汽車制動主缸的設計

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目 錄 二 制動主缸的設計 2 2.1制動主缸的結構形式 2 2.2制動主缸的主要參數(shù)設計 3 2.2.1制動主缸直徑的確定 3 2.2.2出油孔型式及出油孔螺紋的規(guī)定 4 2.2.3裝彈性擋圈孔的規(guī)定 5 2.2.4補償孔尺寸及公差 6 2.2.5制動主缸的行程 6 2.3 主缸缸體毛坯材料的選擇 6 2.4 主缸缸體材料的校核 6 2.4.1出油口螺紋聯(lián)結強度 6 2.4.2缸體法蘭盤強度 7 2.4.3缸體壁厚的校核 7 2.4.4缸體底部應力校核 8 2.5 制動主缸活塞彈簧的設計 9 2.6 彈簧抗力的確定 10 2.7 彈簧的設計與校核 10 2.7.1設計計算所用符號的意義： 11 2.7.2彈簧設計所用基本公式 12 2.7.3彈簧的技術要求： 14 2.8制動主缸橡膠皮碗的設計 15 2.8.1橡膠皮碗同缸體的過盈量設計 15 2.8.2橡膠皮碗材料的選取 16 2.8.3皮碗截形的設計 16 2.9制動主缸活塞的設計 17 2.9.1活塞外圓同缸體內孔間隙值設計 17 2.9.2活塞材料及零件的表面處理 17 2.10 制動主缸的尺寸鏈分析 18 2.11 有兩個補償孔的串聯(lián)主缸產品技術條件 19 二 制動主缸的設計 2.1制動主缸的結構形式 制動主缸的作用是接受制動踏板的制動力，推動主缸活塞使主缸系統(tǒng)內建立液壓，以推動輪缸活塞，使制動器工作，實現(xiàn)汽車制動。制動主缸結構類型較多，按其結構的不同，可分為以下幾種類型： １按工作腔區(qū)分 按工作腔區(qū)分，可分為單腔制動主缸和雙腔制動主缸。單腔制動主缸只有一個工作腔，由這一個工作腔輸出液壓，然后分別送到各個車輪輪缸內，供各車輪制動器使用。這種主缸的特點是結構簡單，但當這一工作腔失效時，則整車制動功能全部失效?，F(xiàn)已經正在被雙腔主缸所替代。 雙腔制動主缸最常用的是串列雙腔制動主缸。工作腔為雙腔，當一腔失效時，另一腔能獨立地工作，只是踏板行程加長。 ２按補償孔型式區(qū)分 按補償孔型式可分為帶補償孔式制動主缸和不帶補償孔式制動主缸。帶補償孔式制動主缸工作時，推桿推動主缸活塞，活塞前的主皮碗經過補償孔，使主缸工作腔成為封閉腔，再繼續(xù)推動活塞，則主缸開始建壓。 不帶補償孔的制動主缸，現(xiàn)在最常用的是中心閥式制動主缸。中心閥式制動主缸取消了補償孔。在活塞的前端設計了一個單向閥門，替代了補償孔的作用。這種主缸目前僅配套于帶ABS的制動系統(tǒng)。這種制動主缸工作時，工作頻率較高， 若使用帶補償孔式的制動主缸，主缸的主皮碗要經常經過補償孔，長時間的工作將會對主皮碗造成損傷。使用中心閥式的制動主缸就避免了這種不足。 ３按與貯液罐連接方式區(qū)分 制動主缸同貯液罐的連接，一種是通過連接套直按連接，制動主缸同貯液罐成為一體。另一種是制動主缸本身不帶貯液罐，而是在制動主缸上帶進油管接頭，由進油管接頭再通過軟管同貯液罐連接。 ４按殘留閥型式區(qū)分 某些制動主缸出油口帶有殘留閥裝置，制動解除后，制動管路中相對大氣壓保持一定的壓力，防止制動管路系統(tǒng)內進入氣體。帶殘留閥式制動主缸一般用于鼓式制動器的制動系統(tǒng)。盤式制動器的制動系統(tǒng)一般使用不帶殘留閥式制動主缸，因為盤式制動器制動間隙較小，制動解除后，蹄片回位依靠輪缸活塞內橡膠密封圈的彈性變形力來進行。 