WO2014122773A1

WO2014122773A1 - 過給機付き内燃機関

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Publication number: WO2014122773A1
Application number: PCT/JP2013/053057
Authority: WO
Inventors: 宮下　茂樹; 航福井
Original assignee: トヨタ自動車株式会社
Priority date: 2013-02-08
Filing date: 2013-02-08
Publication date: 2014-08-14

Abstract

　本発明における過給機付き内燃機関は、エンジン本体（１０ａ）を冷却するエンジン冷却回路（５４）と、水冷式のインタークーラー（２２）とを備える。インタークーラー冷却回路（５６）は、内部冷却水通路（２２ｂ）と、外部冷却水通路（７２、７４）およびラジエーター（７０）とを組み合わせて構成されている。ウォーターポンプ（５２）が第２外部冷却水通路（７４）に備えられている。インタークーラー（２２）よりも上流側の吸気通路（１２）にＥＧＲガスを供給するＥＧＲ装置（３２）を備える。エンジン冷却回路（５４）は、インタークーラー（２２）に冷却水の熱エネルギーを供給する供給経路（７６）を含む。

Description

過給機付き内燃機関

　この発明は、過給機付き内燃機関に係り、特に、排気ガスの一部をインタークーラーよりも上流側の吸気通路に還流させる排気ガス再循環装置を備える過給機付き内燃機関に関する。

　従来、例えば特許文献１には、低圧ループ（Low Pressure Loop）ＥＧＲ（Exhaust Gas Recirculation）装置を備えるターボ過給機付き内燃機関が開示されている。この従来の内燃機関では、低圧ループＥＧＲ装置からのＥＧＲガスがターボ過給機のコンプレッサよりも上流側の吸気通路に供給される。また、上記内燃機関は、コンプレッサよりも下流側の吸気通路に吸気を冷却するためのインタークーラーを備えている。

　ところで、コンプレッサにより過給された吸気を冷却するために内燃機関が備えるインタークーラーとして、次のようなものが知られている。すなわち、内燃機関の本体を冷却するエンジン冷却回路とは別系統であって冷却水の循環を制御可能なインタークーラー冷却回路を利用し、当該インタークーラー冷却回路によって冷却される冷却水を吸気の冷却のための冷媒として用いる水冷式のインタークーラーが知られている。

　上記構成のインタークーラーを備えている場合には、過給が行われる高負荷領域において、インタークーラー冷却回路内で冷却水を循環させて冷却水の温度を下げることにより、コンプレッサにより過給された吸気を効果的に冷却できるようになる。これにより、筒内に吸入される空気の充填効率の向上とノッキングの抑制とを図ることができる。その一方で、インタークーラーに流入する吸気の温度が高負荷領域と比べて相対的に低くなる低負荷領域においてＥＧＲガスが導入される場合には、新気とＥＧＲガスとの混合ガスがインタークーラーにおいて過冷却されると、吸気通路に凝縮水が発生する場合がある。一定量の凝縮水が吸気通路内に滞留した後に筒内に吸入されると、ウォーターハンマーを引き起こすことが懸念される。

　したがって、ＥＧＲガスが吸気とともに流入することのあるインタークーラーに対しては、出力性能の確保と凝縮水の発生防止とを両立するために、高負荷運転時には吸気を確実に冷却するために冷却水温度を十分に下げ、一方、低負荷運転時には凝縮水を発生させない温度に冷却水温度を保つことが要求される。しかしながら、高負荷運転から低負荷運転に移行する際には、単にインタークーラー冷却回路内での冷却水の循環を停止するだけでは、インタークーラー冷却回路を流れる冷却水の熱容量の影響によって、高負荷運転時に冷やされて温度低下した冷却水の温度が、凝縮水の発生を抑制可能な温度になるまでに時間を要してしまう。

　また、上記構成とは異なり、エンジン冷却回路とは別系統で冷却水が循環するインタークーラー冷却回路を備えずに例えば空気を冷媒として利用する方式のインタークーラーが知られている。このような構成のインタークーラーであっても、高負荷運転時における吸気の冷却能力を高く確保したことへの背反として、低負荷運転時において新気とＥＧＲガスとの混合ガスが過冷却される場合があり得る。したがって、このような構成のインタークーラーであっても、ＥＧＲガスが吸気とともに流入することのあるインタークーラーに対しては、上記と同様に、出力性能の確保と凝縮水の発生防止とを両立するために、高負荷運転時には吸気を確実に冷却することができ、一方、低負荷運転時には凝縮水を発生させない温度にインタークーラーの温度を保つことが要求される。

　尚、出願人は、本発明に関連するものとして、上記の文献を含めて、以下に記載する文献を認識している。

日本特開２０１２－１０７５５１号公報日本特開２００９－０５２４８６号公報

　この発明は、上述のような課題を解決するためになされたもので、内燃機関に既存の構成を流用して、インタークーラーの暖機を行えるようにした過給機付き内燃機関を提供することを目的とする。

　本発明の一態様は、過給機付き内燃機関であって、コンプレッサと、供給経路を含むエンジン冷却回路と、インタークーラーと、外部冷却水通路形成部材と、水循環制御手段と、排気ガス再循環装置とを備えている。
　コンプレッサは、吸気通路に配置され、当該吸気通路を流れる吸気を過給するものである。エンジン冷却回路は、冷却水の循環により内燃機関の本体を冷却するものである。インタークーラーは、前記コンプレッサよりも下流側の前記吸気通路に配置され、吸気が流れる内部吸気通路と、当該内部吸気通路を流れる吸気を冷却するための冷却水が流れる内部冷却水通路とを有するものである。外部冷却水通路形成部材は、前記内部冷却水通路と組み合わされることによって冷却水が内部を流れるインタークーラー冷却回路を構成する部材であって、内部を流れる冷却水を冷却する機能を有するものである。水循環制御手段は、前記インタークーラー冷却回路内での冷却水の循環を制御するものである。排気ガス再循環装置は、前記インタークーラーよりも上流側の前記吸気通路に再循環排気ガスを供給するものである。そして、供給経路は、前記インタークーラーに冷却水の熱エネルギーを供給するものである。

　本発明によれば、内燃機関の本体を熱源として熱せられた高温の冷却水の熱エネルギーを供給経路からインタークーラーに供給することができる。これにより、このような供給経路を備えることなくインタークーラー冷却回路内での冷却水の循環を停止して吸気からの受動的な受熱による暖機が行われる場合と比べ、早期にインタークーラーを暖機できるようになる。そして、供給経路を流れる高温の冷却水は、内燃機関に既存のエンジン冷却回路を循環する冷却水である。このように、本発明によれば、内燃機関に既存の構成を流用して、インタークーラーを早期に暖機することができる。その結果、インタークーラーの暖機を必要とする低負荷運転時に、再循環排気ガスの導入に伴う凝縮水発生を抑制可能な温度に迅速に到達できるようになる。このため、低負荷運転時に再循環排気ガスの導入が予定されている場合に、凝縮水の発生の恐れのない状態で再循環排気ガスを導入可能となる時期を早めることができる。これにより、再循環排気ガスの導入を利用した燃費向上効果を十分に引き出せるようになる。

　また、本発明の上記一態様における前記水循環制御手段は、前記インタークーラーを用いて吸気を冷却する冷却時に前記インタークーラー冷却回路内に冷却水を循環させ、前記供給経路から供給される熱エネルギーによって前記インタークーラーを暖機する暖機時に前記インタークーラー冷却回路内の冷却水の循環を停止するものであってもよい。そして、前記供給経路は、前記内部吸気通路の内部に介在する内部供給経路を含むものであってもよい。
　これにより、インタークーラーの暖機時に、インタークーラー冷却回路内の冷却水の循環を停止した状態で内部供給経路からの伝熱によってインタークーラーを早期に暖機できるようになる。

　また、本発明の上記一態様における前記水循環制御手段は、前記インタークーラー冷却回路内で冷却水を一方向に循環させるものであってもよい。そして、前記内部供給経路は、前記内部冷却水通路の冷却水の入口よりも出口に近い部位において前記内部吸気通路の内部に介在しているものであってもよい。
　これにより、インタークーラー冷却回路内で冷却水が循環する冷却時には、内部供給経路から内部冷却水通路の出口近傍の部位に伝わった熱が、冷却水の循環によって効果的に内部冷却水通路の外部に持ち去られるようにすることができる。このため、高負荷運転時におけるインタークーラーの本来的な冷却効果の低下を抑制しつつ、暖機時には、インタークーラーを早期に暖機できるようになる。

　また、本発明の上記一態様における前記水循環制御手段は、前記インタークーラー冷却回路内で冷却水を一方向に循環させるものであってもよい。前記内部供給経路は、前記内部冷却水通路の冷却水の出口よりも入口に近い部位において前記内部吸気通路の内部に介在していてもよい。そして、前記水循環制御手段は、前記暖機時に前記インタークーラー冷却回路内で冷却水を間欠的に循環させるものであってもよい。
　これにより、冷却水の循環が停止している状態において内部供給経路から内部冷却水通路の入口近傍の部位に供給された熱量を、その後に冷却水の循環が行われる際に内部冷却水通路の全体に行き渡らせることができるようになる。これにより、暖機時には、インタークーラーを早期に暖機できるようになる。

　また、本発明の上記一態様における前記水循環制御手段は、前記インタークーラー冷却回路内で冷却水を双方向に循環可能に構成されていてもよい。前記内部供給経路は、前記冷却時における前記内部冷却水通路の冷却水の入口よりも出口に近い部位において前記内部吸気通路の内部に介在していてもよい。そして、前記水循環制御手段は、前記暖機時に前記インタークーラー冷却回路内で冷却水を前記冷却時とは逆方向に間欠的に循環させるものであってもよい。
　これにより、暖機時には、インタークーラー冷却回路内での間欠的な冷却水の循環によってインタークーラーを早期に暖機できるようになるとともに、冷却時には、暖機時と逆方向で冷却水を循環させることにより、内部供給経路から内部冷却水通路の出口近傍の部位に伝わった熱が、冷却水の循環によって効果的に内部冷却水通路の外部に持ち去られるようにすることができる。このため、高負荷運転時におけるインタークーラーの本来的な冷却効果の低下を抑制しつつ、暖機時には、インタークーラーを早期に暖機できるようになる。

　また、本発明の上記一態様における前記内部供給経路は、前記内部吸気通路内の吸気の流れと直交する方向における一部に備えられていてもよい。
　これにより、高負荷運転時におけるインタークーラーによる吸気の冷却促進という本来の効果の低下を抑制しつつ、インタークーラーの早期暖機の効果が得られるようにすることができる。

　また、本発明の上記一態様における前記内部供給経路は、重力方向の下方側の部位において前記内部吸気通路の内部に介在していてもよい。
　これにより、インタークーラーの暖機時に、内部吸気通路の内部に生ずる自然対流効果を効果的に利用して、内部供給経路からの熱の伝達を促進できるようになる。

　また、本発明の上記一態様における前記内部供給経路は、前記内部冷却水通路の少なくとも一部に対して吸気の上流側となる部位において当該内部吸気通路の内部に介在していてもよい。
　これにより、内部供給経路からの伝熱、もしくは内部供給経路から受熱した内部冷却水通路からの更なる伝熱により温められた吸気によって、吸気の下流側に位置する内部冷却水通路を温めることができるようになる。その結果、効果的なインタークーラーの暖機を行えるようになる。

　また、本発明の上記一態様における前記水循環制御手段は、前記インタークーラーを用いて吸気を冷却する冷却時に前記インタークーラー冷却回路内に冷却水を循環させ、前記供給経路から供給される熱エネルギーによって前記インタークーラーを暖機する暖機時に前記インタークーラー冷却回路内の冷却水の循環を停止するものであってもよい。前記供給経路は、前記インタークーラー冷却回路に接続されていてもよい。そして、前記内部冷却水通路の少なくとも一部が、前記供給経路の途中に介在していてもよい。
　これにより、インタークーラーの暖機時に、インタークーラー冷却回路内の冷却水の循環を停止した状態で供給経路からの高温の冷却水の熱エネルギーの直接的な供給によってインタークーラーを早期に暖機できるようになる。

　また、本発明の上記一態様における前記水循環制御手段は、前記インタークーラー冷却回路内で冷却水を一方向に循環させるものであってもよい。そして、前記供給経路から前記インタークーラー冷却回路に冷却水を導入するための前記供給経路の導入口は、前記内部冷却水通路の冷却水の入口よりも出口に近い部位において前記外部冷却水通路形成部材に設けられていてもよい。
　これにより、インタークーラー冷却回路内で冷却水が循環する冷却時には、供給経路からインタークーラー冷却回路内に導入された高温の冷却水は、インタークーラー冷却回路内の冷却水の循環の作用によって、内部冷却水通路の出口から離れる方向に流されるようになる。このように、冷却時に供給経路から内部冷却水通路への高温の冷却水の導入を抑制することができる。このため、高負荷運転時におけるインタークーラーの本来的な冷却効果の低下を抑制しつつ、暖機時には、インタークーラーを早期に暖機できるようになる。

　また、本発明の上記一態様における前記水循環制御手段は、前記インタークーラー冷却回路内で冷却水を一方向に循環させるものであってもよい。前記供給経路から前記インタークーラー冷却回路に冷却水を導入するための前記供給経路の導入口は、前記内部冷却水通路の冷却水の出口よりも入口に近い部位において前記外部冷却水通路形成部材に設けられていてもよい。そして、前記水循環制御手段は、前記暖機時に前記インタークーラー冷却回路内で冷却水を間欠的に循環させるものであってもよい。
　冷却水の循環が停止している状態において供給経路からインタークーラー冷却回路内に導入される高温の冷却水のルートとしては、内部冷却水通路側に向かうルートと、内部冷却水通路と反対側に向かうルートとが存在する。上記の構成によれば、内部冷却水通路と反対側に向かうルートに流れた冷却水を間欠的な冷却水の循環によって内部冷却水通路側に導くことができる。これにより、内部冷却水通路と反対側に向かうルートに流れた冷却水の熱エネルギーを内部冷却水通路に供給できるようになるので、暖機時には、インタークーラーを早期に暖機できるようになる。

