"エンジンのシリンダ部へ冷却液を流通させて前記シリンダ部を冷却させるシリンダ経路と、前記シリンダ経路と並列に接続され、前記エンジンのヘッド部へ冷却液を流通させて前記ヘッド部を冷却させるヘッド経路と、を備え、前記シリンダ部から流出した冷却液をラジエータおよび第1熱交換器に分配するとともに、前記ヘッド部から流出した冷却液を前記ラジエータおよび第2熱交換器に分配するよう構成された、エンジン冷却液循環システムにおいて、前記シリンダ部を流通する冷却液の流量と、前記ヘッド部を流通する冷却液の流量を、各々独立して制御可能に構成したことを特徴とするエンジン冷却液循環システム。前記第1熱交換器には、熱交換に要する冷却液の流量が所定値よりも少ない小流量熱交換器を選定し、前記第2熱交換器には、熱交換に要する冷却液の流量が前記所定値よりも多い大流量熱交換器を選定したことを特徴とする請求項1に記載のエンジン冷却液循環システム。前記エンジンには、排気の一部をEGRガスとして吸気側へ還流させるEGRシステムが備えられており、前記第2熱交換器のうちEGRガスを冷却するEGRクーラと、冷却液が設定温度以下である場合には、冷却液がラジエータをバイパスして流通するように制御するサーモスタットと、を備え、前記サーモスタットの前記設定温度を、EGRガス中の水分が凝縮し始める時の温度よりも高い温度、かつ、前記エンジンの暖機が終了した後における前記シリンダ部の目標温度よりも低い温度に設定したことを特徴とする請求項1または2に記載のエンジン冷却液循環システム。ところで、近年のエンジンでは、排気の一部をEGRガスとして吸気側へ還流させるシステムにおいて、EGRクーラによりEGRガスを冷却して還流させる技術が普及している。具体的には、排気管から吸気管へEGRガスを還流させるEGR配管に、EGRガスを冷却液と熱交換させる熱交換器EGRクーラを配置する。そして、エンジン冷却液をEGRクーラへ分配させることが一般的であり、その場合には、EGRクーラに要求される流量で冷却液を分配させることが望ましい。EGRクーラ以外にも、冷却液を分配させる種々の熱交換器が知られている。例えば、EGRガスの流量を調整するEGR弁に設けられた冷却液流通経路熱交換器や、吸気量を調整するスロットルバルブに設けられた冷却液流通経路熱交換器、潤滑油を加熱するオイルウォーマ熱交換器、空調風を加熱するヒータコア熱交換器等が挙げられる。これらの熱交換器を備える場合についても、各々の熱交換器に要求される流量で冷却液を分配させることが望ましい。しかしながら、上記従来の循環システムでは、ヘッド経路の流量ヘッド流量を制御する手段を備えておらず、シリンダ経路の流量シリンダ流量を制御弁で絞った分だけヘッド流量が増大する。つまり、シリンダ流量については調整可能であるものの、ヘッド流量については調整不可である。そのため、上述した種々の熱交換器がヘッド経路から分配されるものである場合には、要求される流量で冷却液を熱交換器へ分配することができない。また、シリンダ経路から熱交換器へ分配させる場合においても、シリンダ流量を絞って暖機促進を優先させると、要求される流量で冷却液を熱交換器へ分配することができない。本発明は、上記課題を解決するためになされたものであり、その目的は、熱交換器に要求される流量で冷却液を分配することと暖機促進との両立を図った、エンジン冷却液循環システムを提供することにある。以下、上記課題を解決するための手段、及びその作用効果について記載する。