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火花点火式 发动机的控制装置

阅读：438发布：2020-05-18

专利汇可以提供火花点火式发动机的控制装置专利检索，专利查询，专利分析的服务。并且本发明提供了一种火花点火式发动机的控制装置。控制装置（10）在从火花点火模式切换为压缩点火模式时，依次执行将混合气的空燃比（A/F）设定为规定值并执行火花点火燃烧的第一步骤、使混合气的空燃比比第一步骤时稀并执行压缩点火燃烧的第二步骤、和使混合气的空燃比比第二步骤时浓并执行压缩点火燃烧的第三步骤。，下面是火花点火式发动机的控制装置专利的具体信息内容。

权利要求

1.一种火花点火式发动机的控制装置，是形成为对于具备：
具有汽缸的发动机主体；
形成为喷射向所述汽缸内供给的燃料的结构的燃料喷射阀；和
形成为对所述汽缸内的混合气点火的结构的火花塞的发动机，通过至少控制所述燃料喷射阀及所述火花塞以此运行的结构的控制装置；
该控制装置将执行使所述混合气通过自动点火进行燃烧的压缩点火燃烧的压缩点火模式、和执行通过驱动所述火花塞以对所述混合气点火而使所述混合气燃烧的火花点火燃烧的火花点火模式根据所述发动机的运行状态进行切换；
该控制装置还在从所述火花点火模式切换为所述压缩点火模式时，依次执行：
将所述混合气的空燃比设定为规定值并执行所述火花点火燃烧的第一步骤；
使所述混合气的空燃比比所述第一步骤时稀并执行所述压缩点火燃烧的第二步骤；和使所述混合气的空燃比比所述第二步骤时浓并执行所述压缩点火燃烧的第三步骤。
2.根据权利要求1所述的火花点火式发动机的控制装置，其特征在于，所述发动机还具备通过控制设置于所述发动机主体上的进气门及排气门中的至少一方的工作，以此调节在从排气行程至进气行程之间残留在所述汽缸内的排气量的内部排气再循环调节部；
该控制装置在所述第一步骤及第二步骤中，使所述内部排气再循环调节部处于不工作状态以减少残留在所述汽缸内的排气量，并且在所述第三步骤中，使所述内部排气再循环调节部工作以增加残留在所述汽缸内的排气量。
3.根据权利要求1所述的火花点火式发动机的控制装置，其特征在于，所述发动机还具备形成为驱动设置于所述发动机主体上的进气门的结构的进气配气机构；
所述进气配气机构在以第一升程特性开闭所述进气门的第一模式、和以新气量相对于该第一升程特性增大的第二升程特性开闭所述进气门的第二模式之间切换着驱动；
该控制装置在所述第一步骤中，以所述第一模式驱动所述进气门，并且在所述第二步骤中，切换为所述第二模式以驱动所述进气门以此增大向所述汽缸内的进气量。
4.根据权利要求3所述的火花点火式发动机的控制装置，其特征在于，所述发动机还具备通过控制设置于所述发动机主体上的排气门及所述进气门中的至少一方的工作，以此调节在从排气行程至进气行程之间残留在所述汽缸内的排气量的内部排气再循环调节部；
该控制装置在所述第一步骤及第二步骤中，使所述内部排气再循环调节部处于不工作状态以减少残留在所述汽缸内的排气量，并且在所述第三步骤中，使所述内部排气再循环调节部工作以增加残留在所述汽缸内的排气量。
5.根据权利要求1所述的火花点火式发动机的控制装置，其特征在于，该控制装置在包含所述第一步骤的所述火花点火模式时，将所述混合气的空燃比设定为理论空燃比。
6.根据权利要求1所述的火花点火式发动机的控制装置，其特征在于，该控制装置在从所述发动机的负荷位于规定的高负荷时的所述火花点火模式切换为比该火花点火模式低负荷的所述压缩点火模式时，依次执行所述第一步骤、第二步骤及第三步骤。
7.根据权利要求1所述的火花点火式发动机的控制装置，其特征在于，该控制装置在从所述发动机的负荷位于规定的低负荷时的所述火花点火模式切换为位于所述规定的低负荷时的所述压缩点火模式时，依次执行所述第一步骤、第二步骤以及第三步骤。
8.根据权利要求1所述的火花点火式发动机的控制装置，其特征在于，所述发动机还具备将从所述汽缸排出的排气回流至进气中的外部排气再循环调节部；
该控制装置在从使所述外部排气再循环调节部工作的状态的所述火花点火模式切换为所述压缩点火模式时，在所述第二步骤中，使所述外部排气再循环调节部处于不工作状态，并且使该第二步骤的循环数比在从使所述外部排气再循环调节部不工作的状态的所述火花点火模式切换为所述压缩点火模式时的该循环数增加。
9.根据权利要求8所述的火花点火式发动机的控制装置，其特征在于，在所述发动机的负荷为规定的高负荷时如满足规定的条件，则执行使所述外部排气再循环调节部工作的状态的所述火花点火模式；
仅在所述发动机负荷为规定的低负荷时如满足规定的条件，则执行使所述外部排气再循环调节部处于不工作状态的所述火花点火模式。

