CN108798858A - 内燃机的冷却装置 - Google Patents

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Abstract

本发明的内燃机的冷却装置，在内燃机输出(P)为预定内燃机输出(PL)以上的情况下，在预定内燃机输出以上的范围内，与内燃机输出小时相比，在内燃机输出大时，增加缸体流量占总流量的比例，总流量是向设置于汽缸盖(14)的水路(51)供给的冷却水的流量和向设置于汽缸体(15)的水路(52)供给的冷却水的流量即缸体流量的总流量。

Description

内燃机的冷却装置
技术领域
本发明涉及由冷却水来冷却内燃机的内燃机的冷却装置。
背景技术
已知如下构成的内燃机的冷却装置(以下，称为“以往装置”。)：能够分别控制在设置于汽缸盖的水路流动的冷却水的流量和在设置于汽缸体的水路流动的冷却水的流量(例如参照专利文献1。)。以下，将汽缸盖仅称为“缸盖”，将汽缸体仅称为“缸体”。而且，将在设置于缸盖的水路流动的冷却水的流量称为“缸盖流量”，将在设置于缸体的水路流动的冷却水的流量称为“缸体流量”。
以往装置构成为，内燃机负载越大则使缸盖流量越增大并使缸体流量越减少，内燃机旋转速度越大则使缸盖流量越增大并使缸体流量越减少。由此，会同时达成缸盖的过热的抑制和缸体的过冷却的抑制。
在先技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2005-315106号公报
发明内容
若过冷却缸体，则润滑被配置于缸体内的活塞等可动部件(以下，称为“缸体可动部件”。)的润滑油的粘性上升，从而缸体可动部件的摩擦阻力增加。因此，为了将缸体可动部件的摩擦阻力维持为一定的值以下，应防止缸体流量过大。
以往装置为了防止过冷却缸体，随着内燃机负载增大而使缸体流量减少，而且，随着内燃机旋转速度增大而使缸体流量减少。由此，在内燃机 的运转状态成为内燃机负载和内燃机转速均较大的状态时，缸体流量变得非常小。
然而，在内燃机的运转状态为内燃机负载和内燃机转速均较大的状态的情况下，内燃机的燃烧室的发热量变得非常大，所以，为了抑制缸体的过热，应将缸体流量维持为某种程度大的流量。但是，在以往装置中，内燃机负载和内燃机旋转速度越大则使缸体流量越小，所以，在内燃机负载和内燃机旋转速度增大到某一定的值时，存在缸体流量变得比能够抑制缸体的过热的流量小的可能性。因此，在以往装置中，在内燃机负载和内燃机旋转速度变大时，存在产生缸体的过热的可能性。
本发明是为了应对上述的课题而完成的。即，本发明的目的之一在于提供一种内燃机的冷却装置，能够在内燃机负载和内燃机旋转速度变大时抑制缸体的过热。
本发明的内燃机的冷却装置(以下，称为“本发明装置”。)适用于具有汽缸盖(14)和汽缸体(15)的内燃机(10)。本发明装置具有缸盖水路(51)、缸体水路(52)、泵(70)、流量改变单元(75)和控制部(90)。
所述缸盖水路是为了供冷却所述汽缸盖的冷却水流动而设置于所述汽缸盖的水路。所述缸体水路为了供冷却所述汽缸体的冷却水流动而设置于所述汽缸体的水路。所述泵用于向所述缸盖水路和所述缸体水路供给冷却水。所述流量改变单元用于改变“缸盖流量占总流量的比例即缸盖流量比例(Phd)(所述总流量是向所述缸盖水路供给的冷却水的流量即缸盖流量和向所述缸体水路供给的冷却水的流量即缸体流量的合计)”和“所述缸体流量占所述总流量的比例即缸体流量比例(Pbr)”。所述控制部根据所述内燃机的输出即内燃机输出(P)来控制所述流量改变单元的工作。
所述控制部构成为，在所述内燃机输出为预定内燃机输出(PL)以上的情况(图7的步骤750中的“否”的判定)下，将所述流量改变单元的工作控制成(图7的步骤790的处理)，使得在所述预定内燃机输出以上的范围内，与所述内燃机输出小时相比，所述内燃机输出大时所述缸体流量比例变大(图7的步骤780的处理)。
在内燃机输出为预定内燃机输出以上的情况下，内燃机的燃烧室的发热量较大，所以，若缸体流量随着内燃机输出增大而减小，则存在产生汽缸体的过热的可能性。
根据本发明装置，在预定内燃机输出以上的范围内，与内燃机输出小时相比，内燃机输出大时缸体流量比例变大，结果，缸体流量变大的可能性增加。因此，能够抑制汽缸体的过热的可能性增加。
而且，在本发明装置中，所述控制部(90)可以构成为，在所述内燃机输出(P)比所述预定内燃机输出(PL)小的情况(图7的步骤750中的“是”的判定)下，将所述流量改变单元(75)的工作控制成(图7的步骤770的处理)，使得在比所述预定内燃机输出小的范围内，与所述内燃机输出小时相比，所述内燃机输出大时所述缸体流量比例(Pbr)变小(图7的步骤760的处理)。
在内燃机输出变大时燃烧室的发热量变大，所以，在冷却水对汽缸盖的冷却程度为一定的情况下，在内燃机输出变大时汽缸盖的温度变高。在汽缸盖的温度变高时，在燃烧室中产生所谓爆震的可能性增加。因此，在内燃机输出比一定值小的情况下，为了抑制爆震的产生，优选在内燃机输出变大时使缸盖流量增加。另一方面，在泵的冷却水排出流量为一定的情况下，在缸体流量比例变小时，缸盖流量变大。
因此，在内燃机输出比预定内燃机输出小的情况下，将流量改变单元的工作控制成，使得在比预定内燃机输出小的范围内，与内燃机输出小时相比，内燃机输出大时缸体流量比例变小，从而与内燃机输出小时相比，内燃机输大时缸盖流量变大的可能性增加。因此，能够抑制爆震的产生的可能性增加。