請求項1記載の発明では、エンジンのシリンダ部へ冷却液を流通させて前記シリンダ部を冷却させるシリンダ経路と、前記シリンダ経路と並列に接続され、前記エンジンのヘッド部へ冷却液を流通させて前記ヘッド部を冷却させるヘッド経路と、を備え、前記シリンダ部から流出した冷却液をラジエータおよび第1熱交換器に分配するとともに、前記ヘッド部から流出した冷却液を前記ラジエータおよび第2熱交換器に分配するよう構成された、エンジン冷却液循環システムにおいて、前記シリンダ部を流通する冷却液の流量と、前記ヘッド部を流通する冷却液の流量を、各々独立して制御可能に構成したことを特徴とする。上記発明によれば、ヘッド経路の流量ヘッド流量とシリンダ経路の流量シリンダ流量を各々独立して制御できるので、暖機促進を図るべくシリンダ流量を絞ったまま、ヘッド流量を増大できる。つまり、要求される流量で冷却液を第1熱交換器へ分配することと暖機促進の両立を実現できる。また、暖機運転に伴い絞られている時のヘッド流量に近い流量の熱交換器を、第2熱交換器として設置することで、要求流量を分配することと暖機促進との両立を図ることができる。請求項2記載の発明では、前記第1熱交換器には、熱交換に要する冷却液の流量が所定値よりも少ない小流量熱交換器を選定し、前記第2熱交換器には、熱交換に要する冷却液の流量が前記所定値よりも多い大流量熱交換器を選定したことを特徴とする。ここで、暖機運転時には、シリンダ部の温度シリンダ温度をヘッド部の温度ヘッド温度よりも優先して上昇させた方が、フリクションの早期低減を図る上で効果的である。そのため、暖機運転時にはシリンダ流量をヘッド流量よりも少なくすることで、シリンダ温度の上昇を促進させることが効果的である。この点を鑑みた上記発明によれば、暖機運転時に小流量となっているシリンダ経路から、小流量熱交換器に冷却液が分配され、暖機運転時にシリンダ流量よりも大流量となっているヘッド経路から、大流量熱交換器に冷却液が分配される。よって、暖機運転時において、要求流量を分配することと暖機促進との両立を促進できる。請求項3記載の発明では、前記エンジンには、排気の一部をEGRガスとして吸気側へ還流させるEGRシステムが備えられており、前記第2熱交換器のうちEGRガスを冷却するEGRクーラと、冷却液が設定温度以下である場合には、冷却液がラジエータをバイパスして流通するように制御するサーモスタットと、を備え、前記サーモスタットの前記設定温度を、EGRガス中の水分が凝縮し始める時の温度よりも高い温度、かつ、前記エンジンの暖機が終了した後における前記シリンダ部の目標温度よりも低い温度に設定したことを特徴とする。ここで、暖機運転が完了した後においては、シリンダ温度とヘッド温度とでは最適温度が異なる。すなわち、ヘッド温度が低すぎると、EGRクーラと熱交換するEGRガス中の水分が過剰に冷却されて凝縮し、その凝縮水が金属部品を腐食させる等の問題が生じる。一方、ヘッド温度が高すぎると、アクセルペダルを踏み込んで加速する際にエンジンのノッキングが懸念されるようになる。これに対し、シリンダ温度については、前記フリクションを所定値以下にする観点から最適温度が決定される。したがって、暖機完了後のヘッド温度について言えば、フリクションの観点から決定されるシリンダ最適温度例えば90°Cよりもヘッド温度を低くした方が、ノッキングの懸念を解消させる点では効果的である。但し、凝縮水が発生しない程度にヘッド温度を高くする例えば60°C以上ことが望ましい。しかしながら従来では、サーモスタットの設定温度をフリクションの観点から決定することが一般的である。すると、サーモスタットで制御された冷却液温度ヘッド流入温度よりもヘッド温度を上昇させたい場合には、ヘッド流量を絞ることで容易に実現できるものの、ヘッド流入温度よりもヘッド温度を低下させることは困難である。これらの点を鑑みた上記発明では、サーモスタットの設定温度を、シリンダ部の目標温度シリンダ最適温度よりも低く、かつ凝縮開始温度よりも高い温度に設定する。そのため、暖機運転が完了した後において、ヘッド温度を最適値にすることを容易に実現できる。