因此，通過求解上述方程組，即可計算得到車輪最高轉速ω Omax的“上升斜率波壓力” N(t)引導作用固定斜率Kl和tOmax設計數值，同時計算出相應的tl和Δ tO時間數值。第三步、確定雙向制動機構在任意ω O角速度上以固定斜率為Kl的“上升斜率波壓力”N(t)引導作用時間[tl+At0] I ω0的計算控制方法當雙向制動機構開始工作時，基于車輪輪速傳感器的ω0角速度實時檢測數值，按照如下(11)式時間定時方法[tl+ Δ tO] I ω 0=tl_t0max (ω Omax-ω 0) / ω Omax+Δ tO------------------------------------------------(11)控制制動卡鉗液壓分泵產生固定斜率為Kl的“上升斜率波壓力”N(t)，可使雙向制動機構都能在所希望和有效控制的tl+At0時間內迅速完成每次工作開始時的平動旋轉摩擦瞬態沖激過程。關于工作結束時“下降斜率波壓力"N(t)可變斜率K2的設計計算及相應的控制方法，可參照上述“上升斜率波壓力”N(t)的計算方法及相應的控制方法進行，在此不再專門說明。對于雙向制動機構開始工作時和結束時的平動旋轉摩擦瞬態沖激過程的有效控制，將是本發明的核心設計任務之一。上述δ函數建模分析方法，是本發明的數學靈魂！
(5)、關于本發明汽車雙向制動系統主要組成、原理、功能和設計方法的簡要說明參照圖10，根據本發明所述盤式制動器的雙向制動方法所采用的制動機構，為發揮其雙向制動期望性能，并承接汽車現有規范化應用的ABS剎車防車輪抱死系統、EBD電子制動力分配、ESP電子穩定程序等電子安全控制技術，本發明專門設計有一種汽車雙向制動系統，其主要系統組成是在每個車輪輪轂內部空間各安裝一個所述的雙向制動機構，每個車輪并各設有一個輪速傳感器；在所述汽車雙向制動系統中，設有一個主要由微處理器構成的電子控制裝置，并為該電子控制裝置分別設有一個方向盤轉角傳感器、一個橫擺角速度傳感器、一個側向加速度傳感器、一個機械電子式制動踏板等主要電子檢測工作部件；在所述汽車雙向制動系統中，采用若干個限壓閥、比例閥等液壓調節部件，并以現有先進、成熟的ESP汽車電子穩定程序制動液壓控制器技術為基礎，設計安裝一套可在所述電子控制裝置控制下產生“斜率波壓力”且其上升和下降壓力斜率可變的制動液壓裝置，以便為所述每個雙向制動機構上的每副制動卡鉗液壓分泵提供工作壓力；在所述電子控制裝置中，為所述的每個輪速傳感器、方向盤轉角傳感器、橫擺角速度傳感器、側向加速度傳感器、機械電子式制動踏板等，分別設有相應數量的電子檢測輸入接口，為所述制動液壓裝置設有相應數量的電子控制輸出接口，并設有一個標準通信總線接口，以滿足所述汽車雙向制動系統各種實時輸入檢測、輸出與通信控制的應用要求。當所述汽車雙向制動系統運行在汽車行駛狀態時，當所述電子控制裝置通過所述電子檢測輸入接口檢測到機械電子式制動踏板動作電壓信號時，基于所述每個輪速傳感器及其電子檢測輸入接口實時檢測的車輪即時輪速，電子控制裝置自動控制所述制動液壓裝置為所述每個雙向制動機構上的制動卡鉗液壓分泵同步產生一個“上升斜率波壓力”，以引導控制每個雙向制動機構工作開始時所固有的平動旋轉摩擦瞬態沖激過程的響應時間和沖激強度，使每個雙向制動機構能夠同步快速地進入所述的平動旋轉摩擦穩態工作過程；一旦所述每個雙向制動機構同步完成所述的平動旋轉摩擦瞬態沖激過程，并進入所述的平動旋轉摩擦穩態工作過程后，所述電子控制裝置將通過所述的控制輸出接口，自動控制所述制動液壓裝置中限壓閥、比例閥的開度大小，立刻結束所述“上升斜率波壓力”的引導作用，同時再控制制動液壓裝置立刻為每個雙向制動機構同步產生大小可隨所述機械電子式制動踏板動作行程大小實時變化、任意波形的工作壓力，以實現每個雙向制動機構工作壓力的增壓、減壓或保壓，使每個雙向制動機構的平動旋轉摩擦穩態工作過程能夠產生相應大小的反向、同向制動力矩及雙向制動功效，直至所述機械電子式制動踏板動作電壓信號取消為止；當所述電子控制裝置通過所述電子檢測輸入接口檢測到機械電子式制動踏板動作電壓信號取消時，電子控制裝置基于所述電子輸入檢測接口及輪速傳感器實時檢測的車輪轉速，通過所述電子控制裝置的電子輸出控制接口，控制所述制動液壓裝置產生一個斜率與車輪即時轉速成比例的“下降斜率波壓力”，使所述每個雙向制動機構快速完成工作結束時所固有的平動旋轉摩擦瞬態沖激過程，同步自動返回所述的非工作回位狀態。