JP2014517185A

JP2014517185A - 内部冷却式高圧縮リーン・バーン内燃エンジン

Info

Publication number: JP2014517185A
Application number: JP2014505249A
Authority: JP
Inventors: ムライエ，ニールマル
Original assignee: Nostrum Energy Pte Ltd
Current assignee: Nostrum Energy Pte Ltd
Priority date: 2011-04-11
Filing date: 2012-04-11
Publication date: 2014-07-17
Also published as: CN103597186B; JP2017194065A; US20200003112A1; KR20140027988A; JP2020016244A; KR20190047730A; CN103597186A; US20120260886A1; CN106884709B; EP2697490A4; USRE47540E1; US20160076440A1; EP2697490B1; US8935996B2; EP3441591A1; KR102079754B1; US9194339B2; CA2870268A1; EP2697490A1; US20150128897A1

Abstract

内部冷却式内燃ピストンエンジン及びピストンエンジンの運転方法は、液状水の噴射、従来のエンジンよりも高い圧縮比及び従来のエンジンよりも希薄な空気燃料混合物を組み合わせで備える。ここでのエンジンの有効圧縮比は、１３：１より大である。エンジンは、ガソリン又は天然ガスを用いて火花点火しても、ディーゼル系燃料を用いて圧縮点火してもよい。液状水の噴射は、内部冷却、ラジエータへの排熱放出の低減又は排除をもたらし、エンジンのノッキングを減らすと共にＮＯｘ排出を削減する。液状水の噴射、高圧縮比及び希薄空気燃料混合物を使った内部冷却を行うエンジンの運転方法は、従来のエンジンに比べて、より完全で効率的な燃焼と、それに伴う優れた熱効率を可能とする。
【選択図】図３

Description

（関連出願の相互参照）
本出願は、その開示が参照により全体として本明細書に組み込まれる、２０１１年４月１１日出願の米国仮特許出願番号第６１／４７４，２４０号に基づき、米国特許法１１９条（ｅ）による優先権を主張するものである。

本開示は、自動車、鉄道、船舶、航空機又は発電用のエンジンを含む、内燃エンジンの分野に関するものである。

本開示は、従来のエンジンよりはるかに効率的に動作する内燃エンジンに関する。本明細書に記載する原理は、一般的にガソリン、エタノール又は天然ガスで動作する火花点火（Ｓｐａｒｋ−Ｉｇｎｉｔｉｏｎ：ＳＩ）エンジンと、典型的にはディーゼル・エンジンである圧縮点火エンジンのいずれにも使用可能である。

エンジンに関する文献には、エンジン効率に影響を与える多数の因子が記載されている。これらは、熱力学第二法則に基づいた理論的限界である、カルノー・サイクルの効率を決定する温度差動（勾配）と、オットー・サイクル効率において最も重要な変数である圧縮比とに分けられる。その他の重要な因子としては、摩擦などの機械的要素や燃料特性などの化学的因子がある。燃料特性は、燃料の化学組成、化学量論、液体燃料の気化、及び、燃焼温度、点火エネルギーと着火遅れ、火炎伝播速度や燃焼の完全性を含むその他の因子に依存する。

内燃機関は、その動作を熱力学の法則により理想的限界で説明することができる熱機関である。熱駆動工程の仕事量及び熱エネルギーは、いずれも、熱力学第一法則により、次式で表すことができる。

ここで、Ｑ_ｉｎはエンジンに投入される熱エネルギーであり、Ｗ_ｏｕｔが機械的エネルギー又は仕事量である。理想的限界においてでさえ、サイクル熱エンジンは正味熱を作業出力に完全に変換することができないため、投入熱エネルギーの一部を廃熱Ｑ_ｏｕｔとして周囲環境中に放散せざるを得ない。サイクル熱エンジンの熱効率は、次式で定義される。

ここでη_thは無次元効率因子である。これは、熱エネルギーを利用する装置、例えば、内燃機関などの性能測度である。

熱機関の理論上の最大効率については、熱機関の理論上の最大効率が理想的な熱力学的可逆機関内の高温貯留層と低温貯留層との間の差に依存すると仮定するカルノーの定理により得られる。カルノー機関の最大効率は、次式で定義される。

ここでＴ_Ｃは、低温貯留層の絶対温度であり、Ｔ_Ｈは高温貯留層の絶対温度である。したがって、カルノー機関の効率は、高温貯留層と低温貯留層との間における温度勾配の因子である。

オットー・サイクルは、火花点火内燃機関のエンジン効率と圧縮比を関係づける別の理想的熱力学サイクルである。オットー・サイクルは、幾何学的に、２回の断熱過程と２回の定容過程を用いる。完全気体の法則の挙動を前提とするオットー・サイクル効率は、次式で表わされる。

ここで、ｒは体積圧縮比であり、γ＝Ｃｐ／Ｃｖであり、一定圧力（Ｃ_Ｐ）における熱容量と一定容積（Ｃ_Ｖ）における熱容量の比熱比である。ディーゼル・エンジンにおける同様の式は、圧縮比（及び燃焼膨張率）とディーゼル（圧縮点火）エンジンの効率を関係づける。比熱比は、「等エントロピー膨張係数」としても知られている。空気燃料混合物の比熱比γは、温度と燃料蒸気の熱容量に伴って変化するが、一般的に空気値１．４に近い。この標準値を使う場合、サイクルは「空気標準サイクル」と呼ばれる。γは常に1より大であるため、オットー・サイクルにおけるエンジン効率は、直接圧縮比に関わる。したがって、他の全ての要素が等しくても、低圧縮比のエンジンよりも高圧縮比のエンジンのほうがより効率的に動作する

エンジンの温度制御も、エンジン効率に影響を与える重要な因子である。カルノー・サイクルは、シリンダ内のピストンの上死点（ＴＤＣ）での点火後の温度（即ち、エンジンにおける最高温度）が高いほど温度差動が大きくなり、より効率的となるとしている。しかし、現実には、燃料と空気の混合が不完全であったり、燃焼率や効果的点火に要する空燃比が非効率であったりする。ほとんどのエンジンは、理論空燃比近くで動作する。このような条件下での燃焼は、力学的仕事に変換されない過剰な熱を発生させる。この過剰な熱は、ラジエータの使用や排気により放出しなければならない。燃焼温度が高くなると、望ましくないＮＯｘが生成・放出される。

昨今のエンジンにおける温度制御は、通常、過剰熱を周囲環境に放出し、エンジンを使用耐熱温度内に維持する熱交換器（ラジエータ）に熱を伝達するエンジンを囲む冷却ジャケットにより行われる。このような方法での従来ラジエータの使用を、ここでは外部冷却と呼ぶ。昨今の多くの内燃エンジンは、エンジンを通過して循環し、熱交換器を通って流れる水又は他の冷却液を用いて液体（水）冷却（外部冷却）される。また、一部のエンジンは、ラジエータがないので、通常は「空冷式」と位置づけられる。そのかわり、多くの空冷エンジンには、エンジンブロック又はシリンダと一体になったフィンが追加され、エンジンから熱を対流循環させ、放射している。

最も効率的な液冷又は空冷式の従来エンジンであっても、冷却系を介して熱を発散させる必要があるため、エンジン効率が著しく低い。エンジンの熱の約４０％がラジエータや冷却フィンで放散されるが、これは損失エネルギーであり、その一部は、理論上では機械的エネルギーとしてまだ使用可能である。故に、この熱損失を低減し、かつ過剰熱を有用な機械的エネルギーに変換することは、エンジン設計において未達成の重要な課題である。従来の自動車では、ガソリンのエネルギーを機械的エネルギーに変換する効率は約２０％のみである。燃料のエネルギーの残りの８０％程度は、冷却系と熱交換器（ラジエータ）を介して、周囲環境への排熱として失われる。したがって、ラジエータ（又は環境への放散）を介した熱損失を大幅に低減することができれば、エンジン効率を大幅に向上させることができる。

ガソリンや天然ガスなどの燃料を使用するエンジンの圧縮比には、スパークプラグの着火による所望の点火前の燃料のプレ（オート）イグニッションに起因するエンジンのノッキングを制御する必要性のため、制限がある。プレイグニッション時には、圧縮中にシリンダ内で発生する高温のため、圧縮ストローク中に燃料が非制御的に点火される。このようなプレイグニッションは、エネルギーを無駄に消費し、制御されない場合にはエンジンの損傷につながる可能性もある。エンジンのノッキングを回避するために、従来の火花点火エンジンでは、一般に、有効圧縮比が約１０：１に制限され、より高価な高オクタン価燃料でも１２：１に留まる。

加えて、エンジン性能に影響を与える因子として、空気（酸素）：燃料比がある。化学量論的空気は、燃料中、炭素１モル当たり１モルの酸素分子と水素１モル当たり０．５モルの酸素分子を提供する。厳密な化学量論的酸素を提供するための空気量は、燃料の正確な化学組成に依存するが、ガソリン・エンジン及びディーゼル・エンジンでは、約１４．７：１重量／重量（ｗ／ｗ）（即ち、燃料１グラムに対し空気１４．７グラム）である。通常エンジンは、常温始動及び高負荷運転時に燃料過剰状態で運転されるが、燃料過剰運転では未燃焼燃料が発生し、エネルギーを無駄に消費し、更に大気汚染も引き起こす。エンジンは通常、略化学量論的混合状態で最も効率的に動作するが、酸素量が化学量論的酸素量を超える希薄条件下での効率的エンジン動作にも理論的根拠がある。

一態様において、希薄（lean）空燃比と液状水噴射を用いて圧縮ストローク中及び動力ストローク中の両方でシリンダ内の温度を制御する、従来のエンジンよりも高圧縮比で火花点火又は圧縮点火エンジンを動作させるためのシステム及び方法を提供する。より高圧縮とすることで、オットー・サイクル又は圧縮点火（ディーゼル）の理想的エンジンサイクルに基づく高熱効率を可能とし、また、希薄燃料混合物の確実な点火を可能とする。液状水の噴射は、圧力低下により圧縮時の仕事量を減らし、ノッキングを制御し、温度を制御する。また、液状水の噴射は、外部冷却の必要性を低減することで、ラジエータへの熱損失が減少し、高効率化につながる。液状水の噴射と、非常に希薄な空気燃料混合物の使用を含む他の熱管理機能の組み合わせは、ラジエータの必要性を完全に排除又は実質的に低減（即ち、従来エンジンよりも小型のラジエータを用いることができる）し、周囲環境への熱損失を大幅に低くする。したがって、本明細書に記載するエンジンは、従来エンジンと比べて高熱効率であると同時に低排出である。

一実施形態によれば、少なくとも１本のシリンダとその内部の往復動ピストンと、少なくとも１本のシリンダに空気を供給する少なくとも１つの吸気弁と、少なくとも１つの排気弁と、少なくとも１本のシリンダに燃料を供給する燃料噴射器を有する燃料処理装置を備え、液状水の給水源に接続され、ピストンの圧縮ストローク中に上死点前約１８０°〜約３０°間の任意の時点で液状水をシリンダ内に噴射（直接噴射）する水噴射器を含み、液状水の噴射量は、シリンダ内の周囲空気中に水蒸気の飽和点で存在する水の量より多いことを特徴とする、炭化水素を燃料とした内燃エンジンを提供する。また、エンジンは、水噴射器又は燃料噴射器又はその両方と流体連通する吸気マニホルドを備え、燃料又は水又はその両方が、シリンダ内への直接噴射ではなく吸気マニホルド内にポート噴射されてもよい。このポート噴射の実施形態においては、水噴射器は、吸気弁がまだ開いている間に、サイクル中の若干早い段階において、通常上死点１８０°〜約３０°の間で液状水を噴射するように制御される。エンジンは、少なくとも１本のシリンダに供給される燃料に対する空気の比が、化学量論上の比よりも大きい。

エンジンの有効圧縮比は、１３：１より大である。一実施形態において、エンジンの有効圧縮比は、１５：１より大である。一実施形態において、有効圧縮比は、２０：１以上と高くてもよい。例えば、通常ガソリン、エタノール又は天然ガスで動作する火花点火エンジンでは、圧縮比の範囲は約１３：１〜約２５：１であり、別の実施形態においては約１３：１〜約２０：１である。他の実施形態においては、約１６：１、約１７：１、約１８：１、約１９：１、約２０：１、約２１：１、約２２：１、約２３：１、約２４：１、又は約２５：１である。ディーゼル燃料エンジンでは、一実施形態において圧縮比はこれより低くてもよく、例えば、上記の全ての範囲及び値を含む約１２：１又は１３：１以上であるが、これに加え、別の実施形態ではこれより高い、例えば、約３５：１まで、またはそれ以上の範囲であってもよく、例えば、約２５：１、約２６：１、約２７：１、約２８：１、約２９：１、約３０：１、約３１：１、約３２：１、約３３：１、約３４：１、又は約３５：１である。

一実施形態において、液状水がシリンダ内に直接噴射される場合、ピストンの圧縮ストローク中の上死点前約１８０°〜約３０°の間で噴射が行われるタイミングとなっている。本発明の内燃エンジンは、一実施形態においてはシリンダ内に直接噴射する水噴射器を含み、別の実施形態においてはシリンダ内にポート噴射する水噴射器を含み、また別の実施形態においてはシリンダに直接噴射する水噴射器とポートを介する水噴射器の２つの水噴射器を含む。直接水噴射は、ピストンの圧縮ストローク中の上死点前約１８０°〜約３０°の間のサイクル中の任意の時点で行うことが可能であると理解される。また、水噴射は、圧縮ストロークの各サイクルにおいて、ピストンの圧縮ストロークの同じ位置でも異なる位置であってもよい。例えば、後述するように、ある工程では上死点前約６０°の位置で、別のサイクルでは上死点前約９０°というように、タイミングと量を制御してもよい。一実施形態においては、水噴射は、例えば水がシリンダに直接噴射される場合、上死点前約９０°〜約６０°の範囲であってもよい。

上記の説明は、液状水をポート噴射する場合にも当てはまる。しかし、一実施形態においては、ポート噴射の場合、上死点前約３０°〜約１８０°の範囲外の値、例えば、上死点前約３００°〜約１８０°などで液状水をポート噴射することができる。

更に、一実施形態において、１エンジンサイクルで噴射される液状水の量は、周囲温度約２５℃のエンジン吸気口での水蒸気飽和空気が含む水蒸気量の約１．０５〜約１０倍の範囲にある。

また、別の実施形態において、１エンジンサイクルで噴射される液状水の量は、そのエンジンサイクル中に噴射される燃料の量の約２０％〜約８００％ｗ／ｗである。一実施形態においては、圧縮比が高くなるにつれて、この％差が大きくなるように制御が行われる。制御は、圧縮端温度を規定値に維持するように行われる。シリンダ内温度は測定されないため、エンジン負荷とエンジンのｒｐｍ（毎分回転数）に対する周囲圧力、温度、湿度、及びシリンダ内圧を用いて制御を行ってもよい。

別の態様によれば、少なくとも１本のシリンダとその内部の往復動ピストンと、少なくとも１本のシリンダに空気を供給する少なくとも１つの吸気弁と、少なくとも１つの排気弁と、少なくとも１本のシリンダに燃料を供給する燃料噴射器を有する燃料処理装置を備え、炭化水素を燃料とした内燃エンジンの運転方法を提供する。上記方法は、圧縮ストローク中にピストンの上死点前約１８０°〜約３０°間の任意の時点で液状水をシリンダ内に噴射する工程を含み、噴射水の量は、シリンダ内の周囲空気中に水蒸気の飽和点で存在する水の量より多く、少なくとも１本のシリンダに供給される空気と燃料の比は、化学量論比よりも大きく、エンジンは１３：１より大である有効圧縮比で動作する。

