第一章 概述第一节 绪言一、本课程的任务了解压力容器的基础知识；掌握压力容器的一般设计方法，重点掌握设计的基本原理与思路。
（说明,由于工业生产中约10%~40%的设备为换热设备，而换热设备中最为常见、普遍的是管壳式换热器，故在本课程中我们将以管壳式换热器为例，学习压力容器的具体设计方法，包括选择材料、结构设计，受压元件的强度计算，以及设计、制造、检验中的相关要求等。）
二、本课程的要求通过这门课程的学习，要求同学们掌握如下的内容：
1、掌握压力容器的类型与总体结构；
2、了解管壳式换热器的形式与总体结构；
3、掌握管壳式换热器的结构设计的相关知识；
4、了解管壳式换热器各元件的强度设计（掌握筒体及封头的设计）；
5、了解管壳式换热器中的振动与防振；
6、了解管壳式换热器的设计以、制造、检验中的相关要求。
第二节 化工容器概述一、压力容器的概念
1．化工设备——工艺过程中静止设备的总称。
2．容器——化工设备外壳的总称。
3．压力容器——承受压力载荷作用的容器。
（由于化工容器几乎都承受压力载荷，通常直接称其为压力容器。化工容器的特点：为高温、高压，介质易燃易爆、有毒。）
二、化工容器的结构组成
化工容器一般由筒体、封头、支座（基本件）、接管、法兰（对外连接件）、人孔、手孔、液面计（附件）以及一些内构件等零部件组成。
1．筒体、封头：就如同房子四周的墙，它是构成容器空间的主要部件（属主要受压元件）。壳体按形状的不同，可以分为圆筒壳体、圆锥壳体、球壳体、椭圆壳体、矩形壳体等等。而封头有椭圆形封头、半球形封头、碟形封头、锥形封头及平板封头等。
2．接管：是介质进出容器的通道。
3．法兰：是容器及接管的可拆连接装置，分为设备法兰和管法兰（属主要受压元件）。
4．支座：是用于支承容器的部件。
5．人孔、手孔：是为便于制造、检验和维护管理而设置的部件（属主要受压元件）。
6．液面计：用于观察或监控液位的部件（属安全附件，此外还有安全阀、压力表等）。
三、化工容器的分类容器的分类方法很多，可以按生产过程中的作用原理分，也可以按容器形状、承压性质、结构材料、设计压力高低及安全监察要求分。
按材料分类：金属容器、非金属容器、复合材料容器等.
按容器形状分类：矩形容器、球形容器、圆筒形容器等。
按承压性质分类：内压容器和外压容器两种。
（1）外压容器是指容器外部压力大于内部压力的情况，特别地，当外压为常压时的外压容器，又称为真空容器。
（2）内压容器是指容器内部的压力大于外部压力的容器。
按设计压力高低分类：
内压容器按其设计压力高低，可分为：低压容器、中压容器、高压容器、超高压容器容器分类
设计压力(Mpa)
低压容器中压容器高压容器超高压容器
0.1≤P＜1.6
1.6≤P＜10
10≤P＜100
P≥100
按照在生产过程中的作用原理分类：反应容器、换热容器、分离容器和储存容器四种
（1）反应容器：完成介质的物理、化学反应。如：合成塔、反应釜、聚合釜、反应器、发生器等。
（2）换热容器：完成介质的热量交换。如：热交换器、加热器、冷却器、冷凝器、废热锅炉等。
（3）分离容器：完成介质的压力平衡和气体净化等。如：分离器、过滤器、缓冲器、洗涤器、吸收塔等。
（4）储存容器：盛装生产生活用的原料气体、液体、液化气体等。如：各种贮槽、贮罐、高位槽、槽车等。
按安全监察要求分类：
根据容器承受的压力、介质危害程度、P*V乘积及生产过程中的重要性，可以分为：一、二、三类容器。（展开讲述）
四、化工容器机械设计的基本要求
容器的设计，包括零部件的机械设计，应该满足下面八个方面的基本要求：
1、强度——元件能抵抗外力破坏的能力；
2、刚度——构件抵抗外力使其不发生变形的能力；
3、稳定性——容器在外力作用下维持其原有形状的能力；
4、耐久性——满足容器的使用年限的要求；
5、密封性——保证安全和维持正常的操作条件；
6、节省材料和便于加工制造；
7、方便操作和便于运输；
8、技术经济指标合理。
五、容器零部件的标准化所谓标准化，就是为了提高产品的设计制造质量及效率、增加互换性、便于维修、降低成本而人为规定将零部件按参数等级而系列化的行为。
容器标准化的基本参数是：公称压力PN、公称直径DN。
1、容器的公称直径对于钢板卷制的筒体和及其封头——内径对于无缝钢管制作的筒体及其封头——外径
2、法兰的公称直径——是指与它相配的筒体或管子的公称直径。
法兰的公称压力——为法兰的标准化而人为等级化了的压力系列。（简述标准法兰选取:类型、密封面、PN与DN、允许最高无冲击工作压力。）
3、管子的公称直径——是指与管子外径相对应的值.
第三节 管壳式换热器的形式和总体结构一、换热器的分类换热器是用于将高温流体的热量向低温流体传输的传热设备的总称，它广泛用于石油、化工、电力、食品等工业部门，并且占有相当重要的地位。换热器的种类划分方法很多，方法也各不相同。
（1）按其用途：可将换热器分为加热器、冷却器、冷凝器、蒸发器、再沸器等；
（2）按其传热方式和作用原理：可分为混合式换热器、蓄热式换热器、间壁式换热器等。其中间壁式换热器为工业应用最为广泛的一种换热器。它按传热面形状可分为管式换热器、板面式换热器、扩展表面换热器等。这其中又以管壳式换热器应用最为广泛，它通过换热管的管壁进行传热。具有结构简单牢固、制造简便、使用材料范围广、可靠程度高等优点，是目前应用最为广泛的一种换热器。
（在着重介绍管壳式换热器后，简要介绍其他类型换热器：混合式；蓄热式；板式；管翅式；套管式；螺旋管式等）
二、管壳式换热器的总体结构
1、管壳式换热器的主要元件：壳体、前后管箱、管板、管束、折流板或支持板、接 管、法兰、（包括管法兰与容器法兰）支座及附件等组成。
2、管壳式换热器的总体结构 一般由前端管箱、壳体和后端结构三部分组成。
（1）前端管箱——是指有管程入口的那一则的管箱。
（2）后端结构——是指与前端管箱相应的另一则的管箱结构。
（3）壳体——是指处于前端管箱和后端结构之间、由钢管或金属板焊接而构成的筒体。换热管置于由壳体围成的空间中，两端与管板相连，管板与壳体及管箱相连，把换热器分为两大部分空间，即壳程和管程。
3、管程与壳程
分程的目的：提高流速以提高传热系数，但程数不宜太多。
管程——换热器中的换热管内及与换热管相通的空间，称为管程。
壳程——换热器中的换热管外及与其相通的空间，称为壳程。
4、管程数与壳程数管程数——指介质在换热管内沿换热管长度方向往返的次数。一般为偶数，主要有1、2、4、6、8、10、12等。
壳程数——指介质在壳程内沿壳体轴向往返的次数。一般为单壳程，最多双壳程。（说明多折流板不表示多壳程，强调轴向往返次数）
几点说明：1、不是所有管壳式换热器都有后端管箱，如U形管式换热器则没有后端 管箱。2、多管程换热器在后管箱上无物料进出口。3、管壳式换热器支座——卧式时为鞍式支座，而立式时为耳座（也可为其他类型，但一般不用）。4、管箱详细结构第四章介绍。
三、管壳式换热器的形式
（讲述时针对教材中例图重点讲明各种换热器的特点及其原因）
管壳式换热器根据其结构的不同，可以分为固定管板式换热器、浮头式换热器、U形管式换热器、填料函式换热器、釜式重沸器等。
1、固定管板式换热器组成：管箱、管板、换热管、壳体、折流板或支撑板、拉杆、定距管等。
结构特点：管板与壳体之间采用焊接连接。两端管板均固定，可以是单管程或多管箱，
管束不可拆，管板可延长兼作法兰。
优点：结构简单，制造方便，在相同管束情况下其壳体内径最小，管程分程较方便。
缺点：壳程无法进行机械清洗，壳程检查困难，壳体与管子之间无温差补偿元件时会产生较大的温差应力，即温差较大时需采用膨胀节或波纹管等补偿元件以减小温差应力。
2、浮头式换热器组成：管箱、管板、换热管、壳体、折流板或支撑板、拉杆、定距管、钩圈、浮头盖等。
结构特点：一端管板与壳体固定，另一端管板（浮动管板）与壳体之间没有约束，可在壳体内自由浮动。只能为多管程，布管区域小于固定管板式换热器，管板不能兼作法兰，一般有管束滑道。
优点：不会产生温差应力，浮头可拆分，管束易于抽出或插入，便于检修和清洗。
缺点：结构较复杂，操作时浮头盖的密封情况检查困难。
3、U形管式换热器组成：管箱、管板、U形换热管、壳体、折流板或支撑板、拉杆、定距管等。
结构特点：只有一个管板和一个管箱，壳体与换热管之间不相连，管束能从壳体中抽出或插入。只能为多管程，管板不能兼作法兰，一般有管束滑道。总重轻于固定管板式换热器。
优点：结构简单，造价较低，不会产生温差应力，外层管清洗方便。
缺点：管内清洗因管子成U形而较困难，管束内围换热管的更换较困难，管束的固有频率较低易激起振动。
4、填料函式换热器组成：管箱、管板、管束、壳体、折流板或支撑板、拉杆、定距管、填料函等。
结构特点：一侧管箱可以滑动，壳体与滑动管箱之间采用填料密封。管束可抽出，管板不兼作法兰。
优点：填料函结构较浮头简单，检修清洗方便；无温差应力，（具备浮头式换热器的优点，消除了固定管板式换热器的缺点）。
缺点：密封性能较差，不适用于易挥发、易燃、易爆和有毒介质。
（简单介绍滑动管板式换热器，它是填料函式换热器的变形。它把填料函式换热器中的滑动管箱改进为滑动管板，而管箱部分固定。另外简单介绍双管板结构。）
5、釜式重沸器
它是固定管板式换热器、浮头式换热器、U形管式换热器壳体的变形，主要是将壳程空间加倍增大，结构上留有一定的蒸发空间。类似于现在的容积式换热器。（容积式换热器壳程介质一般为水，用于供暖。）
四、管壳式换热器的型号表示方法
1、管壳式换热器型号的组成：
X——前端管箱形式代号（如表1-1所示）
Y——壳体形式代号（如表1-1所示）
Z——后端结构形式代号（如表1-1所示）
DN——换热器的公称直径（mm），对卷制圆筒为其内直径，对钢制圆筒为钢管的外径，对釜式重沸器，用分数表示，分子为管箱内径、分母为壳体内径。
Ps、Pt——分别表示管程、壳程设计压力（MPa），当管程壳程压力相等时只写Pt。
A——公称换热面积（m2），是经圆整后的计算换热面积，即以换热管外径为基准，扣除伸入管板内的换热管长度后，计算得到的管束外表面积。对于U形管，一般不包括弯管段的面积。
LN——换热器的公称长度（m），当换热管为直管时，取直管长度为其公称长度；为U形管时，取U形管直管段长度为换热器的公称长度。
d——换热管的外直径（mm）。（强调d不是换热管公称直径）
B——当换热管为Al、Cu、Ti管时分别记为Al、Cu、Ti；当换热管为钢制管时，不标记。
NT、NS——分别为管程数和壳程数，单壳程时公标记NT即可。
C——对于钢制换热管，I级管束时为I，II级管束时为II。I级管束是指采用较高级的高级冷拨管的管束；II级管束是指采用普通冷拨管的管束。
2、管壳式换热器标记示例：按教材P8简介。
（重点介绍DN、A、LN、C的意义）
第四节 管壳式换热器的选型一、选型时要考虑的因素换热器的选型，就是根据换热器的结构特点、使用条件、投资与运行费用等综合因素来选择一种相对合理的换热器形式。在选型前，必须熟悉各种换热器的结构特点、工作特性，根据具体条件做出方案，比较各方案做出最优的选择。
1．选型时要考虑的因素有：材料、介质、压力、温度、温差、压降、结垢情况、检修清理方法等各种因素。
2．安全因素——是换热器选型时最主要因素。包括强度、刚度足够，结构可靠，满足密封要求，材料与介质相容。（例温差应力的考虑、密封性的考虑等）
3．能完成工艺要求——有足够的传热面积、介质有良好的有利于传热的流动状态，经济上较合理。（例能否用U形管，管、壳程的清洗，是否分程，介质的黏度对流动的影响，是否须可拆结构等）
4．利于制造、安装和维修——制造较简单、运行性能良好、运行费用低等。
二、选型的一般原则温差不大、壳程介质结垢不严重、壳程能采用化学清洗时，选用固定管板式换热器。
温差较大时，可选用浮头式换热器、U形管式换热器、填料函式换热器和滑动管板式换热器。
要对壳程进行机械清洗时，可选用管束可可抽出的结构。
高温高压时，可选用U形管式换热器。
壳程介质为易燃、易爆、有毒或易挥发，以及使用压力、温度较高时，不宜采用填料函式换热器。
管程介质和壳程介质不允许相混时，可采用双管板结构的换热器。
（讲述过程中举例具体说明）
第五节 管壳式换热器的设计内容
管壳式换热器的设计包括下面五个方面的内容，这五方面相互交叉，不断调整。
一、结构设计：根据设计任务选择换热器的形式，初定出结构尺寸。（如管子外径、长度、筒体外径等）
二、热力计算：计算所需的传热面积,调整尺寸使结构设计的传热面积大致等于计算的传热面积。
三、流体阻力计算：计算阻力降，保证阻力降在允许范围内。（压力将一般根据整个工艺流程确定）
四、强度、刚度和稳定性设计：
壳体直径的确定和壳体壁厚的计算。
换热器封头的选择及厚度计算。
管板强度计算及尺寸的确定。（含温差应力计算）
管子拉脱力的计算。
支座的计算。（包括卧式与立式支座计算）
开孔补强计算等。
五、绘图：根据计算结果具体确定各种零部件的结构及一些标准件的选取，（如容器法兰、折流板与支持板、拉杆与定距管等）然后绘制结构设计图和施工图。
（简单介绍设计图中主要内容：技术要求、技术特性表、管口表、明细栏、标题栏、结构图、节点图、图纸目录等）
第一章 概述 练习题一、选择题
1、中压容器的设计压力范围P为：（ ）
（a）P≥10 MPa (b) 1.6≤P＜10 MPa (c) 10≤P＜100 MPa (d) 根据容器的型式而定
2、容器标准化的基本参数有：（ ）
(a) 公称压力PN (b) 公称直径DN (c) 内径 (d) 外径
3、对于用钢板卷制的圆柱形筒体，其公称直径是指：（ ）
（a）内径 (b) 外径 (c)中径 (d) 介于内径和外径中间的某一值
4、下列哪一种换热器在温差较大时可能需要设置温差补偿装置？（ ）
(a)填料函式换热器 (b)U形管式换热器 (c)浮头式换热器 （d）固定管板式换热器
5、管壳式换热器属于下列哪种类型的换热器？（ ）
（a）混合式换热器 (b)间壁式换热器 (c)蓄热式换热器 (d)板面式换热器
6、U形管换热器的公称长度是指：（ ）
(a) U形管的抻开长度 (b)U形管的直管段长度 (c)壳体的长度 (d)换热器的总长度
7、请根据给定条件，选择一种形式的换热器。高温高压介质且温差较大，壳程介质为有毒的易挥发性物质，对壳程需要进行清洗。（ ）
(a) 固定管板式换热器 (b) 填料函式换热器 (c)U形管式换热器 (d)浮头式换热器
8、有某型号为：的换热器，其中的1000为（ ）
（a）公称换热面积 (b)换热器的公称长度 (c)换热器公称直径 (d) 管程压力为1000Kg/m2
二、填空题
1、管壳式换热器的主要元件有：,,,,等。
2、按压力容器在生产工艺过程中的作用原理,可以将压力容器分为：,,,。
3、压力容器按监察要求可分为：,和 。
三、是非题
1、管程数是指换热管的根数，一般为奇数。（ ）
2、法兰的公称直径是指法兰的外径。（ ）
3、换热器选型时首先要考虑的因素是安全性。（ ）
四、问答题
1．管壳式换热器根据其结构的不同，可以分为哪几类换热器？
2、换热器的强度、刚度和稳定性计算包括哪些内容？
答案：
一、选择题：1B ；2A、B ；3A ；4D ；5B ；6B ；7D ；8C 。
二、填空题：
1、壳体、管箱、管板、管束、折流板与支持板、接口管、支座等
2、反应压力容器、换热压力容、分离压力容、储存压力容器
3、I、II、III类压力容器三、是非题：1错 ；2错 ；3对。
四、问答题：
1、固定管板式换热器，浮头式换热器、U形管式换热器、填料函式换热器、釜式重沸器等。
2、(1）壳体直径的确定和壳体壁厚的计算
(2）换热器封头、容器法兰的选择
(3）管板尺寸的确定
(4）管子拉脱力的计算
(5)折流板的选择与计算
(5)温差应力的计算
(7)接管、接管法兰及开孔补强的计算等。
第四章 管壳式换热器结构设计第一节 管板一、管板的作用及重要性
作 用：1．排布换热管
2,与管箱隔板配合分隔管程空间
3,与壳程隔板配合分隔壳程空间
4,避免冷热流体混合
重要性：其重量在整台换热器重量中占有较大比例，也是换热器最重要的部件之一。
因此，管板的强度计算及结构设计相当重要，其准确性与否及是否合理直接
影响整台换热器的安全、成本及产品质量。
二、管板的形式管板有四种常见的结构形式，即平管板、薄管板、椭圆形管板及双管板。
1,平管板
平管板是最常见的一种管板形式，有兼作法兰和不兼作法兰两种。一般由普通碳钢板、不锈钢板制造，当介质具有腐蚀性时可用复合钢板制造。（以较薄的复合层抵抗腐蚀，一般为不锈钢、Ni、Ti等；以较厚的普通钢板承受介质压力）
复合钢板制造方法：轧制复合钢板法、堆焊法、塞焊法、焊管复合法等。（均简要讲解）
2、薄管板
由于机械应力与温差应力相互矛盾，因此希望在满足强度条件下管板越薄越好（温差应力小）。德国AD规范按固定支撑假设认为换热管为纲性支撑，计算得到的板厚较薄，一般小于15mm,其主要载荷由管壁和壳壁温差决定。
3、椭圆形管板结构：类似于椭圆形封头，即半个椭球壳，而不是椭圆形平板。是在薄管板基础上研发
的新型管板。单各换热管长短不一，设计、制造上要复杂于平管板。一般用于高
温差情况。
优点：受力比平板好许多，因此可做得很薄，利于降低温差应力。
4、双管板
应用于工艺条件要求绝对不允许冷热流体互相接触，普通管板难以满足这一条件的场合。（即便管子与壳程连接处泄漏，壳程介质不会污染管程介质）
双管板保持合适间距的原因：双管板孔错位及双管板温差均会在管束上引起弯曲应力和剪切应力，通过设置一定的间距，可使弯曲应力和剪切应力限定在许可范围之内。（要求理解间距公式各符号含义）
总结：现设计中一般采用平管板，椭圆形管板（包括蝶形管板）双管板应用于有特殊要
求的场合，而薄管板我国一般不采用。（按GB151-98设计）
三、管板的结构
管板的结构包括：管板上开孔的位置、分程隔板槽的位置、密封面的设计等。
1、开孔位置
开孔种类：换热管孔、拉杆孔、螺栓孔（兼作法兰）
Ⅰ 换热管孔布置：
常见的四种排列方式：三角形排列、转角三角形排列、正方形排列、转角正方形排列。
中心距要求：为保证胀管时管板的刚度且便于管子与管板的焊接，同时便于清洁管程空间，要求两管中心距应大于等于1.25倍的换热管外径。（说明：表4-1为推荐中心距，实际设计可取S大于表中推荐值。而管孔直径按表4-4～4-9查取。其偏差级别不允许超过表中规定）
布管范围：应排布在布管限定园内，即最外层换热管表面至管板中心距不得超过布管限定园半径。（按图4-10介绍式4-3、4-4的意义，强调换热管外表面在Di范围内）
Ⅱ 拉杆孔的布置：拉杆孔位置根据拉杆位置确定，一般应均匀布置于管束的外边缘。 拉杆与管板焊接时，拉杆孔深等于孔直径；螺纹连接时，螺纹深度为螺纹孔直径的1.5倍。
Ⅲ 螺栓孔的布置：管板上开螺栓孔的位置、数量、直径应与相连接的法兰上开的螺栓孔一致。
2、分程隔板槽的布置管程：分程数量为偶数，分程时应注意使各管程的换热管数大致相等，隔板槽形状简单,密封面长度较短，程数不宜过多。分程隔板槽根据分程布置图设置，隔板槽密封面应与管板外边缘密封面处在同一水平高度上，槽宽一般比与其相联接的隔板厚度大2mm。（按图4-13简单介绍4-6管程流体走向）
壳程：壳程分程不常见，多用折流板起分程隔板作用。
3．密封面的设计：管板密封面的形式应与之相配合的法兰密封面相配，其常设计为带有凸肩的结构，以减少密封面的加工面积，节省工时。
四、管板与壳体、管箱的连接（按图4-16、4-17介绍各种结构）
1．焊接结构：兼作法兰和不兼作法兰两种
2．不兼作法兰：安图4-16介绍各种连接结构，注意焊接开坡口。
3．兼作法兰：筒体与管板的端面（凹槽或凸台）进行焊接。如图4-17所示。注意焊接开坡口和边缘应力）
4．法兰连接结构：固定管板式换热器中，兼作法兰的管板与管箱的连接基本采用法兰连接。如图4-18所示。而U形管式、浮头式、填料函式换热器的管束通常为可拆结构，故管板与壳体、管箱一般采用法兰连接。如图4-19所示。
第二节 管束一、管子的排列换热管常用的四种排列方式前面已提到。对于U形管存在最小弯曲半径问题，一般Rmin不小于2d0，一般采用对称于分程隔板布置，但有时为了增加布管数U形管与分程隔板成一定的倾斜角度，如图4-20所示布置。 换热管层数过多会影响直管段的长度。（根据图4-20具体讲述）
管子的长度长度越长，单位传热面积材料消耗量越低，制造成本也就越低，同时因流通截面减少而提 高流速，K值增大。但其长度受到管程清洗、运输、拆装、管程压降及支座等因素的影响。
一般长度限制在6m一下，以2.5m~4m最为常见。（针对各条讲述管长过大的弊端，尤其是对可拆结构需有足够大的空间）
二、管束安装转角当壳程为气体冷凝时，为减少液膜在列管上的包角及液膜厚度，管束装配时应偏转一定角度，因液膜包盖换热管，降低传热效果。注意管板上排液、排气孔的位置。
三、管子与管板的连接（重点）
