JP6222157B2 - 内燃機関の冷却装置 - Google Patents

Description

本発明は、内燃機関の冷却装置に関し、詳しくは、２系統の冷却水循環システムを備える冷却装置に関する。

内燃機関には、シリンダヘッドやシリンダブロックを適温に保つための水冷の冷却装置が設けられている。冷却装置は、シリンダヘッドやシリンダブロックの内部に形成された冷却水流路とラジエータとの間で冷却水を循環させる冷却水循環システムを備えている。このような冷却装置に関し、下記の特許文献１には、内燃機関の負荷状態に応じて冷却水の温度を制御することが記載されている。ここに記載された技術によれば、内燃機関が高負荷状態のときは、ノッキングの発生を抑制するために、冷却水の流量を増量することによって冷却水の温度を低下させることが行なわれる。

また、下記の特許文献２及び特許文献３には、２系統の冷却水循環システムを備えた冷却装置が開示されている。一方の冷却水循環システムは、シリンダブロック内に設けられた冷却水流路と、シリンダヘッドの排気ポート周辺に設けられた冷却水流路とに冷却水を循環させるように構成されている。もう一方の冷却水循環システムは、シリンダヘッドの吸気ポート周辺に設けられた冷却水流路に冷却水を循環させるように構成されている。

特開２００４−０８４５２６号公報 特開２０１３−１３３７４７号公報 特開２０１３−１３３７４６号公報

吸気ポート周辺の温度は吸気の温度に与える影響が大きく、吸気の温度はノッキングに対する感度が高い。特許文献２等に記載の冷却装置によれば、冷却水の温度を２系統の冷却水循環システムの間で別々に調整することができるので、吸気ポート周辺を流れる冷却水の温度を、シリンダブロック内や排気ポート周辺を流れる冷却水の温度よりも低くすることができる。これによれば、吸気ポート周辺を効果的に冷却してノッキングの発生を抑制することができる。

さらに、本出願に係る発明の創案過程では、２系統の冷却水循環システムを備えた冷却装置において、吸気ポート周辺等を流れる冷却水の温度を内燃機関の負荷状態に応じて制御するという発明（以下、この発明を先行発明という）について検討された。ここで、吸気ポート周辺等を流れる相対的に低温の冷却水を低温冷却水と呼び、低温冷却水を循環させるシステムを低温冷却水循環システムと呼ぶ。また、シリンダブロック内や排気ポート周辺を流れる相対的に高温の冷却水を高温冷却水と呼び、高温冷却水を循環させるシステムを高温冷却水循環システムと呼ぶ。

高温冷却水循環システムは、内燃機関の全体の冷却を受け持つのに対し、低温冷却水循環システムは、特に吸気の温度への影響が大きい部位の冷却を受け持っている。このため、低温冷却水の温度を変化させることは、高温冷却水の温度を変化させる場合に比較して、吸気の温度への影響が大きい一方で、内燃機関の全体への影響は少ない。よって、先行発明によれば、燃焼室に入る吸気の温度を負荷状態に合った適切な温度に制御することが可能となり、１系統の冷却水循環システムを前提とする特許文献１に記載の技術と比較しても、より効果的にノックを抑えることができるものと期待された。

しかしながら、本出願に係る発明者らの鋭意研究により、上記の先行発明には改善の余地があることが判明した。先行発明では、内燃機関の負荷状態に合った吸気の温度となるように低温冷却水の温度を負荷状態に応じて制御するとしたが、吸気の温度を変える要素は低温冷却水の温度だけではない。２系統の冷却水循環システムを備える冷却装置では、内燃機関の全体の冷却を担う高温冷却水の温度も吸気の温度に影響する。このため、低温冷却水の温度と高温冷却水の温度との関係によっては、冷却不足によってノッキングが発生するおそれがあるし、また、過冷却によってポートウェットの増加や燃焼の不安定化といった問題が生じるおそれもある。

本発明は、上述のような課題に鑑みてなされたものであり、ノッキングの発生を吸気の冷却によって抑えつつ、過冷却によるポートウェットの増加と燃焼の不安定化を抑えることができる内燃機関の冷却装置を提供することを目的とする。

本発明に係る内燃機関の冷却装置は、内燃機関の本体に形成された第１冷却水流路、吸気を冷却する水冷式の吸気冷却手段、２系統の冷却水循環システム、及び、制御装置を備える。２系統の冷却水循環システムのうちの第１冷却水循環システムは、第１冷却水流路に第１冷却水を循環させるように構成され、第２冷却水循環システムは、吸気冷却手段に第１冷却水よりも温度の低い第２冷却水を循環させるように構成される。

制御装置は、第２冷却水循環システムの運転を、内燃機関の負荷及び回転速度と、第１冷却水の温度とに応じて制御するように構成される。

詳しくは、制御装置は、負荷及び回転速度で定義される内燃機関の動作点が、内燃機関の運転域の中でも高負荷且つ低回転速度域を含む特定域にある場合、この動作点が特定域以外の運転域にある場合に比べて第２冷却水の温度が低くなるように第２冷却水循環システムの運転を制御するように構成される。特定域の外側よりも第２冷却水の温度の設定が低くなってさえいれば、特定域の内側での第２冷却水の温度の設定は一様でもよいし、負荷或いは回転速度によって設定温度に分布を持たせてもよい。また、特定域の内側よりも第２冷却水の温度の設定が高くなってさえいれば、特定域の外側での第２冷却水の温度の設定は一様でもよいし、負荷或いは回転速度によって設定温度に分布を持たせてもよい。

さらに、制御装置は、第１冷却水の温度が所定温度よりも低い場合、高い場合に比べて、特定域を高負荷側に狭めるように構成される。第１冷却水が所定温度よりも低温の場合の特定域が、第１冷却水が所定温度よりも高温の場合の特定域よりも高負荷側に狭まってさえいれば、第１冷却水の温度に応じた特定域の範囲の設定の仕方に限定はない。例えば、第１冷却水の温度が低くなるにつれて特定域をより高負荷側に段階的に狭め、第１冷却水の温度が高くなるにつれて特定域をより低負荷側に段階的に広げてもよい。或いは、第１冷却水の温度が低いほど特定域をより高負荷側に狭め、第１冷却水の温度が高いほど特定域をより低負荷側に広げてもよい。

以上のように構成された冷却装置によれば、ノッキングが発生しやすい高負荷且つ低回転速度域で内燃機関が運転しているときは、吸気の温度を相対的に低くしてノッキングの発生を抑制することができ、それ以外の運転域で内燃機関が運転しているときは、吸気の温度を相対的に高くして過冷却によるポートウェットの増加や燃焼の不安定化を抑えることができる。また、内燃機関の本体が相対的に低温になっているときは、吸気の温度を相対的に低くする運転域をより高負荷側の運転域に限定することで、過冷却によるポートウェットの増加と燃焼の不安定化を抑えることができる。

制御装置は、第１冷却水の温度が所定温度よりも低い場合、高い場合に比べて、特定域を低回転速度側にも狭めるように構成されてもよい。これによれば、過冷却によるポートウェットの増加と燃焼の不安定化をより確実に抑えることができる。この場合、第１冷却水が所定温度よりも低温の場合の特定域が、第１冷却水が所定温度よりも高温の場合の特定域よりも低回転速度側に狭まってさえいれば、第１冷却水の温度に応じた特定域の範囲の設定の仕方に限定はない。例えば、第１冷却水の温度が低くなるにつれて特定域をより低回転速度側に段階的に狭め、第１冷却水の温度が高くなるにつれて特定域を高回転速度側に段階的に広げてもよい。或いは、第１冷却水の温度が低いほど特定域をより低回転速度側に狭め、第１冷却水の温度が高いほど特定域をより高回転速度側に広げてもよい。

