CN102099558A - 具有集成排气歧管的发动机设备 - Google Patents

Abstract

本发明提出了被集成到汽缸盖(100)中的排气歧管，主要用于涡轮增压发动机的应用及与其相配套的冷却设计。利用这种方案可以获得显著的属性改善，同时又能明显降低系统成本。通过将具有直接喷射与涡轮增压装置的四汽缸汽油发动机作为示例，本文介绍了本发明的诸项优点。本发明需特别强调的优点是：降低了在满负荷及接近满负荷区域中的油耗，减小了在欧洲运行循环试验中的CO₂排放量，能够实现催化式排气净化器的快速起动，改善了发动机热循环以及汽车客舱的预热，而且，由于取消了传统的排气歧管，因而显著降低了装配复杂程度，并同时由此减轻了相关的重量及成本。

Description

具有集成排气歧管的发动机设备

技术领域

本发明涉及一种基于权利要求1前序部分所述的发动机设备以及基于权利要求12或13的前序部分所述的内燃发动机。

背景技术

为在未来的几年里对实现减少CO₂排放做出实际的贡献，与直接喷射及增压型汽油发动机相结合的发动机精简技术被看作是合理的解决方案。为在各种车辆(Flotte)实现广泛应用，必须在谨慎兼顾耐久性(对于顾客与车辆的)、行驶性能及成本等方面的同时优化推进汽油直接喷射发动机精简(Otto-DI-Downsizing)系统。

对于小轿车，欧盟委员会已将针对2012年度的最大油耗下的CO₂排放目标值拟定为130g/km。遵守这一未来的限值是汽车生产商在规划驱动装置蓝图时的主要着眼点。

在减少CO₂排放的道路上，基于迄今为止的汽油发动机技术(利用进气管喷射、能够改变气门控制正时且能够进行排气再循环的自然进气发动机)，可以通过在减小摩擦和热量管理领域中采取适当技术投入的方法来开发其他潜力。

对于欧洲市场上的中小型汽车，通过将采用新型汽油发动机燃烧方法(分层设计，均匀自点火)或采用发动机精简设计作为最重要的步骤来实现上述CO₂目标值是可行的。为进一步减少CO₂排放，发动机精简设计也可以与其他燃烧方法措施相结合。

就发动机精简设计的市场成功而言，起决定作用的因素是满足不同的客户期待，尤其是兼顾日常实际使用中的油耗、驾驶愉悦感、良好的噪音表现以及可承受的成本。

特别地，对于所述设计中已增压区域的强化利用需要特别注意避免燃料富集以保护构件，并需确保良好的动态起动特性。避免燃料富集在一定限度内可以通过采用特别具有温度稳定性的材料来实现，但这会导致制造成本的增加。此外，在高效的小型动力机构中，提供必要的热功率将更加困难。

发明内容

本发明的目的在于，对背景技术中提到类型的发动机设备以及内燃发动机进行改善，以使得燃料富集即便在增压区域中也不会出现，从而起到保护构件的目的，和/或实现在排气道中应用更少的具有温度稳定性的材料，并同时还应改善排气处理设备的起动特性。

上述目的是借助于具有如权利要求1所述之特征的发动机设备，借助于具有如权利要求12和13所述之特征的内燃发动机得以实现的。

各从属权利要求给出了本发明的其他有利设计方案。

在本发明的范围内已经确定的是，集成在气缸盖中的排气歧管不仅特别紧凑、特别节省材料，而且使得排气在气缸盖中的液体冷却设计充分有效的情况下可以得到有效的冷却，这样，气缸盖出口处的排气温度在所有发动机工况下均能被限制在一个最大值之下，该最大值明显低于在可比较的具有传统排气歧管的内燃发动机中出现的排气温度最大值。由此，一方面，可以将温度稳定性更小的材料应用于其他的排气装置(特别是对于涡轮机和连接在排气歧管上的涡轮增压机的涡轮机壳体)上，和/或省去在高负荷时所需要的通过混合添加润滑油脂进行人为排气降温的做法。因此针对特定的汽车目标群，或者可以降低制造成本，或者可以改善燃油消耗值，或者实现兼顾所述两方面的优点。

但是，在气缸盖中对排气实施相应的有效冷却，需要对冷却剂管路进行非常精确的设计，以防止在气缸盖中出现局部过热的现象，这种局部过热可能会使得气缸盖上所用的铝合金迅速损坏。因此就需要大规模的计算机辅助优化和模拟程序，以确保此种气缸盖的热与机械耐久性。

