JP5790344B2

JP5790344B2 - リーンバーンエンジンの冷却装置

Info

Publication number: JP5790344B2
Application number: JP2011194264A
Authority: JP
Inventors: 和男市川; 谷田　芳夫; 芳夫谷田; 猪飼　孝至; 孝至猪飼; 英史藤本; 裕典中尾; 祐利瀬戸; 伸吾甲斐; 将増山; 宏和中橋
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 2011-09-06
Filing date: 2011-09-06
Publication date: 2015-10-07
Anticipated expiration: 2031-09-06
Also published as: JP2013053606A

Description

ここに開示する技術は、リーンバーンエンジンの冷却装置に関する。

例えば特許文献１には、冷却損失を低減させて熱効率を向上させる観点から、燃焼室を区画形成する面を、多数の気泡を含んだ断熱材によって構成する技術が記載されている。

また、例えば特許文献２には、図示熱効率の向上を目的として、燃焼室の内壁面をセラミック製とすることで断熱性を高めると共に、圧縮比を可変にして、部分負荷時には圧縮比を高めて熱効率を向上させる一方、高負荷時にはノッキングの発生を回避すべく圧縮比を低下させ、さらにヘッドガスケットを熱伝導率の高い材料によって構成することで、ノッキングの発生を回避しつつ、高負荷時における圧縮比の低下度合いを小さくしたエンジンが記載されている。

特開２００９−２４３３５５号公報特開２００８−２８０９６１号公報

ところで、火花点火式エンジンの理論サイクルであるオットーサイクルにおいては、圧縮比を高めれば高めるほど、また、ガスの比熱比を高めれば高めるほど、理論熱効率が高くなる。このため、高圧縮比と混合気のリーン化とを組み合わせた高圧縮比リーンバーンエンジンは、熱効率（図示熱効率）の向上に、ある程度は有利になる。しかしながら高圧縮比リーンバーンエンジンは、圧縮比１５程度で図示熱効率が最大になり、それ以上に圧縮比を高めても、図示熱効率は高くならない（逆に、圧縮比を高めれば高めるほど、図示熱効率が低くなる）。これは、混合気がリーンであるため比較的大量の空気がシリンダ内に導入される一方で、そのシリンダ内の大量の空気が、高圧縮比化に伴い大きく圧縮されて燃焼圧力及び燃焼温度が大幅に高くなってしまうためである。つまり、高い燃焼圧力及び燃焼温度によってシリンダの壁面等を通じた冷却水への熱の放出量が増え、冷却損失が大幅に増大する結果、図示熱効率が低くなってしまうのである。従って、高圧縮比化と混合気のリーン化とを組み合わせた高圧縮比リーンバーンエンジンにおける熱効率の向上には、冷却損失の低減が重要である。

ここに開示する技術は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、高圧縮比リーンバーンエンジンにおける冷却損失を低減することにある。

本願発明者らは、高圧縮比リーンバーンエンジンにおいて、エンジン本体を冷却する冷却水を廃することによって、冷却損失を低減することに着目した。しかしながら、例えば高負荷域では燃料量の増大に伴いエンジン本体の温度が高まるため、エンジンの全運転領域で温度信頼性を確保する上ではエンジンの冷却が必要な運転領域が存在する可能性がある。そこで、本願発明者らは、エンジンの運転状態に応じてエンジンの冷却方法を変更することにした。

具体的に、ここに開示するリーンバーンエンジンの冷却装置は、幾何学的圧縮比εが１８以上４０以下に設定された気筒を有するエンジン本体と、前記エンジン本体の燃焼室を区画する区画壁の周囲に設けられた冷却水通路を含んで構成された冷却水の循環回路と、前記循環回路における冷却水の循環制御を含む、前記エンジン本体の運転制御を行うよう構成された制御器と、を備える。

そして、前記制御器は、前記エンジン本体の温間時であって、その運転状態が低負荷領域にあるときには、空気過剰率λを２以上に、又は、前記気筒内の全ガス重量Ｇと前記気筒内に供給される燃料の重量Ｆとの関係Ｇ／Ｆを３０以上に設定すると共に、前記エンジン本体の温間時であって、その運転状態が前記低負荷領域にあるときには、前記冷却水通路内に空気を入れることによって、前記冷却水通路内の冷却水を強制的に排出して前記冷却水通路内をエア空間にし、前記エンジン本体の冷却を行わない一方、前記エンジン本体の運転状態が高負荷領域にあるときには、前記循環回路内で前記冷却水を循環させることで前記冷却水通路内に前記冷却水を流通させて、前記エンジン本体の冷却を行う。

ここで、「低負荷領域」「高負荷領域」は、エンジン本体の運転領域を、低負荷領域と、低負荷領域よりも負荷の高い高負荷領域と、の２つの領域に区分したときの、低負荷領域及び高負荷領域としてもよい。

前記の構成によると、エンジン本体の運転状態が低負荷領域にあるときには、空気過剰率λを２以上に、又は、Ｇ／Ｆを３０以上に設定する。エンジン本体の幾何学的圧縮比εは、１８以上４０以下であることから、このエンジンは、高圧縮比化と混合気のリーン化とを組みあわせた高圧縮比リーンバーンエンジンである。このエンジンにおいて、低負荷領域では、冷却水通路内の冷却水を排して冷却水通路内をエア空間にする。このことにより、低負荷領域ではエンジン本体の冷却が行われない。このため、燃焼ガスの熱が冷却水に放出されることがなくなり、冷却損失の低減が図られる。また、燃焼室の周囲にエア空間が設けられるため、燃焼室が断熱され、冷却損失がさらに低減する。一方で、高圧縮比化に伴う高膨張比化によって、冷却損失の低減分に相当する燃焼ガスのエネルギが排気損失とならずに、機械仕事に効率よく変換される。このため、この高圧縮比リーンバーンエンジンでは、図示熱効率を高めることが可能になる。

これに対し、エンジン本体の運転状態が高負荷領域にあるときには、低負荷領域にあるときよりも、燃料量の増大に伴いエンジン本体の温度が高まり易い。ここで、高負荷領域では、低負荷領域と同様に、空気過剰率λを２以上、又は、Ｇ／Ｆを３０以上にするリーン燃焼運転を行ってもよいし、そのようなリーン燃焼運転が維持できないのであれば、空気過剰率λを１以上にしてもよい。高負荷領域では、エンジン本体の過熱を回避して温度信頼性を確保する観点から、循環回路内で冷却水を循環させることにより、冷却水通路内に冷却水を流通させる。これにより、エンジン本体、特に燃焼室付近が冷却されるため、エンジン本体の温度信頼性が確保される。

前記エンジン本体は、その運転状態が低負荷領域にあるときに、前記冷却水通路内に空気を入れることによって、当該冷却水通路内の冷却水を強制的に排出するように構成されている。

