基于共軛傳熱的甲烷MILD燃燒爐內(nèi)傳熱特性

李衛(wèi)杰，謝夢茜，涂垚杰

(1.中冶南方(武漢)熱工有限公司，湖北 武漢 430223；2.武漢科技大學(xué) 材料與冶金學(xué)院，湖北 武漢 430081；3.華中科技大學(xué) 能源與動力工程學(xué)院，湖北 武漢 430074)

0 引 言

我國以煤為主的能源格局短期內(nèi)不會改變，且常用的低NOx燃燒技術(shù)(如空氣分級燃燒、濃淡燃燒及貧燃預(yù)混燃燒等)無法滿足當(dāng)前的環(huán)保排放標(biāo)準(zhǔn)，有必要進一步開發(fā)新型低NOx燃燒技術(shù)。MILD(Moderate & Intense Low-oxygen Dilution)燃燒是近年來備受關(guān)注的新型低NOx燃燒技術(shù)，又稱無焰燃燒[1-2]。該燃燒方式通過形成爐內(nèi)強烈的煙氣回流，使燃料在高溫低氧熱氛圍下發(fā)生氧化，可顯著降低溫度峰值200 K以上，能有效抑制熱力型NOx生成；同時爐內(nèi)氧化性氛圍被破壞，還有利于促進NOx的還原[3]。

目前針對MILD燃燒的研究主要集中在燃料燃燒特性、NOx生成機理、燃燒裝置結(jié)構(gòu)優(yōu)化以及湍流化學(xué)相互作用機制等方面[4-9]。為拓展MILD燃燒的應(yīng)用，還需進一步研究該方式下的傳熱機制。在傳統(tǒng)燃燒爐內(nèi)，輻射是最主要的傳熱方式，但MILD燃燒下溫度峰值下降必然削弱中心火焰的輻射強度；另一方面，MILD燃燒下煙氣流速增大將提升壁面的對流換熱系數(shù)，但隨煙氣溫度下降，對流換熱的變化情況并不明晰。為了加深對MILD燃燒傳熱特性的認(rèn)識，LUAN等[10]基于良好攪拌反應(yīng)器研究了系統(tǒng)熱損失對甲烷MILD燃燒狀態(tài)的影響，發(fā)現(xiàn)在一定范圍內(nèi)增加反應(yīng)器壁面的散熱比例有助于從常規(guī)燃燒狀態(tài)轉(zhuǎn)移至MILD燃燒狀態(tài)。XU等[11]基于CFD數(shù)值模擬研究了燃燒室壁面溫度對甲烷MILD燃燒爐內(nèi)傳熱行為的影響，指出在相同壁面溫度下MILD燃燒具有更大的壁面換熱量。TU等[12]通過CFD數(shù)值模擬研究了丙烷MILD燃燒方式下的傳熱行為，發(fā)現(xiàn)MILD燃燒相對于傳統(tǒng)燃燒在爐膛頂部和底部的換熱量增大，但側(cè)墻的換熱量減少。總體上，MILD燃燒下的換熱量比常規(guī)燃燒減少近10%。

由于爐墻壁面上的傳熱是輻射和對流的共同作用，在實際試驗中難以區(qū)分二者。為深入認(rèn)識燃燒爐內(nèi)的傳熱機制，CFD數(shù)值模擬成為一種可行的研究手段。然而在CFD數(shù)值模擬中，爐墻的熱邊界條件對準(zhǔn)確預(yù)測壁面熱量分布具有決定性影響。通常對壁面處理采用第1類邊界條件(恒定壁溫)或第2類邊界條件(恒定熱流密度)。但在實際燃燒爐內(nèi)，壁面溫度或熱流分布并不完全一致，導(dǎo)致現(xiàn)有預(yù)測模型存在較大不確定性。近年來，隨計算機硬件水平的提升，采用第3類邊界條件(外邊界與環(huán)境間恒定的對流換熱系數(shù))進行燃燒CFD數(shù)值模擬受到重視，也被稱為共軛傳熱(Conjugate Heat Transfer, CHT)燃燒數(shù)值模擬，目前該方法已在內(nèi)燃機燃燒室模擬中得到檢驗[13-14]。

筆者對耦合CHT模型開展MILD燃燒CFD數(shù)值模擬研究，以甲烷為參考燃料，重點揭示MILD燃燒爐內(nèi)火焰與爐壁之間的傳熱機制與特性；同時明晰MILD燃燒與傳統(tǒng)燃燒之間傳熱特性的差異，進而深化對MILD新型燃燒技術(shù)的認(rèn)識，促進其在工業(yè)生產(chǎn)中的進一步應(yīng)用。

