基于CFD數值模擬的新型管道煙氣加熱裝置設計

毛 婭，陳 響，陳作炳，歐冶金，張 迪

(1.武漢理工大學 機電工程學院，湖北 武漢 430070；2.湖北東升天龍節能環保科技有限公司，湖北 武漢 430200)

自“十三五”規劃綱要頒布以來，國家在環境治理以及能源轉型升級方面提出了更高的要求[1]。降低煤炭資源的使用比重，推動清潔能源和可再生能源的發展[2]，同時針對工業廢氣的排放制定并頒布了更加嚴格的標準[3]。煙氣脫硝過程技術是目前實現NOx減排的最有效手段。在傳統干法脫硝SCR脫硝技術中，為保證催化劑的高活性以及脫硝的高效性，煙氣的溫度應該在553～693 K[4]，工業煙氣為滿足脫硝工藝的溫度需求往往需要進行升溫處理。傳統技術為在煙道外布置燃燒器-熱風爐系統，通過加熱冷空氣，再將高溫氣體輸送至煙道內與低溫煙氣進行換熱完成升溫過程，達到工藝要求。這種方式存在很多不足，結構龐大，成本投入高，能源損失大，利用率低。

本文旨在利用CFD技術設計一種管道煙氣加熱裝置，借助煙氣中的氧氣助燃，完成升溫過程。目前，應用CFD技術進行天然氣燃燒特性和其燃燒器設計的主要有以下研究工作：呂鈺[5]研究了天然氣的擴散燃燒機制，發現湍流中燃燒首先發生在混合較差的位置，隨著燃料和氧化劑混合條件的改善，燃燒逐漸受到化學機理的控制，形成真正的擴散燃燒。Serhat Karyeyen[6]研究了非預混甲烷火焰在常規和分布式燃燒條件下的燃燒特性。比較了計算的溫度分布和常規燃燒條件下的實驗數據，結果表明在燃燒室分布燃燒條件下，分布燃燒使熱場更加均勻。張瑞峰[7]研究了以甲烷純氣體為燃料在受限空間內交叉射流的自由擴散燃燒，得到了不同空氣預熱溫度、氧體積濃度下的溫度場和甲烷火焰的結構特征。回勝[8]對旋流燃天然氣燃燒器的燃燒特性進行了實驗研究，結果顯示，空氣過量系數為1.3時甲烷燃燒最充分。劉寅立[9]研究了雙旋流燃燒器的內流場，得出相對較小的二次風流量時，配合旋流的一次風可以產生較強的旋流與回流效果。郭萌[10]針對天然氣的特點，結合天然氣擴散燃燒及預混燃燒基理，對相應的燃燒器進行介紹及分析，從調整燃氣壓力、總風量及配風等方面進行燃燒調整。路林等人[11]利用定容燃燒彈研究了不同初始溫度和初始壓力下的天然氣燃燒特性，研究表明，隨著初始溫度的升高(300～450 K)，天然氣燃燒速率增加，燃燒持續期和火焰發展期顯著縮短，隨著初始壓力的升高(0.1～0.75 MPa)，天然氣燃燒速率明顯減慢，燃燒持續期和火焰發展期顯著增長。Liao[12]采用天然氣-空氣混合物球形膨脹火焰測量層流火焰速度，當量比為0.6～1.4，初始壓力為0.05 MPa、0.1 MPa、0.15 MPa，預熱溫度為300～400 K。在不考慮火焰前沿拉伸作用的情況下，得到相應的未拉伸層流燃燒速度，在等當量比下，研究了稀氣體對燃燒速度的影響，得到了稀混合物層流燃燒速度的顯式公式。CAO Zhenjun[13]研究了廢氣再循環中二氧化碳對甲烷-空氣在中度或重度低氧稀釋(輕度)燃燒條件下均勻混合物的點火特性的基本影響。結果表明，隨著當量比或二氧化碳稀釋比的增大，點火延遲時間增加，同時增加了爆炸或熄火的可能性。點火延遲時間還與初始溫度的倒數呈指數關系。劉鵬君等[14]選擇多組燃氣燃燒器測試了6種不同組分天然氣的熱工性能響應，研究表明華白數可以較好地預測不同組分天然氣下的熱負荷變化情況，CO排放基本處于國標允許范圍內，火焰形態未呈現較大變化。孫婷[15]研究了一種切向雙旋流燃燒器的離心效應和渦旋效應對反應混合與火焰傳播特性的作用，研究表明，高速射流經過突擴的喉部強烈吸卷周圍的氣流，對其起到預熱作用，有利于燃料空氣的混合和燃燒效率的提高；驗證了旋流使得甲烷和空氣得到較好的混合。

