JP6102959B2 - エンジンの冷却装置 - Google Patents

Description

本発明は、エンジンの冷却装置に関する。

従来、エンジンの暖機を促進するために、暖機時に冷却水の循環を制限するようにしたエンジンの冷却装置が知られている（例えば特許文献１を参照）。

特許文献１に記載のエンジンの冷却装置は、エンジンのシリンダヘッドから導出された冷却水を空気／液体熱交換器（ラジエータ）に導き、空気／液体熱交換器から導出された冷却水をシリンダヘッドに戻す冷却回路と、冷却回路に設けられた機械式ポンプと、下流端部が冷却回路における空気／液体熱交換器と機械式ポンプの間に接続され、エンジンのシリンダヘッドから導出された冷却水を排ガス再循環冷却器、乗員室用熱交換器（ヒータコア）、およびエンジンオイル冷却器にこの順序で導き、エンジンオイル冷却器から導出された冷却水をシリンダヘッドに戻す暖房回路と、暖房回路に設けられた電動ポンプと、機械式ポンプおよび電動ポンプを制御するコントロール装置とを備えている。

エンジンが冷えているときには、コントロール装置は、機械式ポンプを停止させるとともに電動ポンプを駆動する制御を行う。これにより、ヒータコアおよびエンジンの暖機を促進することができる。エンジンの暖機が進むと、コントロール装置は、機械式ポンプおよび電動ポンプを駆動する制御を行う。これにより、ヒータコアの暖機を促進しつつ、エンジンの冷却を促進することができる。

特表２００６−５２８２９７号公報

しかしながら、特許文献１に記載の冷却装置においては、暖房回路に乗員室用熱交換器および補機（排ガス再循環冷却器およびエンジンオイル冷却器）が配置されているため、乗員室用熱交換器と補機に供給される冷却水の流量が同じになってしまう。乗員室用熱交換器と補機とでは、要求される冷却水流量が異なることが多いため、乗員室用熱交換器と補機を同じ冷却水回路に設けることが好ましくない場合がある。

このような不都合を解消するために、暖房回路の下流端部をシリンダヘッドに直接接続し、暖房回路に乗員室用熱交換器および電動ポンプのみを設け、冷却回路に空気／液体熱交換器、補機、および機械式ポンプを設けることにより、乗員室用熱交換器と補機に別々の経路で冷却水を供給することが考えられる。

しかしながら、このような構成を採用した場合には、乗員室用熱交換器の暖機を促進するために、電動ポンプを常時駆動させておく必要があり、電動ポンプによる消費電力が多くなるとともに、電動ポンプの劣化を早めてしまう虞がある。特に、製造コストの低減および電動ポンプのコンパクト化を図るべく、小型の電動ポンプを使用する場合には、その傾向が強くなる。

なお、ここでは、冷却水と空気との間で熱交換を行うことにより空気を加熱する上記乗員室用熱交換器に代えて、冷却水とＥＧＲガスとの間で熱交換を行うことによりＥＧＲガスを加熱できるＥＧＲクーラ、或いは、冷却水とオイルとの間で熱交換を行うことによりオイルを加熱するＡＴＦウォーマを暖房回路に設ける場合においても、同様の問題が生じる虞がある。

本発明は、上記の事情に鑑みて成されたものであり、ヒータコア等の流体を加熱する熱交換器用の冷却水循環経路とそれ以外の冷却水循環経路とを別々に設けた冷却水循環系において、上記熱交換器用の冷却水循環経路に設けた電動ポンプにかかる負荷を低減することにより、当該ポンプの消費電力低減および寿命向上を図ることができるエンジンの冷却装置の提供を目的とする。

上記の課題を解決するために、本発明は、シリンダヘッドの所定部分を通過するシリンダヘッド内流路、当該シリンダヘッド内流路に接続されて流体を加熱する熱交換器を通過する熱交換器側流路、および、冷却水を圧送する電動ポンプを含む第１の循環経路と、前記シリンダヘッド内流路と接続可能でかつ前記シリンダヘッド外を通過する外部流路、および、エンジンの動力を受けて作動して冷却水を圧送するエンジン動力ポンプを含む第２の循環経路と、暖機開始後の所定期間、前記シリンダヘッド内流路と前記外部流路との接続を解除し、前記所定期間経過後、前記シリンダヘッド内流路と前記外部流路との接続を行う流路接続手段と、前記熱交換器側流路と前記シリンダヘッド内流路の接続部分に設けられ、前記流路接続手段により前記シリンダヘッド内流路と前記外部流路との接続がされた状態で、前記シリンダヘッド内流路を流れる冷却水の流れを利用して、前記熱交換器側流路から当該シリンダヘッド内流路へ冷却水を吸い出す吸出し機構とを備えた、エンジンの冷却装置を提供する。

本発明における「流体を加熱する熱交換器」には、例えば、空気を加熱するヒータコア、ＥＧＲガスを加熱するＥＧＲクーラ、オイルを加熱するＡＴＦウォーマなどが含まれる。

本発明によれば、暖機開始後の所定期間にシリンダヘッド内流路と外部流路との接続が解除される。これにより、第１の循環経路と第２の循環経路とが互いに独立した循環経路となり、シリンダヘッドで温められた冷却水が電動ポンプの圧送力で熱交換器へ供給される。第１の循環経路と第２の循環経路は互いに独立しているため、第２の循環経路内の低温の冷却水が熱交換器に流入せず、ヒータコア等の流体を加熱する熱交換器において流体（ヒータコアの場合は空気、ＥＧＲクーラの場合にはＥＧＲガス、ＡＴＦウォーマの場合にはオイル）の加熱が促進される。

暖機が進むと（上記所定期間経過後）、シリンダヘッド内流路と外部流路とが接続される。これにより、シリンダヘッド内流路を経由して、第２の循環経路で冷却水が循環するため、暖機の進んだシリンダヘッドの冷却を促進することができる。そして、この接続により、エンジン動力ポンプの圧送力がシリンダヘッド内流路に作用し、その圧送力によってシリンダヘッド内流路を冷却水が流れる。シリンダヘッド内流路と熱交換器側流路との接続部分には吸出し機構が設けられているため、シリンダヘッド内流路における冷却水の流れを利用して、熱交換器側流路からシリンダヘッド内流路へ冷却水が吸い出される。これにより、熱交換器側流路にエンジン動力ポンプの圧送力を利用した冷却水の流れが生じる。熱交換器側流路から吸出し機構を経由してシリンダヘッド内流路に導入された冷却水は、第２の循環経路を経由して熱交換器側流路に戻る。つまり、シリンダヘッドで温められた冷却水を、エンジン動力ポンプの圧送力を利用して熱交換器側流路に流すことができる。

従って、ヒータコア等の流体を加熱する熱交換器用の冷却水循環経路とそれ以外の冷却水循環経路とを別々に設けた冷却水循環系において、上記熱交換器用の冷却水循環経路に設けた電動ポンプにかかる負荷を低減し、その結果、当該電動ポンプの消費電力低減および寿命向上を図ることができる。

また、本発明は、シリンダヘッドの所定部分を通過するシリンダヘッド内流路、当該シリンダヘッド内流路に接続されて空調装置のヒータコアを通過するヒータ側流路、および、冷却水を圧送する電動ポンプを含む第１の循環経路と、前記シリンダヘッド内流路と接続可能でかつ前記シリンダヘッド外の補機を通過する補機側流路、および、エンジンの動力を受けて作動して冷却水を圧送するエンジン動力ポンプを含む第２の循環経路と、暖機開始後の所定期間、前記シリンダヘッド内流路と前記補機側流路との接続を解除し、前記所定期間経過後、前記シリンダヘッド内流路と前記補機側流路との接続を行う流路接続手段と、前記ヒータ側流路と前記シリンダヘッド内流路の接続部分に設けられ、前記流路接続手段により前記シリンダヘッド内流路と前記補機側流路との接続がされた状態で、前記シリンダヘッド内流路を流れる冷却水の流れを利用して、前記ヒータ側流路から当該シリンダヘッド内流路へ冷却水を吸い出す吸出し機構とを備えた、エンジンの冷却装置を提供する。

本発明によれば、暖機開始後の所定期間にシリンダヘッド内流路と補機側流路との接続が解除される。これにより、第１の循環経路と第２の循環経路とが互いに独立した循環経路となり、シリンダヘッドで温められた冷却水が電動ポンプの圧送力でヒータコアへ供給される。第１の循環経路と第２の循環経路は互いに独立しているため、第２の循環経路内の低温の冷却水がヒータコアに流入せず、ヒータコアの昇温が促進される。

