JP6414194B2 - 内燃機関の制御装置 - Google Patents

Description

この発明は、内燃機関の制御装置に関し、より詳細には、吸気を過給する水冷式のコンプレッサを備える内燃機関の制御装置に関する。

例えば、特許文献１には、内燃機関の吸気を過給するコンプレッサを有する過給機が開示されている。このコンプレッサのハウジングには、コンプレッサを冷却するための冷却水流路が形成されている。

特開２０１４−１２２５８２号公報 特開２０１３−０９６３５７号公報 特開２０１４−２０２１７１号公報

吸気を過給するコンプレッサを備える内燃機関では、コンプレッサよりも上流側の吸気通路に、ＥＧＲガスおよびブローバイガスのうちの少なくとも一方が導入されることがある。冷間始動の開始後の初期には、コンプレッサの温度が低いためにコンプレッサの出口での吸気温度が低く、その結果、コンプレッサ下流の吸気通路の壁面温度が低い状態にある。この状態においてＥＧＲガス等がコンプレッサの上流に導入されると、ＥＧＲガス等に含まれる水分が、コンプレッサ下流の吸気通路の壁面において冷やされる。その結果、上記水分が凝縮し、凝縮水が発生することが懸念される。

上述の凝縮水の発生を抑制するために、内燃機関の内部（ウォータジャケット）を流れる高温の冷却水を利用してコンプレッサの温度を速やかに高められるようにすることが考えられる。しかしながら、高温の冷却水を利用したのでは、上記内燃機関において高負荷運転がなされたときにコンプレッサの温度が高くなり過ぎることが懸念される。コンプレッサの温度が高くなり過ぎると、ＥＧＲガス等に含まれるＨＣ成分が、コンプレッサによって過給された高温の吸気によって温められることになる。その結果、ＨＣ成分がコンプレッサ内の吸気通路の壁面およびコンプレッサ下流の吸気通路の壁面にデポジットとして堆積することが懸念される。

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、水冷式のコンプレッサを採用する場合において、コンプレッサ下流の吸気通路における凝縮水の発生抑制と、コンプレッサの内部およびコンプレッサ下流の吸気通路でのデポジットの堆積抑制とを両立させられる内燃機関の制御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制御装置は、ＥＧＲガスおよびブローバイガスのうちの少なくとも一方の導入位置よりも下流側において吸気通路に配置され、内燃機関の吸気を過給するコンプレッサと、冷却水の温度が異なる２系統の冷却水循環回路のうちの１つであって、前記内燃機関のウォータジャケットを冷却する冷却水であって相対的に高温の冷却水である高温冷却水を循環させる高温ウォータポンプと、前記高温冷却水を冷却する高温ラジエータとを含む高温冷却水循環回路と、前記２系統の冷却水循環回路のうちの１つであって、前記高温冷却水よりも低温の冷却水である低温冷却水を循環させる低温ウォータポンプと、前記低温冷却水を冷却する低温ラジエータとを含む低温冷却水循環回路と、前記高温冷却水循環回路の一部であるクーラ内高温水流路と、前記低温冷却水循環回路の一部であるクーラ内低温水流路と、前記吸気通路の一部であるクーラ内吸気通路とを含み、前記高温冷却水および前記低温冷却水と、前記内燃機関の吸気とを熱交換させる水冷式のインタークーラと、を備える内燃機関を制御する。前記インタークーラは、前記高温冷却水の熱が吸気を介して前記低温冷却水に伝わるように構成されている。前記コンプレッサは、前記低温冷却水循環回路の一部であるコンプレッサ内流路を含む。前記コンプレッサ内流路は、前記内燃機関の冷間始動の開始からの所定期間中に前記クーラ内低温水流路から出た前記低温冷却水を前記低温ラジエータを介さずに前記コンプレッサ内流路に導入させられる位置において前記低温冷却水循環回路に配置されている。前記制御装置は、前記所定期間中には、前記所定期間後と比べて前記低温冷却水循環回路を流れる前記低温冷却水の流量が多くなるように前記低温ウォータポンプを駆動する。

前記低温冷却水循環回路は、前記クーラ内低温水流路をバイパスするバイパス流路を含んでもよい。前記内燃機関は、前記バイパス流路の一部である機器内流路を有する機器であって前記低温冷却水の熱源として利用可能な熱源機器をさらに備えてもよい。前記コンプレッサ内流路は、前記機器内流路よりも下流側の部位において前記バイパス流路に配置されてもよい。前記低温冷却水循環回路は、前記バイパス流路の下流端と前記クーラ内低温水流路との間の部位と、前記機器内流路と前記コンプレッサ内流路との間の部位とを接続する分岐流路と、前記インタークーラを通過した前記低温冷却水のうちで前記分岐流路を通って前記コンプレッサに流入する前記低温冷却水の流量割合を変更可能な流路切替弁と、を含んでもよい。そして、前記制御装置は、前記所定期間中には、前記所定期間後と比べて前記低温冷却水の前記流量割合が高くなるように前記流路切替弁を制御してもよい。

前記制御装置は、前記所定期間中には前記インタークーラを通過した前記低温冷却水の全部が前記分岐流路を通って前記コンプレッサに流入するように前記流路切替弁を制御し、前記所定期間後には前記インタークーラを通過した前記低温冷却水の全部が前記分岐流路を通らないように前記流路切替弁を制御してもよい。

前記コンプレッサは、ターボ過給機のコンプレッサであってもよい。前記機器内流路は、前記ターボ過給機の軸受に前記低温冷却水を流通させる流路であってもよい。

前記所定期間は、前記高温冷却水の温度の変化が冷間始動の開始後に所定範囲内に収まった時までの期間であってもよい。

前記低温冷却水循環回路は、前記クーラ内低温水流路をバイパスするバイパス流路を含んでもよい。前記内燃機関は、前記バイパス流路の一部である機器内流路を有する機器であって前記低温冷却水の熱源として利用可能な熱源機器をさらに備えてもよい。前記コンプレッサ内流路は、前記クーラ内低温水流路から流出した前記低温冷却水と前記バイパス流路から流出した前記低温冷却水とが流れる部位に位置していてもよい。

前記所定期間は、前記コンプレッサよりも下流側の前記吸気通路の壁面温度がＥＧＲガスおよびブローバイガスのうちの前記少なくとも一方を含む吸気の露点に到達する時、または当該露点に到達した時から始まる所定の余裕時間が経過した時を終点とする期間であってもよい。

本発明によれば、内燃機関の冷間始動の開始からの所定期間中には、当該所定期間後と比べて、低温冷却水循環回路を流れる低温冷却水の流量が増やされる。これにより、このような流量の増加が行われない場合と比べて、上記所定期間中に、インタークーラ内における高温冷却水から吸気を介した低温冷却水への熱伝達を促進させることができる。これにより、低温冷却水の温度上昇を早めることができるので、高温冷却水の熱を利用しない低温冷却水循環回路を利用する比較構成と比べて、コンプレッサの暖機が促進される。その結果、コンプレッサの出口ガス温度が上昇するので、コンプレッサ下流の吸気通路の壁面温度を早期に高めることが可能となる。したがって、コンプレッサ下流の吸気通路における凝縮水の発生を抑制することができる。また、低温冷却水循環回路は、インタークーラ内で吸気を介して高温冷却水から熱供給を受けるが、基本的には低温冷却水の循環回路であり、内燃機関のウォータジャケットの冷却を目的としたものではない。このため、高負荷運転がなされることがあっても、コンプレッサに導入される低温冷却水の温度は、高温冷却水がコンプレッサ内流路に導入される比較構成における同等の高負荷運転時の高温冷却水の温度よりも低くなる。このため、本実施形態の構成は、この比較構成と比べて、コンプレッサの内部およびコンプレッサ下流の吸気通路でのデポジットの堆積の抑制の観点において優れている。以上のように、本発明によれば、水冷式のコンプレッサを採用する場合において、コンプレッサ下流の吸気通路における凝縮水の発生抑制と、コンプレッサの内部およびコンプレッサ下流の吸気通路でのデポジットの堆積抑制とを好適に両立させられる。

