空间燃烧的艺术（共3篇）
空间燃烧的艺术 篇1
0概述
迄今为止,国际上已经公布了许多直喷式柴油机燃烧系统,这些燃烧系统都各具特色,如:丰田公司的稀薄预混合燃烧系统(UNIBUS燃烧系统)、日产公司的低温预混合燃烧系统(MK燃烧系统)、预混合压燃(PCI)燃烧系统及超高压小孔径燃烧系统等[1,2,3,4]。而传统柴油机油束具有以下缺点[3,5,6]:(1)油束中心区域燃油浓度大,容易生成碳烟。而在油束外层区域形成理想配比的混合气,产生高浓度的NOx;(2)燃油喷到已燃区域,与火焰的相互作用会生成大量碳烟;(3)喷束尖端与周围空气的冲突使喷束尖端的动量降低,混合扩散强度也随之降低,导致依靠周围气体来稀释燃烧气体的混合能力下降,高温气体滞留在喷束尖端附近,在此区域生成大量的NOx。
综上所述,本文设计了一种基于喷束壁面引导、分层技术和空间分散思想的直喷式柴油机“双壁面射流”燃烧系统。所谓“双壁面射流”技术,就是在燃烧室壁面周向上设有导向凸弧和小台阶,多孔喷油器喷出的液态油束撞击到燃烧室壁面上,经壁面上导向凸弧和小台阶的反射,形成分层壁面射流,简称“双壁面射流”,如图1所示。“双壁面射流”燃烧系统优势的具体表现[7]为:反射后的油束同时分布在挤流区和凹坑区,并向周围区域扩散,使油气混合更趋近于均质化与稀薄化;在有限的滞燃期内能形成更多的可燃混合气,产生多个着火点,能实现快速混合和快速燃烧;采用空间分散的方式避免了液态油束喷射到已燃区域形成大量的碳烟,而且油束碰壁反射后形成分层结构,上下两层之间能辐射吸收热量;“双壁面射流”燃烧系统通过壁面反射后的油束液滴较细,易于气化和快速混合。
1试验装置与方法
本文进行了直喷式柴油机“双壁面射流”燃烧系统燃烧与排放的试验研究。所有的试验过程都是在发动机台架上进行。原机的结构参数如表1中所示,试验过程中主要采用的试验设备和仪器有:启东DW250电涡流测功机,FGA-4100汽车排气分析仪,FBY-3波许烟度计,AVL Indiset 620燃烧分析仪等。为了进行“双壁面射流”燃烧系统的试验研究,在原机的基础上进行改造,重新设计了燃烧室形状(图1),将几何压缩比ε降低到16.5,重新设计喷油器的喷孔结构分布,使用6孔、孔径为0.21 mm、喷孔夹角为158°的多孔喷油器,简记为6-21-158。进气涡流比与喷油压力在本文中保持不变,与原机相同。本文主要研究了原机与“双壁面射流”柴油机在低速1 400 r/min、中等转速2 100 r/min和标定转速3 000 r/min的燃烧特性与排放性能,通过对比体现了双壁面射流燃烧系统在柴油机上应用的可行性。
2试验结果与讨论
2.1原机与“双壁面射流”柴油机燃烧特性分析
在测功机定转速、定扭矩的模式下,保持发动机的动力性不变,比较了原机与“双壁面射流”柴油机的燃烧特性。
图2为原机与“双壁面射流”柴油机在低速、中速与标定转速最大负荷的示功图对比。其中,原机12 °CA表示原机的静态供油提前角为12 °CA;双壁面射流12 °CA、14 °CA分别表示双壁面射流柴油机的静态供油提前角分别为12 °CA和14 °CA。从图2中可以看出,无论低速、中速还是标定转速“双壁面射流”柴油机的缸压峰值和纯压缩压力都低于原机,这主要是由于“双壁面射流”柴油机的压缩比低于原机的压缩比。从图2中还可以看出,“双壁面射流”柴油机的着火点向后推迟。随着“双壁面射流”柴油机喷油时刻的提前,缸压峰值有所增加,这主要是由于预混合燃烧比例增加所引起的。随着转速的增加,“双壁面射流”柴油机着火点向后推迟,这主要是两方面的因素共同作用的结果:转速增加,导致单位时间内曲轴转过的角度增加,使着火点向后推迟;转速增加,使进气量增多,导致压缩终了时刻的温度升高,着火点提前。综合两方面的因素,第一种因素占主导作用。