而且，在本发明装置中，所述控制部可以构成为，在所述内燃机输出(P)比所述预定内燃机输出(PL)小的情况(图7的步骤750中的“是”的判定)下，将所述流量改变单元(75)的工作控制成(图7的步骤770的处理)，使得所述缸盖流量比例为所述缸体流量比例以上(图7的步骤760的处理)。
在内燃机输出为一定的情况下，汽缸盖从燃烧室的燃烧接受的热量比汽缸体从燃烧室的燃料接受的热量大，所以，存在汽缸盖的温度变得比汽缸体的温度高的倾向。因此，为了抑制之前所述的爆震的产生，优选使缸盖流量变得比缸体流量大。
另一方面，在汽缸体的温度过低时，润滑配置于汽缸体内的可动部件的润滑油的粘性增大，结果，该可动部件的摩擦阻力增大。因此，为了将可动部件的摩擦阻力维持为比一定值小的状态，优选将汽缸体的温度维持为一定的温度以上。并且，为了将汽缸体的温度维持为一定的温度以上，根据内燃机输出而将缸体流量维持为一定的流量以下是有效的。
因此，在内燃机输出比预定内燃机输出小的情况下，将流量改变单元的工作控制成，使得缸盖流量比例为缸体流量比例以上，从而缸盖流量变得比缸体流量大且能够将缸体流量维持为一定的流量以下的可能性增加。因此，既能够将可动部件的摩擦阻力维持为一定的值以下又能够抑制爆震的产生的可能性增加。
尤其是，在本发明装置中，所述控制部(90)可以构成为，将所述泵的工作控制成(图8的步骤820的处理)使得所述内燃机输出(P)越大则所述泵(70)的冷却水排出流量(Vp)越大(图8的步骤810的处理)。
由此，在内燃机输出比预定内燃机输出小的情况下，将流量改变单元的工作控制成，在内燃机输出比预定内燃机输出小的范围内，与内燃机输出小时相比，内燃机输出大时缸体流量比例变小，从而与内燃机输出小时相比，内燃机输出大时缸盖流量变大。因此，能够抑制爆震的产生的可能性进一步增加。
而且，在内燃机输出比预定内燃机输出小的情况下，将流量改变单元的工作控制成使得缸盖流量比例为缸体流量以上，从而缸盖流量变得比缸体流量大。因此，能够抑制爆震的产生的可能性进一步增加。
而且，在本发明装置中，在所述控制部(90)构成为将所述泵的工作控制成(图8的步骤820的处理)使得所述内燃机输出(P)越大则所述泵(70)的冷却水排出流量(Vp)越大(图8的步骤810的处理)的情况 下，所述控制部可以构成为，将所述流量改变单元(75)的工作控制成(图7的步骤770的处理)，与所述内燃机输出为所述预定内燃机输出以上时(图7的步骤750中的“否”的判定)相比，所述内燃机输出(P)比所述预定内燃机输出(PL)小时(图7的步骤750中的“是”的判定)，与所述内燃机输出的预定增大量相对应的所述缸体流量的增大量变小(图7的步骤760的处理)。
在内燃机输出比一定值小时，为了抑制爆震的产生，优选与内燃机输出小时相比，内燃机输出大时使缸盖流量增加。并且，在内燃机输出越大则泵的冷却水排出流量越大的情况下，若将缸体流量比例控制成，与内燃机输出为一定值以上时相比，内燃机输出比一定值小时，与内燃机输出的预定增大量相对应的缸体流量的增大量变小，则缸盖流量随着内燃机输出的增大而大幅增加。
因此，将泵的工作控制成使得内燃机输出越大则泵的冷却水排出流量越大，将流量改变单元的工作控制成使得与内燃机输出为预定内燃机输出以上时相比，内燃机输出比预定内燃机输出小时，与内燃机输出的预定增大量相对应的缸体流量的增大量变小，从而在内燃机输出比预定内燃机输出小时能够抑制爆震的产生的可能性进一步增加。
而且，在本发明装置中，所述控制部(90)构成为，将所述泵的工作控制成(图8的步骤820的处理)使得所述内燃机输出(P)越大则所述泵(70)的冷却水排出流量(Vp)越大(图8的步骤810的处理)，在所述内燃机输出比所述预定内燃机输出(PL)小的情况(图7的步骤750中的“是”的判定)下，将所述流量改变单元的工作控制成(图7的步骤770的处理)，使得在比所述预定内燃机输出小的范围内与所述内燃机输出小时相比，所述内燃机输出大时所述缸体流量比例变大(图7的步骤760的处理)，在此情况下，所述预定内燃机输出(PL)可以被设定为所述泵(70)的工作状态为如下的工作状态时的所述内燃机输出(P)的值，即无法将能够把所述汽缸体(15)的温度维持为预定缸体温度以下的温度的流量的冷却水向所述缸体水路(52)供给的工作状态。
尤其是，在此情况下，所述预定缸体温度可以被设定为在温度上升时配置于所述汽缸体(15)内的可动部件的摩擦阻力增大的温度范围的温度且所述摩擦阻力的值为预定摩擦阻力值以下的温度。
在温度上升时可动部件的摩擦阻力增大的情况下，存在成为润滑该可动部件的润滑油进行混合润滑或临界润滑的状态的可能性。因此，通过将预定缸体温度设定为在温度上升时可动部件的摩擦阻力增大的温度范围的温度且可动部件的摩擦阻力的值为预定摩擦阻力值以下的温度，能够抑制所谓的润滑油断油。
而且，在本发明装置中，所述控制部(90)构成为，将所述泵的工作控制成(图8的步骤820的处理)使得所述内燃机输出(P)越大则所述泵(70)的冷却水排出流量(Vp)越大(图8的步骤810的处理)，在此情况下，所述预定内燃机输出(PL)可以被设定为所述泵的冷却水排出流量成为该泵的上限冷却水排出流量时的所述内燃机输出的值。
在泵的冷却水排出流量成为其上限冷却水排出流量的情况下，无法通过增加泵的排出流量来增加缸体流量。因此，在此情况下，通过将预定内燃机输出设定为泵的冷却水排出流量成为其上限冷却水排出流量时的内燃机输出的值，从而在泵的冷却水排出流量成为其上限冷却水排出流量的情况下，使缸体流量比例变大，缸体流量变大。因此，能够抑制汽缸体的过热。
