JP6201886B2 - 吸気冷却装置 - Google Patents

Description

本発明は、エンジンの吸気を冷却する吸気冷却装置に関する。

従来、特許文献１には、熱交換流体を２つの温度レベルに冷却する熱交換器を備える冷却装置が記載されている。この熱交換器は、１つの流入ノズルと２つの流出ノズルと３つの流路とを有しており、１つの流入ノズルから熱交換流体が流入し、３つの流路のうち１つの流路のみを通過した熱交換流体が一方の流出ノズルから流出し、３つの流路を全て通過した熱媒体が他方の流出ノズルから流出する。

一方の流出ノズルから流出した熱交換流体は、他方の流出ノズルから流出した熱交換流体よりも高温となっている。

特表２００６−５２３１６０号公報

近年、ターボ過給した小排気量エンジンを採用することによって燃費を向上させる過給ダウンサイジング車が増えつつある。過給ダウンサイジング車では、過給気を冷却するインタークーラを水冷式にするのが好ましい。インタークーラを水冷式にした場合、インタークーラを空冷式にした場合と比較して吸気系の容量を減らすことができるので、エンジンレスポンスを向上できるからである。

インタークーラは、過給気を外気温度よりも１０℃程度高い温度まで冷却する。そのため、水冷式インタークーラを採用する場合、既存のエンジン冷却回路を循環する冷却水（８０℃程度）よりも低温の冷却水を水冷式インタークーラに流通させる必要がある。

そこで、エンジン冷却回路を循環する冷却水をさらに冷却してから水冷式インタークーラに流通させる構成が考えられる。具体的には、エンジン冷却回路に設けられた既存のラジエータで冷却された冷却水の一部をインタークーラ用ラジエータでさらに冷却してからインタークーラに流通させる構成が考えられる。

この構成によると、エンジン冷却回路に設けられた既存のポンプを利用して水冷式インタークーラに冷却水を流通させることができるので、水冷式インタークーラ用の冷却水回路をエンジン冷却回路とは独立に設ける構成と比較してポンプの個数を削減できる。

しかしながら、この構成によると、エンジン冷却回路の冷却水が常にインタークーラ用ラジエータを流通して冷却されるので、暖機性能が損なわれるという問題がある。すなわち、エンジンを始動した直後の暖機時に冷却水が適切な温度（８０℃程度）まで昇温するのに時間がかかり、エンジンの燃費を悪化させてしまうという問題がある（後述する図３を参照）。

この対策として、暖機時にエンジン冷却回路の冷却水がインタークーラ用ラジエータに流通しないようにして暖機性能を確保することが考えられるが、この対策によると暖機時に吸気を冷却できないという問題が発生する。

本発明は上記点に鑑みて、エンジン吸気の冷却性能を確保しつつ、エンジン暖機性能が損なわれることを抑制することを目的とする。

上記目的を達成するため、請求項１に記載の発明では、
エンジン（１１）から流出した冷却用流体と外気とを熱交換させて冷却用流体を冷却する第１ラジエータ（１３）と、
第１ラジエータ（１３）で冷却された冷却用流体と外気とを熱交換させて冷却用流体を冷却する第２ラジエータ（１４）と、
第２ラジエータ（１４）で冷却された冷却用流体とエンジン（１１）の吸気とを熱交換して吸気を冷却する第１吸気冷却器（１５）と、
第１ラジエータ（１３）および第２ラジエータ（１４）をバイパスして流れる冷却用流体とエンジン（１１）の吸気とを熱交換して吸気を冷却する第２吸気冷却器（１６）と、
冷却用流体の流れを、第１ラジエータ（１３）に向かう第１ラジエータ側流れ（ＦＲ）と、第２吸気冷却器（１６）に向かう第２吸気冷却器側流れ（ＦＩ）とに分岐させる分岐部（２３）と、
第１ラジエータ側流れ（ＦＲ）を断続する断続手段（１７）とを備えることを特徴とする。

これによると、断続手段（１７）が第１ラジエータ側流れ（ＦＲ）を遮断すると冷却用流体が第１ラジエータ（１３）および第２ラジエータ（１４）を流れなくなるので、冷却用流体から外気に放熱されることを抑制でき、ひいてはエンジン（１１）の暖機性能が損なわれることを抑制できる。

しかも、断続手段（１７）が第１ラジエータ側流れ（ＦＲ）を遮断しても第２吸気冷却器側流れ（ＦＩ）の冷却用流体が第２吸気冷却器（１６）を流れるので、エンジン（１１）の吸気を冷却できる。

したがって、エンジン（１１）の吸気の冷却性能を確保しつつ、エンジン（１１）の暖機性能が損なわれることを抑制できる。

なお、この欄および特許請求の範囲で記載した各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示すものである。

第１実施形態におけるエンジン冷却回路の全体構成図である。 第１実施形態における第１インタークーラの斜視図ある。 図２のＩＩＩ−ＩＩＩ断面図である。 第１実施形態における循環流路開閉弁の断面図である。 第１実施形態のエンジン冷却回路において、循環流路開閉弁が閉弁している場合における冷却水の流れを示す図である。 第２実施形態におけるエンジン冷却回路の全体構成図である。 第３実施形態におけるエンジン冷却回路の全体構成図である。 第４実施形態におけるエンジン冷却回路の全体構成図である。 第４実施形態のエンジン冷却回路において、循環流路開閉弁が閉弁している場合における冷却水の流れを示す図である。

