JP2021071109A - 内燃機関の吸気温度制御方法及び内燃機関の吸気温度制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】大気温に照らした吸気温度の適切な制御を可能にする。【解決手段】内燃機関１の吸気温度制御方法は、内燃機関１を有する第１冷却水回路１００Ａを含む２系統の冷却水回路１００Ａ、１０１Ａを流通する冷却水それぞれと内燃機関１の吸気とで熱交換を行うインタークーラ１３が設けられ、インタークーラ１３は第１熱交換部１３ａを有して構成される内燃機関１の吸気温度制御方法であって、外気温Ｔａｍｂに応じて、第１熱交換部１３ａを流通する第１冷却水の流量を変更することを含む。【選択図】図５

Description

本発明は、内燃機関の吸気温度制御に関する。

特許文献１には、水冷式のインタークーラにより吸気を冷却する吸気冷却装置が開示されている。

特開２０１２−１０２６６７号公報

吸気温度は大気温に依存する。このため、内燃機関では熱交換器により吸気を冷却するだけでなく、大気温に照らした吸気温度の適切な制御が行われることが望まれる。

本発明はこのような課題に鑑みてなされたもので、大気温に照らした吸気温度の適切な制御を可能にすることを目的とする。

本発明のある態様の内燃機関の吸気温度制御方法は、熱源を有する第１熱媒体回路を含む２系統の熱媒体回路を流通する熱媒体それぞれと内燃機関の吸気とで熱交換を行う熱交換器が設けられ、前記熱交換器は、前記熱媒体であって前記第１熱媒体回路を流通する第１熱媒体と前記吸気とで熱交換を行う第１熱交換部を有して構成される内燃機関の吸気温度制御方法であって、大気温に応じて、前記第１熱交換部を流通する前記第１熱媒体の流量を変更すること、を含む。

本発明の別の態様によれば、上記内燃機関の吸気温度制御方法に対応する内燃機関の吸気温度制御装置が提供される。

ここでこれらの態様では、吸気を冷却するにあたり、熱源を有する第１熱媒体回路を１系統とする２系統の熱媒体回路を流通する熱媒体それぞれと内燃機関の吸気とで熱交換を行う。このため、２つの熱媒体回路を流通する熱媒体それぞれにより吸気を段階的に冷却することで、吸気の冷却を促進することが可能になる。

その一方で、これらの態様では第１熱媒体が熱源から受熱する。このため、第１熱交換部では吸気の冷却だけでなく吸気の加熱も可能になる。このことからこれらの態様では、大気温に応じて第１熱交換部を流通する第１熱媒体の流量を変更する。これにより、第１熱交換部における第１熱媒体と吸気との熱交換を大気温に応じて制御できるので、大気温に照らした吸気温度の適切な制御が可能になる。

内燃機関の吸排気系統の要部を示す図である。 インタークーラの概略構成図である。 第１実施形態にかかる第１冷却水回路の概略構成図である。 第１実施形態にかかる第２冷却水回路の概略構成図である。 第１実施形態にかかる制御の一例をフローチャートで示す図である。 図５に対応するタイミングチャートの一例を示す図である。 第２実施形態にかかる冷却水回路の概略構成図である。 第２実施形態における冷却水の流通状態の一例を示す図である。 開弁温度への到達遅れによるノッキングの生じ易さを説明する図である。 第２実施形態にかかる制御の一例をフローチャートで示す図である。 開弁温度の変化に応じた吸気温度及び吸気冷却効率の変化を示す図である。 図９に対応するタイミングチャートの一例を示す図である。 内燃機関の油温及びフリクションの関係を示す図である。 内燃機関の回転速度とエンジン油水温差との関係を示す図である。

以下、添付図面を参照しながら本発明の実施形態について説明する。

（第１実施形態）
図１は内燃機関１の吸排気系の要部を示す図である。車両には内燃機関１のほか、吸気系１０と排気系２０とＥＧＲ装置３０と過給機４０とコントローラ５０とが設けられる。

吸気系１０は、吸気絞り弁１１、コンプレッサ４１、スロットルバルブ１２、インタークーラ１３を有して構成される。

吸気絞り弁１１は、吸気通路のうち後述するＥＧＲ通路３１が接続する部分よりも上流側の部分に設けられる。吸気絞り弁１１は開度を低下させることにより、ＥＧＲ通路３１を介した排気の還流量を増加させる。コンプレッサ４１は、過給機４０のコンプレッサであり、吸気を圧縮する。スロットルバルブ１２は電動スロットルバルブであり、内燃機関１に導入する吸気の量を調節する。インタークーラ１３は、過給された吸気を冷却する。インタークーラ１３は水冷式のインタークーラであり、冷却水Ｗと吸気とで熱交換を行う。冷却水Ｗは冷却液であり、熱媒体を構成する。熱媒体としての冷却水Ｗは液相状態で用いられる。

図２はインタークーラ１３の概略構成図である。インタークーラ１３は、第１熱交換部１３ａと第２熱交換部１３ｂとを有して構成される。第１熱交換部１３ａと第２熱交換部１３ｂとは、吸気の流通方向に沿って直列に設けられる。第１熱交換部１３ａは第２熱交換部１３ｂよりも上流側に配置される。第１熱交換部１３ａと第２熱交換部１３ｂとはともに２層の熱交換部となっており、下流側に配置された２層目の熱交換部に流入した冷却水Ｗが折り返して、上流側に配置された１層目の熱交換部に流入する構造を有する。

インタークーラ１３では、過給機４０で過給された吸気が次のように冷却される。すなわち、過給された吸気は、第１熱交換部１３ａ、第２熱交換部１３ｂの順にこれらを通過する。そしてその際、過給された吸気は、後述する第１冷却水回路１００Ａを流通する冷却水Ｗである第１冷却水Ｗ１、及び後述する第２冷却水回路２００Ａを流通する冷却水Ｗである第２冷却水Ｗ２それぞれに対して放熱する。これにより、過給された吸気が内燃機関１に導入される前に段階的に冷却され、吸気冷却の促進が図られる。第１冷却水Ｗ１は第１熱媒体を構成し、第２冷却水Ｗ２は第２熱媒体を構成する。

図３は、第１実施形態にかかる第１冷却水回路１００Ａの概略構成図である。図４は、第１実施形態にかかる第２冷却水回路２００Ａの概略構成図である。第１冷却水回路１００Ａは第１熱媒体回路であり、内燃機関１、過給機４０及びスロットルバルブ１２のほか、メインポンプ１０１、統合熱交換器１０２、ヒータコア１０３、サーモスタット１０４、リザーバタンク１０５、高温側ラジエータ１０６、バルブ１０７、及びサブポンプ１０８を備える。

メインポンプ１０１は、第１冷却水Ｗ１を圧送する。メインポンプ１０１には例えば、内燃機関１の動力により駆動する機械式ポンプが用いられる。メインポンプ１０１は内燃機関１に第１冷却水Ｗ１を供給し、供給された第１冷却水Ｗ１は内燃機関１で受熱する。内燃機関１は熱源を構成する。