當所述汽車雙向制動系統中的每個雙向制動機構處于所述的同步平動旋轉摩擦穩態工作過程時，所述電子控制裝置，基于所述每個車輪上輪速傳感器的實時檢測以及每個車輪輪胎與路面滑移率的實時計算判斷和所述每個雙向制動機構的雙向制動力矩大小等一系列實時自動檢測、計算、判斷和控制，可實現每個車輪的DABS雙向制動防車輪抱死系統和DEBD雙向電子制動力分配的控制功能，以避免緊急制動時因每個車輪輪胎超過路面最大摩擦附著力、每個車輪雙向制動力分配不均而產生滑動摩擦，汽車車身出現轉向失控跑偏、橫擺側滑甩尾等危險工況，進一步提高汽車雙向制動系統工作的安全可靠性。當所述汽車雙向制動系統運行在汽車行駛狀態時，所述電子控制裝置，通過所述的輪速傳感器、方向盤轉角傳感器、橫擺角速度傳感器、側向加速度傳感器及其電子檢測輸入接口的實時檢測和車身行駛穩定性的實時高速計算分析，當自動檢測到汽車前輪轉向過度或不足，一旦發現汽車車身行駛不穩定的預兆時，電子控制裝置將立刻通過對所述的制動液壓裝置、每個車輪雙向制動機構工作開始時的平動旋轉摩擦瞬態沖激過程、穩態工作過程所需工作壓力的自動控制，并基于所述DABS雙向制動防車輪抱死系統和DEBD雙向電子制動力分配的自動控制功能，利用每個雙向制動機構寬動態范圍的雙向制動性能，對每個雙向制動機構和車輪雙向制動力矩大小實時自動制動控制的方法，并結合可通過所述標準通信總線接口與現有汽車發動機管理系統實時通信所能實現的TCS牽引力控制系統或ASR防滑驅動控制系統等車輪驅動扭矩控制方法，對汽車轉向失控跑偏、橫擺側滑甩尾現象等行駛姿態給予實時修正，因此，可實現DESP雙向制動電子穩定程序主動安全控制功能，更進一步提高汽車行駛的安全穩定性。在本發明雙向制動機構平動旋轉摩擦瞬態沖激過程有效控制實現基礎上，本發明DBS汽車雙向制動系統，可分為如下兩個主要層次的安全制動應用一是實現雙向制動防車輪抱死系統(DABS)和雙向電子制動力分配(DEBD)控制功能的安全制動應用；二是基于DABS和DEBD功能，實現雙向制動電子穩定程序(DESP)控制功能的主動安全制動應用。將上述具有DABS、DEBD, DESP電子安全控制功能的本發明汽車雙向制動系統的主要實施方法，以四輪轎車和輕型客車為例，大致說明如下本發明DBS汽車雙向制動系統，是基于本發明雙向制動方法及其制動機構實現的一種汽車電子安全制動控制應用創新技術，而汽車現有反向制動系統，是基于汽車現有反向制動方法及其傳統盤式或鼓式制動器實現的汽車電子安全制動控制應用傳統技術。盡管上述兩種汽車制動系統在制動方法及其制動機構上存在著本質的區別，但在除須產生“斜率波壓力”引導控制不同以外的其它應用設計方面，本發明汽車雙向制動系統與汽車現有反向制動系統仍可形成良好的技術承接關系。良好技術承接關系的主要表現是承接一、在系統組成上，本發明DBS汽車雙向制動系統主要由車輪雙向制動器、制動液壓裝置、電子控制器三大部分組成。在基本功能上，可實現行車制動、臨時停車制動、緊急制動和駐車制動功能，具有剎車距離短、制動方向穩定性好、輪胎磨損少等優點。制動液壓裝置的主要作用是為雙向制動機構液壓分泵提供工作液壓壓力的增壓、減壓、保壓功能。此外，為實現雙向制動機構平動旋轉摩擦沖激過程控制，還應具有“斜率波壓力”引導控制功能。汽車現有反向制動系統，主要也是由傳統盤式或鼓式制動器、制動液壓裝置、電子控制器三大部分組成；其主要功能，存在與本發明DBS汽車雙向制動系統完全相同的應用需求，僅在制動性能指標上存在很大的差異。承接二、本發明DBS汽車雙向制動系統中的DABS、DEBD、DESP三種電子安全制動控制功能的應用設計需求和控制實現方法，與汽車現有反向制動系統中的如下三大規范化應用設計電子安全控制技術完全相同(I)ABS剎車防車輪抱死系統控制功能
