JPWO2007086418A1 - 流体の冷却装置 - Google Patents

Abstract

ラジエータ等の冷却用機器を大型化することなく、また、蒸発部と凝縮部を接続する配管や、蒸気を循環させるための循環ポンプ不要とし、排気ガスのような高温の冷却対象から、大量の熱を効率よく冷却できるようにする装置である。吸熱側熱交換器は、冷却対象となる流体が通過する流体用通路を有し、吸熱側熱交換器には、この流体用通路内の流体と熱交換して流体を冷却するための冷媒が貯留されている。また、放熱側熱交換器は、少なくとも２つの冷媒用通路を備え、当該少なくとも２つの冷媒用通路の一端側が吸熱側熱交換器に連通されているとともに、当該少なくとも２つの冷媒用通路の他端側が共通冷媒用通路にて互いに連通されている。そして、放熱側熱交換器を通過する冷媒と熱交換して冷媒を冷却する冷却手段が設けられる。そして、冷媒用通路は通路の直径または等価直径が２ｍｍ以上１６ｍｍ以下の範囲にあり、かつ、全ての冷媒用通路は略同一の直径または等価直径から構成される。

Description

本発明は、排気ガス、圧縮空気などの冷却対象となる流体を冷却する装置に関するものである。

近年、ディーゼルエンジンやガソリンエンジンから排出される排ガスの規制がますます強化されてきている。特にＮＯx（窒素酸化物）に対する規制は年々厳しくなりつつある。

従来からＮＯxを低減させる方法として、ディーゼルエンジンやガソリンエンジンから排気された排気ガスを排気再循環させ、吸気に戻す（Exhaust Gas Recirculation、ＥＧＲ）方法が実施されてきている。

ＥＧＲは、不活性となったエンジン排気ガスの一部をエンジンの吸気に戻すことでエンジン内の燃焼温度を低下させ、排気ガス中の有害成分であるＮＯx（窒素酸化物）等を低減する方法である。

ＥＧＲを実現させるシステムを、図１に示す。

同図１に示すように、エンジン１の排気通路２と吸気通路３は、ＥＧＲ通路４によって連通している。ＥＧＲ通路４上には、ＥＧＲクーラ５が設けられている。ＥＧＲクーラ５は、排気通路２からＥＧＲ通路４に導入される排気ガス（ＥＧＲガス）の温度を低下させることにより、エンジン１のシリンダ内への吸気の充填効率を高めてエンジン出力を低下させることなくＮＯxを低下させるために設けられている。

エンジン１には、冷却水が通過する冷却水路６が形成されている。冷却水路６は、管路７を介して、外気と熱交換を行って冷却水の温度を低下させるラジエータ８に連通している。ラジエータ用冷却ファン９は、ラジエータ８に近接して設けられている。ラジエータ用冷却ファン９は、ラジエータ８に空気を送風して、ラジエータ８を通過する冷却水を冷却する。ラジエータ用冷却ファン９によって発生した風は、ラジエータ８を通過するとともに、ラジエータ８から熱を吸収し高温となる。通過後は、ラジエータ８を挟んでラジエータ用冷却ファン９とは反対側に向かう。

ＥＧＲクーラ５にも同様に冷却水路が設けられており、この冷却水路は、管路７を介してラジエータ８に連通している。このためＥＧＲクーラ５を流れる冷却水もラジエータ８によって冷却される。

すなわち、エンジン１の冷却に使用している冷却水の一部は、ＥＧＲクーラ５の冷却水として使用される。ＥＧＲクーラ５でＥＧＲガスと熱交換して昇温された冷却水は、エンジン１の冷却によって昇温した冷却水と合流してラジエータ８に導かれる。

このように、エンジン冷却水の一部をＥＧＲクーラ５に導きＥＧＲガスを冷却するという技術は、特許文献１の従来技術の欄に記載されている。

ところで、ＮＯxをより低減するために、より大量のＥＧＲが必要になってきている。それによって、大量のＥＧＲガスを冷却するために必要な冷却熱量が増加するため、ＥＧＲクーラ５、ラジエータ８、ラジエータ用冷却ファン９、ウォータポンプなどの冷却用機器が大容量化し、大型化する必要がある。これらのエンジン冷却用機器が大型化すると、エンジンルーム内で場積をとり、車体設計に大きな負担をかけることになる。

しかしながら、ＥＧＲガスの量が増加したとしてもラジエータなどの冷却用機器は小型のままで冷却性能を維持したいとの要請がある。

この要請に応えるために、上述の特許文献１には、沸騰凝縮の原理を利用してラジエータ等の大型化を招くことなく冷却効率を高めるという発明が記載されている。すなわち、沸騰凝縮の原理を利用し、凝縮液を蒸発部に環流させる駆動力として、重力を用いることで、蒸発部と凝縮部を接続する配管を極力少なくし循環ポンプを不要にするという発明が記載されている。この発明では、蒸発部の上方に凝縮部を配置し、蒸発部と凝縮部を蒸気用配管および凝縮液用配管によって接続して、蒸発部で冷却水を蒸発させ蒸気を蒸気用配管を介して上方の凝縮部に導き、凝縮部で蒸気を凝縮させて液化させ凝縮液を重力によって凝縮液用配管を介して下方の蒸発部まで落下させるようにしている。この発明によれば、ラジエータ等の冷却用機器は、既存の大きさのままでよく、蒸気を循環させるための循環ポンプが不要となる。

