JP2006105106A - エンジンの冷却装置 - Google Patents

Abstract

【課題】要求ラジエータ流量の算出に使われる変換係数の適正化を図ることにより、冷却水温度の制御性を向上させること。
【解決手段】冷却装置は、エンジン１の冷却水循環経路12,15と、その循環経路12,15におけるラジエータ13と、ラジエータ13の冷却水流量を調整する流量制御弁16とを備える。電子制御装置（ＥＣＵ）30は、エンジン１から冷却水へ奪われる冷却損失熱量をエンジン１の運転状態に基づき算出する。ＥＣＵ30は、冷却水温度を目標冷却水温度にするために、ラジエータ13における要求ラジエータ流量を、冷却損失熱量、目標冷却水温度、ラジエータ出口水温及び冷却水の温度を流量に変換する変換係数に基づき算出し、その要求ラジエータ流量に基づき流量制御弁16を制御する。ここで、ＥＣＵ30は、上記算出に使われる変換係数を、エンジン出口水温とラジエータ出口水温との温度差に基づき算出する。
【選択図】 図１

Description

この発明は、ラジエータを含む冷却水循環経路を通じて冷却水を循環させることによりエンジンを冷却する冷却装置であって、ラジエータを通る冷却水流量を調整することにより冷却水温度を目標冷却水温度に制御するようにしたエンジンの冷却装置に関する。

従来、車両等に搭載されるエンジンの冷却装置として、例えば、下記の特許文献１に記載される水冷式の冷却装置がある。この冷却装置は、エンジン本体のウォータジャケットを含む冷却水循環経路と、その冷却水循環経路に設けられるラジエータ、ウォータポンプ及び流量制御弁と、流量制御弁の開度を制御する電子制御装置（ＥＣＵ）とを備える。この冷却装置において、ウォータポンプが作動することにより、冷却水循環経路を冷却水が循環し、その冷却水とエンジン本体との間で熱の受け渡しが行われる。このときエンジン本体から冷却水へ奪われる熱は、冷却水がラジエータを通過する過程で放熱される。ここで、実際の冷却水温度が目標冷却水温度となるように、ＥＣＵが流量制御弁の開度を制御するようになっている。

詳しくは、この冷却装置において、エンジンの運転状態が変化したときに、エンジン本体から冷却水に奪われる熱量（冷却損失熱量）ＱＷが変化しても冷却水温度が目標冷却水温度へ応答性よく収束するように、ＥＣＵは、エンジンの運転状態（エンジン回転速度及びエンジン負荷）に基づいて冷却損失熱量ＱＷを算出する。また、ＥＣＵは、冷却水温度を目標冷却水温度に収束させるためのラジエータにおける冷却水要求通過量（要求ラジエータ流量）Ｖ２を、冷却損失熱量ＱＷ、目標冷却水温度（目標エンジン出口水温）Ｔｔ及びラジエータ通過後の冷却水温度（ラジエータ出口水温）Ｔ２に基づいて、下記の計算式（１）に従い算出する。計算式（１）において、「Ｃ」は、温度を流量に変換するための変換係数であり、例えば、冷却水の比熱と密度との積によって決定される。
Ｖ２＝ＱＷ／｛Ｃ・（Ｔｔ−Ｔ２）｝ ・・・（１）
そして、ＥＣＵは、算出される要求ラジエータ流量Ｖ２に基づいて流量制御弁の開度を制御することにより、冷却水循環経路における冷却水温度を制御し、エンジンの冷却度合いを制御する。このようにエンジンの運転状態に応じてエンジンの冷却度合いを制御することで、エンジンのフリクション低減、燃費の向上及びノッキング性能の向上等を図ることができる。

一方、特許文献１の冷却装置において、ラジエータをバイパスする受放熱回路（例えば、ヒータ回路、スロットルボディ温水回路及びＥＧＲクーラ回路等）が冷却水循環経路に設けられている場合、この受放熱回路での受放熱熱量Ｑetcを要求ラジエータ流量Ｖ２の算出に反映させる必要がある。そこで、ＥＣＵは、この受放熱熱量Ｑetcを、複数の受放熱回路の下流部が合流する合流部における流量（合流部流量）Ｖ３と、その合流部における冷却水温度（合流部水温）Ｔ３と、エンジン出口における冷却水温度（エンジン出口水温）ＴＯとに基づいて、下記の計算式（２）に従い算出する。そして、ＥＣＵは、要求ラジエータ流量Ｖ２を、算出される冷却損失熱量ＱＷ、算出される受放熱熱量Ｑetc、目標エンジン出口水温Ｔｔ及びラジエータ出口水温Ｔ２に基づいて、下記の計算式（３）に従い算出する。計算式（２）及び（３）において、「Ｃ」は、計算式（１）におけると同様の変換係数である。
Ｑetc＝Ｃ・Ｖ３・（ＴＯ−Ｔ３） ・・・（２）
Ｖ２＝（ＱＷ−Ｑetc）／｛Ｃ・（Ｔｔ−Ｔ２）｝ ・・・（３）
そして、ＥＣＵは、算出される要求ラジエータ流量Ｖ２に基づいて流量制御弁の開度を制御することにより、冷却水循環経路における冷却水温度を制御し、エンジンの冷却度合いを制御する。

特開２００３−２３９７４２号公報（第５，７頁、図１，２，６）

ところが、特許文献１の冷却装置では、上記した計算式（１）乃至（３）で使用される変換係数Ｃが定数であることから、ラジエータにて冷却水温度の変動が大きくなると、要求ラジエータ流量Ｖ２の計算に誤差が生じ、冷却水温度の制御性が悪化するおそれがあった。特に、車両が高速で走行するときには、ラジエータが走行風を多く受けることでラジエータからの放熱量が多くなり、ラジエータ出口水温Ｔ２が大幅に低下するので、その分だけ要求ラジエータ流量Ｖ２の計算誤差が大きくなる傾向があった。この計算誤差は、最大で「１５％」にも達することがある。このため、エンジンの冷却度合の制御性が低下し、エンジンのフリクション低減、燃費及びノッキング性能が悪化する懸念があった。

この発明は上記事情に鑑みてなされたものであって、その目的は、要求ラジエータ流量の算出に使われる変換係数の適正化を図ることにより、冷却水温度の制御性を向上させることを可能としたエンジンの冷却装置を提供することにある。

