专利名称：中冷器、冷却系统及进气控制系统的制作方法
技术领域：
本发明涉及使用双系统的制冷剂的中冷器、冷却系统以及使用双系统的制冷剂来控制内燃机的进气温度的进气控制系统。
背景技术：
一般地，中冷器(charge air cooler, intercooler)用于具有增压器的内燃机中。 当进气被增压器压缩时，在该压缩过程中进气温度上升。当进气温度过度上升时，内燃机的燃烧特性恶化，因此利用中冷器来降低进气温度。另外，只要没有特别说明，本申请中的“增压器”一词是指包含涡轮增压器等的广义的增压器(狭义的增压器是指使用驱动源(内燃机)的驱动力进行增压的机械增压器(Super charger)。作为代表性的中冷器，存在有利用伴随车辆的外部空气的流动来进行冷却的气冷式中冷器、利用制冷剂(冷却液、冷却水)进行冷却的水冷式中冷器。为了使结构简单、成品率提高，公知有单独制作构成冷却水流路的换热部、具有将换热部插入壳体中的构造的水冷式中冷器。通过向壳体内流入进气，冷却水与进气进行换热。在水冷式中冷器中，利用与设有发动机冷却用散热器的发动机冷却流路(高温侧冷却流路)不同的、设有副散热器的低温侧冷却流路来冷却进气。向发动机供给的进气的目标温度为45°C左右，比较低。因此，在发动机冷却流路中不能够充分地冷却进气。因此， 利用低温侧冷却流路来冷却进气。为了将进气冷却至45°C左右，在低温侧冷却流路中流动的制冷剂需要在副散热器中冷却至40°C左右。为了利用副散热器将制冷剂冷却至40°C左右，必须使副散热器大型化来提高冷却能力。由于大型化的副散热器的设置自由度受到限制，因此副散热器配置在散热器的前方是比较常见的(例如日本特表2006-522893号公报(专利文献1)及日本特表 2007-514890号公报(专利文献2))。当将大型化的副散热器配置在散热器的前方时，车辆前端的通气阻力增加。为了改善前端的通气阻力也可以使用电动机风扇，但是需要用于使电动机风扇转动的能量。或者，当将电动机风扇设为大型时，对车载电池的负担增加。
发明内容
本发明的目的在于提供一种抑制副散热器大型化、能够将进气温度冷却到期望温度的中冷器及冷却系统。本发明的第1特征是提供一种中冷器，其中，该中冷器具有第1换热器，其用于冷却第ι制冷剂；第2换热器，其用于冷却第2制冷剂，使第2制冷剂的温度低于上述第1制冷剂；高温侧冷却流路，其供被上述第1换热器冷却的上述第1制冷剂流通；低温侧冷却流路，其供被上述第2换热器冷却的上述第2制冷剂流通；高温侧换热器，其设置在上述高温侧冷却流路上，且利用上述第1制冷剂来冷却增压后的进气；低温侧换热器，其设置在上述低温侧冷却流路上，且利用上述第2制冷剂来冷却在上述高温侧换热器中被冷却的进气。
另外，本发明的第2特征是提供一种冷却系统，其中，该冷却系统具有上述中冷器，在高温侧冷却流路上设有第IEGR冷却器，在低温侧冷却流路上设有第2EGR冷却器。采用上述第1及第2特征，能够抑制副散热器大型化，能够将进气温度冷却到期望温度。本发明的其他目的在于提供一种能够响应性良好地将进气温度变为期望温度的进气控制系统。本发明的第3特征是提供一种进气控制系统，其中，该进气控制系统具有上述第 1特征的中冷器；旁路路径，其在上述高温侧换热器的下游与上述低温侧换热器并列地设置在进气流路上，用于对上述低温侧换热器构成旁路；温度调整阀，其通过调整在上述低温侧换热器中进行了换热的进气的流量与经由上述旁路路径的进气的流量来调整向内燃机供给的进气的温度。采用上述第3特征，能够响应性良好地将进气温度设为期望的温度。
图1是采用了本发明的中冷器的第1实施方式的冷却系统(本发明的冷却系统的第1实施方式)的框图。图2是本发明的中冷器的第1实施方式的示意性俯视图。图3是本发明的中冷器的第1实施方式的立体图。图4是本发明的中冷器的第1实施方式的换热器的立体图。图5是本发明的中冷器的第1实施方式的分解立体图。图6是单系统冷却系统中的进气冷却的说明图。图7是双系统冷却系统中的进气冷却的说明图。图8是表示EGR冷却器的配置的概略图。图9是第1及第2EGR冷却器的示意性剖面图。图10是采用了本发明的中冷器的冷却系统的变形例的框图。图11是本发明的中冷器的变形例的局部框图。图12是本发明的进气控制系统的实施方式的概略图。图13是用于本发明的进气控制系统的实施方式的中冷器(本发明的中冷器的第 2实施方式)的分解立体图。图14(a)及图14(b)是表示用于本发明的进气控制系统的实施方式的温度调整阀的动作的说明图。图15是表示进气温度与(轴转矩/燃料)的关系的图表。图16是表示温度调整阀的控制的流程图。图17(a)及图17(b)是表示用于本发明的进气控制系统的实施方式的换向阀的动作的说明图。图18是表示换向阀的换向点的图表。图19是表示换向阀的控制的流程图。