以下、実施形態について図に基づいて説明する。なお、以下の各実施形態相互において、互いに同一もしくは均等である部分には、図中、同一符号を付してある。

（第１実施形態）
吸気冷却装置を構成するエンジン冷却回路１０を図１に示す。エンジン冷却回路１０は、エンジン１１を冷却するための冷却水（冷却用流体）が循環する回路である。エンジン１１は、車両の走行用動力を発生する内燃機関である。

エンジン１１の内部には、冷却水が流れる冷却水流路が形成されている。本実施形態では、冷却水は、エチレングリコール系の不凍液（ＬＬＣ）である。エンジン１１の吸入空気（吸気）は、過給機（図示せず）によって過給されるようになっている。

エンジン冷却回路１０は、ポンプ１２、第１ラジエータ１３、第２ラジエータ１４、第１インタークーラ１５、第２インタークーラ１６および循環流路開閉弁１７を備えている。ポンプ１２、エンジン１１、循環流路開閉弁１７、第１ラジエータ１３は、冷却水が循環する循環流路１８に、この順番で配置されている。

ポンプ１２は、冷却水を吸入して吐出する流体機械である。本実施形態では、ポンプ１２は、エンジン１１から出力される動力によって駆動される機械式ポンプである。ポンプ１２は、電動モータによって駆動される電動ポンプであってもよい。

第１ラジエータ１３は、エンジン１１から流出した冷却水と外気とを熱交換させて冷却水を冷却する熱交換器である。換言すれば、第１ラジエータ１３は、冷却水の持つ熱を外気に放熱させる放熱器である。

第２ラジエータ１４および第１インタークーラ１５は、第１吸気冷却用流路１９に配置されている。第１吸気冷却用流路１９は、循環流路１８から分岐して循環流路１８に合流する流路である。

循環流路１８から第１吸気冷却用流路１９が分岐する第１分岐部２０、および循環流路１８に第１吸気冷却用流路１９が合流する第１合流部２１は、第１ラジエータ１３の冷却水出口側かつポンプ１２の冷却水吸入側に設けられている。

第２ラジエータ１４は、冷却水と外気とを熱交換させて冷却水を冷却する熱交換器である。換言すれば、第２ラジエータ１４は、冷却水の持つ熱を外気に放熱させる放熱器である。

図１の例では、第２ラジエータ１４は第１ラジエータ１３と一体化されているが、第１ラジエータ１３と別体に構成されていてもよい。第２ラジエータ１４が第１ラジエータ１３と一体化されている場合、第１分岐部２０は、第１ラジエータ１３の冷却水出口側タンク内に設けられていてもよい。

第１インタークーラ１５は、過給機（ターボチャージャ）で圧縮されて高温になった過給吸気と冷却水とを熱交換して過給吸気を冷却する吸気冷却器（第１吸気冷却器）である。吸気系の容量を極力小さくするために、第１インタークーラ１５はエンジン１１に隣接配置されている。

第１インタークーラ１５の冷却水入口側は、第２ラジエータ１４の冷却水出口側に接続されている。第１インタークーラ１５の冷却水出口側は、ポンプ１２の冷却水吸入側に接続されている。

第２インタークーラ１６は、第２吸気冷却用流路２２に配置されている。第２吸気冷却用流路２２は、循環流路１８から分岐して循環流路１８に合流する流路である。

循環流路１８から第２吸気冷却用流路２２が分岐する第２分岐部２３は、エンジン１１の冷却水出口側かつ第１ラジエータ１３の冷却水出口側の冷却水入口側に設けられている。第２吸気冷却用流路２２は、第１吸気冷却用流路１９に第２合流部２４にて合流し、第１吸気冷却用流路１９の一部を介して第１合流部２１にて循環流路１８に合流する。

第２インタークーラ１６は、過給機（ターボチャージャ）で圧縮されて高温になった過給吸気と冷却水とを熱交換して過給吸気を冷却する吸気冷却器（第２吸気冷却器）である。吸気系の容量を極力小さくするために、第２インタークーラ１６は第１インタークーラ１５と一体化されている。第２インタークーラ１６は第１インタークーラ１５と別体に構成されていてもよい。

第２インタークーラ１６の冷却水入口側は、ポンプ１２の冷却水吐出側に接続されている。第２インタークーラ１６の冷却水出口側は、ポンプ１２の冷却水吸入側に接続されている。

第２インタークーラ１６は、第１インタークーラ１５に対して、過給吸気流れ方向の上流側に配置されている。したがって、過給吸気は、第２インタークーラ１６→第１インタークーラ１５の順に流れる。

循環流路開閉弁１７は、循環流路１８の冷却水流れを断続する断続手段であり、冷却水の温度Ｔｗ（冷却用流体温度）に応じて循環流路１８を開閉する。循環流路開閉弁１７は、機械的機構で弁体を開閉する機械式弁である。

例えば、循環流路開閉弁１７は機械式サーモスタット弁である。機械式サーモスタットは、温度によって体積変化するサーモワックス（感温部材）によって弁体を変位させて冷却水流路を開閉する機械的機構で構成される冷却水温度応動弁である。循環流路開閉弁１７は、電子制御弁であってもよい。

循環流路開閉弁１７は、冷却水温度Ｔｗが所定温度Ｔｗ１未満である場合に閉弁し、冷却水温度Ｔｗが所定温度Ｔｗ１以上である場合に開弁する。本実施形態では、所定温度Ｔｗ１は８０℃以上９０℃以下に設定されている。