内燃機関１では、メインポンプ１０１からシリンダブロック１ａに第１冷却水Ｗ１が供給される。第１冷却水Ｗ１は、シリンダブロック１ａを流通した後、シリンダヘッド１ｂに供給され、さらにシリンダヘッド１ｂを流通した後に内燃機関１から排出される。シリンダブロック１ａからシリンダヘッド１ｂには、内燃機関１の複数の気筒の周囲に形成されたウォータジャケットＷＪを介して第１冷却水Ｗ１が流通する。

内燃機関１から統合熱交換器１０２及び過給機４０には、ウォータジャケットＷＪを介さない経路で第１冷却水Ｗ１が供給される。統合熱交換器１０２は複数の熱交換器を統合した熱交換器であり、統合熱交換器１０２と過給機４０とでは、主に内燃機関１からの受熱が抑制された第１冷却水Ｗ１による冷却が行われる。

ウォータジャケットＷＪを流通した第１冷却水Ｗ１は、内燃機関１からスロットルバルブ１２、ヒータコア１０３、サーモスタット１０４、リザーバタンク１０５及び高温側ラジエータ１０６に並列的に供給される。ヒータコア１０３にはバルブ１０７を介して第１冷却水Ｗが供給される。スロットルバルブ１２、ヒータコア１０３、サーモスタット１０４に分岐した分岐路それぞれは、メインポンプ１０１の吸入側流路で合流する。リザーバタンク１０５、高温側ラジエータ１０６に分岐した分岐路それぞれは、サーモスタット１０４の入口側流路で合流する。

スロットルバルブ１２では第１冷却水Ｗ１から受熱することにより、０℃以下の極低温時に生じ得る凍結が抑制される。ヒータコア１０３は第１冷却水Ｗ１より空気を加熱する。加熱された空気は車室内の空調に用いられる。バルブ１０７は例えば開閉弁であり、ヒータコア１０３への冷却水の流通を許可、禁止する。ヒータコア１０３の出口側流路にはサブポンプ１０８が設けられる。サブポンプ１０８は電動ポンプにより構成され、ヒータコア１０３を流通する冷却水の流量を制御する。バルブ１０７は暖房要求がある場合に開弁し、サブポンプ１０８は暖房要求がある場合に作動する。メインポンプ１０１に電動ポンプを用いる場合、サブポンプ１０８は省略可能である。

サーモスタット１０４は感温式のサーモスタットであり、第１冷却水Ｗ１の温度である第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴが内燃機関１の暖機完了温度以上のときに開弁する。暖機完了温度は予め設定でき、例えば８０℃とされる。サーモスタット１０４が開弁することにより、リザーバタンク１０５及び高温側ラジエータ１０６の冷却水出口とメインポンプ１０１の吸入口とが連通する。結果、リザーバタンク１０５と高温側ラジエータ１０６とに第１冷却水Ｗ１が流通する。リザーバタンク１０５は、余剰の第１冷却水Ｗ１を貯留する。高温側ラジエータ１０６は、空気と第１冷却水Ｗ１とで熱交換を行うことで第１冷却水Ｗ１からの放熱を促進し、第１冷却水Ｗ１を冷却する。

第１冷却水回路１００Ａは、エンジンオイルクーラ１０９と、第１熱交換部１３ａと、バルブ１１０とをさらに備える。エンジンオイルクーラ１０９は、メインポンプ１０１と内燃機関１とを結ぶ経路から分岐し、第１メインポンプ１０１の吸入側流路に接続する第１分岐流路に設けられる。エンジンオイルクーラ１０９は、内燃機関１の油と第１冷却水Ｗ１とで熱交換を行うことにより、内燃機関１の油を冷却する。

第１熱交換部１３ａは、エンジンオイルクーラ１０９よりも上流側の部分の第１分岐流路から分岐し、メインポンプ１０１の吸入側流路に接続する第２分岐経路に設けられる。このため、エンジンオイルクーラ１０９と第１熱交換部１３ａとには、第１冷却水Ｗ１が並列的に供給される。

バルブ１１０は、第１熱交換部１３ａよりも下流側の部分の第２分岐流路に設けられる。バルブ１１０は、第１熱交換部１３ａの後流で第１熱交換部１３ａを流通する第１冷却水Ｗ１の流量を制御する。本実施形態ではバルブ１１０は、開閉弁とされる。バルブ１１０は、流量調節弁により構成されてもよい。

第２冷却水回路２００Ａは、電動ポンプ２０１と、第２熱交換部１３ｂと、低温側ラジエータ２０２と、三方弁２０３とを備える。

電動ポンプ２０１は、第２冷却水Ｗ２を圧送する。第２冷却水Ｗ２は、電動ポンプ２０１から第２熱交換部１３ｂに供給される。第２冷却水Ｗ２は、第２熱交換部１３ｂを流通した後、低温側ラジエータ２０２に供給される。低温側ラジエータ２０２は、第２冷却水Ｗ２と空気とで熱交換を行うことで第２冷却水Ｗ２からの放熱を促進し、第２冷却水Ｗ２を冷却する。

第２冷却水回路２００Ａは、低温側ラジエータ２０２を迂回するバイパス路ＢＰを有する。バイパス路ＢＰは低温側ラジエータ２０２を迂回して三方弁２０３に接続する。三方弁２０３は、第２冷却水Ｗ２を低温側ラジエータ２０２に流通させる場合とバイパス路ＢＰに流通させる場合とで第２冷却水Ｗ２の流通態様を切り替える。

図１に戻り、排気系２０は、タービン４２と、上流触媒２１、２２と、下流触媒２３とを有して構成される。タービン４２は過給機４０のタービンであり、排気からエネルギーを回収する。上流触媒２１、２２及び下流触媒２３は排気を浄化する。

ＥＧＲ装置３０は、ＥＧＲ通路３１と、ＥＧＲクーラ３２と、ＥＧＲバルブ３３とを有して構成される。ＥＧＲ装置３０は、排気通路のうち過給機４０よりも下流の部分から吸気通路のうち過給機４０よりも上流の部分に排気を還流する排気再循環つまりＥＧＲを行う。

ＥＧＲ通路３１は、排気通路と吸気通路とを接続する。ＥＧＲ通路３１は、排気通路を流通する排気の一部をＥＧＲガスとして吸気通路に還流する。ＥＧＲクーラ３２は、ＥＧＲ通路３１を流通するＥＧＲガスを冷却する。ＥＧＲバルブ３３は、ＥＧＲ通路３１を流通するＥＧＲガスの流量を調節する。

ＥＧＲ通路３１は、排気通路のうちタービン４２よりも下流の部分と、吸気通路のうちコンプレッサ４１よりも上流の部分とを接続する。このように吸気通路と排気通路とを接続するＥＧＲ通路３１は、ＬＰＬすなわちロープレッシャーループのＥＧＲ経路を形成する。ＥＧＲ通路３１は排気通路のうち上流触媒２１、２２及び下流触媒２３の間の部分に接続するとともに、吸気通路のうち吸気絞り弁１１及びコンプレッサ４１間の部分に接続する。過給機４０はターボチャージャであり、内燃機関１の吸気を過給する。

