用频域分解法分析Rijke管内热声不稳定性

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基于横向射流的旋流燃烧器热声不稳定控制

基于横向射流的旋流燃烧器热声不稳定控制

8. 92% fo 1 7 P O 1 5 P . sd s JCF wa o n o b c o ee e t ei o t l n em o c u tc r m a t a Bei e .I sfu d t emu h m r f ci n c n ol gt r a o si 1 2 8 v r i h
第 1 卷 第 3期 6 2 1 6月 0 0年




与 技

Vb .6 No3 1 1 .
J un. 01 2 0
J ur a f mb sin S in ea d T c n lg o n l o Co u t ce c n e h oo y o
基 于横 向射流 的旋流燃烧器热声不稳定控制
Ab t a t sr c :An l b r t r a ii sb i t d h o to l g me h n s o e fe c t d t e mo c u t n t b l o a o y f c l y wa u l t su y t ec n r l n c a im fs l- x ie h r a o si i sa i a t to i c .
l a Qo 3 . f w rt xi 13 33mL sa dte q iae c t i 09 T ee p r na s a s e e l a eitni o e s /,n uvln er i he a o s .. h x ei t r u l vae t th e sy me l e t r dh t n t
i sa i t h n J CF. d t e l t rC n y a h e e a c n o l g e e to 2 5% o o d to h tt e r t ff e n tbl y ta F i n a h at a o l c i v o t l n f c f3 . e n r i n c n i n t a ai o l i h o u l w a eXWC h u d b r a e a 0% . fo r t F o l eg e tr h n5 s t

无损检测技术中常用的信号处理与数据分析方法

无损检测技术中常用的信号处理与数据分析方法

无损检测技术中常用的信号处理与数据分析方法无损检测技术是一种在不破坏被测物体的情况下,通过对其内部信息的获取和分析来判断其质量或缺陷的技术。

在无损检测中,信号处理和数据分析是不可或缺的步骤,它们能够帮助我们从复杂的信号中提取有用的信息,并对数据进行有效的分析和解释。

以下将介绍几种在无损检测中常用的信号处理与数据分析方法。

1. 傅里叶变换傅里叶变换是一种将信号从时域转换到频域的方法。

在无损检测中,我们常常需要分析频域信息来判断被测物体的状态。

傅里叶变换可以将时域信号转换成频域信号,提供了信号的频率成分和幅值信息。

通过对频域信号进行分析,我们可以检测到一些特定频率的异常,例如材料中的缺陷或损伤。

2. 小波变换小波变换是一种时频域分析方法,它能够提供更详细、更准确的频域信息。

在无损检测中,小波变换可以将非平稳信号分解成不同频率的小波系数,从而提供更多的细节和局部特征。

通过对小波系数的分析,我们可以检测到更小尺度的缺陷,例如微裂纹或局部损伤。

3. 自适应滤波自适应滤波在无损检测中被广泛应用于提取有效信号与噪声的分离。

自适应滤波通过自动调整滤波器参数,使得滤波器能够适应信号的变化和噪声的变化。

通过对信号进行自适应滤波,我们可以提高信噪比,并更好地分离出被测物体中的有效信号。

4. 统计分析统计分析是对无损检测数据进行整体分析和解释的方法。

通过统计分析,我们可以获取数据的一些特征参数,例如均值、方差、相关性等。

统计分析可以帮助我们了解数据的分布情况和趋势,从而判断被测物体的状态。

常用的统计分析方法包括假设检验、方差分析、回归分析等。

5. 接口波形分析接口波形分析是一种用于检测材料界面上的缺陷的方法。

在无损检测中,材料界面上的缺陷(例如焊接接头、胶合界面等)是常见的问题。

接口波形分析可以通过分析信号在材料界面处的反射和散射,来判断这些界面上的缺陷情况。

通过对接口波形的变化进行分析,我们可以检测到界面处的缺陷或变形。

横向射流对Rijke型燃烧器热声不稳定控制效果的影响

横向射流对Rijke型燃烧器热声不稳定控制效果的影响
第3 5 卷 第 1 2期 2 0 1 5年 6月 2 0日








Vo 1 . 3 5 N o. 1 2 J u n. 20, 201 5  ̄2 01 5 Chi n. So c. f o r El e c. Eng . 3 07 5
P r o c e e d i n g s o f t h e CS E E
I n s t a b i l i t y i n t h e பைடு நூலகம்i j k e Co mb u s t o r
ZHOU Ha o, WAN G He n g do n g, HUANG Ya n, WANG Ya n, CEN Ke f a
( S t a t e Ke y L a b o r a t o r y o f C l e a n E n e r g y Ut i l i z a t i o n( Z h e j i a n g U n i v e r s i t y ) , H a n g z h o u 3 1 0 0 2 7 , Z h e j i a n g P r o v i n c e , C h i n a )
和 燃 烧 室 声场 之 间 耦 合产 生 的一 种 燃 烧 不 稳 定 现
t e s t e d wi t h v a r i a b l e j e t v e l o c i t i e s a n d j e t l f o w r a t e s . An d t h e
me t h o d t o c o n r t o l he t t h e r mo a c o u s t i c i n s t a b i l i y t i n he t R i j k e

水平Rijke管热声不稳定的双稳态和触发分析

水平Rijke管热声不稳定的双稳态和触发分析

水平 Rijke 管热声不稳定的双稳态和触发分析
冯建畅, 敖文, 刘佩进
( 西北工业大学 燃烧、热结构与内流场重点实验室, 陕西 西安 710072)
摘 要:建立了水平 Rijke 管热声模型,并利用 Galerkin 方法对控制方程进行展开,实现数值求解。 利 用非线性动力学理论对系统进行分析,得到系统的全局稳定区域、全局不稳定区域以及双稳态区域。 获得了无量纲加热功率 K、热源相对位置 xf、阻尼系数 c1 与无量纲时间延迟 τ 之间的稳定区域图谱。 发现热源相对位置 xf 的稳定性区域关于 xf = 0.25 近似呈对称分布,阻尼系数 c1 的双稳态区域在 τ = 0.5 时达到最大。 研究了系统在双稳态区域内的触发和极限环振荡现象,获得无量纲加热功率 K、阻尼 系数 c1 和热源相对位置 xf 等参数变化时的临界触发值。 发现系统的临界触发值 P1 与 U1 具有一致的 变化规律,其随无量纲加热功率 K 的增大而减小,但随阻尼系数 c1 的增大呈现增大趋势。 特别的,临 界触发值随热源相对位置 xf 的增大呈现先减小后增大的趋势。 在双稳态区域内,系统稳定极限环振 荡的振幅和频率与初始扰动值无关,但扰动值会影响系统达到稳定极限环的时间,系统在 U1 = 0.4 扰 动下达到极限环所需时间比 U1 = 0.8 延长约 3 倍。
2019 年 2 月 第 37 卷第 1 期
西北工业大学学报 Journal of Northwestern Polytechnical University
https: / / doi.org / 10.1051 / jnwpu / 20193710048
Feb. 2019 Vol.37 No.1
关 键 词:热声不稳定;非线性动力学;双稳态;触发 中图分类号:V231 文献标志码:A 文章编号:1000⁃2758(2019)01⁃0048⁃09

黎开管自激热声不稳定的数值模拟_李国能

黎开管自激热声不稳定的数值模拟_李国能
LI Guo-neng, ZHOU Hao, YOU Hong-yan, CEN Ke-fa
(State Key Laboratory of Clean Energy Utilization (Zhejiang University), Hangzhou 310027, Zhejiang Province, China)
本文采用Fluent 6.1研究了Rijke管内的自激热 声不稳定。自激,是指在计算开始时给一很小的瞬 间扰动,之后计算过程不再加入人为干扰。通过模 拟,得到了管内压力、速度、温度和气体密度的起 振,最后达到极限周期的整个过程。通过压力与速 度的相位分析,验证了瑞利准则是维持Rijke管自激 热声不稳定的关键因素;同时,模拟结果给出了 Rijke管内的振荡流场和振荡温度场,实现了热声不 稳定现象的可视化。另外,模拟结果与试验数据相 比基本一致,说明CFD能够实现Rijke管内自激热声 不稳定过程的模拟。
近年来,热声不稳定现象的利弊受到全世界广 泛的关注。在低温领域,人们成功地研制出高效率 的行波发动机[1-2],结合小孔型脉管制冷机可以研制 出完全没有机械运动部件的制冷设备[3],或者结合 弯曲支撑型直线电机可以研制出无机械运动部件的 热声发电系统[4]。在燃烧控制领域,人们追求有效 地控制燃烧过程的热声不稳定。国外的研究文献较 多,如 Annaswamy[5],Campos-Delgado[6]、Lawn[7] 等人的论文。在国内,南京大学的韩飞[8]研究了 Rijke 管中的非线性;中科院声学所朱永波[9]研究了 Rijke 管中热源位置和温度参数对发声频谱的影响; 浙江工业大学的陈福连[10]研究了一种新型脉动燃 烧器的频率特性;上海电力大学任建兴[11]研究了一 种新型 Rijke 管的热源位置、进口流速、温度梯度 和气体密度等参数对声场强度的影响。

