JP2018135870A - 内燃機関の冷却水系統の構造 - Google Patents

Abstract

【課題】内燃機関の冷間始動時の触媒の早期の活性化と熱害の防止との両立を図る。【解決手段】内燃機関０の冷却水系統を、内燃機関０の内部を流通する冷却水を複数の流れＬ１、Ｌ２に分流した上で、その一方の流れＬ１を気筒から排出され排気浄化用の触媒へと向かう排気を冷却するための熱交換器３に供給し、他方の流れＬ２を当該熱交換器３を経由せずに内燃機関０外へと導く構造とし、前記熱交換器３を経由せずに内燃機関０外に導かれる冷却水Ｌ２が流れる流路上に、熱交換器３に供給される冷却水Ｌ１が流れる流路のうちその断面積が最小となる部位よりも断面積が小さい絞り７３を設けることとした。【選択図】図１

Description

本発明は、内燃機関の冷却水が循環する冷却水系統の構造に関する。

一般に、内燃機関の排気通路には、気筒から排出される排気中に含まれる有害物質を酸化／還元して浄化するための三元触媒が装着されている。

内燃機関が高回転域で運転されるとき、高温の排気が多量に触媒に流入することとなり、排気浄化用の触媒が過剰に昇温して熱害を受ける（溶損する）おそれが生じる。そのような熱害を防止するための手段の一つとして、気筒の排気ポートまたは排気マニホルドを取り巻くように熱交換器（排気冷却用アダプタ）を付設し、この熱交換器に内燃機関の冷却水を流通させることで、気筒から排出される排気と冷却水との間で熱交換を行わせ、排気を冷却した上で触媒に流入させることが行われている（例えば、下記特許文献を参照）。

特開２０１１−２３６８５０号公報

一方で、三元触媒は、ある程度以上高温にならないと活性化せず十分な浄化性能を発揮できない。常に内燃機関の冷却水の全量を排気冷却用の熱交換器に流入させると、冷間始動後において触媒の温度上昇が遅れ、エミッションの悪化を招く懸念がある。

本発明は、内燃機関の冷間始動時の触媒の早期の活性化と熱害の防止との両立を図ることを所期の目的としている。

本発明に係る内燃機関の冷却水系統は、内燃機関の内部を流通する冷却水を複数の流れに分流した上で、その一方の流れを気筒から排出され排気浄化用の触媒へと向かう排気を冷却するための熱交換器に供給し、他方の流れを当該熱交換器を経由せずに内燃機関外へと導く構造とし、前記熱交換器を経由せずに内燃機関外に導かれる冷却水が流れる流路上に、熱交換器に供給される冷却水が流れる流路のうちその断面積が最小となる部位よりも断面積が小さい絞りを設けることとした。

内燃機関の冷却水を、排気冷却用の熱交換器とは異なる別の熱交換器でも利用する場合には、前記熱交換器を経由せずに内燃機関外に導かれる冷却水の一部または全部と、熱交換器に供給される冷却水の一部または全部とを合流させた後、当該冷却水と熱交換する別の熱交換器へと流入させるようにすることが好ましい。

本発明によれば、内燃機関の冷間始動時の触媒の早期の活性化と熱害の防止との両立を図ることができる。

本発明の一実施形態の冷却水系統の回路構成を模式的に示す図。 同実施形態の内燃機関の冷却水系統の要部の構造を示す斜視図。 同実施形態の冷却水系統における、熱交換器を経由せずに内燃機関外に導かれる冷却水が流れる流路と、熱交換器に供給される冷却水が流れる流路との合流部の形状を示す斜視図及び断面図。 エンジン回転数及び冷却水ポンプの回転数と冷却水の流量との関係を示す図。

