JP6511952B2 - エンジン用冷却装置及びエンジンの冷却方法 - Google Patents

Description

本発明は、エンジン用冷却装置及びエンジンの冷却方法に関し、より詳細には、エンジン本体と過給機で過給された吸気との両方を冷却して排気ガス性能の悪化を回避しながら燃費を向上しつつ、ラジエータの数を増やすことなく装置の重厚長大化を抑制するエンジン用冷却装置及びエンジンの冷却方法に関する。

エンジン用冷却装置には、エンジン本体に加えて、過給機で過給された吸気を冷却水によって冷却する水冷式熱交換器を備えたものが提案されている（例えば、特許文献１を参照）。

しかし、エンジンの低回転時や低負荷時の水冷式熱交換器に供給される冷却水の温度が過給器の出口の吸気の温度以上の場合には、吸気を冷却できずに却って吸気の温度が上昇し、燃焼時の必要吸気量が確保できずに排気ガス性能が悪化するという問題や、その必要吸気量を確保するために過給圧を上げるとタービンの仕事増加に伴って燃費が悪化するという問題があった。

そこで、上記の装置は、エンジン本体に供給される冷却水を冷却するためのエンジン用ラジエータとは別に、水冷式熱交換器に供給される冷却水を冷却するためのインタークーラ用ラジエータとの二つのラジエータを備えて、水冷式熱交換器に供給される冷却水の温度が過給器の出口の吸気の温度以上の場合には、インタークーラ冷却用のラジエータの水量を調節することで、排気ガス性能の悪化を抑制しながら燃費を向上している。

しかし、エンジン用ラジエータとインタークーラ冷却用ラジエータとの二つのラジエータを備えることは、装置の重厚長大化を招き、結果として燃費が悪化するという新たな問題が生じていた。

実公平６−２５６３７号公報

本発明の目的は、エンジン本体と過給機で過給された吸気との両方を冷却して排気ガス性能の悪化を回避しながら燃費を向上しつつ、ラジエータの数を増やすことなく装置の重厚長大化を抑制することができるエンジン用冷却装置及びエンジンの冷却方法を提供することである。

上記の目的を達成する本発明のエンジン用冷却装置は、冷却水が、ウォータポンプ、エンジン本体、ラジエータ及び該ラジエータをバイパスするバイパス通路のどちらか一方、並びに、該ウォータポンプの順に循環する主冷却回路と、冷却水が、過給機で過給された吸気を冷却する水冷式熱交換器に循環する副冷却回路と、を備えたエンジン用冷却装置において、前記副冷却回路に、冷却水が、前記ウォータポンプ、前記水冷式熱交換器、前記ウォータポンプの順に循環する第一冷却回路と、冷却水が、前記ウォータポンプ、前記ラジエータ、前記水冷式熱交換器、前記ウォータポンプの順に循環する第二冷却回路と、前記水冷式熱交換器に流れる冷却水の流路を、前記ウォータポンプの出口における冷却水の
出口温度が前記過給機の出口における吸気の吸気温度未満の場合に、前記第一冷却回路に切り換え、一方、該出口温度が該吸気温度以上の場合に、前記第二冷却回路に切り換える冷却回路切換機構と、を備えたことを特徴とするものである。

また、上記の目的を達成する本発明のエンジンの冷却方法は、冷却水を、ウォータポンプ、エンジン本体、ラジエータ及び該ラジエータをバイパスするバイパス通路のどちらか一方、並びに、該ウォータポンプの順に循環して該エンジン本体を冷却すると共に、冷却水を、過給機で過給された吸気を冷却する水冷式熱交換器に循環して該水冷式熱交換器を冷却するエンジンの冷却方法において、前記ウォータポンプの出口における冷却水の出口温度が前記過給機の出口における吸気の吸気温度未満のときは、冷却水を、前記ウォータポンプ、前記水冷式熱交換器、前記ウォータポンプの順に循環して前記水冷式熱交換器を冷却し、前記出口温度が前記吸気温度以上のときは、冷却水を、前記ウォータポンプ、前記ラジエータ、前記水冷式熱交換器、前記ウォータポンプの順に循環して前記水冷式熱交換器を冷却することを特徴とする方法である。

本発明のエンジン用冷却装置及びエンジンの冷却方法によれば、ウォータポンプの出口における冷却水の出口温度が過給機の出口における吸気の吸気温度未満の場合には、主冷却回路のラジエータを介さない第一冷却回路で水冷式熱交換器に冷却水を供給し、この出口温度が吸気温度以上の場合には、主冷却回路のラジエータを介す第二冷却回路で水冷式熱交換器に冷却水を供給するようにしたので、冷却水の出口温度が吸気温度以上になるエンジンの低回転時や低負荷時の領域でも、第二冷却回路によりラジエータで冷却されて温度が吸気温度未満になる冷却水を水冷式熱交換器に供給して、その水冷式熱交換器によって過給機で過給される吸気を冷却することができる。これにより、エンジンの低回転時や低負荷時の領域における過給機の仕事を増加することなく、吸気の量を増加することができるので、排気ガス性能の悪化を抑制しながら、燃費を向上することができる。

