内燃机的冷却控制装置的制作方法

本发明涉及在具备增压器的内燃机中用于对通过被增压器加压而升温后的吸入气体进行冷却的内燃机的冷却控制装置。

背景技术：

一般来说，在具备增压器的内燃机中，在确保输出提高的情况下，为了避免爆震的发生等而利用具有中间冷却器的冷却控制装置对通过被增压器加压而升温后的吸入空气进行冷却。作为这样的冷却控制装置，以往，例如已知在专利文献1所公开的装置。该冷却控制装置具备：发动机冷却回路，其主要用于对内燃机的主体(以下称作“发动机主体”)进行冷却，供温度较高的冷却水(以下称作“高温系统冷却水”)流动；和中间冷却器冷却回路，其主要用于对中间冷却器进行冷却，供温度较低的冷却水(以下称作“低温系统冷却水”)流动。

发动机冷却回路具有所述发动机主体、高温系统散热器以及将发动机主体和高温系统散热器联结起来的冷却水通路，高温系统冷却水被由发动机主体驱动的机械式泵(以下称作“机械泵”)送出，从而在发动机冷却回路中循环。另一方面，中间冷却器冷却回路具有中间冷却器、低温系统散热器以及将中间冷却器和低温系统散热器联结起来的冷却水通路，低温系统冷却水被电动式泵(以下称作“电动泵”)送出，从而在中间冷却器冷却回路中循环。

此外，上述发动机冷却回路和中间冷却器冷却回路各自的冷却水通路在两处连接起来，在那两处连接通路中分别设有可控制开度的开闭自如的阀。具体而言，在发动机冷却回路的机械泵和发动机主体的下游且高温系统散热器的上游与中间冷却器冷却回路的低温系统散热器的下游且电动泵的上游之间连接有第1连接通路，在该第1连接通路中设有第1阀。此外，在发动机冷却回路的高温系统散热器的下游且机械泵的上游与中间冷却器冷却回路的电动泵和中间冷却器的下游且低温系统散热器的上游之间连接有第2连接通路，在该第2连接通路中设有第2阀。

另外，在上述的内燃机中设有egr装置，该egr装置使被排出到排气通路中的废气的一部分(以下称作“egr气体”)回流至进气通路的比增压器的压缩机更靠上游侧的位置。因此，在执行egr时，吸入空气和egr气体(以下，将上述气体一并称作“吸入气体”)通过增压器的压缩机升温后，经由中间冷却器被冷却，在温度降低的状态下被导入内燃机的气缸。

egr气体中通常含有比较多的水蒸气，因此，当利用中间冷却器使吸入气体过分冷却时，存在如下情况：该吸入气体中的水蒸气在通过中间冷却器时凝结而在进气通路内产生冷凝水。如果这样的冷凝水附着到包括中间冷却器的进气系统的构成部件上，则存在该构成部件发生腐蚀的担忧。因此，在上述的冷却控制装置中，以下述方式进行控制：将中间冷却器的出口侧的温度(以下称作“出口温度”)、即被中间冷却器冷却后的吸入气体的温度与此时的露点温度进行比较，使出口温度比露点温度高。

具体而言，当出口温度比露点温度高时，通过在关闭第1阀和第2阀的状态下使电动泵工作而使低温系统冷却水在中间冷却器冷却回路中循环，从而使吸入气体的温度降低。另一方面，当出口温度在露点温度以下时，通过使电动泵停止，或者除此之外，还打开第1阀和第2阀，从而使发动机冷却回路的高温系统冷却水流入到中间冷却器冷却回路中，由此使低温系统冷却水的温度上升。由此，使出口温度比露点温度高，抑制了吸入气体被中间冷却器冷却时的冷凝水的产生。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2014-156804号公报

技术实现要素：

发明要解决的课题

一般在冷却回路中，经由冷却水通路将上述的中间冷却器、发动机主体等应冷却的构成部件和进行与外部空气之间的热交换的散热器联结起来，并经由设置于该冷却水通路的中途的泵使冷却回路的冷却水循环时，由于泵的泵出力和散热器的压力损失而使得泵的下游且散热器的上游的冷却水的压力相比于泵的上游且散热器的下游的冷却水的压力变得非常大。因此，在上述冷却控制装置中，在执行中间冷却器冷却回路中的来自发动机冷却回路的高温系统冷却水的流入、以及朝向发动机冷却回路的低温系统冷却水的流出时，以第1连接通路的第1阀为界线的冷却水的压力与以第2连接通路的第2阀为界线的冷却水的压力之差增大。

即，在第1连接通路中，由于第1阀的上游与机械泵的下游(高温系统散热器的上游)接触，因此高温系统冷却水的压力增大，另一方面，由于第1阀的下游与电动泵的上游(低温系统散热器的下游)接触，因此低温系统冷却水的压力减小。此外，在第2连接通路中，由于第2阀的上游与电动泵的下游(低温系统散热器的上游)接触，因此低温系统冷却水的压力增大，另一方面，由于第2阀的下游与机械泵的上游(高温系统散热器的下游)接触，因此高温系统冷却水的压力减小。