上記目的を達成するために、請求項１に記載の発明は、エンジンの冷却水が循環する冷却水循環経路と、冷却水循環経路に設けられるラジエータと、ラジエータを通過する冷却水流量を調整するための流量調整手段とを備え、エンジンの冷却水温度が目標冷却水温度となるように流量調整手段を制御するようにしたエンジンの冷却装置であって、エンジンから冷却水へ奪われる冷却損失熱量をエンジンの運転状態に基づき算出するための冷却損失熱量算出手段と、エンジンの冷却水温度を目標冷却水温度にするために、ラジエータで要求される冷却水の要求ラジエータ流量を、算出される冷却損失熱量、目標冷却水温度、ラジエータを通過した後のラジエータ通過後冷却水温度及び冷却水温度を冷却水流量に変換する変換係数に基づき算出するための要求ラジエータ流量算出手段と、算出される要求ラジエータ流量に基づき流量調整手段を制御するための制御手段とを備えたエンジンの冷却装置において、変換係数を、エンジンを通過した後のエンジン通過後冷却水温度とラジエータ通過後冷却水温度との温度差に基づき算出するための変換係数算出手段を備えたことを趣旨とする。

上記発明の構成によれば、エンジンから冷却水へ奪われる冷却損失熱量が、エンジンの運転状態に基づき冷却損失熱量算出手段により算出される。また、エンジンの冷却水温度を目標冷却水温度にするために、ラジエータで要求される冷却水の要求ラジエータ流量が、算出される冷却損失熱量、算出される受放熱熱量、目標冷却水温度、ラジエータ通過後冷却水温度及び冷却水温度を冷却水流量に変換する変換係数に基づき要求ラジエータ流量算出手段により算出される。そして、その算出される要求ラジエータ流量に基づき制御手段により流量調整手段が制御される。これにより、エンジンの冷却水温度が目標冷却水温度に近付けられる。
ここで、上記した要求ラジエータ流量の算出に使用される変換係数は、エンジン通過後冷却水温度とラジエータ通過後冷却水温度との温度差に基づき変換係数算出手段により算出される。従って、ラジエータからの放熱量が変わり、ラジエータ通過後冷却水温度が変化しても、エンジン通過後冷却水温度とラジエータ通過後冷却水温度との温度差に基づき算出される変換係数が、要求ラジエータ流量の計算に反映されるので、その要求ラジエータ流量の計算誤差が少なくなる。

上記目的を達成するために、請求項２に記載の発明は、エンジンの冷却水が循環する冷却水循環経路と、冷却水循環経路に設けられるラジエータと、ラジエータを迂回するように冷却水循環経路に設けられる受放熱回路と、ラジエータを通過する冷却水流量を調整するための流量調整手段とを備え、エンジンの冷却水温度が目標冷却水温度となるように流量調整手段を制御するようにしたエンジンの冷却装置であって、エンジンから冷却水へ奪われる冷却損失熱量をエンジンの運転状態に基づき算出するための冷却損失熱量算出手段と、受放熱回路と冷却水との間で受け放される受放熱熱量を、エンジンを通過した後のエンジン通過後冷却水温度、受放熱回路を通過した後の回路通過後冷却水温度及び回路通過後冷却水流量、並びに、冷却水温度を冷却水流量に変換する変換係数に基づき算出するための受放熱熱量算出手段と、エンジンの冷却水温度を目標冷却水温度にするために、ラジエータで要求される冷却水の要求ラジエータ流量を、算出される冷却損失熱量、算出される受放熱熱量、目標冷却水温度、ラジエータを通過した後のラジエータ通過後冷却水温度及び変換係数に基づき算出するための要求ラジエータ流量算出手段と、算出される要求ラジエータ流量に基づき流量調整手段を制御するための制御手段とを備えたエンジンの冷却装置において、変換係数を、エンジン通過後冷却水温度とラジエータ通過後冷却水温度との温度差に基づき算出するための変換係数算出手段を備えたことを趣旨とする。

上記発明の構成によれば、エンジンから冷却水へ奪われる冷却損失熱量が、エンジンの運転状態に基づき冷却損失熱量算出手段により算出される。また、受放熱回路と冷却水との間で受け放される受放熱熱量が、エンジン通過後冷却水温度、回路通過後冷却水温度及び回路通過後冷却水流量、並びに、変換係数に基づき受放熱熱量算出手段により算出される。また、エンジンの冷却水温度を目標冷却水温度にするために、ラジエータで要求される冷却水の要求ラジエータ流量が、算出される冷却損失熱量、算出される受放熱熱量、目標冷却水温度、ラジエータ通過後冷却水温度及び変換係数に基づき要求ラジエータ流量算出手段により算出される。そして、その算出される要求ラジエータ流量に基づき制御手段により流量調整手段が制御される。これにより、エンジンの冷却水温度が目標冷却水温度に近付けられる。
ここで、上記した受放熱熱量及び要求ラジエータ流量の算出に使用される変換係数は、エンジン通過後冷却水温度とラジエータ通過後冷却水温度との温度差に基づき変換係数算出手段により算出される。従って、ラジエータからの放熱量が変わり、ラジエータ通過後冷却水温度が変化しても、エンジン通過後冷却水温度とラジエータ通過後冷却水温度との温度差に基づき算出される変換係数が、受放熱熱量の計算や要求ラジエータ流量の計算に反映されるので、それら受放熱熱量及び要求ラジエータ流量の計算誤差が少なくなる。

上記目的を達成するために、請求項３に記載の発明は、請求項１又は２に記載の発明において、変換係数算出手段は、温度差が相対的に大きくなるに連れて相対的に小さくなるように変換係数を算出することを趣旨とする。

上記発明の構成によれば、請求項１又は２に記載の発明の作用に加え、温度差が相対的に大きくなるに連れて相対的に小さくなるように変換係数が変換係数算出手段により算出されるので、温度差が相対的に大きいときは、相対的に小さい変換係数が要求ラジエータ流量の計算に反映され、温度差が相対的に小さいときは、相対的に大きい変換係数が要求ラジエータ流量の計算に反映される。

請求項１に記載の発明によれば、要求ラジエータ流量の算出に使われる変換係数の適正化を図ることができ、要求ラジエータ流量の算出精度を高めることができ、延いては、エンジンの冷却水温度の制御性を向上させることができる。このため、エンジンのフリクション低減、燃費及びノッキング性能の向上を図ることができる。