また、主冷却回路と副冷却回路とで一つのラジエータを共用させるように構成したので、水冷式熱交換器における吸気の冷却のためにラジエータの数を増やすことなく、装置の重厚長大化を抑制できる。これにより、エンジンルームの省スペース化を図ると共に燃費をより向上することができる。

本発明の第一実施形態のエンジン用冷却装置を例示する構成図であり、ウォータポンプの出口における冷却水の出口温度が過給機の出口の吸気の吸気温度未満の場合を示す。 本発明の第一実施形態のエンジン用冷却装置を例示する構成図であり、冷却水の出口温度が吸気温度以上の場合を示す。 図１のエンジン本体の燃料噴射量と、冷却水の出口温度、吸気温度、及び水冷式熱交換器の入口における冷却水の入口温度との関係を例示するマップデータである。 図１及び図２に示すエンジン用冷却装置の第一変形例を例示する構成図である。 図１及び図２に示すエンジン用冷却装置の第二変形例を例示する構成図である。 図１及び図２に示すエンジン用冷却装置の第三変形例を例示する構成図である。 本発明の第二実施形態のエンジン用冷却装置を例示する構成図であり、エンジン本体の暖機中を示す。 本発明の第二実施形態のエンジン用冷却装置を例示する構成図であり、ウォータポンプの出口における冷却水の出口温度が過給機の出口における吸気の吸気温度未満の場合を示す。 本発明の第二実施形態のエンジン用冷却装置を例示する構成図であり、ウォータポンプの出口における冷却水の出口温度が過給機の出口における吸気の吸気温度未満の場合を示す。 本発明の第二実施形態のエンジン用冷却装置を例示する構成図であり、冷却水の出口温度が吸気温度以上の場合を示す。 本発明の実施形態のエンジンの冷却方法を例示するフロー図である。 図７のエンジン本体のエンジン回転数及び出力トルクに基づいて設定された第一領域及び第二領域を例示するマップデータである。 図７〜図１０に示すエンジン用冷却装置の第一変形例を例示する構成図である。 図７〜図１０に示すエンジン用冷却装置の第二変形例を例示する構成図である。

以下に、本発明の実施形態について、図面を参照して説明する。図１及び図２は、本発明の第一実施形態からなるエンジン用冷却装置３０を例示する。なお、図中の一点鎖線は制御信号を示している。

このエンジン用冷却装置３０は、車両に搭載されたエンジン１０を冷却するものである。このエンジン１０においては、車両の走行時などにおいて吸気通路１１へ吸入された吸気Ａは、ターボチャージャー１２のコンプレッサ（過給機）１３により圧縮されて高温になり、水冷式インタークーラ（水冷式熱交換器）１４で冷却された後に、インテークマニホールド１５を経てエンジン本体１６に供給される。エンジン本体１６に供給された吸気Ａは、気筒１７に噴射された燃料と混合されて燃焼して熱エネルギーを発生させた後に、排気ガスＧとなってエキゾーストマニホールド１８から排気通路１９へ排気されて、ターボチャージャー１２のタービン２０を駆動した後に図示しない排気ガス浄化装置で浄化されてから大気中へ放出される。このエンジン１０の燃料噴射量などは制御装置２１が制御している。

エンジン用冷却装置３０はエンジン本体１６を冷却する主冷却回路３１と、水冷式インタークーラ１４を冷却する副冷却回路４０とを備えている。主冷却回路３１においては、冷却水Ｗが、ウォータポンプ３２、エンジン本体１６、サーモスタット３３、ラジエータ３４が中途の位置に介設された第一冷却通路３５及びそのラジエータ３４をバイパスするバイパス通路３６のどちらか一方、並びにウォータポンプ３２の順に循環している。

ウォータポンプ３２は、機械式であって、エンジン本体１６の回転動力がクランクシャフト２２から無端状のベルトやギア機構などの動力伝達機構２３を介して伝達され、この回転動力により駆動されている。

サーモスタット３３は、主冷却回路３１のエンジン本体１６の出口側に配置されている。このサーモスタット３３は、温度上昇に伴って膨張し温度低下に伴って収縮する性質を有する熱膨張体により伸縮動作するリフタ（図示しない）を有して、エンジン本体１６で加熱された冷却水Ｗの温度に応じてそのリフタが伸縮することで、第一冷却通路３５及びバイパス通路３６に流れる冷却水Ｗの流量を調節している。なお、このサーモスタット３３に、リフトを電熱により強制的に伸縮動作させる電熱式サーモスタットを用いてもよい。

このように、主冷却回路３１のエンジン本体１６の出口側にサーモスタット３３が配置されて出口側で冷却水Ｗの水温が制御される、すなわち出口制御のエンジン用冷却装置３０は、エア抜き性を向上でき、かつキャビテーションの発生を抑制できるので耐久性の向上に有利になり、特に、トラックなどの大型車両には好適である。

