(57)【要約】  シリンダヘッド（１００）への排気マニホールドの一体化が、初めてターボアプリケーション用に提案され、これに関する冷却概念が提供される。この場合、システムコストを著しく下げると同時に特性を大幅に向上させることができる。例示的に、直噴およびターボ過給による実施形態のガソリン４気筒エンジンを参照してこのアプリケーションの利点を考える。強調されるのは、特に、全負荷における、または、全負荷に近い領域における低減された燃料消費、ヨーロッパ走行サイクルにおけるより少ないＣＯ２排出、より迅速なキャタライザスタート、向上されたエンジン暖気運転すなわち車室のウォームアップ、並びに、典型的な排気マニホールドの排除による複雑性の大幅な低下、および、これに伴う重さおよびコストの大幅な低下である。
2011530666.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
内燃機関を備えるエンジン構造であり、
前記内燃機関は、少なくとも２つのシリンダを備えるシリンダブロックを有し、
各シリンダは、排気を排出するために、排気弁によって選択的に閉じることのできる少なくとも１つの排気口（２０）を有し、
前記個々の排気口（２０）の排気は、シリンダヘッド（１００）の内部に設けられた、集合場所で排気集合路（６０）に合流する排気枝路（３０）を有する排気通路を介して導かれ、
前記シリンダヘッド（１００）に設けられた排気通路は、前記排気通路の付近に設けられた冷却剤通路（４０）によって液体冷却され、
前記排気集合路（６０）は、前記シリンダヘッドの外側に設けられた第１の排気貫流ユニットに繋がっているエンジン構造であって、
前記排気口（２０）から前記シリンダヘッド外側の前記第１の排気貫流ユニットの基準要素までの排気通路内壁（５０）の面積合計に対する、前記排気口（２０）から前記シリンダヘッド（１００）の前記排気集合路（６０）の出口（６１）までの、前記シリンダヘッド（１００）において前記液体冷却される排気通路内壁（５０）の面積合計の比率が、５０％を上回り、好ましくは６５％を上回り、特に好ましくは８０％を上回り、非常に好ましくは８５％を上回ることを特徴とするエンジン構造。
【請求項２】
請求項１に記載のエンジン構造において、
前記第１の排気貫流ユニットは、排気ターボ過給機として形成され、
前記基準要素は、前記ターボ過給機のタービン（２００）の螺旋ハウジング（１２０）の入口領域であることを特徴とするエンジン構造。
【請求項３】
請求項１に記載のエンジン構造において、
前記第１の排気貫流ユニットは、排気浄化ユニットとして形成され、
前記基準要素は、排気浄化基板のエンジン側の端部であることを特徴とするエンジン構造。
【請求項４】
請求項１から３のいずれか１項に記載のエンジン構造において、
前記シリンダヘッド（１００）における前記液体冷却の排気放熱容量は、
前記シリンダヘッドの流出側に続く前記ユニットがより低い耐熱性をもって形成されるように、前記シリンダヘッドにおける前記排気集合路（６０）の前記出口（６１）における前記排気の温度の到達できる限界が、全てのエンジン運転条件下において、所定の温度値になるように算定され、および／または、
高い負荷領域における排気温度低下のための混合気過濃化を回避できるように、且つ、高負荷領域においてもλ＝０．１±１０％の空気／燃料比率での運転を保証できるように算定され、この場合、前記排気通路の液体冷却される前記内壁の面積合計は、前記内燃機関の常温起動の際に排気処理装置が迅速に始動されるように、少なく算定されていることを特徴とするエンジン構造。
【請求項５】
請求項１から４のいずれか１項に記載のエンジン構造において、
前記シリンダヘッド（１００）における前記排気通路の前記液体冷却は、定常的な全負荷条件下おいて前記シリンダヘッド（１００）における前記排気通路の前記壁（５０）の温度が２５０℃、好ましくは１８０℃の限界値を、前記限界値を遵守するために混合気過濃化を必要とせずに、上回らないように設計されていることを特徴とするエンジン構造。
【請求項６】
請求項１から５のいずれか１項に記載のエンジン構造において、
前記シリンダヘッドに冷却剤通路が設けられ、
前記冷却剤通路は、前記排気集合路を、前記集合場所と前記シリンダヘッド（１００）の前記排気集合路（６１）の前記出口との間において、好ましくは完全に周囲を取り囲んでいることを特徴とするエンジン構造。
【請求項７】
請求項１から６のいずれか１項に記載のエンジン構造において、
前記シリンダヘッドにおける該排気集合路の出口と前記第１の排気貫流ユニットの前記基準要素までの間が、完全にまたは部分的に液体冷却されていることを特徴とするエンジン構造。
【請求項８】
請求項１から７の何れか１項に記載のエンジン構造において、
前記第１の排気貫流ユニットは、完全にまたは部分的に液体冷却されていることを特徴とするエンジン構造。
【請求項９】
請求項１から６のいずれか１項に記載のエンジン構造において、
前記シリンダヘッド（１００）における前記排気集合路（６０）の出口と前記第１の排気貫流ユニットの前記基準要素までの間が、実質的に空気冷却されていることを特徴とするエンジン構造。
【請求項１０】
請求項１から９のいずれか１項に記載のエンジン構造において、
前記第１の排気貫流ユニットは、前記シリンダヘッド（１００）に直接的に接続されていることを特徴とするエンジン構造。
【請求項１１】
請求項１から１０のいずれか１項に記載のエンジン構造において、
前記シリンダヘッド（１００）において前記液体冷却される排気通路の前記内壁（５０）の面積合計は、シリンダ毎にそれぞれ２つの排気口（２０）と、前記排気通路の平均径が２５〜３０ｍｍの範囲である場合に少なくとも１００ｋＶの公称出力とを有する４気筒オットーエンジンでは、７０，０００ｍｍ２未満、好ましくは６０，０００ｍｍ２未満、特に好ましくは５０，０００ｍｍ２未満であることを特徴とするエンジン構造。