而且，在本发明装置中，在所述泵(70)通过电力而被驱动的情况下，所述预定内燃机输出(PL)可以被设定为所述泵的冷却水排出流量(Vp)成为该泵的上限冷却水排出流量时的所述内燃机输出(P)的值。
在泵的冷却水排出流量达到其上限冷却水排出流量时，泵的冷却水排出流量不进一步增大，所以，不能指望泵的冷却水排出流量的增大所带来的缸体流量的增大。因此，通过将泵的冷却水排出流量成为其上限冷却水排出流量时的内燃机输出的值设定为预定内燃机输出，即使在产生了泵的冷却水排出流量不进一步增大的状态的情况下，也能够抑制汽缸体的过热。
而且，在本发明装置中，在所述泵(70)通过所述内燃机(10)的曲 轴的旋转而被驱动的情况下，所述预定内燃机输出(PL)可以被设定为所述内燃机的旋转速度即内燃机旋转速度(NE)为所述泵的冷却水排出流量(Vp)成为该泵的上限冷却水排出流量时的旋转速度时的所述内燃机输出(P)的值。
出于内燃机的构造方面的原因，内燃机旋转速度不会增大到一定的内燃机旋转速度以上。因此，在泵为通过曲轴的旋转而被驱动的类型的泵的情况下，在内燃机旋转速度达到其上限内燃机旋转速度时，泵的冷却水排出流量不进一步增大，所以，不能指望泵的冷却水排出流量的增大所带来的缸体流量的增大。因此，在内燃机旋转速度达到其上限内燃机旋转速度的情况下，泵的冷却水排出流量成为其上限冷却水排出流量。因此，通过将内燃机旋转速度为泵的冷却水排出流量成为该泵的上限冷却水排出流量时的内燃机旋转速度时的内燃机输出的值设定为预定内燃机输出，即使在产生了泵的冷却水排出流量不进一步增大的状态的情况下，也能够抑制汽缸体的过热。
在上述说明中，为了有助于发明的理解而对与实施方式相对应的发明的构成，以括号的形式添加了实施方式所采用的标号，但发明的各构成要素不限于由所述标号所规定的实施方式。本发明的其它目的、其它特征以及所附的优点将通过参照以下附图而记载的对本发明的实施方式的说明而容易理解。
附图说明
图1是表示本发明的实施方式的冷却装置(以下，称为“实施装置”。)所适用的内燃机的图。
图2是表示实施装置的图。
图3是与图2同样的图，是表示实施装置进行了1个冷却水循环控制时的冷却水的流动的图。
图4是与图2同样的图，是表示实施装置进行了另1个冷却水循环控制时的冷却水的流动的图。
图5是表示内燃机旋转速度和内燃机负载与缸盖流量比例和缸体流量比例的关系的图。
图6是表示内燃机输出与目标缸体流量比的关系的图。
图7是表示图1和图2所示的ECU的CPU(以下，仅称为“CPU”。)所执行的例程的流程图。
图8是表示CPU所执行的例程的流程图。
具体实施方式
以下，参照附图，对本发明的实施方式的内燃机的冷却装置(以下，称为“实施装置”。)进行说明。实施装置适用于图1至图2所示的内燃机10。内燃机10是多汽缸(在本例中为直列4汽缸)4循环活塞往复运动型柴油内燃机。但是，内燃机10也可以是汽油内燃机。以下，将内燃机10仅称为“内燃机10”。
如图1所示，内燃机10包括内燃机本体11、进气系统20、排气系统30和EGR系统40。
如图2所示，内燃机本体11包括汽缸盖14、汽缸体15和曲轴箱16等。如图1所示，在内燃机本体11中形成有4个汽缸(燃烧室)12a至12d。在各汽缸12a至12d的上部配置着燃料喷射阀13。以下，将汽缸盖14仅称为“缸盖14”，将汽缸体15仅称为“缸体15”，将各汽缸12a至12d称为“各汽缸12”。
进气系统20包括进气歧管21、进气管22、空气滤清器23、增压器24的压缩机24a、中间冷却器25、节气门26和节气门执行器27。
进气歧管21包括“与各汽缸12相连的支部”和“支部集合的集合部”。进气管22与进气歧管21的集合部相连。进气歧管21和进气管22构成进气通路。在进气管22，从吸入空气的流动的上游朝向下游依次配置着空气滤清器23、压缩机24a、中间冷却器25和节气门26。
排气系统30包括排气歧管31、排气管32和增压器24的涡轮24b。
排气歧管31包括“与各汽缸12相连的支部”和“支部集合的集合部”。 排气管32与排气歧管31的集合部相连。排气歧管31和排气管32构成排气通路。涡轮24b配置于排气管32。
EGR系统40包括排气回流管41、EGR控制阀42和EGR冷却器43。
排气回流管41将涡轮24b的上游位置的排气通路(排气歧管31)和节气门26的下游位置的进气通路(进气歧管21)相连通。排气回流管41构成EGR气体通路。
EGR控制阀42配置于排气回流管41。EGR控制阀42根据来自ECU90的指示来改变EGR气体通路的通路截面积，由此能改变从排气通路向进气通路再循环的排气(EGR气体)的量。
EGR冷却器43配置于排气回流管41，使通过排气回流管41的EGR气体的温度由后述的冷却水降低。因此，EGR冷却器43是在冷却水与EGR气体之间进行热交换的热交换器，主要是将热从EGR气体赋予冷却水的热交换器。
如图2所示，在缸盖14，如周知那样形成供用于冷却缸盖14的冷却水流动的水路51。缸盖水路51是实施装置的构成要素之一。以下，将水路51称为“缸盖水路51”。而且，在以下的说明中，“水路”都是用于供冷却水流动的通路。
在汽缸体15中，如周知那样形成供用于冷却缸体15的冷却水流动的水路52。尤其是，为了能够冷却划分各汽缸12的缸膛(汽缸孔)，水路52从靠近缸盖14的部位沿着缸膛形成到离开缸盖14的部位。缸体水路52是实施装置的构成要素之一。以下，将水路52称为“缸体水路52”。
实施装置包括水泵70。在本例中，水泵70是由电力驱动的电动式的水泵。但是，水泵70也可以是通过内燃机10的未图示的曲轴的旋转而工作的类型的水泵。以下，将水泵70仅称为“泵70”。
