(57)【要約】  本発明に係る冷却装置は、ガスの出入口を１つ有する容器（１１２）と、容器（１１２）の内部に配置されたクーラコア（１２０）と、排気バルブから触媒までの区間において排気管（２４）から分岐し、排気管（２４）と容器（１１２）の出入口とを接続する接続管（１１０）とを備える。接続管（１１０）の分岐点から容器（１１２）内のクーラコア（１２０）の前端面（１２２）までの容積をＶ１、クーラコア（１２０）の前端面（１２２）より奥側の容器（１１２）の容積をＶ２、内燃機関が最大トルクを出力するときに排気圧力が示す最低圧力と最高圧力との比をＡと定義したとき、容器（１１２）及び接続管（１１０）は以下の関係を満たすように形成される。Ｖ１／（Ｖ１＋Ｖ２）＜１−Ａ
2015163052.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
ガスの出入口を１つ有する容器と、  前記容器の内部に配置されたクーラコアと、  排気バルブから触媒までの区間において排気通路から分岐し、前記排気通路と前記容器の前記出入口とを接続する接続管と、を備え、  前記容器及び前記接続管は、以下の関係を満たすように形成されていることを特徴とする内燃機関の冷却装置。  Ｖ１／（Ｖ１＋Ｖ２）＜１−Ａ  ここで、Ｖ１は、前記接続管の分岐点から前記クーラコアの前端面までの空間の容積、Ｖ２は、前記クーラコアの前端面より奥側の前記容器の容積、Ａは、前記内燃機関が最大トルクを出力するときに排気圧力が示す最低圧力と最高圧力との比である。
【請求項２】
前記容器及び前記接続管は、内部のガスの共振周波数が、前記内燃機関が最大トルクを出力するときに前記排気通路に生じる圧力脈動の周波数の０．５倍より大きく１．５倍より小さくなるように形成されていることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の冷却装置。
【請求項３】
前記クーラコアの後端面と前記容器との間には余裕空間が設けられていることを特徴とする請求項１又は２に記載の内燃機関の冷却装置。
【請求項４】
前記容器及び前記接続管は、以下の関係を満たすように構成されていることを特徴とする請求項３に記載の内燃機関の冷却装置。  （Ｖ１＋Ｖ３）／（Ｖ１＋Ｖ３＋Ｖ４）＜１−Ａ  ここで、Ｖ３は、前記クーラコアの容積、Ｖ４は、前記クーラコアの後端面と前記容器との間に設けられた前記余裕空間の容積である。
【請求項５】
前記内燃機関はターボ過給機を備え、  前記接続管は、前記排気バルブから前記ターボ過給機のタービンまでの区間において前記排気通路から分岐していることを特徴とする請求項１から４の何れか１項に記載の内燃機関の冷却装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】  本発明は、内燃機関の冷却装置に関し、より詳しくは、高負荷時に高温になる排気ガスを冷却する冷却装置に関する。
【背景技術】
【０００２】  内燃機関の高負荷運転時、排気ガスは高温になり、排気系の部品、例えば触媒や過給機のタービン及びウエストゲートバルブ等に悪影響を与える。高温の排気ガスによるこれらの部品の劣化や破損を防止するため、以前から様々な対策が提案され、また、実用化されている。その１つが、下記の特許文献１に開示されているように、高負荷運転時には燃料噴射量を増量させることである。この方法によれば、燃料が気化する際の気化熱によって排気ガスを冷却することができる。ただし、この方法では、排気ガスの温度を低下させるためだけに燃料が使用されるため、燃費の悪化は避ける事ができない。【０００３】  また、排気系への冷却水の供給によって排気ガスの温度を低減させることも検討されている。しかし、この方法では、高負荷運転よりもむしろ低負荷運転において排気ガスの温度が低下する。このため、始動時における触媒の活性化を悪化させるという問題や、ターボ過給機付き内燃機関の加速レスポンスを低下させるという問題が生じる。よって、単に排気通路に熱交換器を配置するだけでは、高負荷運転時に得られるメリットよりも低負荷運転時のデメリットの方が大きいと言える。