進排氣結構參數(shù)對微型自由活塞發(fā)動機掃氣過程影響的數(shù)值模擬研究

柏 金，孫思楠，王 謙

(江蘇大學 能源與動力工程學院，鎮(zhèn)江 212000)

0 概述

隨著微機電系統(tǒng)的不斷發(fā)展，微型發(fā)動機成為核心裝置，其中自由活塞發(fā)動機[1-2]是20世紀30年代提出的一種新型動力裝置，取消了曲柄連桿機構[3]，結構簡單，零件數(shù)目少，質量輕，適合壓燃，且具有污染物排放少、熱效率高的優(yōu)勢，結合直線發(fā)電機可使得整個發(fā)動機結構緊湊且能量密度高，前景可觀。均質壓燃(homogeneous charge compression ignition, HCCI)燃燒方式具有無需點火裝置、氣體混合均勻、多點同時著火等優(yōu)點，微型HCCI[4]自由活塞發(fā)動機既解決了燃燒不充分的問題，同時結構簡單，能量轉化效率高[5]，輸出功率較好。

掃氣過程是影響微自由活塞發(fā)動機的工作效率最主要的環(huán)節(jié)[6]，進入并存留于氣缸內(nèi)的甲烷與二氧化碳的占比決定了微自由活塞發(fā)動機的掃氣效果。在常規(guī)的二沖程發(fā)動機中，由于缺少傳動機構，自由活塞發(fā)動機無法直接對外輸出機械功，通常情況下，自由活塞發(fā)動機對外輸出功的形式有磁電式和液壓式兩種。磁電式自由活塞發(fā)動機將活塞的運動的機械能以切割磁感線的方式轉化為電能輸出；液壓式自由活塞發(fā)動機將活塞的運動的機械能通過液壓泵的作用在液壓儲能裝置內(nèi)儲存起來，再對外輸出功。由于采用液壓儲能裝置增加了微發(fā)動機結構的復雜性，對微尺度加工技術提出了巨大的挑戰(zhàn)，因此目前對于微型自由活塞發(fā)動機的能量輸出形式的設計構想主要以磁電式為主。

自由活塞發(fā)動機根據(jù)其活塞布置的不同，主要分為單活塞式、雙活塞式和對置活塞式3種形式。對微型自由活塞發(fā)動機的研究大部分均針對燃燒過程的特性展開分析，容易忽視發(fā)動機在掃氣過程中很可能帶來的掃氣不充分、爆震、運行顛簸等問題，故本文中將重點從進排氣結構的布置開展研究。由于二沖程發(fā)動機掃氣過程的特殊性，發(fā)動機的功效主要取決于掃氣是否完全。掃氣[7]過程的核心是氣體流動動力學問題，要求在有效的氣口條件下使廢氣盡可能地排擠出氣缸。掃氣效果較好的情況是在最短的時間內(nèi)在排氣口附近快速排氣，且在換氣結束后燃燒室內(nèi)迅速充入最大的新鮮氣體量。

