汽车制动主缸的设计

目 录二 制动主缸的设计22.1制动主缸的结构形式22.2制动主缸的主要参数设计32.2.1制动主缸直径的确定32.2.2出油孔型式及出油孔螺纹的规定42.2.3装弹性挡圈孔的规定52.2.4补偿孔尺寸及公差62.2.5制动主缸的行程62.3 主缸缸体毛坯材料的选择62.4 主缸缸体材料的校核62.4.1出油口螺纹联结强度62.4.2缸体法兰盘强度72.4.3缸体壁厚的校核72.4.4缸体底部应力校核82.5 制动主缸活塞弹簧的设计92.6 弹簧抗力的确定102.7 弹簧的设计与校核102.7.1设计计算所用符号的意义：112.7.2弹簧设计所用基本公式122.7.3弹簧的技术要求：142.8制动主缸橡胶皮碗的设计152.8.1橡胶皮碗同缸体的过盈量设计152.8.2橡胶皮碗材料的选取162.8.3皮碗截形的设计162.9制动主缸活塞的设计172.9.1活塞外圆同缸体内孔间隙值设计172.9.2活塞材料及零件的表面处理172.10 制动主缸的尺寸链分析182.11 有两个补偿孔的串联主缸产品技术条件19二 制动主缸的设计2.1制动主缸的结构形式 制动主缸的作用是接受制动踏板的制动力，推动主缸活塞使主缸系统内建立液压，以推动轮缸活塞，使制动器工作，实现汽车制动。制动主缸结构类型较多，按其结构的不同，可分为以下几种类型：按工作腔区分 按工作腔区分，可分为单腔制动主缸和双腔制动主缸。单腔制动主缸只有一个工作腔，由这一个工作腔输出液压，然后分别送到各个车轮轮缸内，供各车轮制动器使用。这种主缸的特点是结构简单，但当这一工作腔失效时，则整车制动功能全部失效。现已经正在被双腔主缸所替代。 双腔制动主缸最常用的是串列双腔制动主缸。工作腔为双腔，当一腔失效时，另一腔能独立地工作，只是踏板行程加长。按补偿孔型式区分 按补偿孔型式可分为带补偿孔式制动主缸和不带补偿孔式制动主缸。带补偿孔式制动主缸工作时，推杆推动主缸活塞，活塞前的主皮碗经过补偿孔，使主缸工作腔成为封闭腔，再继续推动活塞，则主缸开始建压。 不带补偿孔的制动主缸，现在最常用的是中心阀式制动主缸。中心阀式制动主缸取消了补偿孔。在活塞的前端设计了一个单向阀门，替代了补偿孔的作用。这种主缸目前仅配套于带ABS的制动系统。这种制动主缸工作时，工作频率较高， 若使用带补偿孔式的制动主缸，主缸的主皮碗要经常经过补偿孔，长时间的工作将会对主皮碗造成损伤。使用中心阀式的制动主缸就避免了这种不足。按与贮液罐连接方式区分 制动主缸同贮液罐的连接，一种是通过连接套直按连接，制动主缸同贮液罐成为一体。另一种是制动主缸本身不带贮液罐，而是在制动主缸上带进油管接头，由进油管接头再通过软管同贮液罐连接。按残留阀型式区分 某些制动主缸出油口带有残留阀装置，制动解除后，制动管路中相对大气压保持一定的压力，防止制动管路系统内进入气体。带残留阀式制动主缸一般用于鼓式制动器的制动系统。盘式制动器的制动系统一般使用不带残留阀式制动主缸，因为盘式制动器制动间隙较小，制动解除后，蹄片回位依靠轮缸活塞内橡胶密封圈的弹性变形力来进行。2.2制动主缸的主要参数设计制动主缸的主要参数包括:1) 制动主缸的直径2) 制动主缸的行程2.2.1制动主缸直径的确定 制动主缸内孔直径应能在额定的输入力的作用下，产生制动系统所需要的制动液压。制动主缸缸体内孔直径按其大小已经分等级标准系列化。设计制动主缸时，主缸体的内孔直径应在按标准系列值内选取。