燃烧模拟

燃烧模拟（通用9篇）

燃烧模拟 篇1

0引言

总结前人的工作可以发现, 其注意力大多集中在高炉数模上, 很明显, 建立一个风口回旋区的数学模型是很重要的, 操作者们用它可直接进行有效的操作。但是, 由于回旋区内部存在多组分气体、固体焦炭、液态炉渣、铁水之间复杂的耦合力学过程和化学反应过程, 目前仍没有形成严格的风口回旋区理论[1]。

煤粉随着高速、高温空气进入风口, 并发生一系列的物理、化学变化, 对高炉下部的煤气分布有着极为重要的影响[2]。采用全高炉进行实验不太现实, 但是运用数值模拟的方法就可以很方便、较为准确地反映高炉内煤粉运动状况。

1物理模型的建立

高炉回旋区内部的物理、化学反应非常复杂, 按照典型的回旋区理论对回旋区进行简化: (1) 考虑煤粉在直吹管内与高速空气的动量交换。 (2) 对2200m3的高炉炉腹和炉腰建模, 并按照28个风口取其1/28, 得到的几何空间为计算区域。 (3) 回旋区内部认为是空腔, 出口区域用多孔介质模拟焦炭和炉料组成的边缘环境。认为多孔介质只起阻力作用, 并不参加反应。 (4) 忽略焦炭和炉料下降对回旋区的影响, 仅仅考虑回旋区内煤粉颗粒和高速空气之间的相互作用。 (5) 将煤粉看作离散相, 忽略颗粒之间的碰撞、颗粒体积分数对连续相的影响。同时考虑颗粒之间、颗粒与连续相之间的辐射。

根据以上假设建立物理模型。

2几何模型的建立

本研究当中考虑直吹管内高温空气对煤粉燃烧的影响, 直吹管采用包钢四号高炉的直吹管尺寸大小。

近几年来, 人们均采用这样那样的经验公式来得到回旋区深度、高度, 有的认为根据回旋区的深度、高度和宽度得到长方体形的回旋区形状, 也有的认为是由深度和高度为长短轴的椭球, 也有的直接认为是一个球体等等。同时通过实验和数值模拟的方法致力于修正这样的经验公式, 给出新的回旋区理论。经验公式给出的数据仅仅局限于一个回旋区深度和高度, 不能完全描述回旋区的实际形状, 得到的几何体会对流场以及燃烧过程产生很大影响, 造成对回旋区反应过程的误解。因此, 我们按照实际高炉本体的炉腹和炉腰1∶1建模, 按照28个风口取其1/28。

回旋区数值模拟均与实际生产高炉本体比例为1∶1。通过FLUENT的前处理模块GAMBIT提供高质量网格[3]。网格单元均采用非结构化六面体, 网格数为72699个, 在网格生成后输出msh文件, 即可导入FLUENT进行计算。GAMBIT的网格优化与自适应具有独特的自适应网格自动划分模块, 可根据迭代求解计算状态对网格进行自适应调整, 随时优化网格。

3建立数学模型

采用非预混燃烧模型, 用Realizableκ-ε紊流模型模拟气相湍流运动, 对固体颗粒相的求解采用随机颗粒轨道模型, 用P-1辐射模型计算辐射传热, 对煤粉挥发分释放采用双匹配速率模型, 对焦炭的燃 烧采用动力学/有限扩散速度模型来模拟。

4计算工况及边界条件

4.1计算工况

工况数据采用 包钢四号 高炉喷煤 参数:风口直径 为0.12m, 风压为0.35MPa, 风口数为28个, 富氧率为1%、3%、5%, 喷煤量为150kg/t、送风量为4200m3/min。

4.2边界条件

煤粉颗粒以平面方式从一次风口喷入炉膛, 速度与一次风相同。煤粉颗粒的粒径范围为70~200μm, 粒径分布满足罗辛—拉姆勒分布公式。各次风口的速度边界条件采用方便定义旋转速度的构成方式。水冷壁热边界条件定水冷壁面温度为550℃。计算域上边界采用壁面应力为0的壁面边界条件, 热边界条件热流为0。出口采用表压力为0的压力边界条件。

5分析

为了研究富氧率对回旋区煤粉运动轨迹的影响, 在风温为1200℃, 煤比为150kg/t, 富氧率分别为1%、3%、5%的情况下, 分析回旋区内煤粉运动过程, 得到的结果如图1、图2所示。

由图1、图2可见, 高温空气进入回旋区以后, 和前面的情况相似, 仍然是突扩受限射流, 由于浮力作用, 高温空气出现斜向上流动, 有一部分如靠近炉膛中心的高速气流从顶部流出, 另一部分则在回旋区上部形成一个较大的漩涡, 漩涡中心的速度非常的小, 并且在回旋区内回旋一段时间流出。同时我们发现在回旋区下部有一个小的漩涡。

比较速度场图、粒子轨迹图可以看出, 在230m/s的高速鼓风下, 高速气体沿着风口中心线高速运动, 并在高炉中心区域迅速向上运动, 速度均在50m/s左右。这样形成一个由风口前高速气体和炉膛中心向上运动气体形成的主流气体速度。2种工况下气体的最大速度均出现在鼓风入口处, 最大速度值分别为:富氧1%时, 最大速度为310m/s;富氧3%时, 最大速度为313m/s;富氧5%时, 最大速度为311m/s。2种情况下形成的大漩涡的速度也比较小, 速度值均在30m/s左右。由此可见, 煤粉颗粒运动过程中气体的运动速度随着富氧率的增加而有所增加。

煤粉进入回旋区以后, 大部分煤粉仍然是随着高速气体向出口处运动, 在出口处逃逸, 这部分煤粉往往由于在回旋区内停留时间短, 燃烧不够充分。只有靠近上下2个漩涡的少数颗粒才会被卷席进入漩涡, 并随着气流运动。

图1、图2中煤粉速度场和粒子轨迹也略有些不同, 富氧率为1%时, 卷入漩涡的煤粉颗粒最多, 其次为富氧5%时, 富氧3%时最少。

6结论

(1) 喷煤量对煤粉颗粒运动过程中气体的运动速度影响比较明显, 但是对漩涡内的气体速度影响不是很明显。

(2) 煤粉颗粒运动过程中气体的运动速度随着富氧率的增加而有所增加, 但是卷入漩涡的煤粉颗粒并不是随着富氧率的增加而增加。卷入漩涡的颗粒越多, 越有利于煤粉的燃烧。因此, 富氧率对煤粉燃烧过程的有利影响随着富氧率的增加出现拐点, 表明富氧率应该维持在一个合适的水平, 并不是越高越好。

参考文献

[1]杨天均, 苍大强, 丁玉龙.高炉富氧煤粉喷吹[M].北京:冶金工业出版社, 1996

[2]杨天钧, 徐金梧.高炉冶炼过程控制模型[M].北京:科学出版社, 1995

[3]周力行.湍流两相流动与燃烧的数值模拟[M].北京:清华大学出版社, 1991

燃烧模拟 篇2

带凹腔的超声速燃烧室燃烧流场数值模拟

对带凹腔结构的燃烧室二维甲烷燃烧流场进行了数值模拟.采用迎风3阶精度MUSCL格式求解二维含组分守恒N-S方程,湍流模型采用剪切修正的RNG k-e湍流模型,分别分析了凹腔不同的长深比和导流槽结构对燃料燃烧的影响;对喷甲烷燃烧工况进行了计算研究.结果表明:凹腔可以提高燃烧效率,却使总压恢复系数降低;凹腔的.长深比越高,燃烧效率越高,总压恢复系数越低;在总压恢复系数较高的情况下,采用导流槽可进一步提高燃烧效率.

