JP6318893B2 - 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。

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。

従来、特許文献１には、ターボチャージャ用冷却系により供給される冷却水が水冷式インタークーラを流れる構成が記載されている。ターボチャージャ用冷却系は、エンジン用冷却系とは別個独立した水冷式の冷却系である。

ターボチャージャ用冷却系では、ウォータポンプが冷却水を循環させることによって、水冷式インタークーラに冷却水が供給されるようになっている。ウォータポンプの駆動制御は、エンジン回転数、エンジン水温、吸気温等に応じたエンジン運転状態に基づいて行われる。

特開平１−１７７４１４号公報

上記従来技術では、水冷式インタークーラで吸気が露点温度以下に冷却されると、吸気から凝縮水が発生し、凝縮水が吸気とともにエンジンに吸い込まれる。エンジンに吸い込まれる凝縮水の量が多いと、エンジン失火等、エンジンの作動に悪影響が生じてしまうともに、インタークーラの腐食が進行してしまう。

本発明は上記点に鑑みて、吸気から凝縮水が発生す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、
冷却用流体を吸入して吐出するポンプ（１４）と、
エンジン（１２）の吸気と冷却用流体とを熱交換させて吸気を冷却する熱交換コア部（１５１、１５２）を有する吸気冷却用熱交換器（１５）と、
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ラジエータ（２２）と、
吸気冷却用熱交換器（１５）に供給される冷却用流体の流量（Ｑｗ）を制御する流量制御手段（３０、４１）とを備え、
熱交換コア部（１５１、１５２）は、冷却用流体が流れる冷却用流体流路を内部に形成しており、
熱交換コア部（１５１、１５２）は、吸気の下流側に位置する吸気下流側コア部（１５１）と、吸気の上流側に位置する吸気上流側コア部（１５２）とを有しており、
吸気下流側コア部（１５１）は吸気上流側コア部（１５２）に対して冷却用流体の上流側に位置しており、
吸気冷却用熱交換器（１５）は、吸気下流側コア部（１５１）と吸気上流側コア部（１５２）との間で冷却用流体の流れ方向が反転する反転部（１５ａ）を有しており、
流量制御手段（３０、４１）は、前記吸気冷却用熱交換器（１５）を通過する前の前記吸気の温度（Ｔｇ１）、または前記エンジン（１２）の負荷（Ｆｅ）が所定範囲内の場合、前記吸気冷却用熱交換器（１５）を通過した前記吸気の温度（Ｔｇ２）が上昇・下降するサイクルを繰り返すように、吸気冷却用熱交換器（１５）に冷却用流体を、前記吸気下流側コア部（１５１）の前記冷却用流体流路の容積（Ｃ１）に基づいて決定された所定体積（Ａｗ）ずつ間欠的に複数回繰り返して供給することを特徴とする。

これによると、吸気冷却用熱交換器（１５）に供給される冷却用流体の積算流量が吸気下流側コア部（１５１）の冷却用流体流路の容積よりも多過ぎることによって吸気下流側コア部（１５１）が冷え過ぎることを抑制できる。また、吸気冷却用熱交換器（１５）に供給される冷却用流体の積算流量が吸気下流側コア部（１５１）の冷却用流体流路の容積よりも少な過ぎることによって吸気下流側コア部（１５１）に温度分布が生じることを抑制できる。そのため、吸気から凝縮水が発生することを抑制できる（後述する図８を参照）。

具体的には、請求項２に記載の発明のように、所定体積（Ａｗ）を吸気下流側コア部（１５１）の冷却用流体流路の容積で除した比が５０％以上、１５０％以下の値になっていれば、吸気から凝縮水が発生することを確実に抑制できる。

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実施形態におけるインタークーラの模式図である。 第１実施形態における吸気冷却装置の制御装置が実行する制御処理を示すフローチャートである。 第１実施形態における吸気冷却装置の制御結果の一例を示す図である。 第１実施形態における吸気冷却装置の凝縮水発生量を説明するグラフである。 第１比較例における吸気冷却装置の凝縮水発生量を説明するグラフである。 第２比較例における吸気冷却装置の凝縮水発生量を説明するグラフである。 第１実施形態における吸気冷却装置の積算流量と凝縮水発生量との関係を示すグラフである。 第２実施形態の第１実施例におけるインタークーラの模式図である。 第２実施形態の第２実施例におけるインタークーラの模式図である。 第３実施形態におけるインタークーラの模式図である。 第４実施形態における吸気冷却装置の全体構成図である。

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１０を図１に示す。吸気冷却装置１０は、車両のエンジンルーム（図示せず）に配置されており、冷却水回路１１を有している。冷却水回路１１は、エンジン１２の吸気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。図１の太実線矢印は、冷却水の流れを示している。エンジン１２は、車両の走行用動力を発生する内燃機関である。

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１２の吸入空気（吸気）は、過給機１３によって過給されるようになっている。

過給機１３は、タービン１３ａとコンプレッサ１３ｂとを有するターボチャージャである。タービン１３ａは、エンジン１２の排気が流れる排気通路に配置されている。コンプレッサ１３ｂは、エンジン１２の吸気が流れる吸気通路に配置されている。

図１の一点鎖線矢印は、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１３ａは、エンジン１２の排気によって駆動される。コンプレッサ１３ｂは、タービン１３ａと連動回転するように連結されている。タービン１３ａ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１３ｂが連動駆動されて吸気が加圧される。

冷却水回路１１には、ポンプ１４、インタークーラ１５およびラジエータ１６が、この順番で配置されている。

ポンプ１４は、冷却水を吸入して吐出する流体機械である。ポンプ１４は、電動モータによって駆動される電動ポンプである。

インタークーラ１５は、過給機１３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用熱交換器である。吸気系の容量を極力小さくするために、インタークーラ１５はエンジン１２に隣接配置されている。

インタークーラ１５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。インタークーラ１５は、冷却水が流れる複数本のチューブと、複数本のチューブに対して冷却水の分配および集合を行うタンクとを有している。

インタークーラ１５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。

チューブの内部には、冷却水が流れる冷却水流路（冷却用流体流路）が形成されている。隣り合うチューブ同士の間には、吸気が流れる吸気流路が形成されている。チューブの内部を流れる冷却水と、隣り合うチューブ同士の間を流れる吸気とが熱交換される。

