(57)【要約】【課題】通常のピストンモーションでは、ピストンの下死点近傍の動きが遅く、そのぶん水の蒸発が進みにくく、燃焼室内の水蒸気濃度を均一化させることができない。【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（６６）内にする水噴射を行う水噴射装置（６９）を有し、少なくとも低負荷運転領域で、前記ピストン（９）の上死点位置付近の加速度が、クランクジャーナル中心とピストンピン中心とのシリンダ軸方向の距離が等しい単一コンロッドエンジンに比べて小さく、かつ燃焼開始時に燃焼室（６６）内水蒸気濃度が略均質となるように、前記水噴射装置（６９）より燃焼室（６６）内ガスに向けた水噴射を行う第１水噴射モードを設定する。【選択図】図１３
2009138661.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項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、
燃焼室内にする水噴射を行う水噴射装置を有し、
少なくとも低負荷運転領域で、前記ピストンの上死点位置付近の加速度が、クランクジャーナル中心とピストンピン中心とのシリンダ軸方向の距離が等しい単一コンロッドエンジンに比べて小さく、
かつ燃焼開始時に燃焼室内水蒸気濃度が略均質となるように、前記水噴射装置より燃焼室内ガスに向けた水噴射を行う第１水噴射モードを設定することを特徴とするエンジンの水噴射制御装置。
【請求項２】
前記第１水噴射モードと同じサイクル中に燃焼室壁面の所定部位に水膜を形成し、
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、燃焼室壁面の前記所定部位に向けた水噴射を行う第２水噴射モードを設定す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装置。
【請求項３】
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と共に、
前記支点の位置を変更し得る機構を有し、
この機構を用いエンジン負荷に応じて圧縮比を可変制御し低負荷時には高圧縮比が得られるようにすることを特徴とする請求項２に記載のエンジンの水噴射制御装置。
【請求項４】
吸気弁の閉時期及び吸気弁のリフト量を連続的に変更し得る可変動弁機構を有し、
この可変動弁機構を用いエンジン負荷に応じエンジン負荷が大きくなるほど吸気弁閉時期を吸気下死点に近づけてエンジンへの吸入空気量が大きくなるように制御すると共に、  吸気弁閉時期が吸気下死点より早まるほど吸気弁閉時期が吸気下死点にあるときより前記圧縮比が高くなる側に制御することを特徴とする請求項３に記載のエンジンの水噴射制御装置。
【請求項５】
前記吸気弁閉時期の制御目標値のマップ及び前記第１水噴射モードでの水噴射量と前記第２水噴射モードでの水噴射量を合わせた全水噴射量の制御目標値のマップを有し、各制御目標値のマップはエンジン負荷をパラメータとしてい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装置。
【請求項６】
前記圧縮比の制御目標値のマップ及び前記第１水噴射モードでの水噴射量と前記第２水噴射モードでの水噴射量を合わせた全水噴射量の制御目標値のマップを有し、各制御目標値のマップはエンジン負荷をパラメータとしていることを特徴とする請求項３に記載のエンジンの水噴射制御装置。
【請求項７】
膨張比は低負荷になるほど大きくなる特性であり、
膨張比の増加に応じて前記全水噴射量を大きくすると共に、
膨張比の増加に応じて前記第１水噴射モードでの水噴射量に対する前記第２水噴射モードでの水噴射量の比率を大きくすることを特徴とする請求項５または６に記載の記載のエンジンの水噴射制御装置。
【請求項８】
エンジン回転速度の上昇に応じて前記全水噴射量を小さくすると共に、
エンジン回転速度の上昇に応じて前記第１水噴射モードでの水噴射量に対する前記第２水噴射モードでの水噴射量の比率を小さくすることを特徴とする請求項５または６に記載の記載のエンジンの水噴射制御装置。
【請求項９】
前記第１水噴射モードでの水噴射量の増加に応じて燃焼室内ガス流動を強化することを特徴とする請求項７に記載の記載のエンジンの水噴射制御装置。
【請求項１０】
高負荷運転領域で前記水噴射装置より圧縮行程中にシリンダボア周辺を指向する水噴射を行う第３水噴射モードを設定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記載のエンジンの水噴射制御装置。
【請求項１１】
前記所定部位はピストン冠面であり、このピストン冠面に凹部を有することを特徴とする請求項２に記載の記載のエンジンの水噴射制御装置。
【請求項１２】
前記水噴射を行う装置が可変噴霧角機構を備え、
前記第２水噴射モードでの水噴射における水噴霧角を、前記第１水噴射モードでの水噴射における水噴霧角より狭く設定することを特徴とする請求項１１に記載の記載のエンジンの水噴射制御装置。
【請求項１３】
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、
燃焼室内にする水噴射を行う水噴射装置を有し、
少なくとも低負荷運転領域で、前記ピストンの上死点位置付近の加速度が、クランクジャーナル中心とピストンピン中心とのシリンダ軸方向の距離が等しい単一コンロッドエンジンに比べて小さく、
かつ燃焼開始時に燃焼室内水蒸気濃度が略均質となるように、前記水噴射装置より燃焼室内ガスに向けた水噴射を行う第１水噴射モードを設定することを特徴とするエンジンの水噴射制御方法。
【請求項１４】
前記第１水噴射モードと同じサイクル中に燃焼室壁面の所定部位に水膜を形成し、
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、燃焼室壁面の前記所定部位に向けた水噴射を行う第２水噴射モードを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水噴射制御方法。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は往復動ピストンを有するエンジン（内燃機関）の水噴射制御装置及び水噴射制御方法、特に燃費向上技術に関する。
【背景技術】
【０００２】
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。
【特許文献１】２８４１５５１号特許公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
ところで、通常のピストンモーションでは、ピストンの下死点近傍の動きが遅く、そのぶん圧縮による燃焼室内ガスの密度と燃焼室内ガスの温度上昇とが遅い時期に始まることから、水の蒸発が進みにくく、燃焼室内の水蒸気濃度を均一化させることができないという問題がある。
【課題を解決するための手段】
【０００４】
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（６６）内にする水噴射を行う水噴射装置（６９，８５，９１）を有し、少なくとも低負荷運転領域で、前記ピストン（９）の上死点位置付近の加速度が、クランクジャーナル中心とピストンピン中心とのシリンダ軸方向の距離が等しい単一コンロッドエンジンに比べて小さく、かつ燃焼開始時に燃焼室（６６）内水蒸気濃度が略均質となるように、前記水噴射装置（６９，８５，９１）より燃焼室（６６）内ガスに向けた水噴射を行う第１水噴射モードを設定する。
【発明の効果】
【０００５】
本発明によれば、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、燃焼室内にする水噴射を行う水噴射装置を有し、少なくとも低負荷運転領域で、前記ピストンの上死点位置付近の加速度が、クランクジャーナル中心とピストンピン中心とのシリンダ軸方向の距離が等しい単一コンロッドエンジンに比べて小さく、かつ燃焼開始時に燃焼室内水蒸気濃度が略均質となるように、前記水噴射装置より燃焼室内ガスに向けた水噴射を行う第１水噴射モードを設定するので、従来エンジンと比較してピストンの下死点近傍の動きが早く、そのぶん圧縮による燃焼室内ガスの密度と燃焼室内ガスの温度上昇とが早い時期に始まることから、水の蒸発が早く進み、燃焼室内の水蒸気濃度を均一化させることができる。燃焼室内に水蒸気を均一に分布させることで燃焼温度が低下し、より大きな冷却損失の低減効果が得られる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００６】
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。
【０００７】
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。
【０００８】
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。
【０００９】
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。
【００１０】
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。
【００１１】
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、両者を挿通するアッパーピン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。
【００１２】
