大众公司EA111和EA112系列1.4L燃油分层直喷式汽油机(二)

文/江苏 范明强

(接上期)

三、1.4L-T SI废气涡轮与机械式复合增压直喷式汽油机

将采用汽油直接喷射分层燃烧技术的FSI汽油机推向市场是大众公司在降低汽油机燃油耗方面所采取的重要措施，而通过发动机小型化又可以进一步挖掘其节油的潜力。在预先规定的标定功率下，减小发动机排量，能使发动机运行工况点从特性曲线场中的低负荷区移向较高的负荷区，这样一方面由于节流大大降低而减少了换气损失，另一方面由于发动机排量和结构尺寸减小而降低了摩擦功率损失，从而使发动机的总效率得到明显的改善。当然，发动机排量的减小会导致扭矩特别是低转速扭矩的降低，这对动力性能要求较高的车型而言是无法接受的，但是能够借助于增压来加以补偿。

在汽油机上，除了废气涡轮增压之外，在批量生产中也应用机械增压。对于增压系统的设计，除了要降低发动机的燃油耗之外，还应尽量考虑到用户对驾驶动力性和舒适性的要求越来越高。因此，为了实现最佳目标，新型TSI汽油机设计方案组合应用了机械增压和废气涡轮增压，将废气涡轮增压能获得高的比功率与机械增压具有的良好低转响应特性完美地结合起来，彼此相互取长补短，达到最佳的效果。为此，2005年大众公司又在1.4L-66kW-TSI和1.6L-85Kw-TSI自然吸气汽油机的基础上开发了废气涡轮与机械式复合增压的1.4L-TSI直喷式汽油机。这是德国大众公司代表当今世界轿车汽油机最新技术水平的力作，实现了优异的燃油耗、卓越的行驶动力性和满足严格排放标准限值要求三者完美的结合，成为大众公司轿车汽油机发展史上新的里程碑。

这种新型1.4L废气涡轮-机械复合增压分层喷射T SI(TwinchargedStratified Injection)汽油机(见图20、图21)，由于采用了汽油缸内直接喷射技术，因此能够在压缩比为10∶1的情况下，增压压力达到0.25 MPa(绝对压力)，1.4L排量能发出125kW的最大功率，而最大扭矩高达240Nm扭矩，平均有效压力高达2.17MPa，升扭矩达到172.6Nm/L，升功率达到90kW/L，其效率已成为衡量汽油机技术水平的新标杆。该机采用可接合或脱开的机械增压器与废气涡轮增压器组合的两级增压，这样低转速就能达到最大扭矩，并且扭矩特性曲线极其丰满，最大扭矩的转速范围(1750～4500r/min)十分宽广(见图22和表2)。该机型首先搭载于大众高尔夫GT轿车，其MVEG(机动车排放组合循环)行驶循环燃油耗只有7.2 L/100km，这在125kW功率等级的轿车中是独一无二的(见图23)。其所达到的低燃油耗、驾驶乐趣和行驶舒适性令人瞩目，也因此荣获多项殊荣，如Paul Pietsch奖、2006年1.0～1.4L级最新发动机奖和2005年大众科学最佳新产品奖。

表2 1.4L-TSI废气涡轮与机械式复合增压直喷式汽油机的技术数据

2006年一季度，大众公司在上述1.4L-TSI废气涡轮与机械式复合增压机型基础上，推出了专为燃用辛烷值95的汽油而设计的1.4L-103kW-TSI变型机。首先搭载于Touran轿车，紧接着又于2006年推出了更多的A级车型，随后还推出带有直接挡变速箱的车型。

1.结构简介

该机型的零部件以高尔夫Ⅴ型轿车所用的自然吸气1.4L-FSI直喷式汽油机为基础，尽可能采用积木式模块化结构，并通用基础发动机的许多零部件。其结构开发的重点在于设计新的汽缸体曲轴箱、集成电磁离合器水泵和废气涡轮-机械复合增压装置，同时针对发动机升功率的大幅提高采取一系列相应的强化措施。

