毕业设计 PowerPoint 演示文稿

1、制冷系统中节温器设计制冷系统中节温器设计设计总章设计总章1.循环冷却却原理当循环冷却液温度低于130到135时，石蜡不熔化，呈固态对节温器中的胶管没有力的作用力。节温器没有力的作用故处于关闭状态。此时发动机中冷却系统中的只进行小循环，冷却液只经过旁通管，当温度再升高，节温器打开，乙二醇循环冷却液通过节温器并通过散热器，由电子风扇将多余的热量吹走散到大气中。2.阀体壁厚的计算阀体壁厚的计算 CPPtLNBD2式中DN=30mm,P设计压力P=0.6MPa,tB考虑附加裕量后阀体壁厚（mL材料许用拉应力（MPa）,设计时取30MPa,C考虑铸造偏差、工艺性和介质腐蚀等因素而取的附加裕量（mm）,根

2、据表81选取附加裕量C=5mm解得 mmCtB3 . 53 . 053 . 03.法兰的计算我国法兰标准中推荐华脱斯计算法，这种算法能准确反映法兰受力的实际情况，并能够代替繁杂公式，可使计算速度加快，并准确性提高。首先我们弄清楚节温器设计结构中要计算的具体问题。设计中参考了首先我们弄清楚节温器设计结构中要计算的具体问题。设计中参考了阀门阀门设计。入门与精通设计。入门与精通中闸阀的设计理念。在具体结构设计中采用了铸造壳体中闸阀的设计理念。在具体结构设计中采用了铸造壳体和螺栓紧固，螺纹结构连接。和螺栓紧固，螺纹结构连接。1.考虑螺栓组件个数和公称直径2.考虑设计时最主要的密封问题3.构想出法兰结构

3、并进行强度计算4.总载荷的计算及温度变化过程中压力变化对总载荷的影响对于法兰的计算主要是强度的校核计算。为此我们要对于法兰的计算主要是强度的校核计算。为此我们要先知道节温器工作介质公称压力。设计给定先知道节温器工作介质公称压力。设计给定0.6MPaa.强度计算b.密封要求C结构细算3.1根据阀门设计理论计算螺栓直径及个数问题700076.506SAAabgPNK式中 K阀门系数，查取K值表，K=0.1,公称压力PN=0.6MPa 42221DDAg700014. 592.205 .2986 . 01 . 06Ag由垫片或其他密封件有效周边限定的面积，,其中，D1 垫片的空心环形最大直径24mm

4、,空心垫片的最小直径14mm。解Ag =298.5mm2,Ab螺栓总抗拉应力有效面积Ab =RM42,计算中也可按照，推荐表螺栓面积表进行对比换算。在阀门设计.入门与精通书中，表810单个螺栓的有效横截面积，M10=52.3mm2 ,计算M4有效面积时，可以采用10/4=52.3/x，解出x值，则为所求M4的有效面积，解得20.92mm2 。Sa螺栓在38时的许用拉应力（MPa）,根据GB/T 1932003，设计时选取118MPa50.76Sa=50.76118=6852.6700033006AAsgPNK330014. 592.205 .2986 . 01 . 06螺纹联接阀体组件螺纹联接

5、阀体组件，螺纹的剪切面积应符合式取As =Ab,其中As是剪切面积20.92mm2对于螺栓直径选取是依据实体节温器结构尺寸根据提前结构规划后，按尺寸要求进行推算，然后进行强度方面的校核和个数确定在计算中因为考虑到实际的节温器的尺寸比较小而设计中参考的阀门设计书中更适合于大尺寸零件，因此在设计中作出适当的变形。另，对于节温器中的节温器选取公称直径为4mm主要是参考实体节温器并进行整体结构构思后选取的。3.2密封计算KqFMFYJLbb是垫片的宽度5mmL是根据密封垫片中径计算出的周长qMF是为了保证密封的必须比压，此比压数值决定了垫片的材料，宽度和厚度10bbCqqYMF是系数常数取1.0K在设

