JP2011179454A - 車両の制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】エンジンの冷間時に車室内を暖房するためにヒータコアを通過する冷却水との熱交換により昇温された空気を車室に供給する際、その空気の温度を高められるようにする。
【解決手段】車室８を暖房すべくブロワ１７が駆動されている状態にあって、エンジン１の冷間時には非冷間時よりもウォータポンプ３の吐出流量が低減される。このように吐出流量が低減されると、第２冷却水回路を循環する冷却水がより長い時間をかけて排熱回収器２を通過するようになり、同排熱回収器２から出た冷却水の温度が高くなる。そして、この温度の高くなった冷却水がヒータコア６にて車室８に供給される空気との間で熱交換される。ここでも、上記吐出流量低減によって上記冷却水がより長い時間をかけてヒータコア６を流れるようになることから、同冷却水から上記ブロワ１７の駆動によりヒータコア６を通過する空気に対しより多くの熱が渡される。
【選択図】図１

Description

本発明は、車両の制御装置に関する。

自動車等の車両においては、エンジンや排熱回収器を熱源として昇温する冷却水がポンプの駆動によりヒータコアを通過して循環する冷却水回路、及び、ヒータコアを通過する冷却水との間で熱交換された空気を車室に供給するブロワが設けられている。上記排熱回収器は、エンジンの排気と冷却水回路を循環する冷却水との間で熱交換を行い、その排気の熱を上記冷却水の熱として回収することで同冷却水を昇温させるものである。また、冷却水回路を循環する冷却水は、エンジンを通過する際における同エンジンとの熱交換によっても昇温される。そして、車室の暖房要求があるときには、上記ブロワの駆動を通じてヒータコアに空気を流して同空気とヒータコアを通過する冷却水との間で熱交換を行い、その熱交換により昇温された空気が車室に供給される。

なお、特許文献１には、エンジンの冷間運転時には、エンジンの冷却水の通過を禁止し、冷却水においてエンジンを通過させずに冷却水を循環させることが開示されている。この場合、エンジンの冷間運転時、エンジンを通過する冷却水により同エンジンの熱が奪われることが抑制されるため、冷間状態にあるエンジンの暖機を速やかに行うことができる。また、エンジンの冷却水の通過が禁止された状態で冷却水回路を循環する冷却水は、排熱回収器を通過する際にエンジンの排気の熱を受けて昇温する。従って、こうした状況下で車室の暖房要求がるときには、上述したようにエンジンの排気の熱により昇温した冷却水の熱を用いて車室の暖房が行われることとなる。

特開２００９−１５０２６６公報（段落［００４０］、図１、図２）

ところで、エンジンの冷間時においては、冷却水回路の冷却水がエンジンを通過することを禁止するか否かに関わりなく、その冷却水のエンジンの熱による昇温が期待できなくなる分、冷却水回路を循環する冷却水の温度が低くなる傾向がある。このため、ヒータコアに流入する冷却水の温度も低くなる。従って、エンジンの冷間時に車室の暖房要求があり、ブロワの駆動を通じてヒータコアを通過する冷却水との熱交換により昇温された空気を車室に供給したとしても、その空気の温度を十分に高めることが困難になり、同空気にさらされる車室内の乗員の体感温度が下がるおそれがある。

本発明はこのような実情に鑑みてなされたものであって、その目的は、エンジンの冷間時に車室内を暖房するためにヒータコアを通過する冷却水との熱交換により昇温された空気を車室に供給する際、その空気の温度を高めることのできる車両の制御装置を提供することにある。

以下、上記目的を達成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記載の発明によれば、車室の暖房要求があるときには、ブロワの駆動を通じてヒータコアに空気を流して同空気とヒータコアを通過して循環する冷却水回路の冷却水との間で熱交換を行い、その熱交換により昇温された空気が車室に供給される。そして、ポンプ制御部により、車室を暖房すべくブロワが駆動されている状態にあって、エンジンの冷間時には同エンジンの非冷間時よりもポンプの冷却水の吐出流量が低減される。この場合、冷却水回路を循環する冷却水の流速が遅くなり、同冷却水がより長い時間をかけて排熱回収器を通過するようになることから、エンジンの排気から排熱回収器に供給される単位時間当たりの熱量が一定であるとしても、同排熱回収器から出た冷却水の温度が上記ポンプの吐出流量低減前に比べて高くなる。そして、このように温度の高くなった冷却水がヒータコアにて車室に供給される空気との間で熱交換される。ここでも、上記ポンプの吐出流量低減によって上記冷却水がより長い時間をかけてヒータコアを流れるようになることから、同冷却水から上記ブロワの駆動によりヒータコアを通過する空気に対しより多くの熱が渡されることになる。従って、エンジンの冷間時に車室の暖房要求があるとき、上記ヒータコアを通過した後の空気、言い換えれば車室に供給される空気の温度を高めることができ、同空気にさらされる車室内の乗員の体感温度低下を抑制することができる。

請求項２記載の発明によれば、ポンプ制御部によりポンプの冷却水の吐出流量が低減されているときには、ブロワ制御部によりブロワの風量が減量値まで低減されるため、同ブロワの駆動によりヒータコアを通過する空気の流速が遅くなるとともに同空気の量が少なくなる。その結果、少ない量の空気がより長い時間をかけてヒータコアを通過するようになる。こうした状態は、上記空気がヒータコアを通過する冷却水から単位体積当たりに受ける熱量を多くした状態ということになる。このため、ブロワの駆動によりヒータコアを通過して車室に供給される空気の量は少なくなるものの、その空気の温度をより一層高めることができる。

請求項３記載の発明によれば、ブロワ制御部によりブロワの風量が減量値まで低減される際、その減量値が冷却水回路を循環する冷却水からヒータコアに供給される単位時間当たりの熱量に基づき可変設定される。より詳しくは、上記単位時間当たりの熱量が小さい値となるほど上記減量値が小さい値とされてブロワの風量が少なくされ、逆に上記単位時間当たりの熱量が大きい値となるほど上記減量値が大きい値とされてブロワの風量が多くされる。ここで、仮にブロワの風量が一定という条件のもとでは、冷却水回路を循環する冷却水からヒータコアに供給される単位時間当たりの熱量が小さい値になるほど、ヒータコアにて冷却水との間で熱交換を行った後の空気の温度が低くなる。従って、上述したように、上記単位時間当たりの熱量が小さい値となるほど上記減量値を小さい値としてブロワの風量を少なくすることで、同熱量が小さい値であることに起因してヒータコアにて冷却水との間で熱交換を行った後の空気の温度、すなわち車室に供給される空気の温度が低くなることを抑制できる。また、上記単位時間当たりの熱量がある程度大きい値であるときには、ヒータコアにて冷却水との間で熱交換を行った後の空気の温度が低くなりにくいため、車室の暖房を効果的に行ううえでブロワの風量をある程度多くし、上記空気の温度を車室の暖房に必要な値に保持しつつ、車室に供給される空気の量を可能な限り多くすることが好ましい。この点、上記単位時間当たりの熱量がある程度大きい値であるときには、上記減量値もそれに対応した比較的大きい値となるため、ブロワの風量が過度に少なくなることが抑制される。以上により、車室内に供給される空気の温度を車室の暖房に必要な値に保持しつつ、同空気の量を可能な限り多く確保することができ、それによって車室の暖房を効果的に行うことができるようになる。