2.2制動主缸的主要參數(shù)設計 制動主缸的主要參數(shù)包括: 1) 制動主缸的直徑 2) 制動主缸的行程 2.2.1制動主缸直徑的確定 制動主缸內孔直徑應能在額定的輸入力的作用下，產生制動系統(tǒng)所需要的制動液壓。 制動主缸缸體內孔直徑按其大小已經分等級標準系列化。設計制動主缸時，主缸體的內孔直徑應在按標準系列值內選取。具體內容見下表規(guī)定： 主缸直徑 (mm) 15.87 19.05 20.64 22.20 23.81 25.40 26.99 (in) 5/8 3/4 13/16 7/8 15/16 1 17/16 極限偏差 +0.04 ; +0 主缸直徑 (mm) 28.57 31.75 34.93 38.10 41.3 45.45 (in) 9/8 5/4 11/8 3/2 13/8 7/4 極限偏差 +0.053 ; +0 圖 1 制動主缸的結構簡圖 2.2.2出油孔型式及出油孔螺紋的規(guī)定 制動主缸內孔加工后, 表面粗糙度應在R0.4以上。 主缸的出油孔應位于主缸工作狀態(tài)的上端，以利于排氣。 主缸出油孔螺紋一般為M10X1，裝配擰緊力矩為14.7—17.7N.M。 出油口的一般結構形式如下: 圖 2 用錐面密封的出油口 圖 3 配密封塞的出油口 圖 4 配殘留閥的出油口 2.2.3裝彈性擋圈孔的規(guī)定 主缸缸體裝彈性擋圈孔位置無特殊要求時，可按下表選擇： D (mm) 20 22 24 26 28 30 32 D1(mm) 20+0.2 22+0.2 24+0.2 26+0.2 28+0.2 30+0.2 32+0.2 D2(mm) 21+0.2 23+0.2 25+0.2 27+0.2 29.4+0.2 31.4+0.2 33.6+0.2 T (mm) 1.1+0.1 1.1+0.1 1.3+0.1 1.3+0.1 1.3+0.1 1.3+0.1 1.3+0.1 D (mm) 34 35 36 38 40 42 46 D1(mm) 34+0.2 35.1+0.2 36.1+0.2 38.1+0.2 40.2+0.2 42.2+0.2 46.2+0.2 D2(mm) 35.8+0.2 37+0.2 38+0.2 40+0.2 43+0.2 45+0.2 49+0.2 T (mm) 1.6+0.1 1.6+0.1 1.6+0.1 1.6+0.1 1.6+0.1 1.6+0.1 1.6+0.1 圖 5 彈性擋圈結構尺寸簡圖 2.2.4補償孔尺寸及公差 補償孔起到一個平衡制動主缸及制動管路中制動液體積和壓力的作用。為使制動液通暢流過，補償孔需要一定的流通面積，一般規(guī)定為0.6~0.7(mm)，孔徑的極限偏差為+0.25(mm)?？椎纳疃纫话銥?.8~1.2(mm)。 2.2.5制動主缸的行程 制動主缸的行程， 應保證理論計算排液量大于分泵的使用量及制動管路的體積膨脹量之和。 且主缸的行程應小于與其相配的制動真空助力器的行程2(mm）。 2.3 主缸缸體毛坯材料的選擇 主缸缸體的材料一般為 HT 250 GB 9439 - 89 鑄造方法要求金屬模鑄造, 合金狀態(tài)為鑄態(tài) ZL 107 GB 1173 - 86 鑄造方法要求金屬模鑄造, 合金狀態(tài)為 T6 處理. (固溶處理加完全人工時效) 鑄鐵缸體要求表面噴漆, 漆膜應能耐制動液, 缸體毛坯表面應有用于毛坯測量、加工時的測量基準. 