本発明に係る内燃機関の冷却装置の好ましい形態では、吸気冷却手段は、内燃機関の本体において第１冷却水流路よりも吸気の温度に与える影響が大きい部位に形成された第２冷却水流路を含んで構成される。第２冷却水流路には、第１冷却水よりも温度の低い第２冷却水が流れる。第２冷却水流路は、シリンダヘッドに形成された、吸気ポートに近接している流路を含んでよいし、シリンダブロックに形成された、シリンダの排気側上部に近接している流路を含んでもよい。

内燃機関の本体に接続された吸気通路にコンプレッサが設けられている場合、吸気冷却手段は、吸気通路においてコンプレッサの下流に設けられた熱交換器を含んで構成されてもよい。熱交換器には、第１冷却水よりも温度の低い第２冷却水が流れる。熱交換器は、吸気マニホールドと一体化されていてもよい。

以上述べたとおり、本発明に係る内燃機関の冷却装置によれば、ノッキングの発生を吸気の冷却によって抑えつつ、過冷却によるポートウェットの増加と燃焼の不安定化を抑えることができる。

実施の形態１の冷却装置の構成を示す図である。 シリンダヘッドに形成された冷却水流路の構成を示す断面図である。 シリンダブロックに形成された冷却水流路の構成を示す断面図である。 ＬＴ流量制御の制御フローを示すフローチャートである。 ＨＴ水温が高温の場合の、充填効率及びエンジン回転速度とＬＴ目標水温との対応例を示す図である。 ＨＴ水温が低温の場合の、充填効率及びエンジン回転速度とＬＴ目標水温との対応例を示す図である。 ＬＴ目標水温の設定フローを示すフローチャートである。 ＬＴ目標水温を４０℃に固定した場合の冷却装置の動作を示すタイムチャートである。 ＬＴ目標水温を６０℃に固定した場合の冷却装置の動作を示すタイムチャートである。 ＬＴ目標水温を充填効率及びエンジン回転速度に応じて変更する先行発明に係る冷却装置の動作を示すタイムチャートである。 実施の形態１の冷却装置の動作を示すタイムチャートである。 実施の形態２の冷却装置の構成を示す図である。 実施の形態３の冷却装置の構成を示す図である。 ＬＴ目標水温の低温域と高温域とを分ける充填効率閾値のＨＴ水温に対する設定例を示す図である。 ＬＴ目標水温の低温域と高温域とを分ける充填効率閾値のＨＴ水温に対する設定例を示す図である。

以下、図面を参照して本発明の実施の形態について説明する。ただし、以下に示す実施の形態において各要素の個数、数量、量、範囲等の数に言及した場合、特に明示した場合や原理的に明らかにその数に特定される場合を除いて、その言及した数に、この発明が限定されるものではない。また、以下に示す実施の形態において説明する構造やステップ等は、特に明示した場合や明らかに原理的にそれに特定される場合を除いて、この発明に必ずしも必須のものではない。

実施の形態１．
１．冷却装置の構成
本実施の形態の内燃機関は冷却水によって冷却される水冷式エンジン（以下、単にエンジンという）である。エンジンを冷却するための冷却水は、エンジンとラジエータとの間を冷却水循環システム（冷却水循環回路）によって循環させられる。冷却水の供給は、エンジンの本体を構成するシリンダブロックとシリンダヘッドの両方に対して行われる。

図１は、本実施の形態の冷却装置の構成を示す図である。本実施の形態の冷却装置は、エンジン２に冷却水を供給する冷却水循環システム１０，３０を２系統備える。冷却水の供給は、エンジン２のシリンダブロック６とシリンダヘッド４の両方に対して行われる。２系統の冷却水循環システム１０，３０はともに独立した閉ループであり、循環する冷却水の温度を異ならせることができる。以下、相対的に低温の冷却水が循環する冷却水循環システム１０をＬＴ冷却水循環システムと称し、相対的に高温の冷却水が循環する冷却水循環システム３０をＨＴ冷却水循環システムと称する。また、ＬＴ冷却水循環システム１０を循環する冷却水をＬＴ冷却水と称し、ＨＴ冷却水循環システム３０を循環する冷却水をＨＴ冷却水と称する。なお、ＬＴはLow Temperatureの略であり、ＨＴはHigh Temperatureの略である。

ＬＴ冷却水循環システム１０は、シリンダヘッド４の内部に形成されたヘッド内ＬＴ冷却水流路１２と、シリンダブロック６の内部に形成されたブロック内ＬＴ冷却水流路１４とを含む。ヘッド内ＬＴ冷却水流路１２は吸気ポート８の近傍に設けられている。図１には、４気筒分の４つの吸気ポート８が描かれている。ヘッド内ＬＴ冷却水流路１２は、各気筒の吸気ポート８の上面に沿って、エンジン２のクランク軸方向に延びている。ブロック内ＬＴ冷却水流路１４はシリンダ上部の特に吸気流があたりやすい部分を囲むように設けられている。吸気ポート８や吸気バルブの温度、そして、シリンダ上部の壁面温度はノッキングに対する感度が高い。よって、これらをヘッド内ＬＴ冷却水流路１２やブロック内ＬＴ冷却水流路１４によって重点的に冷却することにより、高負荷域でのノッキングの発生を効果的に抑えることができる。なお、ヘッド内ＬＴ冷却水流路１２とブロック内ＬＴ冷却水流路１４とは、シリンダヘッド４とシリンダブロック６との合わせ面に形成された開口を介して接続されている。

シリンダヘッド４にはヘッド内ＬＴ冷却水流路１２に連通する冷却水入口と冷却水出口が形成されている。シリンダヘッド４の冷却水入口は冷却水導入管１６によってＬＴラジエータ２０の冷却水出口に接続され、シリンダヘッド４の冷却水出口は冷却水排出管１８によってＬＴラジエータ２０の冷却水入口に接続されている。冷却水導入管１６と冷却水排出管１８とは、ＬＴラジエータ２０をバイパスするバイパス管２２によって接続されている。バイパス管２２が冷却水排出管１８から分岐する分岐部には、三方弁２４が設けられている。冷却水導入管１６におけるバイパス管２２の合流部の下流には、ＬＴ冷却水を循環させるための電動ウォータポンプ２６が設けられている。電動ウォータポンプ２６の吐出量は、モータの出力を調整することによって任意に変更することができる。冷却水排出管１８における三方弁２４の上流には、エンジン２内を通過したＬＴ冷却水の温度（冷却水出口温度）を計測するための温度センサ２８が取り付けられている。本実施の形態においては、ＬＴ冷却水の温度とは、温度センサ２８により計測される冷却水出口温度を意味するものとする。

