大眾公司EA113系列2.0L-FSI燃油分層直噴式汽油機詳解(一)

◆文/江蘇 范明強

2003年大眾公司在1.8L-5V-92kW進氣道噴射汽油機的基礎上為第2代奧迪(Audi)A3和A4轎車開發了一種新型橫置式2.0L-4V-FSI分層直接噴射汽油機，除了將發動機功率由92kW增加到110kW使汽車的動力性得到了顯著提高外，還使汽車燃油耗降低了大約1L/100km，同時更加舒適，并達到了當時歐洲實施的歐Ⅳ廢氣排放標準。

這種采用汽油分層直接噴射(FSI)技術的直列4缸4氣門汽油機成功地解決了傳統汽車在功率、舒適性和燃油耗之間的目標沖突，表明汽油分層直接噴射技術始終是提高汽油機燃燒效率潛力最大的一種技術措施。

2004年，大眾公司在這種EA113汽油機系列平臺基礎上又開發出了世界上第一臺渦輪增壓缸內直接噴射2.0L-TFSI汽油機，功率為195kW，扭矩為350Nm。

2010年，為了給奧迪運動型轎車配備動力性能更好的汽油發動機，又將上述渦輪增壓2.0L-TFSI燃油分層直噴式汽油機的燃油過程移植到奧迪直列5缸自然吸氣2.5L-MPI多點氣門口噴射汽油機上，成功地開發出了功率250kW，扭矩450Nm的2.5L-TFSI增壓燃油分層直噴式汽油機。本文將詳細介紹4缸自然吸氣2.0L-FSI燃油分層直噴式汽油機和5缸渦輪增壓2.5L-TFSI燃油分層直噴式汽油機。

一、自然吸氣2.0L-FSI燃油分層直噴式汽油機

2.0 L-4 V-F S I分層直接噴射汽油機是在1.8L-5V-MPI進氣道噴射汽油機(D=81mm，S=86.4mm)的基礎上加大缸徑和行程重新開發而成的，使行程與缸徑之比從1.067加大到1.125。

在對5氣門(5V)汽缸蓋進行詳細試驗研究后，經過方案的仔細比較，并對幾種不同的燃燒方法進行分析，最終專門為空氣引導的分層直接噴射燃燒過程設計了一種新的4氣門(4V)汽缸蓋，可以應用于橫置式和縱置式的自然吸氣、增壓的直列式和V形汽油機上，并能在全球進行低成本、大批量生產。

為了平衡直列4缸發動機產生振動的二階慣性力，并避免曲柄連桿機構的振動，在油底殼中集成了一套平衡軸傳動機構，從而減輕了這種直列4缸發動機結構型式所固有的振動缺陷，使汽車的舒適性得到了明顯的改善。

表1列出了這種2.0L-FSI燃油分層直噴式汽油機最重要的尺寸和技術數據。該機的曲柄連桿機構是以久經考驗的EA113系列汽油機為基礎重新進行設計的。為了滿足汽油直接噴射的要求，開發了全新的4氣門滾輪式搖臂汽缸蓋，它是今后大眾公司設計新一代轎車直噴式汽油機系列的基礎。

為方便對比，表1中同時列出了2.0L-TFSI增壓機型的數據。

1.汽缸蓋及其配氣傳動機構

這種雙頂置凸輪軸汽油機像所有大眾直列式汽油機一樣，將配氣傳動機構設計成前端用齒形皮帶直接驅動排氣凸輪軸，再由排氣凸輪軸后端(變速器端)的鏈輪通過一條9.5mm寬的套筒鏈條傳動進氣凸輪軸。齒形皮帶采用一個機械式高阻尼漲緊裝置來漲緊，同時由于與5氣門汽缸蓋相比4氣門汽缸蓋承受著更大的交變扭矩，并且進氣凸輪軸后端還帶有驅動高壓燃油泵(HDP)的凸輪傳動機構，因此要求齒形皮帶傳動具有更高的動態性能。但是，在功能相同的情況下，與液壓漲緊裝置相比，機械式漲緊裝置的成本較低。

安裝在排氣凸輪軸后端的葉輪式凸輪軸相位調節器通過一根短鏈條可連續改變進氣凸輪的配氣相位多達42°曲軸轉角。進氣凸輪軸后端通過凸輪和杯狀挺柱來驅動高壓燃油泵，這些部件都裝配在一個模塊化殼體中，而該殼體則安裝在汽缸蓋后端(變速器端)，其中還裝有控制凸輪軸相位調節器的機油控制閥。在橫置式發動機上，高壓燃油泵安裝在進氣凸輪軸后端，有利于避免受到排氣歧管和催化轉化器的熱損害。