具体内容见下表规定：主缸直径(mm)15.8719.0520.6422.2023.8125.4026.99(in) 5/83/413/167/815/16117/16极限偏差 +0.04 ; +0主缸直径(mm)28.5731.7534.9338.1041.345.45(in)9/85/411/83/213/87/4极限偏差 +0.053 ; +0 图 1 制动主缸的结构简图2.2.2出油孔型式及出油孔螺纹的规定制动主缸内孔加工后, 表面粗糙度应在R0.4以上。主缸的出油孔应位于主缸工作状态的上端，以利于排气。主缸出油孔螺纹一般为M10X1，装配拧紧力矩为14.717.7N.M。出油口的一般结构形式如下: 图 2 用锥面密封的出油口 图 3 配密封塞的出油口 图 4 配残留阀的出油口2.2.3装弹性挡圈孔的规定主缸缸体装弹性挡圈孔位置无特殊要求时，可按下表选择：D (mm) 20 22 24 26 28 30 32D1(mm) 20+0.2 22+0.2 24+0.2 26+0.2 28+0.2 30+0.2 32+0.2D2(mm) 21+0.2 23+0.2 25+0.2 27+0.229.4+0.231.4+0.233.6+0.2 T (mm)1.1+0.1 1.1+0.1 1.3+0.1 1.3+0.1 1.3+0.11.3+0.11.3+0.1D (mm) 34 35 36 38 40 42 46D1(mm) 34+0.235.1+0.236.1+0.238.1+0.240.2+0.242.2+0.246.2+0.2D2(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+0.11.6+0.11.6+0.1 图 5 弹性挡圈结构尺寸简图2.2.4补偿孔尺寸及公差 补偿孔起到一个平衡制动主缸及制动管路中制动液体积和压力的作用。为使制动液通畅流过，补偿孔需要一定的流通面积，一般规定为0.60.7(mm)，孔径的极限偏差为+0.25(mm)。孔的深度一般为0.81.2(mm)。2.2.5制动主缸的行程 制动主缸的行程， 应保证理论计算排液量大于分泵的使用量及制动管路的体积膨胀量之和。 且主缸的行程应小于与其相配的制动真空助力器的行程2(mm）。 2.3 主缸缸体毛坯材料的选择 主缸缸体的材料一般为 HT 250 GB 9439 - 89 铸造方法要求金属模铸造, 合金状态为铸态 ZL 107 GB 1173 - 86 铸造方法要求金属模铸造, 合金状态为 T6 处理. (固溶处理加完全人工时效) 铸铁缸体要求表面喷漆, 漆膜应能耐制动液, 缸体毛坯表面应有用于毛坯测量、加工时的测量基准.2.4主缸缸体材料的校核 2.4.1出油口螺纹联结强度 按 (机械工业出版社91年版)第3分册第21篇第2章进行. F0=T/K.d . (2.1) F0/S ( 合格条件) . (2.2) S=(D2-d2)./4 . (2.3) 安全系数取 n=1.25 F0:预紧力 N T:拧紧力矩 N.mm K:拧紧力矩系数 d:螺纹公称直径 mm ds:螺纹小径 mm D:出油口毛坯外径 mm S:有效受力截面积 mm2 n:安全系数 :许用应力 Mp 2.4.2缸体法兰盘强度按 (机械工业出版社91年版)第1分册第4篇第6章进行. max = MMAX/W . (2.4) = b/n . (2.5) max:实际计算最大应力 Mpa b: 材料抗拉强度极限 Mpa Mmax: 最大工作弯矩 W: 抗弯截面模量 2.4.3缸体壁厚的校核 按 (机械工业出版社91年版)第1分册第4篇第12章进行. K = R0 /RI .(2.6) k = r / RI (2.7) 径向应力 r = (K2 /k2 -1) Pi /(K2 - 1) .(2.8) 周向应力 = (K2 /k2 +1) Pi /(K2 - 1) .