また、上記発明によれば、サーモスタットで制御された冷却液温度シリンダ流入温度がシリンダ温度の最適値よりも低くなる機会が多くなるが、その場合にはシリンダ流量を絞ることでシリンダ温度を容易に上昇させることができるので、シリンダ温度を最適値目標値にすることを容易に実現できる。以下、本発明を具体化した各実施形態を図面に基づいて説明する。なお、以下の各実施形態相互において、互いに同一もしくは均等である部分には、図中、同一符号を付しており、同一符号の部分についてはその説明を援用する。第1実施形態図1は、本実施形態にかかるエンジン冷却液循環システムを示す図である。循環ポンプ10から吐出される冷却液は、エンジン20に設けられたウォータジャケットのうち、エンジン20のシリンダ部21およびヘッド部22を流通する。シリンダ部21へ冷却液を流通させるウォータジャケットはシリンダ経路21aに相当し、ヘッド部22へ冷却液を流通させるウォータジャケットはヘッド経路22aに相当する。これらのシリンダ経路21aおよびヘッド経路22aは並列に接続されている。シリンダ経路21aおよびヘッド経路22aから流出した冷却液は、後に詳述する制御弁ユニット30を通じてラジエータ40へ流入し、ラジエータ40で外気と熱交換することにより冷却された後、循環ポンプ10に戻る。要するに、循環ポンプ10→シリンダ部21およびヘッド部22→制御弁ユニット30→ラジエータ40→循環ポンプ10の順に流れて循環する。ラジエータ40の下流には、設定温度例えば80°C以上で開弁するサーモスタット41が設けられている。そのため、エンジン20の暖機運転時にはサーモスタット41が閉弁し、ラジエータ40をバイパスするバイパス経路42を冷却液は循環する。これにより、冷却液の温度上昇が促進されるので、シリンダ部21およびヘッド部22の温度上昇が促進され、暖機運転の早期完了が図られる。図1のエンジン20は、排気の一部をEGRガスとして吸気側へ還流させるEGRシステムを有している。このEGRシステムは、EGRガスを冷却液と熱交換させて冷却するEGRクーラ51、およびEGRガスの流量を調整するEGRバルブ52が備えられている。EGRバルブ52には冷却液を流通させるジャケット53が設けられており、このジャケット53を流通する冷却液と熱交換してEGRバルブ52は冷却される。また、吸気量を調整するスロットルバルブ54には冷却液を流通させるジャケット55が設けられており、このジャケット55を流通する冷却液と熱交換してスロットルバルブ54は冷却される。さらに、循環ポンプ10により循環する冷却液は、車室内へ送風される空調風と熱交換して加熱するヒータコア56熱交換器や、エンジン20のシリンダおよびピストンの潤滑油、もしくはトランスミッションの潤滑油を加熱するオイルウォーマ57熱交換器の熱交換媒体としても利用されている。制御弁ユニット30は、シリンダ経路21aの流量シリンダ流量Vsを制御する制御弁31,32と、ヘッド経路22aの流量ヘッド流量Vhを制御する制御弁33,34と、を備える。これらの制御弁31~34の開閉作動は、電子制御装置ECU60により制御される。シリンダ経路21aの出口部分の冷却液の温度シリンダ温度は、シリンダ温度センサ21bにより検出され、ヘッド経路22aの出口部分の冷却液の温度ヘッド温度は、ヘッド温度センサ22bにより検出される。ECU60は、これら温度センサ21b,22bにより検出されたシリンダ温度およびヘッド温度に基づき、制御弁31~34の作動を制御する。制御弁ユニット30についてより詳細に説明すると、シリンダ経路21aから流出した冷却液は、オイルウォーマ57へ分配される分配経路s1と、ラジエータ40へ流通するラジ経路s2とに分岐する。