本発明の実施の形態１に係るシステムの構成の一例を概略的に示す図である。 図１に示す内燃機関に対して備えられた２系統の冷却水循環回路の流路構成の一例を模式的に表した図である。 コンプレッサの温度管理のためにＨＴ冷却水のみが利用される比較構成Ａにおいて、冷間始動時点から内燃機関の各部の暖機が十分に進んだ時点までの期間におけるコンプレッサ下流の吸気通路の壁面温度Ｔｗの変化を表したタイムチャートである。 コンプレッサの温度管理のためにＬＴ冷却水のみが利用される比較構成Ｂにおいて、冷間始動時点から内燃機関の各部の暖機が十分に進んだ時点までの期間におけるコンプレッサ下流の吸気通路の壁面温度Ｔｗの変化を表したタイムチャートである。 本発明の実施の形態１における特徴的な制御の概要を表したタイムチャートである。 本発明の実施の形態１に係るＬＴウォータポンプおよび流路切替弁の制御に関する処理のルーチンの一例を示すフローチャートである。 本発明の実施の形態２に係るＬＴ冷却水循環回路の流路構成の一例を模式的に表した図である。 本発明の実施の形態２における特徴的な制御の概要を表したタイムチャートである。 本発明の実施の形態２に係るＬＴウォータポンプの制御に関する処理のルーチンの一例を示すフローチャートである。

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．
まず、本発明の実施の形態１について、図１〜図６を参照して説明する。

［実施の形態１のシステム構成の説明］
図１は、本発明の実施の形態１に係るシステムの構成の一例を概略的に示す図である。図１に示すシステムは、内燃機関（一例として火花点火式エンジン）１０を備えている。内燃機関１０の各気筒には、吸気通路１２および排気通路１４が連通している。

吸気通路１２の入口近傍には、エアクリーナ１６が取り付けられている。エアクリーナ１６には、吸気通路１２に吸入される空気の流量に応じた信号を出力するエアフローセンサ１８が設けられている。エアクリーナ１６の下流には、ターボ過給機２０のコンプレッサ２０ａが配置されている。一方、排気通路１４には、ターボ過給機２０のタービン２０ｂが配置されている。コンプレッサ２０ａは水冷式であり、その詳細な構成については図２を参照して後述する。

コンプレッサ２０ａの下流には、コンプレッサ２０ａにより圧縮された空気を冷却するためのインタークーラ２２が設けられている。インタークーラ２２は水冷式であり、その詳細な構成については図２を参照して後述する。インタークーラ２２の下流には、電子制御式のスロットルバルブ２４が設けられている。コンプレッサ２０ａよりも下流側であってインタークーラ２２よりも上流側の吸気通路１２には、コンプレッサ下流の吸気通路１２の壁面温度Ｔｗを検出する壁面温度センサ２６が取り付けられている。

タービン２０ｂよりも下流側の排気通路１４には、排気浄化触媒（一例として、三元触媒）２８が配置されている。さらに、図１に示す内燃機関１０は、低圧ループ（ＬＰＬ）式のＥＧＲ装置３０を備えている。ＥＧＲ装置３０は、排気浄化触媒２８よりも下流側の排気通路１４と、コンプレッサ２０ａよりも上流側の吸気通路１２とを接続するＥＧＲ通路３２を備えている。このＥＧＲ通路３２には、吸気通路１２に導入される際のＥＧＲガスの流れの上流側から順に、ＥＧＲクーラ３４およびＥＧＲバルブ３６がそれぞれ設けられている。ＥＧＲクーラ３４は、ＥＧＲ通路３２を流れるＥＧＲガスを冷却するために備えられており、ＥＧＲバルブ３６は、ＥＧＲ通路３２を通って吸気通路１２に還流されるＥＧＲガスの量を調整するために備えられている。

（２系統の冷却水循環回路の構成）
図２は、図１に示す内燃機関１０に対して備えられた２系統の冷却水循環回路４０、６０の流路構成の一例を模式的に表した図である。本実施形態のシステムは、２系統の冷却水循環回路４０、６０を備える。２系統の冷却水循環回路４０、６０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、相対的に高温の冷却水（以下、「ＨＴ冷却水」と称する）が循環する冷却水循環回路４０を「ＨＴ冷却水循環回路」と称し、相対的に低温の冷却水（以下、「ＬＴ冷却水」と称する）が循環する冷却水循環回路６０を「ＬＴ冷却水循環回路」と称する。なお、ＨＴはHigh Temperatureの略であり、ＬＴはLow Temperatureの略である。また、図２中の各流路に示される矢印は、ＨＴ冷却水またはＬＴ冷却水の流れ方向を表している。

ＨＴ冷却水循環回路４０は、ＨＴ主回路４２を備えている。ＨＴ主回路４２は、内燃機関１０の内部（より詳細には、シリンダブロックおよびシリンダヘッドの内部）に形成された流路（ウォータジャケット）４４を備えている。さらに、ＨＴ主回路４２は、クーラ内高温水流路２２Ｈと、ＨＴウォータポンプ４６と、ＨＴラジエータ４８と、ＨＴサーモスタット５０とを備えている。クーラ内高温水流路２２Ｈは、インタークーラ２２の内部に備えられ、ＨＴ冷却水循環回路４０（ＨＴ主回路４２）の一部として機能する。ＨＴウォータポンプ４６は、一例として内燃機関１０のクランク軸（図示省略）のトルクによって駆動され、ＨＴ冷却水循環回路４０内でＨＴ冷却水を循環させる。

ＨＴ冷却水循環回路４０は、さらに、ＨＴバイパス流路５２を備えている。ＨＴバイパス流路５２は、クーラ内高温水流路２２ＨとＨＴラジエータ４８との間の部位においてＨＴ主回路４２から分岐し、ＨＴラジエータ４８とＨＴウォータポンプ４６との間の部位においてＨＴ主回路４２に合流する。このように、ＨＴバイパス流路５２は、ＨＴラジエータ４８をバイパスする流路である。ＨＴサーモスタット５０は、ＨＴバイパス流路５２の下流端に配置されている。ＨＴサーモスタット５０は、ＨＴ冷却水がＨＴラジエータ４８を通過するＨＴ非バイパス流路形態と、ＨＴ冷却水がＨＴラジエータ４８を通過しないＨＴバイパス流路形態とを切り替える。より詳細には、ＨＴサーモスタット５０は、ＨＴ冷却水の温度が所定温度に達したときに開き、流路形態をＨＴバイパス流路形態からＨＴ非バイパス流路形態に切り替える。ＨＴ非バイパス流路形態を選択することで、ＨＴラジエータ４８を利用してＨＴ冷却水を冷却することができる。