この実施形態では、上記方法は、１エンジンサイクルで、周囲温度約２５℃のエンジン吸気口での水蒸気飽和空気が含む水蒸気量の約１．０５〜約１０倍の量の液状水を噴射する工程を更に含む。

この実施形態では、上記方法は、１エンジンサイクルで、そのエンジンサイクル中の燃料の量の約２０％〜約８００％ｗ／ｗの量の液状水を噴射する工程を更に含む。

本明細書に記載されるように、一実施形態において、液状水は、上死点前約１８０°〜約３０°間の任意の時点でシリンダ内に噴射される。別の実施形態において、水は、上死点前約４５°〜約１２０°間の任意の時点で噴射され、また別の実施形態においては、上死点前約６０°〜約９０°の間である。上死点前約１８０°〜約３０°間の任意の値又は範囲が意図されると理解され、例えば、上死点前１８０°、１７９°、１７８°、１７７°、１７６°、１７５°、１７４°、１７３°、１７２°、１７１°、１７０°、１６９°、１６８°、１６７°、１６６°、１６５°、１６４°、１６３°、１６２°、１６１°、１６０°、１５９°、１５８°、１５７°、１５６°、１５５°、１５４°、１５３°、１５２°、１５１°、１５０°、１４９°、１４８°、１４７°、１４６°、１４５°、１４４°、１４３°、１４２°、１４１°、１４０°、１３９°、１３８°、１３７°、１３６°、１３５°、１３４°、１３３°、１３２°、１３１°、１３０°、１２９°、１２８°、１２７°、１２６°、１２５°、１２４°、１２３°、１２２°、１２１°、１２０°、１１９°、１１８°、１１７°、１１６°、１１５°、１１４°、１１３°、１１２°、１１１°、１１０°、１０９°、１０８°、１０７°、１０６°、１０５°、１０４°、１０３°、１０２°、１０１°、１００°、９９°、９８°、９７°、９６°、９５°、９４°、９３°、９２°、９１°、９０°、８９°、８８°、８７°、８６°、８５°、８４°、８３°、８２°、８１°、８０°、７９°、７８°、７７°、７６°、７５°、７４°、７３°、７２°、７１°、７０°、６９°、６８°、６７°、６６°、６５°、６４°、６３°、６２°、６１°、６０°、５９°、５８°、５７°、５６°、５５°、５４°、５３°、５２°、５１°、５０°、４９°、４８°、４７°、４６°、４５°、４４°、４３°、４２°、４１°、４０°、３９°、３８°、３７°、３６°、３５°、３４°、３３°、３２°、３１°、３０°である。

水がポート噴射される場合、上死点前約３００°〜約１８０°の間で噴射してもよい。上死点前約１８０°〜約３００°間の任意の値又は範囲が意図されると理解され、例えば、上死点前３００°、２９９°、２９８°、２９７°、２９６°、２９５°、２９４°、２９３°、２９２°、２９１°、２９０°、２８９°、２８８°、２８７°、２８６°、２８５°、２８４°、２８３°、２８２°、２８１°、２８０°、２７９°、２７８°、２７７°、２７６°、２７５°、２７４°、２７３°、２７２°、２７１°、２７０°、２６９°、２６８°、２６７°、２６６°、２６５°、２６４°、２６３°、２６２°、２６１°、２６０°、２５９°、２５８°、２５７°、２５６°、２５５°、２５４°、２５３°、２５２°、２５１°、２５０°、２４９°、２４８°、２４７°、２４６°、２４５°、２４４°、２４３°、２４２°、２４１°、２４０°、２３９°、２３８°、２３７°、２３６°、２３５°、２３４°、２３３°、２３２°、２３１°、２３０°、２２９°、２２８°、２２７°、２２６°、２２５°、２２４°、２２３°、２２２°、２２１°、２２０°、２１９°、２１８°、２１７°、２１６°、２１５°、２１４°、２１３°、２１２°、２１１°、２１０°、２０９°、２０８°、２０７°、２０６°、２０５°、２０４°、２０３°、２０２°、２０１°、２００°、１９９°、１９８°、１９７°、１９６°、１９５°、１９４°、１９３°、１９２°、１９１°、１９０°、１８９°、１８８°、１８７°、１８６°、１８５°、１８４°、１８３°、１８２°、１８１°、又は１８０°である。

上記に定義したように、噴射される液状水の量は、周囲温度約２５℃のエンジン吸気口での水蒸気飽和空気が含む水蒸気量の約１．０５〜約１０倍の範囲にある。よって、例えば、種々の実施形態において、噴射水の量は、上述した範囲内の任意の値であってよく、又は、周囲温度のエンジン吸気口での水蒸気飽和空気が含む水蒸気量の約１．０５〜約１０倍の範囲であってもよく、例えば、周囲温度約２５℃のエンジン吸気口での水蒸気飽和空気が含む水蒸気量の１．２５、１．５０、１．７５、２．００、２．２５、２．５０、２．７５、３．００、３．２５、３．５０、３．７５、４．００、４．２５、４．５０、４．７５、５．００、５．２５、５．５０、５．７５、６．００、６．２５、６．５０、６．７５、７．００、７．２５、７．５０、７．７５、８．００、８．２５、８．５０、８．７５、９．００、９．２５、９．５０、９．７５又は１０．００倍である。

代替的な実施形態において、噴射水の量は、燃料の約２０％〜約８００％ｗ／ｗである。燃料の約２０％〜約８００％ｗ／ｗの間の任意の範囲又は値を用いることができ、例えば、２５％、３０％、３５％、４０％、４５％、５０％、５５％、６０％、６５％、７０％、７５％、８０％、８５％、９０％、９５％、１００％、１０５％、１１０％、１１５％、１２０％、１２５％、１３０％、１３５％、１４０％、１４５％、１５０％、１５５％、１６０％、１６５％、１７０％、１７５％、１８０％、１８５％、１９０％、１９５％、２００％、２０５％、２１０％、２１５％、２２０％、２２５％、２３０％、２３５％、２４０％、２４５％、２５０％、２５５％、２６０％、２６５％、２７０％、２７５％、２８０％、２８５％、２９０％、２９５％、３００％、３０５％、３１０％、３１５％、３２０％、３２５％、３３０％、３３５％、３４０％、３４５％、３５０％、３５５％、３６０％、３６５％、３７０％、３７５％、３８０％、３８５％、３９０％、３９５％、４００％、４０５％、４１０％、４１５％、４２０％、４２５％、４３０％、４３５％、４４０％、４４５％、４５０％、４５５％、４６０％、４６５％、４７０％、４７５％、４８０％、４８５％、４９０％、４９５％、５００％、５０５％、５１０％、５１５％、５２０％、５２５％、５３０％、５３５％、５４０％、５４５％、５５０％、５５５％、５６０％、５６５％、５７０％、５７５％、５８０％、５８５％、５９０％、５９５％、６００％、６０５％、６１０％、６１５％、６２０％、６２５％、６３０％、６３５％、６４０％、６４５％、６５０％、６５５％、６６０％、６６５％、６７０％、６７５％、６８０％、６８５％、６９０％、６９５％、７００％、７０５％、７１０％、７１５％、７２０％、７２５％、７３０％、７３５％、７４０％、７４５％、７５０％、７５５％、７６０％、７６５％、７７０％、７７５％、７８０％、７８５％、７９０％、７９５％又は８００％である。

別の実施形態において、噴射水の量は、エンジンシリンダに噴射される燃料の量の約４０％〜約４００％（ｗ／ｗ）の範囲である。

別の実施形態において、噴射水の量は、エンジンシリンダに噴射される燃料の量の約５０％〜約３００％（ｗ／ｗ）の範囲である。

更に別の実施形態において、その量は、エンジンシリンダに噴射される燃料の量の約６０％〜約２００％（ｗ／ｗ）の範囲である。

内燃エンジンにおける放散熱損失は、液状水の噴射量が従来燃焼機関よりも多い水噴射を行うことにより最小限に抑えられる。

目的、特徴及び長所は、添付の図面と共に以下の詳細説明を参照することによって、当業者に明らかとなるであろう。

図１Ａは、一実施形態に係る構成断面図と一例としてのシリンダ内における液状水噴射器の液状水噴霧パターンを示し、図１Ｂは、図１ＡのＡ−Ａに沿ったシリンダヘッド又はチャンバの底面図である。図２は、本明細書に記載する液状水噴射と熱管理機能を代替的に組み合わせた内燃エンジン構成を表すマトリックス５００を示す。図３は、本明細書に記載の第１の実施形態に係る液状水噴射機能を有する内燃エンジン５０の構成例を示す。図４は、本明細書に記載の代替的な第２の実施形態に係る液状水噴射機能を有する内燃エンジン１５０の構成例を示す。図５は、本明細書に記載の代替的な第３の実施形態に係る液状水噴射機能を有する内燃エンジン２５０の構成例を示す。図６は、本明細書に記載の代替的な第４の実施形態に係る液状水噴射機能を有する内燃エンジン３５０の構成例を示す。図７は、本明細書に記載の代替的な第４の実施形態に係る液状水噴射機能を有する内燃エンジン４５０の構成例を示す。図８は、本明細書に記載の一実施形態に係る多様な代替の内燃エンジンに実装されたセンサ制御システム１００を図示する。図９は、本明細書に記載の一実施形態に係る多様な代替の内燃エンジンにおいて１サイクル当たりに噴射される水の量を決定するために、エンジン制御装置により実行される方法を図示する。図１０は、水噴射を伴った過給空気噴射圧における、多様なエンジン負荷でのエンジン効率のプロットを示す。図１１は、水噴射の有無の場合の、多様なエンジン負荷と過給空気噴射でのエンジン効率を示す。

本開示は、燃焼の進行中に液状水のシリンダ直接噴射及び／又はポート噴射機能を用いて燃焼工程の温度を調節する、少なくとも１本のシリンダを有する２ストローク又は４ストローク、又はそれ以上のストロークの燃焼エンジンを提供する。エンジンは、火花点火、プラズマ点火、パイロット着火、レーザ着火、フリーラジカルによる着火又はスパークアシスト圧縮点火を行うためのスパークプラグ、グロープラグ、プラズマ点火器又はレーザ点火装置を含んでもよく、ガソリン、アルコール又はその組み合わせ、又は天然ガスを燃料として動作する。あるいは、エンジンは、スパーク、プラズマ又はレーザのアシストが追加されている又はされていないディーゼル（灯油）機関のように、圧縮点火を採用してもよい。

図２は、本明細書に記載の液状水直接噴射機能とその他の熱管理機能を含む内燃エンジンの多様な実施形態のマトリックス５００を示す。例えば、５０２の１６組の組み合わせはそれぞれ、印（例えば、「Ｘ」）を付けて示す多様なエンジン構成を示し、Ｘ印がある場合は、５０５では燃焼エンジン、例えば、火花点火エンジンを意味し（あるいは、「Ｘ」印がない場合は圧縮型エンジンを示す）、５０８ではターボチャージャ部の存在（ターボチャージャ装置の使用を意味する）、５１２ではシリンダ内への液状水直接噴射の実施又は５２２では（例えば、吸引による）吸気口での液状水噴射の実施、５１５ではシリンダ内への燃料直接噴射実施又は５２５では吸気口での燃料噴射の実施を意味する。縦列５１０は、本明細書に記載の例示的な実施形態を示す。例えば、より詳細に後述するように、図３は５０で示される組み合わせの第１の実施形態のエンジンを示し、図４は１５０で示される組み合わせの代替的な実施形態のエンジンを示し、図５は２５０で示される組み合わせの代替的な実施形態のエンジンを示し、図６は３５０で示される組み合わせの代替的な実施形態のエンジンを示し、図７は４５０で示される組み合わせの代替的な実施形態のエンジンを示す。各図における同様の符号は、同様の構成要素を示す。

図３〜７は、図２に記載される実施形態の一部を図示するものである。しかし、本開示の範囲で意図するのは、火花点火エンジン又はディーゼル・エンジンにおいて、直接水噴射及び直接燃料噴射を単独で又はポート水噴射若しくはポート燃料噴射との組み合わせで含むエンジンである。「直接噴射」という用語は、噴射される燃料又は水がシリンダ内に直接噴射されることを意味する。直接燃料噴射の場合、燃料が空気と予混合されることなく噴射される。「ポート噴射」という用語は、空気／蒸気／水の混合物がシリンダに入る前に空気と予混合される場所である吸気マニホルド内に燃料又は水噴射されることを意味する。一部の実施形態において、エンジンは、火花点火であれディーゼルであれ、ターボチャージャ付き又はスーパーチャージャ付きである。エンジンが水噴射及び燃料噴射の手段を少なくとも１つ有する限り、直接水噴射又は直接燃料噴射又はその両方、及び／又はそれに代わるものとしてのポート水噴射又はポート燃料噴射、又はその両方、又はその任意の組み合わせを含むエンジンも意図するものである。

図３を参照すると、第１の実施形態の内燃エンジン５０は、シリンダヘッド部２０に取り付けられた燃料噴射装置５６に流体管又は同様の搬送手段を介して燃料を供給する燃料ポンプ５３に燃料を供給する燃料タンク５７を含む燃料噴射システム５５を備え、温度及び圧力が調節された状態で燃焼用の燃料をシリンダに供給する。燃料噴射器５６は、空気と予混合することなく、シリンダ内に燃料を直接噴射する。燃料噴射システムは、燃料噴射のタイミングを制御する手段を含むことができる。コンピュータによるタイミング制御下で、燃料をシリンダ内に充填することができる。

図３では、第１の実施形態の内燃エンジン５０は、シリンダヘッド部２０に取り付けられた液状水噴射装置４６に流体管又は同様の搬送手段を介して液状水を供給する水ポンプ６３に水を供給する液状水タンク６７を含む液状水噴射システム６５を備え、タイミング、圧力（例えば、可変圧力又は一定圧力）が調節された状態で液状水をシリンダ１２内に直接噴射する。図３で実施される噴射装置４６は、シリンダ内に直接水を噴射する。以下に説明する制御システムは、圧縮サイクル毎に１回以上の周期的なタイミングでシリンダ１２内への液状水噴射を制御してもよい。図３に示すように、点火コイル３７は、一実施形態ではシリンダヘッド部の中央付近に取り付けられ、シリンダヘッド部２０に装着された液状水噴射器４６と燃料噴射器５６との間に位置するスパークプラグ４７の点火を制御する。

図３の実施形態では、各サイクルで適時に動作されるエンジン吸気弁２１がシリンダヘッド部２０と連通し、吸気マニホルド２５から空気を供給してシリンダヘッド部２０内で燃料と共に燃焼させる。同様に、各サイクルで適時に動作される排気弁３１がシリンダヘッド部２０と連通し、燃焼による排気生成物（二酸化炭素、空気又はその他の排気）がシリンダから排気マニホルド３５へ出ることを可能とし、そこで、一実施形態では更なるエンジン用の作業、例えば、空気の加熱を行うために取り込まれるようになっている。

更なる実施形態においては、図３に示すように、ダーボチャージャ・サブシステム７５が、例えば、吸気マニホルド２４の空気投入口に設けられ、投入外気１１を吸入すると共に排気マニホルド部３６から燃焼生成物の高温排気ガス９１を吸入し、燃焼用のターボ過給された圧縮空気混合物を形成する。代替的な実施形態においては、代わりにスーパーチャージャが使用されてもよい。いずれの場合においても、ターボチャージャ又はスーパーチャージャは、シリンダ又は吸気マニホルド内に強制的に送り込まれる空気の量を調整するように制御できる。

