空氣預熱溫度對天然氣加熱爐內溫度場和NOx排放的影響

周仲偉，郭 韻

（上海工程技術大學機械與汽車工程學院，上海 201620）

0 引言

天然氣在使用過程中常常需要加熱，如在天然氣的開采和運輸過程中需要借助加熱爐將天然氣加熱至適宜溫度，防止由于天然氣溫度過低而導致其中含有的水合物析出凝結成固體,進而堵住管道設備引起事故。此外，在液化天然氣(LNG)輸配應用系統中，要使LNG氣化，也必然需要對其加熱[1,2]。然而，天然氣加熱爐卻存在很多性能缺陷，比如結構龐大、污染物排放濃度高和傳熱效率低等，因此對天然氣加熱爐進行節能優化研究顯得尤為重要。很多學者對如何提高加熱爐的傳熱效率和降低燃燒污染物排放等方面開展了大量工作。

尹洪超等[3]針對某烯烴廠芳烴加熱爐在不同空氣預熱溫度情況下的燃燒狀況和 NOx排放規律做了研究，并由此得出了針對該加熱爐的空氣預熱最佳溫度。張永學等[4]用計算燃燒學的方法對某石化公司F101立式圓筒加熱爐內的溫度場進行了計算，實際工況溫度計算結果與現場測試結果吻合良好，表明了當空氣預熱溫度達到最佳值時，加熱爐熱效率最高。張琳等[5]以某石化公司的 F1001常壓爐為研究對象，采用非預混湍流擴散燃燒PDF模型對不同空氣預熱溫度下爐內的燃燒過程進行了數值模擬，其結果為某企業常壓爐的運行監控提供了參考依據。Nishimura M等[6]采用蓄熱式煙氣余熱回收裝置，用煙氣余熱對空氣進行預熱，最大程度的回收了高溫煙氣中的顯熱，使排煙溫度下降到 150℃左右。巨大的余熱回收潛力使得工業爐平均節能30%以上，某些高效節能爐甚至達到55%。

目前，針對采用天然氣加熱爐實物模型作為研究對象，并同時考慮燃燒參數對燃燒性能及介質傳熱影響的研究較少。本文以一臺設計負荷為130kW的圓筒式天然氣加熱爐為研究對象[7]，針對不同的空氣氧化劑預熱溫度，通過ANSYS FLUENT軟件對火筒內的燃燒過程及整個加熱爐的傳熱過程進行數值模擬，得到加熱爐內溫度場和濃度場的分布規律，為天然氣加熱爐的實際運用和優化設計提供了參考依據。

1 圓筒式天然氣加熱爐結構

圓筒式天然氣加熱爐是將燃料燃燒產生的熱量傳給被加熱介質而使其溫度升高的一種加熱設備，它的結構如圖 1(a)所示。被加熱介質（天然氣）在殼體內的對流管束中，由充滿爐內空間的中間載熱介質（如水，乙二醇或導熱油[8-10]）加熱對流管束中的氣體，而中間載熱介質由火筒直接加熱。火筒是火管和煙道管束的總稱。在火筒中，具有燃燒室功能，而且主要傳遞輻射熱的加熱部件稱為火管；與火管相連通，且主要傳遞對流換熱的加熱部件稱為煙道管束。

圖1 (a)氣體加熱爐結構簡圖Fig.1 (a) structural diagram of gas heating furnace

燃燒器采用套筒式進料方式，如圖 1(b)所示。內圈為燃料氣進口，外圈為空氣進口，燃料氣和空氣均沿豎直方向進入火筒[11-13]。該燃燒器的燃料氣和空氣在噴嘴外一邊混合一邊燃燒，其燃燒性能主要取決于進口燃料氣和空氣的溫度、角度和速度等。

2 模型建立

2.1 物理模型與網格劃分

本文對天然氣加熱爐進行了合理的簡化，使用SolidWorks軟件建立了物理模型。圖2（a）為天然氣加熱爐的三維物理模型圖。圖2（b）為Y=-0.255 m處加熱爐截面圖。各部件的尺寸和規格列于表 1。在具體實驗過程中，為了獲得對流管束出口處的排煙溫度，采用了JNT公司的infra-view紅外線爐膛溫度計對排煙溫度進行了測量。該溫度計采用非接觸測量，測量溫度范圍是120℃～1650℃，測量精度可達1%，可以對加熱爐運行過程中的排煙溫度進行實時檢測[14,15]。