ＬＴ冷却水循環回路６０は、ＬＴ主回路６２を備えている。ＬＴ主回路６２は、クーラ内低温水流路２２Ｌと、流路切替弁６４と、リザーバタンク６６と、ＬＴラジエータ６８と、ＬＴウォータポンプ７０と、温度センサ７２とを備えている。クーラ内低温水流路２２Ｌは、インタークーラ２２の内部に備えられ、ＬＴ冷却水循環回路６０（ＬＴ主回路６２）の一部として機能する。リザーバタンク６６は、ＬＴ冷却水の余剰分を貯留する。ＬＴラジエータ６８は、ＬＴ冷却水を冷却する。ＬＴウォータポンプ７０は、一例として電動式であり、ＬＴ冷却水循環回路６０内でＬＴ冷却水を循環させる。ＬＴラジエータ６８（およびリザーバタンク６６）は、クーラ内低温水流路２２ＬとＬＴウォータポンプ７０との間の部位においてＬＴ主回路６２に配置されている。リザーバタンク６６は、ＬＴラジエータ６８の上流に位置している。温度センサ７２は、インタークーラ２２に流入するＬＴ冷却水の温度を検出する。

ＬＴ冷却水循環回路６０は、さらに、第１ＬＴバイパス流路７４を備えている。第１ＬＴバイパス流路７４は、クーラ内低温水流路２２Ｌ（より詳細には、流路切替弁６４）とリザーバタンク６６との間の部位においてＬＴ主回路６２から分岐し、ＬＴラジエータ６８とＬＴウォータポンプ７０との間の部位においてＬＴ主回路６２に合流するように構成されている。このように、第１ＬＴバイパス流路７４は、ＬＴラジエータ６８（およびリザーバタンク６６）をバイパスする流路である。第１ＬＴバイパス流路７４には、ＬＴサーモスタット７６と温度センサ７８とが配置されている。ＬＴサーモスタット７６は、ＬＴ冷却水がＬＴラジエータ６８を通過する第１ＬＴ非バイパス流路形態と、ＬＴ冷却水がＬＴラジエータ６８を通過しない第１ＬＴバイパス流路形態とを切り替える。ＬＴ非バイパス流路形態を選択してＬＴラジエータ６８にＬＴ冷却水を流すことで、ＬＴ冷却水を冷却することができる。

より具体的には、ＬＴサーモスタット７６は、電子サーモスタットである。ＬＴサーモスタット７６は、上記の流路形態の切り替えだけでなく、後述のＥＣＵ９０からの指令に基づく開度調整によってＬＴラジエータ６８を流れるＬＴ冷却水の割合を任意に制御することもできる。これにより、ＬＴ冷却水の温度を調整することができる。温度センサ７８は、ＬＴラジエータ６８をバイパスするＬＴ冷却水の温度を検出する。なお、ＬＴサーモスタット７６は、上述のように流路形態の切り替えとＬＴ冷却水の割合の制御とを行えるようになっていれば、図２に示す位置以外の任意の位置に設けられていてもよく、例えば、ＬＴ主回路６２側に設けられてもよい。

ＬＴ冷却水循環回路６０は、さらに、第２ＬＴバイパス流路８０（本発明における「バイパス流路」に相当）を備えている。第２ＬＴバイパス流路８０は、クーラ内低温水流路２２ＬとＬＴウォータポンプ７０との間の部位においてＬＴ主回路６２から分岐し、第１ＬＴバイパス流路７４の上流端においてＬＴ主回路６２に合流するように構成されている。すなわち、第２ＬＴバイパス流路８０は、インタークーラ２２（および流路切替弁６４）をバイパスする流路である。

第２ＬＴバイパス流路８０は、スロットルバルブ２４内の流路８２と、ターボ過給機２０の軸受（以下、「ターボ軸受」と称する）２０ｃの冷却のためにターボ過給機２０のハウジング内に形成された軸受内流路８４と、コンプレッサ２０ａ内のコンプレッサ内流路８６とを備えている。ターボ軸受２０ｃは、より詳細には、コンプレッサインペラおよびタービンインペラの回転軸を支持する軸受である。

上述の流路８２、８４、８６は、第２ＬＴバイパス流路８０内のＬＴ冷却水の流れに関して、流路８２が最も上流側に位置し、軸受内流路８４およびコンプレッサ内流路８６の順でこれに続く。すなわち、第２ＬＴバイパス流路８０では、ＬＴ冷却水は、スロットルバルブ２４、ターボ軸受２０ｃ、およびコンプレッサ２０ａの順に流れる。このように、コンプレッサ２０ａは、ターボ軸受２０ｃの下流側に位置している。

ＬＴ冷却水循環回路６０は、さらに、分岐流路８８を備えている。分岐流路８８は、第２ＬＴバイパス流路８０の下流端とクーラ内低温水流路２２Ｌとの間の部位と、軸受内流路８４とコンプレッサ内流路８６との間の部位とを接続している。上述の流路切替弁６４は、ＬＴ主回路６２側の分岐流路８８の端部に配置されている。

流路切替弁６４は、一例として三方弁である。流路切替弁６４は、インタークーラ２２を通過したＬＴ冷却水が分岐流路８８を通過した後にコンプレッサ２０ａを通過する第２ＬＴ非バイパス流路形態（後述の「流路形態Ａ」と同じ）と、インタークーラ２２を通過したＬＴ冷却水がコンプレッサ２０ａを通過しない第２ＬＴバイパス流路形態（後述の「流路形態Ｂ」と同じ）とを切り替える。このように、本実施形態では、インタークーラ２２を通過したＬＴ冷却水のうちで分岐流路８８を通ってコンプレッサ２０ａに流入するＬＴ冷却水の割合が、１００％と０％との間で切り替えられる。

インタークーラ２２は、図２に示すように、上述のクーラ内高温水流路２２Ｈおよびクーラ内低温水流路２２Ｌとともに、吸気通路１２の一部として機能するクーラ内吸気通路１２ａを有している。インタークーラ２２は、次のような態様で熱交換が可能な内部構造を有している。すなわち、インタークーラ２２は、ＨＴ冷却水およびＬＴ冷却水と、内燃機関１０の吸気とを熱交換させるように構成されている。さらに、インタークーラ２２は、ＨＴ冷却水の熱が吸気を介してＬＴ冷却水に伝わるように構成されている。

図１に戻り、システム構成の説明を続ける。図１に示すシステムは、電子制御装置（ＥＣＵ）９０を備えている。ＥＣＵ９０は、プロセッサ９０ａ、メモリ９０ｂ、および入出力インターフェースを備えている。入出力インターフェースは、内燃機関１０もしくは内燃機関１０を搭載する車両に取り付けられた各種センサからセンサ信号を取り込むとともに、内燃機関１０が備える各種アクチュエータに対して操作信号を出力する。各種センサには、上述したセンサ１８などに加え、エンジン回転速度を検出するクランク角センサ９２などが含まれる。各種アクチュエータには、上述したスロットルバルブ２４、ＥＧＲバルブ３６、ＨＴウォータポンプ４６、流路切替弁６４、ＬＴウォータポンプ７０およびＬＴサーモスタット７６に加え、燃料噴射弁９４および点火装置９６などが含まれる。メモリ９０ｂには、内燃機関１０を制御するための各種の制御プログラムおよびマップが記憶されている。プロセッサ９０ａは、制御プログラムをメモリから読み出して実行する。これにより、内燃機関の制御装置の機能が実現される。