コントローラ５０は電子制御装置であり、コントローラ５０には内燃機関１の回転速度Ｎｅの検出に用いられるクランク角センサ、アクセルペダルの踏み込み量を検出するためのアクセル開度センサ、外気温Ｔａｍｂを検出するための外気温センサ、インタークーラ１３の入口の吸気温度Ｔａである吸気温度Ｔａ＿ｉｎを検出する第１吸気温センサ、インタークーラ１３の出口の吸気温度Ｔａである吸気温度Ｔａ＿ｏｕｔを検出する第２吸気温センサ、第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴを検出するための第１冷却水温センサ、第２冷却水Ｗ２の温度である第２冷却水温Ｔｗ＿ＬＴを検出するための第２冷却水温センサ、内燃機関１の油温Ｔｈを検出するための油温センサ等を含むセンサ・スイッチ類５１からの信号が入力される。アクセルペダルの踏み込み量は、内燃機関１の駆動負荷Ｐｗを指標する。

コントローラ５０は、センサ・スイッチ類５１からの入力信号に基づいて、内燃機関１や吸気絞り弁１１やスロットルバルブ１２やＥＧＲバルブ３３のほか、図２に示すバルブ１０７、サブポンプ１０８、バルブ１１０や、図３に示す電動ポンプ２０１、三方弁２０３等を制御する。

ところで、吸気温度Ｔａは大気温である車両の外気温Ｔａｍｂに依存する。例えば、外気温Ｔａｍｂが０℃以下の極低温の場合には吸気温度Ｔａも極低温になることから、吸気中に凝縮水が発生し、さらには凝縮水が凍結し得る。特にＬＰＬのＥＧＰ経路が設けられている場合、還流された排気に含まれる水分が凝縮することにより、吸気中に凝縮水が発生したり、発生した凝縮水が凍結したりし易くなる。

このような場合、インタークーラ１３が凍結により破損に至ることが懸念される。また、凝縮水が内燃機関１の気筒内に流れ込み、燃焼が不安定になることが懸念される。このため、本実施形態ではコントローラ５０が次に説明する制御を実行する。

図５は、コントローラ５０が行う制御の一例をフローチャートで示す図である。コントローラ５０は、本フローチャートの処理を行うようにプログラムされることで制御部を有した構成とされる。本フローチャートの処理は機関冷間始動時に行うことができる。機関冷間始動時は例えば、第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴが暖機完了温度未満の場合とされる。

ステップＳ１で、コントローラ５０は吸気温度Ｔａ＿ｉｎが第１所定吸気温Ｔａ１以下か否かを判定する。第１所定吸気温Ｔａ１は、吸気中の凝縮水が凍結するか否かを判定するための判定値であり、例えば０℃とされる。第１所定吸気温Ｔａ１は例えば、吸気中に凝縮水が発生するか否かを判定するための判定値とされてもよい。

ステップＳ１では、吸気温度Ｔａ＿ｉｎが第１所定吸気温Ｔａ１よりも低いか否かを判定することにより、外気温Ｔａｍｂが第１所定外気温Ｔａｍｂ１よりも低いか否かが判定される。このような判定は外気温Ｔａｍｂを用いて行われてもよい。第１所定外気温Ｔａｍｂ１は第１所定吸気温Ｔａ１と同様の判定値とすることができる。ステップＳ１で否定判定であれば処理は一旦終了する。ステップＳ１で肯定判定であれば極低温時と判断され、処理はステップＳ２に進む。

ステップＳ２で、コントローラ５０は第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴがＥＧＲの開始温度Ｔｗ１よりも低いか否かを判定する。開始温度Ｔｗ１は予め設定されており、例えば６０℃とされる。ステップＳ２では、第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴが未だ開始温度Ｔｗ１に到達していないか否かが判定される。

ステップＳ２で否定判定であれば、第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴが高いことから第１熱交換部１３ａで凝縮水の凍結は発生しないと判断され、処理は一旦終了する。ステップＳ２で肯定判定であれば、処理はステップＳ３に進む。

ステップＳ３で、コントローラ５０は第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴと開始温度Ｔｗ１との差分ΔＴｗ＿ＨＴの大きさが所定値αよりも小さいか否かを判定する。所定値αは、後述する流量変更のタイミングを図るための値であり、流量変更のタイミングがＥＧＲの開始タイミングの手前になるように予め設定される。所定値αは、ＥＧＲの開始タイミングで吸気温度Ｔａ＿ｏｕｔが後述する第２所定吸気温Ｔａ２になるように設定される。ステップＳ３で否定判定であれば、処理はステップＳ３に戻る。ステップＳ３で肯定判定であれば、処理はステップＳ４に進む。

ステップＳ４で、コントローラ５０は第１冷却水Ｗ１の流量を変更する。流量の変更は、第１熱交換部１３ａへの第１冷却水Ｗ１の流量制御を供給停止制御から供給制御に変更することにより行われる。本実施形態では第１冷却水Ｗ１の供給制御は、バルブ１１０を開弁することにより行われる。これにより、第１熱交換部１３ａを流通する第１冷却水Ｗ１の流量が増加され、内燃機関１から受熱した第１冷却水Ｗ１と吸気とで熱交換が行われるので、吸気の加熱が促進される。

ステップＳ５で、コントローラ５０は電動ポンプ２０１を停止状態とする。電動ポンプ２０１を停止状態とすることは、作動状態の電動ポンプ２０１を停止させることと、停止状態の電動ポンプ２０１を停止状態のままに維持することとを含む。これにより、第２冷却水回路２００Ａにおける第２冷却水Ｗ２からの放熱が抑制される結果、吸気から第２冷却水Ｗ２への放熱も抑制されるので、吸気加熱効率が高まる。従って、吸気加熱を効率的に行うことにより暖機遅れが抑制され、吸気加熱と暖機との両立が図られる。

ステップＳ６で、コントローラ５０は吸気温度Ｔａ＿ｏｕｔが第２所定吸気温Ｔａ２よりも高いか否かを判定する。第２所定吸気温Ｔａ２は、吸気加熱を中止するための判定値であり、第１所定吸気温Ｔａ１から所定値高い値に設定される。当該所定値は凝縮水の凍結防止及び暖機促進の観点から予め設定され、例えば５℃とされる。ステップＳ６で否定判定であれば、処理はステップＳ６に戻る。ステップＳ６で肯定判定であれば、処理はステップＳ７に進む。

ステップＳ７で、コントローラ５０は第１冷却水Ｗ１の流量変更を解除する。流量変更の解除は、第１熱交換部１３ａへの第１冷却水Ｗ１の流量制御を供給制御から供給停止制御に戻すことにより行われ、これにより、第１熱交換部１３ａへの第１冷却水Ｗ１の流入が中止される。ステップＳ７の後には本フローチャートの処理は一旦終了する。

図６は、図５に示すフローチャートに対応するタイミングチャートの一例を示す図である。図６において、第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴは第１熱交換部１３ａの入口における第１冷却水Ｗ１の温度を示し、第２冷却水温Ｔｗ＿ＬＴは第２熱交換部１３ｂの入口における第２冷却水Ｗ２の温度を示す。タイミングＴ１では、内燃機関１が始動される。このとき、第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴは暖機完了温度未満となっており、吸気温度Ｔａ＿ｉｎは第１所定吸気温Ｔａ１以下、つまり凝縮水凍結温度以下となっている。