(2.9) 轴向应力 z = Pi /(K2 - 1) .(2.10) 当r = Ri 即k = 1时, 三种应力分别最大 最大径向应力 rmax = Pi 最大周向应力 max = (K2+1). Pi/(K2 - 1) 最大轴向应力 Zmax = Pi/(K2 - 1) 比较三种应力, 取最大应力作为校核应力 = b /n 安全系数取n = 2.5 r:径向应力 Mpa :周向应力 Mpa z : 轴向应力 Mpa R I: 内孔半径 mm R0: 外园半径 mm r :所求点半径 mm Pi: 主缸高使用压力 Mpa 2.4.4缸体底部应力校核 按 (机械工业出版社89年版)第4篇第4章进行. h = 0.433D(Pi /1/2 (2.11) h:缸底壁厚 mm D:缸体内孔直径 mm PI:主缸最高使用压力 Mpa 2.5制动主缸活塞弹簧的设计 弹簧在制动主缸中所起的作用是：限定活塞及其它零件在主缸体内的相对位置，并保证在制动主缸制动解除时，使第一、二活塞迅速回位。 在第一、二活塞弹簧设计时，应注意以下几个问题： 1.弹簧的外径同主缸缸体内孔具有一定的间隙值，保证活塞在缸体内运动时， 弹簧外壁不划伤缸体内孔， 其值应保证单边间隙值不小于0.8mm。2.弹簧的稳定性是其设计中最重要的指标之一。除弹簧两端需要并紧磨平外，对弹簧还要有垂直度的要求，以保证弹簧在主缸中正常工作时，不发生偏斜。具体标注可按GB 123976规定执行。 3.弹簧的总圈数最好不要设计成整圈数，因为这样弹簧两端钢丝的切断点在一个方向，当弹簧压缩时，弹簧容易向一个方向侧偏，造成主缸的运动灵活性不好。 弹簧总圈数一般可选取1/4、1/2、3/4等非整数圈，使弹簧两端切断头错开，以提高弹簧的稳定性。 4.弹簧钢丝材料一般选取组碳素弹簧钢丝，例如： 碳素弹簧钢丝 2.0-h11-GB342-82 D-GB4357-89 对于性能稍高的弹簧还可以选用G2组65Mn琴钢丝，例如： 琴钢丝 2.0-10-GB342-82 65Mn-G2-GB4357-895. 双腔串联式制动主缸第一活塞弹簧装配抗力要比第二活塞弹簧装配抗力高出20n左右，保证活塞开始向前运动时，主缸两腔建压前，第二活塞弹簧先被压缩，使制动主缸的两个活塞同时移动, 以保证产品性能。2.6 弹簧抗力的确定 1 第一弹簧抗力的确定： 第一弹簧的装配抗力应不大于制动主缸的最大输入力的 3%。 2 第二弹簧抗力的确定： 第二弹簧的装配抗力应小于第一弹簧装配抗力20N左右。 3 弹簧装配抗力点的测定： 第一抗力测定点为装配抗力。抗力公差为抗力值的10%20%。 第二抗力测定点为弹簧工作行程的 60%70% 范围内。 4 弹簧抗力的稳定性 弹簧还应在弹簧压缩到最大工作行程10次以后,仍能满足抗力要求。 5制动主缸弹簧设计型式一般设计成圆柱弹簧，特殊情况下也可以设计成圆柱加圆锥的组合式弹簧。 弹簧旋向一般为右旋。也可以设计为左旋。但当某一腔的弹簧选用双弹簧时，那么两个弹簧必须一个是左旋，一个是右旋。 6 弹簧的表面处理一般选择氧化处理，也可以采用镀锌处理，镀锌处理采用薄层处理，例如镀层为 4。2.7弹簧的设计与校核 弹簧的设计与校核计算按机械设计手册（机械工业出版社1991年版）第4分册第30篇第2章进行。 