JP2009138661A - Water injection control method and water injection control device for engine - Google Patents

Water injection control method and water injection control device for engine Download PDF

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Daisuke Tanaka
大輔 田中
Shunichi Aoyama
俊一 青山
Masayuki Tomita
全幸 富田
Atsushi Terachi
淳 寺地
Hideaki Mizuno
秀昭 水野
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  • Electrical Control Of Air Or Fuel Supplied To Internal-Combustion Engine (AREA)
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To solve a problem that motion of a piston near bottom dead center is slow, water does not quickly evaporate accordingly, and steam concentration in a combustion chamber can not be equalized in normal piston motion. <P>SOLUTION: In an engine including the piston 9 reciprocating in the cylinder, a water injection device 69 injecting water into a combustion chamber 66 is included, acceleration of the piston 9 near top dead center position is smaller in at least a light load operation zone than that of a single connecting rod engine in which cylinder shaft direction distance between a crank journal center and a piston pin center is same, and a first water injection mode injecting water toward gas in the combustion chamber 66 from the water injection device 69 to make steam concentration in the combustion chamber substantially homogeneous in combustion start. <P>COPYRIGHT: (C)2009,JPO&INPIT

Description

本発明は往復動ピストンを有するエンジン（内燃機関）の水噴射制御装置及び水噴射制御方法、特に燃費向上技術に関する。   The present invention relates to a water injection control device and a water injection control method for an engine (internal combustion engine) having a reciprocating piston, and more particularly to a fuel efficiency improvement technique.

従来エンジンに水噴射を行う例は、特許文献１のようなものがある。この公知例では断熱エンジンにおいて、燃焼開始前に高温の燃焼室（ピストンなど）に水噴射を行い、壁面から水が受熱して蒸発する水の圧力エネルギーを膨張行程で回収することにより、熱効率を向上させることを狙いとしている。また、水噴射による冷却効果により、対ノック性も向上する効果も狙いとしている。
２８４１５５１号特許公報 An example in which water is injected into a conventional engine is disclosed in Patent Document 1. In this known example, in an adiabatic engine, water is injected into a high-temperature combustion chamber (such as a piston) before the start of combustion, and the thermal energy is recovered by recovering the pressure energy of the water that is received and evaporated from the wall surface during the expansion stroke. The aim is to improve. It also aims to improve the knocking resistance by the cooling effect of water jet.
Japanese Patent No. 2841551

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。   By the way, in the normal piston motion, the movement near the bottom dead center of the piston is slow, and since the density of the combustion chamber gas and the temperature rise of the combustion chamber gas due to the compression start slowly, the evaporation of water is difficult to proceed. There is a problem that the water vapor concentration in the combustion chamber cannot be made uniform.

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。   The present invention has a water injection device (69, 85, 91) for performing water injection into a combustion chamber (66) in an engine having a piston (9) reciprocating in a cylinder, and at least a low load operation region. Thus, the acceleration in the vicinity of the top dead center position of the piston (9) is smaller than that of a single connecting rod engine in which the distance between the crank journal center and the piston pin center in the cylinder axial direction is equal, and at the start of combustion, the combustion chamber (66 ) A first water injection mode for performing water injection from the water injection device (69, 85, 91) toward the gas in the combustion chamber (66) is set so that the internal water vapor concentration becomes substantially uniform.

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。   According to the present invention, in an engine having a piston that reciprocates in a cylinder, the engine has a water injection device that performs water injection into the combustion chamber, and at least in the low load operation region, the acceleration near the top dead center position of the piston. Is smaller than that of a single connecting rod engine in which the distance between the center of the crank journal and the center of the piston pin in the cylinder axial direction is equal, and at the start of combustion, the water concentration in the combustion chamber is substantially uniform at the combustion chamber. Since the first water injection mode for injecting water toward the gas is set, the movement near the bottom dead center of the piston is faster than in the conventional engine, and the density of the combustion chamber gas due to the compression and the temperature of the combustion chamber gas Since the rise starts early, the evaporation of water proceeds quickly, and the water vapor concentration in the combustion chamber can be made uniform. By uniformly distributing water vapor in the combustion chamber, the combustion temperature is lowered, and a greater cooling loss reduction effect can be obtained.

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.

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。   FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a multi-link reciprocating engine to which an engine water injection control method is applied.

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。   This engine is provided with a variable compression ratio mechanism, specifically, a mechanism for changing the compression ratio by changing the piston stroke. The engine provided with the variable compression ratio mechanism has been previously proposed by the applicant of the present application. However, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 2001-227367 discloses such an engine, and only the outline thereof will be described.

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。   The crankshaft 2 is provided with a crank journal 3 that is rotatably supported by a main bearing (not shown) in a cylinder block 1 that constitutes a part of the engine body for each cylinder. Each crank journal 3 has an axis O that coincides with the axis (rotation center) of the crankshaft 2 and constitutes a rotating shaft portion of the crankshaft 2.

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。   The crankshaft 2 includes a crankpin 4 that is eccentric from the axis O and is provided for each cylinder, a crank arm 4a that connects the crankpin 4 to the crank journal 3, and a crankpin 4 that is connected to the axis O. The counterweight 4b is disposed on the opposite side and mainly reduces the rotational primary vibration component of the piston motion. The crank arm 4a and the counterweight 4b are integrally formed in this embodiment.

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。   In the present embodiment, the piston 9 slidably fitted to the cylinder 10 formed for each cylinder and the crank pin 4 described above are a plurality of link members, that is, the upper link 6 (first link). And the lower link 5 (second link). The upper end side of the upper link 6 is externally fitted to a piston pin 8 (first pin) fixedly provided on the piston 9 so as to be relatively rotatable around the axis Oc. Further, the lower link side of the upper link 6 and the one main body 5a of the lower link 5 which is substantially divided into two can be relatively rotated around the axis Od by an upper pin 7 (second pin) passing through both of them. It is connected to.

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。   The lower link 5 is configured by attaching two main bodies 5a and 5b so as to sandwich the crank pin 4. The lower link 5 is mounted around the crank pin 4 and the axis Oe so as to be relatively rotatable. The other lower link main body 5b, which is substantially divided into two parts, and the upper end side of the control link 11 (third link) can be relatively rotated around the axis Of by a control pin 12 (third pin) passing through both of them. It is connected to.

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。   The lower end side of the control link 11 is swingable about its axis Ob (a fulcrum provided on the cylinder block) on a control shaft 13 having an eccentric cam portion 14 that is rotatably supported by the cylinder block 1. It is externally fitted and supported. That is, the eccentric cam portion 14 is rotatably provided on the outer periphery of the control shaft 13, and the axis Oa of the eccentric cam portion 14 is eccentric by a predetermined amount with respect to the axis Ob of the control shaft 13. The eccentric cam portion 14 is controlled to rotate by a compression ratio control actuator 16 via a worm gear 15 in accordance with the operating state of the engine and is held at an arbitrary rotation position.

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。   With such a configuration, as the crankshaft 2 rotates, the piston 9 moves up and down in the cylinder 10 via the crankpin 4, the lower link 5, the upper link 6 and the piston pin 8, and is connected to the lower link 5. The control link 11 swings with the swing axis Ob on the lower end side as a fulcrum.

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。   Further, the eccentric cam portion 14 is rotationally controlled by the compression ratio control actuator 16, so that the axis Ob of the control shaft 13 serving as the pivot axis of the control link 11 is moved around the axis Oa of the eccentric cam portion 14. Rotation, that is, the swing center position Ob of the control link 11 moves relative to the engine body (and crankshaft rotation center O). As a result, the stroke of the piston 9 changes, and the compression ratio of each cylinder of the engine is variably controlled. For reference, FIG. 2 schematically shows the postures of the three links 6, 5, 11 at the piston top dead center position. The upper left side of FIG. 2 is a high compression ratio position, and the upper right side of FIG. Each link posture at the position. At the time of a high compression ratio, the control link 11 is in a relatively lowered position due to the behavior of the control shaft 13. The lower link 5 has a large inclination and lifts the upper link 6. When the compression ratio is reduced, the control shaft 13 is rotated in the direction in which the control link 11 is lowered. The inclination of the lower link 5 is reduced, the upper link 6 is lowered, the top dead center position is also lowered, and the compression ratio is lowered.

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。   The lower stage of FIG. 2 shows an enlarged view of the control link 11 and the control shaft 13 at the time of high compression ratio and low compression ratio. When the piston 9 receives thrust by the combustion pressure, a load torque is generated in the control shaft 13 counterclockwise in the lower part of FIG. When changing from a low compression ratio to a high compression ratio when a load is generated, a torque greater than the load torque is generated clockwise by the compression ratio control actuator 16 (electric motor). Conversely, when a load torque greater than the frictional resistance is generated when changing from a high compression ratio to a low compression ratio when a load is generated, the compression ratio control actuator 16 (electric motor) reduces the compression ratio without generating torque. And change.

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。   The greatest feature of this compression ratio variable mechanism is that the top dead center position (combustion chamber volume) of the piston 9 can be changed by the angular position control of the control shaft 13, and the function as a so-called variable compression ratio mechanism is exhibited. Further, as shown in FIG. 3, since the piston stroke characteristics can be made close to simple vibrations, the acceleration at the top and bottom dead centers is substantially the same, and there is an effect of reducing vibrations that makes the balancer shaft unnecessary (four cylinders). That is, the acceleration in the vicinity of the top dead center position of the piston 9 is smaller than that of a single connecting rod engine in which the distance in the cylinder axis direction between the center of the crank journal and the center of the piston pin is equal (that is, the distance does not change). Alternatively, the piston stroke characteristic can be set such that the piston acceleration on the top dead center side is smaller than the piston acceleration on the bottom dead center side. Such piston acceleration characteristics can be obtained with a multi-link mechanism composed of a plurality of link members as described above, and depends on whether or not the compression ratio (piston top dead center position) is variable. is not. Such piston stroke characteristics increase the piston stay time near the top dead center as compared with a conventional general engine in which a crankshaft and a piston are connected by a single connecting rod.

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。   Furthermore, when the behavior of the piston 9 at a high compression ratio and the behavior of the piston 9 at a low compression ratio are compared in a crank angle range (for example, 60 ° BTDC to 60 ° ATDC) involved in combustion, as shown in FIG. The period T1 that is above the reference height H1 at the time of the high compression ratio is longer than the period T2 that is above the reference height H2 at the time of the low compression ratio. Here, the reference height is different between the high compression ratio and the low compression ratio. This is because the piston top dead center position is different between the high compression ratio and the low compression ratio. This is because the width from the reference height to the piston top dead center position is compared at the same time and at the time of the low compression ratio. Thus, when the piston 9 stays in the vicinity of the top dead center TDC at the time of the high compression ratio, when the water injection in the second water injection mode is performed at the latter stage of the expansion stroke under the low load condition at the time of the high compression ratio ( As will be described later), it is easier to form a water film. On the other hand, since the period during which the piston 9 stays near the bottom dead center BDC at a high compression ratio is shorter than that of the conventional mechanism, the temperature rise in the combustion chamber due to the compression progresses quickly, so the first water in the early stage of the compression stroke. When water injection is performed in the injection mode (described later), water tends to evaporate.