図１の例では、循環流路開閉弁１７は、第１ラジエータ１３の冷却水入口側に配置されているが、第１ラジエータ１３の冷却水出口側に配置されていてもよい。循環流路開閉弁１７は、第１ラジエータ１３の冷却水入口側タンクまたは冷却水出口側タンクに内蔵されていてもよい。図１の例では、循環流路開閉弁１７の内部に第２分岐部２３が形成されている。

次に、図２、図３を用いて、第１インタークーラ１５および第２インタークーラ１６の詳細構成を説明する。

本実施形態の第１インタークーラ１５および第２インタークーラ１６は、それぞれ冷却水を流通させる複数本のチューブ、この複数本のチューブの両端側に配置されてそれぞれのチューブを流通する冷却水の集合あるいは分配を行う一対の集合分配用タンク２６等を有する、いわゆるタンクアンドチューブ型の熱交換器として構成されている。

図３に示すように、第１インタークーラ１５は、内部に冷却水を流通させる複数本のチューブ１５ａを有している。チューブ１５ａは、長手方向垂直断面形状が扁平形状の扁平チューブである。各チューブ１５ａは、その外表面のうち平坦面同士が互いに平行に、かつ対向するように所定の間隔を開けて積層配置されている。

これにより、チューブ１５ａの周囲、すなわち隣り合うチューブ１５ａの間には、過給吸気を流通させる過給吸気通路１５ｂが形成されている。

第２インタークーラ１６は、内部に冷却水を流通させる複数本のチューブ１６ａを有している。チューブ１６ａは、長手方向垂直断面形状が扁平形状の扁平チューブである。第２インタークーラ１６のチューブ１６ａは、第１インタークーラ１５のチューブ１５ａと同様に、その外表面のうち平坦面同士が互いに平行に、かつ対向するように所定の間隔を開けて積層配置されている。

これにより、チューブ１６ａの周囲、すなわち隣り合うチューブ１６ａの間には、過給吸気を流通させる過給吸気通路１６ｂが形成されている。

過給吸気通路１５ｂおよび過給吸気通路１６ｂには、同一部材で形成されたアウターフィン２７が配置されている。アウターフィン２７は双方のチューブ１５ａ、１６ａに接合されている。これにより、第１インタークーラ１５および第２インタークーラ１６は一体化されている。

アウターフィン２７としては、伝熱性に優れる金属の薄板を波状に曲げ成形したコルゲートフィンが採用されている。アウターフィン２７は、冷却水と過給吸気との熱交換を促進する機能を果たす伝熱フィンである。

第１インタークーラ１５のチューブ１５ａ、第２インタークーラ１６のチューブ１６ａ、集合分配用タンク２６、アウターフィン２７等はいずれもアルミニウム合金で形成されており、ろう付け接合されることにより一体化されている。第２インタークーラ１６は、第１インタークーラ１５に対して、過給吸気流れ方向の下流側に配置されている。

第１インタークーラ１５のチューブ１５ａおよびアウターフィン２７は、熱交換コア部１５ｃを構成している。第２インタークーラ１６のチューブ１６ａおよびアウターフィン２７は、熱交換コア部１６ｃを構成している。熱交換コア部１５ｃ、１６ｃは、各インタークーラ１５、１６のうち冷媒と空気と熱交換させる部位のことである。

次に、第１ラジエータ１３および第２ラジエータ１４の詳細構成について説明する。第１ラジエータ１３および第２ラジエータ１４の構成は、基本的に第１インタークーラ１５および第２インタークーラ１６の構成と同様であるので、図２、図３の括弧内に第１ラジエータ１３および第２ラジエータ１４に対応する符号を付して第１ラジエータ１３および第２ラジエータ１４の図示を省略している。

本実施形態の第１ラジエータ１３および第２ラジエータ１４は、それぞれ冷却水を流通させる複数本のチューブ、この複数本のチューブの両端側に配置されてそれぞれのチューブを流通する冷却水の集合あるいは分配を行う一対の集合分配用タンク２８等を有する、いわゆるタンクアンドチューブ型の熱交換器として構成されている。

第１ラジエータ１３は、内部に冷却水を流通させる複数本のチューブ１３ａを有している。チューブ１３ａは、長手方向垂直断面形状が扁平形状の扁平チューブである。各チューブ１３ａは、その外表面のうち平坦面同士が互いに平行に、かつ対向するように所定の間隔を開けて積層配置されている。

これにより、チューブ１３ａの周囲、すなわち隣り合うチューブ１３ａの間には、外気を流通させる外気通路１３ｂが形成されている。

第２ラジエータ１４は、内部に冷却水を流通させる複数本のチューブ１４ａを有している。チューブ１４ａは、長手方向垂直断面形状が扁平形状の扁平チューブである。第２ラジエータ１４のチューブ１４ａは、第１ラジエータ１３のチューブ１３ａと同様に、その外表面のうち平坦面同士が互いに平行に、かつ対向するように所定の間隔を開けて積層配置されている。

これにより、チューブ１４ａの周囲、すなわち隣り合うチューブ１４ａの間には、外気を流通させる外気通路１４ｂが形成されている。

外気通路１３ｂおよび外気通路１４ｂには、同一部材で形成されたアウターフィン２９が配置されている。アウターフィン２９は双方のチューブ１３ａ、１４ａに接合されている。これにより、第１ラジエータ１３および第２ラジエータ１４は一体化されている。