タイミングＴ１では、第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴと開始温度Ｔｗ１との差分ΔＴｗ＿ＨＴの大きさは所定値α以上になっている。このため、第１冷却水回路１００Ａでは、第１熱交換部１３ａへの第１冷却水Ｗ１の供給停止制御が行われる。結果、バルブ１１０が閉弁状態とされ、第１熱交換部１３ａにおいて第１冷却水Ｗ１から吸気への放熱が抑制されるので、暖機が促進される。タイミングＴ１では、第２冷却水回路２００Ａの電動ポンプ２０１も、暖機促進の観点から停止状態とされる。

タイミングＴ１からは、第１冷却水Ｗ１が内燃機関１から受熱するので、第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴは上昇し始める。第２冷却水温Ｔｗ＿ＬＴ、吸気温度Ｔａ＿ｉｎ、吸気温度Ｔａ＿ｏｕｔも僅かながらにも上昇し始める。

タイミングＴ２では、差分ΔＴｗ＿ＨＴの大きさが所定値α未満になる。このため、バルブ１１０を用いた第１冷却水Ｗ１の流量制御が、供給停止制御から供給制御に変更される。これにより、バルブ１１０が開弁され、内燃機関１で受熱した第１冷却水Ｗ１が第１熱交換部１３ａに供給される。そして、第１熱交換部１３ａでは第１冷却水Ｗ１から吸気への放熱が行われるので、吸気温度Ｔａ＿ｉｎと吸気温度Ｔａ＿ｏｕｔとがタイミングＴ２の前よりも大きな度合いで上昇し始める。

タイミングＴ３からは、内燃機関１の駆動負荷Ｐｗが低負荷になり、吸気温度Ｔａ＿ｏｕｔが第２所定吸気温Ｔａ２よりも高くなる。このため、タイミングＴ３では第１冷却水Ｗ１の流量制御の変更が解除され、供給停止制御によりバルブ１１０が閉弁される。タイミングＴ３では第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴがＥＧＲの開始温度Ｔｗ１になり、ＥＧＲも開始される。タイミングＴ３でＥＧＲを開始しても、吸気温度Ｔａ＿ｏｕｔが第２所定吸気温Ｔａ２よりも高くなっているので、ＥＧＲガスに含まれる水分が凝縮して凍結することは回避される。

タイミングＴ４からは駆動負荷Ｐｗが中負荷になり、タイミングＴ５からは駆動負荷Ｐｗが高負荷になる。タイミングＴ４、タイミングＴ５で発生している第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴの一時的な上昇は、駆動負荷Ｐｗの変動によるものである。バルブ１１０を用いた第１冷却水Ｗ１の供給停止制御は、タイミングＴ６で第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴが暖機完了温度になると終了し、これによりバルブ１１０が開弁する。タイミングＴ５では、第２冷却水温Ｔｗ＿ＬＴが電動ポンプ２０１の作動温度になることにより、第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴに基づく暖機完了前に電動ポンプ２０１が駆動される。

次に本実施形態の主な作用効果について説明する。

本実施形態にかかる内燃機関１の吸気温度制御方法は、内燃機関１を有する第１冷却水回路１００Ａを含む２系統の冷却水回路１００Ａ、１０１Ａを流通する冷却水それぞれと内燃機関１の吸気とで熱交換を行うインタークーラ１３が設けられ、インタークーラ１３は第１熱交換部１３ａを有して構成される内燃機関１の吸気温度制御方法であって、外気温Ｔａｍｂに応じて、第１熱交換部１３ａを流通する第１冷却水の流量を変更することを含む。

ここで、本実施形態では第１冷却水Ｗ１が内燃機関１から受熱する。このため、第１熱交換部１３ａでは吸気の冷却だけでなく吸気の加熱も可能になる。このことから本実施形態では、外気温Ｔａｍｂに応じて第１熱交換部１３ａを流通する第１冷却水Ｗ１の流量を変更する。これにより、第１熱交換部１３ａにおける第１冷却水Ｗ１と吸気との熱交換を外気温Ｔａｍｂに応じて制御できるので、外気温Ｔａｍｂに照らした吸気温度Ｔａの適切な制御が可能になる。

本実施形態では、外気温Ｔａｍｂに応じて、第１熱交換部１３ａを流通する第１冷却水Ｗ１の流量を増加させる。

このような方法によれば、第１冷却水Ｗ１の流量を増加させて第１熱交換部１３ａでの熱交換を促進することにより、外気温Ｔａｍｂに応じて吸気温度Ｔａを適切に制御することが可能になる。

本実施形態では、吸気温度Ｔａ＿ｉｎが第１所定吸気温Ｔａ１以下の場合、従って外気温Ｔａｍｂが第１所定外気温Ｔａｍｂ１以下の場合に、第１熱交換部１３ａを流通する第１冷却水Ｗ１の流量を増加させる。

このような方法によれば、外気温Ｔａｍｂが低いことに照らし、内燃機関１から受熱する第１冷却水Ｗ１が流通する第１熱交換部１３ａでの熱交換を促進することにより、吸気温度Ｔａを高めることが可能になる。このため、吸気に含まれる水分の凝縮による凝縮水の発生や、凝縮水の凍結による不具合の発生を抑制することが可能になる。

本実施形態では、内燃機関１はＥＧＲが行われるように構成され、第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴがＥＧＲの開始温度Ｔｗ１よりも低い場合に、第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴと開始温度Ｔｗとの差分ΔＴｗ＿ＨＴの大きさが所定値αよりも小さくなったときに、第１熱交換部１３ａを流通する第１冷却水Ｗ１の流量を増加させる。

このような方法によれば、暖機が必要な状況において内燃機関１から第１熱交換部１３ａへの第１冷却水Ｗ１の供給を極力抑制しつつ、凝縮水の凍結防止の観点から第１熱交換部１３ａでの熱交換により吸気温度Ｔａを加熱することができる。従って、このような方法によれば、暖機への影響を抑制することにより暖機と吸気加熱との両立を図ることができる。

本実施形態では、第１冷却水回路１００Ａとともに２系統の冷却水回路を構成する第２冷却水回路２００Ａは、電動ポンプ２０１を有して構成される。本実施形態にかかる内燃機関１の吸気温度制御方法は、第１熱交換部１３ａを流通する第１冷却水Ｗ１の流量を増加させる際に、電動ポンプ２０１を停止状態とすることをさらに含む。

このような方法によれば、第２冷却水回路２００Ａにおける第２冷却水Ｗ２からの放熱が抑制されることにより、吸気から第２冷却水Ｗ２への放熱も抑制されるので、吸気加熱効率が高まる。このため、吸気加熱を効率的に行うことにより暖機遅れを抑制でき、これにより暖機と吸気加熱との両立を図ることができる。

電動ポンプ２０１は停止状態とされる代わりに例えば、所定出力以下で動作させた状態とされてもよい。所定出力は、暖機及び吸気加熱の観点から予め設定できる。この場合でも、吸気から第２冷却水Ｗ２への放熱を抑制することにより、暖機と吸気加熱との両立を図ることができる。