ロアーリンク５は、クランクピン４を挟持するように、２つの本体５ａ、５ｂを取付けて構成されており、この挟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とコントロールリンク１１（第３のリンク）の上端側とは、両者を挿通するコントロールピン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。
【００１３】
このコントロールリンク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を有するコントロールシャフト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、コントロールシャフト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、コントロールシャフト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。
【００１４】
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に連結するコントロールリンク１１が、下端側の揺動軸心Ｏｂを支点として揺動する。
【００１５】
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、コントロールリンク１１の揺動軸心となるコントロールシャフト１３の軸心Ｏｂが偏心カム部１４の軸心Ｏａ周りに回転し、つまりコントロールリンク１１の揺動中心位置Ｏｂがエンジン本体（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上段左側は高圧縮比位置での、図２上段右側は低圧縮比位置での各リンク姿勢である。高圧縮比時において、コントロールシャフト１３の挙動により、コントロールリンク１１は比較的下げられた位置にある。ロアーリンク５は傾斜が大きく、アッパーリンク６を持ち上げている。低圧縮比化する場合、コントロールシャフト１３をコントロールリンク１１を下げる方向に回転させる。ロアーリンク５の傾斜が小さくなり、アッパーリンク６が下がり、上死点位置も下がり圧縮比が下がる。
【００１６】
図２下段に高圧縮比時と低圧縮比時のコントロールリンク１１とコントロールシャフト１３の拡大図を示す。燃焼圧によりピストン９が推力を受けるとコントロールシャフト１３に図２下段において反時計回りに負荷トルクが発生する。負荷発生時に低圧縮比から高圧縮比へ変更する場合、圧縮比制御アクチュエータ１６（電動機）により負荷トルク以上のトルクを時計回りに発生させる。逆に、負荷発生時に高圧縮比から低圧縮比へ変更する場合において摩擦抵抗以上の負荷トルクが発生しているとき、圧縮比制御アクチュエータ１６（電動機）でトルクを発生することなく低圧縮比へと変化する。
【００１７】
この圧縮比可変機構の最大の特徴はコントロールシャフト１３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。すなわち、ピストン９の上死点位置付近の加速度が、クランクジャーナル中心とピストンピン中心とのシリンダ軸方向の距離が等しい（つまり距離が変わらない）単一コンロッドエンジンに比べて小さくなっている。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と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。
【００１８】
さらに、燃焼に関与するクランク角度範囲（例えば６０°ＢＴＤＣ〜６０°ＡＴＤＣ）において高圧縮比時のピストン９の挙動と低圧縮比時のピストン９の挙動とを比較すると、図４に示すように、高圧縮比時に基準高さＨ１よりも上にいる期間Ｔ１のほうが、低圧縮比時に基準高さＨ２よりも上にいる期間Ｔ２より長くなっている。ここで、基準高さを高圧縮比時と低圧縮比時とで相違させているが、これは高圧縮比時と低圧縮比時とでピストン上死点位置が相違するため、高圧縮比時と低圧縮比時とで基準高さからピストン上死点位置までの幅を同じにした状態で比較しているためである。こうして高圧縮比時に上死点ＴＤＣ近傍に長くピストン９が滞在することになると、高圧縮比時である低負荷条件において、膨張行程後期に第２水噴射モードでの水噴射を行ったとき（後述する）、より水膜を形成しやすいこととなる。その一方で、高圧縮比時にピストン９が下死点ＢＤＣ付近に滞在する期間は従来の機構と比較して短いことから圧縮による燃焼室内の温度上昇が早く進むため、圧縮行程初期に第１水噴射モードでの水噴射を行ったとき（後述する）、水が蒸発しやすいこととなる。
【００１９】
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実エンジン回転速度から目標圧縮比のマップを検索することにより、そのときの負荷と実エンジン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、圧縮比制御アクチュエータ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。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。なお、本発明の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焼室内の混合気に対して火花点火を実行する（図６参照）。
【００２０】
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が図１に示したものと同じである。
【００２１】
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。
【００２２】
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。
【００２３】
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。
【００２４】
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。
【００２５】
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。
【００２６】
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。
【００２７】
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。
【００２８】
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。
【００２９】
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。
【００３０】
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。
【００３１】
このリフト可変機構２１の作用は次のようなものである。
【００３２】
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。
【００３３】
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。
【００３４】
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。
【００３５】
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。
【００３６】
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。
【００３７】
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。
【００３８】
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。
【００３９】
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。
【００４０】
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。
【００４１】
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。
【００４２】
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。
【００４３】
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より大幅に縮小し、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。これはミラーサイクルであり、既に良く知られている。
【００４４】
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、燃焼室内の吸気は吸気行程にも拘わらず、下死点ＢＤＣまで断熱膨張をすることになり、燃焼室内圧力の低下に伴い、図示しない燃焼室内温度も低下する。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燃焼室内圧力までは断熱膨張・圧縮に近く、単なる燃焼室内圧力の復帰に過ぎないから、燃焼室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での大幅な燃焼室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。このように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。
