鈍體階梯擴管型微燃燒器內氫氣?空氣燃燒特性及協同性分析

左青松，朱鑫寧，張建平，王志奇，張彬

(1. 湘潭大學 機械工程學院，湖南 湘潭，411105；2. 湖南大學 機械與運載工程學院，湖南 長沙，410082)

鈍體階梯擴管型微燃燒器內氫氣?空氣燃燒特性及協同性分析

左青松1，朱鑫寧1，張建平1，王志奇1，張彬2

(1. 湘潭大學 機械工程學院，湖南 湘潭，411105；2. 湖南大學 機械與運載工程學院，湖南 長沙，410082)

為提高微燃燒器燃燒穩(wěn)定性和燃燒效率，基于鈍體直管和鈍體階梯擴管燃燒器進行微尺度燃燒數值模擬分析研究。研究結果表明：在鈍體微燃燒器中加入階梯擴管結構有助于促進火焰?zhèn)鞑ズ蛿U大火焰穩(wěn)定燃燒極限，而且兩者的吹熄極限均隨當量比(即完全燃燒所需的理論空氣質量與實際供給的空氣質量之比)的增大而增大；燃燒器的燃燒效率均隨當量比和入口混合氣速度的增大而降低，而且鈍體直管型燃燒器的燃燒效率要比擴管型燃燒器低；散熱損失比均隨當量比增大呈先增大后降低，隨入口速度增大而降低；鈍體直管燃燒器協同數高于鈍體階梯擴管，兩者的協同數都隨入口的混合氣速度增大先增大后降低再增大。

微燃燒器；鈍體；階梯擴管；吹熄極限；熱擴散率；協同數

隨著微機電系統(micro electro mechanical systems，MEMS)技術的迅速發(fā)展，人們對微型動力系統性能提出了更高的要求。微型燃燒器作為微型發(fā)電動力系統中最關鍵的部件，其內部流動均勻性以及燃燒的穩(wěn)定性和燃燒效率直接影響著微型動力系統的性能[1?3]。由于微型燃燒器的燃燒空間極小，在微型腔內燃料燃燒的駐留時間急劇縮短，很難保證燃料完全燃燒，而且燃燒器面容比增大，熱量損失非常嚴重[4?5]，這不僅降低微燃燒器燃燒的效率，而且影響燃料燃燒的穩(wěn)定性，所以，提高微型燃燒器的燃燒穩(wěn)定性和燃燒效率是微尺度燃燒技術研究的關鍵[6?7]。根據燃燒熱力學、動力學和層流預混燃燒理論，為實現穩(wěn)定的微尺度燃燒，需主要從以下幾個方面入手：提高反應氣體溫度；降低局部的反應氣體流動速度，如采用突擴、鈍體等燃燒器結構等；減少反應時間，增大停留時間。近年來，國內外學者對實現穩(wěn)定的微燃燒進行了研究[8?18]，如 FANAEE 等[8?9]通過實驗與數值模擬研究微尺度燃燒，發(fā)現表面催化能有效擴大微燃燒器的可燃極限；ZHONG等[10]對微型瑞士卷進行甲烷/空氣燃燒測試，發(fā)現對反應物的混合物進行熱再循環(huán)預熱，能穩(wěn)定在燃燒器中心的燃燒；曹海亮等[11]進行了氫氣預混微燃燒實驗，發(fā)現突擴段對微小尺度燃燒具有穩(wěn)定火焰、拓寬燃燒運行界限的作用,合理解釋了燃燒室壁面溫度場隨過量空氣系數的變化規(guī)律；YANG等[12?13]進行了微尺度氫氣?空氣預混燃燒實驗, 發(fā)現由于突擴段的突擴作用，在相同流速下微燃燒室的穩(wěn)定燃燒界限有所擴展；LI等[14]通過實驗研究了具有突擴段的圓柱微燃燒器的壁面溫度和輻射傳熱對燃燒的影響，提高微燃燒室的壁溫可有效提高系統效率和穩(wěn)定火焰位置；BAIGMOHAMMADI等[15]研究了CH4(甲烷)/空氣在階梯管微燃燒器的預混燃燒，得出在微燃燒器插入導體對微燃燒室穩(wěn)定燃燒效果明顯，并有助于穩(wěn)定微燃燒室中火焰位置；FAN等[16?17]通過數值模擬研究了固體材料(石英、不銹鋼和SiC)對微型鈍體燃燒器內氫氣/空氣預混火焰的吹熄極限的影響，分析了三角形和半圓形鈍體吹熄極限，揭示了微型鈍體燃燒器中火焰穩(wěn)定性與流動和傳熱之間的相互作用；BAGHERI等[18]研究了燃燒室中不同鈍體形狀對微燃燒器的燃燒效率、壁面溫度、排氣溫度和吹出極限位置的影響。綜上可見，改善燃料的著火溫度、提高燃燒穩(wěn)定性和燃燒效率對研究微尺度燃燒具有重要作用。在燃燒器內設置鈍體和突擴段結構產生局部回流區(qū)，氣體回流使得部分氣體的流速小于層流火焰?zhèn)鞑ニ俣?，同時，燃燒器的高溫尾氣也不斷回流并點燃反應氣體，實現穩(wěn)定的微尺度燃燒。本文作者對鈍體直管和鈍體階梯擴管進行數值模擬，研究鈍體結構對氫氣?空氣微燃燒的影響，分析入口速度對燃燒器溫度分布影響和當量比(即完全燃燒所需的理論空氣質量與實際供給的空氣質量之比)對吹熄極限的影響，并對燃燒效率、流換熱系數和場協同進行模擬分析。