6、计中采用了两种类型的垫片石棉垫片和橡胶垫片93. 65 . 032039. 120qMFMPa 解FY94.256.931.05=3264.03N解解解对于橡胶压缩高度应限制在2040范围内，以防过度压缩使得使用性能变坏。工作密封性（受介质作用时），垫片的反作用力（N）按qFpnLb是工作条件下的密封比压的10bmpqpqpmqp密封系数，无石棉垫片m=4.5,p工作压力0.6=MPa,垫片的宽度初选为3mm,MPqap20. 210356 . 05 . 4MPa另外根据表85工作条件下垫片必须比压，推荐qp值可求垫片材料：橡胶 P3.01.61.8P=1.6+1.80.6=2.86MPa由后

7、面设计数据可知，由后面设计数据可知，FO是阀杆螺纹上的力为是阀杆螺纹上的力为16.25N。此力只是介质静压力作用下力的大小，并没有计算弹簧预紧。此力只是介质静压力作用下力的大小，并没有计算弹簧预紧力和感温体中石蜡融化后对推杆的推力作用。力和感温体中石蜡融化后对推杆的推力作用。结合不密封方向上的力的计算，从而确定最终的必须密封比压力。因为后面的弹簧设计和其他方结合不密封方向上的力的计算，从而确定最终的必须密封比压力。因为后面的弹簧设计和其他方面都会对这个参数提出要求面都会对这个参数提出要求。 FFOCP1在工作条件下，为了保持Fn的必须值，要求压紧力（N）等于 FFqFOCPpPLb1qp式中待

8、求L中径工作下的垫片周长19mm,(*外径24，内径14*)b垫片宽度5mm工作条件下的必须比压2.68MPa,法兰刚度系数，橡胶=0.95，则FCPFP介质压力作用力，FCP=ACPP,其中 ACP是介质压力作用面积（mm2）,42DACP222814. 3ACP=153.86mm2,P是设计压力0.6 MPaNPAFCPCP3 .926 . 086.153 FFqFOCPpPLb1 N87.80425.163 .9295. 0168. 2514. 319=3.3强度计算强度计算对于计算阀杆螺纹上的力，要远远小于阀杆螺纹上的力，从而也就对于计算阀杆螺纹上的力，要远远小于阀杆螺纹上的力，从而也

9、就意味着我们的计算有必要进行修正。在法兰封面为光滑式的垫片连意味着我们的计算有必要进行修正。在法兰封面为光滑式的垫片连接中，垫片在介质压力作用下可能被冲出，但垫片材料的强度和沿接中，垫片在介质压力作用下可能被冲出，但垫片材料的强度和沿垫片两面作用的法兰与垫片之间的摩擦力能阻止这种冲出现象；密垫片两面作用的法兰与垫片之间的摩擦力能阻止这种冲出现象；密封对于密封压力的修正和密封垫片的宽度进行修正分析封对于密封压力的修正和密封垫片的宽度进行修正分析:fbDpdDqD2为防止垫片被冲出应满足不等式bfPqD2简化不等式对于橡胶的摩擦系数取0.6，, 6 . 053bPqD其中为垫片在未压缩前的厚度在一

10、般情况下，对于平垫片取比值b=1/51/10范围内，能保证垫片正常工作而不被冲出，对于厚的橡胶垫片，极易发生冲出现象，因此一般规定若使用这种垫片，应采用凹凸式或基槽式法兰密封面，针对于此修改设计变量为1mm。故前面数据相应修正：必须密封比压qp=3.82 MPa取取3.3.1螺栓强度的计算螺栓强度的计算对于整体圆形法兰，在计算法兰前，必须确定螺栓的总计算载荷对于整体圆形法兰，在计算法兰前，必须确定螺栓的总计算载荷FLZFFGYJX常温时：FFGDF和两者中的较大值FYJ待求预紧力DDP垫片的平均直径19mmBds有效宽度bbDPDJbbDJDS2.56mm,则取=2.5mm查表88石棉橡胶板