請求項４記載の発明によれば、ブロワ制御部によりブロワの風量が減量値まで低減される際、その減量値が次のように可変設定される。すなわち、冷却水回路の冷却水が有する車室に供給可能な熱量、及びエンジンの冷間状態が継続される時間の予測値である予測継続時間に基づき、その予測継続時間全体に亘って上記冷却水からヒータコアに熱を供給する際に同冷却水からヒータコアに供給する単位時間当たりの熱量が求められる。そして、上記単位時間当たりの熱量が小さい値となるほど上記減量値が小さい値とされてブロワの風量が少なくされ、逆に上記単位時間当たりの熱量が大きい値となるほど上記減量値が大きい値とされてブロワの風量が多くされる。ここで、仮にブロワの風量が一定という条件のもとでは、予測継続時間全体に亘って上記冷却水からヒータコアに熱を供給する際に同冷却水からヒータコアに供給する単位時間当たりの熱量に対し、ブロワの風量が多くなり過ぎるおそれがある。この場合、エンジンの冷間状態の継続中（予測継続時間の経過中）に、冷却水回路の冷却水が有する車室に供給可能な熱量を同車室の暖房に使い切ってしまい、その時点でブロワの駆動により車室に供給される空気の温度が急低下する。従って、上述したように、上記単位時間当たりの熱量が小さい値となるほど上記減量値を小さい値としてブロワの風量を少なくすることで、同熱量が小さい値であることに起因してエンジンの冷間状態の継続中に車室に供給される空気の温度が急低下することを抑制できる。また、上記単位時間当たりの熱量がある程度大きい値であるときには、車室の暖房を効果的に行うためにブロワの風量をある程度多くしたとしても、エンジンの冷間状態の継続中に冷却水回路の冷却水が有する車室に供給可能な熱量を同車室の暖房に使い切ってしまい、車室に供給される空気の温度が急低下するということは生じにくい。この点、上記単位時間当たりの熱量がある程度大きい値であるときには、上記減量値もそれに対応した比較的大きい値となるため、ブロワの風量が過度に少なくなることが抑制される。以上により、エンジンの冷間状態の継続中に車室内に供給される空気の温度が急低下することを抑制しつつ、車室を暖房するための空気の量を可能な限り多く確保することができ、それによって車室の暖房を効果的に行うことができるようになる。

請求項５記載の発明によれば、車室内の空気の実際の温度とブロワの駆動により車室に供給される空気の温度との温度差が求められる。そして、上記温度差が大きい値になるほど上記減量値が小さい値とされてブロワの風量が少なくされ、逆に上記温度が小さい値となるほど上記減量値が大きい値とされてブロワの風量が多くされる。ここで、上記温度差が大きいということは、車室内の空気の実際の温度が低く、且つブロワの駆動により車室に供給される空気の温度の目標値が高い傾向にあること、言い換えれば車室内での乗員の体感温度が低く車室の暖房要求が大きいことを意味する。このため、仮にブロワの風量を一定にしたとすると、上記温度差が大きいときに車室内に供給される空気の温度に対しブロワの風量が多くなり過ぎ、車室内の乗員に低温の空気が過度に多く当たることになって乗員の体感温度が低下するおそれがある。従って、上述したように、上記温度差が大きい値となるほど上記減量値を小さい値としてブロワの風量を少なくすることで、車室内に供給される空気の温度に対しブロワの風量が多くなり過ぎること、すなわち車室内の乗員に低温の空気が過度に多く当たって乗員の体感温度が低下することを抑制できるようになる。また、上記温度差がある程度小さい値であるときには、車室内での乗員の体感温度が比較的高く車室の暖房要求が小さいことを意味するため、車室の暖房を効果的に行うためにブロワの風量をある程度多くしたとしても、乗員の体感温度が低下するということは生じにくい。この点、上記温度差がある程度小さい値であるときには、上記減量値もそれに対応した比較的大きい値となるため、ブロワの風量が過度に少なくなることが抑制される。以上により、車室内に供給される空気の温度に対しブロワの風量が多くなり過ぎて車室内の乗員の体感温度が低下することを抑制しつつ、車室を暖房するための空気の量を可能な限り多く確保することができ、それによって車室の暖房を効果的に行うことができるようになる。

請求項６記載の発明によれば、ポンプ制御部によるポンプの冷却水の吐出流量の低減は、冷却水回路の冷却水が有する車室に供給可能な熱量が所定値未満であるときに限って行われる。そして、上記所定値は、ポンプ及びブロワの通常駆動により車室に暖房のための空気を供給したときに同空気の温度を車室内の温度に対し暖房に必要な値だけ高くすることの可能な上記熱量の最小値に設定される。従って、冷却水回路の冷却水が有する車室に供給可能な熱量が所定値以上であれば、ポンプ及びブロワの通常駆動により車室に暖房のための空気を供給したとしても、同空気の温度を十分に高めることができ、車室内の乗員の体感温度が低下することはない。仮に、こうした状況のもとでポンプ制御部によるポンプの冷却水の吐出流量の低減が行われたとすると、車室内に供給される空気の温度が通常より高められるようにはなるものの、ブロワの風量が通常よりも低減されることによって車室の暖房性能がかえって低下することになりかねない。しかし、冷却水回路の冷却水が有する車室に供給可能な熱量が所定値以上であるときには、ポンプの冷却水の吐出流量の低減が行われることはないため、ポンプ及びブロワが通常どおり駆動されることになり、上述した車室の暖房性能の低下が生じることはない。

請求項７記載の発明によれば、エンジンの冷間時にはバルブの閉弁を通じて第１冷却水回路の冷却水の同エンジン内部の通過が禁止され、エンジンを通過させずに排熱回収器及びヒータコアを通って冷却水を循環させる第２冷却水回路での冷却水の循環のみが行われる。このため、エンジンの冷間時においては、ヒータコアを通過する冷却水の温度を上昇させるための熱源が排熱回収器のみとなり、その冷却水の温度が低くなる傾向が大きくなる。従って、エンジンの冷間時に車室の暖房要求があるとき、ブロワの駆動を通じて車室に供給される空気の温度を十分に高めることがより一層困難になり、同空気にさらされる車室内での乗員の体感温度が下がる可能性が高くなる。しかし、こうした状況のもとでも、ポンプ制御部によりポンプの冷却水の吐出流量を低減することで、ブロワの駆動により車室に供給される空気の温度を高めることができ、同空気にさらされる車室内の乗員の体感温度低下を抑制することができる。また、エンジンの冷間時、上述したように第１冷却水回路の冷却水がエンジン内部を通過することを禁止すれば、その冷却水によってエンジンの熱が奪われることがないため、同エンジンを速やかに暖機させることができる。

第１実施形態における車両の冷却水回路及び制御装置の全体構成を模式的に示したブロック図。 同車両におけるエンジンの暖機状態に応じたエンジン冷却水循環、バルブ及びサーモスタットの作動状態を示す表図。 同車両の冷却水回路におけるエンジン冷間時の冷却水の流れを示すブロック図。 同車両の冷却水回路におけるエンジン半暖機時の冷却水の流れを示すブロック図。 同車両の冷却水回路におけるバルブの開弁前後のエンジン内部の冷却水温の推移を示すグラフ。 第１実施形態におけるウォータポンプの吐出流量制御及びブロワの風量制御の実行手順を示すフローチャート。 第２実施形態における減量値の算出手順を示すフローチャート。 第３実施形態における減量値の算出手順を示すフローチャート。 第４実施形態におけるウォータポンプの吐出流量制御及びブロワの風量制御の実行手順を示すフローチャート。