【０００４】  下記の特許文献２には、排気通路に配置された熱交換器をバイパスするバイパス通路を設け、バルブによって排気ガスの経路を熱交換器とバイパス通路とで切り替えることが開示されている。この技術によれば、内燃機関の運転状態に応じてバルブを制御することにより、低負荷運転時には熱交換器に排気ガスを通さず、高負荷運転時にのみ熱交換器に排気ガスを通すようにすることができる。ただし、この場合、高温の排気ガスにさらされることになるバルブには高い耐熱性が要求されるが、そのような要求を満たすためには高いコストがかかってしまう。さらに、負荷が高いほど排気ガスの温度を低下させる効果を高めたいにも関わらず、排気ガスを熱交換器に通しているときの冷却効果は、排気ガスの流量が増えるほど低くなってしまう。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】日本特開平１０−２０５３７５号公報
【特許文献２】日本特開２００９−０９１９１８号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】  排気ガスの温度を低下させる手段として熱交換器を用いることは、燃料噴射量を増量させる場合のような極端な燃費の悪化を招かない点において好ましい。しかし、従来提案されている何れの技術も、内燃機関の負荷が高くなるほど冷却能力を高めたいという要求には応えられていない。【０００７】  本発明は、このような課題に鑑みてなされたものであり、内燃機関の負荷の増大に応じて冷却能力が自動的に増加する自己調整機能を備えた冷却装置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】
【０００８】  本発明に係る冷却装置は、ガスの出入口を１つ有する容器と、容器の内部に配置されたクーラコアと、排気バルブから触媒までの区間において排気通路から分岐し、排気通路と容器の出入口とを接続する接続管とを備える。容器の形状は、ガスの出入口が１つであるならば、筒状でも、袋状でも、より複雑な形状でもよい。クーラコアは、好ましくは、他の流体との間の熱交換により内部のガスを冷却する熱交換器である。冷却装置が適用される内燃機関がターボ過給機を備える場合、好ましくは、接続管は、排気バルブからターボ過給機のタービンまでの区間において排気通路から分岐する。【０００９】  本発明に係る冷却装置においては、接続管の分岐点からクーラコアの前端面までの空間の容積をＶ１、クーラコアの前端面より奥側の容器の容積をＶ２、内燃機関が最大トルクを出力するときに排気圧力が示す最低圧力と最高圧力との比をＡと定義したとき、容器及び接続管は、以下の関係を満たすように構成される。以下の関係は、排気通路内の圧力脈動によって排気ガスが接続管を通って容器内の冷却空間に流入し、かつ、高負荷になるほど冷却空間内のガスの入れ替え効率が高まる条件である。Ｖ１／（Ｖ１＋Ｖ２）＜１−Ａ【００１０】  容器及び接続管は、好ましくは、内部のガスの共振周波数が、内燃機関が最大トルクを出力するときに排気通路に生じる圧力脈動の周波数の０．５倍より大きく１．５倍より小さくなるように構成される。これは、容器及び接続管内の共振圧力が排気通路内の圧力脈動に同期し、排気ガスの冷却空間への流入と排気ガスの冷却空間からの排出とが効率的に繰り返される条件である。【００１１】  クーラコアの後端面と容器との間には、余裕空間が設けられていることが好ましい。このような空間がクーラコアを挟んで容器のガス出入口と反対側に設けられることで、排気ガスはクーラコアの奥部まで到達するようになり、クーラコアによる排気ガスのより効率的な冷却が可能になる。ここで、クーラコアの容積をＶ３、クーラコアの後端面と容器との間に設けられた余裕空間の容積をＶ４と定義したとき、容器及び接続管は、以下の関係も満たすように構成されることがより好ましい。以下の関係は、高負荷時に排気ガスが冷却空間を通って容器の奥まで到達する条件、すなわち、冷却空間のガスの入れ替え効率をより高めることができる条件である。（Ｖ１＋Ｖ３）／（Ｖ１＋Ｖ３＋Ｖ４）＜１−Ａ
【発明の効果】
