L'invention concerne un procédé pour commander la combustion dans un brûleur à circulation forcée comportant une zone de combustion, un conduit d'oxydant en communication avec la zone de combustion, un tube distributeur de combustible disposé coaxialement dans le conduit d'oxydant et s'avançant à l'intérieur de la zone de combustion, et concerne en outre un-brûleur à circulation forcée pour la mise en oeuvre de ce procédé, utilisé par exemple dans les chaudières à vapeur à circuit fermé.
Les installations ou dispositifs à brûleurs du genre connu comportent deux ou plusieurs orifices au moyen desquels un combustible ou un oxydant est éjecté dans une zone extérieure de mélange. Le mélange se produit dans la zone extérieure de mélange par choc turbulent d'un flux de produit réactif; ce choc provoque en outre, lorsque le combustible est liquide, la pulvérisation du combustible liquide. On n'entreprend généralement pas de faire subir un traitement supplémentaire au flux de produit réactif une fois qu'il a été éjecté par les orifices.
Cependant, le seul choc turbulent d'un flux de produit réactif avec un autre flux ne donne pas un mélange optimal.
La pulvérisation du combustible liquide est provoquée dans la zone extérieure de mélange par le choc du flux de combustible avec un flux d'oxydant. On entreprend rarement de faire subir un prétraitement au combustible avant sa projection par les orifices.
On peut trouver des exemples de dispositifs à brûleur dans les brevets des Etats-Unis d'Amérique N s 1934837, 3254846 et 3205656.
Un procédé connu pour réduire l'émission d'oxydes d'azote consiste à réduire le temps de séjour pendant lequel les molécules chaudes d'azote sont en contact avec de l'oxygène non consommé, et à conduire les processus durant la combustion et postérieurs à la combustion à des températures minimales. On peut limiter le temps de séjour en réalisant rapidement le processus de combustion dans des conditions proches de l'homogénéité. La température de flamme peut être réduite en faisant rayonner et en évacuant la chaleur hors de la flamme et en diluant les produits réactifs avec un gaz inerte. Ces dispositions provoquent en outre une réduction des teneurs en monoxyde de carbone et en hydrocarbures ainsi qu'une diminution de l'émission de particules.
Le but de l'invention est de fournir un procédé au moyen duquel le mélange des produits réactifs dans la zone extérieure de mélange est amélioré.
A cet effet, le procédé selon l'invention est caractérisé en ce qu'il comporte les phases suivantes: on choisit le débit d'oxydant et de combustible pour dégager
un débit calorifique déterminé;.
- on ménage dans la paroi du tube distributeur de combustible
un nombre déterminé d'orifices radiaux de sortie de combus
tible ayant un diamètre déterminé et régulièrement distribués
sur une circonférence du tube distributeur de combustible, le
nombre et le diamètre étant choisis en vue de réduire au mini
mum la production d'oxydes d'azote; - on dispose un disque déflecteur à l'extrémité du distributeur
adjacente à la zone de combustion, le diamètre du disque étant
choisi pour réduire au minimum la production d'oxydes
d'azote; - on règle la valeur des quantités de mouvement des flux d'oxy
dant et de combustible pour réduire au minimum la produc
tion d'oxydes d'azote; - on commande la sortie du combustible issu des orifices de dis
tribution de combustible afin d'obtenir une profondeur de
pénétration telle qu'elle tende à réduire au minimum la pro
duction d'oxydes d'azote.
L'objet de l'invention sera décrit ci-après à l'aide des exemples de réalisation représentés sur le dessin dans lesquels les mêmes repères concernent les mêmes éléments.
La fig. 1 est une vue, en partie sous forme de coupe déchiquetée et en partie sous forme de bloc-diagramme, montrant un brûleur en combinaison avec une chaudière à vapeur industrielle.
La fig. 2 est une coupe partielle de brûleur de la fig. 1 et d'une
partie de la chambre de combustion de la chaudière.
La fig. 3 est un graphique représentatif de condition de com
bustion.
Les fig. 4 à 10 sont des graphiques montrant les effets de
divers paramètres dynamiques et dimensionnels sur les émissions
d'oxydes d'azote.
La fig. 1 1 est une vue avec une coupe partielle d'un élément
distributeur de combustible d'un genre particulier.
La fig. 12 est un graphique montrant la tendance à l'émission
d'oxydes d'azote en fonction de l'allure de la combustion.
La fig. 13 représente une autre forme de réalisation du brûleur
de la fig. 2.
On se réfère d'abord à la fig. 1 qui montre l'emploi de l'inven
tion dans une chaudière à vapeur industrielle 10 comportant une
paroi interne cylindrique 1 1 et une paroi externe cylindrique 12
qui délimitent une gaine de refroidissement. La chaudière à
vapeur comporte en outre une entrée 13 pour l'admission d'un
réfrigérant tel que l'eau. La paroi interne 11 joue le rôle de paroi
de la chambre de combustion et délimite une zone de combus
tion 16 dans laquelle les produits sont introduits au moyen du
brûleur 17. L'oxydant fourni par un réservoir d'oxydant 18 est
introduit dans le brûleur 17 par une pompe à oxydant 19 et par
un conduit d'oxydant 20. Dans beaucoup de cas, l'oxydant est de
l'air prélevé directement dans l'atmosphère.
De façon similaire, le
combustible fourni par un réservoir de combustible 21 est intro
duit dans le brûleur 17 par une pompe à combustible 22 et un
conduit de combustible 23. Un gaz de pulvérisation de combus
tible, qui peut être un oxydant tel que l'air ou un gaz inerte, peut
être délivré au brûleur 17 par une pompe de gaz de mélange 24 et
un conduit de gaz de mélange 25.
Le brûleur 17 est détaillé dans la fig. 2 qui montre que la zone
de combustion 16 est délimitée, outre par la paroi 11, par une
paroi frontale 26.
Le conduit d'oxydant 27 débouche dans la chambre de com
bustion par la paroi frontale 26. Un second conduit 28 ci-avant
désigné comme tube distributeur est monté coaxialement à l'inté
rieur du conduit d'oxydant 27 et fait saillie dans la chambre de
combustion. L'extrémité du distributeur 28 est munie d'une pièce 31 en forme de disque circulaire. Le distributeur 28 est en
outre caractérisé en ce qu'il comporte un arrangement d'ori
fices 32 rayonnants, c'est-à-dire orientés radialement, qui sont dis
posés selon une circonférence du distributeur près de son extré
mité 30. Le conduit d'oxydant 27 définit, avec le distributeur 28,
un passage annulaire de flux 33.
L'oxydant débité par le conduit d'oxydant 20 de la fig. 1 est
introduit à l'intérieur du passage annulaire de flux d'oxydant 33.
Le gaz de pulvérisation du conduit 25 peut être introduit à l'inté
rieur du distributeur 28. Le combustible débité par le conduit de
combustible 23 est introduit dans le distributeur 28.