特許文献２には、沸騰凝縮の原理を用いた別の方法が開示されている。この発明は、蒸発部の上部に管路を介することなく凝縮部を直接連通させ、かつ蒸気用通路と凝縮液用通路を別々に設けていることを特徴としている。蒸発部で発生した蒸気を配管を介することなく上方の蒸気用通路に導き、蒸気を移動させるため、蒸気移動に伴う圧力損失が特許文献１の発明に比べて小さくなっている。また、上部空間で凝縮された凝縮液は、配管を介することなく凝縮液用通路を降下するため、降下に伴う圧力損失を特許文献１の発明より小さくすることができる。このため、媒体の還流に伴う圧力損失を低減することができ、媒体が還流しやすくなる。さらに、蒸気用通路と凝縮液用通路を分離することで、凝縮液通路に蒸気が侵入し凝縮液の降下を妨害してしまうことを防げるので、媒体を効率的に還流させることもできる。従って、特許文献１の技術よりも、熱伝達性能を向上させることが可能となる。
特許文献１および２に開示されている発明に共通していることは、媒体の還流に重力を用いていることである。媒体の還流に重力を用いる場合、蒸気通路と凝縮液通路の分離が必須となる。

また、媒体の還流に重力を用いる上記技術のもう一つの課題として、姿勢によって熱伝達性能が大きく低下するということがあげられる。冷却装置が傾いた場合、凝縮液の還流力が傾斜面に平行な重力の分力となってしまうため、還流力が著しく低下する。特に建設機械に適用する場合には大きな問題となる。建設機械は３０度傾斜の斜面でも作業する。還流に重力を用いる上記の技術では、建設機械が３０度傾斜したとき環流力が低下するため放熱が不十分になり、作動媒体の温度が上昇し、それに伴い媒体の圧力も急上昇するため、ＥＧＲクーラの破損を招くおそれがある。
特開２００３−２７８６０７号公報 特開平０８−７８５８８号公報

沸騰凝縮の原理を用いると配管の省略が可能となり装置のコンパクト化が図られ循環ポンプが不要になるなどの利点があるものの、媒体の還流に重力を用いる前述の方法では、熱伝達性能が大きく制限されてしまうという問題がある。

沸騰凝縮の原理を用いたもので、熱伝達性能を図る別の方法として図２に示すような自励振動の原理を利用した蛇行細管型ヒートパイプ１００を用いるものが知られている。

同図２に示すように、細いパイプを複数回ターンさせてヒートパイプ１００を構成し、ヒートパイプ１００内に熱媒体が封入されたものである。この方法は、熱媒体を循環させる駆動力として、振動力を用いており、格段の熱伝達性能向上が見込まれる。

しかし、ヒートパイプ１００を利用した冷却装置では、冷媒は細い１本のパイプの中を移動しながら熱交換が行われ、熱負荷の増加に従う流動抵抗の急激な増大は冷媒移動すなわち熱移動の妨げになるため、熱輸送量が小さく、排気ガスのような高温の冷却対象から大量の熱を冷却するのに適していないという問題がある。

本発明は、こうした実状に鑑みてなされたものであり、ラジエータ等の冷却用機器を大型化することなく、また、蒸発部と凝縮部を接続する配管や、蒸気を循環させるための循環ポンプを不要とし、また、還流力に重力ではなく、振動力をもちいることで熱伝達性能を向上し、しかも、排気ガスのような高温の冷却対象から大量の熱輸送を可能にすることを、解決課題とするものである。

第１発明は、
冷却対象となる流体が通過する流体用通路を有し、この流体用通路内の流体と熱交換して流体を冷却するための冷媒が貯留された吸熱側熱交換器と、
少なくとも２つの冷媒用通路を備え、当該少なくとも２つの冷媒用通路の一端側が吸熱側熱交換器に連通されているとともに、当該少なくとも２つの冷媒用通路の他端側が互いに連通されている放熱側熱交換器と、
放熱側熱交換器を通過する冷媒と熱交換して冷媒を冷却する冷却手段と
が設けられ、
前記吸熱側熱交換器と前記放熱側熱交換器との間で前記冷媒を環流させるように構成し、 前記冷媒用通路は通路の直径または等価直径が２ｍｍ以上１６ｍｍ以下の範囲にあり、かつ、全ての冷媒用通路は略同一の直径または等価直径から構成されること
を特徴とする。

第２発明は、第１発明において、
エンジンの排気通路内の排気ガスを吸気通路に供給するＥＧＲ通路が設けられ、
ＥＧＲ通路を通過する排気ガスが、冷却対象となる流体として、吸熱側熱交換器を通過するように構成したこと
を特徴とする。

第３発明は、第１発明において、
吸入空気を圧縮して、圧縮された吸入空気をエンジンの吸気通路に導入するターボチャージャが設けられ、
ターボチャージャによって圧縮された吸入空気が、冷却対象となる流体として、吸熱側熱交換器を通過するように構成したこと
を特徴とする。

第４発明は、第１発明から第３発明において、
冷却手段は、冷却ファンであること
を特徴とする。

第５発明は、第４発明において、
エンジンの冷却水が通過するラジエータと、
ラジエータ用冷却ファンと
が設けられ、
ラジエータ用冷却ファンを冷却手段として使用すること
を特徴とする。

第６発明は、第１発明において、
吸熱側熱交換器および放熱側熱交換器の容積に対する冷媒の容積の比率は、２０％以上８０％以下となる所定の容積比率に設定されていること
を特徴とする。

第７発明は、
第１発明の流体の冷却装置は、複数の独立した吸熱側熱交換器と、これに対応する複数の独立した放熱側熱交換器とからなり、
各吸熱側熱交換器内の各流体用通路は、直列に連通されており、
各吸熱側熱交換器の冷媒の沸点は、各流体用通路の上流から下流に向かうに従い、徐々に低くなる温度に設定されていること
を特徴とする。