図３におけるエンジン５０の実施形態に示すように、シリンダで空気又は燃料又は液状水を更に加熱するために使用することができる内燃エンジンの副生熱を再度取り込む構造及び方法論を提供する。例えば、ターボチャージャ７５の出力口におけるターボ圧縮空気混合物１９には温熱調節が行われ、例えば、燃焼によって生じた廃熱の大部分を再度取り込んで有用なエネルギーに変換する熱交換装置７１を含む熱交換サブシステム７０を介した熱除去が行われる。一態様においては、熱せられた排気ガス９１は、マニホルド延長部３６を通って排気マニホルド３５から再循環され、ターボチャージャ部７５に投入され、そして熱交換器７１に投入され、噴射される液状水の予熱及び／又は噴射される空気／燃料の予熱に使用される。図３に示すように、再循環された排気９１の熱エネルギーは、バルブ７４の制御下で、例えば導管７３を介して熱交換器７１に制御可能に付加され、これによりシリンダヘッド部２０に燃焼用に供給される吸入空気２９の温度を調節する。更に、熱せられた排気は、例えば導管７２を介して熱交換器７１により除去される。排気ガス９１から制御可能に除去された熱は、水タンク６７内の液状水の予熱に使用してもよい。

また、図３のエンジン５０の実施形態においては、水回収装置６６、即ち、例えば復水器などの従来手段によって周囲温度まで排気を冷却することにより、又はナノ細孔膜を用いて毛細管現象により排気流から水を液化することにより排気ガスから水分を抽出する設備がある。このように、例えば、一実施形態においては、排気ガス９１の水蒸気副生成物から水を取り込む復水器が設けられ、その水は、流体管又は連結管６８を介して水タンク６７に投入してもよい。本明細書に記載する水回収装置６６の使用は、エンジン用の貯水の必要性を低減するという目的を果たす。これは、例えば、車両内で必要とされる量の水を得るために排気流中の水を再度取り込みリサイクルする手段が実質的にない自動車用途において、特に重要となり得る。

更なる実施形態が図４に示され、各噴射器４６、５６を介してシリンダヘッド部２０内に液状水と燃料の直接噴射を行う代替的な実施形態の非ターボチャージエンジン１５０が示される。図４に示される実施形態において、周囲空気１１は吸気口２４を介して熱交換装置７１に投入され、高温排気ガス９１は、バルブ装置９４の制御下で熱交換器７１へと循環される。高温排気ガスの熱は、燃焼用にシリンダに投入される空気２９の予熱に使用される。冷却されたガス９２は、エンジン出力用として、排気マニホルド部３６を介して排気マニホルド３５出口に戻り再循環される。本明細書で定義する水回収装置６６は、排気ガス９１中に存在する全ての水蒸気から液状水を取り込むために設けられ、その水は、流体管又は連結管６８を介して水タンク６７に投入されてもよい。

別の実施形態において、図５は、シリンダ１２に繋がる吸気マニホルド２５に形成された各ポート３８、３９に、各噴射器４６、５６を介して液状水のポート噴射とポート燃料噴射を行うターボ過給エンジン又は過給エンジン２５０を示す。すなわち、液状水供給システム６５は、タイミング及び（可変又は一定）圧力が制御された状態で、制御システムの動作時に吸気弁２１に近くで吸気マニホルド２５のポートに位置するポート液状水噴射器４６に水を供給する。同様に、燃料供給システム５５は、タイミングと圧力が制御された状態で、吸気マニホルド２５の吸気弁に近いポートに位置する燃料噴射器５６に燃料を提供する。他の点については、図５の実施形態は、図３に示すエンジン５０と同様である。例えば、図５のエンジン２５０も、シリンダで空気又は燃料又は液状水を更に加熱するために使用することができる熱せられたガス状燃焼生成物を再び取り込む。例えば、ターボチャージャ７５の出力口におけるターボ圧縮空気混合物１９には温熱調節が行われ、例えば、燃焼によって生じた廃熱の大部分を取り込んで有用なエネルギーに変換する熱交換装置７１を含む熱交換サブシステム７０を介した熱除去が行われ、空気／燃料と水の予熱を制御する。一態様においては、熱せられた排気ガス９１は、マニホルド部３６を通って排気マニホルド３５から再循環され、ターボチャージャ部７５に投入され、そして熱交換器７１に投入され、噴射される液状水の予熱及び／又は噴射される空気／燃料の予熱に使用される。図５に示すように、再循環された排気９１の熱エネルギーは、バルブ７４の制御下で、例えば導管７３を介して熱交換器７１に制御可能に付加され、これによりシリンダヘッド部２０に燃焼用に供給される吸入空気２９の温度を調節する。更に、熱せられたガス排気は、例えば導管７２を介して熱交換器７１により除去される。排気ガス９１から制御可能に除去された熱は、水タンク６７内の液状水の予熱に使用してもよい。また、図５のエンジン２５０の実施形態においては、排気ガス９１の全ての水蒸気副生成物から水を取り込む水回収装置６６が設けられており、その水は、流体管又は連結管６８を介して水タンク６７に投入されてもよい。

更なる実施形態が図６に示され、シリンダ１２に繋がる吸気マニホルド２５に形成された各ポート３８、３９に、各噴射器４６、５６を介して液状水のポート噴射とポート燃料噴射を行うエンジン３５０が示される。他の点については、図６の実施形態は、図４に示すエンジン１５０と同様であり、周囲空気１１は吸気口２４を介して熱交換装置７１に投入され、高温排気ガス９１は、バルブ装置９４の制御下で熱交換器７１に戻り循環される。高温排気ガスの熱は、燃焼用にシリンダに投入される空気２９の予熱に使用される。冷却されたガス９２は、エンジン出力用として、排気マニホルド部３６を通って排気マニホルド３５出口に戻り再循環される。本明細書に記載の水回収装置６６は、排気ガス９１中に存在する全ての水蒸気から液状水を取り込むために設けられ、その水は、流体管又は連結管６８を介して水タンク６７に投入されてもよい。

図７のエンジン４５０では、液状水・燃料デュアル噴射器５９が実装され、燃焼用の燃料と液状水の両方をシリンダヘッド部に直接噴射する。すなわち、別個の液状水噴射器と燃料噴射器のそれぞれに供給する代わりに、液状水噴射システム６５と燃料噴射システム５５は、一体型の液状水・燃料噴射器５９に共に供給する。他の点については、図７の実施形態は、図３に示すエンジン５０と同様である。例えば、図７のエンジン４５０も、シリンダで空気又は燃料又は液状水を更に加熱するために使用することができる熱せられたガス状燃焼生成物を再び取り込む。例えば、ターボチャージャ７５の出力口におけるターボ圧縮空気混合物１９には温熱調節が行われ、例えば、燃焼によって生じた廃熱の大部分を取り込んで有用なエネルギーに変換する熱交換装置７１を含む熱交換サブシステム７０を介した熱除去が行われ、空気／燃料と水の予熱を制御する。一態様においては、熱せられた排気ガス９１は、マニホルド部３６を通って排気マニホルド３５から再循環され、ターボチャージャ部７５に投入され、そして熱交換器７１に投入され、噴射される液状水の予熱及び／又は噴射される空気／燃料の予熱に使用される。図７に示すように、再循環された排気９１の熱エネルギーは、バルブ７４の制御下で、例えば導管７３を介して熱交換器７１に制御可能に付加され、これによりシリンダヘッド部２０に燃焼用に供給される吸入空気２９の温度を調節する。更に、熱せられた排気は、例えば導管７２を介して熱交換器７１により除去される。排気ガス９１から制御可能に除去された熱は、水タンク６７内の液状水の予熱に使用してもよい。また、図７のエンジン４５０の実施形態においては、本明細書に記載する水回収装置６６などが設けられ、排気ガス９１の全ての水蒸気副生成物から水を取り込み、その水は、流体管又は連結管６８を介して水タンク６７に投入されてもよい。

図２のマトリックス５００を参照すると、図３〜７に示される内燃エンジンの更なる実施形態は、圧縮ストローク中に１回以上の周期的なタイミングで、シリンダヘッド部２０と吸気マニホルド２５のポート３８の両方に液状水の直接噴射を行い、効率的に空気温度を下げると共に濃度を高くし、空気質量流量と出力を上げるように意図している。

図１Ａ及び１Ｂは、例えば図３、４及び７にそれぞれ示すエンジン５０、１５０及び４５０で用いられる往復動ピストンを有するシリンダ内における、上死点近くの液状水の直接噴射動作１０を示す。図１Ａに示すように、シリンダ１２の上死点で又はその近くで、シリンダ１２が往復動ピストン１５と共に示される。各サイクルで適時に動作される吸気弁２１がシリンダヘッド部２０と連通し、シリンダヘッド部２０内に燃焼用の空気を吸気マニホルド２５から供給する。同様に、各サイクルで適時に動作される排気弁３１がシリンダヘッド部２０と連通し、燃焼による排気生成物（二酸化炭素、空気又はその他の排気）がシリンダから排気マニホルド３５へ出ることを可能とし、そこで排気として車両を出てもよく、又は、更なるエンジン用の作業、例えば、空気、燃料及び液状水の加熱を行うために、取り込まれるように構成されている。図１Ａで更に示すのは、直接水噴射器４６から出る水の流れ４５の実施形態であり、エンジンヘッドの一部、バルブ、シリンダ壁又はピストン面を含んでもよいシリンダの内壁面に衝突する流れが示されている。別の実施形態において、水噴射器からの流出水は、他の特定の複数方向に配向されるか、又は、シリンダの内壁面やシリンダヘッドとの衝突が最小限の微細な噴霧であってもよい。

図２のマトリクス５００の中で図３〜７の特定の実施形態に示したエンジンは、従来エンジンより高圧縮比で動作される。一実施形態において、エンジンの「有効」圧縮比は１３：１より大きく、ターボ過給や圧縮上昇のための同様の技術を用いることなく４０：１に高くもできる。このように、例えば、本明細書に記載するエンジンの有効圧縮比は、ターボ過給でもたらされるような圧縮を追加で用いることなく、約１気圧以下の流入空気圧に基づいて決定できる。

図２のマトリクス５００の中で図３〜７の特定の実施形態に示したエンジンは、点火前の液状水噴射を採用している。噴射された液状水は、圧縮ストローク中に充填空気を冷却し、圧縮仕事量を低減し、そのままでは周囲環境中へと失われる熱を吸収する。圧縮中に添加される液状水と希薄燃料混合物の効果により、ノッキングすることなく従来よりもはるかに高い圧縮比でのエンジン運転が可能となる。

更に、図２のマトリクス５００の中で図３〜７の特定の実施形態に示したエンジンにおいては、燃料、空気又は液状水の１つ以上を、その噴射前に、例えば排気を含んだ熱交換器を利用することにより、制御可能に加熱することができる。液状水は加熱されてもよく、これは液状水の蒸気平衡、液状水の作用による冷却の程度、及び蒸気形成の速度に影響を及ぼす。一実施形態において、液状水は、その噴射前に、２５度の温度に加熱してもよく、約８０℃の温度まで加熱してもよい。あるいは、噴射水の温度が約４０℃を超えるように、又は約５０℃より高い温度、又は約６０℃より高い温度、又は約８０℃以上の温度となるように、液状水を加熱する。噴射された液状水の圧力に応じ、対応する飽和温度より低い数度の範囲で、更に高温度に加熱することができる。例えば、１０、３０及び５０バールの圧力では、噴射された液状水の温度は、それぞれ約１５０℃、２００℃及び２５０℃とすることができる。

これら特徴を総合することにより、従来エンジンよりもはるかに高い熱力学効率で動作する図３〜７のエンジン５０、１５０、２５０、３５０、４５０となる。これにより、本発明のエンジンの特徴として、過剰熱の管理が従来エンジンよりはるかに優れ、周囲環境への不要な熱損失が最小限に抑えられることから、ラジエータは、従来エンジンで必要とされるよりもはるかに小さくなるか、全く不要となる。この要素の組み合わせが、一定の変位とｒｐｍでの比出力と燃費とを根本的に変える。

更に、図２のマトリクス５００の中で図３〜７の特定の実施形態に示したエンジンにおいては、各燃料噴射器５６は化学量論比よりも大きい空燃比で燃料を供給するように制御され、水噴射器は、圧縮中の上死点前約１８０°〜約３０°間の範囲の任意の時点で１回以上のタイミングでシリンダ内へ液状水を噴射し、噴射される液状水の量は、シリンダ内の周囲空気中の水蒸気の飽和点での水の量より多く、エンジンの有効圧縮比が１３：１より大である。

一実施形態において、１サイクル当たりに噴射される水の量は、入口圧力、温度、相対湿度、及び圧縮端圧力や負荷や回転数などの現時点のエンジン運転パラメータと関連して制御される。図８に関して以下に説明するマイクロコントローラは、参照テーブルとして保存された必要なデータ／関数を有してもよく、感知した入力パラメータに関連して水量を計算することができる。例えば、液状水の量（飽和蒸気質量）は、理想気体の法則と１サイクル当たりの噴射に関して利用可能な空気・飽和蒸気テーブルを用いて近似的に計算することができる。例えば、本明細書に記載の制御システムは、現行のシリンダ圧縮サイクルで噴射される液体の量を、周囲温度、例えば、吸気マニホルドで感知した温度又はシリンダの吸気弁における流入空気温度の現時点の値に基づき、及び／又は、感知した温度での水蒸気の飽和点が特定できる表形式湿度／気候データから決定してもよい。制御システムは、感知した流入空気温度で空気を完全に飽和させるために必要な最小量より多い量の追加分の水（重量又は容量）を加える。

（水噴射）
各エンジンの実施形態において高圧縮を可能にする一つの要素は、圧縮ストローク中にエンジンの１本又は複数のシリンダ内に液状水を添加することによる圧縮サイクル中の内部冷却である。エンジンシリンダ内への液状水噴射は、いくつかの重要な機能を果たす。液状水は、圧縮時に発生する熱を吸収することにより、圧縮中にシリンダを内部で冷却する。この内部冷却は、圧縮に要する仕事量を低減する効果を有し、また、エンジンのノッキングを発生させることなく高圧縮比を可能にする効果を有する。

圧縮サイクル中にエンジンシリンダ内に噴射される液状水の量は、周囲空気の飽和水蒸気容量の関数、又は重量ベースでの燃料の関数である。一実施形態において、１サイクル当たりに噴射される液状水の量は、２０℃で空気を飽和させるのに必要とされる量よりも多い。あるいは、１サイクル当たりに噴射される液状水の量は、エンジン吸気口における周囲空気中に含まれる水蒸気量の約１．０５〜約１０倍であってもよい。あるいは、液状水の量は、１回の圧縮ストロークにつき噴射される燃料の量の約２０％〜約８００％ｗ／ｗの範囲であってもよい。液状水の噴射量は、内部冷却、圧縮時に要する仕事量の最小限化及びエンジンのノッキングの最小限化を最適に行い、かつ、点火時にガスと混合された液状水の水滴の供給を行う又は止めるように計量されてもよい。液状水噴射の制御は、図８及び９について後述する水噴射システムを制御するコンピュータ制御システムに結合された、エンジン内の圧力センサ及び温度センサに基づいてもよい。

液状水直接噴射器４６は、連続的又は断続的な液滴流として、又はパルス流として液状水をシリンダ内に噴射してもよい。別の実施形態において、液状水は、「粗い」噴霧又は霧化状態の流れとして噴射されてもよい。別の実施形態において、液状水は、シリンダヘッドの内壁面とピストン頂面を冷却するための流れとして噴射されてもよい。更に別の実施形態において、液状水は、吸気マニホルド内に噴霧としてポート噴射される。これら実施形態を任意の組み合わせで使用してもよく、液状水を噴射する他の実施形態もまた可能であり、この概念の適応範囲内である。一態様においては、液滴の大きさにより熱伝達の速度が決まる。液滴直径が小さくなるほど界面面積が大きくなるためである。液滴の大きさは、液状水噴射装置の設定（及び、タイミングや計量などの他の要素）により制御され、（圧力を通じて感知される）圧縮温度上昇によって決まる必要熱吸収率（蒸発）に応じて制御される。一実施形態において、必要熱吸収率が小さいほど、噴射される水噴霧は粗く（あまり霧状化されていない）てもよい。一実施形態において、「微細」サイズの範囲に入る球体状の液状水の水滴の平均サイズは、直径約０．５μｍ〜約２５μｍであり、「粗い」サイズの範囲に入る液状水の水滴の平均サイズは、約２５μｍ〜約１００μｍであってもよい。