Au cours du fonctionnement, un gaz oxydant tel que l'air est
introduit dans le conduit d'oxydant 27 selon la direction de la
flèche 34. Le flux de gaz oxydant circule dans le passage annu
laire 33 pour engendrer un écran ou obstacle de gaz oxydant
autour du distributeur 28.
Du combustible est introduit dans le conduit de combus
tible 22 comme l'indique la flèche 35. Le combustible pénètre
dans le distributeur 28 par un orifice d'admission 36. On peut
ajouter au combustible un gaz de pulvérisation introduit comme
l'indique la flèche 37. Le gaz de pulvérisation peut être tout
simplement un gaz oxydant comme on l'a indiqué à propos de la
fig. 1, un gaz inerte tel que de la vapeur ou de l'azote ou encore
constitué par les produits de combustion recyclés depuis la
chambre de combustion.
Le combustible et, si onen utilise, le gaz de pulvérisation
sortent du distributeur 28 par les orifices radiaux 32. Si le com
bustible est gazeux, tel le méthane, les gaz se mélangent par
mélange turbulent. Le combustible traverse les orifices radiaux sous forme d'une pluralité de jets entourant le distributeur et dont chacun se heurte à l'obstacle de gaz oxydant.
Si le combustible est liquide, I'emploi d'un mélangeur 38 comportant des surfaces hélicoïdales 39 montées ou formées dans le distributeur 28 permet d'appliquer des actions centrifuges au combustible et au gaz de mélange. Quand un combustible liquide, tel qu'un hydrocarbure liquide, est utilisé, le liquide est centrifugé vers l'extérieur et entraîné contre la paroi interne du distributeur 28. Quand le combustible liquide atteint les orifices radiaux 32, le gaz de pulvérisation issu des orifices soumet le liquide à une action de fragmentation intense et le divise en un brouillard fin comme une butée. On dispose ainsi de moyens pour pulvériser le combustible liquide.
La centrifugation du combustible liquide est intensifiée si le combustible est introduit tangentiellement dans le tube distributeur 28 en se voyant ainsi imposer un mouvement centrifuge avant d'atteindre l'élément mélangeur 38.
Le choc entre le combustible issu des orifices 32 avec le flux d'oxydant se traduit par un mélange du combustible et du gaz oxydant dans une zone de mélange repérée d'une façon générale par le repère 40. Le flux de gaz oxydant est désigné d'une façon générale par les flèches 41. Le mélange extérieur est amélioré par tout prémélange qui pourrait s'opérer dans le distributeur 28. Il est en outre complété par l'action du gaz oxydant passant entre les jets de combustible et il est défléchi dans la zone externe de mélange 40 par le disque déflecteur 31. Le gaz oxydant défléchi, repéré 42, frappe le flux principal, d'où une opération de mélange supplémentaire.
Il s'opère ainsi un mélange absolument complet des produits réactifs, aussi bien selon les directions radiales que selon des directions circonférentielles, qui contribue à assurer un processus de combustion complet, la maîtrise du rapport de mélange local d'oxydant et de combustible et, par conséquent, comme on le verra dans une discussion ultérieure, une réduction de l'émission de polluants atmosphériques.
On a réalisé un programme complet d'expérimentation en vue d'étudier l'influence de divers paramètres dynamiques et dimensionnels sur la production d'oxydes d'azote et de mettre au point un procédé d'optimisation pour minimiser la production d'oxydes d'azote. On verra que la production de tels oxydes peut être le résultat soit d'une synthèse par voie thermique, soit d'une dissociation chimique. Dans ce dernier cas, c'est que le combustible lui-même, par exemple un hydrocarbure liquide combustible, sera caractérisé par la présence d'une grande quantité d'azote lié chimiquement dans sa structure moléculaire. La teneur en azote est liée au grade du combustible et à son origine géographique.
Dans le cas où les oxydes d'azote sont engendrés par voie thermique, I'oxygène se combine avec de l'azote libre pour former des oxydes nitreux et de l'azote atomique, par exemple par la réaction: O + N2 < NO + N. Cette réaction peut être suivie, si les conditions le permettent, d'une combinaison de l'azote atomique avec l'oxygène moléculaire, pour former un surplus d'oxydes d'azote et de l'oxygène atomique, par exemple par la réaction: N+02 ,NO+O. La production thermique d'oxydes d'azote est fonction du temps, de la température et de la disponibilité en oxygène moléculaire.
C'est ainsi qu'un oxyde d'azote peut être réduit en diminuant suffisamment le temps durant lequel l'oxygène moléculaire est exposé à l'azote moléculaire et à l'azote atomique, c'est-à-dire en réduisant le temps de séjour. La fig. 3 illustre le fait que, comme conséquence de la combustion, la température atteint un maximum dont la valeur est en partie limitée par les caractéristiques de transfert de chaleur du système. Après combustion, la température décroît bien entendu graduellement durant la combustion, mais une certaine quantité résiduelle demeure présente après combustion. On sait que la production thermique d'oxydes d'azote exige des températures excédant une valeur admise d'environ 1200"C.
Du fait que, dans la plupart des applications industrielles,
I'oxydant est l'air, l'oxygène, lorsque sa teneur excède les besoins de la combustion, est disponible pour se combiner avec l'azote de l'air durant la phase de combustion. Mais, comme il s'agit d'un processus limité dans le temps, une combustion rapide contribue à réduire la production d'oxydes d'azote. La présence d'azote est en outre alors contrebalancée par la liaison chimique d'azote dans le combustible.
A chaque instant, la quantité d'oxygène en excès peut varier considérablement selon la proportion d'oxygène et de combustible du mélange. Ainsi, le fait que le mélange soit en proportions stoechiométriques ne garantit pas que les conditions locales au sein des gaz de combustion sont aussi des conditions stcechiomé- triques. Il est donc important d'assurer un mélange complet des produits réactifs afin que soient réduites les zones mortes qui pourraient constituer des poches où l'oxygène est localement en excès.
Comme on l'a déjà établi, la production thermique d'oxydes d'azote apparaît seulement au-delà d'environ 1200"C. Par conséquent, si les températures des composés imbrûlés du mélange air/combustible sont, durant la phase qui suit la combustion, rapidement abaissées au-dessous de cette température critique, il n'y aura pas de formation d'oxydes d'azote supplémentaires.
Des oxydes d'azote peuvent se former en aval du front de flamme en raison de la présence d'oxygène et d'azote à température élevée. Il est donc souhaitable de réduire la température des gaz après combustion à une valeur moindre que la température critique aussi rapidement que possible. Cela dépendra néanmoins en partie des caractéristiques de transfert de chaleur du milieu environnant. Il est d'ailleurs connu de provoquer le refroidissement des gaz à l'aide d'une source externe, telle par exemple qu'un dispositif de recirculation.
Il est compréhensible que la flamme sensiblement conique 45 de la fig. 2, produite au moyen de l'invention, soit la cause d'une vitesse accrue des gaz au voisinage des parois de la chambre de combustion lorsque le rapport de quantités de mouvement et le rapport de blocage d'air sont convenablement déterminés pour provoquer un transfert de chaleur par convection qui vient s'ajouter au transfert par rayonnement. Des mesures de transfert de chaleur ont confirmé qu'un brûleur, réalisé et conduit comme on l'enseigne ici, assure des caractéristiques de transfert de chaleur plus favorables qu'un brûleur du genre connu de débit calorifique comparable.
