JP6075271B2 - 内燃機関の制御装置 - Google Patents

Description

この発明は、内燃機関の制御装置に係り、特に、排気ガスの一部を水冷式のインタークーラーよりも上流側の吸気通路に還流させるＥＧＲ装置を備える過給機付き内燃機関の制御装置に関する。

従来、例えば特許文献１には、低圧ループ（Low Pressure Loop）ＥＧＲ（Exhaust Gas Recirculation）装置を備えるターボ過給機付き内燃機関の制御装置が開示されている。この従来の内燃機関では、低圧ループＥＧＲ装置からのＥＧＲガスがターボ過給機のコンプレッサよりも上流側の吸気通路に供給される。そのうえで、上記制御装置では、外気温度が所定温度よりも高く、外気湿度の高い多湿条件であると判断した場合に、低圧ループＥＧＲ装置の作動を制限することとしている。

特開２０１２−２１５２４号公報 特開２０１２−２１９６８７号公報

一般的に、内燃機関では、運転状態（負荷とエンジン回転数）との関係でＥＧＲ率を予め設定したＥＧＲ率マップを備えておき、運転中に制御されるＥＧＲ率の目標値は、そのようなＥＧＲ率マップに従って取得されるようになっている。ＥＧＲ率マップのマップ値は、内燃機関の燃費や排気エミッションなどを考慮して定められる。ＥＧＲガスを含むガスの露点は、ＥＧＲ率によっても変化する。すなわち、水冷式のインタークーラーでの凝縮水の発生し易さは、外気温度および外気湿度だけでなく、ＥＧＲ率によっても変化する。さらに、水冷式のインタークーラーでの凝縮水の発生し易さは、運転状態によっても異なるものとなる。そこで、インタークーラーにおいて凝縮水が発生しない適切な温度となるように、運転状態に応じてインタークーラーの冷却水温度を調整することが考えられる。しかしながら、このような制御手法では、次のような問題が生ずることが懸念される。すなわち、運転状態が比較的短時間で変化する場合には、移行後の運転状態において凝縮水の発生しない温度にインタークーラーの冷却水温度が変化するまでに時間を要してしまうと、移行後の運転状態に適したＥＧＲ率でＥＧＲガスを導入可能となるタイミングが遅れてしまう。また、凝縮水生防止のために冷却水温度が高く設定されている運転状態から高出力が要求される運転状態への移行が要求された場合には、移行後の運転状態において要求される高い動力性能を発揮するために要する値にまで冷却水温度が下がるまでの応答遅れ期間中には、高出力を満足に確保できなくなる。以上のように、水温制御の応答遅れによって、移行後の運転状態において期待される動力性能、燃費性能および排気エミッション性能のポテンシャルを引き出すことのできる時間が大きく制限されてしまう可能性がある。

この発明は、上述のような課題を解決するためになされたもので、インタークーラーでの凝縮水の発生抑制を図りつつ、所定の性能値を確保したうえで水温制御の応答遅れの影響を受けずに内燃機関の各種性能のポテンシャルを引き出せるようにした内燃機関の制御装置を提供することを目的とする。

第１の発明は、内燃機関の制御装置であって、
内燃機関の吸気通路に配置され、当該吸気通路を流れるガスを過給するコンプレッサと、
冷却水が循環する冷却水回路と、
前記コンプレッサよりも下流側の前記吸気通路に配置され、当該吸気通路を流れるガスと前記冷却水回路を循環する冷却水とで熱交換を行うインタークーラーと、
前記インタークーラーよりも上流側の前記吸気通路と前記内燃機関の排気通路とを接続するＥＧＲ通路を有し、前記排気通路を流れる排気ガスの一部を前記吸気通路に供給するＥＧＲ装置と、
外気温度および外気湿度がそれぞれ所定温度および所定湿度となる所定外気状態の下で所定の性能値を確保するために要する前記インタークーラーの冷却水の温度を前記インタークーラーの冷却水の目標温度として、当該冷却水の温度を制御する水温制御手段と、
前記ＥＧＲ装置の制御に用いられるマップであって前記内燃機関の運転状態を特定するパラメータとの関係でＥＧＲ率を設定するマップとして、前記ＥＧＲ装置を用いたＥＧＲガスの導入時に前記インタークーラーに流入するクーラー流入ガスの露点が前記目標温度を超えないようにＥＧＲ率が設定されたＥＧＲ率マップを記憶するマップ記憶手段と、
を備えることを特徴とする。

また、第２の発明は、第１の発明において、
前記ＥＧＲ率マップにおいて用いられる前記パラメータは、エンジン負荷およびエンジン回転数であり、
前記ＥＧＲ率マップでは、高負荷高回転側の運転領域において、クーラー流入ガスの露点が前記目標温度を超えないように制限されたＥＧＲ率がマップ値として設定されていることを特徴とする。

また、第３の発明は、第１または第２の発明において、
前記所定外気状態は、前記インタークーラーにおいて凝縮水が発生し易い高温、多湿もしくは高温多湿な状態であることを特徴とする。

また、第４の発明は、第１〜第３の発明の何れか１つにおいて、
外気温度を検出または推定する外気温度取得手段と、
外気湿度を検出または推定する外気湿度取得手段と、
をさらに備え、
前記水温制御手段は、外気温度および外気湿度が前記所定外気状態と異なる場合には、現在の外気温度および外気湿度に対応するクーラー流入ガスの露点に基づいて、前記目標温度を修正することを特徴とする。

また、第５の発明は、第４の発明において、
クーラー流入ガスの露点が所定の温度上限以上となる外気の温度・湿度領域内に外気温度および外気湿度が収まっている状況下において、前記ＥＧＲ率マップに従うＥＧＲ率に対してＥＧＲ率を下げることを特徴とする。

また、第６の発明は、第１〜第５の発明の何れか１つにおいて、
前記内燃機関は、
前記冷却水回路とは別に備えられ、第２冷却水の循環により前記内燃機関を冷却する第２冷却水回路と、
前記第２冷却水回路を循環する第２冷却水と前記冷却水回路を循環する冷却水とを熱交換させる熱交換器と、
を備え、
前記冷却水回路は、
冷却水を冷却するラジエーターと、
前記ラジエーターをバイパスする第１冷却水バイパス通路と、
前記ラジエーターに冷却水が導入される流路形態と、冷却水が前記第１冷却水バイパス通路を通ることで冷却水が前記ラジエーターに導入されない流路形態との間で、冷却水の流路形態を切り替える第１流路切替手段と、
を備えることを特徴とする。

また、第７の発明は、第１〜第６の発明の何れか１つにおいて、
前記内燃機関は、
前記冷却水回路とは別に備えられ、第２冷却水の循環により前記内燃機関を冷却する第２冷却水回路と、
前記第２冷却水回路を循環する第２冷却水と前記冷却水回路を循環する冷却水とを熱交換させる熱交換器と、
を備え、
前記冷却水回路は、
前記熱交換器をバイパスする第２冷却水バイパス通路と、
冷却水が前記熱交換器に導入される流路形態と、冷却水が前記第２冷却水バイパス通路を通ることで冷却水が前記熱交換器に導入されない流路形態との間で、冷却水の流路形態を切り替える第２流路切替手段と、
を備えることを特徴とする。

また、第８の発明は、第１〜第７の発明の何れか１つにおいて、
前記内燃機関は、
前記冷却水回路とは別に備えられ、第２冷却水の循環により前記内燃機関を冷却する第２冷却水回路と、
前記第２冷却水回路を循環する第２冷却水と前記冷却水回路を循環する冷却水とを熱交換させる熱交換器と、
を備え、
前記第２冷却水回路は、第２冷却水の循環水量を調整する水量調整手段を備えることを特徴とする。

また、第９の発明は、第１〜第８の発明の何れか１つにおいて、
前記内燃機関は、前記排気通路に吸蔵還元型のＮＯｘ触媒を備え、
前記内燃機関の制御装置は、前記ＮＯｘ触媒に流入するガスの空燃比を運転中に一時的にリッチにするリッチスパイク制御を実行するものであって、
前記ＥＧＲ装置を用いたＥＧＲガスの導入時に前記リッチスパイク制御が実行される場合に、前記ＥＧＲ率マップに従うＥＧＲ率に対してＥＧＲ率を下げることを特徴とする。

また、第１０の発明は、第１〜第９の発明の何れか１つにおいて、
前記内燃機関は、
前記排気通路を流れる排気ガスと前記冷却水回路を循環する冷却水とを熱交換させる排気熱交換器と、
前記排気熱交換器よりも下流側において前記排気通路に配置された排気浄化触媒と、
を備え、
前記冷却水回路は、冷却水が前記排気熱交換器に導入される流路形態と、冷却水が前記排気熱交換器に導入されない流路形態との間で、冷却水の流路形態を切り替え可能に構成されており、
前記排気浄化触媒の温度が所定値未満である場合に、前記排気熱交換器への冷却水の導入が禁止されることを特徴とする。

第１および第２の発明によれば、所定外気状態の下で所定の性能値を確保可能な前記インタークーラーの冷却水の温度がインタークーラーの冷却水の目標温度として設定されるので、内燃機関の運転状態の変化に応じて冷却水温度を調整する必要がない。また、ＥＧＲ率マップとしては、ＥＧＲガスの導入時にクーラー流入ガスの露点が上記目標温度を超えないようにＥＧＲ率がマップ値として設定されたものが使用される。これにより、所定外気状態で運転されている場合には、上記所定の性能値を確保したうえでインタークーラーでの結露を発生させることなく、予め設定されたＥＧＲ率マップ通りに（すなわち、可能な範囲内で最大限に）ＥＧＲガスを導入できるようになる。このため、インタークーラーでの凝縮水の発生抑制を図りつつ、水温制御の応答遅れの影響を受けずに内燃機関の各種性能（動力性能、燃費性能および排気エミッション性能など）のポテンシャルを引き出せるようにすることができるようになる。