こうすることで、エンジン本体の運転状態が低負荷領域に移行したときには、冷却水通路内の冷却水を確実にかつ早期に排することが可能になり、前述の通り、低負荷領域における冷却損失の低減が確実になると共に、エンジン本体の運転状態の変更に対する、冷却方法の変更の応答性が高まる。

前記エンジン本体は、シリンダブロックとシリンダヘッドとを含んで構成され、当該シリンダブロック及びシリンダヘッドのそれぞれに前記冷却水通路が形成されており、前記制御器は、前記エンジン本体の温間時であって、その運転状態が高負荷領域における低回転域にあるときには、前記シリンダヘッドの冷却水通路内にのみ冷却水を流通させる一方、前記エンジン本体の温間時であって、その運転状態が高負荷領域における高回転域にあるときには、前記シリンダヘッド及びシリンダブロック双方の冷却水通路内に冷却水を流通させる、としてもよい。ここで、「低回転域」「高回転域」は、エンジン本体の運転領域を、低回転域と、低回転域よりも回転数の高い高回転域と、の２つの領域に区分したときの、低回転域及び高回転域としてもよい。

エンジン本体の運転状態が高負荷領域にあるときでも、低回転域ではエンジン本体の温度は相対的に低くなる。このため、エンジン本体の全体を冷却するのではなく、シリンダヘッドの冷却水通路にのみ冷却水を流通させて、シリンダヘッド側を重点的に冷却する。このことにより、エンジン本体の温度信頼性を確保しつつ、シリンダヘッドの温度は比較的低温に維持されるから、吸気ポートの通過中に吸気が受熱しない、又は、ほとんど受熱しなくなり、充填効率の向上が図られる。このことは、低回転高負荷領域における高トルクの確保に有利になる。また、低回転高負荷領域はノッキングやプリイグニッションといった異常燃焼が生じやすい領域であるものの、吸気の温度上昇の抑制によって気筒内の温度が低下するため、そうした異常燃焼の回避にも有利になる。

一方で、エンジン本体の運転状態が高回転高負荷領域にあるときには、シリンダヘッド及びシリンダブロック双方の冷却水通路内に冷却水を流通させる。このことによって、エンジン本体の全体を効率よく冷却する。このことは、エンジン本体の温度が相対的に高くなりやすい高回転高負荷領域において、エンジン本体の温度信頼性を確保する。

前記のリーンバーンエンジンは、前記気筒内に燃料を噴射する燃料噴射弁と、前記エンジン本体に取り付けられかつ、前記燃焼室の区画壁の温度を検出する壁温センサと、をさらに備え、前記制御器は、前記エンジン本体の温間時であって、その運転状態が低負荷領域にあるときには、前記壁温センサによって検出された温度に応じて、前記区画壁の温度が所定温度以下となるように前記燃料噴射弁による燃料の噴射態様を制御する、としてもよい。

エンジン本体の運転状態が低負荷領域にあるときには、前述の通り、冷却水通路内の冷却水を排して冷却水の循環を行わない。このため、従来のような、冷却水の温度を検出し、検出した水温に基づくエンジン本体の制御はできない。そのため、燃焼室の区画壁の温度を検出する壁温センサを備えて、その壁温センサの検出する燃焼室の温度に応じて、エンジン本体の制御を行うことが望ましい。

また、低負荷領域ではエンジン本体の冷却が行われないため、燃焼室の区画壁の温度が高くなりすぎることが起こり得る。そこで制御器は、壁温センサによって検出された温度に応じて、燃料噴射弁による燃料の噴射態様（例えば燃料噴射タイミングや、一括噴射及び分割噴射の切替を含む）を制御し、そのことによって、区画壁の温度が所定温度以下となるようにする。例えば、区画壁の温度が所定温度よりも高くなったときには、吸気行程時と圧縮行程時とのそれぞれにおいて気筒内に燃料を噴射する分割噴射を行うことで、燃料の気化潜熱による気筒内の温度低下を促進するようにしてもよい。こうすることで、冷却水によってエンジン本体の冷却を行わないときでも、エンジン本体の温度信頼性が確保される。

以上説明したように、前記のリーンバーンエンジンの冷却装置は、エンジン本体の温間時であって、その運転状態が低負荷領域にあるときには、冷却水通路内の冷却水を排して冷却水通路内をエア空間にすることで、冷却損失を低減して図示熱効率が向上する一方、エンジン本体の温間時であって、その運転状態が高負荷領域にあるときには、循環回路内で冷却水を循環させて冷却水通路内に冷却水を流通させることでエンジン本体を冷却するから、エンジン本体の温度信頼性を確保することが可能になる。

リーンバーンエンジンの構成を概略的に示す図である。リーンバーンエンジンの制御に係る構成を示すブロック図である。リーンバーンエンジンの運転マップを例示する図である。冷却水レス運転時の循環回路の状態を示す説明図である。ヘッド重点冷却時の冷却水の循環状態を示す説明図である。高効率冷却時の冷却水の循環状態を示す説明図である。エンジンの冷却方法の切替に係るフローチャートである。冷却水レス運転、ヘッド重点冷却及びその移行時の冷却水流量、冷却水温度及び燃焼室温度の状態を例示する図である。冷却水レス運転、高効率冷却及びその移行時の冷却水流量、冷却水温度及び燃焼室温度の状態を例示する図である。ヘッド重点冷却、高効率冷却及びその移行時の冷却水流量、冷却水温度及び燃焼室温度の状態を例示する図である。

以下、リーンバーンエンジン（以下、単にエンジンとも言う）の実施形態を図面に基づいて説明する。尚、以下の好ましい実施形態の説明は、本質的に例示に過ぎない。図１、２に示すように、エンジン・システムは、エンジン１、エンジン１に付随する様々なアクチュエーター、様々なセンサ、及びセンサからの信号に基づきアクチュエーターを制御するエンジン制御器１００を有する。

エンジン１は、火花点火式内燃機関であって、図例では一つのみ図示するが、複数のシリンダ１１を有する。エンジン１は、自動車等の車両に搭載され、その出力軸は、図示しないが、変速機を介して駆動輪に連結されている。エンジン１の出力が駆動輪に伝達されることによって、車両が推進する。エンジン１は、シリンダブロック１２と、その上に載置されるシリンダヘッド１３とを備えており、シリンダブロック１２の内部にシリンダ１１が形成されている。シリンダブロック１２及びシリンダヘッド１３の内部には、冷却水が流れるウォータジャケット１２１、１３１が形成されている。ウォータジャケット１２１、１３１を含む冷却水の循環回路４００の詳細については、後述する。

ピストン１５は、各シリンダ１１内に摺動自在に嵌挿されており、シリンダ１１及びシリンダヘッド１３と共に燃焼室１７を区画している。この実施形態では、ピストン１５の冠面に凹部が形成されている。