泵70具有“用于将冷却水取入泵70内的取入口70in”和“用于将取入的冷却水从泵70排出的排出口70out”。以下，将取入口70in称为“泵取入口70in”，将排出口70out称为“泵排出口70out”。
冷却水管53P划分出水路53。冷却水管53P的第1端部53A与泵排 出口70out相连。因此，从泵排出口70out排出的冷却水流入水路53。
冷却水管54P划分出水路54，冷却水管55P划分出水路55。冷却水管54P的第1端部54A和冷却水管55P的第1端部55A与冷却水管53P的第2端部53B相连。
冷却水管54P的第2端部54B以水路54与缸盖水路51的第1端部51A相连通的方式安装于缸盖14。冷却水管55P的第2端部55B安装于缸体15以使水路55与缸体水路52的第1端部52A相连通。
在冷却水管55P配置着流量改变阀75。在流量改变阀75被设定在开阀位置的情况下，容许水路55内的冷却水的流通，而在被设定在关阀位置的情况下，截断水路55内的冷却水的流通。而且，流量改变阀75的开度越大，则通过流量改变阀75的冷却水的流量越大。以下，将流量改变阀75称为“缸体流量改变阀75”。
冷却水管56P划分出水路56。冷却水管56P的第1端部56A安装于缸盖14以使水路56与缸盖水路51的第2端部51B相连通。冷却水管57P划分出水路57。冷却水管57P的第1端部57A安装于缸体15以使水路57与缸体水路52的第2端部52B相连通。
冷却水管58P划分出水路58。冷却水管58P的第1端部58A与“冷却水管56P的第2端部56B”和“冷却水管57P的第2端部57B”相连。冷却水管58P的第2端部58B与泵取入口70in相连。冷却水管58P配置成通过散热器71。散热器71通过在通过散热器71的冷却水与大气之间进行热交换，而使冷却水的温度降低。以下，将水路58称为“散热器水路58”。
在散热器71与冷却水管58P的第2端部58B之间，在冷却水管58P配置着流量改变阀76。在流量改变阀76被设定在开阀位置的情况下，容许散热器水路58内的冷却水的流通，而在被设定在关阀位置的情况下，截断散热器水路58内的冷却水的流通。而且，流量改变阀76的开度越大，则通过流量改变阀76的冷却水的流量越大。以下，将流量改变阀76称为“散热器流量改变阀76”。
冷却水管59P划分出水路59。冷却水管59P的第1端部59A与冷却 水管58P的第1端部58A和散热器71之间的冷却水管58P的部分58Pa相连。冷却水管59P配置成通过热器件72。以下，将冷却水管58P的第1端部58A与冷却水管58P的部分58Pa之间的散热器水路58的部分581称为“散热器水路58的第1部分581”。
热器件72包括EGR冷却器43和未图示的暖气芯子(heater core)。暖气芯子在通过暖气芯子的冷却水的温度比暖气芯子的温度高的情况下，被该冷却水加热而蓄积热。因此，暖气芯子是在与冷却水之间进行热交换的热交换器，主要是从冷却水夺取热的热交换器。蓄积于暖气芯子的热被利用于对搭载着内燃机10的车辆的室内进行制热。
冷却水管59P的第2端部59B与配置于散热器流量改变阀76和冷却水管58P的第2端部58B之间的冷却水管58P的切换阀77相连。以下，将切换阀77与冷却水管58P的第2端部58B之间的散热器水路58的部分582称为“散热器水路58的第2部分582”。
在切换阀77被设定在第1位置的情况下，切换阀77容许冷却水从切换阀77的上游侧的散热器水路58向切换阀77的下游侧的散热器水路58的流通而截断冷却水从热器件水路59向切换阀77的下游侧的散热器水路58的流通。
另一方面，在切换阀77被设定在第2位置的情况下，切换阀77容许冷却水从切换阀77的上游侧的散热器水路58向切换阀77的下游侧的散热器水路58的流通并容许冷却水从热器件水路59向切换阀77的下游侧的散热器水路58的流通。
实施装置具有ECU90。ECU是电子控制单元的简称，ECU90是具有包括CPU、ROM、RAM和接口等的微机作为主要构成部件的电子控制电路。CPU通过执行存储于存储器(ROM)的指令(例程)来实现后述的各种功能。
如图1和图2所示，ECU90与空气流量计81、曲轴角度传感器82、水温传感器86和加速器操作量传感器101相连。
空气流量计81在比压缩机24a靠进气上游位置配置于进气管22。空 气流量计81测定通过空气流量计81的空气的质量流量Ga，并将表示该质量流量Ga(以下，称为“吸入空气量Ga”。)的信号发送给ECU90。ECU90基于该信号而取得吸入空气量Ga。
曲轴角度传感器82接近内燃机10的未图示的曲轴地配置于内燃机本体11。曲轴角度传感器82每当曲轴旋转一定的角度(在本例中为10°)时就输出脉冲信号。ECU90基于该脉冲信号和来自未图示的凸轮位置传感器的信号而取得以预定的汽缸的压缩上止点为基准的内燃机10的曲轴角度(绝对曲轴角度)。而且，ECU90基于来自曲轴角度传感器82的脉冲信号而取得内燃机旋转速度NE。
水温传感器86配置于划分出散热器水路58的第1部分581的冷却水管58P的部分。水温传感器86检测散热器水路58的第1部分581内的冷却水的温度TWeng，并将表示该温度TWeng(以下，称为“内燃机水温TWeng”。)的信号发送给ECU90。ECU90基于该信号而取得内燃机水温TWeng。
加速器操作量传感器101检测未图示的加速器踏板的操作量AP，并将表示该操作量AP(以下，称为“加速器踏板操作量AP”。)的信号发送给ECU90。ECU90基于该信号而取得加速器踏板操作量AP和内燃机10的负载KL。以下，将内燃机10的负载KL称为“内燃机负载KL”。
