EP2324226A1 - Motoranordnung mit integriertem abgaskrümmer - Google Patents

Motoranordnung mit integriertem abgaskrümmer

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Publication number
EP2324226A1
EP2324226A1 EP09781513A EP09781513A EP2324226A1 EP 2324226 A1 EP2324226 A1 EP 2324226A1 EP 09781513 A EP09781513 A EP 09781513A EP 09781513 A EP09781513 A EP 09781513A EP 2324226 A1 EP2324226 A1 EP 2324226A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
exhaust
exhaust gas
cylinder head
paths
engine
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
EP09781513A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Kai Kuhlbach
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Ford Global Technologies LLC
Original Assignee
Ford Global Technologies LLC
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Ford Global Technologies LLC filed Critical Ford Global Technologies LLC
Publication of EP2324226A1 publication Critical patent/EP2324226A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02F—CYLINDERS, PISTONS OR CASINGS, FOR COMBUSTION ENGINES; ARRANGEMENTS OF SEALINGS IN COMBUSTION ENGINES
    • F02F1/00—Cylinders; Cylinder heads 
    • F02F1/24—Cylinder heads
    • F02F1/243—Cylinder heads and inlet or exhaust manifolds integrally cast together
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01N—GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINES
    • F01N13/00—Exhaust or silencing apparatus characterised by constructional features ; Exhaust or silencing apparatus, or parts thereof, having pertinent characteristics not provided for in, or of interest apart from, groups F01N1/00 - F01N5/00, F01N9/00, F01N11/00
    • F01N13/08—Other arrangements or adaptations of exhaust conduits
    • F01N13/10—Other arrangements or adaptations of exhaust conduits of exhaust manifolds
    • F01N13/105—Other arrangements or adaptations of exhaust conduits of exhaust manifolds having the form of a chamber directly connected to the cylinder head, e.g. without having tubes connected between cylinder head and chamber
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F01N3/08—Exhaust or silencing apparatus having means for purifying, rendering innocuous, or otherwise treating exhaust for rendering innocuous
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    • F02F1/24—Cylinder heads
    • F02F1/26—Cylinder heads having cooling means
    • F02F1/36—Cylinder heads having cooling means for liquid cooling
    • F02F1/40—Cylinder heads having cooling means for liquid cooling cylinder heads with means for directing, guiding, or distributing liquid stream 
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02F—CYLINDERS, PISTONS OR CASINGS, FOR COMBUSTION ENGINES; ARRANGEMENTS OF SEALINGS IN COMBUSTION ENGINES
    • F02F1/00—Cylinders; Cylinder heads 
    • F02F1/24—Cylinder heads
    • F02F1/42—Shape or arrangement of intake or exhaust channels in cylinder heads
    • F02F1/4264—Shape or arrangement of intake or exhaust channels in cylinder heads of exhaust channels
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01P—COOLING OF MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; COOLING OF INTERNAL-COMBUSTION ENGINES
    • F01P2060/00—Cooling circuits using auxiliaries
    • F01P2060/08—Cabin heater

Definitions

  • the invention relates to a motor assembly according to the preamble of claim 1 and internal combustion engines according to the preambles of claims 12 and 13th
  • the European Commission has planned for the period 2012 C ⁇ 2 emission targets of 130g / km for the car fleet consumption. Compliance with these future limits is a major consideration for the planning of the drive portfolio of vehicle manufacturers.
  • the increased use of the charged area in these concepts requires special attention to avoidance of fuel enrichment for component protection and to ensure good dynamic response.
  • An avoidance of fuel enrichment can be avoided within certain limits by the use of particularly temperature-resistant materials, but this leads to increased production costs.
  • the provision of the required heating power in highly efficient small engines is becoming increasingly difficult.
  • the invention has for its object to improve an engine arrangement of the type mentioned or internal combustion engines to the effect that even in the charged area can be dispensed with fuel enrichment for component protection and / or the use of less temperature-resistant materials in the exhaust path is made possible, at the same time the Anspringveradosen an exhaust treatment system to be improved.
  • an exhaust manifold integrated in the cylinder head is not only particularly compact and material-saving. Rather, can be sufficiently efficient design of the liquid cooling in the cylinder head, the exhaust cool so effectively that the exhaust gas temperature on Output of the cylinder head is limited under all engine operating conditions to a maximum value, which is well below the maximum occurring exhaust gas temperatures in comparable internal combustion engines with conventional exhaust manifolds.
  • materials with lower temperature resistance can be used for the further exhaust system, in particular for the turbine and the turbine housing of a turbocharger adjoining the exhaust manifold, and / or artificial carbon dioxide temperature decreases due to mixture enrichment can otherwise be dispensed with.
  • vehicle specific group specific can either reduce the production costs or improve the consumption values or achieve an advantage with respect to both aspects.
  • the response to transient load changes is improved by the shortest possible exhaust gas paths up to a turbocharger.
  • a high area proportion of the exhaust gas paths is thus liquid-cooled from the valve seat of the exhaust valves.
  • the ratio of the total area of the inner walls of the liquid-cooled exhaust gas passages in the cylinder head, measured from the outlet openings to the outlet of the total exhaust gas line from the cylinder head, based on the sum of the inner walls of the exhaust gas paths, measured from the Auslönöffnun- up to a Reference element of the first exhaust gas flow-through device outside the cylinder head more than 50%, preferably more than 65%, more preferably more than 80% and most preferably more than 85%.
  • the first device through which the exhaust gas flows is preferably an exhaust-gas turbocharger, the reference element for determining the surface portions being the starting region of a spiral housing or a screw of the turbine of the turbocharger.
  • an exhaust gas turbocharger is proposed in the context of the present invention not only for diesel engines, but especially for gasoline engines.
  • This exhaust gas turbocharger is usually followed by an exhaust gas treatment device (catalytic converter, NOx catalyst, etc.).
  • the first device through which the exhaust gas flows may also be an exhaust gas purification device, the reference element then being the engine-side start of an exhaust gas purification substrate.
  • the Abgastageabbowkapaztician the liquid cooling in the cylinder head is dimensioned such that under all engine operating conditions, a limitation of the temperature of the exhaust gas at the outlet of the entire exhaust gas line the cylinder head can be achieved to a predetermined temperature value, so that downstream of the exhaust system downstream facilities must be less resistant to temperature and / or lack of Gemischanfettungen for exhaust gas temperature reduction in high load ranges, the sum of the surface of the liquid-cooled inner walls of the exhaust paths is dimensioned so small in that rapid starting of an exhaust gas treatment arrangement during cold starting of the internal combustion engine is preferably achieved without additional fuel-consuming measures for improving the light-off behavior.
  • the liquid cooling of the exhaust passages in the cylinder head is preferably further designed such that the temperature of the walls of the exhaust passages in the cylinder head under stationary full load conditions a limit of 250 0 C, preferably 180 0 C, does not exceed this limit without the need for a mixture enrichment to comply with this limit.
  • coolant passages are preferably provided in the cylinder head, which preferably surround the entire exhaust line between the collection point and the outlet of the entire exhaust line from the cylinder head preferably fully.
  • a supplementary liquid cooling can be provided in the exhaust paths outside the cylinder head.
  • the entire exhaust gas line between its exit from the cylinder head to the reference element of the first device through which exhaust gas flows may be completely or partially liquid-cooled.
  • the first device through which the exhaust gas flows-in particular a turbocharger-can also be designed to be completely or partially liquid-cooled.
  • an exhaust gas treatment arrangement is preferably arranged as directly behind the turbocharger as possible.
  • the exhaust manifold geometry is configured such that the total area of the inner walls of the liquid-cooled exhaust gas passages in the cylinder head in a four-cylinder gasoline engine with two exhaust ports per cylinder and a rated power of at least 100 kW with a mean diameter of the exhaust paths in the range of 25 to 30 mm less than 70,000 mm 2 , preferably less than 60,000 mm 2 , wherein simulations have shown that a possible optimum is in the range of about 50,000 mm 2 .
  • these values also depend on the channel diameter, and it has been found that a smaller channel diameter leads to greater heat dissipation.
  • the following approximate dependence with respect to the channel diameter D applies:
  • the liquid cooling of the exhaust paths in the cylinder head is preferably designed such that under stationary full load conditions, the exhaust gas temperature at the outlet of the cylinder head a predetermined limit of 1050 0 C, 970 0 C or 850 0 C, without the need for a mixture enrichment to meet this limit.
  • a predetermined limit of 1050 0 C, 970 0 C or 850 0 C without the need for a mixture enrichment to meet this limit.
  • Characteristic of the exhaust gas cooling in the context of the present invention is that in the higher load ranges a higher proportion of the combustion energy based on the mechanical power is dissipated in the cooling water than in known Abgaskrümmereueren.
  • the liquid cooling of the exhaust gas paths is designed such that in stationary partial and full load operation of the internal combustion engine above 80% of rated power and above a speed of 4400 min "1 at stoichiometric mixture, the ratio between the total output of the engine in the coolant heat output in Relative to the delivered mechanical power is not less than 50%, particularly preferably not less than 55% This has the additional advantage that a rapid warming up of the engine block (friction reduction) and efficient heating of the passenger compartment are made possible.
  • FIG. 2 shows a flow chart of the optimization process for a motor arrangement according to the invention
  • Fig. 3a, b show a flow velocity distribution of the coolant in a standard cylinder head (Fig. 3a) in comparison with an inventive cylinder head (Fig. 3b) at an engine speed of 5500 min "1 and completely open coolant thermostat;
  • Figure 4 shows a temperature distribution of the cylinder head according to the invention at an engine speed of 5500 min "1 , full load and fully open coolant thermostat.
  • FIG. 7a, b show a comparison of an exhaust manifold according to the prior art (FIG. 7a) in comparison to an integrated exhaust manifold according to the invention (FIG. 7b).