　また、本発明の上記一態様における前記水循環制御手段は、前記インタークーラー冷却回路内で冷却水を双方向に循環可能に構成されていてもよい。前記供給経路から前記インタークーラー冷却回路に冷却水を導入するための前記供給経路の導入口は、前記冷却時における前記内部冷却水通路の冷却水の入口よりも出口に近い部位において前記外部冷却水通路形成部材に設けられていてもよい。そして、前記水循環制御手段は、前記暖機時に前記インタークーラー冷却回路内で冷却水を前記冷却時とは逆方向に間欠的に循環させるものであってもよい。
　これにより、暖機時には、インタークーラー冷却回路内での間欠的な冷却水の循環によってインタークーラーを早期に暖機できるようになるとともに、冷却時には、暖機時と逆方向で冷却水を循環させることにより、供給経路からインタークーラー冷却回路内に導入された高温の冷却水を内部冷却水通路の出口から離れる方向に流すことができる。このため、高負荷運転時におけるインタークーラーの本来的な冷却効果の低下を抑制しつつ、暖機時には、インタークーラーを早期に暖機できるようになる。

　また、本発明の上記一態様における前記供給経路から前記インタークーラー冷却回路に冷却水を導入するための前記供給経路の導入口は、前記内部冷却水通路に設けられていてもよい。
　これにより、上記導入口が外部冷却水通路形成部材に設けられている構成のように、水流が停止した暖機時に高温の冷却水の一部の熱エネルギー（一方のルートを流れる冷却水の熱エネルギー）だけが内部冷却水通路に供給される構成と比べ、供給経路から供給される熱エネルギーをより有効に利用できるようになる。

　また、本発明の上記一態様における前記導入口は、前記内部冷却水通路の中央部に設けられていてもよい。
　これにより、暖機時に供給経路から内部冷却水通路に導入された冷却水が当該内部冷却水通路の両方向に均等に流れるようにすることができるので、供給経路から供給される熱エネルギーをより有効に利用できるようになる。このため、インタークーラーの暖機効率を高めることができる。

　また、本発明の上記一態様は、前記供給経路に設けられ、当該供給経路から前記インタークーラー冷却回路に導入される冷却水の流量を制限する流量制限手段を更に備えるものであってもよい。
　これにより、供給経路から供給される高温の冷却水によるインタークーラーの冷却効果の悪化抑制（高負荷運転時）と、当該高温の冷却水を利用した暖機効果（低負荷運転時）との好適なバランスが得られるように、高温の冷却水の供給量を予め適切に設定できるようになる。

　また、本発明の上記一態様は、前記供給経路に設けられ、当該供給経路から前記インタークーラー冷却回路に導入される冷却水の流量を制御する流量制御手段を更に備えるものであってもよい。
　これにより、供給経路から高温の冷却水の熱エネルギーがインタークーラーに常時供給される構成と比べ、必要に応じて熱エネルギーの供給量を調整できるようになる。このため、供給経路から供給される高温の冷却水によるインタークーラーの冷却効果の悪化抑制（高負荷運転時）と、当該高温の冷却水を利用した暖機効果（低負荷運転時）とのバランスを好適に制御できるようになる。

　また、本発明の上記一態様における前記流量制御手段は、前記暖機時に前記供給経路から前記インタークーラー冷却回路に冷却水を導入し、前記冷却時に前記供給経路から前記インタークーラー冷却回路への冷却水の導入を中止するものであってもよい。
　これにより、供給経路から高温の冷却水の熱エネルギーが必要な暖機時には当該熱エネルギーの供給を受け、熱エネルギーを必要としない冷却時にはその供給を受けないようにすることができる。このため、供給経路から供給される高温の冷却水によるインタークーラーの冷却効果の悪化抑制効果（高負荷運転時）と、当該高温の冷却水を利用した暖機効果（低負荷運転時）とを最大化させることができる。

　本発明の他の態様は、過給機付き内燃機関であって、コンプレッサと、供給経路を含むエンジン冷却回路と、インタークーラーと、排気ガス再循環装置と、流量制御手段とを備えている。
　コンプレッサは、吸気通路に配置され、当該吸気通路を流れる吸気を過給するものである。エンジン冷却回路は、冷却水の循環により内燃機関の本体を冷却するものである。インタークーラーは、前記コンプレッサよりも下流側の前記吸気通路に配置され、吸気が流れる内部吸気通路と、当該内部吸気通路を流れる吸気を冷却するための冷媒が流れる内部冷媒通路とを有するものである。排気ガス再循環装置は、前記インタークーラーよりも上流側の前記吸気通路に再循環排気ガスを供給するものである。供給経路は、前記インタークーラーに冷却水の熱エネルギーを供給するものである。そして、流量制御手段は、前記供給経路を流れる冷却水の流量を制御するものである。

　本発明の上記他の態様によれば、内燃機関の本体を熱源として熱せられた高温の冷却水の熱エネルギーを供給経路からインタークーラーに供給することができる。また、流量制御手段が供給経路を流れる冷却水の流量を制御することによって、熱エネルギーの供給量を制御することができる。より具体的には、インタークーラーを暖機する要求のある時に、供給経路に高温の冷却水を導入することによってインタークーラーを温めることが可能となる。一方、インタークーラーを用いて吸気を冷却する冷却時には、供給経路内の冷却水の流通を停止することによって熱エネルギーの供給を抑制することも可能となる。このため、高負荷運転時には、インタークーラーが本来の冷却効果を十分に発揮して吸気を確実に冷却することができる。そのうえで、低負荷運転時には、供給経路からの熱エネルギーの供給によって凝縮水を発生させない温度にインタークーラーの温度を保つことが可能となる。そして、供給経路を流れる高温の冷却水は、内燃機関に既存のエンジン冷却回路を循環する冷却水である。このように、本発明によれば、内燃機関に既存の構成を流用して、インタークーラーを暖機することができる。その結果、インタークーラーの暖機を必要とする低負荷運転時に、実際に再循環排気ガスの導入を行える期間を確実に確保できるようになる。これにより、再循環排気ガスの導入を利用した燃費向上効果を十分に引き出せるようになる。

　また、本発明の上記他の態様における前記流量制御手段は、前記供給経路から供給される熱エネルギーによって前記インタークーラーを暖機する暖機時に前記供給経路に冷却水を流通させ、前記インタークーラーを用いて吸気を冷却する冷却時に前記供給経路内の冷却水の流通を中止するものであってもよい。
　これにより、高負荷運転時には、インタークーラーが本来の冷却効果を十分に発揮して吸気を確実に冷却することができる。そのうえで、低負荷運転時には、供給経路からの熱エネルギーの供給によって凝縮水を発生させない温度にインタークーラーの温度を保つことが可能となる。

　また、本発明の上記他の態様における前記供給経路は、前記内部吸気通路と熱交換する熱交換部を有するものであってもよい。そして、前記熱交換部は、重力方向の下方側の部位において前記インタークーラーの壁面に接していてもよい。
　これにより、インタークーラーの暖機時に、供給経路の熱交換部に接している内部吸気通路の内部に生ずる自然対流効果を効果的に利用して、供給経路の熱交換部からの熱の伝達を促進できるようになる。

　また、本発明の上記他の態様における前記供給経路は、前記内部吸気通路と熱交換する熱交換部を有するものであってもよい。そして、前記熱交換部は、吸気の上流側となる部位において前記インタークーラーの壁面に接していてもよい。
　これにより、供給経路の熱交換部から受熱した内部吸気通路の壁面からの伝熱により温められた吸気によって、吸気の下流側に位置する内部吸気通路を温めることができるようになる。これにより、効果的なインタークーラーの暖機を行えるようになる。

　また、本発明の上記一態様または上記他の態様における前記エンジン冷却回路には、当該エンジン冷却回路を流れる冷却水を冷却するためのラジエーターが備えられていてもよい。そして、前記供給経路は、前記内燃機関の前記本体から出た冷却水が前記ラジエーターを通過していない部位において前記エンジン冷却回路から分岐し、冷却水が前記供給経路を流れた後に前記ラジエーターを通過せずに前記内燃機関の前記本体に戻る部位において前記エンジン冷却回路に再び合流するように構成されていてもよい。
　これにより、インタークーラーの暖機時の暖機効果を効果的に高めることができる。また、ラジエーターの放熱能力が最大限に要求される高負荷運転時において、ラジエーターの放熱効率を損なうことなく安定した冷却水の温度制御（オーバーヒートの防止）を行えるようになる。

　また、本発明の上記一態様または上記他の態様における前記供給経路は、前記内燃機関の前記本体を出た冷却水が所定の冷却対象を冷却した後に当該冷却水の熱エネルギーを前記インタークーラーに供給するものであってもよい。
　これにより、内燃機関の本体を出た冷却水が所定の冷却対象を冷却したことによって当該本体の出口での温度よりも高温になった冷却水が供給経路に導入されるようになる。このため、インタークーラーの暖機時に、より高温の冷却水を利用した暖機を行えるようになるため、暖機効果を向上させることができる。

　また、本発明の上記一態様または上記他の態様は、前記供給経路から供給される熱エネルギーを利用した前記インタークーラーの暖機中に、前記インタークーラーの温度が所定温度に到達するまで、前記排気ガス再循環装置を利用して再循環排気ガスを前記吸気通路に供給することを禁止する排気ガス再循環禁止手段を更に備えるものであってもよい。
　これにより、インタークーラーを通過する空気と再循環排気ガスとの混合ガスから凝縮水が発生するのを確実に防止することができる。

本発明の実施の形態１の内燃機関のシステム構成を説明するための図である。図１に示す内燃機関の冷却系の構成を表した図である。本発明の実施の形態２の冷却系の特徴的な構成を表した図である。本発明の実施の形態２においてインタークーラーの暖機時に行われるウォーターポンプの特徴的な制御を説明するための図である。本発明の実施の形態３の冷却系の特徴的な構成を表した図である。本発明の実施の形態４の冷却系の特徴的な構成を表した図である。本発明の実施の形態５の冷却系の特徴的な構成を表した図である。本発明の実施の形態６の冷却系の特徴的な構成を表した図である。本発明の実施の形態７の冷却系の特徴的な構成を表した図である。本発明の実施の形態８の冷却系の特徴的な構成を表した図である。本発明の実施の形態９の冷却系の特徴的な構成を表した図である。図１１に示す流量制御弁の具体的な構成の一例を説明するための図である。本発明の実施の形態１０の冷却系の特徴的な構成を表した図である。本発明の実施の形態１１の冷却系の特徴的な構成を表した図である。

実施の形態１．
［内燃機関のシステム構成］
　図１は、本発明の実施の形態１の内燃機関１０のシステム構成を説明するための図である。本実施形態のシステムは、内燃機関（一例としてガソリンエンジン）１０を備えている。内燃機関１０の各気筒には、吸気通路１２および排気通路１４が連通している。

　吸気通路１２の入口近傍には、エアクリーナ１６が取り付けられている。エアクリーナ１６の下流近傍には、吸気通路１２に吸入される空気の流量に応じた信号を出力するエアフローメータ１８が設けられている。エアフローメータ１８の下流には、ターボ過給機２０のコンプレッサ２０ａが設置されている。コンプレッサ２０ａは、排気通路１４に配置されたタービン２０ｂと連結軸を介して一体的に連結されている。

　コンプレッサ２０ａの下流には、コンプレッサ２０ａにより圧縮された空気を冷却するための水冷式のインタークーラー２２が設けられている。インタークーラー２２の具体的な構成およびインタークーラー２２に冷却水を供給するための具体的な構成は、本実施形態の特徴部分であるので、図２を参照して後に詳述する。また、インタークーラー２２の下流には、電子制御式のスロットルバルブ２４が設けられている。

　タービン２０ｂよりも下流側の排気通路１４には、排気ガスを浄化するための各種触媒が配置されている。ここでは、一例として、排気ガスの上流側から順に、三元触媒であるＳ／Ｃ（スタートキャタリスト）２６、ＮＳＲ（吸蔵還元型ＮＯｘ触媒）２８およびＳＣＲ（選択還元型ＮＯｘ触媒）３０が備えられている。

　更に、図１に示す内燃機関１０は、低圧ループ（ＬＰＬ）式の排気ガス再循環装置（ＥＧＲ装置）３２を備えている。ＥＧＲ装置３２は、タービン２０ｂよりも下流側の排気通路１４（より具体的には、Ｓ／Ｃ２６とＮＳＲ２８との間の部位）と、コンプレッサ２０ａよりも上流側の吸気通路１２とを接続する排気ガス還流通路（ＥＧＲ通路）３４を備えている。このＥＧＲ通路３４の途中には、吸気通路１２に導入される際の再循環排気ガス（ＥＧＲガス）の流れの上流側から順に、再循環排気ガスクーラー（ＥＧＲクーラー）３６および排気ガス再循環バルブ（ＥＧＲバルブ）３８が設けられている。ＥＧＲクーラー３６は、ＥＧＲ通路３４を流れるＥＧＲガスを冷却するために備えられており、ここでは、後述のエンジン冷却回路５４を流れる冷却水を冷媒として利用する水冷式のクーラーであるものとする。ＥＧＲバルブ３８は、ＥＧＲ通路３４を通って吸気通路１２に還流されるＥＧＲガスの量を調整するために備えられている。

　更に、図１に示すシステムは、ＥＣＵ(Electronic Control Unit)４０を備えている。ＥＣＵ４０の入力部には、上述したエアフローメータ１８に加え、クランク角センサ４２、エンジン水温センサ４４、およびＩ／Ｃ水温センサ４６等の内燃機関１０の運転状態を検知するための各種センサが接続されている。クランク角センサ４２は、エンジン回転数を検知するためのセンサであり、エンジン水温センサ４４は、後述のエンジン冷却回路５４を循環する冷却水の温度を検知するためのセンサであり、Ｉ／Ｃ水温センサ４６は、後述のインタークーラー冷却回路５６を循環する冷却水の温度（本実施形態では、内部冷却水通路２２ｂ内の冷却水の温度）を検知するためのセンサである。また、ＥＣＵ４０の出力部には、上述したスロットルバルブ２４およびＥＧＲバルブ３８に加え、内燃機関１０の筒内もしくは吸気ポートに燃料を噴射するための燃料噴射弁４８、筒内の混合気に点火するための点火プラグ５０、および、後述のインタークーラー２２用のウォーターポンプ５２等の内燃機関１０の運転を制御するための各種アクチュエータが接続されている。ＥＣＵ４０は、上述した各種センサの出力と所定のプログラムとに従って各種アクチュエータを作動させることにより、内燃機関１０の運転を制御するものである。