说明书全文

火花点火式发动机的控制装置

技术领域

[0001] 本发明公开的技术涉及火花点火式发动机的控制装置。

背景技术

[0002] 例如在专利文献1中所记载，作为实现排气排放性能的改善和热效率的改善两者的技术，已知有使汽缸内的混合气压缩点火的燃烧形态。然而，压缩点火燃烧是随着发动机的负荷增高，而变成压力上升剧烈的燃烧，导致燃烧噪声的增大。因此，如专利文献1中也记载，即使是执行压缩点火燃烧的发动机，在高负荷侧的运行区域中，一般不执行压缩点火燃烧，而执行通过火花塞驱动的火花点火燃烧。

[0003] 在专利文献2中记载了，与专利文献1的发动机相同地，在低负荷低旋转的区域执行压缩点火燃烧的发动机中，在执行压缩点火燃烧的区域内通过执行进排气门的开阀期间的调节以此使高温的已燃气体停留在汽缸内，提高汽缸内的温度而促进压缩自动点火燃烧，另一方面，在执行该压缩点火燃烧的区域内的高负荷高旋转的区域中，通过提前进气门的开阀时期，以此使汽缸内的已燃气体暂时吹回到进气道侧后，已燃气体与新气一起再次导入至汽缸内的技术。这样，已燃气体的温度因新气而下降，因此在压缩端温度及压缩端压力增高的相对高负荷高旋转的区域中，由压缩点火燃烧导致的急剧的压力上升被抑制。

[0004] 现有技术文献：专利文献：
专利文献1：日本特开2007-154859号公报；
专利文献2：日本特开2009-197740号公报。

发明内容

[0005] 然而，火花点火燃烧由于热效率相对低，因此燃烧气体温度增高。另一方面，压缩点火燃烧为了确保点火性，而如在前述专利文献中也记载的那样执行将高温的已燃气体导入至汽缸内。因此，在根据发动机的运行状态切换燃烧形态的发动机中，在刚从火花点火燃烧切换为压缩点火燃烧之后不久，汽缸内的温度比较高，而且通过火花点火燃烧产生的高温的已燃气体导入至汽缸内，从而导致汽缸内的温度过度增高。这将导致汽缸内的混合气例如在压缩行程期间中压缩点火的过早点火，存在汽缸内的压力上升率（dP/dθ）急剧而导致较大的燃烧噪声的担忧。

[0006] 另外，从火花点火燃烧向压缩点火燃烧的切换并不限于例如随着发动机的负荷的下降而切换的情况，还可以在发动机的负荷为等负荷的情况下被切换。又，例如在发动机的温度从冷态向温态上升时、和除此以外的状况等下也能够进行。

[0007] 本发明公开的技术是鉴于上述问题而形成的，其目的是在从火花点火燃烧切换到压缩点火燃烧时，避免燃烧噪声的增大。

[0008] 本发明公开的技术如下：在从火花点火燃烧切换为压缩点火燃烧时，通过介入使混合气的空燃比相对稀而降低排气温度的燃烧形态，以此在切换为压缩点火燃烧后不久，降低将排气导入至汽缸内时的汽缸内的温度状态，以此避免混合气的过早点火而避免燃烧噪声的产生。

[0009] 具体而言，本发明公开的技术涉及火花点火式发动机的控制装置，是形成为对于具备：具有汽缸的发动机主体；形成为喷射向所述汽缸内供给的燃料的结构的燃料喷射阀；和形成为对所述汽缸内的混合气点火的结构的火花塞的发动机，通过至少控制所述燃料喷射阀及所述火花塞以此运行的结构的控制装置。

[0010] 而且，该控制装置将执行使所述混合气通过自动点火进行燃烧的压缩点火燃烧的压缩点火模式、和执行通过驱动所述火花塞以对所述混合气点火而使混合气燃烧的火花点火燃烧的火花点火模式根据所述发动机的运行状态进行切换；该控制装置还在从所述火花点火模式切换为所述压缩点火模式时，依次执行：将所述混合气的空燃比（A/F）设定为规定值并执行所述火花点火燃烧的第一步骤；使所述混合气的A/F比所述第一步骤时稀并执行所述压缩点火燃烧的第二步骤；和使所述混合气的A/F比所述第二步骤时浓并执行所述压缩点火燃烧的第三步骤。

[0011] 在这里“第一步骤”换而言之也可以是执行模式切换前的火花点火模式的步骤。同样地，“第三步骤”也可以是执行模式切换后的压缩点火模式的步骤。“第二步骤”可以说是在从该火花点火模式切换为压缩点火模式时介入的过渡模式。作为过渡模式的第二步骤可以仅执行一个循环，或者也可以继续执行多个循环。

