JP2015094264A - エンジン冷却制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】冷却水温制御の応答性の確保とエンジンの燃費損失の抑制とを好適に両立することのできるエンジン冷却制御装置を提供する。
【解決手段】電子制御ユニット３０は、電動ウォーターポンプ１７の駆動電力を制御して、同電動ウォーターポンプ１７から吐出される冷却水の流量を調整すること、及びヒーター２６の通電電力を制御して、電子制御サーモスタット２３の弁体２３Ｂの開弁量を調整することで、冷却水温を目標値に制御する。そして、電子制御ユニット３０は、ヒーター２６の通電電力を、冷却水温の検出値とその目標値との偏差に応じて補正するとともに、エンジン通過前後の冷却水温の差である出入口水温差の現在値とその基準値との偏差に応じて更に補正する。
【選択図】図１

Description

本発明は、冷却水温のフィードバック制御を行うエンジン冷却制御装置に関する。

車両等に採用される水冷式エンジンでは、エンジンの内部を通って冷却水を循環させる冷却水回路にラジエーターを迂回するバイパス水路を設け、ラジエーターに送られる冷却水の流量をサーモスタットにより増減することで、冷却水温を調整している。そして近年、こうしたエンジン冷却システムのサーモスタットとして、その動作をより自在に制御可能な電子制御サーモスタットの採用が進められている。電子制御サーモスタットとしては、サーモワックスが封入された感温部、その感温部の体積膨張に応じてリフトされる弁体、及び感温部のサーモワックスを加熱する電気式のヒーターを備えたものが知られている。

従来、そうした電子制御サーモスタットを備えるエンジン冷却制御装置として、特許文献１に記載の装置が知られている。同文献に記載の冷却制御装置では、ヒーターの通電電力を冷却水温と目標水温との差に応じてフィードバック補正することで、電子制御サーモスタットの弁体の開弁特性のばらつきによる冷却水温の制御性の悪化を抑えるようにしている。

こうした電子制御サーモスタットでは、ヒーターへの電力供給の開始からサーモワックスの温度が上昇するまでにある程度の時間がかかるため、冷却水温制御の応答性は、比較的低いものとなる。そこで、特許文献２に見られるように、電子制御サーモスタットに加え、エンジンの内部を通って循環される冷却水の流量（以下、ポンプ流量と記載する）を変更可能な電動ウォーターポンプを備え、応答性が特に求められる場面では、ポンプ流量の調整によって冷却水温を調整するエンジン冷却制御装置も提案されている。

特開２０１１−０２１４８２号公報 特開２０１１−２４１７７３号公報

ところで、電動ウォーターポンプのポンプ流量の増大による冷却水温の低下には、電子制御サーモスタットのヒーターへの電力供給による冷却水温の低下よりも、多大な電力が必要となる。そのため、電動ウォーターポンプにより冷却水温を調整する場合には、冷却水温のフィードバック制御に費やされる電力の消費量が増大して、発電負荷の増大によるエンジンの燃費損失の増加を招く虞がある。

本発明は、こうした実情に鑑みてなされたものであり、その解決しようとする課題は、冷却水温制御の応答性の確保とエンジンの燃費損失の抑制とを好適に両立することのできるエンジン冷却制御装置を提供することにある。

上記課題を解決するエンジン冷却制御装置は、電動ウォーターポンプ、電子制御サーモスタット、ヒーター制御手段、およびポンプ制御手段を備える。電動ウォーターポンプは、エンジンの内部を通って冷却水を循環させるとともに、その循環される冷却水の流量を変更可能とされている。また、電子制御サーモスタットは、ラジエーターを通過する流路を通って前記冷却水を循環させるか、該ラジエーターを通過しない流路を通って前記冷却水を循環させるかを切り換えるための弁体、およびその弁体の開弁量を調整するためのヒーターを有する。さらに、ヒーター制御手段は、エンジンの運転状態に応じて前記ヒーターの通電電力を制御して、前記弁体の開弁量を調整することで、冷却水温を目標値に制御し、ポンプ制御手段は、エンジンの運転状態に応じて電動ウォーターポンプの駆動電力を制御して、該電動ウォーターポンプから吐出される冷却水の流量を調整する。そして、上記エンジン冷却制御装置では、エンジンの運転状態に応じて設定したヒーターの通電電力を、冷却水温の検出値とその目標値との偏差に応じて補正するとともに、エンジン通過前後の冷却水温の差である出入口水温差の現在値とその基準値との偏差に応じて更に補正するように、ヒーター制御手段を構成している。