【００４５】
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６に示したように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。
【００４６】
図１０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１１に示したように回転速度一定の条件でエンジン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１１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。
【００４７】
図１２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ＩＶＣ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。
【００４８】
さて、図１〜図５で説明したように圧縮比可変機構を有するエンジンでは圧縮比可変機構を用いて低負荷時にピストン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。また、図６〜図１２で説明したように、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。
【００４９】
そこで本発明では、図１〜図５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〜図１２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と共に、圧縮行程初期にも燃焼室内ガスに向けた水噴射を行い、燃焼開始時に燃焼室内水蒸気濃度が略均質となるようにし、これによって全体の燃焼温度を低下させ冷却損失低減効果が得られるようにする。ただし、以下では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で主として説明する。
【００５０】
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。
【００５１】
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。
【００５２】
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１１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ある。膨張比は次式により定義される値のことである。
【００５３】
膨張比＝（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）
…（３）
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。
【００５４】
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。
【００５５】
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（１）〜（６）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）ピストンモーションの効果
ピストン９の上死点近傍の動きを、従来のクランクコネクティングロッド機構を有するエンジンよりも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１８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。
【００５６】
一方、ピストン９の下死点近傍の動きを、従来のクランクコネクティングロッド機構を有するエンジンよりも速くすることにより、そのぶん圧縮による燃焼室内ガスの密度と燃焼室内ガスの温度上昇とが早い時期に始まることから、水の蒸発が早く進み、燃焼室内の水蒸気濃度を均一化させることができる。燃焼室内に水蒸気を均一に分布させることで燃焼温度が低下し、より大きな冷却損失の低減効果が得られる。
（２）ミラーサイクルでの均一水噴射の効果（第１水噴射モード）
図１１で説明したように、低負荷の条件で吸気弁３１を早閉じするミラーサイクルにおいて、低負荷の条件でのポンプ損失時に冷却損失低減を目的として従来の外部ＥＧＲを適用する場合、必然的に吸気弁３１を遅閉じする必要があり、膨張比が低下してしまうと同時に実圧縮比が低下し、燃焼安定度が悪化するという問題がある。
【００５７】
これに対して、本発明では吸気弁３１が閉じた後に（圧縮行程初期に）、後述する図１７（Ａ）に示したように燃焼室内ガスに向けて第１水噴射モードでの水噴射を行う（あるいは吸気弁３１が閉じる前から継続して吸気弁３１が閉じた後にも燃焼室内ガスに向けて第１水噴射モードでの水噴射を行う）ことで全体の燃焼温度が低下し冷却損失低減効果が得られる。すなわち、本発明では外部ＥＧＲと同等の冷却損失低減効果を得ながらも、吸気弁閉時期を遅らせる必要がなくなるので、膨張比の悪化はなくなる。水の蒸発潜熱、比熱が大きいことから、作動ガス増加による圧縮仕事の悪化効果も少ない。また、外部ＥＧＲよりも水噴射のほうが応答性が高く、吸気マニフォールドやコレクタ部などの吸気管壁面をＥＧＲガスで汚すこともない。
【００５８】
加えて、一般的に早閉じミラーサイクルでは吸気弁閉時期から圧縮上死点までの時間が長く、乱れの減衰は避けられない課題であるが、燃焼室内への水噴射を行うことで、水噴射による乱れを補い、燃焼速度を高める効果も期待される。
（３）圧縮比可変機構での水膜噴射効果（第２水噴射モード）
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、本発明では、圧縮行程後期に、後述する図１７（Ｂ）に示したように燃焼室壁面であるピストン冠面８６のコイン状キャビティ８６ａに向けて第２水噴射モードでの水噴射を行い、コイン状キャビティ８６ａ（あるいは後述する図１３に示したようにピストン冠面７１の浅皿状キャビティ７１ａ）に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。
（４）水分割噴射の効果（第１水噴射モード＋第２水噴射モード）
第２水噴射モードでの水噴射により燃焼室全体を水膜で被うことは製品上リスクが高く、事実上はピストン冠面中央等の、壁温が高くかつ水の付着が問題ない部分（つまり後述する図１７（Ｂ）に示したように、燃焼室壁面であるピストン冠面８６のコイン状キャビティ８６ａ）に限定されると予想されること、また、燃焼期間と近接した時期に第２水噴射モードでの水噴射により、仮に第１と第２の水噴射モードでの水噴射量を合計した全ての水を噴射するとすれば、燃焼温度が低下し過ぎるために燃焼安定度の悪化が懸念されることから、本発明では、第１水噴射モードでの水噴射を、第２水噴射モードでの水噴射時期より早い時期に行い、燃焼室内に均質な水蒸気を分布させることで、水膜の形成が難しい領域（つまり第１と第２の水噴射モードでの水噴射量を合計した量が大きい低負荷域）についても、冷却損失を低減しつつ燃焼温度を適度に低下させることができる。この結果、水膜を形成するための第２水噴射モードでの水噴射量を少なくできるメリットが期待される。
【００５９】
このように、同一のサイクルで行う性質の異なる複数の水噴射（第１水噴射での水噴射と第２水噴射での水噴射）を、エンジンの負荷や回転速度に応じて最適に制御することで、全体として大きな冷却損失低減効果を得ることを狙いとしている。
（５）圧縮比可変機構での高負荷時の水噴射効果（第３水噴射モード）
低圧縮比時である高負荷の条件ではピストン冠面位置が下がるため、本発明により点火時期の前に第３水噴射モードでの水噴射を行うことにより、第３水噴射モードでの水噴射の噴霧はシリンダボア周辺に広がり燃焼室エンドガス領域を冷却することになるので、ノック防止効果が得られる。このノック防止効果の分、高負荷の条件での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）。また、第３水噴射モードでの水噴射によってノック防止効果が得られる分だけ圧縮比の設定範囲を高負荷側へずらせることができ、これにより低負荷条件での圧縮比がさらに高められ、結果として燃費の向上にもつながる。
（６）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）〜（４）に示した全体の燃焼温度の低減と水膜による断熱との組合せ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。
【００６０】
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。この点は、図３、図４により前述した。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。
【００６１】
以下、燃焼室内への水噴射について具体的に説明する。
【００６２】
