(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
内燃機関の冷却水循環経路に設けられたラジエータと、前記ラジエータを通過する冷却水の流量を調整するアクチュエータとを備え、内燃機関の出口における実際の冷却水温度である実機関出口水温を内燃機関の出口における冷却水温度の目標値である目標機関出口水温とすべく前記アクチュエータを制御する内燃機関の冷却装置において、
前記内燃機関から冷却水に奪われる熱量である冷却損失熱量を前記内燃機関の運転状態に基づき算出するとともに、実機関出口水温を目標機関出口水温にするための前記ラジエータでの冷却水要求通過量を要求ラジエータ流量とし、ラジエータの出口における実際の冷却水温度に相当するものを実ラジエータ出口水温として、目標機関出口水温と実ラジエータ出口水温との差及び前記算出した冷却損失熱量に基づいて前記要求ラジエータ流量を算出する算出手段と、
前記算出手段による前記要求ラジエータ流量に基づき前記アクチュエータを制御する制御手段とを備える
ことを特徴とする内燃機関の冷却装置。
【請求項２】
請求項１に記載の内燃機関の冷却装置において、
前記算出手段は、前記冷却水循環経路に設けられて前記ラジエータをバイパスする受放熱回路においての受放熱熱量を算出し、この算出した受放熱熱量をさらに加味して前記要求ラジエータ流量を算出する
ことを特徴とする内燃機関の冷却装置。
【請求項３】
内燃機関の冷却水循環経路に設けられたラジエータと、前記ラジエータを通過する冷却水の流量を調整するアクチュエータとを備え、内燃機関の出口における実際の冷却水温度である実機関出口水温を内燃機関の出口における冷却水温度の目標値である目標機関出口水温とすべく前記アクチュエータを制御する内燃機関の冷却装置において、
前記内燃機関から冷却水に奪われる熱量である冷却損失熱量を前記内燃機関の運転状態に基づき算出し、前記冷却水循環経路に設けられて前記ラジエータをバイパスする複数の受放熱回路においての受放熱熱量を同複数の受放熱回路が合流する合流部での冷却水の流量及び温度と内燃機関の冷却水温度とに基づいて算出するとともに、実機関出口水温を目標機関出口水温にするための前記ラジエータでの冷却水要求通過量を要求ラジエータ流量とし、ラジエータの出口における実際の冷却水温度に相当するものを実ラジエータ出口水温として、目標機関出口水温と実ラジエータ出口水温との差、前記算出した冷却損失熱量及び前記算出した受放熱熱量に基づいて前記要求ラジエータ流量を算出する算出手段と、
前記算出手段による前記要求ラジエータ流量に基づき前記アクチュエータを制御する制御手段とを備える
ことを特徴とする内燃機関の冷却装置。
【請求項４】
請求項３に記載の内燃機関の冷却装置において、
前記算出手段は、冷却水の流量調整にかかる前記アクチュエータの開度及び前記内燃機関の運転状態に基づいて前記合流部での冷却水の流量を算出する
ことを特徴とする内燃機関の冷却装置。
【請求項５】
請求項１〜４のいずれか一項に記載の内燃機関の冷却装置において、
前記算出手段は、内燃機関本体においての放熱熱量である機関本体放熱熱量を算出し、この算出した機関本体放熱熱量をさらに加味して前記要求ラジエータ流量を算出する
ことを特徴とする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、冷却水を循環させ、その冷却水と内燃機関との間で熱交換を行わせることにより内燃機関を冷却するようにした冷却装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
車両等に搭載される水冷式エンジンの冷却装置として、エンジンの冷却水循環経路に設けられて冷却水を冷却するラジエータと、ラジエータを通過する冷却水の流量を調整する流量制御弁とを備えたものが知られている。この冷却装置では、流量制御弁の開度制御を通じて調整される冷却水の流量に応じて、エンジンの冷却水温度が変化する。
【０００３】
こうした流量制御弁の開度制御としては、例えば特開平５−１７９９４８号公報に記載されたものが知られている。この開度制御では、エンジン負荷やエンジン回転速度に基づいて目標冷却水温度が設定される。実際のエンジンの冷却水温度が、この設定された目標冷却水温度となるように、流量制御弁の開度がフィードバック制御される。この制御により、ラジエータを通過する冷却水の流量が調整され、エンジンの冷却水温度が目標冷却水温度に収束する。
【０００４】
上記技術によると、エンジンの負荷状態に応じて冷却水の温度が調整される。そのため、エンジンに高出力が要求される状況では、冷却水温度を低くしてシリンダの冷却効率を高める。また、低燃費が要求される状況では、冷却水温度を高くしてシリンダ内での燃焼効率を高める。このようにして、高出力（出力性能）及び低燃費という相反する性能の両立を図っている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、上記公報記載の冷却装置では、流量制御弁の開度制御を、冷却水温度と目標冷却水温度との偏差のみに基づいて行っている。このため、冷却水温度を目標冷却水温度に近づけるうえで、その応答性が悪い。特に、エンジンの運転状態が変化して冷却損失熱量が変化した場合には、冷却水温度を目標冷却水温度に応答性よく制御することができない。ここで、冷却損失熱量は、冷却水がエンジンに流入して流出するまでの期間、すなわち、冷却水がエンジン内を通過する過程において、エンジンから冷却水に奪われる熱量である。そして、前記のように冷却損失熱量が変化すると、燃費及び出力性能を向上させるうえでロスが発生するという問題がある。この問題は、流量制御弁に代えて、電動ウォータポンプによって、ラジエータを通過する冷却水の流量を調整するようにした冷却装置においても同様に起こり得る。
【０００６】
本発明はこのような実情に鑑みてなされたものであって、その目的は、内燃機関の運転状態が変化して冷却損失熱量が変化しても、内燃機関の冷却水温度を目標冷却水温度に応答性よく制御することのできる内燃機関の冷却装置を提供することにある。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
以下、上記目的を達成するための手段及びその作用効果について記載する。
