船用天然氣燃燒裝置燃燒特性數值模擬

摘要：為了解決大型液化天然氣運輸船配套天然氣燃燒裝置設計制造技術國產化的瓶頸問題，明晰其計算方法和機理，通過數值模擬方法，研究某天然氣燃燒裝置的流動和燃燒特性。分析了中心風入口結構、折算過量空氣系數對裝置內速度場、最高溫度、出口溫度以及組分分布的影響，確定天然氣燃燒裝置的最優結構和運行參數，在及時點火而且清潔燃燒的同時保證裝置的冷卻效果。研究結果表明：裝置結構決定輔助風與中心風的配風比，配風比隨中心風入口截面積的增大而減小；當中心風入口截面積小于0.45 m²時，配風比大于14.27，可以點火燃燒；當中心風入口截面積大于0.5 m²時，配風比小于13，裝置不能著火；隨著中心風入口截面積的增大，最高溫度逐漸降低，出口CO濃度先增大后減小；裝置結構不變時，隨著折算過量空氣系數的增大，天然氣燃燒裝置的最高溫度和NO濃度先增大后減小，平均溫度和出口排煙溫度呈線性降低；中心風入口截面積為0.45 m²、過量空氣系數為7.0是最優設計結構和最優運行工況，能有效降低裝置內燃燒最高溫度和出口NO等濃度。研究結果可為天然氣燃燒裝置國產化設計、運行和優化提供一定理論指導。

關鍵詞：液化天然氣船；天然氣燃燒裝置；燃燒特性；數值模擬

中圖分類號：TK16 文獻標志碼：A

DOI：10.7652/xjtuxb202411010 文章編號：0253-987X（2024）11-0109-10

Numerical Simulation of Combustion Characteristics of Marine Gas Combustion Units

ZHANG Shuyuan，WU Dongyin

（School of Energy and Power Engineering，Xi’an Jiaotong University，Xi’an 710049，China）

Abstract：To tackle the bottleneck issue of localizing design and manufacturing technology of gas combustion units supporting large liquefied natural gas carriers and TO clarify its calculation method and mechanism，this paper delves into the flow and combustion characteristics of a natural gas combustion unit through numerical simulation. The influence of the central air inlet structure and the reduced excess air coefficient on the velocity field，maximum temperature，outlet temperature，and component distribution within the gas combustion unit is analyzed to determine its optimal structure and operating parameters. This ensures the cooling effect of the gas combustion unit while guaranteeing timely ignition and clean combustion. The findings reveal that the distribution ratio between the auxiliary air and the central air is dictated by the unit’s structure，decreasing as the cross-sectional area of the central air inlet increases. A central air inlet cross-sectional area below 0.45 m² yields an air distribution ratio exceeding 14.27，enabling ignition；however，an area above 0.5 m² results in a ratio below 13，inhibiting ignition. With an expanding central air inlet area，the maximum temperature decreases，while the CO mass fraction at the outlet initially rises and then falls. As the excess air coefficient increases，the maximum temperature and NO mass fraction exhibit an initial increase followed by a decrease，with average temperature and outlet smoke temperature decreasing linearly. Optimal design structure and operational conditions are achieved with a central air inlet area of 0.45 m² and an excess air coefficient of 7.0，effectively reducing the maximum combustion temperature within the unit and the NO mass fraction at the outlet. The research results offer theoretical insights for the design，operation and optimization of gas combustion units.

