JP2008175078A - エンジンの水噴射制御方法及び水噴射制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】圧縮比可変機構と水噴射とを最適に組み合せ、ピストンの上死点近傍の動きを遅くすることで水の蒸発による圧力上昇の遅れによる膨張仕事での回収効率の悪化を大幅に改善し、かつピストンの上死点近傍の動きを遅くすることによる冷却損失の増大も防止し得るエンジンの水噴射制御方法を提供する。
【解決手段】シリンダ内を往復動するピストン（９）を有するエンジンにおいて、燃焼室（６１）内にする水噴射を行なう水噴射装置（７２）を有し、前記ピストン（９）のストローク特性として上下死点での加速度が略同一となるように設定するかまたは上死点側での加速度が下死点側での加速度より小さくなるように設定し、かつ前記水噴射装置（７２）より少なくとも前記ピストン上死点前の圧縮行程で前記燃焼室（６１）内への水噴射を開始する。
【選択図】図１３

Description

本発明は往復動ピストンを有するエンジン（内燃機関）の水噴射制御方法及び水噴射制御装置、特に燃費向上技術に関する。

従来エンジンに水噴射を行う例は、特許文献１のようなものがある。この公知例では断熱エンジンにおいて、燃焼開始前に高温の燃焼室（ピストンなど）に水噴射を行い、壁面から水が受熱して蒸発する水の圧力エネルギーを膨張行程で回収することにより、熱効率を向上させることを狙いとしている。また、水噴射による冷却効果により、対ノック性も向上する効果も狙いとしている。
２８４１５５１号特許公報

水が燃焼室の内壁面あるいは燃焼ガスから受ける熱が不十分であると、膨張行程において水の圧力エネルギーを回収する量が減少して、熱効率の向上効果が十分得られないという問題がある。

本発明は、シリンダ内を往復動するピストン（９）を有するエンジンにおいて、燃焼室（５１）内に水噴射を行なう水噴射装置（５２）を有し、前記ピストン（９）のストローク特性として上下死点での加速度が略同一となるように設定するかまたは上死点側での加速度が下死点側での加速度より小さくなるように設定し、かつ前記水噴射装置（５２）より少なくとも前記ピストン上死点前の圧縮行程で前記燃焼室（５１）内への水噴射を開始する。

本発明によれば、ピストン（９）のストローク特性として上下死点での加速度が略同一となるように設定するかまたは上死点側での加速度が下死点側での加速度より小さくなるように設定するので、ピストン（９）の上死点近傍の動きを遅くすることができ、これにより、水の蒸発による圧力上昇の遅れによる膨張仕事での回収効率の悪化を大幅に改善することができる。本来、ピストン（９）の上死点近傍の動きを遅くすると、冷却損失が増えるところであるが、本発明によれば、少なくとも前記ピストン上死点前の圧縮行程で前記燃焼室（５１）内への水噴射を開始するので、燃焼室を区画する燃焼室壁面に水膜が形成され、この水膜で断熱が行われる。従って、ピストン（９）の上死点近傍の動きを遅くしても冷却損失が増えることがない。それどころか、十分に水を蒸発させることができるようになって、膨張仕事での熱回収効率を大幅に改善することができるようになるのである。

このように本発明によれば、ピストン（９）の上死点近傍の動きを遅くすることで水の蒸発による圧力上昇の遅れによる膨張仕事での回収効率の悪化を大幅に改善することができることに加えて、ピストン（９）の上死点近傍の動きを遅くすることによる冷却損失の増大も防止できるという相乗効果が得られる。

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。

図１はエンジンの水噴射制御方法を適用する複リンク型レシプロ式エンジンの概略構成図である。

このエンジンは圧縮比可変機構、具体的にはピストン行程を変化させて圧縮比を変更する機構を備えている。なお、圧縮比可変機構を備えるこのエンジンは、本出願人が先に提案したものであるが、例えば特開２００１−２２７３６７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。

クランクシャフト２には、エンジン本体の一部を構成するシリンダブロック１内の主軸受（図示しない）に回転可能に支持されるクランクジャーナル３が各気筒毎に設けられている。各クランクジャーナル３は、その軸心Ｏがクランクシャフト２の軸心（回転中心）と一致しており、クランクシャフト２の回転軸部を構成している。

また、クランクシャフト２は、軸心Ｏから偏心して各気筒毎に設けられたクランクピン４と、クランクピン４をクランクジャーナル３へ連結するクランクアーム４ａと、軸心Ｏに対してクランクピン４と反対側に配置され、主としてピストン運動の回転１次振動成分を低減するカウンターウェイト４ｂとを有している。クランクアーム４ａとカウンターウェイト４ｂとは、この実施形態では一体的に形成されている。

そして本実施形態では、各気筒毎に形成されたシリンダ１０に摺動可能に嵌合するピストン９と、上記のクランクピン４とが、複数のリンク部材、すなわちアッパーリンク６（第１のリンク）とロアーリンク５（第２のリンク）とにより機械的に連携されている。アッパーリンク６の上端側は、ピストン９に固定的に設けられたピストンピン８（第１のピン）に、軸心Ｏｃ周りに相対回転可能に外嵌している。また、アッパーリンク６の下端側とロアーリンク５の、ほぼ二等分された一方の本体５ａとは、両者を挿通する連結ピン７（第２のピン）によって、軸心Ｏｄ周りに相対回転可能に連結されている。

ロアーリンク５は、クランクピン４を狭持するように、２つの本体５ａ、５ｂを取付けて構成されており、この狭持部分でクランクピン４と軸心Ｏｅ周りに相対回転可能に装着されている。ほぼ２等分された他方のロアーリンク本体５ｂと制御リンク１１（第３のリンク）の上端側とは、両者を挿通する連結ピン１２（第３のピン）によって軸心Ｏｆ周りに相対回転可能に連結されている。

この制御リンク１１の下端側は、シリンダブロック１に回動可能に支持される、偏心カム部１４を有する制御軸１３に、その軸心Ｏｂ（シリンダブロックに設けられた支点）周りに揺動可能に外嵌，支持されている。すなわち、制御軸１３の外周には偏心カム部１４が回転可能に設けられており、偏心カム部１４の軸心Ｏａは、制御軸１３の軸心Ｏｂに対して所定量偏心している。この偏心カム部１４は、ウォームギア１５を介して圧縮比制御アクチュエータ１６によって、機関の運転状態に応じて回動制御されるとともに、任意の回動位置で保持されるようになっている。

このような構成により、クランクシャフト２の回転に伴って、クランクピン４，ロアーリンク５，アッパーリンク６及びピストンピン８を介してピストン９がシリンダ１０内を昇降するとともに、ロアーリンク５に連結する制御リンク１１が、下端側の揺動軸心Ｏｂを支点として揺動する。

また、上記の圧縮比制御アクチュエータ１６により偏心カム部１４を回動制御することにより、制御リンク１１の揺動軸心となる制御軸１３の軸心Ｏｂが偏心カム部１４の軸心Ｏａ周りに回転し、つまり制御リンク１１の揺動中心位置Ｏｂが機関本体（及びクランクシャフト回転中心Ｏ）に対して移動する。これにより、ピストン９の行程が変化して、エンジンの各気筒の圧縮比が可変制御される。参考として、図２に、ピストン上死点位置における３つのリンク６、５、１１の姿勢を模式的に示すと、図２左側は高圧縮比位置での、図２右側は低圧縮比位置での各リンク姿勢である。

この圧縮比可変機構の最大の特長は制御軸１３（コントロールシャフト）の角位置制御により、ピストン９の上死点位置（燃焼室容積）を変えられる点に有り、いわゆる圧縮比可変機構としての機能を発揮する。また、図３に示すように、ピストンストローク特性が単振動に近づけられるため、上下死点での加速度が略同一となり、バランサシャフトが不要（４気筒）となるような振動低減効果がある。あるいはピストンストローク特性として、上死点側のピストン加速度が下死点側のピストン加速度よりも小さくなるような設定が可能となる。このようなピストン加速度特性は、前述のような複数のリンク部材からなるマルチリンク機構であれば得られるものであって、圧縮比（ピストン上死点位置）を可変とするか否かに依るものではない。このようなピストンストローク特性は、単一のコンロッドによりクランクシャフトをピストンが連結された従来の一般的なエンジンに比べて、上死点近傍のピストン滞在時間を長くすることになっている。

