單筒形氫氧燃燒室壁面冷卻結(jié)構(gòu)及特性研究

高佳佳， 路 昆， 魏小林

(1．華電電力科學(xué)研究院，杭州 310000；2．中國科學(xué)院力學(xué)研究所，北京 100190)

20世紀(jì)50年代以來，能源與環(huán)境逐漸引起世界各國的關(guān)注，為解決嚴(yán)重的環(huán)境污染和資源(特別是化石能源)枯竭問題，世界多國出臺了新能源激勵政策和發(fā)展規(guī)劃，其中氫能以其獨(dú)特的優(yōu)勢備受重視，故在20世紀(jì)90年代以來，世界多國均投入巨資進(jìn)行氫能相關(guān)技術(shù)的研發(fā)。

氫能的應(yīng)用得到了大力發(fā)展，除在航天、汽車和燃料電池等領(lǐng)域外，部分學(xué)者和機(jī)構(gòu)還將其推廣到燃?xì)廨啓C(jī)(以下簡稱燃機(jī))工業(yè)[1-3]。燃?xì)淙紮C(jī)的發(fā)展大致分為摻氫燃燒、純氫-空氣燃機(jī)系統(tǒng)和純氫-純氧燃機(jī)系統(tǒng)幾個方面，如德國西門子電力生產(chǎn)公司的Wu等[4]通過F級和G級燃機(jī)燃燒系統(tǒng)，研究了氫/合成氣的混合燃燒。意大利國家電力公司(ENEL)自20世紀(jì)90年代末也進(jìn)行了大量的含氫燃機(jī)研究，其中氫氣的含量最高達(dá)到100%[1]。Kobayashi等[5]提出采用富氫-空氣同軸擴(kuò)散常壓燃燒的燃機(jī)系統(tǒng)。日本則在20世紀(jì)90年代初期成立了WE-NET氫能研究計劃，提出氫氧燃機(jī)先進(jìn)朗肯循環(huán)關(guān)鍵技術(shù)[6-7]。

由于氫氣燃燒的絕熱燃燒火焰溫度要比甲烷高100～150 K，若僅考慮熱力型NOx，則氫氣-空氣擴(kuò)散火焰燃燒產(chǎn)生的NOx將是甲烷的3～4倍[8]，故降低NOx排放是其研究的重點(diǎn)[1,8-9]。而氫氧燃機(jī)先進(jìn)朗肯循環(huán)是基于水蒸氣膨脹的單工質(zhì)熱力循環(huán)系統(tǒng)，因此實現(xiàn)了高效及污染物“零排放”的目標(biāo)。然而從目前的研究情況來看，氫氧燃機(jī)方面的研究多偏向于循環(huán)系統(tǒng)運(yùn)行的可行性、運(yùn)行能力分析及整體優(yōu)化[6-7]，雖然在渦輪及噴嘴葉片冷卻上有部分研究[10]，但適用于該系統(tǒng)的氫氧燃燒室研究卻較為少見。筆者針對新型氫氧燃機(jī)熱力循環(huán)系統(tǒng)，提出了一種壁面水冷氫氧燃燒室，利用計算流體動力學(xué)(CFD)軟件優(yōu)化了其壁面冷卻結(jié)構(gòu)，并在此基礎(chǔ)上通過實驗臺對其水冷壁面冷卻特性進(jìn)行了實驗研究。

1 氫氧燃燒室

圖1為新型氫氧燃機(jī)熱力循環(huán)系統(tǒng)圖[6]。氫氣和氧氣在燃燒室一次燃燒區(qū)內(nèi)擴(kuò)散燃燒后產(chǎn)生高溫燃?xì)?，與由高壓泵提供的并經(jīng)過余熱鍋爐升溫后的二次摻混用水在二次摻混區(qū)摻混后進(jìn)入渦輪膨脹做功，除摻混用水外其余進(jìn)入冷凝器冷凝，然后再由高壓泵送入循環(huán)系統(tǒng)。上述系統(tǒng)燃燒過程中產(chǎn)物為水蒸氣，不會產(chǎn)生傳統(tǒng)燃機(jī)因高溫燃燒生成大量NOx的問題，因此具有很大的環(huán)境效益；同時，其燃燒效率更高，高的渦輪進(jìn)口溫度提高了整個循環(huán)效率。Funatsu等[6]對該系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化并分析了整個系統(tǒng)的啟動過程，優(yōu)化后其整體循環(huán)效率可達(dá)60%以上，具有很大的實用潛力。

