JP2008169768A - 内燃機関の燃焼制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】吸入空気量が制限される運転領域における有効圧縮比の低下および吸入ガス流動の減衰による燃焼悪化の改善に好適な内燃機関の燃焼制御装置を提供する。
【解決手段】吸気弁２７の開弁期間を変更することで吸気量を調整する可変動弁機構Ｂと、運転状態から目標吸気量を求め、目標吸気量に従って前記可変動弁機構Ｂを制御する吸気量制御手段３０と、水を主成分とする液体を燃焼室２０内へ噴射可能な液体噴射手段Ｃと、前記目標吸気量が予め設定した設定値以下となる運転状態と判定される場合に、前記液体噴射手段Ｃを作動させて燃焼室２０内に液体を噴射するよう制御する制御手段３０と、を備えるようにした。
【選択図】図３

Description

本発明は、内燃機関の燃焼制御装置に関するものである。

従来から吸気バルブのバルブリフト及び作動角を可変する可変動弁機構によって、目標空気量および目標残留ガス量に制御して機関のポンプ損失を低減する可変動弁制御装置が提案されている（特許文献１参照）。

これは、機関に要求されている運転条件に応じて、目標空気量及び目標残留ガス量を演算、設定し、偏差に応じて吸気バルブのバルブリフト及び作動角を可変する可変動弁機構により制御を行い、所望の空気量、および残留ガス量に制御している。また、目標値と現在との偏差に着目し、偏差が所定値以下の場合には、目標値自体を現在の可変動弁機構の制御状態とし、制御の収束性を高めている（不感帯）。これにより、必要な吸入空気充填量が少ない軽負荷時には、ポンプ損失を減少せしめるように、吸気弁閉時期（以下「ＩＶＣ」ともいう）を従来の機関に対し、早期にあるいは、遅角して設定したり、吸気弁開時期を調整し、既燃ガスの内部還流量を適切にかつ、収束性よくコントロールすることが可能となり、機関の制御を安定させることができ、ポンプ損失を低減し、燃費を向上せしめることが可能としている。
特開２００４−１８３５６２号公報

ところで、可変動弁装置により吸気弁の閉時期（ＩＶＣ）を制御することで空気量を主にコントロールする所謂ミラーサイクルは、軽負荷時において、ＩＶＣが下死点から進角した早期に設定（早閉じミラー）、或いは下死点から遅角した遅い時期に設定（遅閉じミラー）とするため、有効圧縮比が低下し、燃焼時の気筒内温度が低下することから生じる燃焼の成立性によって、ポンプ損失の低減量に制限を受けていた。また、吸気弁の閉時期ＩＶＣを早期に設定（早閉じミラー）した場合、吸気弁の閉弁から点火までの時間が長く、ガス流動が減衰しやすいという問題点があった。

そこで本発明は、上記問題点に鑑みてなされたもので、吸入空気量が制限される運転領域における有効圧縮比の低下および吸入ガス流動の減衰による燃焼悪化の改善に好適な内燃機関の燃焼制御装置を提供することを目的とする。

本発明は、吸気弁の開弁期間を変更することで吸気量を調整する可変動弁機構と、運転状態から目標吸気量を求め、目標吸気量に従って前記可変動弁機構を制御する吸気量制御手段と、水を主成分とする液体を燃焼室内へ噴射可能な液体噴射手段と、前記目標吸気量が予め設定した設定値以下となる運転状態と判定される場合に、前記液体噴射手段を作動させて燃焼室内に液体を噴射するよう制御する制御手段と、を備えることを特徴とする。

したがって、本発明では、目標吸気量が予め設定した設定値以下となる運転状態と判定される場合に、液体噴射手段を作動させて燃焼室内に液体を噴射するよう制御するため、吸入空気量が少なくガス流動減衰が大きいミラーサイクルの軽負荷・低回転時であっても、液体の噴射・気化による運動エネルギにより、ガス流動が強化され、燃焼を改善することができる。

以下、本発明の内燃機関の燃焼制御装置を各実施形態に基づいて説明する。

（第１実施形態）
図１〜図２１は、本発明を適用した内燃機関の燃焼制御装置の第１実施形態を示し、図１は内燃機関の燃焼制御装置のシステム構成図、図２は可変圧縮比機構の制御軸の断面図、図３は内燃機関の燃焼制御装置における燃焼室の概略図、図４は液体噴射機構（液体噴射手段）の概略図である。本実施形態にかかる内燃機関の燃焼制御装置は、図１に示すように、往復動ピストン３を備えた内燃機関の圧縮比を可変とする可変圧縮比機構Ａと、吸気弁のバルブリフトおよび作動角を可変とする可変動弁機構Ｂとを備える。また、本実施形態の内燃機関の燃焼制御装置は、図３、４に示すように、内燃機関の燃焼室２０内への水を主成分とする液体を噴射可能な液体噴射手段であるところの、本実施例においては液体噴射機構Ｃを備えている。

前記可変圧縮比機構Ａは、シリンダブロック１の気筒列に沿って形成された複数のシリンダ２内に昇降可能に配設されたピストン３とクランク軸７のクランクピン８とをアッパーリンク５及びロアリンク６により機械的に連携させて構成した複リンク機構を備える。具体的には、各ピストン３のピストンピン４に回転可能にアッパーリンク５の一端が連結され、アッパーリンク５の他端とロアリンク６とが第１連結ピン９を介して互いに回転可能に連結され、ロアリンク６はクランクピン８に回転可能に連結されている。クランク軸７にはカウンターウエイト７Ａが設けられている。

前記各ロアリンク６には、第２連結ピン１０を介して夫々コントロールリンク１１の一端が回転可能に連結され、このコントロールリンク１１の他端は、図２に示すように、シリンダブロック１に回転可能に設けた制御軸１２（コントロールシャフト）の偏心カム部１２Ａに嵌合して、偏心カム部１２Ａ回りに揺動可能に支持されている。ロアリンク６に連結するクランクピン８、第１連結ピン９、及び第２連結ピン１０の連結位置は、同一直線上ではなく、略三角形状をなすように配置されている。

前記コントロールリンク１１の揺動中心である制御軸１２（コントロールシャフト）の偏心カム部１２Ａは、制御軸１２の回転角度位置を制御することにより、その支持位置を可変制御することができる。前記制御軸１２はクランク軸７と平行に配置され、クランク軸７の各ジャーナル位置に対応してシリンダブロック１に配置した軸受部１２Ｂを介してシリンダブロック１側の軸受穴１５に回転自在に支持されている。前記軸受穴１５はシリンダブロック１に形成されたバルクヘッド１４とベアリングキャップ１３とで形成されている。前記制御軸１２には、図１に示すように、ウォームホイール１６が結合され、このウォームホイール１６に噛合うウォームギヤ１７をアクチュエータモータ１８により回転駆動することにより、制御軸１２の回転角度位置が制御される。