[0012] 根据该结构，在从火花点火模式切换为压缩点火模式时，在执行火花点火燃烧的第一步骤、和执行压缩点火燃烧的第三步骤之间，执行使混合气的空燃比（A/F）比第一步骤时相对稀且进行压缩点火燃烧的第二步骤。在第二步骤中，通过使混合气的A/F较稀，以此增加相对于燃料量的气体量，因此燃烧气体温度比第一步骤下降，其结果是，排气温度下降。又，在第二步骤中，执行压缩点火燃烧，因此借助于此也能够谋求与执行火花点火燃烧的第一步骤相比排气温度的下降。其结果是，在接着第二步骤进行的第三步骤中，汽缸内的温度状态可能降低，并且在将排气导入至汽缸内时，经过第二步骤后的温度相对低的排气导入至汽缸内。于是在第三步骤中，避免汽缸内的混合气过早点火，而混合气在适当的正时压缩点火。即，在从火花点火模式切换为压缩点火模式时，通过执行依次执行第一步骤～第三步骤的过渡控制，以此避免压力上升变得急剧，随之也避免燃烧噪声增大。

[0013] 也可以是在所述火花点火式发动机的控制装置中，所述发动机还具备形成为驱动设置于所述发动机主体上的进气门的结构的进气配气机构；所述进气配气机构在以第一升程特性开闭所述进气门的第一模式、和以新气量相对于该第一升程特性增大的第二升程特性开闭所述进气门的第二模式之间切换着驱动；该控制装置在所述第一步骤中，以所述第一模式驱动所述进气门，并且在所述第二步骤中，切换为所述第二模式以驱动所述进气门以此增大向所述汽缸内的进气量。

[0014] 即，在第一步骤中，通过以第一模式驱动进气门，以此相对地限制向汽缸内的新气量，另一方面，在第二步骤中，通过切换为第二模式，以此增大向汽缸内的新气量。其结果是，在从第一步骤转移至接着进行的第二步骤时，混合气的A/F可能比第一步骤时稀。这样的进气配气机构可以包含在升程相对大而随之开阀期间长的大升程凸轮（即，对应于第一升程特性）、和升程相对小而随之开阀期间短的小升程凸轮（即，对应于第二升程特性）之间进行切换的凸轮切换机构而构成。即，通过从大升程凸轮向小升程凸轮的切换，可以将进气门的闭阀时期从进气下死点后的迟闭状态瞬间变更为进气下死点附近，其结果是，在第二步骤中可以增大向汽缸内的新气量。这将提高包含第一步骤、第二步骤及第三步骤的过渡控制的控制响应性，尤其是在顺利执行过渡控制方面有效。

[0015] 也可以是在所述火花点火式发动机的控制装置中，所述发动机还具备通过控制设置于所述发动机主体上的排气门及所述进气门中的至少一方的工作，以此调节在从排气行程至进气行程之间残留在所述汽缸内的排气量的内部EGR（exhaust gas recirculation；排气再循环）调节部；该控制装置在所述第一步骤及第二步骤中，使所述内部EGR调节部处于不工作状态以减少残留在所述汽缸内的排气量，并且在所述第三步骤中，使所述内部EGR调节部工作以增加残留在所述汽缸内的排气量。

[0016] 在这里，“内部EGR调节部”也可以采用将排气门在进气行程中也开阀的排气二次打开、将进气门在排气行程中也开阀的进气的二次打开、以及设置在排气上死点附近将排气门及进气门均闭阀的期间的负重叠中的任意一种手法。如上所述，在从第一步骤转移到第二步骤时，在采用了执行进气门的凸轮的切换的结构的情况下，排气门也采用执行凸轮的切换的结构，在从第二步骤转移至第三步骤时，通过排气门的凸轮的切换以此开始排气的二次打开有利于使包含第一步骤、第二步骤及第三步骤的过渡控制顺利地且以优异的响应性执行。

[0017] 在上述结构中，在第三步骤中使内部EGR调节部工作的结果是，增加在从排气行程至进气行程之间残留在汽缸内的排气量。如上所述，通过第二步骤，排气的温度降低，因此汽缸内的温度调节为压缩点火燃烧可稳定地进行的程度的温度。这样，从火花点火模式到压缩点火模式的切换结束。另一方面，在第一步骤及第二步骤中，通过使内部EGR调节部处于不工作状态，以此不仅在为了执行火花点火燃烧而不需要较高的汽缸内的温度的第一步骤中，而且在接着第一步骤进行的第二步骤中，使从排气行程至进气行程之间残留在汽缸内的排气量（即，在执行火花点火燃烧的第一步骤中排出的比较高温的排气）实质上变为零，从而避免汽缸内的温度过度增高。这在执行压缩点火燃烧的第二步骤中，有利于抑制过早点火。