［ＬＴ冷却水の温度制御］
ＥＣＵ９０は、ＬＴ冷却水の温度を所定の目標温度に近づけるための制御を実行する。目標温度は、内燃機関１０のノック抑制のために吸気温度を制御する観点で決定される。目標温度は、内燃機関の仕様、またはこれを搭載する車両の仕様に応じて異なる。具体的には、ＥＣＵ９０は、温度センサ７８により検出されるＬＴ冷却水の温度が目標温度に近づくようにＬＴサーモスタット７６の開度を調整する。より詳細には、ＬＴ冷却水の温度が低い内燃機関１０の暖機中には、ＬＴラジエータ６８を通過するＬＴ冷却水の流れを抑制するために、ＬＴサーモスタット７６の開度が全開とされる。内燃機関１０の暖機が進んでＬＴ冷却水の温度が目標温度に到達した後には、目標温度を維持するために、ＬＴサーモスタット７６の開度調整によってＬＴラジエータ６８を通過するＬＴ冷却水の流量が制御される。

［冷却水の利用によるコンプレッサの冷却に関する課題］
冷間始動の開始後の初期には、吸気を過給するコンプレッサの温度が低いためにコンプレッサの出口での吸気温度が低く、その結果、コンプレッサ下流の吸気通路の壁面温度Ｔｗが低い状態にある。この状態においてＥＧＲガスがコンプレッサの上流に導入されると、ＥＧＲガスに含まれる水分がコンプレッサ下流の吸気通路において冷やされる。その結果、水分が露点以下にまで冷やされると、凝縮水が発生してしまう。一方、暖機後に高負荷運転がなされたときにコンプレッサの温度が高くなり過ぎると、ＥＧＲガスに含まれるＨＣ成分が、コンプレッサによって過給された高温の吸気によって温められることになる。その結果、ＨＣ成分がコンプレッサ内の吸気通路の壁面およびコンプレッサ下流の吸気通路の壁面にデポジットとして堆積することが懸念される。

上述の凝縮水の発生を抑制するために、内燃機関の内部（ウォータジャケット）を流れる高温の冷却水（本実施形態のＨＴ冷却水に相当）を利用してコンプレッサの温度を速やかに高められるようにすることが考えられる。ここで、ＨＴ冷却水が流れる循環回路中にコンプレッサ内流路が接続された構成を考える。このような構成（以下、説明の便宜上、「比較構成Ａ」と称する）は、例えば、図２に示すＨＴ冷却水循環回路４０中に、クーラ内高温水流路２２Ｈに代えてＨＴ冷却水のみを利用するインタークーラのクーラ内高温水流路を配置し、かつ、当該クーラ内高温水流路とコンプレッサ内流路とを並列に配置することで得られる。

図３は、コンプレッサの温度管理のためにＨＴ冷却水のみが利用される比較構成Ａにおいて、冷間始動時点から内燃機関の各部の暖機が十分に進んだ時点までの期間におけるコンプレッサ下流の吸気通路の壁面温度Ｔｗの変化を表したタイムチャートである。図３中に示す温度Ｔｗｔｇｔ０は、コンプレッサ下流の吸気通路の壁面温度Ｔｗの目標温度である。目標温度Ｔｗｔｇｔ０は、ＥＧＲガスを含む吸気の露点相当の値である。ＨＴ冷却水は、内燃機関が発生する熱によって温められる。このため、壁面温度Ｔｗは、エンジン暖機中に、図３に示すように目標温度Ｔｗｔｇｔ０を比較的早いタイミングで上回るようになる。したがって、コンプレッサの温度管理のためにＨＴ冷却水のみが利用される比較構成Ａは、コンプレッサ下流の吸気通路の壁面の暖機に優れているといえる。しかしながら、比較構成Ａによれば、ＨＴ冷却水の温度が高くなる高負荷運転時にコンプレッサの温度が高くなり易い。このため、高負荷時のコンプレッサの冷却能力が低くなる。また、コンプレッサの温度が高くなると、コンプレッサの出口ガス温度も高くなるので、コンプレッサ効率が低下する。その結果、高負荷運転時に上述のデポジットの堆積を抑制するという観点、さらには、コンプレッサ効率向上の観点では、比較構成Ａは後述の比較構成Ｂよりも劣る。

次に、コンプレッサの温度管理のためにＨＴ冷却水からの伝熱を利用することなくＬＴ冷却水のみが利用される構成（以下、説明の便宜上、「比較構成Ｂ」と称する）について説明する。比較構成Ｂは、例えば、図２に示すＬＴ冷却水循環回路６０中にクーラ内低温水流路２２Ｌに代えてＬＴ冷却水のみを利用するインタークーラのクーラ内低温水流路を配置し、かつ、ＬＴ冷却水循環回路６０から流路切替弁６４および分岐流路８８を取り除くことで得られる。

図４は、コンプレッサの温度管理のためにＬＴ冷却水のみが利用される比較構成Ｂにおいて、冷間始動時点から内燃機関の各部の暖機が十分に進んだ時点までの期間におけるコンプレッサ下流の吸気通路の壁面温度Ｔｗの変化を表したタイムチャートである。比較構成Ｂでは、ＬＴ冷却水の循環回路中に備えられた機器（ターボ軸受）からＬＴ冷却水への伝熱はあるが、内燃機関が発生する熱を利用できるＨＴ冷却水とは異なり、エンジン暖機中にＬＴ冷却水の温度が上昇しにくい。このような理由により、図４に示す一例では、コンプレッサ下流の吸気通路の壁面温度Ｔｗは、エンジン暖機中に目標温度Ｔｗｔｇｔ０に到達できていない。したがって、コンプレッサの温度管理のためにＬＴ冷却水のみを利用する比較構成Ｂでは、コンプレッサ下流の吸気通路の暖機性が良くないため、凝縮水の発生が懸念される。一方、内燃機関のウォータジャケットからの熱の供給を受けないＬＴ冷却水によれば、高負荷運転時におけるコンプレッサの冷却能力がＨＴ冷却水と比べて高くなる。このため、上述のデポジットの堆積抑制の観点、さらにはコンプレッサ効率向上の観点では、比較構成Ｂは比較構成Ａよりも優れている。

［実施の形態１のＬＴ冷却水制御の特徴］
上述した比較構成ＡおよびＢとは異なり、本実施形態の内燃機関１０が備えるインタークーラ２２は、ＨＴ冷却水からの熱が吸気を介してＬＴ冷却水に伝達可能となる構造を備えつつ、ＬＴ冷却水循環回路６０内に配置されている。このような構成を利用する本実施形態では、冷間始動の開始後に次のような制御が実行される。

図５は、本発明の実施の形態１における特徴的な制御の概要を表したタイムチャートである。本実施形態では、図５に示すように、冷間始動が開始されると、まず、インタークーラ２２を通過したＬＴ冷却水が分岐流路８８を通過した後にコンプレッサ２０ａを通過する「流路形態Ａ」が得られるように流路切替弁６４が制御される。また、ＬＴウォータポンプ７０の回転速度が初期回転速度Ｎ１となるように、ＬＴウォータポンプ７０が制御される。初期回転速度Ｎ１は、通常回転速度Ｎ２よりも高くなるように設定されている。通常回転速度Ｎ２は、基本的には内燃機関１０の各部の暖機が完了した後に使用されるものである。通常回転速度Ｎ２は、内燃機関１０の各部の暖機の完了後に、壁面温度Ｔｗを後述の目標温度Ｔｗｔｇｔ１で維持させられる回転速度として事前に決定された値である。

図５に示すように、ＨＴ冷却水の温度は、冷間始動の開始後の時間経過とともに上昇していく。その後、ＨＴサーモスタット５０が動作し、ＨＴラジエータ４８によるＨＴ冷却水の冷却が開始される。それに伴い、ＨＴ冷却水の温度は、図４に示すように安定した状態になる。なお、その後に内燃機関１０の高負荷運転がなされた場合には、ＨＴ冷却水の温度は図４に示すように安定した温度から上昇することになる。