圖1 新型氫氧燃機(jī)熱力循環(huán)系統(tǒng)圖

針對該系統(tǒng)，設(shè)計單筒形氫氧燃燒室[10-12]，燃燒室壁面采用水冷形式，冷卻水經(jīng)燃燒室冷卻夾套升溫后與余熱鍋爐加熱后的高溫水同時進(jìn)入二次摻混區(qū)摻混高溫燃?xì)狻Ｆ渲腥紵也捎闷矫嫘髌?，結(jié)構(gòu)見圖2。燃燒室熱力和氣動計算結(jié)果見表1和表2。燃燒室整體結(jié)構(gòu)示意圖見圖3，其中壁面設(shè)有冷卻槽道。在燃燒正常進(jìn)行時，冷卻槽道內(nèi)流通有冷卻水以冷卻壁面，壁面冷卻結(jié)構(gòu)見圖4。

圖2 平面旋流器結(jié)構(gòu)示意圖

低位發(fā)熱量Qu/(kJ·kg-1)燃料量qm,f/(g·s-1)氧氣量qm,O2/(g·s-1)氧燃質(zhì)量比/(kg·kg-1)二次摻混用水量qm,w/(g·s-1)1209990.727.451.315.36

表2 燃燒室氣動計算結(jié)果

圖3 燃燒室結(jié)構(gòu)示意圖

2 數(shù)值及實驗分析

2.1 氫氧擴(kuò)散火焰特性

采用Chemkin 4.0計算了氫氧擴(kuò)散火焰燃燒特性，反應(yīng)機(jī)理采用Li等[13]給出的最適合燃機(jī)燃燒室的H2-O2詳細(xì)反應(yīng)機(jī)理。圖5為計算得到的不同壓力下氫氧絕熱燃燒火焰溫度(T)分布。從圖5可以看出，隨著壓力升高，火焰最高溫度也逐漸升高，且火焰面隨著壓力升高逐漸向燃料側(cè)移動。

圖4 燃燒室壁面冷卻結(jié)構(gòu)橫截面圖

圖5 不同壓力下氫氧絕熱燃燒火焰溫度分布

2.2 壁面冷卻槽道結(jié)構(gòu)選擇

為保證燃燒室長期、安全運(yùn)行，需要采取有效的壁面冷卻結(jié)構(gòu)，在此通過CFD流固耦合計算對比了3種不同深寬比的方形冷卻槽道的壁面冷卻特性，以確定最佳的冷卻槽道結(jié)構(gòu)。計算時保證以下條件：(1)冷卻結(jié)構(gòu)具有相同的單面恒定熱流密度；(2)冷卻槽道具有相同的橫截面積；(3)不同冷卻槽道下表面距燃燒室內(nèi)壁面厚度相同。此外，由于燃燒室外壁冷卻槽道在周向分布具有周期性，因此在建模時選取單個冷卻槽道為計算對象，圖6為簡化后的冷卻槽道整體結(jié)構(gòu)尺寸及3種不同深寬比冷卻槽道的橫截面圖。計算中單面恒定熱流密度q取1.5 MW/m2。>

冷卻槽道1冷卻槽道2冷卻槽道3

圖6 冷卻槽道簡化結(jié)構(gòu)及橫截面圖

Fig.6 Simplified structure and cross section of the cooling channels

采用Gambit軟件對冷卻結(jié)構(gòu)進(jìn)行建模，采用四面體非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，圖7給出了網(wǎng)格劃分結(jié)果，其中網(wǎng)格總數(shù)為82萬。冷卻結(jié)構(gòu)內(nèi)部為冷卻水流動區(qū)域，外部為固體區(qū)域，將流體與固體區(qū)域的交界面設(shè)置為耦合壁面，下表面給定單面恒定的熱流密度，計算中同時考慮了對流和輻射換熱。

圖7 冷卻結(jié)構(gòu)建模及網(wǎng)格劃分結(jié)果

圖8和圖9為不同冷卻水入口流速v時3種不同深寬比冷卻槽道結(jié)構(gòu)受單面恒定熱流密度加熱的軸向不同位置橫截面溫度分布云圖，其中x表示橫截面位置，y和z分別表示冷卻槽道的高度和寬度方向。從圖8和圖9可以看出，單面熱流加熱壁面時導(dǎo)致壁面溫度在徑向方向上存在很大的溫度梯度，且溫度梯度隨著冷卻槽道深寬比的增加而升高。雖然只在冷卻結(jié)構(gòu)的下表面施加熱流，但部分熱量通過固體傳遞到冷卻結(jié)構(gòu)的側(cè)面和上面，使其也吸收了部分熱量。不同冷卻水體積流量對固體結(jié)構(gòu)的冷卻效果不同，冷卻水體積流量增加時，固體溫度明顯降低，但可以看出，2種冷卻水體積流量下固體冷卻效果所呈現(xiàn)的規(guī)律是一樣的。

