JP6327032B2 - 吸気冷却装置 - Google Patents

Description

本発明は、内燃機関の吸気を冷却する吸気冷却装置に関する。

近年、ターボ過給される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。

例えば、特許文献１には、水冷式のインタークーラを内部的に分割し、２流体により吸気を冷却する吸気冷却装置が記載されている。２流体とは、エンジン冷却回路を循環する高温の冷却水、および低水温回路を循環する低温の冷却水である。低水温回路は、エンジン冷却回路とは独立した冷却水回路である。

この従来技術によると、２流体で吸気を冷却するので、冷却性能を向上できる。また、エンジン冷却回路を循環する高温の冷却水で吸気を暖めることによって、吸気の過冷却を防止して、凝縮水の発生を抑制できる。特に、エンジンの排気の一部を吸気側に還流させる排気再循環装置が設けられている場合、排気が混合された吸気の過冷却を防止することによって、凝縮水の発生を顕著に抑制できる。

国際公開第２００４／０４４４０１号

しかしながら、特許文献１の従来技術によると、エンジン冷却回路の高温冷却水が水冷式インタークーラを常に流れ続けるため、水冷式インタークーラを必要以上に暖めすぎてしまう。そのため、エンジン冷間時にエンジンの暖機に要する時間が長くなって燃費が悪化してしまうという問題がある。エンジン冷間時とは、エンジンが外気温と同じくらいに冷えている状態のことである。

本発明は上記点に鑑みて、燃費の悪化を抑制しつつ、凝縮水の発生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、
第１熱媒体が循環する第１熱媒体回路（１０）と、
第２熱媒体が循環する第２熱媒体回路（２０）と、
第１熱媒体回路（１０）に配置され、第１熱媒体によって冷却される内燃機関（１１）と、
第１熱媒体回路（１０）に配置され、第１熱媒体と内燃機関（１１）の吸気とを熱交換させる第１吸気冷却手段（１７）と、
第２熱媒体回路（２０）に配置され、第２熱媒体と内燃機関（１１）の吸気とを熱交換させる第２吸気冷却手段（２３）と、
第１熱媒体回路（１０）に配置され、第１熱媒体と外気とを熱交換させる第１ラジエータ（１５）と、
第２熱媒体回路（２０）に配置され、第２熱媒体と外気とを熱交換させる第２ラジエータ（２４）と、
第１吸気冷却手段（１７）を流れる第１熱媒体の流量を調整する流量調整手段（１８）とを備え、
第１熱媒体回路（１０）は、第１熱媒体が循環する循環流路（１２）と、循環流路（１２）から分岐して循環流路（１２）に合流する分岐流路（１６）とを有し、
第１吸気冷却手段（１７）は、分岐流路（１６）に配置されており、
流量調整手段は、分岐流路（１６）に配置されて分岐流路（１６）の開度を調整する調整弁（１８）を有していることを特徴とする。

これによると、内燃機関（１１）で暖められた第１熱媒体が第１吸気冷却手段（１７）を流れるので、第１熱媒体で吸気を暖めることができる。そのため、吸気からの凝縮水の発生を抑制できる。

さらに、流量調整手段（１８）が、第１吸気冷却手段（１７）を流れる第１熱媒体の流量を調整するので、第１吸気冷却手段（１７）を必要以上に暖めすぎてしまうことを抑制できる。そのため、内燃機関（１１）の暖機に要する時間が長くなって燃費が悪化してしまうことを抑制できる。

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実施形態における吸気冷却装置の全体構成図である。 第１実施形態における第１インタークーラおよび第２インタークーラの斜視図である。 第１実施形態におけるエンジンの吸排気系を模式的に示す構成図である。 第１実施形態における冷却水およびインタークーラの温度推移の例を示すグラフである。 第１実施形態におけるエンジン冷間時の作動状態を説明する図である。 第１実施形態におけるインタークーラ暖機時の作動状態を説明する図である。 第１実施形態におけるエンジン暖機後の作動状態を説明する図である。 比較例における冷却水およびインタークーラの温度推移の例を示すグラフである。 第２実施形態における吸気冷却装置の全体構成図である。 第３実施形態における吸気冷却装置の電気制御部を示すブロック図である。 第４実施形態における吸気冷却装置の電気制御部を示すブロック図である。