針對進排氣結構設計，國內(nèi)外學者也開展了很多工作。文獻[8]中基于等效曲軸法某一小型(行程為86 mm，缸徑為43 mm)的自由活塞發(fā)動機回流掃氣過程進行了數(shù)值模擬，研究了掃氣口的位置及掃氣道的仰角對掃氣效率及捕獲率的影響。文獻[9]中針對某一自由活塞發(fā)動機回流掃氣過程，研究了掃氣道的圓周角的設計對回流掃氣缸內(nèi)氣體流動及掃氣效率的影響，認為過大的進氣道圓周角會造成掃氣短路現(xiàn)象，從而出現(xiàn)掃氣死區(qū)。文獻[10]中基于Benson/Bradham模型的評價目標函數(shù)進行了正交試驗分析，討論了各參數(shù)的意義，得出最佳因素組合，詳細比較了優(yōu)化前后的比掃氣指標(輸送比、捕集效率、掃氣效率等)和常規(guī)性能指標及氣缸內(nèi)氣體組成分布截面圖。文獻[11]中針對回流式自由活塞發(fā)動機進排氣結構進行設計與模擬，分析了掃氣道仰角和圓周角對掃氣品質的影響，結果表明小的掃氣道仰角有利于掃氣流沖上氣缸頂部，但排擠廢氣的效果變差。文獻[12]中對某一對置式二沖程柴油機直流掃氣過程進行仿真與優(yōu)化，分析了掃氣口面積對掃氣效果的影響，得出掃氣口面積增大時掃氣流易與廢氣摻混，不利于掃氣品質的提升。文獻[13]中建立了排氣系統(tǒng)參數(shù)優(yōu)化函數(shù)，包括進氣道高度、排氣道高度、進氣道周長比、排氣道周長比和對置活塞運動相位差，考慮了入口高度對有效壓縮比和有效膨脹比的影響，并以指示平均有效壓力(indicated mean effective pressure, IMEP)作為優(yōu)化目標，而不是以掃氣效率為優(yōu)化目標。結果表明，IMEP可以作為單流凈化系統(tǒng)的優(yōu)化目標，排氣口高度是影響發(fā)動機捕集比、掃氣效率和指示熱效率的主要因素，同時也是影響對置式二沖程-缸內(nèi)直噴式發(fā)動機(opposed piston two strokes-gasoline direct injection engine)換氣過程的最重要因素。

目前，國內(nèi)相關研究大多針對常規(guī)尺寸的自由活塞發(fā)動機，而對微型自由活塞發(fā)動機進行研究的文獻較少。常規(guī)尺寸的雙缸對置式自由活塞發(fā)動機采用液體燃料，需要設計復雜的高壓噴油控制裝置[14-15]，起動困難，降低了發(fā)動機運行可靠性且不利于環(huán)保，同時在以往的單缸微型自由活塞壓燃過程中常見的點火方式不再適用，需利用高溫燃氣推動活塞做功[16]。

由文獻調(diào)研可知，針對掃氣過程的結構研究主要從排氣道高度、排氣道面積等角度擬定方案，故針對微型自由活塞發(fā)動機也可以類比相應的模擬方案，考慮到雙氣缸往復循環(huán)工作過程首先要解決掃氣效率問題，本文中研究的主要影響因素有掃氣方式、掃氣過程的燃燒方式、活塞壓燃速度、掃氣結構等，重點從單氣缸單次壓燃開展換氣研究工程，為后續(xù)雙氣缸往復換氣過程研究提供理論依據(jù)。

1 模型建立與試驗驗證

1.1 物理模型

圖1是進排氣結構參數(shù)示意圖。采用GAMBIT軟件與FLUENT軟件建立微燃燒室的多維動網(wǎng)格模型，并選取合適的邊界條件，將化學反應動力學耦合到自由活塞的運動過程中，詳細分析每個單元格的溫度場、壓力場及自由活塞的運動規(guī)律，綜合定性定量分析研究數(shù)據(jù)。表1是模型建立初始參數(shù)表。針對進排氣口間距大小L、進氣道傾角α、排氣道傾角β、進氣道直徑Din、排氣道直徑Dout開展數(shù)值模擬研究。本文中微型燃燒室的行程、缸徑分別為20 mm、3 mm，且固定了排氣口距燃燒室底部的距離為10 mm，此時分別研究各影響因素對掃氣過程的分析更為準確。

圖1 進排氣結構參數(shù)示意圖

表1 模型建立初始參數(shù)

考慮進排氣道間距L時，進氣道、排氣道孔徑分別設置為0.6 mm、0.8 mm，最初設置L的最小值為 0.5 mm?？紤]到進排氣傾角過大或過小時計算網(wǎng)格模型易發(fā)散，布置進氣道、排氣道傾角以15°為基點并不斷增大，研究其對掃氣過程的影響。微型燃燒室的孔徑為 1.5 mm，相比于常規(guī)尺寸的發(fā)動機缸徑有明顯差別，所以在研究進氣道、排氣道孔徑時，孔徑尺寸不宜超過 1.5 mm，將進氣道初始壓力設置為0.5 MPa，相比純壓縮工況下，在壓燃過程中需要更大的壓力使活塞平穩(wěn)運行，綜合考慮下將進氣道孔徑設為0.4 mm～0.8 mm，排氣道孔徑設為0.5 mm～0.9 mm。