隣り合うチューブ同士の間には、冷却水と吸気との間での熱交換を促進させるフィンが配置されている。複数本のチューブおよびフィンは、冷却水と吸気とを熱交換させる熱交換コア部を構成している。

ラジエータ１６は、冷却水回路１１の冷却水と外気とを熱交換させて冷却水を冷却する冷却水冷却用熱交換器である。換言すれば、ラジエータ１６は、冷却水の持つ熱を外気に放熱させる放熱器である。ラジエータ１６は、外気送風機１７によって外気が送風される。外気送風機１７は電動ファンを有している。

エンジン冷却回路２０は、エンジン冷却水が循環する回路である。図１の細実線矢印は、エンジン冷却水の流れを示している。エンジン冷却回路２０は、冷却水回路１１とは別個の独立した回路である。エンジン１２の内部には、エンジン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、エンジン冷却水は、エチレングリコール系の不凍液（ＬＬＣ）である。

エンジン冷却回路２０は、エンジン冷却用ポンプ２１およびエンジン冷却用ラジエータ２２を備えている。エンジン冷却用ポンプ２１は、エンジン冷却水を吸入して吐出する流体機械である。エンジン冷却用ポンプ２１は、エンジン１２によって回転駆動されるエンジン駆動式ポンプである。エンジン冷却用ポンプ２１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。

エンジン冷却用ラジエータ２２は、エンジン冷却水と外気とを熱交換させてエンジン冷却水を冷却する熱交換器である。エンジン冷却用ラジエータ２２は、外気送風機１７によって外気が送風される。

ラジエータ１６、エンジン冷却用ラジエータ２２および外気送風機１７は、コンデンサ２５とともに車両最前部（図示せず）に配置されている。コンデンサ２５は、車両用空調装置を構成する冷凍サイクルの高圧側冷媒と外気とを熱交換させて高圧側冷媒を冷却・凝縮する熱交換器である。

制御装置３０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。図１の破線矢印は、制御装置３０に対する各種信号の入出力を示している。

制御装置３０の出力側には、ポンプ１４や外気送風機１７等が接続されている。制御装置３０は、その出力側に接続された各種制御対象機器を制御する制御部（ハードウェアおよびソフトウェア）が一体に構成されたものである。各種制御対象機器を制御する各制御部は、制御装置３０に対して別体で構成されていてもよい。

制御装置３０の入力側には、エンジン回転数センサ３１、インタークーラ入口側吸気温度センサ３２、インタークーラ出口側吸気温度センサ３３等のセンサ郡からの検出信号が入力される。エンジン回転数センサ３１は、エンジン１２の回転数を検出するエンジン回転数検出手段である。

インタークーラ入口側吸気温度センサ３２は、インタークーラ１５の吸気入口側における吸気温度Ｔｇ１（以下、インタークーラ入口側吸気温度と言う。）を検出するインタークーラ入口側吸気温度検出手段である。すなわち、インタークーラ入口側吸気温度センサ３２は、インタークーラ１５で冷却される前の吸気の温度Ｔｇ１を検出する。

インタークーラ出口側吸気温度センサ３３は、インタークーラ１５の吸気出口側における吸気温度Ｔｇ２（以下、インタークーラ出口側吸気温度と言う。）を検出するインタークーラ出口側吸気温度検出手段である。すなわち、インタークーラ出口側吸気温度センサ３３は、インタークーラ１５で冷却された後の吸気の温度Ｔｇ２を検出する。

インタークーラ１５で冷却された後の吸気の温度Ｔｇ２を制御装置３０によって推定演算するようにしてもよい。例えば、インタークーラ出口側吸気圧力センサで検出された吸気の圧力に基づいて、インタークーラ１５で冷却された後の吸気の温度Ｔｇ２を推定演算するようにしてもよい。インタークーラ出口側吸気圧力センサは、インタークーラ１５で冷却された後の吸気の圧力を検出するインタークーラ出口側吸気圧力検出手段である。

インタークーラ１５で冷却された後の吸気の温度Ｔｇ２は、インタークーラ１５で冷却された後の吸気の圧力と相関関係があるので、この相関関係を表す制御マップを予め制御装置３０に記憶しておけば、インタークーラ出口側吸気圧力センサで検出された吸気の圧力と制御マップとに基づいて、インタークーラ１５で冷却された後の吸気の温度Ｔｇ２を推定演算できる。

インタークーラ１５で冷却される前の吸気の温度Ｔｇ１を制御装置３０によって推定演算するようにしてもよい。例えば、外気温度センサで検出された外気温度と、インタークーラ出口側吸気圧力センサで検出された吸気の圧力とに基づいて、インタークーラ１５で冷却される前の吸気の温度Ｔｇ１を推定演算するようにしてもよい。

外気温度センサは、外気の温度を検出する外気温度検出手段である。インタークーラ出口側吸気圧力センサで検出された吸気の圧力は、過給機１３のコンプレッサ１３ｂで圧縮された後の吸気の圧力とほぼ等しい。

インタークーラ１５で冷却される前の吸気の温度は、過給機１３のコンプレッサ１３ｂで圧縮された後の吸気の温度とほぼ等しい。外気の温度は、過給機１３のコンプレッサ１３ｂで圧縮される前の吸気の温度とほぼ等しい。

インタークーラ１５で冷却された後の吸気の圧力が高いほど、インタークーラ１５で冷却される前の吸気の温度Ｔｇ１と外気の温度との差が大きくなる。過給機１３のコンプレッサ１３ｂで圧縮された吸気の圧力が高いほど、過給機１３のコンプレッサ１３ｂで圧縮された後の吸気の温度と、過給機１３のコンプレッサ１３ｂで圧縮される前の吸気の温度との差が大きくなるからである。

したがって、インタークーラ１５で冷却される前の吸気の温度Ｔｇ１は、インタークーラ１５で冷却された後の吸気の圧力および外気の温度と相関関係があるので、この相関関係を表す制御マップを予め制御装置３０に記憶しておけば、インタークーラ出口側吸気圧力センサで検出された吸気の圧力と制御マップとに基づいて、インタークーラ１５で冷却された後の吸気の温度Ｔｇ２を推定演算できる。

図２は、インタークーラ１５の熱交換コア部１５１、１５２を模式的に示している。図２の白抜き矢印は、吸気の流れを示している。図２の実線矢印は、冷却水の流れを示している。