新型管道延期加熱裝置借助煙氣中的氧氣助燃，由于煙氣中的氧含量低于空氣中的氧含量，煙道內的燃燒過程屬于低氧燃燒，實驗表明：當助燃氣體預熱到1 273 K以上時，燃燒區的含氧體積濃度降低到2%仍能穩定燃燒[16-17]，因而助燃氣體的溫度提升在一定程度上可以對含氧體積濃度進行條件補償。同時研究[18-20]表明，增加旋流度可以改善燃燒性能，有利于火焰溫度均勻分布和火焰的穩定，減少了污染物的排放。根據王永興[21]的研究，在不同壓力溫度和速度條件下，兩股流體混合后不會出現回流的現象，混合流的流動狀態正常。據此本裝置直接利用煙道的煙氣，在此基礎上進行升溫，降低了升溫過程所需的能耗，消除輸送過程的能量損耗，節約能源的同時提高資源利用率，此外結構簡便，不占用安裝空間，降低成本。

1 研究對象

基于某廠窯尾的煙氣脫硝工藝條件，設計出新型管道煙氣加熱裝置。所用燃料為天然氣，天然氣成分和需要加熱的煙氣的成分如表1所示，煙氣初始溫度453 K，所需煙氣溫度為653 K以上，煙道內煙氣流速為9 m/s左右，煙氣流量為16 000 Nm3/h，天然氣低位熱值HL為34 230 kJ，經計算升溫理論所需天然氣流量為160 Nm3/h。

2 結構設計

基于煙道的結構參數，在煙道內橫向布置三個燃燒器，布置方式如圖1所示，新型煙氣加熱裝置結構如圖2、圖3所示，包括由外至內的煙氣旋流通道、天然氣旋流腔和中心煙氣通道，中心煙氣通道的出口處外壁與天然氣旋流腔的內壁之間設有傾斜的天然氣旋流葉片，天然氣旋流葉片與中心煙氣通道前端形成混合燃燒腔，后端形成天然氣旋流腔，天然氣管道與天然氣旋流腔相連通入天然氣，點火槍穿過各外層壁面插入到混合燃燒腔中，天然氣旋流腔的外壁與煙氣管道的內壁之間設有傾斜的煙氣旋流葉片。天然氣經過天然氣旋流葉片與中心煙氣混合，在混合燃燒腔內經點火槍點燃形成火焰，燃燒產生高溫煙氣沿著煙道向前輸送，在換熱區域完成冷熱氣體的對流換熱。

圖1 煙道內燃燒器布置圖

圖2 煙道內燃燒器結構圖

圖3 煙道內燃燒器示意圖

3 數值模擬模型

3.1 數學模型與求解方式

本文利用CFD數值模擬了甲烷的燃燒過程，計算過程中湍流模型選擇標準k-ε模型，在標準k-ε模型中，流場中的流動均被認為是湍流流動，并不考慮分子之間的粘性，對于溫度的求解采用非絕熱方式，以恒定壁溫作為邊界條件，通過求解流場能量控制方程計算得到溫度分布；考慮到P1模型和DO模型的廣泛適用性，在計算域較大時二者都能得到合理的結果，為了減少計算量，本文輻射換熱模型選擇P1模型。

由于天然氣的成分中CH4占比遠高于C3H8和C4H10，同時C3H8和C4H10燃燒所需的反應物與生成物種類與CH4燃燒結果基本一致，因而在數值模擬過程將另兩種可燃氣體以CH4替代，由于C3H8和C4H10兩種氣體的低位熱值高于CH4，在實際模擬中天然氣的熱值略低于實際應用，但并不影響模擬結果。因而定義的反應方程式為

CH4+2O2=2H2O+CO2

(1)

在以上化學反應方程式中，各氣體組分之間，除了一般的流動混合外，還存在質的交換。對于這種涉及各組分間傳質的反應，采用組分運輸模型來進行模擬，其中甲烷燃燒反應1的指前因子為4.9×109，活化能為198 835 J/mol[22]。

