JP6072752B2 - 内燃機関の冷却制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、過給機を備えた内燃機関において、過給機で加圧されることによって昇温した吸入ガスを冷却するための内燃機関の冷却制御装置に関する。

一般に、過給機を備えた内燃機関では、出力の向上を確保しながら、ノッキングの発生回避などのために、過給機で加圧されることによって昇温した吸入空気を、インタークーラを有する冷却制御装置によって冷却する。このような冷却制御装置として、従来、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、水冷式のインタークーラと、ラジエータと、これらの間を連結する冷却水通路と、冷却水を送り出しながら循環させる電動ポンプとを備えている。インタークーラは、内燃機関の吸気通路において、過給機のコンプレッサよりも下流側に配置されており、電動ポンプが作動することによって、インタークーラとラジエータの間で冷却水が循環する。これにより、過給機で加圧されかつ吸気通路のインタークーラを通過する吸入空気は、冷却水との間で熱交換されることによって冷却され、温度が低下する。

また、上記の内燃機関には、排気通路に排出された排ガスの一部（以下「ＥＧＲガス」という）を、吸気通路のインタークーラよりも上流側に還流するＥＧＲ装置が設けられている。このため、ＥＧＲが実行されているときには、吸入空気及びＥＧＲガス（以下、これらを併せて「吸入ガス」という）は、インタークーラを介して冷却され、温度が低下した状態で内燃機関の気筒に導入される。

ＥＧＲガスには通常、比較的多くの水蒸気が含まれており、そのため、吸入ガスをインタークーラによって冷やし過ぎると、その吸入ガス中の水蒸気が、インタークーラを通過する際に凝縮し、吸気通路内で凝縮水が発生することがある。このような凝縮水が、インタークーラを含む吸気系の構成部品に付着すると、その構成部品が腐食するおそれがある。そのため、上記の冷却制御装置では、インタークーラの出口側の温度（以下「出口温度」という）、すなわちインタークーラで冷却された吸入ガスの温度と、その時の露点温度とを比較し、出口温度が露点温度よりも高くなるように制御している。

具体的には、出口温度が露点温度よりも高いときには、電動ポンプを作動し、冷却水を循環させることによって、吸入ガスの温度を低下させる。一方、出口温度が露点温度以下のときには、電動ポンプを停止させたり、これに加えて、内燃機関本体を冷却する比較的高い温度の冷却水を、インタークーラ側に流入させたりすることによって、インタークーラ内の温度を上昇させる。それにより、出口温度を露点温度よりも高くし、吸入ガスがインタークーラで冷却される際の凝縮水の発生を抑制している。

特開２０１４−１５６８０４号公報

上述したように、この冷却制御装置では、上記の出口温度及び露点温度に応じ、電動ポンプの動作を制御することによって、出口温度を調整している。しかし、露点温度を基準として出口温度を調整するため、出口温度が露点温度付近に低下していても、必要以上に電動ポンプが作動し、それにより、多くの電力を消費することで、燃費に悪影響を与えるおそれがある。また、電動ポンプが停止している状態において、比較的高い温度の吸入ガスが吸気通路に導入されると、その吸入ガスを適切に冷却できず、その結果、内燃機関の出力が低下してしまうこともある。

本発明は、以上のような課題を解決するためになされたものであり、冷却水ポンプの消費電力をできる限り抑制しながら冷却水を循環させることにより、吸入ガスの冷却及び凝縮水の発生抑制を両立できるとともに、冷却水ポンプを駆動することによる燃費への悪影響を抑制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、過給機で加圧されることによって昇温した吸入ガスを冷却するための内燃機関の冷却制御装置１であって、内燃機関の吸気通路４において過給機のコンプレッサ２１の下流側に設けられ、吸入ガスを冷却水と熱交換することによって冷却するためのインタークーラ３５と、冷却水を放熱させるための熱交換器（サブラジエータ５１）と、インタークーラと熱交換器の間を連結し、これらの間で冷却水を循環させるための冷却水通路（第１冷却水通路５２ａ及び第２冷却水通路５２ｂ）と、この冷却水通路に設けられ、冷却水を送り出すことによって循環させる電動式の冷却水ポンプ５３と、この冷却水ポンプによる冷却水の送出し量（ポンプ流量ＱＥＷＰ）を制御するポンプ制御手段（ＥＣＵ２）と、インタークーラに流入する冷却水の温度（冷却水温ＴＷＣＡＣ）を検出する冷却水温度検出手段（水温センサ５４）と、内燃機関の運転状態を検出する運転状態検出手段（ＥＣＵ２、クランク角センサ６１、アクセル開度センサ６２）と、検出された運転状態に応じて、インタークーラ内の冷却水の目標温度（第１目標温度ＴＷＣＭＤ１）を設定する目標温度設定手段（ＥＣＵ２）と、を有し、ポンプ制御手段は、検出された冷却水の温度と設定された目標温度との偏差（冷却水温偏差ΔＴＷＣＡＣ）が所定値（第１所定値ΔＴ１）以下のときには、送出し量を０よりも大きい所定の最低流量Ｑｍｉｎに制御し（図５のステップ３２）、偏差が所定値よりも大きいときには、送出し量を偏差が大きいほど大きくなるように制御し（ステップ３５）、内燃機関は、内燃機関の排気通路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のコンプレッサ２１の上流側に還流させるＥＧＲ装置１２を、さらに備えており、冷却制御装置１は、検出された運転状態に応じて、内燃機関が、ＥＧＲ装置によるＥＧＲガスの還流を実行しない、かつ、過給機による過給を実行する所定の運転領域にあるか否かを判定する運転領域判定手段（ＥＣＵ２、図３のステップ１、１１）を、さらに有し、ポンプ制御手段は、内燃機関が所定の運転領域にあると判定されたときに（ステップ１１：ＹＥＳ）、偏差（冷却水温偏差ΔＴＷＣＡＣ）に関わらず、送出し量（指令値ＥＷＰＣＭＤ）を所定の最大流量Ｑｍａｘに制御する（ステップ１３）ことを特徴とする。