  • Fig. 8a, b are schematic diagrams with a comparison of Abgaswege- surfaces or equivalent Abgasweg-lengths to the turbine of the turbocharger in an equivalent exhaust pipe with a
  • FIG. 9 shows a diagram with a comparison of the exhaust gas temperature upstream of the turbine of the turbocharger in a known exhaust manifold and an integrated exhaust manifold according to the invention according to FIG.
  • FIG. 11 a, b is a diagram comparing the energy balances of an internal combustion engine according to the prior art (FIG. 11 a) in comparison with FIG an inventively designed internal combustion engine (Figure 11 b) in the partial load range;
  • FIG. 13 shows a diagram with a comparison of the response behavior with a transient load change of 1 bar BMEP at 1500 min -1 ;
  • FIG. 14 is a perspective view of a cylinder head according to the invention with an integrated exhaust manifold, partially in section,
  • the engine assembly according to the invention with an internal combustion engine has a cylinder block with at least two cylinders, each cylinder at least as shown in Fig. 14 has a selectively closable by an exhaust valve outlet opening 20 for discharging the exhaust gases.
  • the exhaust gases of the individual outlet openings 20 are guided through exhaust gas conduits 30, which predominantly unite within the cylinder head 100 to preferably an overall exhaust gas line 60, wherein the exhaust gas paths provided in the cylinder head 100 are liquid-cooled by coolant channels 40 provided in the vicinity of these exhaust gas paths.
  • the integrated on the cylinder head, excellent area 110 is also liquid-cooled and serves essentially the weight-saving formation of a pad for a first exhaust gas flowed through device.
  • the region 110 can also be less pronounced for enhanced liquid cooling.
  • the entire exhaust line 60 passes outside of the cylinder head 100 in a first exhaust gas flowed through device.
  • the inner walls 50 of the liquid cooled exhaust passages in the cylinder head 100, from the exhaust ports 20 to the exit 61 of the preferred one exhaust line 60 from the cylinder head 100 are
  • the cylinder head 100 has an integrated exhaust manifold 31 for discharging exhaust gases via an exhaust line 60 exiting from the cylinder head 100.
  • the turbine 200 has an inlet portion 70 for supplying the exhaust gases, the inlet portion 70 being immediately adjacent connected to the entire exhaust line 60 and 61 at the end thereof.
  • the exhaust gas via spiral housing 120 is supplied to the turbine 200 arranged downstream and about a rotational axis 500 rotatably mounted impeller 600.
  • the turbine 200 is an example of a radial turbine with a screw 700.
  • the reference element for determining this area ratio is the starting area of the spiral housing 120, ie the contour which represents the transition of the inlet area 70 into the spiral housing. 1 system description
  • the core of the design is the complete integration of the normally separately designed exhaust manifold in the aluminum cylinder head, especially for the turbo gasoline engine. It remains after exiting the cylinder head, a single pipe connection to the turbine, which also can be made even more compact, if the building site conditions allow, see Fig. 1.
  • the entire cylinder head only 32 mm wider than the standard cylinder head and only by 0.2 kg heavier.
  • the latter is due to the significantly reduced sealing surface, which typically has to be structurally reinforced.
  • thermo-mechanical loads which represent a particular challenge for the engine.
  • the assessment of the cylinder head design taking into account the changed load was - as for other structural components - by numerical simulation based on network, FEM (Finite Element Method) and CFD (Computed Fluid Dynamic) methods.
  • the workflow shown in FIG. 2 includes the simulations performed as well as their interactions. 2.2 Flow Calculations
  • the knowledge of the gas-side heat input is essential.
  • the flow in the combustion chamber as well as in the inlet and outlet channels was calculated with three-dimensional simulations and the gas-side boundary conditions for a stationary calculation are determined by suitable averaging with the equations for the time-averaged local heat transfer coefficients and reference gas temperatures:
  • thermocouples In order to verify the calculations discussed and to increase confidence in the following lifetime calculations, a cylinder head with integrated exhaust system was equipped with thermocouples. The maximum deviation between predicted and measured temperature is as shown in FIG of the order of 10 ° C. and is sufficiently good for a model which was not calibrated with regard to the gas-side heat transfer for this special application.
  • thermo-mechanical loads After calculating the wall and surface temperatures, an important next step is the acquisition of the thermo-mechanical loads and the prediction of the resulting component life.
  • Modern engine architectures are achieving ever higher specific performance and are no longer suitable in their development phase without far-reaching, computer-aided lifetime prediction methods. This applies in particular to the component cylinder head, since here both the level and the gradients of the thermal and mechanical loads can be particularly high locally.
  • the resulting from the casting process or the heat treatment residual stresses and the stresses due to mechanical entries, such as by screw and bias forces are superimposed by the stresses resulting from the thermo-mechanical, cyclic operating loads. These are thermal stresses generated by temperature gradients, as well as cyclic mechanical stresses due to gas and vibration forces.
  • the low cycle fatigue (LCF) calculation simulates the expansion processes due to component heating and cooling, as well as the resulting local plasticizations and their effect on the number of cold-hot cycles cycles.
  • the material mainly used for the cylinder head aluminum is ductile, ie tough plastic and the occurring local plastifications may be cyclically self-healing or destructive, depending on the degree of local mean stress and strain disability. Low-frequency phenomena are considered to be those with a frequency of less than 10,000 cycles.
  • the calculation of High Frequency Fatigue (HCF) simulates the additional high frequency alternating load during operation of the engine due to gas forces and vibration excitation, e.g. B. by the turbocharger and the exhaust system.
  • the boundary conditions for the calculation must be all specific material parameters of the alloy, taking into account any heat treatment that may be required.
  • the cylinder head should be modeled in its installation environment, and for the modeling of the complete composite, consisting of cylinder head, block, bolts, gasket and the turbocharger connection with exhaust system, be taken into account.
  • a local safety factor is calculated, which represents a composite quantity of the local mean voltage values and amplitudes.
  • both the HCF and LCF simulations showed safety factors greater than three in the entire area of the integrated manifold and only higher, but uncritical, stresses in the area of the cylinder head gland.
  • the vehicle radiator In contrast, there are only relatively small additional costs for the cylinder head and possibly a necessary extension of the vehicle radiator (see Table 1). If it is a downsizing gasoline engine architecture, the vehicle usually also the next larger cooler packages are available, for. For example, by the diesel engines in the same vehicle or, in principle, more powerful powertrains. As a rule, the radiator has the same installation dimension with only an increased depth (see also chapter 3.4, warm-up behavior).
  • Table 1 Exemplary cost reduction potential using an integrated exhaust manifold according to the invention 3.2 Catalyst Start Time / Emissions
  • the dominant factor for the catalyst start is the outlet side wall surface to the catalyst (see Fig. 8). It makes in the relevant catalyst heating time window until about 30 seconds after cold start only a negligible difference, whether this surface is water cooled or air cooled.
  • the invention achieves two effects in comparison with the prior art: on the one hand a reduction of the surfaces of approximately 30%, which is relevant for the cold start behavior and the response to load changes. On the other hand, the water-cooled surfaces are increased by about 50%, which is advantageous at high engine loads.
  • Integrating the exhaust manifold into the cylinder head significantly improves fuel economy after cold start and operation.
  • Fig. 11 illustrates the influence of the integrated exhaust system on the dissipated coolant heat flow in a part load operating point.
  • the direct flanging of the turbocharger to the cylinder head results in reduced sensitivity to boom noises caused by low frequency structural vibrations of the exhaust manifold in conventional designs.
  • the dominant side of the radiated noise in downsizing units is usually the outlet side.
  • the noise radiating surface is reduced, so that also a reduction of the noise level on the outlet side is to be expected.
  • Another advantage of the integrated design is, in addition to the omission of the classic exhaust manifold, in the significant reduction in the number or reducing the size of other parts.
  • High-temperature-resistant studs and their associated nuts can be saved in larger numbers, depending on the number of cylinders and the type of flanges. This not only has a positive effect on the parts costs, it also brings clear advantages in logistics, assembly and service. By eliminating the associated threaded holes in the cylinder head, can still be saved in modern CNC manufacturing cycle time.
  • the executed four-cylinder with integrated exhaust manifold showed the same torque and power curve as the standard version on the test bench, as well as the same lower speed when reaching full torque for the first time.
  • the reduced exhaust gas temperature upstream of the turbine with the engine at operating temperature in steady-state operation and the enthalpy in front of the turbine in this state are compensated or are not affected by the significant surface or volume reduction before the turbine. Similar to the situation after a cold start, the temperature before the turbine is then not or only slightly lower.
  • FIG. 16 shows the local distribution of the heat transfer coefficient (HTC) for an exemplary embodiment of an integrated exhaust manifold in a false color or gray level representation.
  • HTC heat transfer coefficient
  • the result is a value of approximately 2.6 cm 2 / ⁇ K, ie for a desired temperature reduction by one K. approx. 2.6 cm 2 additional water-cooled surface required.

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Abstract

Es wird eine Integration des Abgaskrümmers in den Zylinderkopf (100), erstmals für die Turbo Applikation, vorgeschlagen und ein dazu gehöriges Kühlkonzept bereitgestellt. Dabei können signifikante Attributverbesserungen bei gleichzeitig deutlich geringeren Systemkosten erzielt werden. Beispielhaft anhand eines ausgeführten Benzin Vierzylindermotors mit Direkteinspritzung und Turboaufladung werden die Vorteile dieser Anwendung vorgestellt. Hervorzuheben sind insbesondere der reduzierte Kraftstoffverbrauch in der Vollast bzw. in vollastnahen Bereichen, geringere CO2-Emissionen im Europäischen Fahrzyklus, schnellerer Katalysatorstart, verbesserter Motorwarmlauf bzw. Aufwärmung der Fahrzeugkabine sowie die deutliche Reduzierung der Komplexität durch Eliminierung des klassischen Abgaskrümmers und die damit verbundene signifikante Gewichts- und Kostenreduktion.