2.4主缸缸體材料的校核 2.4.1出油口螺紋聯(lián)結強度 按 <<機械設計手冊>>(機械工業(yè)出版社91年版)第3分冊第21篇第2章進行.` F0=T/K.d ………. (2.1) F0/S<[δ] ( 合格條件) ………. (2.2) S=(D2-d2).π/4 ………. (2.3) 安全系數(shù)取 n=1.25 F0:預緊力 N T:擰緊力矩 N.mm K:擰緊力矩系數(shù) d:螺紋公稱直徑 mm ds:螺紋小徑 mm D:出油口毛坯外徑 mm S:有效受力截面積 mm2 n:安全系數(shù) [δ]:許用應力 Mp 2.4.2缸體法蘭盤強度 按 <<機械設計手冊>>(機械工業(yè)出版社91年版)第1分冊第4篇第6章進行.` δmax = MMAX/W < [δ] ……….. (2.4) [δ] = δb/n ……….. (2.5) δmax:實際計算最大應力 Mpa δb: 材料抗拉強度極限 Mpa Mmax: 最大工作彎矩 W: 抗彎截面模量 2.4.3缸體壁厚的校核 按 <<機械設計手冊>>(機械工業(yè)出版社91年版)第1分冊第4篇第12章進行. K = R0 /RI ………..(2.6) k = r / RI …………(2.7) 徑向應力 δr = (K2 /k2 -1) Pi /(K2 - 1) ….(2.8) 周向應力 δθ = (K2 /k2 +1) Pi /(K2 - 1) ….(2.9) 軸向應力 δz = Pi /(K2 - 1) ….(2.10) 當r = Ri 即k = 1時, 三種應力分別最大 最大徑向應力 δrmax = Pi 最大周向應力 δθmax = (K2+1). Pi/(K2 - 1) 最大軸向應力 δZmax = Pi/(K2 - 1) 比較三種應力, 取最大應力作為校核應力 [δ] = δb /n 安全系數(shù)取n = 2.5 δr:徑向應力 Mpa δθ:周向應力 Mpa δz : 軸向應力 Mpa R I: 內孔半徑 mm R0: 外園半徑 mm r :所求點半徑 mm Pi: 主缸高使用壓力 Mpa 2.4.4缸體底部應力校核 按 <<機械設計手冊>>(機械工業(yè)出版社89年版)第4篇第4章進行.` h = 0.433D(Pi /[δ]1/2 …… (2.11) h:缸底壁厚 mm D:缸體內孔直徑 mm PI:主缸最高使用壓力 Mpa 2.5制動主缸活塞彈簧的設計 彈簧在制動主缸中所起的作用是：限定活塞及其它零件在主缸體內的相對位置，并保證在制動主缸制動解除時，使第一、二活塞迅速回位。 在第一、二活塞彈簧設計時，應注意以下幾個問題： 1.彈簧的外徑同主缸缸體內孔具有一定的間隙值，保證活塞在缸體內運動時， 彈簧外壁不劃傷缸體內孔， 其值應保證單邊間隙值不小于0.8mm。 2.彈簧的穩(wěn)定性是其設計中最重要的指標之一。除彈簧兩端需要并緊磨平外，對彈簧還要有垂直度的要求，以保證彈簧在主缸中正常工作時，不發(fā)生偏斜。具體標注可按GB 1239~76規(guī)定執(zhí)行。 3.彈簧的總圈數(shù)最好不要設計成整圈數(shù)，因為這樣彈簧兩端鋼絲的切斷點在一個方向，當彈簧壓縮時，彈簧容易向一個方向側偏，造成主缸的運動靈活性不好。 彈簧總圈數(shù)一般可選取1/4、1/2、3/4等非整數(shù)圈，使彈簧兩端切斷頭錯開，以提高彈簧的穩(wěn)定性。 4.彈簧鋼絲材料一般選?。