圖2 (a)天然氣加熱爐三維物理模型Fig.2 (a) 3D physical model of natural gas heating furnace

表1 燃氣加熱爐規格Tab.1 specification of gas heating furnace

選擇ICEM軟件對物理模型進行非結構化網格劃分，并對燃燒器和各進出口面進行局部網格加密。通過網格無關性檢驗，確定最佳網格數為11609508。

2.2 求解模型選擇

湍流模型選擇標準 k-ε雙方程模型，輻射模型分別采用DO模型和P-1模型，燃燒模型選擇非預混擴散燃燒模型，NOx模型選擇熱力型NOx模型。其中，在非預混燃燒模型中計算分子間化學燃燒反應速率常用公式為阿倫尼烏斯公式(Arrhenius Equation)[16-18]。例如，燃料與氧氣的反應速率為：

式中，0A為前置因子，E稱為實驗活化能，一般可視為與溫度無關的常數，其單位為kJ/mol；R，摩爾氣體常數，單位J/mol K?；E/R為活化溫度；T為反應溫度。

標準k-ε雙方程模型由一個精確方程（k方程）和一個由經驗公式推導出來的方程（ε方程）組成，它們分別為：

湍流動能k方程：

湍動能耗散率ε方程：

2.3 邊界條件

天然氣加熱爐內流動的氣體可看作不可壓縮流體，且假設火筒內燃燒過程為穩態燃燒。火筒內的燃料為天然氣，其組成成分及低位發熱量如表2所示。由于天然氣加熱爐的設計負荷為130 kW，燃料的低位發熱量為50660.7 kJ/kg。因此，燃燒器燃料質量流量為0.0026 kg/s。理論空氣量與燃料流量之比為14.56，得到理論空氣量為0.038 kg/s。過剩空氣系數設為1.2，得到實際空氣量為0.046 kg/s。燃料入口和空氣入口均采用速度入口邊界條件，則進一步可算得燃料入口速度為 32.9 m/s，空氣入口速度為9.3 m/s。且設定燃料入口壓力為0.12 MPa，空氣入口壓力為8 kPa。煙氣出口設為壓力出口邊界條件，出口壓力設為-20 Pa。

表2 燃料氣質量分數和低熱值Tab.2 Fuel gas mass fraction and low calorific value

對流管束內流動的為被加熱介質，其中設定對流管束入口為速度入口邊界條件，入口速度為1.67 m/s，入口壓力為5.5 MPa，溫度為280 K[19]。對流管束出口設為壓力出口邊界條件。為了能夠在模擬燃燒的同時得出中間載熱介質和對流管束的溫度場，將火筒和對流管束壁均設為耦合壁面，燃燒器壁面和圓筒壁設均為絕熱壁面。壓力-速度方程的耦合方法選擇Coupled算法。

根據上述的物理數學模型及邊界條件等的設置，通過ANSYS FLUENT軟件進行模擬。將煙道管束出口處的煙氣數據模擬結果與實測值作比較，其相對誤差的絕對值均小于10%，驗證了模型及條件設置的合理性。比較結果如表3所示。

表3 模擬數據和測量值的比較Tab.3 Comparison of simulated data and measured value

3 計算條件及結果分析

3.1 計算條件

在加熱爐幾何結構不變的前提下，提高燃料氣、空氣的預熱溫度，可以顯著增加理論燃燒溫度，從而提高加熱爐的整體傳熱效率。在燃料氣溫度為300 K，空燃氣射流參數均不變的條件下，選取空氣預熱溫度分別為300 K、400 K、500 K和600 K研究加熱爐內溫度場和濃度場分布。