具体实施方式
以下，参照附图来说明本发明的实施方式。在附图中，对于相同或等同的要素，标记相同的符号。但是，在附图中，各个要素被示意性示出，其尺寸等与现实情况不同。因而， 具体的厚度、尺寸应该考虑以下的说明来进行判断。如图1所示，第1实施方式的中冷器100具有设置在高温侧冷却流路1上的高温侧换热器20a和设置在低温侧冷却流路2上的低温侧换热器20b。高温侧换热器20a设置在供被第1换热器(散热器)130冷却的第1制冷剂流通的高温侧冷却流路1上。高温侧换热器20a用第1制冷剂(第1冷却水)来冷却增压后的进气。低温侧换热器20b设置在供被第2换热器(副散热器)110冷却为温度低于第1制冷剂的第2制冷剂流通的低温侧冷却流路2上。低温侧换热器20b用第2制冷剂(第2冷却水)来冷却在高温侧换热器20a 中被冷却的进气。如图2及图3所示，壳体10具有用于导入被涡轮增压器(增压器)压缩的进气的导入管12和用于冷却并排出进气的排出管14。壳体10在其内部具有被增压的进气的流路。壳体10由耐热性树脂形成。如图2所示，在壳体10的内部的上述流路中，在上游配置有高温侧换热器20a，在下游配置有低温侧换热器20b。如图4所示，高温侧换热器20a及低温侧换热器20b具有芯40、加强板^aJ6b、 入口管22a、22b、出口管Ma、Mb。芯40由供第1制冷剂或第2制冷剂流通的扁平管和散热片交替层叠而构成。加强板26a、26b作为加强材料发挥作用，设置在芯40的外侧。入口管22a、2^分别设置在入口箱观8、2汕上。从入口管22a、2^导入的第1制冷剂或第2制冷剂流入扁平管。出口管Ma、24b分别设置在出口箱^a、29b上。从扁平管流出的第1制冷剂或第2制冷剂经由出口箱^a、29b从出口管Ma、24b导出。说明中冷器100的组装方法。首先，预组装高温侧换热器20a及低温侧换热器20b 的芯40等构成构件并用夹具进行束缚。在该状态下一体进行钎焊来组装高温侧换热器20a 与低温侧换热器20b。如图5所示，所组装的高温侧换热器20a及低温侧换热器20b插入壳体10内，被螺钉70固定在壳体10内。在壳体10与高温侧换热器20a及低温侧换热器 20b的配合部处夹入有垫圈50，确保了密封性。采用了上述中冷器100的增压发动机的冷却系统设置在车辆的发动机隔间内的前方。如图1所示，冷却系统具有第1换热器130、第2换热器110及第3换热器120。在第1换热器130中，在设有发动机140及高温侧换热器20a的高温侧冷却流路1中循环的第1制冷剂被大气冷却。在第2换热器110中，在设有低温侧换热器20b的低温侧冷却流路2中循环的第2制冷剂被大气冷却。第3换热器120作为车辆空调用冷凝器发挥左右。高温侧冷却流路1是经由第1换热器130、泵131、暖风芯(heater core) 132、恒温器133及发动机140的流路。泵131给予第1制冷剂能量以使第1制冷剂流动。在暖风芯132中，第1制冷剂的热量散热。恒温器133为了将第1制冷剂维持为适当的温度而切换为是否向第1换热器130内流入第1制冷剂。发动机140与第1制冷剂进行换热。恒温器133配置在第1制冷剂从发动机140流出的流出部附近且位于第1制冷剂向第1换热器 130内流入的流入部附近的位置。在高温侧冷却流路1中，当第1制冷剂的温度为规定温度(例如80°C)以下时，恒温器133不使第1制冷剂流入第1换热器130而是使第1制冷剂的温度上升(即，使发动机140的温度上升)。另一方面，当第1制冷剂的温度为规定温度(例如80°C )以上时，恒温器133使第1制冷剂流入第1换热器130，使第1制冷剂的温度降低(即，使发动机140 的温度降低)。恒温器133根据与第1制冷剂的目标温度间的差值来改变第1制冷剂向第 1换热器130流入的量，从而进行将第1制冷剂的温度维持为恒定的控制。高温侧冷却流路1通过将向发动机140供给的第1制冷剂的温度维持为恒定，能够将发动机140的温度维持为恒定。在高温侧冷却流路1中，被维持为规定温度的第1制冷剂在通过了泵131之后，在发动机140中进行换热。接着，第1制冷剂在暖风芯132中散热之后，从入口管2 流入高温侧换热器20a的入口箱^a内。流入入口箱^a内的第1制冷剂流入各个扁平管(参照图2 图4)。通过了扁平管的第1制冷剂，通过出口箱29a从出口管2 流出，再次流入发动机140。