作 者：杨事民 唐豪 黄h YANG Shi-min TANG Hao HUANG Yue  作者单位：南京航空航天大学能源与动力学院,南京,210016 刊 名：航空发动机 英文刊名：AEROENGINE 年，卷(期)：2008 34(3) 分类号：V2 关键词：超燃冲压发动机   燃烧室   数值模拟   凹腔结构   导流型凹槽  

燃烧模拟 篇3

稀土金属氧化物CeO2和La2O3作为高炉喷吹煤的助燃剂已有很多实验室研究报道[1,2]。研究结果表明, CeO2和La2O3可以作为高炉喷吹煤的煤粉燃烧助燃添加剂, 并且助燃效果显著。但对添加了助燃剂以后的煤粉进行工业模拟燃烧实验的研究较少。本文通过对添加CeO2和La2O3的潞安喷吹煤进行模拟工业高炉条件下的燃烧性能研究, 寻找能够提高潞安喷吹煤燃烧率的多组分助燃剂。

1实验

1.1 原 料

原料煤样以潞安漳村 (ZC) 、常村 (CC) 高炉喷吹煤粉为研究对象, 原料的工业分析和元素分析见表1。

通过调节助燃剂数量、种类、比例开展大量实验室静态燃烧实验研究后, 选择氧化镧、氧化铈、碳酸钙、氧化钙、三氧化二铁、二氧化锰这6种物质, 按不同种类、比例, 配制成6种助燃剂, 按比例与原煤进行充分混合获得煤样, 然后进行模拟工业试验。催化剂组成和比例见表2。

1.2 实验装置及方法

本实验采用高炉喷吹煤工业模拟燃烧炉, 其结构如图1所示。本实验装置可模拟高炉风口回旋区的燃烧条件, 采用两段卧式电炉模拟热风炉加热空气, 在燃烧炉内模拟高炉风口回旋区的煤粉燃烧状况。将经过干燥的煤粉喷入燃烧炉中, 测定煤粉燃烧率。

煤粉燃烧试验的热风温度控制在1 150 ℃, 富氧率控制在3%, 燃烧炉温度控制在1 400℃, 冷风流量24 m3/h, 冷风压力0.2 MPa。输送煤粉的气体为冷空气, 气体流量根据试验要求确定, 气体压力与冷风压力相同。煤粉喷吹的速度根据煤比为150 kg/t时煤/气比相同的原则控制, 煤粉燃烧后的残余物用集灰器进行收集和抽滤, 然后对未燃煤粉进行化验分析, 并计算出煤粉的燃烧率。

2实验结果

2.1 结果分析

对添加不同催化剂的潞安喷吹煤粉, 分别在模拟工业高炉风口条件下进行煤粉燃烧实验, 每次实验所用煤样质量均为1.2 kg, 实验结果分别见图2和图3。

由图2可以看出, 由CeO2、CaCO3、MnO2、Fe2O3按5∶35∶30∶30比例组成的助燃剂, 添加量为0.6%时, 可大幅度提高漳村喷吹煤的燃烧率 (由47.04%提高到54.97%) 。由图3可以看出, 由CeO2、CaCO3、MnO2、Fe2O3按10∶30∶30∶30比例组成的多组分助燃剂, 添加量为1.0%时, 可使常村喷吹煤的燃烧率由47.43%提高到52.78%。燃烧率的提高对于工业应用来说是相当重要的。

从喷吹实验的结果可以看出, 煤粉助燃催化剂的应用是有局限性的, 并不适合于任意煤种。漳村煤和常村煤所用助燃剂均为CeO2、CaCO3、MnO2、Fe2O3, 虽然组成比例不同, 但都起到比较明显的助燃作用, 是潞安喷吹煤较为理想的多组分助燃剂。

2.2 助燃机理探讨

根据实验结果, 组成为CeO2、CaCO3、MnO2、Fe2O3的多组分助燃剂对潞安喷吹煤的助燃效果较为理想, 其助燃机理探讨如下:

(1) Fe2O3的助燃机理。经XRD分析, 燃烧过程中的产物有FeO。说明在燃烧时, 有部分Fe2O3与无烟煤中的碳发生了氧化还原反应, 从而使煤粉的着火温度降低[3,4,5]。

(2) MnO2的助燃机理。MnO2热分解释放出的活性氧加快了着火初期的火焰传播速度, 因而提高了煤粉燃烧率[5]。

(3) 碱土金属类催化剂CaCO3不具备空轨道, 不能与煤粉中一些官能团产生配位键, 但它能够与煤粉中的酸性中心进行酸碱吸附, 促进小分子相在较低温度下发生断裂[6,7]。

(4) 向燃烧空间加入稀土金属氧化物CeO2, 可以抑制脱氢缩合反应, 促进脱炭反应, 从而有效改善燃烧效率, 缩短燃烧时间[8,9]。

有研究表明[10], 四种助燃剂的催化活性顺序为Ca-Fe-Ce>CaCO3>Fe2O3>CeO2。由此可见, 多组分催化剂比其他三个单一组分催化剂效果明显, 多组分催化剂中三种组分具有一定协同作用, 从而使多组分催化剂优于单组分催化剂的催化效果。在本次实验中, 多组分助燃剂可通过不同金属原子之间的复配, 比如金属—金属之间、金属—载体—金属之间的相互作用来调节助燃剂的活性与选择性, 各组分之间也起到一定的协调作用。

3结论

(1) 通过对配制的6种多组分助燃剂进行比较, 组成为CeO2、CaCO3、MnO2、Fe2O3的助燃剂是潞安喷吹煤较为理想的助燃剂, 可使漳村和常村喷吹煤的燃烧率分别提高16.86和11.28百分点。

(2) 多组分助燃剂可能通过不同金属原子之间的复配来调节助燃剂的活性与选择性, 各组分之间也起到一定的协调作用, 金属—金属之间、金属—载体—金属之间的相互催化作用原理是一个比较复杂的过程, 还有待进一步研究。

参考文献

[1]曹晨忠, 吴小军.稀土元素对贫煤、贫瘦煤喷吹煤粉静态燃烧性能的影响[J].洁净煤技术, 2010, 16 (5) :61-63.

[2]许莹, 胡宾生.CeO2和La2O3对混合煤在等离子体中热解的影响[J].稀土, 2006, 27 (4) :45-47.

[3]刘艳华, 车得福, 李荫堂, 等.几种含铁化合物对煤燃烧特性的影响[J].西安交通大学学报, 2000, 34 (9) :20-24.

[4]白金锋, 王勇, 胡浩权, 等.原位担载Fe2S3催化剂煤的热解动力学研究[J].燃烧化学学报, 2001, 29 (1) :39-42.

[5]沈峰满, 彭雪飞, 赵庆杰.MnO2对煤粉燃烧的助燃作用及机理[J].钢铁, 1998, 33 (9) :1-4.

[6]Wu Z h, Xu L, Wang Z z.Catalyzed Effects on the IgnitionTemperature of Coal[J].Fuel, 1998, 77 (8) :889-893.

[7]Mckee D W.Mechanisms of the Alkali Metal CatalyzedGasification of Carbon[J].Fuel, l983, 62 (2) :l70-175.

[8]许莹, 胡宾生.CeO2和La2O3对高炉喷吹煤粉燃烧过程的影响[J].稀土, 2005, 26 (2) :56-58.

[9]武增华, 段生权.化学添加剂对燃煤的降低燃点和促燃环保作用[J].煤炭转化, 1996, 19 (3) :86-90.

