双锥燃烧器外侧风道传热分析

刘振宇1,2,3,张 鑫1,2,3,程晓磊1,2,3,尚庆雨1,2,3

(1.煤炭科学技术研究院有限公司，北京 100013；2.煤炭资源高效开采与洁净利用国家重点实验室，北京 100013；3.国家能源煤炭高效利用与节能减排技术装备重点实验室，北京 100013)

摘 要：为解决煤粉工业锅炉燃烧器风冷外壁过热问题，通过数值模拟对双锥燃烧器外侧风道传热进行了分析。模拟结果与实际相符，燃烧器风冷前锥外壁存在条带状高温区，且最高温点位于二次风入口对侧。由于外壁面的切向热传导，实际温度分布比模拟结果均匀，但两者规律一致。在50%～100%负荷内，随着燃烧器负荷降低，由于煤粉在燃烧器中停留时间增长，燃烧进程增加，外壳温度呈显著上升趋势。分析了加入回流挡板、增设隔热层2种结构优化对燃烧器外侧风道传热的影响。2种方式均可有效缓解燃烧器外壁过热问题，但加入回流挡板增加了二次风阻力，增设隔热层会使风冷前锥温度上升。

关键词：双锥燃烧器；外侧风道；传热；数值模拟

0 引 言

煤粉工业锅炉系统经过近10年的发展，在国内已得到广泛应用[1]。双锥燃烧器作为煤粉工业锅炉燃料点火和组织燃烧的设备，其稳定性和可靠性已在长期工业实践中得到验证[2]。近年来随着新建锅炉吨位的增大，发现≥21 MW的燃烧器在长期运行中外壳存在局部油漆变色现象，变色区域位于外侧风道二次风入口平面，呈条带状分布。经红外测温仪检测发现，锅炉运行时燃烧器外壳油漆变色区域温度明显偏高。为解决该问题，需要对双锥燃烧器外侧风道传热进行分析。国内外关于燃烧器传热的模拟[3-5]和实验[6-8]研究大多集中于燃烧区域和传热翅片。其中，数值模拟在双锥燃烧器上的应用效果已经得到验证[9-10]，但其研究对象同样为燃烧反应区，并未考虑外侧风道传热问题。而通过流固耦合的方式计算传热问题，在涡轮叶片[11]、发动机[12]、建筑[13]等方面均有成功运用。结合燃烧器热态模拟和外侧风道耦合传热分析，可用于分析双锥燃烧器外侧风道传热问题。

1 双锥燃烧器及外侧风道结构

图1为双锥燃烧器结构示意。锅炉运行时，空气由二次风道进入燃烧器外侧风道，经过导流叶片进入燃烧反应区。由于高温区集中于燃烧器后锥部分，燃烧器后部采用水冷散热，受热量较小的前部利用外侧风道的空气冷却。前锥材质为1Cr20Ni14Si2不锈钢(导热系数14.65 W/(m·K)[14])、外侧风道材质为Q235碳钢。

2 计算方法与模型参数

模拟计算使用计算流体力学软件 ANSYS Fluent，有限元网格划分使用软件ICEM。

2.1 煤质参数及配风量

煤粉燃烧热态模拟分析需要确定煤粉成分及粒度分布。煤样来源于神东补连塔矿区制粉站，与锅炉日常使用燃料相同。煤质数据由煤炭科学技术研究院有限公司煤质检测中心检测，工业分析及元素分析数据见表1。

表1 煤质分析
Table 1 Coal quality analysis %

计算时空气过量系数α设为1.2，1 kg煤粉配风量[15]为

V=1.2××(1.866 7×+5.555 6×

煤粉粒度分布由BT-2002激光粒度仪测量，拟合为Fluent中可用的Rosin-Rammler分布。该分布律公式为

式中,F(d)为累计百分数；d为煤粉粒径，μm;d50为煤粉中位径，μm；m为分布系数。

其中，中位径d50=33.32 μm，分布系数m需要通过拟合得出，将式(2)对数化

ln{-ln[1-F(d)]}=m(lnd-lnd50)(3)

