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JP2010249129A - チャージエアクーラ及び冷却システム - Google Patents

チャージエアクーラ及び冷却システム Download PDF

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JP2010249129A
JP2010249129A JP2010067821A JP2010067821A JP2010249129A JP 2010249129 A JP2010249129 A JP 2010249129A JP 2010067821 A JP2010067821 A JP 2010067821A JP 2010067821 A JP2010067821 A JP 2010067821A JP 2010249129 A JP2010249129 A JP 2010249129A
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Mitsuru Iwasaki
充 岩崎
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Abstract

【課題】サブラジエータの大型化を抑制し、吸気温度を所望の温度に冷却可能なチャージエアクーラを提供する。
【解決手段】第1熱交換器(ラジエータ)130によって冷却された第1冷却水が流れる高温側冷却流路1に設けられ、過給後の吸気を第1冷却水によって冷却する高温側熱交換器20aと、第1冷却水より低温となるように第2熱交換器(サブラジエータ)110によって冷却された第2冷却水が流れる低温側冷却流路2に設けられ、高温側熱交換器20aで冷却された吸気を第2冷却水によって冷却する低温側熱交換器20bとを備える。
【選択図】図1

Description

本発明は、チャージエアクーラ及び冷却システムに関し、特に、二系統の冷却水によって冷却する二系統水冷式のチャージエアクーラ及び冷却システムに関する。
一般に、チャージエアクーラ(インタークーラ)は、過給機(ターボチャージャ)を備える内燃機関(エンジン)に用いられる。吸気(吸入空気)が過給機によって圧縮されると、この圧縮過程で吸気温度が上昇する。吸気温度が過度に上昇する場合、燃焼特性が悪化する問題があるので、過給機を備える内燃機関では、吸気温度を下げるチャージエアクーラが一般に用いられる。
様々な冷却方式のチャージエアクーラがあるが、代表的なものとしては、走行過程で発生する外部空気の流れによって冷却する空冷式チャージエアクーラ、及び冷却水によって冷却する水冷式チャージエアクーラがある。水冷式チャージエアクーラにおいては、作りの簡易化、歩留まり向上を目的に、冷却水流路を構成する熱交換部を個別に作製し、熱交換部をケースに挿入した構造とし、ケース内に吸気を流すことによって、冷却水と吸気とを熱交換させるタイプがある。
水冷式チャージエアクーラにおいては、エンジン冷却用ラジエータを用いるエンジン冷却流路(高温側冷却流路)とは別系統であり、サブラジエータを用いる低温側冷却流路によって吸気温度が下げられている。なぜなら、吸気がエンジンに供給されるときの目標温度が45℃程度と低温であるため、ラジエータを用いるエンジン冷却流路では充分に冷却ができないためである。
サブラジエータを用いる冷却流路を流れる冷却水は、吸気を45℃程度まで冷却するために、40℃程度の低温にサブラジエータで冷却される必要がある。サブラジエータで40℃程度の低温に冷却するためには、サブラジエータを大型化して冷却能力を向上させなければならない。サブラジエータが大型化した場合には設置場所の自由度がなくなり、サブラジエータは、ラジエータの前部に配置されることが一般的である(例えば、特許文献1及び2参照。)。
サブラジエータが大型化してラジエータの前部に配置された場合、フロントエンドの通気抵抗が増加してしまうという問題がある。フロントエンドの通気抵抗を改善するためにモータファンを用いることも可能であるが、モータファンを動かすためのエネルギーを増加させる、あるいは、モータファンを大型にすると、車載バッテリーの負担が増加するため好ましくない。
特表2006−522893号公報 特表2007−514890号公報
本発明は上記実情に鑑みてなされたものであって、サブラジエータの大型化を抑制し、吸気温度を所望の温度に冷却可能なチャージエアクーラ及び冷却システムを提供することを目的とする。