这样，第1制冷剂重复在高温侧冷却流路1中的循环。在低温侧冷却流路2中，向低温侧换热器20b供给的第2制冷剂被第2换热器110 冷却。在第2换热器110中，第2制冷剂被冷却为使得进气能够冷却至目标温度(45°C左右)的温度(40°C左右)。在低温侧冷却流路2中，在第2换热器110中被冷却的第2制冷剂在通过了泵112 之后，从入口管22b流入低温侧换热器20b的入口箱^b内。流入入口箱^b内的第2制冷剂流入各个扁平管(参照图2 图4)。通过了扁平管的第2制冷剂经由出口箱29b从出口管24b流出，再次流入第2换热器110。这样，第2制冷剂重复在低温侧冷却流路2中的循环。中冷器100与用于压缩进气的涡轮增压器(增压器)150和发动机140相连接。中冷器100用于冷却在涡轮增压器150中被压缩的进气，将所冷却的进气供给到发动机140。被涡轮增压器150压缩而成为高温的进气从导入管12被导入到中冷器100的壳体10内，通过高温侧换热器20a的芯40 (参照图2 图4)。此时，进气的热量经由散热片及扁平管向第1制冷剂传递，进气温度降低。具体来说，约160°C的进气通过高温侧换热器 20a，从而冷却为约105°C。接着，通过高温侧换热器20a而被冷却的进气通过与高温侧换热器20a相邻设置的低温侧换热器20b的芯40 (参照图2 图4)。此时，进气的热量经由散热片和扁平管向第 2制冷剂传递，进气温度进一步降低。具体来说，约105°C的进气通过低温侧换热器20b，从而冷却为约45°C。被低温侧换热器20b冷却的进气从排出管14排出并供给到发动机140。以下，参照图6及图7来说明以往的单系统冷却系统与第1实施方式的双系统冷却系统的热量比较例。在单系统冷却系统中，仅靠中冷器(CAC)的副散热器(副RAD)这一个系统来冷却进气。在双系统冷却系统中，在中冷器100中，利用散热器(RAD) 130及副 RADllO这两个系统来冷却进气。在图6中，示出了在单系统冷却系统中将向中冷器供给的 150°C的进气冷却到45°C所需的热量(散热量)以及副RAD的所需性能。在图7中，示出了在双系统冷却系统中将向中冷器100供给的150°C的进气冷却到45°C所需的热量(散热量)以及RAD与副RAD的所需性能。如图6所示，在单系统冷却系统中，将以380g/h向中冷器供给的150°C的进气冷却到45°C所需的热量为7858kcal/h。另外，所使用的冷却水(制冷剂)的比热是0. 243kcal/ g°C。而且，当热量为7858kcal/h时，使用25°C的大气将RAD的冷却水的出口温度设为45°C 所需的副RAD的所需性能是393kcal/h°C。
另一方面，如图7的上层所示，在双系统冷却系统中，利用RAD130的冷却系统将以 380g/h向中冷器100供给的150°C的进气冷却到80°C所需的热量为5240kcal/h。而且，当热量为5240kcal/h时，使用通过了第3换热器120后的35°C的大气将RAD130的冷却水的出口温度设为80°C所需的RAD的所需性能是116kcal/VC。接着，如图7的下层所示，利用副RADllO的冷却系统将以380g/h向中冷器100供给的在RAD130中被冷却的80°C的进气冷却到45°C所需的热量为^20kcal/h。而且，当热量为^20kcal/h时，使用25°C的大气将副RADllO的冷却水的出口温度设为45°C所需的副 RAD的所需性能是131kCal/h°C。即，如图7所示，在双系统冷却系统中，RAD及副RAD的所需性能合计为161+131 = 247kcal/h°C。双系统冷却系统的合计所需性能为单系统冷却系统的所需性能的约40%左右。即，能够将双系统冷却系统的副RADl 10及RAD130的合计尺寸缩小大约近40%。而且， 第1制冷剂在从中冷器100返回到发动机140之后以大流量在RAD130内流动。S卩，RAD130 与副RADllO相比，性能比面积较高，因此实际上能够将尺寸缩小40%以上。采用第1实施方式的中冷器100及冷却系统，首先，采用在利用第1换热器130对向中冷器100供给的进气进行冷却之后利用第2换热器110进一步冷却进气的、双系统冷却系统。因此，即使第2换热器110的散热份额较少，也能够将进气温度冷却到期望温度。 而且，由于第2换热器110的散热份额减少，因此能够使第2换热器110小型化。另外，由于能够使第2换热器110小型化，因此车载设置位置的自由度扩大。因而， 第2换热器110并不限定于第1换热器130的前方这样的以往的设置位置，能够配置在除第1换热器130的前方以外的设置位置。