2.7.1设计计算所用符号的意义： d：弹簧钢丝直径 mm D2：弹簧中径 mm P：弹簧的工作载荷 N F1：弹簧在驻室状态下的工作载荷 N F2：弹簧在全压缩状态下的工作载荷 N F3：弹簧在75%全行程状态下的工作载荷 N H：弹簧的全高 mm H1：弹簧的驻室高度 mm H2：弹簧在全行程状态下的高度 mm H3：弹簧在75%全行程状态下的高度 mm Hb：弹簧的压并高度 mm F：工作载荷作用下的变形量 mm f1：弹簧在驻室状态下的变形量 mm f2：弹簧在全行程状态下的变形量 mm f3：弹簧在75%全行程状态下的变形量 mm ：弹簧刚度系数N/mm C ：旋绕比(弹簧指数)C = D2/d tg= t (2.12) .D2 D2:弹簧中径 d:材料直径 t:弹簧节距 材料直径 0.451 1.12.2 2.36 旋绕比 512 510 49 K ：曲度系数， P: 弹簧刚度 n ：弹簧的有效圈数 n1：弹簧的总圈数 G ：切变模量 Mpa b ：高径比 ：工作载荷下的切应力 Mpa 0：弹簧材料的脉动疲劳极限 Mpa 1：F1作用下的切应力 Mpa 2：F2作用下的切应力 Mpa 3：F3作用下的切应力 Mpa p：许用切应力 Mpa b：弹簧钢丝的抗拉极限强度 Mpa S ：疲劳强度安全系数 SP：许用安全系数 2.7.2弹簧设计所用基本公式 螺旋压缩弹簧设计计算设计依据：预载抗力P1（kg f） 工作抗力P2 （kg f） 工作行程S （mm） 1.弹簧刚度 P=（P2 - P1）/ S . (2.13 )预选钢丝直径： D (mm)预选弹簧中径： D2 (mm) 2.旋绕比 C = D2 / D (2.14 ) 3.曲度系数 K= (4C-1) / (4C-4)+ 0.615 / C (2.15 ) 4.极限负荷 P3 = .D3. . (2.16 )8.K . D2 碳素钢丝 = 100 (kg f/ mm2) 琴钢丝 = 130 (kg f/ mm2) 5.工作圈数： N = G.D4 / 8.D23 . P . (2.17 ) G= 8000 kg f / mm2 对于铜丝G= 4000 kg f / mm2 6.总圈数： N1 = N + 2 (2.18 ) 7.单圈变形量：F3 = P3 / P . N (2.19 ) 8.极限变形量：F3A= P3 / P (2.20 ) 9.节 距：T = D + F3 . (2.21 ) 10.螺旋升角： tg= T / D2 .(2.22 ) 11.展开长： L = . D2 . N1 . (2.23 ) cos 12.自由高度： H = F3 . N + (N1 0.5 ) . D (2.24 ) 13.稳定性： B = H / D2 (2.25 ) 14.预载变形量：F1 = P1 / P .(2.26 ) 15.工作变形量：F2 = P2 / P (2.27 ) 16.预载高度： H1 = H F1 (2.28 ) 17.工作高度： H2 = H F2 (2.29 ) 18.压死高度： H3 = H F3A .(2.30 ) 对于1类弹簧，其抗力公差可取其抗力的5% 对于2类弹簧，其抗力公差可取其抗力的10% 对于3类弹簧，其抗力公差可取其抗力的15%制动主缸弹簧有关的允差按下表选择弹簧外径(或内径)的允许偏差(GB 123976) 精度等级 旋 绕 比最小偏差值 4-8 8-16 允许偏差 10.01D20.015D20.2 20.015D20.02D20.3 30.02D20.03D20.4 压缩弹簧轴线与两端面的垂直度公差点（GB 123976）精度等级 细 长 比最小公差值 3 3-5 公 差 10017H00.025H0 0.5 20.025H00.04H0 1 30.04H00.06H0 1.5 压缩弹簧的轴线直线度公差，按GB123976的规定，为两端面对轴线垂直度公差的一半。 