本願発明の一態様によれば、第1熱交換器によって冷却された第1冷却水が流れる高温側冷却流路に設けられ、過給後の吸気を第1冷却水によって冷却する高温側熱交換器と、第1冷却水より低温となるように第2熱交換器によって冷却された第2冷却水が流れる低温側冷却流路に設けられ、高温側熱交換器で冷却された吸気を第2冷却水によって冷却する低温側熱交換器とを備えるチャージエアクーラであることを要旨とする。
本願発明の他の態様によれば、請求項1〜4のいずれか1項に記載のチャージエアクーラを有していることを特徴とする冷却システムであり、高温側冷却流路に第1EGRクーラが設けられ、低温側冷却流路に第2EGRクーラが設けられている冷却システムであることを要旨とする。
本発明によれば、サブラジエータの大型化を抑制し、吸気温度を所望の温度に冷却可能なチャージエアクーラ及び冷却システムを提供することができる。
本発明の第1の実施の形態に係るチャージエアクーラを用いる冷却システムのシステム概略図である。 本発明の第1の実施の形態に係るチャージエアクーラの模式的平面図である。 本発明の第1の実施の形態に係るチャージエアクーラの概観図である。 本発明の第1の実施の形態に係るチャージエアクーラの熱交換部の概観図である。 本発明の第1の実施の形態に係るチャージエアクーラの組み付けイメージを示す模式的平面図である。 一系統冷却システムでの吸気温度冷却の実施例における熱量及び必要性能の数値を示す。 二系統冷却システムでの吸気温度冷却の実施例における熱量及び必要性能の数値を示す。 本発明の第2の実施の形態に係る冷却システムのシステム概略図である。 本発明の第3の実施の形態に係る冷却システムの第1及び第2EGRクーラの模式的断面図である。 本発明のその他の実施の形態に係るチャージエアクーラを用いる冷却システムのシステム概略図である。 本発明のその他の実施の形態に係るチャージエアクーラを用いる冷却システムの一部を示す概略図である。
以下に図面を参照して、本発明の実施の形態を説明する。以下の図面の記載において、同一又は類似の部分には同一又は類似の符号で表している。但し、図面は模式的なものであり、厚みと平面寸法との関係、各層の厚みの比率等は現実のものとは異なる。したがって、具体的な厚みや寸法は以下の説明を照らし合わせて判断するべきものである。また、図面相互間においても互いの寸法の関係や比率が異なる部分が含まれていることは勿論である。
(第1の実施の形態)
本発明の第1の実施の形態に係るチャージエアクーラは、図1に示すように、第1熱交換器(ラジエータ)130によって冷却された第1冷却水が流れる高温側冷却流路1に設けられ、過給後の吸気を第1冷却水によって冷却する高温側熱交換器20aと、第1冷却水より低温となるように第2熱交換器(サブラジエータ)110によって冷却された第2冷却水が流れる低温側冷却流路2に設けられ、高温側熱交換器20aで冷却された吸気を第2冷却水によって冷却する低温側熱交換器20bとを備える。
ケース10は、図2及び図3に示すように、過給機によって圧縮空気とされた吸気を導入する導入管12と、吸気を冷却して排出する排出管14とを備え、過給後の吸気の流路を有する。ケース10は、耐熱性を有する樹脂によって形成される。ケース10の内部には、図2に示すように、高温側熱交換器20aが吸気の流路の上流側に配置され、低温側熱交換器20bが吸気の流路の下流側に配置される。
高温側熱交換器20a及び低温側熱交換器20bは、図4に示すように、第1冷却水又は第2冷却水が流れる扁平チューブと放熱フィンが交互に積層されたコア40と、コア40の外側に設けられた補強材としての補強板26a,26bと、入口側タンク28a,28bと接続された扁平チューブに第1冷却水又は第2冷却水を流入させる入口パイプ22a,22bと、出口側タンク29a,29bに接続された扁平チューブから第1冷却水又は第2冷却水を流出させる出口パイプ24a,24bとを備える。コア40は、吸気の流れ方向に流通経路を有する構造となっている。
高温側熱交換器20a及び低温側熱交換器20bを組み付ける方法としては、コア40等の高温側熱交換器20a及び低温側熱交換器20bを構成する部材を組み付けて、治具で拘束した状態で一体ロウ付けして組み付ける。組み付けられた高温側熱交換器20a及び低温側熱交換器20bは、図5に示すように、ケース10に挿入され、ビス等の組み付け部材70によってケース10と組み付けられる。ケース10と高温側熱交換器20a及び低温側熱交換器20bとの勘合部には、ガスケット50を挟み込むことでシール性を高めることができる。
