JP2016211430A - 内燃機関の冷却制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】インタークーラで冷却された吸入ガスの凝縮による凝縮水の発生を抑制するとともに、内燃機関の過冷却状態を適切に解消し、暖機を促進することができる内燃機関の冷却制御装置を提供する。【解決手段】本発明による内燃機関の冷却制御装置１は、内燃機関３を冷却するための冷却水が循環するエンジン冷却回路５０と、過給された吸入ガスをインタークーラ３４で冷却するための冷却水が循環する吸入ガス冷却回路６０と、エンジン冷却回路５０の冷却水を吸入ガス冷却回路６０に導入するための高温系冷却水導入通路７１と、を備え、エンジン冷却回路５０の冷却水の温度の低下により内燃機関３が過冷却状態にあると判定されたときには（図５のステップ１０：ＹＥＳ）、エンジン冷却回路５０の冷却水の温度低下を抑制するように制御する（図５のステップ１３、図１０のステップ２１〜２３）。【選択図】図５

Description

本発明は、過給機を備えた内燃機関において、内燃機関を冷却するとともに、過給機で過給された吸入ガスをインタークーラによって冷却する内燃機関の冷却制御装置に関する。

従来の内燃機関の冷却制御装置として、例えば特許文献１に開示されたものが知られている。この冷却制御装置は、内燃機関を冷却するためのエンジン冷却回路と、過給された吸入ガスをインタークーラで冷却するための吸入ガス冷却回路を備えている。

エンジン冷却回路は、内燃機関本体及び高温系ラジエータに接続された冷却水通路と、内燃機関で駆動される機械ポンプを有しており、比較的高温の冷却水（以下「高温系冷却水」という）が冷却水通路を介して循環することで、内燃機関が冷却される。一方、吸入ガス冷却回路は、インタークーラ及び低温系ラジエータに接続された冷却水通路と、電動ポンプを有しており、比較的低温の冷却水（以下「低温系冷却水」という）が冷却水通路を介して循環することで、過給された吸入ガスがインタークーラにおいて冷却される。また、エンジン冷却回路の冷却水通路と吸入ガス冷却回路の冷却水通路は、バルブ付きの２つの接続通路を介して互いに接続されている。

また、この内燃機関は、排ガスの一部（以下「ＥＧＲガス」という）を、吸気通路における過給機のコンプレッサよりも上流側に還流させるＥＧＲ装置を備えている。このため、ＥＧＲの実行中には、吸入空気とＥＧＲガスとが混在した吸入ガスが、過給機で過給され、インタークーラで冷却された後、内燃機関に吸入される。また、ＥＧＲガスには比較的多量の水蒸気が含まれるため、吸入ガスをインタークーラで冷却し過ぎると、吸入ガス中の水蒸気が凝縮し、それにより発生した凝縮水が、インタークーラを含む吸気系の構成部品に付着し、構成部品を腐食させるなどの不具合が生じるおそれがある。

このため、この冷却制御装置では、インタークーラの出口側の温度を検出し、露点温度を算出するとともに、インタークーラの出口側温度が露点温度以下のときに、２つの接続通路に設けられたバルブを開弁する。これにより、エンジン冷却回路の高温系冷却水が、接続通路を介して吸入ガス冷却回路に導入され、低温系冷却水に混入する結果、低温系冷却水の温度を上昇させ、冷却された吸入ガスの温度を露点温度よりも高くすることによって、吸入ガスの凝縮による凝縮水の発生を抑制するようにしている。

特開２０１４−１５６８０４号公報

上述した従来の冷却制御装置では、検出されたインタークーラの出口側温度が露点温度以下であることを条件として、エンジン冷却回路の高温系冷却水が吸入ガス冷却回路に導入される。このように高温系冷却水を導入すると、エンジン冷却回路側では逆に熱が奪われるため、高温系冷却水の温度が低下する。このため、内燃機関の運転状態によっては、例えば燃焼による発熱量が比較的小さい低回転運転状態や低負荷運転状態では、高温系冷却水の温度が低下することで、内燃機関が過度に冷却される過冷却状態が発生し、暖機が阻害されるおそれがある。その場合には、内燃機関のフリクションが増大し、出力が低下するなどの不具合が生じる。

本発明は、このような課題を解決するためになされたものであり、インタークーラで冷却された吸入ガスの凝縮による凝縮水の発生を抑制するとともに、内燃機関の過冷却状態を適切に解消し、暖機を促進することができる内燃機関の冷却制御装置を提供することを目的とする。

上記の目的を達成するために、請求項１に係る発明は、過給機（実施形態における（以下、本項において同じ）ターボチャージャ１１）を備えた内燃機関３において、内燃機関３を冷却するとともに、過給機で過給された吸入ガスをインタークーラ３４によって冷却する内燃機関の冷却制御装置１であって、内燃機関本体３ｂと、第１ラジエータ（メインラジエータ５１）と、内燃機関本体３ｂと第１ラジエータに接続され、これらの間で冷却水を循環させるための第１冷却水通路５２と、第１冷却水通路５２に冷却水を送り出し、循環させるための第１ポンプ（機械ポンプ５３）と、を有する内燃機関冷却回路（エンジン冷却回路５０）と、インタークーラ３４と、第２ラジエータ（サブラジエータ６１）と、インタークーラ３４と第２ラジエータに接続され、これらの間で冷却水を循環させるための第２冷却水通路６２と、第２冷却水通路６２に冷却水を送り出し、循環させるための第２ポンプ（電動ポンプ６３）と、を有する吸入ガス冷却回路６０と、第１冷却水通路５２と第２冷却水通路６２に接続され、内燃機関冷却回路の冷却水を吸入ガス冷却回路６０に導入するための冷却水導入通路（高温系冷却水導入通路７１）と、内燃機関冷却回路の冷却水の温度の低下により内燃機関３が過度に冷却される過冷却状態にあるか否かを判定する過冷却状態判定手段（ＥＣＵ２、図５のステップ１０）と、過冷却状態判定手段により内燃機関３が過冷却状態にあると判定されたときに、内燃機関冷却回路の冷却水の温度低下を抑制するように制御する温度低下抑制制御手段（ＥＣＵ２、図５のステップ１３、図１０のステップ２１〜２３）と、を備えることを特徴とする。