慕M碳素彈簧鋼絲，例如： 碳素彈簧鋼絲 2.0-h11-GB342-82 D-GB4357-89 對于性能稍高的彈簧還可以選用G2組65Mn琴鋼絲，例如： 琴鋼絲 2.0-10-GB342-82 65Mn-G2-GB4357-89 5. 雙腔串聯(lián)式制動主缸第一活塞彈簧裝配抗力要比第二活塞彈簧裝配抗力高出20n左右，保證活塞開始向前運動時，主缸兩腔建壓前，第二活塞彈簧先被壓縮，使制動主缸的兩個活塞同時移動, 以保證產品性能。 2.6 彈簧抗力的確定 1 第一彈簧抗力的確定： 第一彈簧的裝配抗力應不大于制動主缸的最大輸入力的 3%。 2 第二彈簧抗力的確定： 第二彈簧的裝配抗力應小于第一彈簧裝配抗力20N左右。 3 彈簧裝配抗力點的測定： 第一抗力測定點為裝配抗力。抗力公差為抗力值的10%~20%。 第二抗力測定點為彈簧工作行程的 60%~70% 范圍內。 4 彈簧抗力的穩(wěn)定性 彈簧還應在彈簧壓縮到最大工作行程10次以后,仍能滿足抗力要求。 5制動主缸彈簧設計型式一般設計成圓柱彈簧，特殊情況下也可以設計成圓柱加圓錐的組合式彈簧。 彈簧旋向一般為右旋。也可以設計為左旋。但當某一腔的彈簧選用雙彈簧時，那么兩個彈簧必須一個是左旋，一個是右旋。 6 彈簧的表面處理一般選擇氧化處理，也可以采用鍍鋅處理，鍍鋅處理采用薄層處理，例如鍍層為 4μｍ。 2.7彈簧的設計與校核 彈簧的設計與校核計算按《機械設計手冊》（機械工業(yè)出版社1991年版）第4分冊第30篇第2章進行。 2.7.1設計計算所用符號的意義： d：彈簧鋼絲直徑 mm D2：彈簧中徑 mm P：彈簧的工作載荷 N F1：彈簧在駐室狀態(tài)下的工作載荷 N F2：彈簧在全壓縮狀態(tài)下的工作載荷 N F3：彈簧在75%全行程狀態(tài)下的工作載荷 N H：彈簧的全高 mm H1：彈簧的駐室高度 mm H2：彈簧在全行程狀態(tài)下的高度 mm H3：彈簧在75%全行程狀態(tài)下的高度 mm Hb：彈簧的壓并高度 mm F：工作載荷作用下的變形量 mm f1：彈簧在駐室狀態(tài)下的變形量 mm f2：彈簧在全行程狀態(tài)下的變形量 mm f3：彈簧在75%全行程狀態(tài)下的變形量 mm ｋ：彈簧剛度系數(shù)N/mm C ：旋繞比(彈簧指數(shù))C = D2/d tgα= t ……(2.12) π.D2 D2:彈簧中徑 d:材料直徑 t:彈簧節(jié)距 材料直徑 0.45~1 1.1~2.2 2.3~6 旋繞比 5~12 5~10 4~9 K ：曲度系數(shù)， P: 彈簧剛度 n ：彈簧的有效圈數(shù) n1：彈簧的總圈數(shù) G ：切變模量 Mpa b ：高徑比 τ ：工作載荷下的切應力 Mpa τ0：彈簧材料的脈動疲勞極限 Mpa τ1：F1作用下的切應力 Mpa τ2：F2作用下的切應力 Mpa τ3：F3作用下的切應力 Mpa τp：許用切應力 Mpa σb：彈簧鋼絲的抗拉極限強度 Mpa S ：疲勞強度安全系數(shù) SP：許用安全系數(shù) 2.7.2彈簧設計所用基本公式 螺旋壓縮彈簧設計計算 設計依據(jù)：預載抗力P1（kg f） 工作抗力P2 （kg f） 工作行程S （mm） 1.彈簧剛度 P`==（P2 - P1）/ S ………. (2.13 ) 預選鋼絲直徑： D (mm) 預選彈簧中徑： D2 (mm) 2.旋繞比 C == D2 / D ……… (2.14 ) 3.曲度系數(shù) K== (4C-1) / (4C-4)+ 0.615 / C ……… (2.15 ) 4.