JP5582133B2

JP5582133B2 - エンジン冷却液循環システム

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Publication number: JP5582133B2
Application number: JP2011281643A
Authority: JP
Inventors: 雅志宮川
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 2011-12-22
Filing date: 2011-12-22
Publication date: 2014-09-03
Anticipated expiration: 2031-12-22
Also published as: JP2013130166A; US20130160723A1; CN103174503B; CN103174503A; US9470138B2

Description

本発明は、ラジエータにより冷却された冷却液をエンジンのシリンダ部およびヘッド部へ流通させて冷却させる、エンジン冷却液循環システムに関する。

エンジンを暖機運転するにあたり、潤滑油温度を迅速に上昇させて、シリンダとピストンのフリクションを迅速に低減させることが望ましい。そのためには、ピストンを収容するシリンダ部の温度（シリンダ温度）を、燃焼室を形成するヘッド部の温度（ヘッド温度）よりも優先して上昇させた方が、フリクションの早期低減を図る上で効果的である。

そこで、特許文献１記載の循環システムでは、シリンダ部へ冷却液を流通させるシリンダ経路と、ヘッド部へ冷却液を流通させるヘッド経路とを並列に接続し、暖機運転時にはシリンダ経路の流量（シリンダ流量）を制御弁で絞ることにより、シリンダ温度をヘッド温度よりも速く上昇させている。

特開平６−１９３４４３号公報

ところで、近年のエンジンでは、排気の一部をＥＧＲガスとして吸気側へ還流させるシステムにおいて、ＥＧＲクーラによりＥＧＲガスを冷却して還流させる技術が普及している。具体的には、排気管から吸気管へＥＧＲガスを還流させるＥＧＲ配管に、ＥＧＲガスを冷却液と熱交換させる熱交換器（ＥＧＲクーラ）を配置する。そして、エンジン冷却液をＥＧＲクーラへ分配させることが一般的であり、その場合には、ＥＧＲクーラに要求される流量で冷却液を分配させることが望ましい。

ＥＧＲクーラ以外にも、冷却液を分配させる種々の熱交換器が知られている。例えば、ＥＧＲガスの流量を調整するＥＧＲ弁に設けられた冷却液流通経路（熱交換器）や、吸気量を調整するスロットルバルブに設けられた冷却液流通経路（熱交換器）、潤滑油を加熱するオイルウォーマ（熱交換器）、空調風を加熱するヒータコア（熱交換器）等が挙げられる。これらの熱交換器を備える場合についても、各々の熱交換器に要求される流量で冷却液を分配させることが望ましい。

しかしながら、上記従来の循環システムでは、ヘッド経路の流量（ヘッド流量）を制御する手段を備えておらず、シリンダ経路の流量（シリンダ流量）を制御弁で絞った分だけヘッド流量が増大する。つまり、シリンダ流量については調整可能であるものの、ヘッド流量については調整不可である。そのため、上述した種々の熱交換器がヘッド経路から分配されるものである場合には、要求される流量で冷却液を熱交換器へ分配することができない。

また、シリンダ経路から熱交換器へ分配させる場合においても、シリンダ流量を絞って暖機促進を優先させると、要求される流量で冷却液を熱交換器へ分配することができない。

本発明は、上記課題を解決するためになされたものであり、その目的は、熱交換器に要求される流量で冷却液を分配することと暖機促進との両立を図った、エンジン冷却液循環システムを提供することにある。

以下、上記課題を解決するための手段、及びその作用効果について記載する。

第１の発明では、エンジンのシリンダ部へ冷却液を流通させて前記シリンダ部を冷却させるシリンダ経路と、前記シリンダ経路と並列に接続され、前記エンジンのヘッド部へ冷却液を流通させて前記ヘッド部を冷却させるヘッド経路と、を備え、前記シリンダ部から流出した冷却液をラジエータおよび第１熱交換器に分配するとともに、前記ヘッド部から流出した冷却液を前記ラジエータおよび第２熱交換器に分配するよう構成された、エンジン冷却液循環システムにおいて、前記シリンダ部を流通する冷却液の流量と、前記ヘッド部を流通する冷却液の流量を、各々独立して制御可能に構成したことを特徴とする。

