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多孔介质燃烧-换热器内燃烧和传热的数值模拟点击：1842 日期：[ 2014-04-26 21:36:01 ] |
| 多孔介质燃烧-换热器内燃烧和传热的数值模拟 徐有宁1,史俊瑞1,解茂昭2,薛治家1 (1.沈阳工程学院沈阳市循环流化床燃烧技术重点试验室,辽宁沈阳110136;2.大连理工大学能源与动力学院,辽宁大连116024 ) 摘 要:通过建立二维数值模型研究了多孔介质燃烧-换热器内的燃烧和传热。研究系统配置对燃烧-换热器热效率和压力降的影响。结果表明,换热管的纵向距离对燃烧器内温度分布、传热速率和压力损失有显著的影响。减小换热管纵向距离,热效率和压力损失增大,而换热管的水平距离对热效率和压力损失的影响很小。另外,增大小球直径导致热效率增大和压力损失的急剧减小。数值模型的有效性通过实验进行验证。 关键词:多孔介质;燃烧-换热器;二维单温模型;传热;压力损失;温度 中图分类号:TK411. 1 文献标识码:A 文章编号: 1001-2060(2010)06-0648-05 引 言 将多孔介质燃烧器和换热器集成于一体的多孔介质燃烧-换热器,具有功率调节范围大、结构紧凑、热效率高和污染物排放低等优点[1~3]。Trimis和Durst设计的多孔介质燃烧-换热器[1],比同功率常规换热器体积缩小了20倍,负荷调节为1∶20,在过量空气系数为1. 1~1. 8时,烟气排放中CO体积分数小于10-5,NOx体积分数为(2~20)×10-6。Xiong等人实验研究了多孔介质燃烧-换热器的燃烧稳定性、传热速率和污染物排放[2~3]。Malico等人以文献[1]为原型,将螺旋形盘管简化为换热器区域[4],应用二维模型和简化机理研究了燃烧和污染物的形成。在Mohamad等人的分析中[5],将圆形换热管简化为方形,因此预测的管壁附近的流场和压力分布与实际有较大的差异。 为了最大限度回收燃烧器出口蓄积的热量,研究者又开发了往复流多孔介质燃烧-换热器[6~9]。Contarin等人将换热器嵌入到燃烧器两端[6],组织了当量比为0. 1~1的甲烷/空气稳定燃烧,热效率达70% ~80%。随后, Contarin等人研究了往复流多孔介质燃烧-换热器[7],但模型中没有考虑换热器的具体形状。与文献[6]换热器布置方式不同,Jugjai等人将换热器布置于中间区域[8~9],预混气体可单向或往复流动。 另外,程乐鸣研究组实验研究了多孔介质燃烧-换热器[10]。本研究以Xiong等人的多孔介质燃烧-换热器结构为原型[2],考虑换热器的具体形式,通过二维单温模型,分析燃烧-换热器内的温度、流场和压力损失等。通过数值计算,研究换热管中心距和填充床小球直径对热效率和压力损失的影响,为多孔介质燃烧-换热器的优化设计和开发提供指导。模型的有效性通过实验进行验证。 1 数值模拟 1. 1 问题描述 考虑到换热管的对称布置[2~3],为控制计算成本,只取其中一部分代表整个二维平面作为计算域,如图1所示,其余部分关于y=0和y=12. 7 mm两侧对称。燃烧器内填充了直径为6 mm的氧化铝小球,在燃烧器下游嵌入两根直径为12. 7 mm的换热管。为防止回火,将燃烧控制在隔火管的下游,在入口嵌入直径较小的隔火管。需要指出的是,文献[2]对隔火管未作说明,本研究经试算并与实验结果比较,最终确定了该管的尺寸和位置。为叙述方便,由燃烧器的入口起的3排换热管,分别称为隔火管、第一排和第二排换热管。 1. 