王東杰，　左正興，　靳雁松，　賈　川，　呂志鴻

(1.中國北方車輛研究所，100072 北京；2.北京理工大學(xué)機械與車輛學(xué)院，100081 北京)

?

簧片式柔性轉(zhuǎn)子發(fā)動機性能影響因素分析

王東杰1，左正興2，靳雁松1，賈川1，呂志鴻1

(1.中國北方車輛研究所，100072 北京；2.北京理工大學(xué)機械與車輛學(xué)院，100081 北京)

介紹了微小型簧片式柔性轉(zhuǎn)子發(fā)動機的樣機結(jié)構(gòu)及工作原理.基于發(fā)動機工作過程熱力學(xué)模型獲得理想工況性能特性，并對發(fā)動機性能影響因素進行了定性與定量分析，得到了發(fā)動機點工況性能指標.結(jié)果表明：單缸排量為1.77 cm3、設(shè)計轉(zhuǎn)速為3 000 r/min時的理想工況下發(fā)動機單缸輸出功率為81.4 W，指示效率為24.38%，傳熱能量損失占到輸入總能量的18.34%；在0.02 mm2漏氣面積下，漏氣造成的功率損失為理想工況輸出功率的32.4%；燃燒持續(xù)時間與點火角度的合理匹配可以提高發(fā)動機性能指標.

簧片式柔性轉(zhuǎn)子發(fā)動機；熱力學(xué)模型；性能

近年來，尺度微小、儲能高、質(zhì)量輕、可變功率輸出的動力系統(tǒng)受到人們的青睞，在民用工業(yè)系統(tǒng)、電子產(chǎn)品、航空航天、軍事裝備等領(lǐng)域有著廣泛的用途，作為電池的替代品，具有能量密度高、功率輸出穩(wěn)定、使用壽命長等優(yōu)點.對此，國外及國內(nèi)部分研究機構(gòu)正對微型動力系統(tǒng)進行著開發(fā)與探索，提出了多種樣機結(jié)構(gòu)，其中具有代表性的美國加州大學(xué)伯克利分校、麻省理工學(xué)院、密歇根大學(xué)等分別就微型三角轉(zhuǎn)子發(fā)動機[1]、微型燃氣輪機[2]、微型擺式發(fā)動機[3]進行了理論與試驗研究.針對現(xiàn)有傳統(tǒng)發(fā)動機及微型動力系統(tǒng)的特點，本研究提出的簧片式柔性轉(zhuǎn)子發(fā)動機[4]為一種新概念內(nèi)燃式動力機械，其簡潔的概念設(shè)計和簡單的幾何構(gòu)型使其易于向微小型化發(fā)展，設(shè)計中引入的彈性簧片，實現(xiàn)了燃燒室由全剛性向半柔性化過渡.

相對于傳統(tǒng)的往復(fù)式發(fā)動機，簧片式柔性轉(zhuǎn)子發(fā)動機摒除了將活塞往復(fù)運動轉(zhuǎn)化為旋轉(zhuǎn)運動的曲柄連桿機構(gòu)以及往復(fù)運動帶來的慣性問題，同時直接輸出的旋轉(zhuǎn)運動，避免了三角轉(zhuǎn)子發(fā)動機偏心結(jié)構(gòu)所帶來的振動及結(jié)構(gòu)復(fù)雜性問題.

1　結(jié)構(gòu)原理及樣機設(shè)計

簧片式柔性轉(zhuǎn)子發(fā)動機同傳統(tǒng)的內(nèi)燃式發(fā)動機工作原理相似，通過進入燃燒室的可燃混合氣的壓縮、燃燒、膨脹做功驅(qū)動轉(zhuǎn)子及與其固聯(lián)的定心輸出軸轉(zhuǎn)動，實現(xiàn)燃料的化學(xué)能向機械能的轉(zhuǎn)換.