暖機が進むと（上記所定期間経過後）、シリンダヘッド内流路と補機側流路とが接続される。これにより、シリンダヘッド内流路を経由して、第２の循環経路で冷却水が循環するため、暖機の進んだシリンダヘッドの冷却を促進することができる。そして、この接続により、エンジン動力ポンプの圧送力がシリンダヘッド内流路に作用し、その圧送力によってシリンダヘッド内流路を冷却水が流れる。シリンダヘッド内流路とヒータ側流路との接続部分には吸出し機構が設けられているため、シリンダヘッド内流路における冷却水の流れを利用して、ヒータ側流路からシリンダヘッド内流路へ冷却水が吸い出される。これにより、ヒータ側流路にエンジン動力ポンプの圧送力を利用した冷却水の流れが生じる。ヒータ側流路から吸出し機構を経由してシリンダヘッド内流路に導入された冷却水は、第２の循環経路を経由してヒータ側流路に戻る。つまり、シリンダヘッドで温められた冷却水を、エンジン動力ポンプの圧送力を利用してヒータ側流路に流すことができる。

従って、ヒータコア用の冷却水循環経路と補機用の冷却水循環経路とを別々に設けた冷却水循環系において、ヒータコア用の冷却水循環経路に設けた電動ポンプにかかる負荷を低減し、その結果、当該電動ポンプの消費電力低減および寿命向上を図ることができる。

本発明においては、前記シリンダヘッド内流路は、前記シリンダヘッドの排気ポート側の部分を通過する排気側流路であり、前記第２の循環経路は、前記シリンダヘッドの前記排気ポート側以外の部分を通過するメイン流路をさらに含み、前記排気ポート側の部分と前記排気ポート側以外の部分との間に、当該排気ポート側の部分と当該排気ポート側以外の部分とを分離する隔壁が形成されていることが好ましい。

この構成によれば、特に、第１の循環経路を冷却水が流れる際には、シリンダヘッドの排気ポート側の部分の熱をヒータコアの昇温に優先的に利用することができ、ヒータコアの昇温が促進される。

本発明においては、前記吸出し機構は、前記シリンダヘッド内流路の流路断面積よりも小さい流路断面積を有し、前記シリンダヘッド内流路を流れる冷却水を導入する第１の導入部と、前記ヒータ側流路内の冷却水を導入する第２の導入部と、前記第１の導入部に導入された冷却水の流れ方向に対して、前記第２の導入部に導入された冷却水の流れ方向を斜めの方向に整える整流部と、前記整流部から流出した冷却水と前記第１の導入部から流出した冷却水とを合流させる合流部と、前記合流部で合流した冷却水を導出する導出部とを備えることが好ましい。

この構成によれば、第１の導入部は、シリンダヘッド内流路の流路断面積よりも小さい流路断面積を有するので、第１の導入部に導入された冷却水は高速流体となる。そして、第２の導入部に導入されたヒータ側流路内の冷却水の流れ方向が、第１の導入部に導入された高速の冷却水の流れ方向に対して斜めの方向に整流されるので、第２の導入部に導入された冷却水は、第１の導入部から合流部に達した高速の冷却水の流れにスムーズに導かれて、導出部から導出される。つまり、高速の冷却水により合流部に負圧を発生させ、その負圧によってヒータ側流路から冷却水を吸い出し（エゼクタ効果）、冷却水の吸い出しを促進することができる。従って、ヒータ側流路を流れる冷却水の流量を増大させ、ヒータコアの昇温を促進することができる。

本発明においては、前記電動ポンプの動作を制御する制御部をさらに備え、前記制御部は、前記流路接続手段により接続が行われた状態で、前記電動ポンプを停止させることが好ましい。

この構成によれば、暖機が進んだ段階で、電動ポンプが停止されるので、電動ポンプの更なる消費電力低減および寿命向上を図ることができる。

以上説明したように、本発明によれば、ヒータコア等の流体を加熱する熱交換器用の冷却水循環経路とそれ以外の冷却水循環経路とを別々に設けた冷却水循環系において、上記熱交換器用の冷却水循環経路に設けた電動ポンプにかかる負荷を低減することにより、当該電動ポンプの消費電力低減および寿命向上を図ることができる。

本発明の実施形態に係るエンジンの冷却装置の全体構成を示すブロック図であり、冷却水の温度がＴ０未満のときに、冷却装置全体で冷却水の流れを停止させている状態（水停止状態）を示す図である。 （ａ）は、図１に示す制御状態におけるロータリバルブの周壁の展開図であり、（ｂ）は、ロータリバルブを囲うハウジングに設けられた開口部の位置を示す図である。 本発明における吸出し機構周辺の構造を示す断面図であり、冷却水の流れが停止している状態を示す図である。 本発明の実施形態に係るエンジンの冷却装置の全体構成を示すブロック図であり、燃焼室壁温がＴ０以上かつＴ１未満のときの制御状態（制御状態Ａ）を示す図である。 本発明における吸出し機構周辺の構造を示す断面図であり、制御状態Ａにおける冷却水の流れを示す図である。 本発明の実施形態に係るエンジンの冷却装置の全体構成を示すブロック図であり、燃焼室壁温がＴ１以上かつＴ２未満のときの制御状態（制御状態Ｂ）を示す図である。 図６に示す制御状態におけるロータリバルブの周壁の展開図である。 本発明における吸出し機構周辺の構造を示す断面図であり、制御状態Ｂにおける冷却水の流れを示す図である。 本発明の実施形態に係るエンジンの冷却装置の全体構成を示すブロック図であり、燃焼室壁温がＴ２以上かつＴ３未満のときの制御状態（制御状態Ｃ）を示す図である。 図９に示す制御状態におけるロータリバルブの周壁の展開図である。 本発明における吸出し機構周辺の構造を示す断面図であり、制御状態Ｃにおける冷却水の流れを示す図である。 本発明の実施形態に係るエンジンの冷却装置の全体構成を示すブロック図であり、燃焼室壁温がＴ３以上かつＴ４未満のときの制御状態（制御状態Ｄ）を示す図である。 図１２に示す制御状態におけるロータリバルブの周壁の展開図である。 本発明における吸出し機構周辺の構造を示す断面図であり、制御状態Ｄにおける冷却水の流れを示す図である。 本発明の実施形態に係るエンジンの冷却装置の全体構成を示すブロック図であり、燃焼室壁温がＴ４以上で、かつエンジン負荷が所定値未満のときの制御状態（制御状態Ｅ）を示す図である。 図１５に示す作動状態におけるロータリバルブの周壁の展開図である。 本発明における吸出し機構周辺の構造を示す断面図であり、制御状態Ｅにおける冷却水の流れを示す図である。 本発明の実施形態に係るエンジンの冷却装置の全体構成を示すブロック図であり、燃焼室壁温がＴ４以上で、かつエンジン負荷が所定値以上のときの制御状態（制御状態Ｆ）を示す図である。 図１８に示す作動状態におけるロータリバルブの周壁の展開図である。 本発明の実施形態におけるＥＣＵによる制御動作を示すフローチャートである。 本発明の実施形態におけるＥＣＵによる制御動作を示すフローチャートである。

以下、添付図面を参照しながら本発明の好ましい実施形態について詳述する。

図１に示されるように、本実施形態におけるエンジン５は、シリンダブロック５Ｂと、シリンダブロック５Ｂの上側に設けられたシリンダヘッド５Ａとを有している。

図１は、シリンダヘッド５Ａを上方から見たものとして表し、シリンダブロック５Ｂを吸気側から見たものとして表している。

なお、図１，３，４，５，６，８，９，１１，１２，１４，１５，１７，１８において、冷却水の流路に矢印が記載されている場合には、その流路に冷却水が流れていることを表し、流路に矢印が記載されていない場合には、その流路に冷却水が流れていないことを表している。

シリンダヘッド５Ａおよびシリンダブロック５Ｂの内部には、ピストン（図示略）がそれぞれ嵌挿された複数の気筒＃１〜＃４が形成されている。具体的には、図１の左から順に第１気筒＃１，第２気筒＃２，第３気筒＃３，第４気筒＃４が形成されている。エンジン５は、４つの気筒＃１〜＃４がクランク軸方向に直列に並ぶ直列４気筒エンジンである。シリンダヘッド５Ａにおける第４気筒＃４側の端部に、後述のロータリバルブ装置２が設けられている。エンジン５は、車両前部に設けられたエンジンルーム内に配置されている。

ピストンの上方には燃焼室が形成されている。シリンダヘッド５Ａには、燃焼室に向かって開口する吸気ポートおよび排気ポート（いずれも図示略）が形成されている。吸気ポートは、図１において気筒＃１〜＃４の下側に位置しており、排気ポートは、図１において気筒＃１〜＃４の上側に位置している。吸気ポートは、各気筒内に吸気を導入するためのものである。排気ポートは、各気筒内から排気を排出するためのものである。