3.2 結果分析

（1）溫度場分析

圖 3和圖 4中(a)、(b)、(c)、(d)四個圖分別對應的是在DO和P-1輻射模型下，空氣預熱溫度分別為300 K、400 K、500 K和600 K時，在Y=-0.255 m截面處的溫度分布云圖。從圖中可以看出，不管是采用DO還是P-1輻射模型，各空氣預熱溫度下所對應的溫度云圖趨勢基本相同，說明采用這兩種輻射模型可以起到相互驗證模擬結果的作用。當空氣的預熱溫度為300 K時，燃料燃燒都發生在火管的中部，燃燒區離燃燒器的距離相對較遠，燃料的著火過程出現明顯的滯后，且燃燒區域狹小。隨著空氣預熱溫度的升高，燃料的著火過程逐漸提前，高溫燃燒區出現在火管的前端，且燃燒體積逐漸變大。這是因為高溫空氣加快了燃料和氧化劑的反應速率，并使得達到燃燒條件的燃氣量增多。在空氣預熱溫度達到400 K時，火筒內出現明顯的彌散狀火焰，燃燒區域基本充滿整個火管，火管和煙道管束內的溫度分布也趨于均勻，這有利于燃料的充分燃燒。而當空氣預熱溫度從400 K升高到600 K時，雖然著火過程不斷提前，但是燃燒區域卻逐漸減小。這主要是因為隨著空氣預熱溫度的升高，空氣和燃料氣的溫差也不斷的增大，這導致燃燒反應越來越不穩定，過高的空氣預熱溫度使得燃料在燃燒器出口附近便已迅速完成燃燒，致使火筒內出現局部過熱，火筒整體溫度分布不均，并且火筒壁局部過熱區容易發生燒穿現象。

圖5顯示的是在不同空氣預熱溫度下燃料燃燒的放熱量和對流管束內被加熱氣體的吸熱量。從圖中可以看出，隨著空氣預熱溫度的提高，DO和P-1輻射模型下放熱量和吸熱量均呈現先升高后降低的趨勢。當空氣預熱溫度從300 K升至400 K時，DO模型下燃料燃燒放熱量從117.8 kW上升至128.3 kW，對流管束內被加熱氣體吸熱量從 98.9 kW 上升至112.6 kW；P-1模型下燃料燃燒放熱量從115.2 kW上升至124.7 kW，對流管束內被加熱氣體吸熱量從88.5 kW上升至107.9 kW。燃料燃燒放熱量越高，即表明燃料燃燒充分，而對流管束內被加熱氣體吸熱量越多，即表明加熱爐內中間載熱介質的傳熱效率越高。這說明隨著空氣預熱溫度從300 K上升至400 K，燃料的燃燒更加充分，中間載熱介質的傳熱效率也越來越高。而當空氣預熱溫度從400 K上升至600 K時，燃燒放熱量和被加熱氣體吸熱量都在不斷減小，說明當空氣預熱溫度大于400 K時，繼續升高預熱溫度并不能促進燃料的充分燃燒和中間載熱介質的傳熱，反而降低了燃燒放熱量和對流管束中被加熱氣體的吸熱量。結合圖3和圖4的溫度云圖可知，過高的空氣預熱溫度，導致燃料過早燃燒，且燃燒不充分，火筒內出現局部過熱，火筒整體溫度分布不均，進而導致中間載熱介質受熱不均，爐內介質流場混亂，傳熱效率降低。

圖3 采用DO模型時在Y=-0.255 m截面處不同空氣預熱溫度下的溫度云圖Fig.3 Temperature nephogram of different preheating temperature of air at y = -0.255 m section with DO model

圖4 采用P-1模型時在Y=-0.255 m截面處不同空氣預熱溫度下的溫度云圖Fig.4 Temperature nephogram of different preheating temperature of air at y = -0.255 m section with P-1 model

圖5 不同空氣預熱溫度下燃料燃燒放熱量與對流管束內被加熱氣體吸熱量Fig.5 Heat release from fuel combustion and heat absorption of heated gas in convection tube bundle under different air preheating temperature