本実施形態では、インタークー１３から流出する吸気の吸気温度Ｔａ＿ｏｕｔが第２所定吸気温Ｔａ２よりも高くなった場合に、第１冷却水Ｗ１の流量の変更を解除する。

このような方法によれば、必要以上に吸気加熱が行われることを抑制できるので、吸気加熱による暖機遅れを抑制でき、暖機と吸気加熱との両立を図ることができる。

本実施形態にかかる内燃機関１の吸気温度制御方法は、第１熱交換部１３ａとエンジンオイルクーラ１０９とに第１冷却水Ｗ１を並列に供給することをさらに含む。

このような方法によれば、暖機時に内燃機関１から受熱するとともにメインポンプ１０１から常時供給される第１冷却水Ｗ１を第１熱交換部１３ａに供給することで吸気を確実に加熱でき、これにより凝縮水の発生、凝縮水の凍結を抑制できる。

本実施形態にかかる内燃機関１の吸気温度制御方法は、第１熱交換部１３ａの後流で第１熱交換部１３ａを流通する第１冷却水Ｗ１の流量をバルブ１１０により制御することをさらに含む。

このような方法によれば、第１熱交換部１３ａに供給する第１冷却水Ｗ１の流量を制御ことにより、吸気加熱に使用する内燃機関１の熱を温度及び時間の観点から最小化することが可能になる。また、第１熱交換部１３ａの後流でバルブ１１０により第１冷却水Ｗ１の流量を制御するので、第１熱交換部１３ａの入口側でバルブ１１０が流通抵抗になることを避けることができる。このためこのような方法によれば、第１冷却水Ｗ１の圧力を高く保つことができ、これにより第１冷却水Ｗ１の沸騰耐力を向上させることもできる。

（第２実施形態）
図７は、第２実施形態にかかる第１冷却水回路１００Ｂ及び第２冷却水回路２００Ｂの概略構成図である。図８は、第２実施形態における冷却水Ｗの流通状態の一例を示す図である。図７、図８では図示の都合上、メインポンプ１０１のハウジング１０１ａをメインポンプ１０１と分離して示す。

図７に示すように、第１冷却水回路１００Ｂは、マルチコントロールバルブ（以下、ＭＣＶと称す）１１０を有した構成とされる。ＭＣＶ１１１はロータリバルブで構成され、ＭＣＶ１１１には、複数の熱交換器としてヒータコア１０３、エンジンオイルクーラ１０９、高温側ラジエータ１０６が並列接続され、第１熱交換部１３ａは高温側ラジエータ１０６と並列に設けられる。

ＭＣＶ１１１は、複数の熱交換器に接続する全ての流路を開放する全開パターン等の開弁パターンを有し、第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴに基づき複数の熱交換器を流通する冷却水Ｗの流通状態を変更する。ＭＣＶ１は例えば、複数の熱交換器に並列接続する流路それぞれに設けられた複数のバルブで構成されてもよい。ＭＣＶ１１１は、第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴに基づき第１熱交換部１３ａへの第１冷却水Ｗ１の流通を制御するコントロールバルブを構成する。

第１冷却水回路１００Ｂはさらに、ヒータコア１０３に直列にＥＧＲバルブ３３及びＥＧＲクーラ３２が設けられた構成となっている。また、第１冷却水回路１００Ｂは、ＣＶＴオイルクーラ１１２がエンジンオイルクーラ１０９と並列に設けられた構成となっている。ＣＶＴオイルクーラ１１２は、ベルト式無段変速機の油と第１冷却水Ｗ１とで熱交換を行う。第１冷却水回路１００Ｂでは、内燃機関１からＭＣＶ１１１を介さずにスロットルバルブ１２、過給機４０を介してＥＧＲバルブ３３に接続する流路が形成される。

図８に示すように、ＭＣＶ１１１は、暖機完了後に第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴがＭＣＶ１１１の全開パターンの開弁温度Ｔｖになると、接続する全ての流路を開放する。結果、第１冷却水Ｗ１は、メインポンプ１０１から内燃機関１及びＭＣＶ１１１を介して、ＭＣＶ１１１に並列接続された複数の熱交換器に供給されるとともに、第１熱交換部１３ａにも供給される。複数の熱交換器を流通した第１冷却水は、メインポンプ１０１のハウジング１０１ａで合流し、メインポンプ１０１に戻る。第１熱交換部１３ａを流通した第１冷却水Ｗ１は、高温側ラジエータ１０６を流通した第１冷却水Ｗ１と合流した上でハウジング１０１ａに流入する。

第２冷却水回路２００Ｂは、電動ポンプ２０１と、低温側ラジエータ２０２と、第２熱交換部１３ｂとを備える。電動ポンプ２０１が吐出した第２冷却水Ｗ２は、第２熱交換部１３ｂ、低温側ラジエータ２０２の順に流通し、電動ポンプ２０１に戻る。

外気温Ｔａｍｂが低中温の場合、第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴが外気温Ｔａｍｂの影響を受ける結果、開弁温度Ｔｖへの第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴの到達に遅れが生じる。この場合、ＭＣＶ１１１は開弁しないか温調領域で駆動する。結果、高温側ラジエータ１６には第１冷却水Ｗ１が流れないか或いは少量しか流れない。従って、第１熱交換部１３ａにも第１冷却水Ｗ１が流れないか或いは少量しか流れず、吸気温度Ｔａが上昇する。さらにこの場合において、吸気温度Ｔａは外気温Ｔａｍｂが高いほど高くなる。結果、外気温Ｔａｍｂが高いほど内燃機関１でノッキングが発生し易くなることが懸念される。

図９は、開弁温度Ｔｖへの到達遅れによるノッキングの生じ易さを説明する図である。実線は内燃機関１の全負荷運転時つまりＷＯＴ状態における回転速度Ｎｅに応じたエンジントルクＴｅを示す。領域Ｒはノッキングの抑制が厳しい運転領域を示す。第２閾値Ｔｅ２、第３開弁温度Ｔｖ３については後述する。

ここで、ＭＣＶ１１１の開弁温度Ｔｖには、エンジントルクＴｅが第１閾値Ｔｅ１以下の場合には第１開弁温度Ｔｖ１が用いられ、エンジントルクＴｅが第１閾値Ｔｅ１よりも高い場合には第１開弁温度Ｔｖ１よりも低い第２開弁温度Ｔｖ２が用いられる。これは、過給時には第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴが第１開弁温度Ｔｖ１に到達する前に内燃機関１の動作点が領域Ｒに入ることがあるためである。これにより、エンジントルクＴｅが第１閾値Ｔｅ１よりも高い場合には、第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴが第２開弁温度Ｔｖ２に到達することで、ＭＣＶ１１１が早めに全開パターンで開弁する。

その一方で、外気温Ｔａｍｂが低中温の場合は、開弁温度Ｔｖに第２開弁温度Ｔｖ２が用いられたとしても、前述したようにＭＣＶ１１１の全開パターンでの開弁が遅れることから、エンジントルクＴｅが高い領域Ｒにおいてノッキングが生じ易くなることが懸念される。

