JP2008175127A - エンジンの燃焼制御方法及び燃焼制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】エンジンの圧縮比を可変に制御していても、制御目標値から期待される水回収量と実際の水回収量とを一致させ得るエンジンの燃焼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、駆動量に応じてエンジンの圧縮比を可変に制御し得る圧縮比可変機構と、圧縮比の制御目標値が得られるようにこの圧縮比可変機構に与える駆動量をエンジンの運転条件に応じて可変制御する圧縮比可変制御手段（３９）と、燃焼室内に水噴射を行う水噴射装置（６２）と、排気の一部を冷却することにより排気中の水分を凝縮・液化させて回収しこの回収した水を前記水噴射装置に供給する水回収装置（１３０）とを有し、この水回収装置（１３０）に導く排気の割合の制御目標値または水回収装置に導く排気量の制御目標値を前記圧縮比に応じて可変制御する。
【選択図】図２１

Description

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

圧縮比が固定の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と共に、水噴射による冷却効果により対ノック性を向上させるものがある（特許文献１参照）。
特開平３−１１５７３０号公報

ところで、上記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、触媒下流の排気の一部を水回収装置に導き、凝縮によって水噴射に必要となる水を回収することができるが、回収効率の向上には改善の余地があった。

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、駆動量に応じてエンジンの圧縮比を可変に制御し得る圧縮比可変機構と、圧縮比の制御目標値が得られるようにこの圧縮比可変機構に与える駆動量をエンジンの運転条件に応じて可変制御する圧縮比可変制御手段（３９）と、燃焼室内に水噴射を行う水噴射装置（６２）と、排気の一部を冷却することにより排気中の水分を凝縮・液化させて回収しこの回収した水を前記水噴射装置に供給する水回収装置（１３０）とを有し、この水回収装置（１３０）に導く排気の割合の制御目標値または水回収装置に導く排気量の制御目標値を前記圧縮比（前記圧縮比の制御目標値またはピストンの上死点位置から定まる圧縮比）に応じて可変制御するように構成する。

水噴射装置（６２）より燃焼室（６１）内に水噴射を行うと共に、圧縮比の制御目標値が得られるように圧縮比可変機構に与える駆動量をエンジンの運転条件に応じて可変制御するとき、膨張比が大きくなるほど排気温度が低くなり、排気中の水分が凝縮し易くなる。この場合に、膨張比に関係なく、水回収装置に導く排気の割合の制御目標値または水回収装置に導く排気量の制御目標値を一定値とするのでは、水回収を効率よく行うことができない。例えば、膨張比が大きい条件で水回収装置に導く排気の割合の制御目標値または水回収装置に導く排気量の制御目標値を適合した場合において、膨張比が小さい条件でも膨張比が大きい条件での制御目標値をそのまま用いたのでは、水回収ができなくなる恐れがある。すなわち、水回収装置内で水が凝縮する温度まで排気温度を低下させることができなくなって、水回収量が急に減少してしまう恐れがあり、期待される水回収量に足りない事態が生じる。この逆に、膨張比が小さい条件で水回収装置に導く排気の割合の制御目標値または水回収装置に導く排気量の制御目標値を適合した場合において、膨張比が大きい条件でも膨張比が小さい条件での制御目標値をそのまま用いたのでは、膨張比が大きい条件で本来回収できるはずの水回収量を回収できなくなる事態が生じる。このように、圧縮比の制御目標値（膨張比）が、水回収量に大きな影響を与えることがわかった。

これに対して本発明によれば、排気の一部を冷却することにより排気中の水分を凝縮・液化させて回収しこの回収した水を前記水噴射装置に供給する水回収装置（１３０）を有し、この水回収装置（１３０）に導く排気の割合の制御目標値または水回収装置に導く排気量の制御目標値を圧縮比（圧縮比の制御目標値またはピストンの上死点位置から定まる圧縮比）に応じて可変制御するので、燃焼室（６１）内に水噴射を行うと共に、エンジンの圧縮比をエンジンの運転条件（負荷と回転速度）に応じて可変に制御していても、圧縮比の制御目標値から期待される水回収量と実際の水回収量とを一致させることができる。

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（第３のリンク）１１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（圧縮比の制御目標値）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。

さて、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６参照）。

そこで本発明に先立つ先行発明（この発明を以下単に「先行発明」という。）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ものを提案した。

ここで、圧縮比が固定の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。

先行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、圧縮比が固定の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９で後述するところの先行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８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８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）。

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、先行発明によれば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７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６３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７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従来エンジン、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従来エンジンの場合よりも有利となる。

次に、図８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７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８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８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８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８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８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８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７、図８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９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、先行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１０参照）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１１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。

次に、先行発明の実施形態の作用効果を説明する。

先行発明の実施形態である第１、第２の実施形態によれば、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圧縮比が固定の従来エンジンよりも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、圧縮比が固定の従来エンジンでは冷却損失が増えるところであるが、第１、第２の実施形態によれば、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１６のステップ４参照）、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の実施形態によれば、ピストン９の上死点近傍の動きを圧縮比が固定の従来エンジンよりも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圧縮比が固定の従来エンジンよりも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の実施形態によれば、ピストン９は、ピストンピン９（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の実施形態によれば、水噴射弁６２、７２（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）に水膜を形成するので（図７、図８参照）、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８参照）。この場合に第２実施形態によれば、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８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８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。

このように、先行発明で採用している燃焼室６１内への水噴射により、燃焼最高温度を低下させたり、燃焼室壁面（ピストン）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できるので、熱効率向上の観点で圧縮比可変機構との相乗効果が高いことが期待されている。