圖6 所示的是當燃料溫度為300 K，空氣預熱溫度分別為300 K、400 K、500 K和600 K時，煙道管束出口處排煙溫度的模擬平均值與實驗測量平均值的結果比較。其中的溫度平均值是指24根煙管出口處排煙溫度的平均值。從圖6可以看出，煙道管束的排煙溫度在DO模型和P-1模型下的模擬平均值與實驗測量平均值吻合較好，說明模擬結果具有合理性。由于忽略了燃燒器壁和圓筒壁的散熱，所以煙道管束排煙溫度的模擬值一般比實驗測量值高1-10 K。

圖6 排煙溫度模擬平均值和實驗測量平均值比較Fig.6 Comparison between simulated average value and experimental average value of exhaust gas temperature

（2）濃度場分析

圖7所示的是在不同空氣預熱溫度下煙道管束出口排放的NOx濃度值。從圖中可以看出在空氣的預熱溫度從300 K上升至600 K的過程中，NOx的排放量不斷增加。這主要是因為隨著空氣預熱溫度的升高，火筒內的高溫區大大促進了熱力型NOx的生成。在DO模型下，助燃空氣預熱溫度從300 K上升至400 K時，NOx的生成速率還不大，空氣預熱溫度達到400 K時煙道管束出口處的NOx濃度約為118 mg/m3，仍低于國家排放標準150 mg/m3。但當空氣預熱溫度大于400 K時，NOx的生成速率迅速上升，空氣預熱溫度達到500 K時NOx的排放濃度已達 175 mg/m3，超出煙氣中氮氧化物排放濃度的國家標準。同樣的，在 P-1模型下，空氣預熱溫度在400 K時NOx的排放濃度僅為127 mg/m3，但600 K時NOx的排放濃度便達到了190 mg/m3。結合溫度云圖及燃料燃燒放熱量和被加熱氣體吸熱量的數據圖可知，適當地升高空氣預熱溫度，能夠在不過多的生成 NOx的同時提升燃料燃燒的充分性和穩定性，進而增加燃燒放熱量和被加熱氣體的吸熱量，但是過高的空氣預熱溫度則會使NOx的排放量迅速增加，對環境保護不利。從以上分析可知，空氣預熱的最佳溫度為400K，在此溫度下燃料燃燒最充分，燃燒放熱量和對流管束內被加熱氣體吸熱量最高，且煙管束出口排放的NOx濃度符合國家標準。因此在天然氣加熱爐的實際操作過程中，應該在滿足污染物排放標準的情況下選取促進燃料燃燒和介質傳熱的最佳空氣預熱溫度，以達到節能環保的目的。

圖7 不同空氣預熱溫度下煙道管束出口處NOx的濃度Fig.7 NOx concentration at the outlet of flue tube bundle under different air preheating temperature

4 結論

通過數值模擬不同空氣預熱溫度下天然氣加熱爐的溫度場和濃度場，分析得出以下結論。

（1）提高助燃空氣的預熱溫度，燃料的著火過程提前，火焰高溫區域面積增大，整個火筒的溫度分布趨于均勻。但是過高的空氣預熱溫度會使得燃料過早燃燒完全，并在燃燒器出口處出現局部過熱區，易發生火筒壁燒穿現象。

（2）無論是采用DO輻射模型還是P-1輻射模型，隨著空氣預熱溫度的提高，燃料燃燒放熱量和對流管束內被加熱氣體吸熱量均呈現先升高后降低的趨勢，且最高值均出現在預熱溫度為 400K時，即在此溫度下，燃料燃燒最充分，中間載熱介質的傳熱效率最高。在煙道管束出口處排煙溫度的模擬平均值和實驗測量平均值吻合較好，說明模擬結果具有合理性。

（3）NOx的排放濃度隨著空氣預熱溫度的升高而不斷升高，當空氣預熱溫度為 400K時，DO和P-1輻射模型下的 NOx排放濃度分別為 118mg/m3和127 mg/m3，均低于國家標準150 mg/m3。

（4）綜合以上分析可知，130kW天然氣加熱爐的最佳空氣預熱溫度為400K，在工程實際中，可以將天然氣加熱的助燃空氣預熱至 400K左右，以達到節能環保的目的。