(1)片墨铸铁汽缸体曲轴箱

虽然与自然吸气1.4L-FSI机型一样采用了顶面敞开式的深裙型机体(见图24)，但为了确保在2.17MPa的平均有效压力下能可靠地工作，其材料改用了片墨铸铁(GJL)，平均壁厚为3±0.5mm，只在局部范围内根据应力大小适当加大壁厚，其重量只有29kg(不含主轴承盖)，在该功率等级汽油机中是非常轻的。为了降低制造成本，这种薄壁机体采用卧式浇注工艺进行铸造。

在采用顶面敞开式结构的同时，汽缸盖和汽缸体曲轴箱还采用了分开循环的双回路冷却，能够可靠地解决曲轴箱通风和冷却水中夹杂空气泡的问题。

在汽缸盖用螺栓拧紧的情况下，压紧力通过汽缸盖螺栓传入汽缸体曲轴箱，由此引起汽缸的变形，使之偏离理想的圆度，限制了与活塞环的贴合程度而导致较高的机油消耗量。顶面封闭式汽缸体曲轴箱汽缸的变形(花瓣形)如图25所示，而图26所示的则是顶面敞开式汽缸体曲轴箱汽缸的变形情况，无论是失圆度还是总的绝对变形量，顶面敞开式的汽缸体曲轴箱汽缸都要小得多。

(2)钢曲轴

为了降低整机噪声，1.4 L-T SI复合增压直喷式汽油机采用了钢曲轴，与1.4L-66kW-FSI机型的铸铁曲轴相比，这种钢曲轴更不易弯曲变形。其主要原因在于钢具有较高的弹性模数，起到了强化作用，强度提高了23%，明显改善了发动机的声学特性。图27示出了4000r/min时铸铁曲轴和钢曲轴的声压实验测量结果的对比，钢曲轴的次谐波明显降低了，从人们的听觉上证实了噪声得到了改善。

(3)轻型活塞

由于应用了现代先进的计算方法和开发手段，铸铝活塞被成功地应用于升功率为90kW/L(单位活塞顶面积功率为2.72kW/cm3)的增压发动机上，具有很大的成本优势，成为活塞发展新的衡量标准。活塞顶燃烧室是经过加工成形的，并具有清晰的流动导向边棱(见图28)，这种轻型活塞的重量只有238g。

为了降低燃油耗，活塞组也进行了优化，为此采用以下措施来减少其摩擦：

①表面涂层减少摩擦；

②活塞滑动间隙为55μm；

③第一和第二道活塞环和油环高度分别为1.2m m、1.5m m和2.0m m，并具有较小的切向力；

④活塞火力岸高度为5.8mm。

由于活塞火力岸高度仅为5.8mm，因此只要第一道环槽的温度尽可能低，就能达到HC排放最低的目标。第一道环槽表面进行阳极硬化处理，以提高抗粘连能力，而第一道环则进行氮化处理。

为了适应12MPa的爆发压力，活塞销的直径加大到19mm，而与之相比在自然吸气的1.4L-FSI机型上(爆发压力8.5MPa)只需17mm就足够了。

活塞销孔也进行了优化，采用成型加工，以提高其在有挠曲情况下的承载能力。其润滑油的供应则由连杆大头轴承经过连杆体中的长油道来保证。

为了确保活塞在所有的运转条件下都能保持足够低的温度，采用拧在机油主油道上的喷嘴向活塞热的排气侧喷射机油冷却，同时活塞销座也得到了冷却。

(4)配气正时传动和机油泵传动

随着发动机负荷的提高，TSI汽油机凸轮轴传动齿形链条的销钉经硬化处理，并配用高强度链板，与增大的链条力相匹配。

与1.4L-66kW和1.6L-85kW的FSI汽油机相比，TSI汽油机因采用活塞喷机油冷却和涡轮增压器的需要，机油流量增大，虽仍采用自然吸气1.4L-FSI机型的机油泵，但已通过改变其传动比来满足机油流量增大的需求。为了降低噪声，机油泵采用8mm节距的齿形链条传动，并用一个螺旋扭力弹簧涨紧器来涨紧。