為定量比較掃氣過程的最優(yōu)方案，將掃氣效率記為c2[10]，活塞返回至初始面時的CO2質量分數(shù)為M1，打開排氣口臨界位移點的峰值CO2質量分數(shù)為M2，活塞返回至進氣口即將打開的臨界位移點的CO2質量分數(shù)為M3，活塞壓燃后產(chǎn)生的峰值CO2與排氣口打開而進氣口即將打開前的CO2的質量分數(shù)差值為M2-M3，活塞壓燃后產(chǎn)生的峰值CO2與活塞返回至初始端面的位置時殘留在微型燃燒室的CO2的質量分數(shù)差值為M2-M1，則：

(1)

若進氣口再次打開后充入燃燒室內(nèi)的CH4質量分數(shù)占比大，在排氣口持續(xù)打開時間段內(nèi)CO2質量分數(shù)較小，則此方案下的掃氣效率相對較優(yōu)。由于單次壓縮情況下不易考慮活塞發(fā)動機的掃氣工況，所以當排氣口打開而進氣口未打開前，存留在燃燒室內(nèi)的CO2質量分數(shù)較小，且考慮在進氣口重新打開后與活塞返回至初始位置時存留在燃燒室內(nèi)的CO2占比較小，兩者結合后可以定量地認為掃氣效果最好。掃氣過程的研究往往需要多次壓縮沖程，本研究可為雙氣缸往復循環(huán)運動的掃氣過程研究做理論鋪墊。

1.2 數(shù)學模型

上述物理模型中忽略傳熱因素。流體流動要遵循守恒定律，包括質量守恒定律、動量守恒定律和能量守恒定律；另外本研究還涉及化學組分之間的相互作用，因此還要遵循組分守恒定律。守恒定律通過控制方程進行數(shù)學描述。質量守恒方程、能量守恒方程和組分守恒方程分別見式(2)～式(5)。

(2)

(3)

(4)

(5)

式中：ρ為流體密度；t為時間；ui為xi方向絕對速率；xi為笛卡爾坐標(i=1，2，3)；sm為質量產(chǎn)生源；uj為流體在yj方向的絕對速率；yj為笛卡爾坐標(j=1,2,3);τij為應力張量i、j方向的受力；si為動量產(chǎn)生源相；e為單位質量流體所具內(nèi)能；qi為xi方向的能量通量；Sh為能量產(chǎn)生源；Ys為組分的質量分數(shù)；Fs,j為擴散流量；Rs為組分的質量產(chǎn)生或分解速率。

表2為求解器參數(shù)設置。在前期的研究工作中，文獻[16]中開展了可視化試驗研究，利用耦合動態(tài)網(wǎng)格技術和化學反應動力學建立了多維計算模型，結合FLUENT19.2與CHEMKIN計算活塞運動與微型燃燒室內(nèi)的流動與傳熱。

表2 求解器參數(shù)設置

1.3 模型與試驗驗證

圖2為微型自由活塞發(fā)動機的試驗臺架示意圖。設置相同的試驗與模擬初始條件：微燃燒室長度為 20 mm，直徑為3 mm，混合均質氣體為甲烷與空氣，初始溫度為300 K，初始壓力為0.1 MPa，當量比為0.5，自由活塞初速度為16 m/s以實現(xiàn)可靠著火燃燒。