燃烧模拟 篇4

基于标准k-ε二方程湍流模型、EDM湍流燃烧模型以及DO辐射模型,对JP-10与RP-3燃料在某型弹用涡喷发动机燃烧室中的燃烧过程分别进行了数值模拟.结果表明,在保持燃料质量流量不变的条件下,采用JP-10替代RP-3后,燃烧室内的温度分布、组分浓度分布变化不大,引起的.发动机结构的热负载差异也不大,但对于同等体积的燃油,燃油持续燃烧的时间却增加20%左右.

作 者：尹敦兵 陈铁重 丛培胜 袁书生 YIN Dun-bing CHEN Tie-zhong CONG Pei-sheng YUAN Shu-sheng  作者单位：尹敦兵,YIN Dun-bing(海军航空工程学院,乱研究生管理大队,山东,烟台,264001)

陈铁重,CHEN Tie-zhong(海军驻中国航天科技集团公司第一研究院军事代表室,北京,100076)

氨燃料燃烧性能数值模拟与分析 篇5

长期以来, 氢被视为最有前景的可再生车用燃料, 但储运等若干关键技术的瓶颈使氢虽理想但难以应用。氨分子中含有三个氢原子, 因而通常被用作携氢载体, 实际上氨具有常用燃料所需的各种优点, 如便于储运、低污染、高热值、高辛烷值等, 其性能特点见表1。与氢相比, 氨燃料的最大优点是能量密度大、易液化、便于存储及携带;与汽油相比, 虽然其热值稍低, 但其辛烷值远高于汽油, 因而可增大压缩比以提高内燃机的热效率。氨分子中不含碳, 其完全燃烧的产物是氮和水, 不含温室气体和其他碳类有害污染物。

氨可人工合成, 氨的工业化生产有近90年历史。随着科技进步, 氨的生产成本不断降低, 文献[1]使用一种钼催化剂成功避开了高耗能的高温高压过程改进了氨的合成工艺, 大幅度降低了合成氨的成本[1]。氨被广泛应用于化工和农业等各领域, 因用量大及用途广, 使得氨在生产、储运、供给等各方面都积累了成熟的经验并已成体系, 因而具有良好的推广应用基础。这一系列特点, 激起了研究者们对车用氨燃料研究的极大兴趣。

文献[2]首次提议使用氨作为内燃机燃料, 并将氨成功应用到了从轻型到重型的各种车辆上, 研究发现在汽油机的压缩比下使用氨燃料应采用增压和废气燃料重整, 原因是相比其他燃料氨不易燃;文献[3]试验发现, 由于氨具有较高的辛烷值, 与汽油相比, 使用氨燃料能采用较大压缩比而获得更高的热效率;文献[4]调查了氨和汽油双燃料的燃烧和排放性能, 研究发现由于抗爆性强氨尤其适合于低转速高负荷工况;文献[5]在压燃发动机上演示了氨混合柴油/生物柴油的可行性, 试验显示对于相同的发动机性能, 氨的能量替代率能达到95%以上。上述研究均表明氨确实是一种可行的内燃机燃料, 但由于长期以来氨一直被用作氢燃料电池的携氢载体而忽视了其直接作为内燃机燃料的潜质。随着能源环境形势恶化, 氨燃料逐渐进入人们的视线, 文献[5-6]开始了氨燃料的相关研究, 但国内还鲜有车用氨燃料研究方面的报道。目前, 对氨燃料的研究还处于初级阶段, 研究内容也都集中在用试验去寻找氨燃料的应用方案, 试验的局限性在于只能反映特定条件下的现象, 要揭示其本质必须从理论上总结出一般性的规律。

本文中拟以化学动力学理论为基础, 运用化学动力学软件, 耦合氨燃料燃烧的氧化反应机理与内燃机燃烧模型, 分析压缩比、进气温度、过量空气系数等因素对氨燃料燃烧性能的影响, 并用正庚烷作为引燃燃料, 分析不同摩尔百分比的正庚烷对氨燃料燃烧的提升作用。

1 模型描述

1.1 氨燃烧氧化反应机理

氨燃烧化学反应机理的研究始于60年代早期对其自由传播火焰结构的分析, 文献[7]在大气压下通过测量氨浓混合气火焰中NH3、NH2、NH和OH的浓度证实了氨燃烧的第一步反应是NH3+OH/H生成NH2/NH;文献[8]通过稀混合气火焰分类出氨燃烧过程中N的几个主要转化路径。

随着检测反应过渡态中间体技术的提高, 氨燃烧氧化路径中的基元反应逐渐被试验证实, 文献[9]用激光光谱技术调查了氨燃烧过程中NH2+O的反应;文献[10]用激光磁共振证实了氨燃烧过程中NH2+NH2/NH/O的反应;文献[11]使用动力学统计方法通过计算NH+NO/O2反应的势能面决定了氨燃烧过程中NH+NO→N2+OH或N2O+H分支反应的份数和NH+O2→HNO+O或NO+OH两个通道的反应速率常数。这一系列的研究使得氨燃烧化学反应机理不断完善。

总结前人的研究成果, 文献[12]提出一个简单的反应机理去证实氨燃烧过程中NHi (i=0~3) 相互转化的机制, 该机理仅包括12种组分和26个基元反应;文献[11]也提出一个氨燃烧的氧化反应机理去解释氮氧化物的形成机理;文献[13]建立了一个包含22种组分和95个基元反应的机理去分析氨的层流预混火焰结构。以上机理都是基于具体的应用而设计的, 具有各自的局限性。

文献[14]提议的氨氧化反应机理 (Konnov机理) 最具特点, 其基元反应和热力学参数来自于内燃机低碳烃燃料的反应机理, 因此该机理最符合内燃机缸内高温高压工况, 原始的Konnov机理包含31种组分和245个基元反应。文献[6]采用分子束采样质谱仪验证了Konnov机理的有效性, 并对其进行合理简化。本文中选用经简化后的Konnov氨氧化反应机理, 该机理包含19种化学组分和80个基元反应。

1.2 内燃机燃烧模型

采用一个中等排量的单缸研究型发动机作为建模对象, 其结构参数见表2。以建模对象发动机气缸参数为基础, 用氨燃烧的化学反应机理在CHEMKIN软件包中构建含化学反应机理的单区燃烧模型。

CHEMKIN只考虑对流损失而忽略传热损失, 因而要增加传热模型。本文中选取Woschni半经验传热公式[15], 该公式以指数律为基础得出:

式中, Nu为无量纲准则努塞尔数;Re为雷诺数。

将特征速度v表征为

式中, p0为发动机反拖时的压力, MPa;Vs为气缸工作容积, m3;T1、p1和V1分别为进气阀关闭后至燃烧始点前工质在任一时刻的温度、压力和体积;vm为活塞平均速度, m/s;p为缸内气体压力, MPa。计算不考虑内燃机湍流的影响, 仅分析压缩和膨胀过程, 所以取C1=2.28, C2=3.24×10-3。

2 压缩比等参数对氨燃烧性能的影响

2.1 压缩比对氨燃烧性能的影响

图1和图2分别为当发动机转速为1400r/min、进气压力为一个大气压、过量空气系数为1、进气温度为800K时, 改变压缩比得到的缸内温度和缸内压力随曲轴转角的变化曲线。随着压缩比的提高, 着火时刻提前, 其效果等同于提高进气温度或进气压力。比较两图可以看出, 随着压缩比的增加, 缸内最高温度变化较小, 而缸内最高压力变化较大, 说明压缩比对缸内压力的影响较大。当压缩比为14时缸内温度曲线变化平缓, 表明燃烧没有启动;当压缩比达到16时燃烧才开始启动, 但着火延迟比较明显, 表明选定合适的压缩比对保证着火时刻在上止点附近起着重要作用。