图3为原机与“双壁面射流”柴油机在低速、中速与标定转速最大负荷的瞬时放热率dQ/dφ对比。从图3中可以看出,“双壁面射流”柴油机燃烧相位向后推迟,并且原机与“双壁面射流”柴油机的放热率曲线在中、高速呈单峰趋势,原机与“双壁面射流”柴油机的扩散燃烧部分提前,在预混合燃烧没有结束前扩散燃烧已经开始,说明这两种柴油机都能实现快速燃烧。放热率的峰值随着转速的增加呈降低的趋势,这主要是因为转速增加后预混合燃烧量减少造成的。
图4～图6分别为原机与“双壁面射流”柴油机的缸内平均温度T、累计放热量Q和压力升高比dp/dφ的对比。从图5中累计放热量曲线可以看出,原机在30 °CA ATDC放热量已基本结束,而“双壁面射流”柴油机在30 °CA ATDC后仍然继续放热,所以导致图4中燃烧后期缸内平均温度高于原机。图6中原机与“双壁面射流”柴油机的压力升高比峰值相差不大。
2.2原机与“双壁面射流”柴油机累计放热率分析
图7为原机与“双壁面射流”柴油机累计放热率所对应的曲轴转角位置对比。其中,θ0、θ10、θ30、θ50、θ70、θ90分别表示累计放热率为0、10 %、30 %、50 %、70 %、90 %时所对应的曲轴转角。θ90～θ0可作为燃烧持续期来考虑。
从图7中可以得出:(1)在低速与中速时,原机与“双壁面射流”柴油机的着火点随负荷增加而提前,这是因为随负荷的增加,进气量增加,压缩终了时的温度升高;另外,负荷增加后气缸内的残余废气温度也随之升高,使着火点提前。在高速时,原机与“双壁面射流”柴油机着火点随负荷变化不大;(2)对于“双壁面射流”柴油机,随着喷油时刻的提前,低速时燃烧后期的燃烧速率变得缓慢,这是因为喷油提前,油束在气缸中所受到的阻力减弱,增加了油束的贯穿度,导致油束碰壁后在燃烧室壁面上形成的油膜量增多,低速时气缸内的气流运动减弱,油膜不能立刻蒸发参与燃烧,使燃烧后期的燃烧持续期变长。而高速时,随着气流运动速率的加快,加速了油膜的蒸发,燃烧速率有所改善;(3)通过原机与“双壁面射流”柴油机燃烧速率的对比可以看出,由于原机的压缩比较大,属于快速燃烧系统,而“双壁面射流”柴油机的压缩比较低,在燃烧初期与原机一样具有较高的燃烧速率。随着活塞的下移,“双壁面射流”柴油机的燃烧室容积大于原机燃烧室,并且着火点向后推迟,使燃烧温度和燃烧速率降低,尤其在θ70～θ90燃烧阶段,燃烧速率相对于原机变得缓慢。另外,负荷增大后,随着喷油持续期变长和喷油量的增加,壁面上生成的油膜量也增加,壁面油膜不能吸收足够的热量迅速蒸发。
2.3原机与“双壁面射流”柴油机燃烧特性参数对比
本文中所指的燃烧参数包括燃烧始点、滞燃期、缸压峰值、放热率峰值、缸内燃烧温度峰值及所对应的曲轴转角、放热率的重心、指示热效率等。图8～图12为原机与“双壁面射流”柴油机2 100 r/min负荷特性的燃烧参数对比。
图8为燃烧始点的比较。燃烧始点的定义为:瞬时放热率由负值变为正值时所对应的曲轴转角。从图8中可以看出,“双壁面射流”柴油机由于压缩比的降低,压缩终了时的燃烧温度低于原机,燃烧始点向后推迟。随着负荷的增加,进气量的增加,“双壁面射流”柴油机与原机燃烧始点都提前,而且“双壁面射流”柴油机着火滞后的时间缩短。
图9为滞燃期的比较。图9a中滞燃期定义为:从喷油始点到燃烧始点曲轴所转过的角度,即:燃烧始点所对应的曲轴转角与喷油始点所对应的曲轴转角的差值。图9b中滞燃期定义为:从喷油始点到燃料被消耗总质量的5 %(MBF5 %)时曲轴转过的角度,即:MBF5 %所对应的曲轴转角与喷油始点所对应的曲轴转角的差值。由于“双壁面射流”柴油机燃烧始点向后推迟,所以滞燃期要长于原机。随着喷油时刻的提前,“双壁面射流”柴油机的滞燃期略微延长。