[0018] 也可以是该控制装置在包含所述第一步骤的所述火花点火模式时，将所述混合气的A/F设定为理论空燃比。

[0019] 在这里，将混合气的A/F设定为理论空燃比包含将A/F实质上设定为理论空燃比（即，空气过剩率λ≈1）。例如，只要将混合气的A/F设定于在三元催化器中能够确保希望的净化率的范围内即可，具体而言，也可以设定为A/F=14.7±0.5。即，在包含第一步骤的火花点火模式时，通过将混合气的A/F设定为理论空燃比，以此可以利用三元催化器。另一方面，在第二步骤中，混合气的A/F比理论空燃比稀，但是在第二步骤中通过执行压缩点火燃烧，以此即使不利用三元催化剂器也能够确保希望的排气排放性能。

[0020] 也可以是该控制装置在从所述发动机的负荷位于规定的高负荷时的所述火花点火模式切换为比该火花点火模式低负荷的所述压缩点火模式时，依次执行所述第一步骤、第二步骤及第三步骤。

[0021] 在发动机的负荷位于较高的状态时，随着燃料量增大，汽缸内的温度状态可能增高，并且排气温度也可能增高。因此，在从发动机的负荷位于规定的高负荷时的所述火花点火模式切换为比该火花点火模式低负荷的所述压缩点火模式时容易引起过早点火，然而，如上所述，通过执行依次进行第一步骤、第二步骤及第三步骤的过渡控制，以此可以避免切换模式时的过早点火。

[0022] 又，在从发动机的负荷状态从高负荷的状态转移到低负荷的状态时，不要求较高的转矩，因此在第二步骤中，也可以将混合气的A/F设定为大幅度变稀，这可以更加进一步降低排气温度，有利于燃烧噪声的避免。

[0023] 也可以是该控制装置在从所述发动机的负荷位于规定的低负荷时的所述火花点火模式切换为位于所述规定的低负荷时的所述压缩点火模式时，依次执行所述第一步骤、第二步骤以及第三步骤。

[0024] 在这里，从低负荷的火花点火模式到相同的低负荷的压缩点火模式的切换具体地可以例示随着发动机的温度状态从冷态转移到温态而进行的从火花点火模式向压缩点火模式的切换；随着发动机的运行状态从怠速状态转移到怠速以外的低负荷域而进行的从火花点火模式向压缩点火模式的切换；以及在车辆的减速时执行燃料切断后考虑到燃烧稳定性而以火花点火模式开始燃料供给、之后恢复到通常的压缩点火模式时的从火花点火模式向压缩点火模式的切换。即，除了在这里例示的以外，还包含实质上不改变发动机的负荷状态下从火花点火模式切换为压缩点火模式的各种状况。在从这样的低负荷的火花点火模式切换为相同的低负荷的压缩点火模式时也依次执行第一步骤、第二步骤及第三步骤的过渡控制有利于燃烧噪声的避免。

[0025] 也可以是在所述火花点火式发动机的控制装置中，所述发动机还具备将从所述汽缸排出的排气回流至进气中的外部EGR调节部；该控制装置在从使所述外部EGR调节部工作的状态的所述火花点火模式切换为所述压缩点火模式时，使所述第二步骤的循环数比在从使所述外部EGR调节部不工作的状态的所述火花点火模式切换为所述压缩点火模式时的该循环数增加。另外，在所述发动机的负荷为规定的高负荷时如满足规定的条件，则执行使所述外部EGR调节部工作的状态的所述火花点火模式；仅在所述发动机负荷为规定的低负荷时如满足规定的条件，则执行使所述外部EGR调节部处于不工作状态的所述火花点火模式。

[0026] 外部EGR调节部通常将通过EGR通路从汽缸排出的排气回流至进气中。因此，外部EGR调节部即使从工作状态切换为不工作状态，也可以使残留在EGR通路等中的排气导入至进气中。即，外部EGR调节部由于控制响应性比较低，因此在从外部EGR调节部工作的状态的火花点火模式切换为压缩点火模式时，在第二步骤中使外部EGR调节部不工作之后，也会使火花点火模式中的比较高温的排气导入至进气中，从而存在汽缸内的温度比较高的状态持续的情况。

[0027] 因此，在从使外部EGR调节部工作的状态的火花点火模式切换为压缩点火模式时，比从使外部EGR调节部不工作的状态的火花点火模式切换为压缩点火模式时，第二步骤的循环数增加。通过这样，在第二步骤中充分降低汽缸内的温度状态，并且可以转移到第三步骤，确实地避免混合气的过早点火，从而可以确实地避免在从火花点火模式切换为压缩点火模式时的燃烧噪声。

[0028] 另一方面，在从外部EGR调节部不工作的状态的火花点火模式切换为压缩点火模式时，第二步骤的循环数减少，因此从火花点火模式向压缩点火模式的切换迅速地结束。