2.2 进气温度对氨燃烧性能的影响

图3和图4分别为设置压缩比为18、过量空气系数为1, 改变进气温度时缸内温度和缸内压力随曲轴转角的变化曲线。在进气温度为750K时, 缸内温度和压力变化不大, 表明燃料没有被压燃;在进气温度为800K时才发生着火现象, 原因是氨的自燃温度较高, 只有在进气温度较高时才能被压燃。从图中还可以看出, 随着进气温度的增加, 着火时刻大幅提前并远离上止点, 当进气温度由800K增至1000K时, 点火提前了近20°CA。由图4可知, 当进气温度大于800K时, 着火时刻远离上止点, 导致缸内最大压力随着进气温度升高而减小。

2.3 过量空气系数对氨燃烧性能的影响

图5和图6分别为设置压缩比为18、进气温度为450K, 改变过量空气系数时发动机缸内温度和缸内压力随曲轴转角的变化曲线。从图5可以看出, 过量空气系数为0.4时, 缸内温度曲线变化平缓, 原因是混合气浓度过高, 导致火焰无法传播而失火;过量空气系数为1时, 缸内最高温度和压力达到最大值;随着过量空气系数进一步增加, 缸内最高温度和压力略有下降;而当过量空气系数为2时, 缸内最高温度和压力仍然较高。由此可见, 氨可以实现在稀薄条件下的压燃, 同时由于进气温度高达800K, 所以燃料在上止点之前就能实现完全燃烧使得缸内的最高温度值出现在上止点之前。

3 正庚烷对氨燃料的引燃作用

通过上节的模拟和分析可知, 氨燃料只有在较高的压缩比或进气温度条件下才能被压燃。为了降低氨燃料压燃对压缩比和进气温度的要求需要采取相应措施, 如在燃料中加入燃点较低的引燃燃料[15]。正庚烷压燃特性与柴油类似, 在氨中加入正庚烷做引燃燃料类似于实际中的氨与柴油掺混燃烧。本文中采用Patel等的正庚烷简化反应机理[16]与氨的氧化反应机理组合成二元混合燃料研究不同摩尔百分比的正庚烷对氨燃料的引燃作用, 混合燃料的反应机理含41种组分和138个基元反应。

3.1 进气温度的变化

由上节的模拟分析可知, 当压缩比为18、纯氨燃料在进气温度为800K时才能被压燃。图7和图8分别为压缩比为18、过量空气系数为1时, 在氨燃料中加入5%、10%、20%和30%正庚烷的混合燃料在不同进气温度下缸内温度随曲轴转角的变化关系。

在加入5%、10%、20%和30%的正庚烷时混合燃料启动燃烧所需的进气温度分别为605K、415K、365K和345K, 表明当加入的正庚烷摩尔百分比从0%增至30%时对进气温度的要求可从800K降至345K左右, 较大地降低了燃烧启动对进气温度的要求。由图8还可以清楚地看出, 加入正庚烷的混合燃料在燃烧启动时具有两次温度急剧上升的现象, 第一次为引燃燃料的燃烧, 该燃烧使缸内温度迅速升高从而使氨燃料被引燃。

3.2 压缩比的变化

由上节的模拟分析可知, 对于纯氨燃料, 在进气温度为450K时, 压缩比增至120仍不能被压燃。图9和图10分别为进气温度为450K、过量空气系数为1时, 加入5%、10%、20%和30%正庚烷的混合燃料在不同压缩比下, 缸内温度随曲轴转角的变化关系。当加入的正庚烷的摩尔百分比为5%、10%、20%和30%时, 压燃所需的最小压缩比分别降至26、17、12和10左右。由此可见, 一定进气温度下, 在氨燃料中加入正庚烷作为引燃燃料能够较大地降低压燃对压缩比的要求。

4 结论

(1) 由于氨的自燃温度较高, 作为压燃内燃机的燃料, 必须采用较大的压缩比和进气温度。模拟显示当压缩比为16时, 进气温度必须达到800K才能将其压燃。

(2) 氨燃料的压燃着火时刻随着压缩比和进气温度的提高而提前。当进气温度为800K时, 压缩比从14变化至22, 着火时刻提前约10°CA;当压缩比为18时, 进气温度从800K增至1000K, 着火时刻提前约20°CA。

(3) 氨在内燃机缸内的可压燃范围较宽, 在一定的条件下, 当过量空气系数为2时氨燃料仍然能被压燃。由此可见, 氨燃料可实现在稀薄条件下的压燃燃烧。

(4) 模拟显示加入正庚烷作为引燃燃料可降低氨的压燃对压缩比和进气温度的要求。压缩比为18时, 当加入正庚烷的摩尔百分比从0%增至30%时, 氨的压燃所需最低进气温度可从800K降至345K。进气温度为450K时, 当加入正庚烷摩尔百分比从0%增至30%时, 氨的压燃所需最小压缩比可从大于120降至10。这表明在实际使用中, 将氨燃料与柴油/生物柴油在压燃发动机中进行掺烧应该是较好的使用途径和方法。

摘要：研究了氨燃料在内燃机缸内的燃烧性能和正庚烷对氨燃料燃烧性能的提升作用。首先, 将氨燃烧的化学反应机理与内燃机单区燃烧模型相耦合, 分析压缩比、进气温度、过量空气系数等对氨燃料燃烧性能的影响, 结果显示由于氨的燃点较高, 压缩比为16时进气温度必须达到800K氨燃料才能被压燃;同时发现在此条件下氨燃料能在稀薄条件下 (α=2) 燃烧。其次, 将简化的正庚烷氧化反应机理与氨燃烧氧化反应机理相结合, 研究不同摩尔百分比的正庚烷对氨燃料的引燃作用, 结果显示随着正庚烷含量的增加, 当压缩比为18时氨的压燃对进气温度的要求可从800K降至360K;当进气温度为450K时, 压缩比可从大于120降至10。研究表明使用引燃燃料可以显著降低氨燃料压燃对进气温度和压缩比的要求。

燃烧模拟 篇6

1 生物质气与煤混合燃烧过程

1.1 生物质气与煤混合燃烧过程及锅炉特点

生物质气是由生物质气化得来, 其包含成分复杂, 主要含有的可燃气体成分包括CO、H2和CH4等。生物质气通过燃烧器进入锅炉, 和进入炉膛的一次风和二次风进行混合燃烧, 将引起锅炉燃烧状况及烟气产物的变化。生物质气与煤混燃过程如图1所示。

其中, 生物质气化采用的气化炉是常压循环流化床气化炉, 混燃锅炉模型为东方锅炉厂DG1025/17.5-П4型300MW亚临界自然循环锅炉, 该锅炉最大连续蒸发量为1 095t/h, 过热蒸汽出口压力为17.5MPa, 过热蒸汽出口温度为540℃。再热蒸汽量为962t/h, 再热蒸汽出口压力为3.42MPa, 再热蒸汽出口温度为541℃, 给水温度为276℃。炉膛高度为36.10m, 宽度为14.02m, 深度为12.35m, 一次风喷嘴截面尺寸为0.32m×0.48m, 二次风喷嘴截面为0.42m×0.64m。

燃烧方式为四角布置切向燃烧, 整组燃烧器设置四层一次风喷口、四层二次风喷口、二次风和一次风间隔布置, 每角燃烧器分为上下两组, 整组燃烧器高为10.07m。锅炉参数如表1所示。