不过，对于一种特别有效的排气冷却，容易让人产生这种忧虑，即，催化式排气净化器或另一排气处理设备在冷起动后的预热时间可能延长，而这又是必须采取额外的、消耗燃料的对应措施。但令人意外的是，事实表明，利用根据本发明的集成排气歧管，排气处理装置的起动特性反而得到了改善。其原因基本可以这样来解释：由于其结构紧凑，因而集成排气歧管所具有的排气道内表面比常规外排气歧管的更小，这是因为集成排气歧管中的单一排气道可以更早合并到总排气管中。但是事实已证明，对于催化式排气净化器的起动特性而言，排气道乃至排气处理设备的总面积是重要的参数。至于所述排气道是水冷或只是气冷的，对于发动机起动不久之后的排气预热特性实际上不重要，这是因为在冷起动时，排气管壁与排气之间的温度梯度在任何情况下都是很大的。

另外，通过使连通至涡轮增压器的排气道尽可能地短，可改善负荷发生短暂变化时的响应特性。

因此在本发明的范围内，排气道从排气阀座开始的面积中有较大一部分是由液体冷却的。尤其提供有：从排气口测量到总排气管在气缸盖上的出口测得的且位于气缸盖中由液体冷却的排气道(的内壁面积总和与从排气口测量到气缸盖之外的第一排气流通装置的基准元件之间测得的排气道的内壁面积总和之间的比例关系大于50％，优选大于65％，特别优选大于80％，尤其特别优选大于85％。

所述第一排气流通装置优选实施为排气涡轮增压器，其中，用于确定面积份额的基准元件是涡轮增压器的涡轮机的蜗壳或者蜗杆的起始区域。在本发明的范围内，此类的排气涡轮器不仅被推荐用于柴油发动机，而且还特别推荐用于汽油发动机。在这种排气涡轮器上通常连接有排气处理装置(如催化式排气净化器、氮氧化物捕集器等)。

在无增压的汽车中，所述第一排气流通装置也可以是排气清洁装置，而在此种情况下，所述基准元件则是排气清洁基底在发动机侧的起始点。

对于气缸盖中液体冷却装置散发排气热量的能力，优选地作如下衡量，即其应使得在总排气管在气缸盖上的出口处的排气的温度极限在各种发动机工况下均能达到一个预先设定的温度值，从而使得在排气设备中紧随在下游的装置不必被构造得更具温度稳定性，和/或能够不必为了在高负荷区降低排气温度而需要混合物富燃料化；其中排气道中由液体冷却的内壁面积总和被设计为尺寸如此之小，从而使排气处理设备在内燃发动机冷起动时优选能够快速起动而不必采取产生耗油的额外措施来改善其起动性能。

为避免使通常由铝合金制成的气缸盖出现损坏，优选如下设计排气道中的液体冷却装置，即，使得气缸盖中的排气道壁的温度在稳定不变的满负荷状态下不超过250℃，优选为180℃的限值，而且，无需混合物富燃料化来维持这一限值。

为确保能够实现这样的充分冷却，优选设置有优选地完全包围住总排气管的气缸盖中的冷却剂通道，所述总排气管位于收集处与总排气管在气缸盖上的出口之间。

如果这样做还不够，那么还可以在气缸盖之外的排气道中设置补充的液体冷却装置。为此，总排气管从它在气缸盖上的出口直到所述第一排气流通装置的基准元件为止的部分可以完全或者局部地通过液体来冷却。可选或附加地，所述第一排气流通装置，尤其是涡轮增压器，还可以被构造为，完全或局部地由液体进行冷却。

为确保排气处理设备具有尽可能快的起动特性，而将排气道中的第一排气流通装置以尽可能靠近气缸盖的方式连接到气缸盖上，是有利的。如果所述第一装置是涡轮增压器，就优选将排气处理装置以尽可能靠近的方式布置在所述涡轮增压器之后。

优选将排气歧管的几何结构按照如下设计：即针对每一气缸各有两个排气口并且额定功率至少为100kW的四气缸汽油发动机，其气缸盖中由液体冷却的排气道的内壁面积总和在所述排气道的平均直径处于25mm至30mm范围内时小于70,000mm²，优选小于60,000mm²，其中模拟结果显示，可能的最佳值处在大约50,000mm²的范围内。该值当然也依赖于通道直径，其中，事实证明，通道直径越小，散热能力越强。在前面提到的工作区域中，导出的热流Q与通道直径D之间存在下述近似的依赖关系：

$\stackrel{\·}{Q}~D^{-0.8}$

对于内燃发动机，尤其是构造用于根据本发明的发动机设备的内燃发动机，其气缸盖中的排气道的液体冷却装置优选设计成这样，从而使得在气缸盖出口处的排气温度在稳定的满负荷状态下不会超过预先给定的1050℃、970℃或者850℃的限值，而且无需混合物富燃料化来维持这一限值。通过这种限制，设置在汽油发动机中的排气涡轮增压器可由更廉价的材料来制造。在最大温度为1050℃的情况下(该温度也是常规发动机中常用的极限温度，只不过在常规发动机中，通常在满负荷区域中需要混合物富燃料化，才能使该极限温度得到保障)，对于排气歧管和涡轮机这两种部件，必须采用高成本的材料，例如镍的份额高达37％的奥氏体铸钢。与此相对地，在最大温度为980℃至1030℃的情况下，可以采用具有较小份额(0至30％)的镍铸钢。在极限温度更低(970℃或950℃)的情况下，可以采用更廉价的材料，如可采用SiMo(硅钼)灰口铸铁(极限温度不高于950℃)。