【請求項１２】
請求項１から１１のいずれか１項に記載のエンジン構造において、
前記液体冷却される排気通路の前記壁は、全負荷条件下において、少なくとも５０Ｗ／ｃｍ２の熱流を保証することを特徴とするエンジン構造。
【請求項１３】
少なくとも２つのシリンダを有するシリンダブロックを備える内燃機関であり、
各シリンダは、排気を排出するために、排気弁によって選択的に閉じることのできる少なくとも１つの排気口（２０）を備え、
前記個々の排気口の排気は、シリンダヘッド（１００）の既に内部において排気集合路（６０）に合流する排気枝路（３０）を介して導かれ、
前記シリンダヘッド（１００）に設けられた排気通路は、前記排気通路の付近に設けられた冷却剤通路（４０）によって液体冷却される、特に請求項１から１２のいずれか１項に記載のエンジン構造のための内燃機関であって、
前記シリンダヘッド（１００）における前記排気通路の液体冷却は、定常の全負荷条件下において前記シリンダヘッドの出口における排気温度が、１０５０℃、９７０℃、または、８５０℃の所定の限界値を、この限界値を遵守するための混合気濃厚化を必要とせずに、上回らないように設計されていることを特徴とする内燃機関。
【請求項１４】
少なくとも２つのシリンダを有するシリンダブロックを備える内燃機関であり、
各シリンダは、排気を排出するために、排気弁によって選択的に閉じることのできる少なくとも１つの排気口（２０）を備え、
前記個々の排気口の排気は、シリンダヘッド（１００）の既に内部において排気集合路
に合流する排気枝路（３０）を介して導かれ、
前記シリンダヘッド（１００）に設けられた排気通路は、前記排気通路の付近に設けられた冷却剤通路（４０）によって液体冷却される、特に請求項１から１２のいずれか１項に記載のエンジン構造のための内燃機関であって、
前記排気通路の液体冷却は、化学量論的な混合気では回転数が４４００回／分よりも高く公称出力が８０％よりも高い、前記内燃機関の部分負荷および全負荷の定常的な運転において、前記内燃機関から前記冷却剤へ全体として放出される熱出力の比率が、放出される機械的出力と比較して、５０％を下回らない、好ましくは５５％を下回らないように設計されていることを特徴とする内燃機関。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、特許請求項１の前提構成に係るエンジン構造と、特許請求項１２または１３の前提構成に係る内燃機関とに関する。
【背景技術】
【０００２】
必要なＣＯ２排出削減を今後数年のうちに達成することに実質的に貢献するには、オットーエンジンにおける直噴および過給に関連する小型化が有効な策だと思われる。量販車に幅広く有用なものにするには、ドライブシステムのオットー直噴式の小型化は、（クライアントおよび量販車のために）持続性、走行特性、および、コストという観点に関して、注意深く最適化する必要がある。
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
欧州委員会は、乗用車の平均燃料消費量について、２０１２年までに、ＣＯ２排出目標値を１３０ｇ／ｋｍとすることを計画している。この将来的な限界値の遵守は、自動車製造業者のドライブポートフォリオの企画のための主要考慮事項である。
【０００４】
オットーエンジン（吸気管噴射、および、様々なエンジンバルブタイミングすなわち排気再循環を伴う吸気エンジン）のこれまでの技術に基づき、摩擦低減および熱管理の分野における技術を少し使用するだけで、より少ないＣＯ２排出へ更なる可能性を開拓することができる。
【０００５】
ヨーロッパ市場における小型および中型の自動車にとっては、上記ＣＯ２目標値の達成は、新しいオットーエンジンの燃焼方法（成層燃焼システム、均一な自己着火）、または、最も重要な工程としての小型化概念を採用することにより可能である。ＣＯ２排出をさらに削減するために、小型化概念を更なる燃焼方法対策と組み合わせることもできる。
【０００６】
小型化概念を市場に浸透させるために重要なことは、クライアントの様々な要望を、特に、日々の実際の使用における燃料消費、走行の楽しみ、好都合なノイズ特性、および、支払い可能なコストに関して満たすことである。
【０００７】
特に、この概念における過給領域の酷使は、部材保護のための燃料過濃化の回避と、良好な動的応答特性の確保とに特別な注意を必要とする。燃料過濃化は、ある限度内で、特に耐熱性のある材料の使用により回避することができるが、このことは、製造コストの上昇に繋がる。さらに、必要な熱出力を得ることは、高性能小型エンジンでは益々困難になる。
【０００８】
本発明の目的は、冒頭で述べたようなエンジン構造、および、内燃機関を、過給領域においても部品保護のための燃料過濃化の回避が可能になるように、および／または、耐熱性のより低い材料を排気通路に使用できるように、改良することであり、この場合、排気処理装置の始動性も改善されるはずである。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
上記課題は、特許請求項１の特徴を有するエンジン構造によって、並びに、特許請求項１２又および１３の特徴を有する内燃機関によって達成される。
【００１０】
本発明の有利な形態は、従属請求項より得られる。
【００１１】
本発明の範囲内において、シリンダヘッドに一体化された排気マニホールドは特に小型で材料を節減するだけではないことが分かった。さらに、シリンダヘッドにおける液体冷却が十分に効率的に設計されている場合、シリンダヘッドの出口における排気温度が全てのエンジン運転条件において最大値に限定されるように、排気は非常に効果的に冷却される。なお、この最大値は、従来の排気マニホールドを備える比較可能な内燃機関において最大に生じる排気温度よりも著しく低い。これにより、一方では、更なる排気装置−特に、排気マニホールドに接続されるターボ過給機のタービン、および、タービンハウジングに耐熱性のより低い材料を使用することができ、および／または、負荷が高い際に、普通ならば必要となる混合気の過濃化による排気温度の強制的な低下を回避することができる。したがって、製造コストの削減、または、燃料消費率の改善、または、両観点に関する利点を−自動車ターゲットグループを特定して−引き出すことができる。