这样，在第1和第2连接通路中，第1和第2阀的上下游的冷却水的压力差都较大。特别是，由于第2连接通路中的第2阀的上下游在低温系统散热器的上游与高温系统散热器的下游之间接触，因此，除了以第2阀为界限的冷却水的压力差之外，第1和第2阀间的冷却水的压力差也非常大。而且，发动机转速越高，则机械泵对高温系统冷却水的送出量越多，由此导致上述压力差进一步增大。因此，在中间冷却器冷却回路中，需要对第1和第2阀的开度在全闭与全开之间精细地进行控制，以适当地控制在中间冷却器中流动的冷却水。由于能够进行这样的开度控制的阀一般比较昂贵，因此，冷却控制装置整体上的制造成本上升。

此外，当上述压力差非常大时，需要缩小第1和第2阀的开度，使第1和第2阀的开度尽可能地小。但是，该情况下，如果冷却水中含有尘土等异物，则该异物有可能会堵塞阀的开口，由此，存在如下担忧：在发动机冷却回路与中间冷却器冷却回路之间，无法适当地进行冷却水的流入和流出。

本发明是为了解决以上课题而完成的，目的在于提供一种内燃机的冷却控制装置，该冷却控制装置能够确保吸入气体的冷却和冷凝水的产生抑制，还能够抑制内燃机冷却回路与中间冷却器冷却回路之间的冷却水的压力差，由此使得即使增大设置于两个冷却回路间的阀的开度，也能够使冷却水适当地从两个冷却回路中的一方流通至另一方。

用于解决课题的手段

为了实现上述目的，权利要求1所述的发明为内燃机的冷却控制装置1，该冷却控制装置1用于在具备增压器(实施方式中的(以下，在本项中相同)涡轮增压器11)的内燃机3中对被增压器加压而升温的吸入气体进行冷却，其特征在于，具备：内燃机冷却回路(发动机冷却回路50)，其具有内燃机主体3b、第1散热器(主散热器51)、第1冷却水通路(发动机冷却水通路52)以及第1泵(机械泵53)，其中，所述第1冷却水通路用于将内燃机主体与第1散热器之间联结起来，使冷却水在内燃机主体与第1散热器之间循环，所述第1泵设置于第1冷却水通路中，通过送出冷却水而使冷却水循环；中间冷却器冷却回路60，其具有中间冷却器34、第2散热器(副散热器61)、第2冷却水通路(中间冷却器冷却水通路62)以及第2泵(电动泵63)，其中，中间冷却器34用于冷却吸入气体，所述第2冷却水通路用于将中间冷却器34与第2散热器之间联结起来，并使冷却水在中间冷却器34与第2散热器之间循环，所述第2泵设置于第2冷却水通路中，通过送出冷却水而使冷却水循环；以及多个连接通路，它们用于将第1冷却水通路与第2冷却水通路连接起来，使冷却水从内燃机冷却回路和中间冷却器冷却回路中的一方流通至另一方，多个连接通路具有：冷却水流入通路71，其被连接于内燃机冷却回路的第1泵的下游且第1散热器的上游与中间冷却器冷却回路的第2散热器的下游且第2泵的上游之间，用于使内燃机冷却回路的冷却水流入中间冷却器冷却回路；和冷却水流出通路72，其被连接于中间冷却器冷却回路的第2泵的下游且第2散热器的上游与内燃机冷却回路的第1泵的下游且第1散热器的上游之间，用于使中间冷却器冷却回路的冷却水流出至内燃机冷却回路，所述内燃机的冷却控制装置还具备阀(冷却回路间阀73)，该阀以开闭自如的方式设置于冷却水流入通路中，在使内燃机冷却回路的冷却水流入中间冷却器冷却回路时被打开。

根据该结构，由内燃机主体、第1散热器、第1冷却水通路和第1泵构成内燃机冷却回路，另一方面，由中间冷却器、第2散热器、第2冷却水通路和第2泵构成中间冷却器冷却回路。在内燃机冷却回路中，由于要冷却执行燃烧动作的内燃机主体，因此，该冷却水温度较高，另一方面，在中间冷却器冷却回路中，由于要冷却吸入气体，因此，该冷却水与在内燃机冷却回路中流动的冷却水相比，温度低。在这样的中间冷却器冷却回路中，通过使温度较低的冷却水循环，能够适当地冷却被增压器加压而升温后的吸入气体。并且，在以下的说明中，在内燃机冷却回路中流动的冷却水被适当地称作“高温系统冷却水”，在中间冷却器冷却回路中流动的冷却水被适当地称作“低温系统冷却水”。

在上述的内燃机冷却回路和中间冷却器冷却回路中，冷却水能够经由将上述的内燃机冷却回路和中间冷却器冷却回路连接起来的多个连接通路，从两个冷却回路中的一方流通至另一方。具体而言，通过打开冷却水流入通路的阀，使得在内燃机冷却回路中循环的高温系统冷却水的一部分经由冷却水流入通路流入中间冷却器冷却回路，并且，在中间冷却器冷却回路中循环的低温系统冷却水的一部分经由冷却水流出通路流出至内燃机冷却回路。由此，内燃机冷却回路的高温系统冷却水混入中间冷却器冷却回路的低温系统冷却水中，因此，能够使低温系统冷却水的温度上升，由此来防止被中间冷却器冷却的吸入气体的过度冷却，由此能够抑制冷凝水的产生。