この複リンク機構による可変圧縮比機構Ａでは、アクチュエータモータ１８によりウォームギヤ１７およびウォームホイール１６を介して制御軸１２の回転位置を制御し、偏心カム部１２Ａが上方に偏心されている場合にはピストン上死点位置が最も低くなり最も低い圧縮比とできる一方、偏心カム部１２Ａを制御軸１２を回転させて徐々に下方に変位させるに連れてピストン上死点位置が上昇されて高圧縮比側に移行し、偏心カム部１２Ａが最下方に偏心された場合にはピストン上死点位置が最も高くでき最も高い圧縮比とすることができる。

エンジンコントローラ３０には、エンジン回転数、エンジン負荷、吸入負圧、排気温度、水温センサ３０Ａよりの冷却水温、吸気温度、および、ノックセンサ３０Ｂよりのノック信号等の各信号が入力される。エンジンコントローラ３０はこれらの入力信号に基づいて、エンジンの運転状態を判定し、運転状態に応じたエンジンの目標圧縮比を演算し、演算で得た目標圧縮比となるようアクチュエータモータ１８への回転角度位置指令を出力する。アクチュエータモータ１８の回転角度位置は内蔵された図示しないモータエンコーダにより検出されてエンジンコントローラ３０へフィードバックされる。

前記可変圧縮比機構Ａは、エンジンコントローラ３０により、エンジンの低負荷時においては、アクチュエータモータ１８および複リンク機構を作動させてピストン上死点位置を上昇させて高圧縮比に設定される。エンジン負荷が上昇するに連れてピストン上死点位置を下げ、圧縮比を低下させ、高負荷時において、低圧縮比となるよう設定されている。

前記可変動弁機構Ｂは、吸気弁２７のリフト・作動角を変化させるリフト・作動角可変機構４１と、そのリフトの中心角の位相（図示しないクランク軸に対する位相）を進角もしくは遅角させる位相可変機構６１と、を組合せて構成している。この可変動弁機構Ｂは、本出願人が先に提案したものであるが、例えば特開平１１−１０７７２５号公報等によって公知となっているので、その概要のみを説明する。

前記リフト・作動角可変機構４１は、シリンダヘッド２１上部のカムブラケット（図示せず）に回転自在に支持された駆動軸４２と、この駆動軸４２に、圧入等により固定された偏心カム４３と、上記駆動軸４２の上方位置に同じカムブラケットによって回転自在に支持されるとともに駆動軸４２と平行に配置された制御軸５２と、この制御軸５２の偏心カム部５８に揺動自在に支持されたロッカアーム４６と、各吸気弁２７の上端部に配置されたタペット５０に当接する揺動カム４９と、を備える。

前記偏心カム４３とロッカアーム４６とはリンクアーム４４によって連係され、ロッカアーム４６と揺動カム４９とはリンク部材４８によって連係されている。前記駆動軸４２は、タイミングチェーンないしはタイミングベルトを介して機関のクランク軸７によって駆動される。前記偏心カム４３は、駆動軸４２の軸心から所定量だけオフセットした点を中心とした円形外周面を有し、この外周面には、リンクアーム４４の環状部が回転可能に嵌合している。

前記ロッカアーム４６は、略中央部が上記偏心カム部５８によって揺動可能に支持され、その一端部に、連結ピン４５を介して前記リンクアーム４４のアーム部が連係しているとともに、他端部に、連結ピン４７を介して上記リンク部材４８の上端部が連係している。前記偏心カム部５８は、制御軸５２の軸心から偏心しており、制御軸５２の角度位置に応じてロッカアーム４６の揺動中心は変化する。

前記揺動カム４９は、駆動軸４２の外周に嵌合して回転自在に支持され、側方へ延びた端部に、連結ピン５７を介して前記リンク部材４８の下端部が連係している。この揺動カム４９の下面には、駆動軸４２と同心状の円弧をなす基円面と、該基円面から所定の曲線を描いて延びるカム面と、が連続して形成され、これらの基円面ならびにカム面が、揺動カム４９の揺動位置に応じてタペット５０の上面に当接するようになっている。即ち、前記基円面はベースサークル区間として、リフト量が「０」となる区間であり、揺動カム４９が揺動してカム面がタペット５０に接触すると、徐々にリフトしていくことになる。なお、ベースサークル区間とリフト区間との間には若干のラップ区間が設けられている。

前記制御軸５２は、一端部に設けられたリフト・作動角制御用アクチュエータ５３によって所定角度範囲内で回転するように構成されている。このリフト・作動角制御用アクチュエータ５３は、例えば油圧シリンダ等からなり、エンジンコントローラ３０からの制御信号を油圧制御部５４により制御油圧に変換して制御される。制御軸５２の回転角度は、図示しない制御軸センサによって検出される。

以上のように構成されたリフト・作動角可変機構４１は、駆動軸４２が回転すると、偏心カム４３のカム作用によってリンクアーム４４を上下動させ、これに伴ってロッカアーム４６が揺動する。このロッカアーム４６の揺動は、リンク部材４８を介して揺動カム４９へ伝達され、該揺動カム４９を揺動させる。この揺動カム４９のカム作用によって、タペット５０が押圧され、吸気弁２７をリフトさせるよう作用する。

前記リフト・作動角制御用アクチュエータ５３を介して制御軸５２の角度を変化させると、ロッカアーム４６の初期位置が変化し、揺動カム４９の初期揺動位置が変化する。例えば偏心カム部５８が図の上方へ位置しているとすると、ロッカアーム４６は全体として上方へ位置し、揺動カム４９の連結ピン５７側の端部が相対的に上方へ引き上げられた状態となる。つまり、揺動カム４９の初期位置は、そのカム面がタペット５０から離れる方向に傾く。従って、駆動軸４２の回転に伴って揺動カム４９が揺動した際に、基円面が長くタペット５０に接触し続け、カム面がタペット５０に接触する期間は短い。従って、リフト量が全体として小さくなり、かつその開時期から閉時期までの角度範囲つまり作動角も縮小する。

逆に、偏心カム部５８が図の下方へ位置しているとすると、ロッカアーム４６は全体として下方へ位置し、揺動カム４９の連結ピン５７側の端部が相対的に下方へ押し下げられた状態となる。つまり、揺動カム４９の初期位置は、そのカム面がタペット５０に近付く方向に傾く。従って、駆動軸４２の回転に伴って揺動カム４９が揺動した際に、タペット５０と接触する部位が基円面からカム面へと直ちに移行する。従って、リフト量が全体として大きくなり、かつその作動角も拡大する。

前記偏心カム部５８の初期位置は連続的に変化させ得るので、これに伴って、バルブリフト特性は、連続的に変化する。つまり、図５に示すように、リフトならびに作動角を、両者同時に、連続的に拡大，縮小させることができる。各部のレイアウトによるが、例えば、リフト・作動角の大小変化に伴い、吸気弁２７の開時期と閉時期とが略対称に変化する。