(5)高压燃油泵传动

TSI机型仍通用自然吸气1.4L-FSI机型的高压燃油泵，通过改进油泵凸轮型线以及凸轮最大升程由5m m加大到5.7m m，以加大供油量，并使共轨压力从12MPa提高到15MPa。这将导致油泵挺柱与凸轮之间的接触应力增大，因而采用滚轮挺柱以确保该摩擦副的耐久性(见图29)，而高压燃油泵的驱动扭矩也可降低一半(见图30)。同时，泵油压力提高后必须将压铸铝合金的泵体改为模锻铝合金泵体，可使承载能力提高大约一倍。

(6)有效的低成本曲轴箱通风

机油分离的设计对曲轴箱通风有着重大的影响。该机优化的机油分离器设计方案在机油循环(最大流量可达140L/min)和机油分离(＜1.0g/h)方面获得了良好的结果。以很小的压力损失达到了最佳的机油分离效果，机油通过一根虹吸管连续地回流，完全可以与采用另外附加精细机油分离器系统的效果相媲美，因此在其后续管路中很少有机油沉淀(见图31)。

该机的曲轴箱通风系统在机械增压器前和进气总管上各有一个入口(见图32)，而在通往进气总管管路上的节流孔则可在进气总管真空度高时限制曲轴箱通风的流量，因此可以省掉昂贵的压力调节阀。

曲轴箱通风的控制功能组合在曲轴箱通风阀模块中，该阀模块可以根据增压状况关闭曲轴箱通风管路，同时由通往机械增压器前入口的止回阀脉动的开闭精确地确定泄流量，以保证曲轴箱中的真空度。这样的流动控制和较大的流通截面使得曲轴箱通风部件中具有较小的压差。

将新鲜空气引入发动机是这种曲轴箱通风系统的另一个特点。通过采用以上这些措施，达到了清扫发动机从而清除各种冷凝物的目的。)

(7)双级节温器冷却液调节装置

该发动机采用了双回路冷却循环，这种方法在同一结构系列的自然吸气FSI机型上的应用已被证实是可靠的，而且将废气涡轮增压器的冷却也一并包括在内，并备有一个后续冷却水泵，负责在发动机停机后继续冷却废气涡轮增压器。

选择与冷却水泵合适的泵水量，确保在怠速运转时具有足够的暖机能力，而在额定转速时按需调节泵水量，使冷却管路中具有较高的系统压力。为了确保能够根据温度来开启节温器，调节冷却水的进入温度，采用了一个两级节温器(见图33)。由于第一级的阀盘直径较小，因此能确保正确的开启温度。当其继续打开时，将带动较大直径的阀盘一起开启。而当节温器关闭时，由于随着行程的变化流通截面分挡非常明显，从而能实现正确的关闭功能，有效地防止了在冷却循环中出现高的压力峰值。

(8)带有电磁离合器的冷却水泵

这种型式的冷却水泵除了供应冷却水之外，还集成了机械增压器传动接合/脱开的功能。

在这种分层直喷式汽油机系列中，首次应用VR密封装置(双唇皮碗密封圈)(见图34)替代众所周知的滑动环密封装置。这种VR密封圈的工作原理相当于一种无弹簧径向密封装置，通过一定的支承体由橡胶弹性膜体产生预紧力。其最主要的特点是在耐冷却介质的刮油唇和紧随其后的密封唇之间设置了一个润滑脂储存腔，两个密封唇口与紧套在水泵轴上的淬硬不锈钢轴套相接触运转。

冷却水泵由辅助设备传动的第一级皮带传动，而机械增压器由冷却水泵经其第二级皮带传动，并通过冷却水泵轴上的一个电磁离合器来接合，这是一种双安培匝数的干式电磁离合器，其中长寿命的摩擦片集成在传动皮带轮上(见图35)。当电磁线圈通电时，磁通经过冷却水泵轴上的传动皮带轮到达衔铁(摩擦片)。电磁线圈吸收的最大功率为35kW，由于采用了双安培匝数，使得结构紧凑的离合器能够传递目前所必需的60Nm扭矩。磁通两次从转子到达衔铁，衔铁能在轴上移动，并与冷却水泵传动皮带轮一起旋转。当切断流经电磁线圈的电流后，板簧将衔铁复位，这种离合器由于磨损小且寿命长而几乎无须维修。