如果将第2换热器110配置在除第1换热器130 的前方以外的设置位置，则能够抑制车辆前端的通气阻力增加。另外，由于能够抑制车辆前端的通气阻力增加，因此用于改善通气阻力的电动机风扇并不是必须的。因而，能够减少电动鼓风机的动能，能够降低车载电池的负担。而且，如图8所示，在上述冷却系统中，在高温侧冷却流路1上设有第 IEGR (Exhaust Gas Recirculation 排气再循环)冷却器80a，在低温侧冷却流路2上设有第2EGR冷却器80b。另外，在图1中未图示第IEGR冷却器80a及第2EGR冷却器80b。EGR对降低排气中的NOx排出量是极其有效的，多安装在柴油车上。EGR冷却器是对利用EGR回流的排气进行冷却的冷却器。第IEGR冷却器80a及第2EGR冷却器80b具有排气通路与冷却水通路，在排气与冷却水之间进行换热。通过使冷却的排气向发动机的进气侧回流，最高燃烧温度降低，NOx排出量减少。第IEGR冷却器80a在高温侧冷却流路1上与高温侧换热器20a并列设置。在第 IEGR冷却器80a中供给有用于冷却发动机140的第1制冷剂。因而，向第IEGR冷却器80a 的制冷剂入口 81a供给的第1制冷剂的温度与向高温侧换热器20a的入口管2 供给的第 1制冷剂的温度相同(例如IOO0C )。即，第IEGR冷却器80a在利用第1制冷剂将导入的排气冷却之后将排气排出。第2EGR冷却器80b在低温侧冷却流路2上与低温侧换热器20b串联设置。第2EGR 冷却器80b设置在低温侧换热器20b的下游。在第2EGR冷却器80b中供给有从低温侧换热器20b排出的第2制冷剂。因而，向第2EGR冷却器80b的制冷剂入口 81b供给的第2制冷剂的温度与从低温侧换热器20b的出口管24b排出的第2制冷剂的温度相同(例如43°C )。即，第2EGR冷却器80b在利用第2制冷剂将导入的排气冷却之后将排气排出。第IEGR冷却器80a利用在高温侧冷却流路1中循环的第1制冷剂来冷却排气，第 2EGR冷却器80b利用在低温侧冷却流路2中循环的第2制冷剂来冷却排气。由于回流的排气被双系统冷却，因此第IEGR冷却器80a及第2EGR冷却器80b的各个散热份额较少，能够将排气温度冷却到期望温度。另外，如上所述，第IEGR冷却器80a设置在高温侧冷却流路1上，第2EGR冷却器 80b设置在低温侧冷却流路2上，但如图9所示，第IEGR冷却器80a及第2EGR冷却器80b 成形为一体。如图9所示，第IEGR冷却器80a及第2EGR冷却器80b被连结部90连结在一起。 在第IEGR冷却器80a的端部，设有成为排气的入口的气体入口 92。在第2EGR冷却器80b 的端部，设有成为排气的出口的气体出口 93。在第IEGR冷却器80a的外壳壳体8 上，设有作为第1制冷剂的入口的制冷剂入口 81a及作为第1制冷剂的出口的制冷剂出口 82a。制冷剂入口 81a及制冷剂出口 8 可以与外壳壳体8 —体形成，也可以制作为独立的个体并通过焊接等安装在外壳壳体8 上。在外壳壳体8 内，排列有作为排气的流路的多个排气管85a。各个排气管8 的两端通过钎焊、焊接等固定在设于端板86a的插入孔上。第1制冷剂经由软管等配管从制冷剂入口 81a导入到第IEGR冷却器80a内，储存在形成于排气管85a的周围的制冷剂储存部87a内。第1制冷剂在制冷剂储存部87a内成为涡流并在排气管85a的周围流动。第1制冷剂在制冷剂储存部87a内自各个方向流动， 即使配置许多个排气管8 也不会产生不流畅或停滞。将排气冷却后的第1制冷剂从与制冷剂出口 8 相连接的配管排出。在第2EGR冷却器80b的外壳壳体84b上，设有作为第2制冷剂的入口的制冷剂入口 81b及作为第2制冷剂的出口的制冷剂出口 82b。制冷剂入口 81b及制冷剂出口 82b可以与外壳壳体84b —体形成，也可以制作为独立的个体并通过焊接等安装在外壳壳体84b 上。在外壳壳体84b内，排列有作为排气的流路的多个排气管85b。各个排气管8 的两端通过钎焊、焊接等固定在设于端板86b的插入孔内。第2制冷剂经由软管等配管从制冷剂入口 81b导入到第2EGR冷却器80b内，储存在形成于排气管85b的周围的制冷剂储存部87b内。第2制冷剂在制冷剂储存部87b内成为涡流并在排气管85b的周围流动。第2制冷剂在制冷剂储存部87b内自各个方向流动， 即使配置许多个排气管8 也不会产生不流畅或停滞。将排气冷却后的第2制冷剂从与制冷剂出口 82b相连接的配管排出。以下，说明图9所示的由第IEGR冷却器80a及第2EGR冷却器80b进行的排气的冷却过程的一个例子。从气体入口 92流入的300°C左右的高温排气在通过多个排气管8 的期间被冷却之后到达连结部90。在排气管85a的周围，100°C左右的第1制冷剂面向排气的流向地流动，因此，高温排气在排气管85a内流动的同时被逐渐冷却。到达了连结部90的排气被冷却到102 °C左右。到达了连结部90的排气在通过多个排气管85b的期间被冷却之后到达气体出口 93。在排气管85b的周围，40°C左右的第2制冷剂面向排气的流向地流动，因此，从第IEGR