1.2 混合燃烧理论

为了更好地显现出生物质气与煤粉混合燃烧的特性, 特选取纯煤粉燃烧的工况进行对比。

选取的煤种特性及生物质气特性分别如表2和表3所示。

首先考虑纯煤粉燃烧时所需的燃料消耗量, 以便于求得生物质气掺烧之后煤粉消耗量的变化。因此, 纯煤粉燃烧时煤粉消耗量Bcoal公式如下:

式 (1) 中, Dsh为过热蒸汽流量, kg/s;i″sh为过热蒸汽焓, k J/kg;ifw为给水焓, k J/kg;Drh为再热蒸汽流量, kg/s;i″rh为再热蒸汽出口焓, k J/kg;i′rh为再热蒸汽入口焓, k J/kg;Dbl为排污水流量, kg/s;i′为汽包压力下饱和水焓, k J/kg。

为保证进入锅炉的总热量不变, 以纯煤粉燃烧时的燃料的总热量为基准总热量, 基准总热量Q的计算公式为:

式 (2) 中, Bcoal为煤粉消耗量, kg/s;Qcoal为煤的低位热值, k J/kg。

随着掺烧比例的增加, 生物质气的含量增多, 因此根据生物质气和煤粉的低位热值, 可以求得生物质气的质量流量。生物质气掺烧比例的公式如下:

式 (3) 中, a为生物质气的掺烧比;Mcoal为煤粉质量, kg;Mgas为生物质气总质量, kg。

生物质气的质量流量Bgas:

式 (4) 中, Bcoal为煤粉消耗量, kg/s;Qcoal为煤粉的低位发热值, kg/k J;Qgas为生物质气的低位发热值, kg/k J。

设计生物质气从炉膛下一次风喷口进入, 炉膛一次风喷口面积已知, 可以得出喷入生物质气的喷口速度Vgas:

模拟煤粉燃烧时, 空气量是关系着煤粉是否能完全燃烧的重要因素, 根据煤粉的元素分析, 可以得出煤粉燃烧的理论空气量。

在煤粉燃烧时, 根据过量空气系数, 可以求得所需的实际空气量。纯煤粉燃烧选取过量空气系数b=1.05, 则煤粉燃烧实际所需的空气量为:

式 (6) 中, V1为煤粉燃烧实际所需的空气量, m3/kg。

根据实际空气量, 可以算出二次风喷口的速度:

式 (7) 中, S1为二次风喷口面积, m2。

生物质气燃烧所需的空气量为:

式 (8) 中:V2为生物质气燃烧所需空气量, kg/s;VH2、VCO、VH2分别为生物质气中H2、CO、CH4的质量流量, kg/s。

输入锅炉的总的空气流量为:

式 (9) 中, V为输入锅炉的总的空气流量为, kg/s;Bcoal为输入锅炉的煤的质量流量, kg/s。

由以上式子可得初始参数表如表4所示。

2 结果分析

2.1 燃烧器区域速度场

图2中, a为a=0, b为a=0.1, c为a=0.2, d为a=0.3。从图2中可以看出, 燃煤时炉内在燃烧器区域, 包括与冷灰斗交界面处都有回流产生, 形成漩涡。从燃烧器出来的气流大部分向上流动, 有一小部分向下流动, 进入冷灰斗。在4个图中可以清晰地看出在一次风截面及二次风截面有很明显的速度切圆。随着掺入生物质气的比例增加, 炉膛中心截面速度变化不大, 约为20~50m/s, 炉膛出口出口截面速度约为5~10m/s, 但是在靠近折焰角附近的速度逐渐增大, 当a=0时, 速度为25m/s;a=0.1时, 为28m/s;当a=0.2, 速度为30m/s;a=0.3时, 速度为32m/s。这就导致此处的湍流强度逐渐增大, 混合加强, 促进煤粉燃尽, 加强了炉内燃烧。

2.2 沿炉膛高度温度分布

图3中, a为a=0, b为a=0.1, c为a=0.2, d为a=0.3。从图3可以看出:高温区出现在炉膛的中上部, 向炉膛出口逐渐递减, 这与实际锅炉燃烧情况基本相符。在一次风截面即燃料入口截面, 由于炉内的燃料被迅速加热, 所以在该区域燃烧情况较为剧烈, 且温度分布呈旋涡状, 在燃烧区上部出现高温区。通过对比可以发现:在燃烧时, 最高温度都维持在1 400~1 800k, 与实际情况相同。a=0时, 纯煤粉燃烧, 炉膛中心截面达到最高温度, 为1 900k, 燃烧器区域炉膛截面温度为1 700k;a=0.1时, 炉膛中心截面达到最高温度为1 800k, 燃烧器区域炉膛截面温度为1 600k;a=0.2时, 其中心截面最高温度为1 700k, 燃烧器区域炉膛截面温度为1 500k;a=0.3时, 中心截面最高温度为1 600k, 燃烧器区域炉膛截面温度为1 400k。随着生物质气的比例不断增加, 煤粉的燃烧温度略有降低。由此可见, 掺入生物质气后, 对锅炉效率影响不大, 同时减少了煤粉含量, 节约了能源。当生物质气的比例增加时, 可以看出燃烧区域的温度逐渐升高, 说明掺入的生物质气容易燃烧, 比单独煤粉燃烧较早的达到较高的温度, 使煤粉的着火提前, 有助于煤粉的燃烧。

2.3 沿炉膛高度截面CO浓度分布

随着掺烧比例的增加, 炉膛中心截面的CO浓度逐渐降低 (见图4和图5) 。a=0时, 纯煤粉燃烧, 炉膛中心截面CO浓度为4.83e-03%;a=0.1时, 炉膛中心截面CO浓度为4.03e-03%;a=0.2时, 炉膛中心截面CO浓度为2.74e-03%;a=0.3时, 炉膛中心截面CO浓度为1.53e-03%。这是因为在炉膛中心截面, 燃料在富氧下燃烧, 迅速燃尽, CO的浓度很快降低。

4种工况下CO浓度的峰值都是在煤粉燃烧器区域, 随着生物质气掺烧量的增加, CO浓度水平明显下降。从污染物控制方面考虑, 燃烧器区域形成CO浓度较高的还原性气氛, 有利于减少NOx。

2.4 沿炉膛高度截面O2的浓度分布

a=0时, 纯煤粉燃烧, 燃烧器区域截面O2浓度为2.28ee--0011%%;a==00..11时, 燃烧器区域截面OO2浓度为22..2266ee--0011%%;a==00..22时, 燃烧器区域截面OO2浓度为22..2244ee--0011%%;a==00..33时, 燃烧器区域截面OO2浓度为22..2200--0011%% (见图66和图77) 。这是因为在二次风口附近, 新鲜的来流使OO2的浓度达到最大值;相反, 在一次风口附近, 新鲜来流形成喷口附近燃料浓度的最大值, 消耗大量的O2, 造成此处的OO2浓度较低, 随着生物质气的比例增加, 其中部分气体与氧气发生反应, 也消耗了氧气, 所以在燃烧器区域氧气浓度减低。

3 结论

基于FLUENT软件, 搭建生物质气和煤混合燃烧模型, 研究生物质气与煤混燃炉膛内NOx和SO2排放的分布特性。

(1) 随着生物质气掺入的比例增加, NOx和SO2的浓度逐渐降低, 由于掺烧生物质气的比例增加, 炉膛内的温度水平整体下降, 而NOx和SO2的浓度受温度影响较大。另外, 因为燃烧器区域周围由于生物质气中CO、H2等还原性气体增加, 对NO和SO2具有还原作用, 这些都是NOx和SO2浓度降低的原因。