11、垫片系数mDP=3.50预紧比压qYJ=45.0MPa弹性模数EDP=3103MPaqbDFYJDSDPYJ3.14192.545=6711.75NPmbDFDPDSDPDF2FFFDJFZG1有介质压力时，密封力(N)为=23.14192.53.50.6626.43N式中：FDF垫片上必须的密封力(N) mDP垫片系数，选取3.5， P设计压力（N）,一般取公称压力PN=P=0.6MPa 螺栓的工作载荷为式中 FG螺栓的工作载荷（N）,待求量式中 FG螺栓的工作载荷（N）,待求量1FFZ关闭时，阀杆的总轴向力（N）此时计算时推杆和感温体连接在一起，作为刚体整体考虑，研究工作介质乙二醇作用给感

12、温体上的力N测量反求，并选取D感=14mm垫片处介质静压力（N），按下式计算=3.14192 0.6/4=170.0N则 =92.3+170.0=262.3N螺栓的外载荷系数X约为0.20.3，（备注：对于很重要的螺栓连接，应通过实验和参考有关资料进行计算确定X值）选取X=0.3=6711.75+0.3262.3=6790.44N=626.43262.3=888.73N计算后选取两者中较大值6790.44N为总计算载荷3 .92414. 36 . 0414221DFpFZ感42PDFDPDJFDJFFFDJFZG1FFGYJXFFGDF初加温时螺栓总载荷计算初加温时是指介质温度刚刚上升到所要求

13、的温度初加温时：FLZ1= FLZ+Ft1 式中Ft1初加温时螺栓温度变形力(N) 式中Ft1初加温时螺栓温度变形力(N)EAEAtFDPLDPDPLLFLtLL1111mmhLDP8 .1114 . 522mmbDADPDPDP278555014. 3EAEAtFDPLDPDPLLFLtLL1111N02.1742378519 . 190.208 .118 .119 .117 . 8103其中tFL1初加温时，法兰与螺栓间的温度差（），按照设计数据进行比例计算，300/20=130/X,故计算X=8.7，则选取tFL1=8.7L螺栓的长度（mm）,钻孔螺栓长度2h+DPh法兰的厚度，取h=5

14、.4mmDP 垫片厚度，1mm则AL 螺栓总截面积，M4=20.92mm2ADP垫片面积（mm2），按照式1螺栓材料的膨胀系数，根据螺栓温度tL1 （130），查实用阀门设计手册第二版表38，其值为11.90mm/mEL1 螺栓材料的弹性模量（MPa）,取1.9MPaEDP 垫片材料的弹性模量（MPa），取3103MPa根据螺栓温度tL1 =tF1-tFL1,而法兰温度tF1取介质温度的3/4，即tF1=0.75t=0.75130=97.5tL1=97.5-8.7=88.8则=高温时螺栓总计算载荷稳定状态下135，温差相对减少，高温时螺栓的总计算载荷为1111FFFtLZLZ式中Ft11高温时

15、螺栓温度变形力(N)EAEAtFDPLDPDPLLFLtLL11111111EAEAtFDPLDPDPLLFLtLL11111111N25.1081378519 . 19 .208 .1159 .114 . 5103NFFFtLZLZ69.787125.108144.67901111其中tFL11高温时，法兰与螺栓间的温度差（），按照设计数据进行比例计算，300/12=135/X,故计算X=5.4，则选取tFL1=5.411螺栓材料的膨胀系数，根据螺栓温度tL11 （130），查实用阀门设计手册第二版表38，其值为11.90mm/m螺栓温度tL11 =tF11-tFL11,而法兰温度取介质温度

16、的90，即tF11=0.9t=0.9135=121.5tL11=121.5-5.4=116.1其余数据固定不变，参照初加温数据算则 =（备注：上述计算中FLZ1和FLZ11的算法是经过简化的，它没有考虑阀门在高温时的实际工作压力比公称压力要小的多，而且认为垫片受热膨胀不起重要作用，并且不计螺栓与法兰的线膨胀）3.3.2螺栓强度的校核11LLLZLAF式中L 1螺栓材料的许用拉应力（MPa），查实用阀门设计手册第2版表39，查取118 MPaFLZmax=6790.44N, AL是螺栓总截面积620.90mm2则 L1=FLZ/AL=6790.44/620.90=54.21 MPa118 MPa