此外，连接通路中的冷却水流入通路将内燃机冷却回路的第1泵的下游且第1散热器的上游与中间冷却器冷却回路的第2散热器的下游且第2泵的上游之间连接起来，另一方面，冷却水流出通路将中间冷却器冷却回路的第2泵的下游且第2散热器的上游与内燃机冷却回路的第1泵的下游且第1散热器的上游之间连接起来。即，在内燃机冷却回路中，高温系统冷却水流出至中间冷却器冷却回路的位置和低温系统冷却水从中间冷却器冷却回路流入的位置都在第1泵的下游且第1散热器的上游，是共用的。因此，在使冷却水在内燃机冷却回路与中间冷却器冷却回路之间流通时，能够使该流通的冷却水的压力差相比于以往变得非常小。这样，能够抑制在两个冷却回路间流通的冷却水的压力差，因此，即使增大设置于冷却水流入通路中的阀的开度，也能够使冷却水从两个冷却回路中的一方适当地流通至另一方。

权利要求2的发明的特征在于，在权利要求1所述的内燃机的冷却控制装置的基础上，还具备阀控制单元(ecu2)，该阀控制单元对阀进行控制，阀控制单元将阀控制成全开和全闭中的任意一个状态。

根据该结构，设置于冷却水流入通路中的阀被阀控制单元控制成全开和全闭中的任意一个状态，因此，作为该阀，例如可以采用根据打开/关闭的控制信号进行开闭的、比较简单且廉价的阀。由此，相比于采用能够精细地控制开度的阀的情况，能够降低冷却控制装置的制造成本。

权利要求3的发明的特征在于，在权利要求2所述的内燃机的冷却控制装置的基础上，在中间冷却器冷却回路的所述第2冷却水通路中，在比所述第2冷却水通路与冷却水流入通路的连接部靠下游且靠中间冷却器的上游的位置设有水温传感器(低温系统水温传感器65)，该水温传感器对在该第2冷却水通路中流通的冷却水的温度进行检测，阀控制单元根据由水温传感器检测出的冷却水的温度(低温系统水温twlo)来控制阀。

根据该结构，利用上述水温传感器对比中间冷却器冷却回路中的、与第2冷却水通路的冷却水流入通路的连接部靠下游且靠中间冷却器的上游的冷却水的温度进行检测。当所述阀处于全闭状态时，该被检测出的温度是在中间冷却器冷却回路中循环而即将流入中间冷却器的低温系统冷却水的温度，此外，当所述阀处于全开状态时，该被检测出的温度是内燃机冷却回路的高温系统冷却水通过经由冷却水流入通路流入中间冷却器冷却回路而混入低温系统冷却水后、即将流入中间冷却器的低温系统冷却水的温度。这样，通过高精度地检测即将流入中间冷却器的低温系统冷却水的温度，能够根据该检测结果来适当地控制阀的开闭等。

权利要求4的发明的特征在于，在权利要求1至3中的任一项所述的内燃机的冷却控制装置的基础上，在中间冷却器冷却回路的第2冷却水通路中，在比第2冷却水通路与冷却水流入通路的连接部靠下游且靠中间冷却器的上游的位置设有腔室64，该腔室64具有比第2冷却水通路大的横截面。

根据该结构，在比第2冷却水通路的与冷却水流入通路的连接部靠下游、且靠中间冷却器的上游的位置设有上述的腔室，因此，即使内燃机冷却回路的高温系统冷却水伴随着阀的开闭而流入中间冷却器冷却回路、或者该流入停止，也能够抑制流入中间冷却器的低温系统冷却水的温度变化的不稳定。由此，在根据流入中间冷却器的低温系统冷却水的温度来控制所述阀的开闭等时，能够适当且稳定地进行该控制。

权利要求5的发明的特征在于，在权利要求1至4中的任一项所述的内燃机的冷却控制装置的基础上，内燃机还具备egr装置12，该egr装置12使被排出到内燃机的排气通路5中的废气的一部分经由egr通路41回流至内燃机的进气通路4中的增压器的压缩机21的上游侧，在进气通路中，在所述进气通路与egr通路的连接部的周围设有进气通路加温部91，该进气通路加温部91通过中间冷却器冷却回路的冷却水在进气通路的内壁与外壁之间流通而对内壁进行加温。

根据该结构，被排出到内燃机的排气通路中的废气的一部分即egr气体经由egr装置的egr通路回流至内燃机的进气通路，更具体来说，回流至增压器的压缩机的上游侧。此外，在进气通路中，在进气通路与egr通路的连接部周围设有上述进气通路加温部。在该进气通路加温部中，中间冷却器冷却回路的冷却水能够在进气通路的内壁与外壁之间流通，通过该冷却水在进气通路加温部中流动而对进气通路的内壁进行加温。由此，即使例如在冬季等外部空气温度较低的情况下，通过对进气通路的内壁进行加温，也能够抑制在egr气体与该内壁接触时产生冷凝水的情况。因此，在外部空气温度较低的情况下，也能够执行egr，其结果是，能够在减少废气中的nox的产生量的情况下实现内燃机的燃料效率的提高。