（１）請求項１に記載の発明は、内燃機関の冷却水循環経路に設けられたラジエータと、前記ラジエータを通過する冷却水の流量を調整するアクチュエータとを備え、内燃機関の出口における実際の冷却水温度である実機関出口水温を内燃機関の出口における冷却水温度の目標値である目標機関出口水温とすべく前記アクチュエータを制御する内燃機関の冷却装置において、前記内燃機関から冷却水に奪われる熱量である冷却損失熱量を前記内燃機関の運転状態に基づき算出するとともに、実機関出口水温を目標機関出口水温にするための前記ラジエータでの冷却水要求通過量を要求ラジエータ流量とし、ラジエータの出口における実際の冷却水温度に相当するものを実ラジエータ出口水温として、目標機関出口水温と実ラジエータ出口水温との差及び前記算出した冷却損失熱量に基づいて前記要求ラジエータ流量を算出する算出手段と、前記算出手段による前記要求ラジエータ流量に基づき前記アクチュエータを制御する制御手段とを備えることを要旨としている。
【０００８】
上記発明によれば、算出手段では、内燃機関の冷却損失熱量、すなわち冷却水が内燃機関を通過する過程でその冷却水に奪われる内燃機関の熱量が、機関運転状態に基づいて算出される。また、冷却損失熱量及び目標機関出口水温と実ラジエータ出口水温との差に基づき、目標機関出口水温を実現するうえで要求されるラジエータでの冷却水要求通過量（要求ラジエータ流量）が算出される。そして、制御手段では、算出手段で算出された要求ラジエータ流量に基づきアクチュエータが制御される。この制御により、ラジエータを通過する冷却水の流量が調整され、実機関出口水温が目標機関出口水温に収束するようになる。従って、内燃機関の運転状態が変化して冷却損失熱量が変化した場合であっても、その冷却損失熱量の変化に応じてアクチュエータが制御される。このため、実機関出口水温を目標機関出口水温に応答性よく制御することができるようになる。
【０００９】
（２）請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の内燃機関の冷却装置において、前記算出手段は、前記冷却水循環経路に設けられて前記ラジエータをバイパスする受放熱回路においての受放熱熱量を算出し、この算出した受放熱熱量をさらに加味して前記要求ラジエータ流量を算出することを要旨としている。
【００１０】
上記発明によれば、ラジエータをバイパスする受放熱回路が設けられている場合、冷却水がこの受放熱回路を通過する過程で受放熱が行われる。受放熱後の冷却水は冷却水循環経路に合流し、再び内燃機関内を通過する。この点に関し上記発明では、前述した冷却損失熱量及び目標機関出口水温と実ラジエータ出口水温との差に加え、受放熱回路での受放熱熱量に基づき要求ラジエータ流量が算出される。そして、制御手段では、算出手段で算出された要求ラジエータ流量に基づきアクチュエータが制御される。従って、受放熱回路の受放熱熱量が変化したとしても、実機関出口水温の目標機関出口水温への収束性が向上する。すなわち、冷却水温度制御のオーバシュート（冷却水温度が目標冷却水温度に達した後にさらに上昇する現象）量やアンダシュート（冷却水温度が目標冷却水温度に達した後にさらに下降する現象）量を少なくすることができ、内燃機関の構成部品の耐熱性を考慮して目標機関出口水温を下げなくてもすむ。その結果、目標機関出口水温の低下にともなうフリクションの増大、ひいては燃費の悪化を抑制することができる。
【００１１】
（３）請求項３に記載の発明は、内燃機関の冷却水循環経路に設けられたラジエータと、前記ラジエータを通過する冷却水の流量を調整するアクチュエータとを備え、内燃機関の出口における実際の冷却水温度である実機関出口水温を内燃機関の出口における冷却水温度の目標値である目標機関出口水温とすべく前記アクチュエータを制御する内燃機関の冷却装置において、前記内燃機関から冷却水に奪われる熱量である冷却損失熱量を前記内燃機関の運転状態に基づき算出し、前記冷却水循環経路に設けられて前記ラジエータをバイパスする複数の受放熱回路においての受放熱熱量を同複数の受放熱回路が合流する合流部での冷却水の流量及び温度と内燃機関の冷却水温度とに基づいて算出するとともに、実機関出口水温を目標機関出口水温にするための前記ラジエータでの冷却水要求通過量を要求ラジエータ流量とし、ラジエータの出口における実際の冷却水温度に相当するものを実ラジエータ出口水温として、目標機関出口水温と実ラジエータ出口水温との差、前記算出した冷却損失熱量及び前記算出した受放熱熱量に基づいて前記要求ラジエータ流量を算出する算出手段と、前記算出手段による前記要求ラジエータ流量に基づき前記アクチュエータを制御する制御手段とを備えることを要旨としている。
【００１２】
上記発明によれば、請求項１に記載の発明による作用効果に準じた作用効果、及び請求項２に記載の発明による作用効果に準じた作用効果を奏することができるようになる。
【００１３】
（４）請求項４に記載の発明は、請求項３に記載の内燃機関の冷却装置において、前記算出手段は、冷却水の流量調整にかかる前記アクチュエータの開度及び前記内燃機関の運転状態に基づいて前記合流部での冷却水の流量を算出することを要旨としている。
【００１４】
（５）請求項５に記載の発明は、請求項１〜４のいずれか一項に記載の内燃機関の冷却装置において、前記算出手段は、内燃機関本体においての放熱熱量である機関本体放熱熱量を算出し、この算出した機関本体放熱熱量をさらに加味して前記要求ラジエータ流量を算出することを要旨としている。
【００１５】
ここで、冷却損失熱量は、内燃機関の運転状態以外にも、内燃機関の本体から放出される熱量（機関本体放熱熱量）の変化によっても変動するものと考えられる。この点に関し、上記発明では、機関本体放熱熱量を求めて要求ラジエータ流量の算出に反映させるようにしている。従って、機関本体放熱熱量が変化したとしても、実機関出口水温の目標機関出口水温への収束性が向上する。すなわち、冷却水温度制御のオーバシュート量やアンダシュート量を少なくすることができるため、内燃機関の本体等の構成部品の耐熱性を考慮して目標機関出口水温を下げなくてすむ。その結果、目標機関出口水温の低下にともなうフリクションの増大、ひいては燃費の悪化を抑制することができる。
【００１６】
【発明の実施の形態】
（第１実施形態）
以下、本発明を具体化した第１実施形態について、図１〜図４に従って説明する。