請求項２に記載の発明によれば、受放熱熱量及び要求ラジエータ流量の算出に使われる変換係数の適正化を図ることができ、受放熱熱量及び要求ラジエータ流量の算出精度を高めることができ、延いては、エンジンの冷却水温度の制御性を向上させることができる。このため、エンジンのフリクション低減、燃費及びノッキング性能の向上を図ることができる。

請求項３に記載の発明によれば、請求項１又は２に記載の発明の効果に加え、変換係数をより実際に適合した値とすることができ、この意味で、要求ラジエータ流量の算出精度を高めることができる。

以下、この発明におけるエンジンの冷却装置を具体化した一実施形態につき図面を参照して詳細に説明する。

図１に、この実施形態におけるエンジンシステムを概略構成図により示す。車両に搭載された多気筒のエンジン１は、シリンダブロック及びシリンダヘッド等からなるエンジン本体２を備える。エンジン本体２には、各気筒（シリンダ）の燃焼室に対応して燃料噴射弁及び点火装置（共に図示略）が設けられる。また、エンジン本体２には、各気筒毎にピストン（図示略）が設けられ、各ピストンに連動するクランクシャフト３が設けられる。エンジン本体２には、各燃焼室に空気を取り込むために吸気通路４が設けられる。また、エンジン本体２には、各燃焼室から排気ガスを排出するために排気通路５が設けられる。吸気通路４には、エアクリーナ６及びスロットルボディ７が設けられる。エアクリーナ６は、吸気通路４を通じて各燃焼室に取り込まれる空気を清浄化する。スロットルボディ７には、吸気通路４を流れる空気量（吸気量）を調節するために開閉されるスロットルバルブ８と、そのバルブ８を開閉駆動するためのモータ９が設けられる。

エンジン本体２の各燃焼室には、燃料噴射弁から噴射される燃料が供給される。各燃焼室では、点火装置が作動することにより、燃料と空気との可燃混合気が爆発・燃焼する。この燃焼エネルギーを受けてピストンが動作することにより、クランクシャフト３が回転してエンジン１に動力が発生する。各燃焼室で生じた燃焼後の排気ガスは、排気通路５を通じて外部へ排出される。エンジン１で発生した燃焼エネルギーの一部は熱としてエンジン本体２に残留する。この残留熱によりエンジン本体２が過熱状態となるのを防止するために、エンジン１には、水冷式の冷却装置１０が設けられる。

この冷却装置１０は、エンジン本体２に設けられるウォータジャケット１１を含む。ウォータジャケット１１の入口１１ａ及び出口１１ｂは、ラジエータ通路１２を介してラジエータ１３に接続される。ウォータジャケット１１の入口１１ａの近傍には、ウォータポンプ（Ｗ／Ｐ）１４が設けられる。ウォータポンプ１４は、プーリ及びベルト等を介してクランクシャフト３に駆動連結され、エンジン１の運転に連動して作動する。ウォータポンプ１４は、ラジエータ通路１２を流れる冷却水を吸引してウォータジャケット１１へ吐出する。この冷却水の吸引・吐出により、冷却水がウォータポンプ１４を起点として、ラジエータ通路１２を図１に矢印で示す時計方向に循環する。この循環中に、冷却水は、ウォータジャケット１１を通過する過程で、エンジン本体２から熱を吸収して昇温する。昇温した冷却水は、ラジエータ１３を通過する過程で熱を放出して温度を下げる。周知のようにラジエータ１３は、車両の前側に面して設けられることから、車両の走行風を受けやすくなっている。このため、ラジエータ１３からの放熱量は、車速の違い、すなわちラジエータ１３が走行風を受ける量の違いによっても変わりうる。

ラジエータ通路１２には、ラジエータ１３を迂回するバイパス通路１５が接続される。バイパス通路１５の一端（図１の右端）は、ラジエータ通路１２において、ラジエータ１３とウォータジャケット１１の出口１１ｂとの間に接続される。バイパス通路１５の他端（図１の左端）は、ラジエータ通路１２において、ラジエータ１３とウォータポンプ１４との間に接続される。上記したウォータジャケット１１及びラジエータ通路１２により本発明における冷却水循環経路が構成される。

バイパス通路１５の他端とラジエータ通路１２との接続部分には、流量制御弁１６が設けられる。この流量制御弁１６は、ステップモータを駆動源として構成され、その弁開度ＯＤＶを制御することにより、ラジエータ通路１２及びバイパス通路１５を流れる冷却水の流量を調整する。この流量制御弁１６は、本発明における流量調整手段に相当する。ここで、流量制御弁１６は、弁開度ＯＤＶが大きくなるほどラジエータ通路１２を通る冷却水流量が多くなるように構成される。

この流量制御弁１６により、ラジエータ通路１２における冷却水流量を調整することにより、エンジン本体２を冷却するための冷却水温度が制御される。すなわち、流量制御弁１６の弁開度ＯＤＶを制御してラジエータ通路１２における冷却水流量を多くすることにより、エンジン本体２に流れる冷却水のうち、ラジエータ１３で冷却される冷却水の割合が大きくなり、エンジン本体２を冷却する冷却水温度が低くなる。また、流量制御弁１６を制御してラジエータ通路１２における冷却水流量を少なくすることにより、エンジン本体２に流れる冷却水のうち、ラジエータ１３で冷却される冷却水の割合が小さくなり、エンジン本体２を冷却する冷却水温度が高くなる。

ラジエータ１３には、ラジエータ１３を通過した後の冷却水温度（ラジエータ出口水温Ｔ２）を検出するためのラジエータ出口水温センサ２１が設けられる。ここで、ラジエータ出口水温Ｔ２は、本発明におけるラジエータ通過後冷却水温度に相当する。エンジン本体２には、ウォータジャケット１１の出口１１ｂを通過した後の冷却水温度（エンジン出口水温ＴＯ）を、エンジン本体２の冷却水温度として検出するためのエンジン出口水温センサ２２が設けられる。ここで、エンジン出口水温ＴＯは、本発明におけるエンジン通過後冷却水温度に相当する。

この冷却装置１０は、バイパス通路１５とは別に、ラジエータ１３を迂回するようにラジエータ通路１２に設けられる複数の受放熱回路を更に含む。これら受放熱回路として、スロットルボディ温水回路３１、ＥＧＲクーラ回路３２、温水加熱式のホットエアインテーク回路３３、ヒータ回路３４及びオイルクーラ回路３５が設けられる。