Description

Motoranordnung mit integriertem Abgaskrümmer
Die Erfindung betrifft eine Motoranordnung gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruches 1 sowie Brenn kraftmasch inen gemäß den Oberbegriffen der Patentansprüche 12 bzw. 13.
Downsizing in Verbindung mit Direkteinspritzung und Aufladung am Ottomotor wird als eine sinnvolle Lösung angesehen, um einen substantiellen Beitrag zur Erreichung der notwendigen Cθ2-Emissionsreduzierung in den nächsten Jahren zu leisten. Um eine breite Anwendung in der Flotte zu erreichen, muß das Antriebssystem Otto-Dl-Downsizing sorgfältig hinsichtlich der Aspekte Nachhaltigkeit (für den Kunden und für die Flotte), Fahreigenschaften und Kosten optimiert werden.
Die Europäische Kommission hat für den Zeitraum 2012 Cθ2-Emissionszielwerte von 130g/km für den PKW Flottenverbrauch in Planung. Die Einhaltung dieser zu- künftigen Grenzwerte ist ein Hauptgesichtspunkt für die Planung des Antriebs- Portfolios der Fahrzeughersteller.
Basierend auf der bisherigen Technologie der Ottomotoren (Saugmotoren mit Saugrohreinspritzung und variablen Ventilsteuerzeiten bzw. Abgasrückführung) können weitere Potentiale auf dem Weg zu geringerer CO2-Emission mit modera- tem Technologie-Einsatz im Bereich Reibungsreduzierung und Wärmemanagement erschlossen werden.
Für kleine und mittelgroße Fahrzeuge auf dem europäischen Markt ist das Errei- chen des o. g. CO2-Zielwert.es durch den Einsatz neuer ottomotorischer Brennverfahren (Schichtkonzepte, homogene Selbstzündung) oder von Downsizing-Kon- zepten als wichtigstem Schritt möglich. Zur weiteren Verringerung der CO2- Emission kann ein Downsizing-Konzept auch mit den weiteren Brennverfahrenmaßnahmen kombiniert werden. Entscheidend für die Marktdurchdringung von Downsizing-Konzepten ist die Erfüllung der verschiedenen Kundenerwartungen, insbesondere hinsichtlich des Kraftstoffverbrauches im täglichen realen Einsatz, Fahrspaß, günstigem Geräuschver- haltens sowie bezahlbarer Kosten.
Speziell die verstärkte Benutzung des aufgeladenen Bereiches bei diesen Konzepten erfordert ein spezielles Augenmerk auf die Vermeidung von Kraftstoff- Anreicherung zum Bauteilschutz sowie die Sicherstellung eines guten dynami- sehen Ansprechverhaltens. Eine Vermeidung der Kraftstoffanreicherung kann in gewissen Grenzen durch die Nutzung besonders temperaturbeständiger Materialien vermieden werden, was jedoch zu erhöhten Herstellungskosten führt. Zusätzlich wird die Bereitstellung der benötigten Heizleistung bei hoch effizienten kleinen Triebwerken zunehmend schwieriger.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Motoranordnung der eingangs genannten Art bzw. Brennkraftmaschinen dahingehend zu verbessern, dass auch im aufgeladenen Bereich auf eine Kraftstoffanreicherung zum Bauteilschutz verzichtet werden kann und/oder die Verwendung weniger temperaturbeständiger Mate- rialien im Abgasweg ermöglicht wird, wobei gleichzeitig das Anspringverhaltungen einer Abgasbehandlungsanordnung verbessert werden soll.
Die Lösung der genannten Aufgabe erfolgt mittels einer Motoranordnung mit den Merkmalen des Patentanspruches 1 sowie mittels Brennkraftmaschinen mit den Merkmalen der Patentansprüche 12 und 13.
Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung ergeben sich aus den abhängigen Ansprüchen.
Im Rahmen der Erfindung wurde festgestellt, dass ein in den Zylinderkopf integrierter Abgaskrümmer nicht nur besonders kompakt und materialsparend ist. Vielmehr läßt sich bei ausreichend leistungsfähiger Auslegung der Flüssigkeitskühlung im Zylinderkopf das Abgas so wirksam kühlen, dass die Abgastemperatur am Ausgang des Zylinderkopfes unter allen Motorbetriebsbedingungen auf einen Maximalwert begrenzt wird, der deutlich unter den maximal auftretenden Abgastemperaturen bei vergleichbaren Brennkraftmaschinen mit konventionellen Abgaskrümmern liegt. Dadurch können einerseits für die weitere Abgasanlage - ins- besondere für die Turbine und das Turbinengehäuse eines sich an den Abgaskrümmer anschließenden Turboladers - Materialien mit geringerer Temperaturbeständigkeit verwendet werden und/oder es kann auf sonst bei hohen Lasten erforderliche künstliche Abgastemperatursenkungen durch Gemischanfettung verzichtet werden. Somit können - fahrzeugzielgruppenspezifisch - entweder die Herstel- lungskosten reduziert oder die Verbrauchswerte verbessert werden oder ein Vorteil hinsichtlich beider Aspekte erzielt werden.
Eine entsprechend wirksame Abgaskühlung im Zylinderkopf erfordert jedoch eine sehr präzise Auslegung der Kühlmittelkanäle, um lokalen Überhitzungen im ZyMn- derkopf vorzubeugen, die bei dem für Zylinderköpfe verwendeten Aluminiumlegierungen rasch zu Zerstörungen führen könnten. Deshalb sind umfangreiche computergestützte Optimierungs- und Simulationsprozesse erforderlich, um die thermische und mechanische Dauerbeständigkeit eines derartigen Zylinderkopfes sicherzustellen.
Bei einer besonders wirksamen Abgaskühlung liegt allerdings die Befürchtung nahe, dass sich die Aufwärmzeit eines Katalysators oder einer anderen Abgasbehandlungsanordnung nach einem Kaltstart verlängern könnte, was wiederum zusätzliche, Kraftstoff verbrauchende Gegenmaßnahmen erforderlich machen wür- de. Überraschenderweise hat sich jedoch herausgestellt, dass durch einen erfindungsgemäß integrierten Abgaskrümmer das Anspringverhalten einer Abgasbehandlungsanordnung im Gegenteil sogar noch verbessert wird. Dies liegt wohl letztlich darin begründet, dass ein integrierter Abgaskrümmer aufgrund seiner kompakteren Bauweise geringere Abgaskanalinnenflächenflächen aufweist als ein klassischer externer Abgaskrümmer, da sich die einzelnen Abgaskanäle bei dem integrierten Abgaskrümmer früher zu einem Gesamtabgasleitung vereinigen können. Für das Anspringverhalten eines Katalysators hat sich jedoch die Gesamtfläche der Abgaskanäle bis zu der Abgasbehandlungsanordnung als wesentlicher Parameter herausgestellt. Ob diese Abgaskanäle wasser- oder nur luftgekühlt sind, spielt für das Aufheizverhalten des Abgases kurz nach dem Motorstart noch praktisch keine Rolle, da der Temperaturgradient zwischen Abgasleitungswand und Abgas beim Kaltstart in jedem Falle sehr groß ist.
Ferner wird durch möglichst kurze Abgaswege bis zu einem Turbolader das Ansprechverhalten bei transienten Lastwechseln verbessert.
Im Rahmen der Erfindung wird somit ein hoher Flächenanteil der Abgaswege ab dem Ventilsitz der Auslaßventile flüssigkeitsgekühlt. Insbesondere ist vorgesehen, dass das Verhältnis der Flächensumme der Innenwandungen der flüssigkeitsge- kühlten Abgaswege im Zylinderkopf, gemessen von den Auslaßöffnungen bis zum Austritt der Gesamtabgasleitung aus dem Zylinderkopf, bezogen auf die Flächensumme der Innenwandungen der Abgaswege, gemessen von den Auslaßöffnun- gen bis zu einem Bezugselement der ersten abgasdurchströmten Einrichtung außerhalb des Zylinderkopfes, mehr als 50%, bevorzugt mehr als 65%, besonders bevorzugt mehr als 80% und ganz besonders bevorzugt mehr als 85% beträgt.
Bei der ersten abgasdurchströmte Einrichtung handelt es sich bevorzugt um einen Abgasturbolader, wobei das Bezugselement für die Bestimmung der Flächenanteile der Anfangsbereich eines Spiralgehäuses bzw. einer Schnecke der Turbine des Turboladers ist. Ein derartiger Abgasturbolader wird im Rahmen der vorliegenden Erfindung nicht nur für Dieselmotoren, sondern insbesondere auch für Ottomotoren vorgeschlagen. An diesen Abgasturbolader schließt sich in der Regel eine Ab- gasbehandlungseinrichtung (Katalysator, NOx-FaIIe etc.) an.
Bei Fahrzeugen ohne Aufladung kann es sich bei der ersten abgasdurchströmten Einrichtung auch um eine Abgasreinigungseinrichtung handeln, wobei das Bezugselement dann der motorseitige Beginn eines Abgasreinigungssubstrates ist.
Bevorzugt ist die Abgaswärmeabfuhrkapazität der Flüssigkeitskühlung im Zylinderkopf derart bemessen, dass unter allen Motorbetriebsbedingungen eine Begrenzung der Temperatur des Abgases am Austritt der Gesamtabgasleitung aus dem Zylinderkopf auf einen vorgegebenen Temperaturwert erreicht werden kann, so dass die in der Abgasanlage abstromseitig folgenden Einrichtungen weniger temperaturbeständig ausgebildet sein müssen und/oder auf Gemischanfettungen zur Abgastemperatursenkung in hohen Lastbereichen verzichtet werden kann, wobei die Flächensumme der flüssigkeitsgekühlten Innenwandungen der Abgaswege derart gering bemessen ist, dass ein schnelles Anspringen einer Abgasbehandlungsanordnung beim Kaltstart der Brennkraftmaschine bevorzugt ohne zusätzliche kraftstoffverbrauchende Maßnahmen zur Verbesserung des Anspringverhaltens erreicht wird.