【００１７】
図１に示すように、車両に搭載された多気筒エンジン１１の主要部は、シリンダブロック、シリンダヘッド等からなるエンジン本体１２によって構成されている。エンジン本体１２には、シリンダ毎の燃焼室に空気を取込むための吸気通路１３が接続されている。吸気通路１３には、エアクリーナ１４及びスロットルボディ１５が設けられている。エアクリーナ１４は、吸気通路１３を通じてエンジン本体１２に吸入される空気中の塵埃を捕捉するフィルタである。スロットルボディ１５にはスロットル弁１６が回動可能に支持され、さらにこのスロットル弁１６にスロットルモータ１７が駆動連結されている。
【００１８】
スロットルモータ１７は、運転者によるアクセルペダル１８の踏込み操作等に基づき、後述する電子制御装置（Electronic Control Unit ：ＥＣＵ）３５によって制御され、スロットル弁１６を回動させる。吸気通路１３を流れる空気の量である吸入空気量は、スロットル弁１６の回動角度であるスロットル開度に応じて変化する。燃焼室では、吸気通路１３を通じて取込まれた空気と燃料の混合気が燃焼される。この燃焼にともない発生する熱エネルギーによって、出力軸であるクランク軸１９が回転される。このようにして熱エネルギーが動力に変換される。エンジン本体１２には、燃焼室で生じた燃焼ガスをエンジン１１の外部に排出するための排気通路２１が接続されている。動力に変換されない熱エネルギーの一部は排気ガスとともに、あるいは摩擦損失として失われ、残りはエンジン本体１２の各部に吸収される。この吸収された熱によりエンジン本体１２が過熱するのを防止するために、以下に示す水冷式の冷却装置２０が設けられている。
【００１９】
エンジン本体１２の内部には冷却水の通路であるウォータジャケット（図示略）が設けられている。ウォータジャケットの入口１０ａ及び出口１０ｂは、ラジエータ通路２３によってラジエータ２２に接続されている。
【００２０】
ウォータジャケットの入口１０ａ又はその近傍にはウォータポンプ（Ｗ／Ｐ）２４が取付けられている。ウォータポンプ２４は、プーリ、ベルト等によりクランク軸１９に駆動連結されており、エンジン１１の作動にともなうクランク軸１９の回転により作動する。ウォータポンプ２４は、ラジエータ通路２３内の冷却水を吸引してウォータジャケットへ吐出する。これらの吸引及び吐出により、冷却水はウォータポンプ２４を起点としてラジエータ通路２３内を図１の時計周り方向に循環する（図１の矢印参照）。この循環中、冷却水はウォータジャケット通過する過程でエンジン本体１２の熱を吸収し昇温する。昇温した冷却水がラジエータ２２を通過する際に、その冷却水の熱が放射される。
【００２１】
ラジエータ通路２３には、ラジエータ２２を迂回するバイパス通路２５が接続されている。バイパス通路２５の一端（図１の右端）は、ラジエータ通路２３において、ラジエータ２２とウォータジャケットの出口１０ｂとの間に接続されている。また、バイパス通路２５の他端（図１の左端）は、ラジエータ通路２３において、ラジエータ２２とウォータポンプ２４との間に接続されている。そして、前述したウォータジャケット、ラジエータ通路２３、バイパス通路２５等によって冷却水循環経路が構成されている。
【００２２】
バイパス通路２５の前記他端とラジエータ通路２３との接続部分には、流量調整用アクチュエータとして流量制御弁２６が設けられている。流量制御弁２６は、弁開度を調整することにより、ラジエータ通路２３及びバイパス通路２５を流れる冷却水の流量を調整するための弁である。ここで、流量制御弁２６は、弁開度が大となるほどラジエータ通路２３での冷却水の流量が多くなるよう構成されている。
【００２３】
そして、流量制御弁２６により、ラジエータ通路２３の冷却水流量を調整することで、エンジン本体１２を冷却する冷却水温度が制御される。すなわち、ラジエータ通路２３の冷却水流量を多くすれば、冷却水循環経路内をエンジン本体１２側に流れる冷却水のうち、ラジエータ２２にて冷却された冷却水の割合が大となることから、エンジン本体１２を冷却する冷却水温度が低くなる。また、ラジエータ通路２３の冷却水流量を少なくすれば、冷却水循環経路内をエンジン本体１２側に流れる冷却水のうち、ラジエータ２２にて冷却された冷却水の割合が小となることから、エンジン本体１２を冷却する冷却水温度が高くなる。
【００２４】
車両には、その運転状態を検出するために各種センサが取付けられている。例えば、ラジエータ２２には、そのラジエータ２２を通過した直後の冷却水の温度（ラジエータ出口水温Ｔ２）を検出するラジエータ出口水温センサ２７が取付けられている。エンジン本体１２には、ウォータジャケットの出口１０ｂを通過した直後の冷却水の温度（エンジン出口水温Ｔｏ）を、エンジン本体１２の冷却水温度として検出するエンジン出口水温センサ２８が取付けられている。アクセルペダル１８又はその近傍には、運転者によるアクセルペダル１８の踏込み量（アクセル開度）を検出するアクセルセンサ２９が取付けられている。スロットルボディ１５には、スロットル開度を検出するスロットルセンサ３０が取付けられている。吸気通路１３内のスロットル弁１６よりも下流には、吸入空気の圧力（吸気圧）を検出する吸気圧センサ３１が取付けられている。クランク軸１９の近傍には、そのクランク軸１９が一定角度回転する毎にパルス状の信号を発生するクランク角センサ３２が設けられている。この信号は、クランク軸１９の回転角度（クランク角）及び回転速度（エンジン回転速度ＮＥ）の算出に用いられる。
【００２５】
前記各種センサ２７〜３２の検出値に基づきエンジン１１の各部を制御するために、車両にはＥＣＵ３５が用いられている。ＥＣＵ３５はマイクロコンピュータを中心として構成されており、中央処理装置（ＣＰＵ）が、読出し専用メモリ（ＲＯＭ）に記憶されている制御プログラム、初期データ、マップ等に従って演算処理を行い、その演算結果に基づいて各種制御を実行する。ＣＰＵによる演算結果は、ランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）において一時的に記憶される。
【００２６】
次に、前記のように構成された第１実施形態の作用について説明する。図２のフローチャートは、ＥＣＵ３５が実行する各処理のうち、流量制御弁２６の開度制御を通じてエンジン本体１２の冷却水温度（エンジン出口水温Ｔｏ）を制御するルーチンを示しており、所定のタイミング、例えば一定時間毎に行われる。