ラジエータ３４は、エンジン１０及びエンジン用冷却装置３０が搭載された車両の前方側に配置されて、このラジエータ３４の後方にはクランクシャフト２２に連結されて駆動する冷却ファン３７が配置されている。このラジエータ３４は、車速風と後続の冷却ファン３７による冷却風とを利用して内部を通過する冷却水Ｗを冷却している。

このようなエンジン用冷却装置３０において、副冷却回路４０が、第一冷却回路４１と、第二冷却回路４２と、冷却回路切換機構とを備えて構成される。この第一冷却回路４１は、図１に示すように、冷却水Ｗ１が、ウォータポンプ３２、水冷式インタークーラ１４、及びウォータポンプ３２の順に循環する回路であり、第二冷却回路４２は、図２に示すように、冷却水Ｗ２が、ウォータポンプ３２、ラジエータ３４、水冷式インタークーラ１４、ウォータポンプ３２の順に循環する回路である。また、冷却回路切換機構は、第一冷却回路４１及び第二冷却回路４２を切り換える機構である。

そして、その冷却回路切換機構が、ウォータポンプ３２の出口における冷却水Ｗの出口温度Ｔｏｕｔがコンプレッサ１３の出口における吸気Ａの吸気温度Ｔａ未満のときは、副冷却回路４０の流路を第一冷却回路４１に切り換え、出口温度Ｔｏｕｔが吸気温度Ｔａ以上のときは、副冷却回路４０の流路を第二冷却回路４２に切り換えるように構成される。

なお、冷却回路切換機構としては、副冷却回路４０の流路を第一冷却回路４１及び第二冷却回路４２のどちらかに切り換えることができる機構であれば、特に限定されないが、第一冷却回路４１のウォータポンプ３２から水冷式インタークーラ１４までの間に介設された第一バルブ４３と、第二冷却回路４２のウォータポンプ３２からラジエータ３４までの間に介設された第二バルブ４４と、第一バルブ４３及び第二バルブ４４の開度をそれぞれ調節する制御を行う制御装置２１で構成することが望ましい。

第一冷却回路４１は、ラジエータ３４を含まない回路であって、ウォータポンプ３２の出口及び水冷式インタークーラ１４の入口を接続する第一導入通路４５と、水冷式インタークーラ１４の出口及びウォータポンプ３２の入口を接続する導出通路４６とから構成される。なお、第一導入通路４５は、ウォータポンプ３２の出口に直接接続されてもよく、導出通路４６もウォータポンプ３２の入口に直接接続されてもよい。

また、第一冷却回路４１は、エンジン本体１６が高負荷、高回転の運転状態のときの、つまり、ウォータポンプ３２の吐出流量が最大となったときの流量に応じた回路である。この第一冷却回路４１を循環する冷却水Ｗ１の温度は、ウォータポンプ３２の出口における冷却水Ｗの出口温度Ｔｏｕｔと同様になる。

第二冷却回路４２は、冷却水Ｗ２をラジエータ３４に経由させる回路であって、ウォータポンプ３２の出口及びラジエータ３４の入口を接続する第二冷却通路４７と、ラジエータ３４の出口及び水冷式インタークーラ１４の入口を接続する第二導入通路４８と、導出通路４６とから構成される。なお、第二冷却通路４７はウォータポンプ３２の出口に直接接続されてもよく、第二導入通路４８も水冷式インタークーラ１４の入口に直接接続されてもよい。

また、第二冷却回路４２においては、エンジン本体１６が低負荷、低回転の運転状態のときに、つまり、主冷却回路３１を循環する冷却水Ｗが主にサーモスタット３３によりバイパス通路を流れているときに切り換えられる回路であり、第一冷却回路４１と比較して低流量のときのための回路である。この第二冷却回路４２を循環し、ラジエータ３４を経由した冷却水Ｗ２の温度は、ウォータポンプ３２の出口における冷却水Ｗの出口温度Ｔｏｕｔよりも低い温度になる。

第一バルブ４３は、第一導入通路４５に介設されており、制御装置２１から送られた制御信号（電流値）により開閉して第一導入通路４５を開放及び遮断する開閉弁、開閉を繰り返して第一導入通路４５を流れる冷却水Ｗ１の流量を調節可能な流量制御弁、あるいはロータリーバルブや比例制御弁などの開度が調節されて流量を調節可能な流量制御弁で構成される。

第二バルブ４４は、第二冷却通路４７に介設されており、制御装置２１から送られた制御信号（電流値）により開閉して第二冷却通路４７を開放及び遮断する開閉弁、開閉を繰り返して第二冷却通路４７を流れる冷却水Ｗ２の流量を調節可能な流量制御弁、あるいはロータリーバルブや比例制御弁などの開度が調節されて流量を調節可能な流量制御弁で構成される。