この構成によれば、インタークーラ、熱交換器、これらの間を連結する冷却水通路、及び冷却水ポンプにより、冷却水が循環する回路が構成され、過給機で加圧されることによって昇温した吸入ガスが、吸気通路のインタークーラを通過する際に冷却される。また、インタークーラに流入する冷却水の温度を検出するとともに、内燃機関の運転状態に応じて、インタークーラ内の冷却水の目標温度、具体的には、インタークーラを通過する吸入ガスにおいて凝縮水が発生しないようにするための温度を設定する。そして、検出された冷却水の温度と目標温度との偏差が所定値以下のときには、冷却水ポンプによる冷却水の送出し量が０よりも大きい所定の最低流量に制御される。なお、最低流量とは、冷却水ポンプが制御可能な最低の送出し量であり、そのポンプ自体の特性によって決定される。

一般に、水冷式のインタークーラによる吸入ガスの冷却性能は、冷却水の流量に対する感度が低いのに対し、冷却水の温度に大きな影響を受ける。このため、冷却水ポンプによる冷却水の送出し量を低減しても、冷却水の温度を適切に制御することにより、吸入ガスの冷却を適切に行うことが可能である。また、仮に、冷却水ポンプを停止させ、冷却水の送出し量が０になると、冷却水の循環が止まり、その結果、冷却水の温度を適正に検出できず、その検出した温度を用いては、冷却制御を適切に行うことができない。加えて、例えば内燃機関の負荷が急上昇することで、吸入ガスの温度が急激に高くなる場合、冷却水の循環が止まっていると、吸入ガスの急激な温度変化に対応できず、吸入ガスを適切に冷却できないおそれもある。したがって、上記偏差が所定値以下のときに、冷却水を最低流量で送り出すよう、冷却水ポンプを制御することにより、吸入ガスの冷却を適切に行うことができ、これにより、冷却水ポンプの消費電力をできる限り抑制しながら、冷却水を循環させることができる。また、上記偏差が上記所定値よりも大きいときには、冷却水の送出し量が、偏差が大きいほど大きくなるように制御される。これにより、偏差が大きくても、冷却水の温度が目標温度に一致するよう、迅速に制御されることによって、吸入ガスを適切に冷却することができる。以上により、本発明によれば、吸入ガスの冷却及び凝縮水の発生抑制を両立できるとともに、冷却水ポンプを駆動することによる燃費への悪影響を抑制することができる。

また、上記の構成によれば、運転領域判定手段により、運転状態に応じて、内燃機関が、ＥＧＲ装置によるＥＧＲガスの還流を実行しない、かつ、過給機による過給を実行する所定の運転領域にあるか否かが判定される。そして、内燃機関が所定の運転領域にあると判定されたときには、上記偏差に関わらず、冷却ポンプによる冷却水の送出し量が所定の最大流量に制御される。なお、最大流量とは、内燃機関の最大出力時に、吸入ガスの十分な冷却を確保するために必要な流量である。

内燃機関が上記の所定の運転領域にあるときには、ＥＧＲガスが吸気通路に還流されず、したがって、吸入ガスに含まれる水分は、吸入空気中のもののみであり、吸入ガスにＥＧＲガスが含まれる場合に比べて、非常に少ない。このため、過給機で加圧されることによって昇温した吸入ガスを最大限に冷却しても、凝縮水の発生が問題になることがほとんどない。