圖2 微型自由活塞發(fā)動機試驗示意圖

展開試驗研究，單次循環(huán)燃燒室內(nèi)部的燃燒過程圖像如圖3所示，圖中l(wèi)為自由活塞距燃燒室底部的距離，t0為壓燃著火時刻。

圖4與圖5為試驗與模擬關于活塞速度和微燃燒室內(nèi)壓力的對比。從圖4可看出，速度的模擬與試驗結果吻合較好，二者相差在2%范圍內(nèi)。由圖5可知，壓力的試驗與模擬計算相差在5%范圍內(nèi)。微型自由活塞發(fā)動機的核心部件為微燃燒室，尺寸僅幾毫米，加工精度要求較高，且沒有相關的設計準則，參考單次壓燃可視化試驗臺架的試驗結果，加上一組進氣道和排氣道，故認為該模型同樣適用可視化臺架試驗結果，證明該模型正確。

圖3 試驗中燃燒室內(nèi)不同階段自由活塞距燃燒室底部不同距離的燃燒過程拍攝圖像

圖4 活塞壓燃的試驗與模擬結果對比圖

圖5 壓力的試驗與模擬結果對比圖

2 數(shù)值模擬結果對比與分析

2.1 進排氣口間距大小L對掃氣過程的影響

圖6為進排氣間距結構參數(shù)示意圖。

圖6 進排氣口間距結構參數(shù)示意圖

如圖6所示,以進氣道直徑為0.6 mm，排氣道直徑為0.8 mm，進氣道、排氣道都垂直于燃燒室軸線為例，由于進氣道孔徑及進氣口、排氣口傾角會影響單次壓燃的掃氣效果，故而本小節(jié)暫時不考慮其余因素。微尺度下進氣口、排氣口不宜設置過大，若進氣口、排氣口直徑過大，則燃燒室內(nèi)壓力過大，溫度過高，很容易出現(xiàn)爆震現(xiàn)象，不利于掃氣過程的研究分析。在計算的過程中，固定排氣道的位置，只改變進氣道的相對位置，對進排氣口間距分別為 0.5 mm、1.0 mm、1.5 mm、2.0 mm、2.5 mm、3.0 mm、3.5 mm、4.0 mm進行了數(shù)值模擬計算。

圖7和圖8分別為在不同進排氣口間距條件下，微燃燒室內(nèi)壓力和溫度隨時間的變化曲線圖。

圖7 不同進排氣口間距條件下壓力變化圖

圖8 不同進排氣口間距條件下溫度變化圖

可以看出隨著進排氣口間距不斷增大，燃燒室內(nèi)的壓力和溫度也不斷升高。在進排氣口間距為 4.0 mm 時，峰值壓力約為120 MPa，峰值溫度約為 1 800 K?；钊l(fā)動機在掃氣過程中有熱量損失且單次沖擊燃燒速度極快，在整個壓燃過程中應保證運行工況盡量平穩(wěn)同時燃燒室內(nèi)溫度不宜過高?；钊沙跏嘉恢孟蛉紵业撞窟\行，在0—0.38 ms時間段中，進氣門、排氣門都為打開狀態(tài)，甲烷與氧氣的混合氣體開始進入燃燒室中；在0.32—0.90 ms的時間段中，隨著活塞的運行，混合氣體不斷被壓縮；在0.90—1.35 ms 的時間段中，混合氣體被壓燃，甲烷質量分數(shù)急劇減少，隨著氣體的燃燒做功，活塞被反向推回，但進氣門、排氣門都處于關閉狀態(tài)；在1.35—1.49 ms的時間段里，排氣門開始打開；而在 1.49 ms 后，進氣門、排氣門都處于開啟狀態(tài)。在初次進氣過程中，進氣口離排氣口的位置越近，進入燃燒室內(nèi)的新鮮氣體越多，從混合氣體著火膨脹到進氣口重新打開之前，甲烷的質量分數(shù)沒有發(fā)生太大的變化；當進氣口重新打開時，由于新鮮氣體的流入，甲烷質量分數(shù)快速增大，特別是進排氣口間距為1 mm時，重新進入新鮮預混氣體的含量快速升高，有明顯變化。