スロットルボディ温水回路３１は、スロットルボディ７に接続され、同回路３１を冷却水（温水）が流れる過程でスロットルボディ７が暖められる。これにより、極寒時等におけるスロットルバルブ８の作動を安定化させる。

ＥＧＲクーラ回路３２は、スロットルボディ温水回路３１の下流側に直列に接続される。ＥＧＲクーラ回路３２の一部は、ＥＧＲ装置３６に沿って設けられる。周知のようにＥＧＲ装置３６は、排気ガス中の窒素酸化物（ＮＯｘ）を低減するために、排気ガスの一部を吸気通路４へ再循環させて可燃混合気の最高燃焼温度を低下させるものである。ＥＧＲ装置３６は、ＥＧＲ通路３７、ＥＧＲ弁３８及びＥＧＲチャンバ３９を含む。ＥＧＲ通路３７は、排気通路５と吸気通路４との間に設けられる。ＥＧＲ弁３８は、ＥＧＲ通路３７の途中に設けられ、ＥＧＲ通路３７を流れるＥＧＲガスの流量を調整するよう構成される。ＥＧＲチャンバ３９は、ＥＧＲ通路３７の下流側に設けられ、ＥＧＲガスを各気筒に均等に導くように構成される。ＥＧＲクーラ回路３２を流れる冷却水により、ＥＧＲチャンバ３９、ＥＧＲ弁３８及び吸気通路４が冷却される。

ホットエアインテーク回路３３はエアクリーナ６に接続される。この回路３３は、エアクリーナ６の近傍に設けられたヒータコア（図示略）を含み、そのヒータコアを冷却水が通過する過程で吸気通路４に吸入される空気が暖められる。

ヒータ回路３４は、車室用暖房装置のヒータコア４０に接続される。このヒータ回路３４を流れる冷却水が、熱源としてヒータコア４０に導かれることにより、車室用暖房装置が機能する。

オイルクーラ回路３５は、エンジン１の潤滑装置における潤滑油と、自動変速機における作動油（オートマチック・トランスミッション・フルード：ＡＴＦ）を冷却するためのオイルクーラ４１に接続される。このオイルクーラ４１に冷却水が流れることにより、高温時に潤滑油やＡＴＦが速やかに冷やされる。このオイルクーラ４１は、潤滑油やＡＴＦの温度が低いときには、オイルウォーマとしても機能する。

上記した各受放熱回路の上流部は、ウォータジャケット１１の出口１１ｂとラジエータ１３との間においてラジエータ通路１２に接続される。これらの受放熱回路の下流部は、互いに合流してウォータポンプ１４に接続される。各受放熱回路の合流部４２の近傍には、その合流部４２における冷却水温度を合流部水温Ｔ３として検出するための合流部水温センサ２３が設けられる。ここで、合流部水温Ｔ３は、本発明における回路通過後冷却水温度に相当する。

車両には、エンジン１の運転状態を検出するための各種センサが設けられる。すなわち、運転席に設けられるアクセルペダル４３には、アクセルセンサ２４が設けられる。アクセルセンサ２４は、アクセルペダル４３の踏み込み量（アクセル開度）ＡＣＣＰを検出する。スロットルボディ７に設けられるスロットルセンサ２５は、スロットルバルブ８の開度（スロットル開度）ＴＡを検出する。スロットルボディ７より下流の吸気通路４に設けられる吸気圧センサ２６は、吸気通路４における吸気圧ＰＭを検出する。クランクシャフト３に対応して設けられる回転速度センサ２７は、クランクシャフト３の回転角度（クランク角度）及び回転速度（エンジン回転速度）ＮＥを検出する。

この冷却装置１０は、エンジン１の運転状態に応じてエンジン１の冷却度合いを制御するために、エンジン１の運転状態に基づいて流量制御弁１６を制御し、ウォータジャケット１１、ラジエータ通路１２及びバイパス通路１５における冷却水循環流量を調整する。この制御を司るために、冷却装置１０は電子制御装置（ＥＣＵ）３０を備える。ＥＣＵ３０には、ラジエータ出口温度センサ２１、エンジン出口水温センサ２２、合流部水温センサ２３及び流量制御弁１６が接続される。また、ＥＣＵ３０には、エンジン１の運転状態を取り込むために、アクセルセンサ２４、スロットルセンサ２５、吸気圧センサ２６及び回転速度センサ２７が接続される。加えて、ＥＣＵ３０には、イグニションスイッチ（ＩＧＳＷ）２８が接続される。イグニションスイッチ２８は、エンジン１を始動、停止させるために操作される。

この実施の形態において、ＥＣＵ３０は冷却水温制御を実行するものであり、本発明における冷却損失熱量算出手段、受放熱熱量算出手段、要求ラジエータ流量算出手段、制御手段及び変換係数算出手段に相当する。周知のように、ＥＣＵ３０は中央処理装置（ＣＰＵ）、読み出し専用メモリ（ＲＯＭ）、ランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）、バックアップＲＡＭ、外部入力回路及び外部出力回路等を備える。ＥＣＵ３０は、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ及びバックアップＲＡＭと、外部入力回路及び外部出力回路等とをバスにより接続してなる論理演算回路を構成する。ＲＯＭは、冷却水温制御等に関する所定の制御プログラムを予め記憶したものである。ＲＡＭは、ＣＰＵの演算結果を一時記憶するものである。バックアップＲＡＭは、予め記憶したデータを保存するものである。ＣＰＵは、入力回路を介して入力される各種センサ等２１〜２８からの検出信号に基づき所定の制御プログラムに従い冷却水温度制御等を実行する。

次に、ＥＣＵ３０が実行する冷却水温度制御の内容につき図２のフローチャートに従って説明する。

処理がこのルーチンへ移行すると、ステップ１００で、ＥＣＵ３０は、エンジン出口水温センサ２２の検出値から得られるエンジン出口水温ＴＯと、ラジエータ出口水温センサ２１の検出値から得られるラジエータ出口水温Ｔ２との温度差dlthwを算出する。すなわち、ＥＣＵ３０は、下記の計算式（４）に従って温度差dlthwを算出する。
dlthw＝ＴＯ−Ｔ２ ・・・（４）