而且，ECU90与燃料喷射阀13、节气门执行器27、EGR控制阀42、泵70、缸体流量改变阀75、散热器流量改变阀76和切换阀77相连。
节气门执行器27根据ECU90的指示来改变节气门26的开度。
燃料喷射阀13响应于ECU90的指示而开阀，将燃料直接喷射到各汽缸12内。
ECU90根据由内燃机负载KL和内燃机旋转速度NE而确定的内燃机运转状态来设定节气门26的开度的目标值，并将节气门执行器27的工作控制成使得节气门26的开度与目标值一致。以下，将由内燃机旋转速度NE和内燃机负载KL而确定的内燃机10的运转状态称为“内燃机运转状态”。
并且，ECU90如后述那样，根据内燃机运转状态和是否需要向热器件水路59供给冷却水来控制泵70、缸体流量改变阀75、散热器流量改变阀76和切换阀77的工作。
＜实施装置的工作的概要＞
接下来，对实施装置的工作的概要进行说明。实施装置在内燃机10的运转中无需向热器件水路59供给冷却水的情况下，进行冷却水循环控制A，在冷却水循环控制A中，使泵70工作，以使得如图3中箭头所示那样冷却水循环的方式，将缸体流量改变阀75和散热器流量改变阀76分别设定在开阀位置，将切换阀77设定在第1位置。
根据该冷却水循环控制A，从泵排出口70out排出到水路53的冷却水的一部分经由水路54而流入缸盖水路51。另一方面，排出到水路53的冷却水的其余部分经由水路55而流入缸体水路52。
流入了缸盖水路51的冷却水在流过缸盖水路51后经由水路56而流入散热器水路58。另一方面，流入了缸体水路52的冷却水在流过缸体水路52后经由水路57而流入散热器水路58。流入了散热器水路58的冷却水在通过了散热器71后从泵取入口70in被取入泵70。
另一方面，实施装置在内燃机10的运转中需要向热器件水路59供给冷却水的情况下，进行冷却水循环控制B，在冷却水循环控制B中，使泵70工作，以使得如图4中箭头所示那样冷却水循环的方式，将缸体流量改变阀75和散热器流量改变阀76分别设定在开阀位置，将切换阀77设定在第2位置。
根据该冷却水循环控制B，从泵排出口70out排出到水路53的冷却水的一部分经由水路54而流入缸盖水路51。另一方面，排出到水路53的冷却水的其余部分经由水路55而流入缸体水路52。
流入了缸盖水路51的冷却水在流过缸盖水路51后经由水路56而流入散热器水路58。另一方面，流入了缸体水路52的冷却水在流过缸体水路52后经由水路57而流入散热器水路58。
流入了散热器水路58的冷却水的一部分保持原样地流过散热器水路58，在通过了散热器71后从泵取入口70in被取入泵70。
另一方面，流入了散热器水路58的冷却水的其余部分通过散热器水路58的第1部分581而流入热器件水路59。该冷却水在通过了热器件72后依次流过“热器件水路59”和“散热器水路58的第2部分582”，并从泵取入口70in被取入泵70。
在内燃机10的输出P(以下，称为“内燃机输出P”。)增大时，燃烧室12的发热量增大。因此，在从泵70排出的冷却水的流量Vp(以下，称为“泵排出流量Vp”。)为一定的流量时，在内燃机输出P增大的情况下，存在产生内燃机10的过热的可能性。在产生内燃机10的过热时，存在缸盖14和缸体15变形、或成为润滑内燃机10的活塞和凸轮轴等的润滑油进行临界润滑的状态而产生所谓的润滑油断油、或在燃烧室12产生所谓的爆震的可能性。因此，为了抑制这样的缸盖14和缸体15的变形、润滑油断油的产生和爆震的产生，应该是内燃机输出P越大则越增加泵排出流量Vp。
而且，缸盖14从燃烧室12的燃烧接受的热量比缸体15从燃烧室12的燃烧接受的热量大。因此，存在缸盖14的温度(以下，称为“缸盖温度”。)变得比缸体15的温度(以下，称为“缸体温度”。)高的倾向。并且，在缸盖温度变得过高时，存在所谓的爆震会在燃烧室12产生的可能性。另一方面，在缸体温度变得过低时，存在润滑配置于缸体15内的活塞等可动部件(以下，称为“缸体可动部件”。)的润滑油的粘度增大、结果缸体可动部件的摩擦阻力变得过大的可能性。
因此，为了抑制这样的爆震的产生和缸体可动部件的摩擦阻力的过度增大，应该使向缸盖水路51供给的冷却水的流量比向缸体水路52供给的冷却水的流量大。以下，将向缸盖水路51供给的冷却水的流量称为“缸盖流量”，将向缸体水路52供给的冷却水的流量称为“缸体流量”。
内燃机运转状态为“内燃机输出P是中程度的内燃机输出的区域(图5所示的区域AM，以下称为“中输出区域AM”。)”内的状态时的缸盖温度比内燃机运转状态为“内燃机输出P是较小的内燃机输出的区域(图5所 示的区域AS，以下称为“低输出区域AS”。)”内的状态时的缸盖温度高。
因此，在内燃机运转状态为低输出区域AS内的状态时，为了抑制爆震的产生而应随着内燃机输出P的增大而增大的缸盖流量的增大量较小，在内燃机运转状态为中输出区域AM内的状态时，为了抑制爆震的产生而应随着内燃机输出P的增大而增大的缸盖流量的增大量较大。
从以上的情况可知，实施装置在内燃机运转状态为低输出区域AS和中输出区域AM内的状态时，将泵70的工作控制成，内燃机输出P越大则泵排出流量Vp越大。
此外，在将中输出区域AM与内燃机输出P较大的区域AL(以下，称为“高输出区域AL”。)的边界线LL上的内燃机输出P设为阈值内燃机输出PL、将中输出区域AM与低输出区域AS的边界线LS上的内燃机输出P设为阈值内燃机输出PS时，在内燃机运转状态为中输出区域AM内的状态的情况下，内燃机输出P比与此时的内燃机旋转速度NE相对应的阈值内燃机输出PL小且比阈值内燃机输出PS大。另一方面，在内燃机运转状态为低输出区域AS内的状态的情况下，内燃机输出P为与此时的内燃机旋转速度NE相对应的阈值内燃机输出PS以下。而且，在内燃机运转状态为高输出区域AL内的状态的情况下，内燃机输出P为与此时的内燃机旋转速度NE相对应的阈值内燃机输出PL以上。
