Volkswagen公司1.4 L燃油分層直接噴射汽油機全系列型譜的發展（第2部分）

【中】 范明強

1 標準部件模塊化的新一代1.4 L TSI汽油機

1.1 新一代1.4 L TSI汽油機的開發目標

2012年，應用統一的標準部件實現模塊化結構型式，開發出了新一代渦輪-機械式復合增壓分層噴射（TSI）汽油機（圖1）系列，大大降低了量產和用戶維修保養的成本，其內部型號為EA211系列，是專門按照Volkswagen集團橫置式車型要求開發的模塊化發動機，替代了原先的EA111發動機系列，以及以其為基礎的1.4 L TSI汽油機。與老機型相比，新一代汽油機系列的結構更緊湊，質量減輕30%，并可節油10%～20%。

在設計任務書中，規定了以下開發目標：（1）采用模塊化結構，以使其與集團內其他機型的安裝位置統一，并能在全球組織生產；（2）采用緊湊的結構型式，以實現車輛較短的前懸掛；（3）發動機質量減輕30%；（4）燃油耗和二氧化碳（CO2）排放降低10%～20%；（5）滿足未來歐6排放標準要求。

1.2 基本結構型式

為了能夠充分挖掘橫置式模塊化發動機標準部件的通用性潛力，決定統一車用動力總成的基本結構，其中安裝位置起著重要的作用。迄今為止，EA111系列汽油機都是向前傾斜安裝的，其排氣側朝汽車散熱器（水箱）方向。相反，其他機型即使是柴油機也都向后傾斜安裝，且排氣側朝汽車前圍板（圖2）方向。EA211發動機安裝位置的旋轉必然改變發動機的基本結構，這樣有可能開發出一種全新的模塊化發動機系列，因此通過采用變速器連接、冷卻和廢氣裝置等方面統一的結構型式，發動機新的總體布置能與車輛取得更好的協調配合，同時在生產工藝上也能獲得更大的改進。

新型EA211系列汽油機的重要開發目標是縮小發動機外形尺寸，使動力總成結構更緊湊，而輔助設備的布置在這里起著關鍵作用。在新型TSI汽油機上，空調壓縮機和發電機無需附加支架，而是直接緊固在油底殼或發動機機體上，因此結構十分緊湊，簡化了皮帶傳動，而冷卻水泵則被布置在氣缸蓋端面的發動機-離合器結合面上，通過齒形皮帶由凸輪軸驅動。

EA211汽油機系列結構緊湊，且向后傾斜12°安裝，與老機型相比，其前端的結構長度可縮短50 mm，相當于縮短了18%，因而在配裝橫置式模塊化發動機的情況下，汽車前橋可以向前移40 mm，汽車前懸掛也能相應縮短，由此在碰撞性能、車型外形設計和汽車前后橋荷重分配等方面獲益匪淺。

1.3 新穎的發動機標準部件

EA211系列發動機的主要特點是：（1）應用4氣門技術，（2）鋁氣缸體曲軸箱，（3）將排氣歧管集成在氣缸蓋中，（4）采用齒形皮帶傳動凸輪軸。

Volkswagen公司已將新穎的標準部件配裝在排量為999 m L的3缸進氣道噴射汽油機上。

在配裝標準部件的EA211系列中，1.2 L和1.4 L小型4缸TSI汽油機的功率強勁，且節油，已成為核心機型。所有機型的特點是缸心距仍保持82 mm不變，在考慮到熱力學、聲學和功率的情況下，為每種排量發動機都選擇了理想的行程缸徑比，1.2 L機型的缸徑為71.0 mm，行程為75.6 mm，1.4 L機型的缸徑為74.5 mm，行程為80.0 mm。

新型TSI汽油機系列覆蓋了Volkswagen集團所有的車型功率等級，其功率范圍為63～110 k W（包括混合動力）（圖3）。表1列出了配裝標準部件的TSI汽油機技術規格。除了TSI機型之外，裝備標準部件的1.4 L和1.6 L 4缸進氣道噴射機型也已被投放到全球汽車市場。

