(57)【要約】【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
2010249129.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項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。
【請求項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。
【請求項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。
【請求項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。
【請求項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。
【請求項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。
【請求項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。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
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。
【背景技術】
【０００２】
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。
【０００３】
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。
【０００４】
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。
【０００５】
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。）。
【０００６】
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。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００７】
【特許文献１】特表２００６−５２２８９３号公報
【特許文献２】特表２００７−５１４８９０号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００８】
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。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
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。
【００１０】
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。
【発明の効果】
【００１１】
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。
【図面の簡単な説明】
【００１２】
【図１】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。
【図２】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。
【図３】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。
【図４】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。
【図５】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。
【図６】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。
【図７】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。
【図８】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。
【図９】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。
【図１０】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。
【図１１】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。
【発明を実施するための形態】
【００１３】
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。
【００１４】
（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。
【００１５】
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。
【００１６】
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。
【００１７】
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。
【００１８】
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。
【００１９】
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。
【００２０】
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。
【００２１】
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。
【００２２】
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。
【００２３】
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。
【００２４】
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。
【００２５】
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。
【００２６】
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。
【００２７】
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。
【００２８】
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。
【００２９】
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。
【００３０】
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。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
【００３３】
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。
【００３４】
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。
【００３５】
（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。
【００３６】
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。
【００３７】
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。
【００３８】
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。
【００３９】
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。
【００４０】
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。
【００４１】
（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。
【００４２】
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。
【００４３】
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。
【００４４】
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。
【００４５】
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。
【００４６】
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。
【００４７】
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。
【００４８】
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。
【００４９】
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。
【００５０】
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。
【００５１】
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。
【００５２】
（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。
【００５３】
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。
【００５４】
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。
【００５５】
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。
【００５６】
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。
【符号の説明】
【００５７】
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
【図１】
2010249129.tif 000003
【図２】
2010249129.tif 000004
【図３】
2010249129.tif 000005
【図４】
2010249129.tif 000006
【図５】
2010249129.tif 000007
【図６】
2010249129.tif 000008
【図７】
2010249129.tif 000009
【図８】
2010249129.tif 000010
【図９】
2010249129.tif 000011
【図１０】
2010249129.tif 000012
【図１１】
2010249129.tif 000013