また、シリンダヘッド５Ａには、排気側ウォータジャケットおよびメインウォータジャケットが形成されている。排気側ウォータジャケットは、シリンダヘッド５Ａの排気ポート側の部分を第１気筒＃１側から第４気筒＃４側まで気筒列方向に通過する。メインウォータジャケットは、シリンダヘッド５Ａの排気ポート側の部分以外の部分、つまり燃焼室の周囲の部分および吸気ポート側の部分を第１気筒＃１側から第４気筒＃４側まで気筒列方向に通過する。

排気側ウォータジャケットは、後述の排気側流路２２（図１参照）に相当する。メインウォータジャケットは、後述のメイン流路２３（図１参照）に相当する。排気側ウォータジャケット（排気側流路２２）とメインウォータジャケット（メイン流路２３）の間には隔壁２８が設けられ、この隔壁２８を介して排気側ウォータジャケットとメインウォータジャケットとは相互に分離して形成されている。

シリンダブロック５Ｂは、気筒＃１〜＃４の周囲に設けられたメインウォータジャケットを有している。メインウォータジャケットは、シリンダブロック５Ｂを第１気筒＃１側から第４気筒＃４側を回って第１気筒＃１側まで一巡するように通過する。シリンダブロック５Ｂのウォータジャケットは、後述のブロック側流路２５（図１参照）に相当する。

次に、エンジン５の冷却装置１について詳細に説明する。

図１に示されるように、冷却装置１は、ヒータ用循環経路４０と、補機用循環経路４１と、水温センサ７，８，２４と、アクセル開度センサ３０と、クランク角センサ３２と、吸気温センサ３８と、ヒータ側ポンプ４と、補機側ポンプ３と、ロータリバルブ装置２と、吸出し機構５０と、ＥＣＵ３１（Electronic Control Unit）とを備えている。

ヒータ側ポンプ４は、電子制御式の電動ポンプである。ヒータ側ポンプ４は、本発明における「電動ポンプ」に相当する。ヒータ側ポンプ４は、後述のヒータ側流路１５におけるヒータコア６の下流側部分に設けられている。ヒータ側ポンプ４は、吸込口と吐出口を一つずつ有している。吸込口は、ヒータコア６から流出した冷却水を吸い込む。吐出口には、下流側で２つに分岐する図外の分岐管が接続されている。分岐管における分岐した一方側の端部に後述の連絡流路２６（図１参照）の上流端部が接続され、他方側の端部に後述のＥＴＢ側流路１９（図１参照）の上流端部が接続されている。

補機側ポンプ３は、機械式ポンプであり、エンジンの駆動力を受けて作動する。補機側ポンプ３は、本発明における「エンジン動力ポンプ」に相当する。

本実施形態における補機は、ＥＧＲ（Exhaust Gas Recirculation）クーラ９、オイルクーラ１０、ＥＧＲバルブ１１、ＡＴＦ（Automatic Transmission Fluid）ウォーマ１２、電子制御スロットルボディ（以下、「ＥＴＢ」と称する）１３、およびラジエータ１４である。

＜ヒータ用循環経路４０の構成＞
ヒータ用循環経路４０（図１参照）は、冷却水が循環する経路であり、排気側流路２２、ヒータ側流路１５、およびＥＴＢ側流路１９を有している。ヒータ用循環経路４０は、本発明における「第１の循環経路」に相当する。

排気側流路２２は、シリンダヘッド５Ａの排気ポート側５ａの部分を通過する通路である。排気側流路２２の一端部は、ブロック側流路２５に接続されており、より具体的にはブロック側流路２５におけるロータリバルブ装置２とは反対側の部分に接続されている。排気側流路２２の他端部は、ロータリバルブ装置２に接続されている。

ヒータ側流路１５は、空調装置のヒータコア６を通過する流路である。ヒータ側流路１５の上流端部は、排気側流路２２の中途部、より具体的には排気側流路２２におけるロータリバルブ装置２とは反対側の部分に接続されている。ヒータ側流路１５におけるヒータコア６の下流側には、冷却水の温度を検出する水温センサ７が設けられている。

ヒータ側流路１５は、ヒータ側ポンプ４の上流側の部分と、ヒータ側ポンプ４の下流側の部分２６とを有している。ヒータ側ポンプ４の下流側の部分２６は、ヒータ側ポンプ４の吐出口と排気側流路２２とを連絡する流路である。以下の説明では、ヒータ側ポンプ４の下流側の部分２６を「連絡流路２６」と称する。連絡流路２６の下流端部は、排気側流路２２におけるロータリバルブ装置２付近の部分に接続されている（図１，３参照）。

ＥＴＢ側流路１９は、ＥＴＢ１３を通過する流路である。ＥＴＢ側流路１９の下流端部は、ヒータ側流路１５におけるヒータコア６とヒータ側ポンプ４の間の区間に接続されている。

＜吸出し機構５０の構成＞
図３に示されるように、吸出し機構５０は、連絡流路２６と排気側流路２２の接続部分に設けられている。

吸出し機構５０は、シリンダヘッド側導入部５１と、ヒータ側導入部５９と、整流部５４と、合流部５６と、導出部５５とを備えている。

シリンダヘッド側導入部５１は、排気側流路２２側に開口する開口部５２を有し、この開口部５２から排気側流路２２とは反対側へ延びる円筒状をなしている。シリンダヘッド側導入部５１の内径は、開口部５２付近において大きく、開口部５２から離れた部分において小さくなっている。シリンダヘッド側導入部５１は、排気側流路５２内の冷却水を、開口部５２から導入する。

シリンダヘッド側導入部５１の流路断面積（流路をシリンダヘッド側導入部５１の軸方向に直交する面で切断したときの断面積）は、排気側流路２２の流路断面積よりも小さい。従って、冷却水が排気側流路２２からシリンダヘッド側導入路５１に導入された際に、冷却水の流速が大きくなる。

ヒータ側導入部５９は、連絡流路２６から冷却水を導入する部分であり、連絡流路２６側に開口する開口部と、この開口部から導入した冷却水を整流部５３内へ導く導入口５７とを有している。

整流部５４は、シリンダヘッド側導入部５１の周囲を覆うように配置された円錐状の周壁５３と、周壁５３の排気側流路２２側の端部に設けられた円板状部とを有している。この円板状部の中心部には貫通孔が形成されており、この貫通孔の内周縁から、排気側流路２２とは反対側（後述の流路調節弁Ｖ１側）へシリンダヘッド側導入部５１が延びている。周壁５３とシリンダヘッド側導入部５１の間には、導入口５７および合流部５６と連通する隙間が形成されている。

整流部５４は、シリンダヘッド側導入部５１内に導入された冷却水の流れ方向に対して、ヒータ側導入部５９に導入された冷却水の流れ方向を斜めの方向に整える。つまり、整流部５４内（隙間）に流入した冷却水は、円錐状の周壁５３に沿って流路調節弁Ｖ１側へ導かれ、周壁５３の先端部付近に集められる。

合流部５６は、整流部５４の周壁５３の先端部から流路調節弁Ｖ１側へ延びる円筒状部分である。整流部５４から流出した冷却水とシリンダヘッド側導入部５１から流出した冷却水は、合流部５６内において合流する。

導出部５５は、整流部５４の先端に連続して設けられ、流路調節弁Ｖ１側へ延びる円筒状部分である。導出部５５の先端部は、流量調節弁Ｖ１に接続されている。合流部５６内で合流した冷却水は、導出部５５を通じて流路調整弁Ｖ１へ導出される。

この吸出し機構５０においては、シリンダヘッド側導入部５１は、排気側流路２２の流路断面積よりも小さい流路断面積を有するので、シリンダヘッド側導入部５１に導入された冷却水は高速流体となる。そして、ヒータ側導入部５９に導入された連絡流路２６内の冷却水の流れ方向が、シリンダヘッド側導入部５１に導入された高速の冷却水の流れ方向に対して斜めの方向に整流されるので、ヒータ側導入部５９に導入された冷却水は、シリンダヘッド側導入部５１から合流部５６に達した高速の冷却水の流れにスムーズに導かれて、導出部５５から導出される。つまり、高速の冷却水により合流部５６内に負圧を発生させ、その負圧によって連絡流路２６（ヒータ側流路１５）から冷却水を吸い出し（エゼクタ効果）、冷却水の吸い出しを促進することができる。従って、ヒータ側流路１５を流れる冷却水の流量を増大させ、ヒータコア６の昇温を促進することができる。