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）。   The engine control unit 39 to which the engine load and rotation speed signals are input searches the map of the target compression ratio from the input engine load and the actual engine rotation speed to obtain the current load and the actual engine rotation. A target compression ratio corresponding to the speed is calculated, and a control amount (drive amount to the compression ratio variable mechanism) applied to the compression ratio control actuator 16 is controlled so that the calculated target compression ratio is obtained. FIG. 5 shows the map content of the target compression ratio. As shown in FIG. 5, the target compression ratio is set to 22 at the maximum with the aim of improving fuel consumption as the load becomes lower. When the entire load region where knocking is likely to occur is reached, the target compression ratio is set to a minimum of 10. Since the engine of the present invention is a gasoline engine, the engine control unit 39 performs spark ignition on the air-fuel mixture in the combustion chamber at a predetermined timing via the ignition advance control device 52 (see FIG. 6). .

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。   Next, FIG. 6 is a schematic configuration diagram of an overall control system in which an engine having a variable compression ratio mechanism is further combined with the mirror cycle. An engine having a variable compression ratio mechanism is the same as that shown in FIG.

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。   As shown in FIGS. 7 and 8, the variable valve mechanism for realizing the mirror cycle includes a variable lift mechanism 21 that can change the lift of the intake valve, and a crank angle position at which the intake valve reaches the maximum lift (this A phase variable mechanism 41 that can change the crank angle position of the intake valve (hereinafter referred to as “lift valve center angle of the intake valve”) (the phase with respect to the crankshaft 2 shown in FIG. 1) to the advance side or the retard side. (Intake valve closing timing variable mechanism) is combined. Among these, FIG. 7 is a schematic perspective view of the variable lift mechanism 21 and the variable phase mechanism 41.

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。   FIG. 8 is a schematic sectional view of the variable lift mechanism 21. Here, the upper part of FIG. 8 shows the position of the rocking cam 29, which will be described later, when the intake valve is zero-lifted, and the lower part of FIG. 8 shows the position when the intake valve is fully lifted. The position of a swing cam 29 (described later) at the minimum swing and at the maximum swing is shown. Here, the zero lift of the intake valve means that the intake valve 31 does not lift (that is, the lift of the intake valve is zero), and the full lift of the intake valve means that the intake valve 31 becomes the maximum lift.

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。   This variable valve mechanism has been previously proposed by the present applicant. However, since this variable valve mechanism is publicly known, for example, in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2002-256905, Japanese Patent Application Laid-Open No. 11-107725, etc. explain.

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。   First, the variable lift mechanism 21 will be described. The variable lift mechanism 21 includes an intake valve 31 slidably provided on a cylinder head (not shown), a drive shaft 22 rotatably supported by a cam bracket (not shown) on the cylinder head, and the drive shaft 22. Further, an eccentric cam 23 fixed by press-fitting or the like, a control shaft 32 that is rotatably supported by the same cam bracket at a position above the drive shaft 22, and disposed in parallel with the drive shaft 22, and the control shaft 32 The rocker arm 26 is swingably supported by the eccentric cam portion 38, and the swing cam 29 is in contact with the valve lifter 30 disposed at the upper end portion of the intake valve 31. The eccentric cam 23 and the rocker arm 26 are linked by a link arm 24, and the rocker arm 26 and the swing cam 29 are linked by a link member 28, respectively.

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。   FIG. 7 shows a representative of one cylinder of a multi-cylinder internal combustion engine having two intake valves per cylinder. Therefore, two intake valves 31, two valve lifters 30, and two swing cams 29 are drawn.

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。   The drive shaft 22 is driven by the engine crankshaft 2 shown in FIG. 1 via a timing chain or timing belt, as will be described later.

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。   The center of the outer peripheral surface of the eccentric cam 23 having a circular outer peripheral surface is offset from the shaft center of the drive shaft 22 by a predetermined amount, and the annular portion of the link arm 24 is rotatably fitted to the outer peripheral surface of the eccentric cam 23. Yes.

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。   The rocker arm 26 is supported at its substantially central portion so as to be swingable by the eccentric cam portion 38, and the arm of the link arm 24 is connected to one end portion thereof (the right end portion in the left side in FIG. 8) via the connecting pin 25. The upper end portion of the link member 28 is linked to the other end portion (the left end portion in the left side of FIG. 8) via the connecting pin 27. The eccentric cam portion 38 is eccentric from the axis of the control shaft 32, and accordingly, the rocking center of the rocker arm 26 changes according to the rotational angle position of the control shaft 32.

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。   The rocking cam 29 is fitted to the outer periphery of the drive shaft 22 and is rotatably supported, and the lower end portion of the link member 28 is linked to the end portion extending sideways via a connecting pin 37. . On the lower surface of the swing cam 29, a base circle surface concentric with the drive shaft 22 and a cam surface extending in a predetermined curve from the base circle surface are continuously formed. The circular surface and the cam surface are in contact with the upper surface of the valve lifter 30 according to the swing position of the swing cam 29. That is, the base circle surface is a section where the lift amount of the intake valve 31 (and the operating angle of the intake valve) becomes zero as a base circle section, and the swing cam 29 swings and the cam surface contacts the valve lifter 30. Then, the intake valve 31 gradually lifts downward. A slight ramp section is provided between the base circle section and the lift section.

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。   As shown in FIG. 7, the control shaft 32 is configured to rotate within a predetermined angle range by a lift control actuator 33 provided at one end. The lift control actuator 33 is, for example, a part of a member 34 provided at the rear end of the control shaft 32 and a pin 34a protruding from a position offset from the axis of the control shaft 32 by a predetermined amount, and a plunger A hydraulic actuator 35 that rotates the control shaft 32 through engagement with a beak-shaped claw 35a provided at the tip of 35b, and a first hydraulic device (for example, hydraulic control) that controls the hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuator 35 The first hydraulic device 36 is controlled by a control signal from the engine control unit 39. The rotation angle of the control shaft 32 is detected by a control shaft sensor (not shown).

このリフト可変機構２１の作用は次のようなものである。   The operation of the variable lift mechanism 21 is as follows.

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。   When the drive shaft 22 is rotated by the crankshaft 2, the link arm 24 moves up and down by the cam action of the eccentric cam 23, and the rocker arm 26 swings accordingly. The rocking movement of the rocker arm 26 is transmitted to the rocking cam 29 via the link member 28, and the rocking cam 29 rocks. By the cam action of the swing cam 29, the valve lifter 30 is pressed and the intake valve 31 is lifted downward.

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。   Here, when the rotation angle of the control shaft 32 changes via the lift control actuator 33, the initial position of the rocker arm 26 changes, and consequently, the initial swing position of the swing cam 29 changes.

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。   For example, as shown in the upper part of FIG. 8, when the eccentric cam portion 38 is positioned upward in the figure, the rocker arm 26 is positioned upward as a whole, and the end of the swing cam 29 on the side of the connecting pin 37. The part is relatively lifted upward. That is, the initial position of the swing cam 29 is inclined in a direction in which the cam surface is separated from the valve lifter 30 (refer to the left side in the upper part of FIG. 8). Accordingly, when the swing cam 29 swings as the drive shaft 22 rotates, the base circle surface is kept in contact with the valve lifter 30 for a long time and the cam surface is in contact with the valve lifter 30 for a short period. Accordingly, the lift amount of the intake valve 31 is reduced as a whole (see the right side in the upper part of FIG. 8), and the crank angle section (that is, the operating angle of the intake valve) from the opening timing to the closing timing of the intake valve 31 is also reduced.

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。   On the contrary, as shown in the lower part of FIG. 8, when the eccentric cam portion 38 is positioned downward in the figure, the rocker arm 26 is positioned downward as a whole, and the rocking cam 29 is connected to the connecting pin 37 side. It will be in the state where the edge part of this was pushed down relatively. That is, the initial position of the swing cam 29 is inclined in a direction in which the cam surface approaches the valve lifter 30 (see the left side in the lower part of FIG. 8). Therefore, when the swing cam 29 swings as the drive shaft 22 rotates, the portion that contacts the valve lifter 30 immediately shifts from the base circle surface to the cam surface. Accordingly, the lift amount of the intake valve 31 increases as a whole (see the right side in the lower part of FIG. 8), and the operating angle of the intake valve also increases.

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。   Since the initial position of the eccentric cam portion 38 can be continuously changed, the valve lift characteristic of the intake valve 31 is continuously changed accordingly. That is, as shown in FIG. 9, the lift of the intake valve 31 (the lift amount of the intake valve 31 and the operating angle of the intake valve 31) can be continuously expanded and reduced simultaneously. Depending on the layout of each part, for example, the opening timing and closing timing of the intake valve 31 change substantially symmetrically with the change in the lift amount of the intake valve 31 and the operating angle of the intake valve 31.

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。   Next, as shown in FIG. 7, the phase varying mechanism 41 is configured so that the sprocket 42 provided at the front end of the drive shaft 22 and the sprocket 42 and the drive shaft 22 are relatively moved within a predetermined angle range. And a phase control actuator 43 that is rotated at a time. The sprocket 42 is interlocked with the crankshaft 2 shown in FIG. 1 via a timing chain or a timing belt (not shown).

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。   The phase control actuator 43 includes, for example, a hydraulic rotary actuator 44 and a second hydraulic device (for example, a hydraulic control valve) 45 that controls the hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuator 44. The second hydraulic device 45 includes: It is controlled by a control signal from the engine control unit 39. Due to the action of the phase control actuator 43, the sprocket 42 and the drive shaft 22 are relatively rotated, and the lift center angle of the intake valve 31 is delayed or advanced with respect to the crank angle. That is, the lift characteristic curve itself of the intake valve 31 does not change, and the whole advances or retards. Moreover, each change to the advance side or the retard side at this time can also be obtained continuously. The control state of the phase variable mechanism 41 is detected by a drive shaft sensor (not shown) that responds to the rotational position of the drive shaft 22.

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。   The control of the lift variable mechanism 21 and the phase variable mechanism 41 is not limited to closed loop control based on the detection values of the control axis sensor and the drive axis sensor, but simply open loop control according to operating conditions. It doesn't matter.

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。   The valve lifter 30 incorporates a known hydraulic valve clearance adjustment mechanism, and the valve clearance is substantially always maintained at zero.

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。   The engine of the present invention having such a variable valve mechanism comprising the variable lift mechanism 21 and the variable phase mechanism 41 does not depend on the throttle valve, and the intake air amount is controlled by controlling the opening / closing of the intake valve 31. Is done. In a practical engine, it is preferable that a slight negative pressure exists in the intake system for recirculation of blow-by gas, etc., but not shown, instead of a throttle valve on the upstream side of the intake passage, It is desirable to provide an appropriate throttle mechanism for generating negative pressure.

