管式换热器应用广泛，在管式换热器的各种型金属耗量小、造价低、热补偿性能好、7承压能力强等优点，适用于高温、高压等工况。U形管式换热器的结构设计必须考虑材料、压力、温度、壁温差、结垢情况、流体性质以及检修与清理等因素综合考虑来设计其结构形式。管板是U形管式换热器的重要部件，特别是在大直径和高压力的场合下，管板的材料供应、加工工艺、生产周期往往成为整台设备生产的决定因素。因此正确合理地确定管板的厚度对保证换热器的安全运转、节约材料、降低成本起着重要的作用。

管板设计规范分析目前各国换热器设计规范各不相同，但是管板的强度计算公式大体基于以下几种假设：以承受均布载荷的圆板公式为基础加入适当的修正系数来考虑管板所具有的特性，这种计算方法带有经验性;)将管板视为在广义弹性基础上受均布载荷的钻横向为X轴外方向为Z轴。根据六点定位法则工件的六个自由度的限定分别是与工件A面接触的圆盘平面限制了Y轴移动自由度XZ轴转动自由度定位销I别限制XZ轴移动自由度定位块限定Y轴转动自由度。

故工件六个自由度芫全限制工件的位置睢一确定。

夹具的平衡夹具夹持双孔形工件按一定转速随主轴一起旋转，因为工件装夹在夹具上工件中心偏离主轴旋转中心，存在一定偏重加工时将产生较大的离心力。工件中心与主轴中心偏离47mm，偏重1.1kg若以600r/min转速旋转，则产生的离心力为：通过计算，可看到偏心产生很大的离心力。这个离心力将通过轴承或轴作用到机械上，引起搌动产1生噪声，孔圆板，管板中的最大弯矩取决于边缘支撑情况、载荷大小、连接刚度、几何尺寸等因素;(3)以换热管保持一定刚度作为管板的固定支撑，管板即为在固定支撑下的平板;管板厚度取决于管板上非布管区的范围按平板计算其强度。目前J此法适用于薄管板的强度计算。

本文采用中U形管式换热器管板设计规范，即将管板当作弹性基础上的圆平板，其具体分析和处理方法如下：在力学模型化时把非布管区作为环形板处理;管板边缘的约束条件，应由体、法兰封头、螺拴、垫片系统的约束决定在连接部位应协调一致;不仅考虑管板弯曲作用还考虑了管板与法兰沿其中心面内的拉伸作用;兼做法兰的管板考虑了法兰力矩对管板应力的影响;在设计准则中，由压力Pt、Ps及法兰力矩在管板中引起的应力为一次应力，限制在15倍许用应力以下;由体与管子的温度膨胀差在管板中引起的应力为二次加速轴和轴承磨损造成工件精度降低缩短机床使用寿命。所以在工件的偏重所对应的位置上，设置配重块，消除离心力造成的不平衡通过平衡实现了主轴、夹具、工件的平衡，消除了搌动，提高了零件加工精度和切削用量提高了车床主轴轴承的使用寿命。

夹具设计制造要点圆盘!280的制件，要保证两端面的平面度和平行度相应结构的尺寸精度与其相对应工件要适应确保工件定位加工精度。

配重块的位置、质量等通过平衡仪测量确定。

铰刀采用硬质合金铰刀。(编辑毕胜)加工工艺、工装、夹具。

应力同一次应力之和限制在3倍许用应力以下。

按的a型连接方式对管板进行设计研究根据力学分析推导，型连接方式的管板厚度为：3管板的研究与优化设计管板的主要研究目标是分析在不同压力条件下U形管式换热器管板的厚度问题。设计条件如下：公称直径DN1000程压力ps=1.0~6.0MPa，并以0.5MPa为进级档，程温度t=50C;管程压力P，=1.0~6.0MPa并以0.5MPa为进级档，管程温度t=100C.通过用MATLAB程序计算出U形管式换热器不同管、程压力下的管板厚度值如下表所示。

DN1000时不同管、壳程压力下的管板厚度值/mm根据上表数据作出DN1000时U形管式换热器的管板厚度圄如圄2、圄3所示。

由以上厚度曲线变化趋势圄可以得出如下结论：450mm范围内变化;(2)厚度基本上是与pd(即|p，-ps|)成比例关系的这由知，增大管板厚度，可以提高承压能力，但当管板两侧流体温差很大时，管板内部沿厚度方向的热应力大薄管板厚度，可以降低热应力，但承压能力降低。此外，在开车、停车时，由于厚管板的温度变化慢，换热管的温度变化快，在换热管和管板连接处会产生较大的热应力。当迅速停车或进气温度突然变化时，热应力往往会导致管板和换热管在连接处发生破坏。因此，在满足强度的前提下，应尽量减少管板厚度，即在确定换热器设计参数时要采用小的压力和压差。

结论综上所述采用中U形管式换热器管板设计规范通过用MATLAB编程计算和绘圄，可以实现对U形管式换热器管板的优化设计。