アウターフィン２９としては、伝熱性に優れる金属の薄板を波状に曲げ成形したコルゲートフィンが採用されている。アウターフィン２９は冷却水と過給吸気との熱交換を促進する機能を果たす。

第１ラジエータ１３のチューブ１３ａ、第２ラジエータ１４のチューブ１４ａ、集合分配用タンク２８、アウターフィン２９等はいずれもアルミニウム合金で形成されており、ろう付け接合されることにより一体化されている。第１ラジエータ１３は、第２ラジエータ１４に対して、外気流れ方向の下流側に配置されている。

図４に示すように、循環流路開閉弁１７は、１つの冷却水入口１７ａ、２つの冷却水出口１７ｂ、１７ｃ、循環流路側弁体１７ｄおよび冷却水温度検出部１７ｅを有している。

冷却水入口１７ａ（冷却用流体入口）は、エンジン１１の冷却水出口側に接続されている。第１冷却水出口１７ｂ（第１冷却用流体出口）は、冷却水入口１７ａと連通しており、第１ラジエータ１３の冷却水入口側に接続されている。第２冷却水出口１７ｃは、冷却水入口１７ａと連通しており、第２インタークーラ１６の冷却水入口側に接続されている。したがって、循環流路開閉弁１７の内部に、第２分岐部２３が形成されている。

循環流路側弁体１７ｄは、第１冷却水出口１７ｂを開閉することによって循環流路１８の冷却水流れを断続する弁部材である。

冷却水温度検出部１７ｅは、冷却水の温度Ｔｗを検出する温度検出手段である。例えば、冷却水温度検出部１７ｅは、温度によって体積変化するサーモワックス（感温部材）である。冷却水温度検出部１７ｅが体積変化することによって、循環流路側弁体１７ｄを変位させて冷却水流路を開閉する。冷却水温度検出部１７ｅは、バイメタルや形状記憶合金であってもよい。

次に、上記構成における作動を説明する。エンジン１１が停止している状態（以下、エンジン停止状態と言う。）では、エンジン１１が駆動力を発生しないので、ポンプ１２が停止して冷却水が循環しない。

エンジン停止状態では、エンジン１１が熱を発生しないので、冷却水温度Ｔｗは外気温度と同じになっている。すなわち、エンジン停止状態では、冷却水温度Ｔｗが所定温度Ｔｗ１（本実施形態では５０℃以上８０℃）以下であるので、循環流路開閉弁１７が閉弁している。

エンジン１１が始動すると、エンジン１１が駆動力および熱を発生するので、ポンプ１２が作動して冷却水を吸入・吐出するとともに、冷却水温度Ｔｗが徐々に上昇する。

冷却水温度Ｔｗが所定温度Ｔｗ１（本実施形態では５０℃以上８０℃）に到達するまでは循環流路開閉弁１７が閉弁しているので、図５の太実線に示すように、ポンプ１２から吐出された冷却水は、エンジン１１および第２インタークーラ１６を流通してポンプ１２に吸入されるが、第１ラジエータ１３、第２ラジエータ１４および第１インタークーラ１５には流通しない。

このように、エンジン１１が始動して間もない場合、第１ラジエータ１３、第２ラジエータ１４および第１インタークーラ１５に冷却水が流通しないので、冷却水から外気に放熱されることがなく、暖機を促進できる。一方、第２インタークーラ１６には冷却水が流通するので、過給吸気を冷却または加熱できる。

例えば加速時のようにエンジン１１の負荷が高い場合（高負荷時）、過給吸気が高温になる。過給吸気の温度が冷却水の温度よりも高い場合、第２インタークーラ１６で過給吸気が冷却される。

エンジン１１の負荷が低い場合（低負荷時）、過給吸気は低温になる。過給吸気の温度が冷却水の温度よりも低い場合、第２インタークーラ１６で過給吸気が加熱される。但し、負荷が低いので、冷却水が失う熱量は少なく、暖機を損なうレベルではない。

第２インタークーラ１６で加熱された過給吸気によってエンジン１１を暖機できるとともに、排気ガスのエミッション低減効果を得ることができる。

冷却水温度Ｔｗがさらに上昇して所定温度Ｔｗ１（本実施形態では５０℃以上８０℃）に到達した場合、循環流路開閉弁１７が開弁するので、ポンプ１２から吐出された冷却水はエンジン１１を流通したのち、図１に示すように第１ラジエータ側流れＦＲと第２インタークーラ側流れＦＩとに分岐する。

第１ラジエータ側流れＦＲは、第２分岐部２３から第１ラジエータ１３に向かう冷却水の流れである。第２インタークーラ側流れＦＩは、第２分岐部２３から第２インタークーラ１６に向かう冷却水の流れである。

第１インタークーラ１５を流通する冷却水は、第１ラジエータ１３および第２ラジエータ１４で冷却されている。したがって、第１インタークーラ１５を流通する冷却水は、第２インタークーラ１６を流通する冷却水よりも温度が低くなる。

第１ラジエータ側流れＦＲは、第１ラジエータ１３を流通したのち、さらに分岐する。具体的には、そのままポンプ１２に吸入される流れＦＲ１と、第２ラジエータ１４および第１インタークーラ１５を流通してポンプ１２に吸入される流れＦＲ２とに分岐する。

過給吸気が高温になる高負荷時においては、過給吸気は第２インタークーラ１６→第１インタークーラ１５の順に２段冷却されるので、冷却性能が向上する。

過給吸気が低温になる低負荷時においては、過給吸気は第２インタークーラ１６で一旦暖められて第１インタークーラ１５で冷やされる。低負荷時では過給吸気の流量が少ないので、第２インタークーラ１６で過給吸気が一旦暖められても、第１インタークーラ１５で過給吸気を十分冷却できる。