En outre, il est bénéfique, pour contrôler les variables précitées afin d'assurer un rapport de mélange homogène des produits réactifs, d'assurer une combustion rapide afin de minimiser le temps de séjour de l'oxygène et de l'azote aux températures élevées.
A cette fin, I'allure de flamme donnée par le brûleur de l'invention, ainsi que l'homogénéité du mélange, amènent une configuration de flamme sensiblement en forme d'un cône creux. Cette configuration est tout d'abord imposée par le déflecteur 31 qui joue le rôle d'accroche-flamme. L'efficacité avec laquelle la flamme sera radialement projetée vers la périphérie en direction des parois de la chambre de combustion sera influencée par le coefficient de blocage d'air dont on a déjà traité.
Un coefficient de blocage de valeur élevée est l'indice d'un disque de dimensions relativement grandes qui tendra davantage à projeter radialement la flamme vers l'extérieur. La vitesse de l'air primaire, autrement dit sa quantité de mouvement, affecte aussi sensiblement la configuration de la flamme en projetant la flamme plus loin et à une vitesse plus élevée. La flamme produite par le brûleur de l'invention a une distance de combustion relativement courte, c'est-à-dire que cette flamme, conique, a une faible épaisseur, indice de la rapidité de combustion désirée.
On a aussi trouvé qu'un brûleur à injecteur central de combustible tel qu'il est décrit ici permet, lorsqu'il est réalisé et conduit en accord avec les recommandations ici données, d'obtenir une émission réduite d'oxydes d'azote comparativement aux brûleurs du genre connu de débit calorifique comparable. Les recommandations données ici ont pour objet l'homogénéisation du rapport de mélange local de l'air (oxydant) et du combustible, ainsi que l'obtention d'une combustion rapide et d'une dissipation rapide de la chaleur après combustion.
Les grandeurs physiques et diverses dimensions dépendent néanmoins du débit calorifique du brûleur et du pouvoir calorifique du combustible. Ainsi que dans tous les brûleurs, le débit total de produits réactifs est déterminé par le pouvoir calorifique net du combustible choisi alors que le passage annulaire d'oxydant 33, calculable comme un venturi, doit être déterminé en fonction du choix des pressions d'entrée.
La détermination des dimensions de l'injecteur central ou tube distributeur 28 a été entreprise à partir de recherches analytiques et expérimentales. Ces données sont importantes en ce qu'elles commandent les caractéristiques de mélange. Le nombre et les dimensions des orifices éjecteurs de combustible 32 de la fig. 2 peuvent être déterminés à partir du rapport apparent du débit de combustible au débit d'air qui équivaut ici à l'aire totale des orifices distributeurs rapportée à la circonférence du tube distributeur à l'endroit où débouchent les orifices.
L'aire totale des orifices éjecteurs de combustible est donnée par la relation: A= Q/C(P/p)- 1/2 dans laquelle:
A est la section totale des orifices en cm2;
Q est le débit en m3/mn;
C est une constante comprenant le coefficient de débit des orifices
et une facteur de réduction;
AP est la chute ou différence de pression en bars; p est la masse volumique du combustible en kg/m3.
En supposant une chute nominale de pression de 6,9.10-2 bars, un coefficient de débit d'orifices de 0,65 et une masse volumique, pour le gaz naturel, de 0,801 kg/m3, le rapport Q/A est donc de 0,515.
Puis on divise l'aire totale calculée en un certain nombre d'orifices rayonnants répartis à la circonférence de l'élément central afin de déterminer le diamètre des orifices d'injection de combustible.
Il est généralement souhaitable de disposer d'un nombre élevé d'orifices de combustible, ainsi que l'indique la fig. 4 qui montre, pour une huile de récupération (échantillon N" 6), que l'accroissement du nombre d'orifices améliore la distribution circonférentielle du combustible, ce qui se traduit par une réduction de l'émission d'oxydes d'azote. Ce nombre est néanmoins limité par des considérations d'ordre technique et économique. En outre, comme on le verra, la composante radiale de la quantité de mouvement du flux de combustible doit être conservée constante afin d'assurer une pénétration radiale convenable du combustible dans le flux d'oxydant. Cette contrainte limite elle aussi le diamètre pratiquement utilisable et par conséquent le nombre d'orifices.
La fig. 4 montre que les émissions d'oxydes d'azote peuvent croître brutalement lorsque le diamètre des orifices devient suffisamment petit pour limiter de façon indésirable la quantité de mouvement du flux de combustible.
Le rapport de la somme des diamètres des orifices d'injection de combustible à la circonférence de l'injecteur est communément dénommé coefficient de blocage de combustible, Bf. Il s'exprime par la relation: Br=Ndr/n:Dp, expression valable quel que soit le système d'unités choisi et dans laquelle: Bf est le coefficient de blocage de combustible;
N est le nombre d'orifices rayonnants; df est leur diamètre;
Dp est le diamètre du tube injecteur.
Pour l'obtention de performances optimales avec du gaz natu
rel, la valeur de ce coefficient doit être maintenue de 0,25 à 0,35.
L'utilisation des relations précitées donne la valeur des diamètres
d'injecteur et des orifices d'éjection de combustible pour des
applications déterminées.
Un autre paramètre de réalisation qui affecte considérable
ment les émissions d'oxydes d'azote et l'allure du flux thermique
de combustion est le coefficient de blocage d'air. Il est défini
comme le rapport de la section d'amenée d'air de combustion, c'est-à-dire de la section de passage annulaire 33, à l'aire efficace
de la section transversale du déflecteur 31.
Des recherches expérimentales ont été entreprises pour évaluer
l'influence du coefficient de blocage d'air sur les émissions
d'oxydes d'azote; un exemple en est montré à la fig. 5 pour un
brûleur à gaz d'une puissance thermique de 4250 th/h. La figure
montre que, lorsque le coefficient de blocage d'air, qui varie en
raison directe du diamètre du déflecteur, devient supérieur à 0,45,
les émissions d'oxydes d'azote commencent à augmenter sensible
ment. Cela est dû au premier chef à l'intensification de la combus
tion qui se traduit par des maxima de température de gaz plus éle
vés dus à l'aplatissement de la flamme. Les caractéristiques de
transfert de chaleur par rayonnement de celle-ci se dégradent à
cause de la réduction de sa surface et du fait qu'elle se rapproche
des parois thermiquement isolées utilisées dans la plupart des
applications.
La décroissance du coefficient de blocage en deçà de la valeur
optimale provoque l'augmentation des émissions d'oxydes d'azote
engendrées après combustion en raison de la prolongation du
temps de séjour au-dessus de la limite de température précitée de 1200"C.