(9)两级多V形筋皮带辅助设备传动

该机型辅助设备传动的重要特点是采用两级多V形筋皮带传动(见图36)，从而实现可接合/脱开的机械增压器的传动。它的转速是曲轴转速的4.95倍，由第一级6-V形筋皮带传动发电机、水泵和空调压缩机，再由冷却水泵经第二级5-V形筋皮带传动机械增压器，在冷却水泵的传动皮带轮上集成了上述电磁离合器。这两级皮带传动因采用了持续涨紧的皮带涨紧器而免维护。

在接近怠速运转转速全负荷工况下，皮带传动处于临界状态。在此运转工况范围内，由于双质量飞轮和机械增压器的接入而导致非常高的负荷，转速850r/min时，曲轴产生的扭转角可高达7°。

借助模拟传动设计程序对皮带传动进行模拟计算，并对所形成的传动方案进行评价，结果得到一种带有两个皮带涨紧装置的皮带传动装置，其功能随后用试验方法复核后得到了确认(见图37)。第一个皮带涨紧轮布置在水泵和曲轴之间，并通过双阻尼装置来减少整个皮带传动系统的抖动，而第二个皮带涨紧轮布置在水泵和发电机之间，它具有高阻尼效果，并能进一步消除机械增压器转子惯性的影响。

(10)带有真空罐的罩盖设计

在废气涡轮增压器和发动机之间有一个罩盖，带有一个整体式真空罐(参见图20、21)，其容积为1000cm3，真空度用于操纵充量滚流运动控制阀，与发动机的负荷状况无关。

(11) 机械式增压器

该机的特点是采用双重复合增压系统，除了废气涡轮增压器之外，还有机械式增压器(见图38)及其用调节阀调节的旁通空气回路。机械增压器是一台机械式罗茨压气泵，根据脉谱图由冷却水泵上的电磁离合器来接合/脱开，并只在低于3500r/min的发动机转速工况才运转工作。这种机械增压器的特点是具有内部变速传动机构，串联在一对同步齿轮前。与传统结构型相比，这种内部变速传动机构在保持机械增压器结构紧凑的同时，能够确保更迅速地提升发动机启动和低转速范围内的扭矩。通过发动机辅助设备皮带传动和内部变速传动机构，机械增压器对曲轴的总传动比可达到iges=0.20。

在机械增压器运转工作时，增压压力通过旁通空气回路中的电控调节阀调节，其能够在机械增压器单级增压和废气涡轮单级增压之间无级变换。

机械增压器及其压力侧消声器一起用螺栓直接固定在汽缸体曲轴箱上。机械增压器薄壁壳体外表面布置了许多加强筋，具有非常好的刚度，能够确保壁面与转子之间的间隙最小，不会受到螺栓与壳体连接部件误差状况的影响。除此之外，吸气侧消声器和多V形筋皮带传动的皮带涨紧轮也都用螺栓固定在机械增压器壳体上。

声学设计是机械增压器装置开发中一项重要的任务。机械增压器安装在TSI汽油机朝向乘客车厢的一侧，因此从机械增压器内传出的残余噪声乘客能直接听到。在TSI汽油机上，机械增压器的机械噪声源、空气脉动及其残余脉动噪声的传递都降低到最低程度。因此，采取下列措施来优化机械增压器的声学特性。

①优化啮合参数，如齿形鼓形度、啮合角和螺旋齿侧隙；

② 提高机械增压器内轴的刚度；

③ 有针对性地布置机械增压器壳体上的加强筋。

同时采取下列措施优化机械增压器，以降低空气脉动激励噪声。

① 优化旁通口的布置及其形状；

② 优化进气口和排气口的形状。

为了进一步降低机械增压器的噪声，在其吸气侧和压气侧都安装了宽带消声器(见图39)。吸气侧消声器由玻璃纤维加强尼龙制成，直接用其连接法兰安装在机械增压器上。它是通过摩擦热压焊接而成的簿壁结构件，由九个按亥姆霍兹(Hemhotz)原理串联而成的谐振阻尼腔组成，总容积为840cm3，达到了宽频率范围空气脉动阻尼效果。压气侧消声器采用与吸气侧消声器相同的材料制成，并安装在机械增压器与汽缸体曲轴箱之间的出气口处。虽然该处的空间较小，但采用几部分由摩擦热压焊接而成的簿壁结构件布置了一个有效的消声器，其上面的压力输气管采用插接式方案便于装配。压气侧消声器同样也按照亥姆霍兹(Hemhotz)原理工作的，并由类似的九个腔组成，总的谐振阻尼容积为850cm3，可达到30dB的消声效果。为了进一步减少噪声辐射，将机械增压器和消声器都用护罩罩起来，并且护罩内壁衬有吸音泡沫材料，这种泡沫材料能够提高消声效果，还有四周无缝隙的密封效果。