【００２７】
ＥＣＵ３５は、まずステップ１００で冷却損失熱量Ｑｗを算出する。この算出に際しては、例えば、図３に示すように、エンジン回転速度ＮＥ及びエンジン負荷（又はエンジン負荷率）と冷却損失熱量Ｑｗとの関係を予め規定したマップを参照する。負荷率は、エンジン１１の最大負荷に対する現在の負荷割合を示す値である。このマップはエンジン出口水温Ｔｏ毎に用意されている。このマップでは、冷却損失熱量Ｑｗは、エンジン回転速度ＮＥが低いときには少なく、エンジン回転速度ＮＥが高くなるに従って多くなる。これは、エンジン回転速度ＮＥが高いほど単位時間当りに燃焼室に供給される燃料が多くなることにともない、エンジン本体１２で発生する熱量が多くなり、それにともない冷却水に奪われるエンジン本体１２の熱量が多くなるためである。なお、エンジン負荷に代えてエンジン負荷率を用いた場合にも、上記と同様の傾向のマップが用いられる。
【００２８】
また、冷却損失熱量Ｑｗは、エンジン負荷が小さいときには少なく、エンジン負荷が大きくなるに従って多くなる。ただし、エンジン回転速度ＮＥが高い領域では、エンジン負荷が大きくなるに従い冷却損失熱量Ｑｗの増加度合が緩やかになる。これは、前述したようにエンジン回転速度ＮＥの上昇により単位時間当りに供給される燃料が増え、その燃料増量にともなう冷却効果により燃焼室の温度が下がり、冷却水に奪われるエンジン本体１２の熱量が減少するためである。
【００２９】
ここで、冷却損失熱量Ｑｗは基本的にはエンジン本体１２での発熱量に左右される。このことから、エンジン負荷としては、発熱量に関係する要素、例えば１燃焼サイクル当りの燃料噴射量、吸入空気量等を用いることができる。後者（吸入空気量）については、燃料噴射制御において、吸入空気量に応じた量の燃料が噴射されることから、発熱量に間接的に関係する要素であるといえる。そのほかにも、エンジン負荷として、吸気圧センサ３１による吸気圧、スロットルセンサ３０によるスロットル開度等を用いることも可能であるが、この場合には適宜補正を行うことが望ましい。
【００３０】
そして、ステップ１００では、ＥＣＵ３５は、クランク角センサ３２によるエンジン回転速度ＮＥ及びエンジン負荷に対応する冷却損失熱量Ｑｗを、図３のマップから求める。
【００３１】
次にステップ２００において、前記ステップ１００での冷却損失熱量Ｑｗ、目標エンジン出口水温Ｔｔ、及びラジエータ出口水温センサ２７によるラジエータ出口水温Ｔ２から次式（１）に従って要求ラジエータ流量Ｖ２を算出する。要求ラジエータ流量Ｖ２は、エンジン出口水温Ｔｏを目標エンジン出口水温Ｔｔに収束させるうえで要求されるラジエータ２２での冷却水の流量である。
【００３２】
Ｖ２＝Ｑｗ／{ Ｃ・（Ｔｔ−Ｔ２）}         ……（１）
上記式（１）中、Ｃは温度を流量に変換するための係数であり、例えば冷却水の比熱と密度との積によって決定されている。また、目標エンジン出口水温Ｔｔはエンジン１１の運転状態に応じて決定される。例えば、運転状態がアイドル域にある場合、目標エンジン出口水温Ｔｔは、発進時のノッキング対策等のために若干低めの温度（例えば９０℃）に設定される。運転状態が部分負荷域（パーシャル域）にある場合、目標エンジン出口水温Ｔｔは、フリクションロス低減等のために高めの温度（例えば１００℃）に設定される。運転状態が全負荷域（ＷＯＴ）にある場合、目標エンジン出口水温Ｔｔは、充てん効率を高めるために低めの温度（例えば８０℃）に設定される。なお、これらの目標エンジン出口水温Ｔｔの値は一例にすぎず、適宜変更可能である。
【００３３】
続いて、ステップ３００において、前記ステップ２００での要求ラジエータ流量Ｖ２及びエンジン回転速度ＮＥに基づき流量制御弁２６への指令開度を算出する。この算出に際しては、例えば、図４に示すように、要求ラジエータ流量Ｖ２及びエンジン回転速度ＮＥと、指令開度との関係を予め規定したマップを参照する。このマップでは、指令開度は、要求ラジエータ流量Ｖ２が少ないときには小さく、要求ラジエータ流量Ｖ２が多くなるに従って大きくなる。また、指令開度は、エンジン回転速度ＮＥが低いときには要求ラジエータ流量Ｖ２がわずかに変化しても大きく変化する。これに対し、指令開度は、エンジン回転速度ＮＥが高くなるに従い、要求ラジエータ流量Ｖ２が多く変化しなければあまり変化しなくなる。
【００３４】
そして、ステップ３００では、ＥＣＵ３５は要求ラジエータ流量Ｖ２及びエンジン回転速度ＮＥに対応する指令開度を図４のマップから求める。
次に、ステップ４００において、前記ステップ３００での指令開度に基づき流量制御弁２６を駆動制御して、弁開度を変化させる。そして、ステップ４００の処理を経た後に冷却水温度制御ルーチンを一旦終了する。この流量制御弁２６の開度調整によりラジエータ２２を通過する冷却水の流量が調整され、エンジン出口水温Ｔｏが目標エンジン出口水温Ｔｔに収束する。
【００３５】
以上詳述した本実施形態によれば、以下の効果が得られる。
（ａ）エンジン負荷を流量制御弁２６の開度制御に反映させている。このため、冷却水温度のみに基づいて制御する場合とは異なり、そのときのエンジン負荷に適した目標エンジン出口水温Ｔｔにエンジン出口水温Ｔｏを制御することが可能となる。例えば、高出力で走行する場合には、エンジン出口水温Ｔｏを低くして各シリンダの冷却効率を高める。また、低燃費で走行する場合には、エンジン出口水温Ｔｏを高くしてシリンダ内での燃焼効率を向上させる。これらの高出力及び低燃費という相反する性能を両立させて、エンジン性能を向上させることができる。
【００３６】
（ｂ）冷却損失熱量Ｑｗの算出（ステップ１００）に際し、エンジン運転状態として、エンジン回転速度ＮＥ及びエンジン負荷を用いている。このように、冷却損失熱量Ｑｗを左右するエンジン回転速度ＮＥ及びエンジン負荷に基づくことにより、冷却損失熱量Ｑｗを精度よく求めることが可能となる。また、エンジン回転速度ＮＥ及びエンジン負荷の両者に基づいて冷却損失熱量Ｑｗを算出することから、単独に基づく場合に比べて算出精度の向上を図ることができる。
【００３７】