弹簧几何尺寸的公差，一般应根据GB1239-7的规定选取。当图纸规定有指定高度下两点或两点以上载荷时，自由高度H0不应有公差要求，弹簧的内径和外径不可同时标注公差。 2.7.3弹簧的技术要求： 1.外观要求 表面应光滑, 不允许有裂纹、 氧化皮、 锈蚀等缺陷. 不允许有深度超过材料直径公差之半的个别压痕和划伤。 2.旋向 3.有效圈数 4.总圈数 5.工作极限应力 6.喷丸处理 7.氧化处理 8.两端拼紧磨平, 去毛剌和锐边. 图 6 弹簧典型工作图2.8制动主缸橡胶皮碗的设计 2.8.1橡胶皮碗同缸体的过盈量设计 橡胶皮碗同制动主缸缸体内孔的过盈量是主缸设计中一个非常重要的参数。过大的过盈量，影响皮碗在缸体内运动的灵活性，可能造成活塞在主缸体内返程阻力太大，返程困难，甚至活塞不能完全回位；过小的过盈量，使主缸建压时，皮碗密封不可靠，随着主缸使用时间的加长，皮碗磨损越加剧，因而降低制动主缸的使用寿命。过盈量值的选取同缸体内孔大小有关，承受高压的主皮碗和承受低压的副皮碗同缸体之间的过盈量值也不相同，一般为0.30.5毫米。 2.8.2橡胶皮碗材料的选取 橡胶皮碗在制动主缸中的工作条件较差，对其材料的要求也非常严格，除要求一定抗拉强度、硬度、延伸率等物理性能外，还要规定其耐制动液、高低温性能、空气老化等化学性能，为满足这些要求，主缸中皮碗的材料一般选用黑色三元乙丙橡胶(EPDM)。材料及零件的理化性能可参考GB 7425制动系橡胶皮碗技术条件中的规定。 皮碗硬度是一个非常重要的参数，其数值的规定同许多因素有关，例如，主缸体内孔的大小，弹簧的硬度，皮碗本身的结构形式等等。皮碗硬度值的选取可参考其它已设计产品的规定。 2.8.3皮碗截形的设计皮碗截形设计直接影响皮碗密封效果及皮碗的使用寿命，密封唇边设计不合理，会造成皮碗密封不可靠，唇边磨损加快，使用寿命降低；皮碗的结构形式不合理，会造成皮碗的强度低，容易损坏。皮碗结构形式的设计一般都要进行大量的试验，以验证其结构的合理性及使用寿命，下面形式皮碗的设计是通过实践验证可行的，可供设计者直接选用。 图 7 制动主缸主皮碗截形的设计 2.9制动主缸活塞的设计 2.9.1活塞外圆同缸体内孔间隙值设计 主缸正常工作时，活塞在主缸体内运动，活塞外圆同缸体内孔表面经常处于轻微的接触状态，活塞外圆对活塞运动起到一个附着、支撑、导向的作用。活塞外圆同缸体内孔间隙值选择的是否合理，会造成活塞在主缸体内犯卡，损伤活塞外圆或主缸体内孔表面，严重时会使活塞运动不回位，主缸无法正常工作。因此，活塞同缸体内孔间隙值规定是否合理，直接影响到主缸的性能和使用寿命。主缸设计没有特殊要求时可确定为 0.050.12 (mm) 主缸活塞的公差一般可以设计为 -0.052-0.077(mm) 2.9.2活塞材料及零件的表面处理 一般铸铝缸体选用易切钢材料的活塞，材料为: 易切钢 11-27-GB905-82 Y15-GB8731-88 铸铁缸体选用锻铝材料的活塞，活塞材料选用 锻铝 LD30 CS-GB3190-82 22-GB10572-89活塞的表面处理一般有两个主要目的。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。易切钢材料的活塞表面一般采用氧化处理；锻铝材料的活塞表面一般采用低温或常温氧化处理，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、外圆棱边规定标注示例如下： 图 8 主缸第一活塞标注示例 图 9 主缸第二活塞标注示例 2.10 制动主缸的尺寸链分析 制动主缸的尺寸链要求比较严格。