熱交換コア部１５１、１５２は、吸気下流側コア部１５１と吸気上流側コア部１５２とを有している。吸気下流側コア部１５１は、熱交換コア部のうち吸気流れ下流側の部位である。吸気上流側コア部１５２は、熱交換コア部のうち吸気流れ上流側の部位である。すなわち、吸気上流側コア部１５２は、吸気下流側コア部１５１に対して吸気流れ上流側に位置している。

吸気上流側コア部１５２は、吸気下流側コア部１５１に対して冷却水流れ下流側に位置している。すなわち、吸気下流側コア部１５１は、インタークーラ１５の冷却水入口１５３に近い側に配置されており、吸気上流側コア部１５２は、インタークーラ１５の冷却水出口１５４に近い側に配置されている。

吸気下流側コア部１５１と吸気上流側コア部１５２との間には、冷却水の流れ方向が反転する反転部１５ａが設けられている。すなわち、吸気下流側コア部１５１と吸気上流側コア部１５２とで冷却水の流れ方向が互いに反対向きになるように、冷却水の流れが反転部１５ａでターンする。

図示を省略しているが、反転部１５ａは、実際にはインタークーラ１５のタンク内に設けられている。反転部１５ａが設けられるタンクでは、吸気下流側コア部１５１のチューブ群から冷却水を集合させるとともに、集合させた冷却水を吸気上流側コア部１５２のチューブに分配する。

吸気下流側コア部１５１および吸気上流側コア部１５２は、それぞれのチューブの容積（冷却水が流れる流路の容積）が互いにほぼ同じになっている。

次に、上記構成における作動を説明する。制御装置３０は、車両のイグニッションスイッチがオン（投入）されてエンジン１２が稼動している場合、図３のフローチャートに示す制御処理を実行する。

まずステップＳ１００では、エンジン１２の負荷の度合いを判定する。例えば、制御装置３０は、エンジン回転数や空気吸入量等の運転状態に関する情報に基づいてエンジン負荷値Ｆｅを算出し、エンジン負荷値Ｆｅを第１閾値Ｆ１および第２閾値Ｆ２と比較することによって、エンジン１２の負荷の度合いを判定する。第１閾値Ｆ１および第２閾値Ｆ２は、制御装置３０に予め記憶された所定の設定値である。第２閾値Ｆ２は第１閾値Ｆ１よりも小さい値である。

エンジン負荷値Ｆｅが第１閾値Ｆ１以上である場合、エンジン１２の負荷が高いと判定する。エンジン負荷値Ｆｅが第２閾値Ｆ２未満である場合、エンジン１２の負荷が低いと判定する。エンジン負荷値Ｆｅが第２閾値Ｆ２以上かつ第１閾値Ｆ１未満である場合、エンジン１２の負荷が中程度であると判定する。

エンジン１２の負荷を、インタークーラ入口側吸気温度Ｔｇ１に基づいて判定してもよい。すなわち、インタークーラ入口側吸気温度Ｔｇ１が高い場合、エンジン１２の負荷が高いと判定し、インタークーラ入口側吸気温度Ｔｇ１が低い場合、エンジン１２の負荷が低いと判定し、インタークーラ入口側吸気温度Ｔｇ１が中程度の場合、エンジン１２の負荷が中程度であると判定してもよい。

ステップＳ１００でエンジン１２の負荷が高い（Ｆ≧Ｆ１）と判定した場合、ステップＳ１１０へ進み、ポンプ１４をオン（稼動）する。これにより、冷却水回路１１に冷却水が循環するので、エンジン１２の負荷が高い場合にインタークーラ１５で吸気を冷却できる。

このときインタークーラ１５で凝縮水が発生するが、エンジン１２の負荷が高い場合は吸気の流量が非常に多くなるので、凝縮水による悪影響は少なくなる。すなわち、凝縮水によるエンジン失火は起こりにくい。また、吸気の流量が非常に多くなることによってインタークーラ１５に凝縮水が残留しにくくなるので、インタークーラ１５の腐食が進行しにくい。

そして、続くステップＳ１２０でフラグの値を０に設定した後、ステップＳ１００に戻る。フラグは、積算流量Ｑｗの値を計算する必要があるか否かを表す変数である。積算流量Ｑｗは、ポンプ１４を１回オン−オフ（稼動−停止）する間にインタークーラ１５に供給される冷却水の総体積である。

ステップＳ１００でエンジン１２の負荷が低い（Ｆ＜Ｆ２）と判定した場合、ステップＳ１３０へ進み、ポンプ１４をオフ（停止）する。これにより、冷却水回路１１に冷却水が循環しないので、エンジン１２の負荷が低い場合にインタークーラ１５で吸気の温度が低くなり過ぎることを抑制できる。

そして、続くステップＳ１４０でフラグの値を０に設定した後、ステップＳ１００に戻る。

ステップＳ１００でエンジン１２の負荷が中程度である（Ｆ２≦Ｆ＜Ｆ１）と判定した場合、ステップＳ１５０へ進み、インタークーラ出口側吸気温度Ｔｇ２が第３閾値Ｔａよりも大きいか否かを判定する。第３閾値Ｔａは、制御装置３０に予め記憶された所定の設定値である。

ステップＳ１５０でインタークーラ出口側吸気温度Ｔｇ２が第３閾値Ｔａよりも大きいと判定された場合、ステップＳ１６０へ進み、ポンプ１４をオン（稼動）する。これにより、冷却水回路１１に冷却水が循環するので、エンジン１２の負荷が中程度であり且つインタークーラ出口側吸気温度Ｔｇ２が高い場合にインタークーラ１５で吸気を冷却できる。

このとき、ポンプ１４は、吐出流量（単位時間当たりに吐出する冷却水の体積）が略一定となるように駆動制御される。

続くステップＳ１７０では、フラグの値が０であるか１であるかを判定する。フラグの値が０であると判定した場合、ステップＳ１８０へ進み、フラグの値を１に設定する。続くステップＳ１８０では、積算流量Ｑｗの値を０にリセットした後、ステップＳ１２０に戻る。

ステップＳ１７０でフラグの値が１であると判定した場合、ステップＳ２００へ進み、積算流量Ｑｗを計算する。具体的には、現在までの積算流量Ｑｗに、今回供給された冷却水の体積Ｑｗ１を足し合わせた値を新たな積算流量Ｑｗとする（Ｑｗ＝Ｑｗ＋Ｑｗ１）。