音乐声学中的频域与时域分析

音乐声学中的频域与时域分析

音乐声学中的频域与时域分析音乐无处不在,它伴随我们的生活,也是人们休闲娱乐的一种途径。

然而,对于一般听众来说,很少关注音乐的学术和理论方面。

音乐声学是研究声音及音乐各种各样的音色、韵律和表达形式的学科。

在音乐声学研究中,频域与时域分析是非常重要的内容,它们用于分析音乐的音色和韵律特征。

一、频域分析频域分析是一种将信号分解成频率分量的方法。

在音乐声学中,频域分析可以对音乐信号进行详细的分析。

举个例子,当一辆车经过我们身边时,我们会听到一个尖锐的声音。

这个声音可以被分解成很多个不同频率的声音,其中每一个频率都有一定的振幅和相位。

这些频率和振幅构成了声音信号的频域信息。

在音乐声学中,我们可以通过频域分析来找到每个频带的响应,进而得出音乐信号的谐波系数、谱形等各种参数。

二、时域分析时域分析是一种将信号分解成时间分量的方法。

在音乐声学中,时域分析可以对音乐信号进行详细的分析。

举个例子,当一个鼓点被击打时,我们可以通过时域分析来分析其时间长度和振幅。

时域分析可以帮助我们了解一个音乐信号的脉冲响应、瞬态响应、时间域特征等信息。

通过时域分析,我们可以得到音乐信号的各种参数如衰减时间、声音的起伏变化速度等。

三、频域与时域分析之间的关系频域和时域分析对于音乐声学的研究都是非常重要的方法。

它们可以帮助我们了解与分析声音的各种性质。

频域分析和时域分析之间有着密切的联系,两者相互补充。

例如,在音乐信号的时域分析中,通过获取一个音乐信号的峰值、时间间隔、脉冲响应等信息,我们可以通过频域分析来获得实际信号的频谱曲线,从而看到信号中不同频率成分的强度比较。

又例如,在频域分析中,通过对信号各个频段的功率、峰值、频带宽度等作分析,我们可以了解信号的频率分布特性。

通过将频域与时域分析相结合,我们可以对音乐信号进行更加深入的分析。

总之,频域和时域分析在音乐声学中扮演着非常重要的角色。

了解音乐信号的各种特性可以帮助我们更好地理解音乐的韵律和音色,并对其进行分析和改进。

卡门涡街激发直管内声场的实验研究

卡门涡街激发直管内声场的实验研究

卡门涡街激发直管内声场的实验研究作者:王岩, 王恒栋, WANG Yan, WANG Heng-dong作者单位:浙江大学能源清洁利用国家重点实验室,浙江杭州,310027刊名:能源工程英文刊名:Energy Engineering年,卷(期):2015(3)参考文献(18条)1.DOWLING A P The challenges of lean premixed combustion 20032.RIJKE P L Notiz über eine neue Art,die in einer an beiden Enden offenen R(o)hre enthaltene Luft in Schwingungen zu versetzen 1859(06)3.SONDHAUSS Cüber die Sehallschwingungen der Luft in erhitzten Glasr(o)hren und in gedeckten Pfeifen von ungleicher Weite 1850(01)4.RAUN R L;BECKSTEAD M W;FINLINSON J C A review of Rijke tubes,Rijke burners and related devices 1993(04)5.季俊杰,罗永浩,胡瓅元燃烧振荡的驱动机理[期刊论文]-燃气轮机技术 2006(3)6.汪潮洋,卢晓,冯卫强,黄永光,王慧锅炉尾部烟道振动的原因分析及解决方案[期刊论文]-电站系统工程 2012(4)7.楼杰,蒋建伟,廖晓春1900t/h锅炉尾部烟道振动原因分析及处理[期刊论文]-发电设备 2012(5)8.匡知群,李立春,杨威,鄢晓忠锅炉烟道系统振动分析及改造研究[期刊论文]-锅炉制造 2012(1)9.赵建新电厂锅炉尾部烟道振动分析[期刊论文]-现代电力 2009(5)10.董琨卡门涡流对电站锅炉安全性的影响及治理措施[期刊论文]-热力发电 2008(10)11.RAYLEIGHJ W S B The theory of sound 189612.McQuay MQ.;Nazeer WA.;Dubey RK.An experimental study on the impact of acoustics and spray quality on the emissions of CO and NO from an ethanol spray flame[外文期刊] 1998(5)13.孙志强基于涡街特性的流动分析与参数检测[学位论文] 200714.孙志强,张宏建,黄咏梅,韩雪飞管壁差压式涡街流量计测量影响因素分析[期刊论文]-浙江大学学报(工学版) 2006(12)15.李国能燃烧诱发热声不稳定特性及控制研究[学位论文] 200916.李国能,周昊,李时宇,岑可法化学当量比对旋流燃烧器热声不稳定特性的影响[期刊论文]-中国电机工程学报 2008(8)17.马大猷;沈壕声学手册(修订版) 200418.周昊,李国能,岑可法燃烧功率对旋流燃烧器热声不稳定特性的影响[期刊论文]-中国电机工程学报 2008(32)引用本文格式:王岩.王恒栋.WANG Yan.WANG Heng-dong卡门涡街激发直管内声场的实验研究[期刊论文]-能源工程 2015(3)。

放置状态及变参数对热声不稳定工作特性分析

放置状态及变参数对热声不稳定工作特性分析

收稿日期:2020⁃10⁃21
基金项目:国家自然科学基金(11702222) 资助
作者简介:刘浩哲(1994—) ,航空工业西安飞行自动控制研究所助理工程师,主要从事液压流体研究。
第3期
刘浩哲,等:放置状态及变参数对热声不稳定工作特性分析
·695·
1 数学模型
本文在 Kunz[21] 的实验装置基础上发展了 Ha⁃ ntschk 和李国能构建的物理模型。 实验采用方管, 但前人研究[22⁃24] 表明,当管声波波长和方管截面最 大尺寸比小于 0.5,方管内声波传播可认为与圆管 相似。
在结果对比中,数值模拟结果基本满足要求,为 之后的参数计算提供可靠性保证。
表 1 水平放置 CFD 模拟与文献及实验对比
结果
压力峰值 /
速度峰值 /
主频 / Hz
Pa
热源设置 (Biblioteka ·s-1)CFD 模拟 298
文献[17] 294
图 2 忽略重力时管内参数变化
图 1 物理模型图
2 计算结果及分析
本文首先对 3 种不同放置状态下的 Rijke 管进 行考察,设置 3 种放置状态时主要通过设置商用软 件 Fluent17.1 中重力加速度选项。 对于忽略重力状 态,即不对该项设置,而竖直放置和水平放置的设置 依次对应为 x = -9.8 m / s2 和 y = -9.8 m / s2。
通过对图 2 分析,发现 Rijke 管内压力和轴向 速度,两者均在约 1 s 后迅速加强。 在 2.7 s 时管内 各项参数振荡均呈现饱和状态,热声学称之为极限 周期。 其中,压力振幅已超过 600 Pa;速度振幅为 0.43 m / s。 温度和密度的振荡分布与前两者类似, 故在此不再赘述,且温度振幅约为 24 K,气体密度 振幅则为 0.042 5 kg / m2,这一结果也符合设定的理 想气体公式。 通过快速傅里叶变化捕捉到的管内频 率为 298 Hz。