幾つかのエンジンの実施形態において、液状水の少なくとも一部は、圧縮ストロークの前半における概ね下死点（ｂｏｔｔｏｍｄｅａｄｃｅｎｔｅｒ：ＢＤＣ、即ち、上死点前約１８０°）と上死点前約３０°の間で、（シリンダ内又は吸気口内へ直に水噴射することにより）シリンダに噴射される。液状水は圧縮中に熱い空気から潜熱を吸収して温度を下げるため、圧縮ストローク中における液状水の存在は、圧縮ストロークに必要な仕事量を低減する。標準気圧における水の蒸発エンタルピー（Δｖａｐ）は、約４０．７ｋＪ／ｍｏｌであり、約２２５０Ｊ／ｇに相当する。これは、液状水を蒸気に変換するために必要なエネルギーである。液状水の蒸発エンタルピーは、圧力に依存し、３７４．４℃、２２２４２ｋＰａ（約２２２バール）の臨界点でゼロまで低下する。１０、３０、５０及び１００バールの圧力では、蒸発のエンタルピーは、それぞれ約２０１５、１７９６、１６４０及び１３１７Ｊ／ｇであり、依然として相当なものである。圧力と温度は関連しているため、圧力は、質量と気体定数Ｒの増加が小さいにもかかわらず比例的に低下する。よって圧縮時の減圧が、圧縮を行うために必要な仕事量を低減する。任意の体積がδＷ＝Ｐ・ＤＶ（Ｗは仕事量、Ｐは圧力、ｄＶは体積差）で一定であるため、圧縮に必要な仕事量は圧力のみに依存する。

圧縮ストローク中に液状水を加えるもう一つの効果は、外部でのジャケット冷却の必要性を低減又は排除することである。外部冷却は、ガス温度が非常に高いことと、シリンダ内の内壁面、特にシリンダヘッドやピストン面への熱伝達が不可避であることから必要となる。噴射された液状水は、シリンダ内で液滴を形成してもよく、圧縮時にシリンダ内のガスを冷却する。

あるいは、液状水の噴射は、シリンダ内のガスを直接冷却するのではなく、エンジン（シリンダヘッドやピストンヘッド）の内壁面に噴霧して冷却するように構成されてもよい。一実施形態において、燃料は主に径方向に、水は主に軸方向に噴射され、これらは実質的に干渉しないとされる。この概念の実施形態を、シリンダヘッド２０の中央に取り付けられた液状水噴射器４６を図示する図１Ａに示す。噴射器は、プログラム化した論理制御又はマイクロプロセッサ制御下で、１本又は複数本の液状水の水滴流（例えば、連続流、断続流又は噴霧）をシリンダヘッドに向けるように適時に動作される。典型的な水の流れを、図１Ａに破線４５で示す。吸気弁２１及び排気弁３１を有するエンジンのシリンダを示す図１Ｂで更に示すように、かかる液状水噴射器４６は、中心からずれて取り付けてもよい。また、図１Ｂは、スパークプラグ４７と燃料噴射器５６も示している。図１Ａの実施形態において、噴射器は、一本以上の個々の液状水の液滴流４５のパターンとなるように計量された量の液状水の噴霧を供給するように動作させてもよく、一方向以上の方向に向け、圧縮時の多様な時点でシリンダヘッド部２０内に又はピストンヘッドに個別のタイミングで水を噴射する。

動作時において、噴射された液状水の一部は、蒸発されることなく、点火の瞬間にシリンダ内にある他のガスと混合された液滴として残っていてもよい。この液状水は、点火後に蒸気に変わる。このように、点火前に高密度媒体が供給され、水滴が大幅に膨張することで、効率がより高まる。この実施形態は、液状水が蒸気に変換された（１００℃且つ標準圧力で）場合、約１６００倍の体積に膨張するという原理に基づいている。更に、燃焼時の液状水の蒸発は、媒体をより高密度とし、また、燃焼時にシリンダ内にある他のガスと比べ水から蒸気への体積膨張がより大であることから、膨張圧がより高まる。この実施形態では、蒸発水（蒸発エンタルピー）の潜熱が高いため、排気ガスの温度を更に低くすることができる。この場合、エンジン温度をその動作制限内に保つために放出されなければならない熱が、より少なくなる。

代替的な実施形態において、直接投入をするのがポートであろうとシリンダであろうと、圧縮ストローク中に添加される液状水の量は、燃焼が開始される際に存在する液状水が最小となるように計量される。これは、液状水が存在する場合に圧縮時に必要な仕事量が低減される、つまり、液状水が蒸発するにつれ、蒸発の潜熱により圧力及び温度が低下するのと同じ理由で、点火開始時に液状水が存在すると、燃焼ガスから熱を吸収し、動力ストローク中の温度と圧力の両方を低下させるであろうという懸念に対処する。

別の実施形態において、ポート又はシリンダのいずれに直接投入する場合でも、計量された量の液状水は、上死点前約１８０°〜約３０°間の任意の時点でシリンダ内に噴射してもよい。図１Ａに示す実施形態においては、シリンダ内に充填された燃料が水と十分に混合されてしまうことを避けるため、液体は意図的にピストン面とシリンダヘッドと吸排気バルブヘッドに向けられている。この実施形態は、充填された燃料（燃料／空気混合物）と十分に混合してしまうことのない噴霧パターン４５のいくつかの粗い液状水流を示す図１Ａに図示されている。この実施形態は、燃焼中に存在液状水はいずれも動力ストローク中の圧力と温度を下げてしまうであろうという懸念に対処する。この実施形態は、エンジンを冷却するための液状水を計画的に噴射すると同時に、液状水が燃焼工程中に冷却を行ってエンジン出力を減少させてしまう可能性を最小限に抑えるという課題を解決する。液状水がシリンダ内に噴射され、シリンダ内のガスと完全に混合した場合は、熱い空気から熱を吸収するために、圧縮中に液状水を添加することが最適であろう。しかし、圧縮ストロークの後半と動力ストロークの初期においては、上死点付近でのシリンダ容積とシリンダ壁面積は、バルブを含むピストン面とシリンダヘッドの総合面積と比較し非常に小さい。圧縮ストロークの後半で液状水をシリンダヘッドやピストンの表面に向けて噴射し、高温ガスと液状水との混合を回避することにより、点火後の燃焼工程で冷却することなく、エンジンを大幅に冷却することができる。この方法では、冷却水とラジエータに向かってしまっていたほぼ全ての熱を内部で取り込むことができるであろう。また、どの内燃エンジンおいてもシリンダヘッドが非常に熱い部分であることは周知である。本実施形態において内部で液状水に吸収された熱は緩衝材中に蓄えられ、噴射された水、燃料及び、必要に応じて吸気を加熱するため排気ガス中に回収されるものとみなすことができる。

更なる実施形態において、エンジンは、液状水とアルコールとの、又は液状水の凝固点を下げるために一般的にエンジン内の水に添加される、例えば、メタノール、エタノール、イソプロパノールなどのその他の添加剤との混合物を用いる。かかるアルコール添加剤の使用は、寒冷時における液体の凍結を防ぐものであるが、これは、例えば、寒冷地での自動車用途において重視すべき事項である。液状水・アルコールの混合比は、約０％〜約５０重量％の範囲であってもよい。本明細書で使用する水・アルコール混合比に関し、約０％からの範囲とは、幾分かのアルコール（又は、同様の添加物）が存在することを意味すると理解される。

（希薄（リーン）燃料混合物）
本明細書に記載のエンジンの多様な実施形態の組み合わせでは、希薄空気／燃料混合物を使用する。すなわち、燃料は、燃料噴射器で流入空気流中に噴射されるか、シリンダ内に直接噴射される。燃料の量は、空気／燃料混合物が希薄に保たれるように調節される。これは、空気中の酸素のモル過剰部分がエンジンで使用されることを意味する。空気とガソリン燃料の化学量論比は、約１４．７：１（ｗ／ｗ）である。噴射燃料に関する混合される空気量と理論空気量の比は、λ（即ち、相対空燃比）として表され、λ=１が理論空燃比として定義される。これは、エンジンに関する文献では相対空燃比と称される。本明細書で記載するように、λ＞１はリーン空燃比、λ＜１はリッチ空燃比（酸欠）である。

燃焼効率は、希薄混合物で向上する場合がある。限定試薬が、燃料ではなくは空気であるためである。燃料過剰混合物では、排気中に未燃焼燃料が残り、エネルギーが無駄となる。希薄混合物では燃焼温度も低下し、熱損失の低減につながる。もちろん、燃料、温度及び点火の瞬間の圧力によって決まる最適な空燃比がある。本明細書に記載のエンジンの重要な特徴は、本発明のエンジンは従来エンジンよりもはるかに高圧縮比で動作可能であるため、従来の火花点火エンジンよりもはるかにλを高めることができることにある。

一態様においては、本明細書に記載される液状水噴射の量と上死点に対するタイミングは、従来エンジンより均一な燃料／空気の混合を実現する。別の態様においては、過剰酸素（空気）を伴った高圧縮により、点火前に温度と圧力を高くすることができ、燃焼率とその度合いを高め、結果として高効率となる。このように、希薄混合物は、自動点火温度を高めることでエンジンのノッキングを減少させることが期待される。従来のガソリン・エンジンは、λ＞１．５では確実には動作しないが、本明細書に記載のエンジンは、λ＞１．５からλ=約８のも高さで効率的に動作することが期待される。一実施形態において、本明細書に記載のエンジンは、約１．２よりも大きい空燃比で動作し、別の実施形態では、空燃比は約１．５よりも大きい。別の実施形態では、空燃比は約２．０よりも大きい。別の実施形態では、空燃比は約４．０よりも大きい。別の実施形態では、空燃比は約６．０よりも大きい。一実施形態では、空燃比は、λ≧約１．２〜λ≦約８．０、又はλ≧約２．５〜λ≦約５．５、又はλ≧約３．５〜λ≦約５．０の範囲である。

流入空気又は燃料又は空気／燃料混合物は、シリンダ内への噴射又は吸気前に、個別に又は同時に加熱してもよい。空気又は燃料又は空気燃料混合物の加熱により、有用なエネルギーを排気からエンジンに移して戻すことができる。更に、空気／燃料混合物の加熱により、シリンダ内の空気と燃料がより十分且つより効率的に混合され、臨界状態又はそれ以下にある加熱された液体燃料は、更に効率的に蒸発し、空気とより十分に混ざり合うことが期待される。超臨界液体燃料は、またたく間に蒸気となり、容易に空気と混ざり合う。かかる実施形態においては、液体燃料は、明確な液相や気相が存在しない、その臨界点を超えた温度及び圧力条件下にあってもよい。燃焼及び／又は圧縮ストロークを行うエンジン用でガスと液体の間の性質を有する超臨界流体は、メタン、エタン、プロパン、エチレン、プロピレン、メタノール、エタノール及びアセトンを含むがそれらに限定されない。空気又は燃料（又は両方）は、約３０℃〜約１５０℃の間で選択される温度まで加熱してもよい。更なる実施形態において、前記空燃比の燃料／空気混合物は、水噴射の前に約３０℃〜約８０℃までの範囲、又は約４０℃〜約８０℃の範囲、又は約５０℃〜約８０℃の範囲の値、又は水噴射の前に約８０℃以上の値まで加熱される。

（エンジン温度制御）
空気又は燃料が加熱される実施形態の場合、熱は、排気から熱を取り込み排熱の一部を空気又は燃料に移す熱交換器７１又は同様の装置から供給される。
これは、そのままでは無駄になり周囲環境へと失われる熱を有効仕事に変換する態様である。流入空気を常温始動状態で予熱してもよい。

圧縮ストローク中に添加された液状水の効果による冷却量を制御するために、エンジンは、多様な位置に一つ以上の温度センサ及び圧力センサを用いてもよい。
エンジンシステムの動作を制御及び監視するコンピュータ制御システム１００を描く図８に示すように、温度センサ装置１１０は、例えば、吸気マニホルド／シリンダヘッド内に設けられてもよく、第２の温度センサ装置１１１は、排気マニホルド内に設けられてもよく、第２の圧力センサ装置１１２は、シリンダ／吸気マニホルド／排気マニホルド内、又はその任意の組み合わせ、に設けられてもよい。温度センサ及び圧力センサは、本明細書にも記載するように、エンジンの他の位置に設けられてもよい。シリンダ圧を測定する他の手段として用いることができるのは、これらに限定されないが、燃焼室のプラズマ監視やクランク角増加量の監視がある。図８に示すように、シリンダヘッドセンサを含む温度センサや圧力センサを含む１つ以上のセンサは、エンジン温度又は必要なエンジン出力／回転数などの要素に応じて空気／燃料混合物、空気又は燃料（使用する場合）の加熱及び液状水の添加量を変更することができる適切なソフトウェアとエンジン制御を用いたコンピュータに接続される。例えば、始動されたばかりで冷間運転中のエンジンは、温まるまでは若干濃い混合物と少なめの水を使ってもよい。完全に温まったら、空気／燃料混合物（及び任意で温度）と添加水は、出力とエンジン効率を調節するため加減することができる。

必要な冷却量は、エンジンの各種構成要素の、それを超えると一部溶融又は変形する、或いは潤滑が機能しなくなるという最大使用耐熱温度に基づいている。エンジン温度制御に対する従来の解決策は、エンジンを通過して循環し、ラジエータを介して過剰熱をエンジンから環境へ伝える流体（エンジン冷却液）を有する熱交換器（ラジエータ）であった。実際には、従来エンジンおける排熱の量は、通常少なくとも４０％である。カルノーの定理によれば、理論上この排熱の一部は、熱力学的に機械的エネルギーへの変換に利用できる。

このように、一実施形態において、エンジンは、圧縮ストローク中に十分な液状水を加えることを更に採用し、ラジエータが不要となる段階までエンジンを冷却する。更なる実施形態において、本明細書に記載の内燃エンジンは、シリンダ内に液状水を噴射することにより、周囲環境へと放出されなければならない廃熱を減らす又は無くす方法を提供する。液状水の量は、温度及び圧力センサによって提供されるデータに応じて計量される。一実施形態において、エンジンに噴射された液状水は、エンジン内を循環することにより予熱されてもよく、これにより周囲環境への熱損失を低減する。上述したように、液状水は、高圧環境下で約８０℃又はそれ以上に加熱されてもよい。低内部温度で補助となることが期待される更なる特徴は、希薄燃料混合物（λ＞１．５）と、高有効圧縮比である。「内部温度」という用語は、通常エンジンで一番熱い部分であるシリンダヘッドの温度を意味する。有効圧縮比が高いことで、従来の低圧縮比のエンジンより動力ストローク中のシリンダの体積膨張が大きくなり、冷却効果を生み出すことが期待される。

エンジンが、外部冷却用にラジエータ（例えば、熱交換器）及び冷却液を用いる場合、液状水の噴射量やエンジンの他の冷却機能により、従来エンジンと比べ、必要冷却量（冷却液に放出された熱）を少なくとも２０％低減することが期待される。他の実施形態においては、冷却液による熱放出量は、液状水の噴射を行わないエンジンと比べ、液状水の噴射により少なくとも４０％減少する。他の実施形態においては、冷却液による熱放出量は、液状水の噴射を行わないエンジンと比べ、液状水の噴射により少なくとも６０％減少する。他の実施形態においては、冷却液による熱放出量は、液状水の噴射を行わないエンジンと比べ、液状水の噴射により少なくとも８０％減少する。別の実施形態においては、高沸点の冷却液を使用し、例えば、多量のグリコールを使用するか、高圧で冷却ループを動作させて、より高温で動作するサイクルを可能としている。