以上の観点から、内燃機関が上記の所定の運転領域にあるときに、冷却ポンプによる冷却水の送出し量を所定の最大流量に制御し、過給機による加圧によって昇温した吸入ガスを最大限に冷却することにより、吸入ガスの充填効率を大幅に高めることができ、それにより、内燃機関の最大出力を確保できるとともに、燃費の向上を図ることができる。
また、請求項２に係る発明は、過給機（ターボチャージャ１１）を備えた内燃機関３において、過給機で加圧されることによって昇温した吸入ガスを冷却するための内燃機関の冷却制御装置１であって、内燃機関の吸気通路４において過給機のコンプレッサ２１の下流側に設けられ、吸入ガスを冷却水と熱交換することによって冷却するためのインタークーラ３５と、冷却水を放熱させるための熱交換器（サブラジエータ５１）と、インタークーラと熱交換器の間を連結し、これらの間で冷却水を循環させるための冷却水通路（第１冷却水通路５２ａ及び第２冷却水通路５２ｂ）と、この冷却水通路に設けられ、冷却水を送り出すことによって循環させる電動式の冷却水ポンプ５３と、この冷却水ポンプによる冷却水の送出し量（ポンプ流量ＱＥＷＰ）を制御するポンプ制御手段（ＥＣＵ２）と、インタークーラに流入する冷却水の温度（冷却水温ＴＷＣＡＣ）を検出する冷却水温度検出手段（水温センサ５４）と、内燃機関の回転数ＮＥ及び負荷（正味平均有効圧力ＢＭＥＰ）を含む運転状態を検出する運転状態検出手段（ＥＣＵ２、クランク角センサ６１、アクセル開度センサ６２）と、検出された運転状態に応じて、インタークーラ内の冷却水の目標温度（第１目標温度ＴＷＣＭＤ１）を設定する目標温度設定手段（ＥＣＵ２）と、を有し、ポンプ制御手段は、検出された冷却水の温度と設定された目標温度との偏差（冷却水温偏差ΔＴＷＣＡＣ）が所定値（第１所定値ΔＴ１）以下のときには、送出し量を０よりも大きい所定の最低流量Ｑｍｉｎに制御し（図５のステップ３２）、偏差が所定値よりも大きいときには、送出し量を偏差が大きいほど大きくなるように制御し（ステップ３５）、内燃機関は、内燃機関の排気通路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のコンプレッサ２１の上流側に還流させるＥＧＲ装置１２を、さらに備えており、冷却制御装置１は、検出された運転状態に応じて、内燃機関が、内燃機関の回転数ＮＥが、第１の所定値ＮＥｔｈ以下のときにＥＧＲ装置によるＥＧＲガスの還流が実行されるＥＧＲ領域の閾値としての第１の所定値ＮＥｔｈよりも大きく、過給機による過給を実行する所定の運転領域、又は、内燃機関の負荷（正味平均有効圧力ＢＭＥＰ）が、第２の所定値ＢＭＥＰｔｈ以上のときに過給機による過給が実行される過給領域の閾値としての第２の所定値ＢＭＥＰｔｈ以上で、ＥＧＲ装置によるＥＧＲガスの還流を実行しない所定の運転領域にあるか否かを判定する運転領域判定手段（ＥＣＵ２、図３のステップ１、１１）を、さらに有し、ポンプ制御手段は、内燃機関が所定の運転領域にあると判定されたときに（ステップ１１：ＹＥＳ）、偏差（冷却水温偏差ΔＴＷＣＡＣ）に関わらず、送出し量（指令値ＥＷＰＣＭＤ）を所定の最大流量Ｑｍａｘに制御する（ステップ１３）ことを特徴とする。
この構成によれば、上記の請求項１と同様の作用、効果を得ることができる。

本発明の一実施形態による冷却制御装置を適用した内燃機関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。 冷却水ポンプの流量制御処理を示すメインルーチンである。 第１目標温度ＴＷＣＭＤ１の算出処理を示すサブルーチンである。 冷却水ポンプのポンプ流量ＱＥＷＰの算出処理を示すサブルーチンである。 運転状態に応じて、内燃機関の運転領域（ＥＧＲ領域、ＥＧＲ領域外、過給領域及びＮＡ領域）を判定するためのマップである。 水の蒸気圧曲線を示す図である。 吸入ガスにおける吸入空気及びＥＧＲガス中の水分の割合を説明するための図である。 冷却水温偏差ΔＴＷＣＡＣとポンプ流量ＱＥＷＰとの関係が設定されたテーブルである。 第２目標水温ＴＷＣＭＤ２を算出するためのマップである。

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を概略的に示しており、図２は、冷却制御装置１の概略構成を示している。図１に示すように、このエンジン３は、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、このエンジン３は、ターボチャージャ１１（過給機）、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と一体に回転するタービン２３と、複数の可変ベーン２４と、可変ベーン２４を駆動するベーンアクチュエータ２４ａなどを備えている。このターボチャージャ１１では、排気通路５を流れる排ガスによってタービン２３が回転駆動されると、これと一体のコンプレッサ２１も同時に回転することによって、吸入ガスを加圧しながらエンジン本体３ｂ側に送り出す過給動作が行われる。

可変ベーン２４は、タービン２３を収容するハウジング（図示せず）の壁部に回動自在に取り付けられており、ベーンアクチュエータ２４ａに機械的に連結されている。可変ベーン２４の開度は、後述するＥＣＵ２により、ベーンアクチュエータ２４ａを介して制御される。これにより、タービン２３に吹き付けられる排ガスの量が変化するのに伴い、タービン２３及びコンプレッサ２１の回転速度が変化することによって、過給圧が制御される。

吸気通路４には、上流側から順に、湿度センサ３１が取り付けられたエアクリーナ３２、ＬＰ用吸気絞り弁３０、吸気圧センサ３３、前記コンプレッサ２１、過給圧センサ３４、冷却装置１３のインタークーラ３５、及びスロットル弁６が設けられている。湿度センサ３１は、エアクリーナ３２に取り入れられた外気の湿度ＲＨを相対湿度として検出し、その検出信号をＥＣＵ２に出力する。吸気圧センサ３３は、吸気通路４内のコンプレッサ２１よりも上流側の圧力を、吸気圧ＰＢとして検出し、その検出信号をＥＣＵ２に出力する。また、この吸気圧センサ３３は、吸気通路４のエアクリーナ３２の下流側に回動自在に設けられたＬＰ用吸気絞り弁３０が、ＥＣＵ２からの制御入力に応じて、ＬＰアクチュエータ３０ａを介して制御されることにより、ＥＧＲ装置１２によるＥＧＲガスを安定して導入するために生成される弱負圧についても、吸気圧ＰＢとして検出し、その検出信号をＥＣＵ２に出力する。過給圧センサ３４は、吸気通路４内のコンプレッサ２１のすぐ下流側の圧力を、過給圧ＰＢＳＴとして検出し、その検出信号をＥＣＵ２に出力する。

インタークーラ３５は、ターボチャージャ１１のコンプレッサ２１で加圧された吸入ガスを、冷却水との熱交換によって冷却する。なお、このインタークーラ３５を含む冷却装置１３については後述する。

スロットル弁６は、吸気通路４の吸気マニホルド４ａよりも上流側に配置され、吸気通路４内に回動自在に設けられている。スロットル弁６の開度は、ＥＣＵ２からの制御入力に応じて、ＴＨアクチュエータ６ａを介して制御され、それにより、スロットル弁６を通過する吸入ガスの量が制御される。

