JPH0455225Y2 - - Google Patents

Description

【考案の詳細な説明】 【産業上の利用分野】

本考案は、エンジンの排気系部品の熱害を防止
するために、排気系冷却装置を設けたものの構造
に関するものであり、特に、排気冷却用冷却系統
の構造に係る。

【従来の技術】

近年、エンジンの高出力化に伴い、排気ガス温
度が上昇し、排気系部品（例えば、エンジン出力
の向上をはかるために付設されるターボチヤージ
ヤ、排気浄化性の向上をはかるために付設される
O₂センサ、触媒コンバータ等）が高温の熱に曝
されるようになつてきた。 このように排気ガス温度が過度に上昇した場合
には、排気系に取付けられるO₂センサや触媒コ
ンバータの劣化や溶損を招くことがある。 また、ターボチヤージヤの温度が上昇した場
合、ターボチヤージヤのハウジングやタービンシ
ヤフトを介して伝達される熱により、吸気通路に
吸入される吸気温度が上昇し、充填効率の低下に
伴いエンジン出力が低下するという問題がある。 そこで、本出願人は、排気系部品の温度上昇や
熱害を抑制するためにシリンダヘツドと排気マニ
ホルドとの間に排気冷却用アダプタを介装し、こ
のアダプタ内部に冷却水通路を形成し、エンジン
本体冷却系統の冷却水を循環させて排気ガス温度
の低下をはかる構造のものを提案した（例えば、
実願昭61−032229号、未公知）。 また、排気通路近傍に冷却水通路を形成して排
気ガス温度の低下をはかつたものも提案されてい
る（例えば、実開昭56−101444号公報、特開昭58
−044213号公報および特開昭60−085215号公報）。 上記従来の装置によれば、排気ガスが冷却水と
の熱交換により冷却されるため、流動する排気ガ
ス温度の低下により、排気通路に取付けられる
O₂センサや触媒コンバータおよびターボチヤー
ジヤ等の温度の過上昇が抑制され、排気系部品の
熱害や充填効率低下に伴うエンジン出力の低下が
抑制される。また、排気マニホルド等からなる排
気通路の近傍および周辺に冷却水通路が形成され
るため、外部への熱伝達が抑制され、車載付属部
品の温度上昇が軽減され、耐久性の向上をはかる
ことができる。

【考案が解決しようとする問題点】

しかしながら、上記従来の排気通路近傍に冷却
水通路を形成した装置においては、冷却水との熱
交換により排気ガス温度の低下や外部への熱伝達
を抑制することはできるものの、冷却水が高温の
排気ガスに曝されるため、冷却水自体の温度が上
昇してエンジン本体の冷却効率が低下するという
問題がある。 すなわち、排気ガスは例えば、600〜900℃の極
めて高い温度状態となるため、この高温の排気ガ
スと熱交換されたエンジン本体冷却系統の冷却水
の温度はかなり上昇する。従つて、高温の冷却水
が循環されるためにエンジン本体の各部を充分に
冷却することができなくなる。 上記したように、冷却水温度が上昇してエンジ
ン本体の冷却効率が低下した場合には、吸気温度
の上昇に伴う充填効率の低下により、エンジン出
力が低下したり、あるいはシリンダヘツドの温度
上昇により、所謂メカニカルオクタン価が低下し
てノツキングが発生し易くなるという問題があ
る。 また、極度に冷却水温度が上昇した場合には、
冷却水が沸騰する可能性もあるため、エンジン冷
却用ラジエータに付設される加圧弁の開弁圧を高
くする必要が生じる。しかしながら、開弁圧を高
く設定した場合には、さらに冷却水温度が上昇し
てしまい、上記したような弊害が助長されること
にもなる。 従つて、本考案は、排気冷却に伴うエンジン本
体の冷却性能の低下をきたすことなく、排気系温
度の上昇を抑制することを目的とする。