一実施形態において、エンジンは、外部冷却手段を全く必要としなくてもよい。別の実施形態においては、エンジンは、全く熱交換器無しで、空冷されてもよい。空冷量は、電動ファンの速度又は断続周期を制御することにより、又は、フラップ動作を制御するなどの他の手段によって制御されてもよい。例えば、フラップは、活発にフラップとファンを使うことで、又は、露出した表面領域と吸気・排気口を開放することで制御される流れとを受動的に制御することのいずれかにより、空気の流れを制御してもよい。エンジンを冷却し、廃熱の一部を回収する別の方法は、エンジン周囲に流入空気を循環させることにより行われる。

代替的な実施形態において、エンジンは、従来エンジンよりも高温で動作するように設計されてもよい。従来エンジンは、通常、約９１℃（１９５°Ｆ）の内部温度で運転するように設定されるが、本明細書に記載のマトリックス５００のエンジンは、潤滑仕様を適切に変更して、１００oＣ〜１７５℃の内部温度で運転するように設定してもよい。一実施形態において、エンジンは、約８５℃〜約１７５℃（即ち、冷却システムを採用した場合に冷却液又はラジエータの水が受けるエンジン壁面の外部温度）の範囲のシリンダ温度で動作する。本明細書に記載する追加の熱管理機能と組み合わせることで、エンジンは、外部冷却手段を必要しないが、任意で排熱ラジエータを含むことができる。例えば、エンジンは、約８５℃〜約１００℃の範囲、又は約８５℃〜約１２０℃の範囲、又は約８５℃〜約１４０℃の範囲、又は約８５℃〜約１５０℃の範囲の外部温度で動作するが、エンジンは外部冷却手段を必要しない。

代替的な実施形態において、エンジンは、環境への熱損失を最小限に抑えるために、噴射水及び任意で空気と燃料の加熱用の排気に熱を取り込むことのみによる冷却で、断熱されていてもよい。この実施形態において、エンジンは、通常のエンジンより高い内部温度で運転するように設計される。一実施形態において、燃焼室又はシリンダ、又は燃焼室を収容するエンジンの一部、又はエンジン全体は、当業者に公知の断熱材９０によって任意に断熱される。

代替的な実施形態において、エンジンは、排気又はエンジンヘッド又は両方の熱を伝達する熱交換器７０によって、排気又はエンジンヘッドの熱を回収し、液状水、燃料及び吸入空気を予熱する。エンジンがラジエータなどの他の外部冷却装置を持たない場合、又は、エンジンが周囲環境への熱損失を最小限に抑えるために断熱されている場合、燃料と液状水の予熱は、そのままでは周囲環境へと失われてしまう熱を排気を介して有用な機械的エネルギーに変える手段により行われる。

液状水噴射及び希薄燃料混合物も含めた圧縮ストローク中にシリンダ内の温度を制御する冷却対策の結果、従来エンジンより高圧縮比が可能となる。本開示のエンジンの有効圧縮比は、１３：１より大であるが、より好ましくは、有効圧縮比は１５：１より大きく、２０：１より大きく、２５：１より大きく、又は３０：１より大きく、４０：１まで高くすることができる。より高い圧縮比が上記装置及び方法により得られるため、エンジンが達成可能な高圧縮比は、従来エンジンよりも幾分か効率的である。オットー・サイクル（又は、圧縮点火エンジンの場合はディーゼル・サイクル）によれば、理論上、より高い圧縮率は、より大きな熱効率をもたらす。

エンジンが使用する燃料は、天然ガス、メタン、エタン、ｎ−プロパン又はイソプロパンなどの低級アルカン、低級アルキルアルデヒド又は低級アルキルケトン、又はそれらの混合物であってよく、低級アルキルは１〜６個の炭素原子を有するもの（例えば、アセトン）である。あるいは、燃料は、任意でアルコール、例えばエタノール、と混合されたガソリンであってもよい。他の炭化水素をエンジンの燃料として使用してもよく、例えば、その他のＣ４〜Ｃ１５アルカン又はそれらの混合物、ディーゼル（灯油）燃料がある。ガソリン及び低級アルカン燃料は、通常、火花点火が必要になる可能性が高い。ディーゼル燃料は圧縮点火されるものであり、エンジンは、ディーゼル状燃料をベースとした燃料混合物使用してもよく、例えば、ディーゼル、バイオディーゼル、灯油、ＪＰ−８、ＪＰ−Ａ及びその他のケロシン系燃料がある。いずれの種類の燃料及び点火方法も、上述の実施形態に適応できる。一実施形態において、燃料は、天然ガスとディーゼル状燃料の混合物であってもよく、この場合の点火は、ディーゼル状燃料の圧縮によるが、充填される大部分は天然ガスである。

エンジンの点火は、スパークプラグ、圧縮点火又はその組み合わせ、又はプラズマ放電又はレーザなどの別の手段による。火花点火の場合のタイミングは、燃料、空燃比、及び噴射される液状水の量、又はその組合せに応じて変化させてもよい。充填燃料全体が瞬時に点火されるわけではないため、点火のタイミングは、上死点前に開始されるように調節されている。一旦点火された後の燃焼工程は、点火で形成された火炎前面がシリンダを通って移動するため、時間を要する。このため、点火は開始した後でも、上死点で又はその若干後に燃焼による圧力が確実に最大となるように、（例えば、コンピュータ・システムの制御下で）調節される。火花点火エンジンでは、「点火進角」（スパークのタイミング）を調節して点火時期を最適化し、効率を最大化する。本明細書に記載の希薄燃料混合物と高圧縮率で動作するエンジンは、燃料をより十分でより均一に混合するためと燃焼室が小さいことから、燃焼による最大圧力が従来の低圧縮比のエンジンよりも早く達成されるように、点火進角が小さくなくてはならない場合がある。

本発明のエンジンでは水冷却を行うため、火花点火が行われない圧縮エンジンでは、通常、シリンダ内に燃料を噴射するタイミングの調整が必要となる。従って、より高いλ値で、より低い内部温度と同一視できるより多くの水噴射を行いながら、本明細書に記載のコンピュータ制御システムは、適切なタイミングで点火して燃焼を完了するため、圧縮ストロークの前半に圧縮エンジンにディーゼル状燃料を噴射するように操作される。

図８は、図２〜７のエンジンで用いることができるセンサ制御システム１００を更に示す。センサ制御システム１００は、関連するメモリ記憶装置に格納されたプログラムの制御下で動作するエンジン制御装置又はＥＣＵ（例えば、マイクロプロセッサ、プログラマブル論理制御装置又はマイクロコントローラ）などの制御デバイス１０５によって、エンジンの動作を動的に制御する。エンジン制御にはセンサ装置が用いられ、吸気口における空気質量を測定するためのＭＡＦ（ＭａｓｓＡｉｒＦｌｏｗ：空気流量）センサ、例えば、シリンダヘッド及び／又は空気吸入口又はその中のＩＡＴ（ＩｎｔａｋｅＡｉｒＴｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ：吸気温度）センサ、例えば、排気マニホルド内にあるＥＧＴ（ＥｘｈａｕｓｔＧａｓＴｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ：排気温度）センサ、吸気／排気マニホルド又はその中のＭＡＰ（ＭａｎｉｆｏｌｄＡｂｓｏｌｕｔｅＰｒｅｓｓｕｒｅ：マニホルド絶対圧力）センサ、又はそれらの任意の組み合わせが含まれるが、これらに限定されない。センサ装置は、制御デバイス１０５と結合され通信する。制御デバイス１０５は、多様なエンジン温度及び圧力測定結果と、これに加えエンジン負荷、又は外気の温度及び圧力などのその他の関連データに応じてエンジンパラメータをプログラム可能に制御及び調整する信号を制御送信するマイクロプロセッサを備えたコンピュータであってもよい。

例えば、エンジン運転パラメータは、エンジンの動力／速度の出力要件（例えば、エンジン負荷）や冷却温度目標に応じて動的に調整されてもよく、プログラムされたマイクロプロセッサ又はプログラマブル論理制御装置１０５が、例えば、エンジン回転数及び１つ以上のエンジン運転状態によって示される推力設定（負荷）１１３に応答する。例えば、エンジン運転状態を示すメッセージや情報は、センサ装置により絶えず感知され、プログラマブル論理制御装置１０５に入力されるシリンダの第１の温度Ｔ１の値、排気マニホルドにおけるシリンダの第２の温度Ｔ２、ピストン及びシリンダの圧力Ｐを含むがこれらに限定されないリアルタイムの値を伝え、次のサイクルでのエンジン運転のためのパラメータ、例えば、吸気弁及び／又は燃料噴射器を制御するためパラメータ及び水噴射器／可変ポンプを制御するためのパラメータを決定する。

本明細書に記載するように、噴射水の量は、シリンダ内の周囲空気中に水蒸気の飽和点で存在する水の量よりも多い量である。この量は、当業者によって決定できる。熱力学の標準教本には、湿潤空気の章／項が含まれている。飽和蒸気質量は、理想気体の法則と飽和蒸気表を用いて概算することができる。

水蒸気量は、分圧と温度の制限により制約される。露点温度と相対湿度は、水循環において水が蒸発する過程の指針となる。結露と蒸発のバランスが、水蒸気分圧と呼ばれる量となる。

空気中の水蒸気の最大分圧（飽和圧力）は、空気及び水蒸気混合物の温度によって変化する。この量を求めるためには多様な実験式があり、最もよく使われる参照式は、ゴフ−グラッチ（Ｇｏｆｆ−Ｇｒａｔｃｈ）の式である。

ここで、湿潤空気の温度Ｔの単位はケルビンであり、水の分圧「ｐ」の単位はミリバール（ヘクトパスカル）である。したがって、多様な温度における空気が完全飽和している場合の水の分圧は、この式を用いて決定することができる。噴射量は、この式によって算出される量「ｐ」よりも大きい。例えば、１０１．３３キロパスカルで２０℃の空気は、化学量論的燃料質量の約６．８％と比べ、蒸気質量が最大で約１．５％である。２５℃では、約２％である。一実施形態においては、例えば、噴射水の量は、周囲温度約２５℃の水蒸気飽和空気が含む水蒸気量の約１．０５〜約１０倍の範囲である。したがって、上記に示すような式から計算される「ｐ」の値が何であれ、本実施形態では、水蒸気の噴射量は、その値の約１．０５〜約１０倍である。そして、この量は、モル数を決定することにより加えるべき液状水の量に換算することができ、この蒸気中の量は、理想気体の法則の状態方程式ＰＶ＝ｎＲＴで表され、Ｐは添加される水の分圧であり、Ｖはシリンダの容積であり、Ｔはケルビン温度であり、Ｒは理想気体定数であり、ｎはモル数である。水はモル当たり１８グラムの分子量を有するので、算出された水のモル数に基づき、グラム単位の水として噴射水の量を算出することができる。水は約１ｇｍ／ｍＬの密度を有するため、加える液状水の量をミリリットルで計算することができる。

本明細書で上述したように、エンジン内で噴射される水の最適量は、例えば、１つ以上の等価表を用いてＥＣＵ（エンジン制御装置）によって計算される。等価表は、異なる運転条件下でどのくらいの水をエンジンに噴射するかに関する情報を含む。等価表の一例としては、「水噴射量に対する吸気温度（ＩＡＴ）の乗数」がある。これは、電子制御エンジンが有する「点火時期遅延に対するＩＡＴの乗数」の表に非常に類似しており、吸気温度の上昇とともに点火時期を遅らせて異常燃焼を抑制するが、この場合、エンジン回転数、負荷、温度、圧力、燃料などの各種パラメータを考慮に入れて、高温の吸気の冷却要求が高まることを計算に入れるため、ＩＡＴの上昇とともに増加する小さい正数を水の噴射量に乗じることは除かれる。ノッキング発生の傾向に影響を与える他の要因には、ＥＣＵ内にそれ用の特性の増加を示す表があり、点火時期を遅らせ、燃料を増加し、水の量を増加／減少させてこれに対応する。主要な水噴射用等価表は、水、燃料の量及びエンジン負荷を相互に関連づける。

水噴射用等価表は、ほとんどの運転条件下での水の最適量を確認できるように、多様な速度及び負荷で噴射スイープ（一定速度及び負荷でエンジンを保ち、水噴射量を０〜１００％で変化させること）を行う実験に基づき生成される。データは試験結果の間で補間され、実際のテストポイント間にあるポイントの完全なマトリクスが作成されるので、エンジンが多様な負荷や速度で動作した際、ＥＣＵは、最適に動作し続けるためにどれだけの水を噴射する必要があるかを正確に検知する。

より具体的には、エンジンサイクル毎の各ピストンへの噴射水の最適量を決定するための方法２００を図９に記載する。図９の２１０は、例えば、エンジン回転数や負荷を含む現行のエンジン運転状態を判断する制御装置を示している。その後、２１５で、例えば、ＭＡＦ、又は空気量を決定するために吸気圧（ＭａｎｉｆｏｌｄＰｒｅｓｓｕｒｅ：ＭＡＰ）とエンジン回転数とを相互に関連付ける等価表（図示せず）から、空気流量（エンジンに流入する空気の質量）を決定することができる。あるいは、空気流量は、ＭＡＦをエンジン速度と吸気温度に関連付ける表から決定できる。この決定した空気流量値から、２２０において、燃料の量が所望の空燃（空気／燃料）比を考慮して算出される。

その後、２２５に進み、決定された燃料質量に基づき、等価ルックアップテーブルを使って噴射する基本水噴射量が決定される。本明細書に記載する基本水噴射量は、上述したように、シリンダ内の周囲空気中に水蒸気の飽和点で存在する水の量よりも多い水噴射量である。水噴射量を算出する方法の例は、上述されている。

続いて、図９の２３０において、現時点の吸気温度値センサの数値が与えられると、制御装置は等価表（図示せず）を検索し、投入水の乗数調整を決定する。乗算値は、実験に基づき決定されて等価表中に設けられており、現時点の吸気温度値センサの数値が与えられると、基本噴射量を実時間で調整（例えば、一定の液状水の追加又は除去）する。同様に、２３５において、現時点のマニホルド絶対圧力値センサの数値が与えられると、制御装置は等価表（図示せず）を検索し、投入水の乗数調整を決定する。乗算値は、実験に基づき定されて等価表中に設けられており、現時点のマニホルド絶対圧力値センサの数値が与えられると、基本噴射量を実時間で調整（例えば、一定の液状水の追加又は除去）する。等価表の検索は、感知された他のパラメータ、例えば、排気温度センサ値に基づいて、サイクル毎に水噴射量を調整するために追加で行われてもよいと理解される。

続いて、図９の２４０において、２２５で得られた基本水噴射量値に各乗数調整を行うことで、最終調整された水噴射量値が算出される。そして、２４５において、制御装置は、更なる水等価チャート（図示せず）を参照し、最終調整された量の（ポート又はシリンダ）噴射用の液状水がサイクルの残りの部分で供給されるように、トリガ（タイミング）と水噴射装置の開放までの滞留時間を決定する。

すなわち、図８に戻って参照すると、一実施形態においては、１つ以上の等価表１２０に記憶された所定の情報１２１を用いて、論理制御装置１０５は制御パラメータ１２５を算出し、液状水の噴射量などのエンジン出力条件を達成する。本明細書に記載の実施形態によれば、これらの変形例は、燃料噴射器の動作（例えば、滞留時間）を制御するための制御装置通信メッセージ１４０と、液状水噴射のタイミングと液状水噴射量（体積）（上死点前）を制御する通信メッセージ１４０により達成される。エンジンのサイクル毎に、感知された現時点の状態値、それに応じた現時点の温度及び圧力の測定値や他の変数、例えば、周囲温度などの環境条件が与えられると、制御装置１０５は、空気及び燃料の噴射量とタイミングを変更するための制御メッセージ１４０と、圧縮ストローク中にシリンダでの火花点火（進角）のタイミングと関連して液状水噴射量（ポート噴射又はシリンダ内への直接噴射にかかわらず）を制御する制御メッセージ１３０を送信することによりシステムの動作を調整し、本明細書に記載されるように効率、圧縮及び冷却を最大とする。