（ｃ）冷却損失熱量Ｑｗをエンジン１１の運転状態に基づいて算出し（ステップ１００）、これを要求ラジエータ流量Ｖ２の算出に反映させている（ステップ２００）。このため、エンジン１１の運転状態が変化して冷却損失熱量Ｑｗが変化した場合であっても、その冷却損失熱量Ｑｗの変化に応じて流量制御弁２６の開度を制御し、エンジン出口水温Ｔｏを目標エンジン出口水温Ｔｔに応答性よく制御することができる。なお、冷却水温度と目標冷却水温度との偏差のみに基づいて流量制御弁の開度をフィードバック制御する従来技術では、冷却損失熱量Ｑｗの変化に対応できないため、このような良好な応答性を得ることは困難である。従って、第１実施形態では、前述した高出力走行時にはエンジン出口水温Ｔｏを早期に低くし、また、低燃費走行時にはエンジン出口水温Ｔｏを早期に高めることができ、高出力及び低燃費の実現のうえで発生するロスを少なくすることができる。
【００３８】
（ｄ）仮に、エンジン１１の運転状態等から流量制御弁２６の指令開度を直接求め、この指令開度に従って流量制御弁２６の開度を制御しようとすると、流量特性の異なる流量制御弁を用いる場合には、指令開度を再度求める必要が生じ、汎用性に欠ける。これに対し、第１実施形態では、ラジエータ出口水温Ｔ２に対する要求ラジエータ流量Ｖ２を一旦求め、流量制御弁２６の指令開度を要求ラジエータ流量Ｖ２から求めるようにしている。このため、流量特性の異なる流量制御弁２６を用いる場合であっても、流量制御弁２６毎に流量特性に応じた指令開度を求めなくてもすむ。
【００３９】
（第２実施形態）
次に、本発明を具体化した第２実施形態について、図５〜図７に従って説明する。第２実施形態では、前記バイパス通路２５とは別に、前記ラジエータ２２をバイパスする複数の受放熱回路が冷却水循環経路に設けられている。これにともない、受放熱回路での受放熱熱量を算出し、この受放熱熱量を要求ラジエータ流量Ｖ２の算出に反映させるようにしている。これらが第２実施形態の第１実施形態との主な相違点である。次に、この相違点を中心に説明する。
【００４０】
第２実施形態では、受放熱回路として、図５に示すようにヒータ回路３６、スロットルボディ温水回路３７、ＥＧＲクーラ回路３８、自動変速機の作動油ウォーマ（トランスミッションオイルクーラ）回路３９、温水加熱式のホットエアインテーク回路４０が設けられている。ヒータ回路３６は温水式ヒータ（暖房装置）のヒータコア（暖房用熱交換器）４１に接続されており、ヒータ回路３６を流れる冷却水が熱源としてヒータコア４１に導かれる。スロットルボディ温水回路３７はスロットルボディ１５に接続されており、冷却水（温水）が同温水回路３７を流れる過程でスロットルボディ１５が暖められる。このように暖められることにより、極寒時等におけるスロットル弁１６等の作動が安定する。
【００４１】
ＥＧＲクーラ回路３８の一部はＥＧＲ装置４２に沿って設けられている。ここで、ＥＧＲ装置４２は、排気ガス中の窒素酸化物を低減する手段として、排気ガスの一部を吸気通路１３に戻し、混合気が燃焼するときの最高温度を低くして窒素酸化物の生成量を少なくするための装置である。ＥＧＲ装置４２は、排気通路２１及び吸気通路１３をつなぐＥＧＲ通路４３を備えている。ＥＧＲ通路４３の下流側は、ＥＧＲガスを各気筒に均等に導くためのＥＧＲチャンバ４４によって構成されている。ＥＧＲ通路４３の途中には、同通路４３を流れるＥＧＲガスの流量を調整するためのＥＧＲ弁４５が取付けられている。そして、ＥＧＲチャンバ４４、ＥＧＲ弁４５及び吸気通路１３（特に吸気マニホルド４６）が、ＥＧＲクーラ回路３８を流れる冷却水によって冷却される。
【００４２】
なお、本実施形態では、ＥＧＲクーラ回路３８がスロットルボディ温水回路３７の下流に接続されている。別の表現をすると、両回路３８，３７が直列に設けられている。これに代えて、ＥＧＲクーラ回路３８はスロットルボディ温水回路３７に対し並列に設けられてもよい。
【００４３】
作動油ウォーマ回路３９は、自動変速機の作動油ウォーマ４７に接続されている。そして、冷却水（温水）が作動油ウォーマ４７を流れることにより、冷間時には自動変速機の作動油が早期に暖められるとともに、自動変速機のフリクションが低減される。この作動油ウォーマ４７は、作動油温が高いときにはオイルクーラとして機能する。ホットエアインテーク回路４０はエアクリーナ１４に接続されている。そのため、冷却水がエアクリーナ１４の近傍に設けられたヒータコアを通過する過程で、吸入空気が暖められる。
【００４４】
上述した各受放熱回路の上流部は、ウォータジャケットの出口１０ｂとラジエータ２２との間のラジエータ通路２３に接続されている。また、これらの受放熱回路の下流部は合流してウォータポンプ２４に接続されている。各受放熱回路の合流部４８又はその近傍には、合流部４８での冷却水の温度を、合流部水温Ｔ３として検出する合流部水温センサ４９が設けられている。この合流部水温センサ４９は、前述した他のセンサ２７〜３２と同様、ＥＣＵ３５に接続されている。
【００４５】
このような冷却装置２０の構成の相違にともない、ＥＣＵ３５による処理も第１実施形態と異なっている。次に、ＥＣＵ３５によって実行される冷却水温度制御ルーチンについて、図６のフローチャートに従って説明する。この冷却水温度制御ルーチンに関しては、要求ラジエータ流量Ｖ２を算出する処理が第１実施形態と異なっている。それ以外の処理については第１実施形態と同様であるため、同一のステップ数を付して説明を省略する。
【００４６】
ＥＣＵ３５は、ステップ１００で冷却損失熱量Ｑｗを算出した後、ステップ２１０〜２２０において、全受放熱回路での受放熱熱量Ｑetc を算出する。まず、ステップ２１０において、合流部４８での冷却水の流量を合流部流量Ｖ３として算出する。この算出に際しては、例えば、図７に示すように、流量制御弁２６の弁開度及びエンジン回転速度ＮＥと、合流部流量Ｖ３との関係を予め規定したマップを参照する。このマップでは、弁開度の小さな領域では、弁開度が大きくなるに従い合流部流量Ｖ３がわずかずつ少なくなる。弁開度が中から大の領域では、弁開度にかかわらず合流部流量Ｖ３は略一定となる。また、合流部流量Ｖ３はエンジン回転速度ＮＥが低いときには少なく、エンジン回転速度ＮＥが高くなるに従って多くなる。なお、弁開度としては、例えば前回の制御周期で用いた指令開度を用いることができる。
【００４７】
そして、ステップ２１０では、ＥＣＵ３５は、弁開度及びエンジン回転速度ＮＥに対応する合流部流量Ｖ３を図７のマップから求める。