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）
図１に示すように、吸気冷却装置１は、エンジン冷却回路１０（第１熱媒体回路）および低温冷却水回路２０（第２熱媒体回路）を備えている。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（第１熱媒体）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、冷却水が循環する循環流路１２を有している。循環流路１２には、エンジン用ポンプ１３（第１ポンプ）、エンジン１１、循環流路開閉弁１４、第１ラジエータ１５がこの順番で配置されている。

エンジン用ポンプ１３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、エンジン用ポンプ１３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。エンジン用ポンプ１３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。

循環流路開閉弁１４は、循環流路１２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１２を開閉する。循環流路開閉弁１４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１４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弁は、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１４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は約８０℃に設定されている。循環流路開閉弁１４は、電子制御弁であってもよい。

図１の例では、循環流路開閉弁１４は、第１ラジエータ１５の冷却水入口側に配置されているが、第１ラジエータ１５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１４は、第１ラジエータ１５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。

第１ラジエータ１５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１５は、冷却水の持つ熱を外気に放熱させる放熱器である。

エンジン冷却回路１０は、分岐流路１６を備えている。分岐流路１６は、循環流路１２から第１分岐部Ａ１で分岐して、循環流路１２に第１合流部Ａ２で合流する。第１分岐部Ａ１は、エンジン用ポンプ１３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。第１合流部Ａ２は、第１ラジエータ１５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。

分岐流路１６には、第１インタークーラ１７（第１吸気冷却手段）および流量調整弁１８が配置されている。第１インタークーラ１７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。

流量調整弁１８は、分岐流路１６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）に応じて分岐流路１６を開閉する。流量調整弁１８は、第１インタークーラ１７を流れる冷却水の流量を調整する流量調整手段である。

流量調整弁１８は、機械的機構で弁体を開閉する機械式弁である。例えば、流量調整弁１８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弁は、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。

流量調整弁１８は、冷却水温度Ｔｗが所定温度Ｔｗ２未満である場合に閉弁し、冷却水温度Ｔｗが所定温度Ｔｗ２以上である場合に開弁する。本実施形態では、所定温度Ｔｗ２は約４０℃に設定されている。

本実施形態では、流量調整弁１８は、第１インタークーラ１７の冷却水出口側に配置されている。流量調整弁１８は、電子制御弁であってもよい。

エンジン冷却回路１０は、ラジエータバイパス流路１９を備えている。ラジエータバイパス流路１９は、冷却水が第１ラジエータ１５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１９は、第２分岐部Ａ３で循環流路１２から分岐して、第２合流部Ａ４で循環流路１２に合流する。第２分岐部Ａ３は、エンジン１１の冷却水出口側かつ循環流路開閉弁１４の冷却水入口側に設けられている。第２合流部Ａ４は、第１ラジエータ１５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１４が開弁している場合にラジエータバイパス流路１９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１５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１９の流路抵抗が大きく設定されている。

低温冷却水回路２０は、エンジン冷却回路１０とは独立して冷却水が循環する回路である。低温冷却水回路２０は、冷却水（第２熱媒体）が循環する循環流路２１を有している。循環流路２１には、低温冷却水用ポンプ２２（第２ポンプ）、第２インタークーラ２３（第２吸気冷却手段）、第２ラジエータ２４がこの順番で配置されている。

低温冷却水用ポンプ２２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、低温冷却水用ポンプ２２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。低温冷却水用ポンプ２２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２インタークーラ２３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２３は第１インタークーラ１７と一体化されている。第２インタークーラ２３は第１インタークーラ１７と別体に構成されていてもよい。

