JP2018003682A

JP2018003682A - 排熱回収機能付きエンジン

Info

Publication number: JP2018003682A
Application number: JP2016130481A
Authority: JP
Inventors: 和晃楢原; Kazuaki Narahara
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 2016-06-30
Filing date: 2016-06-30
Publication date: 2018-01-11

Abstract

【課題】排気の熱を回収してエンジンの図示効率を向上させる。【解決手段】本発明の排熱回収機能付きエンジンは、気筒２と、吸気通路２０および排気通路３０と、排気通路２０を流通する排気に含まれる水蒸気を凝縮させて凝縮水を生成するコンデンサ５２と、コンデンサ５２に流入する前の排気との熱交換により凝縮水を昇温させる水昇温装置（５１，５６）と、水昇温装置での凝縮水の昇温処理を経て生成された超臨界水または亜臨界水を気筒２に噴射する水噴射装置５７と、水昇温装置５７よりも下流側の排気通路を流通する排気との熱交換により吸気を昇温させる吸気昇温装置２６とを備える。【選択図】図１

Description

本発明は、排気の熱を回収して仕事に変換することが可能な排熱回収機能付きエンジンに関する。

上記のような排熱回収機能付きエンジンとして、下記特許文献１のものが知られている。この特許文献１のエンジンは、気筒から排出された排気が流通する排気通路と、排気通路を流通する排気に含まれる水蒸気を凝縮させる凝縮器（コンデンサ）と、凝縮器で生成された凝縮水を排気との熱交換により昇温させる熱交換器と、熱交換器による昇温処理等を経て生成された高温水（臨界温度以上かつ臨界圧力以上の水）を気筒に噴射する高温水噴射弁とを備えている。

上記のような構成の特許文献１のエンジンによれば、排気熱を利用して生成された高温水が気筒に噴射されることにより、当該高温水が気筒内で膨張して気筒内の圧力を上昇させる。そして、このように高温水のエネルギーが圧力（仕事）に変換されることにより、エンジンの熱効率が向上するとされている。

特許第５０４５５６９号公報

ここで、本願発明者は、エンジンの燃費性能を従来比で大幅に引き上げるために研究を行う中で、従来から多用されている熱エネルギーを基準とした評価ではなく、現実に利用可能な仕事であるエクセルギーを基準とした評価を行うことが重要であるという結論に至った。そして、このようなエクセルギー基準での評価を進めたところ、上記特許文献１のように排気の回収熱を利用して生成した高温水を気筒に噴射しても、期待通りの燃費改善効果が得られない可能性があることが分かった。

すなわち、気筒に高温水を噴射した場合、高温水を生成する過程で生じるエクセルギーの損失や、噴射された高温水と気筒内のガスとの熱交換により生じるエクセルギーの損失が生じ、これらの損失の合計が無視できないレベルに達することが分かった。そして、このような損失の発生が、高温水を噴射することによるプラスの効果を減殺する結果、投入エネルギー（燃料のエネルギー）のうち外部仕事として取り出される割合である図示効率がほとんど向上しない場合があることが分かった。

本発明は、上記のような事情に鑑みてなされたものであり、エンジンの図示効率を効果的に向上させることが可能な排熱回収機能付きエンジンを提供することを目的とする。

前記課題を解決するための本発明の排熱回収機能付きエンジンは、燃料と空気との混合気が内部で燃焼する気筒と、前記気筒に導入される吸気が流通する吸気通路と、前記気筒から排出された排気が流通する排気通路と、前記排気通路を流通する排気に含まれる水蒸気を凝縮させて凝縮水を生成するコンデンサと、前記コンデンサに流入する前の排気との熱交換により前記凝縮水を昇温させる水昇温装置と、前記水昇温装置での前記凝縮水の昇温処理を経て生成された超臨界水または亜臨界水を前記気筒に噴射する水噴射装置と、前記水昇温装置よりも下流側の排気通路を流通する排気との熱交換により前記吸気を昇温させる吸気昇温装置とを備えた、ことを特徴とするものである（請求項１）。

本発明によれば、気筒に導入される吸気の温度が吸気昇温装置により高められるので、燃焼が高温化し、燃焼エクセルギー損失を減らすことができる。ここで、エクセルギーとは、系から理論上取り出し得る最大の仕事量のことであり、燃焼エクセルギー損失とは、混合気の燃焼によるエントロピーの増大に伴い生じるエクセルギーの損失のことである。燃焼エクセルギー損失は、不可逆な現象である混合気の燃焼に伴う損失であるため、エンジンを運転する上では避けることのできない純損失である。したがって、このような性質の燃焼エクセルギー損失を減らすことができれば、エンジンの図示効率（投入エネルギーのうち外部仕事として取り出される割合）が向上する可能性がある。

ただし、単に吸気温度を高めただけでは、燃焼エクセルギー損失は減少するものの、気筒から排出される排気の温度が上昇するので、排気エクセルギー損失、つまり排気そのものがもつエクセルギー（排気エクセルギー）のうち仕事として利用されずに捨てられる分が増大し、かえって図示効率が低下してしまう。これに対し、本発明では、コンデンサにより排気から取り出された凝縮水が、コンデンサよりも上流側に設けられた水昇温装置により昇温され、このような処理を経て生成された超臨界水または亜臨界水が水噴射装置から気筒に噴射されるので、噴射された超臨界水／亜臨界水を気筒内で膨張させることにより、排気から回収した熱を効率よく仕事に変換することができる。これにより、排気エクセルギー損失が減少するので、前述した燃焼エクセルギー損失の減少と相俟って、エンジンの図示効率を効果的に向上させることができる。

好ましくは、前記吸気昇温装置は、前記水昇温装置よりも下流側でかつ前記コンデンサよりも上流側を流通する排気との熱交換により前記吸気を昇温させる（請求項２）。

この構成によれば、水昇温装置により凝縮水を十分に昇温させつつコンデンサをコンパクト化することができる。すなわち、水昇温装置では、吸気に熱を奪われる前の（吸気昇温装置に流入する前の）高温の排気との熱交換により凝縮水が昇温されるので、昇温後の凝縮水の温度を十分に高い値にすることができる。また、コンデンサには吸気に熱を奪われた後の比較的低温の排気が流入するので、排気に含まれる水蒸気を凝縮（液化）させるのに必要な冷却容量が少なく済み、冷却容量の確保のためにコンデンサが大型化するのを効果的に防止することができる。

前記構成において、より好ましくは、前記水昇温装置は、前記コンデンサよりも上流側の排気通路を流通する排気との熱交換により前記凝縮水を昇温させる第１熱交換器と、第１熱交換器に流入する前の排気との熱交換により前記凝縮水をさらに昇温させる第２熱交換器とを有し、前記吸気昇温装置は、前記第１熱交換器での昇温後の凝縮水の温度よりも低くかつ外気温よりも高い温度まで前記吸気を昇温させる（請求項３）。

このように、コンデンサに流入する前の排気との熱交換により凝縮水を昇温させる第１熱交換器だけでなく、第１熱交換器に流入する前の排気との熱交換により凝縮水をさらに昇温させる第２熱交換器を設けた場合には、これら２つの熱交換器により排気の熱を十分に回収することができ、回収した熱により凝縮水を十分に昇温させて超臨界水／亜臨界水を効率よく生成することができる。