例えば、今回供給された冷却水の体積Ｑｗ１は、ポンプ１４の吐出流量に吐出時間を掛け合わせて算出される（Ｑｗ１＝吐出流量×吐出時間）。ポンプ１４の吐出流量とは、ポンプ１４が単位時間当たりに吐出する冷却水の体積のことである。吐出時間とは、前回積算流量Ｑｗを計算してから経過した時間のことである。

続くステップＳ２１０では、ステップＳ１７０で計算した積算流量Ｑｗが第４閾値Ａｗよりも大きいか否かを判定する。第４閾値Ａｗは、制御装置３０に予め記憶された所定の設定値である。第４閾値Ａｗは、インタークーラ１５のうち吸気下流側コア部１５１の内部容積Ｃ１と等しい値である。吸気下流側コア部１５１の内部容積Ｃ１とは、吸気下流側コア部１５１を構成するチューブ群の容積（冷却水を流れる流路の容積）のことである。

計算した積算流量Ｑｗが第４閾値Ａｗよりも大きいと判定した場合、ステップＳ２２０、Ｓ２３０へ進み、フラグの値を０にするとともにポンプ１４をオフ（停止）した後、ステップＳ１００に戻る。これにより、積算流量Ｑｗが第４閾値Ａｗよりも大きくなった場合、インタークーラ１５への冷却水の流通を遮断できる。

一方、計算した積算流量Ｑｗが第４閾値Ａｗ以下であると判定した場合、ステップＳ１００へ戻る。これにより、積算流量Ｑｗが第４閾値Ａｗ以下である場合、インタークーラ１５への冷却水の流通を継続できる。

したがって、ポンプ１４を１回オン−オフ（稼動−停止）する間にインタークーラ１５を流れる冷却水の流量（積算流量Ｑｗ）を、インタークーラ１５の吸気下流側コア部１５１における内部容積Ｃ１とほぼ等しくすることができる。

ステップＳ１５０でインタークーラ出口側吸気温度Ｔｇ２が第３閾値Ｔａ以下であると判定された場合、ステップＳ２４０へ進み、フラグの値が０であるか１であるかを判定する。

ステップＳ２４０でフラグの値が１であると判定した場合、ステップＳ２００へ進み、積算流量Ｑｗを計算する。ステップＳ２４０でフラグの値が０であると判定した場合、ステップＳ１００に戻る。この場合、インタークーラ１５への冷却水の流通を遮断した状態が継続される。

図４は、エンジン１２の負荷が中程度である場合の制御結果の一例を示している。すなわち、インタークーラ出口側吸気温度Ｔｇ２が上昇するとインタークーラ１５に冷却水が流通するので、インタークーラ１５で吸気が冷却されてインタークーラ出口側吸気温度Ｔｇ２が低下する。

インタークーラ１５に供給された冷却水が所定体積Ａｗに達するとインタークーラ１５への冷却水の流通を遮断する。これにより、インタークーラ出口側吸気温度Ｔｇ２が上昇する。

このように、インタークーラ出口側吸気温度Ｔｇ２が上昇・下降するサイクルを繰り返すことによって、インタークーラ出口側吸気温度Ｔｇ２を狙い吸気温に極力近づける。

１サイクルにおけるインタークーラ出口側吸気温度Ｔｇ２の変化を図５の実線に示す。インタークーラ出口側吸気温度Ｔｇ２は、温度分布を平均化した温度である。これに対して、図５の破線は、インタークーラ１５のうち冷却水流れ上流側の端部付近における局部的なインタークーラ出口側吸気温度（以下、冷却水上流側端部吸気温度と言う。）である。

ポンプ１４をオン（稼動）してインタークーラ１５に冷却水を供給すると、冷却水上流側端部吸気温度（局部温度）はインタークーラ出口側吸気温度Ｔｇ２（平均温度）よりも低くなる。

冷却水上流側端部吸気温度（局部温度）が露点温度を下回ると吸気から凝縮水が発生する（図５のハッチング領域の時間）。

本実施形態では、ステップＳ２１０において積算流量Ｑｗが第４閾値Ａｗよりも大きいと判定した場合、ポンプ１４をオフ（停止）するので、ポンプ１４を１回オン−オフ（稼動−停止）する間にインタークーラ１５に供給される冷却水の総体積（積算流量Ｑｗ）は、インタークーラ１５の吸気下流側コア部１５１における内部容積Ｃ１とほぼ等しくなる。これにより、インタークーラ出口側吸気温度Ｔｇ２を狙い吸気温に極力近づけつつ、凝縮水の発生を抑制できる。以下、その理由を説明する。

図６に示す第１比較例では、ポンプ１４を１回オン−オフ（稼動−停止）する間の積算流量Ｑｗが吸気下流側コア部１５１の内部容積Ｃ１よりも多くなっている。この第１比較例では、ポンプ１４を１回オン−オフ（稼動−停止）すると、吸気下流側コア部１５１が冷却水で満たされるのみならず吸気上流側コア部１５２の一部にも冷却水が流入する。

そのため、吸気下流側コア部１５１のみならず吸気上流側コア部１５２も冷やされるので、インタークーラ１５が冷えすぎてしまう。その結果、冷却水上流側端部吸気温度（局部温度）が露点温度を下回る時間が長くなるので、凝縮水が多く発生してしまう。

図７に示す第２比較例では、ポンプ１４を１回オン−オフ（稼動−停止）する間の積算流量Ｑｗが吸気下流側コア部１５１の内部容積Ｃ１よりも少なくなっている。この第２比較例では、ポンプ１４を１回オン−オフ（稼動−停止）すると、吸気下流側コア部１５１が冷却水で満たされないので、インタークーラ１５の出口側における吸気の温度分布が大きくなる。

すなわち、吸気下流側コア部１５１のうち冷却水流れ上流側の端部付近では冷却水温度が低いので吸気温度が低くなるが、吸気下流側コア部１５１のうち冷却水流れ下流側の端部付近では冷却水温度が高くなるので吸気温度も高くなる。

そのため、インタークーラ出口側吸気温度Ｔｇ２（平均温度）が低下するのに時間がかかるため、インタークーラ出口側吸気温度Ｔｇ２を狙い吸気温に極力近づけるためにはインタークーラ１５に冷却水を供給する時間を長くする必要がある。そのため、冷却水上流側端部吸気温度（局部温度）が露点温度を下回る時間が長くなるので、凝縮水が多く発生してしまう。