17、 a.常温时拉应力计算初加温时螺栓拉应力212LLLZLAF式中L 2螺栓材料的许用拉应力（MPa），查实用阀门设计手册第2版表39，查取118 MPaAFLLZL12MPMPaa11839.6790.20646.8451高温时螺栓拉应力3113LLLZLAF式中L 3螺栓材料的许用拉应力（MPa），查实用阀门设计手册第2版表39，查取118 MPaMPMPAFaaLLZL11830.5290.20669.78713113（备注：式中应力是依据工作温度查取的）螺栓间距与螺栓直径关系螺栓间距与螺栓直径关系式中D1螺栓孔中心圆直径35mmZ螺栓个数6dL螺栓直径4mm为保证密封和组装工艺，LJ 应

18、满足下列条件：设计压力工作压力0.6 MPa,PN2.5MPa,要求2.7LJ5则LJ=58. 4463514. 3dDLLJZ1在要求范围内3.4法兰强度计算我国法兰标准中推荐华脱斯计算法，这种算法能准确反映法兰受力的实际情况，并能够代替繁杂公式，可使计算速度加快，并准确性提高常温时法兰的强度计算常温时法兰的强度计算DtmNmZW21tthBmJ 5tmtBhJLFLFLFFLFmFZDNJDJNJZ41321NPDFNNJ30.27146 . 014. 342422NFFFGLZD14.65283 .26244.6790式中应力校正系数，根据hJ/DN查图818，其中法兰颈高度一般取选取=

19、3mm， =2mm,则=5mmmz作用在法兰上的总弯矩式中 FNJ法兰内径面积上的介质静压力（N），按下式计算L1 ,L2， L3， L4力臂的按下式计算mmDDDLDPN0419244324212mmtDDLmN8232443211mmDDLDP1221943213mmBDL5 .1321243214尺寸B为密封橡胶环面两侧平行密封面的距离12 mmLFLFLFFLFmFZDDJNJNJZ41321=271.308+(271.3-170) 0+6528.1412+92.313.5 = 81754.13N.mm应力校正系数，根据阀门设计.入门与精通 图2.法兰图4.法兰形状系数图145. 02

20、245, 5 . 123tDhttBNJBm据表查取=1.15kTheh31167. 224521DKNDK1VUKDttNBB10002ttBmDtNBhVUKDttNBB10002242式中h法兰厚度，选5.4mmT系数，根据法兰外径与内径比查表811，当=2.167时，T=1.45K系数，其中U系数，根据K值查表811， U=2.94V法兰形状系数，根据和查图819查V=0.228=2.944（10000.228）=0.283,DtNBettBmtDhBNJkTheh31DtmNmZw2124401.5913.8175415. 1MPa按下式计算：解e=0.12为法兰形状系数，根据和查图

21、819查取=0.825 =（5.40.121）1.45+53 2.160=59.01=16.60对于法兰材料可以初选HT200，根据实用阀门设计手册可以查得对于铸造阀门管件用法兰许用弯曲应力是80 MPa所以校核可用。图4.法兰形状系数图法兰盘的颈向弯曲应力MPamDhZNwhe22133. 1MPaMPa223WNZwZYDhm223WNZwZYDhmMPa;1WJW;2WPWWPW3 =(1.335.40.121) 81754.13(59.015.4224) =3.69 MPa 806.1.3法兰盘的环弯曲应力式中Y,Z系数，根据法兰外径与内径比K1=D/DN=52/24=2.167查取表

22、811，得Y=2.67，Z=1.55，其余参数数值同前 =2.6781754.13（59.015.42 24）-1.553.69=0.45以上三个弯曲应力必须满足：式中WJ 法兰颈的许用弯曲应力MPa，取1.5L=1.530=45 MPaWP 法兰盘的许用弯曲应力MPa，取1.25L=1.2530=37.5MPa经验证满足条件。初加温时法兰强度的计算和高温时法兰强度的计算在插入这两部分的计算主要是从设计思维的完整性上考虑的。在本次设计的130到135范围基本上对于铸铁各项性能影响变化不大，计算结果与前面设计计算大体相同4.支架强度的计算支架强度的计算对于支架的厚度和阀体的厚度大致相当，因为他们