【００１２】  本発明に係る冷却装置によれば、排気通路内の圧力脈動によって排気ガスが接続管を通って容器内に流入し、容器内のクーラコアで排気ガスの冷却が行われる。冷却空間におけるガスの入れ替え効率は、排気圧力の最低圧力と最高圧力との比が小さい低負荷運転時には低く、負荷の増大により排気圧力の最低圧力と最高圧力との比が大きくなるにつれて高くなっていく。つまり、本発明に係る冷却装置によれば、内燃機関の負荷の増大に応じて冷却能力が自動的に増加する自己調整機能が実現される。
【図面の簡単な説明】
【００１３】
【図１】本発明の実施の形態１の冷却装置を備えたターボ過給機付き内燃機関を示す図である。
【図２】冷却装置の取り付け位置を示す図である。
【図３】排気管に生じる圧力の脈動を示すグラフである。
【図４】排気圧力の最高圧力と最低圧力とを示すグラフである。
【図５】本発明の実施の形態１の冷却装置の詳細を示す図である。
【図６】本発明の実施の形態１の冷却装置の効果を示すグラフである。
【図７】本発明の実施の形態２の冷却装置を備えたターボ過給機付き内燃機関を示す図である。
【図８】本発明の実施の形態２の冷却装置の詳細を示す図である。
【図９】排気管に生じる圧力の脈動と冷却装置内の気柱の共振とを並べて示す図である。
【図１０】拡張管の長さと排気ガス温度と冷却装置内部のガスの共振周波数との関係を示す図である。
【図１１】拡張管の長さと冷却効果との関係を示す図である。
【図１２】本発明の実施の形態３の冷却装置を備えたターボ過給機付き内燃機関を示す図である。
【図１３】本発明の実施の形態４の冷却装置を備えたターボ過給機付き内燃機関を示す図である。
【図１４】本発明の実施の形態５の冷却装置を備えたターボ過給機付き内燃機関を示す図である。
【図１５】本発明の実施の形態６の冷却装置を備えたターボ過給機付き内燃機関を示す図である。
【図１６】本発明の実施の形態７の冷却装置を備えた自然吸気内燃機関を示す図である。
【図１７】本発明のその他の実施の形態を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００１４】  以下、図面を参照して本発明の実施の形態について説明する。ただし、以下に示す実施の形態において各要素の個数、数量、量、範囲等の数に言及した場合、特に明示した場合や原理的に明らかにその数に特定される場合を除いて、その言及した数にこの発明が限定されるものではない。また、以下に示す実施の形態において説明する構成は、特に明示した場合や明らかに原理的にそれに特定される場合を除いて、この発明に必ずしも必須のものではない。なお、各図面において、同一又は類似の部分には同一又は類似の符号を付している。
【００１５】実施の形態１．  図１は、本発明の実施の形態１の冷却装置１０１を備えたターボ過給機付き内燃機関２を示す図である。この内燃機関２は４ストローク１サイクルエンジンであり、また、４つの気筒が直列に設けられた直列４気筒エンジンである。ただし、内燃機関２は、火花点火式エンジンとして構成されていてもよいし、圧縮自着火式エンジンとして構成されていてもよい。
【００１６】  内燃機関２のシリンダヘッド４には、燃焼室６に通じる吸気ポート８と排気ポート１０が形成されている。燃焼室６と吸気ポート８との間には吸気バルブ１２が設けられ、燃焼室６と排気ポート１０との間には排気バルブ１４が設けられている。吸気ポート８には吸気管１６が接続され、排気ポート１０には排気管２４が接続されている。吸気ポート８と吸気管１６とを合わせて吸気通路が形成され、排気ポート１０と排気管２４とを合わせて排気通路が形成されている。吸気管１６にはターボ過給機３０のコンプレッサ３２が取り付けられ、排気管２４にはターボ過給機３０のタービン３４が取り付けられている。吸気管１６におけるコンプレッサ３２の下流にはインタークーラ２０が設けられ、インタークーラ２０の下流にはスロットルバルブ１８が設けられている。排気管２４においてタービン３４の下流には排気ガスを浄化するための触媒２６が設けられている。なお、内燃機関２は、燃料噴射装置や可変バルブタイミング機構や点火装置などのアクチュエータや種々のセンサを備えるが、図１ではそれらは省略されている。
