WO2010128549A1 - エンジンの冷却装置 - Google Patents

エンジンの冷却装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2010128549A1
WO2010128549A1 PCT/JP2009/058657 JP2009058657W WO2010128549A1 WO 2010128549 A1 WO2010128549 A1 WO 2010128549A1 JP 2009058657 W JP2009058657 W JP 2009058657W WO 2010128549 A1 WO2010128549 A1 WO 2010128549A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
engine
flow rate
refrigerant
water
cooling
Prior art date
Application number
PCT/JP2009/058657
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
星幸一
篠田祥尚
Original Assignee
トヨタ自動車株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by トヨタ自動車株式会社 filed Critical トヨタ自動車株式会社
Priority to CN2009801589491A priority Critical patent/CN102414413A/zh
Priority to US13/201,717 priority patent/US20120047893A1/en
Priority to JP2011512281A priority patent/JP5196014B2/ja
Priority to PCT/JP2009/058657 priority patent/WO2010128549A1/ja
Publication of WO2010128549A1 publication Critical patent/WO2010128549A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01P—COOLING OF MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; COOLING OF INTERNAL-COMBUSTION ENGINES
    • F01P7/00—Controlling of coolant flow
    • F01P7/14—Controlling of coolant flow the coolant being liquid
    • F01P7/16—Controlling of coolant flow the coolant being liquid by thermostatic control
    • F01P7/164—Controlling of coolant flow the coolant being liquid by thermostatic control by varying pump speed
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01N—GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINES
    • F01N3/00—Exhaust or silencing apparatus having means for purifying, rendering innocuous, or otherwise treating exhaust
    • F01N3/02—Exhaust or silencing apparatus having means for purifying, rendering innocuous, or otherwise treating exhaust for cooling, or for removing solid constituents of, exhaust
    • F01N3/04—Exhaust or silencing apparatus having means for purifying, rendering innocuous, or otherwise treating exhaust for cooling, or for removing solid constituents of, exhaust using liquids
    • F01N3/043—Exhaust or silencing apparatus having means for purifying, rendering innocuous, or otherwise treating exhaust for cooling, or for removing solid constituents of, exhaust using liquids without contact between liquid and exhaust gases
    • F01N3/046—Exhaust manifolds with cooling jacket
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01P—COOLING OF MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; COOLING OF INTERNAL-COMBUSTION ENGINES
    • F01P2060/00—Cooling circuits using auxiliaries
    • F01P2060/08—Cabin heater
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01P—COOLING OF MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; COOLING OF INTERNAL-COMBUSTION ENGINES
    • F01P2060/00—Cooling circuits using auxiliaries
    • F01P2060/16—Outlet manifold
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to an engine cooling device, and more particularly to an engine cooling device provided with an exhaust system cooling means for cooling an engine exhaust system with a circulating refrigerant.
  • Patent Literature 1 discloses a technology considered to be related to the present invention.
  • Patent Document 1 discloses an exhaust manifold device including a water jacket formed around an exhaust manifold and water injection means for injecting water into the water jacket in a spray form.
  • Patent Document 2 discloses a cooling control device for an internal combustion engine provided with a flow rate control valve that can change the supply ratio of the cooling medium to a plurality of cooling units. ing.
  • Patent Document 2 discloses a cooling control device for an internal combustion engine in which a flow rate control valve is provided in each cooling water passage that guides cooling water to a plurality of cooling units such as exhaust ports.
  • the exhaust system is used for the purpose of suitably balancing exhaust emissions in the light and medium load operating range where the catalyst is warmed up early and further reducing exhaust emissions during high load operation. It is considered that the exhaust gas is cooled with a refrigerant to lower the exhaust temperature. In this way, it is possible to suppress overheating of the catalyst. Therefore, in this way, the catalyst can be arranged close to the engine, so that the exhaust emission in the light and medium load operation region where the catalyst is warmed up early and the exhaust emission during the high load operation are updated. It is also possible to achieve both reductions that are suitable.
  • the exhaust system when the exhaust system is cooled with a refrigerant in this way, it is reasonable from the viewpoint of cost and the like to use the same refrigerant as the refrigerant flowing through the engine body (for example, a long life coolant that is engine cooling water). it is conceivable that.
  • the refrigerant circulating in the engine body is generally pumped by a mechanical water pump driven by the output of the engine. For this reason, when using a refrigerant common to the refrigerant flowing through the engine body, it is considered reasonable to use a mechanical water pump as the refrigerant pressure feeding device from the viewpoint of cost.
  • the refrigerant flowing through the engine body is generally cooled by a cooler (for example, a radiator).
  • the refrigerant temperature in the part of the engine body on the outlet side or the distribution path immediately after flowing through the engine body is generally detected as the refrigerant temperature in the engine body (hereinafter referred to as engine refrigerant temperature).
  • engine refrigerant temperature the refrigerant temperature in the engine body
  • the engine refrigerant temperature does not represent the refrigerant temperature in the exhaust system cooling means (hereinafter referred to as the exhaust system refrigerant temperature).
  • the exhaust system refrigerant temperature tends to be larger than the engine refrigerant temperature.
  • the exhaust system cooling means is usually smaller in size than the engine body, and thus the exhaust system cooling means has a smaller heat capacity than the engine body.
  • the refrigerant may overheat or boil in the exhaust system cooling means.
  • the following measures may be taken.
  • the exhaust system refrigerant temperature is higher by a certain degree than the engine refrigerant temperature with respect to the average temperature after completion of warm-up. For this reason, it can be considered that the engine coolant temperature may be reset to a certain degree higher than the actually detected temperature.
  • the discharge amount of the mechanical water pump generally increases or decreases in proportion to the engine speed. For this reason, when the operating state of the engine is high rotation and high load, the flow rate of the refrigerant in the exhaust system cooling means also increases.
  • the amount of intake air is large and the amount of heat generated by the engine is large, the amount of heat received by the exhaust system cooling means from the exhaust gas also increases. For this reason, in this case, in the exhaust system cooling means, heat is accumulated in the wall portion forming the flow path through which the exhaust gas flows, and as a result, the wall portion becomes high temperature.
  • the engine operating state has shifted from a high rotation / high load operation state to a low rotation / high load operation state.
  • the above-mentioned wall part is maintained in a high temperature state for a while.
  • the flow rate of the refrigerant in the exhaust system cooling means decreases as the engine speed decreases.
  • the exhaust system cooling means a situation occurs in which the amount of heat received from the exhaust gas exceeds the amount of heat released by the refrigerant. That is, in this case, the refrigerant flow rate in the exhaust system cooling means temporarily becomes insufficient with respect to the heat generation amount of the engine.
  • an object of the present invention is to provide an engine cooling device that can prevent or suppress boiling.
  • the present invention for solving the above problems includes a refrigerant pressure feeding device that pumps a common refrigerant to a plurality of refrigerant circulation paths, and an engine body incorporated in at least one refrigerant circulation path among the plurality of refrigerant circulation paths.
  • An exhaust system cooling means that is incorporated in at least one refrigerant circulation path among the plurality of refrigerant circulation paths, has a smaller heat capacity than the engine body, and cools the exhaust system of the engine with a circulating refrigerant; Of the plurality of refrigerant circulation paths, a refrigerant that is incorporated in at least one refrigerant circulation path and cools the circulating refrigerant, and the flow rate of the refrigerant that is circulated to the exhaust system cooling means based on the intake air amount of the engine. And a flow rate determining means for determining the engine.
  • the present invention provides a refrigerant pressure feeding device that pumps a common refrigerant to a plurality of refrigerant circulation paths, an engine in which an engine body is incorporated in at least one refrigerant circulation path among the plurality of refrigerant circulation paths, and the plurality of refrigerants Among the circulation paths, the exhaust system cooling means is incorporated in at least one refrigerant circulation path, has a heat capacity smaller than that of the engine body, and cools the exhaust system of the engine with the circulating refrigerant, and the plurality of refrigerant circulation paths Among them, the flow rate of the refrigerant to be circulated to the exhaust system cooling means based on the cooler that is incorporated in at least one refrigerant circulation path and cools the circulating refrigerant, and the amount of heat received from the exhaust by the exhaust system cooling means. And a flow rate determining means for determining the engine.
  • the present invention provides an estimating means for estimating the temperature of the wall portion forming the flow path through which the exhaust gas flows, and the flow rate of the refrigerant determined by the flow rate determining means based on the estimation.
  • the configuration further includes correction means for correcting.
  • the exhaust system cooling means when the exhaust system cooling means for cooling the exhaust system of the engine with the refrigerant common to the refrigerant flowing through the engine body is provided, the exhaust system cooling means can prevent or suppress the refrigerant from overheating or boiling.
  • FIG. 1 is a diagram schematically showing an engine cooling device (hereinafter simply referred to as a cooling device) 100A according to Embodiment 1.
  • a cooling device 100A according to Embodiment 1.
  • FIG. 1 piping and the like constituting the cooling water circulation path during cold when the thermostat 60 is closed are indicated by broken lines, and piping and the like constituting the cooling water circulation path during warming when the thermostat 60 is opened are indicated by solid lines. While showing each, the flow direction of the cooling water W is shown with the arrow with respect to these. This also applies to FIGS. 5 to 10.
  • 1 is a diagram schematically showing a water-cooled exhaust manifold 30.
  • FIG. FIG. 4 is a diagram showing the flow rate characteristics of cooling water W flowing through the water-cooled exhaust manifold 30. It is a figure which shows the flow volume variable structure 70 typically.
  • FIG. 1 is a diagram schematically showing a specific configuration of an ECU (Electronic Control Unit) 1A.
  • ECU Electronic Control Unit
  • FIG. 1 It is a figure which shows the relationship between (ethw + etha) * NE / 100 * GA and actual cooling loss Qw.
  • R 2 is a value indicating the degree of correlation, and the closer to 1, the higher the degree of correlation.
  • FIG. It is a figure which shows operation
  • a solid line indicates a case where the operating state of the engine 20 has shifted from a high rotation / high load operation state to a low rotation / non-high operation state, and a broken line represents a low rotation from a high rotation / high load operation state.
  • the figure shows the change when moving to a high-load operating state.
  • the water-cooled exhaust manifold 30 is visualized by providing a window, and the cooling water W in the water-cooled exhaust manifold 30 is observed according to the intake air amount GA, and the water temperature in the water-cooled exhaust manifold 30 is measured. It is the figure put together. It is a figure which shows variable type water pump pulley 76 with belt 73B typically.
  • (a) shows the pulley 76 in a state where each pulley member 76a is in contact
  • the cooling device 100A will be described with reference to FIGS.
  • the cooling device 100 ⁇ / b> A includes an ECU 1 ⁇ / b> A, a water pump 10, an engine 20, a water-cooled exhaust manifold 30, a heater core 40, a radiator 50, and a thermostat 60.
  • the water pump 10 is assembled to the engine 20.
  • the water pump 10 is a mechanical pump that is driven by the output of the engine 20 and pumps the cooling water W that is a refrigerant.
  • the discharge amount of the water pump 10 increases or decreases in proportion to the rotational speed NE of the engine 20.
  • the engine 20 has an engine body 21.
  • the engine main body 21 includes a cylinder head and a cylinder block (not shown).
  • a water jacket 22, a bypass passage 23, and a communication passage 24 are formed in the engine body 21. Cooling water W flows through the water jacket 22, and the cooling water W flowing through the water jacket 22 cools the engine body 21.
  • the bypass passage 23 circulates the cooling water W from the water jacket 22 to the thermostat 60.
  • the bypass passage 23 communicates the outlet side portion of the water jacket 22 with the outside.
  • the communication passage 24 communicates the inlet side portion of the bypass passage 23 and the outside.
  • the engine main body 21 is provided with a water temperature sensor 91 that detects a cooling water temperature THW that is the temperature of the cooling water W, and an engine speed sensor 92 that is used to detect the speed NE of the engine 20.
  • the water temperature sensor 91 is provided so as to detect the cooling water temperature THW at the outlet side of the water jacket 22.
  • the water-cooled exhaust manifold 30 is assembled to the engine body 21.
  • the water-cooled exhaust manifold 30 joins exhaust exhausted from the cylinders of the engine 20.
  • the water-cooled exhaust manifold 30 includes an outer wall portion 302 that entirely encloses a plurality of exhaust pipes 301.
  • the outer wall portion 302 forms a cooling water flow path with the plurality of exhaust pipes 301.
  • the cooling water W is supplied from the cooling water introduction port 303 to the cooling water passage, and the cooling water W is discharged from the cooling water passage through the cooling water discharge port 304.
  • the flow rate of the cooling water W flowing through the water-cooled exhaust manifold 30 increases and decreases in proportion to the rotational speed NE of the engine 20 (see FIG. 3).
  • the water-cooled exhaust manifold 30 is an exhaust system cooling means, and the plurality of exhaust pipes 301 are wall portions that form flow paths through which exhaust gas flows.
  • the heater core 40 exchanges heat between the cooling water W and air.
  • the heater core 40 is used in an air conditioner (not shown).
  • the air conditioner functions as a heating device by blowing air heated by the heater core 40 into the vehicle interior of the vehicle.
  • the radiator 50 promotes heat radiation from the cooling water W that is circulated by running wind or air blown by an electric fan (not shown), and cools the cooling water W.
  • the radiator 50 is a cooler.
  • the thermostat 60 is operated to control the circulation of the cooling water W by closing the valve when cold and opening the valve when warm.
