多孔介質燃燒器驅動斯特林機傳熱機理研究

燕建軍 張保生

多孔介質燃燒器驅動斯特林機傳熱機理研究

燕建軍 張保生

本文在基于低濃度瓦斯多孔介質燃燒器，研究了多孔介質燃燒器對斯特林機傳熱機理，利用FLUENT軟件對環狀燃燒器一定流量范圍內下進行分析，得出換熱器內部溫度場，搭建了低濃度瓦斯斯特林機發電系統試驗臺，取得了和數值模擬基本一致的結果，驗證了模型的正確性。試驗結果表明：隨著流速的增大，煙氣的出口溫度升高，總傳熱系數升高，傳熱量增大，提高環狀燃燒器煙氣溫度，換熱器總的傳熱功率提高，總的煙氣換熱系數變化不大。

多孔介質燃燒器是近幾十年來發展起來的一種以多孔介質為載體的基于過焓燃燒理論的預混燃燒技術。儲熱介質為可蓄熱球、無機鹽、金屬合金或陶瓷蜂窩體。其主要工作原理是利用多孔介質被高溫燃氣加熱后，能夠形成比氣相介質強得多的熱輻射，增強對預混氣流上游，還未發生化學反應的各組分的預熱作用，大幅度提高燃燒速率，增強火焰的穩定性，提高火焰溫度，從而擴展貧燃極限，并降低有害污染物排放量。國內外對該技術已展開廣泛研究。然而，在國內外已有的研究中，有的只側重某一單一傳熱方式的研究，而不考慮多種傳熱方式耦合傳熱的影響；有的雖然考慮了耦合傳熱，但是采用間接法近似法研究耦合傳熱中的熱輻射傳熱，誤差較大。

本文在基于多孔介質燃燒技術的基礎上，結合斯特林發動機的優勢作用，搭建多孔介質燃燒的斯特林機發電系統試驗臺。將斯特林發動機的外燃特性和多孔介質燃燒器對氣源波動的良好適應性有機結合，構建多孔介質燃燒器驅動斯特林發動機煤層氣發電系統，進行多孔介質燃燒器對斯特林發動機固氣相復合傳熱機理、多孔介質燃燒器對斯特林發動機非穩態傳熱機理的研究。

理論模型

斯特林發動機熱缸是立式的，多孔介質燃燒器置于發動機熱端上部，為避免斯特林發動機振動對多孔介質燃燒器的破壞，多孔介質一般不直接和斯特林發動機接觸。斯特林發動機熱端本質上是光管式換熱器，外部是圓柱形管道，通高溫煙氣，內部加熱管內是空氣。

煙氣從換熱器內壁四周進入，從換熱器上部流出。加熱管內氣體從內環管口進入，從外環管口流出。其物理模型如下圖1所示。

多孔介質燃燒器對斯特林機傳熱方式包括：高溫固體壁面對斯特林機熱端輻射傳熱、高溫煙氣對熱端輻射傳熱、煙氣對流傳熱、煙氣導熱，多孔介質燃燒器出口固體表面溫度和煙氣溫度一般都在1000 ℃以上，煙氣主要成分是H2O和CO2，因此須同時考慮固體表面輻射傳熱和高溫氣體介質輻射。又由于高溫煙氣流過斯特林發動機熱端，因此還須考慮高溫煙氣的對流換熱。

數值模擬

高溫煙氣經過斯特林機熱端，在通過的過程中，高溫煙氣的入口溫度以及入口速度的分布是均勻的。高溫煙氣和空氣進口的溫度保持恒定。為了方便計算通道中的溫度場和流場，我們將采取以下假設：（1）多孔介質為連續的灰色介質。（2）滿足局部熱平衡假設。（3）流動是穩定的湍流流動。（4）考慮高溫煙氣、多孔介質燃燒器端面熱輻射。（5）圓柱形的加熱器內，氣體流動和熱傳遞過程都是軸對稱的分布的，在圓周方向上，氣體的參數是相同的。（6）除了換熱面，加熱器的其余面都是絕熱的，無外界損失。（7）高溫煙氣和氣體都為理想不可壓縮氣體。