与公知的排气歧管设计相比，本发明的范围内的排气冷却装置的特征在于，其在负荷较高的区域中，与机械功相关的燃烧能中的更高份额被导出到冷却水中。排气道的液体冷却装置尤其被设计成这样，即，当内燃发动机以大于额定功率的80％且以高于4400rpm(转每分)的转速稳定地运行时，在化学计量的混合气中，由内燃发动机释放到冷却剂中的总热功与释放出的机械功之间的比例关系不低于50％，尤其优选不低于55％。这种设计具有另外的优点，即实现了发动机缸体的快速预热(减少摩擦)以及车辆座舱的有效供暖。

附图说明

下面借助附图所示的示例，对本发明作详细说明。其中：

图1a至d显示了与根据现有技术具有分离排气歧管的涡轮增压器相邻接的气缸盖(图1a，b)以及与根据本发明的集成排气歧管的涡轮增压器相邻接的气缸盖(图1c，d)；

图2显示了用于根据本发明的发动机设备的优化过程流程图；

图3a，b显示了在发动机转速为5500rpm且冷却剂恒温器完全打开时，标准气缸盖中的冷却剂流速分布图(图3a)以及与其作比较的根据本发明的气缸盖中的冷却剂流速分布图(图3b)；

图4是根据本发明的气缸盖在发动机转速为5500rpm、满负荷运行且冷却剂恒温器完全打开状态下的温度分布图；

图5是计算所得的气缸盖金属温度与测量所得的气缸盖金属温度的比较图，用以对在发动机转速为5500rpm、满负荷运行且冷却剂恒温器完全打开状态下的模拟品质进行检验；

图6显示了就根据本发明的排气歧管计算得到的涉及耐久性极限的高频疲劳保险系数(Hochfrequenzermüdungs-Sicherheitsfaktor)的示图；

图7a，b分别显示了根据现有技术的排气歧管(图7a)与根据本发明的集成排气歧管(图7b)以进行比较；

图8a，b是用来比较到在直径为30mm的等效排气管处的涡轮增压器的涡轮机的排气道表面积或等效排气道长度的示意图；

图9显示了在21℃的环境温度下冷起动之后，公知的排气歧管与根据本发明的集成排气歧管在各自涡轮机上游的排气温度的对比图；

图10是在高负荷时涡轮增压器的涡轮机上游的排气温度的对比图；

图11a，b是根据现有技术的内燃发动机(图11a)与根据本发明构造的内燃发动机(图11b)分别处于部分负荷范围时的能量平衡状况的对比图；

图12是在发动机转速为1500rpm且BMEP(制动平均有效压力)为1bar(巴)(新欧洲运行循环试验的市内交通段的平均值)的预热阶段流入到冷却剂中的热量对比图；

图13显示了1500rpm下从1bar BMEP发生临时负荷变化期间的响应特性的对比图；

图14显示了根据本发明的具有集成排气歧管的汽缸盖的透视图，局部为剖视图；

图15是连接在根据本发明的汽缸盖上的涡轮增压器的示意图，以及

图16是热转换系数的局部分布的量化示图。

具体实施方式

根据本发明的带有内燃发动机的发动机设备具有带有至少两个汽缸的汽缸体，其中每一个汽缸都如图14所示具有至少一个可通过排气阀选择可关闭的排气口20，该排气口用于导出排气。各个排气口20排出的排气由排气管30来引导，该排气管主要在气缸盖100中优选合并成总排气管60，其中设置在气缸盖100中的排气道由设置在该排气道附近的冷却剂通道40以液体冷却的方式得以冷却。集成在气缸盖中的突出区域110同样由液体冷却，从而起到使第一排气流通装置的连接面能够以节省重量的方式进行构造的作用。为加强液体冷却，该区域110也可突出得较少，尤其是可以被构造成与气缸盖外壁大致对齐。总排气管60在气缸盖100之外转入到第一排气流通装置中。为对所述第一排气流通装置(这里作为例子示出的涡轮增压器)的快速预热进行优化并因此降低其最大工作温度，需要把从排气口20到总排气管60在气缸盖100上的出口61之间测得的且位于气缸盖100中由液体冷却的排气道的内壁50的面积总和与排气口到气缸盖100之外的所述第一排气流通装置的基准元件之间测得的排气道50的内壁面积总和之间的比例关系设计成大于50％，优选大于65％，特别优选大于80％，尤其特别优选设计成大于85％。气缸盖100中由液态冷却的排气道(即从排气口20到优选的总排气管60在气缸盖100上的出口61之间的排气道)的内壁50被称作集成排气歧管31。