ＨＴ冷却水循環システム３０は、シリンダブロック６の内部に形成されたブロック内ＨＴ冷却水流路３４と、シリンダヘッド４の内部に形成されたヘッド内ＨＴ冷却水流路３５とを含む。前述のブロック内ＬＴ冷却水流路１４が局所的に設けられたものであるのに対し、ブロック内ＨＴ冷却水流路３４はシリンダの周囲を囲むウォータジャケットの主要部を構成している。ヘッド内ＨＴ冷却水流路３５は排気ポート近傍から吸気ポート近傍にかけて設けられている。吸気ポート８を流れる吸気は、ヘッド内ＨＴ冷却水流路３５を流れるＨＴ冷却水によって粗熱をとられてから、より低温のＬＴ冷却水が流れるヘッド内ＬＴ冷却水流路１２によって冷却される。なお、ヘッド内ＨＴ冷却水流路３５とブロック内ＨＴ冷却水流路３４とは、シリンダヘッド４とシリンダブロック６との合わせ面に形成された開口を介して接続されている。

シリンダブロック６にはブロック内ＨＴ冷却水流路３４に連通する冷却水入口と冷却水出口が形成されている。シリンダブロック６の冷却水入口は冷却水導入管３６によってＨＴラジエータ４０の冷却水出口に接続され、シリンダヘッド４の冷却水出口は冷却水排出管３８によってＨＴラジエータ４０の冷却水入口に接続されている。冷却水導入管３６と冷却水排出管３８とは、ＨＴラジエータ４０をバイパスするバイパス管４２によって接続されている。バイパス管４２が冷却水導入管３６に合流する合流部には、サーモスタット４４が設けられている。冷却水導入管３６におけるサーモスタット４４の下流には、ＨＴ冷却水を循環させるための機械式のウォータポンプ４６が設けられている。ウォータポンプ４６はエンジン２のクランクシャフトにベルトを介して連結されている。冷却水排出管３８におけるバイパス管４２の分岐部の上流には、エンジン２内を通過したＨＴ冷却水の温度（冷却水出口温度）を計測するための温度センサ４８が取り付けられている。本実施の形態においては、ＨＴ冷却水の温度とは、温度センサ４８により計測される冷却水出口温度を意味するものとする。

上述のように、ＨＴ冷却水循環システム３０では、ウォータポンプ４６はエンジン２により駆動されるため、ＨＴ冷却水はエンジン２の運転中は常に循環する。ＨＴ冷却水循環システム３０を循環する冷却水の水温は、サーモスタット４４によって自動的に調整される。一方、ＬＴ冷却水循環システム１０では、電動ウォータポンプ２６が用いられるため、エンジン２の運転に関係なくＬＴ冷却水を循環させたり停止させたりすることができる。また、電動ウォータポンプ２６に与える駆動デューティによって循環するＬＴ冷却水の流量を制御することができる。また、ＬＴ冷却水循環システム１０を循環するＬＴ冷却水の水温は、三方弁２４或いは電動ウォータポンプ２６の操作によって能動的に調整することができる。

ＬＴ冷却水循環システム１０の三方弁２４と電動ウォータポンプ２６の操作は、制御装置８０により行われる。制御装置８０は、冷却装置の制御装置であると同時にエンジン２の運転を制御する制御装置でもある。制御装置８０は１又は複数のＣＰＵとメモリを含むＥＣＵ（Electronic Control Unit）を主体として構成されている。制御装置８０は、電動ウォータポンプ２６を操作してＬＴ冷却水の流量（以下、ＬＴ流量という）を制御することによって、また、三方弁２４を操作してＬＴラジエータ２０をバイパスするＬＴ冷却水の割合を制御することによって、ヘッド内ＬＴ冷却水流路１２やブロック内ＬＴ冷却水流路１４を流れるＬＴ冷却水の水温を適温に調整する。

なお、上述のように構成される冷却装置と特許請求の範囲に係る発明との関係では、ＨＴ冷却水循環システム３０は第１冷却水循環システムに相当し、ブロック内ＨＴ冷却水流路３４及びヘッド内ＨＴ冷却水流路３５は第１冷却水流路に相当し、ＨＴ冷却水は第１冷却水に相当する。また、ＬＴ冷却水循環システム１０は第２冷却水循環システムに相当し、ヘッド内ＬＴ冷却水流路１２及びブロック内ＬＴ冷却水流路１４は第２冷却水流路に相当するとともに吸気冷却手段に相当し、ＬＴ冷却水は第２冷却水に相当する。

２．シリンダヘッドに形成された冷却水流路の構成
図１に示すように、シリンダヘッド４には、低温のＬＴ冷却水が流れるヘッド内ＬＴ冷却水流路１２と、高温のＨＴ冷却水が流れるヘッド内ＨＴ冷却水流路３５とが形成されている。以下、これらの冷却水流路の構成についてシリンダヘッド４の断面図を参照して具体的に説明する。

図２は、シリンダヘッド４の吸気バルブ挿入孔１０７の中心軸を含み長手方向（クランク軸の方向）に垂直な断面を示す断面図である。ただし、図２には、排気バルブは省略して吸気バルブ１１１のみをシリンダヘッド４に装着した状態が描かれている。シリンダヘッド４の下面にあたるシリンダブロック合わせ面４ａには、ペントルーフ形状を有する燃焼室１０４が形成されている。

シリンダヘッド４の前端の側から見て、燃焼室１０４の右側の傾斜面には、吸気ポート８が開口している。なお、シリンダヘッド４の前端の側とは、シリンダヘッド４の長手方向の両端のうちクランク軸の出力端の側とは反対の側を意味する。吸気ポート８と燃焼室１０４との接続部分、つまり、吸気ポート８の燃焼室側の開口端は、吸気バルブ１１１によって開閉される吸気口となっている。吸気バルブ１１１は気筒ごとに２つ設けられているため、燃焼室１０４には吸気ポート８の２つの吸気口が形成される。吸気ポート８は、シリンダヘッド４の側面に開口した入口から燃焼室１０４に向かってほぼ真っ直ぐに延び、途中で２つに分岐し、各分岐ポートが燃焼室１０４に形成された吸気口につながっている。図２には、長手方向においてエンジン前端側の分岐ポート８Ｌが描かれている。なお、吸気ポート８は、筒内にタンブル流を生成することのできるタンブル流生成ポートである。

シリンダヘッド４の前端の側から見て、燃焼室１０４の左側の傾斜面には、排気ポート１０３が開口している。排気ポート１０３と燃焼室１０４との接続部分、つまり、排気ポート１０３の燃焼室側の開口端は、図示しない排気バルブによって開閉される排気口となっている。

図２に示す断面において、符号３５ａ，３５ｂ，３５ｃ，３５ｄ，３５ｅが付された領域は、図１に示すヘッド内ＨＴ冷却水流路３５の一部分の断面である。以降、例えば、符号３５ａが付された領域について言及する場合は、ヘッド内ＨＴ冷却水流路の部分３５ａ、或いは、ヘッド内ＨＴ冷却水流路３５ａと記載するものとする。ヘッド内ＨＴ冷却水流路の各部分３５ａ，３５ｂ，３５ｃ，３５ｄ，３５ｅは、図２に示す断面では分離しているが、シリンダヘッド４の内部では１つにつながっている。