第８発明は、第７発明において、
各吸熱側熱交換器は、冷却対象となる流体を隣接する吸熱側熱交換器に通過させ、冷媒を隣接する吸熱側熱交換器に通過させない仕切りによって、仕切られていること
を特徴とする。

第９発明は、第４発明において、
エンジンの冷却水が通過するラジエータと、
ラジエータ用冷却ファンと
が設けられ、
ラジエータ用冷却ファンとは、別に、冷却手段として冷却ファンが設けられていること
を特徴とする。

第１０発明は、第４発明において、
放熱側熱交換器が環状に形成され、当該環状の放熱側熱交換器の内側に、冷却手段として冷却ファンが配置されていること
を特徴とする。

第１１発明は、第１０発明において、
前記冷却装置が、エンジンの上部に搭載されること
を特徴とする。

第１２発明は、
冷却対象となる流体が通過する流体用通路を有し、この流体用通路内の流体と熱交換して流体を冷却するための冷媒が貯留された吸熱側熱交換器と、
少なくとも２つの冷媒用通路を備え、当該少なくとも２つの冷媒用通路の一端側が前記吸熱側熱交換器に連通されているとともに、当該少なくとも２つの冷媒用通路の他端側が互いに連通されている放熱側熱交換器と、
放熱側熱交換器を通過する冷媒と熱交換して冷媒を冷却する冷却手段と
が設けられ、
前記吸熱側熱交換器と前記放熱側熱交換器との間で前記冷媒を環流させるように構成し
前期冷媒用通路は、前記吸熱側熱交換器内の冷媒が前記流体の熱を吸収して気化した蒸気と、前記放熱側熱交換器で前記冷却手段により熱を吸収されて液化した冷媒とが通りうること
を特徴とする。

本発明の冷却装置は、少なくとも２つ以上の冷媒用通路があり、冷媒用通路の他端側が互いに連通されかつ冷媒用通路は略同一の直径または等価直径で構成されており、冷媒用通路の直径または等価直径を２ｍｍ以上１６ｍｍ以下とすることにより冷媒に自励振動をおこさせることが可能となる。ここで等価直径とは、断面が円形でない冷媒用通路の断面を円形で代表させたときに、流体抵抗が同じになるようにした場合の直径のことである。

本発明では、少なくとも２つ以上の冷媒用通路を、吸熱側熱交換器内で流体の熱を吸収して気化した蒸気と、放熱側熱交換器で液化した冷媒とが通りうるため流動抵抗を小さくすることが可能である。従って、凝縮液は重力だけの場合よりも早く還流されるので、熱輸送量の数倍の向上が可能となる。

本発明は、冷媒を循環させる駆動力として、振動力を用いているため、重力の影響を受けにくい。したがって、傾斜した場合でも熱伝達性能の低下を引き起こすことがなくなる。

本発明は、吸熱側熱交換器の内部に流体（排気ガス）の通路が形成されているため、流体（排気ガス）と冷媒の間の吸熱面積が大きくなり、入熱量が格段に向上する。このため、熱輸送量が大きくなり、ＥＧＲガスのような高温の冷却対象から大量の熱を効率よく冷却することができる。

以下、図面を参照して本発明に係る流体の冷却装置の実施の形態について説明する。

図３は、実施形態の建設機械のエンジンルームのレイアウトを示している。

同図３に示すように、エンジン１の排気通路２と吸気通路３は、ＥＧＲ通路４によって連通している。

ＥＧＲ通路４上には、ＥＧＲクーラ１５が設けられている。ＥＧＲ通路４には、排気通路２より、ＥＧＲクーラ１５の冷却対象となるＥＧＲガス３０が導入されて、同ＥＧＲガス３０が通過する。ＥＧＲクーラ１５は、冷却対象となるＥＧＲガス３０を冷却する冷却装置であり、ＥＧＲ通路４を通過して吸気通路３に流れ込むＥＧＲガス３０の温度を低下させることにより、エンジン１のシリンダ内へのガスの充填効率を高めてエンジン出力を低下させることなくＮＯx等を低下させるために設けられている。

エンジン１には、冷却水が通過する冷却水路６が形成されている。冷却水路６は、管路７を介して、外気と熱交換を行って冷却水の温度を低下させるラジエータ８に連通している。一般的には、冷却水の温度は約８０℃である。ラジエータ用冷却ファン９は、ラジエータ８に近接して設けられており、外部からの空気をラジエータ８に空気を送風して、ラジエータ８を通る冷却水を冷却する。ラジエータ８に送風される冷却空気は約３０℃であるが、ラジエータ８を通過した後、約７０℃の高温の冷却空気２１として、ＥＧＲクーラ１５に向かう。

図４は、ＥＧＲクーラ１５の構成を示す。

図４（ａ）は、ＥＧＲクーラ１５の斜視図であり、図４（ｂ）は、図４（ａ）のＡ−Ａ断面を示している。

同図４に示すように、ＥＧＲクーラ１５は、吸熱側熱交換器（沸騰部あるいは蒸発部；エバポレータ）１６と、放熱側熱交換器１７（凝縮部；コンデンサ）とから構成されている。