また、第１熱交換器での昇温後の凝縮水の温度よりも、吸気昇温装置での昇温後の吸気の温度の方が低く設定されているので、吸気が過度に高温化することによる弊害、例えば吸気通路に設けられる各種部品を耐熱化する措置が必要になるといった弊害を回避することができる。

好ましくは、前記水噴射装置は、少なくともエンジンの高負荷域において前記超臨界水または亜臨界水を前記気筒に噴射し、少なくとも前記高負荷域での運転時は、前記気筒内の混合気の空気過剰率が１もしくはその近傍に設定される（請求項４）。

このように、超臨界水／亜臨界水が噴射される高負荷域での空気過剰率を１もしくはその近傍に設定した場合には、空気過剰率が１よりもかなり大きくなるリーンな環境下と比べて、高負荷域での混合気の燃焼温度を高くすることができる。これにより、気筒から排出される排気の温度が高くなるので、その排気の熱を利用して凝縮水を十分に昇温させることができ、高負荷運転時に必要な超臨界水／亜臨界水を効率よく生成することができる。

前記構成において、より好ましくは、前記排気通路を流通する排気の一部を前記吸気通路に還流するＥＧＲを実行するＥＧＲ装置がエンジンに備えられ、前記ＥＧＲ装置は、エンジンの低負荷域で前記ＥＧＲを実行するとともに、エンジンの高負荷域では前記ＥＧＲを停止するかまたは前記低負荷域よりもＥＧＲ量を減少させる（請求項５）。

この構成によれば、低負荷域でのポンピングロスを低減できるとともに、高負荷域では排気の温度を高めて超臨界水／亜臨界水の生成を促進することができる。

以上説明したように、本発明の排熱回収機能付きエンジンによれば、エンジンの図示効率を効果的に向上させることができる。

本発明の一実施形態にかかる排熱回収機能付きエンジンの全体構成を示す図である。エンジン本体の平面図である。エンジン本体の断面図である。ヒートパイプの動作を説明するための概略断面図である。エンタルピーおよび圧力の増減に伴う水の状態変化を示す図であり、超臨界水の性質について説明するための図である。エンジンの制御系統を示すブロック図である。エンジンの運転状態に応じた制御の相違を示すマップ図である。エンジンの燃焼サイクルをＴ−Ｓ線図上で表したグラフである。吸気温度の相違に応じたエクセルギー割合の変化を示すグラフである。水噴射の有無および吸気温度の相違に応じたエクセルギー割合の変化を示すグラフである。亜臨界水について説明するための図５相当図である。

（１）エンジンの全体構成
図１は、本発明の一実施形態にかかる排熱回収機能付きエンジンの全体構成を示す図である。本図に示されるエンジンは、走行用の動力源として車両に搭載された４サイクルのガソリンエンジンであり、列状に並ぶ４つの気筒２を含む直列多気筒型のエンジン本体１と、エンジン本体１に導入される吸気が流通する吸気通路２０と、エンジン本体１から排出される排気が流通する排気通路３０と、排気通路３０を流通する排気の一部を吸気通路２０に還流するＥＧＲ装置４０と、排気通路３０を流通する排気から取り出した水をエンジン本体１の各気筒２に供給する水供給システム５０とを備えている。

図２および図３は、エンジン本体１の構造を概略的に示す平面図および断面図である。これらの図に示すように、エンジン本体１は、気筒２が内部に形成されたシリンダブロック３と、気筒２を上から塞ぐようにシリンダブロック３の上面に取り付けられたシリンダヘッド４と、各気筒２にそれぞれ往復動可能に挿入されたピストン５とを有している。

ピストン５の上方には燃焼室Ｃが画成されており、この燃焼室Ｃには、後述する燃料噴射装置１１から噴射されるガソリンを主成分とする燃料が供給される。そして、供給された燃料が燃焼室Ｃで燃焼し、その燃焼による膨張力で押し下げられたピストン５が上下方向に往復運動するようになっている。

ピストン５の下方には、エンジン本体１の出力軸であるクランク軸１５が配設されている。クランク軸１５は、ピストン５とコネクティングロッド１４を介して連結され、ピストン５の往復運動に応じて中心軸回りに回転する。シリンダブロック３には、クランク軸１５の回転速度つまりエンジン本体１の出力回転速度を検出するエンジン回転センサＳＮ１が設けられている。

ピストン５の冠面（上面）には、その中央部をシリンダヘッド４とは反対側（下方）に凹ませたキャビティ１０が形成されている。キャビティ１０は、ピストン５が上死点まで上昇したときの燃焼室Ｃの大部分を占める容積を有するように形成されている。

シリンダヘッド４には、図外の燃料ポンプから供給された燃料（ガソリン）を燃焼室Ｃに噴射する燃料噴射装置１１が、各気筒２につき１つずつ（合計４つ）設けられている。各燃料噴射装置１１は、気筒２の中心軸の近傍において燃焼室Ｃに露出する先端部を有し、当該先端部からピストン５のキャビティ１０に向けて燃料を噴射するように設けられている。

燃料噴射装置１１は、圧縮上死点よりも前（吸気行程中または圧縮行程中）に燃焼室Ｃに燃料を噴射する。噴射された燃料は、燃焼室Ｃに導入された空気（吸気）と混合された後に圧縮上死点付近で自着火する。すなわち、当実施形態のエンジンでは、燃料としてガソリンを用いた場合に一般的に採用される火花点火燃焼（混合気を火花点火により強制燃焼させる燃焼）ではなく、燃料と空気との混合気をピストン５による圧縮に伴い自着火させるＨＣＣＩ燃焼（予混合圧縮自己着火燃焼）がエンジンの全ての運転領域において実行されるようになっている。このため、当実施形態のエンジンには混合気に点火するための点火プラグが設けられていない。ただし、これに代わる態様として、エンジンが冷間始動された直後のような自着火が困難な状況下においてＨＣＣＩ燃焼に代えて火花点火燃焼を実行することが考えされ、また、エンジンの暖機後にＨＣＣＩ燃焼を補助するためにいわゆるスパークアシストを実行することが考えられる。したがって、このような制御を行うために点火プラグを設けてもよい。

シリンダヘッド４には、気筒２ごとに、吸気通路２０から供給される空気を燃焼室Ｃに導入するための吸気ポート６と、燃焼室Ｃで生成された排気を排気通路３０に導出するための排気ポート７と、吸気ポート６の燃焼室Ｃ側の開口を開閉する吸気弁８と、排気ポート７の燃焼室Ｃ側の開口を開閉する排気弁９とがそれぞれ設けられている。なお、当実施形態では、１つの気筒２の燃焼室Ｃに対し吸気ポート６および排気ポート７が２つずつ開口している。また、これに対応して、吸気弁８および排気弁９が１つの気筒２につき２つずつ設けられている。

図１および図２に示すように、吸気通路２０は、各気筒２に吸気ポート６を介して連通するように枝分かれした吸気マニホールド２１と、吸気マニホールド２１に上流側から接続された単管状の共通吸気管２２とを有している。なお、本明細書において、吸気通路２０における上流（または下流）とは、吸気通路２０を流通する吸気の流れ方向の上流（または下流）のことをいう。