本発明による内燃機関の冷却制御装置は、水冷式の内燃機関冷却回路及び吸入ガス冷却回路を備える。内燃機関冷却回路では、第１ポンプで送り出された冷却水が、第１冷却水通路を介して循環し、内燃機関本体から熱を奪い、内燃機関を冷却するとともに、奪った熱を第１ラジエータに放熱する。内燃機関は、燃焼・発熱によって高温状態にあるため、内燃機関冷却回路を流れる冷却水は、比較的高温になる（以下「高温系冷却水」という）。一方、吸入ガス冷却回路では、第２ポンプで送り出された冷却水が、第２冷却水通路を介して循環し、インタークーラを通る際に、過給機による過給によって昇温した吸入ガスから熱を奪い、これを冷却するとともに、奪った熱を第２ラジエータに放熱する。過給された吸入ガスは内燃機関よりも温度が低いため、吸入ガス冷却回路を流れる冷却水は、比較的低温になる（以下「低温系冷却水」という）。

また、第１冷却水通路と第２冷却水通路に接続された冷却水導入通路を介して、内燃機関冷却回路の高温系冷却水が吸入ガス冷却回路に導入され、低温系冷却水に混入する。これにより、高温系冷却水の熱が低温系冷却水に移行し、低温系冷却水の温度を上昇させることによって、吸入ガスの凝縮による凝縮水の発生を抑制することができる。

さらに、内燃機関が過冷却状態にあるか否かを判別するとともに、過冷却状態にあると判定されたときには、温度低下抑制制御手段による制御によって、高温系冷却水の温度低下が抑制される。これにより、内燃機関の過冷却状態を適切に解消し、暖機を良好に促進することができ、その結果、例えば内燃機関のフリクションの増大による出力低下などの不具合を適切に回避することができる。

請求項２に係る発明は、請求項１に記載の内燃機関の冷却制御装置において、冷却水導入通路に設けられ、内燃機関冷却回路の冷却水を吸入ガス冷却回路６０に導入するときに開弁される導入弁７３をさらに備え、温度低下抑制制御手段は、内燃機関３が過冷却状態にあると判定されたときに、導入弁７３を閉じ側に制御すること（図１０のステップ２１）を特徴とする。

この構成によれば、内燃機関が過冷却状態にあると判定されたときに、冷却水導入通路に設けられた導入弁が閉じ側に制御される。これにより、内燃機関冷却回路から吸入ガス冷却回路に導入される高温系冷却水が減少し、高温系冷却水から低温系冷却水に移行する熱量が減少することによって、高温系冷却水の温度低下を確実に抑制でき、内燃機関の過冷却状態を迅速に解消することができる。

請求項３に係る発明は、請求項１に記載の内燃機関の冷却制御装置において、第２ポンプは電動ポンプ６３で構成されており、温度低下抑制制御手段は、内燃機関３が過冷却状態にあると判定されたときに、第２ポンプが停止し又は第２ポンプによる冷却水の送出し量が減少するように、第２ポンプを制御すること（図１０のステップ２２）を特徴とする。

この構成によれば、内燃機関が過冷却状態にあると判定されたときに、第２ポンプを構成する電動ポンプを制御することにより、電動ポンプを停止させるか、又は電動ポンプによる低温系冷却水の送出し量を減少させる。これにより、吸入ガス冷却回路における低温系冷却水の流れが停止し又は流量が減少することで、吸入ガス冷却回路に高温系冷却水が流入しにくくなるため、高温系冷却水の導入量が減少する。その結果、高温系冷却水の温度低下を抑制でき、内燃機関の過冷却状態を適切に解消することができる。また、低温系冷却水の流れが停止し又は流量が減少するので、サブラジエータでの放熱量を低減することができる。

また、一般に、内燃機関の過冷却状態は、燃焼による発熱量が小さい内燃機関の低回転運転状態や低負荷運転状態において発生しやすく、そのような低回転又は低負荷運転状態では、過給圧が低いため、過給された吸入ガスを冷却する必要性が低い。したがって、上記のように過冷却状態において電動ポンプを停止又は小流量で運転することにより、電動ポンプの不要な運転を回避し、消費電力を低減することができる。

請求項４に係る発明は、請求項１に記載の内燃機関の冷却制御装置において、冷却水導入通路に設けられ、内燃機関冷却回路の冷却水を吸入ガス冷却回路６０に導入するときに開弁される導入弁７３をさらに備え、第２ポンプは電動ポンプ６３で構成されており、温度低下抑制制御手段は、内燃機関が過冷却状態にあると判定されたときに、導入弁７３を閉弁した状態で第２ポンプを停止する停止モードと、導入弁７３を開弁した状態で第２ポンプを運転する運転モードが、交互に選択される第２ポンプの間欠運転を実行すること（図５のステップ１３）を特徴とする。