【問題点を解決するための手段】

そこで本考案は、上記の問題点を解決するため
に、排気系の冷却をエンジン本体冷却系統とは独
立した冷却系統の冷却水により行うようにしたこ
とを特徴とする。 具体的には、本考案の第１図および第２図を例
にとつて説明すると、冷却系統はシリンダヘツド
２およびシリンダブロツク３等からなるエンジン
本体１を冷却する第１の冷却系統１０と、第１の
冷却系統１０とは独立して排気系を冷却する第２
の冷却系統３０から構成されている。 排気系冷却装置はシリンダヘツド２と排気マニ
ホルド５との間に介装される排気冷却用アダプタ
２０を備えている。 第２の冷却系統３０を構成する排気冷却用ラジ
エータ３３に付設される加圧弁８０の開弁圧は、
第１の冷却系統１０を構成するエンジン本体冷却
用ラジエータ１３の加圧弁９０の開弁圧より高く
設定されている。

【作用】

排気冷却用アダプタ２０が介装される排気系
は、第２の冷却系統３０を循環する冷却水により
冷却される。 排気ガスは排気冷却用アダプタ２０内を循環す
る冷却水と効率的に熱交換され、温度低下がはか
られる。 排気冷却用ラジエータ３３に付設される加圧弁
８０の開弁圧がエンジン本体冷却用ラジエータ１
３の加圧弁９０の開弁圧より高く設定されている
ため、第２の冷却系統を循環する冷却水の温度が
比較的高温状態に設定される。