图10为缸压峰值、放热率峰值、缸内平均温度峰值及所对应的曲轴转角的对比。从图10中可以看出,采用低压缩比的“双壁面射流”柴油机各负荷的压力峰值都低于原机,随着喷油时刻的提前,滞燃期延长,预混合燃烧量增加,缸内压力峰值有所增加。瞬时放热率峰值主要取决于预混合燃烧量的多少,随着“双壁面射流”柴油机低负荷滞燃期的延长,瞬时放热率峰值高于原机,高负荷时,由于滞燃期相差不大,“双壁面射流”柴油机放热率峰值与原机没有太大差别。在相同的喷射时刻时,“双壁面射流”柴油机的缸内平均燃烧温度低于原机,随着喷射时刻的提前,缸内平均燃烧温度升高,与原机相同。
随着负荷的增加,喷油量增多,燃烧持续期变长,缸压、放热率和缸内平均温度峰值都向后推迟。低负荷属于预混合燃烧,能实现快速燃烧;但是中等负荷伴随着扩散燃烧,预混合燃烧量减少,放热率的峰值为预混合燃烧的峰值,所以中等负荷放热率峰值的出现要早于低负荷;高负荷放热率峰值为扩散燃烧的峰值,随着燃烧的持续进行,出现的较晚。同一负荷下,瞬时放热率最早达到峰值,其次是缸压,最后是缸内平均温度。在上止点附近,活塞的运动速率很低,燃烧室的体积变化率很小,即使放热率已经降低,但是随着燃烧的继续进行,缸压还是继续升高,缸内平均温度也升高。随着活塞的继续下行,燃烧室的容积加大,缸压达到峰值后降低,但是燃烧仍继续进行,热量损失较少,缸内工质的燃烧温度继续升高直至达到峰值。
原机与“双壁面射流”柴油机瞬时放热率的重心位置对比如图11所示。无论“双壁面射流”柴油机还是原机,随着负荷的增大,喷油持续期与燃烧持续期都增加,放热率的重心向后推迟,即燃烧相位向后推迟。在相同的喷油时刻,由于压缩比的降低,“双壁面射流”柴油机的燃烧相位向后推迟3～4 °CA,将“双壁面射流”柴油机的喷油时刻提前,其燃烧相位有所改善。
原机与“双壁面射流”柴油机指示热效率对比如图12所示。指示热效率分为总指示热效率和净指示热效率。净指示热效率忽略了压气机对换气过程的影响。高负荷“双壁面射流”柴油机的指示热效率略有降低,这是因为压缩比降低后,燃烧室容积增大,负荷增加使燃烧持续期变长,活塞继续下行,能量利用率下降。
2.4不同转速原机与“双壁面射流”柴油机性能对比
图13为1 400、2 100、3 000 r/min时原机与“双壁面射流”柴油机的油耗率、NOx和碳烟排放的对比。从图13中可以看出,低速时“双壁面射流”柴油机的油耗率与原机相差不大,在中速、高速大负荷略高于原机,主要是由于“双壁面射流”柴油机压缩比降低,导致指示热效率降低。
NOx排放主要受氧含量与燃烧最高温度两个因素决定。在低速时,原机气流运动速度降低,混合不均匀,燃烧室的某些空间产生富油区,导致燃烧不充分,降低NOx排放;原机的压缩比较高,燃烧最高温度升高,增加NOx排放。综上所述,原机的NOx排放与“双壁面射流”柴油机相当。在中速与高速,“双壁面射流”柴油机压缩比降低后,着火始点向后推迟,降低了最高燃烧温度,降低NOx排放。“双壁面射流”柴油机的碳烟排放略微增加,主要是由于降低压缩比后,燃烧后期的燃烧速率降低,碳烟的氧化能力受到抑制;随着燃烧的进行,活塞下行,燃烧温度降低,附着在燃烧室侧壁上的油膜不能吸收足够的热量而迅速蒸发,从而产生碳烟。
3结论
(1) 本文设计的基于壁面喷束引导、分层与空间分散思想的“双壁面射流”燃烧系统具有低压缩比概念、快速燃烧的特征。
(2) “双壁面射流”柴油机的缸压峰值低于原机,并且燃烧始点向后推迟。在中高速工况“双壁面射流”柴油机具有单峰放热率趋势。
