WO2023007534A1 - 車両の冷却装置 - Google Patents

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heat exchanger
water
cooling
temperature side
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宏幸 永井
敬義 市原
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日産自動車株式会社
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01P—COOLING OF MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; COOLING OF INTERNAL-COMBUSTION ENGINES
    • F01P7/00—Controlling of coolant flow
    • F01P7/14—Controlling of coolant flow the coolant being liquid
    • F01P7/16—Controlling of coolant flow the coolant being liquid by thermostatic control
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to a water-cooled vehicle cooling system, for example, a vehicle equipped with a two-stage intercooler including a high-temperature side heat exchanger and a low-temperature side heat exchanger. It relates to a cooling device including a high temperature side heat exchanger.
  • Some engines equipped with a supercharger are equipped with an intercooler that cools the intake air, which has become hot due to supercharging, before it is introduced into the combustion chamber.
  • an intercooler a two-stage intercooler including a high-temperature side heat exchanger and a low-temperature side heat exchanger is known. cooled by
  • Patent Document 1 discloses a cooling device in which a high temperature side heat exchanger is connected in parallel with a radiator with respect to a cooling water circulation system including an engine water jacket, a water pump, and a radiator. In this configuration, part of the cooling water sent out by the water pump flows through the high temperature side heat exchanger, and part of it flows through the radiator.
  • Patent Document 2 discloses a cooling device in which a high-temperature side heat exchanger is arranged in series with a cooling water circulation system including an engine water jacket, a water pump, and a radiator. In this configuration, the cooling water sent out by the water pump passes through the water jacket, passes through the high-temperature side heat exchanger, and further passes through the radiator to radiate heat.
  • the present invention is a vehicle cooling device equipped with an intercooler as a heat exchanger for cooling intake air with cooling water
  • a cooling water circuit of the cooling device includes the heat exchanger, a radiator, a water jacket of the engine, and a water pump for circulating cooling water in the cooling water circuit,
  • the radiator and the heat exchanger are arranged so that cooling water flows in series,
  • the heat exchanger and the water jacket are arranged so that cooling water flows in parallel.
  • the addition of the heat exchanger does not affect the radiator cooling water flow rate, and the water pump flow rate does not become excessive.
  • the cooling water flows separately in the water jacket and the heat exchanger, the flow rate of cooling water in the water jacket is not restricted by the passage resistance of the heat exchanger.
  • FIG. 4 is an explanatory diagram showing opening/closing of the first control valve with respect to water temperature and engine load; A time chart of an example from engine start to high load operation.
  • An explanatory diagram showing the flow of cooling water in the first mode (section A).
  • An explanatory diagram showing the flow of cooling water in the second mode (section B).
  • An explanatory diagram showing the flow of cooling water in the third mode (section C).
  • the circuit diagram of the cooling device of 2nd Example Explanatory drawing which shows an example of a rotary type valve.
  • the circuit diagram of the cooling device of 4th Example The circuit diagram of the cooling device of 5th Example.
  • FIG. 1 is a circuit diagram showing the cooling water circuit of the cooling device of the first embodiment.
  • the vehicle of one embodiment is a series hybrid vehicle in which an engine (internal combustion engine) drives a motor generator for power generation to generate power, and the generated electric power drives a motor generator for running.
  • a four-wheel drive vehicle having a motor generator for driving the front wheels and a motor generator for driving the rear wheels.
  • the engine is equipped with a supercharger, such as a turbocharger, and is equipped with a two-stage intercooler to cool supercharged intake air that has become hot.
  • the two-stage intercooler includes a high temperature side heat exchanger 1 included in the high temperature side cooling water circuit shown in FIG. 1 and a low temperature side heat exchanger 31 included in the low temperature side cooling water circuit shown in FIG. Configured.
  • the high temperature side heat exchanger 1 is positioned relatively upstream, and the low temperature side heat exchanger 31 is positioned relatively downstream. That is, the hot supercharged intake air passes through the high temperature side heat exchanger 1 to be cooled to some extent, and further passes through the low temperature side heat exchanger 31 to be cooled to a lower temperature.
  • cooling water broadly means liquid-phase refrigerant.
  • the high-temperature side cooling water circuit shown in FIG. An oil cooler 3 for cooling the lubricating oil, an EGR gas cooler 4 and an exhaust heat recovery device 5 are included.
  • the cooling water circuit includes a heater core 6 for heating the passenger compartment and a throttle chamber 7 (specifically, a cooling water passage in the throttle chamber 7) as devices that use the cooling water as a heat source.
  • the cooling water circuit includes a radiator (high-temperature side radiator) 8 that dissipates heat from the cooling water, a water pump 9 that circulates the cooling water, and a known thermostat 10 that bypasses the radiator 8 when the water temperature is low. ing.
  • the water pump 9 is, for example, a mechanical water pump (or an electric water pump) driven by the output of the engine, and in one embodiment, is arranged on the inlet side of the water jacket 2 of the engine.
  • the thermostat 10 may be a control valve that can be arbitrarily opened and closed, in addition to a known thermostat valve that responds to the cooling water temperature.
  • the cooling water circuit includes a first passage 11 through which cooling water flows from the outlet of the water pump 9 through the water jacket 2, and a first passage 11 branched from the first passage 11 between the water pump 9 and the water jacket 2.
  • a second passage 12 located in parallel and joining the first passage 11 on the exit side of the water jacket 2 and a junction (indicated by reference numeral 1112) of the first passage 11 and the second passage 12 through the thermostat 10.