【００１２】
しかしながら、シリンダヘッドにおける相応に有効な排気の冷却は、シリンダヘッドにおける局部的な過熱を回避するために、冷却剤通路の非常に精確な設計を必要とする。なお、シリンダヘッドにアルミニウム合金が使用されている場合、局部的な過熱は、急速な破壊に繋がる可能性がある。したがって、このようなシリンダヘッドの熱的および機械的な持続的耐性を確保するには、コンピュータ補助された多数の最適化プロセス、および、シミュレーションプロセスが必要である。
【００１３】
しかしながら、特に有効な排気の冷却では、常温起動後のキャタライザまたは他の排気処理装置のウォームアップ時間が長くなる虞れがあり、このことは、逆に、燃料を必要とする更なる対応措置を必要とするであろう。しかしながら、驚くべきことに、本発明に係る一体型の排気マニホールドにより、逆に、排気処理装置の始動性もいっそう向上されるということが分かった。このことは、おそらく、一体型の排気マニホールドは、その構造が小型なため、典型的な外部排気マニホールドよりも排気通路内面の面積が小さい、ということに最終的には基づいている。なぜなら、一体型の排気マニホールドでは、個々の排気枝路が排気集合路に対してより早く合流することができるからである。しかしながら、キャタライザの始動性については、排気処理装置までの排気通路の合計面積が、必須のパラメータとして決定されている。これらの排気通路が水冷却されているか、または、空気冷却のみされているかは、エンジンスタート直後の排気の加熱特性には実際には何の関係もない。なぜなら、常温起動では排気通路壁と排気との間の温度勾配がいずれにせよ非常に大きいからである。
【００１４】
さらに、過渡的な負荷変動の際の応答特性は、ターボ過給機までの排気通路をできる限り短くすることで向上される。
【００１５】
したがって、本発明の範囲内では、排気弁の弁座からの排気通路の液体冷却される面積の割合が高い。特に、排気口からシリンダヘッド外側の第１の排気貫流ユニットの基準要素(Bezugselement)までの排気通路の内壁面積合計に対する、排気口からシリンダヘッドの排気集合路出口までの、シリンダヘッドにおいて液体冷却される排気通路の内壁面積合計の比率は、５０パーセントを上回り、好ましくは６５％を上回り、特に好ましくは８０％を上回り、非常に好ましくは８５％を上回っているということが考えられる。
【００１６】
第１の排気貫流ユニットは、好ましくは排気過給機であり、この場合、面積割合を決定するための基準要素は、螺旋ハウジング、すなわち、ターボ過給機のタービンの渦形室の入口領域である。このような排気ターボ過給機は、本発明の範囲内において、ディーゼルエンジンのためだけではなく、特に、オットーエンジンのためにも提案される。この排気ターボ過給機には、基本的には、排気処理ユニット（キャタライザ、ＮＯｘトラップなど）が繋がっている。
【００１７】
過給しない自動車では、第１の排気貫流ユニットは、排気浄化ユニットであってもよく、この場合、基準要素は、排気浄化基板のエンジン側の端部である。
【００１８】
好ましくは、シリンダヘッドにおける液体冷却の排気放熱容量は、シリンダヘッドの流出側に続くユニットがより低い耐熱性をもって形成されるように、シリンダヘッドおける排気集合路出口の排気温度の到達する限界が全てのエンジン運転条件下において所定の温度値になるように算定され、および／または、高い負荷領域における混合気過濃化による排気温度の低下の必要を回避できるように算定され、この場合、排気通路の液体冷却される内壁の面積合計は、内燃機関の常温起動の際に、好ましくは始動性の向上のために更なる燃料を要する措置を必要とせずに、排気処理装置が迅速に始動されるように少なく算定されている。
【００１９】
基本的にはアルミニウム合金からなるシリンダヘッドの損傷を防ぐために、シリンダヘッドにおける排気通路の液体冷却は、定常的な全負荷条件下においてシリンダヘッドにおける排気通路の壁の温度が２５０℃、好ましくは１８０℃の限界値を、この限界値を遵守するために混合気過濃化を必要とせずに、上回らないようにさらに設計されていることが好ましい。
【００２０】
このような十分な冷却を保証するために、シリンダヘッドに冷却剤通路が設けられていることが好ましい。なお、この冷却剤通路は、集合場所とシリンダヘッドにおける排気集合路の出口との間において排気集合路を好ましくは全面的に取り囲んでいる。
【００２１】
これで十分ではない場合、排気通路における補足的な液体冷却もシリンダヘッドの外側に設けられていてもよい。さらに、排気集合路は、シリンダヘッドにおける該排気集合路の出口と第１の排気貫流ユニットの基準要素までの間において、全体的に、または、部分的に液体冷却されていてもよい。あるいは、または、さらに、第１の排気貫流ユニット−特に、ターボ過給機−も全体的にまたは部分的に液体冷却されるように設計されていてもよい。
【００２２】
排気処理装置のできる限り迅速な始動性を保証するには、第１の排気貫流ユニットを排気通路においてできる限り直接的にシリンダヘッドに接続すれば有利だと証明されている。この第１構造がターボ過給機である限り、ターボ過給機のできる限り直後に排気処理装置が配置されることが好ましい。
【００２３】
