(接上期)

(11)机械增压器

新的TSl汽油机独特的特点是双重复合增压系统，除了废气涡轮增压器之外。还备有机械增压器和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。是根据脉谱图由冷却水泵上的电磁离合器来接合的，并只在3500r／min以下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，它串联在一对同步齿轮之前(图194)。与传统的结构型式相比，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起动和低转速范围的扭矩。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i_ges=0.20。

在机械增庄器运转工作时，增压压力是通过旁通空气回路中的电控调节阀调节的，它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气缸体曲轴箱上，而吸气侧消声器和多V形筋皮带传动的皮带张紧轮则用螺栓固定在机械增压器壳体上。机械增压器壳体的结构设计能够确保其壁面与转子之间的间隙最小，而不会受到用螺栓与壳体连接在一起的部件误差状况的影响。

声学设计是机械增压器装置开发中的重要任务。机械增压器安装在TSI汽油机朝向乘客车厢的一侧，因此从机械增压器范围内传出的残余噪声，乘客是能直接感觉出来的。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了最低程度。为此，采取下列措施来优化机械增压器的声学特性：优化啮合参数，例如：齿形鼓形度、啮合角和螺旋齿侧隙；提高机械增压器内轴的刚度；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(图195)。吸气侧消声器用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)原理串联的谐振阻尼腔组成，总容积为8400m3，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气缸体曲轴箱之间的出气口。虽然该处的空间较小，但通过采用由几部分摩擦热压焊接而成的簿壁结构件布置下了一个有效的消声器，而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是采用亥姆霍兹(Hemhotz)原理工作的，并类似由九个腔组成，总的谐振阻尼容积为850cm³可达到高达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，还能起到四周无缝隙的密封效果。

图196示出了在机械增压器工作时发动机在2000-2500r／min转速范围内的噪声辐射。在噪声测试台上在发动机输出功率的情况下进行噪声测试，结果表明机械增压器噪声阶次的音频部分占主要成分，而且在汽车车厢内可以听得到这种噪声的干扰。通过采取上述各种降噪措施，无论是音频部分还是机械增压器装置总的噪声辐射，除了在动态接合运转范围内有针对性的残余部分之外，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

新的TSI汽油机的第二个增压装置是废气涡轮增压器(图197)，并带有废气放气阀调节，具有下列规格：

①轴颈横截面2.8cm³；

②涡轮叶轮直径45mm³

③压气机叶轮直径51mm。

将涡轮壳与排气歧管集成为整体式结构件，而电控倒拖旁通空气阀的连接法兰与压气机壳做成一体。

为了使用户能够充分利用TSI运行的节油潜力，还放弃了使用受零件温度影响的润滑脂，但涡轮增压器必须在废气温度高迭1050℃的情况下仍能保障所有的工作能力，因此对废气涡轮增压器采取了以下所介绍的适应性措施。

涡轮壳用类似于1.4848的耐高温铸钢制成。在开发过程中，借助于热应力计算进行了防开裂的优化设计，长期连续运转已经证实这样的优化设计方案是安全可靠的。

涡轮用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，并且为使零件具有足够的可靠性，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，并且中间轴具有较小的热节流，以便通过较大的壁厚确保足够的连接强度。

调节废气放气阀的阀盘杠杆采用INC0713C镍基合金钢制成，达到了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。而且靠近密封环座。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。除了其中问层能隔热之外，通过减少其自身振动，也有效地降低了噪声。隔热板的几何形状根据辐射屏蔽和阻止热空气流动的效果经汽车试验来优化，这也是新的TSI汽油机设计的组成部分。

(13)进气空气管路

进气管是用PA6 GF30尼龙做成的双联注塑件，其底部具有由滚流阀操纵的空气导向和高压燃油共轨，其基本方案与1.6L/85kW的FSI汽油机相同，而燃油高压传感器和限压阀是专门为共轨燃油压力高达15MPa的新TSI汽油机开发的，并且因负荷增大而加大了滚流阀。