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。   Now, according to the variable lift mechanism 21 described above, the opening timing of the intake valve 31 also changes in accordance with the change in the closing timing of the intake valve 31 in principle (as shown in FIG. 9 (the closing timing of the intake valve 31 is advanced). Therefore, the opening / closing control of the intake valve 31 at an arbitrary crank angle position is possible by using it in combination with the phase variable mechanism 41.

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。   Therefore, the intake valve closing timing is fixed to the operating angle of the intake valve 31 by controlling the intake valve closing timing at a low load by using a variable valve mechanism comprising the variable lift mechanism 21 and the variable phase mechanism 41. By reducing the intake valve 31 much earlier than in the case of the engine, the intake valve 31 is closed earlier, the intake is stopped in the middle of the intake stroke, and the intake air is expanded and compressed around the bottom dead center BDC. By changing the pressure, the intake pressure at the time of inhalation is made almost inversely proportional to the effective stroke to approach the atmospheric pressure to reduce pump loss. This is a mirror cycle and is already well known.

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。   At this time, since the closing timing of the intake valve 31 is significantly earlier than the bottom dead center BDC, the intake air in the combustion chamber undergoes adiabatic expansion to the bottom dead center BDC regardless of the intake stroke, and the pressure in the combustion chamber As the temperature decreases, the temperature in the combustion chamber (not shown) also decreases. After the bottom dead center BDC, the compression stroke starts, but the pressure in the combustion chamber where adiabatic expansion has started is close to adiabatic expansion / compression and is simply a return of the pressure in the combustion chamber. Will actually start. Therefore, the actual compression ratio greatly decreases as the intake valve closing timing is advanced. This decrease in the actual compression ratio is accompanied by a significant decrease in the temperature of the mixture in the combustion chamber at the compression top dead center TDC, so that the combustion state deteriorates as it is, and the combustion speed decreases. For this reason, the fuel efficiency improvement effect cannot be obtained as the pump loss is reduced. As described above, when the intake valve closing timing is advanced by using the variable valve mechanism, the pump loss is reduced, while the compression temperature is lowered and the combustion state is deteriorated. That is, a reduction in pump loss and a deterioration in combustion due to a decrease in compression temperature are in a trade-off relationship.

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。   Therefore, even when the closing timing of the intake valve 31 is advanced by using the variable valve mechanism, the compression ratio variable engine is used as shown in FIG. In addition, while increasing the compression ratio at low loads, there is a concern that the compression temperature rises and knocking occurs under high heat load conditions, so the compression ratio is decreased at high loads.

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。   FIG. 10 shows control characteristics of the intake valve closing timing IVC according to the engine load and the rotational speed. Specifically, as shown in FIG. 11, the intake valve closing timing IVC is advanced from the intake bottom dead center BDC as the engine load decreases under the condition of constant rotational speed. That is, when the load is low, as shown in the uppermost part of FIG. 11, the intake is stopped in the middle of the intake stroke, and the intake is expanded and compressed before and after the intake bottom dead center BDC, thereby changing the actually effective intake stroke. As described above, it is the Miller cycle that attempts to reduce the pump loss by bringing the intake pressure at the time of inhalation close to atmospheric pressure in a manner that is approximately inversely proportional to the effective stroke.

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。   FIG. 12 is a characteristic of the control target value of the compression ratio when recovering the decrease in the actual compression ratio due to the intake valve closing timing variable control in the mirror cycle by the compression ratio variable control using the compression ratio variable mechanism. This is because, as the intake valve closing timing IVC is earlier than the intake bottom dead center BDC, the actual compression ratio becomes lower. On the contrary, as the intake valve closing timing IVC is earlier than the intake bottom dead center BDC, the geometrical ratio is increased. By making the compression ratio (= control target value of the compression ratio) higher than when the intake valve closing timing IVC is at the intake bottom dead center BDC, a constant actual compression ratio can be obtained regardless of the intake valve closing timing IVC. It is to make.

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。   As shown in FIGS. 1 to 5, in an engine having a variable compression ratio mechanism, the high compression ratio can be increased by raising the top dead center position of the piston 9 and lowering the combustion chamber height at low load using the variable compression ratio mechanism. Although obtained, the combustion chamber becomes flat and there is a problem that the cooling loss increases remarkably. Further, as described with reference to FIGS. 6 to 12, in particular, in the Miller cycle engine (or non-throttle engine) that controls the intake air amount (intake air amount) by variably controlling the closing timing of the intake valve, the intake air amount. The actual compression ratio decreases when the load is low and the intake valve closing time is far from the bottom dead center. Therefore, the restriction that the geometric compression ratio can be set high is reduced, but the combustion chamber is flattened accordingly. Therefore, there is a problem that a cooling loss increases and a significant part of the thermal efficiency improvement effect obtained by the high expansion ratio is offset.

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。   Therefore, in the present invention, the engine having the compression ratio variable mechanism shown in FIGS. 1 to 5 is premised, and as shown in FIGS. 6 to 12, the mirror cycle is combined with the engine having the compression ratio variable mechanism. As a premise, the combustion chamber wall surface (for example, the piston crown surface) is covered with a water film, and during the combustion period (near top dead center) where most of the cooling loss occurs, water is vaporized by the heat originally lost as the cooling loss, In the subsequent expansion stroke, this vaporized steam pressure energy is recovered as work to improve thermal efficiency, and water is injected into the combustion chamber gas at the beginning of the compression stroke. So that the entire combustion temperature is lowered and the cooling loss reduction effect is obtained. However, the following description will be mainly based on a combination of a mirror cycle and an engine having a variable compression ratio mechanism.

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。   Here, since “actual compression ratio” and “geometric compression ratio” have come out, the terms of the compression ratio will be summarized. First, the “compression ratio” is a value defined by the following equation.

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。 Compression ratio = (combustion chamber volume at bottom dead center position) / (combustion chamber volume at top dead center position)
... (1)
On the other hand, the “actual compression ratio” is a value defined by the following equation.

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。 Actual compression ratio = (combustion chamber volume at intake valve closing timing) / (combustion chamber volume at top dead center position)
... (2)
As described with reference to FIGS. 1 and 2, since the top dead center position of the piston 9 can be changed in the variable compression ratio mechanism, the variable compression ratio mechanism can change the “compression ratio” in the equation (1). Become. Further, as explained in FIGS. 7 to 11, since the intake valve closing timing can be changed in the variable valve mechanism, according to the variable valve mechanism, the “actual compression ratio” in the equation (2) can be changed. Become. When it is desired to distinguish from the “actual compression ratio”, the “compression ratio” is particularly described as “geometric compression ratio”. Therefore, the “geometric compression ratio” is the same as the “compression ratio” in the equation (1). When simply referred to as “compression ratio”, it means “geometric compression ratio”. The term “expansion ratio” is also used because it focuses on the expansion stroke. The expansion ratio is a value defined by the following equation.

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。 Expansion ratio = (combustion chamber volume at exhaust valve opening timing) / (combustion chamber volume at top dead center position)
... (3)
The concept of water injection in a conventional engine is known from a first known example (see Japanese Patent Laid-Open No. 3-115730). In this first known example, in a heat insulation engine, a high-temperature combustion chamber (piston or the like) before combustion starts. It aims at improving thermal efficiency by performing water injection and recovering the pressure energy of water that is received and evaporated from the combustion chamber wall surface in the expansion stroke. It also aims to improve the knocking resistance by the cooling effect of water jet.

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。   On the other hand, not only is the water vaporized by the heat received from the combustion chamber wall before the start of combustion, but also a water film is retained during the combustion period to absorb the heat flow rate from the combustion gas during the combustion period (heat transfer to the combustion chamber wall). In other words, the heat insulation function by the water film, which is recovered as latent heat of vaporization and quickly converted into expansion work, is known from the second known example (see Japanese Utility Model Publication No. 63-2836).

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。 In the present invention, the effects described in these two known examples can also be obtained. However, as in the following (1) to (6), a new viewpoint, a new combination of functions, that is, a compression ratio variable mechanism and water injection It aims at a synergistic effect by the optimal combination.
(1) Effect of piston motion By making the movement near the top dead center of the piston 9 slower than that of an engine having a conventional crank connecting rod mechanism, the time for evaporating water at a high pressure and temperature is increased. Since the pressure in the combustion chamber in the expansion stroke can be maintained at a high pressure, the deterioration of recovery efficiency in expansion work due to a delay in pressure increase due to water evaporation (conventional problem) can be greatly improved. it can. Originally, if the movement near the top dead center of the piston 9 is slowed, there is a problem that the cooling loss increases in the conventional engine. However, by performing the water film insulation in the present invention as described later with reference to FIG. Greatly reduces the synergistic effect.

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。 On the other hand, by making the movement near the bottom dead center of the piston 9 faster than the engine having the conventional crank connecting rod mechanism, the density of the combustion chamber gas and the temperature increase of the combustion chamber gas due to the compression are earlier. Since it starts, the water evaporates quickly and the water vapor concentration in the combustion chamber can be made uniform. By uniformly distributing water vapor in the combustion chamber, the combustion temperature is lowered, and a greater cooling loss reduction effect can be obtained.
(2) Effect of uniform water injection in mirror cycle (first water injection mode)
As described with reference to FIG. 11, in the mirror cycle in which the intake valve 31 is quickly closed under a low load condition, it is inevitable that the conventional external EGR is applied for the purpose of reducing the cooling loss at the time of pump loss under the low load condition. In addition, it is necessary to close the intake valve 31 late, which causes a problem that the expansion ratio is lowered and the actual compression ratio is lowered and the combustion stability is deteriorated.

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。   On the other hand, in the present invention, after the intake valve 31 is closed (at the beginning of the compression stroke), water injection in the first water injection mode is performed toward the combustion chamber gas as shown in FIG. (Or water injection in the first water injection mode toward the combustion chamber gas even after the intake valve 31 is closed continuously before the intake valve 31 is closed), thereby reducing the overall combustion temperature and cooling loss. A reduction effect is obtained. That is, in the present invention, it is not necessary to delay the intake valve closing timing while obtaining the same cooling loss reduction effect as that of the external EGR, so that the expansion ratio is not deteriorated. Since the latent heat of vaporization and specific heat of water are large, there is little deterioration effect of the compression work due to the increase of working gas. In addition, the water injection is more responsive than the external EGR, and the intake pipe wall surfaces such as the intake manifold and the collector are not contaminated with EGR gas.