共通吸気管２２には、吸気中に含まれる異物を除去するエアクリーナ２５と、排気通路３０を流通する排気との熱交換により吸気を昇温させる吸気昇温装置２６と、共通吸気管２２を流通する吸気の流量を調整する開閉可能なスロットル弁２７とが、上流側からこの順に設けられている。

また、共通吸気管２２におけるスロットル弁２７よりも下流側には、共通吸気管２２を流通する吸気の流量を検出するエアフローセンサＳＮ２が設けられている。

排気通路３０は、各気筒２に排気ポート７を介して連通するように枝分かれした排気マニホールド３１と、排気マニホールド３１に上流側から接続された単管状の共通排気管３２とを有している。なお、本明細書において、排気通路３０における上流（または下流）とは、排気通路３０を流通する排気の流れ方向の上流（または下流）のことをいう。

共通排気管３２には、触媒装置３５、第１熱交換器５１、コンデンサ５２、および排気シャッタ弁３６が、上流側からこの順に設けられている。

触媒装置３５は、排気中に含まれる有害成分を浄化するためのものであり、例えば、三元触媒、酸化触媒、およびＮＯｘ触媒のいずれかもしくはその組合せからなる触媒を内蔵している。なお、このような触媒に加えて、排気中に含まれるＰＭを捕集するためのフィルターが含まれていてもよい。

排気シャッタ弁３６は、共通排気管３２におけるコンデンサ５２よりも下流側の位置に開閉可能に設けられている。この排気シャッタ弁３６は、通常は全開もしくはその近傍の開度に保持されているが、例えば、ＥＧＲ装置４０による排気の還流操作（つまり排気通路３０を流通する排気の一部を吸気通路２０に還流させる操作；以下、ＥＧＲという）を行う必要がある場合に、このＥＧＲを促進するために必要に応じて閉弁側に駆動される。すなわち、排気シャッタ弁３６が閉弁側に駆動されてその開度が低減されると、排気通路３０内の排気の圧力が高まり、吸気通路２０内の吸気の圧力との差が大きくなる。これにより、排気通路３０から吸気通路２０への排気の流れが促進されて、十分なＥＧＲ量が確保される。

コンデンサ５２は、排気中に含まれる水蒸気を凝縮させるものであり、第１熱交換器５１は、コンデンサ５２で生成された凝縮水を昇温させるものである。これら第１熱交換器５１およびコンデンサ５２は、水供給システム５０の一部を構成する要素である（詳細は後述する）。

共通排気管３２における第１熱交換器５１とコンデンサ５２との間の部分３２ｂには、当該部分３２ｂから共通吸気管２２側に拡張された拡張部２６ａが一体に形成されている。第１熱交換器５１を通過した排気は、少なくともその一部が拡張部２６ａを通過した後にコンデンサ５２に導入されるようになっている。また、吸気昇温装置２６は、当該拡張部２６ａの内部に、吸気昇温装置２６の上流側および下流側の共通吸気管２２に比べて断面積が十分に小さくされた多数の分岐した細管を有している。これらの細管の内部に導入された吸気は、拡張部２６ａを流通する排気との熱交換により昇温される。このように、吸気昇温装置２６は、第１熱交換器５１とコンデンサ５２との間（拡張部２６ａ）を流通する排気との熱交換によって吸気を昇温させるように構成されている。

上記のような吸気昇温装置２６を通過した後の吸気の温度は、エンジンの運転状態や外気温等に応じて異なるものの、概ね１００〜１５０℃まで上昇させられる。この温度は、第１熱交換器５１を通過した後の凝縮水の温度（後述するように約１５０〜２５０℃）よりも低く設定されている。

ＥＧＲ装置４０は、共通排気管３２と共通吸気管２２とを連通するＥＧＲ通路４１と、ＥＧＲ通路４１に設けられたＥＧＲ弁４２およびＥＧＲクーラ４３とを有している。

ＥＧＲ通路４１は、共通排気管３２における触媒装置３５よりも上流側の部分と、共通吸気管２２におけるスロットル弁２７よりも下流側の部分とを接続している。ＥＧＲ弁４２は、ＥＧＲ通路４１を通じて共通排気管３２から共通吸気管２２に還流される排気（ＥＧＲガス）の流量を調整するための開閉弁である。ＥＧＲクーラ４３は、ＥＧＲ通路４１を流通するＥＧＲガスを所定の冷媒（例えばエンジンの冷却水）との熱交換により冷却する熱交換器である。

（２）水供給システムの具体的構成
図１に示すように、水供給システム５０は、上述した第１熱交換器５１およびコンデンサ５２と、コンデンサ５２で生成された凝縮水を貯留する水タンク５３と、水タンク５３内に貯留された凝縮水を圧送する低圧ポンプ５４と、低圧ポンプ５４から圧送されて第１熱交換器５１を経由した凝縮水をさらに加圧する高圧ポンプ５５と、高圧ポンプ５５から圧送された凝縮水をさらに昇温させて超臨界水を生成する第２熱交換器５６と、第２熱交換器５６で生成された超臨界水を各気筒２に噴射する複数の（４つの）水噴射装置５７と、コンデンサ５２と水タンク５３とを接続する第１水配管６１と、水タンク５３と第１熱交換器５１とを接続する第２水配管６２と、第１熱交換器５１と第２熱交換器５６とを接続する第３水配管６３とを有している。なお、第１熱交換器５１および第２熱交換器５６の組合せは、請求項にいう「水昇温装置」に相当する。また、詳細は後述するが、超臨界水とは、６４７Ｋ（３７４℃）以上の温度と２２ＭＰａ以上の圧力を有することにより、液体と気体の性質を併せ持った（液体、気体、固体の三相のいずれにもあてはまらない）特殊な状態とされた水のことである。

コンデンサ５２は、共通排気管３２を流通する排気中に含まれる水蒸気を凝縮させるための熱交換器であり、所定の冷媒との熱交換により排気を冷却することで、当該排気に含まれる水蒸気を凝縮させる。具体的に、コンデンサ５２は、冷媒としてのエンジンの冷却水が流通する長尺形状の細管を内蔵しており、当該細管の外側を通過する排気に含まれる水蒸気を上記冷却水との熱交換により冷却して凝縮（液化）させるように構成されている。コンデンサ５２で生成された凝縮水は、第１水配管６１を通じて水タンク５３へと自然流下し、水タンク５３内に貯留される。

低圧ポンプ５４は、第２水配管６２の途中部に設けられており、水タンク５３内に貯留された凝縮水を加圧して第１熱交換器５１（後述する細管６５）に送り込む。

第１熱交換器５１は、コンデンサ５２で生成された凝縮水を、コンデンサ５２に流入する前の排気との熱交換により昇温させる熱交換器である。具体的に、第１熱交換器５１は、共通排気管３２のうち触媒装置３５の直ぐ下流側に位置する部分である触媒下流配管部３２ａの内部に挿入された長尺形状の細管６５と、触媒下流配管部３２ａを覆う二重管構造の保温ケース６６と、保温ケース６６の周囲空間部（外管と内管との間）に充填された蓄熱材６７とを有している。細管６５は、その内部をコンデンサ５２からの凝縮水が流通するように設けられ、この細管６５内の凝縮水は、細管６５の外側を通過する高温の排気との熱交換により昇温させられる。なお、昇温後の凝縮水の温度は、エンジンの運転状態等によって異なるものの、概ね１５０〜２５０℃に達する。