図４は、圧縮比制御システムの概略構成図である。エンジンの負荷と回転速度の信号が入力されるエンジンコントロールユニット３９では、その入力されるエンジンの負荷と回転速度から目標圧縮比のマップ５１を参照することにより、そのときの負荷と回転速度に応じた目標圧縮比を算出し、その算出した目標圧縮比が得られるように、圧縮比アクチュエータ１６に与える制御量（圧縮比可変機構への駆動量）を制御する。なお、エンジンはガソリンエンジンであるため、エンジンコントロールユニット３９では、点火進角制御装置５２を介して所定のタイミングで燃料室内の混合気に対して火花点火を実行する。また、燃焼室に臨んで水噴射弁６２が設けられているが、このときには図４は圧縮比可変機構に水噴射を組み合わせた第１実施形態の制御システムの概略構成図となる。これについては後述する。

図５は目標圧縮比のマップ内容を示すものである。図５に示したように、低負荷になるほど燃費の向上を狙い目標圧縮比として最大で２２を設定している。ノックの発生しやすい全負荷領域になると、目標圧縮比として最低の１０を設定する。

次に、図６はミラーサイクルに対してさらに圧縮比可変機構を有するエンジンを組み合わせた全体の制御システムの概略構成図である。圧縮比可変機構を有するエンジンは図１、図４に示したものと同じであるので、その説明は省略する。

ミラーサイクルを実現するための可変動弁機構は、図７、図８に示したように、吸気弁のリフトを変化させ得るリフト可変機構２１と、吸気弁が最大リフトを迎えるクランク角度位置（この吸気弁のクランク角度位置を、以下「吸気弁のリフト中心角」という。）の位相（図１に示したクランクシャフト２に対する位相）を進角側もしくは遅角側に変化させ得る位相可変機構４１（吸気弁閉時期可変機構）とが組み合わされて構成されている。このうち、図７はリフト可変機構２１及び位相可変機構４１の概略斜視図である。

図８はリフト可変機構２１の概略断面図である。ここで、図８上段は吸気弁のゼロリフト時に、後述する揺動カム２９が最小揺動時と最大揺動時とでどのような位置にあるのか、また図８下段は吸気弁のフルリフト時に、後述する揺動カム２９が最小揺動時と最大揺動時とでどのような位置にあるのかをそれぞれ示している。ここで、吸気弁のゼロリフトとは、吸気弁３１がリフトしない（つまり吸気弁のリフトはゼロ）ことを、また吸気弁のフルリフトとは、吸気弁３１が最大のリフトとなることをいう。

なお、この可変動弁機構は、本出願人が先に提案したものであるが、例えば特開２００２−２５６９０５号、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。

まず、リフト可変機構２１を説明する。リフト可変機構２１は、シリンダヘッド（図示しない）に摺動自在に設けられる吸気弁３１と、シリンダヘッド上部のカムブラケット（図示しない）に回転自在に支持される駆動軸２２と、この駆動軸２２に、圧入等により固定される偏心カム２３と、上記駆動軸２２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共に駆動軸２２と平行に配置される制御軸３２と、この制御軸３２の偏心カム部３８に揺動自在に支持されるロッカアーム２６と、吸気弁３１の上端部に配置されているバルブリフタ３０に当接する揺動カム２９とを備えている。上記偏心カム２３とロッカアーム２６とはリンクアーム２４によって、またロッカアーム２６と揺動カム２９とはリンク部材２８よってそれぞれ連係されている。

なお、図７には１気筒当たり２つの吸気弁を備える多気筒内燃機関のうち一気筒分で代表させて示している。従って、吸気弁３１とバルブリフタ３０と揺動カム２９とが２つずつ描かれている。

上記の駆動軸２２は、後述するように、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図１に示したエンジンのクランクシャフト２によって駆動されるものである。

円形外周面を有する上記偏心カム２３はその外周面の中心が駆動軸２２の軸心から所定量だけオフセットされ、偏心カム２３の外周面にリンクアーム２４の環状部が回転可能に嵌合している。

上記のロッカアーム２６は、略中央部が上記偏心カム部３８によって揺動可能に支持され、その一端部（図８上段左側の図において右端部）に連結ピン２５を介して上記リンクアーム２４のアーム部が連係し、他端部（図８上段左側の図において左端部）に連結ピン２７を介して上記リンク部材２８の上端部がそれぞれ連係している。上記偏心カム部３８は、制御軸３２の軸心から偏心し、従って制御軸３２の回転角度位置に応じてロッカアーム２６の揺動中心が変化することとなる。

上記の揺動カム２９は、駆動軸２２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３７を介して上記リンク部材２８の下端部が連係している。この揺動カム２９の下面には、駆動軸２２と同心状の円弧をなす基円面と、その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２９の揺動位置に応じてバルブリフタ３０の上面に当接している。すなわち、上記基円面はベースサークル区間として、吸気弁３１のリフト量（及び吸気弁の作動角）がゼロとなる区間であり、揺動カム２９が揺動してカム面がバルブリフタ３０に接触すると、徐々に吸気弁３１が下方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ンプ区間が設けられている。

上記の制御軸３２は、図７に示すように、一端部に設けられたリフト制御用アクチュエータ３３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。このリフト制御用アクチュエータ３３は、例えば制御軸３２の後端部に設けられている部材３４の一部であって制御軸３２の軸心から所定量オフセットされた位置より突出するピン３４ａと、プランジャ３５ｂの先端に設けられたくちばし状の爪３５ａとの係合を介して、制御軸３２を回転させる油圧アクチュエータ３５と、この油圧アクチュエータ３５への供給油圧を制御する第１油圧装置（例えば油圧制御弁）３６とからなり、第１油圧装置３６は、エンジンコントロールユニット３９からの制御信号によって制御される。なお、制御軸３２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。

このリフト可変機構２１の作用は次のようなものである。

駆動軸２２がクランクシャフト２により回転すると、偏心カム２３のカム作用によってリンクアーム２４が上下動し、これに伴ってロッカアーム２６が揺動する。このロッカアーム２６の揺動は、リンク部材２８を介して揺動カム２９へ伝達され、この揺動カム２９が揺動する。この揺動カム２９のカム作用によって、バルブリフタ３０が押圧され、吸気弁３１が下方にリフトする。

ここで、リフト制御用アクチュエータ３３を介して制御軸３２の回転角度が変化すると、ロッカアーム２６の初期位置が変化し、ひいては揺動カム２９の初期揺動位置が変化する。

例えば、図８上段にも示したように、偏心カム部３８が図の上方へ位置している場合には、ロッカアーム２６は全体として上方へ位置し、揺動カム２９の連結ピン３７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２９の初期位置は、そのカム面がバルブリフタ３０から離れる方向に傾く（図８上段の左側参照）。従って、駆動軸２２の回転に伴って揺動カム２９が揺動した際に、基円面が長くバルブリフタ３０に接触し続け、カム面がバルブリフタ３０に接触する期間は短い。従って、吸気弁３１のリフト量が全体として小さくなり（図８上段の右側参照）、かつ吸気弁３１の開時期から閉時期までのクランク角度区間（つまり吸気弁の作動角）も縮小する。

この逆に、図８下段にも示したように、偏心カム部３８が図の下方へ位置している場合には、ロッカアーム２６は全体として下方へ位置し、揺動カム２９の連結ピン３７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２９の初期位置は、そのカム面がバルブリフタ３０に近付く方向に傾く（図８下段の左側参照）。従って、駆動軸２２の回転に伴って揺動カム２９が揺動した際に、バルブリフタ３０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、吸気弁３１のリフト量が全体として大きくなり（図８下段の右側参照）、かつ吸気弁の作動角も拡大する。

上記の偏心カム部３８の初期位置は連続的に変化させ得るので、これに伴って、吸気弁３１のバルブリフト特性は連続的に変化する。つまり、図９に示したように吸気弁３１のリフト（吸気弁３１のリフト量及び吸気弁３１の作動角）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、吸気弁３１のリフト量及び吸気弁３１の作動角の大小変化に伴い、吸気弁３１の開時期と閉時期とがほぼ対称に変化する。