好ましくは、排気マニホールド形状は、シリンダヘッドにおいて液体冷却される排気通路の内壁の面積合計が、シリンダ毎にそれぞれ２つの排気口を有し、排気通路の平均径が２５〜３０ｍｍの範囲である場合は公称出力が少なくとも１００ｋＷである４気筒オットーエンジンでは、７０，０００ｍｍ２未満、好ましくは６０，０００ｍｍ２未満であるように設計され、この場合、シミュレーションは、最適状態が約５０，０００ｍｍ２の範囲にある、ということを示した。これらの値は、当然、通路直径にも依存し、この場合、通路直径が小さいほど放熱は強くなる、というということが分かった。特に、上記運転領域においては、放出される熱流及び通路直径に関する以下の近似による依存関係が当てはまる。
【００２４】
【数１】
2011530666.tif 000003
【００２５】
特に本発明のエンジン構造のために形成された内燃機関では、シリンダヘッドにおける排気通路の液体冷却が、定常的な全負荷条件下においてシリンダヘッドの出口における排気温度が１０５０℃、９７０℃、または８５０℃の所定の限界値を、この限界値を遵守するために混合気過濃化を必要とせずに、上回らないように設計されていることが好ましい。このような制限により、特に、オットーエンジンに設けられている排気ターボ過給機をコストパフォーマンスの良い材料で仕上げることができる。１０５０℃−これは、従来では一般的な限界温度でもあるが、この限界温度は、従来では、基本的に、全負荷領域において混合気過濃化により保証される−という最高温度では、排気マニホールドおよびタービンという両構成要素のために、ニッケルの割合が最大３７％のオーステナイト鋳鋼などのような比較的コストのかかる材料を使用する必要がある。これに対し、最高温度が９８０℃〜１０３０℃である場合は、ニッケル割合が０〜３０％とより少ない鋼鋳物を使用することができる。限界温度が９７０℃または９５０℃とより低い場合は、ＳｉＭｏ鼠鋳鉄（限界温度は最高９５０℃）のようなより好都合な材料を使用することができる。
【００２６】
本発明の範囲内における排気冷却の特徴は、より高い負荷範囲において機械的な性能に対する冷却水へ放出される燃焼エネルギーの割合が、既知の排気マニホールド概念の場合と比較して、より高いということである。特に、排気通路の液体冷却は、公称出力が８０％を上回り、且つ、化学量論的な混合気では回転数が４４００回／分を上回る内燃機関の部分負荷および全負荷の定常的な運転において、機械的な性能に対する内燃機関から冷却剤へ放出される全体での熱出力の比率が５０％を下回らない、特に好ましくは５５％を下回らないように設計されている。このことは、エンジンブロックを迅速にウォームアップし（摩擦低減）、車内を効率的に暖房することができる、という利点を更に有している。
【図面の簡単な説明】
【００２７】
【図１】分離型の排気マニホールドを備える従来技術のターボ過給機が接続されたシリンダヘッド（ａ，ｂ）と、本発明の一体型の排気マニホールドを備えるターボ過給機が接続されたシリンダヘッド（ｃ，ｄ）とを示す図である。
【図２】本発明のエンジン構造のための最適化のフローチャートである。
【図３】エンジン回転数が５５００回／分であり、且つ、冷却剤サーモスタットが完全に開放されている場合に、標準シリンダヘッド（ａ）における冷却剤の流速分布を、本発明のシリンダヘッド（ｂ）と比較して示す図である。
【図４】エンジン回転数が５５００回／分、全負荷、冷却剤サーモスタットが完全に開放されている場合の本発明のシリンダヘッドの温度分布を示す図である。
【図５】エンジン回転数が５５００回／分、全負荷、冷却剤サーモスタットが完全に開放されている場合に、シミュレーション品質のチェックのために予測されたシリンダヘッド金属温度と測定されたシリンダヘッド金属温度との比較を示す図である。
【図６】耐久限度に関する、本発明の排気マニホールドにおいて予測される高サイクル疲労安全係数(Hochfrequenzermudungs-Sicherheitsfaktoren)を示す図である。
【図７】従来技術の排気マニホールド（ａ）を、本発明の一体型の排気マニホールド（ｂ）と比較して示す図である。
【図８】直径３０ｍｍの等価の排気通路におけるターボ過給機のタービンまでの排気通路表面すなわち対応の排気通路長さの比較の概略図である。
【図９】２１℃の周囲温度で常温起動した後の既知の排気マニホールドおよび本発明の一体型の排気マニホールドにおいて、ターボ過給機のタービンの前における排気温度の比較を示すグラフである。
【図１０】負荷が高い場合のターボ過給機のタービンの前における排気温度の比較を示す図である。
【図１１】従来技術に基づく内燃機関（ａ）のエネルギー収支を、本発明に基づいて形成された内燃機関（ｂ）と比較して示すグラフである。
【図１２】エンジン回転数が１５００回／分であり、且つ、ＢＭＥＰが１バール（ＮＥＤＣ走行サイクルの都市交通部の平均値）である場合の、ウォームアップ段階の間の冷却剤への熱流の比較を示すグラフである。
【図１３】１５００回／分で１バールのＢＭＥＰである過渡的な負荷変動における応答特性の比較を示すグラフである。
【図１４】一体型の排気マニホールドを備える本発明のシリンダヘッドを一部断面で示す斜視図である。
【図１５】本発明のシリンダヘッドに接続されるターボ過給機の図である。
【図１６】伝熱係数の局所的な分布を量的に示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００２８】
本発明を、図面を参照して以下に例示的に詳しく説明する。
【００２９】