しかしながら、このようにエンジンの常用運転領域において燃費向上の目的で水噴射を行なう場合には、排気中の水分を効率よく回収するシステムを構築し、必要な水を常時蓄えておくことが必要となる。そこで本発明は、以下のように圧縮比可変機構の基本的な作用効果に新たな観点を加えることにより、圧縮比可変機構の機能によって得られる効果を最大限に活用し得る高効率の水回収システムを提案するものである。
〈１〉圧縮比を可変として、高膨張比で運転する低負荷の条件では低膨張比で運転する高負荷の条件のときより排気温度が低下するため、水回収装置に導く排気量（または排気の割合）の限界値を決める上で、膨張比を考慮することは重要なポイントとなる（限界値を超えて水回収装置に導く排気量を大きくしたのでは、排気中の水分が凝縮温度に降下する前に水回収装置より排気が排出されることとなり、水回収装置に多くの排気を導いた割には水回収量が激減し水回収の効率が悪くなってしまう）。
〈２〉燃焼室内への水噴射により、ノック抑制効果が得られるため圧縮比（膨張比）を高く設定することができる。膨張比自体は排気温度を低下させる効果となるが、水噴射により冷却損失が低減されると、これは排気温度を上昇させる効果となるため、限界値近くまで水回収装置に導く排気量を増大制御する場合には、吸気量に対する水噴射量の割合を考慮する必要がある。
〈３〉水噴射による燃焼室壁面への水膜形成でエンジンの冷却水に失われる冷却損失が大幅に減少するため、空調（ヒータ）の利きが悪くなることが考えられるが、水回収装置に水冷熱交換器を含ませ、この水冷熱交換器にエンジンの冷却水との熱交換機能を備えさせることにより、排気熱の冷却水への回収が可能となり、これによって空調（ヒータ）の利きが悪くなることを緩和できる。

ここで、上記〈２〉でいう「水噴射量」とは後述するように、１つの気筒当たり１回の燃焼サイクルに供給する水噴射量のことである。

以下、上記の先行発明に対して本発明で新たに追加した部分を説明する。

図１２は本発明の実施形態である第１実施形態の水回収装置１２１の概略構成図、図１３は圧縮比制御機構とこの水回収装置１２１を組み合わせた全体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１実施形態では、図１２に示したように、触媒１０１下流の排気の一部を水回収装置１２１に「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」という言葉を「排気再循環（ＥＧＲ）」と区別するために用いる。これは、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、つまり水が循環して用いられる点を強調するためである。

水回収装置１２１を具体的に説明すると、これは、図１２に示したように、触媒１０１下流の排気の一部をラジエータ１０７に導いて冷却ファンに１０８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そのまま大気に放出する。そして、コンデンサ１０９に蓄えられた凝縮水をポンプ１０６により各気筒の水噴射弁６２に供給するものである。

このように、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、また前述のように圧縮比可変機構を用いて高膨張比で運転する条件では排気温度が低下するため、排気からの水の回収（冷却による凝縮）を効率よく行なうことができる。さらに、燃焼室内への水噴射によりノック抑制効果が得られるため、その分だけ圧縮比を高く設定することができる。これにより排気温度がさらに低下する。したがって、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、水の回収効率が高く、凝縮器（１０９）をコンパクトにできるという効果が生じる。

なお、図１３では、触媒１０１下流より分岐して水回収装置１２１に向かう通路の分岐部に排気制御弁１２２を設け、この排気制御弁１２２を水回収装置１２１を働かせるときに開かせる。この排気制御弁１２２の制御については、後述する図１９のフローチャートのところでまとめて説明する。

次に、図１４は第３実施形態の水回収装置１３０の概略構成図で、第１実施形態の図１２と置き換わるものである。第３実施形態は、水回収装置１３０に対してさらにエンジンの冷却水との熱交換制御を加え、排気の冷却熱を冷却水に与える（つまり排気熱の冷却水への回収を可能とする）ものである。

先ず水回収装置１３０について説明すると、これは水冷式の熱交換器１３２、空冷凝縮装置１３３、フィルタ１３６、水貯蔵タンク１３７、ポンプ１３８からなる。排気通路に設けられる触媒１０１を出たとき３００℃程度になっている排気の一部を、触媒１０１下流から分岐する通路１３１を介して水冷熱交換器１３２に導く。この水冷熱交換器１３２により１００℃近くまで低下させた排気をさらに空冷凝縮装置１３３に導いて４０℃〜２５℃程度にまで低下させ排気中の水分を凝縮させる。水分が取り去られて低温となった排気は通路１３４を介して大気に放出する。空冷凝縮装置１３３で凝縮した水はフィルター１３６で不純物を除去し、不純物を取り去った後の凝縮水を水貯蔵タンク１３７に蓄える。タンク１３７に蓄えた水はポンプ１３８により各気筒の水噴射弁６２（図１３参照）に供給する。

上記の水冷熱交換器１３２にはエンジンの冷却水を導く。すなわち、エンジンの冷却装置１４０は、シリンダ１０と燃焼室６１とを取り囲むウォータジャケット１４１、冷却水をウォータジャケット１４１内に圧送循環させるウォータポンプ１４２、ウォータジャケット１４１で温度上昇した冷却水の熱を外気に伝えて冷却するラジエータ１４３、ラジエータ１４３の通風を助けるファン１４４、始動直後に冷却水を速やかに適正温度に保つためのサーモスタット（図示しない）などから構成されるが、第３実施形態では、ウォータポンプ１４２からウォータジャケット１４１に向かう通路１４６より分岐して水冷熱交換器１３２に向かわせた後にウォータポンプ１４２の出口に合流するバイパス路１４７が設けられ、ウォータポンプ１４２出口への合流部にエンジンコントロールユニット３９（図１３参照）からの信号により制御される冷却水制御弁１４８を備えている。

エンジンコントロールユニット３９では、エンジンの冷機時に全停止、つまり冷却水がウォータジャケット１４１、水冷熱交換器１３２のいずれにも流れることがないようにウォータポンプ１４２の作動を停止する。エンジンの暖機完了後になると、ウォータポンプ１４２を作動させ冷却水を循環させる。この場合に、水回収装置１３０を働かせる必要がないときには冷却水のラジエータ１４３への循環のみが行われるように、冷却水制御弁１４８によりバイパス通路１４７を遮断する。このときの冷却装置の働きは図１５に示す従来エンジンの冷却装置と同じである。これに対して、水回収装置１３０を働かせるときには水冷熱交換器１３２への冷却水の一部循環が行なわれるように冷却水制御弁１４８によりバイパス通路１４７を開く。これにより、排気熱の冷却水への回収が可能となるので、厳冬時のヒーター熱源の不足等に対応することができる。