其中第一活塞行程X1，第二活塞行程X2 必须按主缸性能要求设计，而且应稍大一些。第一活塞的空行程X3，第二活塞的空行程X4 应相等，并保证在0.752.2(mm)之间。而第一主缸的主皮碗至第一出油口的距离X5，必须大于制动主缸的总行程（X1+X2）。第二主缸的主皮碗至第二出油口的距离X6应大于第二活塞的行程X2，其尺寸链标示如下： 图10 制动主缸尺寸链分析简图 2.11 有两个补偿孔的串联主缸产品技术条件1 总则1.1 本产品技术条件适用于灰口铸铁和铝缸体，以及阳极氧化的铝活塞、EPDM皮碗和内个补偿孔组成的串联主缸。该种串联主缸用于汽车制动系统，是汽车的安全部件。2 引用标准 ATE N 553 11.5 sh200 制动液 ATE N 543 80 制动部件内部清洁度3 制造商的责任 制造商应对其产品，全部材料的质量负责。 因为汽车制动系统部件为安全件,所以必须严格符合技术文件，并具有专门的质保措施，所有部件必须符合设计图纸、标准(产品标准、ATE标准、DIN标准等)规定的技术要求，只有通过设计部门首批样件认可后方可供货。 涉及材料(原材料、半成品材料)及其处理方法、组成、工艺、产地、性能、标志和包装方面的更换之前，制造商必须尽早书面通知设计部门，如果需要以便允许下一轮首批样件测试，即使更改后仍在规定公差范围内的更改(如改变公差带,平均值)也要通知设计部门。 仅凭更改通知不能就改后的产品进行供货。 明确责任后，制造商必须达到上面规定的全部供货技术条件。4 产品说明4.1 用途 液压制动系中的串联主缸用来把踏板力转化为压力，来补偿压力下降和体积的变化。4.2 图纸技术条件 形状、尺寸、材料、重量、标志和表面处理必须达到图纸要求,除非另有说明，所有压力应理解为表压(超过大气压)。4.3 表面处理(性能和装配要求)必须在装配过程中(如注油)根据图纸和工艺进行，部件必须清洁。4.4 拧紧力矩按图纸规定执行。4.5 实验中不许出现噪音。4.6 100bar压力下，效率应达到常规水平约90%。4.7 最大操作压力:205bar。 温度范围为:-40-1004.8 除非另有说明，制动液为ATE制动液DOT3/DOT4，符合ATE N553 11.5。4.9 内部清洁度的测试方法和极限值按ATE N 543 80标准。5 要求 轮缸上制动液的体积排量应足够大，保证在压力小于10bar的条件下，主副腔活塞主皮碗完全移过补偿孔。5.1 稳定性要求(常温)5.1.1 爆破压力要求 把装配后的主缸所有油口配上法兰和螺帽，模拟正常生产条件，或者把密封锥上的同一孔密封。 把主缸注满制动液，排气后固定到助力器（或壳体）上。 实验位置 1:第二活塞接触缸底。 实验位置 2:第一、二活塞主皮碗移过补偿孔45mm。 通过第一活塞施加作用力，要求在最低350bar压力或者最小15,000N力，持续10秒钟，整个串联主缸不得损坏或出现裂纹。在实验位置1和2必须达到此项要求。5.1.2 出油口稳定性要求 用VP防腐剂润湿带凸缘管和螺帽，拧到图纸规定最大拧紧力矩5次，第6次试图增大力矩直到断裂。 螺纹脱落力矩:min 30Nm； 拧紧速度:约3周/分。5.1.3 主缸内部零件允许载荷 主缸装配后，未注入制动液时，通过第一活塞施加10,000N力， 所有主缸内部零件的永久长度变形不得超过max 0.1mm。主缸的性能不应受到损害。5.1.4 弹簧挡圈允许载荷 所有出油孔关闭，通过储液罐圆孔在min10秒钟内建起15bar1bar压力。 零件上不许出现断裂或裂纹现象。5.1.5 储液罐拔出力 把储液罐沿轴线方向从连接套内拔出所需的力为min200N，拆卸压力 min 6.5bar。