次に、位相可変機構４１は、図７に示すように、上記の駆動軸２２の前端部に設けられるスプロケット４２と、このスプロケット４２と上記駆動軸２２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４３とから構成されている。上記スプロケット４２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、図１に示したクランクシャフト２に連動している。

上記位相制御用アクチュエータ４３は、例えば油圧式の回転型アクチュエータ４４と、この油圧アクチュエータ４４への供給油圧を制御する第２油圧装置（例えば油圧制御弁）４５とからなり、第２油圧装置４５は、エンジンコントロールユニット３９からの制御信号によって制御される。この位相制御用アクチュエータ４３の作用によって、スプロケット４２と駆動軸２２とが相対的に回転し、吸気弁３１のリフト中心角がクランク角に対して遅れたり進んだりする。つまり、吸気弁３１の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、このときの進角側や遅角側への各変化も、連続的に得ることができる。この位相可変機構４１の制御状態は、駆動軸２２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。

なお、リフト可変機構２１ならびに位相可変機構４１の制御としては、制御軸センサ、駆動軸センサの各センサの検出値に基づくクローズドループ制御に限らず、運転条件に応じて単にオープンループ制御するだけでもかまわない。

上記のバルブリフタ３０は、公知の油圧式バルブクリアランス調整機構を内蔵しており、実質的にバルブクリアランスが常にゼロに維持される。

このようなリフト可変機構２１と位相可変機構４１とからなる可変動弁機構を備えた本発明のエンジンは、スロットル弁に依存せず、吸気弁３１の開閉を制御することによって吸入空気量が制御される。なお、実用エンジンでは、ブローバイガスの還流等のために吸気系に若干の負圧が存在していることが好ましいので、図示していないが、吸気通路の上流側に、スロットル弁に代えて、負圧生成用の適宜な絞り機構を設けることが望ましい。

さて、上記のリフト可変機構２１によれば、原理的に図９に示すように吸気弁３１の閉時期の変化に伴い、吸気弁３１の開時期も変化する（吸気弁３１の閉時期を早めると、吸気弁３１の開時期が遅れる）特性となるため、位相可変機構４１と組み合わせて用いることにより、任意のクランク角度位置における吸気弁３１の開閉制御が可能となっている。

そこで、リフト可変機構２１及び位相可変機構４１からなる可変動弁機構を用いて、低負荷時に吸気弁閉時期を制御することにより、吸気弁３１の作動角を吸気弁閉時期が固定されているエンジンの場合（図１０（Ｃ）参照）より大幅に縮小し、図１０（Ｂ）に示すように吸気弁３１の閉時期を早め、吸気行程の半ばに吸入を停止して下死点ＢＤＣ前後では吸気を膨張・圧縮させることにより、実際に有効な吸入ストロークを変化させ、吸入時の吸気圧力を有効ストロークに略反比例させる形で大気圧に近づけ、ポンプ損失の低減を図るのがミラーサイクルであり、既に良く知られている。

このとき、吸気弁３１の閉時期が下死点ＢＤＣよりも大幅に早くなるため、シリンダ内の吸気は吸入行程にも拘わらず、下死点ＢＤＣまで断熱膨張をすることになり、シリンダ内圧力の低下に伴い、図示しないシリンダ内温度も低下する。下死点ＢＤＣを過ぎると圧縮行程が開始するが、断熱膨張が開始したシリンダ内圧力までは断熱膨張、圧縮に近く、単なるシリンダ内圧力の復帰に過ぎないから、シリンダ内圧力の復帰時点から圧縮が実際には開始することになる。そのため、実圧縮比としては吸気弁閉時期が早まるにつれて大幅に低下する。この実圧縮比の低下は圧縮上死点ＴＤＣでの大幅なシリンダ内混合気温度の低下を伴うため、そのままでは燃焼状態が悪化し、燃焼速度が低下する。このため、ポンプ損失が低下したほどには燃費の改善効果が得られない（図１０（Ａ）参照）。

なお、図１０（Ａ）には吸気弁閉時期を、図１０（Ｃ）のように下死点ＢＤＣより遅角側の時期に固定しているエンジンの場合のＰＶ曲線と、図１０（Ｂ）のように可変動弁機構を用いて吸気弁閉時期を下死点ＢＤＣよりも早めたエンジンの場合のＰＶ曲線とを重ねて示しており、可変動弁機構を用いて吸気弁閉時期を早めたときにはポンプ損失が低減される一方で、圧縮温度が低下して燃焼状態が悪化する。つまり、ポンプ損失の低減と、圧縮温度低下による燃焼悪化とはトレードオフの関係に立っている。

そこで、可変動弁機構を用いて吸気弁３１の閉時期を早めた場合にも、ポンプ損失の低減効果が損なわれないようにするため、図１に示した圧縮比可変エンジンを用いて、低負荷時に圧縮比を高くする一方、熱負荷の高い条件で圧縮温度が上昇しノッキングが発生することが懸念されるため高負荷時に圧縮比を下げることとする。つまり、図６に示したようにミラーサイクルに圧縮比可変機構を有するエンジンを組み合わせた全体としても、図５に示した目標圧縮比のマップを用いることができる。

さて、図１または図６の全体構成において圧縮比可変機構を用いて低負荷時にピストンの上死点位置を持ち上げ燃焼室高さを低くすると高圧縮比が得られるものの燃焼室が扁平となり、冷却損失が顕著に増大する問題がある（図１１参照）。また、特に吸気弁の閉時期を可変制御することにより、吸気量（吸入空気量）を制御するミラーサイクルエンジン（あるいはノンスロットルエンジン）においては、吸気量の少ない低負荷時に実圧縮比が低下する（吸気弁閉時期が下死点から遠くなる）ため、幾何学的な圧縮比を高く設定できる制約は減るが、その分燃焼室がさらに扁平となるため冷却損失が増大し、高膨張比によって得られる熱効率向上効果のかなりの部分を相殺する問題がある。

そこで本発明では、図４に示した圧縮比可変機構を有するエンジンを前提として、また図６に示したようにミラーサイクルに圧縮比可変機構を有するエンジンを組み合わせたものを前提として、燃焼室壁面（例えばピストン冠面）を水膜で覆い、冷却損失の大半が発生する燃焼期間中（上死点近傍）に、本来、冷却損失として失われる熱により水を気化させ、その後の膨張行程でこの気化した蒸気の圧力エネルギーを仕事として回収し、熱効率を向上させることとする。

ここで、「実圧縮比」、「幾何学的な圧縮比」が出てきたので、圧縮比の用語について整理しておく。まず、「圧縮比」とは次式により定義される値のことである。

圧縮比＝（下死点位置での燃焼室容積）／（上死点位置での燃焼室容積）
…（１）
一方、「実圧縮比」とは次式により定義される値のことである。

実圧縮比＝（吸気弁閉時期での燃焼室容積）／（上死点位置での燃焼室容積）
…（２）
図１、図２で説明したように圧縮比可変機構ではピストン９の上死点位置を変えられるのであるから、圧縮比可変機構によれば（１）式の「圧縮比」を変え得ることとなる。また、図７〜図１０で説明したように可変動弁機構では吸気弁閉時期を変えられるのであるから、可変動弁機構によれば（２）式の「実圧縮比」を変え得ることとなる。「実圧縮比」と区別したいときに「圧縮比」を特に「幾何学的な圧縮比」と記載している。従って、「幾何学的な圧縮比」とは（１）式の「圧縮比」と同じものである。単に「圧縮比」というときは「幾何学的な圧縮比」を意味している。また、「膨張比」という用語も用いているが、これは膨張行程に着目しているからで、「（排気弁開時期での燃焼室容積）／（上死点位置での燃焼室容積）」のことである。

従来エンジンに水噴射を行なう考え方は第１公知例（特開平３−１１５７３０号公報参照）により公知であり、この第１公知例では断熱エンジンにおいて、燃焼開始前に高温の燃焼室（ピストンなど）に水噴射を行い、燃焼室壁面から水が受熱して蒸発する水の圧力エネルギーを膨張行程で回収することにより、熱効率を向上させることを狙いとしている。また、水噴射による冷却効果により、対ノック性を向上する効果も狙いとしている。