図２に示す断面において、燃焼室１０４のペントルーフの頂部の近くであって、排気ポート１０３の排気口付近の上面１０３ａと吸気ポート８の吸気口付近の上面８ａとで挟まれた領域には、ヘッド内ＨＴ冷却水流路の部分３５ａが配置されている。排気ポート１０３の下面１０３ｂとシリンダブロック合わせ面４ａとの間には、ヘッド内ＨＴ冷却水流路の部分３５ｂが配置されている。ヘッド内ＨＴ冷却水流路の部分３５ｂは、シリンダブロック合わせ面４ａに開口し、ブロック内ＨＴ冷却水流路に連通している。排気バルブ挿入孔１０８の中心軸の両側には、ヘッド内ＨＴ冷却水流路の部分３５ｄと部分３５ｅが配置されている。ヘッド内ＨＴ冷却水流路のこれらの各部分３５ａ，３５ｂ，３５ｄ，３５ｅは、排気ポート１０３の周囲を覆うウォータジャケットを構成し、排気ポート１０３及び排気バルブを冷却する。また、ヘッド内ＨＴ冷却水流路の部分３５ａは、高温になる燃焼室１０４の周辺を冷却する。

図２に示す断面において、吸気ポート８の下面８ｂとシリンダブロック合わせ面４ａとの間には、ヘッド内ＨＴ冷却水流路の部分３５ｃが配置されている。ヘッド内ＨＴ冷却水流路の部分３５ｃは、吸気ポート８の分岐点付近に位置し、シリンダブロック合わせ面４ａに開口している。その開口部は、ブロック内ＨＴ冷却水流路に連通している。ヘッド内ＨＴ冷却水流路の部分３５ｃには、シリンダブロック合わせ面４ａの開口部を介してシリンダブロックの中を流れたＨＴ冷却水が導入される。

図２に示す断面において、符号１２ａ，１２ｂが付された領域は、図１に示すヘッド内ＬＴ冷却水流路１２の一部分の断面である。ヘッド内ＬＴ冷却水流路は、シリンダヘッド４の長手方向に各気筒の吸気ポート８の上面８ａに沿って延びている。符号１２ａが付された領域は、吸気バルブ挿入孔１０７よりもシリンダヘッド４の外周に近い領域を通る流路であって、以降、ヘッド内ＬＴ冷却水流路の外側流路１２ａと記載する。符号１２ｂが付された領域は、吸気バルブ挿入孔１０７よりもシリンダヘッド４の中央に近い領域を通る流路であって、以降、ヘッド内ＬＴ冷却水流路の内側流路１２ｂと記載する。なお、ヘッド内ＬＴ冷却水流路の内側流路１２ｂと外側流路１２ａは、図２に示す断面では分離しているが、シリンダヘッド４の内部では、長手方向の複数箇所において１つにつながっている。

図２に示す断面において、ヘッド内ＬＴ冷却水流路の内側流路１２ｂは、ヘッド内ＨＴ冷却水流路の部分３５ａを挟んで燃焼室１０４のペントルーフの頂部の反対の側に位置し、吸気バルブ挿入孔１０７の壁面に近接して配置されている。外側流路１２ａは、吸気バルブ挿入孔１０７よりも上流の吸気ポート８の分岐点付近に位置している。外側流路１２ａは、吸気バルブ挿入孔１０７の壁面と吸気ポート８の上面８ａの両方に近接して配置されている。

図２に示す上記の構成によれば、排気ポート１０３を冷却しているヘッド内ＨＴ冷却水流路を流れるＨＴ冷却水よりも低温のＬＴ冷却水が流れるヘッド内ＬＴ冷却水流路の外側流路１２ａ及び内側流路１２ｂによって、吸気ポート８の上面８ａ、特に、吸気バルブ挿入孔１０７よりも上流の上面８ａを効果的に冷やすことができる。タンブル流生成ポートである吸気ポート８では、吸気は吸気ポート８の上面８ａの側に張り付きくように流れるので、低温のＬＴ冷却水によって吸気ポート８の上面８ａを冷やすことで、吸気ポート８を流れる吸気を効率よく冷却することができる。

燃焼室１０４のペントルーフの頂部とヘッド内ＬＴ冷却水流路の内側流路１２ｂとの間には、ヘッド内ＨＴ冷却水流路の部分３５ａが位置している。燃焼室１０４から発せられる熱は、ヘッド内ＨＴ冷却水流路の部分３５ａによって吸収されるため、燃焼室１０４から内側流路１２ｂに熱が直接に伝わることは抑えられる。よって、燃焼室１０４から発せられる熱によって内側流路１２ｂのＬＴ冷却水が加温されることは避けられ、ひいては、吸気ポート８を流れる空気の冷却効率が低下してしまうことは避けられる。

シリンダブロック合わせ面４ａから吸気ポートの下面８ｂへの受熱は、ヘッド内ＨＴ冷却水流路の部分３５ｃによって抑えることができる。また、吸気ポート８の下面８ｂの側を冷却するＨＴ冷却水の温度は、上面８ａの側を冷却するＬＴ冷却水の温度よりも高いので、図示しないポートインジェクタから噴射された燃料の付着が多い吸気ポート８の下面８ｂの温度を過度に低下させることがない。つまり、ヘッド内ＨＴ冷却水流路の部分３５ｃにより、燃料の蒸発を妨げない程度に吸気ポート８の下面８ｂを適度に冷却することができる。

３．シリンダブロックに形成された冷却水流路の構成
図１に示すように、シリンダブロック６には、低温のＬＴ冷却水が流れるブロック内ＬＴ冷却水流路１４と、高温のＨＴ冷却水が流れるブロック内ＨＴ冷却水流路３４とが形成されている。以下、これらの冷却水流路の構成についてシリンダブロック６の断面図を参照して具体的に説明する。

図３は、シリンダブロック６の前端の側から見た長手方向に垂直な断面のうち、シリンダブロック６にシリンダヘッド４を組み付けたときに吸気ポート８が含まれることになる断面を示す断面図である。図３には、二点鎖線でシリンダヘッド４とピストン１２２が描かれている。シリンダヘッド４に形成された吸気ポート８は、燃焼室１０４に向かってほぼ真っ直ぐに延びるタンブル流生成ポートであるので、燃焼室１０４にはタンブル流が生成される。図３には、タンブル流１２４のイメージが矢印線で描かれている。

なお、本実施の形態においては、シリンダヘッド４をシリンダブロック６に対して鉛直方向上側に位置させたものと仮定して、各要素間の位置関係について説明する。この仮定は単に説明を分かりやすくすることを目的としたものであって、この仮定によって本発明に係るシリンダブロックの構成に関して何らかの限定的意味が加わることはない。

図３に示す断面において、シリンダ１２０に対して吸気側には、吸気側ウォータジャケット３４ａが形成されている。吸気側ウォータジャケット３４ａは、シリンダ１２０の吸気側の壁面１２０ａを覆うように設けられている。吸気側ウォータジャケット３４ａの上端は、シリンダヘッド合わせ面６ａに開口する開口部になっているが、この開口部は、シリンダブロック６にシリンダヘッド４を組み付ける際、ヘッド内ＨＴ冷却水流路との連通口となる一部を除いてガスケットによって塞がれる。

シリンダ１２０に対して排気側には、排気側ウォータジャケット１４ａが形成されている。排気側ウォータジャケット１４ａは、シリンダ１２０の排気側の上部の壁面１２０ｂを覆うように設けられている。排気側ウォータジャケット１４ａの上端は、シリンダヘッド合わせ面６ａに開口する開口部となっているが、この開口部は、シリンダブロック６にシリンダヘッド４を組み付ける際、ヘッド内ＬＴ冷却水流路との連通口となる一部を除いてガスケットによって塞がれる。