分岐通路１３１の上流側には排気制御弁１３９を備える。この排気制御弁１３９は水回収装置１３０への排気回流量（水回収装置１３０に導く排気量）をエンジンコントールユニット３９からの信号を受けて可変に調整するものである。

エンジンコントロールユニット３９では、この排気制御弁１３９を流れる排気量、つまり水回収装置１３０への排気回流量を圧縮比に応じて可変制御する。ここで、エンジンコントロールユニット３９の制御対象をまとめて示すと、図２４に示したように、コントロールユニット３９の制御対象は、圧縮比制御アクチュエータ１６、水噴射弁６２、排気制御弁１３９、冷却水制御弁１４８の４つである。圧縮比制御アクチュエータ１６を介しての圧縮比可変制御は先行発明のところで説明済みであり、また冷却水制御弁１４８の制御についても上述したので、次には、エンジンコントロールユニット３９で実行される水噴射弁６２を介しての水噴射制御と、排気制御弁１３９を介しての水回収制御を図１６、図１８、図１９のフローチャートを参照して詳述する。

まず、図１６は水噴射量の制御目標値と水噴射時期を算出するためのもので、一定時間毎（例えば１０ｍｓ毎）に実行する。

ステップ１ではエアフローメータ９４（図２４参照）の出力に基づいて吸気量（吸入空気量）を検出し、ステップ２で膨張比（＝膨張比）を検出する。膨張比は圧縮比に等しいので、ここでは圧縮比を検出する。エンジンコントロールユニット３９ではそのときの負荷と回転速度から上記図５を内容とするマップを参照して目標圧縮比（圧縮比の制御目標値）を求め、この目標圧縮比が得られるように圧縮比制御アクチュエータ１６に制御量を与えている。従って、圧縮比制御アクチュエータ１６に与えている制御量や図５のマップ値から圧縮比を知ることができる。

ステップ３では、１つの気筒当たり１回の燃焼サイクルに供給する水噴射量（以下単に「水噴射量」という。）の制御目標値を算出する。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、図１７に示したように水噴射量の制御目標値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そのときの運転条件に最適な水噴射量の制御目標値を算出させる。なお、図１７には負荷や回転速度に対する傾向の一例を示すが、水噴射量の制御目標値の特性に関し負荷や回転速度に対して所定の傾向を有していないため、必ずしもこのような傾向に限定されるものではない。

ステップ４では水噴射弁６２からの水噴射の開始時期を算出する。上記図９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９へ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。そのため、水噴射の開始時期をエンジンの運転条件（負荷と回転速度）に応じて設定する。具体的に説明する。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、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、また圧縮比、冷却水温をパラメータとして水噴射開始時期の圧縮比補正量［°］、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、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、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＋圧縮比補正量＋水温補正量
…（１）
の式により算出させる。（１）式において圧縮比補正量、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。圧縮比はステップ２で得られている。冷却水温は水温センサ９３（図２４参照）により検出する。エンジン回転速度はクランク角センサ９２（図２４参照）からの信号に基づいて算出している。このようにして算出される最適な水噴射開始時期は、基本的にエンジンの運転条件（負荷と回転速度）に応じた値であり、簡単には少なくともピストン上死点前の圧縮行程後半にある。

図１８は水噴射弁６２を駆動するためのもので、一定時間毎（例えば１０ｍｓ毎）に実行する。

ステップ１１では、水噴射の開始時期（図１６のフローにより算出済み）になったか否かをみる。水噴射の開始時期になっていなければそのまま今回の処理を終了する。

圧縮行程後半にある水噴射の開始時期になったときにはステップ１２、１３に進み、タンク残量と第１所定値、第２所定値を比較する。例えば、水貯蔵タンク１３７に第１所定高さ以下の水位にまで減少した場合にＯＮとなる第１水位センサ９５（図２４参照）と、第１所定高さより高いところに設けた第２所定高さ以下の水位にまで減少した場合にＯＮとなる第２水位センサ９６（図２４参照）とを設けておき、これらの水位センサ９５、９６からの信号に基づいてタンク残量が第１所定値以下にあるのか否か、またタンク残量が第２所定値以下にあるのか否かを判断させる。第１水位センサ９５がＯＮになったときには水噴射を実行できるだけの十分な水量が水貯蔵タンク１３７にないと判断し、ステップ１２よりステップ１６に進んで水噴射弁６２を非駆動とする。

第１水位センサ９５がＯＦＦで第２水位センサ９６がＯＮのとき、つまり第１所定値＜タンク残量≦第２所定値のときには現在の水貯蔵タンク１３７の残量では水噴射を実行するにつれてやがては水が不足する事態に至ると判断し、このときにはステップ１２、１３よりステップ１４に進んで水噴射量の制御目標値を減量補正する。これは例えば、図１６のステップ３で得られている水噴射量の制御目標値（マップ値）から所定値を減量してやればよい。この減量補正により、水噴射を行い得る時間を延ばすことができる。なお、ステップ１４で水噴射量の制御目標値を減量補正すると、その分ノッキングが生じ勝ちとなることが考えられる。このノック対策として、図示しないが、水貯蔵タンク１３７の残量が第２所定値（所定値）以下になった場合に、目標圧縮比（圧縮比の制御目標値）を小さい側に補正する。

ステップ１５では、このようにして減量補正した水噴射量の制御目標値を用いて水噴射弁６２を所定の期間開弁駆動し、この減量補正した制御目標値の水を燃焼室に供給する。

一方、第１、第２の水位センサ９５、９６がいずれもＯＦＦのとき、つまり第２所定値＜タンク残量のときには水噴射を実行できるだけの十分な水量が水貯蔵タンク１３７にあると判断し、ステップ１２、１３よりステップ１５に進み、図１６のステップ３で得られている水噴射量の制御目標値（マップ値）を用いて水噴射弁６２を所定の期間開弁駆動し、この制御目標値（マップ値）の水を燃焼室に供給する。

