(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
冷却水が通過する複数の冷却管２７と冷却フィン２８とを内蔵し、前記冷却管２７と冷却フィン２８の間の冷却用の微細空間に、過給機から供給される加圧空気を通過させることにより、該加圧給気を冷却する空気冷却器において、
上記冷却用の微細空間を流れる加圧空気の圧力損失を低減させるように、過給機に接続された空気流入口２１の入口面積を、空気排出口２２の出口面積よりも大きく設定すると共に、前記空気流入口２１から空気排出口２２まで、空気流通面積が徐々に小さくなるように形成していることを特徴とする過給機付内燃機関の空気冷却器。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、過給機から加圧された空気が供給される空気冷却器の構造に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
図７は、従来の過給機付内燃機関の空気冷却器２００の縦断平面図である。空気冷却器２００は、多数のフィン９１を複数の冷却管９０が貫通して冷却管９０とフィン９１の間で冷却空間を形成している。冷却管９０の左端側には仕切８９で仕切られた室９８と室９９とが形成されており、室９８には冷却水供給管９２が接続されており、室９９には排水管９４が接続されている。冷却水供給管９２から供給される冷却水は室９８に連通する冷却管９０を通って室９３（冷却管９０の右端側に形成された室）へ達し、さらに室９３から室９９と連通する冷却管９０を通って昇温した冷却水が室９９を経て排水管９４から排水されるようになっている。
【０００３】
入口９５から空気冷却器２００内に入った高温の加圧空気は、フィン９１と冷却管９０とで形成された微細な空間を通る際に冷却され、室９７を経て出口９６から機関へと向かう。ところで、空気は入口９５から入って出口９６から出て行くまでの間に冷却されるが、フィン９１や冷却管９０等が抵抗となり、圧力損失が生じる。また、冷却された空気は体積が減少し、入口９５と出口９６とで圧力差が生じてしまい、機関の高出力化に伴う空気の供給量を確保するのが困難であった。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
そこで本発明では、空気の入口と出口とで圧力差を減少させることができる空気冷却器を提供することを課題としている。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
上記課題を解決するため請求項１記載の発明では、冷却水が通過する複数の冷却管２７と冷却フィン２８とを内蔵し、前記冷却管２７と冷却フィン２８の間の冷却用の微細空間に、過給機から供給される加圧空気を通過させることにより、該加圧給気を冷却する空気冷却器において、上記冷却用の微細空間を流れる加圧空気の圧力損失を低減させるように、過給機に接続された空気流入口２１の入口面積を、空気排出口２２の出口面積よりも大きく設定すると共に、前記空気流入口２１から空気排出口２２まで、空気流通面積が徐々に小さくなるように形成している。
【０００６】
【発明の実施の形態】
（請求項１の発明の実施例）
図１は、請求項１の発明による空気冷却器１００の縦断平面図である。また、図２は図１のII−II断面図である。さらに図５は空気冷却器１００を備えた内燃機関の空気の流通経路図である。
【０００７】
図５に示すように吸入空気がコンプレッサ５０（過給機）で加圧され、加圧された空気が空気冷却器１００に供給され、空気冷却器１００で冷却された空気は機関６０へ供給されて燃焼に寄与し、機関６０から排出空気（排気ガス）が排出される。この排気ガスによりタービン７０が駆動され、コンプレッサ５０で吸入された空気が圧縮されるようになっている。
【０００８】
図１に示すように空気冷却器１００は、多数のフィン２８が空気の流れ方向と平行に配置され、このフィン２８を複数の冷却管２７が貫通している。冷却管２７の両端は側板１８，１９を介して空気通路壁２９に固定されている。
【０００９】
空気通路壁２９には図１で見て左側にハウジング２３が固着されており、右側にはハウジング２４が固着されている。側板１８とハウジング２３の間には室３０が形成されており、また、側板１９とハウジング２４の間には室３１が形成されている。
【００１０】
さらにハウジング２３には冷却水供給管２５が接続されており、ハウジング２４には排水管２６が接続されている。冷却水供給管２５から室３０に低温（例えば３０℃程度）の冷却水が供給され、冷却水は冷却管２７を通って室３１に至り、昇温した冷却水が室３１から排水管２６を経て外部へ排出される。