本実施例では、ＥＧＲ通路４を通過するＥＧＲガス３０が、吸熱側熱交換器１６の内側を通過するように構成されている。

吸熱側熱交換器１６には、ＥＧＲ通路４を取り囲むように、冷媒貯留漕１８が形成されている。

吸熱側熱交換器１６の内部にあっては、ＥＧＲ通路４は、図４（ｂ）に示すように、複数の通路４ａ、４ａ…に分割されている。吸熱側熱交換器１６の内部には、複数のＥＧＲ通路４ａ、４ａ…を囲むように、冷媒貯留漕１８が形成されている。冷媒貯留漕１８には、各ＥＧＲ通路４ａ、４ａ…内のＥＧＲガス３０と熱交換してＥＧＲガス３０を冷却するための冷媒２０が貯留されている。また、個々のＥＧＲ通路４ａ、４ａ…には、フィン４ｂ、４ｂ…が設けられている。このように、冷媒貯留漕１８は、複数のＥＧＲ通路４ａ、４ａ…を囲むように形成され、フィン４ｂ、４ｂ…が形成されているため、冷媒２０がＥＧＲ通路４の外壁に接触する面積を大きくすることができ、これによりＥＧＲガス３０と冷媒２０との間の伝熱面積を大きくすることができ、熱交換を効率的に行うことができる。

なお、伝熱面積を大きくする方法として、図４（ｂ）のように、ＥＧＲ通路内に、チュウブを多数配置したものを用いてもよい。

放熱側熱交換器１７は、３つの冷媒用通路１９、１９、１９を備えている。冷媒用通路１９としては、図４（ａ）、（ｂ）に示すように、管をもちいてもよい。このような例としてアルミニウムの細菅や銅の細管が挙げられるが、本発明はこれらに特定されない。これら各冷媒用通路１９…の一端側、つまり各冷媒用通路１９…の下端側は、吸熱側熱交換器１６の冷媒貯留槽１８に連通されている。また、各冷媒用通路１９…の他端側、つまり各冷媒用通路１９…の上端側は、共通の冷媒用通路１９ａにて互いに連通されている。

各冷媒用通路１９…および共通冷媒用通路１９ａの外壁には、外気との伝熱を行うためのフィン２３が形成されている。

ラジエータ８を通過した約７０℃の高温の冷却空気２１が、放熱側熱交換器１７の冷却空気流入面１７Ａに流入され、フィン２３を介在して、各冷媒用通路１９…および共通冷媒用通路１９ａ内の冷媒２０と熱交換が行われる。

上述した本実施例のＥＧＲクーラ１５で行われる動作について説明する。

図４（ｂ）に示すように、吸熱側熱交換器１６の冷媒貯留漕１８内の冷媒２０は、各分割ＥＧＲ通路４ａ、４ａ…を通過するＥＧＲガス３０から熱を受け、相変化によりランダムに冷媒蒸気２０Ｇが発生する。この蒸気は吸熱側熱交換器１６の上部に集まる。この時、冷媒２０の急激な体積膨張により、吸熱側熱交換器１６側の圧力上昇が生じる。一方、放熱側熱交換器１７では、冷却空気２１による冷却作用により冷媒蒸気２０Ｇは凝縮し液相冷媒２０となり体積収縮するため局所的に圧力低下する。この局所的な圧力差を解消するため吸熱側熱交換器１６で発生した冷媒蒸気２０Ｇは放熱側熱交換器１７の各冷媒用通路１９…に流れ込む。各冷媒用通路１９、１９、１９は、共通冷媒用通路１９ａによって連通しているため、ある冷媒用通路１９内で冷媒２０が上方に移動すると、この移動に応じて、他の冷媒用通路１９内の冷媒２０は下方に移動する。吸熱側熱交換器１６に戻ってきた冷媒２０と余分な蒸気２０Ｇは吸熱側熱交換器１６の上部空間で気液分離し、冷媒２０は再び加熱され、冷媒蒸気２０Ｇは新しく発生した冷媒蒸気２０Ｇと共に、上述の局所的な圧力差により放熱側熱交換器１７に流れ込む。このように、吸熱側熱交換器１６内および各冷媒用通路１９…内では時間と共にランダムに変化する局所的な圧力差すなわち自励的な振動により冷媒２０および冷媒蒸気２０Ｇは、放熱側熱交換器１７の各冷媒用通路１９…および共通冷媒用通路１９ａ内において、矢印にて示すように、自励的に振動する。

これにより気相の潜熱と液相の顕熱の両方の熱の輸送が同時に行われる。

つぎに自励振動を生じさせるための条件について説明する。

条件の１つ目として、各冷媒用通路１９の直径ｄについて説明する。

図６（ｂ）は、直径ｄと熱負荷ｅとの関係を示している。

熱負荷ｅは熱輸送量に相当するものであり、熱伝達性能と読み替えても差し支えない。

実験では、各冷媒用通路１９の長さを２００ｍｍとし、冷媒用通路１９の直径ｄを、１ｍｍ〜２０ｍｍの範囲で変化させて、熱負荷ｅを求めた。自励振動を起こすことのない従来技術では、熱負荷eが０．３程度であることがわかっている。熱輸送量は熱負荷ｅと同等であるため、この実験結果から、各冷媒用通路の等価直径として、２ｍｍ以上１６ｍｍ以下のものをもちいることで、従来技術の２倍から最大３．３倍の熱輸送量を得ることが可能となることがわかる。特に３ｍｍから１３ｍｍのところを用いると熱輸送量が０．８以上となり、より効率のよいところで使用することができる。条件の２つ目として、自励振動を生じさせるための冷却風量の調整方法について説明する。

図６（ｃ）は、上記実施例における冷却風量と熱負荷との関係を測定したものである。このグラフからわかることは、熱負荷が最大値近辺になるような冷却風量が存在することである。この場合、冷却風量を最大風量の５０％前後になるように、冷却ファンの回転数を制御することで、最大の熱負荷に対応することが可能となる。

