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助力器设计

浙江金峰

制

动

真

空

助

力

器

设

计

2003年3月16日

目录

一、制动真空助力器的设计3

1.1制动真空助力器的参数设计3

1.1.1助力比的确定3

1.1.2伺服膜片直径的确定:

5

1.1.3回位弹簧抗力的确定:

5

1.2制动真空助力器的特性（曲线）计算6

1.2.1启动值Fa的确定7

1.2.2跳增值JP的确定7

1.2.3最大助力点的计算7

1.2.4残留值Fa1的确定8

1.2.5返程曲线的描绘9

1.3装配尺寸链的计算9

1.4锥簧刚度的计算9

1.4.1锥簧半径每圈增量10

1.4.2锥簧大圈压死时抗力f210

1.4.3锥簧小圈压死时抗力f110

1.4.4锥簧大圈压死后,抗力与变形之间有下列关系:

11

1.5制动真空助力器的橡胶制品材料及过盈量的确定:

11

1.6部件铆接的要求及强度计算12

1.6.1控制阀杆与空气阀座的铆接12

1.6.2螺栓与壳体的铆接:

12

1.6.3前、后壳体收口，或旋合的连接强度12

1.6.4护圈与助力盘的铆接13

1.7零部件强度的校核13

1.7.1静载荷时单个螺栓强度的计算：

13

1.7.2螺栓的疲劳强度计算:

14

1.7.3阀杆部件的强度校验15

1.7.4控制阀体的强度校核:

15

1.8制动真空助力器特性曲线的综合评价15

1.8.1启动值Fa的一般要求及其性能含意16

1.8.2最大助力点E16

1.8.3升压曲线与降压曲线16

1.8.4关于制动真空助力器标准曲线的形成18

1.8.5有关试验条件的说明19

1.8.6改变制动真空助力器的助力比对助力器性能的影响20

1.8.7助力器的密封性21

一、制动真空助力器的设计

1.1制动真空助力器的参数设计

制动真空助力器的参数设计包括以下内容:

A.助力比的确定;

B.伺服膜片直径的确定;

C.回位弹簧抗力的确定;

D.与制动主缸相匹配后输出压力的关系.

1.1.1助力比的确定

制动真空助力器的助力比是指助力器的输出力与输入力之比。

图1双膜片制动真空助力器结构简图

制动真空助力器的助力比与制动系统中的踏板力、杠杆比、制动主缸直径、制动所需最大液压之间存在下列关系：

P=F.I.IT×η1………（1.1）

π/4×D2×η2

P--最大液压（MPa）

F--踏板力（N）

I--踏板杠杆

It--助力比

D--制动主缸直径（mm）

η1--助力器效率（0.95）

η2--制动主缸效率（0.96）

则助力器的助力比可以用下式计算：

IT=π/4×D2×P/η2

F×I×η1…………（1.2）

其中:

踏板力推荐值F≤500N（见FMVSS135-4.13）

当采用真空助力器时，应按下列选取

轿车200-250（N）

货车300-350（N）

最大≤450（N）

[例]某轻型车的制动系统的主要参数为：

最大液压:

9MPa.主缸直径:

20.64mm

杠杆比:

4.05如加装助力器请计算其助力比IT=?

IT=π/4×20.642×9/0.96=3.26

250×4.05×0.95

该助力器的助力比应为IT=3.26

根据ECE法规，当制动强度为0.3时，制动真空助力器失效（即助力比为1），该时的踏板力不得大于500N。

当助力器失效时的踏板力为:

F=π/4×D2×P0/η2………（1.3）

I×η1

其中:

P0是当制动强度为0.3时的制动液压。

P0值的选取可参考下列公式近似计算。

P0=P/Φ×0.3

P-制动管路最大液压（Mpa）

Φ-设计的最大同步附着系数

[承上例]

试计算该制动系统，当制动强度为0.3时的管路压力，及当助力器失效时的制动踏板力：

P0=9/0.75×0.3=3.6（Mpa）

则当助力器失效时的踏板力为:

F=π/4×20.642×3.6/0.96=326（N）

4.05×0.95

1.1.2伺服膜片直径的确定:

助力器的伺服膜片的直径与使用的真空度、助力比、踏板力之间存在下列之间关系:

DS2=（IT-1）×4×F…………（1.4）

P0×π

DS-伺服膜片直径（mm）

P0-使用的真空度

[承上例]P0=0.0667（Mpa）

试计算使用该助力器的伺服膜片的直径：

伺服膜片直径为:

DS=（3.26-1）×4×250×4.05=209（mm）

0.0667×π

伺服膜片直径的计算结果应按下表系列化来确定

mm

153

165

205

228

267

305

in

6

6.5

8

9

10.5

12

按表确定为228（mm）助力器

1.1.3回位弹簧抗力的确定:

制动真空助力器的回位弹簧的主要作用是保证控制阀体的迅速回位。

因此，其抗力值应尽可能取较大值，以提高返程时间的指标。

但由于其抗力值直接影响助力器的输出效率（0.95），因此制动真空助力器回位弹簧的抗力（F1）与助力器的最大输出力（F‘）存在下列关系:

F‘=F×It×I

F1=F‘×0.05………（1.5）

[承上例]计算该助力器的回位弹簧的抗力：

F1=250×4.05×3.26×0.05=165（N）

回位弹簧的预装抗力应为:

F1<165（N）

在制动真空助力器的设计过程中，如果用户已确定了助力器的助力比、膜片直径、及回位弹簧抗力等主要参数，则上述计算过程可以省略，但可以作为校核使用。

为使设计方便，下表列出了不同规格的助力器与不同规格的制动主缸相匹配时，所能达到的液压。

供方案设计时参考。

其中助力器的输入力按1000N，效率按0.95真空度按0.0667MPa。

助力器膜片最大伺服主缸直径（mm）/压力（MPa）

直径（寸）直径（MM）力（N）Φ19.05Φ20.64Φ22.2Φ23.81Φ25.4

6'15312267.556.15.274.754.2

6.5'16514267.826.665.765.184.4

7'17816608.67.336.35.684.84

8'203215810.38.757.566.745.78

9'228272312.1610.368.967.946.84

10'254338014.312.2110.69.358.06

10.5'266.73706.615.713.3611.55108.8

11'279.440901714.4512.510.869.5

12'305487319.616.6714.412.5311

制动主缸活塞面积（mm2）285334.6387445.2506.7

最大跳增值（N）171200232267303

1.2制动真空助力器的特性（曲线）计算

制动真空助力器特性曲线是在产品检测时,检测其输入力与输出力之间的线性关系曲线，其一般形式如下图所示：

图2制动真空助力器特性曲线的一般形式

Fa1--残留值Fa--启动值

JP--跳增值E---最大助力点

A1--输入力为300N时最小输出力

A2--输入力为800N时最小输出力

E0.5min--输出力为最大助力点时的50%时所需最小输入力

E0.5max--输出力为最大助力点时的50%时所需最小输入力

1.2.1启动值Fa的确定

启动值是指:

当制动真空助力器产生输出力时的最小输入力。

对于单阀体助力器:

Fa=F2+F3+FKP…………（1.6）

对于双阀体助力器:

Fa=FR-FKP…………（1.7）

F2--橡胶阀簧装配抗力（N）

F3--阀杆回动弹簧装配抗力（N）

FR--空气阀座簧装配抗力（N）

FKP--空气阀座气压作用力（N）

始动值Fa值推荐值应在下列范围之内:

50（N）≤Fa≤110（N）

1.2.2跳增值JP的确定

跳增值的大小与助力器的反馈盘受力过程有直接关系。

按有关规定，计算时采用250N，实测时不得大于300N。

跳增值另一确定方式是在该跳增值的作用下，所匹配的制动主缸所产生的液压不得大于0.6MPa。

检查助力器的跳增值的目的在于检查助力器的设计合理性与装配的正确性。

跳增值过大将破坏助力器的随动性，产生脉冲制动现象。

同时也将使助力器的耐久性急剧下降。

与助力器相配的制动主缸直径越小要求控制的跳增值也越小，设计较好而装配也正确的助力器，其跳增值很小，形成一园滑曲线过渡。

即提高了助力器的随动性，也使其耐久性有所提高。

1.2.3最大助力点的计算

制动真空助力器的最大助力点，是指由于真空的作用,而促使伺服膜片所产生的伺服力与此时的输入力之和。

当真空达到工作极限，也就是伺服膜片所产生最大伺服力时，助力器的输出力所对应的点，因此:

E=FS+EX………（1.8）

FS--伺服力（N）

EX--最大助力点时的输入力（N）

其中:

FS=π/4×DS2×P0………（1.9）

DS--伺服膜片的有效工作直径（mm）

P0--设定的真空工作极限（0.0667MPa）

伺服膜片的有效工作直径以膜片的园弧顶点为准，如下图所示:

图3伺服膜片有效直经

最大助力点时的输入力（Ex）与启动值Fa、伺服力Fs、助力比It之间存在下列关系：

Ex=Fa+FS/（IT-1）………（1.10）

最大助力点时的输出力（EY）与跳增值JP、最大输出力Ex，助力比IT，启动值Fa，回位弹簧抗力F1及助力器的效率η1之间存在下列关系：

EY=[P+（Ex-Fa）×IT-F1]×η1………（1.11）

如特性曲线输出为液压，则除考虑制动主缸的直径以外，还应考虑制动主缸的效率，

Ｐ出=EY/D2×π/4×η2………（1.12）

D--制动主缸直径（mm）

η2--制动主缸效率（0.96）

1.2.4残留值Fa1的确定

残留值的含意是指：

在制动解除过程中，当输出力降为零时，所残留的输入力值。

其本意是；即使由于传动机构的磨擦及踏板重力的影响使输入力没有降为零，但输出力必须可靠的降为零，以使制动解除。

根据有关法规的规定，残留值应大于30N。

1.2.5返程曲线的描绘

返程曲线的斜率由助力比确定，在计算时，不得考虑效率。

其含意是当助力器的效率为100%时的工作状态，并依此为基准恒量助力器的实际效率。

制动真空助力器的标准曲线，是在理论设计曲线的基础上，在一定的数量的产品中，以一致的试验条件，并且确认除曲线所评价的指标外，其它技术性能指标均是合格的产品，在进行输入－输出产品特性试验后而得的一组数据中，进行数理统计分折（见DIN7186），同时也包括用户的要求在内的基础上而定的。

而对于实测曲线与理论曲线之间有差异部份能进行充分说明的前提下，才能确定为该产品的标准特性曲线。

在产品确认时，设计部门在提供产品的标准曲线的同时，也应同时提供设计的理论曲线及计算依据以及实际测得的特性曲线及数理统计过程的有关说明。

1.3装配尺寸链的计算

制动真空助力器的装配尺寸直接影响产品的性能，现对其中主要装配尺寸作一般性规定，见下表：

序

项目

代号

数值

注

1

空气阀座与反馈盘的间隙

S1

0.7~1

平端接触

-0.1~0.2

尖端接触

2

控制阀与橡胶阀的真空阀口

S2

0.5~0.8

3

空气阀座行程

1.7~2.2

4

回位弹簧装配高度

H1

符合设计

5

阀门弹簧装配高度

H2

符合设计

6

推杠回动弹簧装配高度

H3

符合设计

7

控制阀体全行程

S

符合设计

8

主缸推杠与前壳端面距离

K

K±0.125

9

控制阀尾端面至密封处距离

全行程+3

10

前、后壳体装配高度

H

符合设计

11

前壳气封压入深度（R除外）

》2

12

后壳气封压入深度（R除外）

》2

13

1.4锥簧刚度的计算

在制动真空助力器、制动主缸中，广泛采用等螺旋角锥簧，以下推荐了有关等螺旋角锥簧的计算。

在锥簧未压死之前，锥簧的抗力与其变形量之间存在下列关系：

λ=16×R×n（r22+r12）（r2+r1）………（1.13）

G×d4

λ--锥簧的变形量（mm）

R--对应于变形量的抗力（N）

n--锥簧的有效圈数

G--锥簧材料的剪切弹性模量

d--钢丝直径（mm）

r1--锥簧小头圈半径（mm）

r2--锥簧大头圈半径（mm）

1.4.1锥簧半径每圈增量

K=r2-r1

n…………（1.14）

当K>d时,簧圈最终将被压在一个平面上。

1.4.2锥簧大圈压死时抗力f2：

f2=G×d4（H0-H3）…………（1.15）

32n.r22（r2+r1）

H0--锥簧的自由高度（mm）

H3--锥簧全压缩高度（mm）

当K>d时:

f2=G×π×d4.α………（1.16）

32r22

α--锥簧螺旋角

α=H0-d………（1.17）

n.π.（r2+r1）

1.4.3锥簧小圈压死时抗力f1

f1=G×d4（H0-H3）…………（1.18）

32n.r12（r2+r1）

当K>d时:

f1=G×π×d4.α………（1.19）

32r12

1.4.4锥簧大圈压死后,抗力与变形之间有下列关系:

K>d时:

λ=H0-d[2-f2-（r1）4-f]……（1.20）

2[1-（r1/r2）2]fr2f2

f–锥簧的最大负荷（N）

K

λ=H0-d[2-f-（r1）4-f]………（1.21）

2[1-（r1/r2）2]f2r2f2

1.5制动真空助力器的橡胶制品材料及过盈量的确定:

为确保制动真空助力器的产品性能及其耐久性的可靠,必须对助力器所采用的橡胶制品进行过盈可靠性计算,现对助力器所采用的橡胶制品的过盈量及材料、硬度作一般性规定。

（用户有特殊要求的除外）过盈量以单侧过盈（mm）表述，具体数值见下表：

序

密封部位

材料

邵尔硬度

过盈量

1

前壳密封与主缸推杠

NBR/SBR

A70±5

0.5—0.8

2

前壳密封与前壳体

0.35-0.45

3

膜片与控制阀体

SBR

A65±5

1.6—2.2

4

膜片与壳体

0.8—1.6

5

反馈盘与控制阀体

NBR

A60±3

0.15

6

橡胶阀部件与控制阀体

EPDM

A50±5

0.3—0.5

7

后壳密封与控制阀体

NBR

A70±5

0.5—0.8

8

后壳密封与后壳体

0.3—0.5

9

接头座与前壳体

CR

A55±5

1.2--2

注：

EPDM三元乙丙

NBR丁晴橡胶

CR氯丁橡胶

SBR丁苯橡胶

1.6部件铆接的要求及强度计算

1.6.1控制阀杆与空气阀座的铆接

图4控制阀杆与空气阀座的铆接示意图

在空气阀座的外园上均匀分布铆接3或6点。

铆接后两件之间的轴向间隙应小于0.2,各向摆角应大于3度。

（特殊情况按用户要求确定）。

铆接后强度指标见下表：

铆接点数量

铆接点宽度

铆接深度

铆接强度

空气阀座材料

Y12或Y15

3个铆接点

约1mm

约0.5mm

≥2500N

约2mm

约0.8mm

≥4000N

6个铆接点

约2mm

约0.8mm

≥5000N

1.6.2螺栓与壳体的铆接:

螺栓与加强板，壳体之间应满足密封要求，间隙应小于0.1mm。

在进行扭矩检查时，螺栓与壳体之间不得有相对移动。

螺栓的铆接高度推荐为1.4—1.6mm。

扭矩检验按下表：

螺栓精度等级

螺体性能等级

拧紧力矩

材料

M8-6h

5.8

20N.M

35

M8-6h

6.8

24N.M

35

M8-6e

8.8

30N.M

40Cr

1.6.3前、后壳体收口，或旋合的连接强度：

壳体收口处的深度应均匀一致，允许个别点收口深度超差，但不允许碰到壳体壁上。

旋合的凸出部份应凸出壳体外缘≥0.5mm。

前后壳体连接拉力载荷试验按下表进行：

连接方式

壳体材料厚度

拉力载荷

收口

1mm

≥10KN

1.5mm

≥20KN

旋合

1.5mm

≥10KN

前后壳体受拉力载荷时，其变形量按下表要求进行：

轴向拉力载荷:

6860N二次

壳体弹性变形<1.4mm

壳体永久变形<0.4mm

1.6.4护圈与助力盘的铆接

在助力盘上均匀地铆接3点,铆接后的连接强度推荐大于1200N.