(3) “双壁面射流”柴油机在θ0～θ70燃烧阶段具有较高的燃烧速率,只是在θ70～θ90燃烧阶段,燃烧速率相对于原机变得缓慢。
(4) “双壁面射流”柴油机的燃烧始点向后推迟,滞燃期要长于原机(对应的曲轴转角)。采用低压缩比的“双壁面射流”柴油机各负荷缸压峰值都低于原机。低负荷滞燃期延长,瞬时放热率峰值高于原机;高负荷时,由于滞燃期相差不大,瞬时放热率差别不明显。在相同的喷射定时条件下,“双壁面射流”柴油机的最高缸内平均温度低于原机;放热率重心向后推迟,即燃烧相位向后推迟3～4 °CA。
(5) 在保持发动机动力性不变的情况下,“双壁面射流”燃烧系统降低了NOx排放,在2 100 r/min全负荷时NOx排放从原机的731×10-6降低到523×10-6,在3 000 r/min全负荷时NOx排放从原机的523×10-6降低到383×10-6;降低了低速烟度,在1 400 r/min全负荷时烟度从原机的3.3 BSU降低到2.1 BSU,中、高速由于碳烟在燃烧后期的氧化能力受到抑制,烟度略有增加。
参考文献
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受限空间乙醇燃烧小尺度火焰特性 篇2
随着微机电系统 (MEMS) 技术的迅速发展, 为机电产品的微型化带来了前所未有的发展机遇, 基于此技术的微型动力系统备受关注。随着对小尺寸、高能量密度的动力源的需求不断增加, 传统的电池已不能够满足需要, 促使人们去开发微动力装置或微动力系统。这些系统的特点是使用液化氢气或液体碳氢燃料, 在不到1 cm3的体积内输出1～20 W的功率[1,2]。
微动力装置采用传统锂电池供能的缺点是其能量密度小, 供能系统所占体积、重量较大。因此, 研制体积小、重量轻、能量密度高并且能够持续供能的微能源系统具有重要意义。而作为微能源系统的核心, 微型燃烧器的燃烧特性的研究课题引起了国内外研究者的普遍关注。迄今, 研究人员已研发出的微能源系统主要包括:微型气体涡轮透平 (包括燃气透平和蒸汽透平) [3,4]活塞式和涡轮式压缩机, 微型电池和燃料电池[5]等。目前, 由麻州理工学院和伯克利大学正在研究的典型微动力装置[6]有微型燃气轮机、微型转子发动机等。然而, 由于这些装置存在高速转子, 在设计和制造上仍存在很多难题, 如散热损失、摩擦、密封等。此外, Sitzki[7]等提出了另外一种MEMS动力源概念:微螺旋型的对向流动换热燃烧室。它没有任何运动部件, 电能由安置在壁面上的热电元件产生, 但对向流动换热器复杂的三维结构增加了加工的困难, 并且目前热电技术的最大能源转换效率较低, 使其设计和应用受到一定的阻力。微能源系统和微能源机械在设计和加工问题上仍然存在很多问题需要解决, 因此, 对以液体或液化气体为燃料的小尺度燃烧的基础研究显得尤为重要, 具有重要的理论价值。
1 实验装置和方法
1.1 实验装置
实验系统如图1所示。燃烧器喷管安放于铜套内, 两者间隙约为0.1 mm, 陶瓷基座用于安放燃烧器和铜套组成的燃烧装置, 并且使燃烧器装置处于竖直状态。实验过程中燃烧器裸露于铜套外的长度保持为5 mm。受限空间采用两端开口的玻璃管来模拟, 玻璃管的下端面与燃烧器铜套的上端面保持平齐, 并且保持燃烧器喷管位于玻璃管的中间位置。本实验所采用的燃烧器喷管和玻璃管的几何参数详见表1和表2。
1-医用注射泵;2-医用注射器;3-液体乙醇;4-体视显微镜;5-数字摄像头;6-个人计算机;7-陶瓷基座;8-燃烧器喷管;9-燃烧器铜套;10-燃烧火焰;11-玻璃管
1.2 实验方法