簧片式柔性轉(zhuǎn)子發(fā)動機由前端蓋、后端蓋、轉(zhuǎn)子、簧片、缸體、輸出軸、飛輪等部件組成，如圖1所示.轉(zhuǎn)子、前后簧片、缸體、前后端蓋共同圍成燃燒室，簧片一端固定于轉(zhuǎn)子的溝槽中，另一端依靠自身的彈性與氣缸相接觸，圖2為簧片-轉(zhuǎn)子裝配示意圖.轉(zhuǎn)子逆時針轉(zhuǎn)動時，帶動彈性簧片沿著氣缸壁滑動，氣缸則依靠其型線對簧片施加作用力，迫使簧片發(fā)生彎曲變形，以此改變?nèi)紵胰莘e，實現(xiàn)可燃混合氣的進氣、壓縮、膨脹及排氣過程.

圖1　簧片式柔性轉(zhuǎn)子發(fā)動機結(jié)構(gòu)設(shè)計圖

圖2　氣缸-轉(zhuǎn)子-簧片裝配示意圖

簧片式柔性轉(zhuǎn)子發(fā)動機的點火方式采用電熱塞點火，進氣方式采用化油器式自然吸氣，以簡化發(fā)動機的點火及進氣控制.

根據(jù)發(fā)動機樣機結(jié)構(gòu)及性能設(shè)計指標，以輸出軸中心為坐標原點，轉(zhuǎn)子型線關(guān)于縱坐標軸對稱，由以原點為圓心、25 mm為半徑的圓弧l1和以(2.2,0)為圓心、26.6 mm為半徑的圓弧l2圍成，其方程分別為：

(1)

式中：x1為轉(zhuǎn)子火力側(cè)型線l2與橫坐標軸交點坐標；x2為轉(zhuǎn)子火力側(cè)型線l2與非火力側(cè)型線l1交點橫坐標.

氣缸型線方程關(guān)于兩坐標軸對稱，其在第二象限內(nèi)由三部分組成，分別是以原點為圓心、半徑為25 mm的圓弧l3、以(-10,0)為圓心、半徑為19.5 mm的圓弧l4以及兩圓弧的公切線l5，其方程分別為：

(2)

式中：x3為氣缸左側(cè)型線l4與橫坐標軸交點坐標；x4為公切線l5與氣缸左側(cè)型線l4交點橫坐標；x5為公切線l5與氣缸上側(cè)型線l3交點橫坐標.

進氣口位于氣缸上側(cè)型線l3上，并與上側(cè)型線l3與公切線l5的交點相鄰，可以保證進氣口在壓縮過程中轉(zhuǎn)子完全封閉，防止可燃混合氣進入非燃燒空間，同時轉(zhuǎn)子與氣缸的配合可以防止氣體在氣缸內(nèi)竄動.

2　燃燒室容積計算

發(fā)動機中簧片的柔性特點決定了燃燒室容積的變化規(guī)律，對簧片的變形計算成為容積計算的重要環(huán)節(jié).

將簧片-轉(zhuǎn)子看作為懸臂梁結(jié)構(gòu)，在工作過程中始終保持完全彈性.不考慮簧片工作過程中復(fù)雜的動力學(xué)特性，將其變形視作靜力學(xué)行為，在簧片自由端施加集中載荷，由于簧片的幾何非線性特性，其滿足歐拉-貝努利方程：

(3)

求解得：

(4)

(5)

同時，簧片長度滿足弧長積分方程

(6)

式中：M為簧片自由端彎矩；p為簧片自由端集中載荷；EI為簧片彎曲剛度；l為簧片自由端水平位移；L為簧片懸置段積分長度；L0為簧片懸置段實際長度；y為簧片撓度.

W(x)為簧片自由端水平位移l的函數(shù)，采用試差法[5]，編制Matlab計算程序，通過在懸臂梁自由端逐步施加載荷，在每一載荷步內(nèi)計算水平位移l，以常數(shù)簧片長度為擬合量，計算得出簧片的撓度曲線，積分得到燃燒室容積.計算得到的燃燒室容積隨輸出軸轉(zhuǎn)角的變化曲線如圖3所示.