Um eine Beschädigung des in der Regel aus einer Aluminiumlegierung bestehenden Zylinderkopfes auszuschließen, ist die Flüssigkeitskühlung der Abgaswege im Zylinderkopf bevorzugt ferner derart ausgelegt, dass die Temperatur der Wände der Abgaswege im Zylinderkopf unter stationären Vollastbedingungen einen Grenzwert von 250 0C, bevorzugt 180 0C, nicht überschreitet, ohne dass eine Gemischanfettung zur Einhaltung dieses Grenzwertes erforderlich wäre.
Um eine derartige ausreichende Kühlung zu gewährleisten, sind bevorzugt Kühlmittelkanäle im Zylinderkopf vorgesehen, die die Gesamtabgasleitung zwischen der Sammelstelle und dem Austritt der Gesamtabgasleitung aus dem Zylinderkopf vorzugsweise vollumfänglich umgeben.
Falls dies nicht ausreicht, kann auch eine ergänzende Flüssigkeitskühlung in den Abgaswegen außerhalb des Zylinderkopfes vorgesehen sein. Hierzu kann die Ge- samtabgasleitung zwischen ihrem Austritt aus dem Zylinderkopf bis zu dem Bezugselement der ersten abgasdurchströmten Einrichtung vollständig oder in Teilbereichen flüssigkeitsgekühlt sein. Alternativ oder zusätzlich kann auch die erste abgasdurchströmte Einrichtung - insbesondere ein Turbolader - vollständig oder in Teilbereichen flüssigkeitsgekühlt ausgebildet sein.
Um ein möglichst schnelles Anspringverhalten einer Abgasbehandlungsanordnung zu gewährleisten, erweist es sich als vorteilhaft, wenn sich die erste abgasdurchströmte Einrichtung im Abgasweg möglichst unmittelbar an den Zylinderkopf an- schließt. Sofern es sich bei dieser ersten Anordnung um einen Turbolader handelt, wird eine Abgasbehandlungsanordnung bevorzugt möglichst unmittelbar hinter dem Turbolader angeordnet.
Bevorzugt ist die Abgaskrümmergeometrie derartig ausgestaltet, dass die Flächensumme der Innenwandungen der flüssigkeitsgekühlten Abgaswege im Zylinderkopf bei einem Vierzylinder-Ottomotor mit je zwei Auslaßöffnungen pro Zylinder und einer Nennleistung von wenigstens 100 kW bei einem mittleren Durchmesser der Abgaswege im Bereich von 25 bis 30 mm weniger als 70.000 mm2, bevorzugt weniger als 60.000 mm2 beträgt, wobei Simulationen gezeigt haben, dass ein mögliches Optimum im Bereich von etwa 50.000 mm2 liegt. Diese Werte hängen natürlich auch vom Kanaldurchmesser ab, wobei sich herausgestellt hat, dass ein kleinerer Kanaldurchmesser zu einer stärkeren Wärmeabfuhr führt. Insbesondere gilt in den vorgenannten Betriebsbereichen für den abgeführten Wärmefluß Q fol- gende näherungsweise Abhängigkeit bezüglich des Kanaldurchmessers D :
Q - D -0,8
Bei einer Brennkraftmaschine, die insbesondere für eine erfindungsgemäße Mo- toranordnung ausgebildet ist, wird die Flüssigkeitskühlung der Abgaswege im Zylinderkopf bevorzugt derart ausgelegt, dass unter stationären Vollastbedingungen die Abgastemperatur am Ausgang des Zylinderkopfes einen vorgegebenen Grenzwert von 1050 0C, 970 0C oder 850 0C nicht überschreitet, ohne dass eine Gemischanfettung zur Einhaltung dieses Grenzwertes erforderlich wäre. Durch eine derartige Begrenzung kann insbesondere ein bei einem Ottomotor vorgesehener Abgasturbolader aus preiswerteren Materialien gefertigt werden. Bei einer Maximaltemperatur von 1050 0C - dies ist auch die konventionell übliche Grenztemperatur, die dort jedoch in der Regel im Vollastbereich durch eine Gemischanfettung gewährleistet wird - müssen für die beiden Komponenten Abgaskrümmer und Turbine relativ kostenintensive Materialien wie austenitischer Stahlguß mit einem Nickelanteil bis zu 37% verwendet werden. Bei Maximaltemperaturen von 980 0C bis 1030 0C kann dagegen Stahlguß mit einem geringeren Nickelanteil von 0 bis 30 % eingesetzt werden. Bei noch geringeren Grenztemperaturen von 970 °C oder 950 0C können günstigere Materialien, so SiMo-Grauguss (Grenztempera- tur bis 950 0C) eingesetzt werden.
Charakteristisch für die Abgaskühlung im Rahmen der vorliegenden Erfindung ist, dass in den höheren Lastbereichen ein höherer Anteil der Verbrennungsenergie bezogen auf die mechanische Leistung in das Kühlwasser abgeführt wird als bei bekannten Abgaskrümmerkonzepten. Insbesondere ist die Flüssigkeitskühlung der Abgaswege derart ausgelegt, dass im stationären Teil- und Vollastbetrieb der Brennkraftmaschine oberhalb von 80% der Nennleistung und oberhalb einer Drehzahl von 4400 min"1 bei stöchiometrischem Gemisch das Verhältnis zwischen der insgesamt von der Brennkraftmaschine in das Kühlmittel abgegebenen Wärmeleistung im Verhältnis zur abgegebenen mechanischen Leistung nicht weniger als 50%, besonders bevorzugt nicht weniger als 55% beträgt. Dies hat zusätzlich zum Vorteil, dass ein schnelles Aufwärmen des Motorblocks (Reibungsreduzie- rung) und eine leistungsfähige Beheizung der Fahrgastzelle ermöglicht werden.
Die Erfindung wird nachfolgend anhand der Zeichnungen beispielhaft näher erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 a-d Zylinderköpfe mit sich anschließendem Turbolader gemäß den Stand der Technik mit separatem Abgaskrümmer (Fig. 1 a,b) sowie mit integriertem Abgaskrümmer gemäß der Erfindung (Fig. 1 c, 1d);
Fig. 2 ein Flußdiagramm des Optimierungsvorgangs für eine erfindungs- gemäße Motoranordnung;
Fig. 3a, b eine Fließgeschwindigkeitsverteilung des Kühlmittels in einem Standard-Zylinderkopf (Fig. 3a) im Vergleich zu einem erfindungsgemäßen Zylinderkopf (Fig. 3b) bei einer Motordrehzahl von 5500 min"1 und vollständig geöffneten Kühlmittelthermostat; Fig. 4 eine Temperaturverteilung des erfindungsgemäßen Zylinderkopfs bei einer Motordrehzahl von 5500 min"1, Vollast sowie vollständig geöffnetem Kühlmittel-Thermostat;
Fig. 5 einen Vergleich von berechneten mit gemessenen Zylinderkopf-
Metalltemperaturen zur Überprüfung der Simulationsgüte bei einer Motordrehzahl von 5500 min"1, Vollast und vollständig geöffnetem Kühlmittel-Thermostat;
Fig. 6 eine Darstellung der bei einem erfindungsgemäßen Abgaskrümmer berechneten Hochfrequenzermüdungs-Sicherheitsfaktoren bezogen auf die Haltbarkeitsgrenze;
Fig. 7a, b einen Vergleich eines Abgaskrümmers gemäß dem Stand der Tech- nik (Fig. 7a) im Vergleich zu einem integrierten Abgaskrümmer gemäß der Erfindung (Fig. 7b).
Fig. 8a, b schematische Diagramme mit einem Vergleich der Abgaswege- Oberflächen bzw. äquivalenten Abgasweg-Längen bis zur Turbine des Turboladers bei einer äquivalenten Abgasleitung mit einem
Durchmesser von 30 mm;
Fig. 9 ein Diagramm mit einem Vergleich der Abgastemperatur vor der Turbine des Turboladers bei einem bekannten Abgaskrümmer und ei- nem erfindungsgemäßen integrierten Abgaskrümmer nach einem
Kaltstart bei einer Umgebungstemperatur von 21 0C;
Fig. 10 einen Vergleich der Abgastemperaturen vor der Turbine eines Turboladers bei hohen Lasten;
Fig. 11 a, b ein Diagramm mit einem Vergleich der Energiebilanzen einer Brennkraftmaschine gemäß Stand der Technik (Fig. 11a) im Vergleich zu einer erfindungsgemäß ausgebildeten Brennkraftmaschine (Fig. 11 b) im Teillastbereich;
Fig. 12 ein Diagramm mit einem Vergleich des Wärmeflusses in das Kühlmit- tel während der Aufwärm-Phase bei einer Motordrehzahl von
1500 min"1 und einem BMEP von 1 bar (Mittelwerte des Stadtverkehrsteils des NEDC-Fahrzyklus);
Fig. 13 ein Diagramm mit einem Vergleich des Antwortverhaltens bei einem transienten Lastwechsel von 1 bar BMEP bei 1500 min"1;
Fig. 14 eine perspektivische Ansicht eines erfindungsgemäßen Zylinderkopfes mit einem integrierten Abgaskrümmer, teilweise in Schnittdarstellung,
Fig. 15 eine Darstellung eines sich an den erfindungsgemäßen Zylinderkopf anschließenden Turboladers, und
Fig. 16 eine quantitative Darstellung der lokalen Verteilung des Wärmetrans- ferkoeffizienten.