  • the cooling device 100A includes a variable flow rate structure 70 shown in FIG.
  • the variable flow rate structure 70 can control the rotational speed of the water pump 10 in accordance with, for example, the intake air amount GA, the load factor of the engine 20, and the pressure of the intake pipe.
  • the variable flow rate structure 70 makes the flow rate of the cooling water W flowing through the water-cooled exhaust manifold 30 variable by enabling the rotation speed control of the water pump 10.
  • the variable flow rate structure 70 includes a crank pulley 71, a water pump pulley 72, a belt 73, an idler pulley 74, and an actuator 75.
  • the pulley 71 is connected to a crankshaft (not shown) of the engine 20.
  • the pulley 72 is connected to the rotating shaft of the water pump 10.
  • the pulley 72 has a truncated cone shape, and its diameter gradually decreases from one end in the axial direction to the other end.
  • the belt 73 has a ring shape and is hung on these pulleys 71 and 72.
  • the fixed position of the belt 73 on the pulley 72 is one end side.
  • the pulley 74 is provided between the pulleys 71 and 72 so as to contact the belt 73.
  • the pulley 74 is connected to the actuator 75.
  • the actuator 75 is provided so that the pulley 74 can be driven along the direction in which the belt 73 can be pressurized.
  • a step motor combined with a linear motion mechanism can be used.
  • variable flow rate structure 70 The operation of the variable flow rate structure 70 is as follows. During the operation of the engine 20, the pulley 71 rotates together with the crankshaft. The rotation of the pulley 71 is transmitted to the pulley 72 via the belt 73. And if the pulley 72 rotates, the water pump 10 will drive according to this. At this time, the water pump 10 pumps the cooling water W at a discharge amount corresponding to the rotational speed NE. On the other hand, when the actuator 75 drives the pulley 74 and presses the pulley 74 against the belt 73, the tension of the belt 73 increases.
  • the belt 73 when the belt 73 is pushed by the pulley 74 as shown by a broken line, the belt 73 slides on the pulley 72 from one end side to the other end side having a smaller diameter. Thereby, the diameter of the pulley 72 corresponding to the belt 73 is reduced. Therefore, this increases the rotation of the water pump 10 and increases the discharge amount.
  • the discharge amount of the water pump 10 can be decreased by operating the actuator 75 in the reverse direction.
  • the cooling device 100A has first to sixth cooling water circulation paths 81 to 86 corresponding to a plurality of refrigerant circulation paths as shown in FIGS.
  • the first, second, and third cooling water circulation paths 81, 82, and 83 are circulation paths that permit the circulation of the cooling water W when the thermostat 60 is closed.
  • the fourth, fifth, and sixth cooling water circulation paths 84, 85, 86 are circulation paths that permit the circulation of the cooling water W when the thermostat 60 is opened.
  • the water pump 10 pumps the common cooling water W to these cooling water circulation paths 81 to 86.
  • the water pump 10 is a refrigerant pressure feeding device.
  • any of the water pump 10, the engine 20, the water-cooled exhaust manifold 30, the heater core 40, the radiator 50, and the thermostat 60 is appropriately incorporated in the plurality of cooling water circulation paths 81 to 86.
  • these components are connected to each other directly or via piping. Next, the cooling water circulation paths 81 to 86 will be described more specifically.
  • the first cooling water circulation path 81 is a circulation path in which the water pump 10, the engine body 21, the heater core 40, and the thermostat 60 are incorporated, and the cooling water W flows in this order. Further, when the engine main body 21 is circulated, the cooling water W specifically circulates through the water jacket 22.
  • the second cooling water circulation path 82 is a circulation path in which the water pump 10, the engine main body 21, and the thermostat 60 are incorporated, and the cooling water W circulates in this order. Further, when the engine body 21 is circulated, the cooling water W specifically circulates through the water jacket 22 and the bypass passage 23 in this order.
  • the third cooling water circulation path 83 is a circulation path in which the water pump 10, the water-cooled exhaust manifold 30, the engine body 21, and the thermostat 60 are incorporated, and the cooling water W circulates in this order. Yes. Further, when the engine main body 21 is circulated, the cooling water W specifically circulates through the communication path 24 and the bypass path 23 in this order.
  • the first to third cooling water flow paths 81 to 83 are circulation paths that do not include the radiator 50.
  • the fourth cooling water circulation path 84 is a circulation path in which the water pump 10, the engine body 21, the heater core 40, and the thermostat 60 are incorporated, and the cooling water W flows in this order. Further, when the engine main body 21 is circulated, the cooling water W specifically circulates through the water jacket 22.
  • the fifth cooling water circulation path 85 is a circulation path in which the water pump 10, the engine body 21, the radiator 50, and the thermostat 60 are incorporated, and the cooling water W flows in this order. Further, when the engine main body 21 is circulated, the cooling water W specifically circulates through the water jacket 22.
  • the sixth cooling water circulation path 86 is a circulation path in which the water pump 10, the water-cooled exhaust manifold 30, the radiator 50, and the thermostat 60 are incorporated, and the cooling water W flows in this order. Yes.
  • variable flow rate structure 70 can appropriately change the flow rate of the cooling water W flowing through the water-cooled exhaust manifold 30 both when the thermostat 60 is opened and when it is closed (that is, during operation of the engine 20). ing.
  • the ECU 1A includes a microcomputer including a CPU 2, a ROM 3, a RAM 4, and the like, and input / output circuits 5 and 6.
  • the CPU 2, ROM 3, RAM 4, and input / output circuits 5 and 6 are connected to each other via a bus 7.
  • the ECU 1A is mainly configured to control the engine 20. Specifically, the ECU 1A is configured to control a fuel injection valve (not shown), for example. In addition, the ECU 1A is configured to control the actuator 75. These objects to be controlled are electrically connected to the ECU 1A.
  • Various types of sensors such as a water temperature sensor 91, an engine speed sensor 92, an air flow meter 93 (more specifically, an intake air amount sensor 93a and an intake air temperature sensor 93b), and a throttle opening sensor 94 are electrically connected to the ECU 1A. Connected.
  • the cooling water temperature THW is based on the output of the water temperature sensor 91
  • the rotational speed NE is based on the output of the engine rotational speed sensor 92
  • the intake air amount GA and the intake air temperature THA of the engine 20 are based on the output of the air flow meter 93.
  • the opening TA of a throttle valve (not shown) for adjusting the amount GA is detected by the ECU 1A based on the output of the throttle opening sensor 94.
  • the ROM 3 is configured to store a program in which various processes executed by the CPU 2 are described, map data, and the like.
  • various control means, determination means, detection means, calculation means, and the like are functional in the ECU 1A. To be realized.
  • the water-cooled exhaust manifold 30 receives the refrigerant from the exhaust.
  • An estimation means for estimating the cooling loss Qw that is the amount of heat received (hereinafter referred to as cooling loss estimation means) is functionally realized.
  • the plurality of estimation factors described above include the intake air amount GA because the intake air amount GA has a high linear correlation with the cooling loss Qw.
  • the plurality of estimation factors described above preferably further include at least one of the coolant temperature THW, the intake air temperature THA, or the rotational speed NE, which is the refrigerant temperature. This is because these four factors have a great influence on the cooling loss Qw.
  • the cooling loss Qw is also different.
  • the coolant temperature THW and the intake air temperature THA can represent the operating environment conditions of the engine 20.
  • the rotational speed NE can represent the magnitude of the friction of the engine 20. For this reason, in estimating the cooling loss Qw with higher accuracy, it is preferable to further include at least one of the cooling water temperature THW, the intake air temperature THA, and the rotational speed NE.
  • the cooling loss Qw (THW + THA) ⁇ NE ⁇ GA (1) That is, the cooling loss Qw is most preferably estimated based on a value calculated by the product of the sum of the coolant temperature THW and the intake air temperature THA, the rotational speed NE, and the intake air amount GA. This is because the highest linearity between the actual cooling loss Qw when the cooling loss Qw is estimated based on the expression (1) as a result of the bench test of the engine 20 including the steady state and the transient state in the operating state. This is because a general correlation was observed (see FIG. 12). Therefore, the ECU 1A specifically estimates the cooling loss Qw based on the formula (1).
  • a determination means for determining the operation state of the engine 20 a means for determining whether the operation state of the engine 20 is a steady state or a transient state based on the throttle valve opening change ⁇ TA (hereinafter referred to as a transient state). , Referred to as first operating state determination means) is functionally realized. Specifically, the first operating state determination means determines that the steady state is obtained when the opening change ⁇ TA is equal to or less than a predetermined value, and is a transient state when the opening change ⁇ TA is less than the predetermined value. Realized to determine.
  • the ECU 1A functionally realizes a determination means (hereinafter referred to as a first flow rate determination means) for determining the flow rate of the cooling water W to be circulated through the water-cooled exhaust manifold 30 based on the intake air amount GA.
  • the first flow rate determining means determines the flow rate of the cooling water W to be circulated to the water-cooled exhaust manifold 30 based on the intake air amount GA when the operating state of the engine 20 is a steady state. To be realized.
  • the ECU 1A functionally realizes a determination means (hereinafter referred to as a second flow rate determination means) for determining the flow rate of the cooling water W to be circulated through the water-cooled exhaust manifold 30 based on the cooling loss Qw.
  • the second flow rate determining means is a flow rate of the cooling water W to be circulated to the water-cooled exhaust manifold 30 based on the cooling loss Qw estimated by the cooling loss estimating means when the operating state of the engine 20 is a transient state. Realized to determine.
  • control means for controlling the flow rate of the cooling water W (hereinafter referred to as flow rate control means) is functionally realized.
  • the flow rate control means uses the variable flow rate structure 70 (specifically, the actuator 75) as a control target, and the first or second flow rate determination means determines the flow rate of the cooling water W to be circulated through the water-cooled exhaust manifold 30. It is realized to perform control to achieve the determined flow rate. Note that the flow rate of the cooling water W flowing through the water-cooled exhaust manifold 30 is determined and controlled simultaneously by determining and controlling the discharge amount of the water pump 10.
  • step S1 The ECU 1A detects the throttle opening TA and calculates the throttle opening change ⁇ TA (step S1). Subsequently, the ECU 1A determines whether or not the calculated opening change ⁇ TA is equal to or less than a predetermined value (step S2). If an affirmative determination is made in step S2, it is determined that the operating state of the engine 20 is in a steady state. At this time, the ECU 1A detects the intake air amount GA (step S3).
  • the ECU 1A determines the discharge amount of the water pump 10 based on the detected intake air amount GA (step S4). At this time, the ECU 1A specifically determines the discharge amount of the water pump 10 based on a cooling water flow rate characteristic (hereinafter referred to as a first cooling water flow rate characteristic) corresponding to the intake air amount GA. Subsequently, the ECU 1A controls the actuator 75 to change the discharge amount of the water pump 10 to the determined discharge amount (step S8). After step S8, this flowchart is temporarily terminated.
  • a cooling water flow rate characteristic hereinafter referred to as a first cooling water flow rate characteristic
  • step S2 it is determined that the operating state of the engine 20 is in a transient state.
  • the ECU 1A detects the coolant temperature THW, the intake air temperature THA, the rotational speed NE, and the intake air amount GA (step S5). Subsequently, the ECU 1A calculates (estimates) the cooling loss Qw based on the equation (1) (step S6). Further, the ECU 1A determines the discharge amount of the water pump 10 based on the calculated cooling loss Qw (step S7).
  • the ECU 1A specifically determines the discharge amount of the water pump 10 based on the cooling water flow characteristic (hereinafter referred to as the second cooling water flow characteristic) according to the cooling loss Qw. After step S7, the process proceeds to step S8.
  • the cooling water flow characteristic hereinafter referred to as the second cooling water flow characteristic
  • the above-mentioned first cooling water flow rate characteristic is defined by map data stored in the ROM 3 in advance.
  • the discharge amount of the water pump 10 is set to increase or decrease in proportion to the intake air amount GA.
  • the flow rate of the cooling water W flowing through the water-cooled exhaust manifold 30 is set so as to increase or decrease in proportion to the intake air amount GA.
  • the above-described second cooling water flow rate characteristic is defined by map data stored in advance in the ROM 3. In this map data, the discharge amount of the water pump 10 is set to increase or decrease in proportion to the cooling loss Qw.
  • the flow rate of the cooling water W flowing through the water-cooled exhaust manifold 30 at the same time is set to increase or decrease in proportion to the cooling loss Qw.
  • the first and second cooling water flow rate characteristics can be provided, for example, every cold time and warm time when the flow mode of the cooling water W is switched between the plurality of cooling water circulation paths 81 to 86. As a result, even when the flow mode of the cooling water W is switched, the flow rate variable structure 70 can perform more appropriate flow rate control.
  • the cooling device 100A in order to prevent or suppress the overheating of the cooling water W in the water-cooled exhaust manifold 30, when changing the flow rate of the cooling water W flowing through the water-cooled exhaust manifold 30, for example, the flow rate is proportional to the rotational speed NE. It is also possible to increase or decrease.
  • the intake air amount GA has an extremely high linear correlation with the actual cooling loss Qw (see FIG. 14).
  • the cooling water flow rate characteristic is a characteristic capable of increasing or decreasing the flow rate of the cooling water W in proportion to the intake air amount GA that is substantially equal to the exhaust gas amount. It can be said.
