JPWO2016125525A1 - 内燃機関の冷却制御装置 - Google Patents

Abstract

エンジン冷却回路とインタークーラ冷却回路との間の冷却水の圧力差を抑えられることによって、両冷却回路間のバルブの開度を大きくしても、冷却水を両冷却回路の一方から他方に適切に流通させることができる内燃機関の冷却制御装置を提供する。エンジン冷却回路５０とインタークーラ冷却回路６０の接続通路において、冷却水流入通路７１は、エンジン冷却回路５０の機械ポンプ５３の下流かつメインラジエータ５１の上流と、インタークーラ冷却回路６０のサブラジエータ６１の下流かつ電動ポンプ６３の上流との間に接続され、冷却水流出通路７２は、インタークーラ冷却回路６０の電動ポンプ６３の下流かつサブラジエータ６１の上流と、エンジン冷却回路５０の機械ポンプ５３の下流かつメインラジエータ５１の上流との間に接続されており、冷却回路間バルブ７３が冷却水流入通路７１に設けられている。

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、主に内燃機関の本体（以下「エンジン本体」という）を冷却し、比較的高温の冷却水（以下「高温系冷却水」という）が流れるエンジン冷却回路と、主にインタークーラを冷却し、比較的低温の冷却水（以下「低温系冷却水」という）が流れるインタークーラ冷却回路とを備えている。

エンジン冷却回路は、前記エンジン本体と、高温系ラジエータと、これらを連結する冷却水通路とを有しており、高温系冷却水が、エンジン本体によって駆動される機械式のポンプ（以下「機械ポンプ」という）で送り出されることにより、エンジン冷却回路を循環するようになっている。一方、インタークーラ冷却回路は、インタークーラと、低温系ラジエータと、これらを連結する冷却水通路とを有しており、低温系冷却水が、電動式のポンプ（以下「電動ポンプ」という）で送り出されることにより、インタークーラ冷却回路を循環するようになっている。

また、これらのエンジン冷却回路とインタークーラ冷却回路は、それぞれの冷却水通路が２箇所で接続されるとともに、それらの接続通路にそれぞれ、開度を制御可能な開閉自在のバルブが設けられている。具体的には、エンジン冷却回路の機械ポンプ及びエンジン本体の下流かつ高温系ラジエータの上流と、インタークーラ冷却回路の低温系ラジエータの下流かつ電動ポンプの上流との間に、第１接続通路が接続され、この第１接続通路に第１バルブが設けられている。また、エンジン冷却回路の高温系ラジエータの下流かつ機械ポンプの上流と、インタークーラ冷却回路の電動ポンプ及びインタークーラの下流かつ低温系ラジエータの上流との間に、第２接続通路が接続され、この第２接続通路に第２バルブが設けられている。

さらに、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、吸気通路における過給機のコンプレッサ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、過給機のコンプレッサによる昇温後、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が行われる。

具体的には、出口温度が露点温度よりも高いときには、第１バルブ及び第２バルブを閉鎖した状態で電動ポンプを作動し、インタークーラ冷却回路で低温系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、第１バルブ及び第２バルブを開放することにより、エンジン冷却回路の高温系冷却水をインタークーラ冷却回路に流入させたりすることによって、低温系冷却水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

一般に、冷却回路において、上述したインタークーラやエンジン本体などの冷却すべき構成部品と、外気との熱交換を行うラジエータとを、冷却水通路を介して連結し、その冷却水通路の途中に設けられたポンプを介して、冷却回路の冷却水を循環させる場合、ポンプの下流かつラジエータの上流における冷却水の圧力は、ポンプの吐出力及びラジエータの圧力損失により、ポンプの上流かつラジエータの下流における冷却水の圧力に比べて非常に高くなる。このため、上記の冷却制御装置では、インタークーラ冷却回路におけるエンジン冷却回路からの高温系冷却水の流入、及びエンジン冷却回路への低温系冷却水の流出が実行される場合において、第１接続通路の第１バルブを境とする冷却水の圧力と、第２接続通路の第２バルブを境とする冷却水の圧力との差が大きくなる。

すなわち、第１接続通路では、第１バルブの上流が機械ポンプの下流（高温系ラジエータの上流）にあたるために高温系冷却水の圧力が高く、一方、第１バルブの下流が電動ポンプの上流（低温系ラジエータの下流）にあたるために低温系冷却水の圧力が低くなる。また、第２接続通路では、第２バルブの上流が電動ポンプの下流（低温系ラジエータの上流）にあたるために低温系冷却水の圧力が高く、一方、第２バルブの下流が機械ポンプの上流（高温系ラジエータの下流）にあたるために高温系冷却水の圧力が低くなる。

このように、第１及び第２接続通路では、第１及び第２バルブの上下流における冷却水の圧力差がいずれも大きい。特に、第２接続通路における第２バルブの上下流は、低温系ラジエータの上流と高温系ラジエータの下流との間にあたるため、第２バルブを境とする冷却水の圧力差に加えて、第１及び第２バルブ間における冷却水の圧力差が非常に大きくなる。さらに、エンジン回転数が高くなるほど、機械ポンプによる高温系冷却水の送出し量も多くなることで、上記圧力差がより一層大きくなる。このため、インタークーラ冷却回路において、インタークーラに流れる冷却水を適切に制御するためには、第１及び第２バルブの開度を、全閉と全開の間で細かく制御する必要がある。このような開度制御が可能なバルブは一般に、比較的高価であるため、冷却制御装置全体として製造コストが上昇してしまう。