1.4 氣缸體曲軸箱

EA211系列汽油機的氣缸體曲軸箱被設計成剛度非常好的壓鑄鋁結構型式（圖4），并鑲有GJL250灰鑄鐵氣缸套，這種氣缸套工作表面分4次進行液體射流研磨，并具有非常粗糙的外圓鑄造表面，因而能非常堅固地鑲鑄在鋁氣缸體中。新型壓鑄鋁氣缸體曲軸箱的質量僅19 kg，與1.4 L排量的EA111汽油機灰鑄鐵氣缸體曲軸箱相比，質量減輕了16 kg。

表1 配裝標準部件的TSI汽油機技術規格

曲軸箱通風被設計成機體整體式通風，并盡可能在機體內流動，由于幾乎完全避免了外部軟管連接和轉接部位，其耐久性特別強。在冷卻水引導方面，機體被設計成可靠的雙回路冷卻系統。機油冷卻器用螺栓固定在氣缸體曲軸箱側面，其介質供給系統同樣完全被集成在曲軸箱中。

1.5 氣缸蓋排氣歧管模塊

在設計新型氣缸蓋時，十分重視熱管理的創新和廢氣能量的充分利用，以加快發動機暖機，并仍保留了4氣門-滾輪搖臂氣缸蓋方案，因為這種設計方案具有摩擦損失功率較小的優勢。

排氣歧管完全被集成在氣缸蓋中（圖5），它是一種非常高效的熱交換器，因此發動機在暖機階段能迅速地加溫，并能產生足夠的熱量為車輛提供舒適的采暖。相反，在全負荷范圍內可使廢氣溫度降低約100 K，在高負荷下燃油耗可降低20%。與傳統的外部排氣歧管相比，整體式排氣歧管的廢氣流動路徑明顯較短，因此，發動機瞬態運行時的壁面熱損失保持在較低的水平。

為了在全球市場中運用代用燃料或中等品質燃油時能提高氣門座的耐磨損性，已將氣門座錐角加大到120°。氣門桿直徑減小到5 mm，氣門質量的減輕優化了氣門機構的動力學性能，同時因氣門彈簧力減小而減少了摩擦損失。改用M12螺紋火花塞，從而使火花塞螺紋與氣門座之間的鼻梁獲得最佳的強度。利用有限元法仔細計算了氣缸蓋的幾何形狀，盡管其結構比以前復雜許多，但質量只增加了約1.2 kg。EA211 TSI汽油機的氣缸蓋-排氣歧管模塊采用鋁金屬模鑄造工藝制造，并運用AlSi10Mg（Cu）鋁合金材料和熱處理技術。

1.6 曲柄連桿機構和活塞組

在開發新一代汽油機系列時，減少摩擦已成為優先考慮的重要工作，其中最重要的措施是將新機型的主軸承直徑從EA111系列的54 mm減小到42～48 mm。連桿在其大頭軸承部位實施軸向導向，以提高曲軸的堅固性，它們補償了因軸承直徑縮小所造成的剛度損失，結果由于較大的彈性變形和摩擦降低，獲得了與EA111系列機型相當的曲軸聲學性能。與老機型一樣，曲軸和連桿都由鋼模鍛成。通過運用最新的有限元和噪聲-振動-平順性計算方法，成功地使曲軸質量減輕了20%（圖6）。曲軸連桿軸頸被鉆孔成空心的。

連桿小頭被設計成梯形。連桿的幾何形狀和尺寸在鍛模中就已成型，是根據連桿的承載能力并優化質量后設計而成的。EA211系列1.4 L TSI汽油機的連桿質量為370 g，而EA111系列1.4 L TSI汽油機的連桿質量為523 g，質量被減輕30%。在發動機進氣行程期間，連桿小頭上頂面將活塞向下拉，因為此時所產生的力相對較小，因此被設計得非常單薄，而傳遞爆發壓力的下半部分則被設計得相當堅固。

活塞是全新的結構設計，其頂面幾乎是平的，與現今的設計方案一樣，缸內混合氣形成因不再采用活塞頂壁面導向，故減輕了活塞的質量，同時活塞頂面的溫度也較均勻。為了優化摩擦和降低機油耗，在設計活塞環時充分考慮到了匹配問題，并確認了其有效性。為了減小摩擦，裝配間隙被放大，同時，通過略微加大活塞銷的偏心度，并將精致的活塞外圓表面磨削成幾何形狀，能進一步改善活塞運行的聲學性能。

