专利名称：具有集成排气歧管的发动机设备的制作方法
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(X)2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(X)2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(X)2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，均勻自点火)或采用发动机精简设计作为最重要的步骤来实现上述(X)2目标值是可行 的。为进一步减少(X)2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，S卩，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°C，优 选为180°C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IOOkW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，OOOmm2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Q~D"08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°C、970°C或者850°C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°C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°C至1030°C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°C或950°C )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°C )。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。
下面借助附图所示的示例，对本发明作详细说明。其中图Ia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la，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lc，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(Hochfrequenzermiidungs-Sicherheitsfaktor)的不图；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°C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Ila)与根据本发明构造的内燃发动 机(图lib)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Ibar (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Ibar 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。
具体实施例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. 2kgo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a =Ja ⑷却和 Γ =-γ \α{φ)·Τ(ψ) φ
720 KW 工720° KW-α 二2. 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°C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ο2. 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 i^tigue)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°C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
权利要求
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 士 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°C，优选为180°C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IOOkW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°C、970°C或者 850°C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%。
全文摘要
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。
文档编号F01N3/04GK102099558SQ200980127592
公开日2011年6月15日 申请日期2009年8月5日 优先权日2008年8月8日
发明者K·库荷尔巴茨 申请人:福特环球技术公司