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を還元させることによって、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ＥＧＲ動作を実行するものであり、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は、バタフライ式のものであり、ＤＣモータなどで構成されたＥＧＲアクチュエータ４２ａに連結されている。ＥＧＲ弁４２の回動角度は、ＥＧＲアクチュエータ４２ａに供給される電流をＥＣＵ２で制御することによって制御され、それにより、排気通路５から吸気通路４に還流するＥＧＲガスの量が制御される。

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、エンジン本体３ｂを冷却する冷却水を利用して、ＥＧＲ通路４１を流れる高温のＥＧＲガスを冷却する。

冷却装置１３は、ターボチャージャ１１の過給動作で加圧されることによって昇温した吸入ガスを冷却するものである。この冷却装置１３は、前記インタークーラ３５と、サブラジエータ５１（熱交換器）と、両者３５及び５１の間を連結し、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５２ａ及び第２冷却水通路５２ｂと、第１冷却水通路５２ａに設けられ、冷却水を送り出す電動式の冷却水ポンプ５３などを備えている。サブラジエータ５１は、冷却水を放熱させることによって、冷却水の温度を下げるものである。

冷却水ポンプ５３は、車両に搭載されたバッテリ（図示せず）からの通電によって、冷却水を吐出するように駆動され、その冷却水を、サブラジエータ５１側からインタークーラ３５側に送り出すようになっている。したがって、この冷却装置１３では、冷却水が図１の反時計方向に循環する。また、冷却水ポンプ５３は、ＥＣＵ２からの制御信号によって、冷却水の送出し量であるポンプ流量ＱＥＷＰが制御される。

第１冷却水通路５２ａには、インタークーラ３５と冷却水ポンプ５３の間に、水温センサ５４（冷却水温度検出手段）が設けられている。この水温センサ５４は、インタークーラ３５に流入する冷却水の温度である冷却水温ＴＷＣＡＣを検出し、その検出信号をＥＣＵ２に出力する。

また、冷却装置１３には、上記の第１及び第２冷却水通路５２ａ及び５２ｂと、エンジン本体３ｂの冷却回路（図示せず）とを接続する連絡通路として、冷却水を流通可能な第１連絡通路５５ａ及び第２連絡通路５５ｂが設けられている。具体的には、第１連絡通路５５ａは、第１冷却水通路５２ａのサブラジエータ５１と冷却水ポンプ５３の間に接続される一方、第２連絡通路５５ｂは、第２冷却水通路５２ｂに接続されている。

上記の第１連絡通路５５ａには、シャットバルブ５６が設けられている。このシャットバルブ５６は、ＥＣＵ２からの制御信号により、ＳＨＵＴアクチュエータ５６ａを介して制御され、第１連絡通路５５ａを開閉する。具体的には、第１連絡通路５５ａが開放されたときには、冷却装置１３とエンジン本体３ｂの冷却回路が接続され、それにより、エンジン本体３ｂ側の冷却水は、冷却装置１３側への流入が許容される。エンジン本体３ｂ側の冷却水は、冷却装置１３側の冷却水よりも温度が高く、したがって、エンジン本体３ｂ側の冷却水が冷却装置１３に流入したときには、冷却装置１３の冷却水の温度が高くなる。

一方、シャットバルブ５６によって第１連絡通路５５ａが閉鎖されたときには、エンジン本体３ｂ側の冷却水が、冷却装置１３側に流れることはなく、したがって、冷却装置１３では、インタークーラ３５、サブラジエータ５１、第１及び第２冷却水通路５２ａ、５２ｂによって閉回路が構成され、この閉回路において冷却水が循環する。

また、エンジン３には、クランク角センサ６１が設けられている。このクランク角センサ６１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６２から、車両のアクセルペダル（図示せず）の踏み込み量（以下「アクセル開度」という）ＡＰを表す検出信号が出力される。

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て、エンジン３の運転状態を判別するとともに、判別した運転状態に応じて、冷却水ポンプ５３の流量制御処理を実行する。なお、本実施形態では、ＥＣＵ２がポンプ制御手段及び運転領域判定手段に相当する。

図３は、ＥＣＵ２で実行される冷却水ポンプ５３の流量制御処理を示している。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、ＥＧＲを実行すべき運転領域であるＥＧＲ領域にあるか否かを判別する。

図６は、エンジン３の運転状態に応じて、そのエンジン３の運転領域、具体的には、上記ＥＧＲ領域、ＥＧＲを実行すべきでないＥＧＲ領域外、過給を実行すべき過給領域、及び自然吸気を実行すべきＮＡ領域を判別するためのマップを示している。このマップでは、エンジン回転数ＮＥと、エンジン負荷を表す正味平均有効圧力ＢＭＥＰとに応じて、エンジン３の運転領域が設定されている。具体的には、エンジン３の運転領域は、エンジン回転数ＮＥが所定値ＮＥｔｈ以下で比較的低いときに、ＥＧＲ領域に設定される一方、エンジン回転数ＮＥが所定値ＮＥｔｈよりも大きく、比較的高いときに、ＥＧＲ領域外に設定されている。また、エンジン３の運転領域は、正味平均有効圧力ＢＭＥＰが所定値ＢＭＥＰｔｈ以上で、エンジン負荷が比較的大きいときに、過給領域に設定される一方、正味平均有効圧力ＢＭＥＰが所定値ＢＭＥＰｔｈよりも小さく、エンジン負荷が比較的小さいときに、ＮＡ領域に設定されている。