将煤粉粒径分布数据带入式(3)中，绘制图表，得到图2。

对图2中数据进行线性拟合，得到拟合直线公式y=1.148 7x-0.211 7。分布系数m=1.148 7，代入式(2)中，得到煤粉Rosin-Rammler分布式

2.2 物理模型及有限元划分

模型按照神东石圪台矿锅炉房3号锅炉燃烧器进行等比例建模，全结构化网格划分，总网格数约20万，对近壁面网格采取加密处理。

网格雅克比行列式权重值(用于表征网格长宽畸变)>0.5，埃里克森偏度(用于表征网格角度畸变)>0.6，满足煤粉燃烧热态模拟计算条件。

2.3 计算模型与主要参数

为提高精度，下述模拟均采用双精度求解器进行求解。由于燃烧反应区存在强旋流，黏度模型使用可实现性k-epsilon双方程模型，近壁面函数使用进阶壁面模型。

煤粉在双锥燃烧器中的反应属于非预混燃烧，可使用通用有限速率模型计算，湍流与化学反应相互作用采用涡耗散模型。由于煤粉颗粒在流场中的最大体积分数远小于5%，使用离散相模型注入煤粉颗粒，追踪颗粒步数40 000，步长0.002 5 m，计算中考虑粒子辐射相互作用。

煤粉物性参数采用2.1节中的实测数据，Rosin-Rammler分布。

本文考虑的核心问题为传热，由于燃烧区域最高温度≥1 000 K，不能忽略辐射传热，由于模拟中存在光学厚度(optical thickness)<2 m的区域，使用离散坐标(DO)辐射模型计算辐射传热。

2.4 边界条件设定

一次风道末端回流帽出口设为煤粉入口边界，煤粉在该面上均匀注入，流量为0.83 kg/s，参数使用2.1中实测数据。

二次风道截面设为质量流量入口边界(mass-flow-inlet)，流量为8.6 kg/s，湍流强度(Turbulent Intensity)为3.02%，水力直径(Hydraulic Diameter)为0.71 m。

出口为燃烧器出口截面，回流湍流强度(Backflow Turbulent Intensity)为3.5%，回流水力直径(Backflow Hydraulic Diameter)为0.61 m。

风冷部分内侧壁面由于两侧均为计算域，热传递使用耦合(Coupled)方式计算，壁面厚度0.01 m，壁面导热系数设为14.65 W/(m·K)。外部壁面由于仅内侧为计算域，且热流率未知，近似设为绝热壁面。

3 燃烧器外侧风道传热及外壁温度分布

3.1 外侧风道传热分析

燃烧器运行中的所有热量均来源于煤粉在反应区的燃烧放热。在风冷部分的外侧风道中，热量传递形式包括传导、辐射和对流。

热传导发生在风冷前锥、外壁的金属壁面内部；热辐射发生在风冷前锥、外壁、二次风空气之间，由于空气的黑度很低，因此主要辐射传热包括风冷前锥对外壁的辐射，和外壁对风冷前锥的逆辐射；热对流同样发生在风冷前锥、外壁、二次风空气之间，由于二次风温度低于两侧壁面温度，因此热量主要传递方向为风冷前锥二次风空气、外壁二次风空气。

上述热量传递中，通过辐射形式传递给外壁的热量大部分散失于大气中；通过对流形式传递给二次风的热量则最终重新进入燃烧反应区。

3.2 外壁温度分布

图3为实际燃烧器油漆变色区域示意，变色区域起始于二次风道入口附近，呈条带状分布。

图4为21 MW燃烧器额定负荷时的外壁温度分布。可以看出，燃烧器外壁温度分布具有以下特点：

1)受挡板对热辐射的屏蔽作用影响，大部分风冷前锥的热量通过辐射传递至外壁后侧，形成条带状高温区B，与图3中的实际油漆变色区域吻合。而受辐射热较少的外壁前侧形成低温区C。

2)由于外侧风道呈环状结构，当二次风流经离入口最远的位置时，气流流量下降、温度提高，形成一个对流换热量最小的A区域。由于温度传递方向为外壁二次风空气，因此在该位置形成最高温度点A。