制御装置２１は、ウォータポンプ３２の出口における冷却水Ｗの出口温度Ｔｏｕｔを検知する第一水温センサ５０と、コンプレッサ１３の出口における吸気Ａの吸気温度Ｔａを検知する吸気温度センサ５１と、に接続されている。

第一水温センサ５０は、ウォータポンプ３２の出口からエンジン本体１６の入口までの間に配置されることが好ましく、ウォータポンプ３２の出口から第一導入通路４５の分岐までの間に配置されることがより好ましい。吸気温度センサ５１は、コンプレッサ１３の出口から水冷式インタークーラ１４の吸気Ａの入口までの間に配置されることが好ましい。なお、第一水温センサ５０に代えて、エンジン本体１６の出口に配置された第二水温センサの検知した水温に基づいてウォータポンプ３２の出口における冷却水Ｗの出口温度Ｔｏｕｔを推定する手段を用いてもよい。

図３は、気筒１７に噴射される燃料噴射量Ｑｅと、ウォータポンプ３２の出口における冷却水Ｗの出口温度Ｔｏｕｔ、コンプレッサ１３の出口における吸気Ａの吸気温度Ｔａ、及び水冷式インタークーラ１４の入口における冷却水Ｗ１、Ｗ２の入口温度Ｔｉｎの関係を例示している。なお、直線が出口温度Ｔｏｕｔ、一点鎖線が吸気温度Ｔａ、及び点線が入口温度Ｔｉｎを示している。

出口温度Ｔｏｕｔは、エンジン本体１６を冷却した後の冷却水Ｗがその温度に応じてサーモスタット３３により第一冷却通路３５及びバイパス通路３６のそれぞれに、あるいはどちらか一方に分配されることで、所定範囲内の設定温度Ｔ１になるように調節されている。この温度Ｔ１は、エンジン１０の仕様により予め設定されており、例えば、６５℃以上、１０５℃以下に設定される。

一方、吸気温度Ｔａは燃料噴射量Ｑｅに比例して高くなり、所定の燃料噴射量Ｑ１でその設定温度Ｔ１に等しくなる。従って、この吸気温度Ｔａは、設定温度Ｔ１よりも低い領域と、設定温度Ｔ１以上になる領域とを有している。

そこで、このエンジン用冷却装置３０は、吸気温度Ｔａが出口温度Ｔｏｕｔ、つまり設定温度Ｔ１よりも低い領域においては、冷却回路切換装置により副冷却回路４０の流路を第二冷却回路４２に切り換える。これにより、冷却水Ｗ２がラジエータ３４で冷却されることによって、入口温度Ｔｉｎが吸気温度Ｔａよりも低くなり、その吸気温度Ｔａよりも低い温度の冷却水Ｗ２が水冷式インタークーラ１４に供給されることにより、コンプレッサ１３で過給された吸気Ａを冷却することができる。

一方、吸気温度Ｔａが出口温度Ｔｏｕｔ以上の領域においては、冷却回路切換装置により副冷却回路４０の流路を第一冷却回路４１に切り換える。これにより、サーモスタット３３により主冷却回路３１において冷却水Ｗがラジエータ３４により冷却される場合には
、副冷却回路４０の第一冷却回路４１によってラジエータ３４を使用することなくコンプレッサ１３で過給された吸気Ａを冷却することができる。

このように冷却回路切換装置により副冷却回路４０の流路を切り換えるようにしたので、出口温度Ｔｏｕｔが吸気温度Ｔａ以上になるエンジン１０の低回転時や低負荷時の領域でも第二冷却回路４２によりラジエータ３４で冷却されて温度Ｔが吸気温度Ｔａ未満になる冷却水Ｗ２を水冷式インタークーラ１４に供給して、その水冷式インタークーラ１４によってコンプレッサ１３で過給される吸気Ａを冷却することができる。これにより、エンジン１０の低回転時や低負荷時の領域におけるコンプレッサ１３の仕事を増加することなく、過給圧を高めることができるので、排気ガス性能の悪化を抑制しながら、燃費を向上することができる。

また、主冷却回路３１と副冷却回路４０とで一つのラジエータ３４を共用させるように構成したので、水冷式インタークーラ１４の冷却のためにラジエータの数を増やすことなく、エンジン用冷却装置３０の重厚長大化を抑制できる。これにより、エンジンルームの省スペース化を図ると共に燃費をより向上することができる。

なお、上記の実施形態は、第一水温センサ５０及び吸気温度センサ５１の検出値を比較して、副冷却回路４０の流路を切り換える構成について説明したが、どちらか一方の検出値の代わりに、制御装置２１に予め設定された目標温度を記憶させておき、その目標温度と他方の検出値とを比較して流路を切り換える構成にしてもよい。

また、第一実施形態は、第二冷却通路４７がウォータポンプ３２の出口及びラジエータ３４の入口を接続する構成を例に説明したが、図４に示すように、第二冷却通路４７をエンジン本体１６の出口とラジエータ３４とを接続する構成にしてもよい。