换热管与管板的连接必须考虑强度和密封性两方面的要求。常用的连接方法有三种：胀接、焊接、胀焊并用。
1．胀接
ⅰ 适用范围（各国要求不同，我国以GB151为准）
GB151-1999中规定强度胀接的应用范围为：设计压力小于等于4MPa；设计温度小于等于300℃；操作中无剧烈振动，无过大温度变化及明显的应力腐蚀。
ⅱ 胀接方法常用方法为机械滚胀法，此外还有爆破胀接发、液压胀管法、液袋胀管法等。（讲解机械滚胀法。强调管子发生塑性变形而管板发生弹性变形，故不能用于高温，其他方法一带而过，用制造方法回应适用范围）
机械滚胀法优点：耐反复热循环、抗热冲击及轴向力、更换修补容易、无缝有缝均适用、操作简单成本低。
机械滚胀法缺点：不易控制胀度；各管胀度不均匀；管板易变形；可胀性差的管子易产生胀接裂纹；内壁面产生加工硬化。
2．焊接
ⅰ 适用范围（按GB151要求）
范围：不适用于有较大震动及有间隙腐蚀的场合；管间距小无法胀接；热循环剧烈温度高；有特殊要求和腐蚀危险的地方；维修受限制的地方；要求接头严密不漏的地方；管板过薄无法胀接时。
优点：不需开槽加工简便；焊接结构强度高、抗拉能力强；管子管板材料性能要求不高。
ⅱ 焊接方法焊接节点形式如图4-27、4-28所示。（我国标准推荐4-27）
简单介绍其他焊接方法
3．胀焊并用
ⅰ 适用范围密封性要求高的场合；承受振动或疲劳载荷的场合；有间隙腐蚀的场合；采用复合管板的场合
ⅱ 连接方法强度胀+密封焊；贴胀+强度焊；对密封要求较高时可用强度胀+贴胀+密封焊；强度焊+强度胀+贴胀
ⅲ 连接次序一般先焊后胀（说明原因，先胀后焊将影响焊接质量。要求学生了解原因来记住次序）
第三节 折流板与支持板一、折流板
在壳程设置折流板目的：为了延长壳程介质的流道长度，增加管间流速，增加湍流程度，达到提高换热器的传热效果的目的。
折流板形式常见的为弓形和圆盘-圆环形两种，以弓形最为常用，此外还有矩形、螺旋形等。
（1）弓形：分为单弓和多弓，如图4-33所示。多弓用于壳体直径较大，须减少流体阻力，避免形成死区的情形。缺口高度为0.2-0.45倍的圆筒内直径，保证流体通过缺口时与横过管束时的流速相近。（强调折流板结构设计时应开缺口，以保证气体放空、液体放净）
（2）圆盘-圆环形及矩形：用于大直径筒体，减少流体阻力，避免形成死区。如图4-35所示。
（3）螺旋形：用于壳程流体含有固体颗粒的场合，如图4-37所示。壳程流体在折流板间螺旋形流动，固体颗粒不易沉淀，利于传热。
2．折流板尺寸
（1）厚度：其值取决于它所支撑的重量，即与壳体直径和板间距相关。最小厚度由筒体公称直径和换热管无支撑跨距按表4-13选取。一般不做强度计算，折流板过厚造成总重增加，材料浪费。
（2）管孔：其大小对传热性能、机械性能和加工制造都有影响。管孔大则因间隙大而降低传热效果，换热管易震动。
（3）间隙：指折流板外径与壳体内径之间的间隙。间隙小则装配困难，间隙大又影响传热，折流板自身强度降低，但加工方便，穿管方便。故管孔应综合考虑，GB151给出具体尺寸。
缺口高度：0.2-0.45倍的圆筒内直径
（4）间距：折流板间距应根据壳程介质的流量、粘度确定。一般折流板应在换热管的有效长度上等间距布置。间距过大或过小均不好，一般最小不得小于Di/5，最大不得大于Di
二、支持板目的：是支撑（换热管）、防止其产生过大的振动和挠度。
支持板的厚度、管孔、外径等尺寸等要求与折流板一致。但对最大无支撑跨距有要求。支持板与折流板外形一样，支持板也起折流板作用，折流板也起支持板作用只是设置的原始目的不同而已。
三、折流杆一种新型结构，尚在研发中。与折流板相比阻力降小，无传热死区，换热管不易振动，固定效果好，加工不易。无成型结构。（按图4-40简单介绍）
第四节 冷凝器结构
冷凝器是换热器的一种，但因在传热过程中发生相变，故传热效果与结构有较大的关系，因此单独介绍一些应注意的地方。
一、冷凝器介质流程的选择（被冷凝介质一般指水蒸汽、也可为其他可冷凝的气体如冷凝液
氨等）
一般要求冷凝蒸汽走壳程，冷凝介质走管程。这样可提高传热系数。（一般壳程传热系数小与管程传热系数，让壳程发生相变可大大提高壳程传热系数）在下列特殊情况下可以让蒸汽走管程：
冷凝蒸汽压力高或腐蚀性很强。
因为管子的承压能力强；腐蚀性介质走管程可避免壳程筒体采用耐腐蚀材料，降低冷凝器的成本。
冷凝介质粘度大或流量小
此时让冷凝介质走壳程可提高滞动程度，增大雷诺数以提高传热系数。
要求冷凝介质压降小因对相同介质，通常壳程流阻小于管程流阻，故对冷凝介质压降有特殊要求时可让冷凝介质走壳程。
冷凝器形式的确定
立式和卧式放置对一般换热器影响不大，但对冷凝器来讲却不一样。因为如果冷凝液膜在换热管表面积累变厚，将对传热效果有较大的影响，为防止此种情况故一般采用卧式结构。在下列特殊情况可考虑采用立式冷凝器。
1、冷凝液需过冷
对被冷凝成液体的介质需进一步降低温度可采用立式。也保证换热器内存在一定的液位
高度，可达到目的。
2、普朗特准数Pr高的介质
即冷凝负荷大时，在厚液膜上形成滞流，有较高的传热系数。
3、冷凝蒸汽走管程
为使冷凝液膜能快速流走而不堆积需采用立式结构。
二、冷凝器设计中的其他问题
1、保证蒸汽流速
即防止随蒸汽冷凝，蒸汽量的减少而导致流速降低。目的是为了保证较高的雷诺数且
能排除不凝性气体。
2、排除不凝性气体
不凝性气体的存在对传热效果影响很大，故应在上部死角处设置排气口以排除不凝性
气体。
3、减薄冷凝液液膜厚度
减薄冷凝液液膜厚度可改进传热效果。对卧式冷凝器，如前所述可将管束偏转安装。
对立式冷凝器可如图4-41所示设置泄液管罩或当液板。
4、冷凝液的排出
一般冷凝液的堆积会降低传热效率并可能会形成腐蚀，应尽快排出，在排除过程中要
注意防止带走蒸汽（图4-42 a、b结构）和排净（图4-42 c结构）
第五节 管箱及其它结构一、管箱管箱按其结构可分为固定端管箱、滑动管箱、浮头管箱。
1．固定端管箱主要用于固定管板式换热器及U形管式换热器。（填料函式、浮头式换热器物料进口也为固定端管箱）
组成：容器法兰、圆筒短节、封头、及进出口的接管与法兰组成．有时还设有放空口、放净口、仪表接口、分程隔板等。
安图4-43讲述几种常见固定管箱结构
2．滑动管箱主要指用于填料函式换热器滑动端的管箱。分为外填料函浮头式、单填料函滑动管板式和 双填料函滑动管板式三种。
（1）外填料函浮头式：如图4-44所示。填料函在管板外，填料箱在壳体法兰内。用于压力小于2.5MPa的换热器。（整个管箱滑动）
（2）单填料函滑动管板式：如图4-45所示。在管板上焊一短节，将填料函设在壳体法兰内，填料填在短节和填料函之间，用管箱法兰兼作填料压盖。（仅管板滑动）
（3）双填料函滑动管板式：如图4-46所示。该结构具有双重填料，内圈填料主要用密封管、壳程的压差密封，外圈填料主要起保险作用，一旦内圈填料有泄漏，外圈填料则能阻止漏出的介质扩散到空间，并能由接管收集漏出的介质，一般用于介质为易燃、易爆、有毒性介质等场合。（仅管板滑动）
3．浮头管箱浮头管箱指浮头式换热器浮头端管箱。按图4-47所示介绍管箱结构，如何拆装。
4．高压管箱对高压换热器，一般高压介质均走管程，高压管箱既要承受高压，又要防止泄露，选择合理的管箱结构对降低制造成本，便于拆装及安全性等均有重大意义。
注意事项：尽量减小管箱内径；尽量用锻件；尽量少用法兰结构；尽量采用简单结构；选择合理的物流流向。（与图4-48对应介绍）
5．分程隔板设计要求：承受脉动流体或隔板两侧压差很大时，隔板的厚度应适当增厚，或改变隔板结构；大直径换热器隔板设计成双层结构；分程隔板上可设排净孔；厚度大于10mm的分程隔板，密封面处应削边至10mm。（强调：分程隔板端面属于密封面，在与管箱整体焊后进行精加工）
二、其它结构
1,拉杆与定距管安装拉杆与定距管的目的是为了固定折流板或支持板，使两板保持一固定的距离。
（1）拉杆形式：
螺纹连接：拉杆与管板采用螺纹连接，折流板靠定距管固定间距，适用于外经大于等于19 mm的管束。
焊接连接：拉杆与管板、折流板均采用焊接，适用于外经小于等于14 mm的管束。
（2）拉杆的直径和数量：（由筒体公称直径和换热管直径确定）
由表4-24、4-25选取。拉杆公称直径不得小于10 mm，数量不得少于4根。
（3）拉杆的布置与尺寸：
拉杆应尽量均匀布置在管束的外边缘，以便于较好地固定折流板。对于大直径的换热器，在布管区内或靠近折流板缺口处应布置适量的拉杆，任何折流板应不少于三个支撑点。
2．防冲板和导流筒
（1）设置防冲板的条件：
管程轴向接管或管内流速大于3m/s时，管程设置防冲板；壳程进口管流体的ρν2超过一定值时，在壳程进口管处设置防冲板或导流筒；对有腐蚀或磨蚀的气体、蒸汽及气液混合物应设置防冲板。
（2）防冲板的设置：
防冲板外表面到圆筒内壁的距离，应不小于接管外径的1/4；
防冲板的直径或边长，应大于接管外径50 mm；
防冲板的最小厚度：碳钢4.5 mm，不锈钢3 mm；
防冲板可采用三种固定形式：焊在定距管或拉杆上；焊在圆筒上；螺栓固定。以焊在筒体较为常见，简介其常见形状。
（3）导流筒的设置：
当壳程进出口接管距管板较远，流体停滞区过大时，应设置导流筒，以减少流体停滞区，增加换热管的有效长度。分为内外导流筒两种形式。
3．滑道滑道的结构有滑板、滚轮、滑条等形式。以滑板最为常见，对于可拆管束结构，必须设计滑道以便管束拆装。简介其结构
4．壳体内径的确定（仅为估算公式，且没考虑分程的影响）
首先根据换热管总数Nt确定换热管束中心管排的管数Nc：
对于正方形排列：
Nc=1.19Nt0.5
对于正三角形排列：
Nc=1.10Nt0.5
壳体内径Di:
Di=s(Nc-1)+d0+e
Di也可以按下式估算：
Di= s(Nc-1)+4d0
式中：
s-换热管中心距，m
d0-外径，m
e-壳体内径与管束外径之差，一般在0.025-0.076m。
（简单介绍公式的意义）
第五章 管壳式换热器的强度设计第一节 压力容器强度设计的基本概念一、压力P——除注明外，压力均指表压力，单位用Mpa表示。
工作压力Pw——指在正常工作情况下，容器顶部可能达到的最高压力。
设计压力Pd——指设定的容器顶部的最高压力。它与设计温度一起作为设计载荷条件，其值不小于工作压力。一般在装有安全阀时，，当无安全阀时，
计算压力Pc——在相应设计温度下，用以确定元件厚度的压力，包括液柱的静压力。当元件所承受的液柱静压力小于5%设计压力时，可以忽略液柱静压力。
试验压力PT——进行压力试验时容器顶部的压力。
二、温度金属温度——沿元件金属截面的温度平均值。
设计温度——容器在正常工作情况下，设定的元件的金属温度。
试验温度——进行压力试验时，壳体的金属温度。
（标志在设备铭牌上的设计温度应是壳体设计温度）
三、厚度（单位为mm）
1．计算厚度——按公式计算得到的厚度。
2．设计厚度——计算厚度+腐蚀裕量C2，即：。
3．名义厚度——设计厚度+钢材厚度负偏差C1+向上圆整至钢材标准规格厚度的差,即：
。名义厚度为标注在图样上的厚度。
4．有效厚度——
5．厚度附加量C——钢材厚度负偏差C1+腐蚀裕量C2，即：
6．最小厚度——为了满足制造工艺要求以及运输和安装过程中的刚度要求，根据工程实践经验所规定的不包括腐蚀裕量C2的最小元件厚度值。
对于不锈钢容器，取
对于碳素钢和低合金钢容器
对于换热设备，其最小厚度的规定更为严格，具体规定见P118表5-4、5-5。
四、耐压试验及气密性试验耐压试验目的——检验容器在超设计压力情况下的宏观强度以及焊缝和其它连接部位的致密性。一般为液压试验，以水、油等为试验介质，特殊情况下作气压试验，以N2、惰性气体为试验介质。
耐压试验试验压力
1．液压试验：
2．气压试验：
注意：以公式计算的试验压力是指试验压力的下限值（最低值）。
对于外压或真空容器，压力试验时也用内压进行试验，其试验压力为：
液压试验：
气压试验：
3．气密性试验：主要用于介质的毒性程度为极度或高度危害的介质的容器，以检验其密封性能，必须在压力试验合格后进行。气密性试验的压力可取为，介质一般为NH3等渗透力强的气体。
4．压力试验前的应力校核
（1）液压试验时：
（2）气压试验时,
符号：——压力试验时的应力，Mpa
——材料在试验温度下的屈服点，MPa
五、焊接接头系数——指材料在焊接时，焊缝区的强度由于各种因素的影响而有所降低，为了保证安全，在材料的许用应力前乘以一个系数，这个系数就称为焊接接头系数。
焊接接头系数的选择，一般规则为：
（1）双面焊对接接头和相当于双面焊的全焊透对接接头系数：100%无损检测时取；局部无损检测时取=0.85。
（2）单面焊对接接头系数：100%无损检测时取；局部无损检测时取=0.8。
六、内压圆筒的薄膜应力理论薄膜应力理论又称为无力矩理论。即在应力分析中只考虑两向薄膜应力而不考虑弯曲应力和剪切应力得到的理论。在仅考虑介质压力情况下对圆筒的应力，其结论简化为：
环向应力：
轴向应力：
从上面的计算公式可以看出：内压圆筒壳体的应力只与几何尺寸有关，而与所用材料无关。
筒 体第二节 筒体换热器的筒体（包括管箱上的短节）做强度计算时应按GB150中的有关规定进行。
内压圆筒其计算公式为：
计算厚度：
mm (5-15) *（要求掌握）
名义厚度：
mm (5-16)
式中：
P──设计压力，计算短节厚度时P=Pt；
计算筒体厚度时P=Ps；
──材料在设计温度下许用应用，MPa ；
外压圆筒其计算步骤为：
1．当时
（1）设，令，定出L/和（L为圆筒计算长度）；
（2）由L/及的值在几何图上查得系数A；
（3）用A在厚度算图上查得系数B；
若A值落在设计温度下材料线的右方，则过此点垂直上移，与设计温度下的材料线相交（遇中间温度值用内插法），再过此交点水平方向右移，在图的右方得到系数B，并按式（5-17）计算许用外压力[P]：
(5-17)
若所得A值落在设计温度下材料线的左方，则用式（5-18）计算许用外压力[P]：
(5-18)
（4）[P]应大于或等于Pt，否则须再假设名义厚度，重复上述计算，直到[P]大于且接近于Pt为止。
2．当时
（1）用与第1条相同的步骤得到系数B值；但当时，应按式(5-19)计算系数A值：
(5-19)
系数A>0.1时，取A =0.1。
（2）按式（5-20）计算许用外压力：
（5-20）
式中：──应力，取以下两值中的较小值：
或
（3） 应大于或等于，否则须再假设名义厚度，重复上述计算，直到大于且接近为止。
※ 换热器的筒体壁厚按上述步骤得出名义厚度后，其最小厚度不得低于表5-4、表5-5的规定。
例题讲解
[例1]内压容器壁厚的确定某化工厂欲设计一台固定管板式换热器。工艺参数为：换热器内径，壳程工作压力为，工作温度为，壳程介质为水。试选择换热器壳程材料并确定其壁厚。
【解】
（1）选材：由于水对钢材的腐蚀不大，温度在，压力为中压，故选用材料为16MnR。
（2）确定参数：
取腐蚀裕量
（3）计算壁厚：
根据计算壁厚4.6mm，加上C2后为5.6mm，查钢板厚度负偏差表得，故：
向上圆整后取名义厚度为：
（4）校核水压试验强度：
水压试验压力：
应力校核：
上式中：（GB150）
则：
所以水压试验强度满足要求。
[例2]内压容器强度校核有一台搁置的旧换热器，其材料为Q235-B，实测外径为Do=800mm，最小壁厚为。已知：壳体设计温度为常温，。现想使用这台换热器，其壳程工状为：使用温度为常温，工作压力为4.0Mpa，介质为水，问这台旧换热器的壳体是否满足强度要求？如强度不够，该壳体的最大工作压力是多少？
【解】
（1）确定参数
（2）强度校核：
因为 ，所以 该壳体不满足强度要求，须降低使用压力。
（3）确定最高允许工作压力：
故该壳体的最大安全使用压力为1.57Mpa。
[例3]外压容器校核有一外压容器，已知：设计外压力，内径，圆筒的计算长度，设计温度，壁厚附加量，材料为16MnR,其弹性模数。问其厚度为时是否满足要求？
【解】
（1）确定参数：
（2）在图5-4上查得A=0.00035；
（3）在图5-7的下方找到系数A=0.0035（此点落在材料温度线的右方），将此点垂直上移，与250℃的材料温度线交于一点，再将此点水平右移，在图的右方得到B=42.5；
（4）按式（5-17）计算许用外压力[P]
（5）比较p与[P]，显然而且比较接近，故取时合格。
第三节 平盖及曲面封头平盖和封头作为换热器的受压元件，其内压强度与外压稳定计算均与普通的压力容器相同，可以按常规压力容器进行设计。对螺栓连接的平盖封头和平盖法兰还需进行刚度计算，以校核其密封性能。
一、强度计算
1．平盖封头
当平盖封头与筒体焊接时，按圆平板承受均布载荷考虑，用系数K保证周边支撑对强度的影响，其厚度计算式为：
=Dc· (5-1)
（要求知道：与成正比）
式中：
──平盖的计算厚度，mm ；
──管程设计压力，MPa；
──设计温度下材料的许用应力，Mpa；
──焊缝系数；
──结构特征系数，见表5-1；
──封头的有效直径，见表5-1。
当平盖封头与筒体用螺栓连接时：（相对于1式，要考虑法兰力矩的作用，用系数K进行调节）
① 对管道内无隔板的平盖厚度按式（5-2）计算：
= DG· mm (5-2)
式中：
K1──结构特征系数，取下列两式中的较大值:
操作时,
预紧时,
W──预紧状态或操作状态时的螺栓设计载荷，N；
SG──垫片压紧的力臂，等于螺栓中心圆直径与DG 之差的一半,mm。
② 对管箱内有隔板的平盖厚度取式（5-2）和式（5-3）计算值中的较大者
（5-3）
式中：
E──材料设计温度下的弹性模量，MPa；
Ab──实际使用的螺栓总截面积，mm2 ；
dn──螺栓公称直径，mm。
当垫片系数m≤3时，求得的值可减少20%。
2．球形封头厚度按式（5-4）计算：
mm (5-4)
3．椭圆形封头厚度按式（5-5）计算：
mm (5-5) （* 要求掌握）
式中：
K──形状系数：；
──封头曲面深度，mm。
对标准椭圆形封头，，故得K=1。
4．碟形封头厚度按式（5-6）计算：
mm (5-6)
式中：──碟形封头球面内半径，mm；
──碟形封头过渡区半径，mm；
M──应力增强系数：M= （3+）。
5．无折边锥形封头厚度按式（5-7）计算：
= · mm (5-7)
式中：──锥壳半顶角，（°）。
对锥形封头大端还需按图5-1判断是否需要加强，如需加强，则加强段厚度按式（5-8）计算，且加强段长度应不小于。
mm （5-8）
式中：Q──应力增强系数，按图5-2选取。
对折边锥形封头锥体大端过渡区壁厚按式（5-9）计算：
mm (5-9)
与过渡区相连接处的锥体壁厚按式（5-10）计算：
= mm （5-10）
式中：──系数，按表5-2查取；
──系数，；
r ──折边锥壳大端过渡段转角半径，mm。
* 比较各种封头的受力情况，以球形封头最好，而平板封头受力最差。
换热器的实际应用中，封头承受外压情况较为少见。当封头承受外压时，封头上的主要应力为压应力，故封头与筒体一样也存在稳定性问题，而且封头形状、材料等初始缺陷对其稳定性的影响更加显著，故对成型封头失稳研究在理论上、实验上都比圆筒复杂得多。目前外压封头的稳定性计算建立在球形壳体承受均布外压的弹性失稳分析基础上，并结合实验数据给出半经验的临界压力计算公式，但将它们直接用于设计还欠成熟，因此，设计中仍采用类同外压图算法的一些近似方法。以半球形封头为例，其计算步骤为：（侧重于外压圆筒）
（1） 先假设壁厚为，则；
（2） 计算系数A值：；
（3） 根据材料厚度计算图(图5-4～图5-8)由系数A值查取B 值；
（4） 计算许用外压力：；
（5） 比较设计压力与，若<，则重新设定，重复上述步骤直至≥。
对于碟形封头，可用球冠部分内径作进行上述计算，而对椭圆形封头，可取当量曲率半径进行计算，系数K由表5-3查取。
二、密封性能校核对于用螺栓连接的平盖封头和平盖法兰，在实际计算中更重要的是校核平盖和法兰连接的密封性能，确定螺栓预紧力，确保其严密不漏。在某些场合还需要计算平盖的挠度。为此，须将平盖、法兰、螺栓及垫片作为一个超静定系统，象容器法兰系统一样，进行受力和变形分析，并导出整体分析计算方法。（具体计算不作要求）
例题讲解
[例4]内压容器封头壁厚的确定试确定内压容器封头厚度。已知：
【解】
（1）采用半球形封头时，厚度为：
（2）采用标准椭圆形封头时，厚度为：
（3）采用标准碟形封头时，厚度为：
（4）采用平盖封头时，厚度为：
从受力状况来说，平盖封头最差，且它的名义厚度最大，所以不宜采用平盖封头；
从制造方面来说，平板封头容易，椭圆形封头较易，碟形封头较难，半球形封头最难。
所以本题可以选用标准椭圆形封头。
练习题一、DN2000mm的内压薄壁圆筒，壁厚，承受的最大气体压力，焊接接头系数，壁厚附加量为，试求筒体的最大工作应力。
二、一台内径为1200mm的圆筒形容器。工作温度为10℃，最高工作压力为1.6Mpa。筒体采用双面对接焊，局部探伤。端盖为标准椭圆形封头，采用整板冲压成形，容器的材料为Q235-B，已知常温，容器的腐蚀裕度取C2=2mm，试设计该容器筒体及封头壁厚。