なお、この吸出し機構５０においては、流量調節弁Ｖ１が閉弁している場合には、連絡流路２６からヒータ側導入部５９に流入した冷却水を、整流部５４およびシリンダヘッド側導入部５１を介して、排気側流路２２へ導出することが可能である（図４，５参照）。また、流量調節弁Ｖ１が閉弁し、流量調節弁Ｖ２，Ｖ３が開弁している場合には、吸出し機構５０は、連絡流路２６からヒータ側導入部５９に流入した冷却水を、整流部５４およびシリンダヘッド側導入部５１を介して排気側流路２２へ導出するとともに、整流部５４、合流部５６、および導出部５５を介して流量調節弁Ｖ１へ導出することが可能である（図６，８参照）。

＜ロータリバルブ装置２の構成＞
ロータリバルブ装置２は、図２（ｂ）に示されるように、円筒状のロータリバルブ２ａと、ロータリバルブ２ａを収容する直方体状のハウジング２ｂと、ロータリバルブ２ａを回転駆動する電子制御式の電動モータ（図示略）とを有している。ロータリバルブ２ａは、ハウジング２ｂ内で周方向（軸周り方向）に回転可能となっている。

図２（ｂ）に示されるように、ハウジング２ｂは、開口部Ｈ１，Ｈ２，Ｈ３と、図外の開口部（以下、「図外開口部」と称する）とを有している。開口部Ｈ１は、ハウジング２ｂにおけるエンジン５側の面（図２（ｂ）における左側の面）に形成されている。開口部Ｈ２は、ハウジング２ｂにおける上面（図２（ｂ）における上側の面）に形成されている。開口部Ｈ３は、ハウジング２ｂにおける下側の面（図２（ｂ）における下側の面）に形成されている。これら開口部Ｈ１，Ｈ２，Ｈ３は、冷却水が通過する穴である。

開口部Ｈ１とロータリバルブ２ａとの間には、開口部Ｈ１の内周縁からロータリバルブ２ａに向かって延びる円筒状のリップ部２ｃが設けられている。リップ部２ｃの開口部Ｈ１側の端部は、開口部Ｈ１の内周縁に固定されている。リップ部２ｃは、ロータリバルブ２ａとは別体となっており、ロータリバルブ２ａには固定されていない。リップ部２ｃのロータリバルブ２ａ側の端面は、ロータリバルブ２ａの外周面に沿った形状となっている。これにより、リップ部２ｃのロータリバルブ２ａ側の端面は、ロータリバルブ２ａの外周面に摺接可能となっている。

開口部Ｈ２とロータリバルブ２ａの間にも、リップ部２ｃと同様のリップ部２ｄが設けられている。また、開口部Ｈ３とロータリバルブ２ａの間にも、リップ部２ｃと同様のリップ部２ｅが設けられている。

図２（ａ）に示されるように、ロータリバルブ２ａは、その周壁に切欠孔Ｋ１，Ｋ２，Ｋ３を有している。また、ロータリバルブ２ａの軸方向端部には、開口部３６（図２（ｂ）参照）が形成されている。

図２（ａ）は、ロータリバルブ２ａの周面上の位置を、ロータリバルブ２ａの軸心周りの角度０°〜３６０°で表した、ロータリバルブ２ａの展開図である。図２（ａ）における上下方向を、ロータリバルブ２ａの軸方向とし、図２（ａ）における左右方向を、ロータリバルブ２ａの周方向とする。開口部Ｈ１，Ｈ２，Ｈ３と切欠孔Ｋ１，Ｋ２，Ｋ３との位置関係を示すために、図２（ａ）には、開口部Ｈ１，Ｈ２，Ｈ３を二点鎖線で示している。図２（ａ）に示されるように、開口部Ｈ１の中心は基準位置０°に常時あるものとする。

図２（ａ）に示されるように、切欠孔Ｋ１，Ｋ２，Ｋ３は、この順に、ロータリバルブ２ａの軸方向一端側から他端側に並んでいる。

ロータリバルブ２ａは、回転するにつれて切欠孔Ｋ１，Ｋ２，Ｋ３の位置が周方向（図２（ａ）の左右方向）に変化する。

切欠孔Ｋ１は、ロータリバルブ２ａの周方向に延びる長方形状をなしており、図２（ａ）に示される或る時点（冷却装置１全体において冷却水の流れを停止させるとき）では、３０°付近から３１５°付近に亘って延在している。

切欠孔Ｋ２は、ロータリバルブ２ａの周方向に延びて長手方向一端側（図２（ａ）における左側端部）が凹状に窪んだ長方形状の主部Ｋ２ｃと、主部Ｋ２ｃの長手方向他端部（図２（ａ）における右側端部）に連続して設けられて三角形状に窄まる窄まり部Ｋ２ｂと、窄まり部Ｋ２ｂの先端から突出する突起部Ｋ２ａとを有する。図２（ａ）に示される或る時点では、切欠孔Ｋ２は、２３０°付近から４５°付近に亘って延在している。切欠孔Ｋ２の主部Ｋ２ａの幅（ロータリバルブ２ａの軸方向に沿った長さ）は、切欠孔Ｋ１の幅よりも大きい。

切欠孔Ｋ３は、ロータリバルブ２ａの周方向に延びて長手方向一端側が凹状に窪んだ長方形状の主部Ｋ３ｃと、主部Ｋ３ｃの長手方向他端部に連続して設けられて三角形状に窄まる窄まり部Ｋ３ｂと、窄まり部Ｋ３ｂの先端から突出する突起部Ｋ３ａとを有している。主部Ｋ３ｃの周方向の長さは、切欠孔Ｋ２における主部Ｋ２ｃの周方向長さよりも短くなっており、図２（ａ）に示される或る時点では、１５°付近から１４０°付近に亘って延在している。切欠孔Ｋ３の主部Ｋ３ｃの幅は、切欠孔Ｋ２の主部Ｋ２ｃの幅に等しく、切欠孔Ｋ１の幅よりも大きい。

開口部Ｈ１は、ロータリバルブ２ａの回転に応じて切欠孔Ｋ１と重なり合うことが可能な位置に設けられており、図２（ａ）に示される０°を中心とした位置に設けられている。開口部Ｈ１の直径は、切欠孔Ｋ１の幅よりも若干大きい。開口部Ｈ１は、排気側流路２２におけるロータリバルブ装置２側の端部に接続されている。

開口部Ｈ２は、ロータリバルブ２ａの回転に応じて切欠孔Ｋ２と重なり合うことが可能な位置に設けられており、図２（ａ）に示される９０°を中心とした位置に設けられている。開口部Ｈ２の直径は、切欠孔Ｋ２の幅よりも若干大きい。開口部Ｈ２は、後述の補機側流路３５における上流側流路３４に接続されている。

開口部Ｈ３は、ロータリバルブ２ａの回転に応じて切欠孔Ｋ３と重なり合うことが可能な位置に設けられており、図２（ａ）に示される２７０°を中心とした位置に設けられている。開口部Ｈ３の直径は、切欠孔Ｋ３の幅よりも若干大きい。開口部Ｈ３は、後述のラジエータ側流路３３の上流端部に接続されている。

このロータリバルブ装置２においては、切欠孔Ｋ１と開口部Ｈ１が重なり合ったときに、排気側流路２２とロータリバルブ２ａ内が連通し、切欠孔Ｋ１と開口部Ｈ１が重なり合っていないときには、排気側流路２２とロータリバルブ２ａ内が連通しない（遮断される）。また、これらが重なり合っている面積（連通面積）が、ロータリバルブ２ａの回転に応じて変化する。つまり、切欠孔Ｋ１と開口部Ｈ１によって、流量調節弁が構成されている。以下の説明では、切欠孔Ｋ１と開口部Ｈ１によって構成される流量調節弁を流量調節弁Ｖ１と称する。

同様に、切欠孔Ｋ２と開口部Ｈ２によって、流量調節弁が構成されている。また、切欠孔Ｋ３と開口部Ｈ３によって、流量調節弁が構成されている。以下の説明では、切欠孔Ｋ２と開口部Ｈ２によって構成される流量調節弁を流量調節弁Ｖ２と称し、切欠孔Ｋ３と開口部Ｈ３によって構成される流量調節弁を流量調節弁Ｖ３と称する。

ロータリバルブ２ａの軸方向端部の開口部３６（図２（ｂ）参照）と、ハウジング２ｂにおける開口部３６に対向する内壁面との間には隙間が設けられている。ハウジング２ｂに形成された上記の図外開口部は、この隙間や切欠孔Ｋ１〜Ｋ３を通じて、ロータリバルブ２ａの内部と常時連通している。この常時連通している部分を、図１において連通部３７として図示する。

このロータリバルブ装置２において、流量調節弁Ｖ１，Ｖ２，Ｖ３が全て閉じている場合には、ロータリバルブ装置２を通じて冷却水は流れない（図１，３，４，５参照）。つまり、ロータリバルブ装置２内で冷却水が流れない。