第1の実施の形態に係るチャージエアクーラを用いる過給機付エンジン車の冷却システムは、図1に示すように、エンジン140及び高温側熱交換器20aが設けられた高温側冷却流路1を循環する第1冷却水を外気によって冷却する第1熱交換器130、低温側熱交換器20bが設けられた低温側冷却流路2を循環する第2冷却水を外気によって冷却する第2熱交換器110、及び居室内空調用の第3熱交換器(コンデンサ)120を備え、エンジンルーム内前方に設置される。
高温側冷却水路1は、第1冷却水を冷却する第1熱交換器130、第1冷却水にエネルギーを与えて第1冷却水の流れを形成する第1ポンプ131、第1冷却水の熱を放熱するヒータコア132、第1冷却水の適切な温度を維持するために、第1冷却水を第1熱交換器130に流入させるか否かの切り替えを行うサーモスタット133、第1冷却水の熱を受熱するエンジン140を経由するサイクルである。サーモスタット133は、第1冷却水がエンジン140から流出する出口部近傍であって、第1冷却水が第1熱交換器130に流入する入口部近傍である個所に配置される。
高温側冷却流路1では、第1冷却水の温度がサーモスタット133で所定温度(例えば、80℃)以下と判断された場合、サーモスタット133が第1冷却水を第1熱交換器130に流入させずに、第1冷却水の温度を上昇(即ちエンジン140の温度を上昇)させる。一方、高温側冷却流路1では、第1冷却水の温度がサーモスタット133で所定温度(例えば、80℃)以上と判断された場合、サーモスタット133が第1冷却水を第1熱交換器130に流入させ、第1冷却水の温度を低下(即ちエンジン140の温度を低下)させる。サーモスタット133は、第1冷却水の温度を低下させたい分に応じて、第1熱交換器130に流入させる第1冷却水の量を変化させ、第1冷却水の温度を一定に保つための適時の制御を行うことができる。高温側冷却流路1は、エンジン140に供給する第1冷却水の温度を一定に保つことで、エンジン140の温度を一定に保つことができる。
高温側冷却流路1において、所定の温度に保たれた第1冷却水は、第1ポンプ131を通過後、エンジン140で受熱し、ヒータコア132で放熱した後、高温側熱交換器20aの入口パイプ22aより入口側タンク28a内へ流入し、各扁平チューブへ分散して流入する(図2〜図4参照)。扁平チューブ内を通過後、出口側タンク29aを通って、出口パイプ24aより流出し、再び、エンジン140へと流れていく。この様に、第1冷却水は、高温側冷却流路1でのサイクルを繰り返す。
低温側冷却流路2では、低温側熱交換器20bに供給する第2冷却水を、吸気がエンジンに供給されるときの目標温度(45℃程度)に冷却することが可能な温度(40℃程度)になるように、第2熱交換器110によって冷却する。
低温側冷却流路2において、第2熱交換器110で冷却された第2冷却水は、第2ポンプ112を通過後、低温側熱交換器20bの入口パイプ22bより入口側タンク28b内へ流入し、各扁平チューブへ分散して流入する(図2〜図4参照)。扁平チューブ内を通過後、出口側タンク29bを通って、出口パイプ24bより流出し、再び、第2熱交換器110へと流れていく。この様に、第2冷却水は、低温側冷却流路2でのサイクルを繰り返す。
チャージエアクーラ100は、高温側熱交換器20a及び低温側熱交換器20bによってなり、吸気(吸入空気)を圧縮して供給するタービン(過給機)150及びエンジン140に接続されている。チャージエアクーラ100は、タービン150で圧縮された吸気を冷却してエンジン140に供給する。
タービン150により加圧され、高温になった吸気は、チャージエアクーラ100のケース10へ導入管12から導入し、ケース10に内蔵されている高温側熱交換器20aのコア40を通過する(図2〜図4参照)。このとき、吸気の熱は放熱フィン、扁平チューブを介して第1冷却水へと伝わるので、温度が低下する。具体的には、約160℃の吸気は、高温側熱交換器20aを通過することで、約105℃に冷却される。
次に、高温側熱交換器20aを通過して冷却された吸気は、高温側熱交換器20aに隣接して設けられた低温側熱交換器20bのコア40を通過する(図2〜図4参照)。このとき、吸気の熱は放熱フィン、扁平チューブを介して第2冷却水へと伝わるので、温度が低下する。具体的には、約105℃の吸気は、低温側熱交換器20bを通過することで、約45℃に冷却される。低温側熱交換器20bによって冷却された吸気は、ケース10の排出管14より排出され、エンジン140内へと流れていく。