三、有一承受内压的圆筒形容器，，最高工作压力。工作温度≤200℃，壁厚，材料为16MnR，焊接接头系数，壁厚附加量C=1.8mm。试验算容器的强度够不够。
四、有一直径为，壁厚，计算长度的容器，材质为Q235-B，工作温度为200℃，试问该容器能否承受0.1Mpa的外压力？
第四节 钩圈式浮头钩圈式浮头主要由浮头管板、钩圈、双头螺柱、螺母、浮头端盖（包括浮头法兰及无折边球面封头）等组成。其中，浮头管板的计算将在下一节中介绍，本节主要介绍钩圈及浮头端盖的强度计算。
一、无折边球面封头的设计计算
1．管程压力Pt及壳程压力Ps均为正压时
（1）按Pt（内压）作用下计算浮头盖厚度：
mm （5-21）
mm （5-22）
式中：Ri──无折边球面封头内半径；
──封头材料在设计温度下许用应力。
（2）按Ps（外压）作用下计算浮头盖厚度：
① 假设δn，令δe=δn-c，定出Ro/δe（RO为球面封头外径）；
② 用计算出A值；
③ 根据所用材料选用图5-5～图5-8，在图的下方找出系数A，若A值落在设计值温度下材料线的右方，则过此点垂直上移，与设计温度下的材料线相交（遇中间温度值用内插法），再过此交点水平方向右移，在图的右方得到系数B，并按式（5-23）计算许用外压力[P]:
(5-23)
若所得A值落在设计温度下材料线的左方，则用式（5-24）计算许用外压力[P],
(5-24)
④ [P]应大于或等于Ps，否则须再假设名义厚度δn，重复上述计算，直到[P]大于且接近Ps为止。比较按（1）和按（2）算出的名义厚度值，取大者作为浮头盖的实用名义厚度。
管程压力Pt为正，壳程压力Ps为负时按（1）计算浮头盖厚度，取计算压力值为Pt与Ps之和。
(浮头法兰设计计算课后自学，不作要求)
2．管程压力Pt为负，壳程压力Ps为正时按（2）计算浮头盖厚度，取计算压力值为Pt与Ps之和。
二、钩圈的设计计算钩圈分A型与B型两种，其设计方法各不相同，当采用如图5-10所示的A型钩圈时，计算步骤为：
（1）计算直径比；
（2）计算系数 ；
（3）计算 ；
（4）计算力矩M：；
式中：W的计算值同上。
计算钩圈厚度：
注：公式中尺寸如图5-10所示当采用如图5-11所示的B型钩圈时，其设计厚度计算式为：
式中：──浮头管板厚度，mm。
第五节 管 板一、管板的力学模型及受力分析管板是管壳式换热器的主要部件之一，特别是在大直径和高压力的场合，准确合理的管板强度设计计算对换热器的安全运转、降低成本起着很重要的作用。但由于管板受力复杂，且与换热器的类型相关，且各国对管板强度设计的基本模型也不尽相同，导致各国标准中计算公式各异，甚至计算结果也可能有较大出入。本书主要介绍我国GB151-1999中对管壳式换热器管板的计算方法。
由于在力学上已导出弹性基础圆板的分析解，因此，在GB151-1999中将管板看作弹性基础圆板，对不同类型的管壳式换热器分别考虑管子的支撑作用及管孔的削弱作用，将换热器假想地分解为若干个单独的部件，然后依靠变形协调及力的平衡建立以各部件之间作用力为未知量的方程组，并求出各部件之间的作用力，最后按弹性基础圆板的分析解可求出管板内危险截面上的应力。
管板的受力分析将换热器各部件假想地分解开后，其各部件之间内力作用如图5-12所示，共存在14个未知内力：作用在封头与法兰之间的弯矩、径向剪力，轴向力；作用在管板的圆形布管区与环形不布管区之间即半径为处的弯矩，径向力，轴向剪力；作用在环形的不布管区与壳体法兰之间即半径为处的弯矩，径向剪力，轴向力；作用在壳体法兰与壳体之间的弯矩、径向剪力，轴向力；作用在垫片上的轴向内力与作用在螺栓圆上的螺栓力。
在上述受力分析中，将管板分成两部分，即环形不布管区和圆形布管区，管板的最大应力发生在这两个区中，对环形不布管区，应力沿径向呈单调变化，则发生在环形板的内缘或外缘；对圆形布管区，视作弹性基础圆板，其应力分布由外向内衰减变化，发生在圆板外缘或内部具有最大径向弯矩值的半径处，要求在各危险工况下，上述各均应满足设计准则要求。
二、管板的设计计算（摘自GB151-1999）
1．管板的名义厚度应不小于下列三者之和：
(1) 管板的计算厚度或最小厚度（按表5-6选取）中的最大值；
(2) 壳程腐蚀裕量或结构开槽深度中的最大值；
(3) 管程腐蚀裕量或分程隔板槽深度中的最大值。
表5-6 管板最小厚度（不含腐蚀裕量）查取表(单位：mm)
换热管外径
d0≤25
25< d0<50
d0≥50
≥0.75 d0
≥0.70 d0
≥0.65 d0
2．U形管式换热器管板计算步骤见P127—134
3．浮头式与填料函式换热器管板计算步骤见P135—137
4．固定管板式换热器管板计算见P137—145
第六节 膨胀节在固定管板式换热器中，当管程介质存在较大温差及压差时，在筒体与管子之间就会引起较大热膨胀差，在筒体、管子及管板中也会产生较大的附加应力，正是为了缓和这些应力，可以在筒体上设置挠性元件──膨胀节，以补偿筒体的轴向变形。
膨胀节的类型很多，计算方法也较多，本节主要介绍应用最多的U形膨胀节（不带加强装置）的常规计算方法。
一、膨胀节设置判断因为膨胀节不是每台固定管板式换热器均需安装，只有当附加应力较大至不满足强度要求时才设置膨胀节，因此，在进行膨胀节设计计算之前需先判断是否需要设置（未注明符号同第四节）。
1．计算温差引起的轴向应力
= N (5-29)
式中：
──管子与壳体材料的线膨胀系数，；
──管子与壳体的操作壁温，℃；
──换热器的安装温度，通常取常温，℃。
2．计算介质压力引起的轴向力Q
Q= N (5-30)
= (5-31)
= (5-32)
式中：
──Q作用在壳壁上的轴向力，N；
──Q作用在管壁上的轴向力，N。
3．应力评定对壳壁应力，管壁应力,管子与管板连接处的拉脱力应满足：
=≤ (5-33)
=≤ (5-34)
当<0时，还要求||<
=
当应力评定中有一项或几项不能满足要求时，就需要设置膨胀节或调节有关尺寸。
二、U形膨胀节的设计计算
U形膨胀节的计算内容包括轴向刚度计算、应力计算、应力评定、疲劳寿命核算、外压核算等五部分，其计算方式见P155—1159
1．膨胀节轴向刚度计算
2．应力计算
3．应力评定
4．疲劳寿命核算
5．外压核算
第五章 强度设计练习题
1．工作压力是指在 正常工作 情况下，容器 顶部 可能达到的最高压力。
2．设计压力指 设定的 容器顶部的最高压力，与相应的设计温度一起作为设计载荷条件，其值 不低于 工作压力。
3．根据GB150，计算压力指在相应设计温度下，用以 确定元件厚度 的压力，其中包括液柱静压力。4。4。当元件所承受的液柱静压力 小于5% 设计压力时，可忽略不计。
5．根据GB150，设计温度是指容器 在正常工作 情况下，设定的 元件的金属温度。设计温度与设计压力一起作为设计载荷条件。
6．根据GB150，标志在铭牌上的设计温度应是 壳体 设计温度的 最高值或最低值。
7．设计厚度指 计算厚度 与 腐蚀裕量 之和。
8．名义厚度指设计厚度加上 钢材厚度负偏差 后 向上圆整至 钢材标准规格的厚度。即标注在图样上的厚度。
9．根据GB150，对于锥壳大端,当锥壳半顶角α≤30o时，可以采用 无折边 结构。当锥壳半顶角α＞30o时，应采用 带过渡段的折边 结构。
10．介质的毒性程度为极度或高度危害介质的容器，应在 压力试验 合格后进行 气密性试验。
11．外压容器的临界压力式指 外压容器刚刚失稳时所对应的压力。
12．对压力容器进行内压试验是为了 检验压力容器在超工作压力下的宏观强度以及焊缝和其他连接部位的致密性。
13．受均布载荷圆板，板中的最大弯曲应力σmax与半径和厚度之比R/δ的 （a） 成正比。
(a) 平方 （b） 三次方 （c）一次方 （d）0.5 次方
14．回转薄壳中的最大薄膜应力 σmax 与半径和厚度之比R/δ的 (c) 成正比。
(a) 平方 （b） 三次方 （c）一次方 （d）0.5 次方
15．某压力容器壳体的计算厚度为12.3 mm，有效厚度为11.9 mm，则该容器 （a） 。
（a）强度不满足要求 （b）强度满足要求 （c）稳定性不满足要求 （d）稳定性满足要求
16．某压力容器壳体的计算厚度为12.9 mm，腐蚀裕量1 mm，厚度负偏差0.25 mm，则该容器的名义厚度可取为 （a） 。
（a）14 mm (b) 13 mm (c) 14.15 mm (d) 前三项选择都不对
17．外压容器设置加强圈的目的是为了 （d） 。
（a） 开孔补强 （b）延长容器的寿命 （c） 缩短容器长度 （d）提高临界压力
18．外压圆筒几何参数计算图中的系数A的含义是 （c） 。
（a）失稳时的应力 (b) 失稳时的轴向应变 (c) 失稳时的周向应变 (d) 前三项选择都不对
19．计算压力指在相应设计温度下，用以确定元件厚度的压力，其中不包括液柱静压力。 (╳)
20．试验压力指在压力试验时，容器顶部的压力。 (√)
21．金属温度是指沿元件金属截面的温度平均值。 (√)
22．试验温度指压力试验时，壳体的金属温度。 (√)
23．外压容器和真空容器以外压进行压力试验。 (╳)
24．气密性试验应在压力试验前进行。 (╳)
25．内压容器的液压试验压力PT =1.25 P [σ]/[σ]t是指试验压力的上限。 (╳)
26．外压容器的液压试验压力不能高于PT =1.25 P。 (╳)
27．内压容器的液压试验压力PT=1.25P[σ]/[σ]t是指液压试验压力的最低值。 (√)
28．计算压力指在相应设计温度下，用以确定元件厚度的压力，其中包括液柱静压力。 (√)
29．耐压试验压力等于容器的设计压力。 (╳)
30．试用无力矩理论的基本方程求解圆柱壳中的应力，已知壳体受气压P=1.2MPa,中面半径R=1000 mm,壳体厚度δ=12 mm。
解,环向应力 （MPa）
轴向应力 (MPa)
31．上题中，若壳体材料由20R(σb=400MPa,σs=245MPa)改为16MnR(σb=510MPa,σs=345MPa),圆柱壳中的应力如何变化？为什么？
解,圆柱壳中的应力不变，因为圆柱壳中的应力只与其几何尺寸有关而与其材料无关。
32．某内压圆柱形筒体，其设计压力P=0.4 MPa，设计温度t=70℃，圆筒内径Di=1000 mm，圆筒材料为16MnR，腐蚀裕量C2取2 mm，钢板厚度负偏差 C1取0.6 mm，焊接接头系数Φ=0.85，已知[σ]t=[σ]=170 MPa，σs =345 MPa。试确定该筒体的厚度，并进行液压试验校核。
第六章 管壳式换热器的振动与防振本章主要内容：1、管壳式换热器产生振动的原因与危害
2、流体的激振机理与频率计算
3、振动的预防第一节 管壳式换热器产生振动的原因与危害在管壳式换热器中，由于设置了折流板，壳程中的流体是以横向即垂直于管子轴线的方向通过管束。随着换热设备的大型化以及为强化传热而尽量增大壳程流速，横向流中流体诱发的管束的振动已成为换热器机械破坏的重要原因之一。
一、振动产生的原因弹性体在受到扰动时都会产生振动。管壳式换热器的管束、隔板、拉杆、壳体均为弹性体，都有受到扰动而引起振动的倾向。在这些弹性体中，结构上管束的刚性最小，最容易被激起振动。我们所研究的换热器振动问题就是指管束的振动。
管束的振动是由干扰力或激振力引起的。这些激振力可以归纳为两大类：机械激振力和流体引起的激振力。
1．机械激振力：通过与换热器相连的支座、管道传来的振动，以及由往复式流体输送机械（如空压机）带来的脉动激振力。机械激振力的激振频率一般可以比较准确地预计而采取相应的措施来防止。
2．流体流动引起的激振力：这种激振力可以分为流体纵向流引起的激振力和流体横向流引起的激振力。在实际分析中知道，流体纵向流引起的激振力因振幅小，危害不大而予以忽略。所以重点放在研究由流体横向流引起的激振力上。横向流的激振机理比较复杂，第二节中分别介绍旋涡脱离、紊流抖振、弹性激振及声共振的激振理论。
二、管束振动引起的破坏管束的振动是个普遍的问题，几乎所有的换热器管束都会产生或大或小的振动，但危害大的一般发生在一些大型换热器上，尤其是壳程为气体或蒸气的大型换热器上。因为这样的换热器折流板间距较大,壳程流速较高，而气体或蒸气的阻尼较小。
换热器管束振动引起的破坏主要表现为：
1、管子与相邻管子或折流板孔内壁撞击，使管子受到磨损、开裂或切断。
管束在振动时产生的磨损主要有两种情况：
一是换热管因无支承跨距过大或振幅过大，振动时管子与管子之间在跨中处产生撞击磨损，形成菱形的磨损区，最终导致泄漏；
二是管子与折流板（或支撑板）接触处由于振动时互相产生相对运动而使得管子磨损，导致管壁减薄直至泄漏，严重时，可以将管子剪断。
2、管子产生疲劳破坏由于管束在振动时会产生周期性的交变应力，管子在此交变应力的长期作用下，会在高应力部位或管子的表面缺陷部位出现疲劳裂纹，引起破裂。这种疲劳裂纹主要发生在：管子的表面缺陷部位、管板与管子连接处附近的高应力区、管子的跨中处。
3、管子与管板的连接处发生泄漏在“换热器的结构设计”这一章中，我们学过管子与管板的连接有三种方式，即：胀接、焊接、胀焊结合。其中胀接连接时，管子在端部产生塑性变形并存在残余应力。而振动具有消除残余应力的作用，因此，对于这三种连接方式来说，振动对它们的影响是不一样的。
对于管子与管板间采用胀接连接的换热器，由于管子与管板间的连接是靠胀接产生的残余压紧力来保证的，管子振动引起的残余应力松驰现象会使其连接强度和密封性能下降甚至消失；
对于管子与管板之间采用焊接连接的换热器，换热器的振动作用会在管子与管板的连接焊缝处产生很大的交弯曲应力，并在较短时间内引起泄漏；
对于管子与管板采用胀焊结合连接的换热器，管子的振动作用会使胀合效果稍微有点下降，但对管子与管板的焊缝作用较少，故振动对其损害较小。
4、壳程空间发生强烈的噪声振动产生的声学扰动会产生很大的噪声，严重时还会导致整个换热器的振动。
5、增加壳程的压力降振动需要的能量从流体中获得，因此壳程压降在发生振动时会增加。
第2节 流体激振的机理一、卡曼旋涡
1、横向流旋涡的形成
P163图6--3
如图所示，当流体稳定地横向流经一圆柱时，圆柱的A点处速度为0，压力为最大，流体沿圆柱表面由A到B时，速度增大，压力减小；流体沿圆柱表面由B到D时，速度减小而压力回升。
流体在固体表面流动时，会形成一边界层，边界层流体的速度是这样的：从壁面向外由0逐渐增大到与外层主流体速度相同。边界层内的流体由A点到B点时，通过与外层主流的动量交换获得能量而会向前流动，由B点到D点时，由于外层主流的速度下降，边界层从外层主流区得的能量变小，不足以克服粘性磨擦力的作用，导致边界层不断增厚，在C点处会使流体停滞堆积形成高压区，促使外层主流绕过该区向下游流动而脱离圆柱表面产生边界层的分离现象。
在C点处的流体滞流会使C点以后的圆柱表面附近形成真空区，从而导致下游流体的倒流补充，这股流体又会被C点处的高压推向下游，于昌在圆柱的背流侧产生了旋涡。这种旋涡在流动中会逐渐增大，然后脱离圆柱表面形成新的旋涡。
旋涡的产生与脱离符合一定的规律，这种规律与雷诺数Re有关。
2、流经单一柱体时的横向流的特点 P164图6-4
当流体稳定地横向流过单一光滑圆柱体时，流体的流动与雷诺数有如下的关系：
Re<5时，不发生旋涡分离，流线对称。（如图a）
5~15<Re<40时，在圆柱的背侧形成一对稳定的旋涡，不发生脱离，柱体也不发生振动。（如图b）
40<Re<90时圆柱体背流侧的旋涡开始出现分离。
当天0<Re<150时，柱体背流侧旋涡的形成与脱落在柱体背流两侧有规律地交替出现，即柱体背流处一侧形成一个旋涡时，背流处的另一侧旋转涡从圆柱体表面脱离移向下游，这背流处两侧的旋涡不是同时形成，也不是同时脱离柱体表面的。（如图c）所示，在这个雷诺数范围内，产生的旋涡是纯粘性的，流动处于层状态。
这种流体横向流经圆柱体时，在圆柱背流处两侧有规律地交替出现旋涡的形成和脱落，并排成一条旋涡涡街的现象，是由匈牙利学者卡曼发现的，所以在工程上称为卡曼涡街。
150<Re<300时，旋涡层开始由层流向湍流过渡；
当300<Re<3x105时，旋涡完全形成湍流型的涡街，这时旋涡以一个确定的频率周期性地自柱体表面脱落。（如图d所示）这个雷诺数区称为亚临界区。
3x105<Re<3.5x106时，旋涡的脱落被扰乱成无规律的紊流，也即无涡街出现。（如图e所示）这个雷诺数区称为不稳定区。
Re>3.5x106时，卡曼涡街又重新出现，但涡街的尾流变窄。（如图f所示）这个雷诺数区称为超临界区。
3、横向流的激振作用 P165图6-5
当流体横向流过圆柱体而形成卡曼涡街时，在柱体两侧旋涡交替的生和脱离。某一瞬时的圆柱周围，在旋涡形成和长大的一侧，流体速度较慢，由伯努利能量方程可知，该侧流体静压较高；在旋涡脱落的一侧，流体的速度较快，静压就较低。于是产生一个垂直于流体流动方向并指向旋涡脱落一侧的推力FL。
由于旋涡的产生和脱落是交替的，因此该推力FL方向也是交替变化的，如图所示。变化的频率为旋涡交替产生和脱落的频率。从振动角度看，该力即为一个激振力，该力使圆柱产生垂直于流体流动方向的横向振动。
4、流体横向流过管束时的卡曼旋涡频率由下式计算：
式中：fv—卡曼旋涡频率，Hz
V—横流速度，按接管间最小自由截面计算，m/s
do—换热管外径，m
St—斯特罗哈尔数，按管束排列方式及管制接近比S/do查有关图线
S—换热管中心距，m
二、紊流抖振
1．形成机理：流体横向流过管束，在由折流板作用下的弯曲流道中流动时，会产生各种各样的随机的紊流或湍流，从而产生随机的紊流压力波动，这种紊流压力波动是一种宽频范围的随机激振力。管子的动力响应具有频率选择性，会在紊流压力波动引起的宽频随机激振力中吸收与自身频率相一致辞的那部分振动能量而产生振动，这种现象就称为紊流抖振或湍流抖振。
2、紊流抖振频率：用Owen公式计算
式中：
ft—紊流抖振频率，Hz
l—纵向换热管的中心距，m
T—横向换热管中心距，m
V—横流速度，按接管间最小自由截面计算，m/s
do—换热管外径，m
三、弹性激振
1、弹性激振机理：
流体弹性激振是由于管子的扰动引起。当管束中的某根管子偏离其原有位置而发生瞬时位移时，将会改变流场的状况，并通过流体弹性力作用而破坏邻近管子上的力平衡状态，使这些管子处于与其固有频率相应的振动状态。当流体的横向流动速度达到某一临界值以后，流全弹性力对管束所做的功将大于管束阻尼作用所消耗的功，从而使管子开始大振幅的振动。这种振动即为流体弹性激振。使管子开始大振幅振动的流体横流速度称为临界横流速度。
2、临界横流速度的计算：
式中：
Vc—临界横流速度，m/s
δs—质量阻尼参数，按计算
m—单位换热管长质量，kg/m
δ—换热管的对数衰减率：
在气体环境中：δ=0.01~0.06
在液体环境中：δ=0.04~0.16
阻尼大、有频率低的换热器取大值
ρ0—壳程流体密度，Kg/m3
do—换热管外径，m
fn—换热管的固有频率，Hz
Kc—比例系数，按表6-1确定
b—指数，按表6-1确定四、声共振
1、产生机理
当气流稳定地横向流过管束形成旋涡分离时，会产生与气流流动方向及管子轴线方向相垂直的、压力周期性变化的纵波，这种纵波在换热器壳壁中反射传播，从而可能在壳壁间形成某阶声学驻波。这种声学驻波在壳壁来回反射，并不断吸收卡曼涡街和紊流抖振的能量，当其频率与卡曼涡街频率、管子或壳体的固有频率相耦合时，就产生强烈的声学共振和噪音，这种现象我们称为声共振。
2、声振动频率计算
式中：
fa—声振动频率，Hz
c—声速，m/s
D—气室特性长度，对于矩形气室，取气室的宽度B；对于圆柱形壳体一般取壳体内径Di（对于正方形排列管束形成内接正方形驻波时，取0.707Di）
n—振型数，指半波的整数倍气体中声波的传播速度c可按下式计算：,式中：
c—声速，m/s
z—压缩系数，对于理想气体为1
Ps—壳程设计压力（绝压），Mpa
ρo—壳程气体密度，kg/m3
换热器中的壳程介质为液体中，一般不考虑声共振。因为液体中声速很高，驻波频率远远大于旋涡频率，不易产生振动。
第3节 换热器的防振一、振动判据
（一）当换热器中壳程流体为气体或液体时，设计中必须同时满足以下要求，否则认为有可能发生管束的振动。
1、卡曼旋涡频率
卡曼旋涡频率fv与换热管最低固有频率f1之比小于等于0.5。
2、紊流抖振频率
紊流抖振频率ft与换热管最低固有频率f1之比小于等于0.5。
3、横流速度
横流速度V小于临界横流速度VC。
（二）当壳程介质为气体或蒸气时，还应满足下列二条要求。
1、声共振频率与参数
2、声共振参数ψ和Gs应满足：ψ>2000，Gs处于P181图6-17中的共振区。
式中：
do—换热管外径，m
St—斯特罗哈尔数，按管束排列方式及管制接近比S/do查有关图线
L—纵向换热管的中心距，m