上記ステップ１の判別結果がＹＥＳで、エンジン３がＥＧＲ領域にあるときには、ＥＧＲが実行されており、吸入ガス中のＥＧＲガスの割合であるＥＧＲ率Ｒｅｇｒを算出する（ステップ２）。このＥＧＲ率Ｒｅｇｒは、エンジン回転数ＮＥ及びアクセル開度ＡＰに応じ、図示しないマップを検索することによって算出される。

次いで、ＥＧＲガス中の水蒸気分圧Ｐｗｅｇｒを算出する（ステップ３）。この水蒸気分圧Ｐｗｅｇｒは、ターボチャージャ１１のコンプレッサ２１よりも上流側の圧力（本実施形態では吸気圧ＰＢ）、上記ステップ２で算出したＥＧＲ率Ｒｅｇｒ、及び排ガス中の水蒸気割合（本実施形態では０．１４）を用いて、下式（１）により算出する。
Ｐｗｅｇｒ＝ＰＢ×Ｒｅｇｒ×０．１４ ・・・（１）

続くステップ４において、吸気通路４のインタークーラ３５を通過する吸入ガスにおいて凝縮水が発生しないようにするための冷却水温ＴＷＣＡＣの目標温度である第１目標水温ＴＷＣＭＤ１を算出する。ここで、第１目標水温ＴＷＣＭＤ１の算出手法について詳細に説明する。

図７は、水の蒸気圧曲線を示している。この蒸気圧曲線において、例えばＡ点の温度及び圧力をそれぞれＴ１及びＰ１とし、Ｂ点の温度及び圧力をそれぞれＴ２及びＰ２とすると、これら２点の温度及び圧力を用い、蒸気圧曲線は、クラウジウス−クラペイロンの式から、下式（２）によって近似することができる。

式（２）により、蒸気圧曲線上の任意の圧力Ｐと温度Ｔとの関係は、下式（３）によって表すことができる。

式（３）の括弧内の３つの加算項のうち、右側２つの加算項は定数であるので、これらの加算項を定数Ｃとすると、式（３）は下式（４）に書き換えられる。

この式（４）で表される蒸気の液体が水の場合、Ｌ／Ｒ及びＣは、蒸気圧曲線上の２点の温度及び圧力が分かれば、式（４）のＬ／Ｒ及びＣを算出することができる。例えば、前述したＡ点（１００℃，１０１．３ｋＰａ）及びＢ点（１０℃，１．３３ｋＰａ）の温度及び圧力を式（４）に代入することにより、Ｌ／Ｒ及びＣは、以下の値となる。
Ｌ／Ｒ＝５０８７．０６
Ｃ＝１８．２５

これらの値を式（４）に代入すると、水蒸気圧における圧力Ｐ及び温度Ｔの関係を表す下式（５）が得られる。

この式（５）において、温度Ｔの逆関数は、下式（６）で表される。

図８は、ＥＧＲが実行されるときの吸入ガスにおける吸入空気（外気）及びＥＧＲガスを模式的に示している。同図に示すように、吸入ガスには、吸入空気に含まれる水分と、ＥＧＲガスに含まれる水分が存在し、これらの水分量の和が、エンジン３に導入される吸入ガス中の水分量である。

上記の吸入ガスにおける吸入空気中の水蒸気分圧Ｐｗａｍｂは、前記式（５）で算出される飽和水蒸気圧ＰＶ、及び湿度ＲＨを用いて、下式（７）で求められる。
Ｐｗａｍｂ＝ＰＶ×ＲＨ×(１−Ｒｅｇｒ) ・・・（７）

また、ＥＧＲガス中の水蒸気分圧Ｐｗｅｇｒは、前記式（１）で求められる。加えて、上記のエンジン３には、ターボチャージャ１１が設けられているため、エンジン３が過給領域にある場合、吸入ガスは、コンプレッサ２１で加圧される。このため、その吸入ガスの水蒸気分圧Ｐｗｔｏｔａｌは、吸入空気及びＥＧＲガス中の水蒸気分圧に、過給圧ＰＢＳＴを乗じた下式（８）で求められる。
Ｐｗｔｏｔａｌ＝ＰＢＳＴ×(Ｐｗａｍｂ＋Ｐｗｅｇｒ)
＝ＰＢＳＴ×{ＰＶ×ＲＨ×(１−Ｒｅｇｒ)＋ＰＢ×Ｒｅｇｒ×０．１４}
・・・（８）

以上のようにして得られる吸入ガスの水蒸気分圧Ｐｗｔｏｔａｌを用い、前記式（６）により、第１目標水温ＴＷＣＭＤ１は、下式（９）で表される。

図４は、上述した第１目標水温ＴＷＣＭＤ１の算出処理を示すサブルーチンである。本処理ではまず、飽和水蒸気圧ＰＶ、湿度ＲＨ、及びステップ２で算出したＥＧＲ率Ｒｅｇｒを用いて、前記式（７）により、吸入ガスにおける吸入空気中の水蒸気分圧Ｐｗａｍｂを算出する（ステップ２１）。

次いで、過給圧ＰＢＳＴ、ステップ２１で算出した吸入空気中の水蒸気分圧Ｐｗａｍｂ、及びステップ３で算出したＥＧＲガス中の水蒸気分圧Ｐｗｅｇｒを用いて、前記式（８）により、吸入ガスの水蒸気分圧Ｐｗｔｏｔａｌを算出する（ステップ２２）。

そして、上記ステップ２２で算出した吸入ガスの水蒸気分圧Ｐｗｔｏｔａｌを用いて、前記式（９）により、第１目標水温ＴＷＣＭＤ１を算出し（ステップ２３）、本処理を終了する。

