高温空气产生系统冷态试验研究

高温空气产生系统冷态试验研究

高温空气氧化技术（hmg）是近年来生物化学领域最新兴起的一个重要研究方向。通过使用超过燃料消耗温度的高温空气，将固体燃料（如垃圾和生物燃料）氧化，不仅实现低焦油体积分数低和中热值高的焦油体积，而且实现了向工业中的低碳排放。此外，结构简单、操作灵活、效率低下、经济良好。具有较强的发展前景和应用前景，引起了国内外的广泛关注，并在工业生产中得到了应用。例如，美国和日本之间的先进meet-igc（met-gentrationsecuritycoinmining）液体层析成像系统。高温空气发生系统不仅能够为垃圾、石煤和生物质等燃料提供高温空气气化剂,而且在冶金、机械、钢铁等行业中具有很大应用前景,因此,曹小玲等人分别建立高温空气发生器,通过大量试验和数值模拟对燃烧温度、污染物排放、高温空气连续产生及产生温度,烟气排放温度等特性进行研究.总体来看,研究仍相对较少,特别是国内,为提供一种运行更加稳定、燃料利用率高、NOx污染物排放更低、结构更加小型化、负荷变化范围更宽的高温空气产生系统,在原有多孔介质燃烧技术的基础上,本文将多孔介质燃烧技术和多孔介质蓄热技术相结合,建立一种新型往复式热循环多孔介质燃烧高温空气产生系统.定性掌握系统在周期性换向中产生的压力波动特性,确定高温空气产生的可行性,分析高温空气产生量的影响因素,对系统的稳定运行至关重要.因此,本文依据理想气体方程,将热态工况下的气体流量转化到冷态下相应工况的气体流量,对高温空气流产生的可行性、产生量以及系统内部波动特性进行冷态模拟,并从一次风量、二次风比和结构参数等方面进行了试验研究,给出了相应变化规律,为系统设计和运行提供基础.1设备和流程的系统1.1气体流动方向t往复式热循环多孔介质高温空气产生系统,如图1所示,主要由多孔介质燃烧器(一对)、多孔介质蓄热器(一对)、高温空气分流器、周期性换向控制系统、流量控制系统以及数据采集系统6大部分组成.图中实线箭头L表示T1半周期内系统内部气体流动方向,虚线箭头R表示T2半周期内系统内部气体流动方向,主要工作原理基本同文献中所述.但本文系统是以产生高温空气为目的,与文献有所不同,主要表现在系统中间接管由高温空气分流器来代替;二次风通过四通换向阀进入蓄热器和燃烧器A/B吸收热量成为高温空气,由高温空气分流器进行分流,一部分进入多孔介质燃烧器A/B助燃,一部分成为终端产品,这样周期性交替进行,从而连续不断实现高温空气的产生.由于试验在冷态条件下对高温空气分流器出口产生气流的可行性以及产生量进行模拟,分流器出口气流并不是真正的高温空气,本文称该气流为高温空气模拟气流,该气流量的大小称为高温空气模拟气流量.1.2高温空气模拟气流试验系统实验时,关闭燃气供给管路,前半周期T1开始时,周期性换向控制系统同时启动电磁阀a和四通换向控制阀(05),空压机产生的空气经过储气稳压罐后分两路进入系统,一次风沿底部一级预混室(01),经电磁阀a到达二级预混室,进入多孔介质燃烧器A,同时,二次风由四通换向阀(05)进入多孔介质蓄热器和燃烧器B后,通过高温空气分流器进行分流,一部分进入燃烧器A与一次风汇合,另一部分通过高温空气分流器出口排出,成为高温空气模拟气流;后半周期T2内,周期性换向控制系统瞬时关闭电磁阀a,同时开启电磁阀b和切换四通阀(05),二次风经四通换向阀切换后,进入多孔介质蓄热器和燃烧器A后,进入高温空气分流器,一部分进入多孔介质燃烧器B与一次风汇合,一部分通过高温空气分流器出口排出,成为终端产品,直至后半周期结束,形成一个完整的周期.系统周期性交替运行,连续不断产生高温空气模拟气流.系统测点布置如图2所示,利用微差压变送器和压力传感器,以及与计算机相连的数据采集仪对测点压力信号进行实时检测与记录.在高温分流器出口安装质量流量计用来测控高温空气模拟气流量.一次风是指图1中从底部一级预混室(01)进入多孔介质介质燃烧器A/B(03)的气体流量;二次风是指沿四通换向阀(05)进入多孔介质燃烧器A/B(03)的气体流量;二次风比是二次风量和一次风量之比;分流比是指高温空气模拟气流量qVa和二次风量之比.