T—横向换热管中心距，m
V—横流速度，按接管间最小自由截面计算，m/s
ν— 壳程气体运动粘度，m2/s
c—声速，m/s
g—管间隙，m
h—管束中气体喷射最小宽度，m
g>(T-do)/2时，h=(T-do)/2
g<(T-do)/2时，h=g
二、管壳式换热器的防振措施
1、调整激振源
2、提高换热管固有频率
3、增加阻尼
4、消除声振动
第六章 换热器的振动与防振 习题一、名词解释卡曼涡街紊流抖振弹性激振声共振临界横流速度二、是非题
1、介质的阻尼越大越容易发生振动，（ ）
2、管束的固有频率越高越不容易发生振动。（ ）
3、管壳式换热中的振动主要是指壳体中流体的横向流引起的激振。（ ）
4、声共振最易发生在壳程介质为液体时。（ ）
5、换热管的外径越大，管束产生的抖振频率越低。（ ）
6、换热管的外径越大，管束的临界横流速度越高。（ ）
7、卡曼旋涡频率fν与换热管的外径成正比。（ ）
8、紊流抖振频率ft与换热管的外径成正比。（ ）
三、问答题换热器管束振动引起的危害主要表现在哪些方面？
管壳式换热器有哪些防振措施？
四、选择题
1、下列哪种管壳式换热器有可能发生振动？（ ）
（a）fν/f1>0.5 （b）ft/f1<0.5 （c） V< VC （d）ψ>2000
2、下列哪种换热器最有可能发生振动？（ ）
壳程的斯特罗哈尔数St很小 （b）管束的固有频率很高
（c）壳程的雷诺数Re很小 （d）壳程横流速度VC很大习题参考答案一、名词解释
1．流体横向流经圆柱体时，在圆柱背流处两侧有规律地交替出现旋涡的形成和脱落，并排成一条旋涡涡街的现象，是由匈牙利学者卡曼发现的，所以在工程上称为卡曼涡街。
2．流体横向流过管束，在由折流板作用下的弯曲流道中流动时，会产生各种各样的随机的紊流或湍流，从而产生随机的紊流压力波动，这种紊流压力波动是一种宽频范围的随机激振力。管子的动力响应具有频率选择性，会在紊流压力波动引起的宽频随机激振力中吸收与自身频率相一致辞的那部分振动能量而产生振动，这种现象就称为紊流抖振或湍流抖振。
3．流体弹性激振是由于管子的扰动引起。当管束中的某根管子偏离其原有位置而发生瞬时位移时，将会改变流场的状况，并通过流体弹性力作用而破坏邻近管子上的力平衡状态，使这些管子处于与其固有频率相应的振动状态。当流体的横向流动速度达到某一临界值以后，流全弹性力对管束所做的功将大于管束阻尼作用所消耗的功，从而使管子开始大振幅的振动。这种振动即为流体弹性激振。
4．当气流稳定地横向流过管束形成旋涡分离时，会产生与气流流动方向及管子轴线方向相垂直的、压力周期性变化的纵波，这种纵波在换热器壳壁中反射传播，从而可能在壳壁间形成某阶声学驻波。这种声学驻波在壳壁来回反射，并不断吸收卡曼涡街和紊流抖振的能量，当其频率与卡曼涡街频率、管子或壳体的固有频率相耦合时，就产生强烈的声学共振和噪音，这种现象我们称为声共振。
5．使管子开始大振幅振动的流体横流速度称为临界横流速度。
二、是非题
1错 ；2对 ；3 对；4错 ； 5错 ；6 对；7错；8、对三、问答题
1、（1）管子与相邻管子或折流板孔内壁撞击，使管子受到磨损、开裂或切断。
（2）管子产生疲劳破坏
（3）管子与管板的连接处发生泄漏
（4）壳程空间发生强烈的噪声
（5）增加壳程的压力降
2、（1）调整激振源
（2）提高换热管固有频率
（3）增加阻尼
（4）消除声振动四、选择题：1、（ a ）2、（ d ）
第七章 管壳式换热器设计、制造、检验中的技术要求本章主要内容：
·管壳式换热器设计制造中对材料的要求
·管壳式换热器的制造检验要求
·管壳式换热器设计图纸中的技术要求
管壳式换热器属于压力容器，但又有其特殊的一面。因此，其设计、制造、检验的技术要求除与一般压力容器相同的要求以外，又有其特别的技术要求。本章着重介绍GB151中管壳式换热器设计、制造、检验中的技术要求上有别于一般压力容器的那些技术要求。
第一节 对材料的技术要求管壳式换热器用材料的技术要求除要满足GB150要求外，还有其特殊的要求，具体如下。
对换热器材料（换热管）的技术要求：
１、换热管的外径及壁厚尺寸精度 不低于表7-1的要求，见教材P187。
外径的精度要求是将外径分为三个区间,30 51 。第一区间为±0.20mm，第二区间为±0.30mm，第三区间为±0.8%。
壁厚的精度要求是将壁厚分为二个区间,3 。第一区间为＋12%、－10%，第二区间为±10%。
２、常用换热管的规格 如表7-2所示，见教材P188。
换热管规格的书写方法为：外径×壁厚，如φ25×2.5。
常用换热管外径为φ14~φ57八个等级（14、19、25、32、38、45、51、57），壁厚为七个等级（1.2、1.5、2、2.5、3、3.5、4）。
换热管原则上选用无缝管，通常选用下列标准中的换热管：
GB/T 1527《铜及铜合金拉制管》；
GB/T 3625《换热器及冷凝器用钛合金管》；
GB/T 6893《工业用铝及铝合金拉（轧）制管》；
GB/T 8163,输送流体用无缝钢管》；
GB/T 8890,热交换器用铜合金管》；
GB/T 9948,石油裂化用无缝钢管》；
GB/T 13296,锅炉、热交换器用不锈钢无缝钢管》；
GB/T 14976,流体输送用不锈钢无缝钢管》。
对于GB/T 12771《输送流体用不锈钢管》中的管子，如符合GB151的附录“换热管用奥氏体不锈钢焊接钢管”的要求，也可以用作换热管，但受以下使用限制：不得用于极度危害介质的工况；设计压力不得大于6.4MPa。
为了强化换热，也可以采用整体低翅换热管、波纹管等强化传热管。
3．对有色金属的要求
GB151中有色金属主要用于换热管及复合板的复层，使用时有如下要求：
对于铝及铝合金，其设计压力不大于8Mpa。设计温度为-269~200℃，并且当设计温度高于65℃时，不宜选用含镁量大于3%的铝镁合金。
对于铜及铜合金，应在退火状态下使用，纯铜的设计温度不高于150℃，铜合金的设计温度不高于200℃。
对于纯钛合金，其设计温度不高于300℃。钛复合板设计温度不高于350℃。
对管板、平盖、法兰的选材要求。
4．锻件当选用锻件制造管板、平盖和法兰时，锻件的级别不得低于JB4726和JB4728中规定的Ⅱ级。如管板与筒体采用带凸臂的对接结构时，带凸臂的管板要用锻件。当管板厚度大于60mm时，最好采用锻件。
5．复合钢板（解释该名词）
管板和平盖可以采用堆焊、轧制或爆炸复合板。管程压力不为真空时，平盖也可以采用衬层结构。复合板的选用要求如下。
不锈钢复合板可选用GB/T8165，这时管板选用Ⅰ级；也可以选用JB4733，这时管板选用BⅠ级，平盖不低于BIII级。（如管板与管子采用强度胀加密封焊结构或能保证复合板的未结合部分钻孔时去除，则可降低一级选用）。
钛-钢复合板按GB/T8547选用。管板选用B0级（如管板与管子采用强度胀加密封焊结构或能保证复合板的未结合部分钻孔时去除，则可降低一级选用），平盖不低于BI级或BRI级。
铜-钢复合板按GB/T13238选用。要求管子与管板的连接采用强度胀或强度胀加密封焊结构。
6．用于制造长颈法兰的钢板（解释长颈法兰）
当长颈法兰用钢板制造时，钢板必须同时满足以下要求：
钢板不得有分层等缺陷，并按JB4730作超声检测，不低于Ⅲ级；
法兰的周向必须为钢板的轧制方向；
将钢板弯制成法兰环的对接接头需要采用全焊透结构，并作焊后热处理，进行100%无损检测，射线检测符合JB4730的Ⅱ级，超声波检测符合JB4730Ⅰ级为合格。
7．对低温管壳式换热器的材料要求低温管壳式换热器：对于设计温度低于等于-20℃的钢制低温管壳式换热器，由于环境温度的影响，壳体温度低于等于-20℃的管壳式换热器及虽在“低温、低应力工况”下工作但设计温度加50℃后仍低于-20℃的管壳式换热器统称为低温管壳式换热器。
低温管壳式换热器的设计、制造、检验更为严格。对其材料要求也更为严格，具体如下述。
低温管壳式换热器的受压元件必须为镇静钢。
直接与受压元件相焊的非受压元件用钢应有良好的焊接性能。如非受压元件承受较大载荷需作强度计算，则其韧性要求应与受压元件相同。
用于低温换热器壳体的钢板厚度大于20mm时，应按JB4730逐张进行超声检测，不低于Ⅲ级。
低温换热器用钢应按进行冲击试验抽样检查。冲击试验温度应低于或等于壳体或受压元件的最低温度(对于低应力工况时,低于等于最低设计温度加50℃)。冲击试验温度不应低于相应钢材的最低冲击试验温度。表7-3、表7-4、表7-5（教材P190）分别为低温换热器低合金钢钢板冲击试验温度、低温换热器碳素钢和低合金钢钢管最低冲击试验温度、低温换热器碳素钢和低合金钢锻件最低冲击试验温度的规定。
钢材在冲击试验温度下冲击功指标应符合表7-6（教材P191）的要求。
第二节 管壳式换热器的制造、检验要求作为压力容器管壳式换热器制造、检验及验收应符合GB150的要求，但同时也要符合换热器本身的特殊要求。
一、焊接接头分类与一般压力容器类似，管壳式换热器也将主要受压部分的焊接接头分为A、B、C、D四类，如图7-1所示（教材P192）。
A类接头为筒体、前后管箱或膨胀节的轴向焊缝；
Ｂ类接头为筒体、前后管箱或膨胀节的周向焊缝或带径发兰与接管的对接环向焊缝；
Ｃ类接头为筒体或前后管箱与无径发兰或无径发兰与接管的平焊环向焊缝；
Ｄ类接头为接管与筒体或前后管箱的环向焊缝。
二、零部件制造要求
1．管箱与壳体壳体内径允许偏差：
对于用板材卷制的壳体，起内径允许偏差可通过控制外圆周长的方式加以控制，外圆周长的允许上偏差为10mm，下偏差为零。
2．圆度：
壳体同一断面上的最大直径和最小直径之差e应符合以下要求：
对于公称直径DN（以mm为单位）不大于1200mm的壳体：e≤min（0.5%DN，5）mm；对于公称直径DN（以mm为单位）大于1200mm的壳体：e≤min（0.5%DN，7）mm。
3．直线度：
壳体沿圆周0°、90°、180°、270°四个部位（即通过中心线的水平面和垂直面处）测量的壳体直线度允许偏差应满足以下要求：
当壳体总长L≤6000mm时，直线度允许偏差≤min (L/1000，4.5) mm；
当壳体总长L＞6000mm时，直线度允许偏差≤min (L/1000，8) mm。
热处理要求`：碳钢、低合金钢制的焊有分程隔板的管箱和浮头平盖、侧向开孔超过1/3圆筒内径的管箱，焊后需作清除应力处理，有关密封面在热处理后加工。
4．其它要求：
壳体在制造中应防止出现影响管束顺利安装的变形。有碍管束装配的焊缝应磨至与母材表面平齐。接管、管接头等不应伸出管箱、壳体的内表面。
（解释圆度、直线度）
5．换热管
（1）换热管的拼接：
当换热管需拼接时其对接接头应作焊接工艺评定。对于直管，同一根换热管的对接焊缝不得超过一条；对于U形管，对接不得超过两条，拼接管段的长度不得小于300mm，U形管段及其相邻的至少50mm直管段范围内不得有拼接焊缝。
换热管拼接接头的对接错边量不超过管壁厚度的15%，且小于0.5mm，拼接后的直线度以不影响穿管为准。
对接后的换热管按表7-7选取钢球直径进行通球检查，以钢球通过为合格换热管拼接接头应进行射线抽样检测，抽样数量应不少于接头数量的10%且不少于一条，满足JB4730中的Ⅱ级为合格，如有一条焊缝不合格，则应加倍抽样，仍出现不合格焊缝时，则应100%检查。。对接后的换热管应以2倍的设计压力为试验压力进行液压试验。
表7-7 焊接接头通球检查换热管外径d
d≤25
25＜d≤40
d＞40
钢球直径
0.75di
0.8di
0.85di
注：di——换热管内径。
（2）U形管的弯制：
U形管一般应采用冷弯，弯管段的圆度偏差应不大于换热管名义外径的10%，弯曲半径小于2.5倍换热管外径的U形管，弯管段圆度偏差可取不大于换热管名义外径的15%。
有耐应力腐蚀要求时，对碳钢和低合金钢管的冷弯U形管弯管及与弯管相邻的至少150mm直管段进行清除应力处理。
6．管板
（1）拼接：
管板允许拼接，拼接焊缝应采用焊透的对接接头，并进行100%射线或超声波检测，射线检测不低于JB4730中的Ⅱ级为合格。拼接后的管板应作清除应力处理
（2）板的堆焊：
如采用堆焊复合钢板，在堆焊前要作堆焊焊接工艺评定。基层材料的待堆焊面和复层材料加工后钻孔前的表面，按JB4730进行表面检测，不得有裂纹和排气孔，并应符合Ⅱ级缺陷显示。不得采用在换热管和管板焊接后，再在桥间空隙堆焊的方法进行堆焊。
（3）管孔及孔桥宽度：
管板上管孔直径及允许偏差要求见第四章。
在终钻一侧管板表面，管板上相邻两孔桥宽度B及与最小孔桥宽度Bmin，对钢制Ⅰ级管束按表7-8规定；对钢制Ⅱ级管束按表7-9规定；对其它情况按式（7-1）或（7-2）计算。
式中：
S ——相邻两管孔中心距，mm；
d——管孔直径，mm；
Δ1——孔桥偏差，Δ1=2·Δ2+C，mm；
Δ2——钻头偏差量，Δ2=0.0016×δ，mm；
δ——管板厚度，mm；
C——附加量，mm；
换热管名义外径d0＜16mm时；C=0.508mm；
换热管名义外径d0≥6mm时；C=0.762mm；
C1——附加量，mm；
换热管名义外径d0≤32mm时；C1=0.1mm；
换热管名义外径d0＞32mm时；C1=0mm。
换热管与管板采用胀接连接时，管孔表面不应有影响胀接紧密性的缺陷，管孔表面粗糙度Ra值不大于25μm。
（4）换热管与管板连接换热管与管板连接前，应将连接部位的换热管与管板孔桥清理干净。如为强度焊焊接接头，施焊前应作焊接工艺评定。
换热管与管板胀接时，其胀接部位不应伸出管板背面（壳程侧），且胀接部分与非胀接部分应圆滑过渡。
7．折流板（支持板）
折流板（支持板）的管孔要求见第四章。其外圆表面粗糙度Ra值不大于25μm,外圆表面两侧尖角倒钝.折流板(支持板)上应无任何毛刺。
8．管束在组装过程中，应避免换热管受损伤。因此要求管束组装是拉杆上的螺母必须紧固；穿管不应强行敲打；换热管除与管板相焊外不得与其它任何零件相焊。管束在吊装时应有有效措施防止管束
9．压力试验压力试验的目的 是为了检验压力容器在超工作压力下的宏观强度及焊缝及其他连接部位的致密性。管壳式换热器的试压要求与一般压力容器相同，按GB150规定，但其方法与其他压力容器有明显不同。
（1）固定管板式换热器的压力试验固定管板式换热器要按如下顺序进行压力试验：
先壳程试压，检查壳程受压元件、焊缝及连接部位，同时检查换热管与管板的连接接头。再进行管程试压，检查管程受压元件、焊缝及连接部位。
（2）U形管换热器、U形管釜式重沸器及填料函式换热器的压力试验。
对这些换热器的压力试验，要按如下顺序进行：
先用试压环进行壳程试压，检查壳程受压元件、焊缝及连接部位，同时检查换热管与管板的连接接头。再进行管程试压，检查管程受压元件、焊缝及连接部位。
（3）浮头式换热器、浮头釜式重沸器的压力试验对浮头式换热器、浮头釜式重沸器先用试压环和浮头专用试压工装对壳程进行试压（如为釜式重沸器还应配试压专用壳体），检查管板及换热管与管板的连接接头。再拆掉试压环，装上浮头盖，进行管程试压，检查管程受压元件、焊缝及连接部位。
（4）按压差设计的换热器对于按压差设计的管壳式换热器，应按如下顺序试压：
先按图样规定的最大试验压力差进行壳程试压，检查换热器与管板的连接接头。然后装配好换热器，按图纸规定的试验压力和步进程序对管程和壳程进行步进试压，检查管程、壳程受压元件、焊缝及连接部位。
（5）管程试验压力大于壳程试验压力时的试压当管程试验压力大于壳程试验压力时，检查换热管与管板的连接接头发生困难，通常采用如下方法处理：
提高壳程试验压力：
由于设计时壳程元件都有一定的裕量，故可提高壳程压力至管程试验压力相同，然后按正常试压顺序试压。此时必须对壳程元件按提高压的压力进行压力试验校核。
（6）用高渗透性介质进行壳程试压：
当管程压力比壳程压力大得多或无法提高壳程试验压力时，可采用高渗透性介质如氨、氟利昂等进行壳程试验，以检查换热管与管板的连接接头。据介绍，0.1MPa的氟利昂具有相当于2MPa的空气的检漏能力；0.1MPa的氨气具有16MPa的水的检漏能力。采用这种方法应由供需双方商定，在试压前对壳程进行正常水压试验并用压缩空气做气密性试验。
改变管板设计压力：
有时也可以将管板的设计改为按压差设计的方法来解决管程压力高于壳程压力的试压问题。
第三节 设计图纸应提出的要求为保证管壳式换热器的生产质量，确保换热器的使用安全性，在管壳式换热器的设计图纸上应提出相关的技术要求。
一、管壳式换热器装配上的技术要求在管壳式换热器的装配图上，应提出换热器制造、检验、验收的依据及接受检验的规程、焊接及其检验要求、压力试验与致密性试验要求、管板密封面与壳体轴线的垂直度要求、重要的装配要求、热处理要求、包装运输要求及管口支座方位等。
管壳式换热器装配图上还应有说明换热器管程与壳程设计压力、工作压力、设计温度、工作温度、介质及其特性、换热面积等特性的技术特性表；说明换热器各管口连接尺寸、标准、密封面以及管口用途的管口表。
管壳式换热器装配图技术要求、技术特性表及管口表范例可参见书后附图一。
另外，以下的特殊要求也应在技术要求中反应出来：
按压差设计的换热器压力试验时升、降压的具体要求；当管程设计压力大于壳程设计压力时，检查换热器与管板连接接头的试验方法和压力；换热管不允许拼接的要求也应在技术要求中加以说明。
二、管箱的技术要求在管箱的技术要求中应提出焊接及其检验要求、热处理要求、密封面加工要求、管口方位要求等。
典型的管箱技术要求见书后附图二。
三、管板的技术要求管板的技术要求中，应包括管板密封面与轴线的垂直度公差（按GB1184中的9级公差等级选取），管板钻孔后的孔桥宽度要求（按本章第二节中要求确定），螺栓孔要求（螺栓孔中心圆直径及相邻两螺栓孔弦长公差为，任意两螺栓孔弦长公差按表7-10）
表7-10管板任意两螺栓孔弦长公差
换热器公称直径DN，mm
＜600
600～1200
＞1200
公差，mm
±1.0
±1.5
±2.0
如管板为堆焊管板，还应提出如下要求：
堆焊层表面平面度公差（≤1 mm）、堆焊层厚度均匀性要求（最厚与最薄之差≤1mm）、堆焊过度层与表层厚度要求（一般分别不少于3mm）、基层材料堆焊面及加工后的堆焊层表面要求（按本章第二节）。
如管板为锻制管板，应提出锻件要求。
如管板采用拼接结构，按本章第二节提出拼接缝的结构与检验要求。
典型的管板技术要求见附图二。
四、折流板与支持板的技术要求折流板或支持板的技术要求中应提出板的平整度要求（平整度公差3mm），管孔中心距偏差要求（见表7-11），并应提出钻孔后除去管孔周边毛刺、板外缘两侧倒钝等要求。
表7-11折流板（支持板）管孔中心距偏差管外径 mm
相邻两管孔中心距公差，mm
允许4%相邻两管孔中心距公差，mm
任意两孔中心距偏差
mm
≤38
±0.3
±0.5
±1
57
±0.5
±0.7
±1.2
典型折流板（支持板）技术要求见附图二。
（说明,由于工业生产中约10%~40%的设备为换热设备，而换热设备中最为常见、普遍的是管壳式换热器，故在本课程中我们将以管壳式换热器为例，学习压力容器的具体设计方法，包括选择材料、结构设计，受压元件的强度计算，以及设计、制造、检验中的相关要求等。）
二、本课程的要求通过这门课程的学习，要求同学们掌握如下的内容：
1、掌握压力容器的类型与总体结构；
2、了解管壳式换热器的形式与总体结构；
3、掌握管壳式换热器的结构设计的相关知识；
4、了解管壳式换热器各元件的强度设计（掌握筒体及封头的设计）；
5、了解管壳式换热器中的振动与防振；
6、了解管壳式换热器的设计以、制造、检验中的相关要求。
第二节 化工容器概述一、压力容器的概念
1．化工设备——工艺过程中静止设备的总称。
2．容器——化工设备外壳的总称。
3．压力容器——承受压力载荷作用的容器。
（由于化工容器几乎都承受压力载荷，通常直接称其为压力容器。化工容器的特点：为高温、高压，介质易燃易爆、有毒。）
二、化工容器的结构组成
化工容器一般由筒体、封头、支座（基本件）、接管、法兰（对外连接件）、人孔、手孔、液面计（附件）以及一些内构件等零部件组成。
1．筒体、封头：就如同房子四周的墙，它是构成容器空间的主要部件（属主要受压元件）。壳体按形状的不同，可以分为圆筒壳体、圆锥壳体、球壳体、椭圆壳体、矩形壳体等等。而封头有椭圆形封头、半球形封头、碟形封头、锥形封头及平板封头等。
2．接管：是介质进出容器的通道。
3．法兰：是容器及接管的可拆连接装置，分为设备法兰和管法兰（属主要受压元件）。
4．支座：是用于支承容器的部件。
5．人孔、手孔：是为便于制造、检验和维护管理而设置的部件（属主要受压元件）。
6．液面计：用于观察或监控液位的部件（属安全附件，此外还有安全阀、压力表等）。
三、化工容器的分类容器的分类方法很多，可以按生产过程中的作用原理分，也可以按容器形状、承压性质、结构材料、设计压力高低及安全监察要求分。
按材料分类：金属容器、非金属容器、复合材料容器等.