極限負荷 P3 == π.D3.[τ] …..….. (2.16 ) 8.K . D2 碳素鋼絲 [τ]= 100 (kg f/ mm2) 琴鋼絲 [τ]= 130 (kg f/ mm2) 5.工作圈數(shù)： N == G.D4 / 8.D23 . P` ………. (2.17 ) G= 8000 kg f / mm2 對于銅絲G= 4000 kg f / mm2 6.總圈數(shù)： N1 == N + 2 ………… (2.18 ) 7.單圈變形量：F3 == P3 / P` . N ………… (2.19 ) 8.極限變形量：F3A== P3 / P` ………… (2.20 ) 9.節(jié) 距：T == D + F3 …………. (2.21 ) 10.螺旋升角： tgα== T / πD2 …………..(2.22 ) 11.展開長： L == π. D2 . N1 …………. (2.23 ) cos α 12.自由高度： H == F3 . N + (N1— 0.5 ) . D ……… (2.24 ) 13.穩(wěn)定性： B == H / D2 ………… (2.25 ) 14.預載變形量：F1 == P1 / P` ………….(2.26 ) 15.工作變形量：F2 == P2 / P` ………… (2.27 ) 16.預載高度： H1 == H— F1 ………… (2.28 ) 17.工作高度： H2 == H— F2 …………(2.29 ) 18.壓死高度： H3 == H— F3A ………….(2.30 ) 對于1類彈簧，其抗力公差可取其抗力的5% 對于2類彈簧，其抗力公差可取其抗力的10% 對于3類彈簧，其抗力公差可取其抗力的15% 制動主缸彈簧有關的允差按下表選擇 彈簧外徑(或內徑)的允許偏差(GB 1239~76) 精度等級 旋 繞 比 最小偏差值 4--8 8--16 允許偏差 1 0.01D2 0.015D2 0.2 2 0.015D2 0.02D2 0.3 3 0.02D2 0.03D2 0.4 壓縮彈簧軸線與兩端面的垂直度公差點（GB 1239~76） 精度等級 細 長 比 最小公差值 ≤3 ＞3-5 公 差 1 0017H0 0.025H0 0.5 2 0.025H0 0.04H0 1 3 0.04H0 0.06H0 1.5 壓縮彈簧的軸線直線度公差，按GB1239~76的規(guī)定，為兩端面對軸線垂直度公差的一半。 彈簧幾何尺寸的公差，一般應根據(jù)GB1239-7的規(guī)定選取。當圖紙規(guī)定有指定高度下兩點或兩點以上載荷時，自由高度H0不應有公差要求，彈簧的內徑和外徑不可同時標注公差。 2.7.3彈簧的技術要求： 1.外觀要求 表面應光滑, 不允許有裂紋、 氧化皮、 銹蝕等缺陷. 不允許有深度超過材料直徑公差之半的個別壓痕和劃傷。 2.旋向 3.有效圈數(shù) 4.總圈數(shù) 5.工作極限應力 6.噴丸處理 7.氧化處理 8.兩端拼緊磨平, 去毛剌和銳邊. 圖 6 彈簧典型工作圖 2.8制動主缸橡膠皮碗的設計 2.8.1橡膠皮碗同缸體的過盈量設計 橡膠皮碗同制動主缸缸體內孔的過盈量是主缸設計中一個非常重要的參數(shù)。過大的過盈量，影響皮碗在缸體內運動的靈活性，可能造成活塞在主缸體內返程阻力太大，返程困難，甚至活塞不能完全回位；過小的過盈量，使主缸建壓時，皮碗密封不可靠，隨著主缸使用時間的加長，皮碗磨損越加劇，因而降低制動主缸的使用壽命。 