図１３は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する、本発明の第１実施形態の燃焼室への水噴射構成の詳細図である。図１、図７と同一部分には同一の符号を付けている。図１３において、６１はシリンダヘッド、６２，６３はシリンダヘッド６１に形成される吸気ポート、排気ポート、６４は排気弁、６５は排気弁用カム、６６はペントルーフ型の燃焼室、６７は燃料噴射弁、６８は点火プラグである。
【００６３】
噴射軸（噴射方向）が右斜め下に向かうように水噴射弁６９（水噴射装置）を燃焼室６６の周辺部に設けており、ピストン冠面７１（燃焼室壁面の所定部位）には浅皿状キャビティ７１ａ（凹部）が設けられている。水噴射弁６９の位置はこれに限られるものでなく、燃焼室６６天井の略中心部に配置していてもよいし（後述する図１７、図２２、図２３参照）、複数の水噴射弁を配置してもかまわない。また、燃料噴射弁６７と水噴射弁とを２流体噴射弁により一体化させてもよい。
【００６４】
吸気ポート６２にはステップモータなどにより駆動される常開（非駆動時）のスワールコントロールバルブ８１を有する。詳細には、図１３左下（図１３右上のＡ−Ａ線に沿った断面図）に示したように、吸気ポート６２が、燃焼室６６への開口端より上流側に向かって所定の範囲で隔壁６２ａにより２つのポート６２ｂ，６２ｃに分割されており、一方の分割吸気ポート６２ｂをスワールコントロールバルブ８１の弁体８１ａが塞いでいる状態を示している。この状態で２本の吸気弁３１を開口したとき、一方の分割吸気ポート６２ｂのみから吸気が流入することになり、燃焼室６６内にシリンダ１０壁に沿って渦を巻くように流れるガス流動（スワール）が生じる。
【００６５】
運転域は後述するようにノック発生域と燃費域との２つに区分けされているため、エンジンコントロールユニット３９では、各運転域に応じた水噴射が行われるようにこの水噴射弁６９を介して燃焼室６６内への水噴射の量と時期とを制御する。この場合に、燃費域に限ってスワールコントロールバルブ８１の弁体８１ａの角度（スワールコントロールバルブ開度）を可変に制御する。エンジンコントロールユニット３９ではまた、燃料噴射弁６７を介してエンジンに供給する燃料噴射量を制御し、点火プラグ６８を介して燃焼室内混合気への点火を制御し、圧縮比制御アクチュエータ１６（図６参照）を介して圧縮比を制御している。
【００６６】
図１４、図２６のフローチャートは、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する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。
【００６７】
ここで、水噴射弁６９を用いた水噴射制御を行う運転域を、ノッキングの発生し得る高負荷運転領域（この高負荷運転領域を以下「ノック発生域」という。）と、このノック発生域を除く、少なくとも低負荷運転域を含んだ運転領域（この運転領域を、以下「燃費域」という。）とに分け、燃費域では同一の燃焼サイクル当たり少なくとも２回に分けた分割水噴射を行う。
【００６８】
ここでは、同一の燃焼サイクル当たり（具体的には同一の圧縮行程当たり）２回に分けた分割水噴射を行う場合で説明すると、第１水噴射モードによる水噴射と、第２水噴射モードによる水噴射からなり、２つのモードで水噴射量と水噴射時期とを相違させている。すなわち、第１水噴射モードでは、燃焼開始時に燃焼室内水蒸気濃度が略均質となるように、圧縮行程初期を水噴射時期として、燃焼室内ガスに向けた水噴射を行う。これに対して第２水噴射モードでは、ピストン冠面７１の浅皿状キャビティ７１ａに水膜を形成し、かつ燃焼期間中に浅皿状キャビティ７１ａのあるピストン冠面７１近傍の水蒸気濃度が高くなるように、圧縮行程後期（例えば上死点近傍）を水噴射時期として、浅皿状キャビティ７１ａに向けた水噴射を行う。
【００６９】
一方、ノック発生域では、第３水噴射モードによる水噴射を行う。第３水噴射モードでは、圧縮行程中（例えば点火時期の少し前）を水噴射時期として、エンドガス部になり得るシリンダボア周辺を指向する水噴射を行う。
【００７０】
以下詳述すると、図１４においてステップ１ではエンジンの負荷と回転速度を検出する。ここで、エンジンの負荷としては燃料噴射弁６７を用いた燃料噴射制御に用いられる基本燃料噴射パルス幅ＴＰを用いればよい。エンジンの回転速度はクランク角センサ８２（図１３参照）からの信号に基づいて算出する。
【００７１】
ステップ２では、あらかじめエンジンの負荷と回転速度に割り付けられた水噴射制御マップを読み込む。エンジンの負荷と回転速度をパラメータとする水噴射制御マップには、図１５に示したようにノック発生域（ハッチングした領域）と、それ以外の燃費域とが区別されており、ノック発生域を第３水噴射モードによる水噴射を行う領域、燃費域を分割水噴射モード（第１水噴射モードと第２水噴射モードからなる）による水噴射を行う領域としている。
【００７２】
さらに、分割水噴射モードでの全水噴射量（第１水噴射モードでの水噴射量と第２水噴射モードでの水噴射量を合わせた全水噴射量）をエンジンの負荷と回転速度とに依存させている。まず、同一の回転速度のとき低負荷で多く高負荷で少なくなるように分割水噴射モードでの全水噴射量を設定している。
【００７３】
エンジン負荷に依存させて分割水噴射モードでの全水噴射量を設定した理由を説明すると、分割水噴射モードでの全水噴射量は基本的に膨張比との関係で定まり、膨張比に比例して分割水噴射モードでの全水噴射量を大きくするものである。これは、分割水噴射モードでの全水噴射量を増やせば膨張比が大きくなり、膨張比が大きいほど仕事量が大きくなるためである。一方、膨張比はエンジン負荷と関係し、低負荷の条件では例えば２０と大きく、高負荷の条件になると例えば１０と小さくなる。つまり、膨張比は低負荷になるほど大きくなる。従って、両者を考え合わせると、低負荷になるほど分割水噴射モードでの全水噴射量を大きくすればよいことになる。このように、エンジン負荷に応じて分割水噴射モードでの全水噴射量を設定しているのは、膨張比が大きい条件（低負荷の条件）において、水の膨張仕事を効率的に回収することを狙いとするものである。
【００７４】
次に、同一のエンジン負荷のときエンジン回転速度が高いほど小さくなるように分割水噴射モードでの全水噴射量を設定している。このように、高回転速度になるほど分割水噴射モードでの全噴射量を小さくするのは、高回転速度になるほど単位時間あたりの水消費量が増加するのに対して、圧縮行程にある実時間や上死点付近に滞在する実時間が短くなるために水の蒸発が遅れて膨張仕事の回収が悪化すること、また高回転速度になるほど冷却損失自体も小さくなるため水の回収効率に対して水噴射の効果が小さくなることがその理由である。
【００７５】
また、図１５には示していないが、分割水噴射モードでの全水噴射量に加えて、分割水噴射モードでの水噴射量の分割比と、第１、第２、第３の水噴射モードでのそれぞれの水噴射時期の設定ついても水噴射制御マップに記録されている。
【００７６】
水噴射制御マップより得られるこれらデータを用いて、燃費域、ノック発生域の各領域でどのように水噴射が行われるのかを図１６に示すと、図１６上段は分割水噴射モードでの、図１６下段は第３水噴射モードでの各タイミングチャートである。図１６上段では吸気弁閉時期ＩＶＣ以降の圧縮行程において比較的早期のタイミングで（吸気弁閉時期ＩＶＣの直後に）第１水噴射モードでの水噴射が、これに対して圧縮行程後期に（上死点ＴＤＣ近傍で）第１水噴射モードでの水噴射が行われている。また、第１水噴射モードでの水噴射量のほうが第２水噴射モードでの水噴射量よりも相対的に小さくなっている。
【００７７】
図１６上段に示したように分割水噴射を行ったときの効果を、図１７（Ａ）、図１７（Ｂ）を参照して説明すると、図１７（Ａ）は第１水噴射モードでの水噴射時、その後の燃焼開始時、燃焼開始後の３つの各様子を、図１７（Ｂ）は第２噴射モードの水噴射での水噴射時、その後の燃焼開始時、燃焼開始後の３つの各様子を示している。ただし、図１３と相違して水噴射弁８５を燃焼室６６天井の中央部に設けると共に、ピストン冠面８６にコイン状キャビティ８６ａを設けている場合で示している。この場合には、水噴射弁８５と点火プラグの取付位置が干渉しないように考慮する必要がある。
【００７８】
図１７（Ａ）に示したように、第１水噴射モードにより吸気弁閉時期ＩＶＣ以降の圧縮行程において、比較的早期のタイミングで水噴射弁８５から燃焼室６６内のガスに向けた水噴射が行われると、燃焼室６６内に噴射された水は微粒化と蒸発を伴いながら周囲空気を取り込み混合し、燃焼開始時において水蒸気もしくはガス化し、略均質に燃焼室６６内に分布する。この場合に、第１水噴射モードでの水噴射量に比例してスワールコントロールバルブ８１により燃焼室６６内ガスの流動を強化し、水と燃焼室６６内ガスの混合を早める効果を併用する。燃焼室６６内のガス流動はスワールに限らず、例えばタンブルなどでもかまわない。水分子は比熱が大きいことから、燃焼室６６内の燃焼温度は平均的に低下し、冷却損失が低減する。また、通常は作動ガスの増加により圧縮仕事が悪化するが、水は蒸発潜熱が大きいため、他の気体と比べて悪化代が小さくて済む。
【００７９】
図１７（Ｂ）に示したように、第２水噴射モードにより圧縮行程後期に水噴射弁８５から燃焼室６６内の局所的な高温部、つまりピストン冠面８６のコイン状キャビティ８６ａに向けて水噴射が行われると、コイン状キャビティ８６ａを覆う水膜が形成される。コイン状キャビティ８６ａ（ピストン冠面８６）に水膜を形成したときの効果を図１８に示すが、燃焼室壁面近傍（ピストン冠面８６）に水膜を形成することで、壁面からの熱伝達に加えて、火炎からの熱伝達を利用して水を蒸発させ、膨張仕事として回収する。このようにピストン冠面８６に水膜を形成するのは、燃焼室壁温からの熱伝達による冷却損失の回収と、水蒸気層の形成による断熱化による冷却損失の低減の二つの効果を狙ったコンセプトである。