按容器形状分类：矩形容器、球形容器、圆筒形容器等。
按承压性质分类：内压容器和外压容器两种。
（1）外压容器是指容器外部压力大于内部压力的情况，特别地，当外压为常压时的外压容器，又称为真空容器。
（2）内压容器是指容器内部的压力大于外部压力的容器。
按设计压力高低分类：
内压容器按其设计压力高低，可分为：低压容器、中压容器、高压容器、超高压容器容器分类
设计压力(Mpa)
低压容器中压容器高压容器超高压容器
0.1≤P＜1.6
1.6≤P＜10
10≤P＜100
P≥100
按照在生产过程中的作用原理分类：反应容器、换热容器、分离容器和储存容器四种
（1）反应容器：完成介质的物理、化学反应。如：合成塔、反应釜、聚合釜、反应器、发生器等。
（2）换热容器：完成介质的热量交换。如：热交换器、加热器、冷却器、冷凝器、废热锅炉等。
（3）分离容器：完成介质的压力平衡和气体净化等。如：分离器、过滤器、缓冲器、洗涤器、吸收塔等。
（4）储存容器：盛装生产生活用的原料气体、液体、液化气体等。如：各种贮槽、贮罐、高位槽、槽车等。
按安全监察要求分类：
根据容器承受的压力、介质危害程度、P*V乘积及生产过程中的重要性，可以分为：一、二、三类容器。（展开讲述）
四、化工容器机械设计的基本要求
容器的设计，包括零部件的机械设计，应该满足下面八个方面的基本要求：
1、强度——元件能抵抗外力破坏的能力；
2、刚度——构件抵抗外力使其不发生变形的能力；
3、稳定性——容器在外力作用下维持其原有形状的能力；
4、耐久性——满足容器的使用年限的要求；
5、密封性——保证安全和维持正常的操作条件；
6、节省材料和便于加工制造；
7、方便操作和便于运输；
8、技术经济指标合理。
五、容器零部件的标准化所谓标准化，就是为了提高产品的设计制造质量及效率、增加互换性、便于维修、降低成本而人为规定将零部件按参数等级而系列化的行为。
容器标准化的基本参数是：公称压力PN、公称直径DN。
1、容器的公称直径对于钢板卷制的筒体和及其封头——内径对于无缝钢管制作的筒体及其封头——外径
2、法兰的公称直径——是指与它相配的筒体或管子的公称直径。
法兰的公称压力——为法兰的标准化而人为等级化了的压力系列。（简述标准法兰选取:类型、密封面、PN与DN、允许最高无冲击工作压力。）
3、管子的公称直径——是指与管子外径相对应的值.
第三节 管壳式换热器的形式和总体结构一、换热器的分类换热器是用于将高温流体的热量向低温流体传输的传热设备的总称，它广泛用于石油、化工、电力、食品等工业部门，并且占有相当重要的地位。换热器的种类划分方法很多，方法也各不相同。
（1）按其用途：可将换热器分为加热器、冷却器、冷凝器、蒸发器、再沸器等；
（2）按其传热方式和作用原理：可分为混合式换热器、蓄热式换热器、间壁式换热器等。其中间壁式换热器为工业应用最为广泛的一种换热器。它按传热面形状可分为管式换热器、板面式换热器、扩展表面换热器等。这其中又以管壳式换热器应用最为广泛，它通过换热管的管壁进行传热。具有结构简单牢固、制造简便、使用材料范围广、可靠程度高等优点，是目前应用最为广泛的一种换热器。
（在着重介绍管壳式换热器后，简要介绍其他类型换热器：混合式；蓄热式；板式；管翅式；套管式；螺旋管式等）
二、管壳式换热器的总体结构
1、管壳式换热器的主要元件：壳体、前后管箱、管板、管束、折流板或支持板、接 管、法兰、（包括管法兰与容器法兰）支座及附件等组成。
2、管壳式换热器的总体结构 一般由前端管箱、壳体和后端结构三部分组成。
（1）前端管箱——是指有管程入口的那一则的管箱。
（2）后端结构——是指与前端管箱相应的另一则的管箱结构。
（3）壳体——是指处于前端管箱和后端结构之间、由钢管或金属板焊接而构成的筒体。换热管置于由壳体围成的空间中，两端与管板相连，管板与壳体及管箱相连，把换热器分为两大部分空间，即壳程和管程。
3、管程与壳程
分程的目的：提高流速以提高传热系数，但程数不宜太多。
管程——换热器中的换热管内及与换热管相通的空间，称为管程。
壳程——换热器中的换热管外及与其相通的空间，称为壳程。
4、管程数与壳程数管程数——指介质在换热管内沿换热管长度方向往返的次数。一般为偶数，主要有1、2、4、6、8、10、12等。
壳程数——指介质在壳程内沿壳体轴向往返的次数。一般为单壳程，最多双壳程。（说明多折流板不表示多壳程，强调轴向往返次数）
几点说明：1、不是所有管壳式换热器都有后端管箱，如U形管式换热器则没有后端 管箱。2、多管程换热器在后管箱上无物料进出口。3、管壳式换热器支座——卧式时为鞍式支座，而立式时为耳座（也可为其他类型，但一般不用）。4、管箱详细结构第四章介绍。
三、管壳式换热器的形式
（讲述时针对教材中例图重点讲明各种换热器的特点及其原因）
管壳式换热器根据其结构的不同，可以分为固定管板式换热器、浮头式换热器、U形管式换热器、填料函式换热器、釜式重沸器等。
1、固定管板式换热器组成：管箱、管板、换热管、壳体、折流板或支撑板、拉杆、定距管等。
结构特点：管板与壳体之间采用焊接连接。两端管板均固定，可以是单管程或多管箱，
管束不可拆，管板可延长兼作法兰。
优点：结构简单，制造方便，在相同管束情况下其壳体内径最小，管程分程较方便。
缺点：壳程无法进行机械清洗，壳程检查困难，壳体与管子之间无温差补偿元件时会产生较大的温差应力，即温差较大时需采用膨胀节或波纹管等补偿元件以减小温差应力。
2、浮头式换热器组成：管箱、管板、换热管、壳体、折流板或支撑板、拉杆、定距管、钩圈、浮头盖等。
结构特点：一端管板与壳体固定，另一端管板（浮动管板）与壳体之间没有约束，可在壳体内自由浮动。只能为多管程，布管区域小于固定管板式换热器，管板不能兼作法兰，一般有管束滑道。
优点：不会产生温差应力，浮头可拆分，管束易于抽出或插入，便于检修和清洗。
缺点：结构较复杂，操作时浮头盖的密封情况检查困难。
3、U形管式换热器组成：管箱、管板、U形换热管、壳体、折流板或支撑板、拉杆、定距管等。
结构特点：只有一个管板和一个管箱，壳体与换热管之间不相连，管束能从壳体中抽出或插入。只能为多管程，管板不能兼作法兰，一般有管束滑道。总重轻于固定管板式换热器。
优点：结构简单，造价较低，不会产生温差应力，外层管清洗方便。
缺点：管内清洗因管子成U形而较困难，管束内围换热管的更换较困难，管束的固有频率较低易激起振动。
4、填料函式换热器组成：管箱、管板、管束、壳体、折流板或支撑板、拉杆、定距管、填料函等。
结构特点：一侧管箱可以滑动，壳体与滑动管箱之间采用填料密封。管束可抽出，管板不兼作法兰。
优点：填料函结构较浮头简单，检修清洗方便；无温差应力，（具备浮头式换热器的优点，消除了固定管板式换热器的缺点）。
缺点：密封性能较差，不适用于易挥发、易燃、易爆和有毒介质。
（简单介绍滑动管板式换热器，它是填料函式换热器的变形。它把填料函式换热器中的滑动管箱改进为滑动管板，而管箱部分固定。另外简单介绍双管板结构。）
5、釜式重沸器
它是固定管板式换热器、浮头式换热器、U形管式换热器壳体的变形，主要是将壳程空间加倍增大，结构上留有一定的蒸发空间。类似于现在的容积式换热器。（容积式换热器壳程介质一般为水，用于供暖。）
四、管壳式换热器的型号表示方法
1、管壳式换热器型号的组成：
X——前端管箱形式代号（如表1-1所示）
Y——壳体形式代号（如表1-1所示）
Z——后端结构形式代号（如表1-1所示）
DN——换热器的公称直径（mm），对卷制圆筒为其内直径，对钢制圆筒为钢管的外径，对釜式重沸器，用分数表示，分子为管箱内径、分母为壳体内径。
Ps、Pt——分别表示管程、壳程设计压力（MPa），当管程壳程压力相等时只写Pt。
A——公称换热面积（m2），是经圆整后的计算换热面积，即以换热管外径为基准，扣除伸入管板内的换热管长度后，计算得到的管束外表面积。对于U形管，一般不包括弯管段的面积。
LN——换热器的公称长度（m），当换热管为直管时，取直管长度为其公称长度；为U形管时，取U形管直管段长度为换热器的公称长度。
d——换热管的外直径（mm）。（强调d不是换热管公称直径）
B——当换热管为Al、Cu、Ti管时分别记为Al、Cu、Ti；当换热管为钢制管时，不标记。
NT、NS——分别为管程数和壳程数，单壳程时公标记NT即可。
C——对于钢制换热管，I级管束时为I，II级管束时为II。I级管束是指采用较高级的高级冷拨管的管束；II级管束是指采用普通冷拨管的管束。
2、管壳式换热器标记示例：按教材P8简介。
（重点介绍DN、A、LN、C的意义）
第四节 管壳式换热器的选型一、选型时要考虑的因素换热器的选型，就是根据换热器的结构特点、使用条件、投资与运行费用等综合因素来选择一种相对合理的换热器形式。在选型前，必须熟悉各种换热器的结构特点、工作特性，根据具体条件做出方案，比较各方案做出最优的选择。
1．选型时要考虑的因素有：材料、介质、压力、温度、温差、压降、结垢情况、检修清理方法等各种因素。
2．安全因素——是换热器选型时最主要因素。包括强度、刚度足够，结构可靠，满足密封要求，材料与介质相容。（例温差应力的考虑、密封性的考虑等）
3．能完成工艺要求——有足够的传热面积、介质有良好的有利于传热的流动状态，经济上较合理。（例能否用U形管，管、壳程的清洗，是否分程，介质的黏度对流动的影响，是否须可拆结构等）
4．利于制造、安装和维修——制造较简单、运行性能良好、运行费用低等。
二、选型的一般原则温差不大、壳程介质结垢不严重、壳程能采用化学清洗时，选用固定管板式换热器。
温差较大时，可选用浮头式换热器、U形管式换热器、填料函式换热器和滑动管板式换热器。
要对壳程进行机械清洗时，可选用管束可可抽出的结构。
高温高压时，可选用U形管式换热器。
壳程介质为易燃、易爆、有毒或易挥发，以及使用压力、温度较高时，不宜采用填料函式换热器。
管程介质和壳程介质不允许相混时，可采用双管板结构的换热器。
（讲述过程中举例具体说明）
第五节 管壳式换热器的设计内容
管壳式换热器的设计包括下面五个方面的内容，这五方面相互交叉，不断调整。
一、结构设计：根据设计任务选择换热器的形式，初定出结构尺寸。（如管子外径、长度、筒体外径等）
二、热力计算：计算所需的传热面积,调整尺寸使结构设计的传热面积大致等于计算的传热面积。
三、流体阻力计算：计算阻力降，保证阻力降在允许范围内。（压力将一般根据整个工艺流程确定）
四、强度、刚度和稳定性设计：
壳体直径的确定和壳体壁厚的计算。
换热器封头的选择及厚度计算。
管板强度计算及尺寸的确定。（含温差应力计算）
管子拉脱力的计算。
支座的计算。（包括卧式与立式支座计算）
开孔补强计算等。
五、绘图：根据计算结果具体确定各种零部件的结构及一些标准件的选取，（如容器法兰、折流板与支持板、拉杆与定距管等）然后绘制结构设计图和施工图。
（简单介绍设计图中主要内容：技术要求、技术特性表、管口表、明细栏、标题栏、结构图、节点图、图纸目录等）
第一章 概述 练习题一、选择题
1、中压容器的设计压力范围P为：（ ）
（a）P≥10 MPa (b) 1.6≤P＜10 MPa (c) 10≤P＜100 MPa (d) 根据容器的型式而定
2、容器标准化的基本参数有：（ ）
(a) 公称压力PN (b) 公称直径DN (c) 内径 (d) 外径
3、对于用钢板卷制的圆柱形筒体，其公称直径是指：（ ）
（a）内径 (b) 外径 (c)中径 (d) 介于内径和外径中间的某一值
4、下列哪一种换热器在温差较大时可能需要设置温差补偿装置？（ ）
(a)填料函式换热器 (b)U形管式换热器 (c)浮头式换热器 （d）固定管板式换热器
5、管壳式换热器属于下列哪种类型的换热器？（ ）
（a）混合式换热器 (b)间壁式换热器 (c)蓄热式换热器 (d)板面式换热器
6、U形管换热器的公称长度是指：（ ）
(a) U形管的抻开长度 (b)U形管的直管段长度 (c)壳体的长度 (d)换热器的总长度
7、请根据给定条件，选择一种形式的换热器。高温高压介质且温差较大，壳程介质为有毒的易挥发性物质，对壳程需要进行清洗。（ ）
(a) 固定管板式换热器 (b) 填料函式换热器 (c)U形管式换热器 (d)浮头式换热器
8、有某型号为：的换热器，其中的1000为（ ）
（a）公称换热面积 (b)换热器的公称长度 (c)换热器公称直径 (d) 管程压力为1000Kg/m2
二、填空题
1、管壳式换热器的主要元件有：,,,,等。
2、按压力容器在生产工艺过程中的作用原理,可以将压力容器分为：,,,。
3、压力容器按监察要求可分为：,和 。
三、是非题
1、管程数是指换热管的根数，一般为奇数。（ ）
2、法兰的公称直径是指法兰的外径。（ ）
3、换热器选型时首先要考虑的因素是安全性。（ ）
四、问答题
1．管壳式换热器根据其结构的不同，可以分为哪几类换热器？
2、换热器的强度、刚度和稳定性计算包括哪些内容？
答案：
一、选择题：1B ；2A、B ；3A ；4D ；5B ；6B ；7D ；8C 。
二、填空题：
1、壳体、管箱、管板、管束、折流板与支持板、接口管、支座等
2、反应压力容器、换热压力容、分离压力容、储存压力容器
3、I、II、III类压力容器三、是非题：1错 ；2错 ；3对。
四、问答题：
1、固定管板式换热器，浮头式换热器、U形管式换热器、填料函式换热器、釜式重沸器等。
2、(1）壳体直径的确定和壳体壁厚的计算
(2）换热器封头、容器法兰的选择
(3）管板尺寸的确定
(4）管子拉脱力的计算
(5)折流板的选择与计算
(5)温差应力的计算
(7)接管、接管法兰及开孔补强的计算等。
第四章 管壳式换热器结构设计第一节 管板一、管板的作用及重要性
作 用：1．排布换热管
2,与管箱隔板配合分隔管程空间
3,与壳程隔板配合分隔壳程空间
4,避免冷热流体混合
重要性：其重量在整台换热器重量中占有较大比例，也是换热器最重要的部件之一。
因此，管板的强度计算及结构设计相当重要，其准确性与否及是否合理直接
影响整台换热器的安全、成本及产品质量。
二、管板的形式管板有四种常见的结构形式，即平管板、薄管板、椭圆形管板及双管板。
1,平管板
平管板是最常见的一种管板形式，有兼作法兰和不兼作法兰两种。一般由普通碳钢板、不锈钢板制造，当介质具有腐蚀性时可用复合钢板制造。（以较薄的复合层抵抗腐蚀，一般为不锈钢、Ni、Ti等；以较厚的普通钢板承受介质压力）
复合钢板制造方法：轧制复合钢板法、堆焊法、塞焊法、焊管复合法等。（均简要讲解）
2、薄管板
由于机械应力与温差应力相互矛盾，因此希望在满足强度条件下管板越薄越好（温差应力小）。德国AD规范按固定支撑假设认为换热管为纲性支撑，计算得到的板厚较薄，一般小于15mm,其主要载荷由管壁和壳壁温差决定。
3、椭圆形管板结构：类似于椭圆形封头，即半个椭球壳，而不是椭圆形平板。是在薄管板基础上研发
的新型管板。单各换热管长短不一，设计、制造上要复杂于平管板。一般用于高
温差情况。
优点：受力比平板好许多，因此可做得很薄，利于降低温差应力。
4、双管板
应用于工艺条件要求绝对不允许冷热流体互相接触，普通管板难以满足这一条件的场合。（即便管子与壳程连接处泄漏，壳程介质不会污染管程介质）
双管板保持合适间距的原因：双管板孔错位及双管板温差均会在管束上引起弯曲应力和剪切应力，通过设置一定的间距，可使弯曲应力和剪切应力限定在许可范围之内。（要求理解间距公式各符号含义）
总结：现设计中一般采用平管板，椭圆形管板（包括蝶形管板）双管板应用于有特殊要
求的场合，而薄管板我国一般不采用。（按GB151-98设计）
三、管板的结构
管板的结构包括：管板上开孔的位置、分程隔板槽的位置、密封面的设计等。
1、开孔位置
开孔种类：换热管孔、拉杆孔、螺栓孔（兼作法兰）
Ⅰ 换热管孔布置：
常见的四种排列方式：三角形排列、转角三角形排列、正方形排列、转角正方形排列。
中心距要求：为保证胀管时管板的刚度且便于管子与管板的焊接，同时便于清洁管程空间，要求两管中心距应大于等于1.25倍的换热管外径。（说明：表4-1为推荐中心距，实际设计可取S大于表中推荐值。而管孔直径按表4-4～4-9查取。其偏差级别不允许超过表中规定）
布管范围：应排布在布管限定园内，即最外层换热管表面至管板中心距不得超过布管限定园半径。（按图4-10介绍式4-3、4-4的意义，强调换热管外表面在Di范围内）
Ⅱ 拉杆孔的布置：拉杆孔位置根据拉杆位置确定，一般应均匀布置于管束的外边缘。 拉杆与管板焊接时，拉杆孔深等于孔直径；螺纹连接时，螺纹深度为螺纹孔直径的1.5倍。
Ⅲ 螺栓孔的布置：管板上开螺栓孔的位置、数量、直径应与相连接的法兰上开的螺栓孔一致。
2、分程隔板槽的布置管程：分程数量为偶数，分程时应注意使各管程的换热管数大致相等，隔板槽形状简单,密封面长度较短，程数不宜过多。分程隔板槽根据分程布置图设置，隔板槽密封面应与管板外边缘密封面处在同一水平高度上，槽宽一般比与其相联接的隔板厚度大2mm。（按图4-13简单介绍4-6管程流体走向）
壳程：壳程分程不常见，多用折流板起分程隔板作用。
3．密封面的设计：管板密封面的形式应与之相配合的法兰密封面相配，其常设计为带有凸肩的结构，以减少密封面的加工面积，节省工时。
四、管板与壳体、管箱的连接（按图4-16、4-17介绍各种结构）
1．焊接结构：兼作法兰和不兼作法兰两种
2．不兼作法兰：安图4-16介绍各种连接结构，注意焊接开坡口。
3．兼作法兰：筒体与管板的端面（凹槽或凸台）进行焊接。如图4-17所示。注意焊接开坡口和边缘应力）
4．法兰连接结构：固定管板式换热器中，兼作法兰的管板与管箱的连接基本采用法兰连接。如图4-18所示。而U形管式、浮头式、填料函式换热器的管束通常为可拆结构，故管板与壳体、管箱一般采用法兰连接。如图4-19所示。
第二节 管束一、管子的排列换热管常用的四种排列方式前面已提到。对于U形管存在最小弯曲半径问题，一般Rmin不小于2d0，一般采用对称于分程隔板布置，但有时为了增加布管数U形管与分程隔板成一定的倾斜角度，如图4-20所示布置。 换热管层数过多会影响直管段的长度。（根据图4-20具体讲述）
管子的长度长度越长，单位传热面积材料消耗量越低，制造成本也就越低，同时因流通截面减少而提 高流速，K值增大。但其长度受到管程清洗、运输、拆装、管程压降及支座等因素的影响。
一般长度限制在6m一下，以2.5m~4m最为常见。（针对各条讲述管长过大的弊端，尤其是对可拆结构需有足够大的空间）
二、管束安装转角当壳程为气体冷凝时，为减少液膜在列管上的包角及液膜厚度，管束装配时应偏转一定角度，因液膜包盖换热管，降低传热效果。注意管板上排液、排气孔的位置。
三、管子与管板的连接（重点）
换热管与管板的连接必须考虑强度和密封性两方面的要求。常用的连接方法有三种：胀接、焊接、胀焊并用。
1．胀接
ⅰ 适用范围（各国要求不同，我国以GB151为准）
GB151-1999中规定强度胀接的应用范围为：设计压力小于等于4MPa；设计温度小于等于300℃；操作中无剧烈振动，无过大温度变化及明显的应力腐蚀。
ⅱ 胀接方法常用方法为机械滚胀法，此外还有爆破胀接发、液压胀管法、液袋胀管法等。（讲解机械滚胀法。强调管子发生塑性变形而管板发生弹性变形，故不能用于高温，其他方法一带而过，用制造方法回应适用范围）
机械滚胀法优点：耐反复热循环、抗热冲击及轴向力、更换修补容易、无缝有缝均适用、操作简单成本低。
机械滚胀法缺点：不易控制胀度；各管胀度不均匀；管板易变形；可胀性差的管子易产生胀接裂纹；内壁面产生加工硬化。
2．焊接
ⅰ 适用范围（按GB151要求）
范围：不适用于有较大震动及有间隙腐蚀的场合；管间距小无法胀接；热循环剧烈温度高；有特殊要求和腐蚀危险的地方；维修受限制的地方；要求接头严密不漏的地方；管板过薄无法胀接时。
优点：不需开槽加工简便；焊接结构强度高、抗拉能力强；管子管板材料性能要求不高。