第２インタークーラ２３の冷却水入口側は、低温冷却水用ポンプ２２の冷却水吐出側に接続されている。第２インタークーラ２３の冷却水出口側は、第２ラジエータ２４の冷却水入口側に接続されている。

第２インタークーラ２３は、第１インタークーラ１７に対して、過給吸気流れ方向の下流側に配置されている。したがって、過給吸気は、第１インタークーラ１７→第２インタークーラ２３の順に流れて冷却される。

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１７および第２インタークーラ２３はエンジン１１に隣接配置されている。

第２ラジエータ２４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２４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２４の冷却水入口側は、第２インタークーラ２３の冷却水出口側に接続されている。第２ラジエータ２４の冷却水出口側は、低温冷却水用ポンプ２２の冷却水吸入側に接続されている。

図１の例では、第２ラジエータ２４は第１ラジエータ１５と一体化されているが、第１ラジエータ１５と別体に構成されていてもよい。

第２ラジエータ２４は、第１ラジエータ１５に対して、外気流れ方向の上流側に配置されている。したがって、外気は、第２ラジエータ２４→第１ラジエータ１５の順に流れる。

次に、図２を用いて、第１インタークーラ１７および第２インタークーラ２３の詳細構成を説明する。

図２の実線矢印は、第１インタークーラ１７および第２インタークーラ２３における冷却水の流れを示している。図２の白抜き矢印は、第１インタークーラ１７および第２インタークーラ２３における過給吸気の流れを示している。

第１インタークーラ１７および第２インタークーラ２３は、それぞれ冷却水入口１７ａ、２３ａおよび冷却水出口１７ｂ、２３ｂを有している。

本実施形態の第１インタークーラ１７および第２インタークーラ２３は、それぞれ複数本のチューブ２５、分配タンク２６および集合タンク２７を有している。複数本のチューブ２５の内部に冷却水が流通し、複数本のチューブ２５の外部に過給吸気が流れることによって、冷却水と過給吸気とが熱交換する。分配タンク２６および集合タンク２７は、複数本のチューブ２５の一端側に配置されている。各チューブ２５を流通する冷却水は分配タンク２６で分配される。各チューブ２５を流通した冷却水は集合タンク２７で集合される。

チューブ２５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２５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。隣り合うチューブ２５同士の間に、過給吸気を流通させる過給吸気通路が形成されている。

過給吸気通路にはアウターフィン２８が配置されている。アウターフィン２８はチューブ２５に接合されている。アウターフィン２８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２８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１７および第２インタークーラ２３は、複数枚のプレート部材同士が、アウターフィン２８を介在して積層配置された構造を有している。プレート部材は、チューブ２５およびタンク部を形成しており、一対の板状部材同士が接合された構造を有している。

各プレート部材のタンク部同士が互いに連通することによって、分配タンク２６および集合タンク２７が形成されている。

各プレート部材を構成する板状部材、およびアウターフィン２８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。これにより、第１インタークーラ１７および第２インタークーラ２３が一体化されている。

本実施形態におけるエンジン１１の吸排気系の構成を図３に模式的に示す。エンジン１１の吸気を過給する過給機３０は、タービン３０ａとコンプレッサ３０ｂとを有するターボチャージャである。タービン３０ａは、エンジン１２の排気が流れる排気管３１（排気通路）に配置されている。コンプレッサ３０ｂは、エンジン１２の吸気が流れる吸気管３２（吸気通路）に配置されている。

図３の実線矢印は、エンジン１２の吸気および排気の流れを示している。タービン３０ａは、エンジン１２の排気によって駆動される。コンプレッサ３０ｂは、タービン３０ａと連動回転するように連結されている。タービン３０ａがエンジン１２の排気によって駆動されると、コンプレッサ３０ｂが連動駆動されて吸気が加圧される。

第１インタークーラ１７および第２インタークーラ２３は吸気管３２に配置されている。排気管３１には触媒３３が配置されている。触媒３３は、エンジン１２の排気を浄化する。