23、作为连接体，承受的内力相等。图5.支架LNBFZBNLDtFtDCCP14MPaLMPaMPa24dFtrLZBCpdrMPaMPa24dFtrLZBCpdrMPaMPa断面的拉应力MPa，式中DN 压紧面的内径24mm，tB-C=0.3mm, FFZ1 阀门关闭时阀杆的总轴向力92.3NL 30 ，=24/40.3+92.3/3.14240.3=16.08 30 ，断面的剪应力MPa，式中dr填料函外径16mm ，由前面设计数据知FLZ =6790.44N 材料许用剪应力，HT200材料剪应力取15 =0.616/40.3+6790.44/3.14162 =10.8515，由于阀盖上的法兰尺

24、寸与阀体中法兰尺寸相同，当阀体中法兰强度验算足够时，阀盖法兰取与阀体中法兰同样的厚度就不必再进行验算。5托架计算说明在此部分的计算中主要涉及强度的计算和结构计算。在此我们主要了解计算的原理，并根据书本参考设计公式计算对实际结构的指导作用。首先说明，在节温器A0图中对部分结构根据计算项目进行细节改动，以满足更实用和设计合理可靠环节。图6.托架设计中对强度计算比较复杂，有很多计算很冗繁，在此不作细节讲解。对于该图的校核计算分为三个部分进行。实际上根据对称性只需计算2处。在绘制A0图时只采用了该结构的部分结构，并作出适当变形。下面我们来简单看一下几个计算过程LNWIIWII15.1对于II断面的计算

25、公式WMyIIWIAFIFZI211WMXNNWI1111IIFMXFZILHLy1111115 . 0118yIWyyI1LHMMFJN1112dFMXFJ图7.轴向力的螺纹斜面受力分解FFFZXTan15考虑介质静压力类似肋板结构形状的计算斜面力分解原理采用了机械原理中对于螺纹面的坡道盘旋理解。将轴向力进行分解计算得到周向力图8托架中类似肋板结构12123311bbaIaX7373323531314331132232xbabxIbyIIFMyXFZILHL1111115 . 0118mmXIWXXI3133.17871133.17871mmyIWyyI3167.2453737WMyIIWI

26、AFIFZI211WMXNNWI1111NWIIWII1LLIIIWII5.2断面的计算yIIIWMIIMPMPWaaLIIIII3089. 042. 047. 05.3断面的计算WXWM111111111MFMIFZL41111hWdDX21116对于三个断面的计算思路如是6.填料装置的计算填料装置的计算包括：填料、填料压套、填料压板mmdbFT2 . 346 . 16 . 152bTZHmmbKhThTZmmHhhT92. 588.1088.16TDHLhT4填料箱孔的直径与阀杆直径和填料宽带填料箱孔的直径与阀杆直径和填料宽带有关，填料宽度bT(mm),通常（11.6）(dF )1/2 范

27、围内选取。其中dF为推杆直径（mm）,设计选取dF=4mm，则 对于压紧螺母式，填料圈数一般取Z=48圈。填料箱孔深度取设计参数圈数Z=4，H=43.2416.8mm选取柔性石墨填料，被压缩后的高度hT=KhZbT ，其中，Kh为填料高度压缩系数当PN6.3MPa 时，因为设计压力为0.6MPa ,故取Kh =0.85=0.8543.210.88mm压缩变量推杆行程，填料压盖圆柱部分的高度L在(25)bT 范围内选取，但必须使LH-hT TD,其中TD为填料垫厚度，设计选取范围在：5bT =53.2=16mm,2bT =23.2=6.4mm=16.8-10.88-10.88=3.2mm取L=6

28、.4mm6.1填料装置计算部分 图9.中阀体6.1.1中阀体强度计算6.1.2填料阀杆摩擦计算部分6.1.3阀杆稳定性校核6.1.4阀杆螺纹计算6.1.1强度计算WIIWIWM21LFMYTI422dDqFTYT21LFMYTIMPMPWMaWaIIWI8040.2317.15422.3608断面WIIIIWIIWM断面断面22DLFMPYTIIyIWIIIIIIDdDDdDbhhbhh21222122_2yII33123232yhbyhybIIIIIIIIIIDdDd=5383.603984.44=1.35MPa 80MPa WIIIIIIWIIIWM23TFLMyIIImmhbWIII32