電動ウォーターポンプおよび電子制御サーモスタットを有するエンジン冷却制御装置では、電動ウォーターポンプから吐出される冷却水の流量が増減されると、エンジン通過中の冷却水温の上昇量、すなわちエンジン通過前後の冷却水温の差（出入口水温差）が変化され、その結果として冷却水温が調整される。一方、電子制御サーモスタットの弁体の開弁量が増減されると、冷却水の全循環量に占めるラジエーターを通過する冷却水流量の比率が変化して、エンジンを出てから再びエンジンに流入するまでの冷却水温の低下量が変化され、その結果として冷却水温が調整される。そのため、電子制御サーモスタットの弁体の開弁が遅れ、主に電動ウォーターポンプの冷却水吐出流量の増大によって目標値への冷却水温の調整が行われているときには、すなわち、冷却水温制御において電動ウォーターポンプが過剰な仕事をしているときには、そうでないときに比して出入口水温差が大きくなる。

上記構成では、ヒーターの通電電力が、冷却水温の検出値とその目標値との偏差に応じて補正されるとともに、エンジン通過前後の冷却水温の差である出入口水温差の現在値とその基準値との偏差に応じて更に補正される。そのため、一時的に電動ウォーターポンプの仕事が過剰となることがあっても、その過剰仕事分は次第に電子制御サーモスタット側に移し変えられるようなり、電動ウォーターポンプの仕事が過剰となった状態は継続されないようになる。よって、電動ウォーターポンプを用いることで冷却水温制御の応答性を確保しながらも、電動ウォーターポンプの仕事が過剰となった状態が継続されないようにすることができる。したがって、上記構成によれば、冷却水温制御の応答性の確保とエンジンの燃費損失の抑制とを好適に両立することができる。

なお、ポンプ制御手段は、エンジンの運転状態に応じて設定した電動ウォーターポンプの駆動電力を、出入口水温差の現在値とその目標値との比に応じて補正するように構成することができる。そうした場合の出入口水温差の目標値は、エンジン通過後の冷却水温である出口水温の目標値とエンジン通過前の冷却水温である入口水温の現在値との差として求めることができる。そして更に、そうした場合の入口水温の現在値は、出口水温の現在値から出入口水温差の現在値を減算することで求めるようにすることが可能である。

エンジン冷却制御装置の一実施形態が適用されるエンジンの冷却システムの構成を模式的に示す略図。 出口水温の低下が主にラジエーター流量の増大により行われるときの水温フィードバック制御の制御態様の一例を示すタイムチャート。 出口水温の低下が主にポンプ流量の増大により行われるときの水温フィードバック制御の制御態様の一例を示すタイムチャート。 エンジン冷却制御装置の一実施形態での水温フィードバック制御に際して実行される投入熱量算出ルーチンの処理手順を示すフローチャート。 燃料流量とベース出入口水温差との関係を示すグラフ。 ポンプ流量と流量補正係数との関係を示すグラフ。 エンジン冷却制御装置の一実施形態での水温フィードバック制御に際して実行されるポンプ電力算出ルーチンの処理手順を示すフローチャート。 エンジン冷却制御装置の一実施形態における水温フィードバック制御の制御態様の一例を示すタイムチャート。

以下、エンジン冷却制御装置を具体化した一実施形態を、図１〜図８を参照して詳細に説明する。
図１は、本実施形態の冷却制御装置が適用されるエンジンの冷却システムの構成を示している。ここではまず、同図を参照して、そうした冷却システムの構成を説明する。

同図に示すように、エンジンのシリンダーブロック１０及びシリンダーヘッド１１の内部には、ウォータージャケット１２が形成されている。そして、ウォータージャケット１２に冷却水を導入するための流入口１３がシリンダーブロック１０に、ウォータージャケット１２から冷却水を排出するための排出口１４がシリンダーヘッド１１に、それぞれ設けられている。

排出口１４には往路水路１５が、流入口１３には復路水路１６が、それぞれ接続されている。復路水路１６には、その流入口１３の近傍の部分に電動ウォーターポンプ１７が設けられている。また、往路水路１５には、その排出口１４の近傍の部分に、ウォータージャケット１２から流出したときの冷却水温、すなわちエンジン通過後の冷却水温（以下、出口水温と記載する）を検出する水温センサー１８が設けられている。そして、これら往路水路１５と復路水路１６は、ラジエーター水路１９及びバイパス水路２０の２つの水路を介して互いに連結されている。