また、第一実施形態は主冷却回路３１のエンジン本体１６の出口側にサーモスタット３３を配置した出口制御のエンジン用冷却装置３０を説明したが、図５に示すように、主冷却回路３１のエンジン本体１６の入口側にサーモスタット３３を配置した入口制御のエンジン用冷却装置３０にも適用することができる。入口制御の場合は、出口制御と比較して冷却水Ｗの温度調整の面で有利になる。

また、第一実施形態は導出通路４６をラジエータ３４とウォータポンプ３２との間に接続した例を説明したが、図６に示すように、導出通路４６をエンジン本体１６からの出口とサーモスタット３３との間に接続してもよい。

図７〜図１０は、本発明の第二実施形態からなるエンジン用冷却装置３０を例示する。

この第二実施形態のエンジン用冷却装置３０は、図７に示すように、エンジン本体１６の暖機中は、冷却回路切換機構により副冷却回路４０の流路を第一冷却回路４１に切り換えるように構成される。

また、第一実施形態の構成に加えて、主冷却回路３１のウォータポンプ３２とラジエータ３４との間に第三バルブ４９が介設され、制御装置２１が、サーモスタット３３によるラジエータ３４に流れる冷却水Ｗの流量に応じて第三バルブ４９の開度を調節する制御を行うように構成される。具体的には、サーモスタット３３によりラジエータ３４が介設された第一冷却通路３５の流量が多くなった場合に、第三バルブ４９を開側の開度にする制御を行い、一方、第一冷却通路３５の流量が少なくなった場合に、第三バルブ４９を閉側の開度にする制御を行うように構成される。

第三バルブ４９は、制御装置２１から送られた制御信号（電流値）により開閉してラジエータ３４とウォータポンプ３２との間を開放及び遮断する開閉弁、開閉を繰り返してラジエータ３４からウォータポンプ３２に流れる冷却水Ｗの流量を調節可能な流量制御弁、あるいはロータリーバルブや比例制御弁などの開度が調節されて流量を調節可能な流量制御弁で構成される。

このエンジン用冷却装置３０を搭載したエンジン１０の冷却方法を、図７〜図１０及び図１１に示すフローチャートに基づいて制御装置２１の機能として以下に説明する。なお、このフローチャートの制御は、エンジン本体１６が始動したときに、つまりウォータポンプ３２が駆動開始したときに開始されるものとする。

まず、ステップＳ１０では、制御装置２１が、エンジン本体１６が暖機中か否かを判定する。エンジン本体１６の暖機は、具体的には、始動キーによりエンジン本体１６が始動してからエンジン本体１６を冷却した後の冷却水Ｗの温度が、すなわち第二水温センサ５２の検知したエンジン温度Ｔｅが、例えば、６０℃以上、８０℃以下に設定された所定温度になるまでである。なお、エンジン本体１６の暖機中か否かの判定においては、エンジン温度Ｔｅによる判定に限定されずに、例えば、エンジンオイルの温度などで判定しもよい。このステップＳ１０で、エンジン本体１６が暖機中の場合には、ステップＳ２０へ進み、エンジン本体１６が暖機中でない場合にはステップＳ３０へ進む。

次いで、ステップＳ２０では、図７に示すように、制御装置２１が、第一バルブ４３を開側に開き、第二バルブ４４及び第三バルブ４９を閉側に閉じる。このとき、第一バルブ４３を全開の開度、第二バルブ４４及び第三バルブ４９を全閉の開度にするとよい。

次いで、ステップＳ３０では、制御装置２１が、第一水温センサ５０の検知した出口温度Ｔｏｕｔが吸気温度センサ５１の検知した吸気温度Ｔａ以上か否かを判定する。このステップＳ３０で、出口温度Ｔｏｕｔが吸気温度Ｔａ以上の場合には、ステップＳ４０へ進み、一方、出口温度Ｔｏｕｔが吸気温度Ｔａ未満の場合には、ステップＳ５０へ進む。

次いで、ステップＳ５０では、図８に示すように、制御装置２１が、第一バルブ４３を閉側に閉じ、第二バルブ４４を開側に開き、及び第三バルブ４９を閉側に閉じる。このとき、第一バルブ４３は冷却水Ｗ１が第一冷却回路４１を流れないように全閉の開度が好ましい。また、第二バルブ４４は、出口温度Ｔｏｕｔを設定温度Ｔ１に維持でき、かつラジエータ３４を通過後の入口温度Ｔｉｎを吸気温度Ｔａ未満となるようにエンジン１０の運転状態に比例した開度、すなわち、エンジン１０の運転状態が低回転、低負荷の場合には、より小さい開度で、エンジン１０の運転状態が高回転、高負荷の場合にはより大きい開度になるように制御されることが好ましい。加えて、第三バルブ４９は、サーモスタット３３による第一冷却通路３５へ流れる冷却水Ｗの流量に比例した閉側の開度に制御されることが好ましい。

このステップＳ４０が行われることで、ラジエータ３４を通過して吸気温度Ｔａより低い温度に冷却された冷却水Ｗ２が水冷式インタークーラ１４に供給されて、吸気Ａを冷却する。