その後、ステップ１１０で、ＥＣＵ３０は、算出される温度差dlthwに基づいて変換係数Ｃを算出する。この「Ｃ」は、冷却水温度を冷却水流量に変換するための変換係数であり、冷却水の比熱と密度との積により定められる。この変換係数Ｃの算出に際し、ＥＣＵ３０は、図３に示すような関数データ（マップ）を参照する。このマップは、温度差dlthwに対する変換係数Ｃの関係を予め定めたものである。このマップにおいて、変換係数Ｃは、温度差dlthwが相対的に大きくなるに連れて相対的に小さくなるように設定される。

次に、ステップ１２０で、ＥＣＵ３０は、回転速度センサ２７及び吸気圧センサ２６の検出値から得られるエンジン回転速度ＮＥ及びエンジン負荷ＬＥに基づいて冷却損失熱量ＱＷを算出する。この算出に際し、ＥＣＵ３０は、図４に示すような関数データ（マップ）を参照する。このマップは、エンジン回転速度ＮＥ及びエンジン負荷ＬＥに対する冷却損失熱量ＱＷの関係を予め定めたものである。このマップは、エンジン出口水温ＴＯの各値毎に用意されている。このマップにおいて、冷却損失熱量ＱＷは、エンジン回転速度ＮＥが低いときは少なく、エンジン回転速度ＮＥが高くなるに連れて多くなる。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増え、エンジン本体２で発生する熱量が多くなり、これに伴いエンジン本体２から冷却水に奪われる熱量が多くなるためである。また、このマップにおいて、冷却損失熱量ＱＷは、エンジン負荷ＬＥが小さいときは少なく、エンジン負荷ＬＥが大きくなるに連れて多くなる。但し、エンジン回転速度ＮＥが高い領域では、エンジン負荷ＬＥが大きくなるに連れて冷却損失熱量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、その燃料増量に伴う冷却効果により燃焼室の温度が下がり、エンジン本体２から冷却水に奪われる熱量が減少するためである。

上記したエンジン負荷ＬＥに代えてエンジン負荷率を用いることもできる。エンジン負荷率は、最大負荷に対する負荷割合を示すパラメータである。この場合も、図４に準ずるマップを使用することができる。

上記した冷却損失熱量ＱＷは、基本的には、エンジン本体２からの発熱量に左右されることから、エンジン負荷ＬＥとしては、エンジン本体２からの発熱量に関係するパラメータ、例えば、１燃焼サイクル当りの燃料噴射量、吸気量等を用いることができる。吸気量については、別途実行される燃料噴射制御において、吸気量に応じた量の燃料が噴射されることから、エンジン本体２からの発熱量に間接的に関係するパラメータであると言える。その他、エンジン負荷ＬＥとして、吸気圧センサ２６により検出される吸気圧ＰＭ、スロットルセンサ２５により検出されるスロットル開度ＴＡ等を用いることも可能であるが、この場合には、適宜に補正を行うことが望ましい。

次に、ステップ１３０で、ＥＣＵ３０は、流量制御弁１６の弁開度ＯＤＶ及びエンジン回転速度ＮＥに基づいて合流部４２における冷却水流量（合流部流量）Ｖ３を算出する。この算出に際して、ＥＣＵ３０は、図５に示すような関数データ（マップ）を参照する。このマップは、流量制御弁１６の弁開度ＯＤＶ及びエンジン回転速度ＮＥに対する合流部流量Ｖ３の関係を予め定めたものである。このマップにおいて、弁開度ＯＤＶが小さな領域では、弁開度ＯＤＶが大きくなるに連れて合流部流量Ｖ３は緩やかに少なくなる。弁開度ＯＤＶが中から大の領域では、弁開度ＯＤＶ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が低いときは少なく、エンジン回転速度ＮＥが高くなるに連れて多くなる。ここで、合流部流量Ｖ３は、本発明における回路通過後冷却水流量に相当する。上記した弁開度ＯＤＶとして、例えば、ＥＣＵ３０が前回の制御周期で流量制御弁１６に用いた指令開度ＯＤＣを適用するとができる。

次に、ステップ１４０で、ＥＣＵ３０は、今回得られた各種パラメータ、すなわち、合流部流量Ｖ３、合流部水温Ｔ３、エンジン出口水温ＴＯ及び変換係数Ｃに基づいて受放熱熱量Ｑetcを算出する。ＥＣＵ３０は、下記の計算式（５）に従って全受放熱回路における受放熱熱量Ｑetc（各回路３１〜３５における受放熱熱量の総和）を算出する。
Ｑetc＝Ｃ・Ｖ３・（ＴＯ−Ｔ３） ・・・（５）

次に、ステップ１５０で、ＥＣＵ３０は、今回得られた各種パラメータ、すなわち、冷却損失熱量ＱＷ、目標エンジン出口水温Ｔｔ、ラジエータ出口水温Ｔ２、受放熱熱量Ｑetc及び変換係数Ｃに基づいて要求ラジエータ流量Ｖ２を算出する。ＥＣＵ３０は、下記の計算式（６）に従ってこの流量Ｖ２を算出する。
Ｖ２＝（ＱＷ−Ｑetc）／｛Ｃ・（Ｔｔ−Ｔ２）｝ ・・・（６）
ここで、目標エンジン出口水温Ｔｔは、エンジン１の運転状態に応じて決定され、本発明における目標冷却水温度に相当する。例えば、エンジン１がアイドル運転状態である場合、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。一方、エンジン１が部分負荷（パーシャル）運転状態にある場合、目標エンジン出口水温Ｔｔは、フリクションロス低減のために高めの温度（例えば「１００℃」）に設定される。エンジン１が全負荷（ＷＯＴ）運転状態にある場合、目標エンジン出口水温Ｔｔは、充填率を高めるために低めの温度（例えば「８０℃」）に設定される。上記した目標エンジン出口水温Ｔｔに関する各値（９０℃、１００℃、８０℃）は、一例に過ぎない。