この構成によれば、内燃機関が過冷却状態にあると判定されたときに、第２ポンプを構成する電動ポンプの間欠運転が実行される。この間欠運転は、導入弁を閉弁した状態で電動ポンプを停止する停止モードと、導入弁を開弁した状態で電動ポンプを運転する運転モードとから成り、両モードが交互に選択される。この停止モードでは、導入弁が閉弁されることにより、吸入ガス冷却回路への高温系冷却水の導入が阻止され、高温系冷却水の温度が上昇するので、内燃機関の過冷却状態を適切に解消することができる。また、電動ポンプが停止されることにより、過冷却状態における電動ポンプの不要な運転を回避し、消費電力を低減することができる。

一方、運転モードでは、導入弁が開弁した状態で電動ポンプが運転されることにより、高温系冷却水が吸入ガス冷却回路に導入され、低温系冷却水の温度が上昇するので、内燃機関の過冷却状態においても、吸入ガスの凝縮による凝縮水の発生を有効に抑制することができる。

請求項５に係る発明は、請求項２ないし４のいずれかに記載の内燃機関の冷却制御装置において、内燃機関３には、内燃機関３を動力源として発電を行う発電機８が連結され、発電機８で発電された電気エネルギがバッテリに充電されるように構成されており、温度低下抑制制御手段は、内燃機関３が過冷却状態にあると判定されたときに、発電機８の発電量を増大させること（図１０のステップ２３）を特徴とする。

この構成によれば、内燃機関が過冷却状態にあると判定されたときに、温度低下抑制制御手段によって、発電機の発電量が増大側に制御される。この発電量の増大により、発電機を駆動する内燃機関の負荷が増大し、内燃機関での燃焼による発熱量が増大することによって、高温系冷却水の温度が上昇するので、内燃機関の過冷却状態をより迅速に解消することができる。また、発電された電気エネルギはバッテリに充電されるので、発電量の増大に伴う燃費の低下を可能な限り抑制することができる。

請求項６に係る発明は、請求項１ないし５のいずれかに記載の内燃機関の冷却制御装置において、過冷却状態判定手段は、内燃機関が過冷却状態にあるか否かの判定を、所定の演算による演算結果及び所定の温度センサの検出結果の少なくとも一方に基づいて行うことを特徴とする。

この構成によれば、内燃機関の過冷却状態の判定を、温度センサの検出結果に基づく場合には、精度良く行うことができ、演算結果に基づく場合には、温度センサを用いることなく安価に行うことができる。あるいは、温度センサの検出結果及び演算結果を併用した場合には、この判定をさらに精度良く行うことができる。

本発明を適用した内燃機関の構成を概略的に示す図である。 冷却制御装置の概略構成を示すブロック図である。 エンジン冷却回路及び吸入ガス冷却回路を模式的に示す図である。 エンジン冷却回路及び吸入ガス冷却回路における冷却水の流れを、（ａ）導入弁の閉弁状態、（ｂ）導入弁の開弁状態において示す図である。 第１実施形態による冷却制御処理を示すフローチャートである。 水温アップ領域を含む内燃機関の運転領域を判定するためのマップである。 低温系冷却水の目標水温を算出するためのマップである。 電動ポンプによる下限送出し量を算出するためのマップである。 エンジン冷却回路から吸入ガス冷却回路への移行熱量とそのしきい値との関係を示す図である。 第２実施形態による冷却制御処理を示すフローチャートである。

以下、図面を参照しながら、本発明の好ましい実施形態を詳細に説明する。図１は、本発明の一実施形態による冷却制御装置１を適用した内燃機関（以下「エンジン」という）３を概略的に示し、図２は、冷却制御装置１の概略構成を示す。このエンジン３は、例えば４つの気筒３ａを有するガソリンエンジンであり、車両（図示せず）に動力源として搭載されている。また、エンジン３には、エンジン３を動力源として発電を行う発電機８が連結されている。発電機８の発電量は、後述するＥＣＵ２からの制御信号によって制御され、発電機８で発電された電気エネルギはバッテリ（図示せず）に充電される。

エンジン３は、ターボチャージャ１１、ＥＧＲ装置１２及び冷却装置１３などを備えている。

ターボチャージャ１１は、吸気通路４に設けられたコンプレッサ２１と、排気通路５に設けられ、シャフト２２を介してコンプレッサ２１と一体に連結されたタービン２３を備えている。排気通路５を流れる排ガスによってタービン２３が回転駆動され、それと一体にコンプレッサ２１が回転することによって、吸入ガスを加圧（過給）し、気筒３ａ側に送り出す過給動作が行われる。

また、ターボチャージャ１１は、過給圧を変更するための回動自在の可変ベーン２４を備えるタイプのものでもよい。その場合、可変ベーン２４の開度は、ＥＣＵ２からの制御信号に応じ、ベーンアクチュエータ２４ａを介して制御される。

吸気通路４には、上流側から順に、吸気絞り弁３１、ターボチャージャ１１のコンプレッサ２１、冷却装置１３のインタークーラ３４、及びスロットル弁６が設けられている。吸気絞り弁３１は、その下流側にＥＧＲガスを安定的に導入するための比較的小さな負圧を発生させるものであり、その開度は、ＥＣＵ２からの制御信号に応じ、ＬＰアクチュエータ３１ａを介して制御される。

インタークーラ３４は、水冷式のものであり、ターボチャージャ１１のコンプレッサ２１で過給され、昇温した吸入ガスを、内部を通って流れる冷却水との熱交換によって冷却する。

スロットル弁６は、吸気通路４内の吸気マニホルド４ａよりも上流側に配置され、回動自在に設けられている。スロットル弁６の開度は、ＥＣＵ２からの制御信号に応じ、ＴＨアクチュエータ６ａを介して制御され、それにより、エンジン３の気筒３ａに吸入される吸入ガス量が制御される。