本文以二階迎風有限體積法化微分方程為差分方程，差分格式均采用二階迎風差分格式，對離散方程組的壓力速度耦合采用經典的SIMPLE算法，收斂因子調整為亞松弛因子，收斂標準均取各因變量相鄰兩次迭代殘差小于10-5。

3.2 網格劃分

借助ICEM CFD軟件對整個煙道連同三個燃燒器進行網格劃分，采用多域網格劃分技術，對于葉片部分，采用非結構網格，其余部分，由于結構形狀規則，為提高網格質量同時減少網格數量，采用O-Block技術劃分為結構網格。由多個interface面將此結構劃分為多個域，由于節點和網格尺寸存在差別，通過在兩個網格域間建立interface面的方式實現域與域之間數據的傳遞，如圖4所示。在保證計算結果的前提下，盡量減少網格的數量以減少計算時間，最終計算網格數量為46.5萬。

圖4 網格劃分圖

3.3 邊界條件

煙氣加熱裝置出入口的邊界條件如表2所示。

表2 出入口的邊界條件

4 模擬結果對比分析

根據設計要求，煙氣在輸送過程完成冷熱氣體溫度交換，將全部煙氣從453 K升溫至653 K以上，煙道內壁面溫度應保證在573 K以下。通過改變天然氣入口截面尺寸以及燃燒器的布置位置來調節火焰和溫度場，達到保護煙道壁面同時實現煙氣升溫的目標。在結構優化過程中，從控制溫度場和保護煙道的目標出發，分別設計5組結構參數，如表3所示。

4.1 網格無關性驗證

以結構1為驗證對象，驗證密網格與疏網格對于數值模擬結果的無關性。建立3組同結構不同數量的網格模型，利用同樣的邊界條件進行數值模擬。

表3 五組結構參數

表4 三種驗證網格

分別選取了煙氣管道出口水平中心線上A、B、C三個點的溫度和速度進行對比分析繪制圖5和圖6，從圖中可以看出，當網格數量從46萬變至121萬時，隨著網格數的增加，三點的溫度值和速度值的變化都很小，說明在表6中設置的3種網格數量對計算結果影響很小，可以認為46萬的網格已經達到網格無關，因而取46萬的網格作為計算網格。

圖5 網格無關性驗證溫度結果圖

圖6 網格無關性驗證速度結果圖

4.2 燃燒器布置位置對燃燒性能的影響

表3中結構1、2、3保持天然氣管道截面尺寸不變，調整燃燒器的布置位置，間距分別為520 mm、500 mm、480 mm。

圖7為壓力分布云圖，對比分析可知，隨著間距縮小，整個流域內的高低壓差基本維持不變，保持在250 Pa左右，這說明調整燃燒器布置位置對于整個裝置的壓差影響較小。整個煙道內分成三個部分，以幾何尺寸來劃分，0.5 m以后為燃燒器后部煙道，0.3～0.5 m為燃燒器煙道，0～0.3 m為燃燒器前部煙道。燃燒器后部煙道內壓力分布變化較小，穩定在-520～-480 Pa的范圍內，煙道內的煙氣旋流葉片接合處左側為最低壓力，右側為最高壓力，沿葉片左右兩側的壓力分布為均勻的，有利于穩定葉片的旋流效果。同時燃燒器前部煙道壓力分布以中心煙氣通道入口為中心，壓力向外呈弧形擴展減小，最高壓力為-380 Pa。燃燒器中心距為480 mm的布置方式近壁面處的壓差最小，-440 Pa左右的壓力范圍最大，主要集中在煙道內壁面附近，這說明由于位置調整使得煙道壁面附近的壓力在慢慢降低，燃燒器前后部分的壓差逐漸降低。

圖7 結構1、2和3的壓力對比/Pa

圖8為溫度分布云圖，對比分析可知，煙道內的最高溫度在2 200 K左右，靠近煙道內壁面處的溫度為550 K，符合設計要求。燃燒形成的火焰處于相對穩定的狀態。在中心距為520 mm時，三個燃燒器的火焰長度基本一致，在火焰后的換熱區域，中心區溫度高，最高溫度在1 000 K左右；隨著燃燒器間距不斷縮小，火焰長度逐漸縮短，中心火焰變化更明顯，火焰內的高溫區不斷擴大，換熱區內中心高溫區不斷減小，煙道壁面處低溫范圍逐漸擴展，燃燒器中心距為480 mm時，中心火焰長度最小，換熱區域低溫范圍最大。綜上所述，縮小燃燒器間距對兩側火焰的形狀和狀態影響較小，對中心火焰影響大，同時煙道壁面處的低溫區擴大，換熱中心區域內的高溫范圍不斷減小，說明中心火焰過長會壓縮換熱區域，影響對流換熱的效果。

