烧结余热回收竖冷窑壳体ABAQUS有限元分析与优化设计0529Word文档格式.docx
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钢铁企业烧结工序能耗仅次于炼铁工序，居第二位，一般为企业总能耗的9%～12%。
我国烧结工序的能耗指标与先进国家相比差距较大，每吨烧结矿的平均能耗要高20千克标准煤，节能潜力很大。
烧结余热回收主要有两部分：
一是烧结机尾部废气余热，二是热烧结矿在冷却机前段空冷时产生的废气余热。
这两部分废气所含热量约占烧结总能耗的50%，充分利用这部分热量是提高烧结能源利用效率，显著降低烧结工序能耗的途径之一。
目前，国内烧结废气余热回收利用主要有三种方式：
一是直接将废烟气经过净化后作为点火炉的助燃空气或用于预热混合料，以降低燃料消耗，这种方式较为简单，但余热利用量有限，一般不超过烟气量的10%；
二是将废烟气通过热管装置或余热锅炉产生蒸汽，并入全厂蒸汽管网，替代部分燃煤锅炉；
三是将余热锅炉产生蒸汽用于驱动汽轮机组发电。
从实现能源梯级利用的高效性和经济性角度分析，余热发电是最为有效的余热利用途径，平均每吨烧结矿产生的烟气余热回收可发电20kWh，折合吨钢综合能耗可降低8千克标准煤。
我国烧结余热发电机组按余热锅炉形式分为四种，即：
单压余热发电技术、双压余热发电技术、闪蒸余热发电技术和补燃余热发电技术。
近年，低温余热发电技术已在建材等行业得到了广泛应用，特别是随着双压、闪蒸发电技术和补汽凝汽式汽轮机技术获得突破，大大提高了余热回收效率，为钢铁企业烧结余热发电技术的推广创造了条件。
2004年，马钢引进日本川崎技术在2台300m2烧结机上建设了国内第一套余热发电系统（装机容量17.5MW），该系统于2005年9月并网发电。
随后多家钢铁企业对烧结余热资源及发电技术开展了前期调研工作。
目前，我国已建成的10套烧结余热发电机组共涉及19台烧结机，烧结机面积共4849m2，发电机组总装机容量137MW。
此外，安钢等一些企业正在施工建设烧结余热发电站。
烧结余热发电技术推广比例不及4%。
烧结余热发电技术在国内应用已经成熟，全套设备可以国产化，已具备全面推广的条件，但仍存在以下问题。
一是企业对低温余热利用观念尚未完全转变。
过去，受低温余热技术发展的限制，国内企业大多将烧结余热用于助燃空气、预热混合料或利用余热回收装置产生蒸汽，余热回收利用效率不高。
伴随着烧结机的大型化，传统的余热利用途径已无法充分利用余热资源，达到效益的最大化，需要企业转变观念重新认识低温余热利用。
二是烧结余热发电机组运行效率不高。
烧结余热发电机组对烟气流量及温度均有一定要求，实际运行中，运行效率受烧结设备大小、生产工况等多方面影响，余热回收系统的工作参数变动，输出的压力、温度、流量随之变化，导致发电机组的运行效率不高。
三是烧结余热发电装置投资较大。
烧结余热发电装置建设资金约占烧结机投资的10%～20%，资金回收期较长在一定程度上影响烧结余热发电技术的推广。
因此开展烧结余热回收设备的优化设计有着重要的理论与工程实际意义。
本文采用大型有限元分析软件ABAQUS对国内外首个烧结余热回收竖冷窑结构即天津天丰竖冷窑壳体进行有限元分析，得出不同厚度壳体在内部烧结料压力作用下的应力及位移分布规律，对组成竖冷窑本体的主要结构构件进行了承载能力和变形验算，确保其安全可靠、经济合理；
并对壳体结构进行优化设计，既很好的满足了功能要求和结构的安全性，又最大程度的减少了结构材料用量，从而降低了工程造价，为今后竖冷窑的“产品化”及其推广奠定了良好基础。
2竖冷窑壳体及其分析模型
2.1竖冷窑壳体设备工艺图
天津天丰竖冷窑项目，是我国首例利用烧结余热发电的工程实践，根据天津天丰烧结余热回收项目设备工艺图纸，设备结构较为复杂，包括顶部炉盖、上部钢筒体、下部钢壳体及支撑梁柱。