1.7 冷卻水回路

新型EA211汽油機系列所有TSI機型的冷卻系統都設有發動機冷卻用的高溫回路和間接冷卻增壓空氣用的低溫回路。低溫冷卻液回路用1個電動冷卻液泵實施循環，因而可按需進行全可變控制，在車輛慣性滑行行駛時可用于冷卻廢氣渦輪增壓器，與1.4L 90kW TSI機型類似。

高溫冷卻液回路起著冷卻發動機的功能，它利用機械式冷卻液泵實施循環，而后者被設計成帶有整體式冷卻液溫度調節器的冷卻液泵模塊，該模塊被直接安裝在氣缸蓋靠變速器一側。氣缸體冷卻系統的膨脹石蠟式節溫器能確保氣缸套保持較高的水溫，并恒定不變，而不依賴于主冷卻液回路。第2個節溫器被用于調節與汽車散熱器的通斷，它將冷卻液溫度調節在87℃，以求在降低摩擦與效率最佳的點火定時之間獲得最佳的折中。冷卻液泵的總效率被提高到50%以上，這比當今批量使用的冷卻液泵改善了40%，而且對整個冷卻液循環回路的節流損失進行了優化。

1.8 廢氣渦輪增壓器

新型EA211汽油機系列的所有機型都使用全新開發的單渦道廢氣渦輪增壓器，排氣歧管集成在氣缸蓋中，由此所形成的獨特的廢氣流動狀況是開發新型渦輪增壓器最重要的邊界條件。這種渦輪增壓器已根據低速高扭矩，用豐滿的扭矩特性曲線獲得了良好的瞬態性能。功率為103 k W的1.4 L TSI汽油機在1 500 r/min時就已達到了250 N·m最大扭矩，與老機型相比，扭矩改善了25%（圖7）。增壓器分別按以下3種功率等級進行設計優化：（1）1.2 L TSI機型，（2）功率為90 k W的1.4 L TSI機型，（3）功率為103 k W或110 k W的1.4 L TSI機型。所有增壓器變型的轉子都按950℃廢氣溫度設計，其特點是轉子直徑較小，相應的慣性矩也較小，因而提高了效率。

渦輪增壓器的廢氣閥由新開發的電動調節器控制，因此能夠與其所處的壓力環境無關，全天候地被調節到所期望的位置。這種調節器動作迅速且精確，從關閉位置至最大開度之間的調節時間僅需110 ms，能對改善增壓器聲學特性和發動機加速響應性產生積極效果。

廢氣渦輪增壓器與發動機外圍設備的接口在所有情況下都是相同的，為此，所有機型能使用統一的氣缸蓋、廢氣裝置，以及機油和冷卻液管路。由于排氣歧管集成在氣缸蓋中，故能成功地將廢氣渦輪殼的4孔連接法蘭設計得較輕薄，與以往的傳統結構型式相比，增壓器的質量減輕了2 kg以上。

1.9 進氣道的開發

新型進氣道的結構設計是建立在EA111系列1.4 L TSI汽油機用進氣道的基礎上的，因此，運用計算流體動力學（CFD）模擬計算方法，查明EA211系列TSI機型的流量系數和滾流值，目標是尋找到高流量和高充量運動的最佳值。運用數學模型研究5種進氣道，并用三維模擬方法對它們進行評價，將其中3種進氣道澆鑄成實體模型，并在流動試驗臺上進行測量，以確定預選方案。所選擇的進氣道方案在燃油耗、運轉平穩性和排放等方面獲得了良好的試驗結果，它們的滾流值明顯高于EA111系列TSI機型的，只是流量系數略有遜色。