【実施例】

以下、本考案の実施例を図面に基づいて説明す
る。 第１図〜第３図は、本考案の一実施例に係る排
気系冷却装置を示す図であり、第１図は排気冷却
用アダプタの具体的構造を一部断面図示するとと
もに冷却系統を概略的に示すシステム図、第２図
は第１図における−線に沿つて切断した断面
図、第３図は排気系冷却装置を適用したエンジン
の全体構成を示すシステム図である。 第１図に示されるように、冷却装置の基本構成
は、シリンダヘツド２およびシリンダブロツク３
からなるエンジン本体１を冷却する第１の冷却系
統１０と、排気ガスを冷却するための排気冷却用
アダプタ２０等に冷却水を循環する第２の冷却系
統３０から構成されている。 第１の冷却系統１０はシリンダブロツク３に取
付けられるエンジン用ウオータポンプ１１、シリ
ンダブロツク３およびシリンダヘツド２内に形成
される冷却水通路（ウオータジヤケツト）１２ａ
および１２ｂ、シリンダヘツド２とエンジン冷却
用ラジエータ１３を接続する流出側冷却水配管１
４およびエンジン冷却用ラジエータ１３とエンジ
ン用ウオータポンプ１１を接続する流入側冷却水
配管１５より構成される。９０はエンジン冷却用
ラジエータ１３に付設される加圧弁である。 第２の冷却水系統３０は排気冷却用アダプタ２
０に冷却水を循環させる排気冷却用ウオータポン
プ３１、排気冷却用ウオータポンプ３１と排気冷
却用アダプタ２０とを接続する送水配管３２、排
気冷却用アダプタ２０と排気冷却用ラジエータ３
３とを接続する流出配管３４および排気冷却用ラ
ジエータ３３と排気冷却用ウオータポンプ３１を
接続する給水配管３５から構成されている。８０
は排気冷却用ラジエータ３３に付設される加圧弁
である。 さらに、排気冷却用アダプタ２０は第１の冷却
系統１０を構成するエンジン用ウオータポンプ１
１に注水管４０を介して接続されている。 次に排気冷却用アダプタ２０の具体的構造およ
び取付け構造について説明する。 排気冷却用アダプタ２０は、エンジン重量の軽
量化をはかるとともに、熱伝達を良好にするた
め、例えば、アルミニウム等の軽金属により構成
されている。 第１図および第２図に示されるように、排気冷
却用アダプタ２０には排気ポート４と排気マニホ
ルド５とを接続し、内部を排気ガスが流動する排
気流通路２１が気筒数分形成されている。 この排気流通路２１の周囲には第２の冷却系統
３０に接続される主冷却水通路２２が形成されて
いる。本実施例における主冷却水通路２２は排気
冷却用アダプタ２０の一端に形成された流入口２
３から他端まで排気流通路２１の下側を通つて延
出し、他端から折り返して排気流通路２１の上側
を通つて一端に形成された流出口２４まで連通さ
れている。 流入口２３は第２の冷却系統３０を構成する送
水配管３２に接続され、流出口２４は流出配管３
４に各々接続される。 主冷却水通路２２は、第２図に示されるように
流動する排気ガスとの熱交換を効率的に行うた
め、排気ガスの流動方向（矢印Ｘ）に対して所定
幅を有する、所謂幅広形状とされている。 また、主冷却水通路２２の下方には副冷却水通
路２５が形成されている。 この副冷却水通路２５は排気冷却用アダプタ２
０の下方に接続口２６が形成されており、注水管
４０を介して第１の冷却系統１０を構成するエン
ジン用ウオータポンプ１１に接続されている。 本実施例における副冷却水通路２５は排気冷却
用アダプタ２０の略中央から両端方向に延出して
おり、排気冷却用アダプタ２０に穿設された排出
口２７からシリンダヘツド２に形成した冷却水通
路（ウオータジヤケツト）１２ｂに連通されてい
る。 排出口２７は、排気流通路２１の下方に穿設さ
れ、その開口方向は例えば、排気弁傘部が当接す
るバルブシート６に指向するように形成されてい
る。 また、主冷却水通路２２に循環される冷却水量
は副冷却水通路２５に循環される冷却水量に比較
してかなり大量に設定されており、通常の状態に
おいては排気ガスとの熱交換は主冷却水通路２２
に循環される冷却水との間で行われる。 なお、第２の冷却水系統３０を構成する排気冷
却用ラジエータ３３に付設される加圧弁８０の開
弁圧は第１の冷却系統１０を構成するエンジン冷
却用ラジエータ１３の加圧弁９０の開弁圧より高
く設定してある。 第４図に加圧弁の具体的構造を示す。なお、加
圧弁８０および９０の形状は略共通であるため、
加圧弁８０を例にとつて説明する。 加圧弁８０，９０は、キヤツプ８１、加圧弁体
８２および負圧弁体８３より構成されている。 ８４は加圧弁体８２を排気冷却用ラジエータ３
３の注水口着座面３３ａに押圧するために設けら
れたスプリングであり、例えば、加圧弁体８２の