9冷却器80a排出的排气在排气管85a内流动的同时被逐渐冷却。到达了气体出口 93的排气被冷却到42°C左右。在第IEGR冷却器80a及第2EGR冷却器80b中被冷却的排气从气体出口 93排出， 经由用于控制流量的EGR阀(未图示)在发动机的进气通路内再次循环。另外，上述实施方式的冷却系统中所示的高温侧冷却流路1 (第1制冷剂的流路)， 只不过是例示了路径上的构成构件的一个配置。高温侧冷却流路1也能够变更为其他配置的另一方式的路径。如图1所示，在上述实施方式的高温侧冷却流路1中，在第1换热器 130中被冷却的第1制冷剂在发动机140中进行换热，在暖风芯132中散热之后，供给到高温侧换热器20a。与此相对，图10中示出了冷却系统(高温侧冷却流路1)的变形例。如图10所示， 在高温侧冷却流路1中，将在第1换热器130中被冷却的第1制冷剂供给到高温侧换热器 20a，在发动机140中进行换热之后，在暖风芯132中散热。即使是该变形例，也能够获得与上述实施方式的冷却系统相同的效果。另外，如果是该变形例，则当发动机140的温度为低温时，易于使发动机140的温度上升。而且，如果是该变形例，则能够向高温侧换热器20a 供给温度比上述实施方式的冷却系统低温的第1制冷剂。另外，如图11所示，也可以在上述实施方式的中冷器100的第2换热器(副散热器)110的出口箱1 IOb上配置用于对车辆空调用的制冷剂进行冷却的冷凝器160。如果这样进行配置，则在冷凝器160中流动的空调用制冷剂被第2制冷剂冷却。通过用第2制冷剂来冷却在冷凝器160中流动的空调用制冷剂，在怠速时等能够辅助第3换热器(冷凝器)120。 其结果，空调效率提高，因此能够使第3换热器120小型化。如上述实施方式所示，除了由双系统冷却系统带来的第2换热器110的小型化以外，也能够实现第3换热器120的小型化， 因此能够更容易地将第2换热器110配置在除第1换热器130的前方以外的设置位置。其结果，能够进一步抑制车辆前端的通气阻力增加。另外，冷凝器160设置在第2换热器(副散热器)110的出口箱IlOb内，但是也可以设置在入口箱IlOa内。另外，在上述实施方式中，在第1换热器130中被冷却的第1制冷剂及在第2换热器110中被冷却的第2制冷剂只要在不成为较高的温度的范围内，就能够冷却其他发热体。接着，说明进气控制系统。在内燃机中，有时由于进气温度的变化而产生有20% 30%的燃油消耗率恶化。因此为了改善燃油消耗率就要求将进气温度恒定地维持在适当的温度。在由增压器压缩进气时或夏季等大气温度高的时候，进气温度增高，因此为了维持适当的进气温度，必须对进气进行冷却。另一方面，在稳定驾驶时或冬季等大气温度低的时候，进气温度降低，因此为了维持适当的进气温度，必须对进气进行加热。因此，提出了用于维持适当的进气温度的供气温度控制方法(例如日本特开 2003-262131号公报(专利文献幻)。在该控制方法中，检测进气通路中的进气温度和在中冷器中流动的制冷剂(冷却水)的温度。根据进气温度的检测值，调整在中冷器中流动的制冷剂的量，从而将进气温度控制在规定温度。另外，根据制冷剂温度的检测值，调整在用于对中冷器的制冷剂进行冷却的冷却装置中流动的制冷剂的量，从而将制冷剂温度控制在规定温度。但是，当对制冷剂温度进行控制并维持最佳的进气温度时，首先必须将制冷剂温度控制在规定的温度，响应性较差。以下所述的进气控制系统的目的在于响应性良好地使进气温度成为期望的温度。对于与上述实施方式相同或等同的构成要素，标记相同的符号并省略其详细说明。如图12所示，本实施方式的进气控制系统具有高温侧换热器20a、低温侧换热器20b、 旁路(by-pass)路径44、温度调整阀32。在高温侧换热器20a中，借助第1换热器(散热器)130进行换热后的第1制冷剂与进气进行换热。低温侧换热器20b在进气流路中配置在高温侧换热器20a的下游。在低温侧换热器20b中，借助第2换热器(副散热器)110换热为温度比第1制冷剂低的第2制冷剂与在高温侧换热器20a中进行了换热后的进气进行换热。