[0029] 如以上所述，该火花点火式发动机的控制装置在从火花点火模式切换为压缩点火模式时，介入使混合气的A/F比切换前的火花点火燃烧时的A/F稀，且比切换后的压缩点火燃烧时的A/F稀，在此基础上执行压缩点火燃烧的第二步骤，以此降低排气温度，可以降低执行压缩点火燃烧的第三步骤时的汽缸内的温度状态，因此可以避免过早点火从而避免燃烧噪声的增大。附图说明

[0030] 图1是示出火花点火式发动机的结构的概略图；图2是涉及火花点火式发动机的控制的框图；
图3是放大地示出燃烧室的剖视图；
图4是例示发动机的运行区域的示图；
图5中的图5（a）是在CI模式中执行进气行程喷射时的燃料喷射时期的一个示例、和随之变化的CI燃烧的热释放率的例示，图5中的图5（b）是在CI模式中执行高压延迟喷射时的燃料喷射时期的一个示例、和随之变化的CI燃烧的热释放率的例示，图5中的图5（c）是在SI模式中执行高压延迟喷射时的燃料喷射时期及点火时期的一个示例、和随之变化的SI燃烧的热释放率的例示，图5中的图5（d）是在SI模式中执行进气行程喷射和高压延迟喷射的分次喷射时的燃料喷射时期及点火时期的一个示例、和随之变化的SI燃烧的热释放率的例示；
图6是通过高压延迟喷射进行的SI燃烧的状态与现有的SI燃烧的状态的比较图；
图7是说明从低负荷的SI模式切换到低负荷的CI模式时的过渡控制的时序图；
图8是说明从高负荷的SI模式切换到低负荷的CI模式时的过渡控制的时序图；
图9是在压缩开始时的缸内温度与缸内O2浓度的映射图中说明根据过渡控制的燃烧状态的图；
图10是例示过渡控制时的排气温度的变化的图；
图11是从低负荷的SI模式切换到低负荷的CI模式时的过渡控制的流程图；
图12是从高负荷的SI模式切换到低负荷的CI模式时的过渡控制的流程图；
图13是说明从低负荷的SI模式切换到低负荷的CI模式时的、与图7不同的过渡控制的时序图；
图14是说明从高负荷的SI模式切换到低负荷的CI模式时的、与图8不同的过渡控制的时序图；
符号说明：
1 发动机（发动机主体）；
10 PCM（控制装置）；
18 汽缸；
21 进气门；
22 排气门；
25 火花塞；
50 EGR通路（外部EGR调节部）；
51 主通路（外部EGR调节部）；
511 EGR阀（外部EGR调节部）；
52 EGR冷却器（外部EGR调节部）；
53 EGR冷却器旁通通路（外部EGR调节部）；
531 EGR冷却器旁通阀（外部EGR调节部）；
67 喷射器（燃料喷射阀）；
71 排气VVL（内部EGR调节部）。

具体实施方式

[0031] 下面基于附图对火花点火式直喷发动机的实施形态进行说明。以下的优选实施形态的说明是例示。图1、图2示出发动机（发动机主体）1的大概结构。该发动机1是搭载在车辆上，并且被供给至少包含汽油的燃料的火花点火式汽油发动机。发动机1具有设有多个汽缸18的汽缸体11（另外，尽管在图1中仅图示一个汽缸，但是例如可以是四个汽缸直列设置）、配设于该汽缸体11上的汽缸盖12、以及配设于汽缸体11的下侧，用于贮存润滑油的油底壳13。在各汽缸18内可往复运动地插入通过连杆142与曲轴15连接的活塞14。在活塞14的顶面，如图3中放大示出那样，形成像柴油发动机中的凹入（reentrant）型的腔室141。腔室141在活塞14位于压缩上死点附近时，与下述喷射器67对置。由汽缸盖12、汽缸18、具有腔室141的活塞14区隔燃烧室19。又，燃烧室19的形状不限于图示的形状。
例如腔室141的形状、活塞14的顶面形状、及燃烧室19的顶壁部的形状等可以适当改变。

[0032] 该发动机1以提高理论热效率、实现下述压缩点火燃烧的稳定化等为目的，设定为15以上的比较高的几何压缩比。另外，几何压缩比只要在15以上20以下范围内适当设定即可。作为一个示例，该发动机1的几何压缩比为18。

[0033] 在汽缸盖12上，对于每一汽缸18形成进气道16及排气道17，同时在这些进气道16及排气道17上分别配设有用于开闭燃烧室19侧的开口的进气门21及排气门22。