そして、分配経路s1の流量Vs1を制御弁31により制御し、ラジ経路s2の流量Vs2を制御弁32により制御する。したがって、両制御弁31,32の開度をともに絞ればシリンダ流量Vsを低下させることができる。つまり、両制御弁31,32によりシリンダ流量Vsが調整可能と言える。ヘッド経路22aから流出した冷却液は、ヒータコア56およびEGRクーラ51へ分配される分配経路h1と、ラジエータ40へ流通するラジ経路h2と、ジャケット53,55へ分配される分配経路h3とに分岐する。そして、分配経路h1の流量Vh1を制御弁33により制御し、ラジ経路h2の流量Vh2を制御弁34により制御する。分配経路h3は、ヘッド経路22aと常時連通しており、ヘッド経路22aから流出した冷却液のうちの一部は、ジャケット53,55へ常時流れる。但し、ジャケット53,55に要求される流量Vh3は他の熱交換器51,56,57に要求される流量に比べて少ない。分配経路h3の配管径は、この要求流量Vh3が流れる大きさに設定されている。したがって、両制御弁33,34の開度をともに絞ればヘッド流量Vhを低下させることができる。つまり、両制御弁33,34によりヘッド流量Vhが調整可能と言える。各々の熱交換器51,56,57,53,54に要求される冷却液の流量は10L/min、6L/min、3L/min、1L/min、1L/minであり、EGRクーラ51、ヒータコア56、オイルウォーマ57、EGRバルブ52のジャケット53、スロットルバルブ54のジャケット55の順に要求流量が多い。要求流量が所定値例えば5L/minよりも多い熱交換器であるEGRクーラ51およびヒータコア56は大流量熱交換器に相当し、分配経路h1に直列に接続されてヘッド経路22aから冷却液が分配される。要求流量が前記所定値よりも少ない熱交換器であるオイルウォーマ57は小流量熱交換器に相当し、分配経路s1に接続されてシリンダ経路21aから冷却液が分配される。これら、小流量熱交換器よりも要求流量が少なく、かつ、分配流量の調整ができないジャケット53,55極小量熱交換器は、分配経路h3に直列に接続されてヘッド経路22aから冷却液が分配される。なお、ジャケット53,55はヒータコア56と並列接続され、EGRクーラ51とは直列接続される。要するに、ジャケット53,55の要求流量にヒータコア56の要求流量を加算した値が、EGRクーラ51の要求流量よりも少なくなるように構成されている。ところで、60°C未満の冷却液をEGRクーラ51へ流通させると、EGRガスがEGRクーラ51により過剰に冷却されて、EGRガス中の水分が凝縮し、その凝縮水がEGR配管やEGRバルブ52等の各種金属部品を腐食させる懸念が生じるからである。但し、60°C以上であればできるだけ低温の冷却液を分配して、EGRガスの冷却能力を向上させることが望ましい。したがって、EGRクーラ51へ分配する冷却液は、凝縮温度60°Cに余裕10°Cを見こした70°Cであることが望ましい。ヒータコア56へ分配する冷却液は、40°C以上であることが望ましい。40°C未満の冷却液をヒータコア56へ流通させると、車室内に吹き出される空調風が十分に加熱されることなく吹き出される懸念が生じるからである。したがって、ヘッド経路22aから分配するように割り当てられた大流量熱交換器51,56の最大流量は10L/minEGRクーラ51の要求流量であり、要求最低温度は70°CEGRクーラ51の要求温度である。一方、シリンダ経路21aから分配するように割り当てられた小流量熱交換器57の必要流量は3L/minであるため、大流量熱交換器51,56よりも少ない流量の冷却液が要求される。また、オイルウォーマ57へ分配する冷却液は、熱交換対象となる潤滑油の温度より高いことが望ましい。