(2) 炉内NOx的浓度随炉膛高度先上升后下降, SO2的浓度随炉膛高度先上升后下降, 在燃烧器区域浓度较高, 这是因为炉内的高温区主要集中在燃烧器区域。在相同条件下, 温度高的地方, NOx和SO2的浓度较大。

参考文献

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基于燃烧器空气动力场数值模拟 篇7

某化工厂锅炉自2003～2004年将原来燃烧器中的轻油燃烧器、渣油燃烧器改为天然气燃烧器以来,在实际运行中出现了不少问题。其中在高负荷运行中A/B炉煤气混烧和单烧炼厂干气,存在以下主要问题:

(1)喷燃器长时间燃烧炼厂干气,造成喷燃器烧坏;

(2)煤气混烧加剧锅炉燃烧器、受热面结焦。

2计算模型的物理描述

计算模型为800×450×450mm多面体,如图1。

左图枪管头部L=300mm为锥筒形,锥筒根部直径为219mm,头部直径为102mm。燃气孔设计为三排,从头部开始第一排8孔￠8、第二排10孔￠8、第三排10孔￠8,各孔的喷射角为79°(垂直于壁面)。右图枪管头部L=300mm为圆柱形,直径为108mm,壁厚8mm。燃气孔设计为三排,从头部开始第一排8孔￠8、第二排10孔￠8、第三排10孔￠8,各孔的喷射角为90°。空气从圆锥体和圆柱体外的空腔内流入,可燃气体则进入圆柱体和圆锥体内,经喷射空流出,与外侧的空气混合,一起进入炉膛内燃烧。

为便于分析,作以下假设:

(1)喷嘴介质为空气,环境流体为静止的空气;

(2)流体物性为常数;

(3)流体是粘性可压缩的;

(4)不考虑流体中的粘性耗散和体力。

流动与换热的控制方程:

连续性方程:

动量方程:

上述式中,u,υ,w—v分别在x,y,z方向的分量,m/s;

υ—运动黏度,m2/s;

ρ—密度,kg/m3。

计算采用可实现湍流模型,控制方程的求解采用SIMPLE算法。边界条件:二次风风速45m/s,干气速度100m/s。网格划分时,为保证数据的准确有效,采用局部加密处理,用四面体网格对计算模型分别划分,圆锥体气枪网格数约50万个,圆柱体气枪网格数约65万个。

3结果分析

通过计算得出了两种不同结构气枪的空气动力场,如图1。

从图1中可以看出两种气枪在喷燃器出口X和Y两个方向都有扩散的现象,但圆锥体气枪扩散速度和强度多要较圆柱体气枪弱。

从速度图2中可以看出,圆锥体气枪出口壁面上的速度要远小于圆柱体气枪出口壁面速度,前者位最高处为55m/s,后者最高处要77m/s。这对喷燃器壁面冲击力较大。

从压强图3中,圆锥体气枪出口壁面压力为2.04KPa,而圆柱体气枪出口壁面压力为3.2KPa,超出了工艺指标范围。

从上面分析得出,圆柱体气枪在出口壁面速度、压强都要远高于圆锥体气枪,而炼厂干气燃烧值为36000KJ/Kg,远高于煤的低位发热量24000 KJ/Kg。这就造成喷燃器二次风口长时间在高压,高温条件下工作,而喷燃器区域烟气温度过高,同时喷燃器不能及时得到冷却,造成喷燃器金属材料热疲劳加剧,金属材料性能下降,最终喷燃器烧坏变形,影响锅炉的安全稳定运行。

4结论

通过以上分析可以看出,圆锥体气枪出口压力合适,但速度较小刚性不足,同时圆锥体气枪根部直径大,从而造成喷燃器空气入口截面积较小,在相同条件小送风量要小于圆柱体气枪空气侧的送分量;而圆柱体气枪出口压力高,速度高刚性强,长时间工作容易造成喷燃器金属材料热疲劳加剧,金属材料性能下降。

对于气枪的设计可以考虑圆锥体形式,但椎体底部直径不宜过大,喷射口垂直于壁面,与来流的空气形成一定夹角,减少对喷燃器壁面的直接喷射,同时在工艺条件容许情况下可适当提高二次风压,增大送分量,来抵消因空气入口截面减少而带来的影响。

摘要：某化工厂锅炉由于炼厂干气的特点,燃烧器区域烟气温度过高,同时燃烧器不能及时得到冷却,造成燃烧器金属材料热疲劳加剧,燃烧器烧坏变形问题,文章通过计算流体动力学方法,针对两种不同结构燃烧器数值模拟了其空气动力场特性,根据计算结果提出了燃烧器设计改进思路。

关键词：数值模拟,锅炉,燃烧器

参考文献

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燃烧模拟 篇8

关键词：立体分级,氮氧化物,燃尽风,数值模拟

1 前言

氮氧化物(NOx),是多种氮氧化物的总称,主要有NO和NO2、N2O。氮氧化物会产生光化学烟雾严重危害人类健康,会形成酸雨影响生态环境,部分氮氧化物是温室气体,甚至破坏臭氧层。据推算,全世界一年向大气排放的氮氧化物在7 500×104 t左右,而其中绝大部分的氮氧化物是由燃烧过程产生的[1]。在我国大气污染物中由燃煤所产生的NOx约占总分额的2/3以上,鉴于氮氧化物的危害,以燃煤为主的火电厂必须采取相应的氮氧化物减排措施。

立体分级低NOx燃烧系统是一种能有效降低NOx排放,经济性好的NOx控制技术。该系统由主燃区“风包粉”体系形成的燃料水平分级和高位燃尽风形成的空气垂直分级组成。炉内燃烧过程的数值模拟是锅炉设计及改造的重要手段之一,对预报燃烧特性、控制NOx排放均有重要意义。本文针对进行了立体分级低NOx燃烧系统改造后的200 MW锅炉机组,选取合适的模型,对主燃区二次风均等配风和倒塔配风两种工况进行了模拟。模拟结果为我国燃烧法脱硝技术的进一步发展和应用提供理论依据。

2 模拟对象

本文模拟的锅炉由哈尔滨锅炉制造厂设计制造,锅炉炉膛采用正方形布置,宽度和深度均为11 660 mm,高为41 187 mm,假想切圆直径864 mm。在四角布置5层百叶窗式水平浓淡分离直流燃烧器,示意图见图1。改造前锅炉没有燃尽风喷口,在炉膛高度方向采取两头大中间小的束腰型配风方式。改造后,在最上层二次风上方增加两层高位燃尽风喷口,适当调整一、二次风喷口尺寸。改造前后一、二次风的主要布置情况见图1。

3 网格与计算模型

3.1 网格划分

本文按照该锅炉尺寸按1:1的比例建立模型,从冷灰斗到炉膛水平烟道入口段作为计算域,如图2所示。将整个炉膛分成三大块,冷灰斗区域、燃烧器区域和上部炉膛区域。冷灰斗区域和上部炉膛区域采用尺寸较大的网格,而锅炉主燃烧器和燃尽风区域的网格在整个数值模拟过程中非常关键,采用尺寸较小的网格,并对各喷口附近的网格进行加密,整个计算域及燃烧器区域水平截面的网格示意图如图2。

3.2 计算模型

本文对气相湍流采用Realizable k-ε模型,气固两相采用随机轨道模型,辐射换热采用P-1辐射模型,挥发份的热解采用双竞争反应热解模型,挥发份燃烧采用混合分数PDF法,焦炭燃烧采用扩散-动力模型[2,3,4]。NOx采用后处理方法,即在整个炉膛流动、传热和燃烧过程计算出收敛结果后再进行计算。因为相对于燃烧过程中的其余物质,NO的质量浓度非常小,NO生成过程的模拟对于气相物质的混合特性、热力学特性以及混合物的质量分布影响不大[2]。NOx生成机理参考[5]、[6]。