任意の特定のエンジン運転サイクルでのエンジン動作の監視及び制御は、安定的に適切なクランク軸角度で確実に点火及び水噴射されるように、前のサイクル（前の数サイクルの平均時間も含む）中の動作に基づいて調整してもよいと理解される。

その他の利点として、内燃エンジンの燃焼室内の液状水は内部温度を下げ、それがノッキングすることのない高圧縮エンジンの動作を可能にし、よって、より高圧縮及びより効率的なエンジンで低オクタン燃料を使用できるようになる。内部温度がより低くなることで、内部温度の上昇とともに増加するＮＯｘ排出を回避及び／又は削減することもできる。また、本明細書に記載のエンジンは、従来エンジンよりも一酸化炭素発生量が少ない。

本明細書において、各シリンダの上死点（ＴＤＣ）は、シリンダ内でクランク軸から最も離れた位置としてのピストンの位置に相当する。度数法で測った場合の、ピストンがその圧縮ストロークの上死点（ＴＤＣ）にあるときのクランク角（シリンダ内で移動するピストンに対するエンジンのクランク軸の位置をいう）は、クランク軸角ゼロ度である。本明細書において、各シリンダの下死点（ＢＤＣ）は、クランク軸に最も近いピストンの位置に相当する。ピストンがその圧縮ストロークの下死点（ＴＤＣ）にあるときの度数法で測った場合のクランク角は、クランク軸角１８０度である。

特に指定しない限り、本明細書で使用される温度は、摂氏（℃）である。

本明細書でいう「周囲」とは、エネルギー貯蔵システム外の温度及び圧力の条件として定義され、例えば、約２５℃で１気圧である。

本明細書で使用する「炭化水素燃料」という用語は、大部分が炭化水素（８０重量％を超えるの炭化水素）からなる燃料をいうが、アルコール、例えば、エタノール、などの他の添加剤を追加で含んでもよい。

本明細書においては、複数形は単数形を含意し、その逆もまた同様に、単数形は複数形を含意する。

以下の非限定的な実施例を、例として示す。

（実施例１）
図１０は、水噴射を伴った過給空気噴射圧における、多様なエンジン負荷でのエンジン運転効率のプロットを示す。本明細書において、運転効率は、空気／燃料と投入された噴射水に基づいて算出した。試験用エンジンは、改造したヤンマー単気筒ディーゼル・エンジンＬ１００であり、ボア×ストロークが８６ｍｍ×７５ｍｍの５ＫＷ発電機に接続され、排気量が４３５ｃｃであり、エンジン圧縮比が１９：１であった。エンジンは、内部冷却が容易に観察できるように、空気の流れを遮断する着脱可能なプレートを取り付けて改造した。水噴射装置（例えば、８０ｐｓｉで水を噴射するように構成された市販の燃料噴射器）及び圧力及び温度計器の装着用に多様な位置にドリルで追加の穴を開けた。指定された圧力、例えば、５ｐｓｉ（ポンド／平方インチ）、１０ｐｓｉ及び１５ｐｓｉで、スーパーチャージャを使って空気を噴射した。水噴射は、上死点前３００°、３ミリ秒間ｋ８０ｐｓｉでポート噴射した。エンジン速度は、約３６００ｒｐｍであった。

ここに示す電気出力は、多様な運転パラメータでのエンジン効率を直接測定したものである。効率は、測定した電気出力を噴射燃料の熱エネルギー含量（燃焼熱）で割って算出した。燃料は、超低硫黄ディーゼル（ＵＬＳＤ）であった。特に、図１０は、多様なエンジン負荷及び３種類の異なる過給空気噴射圧におけるエンジンの電気効率を示している。表１は、図１０に描かれた基礎データを、燃料に対する水の比率（重量比）とλ（燃料に対する空気の比）と共に示す。表１及び図１０の最も効率的なデータポイントは過給空気噴射圧１５ｐｓｉ及びエンジン負荷５０３７ワットであり、電気効率が５５．３であった。水／燃料比は１．５であり、比率が１５０％ｗ／ｗであったことを意味する。この実験のλは、４．４６であった。

表１：図１０に示す水噴射と過給を行った試験用エンジンのデータ

図１０は、１０及び１５ｐｓｉの空気圧で内部冷却を行ったとき、４ＫＷのエンジン負荷まで効率が着実に増加することを示している。１５ｐｓｉでは、最大効率の５５％まで出力が更に増加する。

（実施例２）
図１１及び表２は、多様なエンジン負荷及び過給空気噴射圧１０ｐｓｉでのエンジンの電気効率を示し、水噴射有りの内部冷却と水噴射無しの空冷を比較している。水噴射は、上死点前３００°で３ミリ秒間８０ｐｓｉで行った。エンジン速度は、６０００ｒｐｍであった。表２に示すデータは、１０ｐｓｉでの空気噴射では、内部冷却に水噴射を用いることで効率が劇的に高まることを示している。４ＫＷのエンジン負荷では、効率が３２から４６％まで増加する。表２は、図１１に描かれた基礎データを、水／燃料比とλ（燃料に対する空気の比）と共に示す。

表２：多様なエンジン負荷及び一定の空気圧で水噴射行った場合及び行わなかった場合の試験用エンジンのデータ（図１１）

本明細書に記載のエンジンは、その精神及び基本的な特徴から逸脱することなく種々の形態で実施することができ、上記実施形態は、特別の定めのない限り前述した説明の詳細のいずれかによって限定されるものではないと理解され、添付の特許請求の範囲に定義されるように、その精神及び範囲内で広く解釈されるべきである。したがって、特許請求の範囲又境界、又はかかる範囲又境界の等価物の範囲内の全ての変更及び変形は、添付の特許請求の範囲によって包含されるものとする。