1 甲烷MILD燃燒試驗系統(tǒng)

甲烷MILD燃燒試驗在華中科技大學(xué)煤燃燒國家重點實驗室20 kW燃燒爐臺架上進行，該燃燒爐的中心平面以及燃燒器布置示意如圖1(a)、1(b)所示(x為軸向距離，r為徑向距離)。該燃燒爐爐膛長度為550 mm，截面為250 mm×250 mm的正方形。為增強MILD燃燒方式下爐內(nèi)煙氣的回流卷吸強度，借鑒國外阿德萊德大學(xué)的經(jīng)驗，將燃燒器和煙氣出口設(shè)置在燃燒爐同一側(cè)。燃燒器由同軸布置的中心燃料管和外側(cè)空氣管構(gòu)成，同時在燃料管尾部安裝鈍體，可通過調(diào)節(jié)鈍體位置改變爐內(nèi)燃燒狀態(tài)。在烘爐階段，鈍體被推入爐膛內(nèi)(圖1(c)左圖)，形成鈍體穩(wěn)燃火焰，即常規(guī)傳統(tǒng)燃燒方式；爐內(nèi)壁面平均溫度達(dá)1 073 K后將鈍體位置拉回空氣管道內(nèi)部(圖1(c)右圖)，通過縮小空氣流通面積以提高流速，進而形成MILD燃燒。具體試驗過程可參考文獻(xiàn)[15]。

燃燒爐爐體由內(nèi)至外依次為耐火磚層、保溫層以及承重外殼，主要材料分別為高鋁磚(70% Al2O3+24% SiO2)、石棉纖維(44% Al2O3+52% SiO2)和不銹鋼(19% Cr+10% Ni+Fe)。3層材料的厚度分別為75、150及5 mm(圖1(d))。為開展CHT耦合模型的燃燒CFD數(shù)值模擬，對上述3種不同爐襯材料在不同溫度下的熱物理屬性(密度、導(dǎo)熱率及比熱容)進行測試，并對測試數(shù)據(jù)進行擬合。3種爐襯材料的各熱物理屬性參數(shù)見表1(T為材料溫度)。

試驗燃料輸入熱負(fù)荷為9.5 kW，空氣和燃料均為常溫，空氣過量系數(shù)為1.25。采用R型熱電偶測量爐內(nèi)煙氣溫度，同時利用Kane9106型煙氣分析儀測量爐內(nèi)主要煙氣組分(O2、CO以及NO)，測量孔分布在離燃燒器出口135、225、315、405和495 mm高度上，徑向上間隔5 mm測量1組數(shù)據(jù)。

2 數(shù)值模擬方法

數(shù)值模擬基于商業(yè)軟件Fluent仿真平臺，采用k-ε雙方程模型求解湍流脈動及耗散，通過離散坐標(biāo)DO模型求解煙氣與爐墻之間的輻射換熱，同時利用灰氣體加權(quán)平均方法計算煙氣黑度。此外，采用精度更高的渦耗散概念EDC模型來捕捉湍流和化學(xué)反應(yīng)之間的相互作用，同時利用當(dāng)前精度更高的Okafor詳細(xì)化學(xué)反應(yīng)機理求解CH4氧化和NOx生成過程[16]。

為明確CHT模型對數(shù)值模擬結(jié)果預(yù)測準(zhǔn)確性的影響，分別對甲烷MILD燃燒試驗開展了耦合CHT模型和未耦合CHT模型的模擬工作。2種工況下的計算域如圖2所示，采用Gambit軟件對計算域進行網(wǎng)格劃分。在流體區(qū)域(即爐膛內(nèi))，最小的網(wǎng)格尺寸在0.1 mm，已接近湍流的積分尺度，且筆者之前研究表明所用網(wǎng)格密度能保證網(wǎng)格的獨立性[17]。

圖2 燃燒數(shù)值模擬計算域Fig.2 Computational domain in combustion numerical simulation

相較常規(guī)的恒定壁面溫度或恒定壁面熱流方法，采用CHT模型計算精度更高，然而由于需考慮耐火材料的內(nèi)部導(dǎo)熱過程，網(wǎng)格數(shù)量和求解計算量會增加。但隨技術(shù)發(fā)展，耦合CHT模型進行燃燒數(shù)值模擬仍具有較高可行性。