上記発明によれば、ヘッド経路の流量（ヘッド流量）とシリンダ経路の流量（シリンダ流量）を各々独立して制御できるので、暖機促進を図るべくシリンダ流量を絞ったまま、ヘッド流量を増大できる。つまり、要求される流量で冷却液を第１熱交換器へ分配することと暖機促進の両立を実現できる。

また、暖機運転に伴い絞られている時のヘッド流量に近い流量の熱交換器を、第２熱交換器として設置することで、要求流量を分配することと暖機促進との両立を図ることができる。

第２の発明では、前記第１熱交換器には、熱交換に要する冷却液の流量が所定値よりも少ない小流量熱交換器を選定し、前記第２熱交換器には、熱交換に要する冷却液の流量が前記所定値よりも多い大流量熱交換器を選定したことを特徴とする。

ここで、暖機運転時には、シリンダ部の温度（シリンダ温度）をヘッド部の温度（ヘッド温度）よりも優先して上昇させた方が、フリクションの早期低減を図る上で効果的である。そのため、暖機運転時にはシリンダ流量をヘッド流量よりも少なくすることで、シリンダ温度の上昇を促進させることが効果的である。

この点を鑑みた上記発明によれば、暖機運転時に小流量となっているシリンダ経路から、小流量熱交換器に冷却液が分配され、暖機運転時にシリンダ流量よりも大流量となっているヘッド経路から、大流量熱交換器に冷却液が分配される。よって、暖機運転時において、要求流量を分配することと暖機促進との両立を促進できる。

第３の発明では、前記エンジンには、排気の一部をＥＧＲガスとして吸気側へ還流させるＥＧＲシステムが備えられており、前記第２熱交換器のうちＥＧＲガスを冷却するＥＧＲクーラと、冷却液が設定温度以下である場合には、冷却液がラジエータをバイパスして流通するように制御するサーモスタットと、を備え、前記サーモスタットの前記設定温度を、ＥＧＲガス中の水分が凝縮し始める時の温度よりも高い温度、かつ、前記エンジンの暖機が終了した後における前記シリンダ部の目標温度よりも低い温度に設定したことを特徴とする。

ここで、暖機運転が完了した後においては、シリンダ温度とヘッド温度とでは最適温度が異なる。すなわち、ヘッド温度が低すぎると、ＥＧＲクーラと熱交換するＥＧＲガス中の水分が過剰に冷却されて凝縮し、その凝縮水が金属部品を腐食させる等の問題が生じる。一方、ヘッド温度が高すぎると、アクセルペダルを踏み込んで加速する際にエンジンのノッキングが懸念されるようになる。これに対し、シリンダ温度については、前記フリクションを所定値以下にする観点から最適温度が決定される。

したがって、暖機完了後のヘッド温度について言えば、フリクションの観点から決定されるシリンダ最適温度（例えば９０℃）よりもヘッド温度を低くした方が、ノッキングの懸念を解消させる点では効果的である。但し、凝縮水が発生しない程度にヘッド温度を高くする（例えば６０℃以上）ことが望ましい。

しかしながら従来では、サーモスタットの設定温度をフリクションの観点から決定することが一般的である。すると、サーモスタットで制御された冷却液温度（ヘッド流入温度）よりもヘッド温度を上昇させたい場合には、ヘッド流量を絞ることで容易に実現できるものの、ヘッド流入温度よりもヘッド温度を低下させることは困難である。

これらの点を鑑みた上記発明では、サーモスタットの設定温度を、シリンダ部の目標温度（シリンダ最適温度）よりも低く、かつ凝縮開始温度よりも高い温度に設定する。そのため、暖機運転が完了した後において、ヘッド温度を最適値にすることを容易に実現できる。

また、上記発明によれば、サーモスタットで制御された冷却液温度（シリンダ流入温度）がシリンダ温度の最適値よりも低くなる機会が多くなるが、その場合にはシリンダ流量を絞ることでシリンダ温度を容易に上昇させることができるので、シリンダ温度を最適値（目標値）にすることを容易に実現できる。

第１実施形態にかかるエンジン冷却液循環システムを示す図。第１実施形態における各種の温度変化および流量変化を示すタイムチャート。第１実施形態の循環ポンプを電動式にした場合のエンジン冷却液循環システムを示す図。