权利要求6的发明的特征在于，在权利要求5所述的内燃机的冷却控制装置的基础上，在内壁上设有向进气通路的内侧突出的多个翅片92a。

根据该结构，由于在进气通路加温部的进气通路的内壁上设有向进气通路的内侧突出的多个翅片，因此，能够增大进气通路的内壁的与egr气体接触的接触面积。由此，能够高效地对进气通路加温部的进气通路的内壁进行加温，从而能够在进气通路的与egr通路的连接部周围更有效地抑制冷凝水的产生。

附图说明

图1是概要地示出应用了本发明的一个实施方式的冷却控制装置的内燃机的图。

图2是示出冷却控制装置的概要结构的框图。

图3是示意性地示出发动机冷却回路和中间冷却器冷却回路的图。

图4是用于说明发动机冷却回路和中间冷却器冷却回路中的冷却水的流通的图，其中，(a)示出冷却回路间阀处于全闭状态时的冷却水的流动，(b)示出冷却回路间阀处于全开状态时的冷却水的流动。

图5是示出电动泵的运转控制处理和冷却回路间阀的开闭控制处理的流程图。

图6是用于根据运转状态对中间冷却器冷却回路的冷却水温的上升区域进行判定的映射图。

图7是用于计算目标水温twcmd的映射图。

图8是用于计算电动泵的下限送出量的映射图。

图9是示出发动机冷却回路和中间冷却器冷却回路中的冷却水的压力分布的图，其中，(a)是两个冷却回路的压力分布的整体图，(b)是以将(a)的由单点划线围成的部分沿上下方向扩大尺寸的状态示出的放大图。

图10是将图9的压力分布中的发动机冷却回路上的各点(e1～e4)和中间冷却器冷却回路上的各点(c1～c7)附加到图3的冷却回路图中而成的图。

图11是示出中间冷却器冷却回路的变形例的图。

图12的(a)是示出图11的进气通路与egr通路的连接部的周围的图，(b)是沿(a)的b-b线的剖视图。

具体实施方式

下面，参照附图对本发明的优选实施方式详细地进行说明。图1概要地示出了应用了本发明的一个实施方式的冷却控制装置1的内燃机(以下称作“发动机”)3，图2示出了冷却控制装置1的概要结构。如图1所示，该发动机3是具有4个气缸3a的汽油发动机，作为动力源搭载于车辆(未图示)上。此外，该发动机3具备涡轮增压器11(增压器)、egr装置12及冷却装置13等。

涡轮增压器11具备下述部件等：压缩机21，其设置于进气通路4中；涡轮23，其设置于排气通路5中，经由轴22与压缩机21一体地旋转；多个可变叶片24；以及叶片致动器24a，其驱动可变叶片24。在该涡轮增压器11中，当利用在排气通路5中流动的废气驱动涡轮23旋转时，与此一体的压缩机21也同时旋转，由此来进行如下的增压动作：一边对吸入气体进行加压一边将吸入气体送出至发动机主体3b侧。

可变叶片24以能够转动自如的方式安装于收纳涡轮23的壳体(未图示)的壁部，并与叶片致动器24a机械联结。可变叶片24的开度经由叶片致动器24a被后述的ecu2控制。由此，伴随着喷到涡轮23中的废气的量发生变化的情况，涡轮23和压缩机21的转速发生变化，由此来控制增压压力。

在进气通路4中，从上游侧开始依次设有lp用进气节流阀31、进气压传感器32、所述压缩机21、增压传感器33、中间冷却器34以及节气门6。lp用进气节流阀31用于下述用途：根据来自ecu2的控制输入，经由lp致动器31a来控制该lp用进气节流阀31，从而在进气通路4的与后述的egr通路41的连接部附近产生弱负压，由此实现朝向进气通路4进行的egr气体的稳定导入。进气压传感器32检测进气通路4内的比压缩机21靠上游侧的压力作为进气压，并将该检测信号输出至ecu2。增压传感器33检测进气通路4内的紧靠压缩机21的下游侧的压力作为增压，并将其检测信号输出至ecu2。

中间冷却器34通过与冷却水的热交换对被涡轮增压器11的压缩机21加压后的吸入气体进行冷却。

节气门6配置在进气通路4的比进气歧管4a靠上游侧的位置，以能够转动自如的方式设置于进气通路4内。根据来自ecu2的控制输入，经由th致动器6a来控制节气门6的开度，由此来控制通过节气门6的吸入气体的量。

在排气通路5的比涡轮23靠下游侧的位置设有催化器7。该催化器7例如由三元催化器构成，使在排气通路5中流动的废气中的hc、co氧化并使nox还原，从而对废气进行净化。

egr装置12执行如下的egr动作：使被排出到排气通路5中的废气的一部分作为egr气体回流至进气通路4。并且，egr装置12由egr通路41、egr阀42及egr冷却器43等构成。egr通路41被设置成将进气通路4的比压缩机21靠上游侧的位置与排气通路5的比催化器7靠下游侧的位置连接起来。

egr阀42是蝴蝶式的阀，并且，与由dc马达等构成的egr致动器42a联结。根据来自ecu2的控制输入，经由egr致动器42a来控制egr阀42的开度，由此来控制从排气通路5回流至进气通路4的egr气体的量。

egr冷却器43被配置在egr通路41的比egr阀42靠上游侧(排气通路5侧)的位置，并且，利用冷却装置13的后述的发动机冷却回路50的冷却水，对在egr通路41中流动的高温的egr气体进行冷却。