保温ケース６６は、共通排気管３２の触媒下流配管部３２ａだけでなく、触媒装置３５の外周をも覆うように形成されている。このような保温ケース６６内に充填された蓄熱材６７には、触媒装置３５および触媒下流配管部３２ａを流通する排気の熱と、触媒装置３５での反応熱とが伝達され、伝達された熱が蓄熱材６７に蓄えられる。そして、熱を蓄えた蓄熱材６７およびこれを収容する保温ケース６６が触媒装置３５および細管６５を保温することにより、触媒装置３５の活性状態が維持され易くなるとともに、細管６５を流通する凝縮水の昇温効果が高められるようになっている。なお、蓄熱材６７の具体例としては、加熱に伴う溶融により熱エネルギーを蓄積するエリスリトール等の潜熱蓄熱材や、加熱に伴う化学反応により熱エネルギーを蓄積する塩化カルシウム等の化学蓄熱材を挙げることができる。

高圧ポンプ５５は、第３水配管６３の途中部に設けられており、低圧ポンプ５４で加圧されかつ第１熱交換器５１で昇温された凝縮水をさらに加圧して第２熱交換器５６に送り込む。具体的に、高圧ポンプ５５は、後述する蓄圧レール７５内の圧力が２２ＭＰａ以上になるように第３水配管６３内の凝縮水を加圧する。

図２および図３に示すように、第２熱交換器５６は、各気筒２の排気ポート７に対応するシリンダヘッド４内の複数箇所に取り付けられた複数のヒートパイプ７０と、排気ポート７の上側の近傍に位置するシリンダヘッド４の側面において気筒列方向に延びるように取り付けられた単一の蓄圧レール７５とを有している。蓄圧レール７５には第３水配管６３の下流端部が接続され、高圧ポンプ５５から第３水配管６３を通じて圧送された凝縮水がこの蓄圧レール７５の内部に蓄圧状態で貯留されるようになっている。蓄圧レール７５からは複数の（４つの）枝管７６が延びており、各枝管７６は水噴射装置５７にそれぞれ接続されている。

蓄圧レール７５には、その内部に貯留されている水の圧力を検出する水圧センサＳＮ３が設けられている。

図４は、ヒートパイプ７０の動作を説明するための概略断面図である。この図４および先の図３に示すように、ヒートパイプ７０は、概ね上下方向に延びる略円柱状の外形を有しており、その下端部７０ａが排気ポート７の内部に挿入されて当該排気ポート７内の排気と接触するとともに、上端部７０ｂが蓄圧レール７５の内部に挿入されて当該蓄圧レール７５内の水と接触するように配設されている。なお、以下では、排気ポート７の内部に挿入されるヒートパイプ７０の下端部７０ａのことを受熱側端部といい、蓄圧レール７５の内部に挿入されるヒートパイプ７０の上端部７０ｂのことを放熱側端部という。

当実施形態では、１つの気筒２につき２つずつ排気ポート７が設けられるとともに、これら合計８つの排気ポート７にそれぞれ１つずつ（合計８つの）ヒートパイプ７０が取り付けられている。そして、これら８つのヒートパイプ７０がそれぞれ排気ポート７から上方に延びて共通の蓄圧レール７５に接続されている。

ヒートパイプ７０は、熱伝導性および耐熱性に優れた金属材料等から構成されており、その内部には液体の作動媒体Ｓが真空状態で封入されている。ヒートパイプ７０の内壁には、いわゆる毛細管現象により作動媒体Ｓを移動させるためのウィック７１が設けられている。ウィック７１は、例えば目の細かい金属メッシュ等から構成されている。ヒートパイプ７０の受熱側端部７０ａには、上下方向に近接配置された多数の金属板からなるスタックフィン７２が取り付けられている。スタックフィン７２は、排気ポート７内の排気から受熱側端部７０ａに伝達される熱量を増大させる役割を果たす。

以上のような構造のヒートパイプ７０は、排気の温度が高いときにのみ排気の熱エネルギーを蓄圧レール７５内の水に伝達するように機能する。すなわち、気筒２から排気ポート７に流入する排気の温度が十分に高いときには、ヒートパイプ７０の受熱側端部７０ａが排気ポート７内の排気により十分に加熱されて、受熱側端部７０ａ内の作動媒体Ｓが蒸発する。当該蒸発により生成された作動媒体Ｓの蒸気は、図４の矢印Ｙ１に示すように、ヒートパイプ７０の放熱側端部７０ｂに向かって上方に移動する。放熱側端部７０ｂに到達した作動媒体Ｓの蒸気は、蓄圧レール７５内の水に放熱することで凝縮し、再び液体に戻される。また、これに伴って、蓄圧レール７５内の水が作動媒体Ｓから熱エネルギーを受けて昇温される。液体に戻された作動媒体Ｓは、ウィック７１による毛細管現象により、図４の矢印Ｙ２に示すように受熱側端部７０ａに向かって下方に移動する。受熱側端部７０ａに到達した液体の作動媒体は、排気からの受熱によって再び蒸発するとともに、放熱側端部７０ｂへと移動して蓄圧レール７５内の水を昇温させる。

当実施形態では、上記のような熱の移動が生じる排気の温度（以下、これを基準温度という）が６５０Ｋ程度に設定されており、これに適合するような沸点を有する作動媒体Ｓがヒートパイプ７０に封入されている。このような性質の作動媒体Ｓとして、例えばナトリウムを用いることができる。

以上のように、当実施形態のヒートパイプ７０は、気筒２から排気ポート７に流入する排気の温度が所定の基準温度（約６５０Ｋ）以上のときに、その排気の熱エネルギーを蓄圧レール７５内の水に伝達して当該水を昇温させるように構成されている。そして、当該ヒートパイプ７０を含んだ第２熱交換器５６において断続的に（排気温度が高いときにのみ）行われる加熱と、その前段階として第１熱交換器５１で常時行われる加熱と、低圧ポンプ５４および高圧ポンプ５５による加圧とにより、蓄圧レール７５内の水が十分に高温・高圧化されて超臨界状態（温度：６４７Ｋ以上、かつ圧力：２２ＭＰａ以上）に維持されるようになっている。

蓄圧レール７５内に貯留された超臨界水は、枝管７６を通じて各気筒２の水噴射装置５７に供給される。水噴射装置５７は、シリンダヘッド４における排気ポート７の下方位置に取り付けられており、各気筒２の燃焼室Ｃに排気側の側方から超臨界水を噴射する。

ここで、水噴射装置５７から気筒２に超臨界水を噴射するのは、排気の熱を利用して生成した超臨界水を気筒２に噴射して膨張仕事を行わせることにより、エンジンの燃費性能を高めるためである。以下、詳しく説明する。