热声不稳定行研究

热声不稳定行研究

基于本征正交分解的热声不稳 定性研究
随晶侠 大连理工大学
研究方向
• 喷射器的性能研究; • 生物质成型颗粒燃烧的数值模拟; • 热声不稳定性研究:
1、实验参数对Rijke管内声波特性的影响; 2、基于本征正交分解(Proper Orthogonal Decomposition )的热声不稳定行研究; 3、Rijke管内热声不稳定行的相似性分析; 4、声波与换热解
热源位置xh/L=0.2,加热功率P=293W,气体流量q=0.2m3/h
管内同时存在波长为2L和L的声 波振荡,当热源位置为 xh/L=0.24 时,有另外一种振荡 能量超过波长为L的声波振荡, 变成分解后的第二模态
图中绿色虚线代表管内波长为L的声波所占有 的能量比,随着热源位置的增加其占有的能量 比逐渐减小。 波长为2L的声波占有能量比逐渐增加。
模态系数通过带通滤波后得到 an,m,其中n为本证正交分解模 态,m为不同的频率,进行重 构后的压力值为pn,m
xh/L=0.16
xh/L=0.2
xh/L=0.24
•Sui J X, Zhao D, Zhang B, Gao N. Experimental study of Rijke-type Thermoacoustic Instability by using Proper Orthogonal Decomposition method[J]. Experimental Thermal and Fluid Science, 2017,81:336-344 •Sui J X, Xu X, Zhang B, et al. A Mathematical Model of Biomass Briquette Fuel Combustion[J]. Energy and Power Engineering, 2013, 5(04): 1. •Li T, Sui J X, Gong S, Wu C J. Dynamical separation of rigid bodies in supersonic flow[J]. Sci China Tech Sci, 2015, 58:1-12. •Li T, Sui J X, Wu C J. Numerical investigation of dynamical behavior of tethered rigid spheres in supersonic flow[J]. Applied Mathematics and Mechanics, 2016, 37(6): 749-760. •李涛,随晶侠,吴锤结. 超声速流场中6自由度物体运动的模拟研究 [J]. 应用数学和力学, 2016, 37(1): 27⁃47. •实用新型专利 一种利用锅炉排出低温烟气对生物质燃料进行干 燥和预加热的装置 徐翔 张博 随晶侠 2013

Rijke型燃烧器热声振动特性的试验研究

Rijke型燃烧器热声振动特性的试验研究

非线性 和管 口声 辐 射 非 线 性 的 相互 增 长 ; 科 院 声 学 中 所朱永 波 研究 了 Rje管 中热 源位 置 和温 度 参 数 对 i k 发声频 谱 的影 响 , 究 了芸 态 发 声 特 性 和 热 源饱 和 研 现象 。浙江工 业大学 陈福 连 研 究 了一 种 新 型脉 动燃
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第2 7卷第 1 期
J OURNAL OF VI RATI B ON AND S HOCK
Rj e型 燃 烧 器 热 声 振 动 特 性 的 试 验 研 究 i k
李 国能 , 周 吴 , 岑可法
30 2 ) 10 7

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源位置 、 口流速 、 进 温度梯 度 和气 体 密 度等 参 数对 声 场 强度 的影 响 , 到 了维 持 热 声 振 动 所 需 要 的 条 件 。最 得



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¨ _ 一 一 1
1: b 1 。 1。 0 。 、 …
基金项 目:国家 自然科学基金 (0 70 16 54 3 ) 5 5 68 ;0 30 0 收稿 日期 :2 0 0 7—0 o 修改稿收到 日期 :0 7一 4— 7 4一 9 2 0 o 2 第一作 者 李 国能 男 , 士研究生 ,9 1 博 18 年生 通讯作者 周 吴 男, 教授 ,9 3年生 17
烧 器 的频 率 特 性 , 究 了不 同燃 料 的 热 声 振 动 特 性 。 研 上海 电力 大学 任建 兴 ¨ 究 了一 种新 型 Rje管 的热 研 i k
下端 封 闭 , 上端 开 口, 密堇 青石 材 质 致 体位 于燃 烧器 四分 之 一 管 长 处 , 甲烷 与 在稳 燃体 上方 燃 烧 形 成 平 面 火 焰 。 图 力传 感器 的安 装 方 法 , 用 半 无 限 法 i 采 贝

音频处理中的时域和频域分析技术

音频处理中的时域和频域分析技术

音频处理中的时域和频域分析技术音频处理是指对声音信号进行调整、增强、去噪等操作的过程。

在音频处理中,时域和频域分析技术是两个重要的方法。

本文将分别介绍时域和频域分析技术,并探讨它们在音频处理中的应用。

一、时域分析技术时域分析是对声音信号在时间上的变化进行分析的方法。

它是一种基于时间的分析方法,通过观察声音信号在时间轴上的波形变化来研究其特征和特性。

1. 时域波形图时域波形图是一种常用的时域分析方法,它将声音信号的振幅随时间的变化以波形图的形式展示出来。

通过观察波形图的上升和下降趋势、峰值和谷值等特征,可以分析声音信号的音调、音量、持续时间等信息。

2. 自相关函数自相关函数是一种用于衡量声音信号周期性的时域分析方法。

它通过计算信号与自身在不同时间延迟下的相关性来分析信号的周期性特征,从而可以判断声音信号是否具有明显的循环重复特征。

3. 音谱图音谱图是一种时频分析方法,可以将声音信号在不同频率上的能量分布以图形的方式展示出来。

通过观察音谱图,可以得到声音信号在不同频率上的能量分布情况,进而分析声音信号的频谱特性。

二、频域分析技术频域分析是对声音信号在频率上的变化进行分析的方法。

它是一种基于频率的分析方法,通过观察声音信号在频率域上的特性,揭示声音信号的频谱信息和频率成分。

1. 傅里叶变换傅里叶变换是一种将时域信号转换为频域信号的数学方法。

通过傅里叶变换,可以将声音信号从时域转换为频域,得到声音信号在不同频率上的能量分布。

2. 音谱分析音谱分析是一种频域分析方法,通过对声音信号进行频谱分析,可以得到声音信号的谱线分布情况。

常用的音谱分析方法包括快速傅里叶变换(FFT)和短时傅里叶变换(STFT)。

音谱分析可以用于分析声音信号的频率成分和频谱特性。

3. 语谱图语谱图是一种将声音信号的频谱信息以图形的方式展示出来的方法。

它将声音信号在频率和时间上的变化以二维图形的形式展示出来,可以清晰地显示声音信号的频率分布和变化规律。

Rijke型热声自激振荡机理研究进展

Rijke型热声自激振荡机理研究进展

( rd a c o l f hn s A a e y o S in e , e ig1 0 3 ,C i ) G a u t S h o o iee c d m f c c s B i n 0 0 9 h a e C e j n
Ab ta t Sn etetemo c u t f c nRi etb a o n ,i w sw d l sda dsu id n sr c : ic r a o si ef t j u ew sfu d t a ieyu e n tde ,a d h h c e i k
摘 要 : i e管热致 声现 象 自发 现 以来得 到 了广 泛 的研 究和应 用 , Rj k 并发展 成 为 高效 率 的行 波 型
热声 热机 , 其 热声 自激振 荡机 理一 直没 有被 完全 揭 示 清楚 。热 声激 振 条 件 关 系到 对低 品位 能 源 的 但 利 用 和热 声转换 效率 的提 高 , 因此对 自激振 荡机 理 的研 究成 为 热声技 术 的 首要课 题 。经典 线 性 热 声

r u h y,b ti c u d ogl u t o l n’ts l e h n i e r p o l ms, s c s t e o s tp o e s t e a o t te m ig ov te no ln a r b e u h a h n e r c s h c usi sr a n c
理 论作 为对 小振 幅弱 非线性 现 象的 一种 近似 , 以粗略 指 导 热 声热机 的设 计 , 不 能 解决 诸如 起 振 、 可 但
声流 和声压 饱和 等非 线性 问题 。通过 对 近 几 十年 来 Rje型热 声 自激振 荡机 理 研 究进展 的 总结 , i k 指

Rijke型热声自激振荡机理研究进展

Rijke型热声自激振荡机理研究进展

Rijke型热声自激振荡机理研究进展黄鑫1,2 胡忠军1 李青1 李正宇1【摘要】摘要:Rijke管热致声现象自发现以来得到了广泛的研究和应用,并发展成为高效率的行波型热声热机,但其热声自激振荡机理一直没有被完全揭示清楚。

热声激振条件关系到对低品位能源的利用和热声转换效率的提高,因此对自激振荡机理的研究成为热声技术的首要课题。

经典线性热声理论作为对小振幅弱非线性现象的一种近似,可以粗略指导热声热机的设计,但不能解决诸如起振、声流和声压饱和等非线性问题。

通过对近几十年来Rijke型热声自激振荡机理研究进展的总结,指出最近发展的几种非线性热声理论存在的局限性,并提出了未来在自激振荡机理研究方面的研究方法和研究方向。

【期刊名称】低温工程【年(卷),期】2010(000)001【总页数】6【关键词】关键词:Rijke管热声效应自激振荡1 引言热声效应的发现源于“歌焰”(Singing Flame)现象,又称Higgins管,是将氢焰放在两端开口的垂直管中激发出声音的一种现象。