如图1和图3所示，冷却装置13具备：发动机冷却回路50(内燃机冷却回路)，其主要对发动机主体3b进行冷却；和中间冷却器冷却回路60，其主要对中间冷却器34进行冷却。

发动机冷却回路50具有：发动机主体3b；主散热器51(第1散热器)；发动机冷却水通路52(第1冷却水通路)，其用于联结发动机主体3b和主散热器51，并使温度较高的冷却水(以下称作“高温系统冷却水”)在发动机主体3b与主散热器51之间循环；以及机械式泵(第1泵，以下称作“机械泵”)53，其由发动机主体3b进行驱动。此外，该发动机冷却回路50构成为，除了发动机主体3b以外，还对各种辅机54(参照图3)、例如所述的涡轮增压器11、egr冷却器43还有未图示的节气门体等进行冷却。在发动机冷却回路50中还设有水温传感器(以下称作“高温系统水温传感器”)55，该高温系统水温传感器55检测在发动机主体3b中流通的高温系统冷却水的温度(以下称作“高温系统水温”)twhi。

在这样构成的发动机冷却回路50中，通过机械泵53工作而使高温系统冷却水以沿图3的顺时针方向旋转的方式循环。并且，在以下的说明中，在区别将发动机主体3b与主散热器51之间联结起来的两个发动机冷却水通路52时，对高温系统冷却水从发动机主体3b流向主散热器51的冷却水通路标记标号“52a”，而对高温系统冷却水从主散热器51流向发动机主体3b的冷却水通路则标记标号“52b”。

另一方面，中间冷却器冷却回路60具有：所述中间冷却器34；副散热器61(第2散热器)；中间冷却器冷却水通路62(第2冷却水通路)，其用于联结所述中间冷却器34和副散热器61，并使温度较低的冷却水(以下称作“低温系统冷却水”)在所述中间冷却器34与副散热器61之间循环；以及电动式泵(第2泵，以下称作“电动泵”)63。此外，在中间冷却器冷却水通路62中，在电动泵63附近的上游侧还设有具有比中间冷却器冷却水通路62大的横截面的腔室64。进而，在中间冷却器冷却回路60中还设有水温传感器(以下称作“低温系统水温传感器”)65，该低温系统水温传感器65用于检测上述腔室64内、或腔室64与中间冷却器34之间的低温系统冷却水的温度(以下称作“低温系统水温”)twlo。

这样构成的中间冷却器冷却回路60中，通过电动泵63工作而使低温系统冷却水以沿图3的逆时针方向旋转的方式循环。并且，在以下的说明中，在区别将中间冷却器34与副散热器61之间联结起来的两个中间冷却器冷却水通路62时，对低温系统冷却水从中间冷却器34流向副散热器61的冷却水通路标记标号“62a”，而对低温系统冷却水从副散热器61流向中间冷却器34的冷却水通路则标记标号“62b”。

此外，在上述的发动机冷却回路50和中间冷却器冷却回路60中，发动机冷却水通路52和中间冷却器冷却水通路62在两处被连接起来。

具体而言，在发动机冷却回路50的机械泵53和发动机主体3b的下游且主散热器51的上游与中间冷却器冷却回路60的副散热器61的下游且电动泵63和腔室64的上游之间连接有冷却水流入通路71，该冷却水流入通路71用于使发动机冷却回路50的高温系统冷却水流入中间冷却器冷却回路60。此外，在该冷却水流入通路71中还设有对该通路进行开闭的冷却回路间阀73(阀)。该阀73构成为只能采取全开状态和全闭状态这两个状态，利用来自ecu2的打开/关闭的控制信号而将该阀73控制成全开和全闭中的任意一个状态。

此外，在中间冷却器冷却回路60的电动泵63和中间冷却器34的下游且副散热器61的上游与发动机冷却回路50的机械泵53和发动机主体3b的下游且主散热器51的上游之间连接有冷却水流出通路72，该冷却水流出通路72用于使中间冷却器冷却回路60的低温系统冷却水流出至发动机冷却回路50。

在具有如以上那样构成的发动机冷却回路50和中间冷却器冷却回路60的冷却装置13中，两个冷却回路50和60的冷却水与冷却回路间阀73的开闭状态对应地如以图4的箭头所示的那样流动。即，如图4的(a)所示，当冷却回路间阀73处于全闭状态时，在发动机冷却回路50中，高温系统冷却水如以箭头所示的那样，以沿顺时针方向旋转的方式循环，而在中间冷却器冷却回路60中，低温系统冷却水则如以白色箭头所示的那样，以沿逆时针方向旋转的方式循环。