以下、本発明を具体化した各実施形態を図面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、同一符号を付しており、同一符号の部分についてはその説明を援用する。

（第１実施形態）
図１は、本実施形態にかかるエンジン冷却液循環システムを示す図である。循環ポンプ１０から吐出される冷却液は、エンジン２０に設けられたウォータジャケットのうち、エンジン２０のシリンダ部２１およびヘッド部２２を流通する。シリンダ部２１へ冷却液を流通させるウォータジャケットはシリンダ経路２１ａに相当し、ヘッド部２２へ冷却液を流通させるウォータジャケットはヘッド経路２２ａに相当する。これらのシリンダ経路２１ａおよびヘッド経路２２ａは並列に接続されている。

シリンダ経路２１ａおよびヘッド経路２２ａから流出した冷却液は、後に詳述する制御弁ユニット３０を通じてラジエータ４０へ流入し、ラジエータ４０で外気と熱交換することにより冷却された後、循環ポンプ１０に戻る。要するに、循環ポンプ１０→シリンダ部２１およびヘッド部２２→制御弁ユニット３０→ラジエータ４０→循環ポンプ１０の順に流れて循環する。

ラジエータ４０の下流には、設定温度（例えば８０℃）以上で開弁するサーモスタット４１が設けられている。そのため、エンジン２０の暖機運転時にはサーモスタット４１が閉弁し、ラジエータ４０をバイパスするバイパス経路４２を冷却液は循環する。これにより、冷却液の温度上昇が促進されるので、シリンダ部２１およびヘッド部２２の温度上昇が促進され、暖機運転の早期完了が図られる。

図１のエンジン２０は、排気の一部をＥＧＲガスとして吸気側へ還流させるＥＧＲシステムを有している。このＥＧＲシステムは、ＥＧＲガスを冷却液と熱交換させて冷却するＥＧＲクーラ５１、およびＥＧＲガスの流量を調整するＥＧＲバルブ５２が備えられている。ＥＧＲバルブ５２には冷却液を流通させるジャケット５３が設けられており、このジャケット５３を流通する冷却液と熱交換してＥＧＲバルブ５２は冷却される。

また、吸気量を調整するスロットルバルブ５４には冷却液を流通させるジャケット５５が設けられており、このジャケット５５を流通する冷却液と熱交換してスロットルバルブ５４は冷却される。さらに、循環ポンプ１０により循環する冷却液は、車室内へ送風される空調風と熱交換して加熱するヒータコア５６（熱交換器）や、エンジン２０のシリンダおよびピストンの潤滑油、もしくはトランスミッションの潤滑油を加熱するオイルウォーマ５７（熱交換器）の熱交換媒体としても利用されている。

制御弁ユニット３０は、シリンダ経路２１ａの流量（シリンダ流量Ｖｓ）を制御する制御弁３１，３２と、ヘッド経路２２ａの流量（ヘッド流量Ｖｈ）を制御する制御弁３３，３４と、を備える。これらの制御弁３１〜３４の開閉作動は、電子制御装置（ＥＣＵ６０）により制御される。

シリンダ経路２１ａの出口部分の冷却液の温度（シリンダ温度）は、シリンダ温度センサ２１ｂにより検出され、ヘッド経路２２ａの出口部分の冷却液の温度（ヘッド温度）は、ヘッド温度センサ２２ｂにより検出される。ＥＣＵ６０は、これら温度センサ２１ｂ，２２ｂにより検出されたシリンダ温度およびヘッド温度に基づき、制御弁３１〜３４の作動を制御する。

制御弁ユニット３０についてより詳細に説明すると、シリンダ経路２１ａから流出した冷却液は、オイルウォーマ５７へ分配される分配経路ｓ１と、ラジエータ４０へ流通するラジ経路ｓ２とに分岐する。そして、分配経路ｓ１の流量Ｖｓ１を制御弁３１により制御し、ラジ経路ｓ２の流量Ｖｓ２を制御弁３２により制御する。したがって、両制御弁３１，３２の開度をともに絞ればシリンダ流量Ｖｓを低下させることができる。つまり、両制御弁３１，３２によりシリンダ流量Ｖｓが調整可能と言える。