また、上記圧力差が非常に大きいときには、第１及び第２バルブの開度を絞り、それらをできる限り小さくする必要がある。しかしこの場合、冷却水にゴミなどの異物が含まれていると、その異物がバルブの開口を塞ぐことがあり、それにより、エンジン冷却回路とインタークーラ冷却回路との間で、冷却水の流入及び流出を適切に行えないおそれがある。

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、吸入ガスの冷却及び凝縮水の発生抑制を確保することができ、また、内燃機関冷却回路とインタークーラ冷却回路との間における冷却水の圧力差を抑えることができ、それにより、両冷却回路間に設けられたバルブの開度を大きくしても、冷却水を両冷却回路の一方から他方に適切に流通させ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、内燃機関本体と第１ラジエータの間を連結し、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（エンジン冷却水通路５２）と、第１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、吸入ガスを冷却するためのインタークーラ３４と、第２ラジエータ（サブラジエータ６１）と、インタークーラと第２ラジエータの間を連結し、これらの間で冷却水を循環させるための第２冷却水通路（インタークーラ冷却水通路６２）と、第２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第２ポンプ（電動ポンプ６３）と、を有するインタークーラ冷却回路６０と、第１冷却水通路と第２冷却水通路とを接続し、内燃機関冷却回路及びインタークーラ冷却回路の一方から他方に冷却水を流通させるための複数の接続通路と、を備え、複数の接続通路は、内燃機関冷却回路の第１ポンプの下流かつ第１ラジエータの上流と、インタークーラ冷却回路の第２ラジエータの下流かつ第２ポンプの上流との間に接続され、内燃機関冷却回路の冷却水をインタークーラ冷却回路に流入させるための冷却水流入通路７１と、インタークーラ冷却回路の第２ポンプの下流かつ第２ラジエータの上流と、内燃機関冷却回路の第１ポンプの下流かつ第１ラジエータの上流との間に接続され、インタークーラ冷却回路の冷却水を内燃機関冷却回路に流出させるための冷却水流出通路７２と、を有しており、冷却水流入通路に開閉自在に設けられ、内燃機関冷却回路の冷却水をインタークーラ冷却回路に流入させるときに開放されるバルブ（冷却回路間バルブ７３）を、さらに備えていることを特徴とする。

この構成によれば、内燃機関本体、第１ラジエータ、第１冷却水通路及び第１ポンプによって内燃機関冷却回路が構成される一方、インタークーラ、第２ラジエータ、第２冷却水通路及び第２ポンプによってインタークーラ冷却回路が構成されている。内燃機関冷却回路では、燃焼動作を実行する内燃機関本体を冷却するため、その冷却水は比較的高温になる一方、インタークーラ冷却回路では、吸入ガスを冷却するため、その冷却水は、内燃機関冷却回路を流れる冷却水に比べて低温になる。このようなインタークーラ冷却回路において、比較的低温の冷却水を循環させることにより、過給機で加圧されることによって昇温した吸入ガスを適切に冷却することができる。なお、以下の説明では適宜、内燃機関冷却回路を流れる冷却水を「高温系冷却水」、インタークーラ冷却回路を流れる冷却水を「低温系冷却水」というものとする。

上記の内燃機関冷却回路及びインタークーラ冷却回路では、これらを接続する複数の接続通路を介して、両冷却回路の一方から他方に冷却水が流通可能になっている。具体的には、冷却水流入通路のバルブが開放されることにより、内燃機関冷却回路を循環する高温系冷却水の一部が、冷却水流入通路を介してインタークーラ冷却回路に流入するとともに、インタークーラ冷却回路を循環する低温系冷却水の一部が、冷却水流出通路を介して内燃機関冷却回路に流出する。これにより、インタークーラ冷却回路の低温系冷却水に、内燃機関冷却回路の高温系冷却水が混入するので、低温系冷却水の温度を上昇させることができ、それにより、インタークーラによって冷却される吸入ガスの冷やし過ぎを防止することによって、凝縮水の発生を抑制することができる。

また、接続通路のうちの冷却水流入通路は、内燃機関冷却回路の第１ポンプの下流かつ第１ラジエータの上流と、インタークーラ冷却回路の第２ラジエータの下流かつ第２ポンプの上流との間を接続する一方、冷却水流出通路は、インタークーラ冷却回路の第２ポンプの下流かつ第２ラジエータの上流と、内燃機関冷却回路の第１ポンプの下流かつ第１ラジエータの上流との間を接続する。つまり、内燃機関冷却回路において、高温系冷却水がインタークーラ冷却回路に流出する位置と、低温系冷却水がインタークーラ冷却回路から流入する位置がいずれも、第１ポンプの下流かつ第１ラジエータの上流であり、共通している。このため、内燃機関冷却回路とインタークーラ冷却回路の間で冷却水を流通させる場合、その流通する冷却水の圧力差を、従来に比べて非常に小さくすることができる。このように、両冷却回路間で流通する冷却水の圧力差を抑えることができるので、冷却水流入通路に設けられたバルブの開度を大きくしても、冷却水を両冷却回路の一方から他方に適切に流通させることができる。