在燃烧器内,试验用多孔介质泡沫陶瓷,直径为dm,空隙率为ε1,长度L1=150mm;蓄热器内为蜂窝陶瓷或花瓣状蓄热小球,L1直径为d2,空隙率为ε2,长度L2=440mm,详见表1.其中燃烧段管径为D1,蓄热段管径为D2.2系统压力波动特性分析在高温空气分流器出口阀打开后,系统不仅结构具有明显的对称性,而且内部气体周期性交替流动,为表述方便,以系统B侧为对象,对系统的压力波动特性进行分析;并从一次风量、二次风比和结构参数组合因素对高温空气模拟气流产生的可行性以及高温空气模拟的气流量进行讨论和分析.2.1系统波动特征分析2.1.1压力波动幅值随时间的变化规律图3是在B侧、半周期T=20s、组合3下,高温空气分流器出口阀打开和关闭时,周期内B侧各点压力波动Δp与一次风量qV1的关系,图中二次风比α=1,分流比β=βmax(即当分流器出口阀完全打开时的高温空气模拟气流量与二次风量之比).可见,随着一次风量的增加,各点压力波动幅值明显增加,呈现出明显的抛物线关系,波动幅值大小依次是点4>点2>点1.由系统内部气体流动方向知,前半周期T1内,点4为二次风进口,点9和高温空气分流器出口为气体出口,二次风沿蓄热器和燃烧器B向下流动,进入高温空气分流器,B侧各点静压大小为点4>点2>点1.同理,后半周期T2内,4点和高温空气分离器出口为系统气体出口,9点为二次风进口,B侧各点压力大小依次为点1>点2>点4,周期内B侧各点压力波动幅值分别为点4>点2>点1.其次,在相同工况下,高温空气分流器出口阀关闭时的压力波动幅值(详见文献)明显大于打开后,且随一次风量增加,压力波动幅值变化明显没有开口时圆滑.这是由于当空气分流器出口阀关闭时,二次风全部进入另一侧燃烧器与一次风汇合后,向上流动,由四通阀排出,沿程阻力急剧增加,波动幅值增大,稳定性降低;在高温空气分流器出口阀打开后,二次风进入高温分流器分流,一部分由分流器出口直接排出,缓解了系统内部的静压,压力波动更加圆滑.2.1.2次风比二次风比的变化图4是在组合2下,T=20s,qV1=30L/min,相应工况下β=βmax时,系统B侧各点压力波动幅值与α的变化关系.二次风比增加,B侧各点压力波动幅值与二次风比成抛物线变化关系;随着二次风的变化,各点压力波动幅值的大小还是点4>点2>点1;点1、2波动幅值之间的间距明显宽于点2、4波动幅值间距,这由于系统中燃烧器的管径明显小于蓄热器管径,导致燃烧器内空截面流速显著增大,阻力损失大,各点静压差距变大,间距变宽.2.1.3结构参数组合的影响图5是在qV1=88L/min、T=20s、β=βmax、不同结构参数组合下,系统最大波动幅值Δpmax(点4)随α变化关系.如图所示,组合4波动幅值最大,组合2最小,组合1和3相差不大.这是因为当高温空气分流器出口阀打开后,系统静压缓解,燃烧器内各点压力波动幅值降低.空隙率相同的泡沫陶瓷,孔径变化对系统波动幅值影响相对变小.组合4在蓄热器内采用了空隙率较低的花瓣状蓄热小球,在相同条件下,系统内沿程阻力损失大,波动幅值大于其他组合.组合1和3在蓄热器内采用相同的蜂窝体,两者波动幅值基本相同.组合2波动较小,可能是由于在燃烧段空隙率相同的情况下,蓄热段采用了孔径较大的蜂窝蓄热体,波动幅值相对较小.在试验条件下,不同结构参数组合的压力波动幅值相差不大,孔径变化的影响小于二次风比和一次风量的影响.2.2分流器内部流体流动方向和模拟气流的测量为判断高温空气分流器出口的模拟气流是否完全来自二次风,没有一次风,在高温空气分流器内布置测点5和10(如图2所示),通过测量两点之间阻力损失(压差)的正负来判断前后半周期内流体的流动方向,确定高温空气分流器出口的模拟气流是否来自二次风量,从而确定高温空气模拟气流产生的可行性.2.2.1结构组合组合对模拟气流影响图6给出了qV1=50L/min、T=20s、β=βmax、不同结构参数组合下,高温空气分流器内流动阻力损失Δpf与二次风比变化的关系.