図１には一つのみ示すが、シリンダ１１毎に２つの吸気ポート１８がシリンダヘッド１３に形成され、それぞれがシリンダヘッド１３の下面（燃焼室１７の上面を区画する天井面）に開口することで燃焼室１７に連通している。同様に、シリンダ１１毎に２つの排気ポート１９がシリンダヘッド１３に形成され、それぞれがシリンダヘッド１３の天井面に開口することで燃焼室１７に連通している。吸気ポート１８は、シリンダ１１内に導入される新気が流れる吸気通路（図示省略）に接続されている。吸気通路の上流側には、吸気流量を調整するスロットル弁２０が介設しており、スロットル弁２０は、エンジン制御器１００からの制御信号を受けてその開度が調整される。一方、排気ポート１９は、各シリンダ１１からの既燃ガス（排気ガス）が流れる排気通路（図示省略）に接続されている。排気通路には、一つ以上の触媒コンバータを有する排気ガス浄化システムが配置される。

図１に示すように、吸気弁２１及び排気弁２２はそれぞれ、吸気ポート１８及び排気ポート１９を燃焼室１７から遮断（閉）することができるように配設されている。吸気弁２１は吸気弁駆動機構により、排気弁２２は排気弁駆動機構により、それぞれ駆動される。吸気弁２１及び排気弁２２は所定のタイミングで往復動して、吸気ポート１８及び排気ポート１９を開閉し、シリンダ１１内のガス交換を行う。吸気弁駆動機構及び排気弁駆動機構は、図示は省略するが、それぞれ、クランクシャフトに駆動連結された吸気カムシャフト及び排気カムシャフトを有し、これらのカムシャフトはクランクシャフトの回転と同期して回転する。また、少なくとも吸気弁駆動機構は、吸気カムシャフトの位相を所定の角度範囲内で連続的に変更可能な、液圧式又は機械式の位相可変機構（Variable Valve Timing：ＶＶＴ）２３を含んで構成されている。ＶＶＴ２３と共に、弁リフト量を連続的に
変更可能なリフト可変機構（ＣＶＶＬ（Continuous Variable Valve Lift））を備えるようにしてもよい。

点火プラグ３１は、例えばねじ等の周知の構造によって、シリンダヘッド１３に取り付けられている。点火プラグ３１は、この実施形態では、シリンダ１１の中心軸に対し、排気側に傾斜した状態で取り付けられており、その先端部（電極）は燃焼室１７の天井部に臨んでいる。尚、点火プラグ３１の配置はこれに限定されるものではない。点火システム３２は、エンジン制御器１００からの制御信号を受けて、点火プラグ３１が所望の点火タイミングで火花を発生するよう、それに通電する。一例として、点火システム３２はプラズマ発生回路を備え、点火プラグ３１はプラズマ点火式のプラグとしてもよい。

燃料噴射弁３３は、この実施形態ではシリンダ１１の中心軸に沿って配置され、例えばブラケットを使用する等の周知の構造でシリンダヘッド１３に取り付けられている。燃料噴射弁３３の先端は、燃焼室１７の天井部の中心に臨んでいる。燃料噴射弁３３は、この例では、外開弁タイプのピエゾ式インジェクタである。こうしたインジェクタは、ペネトレーションが比較的低い一方で、燃料の微粒化に優れている。

燃料供給システム３４は、燃料噴射弁３３に燃料を供給する燃料供給系と、燃料噴射弁３３を駆動する電気回路と、を備えている。電気回路は、エンジン制御器１００からの制御信号を受けて燃料噴射弁３３を作動させ、所定のタイミングで所望量の燃料を、燃焼室１７内に噴射させる。ここで、このリーンバーンエンジン１の燃料は、この実施形態ではガソリンであるが、これに限定されるものではなく、例えばガソリン含有の各種の液化燃料としてもよい。

エンジン制御器１００は、図２に示すように、周知のマイクロコンピュータをベースとするコントローラであって、プログラムを実行する中央演算処理装置（ＣＰＵ）と、例えばＲＡＭやＲＯＭにより構成されてプログラム及びデータを格納するメモリと、電気信号の入出力をする入出力（Ｉ／Ｏ）バスと、を備えている。

エンジン制御器１００は、少なくとも、エアフローセンサ７１からの吸気流量に関する信号、クランク角センサ７２からのクランク角パルス信号、アクセル・ペダルの踏み込み量を検出するアクセル開度センサ７３からのアクセル開度信号、車速センサ７４からの車速信号をそれぞれ受ける。エンジン制御器１００は、これらの入力信号に基づいて、以下のようなエンジン１の制御パラメーターを計算する。例えば、所望のスロットル開度信号、燃料噴射パルス、点火信号、バルブ位相角信号、等である。そしてエンジン制御器１００は、それらの信号を、スロットル弁２０（スロットル弁２０を動かすスロットルアクチュエーター）、燃料供給システム３４、点火システム３２及びＶＶＴ２３等に出力する。

このリーンバーンエンジン１の特徴的な点は、エンジンの図示熱効率を高めて、燃費性能を従来に比べて大幅に向上させる観点から、エンジン１の幾何学的圧縮比εを１８以上４０以下の超高圧縮比に設定すると共に、少なくとも部分負荷の運転領域においては空気過剰率λを２以上８以下に設定して、混合気をリーン化することに対し、燃焼室１７の断熱構造を、さらに組み合わせる点にある。

ここで、このエンジン１は圧縮比＝膨張比となる構成から、高圧縮比と同時に、比較的高い膨張比を有するエンジン１でもある。尚、圧縮比＜膨張比となる構成（例えばアトキンソンサイクルや、ミラーサイクル）を採用してもよい。

また、燃焼室１７は、図１に示すように、シリンダ１１の壁面と、ピストン１５の冠面と、シリンダヘッド１３の下面（天井面）と、吸気弁２１及び排気弁２２それぞれのバルブヘッドの面と、によって区画形成されており、これらの各面に、後述する構成を有する断熱層６１，６２，６３，６４，６５が設けられることによって、燃焼室１７が断熱化されている。尚、以下において、これらの断熱層６１〜６５を総称する場合は、断熱層に符号「６」を付す場合がある。断熱層６は、これらの区画面の全てに設けてもよいし、これらの区画面の一部に設けてもよい。また、図例では、シリンダ壁面の断熱層６１は、ピストン１５が上死点に位置した状態で、そのピストンリング１４よりも上側の位置に設けられており、これにより断熱層６１上をピストンリング１４が摺動しない構成としている。但し、シリンダ壁面の断熱層６１はこの構成に限らず、断熱層６１を下向きに延長することによって、ピストン１５のストロークの全域、又は、その一部に断熱層６１を設けてもよい。また、燃焼室１７を直接区画する壁面ではないが、吸気ポート１８や排気ポート１９における、燃焼室１７の天井面側の開口近傍のポート壁面に断熱層を設けてもよい。尚、図１に図示する各断熱層６１〜６５の厚みは実際の厚みを示すものではなく単なる例示であると共に、各面における断熱層の厚みの大小関係を示すものでもない。