另一方面，如图4的(b)所示，当冷却回路间阀73处于全开状态时，除了上述的全闭状态时的冷却水的流动之外，发动机冷却回路50的高温系统冷却水的一部分还经由冷却水流入通路71流入中间冷却器冷却回路60的中间冷却器34的上游侧，并且，中间冷却器冷却回路60的低温系统冷却水的一部分经由冷却水流出通路72流出至发动机冷却回路50的发动机主体3b的下游侧。该情况下，高温系统冷却水会混入低温系统冷却水中，因此，使得在中间冷却器冷却回路60中循环的冷却水、即低温系统冷却水的温度变高。

此外，在发动机3中设有曲轴角传感器81(参照图2)。该曲轴角传感器81伴随着曲轴(未图示)的旋转，每隔规定的曲轴角(例如30度)将作为脉冲信号的crk信号输出至ecu2。ecu2根据该crk信号计算发动机3的转速(以下称作“发动机转速”)ne。此外，从油门开度传感器82将下述检测信号输出至ecu2，所述检测信号表示车辆的油门踏板(未图示)的踩下量(以下称作“油门开度”)ap。进而，从外部空气温度传感器83将表示车辆周围的外部空气温度tod的检测信号输出至ecu2。

ecu2由微型计算机构成，所述微型计算机由cpu、ram、rom及i/o接口(均未图示)等构成。ecu2根据所述的各种传感器的检测信号等对发动机3的运转状态进行判别，并且，根据判别出的运转状态执行电动泵63的运转控制和冷却回路间阀73的开闭控制。

图5示出了由ecu2执行的电动泵63的运转控制处理和冷却回路间阀73的开闭控制处理。本控制处理以规定的周期来执行。

在本处理中，首先，在步骤1(图示为“s1”。以下相同)中，对发动机3是否处于应使流向中间冷却器34的低温系统冷却水的温度上升的运转区域即水温上升区域进行判别。

图6示出了用于根据发动机3的运转状态对该发动机3的运转区域进行判别的映射图，该发动机3的运转区域具体而言是应执行egr的egr区域、上述水温上升区域、以及不应使低温系统冷却水温上升的水温上升区域外。在该映射图中，根据发动机转速ne和基于该转速ne和油门开度ap的要求扭矩trq来设定发动机3的运转区域。并且，如图6所示，egr区域包含在水温上升区域中，因此，判定为，在执行egr时，发动机3处于水温上升区域。

当所述步骤1的判别结果为“否”、且发动机3处于水温上升区域外时，即，在中间冷却器冷却回路60中，为了维持或降低低温系统冷却水温而将阀开放标志f_vlv设置为“0”(步骤2)，并执行电动泵63的通常运转(步骤3)，然后结束本处理。通过将上述的阀开放标志f_vlv设置为“0”，从而将冷却回路间阀73控制成全闭状态，或者，在已处于全闭状态时，将冷却回路间阀73维持在该状态。此外，在步骤3中的电动泵63的通常运转中，使电动泵63连续运转，在将低温系统冷却水以预先设定的泵出量送出的情况下，使该低温系统冷却水在中间冷却器冷却回路60中循环。

另一方面，在所述步骤1的判别结果为“是”、且发动机3处于水温上升区域时，计算低温系统冷却水温的目标值即目标水温twcmd(步骤4)。通过根据外部空气温度tod对图7所示的映射图进行检索来计算该目标水温twcmd。以如下方式来设定该映射图：基于温度(外部空气温度)与露点之间的关系，外部空气温度tod越高，则目标水温twcmd越大。

接着，对在上述步骤4中计算出的目标水温twcmd是否高于由低温系统水温传感器65检测出的低温系统冷却水温twlo进行判别(步骤5)。在该判别结果为“否”、且twlo≧twcmd时，低温系统冷却水温twlo已经较高，因此，无需使该水温上升，从而执行所述步骤2和3，结束本处理。

另一方面，在步骤5的判别结果为“是”时，计算电动泵63对低温系统冷却水的下限送出量qlo(步骤6)。该下限送出量qlo是能够抑制发动机3的爆震的发生的最小送出量，通过根据发动机转速ne和要求扭矩trq对图8所示的映射图进行检索来计算该下限送出量qlo。在该映射图中，在所述图6的水温上升区域(图8的以双点划线所示的区域)，设定有每单位时间的三个规定的送出量qlo_1、qlo_2和qlo_3。这三个送出量的大小关系为qlo_1＜qlo_2＜qlo_3，被设定成，发动机转速ne和要求扭矩trq越大，则送出量越多。并且，在基于发动机转速ne和要求扭矩trq的下限送出量qlo的值与上述三个送出量中的任何一个都不一致时，通过插值运算来求下限送出量qlo。

接着，计算从发动机冷却回路50流向中间冷却器冷却回路60的高温系统冷却水的流入量qhi(步骤7)。使用在所述步骤4中计算出的目标水温twcmd、在所述步骤6中计算出的下限送出量qlo、由高温系统水温传感器55检测出的高温系统水温twhi以及由低温系统水温传感器65检测出的低温系统水温twlo，按下式(1)求该流入量qhi。

[算式1]

接着，将阀开放标志f_vlv设置为“1”(步骤8)，并执行电动泵63的规定运转(步骤9)，然后结束本处理。通过将上述的阀开放标志f_vlv设置为“1”，从而将冷却回路间阀73控制成全开状态，或者，在已处于全开状态时，将冷却回路间阀73维持在该状态。