[0034] 在分别驱动进气门21及排气门22的配气机构内，在排气侧设置将排气门22的工作模式在通常模式与特殊模式之间切换的、例如油压驱动式的可变机构（参照图2。以下称为VVL（variable valve lift；可变气门升程机构））71。排气侧的VVL 71其结构的详细图示省略，但是包含具有一个凸轮尖的第1凸轮和具有两个凸轮尖的第2凸轮的凸轮轮廓不同的两种凸轮、以及选择性地将该第1凸轮及第2凸轮中的任意一方的凸轮的工作状态向排气门传递的空转机构（lost motion）而构成。在将第1凸轮的工作状态向排气门22传递时，排气门22以在排气行程中只开阀一次的通常模式工作，而将第2凸轮的工作状态向排气门22传递时，排气门22以在排气行程中开阀并且在进气行程中也开阀的、所谓排气的二次打开的特殊模式工作（参照图7等）。排气侧的VVL 71的通常模式和特殊模式根据发动机的运行状态切换。具体地说，特殊模式在涉及内部EGR的控制时使用。在以下说明中，将使排气侧的VVL 71以通常模式工作，不进行排气二次打开称为“关闭（off）VVL 71”，将使排气侧的VVL 71以特殊模式工作，从而执行排气二次打开称为“开启（on）VVL 71”。

[0035] 在这里，排气的二次打开除了排气门22在排气行程中实质上闭阀后，在进气行程中再次开阀的这样的升程特性（即，排气门22的升程曲线的峰相对于曲轴角的进行而排列为两个的这样的升程特性）以外，还包含在排气行程中暂时产生升程的排气门22没有闭阀而维持规定开度的状态下到达进气行程的这样的升程特性（即，尽管排气门22的升程曲线的峰实质上为一个，但是峰的尾部距离随着曲轴角的进行而延伸的这样的升程特性）。另外，在使这样的通常模式和特殊模式的切换成为可能的基础上，也可以采用使排气门22通过电磁执行器驱动的电磁驱动式的配气机构。

[0036] 又，内部EGR的执行并不仅仅通过排气二次打开而实现。例如也可以通过两次打开进气门21的、进气的二次打开执行内部EGR控制。进气的二次打开也与排气的二次打开相同地，除了进气门21在排气行程中实质上闭阀后，在进气行程中再次开阀的这样的升程特性（即，进气门21的升程曲线的峰相对于曲轴角的进行而排列为两个的这样的升程特性）以外，还包含在排气行程中暂时产生升程的进气门21没有闭阀而维持规定开度的状态下到达进气行程的这样的升程特性（即，尽管进气门21的升程曲线的峰实质上为一个，但是峰的尾部距离随着曲轴角的进行反方向延伸的这样的升程特性）。此外，也可以执行设置在排气行程乃至进气行程中将进气门21及排气门22两者都关闭的负重叠期间而使已燃气体残留在汽缸18内的内部EGR控制。

[0037] 进气侧的配气机构也与具备VVL 71的排气侧的配气机构相同地具备VVL 73。然而，进气侧的VVL 73与排气侧的VVL 71不同，包含相对地增大进气门21的升程量的大升程凸轮和相对地减小进气门21的升程量的小升程凸轮这样的凸轮轮廓（cam profile）不同的两种凸轮、以及选择性地将该大升程凸轮及小升程凸轮中的任意一方的凸轮的工作状态传递至进气门21的空转机构而构成。如图7等所示，在将大升程凸轮的工作状态传递至进气门21时，进气门21以相对大的升程量开阀，并且其开阀期间也较长，相对于此，在将小升程凸轮的工作状态传递至进气门21时，进气门21以相对小的升程量开阀，并且其开阀期间也短。又，在进气侧上，如图2所示，设置有可以变更相对于曲轴15的进气凸轮轴的旋转相位的相位可变机构（以下，称为VVT（variable valve timing；可变气门正时机构））72。VVT 72只要适当地采用液压式、电磁式或机械式的公知的结构即可，其详细的结构的图示省略。通过VVT 72及VVL 73，进气门21可以分别变更其开阀正时及闭阀正时、以及升程量。上述排气侧的VVL 71、VVT 72、进气侧的VVL 73（或下述的CVVL）构成内部EGR调节部。又，上述VVT 72、进气侧的VVL 73（或下述的CVVL）构成进气配气机构。

[0038] 在汽缸盖12上，对于每个汽缸18还安装有向汽缸18内直接喷射燃料的喷射器（燃料喷射阀）67。喷射器67如图3中放大示出那样，配设为其喷口从燃烧室19的顶面中央部分面向该燃烧室19内。喷射器67在根据发动机1的运行状态而设定的喷射正时，向燃烧室19内直接喷射与发动机1的运行状态相对应的量的燃料。在该示例中，喷射器67其详细的图示省略，但是是具有多个喷口的多喷口型的喷射器。借助于此，喷射器67以使燃料喷雾从燃烧室19的中心位置辐射状展开的方式喷射燃料。如图3中用箭头所示那样，在活塞14位于压缩上死点附近的正时，从燃烧室19的中央部分以辐射状展开地被喷射的燃料喷雾沿着形成于活塞顶面的腔室141的壁面流动。换而言之，可以是，腔室141形成为在其内部容纳在活塞14位于压缩上死点附近的正时被喷射的燃料喷雾的结构。该多喷口型的喷射器67和腔室141的组合是有利于在燃料喷射后缩短混合形成期间并缩短燃烧期间的结构。另外，喷射器67不限于多喷口型的喷射器，也可以采用外开阀类型的喷射器。