図５は、エンタルピーおよび圧力の増減に伴う水の状態変化を示す図であり、横軸をエンタルピー（ｋＪ／ｋｇ）、縦軸を圧力（ＭＰａ）としている。この図５において、領域Ｚ２は液体の領域、領域Ｚ３は気体の領域、領域Ｚ４は液体と気体が共存する領域である。実線で示したラインＬＴ３５０，ＬＴ４００，‥‥ＬＴ１０００は、それぞれ温度が同一の等温線であって、ＬＴに続く数字が温度（Ｋ）を表している。例えば、ＬＴ３５０は３５０Ｋの等温線であり、ＬＴ１０００は１０００Ｋの等温度線である。破線で示したラインＬＤ０．０１，ＬＤ０．１，‥‥ＬＤ１０００は、それぞれ密度が同一の等密度線であって、ＬＤに続く数字が密度（ｋｇ／ｍ^３）を表している。例えば、ＬＤ０．０１は密度が０．０１ｋｇ／ｍ^３の等密度線であり、ＬＤ１０００は密度が１０００ｋｇ／ｍ^３の等密度線である。

また、図５上の点Ｘは水の臨界点であり、この臨界点Ｘの温度は６４７Ｋ（より正確には６４７．３Ｋ）、圧力は２２ＭＰａ（より正確には２２．１２ＭＰａ）である。超臨界水とは、この臨界点Ｘよりも温度および圧力が高い領域Ｚ１に含まれる水、つまり温度が６４７Ｋ以上でかつ圧力が２２ＭＰａ以上の水である。

特に、当実施形態では、超臨界水として、領域Ｚ１の中でも比較的密度の高い領域、詳しくは、領域Ｚ１から密度２５０ｋｇ／ｍ^３未満の領域（ラインＬＤ２５０よりも右側の領域）を除いた領域Ｚ１ａに含まれる水を噴射する。すなわち、当実施形態において水噴射装置５７から噴射される超臨界水は、６４７Ｋ以上の温度と、２２ＭＰａ以上の圧力と、２５０ｋｇ／ｍ^３以上の密度とを有する水である。

このような超臨界水（領域Ｚ１ａに含まれる水）を水噴射装置５７から気筒２に噴射することにより、噴射に伴う気筒２内の温度低下を抑制しながら、比較的多量の水を気筒２内に供給して効率よく膨張仕事を行わせることができる。

すなわち、当実施形態で用いられる超臨界水（領域Ｚ１ａに含まれる水）は、領域Ｚ３に含まれる気体の水（水蒸気）よりも密度が高い。このため、当実施形態のように超臨界水を噴射した場合には、気体の水を噴射する場合に比べて、多量の水を効率よく気筒２内に供給することができる。気筒２内に供給された多量の水は、気筒２内で急速に膨張してピストン５を押し下げる仕事をする。これにより、同等のエンジン出力を確保しながら、燃料噴射装置１１から噴射すべき燃料の量を減少させることができる。

また、図５において矢印Ｗ１で示すように、超臨界水は、気体の水に変化するのにほとんどエンタルピー（潜熱）を必要としない。これに対し、領域Ｚ２に含まれる液体の水は、矢印Ｗ２で示すように、気体に変化するために大きなエンタルピー（潜熱）を必要とする。このため、当実施形態のように超臨界水を噴射した場合には、液体の水を噴射する場合に比べて、水の吸収潜熱により気筒２内の温度が大幅に低下するのを回避でき、排気から回収した熱を効率よく仕事に変換することができる。

（３）エンジンの制御系統
図６は、エンジンの制御系統を示すブロック図である。本図に示されるＰＣＭ１００は、エンジンを統括的に制御するためのマイクロプロセッサであり、周知のＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ等から構成されている。

ＰＣＭ１００には各種センサによる検出信号が入力される。例えば、ＰＣＭ１００は、上述したエンジン回転センサＳＮ１、エアフローセンサＳＮ２、および水圧センサＳＮ３と電気的に接続されており、これらのセンサによって検出された情報（つまりエンジン回転速度、吸気流量、水圧等）が電気信号としてＰＣＭ１００に逐次入力されるようになっている。

また、車両には、当該車両を運転するドライバーにより操作されるアクセルペダル（図示省略）の開度を検出するアクセルセンサＳＮ４が設けられており、このアクセルセンサＳＮ４による検出信号もＰＣＭ１００に入力される。

ＰＣＭ１００は、上記各種センサからの入力信号に基づいて種々の判定や演算等を実行しつつエンジンの各部を制御する。すなわち、ＰＣＭ１００は、燃料噴射装置１１、スロットル弁２７、排気シャッタ弁３６、ＥＧＲ弁４２、低圧ポンプ５４、高圧ポンプ５５、および水噴射装置５７等と電気的に接続されており、上記演算の結果等に基づいてこれらの機器にそれぞれ制御用の信号を出力する。

例えば、ＰＣＭ１００は、水圧センサＳＮ３により検出される蓄圧レール７５内の圧力（蓄圧レール７５内に貯留されている水の圧力）に基づいて、当該圧力が超臨界水としての必要圧力（２２ＭＰａ）以上に保持されるように低圧ポンプ５４および高圧ポンプ５５を駆動する。

また、ＰＣＭ１００は、エアフローセンサＳＮ２およびアクセルセンサＳＮ４の各検出値（吸気流量およびアクセル開度）から特定されるエンジン負荷と、エンジン回転センサＳＮ１により検出されるエンジン回転速度とに基づいて、燃料噴射装置１１からの噴射の燃料量および噴射タイミングの目標値と設定するとともに、水噴射装置５７からの超臨界水の噴射量および噴射タイミングの目標値を設定し、それぞれの目標値に一致する噴射量および噴射タイミングが得られるように燃料噴射装置１１および水噴射装置５７を制御する。また、気筒２に導入される全ガス量に占めるＥＧＲガスの割合であるＥＧＲ率の目標値をエンジン負荷等に基づいて設定し、その目標値に一致するＥＧＲ率が得られるようにＥＧＲ弁４２および排気シャッタ弁３６を制御する。より詳しくは、ＰＣＭ１００は、燃料噴射装置１１、水噴射装置５７、ＥＧＲ弁４２、および排気シャッタ弁３６を次のように制御する。

（４）運転状態に応じた制御
図７は、エンジンの運転状態（負荷／回転速度）に応じた制御の相違を説明するためのマップ図である。先にも述べたとおり、当実施形態では、エンジンの全ての運転領域において、燃料と空気との混合気をピストンによる圧縮に伴い自着火させるＨＣＣＩ燃焼が実行される。ただし、当実施形態におけるＨＣＣＩ燃焼の種類は、水噴射装置５７からの超臨界水の噴射を伴うＨＣＣＩ燃焼と、水噴射装置５７からの超臨界水の噴射を伴わないＨＣＣＩ燃焼とに大別される。すなわち、図７に示すように、エンジンの運転領域を第１運転領域Ａ１とこれよりも負荷の低い第２運転領域Ａ２とに分けたとき、高負荷側の第１運転領域Ａ１では、水噴射装置５７から超臨界水が噴射されつつＨＣＣＩ燃焼が実行され、低負荷側の第２運転領域Ａ２では超臨界水の噴射が停止された状態でＨＣＣＩ燃焼が実行される。以下、各運転領域Ａ１，Ａ２での制御について説明する。