開弁圧を大気圧＋５Kg／cm²に設定される。 ８５は負圧弁体８３を図にて上方に付勢するス
プリングである。負圧弁体８３の傘部８６は加圧
弁体８２に密着してシール面を構成する。 加圧弁体８２は冷却水の温度上昇および膨張に
伴い排気冷却用ラジエータ３３内圧が所定値以上
になつた時に図にて上方に押し上げられ、注水口
下部開口３３ｂを開いて排気冷却用ラジエータ３
３内部の冷却水を付設される補充タンク１００に
流出させる。 逆に冷却水温が低下すると排気冷却用ラジエー
タ３３内部が負圧となるために負圧弁体傘部８６
が加圧弁体８２より離間して負圧弁体８３が開弁
し、補充タンク１００内の冷却水が再度排気冷却
用ラジエータ３３に流入する。 キヤツプ８１の裏面にはスプリング８４の座面
を構成するとともに注水口上端面３３ｃとのシー
ル面を構成するシールプレート８７が設けられて
いる。 さらに、キヤツプ８１の裏面には爪８８が設け
られ、注水口上端部に形成した係止片３３ｄに係
止される。 上記したように、排気冷却用ラジエータ３３に
付勢される加圧弁８０の開弁圧は例えば、大気圧
＋５Kg／cm²に設定されるが、エンジン冷却用ラジ
エータ１３の加圧弁９０は、エンジン側の要求に
より冷却水の温度を80〜90℃程度に設定する必要
があるため、開弁圧は大気圧＋0.9Kg／cm²に設定
される。 排気冷却用ラジエータ３３の加圧弁８０の開弁
圧を大気圧＋５Kg／cm²に設定した場合、第２の冷
却系統を循環する冷却水の温度は150℃程度まで
沸点が高められることになり、130℃程度の運転
は可能となる。（通常、第１の冷却系統１０を循
環する冷却水の沸点は120〜130℃程度である。） 第３図において、排気系冷却装置を適用したエ
ンジンの全体構成について説明する。 排気冷却用アダプタ２０はシリンダヘツド２と
排気マニホルド５との間に介装されている。 本実施例におけるエンジンは、排気マニホルド
５の後流にターボチヤージヤ５０が介設されてい
る。このターボチヤージヤ５０はタービン翼が内
装されるタービンハウジング５１とタービン翼と
シヤフトを介して接続され、タービン翼と一体的
に回転するコンプレツサ翼が内装されるコンプレ
ツサハウジング５２およびシヤフトが貫通される
ターボハウジング５３から構成されている。 ６０は過給圧を制御するためのウエストゲート
バルブ（WGV）であり、過給圧が所定値以上と
なつた時にアクチユエータ６１が作動してタービ
ンハウジング５１内に流入する排気ガス量を減少
させ、過給圧の過上昇を制御する。 また、本実施例においてはターボチヤージヤ５
０と排気マニホルド５との間に第２の排気冷却用
アダプタ７０が介設されている。 第５図および第６図は、第２の排気冷却用アダ
プタ７０の具体的構造を示す図であり、第５図は
斜視図、第６図は要部を示す縦断面図である。 第２の排気冷却用アダプタ７０は内部に排気ガ
スが流動する排気通路７１が形成されており、そ
の周囲に第２の冷却系統３０と接続される冷却水
通路７２が形成されている。また、両端面７３お
よび７４には排気マニホルド５およびターボチヤ
ージヤ５０に形成されたフランジ５ａおよび５０
ａとの間に空気層を構成するための凹み７５が形
成されており、ガスケツト７ａおよび７ｂを介し
て排気マニホルド５、ターボチヤージヤ５０に締
結接続される。 凹み７５により形成される空気層は、所謂断熱
空間を形成し、排気マニホルド５側からターボチ
ヤージヤ５０側、またはターボチヤージヤ５０側
から排気マニホルド５側への熱伝達を抑制する構
造となつている。 なお、空気層の形成は必ずしも第２の排気冷却
用アダプタ７０の端面に凹み７５を設けて形成す
る必要はなく、例えば、第７図に示されるような
複数の穴開き部８ａを形成したガスケツト８を介
装して形成してもよい。 第３図に戻つて、第２の冷却系統３０を構成す
る排気冷却用ラジエータ３３は、給水配管３５を
介して排気冷却用ウオータポンプ３１の吸い込み
側に接続されており、このウオータポンプ３１は
送水配管３２を介して排気冷却用アダプタ２０の
内部に形成される主冷却水通路２２に連通され
る。 排気冷却用ウオータポンプ３１はエンジンのカ
ムシヤフトあるいはクランクシヤフトの回転によ
り駆動される、所謂メカニカルポンプであつても
よく、また、電気的に駆動される電動ポンプであ
つてもよい。 メカニカルポンプを用いた場合は、排気冷却用
ウオータポンプ３１の回転数がエンジン回転に追
従するため、低回転時においては比較的回転数が
低くなり、排気系の温度が過剰に低下されること
が回避される。同時に高回転時においてはポンプ
回転数も高くなり、冷却水の循環速度も増大する
ため、排気系の冷却効率も向上する。 また、電動ポンプを用いた場合には、排気冷却