5.2 性能要求(室温条件)5.2.1 补偿孔打开性能 与助力器连接后补偿孔应100%打开。5.2.2 供油孔打开性能 与助力器连接后，在有真空作用在副皮碗和柱塞上,2.5mm的油孔应100打开。5.2.3 除非图纸上另有说明，所有部件都可无损坏装配/拆卸装，尤其是皮碗。5.2.4 压力差 制动主缸产生液压100bar后，在活塞停下时，第一腔、第二腔压力差最大为6bar。5.2.5 压力补充时间、返程力、返程时间 室温下任一压力腔压力补充时间max 1s，残留的返程力min 5N,活塞应在0.2秒内复位， 压力减少到零。皮碗唇部不应粘连弹簧座、活塞或皮碗体，并且能恢复原来位置（即唇部靠近缸壁）。5.2.6 排量和最大行程按图纸要求.5.2.7 排气性能要求 1) 通过踏板排气，最多踏动踏板10次(在max 0.3mm内，应达到设计空行程)。 2) 加压排气，施加2-3bar压力，超过40秒(在0.3mm内，应达到设计空行程)。 3) 自身排气，自身排气由安装到汽车上的位置来保证或限制。5.2.8 空行程 空行程是指第一活塞由起始位置运动到两腔无压力补偿或刚好经过两个补偿孔时的行程。(主皮碗靠在活塞上)5.2.9 活塞同步运动性能 不论所有弹簧在公差范围内如何，第一和第二活塞工作时应同时运动。5.2.10 密封性能要求(常温)5.2.10.1 高压密封性(液压) 主缸充满制动液，第二腔活塞行程为121mm，在2005bar压力下，压力稳定10秒和30秒后，压力降不应超过max. 5bar。5.2.10.2 真空密封性(气压) 关闭出液孔,真空由储液罐孔输入.5.2.10.2.1 a) 加真空度23mbar(绝对)。真空泵运行的静置时间60300s。 b) 关闭真空管道（在0.5秒内），测量压力变化量（从起始压力3mbar开始，20秒后P2mbar，绝对）。 测量容积:500cm350cm3（整个制动系统）5.2.10.2.2 副皮碗的真空密封性 测量体积为15025cm3，稳定真空0.60.1bar时，活塞在3秒钟运动3次，行程121mm，与起始位置的真空降不超过0.1bar。5.2.10.3 低压密封性(气压) 把串联主缸浸于6:1测试液中(3.9902-0106.1)。不对密封圈施加压力（主缸有两个密封圈）。施加0.3bar0.1bar和5bar0.2bar气压时，无气泡出现。 对单个密封圈施加作用力， 施加0.3bar0.1bar和5bar0.2bar。气压时，无气泡出现。 主皮碗: 活塞在3秒钟运动3次， 行程约为121mm； 施加0.30.1bar和5.00.2bar气压时，无气泡出现， 应停止压力补偿. 副皮碗: 活塞在3秒内至少运动3次，行程约为121mm；当施加0.30.1bar和5bar0.2bar气压时，无气泡出现。5.3 强度要求 通过第一腔储液孔向串联主缸加压，(该步骤不测第一腔主皮碗)，副皮碗的所有零件应能承受min 138 bar压力30秒钟。 同样对第一腔供液孔中压进的钢珠施加力，该钢珠应严格密封缸体，即使在120条件下，也能承受要求的压力。6 耐久性试验要求 与助力器一起进行耐久试验，助力器真空度0.8bar。次序次数行程温 度动作频率行程=752%1105 000+2351000100（主缸正常行程2150 000+12031000100参见附页压力曲线345 000-403600504200 000+235100050 允许泄漏1cm3/100,000次,不超过0.2cm3/10,000次。与助力器一起进行的耐久实验可以在正常的加工控制过程中进行。耐久性试验完成后， 仍需达到5节要求(5.2.10.2.1除外)。24