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。 In addition, generally in the early closing mirror cycle, the time from the closing timing of the intake valve to the compression top dead center is long and attenuation of turbulence is an unavoidable problem. However, by injecting water into the combustion chamber, The effect of increasing the combustion speed by compensating for the disturbance caused by the injection is also expected.
(3) Water film injection effect with variable compression ratio mechanism (second water injection mode)
A high expansion ratio is extremely effective for recovering the pressure energy obtained by water vaporization, but here we focus on the fact that the piston crown position at the top dead center inevitably increases when the expansion ratio is high. ing. That is, in the present invention, in the second half of the compression stroke, water injection in the second water injection mode is performed toward the coin-shaped cavity 86a of the piston crown surface 86 which is the wall surface of the combustion chamber as shown in FIG. Water film is spread on the coin-shaped cavity 86a (or the shallow dish-shaped cavity 71a of the piston crown 71 as shown in FIG. 13 to be described later). Can be formed efficiently.
(4) Effect of water split injection (first water injection mode + second water injection mode)
Covering the entire combustion chamber with a water film by water injection in the second water injection mode has a high risk in terms of product, and in fact, such as the center of the piston crown surface where the wall temperature is high and water adhesion is not a problem ( That is, as shown in FIG. 17B, which will be described later, it is expected to be limited to the coin-shaped cavity 86a of the piston crown surface 86, which is the wall surface of the combustion chamber, and at a time close to the combustion period. If all the water that is the sum of the water injection amounts in the first and second water injection modes is injected by water injection in the water injection mode, the combustion temperature is excessively lowered, so that the combustion stability deteriorates. Because of concern, in the present invention, water injection in the first water injection mode is performed earlier than the water injection timing in the second water injection mode, and the uniform water vapor is distributed in the combustion chamber. Regions where film formation is difficult (ie first and second water) For even morphism low load amount is large, which is the sum of water injection amount mode) can be reduced moderately combustion temperatures while reducing the cooling loss. As a result, a merit that the amount of water injection in the second water injection mode for forming the water film can be reduced is expected.

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。 In this way, a plurality of water injections having different properties performed in the same cycle (water injection in the first water injection and water injection in the second water injection) are optimally controlled according to the engine load and rotation speed. Therefore, the aim is to obtain a large cooling loss reduction effect as a whole.
(5) Water injection effect at high load with variable compression ratio mechanism (third water injection mode)
Since the piston crown surface position is lowered under the high load condition at the time of the low compression ratio, the water injection in the third water injection mode is performed by performing water injection in the third water injection mode before the ignition timing according to the present invention. This spray spreads around the cylinder bore and cools the combustion chamber end gas region, so that a knock prevention effect can be obtained. Due to this knocking prevention effect, it is possible to relax the demand for lowering the compression ratio under high load conditions (preventing reduction in thermal efficiency). Further, the compression ratio setting range can be shifted to the high load side by the amount that the knock prevention effect is obtained by the water injection in the third water injection mode, thereby further increasing the compression ratio under the low load condition, As a result, fuel efficiency is improved.
(6) In the Miller cycle, there is basically a combination with a variable compression ratio mechanism for the problem of combustion that is exacerbated by the actual compression ratio that decreases when the pump loss is reduced at low load. is there. However, since the actual compression ratio is low in the Miller cycle, the restriction of knocking is small and the geometric compression ratio can be made considerably high. As a result, there is a problem that the combustion chamber is further flattened and the cooling loss is remarkably increased. The present invention suppresses an increase in cooling loss during combustion in such a high compression ratio and flat combustion chamber by the combination of the reduction in the overall combustion temperature and the heat insulation by the water film as shown in the above (1) to (4). The effect of expanding the fuel efficiency improvement limit is great.

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。   Here, in order to slow down the movement of the piston 9 in the vicinity of the top dead center, the compression ratio variable mechanism is set so that the acceleration at the vertical dead center is substantially the same as the piston stroke characteristic. As a result, the piston stays at a top dead center of about half that of the bottom dead center in the past, but it can be extended to a stay time equivalent to the bottom dead center. This point has been described above with reference to FIGS. However, the piston stroke characteristics are not limited to this case. For example, the variable compression ratio mechanism may be set so that the acceleration on the top dead center side is smaller than the acceleration on the bottom dead center side.

以下、燃焼室内への水噴射について具体的に説明する。   Hereinafter, water injection into the combustion chamber will be specifically described.

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。   FIG. 13 is a detailed view of the configuration of water injection into the combustion chamber of the first embodiment of the present invention on the assumption that a mirror cycle is combined with an engine having a variable compression ratio mechanism. The same parts as those in FIGS. 1 and 7 are denoted by the same reference numerals. In FIG. 13, 61 is a cylinder head, 62 and 63 are intake ports and exhaust ports formed in the cylinder head 61, 64 is an exhaust valve, 65 is an exhaust valve cam, 66 is a pent roof type combustion chamber, and 67 is fuel injection. A valve 68 is a spark plug.

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。   A water injection valve 69 (water injection device) is provided in the periphery of the combustion chamber 66 so that the injection shaft (injection direction) is directed obliquely downward to the right, and shallow on the piston crown surface 71 (a predetermined portion of the combustion chamber wall surface). A dish-shaped cavity 71a (concave portion) is provided. The position of the water injection valve 69 is not limited to this, and the water injection valve 69 may be disposed substantially at the center of the ceiling of the combustion chamber 66 (see FIGS. 17, 22, and 23 described later), or a plurality of water injection valves. May be arranged. Further, the fuel injection valve 67 and the water injection valve may be integrated by a two-fluid injection valve.

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。   The intake port 62 has a normally open (not driven) swirl control valve 81 driven by a step motor or the like. Specifically, as shown in the lower left of FIG. 13 (a cross-sectional view taken along the line AA in the upper right of FIG. 13), the intake port 62 has a predetermined range from the opening end to the combustion chamber 66 toward the upstream side. The partition 62a is divided into two ports 62b and 62c, and the valve body 81a of the swirl control valve 81 is blocked by one of the divided intake ports 62b. When the two intake valves 31 are opened in this state, the intake air flows from only one of the divided intake ports 62b, and the gas flow (winding in a vortex along the cylinder 10 wall in the combustion chamber 66) Swirl).

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。   As will be described later, the operation range is divided into a knock generation range and a fuel consumption range, and therefore, the engine control unit 39 is connected via the water injection valve 69 so that water injection is performed according to each operation range. Thus, the amount and timing of water injection into the combustion chamber 66 are controlled. In this case, the angle (swirl control valve opening) of the valve element 81a of the swirl control valve 81 is variably controlled only in the fuel consumption range. The engine control unit 39 also controls the fuel injection amount supplied to the engine via the fuel injection valve 67, controls the ignition of the air-fuel mixture in the combustion chamber via the spark plug 68, and the compression ratio control actuator 16 (FIG. 6). The compression ratio is controlled via

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。   The flowcharts of FIGS. 14 and 26 are for realizing water injection control and compression ratio control on the assumption that the mirror cycle is combined with an engine having a variable compression ratio mechanism, and the engine control unit 39 is constant. It is executed every time (for example, every 10 ms).

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。   Here, an operation region where water injection control using the water injection valve 69 is performed is divided into a high load operation region in which knocking can occur (this high load operation region is hereinafter referred to as a “knock generation region”), and this knock generation region. Is divided into an operation region including at least a low load operation region (this operation region is hereinafter referred to as a “fuel consumption region”), and in the fuel consumption region, divided water injection is performed at least twice for the same combustion cycle. .

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。   Here, in the case of performing split water injection divided into two times per the same combustion cycle (specifically per the same compression stroke), the water injection in the first water injection mode and the second water injection mode It consists of water injection, and the water injection amount and the water injection timing are made different in the two modes. That is, in the first water injection mode, water injection toward the combustion chamber gas is performed using the initial stage of the compression stroke as the water injection timing so that the water vapor concentration in the combustion chamber becomes substantially uniform at the start of combustion. On the other hand, in the second water injection mode, a water film is formed in the shallow dish-shaped cavity 71a of the piston crown surface 71, and the water vapor concentration near the piston crown surface 71 where the shallow dish-shaped cavity 71a is located during the combustion period is high. Thus, water injection toward the shallow dish-shaped cavity 71a is performed with the latter half of the compression stroke (for example, near the top dead center) as the water injection timing.

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。   On the other hand, in the knock generation area, water injection is performed in the third water injection mode. In the third water injection mode, during the compression stroke (for example, slightly before the ignition timing), the water injection is performed around the cylinder bore that can be the end gas portion.

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。   More specifically, in FIG. 14, in step 1, the engine load and the rotational speed are detected. Here, the basic fuel injection pulse width TP used for fuel injection control using the fuel injection valve 67 may be used as the engine load. The rotational speed of the engine is calculated based on a signal from the crank angle sensor 82 (see FIG. 13).

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。   In step 2, a water injection control map assigned in advance to the engine load and rotation speed is read. In the water injection control map using the engine load and the rotational speed as parameters, as shown in FIG. 15, the knock generation area (hatched area) is distinguished from the other fuel consumption areas. The area where water is injected in the third water injection mode and the fuel efficiency area are areas where water is injected in the split water injection mode (consisting of the first water injection mode and the second water injection mode).

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。   Further, the total water injection amount in the split water injection mode (the total water injection amount in which the water injection amount in the first water injection mode and the water injection amount in the second water injection mode are combined) is determined as the engine load and the rotational speed. It depends on. First, the total water injection amount in the split water injection mode is set so that the load is low and increases at a high load at the same rotational speed.

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。   The reason why the total water injection amount in the split water injection mode is set depending on the engine load will be explained. The total water injection amount in the split water injection mode is basically determined in relation to the expansion ratio and proportional to the expansion ratio. Thus, the total water injection amount in the split water injection mode is increased. This is because if the total water injection amount in the split water injection mode is increased, the expansion ratio increases, and the work amount increases as the expansion ratio increases. On the other hand, the expansion ratio is related to the engine load, and is large, for example, 20 under a low load condition, and is small, for example, 10 under a high load condition. That is, the expansion ratio increases as the load decreases. Therefore, considering both, the lower the load, the larger the total water injection amount in the split water injection mode. As described above, the total water injection amount in the split water injection mode is set according to the engine load because the expansion work of water is efficiently recovered under a condition where the expansion ratio is large (low load condition). It is aimed at.

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。   Next, the total water injection amount in the split water injection mode is set so as to decrease as the engine rotation speed increases at the same engine load. As described above, the higher the rotation speed, the smaller the total injection amount in the split water injection mode. The higher the rotation speed, the more the water consumption per unit time increases, but the real time in the compression stroke Since the actual time of staying near the top dead center is shortened, the evaporation of water is delayed and the recovery of expansion work is worsened. Also, the higher the rotation speed, the smaller the cooling loss itself. The reason is that the effect of water injection is reduced.

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。   Although not shown in FIG. 15, in addition to the total water injection amount in the split water injection mode, the split ratio of the water injection amount in the split water injection mode and the first, second, and third water injections The setting of each water injection timing in the mode is also recorded in the water injection control map.

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。   Using these data obtained from the water injection control map, FIG. 16 shows how water injection is performed in each region of the fuel consumption region and the knock generation region. The lower part of FIG. 16 is each timing chart in the third water injection mode. In the upper part of FIG. 16, the water injection in the first water injection mode is performed at a relatively early timing in the compression stroke after the intake valve closing timing IVC (immediately after the intake valve closing timing IVC). Water injection in the first water injection mode is performed (in the vicinity of the top dead center TDC). Further, the water injection amount in the first water injection mode is relatively smaller than the water injection amount in the second water injection mode.