Keywords：liquefied natural gas carrier；gas combustion unit；combustion characteristic；numerical simulation

隨著全球各領域對液化天然氣需求的不斷上升，新型液化天然氣運輸船（簡稱LNG船）的需求量也隨之增多。但是，LNG船在航行過程中由于外界熱量的傳遞及不間斷搖擺等因素，不斷產生天然氣蒸發氣（BOG），若不能及時再液化送回艙室，將會引起儲罐壓力升高，增加易燃易爆等危險因素，威脅貨艙安全。

傳統的LNG船采用蒸汽推進系統，過量的天然氣蒸發氣可以在蒸汽鍋爐中燃燒掉，因此不需要額外的設備來處理過量的蒸發氣。但是，由于蒸汽推進系統效率較低、環境法令日趨嚴格等問題，傳統的使用蒸汽推進系統的LNG船逐漸減少。為了保護環境、節省燃料，新一代的LNG船逐漸選擇采用雙燃料發動機電力推進系統或低速柴油發動機推進系統。這些新型的推進系統在正常操作或備用狀態下需要處理更多的天然氣蒸發氣，即使通過再液化裝置也很難完全處理掉。因此，新一代LNG船基本都需要配備配套的天然氣燃燒裝置（GCU），用于燃燒天然氣運輸船在航運過程中因未及時液化、燃燒而產生的剩余天然氣蒸發氣。這樣不僅能夠以安全的方式將貨艙自然蒸發的天然氣蒸發氣燃燒，還可以用來燃燒在液貨艙檢查之前惰化操作時從液貨艙內排放出來的氣體混合物，減少儲罐內部壓力，預防事故發生。

GCU可以解決BOG量突然增加、燃燒不充分以及排放不達標這些問題，是目前處理天然氣蒸發氣問題的主要研究方向^［1-2］。但是，大型液化天然氣運輸船配套天然氣燃燒裝置的設計制造技術均被國外壟斷，就連計算軟件等也未公開。由于天然氣運輸船的天然氣蒸發受各種因素影響，產生量極不穩定，何時需要燃燒也不確定，因此目前受船上條件限制，未設計工質冷卻天然氣燃燒裝置，而是通過與燃燒風一體的冷卻風來冷卻，運行工況差。在自主研發以至試運行過程中，經常出現以下問題：不能及時點火，難以燃燒，污染物排放高，排煙溫度高，嚴重時會將燃燒裝置燒損，至今未國產化。我國是造船大國，天然氣燃燒裝置完全依賴進口，將導致我國對其設計計算方法和燃燒機理等均不明晰，是國產化的瓶頸問題之一，系“卡脖子”問題。

目前對船用天然氣燃燒裝置數值模擬的應用研究較少，主要研究安裝運行技術。董效鵬等^［3］總結了船用GCU的布置條件與設計要求，明確了燃燒裝置的最高排氣溫度需求。張海濤^［4］指出了LNG運輸船安裝氣體燃燒裝置的必要性，分析了GCU的主要設備、工作模式和安裝要求。劉禹霆等^［5］設計了LNG船氣體管理系統，認為燃燒方案一般是在貨艙艙壓過高或者停靠岸站時，蒸發氣不能通過透氣桅排放的情況下采用。王磊等^［6］結合GCU在實際管理方面的經驗，對一個完整裝卸貨航次中GCU與燃氣供應壓縮機配合工作的相關操作進行了分析與總結。

國內GCU數值模擬研究尚處于起步階段，由于無可靠實際數據的支撐，研究進展緩慢，可查閱的國內外文獻均未見有關GCU燃燒的實驗和數值模擬報道。天然氣燃燒器及鍋爐的數值模擬和應用研究較多，多數學者通過燃燒模擬的方法計算常規裝置內部的流場和溫度場，得到相應的速度分布、溫度分布和NO濃度等燃燒特性^［7-17］，研究結果與工程實際得到較好的呼應。在以上所有的模擬研究中，均忽略了流動速度對點火、燃燒以至燃盡的影響。由于目前所有設備基于成熟的設計準則，流體速度均在可控范圍，因此忽略速度的影響對計算模型結果影響不大。但是，船用天然氣燃燒裝置的最大特點是流量較大，模擬時必須考慮由自由配風引起的流動速度的變化，使計算變得復雜，并且與常規鍋爐等的燃燒機理明顯不同，所以有必要開展船用天然氣燃燒裝置燃燒模擬和實驗研究。