次に、ステップ１６０で、ＥＣＵ３０は、算出される要求ラジエータ流量Ｖ２及びエンジン回転速度ＮＥに基づいて流量制御弁１６に対する指令開度ＯＤＣを算出する。この算出に際して、ＥＣＵ３０は、図６に示すような関数データ（マップ）を参照する。このマップは、要求ラジエータ流量Ｖ２及びエンジン回転速度ＮＥに対する指令開度ＯＤＣの関係を予め定めたものである。このマップにおいて、指令開度ＯＤＣは、要求ラジエータ流量Ｖ２が少ないときは小さく、要求ラジエータ流量Ｖ２が多くなるに連れて大きくなる。また、指令開度ＯＤＣは、エンジン回転速度ＮＥが低いときは、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ＯＤＣは、エンジン回転速度ＮＥが高くなるときは、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い。

その後、ステップ１７０で、ＥＣＵ３０は、算出される指令開度ＯＤＣに基づいて流量制御弁１６を駆動制御した後、その後の処理を一旦終了する。このように流量制御弁１６の開度を制御することにより、ラジエータ１３を通る冷却水流量が調整され、エンジン出口水温ＴＯが目標エンジン出口水温Ｔｔに収束することになる。

以上説明したこの実施形態におけるエンジンの冷却装置によれば、エンジン本体２から冷却水へ奪われる冷却損失熱量ＱＷが、エンジン１の運転状態に基づいてＥＣＵ３０により算出される。また、受放熱回路（各回路３１〜３５）と冷却水との間で受け放される受放熱熱量Ｑetcが、エンジン出口水温ＴＯ、合流部水温Ｔ３、合流部流量Ｖ３及び変換係数Ｃに基づいてＥＣＵ３０により算出される。また、エンジン出口水温ＴＯを目標エンジン出口水温Ｔｔにするために、ラジエータ１３で要求される冷却水の要求ラジエータ流量Ｖ２が、上記のようにそれぞれ算出される冷却損失熱量ＱＷ及び受放熱熱量Ｑetc、並びに、変換係数Ｃ、目標エンジン出口水温Ｔｔ及びラジエータ出口水温Ｔ２に基づいてＥＣＵ３０により算出される。そして、その算出される要求ラジエータ流量Ｖ２に基づいてＥＣＵ３０により指令開度ＯＤＣが算出され、その指令開度ＯＤＣに基づいて流量制御弁１６が駆動制御される、すなわち、流量制御弁１３の弁開度ＯＤＶが制御される。これにより、エンジン出口水温ＴＯが目標エンジン出口水温Ｔｔに近付けられる。

すなわち、この実施形態の冷却装置１０では、エンジン１の冷却水はウォータジャケット１１及びラジエータ通路１２を循環する間にラジエータ１３を通過し、そのラジエータ１３を通過する冷却水流量は流量制御弁１６により調整される。そして、エンジン出口水温ＴＯが目標エンジン出口水温Ｔｔとなるように流量制御弁１６が制御されることにより、エンジン１の冷却度合いが制御される。

ここで、ラジエータ１３は、車両の前側に設けられることから、車両が高速で走行するときは、ラジエータ１３が走行風を多く受けることでラジエータ１３からの放熱量が多くなる。従って、図７（ａ）,（ｂ）に示すように、車速が増加することでラジエータ出口水温Ｔ２が低下し、エンジン出口水温ＴＯとラジエータ出口水温Ｔ２との温度差dlthwが大きくなる。このため、この温度差dlthwが大きくなる分だけ、要求ラジエータ流量Ｖ２の計算誤差が問題になっていた。

これに対し、この実施形態では、上記した受放熱熱量Ｑetc及び要求ラジエータ流量Ｖ２の算出に使用される変換係数Ｃが、エンジン出口水温ＴＯとラジエータ出口水温Ｔ２との温度差dlthwに基づいてＥＣＵ３０により算出される。この変換係数Ｃは、温度差dlthwが相対的に大きくなるに連れて相対的に小さくなるように算出される。従って、ラジエータ１３からの放熱量が変わってラジエータ出口水温Ｔ２が変化しても、上記した温度差dlthwから算出される変換係数Ｃが、受放熱熱量Ｑetcの計算や要求ラジエータ流量Ｖ２の計算に反映されるので、受放熱熱量Ｑetc及び要求ラジエータ流量Ｖ２の計算誤差が少なくなる。この結果、受放熱熱量Ｑetc及び要求ラジエータ流量Ｖ２の算出に使われる変換係数Ｃの適正化を図ることができ、要求ラジエータ流量Ｖ２の算出精度を高めることができ、延いては、エンジン１の冷却水温度の制御性を向上させることができる。このため、エンジン１のフリクション低減、燃費及びノッキング性能の向上を図ることができる。

加えて、この実施形態では、図３にマップで示すように、温度差dlthwが相対的に大きくなるに連れて相対的に小さくなるように変換係数Ｃが算出されるので、温度差dlthwが相対的に大きいときは、相対的に小さい変換係数Ｃが受放熱熱量Ｑetc及び要求ラジエータ流量Ｖ２の計算に反映され、温度差dlthwが相対的に小さいときは、相対的に大きい変換係数Ｃが受放熱熱量Ｑetc及び要求ラジエータ流量Ｖ２の計算に反映される。このため、変換係数Ｃをより実際に適合した値とすることができ、この意味で、要求ラジエータ流量の算出精度を高めることができる。

この他、この実施形態では、上記したようにエンジン１の運転状態に関するパラメータとして、エンジン回転速度ＮＥ及びエンジン負荷ＬＥが、流量制御弁１６の弁開度ＯＤＶの制御に反映される。このため、単に冷却水の温度のみに基づいて流量制御弁１６の弁開度ＯＤＶの制御が行われる場合とは異なり、実際のエンジン出口水温ＴＯを、そのときどきのエンジン回転速度ＮＥ及びエンジン負荷ＬＥに適した目標エンジン出口水温Ｔｔに制御することができる。例えば、エンジン１が高出力となる場合には、エンジン出口水温ＴＯを低くして各気筒の冷却効率を高めることができる。また、エンジン１が低燃費で運転される場合には、エンジン出口水温ＴＯを高くして各気筒内での燃焼効率を向上させることができる。このため、上記した高出力及び低燃費という相反する性能を両立させながらエンジン性能を向上させることができる。

この実施形態では、冷却損失熱量ＱＷを算出するために、エンジン１の運転状態に関するパラメータとして、エンジン回転速度ＮＥ及びエンジン負荷ＬＥが適用される。このように、エンジン本体２からの発熱を左右するエンジン回転速度ＮＥ及びエンジン負荷ＬＥをパラメータとして計算に適用することで、冷却損失熱量ＱＷを精度よく算出することができる。また、エンジン回転速度ＮＥ及びエンジン負荷ＬＥの両者に基づいて冷却損失熱量ＱＷを算出するので、エンジン回転速度ＮＥ又はエンジン負荷ＬＥを単独で適用した場合に比べて、冷却損失熱量ＱＷの算出精度の向上を図ることができる。