在大学课堂上广泛用作热声演示装置的箫声管(Rijke管)实际上是利用加热的丝网代替火焰的Higgins管。

如图1所示,在两端开口管中适当的位置加入热量,在一定贯穿气流作用下,可获得发声宏大、倍音丰富的热声自激振荡现象。

Rijke管自发明以来得到了广泛的研究和应用,最突出的是在热机领域和在燃烧领域中的应用。

Rijke管是现代行波型热声发动机的雏形,目前正在得到深入研究和迅速发展。

10年前,美国Los Alamos国家实验室发明了热效率高达30%的混合型热声斯特林发动机,接近与传统内燃机相竞争的水平,展现出热声技术广泛的应用前景。

在燃烧领域,由于在热声耦合机制下的燃烧具有更高的热效率和燃烧强度,一种基于Rijke管的脉动燃烧技术在航空推进系统也得到了广泛应用和发展。

但是,由于热声自激振荡的复杂性,其热致声机理至今还没有完全揭示,已有的各种理论模型都不能做出完全解释。

Rijke管热声振荡的稳定性切换行为研究

Rijke管热声振荡的稳定性切换行为研究

Rijke管热声振荡的稳定性切换行为研究党南南;张正元;张家忠【摘要】采用数值方法模拟了强弱两种阻尼条件下传热迟滞时间对一维Rijke管热声系统稳定性的影响,发现Rijke管系统存在稳定性切换现象.在推导了无量纲形式的管内声波动量方程和能量方程之后,利用Galerkin方法对控制方程进行展开并在时间域内数值求解.分析了强阻尼和弱阻尼条件下,给定热源的Rijke管热声振荡的稳定性与传热迟滞时间的关系.结果显示:在两类阻尼条件下,持续增大传热与速度的迟滞时间,系统均呈现出稳定性切换现象,即系统在稳定和不稳定两个状态间持续转变;但弱阻尼系统的不稳定区域宽于强阻尼系统的不稳定区域,系统最大振幅相对增大,且系统热声振荡的主模态在不同模态之间发生转换.最后,通过求解系统各阶模态极限环幅值随传热迟滞时间的变化,发现Rijke管热声振荡稳定性切换现象与迟滞时间存在近似周期性关系.【期刊名称】《物理学报》【年(卷),期】2018(067)013【总页数】11页(P168-178)【关键词】热声振荡;Rijke管;稳定性切换【作者】党南南;张正元;张家忠【作者单位】西安交通大学能源与动力工程学院, 西安 710049;西安交通大学能源与动力工程学院, 西安 710049;西安交通大学能源与动力工程学院, 西安 710049【正文语种】中文1 引言热声振荡是指燃气轮机和航空发动机等设备由于不稳定热释放与压力脉动耦合作用导致的低频大振幅自激振荡现象,通常还伴随高分贝的低频噪音.以燃烧领域为例,在燃气轮机、燃气发动机、固体火箭发动机等燃烧器中,当火焰面的热释放脉动与燃烧室的声场之间形成正反馈机制时,就可能引发强烈的热声振荡.这种不必要的振荡常带来噪音、熄火、工作点偏移和污染物排放等问题,对燃烧设备的安全和高效运行造成影响.另一方面,合理地利用热声现象,可制造热声发动机、热声驱动脉冲管制冷机等热声转换设备,该类设备结构简单,可靠性高、寿命长且环保性高,其相关研究引起了越来越多的关注.1878年,Rayleigh首先对热声振荡的产生机理给出描述,向一振荡的气团周期性地加入或取出热量,所产生的效果取决于加热或者散热与振荡的相位关系:当热量在压力最高点加入或者最低点取出,则振荡加强;反之,振荡减弱.至今,Rayleigh准则仍是被广泛接受的热声振荡现象产生和维持的合理解释.1963—1983年,Rott发表了一系列文章,建立了经典线性热声理论,在理论上阐明热声效应中存在着热和功的相互转化,奠定了现代线性热声理论的基础,该理论是目前热声研究中最有效、运用最为广泛的理论.瑞利准则和线性理论能够阐述热声振荡的产生和维持的机理,但却无法描述起振、跳频、迟滞以及声压饱和等非线性现象,这是因为热声振荡是一个非常复杂的非线性问题,而线性理论是对小振幅弱非线性现象的近似,其中考虑了系统的线性,但忽略了热源函数本身的非线性.于是,发展非线性热声理论来解释此类现象,描述本质上非线性的热声自激振荡的整个过程就显得十分迫切[1].Rijke管是研究热声振荡最方便最典型的系统,国内外学者以Rijke管热声系统为模型展开了大量研究.关于Rijke管内的非线性热声振荡现象,目前存在着几种可能的解释,包括但不限于非线性声学效应、非线性对流换热、热声非正交性以及非线性管口损失等四类原因.1990年,Heckl[2]对Rijke管中的非线性效应进行了理论和实验研究,指出Rijke管中的非线性效应主要在于非线性对流换热和非线性管口损失,前者在速度扰动和主流速度量级相当时作用明显,导致换热率下降,是振荡幅值限制的关键原因;后者在压力振动幅值很高时凸显出管口损失增大的作用,但作用相对小得多.国内韩飞等[3,4]通过研究Rijke管热声相互作用的非线性和管口末端的非线性辐射声阻,指出非线性效应的作用是限制振幅的增长和激发高阶谐波的出现.2003年,Matveev[5]在其博士论文中指出:在大量的系统中,声音强度导致的非线性声学损失并不足以成为热声振荡非线性饱和现象的主要原因.Balasubramanian和Subramanian等[6,7]首次提出Rijke管内的非正交热声现象,通过数值模拟总结出,即使在没有阻尼的情况下非正交性也可以导致幅值饱和.在非线性热声振荡的研究领域内,马大猷[8]对热声振荡问题进行过系统研究,并根据瑞利准则推导出了详细的Rijke管方程的严格解,给出了相应的管内非线性行波和驻波解.Yoon等[9]以Rijke型火箭发动机为对象,描述了非线性速度敏感型热声不稳定系统演化过程中的自举(bootstrapping)现象,即系统第一阶模态的能量先传递给第二阶模态,激发第二阶模态幅值增长,而第一阶模态幅值下降;随后第二阶模态再将能量传递给第一阶模态,导致第一阶模态幅值随之增长的现象.李国能等[10]在对一端开口一端封闭的Rijke型预混燃烧器的研究中发现热声不稳定的起振过程存在着频率跳跃:系统首先激发低阶的热声振荡,然后低阶热声振荡逐步消退,激发起更高阶的热声不稳定,依次类推,直到激发起适合当前燃烧器结构的稳定持续的压力振荡.黄鑫等[1]总结了Rijke型热声自激振荡的研究进展,指出目前还没有能完全解释热声振荡机理的理论,已有的理论只适用于弱非线性,应该在管内自激振荡非线性现象以及建立并完善非线性模型两个方面做进一步研究.2014年,Sayadi等[11]在其研究中指出,在热释放率较小时,系统主要振荡频率为线性化后不稳定模态的频率,但当热释放率增大到一定程度时,系统将激发出其他高阶频率,而在线性分析中,这些频率却可能是稳定的.Kashinath[12]对燃烧G方程和声波方程耦合求解,获得了Rijke热声振荡通向混沌的两种途径:倍周期分岔及Ruelle-Takens-Newhouse途径,发现火焰皱褶和夹断是产生周期性声波的原因.2017年,Li等[13]研究了时间迟滞、声学损失以及燃烧-流动耦合对Rijke管稳定性的影响,热源选取1990年Fleifil等[14]提出的n-τ模型,根据加热功率和系统阻尼将稳定性区间分为迟滞无关区域和稳定性切换区域.在迟滞无关区间,改变迟滞时间的大小,对系统稳定性没有影响;但在稳定性切换区域,系统稳定性随着迟滞时间的增大在稳定和失稳之间转变.但该文以线性模型为基础,而且仅选取了第一阶模态,因此所得结果实际上应该是线性结果.本文以一维水平电热丝网加热的Rijke管为研究对象,采用非线性热源模型,从Navier-Stokes(N-S)方程出发,引入非线性传热模型和阻尼模型,推导出管内声波扰动量控制方程组.采用Galerkin方法逼近控制方程并数值求解,取系统前十阶模态进行计算,研究了在强阻尼和弱阻尼条件下,传热迟滞参数对系统稳定性的影响.结果发现,除公认的两个重要因素热源位置和热源大小之外,阻尼系数和传热迟滞时间也可能对系统稳定性造成影响,不仅系统稳定性随传热迟滞时间在稳定和不稳定状态间切换,而且系统热声振荡的主模态也和迟滞时间相关.