［内燃機関の冷却系の構成］
　図２は、図１に示す内燃機関１０の冷却系の構成を表した図である。
　図２に示すように、内燃機関１０の冷却系は、冷却水の循環による水冷式の２系統の冷却回路として、エンジン冷却回路５４とインタークーラー冷却回路５６とを備えている。エンジン冷却回路５４は、主に内燃機関１０の本体（以下、「エンジン本体」と称する）１０ａを冷却するための回路である。インタークーラー冷却回路５６は、エンジン冷却回路５４とは別に備えられ、インタークーラー２２を冷却するための回路である。そのうえで、本実施形態のエンジン冷却回路５４は、当該エンジン冷却回路５４を循環する冷却水の熱エネルギーをインタークーラー２２の内部に供給するための構成を備えている点に特徴を有している。以下、冷却回路５４、５６のそれぞれの具体的な構成について説明する。

（エンジン冷却回路の基本構成）
　エンジン冷却回路５４の途中には、当該エンジン冷却回路５４を流れる冷却水を冷却するためのラジエーター５８が設置されている。エンジン冷却回路５４は、エンジン本体１０ａ内に形成された本体内冷却水通路１０ａ１の出口とラジエーター５８の入口とを接続する第１冷却水通路６０を備えている。尚、本体内冷却水通路１０ａ１は、エンジン本体１０ａ（図示省略するシリンダヘッドおよびシリンダブロック等）内の各部を冷却できるようにエンジン本体１０ａの内部に張り巡らされている。

　エンジン冷却回路５４は、更に、ラジエーター５８の出口と本体内冷却水通路１０ａ１の入口とを接続する第２冷却水通路６２を備えている。また、エンジン冷却回路５４は、ラジエーター５８をバイパスする通路として、第１冷却水通路６０の途中の部位と第２冷却水通路６２の途中の部位とを接続する冷却水バイパス通路６４を備えている。第２冷却水通路６２には、冷却水バイパス通路６４の接続位置よりも本体内冷却水通路１０ａ１の入口に近い部位に、エンジン冷却回路５４内で冷却水を循環させるためのウォーターポンプ６６が設置されている。ウォーターポンプ６６は、クランク軸（図示省略）から出力されるトルクによって駆動される。更に、第２冷却水通路６２には、冷却水バイパス通路６４の接続位置に、エンジン冷却回路５４を循環する冷却水の温度が所定温度に達した際に開くように構成されたサーモスタット６８が取り付けられている。

　エンジン冷却回路５４内の冷却水の温度が上記所定温度よりも低いためにサーモスタット６８が閉じている場合（すなわち、冷間時）には、冷却水は、ラジエーター５８を通らずに、冷却水バイパス通路６４を通ってエンジン冷却回路５４を循環する。一方、冷却水の温度が上記所定温度に達していることでサーモスタット６８が開いている場合には、ラジエーター５８を介する経路にも、冷却水が循環するようになる。その結果、ラジエーター５８によって冷却水が冷却されることとなる。

（水冷式のインタークーラーの基本構成）
　一方、図２に示すように、インタークーラー２２の内部には、吸気が流れる内部吸気通路２２ａが形成されている。内部吸気通路２２ａは、吸気通路１２の一部として機能する。また、インタークーラー２２の内部には、インタークーラー冷却回路５６の一部として機能する通路であって、内部吸気通路２２ａを流れる吸気を冷却するための冷却水が流れる内部冷却水通路２２ｂが設けられている。より具体的には、本実施形態の内部冷却水通路２２ｂは、内部吸気通路２２ａ内に介在する配管として構成されており、内部冷却水通路２２ｂの壁面を介して吸気と冷却水とが熱交換するようになっている。

　インタークーラー冷却回路５６の途中には、当該インタークーラー冷却回路５６を流れる冷却水を冷却するためのラジエーター７０が設置されている。また、インタークーラー冷却回路５６は、内部冷却水通路２２ｂと組み合わされることによってインタークーラー冷却回路５６を構成する部材として、インタークーラー２２の外部に、第１外部冷却水配管７２および第２外部冷却水配管７４を備えている。第１外部冷却水配管７２は、内部冷却水通路２２ｂの出口とラジエーター７０の入口とを接続するものであり、第２外部冷却水配管７４は、ラジエーター７０の出口と内部冷却水通路２２ｂの入口とを接続するものである。すなわち、本実施形態においては、インタークーラー冷却回路５６の外部冷却水通路形成部材は、第１外部冷却水配管７２と第２外部冷却水配管７４との間に備えられたラジエーター７０によって冷却水を冷却する機能を有している。

　上述したウォーターポンプ５２は、第２外部冷却水配管７４の途中に設置されている。ウォーターポンプ５２は、インタークーラー冷却回路５６内で冷却水を循環させるためのポンプである。ウォーターポンプ５２は、ここでは一例として電動式であり、冷却水を一方向に循環させるものである。図２においてインタークーラー冷却回路５６の周りに付した矢印は、ウォーターポンプ５２の作動時における冷却水の流れ方向を示している。尚、ウォーターポンプ５２は、単に冷却水の循環と循環停止を切り替え可能なものであってもよいし、インタークーラー冷却回路５６を循環する冷却水の流量を所望の流量（ゼロを含む）に調整可能なものであってもよい。

　以上説明した構成を有するインタークーラー冷却回路５６によれば、内燃機関１０の運転中にウォーターポンプ５２を作動させて冷却水を循環させることにより、ラジエーター７０を利用してインタークーラー冷却回路５６内を流れる冷却水の温度を下げることができる。これに対し、エンジン冷却回路５４は、インタークーラー２２よりも熱負荷の高いエンジン本体１０ａの冷却を担っている。このため、エンジン冷却回路５４を循環する冷却水の温度は、基本的に、インタークーラー冷却回路５６を循環する冷却水の温度よりも高くなる。つまり、上記構成を有するインタークーラー冷却回路５６は、エンジン冷却回路５４を循環する冷却水よりも低温の冷却水を循環可能な回路であるといえ、したがって、インタークーラー冷却回路５６によれば、エンジン冷却回路５４からの高温の冷却水をそのまま用いて吸気の冷却を行う方式のインタークーラーと比べ、吸気をより低い温度に冷却することができる。このため、インタークーラー２２によれば、コンプレッサ２０ａにより過給された吸気が高温となる高負荷運転時に吸気を効果的に冷却することができるので、筒内に吸入される空気の充填効率の向上およびノッキングの抑制を図ることができる。

　より具体的には、冷却水の循環と循環停止とを切り替え可能な上記インタークーラー冷却回路５６によれば、吸気を冷却する要求度の高い高負荷運転時にはウォーターポンプ５２を作動させ、一方、吸気を冷却する要求度の低い（もしくは当該要求のない）低負荷運転時にはウォーターポンプ５２を停止させることにより、内燃機関１０の負荷の大きさに応じた所望の温度となるようにインタークーラー冷却回路５６内の冷却水の温度を制御することができる。特に、ウォーターポンプ５２としてインタークーラー冷却回路５６内を流れる冷却水の流量を所望の流量に調整可能なものを備えている場合には、内燃機関１０の負荷の大きさに応じてウォーターポンプ５２の吐出流量を制御することで、インタークーラー冷却回路５６内の冷却水の温度をより細かく制御できるようになる。

（上記構成の水冷式のインタークーラーを備える場合の課題）
　その一方で、インタークーラー２２に流入する吸気の温度が高負荷領域と比べて相対的に低くなる低負荷領域においてＥＧＲガスが導入される場合には、新気とＥＧＲガスとの混合ガスがインタークーラー２２において過冷却されると、吸気通路１２に凝縮水が発生する場合がある。一定量の凝縮水が吸気通路１２（吸気マニホールド部）内に滞留した後に筒内に吸入されると、ウォーターハンマーを引き起こすことが懸念される。

　したがって、本実施形態の内燃機関１０が備えるインタークーラー２２のように、ＥＧＲガスが吸気とともに流入することのあるインタークーラーに対しては、出力性能の確保と凝縮水の発生防止とを両立するために、高負荷運転時には吸気を確実に冷却するために冷却水温度を十分に下げ、一方、低負荷運転時には凝縮水を発生させない温度に冷却水温度を保つことが要求される。しかしながら、高負荷運転から低負荷運転に移行する際には、単にインタークーラー冷却回路５６内での冷却水の循環を停止するだけでは、インタークーラー冷却回路５６を流れる冷却水の熱容量の影響によって、高負荷運転時に冷やされて温度低下した冷却水の温度が、凝縮水の発生を抑制可能な温度になるまでに時間を要してしまう。その結果、ＥＧＲガスを導入可能な領域であっても、ＥＧＲガスの導入開始が遅れてしまうこととなり、燃費が悪化してしまう。

（実施の形態１の冷却系の特徴的な構成）
　そこで、本実施形態の冷却系では、インタークーラー２２に対してエンジン冷却回路５４を流れる冷却水の熱エネルギーを供給する供給経路７６をエンジン冷却回路５４に備えるようにした。より具体的には、供給経路７６は、図２に示すように、第１供給配管７８と内部供給配管２２ｃと第２供給配管８０とによって構成されている。このように、本実施形態における供給経路７６は、エンジン冷却回路５４のメインの回路（エンジン本体１０ａを冷却するための回路）から分岐した回路として構成されている。

　インタークーラー２２の内部供給配管２２ｃは、内部吸気通路２２ａの内部に介在するように配置されている。第１供給配管７８は、第１冷却水通路６０におけるエンジン本体１０ａの出口近傍の部位と、内部供給配管２２ｃの一端とを接続する配管である。第２供給配管８０は、内部供給配管２２ｃの他端と、第２冷却水通路６２におけるエンジン本体１０ａの入口近傍の部位とを接続するものである。

　既述したように、エンジン冷却回路５４を循環する冷却水の温度は、基本的に、インタークーラー冷却回路５６を循環する冷却水の温度よりも高くなる。したがって、相対的に低温の冷却水が流れるインタークーラー冷却回路５６の内部冷却水通路２２ｂと熱交換を行っている内部吸気通路２２ａの内部に対し、相対的に高温の冷却水が流れる上記供給経路７６の内部供給配管２２ｃを介在させることにより、高温の冷却水の熱エネルギーがインタークーラー２２の内部（内部吸気通路２２ａおよび内部冷却水通路２２ｂ）に供給（伝達）されることになる。

　本実施形態の冷却系では、内部吸気通路２２ａの内部における供給経路７６の内部供給配管２２ｃの配置場所に対して、次のような特別な配慮がなされている。すなわち、本実施形態では、吸気の流れと直交する方向（図２における上下方向）において内部供給配管２２ｃが内部吸気通路２２ａ内を貫通するような態様（上記方向の全体に及ぶ態様）で内部吸気通路２２ａの内部に内部供給配管２２ｃを備えるのではなく、図２に示すように、内部吸気通路２２ａ内の吸気の流れと直交する方向における一部にのみ内部供給配管２２ｃが備えられている。

　本実施形態の内部供給配管２２ｃの配置場所に対しては、更に、次のような特別な配慮がなされている。すなわち、図２に示すように、供給経路７６の内部供給配管２２ｃは、内部冷却水通路２２ｂの冷却水の「入口」よりも「出口」に近い部位において内部吸気通路２２ａの内部に介在するように配置されている。

　更に、内部供給配管２２ｃは、重力方向という観点においては、図２に示すように、重力方向の下方側の部位において内部吸気通路２２ａの内部に介在するように配置されている。更にまた、内部供給配管２２ｃは、内部吸気通路２２ａに流入する吸気の流れという観点においては、図２に示すように、内部冷却水通路２２ｂ（の一部）に対して吸気の上流側となる部位において内部吸気通路２２ａの内部に介在するように配置されている。

　また、本実施形態の供給経路７６は、エンジン冷却回路５４からの冷却水の取り出し位置および戻し位置に特徴を有している。より具体的には、供給経路７６は、エンジン本体１０ａの出口近傍の部位において第１冷却水通路６０から分岐し、冷却水が供給経路７６を流れた後に、エンジン本体１０ａの入口近傍の部位において第２冷却水通路６２に合流するように構成されている。すなわち、供給経路７６は、エンジン本体１０ａから出た冷却水がラジエーター５８を通過していない部位において冷却水を取り出したうえで、取り出した冷却水がラジエーター５８を通過せずにエンジン本体１０ａに戻ることになる部位に冷却水を戻すように構成されている。

　以上のように構成された本実施形態の冷却系を有する内燃機関１０の運転中には、ウォーターポンプ５２は次のように制御される。すなわち、ウォーターポンプ５２は、インタークーラー２２を用いて吸気を冷却する要求のある冷却時にインタークーラー冷却回路５６内に冷却水を循環させるために駆動され、一方、供給経路７６の内部供給配管２２ｃから供給される熱エネルギーによってインタークーラー２２を暖機する要求のある暖機時にインタークーラー冷却回路５６内の冷却水の循環を停止させるために停止される。具体的には、上記の冷却時としては、コンプレッサ２０ａ通過後の吸気の温度が相対的に高い時（すなわち、高負荷運転時）が該当し、上記の暖機時としては、ＥＧＲガスの導入が行われる運転条件であってコンプレッサ２０ａ通過後の吸気の温度が相対的に低い時（すなわち、低負荷運転時）が該当する。

　また、ＥＣＵ４０は、ＥＧＲガスの導入要求のある運転条件でのインタークーラー２２の暖機中には、Ｉ／Ｃ水温センサ４６を用いて検出される内部冷却水通路２２ｂ内の冷却水の温度（すなわち、インタークーラー２２の温度）が所定温度に到達した場合に、ＥＧＲガスの導入を許可する。言い換えれば、本実施形態では、供給経路７６から供給される熱エネルギーを利用したインタークーラー２２の暖機中には、上記冷却水温度が所定温度に到達するまで、ＥＧＲ装置３２を利用したＥＧＲガスの吸気通路１２への供給が禁止される。より具体的には、上記所定温度は、ＥＧＲガスが吸気通路１２に導入されたとしてもインタークーラー２２での凝縮水の発生を抑制可能な冷却水（インタークーラー２２）の温度に相当する。