在空氣引導的汽油分層直接噴射燃燒過程中，汽缸蓋中的燃燒室、氣門夾角、中央布置的火花塞位置和噴油器的位置都起著決定性的作用(見圖1、圖2)。由于考慮到尚無成熟的汽缸蓋生產線，因此該機的汽缸蓋可以從里到外進行全新的優化設計。

燃燒室設計的目標在于：一方面要使進排氣門具有較大的直徑以實現有效地換氣，另一方面要為高壓噴油器的布置留有足夠的空間和自由度，并能獲得適合空氣引導燃燒過程的燃油束。

由于總體結構設計的需要，汽缸蓋采用了進排氣門不對稱布置的45°氣門夾角，其主要設計特點是：①采用滾輪式搖臂和內裝式液壓挺柱，實現免維修和低噪聲的氣門傳動，并減小了汽缸蓋的寬度(特別適用于V型發動機)；②進氣道傾斜角30°(見圖3)；③進氣道直徑41mm，獲得了高的充氣效率，并能產生必需的滾流；④汽缸蓋螺栓間距保持不變，并決定重新開發有利于降低成本的整體式汽缸蓋；⑤冷卻熱負荷高的氣門間鼻梁區域的冷卻水套，機油通道具有足夠的橫截面積，并具有從汽缸蓋向下回油的通道。

該機的汽缸蓋采用AlSiMg(Cu)10Wa合金材料硬模鑄造而成，除了冷卻水套泥芯采用熱芯盒制造外，其余的全都采用冷芯盒制成，開發出了適用于燃油分層直接噴射燃燒過程的汽缸蓋鑄造方案，特別是在氣道泥芯腳定位精度和燃燒室表面輪廓形狀誤差等方面比進氣道噴射燃燒過程的要求要高很多，因此汽缸蓋毛坯燃燒室和氣道的位置要100%進行測量。其余模具的輪廓形狀與CAD數據進行比較，然后再在發動機廠的柔性加工設備上進行加工，其中進排氣道則采用一種可控制的仿形銑刀加工，并在進氣道中銑出安裝產生滾流的氣道隔板槽，將進氣道按4:6的比例分隔成上下兩部分。從圖3可以清楚地看出進氣道設計的高品質，這是4氣門燃油分層直接噴射發動機獲得優良的混合汽均質化和良好抗爆性的前提條件。

兩個進氣門的直徑為33.85mm，基本上是由火花塞的中央位置、噴油器穿入燃燒室位置和82.5mm汽缸直徑所決定的。因此，在方案設計時就已經進行了汽缸蓋溫度分布的計算，以便首先了解排氣側的氣門鼻梁區的最高溫度，并采取讓冷卻水套盡量靠近該部位的設計措施來進行優化，最終使得排氣門鼻梁區域的最高溫度降低了35℃(見圖4)。

除此之外，燃燒室的熱耐久性和抗熱沖擊耐久性都取決于硬模鑄造，金相組織中樹枝狀晶體的形狀和尺寸對此起著決定性的作用，這一點同樣也適用于未來的廢氣渦輪增壓發動機。

氣門傳動機構的數據及其與5氣門汽缸蓋的對比見表2和圖5。從所提供的技術數據可以看出,與5氣門汽缸蓋相比，4氣門汽缸蓋的進氣門具有較大的升程和開啟橫截面積，并且因采用滾輪隨動件而具有較小的摩擦，因此即使帶有驅動高壓燃油泵的二級鏈傳動，其平均摩擦壓力仍處于分布帶的下部范圍(見圖6)，這是通過仔細確定鏈條漲緊器、縮小鏈輪齒距公差范圍和凸輪軸軸承蓋梯子形框架的精確定位等措施降低摩擦而達到的。雖然采用滾輪式搖臂使側向推力有所提高，但為了獲得較大的進氣道橫截面積，因此進氣門導管尺寸相對比較短，并采用粉末冶金材料制成。排氣門導管也采用粉末冶金材料制成，在全負荷排氣溫度提高的情況下，有助于減少磨損和提高可靠性。滾輪式搖臂的質量已經優化，為了降低成本并采用鋼板沖壓而成。

表2 氣門傳動機構技術數據

該機型的進排氣凸輪軸都采用裝配式凸輪軸，與鑄造凸輪軸相比，其質量減輕了1.2kg。其凸輪、軸端件、鏈輪和傳感器信號輪等所有零件都是成型后壓配在芯軸上的。

葉輪式凸輪軸相位調節器、鏈條漲緊器和潤滑高壓燃油泵凸輪的機油噴嘴機油壓力供應的問題不太容易解決。為了確保葉輪式凸輪軸相位調節器的調節功能，并保證具有高的調節速度，同時避免出現高的機油壓力峰值，在汽缸蓋中單獨為凸輪軸相位調節器設置了一條機油供應通道，并開發了一種片式機油止回閥。