ABS為英文“Ant1-Lock Brake System”三個字母縮寫。在緊急制動過程中，通常會因車輪輪胎抱死，輪胎與路面產生滑動摩擦，所以，會使汽車制動距離變長。并且，若兼有轉向功能的前車輪被抱死，與路面產生滑動，因前輪與路面附著力的減小而失去前輪轉向力，則車體頭部容易出現跑偏；若后輪被抱死與路面產生滑動，因后輪與路面側向附著力的下降，則車體尾部容易出現甩尾。而汽車緊急制動過程中的車體跑偏和甩尾現象，十分容易引發嚴重的交通事故。尤其在積水、積雪或砂石等劣質路面上，汽車緊急制動更容易發生上述危險情況。為此，在現行汽車后向制動系統中，廣泛采用了 ABS控制技術。ABS主要工作原理是通過自動控制汽車現行反向制動系統的制動力大小和“抱死-松開-再抱死-再松開”脈沖循環控制方式，可防止車輪抱死情況發生，使車輪在制動時處于臨界抱死的間隙摩擦附著狀態，因此，可使汽車獲得最大可能的輪胎與路面最大摩擦附著制動力，達到盡量縮短汽車剎車距離和時間的安全控制目的。(2) EBD電子制動力分配控制功能EBD 為英文“￡lectric Brake force^istribution”三個字母縮寫。EBD 電子制動力分配控制技術，就是為解決汽車制動時容易出現車體跑偏、甩尾問題而專門設計的一種現行汽車安全電子控制技術。汽車制動系統工作時容易產生跑偏、甩尾的原因是左、右兩側車輪與路面接觸條件不同，一側車輪路面濕滑，另一側車輪路面干燥，汽車制動時，左、右兩側車輪附著力不同，容易發生單邊車輪打滑、側翻危險情況。EBD主要工作原理是在汽車制動瞬間，由汽車反向制動控制系統中的微處理器通過四個車輪轉速傳感器完成每個車輪的實時轉速檢測，利用車輪轉速滑移率算法等高速推算出四個車輪的附著力數值，實時控制制動裝置，使之按設定控制程序調整，達到四個車輪制動器制動力與輪胎附著力(牽引力)的匹配，以保證運動車體的制動安全穩定；在緊急制動過程中，一旦車輪被抱死，EBD將在ABS動作之前就已經平衡了每個車輪輪胎與路面之間的摩擦制動力，可防止車體發生跑偏、甩尾現象，并縮短汽車制動距離。因此，也可將EBD可看作是上述ABS的一種輔助功能，它能進一步改善提高ABS的制動功效。

(3) ESP電子穩定程序主動安全控制功能ESP 為英文“Electronic Stability program” 三個字母縮寫。ESP 可對 ABS、ASR(驅動防滑系統)或TCS (牽引力控制系統)功能實施有力的支援，可使它們的控制功效得以更充分發揮。ESP通常由檢測控制模塊及相應電子檢測控制通信接口、車輪輪速傳感器、方向盤轉角傳感器、車體橫擺角速度傳感器、側向加速度傳感器等構成。ESP主要工作原理是ESP檢測控制模塊通過各傳感器實時檢測，可獲得車輛行駛狀態數據，由ESP檢測控制模塊的微處理器對其進行高速計算分析，并通過控制通信接口不斷地向ABS和ASR或TCS控制系統發出含有修正控制參數的糾偏控制指令，最終由ABS和ASR或TCS控制系統按照糾偏控制指令要求自動向每個車輪制動器施加相應大小的制動力或驅動力，在個別極端情況下可以進行每秒上百次的制動，通過控制車輪輪胎與路面之間摩擦附著力大小，可使車體在各種狀況下保持最佳的行駛穩定性；在汽車前輪轉向過度或不足的情形下，上述車體行駛穩定性的控制效果將更為顯著。目前，ESP主要有三種應用類型一是可對汽車四個車輪制動器獨立施加制動力的四通道四輪系統；二是可對兩個汽車轉向前輪制動器獨立施加制動力和對兩個后輪制動器同時施加制動力的三通道系統；三是可對汽車兩個轉向前輪制動器獨立施加制動力的雙通道系統。就主動安全控制性能而言，一般ESP可獨立控制的通道數和車輪數愈多，相應的控制算法愈合理，其車體運動穩定性的控制效果會愈好。可見，與上述ABS功能在汽車反向制動系統人為制動過程中的被動作出安全控制反應相比，ESP最重要的特點就是它的安全控制主動性，因此，ESP無須人為操控便可自動地做到防患于未然。