図１９は排気制御弁１３９を制御するためのもので、図１６、図１８のフローとは独立に一定時間毎（例えば１０ｍｓ毎）に実行する。ただし、排気制御弁１３９の制御に必要となる値は図１６、図１８のフローより流用する。ここでは、図１４に示した水回収装置１３０に対して設けられている排気制御弁１３９の場合で説明するが、図１３に示した水回収装置１２１に対して設けられている排気制御弁１２２の場合にも同様に考えることができる。

ステップ２０では図１６のステップ３で既に得ている水噴射量の制御目標値を水噴射量に移し、ステップ２１でこの水噴射量と図１６のステップ１で既に得ている吸気量とを用いて吸気量に対する水噴射量の割合を次式により算出する。

吸気量に対する水噴射量の割合＝水噴射量／吸気量 …（２）
ステップ２２ではこの吸気量に対する水噴射量の割合と所定値を比較する。所定値は水回収のため排気回流を行う必要があるか否かを判定するための値である。吸気量に対する水噴射量の割合が所定値未満であれば排気回流を行う必要がないと判断し、ステップ２８に進んで排気制御弁１３９を非駆動とする。

吸気量に対する水噴射量の割合が所定値以上であるときには排気回流を行う必要があると判断し、ステップ２２よりステップ２３に進みエンジンの負荷と回転速度から図２０を内容とするマップを参照して排気回流量の制御目標値（水回収装置に導く排気量）を算出する。図２０に示したように、排気回流量の制御目標値は、回転速度が同じであれば負荷が低いほど大きくなり、また負荷が同じであれば回転速度が低いほど大きくなる値である。

図２０に示した排気回流量の制御目標値の特性は図２１、図２２の特性に基づくものである。すなわち、図２１に示したように吸気量が一定の条件で圧縮比が大きくなるほど排気回流量の制御目標値を大きく設定する。膨張比が大きい条件のとき膨張比が小さい条件のときより排気回流量の制御目標値を大きく設定する理由は、膨張比が大きい条件のときのほうが膨張比が小さい条件のときより排気温度が低くて排気中の水分が凝縮し易くなり、その分多くの水回収できるためである。これを逆に言えば膨張比が小さくなるほど排気温度が高くなり、排気中の水分が凝縮しにくくなる（水回収量が減る）ので、排気回流量の制御目標値を小さくする。

また、図２２に示したように膨張比が一定の条件で吸気量が小さいほど排気回流量の制御目標値を大きく設定する。吸気量が小さい条件のとき吸気量が大きい条件のときより排気回流量の制御目標値を大きく設定する理由は、吸気量が小さい条件のときのほうが吸気量が大きい条件のときより排気温度が低くて排気中の水分が凝縮し易くなり、その分多くの水回収できるためである。これを逆に言えば吸気量が大きくなるほど排気温度が高くなり、排気中の水分が凝縮しにくくなる（水回収量が減る）ので、排気回流量の制御目標値を小さくする。

ここで、膨張比に等しい圧縮比（目標圧縮比）は図５で前述したようにエンジンの運転条件（負荷と回転速度）により定まっており、また、吸気量もエンジンの運転条件（負荷と回転速度）により定まるので、圧縮比と吸気量に代えてエンジンの運転条件（負荷と回転速度）をパラメータとすれば図２０の特性が得られることとなる。

また、図２３に示したように、膨張比と吸気量が一定の条件で吸気量に対する水噴射量の割合が大きくなるほど排気回流量の制御目標値を大きく設定することもできる。吸気量に対する水噴射量の割合が大きい条件のとき吸気量に対する水噴射量の割合が小さい条件のときより排気回流量の制御目標値を大きく設定する理由は、吸気量に対する水噴射量の割合が大きい条件のときのほうが吸気量に対する水噴射量の割合が小さい条件のときより排気中の水蒸気分圧が高くなり、排気中の水分が凝縮し易くなり、その分多くの水回収できるためである。これを逆に言えば吸気量に対する水噴射量の割合が小さくなるほど排気中の水蒸気分圧が低くなり、排気中の水分が凝縮しにくくなる（水回収量が減る）ので、排気回流量の制御目標値を小さくする。

図１９に戻りステップ２４では、図１８のステップ１３と同じにタンク残量と第２所定値を比較する。第２水位センサ９６がＯＮのとき、つまりタンク残量≦第２所定値のときにはステップ２５に進んで排気回流量の制御目標値を増量補正する。これは例えば、ステップ２３で得られている排気回流量の制御目標値（マップ値）に所定値を加算してやればよい。排気回流量の制御目標値を増量補正すると、その増量補正分だけ水回収装置１３０による水回収量が増える。すなわち、第２水位センサ９６がＯＮのとき（タンク残量≦第２所定値のとき）には水噴射の実行を継続するとやがてはタンク１３７内の水量が不足することになると判断できるのであるから、ステップ２５での操作は水貯蔵タンク１３７内の水不足の事態が将来的に生じてこないようにするための操作である。

ステップ２６ではこの増量補正後の排気回流量の制御目標値と排気回流量の限界値を比較する。排気回流量の限界値は水回収装置１３０による水回収率の点から定まる適合値である。水回収装置による水回収能力は無限ではなく、排気回流量が限界値以上であるときには空冷凝縮装置１３３において排気中の水分が凝縮温度に降下する前に排気が通路１３４へと排出されることとなり、水回収装置１３０に多くの排気を導いた割には水回収量が激減し水回収の効率が悪くなってしまう。そこで、排気回流量の制御目標値が限界値以上であるときには水回収装置における水回収の効率が悪いと判断し、ステップ２８に進んで排気制御弁１３９を非駆動とする。これに対して排気回流量の制御目標値が限界値未満であるときには水回収の効率が悪いことはないのでステップ２６よりステップ２７に進んで増量補正後の排気回流量の制御目標値が得られるように排気回流制御弁１３９を駆動する。