本実施形態は、エンジン１１から流出した冷却水の流れを、第１ラジエータ１３に向かう第１ラジエータ側流れＦＲと、第２インタークーラ１６に向かう第２インタークーラ側流れＦＩとに分岐させる分岐部２３と、第１ラジエータ側流れＦＲを断続する循環流路開閉弁１７とを備える。

これによると、循環流路開閉弁１７が第１ラジエータ側流れＦＲを遮断すると冷却水が第１ラジエータ１３および第２ラジエータ１４を流れなくなるので、冷却水から外気に放熱されることを抑制でき、ひいてはエンジン１１の暖機性能が損なわれることを抑制できる。

しかも、循環流路開閉弁１７が第１ラジエータ側流れＦＲを遮断しても冷却水が第２インタークーラ１６を流れるので、エンジン１１の吸気を冷却できる。

したがって、エンジン１１の吸気を冷却性能を確保しつつエンジン１１の暖機性能が損なわれることを抑制できる。

本実施形態の第２インタークーラ１６および第１インタークーラ１５はそれぞれ、冷却水が流れるチューブ１５ａ、１６ａを有しており、第２インタークーラ１６のチューブ１６ａおよび第１インタークーラ１５のチューブ１５ａは、薄板材に形成された伝熱フィン２７で互いに接合されている。

これによると、第２インタークーラ１６の熱交換コア部１６ｃと第１インタークーラ１５の熱交換コア部１５ｃとが互いに一体化されているので、両熱交換コア部１６ｃ、１５ｃが互いに別体で形成されている場合と比較して構成を簡素化できる。

また、第２インタークーラ１６および第１インタークーラ１５が互いに隣接配置されているので、第２インタークーラ１６および第１インタークーラ１５が互いに離間配置されている場合と比較して過給吸気の圧力損失を低減できる。

本実施形態の第１ラジエータ１３および第２ラジエータ１４はそれぞれ、冷却水が流れるチューブ１３ａ、１４ａを有しており、第１ラジエータ１３のチューブ１３ａおよび第２ラジエータ１４のチューブ１４ａは、薄板材に形成された伝熱フィン２７で互いに接合されている。

これによると、第１ラジエータ１３の熱交換コア部１３ｃと第２ラジエータ１４の熱交換コア部１４ｃとが互いに一体化されているので、両熱交換コア部１３ｃ、１４ｃが互いに別体で形成されている場合と比較して構成を簡素化できる。

また、第１ラジエータ１３および第２ラジエータ１４が互いに隣接配置されているので、第１ラジエータ１３および第２ラジエータ１４が互いに離間配置されている場合と比較して外気の圧力損失を低減できる。

本実施形態の循環流路開閉弁１７は、冷却水温度検出部１７ｅが検出した冷却水の温度Ｔｗに応じて第１ラジエータ側流れＦＲを断続する。

具体的には、循環流路開閉弁１７は、冷却水の温度Ｔｗが所定温度Ｔｗ１未満である場合、第１ラジエータ側流れＦＲを遮断し、冷却水の温度Ｔｗが所定温度Ｔｗ１以上である場合、第１ラジエータ側流れＦＲを流通させるようになっており、所定温度Ｔｗ１は８０℃以上９０℃以下である。これにより、エンジン１１の暖機性能が損なわれることを適切に抑制できる。

（第２実施形態）
本実施形態では、図６に示すように、第２吸気冷却用流路２２にヒータコア３０が配置されている。

ヒータコア３０は、エンジン１１から流出した冷却水と車室内への送風空気とを熱交換させて送風空気を加熱する加熱用熱交換器である。ヒータコア３０で加熱された送風空気は、車室内の空調に利用される。

ヒータコア３０は、第２インタークーラ１６に対して冷却水流れ方向の上流側に配置されている。

迂回流路３１は、ヒータコア３０から流出した冷却水が第２インタークーラ１６を迂回して流れる流路である。迂回流路３１は、第２吸気冷却用流路２２のうちヒータコア３０と第２インタークーラ１６との間の部位から分岐して、第２吸気冷却用流路２２のうち第２インタークーラ１６の冷却水流れ下流側部位に合流する。迂回流路３１は、第２インタークーラ１６を流れる冷却水の流量を調整する役割を果たす。

本実施形態では、第２インタークーラ１６は、ヒータコア３０に対して冷却水流れ方向の下流側に配置されている。したがって、第２インタークーラ１６には、ヒータコア３０で熱交換された冷却水が流通する。

ヒータコア３０では冷却水が送風空気に放熱するので、第２インタークーラ１６に流通する冷却水の温度が低くなる。そのため、第２インタークーラ１６における過給吸気の冷却性能を向上できる。

本実施形態は、ヒータコア３０から流出した冷却水が第２インタークーラ１６を迂回して流れる迂回流路３１を備える。これにより、第２インタークーラ１６における冷却水流量をヒータコア３０における冷却水流量よりも少なくできるので、第２インタークーラ１６における過給吸気の冷却性能を適切に調整できる。

（第３実施形態）
本実施形態では、図７に示すように、第３インタークーラ３２を備えている。第３インタークーラ３２は、第１インタークーラ１５および第２インタークーラ１６と同様に、過給機（ターボチャージャ）で圧縮されて高温になった過給吸気と冷却水とを熱交換して過給吸気を冷却する吸気冷却器である。吸気系の容量を極力小さくするために、第３インタークーラ３２は、第１インタークーラ１５および第２インタークーラ１６と一体化されている。