  • the ECU 1A determines the discharge amount of the water pump 10 (in other words, the flow rate of the cooling water W to be circulated through the water-cooled exhaust manifold 30) based on the first cooling water flow rate characteristic in the steady state. And change. That is, in the cooling device 100A, regardless of the rotational speed NE or the exhaust temperature, the larger the amount of heat generated, the larger the amount of heat generated, according to the amount of heat generated by the engine 20 in the steady state. The flow rate can be increased appropriately. For this reason, the cooling device 100A can suitably prevent or suppress the cooling water W from overheating or boiling in the water-cooled exhaust manifold 30 in a steady state. More specifically, for example, this reduces the exhaust gas cooling efficiency of the water-cooled exhaust manifold 30, reduces the durability or reliability of the water-cooled exhaust manifold 30 due to thermal distortion, Deterioration can be prevented or suppressed.
  • the cooling loss Qw based on the equation (1) has a high linear correlation with the actual cooling loss Qw during the transition as shown in FIG.
  • the ECU 1A determines and changes the discharge amount of the water pump 10 (in other words, the flow rate of the cooling water W to be circulated through the water-cooled exhaust manifold 30) based on the second cooling water flow rate characteristic during the transition. To do.
  • the flow rate of the cooling water W circulated through the water-cooled exhaust manifold 30 can be appropriately increased as the heat generation amount is larger in accordance with the heat generation amount of the engine 20 in a transient state.
  • the cooling device 100A can suitably prevent or suppress the cooling water W from overheating or boiling in the water-cooled exhaust manifold 30 even during a transition.
  • the cooling device 100 ⁇ / b> A includes a variable flow rate structure 70. Therefore, the cooling device 100 ⁇ / b> A can change the flow rate of the cooling water W flowing through the water-cooled exhaust manifold 30 even when the cooling water W is pumped by the mechanical water pump 10.
  • a flow rate of the cooling water W corresponding to the maximum heat generation amount of the engine 20 may be set.
  • the flow rate of the cooling water W becomes unnecessarily large at the time of transition in which the heat generation amount is relatively small. Therefore, in this case, the water-cooled exhaust manifold 30 falls into a supercooled state, and as a result, the fuel consumption of the engine 20 and the durability or reliability of the water-cooled exhaust manifold 30 may be adversely affected.
  • the ECU 1A changes the flow rate of the cooling water W according to the heat generation amount of the engine 20 in a transient state. Therefore, the cooling device 100A can prevent or suppress the water-cooled exhaust manifold 30 from falling into the supercooled state.
  • the cooling device 100B according to the present embodiment is substantially the same as the cooling device 100A except that the ECU 1B is provided instead of the ECU 1A.
  • the ECU 1B is substantially the same as the ECU 1A except that the determination means, estimation means, and correction means described below are further functionally realized. For this reason, in this embodiment, the cooling device 100B and the ECU 1B are not shown.
  • a means for determining whether or not the operating state of the engine 20 is a high rotation and high load based on the intake air amount GA (hereinafter referred to as second operating state determination). (Referred to as means) is functionally realized. Specifically, the second operating state determination means determines that the high rotation and high load is obtained when the intake air amount GA is equal to or greater than a predetermined value, and the high rotation height when the intake air amount GA is less than the predetermined value. It is realized to determine that it is not a load.
  • estimation means that estimates the temperature of a wall portion (specifically, a plurality of exhaust pipes 301) that forms a flow path through which exhaust gas flows in the water-cooled exhaust manifold 30. (Referred to as means) is functionally realized. Specifically, in the present embodiment, the wall temperature estimating means is implemented so as to estimate that the wall is hot when the operating state of the engine 20 is a high rotation and high load.
  • the ECU 1B corrects the discharge amount of the water pump 10 determined by the flow rate determining means according to the operating state of the engine 20 out of the first or second flow rate determining means based on the estimation of the wall temperature estimating means.
  • Means (hereinafter referred to as flow rate correction means) are functionally realized.
  • the flow rate of the cooling water W flowing through the water-cooled exhaust manifold 30 is corrected at the same time by correcting the discharge amount of the water pump 10.
  • the flow rate correcting means is realized as follows. That is, the flow rate correcting means calculates the integrated intake air amount ⁇ GA by integrating the intake air amount GA when the wall portion is hot. Then, the flow rate correction means sets the flow rate correction amount according to the calculated integrated intake air amount ⁇ GA to the cooling water flow rate characteristic according to the operating state of the engine 20 among the first or second cooling water flow rate characteristics. It adds to the discharge amount of the water pump 10. When the wall temperature is no longer high, the flow rate correction means updates the integrated intake air amount ⁇ GA by subtracting the current intake air amount GA from the integrated intake air amount ⁇ GA.
  • the flow rate correction means sets the flow rate correction amount corresponding to the integrated intake air amount ⁇ GA in the first or second cooling water flow rate characteristics. It adds to the flow volume of the cooling water W set to the cooling water flow volume characteristic according to the driving
  • the ECU 1B first detects the intake air amount GA (step S11). Subsequently, the ECU 1B determines whether or not the detected intake air amount GA is equal to or greater than a predetermined value that is a determination threshold value for high load determination (step S12). If an affirmative determination is made in step S12, it is determined that the operating state of the engine 20 is a high rotation high load. Moreover, if it is affirmation determination by step S12, it will be estimated that a wall part is high temperature. At this time, the ECU 1B turns on the high load determination flag (step S13). In FIG. 17, the state at time T1 corresponds to the state at this time.
  • the ECU 1B integrates the detected intake air amount GA to calculate an integrated intake air amount ⁇ GA (step 14). Further, the ECU 1B discharges the water pump 10 in which the flow rate correction amount corresponding to the integrated intake air amount ⁇ GA is set to the cooling water flow rate characteristic corresponding to the operating state of the engine 20 among the first and second cooling water flow rate characteristics. Add to the quantity (step S15). After step S15, this flowchart is temporarily terminated. Until the negative determination is made in step S12, the ECU 1B repeatedly executes the processes shown in steps S11 to S15.
  • step S12 determines whether or not the operating state of the engine 20 is not a high rotation high load. Moreover, if it is negative determination in step S12, it will determine with a wall part not being high temperature. At this time, the ECU 1B turns off the high load determination flag (step S16). In FIG. 17, the state at time T2 corresponds to the state at this time. Subsequently, the ECU 1B subtracts the current intake air amount GA from the integrated intake air amount ⁇ GA, and updates the integrated intake air amount ⁇ GA (step S17). Further, the ECU 1B determines whether or not the calculated integrated intake air amount ⁇ GA is equal to or greater than a predetermined value (here, zero) (step S18).
  • a predetermined value here, zero
  • step S18 If the determination in step S18 is affirmative, the process proceeds to step S15.
  • the ECU 1B repeatedly executes these processes until a negative determination is made in step S18.
  • step S18 the ECU 1B resets the integrated intake air amount ⁇ GA (step S19).
  • time T3 corresponds to the state at this time. In the series of operations so far, the flow rate correction amount is added by an amount corresponding to the area of the integrated intake air amount ⁇ GA shown in the figure.
  • the operation state of the engine 20 has changed from a high rotation / high load operation state to a low rotation operation state.
  • the rotational speed NE decreases as shown in FIG. 18, and the intake air amount GA (that is, the heat generation amount of the engine 20) decreases.
  • GA that is, the heat generation amount of the engine 20
  • heat is trapped in the wall portion of the water-cooled exhaust manifold 30 due to heat received from the exhaust gas at the time of high rotation and high load.
  • the temperature of the wall portion of the water-cooled exhaust manifold 30 is indicated by a broken line in FIG. It will remain high for a while.
  • the cooling capacity of the water-cooled exhaust manifold 30 decreases. For this reason, in this case, cooling is not in time with only the flow rate determined based on the intake air amount GA and the cooling loss Qw, and the cooling water W may overheat or boil in the water-cooled exhaust manifold 30. Specifically, as shown in FIG. 19, the cooling water W may be heated to a state where the boiling phenomenon is locally confirmed. In this case, specifically, for example, the exhaust gas cooling efficiency of the water-cooled exhaust manifold 30 at the boiling portion is reduced, or the durability or reliability of the water-cooled exhaust manifold 30 is reduced due to thermal distortion caused by the temperature difference of each part. Or, the boiling cooling water W is deteriorated.
  • the ECU 1B changes the flow rate correction amount according to the integrated intake air amount ⁇ GA to the cooling water flow rate characteristic according to the operating state of the engine 20 among the first or second cooling water flow rate characteristics. It adds to the discharge amount of the set water pump 10. Thereby, the flow volume of the cooling water W which distribute
  • the cooling device 100B causes the cooling water W to overheat or boil in the water-cooled exhaust manifold 30 even when the operation state of the engine 20 further shifts from a high rotation / high load operation state to a low rotation / high load operation state. Can be suitably prevented or suppressed.
  • the embodiment described above is a preferred embodiment of the present invention.
  • the present invention is not limited to this, and various modifications can be made without departing from the scope of the present invention.
  • the case where the flow variable structure 70 is provided as the flow variable means has been described.
  • the present invention is not necessarily limited, and the flow rate varying means may have another appropriate configuration capable of changing the flow rate of the refrigerant.
  • the flow rate varying means can be realized specifically by a variable water pump pulley 76 shown in FIG.
  • This pulley 76 can be applied in place of the pulley 72.
  • the idler pulley 74 is used to adjust the tension of the belt 73, and the actuator 75 is unnecessary.
  • the pulley 76 includes a pair of pulley members 76a having a truncated cone shape.
  • the pulley 76 has a structure capable of driving the pulley members 76a so as to be separated from and approach each other around the center in the axial direction.
  • the belt 73 is hung on the pulley 76 so as to be evenly hooked on each pulley member 76a.
  • the pulley 76 is of a hydraulic drive type, and is applied as a control object instead of the actuator 75, so that each pulley member 76a can be driven by switching the hydraulic pressure under the control of the ECU 1A. .
  • each pulley member 76a The home position of each pulley member 76a is a position where the pulley members 76a contact each other as shown in FIG. Then, as shown in FIG. 20B, when each pulley member 76a is driven in a direction away from each other, the diameter corresponding to the belt 73 is reduced on the pulley 76. Accordingly, this can increase the rotation of the water pump 10 and increase the discharge amount. Further, by operating the pulley 76 in the reverse direction, the discharge amount of the water pump 10 can be reduced. By providing the pulley 76 as the flow rate varying means, the flow rate of the cooling water W can be changed when the cooling water W is pumped by the mechanical water pump 10.
  • the first flow rate determining means determines the flow rate during steady state, and the first flow rate during transient state.
  • the case where the second flow rate determining means determines the flow rate has been described.
  • the present invention is not necessarily limited to this.
  • the flow rate determining means is either one of the first flow rate determining means or the second flow rate determining means in both the steady state and the transient state. Also good. In this case, control can be simplified. In this case, when the steady state and the transient time are repeated in a relatively short time, the flow rate is repeatedly changed stepwise by the first flow rate determining means and the second flow rate determining means.
  • the first flow rate determining means may determine the flow rate at least during steady state
  • the second flow rate determining means may determine the flow rate at least during transition. Further, when either one of the first and second flow rate determining means determines the flow rate during the steady state and the transient time, the second flow rate is determined based on the amount of heat received by the exhaust system cooling unit. This flow rate determination means is preferable in that more appropriate flow rate control can be performed as a whole.
  • the correction unit determines the flow rate determined by the flow rate determination unit. It can be corrected.
  • the first flow rate determining unit determines the flow rate during steady state and the second flow rate determining unit determines the flow rate during transition
  • the correction unit corrects the flow rate
  • the first or second flow rate determining unit determines the flow rate. Any one of the flow rate determining units (for example, the second flow rate determining unit) may determine the flow rate. In this case, it is possible to improve the reliability of the flow rate varying means and stabilize the control.
  • the refrigerant pressure feeding device is suitable for the mechanical water pump 10, such a case has been described.
  • the present invention is not necessarily limited thereto.
  • the application of the present invention can suitably prevent or suppress the refrigerant from overheating or boiling in the exhaust cooling means. .
  • the exhaust system cooling means is the water-cooled exhaust manifold 30
  • the present invention is not necessarily limited to this, and the exhaust system cooling means may have any other appropriate configuration capable of cooling the exhaust system of the engine with a circulating refrigerant.
  • the exhaust system cooling means can be realized, for example, by an adapter that is provided between the exhaust manifold and the engine and is configured to connect them.
  • Various means such as flow rate determination means, estimation means, and correction means are rationally realized mainly by the ECU 1 that controls the engine 20, but for example, hardware such as other electronic control devices or dedicated electronic circuits. Or a combination thereof.
  • various means such as flow rate determination means, estimation means, and correction means are distributedly controlled by a combination of hardware such as a plurality of electronic control devices and a plurality of electronic circuits, or a combination of electronic control devices and hardware such as electronic circuits. May be realized.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Exhaust Gas After Treatment (AREA)
  • Combined Controls Of Internal Combustion Engines (AREA)

