環形套筒窯上燃燒室組合式燒嘴模擬計算

張林進，唐 丹，趙 波

（江蘇中圣園科技股份有限公司，江蘇 南京211102）

環形套筒窯因設備簡單，操作和維修方便，工作環境較好，產品質量優良，是冶金、煤化工行業活性石灰窯的優選窯型， 自引入國內后得到了充分的發展，其逆流煅燒和并流煅燒、欠氧燃燒與過氧燃燒有機結合的工藝特點是對產品質量控制的主要手段[1-3]。 套筒窯環形空間內石料向下運動緩慢， 可看作固定床層，氣流流經床層，必然存在邊壁效應[4-5]。 上燃燒室欠氧燃燒導致未完全燃燒的燃氣進入料層進行燃燒放熱， 由于上燃燒室距離上內筒煙氣進口較近，以及邊壁效應的存在，未燃盡的燃氣直接經上內套筒進入換熱器，另一方面未燃盡的燃氣進入預熱帶后因煙氣溫度的降低而導致燃氣無法繼續燃燒。 表1為石灰環形套筒窯實測煙氣中CO 含量（基準氧含量8%），由表中數據可知，套筒窯煙氣中CO 含量較高，這不僅造成環境污染，更是導致了熱能資源的浪費。 基于此，本研究擬對500TPD 環形套筒窯上燃燒室進行模擬計算， 在保持原有套筒窯工藝特性的基礎上，采用組合式燒嘴，提高上燃燒室的燃盡率，進而達到降低污染物排放濃度、降低單位產品熱耗。

表1 環形套筒窯煙氣CO 檢測值

1 幾何模型

環形套筒窯上燃燒室采用欠氧燃燒， 不完全燃燒煙氣進入上部料層與來自下方含過剩空氣的氣流相遇，使不完全燃燒產物得到進一步的燃燒。 套筒窯的這一工藝特點決定了上燃燒室采用欠氧方式，并通過不完全燃燒以控制燃燒室溫度。 鑒于本研究的主要目的在于提高燃盡率、降低熱耗，可通過減少煤氣量來實現，在此過程中，空氣系數的提高，有利于提高煤氣的燃盡率， 但同時也必然導致燃燒室溫度的升高，這對耐材的使用壽命是致命的.為此，模擬計算不同燃燒器結構對爐內燃燒場分布， 對比分析溫度場及濃度的變化，以確定相比較優的燃燒器結構。

燃燒器結構分為三種，如圖1 所示。

圖1 燃燒器及燃燒室結構示意圖

圖1 （a）簡稱I 型燃燒器結構，為原套筒窯使用的燃燒器，中心轉爐煤氣環形通道（環管中心為觀火孔通道），外側助燃空氣環形通道，煤氣及空氣通道均設置旋流片，預燃室為Φ480 mm×350 mm 圓柱形；

圖1（b）簡稱II 型燃燒器結構，中心轉爐煤氣環形通道（環管中心為觀火孔通道），環形通道依據煤氣量的減小而減小， 煤氣速度與I 型燃燒器保持一致，外側助燃空氣環形通道，在空氣通道外側Φ750 mm 圓周上均布8 根內徑36 mm 轉爐煤氣通道，煤氣及空氣通道均設置旋流片， 預燃室為Φ480 mm×350 mm 圓柱形；

圖1（c）簡稱III 型燃燒器結構，與II 型燃燒器結構基本一致， 僅是圓柱形預燃室尺寸由Φ480 mm×350 mm 調整為Φ176 mm×350 mm。

燃燒室尺寸設置為Φ1 000 mm×5 000 mm，延長燃燒室長度的目的在于消除燃燒室出口回流對燃燒室溫度場分布的影響。

2 計算模型

（1）計算模型A：以產量600TPD、熱耗950×4.18 kJ/kg、轉爐煤氣熱值1 778×4.18 kJ/m3為計算條件，計算得到單個上燃燒室所需轉爐煤氣量為636 m3/h，根據理論燃燒溫度的計算公式，控制其理論燃燒溫度為1 300 ℃左右， 上燃燒室采用欠氧燃燒的方式，同時考慮熱損失系數0.1，計算得到其配風系數為0.488， 單個上燃燒室所需總助燃風為429 m3/h，燃燒器采用I 型燃燒器，即傳統燃燒器。