29、233240624456 dFsyT2AFLYtL6LaMP55.1492.20667.1826MPa601.373.1442 =10.9415强度后计算关于螺栓强度校核部分30MPa 6.1.2摩擦计算fZdqbFmfmT1bm1qmfMPa106 . 04 . 01bqmmfP式中dO型橡胶圈内直径，取4mm O型橡胶圈与阀杆的接触宽度mm,取O型圈断面直径的1/5，即4/5=0.8，采用套用多个O型圈的方式。Z为O型圈的个数，取Z=3个P设计给定压力0.6MPa密封比压,按下式计算：108 . 0MPafffZdqbFmfmT1=(0.4+0.60.6) =2.69橡胶O型圈与阀杆的摩擦

30、系数，一般取=0.8。=3.1440.832.690.8 =64.87N6.1.3稳定性校核dLFF14式中dF阀杆直径4mm LF推杆计算长度，对于升降杆是从上端阀杆螺母螺纹全高中点至阀杆下端面的距离，取13mm 1对于有中间支承的1按表816选取，约束形式一端铰链支承，一端具有角约束和线约束的柱形铰支L0/LF =8/13=0.62，查阀门设计。入门与精通表816得推杆长度系数1=0.487=40.487134 6.331结论：推杆柔度较小，一般不会产生变形过大导致使用出现问题情况。所以不用对其进行稳定性验算。图10.推杆结构布局简图6.1.4阀杆螺纹计算ZYyFZZYAFnmmdDAY2

31、222224.50414. 34410AFyFZZYnMPan 螺纹的计算圈数，设计取6ZY 材料的许用挤压应力90MPa ,查实用阀门设计手册表33.螺纹的实际圈数取计算圈数的1.25倍，而实际圈数的旋合长度不大于GB/T 5796.15796.4中规定的梯形螺纹的旋合长度，见表820 =1263.61650.24=4.1990 AFJFZb.螺纹根部剪切应力强度的计算a.螺纹表面的挤压应力计算MPMPXFaaLFZWnW17013.5113. 665 . 161.1263c.螺纹根部弯曲应力WLFZWnWXFMPMPXFaaLFZWnW17013.5113. 665 . 161.12637

32、.弹簧的计算设计弹簧为圆柱螺旋压缩弹簧对于圆柱螺旋弹簧的设计计算起来比较繁琐，为了快速简捷地确定弹簧的尺寸和参数，设计时可以根据弹簧的工作条件，直接根据圆柱螺旋压缩弹簧计算表，从其中查出与设计相近的弹簧。在本次设计过程中，采用了按照节温器弹簧工作条件选出部分的设计参数，然后根据公式进行计算剩余弹簧参数。根据节温器工作的实际情况，弹簧首先有一个预紧压缩过程，而在感温体石蜡融化膨胀的过程中，变化过程相对缓慢些，较之其他的机械工作情况。推杆反力挤压弹簧，并带动感温体向力的方向运动，阀门就此处于开通状态。冷却液体流向散热器为发动机进行散热。在分析这个过程中，弹簧始终处于压缩过程中，故弹簧在设计选型过程

33、中，选择压缩类弹簧。图11.圆柱螺旋弹簧据GB/T 1239.61992标准选择弹簧的许用应力。因为在整个工作过程中，只有在节温器控制温度的初期可能会存在节温器间断性的打开或关闭，不过此过程相对持续时间不会太长，且工作次数也远远小于1000次这个频率。所以，在选择弹簧类弹簧。材料为油淬火回火钢丝 0.55b ,对于类圆柱螺旋弹簧，故只须进行静强度计算。SPsSmaxs 弹簧材料的屈服极限SP 许用安全系数，与疲劳强度验算取相同值，当弹簧的设计计算和材料试验精度较高时，SP =1.31.7,当精度较低时，取SP =1.82.2。针对本次设计实际情况，按低精度进行验算校核。在弹簧设计这部分，考虑到