旁路路径44与低温侧换热器20b并列设置在高温侧换热器20a的下游。在高温侧换热器20a中进行了换热的进气通过旁路路径44，从而绕过低温侧换热器20b。温度调整阀32通过调整在低温侧换热器20b中进行了换热的进气的流量与经由旁路路径44的进气的流量，来调整向发动机140供给的进气的温度。另外，高温侧换热器20a、低温侧换热器 20b及温度调整阀32容纳在后述的中冷器100X(第2实施方式)的壳体10内。进气控制系统还具有涡轮增压器(增压器)150和换向阀30。涡轮增压器150压缩并供给进气。换向阀30配置在进气流路上的高温侧换热器20a的上游。换向阀30向高温侧换热器20a供给在涡轮增压器150中被压缩的压缩进气与未经由涡轮增压器150的自然进气中的任意一者。另外，作为由于换向阀30的控制而未经由涡轮增压器150的自然进气的流路，设有涡轮旁路路径42。如图12所示，高温侧换热器20a、低温侧换热器20b及温度调整阀32容纳在壳体 10内。如图13所示，壳体10具有导入被涡轮增压器150压缩的压缩进气或未经由涡轮增压器150的自然进气的导入管12和冷却并排出进气的排出管14。壳体10在其内部具有进气的流路。壳体10由耐热性树脂等形成。如图13所示，高温侧换热器20a及低温侧换热器20b具有芯40、入口管22a、22b、 出口管Ma、Mb。芯40由供第1制冷剂或第2制冷剂流通的扁平管和散热片交替层叠而构成。入口管2 设置在入口箱28a上。从入口管2 导入的第1制冷剂流入扁平管。出口管2 设置在出口箱29a上。从扁平管流出的第1制冷剂经由出口箱29a从出口管2 导出。入口管2 及出口管24b设置在出入口箱29a上。从入口管2 导入的第2制冷剂流入一部分扁平管，到达另一端的折回箱^b。到达了折回箱29b的第2制冷剂流入剩余的扁平管，流出至出入口箱29a并从出口管24b导出。第1制冷剂从入口管2 流入入口箱^a内，进一步流入各个扁平管。第1制冷剂在通过扁平管内之后，通过出入口箱^a，从出口管2 流出。第1制冷剂是在发动机冷却系统的散热器(第1换热器)130中被冷却的冷却水。第2制冷剂从入口管22b流入出入口箱^a内，流入一部分扁平管。第2制冷剂在通过扁平管内之后，在折回箱^b中折回，经由剩余的扁平管并流入出入口箱^a，从出口管24b流出。第2制冷剂是在与发动机冷却系统独立的副散热器(第2换热器)110中被冷却的制冷剂循环系统的冷却水。如图14的(a)及图14的(b)所示，温度调整阀32调整在低温侧换热器20b进行了换热的进气的流量与经由旁路路径44的进气的流量，以成为最佳燃油消耗率的进气目标温度。
参照图15所示的图表来说明最佳燃油消耗率的进气目标温度的计算方法的一个例子。图15所示的图表表示进气温度与轴转矩(发动机转矩)比燃油消耗率的关系。进气温度与轴转矩比燃油消耗率的关系，能够通过进气温度与燃油消耗率(燃料消耗率)的关系及进气温度与轴转矩的关系来获得。即，表示伴随着进气温度变化的与燃油消耗率对应的轴转矩的变化。图表的曲线的顶点是轴转矩与燃油消耗率达到最佳的时候，此时的进气温度被计算为稳定驾驶时的进气目标温度。参照图16所示的流程图来说明温度调整阀32的控制。首先，利用配置在进气流路上的高温侧换热器20a的上游的传感器33，来测量向高温侧换热器20a供给的进气温度(A点的进气温度)(步骤Sll)。接着，比较A点的进气温度与进气目标温度(步骤S12)。在此，进气目标温度是指在稳定驾驶时根据上述图14所示的图表求出的温度，在加速时尽可能为低温。A点的进气温度与进气目标温度的比较结果，当A点的进气温度不到目标温度时，控制转入步骤S13。 另一方面，当A点的进气温度为目标温度以上时，控制转入步骤S15。例如，进气目标温度为40°C，当A点的进气温度为-20°C时，转入步骤S13，当A点的进气温度为150°C时，转入步骤S15。当转入步骤S13时，温度调整阀32关闭(图14的(b))。当温度调整阀32关闭时，经由低温侧换热器20b的进气被阻隔，只有经由旁路路径44的进气供给到发动机140。 在控制了温度调整阀32之后，在高温侧换热器20a中将进气加热至目标温度(步骤S14)。 例如，当A点的进气温度为_20°C时，通过高温侧换热器20a的约90°C的第1制冷剂与进气的换热，将进气加热至目标温度40°C。另一方面，当转入步骤S15时，温度调整阀32打开(图14的(a))。当温度调整阀 32打开时，经由低温侧换热器20b的进气未被阻隔地供给到发动机140 (旁路路径44被阻断)。