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、バルブを制御するバルブ制御手段（ＥＣＵ２）を、さらに備えており、バルブ制御手段は、バルブを全開及び全閉のいずれかの状態に制御することを特徴とする。

この構成によれば、冷却水流入通路に設けられたバルブは、バルブ制御手段によって、全開及び全閉のいずれかの状態に制御されるので、そのバルブとして、例えばＯＮ／ＯＦＦの制御信号によって開閉する、比較的単純で安価なものを採用することができる。それにより、開度を細かく制御可能なバルブを採用する場合に比べて、冷却制御装置の製造コストを低減することができる。

請求項３に係る発明は、請求項２に記載の内燃機関の冷却制御装置において、インタークーラ冷却回路の第２冷却水通路には、冷却水流入通路との接続部よりも下流かつインタークーラの上流に、第２冷却水通路を流通する冷却水の温度を検出する水温センサ（低温系水温センサ６５）が設けられており、バルブ制御手段は、水温センサで検出された冷却水の温度（低温系水温ＴＷＬｏ）に応じて、バルブを制御することを特徴とする。

この構成によれば、上記の水温センサにより、インタークーラ冷却回路における第２冷却水通路の冷却水流入通路との接続部よりも下流かつインタークーラの上流の冷却水の温度を検出する。この検出される温度は、前記バルブが全閉状態であるときには、インタークーラ冷却回路で循環し、インタークーラに流入する直前の低温系冷却水の温度であり、また、前記バルブが全開状態であるときには、内燃機関冷却回路の高温系冷却水が冷却水流入通路を介してインタークーラ冷却回路に流入することで低温系冷却水に混入し、インタークーラに流入する直前の低温系冷却水の温度である。このように、インタークーラに流入する直前の低温系冷却水の温度を精度良く検出することにより、その検出結果に応じて、バルブの開閉などを適切に制御することができる。

請求項４に係る発明は、請求項１ないし３のいずれかに記載の内燃機関の冷却制御装置において、インタークーラ冷却回路の第２冷却水通路には、冷却水流入通路との接続部よりも下流かつインタークーラの上流に、第２冷却水通路よりも大きい横断面を有するチャンバ６４が設けられていることを特徴とする。

この構成によれば、第２冷却水通路の冷却水流入通路との接続部よりも下流かつインタークーラの上流に、上記のチャンバが設けられているので、バルブの開閉に伴い、内燃機関冷却回路の高温系冷却水がインタークーラ冷却回路に流入したり、その流入が停止したりしても、インタークーラに流入する低温系冷却水の温度変化のハンチングを抑制することができる。それにより、インタークーラに流入する低温系冷却水の温度に応じて、前記バルブの開閉などを制御する場合、その制御を適切かつ安定して行うことができる。

請求項５に係る発明は、請求項１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、内燃機関は、内燃機関の排気通路５に排出された排ガスの一部を、内燃機関の吸気通路４における過給機のコンプレッサ２１の上流側に、ＥＧＲ通路４１を介して還流させるＥＧＲ装置１２を、さらに備えており、吸気通路には、ＥＧＲ通路との接続部の周囲において、吸気通路の内壁と外壁の間にインタークーラ冷却回路の冷却水が流通することによって、内壁を加温する吸気通路加温部９１が設けられていることを特徴とする。

この構成によれば、内燃機関の排気通路に排出された排ガスの一部であるＥＧＲガスが、ＥＧＲ装置のＥＧＲ通路を介して、内燃機関の吸気通路、より具体的には、過給機のコンプレッサの上流側に還流される。また、吸気通路には、ＥＧＲ通路との接続部の周囲に、上記吸気通路加温部が設けられている。この吸気通路加温部では、吸気通路の内壁と外壁の間に、インタークーラ冷却回路の冷却水が流通可能になっており、その冷却水が吸気通路加温部に流れることにより、吸気通路の内壁が加温される。これにより、例えば、冬季などの外気温が低い場合でも、吸気通路の内壁を加温することによって、その内壁にＥＧＲガスが接した際などに凝縮水が発生するのを抑制することができる。したがって、外気温が低い場合にも、ＥＧＲを実行することができ、その結果、排ガス中のＮＯｘの発生量を低減しながら、内燃機関の燃費の向上を図ることができる。

請求項６に係る発明は、請求項５に記載の内燃機関の冷却制御装置において、内壁には、吸気通路の内方に突出する複数のフィン９２ａが設けられていることを特徴とする。

この構成によれば、吸気通路加温部における吸気通路の内壁には、吸気通路の内方に突出する複数のフィンが設けられているので、吸気通路の内壁におけるＥＧＲガスとの接触面積を大きくすることができる。それにより、吸気通路加温部における吸気通路の内壁を効率よく加温することができ、吸気通路におけるＥＧＲ通路との接続部の周囲において、凝縮水の発生をより一層効果的に抑制することができる。