［第１実施形態］
以下、本発明を車両の制御装置に具体化した第１実施形態を、図１〜図６に従って説明する。

図１は、本実施形態の車両に用いられる冷却水回路の構成を示している。この車両には、エンジン１の内部を通って冷却水を循環させる第１冷却水回路と、エンジン１の内部を通らずに且つ排熱回収器２及びヒータコア６を通って冷却水を循環させる第２冷却水回路とが設けられている。これら冷却水回路の冷却水は、同一のウォータポンプ３により各々循環可能となっている。このウォータポンプ３は、電動式のポンプであり、外部からの指令に基づき吐出する冷却水の流量を可変とすることができる。上記排熱回収器２は、エンジン１の排ガスと第２冷却水回路の冷却水との熱交換を行い、排ガスの熱で冷却水を加熱する熱交換器として機能する。また、上記ヒータコア６は、空気と冷却水との熱交換を通じて車室８内に送風される空気を暖める熱交換器として機能する。

第１冷却水回路は、ウォータポンプ３、エンジン１、及びラジエータ４を通るメイン経路と、そのラジエータ４を迂回するバイパス経路とに分岐されている。第１冷却水回路のメイン経路に設けられたラジエータ４は、第１冷却水回路内の冷却水の熱を外気中に放熱させるためのものである。上記メイン経路では、ウォータポンプ３から吐出された冷却水が、エンジン１、ラジエータ４、サーモスタット５を通った後、ウォータポンプ３に戻るようになっている。サーモスタット５は、温度感応式の弁であり、後述するヒータコア６を通過した後の冷却水の温度が規定値（例えば１０５℃）以上となったときに開弁して、ラジエータ４を通じた冷却水の循環を許容する。また、サーモスタット５は、ヒータコア６通過後の温度が上記規定値未満のときには閉弁し、ラジエータ４を通じた冷却水の循環を禁止する。こうしたラジエータ４の近傍には、余剰の冷却水を貯留するリザーバータンク１３が設置されている。

また、第１冷却水回路の上記バイパス経路では、ウォータポンプ３から吐出された冷却水が、エンジン１、バルブ７、ヒータコア６、及びサーモスタット５を通ってウォータポンプ３に戻るようになっている。上記バイパス経路のバルブ７は電磁式のオン・オフ弁であり、このバルブ７の閉弁に応じてバイパス経路を通じた冷却水の循環は停止される。また、上記サーモスタット５は、こうしたバイパス経路を通じた冷却水の循環を常時許容するように形成されている。従って、バルブ７と上記サーモスタット５とが共に閉弁したときには、エンジン１内部を通じた冷却水の循環は停止されるようになる。なお、ヒータコア６の近傍には、車室８内の空気をヒータコア６に流して同ヒータコア６内の冷却水との間で熱交換を行わせた後、その熱交換により昇温された空気を車室８に供給するブロワ１７が設けられている。

一方、第２冷却水回路は、ウォータポンプ３を出た後、エンジン１のスロットルボディ９を通過する経路とこれを通過しない経路との２つの経路に分岐している。同経路は再び合流した後、ＥＧＲクーラ１０及び上記排熱回収器２を通って、ヒータコア６の上流で上記バイパス経路に合流される。第２冷却水回路に設けられた上記ＥＧＲクーラ１０は、エンジン１の排気系から吸気系へと還流される排気（再循環排気）を冷却するためのものである。

こうした車両において、上記ウォータポンプ３の吐出する冷却水の流量（以下、吐出流量と記載する）及びバルブ７の開閉は、エンジン冷却制御部１１により制御されている。なお、バルブ７の開閉を制御するときのエンジン冷却制御部１１は、バルブ制御部として機能し、ウォータポンプ３の吐出流量を制御するときのエンジン冷却制御部１１はポンプ制御部として機能する。

このエンジン冷却制御部１１は、エンジン１の冷却制御に係る各種演算処理を実施するＣＰＵ、制御用のプログラムやデータの記憶されたＲＯＭ、ＣＰＵの演算結果やセンサの検出結果等を一時的に記憶するＲＡＭ、外部との信号の入出力を司るＩ／Ｏを備えた電子制御ユニットとして構成されている。なお、こうしたエンジン冷却制御部１１には、第１冷却水回路のエンジン１出口付近の冷却水の温度（冷却水温ｔｈｗ１）を検出する水温センサ１２からの検出信号、ヒータコア６に流入する冷却水の温度（冷却水温ｔｈｗ２）を検出する水温センサ１４からの検出信号が入力される。

また、車両には、車室８内の空調の制御、具体的にはヒータコア６にて加熱（昇温）された空気の車室８内への送風の制御（ブロワ１７の風量制御）を司る空調制御部１５が設けられている。ブロワ１７の風量を制御するときの空調制御部１５は、ブロワ制御部として機能する。この空調制御部１５も、エンジン冷却制御部１１と同様に、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ、Ｉ／Ｏを備えた電子制御ユニットとして構成されている。なお、こうした空調制御部１５には、ブロワ１７の駆動を通じてヒータコア６に流入する空気の温度（ｔｈａ）、すなわち車室８内の空気の実際の温度を検出する空気温センサ１８からの検出信号が入力される。そして、空調制御部１５とエンジン冷却制御部１１とは、車内ネットワーク（ＣＡＮ）を通じて互いに接続されており、相互通信により必要な情報を共有する。

図２は、本実施形態の車両におけるエンジン１の暖機状態に応じたエンジン１の冷却水循環、バルブ７及びサーモスタット５の作動態様を示している。同図に示すように、エンジン１の冷間時には、バルブ７及びサーモスタット５は閉弁されており、エンジン１内部の冷却水の循環は停止されている。一方、エンジン１が半暖機状態になると、バルブ７が開弁してエンジン１内部の冷却水の循環が開始される。そしてエンジン１の暖機後には、サーモスタット５も開弁して、ラジエータ４での冷却水の放熱が行われるようになる。

なお、ここでいうエンジン１の暖機後とは、エンジン１の温度として代用される冷却水温ｔｈｗ１がエンジン１の暖機完了を示す値である暖機判定値（例えば９０℃）以上となった状態のことである。また、エンジン１の半暖機状態とは、冷却水温ｔｈｗ１が上記暖機判定値（９０℃）未満であって、且つ同暖機判定値よりも低い温度（例えば７０℃）に設定された半暖機判定値以上となった状態のことである。更に、エンジン１の冷間時とは、冷却水温ｔｈｗ１が上記半暖機判定値（７０℃）未満である状態のことである。

図３は、エンジン１の冷間時における冷却水の流れを示している。このときには、バルブ７及びサーモスタット５が共に閉弁され、第１冷却水回路での冷却水の循環が禁止されるようになる。このように第１冷却水回路での冷却水の循環を禁止してエンジン１の内部に冷却水を滞留させると、エンジン１内部の冷却水の昇温が促進され、エンジン１の暖機が早められる。