ⅱ 焊接方法焊接节点形式如图4-27、4-28所示。（我国标准推荐4-27）
简单介绍其他焊接方法
3．胀焊并用
ⅰ 适用范围密封性要求高的场合；承受振动或疲劳载荷的场合；有间隙腐蚀的场合；采用复合管板的场合
ⅱ 连接方法强度胀+密封焊；贴胀+强度焊；对密封要求较高时可用强度胀+贴胀+密封焊；强度焊+强度胀+贴胀
ⅲ 连接次序一般先焊后胀（说明原因，先胀后焊将影响焊接质量。要求学生了解原因来记住次序）
第三节 折流板与支持板一、折流板
在壳程设置折流板目的：为了延长壳程介质的流道长度，增加管间流速，增加湍流程度，达到提高换热器的传热效果的目的。
折流板形式常见的为弓形和圆盘-圆环形两种，以弓形最为常用，此外还有矩形、螺旋形等。
（1）弓形：分为单弓和多弓，如图4-33所示。多弓用于壳体直径较大，须减少流体阻力，避免形成死区的情形。缺口高度为0.2-0.45倍的圆筒内直径，保证流体通过缺口时与横过管束时的流速相近。（强调折流板结构设计时应开缺口，以保证气体放空、液体放净）
（2）圆盘-圆环形及矩形：用于大直径筒体，减少流体阻力，避免形成死区。如图4-35所示。
（3）螺旋形：用于壳程流体含有固体颗粒的场合，如图4-37所示。壳程流体在折流板间螺旋形流动，固体颗粒不易沉淀，利于传热。
2．折流板尺寸
（1）厚度：其值取决于它所支撑的重量，即与壳体直径和板间距相关。最小厚度由筒体公称直径和换热管无支撑跨距按表4-13选取。一般不做强度计算，折流板过厚造成总重增加，材料浪费。
（2）管孔：其大小对传热性能、机械性能和加工制造都有影响。管孔大则因间隙大而降低传热效果，换热管易震动。
（3）间隙：指折流板外径与壳体内径之间的间隙。间隙小则装配困难，间隙大又影响传热，折流板自身强度降低，但加工方便，穿管方便。故管孔应综合考虑，GB151给出具体尺寸。
缺口高度：0.2-0.45倍的圆筒内直径
（4）间距：折流板间距应根据壳程介质的流量、粘度确定。一般折流板应在换热管的有效长度上等间距布置。间距过大或过小均不好，一般最小不得小于Di/5，最大不得大于Di
二、支持板目的：是支撑（换热管）、防止其产生过大的振动和挠度。
支持板的厚度、管孔、外径等尺寸等要求与折流板一致。但对最大无支撑跨距有要求。支持板与折流板外形一样，支持板也起折流板作用，折流板也起支持板作用只是设置的原始目的不同而已。
三、折流杆一种新型结构，尚在研发中。与折流板相比阻力降小，无传热死区，换热管不易振动，固定效果好，加工不易。无成型结构。（按图4-40简单介绍）
第四节 冷凝器结构
冷凝器是换热器的一种，但因在传热过程中发生相变，故传热效果与结构有较大的关系，因此单独介绍一些应注意的地方。
一、冷凝器介质流程的选择（被冷凝介质一般指水蒸汽、也可为其他可冷凝的气体如冷凝液
氨等）
一般要求冷凝蒸汽走壳程，冷凝介质走管程。这样可提高传热系数。（一般壳程传热系数小与管程传热系数，让壳程发生相变可大大提高壳程传热系数）在下列特殊情况下可以让蒸汽走管程：
冷凝蒸汽压力高或腐蚀性很强。
因为管子的承压能力强；腐蚀性介质走管程可避免壳程筒体采用耐腐蚀材料，降低冷凝器的成本。
冷凝介质粘度大或流量小
此时让冷凝介质走壳程可提高滞动程度，增大雷诺数以提高传热系数。
要求冷凝介质压降小因对相同介质，通常壳程流阻小于管程流阻，故对冷凝介质压降有特殊要求时可让冷凝介质走壳程。
冷凝器形式的确定
立式和卧式放置对一般换热器影响不大，但对冷凝器来讲却不一样。因为如果冷凝液膜在换热管表面积累变厚，将对传热效果有较大的影响，为防止此种情况故一般采用卧式结构。在下列特殊情况可考虑采用立式冷凝器。
1、冷凝液需过冷
对被冷凝成液体的介质需进一步降低温度可采用立式。也保证换热器内存在一定的液位
高度，可达到目的。
2、普朗特准数Pr高的介质
即冷凝负荷大时，在厚液膜上形成滞流，有较高的传热系数。
3、冷凝蒸汽走管程
为使冷凝液膜能快速流走而不堆积需采用立式结构。
二、冷凝器设计中的其他问题
1、保证蒸汽流速
即防止随蒸汽冷凝，蒸汽量的减少而导致流速降低。目的是为了保证较高的雷诺数且
能排除不凝性气体。
2、排除不凝性气体
不凝性气体的存在对传热效果影响很大，故应在上部死角处设置排气口以排除不凝性
气体。
3、减薄冷凝液液膜厚度
减薄冷凝液液膜厚度可改进传热效果。对卧式冷凝器，如前所述可将管束偏转安装。
对立式冷凝器可如图4-41所示设置泄液管罩或当液板。
4、冷凝液的排出
一般冷凝液的堆积会降低传热效率并可能会形成腐蚀，应尽快排出，在排除过程中要
注意防止带走蒸汽（图4-42 a、b结构）和排净（图4-42 c结构）
第五节 管箱及其它结构一、管箱管箱按其结构可分为固定端管箱、滑动管箱、浮头管箱。
1．固定端管箱主要用于固定管板式换热器及U形管式换热器。（填料函式、浮头式换热器物料进口也为固定端管箱）
组成：容器法兰、圆筒短节、封头、及进出口的接管与法兰组成．有时还设有放空口、放净口、仪表接口、分程隔板等。
安图4-43讲述几种常见固定管箱结构
2．滑动管箱主要指用于填料函式换热器滑动端的管箱。分为外填料函浮头式、单填料函滑动管板式和 双填料函滑动管板式三种。
（1）外填料函浮头式：如图4-44所示。填料函在管板外，填料箱在壳体法兰内。用于压力小于2.5MPa的换热器。（整个管箱滑动）
（2）单填料函滑动管板式：如图4-45所示。在管板上焊一短节，将填料函设在壳体法兰内，填料填在短节和填料函之间，用管箱法兰兼作填料压盖。（仅管板滑动）
（3）双填料函滑动管板式：如图4-46所示。该结构具有双重填料，内圈填料主要用密封管、壳程的压差密封，外圈填料主要起保险作用，一旦内圈填料有泄漏，外圈填料则能阻止漏出的介质扩散到空间，并能由接管收集漏出的介质，一般用于介质为易燃、易爆、有毒性介质等场合。（仅管板滑动）
3．浮头管箱浮头管箱指浮头式换热器浮头端管箱。按图4-47所示介绍管箱结构，如何拆装。
4．高压管箱对高压换热器，一般高压介质均走管程，高压管箱既要承受高压，又要防止泄露，选择合理的管箱结构对降低制造成本，便于拆装及安全性等均有重大意义。
注意事项：尽量减小管箱内径；尽量用锻件；尽量少用法兰结构；尽量采用简单结构；选择合理的物流流向。（与图4-48对应介绍）
5．分程隔板设计要求：承受脉动流体或隔板两侧压差很大时，隔板的厚度应适当增厚，或改变隔板结构；大直径换热器隔板设计成双层结构；分程隔板上可设排净孔；厚度大于10mm的分程隔板，密封面处应削边至10mm。（强调：分程隔板端面属于密封面，在与管箱整体焊后进行精加工）
二、其它结构
1,拉杆与定距管安装拉杆与定距管的目的是为了固定折流板或支持板，使两板保持一固定的距离。
（1）拉杆形式：
螺纹连接：拉杆与管板采用螺纹连接，折流板靠定距管固定间距，适用于外经大于等于19 mm的管束。
焊接连接：拉杆与管板、折流板均采用焊接，适用于外经小于等于14 mm的管束。
（2）拉杆的直径和数量：（由筒体公称直径和换热管直径确定）
由表4-24、4-25选取。拉杆公称直径不得小于10 mm，数量不得少于4根。
（3）拉杆的布置与尺寸：
拉杆应尽量均匀布置在管束的外边缘，以便于较好地固定折流板。对于大直径的换热器，在布管区内或靠近折流板缺口处应布置适量的拉杆，任何折流板应不少于三个支撑点。
2．防冲板和导流筒
（1）设置防冲板的条件：
管程轴向接管或管内流速大于3m/s时，管程设置防冲板；壳程进口管流体的ρν2超过一定值时，在壳程进口管处设置防冲板或导流筒；对有腐蚀或磨蚀的气体、蒸汽及气液混合物应设置防冲板。
（2）防冲板的设置：
防冲板外表面到圆筒内壁的距离，应不小于接管外径的1/4；
防冲板的直径或边长，应大于接管外径50 mm；
防冲板的最小厚度：碳钢4.5 mm，不锈钢3 mm；
防冲板可采用三种固定形式：焊在定距管或拉杆上；焊在圆筒上；螺栓固定。以焊在筒体较为常见，简介其常见形状。
（3）导流筒的设置：
当壳程进出口接管距管板较远，流体停滞区过大时，应设置导流筒，以减少流体停滞区，增加换热管的有效长度。分为内外导流筒两种形式。
3．滑道滑道的结构有滑板、滚轮、滑条等形式。以滑板最为常见，对于可拆管束结构，必须设计滑道以便管束拆装。简介其结构
4．壳体内径的确定（仅为估算公式，且没考虑分程的影响）
首先根据换热管总数Nt确定换热管束中心管排的管数Nc：
对于正方形排列：
Nc=1.19Nt0.5
对于正三角形排列：
Nc=1.10Nt0.5
壳体内径Di:
Di=s(Nc-1)+d0+e
Di也可以按下式估算：
Di= s(Nc-1)+4d0
式中：
s-换热管中心距，m
d0-外径，m
e-壳体内径与管束外径之差，一般在0.025-0.076m。
（简单介绍公式的意义）
第五章 管壳式换热器的强度设计第一节 压力容器强度设计的基本概念一、压力P——除注明外，压力均指表压力，单位用Mpa表示。
工作压力Pw——指在正常工作情况下，容器顶部可能达到的最高压力。
设计压力Pd——指设定的容器顶部的最高压力。它与设计温度一起作为设计载荷条件，其值不小于工作压力。一般在装有安全阀时，，当无安全阀时，
计算压力Pc——在相应设计温度下，用以确定元件厚度的压力，包括液柱的静压力。当元件所承受的液柱静压力小于5%设计压力时，可以忽略液柱静压力。
试验压力PT——进行压力试验时容器顶部的压力。
二、温度金属温度——沿元件金属截面的温度平均值。
设计温度——容器在正常工作情况下，设定的元件的金属温度。
试验温度——进行压力试验时，壳体的金属温度。
（标志在设备铭牌上的设计温度应是壳体设计温度）
三、厚度（单位为mm）
1．计算厚度——按公式计算得到的厚度。
2．设计厚度——计算厚度+腐蚀裕量C2，即：。
3．名义厚度——设计厚度+钢材厚度负偏差C1+向上圆整至钢材标准规格厚度的差,即：
。名义厚度为标注在图样上的厚度。
4．有效厚度——
5．厚度附加量C——钢材厚度负偏差C1+腐蚀裕量C2，即：
6．最小厚度——为了满足制造工艺要求以及运输和安装过程中的刚度要求，根据工程实践经验所规定的不包括腐蚀裕量C2的最小元件厚度值。
对于不锈钢容器，取
对于碳素钢和低合金钢容器
对于换热设备，其最小厚度的规定更为严格，具体规定见P118表5-4、5-5。
四、耐压试验及气密性试验耐压试验目的——检验容器在超设计压力情况下的宏观强度以及焊缝和其它连接部位的致密性。一般为液压试验，以水、油等为试验介质，特殊情况下作气压试验，以N2、惰性气体为试验介质。
耐压试验试验压力
1．液压试验：
2．气压试验：
注意：以公式计算的试验压力是指试验压力的下限值（最低值）。
对于外压或真空容器，压力试验时也用内压进行试验，其试验压力为：
液压试验：
气压试验：
3．气密性试验：主要用于介质的毒性程度为极度或高度危害的介质的容器，以检验其密封性能，必须在压力试验合格后进行。气密性试验的压力可取为，介质一般为NH3等渗透力强的气体。
4．压力试验前的应力校核
（1）液压试验时：
（2）气压试验时,
符号：——压力试验时的应力，Mpa
——材料在试验温度下的屈服点，MPa
五、焊接接头系数——指材料在焊接时，焊缝区的强度由于各种因素的影响而有所降低，为了保证安全，在材料的许用应力前乘以一个系数，这个系数就称为焊接接头系数。
焊接接头系数的选择，一般规则为：
（1）双面焊对接接头和相当于双面焊的全焊透对接接头系数：100%无损检测时取；局部无损检测时取=0.85。
（2）单面焊对接接头系数：100%无损检测时取；局部无损检测时取=0.8。
六、内压圆筒的薄膜应力理论薄膜应力理论又称为无力矩理论。即在应力分析中只考虑两向薄膜应力而不考虑弯曲应力和剪切应力得到的理论。在仅考虑介质压力情况下对圆筒的应力，其结论简化为：
环向应力：
轴向应力：
从上面的计算公式可以看出：内压圆筒壳体的应力只与几何尺寸有关，而与所用材料无关。
筒 体第二节 筒体换热器的筒体（包括管箱上的短节）做强度计算时应按GB150中的有关规定进行。
内压圆筒其计算公式为：
计算厚度：
mm (5-15) *（要求掌握）
名义厚度：
mm (5-16)
式中：
P──设计压力，计算短节厚度时P=Pt；
计算筒体厚度时P=Ps；
──材料在设计温度下许用应用，MPa ；
外压圆筒其计算步骤为：
1．当时
（1）设，令，定出L/和（L为圆筒计算长度）；
（2）由L/及的值在几何图上查得系数A；
（3）用A在厚度算图上查得系数B；
若A值落在设计温度下材料线的右方，则过此点垂直上移，与设计温度下的材料线相交（遇中间温度值用内插法），再过此交点水平方向右移，在图的右方得到系数B，并按式（5-17）计算许用外压力[P]：
(5-17)
若所得A值落在设计温度下材料线的左方，则用式（5-18）计算许用外压力[P]：
(5-18)
（4）[P]应大于或等于Pt，否则须再假设名义厚度，重复上述计算，直到[P]大于且接近于Pt为止。
2．当时
（1）用与第1条相同的步骤得到系数B值；但当时，应按式(5-19)计算系数A值：
(5-19)
系数A>0.1时，取A =0.1。
（2）按式（5-20）计算许用外压力：
（5-20）
式中：──应力，取以下两值中的较小值：
或
（3） 应大于或等于，否则须再假设名义厚度，重复上述计算，直到大于且接近为止。
※ 换热器的筒体壁厚按上述步骤得出名义厚度后，其最小厚度不得低于表5-4、表5-5的规定。
例题讲解
[例1]内压容器壁厚的确定某化工厂欲设计一台固定管板式换热器。工艺参数为：换热器内径，壳程工作压力为，工作温度为，壳程介质为水。试选择换热器壳程材料并确定其壁厚。
【解】
（1）选材：由于水对钢材的腐蚀不大，温度在，压力为中压，故选用材料为16MnR。
（2）确定参数：
取腐蚀裕量
（3）计算壁厚：
根据计算壁厚4.6mm，加上C2后为5.6mm，查钢板厚度负偏差表得，故：
向上圆整后取名义厚度为：
（4）校核水压试验强度：
水压试验压力：
应力校核：
上式中：（GB150）
则：
所以水压试验强度满足要求。
[例2]内压容器强度校核有一台搁置的旧换热器，其材料为Q235-B，实测外径为Do=800mm，最小壁厚为。已知：壳体设计温度为常温，。现想使用这台换热器，其壳程工状为：使用温度为常温，工作压力为4.0Mpa，介质为水，问这台旧换热器的壳体是否满足强度要求？如强度不够，该壳体的最大工作压力是多少？
【解】
（1）确定参数
（2）强度校核：
因为 ，所以 该壳体不满足强度要求，须降低使用压力。
（3）确定最高允许工作压力：
故该壳体的最大安全使用压力为1.57Mpa。
[例3]外压容器校核有一外压容器，已知：设计外压力，内径，圆筒的计算长度，设计温度，壁厚附加量，材料为16MnR,其弹性模数。问其厚度为时是否满足要求？
【解】
（1）确定参数：
（2）在图5-4上查得A=0.00035；
（3）在图5-7的下方找到系数A=0.0035（此点落在材料温度线的右方），将此点垂直上移，与250℃的材料温度线交于一点，再将此点水平右移，在图的右方得到B=42.5；
（4）按式（5-17）计算许用外压力[P]
（5）比较p与[P]，显然而且比较接近，故取时合格。
第三节 平盖及曲面封头平盖和封头作为换热器的受压元件，其内压强度与外压稳定计算均与普通的压力容器相同，可以按常规压力容器进行设计。对螺栓连接的平盖封头和平盖法兰还需进行刚度计算，以校核其密封性能。
一、强度计算
1．平盖封头
当平盖封头与筒体焊接时，按圆平板承受均布载荷考虑，用系数K保证周边支撑对强度的影响，其厚度计算式为：
=Dc· (5-1)
（要求知道：与成正比）
式中：
──平盖的计算厚度，mm ；
──管程设计压力，MPa；
──设计温度下材料的许用应力，Mpa；
──焊缝系数；
──结构特征系数，见表5-1；
──封头的有效直径，见表5-1。
当平盖封头与筒体用螺栓连接时：（相对于1式，要考虑法兰力矩的作用，用系数K进行调节）
① 对管道内无隔板的平盖厚度按式（5-2）计算：
= DG· mm (5-2)
式中：
K1──结构特征系数，取下列两式中的较大值:
操作时,
预紧时,
W──预紧状态或操作状态时的螺栓设计载荷，N；
SG──垫片压紧的力臂，等于螺栓中心圆直径与DG 之差的一半,mm。
② 对管箱内有隔板的平盖厚度取式（5-2）和式（5-3）计算值中的较大者
（5-3）
式中：
E──材料设计温度下的弹性模量，MPa；
Ab──实际使用的螺栓总截面积，mm2 ；
dn──螺栓公称直径，mm。
当垫片系数m≤3时，求得的值可减少20%。
2．球形封头厚度按式（5-4）计算：
mm (5-4)
3．椭圆形封头厚度按式（5-5）计算：
mm (5-5) （* 要求掌握）
式中：
K──形状系数：；
──封头曲面深度，mm。
对标准椭圆形封头，，故得K=1。
4．碟形封头厚度按式（5-6）计算：
mm (5-6)
式中：──碟形封头球面内半径，mm；
──碟形封头过渡区半径，mm；
M──应力增强系数：M= （3+）。
5．无折边锥形封头厚度按式（5-7）计算：
= · mm (5-7)
式中：──锥壳半顶角，（°）。
对锥形封头大端还需按图5-1判断是否需要加强，如需加强，则加强段厚度按式（5-8）计算，且加强段长度应不小于。
mm （5-8）
式中：Q──应力增强系数，按图5-2选取。
对折边锥形封头锥体大端过渡区壁厚按式（5-9）计算：
mm (5-9)
与过渡区相连接处的锥体壁厚按式（5-10）计算：
= mm （5-10）
式中：──系数，按表5-2查取；
──系数，；
r ──折边锥壳大端过渡段转角半径，mm。
* 比较各种封头的受力情况，以球形封头最好，而平板封头受力最差。
换热器的实际应用中，封头承受外压情况较为少见。当封头承受外压时，封头上的主要应力为压应力，故封头与筒体一样也存在稳定性问题，而且封头形状、材料等初始缺陷对其稳定性的影响更加显著，故对成型封头失稳研究在理论上、实验上都比圆筒复杂得多。目前外压封头的稳定性计算建立在球形壳体承受均布外压的弹性失稳分析基础上，并结合实验数据给出半经验的临界压力计算公式，但将它们直接用于设计还欠成熟，因此，设计中仍采用类同外压图算法的一些近似方法。以半球形封头为例，其计算步骤为：（侧重于外压圆筒）
（1） 先假设壁厚为，则；
（2） 计算系数A值：；
（3） 根据材料厚度计算图(图5-4～图5-8)由系数A值查取B 值；
（4） 计算许用外压力：；
（5） 比较设计压力与，若<，则重新设定，重复上述步骤直至≥。
对于碟形封头，可用球冠部分内径作进行上述计算，而对椭圆形封头，可取当量曲率半径进行计算，系数K由表5-3查取。
二、密封性能校核对于用螺栓连接的平盖封头和平盖法兰，在实际计算中更重要的是校核平盖和法兰连接的密封性能，确定螺栓预紧力，确保其严密不漏。在某些场合还需要计算平盖的挠度。为此，须将平盖、法兰、螺栓及垫片作为一个超静定系统，象容器法兰系统一样，进行受力和变形分析，并导出整体分析计算方法。（具体计算不作要求）
例题讲解
[例4]内压容器封头壁厚的确定试确定内压容器封头厚度。已知：
【解】
（1）采用半球形封头时，厚度为：
（2）采用标准椭圆形封头时，厚度为：
（3）采用标准碟形封头时，厚度为：
（4）采用平盖封头时，厚度为：
从受力状况来说，平盖封头最差，且它的名义厚度最大，所以不宜采用平盖封头；
从制造方面来说，平板封头容易，椭圆形封头较易，碟形封头较难，半球形封头最难。
所以本题可以选用标准椭圆形封头。
练习题一、DN2000mm的内压薄壁圆筒，壁厚，承受的最大气体压力，焊接接头系数，壁厚附加量为，试求筒体的最大工作应力。
二、一台内径为1200mm的圆筒形容器。工作温度为10℃，最高工作压力为1.6Mpa。筒体采用双面对接焊，局部探伤。端盖为标准椭圆形封头，采用整板冲压成形，容器的材料为Q235-B，已知常温，容器的腐蚀裕度取C2=2mm，试设计该容器筒体及封头壁厚。