それに対して、本実施形態では、ポンプ１４を１回オン−オフ（稼動−停止）する間の積算流量Ｑｗが、インタークーラ１５の吸気下流側コア部１５１における内部容積Ｃ１とほぼ等しくなるので、吸気下流側コア部１５１が冷却水で満たされつつ、吸気上流側コア部１５２への冷却水の流入が抑制される。

そのため、冷却水上流側端部吸気温度（局部温度）が露点温度を下回る時間が短くなるので、インタークーラ出口側吸気温度Ｔｇ２（平均温度）を狙い吸気温に極力近づけつつ、凝縮水の発生を抑制できる。

その結果、エンジン失火等、エンジンの作動に悪影響が生じることを抑制できるとともに、インタークーラ１５の腐食の進行を抑制できる。

図８に示すように、積算流量Ｑｗを吸気下流側コア部１５１の内部容積Ｃ１で除した比が５０〜１５０％である場合、１サイクルでの凝縮水発生量を良好に抑制できる。積算流量Ｑｗを吸気下流側コア部１５１の内部容積Ｃ１で除した比が７５〜１２５％である場合、１サイクルでの凝縮水発生量を一層良好に抑制できる。積算流量Ｑｗを吸気下流側コア部１５１の内部容積Ｃ１で除した比が９５〜１０５％である場合、１サイクルでの凝縮水発生量を顕著に抑制できる。

すなわち、積算流量Ｑｗを吸気下流側コア部１５１の内部容積Ｃ１で除した比が１００％に近いほど、１サイクルでの凝縮水発生量を抑制できる。

このとき、ポンプ１４の吐出流量（単位時間当たりに吐出する冷却水の体積）を極力多くするのが好ましい。ポンプ１４を１回オン−オフ（稼動−停止）する間の時間を短くできるので、冷却水上流側端部吸気温度（局部温度）が露点温度以下になる時間を一層短くでき、ひいては凝縮水の発生を一層抑制できるからである。

本実施形態では、ポンプ１４の１秒当たりの吐出流量（ポンプ１４が１秒間に吐出する冷却水の体積）は、第４閾値Ａｗとほぼ等しくなっている。そのため、ポンプ１４を１回オン−オフ（稼動−停止）する間の時間が約１秒となる。ポンプ１４の１秒当たりの吐出流量は、ポンプ１４の仕様等に応じて適宜変更可能である。

本実施形態では、制御装置３０は、インタークーラ１５に供給される冷却水の流量Ｑｗを制御する流量制御手段を構成している。制御装置３０は、インタークーラ１５に冷却水を所定体積Ａｗずつ間欠的に供給する。所定体積Ａｗは、吸気下流側コア部１５１の冷却水流路の容積Ｃ１に基づいて決定された値である。

これによると、インタークーラ１５に供給される冷却水が吸気下流側コア部１５１の冷却水流路の容積Ｃ１よりも多過ぎることによって吸気下流側コア部１５１が冷え過ぎることを抑制できる。また、インタークーラ１５に供給される冷却水が吸気下流側コア部１５１の冷却水流路の容積Ｃ１よりも少な過ぎることによって吸気下流側コア部１５１に温度分布が生じることを抑制できる。そのため、吸気から凝縮水が発生することを抑制できる。

具体的には、図８に示すように、所定体積Ａｗを吸気下流側コア部１５１の冷却水流路の容積Ｃ１で除した比が５０％以上、１５０％以下の値になっていれば、吸気から凝縮水が発生することを確実に抑制できる。

本実施形態では、制御装置３０は、インタークーラ１５を通過する前の吸気の温度Ｔｇ１、またはエンジン１２の負荷Ｆｅが所定範囲内の場合、インタークーラ１５に冷却水を所定体積Ａｗずつ間欠的に供給する。

制御装置３０は、インタークーラ１５を通過する前の吸気の温度Ｔｇ１、またはエンジン１２の負荷Ｆｅが所定範囲を上回っている場合、インタークーラ１５に冷却水を連続的に供給する。

制御装置３０は、インタークーラ１５を通過する前の吸気の温度Ｔｇ１、またはエンジン１２の負荷Ｆｅが所定範囲を下回っている場合、インタークーラ１５に冷却水を供給しない。

これによると、エンジン１２の負荷Ｆｅが中程度である場合、インタークーラ１５に冷却水を所定体積Ａｗずつ間欠的に供給するので、凝縮水の発生を抑制できる。

エンジン１２の負荷Ｆｅが高い場合、インタークーラ１５に冷却水を連続的に供給するので、吸気を十分に冷却できる。このとき、凝縮水が連続的に発生しうるが、エンジン１２の負荷Ｆｅが高い場合は吸気量が多くなるので、凝縮水が連続的に発生してもエンジン失火やインタークーラ１５の腐食等の問題は生じにくい。

エンジン１２の負荷Ｆｅが小さい場合、インタークーラ１５に冷却水を供給しないので、インタークーラ１５で吸気が冷却されない。そのため、吸気の温度が低くなり過ぎることを抑制できる。インタークーラ１５で吸気が冷却されないので、凝縮水の発生が抑制される。

本実施形態では、制御装置３０は、インタークーラ１５を通過した吸気の温度Ｔｇ２が閾値Ｔａを上回るとインタークーラ１５に対する冷却水の供給を開始し、インタークーラ１５に供給された冷却水の積算流量Ｑｗが所定体積Ａｗに達するとインタークーラ１５に対する冷却水の供給を停止することによって、インタークーラ１５に冷却水を所定体積Ａｗずつ間欠的に供給する。

これにより、インタークーラ１５への冷却水の供給を適切に制御できるので、凝縮水の発生を適切に抑制できる。

本実施形態では、制御装置３０は、ポンプ１４の起動および停止を制御することによって、インタークーラ１５に供給される冷却水の流量を制御する。これにより、インタークーラ１５に供給される冷却水の流量を適切に制御できる。

ポンプ１４が１秒当たりに吐出する冷却水の体積流量が所定体積Ａｗと等しくなっていれば、短時間でインタークーラ１５に冷却水を供給できるので、冷却水上流側端部吸気温度（局部温度）が露点温度以下になる時間を一層短くでき、ひいては凝縮水の発生を一層抑制できる。