電動ウォーターポンプ１７は、ウォータージャケット１２を通って冷却水を循環させるとともに、その循環される冷却水の流量を変更可能に構成されている。具体的には、電動ウォーターポンプ１７への通電電力を増大するほど、電動ウォーターポンプ１７からより多量の冷却水が吐出され、エンジンの内部を通って循環される冷却水の流量が増大される。こうした電動ウォーターポンプ１７には、バッテリーから電力が供給されており、そのバッテリーには、エンジンの動力を利用して発電された電気が蓄えられるようになっている。

ラジエーター水路１９の途中には、大気と冷却水との熱交換により、冷却水を冷却するラジエーター２１が設けられている。また、ラジエーター２１の近傍には、ラジエーター２１に強制的に大気を送るファンユニット２２が設けられている。

さらに、ラジエーター水路１９には、その冷却水の流れ方向におけるラジエーター２１の上流に、電子制御サーモスタット２３が設けられている。電子制御サーモスタット２３は、サーモワックスが封入された感温部２３Ａと、その感温部２３Ａの体積膨張に応じてリフトされる弁体２３Ｂを備えている。また、この電子制御サーモスタット２３には、ヒーター２６が内蔵されている。そして、感温部２３Ａに封入されたサーモワックスを、通電に応じたヒーター２６の発熱で加熱できるようになっている。なお、ヒーター２６に対する通電も、上述のバッテリーからの電力供給により行われる。

こうした冷却システムは、エンジン制御を司る電子制御ユニット３０により制御されている。電子制御ユニット３０は、エンジン制御にかかる各種演算処理を実行する中央演算処理装置、制御用のプログラムやデータが記憶された読込専用メモリー、中央演算処理装置の演算結果や各センサーの検出結果等を一時的に記憶するランダムアクセスメモリーを備えている。電子制御ユニット３０には、上述の水温センサー１８に加え、エンジンの吸入空気量を検出するエアフローメーター３１、エンジンのクランク角及び回転速度を検出するクランク角センサー３２、アクセルペダルの踏込量を検出するアクセルペダルセンサー３３といった、エンジンの運転状態を検出する各種センサーの検出信号が入力されている。なお、電動ウォーターポンプ１７や電子制御サーモスタット２３、ファンユニット２２は、こうした電子制御ユニット３０により駆動制御されている。

電子制御ユニット３０は、エンジン制御の一環として、冷却システムを循環される冷却水温のフィードバック制御（以下、「水温フィードバック制御」と記載する）を実行する。この水温フィードバック制御は、水温センサー１８により検出される出口水温の現在値（以下、実出口水温Thwと記載する）を、エンジン運転状態に応じて設定される目標出口水温Thwtrgに調整すべく実行される。以下、こうした水温フィードバック制御の詳細を説明する。

上記のような冷却システムでは、ポンプ電力WPduty及びヒーター投入熱量thermoWの操作により、実出口水温Thwの制御が行われる。ポンプ電力WPdutyは、電動ウォーターポンプ１７の駆動電力の制御指令値であり、その増大に応じては、電動ウォーターポンプ１７の吐出する冷却水の流量（ポンプ流量WP）が増大される。一方、ヒーター投入熱量thermoWは、電子制御サーモスタット２３のヒーター２６の通電電力の制御指令値であり、その増大によっては、ヒーター２６の発熱量が増大され、ひいては弁体２３Ｂのリフト量（開弁量）が増大される。すなわち、ポンプ電力WPdutyを増大して電動ウォーターポンプ１７の吐出する冷却水の流量を、ひいてはエンジンを通過する冷却水の流量を増やせば、冷却水がエンジン通過中にエンジンから受ける熱量が同じでも、エンジン通過中の冷却水温の上昇量が小さくなって実出口水温Thwが低下する。また、ヒーター投入熱量thermoWを増大して電子制御サーモスタット２３の弁体２３Ｂのリフト量を増大させれば、ラジエーター２１に分流される冷却水の流量（以下、ラジエーター流量と記載する）が増えて、より多くの冷却水がラジエーター２１で冷却されることになる。そして、ウォータージャケット１２に流入するときの冷却水の温度、すなわちエンジン通過前の冷却水温（以下、入口水温と記載する）が低下する。そのため、入口水温が低下すれば、エンジン通過中の冷却水温の上昇量が同じでも、実出口水温Thwは低下することになる。