本文采用計算流體力學CFD方法，利用Fluent軟件從速度分布、溫度分布和組分分布等方面，詳細研究某天然氣燃燒裝置的中心風入口結構和折算過量空氣系數等參數對燃燒特性的影響，為其設計、運行和改進提供理論依據。

1 研究對象

根據船用天然氣燃燒裝置的要求，圖1為對裝置進行簡化后的幾何模型示意圖。燃燒室為圓柱形結構，中心風通過內部環形風道進入燃燒室與天然氣摻混燃燒，燃燒室壁面開有3組輔助風孔，從下到上依次命名為輔助風1、輔助風2和輔助風3，可實現燃燒煙氣與輔助風的流動與混合，使燃燒室邊緣及出口迅速降溫冷卻。排氣塔為圓柱形結構，與燃燒室同軸安裝并且直徑大于燃燒室，形成輔助風的環形流通通道，外部包覆保溫材料進行隔熱處理。裝置由空氣送風裝置、燃料噴嘴、燃燒室和排氣塔等部分組成。設計燃料甲烷由燃料噴嘴進入燃燒室，空氣分為中心風和輔助風兩部分，進入天然氣燃燒裝置，由設備結構分配其風量。其中，中心風入口空氣直接進入燃燒室參與點火與燃燒；輔助風流經燃燒室外側，由3個輔助風孔進入燃燒室。初期一部分作為燃燒風參與燃燒，絕大部分用于冷卻煙氣使其最終達到國際標準規定的排煙溫度，同時降低燃燒室壁面溫度，防止燃燒溫度過高而損壞燃燒室壁面。

本文定義裝置的燃燒風指的是參與燃燒反應的空氣，冷卻風為只參與冷卻降溫的空氣。可見，實際工作過程中燃燒風不僅來自裝置底部中心風入口的空氣，從輔助風入口1、2、3進入燃燒室內的部分空氣也參與燃燒反應，具體分析需要結合計算結果。

天然氣燃燒裝置風量大，由中心風入口進入燃燒室的空氣或由輔助風入口進入燃燒室的空氣流速若超過火焰傳播速度，則容易將火焰吹滅，不易點火。考慮改變中心風入口結構，通過減小中心風入口截面積來改變冷卻風與燃燒風配風比，討論中心風入口結構對裝置流動和燃燒特性的影響。

配風比β為輔助風與中心風入口風量比，可表示為

式中：q_f為由輔助風入口進入裝置的空氣量；q_c為由中心風入口進入燃燒室的空氣量。

在確定最優裝置結構的基礎上，本文考察過量空氣系數對甲烷/空氣燃燒的流動、燃燒和冷卻過程的影響。其中，燃料甲烷體積分數為1，入口流量為1 kg/s，溫度為25℃；空氣溫度為45℃；出口相對壓力為0。

由于現階段缺少對天然氣燃燒裝置的數值模擬研究，因此參照常用的鍋爐、燃燒器等燃燒裝置中的過量空氣系數進行燃料與配風分析。過量空氣系數是指實際供給燃料燃燒的空氣量與理論空氣量之比。對于本裝置，若將中心風入口空氣量與理論空氣量之比作為過量空氣系數，則不能準確表達供給燃燒的空氣量。若將總風量作為供給燃料燃燒的空氣量，不同于傳統意義上的過量空氣系數，則該系數不僅可以反映燃料與參與燃燒的空氣配合比，還能反映燃料與參與冷卻的空氣的配合比。因此，將空氣入口總風量與理論空氣量之比定義為天然氣燃燒裝置的折算過量空氣系數λ，可以表示為

式中：q_z為裝置提供的總空氣量，自由分配為中心風和輔助風；q_m為燃料燃燒的理論空氣量。

2 研究方法

2.1 湍流模型

甲烷與空氣混合燃燒過程為完全發展的湍流運動，本文選擇標準k-ε湍流模型來計算裝置內的流動。該模型通過求解湍動能k和耗散率ε方程，進而計算出湍流黏度，可以考慮到流體流動過程中渦結構變化所導致的影響，更接近于真實流場的情況。這種算法在數值計算領域得到了廣泛的應用和認可，表達式為