ヘッド経路２２ａから流出した冷却液は、ヒータコア５６およびＥＧＲクーラ５１へ分配される分配経路ｈ１と、ラジエータ４０へ流通するラジ経路ｈ２と、ジャケット５３，５５へ分配される分配経路ｈ３とに分岐する。そして、分配経路ｈ１の流量Ｖｈ１を制御弁３３により制御し、ラジ経路ｈ２の流量Ｖｈ２を制御弁３４により制御する。

分配経路ｈ３は、ヘッド経路２２ａと常時連通しており、ヘッド経路２２ａから流出した冷却液のうちの一部は、ジャケット５３，５５へ常時流れる。但し、ジャケット５３，５５に要求される流量Ｖｈ３は他の熱交換器５１，５６，５７に要求される流量に比べて少ない。分配経路ｈ３の配管径は、この要求流量Ｖｈ３が流れる大きさに設定されている。したがって、両制御弁３３，３４の開度をともに絞ればヘッド流量Ｖｈを低下させることができる。つまり、両制御弁３３，３４によりヘッド流量Ｖｈが調整可能と言える。

各々の熱交換器５１，５６，５７，５３，５４に要求される冷却液の流量は１０Ｌ／ｍｉｎ、６Ｌ／ｍｉｎ、３Ｌ／ｍｉｎ、１Ｌ／ｍｉｎ、１Ｌ／ｍｉｎであり、ＥＧＲクーラ５１、ヒータコア５６、オイルウォーマ５７、ＥＧＲバルブ５２のジャケット５３、スロットルバルブ５４のジャケット５５の順に要求流量が多い。

要求流量が所定値（例えば５Ｌ／ｍｉｎ）よりも多い熱交換器であるＥＧＲクーラ５１およびヒータコア５６は「大流量熱交換器」に相当し、分配経路ｈ１に直列に接続されてヘッド経路２２ａから冷却液が分配される。要求流量が前記所定値よりも少ない熱交換器であるオイルウォーマ５７は「小流量熱交換器」に相当し、分配経路ｓ１に接続されてシリンダ経路２１ａから冷却液が分配される。

これら、小流量熱交換器よりも要求流量が少なく、かつ、分配流量の調整ができないジャケット５３，５５（極小量熱交換器）は、分配経路ｈ３に直列に接続されてヘッド経路２２ａから冷却液が分配される。なお、ジャケット５３，５５はヒータコア５６と並列接続され、ＥＧＲクーラ５１とは直列接続される。要するに、ジャケット５３，５５の要求流量にヒータコア５６の要求流量を加算した値が、ＥＧＲクーラ５１の要求流量よりも少なくなるように構成されている。

ところで、６０℃未満の冷却液をＥＧＲクーラ５１へ流通させると、ＥＧＲガスがＥＧＲクーラ５１により過剰に冷却されて、ＥＧＲガス中の水分が凝縮し、その凝縮水がＥＧＲ配管やＥＧＲバルブ５２等の各種金属部品を腐食させる懸念が生じるからである。但し、６０℃以上であればできるだけ低温の冷却液を分配して、ＥＧＲガスの冷却能力を向上させることが望ましい。したがって、ＥＧＲクーラ５１へ分配する冷却液は、凝縮温度６０℃に余裕１０℃を見こした７０℃であることが望ましい。

ヒータコア５６へ分配する冷却液は、４０℃以上であることが望ましい。４０℃未満の冷却液をヒータコア５６へ流通させると、車室内に吹き出される空調風が十分に加熱されることなく吹き出される懸念が生じるからである。

したがって、ヘッド経路２２ａから分配するように割り当てられた大流量熱交換器５１，５６の最大流量は１０Ｌ／ｍｉｎ（ＥＧＲクーラ５１の要求流量）であり、要求最低温度は７０℃（ＥＧＲクーラ５１の要求温度）である。一方、シリンダ経路２１ａから分配するように割り当てられた小流量熱交換器５７の必要流量は３Ｌ／ｍｉｎであるため、大流量熱交換器５１，５６よりも少ない流量の冷却液が要求される。

また、オイルウォーマ５７へ分配する冷却液は、熱交換対象となる潤滑油の温度より高いことが望ましい。また、その冷却液の上限温度は、ＥＧＲクーラ５１へ分配する冷却液の上限温度よりも高い。