Abstract

　冷却装置１００Ａは、ＥＣＵ１Ａと、ウォータポンプ１０と、エンジン２０と、水冷式排気マニホルド３０と、ラジエータ５０とを備えている。ＥＣＵ１Ａでは、エンジン２０の運転状態が定常状態である場合に、エンジン２０の吸入空気量ＧＡに基づき水冷式排気マニホルド３０に流通させる冷却水Ｗの流量を決定する第１の流量決定手段と、エンジン２０の運転状態が過渡状態である場合に、冷却損失Ｑｗに基づき水冷式排気マニホルド３０に流通させる冷却水Ｗの流量を決定する第２の流量決定手段とが機能的に実現される。

Description

エンジンの冷却装置
　本発明はエンジンの冷却装置に関し、特に流通する冷媒でエンジンの排気系を冷却する排気系冷却手段を備えたエンジンの冷却装置に関する。
　従来、エンジンの排気系（具体的には例えば排気マニホルド）を水などの冷媒により冷却する技術が知られている。かかる技術に関し、本発明と関連性があると考えられる技術が例えば特許文献１で開示されている。特許文献１では排気マニホルドの周囲に形成したウォータジャケットと、該ウォータジャケットに水を噴霧状に噴射する水噴射手段とを備えた排気マニホルド装置が開示されている。このほか本発明と関連性があると考えられる技術として、例えば特許文献２では複数の冷却部に対する冷却媒体の供給割合をそれぞれ変更し得る流量制御弁を備えた内燃機関の冷却制御装置が開示されている。具体的には特許文献２では、排気ポート等の複数の冷却部に冷却水を導く冷却水通路それぞれに流量制御弁を設けた内燃機関の冷却制御装置が開示されている。
特開昭６３－２０８６０７号公報 特開２００７－１３２３１３号公報
　ところで、エンジンにおいては環境問題に対する取組みとして排気エミッションを低減することが求められている。この点、主に軽中負荷運転時の排気エミッションを低減するにあたっては、三元触媒をエンジンに近接した配置とし、早期に三元触媒を暖機させる手法がある。
　一方、上記手法を用いた状態で高負荷運転時の排気エミッション低減を行うには、理論空燃比または理論空燃比近傍でエンジンを運転することが望まれる。しかしながら、この場合にはエンジンに近接して触媒を配置したことに起因して、触媒が過熱し、結果劣化の過大な進行や、劣化の過大な進行による排気エミッションの悪化が懸念される。よって、高負荷運転域の排気エミッション低減を考慮すると、三元触媒をエンジンから遠ざけて配置する必要がある。しかし、これでは早期に触媒を暖機させる軽中負荷運転域での排気エミッション低減が不十分になる虞があるため、触媒の浄化を促進させる貴金属の量を多くする必要がある。しかしながら、これら貴金属は希少なものであるため、この場合はコストの増大が懸念される。
　これに対してかかる事情のもと、早期に触媒を暖機させる軽中負荷運転域での排気エミッションと高負荷運転時の排気エミッションの更なる低減を好適に両立させることを目的として、排気系を冷媒で冷却し、排気温度を低下させることが考えられている。このようにすれば、触媒の過熱を抑制することも可能になる。このためこのようにすれば、触媒をエンジンに近接して配置することができ、以って早期に触媒を暖機させる軽中負荷運転域での排気エミッションと高負荷運転時の排気エミッションの更なる低減を好適に両立させることも可能になる。
　ところで、このように排気系を冷媒で冷却する場合には、エンジン本体を流通する冷媒（例えばエンジンの冷却水であるロングライフクーラント）と共通の冷媒を用いることがコスト面などから合理的であると考えられる。
　またエンジン本体を流通する冷媒は、一般にエンジンの出力で駆動する機械式のウォータポンプによって圧送されている。このためエンジン本体を流通する冷媒と共通の冷媒を用いる場合には、冷媒圧送装置として機械式のウォータポンプを用いることがコスト面などから合理的であると考えられる。
　ところが、この場合には以下に示す問題が存在する。ここで、エンジン本体と共通の冷媒で排気系を冷却する場合でも、冷媒は適温に維持される必要がある。
　この点、エンジン本体を流通する冷媒に対しては、一般に冷却器（例えばラジエータ）による冷却が行われている。また、エンジン本体を流通する冷媒については、一般にエンジン本体の出口側の部分やエンジン本体を流通した直後の流通経路における冷媒温度が、エンジン本体における冷媒温度（以下、エンジン冷媒温度と称す）として検知されている。
　このため、冷媒を適温に維持するにあたっては、例えばエンジン冷媒温度に応じてラジエータに流入する冷媒の流量を調節することが考えられる。
　しかしながら、かかるエンジン冷媒温度は、排気系冷却手段における冷媒温度（以下、排気系冷媒温度と称す）を代表してはいない。具体的には図２１に示すように、通常は排気系冷媒温度のほうがエンジン冷媒温度よりも大きくなる傾向がある。これは、通常は排気系冷却手段のほうがエンジン本体よりもサイズが小さいことから、排気系冷却手段のほうがエンジン本体よりも熱容量が小さくなるためである。このため、この場合には排気系冷却手段において冷媒がオーバーヒート或いは沸騰する虞があるといえる。換言すれば、エンジン冷媒温度では、排気系冷却手段における冷媒のオーバーヒートや沸騰現象を把握することは困難であるといえる。
　但し、この点に関しては、例えば次のように対処することも考えられる。ここで図２１から、暖機完了後の平均温度については、エンジン冷媒温度よりも排気系冷媒温度のほうが、およそ一定の度合いだけ温度が高くなっていることがわかる。このためこの点に関しては、さらに例えばエンジン冷媒温度を実際に検知した温度よりもある一定の度合いだけ高くなるように設定し直せばよいとも考えられる。
　しかしながら、機械式ウォータポンプによってエンジン本体と共通の冷媒を排気系冷却手段に圧送する場合には、さらに以下に示す問題も存在する。
　ここで、機械式のウォータポンプの吐出量は一般にエンジンの回転数に比例して増減する。このためエンジンの運転状態が、高回転高負荷であった場合には、排気系冷却手段における冷媒の流量も大きくなる。一方、この場合には吸入空気量が大きく、エンジンの発熱量が大きくなっていることから、排気系冷却手段が排気ガスから受熱する受熱量も増大する。このためこの場合には、排気系冷却手段のうち、排気ガスが流通する流路を形成する壁部に熱がこもり、この結果、当該壁部が高温となる。
　そしてさらにその後、エンジンの運転状態が高回転高負荷の運転状態から低回転高負荷の運転状態に移行したとする。この場合、上述の壁部は暫くの間、高温状態に維持される。ところがその一方で、この場合にはエンジン回転数の低下に伴い、排気系冷却手段における冷媒の流量が低下する。このためこの場合には、排気系冷却手段において、排気ガスからの受熱量が冷媒による放熱量を上回る事態が発生する。すなわちこの場合には、排気系冷却手段における冷媒の流量が、エンジンの発熱量に対して一時的に不足気味となる事態が発生する。
　一方、これに対して例えば前述したようにエンジン冷媒温度に応じてラジエータに流入する冷媒の流量を調節したとしても、排気系冷却手段で冷媒の流量が不足したことには対応できない。このためこの場合には、仮にエンジン冷媒温度を実際に検知した温度よりもある一定の度合いだけ高くなるように設定し直していた場合であっても、排気系冷却手段において冷媒がオーバーヒート或いは沸騰する虞がある点で問題があった。
　そこで本発明は上記課題に鑑みてなされたものであり、エンジン本体を流通する冷媒と共通の冷媒によりエンジンの排気系を冷却する排気系冷却手段を備える場合に、排気系冷却手段で冷媒がオーバーヒート或いは沸騰することを防止或いは抑制可能なエンジンの冷却装置を提供することを目的とする。
　上記課題を解決するための本発明は、複数の冷媒循環経路に共通の冷媒を圧送する冷媒圧送装置と、前記複数の冷媒循環経路のうち、少なくとも１つの冷媒循環経路にエンジン本体が組み込まれたエンジンと、前記複数の冷媒循環経路のうち、少なくとも１つの冷媒循環経路に組み込まれ、前記エンジン本体よりも熱容量が小さく、且つ流通する冷媒で前記エンジンの排気系を冷却する排気系冷却手段と、前記複数の冷媒循環経路のうち、少なくとも１つの冷媒循環経路に組み込まれ、流通する冷媒を冷却する冷却器と、前記エンジンの吸入空気量に基づき、前記排気系冷却手段に流通させる冷媒の流量を決定する流量決定手段と、を備えたエンジンの冷却装置である。
　また本発明は複数の冷媒循環経路に共通の冷媒を圧送する冷媒圧送装置と、前記複数の冷媒循環経路のうち、少なくとも１つの冷媒循環経路にエンジン本体が組み込まれたエンジンと、前記複数の冷媒循環経路のうち、少なくとも１つの冷媒循環経路に組み込まれ、前記エンジン本体よりも熱容量が小さく、且つ流通する冷媒で前記エンジンの排気系を冷却する排気系冷却手段と、前記複数の冷媒循環経路のうち、少なくとも１つの冷媒循環経路に組み込まれ、流通する冷媒を冷却する冷却器と、前記排気系冷却手段で冷媒が排気から受ける受熱量に基づき、前記排気系冷却手段に流通させる冷媒の流量を決定する流量決定手段と、を備えたエンジンの冷却装置である。
　また本発明は前記排気系冷却手段のうち、排気ガスが流通する流路を形成する壁部の温度について推定をする推定手段と、前記推定に基づき、前記流量決定手段が決定する冷媒の流量を補正する補正手段と、をさらに備えた構成であることが好ましい。
　本発明によればエンジン本体を流通する冷媒と共通の冷媒によりエンジンの排気系を冷却する排気系冷却手段を備える場合に、排気系冷却手段で冷媒がオーバーヒート或いは沸騰することを防止或いは抑制できる。
実施例１に係るエンジンの冷却装置（以下、単に冷却装置と称す）１００Ａを模式的に示す図である。図１ではサーモスタット６０の閉弁時である冷間時の冷却水循環経路を構成する配管等を破線で、サーモスタット６０の開弁時である温間時の冷却水循環経路を構成する配管等を実線でそれぞれ示すとともに、これらに対して冷却水Ｗの流通方向を矢印で示している。なお、このことは図５から図１０までについても同様である。 水冷式排気マニホルド３０を模式的に示す図である。 水冷式排気マニホルド３０を流通する冷却水Ｗの流量特性を示す図である。 流量可変構造７０を模式的に示す図である。破線は実線の状態からアイドラプーリ７４がベルト７３を押し込んだときの状態を示す。 第１の冷却水循環経路８１を示す図である。 第２の冷却水循環経路８２を示す図である。 第３の冷却水循環経路８３を示す図である。 第４の冷却水循環経路８４を示す図である。 第５の冷却水循環経路８５を示す図である。 第６の冷却水循環経路８６を示す図である。 ＥＣＵ（Electronic Control Unit：電子制御装置）１Ａの具体的な構成を模式的に示す図である。 （ｅｔｈｗ＋ｅｔｈａ）×ＮＥ／１００×ＧＡと実際の冷却損失Ｑｗとの関係を示す図である。Ｒ２は相関の度合いを示す値であり、１に近いほど相関の度合いが高いことを示す。なお、これは図１４においても同様である。 ＥＣＵ１Ａの動作をフローチャートで示す図である。 吸入空気量ＧＡと実際の冷却損失Ｑｗとの関係を示す図である。 積算吸入空気量ΣＧＡに応じて設定した流量補正量のマップデータを模式的に示す図である。 ＥＣＵ１Ｂの動作を示すフローチャートである。 ＥＣＵ１Ｂの動作に応じたタイミングチャートの一例である。 ＥＣＵ１Ｂによる流量制御の概念を説明するためのタイミングチャートである。実線はエンジン２０の運転状態が高回転高負荷の運転状態から低回転、且つ高負荷でない運転状態に移行した場合を示し、破線はエンジン２０の運転状態が高回転高負荷の運転状態から低回転高負荷の運転状態に移行した場合の変化を示している。 水冷式排気マニホルド３０に窓を設けて可視化し、吸入空気量ＧＡに応じて水冷式排気マニホルド３０内の冷却水Ｗの様子を観察するとともに、水冷式排気マニホルド３０内の水温を測定した結果をまとめた図である。 可変式ウォータポンププーリ７６をベルト７３Ｂとともに模式的に示す図である。具体的には（ａ）では、各プーリ部材７６ａが当接した状態のプーリ７６を示し、（ｂ）では、各プーリ部材７６ａが離間した状態のプーリ７６を示している。 エンジン冷間始動後のエンジン冷媒温度および排気系冷媒温度の変化の一例を車速、エンジン回転数およびスロットル開度と共に示す図である。