三、有一承受内压的圆筒形容器，，最高工作压力。工作温度≤200℃，壁厚，材料为16MnR，焊接接头系数，壁厚附加量C=1.8mm。试验算容器的强度够不够。
四、有一直径为，壁厚，计算长度的容器，材质为Q235-B，工作温度为200℃，试问该容器能否承受0.1Mpa的外压力？
第四节 钩圈式浮头钩圈式浮头主要由浮头管板、钩圈、双头螺柱、螺母、浮头端盖（包括浮头法兰及无折边球面封头）等组成。其中，浮头管板的计算将在下一节中介绍，本节主要介绍钩圈及浮头端盖的强度计算。
一、无折边球面封头的设计计算
1．管程压力Pt及壳程压力Ps均为正压时
（1）按Pt（内压）作用下计算浮头盖厚度：
mm （5-21）
mm （5-22）
式中：Ri──无折边球面封头内半径；
──封头材料在设计温度下许用应力。
（2）按Ps（外压）作用下计算浮头盖厚度：
① 假设δn，令δe=δn-c，定出Ro/δe（RO为球面封头外径）；
② 用计算出A值；
③ 根据所用材料选用图5-5～图5-8，在图的下方找出系数A，若A值落在设计值温度下材料线的右方，则过此点垂直上移，与设计温度下的材料线相交（遇中间温度值用内插法），再过此交点水平方向右移，在图的右方得到系数B，并按式（5-23）计算许用外压力[P]:
(5-23)
若所得A值落在设计温度下材料线的左方，则用式（5-24）计算许用外压力[P],
(5-24)
④ [P]应大于或等于Ps，否则须再假设名义厚度δn，重复上述计算，直到[P]大于且接近Ps为止。比较按（1）和按（2）算出的名义厚度值，取大者作为浮头盖的实用名义厚度。
管程压力Pt为正，壳程压力Ps为负时按（1）计算浮头盖厚度，取计算压力值为Pt与Ps之和。
(浮头法兰设计计算课后自学，不作要求)
2．管程压力Pt为负，壳程压力Ps为正时按（2）计算浮头盖厚度，取计算压力值为Pt与Ps之和。
二、钩圈的设计计算钩圈分A型与B型两种，其设计方法各不相同，当采用如图5-10所示的A型钩圈时，计算步骤为：
（1）计算直径比；
（2）计算系数 ；
（3）计算 ；
（4）计算力矩M：；
式中：W的计算值同上。
计算钩圈厚度：
注：公式中尺寸如图5-10所示当采用如图5-11所示的B型钩圈时，其设计厚度计算式为：
式中：──浮头管板厚度，mm。
第五节 管 板一、管板的力学模型及受力分析管板是管壳式换热器的主要部件之一，特别是在大直径和高压力的场合，准确合理的管板强度设计计算对换热器的安全运转、降低成本起着很重要的作用。但由于管板受力复杂，且与换热器的类型相关，且各国对管板强度设计的基本模型也不尽相同，导致各国标准中计算公式各异，甚至计算结果也可能有较大出入。本书主要介绍我国GB151-1999中对管壳式换热器管板的计算方法。
由于在力学上已导出弹性基础圆板的分析解，因此，在GB151-1999中将管板看作弹性基础圆板，对不同类型的管壳式换热器分别考虑管子的支撑作用及管孔的削弱作用，将换热器假想地分解为若干个单独的部件，然后依靠变形协调及力的平衡建立以各部件之间作用力为未知量的方程组，并求出各部件之间的作用力，最后按弹性基础圆板的分析解可求出管板内危险截面上的应力。
管板的受力分析将换热器各部件假想地分解开后，其各部件之间内力作用如图5-12所示，共存在14个未知内力：作用在封头与法兰之间的弯矩、径向剪力，轴向力；作用在管板的圆形布管区与环形不布管区之间即半径为处的弯矩，径向力，轴向剪力；作用在环形的不布管区与壳体法兰之间即半径为处的弯矩，径向剪力，轴向力；作用在壳体法兰与壳体之间的弯矩、径向剪力，轴向力；作用在垫片上的轴向内力与作用在螺栓圆上的螺栓力。
在上述受力分析中，将管板分成两部分，即环形不布管区和圆形布管区，管板的最大应力发生在这两个区中，对环形不布管区，应力沿径向呈单调变化，则发生在环形板的内缘或外缘；对圆形布管区，视作弹性基础圆板，其应力分布由外向内衰减变化，发生在圆板外缘或内部具有最大径向弯矩值的半径处，要求在各危险工况下，上述各均应满足设计准则要求。
二、管板的设计计算（摘自GB151-1999）
1．管板的名义厚度应不小于下列三者之和：
(1) 管板的计算厚度或最小厚度（按表5-6选取）中的最大值；
(2) 壳程腐蚀裕量或结构开槽深度中的最大值；
(3) 管程腐蚀裕量或分程隔板槽深度中的最大值。
表5-6 管板最小厚度（不含腐蚀裕量）查取表(单位：mm)
换热管外径
d0≤25
25< d0<50
d0≥50
≥0.75 d0
≥0.70 d0
≥0.65 d0
2．U形管式换热器管板计算步骤见P127—134
3．浮头式与填料函式换热器管板计算步骤见P135—137
4．固定管板式换热器管板计算见P137—145
第六节 膨胀节在固定管板式换热器中，当管程介质存在较大温差及压差时，在筒体与管子之间就会引起较大热膨胀差，在筒体、管子及管板中也会产生较大的附加应力，正是为了缓和这些应力，可以在筒体上设置挠性元件──膨胀节，以补偿筒体的轴向变形。
膨胀节的类型很多，计算方法也较多，本节主要介绍应用最多的U形膨胀节（不带加强装置）的常规计算方法。
一、膨胀节设置判断因为膨胀节不是每台固定管板式换热器均需安装，只有当附加应力较大至不满足强度要求时才设置膨胀节，因此，在进行膨胀节设计计算之前需先判断是否需要设置（未注明符号同第四节）。
1．计算温差引起的轴向应力
= N (5-29)
式中：
──管子与壳体材料的线膨胀系数，；
──管子与壳体的操作壁温，℃；
──换热器的安装温度，通常取常温，℃。
2．计算介质压力引起的轴向力Q
Q= N (5-30)
= (5-31)
= (5-32)
式中：
──Q作用在壳壁上的轴向力，N；
──Q作用在管壁上的轴向力，N。
3．应力评定对壳壁应力，管壁应力,管子与管板连接处的拉脱力应满足：
=≤ (5-33)
=≤ (5-34)
当<0时，还要求||<
=
当应力评定中有一项或几项不能满足要求时，就需要设置膨胀节或调节有关尺寸。
二、U形膨胀节的设计计算
U形膨胀节的计算内容包括轴向刚度计算、应力计算、应力评定、疲劳寿命核算、外压核算等五部分，其计算方式见P155—1159
1．膨胀节轴向刚度计算
2．应力计算
3．应力评定
4．疲劳寿命核算
5．外压核算
第五章 强度设计练习题
1．工作压力是指在 正常工作 情况下，容器 顶部 可能达到的最高压力。
2．设计压力指 设定的 容器顶部的最高压力，与相应的设计温度一起作为设计载荷条件，其值 不低于 工作压力。
3．根据GB150，计算压力指在相应设计温度下，用以 确定元件厚度 的压力，其中包括液柱静压力。4。4。当元件所承受的液柱静压力 小于5% 设计压力时，可忽略不计。
5．根据GB150，设计温度是指容器 在正常工作 情况下，设定的 元件的金属温度。设计温度与设计压力一起作为设计载荷条件。
6．根据GB150，标志在铭牌上的设计温度应是 壳体 设计温度的 最高值或最低值。
7．设计厚度指 计算厚度 与 腐蚀裕量 之和。
8．名义厚度指设计厚度加上 钢材厚度负偏差 后 向上圆整至 钢材标准规格的厚度。即标注在图样上的厚度。
9．根据GB150，对于锥壳大端,当锥壳半顶角α≤30o时，可以采用 无折边 结构。当锥壳半顶角α＞30o时，应采用 带过渡段的折边 结构。
10．介质的毒性程度为极度或高度危害介质的容器，应在 压力试验 合格后进行 气密性试验。
11．外压容器的临界压力式指 外压容器刚刚失稳时所对应的压力。
12．对压力容器进行内压试验是为了 检验压力容器在超工作压力下的宏观强度以及焊缝和其他连接部位的致密性。
13．受均布载荷圆板，板中的最大弯曲应力σmax与半径和厚度之比R/δ的 （a） 成正比。
(a) 平方 （b） 三次方 （c）一次方 （d）0.5 次方
14．回转薄壳中的最大薄膜应力 σmax 与半径和厚度之比R/δ的 (c) 成正比。
(a) 平方 （b） 三次方 （c）一次方 （d）0.5 次方
15．某压力容器壳体的计算厚度为12.3 mm，有效厚度为11.9 mm，则该容器 （a） 。
（a）强度不满足要求 （b）强度满足要求 （c）稳定性不满足要求 （d）稳定性满足要求
16．某压力容器壳体的计算厚度为12.9 mm，腐蚀裕量1 mm，厚度负偏差0.25 mm，则该容器的名义厚度可取为 （a） 。
（a）14 mm (b) 13 mm (c) 14.15 mm (d) 前三项选择都不对
17．外压容器设置加强圈的目的是为了 （d） 。
（a） 开孔补强 （b）延长容器的寿命 （c） 缩短容器长度 （d）提高临界压力
18．外压圆筒几何参数计算图中的系数A的含义是 （c） 。
（a）失稳时的应力 (b) 失稳时的轴向应变 (c) 失稳时的周向应变 (d) 前三项选择都不对
19．计算压力指在相应设计温度下，用以确定元件厚度的压力，其中不包括液柱静压力。 (╳)
20．试验压力指在压力试验时，容器顶部的压力。 (√)
21．金属温度是指沿元件金属截面的温度平均值。 (√)
22．试验温度指压力试验时，壳体的金属温度。 (√)
23．外压容器和真空容器以外压进行压力试验。 (╳)
24．气密性试验应在压力试验前进行。 (╳)
25．内压容器的液压试验压力PT =1.25 P [σ]/[σ]t是指试验压力的上限。 (╳)
26．外压容器的液压试验压力不能高于PT =1.25 P。 (╳)
27．内压容器的液压试验压力PT=1.25P[σ]/[σ]t是指液压试验压力的最低值。 (√)
28．计算压力指在相应设计温度下，用以确定元件厚度的压力，其中包括液柱静压力。 (√)
29．耐压试验压力等于容器的设计压力。 (╳)
30．试用无力矩理论的基本方程求解圆柱壳中的应力，已知壳体受气压P=1.2MPa,中面半径R=1000 mm,壳体厚度δ=12 mm。
解,环向应力 （MPa）
轴向应力 (MPa)
31．上题中，若壳体材料由20R(σb=400MPa,σs=245MPa)改为16MnR(σb=510MPa,σs=345MPa),圆柱壳中的应力如何变化？为什么？
解,圆柱壳中的应力不变，因为圆柱壳中的应力只与其几何尺寸有关而与其材料无关。
32．某内压圆柱形筒体，其设计压力P=0.4 MPa，设计温度t=70℃，圆筒内径Di=1000 mm，圆筒材料为16MnR，腐蚀裕量C2取2 mm，钢板厚度负偏差 C1取0.6 mm，焊接接头系数Φ=0.85，已知[σ]t=[σ]=170 MPa，σs =345 MPa。试确定该筒体的厚度，并进行液压试验校核。
第六章 管壳式换热器的振动与防振本章主要内容：1、管壳式换热器产生振动的原因与危害
2、流体的激振机理与频率计算
3、振动的预防第一节 管壳式换热器产生振动的原因与危害在管壳式换热器中，由于设置了折流板，壳程中的流体是以横向即垂直于管子轴线的方向通过管束。随着换热设备的大型化以及为强化传热而尽量增大壳程流速，横向流中流体诱发的管束的振动已成为换热器机械破坏的重要原因之一。
一、振动产生的原因弹性体在受到扰动时都会产生振动。管壳式换热器的管束、隔板、拉杆、壳体均为弹性体，都有受到扰动而引起振动的倾向。在这些弹性体中，结构上管束的刚性最小，最容易被激起振动。我们所研究的换热器振动问题就是指管束的振动。
管束的振动是由干扰力或激振力引起的。这些激振力可以归纳为两大类：机械激振力和流体引起的激振力。
1．机械激振力：通过与换热器相连的支座、管道传来的振动，以及由往复式流体输送机械（如空压机）带来的脉动激振力。机械激振力的激振频率一般可以比较准确地预计而采取相应的措施来防止。
2．流体流动引起的激振力：这种激振力可以分为流体纵向流引起的激振力和流体横向流引起的激振力。在实际分析中知道，流体纵向流引起的激振力因振幅小，危害不大而予以忽略。所以重点放在研究由流体横向流引起的激振力上。横向流的激振机理比较复杂，第二节中分别介绍旋涡脱离、紊流抖振、弹性激振及声共振的激振理论。
二、管束振动引起的破坏管束的振动是个普遍的问题，几乎所有的换热器管束都会产生或大或小的振动，但危害大的一般发生在一些大型换热器上，尤其是壳程为气体或蒸气的大型换热器上。因为这样的换热器折流板间距较大,壳程流速较高，而气体或蒸气的阻尼较小。
换热器管束振动引起的破坏主要表现为：
1、管子与相邻管子或折流板孔内壁撞击，使管子受到磨损、开裂或切断。
管束在振动时产生的磨损主要有两种情况：
一是换热管因无支承跨距过大或振幅过大，振动时管子与管子之间在跨中处产生撞击磨损，形成菱形的磨损区，最终导致泄漏；
二是管子与折流板（或支撑板）接触处由于振动时互相产生相对运动而使得管子磨损，导致管壁减薄直至泄漏，严重时，可以将管子剪断。
2、管子产生疲劳破坏由于管束在振动时会产生周期性的交变应力，管子在此交变应力的长期作用下，会在高应力部位或管子的表面缺陷部位出现疲劳裂纹，引起破裂。这种疲劳裂纹主要发生在：管子的表面缺陷部位、管板与管子连接处附近的高应力区、管子的跨中处。
3、管子与管板的连接处发生泄漏在“换热器的结构设计”这一章中，我们学过管子与管板的连接有三种方式，即：胀接、焊接、胀焊结合。其中胀接连接时，管子在端部产生塑性变形并存在残余应力。而振动具有消除残余应力的作用，因此，对于这三种连接方式来说，振动对它们的影响是不一样的。
对于管子与管板间采用胀接连接的换热器，由于管子与管板间的连接是靠胀接产生的残余压紧力来保证的，管子振动引起的残余应力松驰现象会使其连接强度和密封性能下降甚至消失；
对于管子与管板之间采用焊接连接的换热器，换热器的振动作用会在管子与管板的连接焊缝处产生很大的交弯曲应力，并在较短时间内引起泄漏；
对于管子与管板采用胀焊结合连接的换热器，管子的振动作用会使胀合效果稍微有点下降，但对管子与管板的焊缝作用较少，故振动对其损害较小。
4、壳程空间发生强烈的噪声振动产生的声学扰动会产生很大的噪声，严重时还会导致整个换热器的振动。
5、增加壳程的压力降振动需要的能量从流体中获得，因此壳程压降在发生振动时会增加。
第2节 流体激振的机理一、卡曼旋涡
1、横向流旋涡的形成
P163图6--3
如图所示，当流体稳定地横向流经一圆柱时，圆柱的A点处速度为0，压力为最大，流体沿圆柱表面由A到B时，速度增大，压力减小；流体沿圆柱表面由B到D时，速度减小而压力回升。
流体在固体表面流动时，会形成一边界层，边界层流体的速度是这样的：从壁面向外由0逐渐增大到与外层主流体速度相同。边界层内的流体由A点到B点时，通过与外层主流的动量交换获得能量而会向前流动，由B点到D点时，由于外层主流的速度下降，边界层从外层主流区得的能量变小，不足以克服粘性磨擦力的作用，导致边界层不断增厚，在C点处会使流体停滞堆积形成高压区，促使外层主流绕过该区向下游流动而脱离圆柱表面产生边界层的分离现象。
在C点处的流体滞流会使C点以后的圆柱表面附近形成真空区，从而导致下游流体的倒流补充，这股流体又会被C点处的高压推向下游，于昌在圆柱的背流侧产生了旋涡。这种旋涡在流动中会逐渐增大，然后脱离圆柱表面形成新的旋涡。
旋涡的产生与脱离符合一定的规律，这种规律与雷诺数Re有关。
2、流经单一柱体时的横向流的特点 P164图6-4
当流体稳定地横向流过单一光滑圆柱体时，流体的流动与雷诺数有如下的关系：
Re<5时，不发生旋涡分离，流线对称。（如图a）
5~15<Re<40时，在圆柱的背侧形成一对稳定的旋涡，不发生脱离，柱体也不发生振动。（如图b）
40<Re<90时圆柱体背流侧的旋涡开始出现分离。
当天0<Re<150时，柱体背流侧旋涡的形成与脱落在柱体背流两侧有规律地交替出现，即柱体背流处一侧形成一个旋涡时，背流处的另一侧旋转涡从圆柱体表面脱离移向下游，这背流处两侧的旋涡不是同时形成，也不是同时脱离柱体表面的。（如图c）所示，在这个雷诺数范围内，产生的旋涡是纯粘性的，流动处于层状态。
这种流体横向流经圆柱体时，在圆柱背流处两侧有规律地交替出现旋涡的形成和脱落，并排成一条旋涡涡街的现象，是由匈牙利学者卡曼发现的，所以在工程上称为卡曼涡街。
150<Re<300时，旋涡层开始由层流向湍流过渡；
当300<Re<3x105时，旋涡完全形成湍流型的涡街，这时旋涡以一个确定的频率周期性地自柱体表面脱落。（如图d所示）这个雷诺数区称为亚临界区。
3x105<Re<3.5x106时，旋涡的脱落被扰乱成无规律的紊流，也即无涡街出现。（如图e所示）这个雷诺数区称为不稳定区。
Re>3.5x106时，卡曼涡街又重新出现，但涡街的尾流变窄。（如图f所示）这个雷诺数区称为超临界区。
3、横向流的激振作用 P165图6-5
当流体横向流过圆柱体而形成卡曼涡街时，在柱体两侧旋涡交替的生和脱离。某一瞬时的圆柱周围，在旋涡形成和长大的一侧，流体速度较慢，由伯努利能量方程可知，该侧流体静压较高；在旋涡脱落的一侧，流体的速度较快，静压就较低。于是产生一个垂直于流体流动方向并指向旋涡脱落一侧的推力FL。
由于旋涡的产生和脱落是交替的，因此该推力FL方向也是交替变化的，如图所示。变化的频率为旋涡交替产生和脱落的频率。从振动角度看，该力即为一个激振力，该力使圆柱产生垂直于流体流动方向的横向振动。
4、流体横向流过管束时的卡曼旋涡频率由下式计算：
式中：fv—卡曼旋涡频率，Hz
V—横流速度，按接管间最小自由截面计算，m/s
do—换热管外径，m
St—斯特罗哈尔数，按管束排列方式及管制接近比S/do查有关图线
S—换热管中心距，m
二、紊流抖振
1．形成机理：流体横向流过管束，在由折流板作用下的弯曲流道中流动时，会产生各种各样的随机的紊流或湍流，从而产生随机的紊流压力波动，这种紊流压力波动是一种宽频范围的随机激振力。管子的动力响应具有频率选择性，会在紊流压力波动引起的宽频随机激振力中吸收与自身频率相一致辞的那部分振动能量而产生振动，这种现象就称为紊流抖振或湍流抖振。
2、紊流抖振频率：用Owen公式计算
式中：
ft—紊流抖振频率，Hz
l—纵向换热管的中心距，m
T—横向换热管中心距，m
V—横流速度，按接管间最小自由截面计算，m/s
do—换热管外径，m
三、弹性激振
1、弹性激振机理：
流体弹性激振是由于管子的扰动引起。当管束中的某根管子偏离其原有位置而发生瞬时位移时，将会改变流场的状况，并通过流体弹性力作用而破坏邻近管子上的力平衡状态，使这些管子处于与其固有频率相应的振动状态。当流体的横向流动速度达到某一临界值以后，流全弹性力对管束所做的功将大于管束阻尼作用所消耗的功，从而使管子开始大振幅的振动。这种振动即为流体弹性激振。使管子开始大振幅振动的流体横流速度称为临界横流速度。
2、临界横流速度的计算：
式中：
Vc—临界横流速度，m/s
δs—质量阻尼参数，按计算
m—单位换热管长质量，kg/m
δ—换热管的对数衰减率：
在气体环境中：δ=0.01~0.06
在液体环境中：δ=0.04~0.16
阻尼大、有频率低的换热器取大值
ρ0—壳程流体密度，Kg/m3
do—换热管外径，m
fn—换热管的固有频率，Hz
Kc—比例系数，按表6-1确定
b—指数，按表6-1确定四、声共振
1、产生机理
当气流稳定地横向流过管束形成旋涡分离时，会产生与气流流动方向及管子轴线方向相垂直的、压力周期性变化的纵波，这种纵波在换热器壳壁中反射传播，从而可能在壳壁间形成某阶声学驻波。这种声学驻波在壳壁来回反射，并不断吸收卡曼涡街和紊流抖振的能量，当其频率与卡曼涡街频率、管子或壳体的固有频率相耦合时，就产生强烈的声学共振和噪音，这种现象我们称为声共振。
2、声振动频率计算
式中：
fa—声振动频率，Hz
c—声速，m/s
D—气室特性长度，对于矩形气室，取气室的宽度B；对于圆柱形壳体一般取壳体内径Di（对于正方形排列管束形成内接正方形驻波时，取0.707Di）
n—振型数，指半波的整数倍气体中声波的传播速度c可按下式计算：,式中：
c—声速，m/s