1 數學物理模型

1.1 物理模型

圖1所示為鈍體直管和鈍體階梯擴管微燃燒器的示意圖。空氣和氫氣的混合氣體從高度為1 mm的入口進入燃燒器，其未完全燃燒物和燃燒產物從出口排出。鈍體直管和鈍體階梯擴管燃燒器中設置圓錐形鈍體，且鈍體關于燃燒室上、下壁面對稱布置，圓錐母線與底面直徑相等，鈍體邊長與尾氣出口高之比均為0.5。

圖1 鈍體直管和鈍體階梯擴管微燃燒器Fig. 1 Straight channel micro-combustor with wedge-shaped bluff body and backward facing step channel micro-combustor with a wedge-shaped bluff body

1.2 網格模型建立

通過ICEM軟件建立微燃燒器直管和擴管的二維網格模型。為了獲得準確的數值模擬計算結果，首先對模型網格不斷加密，然后試算直到計算結果不再隨網格數量的增加而變化為止。當鈍體直管在入口速度為1 m/s時，網格總數分別為85 632，160 073和277 516個的3種模型的中心溫度分布曲線見圖2。3種模型在同一位置的溫度差不超過20 K，為了節(jié)約計算資源，最后確定模型網格數量為160 073個，該網格模型管內和管壁面在鈍體和壁面與流體的接觸處添加邊界層網格，并對其進行局部加密。采用同樣的方法劃分階梯擴管的網格模型，最終網格總數為226 279個。

1.3 數學模型與求解設置

圖2 網格獨立性驗證Fig. 2 Validation of grid independence

由于燃燒器長度和直徑很小，氣體分子間的碰撞頻率遠高于氣體分子與壁面固體的碰撞頻率，流體的流動與換熱可以用傳統的無滑移 Navier?Stokes方程和Fourier導熱定律來描述。雷諾數較小，故燃燒過程可以描述為預混氣體的層流燃燒。為簡化計算模型，在商業(yè)軟件ANASYS14.0中，遵循理想氣體定律，采用層流有限速率模型和SIMPLE算法進行計算。在計算過程中，忽略體積力、流動中耗散作用、燃燒器內氣體的輻射作用等的影響。數學模型包括以下控制方程。

連續(xù)性方程：

式中：ρ為流體密度，kg/m3；u為流體在x方向的速度分量，m/s；v為流體在y方向的速度分量，m/s。

動量守恒方程：

式中：p為流體絕對壓力，Pa；τ為分子黏性作用而產生的黏性應力。

能量守恒方程：

式中：h為流體的焓，J/kg；λ為流體的導熱率，W/(m·K)；T為流體的熱力學溫度，K；Di，m為組分i的擴散系數，m2/s，Yi為組分i的質量分數；hi為組分i的焓，J/kg。