2 控制方程 假定混合气体为理想气体,气体在多孔介质中的流动为层流;多孔介质为光学厚介质;忽略气体的辐射;化学反应简化为单步总包反应;假定混合气体和多孔介质固体(氧化铝小球)处于当地热平衡,即假设气体和多孔介质固体温度相同;填充床简化为均匀连续介质。根据以上假设,建立如下控制方程: 需要指出的是,实验中小球直径为6 mm[2~3]。为研究小球直径的影响,计算中分别取小球的直径为8、6、4和2 mm。换热管的直径为12. 7 mm,堆积小球和换热管、隔火管处有明显的边壁效应,近壁处的孔隙率大于中心区域的的孔隙率。近壁处的孔隙分布对流动和传热有直接的影响。近壁处孔隙率增大,该处压力降减小,同时热弥散和多孔介质表观导热系数(1-ε)λs减小,并导致有效导热系数减小。本研究不考虑边壁效应,将填充床简化为均匀连续介质,将导致数值计算预测的热效率偏大。 1. 3 边界条件及求解 运用CFD软件包fluent6. 1进行求解。为了模拟点火过程,给定位于隔火管下游1 800 K的高温区域。在换热器管壁附近的物理量变化剧烈,对该处网格进行了加密,并对整个网格进行了无关化检验。通过管壁的热流密度q、热流Q1、热效率η以及总热阻Rt分别为: 式中:h—换热管内工质与内壁的对流换热系数[5],ri,r0,ktube—换热管的内外壁半径和导热系数;在给定换热管内工质水的温度和对流换热系数后,燃烧器内气体与换热器之间的换热由Fluent内部模型计算。多孔介质与换热器之间的接触热阻Rcon与小球填充方式、小球与管壁的之间作用力等有关,由于实验中未作描述,其值的选取很困难,本研究取自文献[5]。Q—理想情况下的燃烧反应热,燃烧器功率为ρAug, inYCH4, inh0,A—气流流通面积。传热速率给定为Q1/S,其中S为换热面积。除特殊申明外,计算中小球的直径均为6 mm。 2 结果与分析 2. 1 温度、压力损失和速度分布 图2是燃烧器功率为35. 3 kW和过量空气系数为1. 292时预测的温度、压力损失和流速分布。图2表明,燃烧-换热器内温度、压力损失和流速分布呈现二维分布。由图2(a)看出,隔火管上游温度接近于环境温度,起到防回火的作用。而在隔火管的下游,温度急剧上升,密实的等温线预示着发生了燃烧,同时也说明,火焰区与隔火管有强烈的热量交换。随后温度达到1 821 K且高温区域非常宽。由于该处没有换热管,温度变化不大。在第一排换热管上游附近,气体与换热器进行热量交换,温度开始急剧下降,在第二排换热管的上游和下游,温度变化情况与第一排类似。在燃烧器出口温度仍然很高,约950 K。 图2(b)显示,总的压力损失约为556 Pa。由于填充床为6 mm的小球,孔隙率较大,气体的渗透性好,故压力损失并不大。其中在第一排和第二排管附近,由于气体流通通道变窄,气体流速较大,故压力损失增大较快。从图2(c)可以看出,燃烧器内的流速变化较为剧烈。燃烧器入口处速度为2 m/s,紧邻隔火管下游,速度变化非常剧烈,最大值达到8. 6 m/s,这是由于气体燃烧后体积膨胀,密度减小引起的。其中在第一排和第二排换热管附近,由于流通面积较小,该处流速明显增大,因此压力损失也大。在两排管的后面存在明显的尾迹区,该处流速较小,如在第二排管的背面,流速只有1. 1 m/左右。 2. 2 换热管纵向相对距离的影响 本文分别研究横向和纵向相对距离对热效率和压力损失的影响。与实验保持一致[2~3],纵向相对距离St/D定义为换热管纵向中心距(St)与换热管直径(D)的比值;横向相对距离Ht/D定义为换热管横向中心距(Ht)与D的比值。