図３に戻り、ステップ４に続くステップ５において、冷却水温ＴＷＣＡＣがステップ４で算出した第１目標水温ＴＷＣＭＤ１よりも低いか否かを判別する。この判別結果がＮＯのときには、シャットバルブ開放フラグＦ＿ＳＨＵＴＶＡＬを「０」にセットする（ステップ６）。この場合には、シャットバルブ５６が閉鎖され、又はすでに閉鎖されているときにはその状態が維持される。これにより、冷却装置１３の冷却水は、冷却装置１３の閉回路で循環する。

一方、上記ステップ５の判別結果がＹＥＳのときには、シャットバルブ開放フラグＦ＿ＳＨＵＴＶＡＬを「１」にセットする（ステップ７）。この場合には、シャットバルブ５６が開放され、又はすでに開放されているときにはその状態が維持される。これにより、エンジン本体３ｂ側の比較的高い温度の冷却水が、冷却装置１３側に流入し、その結果、冷却装置１３の冷却水の温度が上昇する。

次いで、冷却水温ＴＷＣＡＣと、ステップ４で算出した第１目標水温ＴＷＣＭＤ１との偏差の絶対値を、冷却水温偏差ΔＴＷＣＡＣとして算出し（ステップ８）、この冷却水温偏差ΔＴＷＣＡＣに応じて、図９に示すＱＥＷＰテーブルを検索することにより、冷却水ポンプ５３のポンプ流量ＱＥＷＰを算出する（ステップ９）。

図９に示すように、ＱＥＷＰテーブルでは、冷却水温偏差ΔＴＷＣＡＣが第１所定値ΔＴ１以下のときには、ポンプ流量ＱＥＷＰが０よりも大きい所定の最低流量Ｑｍｉｎに設定されている。この最低流量Ｑｍｉｎは、冷却水ポンプ５３が制御可能な最低の流量であり、そのポンプ自体の特性によって決定される。また、ＱＥＷＰテーブルでは、冷却水温偏差ΔＴＷＣＡＣが第１所定値ΔＴ１よりも大きく、第２所定値ΔＴ２未満のときには、冷却水温偏差ΔＴＷＣＡＣが大きいほど、ポンプ流量ＱＥＷＰが大きくなるように設定されている。さらに、ＱＥＷＰテーブルでは、冷却水温偏差ΔＴＷＣＡＣが第２所定値ΔＴ２以上のときには、ポンプ流量ＱＥＷＰが所定の最大流量Ｑｍａｘに設定されている。この最大流量Ｑｍａｘは、エンジン３の最大出力時に、吸入ガスの十分な冷却を確保するために必要な流量である。

図５は、ポンプ流量ＱＥＷＰの算出処理を示すサブルーチンである。本処理ではまず、前記ステップ８で算出した冷却水温偏差ΔＴＷＣＡＣが第１所定値ΔＴ１以下であるか否かを判別する（ステップ３１）。この判別結果がＹＥＳのときには、ポンプ流量ＱＥＷＰを最低流量Ｑｍｉｎにセットし（ステップ３２）、本処理を終了する。また、上記ステップ３１の判別結果がＮＯのときには、ステップ３３に進み、冷却水温偏差ΔＴＷＣＡＣが第２所定値ΔＴ２以上であるか否かを判別する。この判別結果がＹＥＳのときには、ポンプ流量ＱＥＷＰを最大流量Ｑｍａｘにセットし（ステップ３４）、本処理を終了する。

一方、前記ステップ３３の判別結果がＮＯのとき、すなわちΔＴ１＜ΔＴＷＣＡＣ＜ΔＴ２のときには、冷却水温偏差ΔＴＷＣＡＣに応じて、図９のＱＥＷＰテーブルを検索することにより、ポンプ流量ＱＥＷＰを算出し（ステップ３５）、本処理を終了する。このステップ３５では、前述したように、ポンプ流量ＱＥＷＰは、冷却水温偏差ΔＴＷＣＡＣが大きいほど、ポンプ流量ＱＥＷＰが大きくなるように算出される。

図３に戻り、ステップ９に続くステップ１０において、ステップ９で算出したポンプ流量ＱＥＷＰを、冷却水ポンプ５３による冷却水の送出し量の指令値ＥＷＰＣＭＤとして設定し（ステップ１０）、本処理を終了する。これにより、ＥＧＲの実行中において、吸入ガスが吸気通路４のインタークーラ３５を通過する際に、冷却水ポンプ５３の最低限の作動によって、凝縮水の発生抑制を確保でき、それにより、冷却水ポンプ５３を駆動することによる燃費への悪影響を最小限にとどめることができる。

前記ステップ１の判別結果がＮＯのとき、すなわちエンジン３がＥＧＲ領域外であるときには、ステップ１１に進み、エンジン３が過給領域にあるか否かを判別する。この判別結果がＹＥＳのとき、すなわちエンジン３がＥＧＲ領域外でかつ過給領域にあるときには、シャットバルブ開放フラグＦ＿ＳＨＵＴＶＡＬを「０」にセットし（ステップ１２）、冷却水ポンプ５３への指令値ＥＷＰＣＭＤを最大流量Ｑｍａｘにセットして（ステップ１３）、本処理を終了する。

この場合には、エンジン３にＥＧＲガスが導入されず、吸入ガス（吸入空気）中の水分量が比較的少ないことで、その吸入ガスを冷却しても凝縮水の発生が非常に低い。このため、シャットバルブ５６を閉鎖した状態で、冷却水ポンプ５３の送出し量を最大流量Ｑｍａｘとして、冷却装置１３の閉回路で冷却水を循環させる。これにより、ターボチャージャ１１で加圧された吸入ガス（吸入空気）が、最大限冷却され、それにより、エンジン３の出力向上を確保することができる。