用ウオータポンプ３１駆動のために、エンジンの
出力を費やすことがないため、エンジンに作用す
る負荷を小さくすることができ、エンジン出力の
向上がはかられる。さらに、ポンプの駆動を電気
信号により制御可能であるため、例えば、エンジ
ン停止後、所定時間排気冷却用ウオータポンプ３
１を駆動することにより冷却水を循環させること
ができるため、エンジン停止後において第２の冷
却系統の冷却水の温度上昇を抑制することがで
き、局部的な冷却水の沸騰を回避することも可能
となる。 主冷却水通路２２を循環した冷却水は流出口２
４に取付けられたカプラ９ａ，９ｂにより複数の
冷却水配管３６ａおよび３６ｂに分離され、これ
らの冷却水配管３６ａおよび３６ｂは各々第２の
排気冷却用アダプタ７０およびターボチヤージヤ
５０、ウエストゲートバルブ６０に循環させた
後、各々還流配管３７ａ，３７ｂを介してリザー
ブタンク３８に戻される。リザーブタンク３８に
戻された冷却水は流出配管３４を介して排気冷却
用ラジエータ３３に戻され、大気との熱交換によ
り温度低下が図られる。 なお、上記したように、排気冷却用ラジエータ
３３に付設される加圧弁８０の開弁圧はエンジン
冷却用ラジエータ１３の加圧弁９０の開弁圧に比
較して高く設定されている。 以上の構成に基づく本実施例の作用を説明す
る。 エンジン本体１を冷却する第１の冷却系統１０
は、エンジン用ウオータポンプ１１が駆動される
ことにより冷却水が第１図の矢印（→）にて示さ
れるようにシリンダブロツク３およびシリンダヘ
ツド２内部に形成される冷却水通路（ウオータジ
ヤケツト）１２ａおよび１２ｂを循環し、エンジ
ン本体各部を冷却する。 エンジン本体各部を冷却した冷却水は流出側冷
却水配管１４を通つてエンジン冷却用ラジエータ
１３に流入し、大気との熱交換により冷却され
る。 冷却された冷却水は流入側冷却水配管１５を通
つてエンジン用ウオータポンプ１１に流入し、再
度冷却水通路１２ａおよび１２ｂに供給し、循環
される。 排気冷却装置を構成する第２の冷却系統３０に
おいては、排気冷却用ラジエータ３３により大気
と熱交換された冷却水が排気冷却用ウオータポン
プ３１が駆動されることにより送水配管３２を介
して排気冷却用アダプタ２０の主冷却水通路２２
に送水される。 主冷却水通路２２に流入した冷却水は第１図の
矢印（）にて示されるように排気流通路２１の
下側を通つて他端まで達し、その後排気流通路２
１の上側を通つて流出口２４より流出する。 排気冷却用アダプタ２０より流出した冷却水
は、第３図に示されるカプラ９ａ，９ｂにより複
数の冷却水配管３６ａ，３６ｂに分岐され、第２
の排気冷却用アダプタ７０、ターボチヤージヤ５
０およびウエストゲートバルブ６０に送水され、
各部を冷却する。 第２の排気冷却用アダプタ７０、ターボチヤー
ジヤ５０およびウエストゲートバルブ６０を冷却
した冷却水は還流配管３７ａ，３７ｂを介してリ
ザーブタンク３８に戻された後、流出配管３４を
介して再び排気冷却用ラジエータ３３に流入、循
環される。 また、排気冷却用アダプタ２０内部に形成され
る副冷却水通路２５には、エンジン用ウオータポ
ンプ１１と連通される注水管４０を介して矢印
（〓）にて示されるように、エンジン本体冷却用
（第２の冷却系統）の冷却水が流入した後、排出
口２７を介してシリンダヘツド２に形成される冷
却水通路（ウオータジヤケツト）１２ｂに流入
し、排気ポート４およびバルブシート６近傍を冷
却する。 排気冷却用アダプタ２０は上記したように、熱
伝導性の高いアルミニウム等の軽金属で構成され
ているため、内部に冷却水を循環させることによ
り効率的に排気流通路２１を流動する排気ガスの
温度低下がはかられる。また、主冷却水通路２２
は、第２図に示されるように排気ガスの流動方向
に幅広に形成されているため、熱交換面積を大き
くとることができ、一層熱交換効率の向上をはか
ることができる。 さらに、本実施例に示されるように、主冷却水
通路２２を循環する冷却水は排気冷却用ラジエー
タ３３に付設した加圧弁８０の開弁圧が高く設定
されているため、排気ガスとの熱交換により比較
的高温に加熱されても沸騰するようなことはない
とともに、開弁圧を高く設定され、かつ排気ガス
との熱交換により排気冷却用の冷却水温度が高く
なるために、排気冷却用ラジエータ３３に流入し
た際に大気（外気）との温度差を大きくとること
ができ、放熱効率の向上をはかることができる。 すなわち、排気冷却用ラジエータ３３の放熱量
は、 放熱量＝風速（通気流速）×放熱面積×空気比
重量×空気比熱×△ｔ の計算式で定められる。 計算式中の△ｔは、冷却水温度と外気温度との