为了在所有的进气管道中都能够获得均匀稳定的流动，经过循环空气的流动计算后得到了三角形的空气管路布置型式(图198)。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，因此必须考虑到整机空气管路、废气涡轮增压器、进气管和气缸盖的误差及其零件的热膨胀，为此选择了一种半圆形连接瓦作为解决方案。这种连接方式能够用螺钉固定在多种位置上，对角度和长度误差都不敏感。

15.4复合增压装置的运行状况

在不考虑低速扭矩的情况下，废气涡轮增压非常适合于在适当的排气背压下获得高的比功率，而机械增压首先由于其具有良好的响应特性已应用于低转速场合。若废气涡轮增压附加机械增压作为辅助，就能将两者的优点结合起来，彼此相互取长补短，其基本原理已众所周知，图199是这种复合增压系统的工作原理示意图。

为了使机械增压器能够接合和脱开。在冷却水泵模块中集成了一个电磁离合

器。机械增压器由曲轴通过皮带传动，在低转速范围内，当需要辅助废气涡轮增压器时就接合运转，而在高转速工况下废气涡轮增压器能够独立提供足够的增压压力，因而此时调节阀打开。机械增压器脱开停止运转。

在稳态运转的情况下。只有在2400r／min以下的高负荷范围内才需要机械增压器运转工作。因为在此运转范围内。根据所选择的挡位不同，废气涡轮增压器总是有所延迟才能达到其额定的增压压力，需要机械增压器较长时间地接入工作，但最迟当发动机转速达到3500r/min时就脱开停止工作。而与此同时。废气涡轮增压器就开始从助力运转状态逐渐动态过渡到全负荷运转。并单独提供所需要的增压压力。在该转速时，机械增压器在5：1速比下达到其最高转速18000r/min。

由于采用了这两种增压方法的组合。废气涡轮的流通能力可以设计得较大，从而降低发动机的排气背压。但是，另一方面还应兼顾到尽可能使机械增压器的接合频率低一些，接合运转持续时间短一些，以免增加其增压运行所消耗的传动功率而使燃油耗提高得太多。除此之外，还必须确保在稳态运转和动态转换时发动机扭矩特性曲线的连续。

稳态全负荷时的最大增压比大约为2.5，出现在发动机1500r／min转速时，此时废气涡轮增压器和机械增压器处在大约相同的压比下运转(图200)。而与之相比，无机械增压辅助的涡轮增压汽油机在该运转工况下所能达到的增压压比就要小得多。由于有机械增压的辅助，在低转速范围内进气空气流量大大提高，废气涡轮也就能够获得较多的废气能量，因而有助于提高废气涡轮增压器压气机的工作能力。这样就能够尽早地打开旁通道减轻机械增压器的负荷，因此机械增压器的运行范围只局限于万有特性曲线场中很小的范围内，并且在大多数情况下功率消耗是很少的。

废气涡轮增压器是这样设计的，即使其在发动机低转速范围内的全负荷运行线靠近压气机的喘振线(图201)，此时压气机已经具有较高的效率，并有助于废气涡轮增压器获得顺畅的加速性能，而在2000r／min以下的发动机转速范围内，废气涡轮增压器和机械增压器的总增压比能使前者的压气机远离喘振线。单级涡轮增压因其压气机运行范围有限而不适合于力争要达到的全负荷目标值，但由于有了机械增压器的辅助。因此就能够将涡轮增压器设计得在标定功率时具有高的效率，从而使其增压压力和排气背压水平都较低，并使涡轮增压器具有幅度较大的海拔高度储备。

图202示出的是在发动机试验台上模拟转速升高时所测得的瞬态扭矩提升曲线，这大约相当于在汽车挂第3挡时的全负荷加速过程。在没有机械增压器辅助而由废气涡轮增压器单级增压的情况下，大约在0.5s以后进气管中才能建立起规定的压力，而扭矩目标值(100％)在大约4.8s以后才能达到。除了增压压力建立迟缓之外，由于废气涡轮增压器动力学方面的原因所导致的扭矩提升的不连续性，使司机感觉到很不舒服。而在与机械增压器共同工作的情况下，这种运行特性基本上得到了改变。一旦机械增压器接入工作，就有助于进气管压力的提升，因而扭矩特性曲线提升的梯度也要比在废气涡轮增压器单级增压时陡得多，而且这样的提升梯度一直保持到进气管中达到规定的压力为止，并且扭矩特性曲线的提升—直达到目标扭矩为止都是连续的。因此这种增压发动机的运转在主观上感觉起来就好像是排量大得多的自然吸气发动机一样。