本文仅取下部锥型漏斗钢结构部分进行分析，如图1、2所示。
竖冷窑钢结构壳体为双层锥型漏斗结构，壳体间空隙为进气道，下部壳体上方形孔为配风十字梁通道。
壳体上部开口直径11.12m，壳体总高为6.95m，上部壳壁、下部壳体与水平方向夹角分别为50º
、53º
，壳体厚度均为20mm。
采用Q235-B钢材，弹性模量为2.06×
105N/mm2，泊松比为0.3。
壳体平均温度80℃，内摩擦角为33º
。
图1竖冷窑壳体简图
图2下部锥形壳体示意图
2.2竖冷窑壳体三维有限元模型
在对壳体结构应力分析的数值模拟研究中，以往大多数是选取壳体单元对其进行建模分析。
选用壳体单元建模，计算时在减小储存空间、缩短运算时间基础上保证了一定的精度，但同样存在缺点：
壳单元建模是采用其中面轴线，因而涉及结构不连续位置往往模拟效果不理想。
另外一种建模方式便是全部采用三维实体单元模拟整个结构，包括板件间的连接。
其优点是真实反映管件内外表面应力，相对于二维壳单元模拟其两板件交接处计算得出应力精度更高，这主要是由于实体元能模拟出板件的实体性。
通过综合分析，本文采用三维实体单元进行建模。
由于结构在正常使用下受力较特殊，它同时传递并承受横向弯曲变形和中面内伸缩变形作用，几何形状也较复杂，因此在对结构进行应力分析时，往往会引入一些相应的假设条件来简化其计算。
本文对竖冷窑壳体采用三维实体单元模拟，并对板件应力分析做了如下假定：
（1）钢构件采用理想弹性本构关系，并在弹性范围内工作，且遵循VonMises屈服准则；
（2）不考虑钢材施工后由于徐变、收缩、温度和初应力的影响，认为焊缝质量满足AWS最低标准，不考虑焊缝质量及残余应力的影响。
用于计算的有限元模型必须对实际结构作可行性简化，包括结构形式、构件间的连接以及位移边界条件和力边界条件的简化。
在实际工程中，结构的边界条件较复杂，对竖冷窑壳体结构支撑边界条件进行分析，由于壳体三角形支座刚度较大即认为支座壳体的约束为固定端，相应位置选择全约束的边界条件。
钢柱牛腿位置对上部壳体支座端部约束其平动，放松其转动，相应位置选择部分约束的边界条件，板件之间采用刚性耦合连接。
在ABAQUS/CAE里建立竖冷窑钢结构壳体三维有限元模型，如图3所示。
图3壳体三维有限元模型
单元网格划分是有限元建模的重点，它涉及知识较多，工作量也较大，合理的网格划分往往在能保证计算精度基础上，又能节省计算时间、储存空间，降低建模的难度；
因为网格的数量、疏密程度、质量、布局等能影响计算结果，所以是网格划分的重点。
理论上认为，单元的尺寸越小计算结果会越好，但如果尺寸太小，计算花费时间会更大。
对于静力分析，在仅对结构变形进行研究时，可以适当地减小单元数，而若要求出应力，则应减小单元的尺寸，使结构网格密一些。
因为有限元应力分析主要是以位移为基础，力与位移呈一阶导数关系，所以一般情况下，当网格划分单元小到一定程度后，再怎么减小单元尺寸有限元软件计算的结果相差甚微，因此选取合理的网格尺寸，保证精度与时间对管节点批量参数化分析很重要。
另外，在特定的理论范围内，过小的单元尺寸会导致失真，影响计算结果。
对竖冷窑壳体三维有限元模型进行网格划分如图4所示，采用三角形单元对结构锥形曲面进行划分，分析精度相对较高。
采用四边形单元对部分规则平面进行划分，分析计算较为简单。
图4壳体三维有限元模型划分网格
2.3壳体表面压力计算
筒仓起控制作用的永久荷载主要是筒仓的自重，起控制作用的可变荷载主要是贮料。
故本文竖冷窑壳体结构按承载能力极限状态的荷载效应组合。
计算贮料水平地震作用时，由于贮料是散体，地震时颗粒之间及颗粒与壳壁的运动和摩擦，能消耗一部分能量，使地震作用减弱。
但由于此种能量的损失是受贮料的物理特性、地震烈度、贮仓几何形状的多种因素的影响，目前不能就各种因素得出定量的分析，因此，为了设计上方便采用折减贮料质量的方法，以降低地震作用效应，本文综合考虑地震作用的影响及有限元模拟地震作用的复杂性并参考国内外资料将贮料及自重乘以地震系数，此方法虽然不一定能代表地震的真正作用机理，但在某种程度上与实验室相对吻合的。