内燃機関を備える本発明のエンジン構造は、少なくとも２つのシリンダを有するシリンダブロックを備え、各シリンダは、図１４に示すように、排気を排出するために、排気弁によって選択的に閉じることのできる少なくとも１つの排気口２０を備えている。個々の排気口２０の排気は、シリンダヘッド１００の主に内側において、好ましくは１つの排気集合路６０に合流する排気枝路３０を介して導出される。この場合、シリンダヘッド１００内に設けられた排気通路は、この排気通路の付近に設けられた冷却剤通路４０によって液体冷却される。シリンダヘッドに一体化された突出する領域１１０は、同じく液体冷却され、第１の排気貫流ユニットのための接続面を、重さを減らして形成することに実質的に役立つ。領域１１０は、液体冷却を強めるため、あまり突出していなくても、特に、シリンダヘッド外壁と面一に形成されていてもよい。排気集合路６０は、シリンダヘッド１００の外側において、第１の排気貫流ユニットに繋がる。ここでは、ターボ過給機として例示的に示される第１の排気還流ユニットの迅速な加熱を最適化するために、および、これに関連して、その最高の動作温度を下げるために、排気口２０からシリンダヘッド外側の第１排気貫流ユニットの基準要素までの排気通路５０の内壁面積合計に対する、排気口２０からシリンダヘッド１００の好ましくは１つの排気集合路６０の出口６１までの、シリンダヘッド１００において液体冷却される排気通路の内壁５０の面積合計の比率は、５０％を上回る、好ましくは６５％を上回る、特に好ましくは８０％を上回る、非常に好ましくは８５％を上回る値に設計されている。シリンダヘッド１００において液体冷却される排気通路の内壁５０を、排気口２０からシリンダヘッド１００における好ましくは１つの排気集合路６０の出口６１まで、一体型の排気マニホールド３１と表す。
【００３０】
図１５に示すように、シリンダヘッド１００は、排気集合路６０を介して排気を排出する一体型の排気マニホールド３１を備えている。タービン２００は、排気を供給するための入口領域７０を備え、入口領域７０は、排気集合路６０に直接、つまり、その端部６１に繋がっている。
【００３１】
排気は、入口領域７０から、螺旋ハウジング１２０を経て、タービン２００のローター６００へ供給される。なお、ローター６００は、上流に設けられ、且つ、回転軸５００を中心として回転可能に搭載されているものである。ここでは、タービン２００は、例えば、渦形室７００を有するラジアルタービンである。
【００３２】
例示されたターボ過給機では、面積比率を決定するための基準要素は、螺旋ハウジング１２０の開始領域、つまり、螺旋ハウジングへの入口領域７０の輪郭である。
【００３３】
１．システム説明
この構成の核は、通常は分離して形成される排気マニホールドを、特にターボオットーエンジンのために、アルミニウムシリンダヘッドに完全に一体化することである。シリン
ダヘッドから出た後は、タービンとの管継手が１つ残っているだけであり、その上、構造限界条件が許すならば、管継手をいっそう小型に設計することができる（図１参照）。
【００３４】
この場合は、シリンダヘッド全体は、標準シリンダヘッドよりも３２ｍｍだけ幅が広く、たった０．２ｋｇ重いだけである。後者は、典型的には構造的に強化されて設計される必要のある、著しく小さくなったシール面に根拠がある。
【００３５】
必要な、すなわち、最大限許容可能な部品温度、すなわち、材料温度を遵守するため、全く新しい冷却概念がシリンダヘッドにもたらされた。これは、まず、仮想的に設計され、最適化され、完全に構造機械的および流体機械的に予測され、以下の開発段階において試験的にハードウエアにおいて実証された（次の章を参照）。
【００３６】
２．耐久性
２．１  方法論
排気ダクトの一体化は、シリンダヘッドへの更なる入熱につながり、それゆえ、熱機械的な負荷が増大することになり、この負荷は、エンジンに対する特別な課題を提示する。変更された負荷を考慮したシリンダヘッド構造の評価を、−他の構造部品と同じように−ネットワーク法、有限要素法（ＦＥＭ）、および、数値流体力学（ＣＦＤ）法に基づく数々のシミュレーションにより行った。図２に示すワークフローは、実施されたシミュレーションとそのインタラクションとを含む。
【００３７】
２．２  流れ解析
ＣＦＤ法は、今日、シリンダブロックおよびシリンダヘッドの水ジャケットにおける流れ場および応力分布を計算するための開発プロセス中にルーチン的に使用される。図３に視覚化された第１の研究では、非圧縮性、および、流れ場を決定するための流れ場と温度領域との間の熱的な切断に基づくエネルギー保存則が必要ないように、冷却剤の一定の物質データで計算した。延長された出口通路を十分に冷却するため、シリンダヘッドガスケットの孔パターンを補正した。これにより、一方では、エンジンでの応力損失を低減し、それに伴って、システム全体における体積流量を上げることができた。他方では、クロスフロー成分の増加により、燃焼室付近の−例えば、排気弁ブリッジ、または、熱的および機械的に高く負荷のかかるフランジ領域のような−領域を十分に冷却することができた。冷却概念の変更にもかかわらず、ポンプのデザインまたは回転数を補正せずに、一体型の排気マニホールドを備える変形例においてもシリンダブロックの全ての臨界領域における十分に高い速度レベルを実現することができた。
【００３８】
高い出力密度を有するエンジンでは、冷却剤側の伝熱を計算する際に、強制対流の他に更なる現象も考慮する必要がある。沸騰時に、冷却剤は局所的に蒸発し、これにより、相変化に必要な気化熱が、表面からさらに奪われる。これにより、冷却剤側の放熱が著しく高くなる。沸騰作用を考慮するために、様々な物理的な方法が知られている。実際の適用では、沸点を局部的に上回るとすぐに、ＣＦＤ法により計算された伝熱係数を沸騰伝熱係数に加算法で重畳する、ということが全てにおいて共通している。局部的な静圧の大きさは、沸点の高さに関与している。入熱が高く、冷却剤速度が低い場合、エンジンの壁付近の領域において局部的に大きな冷却剤温度勾配が生じる。温度に依存した液体の材料特性すなわちフロー特性、および、それにより生じる惰性力の結果として、流れ場が誘発される。この流れ場は、速度係数分布、および、伝熱係数分布に著しく影響する可能性がある。ここで考察した現象を、この場合は、ＣＦＤコードとＦＥコードとの間の反復過程を経て描画することができる。
【００３９】