而且，如图5所示，在内燃机运转状态为低输出区域AS内的状态时，实施装置将缸体流量改变阀75的开度控制成，使得“缸盖流量占缸盖流量和缸体流量的合计即总流量的比例Phd”与“缸体流量占总流量的比例Pbr”为相同的值(即Phd：Pbr＝1：1)。
换言之，如图6所示，在内燃机运转状态为低输出区域AS内的状态时，实施装置将缸体流量改变阀75的开度控制成，使得缸体流量占总流量的比例Pbr相对于缸盖流量占总流量的比例Phd之比为一定的值(在本例中为“1”)。
以下，将缸盖流量占总流量的比例Phd称为“缸盖流量比例Phd”，将缸体流量占总流量的比例Pbr称为“缸体流量比例Pbr”，将缸体流量比例Pbr相对于缸盖流量比例Phd之比称为“缸体流量比Rbr”。
此外，实施装置可构成为，在内燃机运转状态为低输出区域AS内的状态的情况下，将缸体流量改变阀75的开度控制成，使得与内燃机输出P小时相比，内燃机输出P大时缸体流量比例Pbr变小，结果，缸盖流量比例Phd变大。
尤其是，实施装置可构成为，在内燃机运转状态为低输出区域AS内的状态的情况下，将缸体流量改变阀75的开度控制成，使得内燃机输出P越大则缸体流量比例Pbr越小，结果，缸盖流量比例Phd变大。
在此情况下，实施装置可构成为，将缸体流量改变阀75的开度控制成，使得与内燃机运转状态为中输出区域AM内的状态时相比，内燃机运转状态为低输出区域AS内的状态时与内燃机输出P的预定增大量相对应的缸体流量的增大量变小。
另一方面，在内燃机运转状态为中输出区域AM内的状态时，实施装置将缸体流量改变阀75的开度控制成，使得内燃机输出P越大则缸体流量比例Pbr越小，结果缸盖流量比例Phd变大。
尤其是，如图5所示，在本例中，实施装置在内燃机输出P处于边界线LS上时，将缸体流量改变阀75的开度控制成，使得缸盖流量比例Phd：缸体流量比例Pbr为“Phd：Pbr＝1：1”。另一方面，在内燃机输出P处于边界线LL上时，实施装置将缸体流量改变阀75的开度控制成，使得缸盖流量比例Phd：缸体流量比例Pbr为“Phd：Pbr＝20：1”。
换言之，如图6所示，实施装置在内燃机输出P处于边界线LS上时将缸体流量改变阀75的开度控制成，使得缸体流量比Rbr为“1”，在内燃机输出P处于边界线LL上时将缸体流量改变阀75的开度控制成，使得缸体流量比Rbr为“0.05”。
此外，在本例中，将内燃机运转状态为中输出区域AM内的状态时的缸盖流量比例Phd和缸体流量比例Pbr以及泵排出流量Vp分别设定为能够将缸盖温度和缸体温度维持为能够抑制“缸盖14和缸体15的变形、润滑油断油的产生和爆震的产生”的温度的比例以及流量。因此，在内燃机运转 状态为中输出区域AM内的状态的情况下，能够抑制“缸盖14和缸体15的变形、润滑油断油的产生和爆震的产生”。
而且，在内燃机运转状态为中输出区域AM内的状态、从而缸盖温度过高且缸体温度过低的可能性高的情况下，缸盖流量比缸体流量大。因此，在内燃机运转状态为中输出区域AM内的状态时，能够抑制爆震的产生和缸体可动部件的摩擦阻力的过度增大。
而且，与内燃机输出P的预定增大量相对应的缸盖流量的增大量在内燃机运转状态为中输出区域AM内的状态时比在内燃机运转状态为低输出区域AS内的状态时大。因此，在内燃机运转状态为中输出区域AM内的状态时，能够抑制爆震的产生。
此外，实施装置可构成为，在内燃机运转状态为中输出区域AM内的状态的情况下，将缸体流量改变阀75的开度控制成，使得与内燃机输出P小时相比，内燃机输出P大时缸体流量比例Pbr变小。
在内燃机输出P超过某一定的值、燃烧室12的发热量变得非常大时，若随着内燃机输出P的增大而减小缸体流量比例Pbr，则存在缸体流量低于抑制缸体15的过热所需的流量而产生缸体15的过热的可能性。
尤其是，在内燃机输出P增大而泵排出流量Vp达到泵70可实现的冷却水的排出流量的上限值时，若设为随着内燃机输出P的增大而减小缸体流量比例Pbr，则随着内燃机输出P的增大而缸体流量减小，所以缸体流量低于抑制缸体15的过热所需的流量而产生缸体15的过热的可能性大。
从以上的情况可知，如图5所示，在内燃机运转状态为高输出区域AL内的状态的情况下，实施装置将缸体流量改变阀75的开度控制成，使得内燃机输出P越大则缸体流量比例Pbr越大。
在本例中，实施装置在内燃机运转状态为高输出区域AL内的状态的情况下，在内燃机输出P处于边界线LL上时，将缸体流量改变阀75的开度控制成，使得缸盖流量比例Phd：缸体流量比例Pbr为“Phd：Pbr＝20：1”。另一方面，在内燃机运转状态为高输出区域AL内的状态的情况下，在内燃机输出P为其上限值时，将缸体流量改变阀75的开度控制成，使 得缸盖流量比例Phd：缸体流量比例Pbr为“Phd：Pbr＝1：1”。
换言之，如图6所示，实施装置在内燃机运转状态为高输出区域AL内的状态的情况下，在内燃机输出P处于边界线LL上时，将缸体流量改变阀75的开度控制成，使得缸体流量比Rbr为“0.05”，在内燃机输出P为其上限值时，将缸体流量改变阀75的开度控制成，使得缸体流量比Rbr为“1”。
由此，在内燃机运转状态为高输出区域AL内的状态、从而产生缸体15的过热的可能性大的情况下，内燃机输出P越大则缸体流量越大。因此，在内燃机运转状态为高输出区域AL内的状态时，能够抑制缸体15的过热。