一方、燃焼開始前の燃焼室壁面からの受熱による水の気化だけでなく、燃焼期間中も水膜を保持し、燃焼期間中に燃焼ガスからの熱流速を吸収し（燃焼室壁面に伝熱させない）、気化潜熱として回収し、速やかに膨張仕事に変換する、といったいわば水膜による断熱機能については第２公知例（実開昭６３−２８３６号公報参照）により公知である。

本発明ではこのような２つの公知例の記載する効果も得られるが、以下のように新たな観点、新たな機能の組み合わせ、つまり圧縮比可変機構と水噴射との最適な組合せによる相乗効果を狙いとしている。
（１）ピストン９の上死点近傍の動きを遅くすることにより、圧力並びに温度の高い状態で水を蒸発させるための時間を長く確保し、かつ膨張行程における燃焼室内圧力を高圧下に維持することができるので、水の蒸発による圧力上昇の遅れによる膨張仕事での回収効率の悪化（従来の課題）を大幅に改善することができる。本来、ピストン９の上死点近傍の動きを遅くすると、従来エンジンでは冷却損失が増えるという弊害が生じるところであるが、図１４で後述するところの本発明における水膜断熱を行うことにより、その弊害は大幅に減少するため、相乗効果が得られる。
（２）水の気化で得られた圧力エネルギーを回収するには、高膨張比が極めて有効であるが、ここでは高膨張比の時に必然的に上死点におけるピストン冠面位置が高くなることに着目している。すなわち、後述する図１３の左側に示したように燃焼室側方からピストン冠面に沿って水噴霧を広げることにより、上死点近傍のピストン滞在期間の初期に、水膜の形成を効率よく行なうことができる。
（３）高負荷の低圧縮比時にはピストン冠面位置が下がる。これにより、後述する図１３の右側に示したように水噴射の噴霧は燃焼室中央よりに広がり、燃焼火炎を冷やしてノック防止効果が得られるため、その分圧縮比低下要求を緩和することができる（熱効率低下の防止）。
（４）ミラーサイクルにおいて、低負荷時のポンプ損失低減時に、低下する実圧縮比により悪化する燃焼の問題に対しては、基本的に圧縮比可変機構との組み合わせがあり、これは前述したところである。しかしながら、ミラーサイクルでは実圧縮比が低いため、ノッキングの制約が少なく幾何学的な圧縮比がかなり高くできるため、結果的に燃焼室がさらに扁平となり、冷却損失が顕著に増大する問題がある。本発明はこのような高圧縮比、扁平燃焼室での燃焼時の冷却損失増大を、上記（１）、（２）に示した水膜による断熱によって抑制する効果により、燃費向上限界を拡大する効果が大きい。

ここで、ピストン９の上死点近傍の動きを遅くするため、ピストンストローク特性としては上下死点での加速度が略同一となるように圧縮比可変機構を設定する。これにより従来はピストンの上死点滞在時間が下死点に比べ約半分だったのが、下死点と同等の滞在時間に延長できる。ただし、ピストンストローク特性はこの場合に限られるものでない。例えば上死点側での加速度が下死点側での加速度より小さくなるように圧縮比可変機構を設定してもかまわない。

以下、燃焼室内への水噴射について具体的に説明する。

上記図４は圧縮比可変機構に水噴射を組み合わせた第１実施形態の制御システムの概略構成図である。水噴射は水噴射弁６２（水噴射装置）を用いて燃焼室６１に直接行う。

図１２は燃焼室６１への水噴射構成の詳細図である。ペントルーフ型の燃焼室６１の天井に噴射軸（噴射方向）が鉛直下方となるように水噴射弁６２（水噴射装置）を設けており、この水噴射弁６２から上死点近傍で（つまり至近距離で）、円盤状キャビティ６４を有するピストン冠面９ａに向けて水膜を形成するための水噴射を行なう。

水噴射弁６２からの水噴霧形状は円錐状である。このため、水噴射弁６２からの水噴霧は、図１２左側に示したように円錐状の水噴霧６３となって円盤状キャビティ６４の全体に拡がり円盤状キャビティ６４表面に付着した水噴霧が水膜を形成する。円盤状キャビティ６４つまりピストン冠面９ａに水膜を形成することにした理由は、ピストン冠面９ａからの燃焼熱の逃げが大きいので、この燃焼熱の逃げを遮断（断熱）するためである。なお、第１実施形態では火花点火を行わせるための点火栓６５は燃焼室６１天井中央からずらせた位置に設けている。

低負荷時には圧縮比可変機構を用いてピストン９の上死点位置を持ち上げ燃焼室高さを低くすることにより高圧縮比を実現している。これを水噴射の観点からみれば、ピストン冠面９ａが持ち上がる高圧縮比時にピストン冠面９ａが水噴射弁６２に近づくのであり、これによってピストン冠面９ａへの水膜形成は圧縮比が固定のエンジン、つまりピストンの上死点位置を持ち上げることのできないエンジンの場合よりも有利となる。

次に、図１３は第２実施形態の燃焼室６１への水噴射構成の詳細図で、図１２と置き換わるものである。第２実施形態は、ピストン冠面９ａに浅皿状キャビティ７１を有するものを対象とするものである。すなわち、浅皿状キャビティ７１を有するピストン冠面９ａに対しては、噴射軸（噴射方向）が図１３において右斜め下に向かうように水噴射弁７２を燃焼室６１の周辺部に設けている。ここで、水噴射弁７２からの水噴霧形状は第１実施例と同じに円錐状であるが、噴霧角は第１実施形態よりも狭くして、水噴射弁７２からの水噴霧が浅皿状キャビティ７１（燃焼室壁面近傍）に沿って広がるようにする。すなわち、図１３左側に示したように、燃焼室周辺部より上死点近傍で浅皿状キャビティ７１（ピストン冠面９ａ）をなめるように水噴射を行わせる。このため、水噴射弁７２からの水噴霧は、図１３左側に示したように浅皿状キャビティ７１を覆う被膜状の噴霧７３となり、浅皿状キャビティ７１表面に付着した燃料噴霧が所定厚さの水膜を形成する。なお、点火栓７５は第２実施形態では燃焼室６１天井中央位置にある。

第２実施形態の水噴射システムでは、点火栓７５による火花点火によって形成される燃焼火炎との干渉を避けることが可能となるため、燃焼が始まって以降も水噴射弁７２からの水噴射を継続することができる。これにより、必要なだけ浅皿状キャビティ７１（ピストン冠面９ａ）の水膜の形成・補充を行なうことができる。つまり、第２実施形態の水噴射システムによれば、第１実施形態よりもさらに水膜形成を効果的に行なうことができるのである。

図１３左側には低負荷の高圧縮比時にどのように水噴射が行われるのかを示したが、図１３右側には高負荷の低圧縮比時にどのように水噴射が行われるのかを示している。高負荷時には圧縮比可変機構によりピストン９の上死点位置を下げることにより低圧縮比を実現している。これを水噴射の観点からみれば、ピストン冠面９ａが下がる低圧縮比時にはピストン冠面９ａが水噴射弁７２からの水噴霧から離れるのであり、このときには図１３右側に示したように、燃焼室６１の中央に向けて水噴射が行われることとなる。従って、浅皿状キャビティ７１に水膜が形成されることはないのであるが、低圧縮比時に燃焼室６１の中央に向けて水噴射を行うのはノック対策である。すなわち、低圧縮比時になると、燃焼温度を下げてノックを抑制するため高圧縮比時よりも早い時期に水噴射を開始する。

このように、第２実施形態では高圧縮比時と低圧縮比時とで水噴射の目的が相違する。つまり高圧縮比時には水膜断熱を目的として水噴射を行い、低圧縮比時にはノック対策を目的として水噴射を行うため、高圧縮比時と低圧縮比時とで水噴射の開始時期と水噴射の期間（水噴射量）とは同じにならない。