【００８０】
また、ピストン冠面８６にはコイン状キャビティ８６ａ（凹部）を有する構成とすることで、水膜がピストン冠面８６を滑り状周縁部へと向かいシリンダライナへと付着しオイルに混入する問題を防ぐと共に、ピストン９の高温部であるコイン状キャビティ９６ａに確実に水をトラップすることが可能となり、水の蒸発速度を高める効果が得られる。ピストン冠面８６に設ける凹部はキャビティに限らず、溝やリセスなどでもかまわない。なお、図１８は水膜の効果を説明するための図であるので、ピストン冠面８６は平面状で示している。
【００８１】
なお、図１３に示したように、水噴射弁６９が燃焼室６６の周辺部に設けられている場合には、第１水噴射モードで燃焼室６６内のガスに向かった水噴射を行い、第２水噴射モードでは、浅皿状キャビティ７１ａに沿って水噴霧を拡げることにより、上死点近傍のピストン滞在期間の初期に浅皿状キャビティ７１ａ内に水膜の形成を効率よく行わせる。
【００８２】
図１６上段では第１水噴射モードでの水噴射の開始タイミングを吸気弁閉時期ＩＶＣの直後としているが、第１水噴射モードでの水噴射の開始タイミングを吸気弁閉時期ＩＶＣの前にくるようにしてもよい。また、図１６上段では第２水噴射モードでの水噴射の開始タイミングを燃焼開始タイミングの後としているが、第２水噴射モードでの水噴射の開始タイミングを燃焼開始タイミングの前にしてもよい。また、図１６上段では燃料噴射期間が吸気行程にあるが、圧縮行程にあってもかまわない。また、図１３は燃料噴射をポート噴射で行う場合であるが、燃料を燃焼室内に直接的に噴射する場合であってもよい。
【００８３】
一方、図１６下段では点火時期の少し前に第１水噴射モードでの水噴射が行われている。第３水噴射モードでの水噴射量は第１、第２の水噴射モードでの水噴射量よりもずっと小さくなっている。すなわち、第３水噴射モードでの水噴射は、高負荷域であるノック発生域のノッキング抑制を目的として、点火の前にシリンダボア周辺に向けて小量の水噴射を実行するものである。
【００８４】
このように、本発明では、目的の異なる２つの運転域（燃費域とノック発生域）に応じて水噴射モードの内容を相違させることにより、燃費域での燃費の向上と、ノック発生域での出力の向上とをバランスよく発揮する水噴射を行う構成としている。
【００８５】
図１４に戻り、ステップ３では、ステップ２で読み込んだ水噴射制御マップを検索することにより、ステップ１で検出しているエンジン負荷と回転速度から定まる運転点が分割水噴射モードの領域（燃費域）にあるか否かをみて、その運転点が分割水噴射モードの領域にあるときにはステップ４〜９に進む。
【００８６】
ステップ４では膨張比を算出する。これは上記（３）式を用いて「膨張比」を算出すればよい。そのためには、排気弁開時期での燃焼室容積と、上死点位置での燃焼室容積とを知ることが必要である。この実施形態では、排気系に可変動弁機構は設けていないので、排気弁開時期での燃焼室容積は一定値である。この値はエンジン仕様により定まるので、予め与えておけばよい。一方、上死点位置での燃焼室容積は目標圧縮比により定まる。
【００８７】
ここで、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では、上記図１２に示したところにより幾何学的な圧縮比（＝圧縮比の制御目標値）が定まる。従って、この幾何学的な圧縮比（＝圧縮比の制御目標値）をパラメータとする上死点位置での燃焼室容積のテーブルを予め定めておき、そのときのエンジン負荷と回転速度から上記図１０を内容とする吸気弁閉時期のマップを検索することにより吸気弁閉時期ＩＶＣを算出し、この吸気弁閉時期ＩＶＣから上記図１２を内容とする幾何学的な圧縮比（＝圧縮比の制御目標値）のテーブルを検索することにより幾何学的な圧縮比（＝圧縮比の制御目標値）を算出し、この幾何学的な圧縮比（＝圧縮比の制御目標値）から、この予め定めてある上死点位置での燃焼室容積のテーブルを検索することにより上死点位置での燃焼室容積を算出し、この上死点位置での燃焼室容積と、予め与えている排気弁開時期での燃焼室容積とから膨張比を求める。
【００８８】
本発明は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に限られるものでなく、吸気系に可変動弁機構を備えず圧縮比可変機構を有するのみのエンジンに対しても適用がある。この場合には、目標圧縮比は上記図５に示したところにより定まるので、目標圧縮比をパラメータとする上死点位置での燃焼室容積のテーブルを予め定めておき、そのときのエンジン負荷と回転速度から上記図５を内容とする目標圧縮比のマップを検索することにより目標圧縮比を算出し、この目標圧縮比から、この予め定めてある上死点位置での燃焼室容積のテーブルを検索することにより上死点位置での燃焼室容積を算出し、この上死点位置での燃焼室容積と、予め与えている排気弁開時期での燃焼室容積とから膨張比を求める。
【００８９】
ステップ５では、ステップ１で検出しているエンジン負荷と回転速度から、ステップ２で読み込んでいる水噴射制御マップを検索することにより、分割水噴射モードでの全水噴射量を算出する。
【００９０】
ステップ６では、分割水噴射モードでの水噴射量の分割比を算出する。分割水噴射モードでの水噴射量の分割比とは、第１水噴射モードでの水噴射量に対する第２水噴射モードの水噴射量の比率のことで、同じ回転速度のとき膨張比が大きくなるほど、第１水噴射モードでの水噴射量に対する第２水噴射モードでの水噴射量の比率が大きくなるようにしている。膨張比が大きくなるほど、第１水噴射モードでの水噴射量に対する第２水噴射モードでの水噴射量の比率を大きくする理由は、膨張比が大きくなるほど分割水噴射モードでの全水噴射量を大きくしてるので、これに合わせたものである。また、回転速度の上昇に応じて冷却損失量が減少するため、回転速度が大きくなるほど第１水噴射モードでの水噴射量に対する第２水噴射モードでの水噴射量の比率が小さくなるようにしている。このように、第１水噴射モードでの水噴射量に対する第２水噴射モードでの水噴射量の比率は膨張比と回転速度とをパラメータとするものであるが、膨張比はエンジン負荷と相関を有するので（図１９の第２段目参照）、結局、第１水噴射モードでの水噴射量に対する第２水噴射モードでの水噴射量の比率はエンジンの負荷と回転速度に対して割り付けることができる。このため、前述したように、第１水噴射モードでの水噴射量に対する第２水噴射モードでの水噴射量の比率、つまり分割水噴射モードでの水噴射量の分割比も水噴射制御マップに併せて記録させている。従って、ステップ１で検出している、そのときのエンジンの負荷と回転速度からステップ２で読み込んだ水噴射制御マップを検索することにより分割水噴射モードでの水噴射量の分割比を求めることができる。
【００９１】
ステップ７では、このようにして求めた分割水噴射モードでの水噴射量の分割比と、ステップ５で得ている分割水噴射モードでの全水噴射量とを用いて、第１水噴射モードでの水噴射量と、第２水噴射モードでの水噴射量とをそれぞれ算出する。
【００９２】
ステップ８では、第１、第２の水噴射モードでの各水噴射時期を算出する。同じ圧縮行程内で第２水噴射モードでの水噴射時期は第１水噴射モードでの水噴射時期よりも遅角側にあり、いずれの水噴射時期ともエンジン負荷が大きくなるほど進角する特性である。点火時期はエンジン負荷が大きくなるほど進角する特性であるので、この点火時期の負荷特性に合わせ、エンジン負荷の上昇に応じて各水噴射時期を進角させるようにしている。この場合、点火時期は、エンジン負荷だけでなくエンジン回転速度に応じても割り付けているので、各水噴射時期についても、エンジン負荷とエンジン回転速度に対して割り付ける必要がある。このため、前述したように、各水噴射時期についても、水噴射制御マップに併せて記録させている。従って、ステップ１で検出している、そのときのエンジンの負荷と回転速度からステップ２で読み込んだ水噴射制御マップを検索することにより第１、第２の水噴射モードでの各水噴射時期を求めることができる。
【００９３】
ステップ９では、燃焼室６６内の目標ガス流動強度を算出する。エンジン負荷が小さくなるほど大きくなる目標ガス流動強度のテーブルを予め作成しており、ステップ１で検出しているエンジン負荷からこのテーブルを検索することにより燃焼室６６内の目標ガス流動強度を求める。これは、第１水噴射モードでの水噴射量がエンジン負荷が小さくなるほど大きくなる特性であるので、第１水噴射モードでの水噴射量の増加に応じて燃焼室６６内ガス流動を強化するものである。これにより、燃焼室６６内ガスと、第１水噴射モードでの水噴射により燃焼室６６内に噴射された水噴霧との混合が促進され、水噴霧の燃焼室６６内における均一化がさらに進み燃焼温度を低下し得る。
【００９４】
図１９にエンジン暖機完了後かつエンジン回転速度が一定の条件でのエンジン負荷に対する定常特性をまとめて示している。幾何学的な圧縮比はエンジン負荷に関係なくほぼ一定であるのに対して（ただし、ノック発生域の近くになると小さくなる）、膨張比はエンジン負荷が小さいほど大きくなっている。
【００９５】
本実施形態では、分割水噴射モードでの全水噴射量を、エンジン負荷が小さくなるほど（膨張比が大きくなるほど）大きくし、この逆にエンジン負荷が大きくなる（膨張比が小さくなる）のに従って小さくなる設定としている。こうしたエンジン負荷に応じた分割水噴射モードでの全水噴射量の設定により、低負荷域においてノッキングが回避されることと作動ガスが増加することとで、水噴射をしない場合（図１９最上段、第２段目の各破線参照）と比べて全体的に幾何学的な圧縮比及び膨張比を高めることができ（図１９最上段、第２段目の各実線参照）、その差の分だけ燃費が良くなる。このように、水の膨張仕事を効果的に回収できる膨張比が大きい条件（低負荷域）において分割水噴射モードでの全水噴射量を大きくし、この逆に高負荷側で分割水噴射モードでの全水噴射量を小さくすることで、水の使用量を控えながら最大の燃費効果が得られる。