（第２実施形態）
上記第１実施形態では、インタークーラ１５の熱交換コア部１５１、１５２で冷却水の流れが１回ターンするが、本実施形態では、図９、図１０に示すように、インタークーラ１５の熱交換コア部１５１、１５２で冷却水の流れが２回以上ターンする。

図９に示す第１実施例では、冷却水の流れが２回ターンする。すなわち、インタークーラ１５の吸気下流側コア部１５１と吸気上流側コア部１５２の第１コア部１５２ａとの間の反転部１５ａで冷却水の流れがターンする。さらに、吸気上流側コア部１５２の第１コア部１５２ａと第２コア部１５２ｂとの間の反転部１５ｂで冷却水の流れがターンする。

第１コア部１５２ａは、吸気上流側コア部１５２のうち冷却水流れ上流側の部位である。第２コア部１５２ｂは、吸気上流側コア部１５２のうち冷却水流れ下流側の部位である。第１コア部１５２ａは、第２コア部１５２ｂに対して、吸気流れの下流側に配置されている。

吸気下流側コア部１５１、第１コア部１５２ａおよび第２コア部１５２ｂは、内部容積が互いにほぼ同じになっている。

図１０に示す第２実施例では、冷却水の流れが３回ターンする。すなわち、インタークーラ１５の吸気下流側コア部１５１と吸気上流側コア部１５２の第１コア部１５２ａとの間の反転部１５ａで冷却水の流れがターンする。さらに、吸気上流側コア部１５２の第１コア部１５２ａと第２コア部１５２ｂとの間の反転部１５ｂで冷却水の流れがターンし、吸気上流側コア部１５２の第２コア部１５２ｂと第３コア部１５２ｃとの間の反転部１５ｃでも冷却水の流れがターンする。

第１コア部１５２ａは、吸気上流側コア部１５２のうち冷却水流れ上流側の部位である。第３コア部１５２ｃは、吸気上流側コア部１５２のうち冷却水流れ下流側の部位である。第２コア部１５２ｂは、吸気上流側コア部１５２のうち第１コア部１５２ａよりも冷却水流れ下流側かつ第３コア部１５２ｃよりも冷却水流れ上流側の部位である。

第１コア部１５２ａは、第２コア部１５２ｂに対して、吸気流れの下流側に配置されている。第２コア部１５２ａは、第３コア部１５２ｂに対して、吸気流れの下流側に配置されている。

吸気下流側コア部１５１、第１コア部１５２ａ、第２コア部１５２ｂおよび第３コア部１５２ｃは、内部容積が互いにほぼ同じになっている。

本実施形態においても、上記第１実施形態と同様に、積算流量Ｑｗを吸気下流側コア部１５１の内部容積Ｃ１で除した比が５０〜１５０％である場合、１サイクルでの凝縮水発生量を良好に抑制できる。積算流量Ｑｗを吸気下流側コア部１５１の内部容積Ｃ１で除した比が７５〜１２５％である場合、１サイクルでの凝縮水発生量を一層良好に抑制できる。積算流量Ｑｗを吸気下流側コア部１５１の内部容積Ｃ１で除した比が９５〜１０５％である場合、１サイクルでの凝縮水発生量を顕著に抑制できる。

すなわち、積算流量Ｑｗを吸気下流側コア部１５１の内部容積Ｃ１で除した比が１００％に近いほど、１サイクルでの凝縮水発生量を抑制できる。

本実施形態では、上記第１実施形態と比較して、吸気下流側コア部１５１の冷却水流路の容積割合を小さくできるので、所定体積Ａｗの値を小さくできる。そのため、インタークーラ１５に供給する冷却水の流量を少なくできるので、ポンプ１４の動力を低減できる。

（第３実施形態）
上記第１実施形態では、インタークーラ１５の吸気下流側コア部１５１の内部容積Ｃ１が吸気上流側コア部１５２の内部容積と同じになっているが、本実施形態では、図１１に示すように、吸気下流側コア部１５１の内部容積Ｃ１が吸気上流側コア部１５２の内部容積よりも小さくなっている。

これにより、吸気下流側コア部１５１の内部容積Ｃ１を小さくできるので、所定体積Ａｗを小さくできる。そのため、インタークーラ１５に供給する冷却水の流量を少なくできるので、ポンプ１４の動力を低減できる。

（第４実施形態）
本実施形態では、図１２に示すように、上記実施形態に対してエンジン冷却回路１０の構成を変更している。

エンジン冷却回路１０は、ポンプ１４、第１ラジエータ２２ａ、循環流路開閉弁４０、第２ラジエータ２２ｂ、インタークーラ１５および吸気冷却用流路開閉弁４１を備えている。

本実施形態のポンプ１４は、エンジン１２の動力によって駆動される機械式ポンプである。したがって、エンジン１２が稼動している場合、ポンプ１４は常時、冷却水を吸入して吐出する。

ポンプ１４、エンジン１２、第１ラジエータ２２ａ、循環流路開閉弁４０は、冷却水が循環する循環流路４２にこの順番に配置されている。

第１ラジエータ２２ａおよび第２ラジエータ２２ｂは、エンジン１２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２２ａは、冷却水の持つ熱を外気に放熱させる放熱器である。

循環流路開閉弁４０は、冷却水の温度に応じて循環流路４２を開閉するサーモスタットである。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４０は、冷却水温度Ｔｗ（冷却用流体温度）が第１所定温度Ｔｗ１以下である場合に閉弁し、冷却水温度Ｔｗが第１所定温度Ｔｗ１以上である場合に開弁する。本実施形態では、第１所定温度Ｔｗ１は８０℃に設定されている。

第２ラジエータ２２ｂ、インタークーラ１５および吸気冷却用流路開閉弁４１は、吸気冷却用流路４３に配置されている。吸気冷却用流路４３は、循環流路４２から分岐して循環流路４２に合流する流路である。

循環流路４２から吸気冷却用流路４３が分岐する分岐部４４は、第１ラジエータ２２ａと循環流路開閉弁４０との間に設けられている。循環流路４２に吸気冷却用流路４３が合流する合流部４５は、循環流路開閉弁４０とポンプ１４との間に設けられている。

図１２の例では、第２ラジエータ２２ｂは第１ラジエータ２２ａと一体化されているが、第２ラジエータ２２ｂは第１ラジエータ２２ａと別体に構成されていてもよい。

インタークーラ１５の冷却水入口側は、第２ラジエータ２２ｂの冷却水出口側に接続されている。インタークーラ１５の冷却水出口側は、ポンプ１４の冷却水吸入側に接続されている。