【００１１】
空気冷却器１００の空気流入口２１には過給機（コンプレッサ５０）から高温（例えば２００℃〜２５０℃）の加圧空気が供給され、加圧空気は冷却管２７とフィン２８の間の微細空間内に流入して５０℃程度に冷却され空気排出口２２から機関６０（図５）へ流出する。
【００１２】
ところで、図２に示す空気流入口２１の流路幅ｘ１（入口面積）と空気流出口２２の流路幅ｙ１（出口面積）は、空気流入口２１の流路幅ｘ１の方が大きくなるように設定されており、空気流入口２１と空気排出口２２とは流路幅が徐々に狭くなるように円滑に連結されている。
【００１３】
高温の加圧空気は、冷却されるにつれて体積が小さくなり、加えてフィン２８や冷却管２７等が抵抗として作用し、空気排出口２２に近づくにつれて減圧される。流路幅ｘ１及びｙ１はこの減圧を考慮し、空気流入口２１における高温の加圧空気の空気圧と空気排出口２２における低温の空気の空気圧との圧力差が極力小さくなるように機関６０（図５）の運転形態及び運転環境に応じて任意に設定する。
【００１４】
また、過給機（コンプレッサ５０）の圧縮率が向上するほど加圧空気の温度は上昇するので、流路幅ｙ１（出口面積）に対して流路幅ｘ１（入口面積）を大きくする。小型機関で高出力が要求される機関ほどその差を大きく設定するのが好ましい。
【００１５】
（参考例）
図３は、参考例を示す空気冷却器１１０の縦断平面図である。空気冷却器１１０は、複数の冷却管１４が多数のフィン１５を貫通しており、冷却管１４の両端は銅製のプレート部材１７，３２を介して空気通路壁１６に固着されている。
【００１６】
プレート部材３２，１７の外側にはハウジング５及び６が設けられ、それぞれ空気通路壁１６に固着されている。プレート部材３２とハウジング５の間には室１１が形成されている。ハウジング６には仕切３が設けてあり、この仕切３はプレート部材１７に当接しており、プレート部材１７とハウジング６の間には室９と室１０とが形成されている。
【００１７】
また、空気通路壁１６の右端にはハウジング４が固着されている。冷却管１４とフィン１５とで形成された多数の微細空間の右方にはハウジング４で囲われた室１２が形成されている。
【００１８】
空気通路壁１６で囲われた空気流路は仕切１３で仕切られており、図３で見て仕切１３より上側の左端には、図５に示すコンプレッサ５０（過給機）から加圧空気が供給される空気流入口１が形成されている。また、図３で見て仕切１３より下側の左端には機関６０に連通する空気排出口２が形成されている。
【００１９】
空気流入口１から流入した高温の加圧空気は、仕切１３より上側の冷却管１４とフィン１５とで形成された微細空間を通過して室１２内に入り、室１２から仕切１３より下側の冷却管１４とフィン１５とで形成された微細空間を通過して空気排出口２から機関６０（図５）へ冷却された空気が流れる。
【００２０】
ハウジング６には室９と連通する冷却水供給管７が接続されており、また、室１０と連通する排水管８が接続されている。冷却水供給管７から室９内に低温（例えば３０℃）の冷却水が供給され、冷却水は室９と連通する冷却管１４を通って室１１内へ流入し、さらに室１１から室１０と連通する冷却管１４を通って室１０に至り、排水管８からは昇温した冷却水が排出されるようになっている。
【００２１】
以下に記す流路幅ｘ２，ｙ２は、図２の流路幅ｘ１，ｙ１とは示す向きが異なっている（図１にはｘ１，ｙ１を示すことができず、ｘ１，ｙ１は図１の断面図である図２に示される。）が、ここでは同じ用語の「流路幅」を用いている。後述の流路幅ｘ３，ｙ３も同じである。
【００２２】
図３に示すように、空気流入口１の流路幅ｘ２と空気排出口２の流路幅ｙ２は一致しておらず、空気流入口１の流路幅ｘ２の方が大きくなるように設定されている。空気流入口１から空気冷却器１１０内に流入する高温の加圧空気と、空気排出口２から排出される低温の空気の圧力差が小さくなるように、面積比に換算して空気流入口１の面積は、例えば空気排出口２の面積の１．３倍に設定されている。
【００２３】
この面積比は、内燃機関の運転の仕方や運転環境により適正値が異なるため、異なる型式の内燃機関の場合はもちろんのこと、同じ型式の内燃機関同士であっても適正な面積比は異なる。事前に諸条件を調査することにより適正な面積比を設定するのが好ましい。
【００２４】
図４は、別の参考例を示す空気冷却器１２０の縦断平面図である。基本的な構造は図３の空気冷却器１１０と同じであるが、空気冷却器１１０では空気の進行方向が途中で（室１２において）１回変更するが、空気冷却器１２０では途中で（室４８，４９において）２回変更する。その他の空気冷却器１２０の構成は、基本的に空気冷却器１１０の構成と同じである。