如图15所示，气缸盖100具有集成排气歧管31，用于将排气通过一条从气缸盖100中引出的总排气管60导出。涡轮机200具有用来导入排气的进气区域70，其中该进气区域70直接连接在总排气管60或其端部61上。

排气从所述进气区域70出发，经过蜗壳120输入到涡轮机200的叶轮600上，该叶轮安装在所述蜗壳的下游，而且是以能够围绕转轴500旋转的方式安置的。在这里作为示例，涡轮机200是具有蜗杆700的径流式涡轮机。

在采用示例所示的涡轮增压器时，用于确定其面积关系的基准元件是所述蜗壳120的起始区域，也就是标识所述进气区域70与蜗壳之间过渡区的轮廓。

1对系统的描述

设计的核心是将通常分离实施的排气歧管完全集成到铝质气缸盖中，尤其适用于涡轮增压汽油发动机。见图1，在气缸盖的出口外仅保留一个通向涡轮机的管连接，而且，在结构边界条件允许的情况下，还可将所述涡轮机制造得更为紧凑。

在这种情况下，整个气缸盖的宽度仅比标准气缸盖的宽度大32mm，而其重量仅比标准气缸盖的重量多0.2kg。其原因在于，通常须被制造成结构强化的密封表面明显减小了。

为使部件或材料温度不超过所要求的或最大所允许的程度，需要在气缸盖中实施全新的冷却设计。对于这种设计，首先用软件虚拟的方式加以分析、优化，并对其进行全面的结构与流体力学计算，接着在随后的研制阶段中再以硬件来验证(参见下一节)。

2疲劳强度

2.1方法论

把排气歧管集成在一起会导致气缸盖中产生额外的热量输入，并且会因此增加气缸盖的热力学负荷，这种热力学负荷对于发动机来说是一种特殊挑战。就像鉴定其他结构部件一样，在需要考虑负荷变化的情况下对气缸盖构造进行鉴定是通过基于网络的数值模拟方法、FEM Methode(有限元分析法)以及CFD-Methode(计算流体力学方法)来实现的。图2中示出的工作流程包括实施的模拟及其相互作用。

2.2流计算

现今，CFD-Methode常规地在研发过程中被用来计算气缸体和气缸头的冷却套中的流和压力分布。在图3中所示的第一实验中，是用固定不变的冷却剂物料数据进行计算的，这样，由于流体场与温度场之间的不可压缩性以及热退耦，因而不需要能量守恒定律来确定流体场。为了实现经延长的排气道的充分冷却，对气缸盖密封圈的开孔设计行了改进。由此一方面可以减少通过发动机的压力损失，从而提高整个系统的体积流量。另一方面，通过提高横流的份额，靠近燃烧室的区域(如排气阀连接梁或者承受着高的热负荷与机械负荷的凸缘区)可以得到充分的冷却。尽管改变了冷却设计，但是在具有集成排气歧管的变例中，在气缸体的所有关键区域中依然能够实现足够高的速度水平，而无需要对泵的设计或转速进行修改。

针对功率密度高的发动机，在计算冷却剂侧的热转换时，除了强制对流之外，还必须考虑其他现象。在沸腾时，冷却剂会出现局部蒸发，由此将额外地从表面抽走相转变所需的蒸发热。因此，就显著提高了冷却剂侧的散热效果。对于考量沸腾效应，有不同的物理学方法为人所知。在实际应用中，一旦沸腾温度局部地被超出，通常的做法是将利用CFD方法计算所得到的热转换因子与沸腾热转化因子累加到一起。沸腾温度的高低是由局部静态压力的大小决定的。在热量输入大而冷却剂速度低的情况下，在发动机的近壁区域中会产生局部较大的冷却剂温度梯度。由于依赖于温度的流体材料特性、流动特性以及由其导致的惯性力，会感应出流体场，该流体场能够对速度分布以及热转换因子的分布产生显著的影响。这里讨论的现象，在此种情况中可以通过在CFD与FE(有限元)代码之间的反复过程而形成。

为计算气缸盖中的温度分布，必须了解气体侧的热量输入。燃烧室以及进气道和排气道中的流动是利用三维模拟来计算的，而用于静态计算的气体侧边界条件则是通过合适的求均值法确定的，所述求均值法利用的是下列对局部热转换系数和参考气体温度求时间均值的公式：

和

2.3温度计算

由于热量一方面从燃烧室与通道输入到结构中，另一方面又通过阀门和阀座环到达气缸盖，因而最高温度出现在如图4所示的阀门连接梁上。然而在关键的工作点(例如在以额定转速和满负荷运行时)用于AlSi-铝合金的极限温度不会被超过。由于高机械负荷，涡轮增压器凸缘区域的刚性应较高，而温度水平应较低。