この実施形態では、冷却損失熱量ＱＷがエンジン１の運転状態を示すエンジン回転速度ＮＥ及びエンジン負荷ＬＥに基づいて算出され、その算出される冷却損失熱量ＱＷが要求ラジエータ流量Ｖ２の算出に反映される。そして、その算出される要求ラジエータ流量Ｖ２に基づいて流量制御弁１６の弁開度ＯＤＶが制御される。このため、エンジン１の運転状態が変化して冷却損失熱量ＱＷが変化しても、その冷却損失熱量ＱＷの変化に応じて流量制御弁１６の弁開度ＯＤＶを制御することができ、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。

ここで、冷却水温度と目標冷却水温度との偏差（水温差）のみに基づいて流量制御弁の弁開度をフィードバック制御するような場合では、エンジン本体２における冷却損失熱量ＱＷの変化に対応できないことから、本実施形態のような制御に関する良好な応答性を得ることは困難である。このため、この実施形態では、前述したエンジン１の高出力運転時には、エンジン出口水温ＴＯを速やかに低下させることができ、エンジン１の低燃費運転時には、エンジン出口水温ＴＯを速やかに上昇させることができ、高出力及び低燃費の両立を実現する上で発生する制御ロスを低減することができる。

ここで、仮に、エンジン１の運転状態から流量制御弁１６の指令開度ＯＤＣを直接算出し、その算出される指令開度ＯＤＣに基づいて流量制御弁１６の弁開度ＯＤＶ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た場合には、それら流量制御弁毎に指令開度ＯＤＣを改めて算出する必要が生じ、汎用性に欠けることになる。これに対し、この実施形態では、ラジエータ出口水温Ｔ２に対する要求ラジエータ流量Ｖ２を一旦算出し、その算出される要求ラジエータ流量Ｖ２に基づいて流量制御弁１６の指令開度ＯＤＣを算出するようにしている。このため、流量特性の異なる流量制御弁を用いた場合でも、流量制御弁毎に流量特性に応じた指令開度ＯＤＣを改めて算出する必要がなくなる。

ところで、この実施形態では、ラジエータ１３を迂回するようにラジエータ通路１２に複数の受放熱回路（各回路３１〜３５）が設けられるので、冷却水が各回路３１〜３５を通過する過程で、各部と冷却水との間で熱の受け放し（受放熱）が行われる。この受放熱後の冷却水は、合流部４２からウォータポンプ１４を介してラジエータ通路１２を通り、再びエンジン本体２のウォータジャケット１１を通過する。各回路３１〜３５での受放熱熱量Ｑetcが多い場合は、その受放熱熱量Ｑetcを考慮しなければエンジン出口水温ＴＯを狙いの目標エンジン出口水温Ｔｔへ収束させることは難しく、冷却水温度にオーバシュートやアンダシュートが起きる懸念がある。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、その目標エンジン出口水温Ｔｔを維持することができず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、その目標エンジン出口水温Ｔｔを維持することができずに下降する現象である。

このように冷却水温度にオーバシュートやアンダシュートが多く起きる場合には、エンジン本体２等の各構成部品の耐熱性を考慮して各構成部品の正常動作を保障しようとすると、目標エンジン出口水温Ｔｔを下げる必要がある。その反面、目標エンジン出口水温Ｔｔを単に下げると、エンジン出口水温ＴＯが低くなることから、エンジン１や自動変速機でフリクションが増大してエンジン１の燃費悪化を招くおそれがある。

これに対し、この実施形態では、全受放熱回路（各回路３１〜３５の全部）における受放熱熱量Ｑetc が算出され、その算出される受放熱熱量Ｑetc が要求ラジエータ流量Ｖ２の算出に反映される。従って、各回路３１〜３５における受放熱熱量Ｑetcが変化しても、目標エンジン出口水温Ｔｔに対するエンジン出口水温ＴＯの収束性が向上する。このため、冷却水温度制御におけるオーバシュートやアンダシュートを少なくすることがき、エンジン本体２等の構成部品に係る耐熱性を考慮して目標エンジン出口水温Ｔｔを下げる必要がなくなる。この結果、目標エンジン出口水温Ｔｔの低下に伴うフリクションの増大、延いては、エンジン１の燃費悪化を抑制することができる。

この実施形態では、合流部水温Ｔ３とエンジン出口水温ＴＯとの水温差ｄＴが小さいときは、各回路３１〜３５における受放熱熱量Ｑetc が少なく、その逆に水温差ｄＴが大きいときは、各回路３１〜３５における受放熱熱量Ｑetc が多い。また、合流部流量Ｖ３が少ないときは、各回路３１〜３５における受放熱熱量Ｑetc が少なく、合流部流量Ｖ３が多いときは、各回路３１〜３５における受放熱熱量Ｑetc が多い。この点つき、この実施形態では、合流部流量Ｖ３、合流部水温Ｔ３及びエンジン出口水温ＴＯに基づいて各回路３１〜３５における受放熱熱量Ｑetc が算出される。従って、上記のように受放熱熱量Ｑetc を左右するパラメータとしての合流部流量Ｖ３、合流部水温Ｔ３及びエンジン出口水温ＴＯが計算に適用されるので、受放熱熱量Ｑetcを精度よく算出することができる。このため、要求ラジエータ流量Ｖ２を精度よく算出することができ、流量制御弁１６を精度よく制御することができる。

この実施形態では、流量制御弁１６の制御量である弁開度ＯＤＶ及びエンジン回転速度ＮＥに基づいて合流部流量Ｖ３が算出されるので、ラジエータ通路１２などの冷却水循環経路における冷却水流量に応じて受放熱熱量Ｑetcがより正確に算出される。この結果、要求ラジエータ流量Ｖ２をより一層正確に算出することができ、流量制御弁１６の指令開度ＯＤＣをより一層正確に算出することができ、流量制御弁１６をより一層正確に制御することができる。これにより、エンジン出口水温ＴＯを目標エンジン出口水温Ｔｔへより一層好適に収束させることができ、エンジン１の冷却水温度の制御性をより一層向上させることができる。