壁面能量守恒方程：

式中：λw為壁面的導熱率，W/(m·K)。

式中：Ri為組分i的生成或消耗率，kmol/(m3·s)。

理想氣體狀態(tài)方程：

式中：R0為通用氣體常數；Ml為組分l的摩爾質量。

氫氣?空氣總體反應速率方程：

式中：A 為指前因子, m1.5(kmol)?1/2·s?1；E 為氫氣燃燒反應活化能，J/mol；[H2]為氫氣濃度，kmol/m3；[O2]為氧氣濃度，kmol/m3；m和n為反應級數。

氫氣和空氣混合氣的入口采用速度入口邊界條件，將出口設置為壓力出口邊界條件，壁面為無滑移等溫邊界條件。選取燃燒器壁面和鈍體材料為石英，并設置外壁面的熱傳遞系數為100 W/(m2·K)，熱輻射系數為0.92。假設燃燒器外圍空間的溫度為300 K，混合氣進入燃燒器入口的溫度為300 K。

2 結果分析與討論

2.1 實驗驗證

在圖3所示的微尺度燃燒實驗中，通過空壓機壓縮空氣與氫氣瓶出來的氫氣在混合器中混合，并通過流量計和控制器來控制空氣、氫氣流量，最后，充分混合的氫氣與空氣在微燃燒器內燃燒。通過熱電偶測得燃燒器距離入口1.5，5.0，7.0和9.0 mm處的外壁溫度，并對比實驗結果與模擬結果。當混合氣入口速度為5 m/s，當量比為1.0時，外壁溫度模擬與實驗結果見圖4。從圖4可見：在相同的位置，溫度實驗值均低于模擬值，且最大相對誤差為1.4%，實驗結果與模擬結果較吻合。此外，燃燒器外壁溫度都表現為中間高兩端低，且在入口段之后的位置，直管的外壁溫度高于擴管外壁溫度。這是由于擴管直徑更大，外壁散熱面積增大，因而外壁溫度降低。

圖3 微燃燒實驗原理簡圖Fig. 3 Schematic of platform experiment for reaction

2.2 溫度場分析

圖4 外壁溫度模擬值與實驗對比Fig. 4 Comparison of outer wall temperature between simulation values and experimental values

圖5 不同入口速度微燃燒器內溫度分布Fig. 5 Temperature distributions within micro combustor under different inlet mixed gas velocities

圖5 所示為當量比為1.0時不同入口速度微燃燒器內溫度分布云圖。鈍體直管和鈍體階梯擴管燃燒器具有以下相同點：當入口速度較小時，由于流體與壁面之間的對流換熱較弱，溫差較小，混合物流體在燃燒反應開始之前得到的熱量較小，導致火焰中心(即流體反應速率最高處)的最高溫度較低。當入口速度開始逐漸增大時，預混流體與壁面之間的對流換熱不斷增強，溫差逐漸增大，所以，混合物流體在燃燒反應開始之前得到的熱量也逐漸增多，導致火焰中心的最高溫度不斷升高?；鹧嬷行奈恢秒S入口速度的增大逐漸向下游方向移動，并在一定速度范圍內，高溫區(qū)穩(wěn)定在緊靠鈍體的后面，流體與壁面之間的溫差也達到最大值；隨著入口速度進一步增大，高溫區(qū)呈脫離鈍體的趨勢，最后達到吹熄極限。這是由于隨著入口速度增大，流體流速增大，燃燒后的高溫煙氣與壁面之間對流換熱的時間縮短，壁面將熱量向上游傳遞給入口氣體需要更長時間，入口混合氣體吸收熱量達到起燃點所需時間更長；流體入口速度增大，進入通道內的流體質量增大，預混氣體吸收熱量達到起燃點所需的時間延長，使得火焰位置后移。兩者的不同之處在于：在相同速度下，鈍體階梯擴管的高溫區(qū)溫度更高，軸向長度更長，且高溫區(qū)脫離鈍體的速度更大。