4 工况设置

工况的设置与热态试验一致,关闭上两层一次风,下三层一次风喷入煤粉,由下到上各喷口风速如表1,一次风风温为353 K,二次风和燃尽风风温为580 K。其中工况1为均等配风,工况2为倒塔配风。煤质特性见表2。

5 模型的验证

5.1 冷态流场分析

图3为模拟得到的B层一次风水平截面速度矢量图,从图中可以看出每个角的射流在上游射流的冲刷和炉内螺旋上升气流的撞击两方面的共同作用下发生较大的偏转,形成了充满度较好的切圆,符合四角切圆燃烧方式锅炉内气流的一般规律,证明Realizable k-ε模型湍可以预测炉内的空气动力场。

5.2 均等配风工况模拟与试验对比

对工况1进行热态实验时,在标高19.3 m、20.85 m和25.5 m的各墙中心位置看火孔处用光学高温计测量了水平截面中心线上的平均温度,模拟和试验值对比如表3。

表3可以看出烟气温度的模拟值与试验值存在一定偏差,考虑到炉内温度水平的波动范围比较大、试验测量也存在一定的误差,一般认为这样小于100 K的偏差可以接受。

工况一模拟得到的炉膛出口氧量为3.2%,试验值为3.33%,试验值与模拟值是非常接近的。工况一模拟得到的炉膛出口NOx的排放量为300.59 mg/Nm3(6%O2),试验值为286.84 mg/Nm3(6%O2),误差在5%以内。

由炉内流场、温度水平、炉膛出口氧量及NOx排放浓度的对比可知模拟结果和试验基本相符,证明本文采用的模型及计算方法可以准确模拟立体分级低NOx燃烧系统在四角切圆燃烧方式锅炉上的应用效果,为该技术的发展提供了重要的参考依据。

6 不同配风方式对比

图4~图7分别为工况1和工况2面平均温度、氧量、CO浓度和NO浓度随高度的变化图,图中所示高度为从炉膛底部到折焰角之间的标高范围,图中四条竖线把炉膛分为由下到上五部分:冷灰斗区域(Ⅰ)、主燃烧器区域(Ⅱ)、主燃烧器以上燃尽风以下的区域(Ⅲ)、燃尽风区域(Ⅳ)和上部炉膛区域(Ⅴ)。

(1)Ⅱ区域,煤粉受热分解、挥发份和部分焦炭燃烧;工况1在此区域以燃料型NOx的生成为主,对工况2,热力型NOx和燃料型NOx都有生成。燃料型NOx的反应主要是挥发分N转化为挥发分型NO和部分焦炭N转化为焦炭型NO,与此同时部分NO在相对缺氧的条件下被还原成N2。

在该区域底部,由于工况2下面的两层二次风(AA、AB)的风速小于工况1,故此处工况2的氧量比工况1少,燃烧反应不如工况1剧烈,图4中显示烟气温度比工况1稍低,低于1 500 K,热力型NOx几乎没有生成;图7中可以看到CO浓度则比工况1稍高,还原性气氛比工况1强,燃料型NOx的生成也比工况1少,因此图7中标高为22.5 m以下的主燃烧区域工况2的NOx浓度比工况1小。

随着高度的上升,各层二次风不断补充空气,氧量增加,部分焦炭燃烧,在燃烧器下部区域积累的CO燃烧转化为CO2, 两个工况的CO浓度都有所下降。在图7中可以看出,到了Ⅱ区域上部,工况1的NOx下降幅度很大,而工况2的NOx有所上升,这是因为工况2的上面三层二次风风速远大于工况1,图5显示氧量比工况1充足,焦炭和CO燃烧比工况1充分,导致工况2的烟气温度大幅上升,产生了大量的热力型NOx,图6中可以看出CO浓度急剧下降,高温和氧化性气氛有利于燃料型NOx的生成;而工况1给入的空气量较少,焦炭燃烧不充分,释放的热量被沿高度不断补入的各层二次风吸收,平均烟气温度基本没有上升,维持在1 500 K左右,热力型NOx的生成量小,CO浓度则有上升,强化了还原性气氛,促使原先产生的NOx在还原性气氛下转化为N2。

(2)在Ⅲ区域,部分焦炭继续燃烧,热力型NOx和燃料型NOx都有生成,燃料型NOx的反应主要是部分焦炭N转化为焦炭型NOx。

此区域部分焦炭燃烧释放热量,且没有冷空气进入,两个工况的烟气温度都上升,氧量都有所下降。不同的是,由于工况2最上面两层二次风给入空气量较多,焦炭燃烧比较充分,该工况烟气平均温度在此区域达到最高点,相应的产生了更多的热力型NOx和燃料型NOx;而工况1在主燃区上部给入的空气量较少,焦炭燃烧不完全,因此这段区域内平均烟气温度有所上升,但是没达到峰值,温度水平比工况2低,CO浓度很高,仍处于还原性气氛,热力型NOx虽然有所增加,但是生成的没有被还原的多,所以该区域工况1的NOx浓度远低于工况2,且呈下降趋势。

(3)Ⅳ区域,两层燃尽风补入了大量空气,支持部分焦炭燃烧的同时冷却烟气温度。该区域NOx发生的反应主要是热力型NOx的生成。

两个工况的氧量都随高度呈上升趋势,CO浓度都随高度下降,工况1下降幅度更大。工况1的氧量在两层燃尽风之间有一个低谷,说明工况1第一层燃尽风的氧气消耗速度很快,在主燃区未燃尽的焦炭剧烈燃烧,释放的热量使烟气平均温度在两层燃尽风之间达到最高值,随后被第二层燃尽风冷却;与高温相伴而生的热力型NOx以及剩余的少量焦炭N的转化使工况1的平均NOx浓度也在两层燃尽风之间上升达到一个峰值。对于工况2而言,焦炭进入燃尽风区域之前燃烧已较完全,因此释放的热量小与燃尽风吸收的热量,烟气温度有所下降,在1 500~1 600 K之间,热力型NOx几乎不生成,焦炭N也基本在此前的区域完成转化,补充的空气使该区域的NOx浓度随高度而下降。

(4)Ⅴ区域,剩余焦炭继续燃烧,工况2烟温有小幅回升,然后在前后屏辐射的影响下随高度的增加而降低,工况1的烟温则一直随高度的增加而降低,在折焰角处工况2的烟温高于工况1;两个工况的氧量和CO浓度都随着高度的增加而下降,工况2的氧量高于工况1,相应的,工况1未燃烧的CO比工况2多。

(5)Ⅰ区域,几乎没有煤粉的燃烧反应,扩散到此区域的CO被氧化,CO和O2浓度都随高度降低而减少。由于大部分燃料N在主燃区已充分反应 被氧化成NO或还原成N2,故该区域仅有微量燃料NOx生成。由于烟气平均温度低于1 300 K,几乎不产生热力型NOx。NOx浓度基本维持不变。

温度气体组分分布特点可以看出,Ⅱ、Ⅲ区域为主燃区,主燃区的NOx浓度决定了最终的NOx排放水平。工况2在主燃区的空气供应条件比工况1更有利于燃烧,烟气温度比工况1高,且处于氧化性气氛,产生的热力型和燃料型NOx都比工况1多。模拟得到工况1和工况2的炉膛出口NOx浓度分别为300.59 mg/Nm3、348.21 mg/Nm3(6%O2),热态试验测得的值分别为286.84 mg/Nm3、351.89 mg/Nm3,与未进行低燃烧系统改造前的排放水平600~750 mg/Nm3(6%O2)相比,模拟和试验结果都表明采用水平浓淡燃烧器和空气分级相结合的燃烧方式有效地减少了NOx的排放。对于本文模拟的对象,均等配风工况更有利于减少NOx的排放。