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。   The effect when split water injection is performed as shown in the upper part of FIG. 16 will be described with reference to FIGS. 17A and 17B. FIG. 17A shows the first water injection mode. FIG. 17B shows the three states after water injection, after the start of combustion, and after the start of combustion. FIG. 17B shows the three states after water injection in water injection in the second injection mode, after the start of combustion, and after the start of combustion. Each state is shown. However, unlike FIG. 13, the water injection valve 85 is provided at the center of the ceiling of the combustion chamber 66 and the coin-shaped cavity 86 a is provided on the piston crown 86. In this case, it is necessary to consider so that the water injection valve 85 and the mounting position of the spark plug do not interfere with each other.

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。   As shown in FIG. 17A, in the compression stroke after the intake valve closing timing IVC in the first water injection mode, water injection from the water injection valve 85 toward the gas in the combustion chamber 66 is performed at a relatively early timing. Is performed, the water injected into the combustion chamber 66 takes in and mixes ambient air while being atomized and evaporated, and is vaporized or gasified at the start of combustion, and is distributed almost uniformly in the combustion chamber 66. In this case, the flow of the gas in the combustion chamber 66 is strengthened by the swirl control valve 81 in proportion to the water injection amount in the first water injection mode, and the effect of speeding up the mixing of water and the gas in the combustion chamber 66 is also used. The gas flow in the combustion chamber 66 is not limited to swirl, and may be tumble, for example. Since water molecules have a large specific heat, the combustion temperature in the combustion chamber 66 decreases on average and the cooling loss is reduced. Further, although the compression work usually deteriorates due to an increase in the working gas, water has a large latent heat of vaporization, so that the deterioration allowance is small compared to other gases.

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。   As shown in FIG. 17B, in the second water injection mode, at a later stage of the compression stroke, from the water injection valve 85 toward the local high temperature portion in the combustion chamber 66, that is, toward the coin-shaped cavity 86a of the piston crown surface 86. When water injection is performed, a water film covering the coin-shaped cavity 86a is formed. FIG. 18 shows the effect when a water film is formed on the coin-shaped cavity 86a (piston crown surface 86). By forming a water film near the combustion chamber wall surface (piston crown surface 86), heat transfer from the wall surface is achieved. In addition, water is evaporated using heat transfer from the flame and recovered as expansion work. The formation of a water film on the piston crown 86 in this way aimed at two effects: recovery of cooling loss by heat transfer from the combustion chamber wall temperature and reduction of cooling loss by heat insulation by formation of a water vapor layer. Concept.

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。   In addition, since the piston crown surface 86 has a coin-shaped cavity 86a (concave portion), a water film adheres to the cylinder liner by adhering to the piston crown surface 86 toward the sliding peripheral edge and mixed into the oil. While preventing, it becomes possible to trap water reliably to the coin-shaped cavity 96a which is the high temperature part of the piston 9, and the effect of increasing the evaporation rate of water is acquired. The concave portion provided in the piston crown surface 86 is not limited to the cavity, and may be a groove or a recess. In addition, since FIG. 18 is a figure for demonstrating the effect of a water film, the piston crown surface 86 is shown by planar shape.

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。   In addition, as shown in FIG. 13, when the water injection valve 69 is provided in the peripheral part of the combustion chamber 66, the water injection toward the gas in the combustion chamber 66 is performed in the first water injection mode, In the second water injection mode, the water spray is spread along the shallow dish-shaped cavity 71a, so that the water film is efficiently formed in the shallow dish-shaped cavity 71a at the beginning of the piston stay period near the top dead center.

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。   In FIG. 16, the water injection start timing in the first water injection mode is set immediately after the intake valve closing timing IVC, but the water injection start timing in the first water injection mode comes before the intake valve closing timing IVC. You may do it. In FIG. 16, the water injection start timing in the second water injection mode is set after the combustion start timing, but the water injection start timing in the second water injection mode may be set before the combustion start timing. . In the upper part of FIG. 16, the fuel injection period is in the intake stroke, but it may be in the compression stroke. Further, FIG. 13 shows a case where fuel injection is performed by port injection, but it may be a case where fuel is directly injected into the combustion chamber.

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。   On the other hand, in the lower part of FIG. 16, water injection in the first water injection mode is performed slightly before the ignition timing. The water injection amount in the third water injection mode is much smaller than the water injection amount in the first and second water injection modes. That is, the water injection in the third water injection mode is to perform a small amount of water injection toward the periphery of the cylinder bore before ignition for the purpose of suppressing knocking in a knock generation region that is a high load region.

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。   As described above, in the present invention, the content of the water injection mode is made different according to two different operation ranges (fuel consumption range and knock generation range), thereby improving the fuel consumption in the fuel consumption range and in the knock generation range. It is set as the structure which performs the water injection which exhibits the improvement of the output of this in good balance.

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。   Returning to FIG. 14, in step 3, by searching the water injection control map read in step 2, the operating point determined from the engine load and the rotational speed detected in step 1 is divided into the region of the split water injection mode (fuel consumption range). If the operating point is in the split water injection mode region, the process proceeds to steps 4-9.

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。   In step 4, the expansion ratio is calculated. What is necessary is just to calculate an "expansion ratio" using the said (3) Formula. For this purpose, it is necessary to know the combustion chamber volume at the exhaust valve opening timing and the combustion chamber volume at the top dead center position. In this embodiment, since the variable valve mechanism is not provided in the exhaust system, the combustion chamber volume at the exhaust valve opening timing is a constant value. Since this value is determined by the engine specifications, it may be given in advance. On the other hand, the combustion chamber volume at the top dead center position is determined by the target compression ratio.

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。   Here, in the case where the engine having the compression ratio variable mechanism is combined with the mirror cycle, the geometric compression ratio (= control target value of the compression ratio) is determined as shown in FIG. Therefore, a table of the combustion chamber volume at the top dead center position using this geometric compression ratio (= control target value of the compression ratio) as a parameter is determined in advance, and the above figure is obtained from the engine load and the rotational speed at that time. The intake valve closing timing IVC is calculated by searching a map of the intake valve closing timing with the content of 10, and the geometric compression ratio (= compression ratio of the compression ratio) with the content of FIG. 12 is calculated from the intake valve closing timing IVC. A geometric compression ratio (= control target value of compression ratio) is calculated by searching a table of control target values), and this geometric compression ratio (= control target value of compression ratio) is calculated in advance. The combustion chamber volume at the top dead center position is calculated by searching a table of the combustion chamber volume at the predetermined top dead center position, and the combustion chamber volume at the top dead center position and the exhaust valve provided in advance are calculated. The expansion ratio is obtained from the combustion chamber volume at the opening time.

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。   The present invention is not limited to a combination of a mirror cycle and an engine having a variable compression ratio mechanism, and is also applicable to an engine having no variable valve mechanism in the intake system and only having a variable compression ratio mechanism. . In this case, since the target compression ratio is determined as shown in FIG. 5, a table of the combustion chamber volume at the top dead center position using the target compression ratio as a parameter is determined in advance, and the engine load at that time is determined. The target compression ratio is calculated by searching a map of the target compression ratio having the contents shown in FIG. 5 from the rotational speed, and a table of the combustion chamber volume at the predetermined top dead center position is calculated from the target compression ratio. By searching, the combustion chamber volume at the top dead center position is calculated, and the expansion ratio is obtained from the combustion chamber volume at the top dead center position and the combustion chamber volume given in advance at the exhaust valve opening timing.

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。   In step 5, the total water injection amount in the divided water injection mode is calculated by searching the water injection control map read in step 2 from the engine load and the rotational speed detected in step 1.

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。   In step 6, the division ratio of the water injection amount in the divided water injection mode is calculated. The division ratio of the water injection amount in the divided water injection mode is the ratio of the water injection amount in the second water injection mode to the water injection amount in the first water injection mode, and the expansion ratio is large at the same rotation speed. The ratio of the water injection amount in the second water injection mode to the water injection amount in the first water injection mode is increased. The reason why the ratio of the water injection amount in the second water injection mode to the water injection amount in the first water injection mode is increased as the expansion ratio is increased is that the total water injection amount in the divided water injection mode is increased as the expansion ratio is increased. Since it is made larger, it is adapted to this. Further, since the amount of cooling loss decreases as the rotation speed increases, the ratio of the water injection amount in the second water injection mode to the water injection amount in the first water injection mode decreases as the rotation speed increases. ing. As described above, the ratio of the water injection amount in the second water injection mode to the water injection amount in the first water injection mode uses the expansion ratio and the rotation speed as parameters, and the expansion ratio correlates with the engine load. (See the second stage in FIG. 19), the ratio of the water injection amount in the second water injection mode to the water injection amount in the first water injection mode is eventually assigned to the engine load and the rotational speed. be able to. Therefore, as described above, the ratio of the water injection amount in the second water injection mode to the water injection amount in the first water injection mode, that is, the division ratio of the water injection amount in the divided water injection mode is also the water injection control map. To be recorded together. Therefore, the division ratio of the water injection amount in the divided water injection mode can be obtained by searching the water injection control map read in step 2 from the engine load and the rotational speed detected at step 1. it can.

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。   In step 7, using the division ratio of the water injection amount in the divided water injection mode thus obtained and the total water injection amount in the divided water injection mode obtained in step 5, the first water injection mode is used. And the water injection amount in the second water injection mode are respectively calculated.

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。   In step 8, each water injection timing in the first and second water injection modes is calculated. Within the same compression stroke, the water injection timing in the second water injection mode is on the retard side with respect to the water injection timing in the first water injection mode, and at any water injection timing, the angle is advanced as the engine load increases. is there. Since the ignition timing is a characteristic that advances as the engine load increases, each water injection timing is advanced in accordance with the increase in engine load in accordance with the load characteristic of the ignition timing. In this case, since the ignition timing is assigned not only according to the engine load but also according to the engine rotation speed, each water injection timing needs to be assigned to the engine load and the engine rotation speed. For this reason, as described above, each water injection timing is also recorded in the water injection control map. Accordingly, the water injection timings in the first and second water injection modes are determined by searching the water injection control map read in step 2 from the engine load and the rotational speed detected at step 1. Can be sought.

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。   In step 9, the target gas flow intensity in the combustion chamber 66 is calculated. A table of target gas flow strength that increases as the engine load decreases is created in advance, and the target gas flow strength in the combustion chamber 66 is obtained by searching this table from the engine load detected in step 1. This is a characteristic in which the water injection amount in the first water injection mode becomes larger as the engine load becomes smaller. Therefore, the gas flow in the combustion chamber 66 is enhanced as the water injection amount in the first water injection mode increases. Is. Thereby, mixing of the gas in the combustion chamber 66 and the water spray injected into the combustion chamber 66 by the water injection in the first water injection mode is promoted, and the homogenization of the water spray in the combustion chamber 66 further proceeds. The combustion temperature can be lowered.