On constate un résultat semblable avec un brûleur à hydrocar
bure liquide. La fig. 6 montre que les émissions croissent
brusquement pour des coefficients de blocage supérieurs à 0,4. Les
résultats suggèrent que l'aire effective de blocage du déflecteur 31
doit représenter 25 à 55% de la section d'injection du flux oxy
dant.
Les exigences en air de combustion sont fonction du débit
calorifique désiré et des prévisions en excès d'air. La quantité d'air
nécessaire pour la combustion varie avec le type de combustible.
Ainsi, pour le gaz naturel, on doit admettre comme proportion
caractéristique dix volumes d'air par volume de gaz, ces volumes
étant mesurés dans les conditions normales de température et de
pression. La combustion dans les conditions pratiques requiert un
certain excès d'air et le brûleur doit donc être dimensionné pour
un excès d'air de 10 à 30%.
La gaine annulaire d'air de combustion doit être suffisamment
épaisse pour éviter qu'elle ne soit traversée par le jet rayonnant de
combustible avant le mélange final grâce au déflecteur.
La distance de pénétration du jet rayonnant de gaz dans le
flux d'air, dans le cas de gaz naturel, peut être évaluée au moyen
de la relation empirique:
EMI3.1
valable quel que soit le système d'unités employé et dans laquelle: 1 est la profondeur de pénétration;
C est le coefficient de débit des orifices;
Dj est le diamètre des orifices; pf est la masse volumique du combustible; p. est la masse volumique de l'air;
Vf est la vitesse du jet de combustible;
Va est la vitesse du jet d'air;
S est la distance axiale comptée à partir de l'injection; m est un exposant expérimental, fonction de la géométrie des orifices
(0,95 pour des orifices carrés, 0,65 pour des orifices circulaires).
Afin d'obtenir une combustion complète à l'intérieur de l'enveloppe de flamme escomptée, l'épaisseur de la gaine d'air de combustion doit être supérieure à la distance de pénétration estimée. L'effet de la pénétration d'un jet combustible de gaz naturel sur les émissions d'oxydes d'azote est montré dans la fig. 7 dans l'emploi d'un brûleur à gaz naturel d'une puissance calorifique de 500 th/h. On a normalisé la distance de pénétration dans ladite figure en la divisant par l'épaisseur A de la gaine d'air. Les résultats montrent de façon évidente que lorsque la profondeur de pénétration du jet combustible devient du même ordre que l'épaisseur de la gaine d'air, le taux d'émission d'oxydes d'azote augmente.
Lorsqu'on doit étudier un brûleur à combustible liquide, la relation ci-dessus ne convient évidemment pas pour déterminer les caractéristiques d'injection du liquide. La distance de pénétration d'un jet radial de combustible liquide dans un flux d'air peut être estimée au moyen de la relation empirique suivante:
Xm/Do = 1,8(Re/We)0,7
valable quel que soit le système d'unités employé et dans laquelle:
Xm est la distance de pénétration;
DO est le diamètre des orifices;
Re est le nombre de Reynolds, DopfVf/,uf;
We est le nombre de Weber, DoPaVs/a.
Comme l'indique la fig. 8, la distance de pénétration optimale pour un brûleur à combustible liquide est d'environ 50 à 60% de l'épaisseur de la gaine d'air.
L'effet du rapport de quantités de mouvement de l'air et d'un jet combustible de gaz naturel sur la production d'oxydes d'azote est montré dans la fig. 9 pour un brûleur à gaz naturel de 500 th/h. Ces résultats montrent que, pour les valeurs les plus faibles du rapport de quantités de mouvement, par exemple 10, la quantité de mouvement du combustible est trop élevée et que les émissions d'oxydes d'azote augmentent sensiblement. Le niveau d'émission de l'oxyde de carbone augmente aussi considérablement dans la zone considérée. Les résultats montrent que le brûleur doit être calculé pour fonctionner avec un rapport de quantités de mouvement d'environ 15/1. Le fonctionnement avec un rapport de quantités de mouvement élevé se traduit par de faibles émissions d'oxydes d'azote et d'oxyde de carbone; la flamme a meilleure apparence et ne produit pas de suies.
L'influence du rapport de quantités de mouvement de l'air et d'un jet combustible d'hydrocarbure sur l'importance de l'émission d'oxydes d'azote est montrée à la fig. 10 pour un brûleur consommant 380 I/h d'huile de récupération (échantillon N 6).
Les résultats montrent que la production la plus faible d'oxydes d'azote correspond aussi bien aux faibles valeurs du rapport de quantités de mouvement qu'aux valeurs élevées. Vers les faibles valeurs, alors que l'émission d'oxydes d'azote est minime, la teneur en monoxyde de carbone est généralement élevée et l'on constate une cokéfaction ainsi que la formation de dépôts sur la paroi du four. Cela est dû à ce que les jets rayonnants de combustible traversent le flux annulaire d'air. Le fonctionnement à des valeurs élevées de rapport de quantités de mouvement (25/1) se traduit par de faibles émissions d'oxydes d'azote et de monoxyde de carbone. La flamme a meilleur aspect et l'on ne constate pas de formation de dépôts.
Un autre paramètre affectant, en cas d'utilisation de combustibles liquides, le rapport local de mélange et l'émission d'oxydes d'azote est le débit volumique de gaz de mélange. Ce gaz de mélange est utilisé comme moyen de pulvérisation du combustible à l'aide d'un dispositif qui provoque une centrifugation tel que celui ci-dessus décrit et illustré par la fig. 1, ou tel que le dispositif de pulvérisation de la fig. 11, ou à l'aide de tout autre dispositif.
On admet généralement qu'il est désirable de pousser la pulvérisation en raison de ce que plus les gouttelettes sont petites, plus elles sont exposées à l'oxygène et par conséquent à l'oxydation, et de ce que des gouttes de grandes dimensions ne sont pas aisément gazéifiées. Il y a cependant une limite au degré de pulvérisation au-delà de laquelle on assiste à un accroissement des émissions indésirables. On peut penser que des gouttelettes trop petites ne peuvent acquérir une quantité de mouvement suffisante pour pénétrer convenablement dans l'écran opposé par l'oxydant, ce qui provoque une mauvaise distribution du combustible, avec l'apparition de poches locales où le combustible ou l'oxygène seraient en excès.
Au cours des essais du programme, on a trouvé qu'une pression différentielle ou surpression de pulvérisation d'environ 0,3 bar pour les combustibles légers et d'environ 0,55 bar pour les combustibles lourds permet d'optimiser la pénétration et la dimension des gouttelettes.
Le gaz de pulvérisation peut être la vapeur d'eau, auquel cas les servitudes sont simplifiées puisque le dispositif de pulvérisation n'a plus besoin de comporter un compresseur d'air.