最后,通过求解系统各阶模态极限环幅值随传热迟滞时间的变化,发现这种稳定性切换现象与传热迟滞时间存在周期性关系.2 数学物理模型及求解2.1 Rijke管模型及控制方程采用如图1所示的一维水平电热丝热源的Rijke管热声模型,两端均为压力开口边界.其中,Rijke管长度为L,热源位置,来流速度.图1 简化的水平Rijke管模型Fig.1.Simplified Schematic of the horizontal Rijke tube.模型的控制方程从N-S方程出发,假设气体为理想流动,忽略气体的热传导和黏性损失.由于Rijke管内空气温度范围和压强范围介于240 K<T<2000 K,p<9.8×105 Pa,因此,可以采用完全气体状态方程,比定压比热容c p和比定容比热c v为常数,得到该模型的质量守恒、动量守恒、能量守恒方程和状态方程分别如下:其中表示沿轴向方向的距离;表示时间;和分别表示速度、密度、压力、温度和单位体积热释放率;γ为比热比;R=c p−c v为气体常数;δ为标准Dirac函数.采用声流分析法,将变量分为稳态流动量和扰动声学量部分,令p0,ρ0,u0及Q0分别为速度和热源热释放量的平均量;分别为对应的扰动量,即由于速度和速度扰动项相对音速都很小,因此,在推导过程中,含有速度和速度扰动项都忽略不计.得到关于各扰动项的方程组对上述方程进行无量纲化,令:其中x,t,u′,p′以及x f分别表示无量纲后的距离、时间、扰动速度、扰动压力和热源位置;a0为流动平均音速;M为平均流马赫数.将(12)式代入方程(10),(11)中,得到无量纲形式的管内声场动量和能量方程:2.2 阻尼模型Rijke管热声系统的阻尼损失主要分为两部分,分别是边界层损失和管口末端的声能辐射损失,Howe[15]曾提出如下形式的阻尼模型:式中ξ是管内总阻尼系数,j代表系统的第j阶声波模态,ξj是第j阶声模态的阻尼系数;A和P分别为Rijke管截面积和截面周长;ν和κ流体的动力黏性系数和热扩散率,ωj=jπ为系统的第j阶声模态的无量纲频率.令则有将阻尼模型引入方程(13),得到含阻尼的管内扰动方程2003年,Matveev[5]在其博士论文中曾采用Howe模型对其实验系统的阻尼进行计算并用于数值分析,根据Matveev的实验参数可得其系统阻尼参数为c1=0.028,c2=0.0001,Subramanian等[7]曾使用该阻尼系数对Matveev的实验模型进行数值模拟,给出了较好的对比结果.此外,Subram anian等[16],Juniper[17]以及Sayadi等[11]对热声不稳定的研究中也使用到Howe阻尼模型,且均取c1=0.1,c2=0.06.下文将采用这两组阻尼参数对Rijke管热声系统的稳定性进行研究,并分别称之为“弱阻尼”和“强阻尼”.2.3 热源模型1914年,King提出了电加热丝非定常热释放率的速度时滞模型,该模型虽然为非线性模型,但只能预测速度扰动幅值大于主流速度的非线性现象,即仅对热源处发生回流的情况有效.1990年,Heckl[2]指出,K ing模型不符合扰动速度为主流速度的1/3时就出现非线性的实验观测结果,他以K ing模型为基础提出了改进的非线性模型,称为Heckl模型.Heckl模型的时均值及扰动速度小于1/3主流速度时的预测结果与King模型一致,当扰动速度大于1/3主流速度,更符合实验的非线性结果.本文热源函数采用Heckl模型,取热源扰动项如下:其中L w,d w及T w为电热丝的长度、直径和温度.由于热惯性的存在,传热和流场速度之间存在传热迟滞时间τ.传热迟滞时间可利用Lighthill[18]提出的经验公式进行计算,从中可知对电热丝网加热的Rijke管,影响传热迟滞时间的因素为电热丝直径和管内气体平均流动速度.无量纲化的传热迟滞时间为2.4 扰动方程的Galerk in逼近扰动方程组为时间和空间的偏微分方程组,这里采用Galerkin方法将控制方程表达成频域和时域函数的叠加,基函数的选取并不惟一,原则是必须满足边界条件,本文选取线性化的系统自共轭部分的特征函数作为基函数.对两端开口的Rijke管,在x=0和x=1处,忽略管口损失,有p′(x,t)=0,∂u′(x,t)/∂x=0,可将声波速度场和压力场分别表示如下:考虑到计算可行性,只能采用有限数量的模态数目.2014年,Selimefendigil和Öztopb[19]以热机为研究对象发现系统前两阶和前十一阶模态分别占据了97%和99.9%的流体动能.2017年,Sui等[20]在对Rijke型热声不稳定的实验研究中指出,标准化的第一阶特征值占总空间平均压力脉动的92%,第二阶模态是极限环振动的关键因素,其中第二、第三阶的脉动能量占5%和2.3%.冯建畅等[21]在对Rijke管热声不稳定的分岔分析中发现:当取前九阶模态和前十阶模态时,得到的数值解差异可以忽略不计,说明了十阶声学模态的收敛性.因此在后续计算中,将取前十阶Galerkin模态进行计算和分析.将热源方程(19)代入方程(18),利用(22)式和(23)式展开并投影到基函数系,得到时域内常微分方程组其中j=1,2,3…N,N=10,且3 计算结果与讨论从(21)及(22)式中可以得出:系统的可变参数包括热源位置x f、热源强度K、阻尼系数c1和c2以及传热迟滞时间τ.通常在实验条件下热源位置x f,热源强度K可以精确调整和测量,获得研究较多也较为深入;而系统阻尼和传热迟滞时间τ则难以精确测量和改变,因此前人研究较少.本文采用MATLAB软件中求解延迟微分方程的dde23函数对方程进行数值求解,研究阻尼和迟滞参数对系统稳定性的影响.3.1 传热迟滞对强阻尼系统稳定性的影响:稳定性切换首先计算在强阻尼条件下传热时滞参数对Rijke管热声振荡的影响,选取计算参数为:x f=0.25,K=0.8,c1=0.1,c2=0.06,初始条件为P1=1,P j=0,∀j =1及Uj=0,∀j=1,…N.在此条件下,持续增大传热迟滞时间τ,观察系统各阶模态振荡幅值随时间演化情况,所得结果如图2所示.由于系统压力振荡的高阶幅值非常小,因此图2仅显示前三阶压力分量的变化情况.图2 强阻尼系统不同迟滞下的振荡波形图Fig.2.Time evolution of the heavily damped system with different time delay.当τ非常小,如τ=0.05时,系统快速地收敛到稳定状态,如图2(a)所示.系统第一个临界点为τ=0.119,越接近该值,系统衰减得越慢,图2(b)在τ=0.118的条件下,当t>140后,系统才呈较明显的衰减趋势;当τ大于0.119后,系统稳定性发生改变,振荡幅值不再随时间衰减,而是维持在特定幅值振荡,形成图2(c)所示的极限环振荡.此后系统的极限环振荡幅值先随τ增大,当τ=0.49时达到极大值,如图2(d)所示;之后系统振荡幅值随τ的τ增大而减小,直到如图2(e)中所示,系统都将处于极限环振荡的状态.而当τ增大到临界点τ=0.94后,系统将随时间逐渐趋于稳定,如图2(f)示.继续增大迟滞时间τ,系统达到平衡点的时间越来越短,图2(g)中当τ=1.5时,系统在t=20范围内就达到平衡.第三个临界点为τ=2.01,在0.936<τ<2.01时,系统最终都将趋于稳定状态,而τ>2.01后,系统进入新的不稳定区域,初始扰动会最终发展成周期性的极限环振荡,如图2(h)所示.并且在此之后,系统的稳定性依旧随着迟滞参数τ的增大不断地在稳定和不稳定之间切换.这种系统稳定性随着传热迟滞的增加不断切换的现象称为稳定性切换现象,该现象广泛存在于各类时滞系统中.可用Rayleigh准则来解释Rijke管内的稳定性切换现象:改变传热迟滞时间,即改变系统热释放与波动速度之间的相位差,亦改变了热释放与波动压力的相位差.对系统任一阶振荡模态而言,在一个振荡周期内,由热源、阻尼以及其他模态作用共同导致的能量变化为正则振荡加强;为负值则振荡减弱;当达到平衡时,则该模态或处于稳定状态,或处于特定幅值下的极限环振荡状态.3.2 传热迟滞对弱阻尼系统稳定性的影响:稳定性切换及主模态改变选取计算参数为:x f=0.25,K =0.8,c1=0.028,c2=0.0001,P1=1,P j=0, ∀j =1及U j=0,∀j=1,…N. 