2.4模型验证

为验证所讨论的计算，并提高下文中耐用度计算的可信程度，气缸盖装配了带有热元件的集成排气管。如图5所示，预计温度与实测温度之间的最大偏差在10℃的量级内，这对于一个在气体侧的热交换方面并没有为此特殊应用情况加以校准的模型而言已经足够好了。

数值试验与实验测试均得出，通过将排气管集成到气缸盖中，视工作点的不同，最高可有多达20％的额外热量被输入冷却剂循环中。为了将在产生热量方面很关键的工作点上的冷却剂温度保持在相同的水平上，热量必须能够通过加大汽车冷却器的尺寸而被导出。

2.5材料疲劳的计算

在计算出壁温度与表面温度之后，下一个重要步骤是测量热力学负荷以及预测由此导致的部件耐用度。现代发动机结构实现了不断提高的功率系数，在其研发阶段不广泛使用计算机支持用于耐用度预测方法是不行的。对于气缸盖部件尤是如此，因为就气缸盖而言，热负荷与机械负荷的水平及梯度在局部上可能特别高。由浇铸程序与热处理所造成的内应力以及源于机械输入的应力(如通过拧紧力和预紧力而产生的应力)会被叠加到由周期性的热力学运行负荷导致的应力上。上述由周期性的热力学运行负荷导致的应力是由温度梯度所产生的热应力以及源于燃气压力与振动力的周期性机械应力。

低周疲劳(LCF：Low Cycle Fatigue)的计算模拟的是因部件受热与冷却而产生的膨胀过程和在一定程度上由此所导致的局部增塑作用及其对冷-热循环的循环次数的影响。主要用于气缸盖的铝材料是可延展的，也就是说是韧性可塑的，而且根据局部平均应力与膨胀迟延程度的不同，局部出现的增塑作用能够周期性自动回复或破坏。频率低于10000周的现象也被视作低频现象。高周疲劳的计算(HCF：HighCycle Fatigue)模拟的是，在发动机运行中因气体压力与振动激励(例如由于涡轮增压器和排气管路而产生的)而导致的额外的高频交变载荷。作为计算的边界条件，必须在考虑到可能设置热处理的情况下，对所有的合金特殊的材料特性加以考虑。

对于疲劳计算，气缸盖是按其安装环境得以再现的，而对于模拟，考虑的则是由气缸盖、汽缸体、汽缸螺栓、汽缸密封垫以及涡轮增压器与排气设备的连接件所构成的整体装配。

为了对模拟进行评估，需要计算局部的保险系数，所述保险系数是由局部的应力均值与幅度构成的复合值。

在上述情况下，HCF与LCF模拟在整个集成排气歧管范围内均显示出大于3的保险系数，而只是在气缸盖拧接区域中显示出更高(但无关紧要)的应力。

3系统效果/优点

3.1系统成本

利用涡轮机技术的发动机精简(Downsizing)以及未来随之产生的发动机自动降速(Donwspeeding)，对于汽油发动机意味着负荷谱的改变，也就是说，发动机在较高及高负荷区中的停留会明显占有更多的份额。为了最大限度地利用CO₂潜能，在高负荷时，出于热保护的原因，必须将添加润滑脂的需要降低到最低水平。就这一目的而言，只能采用能够抗高达1050℃高温并因而高质量的、明显贵重的材料。目前，经常将含镍高达37％的奥氏体铸钢用于排气歧管与涡轮机这两个组件。近年来，镍的世界市场价格已增加到原来的四倍，其当前价格约为每千克40美元。对于直列式四汽缸而言，其外部铸铁弯管的平均重量为3至4千克，因此本系统的成本优势仅通过材料成本就很容易得以体现。此外，不锈钢的加工既复杂又昂贵。

相反，气缸盖以及有可能对汽车冷却器所作的必要扩展只需相当低的额外费用(参见表1)。如果所涉及的是发动机排量减小的汽油发动机结构，那么汽车通常还可利用更大的次级冷却器组，例如通过存在于同一车辆中的柴油机组或实质上功率更强的动力传动系统。这里，所述冷却器通常具有相同的安装尺寸，仅是冷却器的厚度略有增加(参见3.4节预热特性)。

在下表中总结出了可能的节约：

表1：应用根据本发明的集成排气歧管的情况下成本节省潜力的示例

3.2催化式排气净化器起动时间/排气排放

对两种系统从排气口阀座到涡轮机上游的壁表面积以及到催化器上游的壁表面积进行比较，其结果显示出明显的区别：对于上述直列式四气缸，从排气口阀座到涡轮机上游的壁表面积的差别约为30％(图7a，b)，并且对于集成系统仍有进一步减小的潜力(参见图1)。

催化式排气净化器起动(催化式排气净化器表面快速达到约350℃的工作温度)的决定性因素是直到催化器上游的排气口侧的壁表面积(与图8比较)。这里，在冷起动后直到大约30秒的重要的催化式排气净化器加热时间窗口中，是否由液体或是气体冷却仅是无关紧要的区别。