このように本実施例では、自励振動によって、冷媒２０を循環させている。冷媒２０を循環させる駆動力として、自励による振動力を用いているため、重力の影響を受けにくい。このため従来技術に比して熱伝達性能が制限されてしまうようなことがない。

しかも、図２で説明したヒートパイプ１００のように、１本の細いパイプを介して熱交換が行われるのではなく、吸熱側熱交換器１６の内部に排気ガス３０の通路４ａが形成され、この通路４ａを囲むように冷媒貯留漕１８が形成されているため、排気ガス３０と冷媒２０の間の吸熱面積が大きくなり、入熱量が格段に向上する。このため、熱輸送量が大きくなり、排気ガス３０のような高温の冷却対象であっても、大量の熱量を効率よく冷却することができる。

さらに、本発明を用いると、ラジエータ等の冷却機器は既存のままでよく大型化が必要なくなることを説明する。

図１で示される従来の技術では、ＥＧＲガスを冷却して温度が上昇したエンジン冷却水は、８０℃程度でラジエータに入り、冷却ファンから送られる約３０℃の冷却空気で冷却される。このときのエンジン冷却水と冷却空気との温度差（気水温度差）は約５０℃程度であり、この温度差を利用して、エンジン冷却水を冷却している。

ラジエータ８を通過した後の冷却空気２１は、７０℃程度の高温になっているため、８０℃のエンジン冷却水で冷却しようとすると気水温度差が１０℃しかないのでほとんど冷却することができない。

ところで、本発明の冷却装置（ＥＧＲクーラ１５）は、沸騰凝縮の原理を利用しているため、冷媒２０は沸騰している。たとえば、冷媒として水を使用する場合、水の沸点は１気圧では１００℃であるが、内圧が５気圧になると１５０℃になる。自励振動による強制循環で冷媒２０が循環するために、冷媒２０の温度は、放熱側熱交換器内でも吸熱側熱交換器内とほぼ同じ沸点、たとえば１５０℃を維持する。

したがって、ラジエータ８を通過した後の冷却空気２１は７０℃になっているが、発明のＥＧＲクーラ１５は放熱側熱交換器が１５０℃になっているので、気水温度差を８０℃までとることが可能となる。従来の技術では３０℃の冷却空気を用いたとしても気水温度差は５０℃しか取れないにもかかわらず、本発明のＥＧＲクーラを用いれば、従来技術では冷却能力がないとされていたラジエータ通過後の７０℃になった、いわば使い捨て空気でも、従来の１．６倍もの冷却性能を達成することが可能となる。

このためラジエータ等の冷却用機器は、既存のままでよく、大型化することなく使用することができる。

また、本実施例のＥＧＲクーラ１５は、吸熱側熱交換器１６に放熱側熱交換器１７が直接連通する構成であり、重力ではなく自励振動によって冷媒２０を環流させているため、蒸発部（吸熱側熱交換器１６）と凝縮部（放熱側熱交換器１７）を接続する配管や、蒸気を循環させるための循環ポンプが不要となる。

図５（ａ）、（ｂ）は、図４に示すＥＧＲクーラ１５とは異なる外観形状のＥＧＲクーラ１５の構成例を示している。図５では、図４のＥＧＲクーラ１５を構成する要素と同じ機能の要素には、同じ符合を付している。図５に示すように、吸熱側熱交換器１６は、図４の構成のものと異なり、ＥＧＲ通路４（各分割ＥＧＲ通路４ａ）を内蔵する円筒形状に形成されている。

放熱側熱交換器１７は、直方体形状に形成されている。図５のＥＧＲクーラ１５にあっては、ＥＧＲ通路４の長手方向に沿って、冷媒用通路１９、１９…を配列した構成であり、これにより、放熱側熱交換器１７の幅Ｗを薄く形成するようにしている。

図７は、ラジエータ８、ラジエータ用冷却ファン９との位置関係を示している。

これまでの説明では、冷却対象となる流体として、ＥＧＲガスを例にとって説明してきたが、本発明はこれに限らない。

冷却対象となる流体をエンジンオイルにした場合について説明する。

図３には図示されていないが、エンジンおよび作業機に使用されるオイルクーラ４０がラジエータ８と並列に設置されている。オイルクーラ４０の概略を図５（ｃ）に示す。オイルクーラ４０の構造はラジエータ８の構造と同様であり、ラジエータ８を通過するエンジン冷却水の代わりにオイルが通過する。大きな違いは、オイルは高圧になっておりオイル漏れ等を防止するために、オイルクーラ全体に強度が必要なため、重量や製造コストがラジエータより大きくなっていることである。

図５（ａ）、（ｂ）に例示してあるＥＧＲクーラの構造の吸熱側熱交換器の、冷却対象となる流体通路（ＥＧＲクーラではＥＧＲガスの通路に相当）へオイルを通せば、オイルクーラとして使用することが可能である。この場合は、オイルが通過する部分が、従来のオイルクーラに比べて１/３程度となるため、耐強度構造が必要な部分が従来の１/３程度になり、軽くて安価なオイルクーラにすることが可能となる。