第３の発明によれば、インタークーラーにおいて凝縮水が発生し易い外気状態であっても、所定の性能値の確保と、予め設定したＥＧＲ率マップ通りでのＥＧＲガスの導入の確保とを保証できるようになる。

第４の発明によれば、外気状態が所定外気状態と異なる状態となった場合であっても、外気状態の変化に伴って変化するクーラー流入ガスの露点に応じて冷却水の目標温度を変更することで、外気状態に応じてＥＧＲ率マップを変更する必要なしに、インタークーラーでの凝縮水の発生をより確実に防止できるようになる。これにより、運転中に凝縮水が発生しないように外気状態に応じてＥＧＲ率マップの値からＥＧＲ率を適宜修正しながら燃費等の各種性能を確保しようとする制御手法と比べて、エンジン制御の複雑化を回避し、また、当該制御手法のために必要となる各種マップの適合工数を削減できるようになる。そして、このように外気状態に応じてＥＧＲ率が変更されることがない（一枚のＥＧＲ率マップで応用が利く）ので、ＥＧＲ率が変化することによる燃費の悪化を防ぐことができる。また、内燃機関の運転中における外気状態の変化は、運転中の運転状態の変化と比べて、非常に緩やかなものとなる。したがって、外気状態の変化に伴って冷却水温度を変更することとしても、運転状態に応じて冷却水温度を変更する制御手法とは異なり、水温制御の応答遅れが問題となることもない。

第５の発明によれば、クーラー流入ガスの露点が高い外気状態となることで、インタークーラー材料の腐食が懸念される状況において、ＥＧＲ率を下げることで凝縮水を発生しにくくし、かつ、冷却水温度の過大な高温化を避けることにより、インタークーラー材料の腐食を抑制することができる。

例えば、外気温度が低く、かつ、軽負荷走行が続くような場合には、冷却水温度をクーラー流入ガスの露点より高く保つだけの熱量を第２冷却水から冷却水に供給できない可能性がある。第６の発明が備える構成によれば、そのような場合であっても、冷却水がラジエーターに導入されない流路形態を選択することができるので、ラジエーターによる不必要な放熱を回避することができる。その結果、冷却水の温度をより高い温度に保てるようになる。

例えば、全負荷運転時などの高負荷運転時には、第２冷却水から冷却水に与えられる熱量が大きすぎて、低温冷却水の温度を所望の温度に下げることが難しく、内燃機関が所望の出力を発揮できなくなる可能性がある。第７の発明が備える構成によれば、そのような場合であっても、冷却水が熱交換器に導入されない流路形態を選択することができるので、熱交換器での第２冷却水との熱交換による冷却水の不必要な温度上昇を回避することができる。その結果、冷却水の温度をより低い温度に保てるようになる。

第８の発明が備える構成によれば、上記のように第２冷却水から冷却水に与えられる熱量が大きすぎるために低温冷却水の温度を所望の温度に下げることが難しい場合であっても、第２冷却水の循環水量を抑制することにより、熱交換器での第２冷却水との熱交換による冷却水の温度上昇を抑制することができる。その結果、冷却水の温度をより低い温度に保てるようになる。

第９の発明によれば、上述した第１の発明などにおける冷却水温度制御の実行中にリッチスパイク制御の実施に伴ってクーラー流入ガスの露点が一時的に上昇する場合であっても、インタークーラーの内部で凝縮水が発生するのを防止することができる。

第１０の発明によれば、排気浄化触媒の温度が低い状況において、排気熱による冷却水の昇温よりも排気浄化触媒の暖機が優先される。これにより、良好な触媒暖機性を確保しつつ、凝縮水発生防止のために排気熱を利用して冷却水の昇温を図ることができる。

本発明の実施の形態１における内燃機関のシステム構成を説明するための図である。 図１に示す内燃機関の冷却系の構成を表した図である。 所定外気状態における運転状態と露点との関係を表した図である。 図５に示すＥＧＲ率マップとの比較のために参照するＥＧＲ率マップを表した図である。 本発明の実施の形態１において用いられる特徴的な設定を有するＥＧＲ率マップを表した図である。 外気温度および外気湿度とクーラー流入ガスの露点との関係を表した図である。 本発明の実施の形態１において実行されるルーチンのフローチャートである。 本発明の実施の形態２において実行されるルーチンのフローチャートである。 インタークーラーのコア材料の腐食速度とその温度との関係を表した図である。 コア材料の腐食懸念領域を説明するために、外気温度および外気湿度とクーラー流入ガスの露点との関係を表した図である。 本発明の実施の形態３において実行されるルーチンのフローチャートである。 低温冷却水に熱を供給するための他の構成を説明するための図である。 本発明の実施の形態４において用いられるインタークーラー冷却回路の構成を説明するための図である。 本発明の実施の形態４において実行されるルーチンのフローチャートである。 本発明の実施の形態４の制御による効果を説明するための図である。

実施の形態１．
［内燃機関のシステム構成］
図１は、本発明の実施の形態１における内燃機関１０のシステム構成を説明するための図である。本実施形態のシステムは、内燃機関（一例としてガソリンエンジン）１０を備えている。内燃機関１０の各気筒には、吸気通路１２および排気通路１４が連通している。

吸気通路１２の入口近傍には、エアクリーナ１６が取り付けられている。エアクリーナ１６の下流近傍には、吸気通路１２に吸入される空気の流量に応じた信号を出力するエアフローメータ１８が設けられている。エアフローメータ１８の下流には、ターボ過給機２０のコンプレッサ２０ａが設置されている。コンプレッサ２０ａは、排気通路１４に配置されたタービン２０ｂと連結軸を介して一体的に連結されている。

コンプレッサ２０ａの下流には、コンプレッサ２０ａにより圧縮された空気を冷却するための水冷式のインタークーラー２２が設けられている。インタークーラー２２に冷却水を供給するための具体的な構成を含む内燃機関１０の冷却系の構成については、図２を参照して後に詳述する。また、インタークーラー２２の下流には、電子制御式のスロットルバルブ２４が設けられている。また、スロットルバルブ２４の下流側の吸気通路１２には、吸気圧力（過給圧）を検出するための吸気圧力センサ２６が設置されている。

タービン２０ｂよりも下流側の排気通路１４には、排気ガスを浄化するための各種触媒が配置されている。ここでは、一例として、排気ガスの上流側から順に、三元触媒であるＳ／Ｃ（スタートキャタリスト）２８およびＮＳＲ（吸蔵還元型ＮＯｘ触媒）３０などが備えられている。ＮＳＲ３０を備えておくことにより、理論空燃比よりもリーンな空燃比の下でのリーンバーン運転時にＮＯｘの排出を効果的に抑制することができる。

さらに、図１に示す内燃機関１０は、低圧ループ（ＬＰＬ）式の排気ガス再循環装置（ＥＧＲ装置）３２を備えている。ＥＧＲ装置３２は、タービン２０ｂよりも下流側の排気通路１４（より具体的には、Ｓ／Ｃ２８とＮＳＲ３０との間の部位）と、コンプレッサ２０ａよりも上流側の吸気通路１２とを接続するＥＧＲ通路３４を備えている。このＥＧＲ通路３４の途中には、吸気通路１２に導入される際のＥＧＲガスの流れの上流側から順に、ＥＧＲクーラー３６およびＥＧＲバルブ３８が設けられている。ＥＧＲクーラー３６は、ＥＧＲ通路３４を流れるＥＧＲガスを冷却するために備えられた水冷式のクーラーである。ＥＧＲバルブ３８は、ＥＧＲ通路３４を通って吸気通路１２に還流されるＥＧＲガスの量を調整するために備えられている。以上のような構成を有するＥＧＲ装置３２によれば、過給時であってもＥＧＲガスを導入できるようになる。

さらに、図１に示すシステムは、ＥＣＵ(Electronic Control Unit)４０を備えている。ＥＣＵ４０の入力部には、上述したエアフローメータ１８に加え、エンジン回転数を検知するためのクランク角センサ４２等の内燃機関１０の運転状態を検知するための各種センサが接続されている。また、ＥＣＵ４０の入力部には、外気温度を検出するための外気温度センサ４４、および、外気湿度を検出するための外気湿度センサ４６がそれぞれ接続されている。一方、ＥＣＵ４０の出力部には、上述したスロットルバルブ２４およびＥＧＲバルブ３８に加え、内燃機関１０の筒内もしくは吸気ポートに燃料を噴射するための燃料噴射弁４８、および、筒内の混合気に点火するための点火プラグ５０等の内燃機関１０の運転を制御するための各種アクチュエータが接続されている。ＥＣＵ４０は、上述した各種センサの出力と所定のプログラムとに従って各種アクチュエータを作動させることにより、内燃機関１０の運転を制御するものである。

［内燃機関の冷却系の構成］
図２は、図１に示す内燃機関１０の冷却系の構成を表した図である。
図２に示すように、内燃機関１０の冷却系は、冷却水の循環による水冷式の２系統の冷却回路として、エンジン冷却回路５２とインタークーラー冷却回路５４とを備えている。エンジン冷却回路５２は、主に内燃機関１０の本体（以下、「エンジン本体」と称する）１０ａを冷却するための回路である。インタークーラー冷却回路５４は、エンジン冷却回路５２とは別に備えられ、インタークーラー２２を通過するガスを冷却するための回路である。