次に、暖機運転時における制御弁ユニット３０の制御内容について、図２を用いて説明する。図２は、冷却液温度が０℃の状態でエンジン２０を暖機運転始動させた場合の各種変化を示すタイムチャートである。

シリンダ温度Ｔｓの最適温度は９０℃であるため、シリンダ温度センサ２１ｂの検出値が最適温度に達するまでは、シリンダ流量Ｖｓをできるだけ少なくするように制御弁３１，３２の開度を制御して、シリンダ温度Ｔｓの上昇を促進させる。

図２の例では、シリンダ温度Ｔｓがオイルウォーマ５７の下限温度２０℃に達するｔ１時点までは、制御弁３１を全閉（Ｖｓ１＝０Ｌ／ｍｉｎ）にし、制御弁３２を僅かに開弁（Ｖｓ２＝１Ｌ／ｍｉｎ）している。そして、ｔ１時点以降はオイルウォーマ５７の要求流量を分配するよう、制御弁３１を全開（Ｖｓ１＝３Ｌ／ｍｉｎ）にし、制御弁３２を全閉（Ｖｓ２＝０Ｌ／ｍｉｎ）にしている。その後、シリンダ温度Ｔｓが最適温度９０℃に達したｔ３時点以降では、シリンダ温度Ｔｓが最適温度になるよう、制御弁３２の開度を調整する。

ヘッド温度Ｔｈの最適温度は７０℃であるため、ヘッド温度センサ２２ｂの検出値が最適温度に達するまでは、ヘッド流量Ｖｈをできるだけ少なくするように制御弁３３，３４の開度を制御して、ヘッド温度Ｔｈの上昇を促進させる。

図２の例では、ヘッド温度Ｔｈがヒータコア５６の下限温度４０℃に達するｔ２時点までは、制御弁３３を全閉（Ｖｈ１＝０Ｌ／ｍｉｎ）にするとともに、制御弁３４も全閉（Ｖｈ２＝０Ｌ／ｍｉｎ）にする。したがって、ヘッド流量Ｖｈはジャケット５３，５５に流れる流量（Ｖｈ３＝１Ｌ／ｍｉｎ）となる。そして、ｔ２時点以降はヒータコア５６の要求流量を分配するよう、制御弁３３を開弁（Ｖｈ１＝６Ｌ／ｍｉｎ）し、制御弁３４を全閉（Ｖｈ２＝０Ｌ／ｍｉｎ）にしている。

その後、ヘッド温度ＴｈがＥＧＲクーラ５１の下限温度７０℃に達するｔ４時点以降はＥＧＲクーラ５１の要求流量を分配するよう、制御弁３３の開度を大きく（図２の例では全開）するとともに、制御弁３４を全閉にしている。その後、ヘッド温度Ｔｈが最適温度７０℃に達したｔ４時点以降では、ヘッド温度Ｔｈが最適温度になるよう、制御弁３４の開度を調整する。

ところで、本実施形態に反して制御弁３３，３４を備えていない従来構成の場合には、ヘッド流量Ｖｈが制御できないので、図２（ｄ）中の一点鎖線Ｌ１に示すように常時最大流量となり、ヘッド流量Ｖｈを絞ることができない。そのため、図２（ａ）中の一点鎖線Ｌ３に示すようにヘッド温度Ｔｈの上昇が緩慢になり、暖機促進を図ることができない。

また、本実施形態に反してヒータコア５６へシリンダ経路２１ａから冷却液を分配するように構成した場合には、シリンダ温度Ｔｓが４０℃に達した時点でヒータコア５６の要求流量を満たすように制御弁３１を開弁させる必要が生じるので、図２（ｅ）中の一点鎖線Ｌ２に示すように、暖機運転中におけるシリンダ流量Ｖｓの上昇量が増える。そのため、図２（ａ）中の一点鎖線Ｌ４に示すようにシリンダ温度Ｔｓの上昇が緩慢になり、暖機促進を図ることができない。

これに対し、以上に詳述した本実施形態によれば、循環ポンプ１０がエンジン２０の駆動力で作動する機械式であるものの、制御弁ユニット３０を備えることにより、ヘッド流量Ｖｈとシリンダ流量Ｖｓを各々独立して制御できる。