　以下、本発明を実施するための形態を図面と共に詳細に説明する。
　冷却装置１００Ａについて図１から図１１までを用いて説明する。図１に示すように、冷却装置１００ＡはＥＣＵ１Ａと、ウォータポンプ１０と、エンジン２０と、水冷式排気マニホルド３０と、ヒータコア４０と、ラジエータ５０と、サーモスタット６０とを備えている。ウォータポンプ１０はエンジン２０に組み付けられている。ウォータポンプ１０はエンジン２０の出力で駆動する機械式のポンプであり、冷媒である冷却水Ｗを圧送する。ウォータポンプ１０の吐出量はエンジン２０の回転数ＮＥに比例して増減する。
　エンジン２０はエンジン本体２１を有している。エンジン本体２１は、図示しないシリンダヘッドおよびシリンダブロックで構成されている。エンジン本体２１には、ウォータジャケット２２とバイパス通路２３と連通路２４とが形成されている。ウォータジャケット２２には冷却水Ｗが流通し、ウォータジャケット２２を流通する冷却水Ｗはエンジン本体２１を冷却する。バイパス通路２３はウォータジャケット２２からサーモスタット６０に冷却水Ｗを流通させる。バイパス通路２３はウォータジャケット２２のうち、出口側の部分と外部とを連通している。連通路２４はバイパス通路２３の入口側の部分と外部とを連通している。エンジン本体２１には冷却水Ｗの温度である冷却水温ＴＨＷを検知する水温センサ９１と、エンジン２０の回転数ＮＥを検出するために用いられるエンジン回転数センサ９２とが設けられている。水温センサ９１はウォータジャケット２２の出口側の部分で冷却水温ＴＨＷを検知するように設けられている。
　水冷式排気マニホルド３０は、エンジン本体２１に組み付けられている。水冷式排気マニホルド３０はエンジン２０の各気筒から排出された排気を合流させる。図２に示すように、水冷式排気マニホルド３０は複数の排気管３０１を全体的に包む外壁部３０２を備えている。外壁部３０２は、複数の排気管３０１との間に冷却水流路を形成している。水冷式排気マニホルド３０では、冷却水導入口３０３から冷却水流路に冷却水Ｗが供給されるとともに、冷却水流路から冷却水排出口３０４を介して冷却水Ｗが排出される。水冷式排気マニホルド３０を流通する冷却水Ｗの流量はエンジン２０の回転数ＮＥに比例して増減する（図３参照）。本実施例では水冷式排気マニホルド３０が排気系冷却手段となっており、複数の排気管３０１が、排気ガスが流通する流路を形成する壁部となっている。
　図１に戻り、ヒータコア４０は冷却水Ｗと空気との間で熱交換を行う。ヒータコア４０は図示しない空調装置で用いられている。空調装置はヒータコア４０で暖められた空気を車両の車室内に送風することで暖房装置として機能する。ラジエータ５０は、走行風或いは図示しない電動ファンの送風によって流通する冷却水Ｗからの放熱を促進し、冷却水Ｗを冷却する。本実施例ではラジエータ５０が冷却器となっている。サーモスタット６０は冷間時に閉弁し、温間時に開弁することで冷却水Ｗの流通を制御するように作動する。
　冷却装置１００Ａは、図４に示す流量可変構造７０を備えている。流量可変構造７０は、例えば吸入空気量ＧＡや、エンジン２０の負荷率や、吸気管の圧力に応じたウォータポンプ１０の回転数制御を可能にすることができる。そして流量可変構造７０はウォータポンプ１０の回転数制御を可能にすることで、水冷式排気マニホルド３０を流通する冷却水Ｗの流量を可変にする。流量可変構造７０はクランクプーリ７１と、ウォータポンププーリ７２と、ベルト７３と、アイドラプーリ７４と、アクチュエータ７５とを備えている。
　プーリ７１はエンジン２０の図示しないクランクシャフトに連結されている。
　プーリ７２はウォータポンプ１０の回転軸に連結されている。プーリ７２は円錐台状の形状を有し、軸方向一端から他端に向かって径が次第に縮小している。
　ベルト７３はリング状の形態を有しており、これらプーリ７１、７２に掛けられている。プーリ７２上におけるベルト７３の定位置は一端側となっている。
　プーリ７４はプーリ７１、７２間で、ベルト７３に当接するように設けられている。プーリ７４はアクチュエータ７５に接続されている。
　アクチュエータ７５は、ベルト７３を加圧可能な方向に沿ってプーリ７４を駆動できるように設けられている。かかるアクチュエータ７５としては、例えば直動機構を組み合わせたステップモータを用いることができる。
　流量可変構造７０の動作は次の通りである。エンジン２０運転中には、クランクシャフトとともにプーリ７１が回転する。プーリ７１の回転はベルト７３を介してプーリ７２に伝達される。そしてプーリ７２が回転すると、これに応じてウォータポンプ１０が駆動する。このときウォータポンプ１０は回転数ＮＥに応じた吐出量で冷却水Ｗを圧送する。
　一方、アクチュエータ７５がプーリ７４を駆動し、プーリ７４をベルト７３に押し付けた場合には、ベルト７３のテンションが高まる。そしてさらに破線で示すようにベルト７３がプーリ７４によって押し込まれた場合には、ベルト７３がプーリ７２上で一端側からより径が小さい他端側にスライドする。これにより、ベルト７３に対応するプーリ７２の径が縮小する。このためこれにより、ウォータポンプ１０の回転が高まり、吐出量が増大する。なお、ウォータポンプ１０の吐出量は、アクチュエータ７５を逆に動作させることで減少させることもできる。
　冷却装置１００Ａは、図５から図１０までに示すように複数の冷媒循環経路に相当する第１から第６までの複数の冷却水循環経路８１から８６までを有している。第１、第２および第３の冷却水循環経路８１、８２、８３は、サーモスタット６０の閉弁時に冷却水Ｗの流通が許可される循環経路となっている。また、第４、第５および第６の冷却水循環経路８４、８５、８６は、サーモスタット６０の開弁時に冷却水Ｗの流通が許可される循環経路となっている。ウォータポンプ１０は具体的にはこれら冷却水循環経路８１から８６までに共通の冷却水Ｗを圧送する。本実施例ではウォータポンプ１０が冷媒圧送装置となっている。
　複数の冷却水循環経路８１から８６までにはウォータポンプ１０、エンジン２０、水冷式排気マニホルド３０、ヒータコア４０、ラジエータ５０またはサーモスタット６０のうちのいずれかの構成が適宜組み込まれている。そして、複数の冷却水循環経路８１から８６までにおいて、これらの各構成は直接或いは配管を介して互いに接続されている。次に複数の冷却水循環経路８１から８６までについてさらに具体的に説明する。
　第１の冷却水循環経路８１は具体的には、ウォータポンプ１０と、エンジン本体２１と、ヒータコア４０と、サーモスタット６０とが組み込まれるとともに、この順に冷却水Ｗが流通する循環経路となっている。またエンジン本体２１を流通する際、冷却水Ｗは具体的にはウォータジャケット２２を流通する。
　第２の冷却水循環経路８２は具体的には、ウォータポンプ１０と、エンジン本体２１と、サーモスタット６０とが組み込まれるとともに、この順に冷却水Ｗが流通する循環経路となっている。またエンジン本体２１を流通する際、冷却水Ｗは具体的にはウォータジャケット２２とバイパス通路２３とをこの順に流通する。
　第３の冷却水循環経路８３は具体的にはウォータポンプ１０と、水冷式排気マニホルド３０と、エンジン本体２１と、サーモスタット６０とが組み込まれるとともに、この順に冷却水Ｗが流通する循環経路となっている。またエンジン本体２１を流通する際、冷却水Ｗは具体的には連通路２４とバイパス通路２３とをこの順に流通する。
　第１から第３までの冷却水流通経路８１から８３までは、ラジエータ５０を含まない循環経路となっている。
　第４の冷却水循環経路８４は具体的には、ウォータポンプ１０と、エンジン本体２１と、ヒータコア４０と、サーモスタット６０とが組み込まれるとともに、この順に冷却水Ｗが流通する循環経路となっている。またエンジン本体２１を流通する際、冷却水Ｗは具体的にはウォータジャケット２２を流通する。
　第５の冷却水循環経路８５は具体的には、ウォータポンプ１０と、エンジン本体２１と、ラジエータ５０と、サーモスタット６０とが組み込まれるとともに、この順に冷却水Ｗが流通する循環経路となっている。またエンジン本体２１を流通する際、冷却水Ｗは具体的にはウォータジャケット２２を流通する。
　第６の冷却水循環経路８６は具体的には、ウォータポンプ１０と、水冷式排気マニホルド３０と、ラジエータ５０と、サーモスタット６０とが組み込まれるとともに、この順に冷却水Ｗが流通する循環経路となっている。
　そして、このように構成された複数の冷却水循環経路８１から８６までにおいて、水冷式排気マニホルド３０には、サーモスタット６０の開弁時および閉弁時にともに冷却水Ｗが流通するようになっている。このため流量可変構造７０は、サーモスタット６０の開弁時と閉弁時とでともに（すなわちエンジン２０運転中に）、水冷式排気マニホルド３０に流通する冷却水Ｗの流量を適宜変更できるようになっている。
　図１１に示すように、ＥＣＵ１ＡはＣＰＵ２、ＲＯＭ３、ＲＡＭ４等からなるマイクロコンピュータと入出力回路５、６とを備えている。これらＣＰＵ２、ＲＯＭ３、ＲＡＭ４、および入出力回路５、６は互いにバス７で接続されている。ＥＣＵ１Ａは主にエンジン２０を制御するように構成されている。ＥＣＵ１Ａは具体的には例えば図示しない燃料噴射弁を制御するように構成されている。またＥＣＵ１Ａはこのほかアクチュエータ７５を制御するように構成されている。これらの制御対象はＥＣＵ１Ａに電気的に接続されている。
　またＥＣＵ１Ａには水温センサ９１や、エンジン回転数センサ９２や、エアフロメータ９３（さらに具体的には吸入空気量センサ９３ａおよび吸気温度センサ９３ｂ）や、スロットル開度センサ９４などの各種のセンサが電気的に接続されている。そして、冷却水温ＴＨＷは水温センサ９１の出力に基づき、回転数ＮＥはエンジン回転数センサ９２の出力に基づき、エンジン２０の吸入空気量ＧＡおよび吸気温度ＴＨＡはエアフロメータ９３の出力に基づき、吸入空気量ＧＡを調節するスロットル弁（図示省略）の開度ＴＡはスロットル開度センサ９４の出力に基づき、ＥＣＵ１Ａでそれぞれ検出される。
　ＲＯＭ３はＣＰＵ２が実行する種々の処理が記述されたプログラムやマップデータなどを格納するための構成である。ＣＰＵ２がＲＯＭ３に格納されたプログラムに基づき、必要に応じてＲＡＭ４の一時記憶領域を利用しつつ処理を実行することで、ＥＣＵ１Ａでは各種の制御手段や判定手段や検出手段や算出手段などが機能的に実現される。
　この点、ＥＣＵ１Ａでは例えばエンジン２０の吸入空気量ＧＡを含む複数の推定因子を検出する検出手段と、検出手段により検出された複数の推定因子に基づき、水冷式排気マニホルド３０で冷媒が排気から受ける受熱量である冷却損失Ｑｗを推定する推定手段（以下、冷却損失推定手段と称す）とが機能的に実現される。