此外，在上述步骤9中的电动泵63的规定运转中，使电动泵63连续运转，根据在所述步骤7中计算出的高温系统冷却水的流入量qhi送出低温系统冷却水。由此，发动机冷却回路50的高温系统冷却水的一部分经由冷却水流入通路71流入中间冷却器冷却回路60，并且，中间冷却器冷却回路60的低温系统冷却水的一部分经由冷却水流出通路72流出至发动机冷却回路50。因此，在中间冷却器冷却回路60中，高温系统冷却水混入低温系统冷却水中，低温系统冷却水温上升。其结果是，抑制了通过进气通路4的中间冷却器34的吸入气体中的冷凝水的产生。

在此，参照图9和10，对发动机冷却回路50和中间冷却器冷却回路60中的冷却水的压力分布进行说明。图9的(a)示出两个冷却回路50和60中的基于冷却水的绝对压力的压力分布整体，图9的(b)以将(a)的由单点划线围成的部分沿上下方向以规定的倍率(例如10倍)扩大尺寸的状态示出。并且，在图9的(b)中，为了方便，将发动机冷却回路50的主散热器51和机械泵53分别表述为“mainrad”和“engwp”，将中间冷却器冷却回路60的副散热器61、电动泵63和中间冷却器34分别表述为“subrad”、“ewp”和“ic”，而且将冷却回路间阀73表述为“vlv”。

如图9所示，在发动机冷却回路50中，用机械泵53送出高温系统冷却水，由此对该冷却水进行升压，然后，利用高温系统冷却水通过主散热器51时的压力损失对该冷却水进行降压。因此，在发动机冷却回路50中，高温系统冷却水以按照点e1、e2、e3和e4的顺序(图9的顺时针方向)流动的方式循环，在点e1和e2，该冷却水的压力非常高，在点e3和e4，该冷却水的压力非常低。并且，点e1、e2与点e3、e4的压力差例如为大约50kpa。

另一方面，在中间冷却器冷却回路60中，用电动泵63送出低温系统冷却水，由此对该冷却水进行升压，然后，利用低温系统冷却水通过中间冷却器34和副散热器61时的压力损失对该冷却水进行降压。因此，在中间冷却器冷却回路60中，低温系统冷却水以按照点c1、c2、c3、c4、c5、c6和c7的顺序(图9的逆时针方向)流动的方式循环。此外，该情况下，中间冷却器冷却回路60的点c1和c2的压力相对于发动机冷却回路50的点e1和e2的压力稍大，点c3、c4和c5的压力大致同等，点c6和c7的压力稍小。并且，点c1、c2与点c6、c7之间的压力差例如为大约6kpa。

在具有以上那样的冷却水的压力分布的发动机冷却回路50和中间冷却器冷却回路60中，将冷却回路间阀73控制成全开状态时，发动机冷却回路50的高温系统冷却水经由冷却水流入通路71流入中间冷却器冷却回路60，并且，中间冷却器冷却回路60的低温系统冷却水经由冷却水流出通路72流出至发动机冷却回路50。

该情况下，虽然发动机冷却回路50中的高温系统冷却水的流出位置(点e2)的压力与中间冷却器冷却回路60中的高温系统冷却水的流入位置(点c7)的压力之间具有某种程度的压力差(例如約3kpa)，但是，中间冷却器冷却回路60中的低温系统冷却水的流出位置(点c4)的压力与发动机冷却回路50中的低温系统冷却水的流入位置(点e2)的压力大致相同，几乎没有压力差。

如以上详细叙述那样，根据本实施方式，在中间冷却器冷却回路60中，通过使低温系统冷却水循环，能够适当地冷却被涡轮增压器11加压而升温后的吸入气体。此外，通过打开冷却回路间阀73，从而使得在发动机冷却回路50中循环的高温系统冷却水的一部分经由冷却水流入通路71流入中间冷却器冷却回路60，并且，在中间冷却器冷却回路60中循环的低温系统冷却水的一部分经由冷却水流出通路72流出至发动机冷却回路50。由此，发动机冷却回路50的高温系统冷却水混入中间冷却器冷却回路60的低温系统冷却水中，因此，能够使低温系统冷却水的温度上升，由此来防止被中间冷却器34冷却的吸入气体的过度冷却，从而能够抑制冷凝水的产生。

此外，发动机冷却回路50和中间冷却器冷却回路60在所述的规定位置经由冷却水流入通路71和冷却水流出通路72被连接起来，由此，在发动机冷却回路50中，高温系统冷却水流出至中间冷却器冷却回路60的位置和低温系统冷却水从中间冷却器冷却回路60流入的位置都在机械泵53的下游且主散热器51的上游，是共用的。因此，在使冷却水在发动机冷却回路50与中间冷却器冷却回路60之间流通时，能够使该流通的冷却水的压力差相比于以往变得非常小。这样，能够抑制在两个冷却回路50、60间流通的冷却水的压力差，因此，即使增大设置于冷却水流入通路71中的冷却回路间阀73的开度，也能够使冷却水从两个冷却回路50、60中的一方适当地流通至另一方。