當當量比為1.0時，不同入口速度微燃燒器中心線溫度沿軸向變化趨勢如圖6所示。從圖6可以看出鈍體直管和鈍體擴管微燃燒器有以下相同點：

圖6 不同入口速度下微燃燒器中心線溫度沿軸向變化趨勢Fig. 6 Temperature of center line change along axial under different inlet mixed gas velocities

1) 低速時，燃燒器中心線溫度隨著離入口軸向距離的增加而先增大到最大值，隨后逐漸減小。這是因為在低速時，燃燒器的化學反應主要在鈍體前區(qū)域進行，反應使燃燒室內的溫度驟然升高。但隨著火焰?zhèn)鞑?，火焰要散失一部分熱量并且對壁面進行加熱，因而，在這個過程中，中心線溫度隨著距入口軸向距離增大而減小。

2) 中速時，燃燒器中心線溫度隨著距入口軸向距離的增大先保持不變，然后增大后減小。這是由于隨著入口速度增大，燃燒反應位置向遠離入口方向移動，由于鈍體的影響，燃燒器的化學反應在鈍體周圍進行，使高溫區(qū)相對穩(wěn)定在鈍體后區(qū)域；而在鈍體區(qū)域，由于流體與鈍體的能量傳遞，其溫度呈降低趨勢。

3) 高速時，燃燒器中心線溫度隨離入口軸向距離增加而先不變，然后增大→減小→增大，并隨著距離的增大趨于穩(wěn)定。這是由于隨著入口速度進一步增大，燃燒反應位置向遠離入口方向移動，燃燒器高溫區(qū)域達到出口，使溫度趨于穩(wěn)定。

4) 除了入口速度為1 m/s外，在其他速度下，由于鈍體的作用，中心線溫度隨著距入口軸向距離的增大有一相對緩慢增大的區(qū)域。鈍體直管與鈍體擴管微燃燒器燃燒過程的中心線溫度沿軸向變化的不同點在于：鈍體擴管微燃燒器在鈍體區(qū)域溫度更高；鈍體直管在中高速時，在鈍體區(qū)域后溫度下降更多。

2.3 吹熄極限

鈍體直管和鈍體階梯擴管微燃燒器內的燃燒火焰都是層流火焰，火焰面的穩(wěn)定是動態(tài)過程?；鹧娴姆€(wěn)定必須滿足以下條件：火焰面駐定位置的火焰?zhèn)鞑ニ俣鹊扔诨旌蠚饬魉?；火焰面發(fā)熱量大于或等于火焰向周圍氣體和環(huán)境的散熱量；火焰面上的混合氣體當量比和火焰面上的反應溫度不變；混合氣體流量不變。熄火是從火焰根部開始，鈍體能有效將火焰位置穩(wěn)定在鈍體周圍，從而達到穩(wěn)燃的效果。

當量比對鈍體直管和鈍體階梯擴管的吹熄極限的影響見圖7。從圖7可以看出：鈍體直管和鈍體階梯擴管微燃燒器的吹熄極限均隨當量比的增大而增大，在小當量比時，兩者火焰穩(wěn)定燃燒極限速度范圍相同；隨著當量比增大，鈍體階梯擴管的火焰穩(wěn)定燃燒極限速度范圍比鈍體直管的大。這是由于鈍體的作用使火焰根部位于鈍體后的回流區(qū)域，而階梯擴管使回流區(qū)域擴大，使其在更高的入口速度下能將火焰中心位置穩(wěn)定在鈍體后，增強了火焰的穩(wěn)定性。

2.4 燃燒效率

本文的燃料只有氫氣，燃燒效率η可以用消耗的氫氣質量來表示：

圖7 當量比對吹熄極限的影響Fig. 7 Effects of equivalence ratio on blow-off limits

式中：mfuel,in為混合氣進口質量；mfuel,out為排氣出口平均質量。

圖8所示為當量比對燃燒效率的影響。從圖8可以看出：當當量比小于等于1.1時，鈍體直管和鈍體階梯擴管燃燒器的燃燒效率均隨當量比的增大基本不變，鈍體直管則在入口速度較高時略有下降；當當量比大于1.1時，燃燒器的燃燒效率均隨當量比的增大而急劇降低，這是由于當當量比較小時，進入燃燒室的燃料總量很小，反應較充分，燃燒效率較高；當當量比較大時，燃燒器內空氣質量分數降低，導致化學反應速率也降低，燃燒效率相應降低。在入口速度相同時，鈍體直管燃燒器的燃燒效率比鈍體階梯擴管的小，且入口速度越低，燃燒效率越高。低速時，燃料在燃燒室的停留時間較長，燃燒效率較高。

