条件求得的P、*σ+t及α之间关系，可绘制成曲线。当无折边封头α＞30℃时，边缘弯曲应力较大，锥体与筒体连接处应考虑另行加强或采用有折边锥形封头。
根据图 坐标点（P/*σ+tφ，α）位于图中曲线上方，则无需加强，壁厚仍按式计算，若坐标点（P/*σ+tφ，α）位于图中曲线下方时，则需要增加厚度予以加强。则应在锥形封头与圆筒之间设置加强段，其加强段应与圆筒加强段具有相同的厚度。 δr =
式中Q——应力增值系数。
在任何情况下，加强段的厚度不得小于相连接的锥形封头厚度。其长度应不小于 ；圆筒加强段的长度应不小于2 。
由于锥壳应力自锥项至锥底不一样，小端的应力小，大端应力大。因此，在设计时两端壁厚可以不一样、根据以上方法同样可以得出小端连接处的厚度计算公式及判别是否需要加强的曲线。
无需加强的锥壳计算厚度 δ= mm
式中Dis——为锥体小端内直径
以α和P/*σ+tφ值查图，当其交点位于曲线之下时需要加强，加强后的壁厚按下式计算 δr = mm
在任何情况下，锥壳小端加强段的厚度不得小于相连接的锥壳厚度，锥壳加强的长度L1应不小于 ；圆筒加强段的长度L应不小于 。
若考虑无折边锥形封头只由一种厚度组成时，则应上述大端或大、小端同时具有加强段时，以及锥壳三部计算出的厚度最大值作为无折边锥形封头厚度。 2）轴对称内压折边锥形封头。
无折边锥形封头在与圆筒连接处存在着较大的应力集中，故当压力比较大且α≤30℃时，采用带折边封头可以克服上述缺点。
大端折边锥体封头的过渡段转角半径r应不小于封头大端内径Di≥且不小于该过渡段厚度的3倍，即r≥0.1 Di且r≥3δ.
大端折边锥形封头的过渡段转角半径rs应不小于封头大端内径Dis的5%,且不小于该过渡段厚度的3倍。
大端折边锥形封头厚度计算应包括两部分 （1） 过渡段壁厚 δ =
式中:K——系数，根据α、r/Di查GB150表7-4。 （2） 与过渡段相接处的锥壳厚度 δ = mm
式中：f——系数，f= 值由表7-5查取。
当锥壳半项角α＞45°小端过渡段厚度仍按上述小端过渡段厚度式确定，但式中Q值由图7-15查取。
与过渡相接的锥壳和圆筒的加强段厚度应与过渡段厚度δγ相同。锥壳加强段的长度应不小于 ；圆筒加强段的长度应不小于 。 在任何情况下，加强段的厚度不得小于与其连接处
的锥壳厚度。
若考虑只由一种厚度组成时，则应取上述各部分厚度中的最大值作为折边锥形封头的厚度。 无折边斜锥壳体在内压作用下，受力情况较复杂系属非轴对称问
题，工程上仍可采用无折边锥形封头的厚度公式。其中 应为较大的侧斜角。 受压斜锥壳的强度计算见化工部颁发的HG20582-1998《钢制化工 容器强度计算规定》。 6、平盖
平盖结构简单，制造方便小直径较小的高压容器对小直径的常压容器，一般也采用平盖。 平板封头的厚度是以薄板理论为基础。应力最大值的大小及其所处位置视压力作用面积的大小及周边固定情况（刚性固定和简支）而定。实际上平盖的支承情况往往介于刚性固定和简支之间。因此工程计算中都采用薄板理论为基础的经验公式。 σmax σmax
σmax =0.31PD2/δ2≤ 1.5*σ+t σmax =0.188PD2/δ2 ≤ 3*σ+t σmax =KPD2/δ2≤ *σ+tφ δp= mm
式中Dc——平盖计算直径。 K——结构特征系数。
当预紧时*σ+t取常温时的许用应力
各种封头计算厚度、最大允许工作压力计算公式 计算厚度δ 最大允许工作压力[Pw]MPa 增强系数 半球形 1
椭圆形 标准封头K=1 碟形
标准封头M=1.4 球冠形
Ri/Di及p/*σ+t得Q值 无折边锥形 α-锥壳半锥角 折边锥形 过渡段：
按JB4738-95及JB4739-95r/DI=0.15 由GB150 表5-4 α=45°K=0.818 α=30°K=0.682
过渡段相接处的锥壳： 由GB150表5-5
α=45° f=0.645 α=30°f=0.554 平盖 δp= GB150表7-7 K=0.27~0.44 常用的K=0.3
如果以圆筒的设计公式为基准，直径为1000mm，材料为Q235－A，设计压力为1.0MPa设计温度为100℃，计算厚度为5.2mm（为‘1’），则与其相配的各种封头按上表计算从小到大排列有：
半球形为2.6mm（为0.5mm）； 椭圆形（标准）为5.2mm（为1）； 碟形（标准）为7.28mm（为1.4）； 无折边锥形（Ri/DI=1.0）为13.5(为2.6)； 无折边锥形（900）为7.36mm（为1.41）； （600）为10.4mm（为2.0）； 折边锥形 （900）为6.71mm（为1.29） P49公式7-1与公式5-1的区别