このような事情に鑑み、本実施形態ではコントローラ５０が次に説明する制御を実行する。

図１０は、第２実施形態でコントローラ５０が行う制御の一例をフローチャートで示す図である。本実施形態ではコントローラ５０は図９に示すフローチャートの処理を実行するようにプログラムされることで、制御部を有した構成とされる。

ステップＳ１１で、コントローラ５０は外気温Ｔａｍｂが第２所定外気温Ｔａｍｂ２よりも高いか否かを判定する。第２所定外気温Ｔａｍｂ２は外気温Ｔａｍｂが低中温かそれよりも低い温度かを判定するための判定値であり、予め設定される。ステップＳ１１で否定判定あれば、外気温Ｔａｍｂが低中温でないと判断され、処理は一旦終了する。ステップＳ１１で肯定判定であれば、処理はステップＳ１２に進む。

ステップＳ１２で、コントローラ５０は外気温Ｔａｍｂが第３所定外気温Ｔａｍｂ３よりも低いか否かを判定する。第３所定外気温Ｔａｍｂ３は外気温Ｔａｍｂが低中温かそれよりも高い温度かを判定するための判定値であり、予め設定される。ステップＳ１２で否定判定あれば、外気温Ｔａｍｂが低中温でないと判断され、処理は一旦終了する。ステップＳ１２で肯定判定であれば、処理はステップＳ１３に進む。

ステップＳ１３で、コントローラ５０は内燃機関１の駆動負荷Ｐｗが所定負荷Ｐｗ１よりも高いか否かを判定する。所定負荷Ｐｗ１は、ＭＣＶ１１１の開弁温度Ｔｖを変更するか否かを判定するための判定値であり、次に説明するように予め設定される。

すなわち、本実施形態では図９に示すように、回転速度Ｎｅに応じた第２閾値Ｔｅ２であって領域Ｒの下限に沿った第２閾値Ｔｅ２がエンジントルクＴｅに対してさらに設定される。そして、エンジントルクＴｅが第２閾値Ｔｅ２よりも高い場合には、第２開弁温度Ｔｖ２よりも低い第３開弁温度Ｔｖ３が開弁温度Ｔｖに用いられる。これにより、外気温Ｔａｍｂが低中温の場合に、ＭＣＶ１１１が全開パターンでさらに早めに開弁される。第２閾値Ｔｅ２は所定負荷Ｐｗに対応する。

図１０に戻り、ステップＳ１４で、コントローラ５０は第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴが第３開弁温度Ｔｖ３以上か否かを判定する。ステップＳ１４で否定判定であれば、処理は一旦終了する。この場合、その後のルーチンでステップＳ１１からステップＳ１３で肯定判定のままであれば、ステップＳ１４で肯定判定されるまでの間、処理が繰り返される。そして、ステップＳ１４で肯定判定であれば、処理はステップＳ１５に進む。

ステップＳ１５で、コントローラ５０は第２開弁温度Ｔｖ２から第３開弁温度Ｔｖ３に開弁温度Ｔｖを変更する。これにより、ＭＣＶ１１１が第２開弁温度Ｔｖ２よりも低い第３開弁温度Ｔｖ３で全開パターンにより開弁し、高温側ラジエータ１６に第１冷却水Ｗ１が供給される。結果、第１冷却水Ｗ１の放熱が図られる。また、第１熱交換部１３ａにも第１冷却水Ｗ１が供給され、高温側ラジエータ１６で第１冷却水Ｗ１が放熱されることとも相俟って、過給された吸気の放熱が図られる。結果、吸気温度Ｔａ＿ｏｕｔの上昇が抑制され、吸気冷却効率ηが向上する。

図１１は、開弁温度Ｔｖの変化に応じた吸気温度Ｔａ＿ｏｕｔ及び吸気冷却効率ηの変化を示す図である。外気温Ｔａｍｂが第２所定外気温Ｔａｍｂ２より高い場合に、開弁温度Ｔｖが第２開弁温度Ｔｖ２から第３開弁温度Ｔｖ３に変更されると、吸気温度Ｔａ＿ｏｕｔの上昇が抑制される結果、吸気温度Ｔａ＿ｏｕｔは破線で示す場合よりも低くなる。また、吸気冷却効率ηの低下も抑制される結果、吸気冷却効率ηは破線で示す場合よりも高くなる。

本実施形態では、開弁温度Ｔｖを第２開弁温度Ｔｖ２から第３開弁温度Ｔｖ３に変更して、開弁温度Ｔｖを低下させることにより、低下させた開弁温度Ｔｖつまり第３開弁温度Ｔｖ３において、第１熱交換部１３ａへの第１冷却水Ｗ１の流量が増加される。全開パターンでのＭＣＶ１１１の開弁制御を含むＭＣＶ１１１の制御は、第１熱交換部１３ａへの第１冷却水Ｗ１の流量制御を構成し、このような流量制御の変更により、第１熱交換部１３ａへの第１冷却水Ｗ１の流量が変更される。

図１０に戻り、ステップＳ１６で、コントローラ５０は電動ポンプ２０１の出力を低下させる。ステップＳ１６では、電動ポンプ２０１の出力が所定出力に低下される。所定出力は、吸気温度Ｔａ＿ｏｕｔの急激な変動をする観点から予め設定される。

電動ポンプ２０１の出力を低下させることにより、第２冷却水Ｗ２の流量が低下し、第２熱交換部１３ｂでの吸気の放熱量が低下する。これにより、第１熱交換部１３ａで吸気の放熱量が増加することに照らし、インタークーラ１３全体の吸気の放熱量を制御することができるので、吸気温度Ｔａ＿ｏｕｔが急激に変動することを抑制できる。

ステップＳ１７で、コントローラ５０は第２冷却水温Ｔｗ＿ＬＴが冷却要求温度Ｔｗ２以上であるか否かを判定する。冷却要求温度Ｔｗ２は、第２冷却水Ｗ２の冷却を図るための判定値であり、予め設定される。ステップＳ１７で否定判定であれば、処理はステップＳ１９に進み、ステップＳ１７で肯定判定であれば、処理はステップＳ１８に進む。

ステップＳ１８で、コントローラ５０は電動ポンプ２０１の出力を上昇させる。これにより、冷却の必要がある場合に第２冷却水Ｗ２を冷却することができる。ステップＳ１８、或いはステップＳ１７の否定判定の後には、処理はステップＳ１９に進む。

ステップＳ１９で、コントローラ５０は第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴが第３開弁温度Ｔｖ３より低いか否かを判定する。第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴは例えば、駆動負荷Ｐｗが所定負荷Ｐｗ１以下になり、内燃機関１から第１冷却水Ｗ１への放熱量が小さくなると、第３開弁温度Ｔｖ３より低くなる。ステップＳ１９で否定判定であれば、処理は一旦終了する。この場合、その後のルーチンにおいて例えば、ステップＳ１３で否定判定され且つステップＳ１９で肯定判定されると、処理がステップＳ２０に進む。

ステップＳ２０で、コントローラ５０は開弁温度Ｔｖを第３開弁温度Ｔｖ３から第２開弁温度Ｔｖ２に変更する。これにより、ノッキングを抑制する必要性が低下したことに応じて、開弁温度Ｔｖが第３開弁温度Ｔｖ３から第２開弁温度Ｔｖ２に戻される。ステップＳ２０の後には処理は一旦終了する。