考慮上述汽車現有反向制動系統中的三大規范化電子安全控制應用技術，都已是量產配置的實用成熟技術，在現有反向制動系統力學狀態的實時過程控制上，都已盡可能地實現了優化設計，并經長期應用證明，且本發明DBS汽車雙向制動系統與汽車現有反向制動系統及其電子安全控制應用技術，存在上述良好的技術承接關系，因此，本發明DBS汽車雙向制動系統的應用設計，在上述汽車現有反向制動系統及其三大電子安全控制技術基礎上，可大致按如下步驟展開首先，在汽車現有反向制動系統中，直接采用本發明雙向制動器，以替代現有傳統的盤式或鼓式制動器；然后，在汽車現有反向制動控制系統中，按照本發明前述雙向制動機構平動旋轉摩擦瞬態沖激過程及其控制方法，增加有關“斜率波壓力”引導控制功能設計；最后，采用集成控制設計方法，對電子控制器或控制模塊中的微處理器軟件控制邏輯、參數、檢測控制算法等進行相應必要的修改和優化調整，即可實現本發明DBS汽車雙向制動系統的上述全部電子安全控制功能。若采用合適的制動液壓方案設計，還可實現先進的四通道、四輪、機械電子式制動踏板制動液壓控制功能。比如，電子控制器的微處理器(MCU)，可選用德國英飛凌科技公司(Infineon Technologies)設計生產的16位嵌入式微處理器(XC164)和高度集成化的4通道PWM電磁閥閉環專用數字控制集成芯片(TLE-7242)，也可采用支持ESP控制功能的高級集成芯片方案進行設計。上述集成芯片組設計方案，具有標準靈活的數字化特點和出色的電磁兼容抗干擾性能，可在惡劣的車載環境下長期安全、可靠地工作。由于本發明雙向制動器可在汽車行駛方向上大幅提升汽車的制動性能，同時也可相應地提高車輪輪胎的抗側滑能力，因此，基于本發明雙向制動器設計的DBS汽車雙向制動系統，無論在剎車距離和時間上，還是在DABS、DEBD, DESP電子安全控制的控制能力上，都將會超過汽車現有反向制動系統及其電子安全控制技術，可進一步大幅提高汽車行駛的安全穩定性。通過上述大致簡要說明可知，本發明DBS汽車雙向制動系統的應用設計，可承接并涵蓋汽車現有反向制動系統及其三大電子安全控制技術的全部規范化應用設計內容。汽車產業界憑借在人員、技術、資金、研發和試驗測試條件等方面的強大綜合實力，完成本發明汽車雙向制動機構及系統的全部應用設計和產業化工作，應不會遇到太大的困難。與汽車安全制動應用技術相比，飛機在跑道起降滑行過程中的機輪制動應用情形完全一樣，也是采用合成橡膠輪胎進行制動，兩者之間的主要區別是飛機重量較大、機輪承載負荷較大、跑道滑行速度較高。盡管列車車輪為鋼輪、路面為鋼軌，列車輪軌之間的粘著摩擦系數(約O. 25)—般較小，但與汽車、飛機基于車輪或機輪輪胎、路面或跑道之間摩擦的制動力學原理也完全相同。汽車所采用盤式或鼓式制動器的主要應用結構形式，基本上也都是目前飛機和列車所采用的結構形式，僅是在個別結構上略有不同。與汽車復雜多變的實際交通路況相比，列車、飛機均分別設有專用封閉的鋼軌、跑道，且車輪、機輪分別與鋼軌、跑道之間的實際摩擦附著情況相對穩定，因此，列車、飛機所通常采用的電子安全制動控制應用技術及功能，相對于汽車應用要簡單或各有側重，汽車現有三大規范化電子安全控制應用技術，已涵蓋了列車、飛機相關制動應用的全部電子安全控制功能及需求。有關本發明雙向制動方法及其制動機構，在列車輪軌制動、飛機起降輪胎跑道制動的具體實施應用方面，不再另外專門說明，可參照上述汽車雙向制動機構具體實施方法及其相關技術設計分析內容展開。綜上所述，本發明徹底打破了現有機動輪式交通運輸工具反向制動技術理論的百年束縛，可大幅提升其安全制動性能。本發明既有意義重大的科學推理發現，又有對現有反向制動技術理論在車輪與路面之間制動摩擦認識上的重大糾偏，實屬各種機動輪式交通運輸工具安全制動與主動安全控制技術，在制動力學應用基礎研究領域取得的一次重大技術突破，為開創嶄新的“DBT現代雙向制動技術理論”奠定了基礎，因此，必將推動世界三大交通運輸工具一汽車、列車和飛機起降安全制動與電子主動安全控制應用技術的創新發展，給人類交通安全帶來一特大福音！本發明不僅具有高度的發明原創性、理論完備性和現有反向制動技術無法比肩的卓越雙向制動性能，而且，在相應技術產品的生產、系統應用上，具有完備的設計考慮，并與汽車現有輪胎應用技術和規范化電子安全制動控制應用技術形成良好的承接關系，具有規模產業化的可實施性。因此，有理由相信接產實施方若按本發明說明書所闡述的具體實施方式