このリーンバーンエンジン１では、前述の通り幾何学的圧縮比εを１８≦ε≦４０に設定している。理論サイクルであるオットーサイクルにおける理論熱効率η_ｔｈは、η_ｔｈ＝１−１／（ε^κ−１）であり、圧縮比εを高くすればするほど、理論熱効率η_ｔｈは高くなる。また、ガスの比熱比κを高めれば高めるほど、言い換えると、空気過剰率λを高めれば高めるほど、理論熱効率η_ｔｈは高くなる。

しかしながら、エンジン（正確には、燃焼室の断熱構造を有しないエンジン）の図示熱効率は、所定の幾何学的圧縮比ε（例えば１５程度）でピークになり、幾何学的圧縮比εをそれ以上に高めても図示熱効率は高くならず、逆に、図示熱効率は低下することになる。これは、燃料量及び吸気量を一定のままで幾何学的圧縮比を高くした場合、圧縮比が高くなればなるほど、燃焼圧力及び燃焼温度が高くなることに起因している。つまり、燃焼室１７を区画する面を通じて熱が放出することに伴う冷却損失は、冷却損失＝熱伝達率×伝熱面積×（ガス温度−区画面の温度）によって決定され、燃焼ガスの圧力及び温度が高くなるほど熱伝達率は高くなるから、燃焼圧力及び燃焼温度が高くなることは、その分、冷却損失を増大させることになる。その結果、リーンバーンエンジンは、幾何学的圧縮比が高くなればなるほど、図示熱効率が低下してしまうのである。このように、混合気をリーン化しつつ、幾何学的圧縮比を高めることによってエンジンの図示熱効率を高めようとしても、冷却損失が増大することにより、理論熱効率よりも大幅に低い図示熱効率で頭打ちなってしまう。

これに対し、このリーンバーンエンジン１では、高い幾何学的圧縮比εにおいて図示熱効率が高まるように、燃焼室１７の断熱構造を組み合わせている。つまり、燃焼室１７の断熱化により冷却損失を低減させ、それによって図示熱効率を高める。

一方で、燃焼室１７を断熱化して冷却損失を低減させるだけでは、その冷却損失の低減分が排気損失に転換されて図示熱効率の向上にはあまり寄与しないところ、このリーンバーンエンジン１では、前述したように、高圧縮比化に伴う高膨張比化によって、冷却損失の低減分に相当する燃焼ガスのエネルギを、機械仕事に効率よく変換している。すなわち、このリーンバーンエンジン１は、冷却損失及び排気損失を共に低減させる構成を採用することによって、図示熱効率を大幅に向上させているということができる。

ここで、空気過剰率λについて検討する。空気過剰率λが２よりも低くなると燃焼室１７内の最高燃焼温度が高くなって、燃焼室１７からＲａｗＮＯｘが排出され得る。前述したように、このリーンバーンエンジン１は、冷却損失と共に排気損失の低減をも図っているため、排気温度が比較的低く触媒の活性化には不利である。そのため、燃焼室１７からのＲａｗＮＯｘの排出を回避乃至抑制することが望ましく、そのためには、空気過剰率λを２以上に設定することが好ましい。言い換えると、燃焼室１７内の最高燃焼温度が所定温度（例えば、ＲａｗＮＯｘが生成し得る温度としての１８００Ｋ（ケルビン））以下となる範囲で、空気過剰率λを設定することが望ましい。エンジン制御器１００は、例えばエンジン１の部分負荷における運転領域内で、負荷の上昇に伴い（言い換えると、燃料噴射量の増量により空気過剰率λが下がることに伴い）、最高燃焼温度が所定温度を超えるようなときには、空気過剰率λを上げてエンジン１を運転することが望ましい。

一方、本願発明者らの検討によると、空気過剰率λ＝８で図示熱効率がピークになることから、空気過剰率λの範囲としては、２≦λ≦８が好ましい。混合気のリーン化は、スロットル弁２０を開き側に設定することになるから、ガス交換損失（ポンピングロス）の低減による図示熱効率の向上にも寄与し得る。

尚、エンジン１の全負荷を含む高負荷の運転領域においては、トルク優先により、空気過剰率λをさらに下げて例えばλ＝１又はλ≦１としてもよい。前記の空気過剰率λの数値範囲は、エンジン１の、中負荷及び低負荷の運転領域における好ましい範囲である。

図３は、このリーンバーンエンジン１の、温間時の運転マップの一例であり、前述したように、低負荷領域（但し、高回転の一部の領域を除く）においては、空気過剰率λを、２≦λ≦８（又はＧ／Ｆを３０〜１２０）とするリーン運転域にする一方、高負荷領域（及び高回転の一部の低負荷領域を含む）においては、空気過剰率λをλ＝１（又はλ≦１）とするλ＝１運転域にする。ここで、リーン運転域においては、燃焼室１７内の混合気を圧縮着火させる圧縮着火モードとし、λ＝１運転域においては、点火プラグ３１の駆動によって燃焼室１７内の混合気に点火する火花点火モードとしてもよい。尚、運転領域の全域において、圧縮着火モードとしてもよい。

次に、燃焼室１７の断熱構造について、さらに詳細に説明する。燃焼室１７の断熱構造は、前述したように、燃焼室１７を区画する各区画面に設けた断熱層６１〜６５によって構成されるが、これらの断熱層６１〜６５は、燃焼室１７内の燃焼ガスの熱が、区画面を通じて放出されることを抑制するため、燃焼室１７を構成する金属製の母材よりも熱伝導率が低く設定される。ここで、シリンダ１１の壁面に設けた断熱層６１については、シリンダブロック１２が母材であり、ピストン１５の冠面に設けた断熱層６２についてはピストン１５が母材であり、シリンダヘッド１３の天井面に設けた断熱層６３については、シリンダヘッド１３が母材であり、吸気弁２１及び排気弁２２それぞれのバルブヘッド面に設けた断熱層６４，６５については、吸気弁２１及び排気弁２２がそれぞれ母材である。従って、母材の材質は、シリンダブロック１２、シリンダヘッド１３及びピストン１５については、アルミニウム合金や鋳鉄となり、吸気弁２１及び排気弁２２については、耐熱鋼や鋳鉄等となる。但し、前述したように、このリーンバーンエンジン１は排気損失を低減していることから、排気ガス温度が大幅に低下しているため、特に排気弁２２については耐熱鋼でなくても、従来は使用することができなかった、又は、使用することが困難であった材料（例えばアルミニウム合金等）を使用することも可能である。

また、断熱層６は、冷却損失を低減する上で、母材よりも容積比熱が小さいことが好ましい。つまり、燃焼室１７内のガス温度は燃焼サイクルの進行によって変動するが、燃焼室の断熱構造を有しない従来のエンジンは、シリンダヘッドやシリンダブロック内に形成したウォータジャケット内を冷却水が流れることにより、燃焼室１７を区画する面の温度は、燃焼サイクルの進行にかかわらず、概略一定に維持される。