また、このときの冷却水は、同図に示すように、第２冷却水回路においてのみ循環される。すなわち、このときの冷却水は、ウォータポンプ３から、スロットルボディ９、ＥＧＲクーラ１０、排熱回収器２、ヒータコア６、及びサーモスタット５を通って循環される。こうした第２冷却水回路の冷却水は、ＥＧＲクーラ１０及び排熱回収器２において排気から回収した熱により昇温されるようになっている。ここで車室８の暖房要求がなされていると、ＥＧＲクーラ１０及び排熱回収器２において排気から回収した熱により、ブロワ１７の駆動を通じて車室８に供給される空気が昇温される。この場合、回収した熱の多くが車室８の暖房に使用されるため、冷却水の昇温は遅れるようになる。こうした場合、エンジン１の内部の冷却水の方が、第２冷却水回路の冷却水よりも早く昇温するようになる。仮に、こうした状況で、エンジン１の暖機完了後（ｔｈｗ１≧９０℃）にバルブ７が開弁されて第２冷却水回路の冷却水と第１冷却水回路の冷却水とが混合されたとすると、冷却水温ｔｈｗ１が上記暖機判定値を挟んで昇降し、同冷却水温ｔｈｗ１が上記暖機判定値以上であるか否かによって制御内容を切り替える制御に支障を来す虞がある。

こうしたことに対処するため、冷却水温ｔｈｗ１が上記暖機判定値よりも低い温度（７０℃）に設定された半暖機判定値未満であるとき、すなわちエンジン１の冷間時にはバルブ７を閉弁させ、冷却水温ｔｈｗ１が上記半暖機判定値以上となったときにバルブ７を開弁させて両冷却水回路の冷却水を混合させる。これにより、冷間状態からのエンジン１の始動後などにおいて、冷却水温ｔｈｗ１が上記半暖機判定値以上になると、閉弁状態にあったバルブ７が開弁するようになる。図４は、このときの冷却水の流れを示している。このときには、バルブ７の開弁により、エンジン１の内部を通じた冷却水の循環が開始される。そして、エンジン１内部を通過した冷却水は、開弁したバルブ７を通り、ヒータコア６の上流において第２冷却水回路を流れる冷却水と混合されるようになる。

図５は、上記バルブ７の開弁前後のエンジン１内部の冷却水温の推移を示している。本実施形態の車両では、上述したように、エンジン１の内部の冷却水温がエンジン１の暖機判定値（９０℃）よりも低い温度（７０℃）に設定された半暖機判定値以上となったときに、第１冷却水回路の冷却水と第２冷却水回路の冷却水とを混合させるようにしている。そのため、このときの第２冷却水回路の冷却水温が低く、混合に応じてエンジン１内部の冷却水温が昇降しても、同図に示すように、その昇降は、暖機判定値（９０℃）よりも十分に低い温度域で行われるようになる。従って、バルブ７が開弁されて第２冷却水回路の冷却水と第１冷却水回路の冷却水とが混合されたとき、冷却水温ｔｈｗ１が上記暖機判定値を挟んで昇降し、同冷却水温ｔｈｗ１が上記暖機判定値以上であるか否かによって制御内容を切り替える制御に支障を来すことはない。

次に、エンジン冷却制御部１１を通じて行われるウォータポンプ３の吐出流量制御、及び、空調制御部１５を通じて行われるブロワ１７の風量制御について説明する。
ウォータポンプ３の吐出流量に関しては、通常、同吐出流量の下限値値が定められており、エンジン１出口付近の冷却水の温度（冷却水温ｔｈｗ１）が高くなるほど、上記下限値に対しより多くなるよう制御される。なお、上記下限値に関しては、例えば、エンジン１からの発熱量が多くなるエンジン高負荷運転時にエンジン１の内部を通過する冷却水の流量が同エンジン１の温度上昇を抑制することの可能な値となるよう予め定められる。

ブロワ１７の風量に関しては、通常、ヒータコア６を通過する冷却水の流量が少なくともウォータポンプ３の吐出流量を上記下限値としたときに対応した値になることを前提として制御される。詳しくは、上述した前提のもと、ヒータコア６に流入する冷却水の温度（冷却水温ｔｈｗ２）、車室８内の実際の温度（空気温ｔｈａ）、及び車室８内の乗員の暖房要求の大きさ等に基づき、ブロワ１７の風量が制御される。なお、乗員の暖房要求の大きさについては、乗員の手動による車両の空調装置に対する温度設定等により検知することが可能である。

ところで、エンジン１の冷間時には、第１冷却水回路での冷却水の循環が禁止されるとともに、第２冷却水回路においてのみ冷却水が循環される。このため、ヒータコア６を通過する冷却水（第２冷却水回路を循環する冷却水）に関しては、ＥＧＲクーラ１０及び排熱回収器２において排気から回収した熱により昇温され、エンジン１の熱による昇温は期待できない。このようにヒータコア６を通過する冷却水のエンジン１の熱による昇温が期待できなくなる分、その冷却水の温度が低くなる傾向がある。従って、エンジン１の冷間時に車室８の暖房要求があり、ブロワ１７の駆動を通じてヒータコア６を通過する冷却水との熱交換により昇温された空気を車室８に供給したとしても、その空気の温度を十分に高めることが困難になり、同空気にさらされる車室８内の乗員の体感温度が下がるおそれがある。

こうしたことの対策として、エンジン１の冷間時には、それに対応したウォータポンプ３の吐出流量及びブロワ１７の風量の調整が行われる。このウォータポンプ３の吐出流量の調整及びブロワ１７の風量の調整を含むウォータポンプ３の吐出流量制御及びブロワ１７の風量制御の実行手順について図６のフローチャートを参照して詳しく説明する。

同フローチャートに示される一連の処理においては、まずエンジン１の冷間時であるか否かが判断される（Ｓ１０１）。ここで否定判定であってエンジン１が非冷間時ある旨判断されると、通常のウォータポンプ３の吐出流量制御及びブロワ１７の風量制御が実行される（Ｓ１０５）。一方、Ｓ１０１の処理で肯定判定であってエンジン１が冷間時である旨判断されると、ウォータポンプ３の吐出流量がエンジン１の非冷間時の値（通常のウォータポンプ３の吐出流量制御で求められる吐出流量）よりも少ない値に低減される（Ｓ１０２）。このため、車室８を暖房すべくブロワ１７が駆動されている状態にあって、エンジン１の冷間時には、同エンジン１の非冷間時よりもウォータポンプ３の吐出流量が低減されることとなる。なお、上記ウォータポンプ３の吐出流量の低減量に関しては、予め実験等により最適値として定められた固定値を用いてもよいし、ヒータコア６入り口の冷却水温ｔｈｗ２に応じた最適値となるよう同冷却水温ｔｈｗ２の低下に伴い増大する可変値を用いてもよい。