在此条件下,持续增大传热迟滞时间τ,观察系统各阶压力振荡幅值随时间的演化情况,所得结果列于图3中.与上文一致,图3只显示了系统前三阶压力幅值的变化情况.系统稳定性改变的第一个临界点在τ=0.02.如图3(a)所示,当τ<0.02时,系统随时间演化最终收敛到平衡点;而当τ增大到0.02时,系统最终将进入图3(b)所示的极限环振荡状态;继续增大τ,从图3(c)及图3(d)可以发现,随着第一阶压力幅值的增长,当τ=0.2时,第二阶压力幅值也不断地增长甚至略微大于第一阶幅值,系统振荡的主模态从第一阶变为第二阶;继续增大τ,系统的极限环幅值开始减小,且第二阶模态幅值减小的速度要大于第一阶幅值,图3(e)中当τ=1.0时,第二阶幅值减小为第一阶幅值的1/4左右.图3 弱阻尼系统不同迟滞下的振荡波形图Fig.3.Time evolution of the weakly damped system with different time delay.图3 弱阻尼系统不同迟滞下的振荡波形图(续)Fig.3.Time evolution of the weakly damped system with different time delay.当τ=1.2时,如图3(f)所示,系统幅值并不呈单调递增的趋势,而是第一阶模态先迅速衰减,然后第三阶模态幅值迅速增大到约0.6,与图3(d)中第二阶幅值占主导的情况不同的是,图3(d)中系统各阶模态都是呈单调递增的趋势上升的极限环状态,而图3(f)经历了一个第一阶模态衰减而后第三阶模态幅值上升到极限环振荡的过程,可以推测当τ=1.2时,第一阶和第二阶压力模态的相位与热释放相位不同,只有第三阶模态相位与热释放相位相同.在0.02<τ<1.27范围内,系统振荡的主模态在第一、第二及第三阶之间切换,但一直处于不稳定的极限环状态,而当达到第二个临界点τ=1.27时,系统再次进入稳定区间,从图3(g)和图3(h)可以观察到该转变.从图3(i)和图3(j)可看到,第三个临界值为τ=1.73,在τ>1.73后,系统再次进入不稳定区间,此后系统一直处于极限环振荡状态,且振荡主模态在第一阶、第二阶及第三阶之间切换.系统第4个临界点为τ=3.3,当τ>3.3后,系统再次进入稳定区间,图3(k)和图3(l)中给出了系统从不稳定到稳定的转变.3.3 强、弱阻尼系统稳定性对比将两种不同阻尼条件下系统稳定性区间进行对比,结果列于表1.表1 两种不同阻尼条件下系统的稳定性区间Table parison of stability region of differently damped systems.区域类型强阻尼弱阻尼稳定区域τ<0.119 τ<0.02不稳定区域0.119<τ<0.93 0.02<τ<1.27稳定区域0.94<τ<2.01 1.27<τ<1.73不稳定区域2.01<τ<3.07 1.73<τ<3.3稳定区域3.07<τ<3.90 3.3<τ<3.7从表1可以发现,当阻尼从c1=0.1,c2=0.06减小到c1=0.028,c2=0.0001后,系统的第一个不稳定区间范围从0.119<τ<0.93扩大为0.02<τ<1.27,第二个不稳定区间从2.01<τ<3.07扩大到1.73<τ<3.3,而稳定区间范围则分别从τ<0.119,0.94<τ<2.01及3.07<τ<3.90缩小到τ<0.02,1.27<τ<1.73及3.3<τ<3.7,说明减小系统阻尼,系统的每个不稳定区域的范围增大,稳定区域范围缩小.这是因为阻尼越大,能量耗散越快,系统就越趋于稳定.其次,对比图2和图3还可以发现:强阻尼条件下,不稳定区域内始终是第一阶模态的幅值远高于其他高阶成分;而弱阻尼条件下,系统的主模态并不固定在第一阶模态,而是在第一阶、第二阶和第三阶之间转换,这是由于所选取的阻尼模型对高阶成分的衰减作用更加强烈导致的.此外,弱阻尼条件下,当τ=1.2时,系统幅值并不呈单调递增的趋势,而是先经历了一个低频模态衰减,然后高频模态快速增长达到饱和状态的过程.而强阻尼条件下却不出现该现象,这说明阻尼也是决定系统振荡模态的一个重要因素.以上讨论表明,系统阻尼和传热时滞参数不仅影响到系统是否稳定,还影响到系统极限振荡时的主模态.在之前的研究中,学者们一般认为系统主模态只和热源位置有关,而该结果则说明,不仅仅是热源的位置,系统的阻尼以及传热迟滞时间都是决定系统主振荡模态的重要参数.图4和图5分别给出了两类阻尼下系统前三阶模态对传热迟滞τ的分岔图谱.其中不同颜色的点分别代表不同压力模态在系统达到极限环振荡或者稳定状态时的峰值,黑色表示一阶模态,蓝色表示二阶模态,红色表示三阶模态.从中可以发现系统稳定性与时滞参数存在近似周期关系,且变化周期约为2,这符合系统第一阶模态的周期,即系统各模态中的最大周期.图4 强阻尼系统对时间迟滞τ的分岔图Fig.4.Bifurcation plot of heavily damped system for variation of time lag(τ).图5 弱阻尼系统对时间迟滞τ的分岔图Fig.5.Bifu rcation plot of weakly damped system for variation of time lag(τ).图4 和图5中,当τ=0.49时,系统第一阶模态的幅值达到极大值,根据瑞利准则可以推测,当τ=0.49时,第一阶模态压力振荡和放热脉动相位差最小.对比图4和图5中的最大振荡幅值可发现,在强阻尼条件下,系统振荡最大幅值约为1,而弱阻尼系统的最大振荡幅值为2.83.这是因为强阻尼系统不仅能量耗散的更多,且高阶模态成分被抑制程度较高,因此,输入系统的热能转化为声能的部分更少,相对集中在一阶模态.而弱阻尼系统能量耗散较少,且阻尼对高阶模态的抑制作用也减小,因此,输入系统的热能更多的转化为声能,不仅第一阶模态幅值变大,第二阶和第三阶模态得到的能量亦有所增多,幅值也相对增大.图4中系统第一阶模态的幅值占据主要地位,远大于第二阶、第三阶模态幅值,与图2符合得很好.而图5中的不稳定区域则分为两类,以0—2区间内为例,当0.02<τ<1.05时,系统第一阶、第二阶和第三阶模态都处于不稳定状态,且第一阶和第二阶模态幅值量级相当,第三阶模态幅值较小.而1.08<τ<1.27时,系统只有第三阶模态处于不稳定状态.这说明在该范围内,只有第三阶模态的压力振荡相位和热释放脉动相位相同.4 结论以一维Rijke管系统热声振荡为研究对象,通过分离扰动项的方法得到了管内声场压力和速度控制方程,采用Galerkin方法对控制方程进行了数值求解,分析了强阻尼和弱阻尼系统动力学特性与传热迟滞时间τ的关系,得出如下结论:1)在给定的热源位置和热源强度下,对强阻尼系统和弱阻尼系统,增大热源相对速度的迟滞时间,系统的稳定性都将在稳定和不稳定两个状态间转变,即系统存在稳定性切换现象;2)在给定的热源位置和热源强度下,弱阻尼系统不稳定区域大于强阻尼系统的不稳定区域,且由于更多的热能被转化为声能,系统极限环振荡最大幅值亦从1增大到2.83;3)在给定的热源位置和热源强度下,强阻尼系统热声振荡的主模态始终是第一阶模态,而弱阻尼条件下,系统热声不稳定的主模态在第一阶、第二阶和第三阶模态间转换,这意味着当阻尼较弱时,即使在相同的加热位置,系统也可能发生声波频率改变或者复频率声波的现象;4)系统稳定性与时滞参数存在近似周期性切换关系,且变化周期约为2,与系统一阶模态周期相等.参考文献【相关文献】[1]Huang X,Hu Z J,Li Q,Li Z Y 2010 Cryogenics 1 5(in 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Rijke型燃烧器热声不稳定的频率跳跃