排気通路５のタービン２３よりも下流側には、触媒７が設けられている。この触媒７は、例えば三元触媒で構成されており、排気通路５を流れる排ガス中のＨＣやＣＯを酸化するとともに、ＮＯｘを還元することによって、排ガスを浄化する。

ＥＧＲ装置１２は、排気通路５に排出された排ガスの一部をＥＧＲガスとして吸気通路４に還流させるものであり、ＥＧＲ通路４１、ＥＧＲ弁４２及びＥＧＲクーラ４３などで構成されている。ＥＧＲ通路４１は、吸気通路４のコンプレッサ２１よりも上流側と排気通路５の触媒７よりも下流側に、接続されている。

ＥＧＲ弁４２の開度は、ＥＣＵ２からの制御信号に応じ、ＥＧＲアクチュエータ４２ａを介して制御され、それにより、排気通路５から吸気通路４に還流するＥＧＲガス量が制御される。ＥＧＲクーラ４３は、ＥＧＲ通路４１のＥＧＲ弁４２よりも上流側（排気通路５側）に配置されており、冷却装置１３の後述するエンジン冷却回路５０の冷却水を利用して、高温のＥＧＲガスを冷却する。

図１及び図３に示すように、冷却装置１３は、エンジン本体３ｂを介してエンジン３を冷却するためのエンジン冷却回路５０と、過給された吸入ガスをインタークーラ３４によって冷却するための吸入ガス冷却回路６０を備えている。

エンジン冷却回路５０は、エンジン本体３ｂと、メインラジエータ５１と、エンジン本体３ｂ及びメインラジエータ５１に接続され、冷却水が満たされた環状の第１冷却水通路５２と、エンジン３によって駆動される機械ポンプ５３を有する。

図４に示すように、このエンジン冷却回路５０では、冷却水は、エンジン３の運転時、機械ポンプ５３によって送り出され、第１冷却水通路５２を介して図３の時計方向（黒矢印方向）に流れ、循環する。この循環に伴い、冷却水は、エンジン本体３ｂを通る際に、エンジン本体３ｂから熱を奪い、エンジン３を冷却するとともに、メインラジエータ５１を通る際に、メインラジエータ５１に放熱する。通常、エンジン本体３ｂは、エンジン３での燃焼・発熱により高温状態にあるため、エンジン冷却回路５０を流れる冷却水は、比較的高温になる（以下「高温系冷却水」という）。

この高温系冷却水の温度（以下「高温系水温」という）ＴＷＨｉは、第１冷却水通路５２の所定位置、例えばエンジン本体３ｂのすぐ下流側に配置された第１水温センサ５５によって検出され（図３参照）、その検出信号はＥＣＵ２に出力される。なお、図３に示すように、第１冷却水通路５２は、各種の補機５４、例えばターボチャージャ１１やＥＧＲクーラ４３、さらにスロットル弁６を収容するスロットルボディ（図示せず）などにも接続されており、高温系冷却水はこれらの補機５４の冷却にも用いられる。

一方、吸入ガス冷却回路６０は、インタークーラ３４と、サブラジエータ６１と、インタークーラ３４及びサブラジエータ６１に接続され、冷却水が満たされた環状の第２冷却水通路６２と、電動ポンプ６３を有する。

図４に示すように、この吸入ガス冷却回路６０では、冷却水は、電動ポンプ６３によって送り出され、第２冷却水通路６２を介して図３の反時計方向（白抜き矢印方向）に流れ、循環する。この循環に伴い、冷却水は、インタークーラ３４を通る際に、インタークーラ３４を流れる吸入ガスから熱を奪い、これを冷却するとともに、サブラジエータ６１を通る際に、サブラジエータ６１に放熱する。通常、過給された吸入ガスの温度はエンジン本体３ｂの温度よりも低いため、吸入ガス冷却回路６０を流れる冷却水は、高温系冷却水よりも低温になる（以下「低温系冷却水」という）。

この低温系冷却水の温度（以下「低温系水温」という）ＴＷＬｏは、第２冷却水通路６２の所定位置、例えばインタークーラ３４のすぐ上流側に配置された第２水温センサ６５（図３参照）によって検出され、その検出信号はＥＣＵ２に出力される。

図３に示すように、第１冷却水通路５２と第２冷却水通路６２は、高温系冷却水導入通路７１及び低温系冷却水戻り通路７２を介して、互いに接続されている。

高温系冷却水導入通路７１は、第１冷却水通路５２のエンジン本体３ｂのすぐ下流側の位置と、第２冷却水通路６２のサブラジエータ６１よりも下流側でかつ電動ポンプ６３よりも上流側の位置に、接続されている。また、高温系冷却水導入通路７１には導入弁７３が設けられている。導入弁７３は、高温系冷却水導入通路７１を全開する開弁位置又は全閉する閉弁位置の２位置をとるように構成されており、その開閉は、ＥＣＵ２からの制御信号によって制御される。

一方、低温系冷却水戻り通路７２は、第２冷却水通路６２のインタークーラ３４よりも下流側でかつサブラジエータ６１よりも上流側の位置と、第１冷却水通路５２の高温系冷却水導入通路７１との接続部よりも下流側でかつメインラジエータ５１又は補機５４よりも上流側の位置に、接続されている。

以上の構成により、機械ポンプ５３及び電動ポンプ６３が運転され、導入弁７３が閉弁状態のときには、エンジン冷却回路５０と吸入ガス冷却回路６０の間での冷却水の流出入は生じず、図４（ａ）に示すように、エンジン冷却回路５０では高温系冷却水が時計方向（黒矢印方向）に循環し、吸入ガス冷却回路６０では低温系冷却水が反時計方向（白抜き矢印方向）に循環する。