一方、前記ステップ１１の判別結果がＮＯのとき、すなわちエンジン３がＥＧＲ領域外でかつＮＡ領域にあるときには、ステップ１４に進み、冷却水温ＴＷＣＡＣの目標温度である第２目標水温ＴＷＣＭＤ２を算出する。具体的には、エンジン回転数ＮＥと、エンジン負荷を表す正味平均有効圧力ＢＭＥＰとに応じ、図１０に示すＴＷＣＭＤ２マップを検索することによって、第２目標水温ＴＷＣＭＤ２を算出する。

このＴＷＣＭＤ２マップでは、第２目標水温ＴＷＣＭＤ２として、３つの所定の温度ＴＷＣＭＤ２＿Ｌ、ＴＷＣＭＤ２＿Ｍ及びＴＷＣＭＤ２＿Ｈが設定されている。これらの３つの温度の大小関係は、ＴＷＣＭＤ２＿Ｌ＜ＴＷＣＭＤ２＿Ｍ＜ＴＷＣＭＤ２＿Ｈであり、エンジン負荷が高いほど、温度が低くなるように設定されている。また、エンジン回転数ＮＥ及び正味平均有効圧力ＢＭＥＰに基づく第２目標水温ＴＷＣＭＤ２の値が、上記３つの温度のいずれにも一致しないときには、第２目標水温ＴＷＣＭＤ２は、補間演算によって求められる。

前記ステップ１４に続くステップ１５において、冷却水温ＴＷＣＡＣが第２目標水温ＴＷＣＭＤ２よりも低いか否かを判別する。この判別結果がＮＯのときには、シャットバルブ開放フラグＦ＿ＳＨＵＴＶＡＬを「０」にセットする（ステップ１６）。この場合には、前記ステップ６と同様、シャットバルブ５６が閉鎖され又はその状態に維持される。これにより、冷却装置１３の冷却水は、冷却装置１３の閉回路で循環する。

一方、ステップ１５の判別結果がＹＥＳのときには、シャットバルブ開放フラグＦ＿ＳＨＵＴＶＡＬを「１」にセットする（ステップ１７）。この場合には、前記ステップ７と同様、シャットバルブ５６が開放され又はその状態に維持される。これにより、エンジン本体３ｂ側の比較的高い温度の冷却水が、冷却装置１３側に流入し、その結果、冷却装置１３の冷却水の温度が上昇する。

次いで、冷却水温ＴＷＣＡＣと、ステップ１４で算出した第２目標水温ＴＷＣＭＤ２との偏差の絶対値を、冷却水温偏差ΔＴＷＣＡＣとして算出する（ステップ１８）。そして、前述したステップ９及び１０を実行する。すなわち、ステップ１８で算出した冷却水温偏差ΔＴＷＣＡＣに応じて、図９に示すＱＥＷＰテーブルを検索することにより、冷却水ポンプ５３のポンプ流量ＱＥＷＰを算出し（ステップ９）、そのポンプ流量ＱＥＷＰを、冷却水ポンプ５３による冷却水の送出し量の指令値ＥＷＰＣＭＤとして設定し（ステップ１０）、本処理を終了する。

以上詳述したように、本実施形態によれば、インタークーラ３５、サブラジエータ５１、第１及び第２冷却水通路５２ａ、５２ｂ、並びに冷却水ポンプ５３により、冷却水が循環する回路が構成され、ターボチャージャ１１で加圧されることによって昇温した吸入ガスが、吸気通路４のインタークーラ３５を通過する際に冷却される。また、冷却水温ＴＷＣＡＣと第１目標温度ＴＷＣＭＤ１との偏差の絶対値である冷却水温偏差ΔＴＷＣＡＣが、第１所定温度ΔＴ１以下のときには、冷却水ポンプ５３のポンプ流量ＱＥＷＰを０よりも大きい最低流量Ｑｍｉｎに制御することにより、冷却水ポンプ５３の消費電力をできる限り抑制しながら、冷却水を循環させることができ、それにより、吸入ガスの冷却及び凝縮水の発生抑制を両立できるとともに、冷却水ポンプを駆動することによる燃費への悪影響を抑制することができる。

また、エンジン３がＥＧＲ領域外でかつ過給領域にあるときには、冷却水温偏差ΔＴＷＣＡＣに関わらず、冷却ポンプ５３のポンプ流量ＱＥＷＰを最大流量Ｑｍａｘに制御するので、ターボチャージャ１１による加圧によって昇温した吸入ガスを最大限に冷却することにより、吸入ガスの充填効率を大幅に高めることができ、それにより、エンジン３の最大出力を確保できるとともに、燃費の向上を図ることができる。

なお、本発明は、説明した上記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、実施形態では、本発明をガソリンエンジンに適用した場合について説明したが、ディーゼルエンジンに適用することも可能である。また、過給機として、排ガスで駆動されるターボチャージャを例示したが、エンジンの出力軸を介して駆動されるスーパーチャージャを用いることも可能である。