Die erfindungsgemäße Motoranordnung mit einer Brennkraftmaschine weist einen Zylinderblock mit wenigstens zwei Zylindern auf, wobei jeder Zylinder wenigstens wie in Fig. 14 dargestellt eine durch ein Auslaßventil selektiv verschließbare Aus- laßöffnung 20 zur Abführung der Abgase aufweist. Die Abgase der einzelnen Auslaßöffnungen 20 werden durch Abgasleitungen 30 geführt, die sich überwiegend innerhalb des Zylinderkopfes 100 zu bevorzugt einer Gesamtabgasleitung 60 vereinigen, wobei die im Zylinderkopf 100 vorgesehenen Abgaswege durch in der Nähe dieser Abgaswege vorgesehene Kühlmittelkanäle 40 flüssigkeitsgekühlt werden. Der am Zylinderkopf integrierte, hervorragende Bereich 110 wird ebenfalls flüssigkeitsgekühlt und dient im wesentlichen der gewichtsparenden Ausbildung einer Anschlußfläche für eine erste abgasdurchströmten Einrichtung. Der Bereich 110 kann zur verstärkten Flüssigkeitskühlung auch weniger stark hervor- ragen, insbesondere etwa fluchtend mit der Zylinderkopfaußenwand ausgebildet sein. Die Gesamtabgasleitung 60 geht außerhalb des Zylinderkopfes 100 in eine erste abgasdurchströmte Einrichtung über. Zur Optimierung von schneller Aufheizung der ersten abgasdurchströmte Einrichtung, welch hier beispielhaft als Turbo- lader dargestellt ist, und in Verbindung damit zur Absenkung von dessen maximalen Betriebstemperatur ist als Verhältnis der Flächensumme der Innenwandungen 50 der flüssigkeitsgekühlten Abgaswege im Zylinderkopf 100, gemessen von den Auslaßöffnungen 20 bis zum Austritt 61 der bevorzugt einen Gesamtabgasleitung 60 aus dem Zylinderkopf 100, bezogen auf die Flächensumme der Innen- Wandungen der Abgaswege 50, gemessen von den Auslaßöffnungen 20 bis zu einem Bezugselement der ersten abgasdurchströmten Einrichtung außerhalb des Zylinderkopfes, auf einen Wert ausgelegt, der mehr als 50%, bevorzugt mehr als 65%, besonders bevorzugt mehr als 80% und ganz besonders bevorzugt mehr als 85% beträgt. Die Innenwandungen 50 der flüssigkeitsgekühlten Abgaswege im Zylinderkopf 100, von den Auslaßöffnungen 20 bis zum Austritt 61 der bevorzugt einen Gesamtabgasleitung 60 aus dem Zylinderkopf 100, werden als integrierter Abgaskrümmer 31 bezeichnet.
Wie in Fig. 15 dargestellt, verfügt der Zylinderkopf 100 über einen integrierten Ab- gaskrümmer 31 zum Abführen von Abgasen über eine aus dem Zylinderkopf 100 austretende Gesamtabgasleitung 60. Die Turbine 200 weist einen Eintrittsbereich 70 zum Zuführen der Abgase auf, wobei der Eintrittsbereich 70 unmittelbar an die Gesamtabgasleitung 60 bzw. an deren Ende 61 anschließt.
Ausgehend vom Eintrittsbereich 70 wird das Abgas via Spiralgehäuse 120 dem stromabwärts angeordneten und um eine Drehachse 500 drehbar gelagerten Laufrad 600 der Turbine 200 zugeführt. Die Turbine 200 ist hier beispielhaft eine Radialturbine mit einer Schnecke 700.
Im Fall des beispielhaft dargestellten Turboladers ist das Bezugselement zu Bestimmung dieses Flächenverhältnisses der Anfangsbereich des Spiralgehäuses 120, also die Kontur, die den Übergang des Eintrittsbereichs 70 in das Spiralgehäuse darstellt. 1 Systembeschreibung
Kern der Konstruktion ist die vollständige Integration des normalerweise separat ausgeführten Abgaskrümmers in den Aluminium-Zylinderkopf, insbesondere für den Turbo Ottomotor. Es verbleibt nach dem Austritt aus dem Zylinderkopf eine einzige Rohrverbindung zur Turbine, welche zudem noch kompakter ausgeführt werden kann, wenn die Baurandbedingungen dies zulassen, siehe Fig. 1.
Im vorliegenden Fall wurde der gesamte Zylinderkopf nur um 32 mm breiter als der Standardzylinderkopf und nur um 0,2 kg schwerer. Letzteres liegt in der deutlich verkleinerten Dichtfläche begründet, welche typischerweise strukturverstärkt ausgeführt werden muß.
Zur Einhaltung der erforderlichen bzw. maximal zulässigen Bauteil- bzw. Materialtemperaturen wurde ein ganz neues Kühlkonzept im Zylinderkopf umgesetzt. Dieses wurde zunächst virtuell ausgelegt und optimiert, vollständig struktur- und fluid- mechanisch berechnet sowie in der folgenden Entwicklungsphase in Hardware auf dem Prüfstand validiert (siehe nächste Kapitel).
2 Dauerhaltbarkeit
2.1 Methodik
Die Integration der Abgasführung führt zu einem zusätzlichen Wärmeeintrag in den Zylinderkopf und damit zu gestiegenen thermomechanischen Belastungen, die für den Motor eine besondere Herausforderung darstellen. Die Beurteilung der Zylinderkopfkonstruktion unter Berücksichtigung der geänderten Belastung erfolgte - wie auch für andere Strukturbauteile - durch numerische Simulation auf Basis von Netzwerk-, FEM- (Finite Element Methode) und CFD-Methoden (Computed Fluid Dynamic). Der in Fig. 2 dargestellte Arbeitsablauf beinhaltet die durchgeführ- ten Simulationen sowie deren Interaktionen. 2.2 Strömungsberechnungen
CFD-Methoden werden heute routinemäßig während des Entwicklungsprozesses zur Berechnung der Strömungs- und Druckverteilung im Wassermantel von ZyMn- derblock und -köpf eingesetzt. Bei ersten, in Fig. 3 visualisierten, Untersuchungen wurde mit konstanten Stoffdaten des Kühlmittels gerechnet, so dass der Energiesatz aufgrund der Inkompressibilität und der thermischen Entkopplung zwischen Strömungs- und Temperaturfeld zur Bestimmung des Strömungsfeldes nicht benötigt wurde. Um eine ausreichende Kühlung der verlängerten Auslaßkanäle zu er- zielen, wurde das Lochbild der Zylinderkopfdichtung modifiziert. Einerseits konnte dadurch der Druckverlust über den Motor reduziert und damit der Volumenstrom im Gesamtsystem erhöht werden. Andererseits konnten durch einen erhöhten Querstromanteil die brennraumnahen Bereiche - wie z. B. die Auslaßventilbrücken oder der thermisch und mechanisch hoch belastete Flanschbereich - ausreichend gekühlt werden. Trotz Änderung des Kühlkonzeptes konnte auch in der Variante mit integriertem Auslaßkrümmer ein ausreichend hohes Geschwindigkeitsniveau in allen kritischen Bereichen des Zylinderblockes realisiert werden, ohne das Design oder die Drehzahl der Pumpe zu modifizieren.
In Motoren mit hoher Leistungsdichte müssen bei der Berechnung des kühlmittel- seitigen Wärmeüberganges neben der erzwungenen Konvektion auch weitere Phänomene berücksichtigt werden. Beim Sieden kommt es zur lokalen Verdampfung des Kühlmittels, wodurch der Oberfläche zusätzlich die zur Phasenumwandlung benötigte Verdampfungswärme entzogen wird. Dadurch wird die kühl- mittelseitige Wärmeabfuhr erheblich erhöht. Zur Berücksichtigung des Siedeeffektes sind verschiedene physikalische Ansätze bekannt. In der praktischen Anwendung ist allen gemein, dass der durch das CFD-Verfahren berechnete Wärmeübergangskoeffizient additiv mit dem Siedewärmeübergangskoeffizienten überlagert wird, sobald lokal die Siedetemperatur überschritten wird. Für die Höhe der Siedetemperatur ist die Größe des lokalen statischen Druckes verantwortlich. Bei hohen Wärmeeinträgen und geringen Kühlmittelgeschwindigkeiten können in wandnahen Bereichen des Motors lokal große Kühlmitteltemperaturgradienten auftreten. Infolge der temperaturabhängigen Material- bzw. Strömungseigenschaf- ten des Fluids und der daraus resultierenden Massenkräfte wird ein Strömungsfeld induziert, welches die Geschwind ig keits- und Wärmeübergangskoeffizientenvertei- lung erheblich beeinflussen kann. Die hier diskutierten Phänomene können im vor- liegenden Falle über einen iterativen Prozeß zwischen CFD- und FE-Code abgebildet werden.
Um die Temperaturverteilung im Zylinderkopf zu berechnen, ist die Kenntnis des gasseitigen Wärmeeintrages essentiell. Die Strömung im Brennraum sowie in den Ein- und Auslaßkanälen wurde mit dreidimensionalen Simulationen berechnet und die gasseitigen Randbedingungen für eine stationäre Berechnung werden durch geeignete Mittelung mit den Gleichungen für die zeitlich gemittelten lokalen Wärmeübergangskoeffizienten und Referenzgasttemperaturen bestimmt:
1
OC = Jα(φ) rfφ Und T = - 7α(φ) r(φ) 4
720',OF 720°KW α
2.3 Temperaturberechnungen
Da einerseits vom Brennraum und von den Kanälen Wärme in die Struktur eingetragen wird, und andererseits über die Ventile und die Ventilsitzringe in den ZyMn- derkopf gelangt, treten die Maximaltemperaturen im Bereich der Ventilbrücken auf, wie in Fig. 4 dargestellt. In kritischen Betriebspunkten - wie z. B. bei Nenndrehzahl und Vollast - werden jedoch die Grenztemperaturen für die verwendete AISi- Aluminiumlegierung nicht überschritten. Aufgrund der hohen mechanischen Belastung sollte die Steifigkeit im Bereich des Turboladerflansches hoch und das Temperaturniveau niedrig sein.