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。 エンジン冷却回路及びインタークーラ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インタークーラ冷却回路における冷却水の流通を説明するための図であり、（ａ）は冷却回路間バルブが全閉状態、（ｂ）は冷却回路間バルブが全開状態のときの冷却水の流れを示している。 電動ポンプの運転制御処理及び冷却回路間バルブの開閉制御処理を示すフローチャートである。 運転状態に応じて、インタークーラ冷却回路の冷却水温のアップ領域を判定するためのマップである。 目標水温ＴＷｃｍｄ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。 エンジン冷却回路及びインタークーラ冷却回路における冷却水の圧力分布を示す図であり、（ａ）は両冷却回路の圧力分布の全体図、（ｂ）は（ａ）の一点鎖線で囲った部分を、上下方向にスケールを広げた状態で示す拡大図である。 図９の圧力分布におけるエンジン冷却回路上の各ポイント（Ｅ１〜Ｅ４）及びインタークーラ冷却回路上の各ポイント（Ｃ１〜Ｃ７）を、図３の冷却回路図に付加した図である。 インタークーラ冷却回路の変形例を示す図である。 （ａ）は図１１の吸気通路のＥＧＲ通路との接続部の周囲を示す図であり、（ｂ）は（ａ）のｂ−ｂ線に沿う断面図である。

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、ＬＰ用吸気絞り弁３１、吸気圧センサ３２、前記コンプレッサ２１、過給圧センサ３３、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。ＬＰ用吸気絞り弁３１は、ＥＣＵ２からの制御入力に応じて、ＬＰアクチュエータ３１ａを介して制御されることにより、吸気通路４の後述するＥＧＲ通路４１との接続付近において弱負圧を発生させ、それにより、吸気通路４へのＥＧＲガスの安定導入を図るためのものである。吸気圧センサ３２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３３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３４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。

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よりも下流側とを接続するように設けられている。

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の開度は、ＥＣＵ２からの制御入力に応じて、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、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、ＥＧＲ通路４１を流れる高温の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、主にエンジン本体３ｂを冷却するエンジン冷却回路５０（内燃機関冷却回路）と、主にインタークーラ３４を冷却するインタークーラ冷却回路６０とを備えている。

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（第１ラジエータ）と、これらを連結しかつこれらの間で、比較的高温の冷却水（以下「高温系冷却水」という）を循環させるためのエンジン冷却水通路５２（第１冷却水通路）と、エンジン本体３ｂによって駆動される機械式のポンプ（第１ポンプ、以下「機械ポンプ」という）５３と、を有している。また、このエンジン冷却回路５０は、エンジン本体３ｂ以外に、各種の補機５４（図３参照）、例えば前述したターボチャージャ１１やＥＧＲクーラ４３、さらには図示しないスロットルボディなどを冷却するように構成されている。さらに、エンジン冷却回路５０には、エンジン本体３ｂに流通する高温系冷却水の温度（以下「高温系水温」という）ＴＷＨｉを検出する水温センサ（以下「高温系水温センサ」という）５５が設けられている。

このように構成されたエンジン冷却回路５０では、機械ポンプ５３が作動することにより、高温系冷却水が図３の時計方向に回るように循環する。なお、以下の説明では、エンジン本体３ｂとメインラジエータ５１の間を連結する２つのエンジン冷却水通路５２を区別する場合には、高温系冷却水が、エンジン本体３ｂからメインラジエータ５１に流れる冷却水通路に「５２Ａ」の符号を、メインラジエータ５１からエンジン本体３ｂに流れる冷却水通路に「５２Ｂ」の符号を付すものとする。

一方、インタークーラ冷却回路６０は、前記インタークーラ３４と、サブラジエータ６１（第２ラジエータ）と、これらを連結しかつこれらの間で、比較的低温の冷却水（以下「低温系冷却水」という）を循環させるためのインタークーラ冷却水通路６２（第２冷却水通路）と、電動式のポンプ（第２ポンプ、以下「電動ポンプ」という）６３と、を有している。また、インタークーラ冷却水通路６２には、電動ポンプ６３付近の上流側に、インタークーラ冷却水通路６２よりも大きい横断面を有するチャンバ６４が設けられている。さらに、インタークーラ冷却回路６０には、上記チャンバ６４内、またはチャンバ６４とインタークーラ３４との間の低温系冷却水の温度（以下「低温系水温」という）ＴＷＬｏを検出する水温センサ（以下「低温系水温センサ」という）６５が設けられている。

このように構成されたインタークーラ冷却回路６０は、電動ポンプ６３が作動することにより、低温系冷却水が図３の反時計方向に回るように循環する。なお、以下の説明では、インタークーラ３４とサブラジエータ６１の間を連結する２つのインタークーラ冷却水通路６２を区別する場合には、低温系冷却水が、インタークーラ３４からサブラジエータ６１に流れる冷却水通路に「６２Ａ」の符号を、サブラジエータ６１からインタークーラ３４に流れる冷却水通路に「６２Ｂ」の符号を付すものとする。

