(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
液冷式内燃機関（１００）から流出する冷却液を冷却し、冷却した冷却水を前記液冷式内燃機関（１００）に還流させるラジエータ（２００）と、
前記液冷式内燃機関（１００）と独立に稼働し、前記液冷式内燃機関（１００）と前記ラジエータ（２００）とに冷却液を循環させるポンプ（５００）と、
前記ポンプ（５００）の回転数を、前記ポンプ（５００）の吐出流量が目標吐出流量となるように制御する電子制御装置（６００）とを有し、
前記電子制御装置（６００）は、前記液冷式内燃機関（１００）の出口側冷却液温度と入口側冷却液温度との差が前記液冷式内燃機関（１００）の回転数に基づいた所定温度差（ΔＴ）となるように前記液冷式内燃機関（１００）の回転数と前記内燃機関（１００）の負荷に基づいて前記目標吐出流量を決定することを特徴とする液冷式内燃機関の冷却装置。
【請求項２】
前記所定温度差（ΔＴ）は、前記液冷式内燃機関（１００）の回転数が低くなる程大きくなるように決定されることを特徴とする請求項１に記載の液冷式内燃機関の冷却装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、液冷式内燃機関の冷却装置に関するもので、車両に適用して有効である。
【０００２】
【従来の技術】
液冷式内燃機関（以下、エンジンと呼ぶ。）の燃費を向上させる手段として、例えば特開平８−１２８５５９号公報に記載のごとく、エンジン負荷が小さいときには、エンジン負荷が大きいときに比べて冷却水の温度を高く維持するという手段が知られている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、通常、冷却水を循環させるポンプは、エンジンから駆動力を得て稼働しているため、エンジン内を循環する冷却水の循環流量は、図９に示すように、エンジン回転数に比例して変化する。
一方、冷却水の温度は、循環流量の減少に応じて上昇するので、エンジン負荷が小さいときには、前述のごとく、冷却水の温度を高くしても良いので、エンジン負荷が小さいときには、ポンプの回転数を低くして循環流量を減少することができる。
【０００４】
しかし、エンジンから駆動力を得て稼働するポンプでは、エンジン負荷が小さいときには、本来、循環流量を小さくしてポンプ仕事を小さくすることができるのに、エンジン負荷に応じて循環流量を変化させることができないので、不必要なポンプ仕事が増大する。
本発明は、上記点に鑑み、不必要なポンプ仕事の低減を図ることを目的とする。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
本発明は、上記目的を達成するために、以下の技術的手段を用いる。請求項１に記載の発明では、冷却液循環用ポンプ（５００）の回転数を、ポンプ（５００）の吐出流量が目標吐出流量となるように制御する電子制御装置（６００）を有し、
電子制御装置（６００）は、液冷式内燃機関（１００）の出口側冷却液温度と入口側冷却液温度との差が液冷式内燃機関（１００）の回転数に基づいた所定温度差（ΔＴ）となるように前記液冷式内燃機関（１００）の回転数と前記内燃機関（１００）の負荷に基づいて前記目標吐出流量を決定することを特徴とする。
【０００６】
これにより、後述するように、液冷式内燃機関（１００）の負荷が小さくなるほど、循環させる流量が小さくなるので、不必要なポンプ仕事の低減を図ることができる。
また、入口側と出口側との温度差が所定温度差（ΔＴ）となるように冷却液を循環させるので、液冷式内燃機関（１００）の温度分布が大きく変化することを防止できる。したがって、液冷式内燃機関（１００）の熱歪みを防止することができるので、燃費の向上を図りつつ、液冷式内燃機関（１００）の耐久性を向上させることができる。
【０００７】
請求項２に記載の発明のように、請求項１に記載の液冷式内燃機関の冷却装置において、前記所定温度差（ΔＴ）は、具体的には液冷式内燃機関（１００）の回転数が低くなる程大きくなるように決定すればよい。
【０００８】
因みに、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示す一例である。
【０００９】
【発明の実施の形態】
（第１実施形態）