，完成相應的技術優化設計、產品試制、可靠性試驗、工藝完善、小批量生產、規模化生產等技術產業化應用工作，從中獲得一次升級淘汰汽車現有主動安全制動控制應用技術及產品，占領這一巨大市場的良機，取得巨大的經濟和社會效益，將是完全可能的。同時，也可針對列車輪軌、飛機機輪起降制動與安全控制應用，開展具有同樣重大意義的產業化研究與推廣工作。本發明的意義和價值，須在人文、歷史和哲學高度上并結合多交叉學科知識等進行綜合分析判斷，但其中最為復雜、微妙的，莫過于人文因素的困擾和阻礙。人的生命，只有一次。繽紛斑斕的世界，能給予人生命記憶的并不多。本發明人值此發明完成之際，向曾養育、呵護、教誨、幫助或影響過我，并給予我深刻記憶的每一個人，表示衷心感謝！同時，也希望本發明能給人類和世界帶來平安、幸福！本發明的名詞定義曲軸輪軸、主軸、偏心軸、偏軸半徑一將設有三段同軸心軸段和兩段偏軸心軸段且兩偏軸心軸段以互相錯相180度方式設置在三段同軸心軸段兩兩軸段之間的車輪轉軸用曲軸，定義為曲軸輪軸，將其中三段同軸心軸段定義為主軸，將其中兩段偏軸心軸段定義為偏心軸，將兩偏軸心軸段軸線與三段同軸心軸段軸線之間的垂直距離定義為偏軸半徑。摩擦盤環、摩擦環一在一個以圓盤面中心垂直線為轉軸軸線的摩擦工作圓盤兩側盤面上，以其軸線為旋轉中心線各設有一對稱摩擦圓柱環，將該摩擦工作圓盤定義為摩擦盤環，并將其兩側盤面上對稱的摩擦圓柱環定義為摩擦環。摩擦盤環位于兩摩擦盤之間，其工作摩擦面為摩擦環的環帶面。摩擦盤、內盤面、外盤面一將完全相同并分別安裝在曲軸輪軸兩偏心軸上的兩個摩擦工作圓盤統稱為摩擦圓盤，亦稱為摩擦盤，兩摩擦盤的軸線為其圓盤面中心垂直線，其摩擦工作面為其兩側盤面。與摩擦盤環接觸摩擦工作的兩摩擦盤一側盤面定義為內盤面，兩摩擦盤的另一側盤面定義為外盤面。制動卡鉗、摩擦片、摩擦片對一將應用于本發明雙向制動機構并與汽車現有盤式制動器中結構相同或類似的各種制動卡鉗繼續稱為制動卡鉗，制動卡鉗上的摩擦工作部件仍稱為摩擦片，因摩擦片通常成對使用，故也可稱之為摩擦片對。外摩擦副、內摩擦副——將由摩擦盤外盤面與制動卡鉗摩擦片接觸摩擦構成的摩擦副定義為外摩擦副，將由摩擦盤內盤面與摩擦盤環兩側盤面上摩擦環接觸摩擦構成的摩擦副定義為內摩擦副。卡鉗安裝支架——將與車輪轉軸滾動軸承外套固定連接或成一體、用于制動卡鉗與車體固定安裝的剛性安裝支架稱為卡鉗安裝支架。公轉、自轉、平動旋轉摩擦——摩擦盤繞曲軸輪軸主軸軸線的旋轉定義為公轉，同時又相對于曲軸輪軸上偏心軸軸線產生的逆向旋轉定義為自轉，當摩擦盤自轉與公轉的即時角速度值相等或近似相等時，由于摩擦盤上任何質點的運動軌跡均為與摩擦盤軸線繞曲軸輪軸主軸軸線公轉半徑相同或近似相同的圓周，且摩擦盤上任意兩質點之間的連線始終處于一種平行或近似平行的旋轉狀態，因此，將本發明中由同時公轉和自轉的摩擦盤與制動卡鉗摩擦片和摩擦盤環工作面之間產生的相對摩擦運動方式定義為平動旋轉摩擦。車輪固定法蘭盤——將與曲軸輪軸外端主軸固定連接、專門用于車輪固定安裝的連接法蘭盤定義為車輪固定法蘭盤。反向制動力矩、反向制動器、反向制動方法-將與車輪旋轉方向相反的現有輪
式交通工具車輪制動機構的制動力矩，定義為反向制動力矩；將僅有反向制動力矩的全部現有盤式、鼓式制動器，統稱為反向制動器；將制動器僅有反向制動力矩的制動方法，定義為反向制動方法，也可稱之為單向制動方法、反向制動技術。雙向制動方法、同向制動力矩、雙向制動力矩、雙向制動器——本發明制動方法中，與車輪旋轉方向相反、相同的兩種制動機構制動力矩因同時相互作用產生，為突出其鮮明的技術特征，故將該制動方 法定義為雙向制動方法，也可稱為雙向制動技術，定義其所對應的英文名稱為Sual-dire ctions Braking technology,英文縮寫為DBT ;將其中與車輪旋轉方向相同的制動機構制動力矩定義為同向制動力矩，與其同時相互作用產生且與車輪旋轉方向相反的制動機構制動力矩仍稱之為反向制動力矩，并將反向、同向制動力矩統稱為雙向制動力矩，將本發明制動方法中同時具有反向、同向制動力矩的制動機構定義為雙向制動機構，或雙向制動器。