吸気冷却用流路開閉弁４１は、吸気冷却用流路４３の冷却水流れを断続する断続手段である。吸気冷却用流路開閉弁４１は、制御装置３０によって開閉制御される電子制御弁である。

図１の例では、吸気冷却用流路開閉弁４１は、第２ラジエータ２２ｂの冷却水流れ下流側に配置されているが、第２ラジエータ２２ｂの冷却水流れ上流側に配置されていてもよい。

制御装置３０は、冷却水温度Ｔｗが第２所定温度Ｔｗ２以下である場合に吸気冷却用流路開閉弁４１を閉弁させ、冷却水温度Ｔｗが第２所定温度Ｔｗ２以上である場合に吸気冷却用流路開閉弁４１を開弁させる。本実施形態では、第２所定温度Ｔｗ２は４０℃以上６０℃以下に設定されている。

バイパス流路４６は、冷却水が第１ラジエータ２２ａ、第２ラジエータ２２ｂおよびインタークーラ１５を迂回して流れる流路であり、循環流路４２からバイパス流路分岐部４７で分岐して、循環流路４２に循環流路開閉弁４０を介して合流する。バイパス流路分岐部４７は、エンジン１２と第１ラジエータ２２ａとの間に設けられている。

バイパス流路４６は、循環流路開閉弁４０の冷却水出口側かつポンプ１４の冷却水吸入側と冷却水において循環流路４２に合流するようになっていてもよい。

冷却水がバイパス流路４６を経由して循環する場合の流路抵抗は、冷却水が他の流路４２、４３を経由して循環する場合の流路抵抗よりも非常に大きくなっている。これにより、循環流路開閉弁４０および吸気冷却用流路開閉弁４１のうち少なくとも一方が開弁している場合、バイパス流路４６に冷却水がほとんど流れないようにしている。

次に、上記構成における作動を説明する。エンジン１２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１２が駆動力を発生しないので、ポンプ１４が停止して冷却水が循環しない。

また、エンジン停止状態では、エンジン１２が熱を発生しないので、冷却水温度Ｔｗは外気温度Ｔａｔｍ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が第２所定温度Ｔｗ２（本実施形態では４０℃以上６０℃）以下であるので、吸気冷却用流路開閉弁４１および循環流路開閉弁４０が閉弁している。

エンジン１２が始動すると、エンジン１２が駆動力および熱を発生するので、ポンプ１４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が第２所定温度Ｔｗ２以下になっている状態（以下、第１暖機状態と言う。）では、冷却水温度Ｔｗが第２所定温度Ｔｗ２以下であるので、吸気冷却用流路開閉弁４１および循環流路開閉弁４０が閉弁している。そのため、ポンプ１４から吐出された冷却水はエンジン１２およびバイパス流路４６を流通してポンプ１４に吸入される。

したがって、第１ラジエータ２２ａ、第２ラジエータ２２ｂおよびインタークーラ１５に冷却水が流通しないので、第１ラジエータ２２ａおよび第２ラジエータ２２ｂで冷却水が持つ熱が放熱されず、冷却水温度Ｔｗが速やかに上昇する。冷却水温度Ｔｗが速やかに上昇すると、燃費が速やかに改善される。

第１暖機状態では、インタークーラ１５に冷却水が流通しないのでインタークーラ１５で過給気が冷却されないが、エンジン１２が始動した直後であるため吸気配管や過給機も冷えているのでインタークーラ１５で過給気を冷却する必要が少ない。また、インタークーラ１５の熱容量が大きいため、インタークーラ１５に冷却水を流通させなくても特に支障はない。

冷却水温度Ｔｗが第２所定温度Ｔｗ２（本実施形態では４０〜６０℃）以上になっている状態（以下、第２暖機状態と言う。）では、吸気冷却用流路開閉弁４１が開弁し、循環流路開閉弁４０が閉弁している。そのため、ポンプ１４から吐出された冷却水は、第１ラジエータ２２ａ、第２ラジエータ２２ｂおよびインタークーラ１５を流通してポンプ１４に吸入される。

このように、第２暖機状態では、第１ラジエータ２２ａおよび第２ラジエータ２２ｂで冷却された冷却水がインタークーラ１５を流通するのでインタークーラ１５で過給気が冷却される。

第２暖機状態では、第１ラジエータ２２ａおよび第２ラジエータ２２ｂで冷却水が持つ熱が放熱されるので、第１暖機状態と比較して冷却水温度Ｔｗの上昇が緩やかになるが、冷却水温度Ｔｗが４０〜６０℃に上昇した場合、燃費は暖機終了後とほぼ同等まで改善されるので、燃費への影響は軽微である。

冷却水温度Ｔｗが第１所定温度Ｔｗ１（本実施形態では８０℃）以上になっている状態（以下、暖機終了状態と言う。）では、吸気冷却用流路開閉弁４１および循環流路開閉弁４０が開弁している。そのため、ポンプ１４から吐出された冷却水は、第１ラジエータ２２ａを流通した後、分岐部２０にて、第２ラジエータ２２ｂおよびインタークーラ１５を迂回する高温側流れＦＨと、第２ラジエータ２２ｂおよびインタークーラ１５を流通する低温側流れＦＬとに分岐し、合流部２１にて高温側流れＦＨと低温側流れＦＬとが合流してポンプ１４に吸入される。

これにより、第１ラジエータ２２ａで冷却水が冷却され、第１ラジエータ２２ａで冷却された冷却水の一部が第２ラジエータ２２ｂでさらに冷却され、第２ラジエータ２２ｂで冷却された冷却水がインタークーラ１５で過給気を冷却する。

さらに、暖機終了状態では、制御装置３０は、エンジン１２の負荷が中程度であると判定した場合、吸気冷却用流路開閉弁４１を開閉することによって、インタークーラ１５に冷却水を間欠的に供給する。

具体的には、インタークーラ出口側吸気温度Ｔｇ２が上述の第３閾値Ｔａよりも大きいと判定された場合、吸気冷却用流路開閉弁４１を開弁させることによって、インタークーラ１５に冷却水を流通させる。

そして、積算流量Ｑｗが上述の第４閾値Ａｗよりも大きいと判定した場合、吸気冷却用流路開閉弁４１を閉弁させることによって、インタークーラ１５への冷却水の流通を遮断する。