エンジン冷却回路５２は、インタークーラー２２よりも熱負荷の高いエンジン本体１０ａの冷却を担っている。このため、エンジン冷却回路５２を循環する冷却水の温度は、基本的に、インタークーラー冷却回路５４を循環する冷却水の温度よりも高くなる。逆に言えば、上記構成を有するインタークーラー冷却回路５４は、エンジン冷却回路５２を循環する冷却水よりも低温の冷却水を循環可能な回路であるといえる。そこで、以下の明細書中においては、両回路５２、５４を流れるそれぞれの冷却水を区別するために、エンジン冷却回路５２を流れる冷却水を「高温冷却水」と称し、インタークーラー冷却回路５４を流れる相対的に低温の冷却水を「低温冷却水」と称する。

（エンジン冷却回路）
エンジン冷却回路５２は、エンジン本体１０ａ内に形成された本体内冷却水通路１０ａ１の出口と当該本体内冷却水通路１０ａ１の入口とを接続する第１高温冷却水循環通路５６を備えている。すなわち、第１高温冷却水循環通路５６は、本体内冷却水通路１０ａ１との間で高温冷却水を循環させる通路である。第１高温冷却水循環通路５６の途中には、高温冷却水を冷却するための高温側ラジエーター５８が設置されている。高温側ラジエーター５８よりも下流側における第１高温冷却水循環通路５６の端部には、サーモスタット６０が取り付けられている。サーモスタット６０は、高温冷却水の温度が所定温度に達した際に開くように構成されている。なお、本体内冷却水通路１０ａ１は、エンジン本体１０ａ（シリンダヘッドおよびシリンダブロック等）内の各部を冷却できるようにエンジン本体１０ａの内部に張り巡らされている。

エンジン冷却回路５２は、高温側ラジエーター５８をバイパスする通路として、第２高温冷却水循環通路６２を備えている。第２高温冷却水循環通路６２は、高温側ラジエーター５８よりも上流側において第１高温冷却水循環通路５６から分岐し、サーモスタット６０の配置部位に近い位置において本体内冷却水通路１０ａ１の入口側に合流するように構成されている。第２高温冷却水循環通路６２における本体内冷却水通路１０ａ１の入口側の端部には、エンジン冷却回路５２内で高温冷却水を循環させるための高温側ウォーターポンプ６４が設置されている。高温側ウォーターポンプ６４は、一例として、クランク軸（図示省略）から出力されるトルクによって駆動される。

また、第２高温冷却水循環通路６２の途中には、上流側から順に、高温側電動ウォーターポンプ６６および熱交換器６８が取り付けられている。熱交換器６８は、第２高温冷却水循環通路６２を流れる高温冷却水と、後述の低温冷却水循環通路７０を流れる低温冷却水とで熱交換を行うものである。高温側電動ウォーターポンプ６６は、熱交換器６８に供給する高温冷却水の流量を制御するために備えられており、また、ＥＣＵ４０に電気的に接続されている。なお、高温冷却水の流量を制御可能なものであれば、高温側電動ウォーターポンプ６６に代え、例えば、調量弁が備えられていてもよい。

エンジン冷却回路５２内の高温冷却水の温度が上記所定温度よりも低いためにサーモスタット６０が閉じている場合（すなわち、冷間時）には、高温冷却水は、高温側ラジエーター５８を通らずに、第２高温冷却水循環通路６２のみを介してエンジン冷却回路５２内を循環する。一方、高温冷却水の温度が上記所定温度に達していることでサーモスタット６０が開いている場合（すなわち、内燃機関１０の暖機完了後）には、高温側ラジエーター５８を介する第１高温冷却水循環通路５６側にも、高温冷却水が循環するようになる。その結果、高温側ラジエーター５８によって高温冷却水が冷却されることとなる。

（水冷式のインタークーラー）
一方、図２に示すように、インタークーラー２２の内部には、吸気（ＥＧＲ導入時には、新気とＥＧＲガスとの混合ガス）が流れる内部吸気通路２２ａが形成されている。内部吸気通路２２ａは、吸気通路１２の一部として機能する。また、インタークーラー２２の内部には、低温冷却水が流れる内部冷却水通路２２ｂが設けられている。インタークーラー冷却回路５４は、内部冷却水通路２２ｂの出口と入口とを接続する低温冷却水循環通路７０を備えている。すなわち、低温冷却水循環通路７０は、内部冷却水通路２２ｂとの間で低温冷却水を循環させる通路である。

低温冷却水循環通路７０の途中には、上流側から順に、低温側ラジエーター７２、低温側電動ウォーターポンプ７４、上記熱交換器６８および温度センサ７６が取り付けられている。低温側ラジエーター７２は、低温冷却水を冷却するために備えられている。低温側電動ウォーターポンプ７４は、インタークーラー冷却回路５４内で低温冷却水を循環させるために備えられている。温度センサ７６は、内部冷却水通路２２ｂの入口での低温冷却水の温度を検出するために備えられている。

また、インタークーラー冷却回路５４は、低温側ラジエーター７２をバイパスする通路としての第１低温冷却水バイパス通路７８を備えている。低温側ラジエーター７２の上流側（下流側であってもよい）における第１低温冷却水バイパス通路７８の端部には、電動式の第１三方弁８０が設けられている。第１三方弁８０は、低温冷却水が低温側ラジエーター７２を通過する流路形態と、低温冷却水が第１低温冷却水バイパス通路７８を通ることで低温側ラジエーター７２を通過しない流路形態との間で流路形態を切り替え可能に構成されている。

さらに、インタークーラー冷却回路５４は、熱交換器６８をバイパスする通路としての第２低温冷却水バイパス通路８２を備えている。熱交換器６８の上流側（下流側であってもよい）における第２低温冷却水バイパス通路８２の端部には、電動式の第２三方弁８４が設けられている。第２三方弁８４は、低温冷却水が熱交換器６８を通過する流路形態と、低温冷却水が第２低温冷却水バイパス通路８２を通ることで熱交換器６８を通過しない流路形態との間で流路形態を切り替え可能に構成されている。また、上述した低温側電動ウォーターポンプ７４、温度センサ７６、第１三方弁８０および第２三方弁８４は、ＥＣＵ４０に電気的に接続されている。

以上説明した構成を有するインタークーラー冷却回路５４によれば、インタークーラー２２に低温冷却水を供給することにより、コンプレッサ２０ａにより過給されて高温になった吸気を冷却することができる。

［実施の形態１の制御］
（水冷式のインタークーラーの上流側にＥＧＲガスを導入する構成の課題）
インタークーラー２２に供給される低温冷却水（インタークーラー２２の入口での低温冷却水）の温度（以下、「ＩＣ水温」と略する。）がインタークーラー２２に流入するガス（以下、「クーラー流入ガス」と称する）の露点以下であると、インタークーラー２２内で当該ガスが冷却される際に当該ガス中の水分が凝縮し、凝縮水が発生することがある。インタークーラー２２の内部において凝縮水が発生すると、インタークーラー２２に腐食が生ずることが懸念される。上述した構成を有する内燃機関１０では、ＥＧＲガスの導入時には、新気とＥＧＲガスとの混合ガスがインタークーラー２２に導入されることになる。ＥＧＲガス中には、燃焼により生ずる水分が加わるため、ＥＧＲガスの導入時には凝縮水が発生し易くなる。

より具体的には、インタークーラー２２に流入する上記混合ガスの露点は、外気温度、外気湿度、過給圧（エンジン負荷）、エンジン回転数、ＥＧＲ率および空燃比によって変化する。そこで、インタークーラー２２の内部での凝縮水の発生を防止して腐食防止を図るために、上記パラメータに基づいて上記混合ガスの露点を取得するようにし、取得した露点以下とならないようにＩＣ水温を制御することが考えられる。このような手法が用いられていると、運転状態（エンジン負荷とエンジン回転数）に応じて露点が変化することに伴って、運転状態に応じてＩＣ水温が変更されることになる。その結果、運転状態が頻繁に変化するような状況では、ＩＣ水温も頻繁に変更されることになる。

ここで、クーラー流入ガスの露点に影響するパラメータの１つであるＥＧＲ率の目標ＥＧＲ率は、一般に、後述の図４に示すＥＧＲ率マップのように、運転状態との関係で特定されるように設定されている。より具体的には、エンジン負荷とエンジン回転数との関係でＥＧＲガスを導入するＥＧＲ領域が特定され、ＥＧＲ領域内の各マップ値におけるＥＧＲ率が、燃費性能および排気エミッション性能を考慮して最適に設定されている。また、露点に影響するパラメータの他の１つである空燃比の目標空燃比（基本空燃比）も、一般に、運転状態に応じて設定されている。したがって、運転状態が他の運転状態に移行する場合には、移行後の運転状態のエンジン負荷（過給圧）およびエンジン回転数に向けてエンジン負荷およびエンジン回転数が変化するのに伴って、ＥＧＲ率および空燃比も変更される。

クーラー流入ガスの露点以下とならないようにＩＣ水温を変更するという上記手法が用いられている場合には、運転状態の変化に伴って比較的短時間で変化する過給圧、ＥＧＲ率および空燃比と比べてＩＣ水温の応答時間が長いと、次のような問題が生ずることが懸念される。すなわち、このようなＩＣ水温の応答遅れによって、移行後の運転状態において期待される動力性能、燃費性能および排気エミッション性能を引き出すことのできる時間が大きく制限されてしまう。より具体的には、凝縮水発生防止のためにＩＣ水温が高く設定されている運転状態から高出力が要求される運転状態への移行が要求された場合には、移行後の運転状態において要求される高い動力性能を発揮するために要する値にまでＩＣ水温が下がるまでの応答遅れ期間中には、高出力を満足に確保できなくなる。また、運転状態の移行に伴ってＩＣ水温を高めている過程においてＩＣ水温の応答遅れが残っている期間中に、移行後の運転状態に応じた値にＥＧＲ率を高めようとすると、凝縮水が発生してしまう可能性がある。この事態を回避するためにＩＣ水温の応答遅れが解消するまでＥＧＲ率の変更を遅らせることとすると、その期間中にはＥＧＲ率を適切な値に制御できないので、燃費性能や排気エミッション性能を十分に引き出せなくなる。以上のように、クーラー流入ガスの露点以下とならないようにＩＣ水温を運転状態に応じて変更するという手法を用いていると、ＩＣ水温の応答遅れの問題によって、動力性能や燃費性能などのポテンシャルを引き出すことのできる機会が大きく制限されてしまう。