こうした水温フィードバック制御では、電動ウォーターポンプ１７及び電子制御サーモスタット２３の双方の働きにより、実出口水温Thwが調整される。ただし、実出口水温Thwの調整における、それら電動ウォーターポンプ１７及び電子制御サーモスタット２３の仕事配分によっては、次の問題が生じる。

図２は、水温フィードバック制御の制御態様の一例を示している。この例では、ポンプ電力WPdutyは、目標出口水温Thwtrgに応じたオープン制御により操作されている。また、ヒーター投入熱量thermoWは、実出口水温Thwと目標出口水温Thwtrgとの偏差ΔThw（＝Thw−Thwtrg）に応じたフィードバック制御により操作されている。

この場合、目標出口水温Thwtrgが低下されると、実出口水温Thwと目標出口水温Thwtrgとの偏差ΔThwの拡大に応じてヒーター投入熱量thermoWが大幅に増やされる。ただし、ヒーター２６の加熱の開始からサーモワックスの温度が実際に上昇されるようになるまでにはある程度の時間が掛るため、ラジエーター流量が実際に増大されて、実出口水温Thwが低下されるようになるのは、ヒーター投入熱量thermoWの増大から暫く経ってからとなる。そのため、ヒーター投入熱量thermoWのフィードバック制御のみでは、水温フィードバック制御に高い応答性を期待するのは難しい。

図３は、ポンプ流量WPの増大及びヒーター投入熱量thermoWの双方を、目標出口水温Thwtrgと実出口水温Thwとの偏差ΔThwに応じたフィードバック制御により操作する場合の水温フィードバック制御の制御態様の一例を示している。この場合には、目標出口水温Thwtrgの低下に応じて、ポンプ電力WPduty及びヒーター投入熱量thermoWの双方が大幅に増やされる。上述のように、ヒーター投入熱量thermoWの増大からラジエーター流量の実際の増大までには、暫く時間を要するが、ポンプ流量WPは、ポンプ電力WPdutyの増大後、比較的速やかに増大される。そのため、目標出口水温Thwtrgの低下直後の実出口水温Thwの低下は、主にポンプ流量WPの増大によってなされることになる。なお、電動ウォーターポンプ１７の応答性は、電子制御サーモスタット２３の応答性よりも高いため、この場合の水温フィードバック制御の応答性は高くなる。

ただし、こうした場合には、ラジエーター流量が実際に増大される前に実出口水温Thwが目標出口水温Thwtrgに到達し、ヒーター投入熱量thermoWが「０」となる。そのため、目標出口水温Thwtrgに到達後のポンプ電力WPdutyの値は、図２の場合よりも大きくなる。一方、ヒーター投入熱量thermoWの増大によるラジエーター流量の増大は、比較的少ない電力で行うことが可能であるが、ポンプ電力WPdutyの増大によるポンプ流量WPの増大には、多大な電力が必要となる。そのため、この場合には、低下後の実出口水温Thwの維持に必要な電力消費が増し、その消費分を補うためにエンジンの発電負荷が増加するため、水温フィードバック制御によるエンジンの燃費損失が大きくなってしまう。

このように水温フィードバック制御における実出口水温Thwの低下にあたってのポンプ流量WPの増大、及びラジエーター流量の増大の比重の置き方が不適切であると、水温フィードバック制御の応答性の悪化、若しくはエンジンの燃費損失の増大のいずれかを招いてしまう。そこで、本実施形態では、それらの両立を図るべく、以下の態様で水温フィードバック制御を行うようにしている。

（ヒーター投入熱量thermoWの算出）
図４に、本実施形態のエンジン冷却制御装置で実行される水温フィードバック制御でのヒーター投入熱量thermoWの算出に用いられる投入熱量算出ルーチンのフローチャートを示す。同ルーチンの処理は、定時割り込み処理として、電子制御ユニット３０により周期的に実行される。

本ルーチンの処理が開始されると、まずステップＳ１００において、ヒーターオフ条件の成立の有無が確認される。ヒーターオフ条件は、ヒーター２６の通電の強制遮断の実行条件であり、ポンプ流量WPが「０」で、かつ目標出口水温Thwtrgが既定値α未満であるときに成立する。なお、目標出口水温Thwtrgは、水温フィードバック制御における冷却水温（実出口水温Thw）の目標値であり、その値は、エンジン負荷KL及びエンジン回転速度NEに基づいて算出される。なお、本実施形態では、高負荷運転時には、エンジンのシリンダー壁面の温度を下げてノッキングの発生を抑えるため、目標出口水温Thwtrgの値を、低、中負荷運転時よりも小さい値に設定している。