[0039] 未图示的燃料箱和喷射器67之间通过燃料供给路径相连接。在该燃料供给路径上介设有包含燃料泵63和共轨（common rail）64，且能够以比较高的燃料压力向喷射器67供给燃料的燃料供给系统62。燃料泵63从燃料箱向共轨64压送燃料，并且共轨64能够将被压送的燃料以比较高的燃料压力储存。通过使喷射器67开阀，储存在共轨64中的燃料从喷射器67的喷口喷射。在这里，燃料泵63尽管其图示省略，但是是柱塞式的泵，并且由发动机1驱动。包含该发动机驱动的泵的结构的燃料供给系统62能够将30MPa以上的较高的燃料压力的燃料向喷射器67供给。燃料压力最大也可以设定为120MPa左右。向喷射器67供给的燃料的压力如下所述那样能够根据发动机1的运行状态进行改变。另外，燃料供给系统62并不限于该结构。

[0040] 又，在汽缸盖12上，如图3所示那样还安装有对燃烧室19内的混合气点火的火花塞25。火花塞25在该示例中，配置为以从发动机1的排气侧向斜下方延伸的方式贯通汽缸盖12内。如图3所示，火花塞25的梢端配置为面向位于压缩上死点的活塞14的腔室141内。

[0041] 发动机1的一侧面，如图1所示，连接有与各汽缸18的进气道16连通的进气通路30。另一方面，发动机1的另一侧面与排出来自各汽缸18的燃烧室19的已燃气体（排气）的排气通路40连接。

[0042] 在进气通路30的上游端部配设有过滤吸入空气的空气滤清器31。又，在进气通路30中的下游端附近配设有缓冲罐33。比该缓冲罐33靠近下游侧的进气通路30形成为向每个汽缸18分叉的独立通路，并且这些各独立通路的下游端分别与各汽缸18的进气道16连接。

[0043] 在进气通路30中的空气滤清器31和缓冲罐33之间配设有冷却或加热空气的水冷式的中冷器/加温器34、和调节向各汽缸18的吸入空气量的节气门36。进气通路30又与绕过中冷器/加温器34的中冷器旁通通路35连接，在该中冷器旁通通路35上配设有用于调节通过该通路35的空气流量的中冷器旁通阀351。通过中冷器旁通阀351的开度调节，调节中冷器旁通通路35的通过流量和中冷器/加温器34的通过流量的比例，以此可以调节导入汽缸18的新气的温度。

[0044] 排气通路40的上游侧的部分由具有向各汽缸18分叉而与排气道17的外侧端连接的独立通路、和集合该各独立通路的集合部的排气歧管构成。该排气通路40中的比排气歧管靠近下游侧的部分分别与作为净化排气中的有害成分的排气净化装置的直接催化器（catalyst）41和底板催化器（underfoot catalyst）42相连接。直接催化器41及底板催化器42各自具备筒状壳体、和配置在其壳体内的流路上的例如三元催化器而构成。

[0045] 进气通路30中的缓冲罐33和节气门36之间的部分与排气通路40中的比直接催化器41靠近上游侧的部分，通过用于将排气的一部分回流至进气通路30的EGR通路50相连接。该EGR通路50包含配设有用于将排气通过发动机冷却水进行冷却的EGR冷却器52的主通路51、和用于绕过EGR冷却器52的EGR冷却器旁通通路53而构成。在主通路51中配设有用于调节排气向进气通路30的回流量的EGR阀511，在EGR冷却器旁通通路53中配设有用于调节在EGR冷却器旁通通路53中流通的排气的流量的EGR冷却器旁通阀531。上述的EGR通路50、主通路51、EGR阀511、EGR冷却器52、EGR冷却器旁通通路53以及EGR冷却器旁通阀531构成外部EGR调节部。

[0046] 这样构成的发动机1通过动力系控制模块（以下称为PCM（powertrain control module））10控制。PCM 10由具有CPU、存储器、计数器定时器（counter timer）群、接口及连接这些单元的总线的微处理器构成。该PCM 10构成控制装置。