排気側ウォータジャケット１４ａは、シリンダヘッド合わせ面６ａからのシリンダ１２０の軸方向における深さが、吸気側ウォータジャケット３４ａの深さよりも浅い。具体的には、排気側ウォータジャケット１４ａは、シリンダ１２０の軸方向において、吸気バルブの最大リフト時におけるピストン１２２の上面の位置からシリンダブロック６のシリンダヘッド合わせ面６ａまでの領域に位置する。吸気バルブが最大リフトまで開いたときに、吸気ポート８から燃焼室１０４に吸入される吸気の流量は最大になる。吸気は、吸気ポート８の上面に張り付くように流れながら燃焼室１０４に入り、シリンダ１２０の排気側の壁面１２０ｂにあたって縦に旋回し、タンブル流１２４を形成する。排気側ウォータジャケット１４ａは、このタンブル流１２４があたる壁面１２０ｂを冷やすように設けられている。

シリンダ１２０に対して排気側には、さらに、第２の排気側ウォータジャケット３４ｂが形成されている。第２の排気側ウォータジャケット３４ｂは、排気側ウォータジャケット１４ａの下方に、シリンダ１２０の排気側の下部の壁面１２０ｃを覆うように設けられている。図には表れていないが、第２の排気側ウォータジャケット３４ｂをシリンダヘッド合わせ面６ａの側からシリンダ１２０の軸方向に見たときの形状は、排気側ウォータジャケット１４ａの形状とほぼ同じ形状になっている。シリンダヘッド合わせ面６ａに対する第２の排気側ウォータジャケット３４ｂの下端（底部）の位置は、シリンダヘッド合わせ面６ａに対する吸気側ウォータジャケット３４ａの下端の位置にほぼ等しい。

吸気側ウォータジャケット３４ａと第２の排気側ウォータジャケット３４ｂとは、シリンダブロック６の内部でつながっており、これらは図１に示すブロック内ＨＴ冷却水流路３４の一部を構成している。一方、排気側ウォータジャケット１４ａは、図１に示すブロック内ＬＴ冷却水流路１４の一部を構成している。このため、排気側ウォータジャケット１４ａには吸気側ウォータジャケット３４ａ等を流れるＨＴ冷却水よりも相対的に低温のＬＴ冷却水が流される。このため、上記の構成によれば、吸気ポート８から吸入された吸気のシリンダ１２０の壁面１２０ｂからの受熱を効率よく抑えることができる。また、低温の冷却水が流れる部位は排気側ウォータジャケット１４ａを含むブロック内ＬＴ冷却水流路に限定されているので、過剰な冷却によってエンジンの摺動部分のフリクションの増大や冷却損失の増大を生じさせることがない。

４．ＬＴ流量制御
制御装置８０は、シリンダヘッド４とシリンダブロック６のそれぞれの要部を適温に冷却するためにＬＴ流量を制御する。図４は、制御装置８０によるＬＴ流量制御の制御フローを示すフローチャートである。制御装置８０は、このようなフローで表されるルーチンをＥＣＵのクロック数に対応する所定の制御周期で繰り返し実行する。

制御装置８０は、まず、ヘッド内ＬＴ冷却水流路１２やブロック内ＬＴ冷却水流路１４を流れるＬＴ冷却水の目標温度であるＬＴ目標水温を設定する（ステップＳ２）。ＬＴ目標水温の設定方法については次の章で詳しく説明する。

次に、制御装置８０は、ステップＳ２で決定されたＬＴ目標水温からＬＴ流量の要求値であるＬＴ要求流量を算出する（ステップＳ４）。詳しくは、制御装置８０は、予め用意されたＬＴ目標水温とＬＴ要求流量とを関連付けるマップを参照してＬＴ要求流量のフィードフォワード項を算出するとともに、ＬＴ目標水温と温度センサ２８により計測されたＬＴ冷却水の現在温度（出口温度）との差分に基づいてＬＴ要求流量のフィードバック項を算出する。

次に、制御装置８０は、ステップＳ４で決定されたＬＴ要求流量から電動ウォータポンプ２６の駆動デューティを決定する（ステップＳ６）。ただし、ＬＴ冷却水循環システム１０内にＬＴ流量を調節するバルブが設けられているのであれば、そのバルブの開度を操作することでＬＴ流量を調節することもできる。

最後に、制御装置８０は、ステップＳ６で決定された駆動デューティによって電動ウォータポンプ２６を操作し、ヘッド内ＬＴ冷却水流路１２及びブロック内ＬＴ冷却水流路１４への通水を実施する（ステップＳ８）。これにより、ＬＴ流量が変化し、シリンダヘッド４とシリンダブロック６のそれぞれの要部は適温に冷却される。

５．ＬＴ目標水温の設定
制御装置８０は、ノッキングの発生を抑制するために有効なＬＴ冷却水の温度をＬＴ目標水温として決定する。制御装置８０のＲＯＭに記憶されたマップにおいて、ＬＴ目標水温はエンジン回転速度、充填効率（本実施の形態では、エンジン負荷の高低を表す具体的なパラメータとして充填効率が用いられる）、及び、ＨＴ冷却水の温度（以下、ＨＴ水温という）で特定されるエンジン２の運転状態に関連付けられている。ＬＴ目標水温の設定に使用するマップは、実質的には、ＬＴ目標水温をエンジン回転速度及び充填効率に関連付ける２種類のマップの集合である。

２種類のマップは、ＨＴ水温に応じて使い分けられる。ＨＴ水温が所定温度（例えば９０℃）を超える高温の場合、制御装置８０は、図５に示すマップにしたがってＬＴ目標水温を決定する。ＨＴ水温が所定温度より低い低温の場合、制御装置８０は、図６に示すマップにしたがってＬＴ目標水温を決定する。以下、図５に示すマップをＨＴ高温マップと称し、図６に示すマップをＨＴ低温マップと称す。

ＨＴ高温マップとＨＴ低温マップのどちらにも、低水温域と高水温域とが設定されている。低水温域は、高充填効率且つ低回転速度の運転域に設定されている。図５及び図６に示す例では、充填効率が一定値より高く、且つ、エンジン回転速度が一定値より低い運転域が低水温域とされている。充填効率とエンジン回転速度とで定義されるエンジン２の動作点がこの低水温域内にある場合、ＬＴ目標水温は所定の低温（ここでは４０℃）に設定されるようになっている。低水温域でのＬＴ目標水温は例示した４０℃には限定されないが、４０℃付近の温度はノッキングの発生を抑制するのに好適な温度である。なお、特許請求の範囲に係る発明との関係では、低水温域は特定域に相当している。

高水温域は、低水温域以外の運転域に設定されている。図５及び図６に示す例では、充填効率が一定値より低いか、或いは、エンジン回転速度が一定値より高い運転域が高水温域とされている。エンジン２の動作点がこの高水温域内にある場合、ＬＴ目標水温は所定の高温（ここでは６０℃）に設定されるようになっている。高水温域でのＬＴ目標水温は例示した６０℃には限定されないが、６０℃付近の温度であれば、吸気ポート周りの温度が低くなりやすい低充填効率域や高回転速度域において、過冷却によるポートウェットの増加や燃焼の不安定化を防ぐことができる。