（ａ）第１運転領域での制御
水噴射を伴うＨＣＣＩ燃焼の実行領域である第１運転領域Ａ１では、高負荷側ほど超臨界水の噴射量が増大するように水噴射装置５７が制御される。また、超臨界水の噴射タイミングは、噴射された超臨界水が膨張して仕事に変換される割合ができるだけ多くなるように、水噴射の重心クランク角（水の噴射量が所要噴射量の半分になるクランク角）が圧縮上死点の近傍の所定のクランク角範囲に収まるようなタイミングに設定される。

燃料噴射装置１１からの燃料の噴射量は、高負荷側ほど多くなるように制御される。また、燃料の噴射タイミングは、超臨界水が噴射された環境下において燃料が適正なタイミング（圧縮上死点の近傍）で自着火するように、予想される着火遅れ時間を考慮した適宜のタイミングに設定される。

スロットル弁２７は特に開閉制御されず、原則として全開相当の開度に維持される。

ＥＧＲ弁４２および排気シャッタ弁３６の開度は、スロットル弁２７が全開相当とされた状態で空気過剰率λが１もしくはその近傍になるように制御される。すなわち、スロットル弁２７を全開にした場合に気筒２に導入されるガスが、λ≒１相当の空気（新気）とＥＧＲガスとによって占められるように、言い換えると、スロットル全開時の全ガス量からλ≒１相当の空気量を差し引いた分のＥＧＲガス量が確保されるように、ＥＧＲ弁４２および排気シャッタ弁３６の開度が制御される。なお、空気過剰率λとは、気筒２に導入される実際の空気量を、理論空燃比（空気量／燃料量＝１４．７）を実現するのに必要な空気量で割った値のことである。

ここで、燃料噴射量はエンジン負荷が高いほど増やされるので、これに伴って、λ≒１相当の空気量も負荷が高いほど増大する。このため、気筒２内の全ガス量に占めるＥＧＲガスの割合であるＥＧＲ率は、高負荷側ほど小さくする必要がある。特に、第１運転領域Ａ１の中でも最も負荷の高い部分（エンジンの全負荷ラインおよびその近傍）では、負荷に見合った多量の空気を確保するためにＥＧＲ率（ＥＧＲ量）がゼロに設定されている（つまりＥＧＲ自体が停止される）。ＥＧＲ弁４２および排気シャッタ弁３６の開度は、このような傾向で変化するＥＧＲ率（ＥＧＲ量）が実現されるように制御される。

（ｂ）第２運転領域での制御
水噴射を伴わないＨＣＣＩ燃焼の実行領域である第２運転領域Ａ２では、水噴射装置５７が閉弁状態に維持されて、超臨界水の噴射が停止される。燃料噴射装置１１からの燃料の噴射量は、高負荷側ほど多くなるように制御されるが、その噴射量は第１運転領域Ａ１のときよりも総じて少なくされる。スロットル弁２７は全開相当の開度に維持され、また、この状態でλ≒１相当の空気量が確保されるように、ＥＧＲ弁４２および排気シャッタ弁３６が制御される。なお、第２運転領域Ａ２では第１運転領域Ａ１よりも燃料噴射量が少ないため、これに適合するλ≒１相当の空気量（つまり第２運転領域Ａ２よりも少ない空気量）を気筒２に導入するために、第２運転領域Ａ２でのＥＧＲ率（ＥＧＲ量）は第１運転領域Ａ１よりも高い値に設定される。

（５）作用効果
以上説明したように、当実施形態のエンジンは、排気通路３０を流通する排気に含まれる水蒸気を凝縮させて凝縮水を生成するコンデンサ５２と、コンデンサ５２に流入する前の排気との熱交換により凝縮水を昇温させる第１および第２の熱交換器５１，５６（水昇温装置）と、各熱交換器５１，５６での昇温処理を経て生成された超臨界水を気筒２に噴射する水噴射装置５７と、第１熱交換器５１よりも下流側でかつコンデンサ５２よりも上流側を流通する排気との熱交換により吸気を昇温させる吸気昇温装置２６とを備えている。このような構成によれば、燃焼エクセルギー損失および排気エクセルギー損失の双方を減らすことができ、エンジンの図示効率を効果的に向上できるという利点がある。

すなわち、上記実施形態では、気筒２に導入される吸気の温度が吸気昇温装置２６により高められるので、燃焼が高温化し、燃焼エクセルギー損失を減らすことができる。ここで、エクセルギーとは、系から理論上取り出し得る最大の仕事量のことであり、燃焼エクセルギー損失とは、混合気の燃焼によるエントロピーの増大に伴い生じるエクセルギーの損失のことである。燃焼エクセルギー損失は、不可逆な現象である混合気の燃焼に伴う損失であるため、エンジンを運転する上では避けることのできない純損失である。したがって、このような性質の燃焼エクセルギー損失を減らすことができれば、エンジンの図示効率、つまり投入エネルギー（燃料のエネルギー）のうち外部仕事として取り出される割合が向上する可能性がある。

ただし、単に吸気温度を高めただけでは、燃焼エクセルギー損失は減少するものの、気筒２から排出される排気の温度が上昇するので、排気エクセルギー損失、つまり排気そのものがもつエクセルギー（排気エクセルギー）のうち仕事として利用されずに捨てられる分が増大し、かえって図示効率が低下してしまう。これに対し、上記実施形態では、コンデンサ５２により排気から取り出された凝縮水が、コンデンサ５２よりも上流側に設けられた第１および第２熱交換器５１，５６により昇温され、このような処理を経て生成された超臨界水が水噴射装置５７から気筒２に噴射されるので、噴射された超臨界水を気筒２内で膨張させることにより、排気から回収した熱を効率よく仕事に変換することができる。これにより、排気エクセルギー損失が減少するので、上述した燃焼エクセルギー損失の減少と相俟って、エンジンの図示効率を効果的に向上させることができる。

上記の作用効果を図８〜図１０を用いてより詳しく説明する。

図８は、横軸をエントロピー（Ｊ／Ｋ）、縦軸を温度（Ｋ）としたＴ−Ｓ線図であり、環境温度Ｔ０（２９８Ｋ）の下で運転されたエンジンの燃焼サイクルを表している。この場合、圧縮行程の開始時の点Ｐ１と、圧縮行程の終了時（燃焼の開始時）の点Ｐ２と、燃焼の終了時（膨張行程の開始時）の点Ｐ３と、膨張行程の終了時の点Ｐ４とで囲まれた領域の面積が、外部に取り出される仕事量、つまりサイクル仕事に相当する。また、点Ｐ１とＰ４とを結ぶラインＱと、環境温度Ｔ０一定の等温線であるラインＲとの間の領域の面積が排気エクセルギーに相当し、ラインＲよりも下の領域の面積が燃焼エクセルギー損失に相当する。

混合気の燃焼に伴うエントロピーの増大量を生成エントロピーΔＳとすると、燃焼エクセルギー損失は、生成エントロピーΔＳと環境温度Ｔ０との積であるＴ０×ΔＳにより算出される。環境温度Ｔ０以下の熱は仕事として取り出すことが不可能なので、この燃焼エクセルギー損失は、仕事に変換できない純損失である。