そして、ヘッド温度Ｔｈを最適温度にする際のヘッド流量Ｖｈは、シリンダ温度Ｔｓを最適温度にする際のシリンダ流量Ｖｓよりも少なく、かつ、ヘッド最適温度がシリンダ最適温度よりも低いことを利用して、オイルウォーマ５７に比べて低温高流量が要求されるＥＧＲクーラ５１およびヒータコア５６を、ヘッド経路２２ａから分配するように割り当てている。そのため、ＥＧＲクーラ５１およびヒータコア５６へ要求流量を分配することと、シリンダ温度Ｔｓおよびヘッド温度Ｔｈの上昇を促進（暖機促進）させることとの両立を図ることができる。

（第２実施形態）
上記第１実施形態では、サーモスタット４１の設定温度を、シリンダ温度Ｔｓの最適値（シリンダ部２１の目標温度）に設定している。これに対し、本実施形態では、サーモスタット４１の設定温度を、ＥＧＲガスを冷却していった場合にＥＧＲガス中の水分が凝縮し始める時の温度よりも高い温度、かつ、エンジン暖機終了後におけるシリンダ部２１の目標温度よりも低い温度に設定している。

シリンダ部２１の目標温度（９０℃）は、シリンダ部２１とピストンとのフリクションを最低にする温度である。すなわち、シリンダ温度が低いほど潤滑油の粘性が高くなりフリクションが大きくなる。また、シリンダ温度が高いほどピストンの熱膨張によりフリクションが大きくなる。これらの点を鑑み、潤滑油の粘性およびピストン膨張のバランスを考慮して、フリクションを最低にする温度に設定されている。

ヘッド温度Ｔｈの最適値（ヘッド部２２の目標温度）は７０℃であり、シリンダ温度Ｔｓの最適値より低い。その理由を説明すると、ヘッド温度Ｔｈはシリンダ温度Ｔｓに比べて潤滑油温度への影響が小さいため、９０℃より低くしてもよい。その一方で、ヘッド温度Ｔｈは燃焼室温度への影響が大きいため、７０℃より高くすると、車両運転者がアクセルペダルを踏み込んで加速する際に、エンジン２０のノッキングが懸念されるようになる。

但し、ヘッド温度Ｔｈを過剰に低温にすると、ＥＧＲクーラ５１へ分配される冷却液がＥＧＲガスと熱交換する際に、ＥＧＲガスを過剰に冷却してしまい、ＥＧＲガス中の水分が凝縮するといった問題が生じる。そのため、ヘッド部２２の目標温度は、その凝縮開始温度よりも高く、かつ、シリンダ部２１の目標温度よりも低く設定されている。

ここで、本実施形態に反してサーモスタット４１の設定温度をシリンダ部２１の目標温度に設定すると、暖機運転完了後の冷却液がヘッド部２２の目標温度よりも高くなり、ヘッド温度Ｔｈを最適値に制御することが困難になる。これに対し本実施形態では、サーモスタット４１の設定温度をヘッド部２２の目標温度に設定するので、ヘッド温度Ｔｈを最適値に制御することができるようになる。なお、シリンダ温度Ｔｓについては、シリンダ流量Ｖｓを絞ることにより最適値に上昇させることを容易に実現できる。

（他の実施形態）
本発明は上記実施形態の記載内容に限定されず、以下のように変更して実施してもよい。また、各実施形態の特徴的構成をそれぞれ任意に組み合わせるようにしてもよい。

・上記第１実施形態では、エンジン２０の駆動力で作動する機械式の循環ポンプ１０を採用しているが、電動モータの駆動力で作動する電動式の循環ポンプ１０を採用してもよい。この場合、図３に示すように分配経路ｈ１の流量Ｖｈ１を制御する制御弁３３を無くしても、シリンダ流量Ｖｓとヘッド流量Ｖｈを各々独立して制御できるようになる。しかも、サーモスタット４１の設定温度以上に達するまでラジエータ４０へ向かう流量Ｖｈ２，Ｖｓ２がゼロになるよう、循環ポンプ１０の吐出量を制御できるので、バイパス経路４２を不要にできる。つまり、電動式の循環ポンプ１０を採用することで、制御弁の点数削減およびバイパス経路４２の廃止を図ることができる。