一方、ステップ２４で第２水位センサ９６がＯＦＦのとき、つまりタンク残量＞第２所定値のときには水噴射を実行するのに十分な水量がタンク１３７内に残存すると判断し、そのままステップ２６に進みステップ２３で得ている排気回流量の制御目標値（マップ値）と排気回流量の限界値を比較する。排気回流量の制御目標値が限界値以上であるときには空冷凝縮装置１３３において排気中の水分が凝縮温度に降下する前に排気が通路１３４へと排出されることとなり、水回収装置１３０に多くの排気を導いた割には水回収量が激減し水回収の効率が悪いと判断し、ステップ２８に進んで排気制御弁１３９を非駆動とする。排気回流量の制御目標値が限界値未満であるときには水回収の効率が悪いことはないのでステップ２６よりステップ２７に進んで排気回流量の制御目標値が得られるように排気制御弁１３９を駆動する。

ここで、本発明の実施形態の作用効果を説明する。

水噴射弁６２（水噴射装置）より燃焼室６１内に水噴射を行うと共に、圧縮比の制御目標値が得られるように圧縮比可変機構に与える駆動量をエンジンの運転条件（負荷と回転速度）に応じて可変制御するとき、膨張比が大きくなるほど排気温度が低くなり、排気中の水分が凝縮し易くなる。この場合に、膨張比に関係なく排気回流量の制御目標値（水回収装置に導く排気量の制御目標値）を一定値とするのでは、水回収を効率よく行うことができない。例えば、膨張比が大きい低負荷の条件で排気回流量の制御目標値を適合した場合において、膨張比が小さい高負荷の条件でも膨張比が大きい低負荷の条件での制御目標値をそのまま用いたのでは、水回収ができなくなる恐れがある。すなわち、水回収装置内で水が凝縮する温度まで排気温度を低下させることができなくなって、水回収量が急に減少してしまう恐れがあり、期待される水回収量に足りない事態が生じる。この逆に、膨張比が小さい高負荷の条件で排気回流量の制御目標値を適合した場合において、膨張比が大きい低負荷の条件でも膨張比が小さい高負荷の条件での制御目標値をそのまま用いたのでは、膨張比が大きい低負荷の条件で本来回収できるはずの水回収量を回収できなくなる事態が生じる。このように、圧縮比の制御目標値（膨張比）が、水回収量に大きな影響を与える。

これに対して本発明の実施形態である第３実施形態（請求項１、１６に記載の発明）によれば、排気の一部を冷却することにより排気中の水分を凝縮・液化させて回収しこの回収した水を水噴射弁６２に供給する水回収装置１３０を有し、排気回流量の制御目標値（水回収装置に導く排気量の制御目標値）を圧縮比に応じて可変制御するので（図２１参照）、燃焼室６１内に水噴射を行うと共に、エンジンの圧縮比を運転条件（負荷と回転速度）に応じて可変に制御していても、圧縮比の制御目標値から期待される水回収量と実際の水回収量とを一致させることができる。

膨張比が大きくなるほど排気温度が低くなり、排気中の水分が空冷凝縮装置１３３において凝縮し易くなり、水回収量が増えることに対応し、第３実施形態（請求項２、１７に記載の発明）によれば、排気回流量の制御目標値（水回収装置に導く排気量の制御目標値）を、圧縮比（膨張比）に応じ圧縮比が大きいときには圧縮比が小さいときより大きくするので（図２１参照）、膨張比が相違しても水回収装置１３０による水回収を効率よく行うことができる。

吸気量が同じ条件で膨張比が大きくなるほど排気温度が低くなり、排気中の水分が空冷凝縮装置１３３において凝縮し易くなり、水回収量が増え、また、膨張比が同じ条件で吸気量が小さくなるほど排気温度が低くなり、排気中の水分が空冷凝縮装置１３３において凝縮し易くなり、水回収量が増えることに対応し、第３実施形態（請求項３、１８に記載の発明）によれば、排気回流量の制御目標値（水回収装置に導く排気量の制御目標値）を、圧縮比（膨張比）と吸気量とに応じ吸気量が同じ条件で圧縮比が大きいときには圧縮比が小さいときより大きくし（図２１参照）、また圧縮比が同じ条件で吸気量が小さいときには吸気量が大きいときより大きくする（図２２参照）ので、圧縮比（膨張比）と吸気量とが相違しても水回収装置１３０による水回収を効率よく行うことができる。

吸気量に対する水噴射量の割合が同じ条件で膨張比が大きくなるほど排気温度が低くなり、排気中の水分が空冷凝縮装置１３３において凝縮し易くなり、水回収量が増え、また膨張比が同じ条件で吸気量に対する水噴射量の割合が大きくなるほど排気中の水蒸気分圧が高くなり、排気中の水分が空冷凝縮装置１３３において凝縮し易くなり、水回収量が増えることに対応し、第３実施形態（請求項４、１９に記載の発明）によれば、排気回流量の制御目標値（水回収装置に導く排気量の制御目標値）を、圧縮比（膨張比）と、吸気量に対する水噴射量の割合とに応じ吸気量に対する水噴射量の割合が同じ条件で圧縮比が大きいときには圧縮比が小さいときより大きくし（図２１参照）、また圧縮比が同じ条件で吸気量に対する水噴射量の割合が大きいときには吸気量に対する水噴射量の割合が小さいときより大きくする（図２３参照）ので、圧縮比（膨張比）と、吸気量に対する水噴射量の割合とが相違しても水回収装置１３０による水回収を効率よく行うことができる。

水回収装置１３０内に水貯蔵タンク１３７（回収された水を蓄える水タンク）を有している場合に、この水貯蔵タンク１３７の残量が第２所定値（所定値）以下になったときにも、運転条件に応じた水噴射量の制御目標値（マップ値）を水噴射弁６２に与えて水を供給し続けたのでは、水貯蔵タンク１３７の水が不足しやがては運転条件（負荷と回転速度）に応じた水噴射量の制御目標値を供給し得ない事態が生じかねないのであるが、第３実施形態（請求項８、２３に記載の発明）によれば、水貯蔵タンク１３７の残量が第２所定値（所定値）以下になった場合に、排気回流量の制御目標値（水回収装置に導く排気量の制御目標値）を増量補正するので（図１９のステップ２４、２５参照）、水貯蔵タンク１３７の水不足を補いつつ運転条件に応じた水噴射量の制御目標値を供給し続けることができる。