前記位相可変機構６１は、前記駆動軸４２の前端部に設けられたスプロケット６２と、このスプロケット６２と上記駆動軸４２とを、所定の角度範囲内において相対的に回転させる位相制御用アクチュエータ６３と、から構成されている。前記スプロケット６２は、図示しないタイミングチェーンもしくはタイミングベルトを介して、クランク軸７に連動している。前記位相制御用アクチュエータ６３は、例えば油圧式の回転型アクチュエータからなり、エンジンコントローラ３０からの制御信号を、油圧制御部５５により制御油圧に変換して制御される。この位相制御用アクチュエータ６３の作用によって、スプロケット６２と駆動軸４２とが相対的に回転し、バルブリフトにおけるリフト中心角が遅進する。つまり、リフト特性の曲線自体は変わらずに、全体が進角もしくは遅角する。また、この変化も、連続的に得ることができる。この位相可変機構６１の制御状態は、駆動軸４２の回転位置に応答する図示しない駆動軸センサによって検出される。

以上に説明したリフト・作動角可変機構４１ならびに位相可変機構６１からなる可変動弁機構Ｂは、吸気弁２７の開弁時期と閉弁時期を任意に制御することができ、特に、吸気弁２７の閉弁時期（ＩＶＣ）を制御することで、シリンダ２内への吸気量、即ち、シリンダ空気量を調整することができる。

前記可変動弁機構Ｂは、コントローラ３０に入力されているエンジン回転数、エンジン負荷、暖機状態を表す冷却水温度等に基づいてエンジン負荷が判定され、判定したエンジン負荷に応じて、図６（Ａ）〜図６（Ｃ）に示すように、吸気弁２７のリフト量および閉弁時期が設定される。

即ち、エンジンの低負荷時においては、吸気弁２７はリフト・作動角可変機構４１により低リフト・小作動角で開閉させると共に位相可変機構６１により下死点ＢＤＣから進角側に大きく進んだ早期に閉弁する（早閉じＩＶＣ）よう設定される（図６（Ａ）参照）。早閉じに設定することにより、タペット５０、吸気弁２７等の動きに基づく摺動摩擦を生じる時間またはクランクアングル範囲を遅閉じに比べて低下させることができるので（遅閉じ時は大リフトになるのに対し、早閉じ時には低リフトにできる）、燃費を向上させることができる。このような低負荷領域での吸気弁早閉じの際は、吸気弁２７の開弁時のガス流動状態は、吸気ポートのポート形状に影響されることなく、主に吸気弁２７のバルブ開口形状や出口近傍形状により燃焼室２０内におけるガス流動が決定される。

エンジン負荷が上昇するに連れて、リフト・作動角可変機構４１によるリフト量と作動角を増加させると共に位相可変機構６１による閉弁時期（ＩＶＣ）を下死点ＢＤＣ側に近づけていく（進角量が小さくなる）よう設定する（図６（Ｂ）の中負荷時および（Ｃ）の高負荷時、参照）。なお、この場合には、吸気弁２７の開弁時期（ＩＶＯ）を圧縮上死点ＴＤＣ近傍より開き始めるよう設定するようにしている。

図３は内燃機関の各燃焼室２０を示し、吸気弁２７を介して吸気ポート２７Ａが接続され、排気弁２８を介して排気ポートが接続され、点火栓２９が燃焼室２０の上部壁面の中心に配置されている。また、燃料噴射弁２３は、吸気ポート２７Ａに配置し、噴射燃料を吸気ポート３７Ａ内で吸気と混合させた混合気を均質な状態で燃焼室２０に供給するよう構成している。

前記液体噴射機構Ｃは、内燃機関の各燃焼室２０の斜め側方から燃焼室２０内に噴射口を臨ませてシリンダヘッド２１に設けられた液体の各噴射弁２２と、各噴射弁２２に液体の水を供給する液体供給手段２４とを備える。各噴射弁２２は、燃焼室２０の吸気弁２７近くのシリンダボア近傍に噴射口を位置させるように配置され、水を主成分とした液体を噴射弁２２から気筒内に直接噴霧する。前記噴射弁２２よりの液体の噴霧方向は、前記点火栓２９の点火ギャップに付着することを避け、且つ吸気弁２７の開弁時における吸気のガス流動方向と同方向となるように設定されている。

前記したように吸気弁２７の閉弁時期ＩＶＣが早いときには、吸気弁２７のリフト量は低リフトとなっている。そのため、ガス流動状態は、吸気ポート２７Ａのポート形状に影響されることなく、主に吸気弁２７のバルブ開口形状や出口近傍形状により燃焼室２０内におけるガス流動が決定される。本実施形態では、排気弁２８および点火栓２９の燃焼室２０壁面へのレイアウト等により、吸気弁２７の開弁時におけるガス流入は、燃焼室２７の中央部側からの流入よりも、燃焼室２０の外周側からのガス流動が強く、図３に示すように、反時計方向でのガス流動を生じる。一方、噴射弁２２より噴射された液体の噴霧液滴も、ピストン冠面に指向させているため、噴霧粒滴も燃焼室２０内で、図示するように、反時計方向の流動となり、吸入空気のガス流動を強める方向としている。このように、液体噴射の噴射方向は、所定の運転領域で、すなわち低負荷時に吸気弁早閉じを行う運転の際、燃焼室内に生じるガス流動の向きと同じ向きとされている。

また、ピストン冠面は、点火栓２９の下部領域を中心にして燃焼室２０内で比較的温度の高い領域であり、本来冷却損失として冷却水等に捨てられるものである熱が蓄熱される。前記ガス流動と共に流動する液体の噴霧粒滴は、このピストン冠面の領域に接触流動することにより、ピストン冠面から気化潜熱に必要な熱を取得することにより気化され、流動ガスの温度低下が回避され、ガス温度低下による燃焼悪化を回避することができる。また、前記気化潜熱として放熱されることにより、冷却損失として冷却水等に捨てる熱が減少することにより、機関の熱効率が向上される。

噴霧は、燃焼室上面（シリンダヘッド側）、下面（ピストン冠面側）、あるいはピストン３の冠面の周縁側およびシリンダ２の壁面側に向かう、一つの噴霧口からのホローコーン（中空円錐状）噴霧による環状やコーン状、若しくは複数の噴霧口からの噴霧（マルチホール噴霧）等の形態とすることができる。環状やコーン状の噴霧形態においては、水噴霧弁２２に内蔵された図示しない噴霧流体の旋回手段による遠心力作用の程度により、遠心作用が大きい場合には環状の噴霧形態となり、遠心作用が比較的小さい場合には周辺部で密度が高く中央部に至るに連れて密度が低下するコーン状の噴霧形態となる。