本発明の一実施形態を、図面を参照して説明する。図１ないし図３に示すように、本実施形態の内燃機関０の冷却水系統は、内燃機関０の内部を流通し内燃機関０の各所を冷却する冷却水を同内燃機関０の内部で複数の流れＬ１、Ｌ２に分岐させ、かつその冷却水Ｌ１、Ｌ２を内燃機関０の外部へと流出させる流出口２１、２２を複数開設して、一方の流れＬ１を第一の流出口２１から排気冷却用の熱交換器である水冷アダプタ３に流入させつつ、他方の流れＬ２を第二の流出口２２から内燃機関０外へと導いて水冷アダプタ３を迂回させるように構成したものである。なお、図中、冷却水の流れを矢印で表している。

内燃機関０の冷却水は、冷却水ポンプ１１により圧送され、内燃機関０の複数の気筒を内包するシリンダブロック１の内部から、それら気筒の燃焼室の天井部及び吸排気ポートを形成するシリンダヘッド２の内部に向かって上昇する。冷却水ポンプ１１は、内燃機関０のクランクシャフトから回転駆動力の伝達を受ける機械式のポンプであることもあれば、電動機により駆動される電動式のポンプであることもあるが、基本的にはエンジン回転数が高くなるほど冷却水の吐出量及び吐出圧力を増大させる。機械式の冷却水ポンプ１１は内燃機関０のクランクシャフトに従動し、その回転数はエンジン回転数に比例する。

シリンダヘッド２の内部に至った冷却水は当該シリンダヘッド２内で分流し、その一方の流れＬ１が、シリンダヘッド２の前方の側面に開口する第一の流出口２１から流出して水冷アダプタ３へと流入する。水冷アダプタ３は、シリンダヘッド２の外部にあって、各気筒の排気ポートから排出される排気が流れる排気通路（排気マニホルドであることがある）４を取り囲む形状をなす。水冷アダプタ３に流入した冷却水Ｌ１は、当該排気通路４を流通する排気との間で熱交換し、排気浄化用の三元触媒（図示せず）へと向かう排気の温度を低下させる。しかる後、水冷アダプタ３から流出した冷却水Ｌ１は、水冷アダプタ３の出口に接続した流通管５に流入し、この流通管５を通じて内燃機関０外にある別の熱交換器９へと向かう。熱交換器９は、車室内の空気と熱交換して空気を暖めるエアコンディショナのヒータコアであったり、内燃機関０に付随するＥＧＲ（Ｅｘｈａｕｓｔ Ｇａｓ Ｒｅｃｉｒｃｕｌａｔｉｏｎ）装置により排気通路４から吸気通路へと還流するＥＧＲガスと熱交換してＥＧＲガスを冷却するＥＧＲクーラであったり、あるいは、車両に搭載された自動変速機の作動流体（トランスミッションフルード）と熱交換して作動流体を暖めるＡＴＦウォーマ若しくはＣＶＴウォーマであったりする。

シリンダヘッド２内で分流した他方の流れＬ２は、シリンダヘッド２の側方の側面に開口する第二の流出口２２から流出し、この第二の流出口２２に接続したバイパス管６に流入する。バイパス管６は、第二の流出口２２から真っ直ぐに伸びる。そして、バイパス管６は、第一の流出口２１から引き回された流通管５における真っ直ぐに伸びる部位と略直交し、これに接続して連通する。つまり、シリンダヘッド２内で分岐した二つの冷却水の流れＬ１、Ｌ２が、流通管５とバイパス管６との接続部７において合流することとなる。合流した冷却水Ｌ１、Ｌ２は、既に述べた別の熱交換器９に流入し、その熱交換器９において他の流体、具体的には車室内の空気、ＥＧＲガス、または変速機の作動流体と熱交換を行う。しかる後、冷却水Ｌ１、Ｌ２は再び冷却水ポンプ１１に吸い込まれる。