Rijke型燃烧器热声不稳定的频率跳跃

Rijke型燃烧器热声不稳定的频率跳跃
李国能;周昊;李时宇;岑可法
【期刊名称】《工程热物理学报》
【年(卷),期】2008(29)5
【摘要】为研究热声不稳定的自激机理,搭建了Rijke型预混燃烧器热声不稳定试验台架,研究了其热声不稳定起振过程的频率特性。

Rijke型燃烧器为两个不同尺寸的方管,下端封闭,上端开口,多孔介质稳燃体位于燃烧器下端四分之一管长处,甲烷与空气的预混气体在稳燃体上方燃烧,形成平面火焰。

试验发现了Rijke型预混燃烧器内热声不稳定的起振过程中存在着频率跳跃,燃烧热释放脉动与燃烧器声场的耦合首先激发低阶的热声振荡,然后此低阶热声振荡逐步消退,再度激发起更高阶的热声不稳定,依次类推,直至激发起适合当前燃烧器结构的稳定持续的压力振荡.
【总页数】4页(P889-892)
【关键词】Rijke型燃烧器;热声不稳定;频率跳跃
【作者】李国能;周昊;李时宇;岑可法
【作者单位】浙江大学能源清洁利用国家重点实验室
【正文语种】中文
【中图分类】TK124
【相关文献】
1.扬声器对 Rijke 型燃烧器热声不稳定控制效果的研究 [J], 周昊;黄燕;丁芳;王恒栋;岑可法
2.Rijke型燃烧器热声振动特性的试验研究 [J], 李国能;周昊;岑可法
3.Rijke燃烧器热声振动频率的数学推导及试验验证 [J], 周昊;尤鸿燕;李国能;岑可法
4.变功率下Rijke预混燃烧器的热声不稳定 [J], 李国能;周昊;尤鸿燕;岑可法
5.水平Rijke管热声不稳定的双稳态和触发分析 [J], 冯建畅;敖文;刘佩进
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Rijke型大振幅驻波管声学特性及降噪研究的开题报告

Rijke型大振幅驻波管声学特性及降噪研究的开题报告

Rijke型大振幅驻波管声学特性及降噪研究的开题报告题目: Rijke型大振幅驻波管声学特性及降噪研究一、选题背景随着现代工业和民用设备的不断发展,噪声问题也越来越受到人们的关注。

在各种噪声源中,流体噪声占据了重要的地位。

由于它的频率范围广、能量大,特别是在空气流动领域内,流体噪声会对环境和人体健康产生很大的影响。

因此,在减小或消除流体噪声中,降噪技术的研究就显得尤为重要。

大振幅驻波管是一种传统的降噪方法,其工作原理是利用管中的驻波效应对噪声进行反相干涉,实现噪声衰减。

Rijke型大振幅驻波管则是一种常见的大振幅驻波管,其结构简单,具有较高的降噪效率。

因此,对Rijke型大振幅驻波管声学特性进行研究,对于进一步提高其降噪效果具有重要的意义。

二、研究目的和内容本研究旨在通过理论分析和实验研究,探究Rijke型大振幅驻波管的声学特性及其对声波的降噪效果。

具体研究内容包括:1. Rijke型大振幅驻波管的结构特点和工作原理分析;2. Rijke型大振幅驻波管的声学特性研究,包括管内声波场的分布、频率响应特性等;3. Rijke型大振幅驻波管的降噪效果评价,包括在不同流速下的降噪效果、不同管长、直径及孔隙率等参数对其降噪效果的影响等;4. 探究Rijke型大振幅驻波管的优化设计,以提高其降噪效果。

三、研究方法和技术路线本研究的方法和技术路线包括:1. 理论分析。

通过对Rijke型大振幅驻波管的结构特点及工作原理的分析,建立其声学数学模型,计算和分析其声学特性。

2. 实验研究。

利用声学实验室的实验设备对Rijke型大振幅驻波管进行实验研究,包括测量管内声压振动、管内声波场的频率响应特性等。

3. 仿真模拟。

通过建立Rijke型大振幅驻波管的三维模型,利用数值模拟方法,模拟其流动场和声场,研究其流固耦合特性和降噪效果。

4. 建立优化模型。

利用实验数据和仿真结果,建立Rijke型大振幅驻波管的优化模型,通过对不同参数进行优化设计,提高其降噪效果。

换热管内压失稳的原因

换热管内压失稳的原因

换热管内压失稳的原因换热管是一种利用液体或气体传递热量的装置,常用于热交换器等热工设备中。

然而,在某些情况下,换热管内的压力会失稳,这可能会对设备的正常运行产生不利影响。

本文将从几个方面探讨换热管内压失稳的原因。

换热管内压失稳可能是由于流体介质的性质引起的。

不同的流体介质具有不同的压力特性,如气体的压力变化较为剧烈,而液体的压力变化较为平缓。

因此,在使用换热管时,需根据具体的工艺要求选择合适的流体介质,以避免压力失稳的问题。

换热管内压失稳可能与流体介质的流动速度有关。

当流体在换热管内快速流动时,容易产生流动失稳现象,从而导致压力的不稳定。

为了避免这种情况的发生,可以通过调整流体的流速或采取合适的流动控制措施来稳定压力。

换热管内的压力失稳还可能与流体介质的温度有关。

在一些特殊的工艺条件下,流体介质的温度可能会快速变化,导致换热管内的压力产生波动。

这时,可以通过增加换热管的壁厚或采取隔热措施来减缓温度变化的速度,从而稳定压力。

换热管内的压力失稳还可能与换热管的设计和制造有关。

如果换热管的结构不合理或制造工艺不到位,可能会导致换热管内压力的不稳定。

因此,在设计和制造换热管时,需要充分考虑压力失稳的问题,并采取相应的措施来预防和解决。

换热管内压失稳还可能与外界环境条件的变化有关。

如换热管所处的环境温度、湿度等因素的变化,都可能对换热管内的压力产生影响。

为了避免这种情况的发生,可以通过增加换热管的保温层或采取其他隔热措施来稳定压力。

换热管内压失稳可能是由于流体介质性质、流动速度、温度、设计制造和外界环境条件等多种因素共同作用所致。

为了保证换热管的正常运行,需要在选择流体介质、确定流速、控制温度、合理设计制造和稳定环境条件等方面加以注意和处理。

只有在各方面因素得到合理的协调和控制,才能有效地避免换热管内压失稳的问题,确保设备的安全运行。

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用频域分解法分析Rijke管内热声不稳定性随晶侠;张博;高南【摘要】搭建了水平电加热Rijke管实验台,在不同平均气体流量和加热功率下,采集管内不同位置的声压值,其中三个采集位置分别为管长的1/2、3/4和5/6处.通过傅里叶分解计算得到了不同位置声压值的能量谱图,并通过频率段能量值的求和计算,研究了管内不同频率声波的振动特性.对比不同实验参数的分析结果,确定管内同时存在基本模态和第2模态声波的振动.通过改变实验参数增强管内声波振动时,管内两个频率的声波振动都被增强,但是第2模态声波振动强度增加的幅度更大,导致基本模态声波占有的能量比值减小.管内不同位置处测量的不同频率的声波模态情况为:管中央处为第2模态声波的压强波腹点,因此仅能采集基本模态的声波振动;管内3/4和5/6处同时测量了两个模态声波的振动.通过计算得到了管内不同模态声波的振动强度及其所占能量的比值,为热声不稳定性激发机理的研究提供了参考.【期刊名称】《热力透平》【年(卷),期】2017(046)004【总页数】8页(P238-244,251)【关键词】Rijke管;热声不稳定性;频域分解【作者】随晶侠;张博;高南【作者单位】大连理工大学能源与动力学院,大连116024;大连理工大学能源与动力学院,大连116024;大连理工大学航空航天学院,大连116024【正文语种】中文【中图分类】TK124近些年,燃烧设备的污染物排放标准越来越严格,降低污染物的排放成为使用燃气轮机所要考虑的首要因素。

NOX的排放与火焰燃烧温度成正比。

为了满足低NOX排放的要求,人们将过量的空气与燃料进行预混合,采用贫燃预混合燃烧技术,使得火焰维持最低温度极限。

但这样做特别容易激发燃烧不稳定。

在火箭或者燃气轮机的燃烧室内[1-5],燃烧不稳定造成设备内出现气流压力和速度的强烈振动,这种振动不仅使得燃料的燃烧效率降低,还在燃烧室表面产生热应力。

高强度的脉动振动将会形成系统低频或者高频疲劳,而在其影响下,燃烧反应极易产生火焰的喷出和闪回,损坏系统内组件或缩短其使用寿命,最终导致工作任务的失败。

由于真实燃气轮机结构复杂,对其机理进行研究较为困难,因此往往将燃气轮机内的燃烧不稳定性模型进行简化。

而Rijke管内的热声不稳定性与燃气轮机内的燃烧不稳定性很相似。

Rijke[6]在一个两端开口的管的下半段放置热源,管内会激发出强烈的声波振动。

Rayleigh[7]指出,当热源位于管的下半段时,Rijke 管内产生热声振动的原因是:对于正在作声振动的介质,若在其最稠密的时候向其提供热量,而在其最稀疏时从其中吸取能量,声振动就会得到加强(热能转变为声能)。