本实验选用无水液态乙醇做为燃料, 20℃无水乙醇的物理性质见表3。乙醇的输送和计量由TS2-60型号的医用注射泵和内径为12.5 mm的普通医用注射器共同完成, 其基本原理是通过注射泵的控制器设定流量数值, 注射泵的推动装置推动注射器运动, 提供实验所需的无脉动的乙醇流量。燃烧火焰形态图像通过型号为C-PS的体视显微镜放大, 再经过图像采集系统采集, 图像采集系统的数字摄像头的型号为ProgRes C10plus, 然后传输到PC机上进行后期处理。玻璃管通过固定装置固定, 与燃烧器喷管不接触。实验过程外界环境变化范围:温度15～22℃, 相对湿度55%～70%。
实验数据的获取方法:
(1) 火焰平均温度:实验中火焰平均温度采用S型铂铑10-铂热电偶数字显示温度计测量, 温度计的测温范围为0～1 600℃, 允许测量误差为±1.0%。热电偶的结点裸露, 结点的直径约为0.5 mm。测量方法为:分别测量火焰锋面及其内部的最高和最低温度, 然后取其算术平均值作为火焰的平均温度。实验过程中每组数据均是在火焰达到相对稳定时进行测量, 并且每个试验点进行多次重复测量再取其平均值, 尽量消除偶然误差。
(2) 火焰高度、宽度:首先通过实验系统获得火焰高度和宽度的图像, 再通过Origin数据分析软件辅助测量火焰化学反应区边界, 首先确定可见光火焰边缘位置的相对值, 再通过已知的燃烧器喷管直径按比例换算出可见光火焰高度和宽度。
2 实验结果与分析
乙醇作为一种可燃性液体, 其燃烧并非是液体本身的燃烧, 而是液体受热蒸发出来的乙醇蒸汽与氧气发生剧烈的氧化反应, 这种燃烧称之为蒸发燃烧 (或者挥发性燃烧) [8]而靠近火焰锋面的燃烧过程属于扩散燃烧。
实验首先对火焰的平均温度进行了测量, 图2为不同受限空间条件下火焰平均温度随流量的变化关系曲线, 图中的受限空间1#、2#、3#分别对应表2中的玻璃管规格, 以下同。从图中可见火焰的平均温度在受限空间下略高于自由空间, 相应流量下受限空间条件下火焰平均温度偏高5～35℃, 并且火焰的平均温度随受限空间的减小呈升高的趋势。
图3为不同受限空间条件下火焰高度随流量的变化关系曲线。本实验的火焰高度定义为:燃烧器喷管轴线上火焰可见光下端面中心到火焰上方可见光最明亮处的距离。从图中可以看出火焰高度的总体趋势是随着燃料流量的增加而增大, 近似呈线性关系[9]。
从图3中也可以看出受限空间下火焰高度比自由空间中的火焰高度要小, 说明燃烧空间的减小对于小尺度燃烧特性产生了影响。在流量1.1～2.1 ml/h的范围内, 火焰高度近似随着受限空间的减小而减小, 在其他流量范围, 这个规律不存在。从而可以得出结论:在相应的流量范围内, 燃烧空间的大小对小尺度燃烧过程有重要的影响。分析其原因可以做如下解释:外加玻璃管减小了燃烧空间, 使得小空间内的空气容易逐渐得到预热, 从而提高了火焰的平均温度, 使燃烧的强度增大, 在燃料供应速率一定的情况下, 乙醇汽化速率增大, 单位时间内消耗的燃料量必然增加, 导致火焰的高度减小。蒋绍坚[10]对丙烷的预混燃烧进行了实验得出结论, 预热空气可以降低火焰的最高温度, 但是可以提高燃烧火焰的平均温度, 火焰辐射能力增强, 对燃烧起到了强化作用。蒋绍坚的实验结论是在预混燃烧条件下得出的, 本实验结论是在扩散燃烧的条件下得出的, 由此认为预热空气对燃烧的强化作用对于预混和扩散燃烧均适用。
图4为不同受限空间条件下火焰高宽比随流量的变化关系曲线。火焰高宽比定义为e=h/w, h代表火焰高度, w代表火焰宽度。本实验的火焰宽度定义为:燃烧器喷管垂直轴线方向上火焰最大截面的直径。火焰高度的定义同上。