2.4 Modellverifizierung
Um die diskutierten Berechnungen zu verifizieren und das Vertrauen in die folgenden Lebensdauerberechnungen zu erhöhen, wurde ein Zylinderkopf mit integrier- ter Abgasführung mit Thermoelementen bestückt. Die maximale Abweichung zwischen vorhergesagter und gemessener Temperatur liegt, wie in Fig. 5 gezeigt, in der Größenordnung von 10 0C und ist für ein Modell, das hinsichtlich der gasseiti- gen Wärmeübergänge nicht für diesen speziellen Anwendungsfall kalibriert wurde, hinreichend gut.
Sowohl die numerischen als auch die experimentellen Untersuchungen ergaben einen - vom Betriebspunkt abhängigen - zusätzlichen Wärmeeintrag in den Kühlmittelkreislauf von bis 20% durch die Integration der Abgasführung in den Zylinderkopf. Um die Kühlmitteltemperatur in thermisch kritischen Betriebspunkten auf dem gleichen Niveau zu halten, muß diese Wärme durch Vergrößerung des Fahr- zeugkühlers abgeführt werden können.
2.5 Materialermüdungsberechnung
Nach der Berechnung der Wand- und Oberflächentemperaturen ist ein wichtiger nächster Schritt die Erfassung der thermomechanischen Lasten und die Vorher- sage der daraus resultierenden Bauteil-Lebensdauer. Moderne Motorarchitekturen erzielen eine immer höhere spezifische Leistung und kommen in ihrer Entwicklungsphase ohne weitreichende, rechnergestützte Verfahren zur Lebensdauervorhersage nicht mehr aus. Dies gilt insbesondere für das Bauteil Zylinderkopf, da hier sowohl das Niveau als auch die Gradienten der thermischen und mechani- sehen Belastungen lokal besonders hoch sein können. Die aus dem Gießprozeß bzw. der Wärmebehandlung herrührenden Eigenspannungen und die Spannungen aufgrund mechanischer Einträge, wie durch Schrauben- und Vorspann kräfte, werden um die Spannungen resultierend aus den thermomechanischen, zyklischen Betriebslasten überlagert. Diese sind durch Temperaturgradienten erzeugte thermische Spannungen sowie zyklische mechanische Spannungen aufgrund von Gas- und Schwingungskräften.
Die Berechnung der niederfrequenten Ermüdungsvorgänge (Low Cycle Fatigue - LCF) simuliert die Dehnungsvorgänge aufgrund der Bauteilerwärmung und Abküh- lung sowie die zum Teil daraus resultierenden lokalen Plastifizierungen und deren Auswirkung über die Zyklenanzahl Kalt- Warmzyklen. Der für den Zylinderkopf hauptsächlich eingesetzte Werkstoff Aluminium ist duktil, d. h. zähplastisch und die auftretenden lokalen Plastifizierungen können zyklisch selbstheilend oder destruktiv sein, je nach Grad der lokalen Mittelspannung und Dehnungsbehinderung. Als niederfrequente Phänomene werden solche mit einer Frequenz kleiner 10000 Zyklen angesehen. Die Berechnung der hochfrequenten Ermüdungsvorgänge (High Cycle Fatigue - HCF) simuliert die zusätzliche, hochfrequente Wechselbelastung im Betrieb des Motors durch Gaskräfte und Schwingungsanregung, z. B. durch den Turbolader und den Abgasstrang. Als Randbedingung für die Berechnung müssen alle spezifischen Werkstoffkenngrößen der Legierung, bei Berücksichtigung der gegebenenfalls vorgesehenen Wärmebehandlung, vorliegen.
Für die Ermüdungsberechnung sollte der Zylinderkopf in seiner Einbauumgebung abgebildet und für die Modellierung der vollständige Verbund, bestehend aus Zylinderkopf, -block, -schrauben, -dichtung und der Turboladeranbindung mit Abgasanlage, berücksichtigt werden.
Zur Auswertung der Simulationen wird ein lokaler Sicherheitsfaktor berechnet, welcher eine zusammengesetzte Größe aus den lokalen Spannungsmittelwerten und Amplituden darstellt.
Im ausgeführten Fall zeigten sowohl die HCF- als auch die LCF-Simulationen Sicherheitsfaktoren größer drei im gesamten Bereich des integrierten Krümmers und nur höhere, jedoch unkritische, Beanspruchungen im Bereich der Zylinderkopfver- schraubung.
3 Systemeffekte / Vorteile
3.1 Systemkosten
Downsizing mit Hilfe von Turbotechnologie und zukünftig hinzukommend Downspeeding bedeutet für den Ottomotor ein verändertes Lastkollektiv, d.h., dass der Aufenthalt im höheren und hohen Lastbereich signifikant mehr Anteil hat. Um das CO2-Potential hier maximal auszuschöpfen, muß der Anfettungsbedarf aus Hitzeschutzgründen bei hohen Lasten minimiert werden. Mit dieser Vorgabe können nur hochtemperaturfeste, bis 1050 0C fähige und damit hochwertige, signifikant teure Materialen zum Einsatz kommen. Zurzeit wird häufig austenitischer Stahlguß mit einem Nickelanteil bis 37% für die beiden Komponenten Abgaskrümmer und Turbine verwendet. Der Nickelweltmarktpreis hat sich im letzten Jahr vervierfacht und beträgt aktuell ca. 40 USD/kg. Bei einem durchschnittlichen Gewicht von 3 bis 4 kg für den externen Gußkrümmer für den Reihenvierzylinder liegt der System kostenvorteil, schon durch die Material kosten allein, nahe. Hinzu kommt die schwierige und teure Bearbeitung von Stahlguß.
Demgegenüber stehen nur relativ geringe Mehrkosten für den Zylinderkopf und ggf. eine notwendige Erweiterung des Fahrzeugkühlers (siehe Tabelle 1 ). Wenn es sich um eine Downsizing Otto-Motorarchitektur handelt, stehen dem Fahrzeug in aller Regel auch nächst größere Kühlerpakete zur Verfügung, z. B. durch die im gleichen Fahrzeug vorhanden Dieselaggregate oder grundsätzlich leistungsstärke- re Powertrains. Dabei hat der Kühler in aller Regel gleiche Einbaudimension bei nur vergrößerter Tiefe (siehe auch Kapitel 3.4. Aufwärmverhalten).
Die möglichen Ersparnisse sind in der nachfolgenden Tabelle zusammengefasst:
Komponenten 14 Otto Turbo Kosten konventionelle
Lösung = 100%
(Krümmer m. Anbauteilen)
Fall 1 : 4 in 1 Stahlgußkrümmer (35% Nickel) - 95 %
Kleineres Hitzeschild/ Stahldichtung, weniger Bolzen u. Muttern - 5 %
Zylinderkopf + 5 %
Nächste Kühler-/ Ventilatorgröße (falls erforderlich) + 15 %
Fall 2: 4 in 1 Hochtemperaturfester Blechkrümmer - 40 %
Fall 1 : Kostenersparnis vs. Stahlgußkrümmer 1050° C fähig - 80 %
Fall 2: Kostenersparnis vs. Blechkrümmer (wenn serientauglich) - 40 %
Zusätzliches Potential: Einsparung elektrische Zusatzheizung 1 KW ( - 60 % )
Tabelle 1 : Beispielhaftes Kosteneinsparungspotential bei Verwendung eines integrierten Abgaskrümmers gemäß der Erfindung 3.2 Katalysatorstartzeit / Emissionen
Der Vergleich beider Systeme bzgl. der Wandoberfläche vom Auslaß-Ventilsitz bis vor Turbine bzw. vor Katalysator zeigt einen deutlichen Unterschied: Bei dem aus- geführten Reihenvierzylinder betrug der Unterschied vor Turbine ca. 30 % (Fig. 7a, b) bei noch weiterem Potential zur Reduktion für das integrierte System (siehe auch Fig. 1 )
Der dominante Faktor für den Katalysatorstart (schnelles Erreichen der Arbeits- temperatur von ca. 350° C an der Katalysatoroberfläche) ist die auslaßseitige Wandoberfläche bis zum Katalysator (vgl. Fig. 8). Dabei macht es im relevanten Katalysator-Heizzeitfenster bis ca. 30 Sekunden nach Kaltstart nur einen vernachlässigbaren Unterschied, ob diese Oberfläche wassergekühlt oder luftgekühlt ist.
Wie aus Fig. 8 ersichtlich, werden durch die Erfindung im Vergleich zum Stand der Technik zwei Effekte erreicht: Zum einen eine Reduzierung der Oberflächen um ca. 30 %, was für das Kaltstartverhalten und das Ansprechverhalten bei Lastwechseln relevant ist. Zum anderen werden die wassergekühlten Oberflächen um ca. 50 % vergrößert, was bei hohen Motorlasten vorteilhaft ist.
Die auf dem Prüfstand ausgeführte Messung beider Systeme auf dem gleichem Rumpfmotor, im Wechsel betrieben mit jeweils unterschiedlichem Zylinderkopf und gleicher Turbine bzw. gleicher Turbinenposition, ergab eine Verkürzung der Katalysator-Startzeit um 20%. Vorteilhaft ist damit das Potential zur Verringerung der Kaltstartemissionen, Verkürzung der notwendigen Katalysatorheizphase und damit besserer Kraftstoffverbrauch mit integriertem Krümmer.