・上記第１実施形態では、制御弁ユニット３０を構成する制御弁３１〜３４には、２つの経路の連通状態を制御する二方弁が採用されているが、例えば１つの流入口と２つの流出口を有する三方弁を採用して、制御弁の点数削減を図るようにしてもよい。例えば、ヘッド経路２２ａ、分配経路ｈ１およびラジ経路ｈ２の連通状態を制御する三方弁と、シリンダ経路２１ａ、分配経路ｓ１およびラジ経路ｓ２の連通状態を制御する三方弁とを備えて制御弁ユニット３０を構成する。この三方弁は、上記連通状態を切り換えつつ、各経路への流量を調整するものである。

２０…エンジン、２１…シリンダ部、２１ａ…シリンダ経路、２２…ヘッド部、２２ａ…ヘッド経路、４０…ラジエータ、５１…ＥＧＲクーラ（大流量熱交換器（第２熱交換器））、５７…オイルウォーマ（小流量熱交換器（第１熱交換器））、５６…ヒータコア（大流量熱交換器（第２熱交換器））、４１…サーモスタット。

Claims

エンジンのシリンダ部へ冷却液を流通させて前記シリンダ部を冷却させるシリンダ経路と、
前記シリンダ経路と並列に接続され、前記エンジンのヘッド部へ冷却液を流通させて前記ヘッド部を冷却させるヘッド経路と、
を備え、
前記シリンダ部から流出した冷却液をラジエータおよび第１熱交換器に分配するとともに、前記ヘッド部から流出した冷却液を前記ラジエータおよび第２熱交換器に分配するよう構成された、エンジン冷却液循環システムにおいて、
前記シリンダ部を流通する冷却液の流量と、前記ヘッド部を流通する冷却液の流量を、各々独立して制御可能に構成しており、
前記第１熱交換器には、熱交換に要する冷却液の流量が所定値よりも少ない小流量熱交換器を選定し、
前記第２熱交換器には、熱交換に要する冷却液の流量が前記所定値よりも多い大流量熱交換器を選定したことを特徴とするエンジン冷却液循環システム。
前記エンジンには、排気の一部をＥＧＲガスとして吸気側へ還流させるＥＧＲシステムが備えられており、
前記第２熱交換器のうちＥＧＲガスを冷却するＥＧＲクーラと、
冷却液が設定温度以下である場合には、冷却液がラジエータをバイパスして流通するように制御するサーモスタットと、
を備え、
前記サーモスタットの前記設定温度を、ＥＧＲガス中の水分が凝縮し始める時の温度よりも高い温度、かつ、前記エンジンの暖機が終了した後における前記シリンダ部の目標温度よりも低い温度に設定したことを特徴とする請求項１に記載のエンジン冷却液循環システム。
エンジンのシリンダ部へ冷却液を流通させて前記シリンダ部を冷却させるシリンダ経路と、
前記シリンダ経路と並列に接続され、前記エンジンのヘッド部へ冷却液を流通させて前記ヘッド部を冷却させるヘッド経路と、
を備え、
前記シリンダ部から流出した冷却液をラジエータおよび第１熱交換器に分配するとともに、前記ヘッド部から流出した冷却液を前記ラジエータおよび第２熱交換器に分配するよう構成された、エンジン冷却液循環システムにおいて、
前記シリンダ部を流通する冷却液の流量と、前記ヘッド部を流通する冷却液の流量を、各々独立して制御可能に構成しており、
前記エンジンには、排気の一部をＥＧＲガスとして吸気側へ還流させるＥＧＲシステムが備えられており、
前記第２熱交換器のうちＥＧＲガスを冷却するＥＧＲクーラと、
冷却液が設定温度以下である場合には、冷却液がラジエータをバイパスして流通するように制御するサーモスタットと、
を備え、
前記サーモスタットの前記設定温度を、ＥＧＲガス中の水分が凝縮し始める時の温度よりも高い温度、かつ、前記エンジンの暖機が終了した後における前記シリンダ部の目標温度よりも低い温度に設定したことを特徴とするエンジン冷却液循環システム。