图40示出了发动机在2000～2500r/min转速范围内机械增压器工作时的噪声辐射。在无降噪措施的情况下，在噪声测试台上测试发动机输出功率情况下的噪声，结果表明机械增压器噪声阶次中可听到音频部分占优势，也就是说在车厢内可听到噪声。通过采取上述各种降噪措施，无论是可听到的音频部分还是机械增压器装置总的噪声辐射都能够有效地被衰减和抑制。

(12)废气涡轮增压器及其隔热板

TSI汽油机的第二个增压装置是废气涡轮增压器(见图41)，带有废气放气阀调节功能，并具有下列结构参数：① 轴颈横截面2.8cm3；② 涡轮叶轮直径45mm；③ 压气机叶轮直径51 m m。将涡轮壳与排气歧管集成为整体式结构件，电动倒拖旁与空气阀连接的法兰与压气机壳铸成一体。

为了使用户能够最大限度充分利用TSI运行的节油潜力，该废气涡轮增压器完全放弃了为降低零部件温度而加浓混合汽的方法，因此其必须在排气温度高达1050℃的情况下仍能保障所有工作能力。为此，对废气涡轮增压器采取了以下适应性措施。

涡轮壳采用类似1.4848的耐高温铸钢铸成，并在开发过程中借助热应力计算进行防热裂优化设计。长期的连续运转已证实这样的优化设计方案是安全可靠的。

涡轮采用MAR246耐高温镍基合金制成。为了提高效率和中间轴承壳体的隔热效果，涡轮背部采用封闭式结构，同时为保证零件的可靠性，中间轴采用X45CrSi9.3合金钢。中间轴与涡轮之间采用电弧焊接工艺连接，中间轴直径较粗，不仅具有较小的热节流，而且能确保足够的连接强度。

调节废气放气阀的阀盘杠杆由INCO713C镍基合金钢制成，能够达到所期望的高温耐久性。为了改善冷却效果，中间轴承壳体采用水冷却，并且冷却水腔具有较大的横截面，同时靠近密封环座。涡轮壳与中间轴承壳体之间的隔热装置可防止轴承装置过热和结焦。高达1050℃的废气温度对涡轮增压器外围设备有着巨大的影响，为此专门开发了一种三层隔热板(参见图20)，除了其中间层能隔热外，通过减少其自身的振动也能有效地降低噪声，并通过汽车试验优化隔热板的几何形状，提高辐射屏蔽并阻止热空气流动。

(13)进气空气管路

进气管是用PA6 GF30玻璃纤维(含量30%)加强尼龙做成的双联注塑件，其底部是滚流阀-燃油共轨模块，有由滚流阀操纵的空气通道和高压燃油共轨通道，其基本方案与1.6L/85kW的FSI汽油机相同(参见图13)。而燃油高压传感器和限压阀是专门为这种共轨燃油压力提高到15MPa的TSI汽油机而开发的，并且由于增压后充气量增大而加大了滚流阀。

为了在所有进气管道中都能让空气获得均匀稳定的流动，空气管路经过循环空气流动计算后设计成了三角形的空气管路布置型式(见图42)。为了减少噪声辐射，灵活设计空气管路布置型式，管路连接安全可靠并便于装配，这些连接管都采用PA6 GF30玻璃纤维加强尼龙注塑件。

由于对废气涡轮增压器前压力管的接合和密封的要求很高，因此必须考虑整机空气管路、废气涡轮增压器、进气管和汽缸盖的公差及其零件的热膨胀，采用一种半圆形连接夹箍作为解决方案，其能够用螺钉固定在许多位置上，对角度和长度误差都不敏感。(未完待续)