在CHT模型框架下，流-固界面以固-固界面間的換熱通過求解器內(nèi)的Couple邊界條件自動計算。對于燃燒爐來說，燃燒煙氣與爐膛壁面的換熱通過系統(tǒng)能量平衡自動求解，二者交換的熱量由燃燒室外部的保溫材料經(jīng)導(dǎo)熱向外界環(huán)境傳遞，因此只需設(shè)置燃燒爐外表面與環(huán)境大氣之間的對流換熱系數(shù)即可。通常燃燒爐外表面為鑄鐵或不銹鋼材料，外界空氣流速小于1 m/s，因此對流換熱系數(shù)可通過查詢資料獲取，且波動范圍較小。由于實際燃燒爐外殼溫度較低(通常低于333 K)，此時輻射換熱量極小，因此其與大氣環(huán)境之間的換熱通過設(shè)置對流換熱邊界條件實現(xiàn)。外殼與大氣環(huán)境間的對流換熱系數(shù)為20 W/(m2·K)。

未耦合CHT模型方式時，爐膛的前墻、側(cè)墻以及后墻即為計算域的邊界。在實際測試中僅測量爐膛側(cè)墻溫度，平均值在1 500 K左右?？紤]到MILD燃燒方式下爐內(nèi)溫度較均勻，因此將前墻和后墻的平均溫度假設(shè)為1 500 K。即未耦合CHT模型方式時，爐膛內(nèi)壁面的熱邊界條件采用恒定壁溫假設(shè)，設(shè)定為1 500 K。

3 計算結(jié)果及分析

3.1 數(shù)值模擬方法驗證

數(shù)值計算結(jié)果的準(zhǔn)確性不僅與流動換熱模型有關(guān)，還受化學(xué)反應(yīng)機理可靠性的直接影響。數(shù)值模擬模型驗證結(jié)果如圖3所示(CO、NO為干燥基數(shù)據(jù))，CFD數(shù)值模擬首先對OKAFOR等[16]原始機理的可靠性進行驗證，對比爐膛不同高度上煙氣溫度及主要煙氣成分的徑向分布結(jié)果(圖3紅線)。發(fā)現(xiàn)原始Okafor機理在溫度、O2以及CO預(yù)測上與試驗測試結(jié)果匹配較好，然而過高預(yù)測了NO生成量，這是由于原始Okafor機理中部分NOx來自GRI3.0機理，而GRI3.0機理的熱力學(xué)NOx路徑及快速型NOx路徑的基元反應(yīng)動力學(xué)常數(shù)偏大[18]。為消除該影響，參考前人研究結(jié)論[19-20]，對原始Okafor機理中的NOx部分進行修正，將熱力型NOx路徑及快速型NOx路徑的基元反應(yīng)動力學(xué)常數(shù)替換成GRI2.11中常數(shù)。圖3藍(lán)線為修正后Okafor機理對試驗工況驗證，可知修正NOx反應(yīng)機理并未影響溫度、O2及CO的預(yù)測準(zhǔn)確性，同時NO分布的預(yù)測精度明顯提高。因此本文后續(xù)數(shù)值模擬工作將基于修正后的Okafor機理。

圖3 數(shù)值模擬模型驗證結(jié)果Fig.3 Validation results of numerical modeling

3.2 耦合CHT模型前后MILD燃燒下傳熱特性對比

在本文計算域下，耦合CHT模型雖使網(wǎng)格數(shù)量增加2萬個左右，但個人臺式工作站計算機(Dell T7920)上模擬收斂的時間并未顯著增加。說明耦合CHT模型開展燃燒過程數(shù)值模擬將在相近的計算量前提下實現(xiàn)計算精度的提升。

耦合CHT模型前后爐內(nèi)不同高度徑向溫度分布如圖4所示，可知考慮CHT模型后爐膛不同高度上的溫度曲線峰值有所降低，而在x=405 mm處中心區(qū)域的溫度水平提高，說明火焰結(jié)構(gòu)改變。為進一步了解耦合CHT模型后對計算結(jié)果的影響，展示了爐膛中心截面上的溫度分布云圖如圖5所示?？芍纯紤]CHT模型時，爐膛中心存在一個更大的冷區(qū)，主要表現(xiàn)在長度方向上。但是否耦合CHT模型對MILD燃燒爐內(nèi)的溫度分布無顯著影響。

圖4 耦合CHT模型前后爐內(nèi)徑向溫度分布對比Fig.4 Comparison of radial temperature distributions in furnace before and after coupling CHT models