此外，实施装置可够成为，在内燃机运转状态为高输出区域AL内的状态的情况下，将缸体流量改变阀75的开度控制成，使得与内燃机输出P小时相比，内燃机输出P大时缸体流量比例Pbr变大。
而且，在本例中，中输出区域AM与高输出区域AL的边界线LL上的内燃机输出P即阈值内燃机输出PL被设定为泵排出流量Vp为其上限值时的内燃机输出P的值。也就是说，阈值内燃机输出PL被设定为泵70的工作状态为如下的工作状态时的内燃机输出P，即，该工作状态存在无法将能够把缸体温度维持为预定缸体温度以下的温度的流量的冷却水向缸体水路52供给的可能性。
尤其是，阈值内燃机输出PL被设定为泵70的工作状态为如下的工作状态时的内燃机输出P中的最小的内燃机输出，即，该工作状态存在无法将能够把缸体温度维持为预定缸体温度以下的温度的流量的冷却水向缸体水路52供给的可能性。在此情况下，上述预定缸体温度被设定为在温度上升时缸体可动部件的摩擦阻力增大的温度范围的温度且该摩擦阻力的值成为预定摩擦阻力值以下的温度。尤其是，上述预定缸体温度被设定为在温度上升时缸体可动部件的摩擦阻力增大的温度范围的温度且该摩擦阻力的值成为预定摩擦阻力值以下的温度中的最低温度。
此外，在泵70为通过曲轴的旋转而被驱动的类型的泵的情况下，阈值内燃机输出PL被设定为内燃机旋转速度NE为“泵排出流量为其上限值时 的内燃机旋转速度NE”时的内燃机输出P的值。尤其是，阈值内燃机输出PL可被设定为内燃机旋转速度NE为“泵排出流量为其上限值时的内燃机旋转速度NE”时的内燃机输出P中的最小内燃机旋转速度NE时的内燃机输出P的值。
＜实施装置的具体的工作＞
接下来，对实施装置的具体的工作进行说明。实施装置的ECU的CPU每经过预定时间就执行图7的流程图所示的例程。因此，在成为预定的定时时，CPU从图7的步骤700开始处理并进行以下所述的步骤710的处理。然后，CPU前进到步骤720。
步骤710：CPU通过将内燃机旋转速度NE适用于查阅表(look up table，查找表)MapPS(NE)而取得成为低输出区域AS与中输出区域AM的边界的内燃机运转状态下的内燃机输出P即阈值内燃机输出PS，并且，通过将内燃机旋转速度NE适用于查阅表MapPL(NE)而取得阈值内燃机输出PL。根据表MapPS(NE)，内燃机旋转速度NE越大则阈值内燃机输出PS被取得为越小的值，根据表MapPL(NE)，内燃机旋转速度NE越大则阈值内燃机输出PL被取得为越小的值。
CPU前进到步骤720，判定内燃机输出P是否为阈值内燃机输出PS以下。在内燃机输出P为阈值内燃机输出PS以下的情况(即，内燃机运转状态为图5所示的低输出区域AS的情况)下，CPU在步骤720中判定为“是”，依次进行以下所述的步骤730和步骤740的处理。然后，CPU前进到步骤795，一度结束本例程。
步骤730：CPU将缸体流量比Rbr的目标值Rbr_tgt(以下，称为“目标缸体流量比Rbr_tgt”)设定为“1”。
步骤740：CPU将缸体流量改变阀75的开度控制成，以使得达到在步骤730中设定的目标缸体流量比Rbr_tgt。
另一方面，在CPU执行步骤720的处理的时刻内燃机输出P比阈值内燃机输出PS大的情况下，CPU在步骤720中判定为“否”并前进到步骤750，判定内燃机输出P是否比阈值内燃机输出PL小。
在内燃机输出P比阈值内燃机输出PL小的情况(即，内燃机运转状态处于图5所示的中输出区域AM的情况)下，CPU在步骤750中判定为“是”，依次进行以下所述的步骤760和步骤770的处理。然后，CPU前进到步骤795，一度结束本例程。
步骤760：CPU通过将内燃机输出P适用于中输出区域AM用的查阅表MapRbr_tgt(P)而取得目标缸体流量比Rbr_tgt。根据表MapRbr_tgt(P)，如图7的方框B1所示，内燃机输出P越大则目标缸体流量比Rbr_tgt被取得为越小的值。
步骤770：CPU将缸体流量改变阀75的开度控制成，以使得达到在步骤760中取得的目标缸体流量比Rbr_tgt。
另一方面，在CPU执行步骤750的处理的时刻内燃机输出P为阈值内燃机输出PL以上的情况(即，内燃机运转状态处于图5所示的高输出区域AL的情况)下，CPU在步骤750中判定为“否”，依次进行以下所述的步骤780和步骤790的处理。然后，CPU前进到步骤795，一度结束本例程。
步骤780：CPU通过将内燃机输出P适用于高输出区域AL用的查阅表MapRbr_tgt(P)而取得目标缸体流量比Rbr_tgt。根据表MapRbr_tgt(P)，如图7的方框B2所示，内燃机输出P越大则目标缸体流量比Rbr_tgt被取得为越大的值。
步骤790：CPU将缸体流量改变阀75的开度控制成，以使得达到在步骤780中取得的目标缸体流量比Rbr_tgt。
而且，CPU每经过预定时间就执行图8的流程图所示的例程。因此，在成为预定的定时时，CPU从步骤800开始处理并依次进行以下所述的步骤810和步骤820的处理。然后，CPU前进到步骤830。
步骤810：CPU通过将内燃机输出P适用于查阅表MapVp_tgt(P)而取得泵排出流量Vp的目标值Vp_tgt(以下，称为“目标排出流量Vp_tgt”。)。根据表MapVp_tgt(P)，如图8的方框B3所示，内燃机输出P越大则目标排出流量Vp_tgt被取得为越大的值。
步骤820：CPU将泵70的工作控制成，以使得达到在步骤810中取得的目标排出流量Vp_tgt。