如图8所示，与现有技术相比，通过本发明实现了两种效果：一方面，减小了大约30％的表面积，这对于负荷交变时的冷起动特性与起动特性是重要的。另一方面，由液体冷却的表面积增大了大约50％，这在发动机负荷高时是有利的。

在试验台上对相同的内藏式发动机上的两种系统进行测量，在涡轮机相同、且涡轮机位置相同的情况下分别采用不同的气缸盖来运行，得到的结果是催化式排气净化器的起动时间缩短了20％。借此，对于减小冷起动时排气排放以及缩短必要的催化式排气净化器加热期的能力是有利的，由此歧管的集成降低了油耗。

通过总体上减小的壁表面积，在冷起动之后的初期涡轮机上游的温度表现出明显的增高(图9)。随着发动机热量的增加，如果由液体冷却的平面的壁温度明显比传统系统中主要由气体冷却的面积的壁温度更低，那么涡轮机上游的温度就是适合的。

最终，在发动机完全预热且承受更高负荷的情况下，集成歧管系统中涡轮机上游的温度甚至会更低，而且，这样的温度也可用于所有负荷区域中的完全化学计量工作λ＝1(比较图8)。高负荷区域中的添加润滑脂能够防止部件(涡轮机和歧管)过热。通过对所参与面积的结构性确定，这对于设计的区域来说是一个可被优化的参数。此时，边界条件是进到冷却剂中的最大导入以及在负荷越变时转矩响应所需的时间。

3.3油耗

通过将排气歧管集成到汽缸盖中，在冷起动之后以及在运行中的燃料消耗得到了显著的改善。

在冷起动之后直至大约10分钟的热运行阶段之内，催化式排气净化器预热时间(利用额外燃料的加热时间)的缩短、冷却剂的快速升温以及由此对发动机摩擦的影响，均有助于节省燃料。在新欧洲运行循环试验中，燃料能够节省1-2％(视面积比例而定，如在图8中被标准化并示例性示出的那样)。

在近乎满负荷运行的工作点以及在满负荷运行中，根据所选涡轮机材料特性及温度特性的不同，能够获得大约10％至15％油耗节省的优势。在高负荷时，传统系统必须通过添加润滑脂进行冷却，以便使部件温度不超过，例如，1050℃。所述被设计用于理想冷却的系统在图10中通过对比得以显示了，而且该系统在λ为1的满负荷情况下也可以运行。在这里，特定的燃料消耗可从285g/KWh降低到260g/KWh。

随着发动机精简技术以及作为补充的发动机自动降速技术的不断发展，在车辆行驶状态中发动机维持在满负荷的区域中的时间将明显增加。因此该系统对于降低CO₂排放量，对于用户非常关心的实际油耗均有重要的作用。

3.4预热特性

如在章节3.1中已讨论的，由于排气歧管被集成到汽缸盖中，因而输入到结构并因此输入到冷却剂中的热量最多可增加20％。图11清楚地示出了在部分负荷工作点上，集成排气道对需要导出的冷却剂热流的影响。

如图12所示，即便在对于新欧洲运行循环试验而言很重要的冷起动阶段，热量的输入也得到了增加。在这里借助于热力学第一定律对热流进行定量化时，一定要考虑水冷却套中的能量变化：

$\frac{\mathrm{dU}}{\mathrm{dt}}{=m}_{\mathrm{waterjacket}}\·c_{\mathrm{cool}}\·\frac{T_{\mathrm{cool}-\mathrm{out}}}{\mathrm{dt}}=\stackrel{\·}{Q}-\stackrel{\·}{m}\·c_{\mathrm{cool}}\·(T_{\mathrm{cool}-\mathrm{out}}-T_{\mathrm{cool}-\mathrm{in}})$

排气热量的使用提高了输入到冷却剂中的热量，直至达到工作温度的约25％。这种效应对减小摩擦水平，并因而降低燃料消耗有很大的帮助。另外，根据市场的需要，辅助加热措施也可用相似的功率潜能，例如电子PTC(正温度系数)元件或经改进的发动机管理，来取代，从而进一步降低成本及燃料消耗。

3.5系统重量

与用铸钢制造的排气歧管相比，为直列式四汽缸制作的样机使得整个发动机设备减少了大约3kg的重量。与用金属板制造的用于涡轮机的抗高温排气歧管相比，上述样机还进一步为发动机系统减少了近1kg重量。

3.6NVH(噪声、振动和不舒适性)

利用凸缘安装直接将涡轮增压器连接在汽缸盖上，使得关于嘭嘭作响的噪声的灵敏度降低，这种噪声是由传统设计中的排气歧管的低频结构振动所产生的。此外，在采用发动机精简技术的设备中，发出噪声占主导地位的一侧通常是排气口侧。由于采用了集成排气歧管，使得发出噪声的表面积得以减小，这样就可以预料到，在排气口侧上的噪声级会同样减小。