ここで、エンジン１の冷間時に車室８の暖房要求があるときには、ブロワ１７の駆動を通じてヒータコア６に空気を流して同空気とヒータコア６を通過して循環する第２冷却水回路の冷却水との間で熱交換が行われ、その熱交換により昇温された空気が車室８に供給される。このとき、上述したようにウォータポンプ３の吐出流量が低減されると、第２冷却水回路を循環する冷却水の流速が遅くなり、同冷却水がより長い時間をかけて排熱回収器２及びＥＧＲクーラ１０を通過するようになる。このことから、エンジン１の排気から排熱回収器２及びＥＧＲクーラ１０に供給される単位時間当たりの熱量が一定であるとしても、それら排熱回収器２及びＥＧＲクーラ１０から出た冷却水の温度が上記ウォータポンプ３の吐出流量低減前に比べて高くなる。そして、このように温度の高くなった冷却水がヒータコア６にて車室８に供給される空気との間で熱交換される。ここでも、上記ウォータポンプ３の吐出流量低減によって上記冷却水がより長い時間をかけてヒータコア６を流れるようになることから、同冷却水から上記ブロワ１７の駆動によりヒータコア６を通過する空気に対しより多くの熱が渡されることになる。従って、エンジン１の冷間時に車室８の暖房要求があるとき、上記ヒータコア６を通過した後の空気、言い換えれば車室８に供給される空気の温度を高めることができ、同空気にさらされる車室８内の乗員の体感温度低下を抑制することができる。

上記Ｓ１０２の処理が行われた後、ウォータポンプ３の吐出流量の低減に合わせてブロワ１７の風量を低減するための処理（Ｓ１０３、Ｓ１０４）が実行される。この一連の処理では、まずブロワ１７の風量の減量値Ｇが算出され（Ｓ１０３）、その後にブロワ１７の風量が上記減量値Ｇとなるまで低減される（Ｓ１０４）。こうして減量値Ｇまで低減されたブロワ１７の風量は、通常のブロワの風量制御により求められるブロワ１７の風量よりも少ない値となる。なお、上記Ｓ１０３の処理における上記減量値Ｇの算出に関しては、例えば、ヒータコア６入り口の冷却水温ｔｈｗ２等に応じた最適値となるように行うことが考えられる。

上述したようにブロワ１７の風量が減量値Ｇまで低減されると、同ブロワ１７の駆動によりヒータコア６を通過する空気の流速が遅くなるとともに同空気の量が少なくなる。その結果、少ない量の空気がより長い時間をかけてヒータコア６を通過するようになる。こうした状態は、上記空気がヒータコア６を通過する冷却水から単位体積当たりに受ける熱量を多くした状態ということになる。このため、ブロワ１７の駆動によりヒータコア６を通過して車室８に供給される空気の量は少なくなるものの、その空気の温度をより一層高めることができる。

以上詳述した本実施形態によれば、以下に示す効果が得られるようになる。
（１）車室８を暖房すべくブロワ１７が駆動されている状態にあって、エンジン１の冷間時には、同エンジン１の非冷間時よりもウォータポンプ３の吐出流量が低減される。これにより、ブロワ１７の駆動によりヒータコア６を通過した空気、言い換えれば車室８に供給される空気の温度を高めることができ、同空気にさらされる車室８内の乗員の体感温度低下を抑制することができる。

なお、エンジン１の冷間時にはバルブ７の閉弁を通じて第１冷却水回路の冷却水の同エンジン１内部の通過が禁止され、エンジン１を通過させずに排熱回収器２、ＥＧＲクーラ１０、及びヒータコア６を通って冷却水を循環させる第２冷却水回路での冷却水の循環のみが行われる。このため、エンジン１の冷間時においては、ヒータコア６を通過する冷却水の温度を上昇させるための熱源が排熱回収器２及びＥＧＲクーラ１０のみとなり、その冷却水の温度が低くなる傾向が大きくなる。こうした状況のもとでも、上述したようにウォータポンプ３の冷却水の吐出流量を低減することで、ブロワ１７の駆動により車室８に供給される空気の温度を高めることができ、同空気にさらされる車室８内の乗員の体感温度低下を抑制することができる。

（２）上記ウォータポンプ３の吐出流量の低減が行われているときには、ブロワ１７の風量が減量値Ｇとなるまで低減される。この場合、ブロワ１７の駆動によりヒータコア６を通過して車室８に供給される空気の量は少なくなるものの、その空気の温度をより一層高めることができる。

［第２実施形態］
次に、本発明の第２実施形態を図７に基づき説明する。
この実施形態は、エンジン１の冷間時におけるウォータポンプ３の吐出流量の低減に合わせてブロワ１７の風量を低減する際、そのブロワ１７の駆動により車室８内に供給される空気の温度を車室８の暖房に必要な値に保持しつつ、同空気の量を可能な限り多く確保できるようにしたものである。

図７のフローチャートは、第１実施形態における図６のフローチャートのＳ１０３の処理、すなわちブロワ風量の減量値Ｇを算出する処理を更に詳しく示したものである。図７のフローチャートに示される一連の処理では、まずヒータコア６を通過する冷却水から同ヒータコア６に供給される単位時間当たりの熱量Ｗ１が、以下の式（１）を用いて算出される（Ｓ２０１）。

Ｗ１＝ＣｐＷ・ΔＨ・Ｒ …（１）
Ｗ１ ：冷却水からヒータコアに供給される単位時間当たりの熱量
ＣｐＷ：冷却水の比熱
ΔＨ ：冷却水温ｔｈｗ２と空気温ｔｈａとの温度差
Ｒ ：ヒータコアを通過する冷却水の流量
式（１）で用いられる比熱ＣｐＷは、ヒータコア６を通過する冷却水の比熱であって、同冷却水における不凍液（ロングライフクーラント）の濃度、及び同冷却水の温度に基づき算出される。なお、冷却水における不凍液の濃度としては予め定められた運用上の規定値を用いることができ、ヒータコア６を通過する冷却水の温度としては冷却水温ｔｈｗ２を用いることができる。また、式（１）で用いられる温度差ΔＨは、ヒータコア６入り口の冷却水温ｔｈｗ２とヒータコア６入り口の空気温ｔｈａとの差で表される値である。更に、式（１）で用いられる流量Ｒは、ヒータコア６を通過する冷却水の流量であって、ウォータポンプ３の電気負荷等に基づき推定して算出される。

Ｓ２０１の処理が行われた後、ヒータコア６入り口の空気温ｔｈａと目標吹き出し空気温Ｘｔｈａとの差の絶対値が温度差ΔＴ１として求められる（Ｓ２０２）。上記目標吹き出し空気温Ｘｔｈａは、ブロワ１７の駆動により車室８に供給される空気の温度の目標値であって、空気温ｔｈａ及び冷却水温ｔｈｗ２の他、車室８内の乗員による暖房要求の大きさ等を加味して設定される。そして、上記熱量Ｗ１及び上記温度差ΔＴ１等に基づき、以下の式（２）を用いて減量値Ｇが算出される（Ｓ２０３）。