圖8 當量比對燃燒效率的影響Fig. 8 Effects of equivalence ratio on combustion efficiency

當當量比為 1，對流換熱系數分別為 20，50和100 W/(m2·K)時，入口速度對燃燒效率的影響見圖9。

圖9 不同對流換熱系數下速度對燃燒效率的影響Fig. 9 Effects of velocity on combustion efficiency under different convective heat transfer coefficients

從圖9可以看出：隨著入口速度不斷增大，鈍體直管和鈍體階梯擴管燃燒器的燃燒效率呈先增大后減小的趨勢，且在入口速度較低時，燃燒器的效率遠低于90%。這是由于在低速狀態(tài)下，燃料在燃燒室的停留時間較長，但化學反應速率較低，燃燒效率也相應較低。而隨著進氣速度增大，雖然此時的化學反應速率加快，但由于一些燃燒組分在充分反應前就被沖出燃燒室，燃燒效率相應下降；隨著進氣速度增大，燃燒效率逐漸減小，而且其減小的速率不斷增大。其主要原因是隨著進氣速度增大，高溫區(qū)向下游推移導致往壁面上游的導熱量減少，這使得對進口氣體的預熱效果降低，著火推遲，從而燃燒效率有所下降；隨著進氣速度增大，燃料的停留時間變短，使得一部分燃料未完全燃燒就被吹出微通道。然而，由于鈍體、階梯擴管形成的回流區(qū)的有利作用，當進氣速度在一定范圍內時，效率下降不明顯，而鈍體階梯擴管由于鈍體和階梯擴管的雙重作用，擴大了燃燒器的回流區(qū)域，使得其燃燒效率降低速率比鈍體直管的小。鈍體直管和鈍體階梯擴管燃燒器效率隨對流換熱系數的增大變化不大，說明對流換熱系數不是影響燃燒效率的主要因素。

當當量比為1，入口溫度分別為300 K和500 K時，速度對微燃燒器燃燒效率的影響見圖10。從圖10可以看出：當入口溫度為300 K時，燃燒器燃燒效率隨入口速度的增大呈現出先增加后降低的趨勢；當入口溫度為500 K時，燃燒器燃燒效率隨入口速度增大而先增加后降低；但入口速度較小時，入口溫度為500 K的混合氣燃燒效率比300 K時的低，且500 K鈍體直管型燃燒器燃燒效率比鈍體階梯擴管的高；而300 K時，隨著入口速度增大，鈍體擴管燃燒效率始終比鈍體直管的高。這是由于500 K時入口混合氣的質量流量降低，在低入口速度時燃燒器局部回流傳熱減少，而散熱量只有少量減少，其燃燒效率降低；當入口速度較高時，較高的入口溫度、鈍體回流、階梯擴管回流作用提高了燃燒器效率，使微燃燒器達到最高值；隨后，由于入口速度增大，反應區(qū)往下游移動且部分燃料未完全燃燒就被吹出微通道，導致燃燒效率降低。

圖10 不同入口溫度下速度對燃燒效率的影響Fig. 10 Effect of velocity on combustion efficiency under different inlet temperatures

2.5 熱量損失分析

燃燒器的外壁面散熱考慮自然對流和輻射散熱 2種方式。散熱功率qo可表示為

式中：h為自然對流傳熱系數，W/(m2·K)；Tw為微燃燒器外壁面的溫度，K；T∞為環(huán)境溫度，取300 K；ε為壁面的發(fā)射率；σ為 Stephan Boltzman常數，取5.67×10?8W/(m2·K4)。