【００１７】  実施の形態１の冷却装置１０１は、排気管２４におけるタービン３４の上流に取り付けられている。冷却装置１０１は水冷式のクーラコア（以下、水冷クーラ）１２０を備える。図２は、排気管２４における冷却装置１０１の取り付け位置を詳しく示す図である。排気管２４は、シリンダヘッド４に取り付けられ、各気筒＃１、＃２、＃３、＃４の排気ポートに接続される排気マニホールドを含む。排気マニホールドの４つの枝管が合流する合流部に孔４０が開けられ、この孔４０に冷却装置１０１が取り付けられる。
【００１８】  図３は、孔４０の位置に作用する排気管圧力のクランク角度による変化を示すグラフである。なお、グラフに示す排気管圧力は絶対圧である。グラフには、様々な吸気管圧力（スロットルバルブの下流における圧力）のもとでの排気管圧力の変化が線種を変えて描かれている。このグラフに示すように、排気管圧力は上昇と減少を周期的に繰り返す。内燃機関２は直列４気筒エンジンであるので、排気管圧力の脈動の周期は１８０度である。排気管圧力が最低圧力から最高圧力に変化するときに、孔４０から冷却装置１０１に排気ガスが流入し、排気管圧力が最高圧力から最低圧力に変化するときに、冷却装置１０１から孔４０に排気ガスが排出される。このときの排気ガスの１サイクルあたりの流入量及び排出量は、排気管圧力の脈動の振幅が大きいほど大きくなる。排気管圧力の最低圧力と最高圧力は、いずれも吸気管圧力が高いほど高くなり、また、脈動の振幅も吸気管圧力が高いほど高くなる。よって、吸気管圧力が最高のとき、排気ガスの１サイクルあたりの流入量及び排出量は最大となり、吸気管圧力が低くなるにつれて流入量及び排出量は減少する。
【００１９】  図４は、吸気管圧力が最高のときに孔４０の位置に作用する排気管圧力のクランク角度による変化を示すグラフである。吸気管圧力は空気の流量に比例するので、このグラフは最大負荷のとき、つまり、内燃機関２が最大トルクを出力しているときの排気管圧力の変化を示していることになる。なお、内燃機関２が出力するトルクの大きさは内燃機関２の回転数にも依存するが、本明細書における最大トルクとは、全ての回転数における最大トルクを意味するものとする。ここで、グラフに示すように、最大トルクにおける排気管圧力の最高圧力を“Ｂ”と定義し、最大トルクにおける排気管圧力の最低圧力を“Ｃ”と定義する。ただし、ＢとＣの値はオンボードで取得するものではなく、予め試験において得られた値である。本発明においては、Ｂに対するＣの比を“Ａ”と定義する。図３のグラフから分かるように、排気管圧力の最高圧力に対する最低圧力の比は、吸気管圧力が低い時には１に近く、吸気管圧力が高くなるほど小さくなる。よって、上記のように定義されるＡは、排気管圧力の最高圧力に対する最低圧力の比の最小値である。実施の形態１の冷却装置１０１は、このＡの値に基づいて設計されている。
【００２０】  図５は、実施の形態１の冷却装置１０１の詳細を示す図である。冷却装置１０１は、水冷クーラ１２０を備える容器１１２と、孔４０において排気管２４から分岐して容器１１２を排気管２４に接続する接続管１１０とを備える。水冷クーラ１２０は、容器１１２内の排気ガスを冷却水との熱交換によって冷却する熱交換器である。水冷クーラ１２０の構造には限定はなく、例えば、ＥＧＲクーラに用いられている構造を用いることもできる。容器１１２には、水冷クーラ１２０に冷却水を供給する給水管と、水冷クーラ１２０から冷却水を排出する排水管とが接続されているが、これらの図示は省略されている。また、図５では水冷クーラ１２０により冷却される冷却空間と容器１１２との間に余裕空間が設けられているが、この余裕空間はなくてもよい。