3.7复杂性/装配

除了舍弃了传统的排气歧管之外，集成设计的另一优点在于明显减少了其他构件的数量，同时还减小了其他构件的尺寸。

根据汽缸的数量以及凸缘接合的类型，可以大量节省抗高温的支撑螺栓及其配属的螺母。这不仅对构件成本的节省有积极作用，而且也为物流、装配以及服务方面带来了明显的好处。进一步地，通过取消汽缸盖中为螺栓配置的螺纹孔，能够在现代的CNC(计算机数控)制造中节省周期时间。

现在，汽缸盖的排气密封垫仅仅密封单个的气体出口，因此明显更小，从而也是成本低廉的。

增压发动机的传统排气歧管通常配置有大的、昂贵的挡热板，以防止其周围环境接受太多的热量。现在在集成排气歧管的区域中可以不使用设置这种挡热板，这是因为集成排气歧管由于冷却并且由于导热地连接在汽缸盖上，因而所放射出的热量要比传统汽缸盖少得多。因此，对于降低成本、减小复杂程度及结构空间需求有进一步的作用。还需提到的是，输入到发动机空间中的热量更有利、更少，这可以降低对例如塑料件的需求。

3.8性能

在试验台上，上述具有集成排气歧管的直列式四汽缸表现出了与标准结构一样的扭矩曲线、功率曲线以及首次达到完全扭矩时所需的最低转速。

在负荷发生越变的情况下，通过涡轮机上游的表面积及体积显著减小，对于已预热且处于稳定运行中的发动机，涡轮机上游已被降低的排气温度以及在此种状态下发生变化的热函将得到补偿或者说不具效用。与冷起动之后的情形相似，在涡轮机上游的温度不会变小或者仅会变小少许。

对如图1所示的两个设计结构在负荷越变之后的时间相应特性进行测量，并将测量结果与标准值进行比较，其结果显示两者达到完全扭矩时所需的时间是相同的。

4热流评估

在图16中，集成排气歧管的实施例的热转换系数(Heat TransferCoefficient，HTC)的局部分布是以假色图或者说灰度图再现的。如图所示，热转换系数，尤其在合并到总排气管的区域中，达到处于500W/m²K范围内的最高值。

通过图16中所示的排气歧管与传统的(也就是说，有一部分未集成到汽缸盖中的)排气歧管相比较，可以得出如下结论：对于具有尽可能多的相同属性(汽缸数量，额定功率)发动机，其在采用集成排气歧管时，由液体冷却的面积共有565cm²，而在采用传统排气歧管时，由于排气道有一部分位于汽缸盖之外，因而由液体冷却的面积的总和为377cm²(未示出)；这样，两者的面积差为188cm²。此外还可获知：与传统的排气歧管相比，图16中所示的排气歧管在满负荷(5500rpm)时会有更多的能量输入到冷却剂中，两者之差ΔP＝13kW(在负荷为80％，仍有10.5kW的差值)。此外，根据图10(其测量值涉及图16所示的集成排气歧管)可知，集成排气歧管以λ＝0.9且满负荷(5500rpm)运行时，其出口侧的排气温度与传统排气歧管的相比下降ΔT＝71K。由额外水冷面积与温度降低的比值71K/188cm²，可得约为2.6cm²/Δk的单位值，也就是说对于所期望的温度降低而言，每降低1K需要约2.6cm²/的额外水冷面积。

5展望/结论

对作为本发明基础的设计所做进行的实验清楚地显示出，排气歧管的集成方案所提供的显然是双赢的局面。

此种设计在显著改善属性的同时还在减少成本方面表现出巨大的潜力。就此而言，此种设计对于未来大批量实现发动机精简能够起到巨大的作用。

Claims (14)

1.具有内燃发动机的发动机设备，所述内燃发动机具有带有至少两个汽缸的汽缸体，其中，每一汽缸具有用于导出排气并且可通过排气阀选择性加以关闭的至少一个排气口(20)，各个所述排气口(20)的排气是通过排气管(30)来引导的，所述排气管(30)在汽缸盖(100)之内就已在收集处合并到总排气管(60)中；其中，设置在所述汽缸盖(100)中的排气道是通过设置在该排气道附近的冷却剂通道(40)进行液体冷却的；以及其中，所述总排气管(60)在所述汽缸盖外面转入到第一排气流通装置中，

其特征在于，从所述排气口(20)到所述总排气管(60)在所述气缸盖(100)上的出口(61)所测得的且在所述气缸盖(100)中由液体冷却的所述排气道的内壁(50)面积总和与从所述排气口(20)到在所述气缸盖外面的所述第一排气流通装置的基准元件所测得的所述排气道的所述内壁(50)的面积总和之间的比例大于50％，优选大于65％，特别优选大于80％，尤其特别优选大于85％。