また、上記のエンジン冷却回路５０とインタークーラ冷却回路６０では、エンジン冷却水通路５２及びインタークーラ冷却水通路６２が２箇所で接続されている。

具体的には、エンジン冷却回路５０の機械ポンプ５３及びエンジン本体３ｂの下流かつメインラジエータ５１の上流と、インタークーラ冷却回路６０のサブラジエータ６１の下流かつ電動ポンプ６３及びチャンバ６４の上流との間に、エンジン冷却回路５０の高温系冷却水をインタークーラ冷却回路６０に流入させるための冷却水流入通路７１が接続されている。また、この冷却水流入通路７１には、その通路を開閉する冷却回路間バルブ７３（バルブ）が設けられている。このバルブ７３は、全開状態及び全閉状態の２つの状態のみを取り得るように構成されており、ＥＣＵ２からのＯＮ／ＯＦＦの制御信号により、全開及び全閉のいずれかの状態に制御される。

また、インタークーラ冷却回路６０の電動ポンプ６３及びインタークーラ３４の下流かつサブラジエータ６１の上流と、エンジン冷却回路５０の機械ポンプ５３及びエンジン本体３ｂの下流かつメインラジエータ５１の上流との間に、インタークーラ冷却回路６０の低温系冷却水をエンジン冷却回路５０に流出させるための冷却水流出通路７２が接続されている。

以上のように構成されたエンジン冷却回路５０及びインタークーラ冷却回路６０を有する冷却装置１３では、冷却回路間バルブ７３の開閉状態に応じて、両冷却回路５０及び６０の冷却水が図４の矢印で示すように流れる。すなわち、冷却回路間バルブ７３が全閉状態であるときには、図４（ａ）に示すように、エンジン冷却回路５０では、高温系冷却水が矢印で示すように、時計方向に回るように循環し、インタークーラ冷却回路６０では、低温系冷却水が白抜き矢印で示すように、反時計方向に回るように循環する。

一方、冷却回路間バルブ７３が全開状態であるときには、図４（ｂ）に示すように、上述した全閉状態のときの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、冷却水流入通路７１を介して、インタークーラ冷却回路６０のインタークーラ３４の上流側に流入するとともに、インタークーラ冷却回路６０の低温系冷却水の一部が、冷却水流出通路７２を介して、エンジン冷却回路５０のエンジン本体３ｂの下流側に流出する。この場合には、高温系冷却水が低温系冷却水に混入するので、インタークーラ冷却回路６０を循環する冷却水、すなわち低温系冷却水の温度が高くなる。

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。さらに、ＥＣＵ２には、外気温センサ８３から、車両周囲の外気温ＴＯＤ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、電動ポンプ６３の運転制御及び冷却回路間バルブ７３の開閉制御を実行する。

図５は、ＥＣＵ２で実行される電動ポンプ６３の運転制御処理及び冷却回路間バルブ７３の開閉制御処理を示している。本制御処理は、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、インタークーラ３４に流れる低温系冷却水温を上昇させるべき運転領域である水温アップ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、ＥＧＲを実行すべきＥＧＲ領域、上記水温アップ領域、及び低温系冷却水温を上昇させるべきでない水温アップ領域外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、その回転数ＮＥ及びアクセル開度ＡＰに基づく要求トルクＴＲＱとに応じて、エンジン３の運転領域が設定されている。なお、図６に示すように、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。

前記ステップ１の判別結果がＮＯで、エンジン３が水温アップ領域外にあるとき、すなわちインタークーラ冷却回路６０において、低温系冷却水温を維持又は低下させるために、バルブ開放フラグＦ＿ＶＬＶを「０」にセットする（ステップ２）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。上記のバルブ開放フラグＦ＿ＶＬＶが「０」にセットされることにより、冷却回路間バルブ７３が全閉状態に制御され、またすでに全閉状態のときにはその状態に維持される。また、ステップ３における電動ポンプ６３の通常運転では、電動ポンプ６３を連続的に運転し、低温系冷却水を、あらかじめ設定された吐出量で送り出しながら、インタークーラ冷却回路６０において循環させる。

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、低温系冷却水温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に応じ、図７に示すマップを検索することによって算出される。このマップは、温度（外気温）と露点の関係に基づいており、外気温ＴＯＤが高いほど、目標水温ＴＷｃｍｄが大きくなるように設定されている。

次いで、上記ステップ４で算出した目標水温ＴＷｃｍｄが、低温系水温センサ６５で検出された低温系冷却水温ＴＷＬｏよりも高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、低温系冷却水温ＴＷＬｏがすでに高いので、その水温を上昇させる必要がないとして、前記ステップ２及び３を実行して、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、エンジン３におけるノッキングの発生を抑制し得る最小の送出し量であり、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、前記図６の水温アップ領域（図８の２点鎖線で示す領域）において、単位時間当たりの３つの所定の送出し量ＱＬｏ＿１、ＱＬｏ＿２及びＱＬｏ＿３が設定されている。これらの３つの送出し量の大小関係は、ＱＬｏ＿１＜ＱＬｏ＿２＜ＱＬｏ＿３であり、エンジン回転数ＮＥ及び要求トルクＴＲＱが大きいほど、送出し量が多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に基づく下限送出し量ＱＬｏの値が、上記３つの送出し量のいずれにも一致しないときには、下限送出し量ＱＬｏは、補間演算によって求められる。