ここで、ヒーターオフ条件が成立していれば（Ｓ１００：ＹＥＳ）、処理がステップＳ１０１に進められ、そのステップＳ１０１において、ヒーター２６の通電電力の制御指令値であるヒーター投入熱量thermoWの値が「０」に設定された後、今回の本ルーチンの処理が終了される。一方、ヒーターオフ条件が不成立であれば（Ｓ１００：ＮＯ）、ステップＳ１０２に処理が進められ、そのステップＳ１０２からステップＳ１０８の処理を通じてヒーター投入熱量thermoWの値が設定された後、今回の本ルーチンの処理が終了される。

ステップＳ１０２に処理が進められると、そのステップＳ１０２において、ベース出入口水温差DTbaseが算出される。ベース出入口水温差DTbaseは、現在のエンジンの運転状態で冷却システムに基準流量の冷却水を循環させた状態を定常的に継続したときに生じる出入口水温差の想定値である。このベース出入口水温差DTbaseの値は、単位時間当りの燃料消費量である燃料流量GFに基づいて算出される。

図５に、ベース出入口水温差DTbaseと燃料流量GFとの関係を示す。燃料流量GFが多く、エンジンの発熱量が大きいときには、エンジンを通過する冷却水の受熱量も大きくなる。そのため、同図に示すように、ベース出入口水温差DTbaseは、燃料流量GFの増加に応じて大きい値に設定される。

続くステップＳ１０３では、ステップＳ１０２で算出したベース出入口水温差DTbaseと現状のポンプ流量WPとに基づき、エンジン通過前後の冷却水の温度差の現在値である実出入口水温差DTengが求められる。ここでは、ポンプ流量WPに基づき算出された流量補正係数KWPを上述のベース出入口水温差DTbaseに積算した値を実出入口水温差DTengとして求めている。

図６に、ポンプ流量WPと流量補正係数KWPとの関係を示す。エンジン通過中に冷却水がエンジンから受ける熱量が同じであれば、エンジンを通過する冷却水の流量が、ひいてはエンジンを通過する冷却水の熱容量が増すほど、エンジン通過前後の冷却水温の上昇量は小さくなる。そのため、流量補正係数KWPの値は、ポンプ流量WPが多くなるほど、小さい値が設定される。なお、同図に示すように、流量補正係数KWPの値は、ポンプ流量WPが基準流量のときに「１」となるように設定される。

次のステップＳ１０４では、実出口水温Thwから実出入口水温差DTengを減算した値が、入口水温の現在値である実入口水温Thwin（＝Thw−DTeng）として算出される。また、次のステップＳ１０５では、目標出口水温Thwtrgから出入口水温差の基準値である基準出入口水温差DTを減算することで、入口水温の目標値である目標入口水温Thwintrg（＝Thwtrg−DT）が求められる。基準出入口水温差DTは、冷却システムに基準流量の冷却水を循環させた状態を定常的に継続したときに生じる出入口水温差を示し、本実施形態のエンジン冷却制御装置では、その値は定数とされている。

次のステップＳ１０５では、実入口水温Thwinと目標入口水温Thwintrgとの差（＝Thwin−Thwintrg）に、規定の比例ゲインGpを乗算した値として比例補正量thermoPが算出される。また、続くステップＳ１０６では、比例補正量thermoPの積算値に規定の積分ゲインGiを乗算した値として積分補正量thermoIが算出される。そしてステップＳ１０７では、比例補正量thermoP及び積分補正量thermoIの和に、ポンプ流量WPに応じて設定されるフィードバックゲインGfbを乗算した値としてヒーター投入熱量thermoWが算出される。