式中：ρ為密度；t為時間；k為湍動能；ε為耗散率；x_j為j方向上的空間坐標分量；G_a為由平均速度梯度引起的湍動能項；G_f為由浮力引起的湍動能項；Y_f表示可壓縮湍流脈動膨脹對總耗散率的影響。一些關鍵參數的一般取值情況為湍流黏性系數μ_t=ρC_μk²e，C_1e=1.44，C_2e=1.92，C_μ=0.09，σ_k=1.0，σ_e=1.3^［18］。該模型可以很好地描述燃燒室內復雜的流動，從而獲得合理的流場。

2.2 湍流燃燒模型

對于燃料和氧化劑以非預混的形式送入燃燒室內的湍流燃燒，本文選用有限速率/渦耗散模型進行模擬。該模型結合了阿里尼烏斯公式和渦耗散方程，凈反應速率取阿里尼烏斯反應速率和渦耗散反應速率中較小的一個，能夠綜合考慮動力學因素和湍流因素。在實際燃燒過程中，阿里尼烏斯公式反應速率作為一種動力學開關，可阻止燃燒反應超前發生^［19］。

阿里尼烏斯公式為

式中：A_r為反應的指前因子；T為熱力學溫度；β_r為反應的溫度指數；E_r為反應的活化能；R為氣體常數^［20］。

渦耗散公式為

式中：R_i，r為反應中物質i的產生速率，由式（7）、式（8）中較小的一個給出；v′_i.r為反應中物質i的化學計量數；M_w，i為物質i的相對分子質量；w（P）為生成物的質量分數；w（R）為反應物的質量分數；J代表生成物P和反應物R；N為組分；A為經驗常數，取4.0；B為經驗常數，取0.5^［21］。

選用甲烷和空氣兩步反應

2.3 輻射模型

輻射模型選用離散坐標法DO模型，所有壁面均為絕熱無滑移壁面。離散坐標輻射模型把能量方程轉化為空間坐標中的輻射能量傳遞方程，其求解方法和流體流動及能量方程一致，易與流動方程聯立求解，對計算機內存和速度要求不高，在計算精度、計算量及邊界處理等方面具有優越性。

在離散坐標輻射模型中，能量方程轉化為方向上的能量輸運方程的個數與空間坐標系中的方向矢量個數相同，數學表達式為

式中：a為吸收系數；σ_s為散射系數；r為位置矢量；s為方向矢量；s′為散射方向矢量；s_i為s的分量；σ為玻爾茲曼常數，取5.672×10^－8 W·m^－2·K^－4；n為折射系數；I為總輻射強度；Ω′為立體角，單位為sr；Φ為相函數，表示內向散射空間分布特性^［22-24］。

2.4 NO生成模型

天然氣燃燒過程中生成的NO_x主要是NO。在本文研究中，燃料型NO的生成量為0，快速型NO在燃燒初期生成，并且占比較低可忽略不計，因此只考慮熱力型NO的生成原理^［25-28］。因為熱力型NO_x生成量主要取決于爐膛燃燒的溫度，溫度越高生成量越大，生成速度也越快，生成量關于溫度的增長大致為指數型關系。通常認為在燃燒室內溫度大于1 500℃時，開始生成熱力型NO_x，否則生成量很少。

產生熱力型NO的鏈式反應以及NO生成速率如下

式中：c（NO）為NO的濃度；c（N₂）為N₂的濃度；c（O₂）為O₂的濃度；t為時間。

2.5 網格劃分與無關性驗證

采用ANSYS Fluent進行數值模擬，求解方法選擇壓力-速度耦合SIMPLE算法，輸運方程的對流項采用二階離散格式進行離散；計算采用二維壓力基求解器，除壓力項采用二階差分格式外，其余物理量均采用二階迎風差分格式。