在控制了温度调整阀32之后，在高温侧换热器20a及低温侧换热器20b中将进气冷却至目标温度(步骤S16)。例如，当A点的进气温度为150°C时，通过高温侧换热器20a的约90°C的第1制冷剂与进气的换热，将进气冷却至约90°C。进一步通过低温侧换热器20b 的约40°C的第2制冷剂与进气的换热，将进气冷却至目标温度40°C。在步骤S14或步骤S16之后，利用配置在进气流路上的发动机140的上游的传感器34，来测量向发动机140供给的进气温度(B点的进气温度)(步骤S17)。接着，比较B点的进气温度与进气目标温度(步骤S18)。B点的进气温度与进气目标温度的比较结果，当B点的进气温度与目标温度一致时，温度调整阀32的控制结束。另一方面，当B点的进气温度与目标温度不同时，控制温度调整阀32 (步骤S19)。在步骤S19 中的温度调整阀32的控制中，调整在低温侧换热器20b中进行了换热的进气的流量与经由旁路路径44的进气的流量，从而控制温度调整阀32而使向发动机140供给的进气的温度成为目标温度。如图17的(a)及图17的(b)所示，换向阀30向高温侧换热器20a供给在涡轮增压器150中被压缩的压缩空气与未经由涡轮增压器150的自然进气中的任意一者。即，换向阀30是用于将向发动机供给的进气切换为压缩进气与自然进气中的任意一者的阀门。参照图18所示的图表来说明压缩进气与自然进气的换向点。如图18所示，在刚踏下油门踏板后，出现了压缩进气的进气压力低于自然进气的进气压力的现象。在被涡轮增压器150增压的发动机140的加速初期、涡轮增压器150的涡轮未充分旋转时或者进气为负压时产生该现象。而且，当在该状态下继续踏下油门踏板时，压缩进气的进气压力变得高于自然进气的进气压力。压缩进气的进气压力与自然进气的进气压力之间的大小关系转换的时刻被设定为压缩进气与自然进气的换向点。参照图19所示的流程图来说明换向阀30的控制。首先，利用配置在进气流路上的发动机140的上游的传感器34，来测量向发动机 140供给的进气压力(B点的进气压力)(步骤S21)。接着，比较B点的进气压力与换向点的压力(步骤S22)。B点的进气压力与换向点的压力的比较结果，当B点的进气压力不到换向点的压力时，控制转入步骤S23。另一方面，当B点的进气压力为换向点的压力以上时，控制转入步骤S25。当转入步骤S23时，换向阀30打开(图17的(a))。在换向阀30打开后，利用涡轮旁路路径42向发动机140供给自然进气(步骤S24)。之后，换向阀30对自然进气的控制结束。另一方面，当转入步骤S25时，温度调整阀32关闭(图17的(b))。在换向阀30 关闭后，利用涡轮增压器150向发动机140供给压缩进气(步骤S26)。之后，换向阀30对压缩进气的控制结束。采用本实施方式的进气控制系统，在加速时的换向点以前，换向阀30打开而成为自然进气。此时，温度调整阀32打开，进气在高温侧换热器20a及低温侧换热器20b中被冷却，因此加速初期的响应获得改善。另一方面，在换向点以后，换向阀30关闭而成为压缩进气，因此发动机140内的进气填充效率提高。而且，由于通过温度调整阀32的控制来调整在低温侧换热器20b中进行了换热的进气的流量与经由旁路路径44的进气的流量，因此向发动机140供给的进气的温度响应性良好地成为目标温度，燃油消耗率获得改善。在上述实施方式中，第2换热器20b是进行在副散热器110中流动的第2制冷剂的换热的换热器。但是，第2换热器20b也可以是空调用蒸发器。在该情况下，空调用制冷剂为第2制冷剂。S卩，第2制冷剂是在空调循环的介质循环系统中通过在蒸发器(第2换热器)20b 中的换热而被冷却的空调用制冷剂。即使是这种进气控制系统，也能够获得与上述进气控制系统相同的效果。另外，低温侧换热器20b也可以具有储热材料20c (参照图12)。借助储热材料 20c，低温侧换热器20b总是维持为低温，在加速时能够以蓄热效果快速地冷却进气。因而， 低温侧换热器20b通过具有储热材料20c而长久地维持为低温(例如40°C )，因此能够对应进气温度调整的时间增长。另外，目标进气温度不仅仅是如图15所示的固定值，能够采取各种各样的方式。 例如，根据所检测出的发动机的转速或节气门开度，也可以根据发动机转速或发动机负荷来计算出最佳目标进气温度。在该情况下，设置根据发动机转速、根据发动机负荷、或者根据发动机转速及发动机负荷来计算出最佳目标进气温度并存储到存储器中的目标温度计算部件。
