FSI of turbogrid

Proceedings of ASME Turbo Expo 2010: Power for Land, Sea and Air GT2010 June 14-18, 2010, Glasgow, UK
GT2010-22595
AERODYNAMICS AND AEROELASTICITY OF IMPELLER VANE INTERACTIONS IN A HIGH PRESSURE RATIO CENTRIFUGAL COMPRESSOR
SK Krishnababu M Imregun Vibration UTC Department of Mechanical Engineering Imperial College, UK
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JS Green Rolls-Royce plc Derby, UK
D Hoyniak Rolls-Royce plc US
Currently at Siemens Industrial Turbomachinery Ltd, Lincoln, UK Various experimental and computational studies were undertaken to understand the effect of impeller diffuser Abstract: interactions on the flow characteristics and the component and The interaction between impeller and diffuser in a highstage performance (Rodgers [1], Inoue and Cumpsty [2], pressure ratio centrifugal compressor is considered to have a Clements and Artt [3], Dawes [4]). strong influence on the unsteady flow field, the impeller The radial gap between the impeller trailing edge and the response and the performance of the compressor. A vane leading edge is an important design parameter, which not computational study was performed to investigate the only affects the overall size of the machine, but also the interactions between a backswept impeller and its downstream performance, as well as noise and vibration levels. Rodgers [1] vaned diffuser with emphasis on the impeller response at 2 and Clements & Artt [3] have reported that the amount of different vane settings. The unsteady computations were radial gap has a significant effect on the stage performance conducted using two different modelling levels of increasing and suggested that an optimum value might exist. Similarly, fidelity. The computational domain included an impeller with Shum et al. [5] found that impeller-diffuser had a pronounced 15 main and 15 splitter blades and 22-vane wedge diffuser. A effect on impeller and hence stage performance. The effect on steady-state stage calculation with a mixing-plane interface impeller performance was reported to be due to the tip leakage between the impeller trailing edge and the vane leading edge flow. Very few studies deal with the impeller vibration forced was conducted first to assess the performance. A wholeresponse arising from impeller-diffuser interactions. annulus unsteady stage calculation was conducted to study the Srivastava et al. [6] published one such study where the response of the impeller. The effect of radial gap between the impeller response was found to be very sensitive to the impeller trailing edge and the vane leading edge on the impeller-diffuser interactions. performance of the impeller was investigated in some detail. A small number of studies investigated the effect of In agreement with other similar studies, the results suggest modelling fidelity on the accuracy of impeller-diffuser flows. that there is an optimum value of the radius ratio for best He et al. [7] found significant differences in the computed performance. velocity field and the stage efficiency between steady-state and time- averaged unsteady flow results. Time-averaged flow INTRODUCTION: variables were found to be more uniform than those obtained Centrifugal compressors are commonly found in jet from the steady-state calculations, especially in the vaneless engines, industrial gas turbine engines, pumps and automobile region. Peeters and Sleiman [8] have also observed significant engines. The strong interactions between the impeller and the differences between the steady and averaged unsteady stage diffuser make it necessary for turbomachinery designers to calculations. However, the unsteadiness was found to have a consider the whole stage, rather an isolated impeller bladerow. marginal effect only on the stage performance by Boncinelli et Such interactions in a high-pressure centrifugal compressor al. [9]. Similarly, Smirnov et al. [10] found that it had a stage affect the flow and hence the performance of the negligible effect on the flow characteristics. The above impeller. Furthermore, the unsteadiness can cause excessive findings are not entirely consistent but the impeller-diffuser vibration levels and both blade-passing and low engine-order interaction is both geometry and operating condition (EO) forced response may lead to high cycle fatigue failures.
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dependent. Furthermore, its intensity varies with changing radial gap between the impeller and the vane. The aim of this paper is to investigate the above issues with a representative geometry. The effect of modelling fidelity is investigated by comparing a whole-annulus unsteady flow stage computation against a single-passage steady-state flow computation with emphasis on flow physics and performance. Further, the performance of the impeller is evaluated at three different radial gaps between the impeller trailing edge and the vane leading edge. The effect of modelling fidelity on the impeller response is investigated by comparing the full annulus and a single passage unsteady computation NUMERICAL PROCEDURE Flow Model The computations were performed using a threedimensional, unsteady Favre-averaged Navier-Stokes solver for unstructured meshes. The solver is based on a finite volume formulation with edge-based data structure. The numerical algorithm is described in detail by Sayma et al. [11]. To achieve computational efficiency, the mesh is characterized via an edge-based data structure, i.e. the grid is presented to the solver as a set of node pairs connected by edges, a feature that allows the solver to have a unified data
For sliding planes that occur at the bladerow boundaries in unsteady computations, the solution is updated at the interface by interpolating flow variables in the stator computational domain to obtain rotor fluxes, and in the rotor computational domain to obtain the stator fluxes (Sayma et al. [11]). For mixing planes that occur at the blade-row boundaries in steady stage calculations, the circumferentially-averaged flow variables at the interface are interchanged to provide appropriate boundary conditions for the upstream and downstream components of the mixing plane. Structural Model It is implicitly assumed that the vibration amplitude remains within the bounds of linear behavior. The global aeroelasticity equations of a structural motion can be written as: & x M&& + Cx + Kx = p(t) An (1) where M, K, and C are the mass, stiffness and damping matrices, x is the displacement vector, p(t) is a vector of pressures, A being the application area and n the normal unit vector on the surface of the structure. A standard structural
Wedge Vane
Front wall
Vaneless Space
Rear wall
r4 r2
Impeller
Figure 1 Computational Domain of Vaned diffuser configuration (r4/r2 = 1.10) structure. The central differencing scheme is stabilised using a mixture of second- and fourth-order matrix artificial dissipation. In addition, a pressure switch, which guarantees that the scheme is total variation diminishing (TVD) and reverts to a first-order Roe scheme in the vicinity of discontinuities, is used for numerical robustness. The resulting semi-discrete system of equations is advanced in time using a point-implicit scheme with Jacobi iterations and dual time stepping. Such an approach allows relatively large time steps for the external Newton iteration. For steady-state calculations, solution acceleration techniques, such as residual smoothing and local time stepping are employed. For unsteady computations, an outer Newton iteration procedure is used where the time steps are dictated by the physical restraints and fixed through the solution domain. Turbulence is modelled using Spalart and Allmaras [12] one equation model. finite element formulation is used to obtain the left-hand side while the unsteady flow model is used to obtain the right-hand side. The free vibration problem can be solved to yield the natural frequencies ωr and mode shapes r of the bladed disk assembly in vacuum, r being the mode index. Forced Response Analysis The forced response computations reported in this paper are uncoupled since the unsteady pressure on the blade and the blade motion are considered separately. In a coupled analysis, the structural mode shapes are interpolated onto the aerodynamic mesh using the element shape functions and the fluid mesh is moved at each time step according to the structural vibratory motion. The boundary points between the two meshes are handled automatically by an interpolation scheme. The frequency of the motion is dictated by the natural
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35 30 25 20 15 10 5 0 0 0.02 0.04 0.06 0.08 Distance 0.1
Normalised Pressure
0.12
Normalised Pressure
G1 G2
35 30 25 20 15 10 5 0 0.00
G1 G2
0.02
0.04 Distance
0.06
(a)
(b)
Figure 2 Impeller loading at 99% span (a) Main Blade (b) Splitter: Mesh Sensitivity Study
1.0 0.8 %Span 0.6 0.4 0.2 0.0 40 45 50 55 Normalised Po 60 65 %Span G1 G2 1.0 0.8 0.6 0.4 0.2 0.0 -25.00 -20.00 -15.00 -10.00 -5.00 at (atan(vt/vr)) G1 G2
0.00
5.00
Figure 3 Variation of Total pressure and tangential flow angle at impeller exit: Mesh Sensitivity Study frequency of the corresponding mode. Although, this method automatically includes the aero-dynamic damping, the main Present Code draw back is the CPU and the storage overheads arising from 1.00 Code B the mesh movement. Further, fully coupled analysis has to be conducted at a resonant speed, whereas, the uncoupled analysis can be used to rank all modes of interest within a 0.95 A relatively narrow frequency range by assuming that they all are excited at the same speed (Vahdati et al., [13]). Hence in the present investigation, forced response computations were performed in an uncoupled fashion and unsteady pressures on 0.90 the blade were used to monitor the excitation by calculating the modal force. The modal force, r corresponding to the r-th mode can be evaluated from: 0.85
nodes
Normalised Pressure Ratio
Θ r (t ) =
∑Φ
J =1
rJ
(?A jJ n J )p J (t)
Φ ￠
where r is the mode index, J is the node index, is the mode shape of the assembly in vacuum and Aj is the blade surface element area associated with node j. For a given mode, the amplitude of the modal force depends on the amplitude of the unsteady pressure and its correlation with the structural mode shapes. The maximum resonant amplitude of the r-th mode can be computed from: Θ Φ mac Q X max = (3) 2
ωr
where is the amplitude of model force after a periodic solution is obtained, max is the amplitude of the maximum mode shape element, and 1/Q is the total aerodynamic and structural damping. In the present investigation, Q contains the aerodynamic damping only, the value of which is obtained from an unsteady flutter analysis.
Φ
Θ
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Θ
(2)
0.95
0.97 0.99 Normalised Mass flow
1.01
Figure 4 Impeller Performance at 100% speed (pressure ratio and mass flow normalised using the maximum pressure ratio and mass flow respectively) COMPUTATIONAL DETAILS Initially, a mesh sensitivity study was carried out by performing a steady-state stage calculation in which only a single blade passage was modelled for both the impeller and the diffuser by applying periodicity on the circumferential boundaries using two different meshes viz., G1 and G2. The computational domain considered along with a typical mesh used is shown in Figure 1. The boundary conditions employed were total pressure, total temperature and flow angles at the inlet to the impeller and static pressure at the exit of the diffuser. The conditions applied correspond to an inlet corrected mass flow of 2.5 kg/s. Grids for the impeller were
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created using ANSYS ICEM CFD and the grids for the diffuser were created using ANSYS GAMBIT. Meshes G1 and G2 consisted of 1.3 million and 2.6 million nodes respectively. The resulting Y+ values on the impeller surface ranged between 3.75 and 52; and 1.5 and 23 for G1 and G2 respectively. The differences in impeller efficiency and total pressure ratio for meshes G1 and G2 were found to be within 0.5%. Mesh sensitivity was further studied by comparing the impeller main blade and the splitter loading at 99% span and the mass-averaged total pressure and tangential flow angles at the impeller exit. As seen from Figures 2 and 3, the solutions agree closely; hence the solution can be considered to be mesh independent. Nevertheless, the finer mesh, G2, was used in all further computations. The solutions were verified by comparing them against those from Rolls-Royce’s standard aerodynamic code, referred to as Codes B [14]. In Figure 4, the current computation agrees closely with that from Code B. The difference between the predictions is believed to be due to the differences in the numerical methodology applied.
Figure 7 Time history of modal force on the impeller IMPELLER FORCED RESPONSE A blade-passing forced response analysis is performed in this section. Two levels of modelling fidelity were used for the unsteady calculations, namely a whole-annulus stage calculation and a simplified single-passage calculation. In the former case, all 30 impeller blades and 22 wedge vanes in the diffuser were considered. A sliding plane interface is applied at the stage interface in all unsteady calculations. In the case of the single-passage model, one passage of the impeller row was considered together with the flow non-uniformity due to downstream vanes. The non-uniformity was represented by a sliding plane created using the steady-state solution. Phaselagged boundary conditions were applied to the periodic surfaces to represent the engine order of interest. Two different vaned diffuser configurations, corresponding to radius ratios of 1.10 and 1.05, were considered to study the effect of the radial gap on the impeller response. The computational domain for the radius ratio of r4/r2 = 1.1 is shown in Figure 5. As stated earlier, mesh G2 was used in all unsteady calculations, the final mesh size being over 44 million nodes. The stage Campbell diagram is shown in Figure 6. Three 7 nodal diameter (ND) vibration modes, susceptible to 22 EO excitation, were considered at 100% speed. Both the whole-annulus and single-passage unsteady calculations were performed at conditions corresponding to the operating point marked ‘A’ in Figure 4. The calculations were stopped once the time history of modal force on the blade converges to a periodic state and the amplitude of modal force doesn’t change any more. A typical variation of modal force with time is shown in Figure 7 for a whole-annulus calculation. The pattern is very similar for a single-passage calculation. Instantaneous contours of normalised static pressure on the impeller blades is shown in Figure 8 for eight different time instants over one vane passing. Strong interactions between the vane and the impeller are seen as a region of high static pressure on both the main and splitter blade trailing edges (regions A and B in Figure 8). As the impeller rotates past the vane, the region of high static pressure on the impeller (Region A) grows both radially and axially and eventually moves towards the inner wall (hub). It then moves radially