（実施の形態１の冷却系の構成による効果）
　以上説明した実施の形態１の冷却系を備える内燃機関１０によれば、エンジン本体１０ａを熱源として熱せられた高温の冷却水が、インタークーラー２２の内部に介在する内部供給配管２２ｃを流通するようになる。このため、内部供給配管２２ｃを流れる高温の冷却水の熱エネルギーをインタークーラー２２に供給できるようになる。より具体的には、ウォーターポンプ５２が停止される暖機時には、内部供給配管２２ｃからの伝熱によって、内部吸気通路２２ａおよび内部冷却水通路２２ｂを温めることができる。これにより、高負荷運転時にウォーターポンプ５２を駆動して吸気を強制的に冷却させた後にＥＧＲガスの導入要求のある低負荷運転に移行する状況下において、本実施形態の内部供給配管２２ｃを備えることなくウォーターポンプ５２を停止して吸気からの受動的な受熱による暖機が行われる場合と比べ、早期にインタークーラー２２を暖機できるようになる。その結果、ＥＧＲガスの導入に伴う凝縮水発生を抑制可能な温度に迅速に到達できるようになるので、ＥＧＲガスの導入開始時期を早められるようになる。これにより、ＥＧＲガスの導入を利用した燃費向上効果を十分に引き出せるようになる。

　また、本実施形態の内燃機関１０では、吸気の流れと直交する方向（図２における上下方向）において内部供給配管２２ｃが内部吸気通路２２ａ内を貫通するような態様で内部吸気通路２２ａの内部に全体的に内部供給配管２２ｃを備えるのではなく、図２に示すように、内部吸気通路２２ａにおける吸気の流れと直交する方向における一部にのみ及ぶような態様で内部供給配管２２ｃが備えられている。インタークーラー２２の早期暖機を図るという観点においては、内部供給配管２２ｃを内部吸気通路２２ａの内部に全体的に配置するようにしてもよい。しかしながら、内部供給配管２２ｃには、エンジン冷却回路５４からの高温の冷却水が常時流通する。このため、このような配置では、高負荷運転時においてインタークーラー２２の本来の冷却効果が低下してしまう。これに対し、本実施形態では、内部吸気通路２２ａにおける吸気の流れと直交する方向における一部にのみ及ぶような態様で内部供給配管２２ｃを備えるようにしたことで、インタークーラー２２の内部の一部に熱エネルギーが供給される。このため、高負荷運転時におけるインタークーラー２２による吸気の冷却促進という本来の効果の低下を抑制しつつ、上記のインタークーラー２２の早期暖機の効果が得られるようにすることができる。

　更に、本実施形態の内部供給配管２２ｃは、内部冷却水通路２２ｂの冷却水の入口よりも出口に近い部位において内部吸気通路２２ａの内部に介在するように配置されている。このような配置によれば、インタークーラー２２を冷却して吸気を冷却する冷却時（すなわち、ウォーターポンプ５２の作動時）には、内部供給配管２２ｃから内部冷却水通路２２ｂの出口近傍の部位に伝わった熱のほとんどが、冷却水の循環によって内部冷却水通路２２ｂの外部（すなわち、ラジエーター７０）に持ち去られるようになる。このため、上記構成によれば、高負荷運転時におけるインタークーラー２２の本来的な冷却効果の低下を十分に抑制しつつ、ＥＧＲガスの導入時に凝縮水の発生を抑制できるようになる。

　更に、本実施形態の内部供給配管２２ｃは、重力方向の下方側の部位において内部吸気通路２２ａの内部に介在するように配置されている。このような構成によれば、インタークーラー２２の暖機時に、内部吸気通路２２ａの内部に生ずる自然対流効果を効果的に利用して、内部供給配管２２ｃからの熱の伝達を促進できるようになる。

　更に、本実施形態の内部供給配管２２ｃは、内部冷却水通路２２ｂ（の一部）に対して吸気の上流側となる部位において内部吸気通路２２ａの内部に介在するように配置されている。このような構成によれば、内部供給配管２２ｃからの伝熱、もしくは内部供給配管２２ｃから受熱した内部冷却水通路２２ｂからの更なる伝熱により温められた吸気によって、吸気の下流側に位置する内部冷却水通路２２ｂを温めることができるようになる。これにより、効果的なインタークーラー２２の暖機を行えるようになる。

　また、本実施形態のエンジン冷却回路５４では、供給経路７６は、エンジン本体１０ａの出口近傍の部位において第１冷却水通路６０から分岐し、冷却水が供給経路７６を流れた後に、エンジン本体１０ａの入口近傍の部位において第２冷却水通路６２に合流するように構成されている。このような構成によれば、エンジン本体１０ａから出た冷却水がラジエーター５８を通過していない部位において冷却水が取り出されるため、エンジン冷却回路５４を循環する冷却水の中でも相対的に高温の冷却水を供給経路７６に導入することができる。これにより、インタークーラー２２の暖機時の暖機効果を効果的に高めることができる。また、上記構成によれば、冷却水がラジエーター５８を通過せずにエンジン本体１０ａに戻る部位において供給経路７６からの冷却水が戻される。これにより、供給経路７６から供給される比較的低温の冷却水は、ラジエーター５８に直接的には供給されなくなり、ラジエーター５８には、常に高温の冷却水が供給されることになる。このため、ラジエーター５８の放熱能力が最大限に要求される高負荷運転時において、ラジエーター５８の放熱効率を損なうことなく安定した冷却水の温度制御（オーバーヒートの防止）を行えるようになる。

　また、本実施形態の内燃機関１０では、供給経路７６から供給される熱エネルギーを利用したインタークーラー２２の暖機中には、内部冷却水通路２２ｂ内の冷却水の温度（すなわち、インタークーラー２２の温度）が所定温度（凝縮水の発生を抑制可能な温度）に到達するまでは、ＥＧＲ装置３２を利用したＥＧＲガスの吸気通路１２への供給が禁止される。これにより、インタークーラー２２を通過する空気とＥＧＲガスとの混合ガスから凝縮水が発生するのを確実に防止することができる。

　尚、上述した実施の形態１においては、第１外部冷却水配管７２、第２外部冷却水配管７４およびラジエーター７０が本発明の上記一態様における「外部冷却水通路形成部材」に相当している。また、ＥＣＵ４０がウォーターポンプ５２を制御することにより本発明の上記一態様における「水循環制御手段」が実現されている。
　更に、上述した実施の形態１においては、内部供給配管２２ｃが本発明の上記一態様における「内部供給経路」に相当している。
　更に、上述した実施の形態１においては、ＥＣＵ４０がＩ／Ｃ水温センサ４６を用いて検出される内部冷却水通路２２ｂ内の冷却水の温度が所定温度に到達した場合にＥＧＲガスの導入を許可するように構成されていることにより本発明の上記一態様における「排気ガス再循環禁止手段」が実現されている。

実施の形態２．
　次に、図３および図４を主に参照して、本発明の実施の形態２について説明する。
［実施の形態２の冷却系の特徴的な構成および制御］
　図３は、本発明の実施の形態２の冷却系の特徴的な構成を表した図である。尚、図３において、上記図２に示す構成要素と同一の要素については、同一の符号を付してその説明を省略または簡略する。また、図３は、実施の形態１における図２に示す構成に対する本実施形態の構成の相違点を中心に表したものである。図３に表されていない構成については、上述した実施の形態１における冷却系と同様に構成されているものとする。

　図３に示すインタークーラー冷却回路８２においても、内部供給配管２２ｃは、内部吸気通路２２ａにおける吸気の流れと直交する方向における一部にのみ及ぶように備えられている。インタークーラー冷却回路８２は、ウォーターポンプ５２による流れ方向と逆方向に冷却水を循環させるウォーターポンプ８４を備えている点において、実施の形態１におけるインタークーラー冷却回路５６と相違している。このような構成によって得られる本実施形態の冷却系の特徴点は、供給経路７６の内部供給配管２２ｃを、内部冷却水通路２２ｂの冷却水の「出口」よりも「入口」に近い部位において内部吸気通路２２ａの内部に介在するように配置したという点にある。

　図４は、本発明の実施の形態２においてインタークーラー２２の暖機時に行われるウォーターポンプ８４の特徴的な制御を説明するための図である。

　上記図３に示す構成を備える本実施形態の冷却系では、インタークーラー２２の暖機時（例えば、ウォーターポンプ８４を駆動して強制的なインタークーラー２２の冷却を行っている高負荷運転から低負荷運転に移行した直後の暖機時）に、単にウォーターポンプ８４を停止し続けるのではなく、図４（Ｃ）に示すように、ウォーターポンプ８４が間欠的に駆動される。これにより、インタークーラー２２の暖機期間中に、インタークーラー冷却回路８２で冷却水が間欠的に循環するようになる。

　より具体的には、ＥＣＵ４０は、暖機時に、一定量の熱量が内部供給配管２２ｃから当該内部供給配管２２ｃ近傍の内部冷却水通路２２ｂに供給されるまでウォーターポンプ８４を停止し、冷却水の循環を停止する。その後、ＥＣＵ４０は、一時的にウォーターポンプ８４を作動させることによって、内部冷却水通路２２ｂの一部に供給された上記熱量を内部冷却水通路２２ｂの全体に行き渡らせる。ＥＣＵ４０は、暖機時に、このような制御を所定時間毎に繰り返し実行する。尚、上記制御におけるウォーターポンプ８４の作動間隔および作動時間は、予め実験等により適切に設定されている。

　図４（Ａ）は、インタークーラー２２の内部冷却水通路２２ｂ内の冷却水の平均温度の波形を示しており、図４（Ｂ）は、内部供給配管２２ｃの近傍の内部冷却水通路２２ｂ内の冷却水（すなわち、内部冷却水通路２２ｂの入口近傍の冷却水）の温度の波形を示している。また、これらの図中に実線で表した波形は、上述したウォーターポンプ８４の制御を行った場合の波形であり、同図中に破線で表した波形は、ウォーターポンプ８４を暖機中に停止し続けた場合の波形である。

　図４（Ａ）および図４（Ｂ）に示すように、暖機開始時にウォーターポンプ８４が停止されると、それに伴い、主に内部供給配管２２ｃからの伝熱の影響によって、冷却水の平均温度および冷却水入口での冷却水温度が時間経過とともに上昇していく。その後、一定量の熱量が内部冷却水通路２２ｂに供給された段階でウォーターポンプ８４が駆動されることにより、内部冷却水通路２２ｂの全体に上記熱量が行き渡るようになる。その結果、図４（Ａ）に示すように、冷却水の平均温度が破線と比べて上昇する。このように、ウォーターポンプ８４の間欠的な駆動を行うことにより、これを行わない場合と比べ、インタークーラー２２の全体を早期に暖機できるようになる。

　また、ウォーターポンプ８４の間欠的な駆動を行うことにより、図４（Ｂ）に示すように、冷却水入口での冷却水温度は、その部位に供給された上記熱量が持ち去られることで一時的に低下する。このように、内部供給配管２２ｃからの熱エネルギーの供給を受ける部位の温度を下げることにより、当該部位における冷却水と内部供給配管２２ｃとの温度差を大きくなる。これにより、ウォーターポンプ８４の停止後において、内部供給配管２２ｃから上記部位への伝熱量を増やすことができる。このことによっても、インタークーラー２２の暖機の早期化を図れるようになる。

　内部吸気通路２２ａの内部に一部にのみ及ぶように内部供給配管２２ｃを配置したことにより、既述したように、インタークーラー２２の冷却時においてインタークーラー冷却回路８２による冷却効果を損なわないようにすることができる。しかしながら、その背反として、インタークーラー２２の暖機性能が低下してしまう。これに対し、内部供給配管２２ｃを冷却水入口近傍に配置し、かつ、ウォーターポンプ８４の間欠的な駆動を暖機時に行う本実施形態の冷却系によれば、インタークーラー２２の冷却時における冷却性能の確保に配慮しつつ、暖機時にインタークーラー２２を早期に暖機できるようになる。

　尚、上述した実施の形態２においては、ＥＣＵ４０がウォーターポンプ８４を用いてインタークーラー冷却回路８２内で冷却水を間欠的に循環させることにより本発明の上記一態様における「水循環制御手段」が実現されている。

実施の形態３．
　次に、図５を主に参照して、本発明の実施の形態３について説明する。
［実施の形態３の冷却系の特徴的な構成および制御］
　図５は、本発明の実施の形態３の冷却系の特徴的な構成を表した図である。尚、図５において、上記図２に示す構成要素と同一の要素については、同一の符号を付してその説明を省略または簡略する。また、図５は、実施の形態１における図２に示す構成に対する本実施形態の構成の相違点を中心に表したものである。図５に表されていない構成については、上述した実施の形態１における冷却系と同様に構成されているものとする。

　図５に示すインタークーラー冷却回路８６においても、内部供給配管２２ｃは、内部吸気通路２２ａにおける吸気の流れと直交する方向における一部にのみ及ぶように備えられている。そして、内部供給配管２２ｃは、「インタークーラー２２の冷却時における」内部冷却水通路２２ｂの「入口」よりも「出口」に近い部位において内部吸気通路２２ａの内部に介在するように配置されている。更に、インタークーラー冷却回路８６は、インタークーラー冷却回路８６で冷却水を双方向に循環させることが可能なウォーターポンプ８８を備えているという点において、実施の形態２におけるインタークーラー冷却回路８２と相違している。

　そのうえで、本実施形態の冷却系の特徴点は、インタークーラー２２の暖機時には、冷却時とは逆方向に冷却水が流れるようにウォーターポンプ８８の回転方向を逆にしつつ、ウォーターポンプ８８の間欠的な駆動を行うという点にある。

　以上説明した本実施形態の冷却系によれば、インタークーラー２２の冷却時には、上述した実施の形態１の冷却系と同様に、内部供給配管２２ｃから内部冷却水通路２２ｂの出口近傍の部位に伝わった熱のほとんどを冷却水の循環によって内部冷却水通路２２ｂの外部（すなわち、ラジエーター７０）に持ち去られるようにすることができる。これにより、高負荷運転時におけるインタークーラー２２の本来的な冷却効果の低下を十分に抑制することができる。そのうえで、本実施形態の冷却系によれば、インタークーラー２２の暖機時には、冷却水の流れ方向を冷却時と逆にすることによって、上述した実施の形態２の冷却系と同様に、内部供給配管２２ｃが冷却水入口近傍に位置する構成に切り替えることができる。そして、暖機時に、上述したウォーターポンプ８４の間欠的な駆動を行うようにすることで、暖機時にインタークーラー２２を早期に暖機できるようになる。以上のように、本実施形態の冷却系によれば、実施の形態１の冷却系と実施の形態２の冷却系の双方によって得られるメリットを享受できるようになる。

　尚、上述した実施の形態３においては、ＥＣＵ４０がウォーターポンプ８８を用いて、暖機時にインタークーラー冷却回路８６内で冷却水を間欠的に循環させ、かつ、暖機時と冷却時とで冷却水の循環方向を逆とすることにより本発明の上記一態様における「水循環制御手段」が実現されている。