Claims

少なくとも１本のシリンダとその内部の往復動ピストンと、
少なくとも１つの吸気弁と、
少なくとも１つの排気弁と、
少なくとも１つの燃料噴射器を有する燃料処理装置を備え、
給水源に接続され、圧縮ストローク中に前記ピストンの上死点（ＴＤＣ）前約１８０°〜約３０°間の任意の時点で、前記シリンダ内の周囲空気中に水蒸気の飽和点で存在する水の量より多い量の液状水をシリンダ内に噴射する水噴射器を含み、
前記少なくとも１本のシリンダに供給される空気と燃料の比は化学量論比よりも大きく、エンジンの有効圧縮比が約１３：１より大であることを特徴とする、炭化水素を燃料とした内燃エンジン。
前記燃料又は水又はその両方は、前記シリンダ内に直接噴射される請求項１記載のエンジン。
前記燃料又は水又はその両方は、前記少なくとも１つの吸気弁と流体連通する吸気マニホルド内にポート噴射される請求項１記載のエンジン。
１エンジンサイクルで噴射される水の量は、周囲温度約２５℃のエンジン吸気口での水蒸気飽和空気が含む水蒸気量の約１．０５〜約１０倍である請求項１記載のエンジン。
１エンジンサイクルで噴射される水の量は、前記エンジンシリンダに噴射される燃料の量の約２０％ｗ／ｗ〜約８００％ｗ／ｗである請求項１記載のエンジン。
１エンジンサイクルで噴射される液状水の量は、前記エンジンシリンダに噴射される燃料の量の約４０％ｗ／ｗ〜約４００％ｗ／ｗである請求項１記載のエンジン。
１エンジンサイクルで噴射される液状水の量は、前記エンジンシリンダに噴射される燃料の量の約５０％ｗ／ｗ〜約３００％ｗ／ｗである請求項１記載のエンジン。
１エンジンサイクルで噴射される液状水の量は、前記エンジンシリンダに噴射される燃料の量の約６０％ｗ／ｗ〜約２００％ｗ／ｗである請求項１記載のエンジン。
前記シリンダ内の燃焼に際し点火を行うためのスパークプラグ、グロープラグ、プラズマ点火器又はレーザ点火装置を更に備えた請求項１記載のエンジン。
前記燃料の圧縮点火を更に含む請求項１記載のエンジン。
有効圧縮比が約１５：１よりも大きいことを更に含む請求項１記載のエンジン。
有効圧縮比が約２０：１よりも大きいことを更に含む請求項１記載のエンジン。
有効圧縮比が約２５：１よりも大きいことを更に含む請求項１記載のエンジン。
有効圧縮比が約３５：１よりも大きいことを更に含む請求項１記載のエンジン。
前記シリンダ内の温度センサ、前記排気マニホルド内の温度センサ、前記吸気マニホルド内の温度センサ、前記シリンダ内の圧力センサ、又はこれらの組み合わせを更に含み、
前記センサ又は前記センサの組み合わせは、感知した温度及び圧力のセンサ値を受信し、前記少なくとも１本のシリンダに供給される噴射水の量と空燃比を調節する制御装置に接続される請求項１記載のエンジン。
前記液状水の少なくとも一部は、ＴＤＣ前約１８０°〜約３０°の間で噴射される請求項１記載のエンジン。
前記液状水の前記少なくとも一部は、ＴＤＣ前約９０°〜約６０°の間で噴射される請求項１６記載のエンジン。
前記液状水は、連続流として、間欠噴射として、又は噴霧としてとして前記シリンダ内に直接噴射され、前記噴霧は微細に又は粗く霧状化される請求項１記載のエンジン。
前記液状水は、前記吸気マニホルドのポート内に噴霧としてポート噴射され、前記噴霧は微細に又は粗く霧状化される請求項３記載のエンジン。
前記液状水は、ＴＤＣ前約３００°〜約１８０°の間で前記吸気マニホルド内にポート噴射される請求項３記載のエンジン。
前記液状水は、噴射水が約４０℃〜約８０℃の範囲の温度となるように、前記シリンダ内に直接噴射される前又は前記マニホルド内にポート噴射される前に加熱される請求項３記載のエンジン。
前記液状水は、噴射水が約５０℃を超える温度となるように、前記シリンダに直接噴射される前又は前記マニホルドにポート噴射される前に加熱される請求項３記載のエンジン。
前記液状水は、噴射水が約６０℃を超える温度となるように、前記シリンダに直接噴霧される前又は前記マニホルドにポート噴射される前に加熱される請求項３記載のエンジン。
前記液状水は、噴射水が約８０℃を超える温度となるように、前記シリンダに直接噴霧される前又は前記マニホルドにポート噴射される前に加熱される請求項３記載のエンジン。
前記エンジンは、空冷される請求項１記載のエンジン。
前記エンジンは１７５℃以下の内部温度で動作し、前記エンジンは外部冷却手段を必要としない請求項１記載のエンジン。
前記エンジンは約８５℃〜約１７５℃の範囲の外部温度で動作し、前記エンジンは外部冷却手段を必要としない請求項１記載のエンジン。
前記エンジンは約８５℃〜約１００℃の範囲の外部温度で動作し、前記エンジンは外部冷却手段を必要としない請求項１記載のエンジン。
前記エンジンは約８５℃〜約１２０℃の範囲の外部温度で動作する請求項１記載のエンジン。
前記エンジンは約８５℃〜約１４０℃の範囲の外部温度で動作する請求項１記載のエンジン。
前記エンジンは約８５℃〜約１５０℃の範囲の外部温度で動作する請求項１記載のエンジン。
流体冷却剤を含むラジエータを更に備え、
前記エンジンで生じ前記冷却剤に放出される熱が、水噴射無しで動作するエンジンに比べて少なくとも２０％低減されるように、十分な量の液状水を前記シリンダ内に噴射する請求項１記載のエンジン。
前記排気マニホルド又はシリンダ又はその両方からの熱を伝達し、水、燃料及び流入空気を予熱する熱交換器を更に備えた請求項１記載のエンジン。
前記空気燃料混合物は、前記感知した温度及び圧力値と前記エンジンの出力要求に応じて加減される請求項１５記載のエンジン。
前記空燃比の空気燃料混合物は、前記シリンダ内への噴射前に、前記燃料と空気を混合して生成される請求項１記載のエンジン。
前記吸気マニホルド又はシリンダ内に強制的に送り込まれる空気の量を調整可能に加減するターボチャージャ又はスーパーチャージャを更に備えた請求項１記載のエンジン。
前記空燃比は、約１．２より大である請求項１記載のエンジン。
前記空燃比は、約１．５より大である請求項１記載のエンジン。
前記空燃比は、約４．０より大である請求項１記載のエンジン。
前記空燃比は、約６．０より大である請求項１記載のエンジン。
前記空燃比は、約１．２〜約８．０の範囲内で調節可能である請求項１記載のエンジン。
前記空燃比は、約２．５〜約５．５の範囲内で調節可能である請求項１記載のエンジン。
前記空燃比は、約３．５〜約５．０の範囲内で調節可能である請求項１記載のエンジン。
前記空気燃料混合物は、水噴射前に、約３０℃〜約８０℃の範囲の値に加熱される請求項１記載のエンジン。
前記空燃比の空気燃料混合物は、水噴射前に、約４０℃〜約８０℃の範囲の値に加熱される請求項１記載のエンジン。
前記空燃比の空気燃料混合物は、水噴射前に、約８０℃以上の値に加熱される請求項１記載のエンジン。
前記燃料は、天然ガス、メタン、エタン、ｎ−プロパン又はイソプロパン、又はその混合物である請求項１記載のエンジン。
前記燃料は、ガソリン、又はガソリンとアルコールのブレンド物から選ばれる請求項１記載のエンジン。
前記燃料混合物は、灯油、超低硫黄軽油（ＵＬＳＤ）、ＪＰＡ又はＪＰ８からなる群から選ばれるディーゼル状燃料がベースであり、前記エンジンは圧縮点火される請求項１記載のエンジン。
排気から水を抽出するための手段を有する水回収装置を更に備え、
回収された水は、エンジン用にリサイクルされる請求項１記載のエンジン。
少なくとも１本のシリンダとその内部の往復動ピストンと、
少なくとも１つの吸気弁を有する吸気マニホルドと、
排気マニホルドと流体連通する少なくとも１つの排気弁と、
少なくとも１つの燃料噴射器を有する燃料処理装置を備え、
給水源に接続され、圧縮ストローク中に前記ピストンのＴＤＣ前約３００°〜約１８０°間の任意の時点で、前記シリンダ内の周囲空気中に水蒸気の飽和点で存在する水の量より多い所定の量の液状水を前記吸気マニホルドのポート内に噴射する水噴射器を含み、
前記少なくとも１本のシリンダに供給される空気と燃料の比は化学量論比よりも大きく、エンジンの有効圧縮比が約１３：１より大である、炭化水素を燃料としたことを特徴とする内燃エンジン。
前記燃料又は水又はその両方は、前記少なくとも１つの吸気弁と流体連通する前記吸気マニホルド内にポート噴射される請求項５１記載のエンジン。
前記燃料は、前記シリンダ内に直接噴射される請求項５１記載のエンジン。
１エンジンサイクルで噴射される水の量は、周囲温度約２５℃のエンジン吸気口での水蒸気飽和空気が含む水蒸気量の約１．０５〜約１０倍である請求項５１記載のエンジン。
１エンジンサイクルで噴射される水の量は、前記エンジンシリンダに噴射される燃料の量の約２０％ｗ／ｗ〜約８００％ｗ／ｗである請求項５１記載のエンジン。
１エンジンサイクルで噴射される液状水の量は、前記エンジンシリンダに噴射される燃料の量の約４０％ｗ／ｗ〜約４００％ｗ／ｗである請求項５１記載のエンジン。
１エンジンサイクルで噴射される液状水の量は、前記エンジンシリンダに噴射される燃料の量の約５０％ｗ／ｗ〜約３００％ｗ／ｗである請求項５１記載のエンジン。
１エンジンサイクルで噴射される液状水の量は、前記エンジンシリンダに噴射される燃料の量の約６０％ｗ／ｗ〜約２００％ｗ／ｗである請求項５１記載のエンジン。
前記シリンダ内の燃焼に際し点火を行うためのスパークプラグ、グロープラグ、プラズマ点火器又はレーザ点火装置を更に備えた請求項５１記載のエンジン。
前記燃料の圧縮点火を更に含む請求項１記載のエンジン。
有効圧縮比が約１５：１よりも大きいことを更に含む請求項５１記載のエンジン。
有効圧縮比が約２０：１よりも大きいことを更に含む請求項５１記載のエンジン。
有効圧縮比が約２５：１よりも大きいことを更に含む請求項５１記載のエンジン。
有効圧縮比が約３５：１よりも大きいことを更に含む請求項５１記載のエンジン。
前記シリンダ内の温度センサ、前記排気マニホルド内の温度センサ、前記吸気マニホルド内の温度センサ、前記シリンダ内の圧力センサ、又はこれらの組み合わせを更に含み、
前記単一のセンサ又は複数のセンサは、感知した温度及び圧力のセンサ値を受信し、前記少なくとも１本のシリンダに供給される噴射水の量と空燃比を調節する制御装置に接続される請求項１記載のエンジン。
記液状水の少なくとも一部は、ＴＤＣ前約３００°〜約１８０°の範囲のタイミングで、前記吸気マニホルド内にポート噴射される請求項５１記載のエンジン。
給水源に接続され、前記シリンダ内に液状水を更に直接噴射する水噴射器を更に備え、
前記液状水の少なくとも一部は、ＴＤＣ前約１８０°〜約３０°の間で前記シリンダ内に直接噴射される請求項６６記載のエンジン。
前記液状水は、連続流として、間欠噴射として、又は噴霧としてとして前記シリンダ内に更に直接噴射され、前記噴霧は微細に又は粗く霧状化される請求項６７記載のエンジン。
前記液状水は、前記吸気マニホルドのポート内に噴霧として前記吸気マニホルドにポート噴射され、前記噴霧は微細に又は粗く霧状化される請求項５１記載のエンジン。
前記液状水は、噴射水が約４０℃〜約８０℃の範囲の温度となるように、前記マニホルド内にポート噴射される前又は前記シリンダ内に直接噴射される前に加熱される請求項６７記載のエンジン。
前記液状水は、噴射水が約８０℃を超える温度となるように、前記マニホルド内にポート噴射される前又は前記シリンダ内に直接噴射される前に加熱される請求項６７記載のエンジン。
前記エンジンは、空冷される請求項５１記載のエンジン。
前記エンジンは１７５℃以下の内部温度で動作し、前記エンジンは外部冷却手段を必要としない請求項５１記載のエンジン。
前記エンジンは約８５℃〜約１７５℃の範囲の外部温度で動作し、前記エンジンは外部冷却手段を必要としない請求項５１記載のエンジン。
流体冷却剤を含むラジエータを更に備え、
前記エンジンで生じ前記冷却剤に放出される熱が、水噴射無しで動作するエンジンに比べて少なくとも２０％低減されるように、十分な量の液状水を前記シリンダ内に噴射する請求項５１記載のエンジン。
前記排気マニホルド又はシリンダ又はその両方からの熱を伝達し、水、燃料及び流入空気を予熱する熱交換器を更に備えた請求項５１記載のエンジン。
前記空気燃料混合物は、前記感知した温度及び圧力値と前記エンジンの出力要求に応じて加減される請求項６５記載のエンジン。
前記空燃比の空気燃料混合物は、前記ポート噴射前に、前記燃料と空気を混合して生成される請求項５２記載のエンジン。
前記吸気マニホルド又はシリンダ内に強制的に送り込まれる空気の量を調整可能に加減するターボチャージャ又はスーパーチャージャを更に備えた請求項５１記載のエンジン。
前記空燃比は、約１．２より大である請求項５１記載のエンジン。
前記空燃比は、約１．５より大である請求項５１記載のエンジン。
前記空燃比は、約４．０より大である請求項５１記載のエンジン。
前記空燃比は、約６．０より大である請求項５１記載のエンジン。
前記空燃比は、約１．２〜約８．０の範囲内で調節可能である請求項５１記載のエンジン。
前記空燃比は、約２．５〜約５．５の範囲内で調節可能である請求項５１記載のエンジン。
前記空燃比は、約３．５〜約５．０の範囲内で調節可能である請求項５１記載のエンジン。
前記空気燃料混合物は、水噴射前に、約３０℃〜約８０℃の範囲の値に加熱される請求項５１記載のエンジン。
前記空燃比の前記空気燃料混合物は、水噴射前に、約４０℃〜約８０℃の範囲の値に加熱される請求項５１記載のエンジン。
前記燃料は、天然ガス、メタン、エタン、ｎ−プロパン又はイソプロパン、又はその混合物である請求項５１記載のエンジン。
前記燃料は、ガソリン、又はガソリンとアルコールのブレンド物から選ばれる請求項５１記載のエンジン。
前記燃料混合物は、灯油、超低硫黄軽油（ＵＬＳＤ）又はＪＰ８からなる群から選ばれるディーゼル状燃料がベースであり、前記エンジンは圧縮点火される請求項５１記載のエンジン。
排気から水を抽出するための手段を有する水回収装置を更に備え、
回収された水は、エンジン用にリサイクルされる請求項５１記載のエンジン。
少なくとも１本のシリンダとその内部の往復動ピストンと、少なくとも１つの吸気弁と、少なくとも１つの排気弁と、少なくとも１つの燃料噴射器を有する燃料処理装置を備え、炭化水素を燃料とした内燃エンジンの各エンジンサイクルにおいて、
給水源に接続された水噴射器から、圧縮ストローク中に前記ピストンのＴＤＣ前約１８０°〜約３０°間の任意の時点で、前記シリンダ内の周囲空気中に水蒸気の飽和点で存在する水の量より多い量の液状水を前記シリンダ内に噴射する工程を含み、
前記少なくとも１本のシリンダに供給される空気と燃料の比は化学量論比よりも大きく、エンジンの有効圧縮比が約１３：１より大であることを特徴とする、内燃エンジンの運転方法。
前記燃料又は水又はその両方を前記シリンダ内に噴射する工程を更に含む請求項９３記載の方法。
前記燃料又は水又はその両方を、前記少なくとも１つの吸気弁と流体連通する吸気マニホルド内にポート噴射する工程を更に含む請求項９３記載の方法。
１エンジンサイクルで、周囲温度約２５℃のエンジン吸気口での水蒸気飽和空気が含む水蒸気量の約１．０５〜約１０倍の量の液状水を噴射する工程を更に含む請求項９３記載の方法。
１エンジンサイクルで、前記エンジンシリンダに噴射される燃料の量の約２０％ｗ／ｗ〜約８００％ｗ／ｗの量の液状水を噴射する工程を更に含む請求項９３記載の方法。
１エンジンサイクルで、前記エンジンシリンダに噴射される燃料の量の約４０％ｗ／ｗ〜約４００％ｗ／ｗの量の液状水を噴射する工程を更に含む請求項９３記載の方法。
１エンジンサイクルで、前記エンジンシリンダに噴射される燃料の量の約５０％ｗ／ｗ〜約３００％ｗ／ｗの量の液状水を噴射する工程を更に含む請求項９３記載の方法。
１エンジンサイクルで、前記エンジンシリンダに噴射される燃料の量の約６０％ｗ／ｗ〜約２００％ｗ／ｗの量の液状水を噴射する工程を更に含む請求項９３記載の方法。
前記エンジンは、前記燃料の圧縮点火を行う請求項９３記載の方法。
前記有効圧縮比が約１５：１より大である請求項９３記載の方法。
前記有効圧縮比が約２０：１より大である請求項９３記載の方法。
前記有効圧縮比が約２５：１より大である請求項９３記載の方法。
前記有効圧縮比が約３５：１より大である請求項９３記載の方法。
制御装置に接続され、前記シリンダ内にある温度センサを介して、前記シリンダ内の実時間温度値を感知する工程と、
制御装置に接続され、前記排気マニホルド内にある温度センサを介して、燃焼排気生成物の実時間温度値を感知する工程と、
制御装置に接続され、前記吸気マニホルド内にある温度センサを介して、前記吸気マニホルドの実時間温度値を感知する工程と、
制御装置に接続され、前記吸気マニホルド内にある圧力センサを介して、前記吸気マニホルド内の実時間圧力値を感知する工程と、
前記制御装置にて、前記温度及び圧力センサから１つ以上の実時間温度及び圧力値を受信する工程と、
これに応答して、前記少なくとも１本のシリンダに供給される噴射水の量と空燃比を、プログラムされた制御装置を介して調節する工程を更に含む請求項９３記載の方法。
前記液状水の少なくとも一部は、ＴＤＣ前約１８０°〜約３０°の範囲内のタイミングで噴射される請求項９３記載の方法。
前記液状水の前記少なくとも一部は、ＴＤＣ前約９０°〜約６０°の範囲内のタイミングで噴射される請求項１０７記載の方法。
前記液状水は、連続流として、間欠噴射として、又は噴霧としてとして前記シリンダ内に直接噴射され、前記噴霧は微細に又は粗く霧状化される請求項９３記載の方法。
ＴＤＣ前約３００°〜約１８０°の範囲内のタイミングで、前記液状水を前記吸気マニホルド内にポート噴射する工程を更に含む請求項９５記載の方法。
前記液状水は、前記吸気マニホルドのポート内に噴霧として前記吸気マニホルドにポート噴射され、前記噴霧は微細に又は粗く霧状化される請求項１１０記載の方法。
噴射水が約４０℃〜約８０℃の範囲の温度となるように、前記シリンダへの直接噴射前又は前記マニホルドへのポート噴射前に前記液状水を加熱する工程を更に含む請求項１１０記載の方法。
噴射水が約５０℃を超える温度となるように、前記シリンダへの直接噴射前又は前記マニホルドへのポート噴射前に前記液状水を加熱する工程を更に含む請求項１１０記載の方法。
噴射水が約６０℃を超える温度となるように、前記シリンダへの直接噴射前又は前記マニホルドへのポート噴射前に前記液状水を加熱する工程を更に含む請求項１１０記載の方法。
噴射水が約８０℃を超える温度となるように、前記シリンダへの直接噴射前又は前記マニホルドへのポート噴射前に前記液状水を加熱する工程を更に含む請求項１１０記載の方法。
前記エンジンは、空冷される請求項９３記載の方法。
１７５℃以下の内部温度で前記エンジンを動作させる工程を更に含み、前記エンジンは外部冷却手段を必要としない請求項９３記載の方法。
外部冷却手段を要することなく約８５℃〜約１７５℃の範囲の外部温度で前記エンジンを動作させる工程を更に含む請求項９３記載の方法。