圖7示出了供油量可按實際需要調節的HDP 2型高壓燃油泵的橫剖面。與傳統的多柱塞燃油泵相比，這種燃油泵具有較輕的質量、較小的外形尺寸和較高的效率。

該機型采用了整體式凸輪軸軸承蓋梯形框架，與單個凸輪軸軸承蓋相比，雖然質量、零件成本和汽缸蓋總成的高度都略有增加，但是在汽缸蓋噪音和汽缸蓋罩的密封性(避免了三面階梯形密封)等方面都具有明顯的優越性。這種整體式凸輪軸軸承蓋梯子形框架采用AlSi12Cui鋁合金材料壓鑄而成，其上方有一塊表面噴涂乙烯脂-2—氯乙烯醚—橡膠(ACM)的防濺隔板，它直接集成在汽缸蓋罩上。汽缸蓋罩采用35%玻璃纖維加強尼龍66(PA6.6 GF35)制成，其上集成有緊固螺釘、迷宮式機油分離器、虹吸管、曲軸箱通風壓力調節器和機油密封蓋等(見圖8)。

值得一提的是，該機型根據獲得最佳功能和最低成本的原則，為汽缸蓋及其單個部件和零件運用了完全不同的密封方案，分別是：①整體式凸輪軸軸承蓋梯形框架與汽缸蓋之間采用液態厭氧膠密封；②汽缸蓋罩模塊殼體與汽缸蓋之間采用單層雙卷邊網狀壓力密封帶；③汽缸蓋密封墊采用帶固定層和表面涂層的多層密封墊片。

與5氣門汽缸蓋方案相比，該機型的4氣門汽缸蓋為優化高壓噴油器的位置、火花塞的中央布置和通過選擇氣門夾角優化燃燒室提供了很多結構設計上的自由度，從而能夠獲得優良的空氣引導燃燒過程，降低了制造成本，減輕了發動機總質量(減輕1.2kg)，并汽缸蓋上的摩擦降低了40%～60%。

2.活塞和連桿

該機型曲柄連桿機構的設計通過廣泛的計算和試驗臺架上的測試，對強度、質量和成本進行了優化，同時降低了摩擦、機油耗、曲軸箱通風量和磨損。

活塞用高耐熱鋁合金鑄造而成。活塞銷座內側的幾何形狀與梯形連桿小頭相配。活塞頂部形狀直接鑄出以減輕質量，并用機油噴嘴噴油冷卻，活塞裙部涂有石墨涂層。刮油環槽在壓力側及其對側各占有兩個機油回油孔。

該機型的汽油直接噴射燃燒過程是通過活塞頂燃燒室的特殊形狀將空氣燃油混合汽向上引導到火花塞，而混合汽形成階段這種方向性充量流動的產生和引導是由活塞頂面的凸起實現的。但是，在混合汽燃燒階段卻導致了高的熱量積累，而且由于不均勻的分布又導致了較長而不均勻的熱流途徑，從而導致了較高的活塞頂溫度，特別是燃燒室凸起和凹陷的邊緣。圖9示出了該機型活塞經過優化以后測得的溫度場。

連桿由模鍛而成，大頭部分采用漲裂工藝進行分離和定位，幾何形狀與2.0L-5VMPI-92kW進氣道噴射汽油機相同，而材料由C70S6BY改為33MnVS4-BY型合金鋼(見表3)。這種新材料的屈服極限和拉伸強度都有所提高，為將來進一步提高發動機性能提供了強度儲備。

表3 連桿材料規格

3.汽缸體曲軸箱和機油濾清器模塊

1.8L-5V進氣道噴射汽油機采用頂面開口式壓鑄鋁汽缸體曲軸箱，并鑲有灰鑄鐵汽缸套，而2.0L-4V-FSI汽油機在缸心距88.0mm保持不變的情況下，汽缸直徑從81.0mm加大到82.5mm，汽缸間的鼻梁厚度只有5.5mm。同時，考慮到發動機負荷增大，將汽缸體曲軸箱設計成頂面封閉式結構，采用砂型-泥芯工藝鑄造，并鑲鑄灰鑄鐵汽缸套，而汽缸間鼻梁中的冷卻水通道則采用銑出冷卻水縫隙后，從汽缸體頂面插入一塊鋁片，再由電子束焊接的方法來形成。

為了減輕質量和降低成本，大眾公司開發了一種新型濾清器模塊，它用PA6.6尼龍制成，并具有以下多種功能：①機油濾清；②機油冷卻；③汽缸體曲軸箱通風以及油霧和機油的輔助分離；④可防止用戶維護保養時機油從濾清器杯內流出；⑤調節機油壓力；⑥安裝回油止回閥；⑦機油濾清器和機油冷卻器旁通閥；⑧安裝機油壓力開關。其幾何尺寸和零件均適合于現有直列4缸汽油機的結構空間，其中機油冷卻器為層疊板狀結構型式，冷卻能力提高了36%，冷卻水直接從汽缸體曲軸箱冷卻水套經過機油模塊引入冷卻器，因此在發動機暖機階段機油被較熱的水加熱，而在正常運轉時由較冷的水冷卻。