一方、導入弁７３が開弁状態のときには、図４（ｂ）に示すように、上述した冷却水の流れに加えて、エンジン冷却回路５０の高温系冷却水の一部が、高温系冷却水導入通路７１を介して、吸入ガス冷却回路６０に導入される。これにより、高温系冷却水が低温系冷却水に混入し、高温系冷却水の熱が低温系冷却水に移行することによって、低温系冷却水の温度が上昇する。また、この高温系冷却水の導入分を補うように、吸入ガス冷却回路６０の低温系冷却水の一部が、低温系冷却水戻り通路７２を介して、エンジン冷却回路５０に戻される。

また、エンジン３には、クランク角センサ８１（図２参照）が設けられている。このクランク角センサ８１は、クランクシャフト（図示せず）の回転に伴い、所定のクランク角（例えば３０°）ごとに、パルス信号であるＣＲＫ信号をＥＣＵ２に出力する。ＥＣＵ２は、このＣＲＫ信号に基づき、エンジン３の回転数（以下「エンジン回転数」という）ＮＥを算出する。また、ＥＣＵ２には、アクセル開度センサ８２から、車両のアクセルペダル（図示せず）の踏込み量（以下「アクセル開度」という）ＡＰを表す検出信号が、外気温センサ８３から、外気温ＴＯＤを表す検出信号が、それぞれ入力される。

ＥＣＵ２は、ＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ及びＩ／Ｏインターフェース（いずれも図示せず）などから成るマイクロコンピュータで構成されている。ＥＣＵ２は、前述した各種のセンサの検出信号などに応じ、所定の制御プログラムに従って、電動ポンプ６３及び導入弁７３などを介して低温系冷却水及び高温系冷却水の流れ及び温度を制御する冷却制御処理を実行する。なお、実施形態では、ＥＣＵ２が、過冷却状態判定手段及び温度低下抑制手段に相当する。

図５は、第１実施形態による冷却制御処理を示す。本処理は、所定の周期で実行される。本処理ではまず、ステップ１（「Ｓ１」と図示。以下同じ）において、エンジン３が、低温系冷却水の温度を上昇させるべき水温アップ領域にあるか否かを判定する。

この判定は、図６に示すエンジン３の運転領域マップを検索することによって行われる。このマップは、エンジン回転数ＮＥ及び要求トルクＴＲＱによって規定されるエンジン３の運転領域を、ＥＧＲを実行すべきＥＧＲ領域、上記水温アップ領域、及び低温系冷却水の温度を上昇させる必要がない非水温アップ領域に、あらかじめ区分したものである。

このマップでは、水温アップ領域は、エンジン回転数ＮＥ及び要求トルクＴＲＱがいずれも低〜中程度である低中回転・低中負荷領域に設定されている。これは、低中回転・負荷領域では、ターボチャージャ１１による吸入ガスの過給（圧縮）度合が低く、インタークーラ３４に流入する吸入ガスの温度がもともと低いことから、インタークーラ３４で冷却された吸入ガスが凝縮しやすいためである。また、ＥＧＲ領域は、水温アップ領域に含まれており、したがって、ＥＧＲの実行時には、エンジン３は水温アップ領域にあると判定される。なお、上記の要求トルクＴＲＱは、エンジン回転数ＮＥ及びアクセル開度ＡＰに基づいて算出される。

上記ステップ１の判別結果がＮＯで、エンジン３が水温アップ領域にない（非水温アップ領域にある）ときには、低温系冷却水の温度を上昇させる必要がないとして、開弁フラグＦ＿ＶＬＶを「０」にセットする（ステップ２）ことで、導入弁７３を閉弁状態に制御するとともに、電動ポンプ６３の通常運転を実行し（ステップ３）、本処理を終了する。この通常運転では、電動ポンプ６３が連続的に運転されることによって、低温系冷却水が吸入ガス冷却回路６０を循環する。

一方、前記ステップ１の判別結果がＹＥＳで、エンジン３が水温アップ領域にあるときには、低温系冷却水の温度の目標値である目標水温ＴＷｃｍｄを算出する（ステップ４）。この目標水温ＴＷｃｍｄは、外気温ＴＯＤと外気の湿度（または外気温と湿度から求められる絶対水分量）とＥＧＲ率とに応じて算出される。例えば、図７は、目標水温ＴＷｃｍｄの算出に用いられるマップであり、外気の湿度及びＥＧＲ率がそれぞれ一定の場合の例である。このマップは、温度（外気温）と露点の関係に基づくものであり、目標水温ＴＷｃｍｄは、外気温ＴＯＤが高いほど、より高くなるように設定されている。

次いで、第２水温センサ６５で検出された低温系水温ＴＷＬｏが、目標水温ＴＷｃｍｄよりも低いか否かを判別する（ステップ５）。この判別結果がＮＯで、ＴＷＬｏ≧ＴＷｃｍｄのときには、低温系冷却水の温度が高い状態にあるため、これをさらに上昇させる必要がないとして、前記ステップ２及び３を実行し、本処理を終了する。

一方、ステップ５の判別結果がＹＥＳのときには、電動ポンプ６３による低温系冷却水の下限送出し量ＱＬｏを算出する（ステップ６）。この下限送出し量ＱＬｏは、吸入ガスを不足なく冷却し、エンジン３のノッキングの発生を抑制することが可能な低温系冷却水の最小の送出し量に相当するものであり、エンジン回転数ＮＥ及び要求トルクＴＲＱに応じ、図８に示すマップを検索することによって算出される。