シリンダヘッドにおける温度分布を計算するためには、ガス側の入熱についての知識が必須である。燃焼室および吸気通路および排気通路における流れは、３次元シミュレーシ
ョンによって計算され、定常的な計算のためのガス側の限界条件は、等式による適切な平均化によって、時間的に平均化された局部的な伝熱係数および基準ガス温度について決定される。
【００４０】
【数２】
2011530666.tif 000004
【００４１】
２．３  温度計算
熱は一方では燃焼室および排気通路から排気装置に入り、他方では、弁および弁座リングを介してシリンダヘッドに到達するので、図４に示すように、弁ブリッジの領域に最高温度が生じる。しかしながら、臨界的な−例えば公称回転数および全負荷である場合のような−動作点において、使用されるＡｌＳｉアルミニウム合金についての限界温度は超過されない。機械的な負荷が高いので、ターボ過給機フランジの領域における剛性は高く、温度レベルは低いのがよい。
【００４２】
２．４  モデル検証
考察した計算を検証するため、且つ、以下の寿命計算における信用性を高めるために、一体型の排気ダクトを備えるシリンダヘッドに熱素子を装着した。予測された温度と測定された温度との間の最大偏差は、図５に示すように、１０℃オーダーであり、ガス側の伝熱に関してこの特別な使用事例のためにキャリブレーションされなかったモデルについては十分に良好である。
【００４３】
数的な検査も実験的な研究も、冷却剤循環部への−動作点に依存した−付加的な入熱は、シリンダヘッドに排気ダクトを一体化することにより最大２０％という結果になった。熱的に限界の動作点における冷却剤温度を同じレベルに保つためには、自動車クーラーの拡大により、この熱を放出できるはずである。
【００４４】
２．５  材料疲労計算
壁および表面の温度を計算した後に、次の重要な工程は、熱機械的な負荷の把握と、その結果として生じる部品寿命の予測である。最近のエンジンアーキテクチャは、益々高まる特定の性能を達成し、その開発段階において、大規模な計算機により補助された寿命予測用の方法なしでは済まなくなっている。このことは、部品であるシリンダヘッドに特に当てはまる。なぜなら、ここでは、熱的且つ機械的な負荷のレベルも勾配も局所的に特に高い可能性があるからである。成形工程すなわち熱処理により生じる内部応力および応力は、ネジ力およびプレストレス力のような機械的な入力により、熱機械的、周期的な動作負荷から生じる応力の分だけ重畳される。これらは、温度勾配により生じる熱的な応力、ガス力、および、起振力による周期的、機械的な応力である。
【００４５】
低サイクル疲労過程（ＬＣＦ）の計算は、部品昇温および冷却による膨張過程、部分的にはそれにより生じる局部的な可塑化、並びに、その作用を冷暖サイクルのサイクル数に亘ってシミュレーションする。シリンダヘッドのために主に使用される材料であるアルミニウムは延性があり、すなわち、粘塑性があり、生じる局部的な塑性変形は、局部的な中圧および歪み防止の程度に応じて、周期的に自己回復するものであるか、または、破壊的なものである可能性がある。低サイクルの現象として、１００００サイクル未満のサイクルでの現象が考えられる。高サイクルの疲労過程（ＨＣＦ）の計算は、ガス力および振動励起、例えば、ターボ過給機および排気放出によるエンジンの動作中の更なる高サイクルの変動負荷をシミュレーションする。場合により行われる熱処理を考慮した場合、計算の
ための限界条件として、合金の全ての特定の材料パラメータが存在するはずである。
【００４６】
疲労計算のために、シリンダヘッドをその取付スペースに描画し、シリンダヘッド、シリンダブロック、シリンダネジ、シリンダガスケット、および、排気装置を備えるターボ過給機結合部からなる完全な組み合わせの模型製作について考慮するものとする。
【００４７】
シミュレーションの評価のために、局部的な安全係数が計算される。この安全係数は、局部的な応力平均値および振幅からなる複合変数である。
【００４８】
実施形態では、ＨＣＦシミュレーションも、ＬＣＦシミュレーションも、一体型のマニホールドの領域全体において３よりも大きい安全係数と、ますます高いが臨界ではない、シリンダヘッドネジ連結の領域における負荷とを示した。
【００４９】
３  システム効果／利点
３．１  システムコスト
ターボ技術を用いる小型化と、将来的にはそれに付随して、低速化とは、オットーエンジンにとっては、変更された負荷、すなわち、停車は、より高い、および、高い負荷領域において、非常により多くの負担を有するということを意味している。ＣＯ２ポテンシャルをここで最大限に発揮させるためには、負荷が高い場合の耐熱の観点から過濃化の必要性を最小限にする必要がある。この不利な条件により、高耐熱の、１０５０℃まで可能な、それゆえ、高品質で著しく高価な材料しか使用できない。今のところ、多くの場合は、ニッケルの割合が３７％以下のオーステナイト鋳鋼が排気マニホールドおよびタービンという両構成要素に使用される。ニッケル国際市場価格は、昨年４倍になり、現在約４０ＵＳＤ／ｋｇである。直列４気筒のための外部の鋳造マニホールドの平均的な重さが３〜４ｋｇである場合、既に材料コストのみからでもシステムコスト利点が推測される。さらに、鋼鋳物の困難且つ高価な加工が加わる。
【００５０】
これに対し、シリンダヘッドと、場合によっては、自動車クーラーの必須の拡大とに対しては比較的少ない追加コストしか生じない（表１参照）。小型化がオットーエンジンアーキテクチャに関するものである場合、一般的に、自動車は、２番目に大きなクーラーボックスを、例えば、同じ自動車に設けられたディーゼル発電機または基本的にはより力の強いパワートレインによって任意に使用することもできる。この場合、クーラーは、一般的に、同じ組み込み寸法を有し、深さのみが大きくなっている（３．４章のウォームアップ特性も参照）。
【００５１】