図１２は、図１０に示すフローチャートに対応するタイミングチャートの一例を示す図である。図１２では、外気温Ｔａｍｂが低中温で、第１冷却水温Ｔｗが中間域にある状態から加速した場合を示す。図１２において、第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴは第１熱交換部１３ａの入口における第１冷却水Ｗ１の温度を示し、第２冷却水温Ｔｗ＿ＬＴは第２熱交換部１３ｂの入口における第２冷却水Ｗ２の温度を示す。第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴは内燃機関１の出口の冷却水温Ｔｗ＿ＨＴであってもよい。

タイミングＴ１１からは加速が開始され、第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴ及び第２冷却水温Ｔｗ＿ＬＴが内燃機関１からの放熱により上昇し始めるとともに、吸気温度Ｔａ＿ｉｎ及び吸気温度Ｔａ＿ｏｕｔが過給により上昇し始める。電動ポンプ２０１は、最高出力で駆動されている。駆動負荷Ｐｗは、タイミングＴ１１、タイミングＴ１２間で所定負荷Ｐｗ１より高くなる。

タイミングＴ１２では、第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴが第３開弁温度Ｔｖ３になる。このため、開弁温度Ｔｖが第２開弁温度Ｔｖ２から第３開弁温度Ｔｖ３に変更され、ＭＣＶ１１１が全開パターンで開弁する。結果、高温側ラジエータ１６で第１冷却水Ｗ１の放熱が図られることにより、第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴの上昇が抑制される。また、過給された吸気の放熱が第１熱交換部１３ａで図られることにより、吸気温度Ｔａ＿ｏｕｔの上昇が抑制される。

この際には、電動ポンプ２０１ではＤｕｔｙ比が低下されることにより出力が低下する。これにより、第２熱交換部１３ｂで吸気の放熱が抑制されるので、タイミングＴ１２における吸気温度Ｔａ＿ｏｕｔの急激な変動が回避される。

タイミングＴ１３では、第２冷却水温Ｔｗ＿ＬＴが冷却要求温度Ｔｗ２になる。このため、電動ポンプ２０１のＤｕｔｙ比が高められ、電動ポンプ２０１の出力が上昇する。結果、第２冷却水温Ｔｗ＿ＬＴの上昇が抑制される。第２冷却水温Ｔｗ＿ＬＴが冷却要求温度Ｔｗ２になった場合、電動ポンプ２０１の出力は最高出力に戻される。

次に本実施形態の主な作用効果について説明する。

本実施形態でも第１実施形態と同様、外気温Ｔａｍｂに応じて第１熱交換部１３ａを流通する第１冷却水の流量を変更する。また、外気温Ｔａｍｂに応じて第１熱交換部１３ａを流通する第１冷却水Ｗ１の流量を増加させる。その一方で、本実施形態にかかる内燃機関１の吸気温度制御方法では、外気温Ｔａｍｂが第２所定外気温Ｔａｍｂ２よりも高い場合に、第１熱交換部１３ａを流通する第１冷却水Ｗ１の流量を増加させる。

このような方法によれば、外気温Ｔａｍｂが第２所定外気温Ｔａｍｂ２よりも高い場合に、第１熱交換部１３ａでの熱交換を促進することにより、吸気温度Ｔａの上昇を抑制することが可能になる。このため、内燃機関１でのノッキングが抑制可能になる。

本実施形態では、第１冷却水回路１００Ｂは、第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴに基づき第１熱交換部１３ａへの第１冷却水Ｗ１の流通を制御するＭＣＶ１１１を備え、内燃機関１の駆動負荷Ｐｗに基づき開弁温度Ｔｖを低下させることにより、低下させた開弁温度Ｔｖにおいて、つまり第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴが低下させた開弁温度Ｔｖになったときに、第１熱交換部１３ａを流通する第１冷却水Ｗ１の流量を増加させる。

このような方法によれば、外気温Ｔａｍｂが低中温の場合にＭＣＶ１１１の開弁が遅れる事態に対し、ノッキングが抑制可能になる。

本実施形態ではさらに、第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴが第３開弁温度Ｔｖ３になったことに基づき、つまり第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴに基づき開弁温度Ｔｖが低下される。このような方法によれば、内燃機関１から受熱する第１冷却水Ｗ１の第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴに基づくことにより、開弁温度Ｔｖをより適切なタイミングで低下させることができる。

内燃機関１に過給される吸気の過給圧は、内燃機関１のノッキングの抑制が厳しい状態を指標することができる。このため、開弁温度Ｔｖはさらに、内燃機関１に過給される吸気の過給圧に基づき低下されてもよい。これにより、ノッキングがより適切に抑制可能になる。

開弁温度Ｔｖはさらに、内燃機関１の油温Ｔｈに基づき低下されてもよい。この場合、油温Ｔｈが所定油温Ｔｈ１になった場合に開弁温度Ｔｖを低下させることにより、ノッキングを抑制しつつ、内燃機関１のフリクション悪化を抑制することが可能になる。

図１３は、内燃機関１の油温Ｔｈ及びフリクションの関係を示す図である。図１３に示すように、内燃機関１では、油温Ｔｈが所定油温Ｔｈ１以上の範囲で、フリクションが低くなり且つフリクションの変動が小さくなる。従って、油温Ｔｈが所定油温Ｔｈ１以上の範囲であれば、フリクションの悪化を抑制することが可能になる。

開弁温度Ｔｖはさらに、回転速度Ｎｅに基づき低下されてもよい。この場合、回転速度Ｎｅが所定回転速度Ｎｅ１になった場合に開弁温度Ｔｖを低下させることにより、内燃機関１のフリクションとノッキングの抑制とを両立させることが可能になる。

図１４は、回転速度Ｎｅとエンジン油水温差との関係を示す図である。エンジン油水温差は、油温Ｔｈから冷却水温Ｔｗを減算して得られる差であり、冷却水温Ｔｗはここでは内燃機関１の出口における第１冷却水温Ｔｗ＿ＨＴである。

図１４に示すように、回転速度Ｎｅが高いほど、エンジン油水温差は大きくなる。つまり、回転速度Ｎｅが高いほど油温Ｔｗが高くなる一方、冷却水温Ｔｗについては低い水準に維持することができる。このため、回転速度Ｎｅが所定回転速度Ｎｅ１以上の範囲であれば、油温Ｔｈに影響されるフリクションと第１冷却液Ｗ１による吸気の冷却つまりノッキングの抑制とを両立させることができる。

以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は本発明の適用例の一部を示したに過ぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的構成に限定する趣旨ではない。

上述した第１実施形態及び第２実施形態では、外気温Ｔａｍｂに応じて第１冷却水Ｗ１の流量を増加させる場合について説明した。しかしながら、第１冷却水Ｗ１の流量は外気温Ｔａｍｂに応じて減少されてもよい。この場合でも、外気温Ｔａｍｂに照らした吸気温度Ｔａの適切な制御は可能である。

上述した第１実施形態では、第１熱交換部１３ａへの第１冷却水Ｗ１の供給停止制御から供給制御に流量制御を変更することにより、第１熱交換部１３ａを流通する第１冷却水Ｗ１の流量を増加させる場合について説明した。