燃燒器的入口、出口端壁面主要考慮輻射散熱，散熱功率q1可表示為

定義燃燒器散熱總量為qo與q1之和，散熱損失比為散熱總量與燃料放熱量之比。

圖11所示為當量比對散熱損失比影響。從圖11可以看出：鈍體直管和鈍體階梯擴管散熱損失比均隨當量比的增大呈先增大后降低的趨勢。這是由于隨著當量比增大，燃燒器壁面溫度增大，散熱總量增大，入口氫氣少量質量增大，因而，產熱量增大幅度不大，散熱損失比增大；當當量比達到1.0左右時，燃燒器壁面溫度相對穩(wěn)定，散熱總量變化不大，散熱損失比達到最大值；隨著當量比進一步增大，壁面溫度降低，散熱總量降低，而產熱量增大，使散熱損失比降低。

圖11 當量比對散熱損失比影響Fig. 11 Effect of equivalence ratio on heat dissipation ratio

圖12 不同對流換熱系數下入口速度對散熱損失比影響Fig. 12 Effects of inlet velocity on heat dissipation ratio under different convection heat transfer coefficients

當當量比為1，對流換熱系數分別為20，50和100 W/(m2·K)時，不同對流換熱系數下入口速度對散熱損失比影響見圖12。從圖12可以看出：鈍體直管和鈍體階梯擴管散熱損失比隨入口速度的增大而降低。這是由于隨著入口速度增大，入口燃料質量流量增大，使產熱量增大，鈍體產生的局部回流使燃燒器的壁面溫度相對穩(wěn)定在一定范圍，散熱總量變化不大，散熱損失比降低；鈍體直管和鈍體階梯擴管散熱損失比隨對流換熱系數的增大而降低，但降低幅度不大，說明對流換熱系數不是影響散熱損失比的主要因素；鈍體直管在高速時達到吹熄極限，燃燒器壁面溫度降低，使散熱損失比大幅度降低。

2.6 場協同分析

傳熱強化的場協同原理認為對流換熱的本質是具有內熱源的導熱和流體的運動起著當量熱源作用。對流換熱的強度取決于當量熱源的強度，它不僅取決于流體與固壁的溫差、流動速度和流體熱物理和輸運性質，而且取決于流體速度矢量與熱流矢量的夾角[19]。

式中： cp為比定壓熱容； qw為壁面處的對流換熱量；Fc為協同數；U為速度矢量；T?為溫度梯度；θ 為速度矢量與溫度梯度的夾角。

對于本文的二維軸對稱模型，速度矢量與熱流矢量的夾角表達式為[20]

式中：?T/?x為 x向溫度梯度；?T/?y為 y向溫度梯度。

式(14)表明：在一定速度和溫度梯度下，減小兩者之間的夾角θ是強化對流換熱的有效途徑。根據場協同原理，當θ＜90°時，減小速度矢量與溫度梯度的夾角θ可以強化換熱；當θ＞90°時，增大速度矢量與溫度梯度的夾角 θ可以弱化換熱。定義 cosθ≥0.8(即θ≤36.9°)時，鈍體微微燃燒器性能協同性為最佳。

當當量比為1.0時，入口速度對協同數的影響見圖13。從圖13可以看出：隨入口進氣速度增大，鈍體直管和鈍體階梯擴管燃燒器的協同數都是增大→降低→增大，且鈍體直管燃燒器協同數比鈍體階梯擴管的高。這是由于入口進氣速度的變化影響燃燒反應的位置和火焰?zhèn)鞑サ乃俣?，從而改變燃燒室內的溫度分布；隨著入口速度的增大，火焰中心往后移；當移到鈍體附近時，由于鈍體的作用使協同數降低，隨著速度進一步增大，協同數繼續(xù)增大；鈍體擴管由于高溫回流效果更好，其協同數更低。當協同數大的部位主要分布在燃燒器入口處和燃燒反應區(qū)時，協同數增大使燃燒器內流體傳熱增大，沿壁面散熱量降低，散熱損失比降低，這與前面的分析結果基本一致。