15.5增压空气冷却

增压空气冷却器与水箱和空调冷凝器组成模块式结构，充分利用了汽车正前方的空间。由于采用了高效率的增压空气冷却器，增压空气从废气涡轮增压器压气机一直到节气门这一段路程上被冷却到只比环境温度高5℃，这样就能够将25℃进气温度作为基本设计参数，因此发动机能够在宽广的万有特性曲线场范围内以燃油耗最佳的点火正时运转。

由于将扭矩特性曲线设计得从1750r/min起就达到最大值240N·m，并选择了表2中所示的变速器速比，因此能够在获得非常突出的燃油耗的同时具有优良的动力性。图203上给出了该机型搭载于大众高尔夫(Golf)轿车在标准欧洲行驶循环(NEFZ)中5挡和6挡的换挡加速性(80-120km／h)及其燃油耗。从图中可以清楚地看到，与排量较大的发动机相比，1.4L-TSI汽油机在具有最佳加速性的同时，仅7.2L／100km的燃油耗也是最低的。而且与其它竞争机型相比，功率为125kW的TSI汽油机的燃油耗已成为轿车汽油机发展中的里程碑(图204)。

15.6喷油和燃烧过程

1.4L-TSI直喷式汽油机缸径为76.5mm，行程为75.6mm，具有一个十分紧凑的燃烧室，在气缸盖一侧呈屋顶形，火花塞中央布置，活塞顶上有一个浅而宽大的凹坑。这种燃烧室的基本几何形状具有最佳的抗爆性，即使增压压力高达0.25MPa也能采用10：1的压缩比，从而能够获得超群的发动机性能指标：

平均有效压力　2.16MPa

比扭矩

172.6Nm／L

比功率

90kwg／L

1.4L-TSI增压直喷式汽油机采用了在FSI自然吸气直喷式汽油机上早已应用的充量运动滚流阀。该阀位于进气道下部，起作用的时候将进气道流通截面关闭50％，所产生的充量运动滚流强度适合于在发动机整个万有特性场范围内获得尽可能最佳的燃烧速度。从大约2800r／min转速起滚流阀完全打开，进气道获得全部的流通横截面，两个进气道都设计得能够随着转速的升高不断的优化流动而得到高的气缸充气量来实现125kW的目标功率。

在1.4L-TSI直喷式汽油机上，为了加热催化器。采用了两次喷油策略，即在进气行程期间的第一次较早的喷油和在点火上止点前(大约50°曲轴转角)的第二次较晚的喷油(图205)。为了能够在确保发动机具有良好的运转平稳性的情况下获得尽可能大的废气热流所必需的极其晚的点火角，精确地确定空气运动参数、活塞顶燃烧室凹坑几何形状和高压喷油器油束形状是十分重要的。

在1.4L-TSI汽油机上第一次采用了具有6个喷孔的多孔式喷油器(图206)。与FSI汽油机一样，该喷油器布置在进气道与气缸盖密封平面之间的进气道一侧。这种6孔高压喷油器的单个油束几乎可以自由选择布置形式，能够形成不同于传统旋流式喷油器的燃油束结构形状。特别是避免了进气行程期间早期喷油沾湿已打开的进气门，有利于获得更好的空气一燃油混合汽均质化，从而减少HC排放和循环波动。

用大众公司自制的压力罐拍摄的雾化油束照片(图207)可以清楚地看出，无论是在侧视图还是正视图上，这种6孔高压喷油器形成的是单个油束。由于喷孔的独特的几何形状，成功地减小了油束的贯穿度，能够有效地避免燃油沾湿燃烧室表面，这特

别有助于降低发动机冷态时的原始排放。

此外，图206上示出了应用激光感应荧光测试技术(LIF)拍摄到的在加热催化器条件下在燃油束激光截面(距离喷油器顶端30mm处)上液态和汽态燃油的分布状况，可以清楚地看出在6个分支油束中燃油的浓度较高，而在整个油束的中间不断地进行着燃油一空气混合汽的均质化。单个油束良好的局部均质化和合适的贯穿度的组合，为采用活塞顶壁面导向的第二次喷油进行上述介绍的催化器加热过程时发动机平稳运转并降低原始排放提供了前提条件。