第３インタークーラ３２は、第３吸気冷却用流路３３に配置されている。第３吸気冷却用流路３３は、循環流路１８から分岐して循環流路１８に合流する流路である。

循環流路１８から第３吸気冷却用流路３３が分岐する第３分岐部３４は、第１ラジエータ１３の冷却水出口側かつポンプ１２の冷却水吸入側に設けられている。第３吸気冷却用流路３３は、第２吸気冷却用流路２２に第３合流部３５にて合流し、第２吸気冷却用流路２２の一部を介して第１吸気冷却用流路１９に合流し、さらに第１吸気冷却用流路１９の一部を介して第１合流部２１にて循環流路１８に合流する。

第３インタークーラ３２の冷却水入口側は、第１ラジエータ１３の冷却水出口側に接続されている。第３インタークーラ３２の冷却水出口側は、ポンプ１２の冷却水吸入側に接続されている。

第３インタークーラ３２は、過給吸気の流れ方向において、第１インタークーラ１５と第２インタークーラ１６との間に配置されている。したがって、過給吸気は、第２インタークーラ１６→第３インタークーラ３２→第１インタークーラ１５の順に流れる。

第３インタークーラ３２を流通する冷却水は、第１ラジエータ１３で冷却されている。したがって、第３インタークーラ３２を流通する冷却水は、第２インタークーラ１６を流通する冷却水よりも温度が低くなり且つ第１インタークーラ１５を流通する冷却水よりも温度が高くなる。

過給吸気が高温になる高負荷時においては、過給吸気は第２インタークーラ１６→第３インタークーラ３２→第１インタークーラ１５の順に３段冷却されるので、冷却性能が向上する。

過給吸気が低温になる低負荷時においては、過給吸気は第２インタークーラ１６で一旦暖められて第３インタークーラ３２→第１インタークーラ１５の順に２段冷却される。低負荷時では過給吸気の流量が少ないので、第２インタークーラ１６で過給吸気が一旦暖められても、第３インタークーラ３２および第１インタークーラ１５で過給吸気を十分冷却できる。

（第４実施形態）
上記実施形態では、循環流路１８から第２吸気冷却用流路２２が分岐する第２分岐部２３は、エンジン１１の冷却水出口側かつ第１ラジエータ１３の冷却水出口側の冷却水入口側に設けられているが、本実施形態では、図８に示すように、第２分岐部２３は、ポンプ１２の冷却水吐出側かつエンジン１１の冷却水入口側に設けられている。

エンジン冷却回路１０は、ラジエータバイパス流路４０を備えている。ラジエータバイパス流路４０は、冷却水が第１ラジエータ１３および第２ラジエータ１４をバイパスして流れる流路である。

ラジエータバイパス流路４０は、第３分岐部４１で循環流路１８から分岐して、第３合流部４２で循環流路１８に合流する。第３分岐部４１は、エンジン１１の冷却水出口側かつ循環流路開閉弁１７の冷却水入口側に設けられている。第３合流部４２は、第１ラジエータ１３の冷却水出口側かつポンプ１２の冷却水吸入側に設けられている。

循環流路開閉弁１７が開弁している場合にラジエータバイパス流路４０を流れる冷却水の流量が多くなり過ぎて第１ラジエータ１３および第２ラジエータ１４を流れる冷却水の流量が少なくなり過ぎることがないように、ラジエータバイパス流路４０の流路抵抗が大きく設定されている。

次に、上記構成における作動を説明する。エンジン１１の始動後、冷却水温度Ｔｗが所定温度Ｔｗ１（本実施形態では５０℃以上８０℃）に到達するまでは循環流路開閉弁１７が閉弁しているので、図９の太実線に示すように、ポンプ１２から吐出された冷却水は、第２分岐部２３および第３分岐部４１で第２インタークーラ１６を流通する流れとエンジン１１を流通する流れとに分岐した後、第２合流部２１および第３合流部４２で合流してポンプ１２に吸入される。一方、ポンプ１２から吐出された冷却水は、第１ラジエータ１３、第２ラジエータ１４および第１インタークーラ１５には流通しない。

このように、エンジン１１が始動して間もない場合、第１ラジエータ１３、第２ラジエータ１４および第１インタークーラ１５に冷却水が流通しないので、冷却水から外気に放熱されることがなく、暖機を促進できる。一方、第２インタークーラ１６には冷却水が流通するので、過給吸気を冷却または加熱できる。

冷却水温度Ｔｗがさらに上昇して所定温度Ｔｗ１（本実施形態では５０℃以上８０℃）に到達した場合、循環流路開閉弁１７が開弁するので、ポンプ１２から吐出された冷却水はエンジン１１を流通したのち、図８に示すように第１ラジエータ側流れＦＲと第２インタークーラ側流れＦＩとに分岐する。

第１ラジエータ側流れＦＲは、第２分岐部２３からエンジン１１および第１ラジエータ１３に向かう冷却水の流れである。第２インタークーラ側流れＦＩは、第２分岐部２３から第２インタークーラ１６に向かう冷却水の流れである。

第１インタークーラ１５を流通する冷却水は、第１ラジエータ１３および第２ラジエータ１４で冷却されている。したがって、第１インタークーラ１５を流通する冷却水は、第２インタークーラ１６を流通する冷却水よりも温度が低くなる。