図５に示すＨＴ高温マップと図６に示すＨＴ低温マップとの違いは、低水温域が設定されている運転域の範囲にある。ＨＴ低温マップでは、ＨＴ高温マップに比較して、低水温域は高充填効率側に狭められ、かつ、低回転速度側にも狭められている。マップの切り替えによって低水温域から高水温域に切り替わる運転域（図６において点線で囲む運転域）は、ＨＴ水温とＬＴ水温との関係によって、ノッキングの発生のしやすさやポートウェットの付きやすさ等が変化する運転域である。これに対し、どちらのマップでも低水温域に設定される運転域（ＨＴ低温マップにおいて低水温域が設定されている運転域）は、吸気の温度が上昇するとＨＴ水温の高低によらずノッキングが発生しやすい運転域であるので、この運転域ではＬＴ目標水温は常に低温の４０℃に設定される。一方、どちらのマップでも高水温域に設定される運転域（ＨＴ高温マップにおいて高水温域が設定されている運転域）は、吸気の温度が低下するとＨＴ水温の高低によらずポートウェットの増大や燃焼の不安定化が生じやすい運転域であるので、この運転域ではＬＴ目標水温は常に高温の６０℃に設定される。

マップの切り替えによって低水温域から高水温域に切り替わる運転域では、ＨＴ水温が前述の所定温度よりも低いとき、ＬＴ目標水温は４０℃に設定されるが、ＨＴ水温が所定温度よりも高くなると、ＬＴ目標水温は６０℃に設定される。このように、所定温度を境にしてＨＴ水温に応じてＬＴ目標水温を低温から高温に切り替えることで、過冷却によるポートウェットの増加や燃焼の不安定化の抑制と、冷却不足によるノッキングの発生の抑制とを両立させることができる。

制御装置８０は、以上述べたＬＴ目標水温の設定方法を、ＬＴ流量制御のルーチンにおいて呼び出されるサブルーチンによって実施する。図７は、ＬＴ目標水温の設定フローを示すフローチャートである。制御装置８０は、このようなフローで表されるサブルーチンをＬＴ流量制御のルーチンと同一の制御周期で繰り返し実行する。

制御装置８０は、まず、ＬＴ冷却水循環システム１０において水温フィードバック制御（水温ＦＢ）が許可されているかどうか判定する（ステップＳ１０２）。エンジン２が暖機中である場合や、水温フィードバック制御の前提となるセンサが故障している場合等では、水温フィードバック制御は許可されない。水温フィードバック制御が許可される具体的な条件例として、ＨＴ水温が７０℃以上であり、ＬＴ水温が３０℃以上であり、センサの故障時に立つフラグがオフになっていること、を挙げることができる。これらの条件の何れか１つでも満たされない場合、処理はステップＳ１０８に進む。

ステップＳ１０２の判定結果が肯定であるならば、制御装置８０は、次に、車両が走行中かどうか判定する（ステップＳ１０４）。このような判定を行うのは、アイドル運転中は充填効率によらず、ＬＴ目標水温を別途設定する必要があるためである。なお、この判定は、例えば、エンジン２が自動変速機と組み合わされているのであれば、自動変速機のシフトポジションに基づいて行うことができる。シフトポジションがＰレンジもしくはＮレンジに入っていなければ、車両は走行中であると推定することができる。また、車両が走行中であることを機械的に或いは電気的に検知する外部装置が車両に搭載されているならば、その装置からの信号によって車両が走行中かどうか判定することができる。車両が走行中であれば、処理はステップＳ１０６に進み、車両が走行中でない場合、処理はステップＳ１０８に進む。

ＬＴ冷却水循環システム１０による水温フィードバック制御が許可されており、且つ、車両が走行状態にあってラジエータ２０によりＬＴ冷却水を十分に冷却できる状況にあるときは、制御装置８０は、ステップＳ１０６の処理によってＬＴ目標水温を設定する。しかし、水温フィードバック制御が許可されていない状況や、車両が走行していない状況では、制御装置８０は、エンジン２が置かれている状況に応じてＬＴ目標水温を設定する（ステップＳ１０８）。

ステップＳ１０８では、制御装置８０は、ステップＳ１０２或いはＳ１０４の判定結果に応じてＬＴ目標水温を設定する。例えば、エンジン２が暖機中であるためにステップＳ１０２の判定結果が否定になったのであれば、制御装置８０は、ＬＴ目標水温を中温の５０℃に設定する。また、ＨＴ水温を計測する温度センサ４８が故障しているためにステップＳ１０２の判定結果が否定になったのであれば、制御装置８０は、ＬＴ目標水温を低温の４０℃に設定する。エンジン２がアイドル中であるためにステップＳ１０４の判定結果が否定になったのであれば、制御装置８０は、ＬＴ目標水温を高温の６０℃に設定する。

ステップＳ１０６では、制御装置８０は、図５及び図６を用いて説明した通り、ＨＴ水温が所定温度よりも高ければＨＴ高温マップを選択し、ＨＴ水温が所定温度よりも低ければＨＴ低温マップを選択する。そして、選択したマップを用いて、現在の充填効率（ＫＬ）及びエンジン回転速度（Ｎｅ）に応じたＬＴ目標水温を設定する。ステップＳ１０６或いはステップＳ１０８で設定されたＬＴ目標水温は、メインルーチンであるＬＴ流量制御のルーチンに読み出され、これに基づいてＬＴ流量の制御が行われる。

６．冷却装置の動作
次に、制御装置８０により実現される冷却装置の動作について、その比較例とともに図８−図１１に示すタイムチャートを用いて説明する。各図には、冷却装置の動作に関係する複数の状態量の時間による変化が示されている。各図の１段目のチャートはエンジン回転速度（Ｎｅ）を示し、２段目のチャートは充填効率（ＫＬ）を示し、３段目のチャートはアクセルペダル開度を示している。各図の４段目のチャートはＨＴ水温を示し、５段目のチャートはＬＴ水温を示し、６段目のチャートはＬＴ目標水温を示している。さらに、各図の７段目のチャートはノックセンサによって検知されたノッキングの発生状況を示し、８段のチャートはポートウェットや燃焼の不安定化の発生状況を示している。

６−１．比較例１の動作
図８は、比較例１の動作を示すタイムチャートである。比較例１では、ＬＴ目標水温を４０℃に固定してＬＴ流量制御のルーチンが実行されている。

図８に示すタイムチャートでは、ＬＴ目標水温を常時低温の４０℃に固定したことで、エンジン２の充填効率やエンジン回転速度によらず、また、ＨＴ水温にもよらず、エンジン２の始動後、ＬＴ水温は４０℃まで上昇して以降は４０℃に保たれている。この結果、ＨＴ水温が高温で且つ充填効率が高い状況でのノッキングの発生は抑制されている。しかし、その一方で、ＨＴ水温が十分に上昇していない状況でのポートウェットの増加や燃焼の不安定化を許してしまっている。

なお、ポートウェットの増加や燃焼の不安定化は、８段目のチャート中に点線で示唆しているように、エンジン２の始動直後の暖機時にも起こりうる。しかし、この問題に対しては、点火時期や燃料噴射量或いは燃料噴射時期等のＬＴ水温以外の制御パラメータによる暖機中制御によって対策されている。同様の対策は、後述する比較例２、比較例３、及び、本実施の形態においても行われている。