以下に、従来の冷却システムであるチャージエアクーラ100をサブラジエータ(サブRAD)110による一系統で冷却する一系統冷却システムと、第1の実施の形態に係る冷却システムであるチャージエアクーラ100をラジエータ(RAD)130とサブRAD110による二系統で冷却する二系統冷却システムとの熱量比較の一例を図6及び図7を参照しながら説明する。図6は、一系統冷却システムにおいて、チャージエアクーラに供給される150℃の吸気を45℃に冷却するために必要な熱量、及びサブRADの必要性能を示す。図7は、二系統冷却システムにおいて、チャージエアクーラに供給される150℃の吸気を45℃に冷却するために必要な熱量、RADの必要性能、及びサブRADの必要性能を示す。
図6に示すように、308g/hでチャージエアクーラに供給される150℃の吸気を45℃に冷却するために必要な熱量は、7858kcal/hである。そして、7858kcal/hの熱量であるときに、25℃の外気の風を用いてサブRAD110の冷却水の出口水温を45℃にするために必要なサブRADの必要性能は、393kcal/h℃である。
図7の上段に示すように、まず、308g/hでチャージエアクーラに供給される150℃の吸気を、RAD130で冷却する系統によって80℃に冷却するために必要な熱量は、5240kcal/hである。そして、5240kcal/hの熱量であるときに、35℃の外気の風を用いてRAD130の冷却水の出口水温を80℃にするために必要なRADの必要性能は、116kcal/h℃である。
次に、図7の下段に示すように、まず、308g/hでチャージエアクーラに供給されるRAD130で冷却された80℃の吸気を、サブRAD110で冷却する系統によって45℃に冷却するために必要な熱量は、2620kcal/hである。そして、2620kcal/hの熱量であるときに、25℃の外気の風を用いてサブRAD110の冷却水の出口水温を45℃にするために必要なRADの必要性能は、131kcal/h℃である。
図7で示したように、RAD130で冷却する系統と、サブRAD110で冷却する系統からなる二系統冷却システムにおいて、308g/hでチャージエアクーラに供給される150℃の吸気を45℃に冷却するために必要なRADの必要性能及びサブRADの必要性能の合計は、247kcal/h℃である。チャージエアクーラに供給される同量の吸気を同程度冷却する場合に、二系統冷却システムの必要性能の合計は、一系統冷却システムと比較すると、約40%程度の必要性能である。つまり、二系統冷却システムのサブRAD110とRAD130の合計した熱交換器サイズを概算40%近く小型化することができる。更に、RAD130を流れる第1冷却水は、チャージエアクーラからエンジン冷却流路に戻すと、大流量でRAD130内を流れて、サブRAD110より面積対性能が高いため、実際は40%以上の熱交換器サイズを小型化することが可能である。
第1の実施形態に係るチャージエアクーラ及び冷却システムによれば、まず、第1熱交換器130によってチャージエアクーラに供給される吸気を冷却した後に、第2熱交換器110によって更に吸気を冷却する二系統にすることで、第2熱交換器110の放熱分担が少なくても吸気温度を所望の温度に冷却可能となる。更に、第2熱交換器110の放熱分担が少なくなるということは、第2熱交換器110の大型化が抑制され、小型化することが可能になる。
また、第1の実施形態に係るチャージエアクーラ及び冷却システムによれば、第2熱交換器110を小型化することができるので、車載するための設置場所の自由度が広がる。したがって、第2熱交換器110は、第1熱交換器130の前部に配置されていた従来の設置場所に限定されず、第1熱交換器130の前部以外の個所に配置することが可能になる。第2熱交換器110を第1熱交換器130の前部以外の個所に配置することで、フロントエンドの通気抵抗を増加を抑制することができるようになる。
また、第1の実施形態に係るチャージエアクーラ及び冷却システムによれば、フロントエンドの通気抵抗を増加を抑制することができるので、フロントエンドの通気抵抗を改善するためのモータファンを用いることが必須ではなくなる。したがって、モータファンを用いない場合では、モータファンを動かすためのエネルギーを削減することができ、車載バッテリーの負担を減少させることができる。