ここでは、図１２、図１３によりピストンキャビティ（ピストン冠面）の形状が相違する２つの実施形態を示したが、これらに限られるものでない。燃焼室形状やピストン冠面形状はエンジン仕様に応じて相違するので、ピストン冠面に水膜が形成されるようにエンジン仕様に応じて水噴射弁及び点火栓の配置、水噴射弁からの水噴射方向、水噴霧形状を最適に設定してやればよい。

図１４は水膜による断熱効果の原理を示している。圧縮上死点近傍で燃焼前（つまり点火時期の前）に水をピストン冠面９ａに向けて噴射し、ピストン冠面９ａに水膜を形成すると、
１）水膜（水の液膜層）がピストン９から受熱しその一部が蒸発する。

これは上記第２公知例の効果と同じである。ただし、第１、第２の実施形態のピストン９は断熱ピストンでなく燃焼室６１の壁温が低いので、その効果割合は小さい。また後述するように、第１、第２の実施形態ではピストン９への伝熱量が少なく、また高膨張比によって排気温度が低いためピストン温度が大幅に低くなることから、本発明のコンセプトではこの効果割合は小さいものとなっている。

２）点火栓による火花点火によって燃焼が開始すると、燃焼からの輻射熱に始まり、やがては火炎が到達し、水膜は加熱されて気化が促進される。しかし、水膜が残っているうちは気化潜熱による熱回収→気化による体積膨張（高圧の蒸気の生成）が続くので、燃焼によるガスの発生と同じ効果が得られる。水膜があることによりピストンへ９の伝熱量は激減するため、冷却損失の大半が発生する燃焼期間付近のクランク角（図１５参照）で、水膜が残るように水噴射弁からの水噴射の開始時期及び水噴射量を制御することがポイントとなる。

３）膨張仕事としてのエネルギーを回収する。

水膜から気化によって得られた高圧蒸気は仕事として回収できるが、これを効率よく回収するためにはできるだけ上死点付近で気化させることが必要である。具体的には膨張比を大きくとることなどが有効である（図１６の一点鎖線参照）。水噴射により燃焼温度が下がるため、圧縮比を上げることは上死点付近で燃焼を（従って水膜からの気化を）完了させる上でも必要な機能となる（圧縮比を上げれば膨張比は自動的に上がる）。図３で示したように単振動に近いピストンストローク特性、つまり上下死点での加速度が略同一となるように設定したピストンストローク特性は、振動低減だけでなく、このような水膜断熱の作用を上死点近傍で完結させる上でも極めて有効である。このような水膜断熱を行なうことで、この単振動に近いピストンストローク特性の持つデメリット（冷却損失が大きい）を相殺し、メリットを拡大することができるのである。

図１７は、このような水膜断熱を行なう上で効果的なピストン冠面の表面形状を示している。なお、図１７では簡単化のためピストン冠面を単純な平面状で示してある。

水噴射弁から水噴霧を行なっても水噴霧がピストン冠面（キャビティ表面）に当たって跳ね返り、燃焼室６１内に飛散してしまうと、その分は単なる水噴射の効果となる。そこで、水膜を安定してピストン冠面（キャビティ表面）に存在させるために、ピストン冠面に多孔質セラミック層８１を形成したものである。これにより図１７右下に示したように、細部形状の溝８２の中に水が取り込まれることとなり、ピストン冠面に留まる水の量を増大させることができる。そして、このような多孔質形状の場合、ピストン９への火炎からの直接伝熱があっても、水との熱交換を良好に行なうことができる。

なお、ピストン冠面の表面形状はこれに限られるものでなく、細い溝を有する形状としてもかまわない。

図１８は第３実施形態の燃焼室６１への水噴射構成の詳細図で、第２実施形態の図１３と置き換わるものである。燃焼室６１を区画する燃焼室壁面にはピストン冠面９ａ以外にもシリンダヘッド側の燃焼室壁面があり、このシリンダヘッド側の燃焼室壁面の冷却損失への寄与も大きい。そこで、第３実施形態ではマルチホールの水噴射弁９１を設け、図１８に示したようにこのマルチホールの水噴射弁９１により、水噴射を２方向つまりピストン冠面９ａに向かう方向とシリンダヘッド側燃焼室壁面に向かう方向とに分けて開始し（図１８左側参照）、ピストン冠面の水膜９２に加えてシリンダヘッド側燃焼室壁面にも水膜９３を形成したものである（図１８右側参照）。なお、水噴射弁を複数用いても同様の効果を得ることはできる。

これで圧縮比可変機構に水噴射を組み合わせた場合における水噴射についての説明を終了し、次にはミラーサイクルとの組み合わせについて説明する。

ミラーサイクルにおいて、低負荷時のポンプ損失低減時に、低下する実圧縮比により悪化する燃焼の問題に対しては、基本的に圧縮比可変機構との組み合わせがあるが、ミラーサイクルでは実圧縮比が低いため、ノッキングの制約が少なく幾何学的な圧縮比がかなり高くできるため、結果的に燃焼室がさらに扁平となり、冷却損失が顕著に増大する問題がある。本発明はこのような高圧縮比、扁平燃焼室での燃焼時の冷却損失増大を、水膜による断熱によって抑制する効果により、燃費向上限界を拡大する効果が大きいことは上記の（４）で述べた。

このミラーサイクルの基本となる可変動弁機構の構成は図７〜図９で前述した通りである。図１９はエンジンの負荷と回転速度とに応じた吸気弁閉時期ＩＶＣの制御特性である。具体的には、図２０に示したように回転速度一定の条件で負荷が小さくなるほど吸気弁閉時期ＩＶＣは吸気下死点ＢＤＣより進角されてゆく。すなわち、低負荷時には、図２０最上段に示したように吸気行程の半ばに吸入を停止して吸気下死点ＢＤＣ前後では吸気を膨張・圧縮させることにより、実際に有効な吸入ストロークを変化させ、吸入時の吸気圧力を有効ストロークに略反比例させる形で大気圧に近づけ、ポンプ損失の低減を図るのがミラーサイクルであることを前述した。

図２１はミラーサイクルにおける吸気弁閉時期可変制御による実圧縮比の低下を、圧縮比可変機構を用いた圧縮比可変制御でリカバリーする場合の圧縮比の制御目標値の特性である。これは、吸気弁閉時期ＩＶＣが吸気下死点ＢＤＣより早まるほど実圧縮比が低くなってゆくので、これに対抗して吸気弁閉時期ＩＶＣが吸気下死点ＢＤＣより早まるほど幾何学的な圧縮比（＝圧縮比の制御目標値）を、吸気弁閉時期ＩＶＣが吸気下死点ＢＤＣにあるときより高くすることにより、吸気弁閉時期に関係なく一定の実圧縮比が得られるようにするものである。

これで、ミラーサイクルと圧縮比可変機構と水噴射とを組み合わせた場合を終了し、次には水噴射のための水の供給について説明する。

図２２、図２３は第４、第５の実施形態の水回収システムの概略構成図を示している。

水噴射の課題の一つは水の確保にある。水は砂漠地域は別として基本的にどこにでも存在し、安価で入手できるものの、燃料タンクと同等以上の容量の水タンクを搭載するのではスペース上の制約が大きい。そこで第４、第５の実施形態では、図２２、図２３に示したように、触媒１０１下流の排気の一部を回流させ、凝縮によって水噴射に必要な水を回収する。ここで、「回流」という言葉は「排気再循環（ＥＧＲ）」と区別するために用いている。区別する必要があるのは、排気再循環は排気の一部を吸気系にそのまま戻すことをいい、排気の一部を利用する点で水回収と共通するところがあるからである。ここでは、水噴射に使用された水が、排気の一部から再び回収されて水噴射に使用される、つまり水が循環するという意味で「回流」を用いている。

具体的に説明すると、第４実施形態では、図２２に示したように排気通路に設けられる触媒１０１を出た排気の一部を熱交換器１０２に導いて１００℃近くにまで低下させた後にフィルター１０３で不純物を除去する。不純物を取り去った後の排気を凝縮装置１０４に導いて排気中の水分を凝縮させ、凝縮させた水を水貯蔵タンク１０５に蓄える。タンク１０５に蓄えた水はポンプ１０６により各気筒の水噴射弁（図示しない）に供給する。第５実施形態では、図２３に示したように、触媒１０１下流の排気をラジエータ１０７に導いて冷却ファン１０８により冷却した後、コンデンサ１０９に導いて排気中の水分を凝縮させ、水分を取り去った後の排気は大気に放出する。コンデンサ１０９に蓄えられた凝縮水はポンプ１０６により各気筒の水噴射弁１１０に供給する。