DABS雙向制動防車輪抱死系統——將在由本發明雙向制動機構構成的汽車雙向制動系統中，為防止剎車時車輪被抱死、車輪滑動而設計的汽車電子安全制動控制系統，定義為雙向制動防車輪抱死系統，并將其所對應的英文名稱定義為Sual-directionsAnt1-lock Braking System,英文縮寫為 DABS。DEBD雙向電子制動力分配——將在由本發明雙向制動機構構成的汽車雙向制動系統中，為防止剎車時左右兩側車輪雙向制動力分配不均，造成前輪側滑轉向失控跑偏、后輪側滑車身橫擺甩尾而設計的汽車電子安全制動控制功能，定義為雙向電子制動力分配，將對應的英文名稱定義為2ual-directions￡lectric Brake force Distribution,英文縮寫為DEBD。DESP雙向制動電子穩定程序——將在由本發明雙向制動機構構成的汽車雙向制動系統中，為實現主動監測控制汽車的行駛安全穩定性，防止前輪轉向過度或不足與失控跑偏、后輪側滑車身橫擺甩尾而設計的汽車主動安全電子控制功能，定義為雙向制動電子穩定程序功能，并將其所對應的英文名稱定義為^ual-directions Electronic StabilityProgram,英文縮寫為DESP 。
權利要求
1.一種盤式制動器的雙向制動方法，包括結構組成、摩擦運動方式、力學原理、功能性能的設定及應用在內，其特征是制動器由一個有三同軸心軸段和兩偏軸心軸段的曲軸輪軸、兩個摩擦盤、一個摩擦盤環和至少一副制動卡鉗四種核心工作部件組成，所述兩偏軸心軸段以互相錯相180度角設置在所述三同軸心軸段的兩兩軸段之間，所述兩摩擦盤分別位于所述兩偏軸心軸段上，所述摩擦盤環設置在所述兩偏軸心軸段之間的同軸心軸段上并被夾壓在兩摩擦盤之間，所述每副制動卡鉗上設有一對工作面相向的摩擦片，制動器的目標功能通過兩摩擦盤內外盤面分別與摩擦盤環、每副制動卡鉗摩擦片對工作面之間的同時相互摩擦并在同軸心軸段上同時形成雙向制動力矩的方式實現，制動器不工作時，在兩摩擦盤與每副制動卡鉗上摩擦片對的工作面之間不發生接觸摩擦，兩摩擦盤和摩擦盤環僅通過相互之間的旋轉靜摩擦作用，跟隨曲軸輪軸繞其同軸心軸段軸線同步旋轉，制動器工作時，通過每副制動卡鉗上摩擦片對同時對兩摩擦盤和摩擦盤環工作面的軸向相向壓力作用，使兩摩擦盤繞曲軸輪軸同軸心軸段軸線產生同步公轉，同時又分別相對于曲軸輪軸兩偏軸心軸段軸線產生與兩摩擦盤同步公轉方向相反的同步逆向自轉，同時又使摩擦盤環相對于同軸心軸段軸線產生與兩摩擦盤同步公轉方向相反的同步逆向旋轉，因此，在兩摩擦盤、每副制動卡鉗上摩擦片對和摩擦盤環的工作面之間形成同步平動旋轉摩擦，并建立兩摩擦盤同步平動旋轉摩擦的角速度和力矩約束機制，從而使曲軸輪軸同軸心軸段同時分別產生與其轉動方向相反的反向制動力矩、與其轉動方向相同的同向制動力矩，且當反向制動力矩是同向制動力矩的兩倍時，在同比工作條件下，制動器可產生三倍于汽車現有反向制動器制動性能的雙向制動期望性能。
2.一種盤式制動器的雙向制動方法所采用的制動機構，包括制動卡鉗，其特征是設有一個由三同軸心軸段和兩偏軸心軸段構成的曲軸輪軸、兩個摩擦盤、一個摩擦盤環、一個車輪固定法蘭盤和至少一副制動卡鉗及相對應的卡鉗安裝支架；所述兩偏軸心軸段以互相錯相180度角方式，設置在所述三同軸心軸段的兩兩軸段之間，使三同軸心軸段中的兩段同軸心軸段處于所述曲軸輪軸的兩端，三同軸心軸段中的一段同軸心軸段處于兩偏軸心軸段之間；所述兩摩擦盤分別位于所述兩偏軸心軸段上，所述摩擦盤環設置在位于所述兩偏軸心軸段之間的同軸心軸段上并被夾壓在兩摩擦盤之間，使兩摩擦盤面在兩偏軸心軸段軸向上獲得等工作壓力承載能力，同時在同軸心軸段轉動方向上形成雙向制動力矩工作能力；位于所述曲軸輪軸兩端的兩同軸心軸段，分別用于所述車輪固定法蘭盤的固定安裝、與車輪轉軸軸承的旋轉連接；在所述每副制動卡鉗上，均設有一對工作面相向的摩擦片和至少一個液壓分泵，液壓分泵為每副制動卡鉗摩擦片對提供相向工作壓力，以確保處于工作狀態時的每副制動卡鉗摩擦片對工作面均能與兩摩擦盤面發生接觸摩擦；所述的所有卡鉗安裝支架，與車輪轉軸靜止軸套部分固定連接或成一體；所