采用ICEM對模型進行結構化網格劃分，為了減少計算量，本文選取裝置的一半作為計算區域，網格劃分情況如圖2所示，近壁處區域網格進行了加密。考慮到網格密度對結果的影響，在計算之前需要進行網格無關性驗證。分別采用19 495、41 056、59 215、78 736和106 494網格數計算裝置的平均溫度，計算結果如圖3所示。由圖可知，當網格數大于59 215時，繼續增大網格數不會對計算結果有太大的影響，考慮到計算機的性能以及計算的準確性，本次數值模擬選擇使用59 215網格數進行計算。

3 結果與分析

3.1 中心風入口結構對流動特性的影響

取固定燃料用量為1 kg/s，折算過量空氣系數為5.8，通過上述計算模型分別模擬不同中心風入口結構時的流動特性，具體工況設置參數如表1所示。

圖4為不同中心風入口結構時輔助風和中心風入口流量的分配情況。由圖可知，隨著中心風入口截面積的增大，輔助風與中心風配風比呈降低趨勢，中心風入口截面積從0.34 m²增大到0.66 m²時，配風比從17.74減小至11.21，降低比為36.81%。由此可見，配風比的大小主要受中心風入口截面積的影響，同時也受中心風孔位置布置的影響，因此配風比隨中心風孔截面積的變化不完全呈線性關系。以工況1為例，1 kg/s的甲烷完全燃燒理論所需空氣量為17.24 kg/s，裝置空氣入口流量為99.69 kg/s，該工況計算所得配風比為17.73，即中心風風量為5.32 kg/s，輔助風風量為94.37 kg/s，中心風與甲烷配比為5.32∶1，輔助風中參與燃燒反應的空氣占比為12.63%，可以看出大部分輔助風用于冷卻煙氣。

圖5為工況1～工況8沿軸線上的速度分布情況。從圖5可知，當中心風入口截面積小于0.45 m²時，配風比大于14.27，工況1～工況4軸線上的最高速度為38～42 m/s；當中心風入口截面積大于0.5 m²時，配風比小于13.01，工況5～工況8軸線上的最高速度為19～22 m/s。由此可知，中心風入口截面積增大雖然使中心風風量變大，但同時中心風速度減小，配風比的減小也會使輔助風入口速度降低，裝置內整體速度偏低，火焰傳播速度和湍流度較低，不利于燃燒反應的發生。

取甲烷入口上方、輔助風1入口下方位置，裝置高度2 m處的截面，觀察中心風入口結構對甲烷與空氣混合初期速度的影響，如圖6所示，對應工況1～工況8。由圖6可知，工況1～工況4軸線上的速度明顯高于工況5～工況8，減小中心風入口截面積可以在2 m高度處很好地形成回流區域，增大混合氣流動的湍流度，同時有利于甲烷和空氣的混合。當中心風入口截面積小于0.45 m²時，配風比大于14.27，工況1～工況4在距離軸線0.8 m處速度較大，為20～25 m/s；當中心風入口截面積大于0.5 m²時，配風比小于13.01，工況5～工況8在此處速度為5～15 m/s，距軸線0.8 m處位置為燃料氣射流后的速度，中心風入口截面積越小該位置混合氣速度越大，有利于甲烷在燃燒室內擴散，從而增大火焰傳播速度。

3.2 中心風入口結構對燃燒特性的影響

對于天然氣燃燒裝置，可以通過最高溫度、平均溫度和出口溫度分析不同工況下的燃燒特性。其中，最高溫度為裝置內出現的最高溫度，對于著火工況，最高溫度為燃燒的火焰最高溫度，可以反映出燃燒反應的劇烈程度；平均溫度為裝置內煙氣的平均溫度，可以反映裝置整體的煙氣冷卻效果；出口溫度為裝置出口截面的平均排煙溫度，通常廠家要求在450℃以下。