また、一般的に、内燃機関では、後述の図４に示すように、運転状態（負荷とエンジン回転数）との関係でＥＧＲ率を予め設定したＥＧＲ率マップを備えておき、運転中に制御されるＥＧＲ率の目標値は、そのようなＥＧＲ率マップに従って取得されるようになっている。ＥＧＲ率マップのマップ値は、内燃機関の燃費や排気エミッションなどを考慮して定められる。ここで、運転中に凝縮水が発生しないように外気状態に応じてＥＧＲ率マップの値からＥＧＲ率を適宜修正しながら燃費等の各種性能を確保しようとする制御手法が考えられる。しかしながら、このような手法によって運転中のＥＧＲ率がＥＧＲ率マップに従って取得される値から変更される際に、燃費性能や排気エミッション性能を高く確保しつつ運転しようとすると、点火時期および吸排気弁のバルブタイミングなどの多くの運転パラメータを適切に調整することが必要となる。すなわち、ＥＧＲ率の変更に伴う他の運転パラメータの最適化のために、制御装置に多くの情報を持たせておくことが必要となる。このことは、エンジン制御の複雑化を招く。また、このような調整のためにＥＧＲ率と各種運転パラメータとの関係をマップとして事前に定めておこうとすると、多くの適合工数が必要となる。

（実施の形態１における特徴的な制御）
そこで、本実施形態では、ＥＧＲガスの導入領域においてインタークーラー２２の内部で凝縮水が発生するのを防止しつつ、所定の動力性能値の確保とＥＧＲガスの導入による燃費や排気エミッションの向上効果を最大限に引き出せるようにするために、次のような制御手法を用いることとした。

図３は、所定外気状態における運転状態と露点との関係を表した図である。図４は、図５に示すＥＧＲ率マップとの比較のために参照するＥＧＲ率マップを表した図である。図５は、本発明の実施の形態１において用いられる特徴的な設定を有するＥＧＲ率マップを表した図である。

本実施形態の制御では、外気温度および外気湿度がそれぞれ所定温度および所定湿度となる所定外気状態の下で所定の動力性能値（例えば、トルク）を確保するために要するＩＣ水温が、ＩＣ水温の目標温度（ここでは、一例として４０℃に所定のマージンαを加えた値）として事前に定められる。そして、内燃機関１０が運転中に外気状態が上記所定外気状態にある時には、上記目標温度が得られるようにＩＣ水温が制御される。

ここでいう所定外気状態とは、インタークーラー２２において凝縮水が発生し易い高温、多湿もしくは高温多湿な状態である。より具体的には、所定外気状態は、例えば、内燃機関１０を搭載する車両のユーザーによる車両の使用が想定される外気の温度・湿度領域の中で凝縮水が発生し易い領域（高温多湿領域）内の中心的な温度・湿度状態とすることができる。そして、所定外気状態は、例えば、外気温度が２５℃で外気湿度が１００％となる状態というように、ユーザーによる車両の使用が想定される外気の温度・湿度領域をカバーするものとして任意に設定することができる。

上記のような所定外気状態におけるクーラー流入ガスの露点をエンジン負荷とエンジン回転数との関係で表すと、図３に示すようになる。すなわち、エンジン負荷およびエンジン回転数（特にエンジン負荷）が高いほど、露点が高くなる。図４に示すＥＧＲ率マップは、ＥＧＲ領域内の各マップ値としてのＥＧＲ率が、燃費性能および排気エミッション性能を考慮して設定されたものである。しかしながら、このマップは、後述の図５に示す本実施形態のＥＧＲ率マップとは異なり、マップ値の設定に関してクーラー流入ガスの露点についての配慮（凝縮水発生抑制のための配慮）が何らなされていないものである。また、図３における露点の分布は、図４に示すＥＧＲ率マップに従ってＥＧＲガスが導入されること（すなわち、凝縮水の発生抑制を考慮せずに最大限（最適）にＥＧＲガスが導入されること）を想定したものである。また、既述したように、基本空燃比も、通常、エンジン負荷およびエンジン回転数との関係で設定される。以上のように、図３に示す露点温度マップは、露点へのＥＧＲ率と空燃比の影響をも加味しつつ運転状態との関係でクーラー流入ガスの露点を定めたものであるといえる。

上記のように所定外気状態で所定の動力性能値を確保可能なＩＣ水温として事前に設定されたＩＣ水温の目標温度（ここでは、４０℃＋α）となるようにＩＣ水温が制御されている状態で、当該目標温度からマージンαを引いた値（４０℃）よりも露点が高くなる高負荷高回転側の運転領域（図３参照）が使用されると、図４に示すＥＧＲ率マップに従うＥＧＲ率では凝縮水が生じてしまう。

そこで、本実施形態で用いられるＥＧＲ率マップとして、ＥＣＵ４０のメモリ内には、ＥＧＲガスの導入時のクーラー流入ガスの露点がＩＣ水温の上記目標温度を超えないように各マップ値が設定されたＥＧＲ率マップが記憶されている。このようなＥＧＲ率マップは、図５に示すように、上記目標温度からマージンαを引いた値（４０℃）をＥＧＲ領域における最高の露点として、各運転状態でのＥＧＲ率（各マップ値）を事前に設定したものである。このように、本実施形態で用いるＥＧＲ率マップは、ＩＣ水温の目標温度に対応する露点（本実施形態のケースでは、４０℃＋αに対する４０℃）を考慮して各マップ値が設定されている。このように、ＥＧＲ率マップは、内燃機関１０の運転状態を特定するパラメータであるエンジン負荷（これを示す指標値としては、例えば、吸入空気量もしくは吸入負荷率（＝充填効率）が該当）およびエンジン回転数との関係でＥＧＲ率を設定している。

より具体的には、図５に示すＥＧＲ率マップは、ＩＣ水温の目標温度（より詳しくは、当該目標温度から所定のマージンαを引いて得た特定温度（ここでは、４０℃））よりもクーラー流入ガスの露点が高くなる高負荷高回転側の運転領域では、上記所定外気状態においてクーラー流入ガスの露点が一律で上記目標温度（厳密には、特定温度）となるように制限されたＥＧＲ率が各マップ値として設定されている。このような設定によれば、クーラー流入ガスの露点がＩＣ水温の目標温度を超えない範囲内で、図３において露点が目標温度（厳密には、特定温度）よりも高くなる高負荷高回転側のＥＧＲ領域の各マップ値を設定することができる。さらに言い換えると、図５に示すＥＧＲ率マップは、クーラー流入ガスの露点をＩＣ水温の目標温度を基準としてある値（上記特定温度）に制限した場合に最大限導入可能なＥＧＲ率を定めたマップであるといえる。図５に示すように設定されたＥＧＲ率マップによれば、ＩＣ水温の目標温度に対応する露点（特定温度）を最高の露点として、ＥＧＲ領域内のクーラー流入ガスの露点が調整されることになる。以上のように設定された図５に示すＥＧＲ率マップによれば、図４に比較のために示すＥＧＲ率マップのように露点を考慮せずにマップを設定していた場合であればＩＣ目標温度を一定で制御した際に結露が生じてしまう高負荷高回転側の領域において、結露を防止できるようになる。

本実施形態では、ＥＧＲ率の取得のために用いるＥＧＲ率マップとして、上述した思想に基づいて事前に設定されたＥＧＲ率マップが１枚だけＥＣＵ４０に備えられており、このＥＧＲ率マップを用いて、外気状態が上記所定外気状態であるかどうかに関係なく、現在の運転状態に応じたＥＧＲ率が取得される。そして、上記所定外気状態においては、上述した思想に基づいて事前に設定された目標温度となるようにＩＣ水温が一定に制御される。

図６は、外気温度および外気湿度とクーラー流入ガスの露点との関係を表した図である。なお、図６に示す関係は、上記所定外気状態の下でのＩＣ水温の目標温度の設定時と同一の運転条件（エンジン負荷（過給圧）、エンジン回転速度、空燃比およびＥＧＲ率が同じ条件）で得られたものである。すなわち、例えば、外気温度が２５℃で外気湿度が１００％となる外気状態を所定外気状態とし、この所定外気状態の下でのＩＣ水温の目標温度を４０℃にマージンαを加えた値に設定しているケースであれば、図６に示す関係によれば、外気温度が２５℃であって外気湿度が１００％である時の露点が４０℃として取得されるようになる。

内燃機関１０の運転中に所定外気状態と異なる外気状態となった場合において図５に示すＥＧＲ率マップが使用されていると、高負荷高回転側の運転領域におけるクーラー流入ガスの露点（最高の露点）が所定外気状態でのものと異なってしまう。その結果、露点が所定外気状態での値よりも高い外気状態が到来しているにもかかわらず上記のように設定された目標温度でＩＣ水温を一律に制御していると、露点が目標温度を超えた場合に凝縮水が生じてしまう。

そこで、本実施形態では、外気状態が所定外気状態と異なる場合には、図６に示す関係を利用して現在の外気温度および外気湿度に対するクーラー流入ガスの露点を取得し、取得した露点に基づいてＩＣ水温の目標温度が修正される。より具体的には、例えば、所定外気状態よりも外気温度および外気湿度の一方もしくは双方が高いことで所定外気状態よりも露点が高くなる場合であれば、現在の外気状態での露点を超えないように目標温度が高められる（現在の外気状態での露点にマージンαを加えた値に目標温度が変更される）。