流量調節弁Ｖ１のみが開いている場合には、冷却水はロータリバルブ装置２を通じて排気側流路２２とメイン流路２３の間で流れる（図６，８参照）。つまり、ロータリバルブ装置２内に、排気側流路２２とメイン流路２３流路とを繋ぐ流路が形成される。

流量調節弁Ｖ２のみが開いている場合には、冷却水はロータリバルブ装置２を通じて補機側流路３５とメイン流路２３の間で流れる（図９，１１参照）。つまり、ロータリバルブ装置２内に、補機側流路３５とメイン流路２３流路とを繋ぐ流路が形成される。

流量調節弁Ｖ１，Ｖ２のみが開いている場合には、冷却水はロータリバルブ装置２を通じて排気側流路２２、メイン流路２３、および補機側流路３５の間で流れる（図１２，１４参照）。つまり、ロータリバルブ装置２内に、排気側流路２２と、メイン流路２３と、補機側流路３５とを繋ぐ流路が形成される。

流量調節弁Ｖ１，Ｖ２，Ｖ３の全てが開いている場合には、冷却水はロータリバルブ装置２を通じて排気側流路２２、メイン流路２３、補機側流路３５、およびラジエータ側流路３３の間で流れる（図１５，１７，１８，２０参照）。つまり、ロータリバルブ装置２内に、排気側流路２２と、メイン流路２３と、補機側流路３５と、ラジエータ側流路３３とを繋ぐ流路が形成される。

つまり、流量調節弁Ｖ１，Ｖ２，Ｖ３により、流路切替弁が構成される。

ヒータ用循環経路４０に冷却水を流すためには、ヒータ側ポンプ４が作動していればよく、流量調節弁Ｖ１，Ｖ２，Ｖ３の開弁は必要としない（図４，５，６，８，９，１１，１２，１４，１５，１７，１８参照）。つまり、ヒータ側ポンプ４が作動していれば、流量調節弁Ｖ１，Ｖ２，Ｖ３が開いるか否かに拘わらず、ヒータ用循環経路４０において冷却水が循環する。

＜補機用循環経路４１の構成＞
補機用循環経路４１（図１参照）は、冷却水が循環する経路であり、ブロック側流路２５、メイン流路２３、上流側流路３４、オイルクーラ側流路２０、ＥＧＲバルブ側流路２１、ＥＧＲクーラ側流路１７、リターン流路１６、ロータリバルブ装置２内の流路、およびラジエータ側流路３３を有している。補機用循環経路４１は、本発明における「第２の循環経路」に相当する。

オイルクーラ側流路２０、ＥＧＲバルブ側流路２１、ＥＧＲクーラ側流路１７、およびリターン流路１６により、補機側流路３５が構成されている。補機側流路３５は、本発明における「外部流路」に相当する。

ブロック側流路２５は、シリンダブロック５Ｂを通過する流路である。ブロック側流路２５の上流端部は、補機側ポンプ３の吐出口に接続されている。

メイン流路２３は、シリンダヘッド５Ａの排気ポート側部分以外の部分、つまり燃焼室の周囲の部分および吸気ポート側の部分を通過する流路である。メイン流路２３におけるロータリバルブ装置２とは反対側の端部は、ブロック側流路２５に接続されている。

上流側流路３４は、ロータリバルブ装置２の開口部Ｈ４（流量調節弁Ｖ２）から流出した冷却水を、オイルクーラ側流路２０、ＥＧＲバルブ側流路２１、およびＥＧＲクーラ側流路１７に導くための流路である。上流側流路３４の上流端部は、開口部Ｈ２に接続されている。上流側流路３４の下流端部は、オイルクーラ側流路２０、ＥＧＲバルブ側流路２１、およびＥＧＲクーラ側流路１７の上流端部に接続されている。上流側流路３４には、冷却水の温度を検出する水温センサ８が設けられている。

オイルクーラ側流路２０の下流端部は、リターン流路１６に接続されている。オイルクーラ側流路２０には、オイルクーラ１０が設けられている。

ＥＧＲバルブ側流路２１の下流端部は、リターン流路１６に接続されている。ＥＧＲバルブ側流路２１には、ＥＧＲバルブ１１およびＡＴＦウォーマ１２が設けられている。

ラジエータ側流路３３の上流端部は、ロータリバルブ装置２の開口部Ｈ３（流量調節弁Ｖ３）に接続されている。ラジエータ側流路３３の下流端部は、リターン流路１６に接続されている。ラジエータ側流路３３には、ラジエータ１４が設けられている。

リターン流路１６は、オイルクーラ側流路１０、ＥＧＲバルブ側流路２１、ラジエータ側流路３３、およびＥＧＲクーラ側流路２０から流出した冷却水を補機側ポンプ３に戻すための流路である。リターン流路１６の上流部または中流部に、オイルクーラ側流路１０、ＥＧＲバルブ側流路２１、ラジエータ側流路３３、およびＥＧＲクーラ側流路２０の下流端部が接続されている。リターン流路１６の下流端部は、補機側ポンプ３の吸込口に接続されている。

補機用循環経路４１において冷却水を循環させるためには、補機側ポンプ３が作動している状態において、流量調節弁Ｖ２または流量調節弁Ｖ３の少なくとも一方が開弁している必要がある（図９，１１，１２，１４，１５，１７，１８参照）。

水温センサ２４は、メイン流路２３に設けられており、メイン流路２３を流れる冷却水の温度を検出する。水温センサ７は、ヒータ側流路１５におけるヒータコア６の下流側に設けられており、ヒータコア６から流出した冷却水の温度を検出する。水温センサ８は、上流側流路３４に設けられており、ロータリバルブ装置２から流出した冷却水の温度を検出する。アクセル開度センサ３０は、運転者によるアクセルペダルの踏込量をアクセル開度として検出する。クランク角センサ３２は、クランクシャフトの回転角度を検出する。吸気温センサ３８は、エンジン５に流入する吸入空気の温度を検出する。

＜ＥＣＵ３１の構成＞
ＥＣＵ３１は、ＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ等により構成されている。ＥＣＵ３１は、水温センサ２４、アクセル開度センサ３０、およびクランク角センサ３２から受けた検出値を示す信号に基づいて、ロータリバルブ装置２およびヒータ側ポンプ４の動作を制御するための制御信号を生成し、その制御信号をロータリバルブ装置２およびヒータ側ポンプ４に送信する。ＥＣＵ３１は、本発明の「制御部」に相当する。

なお、水温センサ７，８の検出値は、ＥＣＵ３１によってロータリバルブ装置２およびヒータ側ポンプ４が制御されている間、ヒータコア６やエンジン５が適切に温度調節されているかどうかを判断するために用いられる。以下の説明では、水温センサ７，８の検出値を用いたロータリバルブ装置２およびヒータ側ポンプ４の制御動作の説明は省略する。

次に、ＥＣＵ３１によるロータリバルブ装置２およびヒータ側ポンプ４の制御動作について、図２０，２１のフローチャートを参照しつつ説明する。

図２０に示されるように、まず、ＥＣＵ３１は、水温センサ２４、アクセル開度センサ３０、クランク角センサ３２、および吸気温センサ３８から、検出値を示す信号を入力する（ステップＳ１）。

次いで、ＥＣＵ３１は、アクセル開度センサ３０が検出したアクセル開度に基づいて、エンジンで発生したエンジン負荷（エンジンで発生する駆動トルク）を算出する（ステップＳ２）。

次いで、ＥＣＵ３１は、クランク角センサ３２が検出したクランク角に基づいて、エンジン回転数を算出する（ステップＳ３）。

次いで、ＥＣＵ３１は、冷却水温度、エンジン負荷、エンジン回転数、および吸入空気温度に基づいて、エンジン５のシリンダヘッド５Ａ側の燃焼室の壁面温度（以下、「燃焼室壁温」と称する）を算出する（ステップＳ４）。この燃焼室壁温は、本発明における「エンジンの温度」に相当する。

次いで、ＥＣＵ３１は、燃焼室壁温がレベル０の温度範囲にあるかどうかを判断する（ステップＳ５）。レベル０の温度範囲は、冷間状態に相当する温度Ｔ０未満の温度であり、本発明における「第１の温度範囲」に含まれる。

ＥＣＵ３１は、ステップＳ５でＹＥＳの判断をした場合には、流量調節弁Ｖ１〜Ｖ３の開度を全閉状態とし、ヒータ側ポンプ４を停止状態とする制御を行う（ステップＳ６）。

ステップＳ６の制御が行われることにより、図２（ａ）に示されるように、ロータリバルブ装置２において、開口部Ｈ１と切欠孔Ｋ１は重なり合わず、開口部Ｈ２と切欠孔Ｋ２も重なり合わず、開口部Ｈ３と切欠孔Ｋ３も重なり合わない状態となる。これにより、図１に示されるように、冷却装置１のいずれの流路においても冷却水は流れないので、エンジン５の暖機が促進される。以下、ステップＳ６の制御状態を、「水停止状態」と称する。ＥＣＵ３１は、ステップＳ６の処理を実行した後、ステップＳ１にリターンする。