このように、第４、第５の実施形態によれば、触媒１０１を出た後の排気中の水回収であるので、有害な腐食成分を触媒１０１により除去できており、また圧縮比可変機構により高膨張後の低温となった排気は、少しの冷却で露点以下に下がるため、凝縮器（１０４、１０９）をコンパクトにできるという効果が生じる。

図２４、図２６のフローチャートはミラーサイクルと圧縮比可変機構の組合せ（つまり図６に示した制御システム）に対して水噴射を行う場合における水噴射制御、圧縮比制御を実現するためのもので、エンジンコントロールユニット３９が一定時間毎（例えば１０ｍｓ毎）に実行する。

図２４から説明すると、ステップ１ではエンジンの負荷と回転速度から上記図１９を内容とするマップを参照することにより吸気弁閉時期ＩＶＣを検出する。ここで、エンジンの負荷としては基本燃料噴射パルス幅ＴＰを用いる。回転速度はクランク角センサ７２（図７参照）からの信号に基づいて算出する。

ステップ２ではこの吸気弁閉時期ＩＶＣに基づいて吸気弁閉時期での燃焼室容積ＶＩＶＣを算出する。この吸気弁閉時期での燃焼室容積ＶＩＶＣは、エンジン仕様と幾何学的な計算式とを用いて容易に計算することができる。

ステップ３ではこうして計算した吸気弁閉時期での燃焼室容積ＶＩＶＣから次式により実圧縮比を算出する。

実圧縮比＝ＶＩＶＣ／ＶＴＤＣ …（３）
ただし、ＶＴＤＣ：隙間容積、
ここで、隙間容積ＶＴＤＣはエンジン仕様により予め定まっている。

ステップ４ではこの実圧縮比と所定値を比較する。所定値は水噴射を行ったのでは却って燃焼室内混合気の燃焼が悪化するか否かを判定するための値、例えばアイドル時の吸気量付近の実圧縮比である（図２５参照）。実圧縮比が所定値未満であるときに水噴射を行ったのでは却って燃焼室内混合気の燃焼が悪化すると判断し、ステップ９に進んで水噴射弁を非駆動とする。

実圧縮比が所定値以上であるときには水噴射を行うためステップ５に進み１つの気筒当たり１回の燃焼サイクルに必要な水噴射量（以下単に「水噴射量」という。）を算出する。

ここで、吸気量（吸入空気量）に対する水噴射量の割合は、図２５に一点鎖線で示したように、実圧縮比の特性（実線）に応じて定まっている。すなわち、実圧縮比は吸気量に関係なく一定（例えば１０〜１２）であるのが望ましい。しかしながら、吸気量が所定値ａ以下の低負荷域では吸気量が小さくなるほど小さくなる特性となる。従って、吸気量が所定値ａ以下の低負荷域ではこの減少する実圧縮比の特性に対応して吸気量に対する水噴射量の割合も吸気量が小さくなるほど小さくなる。これは、実圧縮比の低下に伴って燃焼室内混合気の燃焼温度が低下し燃焼が悪化するので、吸気量に対する水噴射量の割合を小さくし、これによって水噴射による燃焼悪化が促進されないようにするためである。

一方、吸気量が大きくなる高負荷側ほど水膜断熱の効果が小さくなるので、この吸気量が大きくなる高負荷側での無用な水噴射を行わないためにも、所定値ａを超えて吸気量が大きくなるほど吸気量に対する水噴射量の割合を小さくする。

図２５に示したこのような吸気量に対する水噴射量の割合となるように吸気量に応じて水噴射量を設定することとなる。また、低負荷域では燃焼室を区画する燃焼室壁面に水膜が形成されるように、これに対して高負荷域ではノック対策に資するように、水噴射量のマップをエンジンの運転条件（エンジンの負荷と回転速度）に応じて適合により予め設定しておき、そのときの負荷と回転速度からそのマップを参照することにより最適な水噴射量を算出させる。

図２４に戻りステップ６では水噴射の開始時期を算出する。上記図１４を用いた水膜断熱の原理のところで前述したように、水膜があることによりピストンへ９の伝熱量は激減するため、冷却損失の大半が発生する燃焼期間付近のクランク角で、水膜が残るように水噴射の開始時期を設定する必要がある。ここで、実圧縮比と冷却水温とが同じ条件では点火時期により燃焼の開始時期が変化し、点火時期が早くなるほど燃焼の開始時期が早くなる。また、実圧縮比と冷却水温とは燃焼の開始時期に影響し、冷却水温が低下したり実圧縮比が低下するときには燃焼状態が悪くなり、燃焼の開始が遅れる。そこで、例えば点火時期をパラメータとして基本水噴射開始時期［°ＢＴＤＣ］を所定のテーブルにして、また実圧縮比、冷却水温をパラメータとして水噴射開始時期の実圧縮比補正量［°］、水温補正量［°］を所定のテーブルにしてそれぞれ予め定めておき、そのときの点火時期、実圧縮比、冷却水温からその各テーブル参照することにより基本水噴射開始時期、実圧縮比補正量、水温補正量を算出し、これらの値を用いて最適な水噴射開始時期［°ＢＴＤＣ］を、
水噴射開始時期＝基本水噴射開始時期＋実圧縮比補正量＋水温補正量
…（４）
の式により算出させる。（４）式において実圧縮比補正量、水温補正量はいずれも正の値、つまり基本水噴射開始時期を遅角する補正量である。ここで、点火時期は、エンジンの負荷と回転速度により予め定まっている。実圧縮比はステップ３で得られている。冷却水温は水温センサ７３（図７参照）により検出する。このようにして算出される最適な水噴射開始時期は、簡単には少なくともピストン上死点前の圧縮行程にある。

ステップ７では水噴射を実行できるだけの十分な水量があるか否かをみる。例えば、図２２の水回収システムの場合であれば、水貯蔵タンク１０５に所定高さ以下の水位にまで減少した場合にＯＮとなる水位センサを設けておき、この水位センサからの信号に基づいて十分な水量があるか否かを判断させる。水位センサがＯＮになったら水噴射を実行できるだけの十分な水量がないと判断し、ステップ９に進んで水噴射弁を非駆動とする。

水位センサがＯＦＦであるときには水噴射を実行できるだけの十分な水量があると判断し、このときにはステップ７よりステップ８に進み、ステップ５、６で算出した水噴射量及び水噴射開始時期を用いて水噴射弁を所定のタイミングで所定の期間開弁駆動する。

図２６に移ると、ステップ１１では図２４のステップ１と同様にして吸気弁閉時期ＩＶＣを検出し、ステップ１２でこの吸気弁閉時期ＩＶＣから上記図２１を内容とするテーブルを参照することにより圧縮比の制御目標値（縦軸の値）を算出し、ステップ１３においてこの圧縮比の制御目標値が得られるように圧縮比制御アクチュエータ１６を駆動する。

このように第１、第２の実施形態（請求項１、１２に記載の発明）によれば、ピストン９のストローク特性として上下死点での加速度が略同一となるように設定するので、ピストン９の上死点近傍の動きを遅くすることができ、これにより、水の蒸発による圧力上昇の遅れによる膨張仕事での回収効率の悪化を大幅に改善することができる。本来、ピストン９の上死点近傍の動きを遅くすると、冷却損失が増えるところであるが、第１、第２の実施形態（請求項１、１２に記載の発明）によれば、少なくともピストン上死点前の圧縮行程で燃焼室６１内への水噴射を開始するので（図２４のステップ６参照）、燃焼室を区画する燃焼室壁面に水膜が形成され、この水膜で断熱が行われる。従って、ピストン９の上死点近傍の動きを遅くしても冷却損失が増えることがないのである。

このように第１、第２の実施形態（請求項１、１２に記載の発明）によれば、ピストン９の上死点近傍の動きを遅くすることで水の蒸発による圧力上昇の遅れによる膨張仕事での回収効率の悪化を大幅に改善することができることに加えて、ピストン９の上死点近傍の動きを遅くすることによる冷却損失の増大も防止できるという相乗効果が得られる。