斯特林機的熱端盤管為24根相同的倒U型盤管，本文在物理模型中假設為1根倒U型盤管面。根據加熱器的幾何結構抽象出數學模型，畫出加熱器三維模型，進行網格劃分，因為物理模型是軸對稱的，模擬的時候本文只取了模型的四分之一部分，得到如圖2所示的有限元網格，然后將文件導入FLUENT中，建立控制方程，定義邊界條件，采用有限容積法對方程進行離散求解，設定方程迭代的松弛因子和殘差大小，初始化，然后進行迭代計算，收斂后，觀察所要求解的參數，如溫度場。

在計算過程中，采用三維單精度的對稱模型，求解器為基于壓力的隱式穩態求解器，對湍流對流傳熱模擬選擇采用RNG k-ε湍流模型，其運輸方程為：

數值模擬結果及分析

環狀燃燒器不同流速對換熱的影響

圖1　換熱器的熱端實體模型

表1　環狀燃燒器模擬溫度和計算數據表

表2　不同溫度時環狀燃燒器模擬溫度和計算數據表

圖2　換熱器的網格劃分

圖3　不同流量下環狀燃燒器時換熱器截面溫度分布圖

為了分析環狀燃燒器對換熱的影響，模擬過程中，固定煙氣進口平均溫度為950k，高溫固體壁面溫度為845K，壁面發射率為0.96。模擬進口平均流速分別為0.10m/s、0.12m/ s、0.14m/s、0.16m/s時，加熱器的傳熱效果。通過模擬結果和計算，本文得到環狀燃燒器在不同煙氣流量下的煙氣換熱功率與煙氣對斯特林機熱端盤管的傳熱系數見表1。

圖3中顯示的是不同流量下環狀燃燒器時換熱器截面溫度分布圖。

從以上圖表中，可以看出：

（1）隨著流速的增大，煙氣出口溫度從672K到 725K一直升高。

（2）隨著流速的增大，加熱管出口截面平均溫度從461K到523K一直升高，加熱管內平均溫度升高，即隨著流速增加，傳熱量增大。

（3）隨著流速增大，換熱器總的傳熱系數從24.3 W/（m2?K）到29.99 W/（m2?K）一直升高。

由于煙氣流速的增大，在換熱器內，單位流量的煙氣與加熱管發生熱交換的時間縮短，煙氣由于沒有充裕的時間與斯特林機熱端盤管換熱，故煙氣的出口溫度升高；其次，當增大煙氣的流速時，煙氣側的雷諾數升高，努塞爾系數增加，煙氣側的表面對流換熱系數升高，對流換熱量增大；再次，隨著流速（流量）的增大，煙氣在換熱器內的平均溫度升高，輻射傳熱加強，故總的傳熱量變大，換熱器內煙氣對斯特林機熱端盤管總的傳熱系數升高。

環狀燃燒器煙氣不同溫度對換熱的影響

為了分析環狀燃燒器煙氣不同溫度對換熱的影響，模擬過程中，固定煙氣進口平均溫度為950K、1050K，高溫固體壁面溫度為845k，壁面發射率為0.96。模擬進口平均流速為0.14m/s時，加熱器的傳熱效果。

表2顯示了煙氣和加熱管進出口截面平均溫度，并顯示了傳熱量和傳熱系數。

不同溫度下環狀燃燒器時換熱器截面溫度分布圖，如圖4所示。

從以上圖表中，可以看出：

（1）隨著煙氣初始溫度的增大，加熱管出口截面平均溫度從508K到530K升高，加熱管內平均溫度升高，即隨著流速增加，傳熱量增大，換熱器總的傳熱系數從28.37.3 W/（m2?K）到28.89W/（m2?K）稍微變化。