【００２１】  図５に示す構成によれば、排気管２４を流れる排気ガスは、排気管２４の圧力の脈動によって接続管１１０に押し込まれ、さらに、容器１１２の中に押し込まれる。このとき、排気ガスが水冷クーラ１２０により冷却される冷却空間まで到達するかどうかは、排気管圧力の脈動の大きさと、冷却装置１０１の構造との関係に依存する。ここで、接続管１１０の分岐点である孔４０の位置から水冷クーラ１２０の前端面１２２までの容積を“Ｖ１”、水冷クーラ１２０の前端面１２２より奥側の容器１１２の容積を“Ｖ２”と定義する。ただし、Ｖ２には水冷クーラ１２０内の排気ガスが流通する空間の容積（有効冷却容積）は含まれているが、水冷クーラ１２０の冷却水が流れている部分の容積は含まれていない。ここで定義したＶ１及びＶ２と先に定義したＡを用いると、排気ガスが水冷クーラ１２０に到達する条件は次の関係式（１）によって表される。  Ｖ１／（Ｖ１＋Ｖ２）＜１−Ａ  ・・・式（１）
【００２２】  式（１）は、内燃機関２が最大トルクを出力しているときにおいて、排気ガスが水冷クーラ１２０に到達できる条件である。右辺の値に対して左辺の値が小さいほど、排気ガスは水冷クーラ１２０の奥深くまで到達できるようになる。右辺の値は内燃機関２のスペックにより決まり、左辺の値は冷却装置１０１の構造によって決まる。冷却装置１０１は、式（１）の関係が満たされるように構成されている。
【００２３】  図６は、冷却装置１０１を上記のように構成したことによる効果を示すグラフである。グラフの横軸は内燃機関２のトルクで、縦軸はタービン３４の出口温度である。グラフにおいてクーラ有と表記される温度は、冷却装置１０１を備える場合の温度である。一方、クーラ無と表記される温度は、冷却装置１０１を備えない場合の温度である。このグラフから分かるように、冷却装置１０１を備えたことによるタービン出口温度の低下量は、低負荷域ではほとんどゼロであるが、負荷が高くなるにつれて大きくなる。これは次の作用による。まず、排気管圧力の脈動が小さい低負荷域では、排気ガスが水冷クーラ１２０に到達しないか、到達したとしても水冷クーラ１２０の奥までは入っていかない。しかし、負荷が高くなって排気管圧力の脈動が大きくなると、排気ガスは水冷クーラ１２０の奥まで入っていくようになる。そして、水冷クーラ１２０内での排気ガスの到達距離が長くなるほど、水冷クーラ１２０により冷却されることによる排気ガスの温度低下は大きくなる。この結果、グラフに示すような負荷に応じた冷却効果が得られるようになる。
【００２４】  以上述べたように、実施の形態１の冷却装置１０１には、内燃機関２の負荷が高くなると冷却能力が自動的に増加する自己調整機能が備えられる。これにより、高負荷運転時には、排気ガス温度を低減させて排気系部品の保護を図ることができる。そして、低負荷運転時には、排気ガス温度を不要に低下させることがないので、ターボ過給機３０の加速レスポンスの悪化や始動時における触媒２６の活性化の遅れを防ぐことができる。
【００２５】実施の形態２．  図７は、本発明の実施の形態２の冷却装置１０２を備えたターボ過給機付き内燃機関２を示す図である。実施の形態２の冷却装置１０２は、実施の形態１の冷却装置１０１に拡張管１３０を追加することによって構成されている。
【００２６】  図８は、実施の形態２の冷却装置１０２の詳細を示す図である。実施の形態２の冷却装置１０２は、接続管１１０、容器１１２及び拡張管１３０を備える。拡張管１３０は、容器１１２の接続管１１０が接続される側とは反対側に取り付けられている。拡張管１３０の先端（すなわち、容器１１２に取り付けられる側とは反対側の端部）１３２は閉じている。実施の形態２では、容器１１２と拡張管１３０とからなる１つの構造体が本発明における「容器」に相当する。なお、図示はしないが、接続管１１０や拡張管１３０にバルブを設けて、これらへの排気ガスの流入やこれらからの排気ガスの排出を制限してもよい。
【００２７】  容器１１２に拡張管１３０が設けられたことで、孔４０から見た水冷クーラ１２０の後方の余裕空間の容積は拡大している。水冷クーラ１２０の後方の余裕空間が大きければ、その分、排気ガスは水冷クーラ１２０の奥部まで到達しやすくなる。排気ガスが水冷クーラ１２０の奥深くまで到達するほど、水冷クーラ１２０内のガスの入れ替え効率が高まり、水冷クーラ１２０による排気ガスの冷却効果は高くなる。ここで、水冷クーラ１２０の有効冷却容積（水冷クーラ１２０内の排気ガスが流通する空間の容積）を“Ｖ３”、水冷クーラ１２０の後端面１２４から拡張管１３０の先端１３２までの余裕空間の容積を“Ｖ４”と定義する。Ｖ３とＶ４との合計が先に定義したＶ２に相当する。ここで定義したＶ３及びＶ４と先に定義したＡ及びＶ１を用いると、排気ガスが水冷クーラ１２０の後方の余裕空間に到達する条件は次の関係式（２）によって表される。  （Ｖ１＋Ｖ３）／（Ｖ１＋Ｖ３＋Ｖ４）＜１−Ａ  ・・・式（２）