前記水供給手段２４は、図４に示すように、排気ガス中に含まれる水分を分離回収し、再び液体噴射弁２２に供給するよう構成している。即ち、排気管２５に設けた触媒２５Ａを通過させて排気浄化した排気ガスは、冷却ファン３２により空冷されているラジエータ３３に供給され、ラジエータ３３を通過することにより冷却され、コンデンサ３４により排気ガスに含まれる水分が凝縮されて水タンク３５に回収するように構成している。外部へはコンデンサ３４を通過することで冷却乾燥した状態の排気ガスが放出されるようにしている。水タンク３５に回収された水は、ポンプ３６により吸込まれ、高圧で吐出されて噴射弁２２に供給される。前記ポンプ３６から吐出された高圧水を蓄圧する高圧タンクとを備えて、高圧タンクに貯蔵された水が前記各噴射弁２２に供給されるようにしてもよい。この場合には、ポンプ３６は高圧タンクの貯蔵される高圧水量が所定量未満となる毎に作動され、高圧タンク内に常に所定量以上の高圧水が貯蔵されるよう制御される。

図７に示すフローチャートは、コントローラ３０により所定時間毎に実行される液体噴射機構の制御ルーチンである。以下では、図７に示すフローチャートに基づいて液体噴射機構の作動について説明する。

先ず、ステップＳ１では、エンジン負荷、エンジン回転数、エンジン冷却水温、可変動弁機構の作動情報、可変圧縮機機構の作動情報等が読込まれる。

ステップＳ２では、エンジン冷却水温に基づいてエンジンの暖機が終了しているか否かが判定され、暖機が完了している場合にはステップＳ２へ進み、暖機が完了していない場合には今回の処理サイクルを終了する。このようにエンジン暖機状態により液体噴射許可の可否判断を行うことにより、冷却損失が大きい冷機状態での液体を燃焼室２０に噴射することによる燃焼の悪化を抑えるようにしている。

ステップＳ３では、エンジン回転数が所定回転数ＮＳ以下であるか否かを判定し、所定回転数ＮＳ以下である場合にはステップＳ４へ進み、所定回転数ＮＳを超える場合には今回の処理サイクルを終了する。これは、図８に示すように、横軸をエンジン回転数とし縦軸をエンジン負荷とする吸気弁２７の作動角マップにおいて、点線で示した所定回転数ＮＳ以下の領域で燃焼室２０内への液体噴射が許可されることを意味している。

これは、エンジン回転数が上昇すると、燃焼室２０内のガス流動が強化されるため、液体によるガス流動の強化の効果が小さくなるためである。このように、ガス流動が強くなるエンジンの高回転域では、液体の燃焼室２０内への噴射を制限することで、液体の消費も抑えことができる。

ステップＳ４では、可変動弁機構Ｂの吸気弁２７が開かれている作動角（クランク角度）が設定角（クランク角度）以下か否かが判定され、設定角度以下である場合にはステップＳ５へ進み、設定角を超えている場合には今回の処理サイクルを終了する。これは、図８に示す作動角マップにおいて、予め設定した作動角以下の領域（ハッチング領域）で燃焼室２０内への液体噴射が許可されることを意味している。

吸気弁２７の作動角は、エンジン負荷状態が軽負荷である程、また、エンジン回転数が低回転となる程に小作動角に設定するようにしている。この小作動角においては、吸気弁２７はその閉弁時期（ＩＶＣ）が結果的に早閉じとなり、吸気ガス流動の減衰時間も長くなる。そのため、図８に示すように、設定作動角以下である場合に、燃焼室２０内への液体の噴射が許可されるように設定されている。

ステップＳ５では、水供給手段２４の水タンク３５に回収されている液体量が設定量を超えているか否かが判定され、液体量が設定量を超えている場合には液体の噴射を許可するステップＳ６へ進み、設定量以下である場合には液体噴射に代えて吸気弁２７の閉弁時期ＩＶＣを遅角させるステップＳ７へ進む。ステップＳ６では液体の噴射を許可して処理サイクルを終了する。液体噴射機構Ｃは、機関の圧縮行程後期の点火時期近傍の時点において、燃焼室２０内に噴射弁２２による液体噴射を実行して燃焼室２０内のガス流動を強化させる。

前記ステップＳ７では、液体が少なく液体を燃焼室２０内に噴射できないために、そのままでは、機関の運転状態が液体噴射によるガス流動強化を必要としているため、吸気弁２７の閉弁時期ＩＶＣをより遅く設定し、ガス流動の期間を短縮させて、ガス流動の減衰を抑止するようにしている。

図９は横軸を吸気弁２７の開弁時期ＩＶＯとし縦軸を吸気弁２７の閉弁時期ＩＶＣとして、エンジン回転数毎に機関より出力される等トルク点をプロットした等トルク線図である。この等トルク線図は、エンジン回転数が異なる場合にはその特性値が変化するため、前記所定回転数ＮＳ以下の領域において、代表する回転数毎に設定する必要がある。前記吸気弁２７の閉弁時期ＩＶＣの遅角設定は、液体噴射が許可される状態での機関の動作ポイントが、例えば、図中のＡ点である場合には、同じトルク線上にありしかもＡ点より閉弁時期ＩＶＣが遅い、例えば、Ｂ点に動作ポイントを移動させることにより実行される。液体噴射を伴う場合は閉弁時期ＩＶＣが早いＡ点でも燃焼が安定するので、吸入空気量を減らした燃費の良い運転が可能になる。一方、液体噴射が出来ない場合は、吸気弁２７の閉弁時期ＩＶＣが遅角されることにより、閉弁後の吸気ガス流動の減衰時間を短くすることにより、燃焼悪化を抑止するようにする。また、必要に応じて、空気量を増加させて、有効圧縮比を上げるように設定してもよい。

図１０は給排気弁２７、２８、燃料噴射、液体噴射、点火の各タイミングを、燃焼室２０内の点火栓２９近傍のガス運動エネルギの変化と共に示すタイムチャートである。また、図１１〜図１４は燃焼室２０内でのガス流動状態を夫々示す状態図である。

図１１は吸気弁２７が開弁されて吸気が流入している時点ｔ０〜ｔ１間の状態を示している。吸気弁２７の閉弁時期ＩＶＣを制御して機関出力をコントロールする所謂ミラーサイクルでは、軽負荷時に吸気弁２７の弁リフトが低く、新気供給時に流入する空気流速は高いが燃焼室２０内での空気流動の指向性が小さい。

そして、吸気弁２７の閉弁時期ＩＶＣが早期の時点ｔ１で閉弁されることにより流入空気量が減少されて有効圧縮比が低下される。図１２および図１３は吸気弁２７が閉弁された時点ｔ１後の燃焼室２０内のガス流動状態を示している。燃費向上のため、吸気弁を低リフトで早閉じすることによって、気筒内に生じたガス流動が減衰する時間も長くなり、すなわちガス流動の減衰が大きくなる。図１０の時点ｔ１〜ｔ２に示すように、気筒内ガスの運動エネルギは、吸入・圧縮と行程が進むに連れて減衰していく。この状態のまま点火して燃焼させた場合には、燃焼悪化をきたしやすい。