【００９６】
一方、圧縮行程での水噴射を分割することなく、つまり第１水噴射モードをなくし第２水噴射モードのみで、分割水噴射モードでの全水噴射量と同じ量の水噴射を行うとすれば、燃焼室６６内で局所的にガス温度が低下し、水の蒸発が遅れることで、水の膨張が膨張行程の後半となり仕事回収効率が低下する恐れがある。これに対して本実施形態では、第１水噴射モードでの水噴射を行うことにより、第２水噴射モードでの水噴射量を減少させる効果が得られる上に、機能信頼性上、水膜が形成できないような燃焼室壁においても冷却損失を低減させる効果が得られるため、第１水噴射モードをなくし第２水噴射モードのみで水噴射を行う場合と比較して大きな相乗効果が期待される。
【００９７】
次に、燃費域で燃焼温度を低下させる方法として、従来より外部ＥＧＲを導入する方法があるので、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に対してこの外部ＥＧＲを導入する従来方法と比較した場合の、本発明による分割水噴射モードにおける水噴射のメリットを、図２０を参照しながら説明する。従来方法では、通常、燃費域で外部ＥＧＲを適用して燃焼温度を低下させ、冷却損失を低減させて燃費の向上を図るようにしている。この従来方法を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に適用した場合には、外部ＥＧＲ導入分だけ吸気弁作動角を増加させる必要があるため、図２０上段に示したように外部ＥＧＲを導入した場合の吸気弁閉時期（図２０上段実線参照）が外部ＥＧＲを導入しない場合の吸気弁閉時期（図２０上段破線参照）より遅角される。この吸気弁閉時期の遅角を受けて膨張比はあまり変わらないのに実圧縮比が、外部ＥＧＲを導入しない場合より大きくなる。
【００９８】
図２０下段には、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、外部ＥＧＲを導入しない場合のＰＶ曲線（破線参照）と、外部ＥＧＲを導入した場合のＰＶ曲線（実線参照）と、本発明による分割水噴射での水噴射を行う場合のＰＶ曲線（一点鎖線参照）とを重ねて示している。上記のように外部ＥＧＲを導入した場合に実圧縮比が大きくなることによって、図２０下段において外部ＥＧＲを導入した場合の圧縮行程での特性（実線）が、外部ＥＧＲを導入しない場合の圧縮行程での特性（破線）よりも上に上昇している。これに対して、外部ＥＧＲを導入した場合の膨張行程での特性（実線）は外部ＥＧＲを導入しない場合の膨張行程での特性（破線）よりもそれほど上昇していない。仕事量は、ＰＶ曲線で囲まれた面積に相当するので、図２０下段において、このように外部ＥＧＲを導入した場合の圧縮行程での特性（実線）が外部ＥＧＲを導入しない場合の圧縮行程での特性（破線）よりも上に上昇すると、その上昇した分の面積減少分が仕事損失になるため、外部ＥＧＲを導入した場合には冷却損失の低減には適しているものの、燃費は思ったほど良くならないのである。
【００９９】
これに対して、本発明による分割水噴射モードでの水噴射を行う場合には、吸気弁閉時期は外部ＥＧＲを導入しない場合の吸気弁閉時期と同じかもしくは進角側となること、つまり図２０下段において分割水噴射モードでの水噴射を行う場合のＰＶ線図に示したように、右下の位置（一点鎖線）が、外部ＥＧＲを導入した場合のＰＶ線図における右下の位置（実線）より低下すること、かつ水は蒸発潜熱が大きいことから燃焼室内温度が低下し、作動ガスの増加によるポンプ仕事の増加も少なくて済むため圧縮仕事の悪化が小さいこと、また冷却損失の低減と作動ガスの増加によって分割水噴射モードでの水噴射を行う場合の圧縮行程から膨張行程にかけてのＰＶ曲線（一点鎖線）が、外部ＥＧＲを導入した場合の圧縮行程から膨張行程にかけてのＰＶ曲線（実線）よりも上方に膨らむこと（図２０下段の左上参照）、さらに分割水噴射モードでの水噴射を行う場合の膨張行程の最後に作動ガスの増加分だけ膨張比が、外部ＥＧＲを導入した場合の膨張行程の最後よりも拡大することから、分割水噴射モードでの水噴射を行う場合のほうが、外部ＥＧＲを導入した場合より仕事量が拡大している。すなわち、本発明による分割水噴射モードでの水噴射を行う場合の方が、外部ＥＧＲを導入した場合より燃費向上効果が大きくなるのである。
【０１００】
図示しないが、本発明による分割水噴射モードでの水噴射により作動ガスが増加する分に応じて、排気弁開時期を遅らせるようにすれば、さらに膨張比を高めて略大気圧まで膨張仕事を回収することができ、一段と大きな燃費効果が得られる。ここで、排気弁開時期を遅らせるには、排気弁側にも排気弁のリフト中心角の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や可変動弁機構を設けておけばよい。
【０１０１】
また、第２水噴射モードでの水噴射においては、局所的に（燃焼室壁面の所定部位に）水膜を形成する必要があるため、第１水噴射モードでの水噴射と比較して、第２水噴射モードでの水噴射の水噴射角度を狭めることが望ましい。中空円錐状の噴霧であるホロコーン噴霧や比較的狭角のマルチホール噴霧においては、雰囲気の密度と温度が上昇して噴射流体と周囲気体との運動量交換が発生すると、水噴霧がすぼむ効果、いわゆるコアンダ効果があることが知られている。図２１は水噴射弁８５からの比較的挟角のマルチホール水噴霧がコアンダ効果により次第にすぼまっていく挙動を示している。こうしたコアンダ効果を利用すると、第１水噴射モードでの水噴射では水噴射弁８５からの水噴霧が燃焼室内に広角で噴射され、圧縮行程後半の密度と温度が高い条件に水噴射時期が設定されている第２水噴射モードでの水噴射になると、水噴射弁８５からの水噴霧がすぼみピストン冠面に設けているキャビティ中心部に水が集中する構成となる。
【０１０２】
本実施形態は、コアンダ効果の生じる水噴射弁に限定されるものでなく、公知である噴霧角度を可変に設定可能な噴射弁を水噴射弁として設けてもかまわない。ただし、噴霧角度を可変に設定可能な噴射弁は高価であるので、コアンダ効果の生じる水噴射弁のほうが、安価で済むメリットがある。
【０１０３】
図１４に戻り、ステップ３で、ステップ１で検出しているエンジン負荷と回転速度から定まる運転点が分割噴水射モードの領域にないと判定された場合には、ステップ１０に進んで第３水噴射モードの領域（ノック発生域）であるか否かをみる。運転点が第３水噴射モードの領域（ノック発生域）にあるときには、ステップ１１、１２に進み、第３水噴射モードでの水噴射量と水噴射時期をエンジン負荷に応じて算出する。運転点が第３水噴射モードの領域にないときにはそのまま処理を終了する。
【０１０４】
第３水噴射モードでの水噴射量は、分割水噴射モードでの全水噴射量と相違し、第１、第２の水噴射モードでの水噴射量と比べても微小な量であり（図１９の最下段参照）、また第３水噴射モードでの水噴射はエンドガス部の冷却を狙うものであるため、第３水噴射モードでの水噴射時期は点火時期よりすこし手前（進角側）としている（図１９の第５段目参照）。実際には、図１９に示してあるように、第３水噴射モードでの水噴射量はエンジン負荷の増大に応じてわずかに大きくし、第３水噴射モードでの水噴射時期はエンジン負荷の増大に応じてわずかに進角させている。
【０１０５】
さらに述べると、第３水噴射モードでの水噴射の狙いは、ノッキングを抑制し出力の向上を図ることにあるため、図２２、図２３に示したように水噴射弁８５，９１からシリンダボア周辺に向けて水噴射を行う。図２２左側、図２３左側には燃焼室６６天井の中央部に設けた水噴射弁８５，９１から下方に水噴射を行う場合（直上噴射レイアウト）と、燃焼室６６周縁に設けた水噴射弁８５，９１から右斜め下方に水噴射を行う場合（サイド噴射レイアウト）とについて、水噴射弁からの水噴霧がマルチホール噴霧であるとき（図２２参照）と、ホロコーン噴霧であるとき（図２３参照）の燃焼室６６内の水噴霧の各挙動を示している。なお、図１７、図２１には水噴射弁８５からの水噴霧がマルチホール噴霧である場合を示しているので、図２３に示したように水噴霧がホロコーン噴霧（中空円錐状の噴霧）となる水噴射弁は「水噴射弁９１」として、水噴霧がマルチホール噴霧である水噴射弁８５と区別している。
【０１０６】
直上噴射レイアウト、サイド噴射レイアウトのいずれの場合においても、水噴霧がマルチホール噴霧であるときには、図２２右側に示したように、ピストン冠面８６のリング状周縁部８６ｂのうち６０°毎の均等な６つの位置にマルチホール噴霧が到達するようにするか、ピストン冠面８６のリング状周縁部８６ｂのうち１８０°離れた２箇所にマルチホール噴霧が集中して到達するようにする。また、直上噴射レイアウト、サイド噴射レイアウトのいずれの場合においても、水噴霧がホロコーン噴霧であるときには、図２３右側に示したように、ピストン冠面８６のリング状周縁部８６ｂにまんべんなくホロコーン噴霧が到達するようにする。このように、直上噴射レイアウトの場合だけでなくサイド噴射レイアウトの場合であっても、水噴射弁８５，９１の噴孔レイアウトや孔形状を最適化することで、シリンダボア周辺への水噴射が実現可能である。
【０１０７】
こうして、シリンダボア周辺に向けた小量の水噴射を行い、ノックが発生するエンドガス部を冷却することで、ノッキングを抑制することができる。