由于燃燒室運(yùn)行時主要受內(nèi)部高溫燃?xì)饧訜?，故?nèi)表面往往最先超過溫度極限。同時固體導(dǎo)熱使得冷卻槽道間肋壁升溫，因此冷卻效果優(yōu)劣評判主要體現(xiàn)在受熱壁面溫度上，為安全起見，同時給出了側(cè)壁面溫度分布。圖10和圖11為不同冷卻槽道深寬比下冷卻槽道下壁面和側(cè)壁面中心壁面溫度沿冷卻水流向的分布。從圖10和圖11可以看出，下壁面和側(cè)壁面溫度沿冷卻水流向逐漸升高，這主要是因為隨著距離的增加，冷卻水溫度逐漸升高導(dǎo)致溫差減小、換熱量降低；同時，壁面溫度隨著冷卻槽道深寬比的減少而降低。由計算結(jié)果可知：在相同的單面恒定熱流密度、冷卻槽道橫截面積、冷卻水體積流量及內(nèi)壁面厚度下，小深寬比冷卻結(jié)構(gòu)的冷卻效果優(yōu)于大深寬比冷卻結(jié)構(gòu)的冷卻效果。

此外，在確定冷卻槽道結(jié)構(gòu)尺寸時應(yīng)同時考慮以下因素：(1)由于受高溫燃?xì)鈧?cè)單面加熱作用，高溫燃?xì)鈧?cè)壁面厚度應(yīng)盡量小，以減小燃燒室壁面溫度差，降低熱應(yīng)力和壁面溫度，減小材料因熱變形和壓力載荷引起的屈服；(2)采用不同深寬比的冷卻槽道時，冷卻槽道形狀越接近方形則冷卻夾套的質(zhì)量越小，且摩擦損失和流阻損失越低；(3)考慮到銑槽數(shù)目、冷卻槽道間肋壁的厚度和剛性以及后期的加工工藝等綜合因素的影響，冷卻槽道深寬比不宜過小。綜合以上所有因素，最終選擇的燃燒室壁面冷卻結(jié)構(gòu)尺寸見表3。

x=0mx=0.02mx=0.06mx=0.10mx=0.13m

(a)冷卻槽道1

(b)冷卻槽道2

(c)冷卻槽道3

圖8 3種冷卻槽道結(jié)構(gòu)軸向不同位置橫截面溫度分布云圖(v=0.25 m/s)

Fig.8 Temperature distribution on different axial cross sections of three kinds of cooling channels (v=0.25 m/s)

2.3 壁面冷卻特性實驗研究

通過燃燒室實驗平臺，對上述氫氧燃燒室在設(shè)計工況(見表1)下的壁面冷卻特性進(jìn)行了實驗研究，燃燒室設(shè)計壓力為1 MPa，由圖5可知，對應(yīng)氫氧定壓絕熱燃燒的火焰峰值溫度約為3 380 K。

2.3.1 實驗系統(tǒng)

圖12為該實驗系統(tǒng)示意圖。實驗用氫氣和氧氣由高壓氣瓶提供，經(jīng)減壓閥控制到實驗工況所需壓力后由音速流量計控制其流量[14-15]。為防止氫氣和氧氣逆流和回火，在燃燒室上游分別裝有單向閥，氫氣路另裝有回火器，此外另設(shè)一路氮?dú)庥糜趯嶒瀱⑼Ｇ昂蟮墓苈反祾咭员ＷC系統(tǒng)安全。

燃燒室出口裝有拉法爾噴管以保證燃燒室在設(shè)計壓力下運(yùn)行，系統(tǒng)中冷卻水體積流量通過渦輪流量計測得，通過測量燃燒室壁面及冷卻水的進(jìn)出口溫度等參數(shù)研究燃燒室壁面的冷卻特性。所有實驗數(shù)據(jù)均由數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)自動采集。

2.3.2 結(jié)果分析

分別選取70%、90%和100%負(fù)荷，冷卻水體積流量qV分別為0.5 m3/h和0.8 m3/h作為實驗工況。圖13和圖14給出了冷卻水體積流量為0.5 m3/h和0.8 m3/h時不同負(fù)荷下的壁面溫度分布。