圖13 入口速度對協同數的影響Fig. 13 Effects of inlet velocity on field synergy numbers

3 結論

1) 低速時，燃燒器中心線溫度隨著距入口軸向距離的增大而先增大后逐漸減??；中高速時，燃燒器中心線溫度隨著距入口軸向距離的增大而先增大后減小，接著增大到最高溫度，并隨著距離的增大而趨于穩(wěn)定。

2) 鈍體直管和鈍體階梯擴管微燃燒器的吹熄極限均隨當量比的增大而增大，兩者在小當量比時，火焰穩(wěn)定燃燒極限速度范圍相同；隨著當量比增大，鈍體階梯擴管的火焰穩(wěn)定燃燒極限速度范圍比鈍體直管的大。

3) 當當量比小于等于1.1時，鈍體直管和鈍體階梯擴管燃燒器的燃燒效率隨當量比增大均基本不變；當當量比大于 1.1時，燃燒器的燃燒效率均隨當量比增大而急劇降低；對流換熱系數不是影響燃燒效率的主要因素。

4) 鈍體直管和鈍體階梯擴管散熱損失比均隨當量比的增大呈先增大后降低的趨勢，隨入口速度的增大而降低。

5) 鈍體直管和鈍體階梯擴管燃燒器的協同數隨入口的速度增大，先增大后降低再增大，鈍體直管燃燒器協同數比鈍體階梯擴管的高。

[1] KHU K, JIANG L D, MARKVART T. Effect of finite heat input on the power performance of micro heat engines[J]. Energy,2011, 36: 2686?2692.

[2] E Jiaqiang, ZUO Wei, LIU Xueling, et al. Effects of inlet pressure on wall temperature and exergy efficiency of the micro-cylindrical combustor with a step[J]. Applied Energy,2016, 175: 337?345.

[3] ZUO Wei, E Jiaqiang, LIU Haili, et al. Numerical investigations on an improved micro-cylindrical combustor with rectangular rib for enhancing heat transfer[J]. Applied Energy, 2016, 184:77?87.

[4] YANG W M, JIANG D Y, CHOU S K, et al. Experimental study on micro modular combustor for micro-thermophotovoltaic system application[J]. International Journal of Hydrogen Energy,2012, 37: 9576?9583.

[5] 鐘北京, 焦健. 微通道內甲烷空氣預混氣的熄火極限[J]. 清華大學學報(自然科學版), 2007, 47(11): 2044?2047.ZHONG Beijing, JIAO Jian. Extinction limits of CH4/air premixed combustion in a microchannel[J]. Journal of Tsinghua University (Science and Technology), 2007, 47(11): 2044?2047.

[6] E Jiaqiang, PENG Qingguo, LIU Xueling, et al. Numerical investigation on hydrogen/air non-premixed combustion in a three-dimensional micro combustor[J]. Energy Conversion and Management, 2016, 124: 427?438.

[7] ZUO Wei, E Jiaqiang, PENG Qingguo, et al. Numerical investigations on a comparison between counterflow and coflow double-channel micro combustors for micro-thermophotovoltaic system[J]. Energy, 2017, 122: 408?419.

[8] FANAEE S A, ESFAHANI J A. Two-dimensional analytical model of flame characteristic in catalytic micro-combustors for a hydrogen–air mixture[J]. International Journal of Hydrogen Energy, 2014, 39(9): 4600?4610.

[9] CHEN Junjie, SONG Wenya, GAO Xuhui, et al. Hetero-/homogeneous combustion and flame stability of fuel-lean propane?air mixtures over platinum in catalytic microcombustors[J]. Applied Thermal Engineering, 2016, 100:932?943.

[10] ZHONG B J, WANG J H. Experimental study on premixed CH4/air mixture combustion in micro Swiss-roll combustors[J].Combustion and Flame, 2010, 157(12): 2222?2229.

[11] 曹海亮, 徐進良, 張永立, 等. 微小尺度下氫氣預混燃燒的實驗研究[J]. 力學學報, 2006, 38(3): 316?322.CAO Hailiang, XU Jinliang, ZHANG Yongli, et al. Experimental investigation of microscale premixed combustion hydrogen[J].Chinese Journal of Theoretical and Applied Mechanics, 2006,38(3): 316?322.