进而，采用根据来自ecu2的打开/关闭的控制信号进行开闭的比较简单且廉价的阀作为冷却回路间阀73，因此，相比于采用能够精细地控制开度的阀的情况，能够降低冷却控制装置1的制造成本。此外，通过利用低温系统水温传感器65高精度地检测即将流入中间冷却器34的低温系统冷却水温twlo，能够根据该检测结果来适当地控制冷却回路间阀73的开闭等。

此外，在中间冷却器冷却水通路62b中，在比其与冷却水流入通路71的连接部靠下游、且靠中间冷却器34的上游的位置设有腔室64，因此，即使发动机冷却回路50的高温系统冷却水伴随着冷却回路间阀73的开闭而流入中间冷却器冷却回路60、或者该流入停止，也能够抑制流入中间冷却器34的低温系统冷却水的温度变化的不稳定。由此，在根据流入中间冷却器34的低温系统冷却水的温度来控制冷却回路间阀73的开闭等时，能够适当且稳定地进行该控制。

图11概要地示出了应用了所述中间冷却器冷却回路60的变形例的发动机3。并且，在以下的说明中，在变形例的中间冷却器冷却回路90中，对于与所述中间冷却器冷却回路60相同的构成部分标记相同的标号，而仅对不同点进行说明。

如图11所示，中间冷却器冷却回路90具有进气通路加温部91，该进气通路加温部91在电动泵63与中间冷却器34之间用于通过使中间冷却器冷却回路90的冷却水向进气通路4的与egr通路41的连接部的周围(以下称作“egr导入部”)流通而对该egr导入部进行加温。

图12的(a)放大示出了egr导入部。如该图所示，设置于egr导入部的进气通路加温部91具有与进气通路4同心状地延伸的筒状的内壁92、以及在内壁92的外侧保持空间而设置的筒状的外壁93。如图12的(b)所示，在内壁92上设有向进气通路4的内侧突出并沿周向进行配置的许多翅片92a。另一方面，中间冷却器冷却回路90的中间冷却器冷却水通路62b与外壁93连接。由此使得中间冷却器冷却回路90的冷却水能够在进气通路加温部91的内壁92与外壁93之间流通。

在具有这样的进气通路加温部91的中间冷却器冷却回路90中，通过使冷却水在进气通路加温部91流通，能够对进气通路加温部91的内壁92进行加温。由此使得进气通路4的所述egr导入部被加温，由此，当egr气体通过egr导入部时，能够抑制冷凝水的产生。特别是，即使在外部空气温度较低的情况下(例如10度以下)，也能够一边在egr导入部中抑制由egr气体导致的冷凝水的产生，一边执行egr，因此，能够实现发动机3的燃料效率的提高。此外，通过在进气通路加温部91的内壁92设置许多翅片92a而使得内壁92的与egr气体接触的接触面积增大，因此，能够高效地对内壁92进行加温，从而能够更有效地抑制egr导入部中的冷凝水的产生。

并且，本发明并不限定于进行了说明的上述实施方式，能够以各种方式来实施。例如，在实施方式中，采用了只能采取全开状态和全闭状态这两个状态的阀作为设置于冷却水流入通路71中的冷却回路间阀73，但是，也可以采用能够控制开度的阀或温度感应型的恒温器来代替所述阀。

此外，在实施方式中示出的冷却控制装置1的细节的结构等毕竟是示例，能够在本发明的宗旨的范围内适当进行变更。

标号说明

1：冷却控制装置；

2：ecu(阀控制单元)；

3：内燃机；

3b：发动机主体；

4：进气通路；

5：排气通路；

11：涡轮增压器(增压器)；

12：egr装置；

13：冷却装置；

21：压缩机；

31：lp用进气节流阀；

34：中间冷却器；

41：egr通路；

50：发动机冷却回路(内燃机冷却回路)；

51：主散热器(第1散热器)；

52：发动机冷却水通路(第1冷却水通路)；

52a：发动机冷却水通路(第1冷却水通路)；

52b：发动机冷却水通路(第1冷却水通路)；

53：机械泵(第1泵)；

55：高温系统水温传感器；

60：中间冷却器冷却回路；

61：副散热器(第2散热器)；

62：中间冷却器冷却水通路(第2冷却水通路)；

62a：中间冷却器冷却水通路(第2冷却水通路)；

62b：中间冷却器冷却水通路(第2冷却水通路)；

63：电动泵(第2泵)；

64：腔室；

65：低温系统水温传感器；

71：冷却水流入通路；

72：冷却水流出通路；

73：冷却回路间阀(阀)；

83：外部空气温度传感器；

90：中间冷却器冷却回路；

91：进气通路加温部；

92：进气通路加温部的内壁；

92a：内壁的翅片；

93：进气通路加温部的外壁；

ne：发动机转速；

ap：油门开度；

f_vlv：阀开放标志；

trq：要求扭矩；

twcmd：目标水温；

tod：外部空气温度；

twhi：高温系统水温；

twlo：低温系统水温；

qlo：电动泵对低温系统冷却水的下限送出量；

qhi：从发动机冷却回路流向中间冷却器冷却回路的高温系统冷却水的流入量