　上述の複数の推定因子が吸入空気量ＧＡを含むこととしているのは、吸入空気量ＧＡが冷却損失Ｑｗと高い線形的な相関関係を有しているためである。
　そして上述の複数の推定因子は、冷媒温度である冷却水温ＴＨＷ、吸気温度ＴＨＡ、または回転数ＮＥのうち、少なくともいずれか１つをさらに含むことが好ましい。これは、これら４因子が冷却損失Ｑｗに対して大きな影響力を持つ因子であることによる。
　具体的には例えば初期状態などエンジン２０の運転環境条件が異なれば、冷却損失Ｑｗも異なってくる。これに対して、冷却水温ＴＨＷと吸気温度ＴＨＡとはエンジン２０の運転環境条件を表すことができる。また、エンジン２０のフリクションが増大すれば、エンジン２０から発生する熱量が増大することから、冷却損失Ｑｗも増大する傾向にある。これに対して、回転数ＮＥはエンジン２０のフリクションの大きさを表すことができる。このため、冷却損失Ｑｗをより高い精度で推定するにあたっては、冷却水温ＴＨＷ、吸気温度ＴＨＡ、または回転数ＮＥのうち、少なくともいずれか１つをさらに含むことが好ましい。
　さらに冷却損失Ｑｗはこれら４因子をすべて含んだ次の式（１）に基づき推定することが最も好ましい。
　Ｑｗ＝（ＴＨＷ＋ＴＨＡ）×ＮＥ×ＧＡ・・・式（１）
　すなわち冷却損失Ｑｗは、冷却水温ＴＨＷと吸気温度ＴＨＡとの和と、回転数ＮＥと、吸入空気量ＧＡとの積により算出した値に基づき推定することが最も好ましい。これは、運転状態に定常状態と過渡状態とを含むエンジン２０の台上試験の結果、式（１）に基づき冷却損失Ｑｗを推定した場合に、実際の冷却損失Ｑｗとの間に最も高い線形的な相関関係が認められたことによる（図１２参照）。このためＥＣＵ１Ａでは、具体的には式（１）に基づき冷却損失Ｑｗを推定するようにしている。
　またＥＣＵ１Ａでは、エンジン２０の運転状態を判定する判定手段として、スロットル弁の開度変化ΔＴＡに基づき、エンジン２０の運転状態が定常状態であるか、或いは過渡状態であるかを判定する手段（以下、第１の運転状態判定手段と称す）が機能的に実現される。具体的には第１の運転状態判定手段は、開度変化ΔＴＡが所定値以下である場合に定常状態であると判定し、開度変化ΔＴＡが所定値未満である場合に過渡状態であると判定するように実現される。
　またＥＣＵ１Ａでは、吸入空気量ＧＡに基づき、水冷式排気マニホルド３０に流通させる冷却水Ｗの流量を決定する決定手段（以下、第１の流量決定手段と称す）が機能的に実現される。具体的には第１の流量決定手段は、本実施例ではエンジン２０の運転状態が定常状態である場合に、吸入空気量ＧＡに基づき水冷式排気マニホルド３０に流通させる冷却水Ｗの流量を決定するように実現される。
　さらにＥＣＵ１Ａでは、冷却損失Ｑｗに基づき、水冷式排気マニホルド３０に流通させる冷却水Ｗの流量を決定する決定手段（以下、第２の流量決定手段と称す）が機能的に実現される。具体的には第２の流量決定手段は、エンジン２０の運転状態が過渡状態である場合に、冷却損失推定手段が推定した冷却損失Ｑｗに基づき水冷式排気マニホルド３０に流通させる冷却水Ｗの流量を決定するように実現される。
　このほかＥＣＵ１Ａでは、冷却水Ｗの流量制御を行う制御手段（以下、流量制御手段と称す）が機能的に実現される。具体的には流量制御手段は、流量可変構造７０（具体的にはアクチュエータ７５）を制御対象として、水冷式排気マニホルド３０に流通させる冷却水Ｗの流量を第１または第２の流量決定手段が決定した流量にする制御を行うよう実現される。なお、水冷式排気マニホルド３０に流通させる冷却水Ｗの流量は、ウォータポンプ１０の吐出量を決定および制御することで、同時に決定および制御されることになる。
　次にＥＣＵ１Ａの動作について図１３に示すフローチャートを用いて説明する。なお、本フローチャートはエンジン２０運転中にごく短い時間間隔で繰り返し実行される。ＥＣＵ１Ａはスロットル開度ＴＡを検出するとともに、スロットル開度変化ΔＴＡを算出する（ステップＳ１）。続いてＥＣＵ１Ａは、算出した開度変化ΔＴＡが所定値以下であるか否かを判定する（ステップＳ２）。ステップＳ２で肯定判定であれば、エンジン２０の運転状態が定常状態であると判定される。このときＥＣＵ１Ａは吸入空気量ＧＡを検出する（ステップＳ３）。
　続いてＥＣＵ１Ａは、検出した吸入空気量ＧＡに基づき、ウォータポンプ１０の吐出量を決定する（ステップＳ４）。このときＥＣＵ１Ａは具体的には吸入空気量ＧＡに応じた冷却水流量特性（以下、第１の冷却水流量特性と称す）に基づき、ウォータポンプ１０の吐出量を決定する。続いてＥＣＵ１Ａはアクチュエータ７５を制御し、ウォータポンプ１０の吐出量を決定した吐出量に変更する（ステップＳ８）。ステップＳ８の後には、本フローチャートを一旦終了する。
　一方、ステップＳ２で否定判定であれば、エンジン２０の運転状態が過渡状態であると判定される。このときＥＣＵ１Ａは冷却水温ＴＨＷ、吸気温度ＴＨＡ、回転数ＮＥおよび吸入空気量ＧＡを検出する（ステップＳ５）。続いてＥＣＵ１Ａは、式（１）に基づき冷却損失Ｑｗを算出（推定）する（ステップＳ６）。さらにＥＣＵ１Ａは、算出した冷却損失Ｑｗに基づき、ウォータポンプ１０の吐出量を決定する（ステップＳ７）。このときＥＣＵ１Ａは具体的には冷却損失Ｑｗに応じた冷却水流量特性（以下、第２の冷却水流量特性と称す）に基づき、ウォータポンプ１０の吐出量を決定する。ステップＳ７の後にはステップＳ８に進む。
　ところで、上述の第１の冷却水流量特性は、ＲＯＭ３に予め格納されたマップデータで定義されている。そして、このマップデータでウォータポンプ１０の吐出量は吸入空気量ＧＡに比例して増減するように設定されている。そしてこれにより、同時に水冷式排気マニホルド３０に流通させる冷却水Ｗの流量が吸入空気量ＧＡに比例して増減するように設定されている。
　同様に上述の第２の冷却水流量特性は、ＲＯＭ３に予め格納されたマップデータで定義されている。そして、このマップデータでウォータポンプ１０の吐出量は冷却損失Ｑｗに比例して増減するように設定されている。そしてこれにより、同時に水冷式排気マニホルド３０に流通させる冷却水Ｗの流量が冷却損失Ｑｗに比例して増減するように設定されている。
　第１および第２の冷却水流量特性は、例えば複数の冷却水循環経路８１から８６までの間で冷却水Ｗの流通態様が切り替わる冷間時および温間時毎に備えることができる。そしてこれにより、冷却水Ｗの流通態様が切り替わる場合であっても、流量可変構造７０でより適切な流量制御を行うことができる。
　次に冷却装置１００Ａの作用効果について説明する。ここで、水冷式排気マニホルド３０における冷却水Ｗのオーバーヒートを防止或いは抑制すべく、水冷式排気マニホルド３０に流通させる冷却水Ｗの流量を変更するにあたっては、例えば回転数ＮＥに比例して流量を増減させることも考えられる。しかしながら、エンジン２０の運転状態が定常状態である場合、吸入空気量ＧＡは実際の冷却損失Ｑｗと極めて高い線形的な相関関係を有している（図１４参照）。またエンジン２０の発熱量の観点から考えても、冷却水流量特性は排気ガス量と略等しい吸入空気量ＧＡに比例して冷却水Ｗの流量を増減させることが可能な特性であることが望ましいといえる。
　これに対して、冷却装置１００Ａでは定常時にＥＣＵ１Ａが第１の冷却水流量特性に基づき、ウォータポンプ１０の吐出量(換言すれば、水冷式排気マニホルド３０に流通させる冷却水Ｗの流量)を決定するとともに変更する。すなわち、冷却装置１００Ａでは回転数ＮＥや排気温度の如何に関わらず、定常状態にあるエンジン２０の発熱量に応じて、発熱量が大きい場合ほど、水冷式排気マニホルド３０に流通させる冷却水Ｗの流量を適切に増大させることができる。このため冷却装置１００Ａは、定常時に水冷式排気マニホルド３０で冷却水Ｗがオーバーヒート或いは沸騰することを好適に防止或いは抑制できる。なお、さらに具体的にはこれにより、例えば水冷式排気マニホルド３０の排気ガス冷却効率の低下や、熱歪が生じることによる水冷式排気マニホルド３０の耐久性ないし信頼性の低下や、冷却水Ｗの劣化が生じることを防止或いは抑制できる。
　一方、エンジン２０の運転状態が過渡状態である場合には、点火時期の変動や、過渡状態に移行する前の運転状態の違いがエンジン２０の発熱量に影響を及ぼす。これに対して式（１）に基づく冷却損失Ｑｗは、図１２に示すように過渡時において実際の冷却損失Ｑｗと高い線形的な相関関係を有している。そして、冷却装置１００Ａでは、過渡時にＥＣＵ１Ａが第２の冷却水流量特性に基づきウォータポンプ１０の吐出量(換言すれば、水冷式排気マニホルド３０に流通させる冷却水Ｗの流量)を決定するとともに変更する。すなわち、冷却装置１００Ａでは過渡状態にあるエンジン２０の発熱量に応じて、発熱量が大きい場合ほど、水冷式排気マニホルド３０に流通させる冷却水Ｗの流量を適切に増大させることができる。このため冷却装置１００Ａは、過渡時にも水冷式排気マニホルド３０で冷却水Ｗがオーバーヒート或いは沸騰することを好適に防止或いは抑制できる。
　また冷却装置１００Ａは流量可変構造７０を備えている。このため冷却装置１００Ａは、機械式のウォータポンプ１０で冷却水Ｗを圧送する場合であっても、水冷式排気マニホルド３０を流通する冷却水Ｗの流量を変更することができる。
　なお、水冷式排気マニホルド３０における冷却水Ｗのオーバーヒートを過渡時に防止或いは抑制するにあたっては、例えばエンジン２０の最大発熱量に見合った冷却水Ｗの流量を設定することも考えられる。しかしながらこの場合には、発熱量が比較的小さい過渡時に、冷却水Ｗの流量が不必要に大きくなってしまうことになる。このためこの場合には水冷式排気マニホルド３０が過冷却状態に陥り、この結果、エンジン２０の燃費や、水冷式排気マニホルド３０の耐久性ないし信頼性に悪影響が及ぶ虞がある。これに対して冷却装置１００Ａでは、過渡状態にあるエンジン２０の発熱量に応じて、ＥＣＵ１Ａが冷却水Ｗの流量を変化させる。このため冷却装置１００Ａは、水冷式排気マニホルド３０がかかる過冷却状態に陥ることも防止或いは抑制できる。
　本実施例に係る冷却装置１００Ｂは、ＥＣＵ１Ａの代わりにＥＣＵ１Ｂを備えている点以外、冷却装置１００Ａと実質的に同一のものとなっている。また、ＥＣＵ１Ｂは、以下に示す判定手段と推定手段と補正手段とがさらに機能的に実現される点以外、ＥＣＵ１Ａと実質的に同一のものとなっている。このため本実施例では冷却装置１００ＢおよびＥＣＵ１Ｂについては図示省略する。
　ＥＣＵ１Ｂでは、エンジン２０の運転状態を判定する判定手段として、吸入空気量ＧＡに基づき、エンジン２０の運転状態が高回転高負荷であるか否かを判定する手段（以下、第２の運転状態判定手段と称す）が機能的に実現される。具体的には第２の運転状態判定手段は、吸入空気量ＧＡが所定値以上である場合に高回転高負荷であると判定し、吸入空気量ＧＡが所定値未満である場合に高回転高負荷でないと判定するように実現される。
　またＥＣＵ１Ｂでは、水冷式排気マニホルド３０のうち、排気ガスが流通する流路を形成する壁部（具体的には複数の排気管３０１）の温度について推定をする推定手段（以下、壁部温度推定手段と称す）が機能的に実現される。壁部温度推定手段は本実施例では具体的にはエンジン２０の運転状態が高回転高負荷である場合に、壁部が高温であると推定をするように実現される。