圖9為CO2的質量分數(shù)變化曲線圖。

圖9 不同進排氣口間距下CO2質量分數(shù)變化圖

從圖9中可以看出，隨著混合氣壓燃的發(fā)生，CO2質量分數(shù)極劇增加。活塞在反向運行的過程中，當進氣口、排氣口都打開時由于廢氣流入排氣道，新鮮氣體流入燃燒室，CO2的質量分數(shù)不斷下降，當進排氣口間距為 1.0 mm 時燃燒室中殘余的CO2最少。

圖10為掃氣效率隨進排氣口間距變化的曲線圖。隨著進排氣口間距的不斷增加，c2呈先升高后下降的趨勢。

圖10 不同進排氣口間距下掃氣效率曲線

進排氣口間距為0.5 mm、1.0 mm、1.5 mm、2.0 mm、2.5 mm、3.0 mm、3.5 mm、4.0 mm時的甲烷質量分數(shù)云圖見圖11。

圖11 活塞返回初始位置時甲烷質量分數(shù)云圖

從圖11中可以看出，在活塞返回至初始位置時殘留在燃燒室底部的甲烷較少。對比幾種方案可知，進排氣口間距越小，排氣口附近的甲烷質量分數(shù)越高。這是因為在單缸快速沖擊燃燒過程中，活塞壓燃速度較快，有部分甲烷沒有得到充分燃燒而被排擠到排氣口附近，同時由于進氣口再次打開時壓力較大，帶動部分甲烷向兩邊擴散，也能說明換氣效率提高，新鮮充量不斷涌入。通過效率定義可知，在進氣口即將打開前，存留在燃燒室中的CO2占比越小或進氣口打開后至活塞返回初始端面的CO2占比越大則說明在單次壓縮沖程中進排氣的掃氣效果較好。當進排氣口之間的距離在1.0 mm左右時，c2最小，此時微燃燒室中CH4質量占比最大，CO2占比最小，可以定性定量地認為在其他條件相同時，進排氣口間距為1.0 mm時掃氣效果最好。

2.2 進氣道、排氣道傾角對掃氣過程的影響

2.2.1 進氣道傾角α對掃氣過程的影響

其他參數(shù)保持不變，研究進氣道、排氣道傾角大小對單缸單次壓燃掃氣效果的影響，網(wǎng)格模型及參數(shù)示意圖如圖12所示。在計算的過程中，先固定了排氣道的傾角β為90°，改變進氣道傾角α的大小，分別取30°、45°、60°、75°。

圖13和圖14分別為α=30°時CH4和CO2的質量分數(shù)云圖。圖15和圖16分別為不同α下CH4和CO2的質量分數(shù)變化圖。

圖13 進氣道傾角α=30°時CH4質量分數(shù)云圖

圖14 進氣道傾角α=30°時CO2質量分數(shù)云圖

圖15 不同進氣道傾角α下CH4質量分數(shù)變化圖(L=1.0 mm，β=90°)

圖16 不同進氣道傾角α 下CO2質量分數(shù)變化圖(L=1.0 mm，β=90°)

可以看出，進氣道有一定傾角時，氣體流向微燃燒室頂部，與活塞壓縮行程的方向相同。分析可知，進氣道傾角大，燃燒反應時刻滯后，同時當再次進氣時充入的預混氣體也減少。進氣道傾角越小，在壓縮過程中CH4的質量分數(shù)越大，可以說明進氣道一定的傾角有利于新鮮氣體流入微燃燒室中。由于進氣口、排氣口相距較近，再次進氣時新鮮氣體在高壓廢氣的推動下直接流向排氣口，當進氣道為30°時活塞返回初始位置時微燃燒室中CH4質量分數(shù)最高。在 1.45 ms 時刻進氣口再次打開，殘留在燃燒室內(nèi)的CO2含量最低，此時充入的新鮮氣體更多，側面說明在掃氣過程中進氣道傾角為30°時掃氣效果最好。隨進氣道傾角α不斷增加，燃燒室內(nèi)的壓力增加，燃燒反應時刻提前。在α為75°時，峰值壓力達到最大值，約為140 MPa。在0.92 ms時刻左右，燃燒室內(nèi)活塞壓縮著火做功，在1.38 ms—1.45 ms時刻左右開始排氣，進氣口再次打開后充入預混氣體。分析可知，進氣道傾角增大，燃燒反應時刻滯后，同時當再次進氣時充入的預混氣體減少。獲得結合圖13及圖14進氣道傾角為30°時的CH4與CO2質量分布云圖可以定性分析得出，在進氣道傾角為30°時掃氣效果較好。