外部冷却手段を要することなく約８５℃〜約１００℃の範囲の外部温度で前記エンジンを動作させる工程を更に含む請求項９３記載の方法。
約８５℃〜約１２０℃の範囲の外部温度で前記エンジンを動作させる工程を更に含む請求項９３記載の方法。
約８５℃〜約１４０℃の範囲の外部温度で前記エンジンを動作させる工程を更に含む請求項９３記載の方法。
約８５℃〜約１５０℃の範囲の外部温度で前記エンジンを動作させる工程を更に含む請求項９３記載の方法。
前記内燃エンジンは、流体冷却剤を含むラジエータを更に備え、前記方法は、前記エンジンで生じ前記冷却剤に放出される熱が、水噴射無しで動作するエンジンに比べて少なくとも２０％低減されるように、十分な量の液状水を前記シリンダ内に噴射する工程を更に含む請求項９３記載の方法。
前記内燃エンジンは、熱交換器を更に備え、前記方法は、前記排気マニホルド又はシリンダ又はその両方からの熱を伝達し、水、燃料及び流入空気を予熱する工程を更に含む請求項９３記載の方法。
前記感知した温度及び圧力値及び前記エンジンの出力要求に応じて前記空気燃料混合物を加減する工程を更に含む請求項１０６記載の方法。
前記シリンダ内への噴射前に、前記燃料と空気を混合して前記空燃比の前記空気燃料混合物を生成する工程を更に含む請求項９３記載の方法。
前記内燃エンジンは、ターボチャージャ又はスーパーチャージャを更に備え、前記方法は、前記吸気マニホルド又はシリンダ内に強制的に送り込まれる空気の量を調整可能に加減する工程を更に含む請求項９３記載の方法。
前記空燃比は、約１．２より大である請求項９３記載の方法。
前記空燃比は、約１．５より大である請求項９３記載の方法。
前記空燃比は、約４．０より大である請求項９３記載の方法。
前記空燃比は、約６．０より大である請求項９３記載の方法。
前記空燃比を、約１．２〜約８．０の範囲内で調節する工程を更に含む請求項９３記載の方法。
前記空燃比を、約２．５〜約５．５の範囲内で調節する工程を更に含む請求項９３記載の方法。
前記空燃比を、約３．５〜約５．０の範囲内で調節する工程を更に含む請求項９３記載の方法。
水噴射前に、前記空気燃料混合物を約３０℃〜約８０℃の範囲の値に加熱する工程を更に含む請求項９３記載の方法。
水噴射前に、前記空燃比の前記空気燃料混合物を約４０℃〜約８０℃の範囲の値に加熱する工程を更に含む請求項９３記載の方法。
水噴射前に、前記空燃比の前記空気燃料混合物を約８０℃以上の値に加熱する工程を更に含む請求項９３記載の方法。
少なくとも１本のシリンダとその内部の往復動ピストンと、少なくとも１つの吸気弁を有する吸気マニホルドと、排気マニホルドと流体連通する少なくとも１つの排気弁と、少なくとも１つの燃料噴射器を有する燃料処理装置を備え、炭化水素を燃料とした内燃エンジンの各エンジンサイクルにおいて、
給水源に接続された水噴射器から、圧縮ストローク中に前記ピストンのＴＤＣ前約３００°〜約１８０°間の任意の時点で、前記シリンダ内の周囲空気中に水蒸気の飽和点で存在する水の量より多い所定の量の液状水を前記吸気マニホルドのポート内に噴射する工程を含み、
前記少なくとも１本のシリンダに供給される空気と燃料の比は化学量論比よりも大きく、エンジンの有効圧縮比が約１３：１より大であることを特徴とする、内燃エンジンの運転方法。
前記燃料又は水又はその両方を、前記少なくとも１つの吸気弁と流体連通する前記吸気マニホルド内にポート噴射する工程を更に含む請求項１３８記載の方法。
前記シリンダ内に前記燃料を直接噴射する工程を更に含む請求項１３８記載の方法。
１エンジンサイクルで、周囲温度約２５℃のエンジン吸気口での水蒸気飽和空気が含む水蒸気量の約１．０５〜約１０倍の量の液状水を噴射する工程を更に含む請求項１３８記載の方法。
１エンジンサイクルで、前記エンジンシリンダに噴射される燃料の量の約２０％ｗ／ｗ〜約８００％ｗ／ｗの量の液状水を噴射する工程を更に含む請求項１３８記載の方法。
１エンジンサイクルで、前記エンジンシリンダに噴射される燃料の量の約４０％ｗ／ｗ〜約４００％ｗ／ｗの量の液状水を噴射する工程を更に含む請求項１３８記載の方法。
１エンジンサイクルで、前記エンジンシリンダに噴射される燃料の量の約５０％ｗ／ｗ〜約３００％ｗ／ｗの量の液状水を噴射する工程を更に含む請求項１３８記載の方法。
１エンジンサイクルで、前記エンジンシリンダに噴射される燃料の量の約６０％ｗ／ｗ〜約２００％ｗ／ｗの量の液状水を噴射する工程を更に含む請求項１３８記載の方法。
前記エンジンは、前記燃料の圧縮点火を行う請求項１３８記載の方法。
前記有効圧縮比が約１５：１より大である請求項１３８記載の方法。
前記有効圧縮比が約２０：１より大である請求項１３８記載の方法。
前記有効圧縮比が約２５：１より大である請求項１３８記載の方法。
前記有効圧縮比が約３５：１より大である請求項１３８記載の方法。
制御装置に接続され、前記シリンダ内にある温度センサを介して、前記シリンダ内の実時間温度値を感知する工程と、
制御装置に接続され、前記排気マニホルド内にある温度センサを介して、燃焼排気生成物の実時間温度値を感知する工程と、
制御装置に接続され、前記吸気マニホルド内にある温度センサを介して、前記吸気マニホルドの実時間温度値を感知する工程と、
制御装置に接続され、前記吸気マニホルド内にある圧力センサを介して、前記吸気マニホルド内の実時間圧力値を感知する工程と、
前記制御装置にて、前記温度及び圧力センサから１つ以上の実時間温度及び圧力値を受信する工程と、
これに応答して、前記少なくとも１本のシリンダに供給される噴射水の量と空燃比を、プログラムされた制御装置を介して調節する工程を更に含む請求項１３８記載の方法。
前記液状水の少なくとも一部は、ＴＤＣ前約３００°〜約１８０°の間で前記吸気マニホルド内にポート噴射される請求項１３８記載の方法。
前記エンジンは、給水源に接続されて、前記シリンダ内に液状水を更に直接噴射するための水噴射器を更に備え、前記液状水の少なくとも一部は、ＴＤＣ前約１８０°〜約３０°の間で前記シリンダ内に直接噴射される請求項１５２記載の方法。
前記液状水の少なくとも一部は、ＴＤＣ前約９０°〜約６０°の間で前記シリンダ内に直接噴射される請求項１５３記載の方法。
前記液状水を連続流として、間欠噴射として、又は噴霧としてとして前記シリンダ内に直接噴射する工程を更に含み、
前記噴霧は微細に又は粗く霧状化される請求項１５３記載の方法。
前記液状水は、前記吸気マニホルドのポート内に噴霧として前記吸気マニホルドにポート噴射され、前記噴霧は微細に又は粗く霧状化される請求項１３８記載の方法。
噴射水が約４０℃〜約８０℃の範囲の温度となるように、前記シリンダへの直接噴射前又は前記吸マニホルドへのポート噴射前に前記液状水を加熱する工程を更に含む請求項１３８記載の方法。
噴射水が約５０℃を超える温度となるように、前記シリンダへの直接噴射前又は前記マニホルドへのポート噴射前に前記液状水を加熱する工程を更に含む請求項１５３記載の方法。
噴射水が約６０℃を超える温度となるように、前記シリンダへの直接噴射前又は前記マニホルドへのポート噴射前に前記液状水を加熱する工程を更に含む請求項１５３記載の方法。
噴射水が約８０℃を超える温度となるように、前記シリンダへの直接噴射前又は前記マニホルドへのポート噴射前に前記液状水を加熱する工程を更に含む請求項１５３記載の方法。
前記エンジンは、空冷される請求項１３８記載の方法。
外部冷却手段を要することなく１７５℃以下の内部温度で前記エンジンを動作させる工程を更に含む請求項１３８記載の方法。
外部冷却手段を要することなく約８５℃〜約１７５℃の範囲の外部温度で前記エンジンを動作させる工程を更に含む請求項１３８記載の方法。
約８５℃〜約１００℃の範囲の外部温度で前記エンジンを動作させる工程を更に含み、前記エンジンは外部冷却手段を必要としない請求項１３８記載の方法。
約８５℃〜約１２０℃の範囲の外部温度で前記エンジンを動作させる工程を更に含む請求項１３８記載の方法。
約８５℃〜約１４０℃の範囲の外部温度で前記エンジンを動作させる工程を更に含む請求項１３８記載の方法。
約８５℃〜約１５０℃の範囲の外部温度で前記エンジンを動作させる工程を更に含む請求項１３８記載の方法。
前記内燃エンジンは、流体冷却剤を含むラジエータを更に備え、前記方法は、前記エンジンで生じ前記冷却剤に放出される熱が、水噴射無しで動作するエンジンに比べて少なくとも２０％低減されるように、十分な量の液状水を前記吸気マニホルドのポート内に噴射する工程を更に含む請求項１３８記載の方法。
前記内燃エンジンは、熱交換器を更に備え、前記方法は、前記排気マニホルド又はシリンダ又はその両方からの熱を伝達し、水、燃料及び流入空気を予熱する工程を更に含む請求項１３８記載の方法。
前記感知した温度及び圧力値及び前記エンジンの出力要求に応じて前記空気燃料混合物を加減する工程を更に含む請求項１５１記載の方法。
前記シリンダ内への噴射前に、前記燃料と空気を混合して前記空燃比の前記空気燃料混合物を生成する工程を更に含む請求項１３８記載の方法。
前記内燃エンジンは、ターボチャージャ又はスーパーチャージャを更に備え、前記方法は、前記吸気マニホルド又はシリンダ内に強制的に送り込まれる空気の量を調整可能に加減する工程を更に含む請求項１３８記載の方法。
前記空燃比は、約１．２より大である請求項１３８記載の方法。
前記空燃比は、約１．５より大である請求項１３８記載の方法。
前記空燃比は、約４．０より大である請求項１３８記載の方法。
前記空燃比は、約６．０より大である請求項１３８記載の方法。
前記空燃比を、約１．２〜約８．０の範囲内で調節する工程を更に含む請求項１３８記載の方法。
前記空燃比を、約２．５〜約５．５の範囲内で調節する工程を更に含む請求項１３８記載の方法。
前記空燃比を、約３．５〜約５．０の範囲内で調節する工程を更に含む請求項１３８記載の方法。
水噴射前に、前記空気燃料混合物を約３０℃〜約８０℃の範囲の値に加熱する工程を更に含む請求項１３８記載の方法。
水噴射前に、前記空燃比の前記空気燃料混合物を約４０℃〜約８０℃の範囲の値に加熱する工程を更に含む請求項１３８記載の方法。
水噴射前に、前記空燃比の前記空気燃料混合物を約８０℃以上の値に加熱する工程を更に含む請求項１３８記載の方法。
前記液状水は、メタノール、エタノール又はイソプロパノールから選ばれるアルコールと混合されて液状の水−アルコール混合物を形成し、前記液状の水−アルコール混合物の割合は約０％〜約５０重量％の範囲である請求項１〜９２のいずれか１項に記載のエンジン。
前記液状水は、メタノール、エタノール又はイソプロパノールから選ばれるアルコールと混合されて液状の水−アルコール混合物を形成し、前記液状の水−アルコール混合物の割合は約０％〜約５０重量％の範囲である請求項９３〜１８２のいずれか１項に記載の方法。
少なくとも１本のシリンダとその内部の往復動ピストンと、
少なくとも１つの吸気弁を有する吸気マニホルドと、
排気マニホルドと流体連通する少なくとも１つの排気弁と、
少なくとも１つの燃料噴射器を有する燃料処理装置を備え、
給水源に接続され、圧縮ストローク中に前記ピストンのＴＤＣ前約３００°〜約３０°間の任意の時点で、前記シリンダ内の周囲空気中に水蒸気の飽和点で存在する水の量より多い所定の量の液状水を前記シリンダ内に噴射する水噴射器と、
前記排気マニホルド又はシリンダ又はその両方からの熱を伝達し、水、燃料及び流入空気を予熱する熱交換器を含み、
前記少なくとも１本のシリンダに供給される空気と燃料の比は化学量論比よりも大きく、エンジンの有効圧縮比が約１３：１より大であることを特徴とする、炭化水素を燃料とした内燃エンジン。
少なくとも１本のシリンダとその内部の往復動ピストンと、
少なくとも１つの吸気弁を有する吸気マニホルドと、
排気マニホルドと流体連通する少なくとも１つの排気弁と、
少なくとも１つの燃料噴射器を有する燃料処理装置を備え、
給水源に接続され、圧縮ストローク中に前記ピストンのＴＤＣ前約３００°〜約３０°間の任意の時点で、前記シリンダ内の周囲空気中に水蒸気の飽和点で存在する水の量より多い所定の量の液状水を前記シリンダ内に噴射する水噴射器と、
前記吸気マニホルド又はシリンダ内に強制的に送り込まれる空気の量を調整可能に加減するターボチャージャ又はスーパーチャージャを含み、
前記少なくとも１本のシリンダに供給される空気と燃料の比は化学量論比よりも大きく、エンジンの有効圧縮比が約１３：１より大であることを特徴とする、炭化水素を燃料とした内燃エンジン。
少なくとも１本のシリンダとその内部の往復動ピストンと、
少なくとも１つの吸気弁を有する吸気マニホルドと、
排気マニホルドと流体連通する少なくとも１つの排気弁と、
少なくとも１つの燃料噴射器を有する燃料処理装置を備え、
給水源に接続され、圧縮ストローク中に前記ピストンのＴＤＣ前約３００°〜約３０°間の任意の時点で、前記シリンダ内の周囲空気中に水蒸気の飽和点で存在する水の量より多い所定の量の液状水を前記シリンダ内に噴射する水噴射器と、
前記吸気マニホルド又はシリンダ内に強制的に送り込まれる空気の量を調整可能に加減するターボチャージャ又はスーパーチャージャを含み、
前記少なくとも１本のシリンダに供給される空気と燃料の比は化学量論比よりも大きく、エンジンの有効圧縮比が約１３：１より大であることを特徴とする、炭化水素を燃料とした内燃エンジン。
少なくとも１本のシリンダとその内部の往復動ピストンと、
少なくとも１つの吸気弁を有する吸気マニホルドと、
排気マニホルドと流体連通する少なくとも１つの排気弁と、
少なくとも１つの燃料噴射器を有する燃料処理装置を備え、
給水源に接続され、圧縮ストローク中に前記ピストンのＴＤＣ前約３００°〜約３０°間の任意の時点で、前記シリンダ内の周囲空気中に水蒸気の飽和点で存在する水の量より多い所定の量の液状水を前記シリンダ内に噴射する水噴射器と、
前記吸気マニホルド又はシリンダ内に強制的に送り込まれる空気の量を調整可能に加減するターボチャージャ又はスーパーチャージャと、
前記シリンダ内の温度センサ、前記排気マニホルド内の温度センサ、前記吸気マニホルド内の温度センサ、前記シリンダ内の圧力センサ、又はこれらの組み合わせを含み、
前記単一のセンサ又は複数のセンサは、感知した温度及び圧力のセンサ値を受信し、前記少なくとも１本のシリンダに供給される噴射水の量と空燃比を調節する制御装置に接続され、
前記少なくとも１本のシリンダに供給される空気と燃料の比は化学量論比よりも大きく、エンジンの有効圧縮比が約１３：１より大であることを特徴とする、炭化水素を燃料とした内燃エンジン。
少なくとも１本のシリンダとその内部の往復動ピストンと、少なくとも１つの吸気弁と、少なくとも１つの排気弁と、少なくとも１つの燃料噴射器を有する燃料処理装置を備え、炭化水素を燃料とした内燃エンジンにおいて、
給水源に接続された水噴射器から、圧縮ストローク中に前記ピストンのＴＤＣ前約１８０°〜約３０°間の任意の時点で、前記シリンダ内の周囲空気中に水蒸気の飽和点で存在する水の量より多い所定の量の液状水を前記シリンダ内に噴射する工程を含み、
前記少なくとも１本のシリンダに供給される空気と燃料の比は、化学量論比よりも大きく、エンジンの有効圧縮比が約１３：１より大きく、
前記シリンダ内の温度センサ、前記排気マニホルド内の温度センサ、前記吸気マニホルド内の温度センサ、前記シリンダ内の圧力センサ又はこれらの組み合わせからなる群から選ばれる圧力又は温度センサは、空燃比又は前記シリンダ内に噴射される噴射水量又はその両方を応答可能に調節するプログラム可能な制御装置と電子通信することを特徴とする、内燃エンジンの運転方法。
少なくとも１本のシリンダとその内部の往復動ピストンと、少なくとも１つの吸気弁と、少なくとも１つの排気弁と、少なくとも１つの燃料噴射器を有する燃料処理装置を備え、炭化水素を燃料とした内燃エンジンにおいて、
給水源に接続された水噴射器から、圧縮ストローク中に前記ピストンのＴＤＣ前約３００°〜約１８０°間の任意の時点で、前記シリンダ内の周囲空気中に水蒸気の飽和点で存在する水の量より多い所定の量の液状水を吸気マニホルド内に噴射する工程を含み、
前記少なくとも１本のシリンダに供給される空気と燃料の比は、化学量論比よりも大きく、エンジンの有効圧縮比が約１３：１より大きく、
前記シリンダ内の温度センサ、前記排気マニホルド内の温度センサ、前記吸気マニホルド内の温度センサ、前記シリンダ内の圧力センサ又はこれらの組み合わせからなる群から選ばれる圧力又は温度センサは、空燃比又は前記シリンダ内に噴射される噴射水量又はその両方を応答可能に調節するプログラム可能な制御装置と電子通信する、環境に放出される廃熱を低減することを特徴とする方法。
少なくとも１本のシリンダとその内部の往復動ピストンと、少なくとも１つの吸気弁を有する吸気マニホルドと、排気マニホルドと流体連通する少なくとも１つの排気弁と、少なくとも１つの燃料噴射器を有する燃料処理装置を備え、炭化水素を燃料とした内燃エンジンにおいて、
給水源に接続された水噴射器から、圧縮ストローク中に前記ピストンのＴＤＣ前約３００°〜約１８０°間の任意の時点で、前記シリンダ内の周囲空気中に水蒸気の飽和点で存在する水の量より多い所定の量の液状水を前記シリンダ内に噴射する工程と、
ターボチャージャ又はスーパーチャージャを介して、前記圧縮ストローク中に前記吸気マニホルド又はシリンダ内に強制的に送り込まれる空気の量を調整可能に加減する工程を含み、
前記少なくとも１本のシリンダに供給される空気と燃料の比は化学量論比よりも大きく、エンジンの有効圧縮比が約１３：１より大であることを特徴とする、内燃エンジンの運転方法。
少なくとも１本のシリンダとその内部の往復動ピストンと、少なくとも１つの吸気弁を有する吸気マニホルドと、排気マニホルドと流体連通する少なくとも１つの排気弁と、少なくとも１つの燃料噴射器を有する燃料処理装置を備え、炭化水素を燃料とした内燃エンジンにおいて、
給水源に接続された水噴射器から、圧縮ストローク中に前記ピストンのＴＤＣ前約１８０°〜約３０°間の任意の時点で、前記シリンダ内の周囲空気中に水蒸気の飽和点で存在する水の量より多い所定の量の液状水を前記シリンダ内に噴射する工程を含み、
水噴射装置は、給水源に接続され、圧縮ストローク中に前記ピストンのＴＤＣ前約３００°〜約１８０°の間に所定の量の液状水を前記シリンダ内に噴射し、噴射水の量は、前記シリンダ内の周囲空気中に水蒸気の飽和点で存在する水の量より多く、
ターボチャージャ又はスーパーチャージャを介して、前記圧縮ストローク中に前記吸気マニホルド又はシリンダ内に強制的に送り込まれる空気の量を調整可能に加減する工程を含み、
前記少なくとも１本のシリンダに供給される空気と燃料の比は化学量論比よりも大きく、エンジンの有効圧縮比が約１３：１より大であることを特徴とする、内燃エンジンの運転方法。