図５中の時点ｔ１は、冷間始動の開始後にＨＴ冷却水の温度の変化が所定範囲内に収まった時点（すなわち、ＨＴ冷却水の温度が安定した時点）に相当する。インタークーラ２２内では、ＨＴ冷却水の熱が吸気を介してＬＴ冷却水に伝達される。このため、この時点ｔ１よりも前の期間中には、ＨＴ冷却水の温度上昇に伴い、ＬＴ冷却水の温度が上昇していく。時点ｔ１より前の期間では、流路形態Ａが選択されている。流路形態Ａによれば、コンプレッサ２０ａには、ターボ軸受２０ｃを通過したＬＴ冷却水とともに、インタークーラ２２を通過したＬＴ冷却水が流入する。すなわち、ＨＴ冷却水の熱の供給を受けるＬＴ冷却水がコンプレッサ２０ａに導入される。

上述のようにＬＴ冷却水の暖機のためにＨＴ冷却水の熱が利用される本構成によれば、図５に示すように、ＨＴ冷却水の熱が利用されない比較構成Ｂと比べて、壁面温度Ｔｗを速やかに（換言すると、ＨＴ冷却水のみを利用する比較構成Ａに近い特性で）高めることができる。

より具体的には、時点ｔ１より前の期間中には、ＬＴウォータポンプ７０の回転速度を初期回転速度Ｎ１に高めることにより、当該期間中にＬＴ冷却水循環回路６０を流れるＬＴ冷却水の流量が時点ｔ１以降と比べて高められる。これにより、インタークーラ２２を通過してコンプレッサ２０ａに流れるＬＴ冷却水の流量が多くなるので、当該流量が少ない場合と比べて、インタークーラ２２内においてＨＴ冷却水からＬＴ冷却水への吸気を介した熱伝達を促進させることができる。このことは、コンプレッサ２０ａの早期暖機に繋がるので、壁面温度Ｔｗを速やかに高めることに寄与する。また、時点ｔ１より前の期間中には、流路形態Ａが選択されることで、インタークーラ２２を通過したＬＴ冷却水の全部をコンプレッサ２０ａに供給できるようになる。これにより、当該期間中にＨＴ冷却水の熱を利用して昇温するＬＴ冷却水を最大限に利用できるようになる。このことも、コンプレッサ２０ａの早期暖機に繋がるので、壁面温度Ｔｗを速やかに高めることに寄与する。

また、図５に示すように、時点ｔ１に近づくにつれ、ＨＴ冷却水の温度上昇が緩やかになっていく。これに伴い、壁面温度Ｔｗの温度上昇も緩やかになっていく。時点ｔ１に到達すると、ＬＴウォータポンプ７０の回転速度が初期回転速度Ｎ１から通常回転速度Ｎ２に下げられる。また、インタークーラ２２を通過したＬＴ冷却水がコンプレッサ２０ａを通過しない流路形態Ｂが選択されるように、流路切替弁６４が制御される。

上述のように、時点ｔ１以降の期間の制御によれば、内燃機関１０の各部の暖機完了に先立ってＬＴウォータポンプ７０の回転速度が通常回転速度Ｎ２に下げられる。コンプレッサ２０ａの上流に位置しているターボ軸受２０ｃは、内燃機関１０の運転中に発熱する。このため、上記制御によれば、このような回転速度の低下を行わない場合と比べて、ターボ軸受２０ｃを熱源としてより効果的に利用可能となる。これにより、ターボ軸受２０ｃから流出するＬＴ冷却水の温度を高めることができるので、コンプレッサ２０ａの暖機を促進することができる。その結果、図５中にハッチングを付して示すように、時点ｔ１以降の期間中に壁面温度Ｔｗをさらに高めることができる。

また、時点ｔ１以降の期間の制御によれば、流路形態Ｂが選択されるので、コンプレッサ２０ａには、ターボ軸受２０ｃを通過したＬＴ冷却水のみが導入される。すなわち、インタークーラ２２を通過したＬＴ冷却水の全部がコンプレッサ２０ａに導入されないことになる。時点ｔ１においてＨＴ冷却水の温度上昇が収まった後は、ＨＴ冷却水を利用したＬＴ冷却水の更なる温度上昇が難しくなる。したがって、時点ｔ１に到達したときには、インタークーラ２２を通過したＬＴ冷却水のコンプレッサ２０ａへの供給を止めることで、温度上昇が収まったＬＴ冷却水をターボ軸受２０ｃからのＬＴ冷却水と混ぜないようにすることができる。つまり、インタークーラ２２からのＬＴ冷却水によってターボ軸受２０ｃからのＬＴ冷却水の温度を下げることなく、ターボ軸受２０ｃからのＬＴ冷却水をコンプレッサ２０ａに供給できるようになる。このことも、ターボ軸受２０ｃの熱を利用したＬＴ冷却水の更なる温度上昇に寄与するので、コンプレッサ２０ａの暖機を促進することができる。このため、流路形態Ｂへの流路の切り替えによっても、図５中にハッチングを付して示すように、時点ｔ１以降の期間中に壁面温度Ｔｗをさらに高めることができる。

図５中に示す目標温度Ｔｗｔｇｔ１は、図３、４に示す値Ｔｗｔｇｔ０と同様に、ＥＧＲガスを含む吸気の露点相当の値である。目標温度Ｔｗｔｇｔ１は、外気条件（外気の温度および湿度）およびエンジン運転条件（エンジン回転速度およびエンジン負荷など）に応じて変化する。したがって、目標温度Ｔｗｔｇｔ１は、凝縮水の発生に関して内燃機関１０の運転中に想定される最も厳しい外気条件およびエンジン運転条件を考慮して事前に決定される。なお、目標温度Ｔｗｔｇｔ１は、ＥＧＲガスを含む吸気の露点そのものであってもよいし、当該露点に対して所定の余裕代だけ高い値であってもよい。

図５を参照して上述したように、時点ｔ１より前の制御に対して時点ｔ１以降の期間の制御を組み合わせることで、図５中にハッチングを付して示すように、時点ｔ１以降の期間中に壁面温度Ｔｗをさらに高めることができる。つまり、このような制御の組み合わせによれば、凝縮水の発生抑制のために高い目標温度Ｔｗｔｇｔ１が要求される仕様（換言すると、吸気通路１２の高い暖機性能が要求される仕様）の内燃機関（車両）において、図５に示す一例のように、そのような高い目標温度Ｔｗｔｇｔ１を満たせるように壁面温度Ｔｗを高めることが可能となる。

壁面温度Ｔｗが目標温度Ｔｗｔｇｔ１に到達することで（すなわち、壁面温度ＴｗがＥＧＲガスを含む吸気の露点相当にまで高まることで）、コンプレッサ下流の吸気通路１２の暖機が完了する。本実施形態では、このように吸気通路１２の暖機が完了した後においても、時点ｔ１以降の期間の制御が継続される。すなわち、ＬＴウォータポンプ７０の回転速度が通常回転速度Ｎ２に制御されるとともに、流路形態Ｂが選択される。