過盈量值的選取同缸體內孔大小有關，承受高壓的主皮碗和承受低壓的副皮碗同缸體之間的過盈量值也不相同，一般為0.3~0.5毫米。 2.8.2橡膠皮碗材料的選取 橡膠皮碗在制動主缸中的工作條件較差，對其材料的要求也非常嚴格，除要求一定抗拉強度、硬度、延伸率等物理性能外，還要規(guī)定其耐制動液、高低溫性能、空氣老化等化學性能，為滿足這些要求，主缸中皮碗的材料一般選用黑色三元乙丙橡膠(EPDM)。材料及零件的理化性能可參考GB 7425《制動系橡膠皮碗技術條件》中的規(guī)定。 皮碗硬度是一個非常重要的參數(shù)，其數(shù)值的規(guī)定同許多因素有關，例如，主缸體內孔的大小，彈簧的硬度，皮碗本身的結構形式等等。皮碗硬度值的選取可參考其它已設計產品的規(guī)定。 2.8.3皮碗截形的設計 皮碗截形設計直接影響皮碗密封效果及皮碗的使用壽命，密封唇邊設計不合理，會造成皮碗密封不可靠，唇邊磨損加快，使用壽命降低；皮碗的結構形式不合理，會造成皮碗的強度低，容易損壞。皮碗結構形式的設計一般都要進行大量的試驗，以驗證其結構的合理性及使用壽命，下面形式皮碗的設計是通過實踐驗證可行的，可供設計者直接選用。 圖 7 制動主缸主皮碗截形的設計 2.9制動主缸活塞的設計 2.9.1活塞外圓同缸體內孔間隙值設計 主缸正常工作時，活塞在主缸體內運動，活塞外圓同缸體內孔表面經常處于輕微的接觸狀態(tài)，活塞外圓對活塞運動起到一個附著、支撐、導向的作用?；钊鈭A同缸體內孔間隙值選擇的是否合理，會造成活塞在主缸體內犯卡，損傷活塞外圓或主缸體 內孔表面，嚴重時會使活塞運動不回位，主缸無法正常工作。因此，活塞同缸體內孔間隙值規(guī)定是否合理，直接影響到主缸的性能和使用壽命。主缸設計沒有特殊要求時可確定為 0.05~0.12 (mm) 主缸活塞的公差一般可以設計為 -0.052~-0.077(mm) 2.9.2活塞材料及零件的表面處理 一般鑄鋁缸體選用易切鋼材料的活塞，材料為: 易切鋼 11-27-GB905-82 Y15-GB8731-88 鑄鐵缸體選用鍛鋁材料的活塞，活塞材料選用 鍛鋁 LD30 CS-GB3190-82 22-GB10572-89 活塞的表面處理一般有兩個主要目的。一方面起到表面防腐作用，另一方面起到提高活塞表面硬度的作用。易切鋼材料的活塞表面一般采用氧化處理；鍛鋁材料的活塞表面一般采用低溫或常溫氧化處理，即起到了表面防腐作用，又起到了提高表面硬度的作用。 活塞粗糙度、形位公差、外圓棱邊規(guī)定標注示例如下： 圖 8 主缸第一活塞標注示例 圖 9 主缸第二活塞標注示例 2.10 制動主缸的尺寸鏈分析 制動主缸的尺寸鏈要求比較嚴格。其中第一活塞行程X1，第二活塞行程X2 必須按主缸性能要求設計，而且應稍大一些。第一活塞的空行程X3，第二活塞的空行程X4 應相等，并保證在0.75—2.2(mm)之間。而第一主缸的主皮碗至第一出油口的距離X5，必須大于制動主缸的總行程（X1+X2）。第二主缸的主皮碗至第二出油口的距離X6應大于第二活塞的行程X2，其尺寸鏈標示如下： 圖10 制動主缸尺寸鏈分析簡圖 2.11 有兩個補償孔的串聯(lián)主缸產品技術條件 1 總則 1.1 本產品技術條件適用于灰口鑄鐵和鋁缸體，以及陽極氧化的鋁活塞、EPDM皮碗和內個補償孔組成的串聯(lián)主缸。該種串聯(lián)主缸用于汽車制動系統(tǒng)，是汽車的安全部件。 2 引用標準 ATE N 553 11.5 sh200 制動液 ATE N 543 80 制動部件內部清潔度 3 制造商的責任 制造商應對其產品，全部材料的質量負責。 