水貯蔵タンク１３７の残量が第２所定値（所定値）以下になった場合にも、運転条件に応じた水噴射量の制御目標値を水噴射弁６２に与えて水を供給し続けたのでは、水貯蔵タンク１３７の水が不足しやがては運転条件（負荷と回転速度）に応じた水噴射量の制御目標値を供給し得ない事態が生じかねないのであるが 第３実施形態（請求項９、２４に記載の発明）によれば、水貯蔵タンク１３７の残量が第２所定値（所定値）以下になった場合に、水噴射量の制御目標値を小さい側に補正するので（図１８のステップ１３、１４参照）、水噴射を行い得る時間を延ばすことができる。この場合、水噴射量の制御目標値を減量補正すると、その分ノッキングが生じ勝ちとなることが考えられるが、このノック対策として第３実施形態（請求項９、２４に記載の発明）によれば、水貯蔵タンク１３７の残量が第２所定値（所定値）以下になった場合に、圧縮比の制御目標値を小さい側に補正するので、ノッキングが生じ勝ちとなることもない。

第３実施形態（請求項１０、２５に記載の発明）によれば、水噴射弁６２より燃焼室内に水を直接噴射すると共に、水噴射弁６２からの水噴射の開始時期をエンジンの運転条件（負荷と回転速度）に応じて制御するので（図１６のステップ４参照）、特に高負荷時のノック対策を行うことができ、その分圧縮比を高くすることができる。

水噴射により燃焼室６１を区画する燃焼室壁面（ピストン冠面９ａ）に水膜が形成され、この水膜断熱によってエンジンの冷却水に失われる冷却損失が大幅に減少するときには、空調（ヒータ）の利きが悪くなるが、第３実施形態（請求項１２、２７に記載の発明）によれば、水回収装置１３０に水冷熱交換器１３２を含み、この水冷熱交換器１３２にエンジンの冷却水との熱交換機能を備えているので、排気熱の冷却水への回収が可能となり、これによって空調（ヒータ）の利きが悪くなることを緩和できる。

第３実施形態（請求項１４、２９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（先行発明と同じ）、ピストン（９）の上死点近傍の動きを圧縮比が固定の従来エンジンよりも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、圧縮比が固定の従来エンジンでは冷却損失が増えるところであるが、少なくとも前記ピストン上死点前の圧縮行程で燃焼室（５１）内への水噴射を開始するようにすれば、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こととなる。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。

このように第３実施形態（請求項１４、２９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圧縮比が固定の従来エンジンよりも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圧縮比が固定の従来エンジンよりも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。

圧縮比を可変として、高膨張比で運転する低負荷の条件では低膨張比で運転する高負荷の条件のときより排気温度が低下するため、排気回流量（水回収装置に導く排気量）の限界値を決める上で、膨張比を考慮することは重要なポイントとなる。すなわち、限界値を超えて排気回流量の制御目標値（水回収装置に導く排気量の制御目標値）を大きくしたのでは、排気中の水分が空冷凝縮装置１３３において凝縮温度に降下する前に排気が通路１３４を介して大気へと排出されることとなり、水回収装置１３０に多くの排気を導いた割には水回収装置１３０における水回収量が激減し水回収の効率が悪くなってしまう。

これに対して第３実施形態（請求項１５、３０に記載の発明）によれば、排気回流量の制御目標値（水回収装置に導く排気量の制御目標値）が排気回流量の限界値（水回収装置に導く排気量の限界値）以上となったときに、排気制御弁１３９を非駆動（水回収装置１３０を非駆動）とするので（図１９のステップ２６、２８参照）、無駄に排気を水回収装置１３０に導くことを避けることができる。

次に、図２５は第４実施形態の吸気量（吸入空気量）に対する水噴射量の割合の特性を示している。

圧縮比可変制御により、吸気量が少なくなるほど（低負荷になるほど）圧縮比、従って膨張比を大きくしているのであるが（図２５の実線参照）、吸気量が所定値ａ以下の低負荷域では実質的に圧縮比を大きくすることができず、実質的な圧縮比は図２５破線で示したように吸気量が小さくなるほど小さくなる。従って、吸気量が所定値ａ以下の低負荷域においても、図２５一点鎖線で示したように図２５実線で示した圧縮比に対応させて吸気量に対する水噴射量の割合を設定したのでは、圧縮比の実質的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しているところへ水噴射を大量に行うこととなり燃焼の悪化を却って促進してしまう。

そこで第４実施形態では、吸気量が所定値ａ以下の低負荷域ではこの減少する実質的な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を吸気量が小さくなるほど小さくなるように設定するようにしたものである（図２５の二点鎖線参照）。

このように、吸気量が所定値ａ以下の低負荷域で吸気量が小さくなるほど圧縮比が実質的に低下してゆき、この圧縮比の実質的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。従って、吸気量が所定値ａ以下の低負荷域でこうした圧縮比の実質的な低下がない状態での水噴射量を供給したのでは、燃焼悪化を却って促進してしまいかねないのであるが、本発明の実施形態である第４実施形態（請求項５、２０に記載の発明）によれば、膨張比に応じて吸気量に対する水噴射量の割合を制御する、具体的には吸気量が小さくなる低負荷域で吸気量が小さくなるほど圧縮比（膨張比）に応じて吸気量に対する水噴射量の割合を小さくするので、圧縮比が実質的に低下する低負荷時に、水噴射による燃焼悪化を避けることができる。

次に、本発明の他の実施形態について述べる。

吸気量に対する水噴射量の割合が多いほどノック抑制に効果がある。そこで、圧縮比（膨張比）が例えばステップ的に低下する加速時に、吸気量に対する水噴射量の割合を所定の時間遅れをもって小さくすることが考えられる。この他の実施形態（請求項６、２１に記載の発明）によれば、、同じ加速時に吸気量に対する水噴射量の割合をステップ的に小さくする場合よりも加速直後の水噴射量を多くすることができ、ノック抑制を確実に行わせることができる。

本発明の実施形態ある第３実施形態では、水噴射弁が燃焼室天井中央に設けられている場合（図１３参照）、つまり先行発明の実施形態である第１実施形態の場合を前提とするもので述べたが、水噴射弁が燃焼室の周辺に設けられている場合、つまり先行発明の実施形態である第２実施形態の場合を前提とするものにも本発明を適用できる。