また、本実施形態においてコンプレッサ２０ａを冷却するためのＬＴ冷却水循環回路６０は、インタークーラ２２内で吸気を介してＨＴ冷却水から熱供給を受けるが、基本的にはＬＴ冷却水の循環回路であり、内燃機関１０（のウォータジャケット４４）の冷却を目的としたものではない。このため、エンジン暖機後（上記吸気通路１２の暖機だけでなく内燃機関１０の各部の暖機が完了した後）に高負荷運転がなされることがあっても、コンプレッサ２０ａに導入されるＬＴ冷却水の温度は、同等の高負荷運転時の比較構成ＡにおけるＨＴ冷却水の温度よりも低くなる。このため、本実施形態の構成は、比較構成Ａと比べて、コンプレッサ２０ａの内部およびコンプレッサ下流の吸気通路１２でのデポジットの堆積の抑制の観点において優れているといえる。

以上説明したように、上述した特徴的な制御を伴う本実施形態のＬＴ冷却水循環回路６０によれば、水冷式のコンプレッサ２０ａを採用する場合において、コンプレッサ下流の吸気通路１２における凝縮水の発生抑制と、コンプレッサ２０ａの内部およびコンプレッサ下流の吸気通路１２でのデポジットの堆積抑制とを好適に両立させられる。さらに付け加えると、比較構成Ａと比べて高負荷運転時のコンプレッサ２０ａの出口ガス温度を下げられるため、凝縮水の発生抑制とデポジットの堆積抑制に加え、コンプレッサ効率の向上も可能となる。

図６は、本発明の実施の形態１に係るＬＴウォータポンプ７０および流路切替弁６４の制御に関する処理のルーチンの一例を示すフローチャートである。本ルーチンは、内燃機関１０の冷間始動が開始されたときに起動される。冷間始動は、内燃機関１０が外気温以下に冷えている状態で行われる始動をいう。

冷間始動がなされたことで図６に示すルーチンが起動されると、ＥＣＵ９０は、まず、ステップ１００の処理を実行する。ステップ１００では、ＬＴウォータポンプ７０の回転速度が初期回転速度Ｎ１（＞通常回転速度Ｎ２）となるようにＬＴウォータポンプ７０が制御されるとともに、流路形態Ａが選択されるように流路切替弁６４が制御される。

次に、ＥＣＵ９０は、ＨＴ冷却水の温度が冷間始動の開始後に安定したか否かを判定する（ステップ１０２）。具体的には、冷間始動の開始後にＨＴ冷却水の温度の変化が所定範囲内に収まったか否かが判定される。その結果、本判定が不成立となる間は、ＥＣＵ９０は、ステップ１００の処理を繰り返し実行する。

一方、ステップ１０２においてＨＴ冷却水の温度が安定したと判定した場合には、ＥＣＵ９０は、ステップ１０４の処理を実行する。ステップ１０４では、ＬＴウォータポンプ７０の回転速度が通常回転速度Ｎ２となるようにＬＴウォータポンプ７０が制御されるとともに、流路形態Ｂが選択されるように流路切替弁６４が制御される。

図２に示すＬＴ冷却水循環回路６０に対して図６に示すルーチンに従う制御を適用することで、図５を参照して説明したように、コンプレッサ下流の吸気通路１２における凝縮水の発生抑制と、コンプレッサ２０ａの内部およびコンプレッサ下流の吸気通路１２でのデポジットの堆積抑制とを好適に両立させることができる。

実施の形態２．
次に、図７〜図９を参照して、本発明の実施の形態２について説明する。

［実施の形態２のシステム構成の説明］
本実施形態のシステムは、ＬＴ冷却水循環回路６０に代えて図７に示すＬＴ冷却水循環回路１００を有する点において内燃機関１０と相違する内燃機関を備えている。なお、ＬＴ冷却水の温度を所定の目標温度に近づけるためにＬＴサーモスタット７６を用いて温度制御が行われる点も実施の形態１と同様である。

図７は、本発明の実施の形態２に係るＬＴ冷却水循環回路１００の流路構成の一例を模式的に表した図である。なお、図７では、一部を除いてＨＴ冷却水循環回路４０の図示を省略している。また、図７において、上記図２に示す構成要素と同一の要素については、同一の符号を付してその説明を省略または簡略する。

ＬＴ冷却水循環回路１００は、ＬＴ主回路１０２を備えている。図７に示すように、ＬＴ主回路１０２には、インタークーラ２２、コンプレッサ２０ａ、リザーバタンク６６、ＬＴラジエータ６８、ＬＴウォータポンプ７０および温度センサ７２が配置されている。第１ＬＴバイパス流路７４は、ＬＴラジエータ６８（おおよびリザーバタンク６６）をバイパスする流路としてＬＴ主回路１０２に接続されている。

ＬＴ冷却水循環回路１００は、さらに、第２ＬＴバイパス流路１０４（本発明における「バイパス流路」に相当）を備えている。第２ＬＴバイパス流路１０４は、クーラ内低温水流路２２ＬとＬＴウォータポンプ７０との間の部位においてＬＴ主回路１０２から分岐し、インタークーラ２２とコンプレッサ２０ａとの間の部位においてＬＴ主回路１０２に合流するように構成されている。このように、第２ＬＴバイパス流路８０は、インタークーラ２２をバイパスする流路である。第２ＬＴバイパス流路８０には、ＬＴ冷却水の流れの上流側から順に、スロットルバルブ２４内の流路８２およびターボ軸受２０ｃの軸受内流路８４が含まれている。

上述した図７に示すＬＴ冷却水循環回路１００では、コンプレッサ内流路８６は、クーラ内低温水流路２２Ｌから流出したＬＴ冷却水と第２ＬＴバイパス流路８０から流出したＬＴ冷却水とが流れる部位に位置している。このため、ＬＴ冷却水循環回路１００によれば、インタークーラ２２からのＬＴ冷却水とターボ軸受２０ｃからのＬＴ冷却水とが合流したうえでコンプレッサ２０ａに導入される。この流路形態は、図２に示す流路形態Ａに相当する。また、ＬＴ冷却水循環回路１００は、ＬＴ冷却水循環回路６０とは異なり、流路切替弁６４および分岐流路８８を備えていない。したがって、本実施形態では、流路形態Ａが常に選択されることになる。なお、インタークーラ２２からのＬＴ冷却水およびターボ軸受２０ｃからのＬＴ冷却水のそれぞれの流量の割合は、流路抵抗に応じて定まる。

［実施の形態２のＬＴ冷却水制御の特徴］
本実施形態においても、ＨＴ冷却水からの熱が吸気を介してＬＴ冷却水に伝達可能となる構造を備えるインタークーラ２２を利用して、冷間始動の開始後に次のような制御が実行される。図８は、本発明の実施の形態２における特徴的な制御の概要を表したタイムチャートである。

冷間始動が開始されると、図８に示すように、ＬＴウォータポンプ７０の回転速度が初期回転速度Ｎ１となるように、ＬＴウォータポンプ７０が制御される。ＨＴ冷却水の温度が安定する時点ｔ１より前の期間中において、ＨＴ冷却水からＬＴ冷却水への熱供給によって壁面温度Ｔｗを速やかに高められる点は、実施の形態１と同様である。

図８に示す一例では、時点ｔ１の直後の時点ｔ２において、壁面温度Ｔｗが目標温度Ｔｗｔｇｔ２に到達している。ここで、目標温度Ｔｗｔｇｔ２は、実施の形態１の目標温度Ｔｗｔｇｔ１よりも低い。つまり、本実施形態の内燃機関（車両）の仕様は、実施の形態１の内燃機関１０（車両）の仕様と比べて、要求される吸気通路１２の暖機性能が低いものである。このため、図８に示す例では、ＨＴ冷却水が安定した時点ｔ１に近い時点ｔ２に到達したときに、目標温度Ｔｗｔｇｔ２が実現されている（すなわち、コンプレッサ下流の吸気通路１２の暖機が完了している）。