將轉(zhuǎn)子-簧片組件轉(zhuǎn)動過程中燃燒室容積的變化規(guī)律與發(fā)動機工作過程中的進氣行程、壓縮行程、膨脹做功行程、排氣行程相結(jié)合來考慮，那么，以轉(zhuǎn)子火力側(cè)型線l2中點為定位標準點，各行程對應(yīng)的輸出軸轉(zhuǎn)角如圖4所示，燃燒室轉(zhuǎn)動一周即完成一個工作循環(huán).

3　工作過程數(shù)學(xué)模型

3.1基本方程

假設(shè)燃燒室內(nèi)工質(zhì)為均勻混合理想氣體，整個系統(tǒng)內(nèi)工質(zhì)的狀態(tài)參數(shù)僅為時間的函數(shù)，與空間位置無關(guān)，即任一瞬時缸內(nèi)工質(zhì)的成分、壓力、溫度是相同的.

壓縮與膨脹階段熱力學(xué)方程為：

(7)

燃燒階段熱力學(xué)方程為：

(8)

簧片式柔性轉(zhuǎn)子發(fā)動機的工作過程中排氣與進氣無重疊角度，推得排氣階段熱力學(xué)方程為：

(9)

進氣階段熱力學(xué)方程為：

(10)

式中：φ為輸出軸轉(zhuǎn)角；mc為燃燒室內(nèi)氣體質(zhì)量；Qc為已燃氣體釋放出的熱量；Qw為燃燒室內(nèi)工質(zhì)與壁面的傳熱損失；p、V、T分別為燃燒室壓力、容積、溫度.

3.2燃燒放熱模型

由于內(nèi)燃機中實際燃燒過程的復(fù)雜性，目前尚無法對燃燒規(guī)律進行精確描述，就本文研究目的而言，采用韋柏燃燒規(guī)律模擬實際燃燒放熱過程以預(yù)測簧片式柔性轉(zhuǎn)子發(fā)動機綜合性能參數(shù)是可以接受的[6].

工質(zhì)燃燒放熱隨輸出軸轉(zhuǎn)角的變化量由燃料質(zhì)量mf,cycle、燃料低熱值LHV以及瞬時燃燒放熱百分比x決定，其數(shù)學(xué)模型為：

(11)

韋柏從化學(xué)反應(yīng)動力學(xué)觀點出發(fā)，推導(dǎo)出半經(jīng)驗燃燒函數(shù)方程式[7]：

(12)

式中：Qc為燃燒室內(nèi)可燃混合氣放熱量；φ為輸出軸轉(zhuǎn)角；φVA為燃燒開始角；φVE為燃燒終止角，m為形式參數(shù).

3.3傳熱模型

簧片式柔性轉(zhuǎn)子發(fā)動機的傳熱過程主要包括燃氣與受熱零部件內(nèi)壁面的對流傳熱、零部件內(nèi)部的導(dǎo)熱以及零部件外壁面與空氣的對流傳熱.

簧片式柔性轉(zhuǎn)子發(fā)動機缸內(nèi)傳熱模型將選用Hohenberg[8]公式進行計算：

(13)

式中：hgas為對流換熱系數(shù)，srotor、sspring、scylinder、scover分別為轉(zhuǎn)子、簧片、氣缸與端蓋火力面面積，Trotor、Tspring、Tcylinder、Tcover分別為轉(zhuǎn)子、簧片、氣缸、端蓋平均溫度.

受熱零部件內(nèi)壁面換熱系數(shù)采用Woschni方程式：

hgas=130d-0.2p0.8T-0.53

(14)

式中：V1為壓縮始點工質(zhì)容積；Vh為氣缸工作容積；p1為壓縮始點工質(zhì)壓力；T1為壓縮始點工質(zhì)的溫度；pm為倒拖工況工質(zhì)壓力；vm為轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速；d為燃燒室當量直徑.

3.4漏氣模型

發(fā)動機運行過程中氣體的泄漏按一維穩(wěn)定流動來考慮.根據(jù)連續(xù)性方程，氣體通過截面的質(zhì)量流量相同.對縫隙區(qū)，可看為漸縮性噴管，出口流量計算公式[9]為：

(15)

式中：ms為漏氣質(zhì)量；Ae為縫隙面積；Rm為氣體常數(shù)；P∞為外界大氣壓力.