圖7對應工況1～工況8，為裝置內最高溫度、平均溫度和出口溫度隨中心風入口截面積的變化關系。從圖7可見：當中心風入口截面積大于0.5 m²，配風比β為9～13時，裝置內最高溫度為318 K，甲烷未能點火燃燒；當中心風入口截面積小于0.45 m²、配風比β為14～18時，裝置內最高溫度為2 272～2 293 K，平均溫度為426～436 K，出口排煙溫度為583～619 K，隨著配風比的增大，最高溫度和出口溫度逐漸降低，平均溫度和出口溫度變化較小；中心風入口截面積等于0.45 m²、配風比為14.27時，最高溫度最低為2 272 K。

3.3 中心風入口結構對CO分布的影響

對應工況1～工況8，中心風入口結構對軸線上w（CO）的影響見圖8。由圖可知，當中心風入口截面積大于0.5 m²時，配風比β為9～13，對應工況5～工況8，裝置內未能發生燃燒反應，w（CO）始終為0。當中心風入口截面積小于0.45 m²時，配風比β為14～18，對應工況1～工況4，w（CO）在裝置內先增大后略有降低，再緩慢增大后急速降低至0.02%左右。這是因為在4 m高度處，由于輔助風的流入，w（CO）會出現一定幅度的降低。隨著中心風入口截面積增大，出口w（CO）先增大后減小，3 m高度處w（CO）先增大后減小，8 m高度處w（CO）先減小后增大。中心風入口截面積增大，使得裝置內整體速度降低，甲烷與氧氣混合速度減慢，導致燃燒反應高溫區后移，不利于降低裝置出口溫度。當中心風入口截面積大于0.43 m²時，由于最高溫度最低，w（CO）也有所降低，截面積為0.45 m²時，出口w（CO）最低。

綜上所述，中心風入口截面積等于0.45 m²時為最優設計結構工況，此時裝置內燃燒最高溫度最低，出口w（CO）最低，能減小高溫對壁面的燒損的同時，有效降低NO等污染物的排放。

3.4 折算過量空氣系數對流動特性的影響

選用燃燒效果最優的工況4結構，通過模擬計算折算過量空氣系數為4.6、5.2、5.8、6.4和7.0時天然氣的流動和燃燒特性，對應工況9～工況13，具體參數設置如表2所示。

圖9為不同折算過量空氣系數時輔助風和中心風入口流量的分配情況。由圖可知，λ為4.6～7.0時，配風比β為14.5～14.7，與工況4計算的配風比14.27基本相同，最大誤差為1.6%，證明了輔助風與中心風的配風比由裝置結構決定，改變折算過量空氣系數基本不會影響裝置的配風比。

圖10為不同折算過量空氣系數軸線上的速度分布。由圖可知，折算過量空氣系數λ為4.6、5.2、5.8、6.4、7.0時，軸線上速度分布趨于一致，隨著折算過量空氣系數的增大，燃燒室內高速區的速度顯著增大，軸線上的最大速度由33.23 m/s增大到45.18 m/s，增大比為35.96%。

圖11是不同折算過量空氣系數時軸線上的速度分布。由圖可知，λ為4.6、5.2、5.8、6.4、7.0時的速度云圖分布一致，隨著折算過量空氣系數的增大，中心風入口速度從20 m/s增大到30 m/s，同時回流速度增大，甲烷軸向速度增大，射流距離減小；輔助風1入口風速由16 m/s增大到24 m/s，混合氣在沿軸線方向上的速度增大，在徑向上的流動減弱，燃燒反應在徑向的火焰面積減小。

3.5 折算過量空氣系數對燃燒特性的影響

圖12為裝置內最高溫度、平均溫度和出口溫度隨折算過量空氣系數的變化關系。在λ為4.6～6.4范圍內，隨著折算過量空氣系數的增大，裝置內的氧濃度增大，燃燒反應更劇烈，最高溫度不斷增大。當λgt;6.4時，裝置內最高溫度隨折算過量空氣系數的增大而減小，是因為冷卻風對反應的影響大于氧濃度與反應劇烈程度的影響，冷卻風風量過大會使燃燒高溫區面積減小。當λ=7.0時，裝置內最高溫度最低。