【００２５】
冷却水が冷却水供給管４０から室５２内に供給され、室５２内の低温の冷却水は室５２と連通している冷却管４３内を通過して室５３内に流入する。室５３内の冷却水は、室５４と連通している冷却管４３を介して室５４内へ流れ、昇温した冷却水が排水管５１から外部へと排水される。
【００２６】
図４において、流路幅ｘ３の空気流入口４１から流入した高温の加圧空気は、冷却管４３とフィン４４の間の微細空間を通って冷却されながら室４８に流入する。室４８には後から加圧空気が送りこまれてくるので、室４８内の多少冷却された空気は、流路幅ｚの範囲内にあるフィン４４と冷却管４３の間の微細空間を通って室４９に到達する。室４９内の空気は、室４８内の空気よりも冷却されている。
【００２７】
また、室４９内の空気は、流路幅ｙ３の範囲内にあるフィン４４と冷却管４３の間の微細空間を通って空気排出口４２を経て機関６０（図５）へ流れる。空気排出口４２における空気は、室４９内の空気よりもさらに冷却されている。
【００２８】
ここで、空気流入口４１における加圧空気の空気圧と室４８，室４９内の空気圧及び空気排出口４２における空気圧が、ほぼ一致するように（理想的には完全に一致するように）流路幅ｘ３，ｚおよびｙ３（つまり流路面積比）が設定される。
【００２９】
空気冷却器１２０では空気冷却器１００（図１）や空気冷却器１１０（図３）と比較して、空気抵抗が大きくなるので、その分を勘案して各流路の面積比を設定するのが好ましい。
【００３０】
以上の空気冷却器１００，１１０及び１２０は、図５に示す過給機（コンプレッサ５０）を備えた内燃機関に設置して使用することができるが、また、図６に示す排気ガスの一部をリサイクルするＥＧＲ式の内燃機関に設置して使用することもできる。図６には図５に加えて排出空気冷却用の空気冷却器が設けてあるが、この空気冷却器についても図１，図３及び図４に示す空気冷却器１００，１１０及び１２０を適用することができる。
【００３１】
【発明の効果】
請求項１の発明によると、圧力損失を低減させるように空気の入口面積と出口面積の比を設定したので、過給機（コンプレッサ５０）の空気圧縮効率を向上させることができ、機関６０の高出力化に良好に対応することができる。
【００３２】
冷却効果を向上させることができるので、機関６０の高出力化に伴い、過給機（コンプレッサ５０）による圧縮率が向上し加圧空気の温度が上昇しても、出口温度を５０℃程度に設定することができる。
【００３４】
新設の内燃機関に限らず、既設の内燃機関に対しても、改造することにより本発明による空気冷却器１００を構成することができ、過給機（コンプレッサ５０）の圧縮効率を向上させ、機関６０の高出力化に対応することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】  本発明による空気冷却器の実施例の縦断平面図である。
【図２】  図１のII−II断面図である。
【図３】  参考例を示す空気冷却器の縦断平面図である。
【図４】  参考例を示す空気冷却器空気冷却器の縦断平面図である。
【図５】  内燃機関の空気の流通経路図である。
【図６】  ＥＧＲを利用する内燃機関の空気の流通経路図である。
【図７】  従来の過給機付内燃機関の空気冷却器の縦断平面図である。
【符号の説明】
１    空気流入口
２    空気排出口
３    仕切
４〜６  ハウジング
７    冷却水供給管
８    排水管
９〜１２  室
１３  仕切
１４  冷却管
１５  フィン
１６  空気通路壁
２１  空気流入口
２２  空気排出口
２３，２４  ハウジング
２５  冷却水供給管
２６  排水管
２７  冷却管
２８  フィン
２９  空気通路壁
３０，３１  室
４０  冷却水供給管
４１  空気流入口
４２  空気排出口
４３  冷却管
４４  フィン
４５  空気通路壁
４６，４７  ハウジング
４８，４９  室
５０  コンプレッサ（過給機）
５１  排水管
５２〜５４  室
５５  仕切
６０  機関
１００  空気冷却器
【図１】
0003920077.tif 000002
【図２】
0003920077.tif 000003
【図３】
0003920077.tif 000004
【図４】
0003920077.tif 000005
【図５】
0003920077.tif 000006
【図６】
0003920077.tif 000007
【図７】
0003920077.tif 000008