以上説明した本実施形態の制御手法によれば、所定外気状態の下で所定の動力性能値を確保可能なＩＣ水温を目標温度としてＩＣ水温が制御され、運転状態の変化に応じてＩＣ水温が変更されることはない。また、ＥＧＲ率マップとしては、ＥＧＲガスの導入時にクーラー流入ガスの露点が上記目標温度を超えないようにＥＧＲ率がマップ値として設定されたものが使用される。これにより、所定外気状態で運転されている場合には、上記所定の動力性能値を確保したうえでインタークーラー２２での結露を発生させることなく、予め設定されたＥＧＲ率マップ通りに（すなわち、可能な範囲内で最大限に）ＥＧＲガスを導入できるようになる。このため、インタークーラー２２での凝縮水の発生抑制を図りつつ、水温制御の応答遅れの影響を受けずに内燃機関１０の各種性能（動力性能、燃費性能および排気エミッション性能など）のポテンシャルを引き出せるようにすることができるようになる。また、高温、多湿もしくは高温多湿な外気状態をＩＣ水温の目標温度を決定する際の所定外気状態として利用することで、インタークーラー２２において凝縮水が発生し易い外気状態であっても、所定の動力性能値の確保と、予め設定したＥＧＲ率マップ通りでのＥＧＲガスの導入の確保とを保証できるようになる。

また、本実施形態の制御手法によれば、外気状態が所定外気状態と異なる状態となった場合であっても、外気状態の変化に伴って変化するクーラー流入ガスの露点（最高の露点）に応じてＩＣ水温の目標温度を変更することで、外気状態に応じてＥＧＲ率マップを変更する必要なしに、インタークーラー２２での凝縮水の発生を防止することができる。これにより、運転中に凝縮水が発生しないように外気状態に応じてＥＧＲ率マップの値からＥＧＲ率を適宜修正しながら燃費等の各種性能を確保しようとする制御手法と比べて、エンジン制御の複雑化を回避し、また、当該制御手法のために必要となる各種マップの適合工数を削減できるようになる。そして、このように外気状態に応じてＥＧＲ率が変更されることがない（一枚のＥＧＲ率マップで応用が利く）ので、ＥＧＲ率が変化することによる燃費の悪化を防ぐことができる。また、内燃機関１０の運転中における外気状態の変化は、運転中の運転状態の変化と比べて、非常に緩やかなものとなる。したがって、外気状態の変化に伴ってＩＣ水温を変更することとしても、上述したように運転状態に応じてＩＣ水温を変更する場合のように、水温制御の応答遅れが問題となることもない。

（実施の形態１におけるＩＣ水温制御の具体的処理）
図７は、本発明の実施の形態１においてＩＣ水温の目標温度を設定するためにＥＣＵ４０が実行するルーチンを示すフローチャートである。なお、本ルーチンは、所定の制御周期毎に繰り返し実行されるものとする。

図７に示すルーチンでは、ＥＣＵ４０は、先ず、外気温度センサ４４および外気湿度センサ４６を用いて、現在の外気温度および外気湿度を検出する（ステップ１００）。なお、外気の温度・湿度は、センサを用いた検出によって取得する手法に限らず、公知の推定手法を用いて取得されるものであってもよい。

次に、ＥＣＵ４０は、現在の外気状態（温度・湿度）に対するクーラー流入ガスの露点を算出する（ステップ１０２）。ＥＣＵ４０は、図６に示すように外気温度および外気湿度とクーラー流入ガスの露点との関係を予め定めた１枚のマップを記憶しており、本ステップ１０２では、そのようなマップを参照して現在のクーラー流入ガスの露点が取得される。

次に、ＥＣＵ４０は、取得された現在の露点に応じたＩＣ水温の目標温度を設定する（ステップ１０４）。より具体的には、取得された露点に所定のマージンαを加えて得た値がＩＣ水温の目標温度として設定される。これにより、外気状態が所定外気状態と異なる場合には、ＩＣ水温の目標温度が修正されることになる。次いで、ＥＣＵ４０は、設定された目標温度が得られるように、以下の制御手法を用いてＩＣ水温を制御する（ステップ１０６）。

（ＩＣ水温の制御手法）
エンジン冷却回路５２およびインタークーラー冷却回路５４を備える内燃機関１０の冷却系によれば、低温側電動ウォーターポンプ７４の吐出流量を変化させることにより、熱交換器６８の出口の低温冷却水の温度を調整することができる。したがって、ＩＣ水温が目標温度と一致するように吐出流量をフィードバック制御することで、ＩＣ水温を所望の温度に制御することができる。

また、既述したように、本実施形態の冷却系は、第１三方弁８０による流路切り替えによって選択的に利用可能な第１低温冷却水バイパス通路７８、第２三方弁８４による流路切り替えによって選択的に利用可能な第２低温冷却水バイパス通路８２、および、熱交換器６８に供給される高温冷却水の流量を調整可能な高温側電動ウォーターポンプ６６を追加的に備えている。内燃機関１０の運転状態および外気状態によっては、低温側電動ウォーターポンプ７４の吐出流量の制御だけではＩＣ水温を目標温度に到達させることが困難な場合がある。そこで、このような場合には、上記構成を利用して、例えば、次のような手法で低温冷却水の制御レンジを広げるようにしてもよい。

すなわち、例１として、外気温度が低く、かつ、軽負荷走行が続くような状況下では、ＩＣ水温をクーラー流入ガスの露点より高く保つだけの熱量を高温冷却水から低温冷却水に供給できない可能性がある。そこで、このような場合には、低温側ラジエーター７２をバイパスして第１低温冷却水バイパス通路７８側に低温冷却水が流入するように第１三方弁８０を制御することが好適である。これにより、低温側ラジエーター７２による不必要な放熱を回避することができる。その結果、インタークーラー冷却回路５４を循環する低温冷却水の温度をより高い温度に保てるようになる。また、この例１の場合には、上記手法に代え、或いはそれとともに、高温側電動ウォーターポンプ６６によって熱交換器６８に供給する高温冷却水の流量を高まることも好適である。このような手法によっても、低温冷却水の温度をより高められるようになる。

また、例２として、全負荷運転時などの高負荷運転時には、高温冷却水から低温冷却水に与えられる熱量が大きすぎて、低温側ラジエーター７２による放熱だけでは低温冷却水の温度を所望の温度に下げることが難しく、内燃機関１０が所望の出力を発揮できなくなる可能性がある。特に、内燃機関１０の高温側ウォーターポンプ６４がそうであるように、クランク軸トルクによって駆動されるウォーターポンプを備えている場合には、ウォーターポンプの回転数（吐出流量）がエンジン回転数に比例して高くなる。高回転域では、このことも、熱交換器６８への供給熱量を増加させる要因となる。そこで、このような場合には、熱交換器６８をバイパスして第２低温冷却水バイパス通路８２側に低温冷却水が流入するように第２三方弁８４を制御することが好適である。これにより、熱交換器６８での高温冷却水との熱交換による低温冷却水の不必要な温度上昇を回避することができる。その結果、インタークーラー冷却回路５４を循環する低温冷却水の温度をより低い温度に保てるようになる。或いは、高温側電動ウォーターポンプ６６によって熱交換器６８に供給する高温冷却水の流量を抑制することも好適である。このような手法によっても、低温冷却水の温度を下げ易くすることができる。

（ＥＧＲを導入しない高出力域を多用する状況の制御）
上述したように、本実施形態の制御によれば、外気状態が変わらなければ、ＩＣ水温は一定で制御されることになる。ただし、ＥＧＲガスの導入を行わない高出力域（図５においてＥＧＲ率が設定されていない高負荷高回転側の運転領域）を多用するような状況（例えば、他の車両を牽引しながら登坂走行を行う状況）においては、例外に次のような制御を行うようにしてもよい。すなわち、高出力域を多用する状況であると判断された場合には、ＥＧＲ領域を一時的に利用する場合であっても、ＥＧＲガスの導入を行わないようにしつつ、ＩＣ水温を可能な限り下げるようにする。これにより、ノッキングの発生を効果的に抑制できるので、それに伴って点火時期の進角を行う。また、ＩＣ水温の低減に伴う吸気温度の低下に伴って排気温度が下がるので、タービン２０ｂや触媒（Ｓ／Ｃ２８等）の温度の過上昇（ＯＴ）防止のための燃料増量を抑制できるようになる。これらの要因により、燃費改善を図ることができる。なお、高出力域を多用している状況であるか否かを判断する手法としては、例えば、図５に示す高負荷高回転側のＥＧＲ無し領域の過去所定時間内の使用比率が所定値以上となるか否かに基づく手法を用いることができる。

なお、上述した実施の形態１においては、インタークーラー冷却回路５４が前記第１の発明における「冷却水回路」に相当し、低温冷却水が前記第１の発明における「冷却水」に相当し、ＥＣＵ４０が内蔵するメモリが前記第１の発明における「マップ記憶手段」に相当している。また、ＥＣＵ４０が上記ステップ１０４および１０６の処理を実行することにより前記第１の発明における「水温制御手段」が実現されている。
また、ＥＣＵ４０が上記ステップ１００の処理を実行することにより前記第２の発明における「外気温度取得手段」および「外気湿度取得手段」がそれぞれ実現されている。
また、低温側ラジエーター７２が前記第５の発明における「ラジエーター」に相当し、第１低温冷却水バイパス通路７８が前記第５の発明における「第１冷却水バイパス通路」に相当している。また、ＥＣＵ４０が第１三方弁８０を制御することにより前記第５の発明における「第１流路切替手段」が実現されている。
また、エンジン冷却回路５２が前記第５〜第７の発明における「第２冷却水回路」に相当し、高温冷却水が前記第５〜第７の発明における「第２冷却水」に相当し、熱交換器６８が前記第５〜第７の発明における「熱交換器」に相当し、第２低温冷却水バイパス通路８２が前記第６の発明における「第２冷却水バイパス通路」に相当している。また、ＥＣＵ４０が第２三方弁８４を制御することにより前記第６の発明における「第２流路切替手段」が実現されており、ＥＣＵ４０が高温側電動ウォーターポンプ６６を制御することにより前記第７の発明における「水量調整手段」が実現されている。