【００２８】  式（２）は、内燃機関２が最大トルクを出力しているときにおいて、排気ガスが水冷クーラ１２０の後方の余裕空間に到達できる条件である。右辺の値に対して左辺の値が小さいほど、排気ガスは余裕空間の奥まで、すなわち、拡張管１３０の先端１３２の近くまで到達できるようになる。右辺の値は内燃機関２のスペックにより決まり、左辺の値は冷却装置１０２の構造によって決まる。冷却装置１０２は、式（２）の関係が満たされるように構成されている。
【００２９】  ところで、冷却装置１０２のような管状（或いは袋状）の構造物では、その形状と温度とにより決まる共振周波数（固有振動数）で内部のガスが振動する。図９は、排気管２４に生じる圧力の脈動と冷却装置１０２内の気柱の共振とを並べて示す図である。図９の下段のグラフはタービン入口圧力（排気管圧力）のクランク角度による変化を示している。グラフに描かれている排気管圧力の脈動の周波数は、４サイクル１ストロークエンジンでは、“周波数＝出力回転数×気筒数／２”で計算することができる。例えば、出力回転数が３４００ｒｐｍであるなら、内燃機関２は直列４気筒エンジンであるので、周波数は約１１３Ｈｚと算出される。
【００３０】  図９の上段には、共振周波数が排気管圧力の脈動の周波数に一致する場合と、共振周波数が排気管圧力の脈動の周波数より大きい場合と、共振周波数が排気管圧力の脈動の周波数より小さい場合のそれぞれについて、冷却装置１０２内の気柱の共振による圧力の波形を示している。共振周波数が排気管圧力の脈動の周波数に一致する場合、つまり、排気脈動の１周期が振動する気柱の１波長に一致する場合（ケース１）、排気脈動の山と共振の山とが一致し、排気脈動の谷と共振の谷とが一致する。よって、この場合、排気ガスの冷却装置１０２への流入と排気ガスの冷却装置１０２からの排出とが最も効率的に繰り返されることになる。
【００３１】  しかし、共振周波数が排気管圧力の脈動の周波数より小さい場合、つまり、排気脈動の１周期が振動する気柱の１波長よりも短い場合（ケース２）は、排気脈動の山と共振の山とが一致したとしても、共振の谷は排気脈動の谷に対して遅角側にずれることになる。ケース２のように共振の谷が排気脈動の山に重なってしまった場合には、冷却装置１０２内から排気管２４に排気ガスが排出され難くなる。よって、冷却装置１０２内からの排気ガスの排出が行われるためには、排気脈動の山が到来するまでに共振の谷が到来している必要がある。このためには、共振周波数は、排気管圧力の脈動の周波数の１／２倍よりも大きい必要がある。
【００３２】  また、共振周波数が排気管圧力の脈動の周波数より大きい場合、つまり、排気脈動の１周期が振動する気柱の１波長よりも長い場合（ケース３）は、排気脈動の山と共振の山とが一致したとしても、共振の谷は排気脈動の谷に対して進角側にずれることになる。ケース３のように共振の谷が排気脈動の山に重なってしまった場合にも、冷却装置１０２内から排気管２４に排気ガスが排出され難くなる。よって、冷却装置１０２内からの排気ガスの排出が行われるためには、排気脈動の山が到来後に共振の谷が到来する必要がある。このためには、共振周波数は、排気管圧力の脈動の周波数の３／２倍よりも小さい必要がある。
【００３３】  以上のように、冷却装置１０２の内部のガスの共振周波数は、内燃機関２が最大トルクを出力するときの排気管圧力の脈動の周波数の０．５倍より大きく１．５倍より小さいことが望ましい。このことは、実施の形態１の冷却装置１０１にもあてはまることである。共振周波数に関する上記条件が満たされるように、接続管１１０と容器１１２の形状が調整されていることが望ましい。一方、冷却装置１０２が有する構造によれば、拡張管１３０の長さによって内部のガスの共振周波数を調整することができる。図１０は、拡張管１３０の長さと排気ガスの温度と冷却装置１０２の内部のガスの共振周波数との関係を示すグラフである。冷却装置１０２の内部の排気ガスの温度は、水冷クーラ１２０による冷却によって１００℃ぐらいまで冷やされている。よって、排気ガスの温度が１００℃であるとして、共振周波数が排気管圧力の脈動の周波数の０．５倍から１．５倍までの範囲に入るように拡張管１３０の長さを決定すればよい。拡張管１３０の長さは、式（２）の関係が満たされると同時に、共振周波数が上記の望ましい範囲になるように、より好ましくは、共振周波数を可能な限り排気管圧力の脈動の周波数に一致させるように調整される。