2.2.2 排氣道傾角β對掃氣過程的影響

為了研究排氣道傾角β對掃氣效果的影響，在進氣道傾角為30°時，排氣道傾角分別選為30°、45°、60°、75°進行了模擬分析，網(wǎng)格模型及參數(shù)示意圖如圖17所示。

圖17 不同排氣道傾角結構參數(shù)示意圖

圖18、圖19分別為排氣道傾角為60°時CH4、CO2質量分數(shù)的分布圖。從圖中可以看出，在進氣道傾角不變時，當活塞返回進氣口再次打開重新進氣后，排氣道傾角為75°時殘留在燃燒室內(nèi)的CO2較多。在1.45 ms時燃燒室內(nèi)開始排氣，由于整個燃燒室內(nèi)壓力較高，排氣速度較快，排氣口傾角較小時高溫廢氣無法在燃燒室底部形成回流渦旋，從而掃氣效果較差。

圖18 排氣道傾角β=60°時CH4質量分數(shù)云圖

圖19 排氣道傾角β=60°時CO2質量分數(shù)云圖

圖20為不同排氣道傾角下的掃氣效率折線圖。通過效率定量分析可知，隨著排氣道傾角增大，在進氣口重新打開之前，殘留在微燃燒室內(nèi)的CO2質量分數(shù)占比先小幅增大后下降繼而再增大，說明在排氣道傾角增大時，進氣道未打開之前排氣道傾角為60°時掃氣效果較好，進氣口再次打開時的新鮮氣體量更多，同時CO2質量分數(shù)下降比例最大。

圖20 不同排氣道傾角β掃氣效率曲線圖

2.3 進、排氣道孔徑大小對掃氣過程的影響

在之前的研究中，確定了最佳進氣道傾角、排氣道傾角及間距參數(shù)，因此進氣道傾角取30°，排氣道傾角取60°，進排氣口間距取1.0 mm，網(wǎng)格模型及結構參數(shù)示意圖如圖21所示。

圖21 不同進排氣道孔徑結構參數(shù)示意圖

在發(fā)動機的設計過程中，排氣口相位在前，進氣口相位在后，且排氣道孔徑需大于進氣道孔徑以利于發(fā)動機掃氣。針對進氣道孔徑為0.4 mm、0.5 mm、0.6 mm、0.7 mm、0.8 mm，排氣道孔徑為0.5 mm、0.6 mm、0.7 mm、0.8 mm、0.9 mm開展數(shù)值模擬研究。圖22截取了3種最優(yōu)方案活塞返回初始位置時的CH4與CO2質量分布云圖。從圖中可以直觀看出，當進氣道孔徑為0.5 mm而排氣道孔徑為 0.6 mm 時，活塞初始位置處的燃燒室底部甲烷含量較高。當進氣道孔徑為0.4 mm時，殘留在燃燒室底部的CH4含量相對較多；而當進氣道孔徑為0.5 mm時，一次沖壓結束后的CH4含量幾乎為0，這是因為在壓燃過程中燃燒較充分，換氣效果較好。同時當進氣口再次打開后返回至活塞初始端面處的甲烷也較少，這說明在單次壓燃過程中進氣道孔徑對掃氣過程有明顯影響。殘留在燃燒室的CO2含量隨進氣道孔徑的增大先減少后增多，當進氣道孔徑為0.6 mm而排氣道孔徑為0.7 mm時，燃燒室底部殘留的CO2較多，在排氣口打開之前整個燃燒室分布較均勻，進氣口的新鮮氣體量較少。