次の実施例として、ターボチャージャによって圧縮された吸入空気を冷却対象にした場合について説明する。

図３で、エンジン１には、ターボチャージャ１０が設けられている。ターボチャージャ１０は、エンジン１の燃費、エンジン出力等を向上させるために設けられている。ターボチャージャ１０のタービン１１のシュラウドの入口は、排気通路２に連通しているとともに、タービン１１のシュラウドの出口は、マフラ２２を介して大気に連通している。ターボチャージャ１０のコンプレッサ１２のシュラウドの入口は、エアクリーナ１３を介して大気に連通しているとともに、コンプレッサ１２のシュラウドの出口は、アフタークーラ１４を介して、吸気通路３に連通している。アフタークーラ１４は、ターボチャージャ１０によって圧縮された吸入空気の温度を低下させて、エンジン１のシリンダ内の酸素の充填効率を高めるために設けられている。

このアフタークーラに本発明を適用することが可能である。アフタークーラの概略図を図５（ｄ）に示す。吸熱側熱交換器の冷却対象となる流体通路に、ターボチャージャで圧縮された吸入空気をとおすことで、アフタークーラとして使用可能である。ターボチャージャで圧縮された吸入空気は３気圧で１５０℃と、比較的高温高圧である。ところが本方式によれば、高温高圧にさらされる部分が１/３程度となるので、前記実施例と同じく、軽量で安価なアフタークーラにすることが可能である。

図６（ａ）は、吸熱側熱交換器１６および放熱側熱交換器１７の全容積、つまり冷媒貯留漕１８、各冷媒用通路１９…および共通冷媒用通路１９ａの全容積に対する、液相状態における冷媒２０の容積の比率Ｂと、熱輸送量Ｃとの関係を示す。

同図６（ａ）に示すように、容積比率Ｂが２０％以上８０％以下の範囲で、熱輸送量Ｃが、高温の排気ガス３０を冷却するに十分な所定のレベル以上となる。このため冷媒２０の容積比率Ｂは、２０％以上８０％以下の範囲に設定することが望ましい。

図７は、ラジエータ８、ラジエータ用冷却ファン９との位置関係を示している。

図７（ａ）では、ラジエータ用冷却ファン９の後方に、ラジエータ８を配置し、ラジエータ８の後方に、ＥＧＲクーラ１５を配置している。ラジエータ用冷却ファン９によって、ラジエータ８に冷却空気２１を送りラジエータ８を通過させ、ラジエータ８から後方に排出された高温の冷却空気２１によってＥＧＲクーラ１５の放熱側熱交換器１７内の冷媒２０または冷媒蒸気２０Ｇを冷却するようにしている。

また、図７（ｂ）では、ラジエータ８の後方に、ＥＧＲクーラ１５を配置し、ＥＧＲクーラ１５の後方に、ラジエータ用冷却ファン９を配置して、ラジエータ用冷却ファン９によって前方の空気を吸い込むことで、ラジエータ８に冷却空気２１を送りラジエータ８を通過させ、ラジエータ８から後方に排出された高温の冷却空気２１によってＥＧＲクーラ１５の放熱側熱交換器１７内の冷媒２０を冷却するようにしている。

いままでの実施例では、ＥＧＲクーラ１５の冷却手段として、エンジン１の冷却水を冷却するためのラジエータ用冷却ファン９を使用しているが、本発明としては、ＥＧＲクーラ１５を冷却する冷却手段は任意のものを使用することができる。たとえば、ラジエータ用冷却ファン９とは別に、ＥＧＲクーラ１５に冷却空気２１を送るための専用の冷却ファンを設けてもよい。

これに係わる実施例を図８で説明する。

図８では、放熱側熱交換器１７を、環状に形成している。

図８（ａ）は、ＥＧＲクーラ１５の斜視図であり、図８（ｂ）は、図８（ａ）に示すＥＧＲクーラ１５の環に沿ったＢ−Ｂ断面を示している。図８では、図４のＥＧＲクーラ１５を構成する要素と同じ機能の要素には、同じ符合を付している。

図８では、放熱側熱交換器１７を、円環状に形成しているが、多角形の環状に形成してもよい。

本実施例のＥＧＲクーラ１５にあっては、環状の放熱側熱交換器１７の内側に、冷却手段として、同じく環状の冷却ファン２４が配置される。この冷却ファン２４は、ラジエータ用冷却ファン９とは別に設けられる。冷却ファン２４は、上方（または外壁面１７Ｂ
）より、外気の空気を取り込み、環状の放熱側熱交換器１７の内壁面１７Ａの各部に、冷却空気２１を送風するように、構成されている。環状の放熱側熱交換器１７を通過した冷却空気２１は、外壁面１７Ｂ（または上方）より排出される。

本実施例の装置では、ラジエータ用冷却ファン９とは別に、ＥＧＲクーラ１５専用の冷却ファン２４が設けられている。このため本実施例のＥＧＲクーラ１５の配設位置は、ラジエータ用冷却ファン９の位置に拘束されることなく、ＥＧＲ通路４の近くに設けることが可能となる。

図８（ｃ）は、図８（ｂ）と同様に、図８（ａ）に示すＥＧＲクーラ１５の環に沿ったＢ−Ｂ断面を示している。

吸熱側熱交換器１６は、複数の独立した吸熱側熱交換器１６Ａ、１６Ａ、１６Ａからなり、それぞれ独立した冷媒貯留漕１８Ａ、１８Ａ、１８Ａを備えている。また、放熱側熱交換器１７は、これら吸熱側熱交換器１６Ａ、１６Ａ、１６Ａに対応する複数の独立した放熱側熱交換器１７Ａ、１７Ａ、１７Ａとからなる。各吸熱側熱交換器１６Ａ、１６Ａ、１６Ａは、ＥＧＲガス３０を隣接する吸熱側熱交換器１６Ａに通過させ、冷媒２０を、隣接する吸熱側熱交換器１６Ａに通過させない仕切り１６Ｂ、１６Ｂによって、仕切られている。