述每副制動卡鉗固定安裝在所述對應的卡鉗安裝支架上，使所述的每副制動卡鉗液壓分泵和摩擦片對可同時為所述的兩摩擦盤與摩擦盤環之間工作面提供軸向工作壓力；制動機構不工作、處于所述的非工作回位狀態時，在所述的兩摩擦盤與每副制動卡鉗上摩擦片對工作面之間不發生接觸摩擦，兩摩擦盤和所述摩擦盤環僅通過相互之間的旋轉靜摩擦作用，將跟隨所述曲軸輪軸繞其同軸心軸段軸線同步旋轉，在同軸心軸段上不產生制動力矩；制動機構工作開始時，對應所述曲軸輪軸同軸心軸段的即時轉速，首先由所述每副制動卡鉗上液壓分泵同步產生一個“上升斜率波壓力”，相向推動所述每副制動卡鉗摩擦片對工作面與所述兩摩擦盤面同時接觸并產生軸向工作壓力，并在該軸向工作壓力的作用下，兩摩擦盤開始繞所述曲軸輪軸同軸心軸段軸線產生同步公轉，同時又分別相對于所述曲軸輪軸兩偏軸心軸段軸線產生與兩摩擦盤同步公轉方向相反的同步逆向自轉，同時又使所述摩擦盤環相對于其所在同軸心軸段軸線產生與兩摩擦盤同步公轉方向相反的逆向旋轉，因此，在兩摩擦盤與每副制動卡鉗摩擦片對、摩擦盤環的工作面之間，同步形成機構工作開始時所固有的平動旋轉摩擦瞬態沖激過程，在兩摩擦盤平動旋轉摩擦瞬態沖激過程完成并迅速進入平動旋轉摩擦穩態工作過程之后，由每副制動卡鉗液壓分泵同步產生的“上升斜率波壓力”立刻結束，并立刻產生任意波形的工作壓力作用于每副制動卡鉗摩擦片對、兩摩擦盤、摩擦盤環的工作面之間，以保持兩摩擦盤的平動旋轉摩擦穩態工作，使曲軸輪軸同軸心軸段同時分別產生與其轉動方向相反的反向制動力矩、與其轉動方向相同的同向制動力矩，且當反向制動力矩是同向制動力矩的兩倍時，在同比工作條件下，制動機構可產生三倍于汽車現有反向制動器制動性能的雙向制動期望性能；制動機構工作結束后，對應所述曲軸輪軸同軸心軸段的即時轉速，所述每副制動卡鉗上液壓分泵同步產生一斜率可變的“下降斜率波壓力”，使所述的每副制動卡鉗摩擦片對、兩摩擦盤、摩擦盤環工作面之間快速完成制動機構工作結束時所固有的平動旋轉摩擦瞬態沖激過程，每副制動卡鉗摩擦片對與兩摩擦盤之間工作面產生同步分離，兩摩擦盤和摩擦盤環同時停止相對于所述曲軸輪軸的逆向旋轉，自動返回所述的非工作回位狀態。
3.根據權利要求2所述的盤式制動器的雙向制動方法所采用的制動機構，在所述的兩摩擦盤與其曲軸輪軸兩偏軸心軸段之間，在所述的摩擦盤環與其曲軸輪軸同軸心軸段之間，均應采用滾動軸承安裝方式連接，以減小兩摩擦盤、摩擦盤環分別與其偏軸心軸段之間、同軸心軸段之間的旋轉摩擦，以便通過兩摩擦盤與摩擦盤環之間工作面的平動旋轉摩擦作用和兩偏軸心軸段力矩作用，在同軸心軸段上同時形成雙向制動力矩。
4.根據權利要求2所述的盤式制動器的雙向制動方法所采用的制動機構，為發揮其雙向制動期望性能，并承接汽車現有規范化應用的ABS剎車防車輪抱死系統、EBD電子制動力分配、ESP電子穩定程序等電子安全控制技術，設計有一種汽車雙向制動系統，其特征是在每個車輪輪轂內部空間各安裝一個所述的雙向制動機構，每個車輪并各設有一個輪速傳感器；在所述汽車雙向制動系統中，設有一個主要由微處理器構成的電子控制裝置，并為該電子控制裝置分別設有一個方向盤轉角傳感器、一個橫擺角速度傳感器、一個側向加速度傳感器、一個機械電子式制動踏板等主要電子檢測工作部件；在所述汽車雙向制動系統中，采用若干個限壓閥、比例閥等液壓調節部件，并以現有先進、成熟的ESP汽車電子穩定程序制動液壓控制器技術為基礎，設計安裝一套可在所述電子控制裝置控制下產生“斜率波壓力”且其上升和下降壓力斜率可變的制動液壓裝置，以便為所述每個雙向制動機構上的每副制動卡鉗液壓分泵提供工作壓力；在所述電子控制裝置中，為所述的每個輪速傳感器、方向盤轉角傳感器、橫擺角速度傳感器、側向加速度傳感器、機械電子式制動踏板等，分別設有相應數量的電子檢測輸入接口，為所述制動液壓裝置設有相應數量的電子控制輸出接口，并設有一個標準通信總線接口，以滿足所述汽車雙向制動系統各種實時輸入檢測、輸出與通信控制的應用要求。