竖冷窑结构虽然高大，但按其高径比远没有烟囱等高耸建筑物或构筑物大，故其破坏仍为第一振型，竖向地震作用破坏不是主要的，可不进行计算。
散料特性参数如重力密度、内摩擦角及贮料与壳壁之间的摩擦系数等对计算贮料的压力有很大影响。
然而，影响散料特性参数的因素很多，即使同一种散料，由于颗粒级配、颗粒形状、含水量、装卸条件、外界温度和湿度以及贮存时间长短等条件的不同，贮料的无聊特性参数就会有很大差异，因此本文在选用参数时经过实验并考虑各种因素变化综合分析确定。
关于贮料压力的计算，国内外学者进行了长期和大量的研究工作，早在1895年，德国学者杨森（Janssen）提出，取筒仓内贮料的微厚元静力平衡条件，求的仓内贮料作用仓壁上的压力。
杨的假定是在任一横截面上料层的垂直压力是均匀分布的，而实际上由于贮料与仓壁之间存在摩擦力，垂直压力并非均匀分布，本文采用的仓筒壳体内壁压力计算公式参考杨森公式作为计算的基本公式，并对其进行修正，参考国内外有关研究舍烦求俭得到规范计算贮料压力的基本公式。
根据壳体实际受力为内部烧结料产生的切向压力及法向压力，参考现行国家标准《粮食钢板筒仓设计规范》GB50322-2011进行计算，如图5所示。
图5筒仓尺寸及压力示意图
（1）
（2）
（3）
式中s—贮料顶面或贮料锥体重心以下距离（m）；
γ—贮料的重力密度（kN/m3）；
Pv—单位面积上的竖向压应力（kPa）;
k—侧压力系数；
Pt—单位面积上的切向压应力（kPa）;
ξ—按《粮食钢板筒仓设计规范》附录D选用；
Pn—单位面积上的法向压应力（kPa）。
经计算得到上部壳体表面压力设计值分别为法向0.103N/mm2、切向0.061N/mm2，下部壳体表面压力设计值分别为法向0.187N/mm2、切向0.115N/mm2。
3计算结果分析及优化设计
3.1计算结果分析
对模型进行有限元分析计算，得到竖冷窑壳体在内部烧结料产生的表面压力作用下的应力云图，如图6所示。
应力云图颜色由深蓝逐渐变浅至褐色表明材料内部应力逐渐增大。
上部壳体应力较大位置主要集中在支座处可以看到图中绿色部位应力较大，随着壳体远离支座，应力云图颜色逐渐变深至深蓝色，而壳体边缘部位相对应力最小，上部壳体最大应力为147MPa，位于壳体上部边缘与支座接触的位置。
下部壳体应力较大位置主要集中在方形开口的三块板件相交的位置，从图中可以看出呈现明显的浅蓝色，随着壳体远离此处应力云图颜色逐渐由浅蓝变为深蓝，应力也随之逐渐减小。
由图可以看出壳体应力有上到下逐渐减小，位于底部圆孔边缘处应力达到最小。
下部壳体最大应力为115MPa，位于方形开口角部与端板相接位置。
图6壳体的应力云图
由壳体应力云图分析可知，较大应力主要出现在壳体支座及角部，原因在于板件的应力集中，大部分位置处应力处于60MPa以下，应力相对较小。
为了更好的分析钢材在外部荷载作用下产生应力的大小以及保证结构能够正常使用而不出现失效现象本文引用材料的安全系数的概念。
由于各种原因是结构丧失正常工作能力的现象，称为失效。
工程材料失效有两种形式：
（1）塑性屈服，指材料失效时产生明显塑性变形，并伴有屈服现象；
（2）脆性断裂，材料失效时几乎不产生塑性变形而发生突然断裂。
工程结构设计方法中用以反映结构安全程度的系数，即在进行土木等工程设计时，为了防止因材料的缺点、工作的偏差、外力的突增等因素所引起的后果，工程的受力部分理论上能够担负的力必须大于其实际上担负的力，二者之比叫做安全系数,即极限应力与许用应力（保证构件安全可靠工作所容许的最大应力值）之比。
工程上材料的安全系数计算如下：
（4）
式中ns—材料的安全系数；
σs—材料的应力（MPa）;