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。   FIG. 19 collectively shows steady characteristics with respect to the engine load after the engine warm-up is completed and the engine speed is constant. The geometric compression ratio is almost constant regardless of the engine load (however, it becomes smaller near the knock generation region), while the expansion ratio becomes larger as the engine load becomes smaller.

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。   In the present embodiment, the total water injection amount in the split water injection mode increases as the engine load decreases (the expansion ratio increases), and conversely decreases as the engine load increases (the expansion ratio decreases). It is set to become. By setting the total water injection amount in the split water injection mode according to such engine load, knocking is avoided in the low load region and the working gas increases, so that water injection is not performed (the uppermost stage in FIG. 19). , The overall geometric compression ratio and expansion ratio can be increased (see the respective solid lines in the uppermost stage and the second stage in FIG. 19). Only fuel economy will be improved. In this way, the total water injection amount in the split water injection mode is increased under the condition of a large expansion ratio (low load region) that can effectively recover the expansion work of water, and conversely the split water injection mode on the high load side. By reducing the total water injection amount, the maximum fuel consumption effect can be obtained while reducing the amount of water used.

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。   On the other hand, if the water injection in the compression stroke is not divided, that is, if the first water injection mode is eliminated and only the second water injection mode is performed, the same amount of water injection as the total water injection amount in the divided water injection mode is performed. For example, the gas temperature locally decreases in the combustion chamber 66, and the evaporation of water is delayed, so that the expansion of the water becomes the latter half of the expansion stroke, and the work recovery efficiency may decrease. On the other hand, in the present embodiment, by performing water injection in the first water injection mode, an effect of reducing the amount of water injection in the second water injection mode can be obtained, and in addition, the water film is functionally reliable. Since the effect of reducing the cooling loss can be obtained even in the combustion chamber wall that cannot be formed, a great synergistic effect is expected compared to the case where the first water injection mode is eliminated and the water injection is performed only in the second water injection mode. The

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。   Next, as a method of lowering the combustion temperature in the fuel consumption range, there is a method of introducing an external EGR from the past. Therefore, the conventional EGR is introduced to a combination of a mirror cycle and an engine having a variable compression ratio mechanism. The merit of water injection in the divided water injection mode according to the present invention in comparison with the method will be described with reference to FIG. In the conventional method, normally, external EGR is applied in the fuel consumption range to lower the combustion temperature, and the cooling loss is reduced to improve the fuel consumption. When this conventional method is applied to a combination of a mirror cycle and an engine having a variable compression ratio mechanism, it is necessary to increase the intake valve operating angle by the amount of external EGR introduction, as shown in the upper part of FIG. The intake valve closing timing when the external EGR is introduced (see the upper solid line in FIG. 20) is retarded from the intake valve closing timing when the external EGR is not introduced (see the upper dashed line in FIG. 20). Although the expansion ratio does not change much in response to the delay of the intake valve closing timing, the actual compression ratio becomes larger than when the external EGR is not introduced.

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。   In the lower part of FIG. 20, assuming a combination of a mirror cycle and an engine having a variable compression ratio mechanism, a PV curve when external EGR is not introduced (see broken line) and a PV curve when external EGR is introduced (solid line) And a PV curve (refer to a one-dot chain line) in the case of performing water injection in divided water injection according to the present invention. When the external EGR is introduced as described above, the actual compression ratio becomes large, and the characteristic (solid line) in the compression stroke when the external EGR is introduced in the lower part of FIG. 20 is the compression stroke when the external EGR is not introduced. It rises above the characteristic at (dotted line). On the other hand, the characteristic (solid line) in the expansion stroke when the external EGR is introduced is not so much higher than the characteristic (broken line) in the expansion stroke when the external EGR is not introduced. Since the work corresponds to the area surrounded by the PV curve, the characteristic (solid line) in the compression stroke when the external EGR is introduced in this way is the compression stroke in the case where the external EGR is not introduced. When it rises above the characteristic (broken line), the area decrease corresponding to the increase becomes work loss, so when external EGR is introduced, it is suitable for reducing cooling loss, but the fuel consumption was thought It won't be as good.

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。   On the other hand, when water injection is performed in the split water injection mode according to the present invention, the intake valve closing timing is the same as the intake valve closing timing when the external EGR is not introduced or on the advance side, that is, As shown in the PV diagram when water injection is performed in the split water injection mode in the lower part of FIG. 20, the lower right position (the one-dot chain line) is the lower right position in the PV diagram when the external EGR is introduced. (Solid line) and water has a large latent heat of vaporization, so the temperature in the combustion chamber decreases, and the increase in pumping work due to the increase in working gas is small, so the deterioration of compression work is small, and cooling loss The PV curve (dotted line) from the compression stroke to the expansion stroke when water injection is performed in the split water injection mode by reducing and increasing the working gas is from the compression stroke when the external EGR is introduced to the expansion stroke. (See the upper left of the lower stage of FIG. 20), and the expansion ratio is increased by the amount of working gas at the end of the expansion stroke when water injection is performed in the split water injection mode. Since the expansion is greater than the end of the expansion stroke when the external EGR is introduced, the amount of work is increased when water injection is performed in the split water injection mode than when the external EGR is introduced. That is, in the case of performing water injection in the split water injection mode according to the present invention, the fuel efficiency improvement effect is greater than when external EGR is introduced.

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。   Although not shown, if the exhaust valve opening timing is delayed in accordance with the amount of working gas increased by water injection in the split water injection mode according to the present invention, the expansion ratio is further increased to perform expansion work to substantially atmospheric pressure. It can be recovered and a greater fuel efficiency effect can be obtained. Here, in order to delay the exhaust valve opening timing, a phase variable mechanism or variable valve mechanism that can change the phase of the lift center angle of the exhaust valve to the advance side or the retard side is also provided on the exhaust valve side. Good.

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。   Further, in the water injection in the second water injection mode, it is necessary to form a water film locally (on a predetermined part of the wall surface of the combustion chamber), so compared with the water injection in the first water injection mode, It is desirable to narrow the water injection angle of the water injection in the second water injection mode. In hollow cone spray, which is a hollow cone spray, or in a relatively narrow angle multi-hole spray, the effect of the water spray shrinking when the density and temperature of the atmosphere rises and momentum exchange occurs between the injected fluid and the surrounding gas. It is known that there is a so-called Coanda effect. FIG. 21 shows a behavior in which the relatively narrow-angle multi-hole water spray from the water injection valve 85 gradually narrows due to the Coanda effect. Using such a Coanda effect, in the water injection in the first water injection mode, water spray from the water injection valve 85 is injected into the combustion chamber at a wide angle, and the water injection timing is set under conditions where the density and temperature in the latter half of the compression stroke are high. When the water injection is performed in the second water injection mode, the water spray from the water injection valve 85 is sunk and the water is concentrated at the center of the cavity provided on the piston crown surface.

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。   The present embodiment is not limited to the water injection valve in which the Coanda effect occurs, and a known injection valve capable of variably setting the spray angle may be provided as the water injection valve. However, since the injection valve capable of variably setting the spray angle is expensive, the water injection valve generating the Coanda effect has an advantage that it can be inexpensive.

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。   Returning to FIG. 14, if it is determined in step 3 that the operating point determined from the engine load and the rotational speed detected in step 1 is not in the region of the split fountain spray mode, the process proceeds to step 10 and the third water It is checked whether or not it is an injection mode region (knock generation region). When the operating point is in the third water injection mode region (knock occurrence region), the process proceeds to steps 11 and 12, and the water injection amount and the water injection timing in the third water injection mode are calculated according to the engine load. When the operating point is not in the region of the third water injection mode, the process is terminated as it is.

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。   The water injection amount in the third water injection mode is different from the total water injection amount in the split water injection mode, and is a minute amount compared to the water injection amounts in the first and second water injection modes ( Since the water injection in the third water injection mode is intended to cool the end gas portion, the water injection timing in the third water injection mode is slightly ahead of the ignition timing (advanced side). (See the fifth row in FIG. 19). In actuality, as shown in FIG. 19, the water injection amount in the third water injection mode is slightly increased as the engine load increases, and the water injection timing in the third water injection mode is the engine load. The angle is slightly advanced according to the increase.

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。   More specifically, since the aim of water injection in the third water injection mode is to suppress knocking and improve output, as shown in FIGS. 22 and 23, from the water injection valves 85 and 91 to the periphery of the cylinder bore. Water is sprayed toward The left side of FIG. 22 and the left side of FIG. 23 show a case where water is injected downward from the water injection valves 85 and 91 provided at the center of the ceiling of the combustion chamber 66 (direct injection layout), and a water injection valve provided at the periphery of the combustion chamber 66. In the case of performing water injection obliquely downward to the right from 85 and 91 (side injection layout), when the water spray from the water injection valve is a multi-hole spray (see FIG. 22) and when it is a holo-cone spray (FIG. 23). The behavior of water spray in the combustion chamber 66 of FIG. 17 and 21 show a case where the water spray from the water injection valve 85 is a multi-hole spray, so that the water spray is a holo-cone spray (hollow cone spray) as shown in FIG. This water injection valve is distinguished as the “water injection valve 91” from the water injection valve 85 in which the water spray is a multi-hole spray.

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。   In either case of the direct injection layout or the side injection layout, when the water spray is a multi-hole spray, as shown on the right side of FIG. The multi-hole spray reaches six positions, or the multi-hole spray concentrates and reaches two places 180 ° apart from each other in the ring-shaped peripheral edge 86b of the piston crown surface 86. Further, in either case of the direct injection layout or the side injection layout, when the water spray is a holocon spray, as shown on the right side of FIG. 23, the holocon spray reaches the ring-shaped peripheral edge 86b of the piston crown surface 86 evenly. To do. In this way, water injection around the cylinder bore is realized by optimizing the nozzle hole layout and hole shape of the water injection valves 85 and 91 not only in the case of the direct injection layout but also in the case of the side injection layout. Is possible.

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。   Thus, knocking can be suppressed by performing a small amount of water injection around the cylinder bore and cooling the end gas portion where knocking occurs.

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。   In addition, when the water jet valves 85 and 91 having a constant spray angle are used to form a direct injection layout, an optimal water spray can be obtained for each of the third water injection mode and the split water injection mode, but the spray angle is constant. When the side injection layout is used by using the water injection valves 85 and 91, the optimum water spray for the third water injection mode cannot be obtained even if the optimum water spray can be obtained for the third water injection mode. However, in this case, an optimal water spray can be obtained for each of the third water injection mode and the split water injection mode by using a water injection valve with a variable spray angle to form a side injection layout.

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）。   Since the compression ratio can be increased as much as knocking can be avoided by water injection in the third water injection mode, the engine output is improved as compared with the case where water injection in the third water injection mode is not performed in the knock generation region. In the conventional method, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is made richer than the stoichiometric air-fuel ratio in order to suppress knocking in the knock generation region (see the broken line in the fourth stage in FIG. 19). According to the aspect, since the combustion temperature in the knock generation region can be lowered by water injection in the third water injection mode, it is not necessary to make the air-fuel ratio of the air-fuel mixture richer than the theoretical air-fuel ratio in the knock generation region, Even in the knock generation region, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture can be made closer to the stoichiometric air-fuel ratio, and the cost of fuel consumption deterioration is reduced accordingly (see the solid line in the fourth stage in FIG. 19).