圖22 3種最優(yōu)方案活塞返回時的CH4和CO2質量分布云圖

在確定進氣道孔徑為0.5 mm條件下，選擇排氣道孔徑分別為0.6 mm、0.7 mm、0.8 mm、0.9 mm進行對比。從圖23壓力對比圖分析可知，隨著進氣道、排氣道孔徑不斷增大，充入燃燒室內(nèi)的新鮮氣體量也增多，接觸面積增大使進氣與排氣過程中的壓力相對減小，也能使整個運行工況更加平穩(wěn)?？紤]到在整個掃氣過程中CH4與CO2占比是判斷掃氣過程好壞的關鍵，對比了不同進氣道孔徑下的掃氣效率如圖24所示。從圖中可以定量計算分析出在進氣道孔徑Din為0.5 mm時c2最小，此時掃氣效果最佳。綜上，在截取的這3種方案下，進氣道孔徑為0.5 mm、排氣道孔徑為0.6 mm時掃氣效果最好。

圖23 不同排氣道孔徑下壓力對比圖(Din=0.5 mm)

圖24 不同進氣道孔徑下的掃氣效率曲線圖

圖25為不同排氣道孔徑下CO2質量分數(shù)對比圖。從圖25中可以看出，在1.39 ms左右進氣口打開，燃燒室內(nèi)開始進入新鮮氣體量，結合CO2質量分數(shù)對比圖可以看出在排氣道孔徑為0.6 mm時整個燃燒室內(nèi)的高溫廢氣幾乎排出，即在這種方案下掃氣效果最優(yōu)?？梢园l(fā)現(xiàn)，進氣道孔徑和排氣道孔徑相差越小，則掃氣效果越好。

圖25 不同排氣道孔徑下CO2質量分數(shù)(Din=0.5 mm)

隨著進氣道孔徑、排氣道孔徑差距不斷增大，掃氣效率不斷降低，且在進氣道孔徑為0.4～0.6 mm時，掃氣效率變化幅度較大。這是因為隨著進氣道孔徑、排氣道孔徑的增加，進入微燃燒室內(nèi)的均質混合氣也增多，燃燒更加充分，燃燒室內(nèi)壓強變大，溫度明顯上升。由于進排氣道伴隨一定傾角，使得壓縮過程中燃燒室內(nèi)形成氣旋渦流，推動活塞壓縮氣體，使著火時刻提前。因此，改變進排氣道孔徑也有助于提高進排氣結構掃氣效率。在參考常規(guī)發(fā)動機的設計尺寸下，將微燃燒室直徑設為3 mm，而且在設計時理論上排氣道孔徑要略大于進氣道孔徑，所以排氣道孔徑必須控制在1.5 mm以內(nèi)，考慮到微尺度下要盡可能保證發(fā)動機平穩(wěn)運行，減少熱量損失，不宜將進氣道、排氣道孔徑設置過大。綜合以上數(shù)據(jù)，在目前的研究方案中，得到進排氣結構最佳設計尺寸為：進氣道傾角30°，排氣道傾角60°，進排氣口間距1.0 mm，進氣道孔徑0.5 mm，排氣道孔徑0.6 mm。

3 結論

(1) 當進排氣口間距L增大，燃燒室內(nèi)的峰值壓力和溫度也不斷升高，在L為1.0 mm時，殘留在微燃燒室內(nèi)的CO2占比最少，即掃氣效果最好。

(2) 在排氣道傾角β為90°時，當進氣道傾角增大，掃氣效率不斷降低，在α為30°時掃氣效果最好，此時進氣道傾角α與軸線形成一定夾角從而產(chǎn)生氣流渦旋。排氣道傾角β=60°時對微自由活塞發(fā)動機的掃氣過程影響更加明顯。

(3) 當進氣道孔徑、排氣道孔徑差距不斷減小，其掃氣更充分。隨著進氣道孔徑增大， CO2占比呈先減小后增大的趨勢，在進氣道孔徑Din為0.5 mm，排氣道孔徑Dout為0.6 mm時，微型自由活塞發(fā)動機掃氣效果最佳。