(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンのシリンダヘッドに接続する複数の枝管と、該枝管に接続する集合管と、該集合管の略中央部に設けられた排気部を有する排気マニホールドにおいて、
その外周に前後端に連なる突起状のリブを有する集合管の肉厚を略一定とするとともに、前記排気部に向かって徐々に前記集合管内断面積を増大させ、
前記枝管あるいは集合管を、該枝管あるいは集合管内を流れる排気ガス流量をＱ（ｍｍ3／ｓ）、該枝管あるいは集合管内の断面積をＡ（ｍｍ2）としたとき、
Ｘ＝Ｑ0.8／Ａ0.9で表されるＸの最大値ＸｍａｘとＸの最小値Ｘｍｉｎとの比Ｙ＝Ｘｍａｘ／Ｘｍｉｎが、１≦Ｙ≦２となるように設定し、該枝管及び集合管内の内壁の熱伝達率の変動を低減することを特徴とする排気マニホールド。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、エンジンのシリンダヘッドに接続する複数の枝管に連通する集合管を介して排気ガスを排気する排気マニホールド、特に、前記枝管及び集合管内の内壁の熱伝達率の変動を低減する排気マニホールドに関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、エンジンのシリンダヘッドに接続する複数の枝管に連通する集合管を介して排気ガスを排気する排気マニホールドは種々知られている。特開平７−２７９６１号公報に開示した技術もその一つである。この公知技術は、隣接する一対の枝管の間に、マニホールド本体の入口側から出口側に向かって流れ方向に直交する断面積が徐々に増加する容積室を設けている。
【０００３】
よって、前記一対の枝管に流入した排気ガスは前記容積室に流れ込むことにより膨張して、流速及びガス圧が低下してから、他の枝管からの排気ガスと合流するので、他の排気ガスとの干渉音を低減することができる。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、この技術においても、各枝管がシリンダヘッドの排気側に接続され、各シリンダ毎に工程が異なり、各枝管には間欠的に排気ガスが流入するために、各枝管は加熱冷却を繰り返して熱衝撃を受けることとなる。
よって、排気ガスによる流量が次々に合流して増えてくるために、排気マニホールドの管内壁の熱伝達率が高くなり、ヒートサイクル時に集合管の温度が高くなり、熱応力が増大する。
【０００５】
前記技術によると、接合用フランジ部分の接合面積を広げて対応しているが、エンジンルーム内の大型化につながり、必ずしも十分ではなく、他の解決手段が望まれている。
【０００６】
上述の事情に鑑み、本発明は、枝管及び集合管内の内壁の熱伝達率の変動を低減する排気マニホールドを提供することを目的としたものである。
【０００７】
かかる課題を解決するために請求項１に記載されている発明を提案する。
本発明の特徴は、エンジンのシリンダヘッドに接続する複数の枝管と、該枝管に接続する集合管と、該集合管の略中央部に設けられた排気部を有する排気マニホールドにおいて、
その外周に前後端に連なる突起状のリブを有する集合管の肉厚を略一定とするとともに、前記排気部に向かって徐々に前記集合管内断面積を増大させ、
前記枝管あるいは集合管を、該枝管あるいは集合管内を流れる排気ガス流量をＱ（ｍｍ3／ｓ）、該枝管あるいは集合管内の断面積をＡ（ｍｍ2）としたとき、
Ｘ＝Ｑ0.8／Ａ0.9で表されるＸの最大値ＸｍａｘとＸの最小値Ｘｍｉｎとの比Ｙ＝Ｘｍａｘ／Ｘｍｉｎが、１≦Ｙ≦２となるように設定し、該枝管及び集合管内の内壁の熱伝達率の変動を低減することにあり、これによって、排気ガスの上流部に対する下流部の流量比に対応して前記断面積Ａを増大して、排気マニホールド本体内の管内壁の熱伝達率の差を小さくし、集合管の温度低減、各部の温度差低減を図り、排気マニホールドの熱変形、歪みを防止することができる。
【０００８】
そして、前記集合管の肉厚を一定とするとともに、前記排気部に向かって徐々に前記集合管内断面積を増大させる構成としたことにより、排気が急激に膨張することがないので、ヒートショックを防ぎ部分的温度差低減を図り、排気マニホールドの熱変形、歪みを防止することができる。
【０００９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明を図に示した実施の形態を用いて詳細に説明する。但し、この実施の形態に記載される構成部品の寸法、材質、形状、その相対位置などは特に特定的な記載が無い限り、この発明の範囲をそれのみに限定する趣旨ではなく単なる説明例に過ぎない。