z—压缩系数，对于理想气体为1
Ps—壳程设计压力（绝压），Mpa
ρo—壳程气体密度，kg/m3
换热器中的壳程介质为液体中，一般不考虑声共振。因为液体中声速很高，驻波频率远远大于旋涡频率，不易产生振动。
第3节 换热器的防振一、振动判据
（一）当换热器中壳程流体为气体或液体时，设计中必须同时满足以下要求，否则认为有可能发生管束的振动。
1、卡曼旋涡频率
卡曼旋涡频率fv与换热管最低固有频率f1之比小于等于0.5。
2、紊流抖振频率
紊流抖振频率ft与换热管最低固有频率f1之比小于等于0.5。
3、横流速度
横流速度V小于临界横流速度VC。
（二）当壳程介质为气体或蒸气时，还应满足下列二条要求。
1、声共振频率与参数
2、声共振参数ψ和Gs应满足：ψ>2000，Gs处于P181图6-17中的共振区。
式中：
do—换热管外径，m
St—斯特罗哈尔数，按管束排列方式及管制接近比S/do查有关图线
L—纵向换热管的中心距，m
T—横向换热管中心距，m
V—横流速度，按接管间最小自由截面计算，m/s
ν— 壳程气体运动粘度，m2/s
c—声速，m/s
g—管间隙，m
h—管束中气体喷射最小宽度，m
g>(T-do)/2时，h=(T-do)/2
g<(T-do)/2时，h=g
二、管壳式换热器的防振措施
1、调整激振源
2、提高换热管固有频率
3、增加阻尼
4、消除声振动
第六章 换热器的振动与防振 习题一、名词解释卡曼涡街紊流抖振弹性激振声共振临界横流速度二、是非题
1、介质的阻尼越大越容易发生振动，（ ）
2、管束的固有频率越高越不容易发生振动。（ ）
3、管壳式换热中的振动主要是指壳体中流体的横向流引起的激振。（ ）
4、声共振最易发生在壳程介质为液体时。（ ）
5、换热管的外径越大，管束产生的抖振频率越低。（ ）
6、换热管的外径越大，管束的临界横流速度越高。（ ）
7、卡曼旋涡频率fν与换热管的外径成正比。（ ）
8、紊流抖振频率ft与换热管的外径成正比。（ ）
三、问答题换热器管束振动引起的危害主要表现在哪些方面？
管壳式换热器有哪些防振措施？
四、选择题
1、下列哪种管壳式换热器有可能发生振动？（ ）
（a）fν/f1>0.5 （b）ft/f1<0.5 （c） V< VC （d）ψ>2000
2、下列哪种换热器最有可能发生振动？（ ）
壳程的斯特罗哈尔数St很小 （b）管束的固有频率很高
（c）壳程的雷诺数Re很小 （d）壳程横流速度VC很大习题参考答案一、名词解释
1．流体横向流经圆柱体时，在圆柱背流处两侧有规律地交替出现旋涡的形成和脱落，并排成一条旋涡涡街的现象，是由匈牙利学者卡曼发现的，所以在工程上称为卡曼涡街。
2．流体横向流过管束，在由折流板作用下的弯曲流道中流动时，会产生各种各样的随机的紊流或湍流，从而产生随机的紊流压力波动，这种紊流压力波动是一种宽频范围的随机激振力。管子的动力响应具有频率选择性，会在紊流压力波动引起的宽频随机激振力中吸收与自身频率相一致辞的那部分振动能量而产生振动，这种现象就称为紊流抖振或湍流抖振。
3．流体弹性激振是由于管子的扰动引起。当管束中的某根管子偏离其原有位置而发生瞬时位移时，将会改变流场的状况，并通过流体弹性力作用而破坏邻近管子上的力平衡状态，使这些管子处于与其固有频率相应的振动状态。当流体的横向流动速度达到某一临界值以后，流全弹性力对管束所做的功将大于管束阻尼作用所消耗的功，从而使管子开始大振幅的振动。这种振动即为流体弹性激振。
4．当气流稳定地横向流过管束形成旋涡分离时，会产生与气流流动方向及管子轴线方向相垂直的、压力周期性变化的纵波，这种纵波在换热器壳壁中反射传播，从而可能在壳壁间形成某阶声学驻波。这种声学驻波在壳壁来回反射，并不断吸收卡曼涡街和紊流抖振的能量，当其频率与卡曼涡街频率、管子或壳体的固有频率相耦合时，就产生强烈的声学共振和噪音，这种现象我们称为声共振。
5．使管子开始大振幅振动的流体横流速度称为临界横流速度。
二、是非题
1错 ；2对 ；3 对；4错 ； 5错 ；6 对；7错；8、对三、问答题
1、（1）管子与相邻管子或折流板孔内壁撞击，使管子受到磨损、开裂或切断。
（2）管子产生疲劳破坏
（3）管子与管板的连接处发生泄漏
（4）壳程空间发生强烈的噪声
（5）增加壳程的压力降
2、（1）调整激振源
（2）提高换热管固有频率
（3）增加阻尼
（4）消除声振动四、选择题：1、（ a ）2、（ d ）
第七章 管壳式换热器设计、制造、检验中的技术要求本章主要内容：
·管壳式换热器设计制造中对材料的要求
·管壳式换热器的制造检验要求
·管壳式换热器设计图纸中的技术要求
管壳式换热器属于压力容器，但又有其特殊的一面。因此，其设计、制造、检验的技术要求除与一般压力容器相同的要求以外，又有其特别的技术要求。本章着重介绍GB151中管壳式换热器设计、制造、检验中的技术要求上有别于一般压力容器的那些技术要求。
第一节 对材料的技术要求管壳式换热器用材料的技术要求除要满足GB150要求外，还有其特殊的要求，具体如下。
对换热器材料（换热管）的技术要求：
１、换热管的外径及壁厚尺寸精度 不低于表7-1的要求，见教材P187。
外径的精度要求是将外径分为三个区间,30 51 。第一区间为±0.20mm，第二区间为±0.30mm，第三区间为±0.8%。
壁厚的精度要求是将壁厚分为二个区间,3 。第一区间为＋12%、－10%，第二区间为±10%。
２、常用换热管的规格 如表7-2所示，见教材P188。
换热管规格的书写方法为：外径×壁厚，如φ25×2.5。
常用换热管外径为φ14~φ57八个等级（14、19、25、32、38、45、51、57），壁厚为七个等级（1.2、1.5、2、2.5、3、3.5、4）。
换热管原则上选用无缝管，通常选用下列标准中的换热管：
GB/T 1527《铜及铜合金拉制管》；
GB/T 3625《换热器及冷凝器用钛合金管》；
GB/T 6893《工业用铝及铝合金拉（轧）制管》；
GB/T 8163,输送流体用无缝钢管》；
GB/T 8890,热交换器用铜合金管》；
GB/T 9948,石油裂化用无缝钢管》；
GB/T 13296,锅炉、热交换器用不锈钢无缝钢管》；
GB/T 14976,流体输送用不锈钢无缝钢管》。
对于GB/T 12771《输送流体用不锈钢管》中的管子，如符合GB151的附录“换热管用奥氏体不锈钢焊接钢管”的要求，也可以用作换热管，但受以下使用限制：不得用于极度危害介质的工况；设计压力不得大于6.4MPa。
为了强化换热，也可以采用整体低翅换热管、波纹管等强化传热管。
3．对有色金属的要求
GB151中有色金属主要用于换热管及复合板的复层，使用时有如下要求：
对于铝及铝合金，其设计压力不大于8Mpa。设计温度为-269~200℃，并且当设计温度高于65℃时，不宜选用含镁量大于3%的铝镁合金。
对于铜及铜合金，应在退火状态下使用，纯铜的设计温度不高于150℃，铜合金的设计温度不高于200℃。
对于纯钛合金，其设计温度不高于300℃。钛复合板设计温度不高于350℃。
对管板、平盖、法兰的选材要求。
4．锻件当选用锻件制造管板、平盖和法兰时，锻件的级别不得低于JB4726和JB4728中规定的Ⅱ级。如管板与筒体采用带凸臂的对接结构时，带凸臂的管板要用锻件。当管板厚度大于60mm时，最好采用锻件。
5．复合钢板（解释该名词）
管板和平盖可以采用堆焊、轧制或爆炸复合板。管程压力不为真空时，平盖也可以采用衬层结构。复合板的选用要求如下。
不锈钢复合板可选用GB/T8165，这时管板选用Ⅰ级；也可以选用JB4733，这时管板选用BⅠ级，平盖不低于BIII级。（如管板与管子采用强度胀加密封焊结构或能保证复合板的未结合部分钻孔时去除，则可降低一级选用）。
钛-钢复合板按GB/T8547选用。管板选用B0级（如管板与管子采用强度胀加密封焊结构或能保证复合板的未结合部分钻孔时去除，则可降低一级选用），平盖不低于BI级或BRI级。
铜-钢复合板按GB/T13238选用。要求管子与管板的连接采用强度胀或强度胀加密封焊结构。
6．用于制造长颈法兰的钢板（解释长颈法兰）
当长颈法兰用钢板制造时，钢板必须同时满足以下要求：
钢板不得有分层等缺陷，并按JB4730作超声检测，不低于Ⅲ级；
法兰的周向必须为钢板的轧制方向；
将钢板弯制成法兰环的对接接头需要采用全焊透结构，并作焊后热处理，进行100%无损检测，射线检测符合JB4730的Ⅱ级，超声波检测符合JB4730Ⅰ级为合格。
7．对低温管壳式换热器的材料要求低温管壳式换热器：对于设计温度低于等于-20℃的钢制低温管壳式换热器，由于环境温度的影响，壳体温度低于等于-20℃的管壳式换热器及虽在“低温、低应力工况”下工作但设计温度加50℃后仍低于-20℃的管壳式换热器统称为低温管壳式换热器。
低温管壳式换热器的设计、制造、检验更为严格。对其材料要求也更为严格，具体如下述。
低温管壳式换热器的受压元件必须为镇静钢。
直接与受压元件相焊的非受压元件用钢应有良好的焊接性能。如非受压元件承受较大载荷需作强度计算，则其韧性要求应与受压元件相同。
用于低温换热器壳体的钢板厚度大于20mm时，应按JB4730逐张进行超声检测，不低于Ⅲ级。
低温换热器用钢应按进行冲击试验抽样检查。冲击试验温度应低于或等于壳体或受压元件的最低温度(对于低应力工况时,低于等于最低设计温度加50℃)。冲击试验温度不应低于相应钢材的最低冲击试验温度。表7-3、表7-4、表7-5（教材P190）分别为低温换热器低合金钢钢板冲击试验温度、低温换热器碳素钢和低合金钢钢管最低冲击试验温度、低温换热器碳素钢和低合金钢锻件最低冲击试验温度的规定。
钢材在冲击试验温度下冲击功指标应符合表7-6（教材P191）的要求。
第二节 管壳式换热器的制造、检验要求作为压力容器管壳式换热器制造、检验及验收应符合GB150的要求，但同时也要符合换热器本身的特殊要求。
一、焊接接头分类与一般压力容器类似，管壳式换热器也将主要受压部分的焊接接头分为A、B、C、D四类，如图7-1所示（教材P192）。
A类接头为筒体、前后管箱或膨胀节的轴向焊缝；
Ｂ类接头为筒体、前后管箱或膨胀节的周向焊缝或带径发兰与接管的对接环向焊缝；
Ｃ类接头为筒体或前后管箱与无径发兰或无径发兰与接管的平焊环向焊缝；
Ｄ类接头为接管与筒体或前后管箱的环向焊缝。
二、零部件制造要求
1．管箱与壳体壳体内径允许偏差：
对于用板材卷制的壳体，起内径允许偏差可通过控制外圆周长的方式加以控制，外圆周长的允许上偏差为10mm，下偏差为零。
2．圆度：
壳体同一断面上的最大直径和最小直径之差e应符合以下要求：
对于公称直径DN（以mm为单位）不大于1200mm的壳体：e≤min（0.5%DN，5）mm；对于公称直径DN（以mm为单位）大于1200mm的壳体：e≤min（0.5%DN，7）mm。
3．直线度：
壳体沿圆周0°、90°、180°、270°四个部位（即通过中心线的水平面和垂直面处）测量的壳体直线度允许偏差应满足以下要求：
当壳体总长L≤6000mm时，直线度允许偏差≤min (L/1000，4.5) mm；
当壳体总长L＞6000mm时，直线度允许偏差≤min (L/1000，8) mm。
热处理要求`：碳钢、低合金钢制的焊有分程隔板的管箱和浮头平盖、侧向开孔超过1/3圆筒内径的管箱，焊后需作清除应力处理，有关密封面在热处理后加工。
4．其它要求：
壳体在制造中应防止出现影响管束顺利安装的变形。有碍管束装配的焊缝应磨至与母材表面平齐。接管、管接头等不应伸出管箱、壳体的内表面。
（解释圆度、直线度）
5．换热管
（1）换热管的拼接：
当换热管需拼接时其对接接头应作焊接工艺评定。对于直管，同一根换热管的对接焊缝不得超过一条；对于U形管，对接不得超过两条，拼接管段的长度不得小于300mm，U形管段及其相邻的至少50mm直管段范围内不得有拼接焊缝。
换热管拼接接头的对接错边量不超过管壁厚度的15%，且小于0.5mm，拼接后的直线度以不影响穿管为准。
对接后的换热管按表7-7选取钢球直径进行通球检查，以钢球通过为合格换热管拼接接头应进行射线抽样检测，抽样数量应不少于接头数量的10%且不少于一条，满足JB4730中的Ⅱ级为合格，如有一条焊缝不合格，则应加倍抽样，仍出现不合格焊缝时，则应100%检查。。对接后的换热管应以2倍的设计压力为试验压力进行液压试验。
表7-7 焊接接头通球检查换热管外径d
d≤25
25＜d≤40
d＞40
钢球直径
0.75di
0.8di
0.85di
注：di——换热管内径。
（2）U形管的弯制：
U形管一般应采用冷弯，弯管段的圆度偏差应不大于换热管名义外径的10%，弯曲半径小于2.5倍换热管外径的U形管，弯管段圆度偏差可取不大于换热管名义外径的15%。
有耐应力腐蚀要求时，对碳钢和低合金钢管的冷弯U形管弯管及与弯管相邻的至少150mm直管段进行清除应力处理。
6．管板
（1）拼接：
管板允许拼接，拼接焊缝应采用焊透的对接接头，并进行100%射线或超声波检测，射线检测不低于JB4730中的Ⅱ级为合格。拼接后的管板应作清除应力处理
（2）板的堆焊：
如采用堆焊复合钢板，在堆焊前要作堆焊焊接工艺评定。基层材料的待堆焊面和复层材料加工后钻孔前的表面，按JB4730进行表面检测，不得有裂纹和排气孔，并应符合Ⅱ级缺陷显示。不得采用在换热管和管板焊接后，再在桥间空隙堆焊的方法进行堆焊。
（3）管孔及孔桥宽度：
管板上管孔直径及允许偏差要求见第四章。
在终钻一侧管板表面，管板上相邻两孔桥宽度B及与最小孔桥宽度Bmin，对钢制Ⅰ级管束按表7-8规定；对钢制Ⅱ级管束按表7-9规定；对其它情况按式（7-1）或（7-2）计算。
式中：
S ——相邻两管孔中心距，mm；
d——管孔直径，mm；
Δ1——孔桥偏差，Δ1=2·Δ2+C，mm；
Δ2——钻头偏差量，Δ2=0.0016×δ，mm；
δ——管板厚度，mm；
C——附加量，mm；
换热管名义外径d0＜16mm时；C=0.508mm；
换热管名义外径d0≥6mm时；C=0.762mm；
C1——附加量，mm；
换热管名义外径d0≤32mm时；C1=0.1mm；
换热管名义外径d0＞32mm时；C1=0mm。
换热管与管板采用胀接连接时，管孔表面不应有影响胀接紧密性的缺陷，管孔表面粗糙度Ra值不大于25μm。
（4）换热管与管板连接换热管与管板连接前，应将连接部位的换热管与管板孔桥清理干净。如为强度焊焊接接头，施焊前应作焊接工艺评定。
换热管与管板胀接时，其胀接部位不应伸出管板背面（壳程侧），且胀接部分与非胀接部分应圆滑过渡。
7．折流板（支持板）
折流板（支持板）的管孔要求见第四章。其外圆表面粗糙度Ra值不大于25μm,外圆表面两侧尖角倒钝.折流板(支持板)上应无任何毛刺。
8．管束在组装过程中，应避免换热管受损伤。因此要求管束组装是拉杆上的螺母必须紧固；穿管不应强行敲打；换热管除与管板相焊外不得与其它任何零件相焊。管束在吊装时应有有效措施防止管束
9．压力试验压力试验的目的 是为了检验压力容器在超工作压力下的宏观强度及焊缝及其他连接部位的致密性。管壳式换热器的试压要求与一般压力容器相同，按GB150规定，但其方法与其他压力容器有明显不同。
（1）固定管板式换热器的压力试验固定管板式换热器要按如下顺序进行压力试验：
先壳程试压，检查壳程受压元件、焊缝及连接部位，同时检查换热管与管板的连接接头。再进行管程试压，检查管程受压元件、焊缝及连接部位。
（2）U形管换热器、U形管釜式重沸器及填料函式换热器的压力试验。
对这些换热器的压力试验，要按如下顺序进行：
先用试压环进行壳程试压，检查壳程受压元件、焊缝及连接部位，同时检查换热管与管板的连接接头。再进行管程试压，检查管程受压元件、焊缝及连接部位。
（3）浮头式换热器、浮头釜式重沸器的压力试验对浮头式换热器、浮头釜式重沸器先用试压环和浮头专用试压工装对壳程进行试压（如为釜式重沸器还应配试压专用壳体），检查管板及换热管与管板的连接接头。再拆掉试压环，装上浮头盖，进行管程试压，检查管程受压元件、焊缝及连接部位。
（4）按压差设计的换热器对于按压差设计的管壳式换热器，应按如下顺序试压：
先按图样规定的最大试验压力差进行壳程试压，检查换热器与管板的连接接头。然后装配好换热器，按图纸规定的试验压力和步进程序对管程和壳程进行步进试压，检查管程、壳程受压元件、焊缝及连接部位。
（5）管程试验压力大于壳程试验压力时的试压当管程试验压力大于壳程试验压力时，检查换热管与管板的连接接头发生困难，通常采用如下方法处理：
提高壳程试验压力：
由于设计时壳程元件都有一定的裕量，故可提高壳程压力至管程试验压力相同，然后按正常试压顺序试压。此时必须对壳程元件按提高压的压力进行压力试验校核。
（6）用高渗透性介质进行壳程试压：
当管程压力比壳程压力大得多或无法提高壳程试验压力时，可采用高渗透性介质如氨、氟利昂等进行壳程试验，以检查换热管与管板的连接接头。据介绍，0.1MPa的氟利昂具有相当于2MPa的空气的检漏能力；0.1MPa的氨气具有16MPa的水的检漏能力。采用这种方法应由供需双方商定，在试压前对壳程进行正常水压试验并用压缩空气做气密性试验。
改变管板设计压力：
有时也可以将管板的设计改为按压差设计的方法来解决管程压力高于壳程压力的试压问题。
第三节 设计图纸应提出的要求为保证管壳式换热器的生产质量，确保换热器的使用安全性，在管壳式换热器的设计图纸上应提出相关的技术要求。
一、管壳式换热器装配上的技术要求在管壳式换热器的装配图上，应提出换热器制造、检验、验收的依据及接受检验的规程、焊接及其检验要求、压力试验与致密性试验要求、管板密封面与壳体轴线的垂直度要求、重要的装配要求、热处理要求、包装运输要求及管口支座方位等。
管壳式换热器装配图上还应有说明换热器管程与壳程设计压力、工作压力、设计温度、工作温度、介质及其特性、换热面积等特性的技术特性表；说明换热器各管口连接尺寸、标准、密封面以及管口用途的管口表。
管壳式换热器装配图技术要求、技术特性表及管口表范例可参见书后附图一。
另外，以下的特殊要求也应在技术要求中反应出来：
按压差设计的换热器压力试验时升、降压的具体要求；当管程设计压力大于壳程设计压力时，检查换热器与管板连接接头的试验方法和压力；换热管不允许拼接的要求也应在技术要求中加以说明。
二、管箱的技术要求在管箱的技术要求中应提出焊接及其检验要求、热处理要求、密封面加工要求、管口方位要求等。
典型的管箱技术要求见书后附图二。
三、管板的技术要求管板的技术要求中，应包括管板密封面与轴线的垂直度公差（按GB1184中的9级公差等级选取），管板钻孔后的孔桥宽度要求（按本章第二节中要求确定），螺栓孔要求（螺栓孔中心圆直径及相邻两螺栓孔弦长公差为，任意两螺栓孔弦长公差按表7-10）
表7-10管板任意两螺栓孔弦长公差
换热器公称直径DN，mm
＜600
600～1200
＞1200
公差，mm
±1.0
±1.5
±2.0
如管板为堆焊管板，还应提出如下要求：
堆焊层表面平面度公差（≤1 mm）、堆焊层厚度均匀性要求（最厚与最薄之差≤1mm）、堆焊过度层与表层厚度要求（一般分别不少于3mm）、基层材料堆焊面及加工后的堆焊层表面要求（按本章第二节）。
如管板为锻制管板，应提出锻件要求。
如管板采用拼接结构，按本章第二节提出拼接缝的结构与检验要求。
典型的管板技术要求见附图二。
四、折流板与支持板的技术要求折流板或支持板的技术要求中应提出板的平整度要求（平整度公差3mm），管孔中心距偏差要求（见表7-11），并应提出钻孔后除去管孔周边毛刺、板外缘两侧倒钝等要求。
表7-11折流板（支持板）管孔中心距偏差管外径 mm
相邻两管孔中心距公差，mm
允许4%相邻两管孔中心距公差，mm
任意两孔中心距偏差
mm
≤38
±0.3
±0.5
±1
57
±0.5
±0.7
±1.2
典型折流板（支持板）技术要求见附图二。