本発明の実施形態では、水回収装置に導く排気量の制御目標値を圧縮比に応じて可変制御する場合で説明したが、水回収装置に導く排気の割合の制御目標値を圧縮比に応じて可変制御するようにしてもかまわない。

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。 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。 第１実施形態の水回収装置の概略構成図。 第１実施形態の圧縮比制御機構と水回収装置を組み合わせた全体システムの概略構成図。 第３実施形態の水回収装置の概略構成図。 従来エンジンの冷却装置の概略構成図。 第３実施形態の水噴射量の制御目標値、水噴射の開始時期の算出を説明するためのフローチャート。 水噴射量の制御目標値の特性図。 第３実施形態の水噴射弁の駆動制御を説明するためのフローチャート。 第３実施形態の排気制御弁の制御を説明するためのフローチャート。 運転条件に対する排気回流量の制御目標値の特性図。 膨張比（圧縮比）に対する排気回流量の制御目標値の特性図。 吸気量に対する排気回流量の制御目標値の特性図。 吸気量に対する水噴射量の割合と排気回流量の制御目標値との関係を示す特性図。 第３実施形態の制御ブロック図。 第４実施形態の吸気量に対する水噴射量の割合の特性図。

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
６１ 燃焼室
６２ 水噴射弁（水噴射装置）
６５ 点火栓
１０１ 触媒
１０９ コンデンサ（凝縮器）
１２１ 水回収装置
１２２ 排気制御弁
１３０ 水回収装置
１３２ 水冷熱交換器
１３３ 空冷凝縮装置（凝縮器）
１３９ 排気制御弁
１４０ 冷却装置

Claims (32)