當所述汽車雙向制動系統運行在汽車行駛狀態時，當所述電子控制裝置通過所述電子檢測輸入接口檢測到機械電子式制動踏板動作電壓信號時，基于所述每個輪速傳感器及其電子檢測輸入接口實時檢測的車輪即時輪速，電子控制裝置自動控制所述制動液壓裝置為所述每個雙向制動機構上的制動卡鉗液壓分泵同步產生一個“上升斜率波壓力”，以引導控制每個雙向制動機構工作開始時所固有的平動旋轉摩擦瞬態沖激過程的響應時間和沖激強度，使每個雙向制動機構能夠同步快速地進入所述的平動旋轉摩擦穩態工作過程；一旦所述每個雙向制動機構同步完成所述的平動旋轉摩擦瞬態沖激過程，并進入所述的平動旋轉摩擦穩態工作過程后，所述電子控制裝置將通過所述的控制輸出接口，自動控制所述制動液壓裝置中限壓閥、比例閥的開度大小，立刻結束所述“上升斜率波壓力”的引導作用，同時再控制制動液壓裝置立刻為每個雙向制動機構同步產生大小可隨所述機械電子式制動踏板動作行程大小實時變化、任意波形的工作壓力，以實現每個雙向制動機構工作壓力的增壓、減壓或保壓，使每個雙向制動機構的平動旋轉摩擦穩態工作過程能夠產生相應大小的反向、同向制動力矩及雙向制動功效，直至所述機械電子式制動踏板動作電壓信號取消為止；當所述電子控制裝置通過所述電子檢測輸入接口檢測到機械電子式制動踏板動作電壓信號取消時，電子控制裝置基于所述電子輸入檢測接口及輪速傳感器實時檢測的車輪轉速，通過所述電子控制裝置的電子輸出控制接口，控制所述制動液壓裝置產生一個斜率與車輪即時轉速成比例的“下降斜率波壓力”，使所述每個雙向制動機構快速完成工作結束時所固有的平動旋轉摩擦瞬態沖激過程，同步自動返回所述的非工作回位狀態。當所述汽車雙向制動系統中的每個雙向制動機構處于所述的同步平動旋轉摩擦穩態工作過程時，所述電子控制裝置，基于所述每個車輪上輪速傳感器的實時檢測以及每個車輪輪胎與路面滑移率的實時計算判斷和所述每個雙向制動機構的雙向制動力矩大小等一系列實時自動檢測、計算、判斷和控制，可實現每個車輪的DABS雙向制動防車輪抱死系統和DEBD雙向電子制動力分配的控制功能，以避免緊急制動時因每個車輪輪胎超過路面最大摩擦附著力、每個車輪雙向制動力分配不均而產生滑動摩擦，汽車車身出現轉向失控跑偏、橫擺側滑甩尾等危險工況，進一步提高汽車雙向制動系統工作的安全可靠性。當所述汽車雙向制動系統運行在汽車行駛狀態時，所述電子控制裝置，通過所述的輪速傳感器、方向盤轉角傳感器、橫擺角速度傳感器、側向加速度傳感器及其電子檢測輸入接口的實時檢測和車身行駛穩定性的實時高速計算分析，當自動檢測到汽車前輪轉向過度或不足，一旦發現汽車車身行駛不穩定的預兆時，電子控制裝置將立刻通過對所述的制動液壓裝置、每個車輪雙向制動機構工作開始時的平動旋轉摩擦瞬態沖激過程、穩態工作過程所需工作壓力的自動控制，并基于所述DABS雙向制動防車輪抱死系統和DEBD雙向電子制動力分配的自動控制功能，利用每個雙向制動機構寬動態范圍的雙向制動性能，對每個雙向制動機構和車輪雙向制動力矩大小實時自動制動控制的方法，并結合可通過所述標準通信總線接口與現有汽車發動機管理系統實時通信所能實現的TCS牽引力控制系統或ASR防滑驅動控制系統等車輪驅動扭矩控制方法，對汽車轉向失控跑偏、橫擺側滑甩尾現象等行駛姿態給予實時修正，因此， 可實現DESP雙向制動電子穩定程序主動安全控制功能，更進一步提高汽車行駛的安全穩定性。
全文摘要
一種盤式制動器的雙向制動方法及其制動機構與應用，適用于汽車、列車和飛機等領域。雙向制動法及其制動機構中，包含一有三主軸和兩偏心軸的曲軸輪軸、兩摩擦盤、摩擦盤環和至少一副制動卡鉗及摩擦片，兩偏心軸以互相錯相180度設置在所述曲軸輪軸三主軸的兩兩軸段之間，兩摩擦盤分別位于兩偏心軸上，摩擦盤環設置在兩偏心軸之間的主軸上，通過兩摩擦盤分別與摩擦盤環和所述每副制動卡鉗摩擦片的同步平動旋轉摩擦，使所述主軸同時產生反向、同向制動力矩，同比現有反向制動器，制動性能可提高兩倍，車輪摩擦負荷不變；由雙向制動機構構成汽車雙向制動系統，可實現DABS、DEBD、DESP電子安全控制功能，大幅提高交通安全。
文檔編號B60T1/06GK103052824SQ201280001602
公開日2013年4月17日 申請日期2012年7月24日 優先權日2012年7月24日
發明者強海勝 申請人:強海勝