  • a third passage 13 that returns to the inlet of the water pump 9 through the water pump 9; and has.
  • a part of the second passage 12 further branches into three parallel passages 121, 122, 123, in which the throttle chamber 7, the high temperature side heat exchanger 1, and the oil cooler 3 are arranged respectively.
  • a passage 122 in which the high temperature side heat exchanger 1 is located is provided with a first control valve 15 such as a solenoid valve for opening and closing the passage 122 .
  • the first control valve 15 is arranged on the outlet side of the high temperature side heat exchanger 1 in one embodiment, it may be arranged on the inlet side. .
  • the third passage 13 corresponds to the return passage in the claims, and the heater core 5, the exhaust heat recovery device 5, and the EGR gas cooler 4 are arranged in that passage in order from upstream. Further, the third passage 13 is provided with a second control valve 16 such as a solenoid valve for opening and closing the third passage 13 at a position upstream of the heater core 5 .
  • the flow rate of the second control valve 16 is not completely 0 in the closed state, and a small amount of cooling water flows to suppress boiling in the exhaust heat recovery device 5 and the EGR gas cooler 4. It is configured to allow This may be realized by the structure of the second control valve 16 or by the control of the second control valve 16 .
  • the cooling water discharged by the water pump 9 is branched into the first passage 11 and the second passage 12 on the outlet side of the water pump 9 and flows through the water jacket. 2 (joint portion 1112).
  • the first control valve 15 When the first control valve 15 is open, cooling water flows in parallel through the water jacket 2 and the high temperature side heat exchanger 1 .
  • the high temperature side heat exchanger 1, the throttle chamber 7, and the oil cooler 3 have higher passage resistance and a relatively smaller required flow rate than the water jacket 2. , etc., the flow of cooling water flowing through the water jacket 2 is not affected by the passage resistance of the high temperature side heat exchanger 1 and the like.
  • the cooling water flowing out from the water jacket 2 and the high-temperature side heat exchanger 1 flows to the radiator 8 when the thermostat 10 is open (when the water temperature is relatively high). That is, the high-temperature side heat exchanger 1 and the radiator 8 are in a relationship in which cooling water flows in series. (except for the small flow of the second control valve 16 mentioned above) passes through the radiator 8 . Therefore, the addition of the high temperature side heat exchanger 1 basically does not increase the flow rate of the water pump 9 .
  • the low-temperature side cooling water circuit shown in FIG. contains.
  • the circuit also includes a low-temperature side radiator 36 that dissipates heat from the cooling water, a water pump 37 that circulates the cooling water in the low-temperature side cooling water circuit, and a thermostat 38 that bypasses the low-temperature side radiator 36 when the water temperature is low.
  • the arrows in FIG. 2 indicate the flow of cooling water when the thermostat 38 bypasses the low-temperature side radiator 36 .
  • the low temperature side coolant circuit also includes a low temperature side first passage 39 , a low temperature side second passage 40 , and a low temperature side radiator passage 41 .
  • the low temperature side radiator passage 41 includes a water pump 37 , a radiator 36 and a thermostat 38 .
  • the low temperature side first passage 39 and the low temperature side second passage 40 are in parallel with each other, and these two passages are connected in series with the low temperature side radiator passage 41 .
  • the rear traveling motor generator 35 and the low temperature side heat exchanger 31 are arranged in this order from upstream.
  • a motor generator 33 for power generation and a motor generator 34 for power generation are arranged.
  • the water pump 37 is an electric water pump whose flow rate is controllable.
  • the flow of cooling water in the high temperature side cooling water circuit is divided into four modes (first to fourth mode).
  • the opening and closing of the first control valve 15 is controlled based on the cooling water temperature (eg, the temperature at the outlet of the water jacket 2) and the engine load.
  • FIG. 3 is an explanatory diagram showing in a matrix form opening and closing with respect to the cooling water temperature and the engine load. They are each controlled to the open state.
  • the first control valve 15 is normally open under the temperature conditions at which the thermostat 10 is open.
  • the second control valve 16 is kept open when the water temperature is low, and closed when the cooling water temperature reaches a relatively high predetermined temperature or higher. In one embodiment, the predetermined temperature at which the second control valve 16 closes is set higher than the threshold temperature at which the thermostat 10 opens.
  • a general wax-type thermostat 10 can be used, but an electronically controlled thermostat may also be used.
  • Fig. 4 shows an example time chart from engine start to high load operation. From the top of the figure, (a) vehicle speed, (b) engine output, (c) engine load (BMEP), (d) cooling water temperature, (e) engine intake air temperature (solid line is intercooler inlet temperature, dashed line is intercooler (f) opening/closing state of first control valve 15; (g) opening/closing state of second control valve 16; (h) opening/closing state of thermostat 10; , (j) the coolant flow rate of the heater core 5 (HEATER) and the oil cooler 3 (EOC), and (k) the coolant flow rate of the radiator 8 . Sections A to D shown at the top indicate which mode the cooling water circuit is in.
  • the vehicle after starting and moving, the vehicle temporarily enters a high load state, then runs in a substantially steady state, and furthermore, in the second half, the high load operation occurs. It's becoming As a result, the cooling water temperature gradually rises.
  • the flow of the cooling water is in the first mode shown in FIG.