當縫隙流動處于超臨界狀態(tài)時，缸內(nèi)氣體以當?shù)芈曀倭鬟^氣缸與活塞之間的縫隙，漏氣流量只取決于缸內(nèi)氣體狀態(tài)和縫隙面積，與外界氣體狀態(tài)無關(guān).

3.5初始及邊界條件

當利用熱力學(xué)模型進行簧片式柔性轉(zhuǎn)子發(fā)動機工作過程數(shù)值模擬時，初始條件及邊界條件關(guān)系著仿真結(jié)果的正確與否.仿真采用的初始及邊界條件見表1，其中燃燒室各部件壁面溫度通過邊界流固耦合傳熱迭代計算得到[10].

表1　性能仿真初始及邊界條件

3.6理想工況性能計算

理想工況下，不考慮漏氣、傳熱、摩擦等引起的能量損失，假設(shè)發(fā)動機在壓縮與燃燒做功行程中處于絕熱狀態(tài)，燃燒瞬時溫度與壓力曲線如圖5所示.

理想工況下發(fā)動機各轉(zhuǎn)速下的功率與指示效率如圖6所示.發(fā)動機功率與指示效率隨轉(zhuǎn)速的提高而線性增加.當轉(zhuǎn)速為1 200 r/min時，發(fā)動機單缸輸出功率為34 W;當轉(zhuǎn)速增加到設(shè)計轉(zhuǎn)速3 000 r/min時，發(fā)動機單缸輸出功率為81.4 W，指示效率達24.38%.

圖5　理想工況下缸內(nèi)燃燒瞬態(tài)溫度與壓力曲線

圖6　理想工況下發(fā)動機速度特性曲線

4　性能影響因素分析

微小型簧片式柔性轉(zhuǎn)子發(fā)動機傳熱損失和漏氣損失等在傳統(tǒng)內(nèi)燃機中的能量損失雖然占很小比例，但已不容忽視.為提高發(fā)動機性能，下面對發(fā)動機性能影響因素進行定性和定量分析.

4.1傳熱損失

微小型簧片式柔性轉(zhuǎn)子發(fā)動機較大的面積與容積之比將導(dǎo)致較高的熱量損失，當熱量生成率低于傳熱損失率時，燃燒過程將無法進行.此外，傳熱損失將降低發(fā)動機輸出功率及有效效率，從而影響發(fā)動機整機性能表現(xiàn).

傳熱工況下缸內(nèi)壓力與溫度曲線如圖7與圖8所示.壓縮初始階段，壁面對進入燃燒室的可燃混合氣預(yù)熱，缸內(nèi)溫度與壓力曲線偏離理想工況曲線而有所增大，這將需要更多的壓縮功.在壓縮階段后程工質(zhì)向壁面?zhèn)鳠?，?dǎo)致壓縮終點時燃燒室內(nèi)氣體溫度低于理想工況，這將需要更高的電熱塞點火能量及更長的點火時間，勢必影響燃燒效率.

圖7　理想工況與傳熱工況下缸內(nèi)壓力曲線

圖8　理想工況與傳熱工況下的缸內(nèi)溫度曲線

傳熱工況下最高溫度與最高壓力分別為2 300 K與5.5 MPa，較理想工況下降450 K與0.7 MPa，這將降低發(fā)動機的指示效率及輸出功率.傳熱工況各轉(zhuǎn)速下發(fā)動機的功率與指示效率如圖9示，傳熱工況輸出功率為理想工況輸出功率的76.5%，傳熱損失占輸入能量的18.34%.

圖9　傳熱工況下輸出功率與指示效率轉(zhuǎn)速特性曲線

傳熱工況下較低的缸內(nèi)溫度有利于降低簧片的熱負荷，提高發(fā)動機的工作可靠性.

4.2漏氣損失

考慮到加工誤差，轉(zhuǎn)子及簧片端面與上、下端蓋存在一定的漏氣面積，轉(zhuǎn)子與端蓋間的間隙可利用潤滑油兼具實現(xiàn)密封作用，而簧片由于其厚度較小，無法采取有效地密封措施，因此其成為漏氣的主要源頭.