なお、上述のように、実入口水温Thwinの値は、実出口水温Thwから実出入口水温差DTengを減算することで求められ、目標入口水温Thwintrgの値は、目標出口水温Thwtrgから基準出入口水温差DTを減算することで求められている。よって、下式の通り、比例補正量thermoPの算出に際して比例ゲインGpに乗算される値、すなわち実入口水温Thwinと目標入口水温Thwintrgとの差（＝Thwin−Thwintrg）とは要するに、次の（Ａ）及び（Ｂ）にそれぞれ記載した２つの差分値を加算した値である。（Ａ）出口水温の現在値（実出口水温Thw）とその目標値（目標出口水温Thwtrg）との偏差。（Ｂ）エンジン通過前後の冷却水温の差である出入口水温差の現在値（実出入口水温差DTeng）とその基準値（基準出入口水温差DT）との偏差。ちなみに、実出入口水温差DTengと基準出入口水温差DTとの偏差は、現状の冷却水フィードバック制御において、実出口水温Thwの低下のために電動ウォーターポンプ１７が行っている仕事のうち、本来必要とされる以上に電動ウォーターポンプ１７が行っている仕事分（過剰仕事分）に相当している。

（ポンプ電力WPdutyの算出）
図７に、本実施形態のエンジン冷却制御装置で実行される水温フィードバック制御でのポンプ電力WPdutyの算出に用いられるポンプ電力算出ルーチンのフローチャートを示す。同ルーチンの処理は、定時割り込み処理として、電子制御ユニット３０により周期的に実行される。

本ルーチンの処理が開始されると、まずステップＳ２００において、エンジンの暖機が完了しているか否かが判定される。エンジンの暖機は、低温部水温Thwlが規定の暖機判定値を超えていることを条件に完了と判定される。なお、低温部水温Thwlは、ウォータージャケット１２の低温部（例えばシリンダーブロック１０の流入口１３の付近の部分など）における冷却水温を示し、その値は、エンジンの運転状態及び実出口水温Thwの検出結果から推定して求められる。

ここで暖機が完了していないと判定されれば（Ｓ２００：ＮＯ）、ステップＳ２０１において、電動ウォーターポンプ１７のポンプ流量WPの要求値である要求ポンプ流量WPLの値に未暖機時流量が設定された後、ステップＳ２０５に処理が進められる。未暖機時流量は、エンジンの暖機途上におけるポンプ流量の要求値であり、その値は、低温部水温Thwl、沸騰部水温Thwh及び実出口水温Thwより算出される。ここで、沸騰部水温Thwhは、ウォータージャケット１２において冷却水温が最も高くなる部位（例えばシリンダーヘッド１１の吸排気ポートの間の部分など）の冷却水温を示し、その値は、エンジンの運転状態及び実出口水温Thwから推定して求められる。なお、未暖機時流量は、このときの要求ポンプ流量WPLは、エンジン内に冷却水をより長い時間留め置き、その昇温を効果的に促進可能な極少量のポンプ流量がその値に設定される。

一方、ステップＳ２００において、暖機が完了していると判定されれば（ＹＥＳ）、ステップＳ２０２からステップＳ２０４の処理を通じて要求ポンプ流量WPLが算出される。
すなわち、まずステップＳ２０２において、エンジン運転状態に応じて、ポンプ流量WPのベース値としてのベースポンプ流量WPbaseが算出される。ベースポンプ流量WPbaseの値には、現状の運転条件でエンジンが定常運転された状態において、実出口水温Thwを目標出口水温Thwtrgに維持するために必要なポンプ流量の想定値が設定される。ここでは、エンジン運転状態（エンジン負荷）の指標値として燃料流量GFを用いてベースポンプ流量WPbaseを算出している。そして、燃料流量GFが多いほど、ベースポンプ流量WPbaseに大きい値が設定されるようになっている。

次にステップＳ２０３において、目標出口水温Thwtrgから実入口水温Thwinを減算した値として目標出入口水温差DTtrgが算出される。そして、ステップＳ２０４において、目標出入口水温差DTtrgに対する実出入口水温差DTengの比（＝DTeng／DTtrg）をベースポンプ流量WPbaseに乗算した値として、要求ポンプ流量WPLが算出された後、ステップＳ２０５に処理が進められる。

ステップＳ２０１又はステップＳ２０４において要求ポンプ流量WPLが算出され、処理がステップＳ２０５に進められると、そのステップＳ２０５において、要求ポンプ流量WPL分の冷却水の吐出に必要なポンプ電力WPdutyが算出される。そしてその後、今回の本ルーチンの処理が終了される。

なお、同図のフローチャートでは省略されているが、沸騰部水温Thwhが極めて高くなっているときには、ポンプ流量WPが最大となるようにポンプ電力WPdutyが設定される。
続いて、以上のように構成された本実施形態の作用を説明する。