  • the thermostat 10 since the cooling water temperature is low, the thermostat 10 is closed, the first control valve 15 is closed, and the second control valve 16 is open. Therefore, the cooling water discharged by the water pump 9 flows in parallel through the water jacket 2 , the oil cooler 3 and the throttle chamber 7 and returns to the water pump 9 via the third passage 13 from the junction 1112 . Cooling water flows through the heater core 5 , the exhaust heat recovery device 5 , and the EGR gas cooler 4 in the third passage 13 . Cooling water does not flow through the radiator 8 due to the action of the thermostat 10 . Further, since the first control valve 15 is closed, the cooling water does not flow through the high temperature side heat exchanger 1, and the heat of the cooling water does not escape to the relatively low temperature intake air. This is advantageous in promoting warm-up after starting the engine.
  • section B the flow of cooling water is in the second mode shown in FIG.
  • the first control valve 15 is opened based on the fact that the cooling water temperature has risen to some extent or the engine load has risen.
  • the first relatively short open period in column (f) in the time chart is due to the high load despite the low water temperature. Then, after returning to the first mode of section A, the first control valve 15 is opened according to FIG. 3 described above as the cooling water temperature rises.
  • the thermostat 10 In the second mode, as in the first mode, the thermostat 10 is closed and the second control valve 16 is open. Therefore, the basic flow of the cooling water is the same as in the first mode, but when the first control valve 15 is opened, part of the cooling water branched to the second passage 12 is flow to As a result, the intake air, which becomes hot due to supercharging, is cooled (see column (e)).
  • the cooling water flow is in the third mode shown in FIG.
  • the mode shifts from the second mode to the third mode.
  • the first control valve 15 is open and the second control valve 16 is open. Accordingly, a relatively large portion of the cooling water is guided through the radiator 8 from the confluence portion 1112 . A portion of the cooling water returns to the water pump 9 through the third passage 13. Also, cooling water flows through the high-temperature side heat exchanger 1 in the second passage 12, and the supercharged intake air is cooled in the same manner as in the second mode.
  • the flow of cooling water is in the fourth mode shown in FIG.
  • the mode shifts from the third mode to the fourth mode.
  • the first control valve 15 is open and the thermostat 10 is open.
  • the third passage 13 is closed, and basically all the water from the confluence 1112 returns to the water pump 9 through the radiator 8 . Therefore, as shown in column (k), the cooling water flow rate of the radiator 8 increases by shifting from the third mode to the fourth mode.
  • the second control valve 16 allows a small amount of flow even in the closed state, thereby suppressing boiling in the exhaust heat recovery device 5 and the like.
  • the heat load is the highest and the maximum amount of heat radiation from the radiator 8 is required. there is Therefore, the flow rate of the water pump 9 does not increase due to the cooling water flowing through the high temperature side heat exchanger 1 . Therefore, the power loss due to the driving of the water pump 9 is suppressed, which is advantageous in terms of improving fuel efficiency and ensuring the output of the engine.
  • the fourth mode since the flow of cooling water to the third passage 13 having the heater core 5 and the like is stopped, the ratio of the flow rate passing through the radiator 8 to the discharge flow rate of the water pump 9 increases, resulting in improved heat dissipation performance. This is advantageous in securing power and suppressing power loss due to the water pump 9 .
  • the third passage 13 is provided with a device that does not require the flow of cooling water when the load is high and the water temperature is high. For example, it is rare that the fourth mode is set in winter when heating is required, and the EGR gas cooler 4 is usually outside the EGR region, so cooling is not required.
  • cooling water flows in opposite directions in the confluence portion 1112 between the first and second modes and the third and fourth modes (see FIGS. 5 to 8).
  • the high-temperature side cooling water circuit of the second embodiment has a third control valve 51 between the confluence portion 1112 and the inlet of the radiator 8 .
  • This third control valve 51 opens and closes the radiator passage 14 having the radiator 8 . Therefore, the thermostat 10 mentioned above is not provided.
  • the third control valve 51 is controlled to open and close the radiator passage 14 at a threshold temperature similar to the operating temperature of the thermostat 10, for example. Also in this configuration, the above-described first to fourth modes can be similarly realized.
  • a rotary valve 52 capable of switching a plurality of flow paths as shown in FIG. 10 can be used to replace the second control valve 16 and the third control valve 51.
  • the rotary valve 52 includes a port 11a serving as an outlet of the first passage 11, a port 12a serving as an outlet of the second passage 12, a port 13a serving as an inlet of the third passage 13, and a radiator passage 14. and a port 14a serving as an inlet of the .
  • the inner space of the rotary valve 52 corresponds to the confluence portion 1112 described above.
  • the port 13a serving as the inlet of the third passage 13 is closed, a small amount of cooling water is allowed to flow.
  • FIG. 11 shows a third embodiment of the high temperature side cooling water circuit.
  • the second passage 12 is connected relatively closer to the inlet of the radiator 8 at the junction 1112 where the first passage 11 and the second passage 12 join, and the first passage 11 is relatively is connected remote from the inlet of the radiator 8 to .
  • the flow of cooling water in each mode is the same as in the first embodiment.
  • FIG. 12 shows a fourth embodiment of the high temperature side cooling water circuit.
  • the oil cooler 3 is arranged in the second passage 12 downstream of the high temperature side heat exchanger 1 and the throttle chamber 7 (that is, in series with them). Moreover, since the first control valve 15 is not provided, the high temperature side heat exchanger 1 is always supplied with cooling water.
  • FIG. 13 shows a fifth embodiment of the high temperature side cooling water circuit.
  • an EGR gas cooler 4 and an exhaust heat recovery device 5 are arranged in the second passage 12 .
  • the EGR gas cooler 4 and the exhaust heat recovery device 5 are arranged in series on the downstream side of the rejoining point of the three passages 121, 122, and 123 branched in the middle of the second passage 12. .