実施の形態２．
次に、図８を参照して、本発明の実施の形態２について説明する。
本実施形態のシステムは、図１および図２に示すハードウェア構成を用いて、ＥＣＵ４０に図７に示すルーチンとともに後述の図８に示すルーチンを追加的に実行させることにより実現することができるものである。

内燃機関１０がそうであるように、ＮＳＲ３０を用いたＮＯｘ処理を行うシステムでは、ＮＳＲ３０に吸蔵したＮＯｘを還元するために短時間だけ空燃比をリッチにする制御（いわゆる、リッチスパイク制御）が行われる。リーンバーン運転中にＥＧＲガスを導入する状況においては、ＥＧＲガスの導入中にリッチスパイク制御が実施される場合がある。

ここで、ＥＧＲ率が同じ条件では、空燃比がリーンである時よりもリッチである時の方がクーラー流入ガスの露点が高くなる。この理由は、燃料中の水素と空気中の酸素とが燃焼時に結合して水になるので、リーン時よりも水素量の多いリッチ時の方が排気ガス中の水分量が多くなるためである。したがって、ＥＧＲガスが導入されている状況においてリッチスパイク制御が実施された場合には、空燃比のリッチな排気ガスの一部がＥＧＲガスとなるため、クーラー流入ガスの露点が一時的に上昇することになる。このような現象に対して何らの配慮がなされていないと、インタークーラー２２の内部で結露が生じてしまう可能性がある。

そこで、本実施形態では、基本的には実施の形態１における単一のＥＧＲ率マップの利用を伴うＩＣ水温制御を継承したうえで、ＥＧＲガスの導入中にリッチスパイク制御が実施される場合には、ＥＧＲ率マップに従うＥＧＲ率に対して例外的にＥＧＲ率に補正を加えることとした。より具体的には、リッチスパイク制御の実施時には、クーラー流入ガスの露点がＥＧＲ領域における最高の露点（上記特定温度）を超えないようにするＥＧＲ率となるように、現在の運転状態で用いるＥＧＲ率をＥＧＲ率マップの値から下げることとした。

図８は、本発明の実施の形態２における特徴的な制御を実現するためにＥＣＵ４０が実行するルーチンを示すフローチャートである。なお、本ルーチンは、所定の制御周期毎に繰り返し実行されるものとする。

図８に示すルーチンでは、ＥＣＵ４０は、先ず、現在の運転領域がＥＧＲ装置３２を用いてＥＧＲガスの導入を行うＥＧＲ領域であるか否かを判定する（ステップ２００）。その結果、本ステップ２００の判定が成立する場合には、ＥＣＵ４０は、次いで、所定のリッチスパイク実行条件が成立するか否かを判定する（ステップ２０２）。

上記ステップ２０２の判定が成立する場合、すなわち、ＥＧＲガスの導入中にリッチスパイク制御が実施される状況にあると判断できる場合には、ＥＣＵ４０は、クーラー流入ガスの露点がＥＧＲ領域における最高の露点を超えないようにするＥＧＲ率となるように、現在の運転状態で用いるＥＧＲ率をＥＧＲ率マップの値に対して低減する補正を行う（ステップ２０４）。このような補正は、例えば、次のような手法で行うことができる。すなわち、リッチスパイク実施時の所定のリッチ空燃比の下で、ＥＧＲ率の変化とクーラー流入ガスの露点の変化との関係を予め定めたマップ（図示省略）をＥＣＵ４０に記憶させておく。そして、そのようなマップを参照して、クーラー流入ガスの露点がＥＧＲ領域における最高の露点を超えないようにするために必要なＥＧＲ率の補正量が算出され、当該補正量を用いてＥＧＲ率マップに従うＥＧＲ率が修正される。

以上説明した図８に示すルーチンによれば、上述した実施の形態１におけるＩＣ水温制御の実行中にリッチスパイク制御の実施に伴ってクーラー流入ガスの露点が一時的に上昇する場合であっても、インタークーラー２２の内部で凝縮水が発生するのを防止することができる。

実施の形態３．
次に、図９〜図１１を参照して、本発明の実施の形態３について説明する。
本実施形態のシステムは、図１および図２に示すハードウェア構成を用いて、ＥＣＵ４０に図７に示すルーチンに代え、後述の図１１に示すルーチンを実行させることにより実現することができるものである。なお、実施の形態２における図８に示すルーチンは、図１１に示すルーチンとともに実行するようにしてもよい。

図９は、インタークーラー２２のコア材料の腐食速度とその温度との関係を表した図である。図１０は、図６と同様に外気温度および外気湿度とクーラー流入ガスの露点との関係を表した図であり、コア材料の腐食懸念領域を説明するためのものである。なお、図１０中に付した「所定温度」および「所定湿度」は、上述した所定外気状態での温度および湿度をそれぞれ指している。

上述した実施の形態１におけるＩＣ水温制御では、外気状態の変化に伴って凝縮水が発生するのを防止するため、外気状態（温度・湿度）に応じてＩＣ水温の目標温度を変更することとしている。ここで、インタークーラー２２のコア材料の温度（クーラー内の低温冷却水温度にほぼ等しい）が高い状況下では、コア材料の腐食反応が進み易くなる。より具体的には、図９に示すように、コア材料の温度がある温度レベルを超えると、温度変化に対する腐食速度の変化の度合いが急となる。したがって、コア材料の腐食抑制を目的として結露防止のためにＩＣ水温を高温にすることは、コア材料の温度が所定の温度（図９に示す温度上限のことであり、例えば、５０℃）以上となる場合には逆効果となる可能性がある。

そこで、本実施形態では、クーラー流入ガスの露点が上記温度上限（ＩＣ水温の高温化に伴う腐食進行が懸念されるコア材料温度）以上となる外気の温度・湿度領域（図１０中にハッチングを付して示す腐食懸念領域）内に外気温度および外気湿度が収まっている状況下では、この腐食懸念領域内の露点以上となるようにＩＣ水温の目標温度を変更するのではなく、ＥＧＲ率を減少させることで、クーラー流入ガスの露点を下げることとした。

図１１は、本発明の実施の形態３における特徴的な制御を実現するためにＥＣＵ４０が実行するルーチンを示すフローチャートである。なお、図１１において、実施の形態１における図７に示すステップと同一のステップについては、同一の符号を付してその説明を省略または簡略する。

図１１に示すルーチンでは、ＥＣＵ４０は、ステップ１０２において外気状態に応じたクーラー流入ガスの露点を取得した後に、取得した露点が所定温度（図１０中に示す温度上限）以上であるか否かを判定する（ステップ３００）。本ステップ３００の判定が不成立となる場合には、ステップ１０４および１０６の処理に従って実施の形態１におけるＩＣ水温制御が実行される。

一方、ステップ３００の判定が成立する場合、すなわち、現在の外気温度および外気湿度がコア材料の腐食懸念領域内にあると判断できる場合には、ＥＣＵ４０は、次いで、クーラー流入ガスの露点を下げるために、現在の運転状態で用いるＥＧＲ率をＥＧＲ率マップの値に対して低減する補正を行う（ステップ３０２）。このような補正は、ＥＧＲ率マップの値に対してＥＧＲ率を所定量下げるものであってもよいし、ＥＧＲ率をゼロにするものであってもよい。

以上説明した図１１に示すルーチンによれば、現在の外気温度および外気湿度がコア材料の腐食懸念領域に入る高温多湿状態において、ＥＧＲ率を下げることで凝縮水を発生しにくくし、かつ、ＩＣ水温の過大な高温化を避けることにより、コア材料の腐食を抑制することができる。

ところで、上述した実施の形態１〜３のシステムに関して、インタークーラー冷却回路５４を循環する低温冷却水に熱を供給するための構成として、低温冷却水を高温冷却水と熱交換させる熱交換器６８を備えた構成について説明を行った。しかしながら、インタークーラー２２に供給される低温冷却水に熱を供給するための構成は、上記のものに限らず、例えば、以下に示す構成であってもよい。

図１２は、低温冷却水に熱を供給するための他の構成を説明するための図である。
図１２に示す内燃機関９０では、シリンダヘッド９２の内部に低温冷却水が流通するヘッド内低温冷却水通路９２ａが形成されている。また、図１２に示すインタークーラー冷却回路９４（本発明における「冷却水回路」に相当）では、ヘッド内低温冷却水通路９２ａと低温冷却水循環通路７０とインタークーラー２２の内部冷却水通路２２ｂとで閉じた回路が形成されるようになっている。このような構成によれば、低温冷却水は、ヘッド内低温冷却水通路９２ａ内を通過する際にシリンダヘッド９２から受熱するようになる。また、低温冷却水に熱を与える部材は、シリンダヘッド９２に限られるものではなく、シリンダブロックなどの他のエンジン本体の構成部材であってもよい。

実施の形態４．
次に、図１３〜図１５を参照して、本発明の実施の形態４について説明する。
本実施形態のシステムは、図２に示すインタークーラー冷却回路５４に代えてインタークーラー冷却回路１００を備えている点を除き、基本的に実施の形態１等のシステムと同等のハードウェア構成を備えている。そのうえで、本システムでは、上述した実施の形態１〜３の制御が行われるとともに、後述の制御が行われるようになっている。

図１３は、本発明の実施の形態４において用いられるインタークーラー冷却回路１００の構成を説明するための図である。なお、図１３において、上記図２に示す構成要素と同一の要素については、同一の符号を付してその説明を省略または簡略する。