【０１０８】
なお、噴霧角が一定の水噴射弁８５，９１を用いて直上噴射レイアウトとしたときには、第３水噴射モード、分割水噴射モードそれぞれに最適な水噴霧を得ることができるものの、噴霧角が一定の水噴射弁８５，９１を用いてサイド噴射レイアウトとしたときには、第３水噴射モードに最適な水噴霧を得ることができても、分割水噴射モードに最適な水噴霧を得ることができない。しかしながら、この場合には、可変噴霧角の水噴射弁を用いてサイド噴射レイアウトとすることで、第３水噴射モード、分割水噴射モードそれぞれに最適な水噴霧を得ることができる。
【０１０９】
第３水噴射モードでの水噴射によってノッキングが回避できる分だけ圧縮比を大きくできるため、ノック発生域で第３水噴射モードでの水噴射を行わない場合と比べてエンジン出力が向上する。また、従来方法ではノック発生域でノッキングを抑制するために混合気の空燃比を理論空燃比よりリッチとして燃焼温度を下げるようにしているが（図１９第４段目の破線参照）、本実施形態によれば、第３水噴射モードでの水噴射によりノック発生域での燃焼温度を下げることができるため、ノック発生域で混合気の空燃比を理論空燃比よりリッチにする必要がなく、ノック発生域においても混合気の空燃比を理論空燃比に近づけることが可能となり、その分燃費の悪化代が小さくなる（図１９第４段目の実線参照）。
【０１１０】
さらに、圧縮比可変機構を有するエンジンでは最低圧縮比と最高圧縮比の範囲が規定されるところであるが、本実施形態によれば、第３水噴射モードでの水噴射により出力条件（ノック発生域）における最低圧縮比が高まることで、燃費域において用いる最高圧縮比の設定がさらに高まり、結果として燃費も向上できる。
【０１１１】
さて、本実施形態では、分割水噴射モードでの水噴射や第３水噴射モードでの水噴射に用いる水を排気系から回収するようにしている。これについて説明すると、図２４は水回収システムの概略構成図を示している。
【０１１２】
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。そこで図２４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。
【０１１３】
具体的に説明すると、図２４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。
【０１１４】
水回収システムはこれに限られるものでなく、図２５に示したものでもかまわない。すなわち、図２５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。
【０１１５】
このように、本実施形態によれば、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。
【０１１６】
図１４に戻り、ステップ１３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２４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１６、１７に進んで水噴射弁６９，８５，９１とスワールコントロールバブル８１を非駆動とする。
【０１１７】
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１３よりステップ１４に進み、分割水噴射モードである場合にはステップ７、８で算出している各分割水噴射量及び各水噴射開始時期（第１水噴射モードでの水噴射量、水噴射時期と第２水噴射モードでの水噴射量、水噴射時期）を用いて、これに対して第３水噴射モードである場合にはステップ１１、１２で算出している第３水噴射モードでの水噴射量及び水噴射時期を用いて水噴射弁６９，８５，９１を所定のタイミングで所定の期間、開弁駆動する。
【０１１８】
ステップ１５では、分割水噴射モードである場合にだけステップ９で算出しているガス流動強度となるようにスワールコントロールバルブ８１を駆動し、第１水噴射モードでの水噴射量の増加に応じて燃焼室内ガス流動を強化する。
【０１１９】
これで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する、水噴射制御の説明を終了する。
【０１２０】
次に、図２６に移ると、ステップ２１ではエンジンの負荷と回転速度から上記図１０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を検出し、ステップ２２でこの吸気弁閉時期ＩＶＣから上記図１２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２３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。
【０１２１】
なお、図２６は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する場合であり、吸気系に可変動弁機構を備えていない、圧縮比可変機構を有するエンジンの場合には、エンジン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することにより目標圧縮比を算出し、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を駆動すればよい。
【０１２２】
ここで、本実施形態の作用効果を説明する。
【０１２３】
本実施形態（請求項１、１３に記載の発明）によれば、シリンダ内１０を往復動するピストン９を有するエンジンにおいて、水噴射弁６９、８５、９１（水噴射装置）を有し、燃費域（少なくとも低負荷運転領域）で、ピストン９の上死点位置付近の加速度が、クランクジャーナル中心とピストンピン中心とのシリンダ軸方向の距離が等しい単一コンロッドエンジンに比べて小さく、かつ燃焼開始時に燃焼室６６内水蒸気濃度が略均質となるように、水噴射弁６９、８５、９１より燃焼室６６内ガスに向けた水噴射を行う第１水噴射モードを設定するので、従来エンジンと比較してピストン９の下死点近傍の動きが早く、そのぶん圧縮による燃焼室６６内ガスの密度と燃焼室６６内ガスの温度上昇とが早い時期に始まることから、水の蒸発が早く進み、燃焼室６６内の水蒸気濃度を均一化させることができる。燃焼室６６内に水蒸気を均一に分布させることで燃焼温度が低下し、より大きな冷却損失の低減効果が得られる。
【０１２４】
本実施形態（請求項２、１４に記載の発明）によれば、第１水噴射モードと同じサイクル中にピストン冠面７０（燃焼室壁面の所定部位）に水膜を形成し、かつ燃焼期間中にピストン冠面７０（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、ピストン冠面７０に向けた水噴射を行う第２水噴射モードを設定するので、１サイクル中に性質の異なる複数の水噴射を実行することが可能となり、より大きな燃費向上効果を得ることができる。すなわち、水膜を形成する部位はピストン冠面中央等の壁温が高く、かつ水の付着が問題ない部分に限定されると予想されること、燃焼期間と近接した時期に第２水噴射モードによる水噴射により仮に過度の水を噴射するとすれば、燃焼温度が低下し過ぎるために燃焼安定度の悪化が懸念されることから、第１水噴射モードによる水噴射を、第２水噴射モードによる水噴射時期より早い時期に行い、燃焼室６６内に均質な水蒸気を分布させることで、水膜の形成が難しい領域についても冷却損失を低減しつつ燃焼温度を低下させることができる。この結果、水膜を形成するための第２水噴射モードでの水噴射量を少なくできるメリットが得られる。このようにして、同一のサイクルで行う性質の異なる複数の水噴射により、全体として大きな冷却損失低減効果を得ることができる。
【０１２５】
本実施形態（請求項３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にアッパーピン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とコントロールピン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を中心に揺動するコントロールリンク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４に連結されると共に、前記支点の位置を変更し得る機構（偏心カム部１４、ウォームギア１５、圧縮比制御アクチュエータ１６）を有し、この機構を用いエンジン負荷に応じて圧縮比を可変制御し低負荷時には高圧縮比が得られるようにするので、高圧縮比時には上死点でのピストン冠面位置が高く、水噴射位置とピストン冠面７０までの距離が近づくことから、第２水噴射モードによる水噴射によって、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うことができる。
【０１２６】
本実施形態（請求項４に記載の発明）によれば、吸気弁３１の閉時期及び吸気弁３１のリフト量を連続的に変更し得る可変動弁機構を有し、この可変動弁機構を用いエンジン負荷に応じエンジン負荷が大きくなるほど吸気弁閉時期ＩＶＣを吸気下死点に近づけてエンジンへの吸入空気量が大きくなるように制御すると共に（図１０、図１１参照）、吸気弁閉時期ＩＶＣが吸気下死点より早まるほど吸気弁閉時期ＩＶＣが吸気下死点にあるときより圧縮比が高くなる側に制御するので（図１２参照）、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できることから、ミラーサイクルでも高膨張比が得られるのであり、水の気化で得られた圧力エネルギーを効率よく回収することができる。