从怠速运转一直到90kW／L升功率最大功率运行工况，形成了从最小到最大喷油量的非常大的跨度，为了使得在怠速运转时的最短喷油持续时间大于喷油器容许的最短喷油时间，并保证油束足够的雾化从而获得良好的混合汽形成，要求以6MPa的喷油压力喷射。而为了在全负荷条件下获得较低的排放和燃油耗，一方面喷油不能太早，以便保持喷到活塞顶上的油量尽可能少，另一方面又必须从喷油结束到燃烧开始为混合汽准备留有足够的时间，因而特别是在高转速工况下喷油持续期在时间上受到限制，因此通过将喷油压力提高到15MPa来达到。

由于采用了上述所介绍的这些措施，从而获得了图208所示的燃油耗特性曲线场，在宽广的范围内具有非常低的比油耗值，其中燃油耗的最佳点为235g／kWh处于相当突出的水平。图中示出的公路行驶部分负荷曲线表明，即使在汽车高速行驶工况下发动机仍工作在比油耗极低的运转工况点上。

15.7发动机控制

新的TSl增压直喷式汽油机所用的电子控制系统是由大众公司在批量生产中用于FSf自然吸气直喷式汽油机的电控单元进一步开发而成。这种发动机电控系统是一种传感器导向的控制系统，并借助于压力传感器来采集发动机充气的信息。同时，在这种复合增压直喷式汽油机上第一次应用了相位可调节的进气凸轮轴，并且进气空气需求量的变化幅度较大。这些都必须以精确的建模和充气模型的调节作为前提条件。

在MED9.5.10电控系统的扭矩控制结构中。司机所要求的扭矩值是由对应的空气质量换算成额定的进气管压力。在自然吸气运转情况下该额定值仅仅只由节气门和进气凸轮轴相位调节器来调节，而在增压运转情况下还取决于机械增压器及其电磁离合器和调节阀，以及废气涡轮增压器的废气放气阀的相互配合。

由于相对于机械增压而言废气涡轮增压在能量利用方面更为有利，因此在所要求的增压压力下，通常首先要检验废气涡轮增压器是否能够单独提供所要求的增压压力，如果废气涡轮增压器不能单独提供所要求的空气质量，就根据模型要求附加接入机械增压器。在发动机电控单元的增压压力模型中，借助于质量流量对涡轮增压器的冷端(压气机)热端(涡轮机)进行效率修正计算，例如考虑到通过废气放气阀的放气量。同时，借助于机械增压器效率，在考虑到机械增压器调节阀的情况下算出由机械增压器提供的增压份额。通过精确地识别这两种增压装置的增压度来确定需要参加工作的有关执行器的参数和发动机运转的基本参数。

(1)机械增压器离合器的控制

机械增压器是通过与冷却水泵组合成模块的电磁离合器来接合或脱开的。为了兼顾到用户舒适性的要求，非常重视电磁离合器瞬时无冲击的接合或脱开。此时，除了机械增压器消耗的扭矩之外，还必须考虑到离合器空气隙因摩擦片磨损而发生的变化。若要满足如此高的要求，这就取决于离台器内部电磁线圈在时间上的精确调节控制，这由电控单元发出的脉冲信号宽度调制来达到。电磁离合器空气隙大小的差异由附加的电流测量来识别，从而确定离合器接合的精确时刻。借助于自适应程序来考虑这些用于电磁离合器接合或脱开的修正量数据。由于必须要确保机械增压器的运转转速不能超过其允许的最高转速18000r／min，因此在控制电磁离合器的相应软件模块中集成有脱开和诊断策略程序。