1.7零部件强度的校核

螺栓是制动主缸总成与助力器总成连接或带主缸的真空助力器总成与踏板支架连接的安全件,为保证连接的刚度或紧密性,因此,应对螺栓的连接强度进行计算与校核。

其首要条件是依据总成工作载荷的不同要求，来选取不同性能等级的螺栓。

1.7.1静载荷时单个螺栓强度的计算：

A·螺栓的预紧力F’（N）依下式计算:

F’=TMAX………（1.22）

Kt.dmin

Tmax--螺栓的最大拧紧力矩（N.M）

Kt----拧紧力矩系数（一般为0.1--0.3）

dmin--螺栓的最小外径（mm）

B·对螺栓施加静载荷时的总拉力F0（N）

F0=F’+RC.F/2………（1.23）

RC--钢度系数（一般为0.2--0.3）

F---静载荷（N）[6860N]

C·螺栓拉应力的校核

δe=1.66F0≤[δ]……c………（1.24）

d12

δe--螺栓的拉应力（Mpa）

[δ]c–螺栓材料的许用拉应力（Mpa）

式中:

[δ]c=δs………（1.25）

n

δs–螺栓材料的屈服极限

n--安全系数（一般取1.2-1.5）

d1--螺栓的最小外径（mm）

D·工作时单个螺栓的强度计算：

计算螺栓的预紧力F’（同1.20）

计算主缸输出最高液压时螺栓所受的总拉力FZ

FZ=F’+KC×FV/2………（1.26）

FV=P.S

式中:

FV–主缸输出最高液压时的液压力（N）.

P–主缸输出的最高液压（Mpa）

S–主缸活塞的面积（mm2）

计算螺栓的拉应力δe（同1.22）

1.7.2螺栓的疲劳强度计算:

螺栓的应力幅δa（Mpa）

δa=Kc×F出≤[δ]a（许用应力幅）………（1.27）

2×1.57d12

式中:

KC--钢性系数（一般为0.2--0.3）

F出-助力器的最大输出力（N）

d1--螺栓最小直径（mm）

其中:

[δ]a=ξ.δ-IT.KM.β………（1.28）

na.Kδ

式中:

ξ—尺寸系数（M12以下时,一般取1）

δ-IT--试件在对称循环下的拉压疲劳极限（Mpa）

材料

35

45

40Cr

δ-IT

170--220

190--250

240—340

KM–螺纹加工工艺系数

车制为1;辊压为1.25

β—结构强化系数（一般为1.35—1.6）

na–安全系统（一般为2.5—4）

Kδ—有效应力集中系数

螺栓材料的δb（Mpa）

400

600

800

1000

Kδ

3.0

3.9

4.8

5.2

1.7.3阀杆部件的强度校验

阀杆部件当采用焊接、铆接工艺时,必须进行结构强度试验,试验的内容见下表:

直径（min）

拉力（N）

弯矩（N.M）

弯曲角极限

Φ8.5-Φ10.4

>18000

>40

>8

1.7.4控制阀体的强度校核:

控制阀体是助力器总成的主要零件,为保证其工作的安全性,应对其强度进行校核,试验内容按下表:

阀体材料

**装反馈盘部位

容胀方法（N）

压力剪切（N）

聚对苯二甲酸丁二脂

28.

72

≥14000

≥14000

酚醛塑料

30

≥14000

≥5000

酚醛塑料

25

≥7000

1.8制动真空助力器特性曲线的综合评价

近几年来，随着我国汽车工业的迅速发展，尤其是引进车型的国产化，极大地促进了汽车零部件工业及其零部件制造技术的提高。

制动真空助力器就是目前汽车液压制动系统中应用非常广泛的制动部件之一。

由于制动真空助力器目前尚无有效的国际标准可依，而国内目前所采用的制动真空助力器产品又来自不同的国家；因此其结构和技术条件也不一致。

目前，国内制动真空助力器按所用车型的情况大致可分为：

用于奥迪、捷达、桑塔纳等车型采用德国大众标准；用于江铃、庆铃等车型的采用日本五十铃标准；用于夏利、奥拓等车型的采用日本尼桑标准；用于广州标致的采用法国标致标准，用于切诺基的采用美国克莱斯勒标准。

由于标准的不一致，造成为汽车主机厂配套的制动真空助力器生产厂家，只能根据主机厂引进车型的需要而制定相应的各自企业标准。

而对于为市场配套的真空助力器生产厂家，由于没有针对性的特殊要求，只能按我国现行行业标准ZBT24003-87执行。

由于采用标准的不一致性，则限制了产品的通用化和系列化，也不利于产品的质量监督和技术交流。

制动真空助力器的特性曲线，是评价制动真空助力器基本性能的主要指标，在各种不同的标准中，都对于制动真空助力器的特性曲线提出了较为详细的要求。

因此，对制动真空助力器特性曲线的评价，是对制动真空助力器基本工作特性的最基本