4) V
｢■∃
bL) 4)
｢⊃
(a)噴射弁構造 (2段式圧力噴射弁)
1 2 3 4 5 6 7
G f , g/s
(b)噴霧特性
図2‑22 燃料噴射弁構造とその噴霧粋性
primarya?reてoI:だ㌫∫aJ'rlDiJutionaJ.
ヽヽヽt■■ヽヽヽヽヽⅦ1ヽヽt■■ヽヽ̲I̲1ヽⅦ■ヽヽヽヽヽヽヽnヽ一可■ヽt
ⅦmtLtultLー■■｢.ttLtttttttt lltlllllllltlllltt‑■
tlLIltLl■ー■uttt1■
■■
‑ I..lIAl1.Full
) 1 l JTTIJrlM
■■∩lー■
))lIJrIJ
LLIDtllLIIIllllJll JL!IJI‑LIIIJIIII■■■LJl,I,I,I,I,I,I,'''''
I.rJ.‑‑‑..‑‑.II..J
､L;.‑̲芝≡≦l‑
Tg7iantiona,1;̲,ーL tI
■■‑ JflIL([Tr
SectionA‑A A‑I
Number of cel一s :7103
図2‑23 計算格子(要素数: 7103)
44
Burnt gas
燃焼室内の噴霧挙動､燃料蒸気濃度および温度分布について､計算結果を図2‑24に示 す｡この結果を用いて､副室付渦巻燃焼器の流れと燃焼の特徴について説明すると以下の ようになる｡ 1次空気によって､燃焼器の中心軸付近には強い旋回流が形成されている｡
一方､希釈空気と比較すれば明らかなように､多数の小孔から導入される2次空気は､貫 徹力が小さく燃焼室の中心付近までは到達していない｡したがって､燃焼にはほとんど関 与していない｡燃料蒸気濃度は燃焼器中心軸付近が高く､さらに燃料噴射弁に近づく程高
くなる傾向がある｡この燃料蒸気と空気とが混合する領域で燃焼が起こり､燃料蒸気を取 り巻く形で高温領域が存在している｡このとき､燃焼ガスの最高温度は､主室内において 3000K近くの高い値になっている｡
ここで､燃料噴霧の挙動をみると､その一部は副室壁まで到達していることがわかる｡
これは､ガスタービン燃焼器内の噴霧挙動を正しく扱うためには､壁挙動のモデルを組み 込むことが必須であり､本研究でWallJetモデルを用いたことの安当性を示すものである｡
このふく射計算無しの条件で得られたNOx排出量を､実験と比較したのが図2‑25であ る‑｡当量比の影響とともに､圧力を変えたときの結果も合わせて示した.計算ではNOの 排出量を扱っているが､それを実験と同様にNO2に換算し､燃料1kg当たりの排出量を表
す排出指数(Emissionlndex)で示してある｡また､縦軸は対数目盛で表してあるが､その
理由は､ Thermal‑NOの生成量が燃焼ガス温度に対して指数関数的に増加するためである｡
したがって､図2125における実験と計算の差は､滞留時間がほぼ等しいと仮定すれば､燃 焼ガス温度の違いとみなすことができる｡
実験から得られた､この燃焼器のNOx排出指数の特徴をまとめると以下のようになる｡
●当量比が0.15あたりまでは当量比に対応して増加するが､さらに大きくなってもあ まり増加しない｡
●圧力の影響は小さいが､高いとき程NOx排出指数が大きくなる｡
それに対して計算結果は､当量比0.2以上で排出量がほぼ一定になり､実験の傾向と定 性的な一致はみられる｡しかし､定量的には大きく異なる｡当量比が小さいときは実験の 値とほぼ一致しているの対して､当量比0.2前後では実験値の10倍程度になっている｡こ れは､計算における燃焼ガス温度が､実験よりも大幅に高くなっていることを示している｡
従来の計算法では､ガスタービン燃焼器のNOx排出量の予測は困難であると結論できる｡
誤差が大きい原因を検討するため､当量比を変えたときの燃焼状態の変化を調べたのが､
100(rTVs) 0
:==
Fuel Fraction (wt%) 14
500 Tenperatu
re(q 3000
図2‑24 燃焼室内の噴霧挙動､蒸気濃度､温度分布の計算結果 (ふく射計算無し､当量比:0.26､圧力: 150kPa)