【０１２７】
本実施形態（請求項５に記載の発明）によれば、図１０を内容とする吸気弁閉時期のマップ（吸気弁閉時期の制御目標値のマップ）及び図１５を内容とする分割水噴射モードでの全水噴射量のマップ（第１水噴射モードでの水噴射量と第２水噴射モードでの水噴射量を合わせた全水噴射量の制御目標値のマップ）を有し、各マップ（各制御目標値のマップ）はエンジン負荷をパラメータとしているので（図１０、図１５参照）、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する場合に、エンジン負荷（運転条件）に応じた最適な水噴射の制御が可能となる。
【０１２８】
本実施形態（請求項６に記載の発明）によれば、図５を内容とする目標圧縮比のマップ（圧縮比の制御目標値のマップ）及び図１５を内容とする分割水噴射モードでの全水噴射量のマップ（第１水噴射モードでの水噴射量と第２水噴射モードでの水噴射量を合わせた全水噴射量の制御目標値のマップ）を有し、各マップ（各制御目標値のマップ）はエンジン負荷をパラメータとしているので（図５、図１５参照）、吸気系に可変動弁機構を備えていない、圧縮比可変機構を有するエンジンを前提とする場合に、エンジン負荷（運転条件）に応じた最適な水噴射の制御が可能となる。
【０１２９】
本実施形態（請求項７に記載の発明）によれば、膨張比は低負荷になるほど大きくなる特性であり（図１９の第２段目参照）、膨張比の増加に応じて前記全水噴射量を大きくすると共に（図１５参照）、膨張比の増加に応じて第１水噴射モードでの水噴射量に対する第２水噴射モードでの水噴射量の比率を大きくする（図１９の最下段参照）ので、水の使用量を節約しながら、水の膨張仕事の回収効率が高い高膨張比の運転条件において大きな燃費向上効果を得ることができる。
【０１３０】
エンジン回転速度が高くなるほど単位時間あたりの水消費量が増加するのに対して、圧縮行程にある実時間や上死点付近に滞在する実時間が短くなるために水の蒸発が遅れて膨張仕事の回収が悪化し、またエンジン回転速度が高くなるほど冷却損失自体も小さくなるため水の回収効率に対して水噴射の効果が小さくなるのであるが、本実施形態（請求項８に記載の発明）によれば、エンジン回転速度の上昇に応じて前記全水噴射量を小さくすると共に（図１５参照）、エンジン回転速度の上昇に応じて第１水噴射モードでの水噴射量に対する第２水噴射モードでの水噴射量の比率を小さくするので、高回転速度時の膨張仕事の回収悪さや高回転速度時における水の回収効率に対する水噴射の効果の小ささといった事態を回避できるほか、水の使用量を節約することができる。
【０１３１】
本実施形態（請求項９に記載の発明）によれば、第１水噴射モードでの水噴射量の増加に応じて燃焼室内ガス流動を強化するので（図１９の第３段目参照）、第１水噴射モードでの水噴射量が多くなっても、燃焼室内の水蒸気と周囲空気との混合を促進し、混合状態の均一化を進めることができる。
【０１３２】
本実施形態（請求項１０に記載の発明）によれば、ノック発生域（高負荷運転領域）で水噴射弁６９，８５，９１（水噴射装置）より圧縮行程中にシリンダボア周辺を指向する水噴射を行う第３水噴射モードを設定するので（図１５、図２２参照）、ノック発生域でのエンドガス部の冷却が可能となり、ノッキングを回避することができる。
【０１３３】
燃焼室壁面の所定部位がピストン冠面７１，８６である場合に、ピストン冠面７１やピストン冠面８６に浅皿状キャビティ７１ａやコイン状キャビティ８６ａ（いずれも凹部）が無いと、第２水噴射モードでの水噴射により形成される水膜がピストン冠面７０の周縁へと広がり、シリンダライナやクレビスへと流入してオイルに混入することになってしまうのであるが、本実施形態（請求項１１に記載の発明）によれば、所定部位はピストン冠面７１やピストン冠面８６であり、ピストン冠面７１に浅皿状キャビティ７１ａ、ピストン冠面８６にコイン状キャビティ８６ａを有するので、第２水噴射モードでの水噴射により形成される水膜が浅皿状キャビティ７１ａ、コイン状キャビティ８６ａ（いずれも凹部）内にとどまることになり、シリンダライナやクレビスへと流入してオイルに混入することを防止できる。
【０１３４】
実施形態では、外部ＥＧＲに代えて水噴射を行う場合で説明したが、内部ＥＧＲを行いつつ水噴射を行う場合にも本発明を適用することができる。外部ＥＧＲを行いつつ水噴射を行う場合や内部ＥＧＲに代えて水噴射を行う場合は本発明の対象外である。なお、本実施形態では圧縮行程で２段の分割水噴射を行う場合で述べたが、さらに多段化して同様の効果を狙う場合であってもかまわない。
【０１３５】
実施形態では、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する場合と、吸気系に可変動弁機構を備えていない、圧縮比可変機構を有するエンジンを前提とする場合とで説明したが、本発明はこれらの場合に限られるものでない。例えば、実施形態では圧縮比可変機構を複数のリンク部材からなるマルチリンク機構で構成しているが、この機構に限らず、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し得る機構であればよい。
【図面の簡単な説明】
【０１３６】
【図１】複リンク型レシプロ式エンジンの概略構成図。
【図２】高圧縮比位置、低圧縮比位置での各リンクの姿勢図。
【図３】複リンク機構のピストンストロークの特性図。
【図４】燃焼に関与するクランク角度範囲のピストン位置の特性図。
【図５】目標圧縮比の特性図。
【図６】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。
【図７】可変動弁機構の概略斜視図。
【図８】可変動弁機構の作動原理を説明するための概略断面図。
【図９】吸気弁のバルブリフト特性図。
【図１０】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。
【図１１】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。
【図１２】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。
【図１３】第１実施形態の燃焼室への水噴射構成の詳細図。
【図１４】第１実施形態の、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する場合における水噴射制御を説明するためのフローチャート。
【図１５】水噴射制御マップの内容を説明するための特性図。
【図１６】分割水噴射モード、第３水噴射モードにおける水噴射量、水噴射時期を説明するためのタイミングチャート。
【図１７】分割水噴射モードにおける水噴射の様子を説明するための図。
【図１８】水膜による断熱効果の原理を説明するための図。
【図１９】負荷に対する各制御因子の特性を説明するためのタイミングチャート。
【図２０】外部ＥＧＲを導入する従来方法と比較した場合の、本発明による分割水噴射モードでの水噴射のメリットを説明するためのＰＶ線図。
【図２１】コアンダ効果の説明図。
【図２２】水噴霧がマルチホール噴霧であるときの燃焼室内の水噴霧の挙動を示す説明図。
【図２３】水噴霧がホロコーン噴霧であるときの燃焼室内の水噴霧の挙動を示す説明図。
【図２４】第１実施形態の排気からの水回収システムの１の概略構成図。
【図２５】第１実施形態の排気からの水回収システムの他の概略構成図。
【図２６】第１実施形態の、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する場合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】
【０１３７】
９  ピストン
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）
６６  燃焼室
６９  水噴射弁（水噴射装置）
７１  ピストン冠面（燃焼室壁面の所定部位）
７１ａ  浅皿状キャビティ（凹部）
８５  水噴射弁（水噴射装置）
８６  ピストン冠面（燃焼室壁面の所定部位）
８６ａ  コイン状キャビティ（凹部）
８６ｂ  リング状周縁部
９１  水噴射弁（水噴射装置）
【図１】
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【図２】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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【図２１】
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【図２２】
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【図２３】
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【図２４】
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【図２５】
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【図２６】
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【図３】
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【図１２】
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