また、その冷却液の上限温度は、EGRクーラ51へ分配する冷却液の上限温度よりも高い。次に、暖機運転時における制御弁ユニット30の制御内容について、図2を用いて説明する。図2は、冷却液温度が0°Cの状態でエンジン20を暖機運転始動させた場合の各種変化を示すタイムチャートである。シリンダ温度Tsの最適温度は90°Cであるため、シリンダ温度センサ21bの検出値が最適温度に達するまでは、シリンダ流量Vsをできるだけ少なくするように制御弁31,32の開度を制御して、シリンダ温度Tsの上昇を促進させる。図2の例では、シリンダ温度Tsがオイルウォーマ57の下限温度20°Cに達するt1時点までは、制御弁31を全閉Vs1=0L/minにし、制御弁32を僅かに開弁Vs2=1L/minしている。そして、t1時点以降はオイルウォーマ57の要求流量を分配するよう、制御弁31を全開Vs1=3L/minにし、制御弁32を全閉Vs2=0L/minにしている。その後、シリンダ温度Tsが最適温度90°Cに達したt3時点以降では、シリンダ温度Tsが最適温度になるよう、制御弁32の開度を調整する。ヘッド温度Thの最適温度は70°Cであるため、ヘッド温度センサ22bの検出値が最適温度に達するまでは、ヘッド流量Vhをできるだけ少なくするように制御弁33,34の開度を制御して、ヘッド温度Thの上昇を促進させる。図2の例では、ヘッド温度Thがヒータコア56の下限温度40°Cに達するt2時点までは、制御弁33を全閉Vh1=0L/minにするとともに、制御弁34も全閉Vh2=0L/minにする。したがって、ヘッド流量Vhはジャケット53,55に流れる流量Vh3=1L/minとなる。そして、t2時点以降はヒータコア56の要求流量を分配するよう、制御弁33を開弁Vh1=6L/minし、制御弁34を全閉Vh2=0L/minにしている。その後、ヘッド温度ThがEGRクーラ51の下限温度70°Cに達するt4時点以降はEGRクーラ51の要求流量を分配するよう、制御弁33の開度を大きく図2の例では全開するとともに、制御弁34を全閉にしている。その後、ヘッド温度Thが最適温度70°Cに達したt4時点以降では、ヘッド温度Thが最適温度になるよう、制御弁34の開度を調整する。ところで、本実施形態に反して制御弁33,34を備えていない従来構成の場合には、ヘッド流量Vhが制御できないので、図2d中の一点鎖線L1に示すように常時最大流量となり、ヘッド流量Vhを絞ることができない。そのため、図2a中の一点鎖線L3に示すようにヘッド温度Thの上昇が緩慢になり、暖機促進を図ることができない。また、本実施形態に反してヒータコア56へシリンダ経路21aから冷却液を分配するように構成した場合には、シリンダ温度Tsが40°Cに達した時点でヒータコア56の要求流量を満たすように制御弁31を開弁させる必要が生じるので、図2e中の一点鎖線L2に示すように、暖機運転中におけるシリンダ流量Vsの上昇量が増える。そのため、図2a中の一点鎖線L4に示すようにシリンダ温度Tsの上昇が緩慢になり、暖機促進を図ることができない。これに対し、以上に詳述した本実施形態によれば、循環ポンプ10がエンジン20の駆動力で作動する機械式であるものの、制御弁ユニット30を備えることにより、ヘッド流量Vhとシリンダ流量Vsを各々独立して制御できる。そして、ヘッド温度Thを最適温度にする際のヘッド流量Vhは、シリンダ温度Tsを最適温度にする際のシリンダ流量Vsよりも少なく、かつ、ヘッド最適温度がシリンダ最適温度よりも低いことを利用して、オイルウォーマ57に比べて低温高流量が要求されるEGRクーラ51およびヒータコア56を、ヘッド経路22aから分配するように割り当てている。そのため、EGRクーラ51およびヒータコア56へ要求流量を分配することと、シリンダ温度Tsおよびヘッド温度Thの上昇を促進暖機促進させることとの両立を図ることができる。