[12] YANG W M, CHUA K J, PAN J F, et al. Development of micro-thermophotovoltaic power generator with heat recuperation[J]. Energy Conversion and Management, 2014, 78:81?87.

[13] YANG W M, CHOU S K, SHU C, et al. Microscale combustion research for application to micro thermophotovoltaic systems[J].Energy Conversion and Management, 2003, 44: 2625?2634.

[14] LI J, CHOU S K, HUANG G, et al. Study on premixed combustion in cylindrical micro combustors: transient flame behavior and wall heat flux[J]. Experimental Thermal and Fluid Science, 2009, 33(4): 764?773.

[15] BAIGMOHAMMADI M, SARRAFAN S S, TABEJAMAAT S,et al. Numerical study of the effects of wire insertion on CH4(methane)/air pre-mixed flame in a micro combustor[J].Energy, 2013, 54: 271?284.

[16] FAN A, WAN J, MARUTA K, et al. Interactions between heat transfer, flow field and flame stabilization in a micro-combustor with a bluff body[J]. International Journal of Heat and Mass Transfer, 2013, 66: 72?79.

[17] FAN A, WAN J, LIU Y, et al. Effect of bluff body shape on the blow-off limit of hydrogen/air flame in a planar micro-combustor[J]. Applied Thermal Engineering, 2014, 62(1):13?19.

[18] BAGHERI G, HOSSEINI S E, WAHID M A. Effects of bluff body shape on the flame stability in premixed micro-combustion of hydrogen–air mixture[J]. Applied Thermal Engineering, 2014,67(1): 266?272.

[19] 過增元，黃素逸．場協同原理與強化傳熱新技術[M]. 北京: 中國電力出版社, 2004: 2?10.GUO Zengyuan, HUNAG Suyi. Principle of field synergy and new technologies for enhanced heat transfer[M]. Beijing: China Electric Power Press, 2004: 2?10.

[20] E Jiaqiang, ZUO Wei, LIU Haojie, et al. Field synergy analysis of the micro-cylindrical combustor with a step[J]. Applied Thermal Engineering, 2016, 93: 83?89.

Premixed hydrogen/air combustion characteristics and field synergy in micro combustor with bluff body and backward-facing step

ZUO Qingsong1, ZHU Xinning1, ZHANG Jianping1, WANG Zhiqi1, ZHANG Bin2

(1. College of Mechanical Engineering, Xiangtan University, Xiangtan 411105, China;2. College of Mechanical and Vehicle Engineering, Hunan University, Changsha 410082, China)

In order to improve combustion stability and combustion efficiency, micro-combustor mathematical simulation was studied based on bluff body and backward-facing step combuster. The results show that the backward-facing step in combustion chamber can increase the flame propagation speed and expand the blow-off limits of flame, and both increases with the increase of the equivalence ratio (that is, the ratio of the theoretical air mass of complete combustion to the actually air mass). Furthermore, the combustion efficiency of combustors increases firstly and then decreases with the continual increase of inlet velocity or equivalence ratio, and combustion efficiency of combustor with backward-facing step is higher than that of without step under the same conditions. While the heat dissipation ratio of the two types of micro combustors increases with the decrease of inlet velocity, and it increases firstly and then decreases with the increase of equivalence ratio. With the increase of inlet mixed gas velocity, field synergy numbers of the micro combustor with and without the backward-facing step increase firstly and then decrease, but increase again.

micro-combustors; bluff body; backward-facing step; blow-off limit; heat dissipation ratio; field synergy number

TK421

A

1672?7207(2017)11?2926?09

10.11817/j.issn.1672-7207.2017.11.012

2017?03?10；

2017?05?15

國家自然科學基金資助項目(51606162, 51405415)；湖南省自然科學基金資助項目(2017JJ4052)；湘潭大學博士科研啟動基金資助項目(16QDZ22) (Projects(51606162, 51405415) supported by the National Natural Science Foundation of China; Project(2017JJ4052)supported by the Natural Science Foundation of Hunan Province; Project(16QDZ22) supported by Doctoral Research Foundation of Xiangtan University)

左青松，博士，從事熱動力設備燃燒與排放控制研究；E-mail: zuoqingsong100@163.com

(編輯 陳燦華)