P71 第7.6条 封头与法兰直接焊接时厚度问题（JB4702、JB4703中最小厚度） 六、开孔和开孔补强
为了使压力容器能正常操作，在筒体和封头上常设置如进、出料口，压力表、温度计等接口及视镜、液面计等附件。为了安全以及维修方便，“容规”第40条也规定，压力容器必须开设检查孔（包括人孔、手孔、螺纹管塞检查孔）。因此，在容器上开孔是不可避免的，主要是要考虑开孔的位置，大小、连接结构和开孔补强问题。 容器开孔附近的应力集中
压力容器开孔后，不但削弱器壁强度，而且，在开孔附近形成应力集中。 （1） 应力集中系数
容器的开孔集中程度是用应力集中系数K来表征的，“K”的定义是开孔处的最大应力值与不开孔时最大薄膜应力之比。开孔接管处的应力集中系数主要受下列因素影响：
a． 容器的形状和应力状态 由于孔周边的最大应力是随薄膜应力的增加而上升的，圆壳的薄膜应力是球壳的两倍，所以圆筒壳的应力集中系数大于球壳。同理，圆锥壳的集中系数则高于圆筒壳。
b． 开孔的形状、大小及接管壁厚 开方孔时应力集中系数最大，椭圆孔次之，开圆孔最小。接管轴线与壳体法线不一致时，开孔将变为随圆形而使应力集中系数增大。开孔直径越大，接管壁厚越小，应力集中系数越大，故减小孔径或增加接管壁厚均可降低应力集中系数。插入式接管的应力集中系数小于平齐接管。 （2） 容器开孔接管处应力集中的特点
在实际上生产中，容器壳体开孔后均需焊上接管或凸缘，而接管处的应力集中与壳体开小圆孔时的应力集中并不相同。在操作压力作用下，壳体与开孔接管在连接处各自的位移不相等，而最终的位移却必须协调一致。因此，在连接点处将产生相互约束力和弯矩。故
开孔接管处不仅存在孔边集中应力和薄膜应力，还有边缘应力和焊接应力。另外，压力容器的结构形状、承载状态及工作环境等，对接管处的应力集中的影响均较开孔复杂。所以，容器接管处的应力集中较小孔严重得多，应力集中系数可达3-6。但其衰减迅速，具有明显的局部性，不会使壳体引起任何显著变形，故可允许应力峰值超过材料的平均屈服应力。开孔补强的目的的在于使孔边的应力峰值降低至允许值。 （3） 容器大开孔与小开孔的区别
不论大开孔还是小开孔，其孔边的应力集中都是存在的。但容器孔边应力集中的理论分析是借助于无限大平板上开小圆孔为基础的。但大开孔时，除有拉（压）应力外，还有很大的弯曲应力，且其应力集中范围超出了开小孔时的局部范围，在较大范围内破坏了壳体的东半球膜应力状态。因此，小开孔的理论分析就不适用了。当壳体上开孔直径大于GB150中的规定时，其补强结构和计算需作特殊考虑，须提出特殊制造要求。 容器开孔补强
（1） 为何要进行开孔补强
通常所用的压力容器，由于各种工艺和结构的要求，需要在容器上开孔和安装接管，由于开孔去掉了部分承压金属，不但会削弱容器的器壁的强度，而且还会因结构连续性受到破坏在开孔附近造成较高的局部应力集中。这个局部应力峰值很高，达到基本薄膜应力的3倍，甚至5-6倍。再加上开孔接管处有时还会受到各种外载荷、温度等影响，并且由于材质不同，制造上的一些缺陷、检验上的不便等原因的综合作用，很多失效就会在开孔边缘处发生。主要表现不疲劳破坏和脆性裂纹，所以必须进行开孔补强设计。 （2） 对压力容器为何有时可允许不另行补强 a． 压力容器为何有时可允许不另行补强 压力容器允许可不另行补强是鉴于以下因素：
容器在设计制造中，由于用户要求，材料代用等原因，壳体厚度往往超过实际强度的需要。厚度的增加使最大应力有所降低，实际上容器已被整体补强了。例如：在选材时受钢板规格的限制，使壁厚有所增加；或在计算时因焊接系数壁厚增加，而实际开孔不在焊缝上；还有在设计时采用封头与筒体等厚或大一点，实际上封头已被补强了。
b． 在多数情况下，接管的壁厚多与实际需要，多余的金属起到了补强的作用。 （3） 开孔补强结构
所谓开孔补强设计，就是指采取适当增加壳体或接管壁厚的方法以降低应力集中系数。其所涉及的有补强形式、开孔处内、外圆角的大小以及补强金属量等。
加强圈是最常见的补强结构，贴焊在壳体与接管连接处，如图a、b、c。该补强结构简单，制造方便，但加强圈与金属间存在一层静止的气隙，传热效果差。当两者存在温差时热膨胀差也较大，因而在局部区域内产生较大的热应力。另外，加强圈较难与壳体形成整体，因而抗疲劳性能较差。这种补强结构一般用于静压、常温及中、低压容器。
接管补强，即在壳壁与接管之间焊上一段厚壁加强管，如图d、e、f。它的特点是能使所有用来补强的金属材料都直接处在最大应力区域内，因而能有效地降低开孔周围的应力集中程度。低合金高强度钢制的压力容器与一般低碳钢相比有较高的缺口敏感性，采用接管补强为好。
等面积补强计算