　またＥＣＵ１Ｂでは、壁部温度推定手段の推定に基づき、第１または第２の流量決定手段のうち、エンジン２０の運転状態に応じた流量決定手段が決定するウォータポンプ１０の吐出量を補正する補正手段（以下、流量補正手段と称す）が機能的に実現される。この点、水冷式排気マニホルド３０に流通させる冷却水Ｗの流量は、ウォータポンプ１０の吐出量を補正することで同時に補正されることになる。
　流量補正手段は具体的には以下に示すように実現される。すなわち、流量補正手段は壁部が高温である場合には、吸入空気量ＧＡを積算することで積算吸入空気量ΣＧＡを算出する。そして流量補正手段は、算出した積算吸入空気量ΣＧＡに応じた流量補正量を、第１または第２の冷却水流量特性のうち、エンジン２０の運転状態に応じた冷却水流量特性に設定されたウォータポンプ１０の吐出量に加算する。
　また流量補正手段は壁部の温度が高温でなくなった場合には、積算吸入空気量ΣＧＡから現在の吸入空気量ＧＡを減算することで、積算吸入空気量ΣＧＡを更新する。そして流量補正手段は更新した積算吸入空気量ΣＧＡが所定値（例えばゼロ）以上である場合に、積算吸入空気量ΣＧＡに応じた流量補正量を第１または第２の冷却水流量特性のうち、エンジン２０の運転状態に応じた冷却水流量特性に設定された冷却水Ｗの流量に加算する。
　流量補正量は、具体的には図１５に示すようにＲＯＭ３に予め格納されたマップデータで高負荷域の積算吸入空気量ΣＧＡに応じ、比例して増減するように設定されている。
　次にＥＣＵ１Ｂの動作を図１６に示すフローチャートを用いて、図１７に示すタイミングチャートを参照しつつ説明する。図１６に示すように、ＥＣＵ１Ｂはまず吸入空気量ＧＡを検出する（ステップＳ１１）。続いてＥＣＵ１Ｂは、検出した吸入空気量ＧＡが高負荷判定の判定閾値である所定値以上であるか否かを判定する（ステップＳ１２）。ステップＳ１２で肯定判定であれば、エンジン２０の運転状態が高回転高負荷であると判定される。またステップＳ１２で肯定判定であれば、壁部が高温であると推定される。このときＥＣＵ１Ｂは高負荷判定フラグをＯＮにする（ステップＳ１３）。図１７において、時間Ｔ１の状態がこのときの状態に対応している。
　続いてＥＣＵ１Ｂは検出した吸入空気量ＧＡを積算し、積算吸入空気量ΣＧＡを算出する（ステップ１４）。さらにＥＣＵ１Ｂは、積算吸入空気量ΣＧＡに応じた流量補正量を第１また第２の冷却水流量特性のうち、エンジン２０の運転状態に応じた冷却水流量特性に設定されたウォータポンプ１０の吐出量に加算する（ステップＳ１５）。ステップＳ１５の後には、本フローチャートを一旦終了する。そしてステップＳ１２で否定判定されるまでの間、ＥＣＵ１ＢはステップＳ１１からＳ１５までに示す処理を繰り返し実行する。
　一方、ステップＳ１２で否定判定であれば、エンジン２０の運転状態が高回転高負荷でないと判定される。またステップＳ１２で否定判定であれば、壁部が高温でないと判定される。このときＥＣＵ１Ｂは高負荷判定フラグをＯＦＦにする（ステップＳ１６）。図１７において、時間Ｔ２の状態がこのときの状態に対応している。続いてＥＣＵ１Ｂは積算吸入空気量ΣＧＡから現在の吸入空気量ＧＡを減算し、積算吸入空気量ΣＧＡを更新する（ステップＳ１７）。さらにＥＣＵ１Ｂは、算出した積算吸入空気量ΣＧＡが所定値（ここではゼロ）以上であるか否かを判定する（ステップＳ１８）。
　ステップＳ１８で肯定判定であった場合には、ステップＳ１５に進む。そしてステップＳ１８で否定判定されるまでの間、ＥＣＵ１Ｂはこれらの処理を繰り返し実行する。一方、ステップＳ１８で肯定判定であった場合には、ＥＣＵ１Ｂは積算吸入空気量ΣＧＡをリセットする（ステップＳ１９）。図１７において、時間Ｔ３がこのときの状態に対応している。そしてここまでの一連の動作で、流量補正量は図示の積算吸入空気量ΣＧＡの面積に応じた分だけ加算されたことになる。
　次に冷却装置１００Ｂの作用効果について説明する。ここで、エンジン２０の運転状態が高回転高負荷の運転状態から低回転の運転状態に変化したとする。この場合には、図１８に示すように回転数ＮＥが低下するとともに、吸入空気量ＧＡ（すなわちエンジン２０の発熱量）が低下する。ところが、水冷式排気マニホルド３０の壁部には、高回転高負荷時の排気ガスからの受熱により熱がこもっている。そして特にエンジン２０の運転状態が、高回転高負荷の運転状態から低回転高負荷の運転状態に変化した場合には、水冷式排気マニホルド３０の壁部の温度が、図１８に破線で示すように暫くの間、高いままの状態となる。
　一方、この場合には回転数ＮＥの低下に伴い冷却水Ｗの流量が低下することから、水冷式排気マニホルド３０の冷却能力が低下する。このためこの場合には、吸入空気量ＧＡや冷却損失Ｑｗに基づき決定された流量だけでは冷却が間に合わず、水冷式排気マニホルド３０において冷却水Ｗがオーバーヒート或いは沸騰する虞がある。具体的には、図１９に示すように冷却水Ｗが高温化し、沸騰現象が局所的に確認される状態となることがある。そしてこの場合、具体的には例えば沸騰部位における水冷式排気マニホルド３０の排気ガス冷却効率の低下や、各部の温度差で熱歪が生じることによる水冷式排気マニホルド３０の耐久性ないし信頼性の低下や、沸騰した冷却水Ｗの劣化が生じる。
　これに対して冷却装置１００Ｂでは、ＥＣＵ１Ｂが積算吸入空気量ΣＧＡに応じた流量補正量を、第１または第２の冷却水流量特性のうち、エンジン２０の運転状態に応じた冷却水流量特性に設定されたウォータポンプ１０の吐出量に加算する。これにより、水冷式排気マニホルド３０を流通する冷却水Ｗの流量をさらに増大させることができる。このためこれにより、暫くの間、高温のままとなる水冷式排気マニホルド３０の壁部を適切に冷却することができる。このため冷却装置１００Ｂは、エンジン２０の運転状態がさらに高回転高負荷の運転状態から低回転高負荷の運転状態に移行した場合でも、水冷式排気マニホルド３０で冷却水Ｗがオーバーヒート或いは沸騰することを好適に防止或いは抑制できる。
　上述した実施例は本発明の好適な実施の例である。但し、これに限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において種々変形実施可能である。
　例えば上述した実施例では、流量可変手段として流量可変構造７０を備えた場合について説明した。しかしながら本発明においては必ずしも限られず、流量可変手段は冷媒の流量を変更することが可能なその他の適宜の構成であってもよい。
　この点、流量可変手段は具体的には例えば図２０に示す可変式ウォータポンププーリ７６によっても実現することができる。このプーリ７６はプーリ７２の代わりに適用することができる。この場合、アイドラプーリ７４はベルト７３のテンションを調節するために利用され、アクチュエータ７５は不要となる。
　プーリ７６は、円錐台状の一対のプーリ部材７６ａを備えている。プーリ７６は、軸方向中央を中心として、互いに離間、接近するように各プーリ部材７６ａを駆動させることが可能な構造を備えている。ベルト７３は各プーリ部材７６ａに均等に掛かるようにしてプーリ７６に掛けられている。プーリ７６は油圧駆動式となっており、アクチュエータ７５の代わりに制御対象として適用することで、ＥＣＵ１Ａの制御のもと、油圧を切り替えることで各プーリ部材７６ａを駆動することが可能になっている。
　各プーリ部材７６ａの定位置は、図２０（ａ）に示すように各プーリ部材７６ａが互いに当接する位置となっている。そして、図２０（ｂ）に示すように各プーリ部材７６ａが互いに離間する方向に駆動されると、これに伴いベルト７３に対応する径がプーリ７６上で縮小される。したがってこれにより、ウォータポンプ１０の回転を高め、吐出量を増大させることができる。またプーリ７６を逆に動作させることで、ウォータポンプ１０の吐出量を減少させることができる。そして流量可変手段としてかかるプーリ７６を備えることでも、機械式のウォータポンプ１０で冷却水Ｗを圧送する場合に冷却水Ｗの流量を変更することができる。
　また上述した実施例では、実際の冷却損失Ｑｗとの相関関係が高く、より適切な流量制御を行える点で好適であるため、定常時に第１の流量決定手段が流量を決定し、過渡時に第２の流量決定手段が流量を決定する場合について説明した。
　しかしながら、本発明においては必ずしもこれに限られず、例えば定常時および過渡時ともに流量決定手段が、第１の流量決定手段または第２の流量決定手段のうち、いずれか一方の流量決定手段であってもよい。この場合には、制御の簡素化を図ることができる。またこの場合には、定常時と過渡時が比較的短時間の間に繰り返された場合に、第１の流量決定手段と第２の流量決定手段とによって流量が段差的に繰り返し変更されることを防止でき、以って流量可変手段の信頼性の向上や、制御の安定化を図ることができる。
　また、本発明においては、例えば少なくとも定常時には第１の流量決定手段が流量を決定するようにしてもよく、少なくとも過渡時には第２の流量決定手段が流量を決定するようにしてもよい。
　また、第１または第２の流量決定手段のうち、いずれか一方の流量決定手段が定常時および過渡時に流量を決定する場合には、排気系冷却手段の受熱量に基づき流量を決定する第２の流量決定手段のほうが、全体としてより適切な流量制御を行える点で好適である。
　また、第１の流量決定手段または第２の流量決定手段のうち、いずれか一方の流量決定手段が定常時および過渡時に流量を決定する場合、補正手段は、当該流量決定手段が決定する流量を補正するようにすることができる。
　また、定常時に第１の流量決定手段が流量を決定し、過渡時に第２の流量決定手段が流量を決定する場合であっても、補正手段が流量を補正する時には、第１または第２の流量決定手段のうち、いずれか一方の流量決定手段（例えば第２の流量決定手段）が流量を決定するようにしてもよい。この場合には流量可変手段の信頼性の向上や、制御の安定化を図ることができる。
　また上述した実施例では、冷媒圧送装置が機械式ウォータポンプ１０である場合に好適であることから、かかる場合について説明した。しかしながら、本発明においては必ずしもこれに限られず、例えば冷媒圧送装置が電動ウォータポンプである場合でも、本発明を適用することにより排気冷却手段で冷媒がオーバーヒート或いは沸騰することを好適に防止或いは抑制できる。
　また、上述した実施例では排気系冷却手段が水冷式排気マニホルド３０である場合について説明した。しかしながら、本発明においては必ずしもこれに限られず、排気系冷却手段は流通する冷媒でエンジンの排気系を冷却することが可能なその他の適宜の構成であってもよい。この点、排気系冷却手段は例えば排気マニホルドとエンジンとの間に設けられるとともに、これらを接続するように構成されたアダプタでも実現することができる。
　また、流量決定手段や推定手段や補正手段などの各種手段は主にエンジン２０を制御するＥＣＵ１で実現することが合理的であるが、例えばその他の電子制御装置や専用の電子回路などのハードウェアやこれらの組み合わせによって実現されてもよい。この点、流量決定手段や推定手段や補正手段などの各種手段は、例えば複数の電子制御装置や複数の電子回路等のハードウェアや電子制御装置と電子回路等のハードウェアとの組み合わせによって分散制御的に実現されてもよい。
　　１　　　ＥＣＵ　　　　　　　　　１０　　ウォータポンプ
　　２０　　エンジン　　　　　　　　３０　　水冷式排気マニホルド
　　３０１　排気管　　　　　　　　　４０　　ヒータコア
　　５０　　ラジエータ　　　　　　　６０　　サーモスタット
　　１００　冷却装置