既述したインタークーラー冷却回路５４は、低温冷却水に熱を供給するための構成として、低温冷却水を高温冷却水と熱交換させる熱交換器６８を備えている。これに対し、本実施形態のインタークーラー冷却回路１００は、図１３に示すように、低温冷却水を排気通路１４を流れる排気ガスと熱交換させる排気熱交換器１０２を備えている。排気熱交換器１０２は、Ｓ／Ｃ２８よりも上流側の排気通路１４を構成する排気管に取り付けられている。

より具体的には、インタークーラー冷却回路１００は、低温側ラジエーター７２の下流側（この例では、低温側電動ウォーターポンプ７４の下流側でもある）であってインタークーラー２２の上流側の区間において低温冷却水循環通路７０から分岐したうえで当該区間において再び低温冷却水循環通路７０に合流する低温冷却水バイパス通路１０４を備えている。そして、この低温冷却水バイパス通路１０４の途中に、上記の排気熱交換器１０２が設置されている。排気熱交換器１０２の上流側（下流側であってもよい）における低温冷却水バイパス通路１０４の端部には、電動式の三方弁１０６が設けられている。三方弁１０６は、低温冷却水が低温冷却水バイパス通路１０４を通ることで排気熱交換器１０２を通過する流路形態と、低温冷却水が排気熱交換器１０２を通過しない流路形態との間で流路形態を切り替え可能に構成されている。さらに、三方弁１０６は、ＥＣＵ４０に電気的に接続され、ＥＣＵ４０がその開度を調整することによって、上記２つの流路に分配する低温冷却水の比率を制御可能に構成されている。以上の構成によれば、低温冷却水を必要に応じて選択的に排気ガスと熱交換させられるようになる。

以上説明した構成を有するインタークーラー冷却回路１００によれば、排気熱を利用して低温冷却水の温度を高められるようになる。このことは、インタークーラー２２の内部での凝縮水の発生防止に有効であるといえる。しかしながら、低温冷却水の加熱のために排気熱を利用すると、冷間始動時などにおいてＳ／Ｃ２８などの触媒の暖機に使われていた熱量が減少する。その結果、触媒暖機速度が遅くなることで、排気エミッション性能を低下させてしまう可能性がある。

そこで、本実施形態では、触媒温度が所定値Ｘ１未満である場合には、排気熱交換器１０２への低温冷却水の導入を禁止することとした。これにより、触媒温度が低い状況では、低温冷却水の昇温よりも触媒暖機が優先されるようになる。

ただし、冷間始動時などにおいて触媒暖機を優先させた場合には、インタークーラー２２の暖機に時間遅れが生ずる可能性がある。そこで、本実施形態では、触媒暖機が完了するまで排気熱による低温冷却水の昇温を完全に禁止するのではなく、次のような制御を行うようにした。すなわち、触媒温度が所定値Ｘ１以上であって低温冷却水の温度が所定値Ｘ２以下である場合には、触媒温度および低温冷却水温度を考慮して、排気熱を利用した低温冷却水の昇温をできるだけ行えるように三方弁１０６の開度を調整するようにした。また、排気熱量が大きくなることが予想される場合（例えば、加速時）には、触媒暖機の優先度を下げて、排気熱と熱交換する低温冷却水の流量が増えるように三方弁１０６の開度を調整するようにした。

また、冷間始動時や軽負荷時のように排気熱量が小さい場合には、排気熱を利用したとしても低温冷却水を速やかに昇温させられない可能性がある。そこで、本実施形態では、軽負荷時において排気熱交換器１０２内の低温冷却水の温度が所定値Ｘ３（≦Ｘ２）未満である場合には、所定値Ｘ３以上となるまで排気熱交換器１０２内の低温冷却水の温度を加熱するために、排気熱交換器１０２側に低温冷却水が流入しないように三方弁１０６を制御する「エンジン軽負荷制御」を行うこととした。

図１４は、本発明の実施の形態４における制御を実現するためにＥＣＵ４０が実行するルーチンを示すフローチャートである。なお、本ルーチンは、所定の制御周期毎に繰り返し実行されるものとする。

図１４に示すルーチンでは、ＥＣＵ４０は、先ず、エンジン軽負荷制御を実施する条件が成立するか否かを判定する（ステップ４００）。上記エンジン軽負荷制御は、エンジン負荷状態が軽負荷状態であり、かつ、排気熱交換器１０２内の低温冷却水の温度が所定値Ｘ３未満である時に実施される。なお、エンジン負荷状態は、吸入空気量に基づいて推定することができる。排気熱交換器１０２内の低温冷却水の温度は、例えば、排気熱交換器１０２に温度センサを備えることによって取得することができる。

ステップ４００においてエンジン軽負荷制御の実施条件が成立すると判定された場合には、ＥＣＵ４０は、排気熱交換器１０２側に低温冷却水が導入されないように三方弁１０６を制御する（ステップ４０２）。これにより、排気熱交換器１０２内の低温冷却水の流れが停止するので、排気熱交換器１０２内に滞留する低温冷却水が排気熱によって加熱されていく。

一方、ステップ４００においてエンジン軽負荷制御の実施条件が成立しないと判定された場合には、ＥＣＵ４０は、触媒（Ｓ／Ｃ２８）の推定温度を算出する（ステップ４０４）。触媒温度は、例えば、吸入空気量の積算値に基づいて推定することができる。ただし、本実施形態の制御が行われると、排気熱を断続的に低温冷却水と熱交換させることになるため（すなわち、触媒暖機に使われる熱量が断続的に変化することになるため）、吸入空気量に基づく手法では触媒温度の推定に誤差が生ずる可能性がある。そこで、触媒温度は、次のような手法を用いて取得するのが好ましい。すなわち、例えば、排気熱交換器１０２を通過する低温冷却水の流量、三方弁１０６の制御開度および排気熱交換器１０２の熱交換効率に基づいて排気ガスと低温冷却水との熱交換量を算出する。そして、算出した熱交換量にて触媒温度の推定値を補正する。これにより、排気ガスと低温冷却水との熱交換を考慮して、より正確な触媒温度を取得できるようになる。あるいは、触媒温度は、温度センサを備えて直接測定されるようになっていてもよい。

次に、ＥＣＵ４０は、ステップ４０４において推定した触媒温度が所定値Ｘ１以上であるか否かを判定する（ステップ４０６）。その結果、本ステップ４０６の判定が不成立となる場合には、ステップ４０２に進み、排気熱交換器１０２への低温冷却水の導入が禁止される。一方、本ステップ４０６の判定が成立する場合には、ＥＣＵ４０は、温度センサ７６を用いてインタークーラー２２の入口における低温冷却水の温度が所定値Ｘ２以下であるか否かを判定する（ステップ４０８）。

上記ステップ４０８の判定が不成立となる場合、すなわち、インタークーラー２２の入口における低温冷却水の温度が高く確保されている場合には、ステップ４０２に進み、排気熱交換器１０２への低温冷却水の導入は行われない。一方、上記ステップ４０８の判定が成立する場合、すなわち、触媒温度がある温度Ｘ１以上となっている状況において低温冷却水の温度が低い場合には、ステップ４１０に進む。

ステップ４１０では、ＥＣＵ４０は、低温冷却水量分配比率を算出する。低温冷却水量分配比率とは、低温冷却水循環通路７０を循環する低温冷却水流量に対する、排気熱交換器１０２に導入される低温冷却水流量の比率のことである。具体的には、低温冷却水量分配比率は、触媒暖機状態に対して許容される限界まで低温冷却水の加熱を行えるようにするために、触媒温度が高いほど（すなわち、触媒暖機に関してより大きな余裕があるため）大きな値とされ、低温冷却水温度が低いほど（水温上昇がより強く要求されるため）大きな値とされる。また、低温冷却水量分配比率は、加速状態においては、非加速状態と比べて大きくなるように設定される。なお、加速状態は、吸入空気量やスロットル開度に基づいて推定することができる。

次に、ＥＣＵ４０は、上記ステップ４１０にて算出した低温冷却水量分配比率を実現する開度となるように三方弁１０６を制御する（ステップ４１２）。このような三方弁１０６の開度設定は、低温冷却水量分配比率との関係で三方弁１０６の開度を予め定めたマップ（図示省略）を利用して行うことができる。本ステップ４１２の処理により、三方弁１０６の開度を、触媒暖機と低温冷却水の昇温とを両立する最適分配開度に制御できるようになる。また、上記エンジン軽負荷制御の終了直後において本ステップ４１２が実行されて排気熱交換器１０２内で低温冷却水が流れるようになった場合には、排気熱量の小さい軽負荷時において、水循環停止中に排気熱交換器１０２内で加熱された低温冷却水をインタークーラー２２に供給できるようになる。このため、インタークーラー２２の暖機性を向上させることができる。

図１５は、本発明の実施の形態４の制御による効果を説明するための図である。
本実施形態の制御によれば、触媒温度（Ｓ／Ｃ２８の床温）が所定値Ｘ１未満である場合には、排気熱交換器１０２への低温冷却水の導入が禁止される。このような制御によって、低温冷却水の昇温よりも触媒暖機が優先されるので、冷間始動時において図１５に示すように良好な触媒暖機性を確保しつつ、凝縮水発生防止のために排気熱を利用して低温冷却水の昇温を図ることができる。

なお、上述した実施の形態４においては、インタークーラー冷却回路１００が前記第１の発明における「冷却水回路」に相当している。
また、Ｓ／Ｃ２８が前記第１０の発明における「排気浄化触媒」に相当している。

ところで、上述した実施の形態１〜４においては、コンプレッサ２０ａよりも上流側の吸気通路１２にＥＧＲガスが導入される内燃機関１０を例に挙げて説明を行った。しかしながら、本発明の対象となる内燃機関は、インタークーラーよりも上流側の吸気通路にＥＧＲガスが導入される構成を有するものであれば上記構成のものに限られず、すなわち、コンプレッサからインタークーラーまでの部位において吸気通路にＥＧＲガスが導入される構成を有する内燃機関であってもよい。