また、このステップＳ４０でエンジン１０の運転状態が高回転、高負荷に近づく場合には、燃料噴射量Ｑｅが増加し、図９に示すように、それに伴ってサーモスタット３３により第一冷却通路３５に流れる冷却水Ｗの流量が多くなる。このように、第一冷却通路３５に流れる冷却水Ｗの流量が多くなると、吸気温度Ｔａが出口温度Ｔｏｕｔに近づくと共に、出口温度Ｔｏｕｔが入口温度Ｔｉｎに近づいていく。そして、所定の燃料噴射量Ｑ１で出口温度Ｔｏｕｔ、吸気温度Ｔａ、及び入口温度Ｔｉｎがそれぞれ等しくなる。

一方、ステップＳ５０では、図１０に示すように、制御装置２１が、第一バルブ４３を開側に開き、第二バルブ４４を閉側に閉じ、及び第三バルブ４９を開側に開く。このとき、第一バルブ４３は全開の開度が好ましい。また、第二バルブ４４は冷却水Ｗ２が第二冷却回路４２に流れないように全閉の開度が好ましい。加えて、第三バルブ４９はサーモスタット３３による第一冷却通路３５へ流れる冷却水Ｗの流量に比例した開側の開度に制御されることが好ましい。

このステップＳ５０が行われることで、主冷却回路３１では、サーモスタット３３により冷却水Ｗが第一冷却通路３５を経由して循環し、副冷却回路４０では、冷却水Ｗ１が第一冷却回路４１を経由して循環する。

また、このステップＳ５０でエンジン１０の運転状態が低回転、低負荷に近づく場合には、燃料噴射量Ｑｅが低減し、それに伴ってサーモスタット３３によりバイパス通路３６に流れる冷却水Ｗの流量が多くなる、このように、バイパス通路３６に流れる冷却水Ｗの流量が多くなると、出口温度Ｔｏｕｔが吸気温度Ｔａに近づいて、所定の燃料噴射量Ｑ１以下になると、出口温度Ｔｏｕｔが吸気温度Ｔａよりも高くなる。

次いで、ステップＳ６０では、制御装置２１が、エンジン１０が停止したか否かを判定する。このステップＳ６０では、エンジン本体１６の気筒１７への燃料の噴射の停止、エンジン回転数、及びウォータポンプ３２の回転数などでエンジン１０の停止を判定している。このステップＳ６０で、エンジン１０が停止したと判定した場合には、ステップＳ７０へ進み、一方、エンジン１０が停止していないと判定した場合には、ステップＳ３０へ戻る。

次いで、ステップＳ７０では、制御装置２１が、第一バルブ４３、第二バルブ４４、及び第三バルブ４９の全てを開側に開いて、スタートへ戻り、このフローチャートの制御は完了する。

このような制御を行うようにしたので、エンジン本体１６とコンプレッサ１３で過給された吸気Ａとの両方を冷却して排気ガス性能の悪化を回避しながら燃費を向上しつつ、ラジエータの数を増やすことなく装置の重厚長大化を抑制することができる。

また、エンジン１０の暖機中にステップＳ２０を行うようにしたので、主冷却回路３１では、サーモスタット３３により冷却水Ｗがバイパス通路３６を経由して循環し、副冷却回路４０では、冷却水Ｗ１が第一冷却回路４１を経由して循環する。つまり、暖機中に第一冷却回路４１を利用して、コンプレッサ１３で過給された吸気Ａから水冷式インタークーラ１４を介して冷却水Ｗ１を温めることで、暖機が促進できるので、暖機時間の短縮に有利になる。

加えて、エンジン１０を停止する、すなわち、ウォータポンプ３２が停止するときにステップＳ７０を行うようにしたので、ウォータポンプ３２の停止時に、第一バルブ４３、第二バルブ４４、及び第三バルブ４９の全てを開いておくことで、ウォータポンプ３２が停止している間のエア抜き性を向上でき、かつウォータポンプ３２が駆動を再開したときのキャビテーションの発生を抑制できるので、耐久性の向上に有利になる。

さらに、第三バルブ４９をラジエータ３４とウォータポンプ３２との間に介設して、サーモスタット３３によるラジエータ３４に流れる冷却水Ｗの流量に応じて第三バルブ４９の開度を調節するようにしたので、出口温度Ｔｏｕｔが吸気温度Ｔａ以上の場合には、ステップＳ４０で第三バルブ４９を閉側の開度にすることができる。これにより、第二冷却回路４２により水冷式インタークーラ１４を冷却する場合には、ラジエータ３４からウォータポンプ３２に冷却水Ｗが流れないようにすることができ、エンジン１０の運転状態が低回転、低負荷時の場合に、冷却水Ｗの出口温度Ｔｏｕｔを設定温度Ｔ１に確実に維持しながら、冷却水Ｗ２の入口温度Ｔｉｎを吸気温度Ｔａ未満の温度に確実に下げて吸気Ａを冷却することができる。