1.10 燃燒過程的優化

這種改良的進氣道設計，為優化EA211系列機型的燃燒過程奠定了良好基礎，并運用CFD模擬計算方法支持這種優化工作，使燃油噴束特性與缸內充量運動獲得協調配合。

鑒于小型TSI汽油機的單位負荷較高，將多孔噴油嘴與高噴油壓力相結合，不僅在最小噴油量時，而且在全負荷下都能使混合氣準備獲得最佳的折中。運用模擬技術能夠優化多孔噴油嘴的噴束特性、噴油器的噴油節拍（指每循環的噴油次數及其間隔），以及它們與缸內充量運動的協調配合。

每循環最多能夠噴射3次燃油，從怠速運轉直至4 000 r/min轉速范圍的全負荷都實施多次噴射，噴油壓力最高可達20 MPa。由新型進氣道產生的穩定充量滾流與圓周上不對稱分布的5孔噴射油束相結合，在最小負荷和催化轉化器加熱運行工況等特殊條件下，能夠放棄運用用于引導混合氣形成的活塞頂凹坑。

火焰前鋒能夠從火花塞處沿徑向均勻傳播，即使在邊界運行范圍內也不會產生爆燃。因此，緊湊的燃燒室設計獲得了既均勻又較短的火焰傳播途徑、向邊上伸展的火花形態，以及燃燒室中高的擾流動等因素的綜合效果。此外，改善了部分負荷范圍內殘余廢氣的相容性，降低了爆燃傾向，提高了燃燒效率。

EA211系列TSI汽油機的新燃燒過程提高了燃燒速率，降低了爆燃傾向，這對降低燃油耗產生了良好的效果。沿著全負荷特性曲線的燃燒持續期縮短了約10°CA，因而混合氣準備時間大大縮短。即使壓縮比從10.0提高到10.5（在按RON 95高辛烷值設計的情況下），燃燒重心也處于較早的位置，同樣，爆發壓力也要比EA111系列機型出現得更早，并且壓力更高。總之，EA211系列機型的燃油消耗率可降低約20%（圖8）。

即使在部分負荷情況下，新燃燒過程也能使燃油耗降低，其中提高壓縮比和殘余廢氣相容性是主要的影響因素。由于進一步避免了壁面潤濕現象，因此，即使在發動機很冷的情況下，也能形成較濃的混合氣。

1.11 燃油耗和廢氣排放

EA211系列汽油機進一步降低了燃油耗，1.4 L TSI汽油機的新歐洲行駛循環（NEDC）燃油耗比EA111系列機型的降低了8%～10%。配裝標準部件的橫置式模塊化發動機與經全面優化的車輛相結合，使緊湊型轎車（Golf或Audi-A3）的平均百公里燃油耗處于5.0～5.2 L之間，這相當于CO2排放量為120～125 g/km，而功率為103 k W的1.4 L TSI汽油機在具備氣缸切斷功能的情況下甚至可節油20%，作為單項措施，新的氣缸管理功能能使燃油耗降低約0.4 L，或者相當于降低CO2排放8 g/km。尤其，在低負荷和低車速情況下，還能挖掘出更大的潛力。

轎車通常都以短途或在低溫下行駛，故能從新穎的智能型熱管理中獲益。若轎車發動機經常在高負荷下運行，則因排氣歧管集成在氣缸蓋中，能使全負荷燃油耗進一步降低。新設計方案的另一個效果是改善了乘客在車廂中的采暖效果。

2 具備氣缸切斷功能的1.4 L TSI汽油機

2.1 起因

在部分負荷運行工況，切斷部分氣缸是降低燃油耗非常有效的手段，但現在仍很少應用。新一代1.4 L直列4缸TSI汽油機首次選用這種技術，即在適合使用這種技術的發動機特性曲線場范圍內，切斷第2缸和第3缸進、排氣門的操縱，并同時停止噴油。

新一代1.4 L TSI汽油機選擇氣缸切斷技術的重要原因是汽油缸內直接噴射有利于氣缸切斷，從而能獲得最適宜的工作方式，因為與進氣道噴射不同，它能將換氣與混合氣形成分開，因而避免了兩者在轉換過程中的麻煩。另一個因素是這種新機型鋁氣缸體曲軸箱的剛性好，而且曲柄連桿機構（活塞、連桿和曲軸）的質量輕，為應用這種新技術提供了極其有利的前提條件。再者，新機型在Volkswagen集團內廣為應用，因此，這一新技術能被廣泛運用，而且能在生產制造中達到最佳的合作效果。這種具有氣缸切斷功能的新一代1.4 L TSI汽油機最初被配裝在Polo運動型轎車和Audi-A1轎車上。