本実施形態は本発明に係る液冷式内燃機関の冷却装置を車両走行用の水冷式エンジン（液冷式内燃機関）に適用したものであり、図１は本実施形態に係る冷却装置の模式図である。
【００１０】
図１中、２００は水冷式エンジン（以下、エンジン略す。）１００内を循環する冷却水（冷却液）を冷却するラジエータであり、２１０はラジエータ２００に冷却水を循環させるラジエータ回路である。
３００は、エンジン１００から流出する冷却水をラジエータ２００を迂回させてラジエータ回路２１０のうちラジエータ２００の流出口側に冷却水を導くバイパス回路である。そして、バイパス回路３００とラジエータ回路２１０との合流部位２２０には、ラジエータ回路２１０を流通する冷却水の流量（以下、この流量をラジエータ流量Ｖｒ  と呼ぶ。）と、バイパス回路３００を流通する冷却水の流量（以下、この流量をバイパス流量Ｖｂ  と呼ぶ。）とを制御するロータリ式流量制御弁（以下、制御弁と略す。）４００が配設されており、この制御弁４００より冷却水流れ下流側（エンジン１００側）には、エンジン１００と独立して稼働して冷却水を循環させる電動ポンプ（以下、ポンプと略す。）５００が配設されている。
【００１１】
ここで、制御弁４００の概略構造について述べておく。
制御弁４００は、図２に示すように、制御弁４００とポンプ５００とが、ポンプハウジング５１０とバルブハウジング４１０とで一体化されている。因みに、両ハウジング４１０、５１０は共に樹脂製である。
そして、バルブハウジング４１０内には、図３に示すように、長手方向（軸方向）一端側が閉塞された円筒状（コップ状）のロータリバルブ（以下、バルブと略す。）４２０が回転可能に収納されており、このバルブ４２０は、図２に示すように、複数枚の歯車４３１からなる減速装置及びサーボモータ（駆動手段）４３２を有するアクチュエータ部４３０により円筒軸周りに回転駆動される。
【００１２】
また、バルブ４２０の円筒側面４２０ａには、図３に示すように、その円筒側面４２０ａ内外を連通させる合同形状（本実施形態では、等しい直径寸法を有する円形状）の第１、２バルブポート４２１、４２２が形成されており、両バルブポート４２１、４２２は、バルブ４２０の円筒軸に対して約９０度ずれている。一方、バルブハウジング４１０のうちバルブ４２０の円筒側面４２０ａに対応する部位には、図３に示すように、ラジエータ回路２１０側に連通するラジエータポート（ラジエータ側流入口）４１１、及びバイパス回路３００側に連通するバイパスポート（バイパス側流入口）４１２が形成されている。そしてさらに、バルブハウジング４１０のうち、バルブ４２０の円筒軸軸方向他端側に対応する部位には、バルブ４２０の円筒内部４２０ｂとポンプ５００の吸入側とを連通させるポンプポート（流出口）４１３が形成されている。
【００１３】
なお、４４０はバルブ４２０の円筒側面４２０ａとバルブハウジング４１０の内壁との隙間を密閉して、ラジエータポート４１１及びバイパスポート４１２からバルブハウジング４１０内に流入した冷却水がバルブ４２０の円筒内部４２０ｂを迂回してポンプポート４１３に流通することを防止するパッキンである。
また、バルブ４２０の回転シャフト４２３には、図２に示すように、バルブ４２０の回転角度（制御弁４００の弁開度）を検出するポテンショメータ（開度検出手段）４２４が設けられており、このポテンショメータ４２４の検出信号は、後述するＥＣＵ６００に入力されている。
【００１４】
また、６００は制御弁４００及びポンプ５００を制御する電子制御装置（ＥＣＵ）である。そして、ＥＣＵ６００には、エンジン１００の吸入負圧を検出する圧力センサ（圧力検出手段）６１０、冷却水の温度検出する第１〜３水温センサ（温度検出手段）６２１〜６２３、及びエンジン１００の回転数を検出する回転センサ（回転数検出手段）６２４からの検出信号が入力されており、ＥＣＵ６００はこれらの信号に基づいて、制御弁４００、ポンプ５００及び送風機２３０を制御する。
【００１５】
次に、ポンプ５００の作動を図４に示すフローチャートに基づいて述べる。
車両のイグニッションスイッチ（図示せず）が投入された後、エンジン１００が始動すると、回転センサ６２４及び圧力センサ６１０の検出値を読み込み（Ｓ１００）、圧力センサ６１０の検出値及び回転センサ６２４の検出値（エンジン回転数）に基づいて図５に示すマップから流量係数αを決定する（Ｓ１１０）。ここで、圧力センサ６１０の検出値は、エンジン負荷に対応するものである。