このマップでは、図６の水温アップ領域に相当する２点鎖線で示す領域内に、互いに異なる所定の送出し量ＱＬｏ＿１、ＱＬｏ＿２及びＱＬｏ＿３（ＱＬｏ＿１＜ＱＬｏ＿２＜ＱＬｏ＿３）をそれぞれ表す３つのラインが設定されている。これらのラインの関係から分かるように、下限送出し量ＱＬｏは、エンジン回転数ＮＥが大きいほど、また要求トルクＴＲＱが大きいほど、過給された吸入ガスの温度がより高くなるため、より大きくなるように設定されている。なお、エンジン回転数ＮＥ及び要求トルクＴＲＱに応じたマップ上の点が３つのラインのいずれにも一致しない場合には、下限送出し量ＱＬｏは補間演算によって求められる。

次に、エンジン冷却回路５０から吸入ガス冷却回路６０に導入すべき高温系冷却水の導入量ＱＨｉを算出する（ステップ７）。この導入量ＱＨｉは、前記ステップ４及び６でそれぞれ算出された目標水温ＴＷｃｍｄ及び下限送出し量ＱＬｏと、第１水温センサ５５及び第２水温センサ６５でそれぞれ検出された高温系水温ＴＷＨｉ及び低温系水温ＴＷＬｏを用い、次式（１）によって算出される。
ＱＨｉ ＝ [(ＴＷｃｍｄ−ＴＷＬｏ)／(ＴＷＨｉ−ＴＷｃｍｄ)]・ＱＬｏ
・・・（１）

この式（１）から明らかなように、高温系冷却水の導入量ＱＨｉは、下限送出し量ＱＬｏに比例し、目標水温ＴＷｃｍｄと低温系水温ＴＷＬｏとの差（ＴＷｃｍｄ−ＴＷＬｏ）に比例するとともに、高温系水温ＴＷＨｉと目標水温ＴＷｃｍｄとの差（ＴＷＨｉ−ＴＷｃｍｄ）に反比例するように算出される。

次に、移行熱量ＳＣＡを算出する（ステップ８）。この移行熱量ＳＣＡは、エンジン冷却回路５０から吸入ガス冷却回路６０への高温系冷却水の導入に伴い、前者５０から後者６０に実際に移行すると推定される熱量であり、例えば、下限送出し量ＱＬｏ、目標水温ＴＷｃｍｄ及び低温系水温ＴＷＬｏを用い、次式（２）によって算出される。
ＳＣＡ ＝ ＫＴＨ・ＱＬｏ・(ＴＷｃｍｄ−ＴＷＬｏ) ・・・（２）
ここで、ＫＴＨは、「流量×温度差」を「熱量」に換算するための換算係数である。

図９のラインＳＣＡは、目標水温ＴＷｃｍｄ＝所定値ＴＷｃｍｄ１の条件において、式（２）によって算出された移行熱量ＳＣＡの例を、エンジン３の出力（以下「エンジン出力」という）ＰＥＮＧに対して示したものである。なお、エンジン出力ＰＥＮＧは、例えば要求トルクＴＲＱとエンジン回転数ＮＥとの積として算出される。

このラインＳＣＡに示されるように、エンジン出力ＰＥＮＧが高いほど、エンジン３の発熱量が大きくなることで、高温系冷却水の温度が上昇し、低温系冷却水との温度差が大きくなるため、移行熱量ＳＣＡは、エンジン出力ＰＥＮＧが高いほど、より大きくなるように算出される。また、エンジン出力ＰＥＮＧが高くなるにつれて、過給された吸入ガスの温度がより高くなり、インタークーラ３４での冷却の際に吸入ガスから低温系冷却水に与えられる熱量が増大することで、低温系冷却水の温度もより上昇する結果、目標水温ＴＷｃｍｄとの温度差は小さくなる。このため、移行熱量ＳＣＡは、エンジン出力ＰＥＮＧが高くなるにつれて、エンジン出力ＰＥＮＧに対する傾きが小さくなるように算出される。

図５に戻り、前記ステップ８に続くステップ９では、移行熱量のしきい値ＳＣＡｔｈを算出する。このしきい値ＳＣＡｔｈは、エンジン３の過冷却状態を発生させることなく、エンジン冷却回路５０から吸入ガス冷却回路６０に移行させることが可能な最大の熱量、換言すれば、移行熱量ＳＣＡがしきい値ＳＣＡｔｈを上回ると、エンジン３の過冷却状態が発生するような熱量に相当する。

しきい値ＳＣＡｔｈは、例えば次式（３）により、基本値ＳＣＡｔｈｂから補正量ΔＳＣＡを減算することによって算出される。
ＳＣＡｔｈ ＝ ＳＣＡｔｈｂ−ΔＳＣＡ ・・・（３）
この基本値ＳＣＡｔｈｂは、図９に示すように、エンジン出力ＰＥＮＧに所定の係数を乗じることにより、これに比例するように算出される。これは、エンジン出力ＰＥＮＧが高いほど、それに応じてエンジン３の発熱量が大きくなるためである、また、補正量ΔＳＣＡは、車両の暖房などのために消費される高温系冷却水の熱量を補正するためのものであり、例えば暖房時には、エアコンの設定温度やファンの風量などに応じて算出される。