从图4中可以看出, 在受限空间条件下, 火焰的高宽比随着燃料流量的增加而增大。在相同流量下, 受限空间中的火焰高宽比较自由空间中的数值小, 火焰呈现矮而粗的形状, 进一步说明火焰体积由于燃烧空间的减小而被压缩。
本文的结论是在实验所选的受限空间尺寸下得到的, 至于受限空间的上限和下限尺寸是否存在及其具体数值, 对燃烧小火焰影响的规律如何有待进一步研究。
3 结论
本文对受限空间条件下的液体乙醇燃烧的小尺度扩散火焰结构形态进行了观测和研究, 在本实验范围内, 发现在受限空间条件下燃烧火焰的结构形态与自由空间下存在一定的差别, 在相应的燃料流量下, 火焰的平均温度在受限空间下略高于自由空间, 并且火焰的平均温度随着受限空间的减小呈现升高的趋势;由于燃烧空间受到限制, 火焰高度有所减小, 并且在一定的流量范围内, 火焰高度随着受限空间尺寸的减小而呈现下降的规律, 火焰的高宽比也呈现下降的趋势。实验结果主要从参与扩散燃烧的空气受到预热的角度进行理论分析, 认为是由于受限空间内的空气得到燃烧火焰热源的预热而使燃烧得到强化。期望本文的研究成果能够对微型燃烧器的研制工作提供一定的理论基础。
参考文献
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空间燃烧的艺术 篇3
辊道窑是世界上近年发展起来的一种新型快烧陶瓷工业窑炉。它断面小,窑内温度均匀,窑内传热条件好,实现了快烧,保证了产品质量;取消了窑车、窑具,并且窑体隔热、密封性能好,与传统陶瓷窑炉比能耗大大降低,代表了陶瓷工业窑炉的发展方向[1]。富氧燃烧技术具有可以减少二次风的需求量减少烟气的排放量,增加火焰温度,提高燃烧效率以及有效地节约能源消耗等优势。我国的陶瓷窑炉多以煤、重油为燃料,少部分先进的窑型则以天然气、液化石油等为燃料。采用天然气等代替煤及重油,不仅有利于提高窑炉的热效率,还有利于减少NOx的生成。将煤转化成煤气,再供给陶瓷窑炉作燃料也是行之有效的方法[2]。因此,本文以辊道窑炉作为主要研究对象,并选择发生炉煤气和天然气作为燃料进行研究。
1 辊道窑
烧成带总体布置如图1所示,从图1中可以看出,在烧成带每节上下交错设置两对烧嘴,其特点是在同一窑横截断面上有两个烧嘴,即一侧设在辊上,另一侧设在辊下;上下对侧交错布置,在同一侧外观看烧嘴成正品字形排布[3]。
本仿真计算所采用的旋流板与气喷嘴的三维结构如图2所示。
图2中旋流板上共有旋转斜槽和旋转斜孔各十个,斜槽的截面均为4×5mm,斜孔的直径均为4mm,二者的旋转方向相反;气喷嘴上共有喷口27个,其直径均为4mm[4]。燃料选用混合发生炉煤气,采用非预混式烧嘴,煤气和空气通过喷头在烧嘴砖的圆形燃烧道中完成部分燃烧后,在窑内进行完全燃烧。烧嘴喷头结构如上图所示,中间突出部分的圆孔为煤气进口,周围部分的斜孔与斜槽为空气进口。
1、方钢框架2、外侧钢板3、观察孔(对侧为烧嘴)4、可见侧烧嘴5、事故处理孔6、辊子
2 辊道窑数学模型
2.1 模型的建立及网络的划分
研究选用气烧明焰辊道窑烧成带燃烧工况为研究对象。为了便于建模,作如下简化:辊道窑简化成长×宽×高=2200mm×1500mm×800mm的长方体[5]。考虑计算速度和网格数量,模拟仅采用半节窑进行研究,即1100mm×1500mm×800mm;辊子按实际尺寸,直径为50mm,每两个辊子的间距为70mm,如图3所示。
辊上烧嘴布置在Z=200mm截面处,辊下烧嘴布置表1不同氧气浓度富氧模拟的初始边界条件在Z=-200mm截面处,在窑体纵向断面方向上,即图中y方向上,烧嘴分别布置在y=-250mm,y=0mm和y=250mm这三个截面。网格划分如图4所示。
2.2 边界条件