続いて、ステップ２２０において、前記ステップ２１０での合流部流量Ｖ３、合流部水温センサ４９による合流部水温Ｔ３、及びエンジン出口水温センサ２８によるエンジン出口水温Ｔｏから次式（２）に従って全受放熱回路での受放熱熱量Ｑetc を算出する。
【００４８】
Ｑetc ＝Ｃ・Ｖ３・（Ｔｏ−Ｔ３）      ……（２）
上記式（２）中のＣは、前述した式（１）におけるＣと同様の係数である。
続いて、ステップ２３０において、係数Ｃ、目標エンジン出口水温Ｔｔ、ラジエータ出口水温センサ２７によるラジエータ出口水温Ｔ２、冷却損失熱量Ｑｗ及び受放熱熱量Ｑetc から次式（１ａ）に従って要求ラジエータ流量Ｖ２を算出する。
【００４９】
Ｖ２＝（Ｑｗ−Ｑetc ）／{ Ｃ・（Ｔｔ−Ｔ２）}         ……（１ａ）
上記式（１ａ）中、Ｃ、Ｔｔ、Ｔ２、Ｑｗは、前述した式（１）中のものと同義である。
【００５０】
ステップ２３０の処理を経た後、前記図２と同様にステップ３００，４００の処理を行い、冷却水温度制御ルーチンを一旦終了する。
以上詳述した第２実施形態によれば、前述した（ａ）〜（ｄ）に加えて以下の効果が得られる。
【００５１】
（ｅ）ラジエータ２２をバイパスする各種受放熱回路が設けられていることから、冷却水がこれらの受放熱回路を通過する過程で熱の授受（受放熱）が行われる。この受放熱後の冷却水は、ウォータポンプ２４を通じてラジエータ通路２３に流入し、再びエンジン本体１２内のウォータジャケットを通過する。これらの受放熱回路での受放熱熱量が多い場合には、この受放熱熱量を考慮しないと、エンジン出口水温Ｔｏの狙った値（目標エンジン出口水温Ｔｔ）への収束性が低下し、冷却水温度制御のオーバシュート量やアンダシュート量が多くなるおそれがある。
【００５２】
ここで、オーバシュートは、エンジン出口水温Ｔｏが目標エンジン出口水温Ｔｔに達した後に、エンジン出口水温Ｔｏを目標エンジン出口水温Ｔｔに維持することができず、エンジン出口水温Ｔｏがさらに上昇する現象である。また、アンダシュートは、エンジン出口水温Ｔｏが目標エンジン出口水温Ｔｔに達した後に、エンジン出口水温Ｔｏを目標エンジン出口水温Ｔｔに維持することができず、エンジン出口水温Ｔｏがさらに下降する現象である。
【００５３】
このようにオーバシュート量やアンダシュート量が多くなる場合、エンジン本体１２等の各構成部品の耐熱性を考慮し、それらの構成部品の正常作動を保証しようとすると、目標エンジン出口水温Ｔｔを下げることとなる。反面、こうするとエンジン出口水温Ｔｏが低くなることから、エンジン１１や自動変速機でのフリクションが増大し、燃費の悪化を招くおそれがある。
【００５４】
これに対し第２実施形態では、受放熱回路の受放熱熱量Ｑetc を算出し、要求ラジエータ流量Ｖ２の算出に際し、この受放熱熱量Ｑetc を反映させるようにしている。具体的には、式（１）の分子を変形した式（１ａ）に従って要求ラジエータ流量Ｖ２を算出するようにしている。
【００５５】
従って、受放熱回路の受放熱熱量が変化したとしても、エンジン出口水温Ｔｏの目標エンジン出口水温Ｔｔへの収束性が向上する。すなわち、冷却水温度制御のオーバシュート量やアンダシュート量を少なくすることができることから、エンジン本体１２等の構成部品の耐熱性を考慮して目標エンジン出口水温Ｔｔを下げなくてすむ。その結果、目標エンジン出口水温Ｔｔの低下にともなうフリクションの増大、ひいては燃費の悪化を抑制することができる。
【００５６】
（ｆ）上記（ｅ）に関連するが、合流部水温Ｔ３とエンジン出口水温Ｔｏとの偏差（温度差）が小さいと受放熱回路での受放熱熱量Ｑetc が少なく、逆にこの温度差が大きいと受放熱熱量Ｑetc が多い。また、合流部流量Ｖ３が少ないときには受放熱熱量Ｑetc が少なく、この合流部流量Ｖ３が多くなると受放熱熱量Ｑetc も多くなる。
【００５７】
この点、第２実施形態では、合流部流量Ｖ３、合流部水温Ｔ３及びエンジン出口水温Ｔｏから上記式（２）に従って全受放熱回路での受放熱熱量Ｑetc を算出するようにしている。従って、上記のように受放熱回路での受放熱熱量Ｑetc を左右する要素である合流部流量Ｖ３、合流部水温Ｔ３及びエンジン出口水温Ｔｏを用いることで、受放熱熱量を精度よく求めることが可能となる。
【００５８】
（第３実施形態）
次に、本発明を具体化した第３実施形態について、図１、及び図８〜図１０に従って説明する。第３実施形態では、車両の運転状態を検出するために、図１において二点鎖線で示すように、車両の走行速度である車速ＳＰＤを検出する車速センサ５１と、外気温度ＴＨＡを検出する外気センサ５２とが付加されている。また、これらのセンサ５１，５２の付加にともないＥＣＵ３５による処理も第１実施形態と異なっている。
【００５９】
次に、ＥＣＵ３５によって実行される冷却水温度制御ルーチンについて、図１０のフローチャートに従って説明する。この冷却水温度制御ルーチンに関しては、要求ラジエータ流量Ｖ２を算出する処理が第１実施形態と異なっている。それ以外の処理については第１実施形態と同様であるため、同一のステップ数を付して説明を省略する。
【００６０】
ＥＣＵ３５は、ステップ１００で冷却損失熱量Ｑｗを算出した後、ステップ２４０〜２６０でエンジン本体放熱熱量Ｑoengを算出する。まず、ステップ２４０において基本エンジン本体放熱熱量Ｑｏを算出する。この算出に際しては、例えば、図８に示すように、車速ＳＰＤと基本エンジン本体放熱熱量Ｑｏとの関係を予め規定したマップを参照する。
【００６１】
ここで、エンジン本体１２からの放熱熱量は、そのエンジン本体１２の温度と周囲の温度との偏差（温度差）が大きくなるほど多くなる。また、前記放熱熱量は、エンジン本体１２のうち高温部位の表面積が大きくなるほど多くなる。
【００６２】
一方、車両の走行速度（車速ＳＰＤ）が高くなると、エンジン本体１２の周囲に、そのエンジン本体１２との温度差の大きな空気が常に存在することとなる。このため、エンジン本体１２の放熱熱量は車速が小さいとき少なく、車速の増加にともない増大する。
【００６３】
このことを考慮して、図８のマップでは、基本エンジン本体放熱熱量Ｑｏは車速ＳＰＤが低いときには少なく、車速ＳＰＤの増加に従って増大するように設定されている。そして、ＥＣＵ３５は、そのときの車速センサ５１によって検出された車速ＳＰＤに対応する基本エンジン本体放熱熱量Ｑｏを図８のマップから求める。
【００６４】