一方で、冷却損失は、前述の通り、冷却損失＝熱伝達率×伝熱面積×（ガス温度−区画面の温度）によって決定されることから、ガス温度と壁面の温度との差温が大きくなればなるほど冷却損失は大きくなってしまう。冷却損失を抑制するためには、ガス温度と区画面の温度との差温は小さくすることが望ましいが、前述したように、燃焼室１７の区画面の温度を概略一定に維持した場合、ガス温度の変動に伴い差温が大きくなることは避けられない。

そこで、前記の断熱層６は熱容量を小さくし、燃焼室１７の区画面の温度が、燃焼室１７内のガス温度の変動に追従して変化することが好ましい。

また、断熱層６の熱容量を小さくすることは、排気損失の低減にも有利になる。つまり、仮に断熱層の熱容量が大きいときは、燃焼室１７内の温度が低下したときでも、区画面の温度が下がらない一方で、燃焼室１７が断熱構造を有しているため、燃焼室１７内の温度を高温のままに維持してしまう。このことは、結果として排気損失を増大させることになり、エンジン１の熱効率の向上を阻害する。

これに対し、断熱層６の熱容量を小さくすることは、燃焼室１７内の温度が低下したときに、それに追従して区画面の温度が低下する。従って、燃焼室１７内の温度を高温に維持してしまうことを回避し得るから、前述した、温度追従性に伴う冷却損失の抑制のほか、排気損失の抑制にも有利になり得る。

断熱層６の例示として、この断熱層６は、シリンダ１１の壁面、ピストン１５の冠面、シリンダヘッド１３の天井面、並びに、吸気弁２１及び排気弁２２それぞれのバルブヘッド面、つまり、燃焼室１７を区画する区画面に、例えばプラズマ溶射により形成した、ジルコニア（ＺｒＯ_２）、又は、部分安定化ジルコニア（ＰＳＺ）の皮膜によって構成してもよい。ジルコニア又は部分安定化ジルコニアは、熱伝導率が比較的低くかつ、容積比熱も比較的小さいため、母材よりも熱伝導率が低くかつ、容積比熱が母材と同じか、それよりも小さい断熱層６が構成される。

そうしてこのリーンバーンエンジン１では、リーン燃焼運転を行う低負荷領域において冷却損失をさらに低減させることを目的として、エンジン１の冷却を行わない冷却水レス運転を行うように構成されている。それと共に、このリーンバーンエンジン１は、エンジン１の運転状態が高負荷領域にあるときにはλ＝１運転を行うように運転モードを切り替えているが、その運転モードの切替に対応するように、エンジン１の冷却方法も切り替える。以下、図面を参照しながら、冷却方法の切替について説明する。

先ず、このリーンバーンエンジン１における冷却水の循環回路４００は、図１に示すように、エンジン１に設けたウォータジャケット１２１、１３１と、ラジエータ４１とを互いに連結する送り流路４２と戻し流路４３とを含んで構成されている。

ウォータジャケット１２１、１３１は、前述したように、シリンダブロック１２及びシリンダヘッド１３のそれぞれに設けられており、シリンダブロック１２側のウォータジャケット１２１と、シリンダヘッド１３側のウォータジャケット１３１とは、エンジン１の内部で互いに連通している。シリンダヘッド１３側のウォータジャケット１３１は特に、充填効率の向上に効果的な、排気弁２２のバルブブリッジ近傍の冷却を有効に行い得るように設けられている。ウォータジャケット１２１、１３１に対する冷却水の流入口は、シリンダブロック１２側及びシリンダヘッド１３側のそれぞれに設けられているのに対し、ウォータジャケットからの冷却水の流出口は、シリンダヘッド１３側にのみ設けられている。

送り流路４２上には電動ウォータポンプ４４が介設されており、後述するように、エンジン制御器１００によって電動ウォータポンプ４４が駆動されることに伴い（図２参照）、循環回路４００内を冷却水が循環することになる。尚、電動ウォータポンプ４４に代えて、エンジン駆動のウォータポンプとしてもよいが、後述するように、冷却水の循環を停止する冷却水レス運転を行うことから、エンジン１の駆動、停止とは独立して、ウォータポンプの駆動、停止を切り替えることが可能な構成とすることが好ましい。

電動ウォータポンプ４４の下流側は２つに分岐しており、一方の分岐路は、流量調整弁４５を介して、シリンダブロック１２側の冷却水の流入口に接続されているのに対し、他方の分岐路は、三方弁４６を介して、シリンダヘッド１３側の冷却水流入口に接続されている。流量調整弁４５は、後述するようにエンジン制御器１００によって制御（つまり、開度調整）されることで、シリンダブロック１２側に供給される冷却水の流量を調整する。尚、流量調整弁４５を閉弁してシリンダブロック１２側への冷却水の供給を停止することもある。

三方弁４６が有するもう一つの出口ポートには、エンジン１のウォータジャケット１２１、１３１をバイパスするように、戻り流路４３に接続されるエンジンバイパス路４７が接続されている。三方弁４６は、シリンダヘッド１３側のウォータジャケット１３１に供給する冷却水の流量と、エンジンバイパス路４７側に流す冷却水の流量との割合を調整可能に構成されており、その調整（開度調整）は、エンジン制御器１００によって行われる（図２参照）。

循環回路４００における戻り流路４３上にはまた、リザーバタンク４８が介設されており、このリザーバタンク４８には、後述するように、エンジン１のウォータジャケット１２１、１３１内の冷却水を排したときの、その冷却水が貯留される。

循環回路４００にはまた、ラジエータ４１をバイパスするように、戻り流路４３と送り流路４２とを接続するラジエータバイパス路４９が設けられており、ラジエータ４１の下流側に配置されかつ、エンジン制御器１００によって制御されるエレキサーモスタット４１０によって、ラジエータ４１を通過する冷却水流量と、ラジエータ４１をバイパスする冷却水流量との割合が調整される。このことで、循環回路４００を循環する冷却水の温度調整が行われる。

尚、戻り流路４３上には、エンジン１から排出された冷却水の温度を計測する水温センサ７５が配設されているが、冷却水の循環を停止する冷却水レス運転時においても、エンジン１、特に燃焼室１７の温度状態を監視するために、シリンダヘッド１３には、壁温センサ７６が取り付けられている。壁温センサ７６は、燃焼室１７の区画面（区画壁）の温度を検出可能なセンサである。壁温センサ７６は、燃焼サイクルの進行に伴う燃焼室１７内の温度変化にも対応するような高応答のセンサであることが望ましい。こうした高応答センサとして、例えば白金測温抵抗体を採用してもよい。これら水温センサ７５及び壁温センサ７６の計測値はそれぞれ、図２に示すように、エンジン制御器１００に入力される。