3)风冷前锥最高温度896 K，平均温度651 K；外壁最高温度507 K，平均温度344 K。外壁受辐射热功率30.78 kW，对内逆辐射功率11.67 kW，流过外侧风道的二次风对流换热功率55.65 kW。从模拟结果来看，满负荷时外侧风道虽然存在高温条带状区域，但其大部分区域温度介于340～440 K，不足使燃烧器外壁油漆变色，形成图3中的白色区域。

3.3 模拟计算温度分布与实测数据对比

实测数据测量工况接近额定负荷，测量仪器为红外测温仪。分别测量A、B、C区域温度，其中A区域测量二次风入口对侧点；B、C分别在对应区域内取4个对称点，测量数据取平均值，与对应点模拟数据平均值对比。模拟计算温度与实测数据比结果如图5所示。

实际燃烧器外壁温度分布规律与模拟结果相同，符合3.2节中总结的规律。但实测数据中A、B、C三个区域温度差小于模拟结果，尤其是范围较小却存在明显温度峰值的A点。这可能是由于模拟计算壁面内的传热时，仅考虑热量在壁面法线方向的热传导。而实际壁面内部存在切向热传导，使得实际温度分布比模拟计算中的温度分布更均匀。

4 燃烧器不同负荷下的传热差异

由于该锅炉曾长期在较低负荷下运行，且根据经验在低负荷下燃烧器外壁过热问题较为突出，下面将对不同负荷下燃烧器外侧风道传热进行分析。

锅炉日常运行过程中负荷调节范围较大，一般50%～100%。当锅炉负荷低于50%时，锅炉容易出现脱火、燃烧不稳定等现象。此处对21 MW在锅炉50%～100%不同负荷工况下燃烧器外壳传热进行分析，如图6所示。

随着锅炉负荷降低，煤粉、空气配入量等比例下降，燃烧器外壳温度分布特点不变，依然存在最高温点A、条带状高温区B及低温区C。但由图6可以看出，随着锅炉负荷的下降，风冷前锥及燃烧器外壳平均及最高温度均呈显著上升趋势，其中高温区域B的温度介于外壳最高温度和平均温度之间。

结合第3节中传热分析，随着锅炉负荷下降，二次风的对流换热功率、外壁受辐射功率均随之上升。但由于对流换热率与温度线性相关，而辐射传热率与温度的四次方成线性关系，所以外壁受辐射功率上升速度远大于二次风的对流换热功率增加速度。不同负荷辐射、对流换热功率如图7所示。由图7可以看出，当锅炉负荷低于65%时，外壁受辐射热功率已经超过二次风的对流换热功率。

由于燃烧器内部空间不变，随着锅炉负荷的降低，空气流速的降低使得煤粉在反应区域停留时间增加。不同负荷下煤粉在燃烧器中停留时间如图8所示，由图8可以看出，煤粉停留时间增加的同时，燃烧器出口氧含量平均值也随之降低，这说明低负荷下煤粉在燃烧器中的反应进程增加，即单位质量煤粉在燃烧器中的放热量增加。同时，由于负荷降低时喷入煤粉总量减少，当负荷降低到一定程度时，煤粉总量减少对放热总量的影响应该会超过煤粉停留时间增加产生的影响。因此，理论上图6中的外壁温度应存在一个最大值，且锅炉正常运行的负荷范围均落在最大值的右侧。

5 结构优化对传热影响

为降低燃烧器外壳温度，需要对外侧风道结构进行优化，从外壳热量来源考虑，可从加强二次风对流传热、减少辐射传热两方面进行。此处分析添加回流挡板、添加隔热层2种方式对燃烧器主要参数的影响。

5.1 添加回流挡板

添加回流挡板相当于在外侧风道增设一个180°折返结构，使得外侧风道截面积明显减小，空气流速提高，对流换热量相应增加。从计算结果来看，对流换热由原始结构的56.72 kW提高到98.14 kW。添加回流挡板后额定负荷下的外壁温度分布如图9所示。外壁温度为300～338 K，远低于原始结构外壁温度，同时基本消除了高温区。