(第2の実施の形態)
本発明の第2の実施の形態に係る冷却システムは、図8に示すように、第1の実施の形態に係る冷却システムと比して、高温側冷却流路1に第1EGR(Exhaust Gas Recirculation)クーラ80aが設けられ、低温側冷却流路2に第2EGRクーラ80bが設けられている点が異なる。その他に関しては、実質的に同様であるので、重複する記載を省略する。
第1EGRクーラ80a及び第2EGRクーラ80bは、排気ガス中のNOx排出量を低減する方法として極めて有効であり、ディーゼル車に多く搭載されている。第1EGRクーラ80a及び第2EGRクーラ80bの構造としては、排気ガスが流れる通路と冷却水が流れる通路とがあり、両者の間で熱交換が行われ、冷却された排気ガスをエンジンの吸気側に戻すことで、燃焼時の温度を下げ、NOxの排出量を低減している。
第1EGRクーラ80aは、チャージエアクーラ100の高温側熱交換器20aと並列となるように高温側冷却流路1に設けられ、エンジン140を冷却する第1冷却水が供給される。したがって、第1EGRクーラ80aの冷却水入口に供給される第1冷却水の温度は、高温側熱交換器20aの入口パイプ22aに供給される第1冷却水の温度と同じで、例えば、100℃となる。即ち、第1EGRクーラ80aは、導入された排気ガスを第1冷却水で冷却し、その後に排出する。
第2EGRクーラ80bは、チャージエアクーラ100の低温側熱交換器20bと直列となるように低温側冷却流路2に設けられ、低温側熱交換器20bの下流側に設けられる。第2EGRクーラ80bは、低温側熱交換器20bから排出された第2冷却水が供給される。したがって、第2EGRクーラ80bの冷却水入口に供給される第2冷却水の温度は、低温側熱交換器20bの出口パイプ24bから排出された第2冷却水の温度と同じで、例えば、43℃となる。即ち、第2EGRクーラ80bは、導入された排気ガスを第2冷却水で冷却し、その後に排出する。
このように構成された第2の実施の形態に係る冷却システムでも、第1の実施の形態に係る冷却システムと同様の効果を得ることができる。
更に、第2の実施の形態に係る冷却システムによれば、第1EGRクーラ80aは高温側冷却流路1を循環する第1冷却水によって、第2EGRクーラ80bは低温側冷却流路2を循環する第2冷却水によって、排気ガスを冷却する二系統冷却であるので、第1EGRクーラ80a及び第2EGRクーラ80bの放熱分担が少なく、排気ガス温度を所望の温度に冷却可能となる。
(第3の実施の形態)
本発明の第3の実施の形態に係る冷却システムは、図9に示すように、第2の実施の形態に係る冷却システムと比して、第1EGRクーラ80a及び第2EGRクーラ80bが一体に成形されている点が異なる。その他に関しては、実質的に同様であるので、重複する記載を省略する。
第1EGRクーラ80a及び第2EGRクーラ80bは、図9に示すように、連結部90によって連結されている。第1EGRクーラ80aの端部には、排気ガスの入口となるガス入口92が設けられ、第2EGRクーラ80bの端部には、排気ガスの出口となるガス出口93が設けられている。
第1EGRクーラ80aは、高温側冷却水である第1冷却水の入口となる冷却水入口81a、及び第1冷却水の出口となる冷却水出口82aが外周ケース84aに設けられている。冷却水入口81a及び冷却水出口82aは、外周ケース84aと一体的に形成されてもよく、別体として製作し溶接等で外周ケース84aに取り付けてもよい。外周ケース84a内には、排気ガスの経路である複数の排気パイプ85aが配列され、排気パイプ85aの両端は端板86aに設けられた挿入孔に、ロウ付け、溶接等で固定される。
冷却水入口81aには、ホース等の配管を介してエンジンを冷却する第1冷却水が導かれ、排気パイプ85aの周囲に形成された冷却水貯水部87aに第1冷却水が貯水される。冷却水入口81aから流入した第1冷却水は、冷却水貯水部87a内で排気パイプ85aの周りを旋回流となって流れ込む。このとき、冷却水貯水部87aは外周ケース84aの全周にわたり環状に形成されているので、第1冷却水は様々な方向から流れ込むこととなり、排気パイプ85aが多数配置してあるとしても淀みや停滞個所が発生することがない。そして、排気ガスを冷却した後の第1冷却水は、冷却水出口82aに接続された配管から高温側冷却流路1の冷却系統に戻される。