圧縮行程の後段の点火時期近傍である点火前の時点ｔ３において、噴射弁２２から液体噴射が実行される。図１４は液体噴射中の状態を示している。噴射された噴射液滴は燃焼室２０内の筒内流動を直接的に高める。そして燃焼室２０内の比較的温度の高いピストン冠面から熱を奪い気化・膨張することにより流動ガスに対して運動エネルギを増加させる（時点ｔ３〜ｔ４参照）。したがって、時点ｔ４での点火に引続く燃焼の改善を図ることができる。なお、前記ピストン冠面から熱が奪われることによりピストン冠面は冷却され、本来ならばエンジン冷却水を介在させてラジエータから冷却損失として放出されていた熱エネルギを低減させることが可能となる。

以上のように、吸入空気のガス流動に対する減衰が大きいミラーサイクルの機関において、低回転、軽負荷時であっても、液体噴射による気化ガス噴流による運動エネルギにより、燃焼室２０内のガス流動が強化され、燃焼改善することができる。また、高回転領域となって、燃焼室２０内のガス流動が強くなった場合には、液体噴射による気化ガス噴流の影響は相対的に弱くなるため、液体噴射を停止若しくは減少させて、全領域での効率向上と燃焼改善とを図ることができる。

図１５に示す第２実施例の内燃機関の燃焼制御装置は、液体噴射弁より噴射する液体量を、前記した液体噴射の領域内において、吸気弁２７の開放作動角に応じて変化させるようにしたものである。具体的には、小作動角時には液体の噴射量を減じ、作動角の増加に伴い、噴射する液体量を増加させるようにしている。吸入空気のガス流動に対する減衰が大きいミラーサイクルの機関においては、軽負荷時には、空気量が少なく、必要運動エネルギも小である。また、燃料として投入する熱量も小さなため、液体量も、吸気弁２７の開放作動角に応じて変化させる。このようにすることにより、機関負荷に応じた液体噴射を実行することができ、噴射量の最適化を図ることができる。

図１６、１７に示す第３実施例の内燃機関の燃焼制御装置は、可変動弁機構Ｂにおける吸気弁２７の開放作動角により液体噴射の実行を判断することに代えて、閉弁時期（ＩＶＣ）により液体噴射の実行を判断するようにしたものである。図１６は図７に示すフローチャートの一部（ステップＳ４）がステップＳ９に変更されたフローチャートであり、図１７は液体噴射領域を示す特性図である。

このようにすることにより、吸気弁２７の閉弁時期（ＩＶＣ）からのガス流動の減衰時間を正確に判定することができる。このため、ガス流動の減衰時間に見合った量の液体を噴射でき、確実なガス流動強化が図れる。したがって、吸入空気のガス流動減衰が大きいミラーサイクルの機関における低回転、軽負荷時に、液体の噴射による運動エネルギにより、ガス流動が強化され、燃焼改善することができる。

図１８に示す第４実施例の内燃機関の燃焼制御装置は、可変圧縮比機構Ａのアクチュエータモータ１８に指令される目標圧縮比（エンジン運転状態において変化される）と可変圧縮比機構による実際の圧縮比とを比較し、実際圧縮比が目標圧縮比より低い場合には、液体の噴射量を減少させるようにしたものである。図１８に示すフローチャートは、図７に示すフローチャートに、ステップＳ１０を加えることにより、可変圧縮比機構Ａの圧縮比指令およびモータエンコーダよりの実際圧縮比を読込むようにしている。そして、図７のステップＳ６に代えて、ステップＳ１１〜ステップＳ１３を実行するようにしている。

即ち、ステップＳ１１では、可変圧縮比機構Ａの実際圧縮比が目標指令圧縮比より高いか否かが判定され、実際圧縮比が高い場合にはステップＳ１２へ進み、実際圧縮比が低い場合にはステップＳ１３へ進むようにしている。ステップＳ１２では、圧縮上死点ＴＤＣ付近の点火前に液体を高圧で規定量噴射するよう設定する。一方ステップＳ１３では、同じく圧縮上死点ＴＤＣ付近の点火前に液体を高圧で噴射するのであるが、その噴射量は規定量よりも減量させて噴射するようにしている。これにより、低圧縮比の時には、噴射された液体の気化潜熱による燃焼温度の低下を抑制し、燃焼状態の悪化を抑制するようにしている。

図１９に示す第５実施例の内燃機関の燃焼制御装置は、可変圧縮比機構Ａによる実際圧縮比が、高圧縮比である場合には液体の噴射量を増量し、低圧縮比である場合には液体の噴射量を減量するものである。図１９に示すフローチャートは、図１８に示すフローチャートのステップＳ１１〜ステップＳ１３に代えて、ステップＳ１４〜ステップＳ１７を実行するようにしている。

即ち、ステップＳ１４では、可変圧縮比機構Ａによる実際圧縮比が高圧縮比、若しくは低圧縮比であるか否かを判定し、中圧縮比である場合にはステップＳ１６へ進み、高圧縮比である場合にはステップＳ１５へ、また低圧縮比である場合にはステップＳ１７へ進む。そして、高圧縮比であるとの判定に基づくステップＳ１５では、液体の噴射量を増量させ、低圧縮比であるとの判定に基づくステップＳ１７では、液体の噴射量を減量させる。

これにより、高圧縮比状態のときには、燃焼時の気筒内温度が上昇するため、液体の噴射量を増量させ、より強い運動エネルギを液体噴射により与え、燃焼改善を図る。また、高圧縮比状態時には、気筒内は、圧力、温度上昇により、ガス流動の減衰も相対的に大きくなっている影響を抑制させることができる。また、低圧縮比では、上記と同様に、噴射された液体の気化潜熱による燃焼温度の低下を抑制し、燃焼状態の悪化を抑制するようにしている。

図２０に示す第６実施例の内燃機関の燃焼制御装置では、所定回転数（例えば、ＮＳ）以下の低速運転領域において吸気にスワール若しくはタンブル等のガス流動を発生させるよう吸気流制御バルブ２６が吸気ポート２７Ａに配置されているものにおいて、液体噴射弁２２の噴射方向を低速時の吸気流入方向と同方向となるように配置したものである。

これにより、機関の低速運転時に、ガス流動が比較的減衰しずらいスワール流若しくはタンブル流を用いつつ、噴射された液体はピストン冠面を指向し、冷却損失を作動ガスに回収しつつ、気化されることにより、さらにガス流動を強化できる。

図２１に示す第７実施例の内燃機関の燃焼制御装置では、液体の噴射弁２２の噴射口を燃焼室２０の上部中央に開口させ、その噴射方向を吸気の旋回方向と同方向に偏向させたものである。このようにすることによっても、機関の低速運転時に、ガス流動を、噴射された液体がピストン冠面との間で、冷却損失を作動ガスに回収しつつ、気化されることにより、さらにガス流動を強化できる。