不同漏氣面積下缸內(nèi)剩余氣體質(zhì)量與輸出軸轉(zhuǎn)角的關(guān)系曲線如圖10所示.同一漏氣面積下，在壓縮初始階段，由于燃燒室內(nèi)壓力較低，工質(zhì)質(zhì)量變化較緩，所以隨著壓縮過程中缸內(nèi)壓力的不斷升高，通過漏氣間隙的氣體流量隨著壓差的增大而增加，缸內(nèi)工質(zhì)質(zhì)量變化率逐漸升高；在壓縮末段與燃燒階段，缸內(nèi)壓力與外界壓力比超過臨界值，缸內(nèi)氣體以當?shù)芈曀倭鬟^漏氣面積時，剩余氣體質(zhì)量變化率達到最大值；在作功過程末段，壓力比低于臨界值，漏氣處的氣體流量降低，燃燒室工質(zhì)變化率也明顯減小.

圖10　燃燒室剩余氣體質(zhì)量與輸出軸轉(zhuǎn)角變化曲線

由不同漏氣面積下缸內(nèi)工質(zhì)質(zhì)量曲線可以看出：隨著漏氣面積的增加，泄漏質(zhì)量逐漸增大，但泄漏質(zhì)量增長率隨漏氣面積的增長而減小.

在不同轉(zhuǎn)速下，同一漏氣面積對應(yīng)的發(fā)動機功率如圖11所示.由圖11可以看出:隨著轉(zhuǎn)速的提高，發(fā)動機功率與轉(zhuǎn)速基本成線性關(guān)系.1 200 r/min工況下，當漏氣面積為0.02 mm2時，發(fā)動機輸出功率為13.2 W;當漏氣面積增加到0.1 mm2，發(fā)動機輸出功率減小到1 W左右，即剩余氣體質(zhì)量已無法實現(xiàn)正常燃燒.在設(shè)計轉(zhuǎn)速3 000 r/min工況下，漏氣面積為0.02 mm2時，發(fā)動機輸出功率為55 W，與理想工況81.4 W相對比可知，其功率損失為32.4%;當漏氣面積為0.1 mm2，其輸出功率為28 W，功率損失達65.6%.

圖11　不同漏氣面積下轉(zhuǎn)速與功率特性曲線

4.3燃燒持續(xù)時間與點火時刻

在上止點附近，由于燃燒室存在定容(容積不變)階段，所以燃燒始點、持續(xù)時間與定容燃燒角度3者間的匹配影響著單缸功率及指示效率.燃燒持續(xù)時間與發(fā)動機燃燒室結(jié)構(gòu)及缸內(nèi)氣體流動組織有關(guān)，發(fā)動機轉(zhuǎn)速與燃燒持續(xù)時間呈現(xiàn)反比關(guān)系，即低轉(zhuǎn)速對應(yīng)高的燃燒持續(xù)時間，因此，為提高發(fā)動機的輸出功率，應(yīng)當適時調(diào)整點火時刻，即不同工作轉(zhuǎn)速對應(yīng)不同的點火時刻，如圖12所示.

由圖12可以看出不同點火角度下燃燒持續(xù)時間對發(fā)動機功率的影響規(guī)律.當點火時間位于上止點之前80°輸出軸轉(zhuǎn)角時，發(fā)動機輸出功率隨著燃燒持續(xù)時間的增長而增加，但其增加趨勢逐漸變緩，而在85°輸出軸轉(zhuǎn)角時，發(fā)動機功率則隨著燃燒持續(xù)時間的延長先增加而后減小，這主要因為燃燒持續(xù)時間越長，在定容燃燒段后未燃氣體增多，氣體燃燒作功能力下降.當點火時刻位于上止點及以后時，隨著燃燒持續(xù)時間的增加發(fā)動機功率明顯下降，這表明膨脹階段內(nèi)的未燃氣體增多，發(fā)動機指示熱效率降低.當點火角度位于90°輸出軸轉(zhuǎn)角時，其燃燒持續(xù)時間-功率曲線較其他點火時刻變化平緩，且其在較寬的燃燒持續(xù)時間范圍內(nèi)功率輸出值要高于其他點火時刻.