燃燒裝置內的平均溫度和出口溫度隨折算過量空氣系數的增加而減小，雖然燃燒反應的平均溫度隨過量空氣系數的增加而升高，但是隨著過量的空氣質量流量的顯著增加，導致裝置內整體的氣體平均溫度下降，同時能夠有效降低排煙溫度。國際標準要求空氣稀釋燃燒產物的最高排氣溫度為450℃^［3］，λ=4.6時，對應工況9的排煙溫度為502.09℃；λ=5.2時，對應工況10的排煙溫度為418.16℃，表明過量空氣系數大于5.2時均能滿足國際標準排煙溫度。

3.6 折算過量空氣系數對NO排放的影響

圖13為不同折算過量空氣系數下，w（NO）沿高度方向的分布。由圖可見，w（NO）分布與裝置內最高溫度分布基本一致，燃燒過程中w（NO）隨著折算過量空氣系數的增加先增大后減小，在燃燒室中后部濃度最高。這是因為，燃料與空氣混合氣的高溫擴散燃燒在燃燒室中后部形成高溫區，高溫環境會使熱力型NO的產生顯著增大。隨著過量空氣系數的增大，燃燒室內最高溫度先升高后降低，熱力型NO的生成量隨之先增大再減小。當λ=7.0時，裝置內燃燒最高溫度和出口w（NO）最低，為最優折算過量空氣系數。

4 結 論

LNG船用天然氣燃燒裝置與常規天然氣鍋爐等燃燒設備相比瞬時流量較大，并且未設計冷卻工質，由與燃燒風并聯的風做冷卻風，模擬時必須考慮自由配風對燃燒和冷卻過程的影響，使計算變得復雜。本文對天然氣燃燒裝置進行數值模擬，計算了不同中心風入口結構和折算過量空氣系數時的速度分布、溫度分布及組分分布等燃燒特性，分析了不同工況下的燃燒特性，并結合實際工程應用情況，確定了該裝置最優結構和運行參數。得到主要結論如下。

（1）天然氣燃燒裝置內輔助風與中心風的配風比是由裝置結構決定的，隨著中心風入口截面積的增大，配風比逐漸減小，裝置內火焰傳播速度和湍流度較低，不利于燃燒反應的發生。當中心風入口截面積為0.34～0.45 m²時，配風比為14.27～17.74，可以點火燃燒；當截面積等于0.5～0.66 m²時，配風比為11.21～13.01，裝置不能著火。

（2）當中心風入口截面積為0.34～0.66 m²時，隨著截面積的增大，最高溫度逐漸降低，平均溫度和出口溫度變化不大，出口w（CO）先增大后減小。中心風入口截面積等于0.45 m²時，裝置內燃燒最高溫度和出口w（CO）最低，能減小高溫對壁面的燒損的同時有效降低NO等污染物的排放，為最優設計結構工況。

（3）在最優設計工況4的結構基礎上改變折算過量空氣系數，即裝置的配風比不變。當λ為4.6、5.2、5.8、6.4、7.0時，隨著折算過量空氣系數的增大，混合氣沿軸線方向上的速度增大，在徑向上的流動減弱，甲烷射流距離減小，燃燒反應在徑向的火焰面積減小。

（4）當λ為4.6、5.2、5.8、6.4、7.0時，隨著過量空氣系數的增大，裝置的最高溫度和w（NO）先增大后減小，平均溫度及出口排煙溫度線性降低，折算過量空氣系數為4.6時不能滿足排煙溫度標準。當折算過量空氣系數為7.0時，裝置內最高溫度和出口溫度最低，并且NO生成量和出口濃度最低，為最優運行參數工況。

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（編輯 杜秀杰）