本実施形態においては、以下に記載する効果を奏することができる。

（ア）吸気弁２７の開弁期間を変更することで吸気量を調整する可変動弁機構Ｂと、運転状態から目標吸気量を求め、目標吸気量に従って前記可変動弁機構Ｂを制御する吸気量制御手段３０と、水を主成分とする液体を燃焼室２０内へ噴射可能な液体噴射手段Ｃと、前記目標吸気量が予め設定した設定値以下となる運転状態と判定される場合に、前記液体噴射手段Ｃを作動させて燃焼室２０内に液体を噴射するよう制御する制御手段３０と、を備えることを特徴とする。したがって、吸入空気量が少なくガス流動減衰が大きいミラーサイクルの軽負荷・低回転時であっても、液体の噴射・気化による運動エネルギにより、ガス流動が強化され、燃焼を改善することができる。

（イ）目標吸気量が予め設定した設定値以下となる運転状態であるとの判定は、吸気弁２７の閉弁時期（ＩＶＣ）が予め設定した所定時期より進角して設定される場合であることにより、吸入空気量が少なくガス流動減衰が大きいミラーサイクルの軽負荷・低回転時において、液体の噴射・気化による運動エネルギにより、ガス流動が強化され、燃焼改善することができる。

（ウ）目標吸気量が予め設定した設定値以下となる運転状態であるとの判定は、圧縮上死点近傍から開き始める吸気弁２７の開弁期間が予め設定した所定期間より短く設定される場合であることにより、スロットル弁が全閉された運転状態で開弁期間が短いということは、空気量が少ないということであり、吸入空気量の運動エネルギ総量が少ない。このような状態では、液体噴射量、噴射時期を調整して、点火前に液体の噴流・気化による運動エネルギを加え、燃焼改善することができる。

（エ）制御手段としてのコントローラ３０は、目標吸気量が予め設定した設定値以下となる運転状態と判定され且つ機関の回転数が予め設定した所定の回転数ＮＳ以下となる場合に、前記液体噴射手段Ｃを作動させて圧縮行程終期の点火前に燃焼室２０内に液体を噴射するよう制御するため、ガス流動が強くなる高回転領域では、液体の噴射・気化の影響が相対的に弱くなるため液体の消費を抑え、全領域での効率向上と燃焼改善とを図ることができる。

（オ）制御手段としてのコントローラ３０は、暖機終了後の機関に対して前記液体噴射手段Ｃを作動可能とすることにより、冷却損失が大きい冷機状態で、液体を噴射することによる燃焼の悪化を抑えることができる。

（カ）液体噴射機構Ｃによる液体噴射の開始時期は、圧縮行程終期の点火時期近傍であることにより、液体の噴射・気化による流動エネルギの減衰を抑止し、ガス流動を燃焼改善に有効に活用できる。

（キ）液体噴射機構Ｃによる液体噴射の噴射方向は、点火栓２９を避けた燃焼室上面、下面、若しくはシリンダ２周壁面を指向させ、あるいは燃焼室２０内のガス流動と同じガス流動方向となる方向に設定されていることにより、ガス流動の減衰が抑えられ、かつ、液体の気化潜熱に必要な熱を本来冷却損失として冷却水等に捨てていた熱をこれら壁面から取得し、ガス温度低下による燃焼悪化を回避することができる。

（ク）制御手段としてのコントローラ３０は、液体噴射機構Ｃの液体貯蔵量が予め設定した貯蔵量以下である場合に、前記液体噴射手段Ｃを非作動とし、前記目標吸気量が予め設定した設定値以下となる運転状態と判定される場合に、前記可変動弁機構Ｂの吸気弁２７の閉弁時期（ＩＶＣ）を、前記液体噴射手段Ｃを作動させる場合に対して遅角設定することにより、液体が少ない時には、ガス流動の減衰時間を短縮するように設定され、燃焼悪化を抑止することができる。

（ケ）機関の圧縮比を変更する可変圧縮比機構Ａと、運転状態から目標圧縮比を求め、目標圧縮比に従って前記可変圧縮比機構Ａを制御する圧縮比制御手段（３０）と、を備え、前記制御手段（３０）は、前記目標圧縮比と前記可変圧縮比機構Ａで実現されている実圧縮比との乖離に応じて前記液体噴射手段Ｃより噴射する液体量を増減させることにより、目標圧縮比より高圧縮比状態の時には、燃焼時の気筒内温度が上昇するため、液体噴射量を増加でき、ガス流動の強化と、作動流体の増加による機関の効率向上、燃焼改善が見込める。逆に目標圧縮比より低圧縮比のときには、気化潜熱による燃焼温度低下を抑止することができる。

（コ）制御手段としてのコントローラ３０は、前記可変圧縮比機構Ａで実現されている実圧縮比が予め設定した基準とする圧縮比より高い場合には、液体噴射手段Ｃより噴射する液体量を増量させることにより、高圧縮比状態のときには、燃焼時の気筒内温度が上昇するため、液体噴射量を増加でき、より強い運動エネルギを液体噴射から与え、燃焼改善が図れる。また、高圧縮比状態の時の気筒内は、圧力・温度の上昇により、ガス流動の減衰も大きくなっている影響を抑制できる。

（第２実施形態）
図２２〜図２５は、本発明を適用した内燃機関の燃焼制御装置の第２実施形態を示し、図２２は第１実施例の液体噴射制御のフローチャート、図２３は図２２の液体噴射制御により実現される噴射領域を示す特性図、図２４は第２実施例の液体噴射制御のフローチャート、図２５は図２４の液体噴射制御により実現される噴射領域を示す特性図である。本実施形態においては、機関の高負荷領域、更には中負荷領域においても液体の噴射を実行するようにしたものである。なお、第１実施形態と同一装置には同一符号を付してその説明を省略ないし簡略化する。

本実施形態における内燃機関の燃焼制御装置の第１実施例の液体噴射制御においては、図２２に示すように、ステップＳ２２での暖機終了が確認されていれば、ステップＳ２３〜ステップＳ２５により、高負荷領域と軽負荷低回転領域とが抽出され、その両領域において液体の噴射を実行するようにしている。その他の構成は第１実施形態と同様に構成されている。以下では、図２２に示すフローチャートに基づいて、液体噴射制御について説明する。

即ち、ステップＳ２１（第１実施形態におけるステップＳ１に相当する。以下同じ）では、エンジン負荷、エンジン回転数、エンジン冷却水温、可変動弁機構Ｂの作動情報、可変圧縮機機構Ａの作動情報等が読込まれる。

ステップＳ２２（Ｓ２）では、エンジン冷却水温に基づいてエンジンの暖機が終了しているか否かが判定され、暖機が完了している場合にはステップＳ２３へ進み、暖機が完了していない場合には今回の処理サイクルを終了する。

ステップＳ２３では、エンジン負荷状態が判定され、高負荷状態である場合にはステップＳ２７へ進み、高負荷状態でない場合にはステップＳ２４（Ｓ４）へ進む。前記ステップＳ２７へ進む高負荷領域は、図２３に示すように、横軸をエンジン回転数とし縦軸をエンジン負荷とする吸気弁の作動角マップにおいて、所定負荷以上の領域で示されている。