CPU前进到步骤830，判定是否存在热器件通水要求。在存在热器件通水要求的情况下，CPU在步骤830中判定为“是”，依次进行以下所述的步骤840和步骤850的处理。然后，CPU前进到步骤895，一度结束本例程。
步骤840：CPU通过将作为向热器件水路59流动的冷却水的流量而被要求的流量Vd_req(以下，称为“要求热器件流量Vd_req”。)和在步骤810中取得的目标排出流量Vp_tgt适用于查阅表MapDrad_tgt(Vd_req,Vp_tgt)，而取得散热器流量改变阀76的目标开度Drad_tgt。根据表MapDrad_tgt(Vd_req,Vp_tgt)，要求热器件流量Vd_tgt越大则目标开度Drad_tgt被取得为越小的值，目标排出流量Vp_tgt越大则目标开度Drad_tgt被取得为越小的值。
步骤850：CPU以使得达成在步骤840取得的目标开度Drad_tgt的方式控制散热器流量改变阀76的开度并将切换阀77设定在第2位置。
另一方面，在CPU执行步骤830的处理的时刻不存在热器件通水要求的情况下，CPU在步骤830中判定为“否”，依次进行以下所述的步骤860和步骤870的处理。然后，CPU前进到步骤895，一度结束本例程。
步骤860：CPU将目标开度Drad_tgt设定为其最大值Drad_max。
步骤850：CPU以使得达成在步骤860取得的目标开度Drad_tgt的方式控制散热器流量改变阀76的开度并将切换阀77设定在第1位置。
以上是实施装置的具体的工作，由此，在内燃机运转状态处于高输出区域AL内的状态时(参照图7的步骤750中判定为“否”时。)，能够抑制缸体15的过热。
此外，本发明不限于上述实施方式，在本发明的范围内能够采用各种变形例。
例如，本发明在上述实施装置中也可适用于“不具有水路59和切换阀77的冷却装置”。

Claims (10)

1.一种内燃机的冷却装置，适用于具有汽缸盖和汽缸体的内燃机，
所述冷却装置具有：
为了供冷却所述汽缸盖的冷却水流动而设置于所述汽缸盖的水路即缸盖水路；
为了供冷却所述汽缸体的冷却水流动而设置于所述汽缸体的水路即缸体水路；
用于向所述缸盖水路和所述缸体水路供给冷却水的泵；
用于改变缸盖流量比例和缸体流量比例的流量改变单元，所述缸盖流量比例是缸盖流量占总流量的比例，所述总流量是向所述缸盖水路供给的冷却水的流量即所述缸盖流量和向所述缸体水路供给的冷却水的流量即缸体流量的合计，所述缸体流量比例是所述缸体流量占所述总流量的比例；以及
根据所述内燃机的输出即内燃机输出来控制所述流量改变单元的工作的控制部；
在所述内燃机的冷却装置中，
所述控制部构成为，在所述内燃机输出为预定内燃机输出以上的情况下，将所述流量改变单元的工作控制成，使得在所述预定内燃机输出以上的范围内，与所述内燃机输出小时相比，所述内燃机输出大时所述缸体流量比例变大。
2.如权利要求1所述的内燃机的冷却装置，
所述控制部构成为，在所述内燃机输出比所述预定内燃机输出小的情况下，将所述流量改变单元的工作控制成，使得在比所述预定内燃机输出小的范围内，与所述内燃机输出小时相比，所述内燃机输出大时所述缸体流量比例变小。
3.如权利要求1或2所述的内燃机的冷却装置，
所述控制部构成为，在所述内燃机输出比所述预定内燃机输出小的情况下，将所述流量改变单元的工作控制成，使得所述缸盖流量比例为所述缸体流量比例以上。
4.如权利要求1至3中任一项所述的内燃机的冷却装置，
所述控制部构成为，将所述泵的工作控制成使得所述内燃机输出越大则所述泵的冷却水排出流量越大。
5.如权利要求4所述的内燃机的冷却装置，
所述控制部构成为，将所述流量改变单元的工作控制成，与所述内燃机输出为所述预定内燃机输出以上时相比，在所述内燃机输出比所述预定内燃机输出小时，与所述内燃机输出的预定增大量相对应的所述缸体流量的增大量变小。
6.如权利要求1所述的内燃机的冷却装置，
所述控制部构成为，
将所述泵的工作控制成使得所述内燃机输出越大则所述泵的冷却水排出流量越大，
在所述内燃机输出比所述预定内燃机输出小的情况下，将所述流量改变单元的工作控制成，在比所述预定内燃机输出小的范围内，与所述内燃机输出小时相比，所述内燃机输出大时所述缸体流量比例变小；
所述预定内燃机输出被设定为所述泵的工作状态为如下的工作状态时的所述内燃机输出的值，即无法将能够把所述汽缸体的温度维持为预定缸体温度以下的温度的流量的冷却水向所述缸体水路供给的工作状态。
7.如权利要求6所述的内燃机的冷却装置，
所述预定缸体温度被设定为若温度上升则配置于所述汽缸体内的可动部件的摩擦阻力增大的温度范围的温度且所述摩擦阻力的值为预定摩擦阻力值以下的温度。
8.如权利要求1所述的内燃机的冷却装置，
所述控制部构成为，将所述泵的工作控制成使得所述内燃机输出越大则所述泵的冷却水排出流量越大；
所述预定内燃机输出被设定为所述泵的冷却水排出流量成为该泵的上限冷却水排出流量时的所述内燃机输出的值。
9.如权利要求1所述的内燃机的冷却装置，
所述泵通过电力而被驱动；
所述预定内燃机输出被设定为所述泵的冷却水排出流量成为该泵的上限冷却水排出流量时的所述内燃机输出的值。
10.如权利要求1所述的内燃机的冷却装置，
所述泵通过所述内燃机的曲轴的旋转而被驱动；
所述预定内燃机输出被设定为所述内燃机的旋转速度即内燃机旋转速度为如下的旋转速度时的所述内燃机输出的值，该旋转速度是所述泵的冷却水排出流量成为该泵的上限冷却水排出流量时的旋转速度。
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