排気管３１および吸気管３２には、排気再循環通路３４が接続されている。排気再循環通路３４は、触媒３３を通過した排気を、コンプレッサ３０ｂの吸気上流側に導く通路である。

排気再循環通路３４には排気冷却器３５が配置されている。排気冷却器３５は、排気再循環通路３４を流れる排気を冷却する熱交換器である。排気再循環通路３４および排気冷却器３５は、エンジン１１の排気の一部を吸気側に還流させる排気再循環装置を構成している。

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、エンジン用ポンプ１３および低温冷却水用ポンプ２２が停止して、エンジン冷却回路１０および低温冷却水回路２０に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（本実施形態では約８０℃）以下かつ所定温度Ｔｗ２（本実施形態では約４０℃）以下であるので、循環流路開閉弁１４および流量調整弁１８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、エンジン用ポンプ１３および低温冷却水用ポンプ２２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。

図４は、エンジン１１の始動後におけるエンジン冷却回路１０の冷却水温度推移、およびインタークーラ１７、２３の温度推移の例を示すグラフである。図４の時点Ｔ０は、エンジン１１を始動した時点を示している。図４の実線は、エンジン冷却回路１０の冷却水温度（エンジン冷却水温度）を示している。図４の一点鎖線は、本実施形態におけるインタークーラ１７、２３のうちチューブおよびアウターフィンで構成される熱交換コア部の温度（インタークーラ温度）を示している。

エンジン１１が始動すると、低温冷却水用ポンプ２２が作動するので、図５の太一点鎖線に示すように、低温冷却水回路２０の第２インタークーラ２３および第２ラジエータ２４に冷却水が循環する。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２３で過給吸気が冷却され、第２ラジエータ２４で冷却水から外気に放熱される。

エンジン冷却回路１０の冷却水温度Ｔｗが所定温度Ｔｗ２（本実施形態では約４０℃）に到達するまでは循環流路開閉弁１４および流量調整弁１８が閉弁しているので、図５の太実線に示すように、エンジン用ポンプ１３から吐出された冷却水は、エンジン１１を流通した後、ラジエータバイパス流路１９を経由してエンジン用ポンプ１３に吸入される。

したがって、図５の破線に示すように、第１ラジエータ１５および第１インタークーラ１７に冷却水が流通しないので、エンジン１１が始動して間もない場合、エンジン冷却回路１０の冷却水から外気および過給吸気に放熱されることがなく、エンジン１１の暖機を促進できる。

エンジン冷却回路１０の冷却水温度Ｔｗがさらに上昇して所定温度Ｔｗ２（本実施形態では約４０℃）に到達した場合（図４の時点Ｔ１）、流量調整弁１８が開弁するので、図６の太実線に示すように、エンジン用ポンプ１３から吐出された冷却水は、エンジン１１およびラジエータバイパス流路１９を流れてエンジン用ポンプ１３に吸入される流れと、第１インタークーラ１７を流れてエンジン用ポンプ１３に吸入される流れとに分岐する。

これにより、エンジン１１の熱で暖められた冷却水が第１インタークーラ１７を流通するので、第１インタークーラ１７を暖めることができる。

第１インタークーラ１７と第２インタークーラ２３とが一体ろう付けされているので、第１インタークーラ１７から第２インタークーラ２３への熱伝導によって第２インタークーラ２３も暖めることができる。

エンジン冷却回路１０の冷却水温度Ｔｗがさらに上昇して所定温度Ｔｗ１（本実施形態では約８０℃）に到達した場合（図４の時点Ｔ２）、循環流路開閉弁１４が開弁するので、図７の太実線に示すように、エンジン用ポンプ１３から吐出された冷却水は、エンジン１１および第１ラジエータ１５を流れてエンジン用ポンプ１３に吸入される流れと、第１インタークーラ１７を流れてエンジン用ポンプ１３に吸入される流れとに分岐する。