すなわち、制御装置３０は、吸気冷却用流路開閉弁４１を１回開閉する間の積算流量（インタークーラ１５に供給される冷却水の総体積）が、インタークーラ１５の吸気下流側コア部１５１の内部容積Ｃ１とほぼ等しくなるように吸気冷却用流路開閉弁４１を開閉制御する。

これにより、上記実施形態と同様に、冷却水上流側端部吸気温度（局部温度）が露点温度以下になる時間を短くできるので、凝縮水の発生を抑制できる。そのため、エンジン失火等、エンジンの作動に悪影響が生じることを抑制できるとともに、インタークーラ１５の腐食の進行を抑制できる。

本実施形態では、制御装置３０および流路開閉弁４１は、インタークーラ１５に供給される冷却水の流量を制御する流量制御手段を構成している。すなわち、制御装置３０および流路開閉弁４１は、冷却水の流路を開閉することによって、インタークーラ１５に供給される冷却水の流量を制御する。

これによると、ポンプ１４がエンジン１２の動力によって駆動される機械式ポンプであるためにポンプ１４のオン−オフを任意に制御できない場合であっても、インタークーラ１５に供給される冷却水の流量を適切に制御できる。

（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、積算流量Ｑｗが第４閾値（所定体積）Ａｗよりも大きくなった場合、インタークーラ１５への冷却水の流通を遮断するが、インタークーラ１５への冷却水の流通を開始してから所定時間後（例えば１秒後）にインタークーラ１５への冷却水の流通を遮断するようにしてもよい。

この場合、ポンプ１４の吐出流量（単位時間当たりに吐出する冷却水の体積）と所定時間との積が所定体積Ａｗとなるようにすればよい。

（２）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。

（３）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１２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。

（４）上記実施形態において、インタークーラ１５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、インタークーラ１５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。

１２ エンジン
１４ ポンプ
１５ インタークーラ（吸気冷却用熱交換器）
２２ ラジエータ
３０ 制御装置（流量制御手段）
１５１ 吸気下流側コア部（熱交換コア部）
１５２ 吸気上流側コア部（熱交換コア部）

Claims (8)

1. 冷却用流体を吸入して吐出するポンプ（１４）と、
   エンジン（１２）の吸気と前記冷却用流体とを熱交換させて前記吸気を冷却する熱交換コア部（１５１、１５２）を有する吸気冷却用熱交換器（１５）と、
   前記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ラジエータ（２２）と、
   前記吸気冷却用熱交換器（１５）に供給される前記冷却用流体の流量（Ｑｗ）を制御する流量制御手段（３０、４１）とを備え、
   前記熱交換コア部（１５１、１５２）は、前記冷却用流体が流れる冷却用流体流路を内部に形成しており、
   前記熱交換コア部（１５１、１５２）は、前記吸気の下流側に位置する吸気下流側コア部（１５１）と、前記吸気の上流側に位置する吸気上流側コア部（１５２）とを有しており、
   前記吸気下流側コア部（１５１）は前記吸気上流側コア部（１５２）に対して前記冷却用流体の上流側に位置しており、
   前記吸気冷却用熱交換器（１５）は、前記吸気下流側コア部（１５１）と前記吸気上流側コア部（１５２）との間で前記冷却用流体の流れ方向が反転する反転部（１５ａ）を有しており、
   前記流量制御手段（３０、４１）は、前記吸気冷却用熱交換器（１５）を通過する前の前記吸気の温度（Ｔｇ１）、または前記エンジン（１２）の負荷（Ｆｅ）が所定範囲内の場合、前記吸気冷却用熱交換器（１５）を通過した前記吸気の温度（Ｔｇ２）が上昇・下降するサイクルを繰り返すように、前記吸気冷却用熱交換器（１５）に前記冷却用流体を、前記吸気下流側コア部（１５１）の前記冷却用流体流路の容積（Ｃ１）に基づいて決定された所定体積（Ａｗ）ずつ間欠的に複数回繰り返して供給することを特徴とする吸気冷却装置。
2. 前記所定体積（Ａｗ）を前記吸気下流側コア部（１５１）の前記冷却用流体流路の容積（Ｃ１）で除した比が５０％以上、１５０％以下の値になっ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. 前記流量制御手段（３０、４１）は、
   前記吸気冷却用熱交換器（１５）を通過する前の前記吸気の温度（Ｔｇ１）、または前記エンジン（１２）の負荷（Ｆｅ）が前記所定範囲を上回っている場合、前記吸気冷却用熱交換器（１５）に前記冷却用流体を連続的に供給し、
   前記吸気冷却用熱交換器（１５）を通過する前の前記吸気の温度（Ｔｇ１）、または前記エンジン（１２）の負荷（Ｆｅ）が前記所定範囲を下回っている場合、前記吸気冷却用熱交換器（１５）に前記冷却用流体を供給しない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. 前記流量制御手段（３０、４１）は、
   前記吸気冷却用熱交換器（１５）を通過した前記吸気の温度（Ｔｇ２）が閾値（Ｔａ）を上回ると前記吸気冷却用熱交換器（１５）に対する前記冷却用流体の供給を開始し、
   前記吸気冷却用熱交換器（１５）に供給された前記冷却用流体の積算流量（Ｑｗ）が前記所定体積（Ａｗ）に達すると前記吸気冷却用熱交換器（１５）に対する前記冷却用流体の供給を停止することによって、
   前記吸気冷却用熱交換器（１５）に前記冷却用流体を前記所定体積（Ａｗ）ずつ間欠的に供給す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. 前記吸気下流側コア部（１５１）の前記冷却用流体流路の容積は、前記吸気上流側コア部（１５２）の前記冷却用流体流路の容積よりも小さくなっ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. 前記流量制御手段（３０）は、前記ポンプ（１４）の起動および停止を制御することによって、前記吸気冷却用熱交換器（１５）に供給される前記冷却用流体の流量を制御す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。
7. 前記ポンプ（１４）が１秒当たりに吐出する前記冷却用流体の体積流量は、前記所定体積（Ａｗ）と等しくなっていることを特徴とする請求項６に記載の吸気冷却装置。
8. 前記流量制御手段（３０、４１）は、前記冷却用流体の流路を開閉することによって、前記吸気冷却用熱交換器（１５）に供給される前記冷却用流体の流量を制御す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。

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