各种外压封头及大锥角封头设计计算
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结论：假设的试算厚度可以
= 9.3
判断不等式是否成立：
δ1/ ≤ δ1
结论：假设的试算厚度可以
= 15.3 根据平盖公式计算出来的厚度
计算封头的厚度δ为： δ/=min{max(δk，δ1/)，δP} 9.3
判断不等式是否成立：
δ/ ≤ δ1
2.5.1 封头许用内压力计算
结论：假设的试算厚度可以
= 0.2857 δ——取假设的锥体试算厚度
（三）、受内压带加强圈与圆筒连接的大锥角无折边锥形封头计算
P- 0.03 Di- 8000 α- 75 δδ2- 6 C- 1 Ø- 1
E- 191000
[σ]2t- 130 [σ]t- 130 A-
设计压力，Mpa，
圆筒体内直径（mm） 半顶角（°） 锥形封头厚度，mm 筒体厚度，mm 厚度附加量，mm 焊缝系数 锥形封头在设计温度条件下的弹性模量（见GB150-89 的附录I），Mpa；
试算，假设厚度在一些计 点法，不管流程多么复杂 而HG20582-2011关于此 易造成误解。 如果需要假设厚度，2.5 还是先有蛋的问题了。
设计压力 Design Pressure
设计温度 Design Temperature
锥体大径 Diameter of cone large side
锥体设计温度下许用应力 Allowance stress of cone at design temperature 锥体厚度 Thickness of cone 半顶角 Half angle 筒体设计温度下许用应力 Allowance stress of shell at design temperature 筒体厚度 Thickness of shell 焊缝系数 Joint efficiency 厚度附加量 Additional thickness
p= T= Di=
[σ]t=
δ α [σ]2t= δ2 Φ= C=
0.1 1 2000
130
75 130
7 1 1.5
设计计
算 锥体试算厚度 Try calculate Thickness of
δ1=δ
10
系数factor K
2
K 1
1
1 2
C C
2 cos
1 2
C C
4.18064
系数factor β 系数factor β1
（四）-1、受内压大锥角无折边锥形封头计算（自己设计的模块）
P- 0.1
Di- 2000 α- 1.309 δδ2-
设计压力，Mpa，
圆筒体内直径（mm） 半顶角（弧度），角度为75° 锥形封头厚度，mm 筒体厚度，mm
C- 1.5 r- 10 Ø- 1
E- 191000
[σ]2t- 130 [σ]t- 130 ∑ti-
= 5.0889
B3= 0.25
= 10.685
封头许用内压力[P]为：[P]=min(锥形封头部分[P]，加强圈过渡部分[P])= 0.0319
2.4.4 加强圈T形焊接接头强度校核：
3.3
Σti为加强圈与壳体之间所有承载焊缝有效宽度之和，见图2.1.2-2
加强圈与壳体连接用间断焊时，沿壳体整个周边T形焊缝的有效长度减少，但加强圈每侧间断焊缝的 任意间隔应不大于壳体厚度的8倍，而且所有间断焊缝的总长不应小于加强圈内周长的一半。
二、大锥角锥形封头的设计计算(HG20528-2011)
本计算适用于半顶角大于70°的大锥角锥形封头
（一）、受外压大锥角锥形封头计算
P-
Di- 8000 α- 75 r- 300 δ- 10 C- 1 Ø- 0.85 E- 191000
ny- 3
[σ]2t-
设计压力，Mpa，
圆筒体内直径（mm） 半顶角（°） 本标准图2.1.2-1中过渡段的半径，mm 锥形封头厚度，mm 厚度附加量，mm 焊缝系数 锥形封头在设计温度条件下的弹性模量（见GB150-89的附录I），Mpa； 稳定安全系数，取3
厚度附加量，mm 本标准图2.1.2-1中过渡段的半径，mm 焊缝系数 锥形封头在设计温度条件下的弹性模量（见GB150-89 的附录I），Mpa；
圆筒体材料在设计温度下的许用应力，Mpa; 锥形封头在设计温度条件下的许用应力，Mpa； 加强圈与壳体之间所有承载焊缝有效宽度之和，mm
计算中涉及的系数
2、计算中取：
此式是个恒等式，无意义，需改为： δ1/：为下一步需要计算出来的锥体厚度，它应该小于以上假设的试算厚度 （即δ1/≤δ1），在后一步的计算需要校核
系 数：
= 6.5592
其中：β1=max(0.5, β)=