目前大量学者搭建水平电加热Rijke管进行实验研究。

Saito[8]通过调节不同的热源位置和气体的进口速度,采集声压值、脉动速度和脉动温度值研究Rijke 管内声波的振动特性,指出只有当速度振动领先压力振动1/4 个周期时,才会激发管内的热声不稳定现象。

Katto等[9]搭建了水平Rijke 管实验台,热源采用电加热的方式,在管中央x/L=0.5处安置传感器采集声压值,通过增加气体流量,使管内产生声波,研究临界功率值的变化规律,以及不同的Rijke 管管长对实验结果的影响。

Madarame[10]指出随着气体流量的增加,声压均方差值先增大后减小;随着加热功率的增大,声压均方差值逐渐增大,由此得到能够体现管内声波振动特性的无量纲参数。

Song等[11]研究发现随着气体流量的增加,管内声波的声压均方差值先缓慢增大后迅速减小,并且在不同的加热功率下,能够激发管内产生热声振动的气体流量范围不同:热源的加热功率越大,激发产生热声振动的流量范围也就越大。

杨亚晶等[12]搭建水平电加热Rijke管实验台,研究了热源位置、气体流量和电源加热功率对声波的声压以及频率的影响。

Matveev[13-14]通过正向增加和逆向减小两种方式调节热源的加热功率,得出随着热源功率的增大,Rijke 管内声波的声压均方差值逐渐增大。

随着气体流量的增加,能够激发Rijke管内产生热声不稳定的最小功率值(临界功率)先减小后增大,并且当气体流量大于3 g/s时,正向增加的临界功率值始终高于逆向减小的临界功率值。

Sui等[15]通过本征正交分解的方法研究了管内声波的振动模态,以及热源位置对管内不同模态声波振动特性的影响。

本文的研究对象为水平电加热Rijke管,实验台系统和热源结构示意图如图1所示。

鼓风机的工作方式为抽气,进气口与实验台相连,出气口与大气相连。

当鼓风机开始工作后,大气中的气流被吸入到实验台内,流入方形铝管,铝管内放置有进行加热的电阻丝,从铝管流出的气流流入方箱内,经过安装在方箱内壁上的消音棉,最后流经体积流量计,由鼓风机排出。

铝管内安置的热源为用电源进行加热的电阻丝,如图1(b)所示。

将电阻丝缠绕在陶瓷片上,通过铜棒与直流电源连接形成稳定热源。

陶瓷片的外边长为45 mm,内边长为40 mm,厚度为5 mm。

在陶瓷框架两侧的平行边上钻出若干个直径1 mm的小孔,电阻丝通过这些小孔缠绕在陶瓷结构上。

电阻丝架设在直径为3 mm、长度为800 mm 的铜棒上,并通过导线连接到电源上,通过铜棒可以准确调节热源在管内的位置。

在Rijke管的下方管壁中央安装3个WM62-B麦克风测量管内声压值,安装位置分别为X1=x/L=1/2、X2=x/L=3/4和X3=x/L=5/6,选择管的下半段可以减小热源处温度梯度对压强的影响。

本文选用的采集卡的型号为NI PCI6229,采集卡接线板的型号为CB-68LPR,利用LabVIEW编写采集程序,采样频率选为4 096 Hz,每组采样数为4 096个,总采样组数为30组。

麦克风传感器在进行声压值测量前需要进行标定实验。

电源为安耐斯60V、50A 直流电源,气体体积流量的测量采用矽翔流量计,型号为MF4008-50L,该流量计的最大量程为50 L/min。

对采集到的气体流量和加热功率求解平均值,用来研究其对Rijke管内声波振动特性的影响。

根据线性声学理论,管内声波的振动是由多个不同频率和振幅的正弦压力波组合而成的,而正弦压力波的频率和波长是由管的边界条件决定的[16]:-c2=0式中:c为声速;p为声压值;t为时间;x为管内位置,其中在管进口处x=0。

对于两端开口的管道,其边界条件为:p(-le,t)=p(L+le,t)=0式中:le≈0.61R[17],R为Rijke管的当量半径;L为Rijke管长。

根据以上公式和边界条件,可以求解出管内不同模态声波的声压值:pn(x,t)=Pneiωntsin(knx)式中:Pn为最大振幅值;ωn=nπc/L,是角速度;kn=ωn/c。

根据计算结果,Rijke管内激发出的第1模态声波的波长是2L,频率为f1=c/2L;第2模态声波的波长为L,频率为f2=c/L。

声压均方差值的计算公式为:=对采集声压值p(x,t)进行快速傅里叶变换(FFT)分解前,首先要去除其平均值,即频域分解结果的计算方法为:通过FFT以后得到的每个值为复数,并且每个值对应一个频率点,其模值为该频率下的幅度特性。

根据值可以求解出分解后每个频率的声压值在实际流动中所占有的能量值:Epp(x,f)=式中为的共轭复数。

总的采样组数为30组为30组数据的平均值,因此得到的能量谱是关于N/2对称的,其中N为采样频率。

对于频率为f1的声波,其连续性声波函数为p1(x,t)=P1ei2πf1tsin(2πf1x/a),经傅里叶分解后仅在f1和其对称位置4 096-f1 处存在能量值,其他地方的能量值为0。

但是在本文的研究中,频率为f1的声波的离散声压值p(x,t)经傅里叶分解后在f1 处存在最大能量值,且在整个频率范围内所有频率的能量值都不等于0。

而且,与f1差值越大的频率,其能量值越小。

因此频率f1声波的能量值等于频域分解后整个频率范围内的能量值之和。

频域分解后单一频率值的振动强度为EppΔf,其中,本文频域分解的精度为Δf=fs/N=1Hz,单位为Pa2。

为了研究管内不同模态声波的振动强度,将整个频域空间分解为三个不同的频率段,分别为fn±δf/2,其中,频率段的长度δf=100 Hz,n=1,2,3。

采用频率段的能量值和计算管内不同频率声波的振动强度。

由于能量谱的对称性,每个频域段的能量值和与总能量值的一半的比值为该频率声波占有的能量比值,即本文主要研究气体流量和加热功率对管内声波振动特性的影响,热源位置xh/L=0.2固定不变。

当热源的加热功率P保持在293 W不变时,管内激发出强烈热声振动的气体流量q范围为0.6~1.4 m3/h。

而当气体流量q保持在1.2m3/h不变时,能够激发管内产生声波的最小功率为276 W。

本文所采用的电源可以达到的最大功率为343 W。

采集管内不同位置,即X1=x/L=1/2、X2=x/L=3/4和X3=x/L=5/6处的声压值,根据式(4)求解均方差值,在不同的气体流量q和加热功率P下,其结果如图2所示。

图中结果显示,在任意实验工况下,管内位置X1处的声压均方差值始终为最大值,X3为最小值。

随着加热功率的增大,管内所有位置Xn处的声压均方差值都逐渐增大,而随着气体流量的增大,管内所有位置Xn处的声压均方差值都先增大后减小,在q=0.9 m3/h时达到最大值。

管内声波振动随着加热功率的增大而增强,随着气体流量的增大而先增强后减弱。

通过傅里叶分解,得到管内三个不同位置Xn处的声压值p(x,t)的能量谱图,如图3所示。

由于实验工况较多,先各选取三种不同的参数进行对比:其中加热功率为276 W、293 W 和343 W;气体流量为0.6 m3/h (最小流量)、0.9 m3/h (声压均方差值最大)和1.4 m3/h (最大流量)。

在不同的实验参数下,管内不同位置的声压值p(x,t)的能量谱非常相似。

本文研究中,将频率范围f选取为50 ~ 500 Hz。

在此范围内存在3个频率值,分别是f1=0.5c/L、f2=c/L和f3=1.5 c/L,其中能量值最大的频率为f1。

所有的频率值fn 等于管的特征频率值。

在以往的研究中,通过傅里叶变换也都发现了f2 和f3的存在,但是以往的研究均认为f2和f3为f1的谐频,不具有其他物理意义。

在频率为50~500 Hz 的范围内得到了3个频率段,分别为第1频率段f=0.5c/L±50 Hz,第2频率段f=c/L±50 Hz 和第3频率段f=1.5c/L±50 Hz。

对管内声波的离散声压值p(x,t)进行傅里叶分解后得到频域图。

通过单一特征频率fn的能量值Epp无法准确计算管内不同频率的声波振动强度。

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