第１ラジエータ側流れＦＲは、第１ラジエータ１３を流通したのち、さらに分岐する。具体的には、そのままポンプ１２に吸入される流れＦＲ１と、第２ラジエータ１４および第１インタークーラ１５を流通してポンプ１２に吸入される流れＦＲ２とに分岐する。

過給吸気が高温になる高負荷時においては、過給吸気は第２インタークーラ１６→第１インタークーラ１５の順に２段冷却されるので、冷却性能が向上する。

過給吸気が低温になる低負荷時においては、過給吸気は第２インタークーラ１６で一旦暖められて第１インタークーラ１５で冷やされる。低負荷時では過給吸気の流量が少ないので、第２インタークーラ１６で過給吸気が一旦暖められても、第１インタークーラ１５で過給吸気を十分冷却できる。

第２インタークーラ１６には、エンジン１１通過前の比較的低温の冷却水（例えば７０〜８０℃程度）が流れる。そのため、上記実施形態のようにエンジン１１通過後の高温の冷却水（例えば９０℃程度）が第２インタークーラ１６を流れる場合と比較して第２インタークーラ１６に流入する冷却水の温度を低く抑えることができる。

その結果、第２インタークーラ１６で高温の吸気（例えば１５０〜１８０℃程度）と熱交換した冷却水が沸騰することを抑制できる。

本実施形態では、第２インタークーラ１６は、第１ラジエータ１３および第２ラジエータ１４をバイパスして流れる冷却水とエンジン１１の吸気とを熱交換して吸気を冷却し、第１分岐部２３は、冷却水の流れを、第１ラジエータ１３に向かう第１ラジエータ側流れＦＲと、第２インタークーラ１６に向かう第２インタークーラ側流れＦＩとに分岐させる。循環流路開閉弁１７は、第１ラジエータ側流れＦＲを断続する。

これによると、上記実施形態と同様に、エンジン１１の吸気を冷却性能を確保しつつエンジン１１の暖機性能が損なわれることを抑制できる。

本実施形態では、第１分岐部２３は、第１ラジエータ１３および第２ラジエータ１４の冷却水出口側かつエンジン１１の冷却水入口側における冷却水の流れを第１ラジエータ側流れＦＲと第２インタークーラ側流れＦＩとに分岐させる。

これによると、エンジン１１通過前の冷却水の流れを第１ラジエータ側流れＦＲと第２インタークーラ側流れＦＩとに分岐させることができるので、エンジン１１通過後の冷却水の流れを第１ラジエータ側流れＦＲと第２インタークーラ側流れＦＩとに分岐させる場合と比較して第２インタークーラ１６に流入する冷却水の温度を低く抑えることができる。したがって、第２インタークーラ１６で冷却水が沸騰することを抑制できる。

（他の実施形態）
上記実施形態を適宜組み合わせ可能である。上記実施形態を例えば以下のように種々変形可能である。

（１）上記実施形態では、冷却用流体はエチレングリコール系の不凍液（ＬＬＣ）であるが、冷却用流体は種々の流体であってもよい。

（２）上記実施形態では、車両の走行用動力を発生するエンジン１１の吸気を冷却する吸気冷却装置について説明したが、これに限定されるものではなく、種々のエンジン（内燃機関）の吸気を冷却する吸気冷却装置に広く適用可能である。

（３）上記実施形態では、循環流路開閉弁１７の開弁温度Ｔｗ１が８０℃以上９０℃以下に設定されているが、循環流路開閉弁１７の開弁温度Ｔｗ１を種々変更可能である。

例えば、循環流路開閉弁１７の開弁温度Ｔｗ１が５０℃以上８０℃以下に設定されていれば、上記実施形態と比較して低い冷却水温度Ｔｗで循環流路開閉弁１７が開弁して第１インタークーラ１５に冷却水が流通する。したがって、上記実施形態と比較して、エンジン１１の暖機よりも吸気冷却性能を優先した作動を実現できる。

（４）上記実施形態では、第１インタークーラ１５および第２インタークーラ１６はタンクアンドチューブ型の熱交換器として構成されているが、第１インタークーラ１５および第２インタークーラ１６はプレート積層型の熱交換器として構成されていてもよい。

プレート積層型の熱交換器は、複数の略平板状の伝熱プレートが間隔をおいて重ね合わされていて、伝熱プレート間に熱交換流体の流路が形成されている熱交換器である。

上記実施形態では、第１ラジエータおよび第２ラジエータもタンクアンドチューブ型の熱交換器として構成されているが、第１ラジエータおよび第２ラジエータもプレート積層型の熱交換器として構成されていてもよい。

（５）上記実施形態では、第２インタークーラ１６の熱交換コア部１６ｃと第１インタークーラ１５の熱交換コア部１５ｃとが一体化されているが、第２インタークーラ１６および第１インタークーラ１５は、互いに別体に形成されていて、且つ吸気の流れ方向に互いに離間して配置されていてもよい。

これによると、第２インタークーラ１６および第１インタークーラ１５の配置の自由度を高めることができる。

（６）上記実施形態では、第１ラジエータ１３の熱交換コア部１３ｃと第２ラジエータ１４の熱交換コア部１４ｃとが一体化されているが、第１ラジエータ１３および第２ラジエータ１４は、互いに別体に形成されていて、且つ吸気の流れ方向に互いに離間して配置されていてもよい。