7 结论

(1)模拟得到的流场合理,模拟的温度、炉膛出口氧量和NOx浓度与工业现场试验结果基本吻合,证明本文采用的模型合理,可准确预报立体分级低NOx燃烧系统在四角切圆燃烧锅炉的应用效果,为该技术的推广提供了重要的参考依据。

(2)主燃区的NOx浓度决定了最终的NOx排放水平。均等配风工况下主燃区氧气不足,燃烧不充分,大部分区域温度在1 600 K以内,有力地减少了热力型NOx,同时还原性气氛抑制了燃料型NOx的生成,促进了NOx还原;燃尽风区域温度较高,热力型NOx有所增加,但就整体而言NOx的增量并不大。倒塔配风工况主燃区温度水平和氧气浓度都高于均等配风,产生的热力型和燃料型NOx都比工况1多。

(3)模拟和试验结果都表明采用水平浓淡燃烧器和空气分级相结合的立体分级燃烧方式有效地减少了NOx的排放。

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燃烧模拟 篇9

自20世纪改革开放以来, 我国开始加快交通基础设施建设, 我国公路建设取得迅猛发展。由于我国地势西高东低, 多山、多丘陵的地形特点, 截至2011年年底, 全国公路隧道为8 522处, 总计525.34万延米, 我国已经成为世界上公路隧道最多, 里程最长的国家。公路隧道尤其是行车速度较快的高速公路隧道, 交通事故率远大于隧道外路段, 浙江省2001年对通车的高速公路的调查, 隧道事故率是其他路段的3倍多;由于隧道的封闭性, 一旦发生火灾事故, 其后果不堪设想, 以下是国外一些隧道火灾的损失情况。

1999年5月29日发生的陶恩隧道 (Tauern Motorway Tunnel) 火灾, 持续4个小时, 造成49人受伤, 34辆车辆烧毁;2001年10月, 当时全球第二长隧道圣哥达隧道 (Sait Gotthard Highway Tunnel) 由于两辆货车相撞发生火灾, 大火燃烧了一天后才被扑灭, 隧道内温度达到1 000多摄氏度, 当天即被证实至少有100多人不明下落[2]。

由于公路隧道特殊的条件, 现有的公路隧道路面材料多采用沥青混凝土。沥青路面中含有沥青这种遇火易发生燃烧, 且易融化流淌的石油炼制最终产物, 一旦公路隧道发生大中型火灾, 沥青路面很有可能参与燃烧, 并产生有毒气体, 结合隧道火灾的特点, 沥青路面的燃烧将成为隧道火灾中极不安全的因素。因此, 研究公路隧道火灾特性、沥青及沥青混合料的燃烧机理对隧道消防具有极大的意义。

2 国内隧道火灾数值计算研究现状

20世纪80年代起, 为模拟预测隧道火灾中, 温度场及烟气分布规律和流动情况, 国外兴起了火灾的数值模拟研究, 取得的研究成果广泛的应用于铁路、公路隧道及地下空间的通风设计及消防研究。隧道火灾数值模拟研究近几年迅猛发展原因得益于以下几点:

1) 计算机技术的发展, 计算机硬件条件的提升为数值模拟提供了更好的计算平台。2) 流体力学、传热学、燃烧学相关学科理论的发展, 提供了更加坚实的理论基础。3) 越来越多实验数据的积累为公路隧道火灾的数值模拟提供了可靠的数据支撑。

我国在地铁、隧道火灾数值模拟研究领域, 研究人员主要是使用国外成套的CFD (Computational Fluid Dynamics, CFD) [3]计算软件对火灾进行数值计算, 或者以国外软件为基础对程序进行二次开发, 主要研究隧道火灾时的温度场分布情况及烟气浓度及流向规律情况。

东南大学屈言宾[4]采用CFD软件FLUENT对公路隧道火灾进行模拟, 分别比较了不同热释放率的火灾的温度场的分布情况, 并分析了通风速度对路面温度场的影响, 认为20 MW的火灾会使隧道内最高温度达到1 000℃;低于5 MW火灾基本不会造成沥青路面引燃, 但有可能释放有毒气体。

西南交通大学张会冰[5]主要考察在使用FDS模拟隧道火灾过程中, 如何设置边界条件尤其是壁面的类型才能使火灾模拟更加接近真实情况。作者采用FDS软件对隧道壁面进行不同的设置, 并对模拟结果进行了对比分析, 认为在火灾模拟过程中采用考虑温度变化和传热的变热流壁面模拟结果比较合理。

同济大学姚坚[6]以复兴东路双层越江公路隧道为原型, 使用FLUENT软件对隧道内火灾的最高温度、横断面温度、纵断面温度进行了考察, 并提出了隧道内横断面和纵断面温度场分布的近似公式。

哈尔滨工业大学邓宇强[7]利用CFD软件FLUENT对隧道火灾情况下隧道温度场进行了瞬态模拟。选择了比较适合隧道火灾模拟的建模方法, 主要针对火灾规模、通风条件变化的情况下的隧道火灾进行了模拟, 得出了隧道火灾温度场分布和烟气的流动情况, 并分析了不同火灾情况下可能参与燃烧的路面区域。

南京工业大学的唐高胤、张礼敬[8], 运用火灾模拟软件FDS对南京长江过江隧道火灾过程中的纵向通风进行了模拟计算, 并分析了烟气的浓度及温度场分布, 结果显示在3 m/s的通风条件下隧道结构安全, 基本能实现逃生人员安全疏散。

3 国内关于沥青燃烧与热解方面的研究

清华大学龚景松[9]采用挂滴燃烧法对单滴沥青燃料燃烧特性进行了初步的研究, 分别研究了沥青燃料滴的分解、蒸发、着火和燃烧规律。根据观察的实验现象和测量的结果表明沥青的燃烧具有不同于液体燃料和固体燃料的特点, 主要表现在单滴沥青在点燃时会产生明显的温度突跃, 而且存在明显的固体残炭的燃烧阶段, 燃烧过程中的单滴沥青体积会明显膨胀。

黄亚东, 冯丹丹[10], 采用热重法对SBS改性沥青、阻燃沥青及其胶浆的燃烧特性进行研究。结果表明:两种沥青及沥青胶浆的燃烧的TG曲线形状十分相近, 燃烧过程中, 沥青二次挥发分燃烧与残炭燃烧同时进行。同时, 作者认为采用添加阻燃剂的方式对沥青自燃点的影响不大, 但是加入阻燃剂的沥青燃烧速率较改性沥青低40%。

纪伦, 谭忆秋[11]通过极限氧指数实验、锥形量热仪实验, 研究两种形式存在的沥青, 研究表明, 沥青材料在火灾过程中, 放热量及发烟量大, 释放的烟尘会造成可见度降低, 而沥青混合料一旦点燃其燃烧依然剧烈并伴有大量烟尘和热量的释放。

董喜贵[12]从国内外5种原油中分离了沥青质, 分别进行了四个升温速率下氮气气氛的TG实验, 来研究沥青质的热解动力学特征。通过活化能分布模型计算了沥青质活化能、指前因子的分布规律。分析沥青质的热解动力学特征, 作者认为沥青质的热解是多组不同活化能参数物质的平行裂解反应, 指前因子和活化能具有良好的补偿效应, 采用活化能分布模型能够较好的分析沥青质的热解特性。

4 结语