[σ]—材料的许用应力（MPa）。
竖冷窑壳体结构采用碳素结构钢Q235钢，其屈服强度为235MPa，上部壳体最大应力为147MPa，经计算得壳体安全系数为1.6。
下部壳体最大应力为115MPa，经计算得壳体安全系数为2.04。
对于本工程承受压力竖冷窑钢结构壳体，考虑到温度应力及螺栓孔对截面的削弱，强度其安全系数一般大于1.25，所以壳体的强度满足设计要求。
对于壳体最大应力处的安全系数远大于本文给出的限值1.25。
主要原因在于：
一方面，对于天津天丰项目是国内乃至世界上首例具有自主知识产权的烧结余热回收项目，在国际上此类项目仍处于空白，没有相关资料进行参考，本着使用功能优先的原则进行设计，因此在设计时缺乏对结构的优化，而使得结构在钢材的用量上过于粗放，浪费材料，增加了成，因此应对其进行优化设计；
另一方面，由于钢材是抗拉强度较高，延伸性能较好的材料，在内部烧结料压力作用下，钢板能够充分发挥其强度，而环向相互作用下具有较好的蒙皮效应，不宜出现失稳的现象，在绝大多数工程中，钢材多数是在其强度未能充分发挥的时候而产生失稳破坏。
因此壳体内部的应力相对较小，安全系数相对较高。
对竖冷窑壳体模型进行有限元分析计算，得到壳体表面压力作用下的位移云图，如图7所示。
位移云图颜色由深蓝逐渐变浅至褐色表明材料位移逐渐增大。
上部壳体位移较大位置主要发生在壳体上部边缘两支座中间处，可以看到图中褐色位置位移较大。
随着壳体逐渐靠近支座，位移云图的颜色逐渐变为深蓝，由于支座的约束作用使得壳体位移相对较小。
对于上部壳体由上向下其位移逐渐减小。
上部壳体最大位移为1.85mm，位于壳体上部边缘两支座中间的位置。
下部壳体位移较大位置主要方形开口端板相接位置。
随着壳体逐渐远离位移云图颜色逐渐变为深蓝，表明其位移逐渐减小。
位于支座位置处壳体位移云图为深蓝色，其相对位移最小。
从图中可以看出较大位移处壳体呈现较深的褐色，下部壳体最大位移为2.31mm，位于方形开口角部与端板相接位置。
图7壳体的位移云图
由壳体位移云图分析可知，较大位移主要出现在壳体远离支座位置，与实际情况相符。
由于壳体支座刚度较大，对其约束作用较为明显，壳体位移相对较小，绝大部分位置壳体相对位移在1.6mm以下，对结构的使用功能及安全性不利影响较小。
3.2结构优化设计
为了尽可能不改变原方案的工艺过程，在优化设计时主要考虑壳体不同厚度对结构的影响。
从计算结果分析可知，壳体满足强度要求，但壳体应力分布不均匀，壳体的大部分区域过于安全浪费材料增加制造的成本。
对竖冷窑壳体结构进行优化设计，一方面，可以通过减小壳体支座处的应力集中，使得应力能够均匀地扩散到周围，达到协同工作，使得板件的强度充分发挥。
采用增加支座的数量和增大支座与壳体接触板得宽度都可以减少其应力集中，也可以采用转动支座的设计使应力充分扩散；
另一方面，可以通过减少壳体的厚度使应力分布更加合理，强度能够充分利用，同时可以减轻壳体的重量和制造成本。
本文分别对壳体厚度为20mm、18mm、15mm、12mm、10mm进行有限元分析计算，得出壳体厚度与不同位置最大应力的关系曲线，如图8所示。
图8壳体最大应力随厚度的变化规律
从图8中可以看出上部壳体与下部壳体随着壳体的厚度增加，其最大应力逐渐降低。
即板件越厚，其内部的应力相对越小，其承载能力也就越强。
壳体内部最大应力随壳体厚度基本成一次线性变化。
相同厚度下上部壳体较下部壳体最大应力大，原因在于上部壳体开口较大，贮料容量相对较大，受到的压力也相对较大。
得出不同厚度壳体的最大应力及其安全系数，如表1所示。
厚度/mm
20
18
15
12
10
应力
/MPa
安全
系数
上部
壳体
147
1.60
186
1.26
212
1.11
222
1.06
235
1.00
下部
115
2.04
117
2.01
129
1.82
143
1.64
221