上記のエンジン用冷却装置３０において、制御装置２１が、エンジン回転数及びエンジン出力トルクに基づいて出口温度Ｔｏｕｔが吸気温度Ｔａ未満になる第一領域Ｒ１と、出口温度Ｔｏｕｔが吸気温度Ｔａ以上になる第二領域Ｒ２とが設定されたマップデータＭ１を備え、エンジン本体１６の運転状態とマップデータＭ１とを比較する制御を行い、エンジン本体１６の運転状態が第一領域Ｒ１の場合には、第一バルブ４３を開側の開度にする、及び第二バルブ４４を閉側の開度にする制御をそれぞれ行い、一方、第二領域Ｒ２の場合には、第一バルブ４３を閉側の開度にする、及び第二バルブ４４を開側の開度にする制御をそれぞれ行うように構成されることが望ましい。

図１２はマップデータＭ１を例示している。このマップデータＭ１は、予め実験や試験により第一領域Ｒ１及び第二領域Ｒ２が設定されて、制御装置２１に記憶されている。第一領域Ｒ１は、エンジン本体１６の運転状態が高回転、高負荷の領域であって、出口温度Ｔｏｕｔが吸気温度Ｔａ未満になる領域である。また、第二領域Ｒ２は、エンジン本体１６の運転状態が低回転、低負荷の領域であって、出口温度Ｔｏｕｔが吸気温度Ｔａ以上になる領域である。

このように、第一水温センサ５０及び吸気温度センサ５１の検出値を比較する制御を行うことに代えて、エンジン本体１６の運転状態とマップデータＭ１とを比較することで、センサの数を低減してコストダウンを図ることができると共に、副冷却回路４０の流路の切り換えの応答性を向上することができる。

なお、第二実施形態は、ラジエータ３４とウォータポンプ３２との間に第三バルブ４９を介設した構成を例に説明したが、図１３に示すように、第三バルブ４９の代わりに第二サーモスタット５３を介設してもよい。この第二サーモスタット５３の動作温度帯は、サーモスタット３３の動作温度帯よりも低い温度に設定すると、サーモスタット３３により冷却水Ｗが第一冷却通路３５に流れる場合に、その冷却水Ｗが第二サーモスタット５３で堰き止められることを回避することができる。

また、上記の第一及び第二実施形態のエンジン用冷却装置３０は、図１４に示すように、第一のターボチャージャー１２に加えて、第二ターボチャージャー２４を備えた多段過給システムを搭載したエンジン１０にも適用することができる。

このエンジン１０においては、排気ガスＧが第二ターボチャージャー２４のタービン２５と第一のターボチャージャー１２のタービン２０とを順に通過してそれぞれを駆動している。吸気Ａは、第一のターボチャージャー１２のコンプレッサ１３で過給された後に、水冷式インタークーラ１４で冷却され、さらに、第二ターボチャージャー２４のコンプレッサ２６で過給された後に、空冷式インタークーラ２７で冷却されている。

このような多段過給システムにおいては、コンプレッサ１３、２６により連続して過給されるため、特に、コンプレッサ１３、２６の間に介設された水冷式インタークーラ１４の冷却性能を向上する必要がある。そこで、このようなエンジン１０に上記の第一及び第二実施形態を適用することで、多段過給システムによって過給圧を高めることができると共に、吸気Ａの吸気温度Ｔａを下げることにより排気ガス性能の悪化を回避しながら燃費を向上することができる。

また、上記の第一及び第二実施形態のエンジン用冷却装置３０は、出口温度Ｔｏｕｔと吸気温度Ｔａとを比較して、冷却回路切換機構により第一冷却回路４１及び第二冷却回路４２を切り換える構成にしたが、入口温度Ｔｉｎと吸気温度Ｔａとを比較して切り換えることもできる。この場合には、図３に示すように、入口温度Ｔｉｎが吸気温度Ｔａに等しくなることを切り換えのタイミングにするとよい。

また、第二実施形態のエンジン用冷却装置３０は、エンジン１０の暖機中に副冷却回路４０の流路を第一冷却回路４１に切り換える構成を例に説明したが、エンジン本体１６の排気量や水冷式インタークーラ１４の冷却性能によっては、暖機が促進できない場合もある。そのような場合には、エンジン１０の暖機中に、制御装置２１が第一バルブ４３、第二バルブ４４、及び第三バルブ４９の全てを全閉する制御を行うように構成することで、エンジン１０の暖機を促進することができる。

１３ コンプレッサ（過給機）
１４ 水冷式インタークーラ（水冷式熱交換器）
１６ エンジン本体
２１ 制御装置
３０ エンジン用冷却装置
３１ 主冷却回路
３２ ウォータポンプ
３３ サーモスタット
３４ ラジエータ
３６ バイパス通路
４０ 副冷却回路
４１ 第一冷却回路
４２ 第二冷却回路
４３ 第一バルブ
４４ 第二バルブ
４９ 第三バルブ
５０ 第一水温センサ
５１ 吸気温度センサ
Ｔａ 吸気温度
Ｔｏｕｔ 出口温度
Ｗ 冷却水
Ｗ１ 冷却水
Ｗ２ 冷却水