次に、上記のように算出された移行熱量ＳＣＡがしきい値ＳＣＡｔｈよりも大きいか否かを判別する（ステップ１０）。この判別結果がＮＯで、移行熱量ＳＣＡがしきい値ＳＣＡｔｈ以下のときには、エンジン３が過冷却状態にないとして、開弁フラグＦ＿ＶＬＶを「１」にセットする（ステップ１１）ことで、導入弁７３を開弁するとともに、電動ポンプ６３の所定運転を実行し（ステップ１２）、本処理を終了する。

この電動ポンプ６３の所定運転では、前記ステップ７で算出した高温系冷却水の導入量ＱＨｉが得られるように、電動ポンプ６３が連続的に運転される。この制御により、エンジン冷却回路５０の高温系冷却水の一部が、高温系冷却水導入通路７１を介して吸入ガス冷却回路６０に導入されるとともに、吸入ガス冷却回路６０の低温系冷却水の一部が、低温系冷却水戻り通路７２を介してエンジン冷却回路５０に戻される。その結果、吸入ガス冷却回路６０では、低温系冷却水に高温系冷却水が混入され、低温系冷却水の温度が上昇することによって、インタークーラ３４で冷却された吸入ガス中の水分の凝縮による凝縮水の発生が抑制される。

一方、前記ステップ１０の判別結果がＹＥＳで、移行熱量ＳＣＡがしきい値ＳＣＡｔｈよりも大きいときには、エンジン３が過冷却状態にあるとして、高温系冷却水の温度低下を抑制し、過冷却状態を解消するために、電動ポンプ６３の間欠運転を実行する（ステップ１３）。

この電動ポンプ６３の間欠運転では、基本的に、停止モードが選択されるとともに、必要に応じ、停止モードに代えて運転モードが選択される。この停止モードは、開弁フラグＦ＿ＶＬＶを「０」にセットし、導入弁７３を閉弁した状態で、電動ポンプ６３を停止するものである。この停止モードにより、停止弁７３が閉弁されることによって、吸入ガス冷却回路６０への高温系冷却水の導入が阻止され、高温系冷却水の温度が上昇するので、エンジン３の過冷却状態を適切に解消することができる。また、電動ポンプ６３が停止されることにより、過冷却状態における電動ポンプ６３の不要な運転を回避し、消費電力を低減することができる。

一方、運転モードは、開弁フラグＦ＿ＶＬＶを「１」にセットし、導入弁７３を開弁した状態で、電動ポンプ６３を運転するものであり、例えば、検出された低温系水温ＴＷＬｏが所定温度よりも低いことで、吸入ガスの凝縮による凝縮水の発生のおそれがあると判定されたときに選択される。この運転モードにより、導入弁７３が開弁した状態で電動ポンプ６３が運転されることによって、高温系冷却水が吸入ガス冷却回路６０に導入され、低温系冷却水の温度が上昇するので、エンジン３の過冷却状態においても、吸入ガスの凝縮による凝縮水の発生を有効に抑制することができる。

次に、図１０を参照しながら、第２実施形態による冷却制御処理について説明する。この冷却制御処理は、これまでに説明した第１実施形態による図５の冷却制御処理に代えて実行されるものであり、それと比較し、エンジン３が過冷却状態にあると判定された場合の制御内容のみが異なる。したがって、第１実施形態と共通の部分については、図１０に同一のステップ番号を付し、以下、異なる部分を中心として説明を行うものとする。

本処理では、ステップ１０の判別結果がＹＥＳのとき、すなわち移行熱量ＳＣＡがしきい値ＳＣＡｔｈよりも大きく、エンジン３が過冷却状態にあると判定されたときには、開弁フラグＦ＿ＶＬＶを「０」にセットする（ステップ２１）ことによって、導入弁７３を閉弁する。この導入弁７３の閉弁により、吸入ガス冷却回路６０への高温系冷却水の導入が阻止され、高温系冷却水の温度が上昇することによって、エンジン３の過冷却状態を確実に解消することができる。

次に、電動ポンプ６３を停止する（ステップ２２）。これにより、過冷却状態における電動ポンプ６３の不要な運転を回避し、消費電力を低減することができる。また、発電機８の発電量を増大させるように制御し（ステップ２３）、本処理を終了する。この発電量の増大により、発電機８を駆動するエンジン３の負荷が増大し、エンジン３の発熱量が増大することによって、高温系冷却水の温度上昇が促進されるので、エンジン３の過冷却状態をより迅速に解消することができる。また、発電機８で発電された電気エネルギはバッテリに充電されるので、発電量の増大に伴う燃費の低下を可能な限り抑制することができる。

なお、本発明は、説明した実施形態に限定されることなく、種々の態様で実施することができる。例えば、第２実施形態では、エンジン３が過冷却状態にあると判定されたときに、導入弁７３の閉弁（ステップ２１）と電動ポンプ６３の停止（ステップ２２）の両方を実行しているが、いずれか一方のみを実行してもよい。また、これらとともに実行される発電機８の発電量の増大制御（ステップ２３）は、省略してもよく、あるいは、第１実施形態における電動ポンプ６３の間欠運転とともに実行してもよい。

さらに、実施形態では、エンジン冷却回路５０から吸入ガス冷却回路６０への移行熱量ＳＣＡと、そのしきい値ＳＣＡｔｈをそれぞれ算出（演算）し、両者の比較結果に基づいて、エンジン３の過冷却状態を判定しているが、この過冷却状態の判定手法として、他の適当な手法を採用することが可能である。例えば、第１水温センサ５５で検出された高温系水温ＴＷＨｉを用い、高温系水温ＴＷＨｉが所定温度よりも低いときに、エンジン３が過冷却状態にあると判定してもよく、それにより、過冷却状態の判定を精度良く行うことができる。あるいは、移行熱量ＳＣＡ及びしきい値ＳＣＡｔｈを用いる手法と、水温センサの検出結果を用いる手法を組み合わせてもよく、それにより、判定精度をさらに高めることができる。