しかしながら、第１熱交換部１３ａを流通する第１冷却水Ｗ１の流量は例えば、第１熱交換部１３ａに第１冷却水Ｗ１を少量供給している状態から増加されてもよい。また、第１冷却水Ｗ１の流量変更の解除は、元の流量に戻すことに限られず、例えば流量を増加させた状態から第１冷却水Ｗ１の流量を所定量以上減少させることにより行われてもよい。

上述した第２実施形態では、第１熱交換部１３ａへの第１冷却水Ｗ１の流量を増加するにあたり、ＭＣＶ１１１が全開パターンで開弁する場合について説明した。しかしながら、ＭＣＶ１１１は例えば、全開パターン以外の開弁パターンであって第１熱交換部１３ａに連通する流路の開弁を含む開弁パターンで、第１熱交換部１３ａへの第１冷却水Ｗ１の流量を増加させてもよい。

上述した第２実施形態では、複数の熱交換器が並列接続されるＭＣＶ１１１により、第１熱交換部１３ａへの第１冷却水Ｗ１の流通を制御する場合について説明した。しかしながら、第１熱交換部１３ａへの第１冷却水Ｗ１の流通は例えば、電気制御可能なサーモスタットにより制御されてもよい。

１ 内燃機関（熱源）
１３ インタークーラ
１３ａ 第１熱交換部
１３ｂ 第２熱交換部
３０ ＥＧＲ装置
１００Ａ、１００Ｂ 第１冷却水回路（第１熱媒体回路）
１０９ エンジンオイルクーラ（オイルクーラ）
１１０ バルブ
１１１ ＭＣＶ（コントロールバルブ）
２００Ａ、２００Ｂ 第２冷却水回路（第２熱媒体回路）
２０１ 電動ポンプ
ＢＰ バイパス路
Ｗ 冷却水（熱媒体）
Ｗ１ 第１冷却水（第１熱媒体）
Ｗ２ 第２冷却水（第２熱媒体）

Claims (13)

1. 熱源を有する第１熱媒体回路を含む２系統の熱媒体回路を流通する熱媒体それぞれと内燃機関の吸気とで熱交換を行う熱交換器が設けられ、前記熱交換器は、前記熱媒体であって前記第１熱媒体回路を流通する第１熱媒体と前記吸気とで熱交換を行う第１熱交換部を有して構成される内燃機関の吸気温度制御方法であって、
   大気温に応じて、前記第１熱交換部を流通する前記第１熱媒体の流量を変更すること、
   を含むことを特徴とする内燃機関の吸気温度制御方法。
2. 請求項１に記載の内燃機関の吸気温度制御方法であって、
   前記大気温に応じて、前記第１熱交換部を流通する前記第１熱媒体の流量を増加させる、
   ことを特徴とする内燃機関の吸気温度制御方法。
3. 請求項２に記載の内燃機関の吸気温度制御方法であって、
   前記大気温が第１所定大気温以下の場合に、前記第１熱交換部を流通する前記第１熱媒体の流量を増加させる、
   ことを特徴とする内燃機関の吸気温度制御方法。
4. 請求項３に記載の内燃機関の吸気温度制御方法であって、
   前記内燃機関は、排気再循環が行われるように構成され、
   前記第１熱媒体の温度が前記排気再循環の開始温度よりも低い場合に、前記第１熱媒体の温度と前記開始温度との差分の大きさが所定値よりも小さくなったときに、前記第１熱交換部を流通する前記第１熱媒体の流量を増加させる、
   ことを特徴とする内燃機関の吸気温度制御方法。
5. 請求項３又は４に記載の内燃機関の吸気温度制御方法であって、
   前記第１熱媒体回路とともに前記２系統の熱媒体回路を構成する第２熱媒体回路は、電動ポンプを有して構成され、
   前記第１熱交換部を流通する前記第１熱媒体の流量を増加させる際に、前記電動ポンプを停止状態とすること、
   をさらに含むことを特徴とする内燃機関の吸気温度制御方法。
6. 請求項３又は４に記載の内燃機関の吸気温度制御方法であって、
   前記第１熱媒体回路とともに前記２系統の熱媒体回路を構成する第２熱媒体回路は、電動ポンプと、前記電動ポンプを迂回するバイパス路と、を有して構成され、
   前記第１熱交換部を流通する前記第１熱媒体の流量を増加させる際に、前記電動ポンプを所定出力以下で動作させた状態とすること、
   をさらに含むことを特徴とする内燃機関の吸気温度制御方法。
7. 請求項３から６いずれか１項に記載の内燃機関の吸気温度制御方法であって、
   前記熱交換器から流出する前記吸気の温度が第２所定吸気温よりも高くなった場合に、前記第１熱媒体の流量の変更を解除する、
   ことを特徴とする内燃機関の吸気温度制御方法。
8. 請求項３から７いずれか１項に記載の内燃機関の吸気温度制御方法であって、
   前記第１熱交換部と前記内燃機関のオイルクーラとに前記第１熱媒体を並列に供給すること、
   をさらに含むことを特徴とする内燃機関の吸気温度制御方法。
9. 請求項３から８いずれか１項に記載の内燃機関の吸気温度制御方法であって、
   前記第１熱交換部の後流で前記第１熱交換部を流通する前記第１熱媒体の流量をバルブにより制御すること、
   をさらに含むことを特徴とする内燃機関の吸気温度制御方法。
10. 請求項２に記載の内燃機関の吸気温度制御方法であって、
    前記大気温が第２所定大気温よりも高い場合に、前記第１熱交換部を流通する前記第１熱媒体の流量を増加させる、
    ことを特徴とする内燃機関の吸気温度制御方法。
11. 請求項１０に記載の内燃機関の吸気温度制御方法であって、
    前記第１熱媒体回路は、前記第１熱媒体の温度に基づき前記第１熱交換部への前記第１熱媒体の流通を制御するコントロールバルブを備え、
    前記内燃機関の駆動負荷に基づき、前記コントロールバルブの開弁温度を低下させることにより、低下させた前記開弁温度において前記第１熱交換部を流通する前記第１熱媒体の流量を増加させる、
    ことを特徴とする内燃機関の吸気温度制御方法。
12. 請求項１１に記載の内燃機関の吸気温度制御方法であって、
    さらに前記第１熱媒体の温度、前記内燃機関に過給される吸気の過給圧、前記内燃機関の油温及び前記内燃機関の回転速度のうち少なくともいずれかに基づき、前記コントロールバルブの開弁温度を低下させる、
    ことを特徴とする内燃機関の吸気温度制御方法。
13. 熱源を有する第１熱媒体回路を含む２系統の熱媒体回路を流通する熱媒体それぞれと内燃機関の吸気とで熱交換を行う熱交換器が設けられ、前記熱交換器は、前記熱媒体であって前記第１熱媒体回路を流通する第１熱媒体と前記吸気とで熱交換を行う第１熱交換部を有して構成される内燃機関の吸気温度制御装置であって、
    大気温に応じて、前記第１熱交換部を流通する前記第１熱媒体の流量を変更する制御部を備える、
    ことを特徴とする内燃機関の吸気温度制御装置。

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