温度差である。 例えば、排気冷却系統にエンジン本体を冷却す
る第１の冷却系統の冷却水を循環させた場合、冷
却水温度が80℃程度に設定されているために外気
温度を20℃とすると△ｔ＝60℃となる。これに対
し、排気冷却系統に第１の冷却系統とは独立した
第２の冷却系統を循環する冷却水を循環させれ
ば、加圧弁８０の開弁圧が高くされているため
に、排気冷却用の冷却水温度は130℃程度に設定
され、△ｔ＝110℃となる。 故に、放熱面積が同じならば、110／60倍の放
熱量が排気冷却用ラジエータ３３で得られること
になり、同等の放熱量を得ようとするならば、排
気冷却用ラジエータ３３の放熱面積は、エンジン
本体冷却用の冷却水を循環させた場合に比べ、
60／110倍、すなわち、約1/2の放熱面積のラジエ
ータでを用いればよいことになる。 一方、排気冷却用アダプタ２０における熱交換
部においては、排気ガス温度が900℃とすると、
冷却水温度との温度差△ｔはエンジン本体冷却用
の冷却水を循環させた場合、900℃−80℃＝820
℃、第２の冷却系統の冷却水を循環させた場合は
900℃−130℃＝770℃となる。 従つて、エンジン本体冷却用の冷却水、すなわ
ち、第１の冷却系統の冷却水により排気冷却した
場合と、独立した第２の冷却系統の冷却水により
冷却し、かつ、加圧弁８０の作用により冷却水温
度を高くした場合における冷却効率の差はわずか
６％程度であり大差がない。すなわち、冷却水温
度上昇による冷却効率の低下よりはむしろ排気冷
却用ラジエータ３３の放熱面積を小さくし、装置
のコンパクト化により車両搭載性の向上をはかつ
た方が得られる効果が大きいことがわかる。 また、排気冷却用アダプタ２０内部に副冷却水
通路２５を併設することにより、万一、主冷却水
通路２２内に冷却水が循環されなかつたり、水位
が低下した場合でも、最低限の冷却効果を得るこ
とができる。 すなわち、上記したように排気冷却用アダプタ
２０は熱伝導性の高いアルミニウム等の軽金属に
より構成されているため、耐熱性が極めて低い。 従つて、万一、排気冷却用ウオータポンプ３１
の故障（ウオータポンプシヤフトの折損、電動ポ
ンプにおける電気配線の断線等）や配管系のシー
ル不良等により排気冷却用の冷却水が充分に循環
されなかつたり、主冷却水通路２２内に空気層が
形成されたような場合には、排気冷却用アダプタ
２０の温度が耐熱温度以上に上昇し、排気冷却用
アダプタ２０の溶損や変形を招くことになる。 しかしながら、本実施例においては副冷却水通
路２５を介してエンジン冷却用の冷却水が補足的
に循環されているため、副冷却通路２５を循環す
る冷却水の熱が排気冷却用アダプタ２０に伝達さ
れ、最低限、排気冷却用アダプタ２０の溶損や変
形を回避することができる。 なお、上記したように副冷却水通路２５に循環
されるエンジン冷却用の冷却水量は補足的に循環
される程度の少量であるため、この副冷却水通路
２５を循環する冷却水の温度上昇が、エンジン用
冷却水の温度上昇に与える影響度は極僅かであ
る。 また、本実施例のように、副冷却水通路２５に
接続される注水管４０をエンジン用ウオータポン
プ１１の吐出側に接続すれば、比較的低音の冷却
水を副冷却水通路２５に供給することができるた
め、一層排気冷却用アダプタ２０や排気ポート４
またはバルブシート６の冷却をなすことができ
る。 さらに、エンジン冷却用の冷却系統と排気冷却
用の冷却系統とを別に設けたので、排気ガス温度
によるエンジン用冷却水の温度上昇が抑制され、
エンジン本体の冷却性能の低下が回避される。 従つて、吸気温度の上昇に伴う充填効率の低下
やノツキングの発生が抑制され、エンジン出力の
向上をはかることができる。 さらにまた、排気系冷却装置により排気ガス温
度の低下がはかられるため、排気系部品の熱害が
抑制されるとともに、車載付属部品に対する種々
の弊害が回避され、信頼性の向上もはかることが
できる。 以上、本考案の特定の実施例について説明した
が、本考案は、この実施例に限定されるものでは
なく、実用新案登録請求の範囲に記載の範囲内で
種々の実施態様が包含されるものであり、例え
ば、加圧弁の形状は必ずしも第４図に示されるよ
うな型式に限らず、ラジエータ内の圧力を検出し
て電気信号により開弁する電磁弁としてもよい
し、また、必ずしも排気冷却用ラジエータの加圧
弁とエンジン冷却用ラジエータの加圧弁を同型式
とする必要もない。 また、第２の排気冷却用アダプタやターボチヤ
ージヤ等の冷却系は必ずしも必要ではなく、排気
冷却用アダプタの流出口から流出した冷却水を直
接リザーブタンクを介して排気冷却用ラジエータ
に戻す構造としてもよい。