Claims (8)

1. 冷却水が、ウォータポンプ、エンジン本体、ラジエータ及び該ラジエータをバイパスするバイパス通路のどちらか一方、並びに、該ウォータポンプの順に循環する主冷却回路と、冷却水が、過給機で過給された吸気を冷却する水冷式熱交換器に循環する副冷却回路と、を備えたエンジン用冷却装置において、
   前記副冷却回路に、冷却水が、前記ウォータポンプ、前記水冷式熱交換器、前記ウォータポンプの順に循環する第一冷却回路と、
   冷却水が、前記ウォータポンプ、前記ラジエータ、前記水冷式熱交換器、前記ウォータポンプの順に循環する第二冷却回路と、
   前記水冷式熱交換器に流れる冷却水の流路を、前記ウォータポンプの出口における冷却水の出口温度が前記過給機の出口における吸気の吸気温度未満の場合に、前記第一冷却回路に切り換え、一方、該出口温度が該吸気温度以上の場合に、前記第二冷却回路に切り換える冷却回路切換機構と、を備えたことを特徴とするエンジン用冷却装置。
2. 前記冷却回路切換機構を、前記第一冷却回路の前記ウォータポンプから前記水冷式熱交換器までの間に介設された第一バルブと、前記第二冷却回路の前記ウォータポンプから前記ラジエータまでの間に介設された第二バルブと、該第一バルブ及び該第二バルブの開度をそれぞれ調節する制御を行う制御装置で構成し、
   前記制御装置を、前記出口温度と前記吸気温度とを比較する制御を行って、前記出口温度が前記吸気温度未満の場合には、前記第一バルブを開側の開度にする、及び前記第二バルブを閉側の開度にする制御をそれぞれ行い、一方、該出口温度が該吸気温度以上の場合には、前記第一バルブを閉側の開度にする、及び前記第二バルブを開側の開度にする制御をそれぞれ行う構成にした請求項１に記載のエンジン用冷却装置。
3. 前記主冷却回路の前記エンジン本体からの出口と前記ラジエータとの間にサーモスタットを介設すると共に、該主冷却回路の前記ラジエータと前記ウォータポンプとの間に第三バルブを介設し、
   前記制御装置を、前記サーモスタットによる前記ラジエータに流れる冷却水の流量に応じて前記第三バルブの開度を調節する制御を行う構成にした請求項２に記載のエンジン用冷却装置。
4. 前記主冷却回路の前記ラジエータと前記エンジン本体への入口との間にサーモスタットを介設した請求項２に記載のエンジン用冷却装置。
5. 前記制御装置に、エンジン回転数及びエンジン出力トルクに基づいて前記出口温度が前記吸気温度未満になる第一領域と、該出口温度が該吸気温度以上になる第二領域とが設定されたマップデータを備え、
   前記制御装置を、前記出口温度と前記吸気温度とを比較する制御を行うことに代えて、前記エンジン本体の運転状態と前記マップデータとを比較する制御を行い、該エンジン本体の運転状態が前記第一領域の場合には、前記第一バルブを開側の開度にする、及び前記第二バルブを閉側の開度にする制御をそれぞれ行い、一方、前記第二領域の場合には、前記第一バルブを閉側の開度にする、及び前記第二バルブを開側の開度にする制御をそれぞれ行う構成にしたう構成にした請求項２〜４のいずれか１項に記載のエンジン用冷却装置。
6. 前記制御装置を、前記エンジン本体の運転が停止した場合には、前記第一バルブ及び前記第二バルブを開側の開度にする制御を行う構成にした請求項２〜５のいずれか１項に記載のエンジン用冷却装置。
7. 前記冷却回路切換機構を、前記副冷却回路の流路を、前記エンジン本体の暖機中は、前記第一冷却回路に切り換える構成にした請求項１〜６のいずれか１項に記載のエンジン用冷却装置。
8. 冷却水を、ウォータポンプ、エンジン本体、ラジエータ及び該ラジエータをバイパスするバイパス通路のどちらか一方、並びに、該ウォータポンプの順に循環して該エンジン本体を冷却すると共に、冷却水を、過給機で過給された吸気を冷却する水冷式熱交換器に循環して該水冷式熱交換器を冷却するエンジンの冷却方法において、
   前記ウォータポンプの出口における冷却水の出口温度が前記過給機の出口における吸気の吸気温度未満のときは、冷却水を、前記ウォータポンプ、前記水冷式熱交換器、前記ウォータポンプの順に循環して前記水冷式熱交換器を冷却し、
   前記出口温度が前記吸気温度以上のときは、冷却水を、前記ウォータポンプ、前記ラジエータ、前記水冷式熱交換器、前記ウォータポンプの順に循環して前記水冷式熱交換器を冷却することを特徴とするエンジンの冷却方法。