次いで、エンジン冷却回路５０からインタークーラ冷却回路６０への高温系冷却水の流入量ＱＨｉを算出する（ステップ７）。この流入量ＱＨｉは、前記ステップ４で算出された目標水温ＴＷｃｍｄ、前記ステップ６で算出された下限送出し量ＱＬｏ、高温系水温センサ５５で検出された高温系水温ＴＷＨｉ、及び低温系水温センサ６５で検出された低温系水温ＴＷＬｏを用いて、下式（１）で求められる。

次いで、バルブ開放フラグＦ＿ＶＬＶを「１」にセットする（ステップ８）とともに、電動ポンプ６３の所定運転を実行し（ステップ９）、本処理を終了する。上記のバルブ開放フラグＦ＿ＶＬＶが「１」にセットされることにより、冷却回路間バルブ７３が全開状態に制御され、またすでに全開状態のときにはその状態に維持される。

また、上記ステップ９における電動ポンプ６３の所定運転では、電動ポンプ６３を連続的に運転し、低温系冷却水を、前記ステップ７で算出した高温系冷却水の流入量ＱＨｉに応じて送り出す。これにより、エンジン冷却回路５０の高温系冷却水の一部が、冷却水流入通路７１を介してインタークーラ冷却回路６０に流入するとともに、インタークーラ冷却回路６０の低温系冷却水の一部が、冷却水流出通路７２を介してエンジン冷却回路５０に流出する。したがって、インタークーラ冷却回路６０では、低温系冷却水に高温系冷却水が混入され、低温系冷却水温が上昇する。その結果、吸気通路４のインタークーラ３４を通過する吸入ガスにおける凝縮水の発生が抑制される。

ここで、図９及び１０を参照して、エンジン冷却回路５０及びインタークーラ冷却回路６０における冷却水の圧力分布について説明する。図９（ａ）は、両冷却回路５０及び６０における冷却水の絶対圧による圧力分布の全体を示し、図９（ｂ）は、（ａ）の一点鎖線で囲った部分を、上下方向にスケールを所定の倍率（例えば１０倍）に広げた状態で示している。なお、図９（ｂ）では、便宜上、エンジン冷却回路５０のメインラジエータ５１及び機械ポンプ５３をそれぞれ、「ＭＡＩＮ ＲＡＤ」及び「ＥＮＧ ＷＰ」と表記し、インタークーラ冷却回路６０のサブラジエータ６１、電動ポンプ６３及びインタークーラ３４をそれぞれ、「ＳＵＢ ＲＡＤ」、「ＥＷＰ」及び「ＩＣ」と表記し、さらに、冷却回路間バルブ７３を「ＶＬＶ」と表記している。

図９に示すように、エンジン冷却回路５０では、高温系冷却水が機械ポンプ５３で送り出されることにより、その冷却水が昇圧され、その後、高温系冷却水がメインラジエータ５１を通過する際の圧力損失により、その冷却水が降圧される。したがって、エンジン冷却回路５０では、高温系冷却水がポイントＥ１、Ｅ２、Ｅ３及びＥ４の順（図９の時計方向）に流れるように循環し、その冷却水の圧力が、ポイントＥ１及びＥ２では非常に高く、ポイントＥ３及びＥ４では非常に低くなっている。なお、ポイントＥ１やＥ２と、ポイントＥ３やＥ４との圧力差は、例えば約５０ｋＰａである。

一方、インタークーラ冷却回路６０では、低温系冷却水が電動ポンプ６３で送り出されることにより、その冷却水が昇圧され、その後、低温系冷却水がインタークーラ３４及びサブラジエータ６１を通過する際の圧力損失により、その冷却水が降圧される。したがって、インタークーラ冷却回路６０では、低温系冷却水がポイントＣ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｃ４、Ｃ５、Ｃ６及びＣ７の順（図９の反時計方向）に流れるように循環する。またこの場合、エンジン冷却回路５０のポイントＥ１及びＥ２における圧力に対し、インタークーラ冷却回路６０のポイントＣ１及びＣ２の圧力は若干高く、ポイントＣ３、Ｃ４及びＣ５の圧力はほぼ同等であり、ポイントＣ６及びＣ７の圧力は若干低くなっている。なお、ポイントＣ１やＣ２と、ポイントＣ６やＣ７との圧力差は、例えば約６ｋＰａである。

以上のような冷却水の圧力分布を有するエンジン冷却回路５０及びインタークーラ冷却回路６０では、冷却回路間バルブ７３が全開状態に制御されると、エンジン冷却回路５０の高温系冷却水が冷却水流入通路７１を介して、インタークーラ冷却回路６０に流入するとともに、インタークーラ冷却回路６０の低温系冷却水が冷却水流出通路７２を介して、エンジン冷却回路５０に流出する。

この場合、エンジン冷却回路５０における高温系冷却水の流出位置（ポイントＥ２）の圧力と、インタークーラ冷却回路６０における高温系冷却水の流入位置（ポイントＣ７）の圧力とは、ある程度の圧力差（例えば約３ｋＰａ）はあるものの、インタークーラ冷却回路６０における低温系冷却水の流出位置（ポイントＣ４）の圧力と、エンジン冷却回路５０における低温系冷却水の流入位置（ポイントＥ２）の圧力とは、ほぼ同じであり、圧力差がほとんどない。