各吸熱側熱交換器１６Ａ、１６Ａ、１６Ａ内の各ＥＧＲ通路４ｃ、４ｃ、４ｃは、直列に連通されて、ＥＧＲ通路４を構成している。

各吸熱側熱交換器１６Ａ、１６Ａ、１６Ａの各冷媒貯留漕１８Ａ、１８Ａ、１８Ａ内の冷媒２０、２０、２０の沸点は、各ＥＧＲ通路４ｃ、４ｃ、４ｃの上流から下流に向かうに従い、徐々に低くなる温度Ｔ1、Ｔ2、Ｔ3に設定されている（Ｔ1＞Ｔ2＞Ｔ3）。

図１０（ａ）、（ｂ）はそれぞれ、ＥＧＲ通路４に１つのＥＧＲクーラ１５を設けた場合と、ＥＧＲ通路４に、複数（２つ）のＥＧＲクーラ１５、１５を直列に設けた場合とを模式的に示しており、冷却性能を対比して示している。

まず、図１０（ａ）に示すように、ＥＧＲ通路４に１つのＥＧＲクーラ１５を設けた場合について説明する。

冷媒貯留漕１８の冷媒２０の沸点を１４０゜Ｃとなるように設定すると、ＥＧＲクーラ１５の入口に５４０゜Ｃで進入してきたＥＧＲガス３０は、冷却されて、１６５゜ＣでＥＧＲクーラ１５から出ていく。なお、冷却空気２１の温度は、７０゜Ｃであるとした。

これに対して、図１０（ｂ）に示すように、複数（２つ）のＥＧＲクーラ１５、１５を直列に設けた場合について説明する。ＥＧＲ通路４の上流側のＥＧＲクーラ１５の冷媒貯留漕１８Ａ内の冷媒２０の沸点Ｔ1を１８０゜Ｃとなるように構成し、ＥＧＲ通路４の下流側のＥＧＲクーラ１５の冷媒貯留漕１８Ａ内の冷媒２０の沸点Ｔ2を１１０゜Ｃとなるように構成すると、上流側ＥＧＲクーラ１５の入口のＥＧＲガス３０の温度が図１０（ａ）と同じく５４０゜Ｃであるとすると、５４０℃で進入してきたＥＧＲガスが、上流側ＥＧＲクーラ１５、下流側ＥＧＲクーラ１５で冷却され、下流側ＥＧＲクーラから出てきたときは１５０℃となり、図１０（ａ）の構成に比して、排気ガス３０の温度をより低下させることができる。

一般的に、吸熱側熱交換器１６Ａを直列接続した段数Ｎと、ＥＧＲクーラ１５の出口におけるＥＧＲガス３０の温度との間には、熱側熱交換器１６Ａの直列接続の段数Ｎが増加するに伴い、冷却性能が向上し、ＥＧＲクーラ１５の出口におけるＥＧＲガス３０の温度が、より低くなるという関係が成立する。このため図１０（ｂ）では、吸熱側熱交換器１６Ａを２段に直列に接続した場合を例示したが、更に３段以上に、吸熱側熱交換器１６Ａの直列接続の多段化を図ることにより、より低い温度までＥＧＲガス３０の温度を低下させることができる。

このような関係は、図１０（ｂ）で示すように、一体の１ユニットからなるＥＧＲクーラ１５を、ＥＧＲ通路４に沿って、複数個、直列接続することで、各吸熱側熱交換器１６Ａ、１６Ａ…を直列接続した場合であっても、図８（ｃ）で示したように、一体の１ユニットからなるＥＧＲクーラ１５内に仕切り１６Ｂを設けることで、各吸熱側熱交換器１６Ａ、１６Ａ…を直列接続した場合であっても、同様に成立する。すなわち、図８（ｃ）に示す構成において、仕切り１６Ｂの数を増やして、吸熱側熱交換器１６Ａを直列接続する段数Ｎを増加させるほど、冷却性能がより向上し、より低い温度までＥＧＲガス３０の出口温度を低下させることができる。

なお、各実施例では、吸熱側熱交換器１６よりも高所に放熱側熱交換器１７が配置された構成のＥＧＲ１５を例示したが、本発明では、自励振動によって冷媒２０を環流させるようにしているため、必ずしも吸熱側熱交換器１６よりも高所に放熱側熱交換器１７を配置する必要はない。たとえば、図１１に示すように、放熱側熱交換器１７の一部が、吸熱側熱交換器１６よりも低所に位置するような配置で、ＥＧＲクーラ１５を構成してもよい。

図９は、図８に示すＥＧＲクーラ１５の配置例を示している。図９では、図８に示すＥＧＲクーラをエンジンの上部に搭載したものである。図３に示すエンジン１およびその補機を構成する要素と同じ機能の要素には、同じ符合を付している。

このようにエンジン１の上部にＥＧＲクーラ１５を配置した場合には、図７（ａ）、（ｂ）に示す実施例のようにラジエータ８の後ろまたは前にＥＧＲクーラ１５を配置した場合に比して、既存のＥＧＲ通路４からの距離が近いため、既存のＥＧＲ通路４から配管を延長したりするなどの大きな変更を伴うことなく、ＥＧＲクーラ１５を設けることができる。たとえばエンジン１の上部の既存のＥＧＲ通路４に別ユニットのＥＧＲクーラ１５をボルトオンで装着するだけで、本システムを構築することができる。