６−２．比較例２の動作
図９は、比較例２の動作を示すタイムチャートである。比較例２では、ＬＴ目標水温を６０℃に固定してＬＴ流量制御のルーチンが実行されている。

図９に示すタイムチャートでは、ＬＴ目標水温を常時高温の６０℃に固定したことで、エンジン２の充填効率やエンジン回転速度によらず、また、ＨＴ水温にもよらず、エンジン２の始動後、ＬＴ水温は６０℃まで上昇して以降は６０℃に保たれている。この結果、ＨＴ水温が十分に上昇していない状況でのポートウェットの増加や燃焼の不安定化は抑制されている。しかし、その一方で、ＨＴ水温が高温で且つ充填効率が高い状況でのノッキングの発生を許してしまっている。

６−３．比較例３の動作
図１０は、比較例３の動作を示すタイムチャートである。比較例３では、ＬＴ目標水温は充填効率及びエンジン回転速度に応じて設定されるが、ＨＴ水温については考慮されない。つまり、図１０には、前述の先行発明による動作が示されている。

図１０に示すタイムチャートでは、ＨＴ水温の高低によらず、充填効率が閾値KLTより高い場合、ＬＴ目標水温は高温の６０℃に設定され、充填効率が閾値KLTより低い場合、ＬＴ目標水温は低温の４０℃に設定されている。このような設定により、充填効率が上昇してノッキングが発生しやすい状況になればＬＴ水温を低下させ、充填効率が低下してノッキングが発生しやすくなくなればＬＴ水温を上昇させることができている。しかし、ＨＴ水温は考慮されていないため、ＨＴ水温が十分に上昇していない状況では、充填効率が閾値KLTを超えたことに合わせてＬＴ水温を低下させた結果、ポートウェットの増加や燃焼の不安定化を許してしまっている。

６−４．実施の形態１の冷却装置の動作
図１１は、本実施の形態の冷却装置の動作を示すタイムチャートである。２段目のチャートには２つの閾値KLTL、KLTHが示されている。閾値KLTLは、ＨＴ低温マップにおいて低温域と高温域との境界となる充填効率の値であり、閾値KLTHは、ＨＴ高温マップにおいて低温域と高温域との境界となる充填効率の値である。よって、閾値KLTLは閾値KLTHよりも大きい。

図１１に示すタイムチャートでは、ＨＴ水温が低い間は、充填効率に対して閾値KLTLが設けられ、ＨＴ水温が高くなってから、充填効率に対する閾値は閾値KLTLから閾値KLTHへ下げられている。このように、ＨＴ水温に応じて充填効率に対する閾値が変更されることで、図中に楕円で囲んで示すように、ＨＴ水温が十分に上昇していない状況ではＬＴ目標水温は６０℃に維持されるようになる。これにより、ＨＴ水温が低い状況でのＬＴ水温の低下は防止されるので、比較例３（先行発明）では許容してしまうことになるポートウェットの増加や燃焼の不安定化を防ぐことができる。

このタイムチャートに示す動作からも分かるように、実施の形態１の冷却装置によれば、ノッキングの発生を吸気の冷却によって抑えつつ、過冷却によるポートウェットの増加と燃焼の不安定化を抑えることができる。

実施の形態２．
図１２は、実施の形態２の冷却装置の構成を示す図である。図１２において、図１に示す実施の形態１の冷却装置と共通する要素には同一の符号を付している。

本実施の形態の冷却装置が適用されるエンジン２は過給エンジンである。吸気通路５２にはターボコンプレッサ５８が取り付けられ、ターボコンプレッサ５８の下流に水冷式インタークーラ（熱交換器）５６が取り付けられる。水冷式インタークーラ５６の下流において、吸気通路５２は各吸気ポート８に吸気を分配する吸気マニホールド５４となっている。

本実施の形態の冷却装置は、２系統の冷却水循環システム５０，３０を備える。一方は、ＨＴ冷却水を循環させるＨＴ冷却水循環システム３０であって、これは実施の形態１のものと同じであるのでその説明は省略する。もう一方は、ＨＴ冷却水よりも低温のＬＴ冷却水を循環させるＬＴ冷却水循環システム５０である。実施の形態２の冷却装置は、ＬＴ冷却水循環システム５０の構成において実施の形態１の冷却装置と異なっている。

本実施の形態の冷却装置では、ＬＴ冷却水循環システム５０に水冷式インタークーラ５６が組み込まれ、ＬＴ冷却水循環システム５０を循環する低温のＬＴ冷却水が水冷式インタークーラ５６において吸気との熱交換に用いられる。水冷式インタークーラ５６は冷却水導入管１６における電動ウォータポンプ２６の下流に配置されている。水冷式インタークーラ５６において吸気との熱交換に用いられたＬＴ冷却水は、シリンダヘッド４に設けられたヘッド内ＬＴ冷却水流路１２及びブロック内ＬＴ冷却水流路１４に導入され、吸気ポート８の周辺及びシリンダ上部を冷却することによって、水冷式インタークーラ５６で冷却された吸気を再び冷却する。

上述のように構成される冷却装置と特許請求の範囲に係る発明との関係では、ＬＴ冷却水循環システム５０は第２冷却水循環システムに相当し、水冷式インタークーラ５６は吸気冷却手段に相当する。また、ヘッド内ＬＴ冷却水流路１２及びブロック内ＬＴ冷却水流路１４も吸気冷却手段に相当する。

本実施の形態では、ＬＴ冷却水循環システム５０を循環するＬＴ冷却水に対してＬＴ目標水温が設定され、ＬＴ冷却水の温度（温度センサ２８により計測される出口温度）がＬＴ目標水温になるようにＬＴ流量の制御が行なわれる。ＬＴ目標水温は、エンジン負荷、エンジン回転速度、及びＨＴ水温に応じて設定される。本実施の形態におけるＬＴ目標水温の設定方法は実施の形態１と共通であるのでその説明は省略する。

実施の形態３．
図１３は、実施の形態３の冷却装置の構成を示す図である。図１３において、図１に示す実施の形態１の冷却装置と共通する要素には同一の符号を付している。

本実施の形態の冷却装置が適用されるエンジン２は過給エンジンである。吸気通路５２にはターボコンプレッサ５８が取り付けられ、ターボコンプレッサ５８の下流に吸気マニホールドと一体化された水冷式インタークーラ（熱交換器）６２が取り付けられる。水冷式インタークーラ６２で冷却された吸気は、一体化された吸気マニホールドによって各気筒の吸気ポート８に分配される。

本実施の形態の冷却装置は、２系統の冷却水循環システム６０，３０を備える。一方は、ＨＴ冷却水を循環させるＨＴ冷却水循環システム３０であって、これは実施の形態１のものと同じであるのでその説明は省略する。もう一方は、ＨＴ冷却水よりも低温のＬＴ冷却水を循環させるＬＴ冷却水循環システム６０である。実施の形態３の冷却装置は、ＬＴ冷却水循環システム６０の構成において実施の形態１及び２の各冷却装置と異なっている。

本実施の形態の冷却装置では、ＬＴ冷却水循環システム６０は水冷式インタークーラ６２にＬＴ冷却水を循環させる。水冷式インタークーラ６２の冷却水入口は冷却水導入管１６によってＬＴラジエータ２０の冷却水出口に接続され、水冷式インタークーラ６２の冷却水出口は冷却水排出管１８によってＬＴラジエータ２０の冷却水入口に接続されている。冷却水導入管１６には、ＬＴ冷却水を循環させるための電動ウォータポンプ２６が設けられている。冷却水排出管１８には、水冷式インタークーラ６２内を通過したＬＴ冷却水の温度（冷却水出口温度）を計測するための温度センサ２８が取り付けられている。本実施の形態においては、ＬＴ冷却水の温度とは、温度センサ２８により計測される冷却水出口温度を意味するものとする。