以上詳述したように、本実施形態によれば、インタークーラ冷却回路６０において低温系冷却水を循環させることにより、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を適切に冷却することができる。また、冷却回路間バルブ７３が開放されることにより、エンジン冷却回路５０を循環する高温系冷却水の一部が、冷却水流入通路７１を介してインタークーラ冷却回路６０に流入するとともに、インタークーラ冷却回路６０を循環する低温系冷却水の一部が、冷却水流出通路７２を介してエンジン冷却回路５０に流出する。これにより、インタークーラ冷却回路６０の低温系冷却水に、エンジン冷却回路５０の高温系冷却水が混入するので、低温系冷却水の温度を上昇させることができ、それにより、インタークーラ３４によって冷却される吸入ガスの冷やし過ぎを防止することで、凝縮水の発生を抑制することができる。

また、エンジン冷却回路５０とインタークーラ冷却回路６０が、前述した所定位置において、冷却水流入通路７１及び冷却水流出通路７２を介して接続されることにより、エンジン冷却回路５０において、高温系冷却水がインタークーラ冷却回路６０に流出する位置と、低温系冷却水がインタークーラ冷却回路６０から流入する位置がいずれも、機械ポンプ５３の下流かつメインラジエータ５１の上流であり、共通している。このため、エンジン冷却回路５０とインタークーラ冷却回路６０の間で冷却水を流通させる場合、その流通する冷却水の圧力差を、従来に比べて非常に小さくすることができる。このように、両冷却回路５０、６０間で流通する冷却水の圧力差を抑えることができるので、冷却水流入通路７１に設けられた冷却回路間バルブ７３の開度を大きくしても、冷却水を両冷却回路５０、６０の一方から他方に適切に流通させることができる。

さらに、冷却回路間バルブ７３として、ＥＣＵ２からのＯＮ／ＯＦＦの制御信号によって開閉する、比較的単純で安価なバルブが採用されているので、開度を細かく制御可能なバルブを採用する場合に比べて、冷却制御装置１の製造コストを低減することができる。また、低温系水温センサ６５によって、インタークーラ３４に流入する直前の低温系冷却水温ＴＷＬｏを精度良く検出することにより、その検出結果に応じて、冷却回路間バルブ７３の開閉などを適切に制御することができる。

また、インタークーラ冷却水通路６２Ｂにおいて、冷却水流入通路７１との接続部よりも下流かつインタークーラ３４の上流に、チャンバ６４が設けられているので、冷却回路間バルブ７３の開閉に伴い、エンジン冷却回路５０の高温系冷却水がインタークーラ冷却回路６０に流入したり、その流入が停止したりしても、インタークーラ３４に流入する低温系冷却水の温度変化のハンチングを抑制することができる。それにより、インタークーラ３４に流入する低温系冷却水の温度に応じて、冷却回路間バルブ７３の開閉などを制御する場合、その制御を適切かつ安定して行うことができる。

図１１は、前述したインタークーラ冷却回路６０の変形例を適用したエンジン３を概略的に示している。なお、以下の説明では、変形例のインタークーラ冷却回路９０において、前記インタークーラ冷却回路６０と同じ構成部分については同一の符号を付し、相違点のみを説明するものとする。

図１１に示すように、インタークーラ冷却回路９０は、電動ポンプ６３とインタークーラ３４の間に、インタークーラ冷却回路９０の冷却水を、吸気通路４のＥＧＲ通路４１との接続部の周囲（以下「ＥＧＲ導入部」という）に流通させることによって、そのＥＧＲ導入部を加温するための吸気通路加温部９１を有している。

図１２（ａ）は、ＥＧＲ導入部を拡大して示している。同図に示すように、ＥＧＲ導入部に設けられた吸気通路加温部９１は、吸気通路４と同心状に延びる筒状の内壁９２と、その外側にスペースを存して設けられた筒状の外壁９３とを有している。図１２（ｂ）に示すように、内壁９２には、吸気通路４の内方に突出し、周方向に沿って配置された多数のフィン９２ａが設けられている。一方、外壁９３には、インタークーラ冷却回路９０のインタークーラ冷却水通路６２Ｂが接続されている。これにより、インタークーラ冷却回路９０の冷却水が、吸気通路加温部９１の内壁９２と外壁９３の間に流通可能になっている。

このような吸気通路加温部９１を有するインタークーラ冷却回路９０では、吸気通路加温部９１に冷却水を流通させることにより、吸気通路加温部９１の内壁９２を加温することが可能である。それにより、吸気通路４の前記ＥＧＲ導入部が加温され、それにより、ＥＧＲ導入部にＥＧＲガスが通過する際に、凝縮水の発生を抑制することができる。特に、外気温が低い場合（例えば１０℃以下）でも、ＥＧＲ導入部においてＥＧＲガスによる凝縮水の発生を抑制しながら、ＥＧＲを実行することが可能であるので、エンジン３における燃費の向上を図ることが可能になる。また、吸気通路加温部９１の内壁９２に多数のフィン９２ａが設けられることにより、内壁９２におけるＥＧＲガスとの接触面積が大きくなるので、内壁９２を効率よく加温でき、ＥＧＲ導入部における凝縮水の発生をより一層効果的に抑制することができる。