実施の形態４．
　次に、図６を主に参照して、本発明の実施の形態４について説明する。
［実施の形態４の冷却系の特徴的な構成］
　図６は、本発明の実施の形態４の冷却系の特徴的な構成を表した図である。尚、図４において、上記図２に示す構成要素と同一の要素については、同一の符号を付してその説明を省略または簡略する。また、本実施形態の内燃機関１０は、図１に示すインタークーラー２２に代えて、インタークーラー９０を備えているものとする。

　上述した実施の形態１～３における冷却系は、供給経路７６の内部供給配管２２ｃ内の高温の冷却水からの伝熱によって、インタークーラー２２の内部吸気通路２２ａおよび内部冷却水通路２２ｂに熱エネルギーを供給するというものである。これに対し、本実施形態の冷却系は、供給経路９８を流れる高温の冷却水をインタークーラー９０の内部冷却水通路９０ｂに直接供給することによって、内部冷却水通路２２ｂに熱エネルギーを供給し、更には、内部冷却水通路２２ｂからの伝熱によって内部吸気通路９０ａに熱エネルギーを供給するというものである。

（水冷式のインタークーラーの基本構成）
　図６に示すように、本実施形態のインタークーラー冷却回路９２は、内部冷却水通路９０ｂと組み合わされることによってインタークーラー冷却回路９２を構成する部材として、インタークーラー９０の外部に、第１外部冷却水配管９４および第２外部冷却水配管９６を備えている。第１外部冷却水配管９４は、内部冷却水通路９０ｂの出口とラジエーター７０の入口とを接続するものであり、第２外部冷却水配管９６は、ラジエーター７０の出口と内部冷却水通路９０ｂの入口とを接続するものである。すなわち、本実施形態においては、インタークーラー冷却回路９２における外部冷却水通路形成部材は、第１外部冷却水配管９４と第２外部冷却水配管９６との間に備えられたラジエーター７０によって冷却水を冷却する機能を有している。また、第２外部冷却水配管９６の途中には、ウォーターポンプ５２が配置されている。

（実施の形態４の冷却系の特徴的な構成）
　本実施形態の冷却系は、実施の形態１において既述した「水冷式インタークーラーを備える場合の課題」を解決するために、以下に説明する構成を備えている。すなわち、本実施形態の冷却系は、インタークーラー９０に対してエンジン冷却回路５４を流れる冷却水の熱エネルギーを供給する供給経路９８をエンジン冷却回路５４に備えている。

　より具体的には、供給経路９８は、図６に示すように、インタークーラー冷却回路９２にそれぞれ接続される第１供給配管１００および第２供給配管１０２を備えている。第１供給配管１００は、第１冷却水通路６０におけるエンジン本体１０ａの出口近傍の部位と、第１外部冷却水配管９４とを接続する配管である。第２供給配管１０２は、第２外部冷却水配管９６と、第２冷却水通路６０におけるエンジン本体１０ａの入口近傍の部位とを接続するものである。このように供給配管１００、１０２と外部冷却水配管９４、９６とが接続されていることによって、内部冷却水通路９０ｂの全体が供給経路９８の途中に介在している。また、上述したように、本実施形態における供給経路９８は、エンジン冷却回路５４のメインの回路から分岐した回路として構成されている。尚、本実施形態の冷却系では、前提として、ウォーターポンプ５２の駆動時（冷却時）に、第１供給配管１００から内部冷却水通路９０ｂに流れようとする冷却水の圧力に打ち勝って、インタークーラー冷却回路９２内を循環する冷却水の流れ（図６参照）が生ずるように、ウォーターポンプ５２の容量の選定および流路の設計がなされているものとする。

　既述したように、エンジン冷却回路５４を循環する冷却水の温度は、基本的に、ウォーターポンプ５２の作動時にインタークーラー冷却回路９２を循環する冷却水の温度よりも高くなる。したがって、相対的に低温の冷却水が流れることが基本的に予定されているインタークーラー冷却回路９２の内部冷却水通路９０ｂに対し、相対的に高温の冷却水が上記供給経路９８の第１供給配管１００から流入した場合には、高温の冷却水の熱エネルギーが内部冷却水通路９０ｂに直接的に供給されることになる。

　本実施形態の冷却系では、インタークーラー冷却回路９２への第１供給配管１００の接続位置に対して、次のような特別な配慮がなされている。すなわち、図６に示すように、供給経路９８の第１供給配管１００からインタークーラー冷却回路９２の第１外部冷却水配管９４に冷却水を導入するための第１供給配管１００の導入口は、内部冷却水通路９０ｂの冷却水の「入口」よりも「出口」に近い部位において、インタークーラー９０の外部のインタークーラー冷却回路９２（ここでは、第１外部冷却水配管９４が相当）に設けられている。

　また、本実施形態の供給経路９８は、上述した供給経路７６と同様に、エンジン冷却回路５４からの冷却水の取り出し位置、およびエンジン冷却回路５４への冷却水の戻し位置に特徴を有している。より具体的には、供給経路９８は、エンジン本体１０ａの出口近傍の部位において第１冷却水通路６０から分岐し、冷却水が供給経路９８およびインタークーラー冷却回路９２を流れた後に、エンジン本体１０ａの入口近傍の部位において第２冷却水通路６２に合流するように構成されている。すなわち、供給経路９８は、エンジン本体１０ａから出た冷却水がラジエーター５８を通過していない部位において冷却水を取り出したうえで、取り出した冷却水がラジエーター５８を通過せずにエンジン本体１０ａに戻ることになる部位に冷却水を戻すように構成されている。

　以上のように構成された本実施形態の冷却系を有する内燃機関１０の運転中には、実施の形態１において既述したように、ウォーターポンプ５２は次のように制御される。すなわち、ウォーターポンプ５２は、インタークーラー９０を用いて吸気を冷却する要求のある冷却時にインタークーラー冷却回路９２内で冷却水を循環させるために駆動され、一方、供給経路９８からの高温の冷却水の熱エネルギーによってインタークーラー９０を暖機する要求のある暖機時にインタークーラー冷却回路９２内の冷却水の循環を停止させるために停止される。

　また、本実施形態においても、ＥＣＵ４０は、ＥＧＲガスの導入要求のある運転条件でのインタークーラー９０の暖機中には、Ｉ／Ｃ水温センサ４６を用いて検出される内部冷却水通路９０ｂ内の冷却水の温度（すなわち、インタークーラー９０の温度）が所定温度に到達した場合に、ＥＧＲガスの導入を許可する。言い換えれば、本実施形態においても、供給経路９８から供給される熱エネルギーを利用したインタークーラー９０の暖機中には、上記冷却水温度が所定温度に到達するまで、ＥＧＲ装置３２を利用したＥＧＲガスの吸気通路１２への供給が禁止される。

（実施の形態４の冷却系の構成による効果）
　以上説明した実施の形態４の冷却系を備える内燃機関１０によれば、エンジン本体１０ａを熱源として熱せられた高温の冷却水が供給経路９８を流通するようになる。ウォーターポンプ５２が停止されるインタークーラー２２の暖機時には、図６に示すように、ウォーターポンプ５２による冷却水の循環が行われないインタークーラー冷却回路９２内に、以下のような態様で供給経路９８から高温の冷却水が供給されるようになる。すなわち、図６に示す構成の場合には、第１供給配管１００から第１外部冷却水配管９４に供給される高温の冷却水は、途中にラジエーター７０およびウォーターポンプ５２という流路抵抗となる部材が存在するルート（図６における下側のルート）よりも、内部冷却水通路９０ｂを介在するルート（図６における上側のルート）に対して流れ易くなる。この上側のルートでは、第１供給配管１００から第１外部冷却水配管９４に導入された冷却水は、内部冷却水通路９０ｂおよび第２外部冷却水配管９６を通った後に、第２供給配管１０２に排出される。

　上記のように、本実施形態の冷却系によれば、供給経路９８から高温の冷却水の熱エネルギーをインタークーラー９０の内部（内部冷却水通路９０ｂ）に直接的に供給できるようになる。より具体的には、内部冷却水通路９０ｂへの直接的な熱エネルギーの供給によって、内部冷却水通路９０ｂ、更には内部吸気通路２２ａを温めることができる。これにより、高負荷運転時にウォーターポンプ５２を駆動して吸気を強制的に冷却させた後にＥＧＲガスの導入要求のある低負荷運転に移行する状況下において、本実施形態の供給経路９８を備えることなくウォーターポンプ５２を停止して吸気からの受動的な受熱による暖機が行われる場合と比べ、早期にインタークーラー９０を暖機できるようになる。その結果、ＥＧＲガスの導入に伴う凝縮水発生を抑制可能な温度に迅速に到達できるようになるので、ＥＧＲガスの導入開始時期を早められるようになる。これにより、ＥＧＲガスの導入を利用した燃費向上効果を十分に引き出せるようになる。また、本実施形態の構成は、インタークーラー９０の内部（内部冷却水通路９０ｂ）に直接的に高温の冷却水を供給するものであるため、上述した実施の形態１等の伝熱を利用する構成と比べて、より優れた暖機効果を得ることができる。

　また、本実施形態の冷却系では、供給経路９８の第１供給配管１００からインタークーラー冷却回路９２の第１外部冷却水配管９４に冷却水を導入するための第１供給配管１００の導入口は、内部冷却水通路９０ｂの冷却水の入口よりも出口に近い部位において第１外部冷却水配管９４に設けられている。このような配置によれば、インタークーラー９０を冷却して吸気を冷却する冷却時（すなわち、ウォーターポンプ５２の作動時）には、第１供給配管１００からの高温の冷却水は、図６に示すように、ウォーターポンプ５２の作用によって、内部冷却水通路９０ｂを介さないルート（図６における下側のルート）を通って第２供給配管１０２に排出されるようになる。このように、上記の配置を採用することにより、冷却時に、第１供給配管１００から内部冷却水通路９０ｂへの高温の冷却水の導入を抑制することができる。このため、高負荷運転時におけるインタークーラー９０の本来的な冷却効果の低下を十分に抑制しつつ、ＥＧＲガスの導入時に凝縮水の発生を抑制できるようになる。

　また、本実施形態の冷却系においても、供給経路９８は、エンジン本体１０ａの出口近傍の部位において第１冷却水通路６０から分岐し、冷却水が供給経路９８を流れた後に、エンジン本体１０ａの入口近傍の部位において第２冷却水通路６２に合流するように構成されている。このような構成によれば、既述したように、インタークーラー９０の暖機時の暖機効果を効果的に高めることができる。また、ラジエーター５８の放熱能力が最大限に要求される高負荷運転時において、ラジエーター５８の放熱効率を損なうことなく安定した冷却水の温度制御（オーバーヒートの防止）を行えるようになる。

　また、本実施形態においても、供給経路９８から供給される熱エネルギーを利用したインタークーラー９０の暖機中には、内部冷却水通路９０ｂ内の冷却水の温度（すなわち、インタークーラー９０の温度）が所定温度（凝縮水の発生を抑制可能な温度）に到達するまでは、ＥＧＲ装置３２を利用したＥＧＲガスの吸気通路１２への供給が禁止される。これにより、インタークーラー９０を通過する空気とＥＧＲガスとの混合ガスから凝縮水が発生するのを確実に防止することができる。

［実施の形態４に対する変形例］
　ところで、上述した実施の形態４においては、供給経路９８の第１供給配管１００がインタークーラー冷却回路９２の第１外部冷却水配管９４に接続され、かつ、第２供給配管１０２が第２外部冷却水配管９６に接続されていることによって、内部冷却水通路９０ｂの全体が供給経路９８の途中に介在している構成を例に挙げて説明を行った。しかしながら、本発明における供給経路は、必ずしも内部冷却水通路の全部が供給経路の途中に介在しているものに限られない。すなわち、例えば、第１供給配管１００が第１外部冷却水配管９４に接続され、かつ、第２供給配管１０２が内部冷却水通路９０ｂの途中の部位に接続される構成を採用することによって、内部冷却水通路の一部が供給経路の途中に介在している構成を備えるようにしてもよい。また、後述の実施の形態７において図９に示す構成も、内部冷却水通路の一部が供給経路の途中に介在している構成の一例に相当するといえる。

　尚、上述した実施の形態４においては、第１外部冷却水配管９４、第２外部冷却水配管９６およびラジエーター７０が本発明の上記一態様における「外部冷却水通路形成部材」に相当している。また、ＥＣＵ４０がウォーターポンプ５２を制御することにより本発明の上記一態様における「水循環制御手段」が実現されている。
　更に、上述した実施の形態４においては、ＥＣＵ４０がＩ／Ｃ水温センサ４６を用いて検出される内部冷却水通路９０ｂ内の冷却水の温度が所定温度に到達した場合にＥＧＲガスの導入を許可するように構成されていることにより本発明の上記一態様における「排気ガス再循環禁止手段」が実現されている。

実施の形態５．
　次に、図７を主に参照して、本発明の実施の形態５について説明する。
［実施の形態５の冷却系の特徴的な構成および制御］
　図７は、本発明の実施の形態５の冷却系の特徴的な構成を表した図である。尚、図７において、上記図６に示す構成要素と同一の要素については、同一の符号を付してその説明を省略または簡略する。また、図７は、実施の形態４における図６に示す構成に対する本実施形態の構成の相違点を中心に表したものである。図７に表されていない構成については、上述した実施の形態４における冷却系と同様に構成されているものとする。

　図７に示す冷却系においても、インタークーラー９０に対してエンジン冷却回路５４を循環する冷却水の熱エネルギーを供給する供給経路９８がエンジン冷却回路５４に備えられている。また、本実施形態のインタークーラー冷却回路１０３は、ウォーターポンプ５２による流れ方向と逆方向に冷却水を循環させるウォーターポンプ８４を備えている点において、実施の形態４におけるインタークーラー冷却回路９２と相違している。このような構成によって得られる本実施形態の冷却系の特徴点は、供給経路９８の第１供給配管１００からインタークーラー冷却回路１０３の第１外部冷却水配管９４に冷却水を導入するための第１供給配管１００の導入口が、内部冷却水通路９０ｂの冷却水の「出口」よりも「入口」に近い部位において、インタークーラー９０の外部のインタークーラー冷却回路１０３（ここでは、第１外部冷却水配管９４が相当）に設けられているという点にある。