表1不同厚度壳体最大应力、安全系数
从图8和表1中可以看出，随着壳体厚度的减小，壳体的最大应力值在增大，当厚度为20mm、18mm时，上部壳体最大应力分别为147MPa、186MPa，计算得其安全系数分别为1.60、1.26大于容许安全系数1.25。
当厚度为15mm时，上部壳体最大应力为212MPa，其安全系数为1.11小于1.25，不满足强度要求。
当厚度为20mm、18mm、15mm、12mm下部壳体最大应力分别为115MPa、117MPa、129MPa、143MPa，其安全系数分别为2.04、2.01、1.82、1.64大于1.25。
当下部壳体厚度为10mm时，最大应力为221MPa，其安全系数为1.06小于1.25，不满足强度要求。
对于竖冷窑结构其用钢量最大的主要是壳体部分，对于支座等其他位置用钢量相对较少。
因此在优化设计时减少板壳的厚度对减少钢材的用量影响最为可观。
根据设备工艺设计，竖冷窑上部、下部壳体结构相互之间是脱离开的，彼此相互独立，设计时在满足安全系数即满足强度要求的前提下，对壳体选用不同厚度的钢板，从上面计算可以看出，上部壳体可选用18mm厚钢板，下部壳体可选用12mm厚钢板。
相较于初始设计上下壳体均选用20mm厚钢板，钢材用量节省28.5%，成本节约相当可观。
对壳体厚度为20mm、18mm、15mm、12mm、10mm进行分析计算，得出厚度与不同位置最大位移的关系曲线，如图9所示。
图9壳体最大位移随厚度的变化规律
从图9中可以看出，随着壳体厚度的减小，壳体的最大位移值逐渐增大。
上部壳体最大位移相对变化较小，下部壳体最大位移相对变化较大。
壳体厚度达到10mm时，下部相对位移在2.94mm，对结构的使用功能及安全性不利影响相对较小。
可仅采取局部构造加强来减少壳体最大位移的出现，对上部壳体可在其边缘位移较大位置设置环向加劲肋，可有效减少边缘带远离支座位置壳体的位移；
对于下部壳体可在锥形壳体与端板相交处位移较大位置沿斜向在壳体上设置加劲肋，能有效增强其整体抗弯刚度，减少相应位置的位移。
4结论
本文采用国际通用大型有限元软件ABAQUS对天津天丰烧结余热回收竖冷窑钢结构壳体简化模型进行有限元分析与计算。
参考现行国家标准《粮食钢板筒仓设计规范》GB50322—2011规范得到壳体内部压力，并对有限元模型进行加载，最终得到壳体的最大应力、最大位移及所在位置分布规律。
壳体的最大应力主要发生在支座及角部应力集中位置，增加支座的数量和增大支座与壳体接触板得宽度以及采用铰接支座都都可以减少其应力集中。
最大位移主要发生在远离支座刚度较小的边缘部位，设置加劲肋可有效减少边缘带远离支座位置的壳体位移。
对壳体进行强度校核,满足强度要求,但应力分布不均匀,钢材的强度未能得到充分发挥，大部分位置应力相对较小。
浪费了材料，增加了成本，因此对壳体结构进行优化设计。
由于减少板壳的厚度对减少钢材量的用量影响最为可观，因此选用不同厚度壳体进行有限元分析计算，得到不同厚度下壳体应力及位移变化规律。
并参考安全系数得概念对壳体设计厚度进行控制，得到了优化设计方案，即当上、下部壳体厚度分别为18mm、12mm时，既保证了结构的安全可靠，同时节省了材料，从而为企业降低了成本，提高了经济效益。
对位移相对较大的上部壳体可在其边缘设置环向加劲肋，可有效减少边缘带远离支座位置壳体的位移，对于下部壳体可在锥形壳体与端板相交处位移较大位置沿斜向在壳体上设置加劲肋，能有效增强其整体抗弯刚度，减少相应位置的位移。
保障了结构的可靠性和安全性，为今后竖冷窑的“产品化”及其推广奠定了良好基础。
参考文献
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中国计划
出版社，2003
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