Ｇ＝Ｗ１／ＴＲ／ΔＴ１／ＣｐＡ …（２）
Ｇ ：減量値
Ｗ１ ：冷却水からヒータコアに供給される単位時間当たりの熱量
ＴＲ ：ヒータコアでの冷却水と空気との間での熱交換効率
ΔＴ１：空気温ｔｈａと目標吹き出し空気温Ｘｔｈａとの温度差の絶対値
ＣｐＡ：ヒータコアを通過する空気の比熱
式（２）で用いられる熱交換効率ＴＲは、ヒータコア６を通過する冷却水から同ヒータコア６を通過する空気への熱の伝達効率を表し、ヒータコア６を通過する冷却水の流量Ｒ、及びブロワ１７の風量に応じて変化する値である。この熱交換効率ＴＲは、ヒータコア６を通過する冷却水の熱が同ヒータコア６を通過する空気に対し１００％伝達される場合には「１」とされ、その熱の伝達効率の低下に伴い上記「１」という値に対し徐々に大きい値となってゆく。そして、熱交換効率ＴＲは、上記「１」以上という範囲で、ヒータコア６を通過する冷却水の流量Ｒ及びブロワ１７の風量に基づき、それらに対応した値となるよう可変設定される。また、式（２）で用いられる比熱ＣｐＡは、ヒータコア６を通過する空気の比熱、言い換えれば車室８内の空気の比熱であって、車室８内の空気の実際の温度を表す空気温ｔｈａに基づき算出される。

上記式（２）から分かるように、熱量Ｗ１が小さい値となるほど減量値Ｇは小さい値に設定され、同熱量Ｗ１が大きい値となるほど減量値Ｇは大きい値に設定される。また、温度差ΔＴ１が大きい値となるほど減量値Ｇは小さい値に設定され、同温度差ΔＴ１が小さい値となるほど減量値Ｇは大きい値に設定される。従って、エンジン１の冷間時におけるウォータポンプ３の吐出流量の低減に合わせてブロワ１７の風量が減量値Ｇまで低減される際、そのときのブロワ１７の風量に関しては上記熱量Ｗ１が小さい値となるほど少なくされ、逆に上記熱量Ｗ１が大きい値となるほど多くされることとなる。また、上記ブロワ１７の風量に関しては、上記温度差ΔＴ１が大きい値になるほど少なくされ、逆に上記温度差ΔＴ１が小さい値となるほど多くされるようにもなる。

以上詳述した本実施形態によれば、第１実施形態の（１）及び（２）の効果に加え、以下に示す効果が得られるようになる。
（３）エンジン１の冷間時におけるウォータポンプ３の吐出流量の低減に合わせてブロワ１７の風量が減量値Ｇまで低減される際、そのときのブロワ１７の風量に関しては上記熱量Ｗ１が小さい値となるほど少なくされ、逆に上記熱量Ｗ１が大きい値となるほど多くされることとなる。ここで、仮にブロワ１７の風量が一定という条件のもとでは、上記熱量Ｗ１が小さい値になるほど、ヒータコア６にて冷却水との間で熱交換を行った後の空気の温度が低くなる。従って、上述したように、熱量Ｗ１が小さい値となるほど上記減量値Ｇを小さい値としてブロワの風量を少なくすることで、同熱量Ｗ１が小さい値であることに起因してヒータコア６にて冷却水との間で熱交換を行った後の空気の温度、すなわち車室８に供給される空気の温度が低くなることを抑制できる。また、上記熱量Ｗ１がある程度大きい値であるときには、ヒータコア６にて冷却水との間で熱交換を行った後の空気の温度が低くなりにくいため、車室８の暖房を効果的に行ううえでブロワ１７の風量をある程度多くし、上記空気の温度を車室８の暖房に必要な値に保持しつつ、車室８に供給される空気の量を可能な限り多くすることが好ましい。この点、上記熱量Ｗ１がある程度大きい値であるときには、上記減量値Ｇもそれに対応した比較的大きい値となるため、ブロワの風量が過度に少なくなることが抑制される。以上により、車室８内に供給される空気の温度を車室８の暖房に必要な値に保持しつつ、同空気の量を可能な限り多く確保することができ、それによって車室８の暖房を効果的に行うことができるようになる。

（４）エンジン１の冷間時におけるウォータポンプ３の吐出流量の低減に合わせてブロワ１７の風量が減量値Ｇまで低減される際、そのときのブロワ１７の風量に関しては上記温度差ΔＴ１が大きい値になるほど少なくされ、逆に上記温度差ΔＴ１が小さい値となるほど多くされる。ここで、上記温度差ΔＴ１が大きいということは、車室８内の実際の温度（空気温ｔｈａ）が低く、且つブロワ１７の駆動により車室８に供給される空気の温度の目標値（目標吹き出し空気温Ｘｔｈａ）が高い傾向にあること、言い換えれば車室８内での乗員の体感温度が低く車室８の暖房要求が大きいことを意味する。このため、仮にブロワ１７の風量を一定にしたとすると、上記温度差ΔＴ１が大きいときに車室８内に供給される空気の温度に対しブロワ１７の風量が多くなり過ぎ、車室８内の乗員に低温の空気が過度に多く当たることになって乗員の体感温度が低下するおそれがある。従って、上述したように、上記温度差ΔＴ１が大きい値となるほど上記減量値Ｇを小さい値としてブロワ１７の風量を少なくすることで、車室８内に供給される空気の温度に対しブロワ１７の風量が多くなり過ぎること、すなわち車室８内の乗員に低温の空気が過度に多く当たって乗員の体感温度が低下することを抑制できるようになる。また、上記温度差ΔＴ１がある程度小さい値であるときには、車室８内での乗員の体感温度が比較的高く車室８の暖房要求が小さいことを意味するため、車室８の暖房を効果的に行うためにブロワ１７の風量をある程度多くしたとしても、乗員の体感温度が低下するということは生じにくい。この点、上記温度差ΔＴ１がある程度小さい値であるときには、上記減量値Ｇもそれに対応した比較的大きい値となるため、ブロワ１７の風量が過度に少なくなることが抑制される。以上により、車室８内に供給される空気の温度に対しブロワ１７の風量が多くなり過ぎて車室８内の乗員の体感温度が低下することを抑制しつつ、車室８を暖房するための空気の量を可能な限り多く確保することができ、それによって車室８の暖房を効果的に行うことができるようになる。

［第３実施形態］
次に、本発明の第３実施形態を図８に基づき説明する。
この実施形態は、エンジン１の冷間時にウォータポンプ３の吐出流量の低減に合わせてブロワ１７の風量を低減している最中に、車室８内に供給される空気の温度が急低下することを抑制しつつ、同空気の量を可能な限り多く確保できるようにしたものである。

図８のフローチャートは、第１実施形態における図６のフローチャートのＳ１０３の処理、すなわちブロワ風量の減量値Ｇを算出する処理を更に詳しく示したものである。同フローチャートに示される一連の処理では、まずヒータコア６を通過する冷却水、すなわち第２冷却水回路を循環する冷却水から車室８に供給可能な熱量Ｊが、以下の式（３）を用いて算出される（Ｓ３０１）。

Ｊ＝ＨＶ・ΔＨ …（３）
Ｊ ：第２冷却水回路を循環する冷却水から車室に供給可能な熱量
ＨＶ：第２冷却水回路の冷却水の熱容量
ΔＨ：冷却水温ｔｈｗ２と空気温ｔｈａとの温度差
式（３）で用いられる熱容量ＨＶは、第２冷却水回路の冷却水を単位温度上昇させるために必要な熱量を表し、同冷却水の比熱ＣｐＷ及び第２冷却水回路内に存在する冷却水の量（設計値）に応じて定まる値である。また、温度差ΔＨは、上述したようにヒータコア６入り口の冷却水温ｔｈｗ２とヒータコア６入り口の空気温ｔｈａとの差で表される値である。