内燃機関０の内部で高温となった冷却水は、ラジエータ８において強制空冷する。図示例では、ラジエータ８の入口と接続する導入管８１をシリンダヘッド２に、ラジエータ８の出口と接続する導出管８２をシリンダブロック１に、それぞれ接続している。冷却水の温度が所定の閾値以上に高まったとき、ラジエータ８に連なる流通経路（特に、導出管８２）を開閉するサーモスタット１２が開弁する。結果、シリンダヘッド２内を流れる冷却水が、導入管８１を通じてラジエータ８に流入するようになる。ラジエータ８により空冷された冷却水は、導出管８２を通じてシリンダブロック１内へと還流する。

しかして、本実施形態では、図１及び図３に示しているように、水冷アダプタ３を経由せずに迂回する冷却水Ｌ２が流れる流路上（即ち、シリンダヘッド２に開設した第二の流出口２２から、バイパス管６と流通管５とが連通する箇所までの間）の所要の位置に絞り７３を設けることで、シリンダヘッド２から流出し水冷アダプタ３に至る一方の流れＬ１の流量と、シリンダヘッド２から流出するが水冷アダプタ３を迂回する他方の流れＬ２の流量との比を調整している。

バイパス管６の冷却水Ｌ２を流通させ得る流路断面積（換言すれば、バイパス管６の内径または内寸）は、水冷アダプタ３に供給される冷却水Ｌ１が流れる流路（即ち、第一の流出口２１から、水冷アダプタ３を経て流通管５に至りこの流通管５とバイパス管６とが連通する箇所までの間）における、冷却水Ｌ１を流通させ得る流路断面積（換言すれば、当該流路の内径または内寸）が最小となる部位の流路断面積に略等しい。その上で、絞り７３の冷却水Ｌ２を通過させ得る断面積（換言すれば、絞り７３の内径または内寸）の大きさを、それらの流路断面積よりも小さく設定する。

図３に示すように、本実施形態にあっては、流通管５とバイパス管６とを、平面視Ｔ字形をなすジョイント７を介して接続している。ジョイント７は、流通管５の延伸方向に沿って伸長する筒状の主管部７１に、バイパス管６の延伸方向に沿って伸長する筒状の副管部７２を突き当てた形状をなす。副管部７２の周壁の先端は、主管部７１の周壁に側方から接合しており、その周壁に囲まれた副管部７２の内部が主管部の周壁に面している。そして、副管部７２の内部と向かい合う主管部７１の周壁に、副管部７２の内径よりも径の小さい貫通孔７０を穿つことにより、副管部７２の内部を主管部７１の内部に連通させ、ひいてはバイパス管６を流通管５に連通させている。なおかつ、貫通孔７０の周縁に残存する主管部７１の周壁を、水冷アダプタ３を経由せずに迂回する冷却水の流れＬ２に対する絞り７３としている。この絞り７３はバイパス管６の終端に位置し、貫通孔７０の面積（内径または内寸）が絞り７３の開口断面積（内径または内寸）となる。そして、絞り７３の開口断面積は、副管部７２の冷却水Ｌ２を流通させ得る流路断面積（換言すれば、副管部７２の内径または内寸）よりも小さく、またバイパス管６の流路断面積よりも小さくなる。

シリンダヘッド２の第一の流出口２１から流出し水冷アダプタ３及び流通管５を流れる冷却水Ｌ１の流量、及び第二の流出口２２から流出しバイパス管６を流れる冷却水Ｌ２の流量に関して補足する。ハーゲン・ポアズイユの流れの式によると、断面積が一定で水平に置かれた、流路断面が円形状をなす直管の非圧縮性定常流れの体積流量Ｑは、
Ｑ＝−（πａ⁴／８η）・（ΔＰ／ｌ）
と与えられる。ここで、ａは管路断面の半径、ηは流体の粘性係数、ΔＰは長さｌの管の両端の差圧である。管内の平均流速ｖは、
ｖ＝Ｑ／πａ²＝（ａ²／８η）・（ΔＰ／ｌ）
となる。即ち、直管を流れる非圧縮粘性流体の平均流速ｖは、差圧ΔＰに比例する。