机械增压器的工作能力及其后的增压压力是由其调节阀来调节的。当机械增压器工作运转时，调节阀关闭，空气滤清器后的进气空气就改为流向机械增压器。

在低转速范围内也要能迅速地提升增压压力是新的TSI直喷式汽油机的重要开发目标(图209)。增压压力的提升直接受到，调节阀关闭速度的影响。当需要机械增压器达到最大工作能力时，该调节阀能够在0.2s内关闭。此时。必须将调节阀的关闭和机械增压器的接合工作相互调整得在时间上精确地重合，从而在任何时刻都不会出现增压压力的跌落，以至于司机感觉不出有任何扭矩的损失。

(2)废气涡轮增压器的调节

废气涡轮增压器是通过改变进入涡轮机的废气质量流量来调节的，涡轮机的工作能力要匹配得适合于运转工况点的需要。所必需的涡轮机的工作能力直接取决于压气机的工作能力，而后者在电控单元内部的计算模型中是由所需的压气机压比和效率特性曲线场算出的。

当废气涡轮增压器必须要在最大工作能力下运转的时候，通过压力膜盒中的弹簧将废气放气阀关闭，此时由发动机提供的全部的废气质量流量流经涡轮机。同样。当废气涡轮增压器所需的工作能力降低的时候，通过电控单元中涡轮侧的计算模型借助于效率算出必需流经涡轮的废气质量流量、废气放气阀的额定位置及其行程阀的控制信号，再由行程阀将废气放气阀压力膜盒中调节到相应的压力，从而将废气放气阀调节到所希望的位置。为了控制倒拖旁通空气电磁阀，必须对废气涡轮增压器前后的压力进行分析。与普通的单级增压发动机的压气机进气侧差不多，接近环境压力不同，在TS]汽油机上，在机械增压器运转工作期间废气涡轮增压器较晚达到喘振极限，这种新的要求已经通过修改迄今为止现有的批量生产应用的软件功能来达到。

15.8废气排放控制措施

由于采用了铸钢排气歧管和为这个目的而专门开发的催化器涂层，TSI汽油机能够长期在废气涡轮增压器前高达1050℃的废气温度下运转，这样具有所选择的6挡速比的高尔夫轿车就能够应用λ=1的均质混合汽以高达200km／h的车速行驶。因此，这种TSI汽油机在高负荷工况下也能够采用以化学计量比均质混合汽运转的稳定耐用的燃烧过程，应用像前置催化器氧传感器那样简易的两点跃变式氧传感器。

像大众公司FSI自然吸气汽油机一样，新的1.4L-TSI增压直喷式汽油机也采用高压喷油起动。当燃油系统中的压力达到大约2.5MPa时，才开始进行第一次喷油，因此即使发动机尚处于冷态，但由于其已经具有良好的混合汽准备，只需要较少的油量就能顺利起动，从而获得了较低的原始排放。汽油直接喷射能够采用双次喷射使催化器迅速地热起来，并将废气涡轮增压器与催化器之间的排气连接管采用空气隙绝热的双层排气管，部分补偿了通过废气涡轮增压器的温度损失。

通过上述各种降低排放措施的综合效果，使1.4L-TSl增压直喷式汽油机能够可靠而低成本地达到欧4排放标准要求。

大众公司在1.4L-TSI-125kW直喷式汽油机上，首次在大批量生产中采用了废气涡轮一机械复合增压，使汽油直接喷射技术得到了进一步的发展。通过发动机小型化、缸内汽油直接喷射和增压的组合应用。使这种汽油机获得了卓越的性能，首次搭载于高尔夫GTI轿车上，特别是在福克斯(Focus)轿车上树立起了低燃油耗、驾驶乐趣和行驶舒适性的新标准。高尔夫GTI轿车的NEFZ行驶循环燃油耗只有7.2L／100km，在125kW功率等级的轿车中是独一无二的，而令人折服的是扭矩特性曲线在1750—4500r／min的转速范围内保持不变的最大扭矩高达240N·m，从而获得了卓越的驾驶动力性。达到如此丰满的扭矩特性曲线是通过废气涡轮增压器与机械增压器的绝妙组合而达到的。这些部件之间相互协调的精确配合能够通过大众公司自行开发的调整和匹配策略进行广泛的功能开发来解决。在满足苛刻的排放法规要求的同时，获得了高的动力性和非常优良的燃油经济性，为大众公司的这些新车型的未来提供了绝佳的机遇。(连载完)