2.根据权利要求1所述的发动机设备，其特征在于，所述第一排气流通装置被构造成排气涡轮增压器，其中，所述基准元件是所述涡轮增压器的涡轮机(200)的蜗壳(120)的起始区域。

3.根据权利要求1所述的发动机设备，其特征在于，所述第一排气流通装置被构造成排气清洁装置，其中，所述基准元件是排气清洁基座在发动机侧的起始点。

4.根据权利要求1至3之一所述的发动机设备，其特征在于，对于所述气缸盖(100)中的液体冷却装置散发排气热量的能力是这样衡量的，即其应使得在所述总排气管(60)在所述气缸盖上的出口(61)处的排气的温度极限在各种发动机工况下均能达到一预先设定得温度值，从而使得在排气设备中紧随在流出侧的装置不必被构造得更具温度稳定性，和/或能够避免为了在高负荷区降低排气温度而混合物富燃料化，并且在高负荷区域中也能够确保以λ＝1,0±10％的空气/燃料比例运行，其中，所述排气道中由液体冷却的内壁面积总和被确定得如此之小，从而实现排气处理设备在内燃发动机冷起动时的快速起动。

5.根据权利要求1至4之一所述的发动机设备，其特征在于，所述汽缸盖(100)中的所述排气道的液体冷却被设计为，所述气缸盖(100)中的所述排气道的壁(50)的温度在稳定不变的满负荷状态下能够不超过250℃，优选为180℃的限值，而且这一限值不需要混合物富燃料化来维持。

6.根据权利要求1至5之一所述的发动机设备，其特征在于，所述气缸盖中的冷却剂通道被设计成这样，即使其优选完全包围住位于所述收集处与所述总排气管(61)在所述气缸盖(100)上的所述出口之间的所述总排气管。

7.根据权利要求1至6之一所述的发动机设备，其特征在于，所述总排气管从它在所述气缸盖上的所述出口直到所述第一排气流通装置的所述基准元件为止的部分可以完全或者部分地通过液体来冷却。

8.根据权利要求1至7之一所述的发动机设备，其特征在于，所述第一排气流通装置完全地或者在部分区域上由液体来冷却。

9.根据权利要求1至6之一所述的发动机设备，其特征在于，所述总排气管(60)从它在所述气缸盖(100)上的所述出口直到所述第一排气流通装置的所述基准元件为止的部分基本上是由气体来冷却的。

10.根据权利要求1至9之一所述的发动机设备，其特征在于，所述第一排气流通装置在排气道中直接邻接所述汽缸盖(100)。

11.根据权利要求1至10之一所述的发动机设备，其特征在于，对于每一气缸各有两个排气口(20)并且额定功率至少为100kW的四气缸汽油发动机，其气缸盖(100)中所述由液体冷却的排气道的所述内壁(50)的面积总和在所述排气道的平均直径在25mm至30mm的范围内时小于70,000mm²，优选为小于60,000mm²，特别优选小于50,000mm²。

12.根据权利要求1至11之一所述的发动机设备，其特征在于，在满负荷条件下，所述由液体冷却的排气道的所述壁保证了至少为50W/cm²的热流。

13.内燃发动机，所述内燃发动机具有带有至少两汽缸的汽缸体，其中每一汽缸具有用于导出排气并且可通过排气阀选择性加以关闭的排气口(20)，并且各个排气口(20)的排气是通过排气管(30)来引导的，所述排气管(30)在汽缸盖(100)之内就已在收集处合并到总排气管(60)中；其中，设置在所述汽缸盖(100)中的排气道是通过设置在该排气道附近的冷却剂通道(40)得以液体冷却的，

其尤其用于如权利要求1至12之一所述的发动机设备，

其特征在于，在所述气缸盖(100)中的所述排气道的液体冷却装置被设计为：在稳定的满负荷状态下，在所述气缸盖出口处的排气温度不会超过预先给定的1050℃、970℃或者850℃的限值，而且维持这一限值并不需要混合物富燃料化。

14.内燃发动机，该内燃发动机具有带有至少两汽缸的汽缸体，其中每一汽缸具有用于导出排气并且可通过排气阀选择性加以关闭的排气口(20)，并且各个排气口(20)的排气是通过排气管(30)来引导的，所述排气管(30)在汽缸盖(100)之内就已在收集处合并到总排气管(60)中；其中，设置在所述汽缸盖(100)中的排气道是通过设置在该排气道附近的冷却剂通道(40)得以液体冷却的，

其尤其用于如权利要求1至12之一所述的发动机设备，

其特征在于，所述排气道的液体冷却装置被设计为：当内燃发动机以大于标称功率的80％且高于4400rpm的转速稳定地运行时，在化学计量的混合中，由内燃发动机输出到冷却剂中的总热功与输出的机械功之间的比例关系不低于50％，尤其优选不低于55％。

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