【考案の効果】

以上のように本考案によれば、排気系冷却装置
に冷却水を循環させる冷却系統をエンジン本体冷
却系統とは別にしたため、排気ガス温度の影響に
よるエンジン本体冷却用冷却水の温度上昇を抑制
することができ、エンジン本体の冷却性能の低下
を回避することができる。 従つて、充填効率の低下やノツキングの発生に
よるエンジン出力の低下を抑制することができ
る。 また、排気冷却用ラジエータに付設される加圧
弁の開弁圧をエンジン冷却用ラジエータの加圧弁
の開弁圧より高く設定したことにより、冷却水の
設定温度（沸点）を高く設定することができるた
め、熱交換される大気との温度差を大きくとるこ
とができ、放熱量の増加をはかることができる。
従つて、同等の放熱量を得る場合において排気冷
却用ラジエータの放熱面積を小さくすることがで
き、装置のコンパクト化をはかることができる。
このため、車両搭載性の向上もはかることができ
る。

【図面の簡単な説明】

第１図〜第３図は、本考案の一実施例に係る排
気系冷却装置を示す図であり、第１図は排気冷却
用アダプタの具体的構造を一部断面図示するとと
もに冷却系統を概略的に示すシステム図、第２図
は第１図における−線に沿つて切断した断面
図、第３図は排気系冷却装置を適用したエンジン
の全体構成を示すシステム図、第４図は加圧弁の
具体的構造を示す縦断面図、第５図および第６図
は、第２の排気冷却用アダプタの具体的構造を示
す図であり、第５図は斜視図、第６図は要部を示
す縦断面図、第７図は第２の排気冷却用アダプタ
に併設されるガスケツトの具体的構造を示す平面
図である。 １……エンジン本体、２……シリンダヘツド、
３……シリンダブロツク、５……排気マニホル
ド、１０……第１の冷却系統、１３……エンジン
冷却用ラジエータ、２０……排気冷却用アダプ
タ、３０……第２の冷却系統、３３……排気冷却
用ラジエータ、８０，９０……加圧弁。

Claims (1)

1. 【実用新案登録請求の範囲】 シリンダヘツドと排気マニホルドとの間に、内
   部に冷却水通路を形成した排気冷却用アダプタを
   介装した排気系冷却装置において、 上記排気系冷却装置にはエンジン本体を冷却す
   る第１の冷却系統とは独立した第２の冷却系統の
   冷却水が循環されるとともに、第２の冷却系統を
   構成する排気冷却用ラジエータに付設される加圧
   弁の開弁圧が第１の冷却系統を構成するエンジン
   冷却用ラジエータの加圧弁の開弁圧より高く設定
   されていることを特徴とする排気系冷却装置。