　上記図７に示す構成を備える本実施形態の冷却系においては、上述した実施の形態２において行われるように、インタークーラー９０の暖機時（例えば、ウォーターポンプ８４を駆動して強制的なインタークーラー９０の冷却を行っている高負荷運転から低負荷運転に移行した直後の暖機時）に、単にウォーターポンプ８４を停止し続けるのではなく、ウォーターポンプ８４が間欠的に駆動される。これにより、インタークーラー９０の暖機期間中に、インタークーラー冷却回路１０３で冷却水が間欠的に循環するようになる。

　より具体的には、供給経路９８からインタークーラー冷却回路１０３内に高温の冷却水を直接的に供給可能な本実施形態の冷却系では、ウォーターポンプ８４が停止される暖機時には、図７中に矢印を付して示すように、高温の冷却水は、第１供給配管１００から内部冷却水通路９０ｂに向かうルート（図７における上側のルート）と、第１供給配管１００からラジエーター７０に向かうルート（図７における下側のルート）とに分かれつつ第１外部冷却水配管９４に導入される。その結果、暖機時に単にウォーターポンプ８４が停止されるだけでは、第１供給配管１００から供給される高温の冷却水の熱エネルギーの一部しか内部冷却水通路９０ｂに供給できなくなる。

　そこで、本実施形態では、ＥＣＵ４０は、暖機時に、間欠的にウォーターポンプ８４を駆動することにより、図７における下側のルート側に流れた高温の冷却水の熱エネルギーを内部冷却水通路９０ｂ側に供給させる。ただし、この場合にウォーターポンプ８４の作動時間が長すぎると、ラジエーター７０で冷却された冷却水までもが内部冷却水通路９０ｂに導入されてしまうことになる。したがって、間欠的に駆動する際のウォーターポンプ８４の作動時間は、上記の下側のルートにおいてラジエーター７０に到達していない高温の冷却水だけが内部冷却水通路９０ｂに供給されるように設定されることが好ましい。ＥＣＵ４０は、暖機時に、このような制御を所定時間毎に繰り返し実行する。以上のようなウォーターポンプ８４の制御を行うことにより、これを行わない場合と比べ、実施の形態２において上記図４に示されるように、インタークーラー９０の全体を早期に暖機できるようになる。

　尚、上述した実施の形態５においては、ＥＣＵ４０がウォーターポンプ８４を用いてインタークーラー冷却回路１０３内で冷却水を間欠的に循環させることにより本発明の上記一態様における「水循環制御手段」が実現されている。

実施の形態６．
　次に、図８を主に参照して、本発明の実施の形態６について説明する。
［実施の形態６の冷却系の特徴的な構成および制御］
　図８は、本発明の実施の形態６の冷却系の特徴的な構成を表した図である。尚、図８において、上記図６に示す構成要素と同一の要素については、同一の符号を付してその説明を省略または簡略する。また、図８は、実施の形態４における図６に示す構成に対する本実施形態の構成の相違点を中心に表したものである。図８に表されていない構成については、上述した実施の形態４における冷却系と同様に構成されているものとする。

　図８に示すインタークーラー冷却回路１０４においても、供給経路９８の第１供給配管１００からインタークーラー冷却回路１０４の第１外部冷却水配管９４に冷却水を導入するための第１供給配管１００の導入口は、「インタークーラー９０の冷却時における」内部冷却水通路９０ｂの冷却水の「出口」よりも「入口」に近い部位において、インタークーラー９０の外部のインタークーラー冷却回路１０４（ここでは、第１外部冷却水配管９４が相当）に設けられている。更に、インタークーラー冷却回路１０４は、インタークーラー冷却回路１０４で冷却水を双方向に循環させることが可能なウォーターポンプ８８を備えているという点において、実施の形態５におけるインタークーラー冷却回路１０３と相違している。

　そのうえで、本実施形態の冷却系の特徴点は、上述した実施の形態３と同様に、インタークーラー９０の暖機時には、冷却時とは逆方向に冷却水が流れるようにウォーターポンプ８８の回転方向を逆にしつつ、ウォーターポンプ８８の間欠的な駆動を行うという点にある。

　以上説明した本実施形態の冷却系によれば、インタークーラー９０の冷却時には、上述した実施の形態４の冷却系と同様に、第１供給配管１００からの高温の冷却水は、ウォーターポンプ８８の作用によって、内部冷却水通路９０ｂを介さないルート（図８における下側のルート）を通って第２供給配管１０２に排出されるようになる。これにより、冷却時に、第１供給配管１００からの高温の冷却水が内部冷却水通路９０ｂ側に導入されないようにすることができるので、高負荷運転時におけるインタークーラー９０の本来的な冷却効果の低下を十分に抑制することができる。そのうえで、本実施形態の冷却系によれば、インタークーラー９０の暖機時には、冷却水の流れ方向を冷却時と逆にすることによって、上述した実施の形態５の冷却系と同様に、内部冷却水通路９０ｂの冷却水の出口よりも入口に近い部位において第１供給配管１００から高温の冷却水が導入される構成に切り替えることができる。そして、暖機時に、上述したウォーターポンプ８４の間欠的な駆動を行うようにすることで、暖機時にインタークーラー９０を早期に暖機できるようになる。以上のように、本実施形態の冷却系によれば、実施の形態４の冷却系と実施の形態５の冷却系の双方によって得られるメリットを享受できるようになる。

　尚、上述した実施の形態６においては、ＥＣＵ４０がウォーターポンプ８８を用いて、暖機時にインタークーラー冷却回路１０４内で冷却水を間欠的に循環させ、かつ、暖機時と冷却時とで冷却水の循環方向を逆とすることにより本発明の上記一態様における「水循環制御手段」が実現されている。

実施の形態７．
　次に、図９を主に参照して、本発明の実施の形態７について説明する。
［実施の形態７の冷却系の特徴的な構成］
　図９は、本発明の実施の形態７の冷却系の特徴的な構成を表した図である。尚、図９において、上記図６に示す構成要素と同一の要素については、同一の符号を付してその説明を省略または簡略する。また、本実施形態の内燃機関１０は、図６に示すインタークーラー９０に代えて、インタークーラー１０６を備えているものとする。

　図９に示す冷却系は、内部吸気通路１０６ａと内部冷却水通路１０６ｂとを有するインタークーラー１０６を冷却するためのインタークーラー冷却回路１０８を備えている。このインタークーラー冷却回路１０８に対して、エンジン冷却回路５４を循環する高温の冷却水が供給経路１１０から直接的に供給されるという点は、上述した実施の形態４の冷却系と同様である。図９に示す冷却系は、インタークーラー１０６の内部（すなわち、内部冷却水通路１０６ｂ）に対して供給経路１１０から高温の冷却水を直接的に供給するという点に特徴を有している。

　より具体的には、図９に示すように、供給経路１１０の第１供給配管１１２は、内部冷却水通路１０６ｂの中央部（特に、図９においては、内部冷却水通路１０６ｂの入口と出口からの距離が等しい中間位置）に接続されている。このような構成によれば、ウォーターポンプ５２が停止される暖機時に、第１供給配管１１２から注入された高温の冷却水は、水流が止まっている内部冷却水通路１０６ｂの内部を入口側および出口側のそれぞれに均等に流れていくようになる。すなわち、高温の冷却水の熱エネルギーの全部が内部冷却水通路１０６ｂ内に供給されるようになる。これにより、上述した実施の形態４～６の冷却系のように、水流が停止した暖機時に高温の冷却水の一部の熱エネルギー（一方のルートを流れる冷却水の熱エネルギー）だけが内部冷却水通路に供給される構成と比べ、供給経路１１０から供給される熱エネルギーをより有効に利用できるようになる。このため、インタークーラー１０６の暖機効率を高めることができる。

［実施の形態７に対する変形例］
　ところで、上述した実施の形態７においては、供給経路１１０の第１供給配管１１２が内部冷却水通路１０６ｂの中央部に接続されている構成を例に挙げて説明を行った。第１供給配管１１２の接続位置が内部冷却水通路１０６ｂの中間位置に近いほど、熱エネルギーが両方向に対してより均等に供給されるようになるので、冷却水の熱エネルギーを有効利用できる効果を高めることができる。しかしながら、第１供給配管１１２の接続位置は、必ずしも中央部でなくても、インタークーラー１０６の内部（すなわち、内部冷却水通路１０６ｂ上）の所定の部位であってもよい。第１供給配管１１２の接続位置がインタークーラー１０６の内部に設けられている構成は、上述した実施の形態４等のようにそれがインタークーラー９０の外部に設けられている構成と比べ、インタークーラー冷却回路１０８の内部において二方向に分かれる冷却水の一方の熱エネルギーの全部が無駄にならないという点において優れているといえる。

実施の形態８．
　次に、図１０を主に参照して、本発明の実施の形態８について説明する。
［実施の形態８の冷却系の特徴的な構成］
　図１０は、本発明の実施の形態８の冷却系の特徴的な構成を表した図である。尚、図１０において、上記図６に示す構成要素と同一の要素については、同一の符号を付してその説明を省略または簡略する。また、図１０は、実施の形態４における図６に示す構成に対する本実施形態の構成の相違点を中心に表したものである。図１０に表されていない構成については、上述した実施の形態４における冷却系と同様に構成されているものとする。

　図１０に示すように、本実施形態の供給経路９８は、インタークーラー冷却回路９２の第１外部冷却水配管９４と第１供給配管１００との接続部に、供給経路９８からインタークーラー冷却回路９２に供給される高温の冷却水の流量を制限するための絞り部１１４が備えられている。このような絞り部１１４は、例えば、流路の一部分だけを絞るための絞り孔として形成されたものであってもよい。或いは、例えば、第１供給配管１００の細径化によって実現されるものであってもよい。

　上記の絞り部１１４を備えていることで、当該絞り部１１４の設定によって、供給経路９８からインタークーラー冷却回路９２に供給される高温の冷却水の流量を任意の流量に制限できるようになる。インタークーラー冷却回路９２への高温の冷却水の供給量が多くなると、暖機効果は向上するが、ウォーターポンプ５２が駆動される冷却時にインタークーラー冷却回路９２内を循環する冷却水の温度を高めてしまう。したがって、絞り部１１４を備えることにより、供給経路９８から供給される高温の冷却水によるインタークーラー９０の冷却効果の悪化抑制（高負荷運転時）と、当該高温の冷却水を利用した暖機効果（低負荷運転時）との好適なバランスが得られるように、高温の冷却水の供給量を予め適切に設定できるようになる。

［実施の形態８に対する変形例］
　ところで、上述した実施の形態８においては、絞り部１１４を、インタークーラー冷却回路９２の第１外部冷却水配管９４と第１供給配管１００との接続部に設置した構成を例に挙げて説明を行った。しかしながら、このような絞り部１１４の配置場所は、上記の位置に限定されるものではなく、エンジン冷却回路５４から分岐した供給経路９８上（第１供給配管１００と第２供給配管１０２との間に介在する内部冷却水通路９０ｂ、第１外部冷却水配管９４および第２外部冷却水配管９６を含む）であればよい。

　また、上述した実施の形態８においては、実施の形態４の構成（図６参照）を基礎とする冷却系に対して絞り部１１４を備えた構成を例に挙げて説明を行った。しかしながら、本実施形態の絞り部１１４を備える対象となる冷却系は、上記のものに限らず、他の実施の形態５～７のうちの何れかの構成（図７～９参照）を基礎とするものであってもよい。

　尚、上述した実施の形態８においては、絞り部１１４が本発明の上記一態様における「流量制限手段」に相当している。

実施の形態９．
　次に、図１１および図１２を主に参照して、本発明の実施の形態９について説明する。
［実施の形態９の冷却系の特徴的な構成］
　図１１は、本発明の実施の形態９の冷却系の特徴的な構成を表した図である。尚、図１１において、上記図６に示す構成要素と同一の要素については、同一の符号を付してその説明を省略または簡略する。また、図１１は、実施の形態４における図６に示す構成に対する本実施形態の構成の相違点を中心に表したものである。図１１に表されていない構成については、上述した実施の形態４における冷却系と同様に構成されているものとする。

　図１１に示すように、本実施形態の供給経路９８は、インタークーラー冷却回路９２の第１外部冷却水配管９４と第１供給配管１００との接続部に、供給経路９８からインタークーラー冷却回路９２に導入される高温の冷却水の流量を制御するための流量制御弁１１６が備えられている。

　図１２は、図１１に示す流量制御弁１１６の具体的な構成の一例を説明するための図である。
　図１２に示す流量制御弁１１６は、ウォーターポンプ５２の作動および停止によって変化する冷却水の水圧を利用して開閉される方式のものである。すなわち、流量制御弁１１６は、ウォーターポンプ５２が駆動されていることでインタークーラー冷却回路９２内を低温の冷却水が循環している場合には、低温の冷却水の水圧によって弁体１１６ａが閉じ（第１供給配管１００を閉塞し）、一方、ウォーターポンプ５２が停止されていることで低温の冷却水の循環が停止している場合には、第１供給配管１００側の高温の冷却水の水圧によって弁体１１６ａが開く（第１供給配管１００が開放する）ように構成されている。尚、流量制御弁１１６は、弁体１１６ａの開放時に弁体１１６ａが開き過ぎて第１外部冷却水配管９４を閉塞しないように弁体１１６ａの開度を制限するストッパー（図示省略）を備えているものとする。

　以上のように構成された流量制御弁１１６によれば、ウォーターポンプ５２が停止されるインタークーラー９０の暖機時には、流量制御弁１１６が開くので、第１供給配管１００から内部冷却水通路９０ｂに高温の冷却水を導入できるようになる。また、ウォーターポンプ５２が駆動されるインタークーラー９０の冷却時には、流量制御弁１１６が閉じるので、第１供給配管１００から内部冷却水通路９０ｂへの高温の冷却水の導入を中止することができる。このため、上記流量制御弁１１６を冷却系に備えておくことにより、供給経路９８から供給される高温の冷却水によるインタークーラー９０の冷却効果の悪化抑制効果（高負荷運転時）と、当該高温の冷却水を利用した暖機効果（低負荷運転時）とを最大化させることができる。

［実施の形態９に対する変形例］
　ところで、上述した実施の形態９においては、水圧を利用して開閉する流量制御弁１１６を例に挙げて説明を行った。しかしながら、本発明における流量制御手段の具体的な構成は、上記のものに限定されるものではなく、例えば、ＥＣＵ４０によって制御される電磁式の制御弁であってもよい。また、電磁式の制御弁を採用した場合の流量制御手段の配置場所は、第１外部冷却水配管９４と第１供給配管１００との接続部に限定されるものではなく、第１供給配管１００または第２供給配管１０２上であればよい。更に、電磁式の制御弁を採用した場合であれば、インタークーラー９０の暖機の要求度合いに応じて高温の冷却水の供給量が変化するように（例えば、暖機の要求度合いが高いほど、冷却水の供給量が多くなるように）流量制御手段を制御してもよい。