これにより、エンジン１１の熱で暖められた冷却水が第１ラジエータ１５および第１インタークーラ１７を流通するので、冷却水の温度が過剰に上昇することを抑制しつつ、第１インタークーラ１７を暖めることができる。

以上の作動によって、図４に示すように、冷却水温度Ｔｗが６０℃になったとき（目標インタークーラ暖機時間）に、インタークーラ１７、２３の温度を目標温度（例えば４０℃）にすることができる。

図８は、比較例におけるエンジン冷却回路１０の冷却水温度推移、およびインタークーラ１７、２３の温度推移の例を示すグラフである。この比較例では、流量調整弁１８が配置されていない。したがって、時点Ｔ０においてエンジン１１が始動すると、直ちに冷却水が第１インタークーラ１７を流通するので、第１インタークーラ１７の温度が上昇する。

そのため、エンジン冷却回路１０の冷却水温度Ｔｗが６０℃になったとき（目標インタークーラ暖機時間）に、インタークーラ１７、２３の温度が目標温度（例えば４０℃）を超えてしまう（過剰暖機）。

それに対し、本実施形態では、エンジン１１が始動してからエンジン冷却回路１０の冷却水温度Ｔｗが所定温度Ｔｗ２（本実施形態では約４０℃）に到達するまでは冷却水が第１インタークーラ１７を流通しないので、過剰暖機が発生しない。すなわち、エンジン冷却回路１０の冷却水温度Ｔｗが６０℃になったとき（目標インタークーラ暖機時間）に、インタークーラ１７、２３の温度を目標温度（例えば４０℃）にすることができる。そのため、エンジン１１の暖機に要する時間を短縮できるので、燃費の悪化を抑制できる。

本実施形態では、エンジン１１で暖められた冷却水が第１インタークーラ１７を流れるので、エンジン１１で暖められた冷却水で吸気を暖めることができる。そのため、吸気からの凝縮水の発生を抑制できる。

さらに、流量調整弁１８が、第１インタークーラ１７を流れる冷却水の流量を調整するので、第１インタークーラ１７を必要以上に暖めすぎてしまうことを抑制できる。そのため、エンジン１１の暖機に要する時間が長くなって燃費が悪化してしまうことを抑制できる。

特に、本実施形態では、エンジン１１の排気の一部を排気再循環装置３４、３５によって吸気側に還流させ、排気が混合された吸気を第１インタークーラ１７および第２インタークーラ２３で熱交換させるようになっているので、吸気からの凝縮水の発生を顕著に抑制できる。

本実施形態では、流量調整弁１８は、エンジン冷却回路１０の冷却水温度Ｔｗが所定温度Ｔｗ２未満である場合、冷却水温度Ｔｗが所定温度Ｔｗ２以上である場合と比較して、第１インタークーラ１７を流れる冷却水の流量を減少させる。

これにより、エンジン冷却回路１０の冷却水温度Ｔｗが低い場合に第１インタークーラ１７の暖機を抑制できるので、エンジン１１の暖機に要する時間が長くなって燃費が悪化してしまうことを確実に抑制できる。

本実施形態では、エンジン冷却回路１０は、冷却水が循環する循環流路１２と、循環流路１２から分岐して循環流路１２に合流する分岐流路１６とを有している。第１インタークーラ１７は、分岐流路１６に配置されている。

そして、流量調整弁１８は、分岐流路１６に配置されて分岐流路１６の開度を調整する。これにより、第１インタークーラ１７を流れる冷却水の流量を確実に調整できる。

本実施形態では、第１インタークーラ１７および第２インタークーラ２３は、一体ろう付けされた１つの熱交換器で構成されている。これによると、第１インタークーラ１７から第２インタークーラ２３への熱伝導によって第２インタークーラ２３も暖めることができる。

（第２実施形態）
上記実施形態では、流量調整弁１８は、第１インタークーラ１７の冷却水出口側に配置されているが、本実施形態では、図９に示すように、流量調整弁１８は、第１インタークーラ１７の冷却水入口側に配置されている。