ここで、吸気温度つまり燃焼前温度を高くすると、燃焼に伴う熱拡散が抑制される結果、生成エントロピーが減少することが分かっている。したがって、環境温度Ｔ０が同じであれば、吸気温度を高くすることにより、生成エントロピーΔＳが減少し、これに伴って燃焼エクセルギー損失（Ｔ０×ΔＳ）も減少する。このことから、純損失である燃焼エクセルギー損失を減らすには、吸気温度（燃焼前温度）の高温化が有効であるといえる。

ただし、吸気温度が高くなると、燃焼サイクルの各点Ｐ１〜Ｐ４が全体的に高温側に移動する。これにより、ラインＱとラインＲとの間の領域である排気エクセルギーは、生成エントロピーΔＳの減少にかかわらずかえって増大してしまう。すなわち、吸気温度の上昇に伴い生成エントロピーΔＳが減少しても、そのことによる排気エクセルギーの減少分を、サイクルの各点が高温側に移動することによる排気エクセルギーの増分が上回ることになり、結果として排気エクセルギーが増大する。

図９は、燃焼エクセルギー損失と、排気エクセルギーと、サイクル仕事との割合が、吸気温度との関係でどのように変化するかを示したグラフである。このグラフに示すように、吸気温度が高くなるほど、燃焼エクセルギー損失の割合は減少するものの、逆に排気エクセルギーの割合は増大し、結果としてサイクル仕事の割合（図示効率）が減少する。ただし、排気エクセルギーは、上述したとおり、純損失ではなく、仕事に変換可能なエクセルギーである。そこで、ここでは排気エクセルギーの割合とサイクル仕事の割合とを足したものを限界効率とする。この限界効率は、吸気温度が高くなるほど大きくなっている。限界効率が大きいということは、排気エクセルギーをうまく仕事に変換してサイクル仕事として取り出せば、サイクル仕事の割合つまり図示効率を向上できることを意味する。

そこで、排気エクセルギーを仕事に変換するべく超臨界水を気筒に噴射することとし、その場合のエクセルギー割合を計算して図１０のような結果を得た。この図１０において、右側のグラフＧ３は、超臨界水を噴射しかつ吸気温度を高めた場合のエクセルギー割合を示し、中央のグラフＧ２は、超臨界水を噴射せずに吸気温度を高めた場合のエクセルギー割合を示し、左側のグラフＧ１は、超臨界水を噴射せず吸気温度も高めなかった場合のエクセルギー割合を示している。より具体的に、各グラフの横軸に示したパラメータＷ／Ｆは、超臨界水の噴射量を燃料の噴射量で割った値（水噴射比）のことであり、この値が大きいほど超臨界水の噴射量が多いことを表している。また、パラメータＴｉｎは吸気温度（Ｋ）のことである。右側のグラフＧ３（水噴射あり、吸気昇温あり）は、水噴射比Ｗ／Ｆを３とし（つまり超臨界水の噴射量を燃料噴射量の３倍に設定し）、かつ吸気温度Ｔｉｎを環境温度よりも１１２Ｋ高い４１０Ｋ（１３７℃）とした場合のエクセルギー割合を示している。中央のグラフＧ２（水噴射なし、吸気昇温あり）は、水噴射比Ｗ／Ｆを０、吸気温度Ｔｉｎを４１０Ｋとした場合のエクセルギー割合を示している。左側のグラフＧ１（水噴射なし、吸気昇温なし）は、水噴射比Ｗ／Ｆを０、吸気温度Ｔｉｎを環境温度と同じ２９８Ｋ（２５℃）とした場合のエクセルギー割合を示している。

グラフＧ１とＧ２との比較から理解されるように、吸気昇温のみを行って水噴射を行わなかった場合には（Ｇ２）、吸気昇温も水噴射も行わない通常の場合（Ｇ１）に比べて、燃焼エクセルギー損失は減少するものの、排気エクセルギー損失（排気セクセルギーのうち仕事に利用されずに捨てられる分）はやや増大する。さらに、新たな損失として、吸気昇温に伴う損失、つまり、吸気と排気との熱交換に伴うエクセルギーの減少による損失が発生する。この結果、エンジンのサイクル仕事（図示効率）は、吸気を昇温しなかった場合に比べてやや減少する。

一方、グラフＧ１とＧ３との比較から理解されるように、吸気を昇温させた上でさらに超臨界水を噴射するようにした場合には（Ｇ３）、吸気昇温も水噴射も行わない通常の場合（Ｇ１）に比べて、燃焼エクセルギー損失が減少（Ｇ２と同じだけ減少）する上に、排気エクセルギー損失が大幅に減少する。一方で、新たな損失として、水噴射に伴う損失と、水昇温に伴う損失と、吸気昇温に伴う損失とが発生するが、排気エクセルギー損失の減少量が十分に大きいため、これら新たな損失を差し引いても、エンジンのサイクル仕事（図示効率）は増大する。なお、水噴射に伴う損失とは、噴射後の水と筒内ガスとの熱交換に伴うエクセルギーの減少による損失であり、水昇温に伴う損失とは、水と排気との熱交換に伴うエクセルギーの減少による損失である。

以上のことから理解されるように、上記実施形態によれば、排気との熱交換による吸気の昇温と、排気熱を利用して生成した超臨界水の噴射とを組み合わせることにより、燃焼エクセルギー損失および排気エクセルギー損失を減らすことができ、図示効率を向上させることができる。

また、上記実施形態では、吸気昇温装置２６において、第１熱交換器５１よりも下流側でかつコンデンサ５２よりも上流側を流通する排気との熱交換により吸気が昇温されるため、第１熱交換器５１により凝縮水を十分に昇温させつつコンデンサ５２をコンパクト化することができる。すなわち、第１熱交換器５１では、吸気に熱を奪われる前の（吸気昇温装置２６に流入する前の）高温の排気との熱交換により凝縮水が昇温されるので、昇温後の凝縮水の温度を十分に高い値にすることができる。また、コンデンサ５２には吸気に熱を奪われた後の比較的低温の排気が流入するので、排気に含まれる水蒸気を凝縮（液化）させるのに必要な冷却容量が少なく済み、冷却容量の確保のためにコンデンサ５２が大型化するのを効果的に防止することができる。

また、上記実施形態では、コンデンサ５２に流入する前の排気との熱交換により凝縮水を昇温させる第１熱交換器５１だけでなく、第１熱交換器５１に流入する前の排気（排気ポート７内の排気）との熱交換により凝縮水をさらに昇温させる第２熱交換器５６が設けられているため、これら２つの熱交換器５１，５６により排気の熱を十分に回収することができ、回収した熱により凝縮水を十分に昇温させて超臨界水を効率よく生成することができる。