  • Only the heater core 5 for heating is provided in the third passage 13 . In this configuration, cooling water always flows through the EGR gas cooler 4 and the exhaust heat recovery device 5 .
  • the heater core 5 does not boil even if the flow of cooling water stops, for example, when the second control valve 16 closes the third passage 13 in the fourth mode, a small amount of cooling water is allowed to flow as described above. No need. Therefore, a larger cooling water flow rate for the radiator 8 can be obtained when the water temperature is high.
  • FIG. 14 shows a sixth embodiment of the high temperature side cooling water circuit.
  • the high temperature side heat exchanger 1 and the oil cooler 3 are arranged in series in the second passage 12 in order from upstream.
  • the fourth passage 12 is connected to the midpoint between the high-temperature side heat exchanger 1 and the oil cooler 3 in the second passage 12 and the midpoint between the heater core 5 and the exhaust heat recovery device 5 in the third passage 13.
  • a passage 55 is provided and the throttle chamber 7 is arranged in this fourth passage 55 .
  • the first control valve 15 is not provided. Therefore, in this sixth embodiment, cooling water always flows through the high temperature side heat exchanger 1 .
  • a portion of the cooling water that has passed through the high temperature side heat exchanger 1 flows through the throttle chamber 7 to the third passage 13 .
  • Even if the second control valve 16 is fully closed cooling water flows to the exhaust heat recovery device 5 and the EGR gas cooler 4 through the fourth passage 55, so there is no need to supply a small amount of cooling water as described above.
  • the present invention is not limited to the above embodiments.
  • devices to be cooled can be added, reduced, or changed, and It is also possible to replace a plurality of arranged devices or apparatuses, and the like.
  • the present invention is not limited to the cooling device for the series hybrid vehicle described above, and can be widely applied to a cooling device for an engine that serves as a driving source.
  • the low temperature side cooling water circuit described above is merely an example, and the high temperature side cooling water circuit described above can be used in combination with any appropriate low temperature side cooling water circuit.
  • the cold-side heat exchanger of the two-stage intercooler may be air-cooled.

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Abstract