2.2 開發目標與挑戰

對新機型的設計方案提出了十分苛刻的要求：（1）燃油耗達到2缸機的水平，且又要具備4缸機的運轉平穩性和性能；（2）NEDC百公里燃油耗要降低0.4 L；（3）市內行駛的百公里燃油耗要降低1 L，相當于降低約20%；（4）技術轉換的成本在經濟上要能被接受。

自1.4 L TSI汽油機應用氣缸切斷功能以來，Volkswagen公司步人了嶄新的技術領域。由于氣缸切斷技術對控制振動激勵提出了很高的要求，因此先前歐洲沒有一家制造商將這種新技術用于量產的4缸機。原則上，質量平衡是沒有問題的，即使切斷氣缸后點火間距從180°CA增加到360°CA，但其質量平衡依然要保持在典型的4缸機水平上，這就面臨相當大的挑戰。新機型的開發目標是要使發動機在每個運轉工況點的振動水平與量產TSI汽油機的相當，為此必須進行深人研發。

2.3 結構轉換和工作原理

多年來，Audi氣門升程系統作為一種氣門機構可調技術已被廣泛用于各種不同的4缸和6缸機。現今，這種技術被用于按需要分成兩級來改變進氣門或排氣門的升程。

為了在新一代1.4 L TSI汽油機上實現氣缸切斷功能，應用了Audi氣門升程系統的工作原理，但必須運用1個雙銷執行器對其進行深人的研發，以便能夠在新一代1.4 L TSI機型的結構空間中集成可調的控制功能（圖9）。零部件是由德國動力總成開發部與Salzgitter制造廠的零部件開發部共同合作設計的，并確定了制造工藝。除了制造成本要低之外，高的機械可靠性和耐久性，以及較輕的質量也顯得十分重要。通過不斷地減輕質量，并運用先進的模擬技術，能將過大的質量減輕到約2 kg。

用于切斷第2缸和第3缸的凸輪組件被設計成長度為68.65 mm的移動內花鍵軸套（圖10），并且，活套被設置在用C35R級調質鋼制成的外花鍵心軸上，能夠軸向移動6.25 mm。這種具有24個齒的漸開線花鍵被設計成由齒側面承載。凸輪組件上的內花鍵運用拉削工藝加工而成，而花鍵軸則由加工成型。第1缸和第4缸的固定凸輪組件同樣也是用花鍵嚙合的，組裝時，在花鍵軸上推人到位后用1個圓柱銷予以軸向定位。

每個凸輪組件上有2組凸輪，各驅動2個進氣門。每組凸輪中的2個凸輪片緊挨著并列排列，其中1個凸輪片具有常規的凸輪廓線，它與標準發動機一樣，可獲得相同的氣門升程曲線，而另一個凸輪片是具有360°基圓的零升程凸輪，它們均采用100Cr6滾動軸承鋼制成。而轉換滑環由42Cr Mo4合金鋼制成，被連接在凸輪組件的端部。

在轉換滑環的外表面上銑削出Y形螺旋槽，集成在氣缸蓋罩上的雙銷執行器用2根銷從上嵌人螺旋槽中，這種結構型式是在Audi氣門升程系統基礎上的一項重要突破，后者是將分開的單銷執行器分別作用于凸輪組件前后端的S形槽中，因此，新的結構型式能夠縮短凸輪組件的結構長度，這對于小型化的1.4 L汽油機來說是十分必要的。

縮小空間使Y形銷槽結構更緊湊，以至2個轉換銷之間的距離被縮短，成為Volkswagen公司氣缸切斷裝置的另一個新結構設計特點。而對執行器的要求是需將線圈組件制成模塊化結構型式。