【００３４】  図１１は、拡張管１３０の長さと冷却効果との関係を示すグラフである。このグラフに示す例では、冷却装置１０２の冷却効果、すなわち、冷却装置１０２による排気ガスの温度の低下量は、拡張管１３０の長さが８３０ｍｍ程度のときに最大となり、それよりも長くても、また、それよりも短くても、冷却装置１０２の冷却効果は低下している。よって、このグラフに示す例では、８３０ｍｍが拡張管１３０の最も望ましい長さであることが分かる。８３０ｍｍという長さは、式（２）の関係を満たすと同時に、共振周波数が排気管圧力の脈動の周波数の０．５倍から１．５倍までの範囲に入る長さである。
【００３５】  以上述べたように、実施の形態２の冷却装置１０２によれば、内燃機関２の負荷が高くなると冷却能力が自動的に増加する自己調整機能が備えられるだけでなく、水冷クーラ１２０の冷却能力をより有効に活用することができる。
【００３６】実施の形態３．  図１２は、本発明の実施の形態３の冷却装置１０３を備えたターボ過給機付き内燃機関２を示す図である。実施の形態３の冷却装置１０３は、実施の形態２の冷却装置１０２が備える筒状の拡張管１３０に代えて、絞りのある拡張容器１４０を備える。実施の形態２では、容器１１２と拡張容器１４０とからなる１つの構造体が本発明における「容器」に相当する。この拡張容器１４０のように壺状であれば、水冷クーラ１２０の後ろの余裕空間の容積、すなわち、式（２）におけるＶ４を大きくとることができる。なお、絞りのある拡張容器１４０を備える構成の場合、冷却装置１０３の内部のガスの共振周波数は拡張容器１４０の容積と絞り径により調整することができる。よって、実施の形態３の冷却装置１０３では、共振周波数が排気管圧力の脈動の周波数の０．５倍から１．５倍までの範囲に入るように拡張容器１４０の容積と絞り径が調整される。
【００３７】実施の形態４．  図１３は、本発明の実施の形態４の冷却装置１０４を備えたターボ過給機付き内燃機関２を示す図である。実施の形態４の冷却装置１０４は、実施の形態３の冷却装置１０３と同じ構造を有している。しかし、実施の形態３の冷却装置１０３が排気管（より詳しくは、排気マニホールドの集合部）に接続されるのに対し、実施の形態４の冷却装置１０４は気筒ごとに備えられ、各気筒の排気ポート１０に接続される。より詳しくは、排気ポート１０から分岐する通路がシリンダヘッド４に形成され、その通路に冷却装置１０４が取り付けられる。このため、冷却装置１０４には、１つの気筒から排出される排気ガスの圧力の脈動のみが作用する。圧力脈動の周期は１サイクル、すなわち、７２０度である。実施の形態４の冷却装置１０４では、この７２０度周期の圧力脈動に対し、冷却装置１０４の内部のガスの共振周波数が圧力脈動の周波数の０．５倍から１．５倍までの範囲に入るように拡張容器１４０の容積と絞り径が調整される。実施の形態４の冷却装置１０４によれば、排気ポート１０内の排気ガスの温度を低下させて、熱的に厳しい環境下にある排気バルブ１４を冷却することができる。
【００３８】実施の形態５．  図１４は、本発明の実施の形態５の冷却装置１０５を備えたターボ過給機付き内燃機関２を示す図である。実施の形態５の冷却装置１０５は、実施の形態３の冷却装置１０３と同じ構造を有している。しかし、実施の形態５の冷却装置１０５は、タービン３４をバイパスするバイパス通路３６においてウエストゲートバルブ３８の上流に取り付けられている。実施の形態５の冷却装置１０５は、特に、ウエストゲートバルブ３８の冷却のために設けられている。冷却装置１０５が取り付けられるバイパス通路３６は、上流の排気管２４と同じ圧力脈動が生じるものの、排気ガスの流量は少ない。このため、実施の形態５の冷却装置１０５によれば、バイパス通路３６を流れる排気ガスに対して高い冷却効果を得ることができる。