ＥＣＵ３１は、ステップＳ５でＮＯの判断をした場合には、燃焼室壁温がレベル１の温度範囲にあるかどうかを判断する（ステップＳ７）。レベル１の温度範囲は、温度Ｔ０以上かつＴ１未満の温度範囲（暖機中）であり、本発明における「第１の温度範囲」に含まれる。

ＥＣＵ３１は、ステップＳ７でＹＥＳの判断をした場合には、流量調節弁Ｖ１〜Ｖ３の開度を全閉状態とし、ヒータ側ポンプ４を作動させる制御を行う（ステップＳ８）。ヒータ側ポンプ４は、冷却水をヒータ側流路１５側から連絡流路２６およびＥＴＢ側流路１９側へ流す向きに作動する。

ステップＳ８の制御が行われることにより、図４に示されるように、排気側流路２２、ヒータ側流路１５、およびＥＴＢ側流路１９に冷却水が流れる。すなわち、これら排気側流路２２、ヒータ側流路１５、およびＥＴＢ側流路１９から構成されるヒータ用循環経路４０において冷却水が循環する。

このとき、流量調節弁Ｖ１が閉弁しているため、図５に示されるように、連絡流路２６から吸出し機構５０に流入した冷却水は、整流部５４およびシリンダヘッド側導入部５１を経由して、排気側流路２２に流入する。

以下、ステップＳ８の制御状態を、「制御状態Ａ」と称する。ＥＣＵ３１は、ステップＳ８の処理を実行した後、ステップＳ１にリターンする。

ＥＣＵ３１は、ステップＳ７でＮＯの判断をした場合には、燃焼室壁温がレベル２の温度範囲にあるかどうかを判断する（ステップＳ９）。レベル２の温度範囲は、温度Ｔ１以上かつＴ２未満の温度範囲（暖機中）であり、本発明における「第２の温度範囲」に相当する。

ＥＣＵ３１は、ステップＳ９でＹＥＳの判断をした場合には、流量調節弁Ｖ１の開度を全開状態とし、流量調節弁Ｖ２，Ｖ３の開度を全閉状態とし、ヒータ側ポンプ４を作動させる制御を行う（ステップＳ１０）。

具体的には、ロータリバルブ２ａがハウジング２ｂ内で回転することにより、図７に示されるように、ロータリバルブ装置２において、開口部Ｈ１と切欠孔Ｋ１が重なり合い、開口部Ｈ２と切欠孔Ｋ２は重なり合わず、開口部Ｈ３と切欠孔Ｋ３も重なり合わない状態となる。これにより、図６に示されるように、メイン流路２３と排気側流路２２が接続される。メイン流路２３は、排気側流路２２に接続されることにより、ヒータ側循環経路４０に組み込まれ、排気側流路２２およびヒータ側流路１５と共に冷却水が循環する経路を構成する。

つまり、排気側流路２２、メイン流路２３、ブロック側流路２５におけるロータリバルブ装置２とは反対側の部分、ロータリバルブ装置２内の流路（流量調節弁Ｖ１と連通部３７とを結ぶ流路）、ヒータ側流路１５、連絡流路２６、およびＥＴＢ側流路１９によって循環経路が構成され、この循環経路全体において冷却水が循環する。

このとき、流量調節弁Ｖ１が開弁しているため、図８に示されるように、連絡流路２６から吸出し機構５０に流入した冷却水は、整流部５４およびシリンダヘッド側導入部５１を経由して排気側流路２２に流入するとともに、整流部５４、合流部５６、および導出部５５を経由してロータリバルブ装置２内に流入する。

以下、ステップＳ１０の制御状態を、「制御状態Ｂ」と称する。ＥＣＵ３１は、ステップＳ１０の処理を実行した後、ステップＳ１にリターンする。

ＥＣＵ３１は、ステップＳ９でＮＯの判断をした場合には、燃焼室壁温がレベル３の温度範囲にあるかどうかを判断する（ステップＳ１１）。レベル３の温度範囲は、温度Ｔ２以上かつＴ３未満の温度範囲（暖機中）であり、本発明における「第３の温度範囲」に含まれる。

ＥＣＵ３１は、ステップＳ１１でＹＥＳの判断をした場合には、流量調節弁Ｖ１，Ｖ３を全閉状態とし、流量調節弁Ｖ２の開度を小開度とし、ヒータ側ポンプ４を作動させる制御を行う（ステップＳ１２）。

具体的には、図１０に示されるように、ＥＣＵ３１は、ロータリバルブ２ａを、各切欠孔Ｋ１，Ｋ２，Ｋ３が図１０における左側から右側へ進むように回転させる（以下、「右回転」と称する）。ロータリバルブ２ａが回転することにより、図１０に示されるように、ロータリバルブ装置２において、開口部Ｈ１と切欠孔Ｋ１が重なり合わず（流量調節弁Ｖ１が全閉状態）、開口部Ｈ２と、切欠孔Ｋ２の突起部Ｋ２ａおよび窄まり部Ｋ２ｂとが重なり合い（流量調節弁Ｖ２が小開度状態）、開口部Ｈ３と切欠孔Ｋ３とが重なり合わない状態（流量調節弁Ｖ３が全閉状態）となる。

流量調節弁Ｖ２が開弁することにより、図９に示されるように、メイン流路２３と補機側流路３５が接続される。そして、補機側ポンプ３の圧送力により、メイン流路２３、ロータリバルブ装置２内の流路（連通部３７と流量調節弁Ｖ２とを結ぶ流路）、補機側流路３５、およびブロック側流路２５を経由して冷却水が循環する。つまり、冷却水が補機用循環経路４１を循環する。

流量調節弁Ｖ１が閉弁することにより、ロータリバルブ装置２において、排気側流路２２とメイン流路２３の間の流路が遮断されるため、ヒータ用循環経路４０と補機用循環経路４１の間で冷却水は流れない。つまり、ヒータ用循環経路４０とヒータ用循環経路４０は、冷却水が混じり合わない互いに独立した循環経路となり、それぞれの循環経路において冷却水が別々に循環する。

また、流量調節弁Ｖ２が小開度状態となることにより、流量調節弁Ｖ２の開弁時に、補機側流路３５内、つまり、オイルクーラ側流路２０、ＥＧＲバルブ側流路２１、ＥＧＲクーラ側流路１７、およびリターン流路１６内の低温の冷却水が短時間のうちに大量にメイン流路２３に流入することが防止される。

また、ステップＳ１２において、開口部Ｈ２に切欠孔Ｋ２の突起部Ｋ２ａから重なり始める（図１０参照）。従って、メイン流路２３と補機側流路３５が接続された当初の所定期間は流量が少量に制限される。その後、開口部Ｈ２と、切欠孔Ｋ２の突起部Ｋ２ａおよび窄まり部Ｋ２ｂとが重なり合う状態となるまで、流量が次第に多くなっていく。従って、メイン流路２３と補機側流路３５を接続する際に、補機側流路３５内の低温の冷却水がメイン流路２３に徐々に流入するので、燃焼室周りの急激な温度低下を抑制することができる。

また、流量調節弁Ｖ１が閉弁しているため、図１１に示されるように、連絡流路２６から吸出し機構５０に流入した冷却水は、整流部５４およびシリンダヘッド側導入部５１を経由して排気側流路２２に流入する。

以下、ステップＳ１２の制御状態を、「制御状態Ｃ」と称する。

ＥＣＵ３１は、ステップＳ１１でＮＯの判断をした場合には、図２１に示されるように、燃焼室壁温がレベル４の温度範囲にあるかどうかを判断する（ステップＳ１３）。レベル４の温度範囲は、温度Ｔ３以上かつＴ４未満の温度範囲（暖機中）であり、本発明における「第３の温度範囲」に含まれる。温度Ｔ４は、エンジンが暖機中か否かの判断基準となる温度である。つまり、燃焼室壁温がＴ４未満であればエンジンは暖機中であり、Ｔ４以上であればエンジンは暖機完了状態にある。

ＥＣＵ３１は、ステップＳ１３でＹＥＳの判断をした場合には、ロータリバルブ装置２において、流量調節弁Ｖ１の開度を全開状態とし、流量調節弁Ｖ３の開度を全閉状態とし、流量調節弁Ｖ２の開度を大開度（全開状態よりは開度が少し小さい状態）とし、ヒータ側ポンプ４を停止させる制御を行う（ステップＳ１４）。