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。   Furthermore, in an engine having a variable compression ratio mechanism, the range between the minimum compression ratio and the maximum compression ratio is defined. However, according to this embodiment, the output condition (knock generation region) is determined by water injection in the third water injection mode. ) Is further increased, the setting of the maximum compression ratio used in the fuel efficiency range is further increased, and as a result, the fuel efficiency can be improved.

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。   In the present embodiment, water used for water injection in the split water injection mode and water injection in the third water injection mode is collected from the exhaust system. Describing this, FIG. 24 shows a schematic configuration diagram of a water recovery system.

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。   One of the challenges of water injection is securing water. Water exists basically everywhere except in desert areas, and can be obtained at low cost. However, mounting a water tank with a capacity equal to or greater than that of a fuel tank is a significant space constraint. Therefore, as shown in FIG. 24, part of the exhaust gas downstream of the catalyst 101 is circulated, and water necessary for water injection is recovered by condensation. Here, the term “circulation” is used to distinguish it from “exhaust gas recirculation (EGR)”. The distinction is necessary because exhaust gas recirculation means that a part of the exhaust gas is returned to the intake system as it is, and there is a common point with water recovery in that a part of the exhaust gas is used. Here, “circulation” is used in the sense that the water used for water injection is recovered again from part of the exhaust and used for water injection, that is, water circulates.

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。   More specifically, as shown in FIG. 24, a part of the exhaust gas exiting the catalyst 101 provided in the exhaust passage is guided to the heat exchanger 102 and lowered to near 100 ° C., and then the impurities are removed by the filter 103. To do. The exhaust gas after removing the impurities is guided to the condensing device 104 to condense moisture in the exhaust gas, and the condensed water is stored in the water storage tank 105. Water stored in the tank 105 is supplied to a water injection valve (not shown) of each cylinder by a pump 106.

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。   The water recovery system is not limited to this, and the system shown in FIG. 25 may be used. That is, as shown in FIG. 25, the exhaust downstream of the catalyst 101 is guided to the radiator 107 and cooled by the cooling fan 108, and then guided to the condenser 109 to condense the moisture in the exhaust, and the exhaust after removing the moisture is Release into the atmosphere. The condensed water stored in the condenser 109 is supplied to the water injection valve 110 of each cylinder by the pump 106.

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。   As described above, according to the present embodiment, since water is recovered in the exhaust gas after leaving the catalyst 101, harmful corrosive components can be removed by the catalyst 101, and after the high expansion by the variable compression ratio mechanism. Since the exhaust gas having a low temperature falls below the dew point with a little cooling, there is an effect that the condensers (104, 109) can be made compact.

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。   Returning to FIG. 14, in step 13, it is determined whether or not there is a sufficient amount of water to execute water injection. For example, in the case of the water recovery system of FIG. 24, a water level sensor that is turned on when the water storage tank 105 is reduced to a water level below a predetermined height is provided, and based on a signal from the water level sensor. Let them determine if there is enough water. If the water level sensor is turned on, it is determined that there is not enough water to execute water injection, and the process proceeds to steps 16 and 17 to deactivate the water injection valves 69, 85, 91 and the swirl control bubble 81.

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。   When the water level sensor is OFF, it is determined that there is a sufficient amount of water sufficient to execute water injection. At this time, the process proceeds from step 13 to step 14, and in the split water injection mode, calculation is performed in steps 7 and 8. Using each divided water injection amount and each water injection start time (water injection amount in the first water injection mode, water injection time and water injection amount in the second water injection mode, water injection timing) In the case of the third water injection mode, the water injection valves 69, 85, 91 are set at predetermined timing using the water injection amount and the water injection timing in the third water injection mode calculated in steps 11 and 12. During this period, the valve is opened.

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。   In step 15, the swirl control valve 81 is driven so that the gas flow intensity calculated in step 9 is obtained only in the split water injection mode, and according to the increase in the water injection amount in the first water injection mode. Strengthen combustion chamber gas flow.

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。   This concludes the description of the water injection control on the assumption that the mirror cycle is combined with an engine having a variable compression ratio mechanism.

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。   Next, moving to FIG. 26, in step 21, the intake valve closing timing IVC is detected from the engine load and rotation speed by referring to the map shown in FIG. 10, and in step 22, this intake valve closing timing IVC. The compression ratio control target value (value on the vertical axis) is calculated by referring to the table having the contents shown in FIG. 12 as described above. In step 23, the compression ratio control actuator 16 is obtained so that the compression ratio control target value is obtained. Drive.

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。   Note that FIG. 26 is based on the assumption that a mirror cycle is combined with an engine having a variable compression ratio mechanism. In the case of an engine having a variable compression ratio mechanism that does not have a variable valve mechanism in the intake system. The target compression ratio may be calculated from the engine load and the rotational speed by referring to the map having the contents shown in FIG. 5 and the compression ratio control actuator 16 may be driven to obtain this target compression ratio.

ここで、本実施形態の作用効果を説明する。   Here, the effect of this embodiment is demonstrated.

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。   According to the present embodiment (the invention described in claims 1 and 13), the engine having the piston 9 reciprocating in the cylinder 10 has the water injection valves 69, 85 and 91 (water injection devices), and is fuel efficient. In the region (at least in the low-load operation region), the acceleration near the top dead center position of the piston 9 is smaller than that of a single connecting rod engine in which the distance between the crank journal center and the piston pin center is equal in the cylinder axis direction, and combustion starts. Since the first water injection mode in which water is injected from the water injection valves 69, 85, 91 toward the gas in the combustion chamber 66 is set so that the water vapor concentration in the combustion chamber 66 is substantially uniform at times, it is compared with the conventional engine. Since the movement of the piston 9 near the bottom dead center is fast and the density of the gas in the combustion chamber 66 and the temperature rise of the gas in the combustion chamber 66 due to the compression start early, the evaporation of water starts. Ku proceeds, it is possible to equalize the water vapor concentration in the combustion chamber 66. By uniformly distributing the water vapor in the combustion chamber 66, the combustion temperature is lowered, and a greater cooling loss reduction effect can be obtained.

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。   According to the present embodiment (the invention described in claims 2 and 14), a water film is formed on the piston crown surface 70 (a predetermined portion of the combustion chamber wall surface) during the same cycle as in the first water injection mode, and the combustion period. Since the second water injection mode for injecting water toward the piston crown surface 70 is set so that the water vapor concentration in the vicinity of the piston crown surface 70 (the combustion chamber wall surface at a predetermined site) becomes high, the property is set during one cycle. A plurality of different water injections can be executed, and a greater fuel efficiency improvement effect can be obtained. That is, the portion where the water film is formed is expected to be limited to a portion where the wall temperature such as the center of the piston crown is high and water adhesion is not a problem, and the second water injection mode is close to the combustion period. If excessive water is injected by the water injection by this, the combustion temperature is too low and there is a concern about deterioration of the combustion stability. Therefore, the water injection by the first water injection mode is performed by the second water injection mode. By performing homogeneous water vapor distribution in the combustion chamber 66 at an earlier time than the water injection timing, it is possible to lower the combustion temperature while reducing the cooling loss even in regions where it is difficult to form a water film. As a result, the merit which can reduce the water injection amount in the 2nd water injection mode for forming a water film is acquired. In this way, a large cooling loss reduction effect as a whole can be obtained by a plurality of water jets having different properties performed in the same cycle.

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。   According to this embodiment (the invention described in claim 3), the piston 9 is connected to the upper link 6 (first link) connected via the piston pin 8 (first pin) and the upper link 6. A lower link 5 (second link) rotatably connected to the crankpin 4 via an upper pin 7 (second pin), a lower link 5 and a control pin 12 (third And is connected to the crankshaft 4 via a link mechanism having a control link 11 (third link) that is swingably connected via a pin and swings about a fulcrum provided on the cylinder block. And a mechanism (eccentric cam portion 14, worm gear 15, compression ratio control actuator 16) capable of changing the position of the fulcrum, and using this mechanism, the compression ratio is variably controlled according to the engine load. Since a high compression ratio is obtained at a low load, the piston crown surface position at the top dead center is high at the high compression ratio, and the distance between the water injection position and the piston crown surface 70 is close. By the water injection in the mode, the water film can be efficiently formed at the beginning of the piston stay period near the top dead center.

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。   According to the present embodiment (the invention described in claim 4), the variable valve mechanism that can continuously change the closing timing of the intake valve 31 and the lift amount of the intake valve 31 is provided. As the engine load increases according to the engine load used, the intake valve closing timing IVC is controlled to be close to the intake bottom dead center to increase the amount of intake air to the engine (see FIGS. 10 and 11), and the intake valve closing timing is controlled. As the IVC is earlier than the intake bottom dead center, the control is performed so that the compression ratio becomes higher than when the intake valve close timing IVC is at the intake bottom dead center (see FIG. 12). Since the reduction in compression ratio can be recovered by variable compression ratio control using a variable compression ratio mechanism, a high expansion ratio can be obtained even in the mirror cycle, and the pressure energy obtained by vaporization of water can be efficiently used. It is possible to yield.

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。   According to the present embodiment (invention of claim 5), the intake valve closing timing map (map of the intake valve closing timing control content) having the content shown in FIG. 10 and the divided water injection having the content shown in FIG. A map of the total water injection amount in the mode (a map of the control target value of the total water injection amount that combines the water injection amount in the first water injection mode and the water injection amount in the second water injection mode), and Since the map (map of each control target value) uses the engine load as a parameter (see FIGS. 10 and 15), the engine load (when the engine having the variable compression ratio mechanism is combined with the mirror cycle) is assumed. It is possible to control the optimal water injection according to the operating conditions.

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。   According to the present embodiment (the invention described in claim 6), a map of the target compression ratio (map of the control target value of the compression ratio) having the contents shown in FIG. 5 and a split water injection mode having the contents shown in FIG. A map of total water injection amount (a map of control target value of total water injection amount that combines water injection amount in the first water injection mode and water injection amount in the second water injection mode), and each map (each Since the control target value map) uses the engine load as a parameter (see FIGS. 5 and 15), the engine has a variable compression ratio mechanism that does not include a variable valve mechanism in the intake system. It is possible to control optimal water injection according to the load (operating conditions).

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。   According to the present embodiment (the invention described in claim 7), the expansion ratio is a characteristic that becomes larger as the load becomes lower (see the second stage in FIG. 19), and the total water injection is performed according to the increase in the expansion ratio. The amount is increased (see FIG. 15), and the ratio of the water injection amount in the second water injection mode to the water injection amount in the first water injection mode is increased in accordance with the increase in the expansion ratio (the lowermost stage in FIG. 19). Therefore, while saving the amount of water used, it is possible to obtain a great fuel efficiency improvement effect under high expansion ratio operating conditions where the recovery efficiency of the water expansion work is high.