Une réalisation particulière du tube 28 de distribution de combustible utilisée pour des essais dans une chaudière York-Shippley-Marine de 37 kW (525 th/h) est montrée dans la fig. 11. Dans une forme de réalisation convenant à l'utilisation de fuel, le tube distributeur 28 comporte un disque associé 52 pour emploi avec la chaudière York Shippley. La partie 53 de l'injecteur s'avance dans la chambre de combustion de la chaudière. La base 54 de l'injecteur est exposée à l'action de la soufflante de la chaudière qui distribue de l'air le long de l'injecteur et vers la chambre de combustion comme dans la fig. 2, sauf que l'on ne trouve pas ici le disque déflecteur 31.
Le combustible est introduit dans un conduit de combustible 55, tandis qu'un gaz de mélange ou de pulvérisation est introduit par une entrée de gaz 56 et dirigé dans le conduit annulaire de gaz de mélange 57 ménagé entre le conduit de combustible 55 et la paroi de la partie 53 de l'injecteur. Des ensembles 32 et 32a d'orifices de combustible sont ménagés par perçage dans les parois de la partie 53 de l'injecteur et du conduit de combustible 55.
Ce modèle de distributeur concentrique de combustible comporte des moyens de pulvérisation de combustible liquide différents de ceux de la fig. 2 qui fonctionnent par centrifugation. Le combustible et le gaz de pulvérisation, tous deux sous pression, projettent des gouttelettes de combustible dans l'écran de l'oxydant issu de l'injecteur.
Des essais analogues ont été entrepris avec la chaudière York
Shippley équipée d'un distributeur pour gaz naturel dans lequel le conduit de combustible était supprimé.
Le tableau montre, à titre indicatif, des valeurs de paramètres convenant respectivement à un brûleur à gaz naturel et à un brûleur à huile ayant sensiblement le même débit calorifique.
Huile Gaz 3750 th/h 4250 th/h
Pression d'air primaire en mm d'eau . . 270 254 Température d'air primaire en C .... 21 21
Débit d'air primaire en m /s*... . . 1 1,65
Pression d'huile en bars ..... 2,1 Température d'huile en C .... 95
Débit d'huile en 1/h ..... . . 378
Excès d'air (en %) . ........ 40 20
Pression de gaz en mm d'eau ...... 635
Température de gaz en C .......... 21
Débit de gaz en m3/s* ............... 0,134
Dimensions:
Diamètre du distributeur en mm ...... 76 152
Diamètre du passage d'air en mm . . 76 67
Diamètre du déflecteur en mm ........ 114 203
*Valeurs ramenées aux conditions normales de température et de pression.
Lorsque ces divers paramètres sont maîtrisés, les caractéristiques d'émission du brûleur demeurent satisfaisantes dans une gamme réellement étendue de débits calorifiques, comme le montre l'allure des courbes de la fig. 12.
Il est possible d'obtenir une dissipation additionnelle de température par l'introduction de gaz frais à l'intérieur de la flamme conique. A cet effet, un tube de gaz de refroidissement 44, selon la fig. 2, est disposé coaxialement dans le tube distributeur 28. On peut utiliser, pour fournir le gaz de refroidissement, tout moyen convenable. Le conduit 44 de gaz de refroidissement débouche par le disque déflecteur 31 pour injecter le gaz de refroidissement à l'intérieur de la flamme 45. Un autre déflecteur 46 peut être accroché au disque déflecteur 31 pour diriger le gaz de refroidissement vers la périphérie et le long du front de flamme pour éloigner la chaleur.
La fig. 13 montre d'autres dispositions du dispositif à brûleur de l'invention. Le tube de distribution 28 est relié par une chaîne cinématique appropriée à un dispositif de translation 47 qui comporte des moyens pour imposer un mouvement axial au tube distributeur 28. L'extrémité côté combustion 30 du tube distributeur comporte une surface conique 48 qui constitue une paroi obturatrice s'engageant dans la surface conique complémentaire 50 lorsque le tube distributeur 28 est mû vers l'adduction d'oxydant.
La fig. 13 est coupée selon l'axe 51 pour montrer le tube distributeur 28 en deux de ses positions réglables de façon continue. La translation axiale modifie la section annulaire de passage d'oxydant en en modifiant le débit alors que la pression amont d'adduction demeure inchangée. On peut ainsi mettre l'installation en veilleuse par étranglement de la section de passage tout en maintenant les caractéristiques de mélange aux valeurs désirées.
The invention relates to a method for controlling combustion in a forced circulation burner comprising a combustion zone, an oxidant duct in communication with the combustion zone, a fuel distributor tube disposed coaxially in the oxidant duct and s 'advancing inside the combustion zone, and further relates to a forced circulation burner for carrying out this process, used for example in closed circuit steam boilers.
Burner installations or devices of the known type have two or more orifices by means of which a fuel or an oxidant is ejected into an external mixing zone. Mixing occurs in the outer mixing zone by turbulent shock of a reactive product stream; this shock also causes, when the fuel is liquid, the spraying of the liquid fuel. In general, no further treatment is undertaken on the stream of reactive product after it has been ejected from the ports.
However, the mere turbulent impact of one stream of reactive product with another stream does not result in optimal mixing.
Spraying of the liquid fuel is caused in the outer mixing zone by the impact of the fuel flow with an oxidant flow. The fuel is seldom pre-treated before it is projected through the orifices.
Examples of burner devices can be found in US Patents Nos. 1934837, 3254846 and 3205656.
A known method of reducing the emission of nitrogen oxides is to reduce the residence time during which hot nitrogen molecules are in contact with unconsumed oxygen, and to drive the processes during combustion and afterwards. combustion at minimum temperatures. The residence time can be limited by quickly carrying out the combustion process under conditions close to homogeneity. The flame temperature can be reduced by radiating and removing heat from the flame and diluting the reactants with an inert gas. These arrangements also cause a reduction in the carbon monoxide and hydrocarbon contents as well as a reduction in the emission of particles.
The object of the invention is to provide a process by which the mixing of reactive products in the outer mixing zone is improved.
To this end, the method according to the invention is characterized in that it comprises the following phases: the flow rate of oxidant and of fuel is chosen in order to release
a determined heat output ;.
- care is taken in the wall of the fuel distributor tube
a determined number of radial fuel outlet orifices
tible with a determined diameter and regularly distributed
on a circumference of the fuel distributor tube, the
number and diameter being chosen with a view to minimizing
mum the production of nitrogen oxides; - a deflector disc is placed at the end of the distributor
adjacent to the combustion zone, the diameter of the disc being
chosen to minimize the production of oxides
nitrogen; - we set the value of the momentum of the oxy flux
dant and fuel to minimize produc
tion of nitrogen oxides; - we control the output of the fuel from the dis
tribution of fuel in order to obtain a depth of
penetration such that it tends to minimize the pro
duction of nitrogen oxides.
The object of the invention will be described below with the aid of the exemplary embodiments shown in the drawing in which the same references relate to the same elements.
Fig. 1 is a view, partly in the form of a jagged section and partly in the form of a block diagram, showing a burner in combination with an industrial steam boiler.
Fig. 2 is a partial section of the burner of FIG. 1 and a
part of the combustion chamber of the boiler.
Fig. 3 is a representative graph of com condition
bustion.