第2EGRクーラ80bは、低温側冷却水である第2冷却水の入口となる冷却水入口81b、及び第2冷却水の出口となる冷却水出口82bが外周ケース84bに設けられている。冷却水入口81b及び冷却水出口82bは、外周ケース84bと一体的に形成されてもよく、別体として製作し溶接等で外周ケース84bに取り付けてもよい。外周ケース84b内には、排気ガスの経路である複数の排気パイプ85bが配列され、排気パイプ85bの両端は端板86bに設けられた挿入孔に、ロウ付け、溶接等で固定される。
冷却水入口81bには、ホース等の配管を介してエンジンを冷却する第2冷却水が導かれ、排気パイプ85bの周囲に形成された冷却水貯水部87bに第2冷却水が貯水される。冷却水入口81bから流入した第2冷却水は、冷却水貯水部87b内で排気パイプ85bの周りを旋回流となって流れ込む。このとき、冷却水貯水部87bは外周ケース84bの全周にわたり環状に形成されているので、第2冷却水は様々な方向から流れ込むこととなり、排気パイプ85bが多数配置してあるとしても淀みや停滞個所が発生することがない。そして、排気ガスを冷却した後の第2冷却水は、冷却水出口82bに接続された配管から低温側冷却流路2の冷却系統に戻される。
以下に、一体に成形された第1EGRクーラ80a及び第2EGRクーラ80bにおいて、排気ガスを冷却する過程を説明する。
ガス入口92から流入した300℃程度の高温の排気ガスは、複数の排気パイプ85aを通過する間に冷却されながら、連結部90に至る。排気パイプ85aの周囲には100℃程度の第1冷却水が対向して流されているので、高温の排気ガスは、排気パイプ85a内を流れるにつれ次第に冷却される。連結部90に至った排気ガスは、102℃程度まで冷却される。
そして、連結部90に至った排気ガスは、複数の排気パイプ85bを通過する間に冷却されながら、ガス出口93に至る。排気パイプ85bの周囲には40℃程度の第2冷却水が対向して流されているので、第1EGRクーラ80aで冷却された排気ガスは、排気パイプ85a内を流れるにつれ次第に冷却される。ガス出口93に至った排気ガスは、42℃程度まで冷却される。
そして、第1EGRクーラ80a及び第2EGRクーラ80bにおいて冷却された排気ガスは、ガス出口93から排出され、流量を制御する排気ガスバルブ(図示せず)を介してエンジンの吸気通路に再循環される。
このように構成された第3の実施の形態に係る冷却システムでも、第2の実施の形態に係る冷却システムと同様の効果を得ることができる。
(その他の実施の形態)
上記のように、本発明は実施の形態によって記載したが、この開示の一部をなす記述及び図面はこの発明を限定するものであると理解するべきではない。この開示から当業者には様々な代替実施の形態、実施例及び運用技術が明らかになるはずである。
例えば、第1の実施の形態の冷却システムの高温側冷却流路1の第1冷却水が流れる経路として示したものは、経路を構成する部材の一つの配置例に因るものに過ぎず、他の配置として別の経路に変更することも可能である。第1の実施の形態の冷却システムの高温側冷却流路1においては、図1に示したように、第1熱交換器130で冷却された第1冷却水は、エンジン140で受熱し、ヒータコア132で放熱した後に高温側熱交換器20aに供給される経路で流れる。そこで、変形例としての冷却システムの高温側冷却流路1においては、図10に示すように、第1熱交換器130で冷却された第1冷却水は、高温側熱交換器20aに供給された後に、エンジン140で受熱し、ヒータコア132で放熱する経路で流れるように変更されている。この変形例に係る冷却システムであっても、第1の実施の形態に係る冷却システムと同様の効果を得ることができる。更に、この変形例に係る冷却システムであれば、エンジン140の温度が低温である場合にエンジン140の温度を上昇させやすい。更に、この変形例に係る冷却システムであれば、第1の実施の形態の冷却システムより低温の第1冷却水を高温側熱交換器20aに供給することができる。