Figure 5 Computational Domain for full annulus unsteady calculations
0 3 4 7 5 0 . . . . 1
N o r m a lis e d F re q u e n c y
% Speed
Figure 6 Campbell diagram showing modes of interest (Frequency normalised by the frequency of Mode 23)
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T/8
T/4
3T/8
p
A
B
7T/8
3T/4
5T/8
T/2
Figure 8 Contours of normalised instantaneous static pressure on the impeller over one blade passing cycle extracted from whole annulus calculation (T, represents the time period of one vane passing) radius ratio value for minimum difference between the singledownwards and reduces in magnitude and disappears at the passage and whole annulus calculation. end of the cycle. A similar observation can be made of the Increase in the impeller response with decrease in radius high pressure region ‘B’ on the splitter blade. A similar ratio can be seen by comparing the values in Tables 1 and 2. interaction can also be noticed in the case of the lower radius This is due to the increase of unsteady impeller loading at the ratio case which is not shown here. In this case, the magnitude lower radius ratio. It is interesting to note that the response of the maximum static pressure is higher. The strong discrepancy between the methods is almost as large as the interaction causes strong unsteady loading on the impeller response change arising from the physical radial gap blades. differences. The magnitude of the modal force and the impeller response were calculated using equation (3) the required data Table 1 Impeller response (r4/r2 = 1.1) being obtained from whole-annulus and single-passage Modal Force Zero-peak Impeller calculations for both radius ratios (Tables 1 and 2). The Mode Q (N/√Kg) response (% Span) damping value was obtained from isolated impeller whole FA SP FA SP annulus calculation. A comparison of whole-annulus and 79.8 57.2 441 17.5 12.5 Mode 21 single-passage results shows large differences for both radius 61.0 73.2 358 14.6 17.5 Mode 22 ratios. The difference in the magnitude of the modal force 93.9 378 17.6 10.0 Mode 23 165.0 ranges from +20% for Mode 21 to -43% for Mode 23. It is also seen that the single passage calculations predict a Table 2 Impeller response (r4/r2 = 1.05) different trend compared to the whole-annulus calculations. Modal Force Zero-peak Impeller Compared to whole-annulus calculations, the single passage Mode (N/√Kg) Q response (%Span) calculations while predicting a smaller modal force in case of FA SP FA SP modes 21 and 23, predicts larger amplitude in case of mode 79.8 517 24.1 17.5 Mode 21 109.5 22. This could be due to the difference in nature of the modes 66.8 84.2 391 16.0 20.2 Mode 22 considered. Modes 21 and 23 are predominantly active on the 21.5 12.8 Mode 23 202.6 121.7 401 splitter blades (splitter blade modes) while Mode 22 is main blade mode. These discrepancies highlight the importance of PERFORMANCE ANALYSIS modelling level for forced response predictions. Although the Various elements of the impeller-diffuser interaction, such single-passage calculations include, by means of the sliding as the impeller exit non-uniformity, unsteadiness due the plane, flow non-uniformities and unsteadiness due to the impeller wakes and the unsteadiness due the potential effect of potential effect of the vane on the impeller exit flow, the the vane, can be separated by comparing the steady and absence of the unsteadiness due to the impeller wake on the unsteady stage calculations. In the following section, steadyvane flow field yields large discrepancies in predicting the state stage calculations and the unsteady whole-annulus level of impeller response. These differences between the calculations are compared to investigate the effect of single-passage and whole-annulus calculations are higher at modelling level on flow features and performance. A radius the lower radius ratio, implying the existence of an optimum ratio of 1.10 was used in the computations.
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Comparison of Steady and Unsteady Calculations Relative Mach number contours on a plane half way between the impeller and vane and the impeller exit plane are shown in Figures 9a and b for both the steady-state stage calculations and whole-annulus unsteady calculations. In the case of the unsteady calculations, the flow variables are time averaged over 5 cycles of vane passing after two full revolutions. There is only a marginal change in the major flow features such as the tip leakage vortex, shock on the suction surface of the main blade and the impeller wakes which are all marked in the figure. Similar, but small, differences were also observed for the vane between the steady and time-averaged unsteady values. Typical data from both methods, such as total pressure rise across the impeller, efficiency, coefficient of static pressure rise across the diffuser (Cp) and coefficient of total pressure loss in the diffuser passage (Closs) were compared. Only a marginal change in performance of the impeller and the diffuser were noted, confirming that performance computations could be performed, within acceptable accuracy, by relatively inexpensive steady-state calculations. Similar observations were also made by Boncinelli et al. [9] and Smirnov et al. [10]. Effect of Radial Gap on Performance In addition to the two radius ratios of r4/r2 = 1.1 and 1.05, a further calculation was performed with a vaneless diffuser (r4/r2 = ) for comparison. The resulting corrected mass flows for the lower radius ratio and for the vaneless diffuser were within about 0.4% of that of the higher radius ratio, latter being considered as the reference case. The total pressure rise and the efficiency, normalised by the total pressure rise and efficiency of r4/r2 =1.10 case, are given in Table 3 for all three radius ratios. Table 3 shows that both the total pressure rise and the efficiency are higher for r4/r2 = 1.10. It can be noted from the table that the optimum value for the radius ratio lies in the range [1.10 - 1.05]. The existence of an optimum value was also noticed by previous investigators (Rodgers [1], Clements and Artt [3], Shum et al. [5]). Total pressure rise across the impeller can be increased by reducing the blockage, by reducing the slip, or by reducing the entropy creation (Shum et al. [5]). The span-wise variation of the mass-averaged tangential velocity and entropy at the impeller exit plane are shown in Figures 10a and b for all three radius ratios. Blockage reduction near the hub, and
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noticeable changes in the location of tip leakage vortex, can be seen from the variation of the tangential velocity in Figure 10a as the radius ratio is changed from 1.10 to 1.05. An increase in the average value of the tangential velocity with decreasing radial gap, here from r4/r2 of 1.10 to 1.05, can also be seen. Increase in tangential velocity indicates a decrease in slip. However, from the variation of entropy at the impeller exit (Figure 10b), it is seen that, in general, the losses are higher at r4/r2 =1.05 except for the region between 12% and 23% span. This is due to the decrease in the strength of the passage vortex as compared to the other two cases. In summary, the reduction in total pressure rise across the impeller at r4/r2 =1.05 is caused by an increase in loss generation, which dominates the other two factors. The diffuser performance can be quantified by the following two parameters; coefficient of static pressure rise across the diffuser, given by Cp = (pexit-p2)/(Po2-p2), and the coefficient of total pressure loss in the diffuser passage, given Steady Unsteady Time Averaged
Blade Wake
(a) Tip leakage + Passage vortex
Shock
(b)
1.8
1.4
1.1
0.7
0.4
0
Figure 9 Contours of relative Mach number on plane at (a) Impeller exit (b) 99% impeller span
1.0 0.8 %Span 0.6 0.4 0.2
1.0 0.8 %Span 0.6 0.4 0.2 0.0 2.00 3.00 4.00 5.00 Normalised Vt 6.00
r4/r2=1.1 r4/r2=1.05 Vaneless
0.0 9.0E+04
1.0E+05
1.1E+05 Entropy
1.2E+05
(b) (a) Figure 10 Variation of mass averaged (a) tangential velocity and (b) entropy at the impeller exit: Effect of radius ratio
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r4/r2 = 1.10
r4/r2 = 1.05
Hub Separation
(a)
SS Separation
Vane Wake
(b) Figure 11 Contours of Mach number on (a) Meridional plane at mid passage (b) plane at vane midspan: Effect of Radius ratio on diffuser flow features by Closs = (Po exit - P02)/(Po2-p2) . The actual values of these parameters are listed in Table 4. It is seen that the static pressure rise across the diffuser does not follow the radius ratio order. This is due to the large increase in loss for both r4/r2 = 1.05 and r4/r2 =1.10. The reason for these changes can be explained with the help of Figures 11a and b, in which Mach number contours at mid-passage and on a blade-to-blade plane at midspan of the vane are shown. As can be seen from Figure 11a, in the case of r4/r2=1.1, there is an increase in the extent of the hub separation and an increase in blockage at the vane exit. Furthermore, as seen in Figure 11b, the formation of a larger separated region on the suction side of the vane and an increase in the strength of the vane wake contribute to the increase in total pressure loss in the case of r4/r2 = 1.1. Table 3 Impeller performance: effect of radius ratio r4/r2 P02t/P01t Efficiency 99.32(1) 100.4(1) ∞ 100.00 100.0 1.10 96.6(1) 1.05 90.44(1) (1) Normalised by respective values at r4/r2 = 1.10 Table 4 Diffuser performance: effect of radius ratio r4/r2 Cp Closs 0.54 0.25 ∞ 0.41 0.49 1.10 0.45 0.42 1.05 CONCLUSIONS A computational study was performed to investigate the interactions between a backswept impeller and its downstream vaned diffuser for 2 different diffuser settings. The impeller response at 100% speed was investigated for the 22 EO excitation at two different vane settings. The unsteady computations were performed for two different levels of modelling fidelity, namely whole-annulus and single-passage calculations with a phase-lagged boundary conditions. The main findings can be summarized as follows: (1) A strong impeller-vane interaction was found to cause strong unsteady loading on the impeller blades. The magnitude of response increases with decreasing radial gap between the impeller and the vane. (2) For a given radial gap between the impeller and the vane, a large difference in impeller response was noted between the two levels of modelling, thus highlighting the importance of modelling approximations in forced response computations. (3) However, the stage performance appears to be insensitive to the modelling level. For routine design purposes, the performance of the compressor can be predicted reasonably accurately by single-passage steady-state calculations. (4) The effect of radial gap on impeller performance was studied at three different radius ratios, namely r4/r2 = (vaneless diffuser), 1.1 and 1.05. Higher total pressure rise and efficiency were obtained for r4/r2 = 1.10. The results indicated the existence of an optimal value of the radius ratio between r4/r2 = 1.05 and 1.10 for best performance. The performance of the diffuser was found to be higher at the lower radius ratio due the increase in loss across the diffuser in the case of r4/r2 = 1.10. AKNOWLDEGEMENT The authors would like to thank Rolls-Royce plc for both sponsoring the work and allowing the publication of this paper. The author would also like to thank Dr. Luca di Mare for many useful discussions and suggestions.
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NOMENCLATURE C Damping matrix Cp =(pexit-p2)/(Po2-p2) Coefficient of pressure Closs =(Poexit - P02)/(Po2-p2) Coefficient of total pressure loss EO Engine order FA Full or whole annulus G1, G2 Meshes used K Stiffness matrix M Mass matrix p Static pressure T Time period of one vane passing r2, r4 Radius at trailing edge of impeller, radius at the leading edge of vane x Displacement Vector Xmax Maximum Resonant Displacement Q Total damping Mode shape Modal force Θ Natural angular frequency ω REFERENCES [1] Rodgers, C., 1982, “The Performance of Centrifugal Compressor Channel Diffusers”, ASME Paper No. 82-GT-10. [2] Inoue, M. and Cumpsty, N. A., 1984, “Experimental Study of Centrifugal Impeller Discharge Flow in Vaneless and Vaned Diffusers”, ASME Journal of Engineering for Gas Turbines and Power, Vol. 106, pp 455-467. [3] Clements, W. and Artt, D., 1989, “The influence of Diffuser Vane Leading Edge Geometry on the Performance of a Centrifugal Compressor”, ASME Paper No. 89-GT-163. [4] Dawes, W., 1995, “A Simulation of Unsteady Interaction of a Centrifugal Impeller with its Vaned Diffuser: Flow Analysis”, ASME Journal of Turbomachinery, Vol. 117, pp 213-222. [5] Shum, Y. K. P., Tan, C. S. and Cumpsty, N. A., 2000, “Impeller-Diffuser Interaction in Centrifugal Compressor”, ASME Paper No. 2000-GT-0428. [6] Srivastava, R., Lentz, J., Liu, J. S. and Panovsky, J., 2007, “Computation of Unsteady Flowfield and Blade Response due to Impeller-Diffuser Interaction”, ASME Paper No. 2007-GT28235. [7] He, N., Tourlidakis, A. and Elder, R. L., 2007, “Comparison of Steady and Time-Averaged Unsteady Flow Predictions for Impeller-Diffuser Interactions in a Centrifugal Compressor Stage”, ASME Paper No. 2007-GT-27985. [8] Peters, M. and Sleiman, M., 2000, “A Numerical Investigation of the Unsteady Flow in Centrifugal Stages”, ASME Paper No. 2000-GT-426.
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参观上海大众工厂有感