但折返结构增加了风道的阻力系数，对外侧风道入口和出口进行面积分，得到二次风全压损失(阻力)由274 Pa提高到1 873 Pa，增加了对鼓风机扬程的需求。

5.2 添加隔热层

添加隔热层相当于增加了风冷前锥的热阻，同时一定程度上减小了外侧风道截面积。在风冷前锥外壁面添加厚50 mm隔热层后，由于隔热层的存在降低了风冷前锥外侧壁面温度，二次风对流换热功率由原始结构的56.72 kW降低为28.46 kW。外壁温度分布如图10所示，从图10中可以看出添加隔热层后温度分布与原始结构相比变化不大，但数值上明显下降。

该结构外侧风道全压损失为289 Pa，比原始结构的274 Pa相比变化不大，阻力明显小于回流挡板结构。但由于风冷前锥热阻的增加，其满负荷下平均温度由651 K上升至745 K，增加了风冷前锥过热的风险。

6 结 论

1)受外侧风道对流、辐射传热的综合影响，双锥燃烧器风冷前锥外壁后侧存在条带状高温区，且最高温点位于二次风入口对侧。该高温区与实际油漆过热变色区域吻合。

2)实测燃烧器外壁温度分布与模拟结果规律相同，但由于外壁面的切向热传导，实际温度分布比模拟结果均匀。

3)在50%～100%负荷内，随着燃烧器负荷降低，外壳温度呈明显上升趋势。这主要是由于低负荷下煤粉在燃烧器中停留时间较长，燃烧进程增加造成放热总量的上升。

4)增设回流挡板、保温层均可有效缓解烧器外壳过热问题。但回流挡板增加了燃烧器空气阻力，对鼓风机扬程的要求提高；加入保温层会使风冷前锥温度上升，在锅炉较低负荷下会提高前锥壁面损坏的风险。

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Heat transfer analysis of outside air duct of double tapered burner

LIU Zhenyu1,2,3,ZHANG Xin1,2,3,CHENG Xiaolei1,2,3,SHANG Qingyu1,2,3

(1.Coal Science and Technology Research Institute Co.,Ltd.,Beijing 100013,China;2.State Key Laboratory of Coal Mining and Clean Utilization,Beijing 100013,China;3.National Energy Technology & Equipment Laboratory of Coal Utilization and Emission Control,Beijing 100013,China)

Abstract:In order to solve the overheating problem of external wall which was installed in burner of pulverized coal industrial boiler,the heat transfer of outside air duct was analyzed by numerical simulation.The simulation results reflected the actual situation accurately,the outer wall of front cone was in a strip temperature zone,and the maximum temperature point was located at the opposite side of inlet.The actual temperature distribution was more uniform than the simulation results due to the tangential heat conduction of outer wall surface.At the rated load scope of 50% to 100%,with the decrease of burner load,the shell temperature increased significantly.This was because long residence time led to long combustion process.The add of reflux baffle and insulation layer could effectively control the heat accumulation problem,while the reflux baffle increased secondary air resistance,the insulation layer increased the temperature of air cooling front cone rised.

Key words:double tapered burner;outside air duct;heat transfer;numerical simulation

中图分类号：TQ536

文献标志码：A

文章编号：1006-6772(2016)02-0073-06

收稿日期：2015-11-29；责任编辑孙淑君

DOI:10.13226/j.issn.1006-6772.2016.02.016

作者简介：刘振宇(1987—)，男，江苏徐州人，实习研究员，硕士，从事煤粉燃烧方面的科研工作。E-mail：lzy_13579@139.com

引用格式：刘振宇,张 鑫,程晓磊,等.双锥燃烧器外侧风道传热分析[J].洁净煤技术，2016，22(2)：73-78.

LIU Zhenyu,ZHANG Xin,CHENG Xiaolei,et al.Heat transfer analysis of outside air duct of double tapered burner[J].Clean Coal Technology，2016，22(2)：73-78.