ステップＳ２４（Ｓ４）では、可変動弁機構Ｂの吸気弁２７が開かれている作動角（クランク角度）が設定角（クランク角度）以下か否かが判定され、設定角度以下である場合にはステップＳ２５（Ｓ３）へ進み、設定角を超えている場合には今回の処理サイクルを終了する。

ステップＳ２５（Ｓ３）では、エンジン回転数が所定回転数ＮＳ以下であるか否かを判定し、所定回転数ＮＳ以下である場合にはステップＳ２６（Ｓ６）へ進み、所定回転数ＮＳを超える場合には今回の処理サイクルを終了する。前記ステップＳ２６へ進む軽負荷低回転領域は、図２３において、（第１実施形態と同様の）点線で示した所定回転数ＮＳ以下の領域である。

前記ステップＳ２６（Ｓ６）では、圧縮上死点ＴＤＣ付近の点火前に液体を高圧で比較的少量に噴射するように設定する。前記ステップＳ２７では、圧縮行程の早い段階において液体を比較的大量に噴射するように設定する。後者の噴射は圧縮行程の早い段階で行われるため、比較的低圧の液体を供給するだけでよい。

この実施例においては、機関の軽負荷・低回転領域においては、圧縮行程終了前後の圧縮上死点付近の点火前に噴射することで、第１実施形態の各実施例と同様に、燃焼室２０内のガス流動を促進し、気化潜熱分の熱量を燃焼室２０壁より回収し、機関の効率向上、燃焼改善を図ることができる。また、機関の高負荷運転領域においては、圧縮行程の早い段階での噴射としているため、噴射された液体の気化によりシリンダ２による圧縮仕事を減少させると共に液体の気化潜熱による燃焼室２０内各壁面の冷却によりノック回避を行うことができる。

図２４に示す第２実施例の内燃機関の燃焼制御装置においては、第１実施例の軽負荷・低回転領域および高負荷運転領域に加えて、機関の中負荷運転領域においても、液体を噴射することにより燃費を向上させるようにしたものである。

即ち、ステップＳ２３により機関の運転領域が高負荷運転領域でないと判定されて進むステップＳ２４において、可変動弁機構Ｂの吸気弁２７作動角が設定角を越える中負荷運転領域と判定された場合に、第１実施例では処理サイクルが終了されていたものであるが、本実施例においてはステップＳ２８へ進み、圧縮上死点ＴＤＣ付近の点火前に液体を高圧で、軽負荷・低回転領域の噴射量と高負荷領域の噴射量との中間量を噴射するように設定する。

したがって、ノッキングが生じやすい高負荷領域では、Ｗ（液体）／Ｆ（燃料）の比率が大とでき、ガス流動が小さい軽負荷・低回転領域では、前記Ｗ／Ｆの比率が小とでき、燃費の向上効果とノック抑制効果とを併せ持つことが可能である。

また、液体の設定圧力は、軽負荷・低回転領域および中負荷領域においては気筒内の圧力に抗して噴射するために高圧（２ＭＰａなど）とし、高負荷領域においては圧縮行程の初期段階であるために低圧としている。このように、機関の運転領域に応じて液体の設定圧力を変更することにより、高負荷時にノック抑制効果を発揮させるよう液体を適切に供給できる一方、軽負荷・低回転領域および中負荷領域にガス流動強化および燃費向上を図るよう液体を適切に供給できる。これらの設定圧力は、液体噴射ポンプ３６に設定する圧力を変化させることにより実現させることができる。

また、液体の噴射時期は、軽負荷・低回転領域および中負荷領域においては圧縮上死点近傍の点火前とし、高負荷領域においては圧縮行程の初期段階としている。このように、機関の運転領域に応じて液体の噴射時期を変更することにより、高負荷時においては液体の気化によりシリンダ２による圧縮仕事を減少させ且つ液体の気化潜熱によるノック回避効果を発揮させるよう液体を適切に供給できる一方、軽負荷・低回転領域および中負荷領域においてはガス流動の強化と、気化潜熱分の熱量を燃焼室壁より回収による機関の効率向上、燃焼改善を図るよう液体を適切に供給できる。

本実施形態においては、第１実施形態における効果（ア）〜（コ）に加えて以下に記載した効果を奏することができる。

（サ）制御手段としてのコントローラ３０により、運転状態が高負荷領域であると判定した場合には、前記液体噴射手段Ｃを作動させて、圧縮行程初期に燃焼室２０内に液体を噴射するよう制御することにより、噴射された液体の気化によりシリンダ２による圧縮仕事を減少させると共に液体の気化潜熱による燃焼室２０内各壁面の冷却によりノック回避を行うことができる。

（シ）制御手段としてのコントローラ３０により、運転状態が軽負荷・低回転領域および高負荷領域でない中負荷領域であると判定した場合には、前記液体噴射手段Ｃを作動させて圧縮行程終期の点火前の燃焼室２０内に液体を噴射するよう制御することにより、機関の軽負荷・低回転領域における燃焼室２０内のガス流動を促進し、気化潜熱分の熱量を燃焼室壁より回収し、機関の効率向上、燃焼改善を図ること、高負荷運転領域における噴射された液体の気化によりシリンダ２による圧縮仕事を減少させると共に液体の気化潜熱による燃焼室内各壁面の冷却によりノック回避を行うことに加えて、中負荷運転領域においても、液体を噴射することにより燃費を向上させることができる。

（ス）制御手段としてのコントローラ３０により、運転状態が高負荷領域であると判定した場合における前記液体噴射手段Ｃの液体の設定圧を比較的低圧に設定し、軽負荷・低回転領域若しくは中負荷領域と判定した場合における前記液体噴射手段Ｃの液体の設定圧を比較的高圧に設定することにより、機関の運転領域に応じて液体の設定圧力を変更して、高負荷時にノック抑制効果を発揮させるよう液体を適切に供給できる一方、軽負荷・低回転領域および中負荷領域にガス流動強化および燃費向上を図るよう液体を適切に供給できる。

（セ）制御手段としてのコントローラ３０により、前記液体噴射手段Ｃの液体の噴射量を機関の負荷状態に応じて増減させることにより、ノッキングが生じやすい高負荷領域では、Ｗ（液体）／Ｆ（燃料）の比率が大とでき、ガス流動が小さい軽負荷・低回転領域では、前記Ｗ／Ｆの比率が小とでき、燃費の向上効果とノック抑制効果とを併せ持つことが可能である。