特に、上記実施形態では、排気ポート７に挿入されたヒートパイプ７０が第２熱交換器５６に用いられているため、気筒２から排出された直後の高温の排気の熱をヒートパイプ７０により効率よく吸収して凝縮水を十分に昇温させることができる。また、例えばエンジンの低負荷運転時のように、気筒２から排出される排気の温度がそれほど高くない場合（上記実施形態では６５０Ｋ未満の場合）には、ヒートパイプ７０による排気からの熱吸収がされなくなるので、ヒートパイプ７０よりも下流側でかつ第１熱交換器５１よりも上流側に設けられた触媒装置３５に流入する排気の温度が極端に低下するのを防止することができ、触媒装置３５の温度を適切な範囲（活性状態を維持するのに必要な温度範囲）に維持することができる。

また、上記実施形態では、第１熱交換器５１での昇温後の凝縮水の温度（１５０〜２５０℃程度）と、吸気昇温装置２６での昇温後の吸気の温度（１００〜１５０℃程度）とを比較した場合に、前者の方が後者よりも高く設定されているので、吸気が過度に高温化することによる弊害、例えば吸気通路２０に設けられる各種部品を耐熱化する措置が必要になるといった弊害を回避することができる。

また、上記実施形態では、高負荷側の第１運転領域Ａ１において超臨界水の気筒２への噴射が行われるとともに、この第１運転領域Ａ１での空気過剰率λが１もしくはその近傍に設定されるので、λが１よりもかなり大きくなるリーンな環境下と比べて、混合気の燃焼温度を高くすることができる。これにより、気筒２から排出される排気の温度が高くなるので、その排気の熱を利用して凝縮水を十分に昇温させることができ、第１運転領域Ａ１での運転時に必要な超臨界水を効率よく生成することができる。

また、上記実施形態では、低負荷側の第２運転領域Ａ２でＥＧＲ装置４０によるＥＧＲ（排気の一部を吸気通路２０に還流する操作）が行われる一方、高負荷側の第１運転領域Ａ１ではＥＧＲが停止されるかまたは第２運転領域Ａ２よりもＥＧＲ量が低減されるので、低負荷域（第２運転領域Ａ２）でのポンピングロスを低減できるとともに、高負荷域（第１運転領域Ａ１）では排気の温度を高めて超臨界水の生成を促進することができる。

（６）変形例
上記実施形態では、水噴射装置５７から気筒２内に噴射される水として、６４７Ｋ以上の温度と２２ＭＰａ以上の圧力と２５０ｋｇ／ｍ^３以上の密度とを有する比較的高密度の超臨界水（図５の領域Ｚ１ａに含まれる水）を用いたが、これに代えて、超臨界水に近い性質を有する亜臨界水を用いてもよい。例えば、図１１に示す領域Ｚ１０に含まれる水、つまり６００Ｋ以上６４７Ｋ未満の温度と２５０ｋｇ／ｍ^３以上の密度とを有する水を亜臨界水として用いることができる。この亜臨界水の性質も、密度が水蒸気よりも高くかつ潜熱が非常に小さいという意味で超臨界水に類似している。このような亜臨界水を気筒に噴射した場合でも、排気エクセルギー損失を十分に減らしてエンジンの図示効率を向上させることができる。

また、上記実施形態では、コンデンサ５２と吸気昇温装置２６とを別々に設けたが、これらコンデンサおよび吸気昇温装置を実質的に同じ熱交換器に組み込んでもよい。これによれば、外気温とほぼ同温度の吸気によって排気を冷却できるとともに、排気中の水蒸気が凝縮するときに放出される熱を利用して吸気を昇温させることができる。

また、上記実施形態では、スロットル弁２７の開度を全開相当に維持しつつＥＧＲ量を負荷に応じて増減させることにより、エンジンの全ての運転領域で空気過剰率λを１もしくはその近傍に設定したが、例えば、比較的負荷の低い第２運転領域Ａ２では、気筒２に導入される全ガス量のうち空気（新気）が占める割合を十分に増やす（言い換えるとＥＧＲ量を減らす）ことにより、空気過剰率λが１よりも大きくなるリーンな空燃比下でエンジンを運転するようにしてもよい。

また、上記実施形態では、ガソリンと空気との混合気を圧縮して自着火させるＨＣＣＩ燃焼が全ての運転領域で実行されるガソリンエンジンに本発明を適用した例について説明したが、本発明が適用可能なエンジンはこのようなエンジンに限られない。例えば、一部の運転領域でＨＣＣＩ燃焼が実行されかつ残りの運転領域で火花点火燃焼が実行されるガソリンエンジンや、全ての運転領域で火花点火燃焼が実行されるガソリンエンジンにも本発明を適用可能であり、さらには、圧縮により高温化した気筒内に軽油を噴射して自着火させるディーゼルエンジンにも本発明を適用可能である。

２気筒
２０吸気通路
２６吸気昇温装置
３０排気通路
４０ＥＧＲ装置
５１第１熱交換器（水昇温装置）
５２コンデンサ
５６第２熱交換器（水昇温装置）
５７水噴射装置

Claims

燃料と空気との混合気が内部で燃焼する気筒と、
前記気筒に導入される吸気が流通する吸気通路と、
前記気筒から排出された排気が流通する排気通路と、
前記排気通路を流通する排気に含まれる水蒸気を凝縮させて凝縮水を生成するコンデンサと、
前記コンデンサに流入する前の排気との熱交換により前記凝縮水を昇温させる水昇温装置と、
前記水昇温装置での前記凝縮水の昇温処理を経て生成された超臨界水または亜臨界水を前記気筒に噴射する水噴射装置と、
前記水昇温装置よりも下流側の排気通路を流通する排気との熱交換により前記吸気を昇温させる吸気昇温装置とを備えた、ことを特徴とする排熱回収機能付きエンジン。
請求項１に記載の排熱回収機能付きエンジンにおいて、
前記吸気昇温装置は、前記水昇温装置よりも下流側でかつ前記コンデンサよりも上流側を流通する排気との熱交換により前記吸気を昇温させる、ことを特徴とする排熱回収機能付きエンジン。
請求項２に記載の排熱回収機能付きエンジンにおいて、
前記水昇温装置は、前記コンデンサよりも上流側の排気通路を流通する排気との熱交換により前記凝縮水を昇温させる第１熱交換器と、第１熱交換器に流入する前の排気との熱交換により前記凝縮水をさらに昇温させる第２熱交換器とを有し、
前記吸気昇温装置は、前記第１熱交換器での昇温後の凝縮水の温度よりも低くかつ外気温よりも高い温度まで前記吸気を昇温させる、ことを特徴とする排熱回収機能付きエンジン。
請求項１〜３のいずれか１項に記載の排熱回収機能付きエンジンにおいて、
前記水噴射装置は、少なくともエンジンの高負荷域において前記超臨界水または亜臨界水を前記気筒に噴射し、
少なくとも前記高負荷域での運転時は、前記気筒内の混合気の空気過剰率が１もしくはその近傍に設定される、ことを特徴とする排熱回収機能付きエンジン。
請求項４に記載の排熱回収機能付きエンジンにおいて、
前記排気通路を流通する排気の一部を前記吸気通路に還流するＥＧＲを実行するＥＧＲ装置をさらに備え、
前記ＥＧＲ装置は、エンジンの低負荷域で前記ＥＧＲを実行するとともに、エンジンの高負荷域では前記ＥＧＲを停止するかまたは前記低負荷域よりもＥＧＲ量を減少させる、ことを特徴とする排熱回収機能付きエンジン。