一方で、流路断面積がステップ的に急縮小する急縮小管や、流路断面積がステップ的に急拡大する急拡大管では、流れのエネルギに損失が発生する。急縮小部位または急拡大部位の上流側の圧力Ｐ₁と下流側の圧力Ｐ₂との差圧（Ｐ₁−Ｐ₂）、つまりは縮小損失または拡大損失による圧力降下は、
（Ｐ₁−Ｐ₂）＝ζ・（ρｗ²／２）
となる。ここで、ζは実験的に求められる損失係数、ρは流体密度である。ｗは、急縮小部位または急拡大部位の上流における平均流速であって、
ｗ＝√｛（２／ζρ）・（Ｐ₁−Ｐ₂）｝
となる。即ち、急縮小管や急拡大管を流れる非圧縮粘性流体の平均流速ｗは、差圧（Ｐ₁−Ｐ₂）の１／２乗に比例する。

エンジン回転数が低く、冷却水ポンプ１１の回転数及び吐出圧力が低い領域では、水冷アダプタ３を経由せずに迂回する冷却水Ｌ２が流れる流路上の絞り７３の上流側の圧力と下流側の圧力との差圧は小さい。だが、エンジン回転数が高まり、冷却水ポンプ１１の回転数及び吐出圧力が高くなると、同流路上の絞り７３の上流側と下流側との差圧が大きくなる。絞り７３は急縮小管及び急拡大管と見ることができるので、水冷アダプタ３を経由せずに迂回する冷却水Ｌ２の流量、即ちバイパス管６を流れる冷却水Ｌ２の流量は、大まかに言えば上記の流速ｗに近い、絞り７３の上流側と下流側との差圧の１／２乗に比例して増大する傾向を有することとなる。

これに対し、水冷アダプタ３を経由した冷却水Ｌ１が流れる流通管５には絞りを設けておらず、流通管５を流れる冷却水には絞りによる損失が生じない。よって、流通管５を流れる冷却水Ｌ１の流量は、大まかに言えば上記の流速ｖに近い、冷却水ポンプ１１の吐出圧力の上昇に追従して増大する傾向を有する。よって、図４に示すように、エンジン回転数が低いときには、流通管５を流れる冷却水Ｌ１の流量に対する、バイパス管６を流れる冷却水Ｌ２の流量の比率がある程度以上に大きいが、エンジン回転数が高まるほど、その比率が小さくなってゆく。なお、図中、流通管５を流れる冷却水Ｌ１の流量をハッチングで表し、バイパス管６を流れる冷却水Ｌ２の流量を網点で表している。

つまり、低回転域では冷却水Ｌ２がバイパス管６を相対的に多く流れ、その分水冷アダプタ３に流入する冷却水Ｌ１の量が抑制されるが、高回転域ではバイパス管６を流れる冷却水Ｌ２の流量が相対的に小さくなり、水冷アダプタ３に流入する冷却水Ｌ１の流量が顕著に増加する。従って、内燃機関０の冷間始動直後の暖機運転中には、水冷アダプタ３による排気の冷却性能が抑制され、より高い温度の排気を三元触媒に流入させることが可能となって、触媒の速やかな温度上昇が促進される。翻って、気筒から多量の排気が排出される高回転域での運転中には、水冷アダプタ３による排気の水冷性能が高まり、触媒が熱害を受けることを適切に防止できるのである。

本実施形態における内燃機関０の冷却水系統は、内燃機関０の内部を流通する冷却水を複数の流れＬ１、Ｌ２に分流した上で、その一方の流れＬ１を気筒から排出され排気浄化用の触媒へと向かう排気を冷却するための熱交換器（水冷アダプタ）３に供給し、他方の流れＬ２を当該熱交換器３を経由せずに内燃機関０外へと導く構造を有し、前記熱交換器３を経由せずに内燃機関０外に導かれる冷却水Ｌ２が流れる流路上に、熱交換器３に供給される冷却水Ｌ１が流れる流路のうちその断面積が最小となる部位よりも断面積の小さい絞り７３を設けたものである。