对于上海大众的印象，一直以来都集中在街头巷尾随处可见的POLO、PASSAT，以及我家里的那辆用了多年的桑塔纳。而对于这样一家能够制造出众多畅销车型的企业，究竟是什么样子却一无所知。直到八月的最后一天，我得到了一个机会，有幸被腾讯汽车网邀请参观了上海大众的制造工厂，才对它有了些不一样的认识。 此次参观的是上海大众汽车三厂，位于嘉定区曹安公路的一侧。其中所生产的是上海大众旗下的PASSAT新领驭、TOURAN途安、OCTAVIA明锐、SUPERB昊锐。 在三厂，我们首先参观了展示大厅。大厅里展示的是上海大众目前全系的在产车型。大家都兴奋地拉着旁边的人拍照、合影。待工作人员招呼我们集合的时候，我才发现上海大众的参观接待员早已安排好了三辆电瓶车在一旁静静地等着我们了，当我们坐上宽敞的电瓶车，参观接待员提示大家戴上座位边上放置的、特别小巧的播放器，告诉大家进入车间后别忘了要戴上特制的、防激光的眼镜。听着从播放器里传来的轻柔的讲解声，我们开始向车间进发! 车间有序整洁超乎想象激光焊接令人称奇 首先进入的是车身车间。第一个的感觉就是：干净! 偌大一个整洁无比的高度机械化生产车间中，工人们正在有序工作，橙黄色的机器人不断精确地运动着机械手臂。由于大部分的工艺都需要焊接，防护眼镜是自开始就必须戴上的。随行的工作人员介绍道：“整个车间，单是全自动焊接机器人就有64个之多，它们能够使得每辆车的焊点数量达到5800个，每一个焊点的成本，大约是一元人民币。全自动化的精准焊点定位和超过普通家用轿车2000个焊点的焊接技术，令上海大众旗下车型车身强度十分高。”工人们有序而忙碌地工作着，火花不断从焊接枪中迸射出来，看上去十分闷热，但是空调厂房和通风的工作环境却令车间内凉爽宜人。 一圈看下来，对车身制造有了些了解，只可惜上海大众的拿手好戏——激光焊接工艺只能够通过一个液晶显示屏看到操作过程：一道激光在两个车身配件(车顶与侧围)接触的地方划过，用超过1400℃的高温将连接处的钢板融化并融合在一起，形成了整体无缝的结构。通过显示屏我们只能看个大概，但看到那硕大的橙黄色机器人不断精确地舞动着机械手臂，心里突然一阵“高科技!”的感觉，与其说是在参观工厂，倒更有些像是在看一部科幻电影的拍摄现场。这种感觉，在路过仓库的时候更强烈。