本発明の一実施形態を示す内燃機関の燃焼制御装置のシステム構成図。 同じく可変圧縮比機構の制御軸の偏心カム部（Ａ）および軸受部（Ｂ）の断面図。 内燃機関の燃焼制御装置における燃焼室の概略図。 液体噴射機構の概略図。 可変動弁機構のリフト・作動角可変機構の作動結果を示す可変特性図。 可変動弁機構の機関負荷状態（Ａ）〜（Ｃ）における作動状態を示す説明図。 液体噴射機構の制御ルーチンを示すフローチャート。 横軸をエンジン回転数とし縦軸をエンジン負荷とする吸気弁の作動角マップ。 横軸を吸気弁の開弁時期ＩＶＯとし縦軸を吸気弁の閉弁時期とした等トルク線図。 給排気弁、燃料噴射、液体噴射、点火の各タイミングを、燃焼室内の点火栓近傍のガス運動エネルギの変化と共に示すタイムチャート。 燃焼室内でのガス流動状態を示す状態図。 図１１に続く燃焼室内でのガス流動状態を示す状態図。 図１２に続く燃焼室内でのガス流動状態を示す状態図。 図１３に続く燃焼室内でのガス流動状態を示す状態図。 第２実施例の内燃機関の燃焼制御装置における吸気弁作動角マップ。 第３実施例の内燃機関の燃焼制御装置におけるサブルーチンを示すフローチャート。 第３実施例の内燃機関の燃焼制御装置における吸気弁の閉弁時期マップ。 第４実施例の内燃機関の燃焼制御装置におけるサブルーチンを示すフローチャート。 第５実施例の内燃機関の燃焼制御装置におけるサブルーチンを示すフローチャート。 第６実施例の内燃機関の燃焼制御装置を示す斜視図。 第７実施例の内燃機関の燃焼制御装置を示す断面図。 本発明の第２実施形態の第１実施例を示す内燃機関の燃焼制御装置の液体噴射機構の制御ルーチンを示すフローチャート。 図２２の液体噴射制御により実現される噴射領域を示す特性図。 本発明の第２実施形態の第２実施例を示す内燃機関の燃焼制御装置の液体噴射機構の制御ルーチンを示すフローチャート。 図２２の液体噴射制御により実現される噴射領域を示す特性図。

符号の説明

Ａ 可変圧縮比機構
Ｂ 可変動弁機構
Ｃ 液体噴霧機構
１ シリンダブロック
２ シリンダ
３ ピストン
４ ピストンピン
５ アッパーリンク
６ ロアリンク
７ クランク軸
８ クランクピン
１１ コントロールリンク
１２ 制御軸
３０ 制御手段としてのエンジンコントローラ

Claims (16)

1. 吸気弁の少なくとも閉弁時期を変更することで吸気量を調整する可変動弁機構と、
   運転状態から目標吸気量を求め、目標吸気量に従って前記可変動弁機構を制御する吸気量制御手段と、
   水を主成分とする液体を燃焼室内へ噴射可能な液体噴射手段と、
   前記目標吸気量が予め設定した設定値以下となる運転状態と判定される場合に、前記液体噴射手段を作動させて燃焼室内に液体を噴射するよう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燃焼制御装置。
2. 前記目標吸気量が予め設定した設定値以下となる運転状態であるとの判定は、吸気弁の閉弁時期が予め設定した所定時期より進角して設定される場合であることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の燃焼制御装置。
3. 前記目標吸気量が予め設定した設定値以下となる運転状態であるとの判定は、圧縮上死点近傍から開き始める吸気弁の開弁期間が予め設定した所定期間より短く設定される場合であることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の燃焼制御装置。
4. 前記制御手段は、目標吸気量が予め設定した設定値以下となる運転状態と判定され且つ機関の回転数が予め設定した所定の回転数以下となる場合に、前記液体噴射手段を作動させて圧縮行程終期の点火時期近傍に燃焼室内に液体を噴射するよう制御することを特徴とする請求項１から請求項３のいずれか一つに記載の内燃機関の燃焼制御装置。
5. 前記制御手段は、暖機終了後の機関に対して前記液体噴射手段を作動可能とすることを特徴とする請求項１から請求項４のいずれか一つに記載の内燃機関の燃焼制御装置。
6. 前記液体噴射機構による液体噴射の開始時期は、圧縮行程終期の点火時期近傍であることを特徴とする請求項１から請求項５のいずれか一つに記載の内燃機関の燃焼制御装置。
7. 前記液体噴射機構による液体噴射の噴射方向は、燃焼室内のガス流動と同じガス流動方向となる方向に設定されていることを特徴とする請求項１から請求項６のいずれか一つに記載の内燃機関の燃焼制御装置。
8. 前記液体噴射機構による液体噴射の噴射方向は、ピストン冠面を指向していることを特徴とする請求項１から請求項６のいずれか一つに記載の内燃機関の燃焼制御装置。
9. 前記液体噴射機構による液体噴射の噴射方向は、点火栓を避けた燃焼室上面、下面、若しくはシリンダ周壁面を指向していることを特徴とする請求項７または請求項８のいずれかに記載の内燃機関の燃焼制御装置。
10. 前記制御手段は、液体噴射機構の液体貯蔵量が予め設定した貯蔵量以下である場合に、前記液体噴射手段を非作動とし、前記目標吸気量が予め設定した設定値以下となる運転状態と判定される場合に、前記可変動弁機構の吸気弁の閉時期を、前記液体噴射手段を作動させる場合に対して遅角設定することを特徴とする請求項１から請求項９のいずれか一つに記載の内燃機関の燃焼制御装置。
11. 機関の圧縮比を変更する可変圧縮比機構と、運転状態から目標圧縮比を求め、目標圧縮比に従って前記可変圧縮比機構を制御する圧縮比制御手段と、を備え、
    前記制御手段は、前記目標圧縮比と前記可変圧縮比機構で実現されている実圧縮比との乖離に応じて前記液体噴射手段より噴射する液体量を増減させることを特徴とする請求項１から請求項１０のいずれか一つに記載の内燃機関の燃焼制御装置。
12. 前記制御手段は、前記可変圧縮比機構で実現されている実圧縮比が予め設定した基準とする圧縮比より高い場合には、液体噴射手段より噴射する液体量を増量させることを特徴とする請求項１１に記載の内燃機関の燃焼制御装置。
13. 前記制御手段は、運転状態が高負荷領域であると判定した場合には、前記液体噴射手段を作動させて、圧縮行程初期に燃焼室内に液体を噴射するよう制御することを特徴とする請求項１から請求項１２のいずれか一つに記載の内燃機関の燃焼制御装置。
14. 前記制御手段は、運転状態が軽負荷・低回転領域および高負荷領域でない中負荷領域であると判定した場合には、前記液体噴射手段を作動させて圧縮行程終期の点火時期近傍の燃焼室内に液体を噴射するよう制御することを特徴とする請求項１３に記載の内燃機関の燃焼制御装置。
15. 前記制御手段は、運転状態が高負荷領域であると判定した場合における前記液体噴射手段の液体の設定圧を比較的低圧に設定し、軽負荷・低回転領域若しくは中負荷領域と判定した場合における前記液体噴射手段の液体の設定圧を比較的高圧に設定することを特徴とする請求項１３または請求項１４に記載の内燃機関の燃焼制御装置。
16. 前記制御手段は、前記液体噴射手段の液体の噴射量を機関の負荷状態に応じて増減させることを特徴とする請求項１から請求項１５のいずれか一つに記載の内燃機関の燃焼制御装置。