シリンダブロック１２側のウォータジャケット１２１の下部には、ウォータジャケット１２１、１３１内にエアを注入するための注入口が形成されており、この注入口には、図１では図示を省略するコンプレッサ４１１（図２参照）が接続されている。後述する冷却水レス運転時には、エンジン制御器１００がコンプレッサ４１１を駆動することによって、エアがウォータジャケット１２１内に注入されて、シリンダブロック１２及びシリンダヘッド１３のウォータジャケット１２１、１３１内の冷却水が、シリンダヘッド１３に設けた流出口から排出され、ウォータジャケット１２１、１３１内がエア空間になるように構成されている。

以上のように構成された循環回路４００によって、このリーンバーンエンジン１では、図３に示すように、リーン燃焼運転を行う低負荷領域においては、エンジン１の冷却を行わない冷却水レス運転を行い、空気過剰率λの低い高負荷領域の内、低回転域においては、シリンダヘッド１３のみを重点的に冷却するヘッド充填冷却を行い、高回転域においては、エンジン１の全体を冷却する高効率冷却を行う。

図４は、冷却水レス運転における循環回路４００の状態を示している。冷却水レス運転時には先ず、電動ウォータポンプ４４を停止しかつ、必要に応じて三方弁４６及び流量調整弁４５をそれぞれ閉弁することで、循環回路４００内の冷却水の循環を停止した状態で、コンプレッサ４１１を駆動する。これによって、ウォータジャケット１２１、１３１内にエアを注入し、ウォータジャケット１２１、１３１内の冷却水を流出口を通じて排出する。排出された冷却水はリザーバタンク４８に貯留するようになる。尚、ウォータジャケット１２１、１３１内の冷却水が排出されれば、コンプレッサ４１１は停止すればよい。こうして、冷却水レス運転時には、ウォータジャケット１２１、１３１内がエア空間になり、エンジン１の冷却が行われない。

図５は、ヘッド重点冷却における循環回路４００の状態を示している。ヘッド重点冷却では、流量調整弁４５を閉弁した状態で、電動ウォータポンプ４４を駆動し、実線の矢印で示すように、シリンダヘッド１３側の流入口からのみ、冷却水をウォータジャケット１３１内に供給する。このときは、三方弁４６の制御によりエンジンバイパス路４７側への冷却水の供給も停止して、できるだけ大量の冷却水をシリンダヘッド１３側に供給することが好ましい。そうして、シリンダヘッド１３の流出口から流出した冷却水は、戻り流路４３、ラジエータ４１、送り流路４２を介して、再びシリンダヘッド１３に供給されることになる。このとき、冷却水の温度が設定した温度となるように、エレキサーモスタット４１０の制御が行われる（同図の実線及び一点鎖線の矢印参照）。

図６は、高効率冷却における循環回路４００の状態を示している。高効率冷却では、流量調整弁４５を開弁した状態で、電動ウォータポンプ４４を駆動し、実線の矢印で示すように、シリンダブロック１２側の流入口とシリンダヘッド１３側の流入口との双方から、冷却水をウォータジャケット１２１、１３１内に供給する。このときは、三方弁４６の制御によりエンジンバイパス路４７側へも適宜、冷却水が供給される。そうして、シリンダヘッド１３の流出口から流出した冷却水は、ヘッド重点冷却時と同様に、戻り流路４３、ラジエータ４１、送り流路４２を介して、再びシリンダヘッド１３に供給されることになる。このときも、冷却水の温度が設定した温度となるように、エレキサーモスタット４１０の制御が行われる（同図の実線及び一点鎖線の矢印参照）。

次に、図７のフローを参照しながら、エンジン制御器１００が実行するエンジン１の冷却方法の切替制御について説明する。先ず、スタート後のステップＳ７１では各種信号を読み込み、続くステップＳ７２では、読み込んだ信号に基づき、エンジン１の運転状態が、リーン燃焼運転の領域であるか否か、言い換えると図３の運転マップにおける低負荷領域にあるか否かを判定する。リーン燃焼運転域であるとき（ＹＥＳのとき）には、ステップＳ７３に移行する一方、リーン燃焼運転域でないとき（ＮＯのとき）には、ステップＳ７８に移行する。

ステップＳ７３では、前述した冷却水レス運転を実施する（図４参照）。そのために、ステップＳ７４では、電動ウォータポンプ４４を停止し、続くステップＳ７５では壁温センサ７６を起動する。その上で、ステップＳ７６においてコンプレッサ４１１を駆動して、エンジン１のウォータジャケット１２１、１３１内にエアを注入し、ウォータジャケット１２１、１３１内の冷却水を排出する。こうして、冷却水の循環を行わずに、エンジン１のウォータジャケット１２１、１３１内をエア空間にしてエンジン１の冷却を中止する。前述したように、リーン燃焼運転（圧縮着火モード）を行う低負荷領域では、燃焼室１７の断熱構造によって冷却損失を低減しているため、エンジン１の冷却が不要である上に、ウォータジャケット１２１、１３１内の冷却水を排しているため、燃焼ガスの熱が冷却水に放出されることがなくなり、冷却損失をさらに低減することが可能になる。さらに、燃焼室１７周りのウォータジャケット１３１がエア空間となって断熱機能を有するため、燃焼室１７に形成された断熱層６と相俟って、燃焼室１７の断熱度合いがさらに高まることから、冷却損失を大幅に低減して図示熱効率の向上に有利になる。

また、冷却水レス運転は、エンジン１内に冷却水が存在していないため、エンジン１の暖機を不要にし、燃費の向上に有利になるという利点もある。

そうして、この冷却水レス運転では、ステップＳ７７において、壁温センサ７６の計測値、つまり燃焼室１７の壁温に基づく燃料噴射制御を行う。この制御は、従来のエンジン制御における水温センサ７５の検出値に基づく制御に対応するものであり、壁温センサ７６の計測値に応じて、燃料噴射タイミング、及び／又は、燃料噴射態様（例えば一括噴射と分割噴射との切替）等を行う。具体例としては、区画壁の温度が所定温度よりも高くなったときには、例えば吸気行程時と圧縮行程時（特に圧縮行程後期）とのそれぞれにおいて、燃料をシリンダ１１内に噴射する分割噴射を行うことによって、シリンダ１１内の温度低下を促進し、区画壁の温度を所定温度以下に維持するようにしてもよい。こうすることによって、エンジン１の冷却を行わない冷却水レス運転においても、エンジン１の温度信頼性を確保することが可能になる。

一方、リーン燃焼運転域ではなく、λ≦１運転域であるとして移行したステップＳ７８では、エンジン１の運転状態が低回転高負荷域であるか否かを判定する。低回転高負荷域であるとき（ＹＥＳのとき）には、ステップＳ７９に移行し、低回転高負荷域でないとき（ＮＯのとき）、つまり、高回転高負荷域であるときには、ステップＳ７１５に移行する。