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。   As the engine speed increases, water consumption per unit time increases, while the actual time in the compression stroke and the actual time staying near the top dead center are shortened. In this embodiment (the invention according to claim 8), the effect of water injection on the water recovery efficiency is reduced because the recovery of the water becomes worse and the cooling loss itself becomes smaller as the engine speed increases. According to the above, the total water injection amount is reduced according to the increase in the engine rotation speed (see FIG. 15), and the second water injection with respect to the water injection amount in the first water injection mode according to the increase in the engine rotation speed. Since the ratio of the water injection amount in the mode is reduced, it is possible to avoid situations such as poor recovery of expansion work at high rotation speeds and small effects of water injection on water recovery efficiency at high rotation speeds. It is possible to save dose.

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。   According to the present embodiment (the invention described in claim 9), the gas flow in the combustion chamber is strengthened according to the increase in the water injection amount in the first water injection mode (see the third stage in FIG. 19). Even if the water injection amount in the first water injection mode increases, the mixing of the water vapor in the combustion chamber and the ambient air can be promoted, and the mixing state can be made uniform.

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。   According to the present embodiment (the invention described in claim 10), water directed around the cylinder bore during the compression stroke from the water injection valves 69, 85, 91 (water injection device) in the knock generation region (high load operation region). Since the third water injection mode for performing the injection is set (see FIGS. 15 and 22), the end gas portion can be cooled in the knock generation region, and knocking can be avoided.

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。   When the predetermined portion of the combustion chamber wall surface is the piston crown surfaces 71 and 86, the second water is required if the piston crown surface 71 or the piston crown surface 86 does not have a shallow dish-like cavity 71 a or a coin-like cavity 86 a (both are concave portions). The water film formed by water injection in the injection mode spreads to the peripheral edge of the piston crown surface 70 and flows into the cylinder liner and clevis and is mixed into the oil. According to the invention described in item 11, the predetermined portions are the piston crown surface 71 and the piston crown surface 86, and the piston crown surface 71 has a shallow dish-like cavity 71a and the piston crown surface 86 has a coin-like cavity 86a. The water film formed by the water injection in the second water injection mode remains in the shallow dish-shaped cavity 71a and the coin-shaped cavity 86a (both are recessed), It prevented from being mixed into the oil to flow into Ndaraina and clevis.

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。   In the embodiment, the case where water injection is performed instead of the external EGR has been described, but the present invention can also be applied to the case where water injection is performed while performing internal EGR. The case of performing water injection while performing external EGR, or the case of performing water injection instead of internal EGR is out of the scope of the present invention. In the present embodiment, the case where the two-stage split water injection is performed in the compression stroke has been described. However, the same effect may be achieved by further increasing the number of stages.

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。   In the embodiment, a case where a mirror cycle is combined with an engine having a variable compression ratio mechanism, and a case where an engine having a variable compression ratio mechanism that does not include a variable valve mechanism in the intake system are assumed. However, the present invention is not limited to these cases. For example, in the embodiment, the compression ratio variable mechanism is configured by a multi-link mechanism including a plurality of link members. However, the present invention is not limited to this mechanism, and the acceleration at the top and bottom dead center is substantially the same as the stroke characteristic of the piston. Any mechanism can be used.

複リンク型レシプロ式エンジンの概略構成図。1 is a schematic configuration diagram of a multi-link type reciprocating engine. 高圧縮比位置、低圧縮比位置での各リンクの姿勢図。The posture figure of each link in a high compression ratio position and a low compression ratio position. 複リンク機構のピストンストロークの特性図。The characteristic figure of the piston stroke of a multi-link mechanism. 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。The characteristic view of the piston position in the crank angle range involved in combustion. 目標圧縮比の特性図。The characteristic figure of a target compression ratio. 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。The schematic block diagram of the whole control system which combined the engine which has a compression ratio variable mechanism further with respect to a mirror cycle. 可変動弁機構の概略斜視図。The schematic perspective view of a variable valve mechanism. 可変動弁機構の作動原理を説明するための概略断面図。The schematic sectional drawing for demonstrating the principle of operation of a variable valve mechanism. 吸気弁のバルブリフト特性図。The valve lift characteristic figure of an intake valve. 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。The characteristic diagram of the intake valve closing timing according to the operating conditions in the mirror cycle. 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。The characteristic figure of the valve lift of the intake valve corresponding to the load in the mirror cycle. 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。The characteristic view of the control target value of the compression ratio corresponding to the intake valve closing timing in the mirror cycle. 第１実施形態の燃焼室への水噴射構成の詳細図。The detail drawing of the water injection structure to the combustion chamber of 1st Embodiment. 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。The flowchart for demonstrating the water-injection control in the case of presupposing what combined the engine which has a compression ratio variable mechanism with a mirror cycle of 1st Embodiment. 水噴射制御マップの内容を説明するための特性図。The characteristic view for demonstrating the content of the water injection control map. 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。The timing chart for demonstrating the water injection quantity in the division | segmentation water injection mode and the 3rd water injection mode, and water injection timing. 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。The figure for demonstrating the mode of the water injection in split water injection mode. 水膜による断熱効果の原理を説明するための図。The figure for demonstrating the principle of the heat insulation effect by a water film. 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。The timing chart for demonstrating the characteristic of each control factor with respect to load. 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。The PV diagram for demonstrating the merit of the water injection in the division | segmentation water injection mode by this invention when compared with the conventional method which introduces external EGR. コアンダ効果の説明図。Explanatory drawing of the Coanda effect. 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。Explanatory drawing which shows the behavior of the water spray in a combustion chamber when water spray is multi-hole spray. 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。Explanatory drawing which shows the behavior of the water spray in a combustion chamber when water spray is a holocorn spray. 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。1 is a schematic configuration diagram of a water recovery system 1 according to a first embodiment. 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。The other schematic block diagram of the water collection | recovery system from the exhaust_gas | exhaustion of 1st Embodiment. 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。The flowchart for demonstrating the compression ratio control in the case of presupposing what combined the engine which has a compression ratio variable mechanism in the mirror cycle of 1st Embodiment.

符号の説明Explanation of symbols

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） 9 Piston 31 Intake valve 39 Engine control unit 41 Phase variable mechanism (Intake valve closing timing variable mechanism)
66 Combustion chamber 69 Water injection valve (water injection device)
71 Piston crown surface (predetermined part of combustion chamber wall surface)
71a Shallow dish cavity (recess)
85 Water injection valve (water injection device)
86 Piston crown (combustion chamber wall surface)
86a Coin-shaped cavity (recess)
86b Ring-shaped peripheral edge 91 Water injection valve (water injection device)

Claims (14)

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。 In an engine having a piston that reciprocates in a cylinder,
A water injection device for performing water injection in the combustion chamber;
At least in the low load operation region, the acceleration near the top dead center position of the piston is smaller than that of a single connecting rod engine in which the distance in the cylinder axial direction between the center of the crank journal and the center of the piston pin is equal,
A first water injection mode for performing water injection from the water injection device toward the combustion chamber gas is set so that the water vapor concentration in the combustion chamber becomes substantially homogeneous at the start of combustion. . 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。 Forming a water film at a predetermined portion of the wall surface of the combustion chamber during the same cycle as the first water injection mode;
In addition, a second water injection mode for performing water injection toward the predetermined portion of the combustion chamber wall surface is set so that the water vapor concentration in the vicinity of the combustion chamber wall surface of the predetermined portion is increased during the combustion period. Item 4. A water injection control device for an engine according to Item 1. 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。 The piston is
A first link coupled via a first pin;
A second link pivotably connected to the first link via a second pin and rotatably mounted on the crank pin;
It is connected to the crankshaft via a link mechanism having a second link and a third link swingably connected via a third pin and swinging about a fulcrum provided on the cylinder block. With
A mechanism capable of changing the position of the fulcrum;
The engine water injection control device according to claim 2, wherein the compression ratio is variably controlled according to the engine load by using this mechanism so that a high compression ratio can be obtained at a low load. 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。 A variable valve mechanism that can continuously change the intake valve closing timing and the intake valve lift;
This variable valve mechanism is used to control the intake valve close timing closer to the intake bottom dead center as the engine load increases according to the engine load, and the intake air amount to the engine increases. 4. The water injection control device for an engine according to claim 3, wherein the control is performed so that the compression ratio becomes higher as the intake valve closing timing is at the intake bottom dead center as it becomes earlier than the dead point. 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。   There is a control target value map of the intake valve closing timing and a control target value map of the total water injection amount that combines the water injection amount in the first water injection mode and the water injection amount in the second water injection mode. The engine water injection control device according to claim 4, wherein the map of each control target value uses an engine load as a parameter. 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。   A map of control target values of the compression ratio and a map of control target values of the total water injection amount that combines the water injection amount in the first water injection mode and the water injection amount in the second water injection mode; 4. The engine water injection control device according to claim 3, wherein the map of each control target value uses an engine load as a parameter. 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。 The expansion ratio is a characteristic that increases as the load decreases.
While increasing the total water injection amount as the expansion ratio increases,
The ratio of the water injection amount in the second water injection mode to the water injection amount in the first water injection mode is increased in accordance with an increase in the expansion ratio. Engine water injection control device. 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。 While reducing the total water injection amount as the engine speed increases,
The ratio of the water injection amount in the second water injection mode to the water injection amount in the first water injection mode is reduced according to an increase in engine rotation speed. Engine water injection control device. 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。   8. The engine water injection control device according to claim 7, wherein the gas flow in the combustion chamber is enhanced in accordance with an increase in a water injection amount in the first water injection mode. 9. 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。   10. The third water injection mode for performing water injection directed around the cylinder bore during a compression stroke from the water injection device in a high load operation region is set. The engine water-injection control device described. 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。   The water injection control device for an engine according to claim 2, wherein the predetermined portion is a piston crown surface, and the piston crown surface has a recess. 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。 The water injection device includes a variable spray angle mechanism,
12. The engine water according to claim 11, wherein a water spray angle in water injection in the second water injection mode is set to be narrower than a water spray angle in water injection in the first water injection mode. Injection control device. 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。 In an engine having a piston that reciprocates in a cylinder,
A water injection device for performing water injection in the combustion chamber;
At least in the low load operation region, the acceleration near the top dead center position of the piston is smaller than that of a single connecting rod engine in which the distance in the cylinder axial direction between the center of the crank journal and the center of the piston pin is equal,
A first water injection mode for performing water injection from the water injection device toward the combustion chamber gas is set so that the water vapor concentration in the combustion chamber becomes substantially uniform at the start of combustion. . 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。 Forming a water film at a predetermined portion of the wall surface of the combustion chamber during the same cycle as the first water injection mode;
In addition, a second water injection mode for performing water injection toward the predetermined portion of the combustion chamber wall surface is set so that the water vapor concentration in the vicinity of the combustion chamber wall surface of the predetermined portion is increased during the combustion period. Item 14. A water injection control method for an engine according to Item 13.
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