また、図11に示されるように、第1〜第3の実施の形態におけるチャージエアクーラ100の第2熱交換器(サブラジエータ)110の出口側タンク110bに車室空調用の冷媒を冷却する水冷コンデンサ160が配設されてもよい。このようにすれば、第2冷却水によって水冷コンデンサ160を流れる冷媒が冷却される。水冷コンデンサ160を流れる冷媒を第2冷却水で冷却することで、アイドリング時等に第3熱交換器(コンデンサ)120を補助することにができる。この結果、空調効率が向上するので、第3熱交換器120を小型化することができる。第1〜第3の実施の形態で示したように、二系統の冷却システムによる第2熱交換器110の小型化に加えて第3熱交換器120の小型化も可能となるので、第2熱交換器110を第1熱交換器130の前部以外の個所に配置することが更に容易となる。この結果、フロントエンドの通気抵抗増加をさらに抑制することができる。なお、水冷コンデンサ160は、第2熱交換器(サブラジエータ)110の出口側タンク110b内に設けられたが、入口側タンク110a内に設けられてもよい。
また、第1〜第3の実施の形態において、第1熱交換器130で冷却した第1冷却水、及び第2熱交換器110で冷却した第2冷却水は、比較的高温にならない範囲であれば、他の発熱体を冷却してもよい。
このように、本発明はここでは記載していない様々な実施の形態等を包含するということを理解すべきである。したがって、本発明はこの開示から妥当な特許請求の範囲の発明特定事項によってのみ限定されるものである。
1…高温側冷却流路
2…低温側冷却流路
10…ケース
12…導入管
14…排出管
20a…高温側熱交換器
20b…低温側熱交換器
22a,22b…入口パイプ
24a,24b…出口パイプ
26a,26b…補強板
28a,28b…入口側タンク
29a,29b…出口側タンク
40…コア
50…ガスケット
70…組み付け部材
80a…第1EGRクーラ
80b…第2EGRクーラ
81a,81b…冷却水入口
82a,82b…冷却水出口
84a,84b…外周ケース
85a,85b…排気パイプ
86a,86b…端板
87a,87b…冷却水貯水部
90…連結部
92…ガス入口
93…ガス出口
100…チャージエアクーラ
110…第2熱交換器
110a…入口側タンク
110b…出口側タンク
112…第2ポンプ
120…第3熱交換器
130…第1熱交換器
131…第1ポンプ
132…ヒータコア
140…エンジン
150…タービン
160…水冷コンデンサ

Claims (7)

  1. 第1熱交換器によって冷却された第1冷却水が流れる高温側冷却流路に設けられ、過給後の吸気を前記第1冷却水によって冷却する高温側熱交換器と、
    前記第1冷却水より低温となるように第2熱交換器によって冷却された第2冷却水が流れる低温側冷却流路に設けられ、前記高温側熱交換器で冷却された吸気を前記第2冷却水によって冷却する低温側熱交換器
    とを備えることを特徴とするチャージエアクーラ。
  2. 前記高温側熱交換器及び前記低温側熱交換器は、
    吸気を導入管から導入し、排出管から排出する吸気の流路を有するケースの内部に収容され、
    前記高温側熱交換器が吸気の流路の上流側、前記低温側熱交換器が吸気の流路の下流側に配置され、
    一体に成形されていることを特徴とする請求項1に記載のチャージエアクーラ。
  3. 前記第2冷却水の温度は、内燃機関に供給される吸気を目標温度に冷却することが可能な温度であることを特徴とする請求項1又は2に記載のチャージエアクーラ。
  4. 車室空調用の冷媒を冷却する水冷コンデンサが、前記第2熱交換器のタンク内に配置され、前記低温側冷却流路を流れる冷却水によって前記冷媒が冷却されることを特徴とする請求項1〜3のいずれか1項に記載のチャージエアクーラ。
  5. 前記高温側冷却流路が、前記第1熱交換器、前記第1冷却水の流れを形成する第1ポンプ、前記第1冷却水の熱を放熱するヒータコア、前記高温側熱交換器、及び、前記第1冷却水の熱を受熱する内燃機関、を経由するサイクルであり、
    前記低温側冷却流路が、前記第2熱交換器、前記第2冷却水の流れを形成する第2ポンプ、及び、前記低温側熱交換器、を経由するサイクルである、
    ことを特徴とする請求項1〜4のいずれか1項に記載のチャージエアクーラ。
  6. 請求項1〜5のいずれか1項に記載のチャージエアクーラを有していることを特徴とする冷却システムであり、
    前記高温側冷却流路に第1EGRクーラが設けられ、
    前記低温側冷却流路に第2EGRクーラが設けられていることを特徴とする冷却システム。
  7. 前記第1EGRクーラ及び前記第2EGRクーラは、一体に成形されていることを特徴とする請求項6に記載の冷却システム。
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