また、時点ｔ２を経過した後の時点ｔ３は、壁面温度Ｔｗが目標温度Ｔｗｔｇｔ２に到達した後に内燃機関の各部の暖機が十分に完了したと判定される時に相当する。本実施形態では、時点ｔ３に到達したときに、ＬＴウォータポンプ７０の回転速度が初期回転速度Ｎ１から通常回転速度Ｎ２に下げられる。

実施の形態１において既述したように、時点ｔ１においてＨＴ冷却水の温度上昇が収まった後は、ＨＴ冷却水を利用したＬＴ冷却水の更なる温度上昇が難しくなる。したがって、ＬＴウォータポンプ７０の回転速度を通常回転速度Ｎ２に下げるタイミングは、壁面温度Ｔｗが目標温度Ｔｗｔｇｔ２に到達する時点ｔ２であってもよい。その一方で、時点ｔ２に到達した時点で直ちに通常回転速度Ｎ２を選択した場合（つまり、吸気を介したＨＴ冷却水からＬＴ冷却水への熱伝達を弱めた場合）には、他の暖機対象部品（図７に示す例では、スロットルバルブ２４）の暖機が遅れることが懸念される。そこで、本実施形態では、上述のように、時点ｔ３に到達したときに通常回転速度Ｎ２を選択することとしている。

以上説明したように、時点ｔ１より前の期間中には、ＬＴウォータポンプ７０の回転速度が初期回転速度Ｎ１に高められる。これにより、図７に示すＬＴ冷却水循環回路１００を対象とする場合であっても、実施の形態１と同様に、コンプレッサ２０ａの早期暖機を行うことができ、壁面温度Ｔｗを速やかに高めることができる。さらに付け加えると、低い目標温度Ｔｗｔｇｔ２が要求される内燃機関（車両）を対象とする本実施形態では、上述のＬＴウォータポンプ７０の回転速度の制御によって、壁面温度Ｔｗを目標温度Ｔｗｔｇｔ２にまで速やかに高めることができている。さらに、本実施形態においても、コンプレッサ２０ａを冷却するためにＬＴ冷却水を利用しているため、比較構成Ａと比べて、コンプレッサ２０ａの内部およびコンプレッサ下流の吸気通路１２でのデポジットの堆積の抑制の観点において優れているといえる。

以上説明したように、上述した特徴的な制御を伴う本実施形態のＬＴ冷却水循環回路１００によっても、コンプレッサ下流の吸気通路１２における凝縮水の発生抑制と、コンプレッサ２０ａの内部およびコンプレッサ下流の吸気通路１２でのデポジットの堆積抑制とを好適に両立させられる。また、コンプレッサ効率の向上も可能となる。さらに付け加えると、ＬＴ冷却水循環回路１００を用いる場合には、実施の形態１のＬＴ冷却水循環回路６０を用いる場合と比べて、目標温度Ｔｗｔｇｔを高く設定することはできない。しかしながら、流路切替弁６４を備える必要なしに（すなわち、より簡素な構成を用いて）、凝縮水の発生抑制とデポジットの堆積抑制とを両立させられる。

図９は、本発明の実施の形態２に係るＬＴウォータポンプ７０の制御に関する処理のルーチンの一例を示すフローチャートである。本ルーチンも、図６に示すルーチンと同様に、内燃機関１０の冷間始動が開始されたときに起動される。

図９に示すルーチンでは、ＥＣＵ９０は、まず、ステップ２００の処理を実行する。ステップ２００では、ＬＴウォータポンプ７０の回転速度が初期回転速度Ｎ１（＞通常回転速度Ｎ２）となるようにＬＴウォータポンプ７０が制御される。

次に、ＥＣＵ９０は、壁面温度Ｔｗが目標温度Ｔｗｔｇｔ２に到達してから所定の余裕時間が経過したか否かを判定する（ステップ２０２）。この判定は、図８に示すタイムチャートにおける時点ｔ３が到来したか否かを判定することに相当する。また、ステップ２０２では、既述したように、壁面温度Ｔｗが目標温度Ｔｗｔｇｔ２に到達したか否かのみを判定してもよい。

ステップ２０２において、壁面温度Ｔｗが目標温度Ｔｗｔｇｔ２に到達したか否か（すなち、壁面温度ＴｗがＥＧＲガスを含む吸気の露点に到達したか否か）は、壁面温度センサ２６を用いて判定することができる。なお、この判定は、壁面温度センサ２６に代え、コンプレッサ出口ガス温度センサまたはコンプレッサ下流の吸気通路１２を流れる吸気の温度を検出する温度センサを利用して壁面温度Ｔｗを推定しつつ行ってもよい。また、上記余裕時間は、壁面温度Ｔｗが目標温度Ｔｗｔｇｔ２に到達する時点ｔ２から内燃機関の各部（本実施形態では、スロットルバルブ２４）の暖機が完了する時点ｔ３までの時間を含むように事前に決定されたものである。なお、余裕時間が経過したか否かの判定は、事前に決定された値を用いる例に限られない。すなわち、当該判定は、例えば、判定対象の部品（本実施形態では、スロットルバルブ２４）の温度を検出する温度センサを備え、当該温度センサを用いて時点ｔ３相当の時間の到来の有無を判定することで行ってもよい。

ステップ２０２の判定が不成立となる間は、ＥＣＵ９０は、ステップ２００の処理を繰り返し実行する。一方、ＥＣＵ９０は、ステップ２０２の判定が成立する場合、つまり、時点ｔ３が到来したと判定した場合には、ステップ２０４の処理を実行する。ステップ２０４では、ＬＴウォータポンプ７０の回転速度が通常回転速度Ｎ２となるようにＬＴウォータポンプ７０が制御される。

図７に示すＬＴ冷却水循環回路１００に対して図９に示すルーチンに従う制御を適用することによっても、図８を参照して説明したように、コンプレッサ下流の吸気通路１２における凝縮水の発生抑制と、コンプレッサ２０ａの内部およびコンプレッサ下流の吸気通路１２でのデポジットの堆積抑制とを好適に両立させることができる。

ところで、上述した実施の形態１および２においては、コンプレッサ２０ａよりも上流側の吸気通路１２にＥＧＲガスが導入される内燃機関１０等を例示した。しかしながら、ＥＧＲガス以外にも、ブローバイガス（すなわち、ピストンとシリンダとの隙間からクランクケース内に漏れ出たガス）がコンプレッサの上流側の吸気通路に導入される構成においても、上述した凝縮水の発生とデポジットの堆積は生じ得る。このため、本発明に係る制御は、ＥＧＲガスに代え、あるいはそれとともにブローバイガスがコンプレッサよりも上流側の吸気通路に導入される内燃機関に対して適用してもよい。

また、低温冷却水循環回路上における水冷式のコンプレッサの配置部位は、実施の形態１および２において説明した部位に必ずしも限られない。すなわち、低温冷却水循環回路の一部であるコンプレッサ内流路は、内燃機関の冷間始動の開始からの所定期間中にクーラ内低温水流路から出た低温冷却水を低温ラジエータを介さずにコンプレッサ内流路に導入させられる位置であれば、上述した部位以外の任意の部位において低温冷却水循環回路に配置されてもよい。つまり、コンプレッサ内流路の配置部位は、上記所定期間中にクーラ内低温水流路を通過した低温冷却水を低温ラジエータによって冷却されることなくコンプレッサ内流路に導入させられるようになっていればよい。