図８は、本実施形態のエンジン冷却制御装置において実出口水温Thwを低下させるときの水温フィードバック制御の制御態様の一例を示している。
エンジン負荷KLの増大によって目標出口水温Thwtrgが低下されると、実出口水温Thwを低下させるべく、ポンプ電力WPduty及びヒーター投入熱量thermoWの双方が増大される。そしてその後、ポンプ電力WPdutyの増大による実出入口水温差DTengの縮小、及びヒーター投入熱量thermoWの増大による実入口水温Thwinの低下を通じて目標出口水温Thwtrgが低下される。

ただし、上述したように、ヒーター投入熱量thermoWの増大がラジエーター流量の増大に、そしてひいては実入口水温Thwinの低下に反映されるようになるまでには、一定の時間を要する。そのため、目標出口水温Thwtrgの低下から暫くは、主にポンプ電力WPdutyの増大に応じた実出入口水温差DTengの縮小を通じて実出口水温Thwが低下される。

一方、本実施形態のエンジン冷却制御装置では、実出口水温Thwと目標出口水温Thwtrgとの差に、基準出入口水温差DTと実出入口水温差DTengとの差を加算した値が小さくなるように、ヒーター投入熱量thermoWのフィードバック制御が行われる。基準出入口水温差DTと実出入口水温差DTengとの差は、実出口水温Thwにかかる電動ウォーターポンプ１７の過剰仕事分に相当する。そのため、電動ウォーターポンプ１７の過剰仕事分が、電子制御サーモスタット２３の仕事へと次第に移し替えられるようになり、より電力消費の多い電動ウォーターポンプ１７が必要以上に駆動されることが抑えられるようになる。

なお、こうした本実施形態では、電子制御ユニット３０により実行される投入熱量算出ルーチンの処理が、上記ヒーター制御手段が行う処理に相当する。また、同じく電子制御ユニット３０により実行されるポンプ電力算出ルーチンの処理が、上記ポンプ制御手段が行う処理に相当する。

以上説明した本実施形態のエンジン冷却制御装置によれば、以下の効果を奏することができる。
（１）本実施形態では、ポンプ電力WPdutyを制御して、電動ウォーターポンプ１７のポンプ流量WPを調整すること、及びヒーター投入熱量thermoWを制御して、電子制御サーモスタット２３の弁体２３Ｂの開弁量を調整することで、冷却水温（実出口水温Thw）を目標値（目標出口水温Thwtrg）に制御している。そして、ヒーター投入熱量thermoWを、冷却水温の現在値（実出口水温Thw）とその目標値（目標出口水温Thwtrg）との偏差に応じて補正するとともに、エンジン通過前後の冷却水温の差である出入口水温差の現在値（実出入口水温差DTeng）とその基準値（基準出入口水温差DT）との偏差に応じて更に補正している。そのため、一時的に電動ウォーターポンプ１７の仕事が過剰となることがあっても、その過剰仕事分は次第に電子制御サーモスタット２３側に移し変えられるようなり、電動ウォーターポンプ１７の仕事が過剰となった状態は継続されないようになる。よって、電動ウォーターポンプ１７を用いることで冷却水温制御の応答性を確保しながらも、電動ウォーターポンプ１７の仕事が過剰となった状態が継続されないようにすることができる。したがって、冷却水温制御の応答性の確保とエンジンの燃費損失の抑制とを好適に両立することができる。

なお、上記実施形態は以下のように変更して実施することもできる。
・上記実施形態では、基準出入口水温差DTを定数としていたが、エンジン運転状態に応じてその値を可変設定するようにしても良い。

・上記実施形態では、電動ウォーターポンプ１７の過剰仕事分DTthermoと、目標出口水温Thwtrgと実出口水温Thwとの偏差ΔThwとの和に基づき、ヒーター投入熱量thermoWの比例補正量thermoP及び積分補正量thermoIを設定している。そしてこれにより、過剰仕事分DTthermoを電子制御サーモスタット２３の通電電力に反映させていた。こうした過剰仕事分DTthermoの電子制御サーモスタット２３の通電電力への反映を、別の態様で行うようにしても良い。例えば、比例補正量thermoP及び積分補正量thermoIは、目標出口水温Thwtrgと実出口水温Thwとの偏差ΔThwのみに基づき設定し、ヒーター投入熱量thermoWの算出に際して、過剰仕事分DTthermoに応じた補正をそれらとは別途に行うようにするようにしても良い。