【００１０】
図１（ａ）は、本発明の実施の形態に係る排気マニホールドの平面図、（ｂ）は、Ａ−Ａ矢視図、（ｃ）はＢ−Ｂ断面図である。これらの図において、排気マニホールド１は内部に流通路を有した左右方向に延在する集合管２と、該集合管２に開設された前記流通路に連通する枝管３ａ〜３ｆと、前記集合管２の外周に前後端に連なる補強用の突起状のリブ２ａと、集合管２の延設方向中央部に配置された排気口４とで構成される。リブ２ａは長手方向に変形低減、歪み低減に効果がある。
【００１１】
前記集合管２の肉厚ｔは略一定とし、集合管の実質的内径ｄ2は、枝管３ａ〜３ｃに向かうにつれて大径化し、また、枝管３ｆ〜３ｄに向かうにつれて大径化されている。
尚、符号１０は排気ガス再循環バルブの取付部を示す。
【００１２】
ところで、前記枝管３及び集合管２内の排気ガスの温度Ｔａは、流通路である管内壁の熱伝達率Ｈｇにより内壁に伝わり、管を形成する材質の熱伝導率λにより外壁に伝わり、外表面の熱伝達率Ｈｓにより、外部に伝わる。
そして、管内においては排気ガスはシリンダヘッド内の圧力が管内の圧力より大きいことによって強制的に対流するので、単位時間におけるガス流量Ｑ、及び管の流通路断面積Ａ等が管内壁の熱伝達率Ｈｇに影響することは事実であり、内壁の熱伝達率Ｈｇはこれらを適宜設定することによって制御することができる。
【００１３】
管内壁の熱伝達率Ｈｇは、以下の強制対流熱伝達の式を用いて求めることができる。
Ｈｇ＝０．０２３Ｒｅ0.8Ｐｒ1/3λｓ／ｄ2     ・・・・・（１）
Ｒｅ＝Ｖｄ2／ν2                            ・・・・・（２）
ただし、
Ｒｅ：レイノルズ数、Ｖ：管内流速［Ｖ＝Ｑ／Ａ（ｍｍ／ｓ）］、
Ｑ：ガス流量（ｍｍ3／ｓ）、Ａ：管の断面積（ｍｍ2）、
ｄ2：管の内径（ｍｍ）、ν2：排気ガスの動粘度、
Ｐｒ：プラントル数、λｓ：排気ガスの熱伝導率
ここで、管の断面積Ａは、Ａ＝（π／４）ｄ22で表され、
ｄ22＝Ａ／（π／４）、
ｄ2＝Ａ1/2（４／π）1/2                      ・・・・・（３）
【００１４】
（１）式に（２）式と（３）式を代入すると、
Ｈｇ＝０．０２３Ｐｒ1/3λｓＶ0.8／ν20.8ｄ2O.2 ・・・・・（４）
（３）式から、ｄ2O.2＝Ａ0.1（４／π）0.1の関係にあるので、（４）式は、
0003912919.tif 000002
いま、［（０．０２３Ｐｒ1/3λｓ）／｛ν20.8（４／π）0.1｝］は常数であるので、これをＫとおくと、Ｖ＝Ｑ／Ａより、
0003912919.tif 000003
となり、ＨｇはＱ0.8／ＡO.9と比例することがわかる。
【００１５】
一方、管外表面の熱伝達率Ｈｓは、自然対流熱伝達の式を用いて以下の式によって求める。
Ｈｓ＝０．５３（Ｇｒ・Ｐｒ）1/4λｅ／ｄ1        ・・・・・（７）
Ｇｒ＝ｄ13ｇβ（Ｔｗ−Ｔａ）／ν12              ・・・・・（８）
ただし、
Ｇｒ：グラスホフ数、ｄ1：管の外径（ｍｍ）、
ｇ：重力加速度（ｍｍ／ｓ2）、β：空気の膨張率（１／℃）、
Ｔｗ：管の表面温度（℃）、Ｔａ：雰囲気温度（℃）、
ν1 ：空気の動粘度（ｍｍ2／ｓ）、Ｐｒ：プラントル数、
λｅ：空気の熱伝導率（ｃａｌ／ｍｍ2・ｓ℃）
【００１６】
この時の室温を２５℃とし、管表面温度Ｔｗ，管外径ｄ1を種々かえて計算すると、管外表面の熱伝達率Ｈｓは、管内壁の熱伝達率Ｈｇより１オーダー小さな値でほぼ一定となった。よって、管外表面の熱伝達率Ｈｓの制御は、各部分の温度制御に寄与しないことがわかる。
【００１７】
【実施例】
図２は本実施の形態に係る排気マニホールドの温度分布を示す図であり、集合管２部分の温度は６８０℃〜７１７℃の約３７℃の温度差しかない。
また、前記（６）式のＱ0.8／Ａ0.9をＸとし、Ｘの最大値ＸｍａｘとＸの最小値Ｘｍｉｎとの比Ｙ＝Ｘｍａｘ／Ｘｍｉｎとしたときに、▲１▼を基準部位としたときの各▲１▼▲２▼▲３▼▲４▼に示す部位の管内ガス流量比Ｑ／Ｑ▲１▼、管内断面積比Ａ／Ａ▲１▼におけるＸ／Ｘ▲１▼の値（Ｘ／Ｘ▲１▼＝（Ｑ／Ｑ▲１▼）O.8／（Ａ／Ａ▲１▼）0.9）、Ｙの値（Ｘ／Ｘ▲１▼の最大値がＹとなる）が以下の表１のごとく算出され、Ｙ＝１．４６５と小さい値となっている。
【００１８】
【表１】
0003912919.tif 000004
【００１９】