図１は、従来技術を説明する図で、ＥＧＲクーラを冷却するための構成を示した図である。 図２は、従来技術を説明する図で、自励振動型ヒートパイプの構成を示した図である。 図３は、実施例のＥＧＲクーラと他の構成要素との関係を示す図である。 図４（ａ）、（ｂ）は、実施例のＥＧＲクーラの構成を示した図である。 図５(a),(b)は、図４のＥＧＲクーラとは異なる構成のＥＧＲクーラの構成を示した図である。 図６（ａ）、（ｂ）、（ｃ）は、実施例のＥＧＲクーラに関する実験データを示したグラフである。 図７（ａ）、（ｂ）は、図６に示すＥＧＲクーラとラジエータとラジエータ用冷却ファンとの位置関係を例示した図である。 図８（ａ）、（ｂ）、（ｃ）は、図４のＥＧＲクーラとは異なる構成のＥＧＲクーラの構成図で、専用の冷却ファンが設けられたＥＧＲクーラの構成図である。 図９は、エンジンと図８に示すＥＧＲクーラの位置関係を示したレイアウト図である。 図１０（ａ）、（ｂ）は、冷却性能を対比して説明する図である。 図１１は、ＥＧＲクーラの外観形状を例示した図である。

Claims (12)

1. 冷却対象となる流体が通過する流体用通路を有し、この流体用通路内の流体と熱交換して流体を冷却するための冷媒が貯留された吸熱側熱交換器と、
   少なくとも２つの冷媒用通路を備え、当該少なくとも２つの冷媒用通路の一端側が吸熱側熱交換器に連通されているとともに、当該少なくとも２つの冷媒用通路の他端側が互いに連通されている放熱側熱交換器と、
   放熱側熱交換器を通過する冷媒と熱交換して冷媒を冷却する冷却手段と
   が設けられ、
   前記吸熱側熱交換器と前記放熱側熱交換器との間で前記冷媒を環流させるように構成し、
   前記冷媒用通路は通路の直径または等価直径が２ｍｍ以上１６ｍｍ以下の範囲にあり、かつ、全ての冷媒用通路は略同一の直径または等価直径から構成されること
   を特徴とする流体の冷却装置。
2. エンジンの排気通路内の排気ガスを吸気通路に供給するＥＧＲ通路が設けられ、
   ＥＧＲ通路を通過する排気ガスが、冷却対象となる流体として、吸熱側熱交換器を通過するように構成したこと
   を特徴とする請求項１記載の流体の冷却装置。
3. 吸入空気を圧縮して、圧縮された吸入空気をエンジンの吸気通路に導入するターボチャージャが設けられ、
   ターボチャージャによって圧縮された吸入空気が、冷却対象となる流体として、吸熱側熱交換器を通過するように構成したこと
   を特徴とする請求項１記載の流体の冷却装置。
4. 冷却手段は、冷却ファンであること
   を特徴とする請求項１から３記載の流体の冷却装置。
5. エンジンの冷却水が通過するラジエータと、
   ラジエータ用冷却ファンと
   が設けられ、
   ラジエータ用冷却ファンを冷却手段として使用すること
   を特徴とする請求項４記載の流体の冷却装置。
6. 吸熱側熱交換器および放熱側熱交換器の容積に対する冷媒の容積の比率は、２０％以上８０％以下となる所定の容積比率に設定されていること
   を特徴とする請求項１記載の流体の冷却装置。
7. 請求項１記載の流体の冷却装置は、複数の独立した吸熱側熱交換器と、これに対応する複数の独立した放熱側熱交換器とからなり、
   各吸熱側熱交換器内の各流体用通路は、直列に連通されており、
   各吸熱側熱交換器の冷媒の沸点は、各流体用通路の上流から下流に向かうに従い、徐々に低くなる温度に設定されていること
   を特徴とする流体の冷却装置。
8. 各吸熱側熱交換器は、冷却対象となる流体を隣接する吸熱側熱交換器に通過させ、冷媒を隣接する吸熱側熱交換器に通過させない仕切りによって、仕切られていること
   を特徴とする請求項７記載の流体の冷却装置。
9. エンジンの冷却水が通過するラジエータと、
   ラジエータ用冷却ファンと
   が設けられ、
   ラジエータ用冷却ファンとは、別に、冷却手段として冷却ファンが設けられていること
   を特徴とする請求項４記載の流体の冷却装置。
10. 放熱側熱交換器が環状に形成され、当該環状の放熱側熱交換器の内側に、冷却手段として冷却ファンが配置されていること
    を特徴とする請求項４記載の流体の冷却装置。
11. 前記冷却装置が、エンジンの上部に搭載されること
    を特徴とする請求項１０記載の流体の冷却装置。
12. 冷却対象となる流体が通過する流体用通路を有し、この流体用通路内の流体と熱交換して流体を冷却するための冷媒が貯留された吸熱側熱交換器と、
    少なくとも２つの冷媒用通路を備え、当該少なくとも２つの冷媒用通路の一端側が前記吸熱側熱交換器に連通されているとともに、当該少なくとも２つの冷媒用通路の他端側が互いに連通されている放熱側熱交換器と、
    放熱側熱交換器を通過する冷媒と熱交換して冷媒を冷却する冷却手段と
    が設けられ、
    前記吸熱側熱交換器と前記放熱側熱交換器との間で前記冷媒を環流させるように構成し
    前期冷媒用通路は、前記吸熱側熱交換器内の冷媒が前記流体の熱を吸収して気化した蒸気と、前記放熱側熱交換器で前記冷却手段により熱を吸収されて液化した冷媒とが通りうること
    を特徴とする流体の冷却装置。

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