【００３９】実施の形態６．  図１５は、本発明の実施の形態６の冷却装置１０６を備えたターボ過給機付き内燃機関２を示す図である。実施の形態６の冷却装置１０６は、その全体がシリンダヘッド４に内蔵されている。詳しくは、排気ポート１０から分岐する通路がシリンダヘッド４に形成され、その通路に水冷クーラ１２０が収容される。実施の形態６においても、冷却装置１０６は少なくとも式（１）の関係を満たすように構成されている。また、実施の形態２−５のように、水冷クーラ１２０の後方に余裕空間を設けてもよい。実施の形態６の冷却装置１０６は、実施の形態４の冷却装置１０４と同じく、排気バルブ１４を効果的に冷却することができる。
【００４０】実施の形態７．  図１６は、本発明の実施の形態７の冷却装置１０７を備えた自然吸気型内燃機関２０２を示す図である。実施の形態７の冷却装置１０７の取り付け位置は、排気管２４における触媒２６の上流、より詳しくは排気マニホールドの集合部から触媒２６までの区間である。冷却装置１０７が有する冷却能力の自己調整機能は、自然吸気型内燃機関２０２に対しても有効である。なお、図１６では、冷却装置１０７は、実施の形態３の冷却装置１０３と同じ構造を有しているが、実施の形態１の冷却装置１０１や実施の形態２の冷却装置１０２と同じ構造を採ることもできる。また、実施の形態４や６のように、気筒ごとに排気ポートに冷却装置１０７を取り付けることもできる。
【００４１】その他の実施の形態．  図１７は、実施の形態３の冷却装置１０３の変形例を示す図である。この変形例では、拡張管１３０から分岐する分岐管１３６が設けられている。分岐管１３６の先端は閉じている。この例のように、水冷クーラ１２０の後ろの余裕空間は複雑な形状であってもよい。また、専用の冷却装置を設けるのではなく、ＥＧＲ装置のＥＧＲクーラを冷却装置として兼用することもできる。ＥＧＲバルブを閉じることにより、ＥＧＲ管を実施の形態３の拡張管のように機能させることができる。
【００４２】  冷却機構において用いる冷却媒体は冷却水には限定されない。空気を冷却媒体とする熱交換器をクーラコアとして用いることもできる。また、冷却方法としては、ファンでおこした風により容器の外部から強制冷却するものでもよいし、放熱器による熱の拡散によって自然冷却するものでもよい。なお、冷却装置の内部では、排気ガスが冷却されることに伴い凝縮水が発生する場合がある。よって、実施の形態１−７では図示を省略しているが、冷却装置には、凝縮水を外部に排出する排水設備（例えば、排水管及びバルブ）を設けておくことが望ましい。例えば、実施の形態１の冷却装置１０１であれば、容器１１２の底に排水設備を取り付けることができる。実施の形態２の冷却装置１０２であれば、拡張管１３０の先端１３２に排水設備を取り付けることができる。また、実施の形態３の冷却装置１０３であれば、拡張容器１４０の底に排水設備を取り付けることができる。
【００４３】  本発明に係る冷却装置は、直列エンジンだけでなく、Ｖ型エンジンや水平対向エンジン等の他の多気筒エンジにも適用できる。また、本発明に係る冷却装置は、不等間隔爆発を行うエンジンや単気筒エンジンにも適用することができる。また、本発明に係る冷却装置は、２ストローク１サイクルエンジンにも適用することができる。
【符号の説明】
【００４４】２  内燃機関４  シリンダヘッド６  燃焼室１０  排気ポート１４  排気バルブ２４  排気管２６  触媒３４  タービン４０  孔１０１、１０２、１０３、１０４、１０５、１０６、１０７  冷却装置１１０  接続管１１２  容器１２０  水冷クーラ（クーラコア）１３０  拡張管１４０  拡張容器
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【国際調査報告】
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