對于煙氣來說，隨著煙氣溫度的增大，煙氣與盤管對流熱交換作用增強，對流傳熱量增大，隨著煙氣溫度的增大，氣體的輻射力增大，輻射傳熱量增大，因此總的傳熱量是增大的，傳熱系數與煙氣的初始溫度影響不大，稍微提高的原因可能有由于煙氣溫度越高，煙氣的光譜輻射力增強輻射換熱系數升高，因此燃燒器對斯特林機熱端盤管總的傳熱系數升高。

實驗研究

實驗裝置及原理

表3　燃燒器為環狀時計算結果

圖4　不同溫度下環狀燃燒器時換熱器截面溫度分布圖

圖5　多孔介質燃燒發電系統示意圖

多孔介質燃燒的斯特林機發電系統如下圖5所示。它主要包括以下幾個部分：斯特林發動機（III），多孔介質燃燒器（IV），配氣裝置（I）參數采集系統以及相關的安全部件。

空氣經壓縮機（1）空氣流量計（2）預熱器（3）進入混氣罐（4），瓦斯氣體從瓦斯罐（5）內流出通過調節閥、瓦斯流量計（6）進入混氣罐（4），通過調節流量來調節混氣罐內瓦斯濃度，混氣罐內預混氣體通過阻火器（7）進入多孔介質燃燒器（8）內燃燒，然后產生的高溫煙氣進入斯特林發動機（9）加熱器（10）內驅動斯特林發動機轉動，斯特林發動機帶動發電機（11）發電。

實驗數據與分析

實驗配比出濃度為4％的甲烷，在燃燒器內燃燒后通入斯特林發動機換熱器內進行換熱，帶動斯特林發動機轉動，通過計算，得出計算結果，如表3所示。

從表3中，可以看出：

（1）隨著流速（流量）的增大，環狀燃燒器煙氣傳熱功率從1561W一直升高到1947W。

（2）隨著流速（流量）的增大，環狀燃燒器煙氣傳熱系數從52.37 W/（m2.K）一直升高到66.1 W/（m2.K）。

實驗結果與數值模擬結果比較

燃燒器為環狀燃燒器時，氣體流量為18m3/h，煙氣進口溫度為973K，設定加熱管內氣體流速為5m/s時的數值模擬結果與實驗測量數據對比。數據如表4所示。

表4　環狀燃燒器對比數據

上述兩表中的數據表明，在實驗平均參數下的模擬值與實驗值結果比較相近，驗證了模擬模型的正確性，但是又有一定偏差。產生偏差的原因主要有以下幾點。

（1）數值模擬邊界條件設定是在理想條件下進行的換熱，無熱量損失，在實驗過程中雖然外部有保溫層，仍會有一定的熱量損失；另外斯特林發動機實際工作時，其加熱管內氣體流速不固定，模擬取流速為固定值；由于上述兩方面原因使得實驗測量結果與數值模擬結果有一定的偏差。

（2）實驗過程中，測量溫度較高處的管壁溫度時，將熱電偶用耐火水泥覆蓋固定在測量點的管壁處，由于測量點被耐火水泥覆蓋，所以測量的溫度較實驗值偏低；測量溫度較低處的管壁溫度時，熱電偶直接接觸管壁測溫，熱電偶由于與煙氣接觸，故測量的溫度值較實驗結果偏高。

結語

本文通過數值模擬與實驗的方法對斯特林發動機加熱器內的換熱效果進行研究，通過對斯特林機加熱器內結構參數研究，分別對環狀燃燒器不同流量工況下對比分析、環狀燃燒器不同煙氣溫度工況下對比分析得到相應情況下的溫度場。結果表明：隨著流速的增大，煙氣的出口溫度升高，總傳熱系數升高，傳熱量增大，提高環狀燃燒器煙氣溫度，換熱器總的傳熱功率提高，總的煙氣換熱系數變化不大。

10.3969/j.issn.1001-8972.2015.24.006