第１、第２の実施形態（請求項２、１３に記載の発明）によれば、ピストン９は、ピストンピン８（第１のピン）を介して連結されるアッパーリンク６（第１のリンク）と、アッパーリンク６に連結ピン７（第２のピン）を介して揺動可能に連結されクランクピン４に回転可能に装着されたロアーリンク５（第２のリンク）と、ロアーリンク５と連結ピン１２（第３のピン）を介して揺動可能に連結されシリンダブロックに設けられた支点（揺動軸心Ｏｂ）を中心に揺動する制御リンク１１（第３のリンク）とを有するリンク機構を介して、クランクシャフト２により駆動されるので、ピストン９とクランクシャフト２を連結する機構が単リンク構成である従来エンジンと相違して、ピストン９の上死点近傍の動きをピストン９とクランクシャフト２を連結する機構が単リンク構成である従来エンジンよりも遅くすることができる。

第１、第２、第３の実施形態（請求項３、１４に記載の発明）によれば、水噴射弁６２、７２、９１（水噴射装置）からの水噴射により、燃焼室６１を区画する所定部位の燃焼室壁面（ピストン冠面９ａ、シリンダヘッド側燃焼室壁面）に水膜を形成するので（図１２、図１３、図１８参照）、水膜断熱を行うことができ、ピストン９の上死点近傍の動きをピストン９とクランクシャフト２を連結する機構が単リンク構成である従来エンジンより遅くしても冷却損失を増やすことがない。また、燃焼期間中には所定部位の燃焼室壁面近傍の水蒸気濃度が高くなるので、水の気化で得られた圧力エネルギーを回収することができる。

水噴射弁７２からの水噴霧と、点火栓による火花点火により形成される燃焼火炎との干渉を避けることが可能となるように水噴射弁７２と点火栓７５とが配置される場合がある（図１３参照）。この場合に第２実施形態（請求項４、１５に記載の発明）によれば、点火栓７５による燃焼室内混合気への点火により燃焼室６１内で燃焼がスタートした後にも水噴射弁７２からの水噴射を継続するので、必要なだけ浅皿状キャビティ７１（燃焼室壁面）の水膜の形成・補充を行なうことができる。

第２実施形態（請求項５、１６に記載の発明）によれば、点火栓７５を燃焼室６１の天井中央位置に、水噴射弁７２を燃焼室６１の周辺に配置し、低負荷の高圧縮比時に水噴射弁７２からの水噴霧が燃焼室６１を区画する燃焼室壁面（ピストン冠面９ａ）近傍に沿って広がるようにするので（図１３の左側参照）、燃焼室６１を区画する燃焼室壁面に良好な水膜を形成することができる。

高圧縮比時には上死点におけるピストン冠面位置が高くなって水噴射弁に近づく。第２実施形態（請求項７、１８に記載の発明）によれば、高圧縮比時に水噴射弁７２からの水噴霧がピストン冠面９ａに沿って流れるようにするので（図１３の左側参照）、上死点近傍のピストン滞在期間の初期に水膜の形成を効率よく行なうことができる。

第１、第２の実施形態（請求項８、１９に記載の発明）によれば、水噴射弁６２、７２からの水噴霧が到達する燃焼室壁面（ピストン冠面９ａ）を多孔質形状とするので（図１７参照）、燃焼室壁面に付着する水を保持し易くなり燃焼室壁面（ピストン冠面９ａ）に留まる水の量を増大させることができる。そして、このような多孔質形状の場合、ピストン９への火炎からの直接伝熱があっても、水との熱交換を良好に行なうことができる。

低負荷時には、吸気弁閉時期ＩＶＣを吸気下死点ＢＤＣより進角し吸気行程の半ばに吸入を停止して吸気下死点ＢＤＣ前後で吸気を膨張・圧縮させることにより、実際に有効な吸入ストロークを変化させ、吸入時の吸気圧力を有効ストロークに略反比例させる形で大気圧に近づけ、ポンプ損失の低減を図ることができる。その一方で、吸気弁閉時期ＩＶＣが吸気下死点ＢＤＣより早まると実圧縮比が低くなるのであるが、本実施形態（請求項９、２０に記載の発明）によれば、ピストン９に連動して吸気ポートを開閉する茸型の吸気弁３１と、この吸気弁３１の閉時期を可変制御し得る吸気弁閉時期可変機構４１と、運転条件に応じてこの吸気弁の閉時期ＩＶＣを可変制御する制御手段（エンジンコントロールユニット３９）とを有し、吸気弁の閉時期ＩＶＣが吸気下死点ＢＤＣより進角側にあるときには、圧縮比の制御目標値を、吸気弁の閉時期ＩＶＣが吸気下死点ＢＤＣにあるときより高い側に設定するので（図２６のステップ１１、１２、図２１参照）、吸気弁閉時期ＩＶＣが吸気下死点ＢＤＣより進角側にあっても、吸気弁閉時期ＩＶＣが吸気下死点ＢＤＣにあるときと同じ実圧縮比を得ることができる。

第４、第５の実施形態（請求項１１、２２に記載の発明）によれば、触媒１０１を出た後の排気中の水回収であるので（図２２、図２３参照）、触媒１０１により有害な腐食成分を除去できており、また圧縮比可変機構により高膨張後の低温となった排気は、少しの冷却で露点以下に下がるため、凝縮器（１０４、１０９）をコンパクトにできる。

複リンク型レシプロ式エンジンの概略構成図。 高圧縮比位置、低圧縮比位置での各リンクの姿勢図。 複リンク機構のピストンストロークの特性図。 圧縮比可変機構に水噴射を組み合わせた第１実施形態の制御システムの概略構成図。 目標圧縮比の特性図。 ミラーサイクルに対してさらに圧縮比可変機構を有するエンジンを組み合わせた全体の制御システムの概略構成図。 可変動弁機構の概略斜視図。 可変動弁機構の作動原理を説明するための概略断面図。 吸気弁のバルブリフト特性図。 吸気弁閉時期を制御することによるポンプ損失低減に伴う実圧縮比の低下とその影響とを説明するためのＰＶ線図。 圧縮比と燃焼室の扁平度合との関係を示す特性図。 第１実施形態の燃焼室への水噴射構成の詳細図。 第２実施形態の燃焼室への水噴射構成の詳細図。 水膜による断熱効果の原理を説明するための図。 冷却損失のサイクル中の変化を説明するための特性図。 水膜断熱化における高膨張比の必要性を説明するためのＰＶ線図。 ピストン冠面の表面形状を示す概略図。 第３実施形態の燃焼室への水噴射構成の詳細図。 ミラーサイクルにおける運転条件に応じた吸気弁閉時期の特性図。 ミラーサイクルにおける負荷に対応した吸気弁のバルブリフトの特性図。 ミラーサイクルにおける吸気弁閉時期に対応した圧縮比の制御目標値の特性図。 第４実施形態の排気からの水回収システムの概略構成図。 第５実施形態の排気からの水回収システムの概略構成図。 ミラーサイクルにおける水噴射制御を説明するためのフローチャート。 ミラーサイクルにおける実圧縮比及び吸気量に対する水噴射量の割合の特性図。 ミラーサイクルにおける圧縮比制御を説明するためのフローチャート。

符号の説明

９ ピストン
９ａ ピストン冠面
３１ 吸気弁
３９ エンジンコントロールユニット
４１ 位相可変機構（吸気弁閉時期可変機構）
６１ 燃焼室
６２ 水噴射弁（水噴射装置）
６４ 円盤状キャビティ（ピストン冠面の一部）
６５ 点火栓
７１ 浅皿状キャビティ（ピストン冠面の一部）
７２ 水噴射弁（水噴射装置）
７５ 点火栓
８１ 多孔質セラミック層
９１ マルチホール水噴射弁（水噴射装置）
１０４ 凝縮装置（凝縮器）
１０９ コンデンサ（凝縮器）

Claims (22)