因為汽車制動系統(tǒng)部件為安全件,所以必須嚴格符合技術文件，并具有專門的質保措施，所有部件必須符合設計圖紙、標準(產品標準、ATE標準、DIN標準等)規(guī)定的技術要求，只有通過設計部門首批樣件認可后方可供貨。 涉及材料(原材料、半成品材料)及其處理方法、組成、工藝、產地、性能、標志和包裝方面的更換之前，制造商必須盡早書面通知設計部門，如果需要以便允許下一輪首批樣件測試，即使更改后仍在規(guī)定公差范圍內的更改(如改變公差帶,平均值)也要通知設計部門。 僅憑更改通知不能就改后的產品進行供貨。 明確責任后，制造商必須達到上面規(guī)定的全部供貨技術條件。 4 產品說明 4.1 用途 液壓制動系中的串聯(lián)主缸用來把踏板力轉化為壓力，來補償壓力下降和體積的變化。 4.2 圖紙技術條件 形狀、尺寸、材料、重量、標志和表面處理必須達到圖紙要求,除非另有說明，所有壓力應理解為表壓(超過大氣壓)。 4.3 表面處理(性能和裝配要求)必須在裝配過程中(如注油)根據(jù)圖紙和工藝進行，部件必須清潔。 4.4 擰緊力矩按圖紙規(guī)定執(zhí)行。 4.5 實驗中不許出現(xiàn)噪音。 4.6 100bar壓力下，效率應達到常規(guī)水平約90%。 4.7 最大操作壓力:205bar。 溫度范圍為:-40℃--＋100℃ 4.8 除非另有說明，制動液為ATE制動液DOT3/DOT4，符合ATE N553 11.5。 4.9 內部清潔度的測試方法和極限值按ATE N 543 80標準。 5 要求 輪缸上制動液的體積排量應足夠大，保證在壓力小于10bar的條件下，主副腔活塞主皮碗完全移過補償孔。 5.1 穩(wěn)定性要求(常溫) 5.1.1 爆破壓力要求 把裝配后的主缸所有油口配上法蘭和螺帽，模擬正常生產條件，或者把密封錐上的同一孔密封。 把主缸注滿制動液，排氣后固定到助力器（或殼體）上。 實驗位置 1:第二活塞接觸缸底。 實驗位置 2:第一、二活塞主皮碗移過補償孔4~5mm。 通過第一活塞施加作用力，要求在最低350bar壓力或者最小15,000N力，持續(xù)10秒鐘，整個串聯(lián)主缸不得損壞或出現(xiàn)裂紋。在實驗位置1和2必須達到此項要求。 5.1.2 出油口穩(wěn)定性要求 用VP防腐劑潤濕帶凸緣管和螺帽，擰到圖紙規(guī)定最大擰緊力矩5次，第6次試圖增大力矩直到斷裂。 螺紋脫落力矩:min 30Nm； 擰緊速度:約3周/分。 5.1.3 主缸內部零件允許載荷 主缸裝配后，未注入制動液時，通過第一活塞施加10,000N力， 所有主缸內部零件的永久長度變形不得超過max 0.1mm。主缸的性能不應受到損害。 5.1.4 彈簧擋圈允許載荷 所有出油孔關閉，通過儲液罐圓孔在min10秒鐘內建起15bar1bar壓力。 零件上不許出現(xiàn)斷裂或裂紋現(xiàn)象。 5.1.5 儲液罐拔出力 把儲液罐沿軸線方向從連接套內拔出所需的力為min200N，拆卸壓力 min 6.5bar。 5.2 性能要求(室溫條件) 5.2.1 補償孔打開性能 與助力器連接后補償孔應100%打開。 5.2.2 供油孔打開性能 與助力器連接后，在有真空作用在副皮碗和柱塞上,Φ2.5mm的油孔應100％打開。 5.2.3 除非圖紙上另有說明，所有部件都可無損壞裝配/拆卸裝，尤其是皮碗。 