Durch die verringerte Wandoberfläche insgesamt zeigt sich in den ersten Minuten nach Kaltstart eine deutlich erhöhte Temperatur vor Turbine (Fig. 9). Mit zuneh- mender Erwärmung des Motors, wenn die Wandtemperaturen der wassergekühlten Flächen deutlich kühler bleiben als die hauptsächlich luftgekühlten Flächen des klassischen Systems, gleichen sich die Temperaturen vor Turbine an. Schließlich wird bei voll aufgewärmten Motor und höherer Last die Temperatur vor Turbine beim integrierten Krümmersystem sogar niedriger und kann für den vollen stöchiomethschen Betrieb Lambda 1 in allen Lastbereichen genutzt werden (vgl. Fig. 8). Die Anfettung im hohen Lastbereich beugt klassisch der Bauteilüberhit- zung (Turbine und Krümmer) vor. Über die konstruktive Festlegung der teilnehmenden Flächen ist das für die auslegenden Bereiche ein Parameter, der optimiert werden kann. Randbedingung sind dabei der maximale Eintrag ins Kühlmittel und die geforderte Zeit der Drehmomentantwort bei Lastsprung.
3.3 Kraftstoffverbrauch
Durch die Integration des Abgaskrümmers in den Zylinderkopf wird der Kraftstoffverbrauch nach Kaltstart und im Betrieb signifikant verbessert.
Innerhalb der Warmlaufphase bis ca. 10 Minuten nach Kaltstart tragen die verrin- gerte Katalysatorheizzeit (Aufheizzeit mit zusätzlichem Kraftstoff) sowie die schnellere Erwärmung des Kühlmittels und damit der Einfluß auf die Motorreibung zur Kraftstoffersparnis bei. Im NEFZ-Zyklus ergibt sich eine Einsparung von 1 -2% (abhängig von den Flächenverhältnissen, wie in Fig. 8 normiert, beispielhaft gezeigt).
Bei vollastnahen Betriebspunkten und in der Vollast ergibt sich ein Kraftstoff- Verbrauchsvorteil von ca. 10% bis zu 15%, abhängig von der gewählten Materialbzw. Temperaturspezifikation des Turbinengehäuses. Das klassische System muß bei hohen Lasten durch Anfettung gekühlt werden, um z. B. 1050 ° Celsius Bau- teiltemperatur nicht zu überschreiten. Das ausgeführte und auf optimale Kühlung ausgelegte System ist im Vergleich in Fig. 10 gezeigt und kann auch an der Vollast bei Lambda 1 betrieben werden. Der spezifische Kraftstoffverbrauch konnte hier von 285 g/KWh auf 260 g/KWh gesenkt werden.
Mit dem noch zunehmenden Trend hin zum Downsizing und zusätzlich Downspeeding wird der Aufenthalt im vollastnahen Bereich im Fahrprofil deutlich zunehmen. Das System leistet damit einen signifikanten Beitrag zur CO2- Reduzierung und dem kundenrelevanten Real-Kraftstoffverbrauch.
3.4 Aufwärmverhalten
Wie bereits in Abschnitt 3.1 diskutiert, wird durch die Integration des Abgaskrümmers in den Zylinderkopf der Wärmeeintrag in die Struktur und damit auch ins Kühlmittel bis zu 20% erhöht. Fig. 11 verdeutlicht den Einfluß der integrierten Abgasführung auf den abzuführenden Kühlmittelwärmestrom in einem Teillastbetriebspunkt.
Aber auch in der NEFZ (Neuer Europäischer Fahrzyklus) relevanten Kaltstartphase steigt, wie in Fig. 12 gezeigt, der Wärmeeintrag. Bei der Quantifizierung des Wärmestroms mit Hilfe des ersten Hauptsatzes der Thermodynamik ist hier unbedingt auch die Änderung der inneren Energie des Wassermantels zu berücksichti- gen:
dU T
■ = TVl , It waterjacket ' C cool = Q -^s - m c cool - ( VT coo ,l— out - T coo1l— in) / dt
Die Nutzung der Abgaswärme erhöht den Wärmeintrag ins Kühlmittel bis zum Er- reichen der Betriebstemperatur um ca. 25%. Dieser Effekt trägt erheblich zur Reduzierung des Reibungsniveaus und damit auch des Kraftstoffverbrauchs bei. Marktspezifisch können außerdem Zusatzheizmaßnahmen mit ähnlichem Leistungspotential wie z. B. elektrische PTC-Elemente oder ein modifiziertes Motormanagement substituiert und damit die Kosten sowie der Kraftstoffverbrauch wei- ter gesenkt werden.
3.5 Systemgewicht
Für den Reihenvierzylinder ausgeführte erste Prototypen ersparten gesamtmotorisch ca. 3 kg Gewicht gegenüber dem in Stahlguß ausgeführten Auspuffkrümmer. Gegenüber einem in Blech ausgeführten, hochtemperaturfesten Auspuffkrümmer für Turboapplikation ergibt sich noch ein Gewichtsvorteil von knapp 1 kg für das Motorsystem.
3.6 NVH
Das direkte Anflanschen des Turboladers an den Zylinderkopf führt zu einer reduzierten Empfindlichkeit hinsichtlich Boom-Geräusche, verursacht durch niederfrequente Strukturschwingungen des Abgaskrümmers bei herkömmlichen Auslegungen. Darüber hinaus ist die das abgestrahlte Geräusch dominierende Seite bei Downsizing Aggregaten in der Regel die Auslaßseite. Durch die Verwendung des integrierten Krümmers wird die geräuschabstrahlende Oberfläche reduziert, so dass ebenfalls eine Reduktion des Geräuschpegels auf der Auslaßseite zu erwarten ist.
3.7 Komplexität / Montage
Ein weiterer Vorteil des integrierten Designs liegt, neben dem Entfall des klassischen Abgaskrümmers, in der deutlichen Verminderung der Anzahl bzw. der Verringerung der Größe weiterer Teile.
Hochtemperaturfeste Stehbolzen samt den dazugehörigen Muttern können, ab- hängig von der Anzahl der Zylinder und der Art der Verflanschung, in größerer Zahl eingespart werden. Dieses wirkt sich nicht nur positiv auf die Teilekosten aus, es bringt auch deutliche Vorteile in der Logistik, der Montage, sowie dem Service. Durch den Entfall der dazugehörigen Gewindebohrungen im Zylinderkopf, kann weiterhin bei moderner CNC Fertigung Taktzeit eingespart werden.
Die Abgasdichtung zum Zylinderkopf, welche jetzt nur noch einen einzelnen Gasaustritt abzudichten hat, ist deutlich kleiner und damit auch kostengünstiger.
In der Regel müssen herkömmliche Abgaskrümmer von aufgeladenen Motoren mit großen aufwendigen Hitzeschildern ausgestattet werden, um ihre Umgebung vor zu großem Wärmeeintrag zu schützen. Diese können nun im Bereich des inte- grierten Krümmers entfallen, da dieser aufgrund der Kühlung und thermischen Anbindung an den Zylinderkopf nicht mehr Hitze abstrahlt als der konventionelle Zylinderkopf. Hiermit wird ein weiterer Beitrag zur Reduzierung von Kosten, Komplexität und Bauraumbedarf geleistet. Zu erwähnen ist noch der durch diese Bau- weise vorteilhaftere geringere Wärmeeintrag in den Motorraum, der die Anforderung an z. B. Kunststoffteile senken kann.
3.8 Performance
Der ausgeführte Reihenvierzylinder mit integriertem Abgaskrümmer zeigte den gleichen Drehmoment- und Leistungsverlauf wie die Standardausführung auf dem Prüfstand, sowie die gleiche untere Drehzahl beim erstmaligen Erreichen des vollen Drehmoments.
Die verringerte Abgastemperatur vor Turbine bei betriebswarmen Motor im statio- nären Betrieb und die in diesem Zustand veränderte Enthalpie vor Turbine wird kompensiert bzw. kommt nicht zum Tragen beim Lastsprung durch die signifikante Oberflächen bzw. Volumenverringerung vor der Turbine. Ähnlich der Situation nach Kaltstart ist die Temperatur vor Turbine dann nicht oder nur wenig geringer.
Eine Messung des zeitlichen Antwortverhalten nach Lastsprung (Time to Füll Tor- que, T10% - T90% in Fig. 13) gegenüber dem Standard ergab gleiche Zeiten bis zum Erreichen des vollen Drehmoments beider ausgeführter Konfigurationen gemäß Fig.1
4 Wärmeflußbilanz
In Figur 16 ist die lokale Verteilung des Wärmetransferkoeffizienten (Heat Transfer Coefficient, HTC) für ein Ausführungsbeispiel eines integrierten Abgaskrümmers in einer Falschfarben- bzw. Graustufendarstellung wiedergegeben. Wie ersichtlich, erreicht der Wärmetransferkoeffizient insbesondere im Bereich der Vereinigung zu einer gemeinsamen Abgasleitung Höchstwerte im Bereich von 500 W/m2K. Anhand des in Figur 16 dargestellten Abgaskrümmers im Vergleich zu einem konventionellen (d. h. teilweise nicht in den Zylinderkopf integrierten) Abgaskrümmer ergibt sich für den integrierten Abgaskrümmer in der Summe eine wassergekühlte Fläche von 565 cm2, während ein konventioneller Abgaskrümmer für einen Motor mit weitgehend gleichen Eigenschaften (Zylinderzahl, Nennleistung) aufgrund der teilweise außerhalb des Zylinderkopfes befindlichen Abgaswege eine Flächensumme der wassergekühlten Flächen von 377 cm2 aufweisen würde (nicht dargestellt); die Flächendifferenz beträgt somit 188 cm2. Weiterhin ergibt sich bei der in Figur 16 dargestellten Abgaskrümmerkonfiguration bei Vollast (5500 min"1) ge- genüber einem konventionellen Abgaskrümmer einen erhöhten Energieeintrag in das Kühlmittel von ΔP = 13 kW (bei 80% Last sind es noch 10,5 kW). Bei einem Betrieb mit λ=0,9 und Vollast (5500 min"1) ergibt sich gemäß Figur 10 (deren Meßwerte sich auf den in Fig. 16 dargestellten integrierten Abgaskrümmer beziehen) weiterhin eine Reduktion der ausgangsseitigen Abgastemperatur - wiederum im Vergleich zu dem konventionellen Abgaskrümmer - von ΔT = 71 K. Bildet man den Quotient aus der Temperaturreduktion pro zusätzlicher wassergekühlter Fläche 71 K/ 188 cm2, so ergibt sich ein Wert von ca. 2,6 cm2 / ΔK, d. h. für ein gewünschte Temperaturreduktion um ein K sind ca. 2,6 cm2 zusätzlich wassergekühlte Fläche erforderlich.