また、実施形態では、導入弁７３は全開位置又は全閉位置の２位置をとるタイプのものであるが、これに代えて開度が可変のものを採用してもよい。その場合には、例えば、第１実施形態における電動ポンプ６３の間欠運転や第２実施形態において導入弁７３を閉弁（全閉）するのに代えて、導入弁の開度を減少側に制御する（絞る）ことによって、高温系冷却水の導入量、すなわち移行熱量を減少側に調整するようにしてもよい。

同様に、電動ポンプ６３についても、第１実施形態における間欠運転や第２実施形態において電動ポンプ６３を完全に停止するのに代えて、その回転数の低下などにより吐出量を減少させることによって、吸入ガス冷却回路６０を流れる低温系冷却水の流量を減少側に調整するようにしてもよい。さらに、実施形態で示した冷却制御装置１の細部の構成などは、あくまで例示であり、本発明の趣旨の範囲内で適宜、変更することが可能である。

１ 冷却制御装置
２ ＥＣＵ（過冷却状態判定手段、温度低下抑制制御手段）
３ 内燃機関
３ｂ エンジン本体
８ 発電機
１１ ターボチャージャ（過給機）
２１ コンプレッサ
３４ インタークーラ
５０ エンジン冷却回路（内燃機関冷却回路）
５１ メインラジエータ（第１ラジエータ）
５２ 第１冷却水通路
５３ 機械ポンプ（第１ポンプ）
５５ 第１水温センサ（温度センサ）
６０ 吸入ガス冷却回路
６１ サブラジエータ（第２ラジエータ）
６２ 第２冷却水通路
６３ 電動ポンプ（第２ポンプ）
７１ 高温系冷却水導入通路（冷却水導入通路）
７３ 導入弁
ＳＣＡ 移行熱量
ＳＣＡｔｈ 移行熱量のしきい値
ＴＷＨｉ 高温系水温（温度センサの検出結果）

Claims (6)

1. 過給機を備えた内燃機関において、当該内燃機関を冷却するとともに、前記過給機で過給された吸入ガスをインタークーラによって冷却する内燃機関の冷却制御装置であって、
   内燃機関本体と、第１ラジエータと、前記内燃機関本体と前記第１ラジエータに接続され、これらの間で冷却水を循環させるための第１冷却水通路と、当該第１冷却水通路に冷却水を送り出し、循環させるための第１ポンプと、を有する内燃機関冷却回路と、
   前記インタークーラと、第２ラジエータと、前記インタークーラと第２ラジエータに接続され、これらの間で冷却水を循環させるための第２冷却水通路と、当該第２冷却水通路に冷却水を送り出し、循環させるための第２ポンプと、を有する吸入ガス冷却回路と、
   前記第１冷却水通路と前記第２冷却水通路に接続され、前記内燃機関冷却回路の冷却水を前記吸入ガス冷却回路に導入するための冷却水導入通路と、
   前記内燃機関冷却回路の冷却水の温度の低下により前記内燃機関が過度に冷却される過冷却状態にあるか否かを判定する過冷却状態判定手段と、
   当該過冷却状態判定手段により前記内燃機関が前記過冷却状態にあると判定されたときに、前記内燃機関冷却回路の冷却水の温度低下を抑制するように制御する温度低下抑制制御手段と、
   を備えることを特徴とする内燃機関の冷却制御装置。
2. 前記冷却水導入通路に設けられ、前記内燃機関冷却回路の冷却水を前記吸入ガス冷却回路に導入するときに開弁される導入弁をさらに備え、
   前記温度低下抑制制御手段は、前記内燃機関が前記過冷却状態にあると判定されたときに、前記導入弁を閉じ側に制御することを特徴とする、請求項１に記載の内燃機関の冷却制御装置。
3. 前記第２ポンプは電動ポンプで構成されており、
   前記温度低下抑制制御手段は、前記内燃機関が前記過冷却状態にあると判定されたときに、前記第２ポンプが停止し又は当該第２ポンプによる冷却水の送出し量が減少するように、当該第２ポンプを制御することを特徴とする、請求項１に記載の内燃機関の冷却制御装置。
4. 前記冷却水導入通路に設けられ、前記内燃機関冷却回路の冷却水を前記吸入ガス冷却回路に導入するときに開弁される導入弁をさらに備え、
   前記第２ポンプは電動ポンプで構成されており、
   前記温度低下抑制制御手段は、前記内燃機関が前記過冷却状態にあると判定されたときに、前記導入弁を閉弁した状態で記第２ポンプを停止する停止モードと、前記導入弁を開弁した状態で前記第２ポンプを運転する運転モードが、交互に選択される前記第２ポンプの間欠運転を実行することを特徴とする、請求項１に記載の内燃機関の冷却制御装置。
5. 前記内燃機関には、当該内燃機関を動力源として発電を行う発電機が連結され、当該発電機で発電された電気エネルギがバッテリに充電されるように構成されており、
   前記温度低下抑制制御手段は、前記内燃機関が前記過冷却状態にあると判定されたときに、前記発電機の発電量を増大させることを特徴とする、請求項２ないし４のいずれかに記載の内燃機関の冷却制御装置。
6. 前記過冷却状態判定手段は、前記内燃機関が前記過冷却状態にあるか否かの判定を、所定の演算による演算結果、及び所定の温度センサの検出結果の少なくとも一方に基づいて行うことを特徴とする、請求項１ないし５のいずれかに記載の内燃機関の冷却制御装置。

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