发动机基础知识

这次的培训主要是按照以下的流程来讲解：发动机的历史 发动机的分类 发动机的构造和原理 发动机的装配 发动机电气知识讲解 发动机的维修和保养

一、柴油机的历史 18 世纪后半期，欧洲各国在迎来巨大转折期的产业革命时，诞生了世界首辆汽车。第1辆汽车是蒸气汽车。但是，对于持续扩大的产业，蒸气机已无法适应，渐渐地在汽车和汽油发动车等的发动 机内部，在燃烧后产生动力，再转移到为内燃机。其中便诞生了具有良好热効率的柴油发动机。 说到柴油发动机，不得不提到『鲁道夫·迪赛尔』，这是个重 要的人物。他是柴油发动机的发明者，并确立了基本原理，被称为柴油机之父。柴油发动机就是用他的名字命名的 传统柴油发动机的特点：热效率和经济性较好 柴油机采用压缩空气的办法提高空气温度，使空气温度超过柴油的自燃燃点，这时再喷入柴油、柴油喷雾和空气混合的同时自己点火燃烧。因此，柴油发动机无需点火系。同时，柴油机的供油系统也相对简单，因此柴油发动机的可靠性要比汽油发动机的好。 由于不受爆燃的限制以及柴油自燃的需要，柴油机压缩比很高。热效率和经济性都要好于汽油机，同时在相同功率的情况下，柴油机的扭矩大，最大功率时的转速低，适合于载货汽车的使用。 但柴油机由于工作压力大，要求各有关零件具有较高的结构强

度和刚度，所以柴油机比较笨重，体积较大；柴油机的喷油泵与喷 嘴制造精度要求高，所以成本较高；另外，柴油机工作粗暴，振动噪声大；柴油不易蒸发，冬季冷车时起动困难。 由于上述特点，以前柴油发动机一般用于大、中型载重货车上。 高速柴油发动机的新发展：排放已经达到欧洲III号的标准 传统上，柴油发动机由于比较笨重，升功率指标不如汽油机(转 速较低)，噪声、振动较高，炭烟与颗粒(PM)排放比较严重，所以一 直以来很少受到轿车的青睐。但随着近年来柴油机技术的进步，特 别是小型高速柴油发动机的新发展，一批先进的技术，例如电控直 喷、共轨、涡轮增压、中冷等技术得以在小型柴油发动机上应用， 使原来柴油发动机存在的缺点得到了较好的解决，而柴油机在节能 与CO2排放方面的优势，则是包括汽油机在内的所有热力发动机无 法取代的，因此，排放已经达到欧洲III号标准的柴油机，成为 “绿色发动机”，目前国三型号的柴油机已经开始在我国全面推广。

三 上海大众车系发动机配气机构

3 上海大众系列车型发动机配气机构 学习目标： 知识目标： （1）掌握配气机构的功用、类型、组成、工作原理以及配气相位； （2）掌握气门组件的类型、结构与工作原理； （3）掌握气门传动组件的类型、结构与工作原理； （4）熟悉配气相位与换气的关系。 能力目标： （1）掌握大众常规车型配气机构组成和结构特点； 3.1 配气机构概述 1. 功能 按照发动机各缸的作功次序和每一缸工作循环的要求，定时地将各缸进气门与排气门打开、关闭，以保证新鲜可燃混合气及时进入气缸并把燃烧后的废气排出气缸。 2. 基本组成 配气机构由气门组和气门传动组组成。见图3-1 （1）气门组 主要由气门、气门座、气门导管、气门弹簧、气门弹簧座和气门锁片等组成，其作用是封闭进、排气道。 （2）气门传动组 主要由凸轮轴正时齿轮、凸轮轴、挺柱、推杆、摇臂总成等组成，其作用是使进、排气门按规定的时刻开闭。 图3-1 配气机构组成图

3.2 工作过程 凸轮轴通过正时齿轮由曲轴驱动。四冲程发动机完成一个工作循环即曲轴转两圈（720°），每缸进、排气门各开启一次，故凸轮轴只需转一圈即可，因此曲轴转速与凸轮轴转速之比为2：1。 当凸轮轴上的凸轮基圆部分与挺柱接触时，挺柱不升高，气门处于关闭状态。 当凸轮轴上凸起部分与挺柱接触时，将挺柱顶起，挺柱通过推杆使摇臂绕摇臂轴摆动， 摇臂的另一端向下推动气门，压缩气门弹簧，将气门头部推离气门座而打开。 当凸轮凸起部分的顶点转过挺柱后，便逐渐减小了对挺柱的推力，气门在其弹簧张力的 作用下，开度逐渐减小直至关闭，使气缸密封。 图3-2 配气机构工作过程示意图 从图3-2中的工作过程图中可以看出，气门的开启是通过气门传动组来驱动的，而气门的关闭则是由气门弹簧来完成的。气门的开闭时刻与规律完全取决于凸轮的轮廓曲线形状。 3.3、分类 1、按每缸气门数量分 配气机构按每缸气门的数量，可分为双气门式和多气门式。现代高速发动机普遍采用多气门结构。大众汽车发动机采用2气门和5气门较多。见图3-3 气门数的增加，使发动机的进、排气通道的横截面积增加，提高了发动机的充气效率，改善了发动机的动力性能。 图3-3 5气门配气机构 图3-4 凸轮轴上置

大众汽车答案

1、采购汽车用线束应另辟蹊径还是依靠现有的供应商？上海大众应考虑自制线束吗？ 供应链管理作为运营管理的重要内容，应对日趋激烈的市场竞争，企业必须致力于整个供应链 上物流、信息流和资金流的合理化和优化，与供应链上的企业结成联盟。上海大众经过二十多年的 积累和摸索，从供应商的选择、评估、保持等环节中，基本上形成了一套较为科学规范的管理体系。 上海大众的供应链体系具有以下几个特点： 一、对供应商的选择。 上海大众仅发动机和车身是自制的，其它部件由大众自行设计或协同供应商共同设计，外包完成。大众中国合资公司一般选择 2-3 供应商，以避免单一供应商带来的风险。二、价格是关键。 在供应链管理中，价格的确定是供需双方的核心问题。一般地，先由技术部门提出技术标准， 采购部门负责同供应商谈判确定价格。上海大众要求供应商提供报价明细，之后分别在国内外供应 商中比较价格，供应商的利润空间被大幅压缩。 三、结算时间快。 上海大众拖欠供应商的资金时间短（只有20 天，比超市占用供货商的资金还短）。 四、向供应商提供服务。 上海大众较大需求量可以使供应商形成规模效应，同时，上海大众给供应商提供服务支持。 五、与供应商一起承担涨价负担。 若供应商所需原材料涨价，上海大众会根据涨价材料在所在零部件中的使用量，按照一定比例与 供应商共同负担。 六、扩大价格决策范围，避免随意更改价格和私下交易。 供应商的采购价格是在上海大众多部门参与的会议上确定后进入信息系统，任何个人无权对价格 进行修改，若修改也要经过多部门参加的联席会议确认。这样就使得供应商很难通过私下交易，如通过 影响主管领导或经办人达到变更价格的目的。 七、对供应商建立一套科学规范的管理体系。 （一）设定物流供应链目标 1、在正确的时间将正确的零件按正确的数量送到正确的地点。 2、在保证生产前提下将库存保持在合理水平，避免不必要的额外库存。 3、在保证物流效率和供应的情况下降低物流费用。 4、最大化仓库、载具和设备的利用率。 5、整个物流过程的可视化和完全监控。 （二）对潜在供应商进行评价及确定

上汽集团及上海大众

上海汽车集团股份有限公司（简称“上汽集团”，股票代码为600104）是国内A股市场最大的汽车上市公司，截至2012年底，上汽集团总股本达到110亿股。目前，上汽集团主要业务涵盖整车(包括乘用车、商用车)、零部件(包括发动机、变速箱、动力传动、底盘、内外饰、电子电器等)的研发、生产、销售，物流、车载信息、二手车等汽车服务贸易业务，以及汽车金融业务。 上汽集团所属主要整车企业包括乘用车公司、商用车公司、上海大众、上海通用、上汽通用五菱、南京依维柯、上汽依维柯红岩、上海申沃等。 2012年，上汽集团整车销量达到449万辆，同比增长12%，继续保持国内汽车市场领先优势，并以上一年度672.54亿美元的合并销售收入，第八次入选《财富》杂志世界500强，排名第130位，比2011年上升了21位。 成立于1985年的上海大众汽车有限公司（以下简称上海大众）是一家中德合资企业，中德双方投资比例为：上海汽车集团股份有限公司50%，德国大众汽车集团40%、大众汽车（中国）投资有限公司10%。经过多年的发展，目前已经形成了以上海安亭为总部，辐射上海安亭和江苏南京、仪征的三大生产基地。此外，宁波工厂、乌鲁木齐工厂正在规划建设中。上海大众是国内规模最大的现代化轿车生产基地之一。基于大众汽车、斯柯达两大品牌，公司目前拥有Polo波罗、Touran途安、Lavida朗逸、Tiguan途观、Santana桑塔纳、Passat帕萨特和 Fabia晶锐、Octavia明锐、Superb昊锐等十大系列产品，覆盖A0级、A级、B级、SUV等不同细分市场。 成长的上海大众 上海大众27年的风雨兼程，是中国汽车工业实现“从小到大”发展的缩影。 1978年11月，改革开放总设计师邓小平的亲自批示，正式拉开了轿车中外合资经营洽谈的序幕。经过六年缜密的谈判，1984年10月，中德双方在北京人民大会堂举行隆重的合营合同签字仪式，上海大众应运而生。 在探索合资经营的道路上，上海大众迎难而上，走出了一条独特的利用外资、引进技术、滚动发展的道路，为中国汽车工业在上世纪90年代中后期的快速发展，提供了崭新的发展理念和成功的实践模式。在扩大自身生产规模的同时，公司开展了振兴中国轿车零部件工业的桑塔纳轿车国产化工作。这一跨地区、跨行业的宏大系统工程，带动了一大批配套工业的技术进步，为形成符合国际水准的零部件生产打下扎实的基础，为国内轿车工业的蓬勃发展发挥了无可替代的奠基石作用。 经过27年的积累和滚动发展，公司注册资本已经从最初的1.6亿元人民币增加到115亿元人民币；总资产由9.8亿元人民币增长到683.3亿元人民币。截至2011年年末，上海大众累计产销各类轿车735万辆，是国内保有量最大的轿车企业。鉴于上海大众在自身发展和市场竞争中的出色表现和巨大成功，中德合资双方提前续签了延长合营合同，将合作期限延展至2030年。 在一个跨国界、跨文化、跨时代、跨技术的大背景下，上海大众中外双方精诚合作，开拓进取。在发展历程中，上海大众创造了中国轿车工业的多项第一。公司曾连续八年荣获中国十