5.2.4 壓力差 制動主缸產生液壓100bar后，在活塞停下時，第一腔、第二腔壓力差最大為6bar。 5.2.5 壓力補充時間、返程力、返程時間 室溫下任一壓力腔壓力補充時間max 1s，殘留的返程力min 5N,活塞應在0.2秒內復位， 壓力減少到零。皮碗唇部不應粘連彈簧座、活塞或皮碗體，并且能恢復原來位置（即唇部靠近缸壁）。 5.2.6 排量和最大行程按圖紙要求. 5.2.7 排氣性能要求 1) 通過踏板排氣，最多踏動踏板10次(在max 0.3mm內，應達到設計空行程)。 2) 加壓排氣，施加2--3bar壓力，超過40秒(在0.3mm內，應達到設計空行程)。 3) 自身排氣，自身排氣由安裝到汽車上的位置來保證或限制。 5.2.8 空行程 空行程是指第一活塞由起始位置運動到兩腔無壓力補償或剛好經過兩個補償孔時的行程。(主皮碗靠在活塞上) 5.2.9 活塞同步運動性能 不論所有彈簧在公差范圍內如何，第一和第二活塞工作時應同時運動。 5.2.10 密封性能要求(常溫) 5.2.10.1 高壓密封性(液壓) 主缸充滿制動液，第二腔活塞行程為121mm，在2005bar壓力下，壓力穩(wěn)定10秒和30秒后，壓力降不應超過max. 5bar。 5.2.10.2 真空密封性(氣壓) 關閉出液孔,真空由儲液罐孔輸入. 5.2.10.2.1 a) 加真空度2~3mbar(絕對)。真空泵運行的靜置時間60~300s。 b) 關閉真空管道（在＜0.5秒內），測量壓力變化量（從起始壓力3mbar開始，20秒后△P≤2mbar，絕對）。 測量容積:500cm3－50cm3（整個制動系統(tǒng)） 5.2.10.2.2 副皮碗的真空密封性 測量體積為15025cm3，穩(wěn)定真空0.60.1bar時，活塞在3秒鐘運動3次，行程121mm，與起始位置的真空降不超過0.1bar。 5.2.10.3 低壓密封性(氣壓) 把串聯(lián)主缸浸于6:1測試液中(3.9902-0106.1)。不對密封圈施加壓力（主缸有兩個密封圈）。施加0.3bar0.1bar和5bar0.2bar氣壓時，無氣泡出現(xiàn)。 對單個密封圈施加作用力， 施加0.3bar0.1bar和5bar0.2bar。氣壓時，無氣泡出現(xiàn)。 主皮碗: 活塞在3秒鐘運動3次， 行程約為121mm； 施加0.30.1bar和5.00.2bar氣壓時，無氣泡出現(xiàn)， 應停止壓力補償. 副皮碗: 活塞在3秒內至少運動3次，行程約為121mm；當施加0.30.1bar和5bar0.2bar氣壓時，無氣泡出現(xiàn)。 5.3 強度要求 通過第一腔儲液孔向串聯(lián)主缸加壓，(該步驟不測第一腔主皮碗)，副皮碗的所有零件應能承受min 138 bar壓力30秒鐘。 同樣對第一腔供液孔中壓進的鋼珠施加力，該鋼珠應嚴格密封缸體，即使在120℃條件下，也能承受要求的壓力。 6 耐久性試驗要求 與助力器一起進行耐久試驗，助力器真空度0.8bar。 次序 次數(shù)行程 溫 度℃ 動作頻率 行程=752% 1 105 000 +235 1000100 （主缸正常行程 2 150 000 +1203 1000100 參見附頁壓力曲線 3 45 000 -403 60050 4 200 000 +235 100050 允許泄漏1cm3/100,000次,不超過0.2cm3/10,000次。與助力器一起進行的耐久實驗可以在正常的加工控制過程中進行。耐久性試驗完成后， 仍需達到5節(jié)要求(5.2.10.2.1除外)。 24