Ｓ３０１の処理が行われた後、エンジン１の冷間状態の予測継続時間ｔが算出される（Ｓ３０２）。この予測継続時間ｔは、現時点でのエンジン１の冷間状態の継続される時間の予測値であって、例えばエンジン１出口付近の冷却水温ｔｈｗ１、エンジン１の駆動・停止状態、及びエンジン１の負荷率等に基づいて算出される。そして、算出された予測継続時間ｔ、及び上記熱量Ｊに基づき、以下の式（４）を用いて、ヒータコア６を通過する冷却水から同ヒータコア６に供給する単位時間当たりの熱量Ｗ２が算出される（Ｓ３０３）。

Ｗ２＝Ｊ／ｔ …（４）
Ｗ２：冷却水からヒータコアに供給する単位時間当たりの熱量
Ｊ：第２冷却水回路を循環する冷却水から車室に供給可能な熱量
ｔ：エンジン冷間状態の予測継続時間
Ｓ３０３の処理が行われた後、ヒータコア６入り口の空気温ｔｈａと目標吹き出し空気温Ｘｔｈａとの差の絶対値が温度差ΔＴ１として求められる（Ｓ３０４）。そして、上記熱量Ｗ２及び上記温度差ΔＴ１の他、ヒータコア６を通過する冷却水から同ヒータコア６を通過する空気への熱の伝達効率を表す熱交換効率ＴＲ、及びヒータコア６を通過する空気の比熱ＣｐＡ（車室８内の空気の比熱）に基づき、以下の式（５）を用いて減量値Ｇが算出される（Ｓ３０５）。

Ｇ＝Ｗ２／ＴＲ／ΔＴ１／ＣｐＡ …（５）
Ｇ ：減量値
Ｗ２ ：冷却水からヒータコアに供給する単位時間当たりの熱量
ＴＲ ：ヒータコアでの冷却水と空気との間での熱交換効率
ΔＴ１：空気温ｔｈａと目標吹き出し空気温Ｘｔｈａとの温度差の絶対値
ＣｐＡ：ヒータコアを通過する空気の比熱
上記式（５）から分かるように、熱量Ｗ２が小さい値となるほど減量値Ｇは小さい値に設定され、同熱量Ｗ２が大きい値となるほど減量値Ｇは大きい値に設定される。また、温度差ΔＴ１が大きい値となるほど減量値Ｇは小さい値に設定され、同温度差ΔＴ１が小さい値となるほど減量値Ｇは大きい値に設定される。従って、エンジン１の冷間時におけるウォータポンプ３の吐出流量の低減に合わせてブロワ１７の風量が減量値Ｇまで低減される際、そのときのブロワ１７の風量に関しては上記熱量Ｗ２が小さい値となるほど少なくされ、逆に上記熱量Ｗ２が大きい値となるほど多くされることとなる。また、上記ブロワ１７の風量に関しては、上記温度差ΔＴ１が大きい値になるほど少なくされ、逆に上記温度差ΔＴ１が小さい値となるほど多くされるようにもなる。

以上詳述した本実施形態によれば、第１実施形態の（１）及び（２）、並びに第２実施形態の（４）の効果に加え、以下に示す効果が得られるようになる。
（５）エンジン１の冷間時におけるウォータポンプ３の吐出流量の低減に合わせてブロワ１７の風量が減量値Ｇまで低減される際、そのときのブロワ１７の風量に関しては上記熱量Ｗ２が小さい値となるほど少なくされ、逆に上記熱量Ｗ２が大きい値となるほど多くされることとなる。ここで、仮にブロワの風量が一定という条件のもとでは、予測継続時間ｔ全体に亘って冷却水からヒータコア６に熱を供給する際に同冷却水からヒータコア６に供給可能な単位時間当たりの熱量Ｗ２に対し、ブロワ１７の風量が多くなり過ぎるおそれがある。この場合、エンジン１の冷間状態の継続中（予測継続時間ｔの経過中）に、第２冷却水回路の冷却水が有する車室８に供給可能な熱量Ｊを同車室８の暖房に使い切ってしまい、その時点でブロワ１７の駆動により車室８に供給される空気の温度が急低下する。従って、上述したように、上記単位時間当たりの熱量Ｗ２が小さい値となるほど上記減量値Ｇを小さい値としてブロワ１７の風量を少なくすることで、同熱量Ｗ２が小さい値であることに起因してエンジン１の冷間状態の継続中に車室８に供給される空気の温度が急低下することを抑制できる。また、上記単位時間当たりの熱量Ｗ２がある程度大きい値であるときには、車室８の暖房を効果的に行うためにブロワ１７の風量をある程度多くしても、エンジン１の冷間状態の継続中に第２冷却水回路の冷却水が有する車室８に供給可能な熱量Ｊを同車室８の暖房に使い切ってしまい、車室８に供給される空気の温度が急低下することは生じにくい。この点、上記単位時間当たりの熱量Ｗ２がある程度大きい値であるときには、上記減量値Ｇもそれに対応した比較的大きい値となるため、ブロワ１７の風量が過度に少なくなることが抑制される。以上により、エンジン１の冷間状態の継続中に車室８内に供給される空気の温度が急低下することを抑制しつつ、車室８を暖房するための空気の量を可能な限り多く確保することができ、それによって車室８の暖房を効果的に行うことができるようになる。

［第４実施形態］
次に、本発明の第４実施形態を図９に基づき説明する。
この実施形態は、エンジン１の冷間時にウォータポンプ３の吐出流量の低減が行われるとき、それによって車室８の暖房性能がかえって低下するようになることを抑制できるようにしたものである。

図９のフローチャートにおいては、そのＳ４０１、Ｓ４０４〜Ｓ４０７の処理が第１実施形態における図６のフローチャートのＳ１０１、Ｓ１０２〜Ｓ１０５の処理と同一となっており、更にＳ４０２、Ｓ４０３の処理が追加されている。図９のフローチャートに示される一連の処理では、まずエンジン１の冷間時であるか否かが判断され（Ｓ４０１）、ここで否定判定であれば通常のウォータポンプ３の吐出流量制御及びブロワ１７の風量制御が実行される（Ｓ４０７）。

一方、Ｓ４０１の処理で肯定判定であれば、第２冷却水回路を循環する冷却水が有する車室８に供給可能な熱量Ｊが、例えば第３実施形態と同様の手法により算出される（Ｓ４０２）。その後、上記熱量Ｊが所定値未満であるか否かが判断される（Ｓ４０３）。この所定値に関しては、ウォータポンプ３及びブロワ１７の通常駆動、すなわち通常のウォータポンプ３の吐出流量制御及びブロワ１７の風量制御により、車室８に暖房のための空気を供給したときに同空気の温度を車室８内の温度（空気温ｔｈａ）に対し暖房に必要な値だけ高くすることの可能な上記熱量Ｊの最小値に設定される。ちなみに、この最小値（上記所定値）に関しては、空気温ｔｈａに応じて可変とされ、例えば空気温ｔｈａが低くなるほど大きい値とされる。これは、上記空気温ｔｈａが低いほど乗員が車室８に供給された空気を暖かいと感じる同空気の温度が高くなる傾向があり、その空気の温度を空気温ｔｈａに対し車室８の暖機に必要な値だけ高くする際の温度上昇幅が大きくなるためである。