Figs. 4 to 10 are graphs showing the effects of
various dynamic and dimensional parameters on emissions
nitrogen oxides.
Fig. 1 1 is a view with a partial section of an element
fuel dispenser of a special kind.
Fig. 12 is a graph showing the tendency to issue
nitrogen oxides depending on the rate of combustion.
Fig. 13 shows another embodiment of the burner
of fig. 2.
Reference is made first to FIG. 1 which shows the use of the invent
tion in an industrial steam boiler 10 comprising a
cylindrical inner wall 1 1 and a cylindrical outer wall 12
which delimit a cooling duct. The boiler at
steam further comprises an inlet 13 for the admission of a
refrigerant such as water. The internal wall 11 acts as a wall
of the combustion chamber and delimits a combustion zone
tion 16 in which the products are introduced by means of
burner 17. The oxidant supplied by an oxidant tank 18 is
introduced into the burner 17 by an oxidant pump 19 and by
an oxidant conduit 20. In many cases, the oxidant is
air taken directly from the atmosphere.
Similarly, the
fuel supplied by a fuel tank 21 is intro
produced in the burner 17 by a fuel pump 22 and a
fuel line 23. Combustion spray gas
tible, which may be an oxidant such as air or an inert gas, may
be delivered to the burner 17 by a mixing gas pump 24 and
a mixture gas pipe 25.
The burner 17 is detailed in fig. 2 which shows that the area
combustion chamber 16 is delimited, in addition to the wall 11, by a
front wall 26.
The oxidant pipe 27 opens into the control chamber
bustion by the front wall 26. A second duct 28 above
designated as the distributor tube is mounted coaxially inside
of the oxidant duct 27 and protrudes into the
combustion. The end of the distributor 28 is provided with a part 31 in the form of a circular disc. Distributor 28 is in
further characterized in that it comprises an arrangement of ori
32 radiating fices, that is to say radially oriented, which are said
placed around a circumference of the distributor near its end
moth 30. The oxidant conduit 27 defines, with the distributor 28,
an annular flow passage 33.
The oxidant delivered through the oxidant line 20 of FIG. 1 is
introduced inside the annular oxidant flow passage 33.
The spray gas from line 25 can be introduced into the interior.
the distributor 28. The fuel delivered by the
fuel 23 is introduced into distributor 28.
During operation, an oxidizing gas such as air is
introduced into the oxidant conduit 27 in the direction of the
arrow 34. The flow of oxidizing gas circulates in the passage annu
area 33 to create an oxidizing gas screen or obstacle
around the dispenser 28.
Fuel is introduced into the combustion pipe
target 22 as indicated by arrow 35. Fuel penetrates
in the distributor 28 through an inlet port 36. It is possible to
add to the fuel a spray gas introduced as
indicated by arrow 37. The atomizing gas can be any
simply an oxidizing gas as indicated in connection with the
fig. 1, an inert gas such as steam or nitrogen or else
made up of combustion products recycled from the
combustion chamber.
Fuel and, if used, atomizing gas
exit the distributor 28 through the radial orifices 32. If the
bustible is gaseous, such as methane, the gases mix by
turbulent mixing. The fuel passes through the radial orifices in the form of a plurality of jets surrounding the distributor and each of which collides with the obstacle of oxidizing gas.
If the fuel is liquid, the use of a mixer 38 having helical surfaces 39 mounted or formed in the distributor 28 allows centrifugal actions to be applied to the fuel and the mixture gas. When a liquid fuel, such as a liquid hydrocarbon, is used, the liquid is centrifuged outward and entrained against the inner wall of the distributor 28. When the liquid fuel reaches the radial ports 32, the atomizing gas from the ports subjects the liquid to an intense fragmentation action and divides it into a fine mist like a stopper. Means are thus available for atomizing the liquid fuel.
The centrifugation of the liquid fuel is intensified if the fuel is introduced tangentially into the distributor tube 28, thus being imposed a centrifugal movement before reaching the mixing element 38.
The impact between the fuel coming from the orifices 32 with the oxidant flow results in a mixture of the fuel and the oxidizing gas in a mixing zone generally identified by the reference 40. The oxidizing gas flow is designated d 'generally by the arrows 41. The external mixing is improved by any premixing which might take place in the distributor 28. It is further completed by the action of the oxidizing gas passing between the fuel jets and it is deflected in the external mixing zone 40 by the deflector disc 31. The deflected oxidizing gas, marked 42, hits the main flow, hence an additional mixing operation.
There is thus an absolutely complete mixing of the reactive products, both in radial directions and in circumferential directions, which helps to ensure a complete combustion process, control of the local mixing ratio of oxidant and fuel and, therefore, as will be seen in a subsequent discussion, a reduction in the emission of air pollutants.
A comprehensive experimental program was carried out to study the influence of various dynamic and dimensional parameters on the production of nitrogen oxides and to develop an optimization process to minimize the production of nitrogen oxides. 'nitrogen. It will be seen that the production of such oxides can be the result either of a thermal synthesis or of a chemical dissociation. In the latter case, it is because the fuel itself, for example a combustible liquid hydrocarbon, will be characterized by the presence of a large amount of chemically bonded nitrogen in its molecular structure. The nitrogen content is related to the grade of the fuel and its geographical origin.
In the case where the nitrogen oxides are generated thermally, the oxygen combines with free nitrogen to form nitrous oxides and atomic nitrogen, for example by the reaction: O + N2 <NO + N. This reaction can be followed, if conditions permit, by a combination of atomic nitrogen with molecular oxygen, to form a surplus of nitrogen oxides and atomic oxygen, for example by the reaction: N + 02, NO + O. The thermal production of nitrogen oxides is a function of time, temperature and the availability of molecular oxygen.
Thus, an oxide of nitrogen can be reduced by sufficiently decreasing the time during which molecular oxygen is exposed to molecular nitrogen and atomic nitrogen, i.e. by reducing the time stay. Fig. 3 illustrates the fact that, as a consequence of combustion, the temperature reaches a maximum, the value of which is in part limited by the heat transfer characteristics of the system. After combustion, the temperature of course gradually decreases during combustion, but a certain residual amount remains present after combustion. It is known that the thermal production of nitrogen oxides requires temperatures in excess of an allowable value of about 1200 ° C.
Because in most industrial applications
The oxidant is air, oxygen, when its content exceeds the needs of combustion, is available to combine with nitrogen in the air during the combustion phase. But, since this is a time-limited process, rapid combustion helps reduce the production of nitrogen oxides. The presence of nitrogen is then further counterbalanced by the chemical bond of nitrogen in the fuel.
At any time, the amount of excess oxygen can vary considerably depending on the proportion of oxygen and fuel in the mixture. Thus, the fact that the mixture is in stoichiometric proportions does not guarantee that the local conditions within the combustion gases are also stoichiometric conditions. It is therefore important to ensure a complete mixing of the reactive products so that the dead zones which could constitute pockets where oxygen is locally in excess are reduced.