尚、この発明は前記実施形態に限定されるものではなく、発明の趣旨を逸脱することのない範囲で以下のように実施することもできる。

（１）前記実施形態では、受放熱回路として複数の回路、すなわち、スロットルボディ温水回路３１、ＥＧＲクーラ回路３２、ホットエアインテーク回路３３、ヒータ回路３４及びオイルクーラ回路３５を設けた。これに対し、これら全ての回路３１〜３５を受放熱回路としなくてもよく、各回路３１〜３５の少なくとも一つを受放熱回路として設けることもできる。この場合も、基本的には、前記実施形態と同等の作用効果を得ることができる。

（２）前記実施形態では、複数の受放熱回路（各回路３１〜３５の全部）を備えた冷却装置において、それら受放熱回路における受放熱熱量Ｑetc を算出し、その受放熱熱量Ｑetcを要求ラジエータ流量Ｖ２の算出に反映させるようにした。これに対し、受放熱回路を持たない冷却装置において、受放熱熱量Ｑetcを算出することなく、要求ラジエータ流量Ｖ２を算出する冷却装置に具体化することもできる。この場合も、要求ラジエータ流量Ｖ２の算出に使用される変換係数Ｃを、エンジン出口水温ＴＯとラジエータ出口水温Ｔ２との温度差dlthwに基づき算出することにより、前記実施形態と同等の作用効果を得ることができる。

エンジンシステムを示す概略構成図。 冷却水温度制御の内容を示すフローチャート。 温度差に対する変換係数の関係を示すマップ。 エンジン回転速度とエンジン負荷に対する冷却損失熱量の関係を示すマップ。 弁開度とエンジン回転速度に対する合流部流量の関係を示すマップ。 要求ラジエータ流量とエンジン回転速度に対する指令開度の関係を示すマップ。 （ａ）,（ｂ）は、エンジン出口水温、ラジエータ出口水温及び車速の挙動を示すタイムチャート。

符号の説明

１…エンジン
１０…冷却装置
１１…ウォータジャケット（冷却水循環経路）
１２…ラジエータ通路（冷却水循環経路）
１３…ラジエータ
１６…流量制御弁（流量調整手段）
３０…ＥＣＵ（冷却損失熱量算出手段、受放熱熱量算出手段、要求ラジエータ流量算出手段、制御手段及び変換係数算出手段）
３１…スロットルボディ温水回路（受放熱回路）
３２…ＥＧＲクーラ回路（受放熱回路）
３３…ホットエアインテーク回路（受放熱回路）
３４…ヒータ回路（受放熱回路）
３５…オイルクーラ回路（受放熱回路）
Ｔ２…ラジエータ出口水温（ラジエータ通過後冷却水温度）
ＴＯ…エンジン出口水温（エンジン通過後冷却水温度）
Ｔ３…合流部水温（回路通過後冷却水温度）
ＱＷ…冷却損失熱量
Ｖ３…合流部流量（回路通過後冷却水流量）
Ｑetc…受放熱熱量
Ｔｔ…目標エンジン出口水温（目標冷却水温度）
Ｃ…変換係数
dlthw…温度差

Claims (3)

1. エンジンの冷却水が循環する冷却水循環経路と、前記冷却水循環経路に設けられるラジエータと、前記ラジエータを通過する冷却水流量を調整するための流量調整手段とを備え、前記エンジンの冷却水温度が目標冷却水温度となるように前記流量調整手段を制御するようにしたエンジンの冷却装置であって、
   前記エンジンから前記冷却水へ奪われる冷却損失熱量を前記エンジンの運転状態に基づき算出するための冷却損失熱量算出手段と、
   前記エンジンの冷却水温度を前記目標冷却水温度にするために、前記ラジエータで要求される冷却水の要求ラジエータ流量を、前記算出される冷却損失熱量、前記目標冷却水温度、前記ラジエータを通過した後のラジエータ通過後冷却水温度及び冷却水温度を冷却水流量に変換する変換係数に基づき算出するための要求ラジエータ流量算出手段と、
   前記算出される要求ラジエータ流量に基づき前記流量調整手段を制御するための制御手段と
   を備えたエンジンの冷却装置において、
   前記変換係数を、前記エンジンを通過した後のエンジン通過後冷却水温度と前記ラジエータ通過後冷却水温度との温度差に基づき算出するための変換係数算出手段を備えたことを特徴とするエンジンの冷却装置。
2. エンジンの冷却水が循環する冷却水循環経路と、前記冷却水循環経路に設けられるラジエータと、前記ラジエータを迂回するように前記冷却水循環経路に設けられる受放熱回路と、前記ラジエータを通過する冷却水流量を調整するための流量調整手段とを備え、前記エンジンの冷却水温度が目標冷却水温度となるように前記流量調整手段を制御するようにしたエンジンの冷却装置であって、
   前記エンジンから前記冷却水へ奪われる冷却損失熱量を前記エンジンの運転状態に基づき算出するための冷却損失熱量算出手段と、
   前記受放熱回路と冷却水との間で受け放される受放熱熱量を、前記エンジンを通過した後のエンジン通過後冷却水温度、前記受放熱回路を通過した後の回路通過後冷却水温度及び回路通過後冷却水流量、並びに、冷却水温度を冷却水流量に変換する変換係数に基づき算出するための受放熱熱量算出手段と、
   前記エンジンの冷却水温度を前記目標冷却水温度にするために、前記ラジエータで要求される冷却水の要求ラジエータ流量を、前記算出される冷却損失熱量、前記算出される受放熱熱量、前記目標冷却水温度、前記ラジエータを通過した後のラジエータ通過後冷却水温度及び前記変換係数に基づき算出するための要求ラジエータ流量算出手段と、
   前記算出される要求ラジエータ流量に基づき前記流量調整手段を制御するための制御手段と
   を備えたエンジンの冷却装置において、
   前記変換係数を、前記エンジン通過後冷却水温度と前記ラジエータ通過後冷却水温度との温度差に基づき算出するための変換係数算出手段を備えたことを特徴とするエンジンの冷却装置。
3. 前記変換係数算出手段は、前記温度差が相対的に大きくなるに連れて相対的に小さくなるように前記変換係数を算出することを特徴とする請求項１又は２に記載のエンジンの冷却装置。

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