34、实际问题有其自身特点，分析中采用了反求测量设计手段。根据拿到的比较普遍的乘用车的节温器外形，初步测得其弹簧直径3mm左右。所以，在设计时，我们选取弹簧工作直径d=3mm。测量弹簧的周向尺寸18mm，令D=18mm,定义常数C=D/d,容易知道C=18/3=6。 根据阀门设计。入门与精通一书表835中关于Pj ,fj ,pd, p, 及G的计算公式，可以查到对于适用范围：变载荷次数少于1000次的弹簧，其G切变模量为79000N/ mm2 , 工作极限应力j1.12P ,取j =P ,对于压簧，许用切应力P =0.5b 。Pn 最大工作载荷，由前面设计数据知道，Pn =1263.61N根据阀门设

35、计。入门与精通中表837，可查取d=3mm时，弹簧的许用应力P =785MPa ,单圈刚度Pd =137N/mm 。下面我们详细计算各个参数。7.1有效圈数cpFnnGDn48ppFnn1式中G弹簧的切变模量79000 N mm2 , D弹簧最大周向尺寸18mm, Fn 弹簧单圈所受最大力，pnp199. 661.1263847.6418790008644cpFnnGDn其中=1263.61N,P1=19.60Nmm, 是弹簧刚度N/mm=1263.6119.60=64.47mmC前面定义计算出的常数6圈故取7圈7.2弹簧刚度弹簧刚度P1nGDCP418nGDCP418其中G弹簧切变模量790

36、00 N mm2 ,D弹簧最大周向尺寸18mm,n =7圈C前面定义计算出的常数6=7900018/8647=19.60N/mm 7.3螺旋角螺旋角对于压缩弹簧推荐59，设计选取67.4弹簧展开长度弹簧展开长度cos1nDL =183.147/cos6=412.05mm 7.5压并高度压并高度Hbmmdn5 .2535 . 175 . 17.6节距节距tndtH210H0ndtH210式中自由高度25mm则=25-23/7=2.71mm7.7间距间距mmt29. 0|71. 23|d|7.8最小工作载荷时的高度最小工作载荷时的高度H1 mmXHH001其中X0 预压缩形变量PPXdn0式中Pd

37、单圈刚度Pd =137N/mm 。 Pn弹簧单圈所受最大力1263.61NmmPPXdn22. 913761.126307.9最大工作载荷时的高度最大工作载荷时的高度HnXHHn0其中X弹簧形变量X=7+ X0则Hn =H0 X=25-7-9.22=8.78mm7.10弹簧直径PKFCd6 . 1式中F按照节温器所提供的工作介质压力，由前面设计的大小92.3N来进行计算。C系数，C=6，K系数mmFKCdP79. 1785677. 13 .926 . 16 . 177. 16615. 04641646615. 04414CCK P785MPa此时计算出的是弹簧至少所需要的直径最小值。不过对于本

38、次设计的节温器设计选取的3mm的工作弹簧已经足够。SPsSmax2 . 28 . 125. 27851765maxSPsS静强度校核稳定性计算bH0D对于高径比b较大的压缩弹簧，当轴向载荷达到一定时就会产生侧向弯曲而失去稳定性。为了保证使用稳定性，高径比b=H0 /D应满足下列要求两端固定：b5.3如受结构限制，不能改变系数的，可设置导杆或导套。其间隙差可查阀门设计。入门与精通表853，在此不在细提。为保证弹簧特性，弹簧的高径比应大于0.4=2518=1.39,其值介于0.4和5.3之间，所以稳定性符合要求。对于节温器弹簧就不做共振验算，因为工作开启频率相对小，不会产生共振噪音或机械损坏问题。

39、8密封性计算10bqMMFKPC 在设计过程中必须使实际比压值q值不会引起过大的塑性变形，并且不改变经过研磨的表面的几何形状。因此，必须保证：qMF qq 式中qMF保证密封所需的比压 q实际工作比压为0.6MPa q密封面材料许用比压30MPa MPqaMF49. 010246 . 06 . 04 . 0则0.490.630，即qMF qq成立。9.感温体设计节温器的感温元件实质上是一个热膨胀型微位移驱动器。胶管设计本次设计中选择热塑性聚氨酯弹性体（简称TPU）对于感温体材料，我们选择石蜡。图12.感温体9.1最高设定压力阀芯的开口量最高设定压力阀芯的开口量XVaCQXQg图15.孔口流量系