Claims (3)

  1. 複数の冷媒循環経路に共通の冷媒を圧送する冷媒圧送装置と、
    　前記複数の冷媒循環経路のうち、少なくとも１つの冷媒循環経路にエンジン本体が組み込まれたエンジンと、
    　前記複数の冷媒循環経路のうち、少なくとも１つの冷媒循環経路に組み込まれ、前記エンジン本体よりも熱容量が小さく、且つ流通する冷媒で前記エンジンの排気系を冷却する排気系冷却手段と、
    　前記複数の冷媒循環経路のうち、少なくとも１つの冷媒循環経路に組み込まれ、流通する冷媒を冷却する冷却器と、
    　前記エンジンの吸入空気量に基づき、前記排気系冷却手段に流通させる冷媒の流量を決定する流量決定手段と、を備えたエンジンの冷却装置。
  2. 複数の冷媒循環経路に共通の冷媒を圧送する冷媒圧送装置と、
    　前記複数の冷媒循環経路のうち、少なくとも１つの冷媒循環経路にエンジン本体が組み込まれたエンジンと、
    　前記複数の冷媒循環経路のうち、少なくとも１つの冷媒循環経路に組み込まれ、前記エンジン本体よりも熱容量が小さく、且つ流通する冷媒で前記エンジンの排気系を冷却する排気系冷却手段と、
    　前記複数の冷媒循環経路のうち、少なくとも１つの冷媒循環経路に組み込まれ、流通する冷媒を冷却する冷却器と、
    　前記排気系冷却手段で冷媒が排気から受ける受熱量に基づき、前記排気系冷却手段に流通させる冷媒の流量を決定する流量決定手段と、を備えたエンジンの冷却装置。
  3. 請求項１または２記載のエンジンの冷却装置であって、
    　前記排気系冷却手段のうち、排気ガスが流通する流路を形成する壁部の温度について推定をする推定手段と、
    　前記推定に基づき、前記流量決定手段が決定する冷媒の流量を補正する補正手段と、をさらに備えたエンジンの冷却装置。
PCT/JP2009/058657 2009-05-08 2009-05-08 エンジンの冷却装置 WO2010128549A1 (ja)

Priority Applications (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN2009801589491A CN102414413A (zh) 2009-05-08 2009-05-08 发动机的冷却装置
US13/201,717 US20120047893A1 (en) 2009-05-08 2009-05-08 Engine cooling device
JP2011512281A JP5196014B2 (ja) 2009-05-08 2009-05-08 エンジンの冷却装置
PCT/JP2009/058657 WO2010128549A1 (ja) 2009-05-08 2009-05-08 エンジンの冷却装置

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2009/058657 WO2010128549A1 (ja) 2009-05-08 2009-05-08 エンジンの冷却装置

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2010128549A1 true WO2010128549A1 (ja) 2010-11-11

Family

ID=43050062

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2009/058657 WO2010128549A1 (ja) 2009-05-08 2009-05-08 エンジンの冷却装置

Country Status (4)

Country Link
US (1) US20120047893A1 (ja)
JP (1) JP5196014B2 (ja)
CN (1) CN102414413A (ja)
WO (1) WO2010128549A1 (ja)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2013007338A (ja) * 2011-06-24 2013-01-10 Toyota Motor Corp 内燃機関冷却水循環装置
CN104159790A (zh) * 2012-03-06 2014-11-19 雷诺股份公司 用于机动车辆的包括装配有散射器的部件的快速冷却装置

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FR3002281A1 (fr) * 2013-02-19 2014-08-22 Peugeot Citroen Automobiles Sa Circuit de refroidissement pilote pour moteur thermique de vehicule automobile et moteur thermique de vehicule automobile correspondant

Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH03179122A (ja) * 1989-12-07 1991-08-05 Fuji Heavy Ind Ltd 触媒コンバータの温度制御装置
JP2008255871A (ja) * 2007-04-04 2008-10-23 Toyota Motor Corp 冷却装置

Family Cites Families (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6564757B2 (en) * 2000-06-22 2003-05-20 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Internal combustion engine including heat accumulation system, and heat carrier supply control system
JP2002256839A (ja) * 2001-02-28 2002-09-11 Sanshin Ind Co Ltd 小型船舶のドライサンプ潤滑構造
US20060086546A1 (en) * 2002-02-08 2006-04-27 Green Vision Technology, Llc Internal combustion engines for hybrid power train
JP4023176B2 (ja) * 2002-02-13 2007-12-19 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の冷却装置
US7156056B2 (en) * 2004-06-10 2007-01-02 Achates Power, Llc Two-cycle, opposed-piston internal combustion engine
JP2006112233A (ja) * 2004-10-12 2006-04-27 Aisan Ind Co Ltd エンジンの冷却装置
US20060107920A1 (en) * 2004-11-18 2006-05-25 Alexander Serkh Auxiliary power system for a motor vehicle
US7013646B1 (en) * 2004-11-18 2006-03-21 The Gates Corporation Auxiliary power system for a motor vehicle
JP2006258007A (ja) * 2005-03-18 2006-09-28 Toyota Motor Corp 内燃機関の制御装置
JP2006342680A (ja) * 2005-06-07 2006-12-21 Toyota Motor Corp 内燃機関の冷却装置
US7461628B2 (en) * 2006-12-01 2008-12-09 Ford Global Technologies, Llc Multiple combustion mode engine using direct alcohol injection
JP2008231942A (ja) * 2007-03-16 2008-10-02 Toyota Motor Corp 内燃機関の冷却装置
US20080264036A1 (en) * 2007-04-24 2008-10-30 Bellovary Nicholas J Advanced engine control

Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH03179122A (ja) * 1989-12-07 1991-08-05 Fuji Heavy Ind Ltd 触媒コンバータの温度制御装置
JP2008255871A (ja) * 2007-04-04 2008-10-23 Toyota Motor Corp 冷却装置

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2013007338A (ja) * 2011-06-24 2013-01-10 Toyota Motor Corp 内燃機関冷却水循環装置
CN104159790A (zh) * 2012-03-06 2014-11-19 雷诺股份公司 用于机动车辆的包括装配有散射器的部件的快速冷却装置

Also Published As

Publication number Publication date
JP5196014B2 (ja) 2013-05-15
US20120047893A1 (en) 2012-03-01
CN102414413A (zh) 2012-04-11
JPWO2010128549A1 (ja) 2012-11-01

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN108699945B (zh) 车辆用内燃机的冷却装置及控制方法
US6520136B2 (en) Warm-up control device for internal-combustion engine and warm-up control method
JP6473105B2 (ja) 車両用内燃機関の冷却装置及び冷却装置の制御方法
JP5880576B2 (ja) 冷却システムの制御装置
JP5239972B2 (ja) エンジンの冷却装置
JP2006214280A (ja) エンジンの冷却装置
KR102370941B1 (ko) 오일온도를 제어할 수 있는 인터쿨러 냉각장치 및 이의 제어방법
US20180038267A1 (en) Cooling Device of Internal Combustion Engine for Vehicle and Control Method Thereof
JP4581837B2 (ja) 内燃機関の冷却装置
JP4529709B2 (ja) エンジンの冷却装置
JP2006214281A (ja) エンジンの冷却装置
JP4975153B2 (ja) 内燃機関の冷却装置
JP2016211430A (ja) 内燃機関の冷却制御装置
JP4292888B2 (ja) エンジンの冷却装置
JP5196014B2 (ja) エンジンの冷却装置
JP5338761B2 (ja) 車載内燃機関の冷却装置
JP2007024013A (ja) 内燃機関の冷却装置
JP5892469B2 (ja) 車両用内燃機関の冷却装置
JP5267654B2 (ja) エンジンの冷却装置
JP2009287455A (ja) 内燃機関の冷却装置
JP2005256642A (ja) 内燃機関の冷却制御装置
JP2017067014A (ja) 冷却制御装置
JP2012132379A (ja) エンジンの冷却水装置
CN102245872B (zh) 制冷剂的受热量估计方法以及控制设备
US8434452B2 (en) Control device for internal combustion engine

Legal Events

Date Code Title Description
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 200980158949.1

Country of ref document: CN

121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 09844336

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 13201717

Country of ref document: US

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2011512281

Country of ref document: JP

Kind code of ref document: A

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 09844336

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1