（2）計算模型B：煤氣與助燃空氣量與計算模型A 保持一致，采用II 燃燒器結構，中心轉爐煤氣量根據助燃空氣量429 m3/h、過氧燃燒理論燃燒溫度1 300 ℃計算，確定中心轉爐煤氣的流量為104 m3/h，外側轉爐煤氣流量為532 m3/h。

（3）計算模型C：以產量600TPD、熱耗900×4.18 kJ/kg、轉爐煤氣熱值1 778×4.18 kJ/m3為計算條件，計算得到單個上燃燒室所需轉爐煤氣量為536 m3/h，總助燃風為429 m3/h，采用II 型燃燒器結構，中心轉爐煤氣的流量為104 m3/h， 外側轉爐煤氣流量為432 m3/h。

（4）計算模型D：與計算模型C 一致，僅預燃室尺寸由Φ480 mm×350 mm 縮減為Φ176 mm×350 mm，預燃室壁面為絕熱壁面，其他邊界條件與計算模型C 相同。

計算模型及邊界條件如表2 所示。

表2 計算模型及邊界條件

3 結果分析

四種模型的X=0 截面溫度場分布如圖2 所示，各關鍵位置溫度值如表3 所示。

圖2 X=0 截面溫度場分布圖

對比模型A 與模型B、C、D 的壁面峰值溫度，結合X=0 截面溫度場分布，可以看出，采用燃氣分級型燃燒器后，燃燒室壁面峰值溫度有明顯的下降，其主要原因在于分級后低溫的燃氣對壁面有一定的冷卻保護作用，其中模型A 中壁面峰值溫度位于燃燒器出口附近，即接近燃燒器面板附近，而B、C、D 的壁面峰值溫度均出現在燃燒室出口附近， 這是因為分級后的外圈燃氣對壁面有保護作用， 至燃燒室出口處，外圈燃氣與氧氣接觸逐步燃燒放熱。

表3 燃燒室內關鍵位置溫度值 （℃）

模型B、C、D 的火焰峰值溫度較A 有明顯的提高，這是因為B、C、D 中心燃氣的空氣過剩系數較大，燃氣屬于過氧燃燒，火焰峰值溫度與傳統燃燒基本一致。

對比模型B、C， 由于熱耗降低， 燃氣量減少，C模型的配風系數從0.488 增加至0.579 5， 出口煙氣平均溫度大幅上升， 由1 587 ℃升高至1 679 ℃，結合X=0 截面CO 濃度場分布（見圖3）可以看出，燃燒室出口CO 濃度（質量分數）分別為16.25%、15.65%、11.75%及11.79%，燃盡率明顯提高，但由于外側低溫燃氣的冷卻作用，燃燒室壁面溫度未明顯增加。

對比計算模型C 和D， 各溫度場及壁面溫度等均未有明顯差別， 即預燃室結構尺寸的變化對燃燒室內溫度場分布沒有明顯的影響， 這可能是在采用分級燃燒器后， 由于外側燃氣的噴入破壞了燃燒室內的回旋現象， 中心的空氣及高溫煙氣在燃燒室前段基本聚集在中心，而不往外側擴散，導致燃燒室內火焰集中于中心。 此點可以結合流線圖看出，采用分級型燃燒器后， 從中心煤氣通道跟空氣通道的流線至2.5 m 左右后擴散，如圖4 所示。 故預燃室結構型式對上燃燒室溫度場的影響較小， 可結合耐材砌筑確定預燃室結構。

4 結論

（1）對采用傳統燃燒器及分級型燃燒器的500TPD環形套筒窯進行了模擬計算，分析比較了不同預燃室結構、不同配風系數條件下的溫度場、組分濃度場。

圖3 X=0 截面CO 濃度場分布

圖4 四種計算模型的流線圖

（2）采用分級型燃燒器，由于分級后低溫的燃氣對壁面有一定的冷卻保護作用， 在欠氧條件下，空氣系數由0.488 提高至0.579 5， 燃燒室壁面峰值溫度得到控制，由傳統燃燒器的1 660 ℃降低至1 500～1 530 ℃。

（3）預燃室結構型式對上燃燒室溫度場的影響較小，具體可結合耐材砌筑進行預燃室結構設計。