また、上述した実施の形態１においては、冷間始動の開始後にＨＴ冷却水の温度の変化が所定範囲内に収まった時点（すなわち、ＨＴ冷却水の温度が安定した時点）ｔ１の前の期間（本発明における「所定期間」に相当）中には、インタークーラ２２を通過したＬＴ冷却水の全部が分岐流路８８を通ってコンプレッサ２０ａに導入される。そして、時点ｔ１以降の期間（すなわち、上記所定期間後の期間）中には、インタークーラ２２を通過したＬＴ冷却水の全部がコンプレッサ２０ａに導入されない。しかしながら、上述の例以外にも、上記所定期間中にインタークーラを通過した低温冷却水のうちでコンプレッサに流れる低温冷却水の流量割合を所定期間後と比べて少しでも高めれば、高温冷却水の熱を利用して温められた低温冷却水を所定期間中にコンプレッサにより多く供給できるようになるといえる。したがって、本発明における流路切替弁の制御は、上記流量割合を上記所定期間中に所定期間後と比べて高くするものであればよい。

また、上述した実施の形態１および２においては、ターボ軸受２０ｃが本発明における「熱源機器」として使用される例を挙げた。しかしながら、当該熱源機器は、ＬＴ冷却水の熱源として使用可能な機器であれば、ターボ軸受２０ｃに限られない。すなわち、例えば、排気浄化触媒２８であってもよく、あるいは、インタークーラ２２以外の部位でＨＴ冷却水とＬＴ冷却水とを熱交換させる熱交換器であってもよい。

また、上述した実施の形態１および２においては、ターボ過給機２０のコンプレッサ２０ａを備える内燃機関１０等を例示した。しかしながら、本発明の対象となるコンプレッサは、吸気を過給するものであれば、ターボ過給機が備えるコンプレッサに限られない。すなわち、例えば、クランク軸のトルクを利用して駆動されるコンプレッサであってもよく、あるいは、電動式のコンプレッサであってもよい。

１０ 内燃機関
１２ 吸気通路
１２ａ クーラ内吸気通路
２０ ターボ過給機
２０ａ コンプレッサ
２０ｃ ターボ軸受
２２ インタークーラ
２２Ｈ クーラ内高温水流路
２２Ｌ クーラ内低温水流路
２４ スロットルバルブ
２６ 壁面温度センサ
２８ 排気浄化触媒
３０ ＥＧＲ装置
４０ ＨＴ冷却水循環回路
４４ ウォータジャケット
６０、１００ ＬＴ冷却水循環回路
６２、１０２ ＬＴ主回路
６４ 流路切替弁
６８ ＬＴラジエータ
７０ ＬＴウォータポンプ
７４ 第１ＬＴバイパス流路
７６ ＬＴサーモスタット
８０、１０４ 第２ＬＴバイパス流路
８４ 軸受内流路
８６ コンプレッサ内流路
８８ 分岐流路
９０ 電子制御ユニット（ＥＣＵ）

Claims (7)

1. ＥＧＲガスおよびブローバイガスのうちの少なくとも一方の導入位置よりも下流側において吸気通路に配置され、内燃機関の吸気を過給するコンプレッサと、
   冷却水の温度が異なる２系統の冷却水循環回路のうちの１つであって、前記内燃機関のウォータジャケットを冷却する冷却水であって相対的に高温の冷却水である高温冷却水を循環させる高温ウォータポンプと、前記高温冷却水を冷却する高温ラジエータとを含む高温冷却水循環回路と、
   前記２系統の冷却水循環回路のうちの１つであって、前記高温冷却水よりも低温の冷却水である低温冷却水を循環させる低温ウォータポンプと、前記低温冷却水を冷却する低温ラジエータとを含む低温冷却水循環回路と、
   前記高温冷却水循環回路の一部であるクーラ内高温水流路と、前記低温冷却水循環回路の一部であるクーラ内低温水流路と、前記吸気通路の一部であるクーラ内吸気通路とを含み、前記高温冷却水および前記低温冷却水と、前記内燃機関の吸気とを熱交換させる水冷式のインタークーラと、
   を備える内燃機関を制御する制御装置であって、
   前記インタークーラは、前記高温冷却水の熱が吸気を介して前記低温冷却水に伝わるように構成されており、
   前記コンプレッサは、前記低温冷却水循環回路の一部であるコンプレッサ内流路を含み、
   前記コンプレッサ内流路は、前記内燃機関の冷間始動の開始からの所定期間中に前記クーラ内低温水流路から出た前記低温冷却水を前記低温ラジエータを介さずに前記コンプレッサ内流路に導入させられる位置において前記低温冷却水循環回路に配置され、
   前記制御装置は、前記所定期間中には、前記所定期間後と比べて前記低温冷却水循環回路を流れる前記低温冷却水の流量が多くなるように前記低温ウォータポンプを駆動する
   ことを特徴とする内燃機関の制御装置。
2. 前記低温冷却水循環回路は、前記クーラ内低温水流路をバイパスするバイパス流路を含み、
   前記内燃機関は、前記バイパス流路の一部である機器内流路を有する機器であって前記低温冷却水の熱源として利用可能な熱源機器をさらに備え、
   前記コンプレッサ内流路は、前記機器内流路よりも下流側の部位において前記バイパス流路に配置され、
   前記低温冷却水循環回路は、
   前記バイパス流路の下流端と前記クーラ内低温水流路との間の部位と、前記機器内流路と前記コンプレッサ内流路との間の部位とを接続する分岐流路と、
   前記インタークーラを通過した前記低温冷却水のうちで前記分岐流路を通って前記コンプレッサに流入する前記低温冷却水の流量割合を変更可能な流路切替弁と、
   を含み、
   前記制御装置は、前記所定期間中には、前記所定期間後と比べて前記低温冷却水の前記流量割合が高くなるように前記流路切替弁を制御する
   ことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の制御装置。
3. 前記制御装置は、前記所定期間中には前記インタークーラを通過した前記低温冷却水の全部が前記分岐流路を通って前記コンプレッサに流入するように前記流路切替弁を制御し、前記所定期間後には前記インタークーラを通過した前記低温冷却水の全部が前記分岐流路を通らないように前記流路切替弁を制御する
   ことを特徴とする請求項２に記載の内燃機関の制御装置。
4. 前記コンプレッサは、ターボ過給機のコンプレッサであって、
   前記機器内流路は、前記ターボ過給機の軸受に前記低温冷却水を流通させる流路である
   ことを特徴とする請求項２または３に記載の内燃機関の制御装置。
5. 前記所定期間は、前記高温冷却水の温度の変化が冷間始動の開始後に所定範囲内に収まった時までの期間である
   ことを特徴とする請求項２〜４の何れか１つに記載の内燃機関の制御装置。
6. 前記低温冷却水循環回路は、前記クーラ内低温水流路をバイパスするバイパス流路を含み、
   前記内燃機関は、前記バイパス流路の一部である機器内流路を有する機器であって前記低温冷却水の熱源として利用可能な熱源機器をさらに備え、
   前記コンプレッサ内流路は、前記クーラ内低温水流路から流出した前記低温冷却水と前記バイパス流路から流出した前記低温冷却水とが流れる部位に位置している
   ことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の制御装置。
7. 前記所定期間は、前記コンプレッサよりも下流側の前記吸気通路の壁面温度がＥＧＲガスおよびブローバイガスのうちの前記少なくとも一方を含む吸気の露点に到達する時、または当該露点に到達した時から始まる所定の余裕時間が経過した時を終点とする期間である
   ことを特徴とする請求項６に記載の内燃機関の制御装置。

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