可能な節減を以下の表１にまとめる。
【００５２】
【表１】
2011530666.tif 000005
【００５３】
３．２  キャタライザスタート時間／放出
排気弁座からタービンの前すなわちキャタライザの前までの壁表面に関する双方のシステムの比較は、はっきりとした違いを示す。実施形態の直列４気筒では、一体型のシステムについて低減のための更なる可能性がある場合（図１も参照）、タービン前の差が約３０％（図７）であった。
【００５４】
キャタライザスタート（キャタライザ表面における約３５０℃の運転温度の迅速な到達）のための主要な要素は、キャタライザまでの出口側の壁表面である（図８参照）。この場合、常温起動の後約３０秒までの相対的なキャタライザ加熱時間枠において、この表面が水冷却されているのかまたは空気冷却されているのかという取るに足りない違いしか生じない。
【００５５】
図８から分かるように、本発明により従来技術と比較して２つの効果が達成される。一つは、表面が約３０％低減されることであり、このことは、負荷変動の際に常温起動特性および応答特性に関連している。もう一つは、水冷却される表面が約５０％拡大し、このことは、エンジン負荷が高い場合に有利である。
【００５６】
同じトランクエンジン(Rumpfmotor)において両システムの測定を、それぞれ異なるシリンダヘッド、同じタービン、すなわち、同じタービン位置で交互に動作させて、試験的に実施した結果、キャタライザスタート時間が２０％短縮された。よって、常温起動放出の低減、必要なキャタライザ加熱段階の短縮、および、それに伴う、一体型のマニホールドによるより良好な燃料消費に対する可能性が有利である。
【００５７】
壁表面が低減されることで、全体的に、常温起動後の最初の数分において、タービンの前において温度が著しく高くなる（図９）。エンジンが暖まるにつれて、水冷却される面の壁温度が典型的なシステムの主に空気冷却される面よりも著しく低いままである場合は
、温度はタービンの前において平均化する。最終的に、エンジンが完全にウォームアップされ、負荷がより高い場合、タービン前の温度は、一体型のマニホールドシステムではさらに低くなり、全ての負荷領域において完全な化学量論的な動作のためにラムダ１を使用することができる（図８参照）。高い負荷領域における過濃化は、従来、部品（タービンおよびマニホールド）の過熱防止を要する。関連面(teilnehmenden Flachen)の構造的な決定は、設計領域における最適化可能なパラメータである。この場合、限界条件は、冷却剤への最大入力および負荷急変の際のトルク応答に必要な時間である。
【００５８】
３．３  燃料消費
シリンダヘッドに排気マニホールドを一体化することにより、常温起動の後、および、運転中の燃料消費は著しく向上される。
【００５９】
常温起動後の約１０分までの暖気運転段階の範囲内において、低減されたキャタライザ加熱時間（更なる燃料による加熱時間）、並びに、冷却剤の迅速な昇温、および、それによるエンジン摩擦に対する効果は、燃料節約に寄与する。ＮＥＤＣサイクルでは、（図８に標準化されて例示的に示されているように、面積比率に応じて）１〜２％の節減となる。
【００６０】
動作点が全負荷に近い場合、および、全負荷において、タービンハウジングの材料および温度の選択した規格に応じて、約１０％から１５％までの燃料消費利点が生じる。例えば摂氏１０５０度の部品温度を越えないようにするためには、典型的なシステムは、負荷が高い場合は過濃化によって冷却される必要がある。実施形態の最適な冷却が設計されたシステムは、図１０における比較において示され、ラムダ１での全負荷においても作動され得る。ここでは、具体的な燃料消費を、２８５ｇ／ＫＷｈから２６０ｇ／ＫＷｈに低減することができた。
【００６１】
小型化と、さらに低速化との傾向が進むにつれて、走行プロファイルにおける全負荷に近い領域において停車することは明らかに増えていく。したがって、このシステムは、ＣＯ２低減とクライアントに関する実際の燃料消費とに大きく貢献する。
【００６２】
３．４  ウォームアップ特性
３．１章において既に考察したように、シリンダヘッドに排気マニホールドを一体化することにより、排気装置へ、および、それに伴って冷却剤への入熱は、最大２０％高まる。図１１は、一体化された排気ダクトの排出しようとする冷却剤熱流に対する影響を部分負荷動作点において示す。
【００６３】
しかしながら、ＮＥＤＣ（新ヨーロッパ走行サイクル）関連の常温起動段階においても、図１２に示すように、入熱は上昇する。熱力学の第１基礎定理を用いて熱流を数量化する場合、ここでは、必然的に、水ジャケットの内部エネルギーの変更も考慮する必要がある。
【００６４】
【数３】
2011530666.tif 000006
【００６５】
排気熱の利用は、冷却剤への入熱を、動作温度の到達までに約２５％上昇させる。この効果は、摩擦レベルの低減、および、それに伴って燃料消費の低減にも大きく寄与する。しかしながら、市場を特定して、付加加熱対策を、例えば電気ＰＴＣ素子または補正され
たエンジン管理システムのような類似の出力機能によって置換することができ、それにより、コストおよび燃料消費がさらに低減される。
【００６６】
３．５  システム重さ
直列４気筒のために実施された第１プロトタイプは、鋼鋳物で形成された排気マニホールドに比べ、エンジン全体で約３ｋｇ軽くなっている。ターボアプリケーションのための板金で形成された高耐熱性の排気マニホールドに比べ、エンジンシステムがほんの１ｋｇの重さという利点もさらに生じる。
【００６７】
３．６  ＮＶＨ
シリンダヘッドにターボ過給機を直接的にフランジ成形することにより、ブーン音に関する敏感性が低減される。なお、ブーン音は、従来の構造では排気マニホールドの低周波の構造振動により起因するものである。そのうえ、発せられる雑音の発生元の側面は、集合体を小型化する場合、基本的に、出口側である。一体型のマニホールドを使用することにより、雑音を発する表面が低減されるので、出口側における雑音レベルの低減も期待できる。