圖12　不同點火角度下燃燒持續(xù)時間與功率曲線

當發(fā)動機處于設(shè)計轉(zhuǎn)速3 000 r/min時，假定其燃燒持續(xù)時間為定值，則發(fā)動機單缸功率及指示效率與點火時刻的關(guān)系如圖13所示.

圖13　3 000 r/min下點火角度與性能指標關(guān)系曲線

由圖13可以看出:當點火時刻位于80°輸出軸轉(zhuǎn)角時，發(fā)動機功率為48 W，指示效率為14.5%.隨著點火時刻的延遲，發(fā)動機功率與指示效率不斷提高.當點火時刻位于95°時，發(fā)動機功率達到最大值58.2 W，指示效率達到16%，功率較80°時提高10.2 W，指示效率提高1.5%;當點火時刻位于95°之后時，發(fā)動機功率與指示效率則呈現(xiàn)顯著下降趨勢.

4.4節(jié)氣門開度

發(fā)動機負荷特性是指在發(fā)動機轉(zhuǎn)速不變情況下發(fā)動機性能指標與負荷間的關(guān)系.發(fā)動機工作過程中通過調(diào)整節(jié)氣門開度以保持發(fā)動機的轉(zhuǎn)速不變，在穩(wěn)定工況下將不同負荷下的性能指標相連即得到負荷特性曲線.

對簧片式柔性轉(zhuǎn)子發(fā)動機不同轉(zhuǎn)速下負荷特性的分析可以獲得發(fā)動機點工況下的對外做功能力.圖14及圖15分別為2 400 r/min及3 000 r/min轉(zhuǎn)速下的點工況特性曲線.

圖14　2 400 r/min性能指標與節(jié)氣門開度關(guān)系曲線

圖15　3 000 r/min性能指標與節(jié)氣門開度關(guān)系曲線

由計算可知，在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 400 r/min點工況下，當節(jié)氣門開度為40%時，發(fā)動機單缸功率為11 W，指示熱效率為10.2%.隨著節(jié)氣門開度的不斷增加，單缸功率呈線性增加，而指示熱效率增長趨勢逐漸變緩，這主要是因為當節(jié)氣門開度增加時，缸內(nèi)氣體狀態(tài)發(fā)生較大變化，從而使得傳熱損失及漏氣損失增加，從而影響發(fā)動機指示效率.當節(jié)氣門全開時，單缸功率為41 W，指示熱效率增加到15%.當發(fā)動機達到設(shè)計轉(zhuǎn)速3 000 r/min點工況時，同樣在40%開度下，單缸功率提高到15.4 W，熱效率為11.8%.隨著開度的增加，其變化趨勢與2 400 r/min點工況相同.當節(jié)氣門全開時，發(fā)動機指示熱效率達到16.3%，單缸功率最大值為54.4 W.

5　結(jié)　論

提出一種簧片式柔性轉(zhuǎn)子發(fā)動機，詳細介紹了發(fā)動機結(jié)構(gòu)設(shè)計及工作原理，采用試差法計算得到了燃燒室容積變化曲線，并建立了包括燃燒放熱、傳熱、漏氣等子模型的熱力學(xué)模型.由分析可得結(jié)論如下：

1)理想工況下，單缸排量1.77 cm3、壓縮比為7.3的簧片式柔性轉(zhuǎn)子發(fā)動機，設(shè)計轉(zhuǎn)速為3 000 r/min時，發(fā)動機單缸輸出功率為81.4 W，指示效率為24.38%.

2)發(fā)動機較大的燃燒室表面積與容積比決定了發(fā)動機運轉(zhuǎn)過程中較高的熱量損失，計算表明傳熱工況輸出功率為理想工況輸出功率的76.5%，傳熱損失占輸入能量的18.34%.由于加工精度等問題，當設(shè)計轉(zhuǎn)速為3 000 r/min工況下，漏氣面積僅為0.02 mm2時，發(fā)動機輸出功率與理想工況相比功率損失占32.4%，同時由于氣體狀態(tài)的變化導(dǎo)致泄漏質(zhì)量增長率隨漏氣面積的增加而減小.