根据上述实施方式说明了本发明，但是上述实施方式并不是限定本发明。根据上述公开，对于本领域技术人员而言，各种各样的替代实施方式及运用技术应该是不言自明的。本发明能够包含此处未记载的各种各样的实施方式等。因而，根据上述公开，本发明仅由权利要求书的适当的技术特征来限定。
权利要求
1.一种中冷器，其中，该中冷器具有 第1换热器，其用于冷却第1制冷剂；第2换热器，其用于冷却第2制冷剂，使得该第2制冷剂的温度低于上述第1制冷剂的温度；高温侧冷却流路，其供被上述第1换热器冷却的上述第1制冷剂流通； 低温侧冷却流路，其供被上述第2换热器冷却的上述第2制冷剂流通； 高温侧换热器，其设置在上述高温侧冷却流路上，用于利用上述第1制冷剂来冷却增压后的进气；低温侧换热器，其设置在上述低温侧冷却流路上，用于利用上述第2制冷剂来冷却被上述高温侧换热器冷却的进气。
2.根据权利要求1所述的中冷器，其中，该中冷器还具有壳体，该壳体具有导入管、排出管、用于从上述排出管排出从上述导入管导入的进气的流路，上述高温侧换热器及上述低温侧换热器成形为一体，容纳在上述壳体的内部， 上述高温侧换热器配置在上述壳体内的上述流路的上游， 上述低温侧换热器配置在上述壳体内的上述流路的下游。
3.根据权利要求1或2所述的中冷器，其中，上述第2制冷剂的温度是能够将向内燃机供给的进气冷却到目标温度的温度。
4.根据权利要求1 3中任一项所述的中冷器，其中，用于冷却空调用制冷剂的冷凝器配置在上述第2换热器的箱内， 利用在上述低温侧冷却流路中流动的制冷剂来冷却上述空调用制冷剂。
5.一种冷却系统，其中，该冷却系统具有权利要1 4中任一项所述的中冷器， 在上述高温侧冷却流路上设有第IEGR冷却器， 在上述低温侧冷却流路上设有第2EGR冷却器。
6.根据权利要求5所述的冷却系统，其中，上述第IEGR冷却器及上述第2EGR冷却器成形为一体。
7.一种进气控制系统，其中，该进气控制系统具有 权利要求1所述的中冷器；旁路路径，其在上述高温侧换热器的下游与上述低温侧换热器并列地设置在进气流路上，用于对上述低温侧换热器构成旁路；温度调整阀，其用于调整在上述低温侧换热器中进行了换热后的进气的流量和经由上述旁路路径的进气的流量，从而调整向内燃机供给的进气的温度。
8.根据权利要求7所述的进气控制系统，其中，上述温度调整阀根据基于燃油消耗率的目标进气温度，来调整在上述低温侧换热器中进行了换热后的进气的流量和经由上述旁路路径的进气的流量。
9.根据权利要求7或8所述的进气控制系统，其中，该进气控制系统还具有在上述高温侧换热器的上游配置的换向阀，被增压器压缩的压缩进气和不经由上述增压器的自然进气中的任意一种进气被上述换向阀选择性地供给到上述高温侧换热器。
10.根据权利要求9所述的进气控制系统，其中，在油门打开后、在上述压缩进气的进气压力低于上述自然进气的进气压力的换向点以前，上述换向阀被控制为供给上述自然进气，在油门打开后、在上述压缩进气的进气压力高于上述自然进气的进气压力的换向点以后，上述换向阀被控制为供给上述压缩进气。
11.根据权利要求10所述的进气控制系统，其中， 上述增压器是涡轮增压器，上述换向点以前是指利用上述涡轮增压器增压的上述内燃机的加速初期、上述涡轮增压器的涡轮未充分旋转时或进气为负压时。
12.根据权利要求7 11中任一项所述的进气控制系统，其中， 上述第1制冷剂是内燃机冷却系统的制冷剂，上述第2制冷剂是与上述内燃机冷却系统独立的另外的制冷剂循环系统的制冷剂。
13.根据权利要求7 11中任一项所述的进气控制系统，其中， 上述第1制冷剂是内燃机冷却系统的制冷剂，上述第2制冷剂是空调冷却循环的制冷剂循环系统的制冷剂。
14.根据权利要求7 13中任一项所述的进气控制系统，其中， 上述低温侧换热器具有蓄热材料。
全文摘要
本发明提供中冷器、冷却系统及进气控制系统。中冷器具有高温侧换热器与低温侧换热器。高温侧换热器设置在供被第1换热器(散热器)冷却的第1制冷剂流通的高温侧冷却流路上。高温侧换热器利用第1制冷剂来冷却增压后的进气。低温侧换热器设置在供被第2换热器(副散热器)冷却为温度比第1制冷剂低的第2制冷剂流通的低温侧冷却流路上。低温侧换热器利用第2制冷剂来冷却在高温侧换热器中被冷却的进气。采用上述中冷器，能够抑制第2换热器(副散热器)大型化，能够将进气温度冷却为期望的温度。
文档编号F02B29/04GK102362054SQ201080013549
公开日2012年2月22日 申请日期2010年3月15日 优先权日2009年3月23日
发明者岩崎充 申请人:康奈可关精株式会社