【００６８】
３．７  複雑性／組み立て
一体型のデザインの更なる利点は、典型的な排気マニホールドを無くすということに加えて、他の部分の数の大幅な低減、または、サイズの縮小である。
【００６９】
高耐熱性の控えボルトを、その対応するナットと共に、シリンダの数およびフランジ成形の方法に応じて、より多数を節減することができる。このことは、部分コストにポジティブに影響するだけではなく、物流、組み立て、および、サービスに大きな利点をもたらす。シリンダヘッドにおいて属するネジ穴を無くすことにより、さらに、最近のＣＮＣ仕上げではサイクル時間を節減できる。
【００７０】
シリンダヘッドのための排気ガスケットは、今ではたった１つの単一のガス出口を密閉するだけでよく、著しく小さく、それゆえ、原価もより安い。
【００７１】
基本的に、過給されるエンジンの従来の排気マニホールドには、その周辺を大きすぎる入熱から保護するために、大く複雑な熱シールドを設ける必要がある。これらの熱シールドをここでは一体型のマニホールドの領域において省くことができる。なぜなら、一体型のマニホールドは、シリンダヘッドに対する熱による接続および冷却により、従来のシリンダヘッドよりも熱が放出されなくなっているからである。これにより、コスト、複雑性、および、設置所用空間の低減に更に寄与する。なお、この構成方法によれば、エンジン空間への入熱は、より有利でより少なく、エンジン空間は、例えばプラスチック部分の需要を減らすことができる。
【００７２】
３．８  性能
一体型の排気マニホールドを備える実施形態の直列４気筒は、実験的な標準実施形態と同じ回転および出力の過程と、フル回転に第１回目に到達した際には同じ低い回転数とを示した。
【００７３】
定常運転における動作温度のエンジンではタービンの前において低下される排気温度、および、この状態において変更される、タービンの前におけるエンタルピーは、有効表面すなわちタービンの前における容積減少により、負荷急変の際に補償され、すなわち、効力を発揮しなくなる。したがって、常温起動後の状態のように、タービンの前における温度は低くならない、または、少ししか低くならない。
【００７４】
標準に対する負荷急変の後の時間的な応答特性の測定（フル回転までの時間、図１３ではＴ１０％〜Ｔ９０％）は、図１に記載の双方の実施された構成のフル回転の達成まで同じ時間であった。
【００７５】
４  熱流バランス
図１６に、一体型の排気マニホールドの一実施例についての伝熱係数（ＨＴＣ）の局所的な分散を、偽色彩表示すなわちグレースケール表示で表す。明らかな通り、伝熱係数は、特に、共通の排気通路との合流の領域において、５００Ｗ／ｍ２Ｋの領域の高い値に達する。
【００７６】
従来の（すなわち、部分的にシリンダヘッドに一体化されていない）排気マニホールドと比較して図１６に示された排気マニホールドを参照すると、一体型の排気マニホールドについては、水冷却された面が合計で５６５ｃｍ２となる。一方、ほぼ同じ特徴（シリンダ数、公称出力）を有するエンジンのための従来の排気マニホールドは、排気通路が部分的にシリンダヘッドの外側に設けられているので、水冷却される面の面積合計は３７７ｃｍ２になるであろう（図示せず）。それゆえ、面積の差は、１８８ｃｍ２になる。さらに、図１６に示す排気マニホールド構成では、全負荷（５５００回／分）の際に、従来の排気マニホールドに対して、ΔＰ＝１３ｋＷ（８０％では負荷はまだ１０．５ｋＷである）という上昇した冷却剤へのエネルギー入力となる。λ＝０．９であり、全負荷（５５００回／分）での運転では、図１０（その測定値は、図１６に示す一体型の排気マニホールドについてのものである）によれば、−同じく従来の排気マニホールドと比較して−ΔＴ＝７１Ｋの出力側の排気温度の低減となる。付加的な水冷却される面積毎の温度低下の商を７１Ｋ／１８８ｃｍ２とするならば、約２．６ｃｍ２／ΔＫの値となる、すなわち、Ｋだけ所望の温度を低下するには約２．６ｃｍ２の水冷却される面積がさらに必要である。
【００７７】
５．  展望／結論
本発明の基礎となる概念の研究は、排気マニホールドの一体化が一義的な「両方に有利な」状況をもたらす、ということを明示した。
【００７８】
特性が同時に著しく向上される場合は、この向上は、コスト低減に対する大きな可能性を示す。この点において、この向上は、ライン生産方式のための将来的な魅力的な小型化概念に大きく貢献することができる。
【図１】
2011530666.tif 000007
【図２】
2011530666.tif 000008
【図５】
2011530666.tif 000009
【図７】
2011530666.tif 000010
【図８】
2011530666.tif 000011
【図９】
2011530666.tif 000012
【図１０】
2011530666.tif 000013
【図１１】
2011530666.tif 000014
【図１２】
2011530666.tif 000015
【図１３】
2011530666.tif 000016
【図１４】
2011530666.tif 000017
【図１５】
2011530666.tif 000018
【図３】
2011530666.tif 000019
【図４】
2011530666.tif 000020
【図６】
2011530666.tif 000021
【図１６】
2011530666.tif 000022
【国際調査報告】
2011530666.tif 000023
2011530666.tif 000024
2011530666.tif 000025
2011530666.tif 000026
2011530666.tif 000027
2011530666.tif 000028