研究横向距离的影响时,固定隔火管和第一排换热管位置,横向移动第二排管到预定位置。研究纵向距离的影响时,固定隔水管和第三排管,等距离纵向移动第二排管。 图3给出了纵向距离St/D=1, 1. 2和1. 8,燃烧-换热器功率为12. 5, 16. 3和35. 3 kW时数值预测的热效率。为了验证模型,图中同时标出了实验值。由图3看出,换热管纵向相对距离对热效率有显著的影响。随纵向相对距离的增大,换热器的热效率降低。这是容易理解的,因为随纵向距离减小,气体的流速增大,故换热效果增强,热效率增大。数值计算与实验取得了相同的趋势,二者吻合的很好,在St/D=1时,数值预测的热效率大于实验值,但误差小于11%。计算的3种工况表明,减小换热管纵向距离导致压力损失增大但不超过10%,说明纵向相对距离对压力损失的影响很小。 图3同时表明,随功率的增大,热效率降低。这是由于过量空气系数一定,随功率的增大,燃烧器入口气流速度线性增大,虽然燃烧器内流速增大有利于气流与换热管热量交换,但数值计算的结果表明,流速的增大同时导致火焰向下游移动,因此高温烟气流经换热管的有效面积减小,出口烟气温度降低。 为了验证数值模型的有效性,图4给出了实验测量和数值计算得出的燃烧区最高温度和烟气出口温度。由图4可以看出,过量空气系数对燃烧区最高温度和燃烧器出口温度有显著的影响。数值预测值与实验值取得了相同的趋势。在功率为45 kW时,随过量空气系数增大,燃烧器出口温度增大。这是因为随过量空气系数增大,火焰向下游移动,同时热效率下降,导致燃烧器出口温度升高。数值预测的燃烧器出口温度低于实验值,但最大误差小于10%,说明数值模型较好地预测了燃烧器出口温度。 造成误差的原因,可能与多孔介质辐射系数的选取不准确有关。数值预测的燃烧区最高温度大于实验值,当过量空气系数为1. 42时,误差增大。究其原因,可能是层流模型所致,因为功率一定,随过量空气系数的增加,流速增大,湍流的作用不可忽略。 2. 3 换热管横向相对距离的影响 为研究横向相对距离Ht/D的影响,计算了Ht/D=1, 1. 33和2时的3种换热管布置的热效率和压力损失,如图5和表1所示。为清晰起见,图5中未标出Ht/D=1. 33的计算结果。由图5可以看出,在横向相对距离增大为2时,热效率增大,但并不显著。数值预报的热效率与实验取得了相同的趋势,最大误差不超过10%。表1显示,横向相对距离对压力损失的影响很小,Ht/D=1时,总的压力损失约为365 Pa,随横向相对距离的增大,压力损失增大,但增大的幅度很小。 2. 4 填充床小球直径的影响 由动量方程和压力降公式可以看出,小球直径影响动量方程的源项,并由此影响气体速度和温度分布。随小球直径的减小,孔隙率减小,气体的渗透性变差,压力损失增大。图6表明,填充床中小球直径对燃烧-换热器的热效率和压力损失有显著的影响。随着小球直径的增大,热效率增大,同时压力损失急剧减小。当小球直径由2 mm增大到8 mm时,热效率由0. 50增大到0. 55,而压力损失由6 091 Pa减小到292 Pa。 3 结论和建议 (1)换热管纵向相对距离对热效率有显著的影响。当纵向相对距离由1. 8减小为1时,热效率由52%减小为38%。而换热管的横向相对位置对热效率和压力损失的影响很小。 (2)填充床小球直径对热效率和压力损失的影响很大。当小球直径由2 mm增大到8 mm时,热效率由0. 50增大到0. 55,而压力损失由6 091 Pa减小到292 Pa。 参考文献:略 |
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