圖5 耦合CHT模型前后爐內(nèi)溫度云圖對比Fig.5 Comparison of furnace temperature contours before and after coupling CHT models

耦合CHT模型前后爐膛側(cè)墻上的溫度及熱通量密度分布如圖6所示。由圖6(a)可知，考慮CHT模型后爐膛側(cè)墻的實際溫度并不恒定，在爐膛上游低于1 500 K，而在爐膛下游則高于1 500 K。這種溫度分布規(guī)律在TU等[9]工業(yè)規(guī)模MILD燃燒試驗爐中也有報道，原因主要是MILD燃燒方式下燃料著火被推遲，使燃料燃燒的主要放熱區(qū)域向爐膛下游遷移。但在未耦合CHT模型方式下，由于爐膛前墻的實際溫度低于1 500 K，而此時設(shè)定的邊界條件為1 500 K，出現(xiàn)了圖6(b)中左側(cè)的吸熱區(qū)。此吸熱區(qū)表示側(cè)墻該區(qū)域不僅未向外傳遞熱量，反而向煙氣放熱，使系統(tǒng)總體輸入熱量增加。

圖6 耦合CHT模型前后爐膛側(cè)墻溫度和熱流密度對比Fig.6 Comparison of temperature and heat flux distributions on furnace side wall before and after coupling CHT models

為進一步考察爐膛上游的換熱情況，分析了爐膛前墻上的徑向溫度分布以及熱流密度，如圖7所示?？芍獱t膛前墻實際溫度空間整體低于1 500 K，因此未耦合CHT模型時前墻所有區(qū)域基本處于凈吸熱狀態(tài)。

圖7 耦合CHT模型前后爐膛前墻溫度和熱通量密度對比Fig.7 Comparison of temperature and heat flux distributions on furnace front wall before and after coupling CHT models

通過對比耦合CHT模型前后的模擬結(jié)果，發(fā)現(xiàn)未耦合CHT模型時仍能獲得較準(zhǔn)確的溫度分布，但爐膛上游出現(xiàn)逆換熱現(xiàn)象。根據(jù)熱力學(xué)第二定律，這種現(xiàn)象在實際中基本不可能出現(xiàn)。因此，采用CHT模型模擬燃燒過程能獲得更真實的爐內(nèi)及爐體的溫度與熱量分布情況，有助于正確認(rèn)識MILD燃燒及其他燃燒方式下的傳熱機制。后續(xù)將基于CHT模型對MILD燃燒和傳統(tǒng)燃燒方式開展數(shù)值模擬，以明確2種燃燒方式下爐內(nèi)傳熱特性的差異。

3.3 耦合CHT模型下不同燃燒方式傳熱特性對比

MILD燃燒和傳統(tǒng)燃燒方式下爐內(nèi)及爐體上的溫度分布云圖如圖8所示。由于溫度標(biāo)尺的最大值比圖5高，因此MILD燃燒方式下爐內(nèi)高溫區(qū)的顏色較淺。對比2種燃燒方式，發(fā)現(xiàn)傳統(tǒng)燃燒下高溫區(qū)在燃燒器出口處較集中，溫度峰值接近2 000 K，出口干煙氣中NO質(zhì)量分?jǐn)?shù)達(dá)50×10-6左右，與試驗測試結(jié)果一致。

圖8 2種燃燒方式下爐內(nèi)溫度云圖對比Fig.8 Comparison of furnace temperature contours between two combustion modes

2種燃燒方式下爐膛側(cè)墻、前墻和后墻的溫度及熱流密度分布如圖9所示。由圖9可知，從溫度分布來看，常規(guī)燃燒下爐膛任何區(qū)域的爐壁溫度均比MILD燃燒高20～40 K，因而爐壁和外表面之間的傳熱溫差更大，進而導(dǎo)致所有壁面上的熱流密度整體較大。

圖9 2種燃燒方式下不同爐壁的溫度和熱流密度對比Fig.9 Comparison of temperature and heat flux distributions on different furnace wall regions between two combustion modes

對圖9各壁面熱流密度進行空間積分獲得各壁面上的熱交換量，即壁面吸熱量，由輻射換熱量和對流換熱量共同組成。同時查詢排煙口熱煙氣的質(zhì)量流量、比熱容及溫度，計算排煙的焓值，進而根據(jù)能量守恒定律繪制能量平衡(圖10)。其中，黑色和紅色數(shù)字分別對應(yīng)MILD燃燒和常規(guī)燃燒方式。