本実施形態によれば、低回転域において排気冷却用の熱交換器３に冷却水をあまり流さないようにして触媒の温度を高く保つとともに、高回転域においては当該熱交換器３に多量の冷却水を供給して触媒に流入する排気の温度を抑制することが可能となる。このような熱交換器３への冷却水の流入量の制御を実現するために、必ずしも電磁ソレノイド弁等を流路上に設置する必要はなく、コストの増大を招かない。尤も、熱交換器３への冷却水の流入量を調節する目的で電磁ソレノイド弁等を設置することを妨げるものではない。

製造後市場に出荷される内燃機関０に冷却水を注水する際には、内燃機関０及び冷却水ポンプ１１を運転して冷却水を循環させ、シリンダヘッド２の内部の冷却水通路から空気を追い出す必要がある。本実施形態によれば、シリンダヘッド２内部の空気をバイパス管６を介して直接取り出すことが可能であり、流通管５とバイパス管６との接続部７またはこれよりも下流に設けた空気抜き用の孔９１から空気を容易に排出させることができる。

排気冷却用の熱交換器３を経由せずに内燃機関０外に導かれる冷却水Ｌ２と、同熱交換器３に供給される冷却水Ｌ１とは、合流の後、当該冷却水Ｌ１、Ｌ２と熱交換する別の熱交換器９に流入する。これにより、当該熱交換器（特に、ヒータコア）９に必要十分な量の冷却水を供給することができ、同熱交換器９が十分な性能を発揮できる。

なお、本発明は以上に詳述した実施形態に限られるものではない。例えば、上記実施形態では、排気冷却用の熱交換器３に向かう冷却水の流れＬ１と、同熱交換器３を迂回する冷却水の流れＬ２とを、内燃機関０のシリンダヘッド２の内部で分岐させていたが、内燃機関の外部で流れを分岐させるようにしても構わない。

また、上記実施形態では、排気冷却用の熱交換器３をシリンダヘッド２の外部にアダプタの形で取り付けていたが、シリンダヘッドの内部に熱交換器を（シリンダヘッド内に形成された排気ポートまたは排気マニホルドを取り巻くように）造り込んでもよい。

上記実施形態では、排気冷却用の熱交換器３に供給された冷却水Ｌ１の全部と、同熱交換器３を迂回した冷却水Ｌ２の全部とを合流させた上で別の熱交換器９に流入させていたが、排気冷却用の熱交換器に供給された冷却水の一部、及び／または、同熱交換器を迂回した冷却水の一部を、別の熱交換器に流入させないということもあり得る。

その他、各部の具体的構成は、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で種々変形が可能である。

本発明は、車両等に搭載される内燃機関に適用することができる。

０…内燃機関
３…排気冷却用の熱交換器
７３…絞り
９…別の熱交換器
Ｌ１…熱交換器に供給される冷却水の流れ
Ｌ２…熱交換器を経由せずに内燃機関外に導かれる冷却水の流れ

Claims (2)

1. 内燃機関の内部を流通する冷却水を複数の流れに分流した上で、その一方の流れを気筒から排出され排気浄化用の触媒へと向かう排気を冷却するための熱交換器に供給し、他方の流れを当該熱交換器を経由せずに内燃機関外へと導く構造であって、
   前記熱交換器を経由せずに内燃機関外に導かれる冷却水が流れる流路上に、熱交換器に供給される冷却水が流れる流路のうちその断面積が最小となる部位よりも断面積が小さい絞りを設けた内燃機関の冷却水系統の構造。
2. 前記熱交換器を経由せずに内燃機関外に導かれる冷却水の一部または全部と、熱交換器に供給される冷却水の一部または全部とを合流させた後、当該冷却水と熱交換する別の熱交換器へと流入させる請求項１記載の内燃機関の冷却水系統の構造。

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