每個圓柱形轉換銷的直徑為4.0 mm，同樣也是用滾動軸承鋼制成，它的軸向行程為4.2 mm。轉換滑環外表面上的Y形螺旋槽輪廓確保轉換銷始終單側接觸，能消除銷在槽中的來回擺動。執行器被設計成雙穩定系統，無論是在轉換滑環的推人終端，還是推出終端，始終能十分可靠地牢固定位，通過銜鐵組件的電磁止點，能夠可靠地停止在2個終端位置上。

機械轉換過程發生在凸輪軸旋轉半圈內。為了切斷第2缸和第3缸，控制實施切斷功能的轉換銷在槽中沿著斜面移動，將凸輪組件上的零升程凸輪推人，而銷將零升程凸輪的推出，則是由線圈的慣性轉換實現的。控制時間非常短，它取決于發動機轉速，處于72 s（1 400 r/min時）～28 ms（4 000 r/min時）之間，這對于銜鐵組件脫離終端位置已經足夠了，此時轉換銷處于前端位置。

當凸輪組件軸向移動結束時，轉換銷又被推回到推人端，這是通過位于螺旋槽末端的止推斜面發生的，同時，在執行器內產生了1個止推力，它被發動機電控單元采集用來進行評估，并被用于氣缸切斷系統的診斷，這一設計方案能夠省去附加的用于證實轉換過程的傳感器。

一旦第2缸和第3缸的凸輪組件抵達切斷氣缸的終端位置，就被彈簧力控制的鋼球鎖定。系統處于該狀態時，零升程凸輪廓線在滾輪搖臂上轉動而不使其動作，氣門彈簧使進、排氣門保持關閉狀態，此時，氣門機構的驅動力矩約降低50%。

為了結束部分氣缸切斷狀態，使所有氣缸恢復正常工作，將控制轉換銷退出切斷氣缸的位置，使凸輪組件返回其原始位置。一旦這種軸向移動結束，轉換銷就被螺旋槽末端的止推斜坡恢復到執行器的原始位置，此時滾輪搖臂又重新按照正常凸輪的完整廓線動作。

為了運用氣缸切斷功能，對滾輪搖臂也進行重新開發，把凸輪滾輪直徑改為21.00 mm，而寬度僅5.10 mm，它們被支承在14針的滾針軸承上，其中淬透的銷軸直徑為6.39 mm。凸輪軸前端軸承使用了2個滾動軸承，成功地降低了摩擦，因為凸輪軸前端軸承經受著發動機正時傳動機構的高負荷。

對研發人員提出的特殊挑戰是要實施可模塊化裝配的技術。通常，具備氣缸切斷功能的發動機氣缸蓋罩被設計成可與標準發動機氣缸蓋罩互換，主要差別是僅限于容納執行器和內置式凸輪軸軸承框架。與氣缸蓋罩一樣，該框架也是由AlSi9Cu3鋁合金壓鑄而成。為了在發生碰撞時能保護行人，在布置執行器時，已顧及到發動機與發動機艙罩蓋之間必需留有的間距。

2.4 智能化充量調節機構

為了開發氣缸切斷裝置，決定采用新型的智能化充量調節機構。在整個轉換過程（從4缸運行模式轉換到部分氣缸切斷運行模式，再返回）中，發動機不應發生扭矩波動。為了達到這個目標，進氣管中的壓力應調整到氣缸切斷運行所必需具有的水平。在進氣管充氣期間，點火角應適應充氣狀況朝較晚的方向移動，以確保扭矩不變。

在達到額定充量狀況時，首先關閉第2缸和第3缸的排氣門，然后再關閉它們的進氣門，而在最后一次換氣后就不再噴油，因此，新鮮空氣被封閉在燃燒室中，這會在下一次壓縮行程的燃燒室中產生較低的壓縮壓力，從而舒適地實現轉換。

在第2缸和第3缸切斷后，提高了正常運行的第1缸和第4缸的效率，因為它們的運行工況點移向了較高的負荷（圖11）。原則上，發動機的摩擦與轉速關系保持不變，但提高了輸出的有效功率。大幅降低發動機運行時的節流，使換氣損失減少，燃燒改善，壁面熱損失降低。