具体的には、ＥＣＵ３１は、ロータリバルブ２ａを右回転させる（図１３参照）。ロータリバルブ２ａが右回転することにより、図１３に示されるように、ロータリバルブ装置２において、開口部Ｈ１と切欠孔Ｋ１が重なり合い（流量調節弁Ｖ１が全開状態）、開口部Ｈ２と、切欠孔Ｋ２の窄まり部Ｋ２ｂおよび主部Ｋ２ｃとが重なり合い（流量調節弁Ｖ２が大開度状態）、開口部Ｈ３と切欠孔Ｋ３は重なり合わない状態（流量調節弁Ｖ３が全閉状態）となる。

流量調節弁Ｖ２の開度が大きくなることにより、ロータリバルブ装置２から補機側流路３５へ流出する冷却水の量が増加する。

流量調節弁Ｖ１，Ｖ２が開弁することにより、図１２に示されるように、排気側流路２２とメイン流路２３と補機側流路３５とが接続されるため、ヒータ用循環経路４０と補機用循環経路４１（ラジエータ側流路３３を含まない）で冷却水が流れる。

具体的には、排気側流路２２において、制御状態Ｃとは冷却水の流れ方向が反対向きとなり、排気側流路２２、メイン流路２３、ロータリバルブ装置２内の流路（流量調節弁Ｖ１と連通流路３７と流量調節弁Ｖ２とを結ぶ流路）、補機側流路３５、およびブロック側流路２５によって、補機用循環経路４１が構成される。

補機側ポンプ３の圧送力により、排気側流路２２において、ロータリバルブ装置２とは反対側からロータリバルブ装置２側へ冷却水が流れる。排気側流路２２から吸出し機構５０（図１４参照）内に導入された冷却水は、吸出し機構５０内で高速流体となる。吸出し機構５０のヒータ側導入部５９に導入された冷却水は、シリンダヘッド側導入部５１から合流部５６に達した高速の冷却水の流れにスムーズに導かれて、導出部５５から流量調節弁Ｖ１へ導出される。

導出部５５から流量調節弁Ｖ１へ導出された冷却水は、図１２に示されるように、ロータリバルブ装置２内の流路（流量調節弁Ｖ１と流量調節弁Ｖ２とを結ぶ流路）、補機側流路３５、ブロック側流路２５におけるロータリバルブ装置２とは反対側の部分、排気側流路２２におけるロータリバルブ装置２とは反対側の部分、ヒータ側流路１５、およびＥＴＢ側流路１９において循環する。

従って、シリンダヘッド５Ａで温められた冷却水を、補機側ポンプ３の圧送力を利用してヒータ側流路１５に流すことができるため、ヒータ側ポンプ３にかかる負荷を低減し（ヒータ側ポンプ３を停止させ）、その結果、ヒータ側ポンプ３の消費電力低減および寿命向上を図ることができる。

以下、ステップＳ１４の制御状態を、「制御状態Ｄ」と称する。

ＥＣＵ３１は、ステップＳ１３でＮＯの判断をした場合には、エンジン負荷が所定の閾値未満であるかどうかを判断する（ステップＳ１５）。その閾値は、エンジン５が高負荷状態であるか否かの判断基準となる値である。つまり、エンジン負荷がその閾値未満であれば、エンジン５は低負荷または中負荷状態であり、エンジン負荷がその閾値以上であれば、エンジン５は高負荷状態である。なお、ステップＳ１３でＮＯと判断された場合には、燃焼室壁温はＴ４以上である。Ｔ４以上の温度範囲は、本発明における「第４の温度範囲」に相当する。

ＥＣＵ３１は、ステップＳ１５でＹＥＳの判断をした場合には、流量調節弁Ｖ１，Ｖ２を全開状態とし、流量調節弁Ｖ３を中開度状態とし、ヒータ側ポンプ４を停止させる制御を行う（ステップＳ１６）。

具体的には、ＥＣＵ３１は、ロータリバルブ２ａを右回転させる（図１６参照）。ロータリバルブ２ａが右回転することにより、図１６に示されるように、ロータリバルブ装置２において、開口部Ｈ１と切欠孔Ｋ１が重なり合い（流量調節弁Ｖ１が全開状態）、開口部Ｈ２と、切欠孔Ｋ２の主部Ｋ２ｃとが重なり合い（流量調節弁Ｖ２が全開状態）、開口部Ｈ３と、切欠孔Ｋ３の突起部Ｋ３ａ、窄まり部Ｋ３ｂおよび主部Ｋ３ｃとが重なり合う状態（流量調節弁Ｖ３が中開度状態）となる。

流量調節弁Ｖ２の開度が大きくなることにより、ロータリバルブ装置２から補機側流路３５へ流出する冷却水の量が増加する。

流量調節弁Ｖ１，Ｖ２，Ｖ３が開弁することにより、排気側流路２２とメイン流路２３と補機側流路３５とラジエータ側流路３３とが接続されるため、図１５に示されるように、ヒータ用循環経路４０と補機用循環経路４１（ラジエータ側流路３３を含む）で冷却水が流れる。

つまり、吸込み機構５０を設けることにより、制御状態Ｄと同様、シリンダヘッド５Ａで温められた冷却水を、補機側ポンプ３の圧送力を利用してヒータ側流路１５に流すことができるため、ヒータ側ポンプ３にかかる負荷を低減し（ヒータ側ポンプ３を停止させ）、その結果、ヒータ側ポンプ３の消費電力低減および寿命向上を図ることができる。

また、流量調節弁Ｖ３が中開度状態となることにより、ラジエータ側流路３３内の低温の冷却水が短時間のうちに大量にメイン流路２３に流入することが防止される。

また、ステップＳ１６において、開口部Ｈ３に切欠孔Ｋ３の突起部Ｋ３ａから重なり始める。従って、メイン流路２３とラジエータ側流路３３とが接続された当初の所定期間は流量が少量に制限される。その後、開口部Ｈ３と、切欠孔Ｋ３の突起部Ｋ３ａおよび窄まり部Ｋ３ｂとが重なり合う状態となるまで、流量が次第に多くなっていく。従って、メイン流路２３とラジエータ側流路３３を接続する際に、ラジエータ側流路３３内の低温の冷却水がメイン流路２３に徐々に流入するので、燃焼室周りの急激な温度低下を抑制することができる。以下、ステップＳ１６の制御状態を、「制御状態Ｅ」と称する。

ＥＣＵ３１は、ステップＳ１５でＮＯの判断をした場合には、流量調節弁Ｖ１，Ｖ３の開度を全開状態とし、流量調節弁Ｖ２の開度を小開度とし、ヒータ側ポンプ４を作動させる制御を行う（ステップＳ１７）。

具体的には、ＥＣＵ３１は、ロータリバルブ２ａを右回転させる（図１９参照）。ロータリバルブ２ａが右回転することにより、図１９に示されるように、ロータリバルブ装置２において、開口部Ｈ１と切欠孔Ｋ１が重なり合い（流量調節弁Ｖ１が全開状態）、開口部Ｈ２と、切欠孔Ｋ２の主部Ｋ２ｃの一端部（凹部側）とが重なり合い（流量調節弁Ｖ２が小開状態）、開口部Ｈ３と、切欠孔Ｋ３の主部Ｋ３ｃとが重なり合う状態（流量調節弁Ｖ３が全開状態）となる。

流量調節弁Ｖ２の開度が小さくなることにより、ロータリバルブ装置２から補機側流路３５へ流出する冷却水の量が減少する。

流量調節弁Ｖ３の開度が大きくなることにより、ロータリバルブ装置２からラジエータ側流路３３へ流出する冷却水の量が増加する。つまり、ラジエータ１４（図１８参照）を通過する冷却水の量が増加し、ラジエータ１４による冷却能力が増大する。

また、吸込み機構５０を設けることにより、制御状態Ｄ，Ｅと同様、シリンダヘッド５Ａで温められた冷却水を、補機側ポンプ３の圧送力を利用してヒータ側流路１５に流すことができるため、ヒータ側ポンプ３にかかる負荷を低減し（ヒータ側ポンプ３を停止させ）、その結果、ヒータ側ポンプ３の消費電力低減および寿命向上を図ることができる。

以下、ステップＳ１７の制御状態を、「制御状態Ｆ」と称する。

以上説明したように、本実施形態によれば、暖機の初期に排気側流路２２と補機側流路１５との接続が解除される（水停止状態、および制御状態Ａ〜Ｃ）。これにより、ヒータ用循環経路４０と補機用循環経路４１とが互いに独立した循環経路となり、排気側流路２２で温められた冷却水が補機側ポンプ３の圧送力でヒータコア６へ供給される。ヒータ用循環経路４０と補機用循環経路４１は互いに独立しているため、補機用循環経路４１内の低温の冷却水がヒータコア６に流入せず、ヒータコアの昇温が促進される。