本文选用发生炉煤气和天然气为燃料,分别对窑炉在不同氧气浓度空气助燃情况下进行数值计算。所选发生炉煤气燃料热值为6132k J/m3,天然气燃料热值为34000k J/m3。而不同氧气浓度富氧数值模拟的初始边界条件如下表1所示。
2.3 模型求解
采用国际上广泛应用的商业计算流体力学软件FLUENT程序,计算中选用比较成熟的湍流[6]、燃烧、辐射传热等模型。辊道窑烧成带数学模型中的连续、动量、能量和方程可用一个通用方程来描述[7],即:
式中,ρ为密度(kg/m3),Φ为通用变量,U为速度(m/s),ΓΦ为广义扩散系数,SΦ为广义源项。
湍流动能k方程:
燃烧模型选用PDF模型,其能量方程如下:
式中,k为湍流脉动动能(m2/s2),ε为湍流动能耗散率(m2/s3),为湍流动能产生项。
辐射模型选用DO模型,由离散坐标辐射模型求解有限数量离散立体角辐射强度;靠近壁面的流动区域粘性效应占优势,可通过标准壁面函数加以考虑。辐射模型方程,标准壁面函数,湍流耗散率k-ε方程等参见FLUENT手册[8]。
3 计算结果与分析
本文分别取氧气质量百分比分别为23%、35%时的情况进行数值模拟,其结果以等高线图形式表示分析。因篇幅有限,仅取X=-422.5mm截面的温度等高线图和CO体积浓度等高线图为例,其中温度等高线图如图5、图6所示,CO体积浓度等高线图如图7,图8所示。
表2不同氧气浓度富氧模拟的窑炉平均温度和CO浓度
从图5、图6中可以看出,在燃料种类和燃料量一定时,富氧燃烧可以提高燃烧的火焰温度。氧气质量分数百分比由23%升至富氧气氛下的35%时,各截面温度均升高100~200K。
从图7、图8中可以看出,在燃料种类和燃料量一定时,富氧助燃能够明显改善炉内燃烧,大幅度减少了CO的排放量。燃料选用天然气时,相同氧气质量分数下比发生炉煤气CO浓度均大大降低。
不同氧气质量百分比情况下对烧成带燃烧特性的数值模拟结果如表2所示:
由表2可以看出,随着氧气质量分数增加,以发生炉煤气和天然气为燃料,辊道窑烧成段的截面平均温度和CO浓度均增加,但发生炉煤气的CO浓度减少。其中,天然气为燃料时CO浓度增加的原因,可能是天然气入口速度高,使得燃烧不完全。
4 结论
(1)当燃料种类和燃料量一定时,富氧燃烧可以提高燃烧的火焰温度。随氧气质量分数百分比增加,平均温度呈上升趋势,但35%时有所减少。
(2)随氧气质量分数百分比增加,以发生炉煤气为燃料时炉内CO浓度逐渐减少,而采用天然气时,CO浓度逐渐增加。
(3)相同气氛下,以天然气为燃料时炉内温度高于发生炉煤气,且随氧气质量分数百分比增加,温差逐渐增加,从114.95K增至239.69K;CO浓度较燃烧发生炉煤气时低,随氧气质量分数百分比增加,CO浓度由发生炉煤气的31.5%升至76.18%。
参考文献
[1]刘振群.对窑炉节能发展方向的一些看法[M].建材技术陶瓷.1990(2),26:6～7
[2]王国松,陈峰,郑柳萍.陶瓷窑炉废气的污染与防治[J].宁德师专学报,2004,16(1):60～61,64
[3]胡国林.建陶工业辊道窑[M].北京:中国轻工业出版社,1998,6
[4]张柏清,朱凌,卢立用.辊道窑烧嘴仿真计算与研究[J].中国陶瓷,2006,42(2):38～41
[5]张柏清,龙小军,朱凌.辊道窑烧成带火焰空间的三维数值模拟[J].中国陶瓷,2007,43(2):34～37
[6]Cebeci T,Smith A M O.Analysis of Turbulent Boundary Layers[M].Acad Press,1974
[7]张柏清,卢立用,黄志诚.气烧明焰辊道窑烧嘴的三维数值模拟[J].陶瓷学报,2005,26(3):153～157