1. シリンダ内を往復動するピストンを有するエンジンにおいて、
   燃焼室内に水噴射を行なう水噴射装置を有し、
   前記ピストンのストローク特性として上下死点での加速度が略同一となるように設定するかまたは上死点側での加速度が下死点側での加速度より小さくなるように設定し、
   かつ前記水噴射装置より少なくとも前記ピストン上死点前の圧縮行程で前記燃焼室内への水噴射を開始することを特徴とするエンジンの水噴射制御方法。
2. 前記ピストンは、
   第１のピンを介して連結される第１のリンクと、
   第１のリンクに第２のピンを介して揺動可能に連結されクランクピンに回転可能に装着された第２のリンクと、
   第２のリンクと第３のピンを介して揺動可能に連結されシリンダブロックに設けられた支点を中心に揺動する第３のリンクと
   を有するリンク機構を介して、クランクシャフトに連結されることを特徴とする請求項１に記載のエンジンの水噴射制御方法。
3. 前記水噴射装置からの水噴射により、燃焼室壁面に水膜を形成し、かつ燃焼期間中に前記所定部位の燃焼室壁面近傍の水蒸気濃度が高くなるように前記水噴射装置からの水噴射方向及び水噴霧形状を設定することを特徴とする請求項１または２に記載のエンジンの水噴射制御方法。
4. 前記燃焼室に臨んで火花点火を行い得る点火栓を備え、
   この点火栓による燃焼室内混合気への点火により燃焼室内混合気の燃焼がスタートした後にも前記水噴射装置からの水噴射を継続することを特徴とする請求項１から３までのいずれか一つに記載のエンジンの水噴射制御方法。
5. 前記点火栓を前記燃焼室の天井中央位置に、前記水噴射装置を前記燃焼室の周辺に配置し、水噴射装置からの水噴霧が前記燃焼室を区画する燃焼室壁面近傍に沿って広がるようにすることを特徴とする請求項４に記載のエンジンの水噴射制御方法。
6. 前記リンク機構を用いて前記ピストンの上死点位置により定まる圧縮比をエンジンの運転条件に応じて可変制御することを特徴とする請求項４または５に記載のエンジンの水噴射制御方法。
7. 高圧縮比時に前記水噴射装置からの水噴霧がピストン冠面に沿って流れるようにすることを特徴とする請求項６に記載のエンジンの水噴射制御方法。
8. 前記水噴射装置からの水噴霧が到達する燃焼室壁面を細い溝を有する形状かまたは多孔質形状とすることを特徴とする請求項１から７までのいずれか一つに記載のエンジンの水噴射制御方法。
9. 前記ピストンに連動して吸気ポートを開閉する吸気弁と、
   この吸気弁の閉時期を可変制御し得る吸気弁閉時期可変機構と、
   運転条件に応じてこの吸気弁の閉時期を可変制御する制御手段と
   を有し、
   前記吸気弁の閉時期が吸気下死点より進角側にあるときには、圧縮比の制御目標値を、吸気弁の閉時期が吸気下死点寄りにあるときより高い側に設定することを特徴とする請求項１から５までのいずれか一つに記載のエンジンの水噴射制御方法。
10. 前記可変動弁機構は、
    駆動軸により回転駆動される偏心カムと、
    この偏心カムに摺動可能に装着されるリンクアームと、
    前記駆動軸に平行に設けられシリンダヘッドに回転可能に装着された制御軸の偏心カム部に装着され、前記リンクアームにより揺動されるロッカーアームと、
    前記偏心カムとこのロッカーアームとを連係するリンクアームと、
    前記ロッカーアームに連結されたリンク部材と、
    このリンク部材により揺動駆動され、吸気弁と一体的に作動するバルブリフタをリフトさせる揺動カムと
    を有し、
    前記制御軸の偏心カム部の角位置を変えることにより、前記吸気弁の作動角、リフトを制御するものであることを特徴とする請求項９に記載のエンジンの水噴射制御方法。
11. 触媒下流の排気の一部を凝縮器に導き、この凝縮器による排気の冷却により前記水噴射装置からの水噴射に用いる水を回収することを特徴とする請求項１から１０までのいずれか一つに記載のエンジンの水噴射制御方法。
12. シリンダ内を往復動するピストンを有するエンジンにおいて、
    燃焼室内に水噴射を行なう水噴射装置を有し、
    前記ピストンのストローク特性として上下死点での加速度が略同一となるように設定するかまたは上死点側での加速度が下死点側での加速度より小さくなるように設定し、
    かつ前記水噴射装置より少なくとも前記ピストン上死点前の圧縮行程で前記燃焼室内への水噴射を開始することを特徴とするエンジンの水噴射制御装置。
13. 前記ピストンは、
    第１のピンを介して連結される第１のリンクと、
    第１のリンクに第２のピンを介して揺動可能に連結されクランクピンに回転可能に装着された第２のリンクと、
    第２のリンクと第３のピンを介して揺動可能に連結されシリンダブロックに設けられた支点を中心に揺動する第３のリンクと
    を有するリンク機構を介して、クランクシャフトに連結されることを特徴とする請求項１２に記載のエンジンの水噴射制御装置。
14. 前記水噴射装置からの水噴射により、燃焼室壁面に水膜を形成し、かつ燃焼期間中に前記所定部位の燃焼室壁面近傍の水蒸気濃度が高くなるように前記水噴射装置からの水噴射方向及び水噴霧形状を設定することを特徴とする請求項１２または１３に記載のエンジンの水噴射制御装置。
15. 前記燃焼室に臨んで火花点火を行い得る点火栓を備え、
    この点火栓による燃焼室内混合気への点火により燃焼室内混合気の燃焼がスタートした後にも前記水噴射装置からの水噴射を継続することを特徴とする請求項１２から１４までのいずれか一つに記載のエンジンの水噴射制御装置。
16. 前記点火栓を前記燃焼室の天井中央位置に、前記水噴射装置を前記燃焼室の周辺に配置し、水噴射装置からの水噴霧が前記燃焼室を区画する燃焼室壁面近傍に沿って広がるようにすることを特徴とする請求項１５に記載のエンジンの水噴射制御装置。
17. 前記リンク機構を用いて前記ピストンの上死点位置により定まる圧縮比をエンジンの運転条件に応じて可変制御することを特徴とする請求項１５または１６に記載のエンジンの水噴射制御装置。
18. 高圧縮比時に前記水噴射装置からの水噴霧がピストン冠面に沿って流れるようにすることを特徴とする請求項１７に記載のエンジンの水噴射制御装置。
19. 前記水噴射装置からの水噴霧が到達する燃焼室壁面を細い溝を有する形状かまたは多孔質形状とすることを特徴とする請求項１２から１８までのいずれか一つに記載のエンジンの水噴射制御装置。
20. 前記ピストンに連動して吸気ポートを開閉する吸気弁と、
    この吸気弁の閉時期を可変制御し得る吸気弁閉時期可変機構と、
    運転条件に応じてこの吸気弁の閉時期ＩＶＣを可変制御する制御手段と
    を有し、
    前記吸気弁の閉時期が吸気下死点より進角側にあるときには、圧縮比の制御目標値を、吸気弁の閉時期が吸気下死点寄りにあるときより高い側に設定することを特徴とする請求項１２から１６までのいずれか一つに記載のエンジンの水噴射制御装置。
21. 前記可変動弁機構は、
    駆動軸により回転駆動される偏心カムと、
    この偏心カムに摺動可能に装着されるリンクアームと、
    前記駆動軸に平行に設けられシリンダヘッドに回転可能に装着された制御軸の偏心カム部に装着され、前記リンクアームにより揺動されるロッカーアームと、
    前記偏心カムとこのロッカーアームとを連係するリンクアームと、
    前記ロッカーアームに連結されたリンク部材と、
    このリンク部材により揺動駆動され、吸気弁と一体的に作動するバルブリフタをリフトさせる揺動カムと
    を有し、
    前記制御軸の偏心カム部の角位置を変えることにより、前記吸気弁の作動角、リフトを制御するものであることを特徴とする請求項２０に記載のエンジンの水噴射制御装置。
22. 触媒下流の排気の一部を凝縮器に導き、この凝縮器による排気の冷却により前記水噴射装置からの水噴射に用いる水を回収することを特徴とする請求項１２から２１までのいずれか一つに記載のエンジンの水噴射制御装置。