圖10 2種燃燒方式下能量平衡Fig.10 Energy balance diagrams of two combustion modes

由圖10可知，MILD燃燒方式下的排煙顯焓占比增加了0.67個百分點，這主要是由于排煙溫度上升近10 ℃導(dǎo)致。此外，前墻、側(cè)墻和后墻的換熱量在MILD燃燒方式均下降，幅度分別為0.018、0.622 和0.028個百分點，這主要是由于溫度峰值下降引起輻射換熱效果變差導(dǎo)致。

2種不同燃燒方式下爐膛不同壁面上的換熱量對比如圖11所示。可知MILD燃燒方式下總體換熱量在3個不同壁面均有所下降，但輻射換熱和對流換熱對總體換熱量的貢獻(xiàn)率卻有顯著差異。

圖11 2種燃燒方式下不同爐壁換熱量對比Fig.11 Comparison of heat flux on different furnace wall regions between two combustion modes

在前墻和后墻上，MILD燃燒下的輻射換熱量高于常規(guī)燃燒，漲幅分別為2.21和24.62 W；但對流換熱量減小，幅度分別為3.93和27.27 W。但在側(cè)墻上，MILD燃燒方式下的輻射換熱量下降290.71 W，但對流換熱量增加231.63 W。由圖11(d)可知，MILD燃燒方式下雖然對流換熱增強，但由于輻射換熱下降幅度更大，導(dǎo)致總體換熱效果變差。同時，輻射和對流在總體換熱量中占比發(fā)生變化。其中，輻射換熱在MILD燃燒和傳統(tǒng)燃燒方式下占比分別為70.72%和81.92%，對流換熱的比重分別為29.28%和18.08%。因此在本文燃燒爐內(nèi)，MILD燃燒方式雖能顯著降低NO排放，同時維持高燃燒效率，但爐內(nèi)換熱效率卻低于傳統(tǒng)燃燒方式，這是MILD燃燒需克服的問題。本文燃燒系統(tǒng)采用常溫空氣，而大多數(shù)實際應(yīng)用場景下都存在煙氣余熱回收裝置來加熱助燃空氣，減少排煙熱損失。若在此運行條件下，有望提高MILD燃燒爐內(nèi)的平均溫度水平，進而改善其傳熱特性，需進一步深入研究。

4 結(jié) 論

1)采用CHT共軛傳熱燃燒數(shù)值模擬方法研究了天然氣MILD燃燒爐內(nèi)的傳熱機理與特性，MILD燃燒方式下，原始Okafor化學(xué)反應(yīng)機理能大致準(zhǔn)確描述爐內(nèi)溫度分布及CH4氧化過程，但會過高預(yù)測NO生成量。對該機理中NOx子模型修正后，預(yù)測的MILD燃燒NO生成量與試驗測量匹配良好。

2)未耦合CHT模型時，雖然預(yù)測的爐內(nèi)溫度分布與試驗測試結(jié)果接近，但在爐膛前墻壁面出現(xiàn)放熱現(xiàn)象，與實際情況不符。雖然耦合CHT模型會增加網(wǎng)格數(shù)量和數(shù)值求解時間，但在預(yù)測燃燒爐內(nèi)的傳熱特性時必不可少。

3)耦合CHT數(shù)值模擬結(jié)果顯示MILD燃燒方式下爐內(nèi)換熱特性與傳統(tǒng)燃燒顯著不同。在爐膛前墻和后墻，MILD燃燒方式下的輻射換熱量高于常規(guī)燃燒方式，但對流換熱量卻低于常規(guī)燃燒方式；而在爐膛側(cè)墻上截然相反?？傮w上，MILD燃燒下的輻射換熱占比從常規(guī)燃燒的81.92%降至70.72%，對流換熱占比從常規(guī)燃燒的18.08%升高至29.28%。但由于輻射換熱量減少幅度超過對流換熱的增加幅度，導(dǎo)致MILD燃燒下爐膛壁面的總換熱量低于常規(guī)燃燒。說明MILD燃燒主要優(yōu)勢在于降低NOx排放，而不具備節(jié)能潛力，這歸因于該方式下顯著降低的溫度峰值造成輻射換熱量下降。本研究中空氣為常溫，并無預(yù)熱。實際生產(chǎn)中，可通過換熱器預(yù)熱空氣，回收煙氣中余熱，進而減少排煙熱損失。