また、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、変更することができる。

１ 冷却制御装置
２ ＥＣＵ（ポンプ制御手段、運転領域判定手段）
３ 内燃機関
３ｂ エンジン本体
４ 吸気通路
５ 排気通路
１１ ターボチャージャ（過給機）
１２ ＥＧＲ装置
１３ 冷却装置
２１ コンプレッサ
３５ インタークーラ
５１ サブラジエータ（熱交換器）
５２ａ 第１冷却水通路
５２ｂ 第２冷却水通路
５３ 冷却水ポンプ
５４ 水温センサ（冷却水温度検出手段）
６１ クランク角センサ（運転状態検出手段）
６２ アクセル開度センサ（運転状態検出手段）
ＲＨ 外気湿度
ＰＢ 吸気圧
ＰＢＳＴ 過給圧
ＱＥＷＰ ポンプ流量
ＴＷＣＡＣ 冷却水温
ＮＥ エンジン回転数
ＡＰ アクセル開度
Ｐｗｅｇｒ ＥＧＲガス中の水蒸気分圧
Ｐｗｅｇｒ ＥＧＲガス中の水蒸気分圧
Ｒｅｇｒ ＥＧＲ率
ＴＷＣＭＤ１ 第１目標水温
ＴＷＣＭＤ２ 第２目標水温
ΔＴＷＣＡＣ 冷却水温偏差
Ｑｍｉｎ 最低流量
Ｑｍａｘ 最大流量
ＥＷＰＣＭＤ 冷却水ポンプに対する指令値

Claims (2)

1. 過給機を備えた内燃機関において、前記過給機で加圧されることによって昇温した吸入ガスを冷却するための内燃機関の冷却制御装置であって、
   前記内燃機関の吸気通路において前記過給機のコンプレッサの下流側に設けられ、前記吸入ガスを冷却水と熱交換することによって冷却するためのインタークーラと、
   前記冷却水を放熱させるための熱交換器と、
   前記インタークーラと前記熱交換器の間を連結し、これらの間で前記冷却水を循環させるための冷却水通路と、
   この冷却水通路に設けられ、前記冷却水を送り出すことによって循環させる電動式の冷却水ポンプと、
   この冷却水ポンプによる前記冷却水の送出し量を制御するポンプ制御手段と、
   前記インタークーラに流入する前記冷却水の温度を検出する冷却水温度検出手段と、
   前記内燃機関の運転状態を検出する運転状態検出手段と、
   前記検出された運転状態に応じて、前記インタークーラ内の前記冷却水の目標温度を設定する目標温度設定手段と、
   を有し、
   前記ポンプ制御手段は、前記検出された冷却水の温度と前記設定された目標温度との偏差が所定値以下のときには、前記送出し量を０よりも大きい所定の最低流量に制御し、前記偏差が前記所定値よりも大きいときには、前記送出し量を前記偏差が大きいほど大きくなるように制御し、
   前記内燃機関は、当該内燃機関の排気通路に排出された排ガスの一部をＥＧＲガスとして前記吸気通路の前記コンプレッサの上流側に還流させるＥＧＲ装置を、さらに備えており、
   前記冷却制御装置は、前記検出された運転状態に応じて、前記内燃機関が、前記ＥＧＲ装置による前記ＥＧＲガスの還流を実行しない、かつ、前記過給機による過給を実行する所定の運転領域にあるか否かを判定する運転領域判定手段を、さらに有し、
   前記ポンプ制御手段は、前記内燃機関が前記所定の運転領域にあると判定されたときに、前記偏差に関わらず、前記送出し量を所定の最大流量に制御することを特徴とする内燃機関の冷却制御装置。
2. 過給機を備えた内燃機関において、前記過給機で加圧されることによって昇温した吸入ガスを冷却するための内燃機関の冷却制御装置であって、
   前記内燃機関の吸気通路において前記過給機のコンプレッサの下流側に設けられ、前記吸入ガスを冷却水と熱交換することによって冷却するためのインタークーラと、
   前記冷却水を放熱させるための熱交換器と、
   前記インタークーラと前記熱交換器の間を連結し、これらの間で前記冷却水を循環させるための冷却水通路と、
   この冷却水通路に設けられ、前記冷却水を送り出すことによって循環させる電動式の冷却水ポンプと、
   この冷却水ポンプによる前記冷却水の送出し量を制御するポンプ制御手段と、
   前記インタークーラに流入する前記冷却水の温度を検出する冷却水温度検出手段と、
   前記内燃機関の回転数及び負荷を含む運転状態を検出する運転状態検出手段と、
   前記検出された運転状態に応じて、前記インタークーラ内の前記冷却水の目標温度を設定する目標温度設定手段と、
   を有し、
   前記ポンプ制御手段は、前記検出された冷却水の温度と前記設定された目標温度との偏差が所定値以下のときには、前記送出し量を０よりも大きい所定の最低流量に制御し、前記偏差が前記所定値よりも大きいときには、前記送出し量を前記偏差が大きいほど大きくなるように制御し、
   前記内燃機関は、当該内燃機関の排気通路に排出された排ガスの一部をＥＧＲガスとして前記吸気通路の前記コンプレッサの上流側に還流させるＥＧＲ装置を、さらに備えており、
   前記冷却制御装置は、前記検出された運転状態に応じて、前記内燃機関が、前記内燃機関の回転数が、第１の所定値以下のときに前記ＥＧＲ装置による前記ＥＧＲガスの還流が実行されるＥＧＲ領域の閾値としての当該第１の所定値よりも大きく、前記過給機による過給を実行する所定の運転領域、又は、前記内燃機関の負荷が、第２の所定値以上のときに前記過給機による過給が実行される過給領域の閾値としての当該第２の所定値以上で、前記ＥＧＲ装置による前記ＥＧＲガスの還流を実行しない所定の運転領域にあるか否かを判定する運転領域判定手段を、さらに有し、
   前記ポンプ制御手段は、前記内燃機関が前記所定の運転領域にあると判定されたときに、前記偏差に関わらず、前記送出し量を所定の最大流量に制御することを特徴とする内燃機関の冷却制御装置。

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