如图所示,在不同的结构参数组合下,前后半周内的流动阻力损失基本相等,且对称于零值.这是因为虽然结构参数组合发生变化,但每种结构组合参数关于高温空气分流器出口对称,且分流器内结构没有变化,因此T1和T2半周期内流经分流器内的流量不变,流动阻力损失相等,对称分布.可见,对称组合的结构参数变化对高温空气模拟气流产生的可行性影响较小.其次,二次风比增大,阻力损失增大,成抛物线关系,这是因为一次风量不变,二次风比增大,流经高温空气分流器的模拟气流增加,阻力损失增加,模拟气流产生的可行性越好.2.2.2比色计算的阻力损失图7给出了组合1、T=20s、β=βmax、不同二次风比下,前后半周期内,5、10两点之间流动阻力损失随一次风量之间的变化关系(以T1半周期内,分流器内流动方向为正,即阻力损失为正,如图1所示).总体来看,在T1内,阻力损失为正,在T2内,阻力损失为负,前后半周期内,阻力损失明显对称于零值分布.这说明在T1内,分流器内阻力损失为正,说明此时气体流动方向从点5流向点10,一次风没有流进高温空气分流器,分流器出口的高温空气模拟气流完全为二次风量的一部分(分流比所占部分);同理,在T2内,分流器内阻力损失为负值,说明此半周期内气体流动方向是从点10流向点5,一次风没有进入高温空气分流器,分流器出口流量为二次风量一部分;正负流动阻力损失基本零值对称,说明是等流量流体流经的阻力损失,即二次风量和高温空气模拟气流量之差,排除了一、二次风同时流进高温空气分流器的可能性.其次,随着一次风增加,阻力损失明显增大,呈现抛物线关系;且一次风量越大,对称相对越好.说明在相同二次风比下,一次风量增大,高温空气模拟气流产生的可行性就越好,这因为在二次风比相同的情况下,一次风量增大,二次风量也增大,高温空气模拟气流量越大,可行性越好.2.2.3t1半周期内阻力损失的变化从图7中还看出,二次风比的变化对高温空气模拟气流产生有重要影响.图7(a)中是在前后半周期内,小二次风比下,5、10两点之间阻力损失分布.在α=0.5工况,一次风量小于45L/min时,T1半周期内,阻力损失出现了负值,这说明高温空气分流器内的气体流动方向已经不能确定,一次风可能流入高温空气分流器,高温空气模拟气流产生不可行.其次,一次风量增大,T1半周期内的阻力损失逐渐成为正值,但与T2半周期内的阻力损失对称性较差.图7(b)是在二次风比大于1.0时的分布.二次风比越大,阻力损失对称性就相对越好,同样说明二次风比越大,高温空气模拟气流产生的可行性越好.需要指出的是,热态试验时,在系统结构参数一定下,高温空气产生温度随二次风比的增大而降低,因此,还需根据燃烧热负荷、蓄热体蓄热能力、热交换效率等因素才能确定燃烧状态下最佳二次风比.2.3在高温下模拟空气流量的分析2.3.1分流比与二次风比图8是当T=20s时,组合1在不同一次风量下,qVa与α的关系.如图所示,在相同的一次风流量下,二次风比增大,高温空气模拟气流量增大,呈抛物线关系;且二次风比增大,高温空气模拟气流量的增大比例逐渐减小.同理,在相同二次风比下,随着一次风量增大,高温空气模拟气流量增大.但这只是高温空气模拟气流量绝对值的增加,为进一步了解一次风量和二次风比对高温空气模拟气流量的影响,给出了一个分流比,即高温空气模拟气流量同二次风量之比,如图9所示.随二次风比增加,分流比逐渐减小.这说明二次风比增大,高温空气分流器产生的模拟气流占二次风的比例越来越小,相对流量越少,反映出二次风比的增大并不有利于分流器出口模拟气流量的增加.此外,不同一次风量下的分流比基本上相互重合,反映出高温空气分流器出口的模拟气流量相对受一次风量的影响较小.2.3.2结构参数对分流比的影响图10(a)给出了在qV1=50L/min、T=20s、不同结构参数组合下,qVa同α的变化关系;图10(b)是分流比同二次风比的变化关系.可见在相同工况下,组合1的高温空气模拟气流量最大,组合2和3次之,组合4最差.这说明在空隙率相同的情况下,采用孔径渐变的多孔介质燃烧器,更加有利于高温空气模拟气流量的产生.组合4采用了相对低