ステップＳ７９では、前述したヘッド重点冷却を実施する（図５参照）。そのために、ステップＳ７１０では三方弁４６の駆動及び流量調整弁４５の閉弁を行うと共に、電動ウォータポンプ４４を駆動する。こうして、図５に矢印で示すように、シリンダヘッド１３のウォータジャケット１３１にのみ、冷却水を大量に供給し、エンジン１におけるシリンダヘッド１３を重点的に冷却する。このことにより、シリンダヘッド１３が比較的低温になって、吸気ポート１８を通過する際に吸気が受熱し難く、又は、受熱しなくなる。このことは充填効率を高めて、高負荷領域における高トルクの確保に有利になる。また、低回転高負荷領域は、ノッキングやプリイグニッションといった異常燃焼が生じやすい運転領域であるものの、シリンダ１１内に導入する吸気の温度上昇を抑制することによって、シリンダ１１内の温度が低下し、そうした異常燃焼を回避する上でも有利になる。

ステップＳ７１１では、電動ウォータポンプ４４の流量制御、具体的には、吐出流量を所定量だけ増量し、続くステップＳ７１２で壁温センサ７６の計測値を利用して吸気充填量を予測する。水温センサ７５の計測値ではなく、壁温センサ７６の計測値を利用することは、応答性の高い温度計測値が得られ、フィードバック制御に有利になるという利点がある。

そうして、ステップＳ７１３では、電動ウォータポンプ４４の吐出流量を増量することによって吸気充填量が所定割合以上増えたか否かを判定し、吸気充填量が所定割合以上増えたとき（ＹＥＳのとき）には、ステップＳ７１１に戻って、電動ウォータポンプ４４の吐出流量をさらに増量する一方、吸気充填量が所定割合以上増えないとき（ＮＯのとき）には、それ以上、電動ウォータポンプ４４の吐出流量を増やしても吸気充填量が増えないことから、電動ウォータポンプ４４の吐出流量をそのまま維持する。こうした電動ウォータポンプ４４の流量制御によって、必要以上に電動ウォータポンプ４４を駆動することが回避され、無駄な電力消費をなくして燃費の向上に有利になる。

一方、ステップＳ７１５では、前述した高効率冷却を実施する（図６参照）。そのために、ステップＳ７１６では三方弁４６の駆動及び流量調整弁４５の開弁と共に、電動ウォータポンプ４４を駆動する。こうして、図６に矢印で示すように、シリンダヘッド１３のウォータジャケット１３１とシリンダブロック１２のウォータジャケット１２１との双方に冷却水を供給し、エンジン１の全体を冷却する。続くステップＳ７１７では、壁温センサ７６を利用して燃焼室１７の壁温を計測し、ステップＳ７１８において、計測した壁温が、エンジン１の温度信頼性を満足するか否かを判定する。これは、計測した壁温が、予め設定した信頼性限界温度以下であるか否かを判定すればよく、温度信頼性を満足するとき（ＹＥＳのとき）には、ステップＳ７１９に移行して、電動ウォータポンプ４４の吐出流量、三方弁４６の開度、及び流量調整弁４５の開度をそれぞれ現状のままで維持する。一方、温度信頼性を満足しないとき（ＮＯのとき）にはステップＳ７１６に戻って、エンジン１への冷却水の供給量を増量すべく、電動ウォータポンプ４４の吐出流量、三方弁４６の開度、及び流量調整弁４５の開度の少なくとも一つを調整する。こうして、エンジン１の温度が高くなる高回転高負荷領域では、エンジン１の温度信頼性を確保しつつ、電動ウォータポンプ４４の吐出流量を必要最低限に設定する。

次に、図８〜図１０を参照しながら、冷却水レス運転、ヘッド重点冷却及び高効率冷却のそれぞれにおいて、エンジン１に供給される冷却水の流量、冷却水温度及び燃焼室１７の壁面温度について説明すると共に、冷却方法の変更時の状態について説明する。

先ず、図８の左側は、エンジン１の運転状態が低負荷領域のリーン燃焼運転域にあって、冷却水レス運転を行っているときの状態を示している。前述の通り冷却水レス運転時には、電動ウォータポンプ４４を停止し冷却水の循環を行わないため、シリンダヘッド１３側に供給される冷却水の流量（ヘッド側流量）、及び、シリンダブロック１２側の供給される冷却水の流量（ブロック側流量）は共にゼロになる。また、冷却水の循環を行わない（水温センサ７５付近に冷却水が存在しない）ため、水温センサ７５の出力が、例えばハンチングを起こし、真値とはならない。従って、冷却水レス運転時には、水温センサ７５の出力を制御に利用することはできない。また、冷却水レス運転時には、エンジン１の冷却を行わないものの、前述したように燃料噴射制御によって（図７のフローのステップＳ７７）、燃焼室１７の壁面温度は、同図に破線で示す信頼性限界温度以下に維持される。

エンジン１の運転状態がリーン燃焼運転域から、低回転高負荷域のλ＝１運転域に変更されたときには、エンジン１の冷却方法が、冷却水レス運転からヘッド重点冷却に変更される。このときには、電動ウォータポンプ４４の駆動を開始することにより、その移行期間中に、シリンダヘッド１３側の流入口から冷却水がウォータジャケット１３１内に（また、シリンダブロック１２側のウォータジャケット１２１内にも）供給されて、エンジン１のウォータジャケット１２１、１３１内が冷却水で満たされる。これに伴い、図８の上図に示すように、ヘッド側流量は次第に増量して、ヘッド重点冷却時には所定流量となるのに対し、ブロック側流量はゼロのままである。このようにしてシリンダヘッド１３の冷却を重点的に行うことに伴い、燃焼室１７の壁面温度が、冷却水レス運転からヘッド重点冷却への移行に伴い、次第に低下することになる。

尚、ヘッド重点冷却では、循環回路４００内で冷却水を循環させることに伴い水温センサ７５による水温の計測が可能になるものの、冷却水レス運転からヘッド重点冷却（又は後述する高効率冷却）への移行時のように、ウォータジャケット１２１、１３１内に冷却水が存在していない状態から、冷却水を流通させる状態へと移行する移行期間においては、図８の下図に丸印を付すように、水温センサ７５の計測値にオーバーシュート等が発生してしまうことから、少なくとも移行期間内においては、壁温センサ７６の計測値を利用してエンジン１の制御を行うことが望ましい。そうして、冷却水が循環回路４００内で安定的に循環して、ヘッド重点冷却に完全に移行した後は、水温センサ７５の計測値を利用して、冷却水の温度が所定温度で維持されるように、エレキサーモスタット４１０の開度調整を行ってもよい。

ヘッド重点冷却では、シリンダヘッド１３を重点的に冷却しているため、図８下図の右側に例示するように、燃焼室１７の壁面温度が比較的低下し、冷却水温度に近くなる。尚、図示は省略するが、冷却水の循環回路４００には、エンジンオイルを冷却するオイルクーラも設けられており、エンジンオイルの温度が所定温度以上に高まったときには、エレキサーモスタットの設定温度を下げることによって、冷却水温度を低下させ、エンジンオイルの温度信頼性を確保するようにしてもよい。