5 Ausblick / Fazit
Die Untersuchung des der vorliegenden Erfindung zugrundeliegenden Konzeptes zeigte deutlich, dass die Integration des Abgaskrümmers eine eindeutige "Win- Win" Situation liefert.
Bei gleichzeitiger erheblicher Attributverbesserung stellt sie ein erhebliches Potential zur Kostenreduzierung dar. Insofern kann sie einen erheblichen Beitrag leisten auf dem Wege zu zukünftigen attraktiven Downsizing-Konzepten für die Großserie.

Claims

Patentansprüche
1. Motoranordnung mit einer Brennkraftmaschine, die einen Zylinderblock mit wenigstens zwei Zylindern aufweist, wobei jeder Zylinder wenigstens eine durch ein Auslaßventil selektiv verschließbare Auslaßöffnung (20) zur Ab- führung der Abgase aufweist, und die Abgase der einzelnen Auslaßöffnungen (20) durch Abgasleitungen (30) geführt werden, die sich bereits innerhalb des Zylinderkopfes (100) an einer Sammelstelle zu einer Gesamtabgasleitung (60) vereinigen, wobei die im Zylinderkopf (100) vorgesehenen Abgaswege durch in der Nähe dieser Abgaswege vorgesehene Kühlmittel- kanäle (40) flüssigkeitsgekühlt werden, und wobei die Gesamtabgasleitung (60) außerhalb des Zylinderkopfes in eine erste abgasdurchströmte Einrichtung übergeht, d ad u rch ge ken nzeich n et, dass das Verhältnis der Flächensumme der Innenwandungen (50) der flüssig- keitsgekühlten Abgaswege im Zylinderkopf (100), gemessen von den Auslaßöffnungen (20) bis zum Austritt (61) der Gesamtabgasleitung (60) aus dem Zylinderkopf (100), bezogen auf die Flächensumme der Innenwandungen (50) der Abgaswege, gemessen von den Auslaßöffnungen (20) bis zu einem Bezugselement der ersten abgasdurchströmten Einrichtung außer- halb des Zylinderkopfes, mehr als 50%, bevorzugt mehr als 65%, besonders bevorzugt mehr als 80% und ganz besonders bevorzugt mehr als 85% beträgt.
2. Motoranordnung nach Anspruch 1 , d ad u rch ge ken nzeich n et, dass die erste abgasdurchströmte Einrichtung als Abgasturbolader ausgebildet ist, wobei das Bezugselement der Anfangsbereich eines Spiralgehäuses (120) der Turbine (200) des Turboladers ist.
3. Motoranordnung nach Anspruch 1 , d ad u rch ge ken nzeich n et, dass die erste abgasdurchströmte Einrichtung als Abgasreinigungseinrichtung ausgebildet ist, wobei das Bezugselement der motorseitige Beginn eines Abgasreinigungssubstrates ist.
4. Motoranordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, d ad u rch ge ken nzeich n et, dass die Abgaswärmeabfuhrkapazität der Flüssigkeitskühlung im Zylinderkopf (100) derart bemessen ist, dass
unter allen Motorbetriebsbedingungen eine Begrenzung der Temperatur des Abgases am Austritt (61) der Gesamtabgasleitung (60) aus dem ZyMn- derkopf auf einen vorgegebenen Temperaturwert erreicht werden kann, so dass die in der Abgasanlage abstromseitig folgenden Einrichtungen weniger temperaturbeständig ausgebildet sein müssen und/oder dass
auf Gemischanfettungen zur Abgastemperatursenkung in hohen Lastberei- chen verzichtet werden und ein Betrieb mit einem Luft/Kraftstoffverhältnis von λ=1,0 ±10% auch im Hochlastbereich gewährleistet werden kann, wobei die Flächensumme der flüssigkeitsgekühlten Innenwandungen der Abgaswege derart gering bemessen ist, dass ein schnelles Anspringen einer Abgasbehandlungsanordnung beim Kaltstart der Brennkraftmaschine er- reicht wird.
5. Motoranordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, d ad u rch ge ken nzeich n et, dass die Flüssigkeitskühlung der Abgaswege im Zylinderkopf (100) derart ausgelegt ist, dass die Temperatur der Wände (50) der Abgaswege im Zylinderkopf (100) unter stationären Vollastbedingungen einen Grenzwert von 2500C, bevorzugt 1800C, nicht überschreitet, ohne dass eine Gemischan- fettung zur Einhaltung dieses Grenzwertes erforderlich wäre.
6. Motoranordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 5, d ad u rch ge ken nzeich n et, dass
Kühlmittelkanäle im Zylinderkopf vorgesehen sind, die die Gesamtabgasleitung zwischen der Sammelstelle und dem Austritt der Gesamtabgasleitung (61) aus dem Zylinderkopf (100) vorzugsweise vollumfänglich umge- ben.
7. Motoranordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 6, d ad u rc h g e ke n n ze i c h n et, d a s s die Gesamtabgasleitung zwischen ihrem Austritt aus dem Zylinderkopf bis zu dem Bezugselement der ersten abgasdurchströmten Einrichtung vollständig oder in Teilbereichen flüssigkeitsgekühlt ist.
8. Motoranordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 7, d ad u rc h g e ke n n ze i c h n et, d a s s dass die erste abgasdurchströmte Einrichtung vollständig oder in Teilbereichen flüssigkeitsgekühlt ist.
9. Motoranordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 6, d ad u rch ge ken nzeich n et, dass die Gesamtabgasleitung (60) zwischen ihrem Austritt aus dem Zylinderkopf (100) bis zu dem Bezugselement der ersten abgasdurchströmten Einrich- tung im Wesentlichen luftgekühlt ist.
10. Motoranordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 9, d ad u rch ge ken nzeich n et, dass die erste abgasdurchströmte Einrichtung sich im Abgasweg unmittelbar an den Zylinderkopf (100) anschließt.
11. Motoranordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 10, d ad u rch ge ken nzeich n et, dass die Flächensumme der Innenwandungen (50) der flüssigkeitsgekühlten Abgaswege im Zylinderkopf (100) bei einem Vierzylinder-Ottomotor mit je zwei Auslaßöffnungen (20) pro Zylinder und einer Nennleistung von wenigstens 100 kW bei einem mittleren Durchmesser der Abgaswege im Bereich von 25 bis 30 mm weniger als 70.000 mm2, bevorzugt weniger als 60.000 mm2, besonders bevorzugt weniger als 50.000 mm2 beträgt.
12. Motoranordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 11 , d ad u rch ge ken nzeich n et, dass die Wandungen der flüssigkeitsgekühlten Abgaswege einen Wärmefluß von wenigstens 50 W/cm2 unter Vollastbedingungen gewährleisten.
13. Brennkraftmaschine, die einen Zylinderblock mit wenigstens zwei Zylindern aufweist, wobei jeder Zylinder wenigstens eine durch ein Auslaßventil selektiv verschließbare Auslaßöffnung (20) zur Abführung der Abgase aufweist, und die Abgase der einzelnen Auslaßöffnungen durch Abgasleitun- gen (30) geführt werden, die sich bereits innerhalb des Zylinderkopfes (100) zu einer Gesamtabgasleitung (60) vereinigen, wobei die im Zylinderkopf (100) vorgesehenen Abgaswege durch in der Nähe dieser Abgaswege vorgesehene Kühlmittel kanäle (40) flüssigkeitsgekühlt werden, insbesondere für eine Motoranordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 12, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t, d a s s die Flüssigkeitskühlung der Abgaswege im Zylinderkopf (100) derart ausgelegt ist, dass unter stationären Vollastbedingungen die Abgastemperatur am Ausgang des Zylinderkopfes einen vorgegebenen Grenzwert von 1050 0C, 970 0C oder 850 0C nicht überschreitet, ohne dass eine Gemischanfettung zur Einhaltung dieses Grenzwertes erforderlich wäre.
14. Brennkraftmaschine, die einen Zylinderblock mit wenigstens zwei Zylindern aufweist, wobei jeder Zylinder wenigstens eine durch ein Auslaßventil se- lektiv verschließbare Auslaßöffnung (20) zur Abführung der Abgase aufweist und die Abgase der einzelnen Auslaßöffnungen durch Abgasleitungen (30) geführt werden, die sich bereits innerhalb des Zylinderkopfes (100) zu einer Gesamtabgasleitung vereinigen, wobei die im Zylinderkopf (100) vorgesehenen Abgaswege durch in der Nähe dieser Abgaswege vorgesehene Kühlmittelkanäle (40) flüssigkeitsgekühlt werden, insbesondere für eine Motoranordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 12, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t, d a s s die Flüssigkeitskühlung der Abgaswege derart ausgelegt ist, dass im stationären Teil- und Vollastbetrieb der Brennkraftmaschine oberhalb von 80% der Nennleistung und oberhalb einer Drehzahl von 4400 min"1 bei stöchio- metrischem Gemisch das Verhältnis zwischen der insgesamt von der Brennkraftmaschine in das Kühlmittel abgegebenen Wärmeleistung im Ver- hältnis zur abgegebenen mechanischen Leistung nicht weniger als 50%, besonders bevorzugt nicht weniger als 55%, beträgt.
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