過給機を備えたエンジンの過給吸気を冷却するために高温側熱交換器（１）と低温側熱交換器（３１）とを有する２ステージ型インタークーラが用いられる。高温側熱交換器（１）は、エンジンのウォータジャケット（２）を含む高温側冷却水回路で冷却される。冷却水回路は、第１通路（１１）と第２通路（１２）と第３通路（１３）とラジエータ通路（１４）とを備える。高温側熱交換器（１）とラジエータ（８）とは直列に冷却水が流れるように配置され、高温側熱交換器（１）とウォータジャケット（２）とは並列に冷却水が流れるように配置される。サーモスタット（１０）と第１制御弁（１５）と第２制御弁（１６）の開・閉に応じて、第１～第４モードが実現される。

Description

車両の冷却装置
　この発明は、水冷式の車両の冷却装置、例えば、高温側熱交換器と低温側熱交換器とを含む２ステージ型インタークーラを備えた車両において、エンジンを冷却するための冷却水回路内に高温側熱交換器を含めた冷却装置に関する。
　過給機を備えたエンジンにおいては、過給により高温となった吸気を燃焼室に導入する前に冷却するインタークーラを備える場合がある。このインタークーラとして、高温側熱交換器と低温側熱交換器とを含む２ステージ型インタークーラが知られており、一般に、高温側熱交換器は、エンジンを冷却するための冷却水の通流によって冷却される。
　特許文献１は、エンジンのウォータジャケットとウォータポンプとラジエータとを含む冷却水循環系に対してラジエータと並列の関係となるように高温側熱交換器を接続した冷却装置を開示している。この構成では、ウォータポンプによって送り出された冷却水の一部が高温側熱交換器を通流し、一部がラジエータを通流する。
　特許文献２は、エンジンのウォータジャケットとウォータポンプとラジエータとを含む冷却水循環系の中に、これらと直列の関係となるように高温側熱交換器を配置した冷却装置を開示している。この構成では、ウォータポンプによって送り出された冷却水がウォータジャケットを通過した後に高温側熱交換器を通り、さらにラジエータを通過して放熱する形となる。
　特許文献１のようにラジエータと高温側熱交換器とが並列に位置する構成では、冷却水から外気への放熱量の確保のためにラジエータを通る冷却水流量を所定量に得ようとすると、高温側熱交換器へ分流する分だけウォータポンプに必要な流量が増加する。従って、ウォータポンプの駆動に要する動力ないし損失が増え、燃費の悪化やエンジン出力の低下が生じる。
　一方、特許文献２の構成では、ウォータジャケットとラジエータと高温側熱交換器とが直列に並んでいるので、比較的に通路抵抗が大きい高温側熱交換器によってウォータジャケットの冷却水流量が制限されてしまう。また、高温側熱交換器への冷却水の流れを個別に制御することができない。
国際公開第２０１９／１３８５８２号公報 特開２０１０－２４９１２９号公報
　この発明は、冷却水によって吸気を冷却する熱交換器としてのインタークーラを備えた車両の冷却装置であって、
　この冷却装置の冷却水回路は、上記熱交換器と、ラジエータと、エンジンのウォータジャケットと、冷却水回路内で冷却水を循環させるウォータポンプと、を含み、
　上記ラジエータと上記熱交換器とは、直列に冷却水が流れるように配置され、
　上記熱交換器と上記ウォータジャケットとは、並列に冷却水が流れるように配置されている。
　このような構成では、熱交換器を付加したことによるラジエータの冷却水流量への影響がなく、ウォータポンプの流量が過大となることがない。また、ウォータジャケットと熱交換器とに個別に冷却水が流れるので、熱交換器の通路抵抗によってウォータジャケットの冷却水流量が制限されてしまうことがない。
第１実施例の冷却装置の回路図。 低温側冷却水回路の回路図。 第１制御弁の水温およびエンジン負荷に対する開・閉を示す説明図。 エンジンの始動から高負荷運転となるまでの一例のタイムチャート。 第１モード（区間Ａ）における冷却水の流れを示す説明図。 第２モード（区間Ｂ）における冷却水の流れを示す説明図。 第３モード（区間Ｃ）における冷却水の流れを示す説明図。 第４モード（区間Ｄ）における冷却水の流れを示す説明図。 第２実施例の冷却装置の回路図。 ロータリ型バルブの一例を示す説明図。 第３実施例の冷却装置の回路図。 第４実施例の冷却装置の回路図。 第５実施例の冷却装置の回路図。 第６実施例の冷却装置の回路図。
　以下、この発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明する。
　図１は、第１実施例の冷却装置の冷却水回路を示す回路図である。一実施例の車両は、エンジン（内燃機関）によって発電用のモータジェネレータを駆動して発電を行い、生成された電力でもって走行用のモータジェネレータを駆動するシリーズハイブリッド車両であり、後述するように、前輪駆動用のモータジェネレータと後輪駆動用のモータジェネレータとを備えた４輪駆動車を例にしている。エンジンは過給機例えばターボチャージャを備えており、高温となった過給吸気を冷却するために２ステージ型インタークーラを備えている。
　２ステージ型インタークーラは、図１に示す高温側冷却水回路に含まれる高温側熱交換器１と、図２に示す低温側冷却水回路に含まれる低温側熱交換器３１と、を含んで構成される。吸気の流れに関しては、高温側熱交換器１が相対的に上流に、低温側熱交換器３１が相対的に下流に、それぞれ位置する。つまり、高温となった過給吸気は高温側熱交換器１を通過することである程度冷却され、さらに低温側熱交換器３１を通過することでより低い温度にまで冷却される。従って、高温側冷却水回路を循環する冷却水（高温側冷却水）の温度に比較して低温側冷却水回路を循環する冷却水（低温側冷却水）の温度は相対的に低く設定されている。なお、本発明において「冷却水」とは広く液相冷媒を意味している。