6.559239
则：
判断不等式是否成立：
= 4.5
根据内压计算出来的厚度
= 6.5 δ2/ ≤ δ2
加强圈与壳体之间所有承载焊缝有效宽度之和，mm
本标准图2.1.2-1中折边锥形封头的直边段，mm
计算中涉及的系数
2.3.1 封头厚度计算
计算中涉及的系数 计算中涉及的系数
假设锥体的试算名义厚度： δ/=δ= 9
mm
先计算
= 5.5
= 8.8
= 16.0
封头的厚度δ为：
δ=min{max(δk，δT)，δP}= 8.8
1'
1 2
C C
2 p
C
锥壳按照平盖设计的厚度δp
Calculation thickness according to flat head
p
0.3(Di
r)
90
p t
C
锥壳设计厚度δ' Design thickness of cone
δ'=min{ max (δk , δ1') , δp}
玻璃钢和钢制外压球形封头设计(HG20696-1999)P48，上式（4-14）同样适用于球形封头，其中 2、 符号除RO为半球形封头的外半径外，其它符号的意义与蝶形封头相同。
R0: 半球形封头的外半径（mm） 则：球形封头许用临界外压力(Mpa)=
利用GB150-89的4.2.2公式
计算结果为
3、 玻璃钢和钢制外压椭圆封头设计(GB150-89)-5.1.2.2
(二）、受外压大锥角锥形封头径向筋板加强计算（HG20582-1998) 参照HG20582-1998的20.4——径向筋板加强的圆形平板盖结构及厚度计算（适用于≤70KPa的情况） 1、加强筋一般采用矩形截面，其厚度与高度之比为1:5，数量不少于6。 2、加强筋与平盖板之间采用双面间断的角缝。
3、为满足筋板焊接要求，平板盖中部往往设置加强环，通常D1：Di=1:3.环的厚度可与筋板厚度相
计算中涉及的系数
2.5.1 封头厚度计算
假设锥体的试算名义厚度：δ 1 = δ= 10
mm
假设筒体的试算名义厚度：δ 2 = 7
mm
是标准中的公式，容易引起歧义，改为
1、δ2/：为下一步需要计算出来的筒体厚度，δ2P：筒体与锥体连接部分加强段的筒体计算 厚度，它加上厚度附加量应该小于以上假设的试算厚度（即δ2/=δ2p+C≤δ2），在后一步的 计算需要校核
5.05 4.47 9.30 15.37 9.30
δ2
≥δ2pIt is Nhomakorabeaafeδ1
≥
δ1'
It is safe
δ
≥
δ'
it is safe
MPa oC m MPa mm
o
MPa mm mm
mm
mm mm mm mm KPa
试算，假设厚度在一些计 点法，不管流程多么复杂 而HG20582-2011关于此 易造成误解。 如果需要假设厚度，2.5 还是先有蛋的问题了。 公式2.5.1-2的δ2应该用 ≤δ2. 公式2.5.1-3从数学上来说 如果这样修改，流程应该 β，β1，δ2p，δ2’，再判 于公式2.5.1-2计算出来的 续试算。
0.4 Di tan 0.25 6.56 2 c K
β1=max(0.5 , β)
6.56
系数factor δ2P
2P
pDi 1
2
t 2
p
锥壳大端厚度δk Large side thickness of cone
k
kp
C
pDi
2t
p
1 cos
C
锥壳筒体过渡段设计的厚度
δ1' Design thickness for coneto-cylinder junction
= 0.017
其中 由强 度条
= 0.0658
由弹性范围内稳定条件确定的许用外压力[P]E:
=
系数K 为： 其中 γ
=
0.103152
=
1717.2
（二）、受内压大锥角折边锥形封头计算
P- 0.1 Di- 2000 α- 75 r- 200 δC- 1.5 Ø- 0.85
E- 191000
ny- 3 [σ]2t[σ]t- 113 A∑ti-
一、玻璃钢和钢制-外压封头设计计算(HG20696-1999和GB150-89)
1、 玻璃钢和钢制外压碟形封头设计P47（HG20696-1999）
Di: 蝶形封头内径（mm） R0——蝶形封头球面部分的外半径，mm δe——蝶形封头的有效厚度，mm E——操作温度下材料的轴向弹性模数，Mpa µ——玻璃钢材料的泊松系数，取µ=0.33； m——稳定安全系数 m≥15； [P]——许用外压，Mpa 则：蝶形封头许用临界外压力(Mpa)=
圆筒体材料在设计温度下的许用应力，Mpa;
锥形封头在设计温度条件下的许用应力，Mpa； 加强圈横截面积，mm2