圖9為組分分布云圖，對比分析可知，在此云圖中，結構1中三個燃燒器的甲烷分布基本保持一致，結構2、3中，甲烷分布向外擴展，延伸更遠的距離，有利于火焰的分布，提高燃氣的燃盡率，但分布范圍擴展會導致火焰剛性差。綜上所述，縮小燃燒器中心間距可以擴大燃料分布范圍，但需要保持一定的濃度分布，以穩定火焰，因而中心間距為480 mm時，甲烷的分布范圍與濃度分布較為合適。

圖8 結構1、2和3的溫度對比/K

圖9 結構1、2和3的CH4摩爾組分對比

4.3 燃燒器燃氣量對燃燒性能的影響

表3中結構3、4、5保持燃燒器中心間距為480 mm，調節天然氣管道尺寸，保持兩側天然氣管道尺寸不變，調整中心燃燒器天然氣入口尺寸為30×44 mm、40×44 mm、50×44 mm。

圖10為壓力分布圖，分析表明擴大中心燃燒器的天然氣入口尺寸，即提高中心燃氣量后，燃燒器后部煙道內的壓力分布無明顯變化，維持相對穩定，隨著中心燃料量的不斷提高，煙氣旋流葉片的左右兩側的壓力梯度不斷擴大，逐步向兩側延伸分布；燃燒器前部煙道內壓力分布變化最大，由于中心燃氣量的不斷提高，兩側燃燒器近壁面位置的前后壓差逐步降低，說明由于中心燃氣量的不斷增大，煙道內煙氣對兩側燃燒器的壓力影響越來越小，這有利于穩定壁面處的煙氣流動，保持煙道內的氣流處于相對穩定的流動狀態，在一定程度上可以保護燃燒器燃燒產生的火焰，同時為換熱提供適宜的環境。

圖10 結構3、4和5的壓力對比/Pa

圖11為溫度分布云圖，通過進一步對比分析可知，隨著中心燃氣量的不斷提高，中心火焰長度不斷增大，兩側燃燒器的火焰長度不斷降低。從溫度分布觀察可得，三個燃燒器所形成的火焰越來越穩定，包括火焰內溫度分化，高溫區分布，溫度輻射范圍和延伸范圍。兩側火焰長度不斷縮小，換熱區域隨之擴大，出口溫度逐漸趨于均勻。綜上所述，提高中心燃燒器的燃氣量可以降低兩側火焰長度、增大中心火焰長度同時穩定火焰狀態，逐步減小換熱區域內的高溫區，使出口煙氣溫度更加均勻，其中50×44 mm的截面尺寸效果最佳。

圖11 結構3、4和5的溫度對比/K

圖12組分分布圖，從甲烷摩爾組分云圖中可以清晰地看出三個燃燒器的燃氣量變化。中心燃燒器的甲烷濃度不斷提高，標志著燃氣量不斷提升，同時在結構4、5中，中心甲烷的分布范圍擴展不明顯，分布范圍基本維持不變，單一提高分布范圍內的甲烷濃度，以此達到穩定火焰的目標，進而使換熱區域范圍能夠滿足對流換熱的時間和空間需求，達到最佳的出口溫度均勻性，更有利于煙氣的輸送和脫硝工藝。

圖12 結構3、4和5的CH4摩爾組分云圖對比

5 結論

(1)設計了新型煙氣加熱裝置，提出燃燒器直接布置于煙氣管道內部的新型結構，大大減少了輔助和附屬設備，同時滿足工業應用的需求，大大降低了成本，提高能源利用率。

(2)隨著燃燒器中心間距不斷縮小，兩側火焰的形狀和狀態變化較小，中心火焰長度逐漸縮短，同時煙道壁面處的低溫區擴大，換熱中心區域內的高溫范圍不斷減小，說明中心火焰過長會壓縮換熱區域，影響換熱的效果，其中480 mm的中心間距效果較佳；提高中心燃燒器的燃氣量可以降低兩側火焰長度、增大中心火焰長度同時穩定火焰狀態，逐步減小換熱區域內的高溫區，使出口煙氣溫度更加均勻，其中50×44 mm的截面尺寸效果最佳。