奥迪1.4L TFSI发动机——一汽大众内部培训资料

售后服务培训 奥迪1.4l TFSI发动机 自学手册432

432_072

借用1.4l TFSI发动机，奥迪引入了一个全新的用于入门级别的先进的动力系统平台。 这个全新发动机是在“Downsizing”*理论的指导下，系统开发得到的。主要表现在燃 油经济性和排放都有显著的进步。不久的将来，或许非涡轮增压的发动机都会被更轻 巧的涡轮增压发动机所替代。由此可见，“Downsizing”的目的就是减少一切不必要的 重量，将摩擦降至最低，充分提高燃油利用率，达到更高的排放要求，当然还包括更 紧凑的结构占用更小的空间。这在强调车辆空间利用率的车上更有优势。 1.4l TFSI发动机是大众品牌和奥迪品牌联合开发的，将在整个集团共同使用。这个项 目的合作开发基础是大众品牌研发的1.4L TSI双涡轮增压发动机。 这个发动机将在奥迪A3和A3运动版上使用。它的定位是介于1.6l MPI(75 kW)发动机和 1.8l TFSI (118 kW)发动机之间。对于这个尺寸的发动机拥有最大 92 kW (125 bhp)的输 出功率，最大200 Nm的输出扭矩和异常优异的燃油经济性，用户完全可以期待这个动 力平台的动力性和经济性。这款发动机可以搭配6速手动变速箱或者7速双离合器变速 箱，创造了一个绝伦的动力理念，将为用户提供前所未有的驾乘感觉。 432_071 自学手册的目标 在这本自学手册中，你将了解到关于这款发动机设计和操作方面的 知识。只要你认真学习了这本自学手册，你将能轻松回答下面几个 问题： – –––––––机械部分的设计特点 供油系统如何工作 进气系统的特点 冷却系统如何工作以及维修保养时的注意事项改进后的供油系统的特点 废气涡轮增压的设计特点 发动机管理系统的特点 维修保养时必须要注意的事项

大众汽车发动机

FSI/TSI/TDI技术透析详解大众发动 机 大众集团在中国获得了巨大的成功，每年的销量已经能轻松的达到百万辆的水平，更是在今年达到了超过德国本土的销量。而国内的消费者为什么会一如既往的选择大众品牌的汽车呢，仅仅说他们来中国早是不够的。最重要的还得是大众的技术力量强、销售网络覆盖完善、品牌认知度等多种因素结合在一起，才造就了大众的成功。 想想10年前，人们买车基本不太考虑发动机的事情，各种当时先进的技术也只能是一种厂家的宣传手段而已，并不能真正打动消费者。再看看今天，消费者越来越关心科技含量的问题了，这款发动机有什么特殊技术等类似的问题越来越多的出现在媒体的报道中。这次，我们就给大家讲讲大众集团这两年的最新发动机科技，或许可以从一个侧面了解到大众成功的秘诀。 FSI 燃油分层喷射发动机

FSI这个词汇越来越多的出现在一汽大众车辆的标示上，FSI到底有什么神奇力量呢？FSI是Fuel Stratified Injection的词头缩写，直接翻译为燃油分层喷射，也可以说是缸内直接喷射。该技术的运用使FSI发动机与传统发动机相比拥有更低的油耗、更好的环保和更大的输出功率和扭力。燃油分层喷射技术是发动机稀薄燃烧技术的一种。 传统的汽油发动机是通过电脑采集凸轮轴位置以及发动机各相关数 据从而控制喷油嘴将汽油喷入进气歧管。汽油在歧管内开始混合，然后再进入到汽缸中燃烧。空气跟汽油的最佳混合比是14.7/1（也叫理论空燃比），传统发动机由于汽油跟空气是在进气歧管内混合，所以必须达到理论空燃比才能获得较好的动力性和经济性。但由于喷油嘴离燃烧室有一定的距离，汽油同空气的混合情况受进气气流和气门开关的影响较大，并且微小的油颗粒会吸附在管道壁上，这就的理论空燃比很难达到，这是传统发动机很难解决的一个技术问题。 把燃油直接喷射到汽缸中就可以解决这一难题。直喷式汽油发动机采用类似于柴油发动机的供油技术，通过一个高压油泵泵提供所需的100bar 以上的压力，将汽油提供给位于汽缸内的电磁燃油喷嘴。然后通过电脑控制喷射器将燃料在最恰当的时间直接注入燃烧室，通过对燃烧室内部形状的设计，让混合气能产生较强的涡流使空气和汽油充分混合。然后使火花

实例详解发动机工况图

实例详解发动机工况图 买车的朋友都知道发动机的重要性，到底什么样的才是好发动机呢？怎样才能发挥发动机的最佳性能呢？ 发动机工况图，现在经常被拿出来说事，但很多人肯定是一头雾水。别着急，今儿就和大家聊聊发动机工况图中的“双峰”，读懂了这个就不怕被JS忽悠了，更重要的是对用车很有帮助。 先来解释下发动机工况图里的两个参数。 1、扭矩=爆发力： 通俗的讲，扭矩就相当于人的爆发力，爆发力越强，加速性越好，也就是说推背感更强。比如说，在等红灯变绿灯时起步，能够超出其它车一个车身的，这车的扭矩绝对NB（当然，前提是相同排量和同样的开车习惯才有可比性）。 2、功率=耐久力： 再打个比方，功率相当于人的耐力，耐力越强，持久性越好。功率越大的发动机，高速的持久性越好。对于选车的朋友来讲，就要考虑是否长时间使用高速路和城市快速路段。 当然，评价发动机性能是不能独立看这两个参数的，结合发动机转速才能更好的判断一台发动机的动力性、经济性。 以领翔2.0发动机工况图为例，在2000—3500转之间扭矩曲线产生两个峰值，第一个峰值在170Nm左右，第二个峰值在180Nm左右，扭矩的平滑递增表明这款发动机在这个转速区间内更强调燃油经济性，适合平稳的提速而不是急加速，比较适合城市路况使用。而转速一旦到了4500转，扭矩瞬间达到197Nm的峰值，说明在高速条件下，这台发动机的提速性能同样不处于下风。如果转速再升高，虽然功率在提升，但是扭矩却开始下降了，除了增加油耗对于提速已经没有帮助了。 所以说，对于城市用车为主的人来讲，这款2.0的发动机动力足够，又不失经济实惠。

再来比较一下2.4L发动机工况图，在2500—4000转之间，扭矩迅速从210Nm拉升到峰值227Nm，发动机的动力瞬间可以让你的背部与座椅靠背来一次亲密接触。而随之功率的增加，耐久力带来的是在高速行驶情况下的急加速。在接近4000转的转速上，第二个扭矩峰值得到发挥，可以充分享受到提速所带来的快感，比较适合激烈的驾驶。 因为发动机、变速箱是不能改变的，所以了解工况图所代表的发动机性能一个是买车时能根据个人要求选择适合自己的车型；另一个重要目的就是改变自己的驾驶习惯，比如说行驶速度和换档时机等。 适时地换档，既可以防止发动机超负荷运转，又可以避免动力的浪费。加档时机过早或减档时机过晚，都会由于发动机动力不足，造成传动系统抖动进而加快损坏；加档时机过晚或减档时机过早，又会使低速档时用过长，造成燃油不必要的浪费。 以上都是根据经验总结的个人理解，也只是些皮毛的东西，欢迎高手来指点迷津，共同进步。

美国页岩气勘探开发关键技术

目录 _Toc28155708 引言 (2) 1 美国页岩气藏特点分析 (2) 2 地层评价 (3) 3 岩石机械特性地质力学 (4) 4 钻完井技术 (5) 5 压裂技术 (8) 5.1 清水压裂技术 (8) 5.2 重复压裂技术 (9) 5.3 水平井分段压裂技术 (9) 5.4 同步压裂技术 (10) 6 结论和建议 (10)