　図１に示す高温側冷却水回路は、冷却対象として、高温側熱交換器１のほか、エンジンのウォータジャケット２（シリンダブロック側のウォータジャケットとシリンダヘッド側のウォータジャケットとを含む）と、エンジンの潤滑油を冷却するためのオイルクーラ３と、ＥＧＲガスクーラ４と、排熱回収器５と、を含んでいる。また、冷却水を熱源として利用するデバイスとして、車室暖房用のヒータコア６およびスロットルチャンバ７（詳しくはスロットルチャンバ７内の冷却水通路）が冷却水回路に含まれている。さらに、冷却水からの放熱を行うラジエータ（高温側ラジエータ）８と、冷却水の循環を行うウォータポンプ９と、低水温時にラジエータ８をバイパスさせる公知のサーモスタット１０と、が冷却水回路に含まれている。ウォータポンプ９は例えばエンジンの出力によって駆動される機械式ウォータポンプ（電動式ウォータポンプであってもよい）であり、一実施例では、エンジンのウォータジャケット２の入口側に配置されている。また、サーモスタット１０は、冷却水温度に応動する公知のサーモスタット弁のほかに、任意に開閉可能な制御弁であってもよい。
　上記冷却水回路は、ウォータポンプ９の出口からウォータジャケット２を通して冷却水が流れる第１通路１１と、ウォータポンプ９とウォータジャケット２との間で第１通路１１から分岐し、第１通路１１と並列に位置するとともにウォータジャケット２の出口側で第１通路１１と合流する第２通路１２と、この第１通路１１と第２通路１２との合流部（符号１１１２で示す）からサーモスタット１０を介してウォータポンプ９の入口に戻る第３通路１３と、同じく第１通路１１と第２通路１２との合流部１１１２からラジエータ８を通りかつサーモスタット１０を介してウォータポンプ９の入口に戻るラジエータ通路１４と、を備えている。
　第２通路１２は、その一部がさらに３本の並列な通路１２１，１２２，１２３に分岐しており、スロットルチャンバ７、高温側熱交換器１、オイルクーラ３、がそれぞれ配置されている。高温側熱交換器１が位置する通路１２２には、該通路１２２を開閉するソレノイドバルブ等からなる第１制御弁１５が設けられている。一実施例においては、高温側熱交換器１の出口側に第１制御弁１５が配置されているが、入口側に配置されていてもよい。。
　第３通路１３は請求項における戻り通路に相当するものであり、その通路中に、上流から順に、ヒータコア５、排熱回収器５、ＥＧＲガスクーラ４、が配置されている。また、第３通路１３は、ヒータコア５よりも上流となる位置に、該第３通路１３を開閉するための例えばソレノイドバルブ等からなる第２制御弁１６を備えている。第１実施例においては、第２制御弁１６は、閉状態において流量が完全に０とはならずに排熱回収器５やＥＧＲガスクーラ４での沸騰抑制のために少量の冷却水の通流を許容する構成となっている。これは、第２制御弁１６の構造によって実現してもよく、第２制御弁１６の制御によって実現してもよい。
　上記のように構成された高温側冷却水回路においては、ウォータポンプ９が吐出した冷却水は、ウォータポンプ９の出口側で第１通路１１と第２通路１２とに分岐して流れ、ウォータジャケット２の出口側（合流部１１１２）で再び合流する。第１制御弁１５が開いている状態では、ウォータジャケット２と高温側熱交換器１とに並列に冷却水が流れる。高温側熱交換器１やスロットルチャンバ７ならびにオイルクーラ３は、ウォータジャケット２に比較して通路抵抗が大きくかつ必要な流量が相対的に少ないが、ウォータジャケット２がこれらの高温側熱交換器１等と並列に位置することから、ウォータジャケット２を流れる冷却水の流れが高温側熱交換器１等の通路抵抗に影響されることはない。
　また、ウォータジャケット２および高温側熱交換器１から流れ出た冷却水は、サーモスタット１０が開いている状態（比較的水温が高い状態）では、ラジエータ８へと流れる。つまり、高温側熱交換器１とラジエータ８とは直列に冷却水が流れる関係となっており、特に第２制御弁１６が閉じている状態では、ウォータポンプ９で送られた冷却水の全量（上述した第２制御弁１６の少量の流れを除く）がラジエータ８を通過する。従って、高温側熱交換器１を付加したことによるウォータポンプ９の流量増加は基本的に生じない。
　図２に示す低温側冷却水回路は、冷却対象として、上述した低温側熱交換器３１のほかに、インバータ３２、フロント走行用モータジェネレータ３３、発電用モータジェネレータ３４、リア走行用モータジェネレータ３５、を含んでいる。また回路中に、冷却水からの放熱を行う低温側ラジエータ３６、低温側冷却水回路内での冷却水の循環を行うウォータポンプ３７、低水温時に低温側ラジエータ３６をバイパスさせるサーモスタット３８、を備えている。なお、図２の矢印は、冷却水の流れがサーモスタット３８により低温側ラジエータ３６をバイパスしているときの冷却水の流れを示している。また低温側冷却水回路は、低温側第１通路３９と、低温側第２通路４０と、低温側ラジエータ通路４１と、を備えている。低温側ラジエータ通路４１は、ウォータポンプ３７、ラジエータ３６、サーモスタット３８、を含む。低温側第１通路３９と低温側第２通路４０とは互いに並列の関係にあり、これら２つの通路が低温側ラジエータ通路４１と直列に接続されている。低温側第１通路３９には、上流から順に、リア走行用モータジェネレータ３５、低温側熱交換器３１が配置されており、低温側第２通路４０には、上流から順に、インバータ３２、フロント走行用モータジェネレータ３３、発電用モータジェネレータ３４、が配置されている。ウォータポンプ３７は、一実施例においては、流量制御可能な電動式ウォータポンプであり、低温側熱交換器３１は、ウォータポンプ３７による低温側冷却水の循環によって冷却される。
　次に、本発明の主要部である高温側冷却水回路の作用について説明する。高温側冷却水回路における冷却水の流れの態様は、サーモスタット１０、第１制御弁１５、第２制御弁１６、の３つの弁の開・閉に応じて、後述する４つのモード（第１～第４モード）に変化する。
　第１制御弁１５は、冷却水温（例えばウォータジャケット２の出口部の温度で代表される）とエンジン負荷とに基づいて開閉制御される。図３は、冷却水温とエンジン負荷とに対する開・閉をマトリクス状に示した説明図であり、図示するように、基本的に、低水温低負荷側で閉状態に、高水温高負荷側で開状態に、それぞれ制御される。なお、サーモスタット１０が開く温度条件では、第１制御弁１５は、通常、開状態となる。第２制御弁１６は、低水温状態では開状態に維持され、冷却水温が比較的高い所定温度以上となったときに閉状態となる。なお、一実施例においては、第２制御弁１６が閉動作する所定温度は、サーモスタット１０が開動作する閾値温度よりも高温側に設定されている。