そして、Ｓ４０２の処理で肯定判定であって上記熱量Ｊが所定値未満である旨判断されると、ウォータポンプ３の吐出流量がエンジン１の非冷間時の値（通常のウォータポンプ３の吐出流量制御で求められる吐出流量）よりも少ない値に低減され（Ｓ４０４）、それに合わせてブロワ１７の風量を低減する処理が行われる（Ｓ４０５、Ｓ４０６）。すなわち、ブロワ１７の風量の減量値Ｇが算出され（Ｓ４０５）、その後にブロワ１７の風量が上記減量値Ｇとなるまで低減される（Ｓ４０６）。一方、Ｓ４０３の処理で否定判定であって上記熱量Ｊが所定値以上である旨判断されると、通常のウォータポンプ３の吐出流量制御及びブロワ１７の風量制御が実行される（Ｓ４０７）。

従って、本実施形態によれば、第１実施形態の（１）及び（２）の効果に加え、以下に示す効果が得られるようになる。
（６）ウォータポンプ３の冷却水の吐出流量の低減は、第２冷却水回路の冷却水が有する車室８に供給可能な熱量Ｊが上述した所定値未満であるときに限って行われる。従って、同熱量Ｊが所定値以上であれば、ウォータポンプ３及びブロワ１７の通常駆動（通常の吐出流量制御及び風量制御）により車室８に暖房のための空気を供給したとしても、同空気の温度を十分に高めることができ、車室８内の乗員の体感温度が低下することはない。仮に、こうした状況のもとでウォータポンプ３の冷却水の吐出流量の低減が行われたとすると、車室８内に供給される空気の温度が通常より高められるようにはなるものの、ブロワ１７の風量が通常よりも低減されることによって車室８の暖房性能がかえって低下することになりかねない。しかし、上記熱量Ｊが所定値以上であるときには、ウォータポンプ３の冷却水の吐出流量の低減が行われることはないため、ウォータポンプ３及びブロワ１７が通常どおりの駆動、すなわち通常のウォータポンプ３の吐出流量制御及びブロワ１７の風量制御が実行されることになり、上述した車室８の暖房性能の低下が生じることはない。

［その他の実施形態］
なお、上記各実施形態は、例えば以下のように変更することもできる。
・上記各実施形態において、エンジン１の冷間時に必ずしもエンジン１内部の冷却水の通過を禁止する必要はない。

・第１実施形態において、ブロワ１７の風量を減量値Ｇまで低減する際の同減量値Ｇを予め実験等により最適に定められた固定値としてもよい。
・第１実施形態において、ブロワ１７の風量を減量値Ｇまで低減することに関しては必ずしも実行する必要はない。

・第２実施形態において、式（２）での熱量Ｗ１の温度差ΔＴ１による除算を省略してもよい。
・第３実施形態において、式（５）での熱量Ｗ２の温度差ΔＴ１いよる除算を省略してもよい。

・上記各実施形態において、エンジン１の冷間時にウォータポンプ３の吐出流量を低減する際、その低減量に関しては、上記吐出流量低減前にエンジン１の冷間時であると最初に判断された時点で定めた値を同エンジン１の冷間状態が終了するまで用いてもよいし、上記冷間状態が継続している期間中に所定のタイミング毎に設定し直してもよい。

・上記各実施形態において、エンジン１の冷間時にブロワ１７の風量を減量値Ｇまで低減する際の同減量値Ｇに関しては、上記風量の低減前にエンジン１の冷間時であると最初に判断された時点で定めた値を同エンジン１の冷間状態が終了するまで用いてもよいし、上記冷間状態が継続している期間中に所定のタイミング毎に設定し直してもよい。

１…エンジン、２…排熱回収器、３…ウォータポンプ、４…ラジエータ、５…サーモスタット、６…ヒータコア、７…バルブ、８…車室、９…スロットルボディ、１０…ＥＧＲクーラ、１１…エンジン冷却制御部、１２…水温センサ、１３…リザーバータンク、１４…水温センサ、１５…空調制御部、１７…ブロワ、１８…空気温センサ。

Claims (7)

1. エンジンや排熱回収器を熱源として昇温する冷却水がポンプの駆動によりヒータコアを通過して循環する冷却水回路と、前記ヒータコアを通過する冷却水との間で熱交換された空気を車室に供給するブロワとを備える車両の制御装置において、
   前記車室を暖房すべく前記ブロワが駆動されている状態にあって、前記エンジンの冷間時には同エンジンの非冷間時よりも前記ポンプの冷却水の吐出流量を低減するポンプ制御部を備える
   ことを特徴とする車両の制御装置。
2. 請求項１記載の車両の制御装置において、
   前記ポンプ制御部により前記ポンプの冷却水の吐出流量が低減されているとき、前記車室に空気を供給する前記ブロワの風量を定められた減量値まで低減するブロワ制御部を更に備える
   ことを特徴とする車両の制御装置。
3. 前記ブロワ制御部は、前記冷却水から前記ヒータコアに供給される単位時間当たりの熱量を求め、その単位時間当たりの熱量が小さい値となるほど前記減量値を小さい値に設定する
   請求項２記載の車両の制御装置。
4. 前記ブロワ制御部は、前記冷却水回路の冷却水が有する前記車室に供給可能な熱量、及び前記エンジンの冷間状態が継続される時間の予測値である予測継続時間に基づき、前記予測継続時間全体に亘って前記冷却水から前記ヒータコアに熱を供給する際に前記冷却水から前記ヒータコアに供給する単位時間当たりの熱量を求め、その単位時間当たりの熱量が小さい値となるほど前記減量値を小さい値に設定する
   請求項２記載の車両の制御装置。
5. 前記ブロワ制御部は、前記車室内の実際の温度と前記ブロワの駆動により前記車室に供給される空気の温度の目標値との温度差を求め、その温度差が大きい値となるほど前記減量値を小さい値に設定する
   請求項４記載の車両の制御装置。
6. 前記ポンプ制御部は、前記冷却水回路の冷却水が有する前記車室に供給可能な熱量が所定値未満であるときに限って前記ポンプの冷却水の吐出流量の低減を行い、
   前記所定値は、前記ポンプ及び前記ブロワの通常駆動により前記車室に暖房のための空気を供給したときに同空気の温度を前記車室内の温度に対し暖房に必要な値だけ高くすることの可能な前記熱量の最小値に設定される
   請求項２記載の車両の制御装置。
7. 請求項１記載の車両の制御装置において、
   前記エンジン及び前記ヒータコアを通って冷却水を循環させる第１冷却水回路と、
   前記エンジンを通過させずに前記排熱回収器及び前記ヒータコアを通って冷却水を循環させる第２冷却水回路と、
   閉弁に応じて前記第１冷却水回路の冷却水の前記エンジン内部の通過を禁止するとともに、開弁に応じて前記第１冷却水回路の冷却水と前記第２冷却水回路の冷却水とを混合させるバルブと、
   前記エンジンの冷間時には前記バルブを閉弁させ、同エンジンの非冷間時には前記バルブを開弁させるバルブ制御部と、
   を備えることを特徴とする車両の制御装置。

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