上述のように、流量調整弁１８は、エンジン冷却回路１０の冷却水温度に応じて分岐流路１６を開閉する機械的機構を有するサーモスタット弁である。そして、流量調整弁１８は、分岐流路１６のうち第１インタークーラ１７よりも冷却水下流側の部位に配置されて分岐流路１６の開度を調整する。

本実施形態によると、第１分岐部Ａ１の近くに流量調整弁１８が配置されるので、エンジン冷却回路１０を循環する冷却水の温度を的確に感知して分岐流路１６を開閉できる。

（第３実施形態）
上記実施形態では、流量調整弁１８は、機械的機構で弁体を開閉する機械式弁であるが、本実施形態では、流量調整弁１８は電子制御弁である。

図１０に示すように、流量調整弁１８の作動は、制御装置４０によって制御される。制御装置４０は、ＣＰＵ、ＲＯＭおよびＲＡＭ等を含む周知のマイクロコンピュータとその周辺回路から構成され、そのＲＯＭ内に記憶された制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行い、その出力側に接続された各種制御対象機器の作動を制御する制御手段である。

制御装置４０の出力側に流量調整弁１８が接続されている。制御装置４０の入力側には、冷却水温度センサ４１からの検出信号が入力される。冷却水温度センサ４１は、エンジン冷却回路１０の冷却水温度Ｔｗを検出する冷却水温度検出手段（熱媒体温度検出手段）である。例えば、冷却水温度センサ４１は、エンジン１１の冷却水出口側に配置されている。

制御装置４０は、冷却水温度センサ４１が検出した冷却水温度Ｔｗが所定温度Ｔｗ２未満である場合、流量調整弁１８を閉弁させ、冷却水温度Ｔｗが所定温度Ｔｗ２以上である場合、流量調整弁１８を開弁させる。

本実施形態では、制御装置４０は、第１インタークーラ１７を流れる冷却水の流量を調整する流量調整手段を構成している。

本実施形態においても、上記実施形態と同様の作用効果を奏することができる。

（第４実施形態）
上記実施形態では、流量調整弁１８が分岐流路１６を開閉することによって、第１インタークーラ１７における冷却水の流通を断続するが、本実施形態では、エンジン用ポンプ１３のオン／オフ（起動および停止）を制御することによって、第１インタークーラ１７における冷却水の流通を断続する。

本実施形態では、エンジン用ポンプ１３は電動ポンプである。図１１に示すように、エンジン用ポンプ１３の作動は、制御装置４０によって制御される。

制御装置４０は、エンジン１１の始動後において、冷却水温度センサ４１が検出した冷却水温度Ｔｗが所定温度Ｔｗ２未満である場合、エンジン用ポンプ１３を停止させる。このとき、循環流路開閉弁１４が閉弁しているので、エンジン１１の熱で暖められた冷却水はラジエータバイパス流路１９を経由して自然循環する。したがって、冷却水温度Ｔｗが徐々に上昇する。

冷却水温度Ｔｗが上昇して所定温度Ｔｗ２に到達すると、制御装置４０はエンジン用ポンプ１３を起動する。エンジン用ポンプ１３から吐出された冷却水は、エンジン１１およびラジエータバイパス流路１９を流れてエンジン用ポンプ１３に吸入される流れと、第１インタークーラ１７を流れてエンジン用ポンプ１３に吸入される流れとに分岐する。

これにより、エンジン１１の熱で暖められた冷却水が第１インタークーラ１７を流通するので、第１インタークーラ１７を暖めることができる。

制御装置４０は、第１インタークーラ１７を流れる冷却水の流量を調整する流量調整手段を構成している。

本実施形態においても、上記実施形態と同様の作用効果を奏することができる。

（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、流量調整弁１８は、分岐流路１６を単純に開閉するが、流量調整弁１８は、分岐流路１６の開度を任意に調整するようになっていてもよい。これにより、第１インタークーラ１７を流れる冷却水の流量をきめ細かく調整できるので、インタークーラ１７、２３の温度をきめ細かく調整できる。