　サーモスタット１０は一般的なワックス形式のものを使用することができるが、電子制御型サーモスタットであってもよい。
　図４は、エンジンの始動から高負荷運転となるまでの一例のタイムチャートを示している。図の上から順に、（ａ）車速、（ｂ）エンジン出力、（ｃ）エンジン負荷（ＢＭＥＰ）、（ｄ）冷却水温、（ｅ）エンジン吸気温（実線はインタークーラ入口温度、破線はインタークーラ出口温度）、（ｆ）第１制御弁１５の開閉状態、（ｇ）第２制御弁１６の開閉状態、（ｈ）サーモスタット１０の開閉状態、（ｉ）高温側熱交換器１の冷却水流量、（ｊ）ヒータコア５（ＨＥＡＴＥＲ）およびオイルクーラ３（ＥＯＣ）の冷却水流量、（ｋ）ラジエータ８の冷却水流量、を示している。また、最上段に示す区間Ａ～Ｄは、冷却水回路がどのモードになっているかを表している。
　図４の例では、エンジン負荷を示す（ｃ）欄に表されているように、始動発進後、一時的に高負荷状態となり、その後、ほぼ定常状態で走行し、さらに後半で高負荷運転となっている。これにより、冷却水温は、徐々に上昇していく。
　区間Ａでは、冷却水の流れは、図５に示す第１モードとなる。ここでは、冷却水温が低いことから、サーモスタット１０は閉、第１制御弁１５は閉、第２制御弁１６は開、となる。従って、ウォータポンプ９が吐出した冷却水はウォータジャケット２とオイルクーラ３ならびにスロットルチャンバ７とに並列に流れ、合流部１１１２から第３通路１３を介してウォータポンプ９へと戻る。第３通路１３において、ヒータコア５、排熱回収器５、ＥＧＲガスクーラ４、を冷却水が流れる。サーモスタット１０の作用によりラジエータ８には冷却水が流れない。また、第１制御弁１５が閉であることから高温側熱交換器１には冷却水が通流せず、冷却水の熱が相対的に低温の吸気に逃げることがない。これにより、エンジン始動後の暖機促進の上で有利となる。
　区間Ｂでは、冷却水の流れは、図６に示す第２モードとなる。ここでは、冷却水温がある程度高くなったこと、あるいはエンジン負荷が高くなったこと、に基づいて第１制御弁１５が開となる。
　タイムチャート中の（ｆ）欄における最初の比較的短い開期間は、低水温であるが高負荷となったことによる。そして、その後、区間Ａの第１モードに復帰した後、冷却水温の上昇に伴い、前述した図３に従って第１制御弁１５が開となる。
　第２モードにおいては、第１モードと同じく、サーモスタット１０は閉、第２制御弁１６は開、である。従って、基本的な冷却水の流れは第１モードと同様であるが、第１制御弁１５が開となることで、第２通路１２に分岐した冷却水の一部が高温側熱交換器１に流れる。これにより、過給により高温となる吸気が冷却される（（ｅ）欄参照）。
　区間Ｃでは、冷却水の流れは、図７に示す第３モードとなる。冷却水温が上昇してサーモスタット１０が開くことにより第２モードから第３モードへ移行する。第３モードでは、第２モードと同じく、第１制御弁１５は開、第２制御弁１６は開、である。従って、合流部１１１２から冷却水の比較的多くの部分がラジエータ８を通るように案内される。一部の冷却水は第３通路１３を通ってウォータポンプ９へと戻る。また、第２通路１２における高温側熱交換器１を冷却水が流れ、第２モードと同様に、過給吸気の冷却がなされる。
　区間Ｄでは、冷却水の流れは、図８に示す第４モードとなる。冷却水温がさらに上昇して第２制御弁１６が閉じることにより第３モードから第４モードへ移行する。第４モードでは、第３モードと同じく、第１制御弁１５は開、サーモスタット１０は開、である。第４モードでは、第３モードに比較して、第３通路１３が閉じられた状態となり、基本的に、合流部１１１２から全量がラジエータ８を通してウォータポンプ９へと戻る。従って、（ｋ）欄に示すように、第３モードから第４モードへ移行することで、ラジエータ８の冷却水流量が増加する。但し、前述したように第２制御弁１６は閉状態においても少量の流れを許容しており、これにより排熱回収器５等における沸騰が抑制される。第４モードでは、最も熱負荷が高く、ラジエータ８からの放熱量が最大限に要求されるが、このとき、高温側熱交換器１とラジエータ８とは直列に冷却水が流れる関係となっている。従って、高温側熱交換器１に冷却水が流れることによるウォータポンプ９の流量増加は生じない。そのため、ウォータポンプ９の駆動に伴う動力損失が抑制され、燃費向上やエンジンの出力確保の上で有利となる。
　また、第４モードにおいては、ヒータコア５等を有する第３通路１３への冷却水の流れが停止するため、ウォータポンプ９の吐出流量に対するラジエータ８を通過する流量の割合が高くなり、放熱性能の確保やウォータポンプ９による動力損失抑制の上で有利となる。なお、第３通路１３には、高負荷・高水温時に冷却水の通流が不要なデバイスが配置されている。例えば、暖房が必要な冬期に第４モードとなることは稀であり、ＥＧＲガスクーラ４も通常はＥＧＲ領域外となることから冷却が不要である。
　なお、第１，第２モードと第３，第４モードとでは、合流部１１１２における冷却水の流れが逆方向となる（図５～図８参照）。
　次に、図９を参照して高温側冷却水回路の第２実施例を説明する。この第２実施例の高温側冷却水回路は、合流部１１１２とラジエータ８入口との間に第３制御弁５１を備えている。この第３制御弁５１は、ラジエータ８を具備したラジエータ通路１４を開閉する。従って、前述したサーモスタット１０は具備していない。第３制御弁５１は、例えば、サーモスタット１０の動作温度と同様の閾値温度でもってラジエータ通路１４を開閉するように制御される。この構成においても、前述した第１～第４モードを同様に実現することができる。
　第２実施例の変形例として、図１０に示すような複数の流路切り換えが可能なロータリ型バルブ５２を用いて、第２制御弁１６と第３制御弁５１との代替とすることもできる。ロータリ型バルブ５２は、図示するように、第１通路１１の出口となるポート１１ａと、第２通路１２の出口となるポート１２ａと、第３通路１３の入口となるポート１３ａと、ラジエータ通路１４の入口となるポート１４ａと、を有する。弁体５２ａがポート１３ａ，１４ａの双方もしくは一方のみを開放することで、前述した各モードを実現できる。この場合は、ロータリ型バルブ５２の内部空間が前述した合流部１１１２に相当するものとなる。なお、第３通路１３の入口となるポート１３ａを閉じている状態では、やはり少量の冷却水の通流が許容される。