・上記実施形態では、ベース出入口水温差DTbaseを燃料流量GFより求めていたが、他のパラメーターから求めるようにしても良い。例えば、エンジン負荷KLとエンジン回転速度NEとを用いてベース出入口水温差DTbaseを求めるようにすることもできる。

・上記実施形態では、排出口１４の近傍の部分における往路水路１５に水温センサー１８を設置していたが、その位置を適宜変更しても良い。例えば、流入口１３の近傍の部分における復路水路１６に水温センサーを設置したり、流入口１３の近傍の部分における復路水路１６、及び排出口１４の近傍の部分における往路水路１５の双方に水温センサーを設置したりするようにしても良い。なお、流入口１３の近傍のみに水温センサーを設置した場合には、実出口水温Thwを直接検出することはできないが、その水温センサーにより検出される実入口水温Thwinとエンジンの運転状態とから実出口水温Thwを推定して求めることは可能である。

・上記実施形態では、エンジン通過後の冷却水温（実出口水温Thw）を測定し、その測定値とエンジンの運転状態とから実出入口水温差DTengを推定していたが、エンジン通過前の冷却水温（実入口水温Thwin）を測定し、その測定値とエンジンの運転状態とから実出入口水温差DTengを推定して求めることもできる。また、エンジン通過前、通過後の冷却水温をそれぞれ測定し、それらの測定値から実出入口水温差DTengを直接計測することも可能である。

・上記実施形態では、流入口１３の近傍の部分における復路水路１６に電動ウォーターポンプ１７が設置されていた。また、ラジエーター２１の上流側の部分におけるラジエーター水路１９に電子制御サーモスタット２３が設置されていた。これら電動ウォーターポンプ１７及び電子制御サーモスタット２３の位置を適宜変更しても良い。例えば電動ウォーターポンプ１７を往路水路１５に設置したり、ラジエーター２１の下流側の部分におけるラジエーター水路１９に電子制御サーモスタット２３を設置したりするようにしても良い。

１０…シリンダーブロック、１１…シリンダーヘッド、１２…ウォータージャケット、１３…流入口、１４…排出口、１５…往路水路、１６…復路水路、１７…電動ウォーターポンプ、１８…水温センサー、１９…ラジエーター水路、２０…バイパス水路、２１…ラジエーター、２２…ファンユニット、２３…電子制御サーモスタット（２３Ａ…感温部、２３Ｂ…弁体、２６…ヒーター）、３０…電子制御ユニット、３１…エアフローメーター、３２…クランク角センサー、３３…アクセルペダルセンサー。

Claims (4)

1. エンジンの内部を通って冷却水を循環させるとともに、その循環される冷却水の流量を変更可能な電動ウォーターポンプと、
   ラジエーターを通過する流路を通って前記冷却水を循環させるか、該ラジエーターを通過しない流路を通って前記冷却水を循環させるかを切り換えるための弁体、およびその弁体の開弁量を調整するためのヒーターを有する電子制御サーモスタットと、
   前記エンジンの運転状態に応じて前記ヒーターの通電電力を制御して、前記弁体の開弁量を調整することで、冷却水温を目標値に制御するヒーター制御手段と、
   前記エンジンの運転状態に応じて前記電動ウォーターポンプの駆動電力を制御して、該電動ウォーターポンプから吐出される冷却水の流量を調整することで、冷却水温を目標値に制御するポンプ制御手段と、
   を備えるエンジン冷却制御装置において、
   前記ヒーター制御手段は、前記ヒーターの通電電力を、前記冷却水温の検出値とその目標値との偏差に応じて補正するとともに、エンジン通過前後の冷却水温の差である出入口水温差の現在値とその基準値との偏差に応じて更に補正する、
   ことを特徴とするエンジン冷却制御装置。
2. 前記ポンプ制御手段は、前記エンジンの運転状態に応じて設定した前記電動ウォーターポンプの駆動電力を、前記出入口水温差の現在値とその目標値との比に応じて補正する、
   請求項１に記載のエンジン冷却制御装置。
3. 前記出入口水温差の目標値は、エンジン通過後の冷却水温である出口水温の目標値とエンジン通過前の冷却水温である入口水温の現在値との差として求められる、
   請求項２に記載のエンジン冷却制御装置。
4. 前記入口水温の現在値は、前記出口水温の現在値から前記出入口水温差の現在値を減算することで求められる、
   請求項３に記載のエンジン冷却制御装置。