【００１６】
なお、図５に示すマップは、図６に示すように、エンジン回転数及びエンジン負荷ごとに、エンジン１００の冷却水出口側の冷却水温度（出口水温）と、エンジン１００の冷却水入口側の冷却水温度（入口水温）との差が所定温度差ΔＴとなるような値を試験にて求め、その値をプロットしたものである。因みに、図６に示す流量とは、後述する目標流量Ｖｗｐと一致するものである。
【００１７】
次に、数式１に基づいてポンプ５００の目標吐出流量（エンジン１００内を循環する冷却水の循環流量）Ｖｗｐを決定するとともに（Ｓ１２０）、この目標吐出流量Ｖｗｐとなるポンプ５００の印加電圧Ｅｗｐを数式２に基づいて決定する（Ｓ１３０）。
【００１８】
【数１】
Ｖｗｐ＝ａ・Ｎｅ・α
ａ：係数
Ｎｅ：エンジン回転数（ｒｐｍ  ）
【００１９】
【数２】
Ｅｗｐ＝ｂ１  ・（Ｖｗｐ）ｎ  ＋ｂ２  ・（Ｖｗｐ）ｎ−１  ＋……＋ｂｎ  ・（Ｖｗｐ）＋ｃ
ｂ１  、ｂ２  ……、ｂｎ  、ｃ：係数
そして、Ｓ１３０で決定した印加電圧Ｅｗｐをポンプ５００に印加し（Ｓ１４０）、Ｓ１００も戻る。
【００２０】
なお、第１〜３水温センサ６２１〜６２３の検出値は、制御弁４００の開度を制御するために検出されており、本実施形態では、第１〜３水温センサ６２１〜６２３の検出値は、ポンプ５００の制御には直接に利用されていない。
次に、本実施形態の特徴を述べる。
エンジン負荷が増大すると、エンジン１００に供給される燃料の増大とともにエンジン１００の発熱量が増大するので、エンジン１００の温度（シリンダやシリンダヘッド等の温度）と冷却水の温度と温度差が大きくなり、図７に示すように、エンジン１００から冷却水に与えられる熱量（冷却損失熱量）が上昇し、エンジン１００がオーバヒートすることが防止される。
【００２１】
そして、エンジン回転数が一定とすれば、エンジン負荷の増大に応じて冷却損失熱量も図７、８に示すように増大するが、本実施形態では、図８に示すように、出口水温と入口水温との温度差がエンジン負荷によらず略一定に維持される。これに対して、エンジンから駆動力を得て稼働するポンプ（メカポンプ）を用いた従来の冷却装置では、本実施形態に係る冷却装置に比べて、エンジン負荷に応じて吐出流量（循環流量）を変化させることができないので、エンジン負荷が小さくなるほど、等しい冷却損失熱量に対する循環流量が大きくなる。
【００２２】
そして、通水系の圧力損失（ポンプの吐出圧）は、流量の約２乗に比例して増大するので、メカポンプを用いた従来の冷却装置では、ポンプ仕事が本実施形態に係る冷却装置に比べて大きくなる。
したがって、本実施形態に係る冷却装置によれば、不必要なポンプ仕事の低減を図ることができるとともに、エンジン負荷に応じて冷却水温度を適切に制御することができる。延いては、エンジン１００の温度分布が大きく変化することを防止できるので、エンジン１００の熱歪みを防止することができ、燃費の向上を図りつつ、エンジンの耐久性を向上させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】冷却装置の模式図である。
【図２】制御弁とポンプとが一体化されたものの外形図である。
【図３】（ａ）は図２のＡ−Ａ断面図であり、（ｂ）は（ａ）のＢ−Ｂ断面図である。
【図４】冷却装置の制御フローチャートである。
【図５】流量係数とエンジン回転数との関係を示すグラフである。
【図６】図５のグラフの内容を示す図表である。
【図７】冷却損失熱量とエンジン回転数との関係を示すグラフである。
【図８】電動ポンプの循環流量等とメカポンプの循環流量等とを示す図表である。
【図９】循環流量とエンジン回転数との関係を示すグラフである。
【符号の説明】
１００…エンジン（液冷式内燃機関）、２００…ラジエータ、
２３０…送風機、３００…バイパス回路、４００…ロータリ式流量制御弁、
５００…電動ポンプ、６００…電子制御装置、６１０…圧力センサ、
６２１…第１水温センサ、６２２…第２水温センサ、
６２３…第３水温センサ。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
0003552543.tif 000009
【図９】
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