美国页岩气勘探开发关键技术 引言 美国页岩气资源量达16. 9 万亿m3，可开采资源量7. 47 万亿m3。至20 世纪90 年代末，美国页岩气产量一直徘徊在( 30 ～50) 亿m3 /a。2000 年新技术的应用及推广，使得页岩气产量迅速增长。2005 年进入大规模勘探开发，成功开发了沃思堡等5 个盆地的页岩气田，产量以100 亿m3 /a 的速度增长。2008 年产量达到600 亿m3，占美国天然气总产量的8%，相当于中国石油当年天然气总产量，目前则已占到天然气总产量的13% ～15%。截至2008 年底，美国累计生产页岩气3 316 亿m3。预计2015 年美国页岩气产量将达到2 800 亿m3。自2009 年以来，北美的页岩气开发发生了革命性的变化，目前美国已取代俄罗斯成为世界最大的天然气生产国，实现了自给自足并能连续开采上百年。美国页岩气快速发展是技术进步、需求推动和政策支持等多种因素合力作用的结果。从技术进步角度来看，则主要得益于以下几方面的关键技术:前期的页岩气藏分析、地层评价、岩石力学分析、后期的钻完井技术以及压裂增产技术。 1 美国页岩气藏特点分析 美国页岩气藏具有典型的衰竭特点，初始产量高，前3 年急剧下降，随后在很长的时间里保持稳产并有所下降，生产寿命可达25 a 以上。美国页岩气资源丰富，致密页岩分布范围广，有效厚度大，有机质丰富，含气量大，裂缝系统发育，

汽车发动机常见参数解析

对于多数车主而言，对车辆发动机是否有力、耐用、安静、省油等，都十分关心。然而打开发动机盖，林列于发动机舱内的发动机及其他机构，实在也让人眼花缭乱。大家都知道发动机的重要性，但却因为认识不够，关于发动机的知识也很少能有系统的按各机构、系统来了解，更不要说是每一个机构是如何运作的了。 空燃比(AFR——Air Fuel Ratio) 空燃比、容积效率、点火正时等参数在发动机的控制中十分重要，发动机要能发会最大性能及符合环保法规，这些参数必须正确的应用与设定。

空燃比是指燃料与空气的质量比，当我们说空燃比为13或13：1，即表示进入燃烧室的燃油质量是空气质量的13倍，空燃比数字越大，代表混合气越稀，数字越小则越浓。。依照汽油的燃烧化学式，燃油与空气的当量比为14.7左右，也就是当空燃比在14.7：1时，所有空气中的氧会与汽油完全反应。然而在发动机调校时，有一个调校项目叫做 LBT(Leanest Mixture That Gives Best Torque)，就是在发动机能产生最大扭力下，给予最大 (最稀) 的空燃比，一般发动机在LBT时的空燃比都在12.5上下，原因是因为在这个空燃比下的混合气之燃烧速度最合适，能给予发动机最大的性能。然而当油门开启达到一定程度时，发动机会将空燃比设定小 (浓) 一些，以降低燃烧温度保护发动机及触媒转换器。 容积效率(VE——Volumetric Efficiency) 容积效率并不是某些人所谓「发动机马力除以排气量」，而是指在一大气压下，每一个进气行程中，被吸入汽缸之气体体积与该汽缸之排气量的比值。在一般发动机中，活塞自上死点移动至下死点所扫过的体积我们称为「排气量」，而排气量也等于发动机的进气量。

上海大众汽车的公司的运营管理

上海大众汽车公司的运营管理 0 引言 2009年中国尚未走出世界金融危机带来的阴霾，但出乎很多业内人士预料，国内汽车 生产销售井喷式爆发却提前来到了。 秋日的上海安亭，梧桐树的落叶在微风中翩翩飞舞。张工是上海大众汽车有限公司计 划控制与物流部的工程师，负责协调汽车线束供应商的供应事宜。后天又到了周五例会的 时间了，摆在张工面前最烦心的事情莫过于汽车线束供应商的供应不足以至于影响整车装 配线的生产安排。张工虽负责公司线束供应协调工作多年，却明显感觉到目前他所主管业 务的压力，照这样下去，一些车型的生产产量将受到限产。目前公司两个长期合作的供应 商已经开足马力生产，但上海大众仅仅是他们在国内的一个用户，其他汽车厂家也在等他 们的产品……是另外寻求同类产品的供应商，还是提高采购价格从现有的供应商那里保障 供给？张工的思绪随着窗外飞舞的梧桐叶而飘动。他知道明天的周例会上必须对线束的采 购问题做出抉择，作为业务主管的他必须事先提出决策依据，供公司主管领导裁定。 1 上海大众公司概况 上海大众汽车有限公司（以下简称上海大众）是成立于1985年的中德合资企业，中 德双方投资比例各为50%。公司总部位于上海安亭国际汽车城。上海大众南京分公司为第 四个整车生产基地，位于南京市江宁经济技术开发区。 上海大众目前具备了年生产60 万辆的能力，是国内规模最大的现代化轿车生产基地之一。上海大众目前拥有Santana 桑塔纳、桑塔纳Vista 志俊（在南京工厂生产）、Passat帕萨特、Polo 波罗、Touran途安、Tiguan 途观、Lavida朗逸和Octavia明锐、Fabia 晶锐、Superb昊锐等多个产品品牌系列。 截至2009 年 3 月，上海大众累计产销各类轿车460 万辆，是国内保有量最大的轿车企业。中德合资双方已于2002年提前续签了延长合营合同，合作期将限延展至2030 年。2009 年10 月15 日上海大众第500 万辆轿车昊锐驶下上海大众汽车三厂的总装生产线，当日为上海大众25 周年生日。截止2009 年底，上海大众产销均创历史记录，大众和斯柯达两个品牌当年销售共计72.9 万辆，其中大众品牌为60.6 万辆，占83.1%；斯柯达为12.3 万辆，占16.9%。 目前上海大众在国内的特许经销商（4S 店）超过700 家，是目前国内最大的汽车销 售网络；斯柯达也有超过160 家的特许经销商。 2 上海大众高层组织架构和与运营管理相关的主要部门 由于是中外合资公司，上海大众的最高领导机构是上海大众执行委员会，中德双方各 占 2 人，中方占据总经理和销售执行经理两个席位，而商务执行经理和技术执行经理由 1

发动机基本知识总结全集

发动机构造基本原理图解 发动机是一种由许多机构和系统组成的复杂机器。无论是汽油机,还是柴油机；无论是四行程发动机，还是二行程发动机；无论是单缸发动机,还是多缸发动机。要完成能量转换，实现工作循环，保证长时间连续正常工作,都必须具备以下一些机构和系统。 1、发动机总体构造 发动机是一台由多种机构和系统组成的复杂机器。现代汽车发动机的结构形式很多,发动机的具体构造也多种多样，但由于其基本工作原理一致，从总体功能来看,其基本结构大同小异,都是由二大机构和五大系统组成，即:曲柄连杆机构、配气机构、供给系统、冷却系统、润滑系统、起动系统、点火系统（柴油机没有)。我们以桑塔纳2000GSi型轿车装备的AJR型发动机的结构实例来分析发动机的总体构造。

（１) 曲柄连杆机构?曲柄连杆机构是发动机实现工作循环,完成能量转换的主要运动零件。它由机体组、活塞连杆组和曲轴飞轮组等组成。在做功行程中,活塞承受燃气压力在气缸内作直线运动，通过连杆转换成曲轴的旋转运动，并从曲轴对外输出动力。而在进气、压缩和排气行程中,飞轮释放能量又把曲轴的旋转运动转化成活塞的直线运动。

(2) 配气机构 配气机构的功用是根据发动机的工作顺序和工作过程,定时开启和关闭进气门和排气门，使可燃混合气或空气进入气缸,并使废气从气缸内排出，实现换气过程。配气机构大多采用顶置气门式配气机构,一般由气门组、气门传动组和气门驱动组组成。 （3) 燃料供给系统 汽油机燃料供给系的功用是根据发动机的要求,配制出一定数量和浓度的混合气,供入气缸,并将燃烧后的废气从气缸内排出到大气中去；柴油机燃料供给系的功用是把柴油和空气分别供入气缸,在燃烧室内形成混合气并燃烧，最后将燃烧后的废气排出。