As has already been established, the thermal production of nitrogen oxides only occurs above about 1200 ° C. Therefore, if the temperatures of the unburnt compounds of the air / fuel mixture are, during the following phase combustion, quickly lowered below this critical temperature, there will be no formation of additional nitrogen oxides.
Nitrogen oxides can form downstream of the flame front due to the presence of oxygen and nitrogen at elevated temperature. It is therefore desirable to reduce the temperature of the gases after combustion to a value less than the critical temperature as quickly as possible. However, this will depend in part on the heat transfer characteristics of the surrounding environment. It is also known practice to cool the gases using an external source, such as for example a recirculation device.
It is understandable that the substantially conical flame 45 of FIG. 2, produced by means of the invention, is the cause of an increased gas velocity in the vicinity of the walls of the combustion chamber when the ratio of momentum and the air lock ratio are suitably determined to cause a heat transfer by convection in addition to the transfer by radiation. Heat transfer measurements have confirmed that a burner, constructed and operated as taught herein, provides more favorable heat transfer characteristics than a burner of the known type of comparable heat output.
In addition, it is beneficial, in order to control the above-mentioned variables to ensure a homogeneous mixing ratio of the reactive products, to ensure rapid combustion in order to minimize the residence time of oxygen and nitrogen at elevated temperatures. .
To this end, the flame shape given by the burner of the invention, as well as the homogeneity of the mixture, lead to a flame configuration substantially in the form of a hollow cone. This configuration is first of all imposed by the deflector 31 which acts as a flame holder. The efficiency with which the flame will be projected radially towards the periphery towards the walls of the combustion chamber will be influenced by the air blocking coefficient which has already been discussed.
A high blocking coefficient is indicative of a relatively large disk size which will tend more to project the flame radially outward. The speed of the primary air, in other words its momentum, also significantly affects the configuration of the flame by projecting the flame farther and at a higher speed. The flame produced by the burner of the invention has a relatively short combustion distance, that is to say that this flame, conical, has a small thickness, an index of the desired combustion speed.
It has also been found that a central fuel injector burner as described herein allows, when made and operated in accordance with the recommendations given herein, to obtain a comparatively reduced nitrogen oxide emission. to burners of the known type of comparable heat output. The recommendations given here are aimed at homogenizing the local mixing ratio of air (oxidant) and fuel, as well as achieving rapid combustion and rapid heat dissipation after combustion.
The physical quantities and various dimensions nevertheless depend on the calorific flow rate of the burner and the calorific value of the fuel. As in all burners, the total flow rate of reactive products is determined by the net calorific value of the fuel chosen while the annular oxidant passage 33, calculable as a venturi, must be determined according to the choice of inlet pressures .
The determination of the dimensions of the central injector or distributor tube 28 was undertaken on the basis of analytical and experimental research. These data are important in that they control the mixing characteristics. The number and dimensions of the fuel ejector orifices 32 in FIG. 2 can be determined from the apparent ratio of the fuel flow rate to the air flow rate which here is equivalent to the total area of the distributor orifices referred to the circumference of the distributor tube at the point where the orifices open out.
The total area of the fuel ejector orifices is given by the relation: A = Q / C (P / p) - 1/2 in which:
A is the total cross section of the orifices in cm2;
Q is the flow rate in m3 / min;
C is a constant comprising the flow coefficient of the orifices
and a reduction factor;
AP is the pressure drop or difference in bars; p is the density of the fuel in kg / m3.
Assuming a nominal pressure drop of 6.9.10-2 bars, an orifice flow coefficient of 0.65 and a density, for natural gas, of 0.801 kg / m3, the Q / A ratio is therefore 0.515.
Then the total area calculated is divided into a number of radiating orifices distributed around the circumference of the central element in order to determine the diameter of the fuel injection orifices.
It is generally desirable to have a large number of fuel ports, as shown in fig. 4 which shows, for a recovered oil (sample N "6), that the increase in the number of orifices improves the circumferential distribution of the fuel, which results in a reduction in the emission of nitrogen oxides. This number is, however, limited by technical and economic considerations. In addition, as will be seen, the radial component of the momentum of the fuel flow must be kept constant in order to ensure proper radial penetration of the fuel into the fuel flow. the oxidant flow This constraint also limits the practically usable diameter and consequently the number of orifices.
Fig. 4 shows that nitrogen oxide emissions can increase sharply when the diameter of the orifices becomes small enough to undesirably limit the momentum of the fuel flow.
The ratio of the sum of the diameters of the fuel injection ports to the circumference of the injector is commonly referred to as the fuel blocking coefficient, Bf. It is expressed by the relation: Br = Ndr / n: Dp, expression valid whatever the system of units chosen and in which: Bf is the fuel blocking coefficient;
N is the number of radiating orifices; df is their diameter;
Dp is the diameter of the injector tube.
To obtain optimum performance with natural gas
rel, the value of this coefficient must be kept from 0.25 to 0.35.
The use of the above relations gives the value of the diameters
injector and fuel ejection ports for
specific applications.
Another parameter of achievement which considerably affects
the emissions of nitrogen oxides and the rate of heat flow
of combustion is the air blocking coefficient. It is defined
as the ratio of the combustion air supply section, that is to say of the annular passage section 33, to the effective area
of the cross section of the deflector 31.
Experimental research has been undertaken to assess
the influence of the air blocking coefficient on emissions
nitrogen oxides; an example is shown in fig. 5 for one
gas burner with a thermal output of 4250 th / h. The figure
shows that when the air blocking coefficient, which varies in
due to the diameter of the deflector, becomes greater than 0.45,
emissions of nitrogen oxides begin to increase significantly
is lying. This is primarily due to the intensification of the combus
tion which results in higher gas temperature maxima
due to the flattening of the flame. The characteristics of
heat transfer by radiation thereof degrade to
because of the reduction in its surface area and the fact that it approaches
thermally insulated walls used in most
applications.
The decrease in the blocking coefficient below the value
optimum causes increased emissions of nitrogen oxides
generated after combustion due to the prolongation of
residence time above the above temperature limit of 1200 "C.
We see a similar result with a hydrocarbon burner
liquid bure. Fig. 6 shows that emissions are growing
abruptly for blocking coefficients greater than 0.4. The
results suggest that the effective blocking area of the deflector 31
must represent 25 to 55% of the injection section of the oxy flow
before.
Combustion air requirements are a function of flow
desired calorific and excess air forecast. The amount of air
required for combustion varies with the type of fuel.
Thus, for natural gas, we must admit as a proportion
characteristic ten volumes of air per volume of gas, these volumes
being measured under normal conditions of temperature and
pressure. Combustion under practical conditions requires
some excess air and the burner must therefore be sized to
10 to 30% excess air.
The annular combustion air duct must be sufficiently
thick to prevent it from being crossed by the radiating jet of
fuel before the final mixture thanks to the deflector.
The penetration distance of the radiant gas jet into the
air flow, in the case of natural gas, can be assessed by means of
of the empirical relation:
EMI3.1
valid whatever the system of units used and in which: 1 is the penetration depth;
C is the flow coefficient of the orifices;
Dj is the diameter of the orifices; pf is the density of the fuel; p. is the density of air;
Vf is the speed of the fuel jet;
Va is the speed of the air jet;
S is the axial distance counted from the injection; m is an experimental exponent, a function of the geometry of the orifices
(0.95 for square holes, 0.65 for circular holes).