3)發(fā)動機特有的定容段使得燃燒持續(xù)時間與點火角度間的合理匹配可得到較高的功率輸出，較短的燃燒持續(xù)時間應(yīng)在上止點后尋找最佳點火角度，較長的燃燒持續(xù)時間應(yīng)在上止點前尋找最佳點火角度.

4)隨著節(jié)氣門開度的不斷增加，單缸功率呈線性增加，而指示熱效率增長趨勢逐漸變緩，這主要是因為當節(jié)氣門開度增加時，缸內(nèi)氣體狀態(tài)發(fā)生較大變化，從而使得傳熱損失及漏氣損失增加，從而影響發(fā)動機指示效率.

[1]Fu K., Knobloch A.J., Martinez F.C. Design and Experimental Results of Small-Scale Rotary Engine[C].//2001 ASME International Mechanical Engineering Congress and Exposition, 2001.

[2]Epstein A.H., Senturia S.D., Al-Midani U., et al. Micro-Heat Engines, Gas Turbines and Rocket Engines-The MIT Micro Engine Project[C].//Twenty-Eighth AIAA Fluid Dynamics Conference,1997.

[3]Dahm W., Ni J., Mijit K., Mayor J., et al. Micro Internal Combustion Swing Engine(MICSE) for portable Power Generation Systems[C].//40thAIAA Aerospace Sciences Meeting, AIAA 2002-0722, 2002.

[4]左正興, 王東杰. 一種簧片式柔性轉(zhuǎn)子發(fā)動機:中國,200910235655.6[P].2010-03-17.

[5]吳漢輝, 劉會, 楊轉(zhuǎn)運, 等. 幾何大變形非線性問題中擬線性等效系統(tǒng)研究[J]. 武漢理工大學(xué)學(xué)報, 2008, 32(5): 963-966.

[6]魏春源, 張衛(wèi)正, 葛蘊珊. 高等內(nèi)燃機學(xué)[M]. 北京: 北京理工大學(xué)出版社, 2001: 30-45.

[7]Heywood J. Internal Combustion Engine Fundamentals[M]. McGraw-Hill, Mew York, 1988.

[8]Hohenberg G F. Advanced approaches for heat transfer calculations[C].//SAE Special Publications, 1979, SP-449: 61-79.

[9]王謙, 陳博, 陳澤. 基于Matlab的微型發(fā)動機燃燒過程仿真建模[J]. 江蘇大學(xué)學(xué)報, 2010, 31(2):179-183.

[10]李迎. 內(nèi)燃機流固耦合傳熱問題數(shù)值仿真與應(yīng)用研究[D].浙江：浙江大學(xué)機械與能源工程學(xué)院，2006:31-32.

Analysis on Performance of Leaf Spring Rotary Engine

WANG Dong-jie1,ZUO Zheng-xing2,JIN Yan-song1,JIA Chuan1,LV Zhi-hong1

(1.China North Vehicle Research Institute, Beijing 100072, China；2. School of Mechanical Engineering, Beijing Institute of Technology, Beijing 100081, China)

A novel rotary engine called Leaf Spring Rotary Engine was presented. The structure and principle of the engine were introduced. The performance characteristics under ideal condition were acquired and the factors which are related to the performance of the engine were analyzed qualitatively and quantitatively based on the thermodynamic model. The work can provide design references for the engine’s performance improvement and applications. Results show that with the displacement of 1.77 cm3, output power of one cylinder is 81.4W and indicative efficiency is 24.38% at 3000r/min under ideal condition. The energy loss under heat transfer condition is about 18.34% of the overall energy. Under the leak area of 0.02mm2, power loss that is induced by the leakage is about 32.4% of the output power under ideal condition. A reasonable matching of combustion duration and ignition angle can improve output power.

leaf spring rotary engine; thermodynamic model; performance

1009-4687(2016)01-0001-07

2015-12-10.

王東杰(1983-),男,工學(xué)博士，主要研究方向為加溫裝置燃燒特性.

TK419；TK411

A