　また、上述した実施の形態９においては、実施の形態４の構成（図６参照）を基礎とする冷却系に対して流量制御弁１１６を備えた構成を例に挙げて説明を行った。しかしながら、本実施形態の流量制御弁１１６を備える対象となる冷却系は、上記のものに限らず、他の実施の形態５～７のうちの何れかの構成（図７～９参照）を基礎とするものであってもよい。

　尚、上述した実施の形態９においては、流量制御弁１１６が本発明の上記一態様における「流量制御手段」に相当している。

実施の形態１０．
　次に、図１３を主に参照して、本発明の実施の形態１０について説明する。
［実施の形態１０の冷却系の特徴的な構成］
　図１３は、本発明の実施の形態１０の冷却系の特徴的な構成を表した図である。尚、図１３において、上記図２に示す構成要素と同一の要素については、同一の符号を付してその説明を省略または簡略する。

　図１３に示す冷却系は、エンジン冷却回路１１８から供給経路１２０への冷却水の取り出し位置において、図２に示す冷却系（実施の形態１）と相違している。より具体的には、本実施形態では、図１に示すＥＧＲクーラー３６の内部冷却水通路３６ａが、エンジン冷却回路１１８の第１冷却水通路１２２の途中に介在しているものとする。図１３に示すように、供給経路１２０の第１供給配管１２４は、第１冷却水通路１２２における内部冷却水通路３６ａの下流側の部位においてエンジン冷却回路１１８のメイン回路から分岐するように構成されている。

　以上説明した本実施形態の構成によれば、図２に示す冷却系と比べ、ＥＧＲクーラー３６においてＥＧＲガスと熱交換したことによってエンジン本体１０ａの出口での温度よりも高温になった冷却水が供給経路１２０に導入されるようになる。このため、インタークーラー２２の暖機時に、より高温の冷却水を利用した暖機を行えるようになるため、暖機効果を向上させることができる。

［実施の形態１０に対する変形例］
　ところで、上述した実施の形態１０においては、エンジン本体１０ａを出た冷却水による所定の冷却対象として、ＥＧＲクーラー３６により冷却されるＥＧＲガスを例に挙げて、ＥＧＲクーラー３６を通過した後の冷却水が供給経路１２０に導入される構成について説明を行った。しかしながら、本発明において供給経路の構成との関係で登場する所定の冷却対象は、ＥＧＲガスに限らず、例えば、タービン２０ｂなどの冷却水による冷却を必要とする機器であってもよい。

　また、上述した実施の形態１０においては、実施の形態１の冷却系（図２参照）に対して本実施形態における供給経路１２０の特徴的な接続位置を適用した例について説明を行った。しかしながら、本実施形態における供給経路１２０の特徴的な接続位置の適用対象となる冷却系は、その他の実施の形態２～９および１１の冷却系のうちの何れであってもよい。ただし、実施の形態４等の冷却系のように高温の冷却水を直接的にインタークーラーに供給する構成よりも、実施の形態１等の冷却系のように高温の冷却水からの伝熱を利用する構成の方が暖機のための熱量を確保しにくいといえる。したがって、伝熱を利用する構成の方が、本実施形態の構成に適しているといえる。

実施の形態１１．
　次に、図１４を主に参照して、本発明の実施の形態１１について説明する。
［実施の形態１１の冷却系の特徴的な構成］
　図１４は、本発明の実施の形態１１の冷却系の特徴的な構成を表した図である。尚、図１４において、上記図２に示す構成要素と同一の要素については、同一の符号を付してその説明を省略または簡略する。また、本実施形態の内燃機関１０は、図２に示すインタークーラー２２に代えて、インタークーラー１２６を備えているものとする。

（空冷式のインタークーラーの基本構成）
　本実施形態の冷却系は、吸気を冷却するための冷媒として空気（一例）を利用する空冷式のインタークーラー１２６を備えている。図１４に示すように、インタークーラー１２６の内部には、吸気が流れる内部吸気通路１２６ａが形成されている。内部吸気通路１２６ａは、吸気通路１２の一部として機能する。また、インタークーラー１２６の内部には、内部吸気通路１２６ａを流れる吸気を冷却するための空気（外気）が流れる内部空気通路１２６ｂが設けられている。より具体的には、図１４に示すように、インタークーラー１２６は、板状の内部吸気通路１２６ａと、放熱フィンが設けられた板状の内部空気通路１２６ｂとが交互に組み合わされることによって構成されている。このような構成によって、内部吸気通路１２６ａを流れる吸気と、内部空気通路１２６ｂを流れる空気（外気）とが熱交換するようになっている。

（空冷式のインタークーラーを備える場合の課題）
　インタークーラー１２６は、高負荷運転時に吸気の充填効率の向上およびノッキングの抑制を実現するために必要な冷却能力が確保されるように設計される。このことへの背反として、特に外気温度が低い場合には、低負荷運転時において新気とＥＧＲガスとの混合ガスが過冷却される場合がある。したがって、このような構成のインタークーラー１２６においても、上述した実施の形態１等のインタークーラー２２と基本的に同様に、出力性能の確保と凝縮水の発生防止とを両立するために、高負荷運転時には吸気を確実に冷却することができ、一方、低負荷運転時には凝縮水を発生させない温度にインタークーラー１２６の温度を保つことが要求される。

（実施の形態１１の冷却系の特徴的な構成）
　そこで、本実施形態の冷却系においても、インタークーラー１２６に対してエンジン冷却回路５４を流れる冷却水の熱エネルギーを供給する供給経路１２８をエンジン冷却回路５４に備えるようにした。より具体的には、供給経路１２８は、図１４に示すように、第１供給配管１３０と熱交換配管１３２と第２供給配管１３４とによって構成されている。このように、本実施形態における供給経路１２８は、エンジン冷却回路５４のメインの回路から分岐した回路として構成されている。

　第１供給配管１３０は、第１冷却水通路６０におけるエンジン本体１０ａの出口近傍の部位と、熱交換配管１３２の一端とを接続する配管である。第２供給配管１３４は、熱交換配管１３２の他端と、第２冷却水通路６２におけるエンジン本体１０ａの入口近傍の部位とを接続するものである。図１４に示すように、熱交換配管１３２は、インタークーラー１２６の壁面（図１４においては、内部吸気通路１２６ａの壁面）に接している。熱交換配管１３２の内部には、エンジン冷却回路５４を循環する高温の冷却水が流れている。このため、上記構成によれば、熱交換配管１３２から、これに接する内部吸気通路１２６ａの壁面（インタークーラー１２６の壁面）に対して、高温の冷却水の熱エネルギーが供給（伝達）されることになる。

　更に、供給経路１２８の第１供給配管１３０には、供給経路１２８を流れる冷却水の流量を制御するための流量制御弁１３６が設置されている。ここでは、流量制御弁１３６は、ＥＣＵ４０により制御される電磁式の制御弁であるものとする。尚、流量制御弁１３６の配置場所は、供給経路１２８上であればよい。

　本実施形態の冷却系では、熱交換配管１３２の配置場所に対して、次のような特別な配慮がなされている。すなわち、本実施形態の熱交換配管１３２は、重力方向という観点においては、図１４に示すように、重力方向の下方側の部位において内部吸気通路１２６ａの壁面に接するように配置されている。更にまた、熱交換配管１３２は、内部吸気通路１２６ａ内の吸気の流れという観点においては、図１４に示すように、吸気の上流側となる部位において内部吸気通路１２６ａの壁面に接するように配置されている。

　また、本実施形態の供給経路１２８は、上述した供給経路７６と同様に、エンジン冷却回路５４からの冷却水の取り出し位置、およびエンジン冷却回路５４への冷却水の戻し位置に特徴を有している。より具体的には、供給経路１２８は、エンジン本体１０ａの出口近傍の部位において第１冷却水通路６０から分岐し、冷却水が供給経路１２８を流れた後に、エンジン本体１０ａの入口近傍の部位において第２冷却水通路６２に合流するように構成されている。すなわち、供給経路１２８は、エンジン本体１０ａから出た冷却水がラジエーター５８を通過していない部位において冷却水を取り出したうえで、取り出した冷却水がラジエーター５８を通過せずにエンジン本体１０ａに戻ることになる部位に冷却水を戻すように構成されている。

　以上のように構成された本実施形態の冷却系を有する内燃機関１０の運転中には、流量制御弁１３６は次のように制御される。すなわち、流量制御弁１３６は、供給経路１２８からの高温の冷却水の熱エネルギーによってインタークーラー１２６を暖機する要求のある暖機時に供給経路１２８内の冷却水の流通を停止させるために停止され、一方、インタークーラー１２６を用いて吸気を冷却する要求のある冷却時に供給経路１２８に冷却水を流通させるために駆動される。

　また、本実施形態においても、ＥＣＵ４０は、ＥＧＲガスの導入要求のある運転条件でのインタークーラー１２６の暖機中には、インタークーラー１２６の温度（例えば、温度センサを備えることによって取得可能）が所定温度に到達した場合に、ＥＧＲガスの導入を許可する。言い換えれば、本実施形態においても、供給経路１２８から供給される熱エネルギーを利用したインタークーラー１２６の暖機中には、インタークーラー１２６の温度が所定温度に到達するまで、ＥＧＲ装置３２を利用したＥＧＲガスの吸気通路１２への供給が禁止される。

（実施の形態１１の冷却系の構成による効果）
　以上説明した実施の形態１１の冷却系を備える内燃機関１０によれば、エンジン本体１０ａを熱源として熱せられた高温の冷却水が、インタークーラー１２６（内部吸気通路１２６ａ）の壁面に接している熱交換配管１３２を流通するようになる。このため、熱交換配管１３２を流れる高温の冷却水の熱エネルギーをインタークーラー１２６に供給できるようになる。より具体的には、インタークーラー１２６の暖機時には、流量制御弁１３６を制御して供給経路１２８に冷却水を導入することにより、熱交換配管１３２からの伝熱によって、内部吸気通路１２６ａを温めることができる。一方、インタークーラー１２６を用いて吸気を冷却する冷却時には、流量制御弁１３６を制御して供給経路１２８内の冷却水の流通を停止することにより、熱交換配管１３２からの伝熱（すなわち、熱エネルギーの供給）が抑制される。このため、本実施形態の冷却系によれば、高負荷運転時には、インタークーラー１２６が本来の冷却効果を十分に発揮して吸気を確実に冷却することができる。そのうえで、低負荷運転時には、外気温度等に左右されることもなしに、供給経路１２８からの熱エネルギーの供給によって凝縮水を発生させない温度にインタークーラー１２６の温度を保つことが可能となる。その結果、ＥＧＲガスの導入要求のある低負荷運転時において、実際にＥＧＲガスの導入を行える期間を確実に確保できるようになる。これにより、ＥＧＲガスの導入を利用した燃費向上効果を十分に引き出せるようになる。

　更に、本実施形態の熱交換配管１３２は、重力方向の下方側の部位において内部吸気通路１２６ａの壁面に接するように配置されている。このような構成によれば、インタークーラー１２６の暖機時に、熱交換配管１３２に接している内部吸気通路１２６ａの内部に生ずる自然対流効果を効果的に利用して、インタークーラー１２６の内部において更に上方側への熱伝達を促進できるようになる。

　更に、本実施形態の熱交換配管１３２は、吸気の上流側となる部位において内部吸気通路１２６ａの壁面に接するように配置されている。このような構成によれば、本実施形態のように、インタークーラー１２６の長さ方向（図１４における左右方向）における一部の壁面にのみ熱交換配管１３２を接触させる構成を採用している場合において、熱交換配管１３２から受熱した内部吸気通路１２６ａの壁面からの伝熱により温められた吸気によって、吸気の下流側に位置する内部吸気通路１２６ａを温めることができるようになる。これにより、効果的なインタークーラー１２６の暖機を行えるようになる。

　また、本実施形態の冷却系においても、供給経路１２８は、エンジン本体１０ａの出口近傍の部位において第１冷却水通路６０から分岐し、冷却水が供給経路１２８を流れた後に、エンジン本体１０ａの入口近傍の部位において第２冷却水通路６２に合流するように構成されている。このような構成によれば、既述したように、インタークーラー１２６の暖機時の暖機効果を効果的に高めることができる。また、ラジエーター５８の放熱能力が最大限に要求される高負荷運転時において、ラジエーター５８の放熱効率を損なうことなく安定した冷却水の温度制御（オーバーヒートの防止）を行えるようになる。

　また、本実施形態においても、供給経路１２８から供給される熱エネルギーを利用したインタークーラー１２６の暖機中には、インタークーラー１２６の温度が所定温度（凝縮水の発生を抑制可能な温度）に到達するまでは、ＥＧＲ装置３２を利用したＥＧＲガスの吸気通路１２への供給が禁止される。これにより、インタークーラー１２６を通過する空気とＥＧＲガスとの混合ガスから凝縮水が発生するのを確実に防止することができる。

［実施の形態１１に対する変形例］
　ところで、上述した実施の形態１１においては、インタークーラー１２６の端部に位置する内部吸気通路１２６ａの壁面に対してのみ熱交換配管１３２を接するようにした構成を例に挙げて説明を行った。しかしながら、本発明における供給経路からの熱エネルギーの供給の態様は上記構成に限定されるものではない。すなわち、例えば、積層された個々の内部吸気通路１２６ａの壁面に対して接するように、熱交換配管を分岐させてもよい。或いは、インタークーラーの通路構成次第では、内部吸気通路の内部に熱交換配管を介在させるようにしてもよい。

　また、上述した実施の形態１１の流量制御弁１３６のように、電磁式の制御弁を採用している場合であれば、インタークーラー１２６の暖機の要求度合いに応じて高温の冷却水の供給量が変化するように（例えば、暖機の要求度合いが高いほど、冷却水の供給量が多くなるように）制御弁を制御してもよい。