図９は、エンジンの運転状態が低負荷域（冷却水レス運転）から、高回転高負荷域（高効率冷却）へと変更した例を示している。高効率冷却は、前述の通り、シリンダヘッド１３側及びシリンダブロック１２側の双方に冷却水を供給するため、高効率冷却への移行に伴い、ヘッド側流量及びブロック側流量の双方が、ゼロの状態から次第に増量することになる。ここで、高効率冷却においてもシリンダヘッド１３を効率的に冷却する観点から、図例では三方弁４６及び流量調整弁４５の開度調整によって、ヘッド側流量をブロック側流量よりも高く設定している。尚、ヘッド側流量とブロック側流量との割合は適宜設定すればよく、例えば同じ流量に設定してもよい。こうして、エンジン１の温度が比較的高くなる高回転高負荷領域では、図９下図の右側に示すように、高効率冷却によって、燃焼室温度が信頼性限界温度以下で維持されることになる。また、冷却水温度は所定温度で維持される点は、ヘッド重点冷却と同じである。

図１０は、エンジン１の運転状態が低回転高負荷域から高回転高負荷域へと変更することに伴い、エンジン１の冷却方法がヘッド重点冷却から高効率冷却へ移行した例を示している。ヘッド充填冷却では、前述の通り、シリンダヘッド１３側にのみ冷却水が供給され、ブロック側流量はゼロである一方、高効率冷却ではシリンダブロック１２側にも冷却水が供給されるため、冷却方向の移行に伴い、ブロック側流量が次第に増量する。また、エンジン１の過熱を回避する観点から、高効率冷却では、ヘッド側流量も増量される。尚、冷却水温度は、ヘッド重点冷却から高効率冷却へ移行しても基本的には一定に維持されるのに対し、燃焼室温度は、ヘッド重点冷却から高効率冷却への移行によって、図例に示すように上昇する場合がある。

尚、図示はしないが、エンジン１の運転状態が前記とは逆に移行することに伴い、エンジン１の冷却方法が、前記とは逆に、つまり、ヘッド重点冷却から冷却水レス運転に移行するときは、図８の右から左の方向に移行し、高効率冷却から冷却水レス運転に移行するときは、図９の右から左の方向に移行し、高効率冷却からヘッド重点冷却に移行するときは、図１０の右から左の方向に移行することになる。

このように、リーンバーンエンジン１の運転状態に応じて、エンジン１の冷却方法を切り替えることにより、リーン燃焼運転域である低負荷領域では、冷却損失の大幅な低減が可能になって、図示熱効率の向上が図られる一方、λ＝１運転域である高負荷領域では、エンジン１の冷却を行うことにより、温度信頼性の確保が可能になる。

また、低回転高負荷の運転領域では、シリンダヘッド１３にのみ冷却水を供給するヘッド重点冷却を行うことによって、温度信頼性を確保しつつも、高トルクの確保及び異常燃焼の回避に有利になる一方、高回転高負荷の運転領域では、シリンダヘッド１３及びシリンダブロック１２の双方に冷却水を供給する高効率冷却を行うことによって、エンジン１の過熱を確実に回避して温度信頼性が確保可能になる。

尚、前述した構成では、シリンダヘッド１３のウォータジャケット１３１と、シリンダブロック１２のウォータジャケット１２１とを、エンジン１の内部で互いに連通させているが、シリンダヘッド１３のウォータジャケット１３１と、シリンダブロック１２のウォータジャケット１２１とを互いに独立させてもよい。その場合において、冷却水レス運転は、少なくともシリンダヘッド１３のウォータジャケット１３１内の冷却水を排して、そのウォータジャケット１３１をエア空間に構成すればよい。

また、循環回路４００において、流量調整弁４５は省略することも可能である。

さらに、ここに開示する技術は、前述したような、燃焼室１７の断熱構造を有する高圧縮比のリーンバーンエンジン１への適用に限定されるものではなく、例えば燃焼室１７の断熱構造を省略してもよい。その場合においても冷却水レス運転は、前述したように、ウォータジャケット１３１をエア空間にして、燃焼室１７の断熱化を実現することが可能であるから、冷却損失を低減して、図示熱効率の向上を図ることが可能である。

１リーンバーンエンジン（エンジン本体）
１１シリンダ（気筒）
１２シリンダブロック
１３シリンダヘッド
１７燃焼室
１００エンジン制御器
１２１ウォータジャケット（シリンダブロックの冷却水通路）
１３１ウォータジャケット（シリンダヘッドの冷却水通路）
３３燃料噴射弁
４００循環回路
７６壁温センサ

Claims

幾何学的圧縮比εが１８以上４０以下に設定された気筒を有するエンジン本体と、
前記エンジン本体の燃焼室を区画する区画壁の周囲に設けられた冷却水通路を含んで構成された冷却水の循環回路と、
前記循環回路における冷却水の循環制御を含む、前記エンジン本体の運転制御を行うよう構成された制御器と、を備え、
前記制御器は、
前記エンジン本体の温間時であって、その運転状態が低負荷領域にあるときには、空気過剰率λを２以上に、又は、前記気筒内の全ガス重量Ｇと前記気筒内に供給される燃料の重量Ｆとの関係Ｇ／Ｆを３０以上に設定すると共に、
前記エンジン本体の温間時であって、その運転状態が前記低負荷領域にあるときには、前記冷却水通路内に空気を入れることによって、前記冷却水通路内の冷却水を強制的に排出して前記冷却水通路内をエア空間にし、前記エンジン本体の冷却を行わない一方、前記エンジン本体の運転状態が高負荷領域にあるときには、前記循環回路内で前記冷却水を循環させることで前記冷却水通路内に前記冷却水を流通させて、前記エンジン本体の冷却を行うリーンバーンエンジンの冷却装置。
請求項１に記載のリーンバーンエンジンの冷却装置において、
前記エンジン本体は、シリンダブロックとシリンダヘッドとを含んで構成され、当該シリンダブロック及びシリンダヘッドのそれぞれに前記冷却水通路が形成されており、
前記制御器は、前記エンジン本体の温間時であって、その運転状態が高負荷領域における低回転域にあるときには、前記シリンダヘッドの冷却水通路内にのみ冷却水を流通させる一方、前記エンジン本体の温間時であって、その運転状態が高負荷領域における高回転域にあるときには、前記シリンダヘッド及びシリンダブロック双方の冷却水通路内に冷却水を流通させるリーンバーンエンジンの冷却装置。
請求項１又は２に記載のリーンバーンエンジンの冷却装置において、
前記気筒内に燃料を噴射する燃料噴射弁と、
前記エンジン本体に取り付けられかつ、前記燃焼室の区画壁の温度を検出する壁温センサと、をさらに備え、
前記制御器は、前記エンジン本体の温間時であって、その運転状態が低負荷領域にあるときには、前記壁温センサによって検出された温度に応じて、前記区画壁の温度が所定温度以下となるように前記燃料噴射弁による燃料の噴射態様を制御するリーンバーンエンジンの冷却装置。