　次に、図１１は、高温側冷却水回路の第３実施例を示している。この第３実施例においては、第１通路１１と第２通路１２とが合流する合流部１１１２において、第２通路１２が相対的にラジエータ８の入口寄りに接続され、第１通路１１が相対的にラジエータ８の入口から離れて接続されている。各モードでの冷却水の流れは前述した第１実施例と同様である。
　次に、図１２は、高温側冷却水回路の第４実施例を示している。この第４実施例においては、第２通路１２においてオイルクーラ３が高温側熱交換器１およびスロットルチャンバ７の下流に（つまりこれらと直列に並ぶように）配置されている。また第１制御弁１５を具備しておらず、高温側熱交換器１には常に冷却水が通流する。
　次に、図１３は、高温側冷却水回路の第５実施例を示している。この第５実施例においては、ＥＧＲガスクーラ４および排熱回収器５が第２通路１２に配置されている。詳しくは、第２通路１２の途中で分岐した３本の通路１２１，１２２，１２３が再合流した点よりも下流側に、ＥＧＲガスクーラ４および排熱回収器５が直列に並んで配置されている。第３通路１３には暖房用のヒータコア５のみが設けられている。この構成では、ＥＧＲガスクーラ４および排熱回収器５に常に冷却水が通流する。ヒータコア５は冷却水の流れが止まっても沸騰の懸念がないので、例えば第４モードとして第２制御弁１６が第３通路１３を閉路したときに、前述した少量の冷却水の通流を行う必要がない。従って、高水温時におけるラジエータ８の冷却水流量がより大きく得られる。
　次に、図１４は、高温側冷却水回路の第６実施例を示している。この第６実施例においては、第２通路１２に上流から順に高温側熱交換器１とオイルクーラ３とが直列に配置されている。そして、第２通路１２における高温側熱交換器１とオイルクーラ３との中間点と、第３通路１３におけるヒータコア５と排熱回収器５との中間点と、を接続するように、第４通路５５が設けられており、スロットルチャンバ７がこの第４通路５５に配置されている。第１制御弁１５は具備していない。従って、この第６実施例においては、高温側熱交換器１に常に冷却水が通流する。そして、高温側熱交換器１を通過した冷却水の一部がスロットルチャンバ７を経て第３通路１３へと流れる。第２制御弁１６が全閉となっても第４通路５５を介して排熱回収器５およびＥＧＲガスクーラ４に冷却水が流れるので、前述した少量の冷却水の通流を行う必要はない。
　以上、この発明のいくつかの実施例を説明したが、この発明は上記実施例にのみ限定されるものではなく、例えば冷却対象となるデバイスの追加や削減あるいは変更などが可能であり、直列に配置された複数のデバイスないし装置の入れ替え、なども可能である。また、本発明は、上述したシリーズハイブリッド車両の冷却装置に限らず、走行源となるエンジンの冷却装置などに広く適用することができる。また、上述した低温側冷却水回路は一例に過ぎず、上述した高温側冷却水回路は適当な任意の低温側冷却水回路と組み合わせて用いることが可能である。さらに、２ステージ型インタークーラの低温側熱交換器は空冷式のものであってもよい。

Claims (9)

  1. 　冷却水によって吸気を冷却する熱交換器としてのインタークーラを備えた車両の冷却装置であって、
    　この冷却装置の冷却水回路は、上記熱交換器と、ラジエータと、エンジンのウォータジャケットと、冷却水回路内で冷却水を循環させるウォータポンプと、を含み、
    　上記ラジエータと上記熱交換器とは、直列に冷却水が流れるように配置され、
    　上記熱交換器と上記ウォータジャケットとは、並列に冷却水が流れるように配置されている、
    　車両の冷却装置。
  2. 　上記冷却水回路は、さらにオイルクーラを含み、
    　このオイルクーラは、上記ウォータジャケットと並列に冷却水が流れるように配置されている、
    　請求項１に記載の車両の冷却装置。
  3. 　上記高温側熱交換器の出口側ないし入口側に第１の弁が配置されており、
    　この第１の弁は、冷却水温とエンジン負荷とに基づいて制御され、所定の低水温低負荷側では閉じ、高水温高負荷側で開く、
    　請求項１または２に記載の車両の冷却装置。
  4. 　上記第１の弁は、並列に構成された複数の流路の中で上記高温側熱交換器の流路のみを開閉する、
    　請求項３に記載の車両の冷却装置。
  5. 　互いに並列に位置する上記ウォータジャケットと上記熱交換器との出口側合流部から上記ウォータジャケットの入口側に戻る戻り通路を備え、
    　ヒータコア、ＥＧＲクーラ、排熱回収器の中の少なくとも１つが上記戻り通路に配置されており、
    　高水温時に閉じる第２の弁が上記戻り通路に配置されている、
    　請求項１～４のいずれかに記載の車両の冷却装置。
  6. 　上記第２の弁は、閉状態において沸騰抑制のための少量の冷却水の通流を許容する、
    　請求項５に記載の車両の冷却装置。
  7. 　上記ウォータジャケットの入口側に上記ウォータポンプが位置し、
    　上記ウォータポンプの出口側で冷却水の流れが上記ウォータジャケットと上記熱交換器とに分岐する、
    　請求項１～６のいずれかに記載の車両の冷却装置。
  8. 　上記ラジエータの出口側ないし入口側に位置するラジエータ流量調整弁を備え、該ラジエータ流量調整弁はサーモスタット弁または任意に開閉可能な制御弁である、
    　請求項１～７のいずれかに記載の車両の冷却装置。
  9. 　上記インタークーラは、上記熱交換器と、該熱交換器を流れる冷却水温度よりも低温の冷媒によって吸気を冷却する低温側熱交換器とを含む２ステージ型インタークーラである、
    　請求項１～８のいずれかに記載の車両の冷却装置。
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