続いて、ステップ２５０において外気温度補正係数Ｋtha を算出する。この算出に際しては、例えば図９に示すように、外気温度ＴＨＡと外気温度補正係数Ｋtha との関係を予め規定したマップを参照する。
【００６５】
ここで、前述したように、エンジン本体１２からの放熱熱量は、そのエンジン本体１２の温度と周囲の温度との偏差（温度差）が大きいほど多くなる。このため、外気温度ＴＨＡが低いと、エンジン本体１２の温度と周囲の温度との温度差が大きくなって放熱熱量も多くなる。逆に外気温度ＴＨＡが高いと、前記温度差が小さくなって放熱熱量が少なくなる。
【００６６】
このことを考慮して、図９のマップでは、外気温度補正係数Ｋtha は、外気温度ＴＨＡが低いときには大きく、外気温度ＴＨＡが高くなるに従い小さくなるように設定されている。そして、ＥＣＵ３５は、そのときの外気センサ５２による外気温度ＴＨＡに対応する外気温度補正係数Ｋtha を図９のマップから求める。
【００６７】
次に、ステップ２６０において、前記ステップ２４０で求めた基本エンジン本体放熱熱量Ｑｏと、前記ステップ２５０で求めた外気温度補正係数Ｋtha とから次式（３）に従ってエンジン本体放熱熱量Ｑoengを算出する。
【００６８】
Ｑoeng＝Ｑｏ・Ｋtha     ……（３）
次に、ステップ２７０において、係数Ｃ、目標エンジン出口水温Ｔｔ、ラジエータ出口水温Ｔ２、冷却損失熱量Ｑｗ及びエンジン本体放熱熱量Ｑoengから次式（１ｂ）に従って要求ラジエータ流量Ｖ２を算出する。
【００６９】
Ｖ２＝（Ｑｗ−Ｑoeng）／{ Ｃ・（Ｔｔ−Ｔ２）}         ……（１ｂ）
上記式（１ｂ）中、Ｃ、Ｔｔ、Ｔ２、Ｑｗは、前述した式（１）中のものと同義である。
【００７０】
ステップ２７０の処理を経た後、前記図２と同様にステップ３００，４００の処理を行い、冷却水温度制御ルーチンを一旦終了する。
以上詳述した第３実施形態によれば、前述した（ａ）〜（ｄ）に加えて以下の効果が得られる。
【００７１】
（ｇ）エンジン本体１２の冷却損失熱量Ｑｗは、エンジン回転速度ＮＥ及びエンジン負荷以外にも、エンジン本体１２から放出される熱量（エンジン本体放熱熱量Ｑoeng）によっても変動するものと考えられる。ここで、エンジン本体放熱熱量Ｑoengは、車速ＳＰＤから大きく影響を受ける。また、エンジン本体放熱熱量Ｑoengは、車速ＳＰＤほどではないにしろ外気温度ＴＨＡからも影響を受ける。これらの影響が大きい場合には、エンジン本体放熱熱量Ｑoengを考慮しないと、エンジン出口水温Ｔｏの狙った値（目標エンジン出口水温Ｔｔ）への収束性が低下するおそれがあり、冷却水温度制御のオーバシュート量やアンダシュート量が多くなるおそれがある。そこで、エンジン本体１２等の各構成部品の耐熱性を考慮し、それらの構成部品の正常作動を保証しようとすると、目標エンジン出口水温Ｔｔを下げることとなる。反面、こうするとエンジン出口水温Ｔｏが低くなることからエンジン１１や自動変速機でのフリクションが増大し、燃費の悪化を招くおそれがある。
【００７２】
これに対し第３実施形態では、車速ＳＰＤに基づき基本エンジン本体放熱熱量Ｑｏを求める（ステップ２４０）とともに、外気温度ＴＨＡに基づき外気温度補正係数Ｋtha を求めている（ステップ２５０）。そして、これら基本エンジン本体放熱熱量Ｑｏ及び外気温度補正係数Ｋtha から式（３）に従ってエンジン本体放熱熱量Ｑoengを求め（ステップ２６０）、要求ラジエータ流量Ｖ２の算出にエンジン本体放熱熱量Ｑoengを反映させている（ステップ２７０）。具体的には、式（１）の分子を変形した式（１ｂ）に従って要求ラジエータ流量Ｖ２を算出するようにしている。
【００７３】
従って、エンジン本体放熱熱量Ｑoengが変化したとしても、エンジン出口水温Ｔｏの目標エンジン出口水温Ｔｔへの収束性が向上する。すなわち、冷却水温度制御のオーバシュート量やアンダシュート量を少なくすることができることから、エンジン本体１２等の構成部品の耐熱性を考慮して目標エンジン出口水温Ｔｔを下げなくてすむ。その結果、目標エンジン出口水温Ｔｔの低下にともなうフリクションの増大、ひいては燃費の悪化を抑制することができる。
【００７４】
（ｈ）車速ＳＰＤ及び外気温度ＴＨＡに基づきエンジン本体放熱熱量Ｑoengを算出するようにしている（ステップ２４０〜２６０）。このようにエンジン本体１２の放熱熱量に影響を及ぼすと考えられる車速ＳＰＤ及び外気温度ＴＨＡを用いることで、エンジン本体放熱熱量Ｑoengを精度よく求めることが可能となる。また、車速ＳＰＤ及び外気温度ＴＨＡの両者に基づいてエンジン本体放熱熱量Ｑoengを求めることから、単独（例えば車速ＳＰＤのみ）に基づく場合に比べて算出精度の向上を図ることができる。
【００７５】
なお、本発明は次に示す別の実施形態に具体化することができる。
・目標冷却水温度を、前記実施形態とは異なる態様で算出してもよい。例えば、特開平５−１７９９４８号公報に記載されているように、（ａ）基本噴射量とエンジン回転速度との組合わせ、（ｂ）スロットル開度と冷却水温度との組合わせ、（ｃ）吸気圧と冷却水温度との組合わせに基づいて目標冷却水温度を算出することができる。
【００７６】
・本発明は、エンジン１１により駆動されるウォータポンプ２４及び流量制御弁２６に代えて、電動ウォータポンプによってラジエータを通過する冷却水の流量を調整するようにした冷却装置にも適用可能である。この場合、前記各実施形態で説明した効果に加え、次の効果が得られる。
【００７７】
電動ウォータポンプの開度制御の一方法として、エンジン１１の運転状態等に基づき電動ウォータポンプの指令開度を直接求め、この指令開度に従って同ポンプの開度を制御することが考えられる。しかし、この場合、電動ウォータポンプの流量特性を特定したうえでないと、指令開度を求めることができない不具合がある。
【００７８】
これに対し、前記各実施形態と同様にして、ラジエータ出口水温Ｔ２に対する要求ラジエータ流量Ｖ２を一旦求め、電動ウォータポンプの指令開度を要求ラジエータ流量Ｖ２から求めるようにする。このようにすると、電動ウォータポンプの流量特性を特定しなくても、要求ラジエータ流量Ｖ２を通じて指令開度を求めることができる。
【００７９】
・第１実施形態において、エンジン回転速度ＮＥ及びエンジン負荷（又はエンジン負荷率）のいずれか一方に基づいて冷却損失熱量Ｑｗを求めてもよい。