為計算實驗期間壁面熱流密度，進(jìn)行以下假設(shè)：(1) 實驗期間壁面與冷卻水之間傳熱達(dá)到穩(wěn)態(tài)；(2) 冷卻水從進(jìn)口到出口沿流向水溫呈線性規(guī)律變化；(3)水槽內(nèi)冷卻水為穩(wěn)態(tài)流動，不考慮冷卻水與燃燒室外壁面之間的換熱；(4)冷卻水在燃燒室軸向冷卻槽道內(nèi)分布均勻，流速在各冷卻槽道內(nèi)處處相等。

x=0mx=0.02mx=0.06mx=0.10mx=0.13m

(a)冷卻槽道1

(b)冷卻槽道2

(c)冷卻槽道3

圖9 3種冷卻槽道結(jié)構(gòu)軸向不同位置橫截面溫度分布云圖(v=0.5 m/s)

Fig.9 Temperature distribution on different axial cross section of three kinds of cooling channels (v=0.5 m/s)

(a) 下壁面溫度

(b) 側(cè)壁面溫度

(b) 側(cè)壁面溫度

冷卻槽道加工方式內(nèi)壁面厚度/mm肋厚/mm通道數(shù)目冷卻槽道尺寸深度/mm寬度/mm銑加工221934

圖12 氫氧燃燒室實驗系統(tǒng)示意圖

圖13 燃燒室軸向壁面溫度分布(qV=0.5 m3/h)

通過以上假設(shè)，根據(jù)傅里葉導(dǎo)熱定律建立壁面局部熱流密度的計算模型如下：

(1)

圖14 燃燒室軸向壁面溫度分布(qV=0.8 m3/h)

式中：qs為壁面局部熱流密度，W/m2；Tw為冷卻水水溫，K；λ為壁面導(dǎo)熱系數(shù)，對于不銹鋼取λ=16 W/(m·K)；s為熱電偶測點(diǎn)距燃燒室壁面冷面的距離，在此實驗中s=1.5 mm；hw為壁面冷卻水的對流傳熱系數(shù)，W/(m2·K)。

hw可采用管內(nèi)湍流強(qiáng)制對流傳熱的關(guān)聯(lián)式(Dittus-Boelter公式)[16]來計算，當(dāng)加熱流體時：

(2)

(3)

(4)

式中：De為水槽的當(dāng)量直徑，De=4S/U，其中S和U分別為水槽的流通橫截面積和潤濕周長；ρw為冷卻水的密度，kg/m3；uw為冷卻槽道內(nèi)流速，m/s；μw為冷卻水的動力黏度，kg/(m·s)；λw為冷卻水的導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·K)；Nuf為努塞爾數(shù)；Ref為雷諾數(shù)；Prf為普朗特數(shù)；Ce為冷卻水比熱容，kJ/(kg·K)。

圖15和圖16給出了冷卻水體積流量為0.5 m3/h和0.8 m3/h時不同負(fù)荷下燃燒室軸向壁面局部熱流密度分布。從圖15和圖16可以看出，燃燒室壁面局部熱流密度整體分布趨勢與壁面溫度分布規(guī)律基本相同，壁面局部熱流密度隨著冷卻水體積流量的增加而增加，x≈0.035 m時其最大值約為246.5 kW/m2。

圖15 壁面局部熱流密度分布(qV=0.5 m3/h)

圖16 壁面局部熱流密度分布(qV=0.8 m3/h)

根據(jù)已知的熱流密度，通過下式計算燃燒室壁面的熱面溫度：

(5)

式中：Th為燃燒室壁面的熱面溫度，K；s＇為測點(diǎn)距壁面熱面的距離，s＇=0.5 mm。

圖17～圖19給出了燃燒室壁面的熱面溫度計算結(jié)果。從圖17～圖19可以看出，相同工況下，燃燒室的壁面溫度從頭部開始逐漸升高，在軸向距離x≈0.035 m處達(dá)到最高，此處為燃料的主燃區(qū)，繼續(xù)向下游時壁面溫度基本呈下降趨勢，隨著冷卻水體積流量的增加，壁面溫度相應(yīng)降低，同時負(fù)荷降低時壁面溫度也降低。從燃燒室壁面溫度的整體分布可以看出，燃燒室壁面溫度最高不超過400 K，低于壁面材料的安全極限。