暖機が進むと、排気側流路２２と補機側流路１５とが接続される（制御状態Ｄ〜Ｆ）。これにより、排気側流路２２を経由して、補機用循環経路４１で冷却水が循環するため、暖機の進んだシリンダヘッド５Ａの冷却を促進することができる。そして、この接続により、補機側ポンプ３の圧送力が排気側流路２２に作用し、その圧送力によって排気側流路２２を冷却水が流れる。このように、補機側ポンプ３の圧送力により、排気側流路２２を冷却水が流れると、排気側流路２２とヒータ側流路１５との接続部分に吸出し機構５０が設けられているため、上記の通り、エゼクタ効果によって、ヒータ側流路１５から排気側流路２２へ冷却水が吸い出される。これにより、ヒータ側流路１５に補機側ポンプ３の圧送力を利用した冷却水の流れが生じる。ヒータ側流路１５から吸出し機構５０を経由して排気側流路２２に導入された冷却水は、補機用循環経路４１を経由してヒータ側流路１５に戻る。つまり、シリンダヘッド５Ａで温められた冷却水を、補機側ポンプ３の圧送力を利用してヒータ側流路１５に流すことができる。

従って、ヒータ用循環経路４０と補機用循環経路４１とを別々に設けた冷却水循環系において、ヒータ用循環経路４０に設けたヒータ側ポンプ４（電動ポンプ）にかかる負荷を低減し、その結果、ヒータ側ポンプ４の消費電力低減および寿命向上を図ることができる。

また、本実施形態においては、シリンダヘッド５Ａにおける排気ポート側の部分５ａと排気ポート側以外の部分５ｂとの間に、排気ポート側の部分５ａと排気ポート側以外の部分５ｂとを分離する隔壁２８が形成されているので、特に、ヒータ用循環経路４０を冷却水が流れる際には、シリンダヘッドの排気ポート側の部分５ａの熱をヒータコア６の昇温に優先的に利用することができ、ヒータコア６の昇温が促進される。

また、本実施形態によれば、吸出し機構５０のシリンダヘッド側導入部５１は、排気側流路２２の流路断面積よりも小さい流路断面積を有するので、シリンダヘッド側導入部５１に導入された冷却水は高速流体となる。そして、ヒータ側導入部５９に導入されたヒータ側流路１５内の冷却水の流れ方向が、シリンダヘッド側導入部５１に導入された高速の冷却水の流れ方向に対して斜めの方向に整流されるので、ヒータ側導入部５９に導入された冷却水は、シリンダヘッド側導入部５１から合流部５６に達した高速の冷却水の流れにスムーズに導かれて、導出部５５から導出される。つまり、高速の冷却水により合流部５６に負圧を発生させ、その負圧によってヒータ側流路１５から冷却水を吸い出し（エゼクタ効果）、冷却水の吸い出しを促進することができる。従って、ヒータ側流路１５を流れる冷却水の流量を増大させ、ヒータコア６の昇温を促進することができる。

なお、上記実施形態においては、ステップＳ１４，Ｓ１６，Ｓ１７において、ヒータ側ポンプ４を停止させる制御を行っているが、これに限られない。これらのステップにおいて、ステップＳ８，Ｓ１０，Ｓ１２よりも少ない吐出量（低い回転数）でヒータ側ポンプ４を作動させてもよい。このような制御を行っても、ヒータ側ポンプ４の負荷を低減し、ヒータ側ポンプ４の消費電力低減および寿命向上を図ることができる。

１ エンジンの冷却装置
２ ロータリバルブ装置（流路切替弁、流量調節弁）
３ 補機側ポンプ（エンジン動力ポンプ）
４ ヒータ側ポンプ（電動ポンプ）
５ エンジン
５Ａ シリンダヘッド
５Ｂ シリンダブロック
５ａ シリンダヘッドの排気ポート側部分
５ｂ シリンダヘッドの排気ポート側部分以外の部分
６ ヒータコア
９ ＥＧＲクーラ
１０ オイルクーラ
１１ ＥＧＲバルブ
１２ ＡＴＦウォーマ
１４ ラジエータ
１５ ヒータ側流路
１６ リターン流路
１７ ＥＧＲクーラ側流路
１９ ＥＴＢ側流路
２０ オイルクーラ側流路
２１ ＥＧＲバルブ側流路
２２ 排気側流路
２３ メイン流路
２４ 水温センサ
２５ ブロック側流路
２６ 連絡流路
２８ 隔壁
３０ アクセル開度センサ
３１ ＥＣＵ（制御部）
３２ クランク角センサ
３３ ラジエータ側流路
３４ 上流側流路
３５ 補機側流路
３７ 連通部
３８ 吸気温センサ
４０ ヒータ用循環経路（第１の循環経路）
４１ 補機用循環経路（第２の循環経路）
５０ 吸出し機構
５１ シリンダヘッド側導入部（第１の導入部）
５４ 整流部
５５ 導出部
５６ 合流部
５９ ヒータ側導入部（第２の導入部）
Ｈ１，Ｈ２，Ｈ３ 開口部
Ｋ１，Ｋ２，Ｋ３ 切欠孔
Ｖ１，Ｖ２，Ｖ３ 流量調節弁

Claims (5)

1. シリンダヘッドの所定部分を通過するシリンダヘッド内流路、当該シリンダヘッド内流路に接続されて流体を加熱する熱交換器を通過する熱交換器側流路、および、冷却水を圧送する電動ポンプを含む第１の循環経路と、
   前記シリンダヘッド内流路と接続可能でかつ前記シリンダヘッド外を通過する外部流路、および、エンジンの動力を受けて作動して冷却水を圧送するエンジン動力ポンプを含む第２の循環経路と、
   暖機開始後の所定期間、前記シリンダヘッド内流路と前記外部流路との接続を解除し、前記所定期間経過後、前記シリンダヘッド内流路と前記外部流路との接続を行う流路接続手段と、
   前記熱交換器側流路と前記シリンダヘッド内流路の接続部分に設けられ、前記流路接続手段により前記シリンダヘッド内流路と前記外部流路との接続がされた状態で、前記シリンダヘッド内流路を流れる冷却水の流れを利用して、前記熱交換器側流路から当該シリンダヘッド内流路へ冷却水を吸い出す吸出し機構とを備えた、エンジンの冷却装置。
2. シリンダヘッドの所定部分を通過するシリンダヘッド内流路、当該シリンダヘッド内流路に接続されて空調装置のヒータコアを通過するヒータ側流路、および、冷却水を圧送する電動ポンプを含む第１の循環経路と、
   前記シリンダヘッド内流路と接続可能でかつ前記シリンダヘッド外の補機を通過する補機側流路、および、エンジンの動力を受けて作動して冷却水を圧送するエンジン動力ポンプを含む第２の循環経路と、
   暖機開始後の所定期間、前記シリンダヘッド内流路と前記補機側流路との接続を解除し、前記所定期間経過後、前記シリンダヘッド内流路と前記補機側流路との接続を行う流路接続手段と、
   前記ヒータ側流路と前記シリンダヘッド内流路の接続部分に設けられ、前記流路接続手段により前記シリンダヘッド内流路と前記補機側流路との接続がされた状態で、前記シリンダヘッド内流路を流れる冷却水の流れを利用して、前記ヒータ側流路から当該シリンダヘッド内流路へ冷却水を吸い出す吸出し機構とを備えた、エンジンの冷却装置。
3. 前記シリンダヘッド内流路は、前記シリンダヘッドの排気ポート側の部分を通過する排気側流路であり、
   前記第２の循環経路は、前記シリンダヘッドの前記排気ポート側以外の部分を通過するメイン流路をさらに含み、
   前記排気ポート側の部分と前記排気ポート側以外の部分との間に、当該排気ポート側の部分と当該排気ポート側以外の部分とを分離する隔壁が形成されていることを特徴とする、請求項１または２に記載のエンジンの冷却装置。
4. 前記吸出し機構は、
   前記シリンダヘッド内流路の流路断面積よりも小さい流路断面積を有し、前記シリンダヘッド内流路を流れる冷却水を導入する第１の導入部と、
   前記ヒータ側流路内の冷却水を導入する第２の導入部と、
   前記第１の導入部に導入された冷却水の流れ方向に対して、前記第２の導入部に導入された冷却水の流れ方向を斜めの方向に整える整流部と、
   前記整流部から流出した冷却水と前記第１の導入部から流出した冷却水とを合流させる合流部と、
   前記合流部で合流した冷却水を導出する導出部とを備えることを特徴とする、請求項２に記載のエンジンの冷却装置。
5. 前記電動ポンプの動作を制御する制御部をさらに備え、
   前記制御部は、前記流路接続手段により接続が行われた状態で、前記電動ポンプを停止させることを特徴とする、請求項１乃至４のいずれかに記載のエンジンの冷却装置。
   

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