これによると、第１ラジエータ１３および第２ラジエータ１４の配置の自由度を高めることができる。

１１ エンジン
１３ 第１ラジエータ
１４ 第２ラジエータ
１５ 第１インタークーラ（第１吸気冷却器）
１６ 第２インタークーラ（第２吸気冷却器）
１７ 循環流路開閉弁（断続手段）
２３ 第２分岐部（分岐部）
ＦＩ 第２インタークーラ側流れ（第２吸気冷却器側流れ）
ＦＲ 第１ラジエータ側流れ

Claims (11)

1. エンジン（１１）から流出した冷却用流体と外気とを熱交換させて前記冷却用流体を冷却する第１ラジエータ（１３）と、
   前記第１ラジエータ（１３）で冷却された前記冷却用流体と前記外気とを熱交換させて前記冷却用流体を冷却する第２ラジエータ（１４）と、
   前記第２ラジエータ（１４）で冷却された前記冷却用流体と前記エンジン（１１）の吸気とを熱交換して前記吸気を冷却する第１吸気冷却器（１５）と、
   前記第１ラジエータ（１３）および前記第２ラジエータ（１４）をバイパスして流れる前記冷却用流体と前記エンジン（１１）の吸気とを熱交換して前記吸気を冷却する第２吸気冷却器（１６）と、
   前記冷却用流体の流れを、前記第１ラジエータ（１３）に向かう第１ラジエータ側流れ（ＦＲ）と、前記第２吸気冷却器（１６）に向かう第２吸気冷却器側流れ（ＦＩ）とに分岐させる分岐部（２３）と、
   前記第１ラジエータ側流れ（ＦＲ）を断続する断続手段（１７）とを備えることを特徴とする吸気冷却装置。
2. 前記分岐部（２３）は、前記第１ラジエータ（１３）および前記第２ラジエータ（１４）の出口側かつ前記エンジン（１１）の入口側における前記冷却用流体の流れを前記第１ラジエータ側流れ（ＦＲ）と前記第２吸気冷却器側流れ（ＦＩ）とに分岐させることを特徴とする請求項１に記載の吸気冷却装置。
3. 前記エンジン（１１）から流出した前記冷却用流体と車室内への送風空気とを熱交換させて前記送風空気を加熱するヒータコア（３０）を備え、
   前記第２吸気冷却器（１６）は、前記ヒータコア（３０）に対して、前記冷却用流体の流れ方向の下流側に配置されていることを特徴とする請求項１または２に記載の吸気冷却装置。
4. 前記ヒータコア（３０）から流出した前記冷却用流体が前記第２吸気冷却器（１６）を迂回して流れる迂回流路（３１）を備えることを特徴とする請求項３に記載の吸気冷却装置。
5. 前記第２吸気冷却器（１６）および前記第１吸気冷却器（１５）はそれぞれ、冷却用流体が流れるチューブ（１５ａ、１６ａ）を有しており、
   前記第２吸気冷却器（１６）のチューブ（１６ａ）および前記第１吸気冷却器（１５）のチューブ（１５ａ）は、薄板材に形成された伝熱フィン（２７）で互いに接合されてい
   ることを特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の吸気冷却装置。
6. 前記第２吸気冷却器（１６）および前記第１吸気冷却器（１５）は、互いに別体に形成されており、且つ前記吸気の流れ方向に互いに離間して配置されていることを特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の吸気冷却装置。
7. 前記第１ラジエータ（１３）および前記第２ラジエータ（１４）はそれぞれ、冷却用流体が流れるチューブ（１３ａ、１４ａ）を有しており、
   前記第１ラジエータ（１３）のチューブ（１３ａ）および前記第２ラジエータ（１４）のチューブ（１４ａ）は、薄板材に形成された伝熱フィン（２７）で互いに接合されていることを特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の吸気冷却装置。
8. 前記第１ラジエータ（１３）および前記第２ラジエータ（１４）は、互いに別体に形成されており、且つ前記吸気の流れ方向に互いに離間して配置されていることを特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の吸気冷却装置。
9. 前記冷却用流体の温度（Ｔｗ）を検出する検出手段（１７ｅ）を備え、
   前記断続手段（１７）は、前記検出手段（１７ｅ）が検出した温度（Ｔｗ）に応じて前記第１ラジエータ側流れ（ＦＲ）を断続することを特徴とする請求項１ないし８のいずれか１つに記載の吸気冷却装置。
10. 前記断続手段（１７）は、前記検出手段（１７ｅ）が検出した温度（Ｔｗ）が所定温度（Ｔｗ１）未満である場合、前記第１ラジエータ側流れ（ＦＲ）を遮断し、前記検出手段（１７ｅ）が検出した温度（Ｔｗ）が所定温度（Ｔｗ１）以上である場合、前記第１ラジエータ側流れ（ＦＲ）を流通させるようになっており、
    前記所定温度（Ｔｗ１）は８０℃以上９０℃以下であることを特徴とする請求項９に記載の吸気冷却装置。
11. 前記断続手段（１７）は、前記検出手段（１７ｅ）が検出した温度（Ｔｗ）が所定温度（Ｔｗ１）未満である場合、前記第１ラジエータ側流れ（ＦＲ）を遮断し、前記検出手段（１７ｅ）が検出した温度（Ｔｗ）が所定温度（Ｔｗ１）以上である場合、前記第１ラジエータ側流れ（ＦＲ）を流通させるようになっており、
    前記所定温度（Ｔｗ１）は５０℃以上８０℃以下であることを特徴とする請求項９に記載の吸気冷却装置。

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