圖17 70%負(fù)荷下壁面溫度測量值與熱面溫度計算結(jié)果

圖18 90%負(fù)荷下壁面溫度測量值與熱面溫度計算結(jié)果

圖19 100%負(fù)荷下壁面溫度測量值與熱面溫度計算結(jié)果

3 結(jié) 論

(1)相同條件下，小深寬比的冷卻結(jié)構(gòu)的冷卻效果優(yōu)于大深寬比冷卻結(jié)構(gòu)的冷卻效果。

(2)燃燒室壁面溫度從頭部軸向先升高再降低，在軸向距離x≈0.035 m處達(dá)到最高，隨著冷卻水體積流量的增加而降低，同時負(fù)荷降低時壁面溫度也降低，但整體來看最高均不超過400 K，低于壁面材料的安全極限。

(3)在主燃區(qū)x≈0.035 m處，qV=0.8 m3/h時壁面局部熱流密度最大值約為246.5 kW/m2，壁面局部熱流密度隨著冷卻水體積流量的增加而增加。

：

[1] JUSTE G L. Hydrogen injection as additional fuel in gas turbine combustor. Evaluation of effects[J].InternationalJournalofHydrogenEnergy, 2006, 31(14): 2112-2121.

[2] SINGH K, VARATHARAJAN B, YILMAZ E, et al. Effect of hydrogen combustion on the combustion dynamics of a natural gas combustor[C]//ASMETurboExpo2008:PowerforLand,Sea,andAir. Berlin, Germany: ASME, 1045-1050.

[3] 居重艷, 李政, 麻林巍, 等. 燃?xì)淙細(xì)廨啓C(jī)的變工況特性[J].動力工程學(xué)報, 2010, 30(10): 755-762.

JU Chongyan, LI Zheng, MA Linwei, et al. Characteristics of hydrogen gas turbine in off-design state[J].JournalofChineseSocietyofPowerEngineering, 2010, 30(10): 755-762.

[4] WU Jianfan, BROWN P, DIAKUNCHAK I, et al. Advanced gas turbine combustion system development for high hydrogen fuels[C]//ASMETurboExpo2007:Powerforland,Sea,andAir. Montreal, Canada: Siemens Power Generation, 2007.

[5] KOBAYASHI N, MANO T, ARAI N. Fuel-rich hydrogen-air combustion for a gas-turbine system without CO2emission[J].Energy, 1997, 22(2/3): 189-197.

[6] FUNATSU T, FUKUDA M, DOHZONO Y. Start up analysis of a H2-O2fired gas turbine cycle[C]//ASME1997InternationalGasTurbineandAeroengineCongressandExhibition. Orlando, Florida, USA: ASME, 1997.

[7] SOUFI M G, FUJII T, SUGIMOTO K, et al. A new Rankine cycle for hydrogen-fired power generation plants and its exergetic efficiency[J].InternationalJournalofExergy, 2004, 1(1): 29-46.

[8] COCCHI S, PROVENZALE M, CINTI V, et al. Experimental characterization of a hydrogen fuelled combustor with reduced NOxemissions for a 10 MW class gas turbine[C]//ProceedingsofASMETurboExpo2008:PowerforLand,Sea,andAir. Berlin, Germany: ASME, 2008: 991-1000.

[9] RAZAK A M Y. Industrial gas turbines: performance and operability[M]. Boca Raton, USA: CRC Press, 2007.

[10] KIZUKA N, SAGAE K, ANZAI S, et al. Conceptual design of the cooling system for 1 700 ℃-class, hydrogen-fueled combustion gas turbines[J].JournalofEngineeringforGasTurbinesandPower, 1999, 121(1): 108-115.

[11] 焦樹建. 燃?xì)廨啓C(jī)燃燒室[M]. 北京: 機(jī)械工業(yè)出版社, 1981.

[12] 鐘芳源. 燃?xì)廨啓C(jī)設(shè)計基礎(chǔ)[M]. 北京: 機(jī)械工業(yè)出版社, 1987.

[13] LI Juan, ZHAO Zhenwei, KAZAKOV A, et al. An updated comprehensive kinetic model of hydrogen combustion[J].InternationalJournalofChemicalKinetics, 2004, 36(10): 566-575.

[14] 孫淮清, 王建中. 流量測量節(jié)流裝置設(shè)計手冊[M]. 2版. 北京: 化學(xué)工業(yè)出版社, 2005.

[15] 薩頓G P, 比布拉茲O. 火箭發(fā)動機(jī)基礎(chǔ)[M]. 7版. 洪鑫, 張寶炯, 譯. 北京: 科學(xué)出版社, 2003.

[16] 楊世銘, 陶文銓. 傳熱學(xué)[M]. 4版. 北京: 高等教育出版社, 2006.