また、上述した実施の形態１〜４においては、外気温度および外気湿度がそれぞれ所定温度および所定湿度となる所定外気状態の下で所定の動力性能値（例えば、トルク）を確保するために要するＩＣ水温が、ＩＣ水温の目標温度として用いられる例について説明した。しかしながら、本発明におけるインタークーラーの冷却水の目標温度を特定するために用いられる性能値は、動力性能値に限られるものではなく、例えば、車両の運転者がアクセルペダルを踏み込んだ時の内燃機関の応答性（例えば、トルクの応答性）を表す所定の性能値であってもよい。

また、上述した実施の形態１〜４においては、吸気を過給するコンプレッサ２０ａを有する過給機として、排気エネルギーを駆動力として利用するターボ過給機２０を例に挙げて説明を行った。しかしながら、本発明における過給機は、ターボ過給機に限定されるものではない。すなわち、本発明におけるコンプレッサは、吸気を過給するものであれば、例えば、内燃機関のクランク軸からの動力を駆動力として利用するものであってもよく、或いは、電動モータを駆動力として利用するものであってもよい。

また、上述した実施の形態１〜４においては、低温冷却水の温度制御のために用いられるアクチュエータとして、ＥＣＵ４０によって制御される三方弁８０、８４、１０６を例に挙げて説明を行った。しかしながら、本発明における「水温制御手段」は、上記のように電子制御されるアクチュエータを用いたものに限られず、例えば、サーモスタットなどの電子制御を利用しないアクチュエータを用いたり、組み合わせたりするものであってもよい。

また、本発明における「冷却水回路」の対象は、上述したインタークーラー冷却回路５４等のように、エンジン本体を冷却するエンジン冷却回路と別系統の回路として構成されたものに限定されるものではなく、例えば、エンジン冷却回路と冷却水を共通にする回路として構成されたものであってもよい。

１０、９０ 内燃機関
１０ａ エンジン本体
１０ａ１ 本体内冷却水通路
１２ 吸気通路
１４ 排気通路
１６ エアクリーナ
１８ エアフローメータ
２０ ターボ過給機
２０ａ ターボ過給機のコンプレッサ
２０ｂ ターボ過給機のタービン
２２ インタークーラー
２２ａ インタークーラーの内部吸気通路
２２ｂ インタークーラーの内部冷却水通路
２４ スロットルバルブ
２６ 吸気圧力センサ
２８ Ｓ／Ｃ（スタートキャタリスト）
３０ ＮＳＲ（吸蔵還元型ＮＯｘ触媒）
３２ ＥＧＲ装置
３４ ＥＧＲ通路
３６ ＥＧＲクーラー
３８ ＥＧＲバルブ
４０ ＥＣＵ(Electronic Control Unit)
４２ クランク角センサ
４４ 外気温度センサ
４６ 外気湿度センサ
４８ 燃料噴射弁
５０ 点火プラグ
５２ エンジン冷却回路
５４、９４、１００ インタークーラー冷却回路
５６ 第１高温冷却水循環通路
５８ 高温側ラジエーター
６０ サーモスタット
６２ 第２高温冷却水循環通路
６４ 高温側ウォーターポンプ
６６ 高温側電動ウォーターポンプ
６８ 熱交換器
７０ 低温冷却水循環通路
７２ 低温側ラジエーター
７４ 低温側電動ウォーターポンプ
７６ 温度センサ
７８ 第１低温冷却水バイパス通路
８０ 第１三方弁
８２ 第２低温冷却水バイパス通路
８４ 第２三方弁
９２ シリンダヘッド
９２ａ ヘッド内低温冷却水通路
１０２ 排気熱交換器
１０４ 低温冷却水バイパス通路
１０６ 三方弁

Claims (10)

1. 内燃機関の吸気通路に配置され、当該吸気通路を流れるガスを過給するコンプレッサと、
   冷却水が循環する冷却水回路と、
   前記コンプレッサよりも下流側の前記吸気通路に配置され、当該吸気通路を流れるガスと前記冷却水回路を循環する冷却水とで熱交換を行うインタークーラーと、
   前記インタークーラーよりも上流側の前記吸気通路と前記内燃機関の排気通路とを接続するＥＧＲ通路を有し、前記排気通路を流れる排気ガスの一部を前記吸気通路に供給するＥＧＲ装置と、
   外気温度および外気湿度がそれぞれ所定温度および所定湿度となる所定外気状態の下で所定の性能値を確保するために要する前記インタークーラーの冷却水の温度を前記インタークーラーの冷却水の目標温度として、当該冷却水の温度を制御する水温制御手段と、
   前記ＥＧＲ装置の制御に用いられるマップであって前記内燃機関の運転状態を特定するパラメータとの関係でＥＧＲ率を設定するマップとして、前記ＥＧＲ装置を用いたＥＧＲガスの導入時に前記インタークーラーに流入するクーラー流入ガスの露点が前記目標温度を超えないようにＥＧＲ率が設定されたＥＧＲ率マップを記憶するマップ記憶手段と、
   を備えることを特徴とする内燃機関の制御装置。
2. 前記ＥＧＲ率マップにおいて用いられる前記パラメータは、エンジン負荷およびエンジン回転数であり、
   前記ＥＧＲ率マップでは、高負荷高回転側の運転領域において、クーラー流入ガスの露点が前記目標温度を超えないように制限されたＥＧＲ率がマップ値として設定されていることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の制御装置。
3. 前記所定外気状態は、前記インタークーラーにおいて凝縮水が発生し易い高温、多湿もしくは高温多湿な状態であることを特徴とする請求項１または２に記載の内燃機関の制御装置。
4. 外気温度を検出または推定する外気温度取得手段と、
   外気湿度を検出または推定する外気湿度取得手段と、
   をさらに備え、
   前記水温制御手段は、外気温度および外気湿度が前記所定外気状態と異なる場合には、現在の外気温度および外気湿度に対応するクーラー流入ガスの露点に基づいて、前記目標温度を修正することを特徴とする請求項１〜３の何れか１つに記載の内燃機関の制御装置。
5. クーラー流入ガスの露点が所定の温度上限以上となる外気の温度・湿度領域内に外気温度および外気湿度が収まっている状況下において、前記ＥＧＲ率マップに従うＥＧＲ率に対してＥＧＲ率を下げることを特徴とする請求項４に記載の内燃機関の制御装置。
6. 前記内燃機関は、
   前記冷却水回路とは別に備えられ、第２冷却水の循環により前記内燃機関を冷却する第２冷却水回路と、
   前記第２冷却水回路を循環する第２冷却水と前記冷却水回路を循環する冷却水とを熱交換させる熱交換器と、
   を備え、
   前記冷却水回路は、
   冷却水を冷却するラジエーターと、
   前記ラジエーターをバイパスする第１冷却水バイパス通路と、
   前記ラジエーターに冷却水が導入される流路形態と、冷却水が前記第１冷却水バイパス通路を通ることで冷却水が前記ラジエーターに導入されない流路形態との間で、冷却水の流路形態を切り替える第１流路切替手段と、
   を備えることを特徴とする請求項１〜５の何れか１つに記載の内燃機関の制御装置。
7. 前記内燃機関は、
   前記冷却水回路とは別に備えられ、第２冷却水の循環により前記内燃機関を冷却する第２冷却水回路と、
   前記第２冷却水回路を循環する第２冷却水と前記冷却水回路を循環する冷却水とを熱交換させる熱交換器と、
   を備え、
   前記冷却水回路は、
   前記熱交換器をバイパスする第２冷却水バイパス通路と、
   冷却水が前記熱交換器に導入される流路形態と、冷却水が前記第２冷却水バイパス通路を通ることで冷却水が前記熱交換器に導入されない流路形態との間で、冷却水の流路形態を切り替える第２流路切替手段と、
   を備えることを特徴とする請求項１〜６の何れか１つに記載の内燃機関の制御装置。
8. 前記内燃機関は、
   前記冷却水回路とは別に備えられ、第２冷却水の循環により前記内燃機関を冷却する第２冷却水回路と、
   前記第２冷却水回路を循環する第２冷却水と前記冷却水回路を循環する冷却水とを熱交換させる熱交換器と、
   を備え、
   前記第２冷却水回路は、第２冷却水の循環水量を調整する水量調整手段を備えることを特徴とする請求項１〜７の何れか１つに記載の内燃機関の制御装置。
9. 前記内燃機関は、前記排気通路に吸蔵還元型のＮＯｘ触媒を備え、
   前記内燃機関の制御装置は、前記ＮＯｘ触媒に流入するガスの空燃比を運転中に一時的にリッチにするリッチスパイク制御を実行するものであって、
   前記ＥＧＲ装置を用いたＥＧＲガスの導入時に前記リッチスパイク制御が実行される場合に、前記ＥＧＲ率マップに従うＥＧＲ率に対してＥＧＲ率を下げることを特徴とする請求項１〜８の何れか１つに記載の内燃機関の制御装置。
10. 前記内燃機関は、
    前記排気通路を流れる排気ガスと前記冷却水回路を循環する冷却水とを熱交換させる排気熱交換器と、
    前記排気熱交換器よりも下流側において前記排気通路に配置された排気浄化触媒と、
    を備え、
    前記冷却水回路は、冷却水が前記排気熱交換器に導入される流路形態と、冷却水が前記排気熱交換器に導入されない流路形態との間で、冷却水の流路形態を切り替え可能に構成されており、
    前記排気浄化触媒の温度が所定値未満である場合に、前記排気熱交換器への冷却水の導入が禁止されることを特徴とする請求項１〜９の何れか１つに記載の内燃機関の制御装置。

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