上述のように構成される冷却装置と特許請求の範囲に係る発明との関係では、ＬＴ冷却水循環システム６０は第２冷却水循環システムに相当し、水冷式インタークーラ６２は吸気冷却手段に相当する。ＬＴ冷却水循環システム６０を循環する低温のＬＴ冷却水は、水冷式インタークーラ６２において吸気との熱交換に用いられ、吸気を冷却する。

本実施の形態では、ＬＴ冷却水循環システム６０を循環するＬＴ冷却水に対してＬＴ目標水温が設定され、ＬＴ冷却水の温度（温度センサ２８により計測される出口温度）がＬＴ目標水温になるようにＬＴ流量の制御が行なわれる。ＬＴ目標水温は、エンジン負荷、エンジン回転速度、及びＨＴ水温に応じて設定される。本実施の形態におけるＬＴ目標水温の設定方法は実施の形態１と共通であるのでその説明は省略する。

その他実施の形態．
実施の形態１では、ＬＴ目標水温の低温域と高温域とを分ける充填効率の閾値を、ＨＴ水温が所定温度よりも高い場合と低い場合とで２段階に切り替えている。しかし、本発明の実施に際しては、ＨＴ冷却水が所定温度よりも低温の場合の低温域が、ＨＴ冷却水が所定温度よりも高温の場合の低温域よりも高負荷側に狭まってさえいれば、ＨＴ冷却水の温度に応じた低温域の範囲の設定の仕方に限定はない。

例えば、図１４に実線で示すように、ＨＴ水温が低くなるにつれて充填効率の閾値を高充填効率側に段階的に移動させ、ＨＴ水温が高くなるにつれて充填効率の閾値を低充填効率側に段階的に移動させてもよい。これによれば、ＨＴ水温が低くなるにつれて低温域は高充填効率側に段階的に狭まり、ＨＴ水温が高くなるにつれて低温域は低充填効率側に段階的に広がる。或いは、図１５に実線で示すように、ＨＴ水温が低いほど充填効率の閾値をより高充填効率側に移動させ、ＨＴ水温が高いほど充填効率の閾値をより低充填効率側に移動させてもよい。これによれば、ＨＴ水温が低くなるほど低温域はより高充填効率側に狭まり、ＨＴ水温が高くなるほど低温域はより低充填効率側に広がっていく。なお、比較のため、実施の形態１による充填効率の閾値の設定を破線で示している。

低温域と高温域とを分けるエンジン回転速度の閾値については、ＨＴ水温が低くなるにつれて低回転速度側に段階的に移動させ、ＨＴ水温が高くなるにつれて高回転速度側に段階的に移動させてもよい。これによれば、ＨＴ水温が低くなるにつれて低温域は低回転速度側に段階的に狭まり、ＨＴ水温が高くなるにつれて低温域は高回転速度側に段階的に広がる。また、ＨＴ水温が低いほどエンジン回転速度の閾値をより低回転速度側に移動させ、ＨＴ水温が高いほどエンジン回転速度の閾値をより高回転速度側に移動させてもよい。これによれば、ＨＴ水温が低くなるほど低温域はより低回転速度側に狭まり、ＨＴ水温が高くなるほど低温域はより高回転速度側に広がっていく。

なお、ＬＴ目標水温の低温域と高温域とは、負荷（充填効率）のみで分けられていてもよい。つまり、高負荷域をエンジン回転速度によって低温域と高温域とに分けるのではなく、エンジン回転速度の全域にわたって低温域としてもよい。

また、実施の形態１では低水温域と高水温域との境界においてＬＴ目標水温を離散的に変化させているが、低水温域と高水温域との間にＬＴ目標水温が連続的に変化する領域を設けてもよい。また、高温域よりもＬＴ目標水温の設定が低くなってさえいれば、低温域内でのＬＴ目標水温の設定に負荷或いは回転速度による分布を持たせてもよい。低温域よりもＬＴ目標水温の設定が高くなってさえいれば、高温域内でのＬＴ目標水温の設定に負荷或いは回転速度による分布を持たせてもよい。

２ エンジン
４ シリンダヘッド
６ シリンダブロック
８ 吸気ポート
１０、５０、６０ ＬＴ冷却水循環システム
１２ ヘッド内ＬＴ冷却水流路
１４ ブロック内ＬＴ冷却水流路
２０ ＬＴラジエータ
２４ 三方弁
２６ 電動ウォータポンプ
２８ 温度センサ
３０ ＨＴ冷却水循環システム
３４ ブロック内ＨＴ冷却水流路
３５ ヘッド内ＨＴ冷却水流路
４０ ＨＴラジエータ
４４ サーモスタット
４６ ウォータポンプ
４８ 温度センサ
５２ 吸気通路
５４ 吸気マニホールド
５６ 水冷式インタークーラ
５８ ターボコンプレッサ
６２ 吸気マニホールド一体型水冷式インタークーラ
８０ 制御装置

Claims (7)

1. 内燃機関の本体に形成された第１冷却水流路と、
   吸気を冷却する水冷式の吸気冷却手段と、
   前記第１冷却水流路に第１冷却水を循環させる第１冷却水循環システムと、
   前記吸気冷却手段に前記第１冷却水よりも温度の低い第２冷却水を循環させる、前記第１冷却水循環システムとは別系統の第２冷却水循環システムと、
   前記内燃機関の負荷及び回転速度と、前記第１冷却水の温度とに応じて前記第２冷却水循環システムの運転を制御する制御装置と、を備え、
   前記制御装置は、
   負荷及び回転速度で定義される前記内燃機関の動作点が、前記内燃機関の運転域の中でも高負荷且つ低回転速度域を含む特定域にある場合、前記動作点が前記特定域以外の運転域にある場合に比べて前記第２冷却水の温度が低くなるように前記第２冷却水循環システムの運転を制御し、
   前記第１冷却水の温度が所定温度よりも低い場合、高い場合に比べて、前記特定域を高負荷側に狭める、
   ように構成されていることを特徴とする内燃機関の冷却装置。
2. 前記制御装置は、
   前記第１冷却水の温度が前記所定温度よりも低い場合、高い場合に比べて、前記特定域を低回転速度側にも狭める、
   ように構成されていることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の冷却装置。
3. 前記吸気冷却手段は、前記内燃機関の本体において前記第１冷却水流路よりも吸気の温度に与える影響が大きい部位に形成された、前記第２冷却水が流れる第２冷却水流路を含むことを特徴とする請求項１又は２に記載の内燃機関の冷却装置。
4. 前記第２冷却水流路は、シリンダヘッドに形成された、吸気ポートに近接している流路を含むことを特徴とする請求項３に記載の内燃機関の冷却装置。
5. 前記第２冷却水流路は、シリンダブロックに形成された、シリンダの排気側上部に近接している流路を含むことを特徴とする請求項３又は４に記載の内燃機関の冷却装置。
6. 前記内燃機関の本体に接続された吸気通路にコンプレッサが設けられ、
   前記吸気冷却手段は、前記吸気通路において前記コンプレッサの下流に設けられた、前記第２冷却水が流れる熱交換器を含むことを特徴とする請求項１乃至５の何れか１項に記載の内燃機関の冷却装置。
7. 前記熱交換器は、吸気マニホールドと一体化されていることを特徴とする請求項６に記載の内燃機関の冷却装置。

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