第2実施形態上記第1実施形態では、サーモスタット41の設定温度を、シリンダ温度Tsの最適値シリンダ部21の目標温度に設定している。これに対し、本実施形態では、サーモスタット41の設定温度を、EGRガスを冷却していった場合にEGRガス中の水分が凝縮し始める時の温度よりも高い温度、かつ、エンジン暖機終了後におけるシリンダ部21の目標温度よりも低い温度に設定している。シリンダ部21の目標温度90°Cは、シリンダ部21とピストンとのフリクションを最低にする温度である。すなわち、シリンダ温度が低いほど潤滑油の粘性が高くなりフリクションが大きくなる。また、シリンダ温度が高いほどピストンの熱膨張によりフリクションが大きくなる。これらの点を鑑み、潤滑油の粘性およびピストン膨張のバランスを考慮して、フリクションを最低にする温度に設定されている。ヘッド温度Thの最適値ヘッド部22の目標温度は70°Cであり、シリンダ温度Tsの最適値より低い。その理由を説明すると、ヘッド温度Thはシリンダ温度Tsに比べて潤滑油温度への影響が小さいため、90°Cより低くしてもよい。その一方で、ヘッド温度Thは燃焼室温度への影響が大きいため、70°Cより高くすると、車両運転者がアクセルペダルを踏み込んで加速する際に、エンジン20のノッキングが懸念されるようになる。但し、ヘッド温度Thを過剰に低温にすると、EGRクーラ51へ分配される冷却液がEGRガスと熱交換する際に、EGRガスを過剰に冷却してしまい、EGRガス中の水分が凝縮するといった問題が生じる。そのため、ヘッド部22の目標温度は、その凝縮開始温度よりも高く、かつ、シリンダ部21の目標温度よりも低く設定されている。ここで、本実施形態に反してサーモスタット41の設定温度をシリンダ部21の目標温度に設定すると、暖機運転完了後の冷却液がヘッド部22の目標温度よりも高くなり、ヘッド温度Thを最適値に制御することが困難になる。これに対し本実施形態では、サーモスタット41の設定温度をヘッド部22の目標温度に設定するので、ヘッド温度Thを最適値に制御することができるようになる。なお、シリンダ温度Tsについては、シリンダ流量Vsを絞ることにより最適値に上昇させることを容易に実現できる。他の実施形態本発明は上記実施形態の記載内容に限定されず、以下のように変更して実施してもよい。また、各実施形態の特徴的構成をそれぞれ任意に組み合わせるようにしてもよい。上記第1実施形態では、エンジン20の駆動力で作動する機械式の循環ポンプ10を採用しているが、電動モータの駆動力で作動する電動式の循環ポンプ10を採用してもよい。この場合、図3に示すように分配経路h1の流量Vh1を制御する制御弁33を無くしても、シリンダ流量Vsとヘッド流量Vhを各々独立して制御できるようになる。しかも、サーモスタット41の設定温度以上に達するまでラジエータ40へ向かう流量Vh2,Vs2がゼロになるよう、循環ポンプ10の吐出量を制御できるので、バイパス経路42を不要にできる。つまり、電動式の循環ポンプ10を採用することで、制御弁の点数削減およびバイパス経路42の廃止を図ることができる。上記第1実施形態では、制御弁ユニット30を構成する制御弁31~34には、2つの経路の連通状態を制御する二方弁が採用されているが、例えば1つの流入口と2つの流出口を有する三方弁を採用して、制御弁の点数削減を図るようにしてもよい。例えば、ヘッド経路22a、分配経路h1およびラジ経路h2の連通状態を制御する三方弁と、シリンダ経路21a、分配経路s1およびラジ経路s2の連通状態を制御する三方弁とを備えて制御弁ユニット30を構成する。この三方弁は、上記連通状態を切り換えつつ、各経路への流量を調整するものである。"