・第３実施形態において、車速ＳＰＤ及び外気温度ＴＨＡのいずれか一方に基づいてエンジン本体放熱熱量Ｑoengを求めてもよい。例えば、基本エンジン本体放熱熱量Ｑｏに外気温度補正係数Ｋtha を乗算することなく、その基本エンジン本体放熱熱量Ｑｏをそのままエンジン本体放熱熱量Ｑoengとして扱ってもよい。
【００８０】
・第２実施形態と第３実施形態とを組合わせてもよい。すなわち、要求ラジエータ流量Ｖ２の算出に際し、受放熱熱量Ｑetc 及びエンジン本体放熱熱量Ｑoengを反映させる。具体的には、次式（１ｃ）に従って要求ラジエータ流量Ｖ２を算出する。
【００８１】
Ｖ２＝（Ｑｗ−Ｑetc −Ｑoeng）／{ Ｃ・（Ｔｔ−Ｔ２）}     ……（１ｃ）
このようにすると、受放熱回路の受放熱熱量Ｑetc やエンジン本体放熱熱量Ｑoengが変化したとしても、エンジン出口水温Ｔｏの目標エンジン出口水温Ｔｔへの収束性がさらに向上する。これにともない、冷却水温度制御のオーバシュート量やアンダシュート量を少なくし、燃費の悪化をさらに抑制することができる。
【００８２】
・第２実施形態の全受放熱回路において特に受放熱熱量の多いもの、例えばヒータ回路３６、作動油ウォーマ回路３９、ホットエアインテーク回路４０については、合流部水温センサ４９を用いることなく、次の方法に従って受放熱熱量を計測したり補正したりすることが可能である。
【００８３】
例えば、ヒータ回路３６に関しては、車両の走行にともなうヒータコア４１の近傍での風速を検出するとともに、ヒータコア４１の前後の気温を検出する。そして、ヒータコア４１の前後での温度差と風速とから放熱熱量を算出する。
【００８４】
また、作動油ウォーマ回路３９に関しては、同回路３９を流れる冷却水の温度と作動油の温度との偏差から基本放熱熱量を求める。そして、作動油ウォーマ４７を通過する冷却水の流量に応じた補正係数を前記基本放熱熱量に乗算することにより、受放熱熱量を算出する。
【００８５】
さらに、ホットエアインテーク回路４０については、エアクリーナ１４近傍のヒータコア前後の温度と、吸気通路１３を流れる吸入空気の量とに基づき放熱熱量を算出する。
【００８６】
そして、上記のようにしてそれぞれ求めた受放熱熱量を加算して受放熱熱量Ｑetc とし、前述した要求ラジエータ流量Ｖ２の算出式（１ａ）に反映する。
・第３実施形態において、外気センサ５２による外気温度ＴＨＡの代用値として、吸入空気の温度を用いてもよい。
【００８７】
その他、前記各実施形態から把握できる技術的思想について、それらの効果とともに記載する。
（Ａ）請求項１〜５のいずれか１つに記載の内燃機関の冷却装置において、前記冷却損失熱量の算出に用いられる前記運転状態は、前記内燃機関の回転速度及び負荷の少なくとも一方を含む。このように、冷却損失熱量を左右する要素である機関回転速度及び機関負荷の少なくとも一方を用いることにより、冷却損失熱量を精度よく求めることが可能となる。
【００８８】
（Ｂ）請求項１〜５、及び上記（Ａ）のいずれか１つに記載の内燃機関の冷却装置において、前記制御手段は、前記算出手段による前記要求ラジエータ流量と、前記内燃機関の運転状態とに基づき指令開度を算出し、この指令開度に従って前記アクチュエータの開度を制御する。
【００８９】
上記の構成によれば、算出手段によって算出された要求ラジエータ流量と内燃機関の運転状態とに基づきアクチュエータの指令開度が求められる。そして、この指令開度に従ってアクチュエータの開度が制御されると、ラジエータを通過する冷却水の流量が調整され、内燃機関の冷却水温度が目標冷却水温度に収束する。
【００９０】
（Ｃ）請求項２に記載の内燃機関の冷却装置において、前記算出手段は、前記受放熱回路が前記冷却水循環経路に合流する箇所での冷却水の流量と、同合流箇所での冷却水の温度と、前記内燃機関の前記冷却水温度とに基づき前記受放熱熱量を算出する。このように受放熱回路での受放熱熱量を左右する要素である合流箇所での冷却水の流量及び温度を用いることにより、受放熱熱量を精度よく求めることが可能となる。
【００９１】
（Ｄ）請求項５に記載の内燃機関の冷却装置において、前記内燃機関は車両に搭載されており、前記算出手段は、前記車両の走行速度及び外気温度の少なくとも一方に基づき前記機関本体放熱熱量を算出する。このように機関本体の放熱熱量を左右する要素である走行速度及び外気温度の少なくとも一方を用いることにより、機関本体放熱熱量を精度よく求めることが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施形態におけるエンジンの冷却装置の構成を示す略図。
【図２】冷却水の温度を制御する手順を示すフローチャート。
【図３】冷却損失熱量の決定に用いられるマップのマップ構造を示す略図。
【図４】指令開度の決定に用いられるマップのマップ構造を示す略図。
【図５】第２実施形態におけるエンジンの冷却装置の構成を示す略図。
【図６】冷却水の温度を制御する手順を示すフローチャート。
【図７】合流部流量の決定に用いられるマップのマップ構造を示す略図。
【図８】基本エンジン本体放熱熱量の決定に用いられるマップのマップ構造を示す略図。
【図９】外気温度補正係数の決定に用いられるマップのマップ構造を示す略図。
【図１０】第３実施形態において冷却水の温度を制御する手順を示すフローチャート。
【符号の説明】
１１…エンジン（内燃機関）、２０…冷却装置、２２…ラジエータ、２６…流量制御弁（アクチュエータ）、３５…ＥＣＵ（電子制御装置）、３６…ヒータ回路、３７…スロットルボディ温水回路、３８…ＥＧＲクーラ回路、３９…作動油ウォーマ回路、４０…ホットエアインテーク回路、Ｔｏ…エンジン出口水温（冷却水温度）、Ｔｔ…目標エンジン出口水温（目標冷却水温度）、Ｔ２…ラジエータ出口水温、Ｖ２…要求ラジエータ流量、Ｑｗ…冷却損失熱量、Ｑetc …受放熱熱量、Ｑoeng…エンジン本体放熱熱量（機関本体放熱熱量）。
【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】
0004023176.tif 000009
【図９】
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【図１０】
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