　尚、上述した実施の形態１１においては、内部空気通路１２６ｂが本発明の上記他の態様における「内部冷媒通路」に相当している。また、ＥＣＵ４０が流量制御弁１３６を制御することにより本発明の上記他の態様における「流量制御手段」が実現されている。
　更に、上述した実施の形態１１においては、熱交換配管１３２が本発明の上記他の態様における「熱交換部」に相当している。
　更に、ＥＣＵ４０がインタークーラー１２６の温度が所定温度に到達した場合にＥＧＲガスの導入を許可するように構成されていることにより本発明の上記他の態様における「排気ガス再循環禁止手段」が実現されている。

［実施の形態１～１１に対する変形例］
　ところで、上述した実施の形態１～１１における供給経路は、実施の形態１の供給経路７６を例に挙げると、エンジン本体１０ａの出口近傍の部位において第１冷却水通路６０から分岐し、冷却水が供給経路７６を流れた後に、エンジン本体１０ａの入口近傍の部位において第２冷却水通路６２に合流するように構成されている。しかしながら、本発明の供給経路におけるエンジン冷却回路からの冷却水の取出し位置は、内燃機関の本体から出た冷却水がラジエーターを通過していない部位であればよく、例えば、第１冷却水通路６０上の他の部位、或いは冷却水バイパス通路６４であってもよい。また、本発明の供給経路からエンジン冷却回路への冷却水の戻し位置は、冷却水が供給経路を流れた後にラジエーターを通過せずに内燃機関の本体に戻る部位であればよく、例えば、第２冷却水通路６２上の他の部位、或いは冷却水バイパス通路６４であってもよい。ただし、これらの取出し位置および戻し位置は、供給経路内での冷却水の流通を確保するために必要な所定の圧力差が生じている関係にある２つの部位であることが条件とされる。

　また、上述した実施の形態１～１１においては、吸気を過給するコンプレッサ２０ａを有する過給機として、排気エネルギーを駆動力として利用するターボ過給機２０を例に挙げて説明を行った。しかしながら、本発明における過給機は、ターボ過給機に限定されるものではない。すなわち、本発明におけるコンプレッサは、吸気を過給するものであれば、例えば、内燃機関のクランク軸からの動力を駆動力として利用するものであってもよく、或いは、電動モータを駆動力として利用するものであってもよい。

　また、上述した実施の形態１～１１においては、コンプレッサ２０ａよりも上流側の吸気通路１２にＥＧＲガスが導入される内燃機関１０を例に挙げて説明を行った。しかしながら、本発明の対象となる内燃機関は、インタークーラーよりも上流側の吸気通路にＥＧＲガスが導入される構成を有するものであれば上記構成のものに限られず、すなわち、コンプレッサからインタークーラーまでの部位において吸気通路にＥＧＲガスが導入される構成を有する内燃機関であってもよい。

　また、上述した実施の形態１～１１においては、供給経路７６等がエンジン冷却回路５４等のメインの回路から分岐した経路となっている構成を例に挙げて説明した。しかしながら、本発明における供給経路は、必ずしも上記構成に限定されるものではなく、エンジン冷却回路のメインの回路（冷却水通路６０、６２等もしくは冷却水バイパス通路６６）上に介在するものであってもよい。

１０　内燃機関
１０ａ　エンジン本体
１０ａ１　本体内冷却水通路
１２　吸気通路
１４　排気通路
１６　エアクリーナ
１８　エアフローメータ
２０　ターボ過給機
２０ａ　ターボ過給機のコンプレッサ
２０ｂ　ターボ過給機のタービン
２２、９０、１０６、１２６　インタークーラー
２２ａ、９０ａ、１０６ａ、１２６ａ　インタークーラーの内部吸気通路
２２ｂ、９０ｂ、１０６ｂ、１２６ｂ　インタークーラーの内部冷却水通路
２２ｃ　インタークーラーの内部供給配管
２４　スロットルバルブ
２６　Ｓ／Ｃ（スタートキャタリスト）
２８　ＮＳＲ（吸蔵還元型ＮＯｘ触媒）
３０　ＳＣＲ（選択還元型ＮＯｘ触媒）
３２　排気ガス再循環装置（ＥＧＲ装置）
３４　排気ガス還流通路（ＥＧＲ通路）
３６　再循環排気ガスクーラー（ＥＧＲクーラー）
３６ａ　再循環排気ガスクーラーの内部冷却水通路
３８　排気ガス再循環バルブ（ＥＧＲバルブ）
４０　ＥＣＵ(Electronic Control Unit)
４２　クランク角センサ
４４　エンジン水温センサ
４６　Ｉ／Ｃ水温センサ
４８　燃料噴射弁
５０　点火プラグ
５２、８４、８８　インタークーラー冷却回路用のウォーターポンプ
５４、１１８　エンジン冷却回路
５６、８２、８６、９２、１０３、１０４、１０８　インタークーラー冷却回路
５８　エンジン冷却回路上のラジエーター
６０、１２２　第１冷却水通路
６２　第２冷却水通路
６４　冷却水バイパス通路
６６　エンジン冷却回路用のウォーターポンプ
６８　サーモスタット
７０　インタークーラー冷却回路上のラジエーター
７２、９４　第１外部冷却水配管
７４、９６　第２外部冷却水配管
７６、９８、１１０、１２０、１２８　供給経路
７８、１００、１１２、１２４、１３０　第１供給配管
８０、１０２、１３４　第２供給配管
１１４　絞り部
１１６、１３６　流量制御弁
１１６ａ　流量制御弁の弁体
１３２　熱交換配管

Claims

　吸気通路に配置され、当該吸気通路を流れる吸気を過給するコンプレッサと、
　冷却水の循環により内燃機関の本体を冷却するエンジン冷却回路と、
　前記コンプレッサよりも下流側の前記吸気通路に配置され、吸気が流れる内部吸気通路と、当該内部吸気通路を流れる吸気を冷却するための冷却水が流れる内部冷却水通路とを有するインタークーラーと、
　前記内部冷却水通路と組み合わされることによって冷却水が内部を流れるインタークーラー冷却回路を構成する部材であって、内部を流れる冷却水を冷却する機能を有する外部冷却水通路形成部材と、
　前記インタークーラー冷却回路内での冷却水の循環を制御する水循環制御手段と、
　前記インタークーラーよりも上流側の前記吸気通路に再循環排気ガスを供給する排気ガス再循環装置と、
　を備え、
　前記エンジン冷却回路は、前記インタークーラーに冷却水の熱エネルギーを供給する供給経路を含むことを特徴とする過給機付き内燃機関。
　前記水循環制御手段は、前記インタークーラーを用いて吸気を冷却する冷却時に前記インタークーラー冷却回路内に冷却水を循環させ、前記供給経路から供給される熱エネルギーによって前記インタークーラーを暖機する暖機時に前記インタークーラー冷却回路内の冷却水の循環を停止するものであって、
　前記供給経路は、前記内部吸気通路の内部に介在する内部供給経路を含むことを特徴とする請求項１に記載の過給機付き内燃機関。
　前記水循環制御手段は、前記インタークーラー冷却回路内で冷却水を一方向に循環させるものであって、
　前記内部供給経路は、前記内部冷却水通路の冷却水の入口よりも出口に近い部位において前記内部吸気通路の内部に介在していることを特徴とする請求項２に記載の過給機付き内燃機関。
　前記水循環制御手段は、前記インタークーラー冷却回路内で冷却水を一方向に循環させるものであって、
　前記内部供給経路は、前記内部冷却水通路の冷却水の出口よりも入口に近い部位において前記内部吸気通路の内部に介在しており、
　前記水循環制御手段は、前記暖機時に前記インタークーラー冷却回路内で冷却水を間欠的に循環させることを特徴とする請求項２に記載の過給機付き内燃機関。
　前記水循環制御手段は、前記インタークーラー冷却回路内で冷却水を双方向に循環可能に構成されており、
　前記内部供給経路は、前記冷却時における前記内部冷却水通路の冷却水の入口よりも出口に近い部位において前記内部吸気通路の内部に介在しており、
　前記水循環制御手段は、前記暖機時に前記インタークーラー冷却回路内で冷却水を前記冷却時とは逆方向に間欠的に循環させることを特徴とする請求項２に記載の過給機付き内燃機関。
　前記内部供給経路は、前記内部吸気通路内の吸気の流れと直交する方向における一部に備えられていることを特徴とする請求項２～５の何れか１つに記載の過給機付き内燃機関。
　前記内部供給経路は、重力方向の下方側の部位において前記内部吸気通路の内部に介在していることを特徴とする請求項２～６の何れか１つに記載の過給機付き内燃機関。
　前記内部供給経路は、前記内部冷却水通路の少なくとも一部に対して吸気の上流側となる部位において当該内部吸気通路の内部に介在していることを特徴とする請求項２～７の何れか１つに記載の過給機付き内燃機関。
　前記水循環制御手段は、前記インタークーラーを用いて吸気を冷却する冷却時に前記インタークーラー冷却回路内に冷却水を循環させ、前記供給経路から供給される熱エネルギーによって前記インタークーラーを暖機する暖機時に前記インタークーラー冷却回路内の冷却水の循環を停止するものであって、
　前記供給経路は、前記インタークーラー冷却回路に接続されており、
　前記内部冷却水通路の少なくとも一部が、前記供給経路の途中に介在していることを特徴とする請求項１に記載の過給機付き内燃機関。
　前記水循環制御手段は、前記インタークーラー冷却回路内で冷却水を一方向に循環させるものであって、
　前記供給経路から前記インタークーラー冷却回路に冷却水を導入するための前記供給経路の導入口は、前記内部冷却水通路の冷却水の入口よりも出口に近い部位において前記外部冷却水通路形成部材に設けられていることを特徴とする請求項９に記載の過給機付き内燃機関。
　前記水循環制御手段は、前記インタークーラー冷却回路内で冷却水を一方向に循環させるものであって、
　前記供給経路から前記インタークーラー冷却回路に冷却水を導入するための前記供給経路の導入口は、前記内部冷却水通路の冷却水の出口よりも入口に近い部位において前記外部冷却水通路形成部材に設けられており、
　前記水循環制御手段は、前記暖機時に前記インタークーラー冷却回路内で冷却水を間欠的に循環させることを特徴とする請求項９に記載の過給機付き内燃機関。
　前記水循環制御手段は、前記インタークーラー冷却回路内で冷却水を双方向に循環可能に構成されており、
　前記供給経路から前記インタークーラー冷却回路に冷却水を導入するための前記供給経路の導入口は、前記冷却時における前記内部冷却水通路の冷却水の入口よりも出口に近い部位において前記外部冷却水通路形成部材に設けられており、
　前記水循環制御手段は、前記暖機時に前記インタークーラー冷却回路内で冷却水を前記冷却時とは逆方向に間欠的に循環させることを特徴とする請求項９に記載の過給機付き内燃機関。
　前記供給経路から前記インタークーラー冷却回路に冷却水を導入するための前記供給経路の導入口は、前記内部冷却水通路に設けられていることを特徴とする請求項９に記載の過給機付き内燃機関。
　前記導入口は、前記内部冷却水通路の中央部に設けられていることを特徴とする請求項１３に記載の過給機付き内燃機関。
　前記供給経路に設けられ、当該供給経路から前記インタークーラー冷却回路に導入される冷却水の流量を制限する流量制限手段を更に備えることを特徴とする請求項９～１４の何れか１つに記載の過給機付き内燃機関。
　前記供給経路に設けられ、当該供給経路から前記インタークーラー冷却回路に導入される冷却水の流量を制御する流量制御手段を更に備えることを特徴とする請求項９～１４の何れか１つに記載の過給機付き内燃機関。
　前記流量制御手段は、前記暖機時に前記供給経路から前記インタークーラー冷却回路に冷却水を導入し、前記冷却時に前記供給経路から前記インタークーラー冷却回路への冷却水の導入を中止することを特徴とする請求項１６に記載の過給機付き内燃機関。
　吸気通路に配置され、当該吸気通路を流れる吸気を過給するコンプレッサと、
　冷却水の循環により内燃機関の本体を冷却するエンジン冷却回路と、
　前記コンプレッサよりも下流側の前記吸気通路に配置され、吸気が流れる内部吸気通路と、当該内部吸気通路を流れる吸気を冷却するための冷媒が流れる内部冷媒通路とを有するインタークーラーと、
　前記インタークーラーよりも上流側の前記吸気通路に再循環排気ガスを供給する排気ガス再循環装置と、
　を備え、
　前記エンジン冷却回路は、前記インタークーラーに冷却水の熱エネルギーを供給する供給経路を含み、
　前記供給経路を流れる冷却水の流量を制御する流量制御手段を更に備えることを特徴とする過給機付き内燃機関。
　前記流量制御手段は、前記供給経路から供給される熱エネルギーによって前記インタークーラーを暖機する暖機時に前記供給経路に冷却水を流通させ、前記インタークーラーを用いて吸気を冷却する冷却時に前記供給経路内の冷却水の流通を中止することを特徴とする請求項１８に記載の過給機付き内燃機関。
　前記供給経路は、前記内部吸気通路と熱交換する熱交換部を有し、
　前記熱交換部は、重力方向の下方側の部位において前記インタークーラーの壁面に接していることを特徴とする請求項１８または１９に記載の過給機付き内燃機関。
　前記供給経路は、前記内部吸気通路と熱交換する熱交換部を有し、
　前記熱交換部は、吸気の上流側となる部位において前記インタークーラーの壁面に接していることを特徴とする請求項１８～２０の何れか１つに記載の過給機付き内燃機関。
　前記エンジン冷却回路には、当該エンジン冷却回路を流れる冷却水を冷却するためのラジエーターが備えられており、
　前記供給経路は、前記内燃機関の前記本体から出た冷却水が前記ラジエーターを通過していない部位において前記エンジン冷却回路から分岐し、冷却水が前記供給経路を流れた後に前記ラジエーターを通過せずに前記内燃機関の前記本体に戻る部位において前記エンジン冷却回路に再び合流するように構成されていることを特徴とする請求項１～２１の何れか１つに記載の過給機付き内燃機関。
　前記供給経路は、前記内燃機関の前記本体を出た冷却水が所定の冷却対象を冷却した後に当該冷却水の熱エネルギーを前記インタークーラーに供給するものであることを特徴とする請求項１～２２の何れか１つに記載の過給機付き内燃機関。
　前記供給経路から供給される熱エネルギーを利用した前記インタークーラーの暖機中に、前記インタークーラーの温度が所定温度に到達するまで、前記排気ガス再循環装置を利用して再循環排気ガスを前記吸気通路に供給することを禁止する排気ガス再循環禁止手段を更に備えることを特徴とする１～２３の何れか１つに記載の過給機付き内燃機関。