In order to achieve complete combustion within the expected flame envelope, the thickness of the combustion air duct must be greater than the estimated penetration distance. The effect of the penetration of a combustible jet of natural gas on the emissions of nitrogen oxides is shown in fig. 7 in the use of a natural gas burner with a heat output of 500 th / h. The penetration distance in said figure was normalized by dividing it by the thickness A of the air duct. The results clearly show that when the penetration depth of the fuel jet becomes of the same order as the thickness of the air sheath, the nitrogen oxide emission rate increases.
When considering a liquid fuel burner, the above relationship is obviously not suitable for determining the injection characteristics of the liquid. The penetration distance of a radial jet of liquid fuel in an air flow can be estimated using the following empirical relationship:
Xm / Do = 1.8 (Re / We) 0.7
valid whatever the system of units used and in which:
Xm is the penetration distance;
DO is the diameter of the orifices;
Re is the Reynolds number, DopfVf /, uf;
We is the Weber number, DoPaVs / a.
As shown in fig. 8, the optimum penetration distance for a liquid fuel burner is about 50-60% of the thickness of the air duct.
The effect of the ratio of momentum of air and a combustible jet of natural gas on the production of nitrogen oxides is shown in fig. 9 for a natural gas burner of 500 th / h. These results show that for the lower values of the momentum ratio, for example 10, the fuel momentum is too high and the emissions of nitrogen oxides increase significantly. The level of carbon monoxide emission also increases considerably in the area considered. The results show that the burner should be calculated to operate with a momentum ratio of approximately 15/1. Operation with a high momentum ratio results in low emissions of nitrogen oxides and carbon monoxide; the flame looks better and does not produce soot.
The influence of the ratio of momentum of air and of a combustible hydrocarbon jet on the magnitude of the emission of nitrogen oxides is shown in fig. 10 for a burner consuming 380 I / h of recovered oil (sample N 6).
The results show that the lower production of nitrogen oxides corresponds to both low values of the momentum ratio and high values. Towards low values, while the emission of nitrogen oxides is minimal, the carbon monoxide content is generally high and there is coking and the formation of deposits on the wall of the furnace. This is because the radiating jets of fuel pass through the annular air flow. Operation at high momentum ratio (25/1) values results in low emissions of nitrogen oxides and carbon monoxide. The flame looks better and there is no formation of deposits.
Another parameter affecting, when using liquid fuels, the local mixing ratio and the emission of nitrogen oxides is the volume flow rate of the mixing gas. This mixture gas is used as a means for atomizing the fuel using a device which causes centrifugation such as that described above and illustrated in FIG. 1, or such as the spraying device of FIG. 11, or using any other device.
It is generally accepted that more spraying is desirable because the smaller the droplets, the more they are exposed to oxygen and hence to oxidation, and large droplets are not. not readily carbonated. There is, however, a limit to the degree of spraying beyond which there is an increase in unwanted emissions. It can be thought that droplets that are too small cannot acquire a sufficient momentum to properly penetrate the screen opposed by the oxidant, which causes poor distribution of the fuel, with the appearance of local pockets where the fuel or the oxygen would be in excess.
During the tests of the program, it was found that a differential pressure or spray overpressure of about 0.3 bar for light fuels and of about 0.55 bar for heavy fuels allows to optimize the penetration and the droplet size.
The atomizing gas can be water vapor, in which case the easements are simplified since the atomizing device no longer needs to include an air compressor.
A particular embodiment of the fuel distribution tube 28 used for tests in a York-Shippley-Marine 37 kW (525 th / h) boiler is shown in fig. 11. In one embodiment suitable for the use of fuel oil, the distributor tube 28 has an associated disc 52 for use with the York Shippley boiler. Part 53 of the injector projects into the combustion chamber of the boiler. The base 54 of the injector is exposed to the action of the boiler blower which distributes air along the injector and towards the combustion chamber as in fig. 2, except that the deflector disc 31 is not found here.
The fuel is introduced into a fuel pipe 55, while a mixing or atomizing gas is introduced through a gas inlet 56 and directed into the annular mixture gas pipe 57 formed between the fuel pipe 55 and the wall. of part 53 of the injector. Sets 32 and 32a of fuel orifices are formed by drilling in the walls of part 53 of the injector and of the fuel pipe 55.
This model of concentric fuel distributor comprises means for atomizing liquid fuel different from those of FIG. 2 which operate by centrifugation. The fuel and the atomizing gas, both pressurized, project fuel droplets into the oxidant screen from the injector.
Similar tests were carried out with the York boiler
Shippley fitted with a distributor for natural gas in which the fuel line was removed.
The table shows, by way of indication, the parameter values suitable respectively for a natural gas burner and an oil burner having substantially the same heat output.
Oil Gas 3750 th / h 4250 th / h
Primary air pressure in mm of water. . 270 254 Primary air temperature in C .... 21 21
Primary air flow in m / s * .... . 1 1.65
Oil pressure in bars ..... 2.1 Oil temperature in C .... 95
Oil flow in 1 / h ...... . 378
Excess air (in%). ........ 40 20
Gas pressure in mm of water ...... 635
Gas temperature in C .......... 21
Gas flow in m3 / s * ............... 0.134
Dimensions:
Distributor diameter in mm ...... 76 152
Air passage diameter in mm. . 76 67
Diameter of the deflector in mm ........ 114 203
* Values brought back to normal temperature and pressure conditions.
When these various parameters are controlled, the emission characteristics of the burner remain satisfactory over a really wide range of heat flows, as shown by the shape of the curves in FIG. 12.
It is possible to obtain an additional dissipation of temperature by the introduction of fresh gas inside the conical flame. For this purpose, a cooling gas tube 44, according to FIG. 2, is disposed coaxially in the distributor tube 28. Any suitable means can be used to supply the cooling gas. The cooling gas duct 44 opens out through the deflector disc 31 to inject the cooling gas inside the flame 45. Another deflector 46 can be hooked to the deflector disc 31 to direct the cooling gas towards the periphery and the flame. along the flame front to keep heat away.
Fig. 13 shows other arrangements of the burner device of the invention. The distribution tube 28 is connected by an appropriate kinematic chain to a translation device 47 which comprises means for imposing an axial movement on the distributor tube 28. The combustion side end 30 of the distributor tube has a conical surface 48 which constitutes a wall. obturator engaging in the complementary conical surface 50 when the distributor tube 28 is moved towards the adduction of oxidant.
Fig. 13 is cut along the axis 51 to show the distributor tube 28 in two of its continuously adjustable positions. The axial translation modifies the annular section of the oxidant passage by modifying the flow rate while the upstream supply pressure remains unchanged. It is thus possible to put the installation on the back burner by restricting the passage section while maintaining the mixing characteristics at the desired values.