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、冷却水流入通路７１に設けられた冷却回路間バルブ７３として、全開状態及び全閉状態の２つの状態のみを取り得るバルブを採用したが、これに代えて、開度を制御可能なバルブや、温度感応型のサーモスタットを採用す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（バルブ制御手段）
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
３１ ＬＰ用吸気絞り弁
３４ インタークーラ
４１ ＥＧＲ通路
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 エンジン冷却水通路（第１冷却水通路）
５２Ａ エンジン冷却水通路（第１冷却水通路）
５２Ｂ エンジン冷却水通路（第１冷却水通路）
５３ 機械ポンプ（第１ポンプ）
５５ 高温系水温センサ
６０ インタークーラ冷却回路
６１ サブラジエータ（第２ラジエータ）
６２ インタークーラ冷却水通路（第２冷却水通路）
６２Ａ インタークーラ冷却水通路（第２冷却水通路）
６２Ｂ インタークーラ冷却水通路（第２冷却水通路）
６３ 電動ポンプ（第２ポンプ）
６４ チャンバ
６５ 低温系水温センサ
７１ 冷却水流入通路
７２ 冷却水流出通路
７３ 冷却回路間バルブ（バルブ）
８３ 外気温センサ
９０ インタークーラ冷却回路
９１ 吸気通路加温部
９２ 吸気通路加温部の内壁
９２ａ 内壁のフィン
９３ 吸気通路加温部の外壁
ＮＥ エンジン回転数
ＡＰ アクセル開度
Ｆ＿ＶＬＶ バルブ開放フラグ
ＴＲＱ 要求トルク
ＴＷｃｍｄ 目標水温
ＴＯＤ 外気温
ＴＷＨｉ 高温系水温
ＴＷＬｏ 低温系水温
ＱＬｏ 電動ポンプによる低温系冷却水の下限送出し量
ＱＨｉ エンジン冷却回路からインタークーラ冷却回路への高温系冷却
水の流入量

Claims (6)

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、
   内燃機関本体と、第１ラジエータと、当該内燃機関本体と当該第１ラジエータの間を連結し、これらの間で冷却水を循環させるための第１冷却水通路と、当該第１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第１ポンプと、を有する内燃機関冷却回路と、
   前記吸入ガスを冷却するためのインタークーラと、第２ラジエータと、当該インタークーラと当該第２ラジエータの間を連結し、これらの間で冷却水を循環させるための第２冷却水通路と、当該第２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第２ポンプと、を有するインタークーラ冷却回路と、
   前記第１冷却水通路と前記第２冷却水通路とを接続し、前記内燃機関冷却回路及び前記インタークーラ冷却回路の一方から他方に冷却水を流通させるための複数の接続通路と、を備え、
   前記複数の接続通路は、
   前記内燃機関冷却回路の前記第１ポンプの下流かつ前記第１ラジエータの上流と、前記インタークーラ冷却回路の前記第２ラジエータの下流かつ前記第２ポンプの上流との間に接続され、前記内燃機関冷却回路の冷却水を前記インタークーラ冷却回路に流入させるための冷却水流入通路と、
   前記インタークーラ冷却回路の前記第２ポンプの下流かつ前記第２ラジエータの上流と、前記内燃機関冷却回路の前記第１ポンプの下流かつ前記第１ラジエータの上流との間に接続され、前記インタークーラ冷却回路の冷却水を前記内燃機関冷却回路に流出させるための冷却水流出通路と、
   を有しており、
   前記冷却水流入通路に開閉自在に設けられ、前記内燃機関冷却回路の冷却水を前記インタークーラ冷却回路に流入させるときに開放されるバルブを、さらに備えていることを特徴とする内燃機関の冷却制御装置。
2. 前記バルブを制御するバルブ制御手段を、さらに備えており、
   当該バルブ制御手段は、前記バルブを全開及び全閉のいずれかの状態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. 前記インタークーラ冷却回路の前記第２冷却水通路には、前記冷却水流入通路との接続部よりも下流かつ前記インタークーラの上流に、当該第２冷却水通路を流通する冷却水の温度を検出する水温センサが設けられており、
   前記バルブ制御手段は、前記水温センサで検出された冷却水の温度に応じて、前記バルブ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冷却制御装置。
4. 前記インタークーラ冷却回路の前記第２冷却水通路には、前記冷却水流入通路との接続部よりも下流かつ前記インタークーラの上流に、前記第２冷却水通路よりも大きい横断面を有するチャンバが設けられていることを特徴とする請求項１ないし３のいずれかに記載の内燃機関の冷却制御装置。
5. 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、当該内燃機関の吸気通路における前記過給機のコンプレッサの上流側に、ＥＧＲ通路を介して還流させるＥＧＲ装置を、さらに備えており、
   前記吸気通路には、前記ＥＧＲ通路との接続部の周囲において、当該吸気通路の内壁と外壁の間に前記インタークーラ冷却回路の冷却水が流通することによって、前記内壁を加温する吸気通路加温部が設けられていることを特徴とする請求項１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. 前記内壁には、前記吸気通路の内方に突出する複数のフィンが設けられていることを特徴とする請求項５に記載の内燃機関の冷却制御装置。

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