40、数曲线与雷诺数关系pdRe2式中p0.05MPa ,认为是微量的压力改变。乙二醇的密度1.113103 kg/mm3 流体力学中的运动动粘度，实际上应该是按照乙二醇的粘度来进行计算，没有查到具体数据。用到了丙三醇的运动粘度来代替。1.1910-3 m2/sd 流体通过的直径。根据前面的设计为24mm,即0.024m =0.024(20.05106 )1/2 1.1910-3=191.18 pdRe2根据雷诺数和流量系数之间的曲线图，查取CQ =0.86（备注：在计算中，换算成国际单位制进行运算）aX 开口量为X时阀口的过流面积，且aX =d1Xsin式中d1=0.024m, =120V为阀口处

41、的循环乙二醇流速，计算公式： gPV2乙二醇的液流重度，=g=1.113103 9.8=10.91103 N/mm3P设计给定压力0.6MPag 重力加速度9.8m/s210391.106 . 08 . 922gPV =0.036m/sVaCQXQgPgXdCQQg2sin1=1.18mm aX =d1XsingPV29.2感温体最大位移量感温体最大位移量y的计算的计算FFFF321yXKFy0式中K压缩弹簧的刚度19.60N/mm X最高设定压力下阀芯的开口量,由前设计数据可知其值为1.18mmy感温体元件的位移输出量,为待求量y0 弹簧的预压缩量7mm42111dPFSrdrPF222si

42、n113PdCFXQyXKFy0将K=19.60N/mm, y0 =7mm, X=1.18,代入上面方程中，可解y=8.55mm9.3节温器阀口流速估算节温器阀口流速估算VAqCCv式中VC流量130L/minAC42dAqVCvC流过面积=3.42424=452.16mm2 =130103 60452.16=4.79mm/s9.4节温器响应时间计算对于感温体的响应时间包括：石蜡吸热融化推挤胶管产生力作用，使得推杆开始运动到在力作用下阀门开启整个过程中所耗费的时间。我们先来计算石蜡融化所需要的时间：为了使我们考虑问题解决起来简单点，对于发动机每次爆炸做功所放出的热量，及由于壁面传热每次可以接受

43、到的热量多少等问题我们不作详细考虑，因为这样没有抓住问题的核心。我们要解决的是石蜡所吸收的热量，就按循环冷却乙二醇液体每次带出的热量来做思考问题的起始点。既然石蜡融化的温度要与要求工况进行匹配，我们以130135作为解决问题的入手点。直接对石蜡吸热融化时间进行计算，没必要对次要的因素进行思考，这样更利于抓住事物的本质方面。根据传热学三类边界条件及各种传热模型的分析，我们假定感温体的计算按半无限大物体的非稳态导热模型计算。在这里半无限大物体可以看成是一维平板的一种特殊情况，这种观点认为，在热量传导的过程中，在模型的一个边界上温度是处处相等的。现实世界中是不存在半无限大的物体，但是在研究物体中非稳

44、态导热的初始阶段时，则可以把实际物体当成半无限大物体进行处理。这里我们还做了另外的一个假设，以曲面看成平面，因为实际感温体的是圆柱形式的。这里我们没有按圆柱一维导热模型计算，因为我们要得到时间量。在一维模型中没有时间量。我们要求的是一个动态变化的过程中所花费的时间。现在，在我们所有做的假设都成立的前提条件下计算：假定我们要计算的感温体是半无限大物体，且处于初始温度均匀的t0 =20的温度场中。这里的温度场就是乙二醇循环冷却液体。在=0的时刻，在感温体外壁受到热扰动。这种情况用三种边界条件进行定义：1表面温度突然变化到tw ,并保持恒定；2受到恒定的热流密度加热；3与温度为t 的流体进行热交换。假定物体的热物性为常数，没有内热源。感温体从初始时刻到某一指定时刻之间，在时间间