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、
   駆動量に応じてエンジンの圧縮比を可変に制御し得る圧縮比可変機構と、
   圧縮比の制御目標値が得られるようにこの圧縮比可変機構に与える駆動量をエンジンの運転条件に応じて可変制御する圧縮比可変制御手段と、
   燃焼室内に水噴射を行う水噴射装置と、
   排気の一部を冷却することにより排気中の水分を凝縮・液化させて回収しこの回収した水を前記水噴射装置に供給する水回収装置と
   を有し、
   この水回収装置に導く排気の割合の制御目標値または水回収装置に導く排気量の制御目標値を前記圧縮比に応じて可変制御することを特徴とするエンジンの燃焼制御方法。
2. 前記水回収装置に導く排気の割合の制御目標値または水回収装置に導く排気量の制御目標値を、前記圧縮比に応じ圧縮比が大きいときには圧縮比が小さいときより大きくすることを特徴とする請求項１に記載のエンジンの燃焼制御方法。
3. 前記水回収装置に導く排気の割合の制御目標値または水回収装置に導く排気量の制御目標値を、前記圧縮比と吸気量とに応じ吸気量が同じ条件で圧縮比が大きいときには圧縮比が小さいときより大きくし、また圧縮比が同じ条件で吸気量が小さいときには吸気量が大きいときより大きくすることを特徴とする請求項１に記載のエンジンの燃焼制御方法。
4. 前記水噴射装置からの水噴射量の制御目標値が得られるように水噴射装置からの水噴射量をエンジンの運転条件に応じて可変制御する水噴射量制御手段を備え、
   前記水回収装置に導く排気の割合の制御目標値または水回収装置に導く排気量の制御目標値を、前記圧縮比と、吸気量に対する水噴射量の割合とに応じ吸気量に対する水噴射量の割合が同じ条件で圧縮比が大きいときには圧縮比が小さいときより大きくし、また圧縮比が同じ条件で吸気量に対する水噴射量の割合が大きいときには吸気量に対する水噴射量の割合が小さいときより大きくすることを特徴とする請求項１に記載のエンジンの燃焼制御方法。
5. 前記圧縮比に応じて吸気量に対する水噴射量の割合を制御することを特徴とする請求項１に記載のエンジンの燃焼制御方法。
6. 前記圧縮比が低下する加速時に、吸気量に対する水噴射量の割合を所定の時間遅れをもって小さくすることを特徴とする請求項１から４までのいずれか一つに記載のエンジンの燃焼制御方法。
7. エンジンの運転条件に応じた圧縮比の制御目標値と、エンジンの運転条件に応じた水噴射量の制御目標値の各マップ及び前記水回収装置に導く排気量の制御目標値のマップを有することを特徴とする請求項４に記載のエンジンの燃焼制御方法。
8. 前記水回収装置内に回収された水を蓄える水タンクを有し、
   この水タンクの残量が所定値以下になった場合に、前記水回収装置に導く排気の割合の制御目標値または水回収装置に導く排気量の制御目標値を増量補正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燃焼制御方法。
9. 前記水タンクの残量が所定値以下になった場合に、前記水噴射量の制御目標値と前記圧縮比の制御目標値とを小さい側に補正することを特徴とする請求項４、６、７、８のいずれか一つに記載のエンジンの燃焼制御方法。
10. 前記水噴射装置より燃焼室内に水を直接噴射すると共に、水噴射装置からの水噴射の開始時期をエンジンの運転条件に応じて制御することを特徴とする請求項１から９までのいずれか一つに記載のエンジンの燃焼制御方法。
11. 前記水噴射の開始時期を圧縮行程後半とすることを特徴とする請求項１０に記載のエンジンの燃焼制御方法。
12. 前記水回収装置に水冷熱交換器を含み、
    この水冷熱交換器にエンジンの冷却水との熱交換機能を備えることを特徴とする請求項１から１１までのいずれか一つに記載のエンジンの燃焼制御方法。
13. 前記圧縮比可変機構は、
    前記ピストンと第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と、
    駆動量に応じて第３のリンクの角位置を調整し得るアクチュエータと
    を含むことを特徴とする請求項１から１２までのいずれか一つに記載のエンジンの燃焼制御方法。
14. 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ことを特徴とする請求項１３に記載のエンジンの燃焼制御方法。
15. 前記水回収装置に導く排気の割合の制御目標値が水回収装置に導く排気の割合の限界値以上となったときまたは前記水回収装置に導く排気量の制御目標値が水回収装置に導く排気量の限界値以上となったときに、前記水回収装置を非駆動とすることを特徴とする請求項１から１４までのいずれか一つに記載のエンジンの燃焼制御方法。
16. 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、
    駆動量に応じてエンジンの圧縮比を可変に制御し得る圧縮比可変機構と、
    圧縮比の制御目標値が得られるようにこの圧縮比可変機構に与える駆動量をエンジンの運転条件に応じて可変制御する圧縮比可変制御手段と、
    燃焼室内に水噴射を行う水噴射装置と、
    排気の一部を冷却することにより排気中の水分を凝縮・液化させて回収しこの回収した水を前記水噴射装置に供給する水回収装置と
    を有し、
    この水回収装置に導く排気の割合の制御目標値または水回収装置に導く排気量の制御目標値を前記圧縮比に応じて可変制御することを特徴とするエンジンの燃焼制御装置。
17. 前記水回収装置に導く排気の割合の制御目標値または水回収装置に導く排気量の制御目標値を、前記圧縮比に応じ圧縮比が大きいときには圧縮比が小さいときより大きくすることを特徴とする請求項１６に記載のエンジンの燃焼制御装置。
18. 前記水回収装置に導く排気の割合の制御目標値または水回収装置に導く排気量の制御目標値を、前記圧縮比と吸気量とに応じ吸気量が同じ条件で圧縮比が大きいときには圧縮比が小さいときより大きくし、また圧縮比が同じ条件で吸気量が小さいときには吸気量が大きいときより大きくすることを特徴とする請求項１６に記載のエンジンの燃焼制御装置。
19. 前記水噴射装置からの水噴射量の制御目標値が得られるように前記水噴射装置からの水噴射量をエンジンの運転条件に応じて可変制御する水噴射量制御手段を備え、
    前記水回収装置に導く排気の割合の制御目標値または水回収装置に導く排気量の制御目標値を、前記圧縮比と、吸気量に対する水噴射量の割合とに応じ吸気量に対する水噴射量の割合が同じ条件で圧縮比が大きいときには圧縮比が小さいときより大きくし、また圧縮比が同じ条件で吸気量に対する水噴射量の割合が大きいときには吸気量に対する水噴射量の割合が小さいときより大きくすることを特徴とする請求項１６に記載のエンジンの燃焼制御装置。
20. 前記圧縮比に応じて吸気量に対する水噴射量の割合を制御することを特徴とする請求項１６に記載のエンジンの燃焼制御装置。
21. 前記圧縮比が低下する加速時に、吸気量に対する水噴射量の割合を所定の時間遅れをもって小さくすることを特徴とする請求項１６から１９までのいずれか一つに記載のエンジンの燃焼制御装置。
22. エンジンの運転条件に応じた圧縮比の制御目標値と、エンジンの運転条件に応じた水噴射量の制御目標値の各マップ及び前記水回収装置に導く排気量の制御目標値のマップを有することを特徴とする請求項１９に記載のエンジンの燃焼制御装置。
23. 前記水回収装置内に回収された水を蓄える水タンクを有し、
    この水タンクの残量が所定値以下になった場合に、前記水回収装置に導く排気の割合の制御目標値または水回収装置に導く排気量の制御目標値を増量補正することを特徴とする請求項１６から２２までのいずれか一つに記載のエンジンの燃焼制御装置。
24. 前記水タンクの残量が所定値以下になった場合に、前記水噴射量の制御目標値と前記圧縮比の制御目標値とを小さい側に補正することを特徴とする請求項１９、２１、２２、２３のいずれか一つに記載のエンジンの燃焼制御装置。
25. 前記水噴射装置より燃焼室内に水を直接噴射すると共に、水噴射装置からの水噴射の開始時期をエンジンの運転条件に応じて制御することを特徴とする請求項１６から２４までのいずれか一つに記載のエンジンの燃焼制御装置。
26. 前記水噴射の開始時期を圧縮行程後半とすることを特徴とする請求項２５に記載のエンジンの燃焼制御装置。
27. 前記水回収装置に水冷熱交換器を含み、
    この水冷熱交換器にエンジンの冷却水との熱交換機能を備えることを特徴とする請求項１６から２６までのいずれか一つに記載のエンジンの燃焼制御装置。
28. 前記圧縮比可変機構は、
    前記ピストンと第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と、
    駆動量に応じて第３のリンクの角位置を調整し得るアクチュエータと
    を含むことを特徴とする請求項１６から２７までのいずれか一つに記載のエンジンの燃焼制御装置。
29. 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ことを特徴とする請求項２８に記載のエンジンの燃焼制御装置。
30. 前記水回収装置に導く排気の割合の制御目標値が水回収装置に導く排気の割合の限界値以上となったときまたは前記水回収装置に導く排気量の制御目標値が水回収装置に導く排気量の限界値以上となったときに、前記水回収装置を非駆動とすることを特徴とする請求項１６から２９までのいずれか一つに記載のエンジンの燃焼制御装置。
31. 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、
    エンジンの膨張比を可変に制御し得る膨張比可変機構と、
    この膨張比可変機構をエンジンの運転条件に応じて可変制御する膨張比可変制御手段と、
    燃焼室内に水噴射を行う水噴射装置と、
    排気中の水分を回収しこの回収した水を前記水噴射装置に供給する水回収装置と
    を有し、
    この水回収装置に導く排気の割合または水回収装置に導く排気量を前記膨張比に応じて可変制御することを特徴とするエンジンの燃焼制御方法。
32. 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、
    エンジンの膨張比を可変に制御し得る膨張比可変機構と、
    この膨張比可変機構をエンジンの運転条件に応じて可変制御する膨張比可変制御手段と、
    燃焼室内に水噴射を行う水噴射装置と、
    排気中の水分を回収しこの回収した水を前記水噴射装置に供給する水回収装置と
    を有し、
    この水回収装置に導く排気の割合または水回収装置に導く排気量を前記膨張比に応じて可変制御することを特徴とするエンジンの燃焼制御装置。