第2缸和第3缸恢復正常運行是按氣缸切斷時相同的順序進行的，首先是排氣門，然后才是進氣門恢復正常工作，從而使原先被封閉在氣缸中的新鮮空氣流人排氣管路，由此稀釋的廢氣將通過第1缸和第4缸中的燃油噴射予以補償，因此基于傳感器的過量空氣系數調節功能仍能繼續正常工作。

2.5 發動機控制和行駛性能的調整

通常，在用戶常用的行駛狀態及頻繁使用的發動機特性曲線場范圍內實施氣缸切斷功能。選擇1 250 r/min作為切斷氣缸的發動機轉速下限，若低于該轉速實施切斷氣缸運行，則會出現太大的運轉不均勻性。同時，規定4 000 r/min作為切斷氣缸的轉速上限，以保持適當的執行器轉換力（圖12）。在第3檔時，氣缸切斷范圍約始于30 km/h車速；而第5檔和第6檔時，氣缸切斷范圍約終結于130 km/h車速。

切斷氣缸運行時，所輸出的扭矩被設計成根據轉速的不同處于上限（75～100 N·m），因為在扭矩較高的情況下，由于切斷氣缸運行時的爆燃極限和點火角的移動，無法再達到最佳的燃油耗，因此，在這種情況下又恢復到4個氣缸的運行狀態。在停車狀態下，發動機通過自動起動-停車系統完全停止運轉。

為了充分挖掘節油潛力，不僅在部分負荷時，而且在倒拖運行階段，都實施切斷氣缸，此時，由于制動力矩減小，倒拖運行階段會明顯延長，在這種情況下將中斷噴油。一旦駕駛員操縱制動踏板，氣缸切斷就立即中止，所有4個氣缸在倒拖時都產生制動效果。同樣，在下坡行駛時也取消氣缸切斷功能，因為通常在這種情況下，都期望能獲得整機所有氣缸的制動效果。

在多功能信息顯示屏上，會給駕駛員顯示實時的發動機運行模式，當顯示屏上出現瞬時燃油耗值時，就能看到2個氣缸運行。如果沒有顯示這些信息，切斷氣缸運行是幾乎察覺不出來的，因為1.4 L TSI汽油機的運轉噪聲即使在這時仍保持在非常好的水平。

對這種新型汽油機良好的振動性能起決定性作用的是基礎結構和剛性良好的動力傳動系統、輕量化的曲柄連桿機構，以及發動機相對于車輛行駛方向的橫向安裝位置等。可以利用渦輪增壓直噴式柴油機上使用的發動機支架作為支承，而雙質量飛輪是根據扭簧特性曲線專門設計的，非常軟的第1級用于氣缸切斷運行，而剛性較好的第2級則用于4氣缸運轉模式的高負荷運行。

為了減小全氣缸運行與切斷部分氣缸運行之間排氣脈沖的差異，排氣管路中的前置和后置消聲器用諧振器與容積相差很大，對排氣管路的長度進行了專門調整。

2.6 節油效果

具備氣缸切斷功能的新一代1.4 L TSI汽油機以優異的特性指標證實，運用TSI技術策略，完全能實現設定的燃油耗目標值、高功率和高牽引力。氣缸切斷技術是達到Volkswagen公司平均CO2排放目標值的重要措施之一，該機型滿足了設計任務書中提出的所有目標要求。在NEDC中，百公里燃油耗降低了0.4 L，相當于CO2排放量降低了8 g/km。如果將發動機處于怠速運轉狀態的起動-停車功能一并計算在內，節油效果可提高到約0.6 L。

在類似的行駛狀況下，切斷氣缸行駛還能獲得比標準燃油耗試驗明顯低的燃油耗。特別是在市內交通和市郊行駛中，在常規的行駛速度下能節油10%～20%（圖13）。

2012年，切斷部分氣缸運行的技術被運用在Polo運動型轎車和Audi-A1轎車發動機上，這種1.4 L TSI汽油機功率為103 k W，全部氣缸運行時，在1 500～3 500 r/min轉速范圍內能保持最大扭矩250 N·m不變。同時，對基礎發動機也進行了進一步的開發，在EA211系列新型汽油機中，可以靈活運用切斷氣缸的功能。