大众发动机简介

大众汽车发动机简介 FSI/TSI/TDI 技术透析详解大众发动机大众集团在中国获得了巨大的成功，每年的销量已经能轻松的达到百万辆的水平，更是在今年达到了超过德国本土的销量。而国内的消费者为什么会一如既往的选择大众品牌的汽车呢，仅仅说他们来中国早是不够的。最重要的还得是大众的技术力量强、销售网络覆盖完善、品牌认知度等多种因素结合在一起，才造就了大众的成功。想想10 年前，人们买车基本不太考虑发动机的事情，各种当时先进的技术也只能是一种厂家的宣传手段而已，并不能真正打动消费者。再看看今天，消费者越来越关心科技含量的问题了，这款发动机有什么特殊技术等类似的问题越来越多的出现在媒体的报道中。这次，我们就给大家讲讲大众集团这两年的最新发动机科技，或许可以从一个侧面了解到大众成功的秘诀。FSI 燃油分层喷射发动机FSI 这个词汇越来越多的出现在一汽大众车辆的标示上，FSI 到底有什么神奇力量呢？FSI 是Fuel Stratified Injection 的词头缩写，直接翻译为燃油分层喷射，也可以说是缸内直接喷射。该技术的运用使FSI 发动机与传统发动机相比拥有更低的油耗、更好的环保和更大的输出功率和扭力。燃油分层喷射技术是发动机稀薄燃烧技术的一种。传统的汽油发动机是通过电脑采集凸轮轴位置以及发动机各相关数据从而控制喷油嘴将汽油喷入进气歧管。汽油在歧管内开始混合，然后再进入到汽缸中燃烧。空气跟汽油的最佳混合比是14.7/1 也叫理论空燃比）（，传统发动机由于汽油跟空气是在进气歧管内混合，所以必须达到理论空燃比才能获得较好的动力性和经济性。但由于喷油嘴离燃烧室有一定的距离，汽油同空气的混合情况受进气气流和气门开关的影响较大，并且微小的油颗粒会吸附在管道壁上，这就的理论空燃比很难达到，这是传统发动机很难解决的一个技术问题。把燃油直接喷射到汽缸中就可以解决这一难题。直喷式汽油发动机采用类似于柴油发动机的供油技术，通过一个高压油泵泵提供所需的100bar 以上的压力，将汽油提供给位于汽缸内的电磁燃油喷嘴。然后通过电脑控制喷射器将燃料在最恰当的时间直接注入燃烧室，通过对燃烧室内部形状的设计，让混合气能产生较强的涡流使空气和汽油充分混合。然后使火花塞周围区域能有较浓的混合气，其他周边区域有较稀的混合气，保证了在顺利点火的情况下尽可能的实现稀薄燃烧。FSI 发动机示意图如上图所示，高压喷油嘴是直接向气缸内喷射燃油的。而传统发动机的喷油嘴则安排在了进气道中。这就是缸内直喷的最明显特征。采用FSI 发动机的大众第六代高尔夫TFSI 涡轮增压燃油分层喷射发动机FSI 是给发动机的喷射方式带来了革命，它让一款普通发动机的各种性能都得到了提升，而FSI 再往上发展就变得更加容易了。基础打好了，害怕摩天大厦盖不成嘛，TFSI 就是一个最好的例子：这个比FSI 多出来的T 字代表的则是涡轮增压（Turbocharger），而发动机本身也的确是在FSI 发动机的基础上增加了一个涡轮增压器。涡轮增压是利用排气的高温高压推动废气涡轮高速转动，在带动进气涡轮压缩进气，提高空气密度，同时电脑控制增大喷油量，配合高密度的进气，因此可以在排量不变的条件下提高发动机工作效率。由于涡轮增压器是靠排气推动的，因此在发动机转速低时涡轮并不工作。但在这个时候涡轮还是转动的，只是排气压力不够，达不到增大进气压力的效果。随着转速的上升（约1500 转或以上），排气压力逐渐加大涡轮就进入了正常的工作状态，达到增压的目的和效果。装载在奥迪上的TFSI 发动机但是，当转速接近额定的时候（约5000 转或以上），发动机本身的内压超过了排气压力，这时的涡轮同样是不工作的。实际上发动机的一般工作区间正在1500－5000 内，所以涡轮增压以它优越的经济性和动力性得到了众多用户的认可。不过怎么说还是有点缺陷，这两个区间的动力缺失如何解决呢，高转速我们可以换个大点的涡轮，可是低转速的动力空挡也会同时加大。很自然的一款无可挑剔的发动机应运而生，TSI 把所有问题解决的更巧妙更能打动人心。TSI

上海大众公关案例

品牌带我回家 ——“上海大众”营销公关案例 上海蓝梦广告公司 项目简述 伴随着中国经济的快速增长，汽车逐渐进入家庭。2002年起，汽车消费呈现高速增长的态势，产品供不应求，各汽车厂商以扩充产能为第一目标，但作为汽车消费链最重要的售后服务这个环节没有被同步重视而发展。 上海大众，这个最早进入中国市场的外资品牌，早在2 0年前，第一辆桑塔纳下线的同时，就已经着手售后服务网络的建设，并不断完善了服务体系。到目前为止，在保有量达250万辆的基础上，上海大众已经形成覆盖全国（除台湾、香港、澳门）600家特约维修站，4个配件中心，1个培训中心，1个全国客户服务中心（电话呼叫中心），及200多家24小时服务网点。 始终占据中国轿车市场份额第一位的龙头企业，在产销同步增长的同时，于2002年2月开始酝酿、策划一个大型的、全国范围内的公关活动，命名为“相约上海大众，品牌带我回家”。该活动的主旨是邀请上海大众的车主用户及企业内部员工齐聚上海，参观上海大众最先进的汽车生产线，全面了解汽车生产工艺，透析上海大众的汽车文化，从而使用户对企业实力强大、产品质量可靠、科技世界领先的优势形成进一步认知，树立信心，达到口碑相传，间接帮助产品的销售，使员工提高对企业的忠诚度，增加企业的凝聚力。 自2002年6月第一批用户参加活动以来，共组织执行了56轮，参与人次为3 880人，范围涉及全国各地，同时也邀请了部分集团用户，如警务系统，出租车公司，银行系统等，让他们第一次零距离地与上海大众亲密接触。每一次活动后，都获得了他们一致的好评，普遍对上海大众三厂（Passat生产线，目前国内投资额最大，最先进的厂房）、上海大众试车场（投资10亿元的国内第一个专业试车场）、上海大众的安亭工业园区留下了深刻的印象。从这里，他们看到了上海大众对精益求精造车理念的全新演绎，一辆质量可靠、品质完美的车的诞生。 在活动过程中，我们也得到了上海大众各地分销中心和维修站的积极响应，要求自发组织活动，以便为后续销售建立更良好的口碑。 本次公关活动，是中国汽车行业内的首创。它第一个让用户和员工如此近距离的全透明的了解一个品牌，是真正意义上的“回家”。本次活动在上海大众售后服务部的带领下，得到了上海大众各部门的大力支持，在各方资源协调，统一部署的配合下，给了每一个参与者一个宾至如归的“家”的感受。

发动机基础知识

这次的培训主要是按照以下的流程来讲解: 发动机的历史 发动机的分类 发动机的构造和原理 发动机的装配 发动机电气知识讲解 发动机的维修和保养

一、柴油机的历史 18世纪后半期，欧洲各国在迎来巨大转折期的产业革命时，诞生了世界首辆汽车。第1辆汽车是蒸气汽车。但是，对于持续扩大的产业，蒸气 机已无法适应，渐渐地在汽车和汽油发动车等的发动机内部，在燃烧后产 生动力，再转移到为内燃机。其中便诞生了具有良好热効率的柴油发动机。 说到柴油发动机，不得不提到『鲁道夫?迪赛尔』，这是个重 要的人物。他是柴油发动机的发明者，并确立了基本原理，被称为柴油机 之父。柴油发动机就是用他的名字命名的 (1858^1913)传统柴油发动机的特点：热效率和经济性较好 柴油机采用压缩空气的办法提高空气温度，使空气温度超过柴油的自 燃燃点，这时再喷入柴油、柴油喷雾和空气混合的同时自己点火燃烧。因此，柴油发动机无需点火系。同时，柴油机的供油系统也相对简单，因此柴油发动机的可靠性要比汽油发动机的好。 由于不受爆燃的限制以及柴油自燃的需要，柴油机压缩比很高。热效率和经济性都要好于汽油机，同时在相同功率的情况下，柴油机的扭矩大，最大功率时的转速低，适合于载货汽车的使用。 但柴油机由于工作压力大，要求各有关零件具有较高的结构强度和刚度，所以柴油机比较笨重，体积较大；柴油机的喷油泵与喷嘴制造精度要 鲁道夬■迪赛尔

求高，所以成本较高；另外，柴油机工作粗暴，振动噪声大；柴油不易蒸发，冬季冷车时起动困难。 由于上述特点，以前柴油发动机一般用于大、中型载重货车上。 高速柴油发动机的新发展：排放已经达到欧洲III号的标准传统上，柴油发动机由于比较笨重，升功率指标不如汽油机（转速较低），噪声、振动较高，炭烟与颗粒（PM）排放比较严重，所以一直以来很少受到轿车的青睐。但随着近年来柴油机技术的进步，特别是小型高速柴油发动机的新发展，一批先进的技术，例如电控直喷、共轨、涡轮增压、中冷等技术得以在小型柴油发动机上应用，使原来柴油发动机存在的缺点得到了较好的解决，而柴油机在节能与C02排放方面的优势，则是包括汽油机在内的所有热力发动机无法取代的，因此，排放已经达到欧洲III 号标准的柴油机，成为“绿色发动机” ，目前国三型号的柴油机已经开始在我国全面推广。