（２）上記実施形態では、循環流路開閉弁１７の開弁温度Ｔｗ１が約８０℃に設定され、流量調整弁１８の開弁温度Ｔｗ２が約４０℃に設定されているが、循環流路開閉弁１７の開弁温度Ｔｗ１、および流量調整弁１８の開弁温度Ｔｗ２を種々変更可能である。

（３）流量調整弁１８は、第１インタークーラ１７の冷却水入口部または冷却水出口部に直接取り付けられていてもよい。

（４）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。

（５）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。

１０ エンジン冷却回路（第１熱媒体回路）
１１ エンジン（内燃機関）
１２ 循環流路
１５ 第１ラジエータ
１６ 分岐流路
１７ 第１インタークーラ（第１吸気冷却手段）
１８ 流量調整弁（流量調整手段）
２０ 低温冷却水回路（第２熱媒体回路）
２３ 第２インタークーラ（第２吸気冷却手段）
２４ 第２ラジエータ

Claims (5)

1. 第１熱媒体が循環する第１熱媒体回路（１０）と、
   第２熱媒体が循環する第２熱媒体回路（２０）と、
   前記第１熱媒体回路（１０）に配置され、前記第１熱媒体によって冷却される内燃機関（１１）と、
   前記第１熱媒体回路（１０）に配置され、前記第１熱媒体と前記内燃機関（１１）の吸気とを熱交換させる第１吸気冷却手段（１７）と、
   前記第２熱媒体回路（２０）に配置され、前記第２熱媒体と前記内燃機関（１１）の吸気とを熱交換させる第２吸気冷却手段（２３）と、
   前記第１熱媒体回路（１０）に配置され、前記第１熱媒体と外気とを熱交換させる第１ラジエータ（１５）と、
   前記第２熱媒体回路（２０）に配置され、前記第２熱媒体と外気とを熱交換させる第２ラジエータ（２４）と、
   前記第１吸気冷却手段（１７）を流れる前記第１熱媒体の流量を調整する流量調整手段（１８）とを備え、
   前記第１熱媒体回路（１０）は、前記第１熱媒体が循環する循環流路（１２）と、前記循環流路（１２）から分岐して前記循環流路（１２）に合流する分岐流路（１６）とを有し、
   前記第１吸気冷却手段（１７）は、前記分岐流路（１６）に配置されており、
   前記流量調整手段は、前記分岐流路（１６）に配置されて前記分岐流路（１６）の開度を調整する調整弁（１８）を有していることを特徴とする吸気冷却装置。
2. 前記流量調整手段（１８）は、前記第１熱媒体の温度に応じて前記分岐流路（１６）を開閉する機械的機構を有するサーモスタット弁であり、
   前記流量調整手段（１８）は、前記分岐流路（１６）のうち前記第１吸気冷却手段（１７）よりも前記第１熱媒体の流れの上流側の部位に配置されていることを特徴とする請求項１に記載の吸気冷却装置。
3. 前記第１熱媒体回路（１０）は、前記第１熱媒体が循環する循環流路（１２）と、前記循環流路（１２）から分岐して前記循環流路（１２）に合流する分岐流路（１６）とを有し、
   前記第１吸気冷却手段（１７）は、前記分岐流路（１６）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. 前記第１吸気冷却手段（１７）および前記第２吸気冷却手段（２３）は、一体ろう付けされた１つの熱交換器で構成されていることを特徴とする請求項１ないし３のいずれか１つに記載の吸気冷却装置。
5. 前記内燃機関（１１）の排気の一部を吸気側に還流させる排気再循環装置（３４、３５）を備え、
   前記第１吸気冷却手段（１７）および前記第２吸気冷却手段（２３）は、前記排気が混合された前記吸気を熱交換させ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。

Images