図３は比較例１として直列６気筒エンジンの半分の排気マニホールドの温度分布を示す図であり、集合管部分の温度は５５０℃〜６８４℃の約１３０℃の温度差を有している。
また、前記（６）式のＱO.8／Ａ0.9をＸとし、Ｘの最大値ＸｍａｘとＸの最小値Ｘｍｉｎとの比Ｙ＝Ｘｍａｘ／Ｘｍｉｎとしたときに、▲１▼を基準部位としたときの各▲１▼▲２▼▲３▼▲４▼に示す部位の管内ガス流量比Ｑ／Ｑ▲１▼、管内断面積比Ａ／Ａ▲１▼におけるＸ／Ｘ▲１▼の値（Ｘ／Ｘ▲１▼＝（Ｑ／Ｑ▲１▼）0.8／（Ａ／Ａ▲１▼）0.9）、Ｙの値（Ｘ／Ｘ▲１▼の最大値がＹとなる）が以下の表２のごとく算出され、Ｙ＝２．８３と比較的大きな値となっている。
【００２０】
【表２】
0003912919.tif 000005
【００２１】
図４は比較例２として直列４気筒エンジンの排気マニホールドの温度分布を示す図であり、集合管部分の温度は４５０℃〜７００℃以上の約２５０℃以上の温度差を有している。
また、前記（６）式のＱO.8／Ａ0.9をＸとし、Ｘの最大値ＸｍａｘとＸの最小値Ｘｍｉｎとの比Ｙ＝Ｘｍａｘ／Ｘｍｉｎとしたときに、▲１▼を基準部位としたときの各▲１▼▲２▼▲３▼▲４▼▲５▼▲６▼に示す部位の管内ガス流量比Ｑ／Ｑ▲１▼、管内断面積比Ａ／Ａ▲１▼におけるＸ／Ｘ▲１▼の値（Ｘ／Ｘ▲１▼＝（Ｑ／Ｑ▲１▼）O.8／（Ａ／Ａ▲１▼）0.9）、Ｙの値（Ｘ／Ｘ▲１▼の最大値がＹとなる）が以下の表３のごとく算出され、Ｙ＝５．２８と大きな値となっている。
【００２２】
【表３】
0003912919.tif 000006
【００２３】
本実施の形態に係る排気マニホールドにおいて管内ガス流量Ｑ／Ｑ▲１▼を表１の条件とし、管内断面積比Ａ／Ａ▲１▼を種々変えてＹ＝Ｘｍａｘ／Ｘｍｉｎと排気マニホールドの温度差との関係を解析した結果を図５の実線Ｌに示す。さらに、本願実施例図（図２、表１）、従来比較例１（図３、表２）、従来比較例２（図４、表３）をそれぞれ○印、□印、△印で図５にプロットしてある。
【００２４】
これらのデータから、Ｙ＝Ｘｍａｘ／Ｘｍｉｎが、図３の比較例１においては、２．８３、図４の比較例２においては、Ｙ＝５．２８に達し、排気マニホールドの温度差が大きいのに対して、本実施の形態においては、Ｙ＝Ｘｍａｘ／Ｘｍｉｎが１．４６５と小さく、ヒートサイクル時の排気マニホールドの排気ガスの流通路方向の上流側と下流側での温度差が小さく、図２の実線ＬよりＹが２を越えると急に温度差が大きくなるが、Ｙが２以下で温度差が略一定となり、１．５以下で一定となる。
よって、本実施の形態においては、集合管の温度低減、各部の温度差低減を図り、熱応力を小とし、排気マニホールドの熱変形、歪みを防止することができる。
【００２５】
【発明の効果】
以上記載したごとく、本発明は、ポート内部の熱伝達率Ｈｇと比例関係にあるＸ＝ＱO.8／Ａ0.9で表されるＸの最大値ＸｍａｘとＸの最小値Ｘｍｉｎとの比Ｙ＝Ｘｍａｘ／Ｘｍｉｎを、１≦Ｙ≦２となるように設定したので、排気マニホールド本体内の管内壁の熱伝達率の差を小さくし、集合管各部の温度差低減を図り、排気マニホールドの熱変形、歪みを防止することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】（ａ）は本発明の実施の形態に係る排気マニホールドの平面図、（ｂ）は（ａ）のＡ−Ａ矢視図である。
【図２】本実施の形態に係る排気マニホールドの温度分布を示す図である。
【図３】比較例１として直列６気筒エンジンの半分の排気マニホールドの温度分布を示す図である。
【図４】比較例２として直列４気筒エンジンの排気マニホールドの温度分布を示す図である。
【図５】管内壁の熱伝達率の最小に対する最大の比率と、排気マニホールドの温度差との関係を示すグラフである。
【符号の説明】
１                  排気マニホールド
２                  集合管
３                  枝管（３ａ〜３ｆ）
４                  排気口
【図１】
0003912919.tif 000007
【図２】
0003912919.tif 000008
【図３】
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【図４】
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【図５】
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