详解大众tsi发动机优缺点

大众TSI发动机分析 上海大众在欧美地区取得优秀销售业绩的同时，在中国市场上也取得了不错的成绩。这些不得不归功于大众集团在发动机上面的独特而又先进的技术，代表就是TSI双增直喷发动机。 TSI是大众集团开发的一套双增压技术，是涡轮增压和机械增压的相结合。而习惯叫它双增压。这个双增压跟大众奥迪集团的双涡轮增压有很大的区别，可以说是完全两个概念。在性能上作为畅销品牌的大众肯定有它的过人之处。 首先我在网上了解了涡轮增压和机械增压的优缺点。其实任何一种增压它的目的都是相同的，就是要把空气压缩以后再通入到气缸当中燃烧，这样做的好处很明显，压缩以后的空气密度更大，这就意味着单位体积内的氧气分子更多。在发动机排量不变的情况下，吸入的氧气分子越多，再配合燃油喷射系统提供的更多的汽油那么可以输出更高的动力。不管是涡轮增压还是机械增压都是为了达到这一目的而设计的，只不过两者的实现手段不相同。（1）T——涡轮增压发动机。 1、优点。在不增加发动机排量的基础上，可大幅度提高功率和扭矩。他是由一个进气涡轮来压缩空气，进气涡轮的另一头连着一个废气涡轮。我们知道发动机的排气是高温高压的，这就意味着排气中仍然含有巨大的能量。将废气涡轮装在排气管之中则能利用排气能量来驱动涡轮高速旋转，从而能够带动进气涡轮随之高速旋转，以获得压缩进气的能量。所以涡轮增压器是不需要额外的消耗发动机能量的。而且发动机转速越高废气排放速度和能量也越大，使得涡轮的转速也越高，这样进气涡轮压缩空气的能力也越强。对于涡轮增压的发动机来说，转速越高，进气效率也越高，能够发挥出来的功率就越大。所以涡轮增压器对于发动机的高速运转是非常有好处的。 2、缺点。涡轮工作有迟滞现象，并且保养费用高。涡轮的质量也就决定他在运动中存在惯性。我们知道发动机在怠速工况时转速往往只有几百转，而且在怠速工况时涡轮是不能介入工作的。除了因为发动机转速低，排气能量不足以驱动涡轮高速运转，还有一个更重要的原因就是怠速时发动机负荷低，如果此时涡轮也参与工作那么发动机会过热，并且耗费更多不必要消耗的汽油。所以怠速工况时，进气和排气旁通阀会自动打开，此时进气和排气都没有经过涡轮，新鲜空气是直接被吸入气缸，废气也是直接排入大气中的。由于增压发动机的压缩比都比较低（通常在8.0以下，压缩比低是因为空气被增压器压缩后会放热，如果压缩比过高会导致压缩行程时混合气继续放热，引起混合气自然），所以在涡轮介入之前发动机的动力性是非常差的。这就是涡轮增压发动机的通病涡轮迟滞。这种状况是非常不适合城市驾驶的。因为我们知道城市开车经常要走走停停，涡轮增压低扭差劲的缺点暴露无疑。（2）S——机械增压发动机。 1、优点。机械增压响应性好完全没有涡轮的迟滞现象，可以在任何时候都能输出源源不断的扭力。他的原理与发动机机油泵有些类似，也是与发动机动力相连，只不过压缩的是空气。它与涡轮增压器在性能上最大的区别就是对压气机的转速没有限制。也就是说只要罗兹压气机在转，就可以压缩空气。而涡轮增压器由于是靠高速旋转产生的空气离心力来压缩空气，所以需要非常高的转速（通常TURBO的转速能接近10万转/分钟）。所以即便发动机怠速或者处于1000转左右的低转速，也能连接机械增压器压缩进气。不过处于经济型考虑，怠速工况时电磁离合器是断开的，也就是说怠速时压缩比并没有与发动机动力相连，不过只要踩下油门电磁离合器可以迅速连接发动机动力。所以机械增压能够给汽车带来很好的低转扭矩，让起步时冲进十足。

发动机型号详解

潍柴发动机

柴油机:diesel engine 水冷：Wat er Cooled 机型变型编号排放： 欧二 排量* 4L 系列’ 226B系列道依 茨:DEUTZ公司増 压；Turbo D 615.58 WD615系列欧【1 机型变型编号 -------- 缸挑量:1. 5L 缸数:六缸 柴油机：di esel eng i ne 水冷：Water Cooled WD618系列欧【I 耳禅18申6 ― 马力：360马力 ---------- 缸排量:1. 8L ---------- 缸数:六缸 WD12系列欧【I 马力：336马力 排量:12L 柴油机:diesel engine 水冷：Wat er Cooled

竿甲° ~ 马力：150马力 排量:4L 柴动力；Wei chai Powers 晋9 ?甲0 ~| 马力：210马力 | 排書6L WP6系列国111 潍柴动力：Weichai Power- 马力:270马力 ■排量:12L 潍柴动力：Weichai Power 附件：马力部分的机型编号.可以统一说WP10.240NE31注：成机型编号，需 要解释的是：有些编号数一一潍柴EGRWP10.240E32 有些机型编号数字与代代字直接代表马力。发动机的型号编制规则。E3不-致 时在这个表表马力的大小不一致。国【II （欧II ）表N 代表减速增里统一说成编 号，一致时统一说成了马代 WP12系列国【11/国IV WP10系列国III WP4系列国山 ?马力：240马力 卡量：10L 雒柴动力：Weichai Power 10-240

表内EGR2代衣外込.式矩1其余编号与其力。希望

中国汽车生产基地分布

中国主要汽车生产基地分布图 属于一汽集团的品牌有，一汽解放、一汽红旗、一汽奔腾、一汽大众、一汽奥迪、一汽马自达（以上产地都在沈阳）、一汽丰田（产地分别在天津和四川成都）、天津夏利（产地在天津）、一汽客车（产地在江苏无锡）。 属于东风汽车集团的品牌有，东风商用车、东风风神（产地在湖北十验和襄樊）、东风雪铁龙、东风标致、

东风本田、东风扬子江客车（以上产地都在湖北武汉）、东风日产（产地在广东广州）、东风悦达起亚（产地在江苏盐城）、东风风行（产地在广西柳州）、东风郑州日产（产地在河南郑州）。 上海汽车集团的品牌有上海大众、上海大众斯柯达、上海通用、上海通用雪弗兰、上汽荣威、上海申沃客车、上海汇众汽车、上海华普（以上产地都在上海）、上海通用五菱（产地在上海和广西柳州）。 属于北京汽车集团的品牌有北京JEEP、北京奔驰克莱斯勒、北京现代、北汽福田，产地都在北京。 属于广州汽车集团的品牌有，广州本田、广州丰田（以上产地都在广州）。属于华晨汽车集团的品牌有华晨金杯、华晨中华、华晨宝马（以上产地都在沈阳）。属于长安汽车集团的品牌有长安汽车、长安福特、长安铃木（以上产地都在重庆）、长安马自达、长安福特沃尔沃（以上产地在重庆和江苏南京）。 属于江铃汽车的品牌有江铃五十铃、江铃福特全顺、江铃陆风（产地都在江西南昌）。属于庆铃汽车的品牌有庆铃五十铃（产地在重庆）。 属于东南汽车集团的品牌有，东南三菱、东南汽车（产地在福建福州）。 江淮汽车旗下有江淮轻卡、江淮系列轿车、江淮瑞风、江淮瑞鹰、江淮格尔发重卡，产地在安徽芜湖。 奇瑞汽车产地在安徽芜湖。海马汽车产地在海南海口。哈飞汽车产地在黑龙江哈尔滨。昌河汽车品牌有昌河铃木、昌河汽车，产地在江苏宿迁。中兴汽车产地在河北石家庄。比亚迪汽车产地在陕西西安。吉利汽车产地在浙江宁波。长城汽车产地在河北保定。长丰猎豹汽车旗下品牌有三菱帕杰罗、猎豹汽车，产地在湖南长沙。属于南京汽车集团的品牌有跃进、IVECO依维柯、菲亚特、名爵（产地都在江苏南京）。宇通客车集团产地在河南郑州。金龙客车公司产地在江苏苏州和福建厦门。

一汽-大众速腾1.8T发动机(BPL)

一汽－大众速腾１．８Ｔ发动机（ＢＰＬ）作者： 来源：《汽车与运动》2006年第12期 评委意见 大众的1．8T发动机是一款很长寿的机型，在国内装配过宝来帕萨特、途安、奥迪以及现在的速腾等众多车型。从市场表现来看，这款机型的稳定性毋庸置疑。而其强劲的动力和经济的油耗也让很多消费者都将其作为购车的主要依据。另外，5气门的设计会带来精密的进排气控制，可以使发动机具有更好的动力性能，并且更加符合环保标准。 一汽－大众速腾１．８Ｔ发动机（ＢＰＴ） 对于这款发动机是否进入我们的复选名单，评委们也有不小的争议。虽然这款1．8T发动机在速腾上装备时做了新的调校，扭矩有了提高，可是这款机型确实在国内已经面市了很长时间，在技术上并没有什么新颖之处。不过，考虑到它是国内目前为止装配量最大的涡轮增压汽油机，我们还是把它选人了复选名单。 速腾所搭载的1．8T发动机动力性能相当于2．3L或2．4L发动机，具有低速大扭矩的特点(功率决定最高时速，扭矩决定加速时间)，加速性能突出。该发动机的最大功率达到了110kW／5800rpm，在2000-4600rpm都能达到最大扭矩220Nm，既有大排量车的大功率、高时速特性，同时又具备小排量车经济省油等特点。 在这款发动机初次亮相的时候，国内还鲜有涡轮增压发动机这个概念。涡轮增压技术在不增加发动机排量的基础上，通过压缩空气来增加进气量，并相应增加燃料量来提升发动机的输出功率。与普通1．8L发动机相比，其功率及扭矩要多出20％～30％。这对于一些追求运动感觉的驾驶者来说，确实是很难抵挡的诱惑。 这款发动机采用了5气门结构，这一技术的采用，使得发动机能够具有更好的动力性能，并且更加符合环保标准。点火系统的独到之处在于每个气缸都单独装置了一个带有放大驱动模块的点火线圈，使点火效率有了质的飞跃。而点火时间则改由中央控制系统控制，省去了传统的分电盘和水泵中间轴，机构简化，重量减轻，并有效降低了机械传动的噪声。 发动机配置上更多的是考虑平日使用的需要，2000rpm内启动涡轮开始增压的设计，使扭力输出非常早，基本驾驶(城区)都可以保持在2000rpm内，这样可以大大减少燃油消耗。速腾为这款发动机配备了大型号的中冷器，它可以让发动机进气温度更冷，涡轮工作温度更低一点，从而对涡轮和发动机起到更好的保护作用。 虽然这款发动机已经在国内上市了很长时间，但迄今为止，它还是大众车系在中国的主力发动机之一，强劲的动力和经济的油耗，让它受到了众多消费者的喜爱。所有的评委都对这款