汽缸體曲軸箱通風裝置由一個容積式機油粗分離器和一個串聯的迷宮式機油細分離器組成，被分離出來的機油各自經過汽缸體曲軸箱中的通道導入油底殼機油油面以下。

通過零件功能的集成和預裝配減少了接口的數量，并降低了發動機廠檢驗、裝配和后勤管理的成本。雖然對性能的要求提高了，但由于材料改用了PA6.6尼龍，質量減輕了大約300g，改善了用戶維護保養的條件。

4.平衡機構

為了明顯地減少低頻振動的影響，在2.0L-4V-FSI汽油機上先考慮了平衡機構。圖10示出了這種平衡軸裝置的結構，它能夠在整個轉速范圍內將車廂中的聲壓級噪聲降低5～10dB(A)。

雖然因這種FSI汽油機活塞的質量增加而使二階慣性力有所增大，但其平衡機構仍能通用奧迪A4轎車上2.0L-5V-MPI進氣道噴射汽油機平衡機構的零件，只不過為降低嚙合沖擊和噪聲，將傳動軸上的齒輪重新設計剖分成兩半并彈性漲緊組合的結構型式。同時考慮到與MPI汽油機相比，FSI汽油機的汽缸壓力曲線及其壓力升高率已有所變化，因此對平衡軸傳動機構中的鏈條漲緊器機油止回閥重新進行了優化。

5.進氣模塊

圖11示出了進氣模塊的所有零件，其中進氣管道主要由下件、內件、中件和上件組合而成。進氣模塊采用PA6尼龍材料制成，通過在其下側面上有針對性地配置加強筋進行加固，減少了噪聲輻射，并提高其破裂強度。進氣模塊上的螺釘緊固部位都鑲有黃銅套。真空室直接固定在進氣模塊上，在它上面還裝有止回閥和燃油箱通風閥。

在設計進氣管時，從一開始就考慮應用可調節式進氣管，為此以奧迪A4轎車進氣管的振蕩管及其橫截面積作為基礎，因為該進氣管已提供了近似優化的充氣系數曲線。同時，還必須考慮采用連續可調的滾流閥，以使缸內充量運動適應運行工況的變化。因此，在方案設計階段，采用樣品快速成型方法來獲得各種設計方案的樣品，其中包括位于汽缸蓋上方和前方的進氣管以及不同滾流閥操縱機構，并進行相互比較。由于在發動機橫置的情況下發動機與汽車水箱之間可利用的結構空間較小，因此不可能直接應用奧迪A4轎車的進氣管。最終開發了一種位于發動機前面并采用旋轉滑閥變換進氣管長度的纏繞式進氣管作為正式投產的產品。

進氣過渡接管總成被安裝在進氣模塊和汽缸蓋進氣道之間，它包括滾流閥及其伺服馬達和橡膠密封圈。這種進氣過渡接管總成已在縱置式發動機上應用過，因此能夠確保對空氣引導燃燒過程產生最佳的滾流效果。

為了減小結構空間，扭矩進氣管道(用于提高發動機輸出扭矩的長進氣管道)所必需的諧振管長度通過進氣管路纏繞重疊布置的型式來實現。為了補償扭矩進氣管道曲率半徑小于直通進氣管直徑而產生的影響，對其管道的橫截面積進行了優化，并設計成略帶錐形。但是，功率進氣管道(用于提高發動機輸出功率的短進氣管道)發生了重大變化，因為這種橫置式進氣管與原先的縱置式進氣管完全不一樣，當旋轉滑閥的直徑從50mm加大到60mm時，完全打開的橫截面積(即功率進氣管道的橫截面積)能夠明顯地加大。

在開發時還曾對旋轉滑閥密封性不良對發動機最大扭矩產生的影響進行過試驗。試驗已證實，各缸諧振管相互之間的泄漏對發動機可能達到的最大扭矩的影響要比功率進氣管道的泄漏大得多。通過旋轉滑閥密封圈的優化，一方面成功地減少了各缸諧振管相互之間的橫向泄漏；另一方面即使旋轉滑閥的直徑加大了，但其操縱力卻增加得很小，因此操縱旋轉滑閥的壓力膜盒尺寸可以保持不變。

進氣管中的氣體的流動、廢氣再循環和曲軸箱通風都通過計算和試驗的方法進行了優化，因此能確保各缸具有幾乎相同的曲軸箱通風量和再循環廢氣量。(未完待續)