[0047] 对PCM 10如图1、图2所示输入各种传感器SW1～SW16的检测信号。在该各种传感器中包含以下传感器。即、在空气滤清器31的下游侧，检测新气的流量的空气流量传感器SW1及检测新气的温度的进气温度传感器SW2；配置于中冷器/加温器34的下游侧，且检测通过中冷器/加温器34后的新气的温度的第二进气温度传感器SW3；配置于EGR通路50中的与进气通路30的连接部附近，且检测外部EGR气体的温度的EGR气体温度传感器SW4；安装于进气道16上，且检测即将流入汽缸18内之前的进气的温度的进气道温度传感器SW5；安装于汽缸盖12上，且检测汽缸18内的压力的缸内压力传感器SW6；配置于排气通路40中的与EGR通路50的连接部附近，且分别检测排气温度及排气压力的排气温度传感器SW7及排气压力传感器SW8；配置于直接催化器41的上游侧，且检测排气中的氧浓度的线性O2传感器SW9；配置于直接催化器41和底板催化器42之间，且检测排气中的氧浓度的λ型O2传感器SW10；检测发动机冷却水的温度的水温传感器SW11；检测曲轴15的旋转角的曲轴角传感器SW12；检测与车辆的加速器踏板（图示省略）的操作量相对应的加速器开度的加速器开度传感器SW13；进气侧及排气侧的凸轮角传感器SW14、SW15；以及安装于燃料供给系统62的共轨64上，且检测向喷射器67供给的燃料压力的燃料压力传感器SW16。

[0048] PCM 10基于这些检测信号执行各种运算，以判定发动机1和车辆等的状态，并且根据此状态向喷射器67、火花塞25、VVT 72及进气侧的VVL73、排气侧的VVL 71、燃料供给系统62以及各种阀（节气门36、中冷器旁通阀351、EGR阀511以及EGR冷却器旁通阀531）的执行器输出控制信号。以此PCM 10运行发动机1。

[0049] 图4示出发动机1的温态时的运行区域的一个示例。该发动机1以燃料消耗量的改善和排气排放性能的改善等为目的，在发动机负荷相对低的低负荷域中，不执行通过火花塞25的点火，而执行通过压缩自动点火进行燃烧的压缩点火燃烧。然而，随着发动机1的负荷增高，在压缩点火燃烧中，燃烧过度急剧地进行，从而引起例如燃烧噪声等的问题。因此，在该发动机1中，在发动机负荷相对高的高负荷域中，停止压缩点火燃烧，而切换为利用火花塞25的火花点火燃烧。像这样，该发动机1形成为根据发动机1的运行状态，尤其是根据发动机1的负荷，在执行压缩点火燃烧的CI（compression ignition；压缩点火）模式和执行火花点火燃烧的SI（spark ignition；火花点火）模式之间切换的结构。然而，模式切换的边界线并不限于图中的示例。又，发动机1形成为除了负荷的高低以外，如下所述那样在各种状况下，根据其运行状态执行模式的切换的结构。

[0050] CI模式进一步根据发动机负荷的高低分为两个区域。具体地说，在CI模式下低负荷至中负荷的区域（1）中，为了提高压缩点火燃烧的点火性及稳定性，将温度相对高的热EGR气体导入至汽缸18内。这是通过开启排气侧的VVL 71并执行在进气行程中将排气门22开阀的排气的二次打开而实现。热EGR气体的导入有利于提高汽缸18内的压缩端温度，并且在区域（1）中提高压缩点火燃烧的点火性及稳定性。又，在区域（1）中，如图5（a）所示，至少在从进气行程至压缩行程中期的期间内，喷射器67向汽缸18内喷射燃料，以此形成均质的混合气。在区域（1）中，混合气的空燃比基本上设定为理论空燃比（A/F=14.7±0.5、空气过剩率λ≈1）。然而，如图4中用单点划线所示，在区域（1）中，在相对低负荷且低速的一部分区域中，将混合气的空燃设定为比理论空燃比稀。

[0051] 这样，在该区域（1）中，燃烧室19内的混合气如图5（a）所示，在压缩上死点附近进行压缩自动点火。

[0052] 在CI模式中，在负荷比区域（1）高的区域（2）中，将混合气的空燃比设定为理论空燃比（λ≈1）。通过设定为理论空燃比，以此可以利用三元催化器，并且如下述那样在SI模式中也将混合气的空燃比设定为理论空燃比，因此在SI模式和CI模式之间切换时的控制得到简化，此外，有利于将CI模式扩大至高负荷侧。

[0053] 又，在区域（2）中，汽缸18内的温度伴随着发动机负荷的上升而自然提高，因此为了避免过早点火而使热EGR气体量下降。这是通过调节导入汽缸18内的内部EGR气体量而实现的。又，通过调节绕过EGR冷却器52的外部EGR气体量，以此也能够调节热EGR气体量。

[0054] 此外，在区域（2）中，将温度相对低的冷却的EGR气体导入至汽缸18内。这样将高温的热EGR气体和低温的冷却的EGR气体以适当的比例导入至汽缸18内，以此使汽缸18内的压缩端温度处于适当范围，确保压缩点火的点火性且避免急剧的燃烧，谋求压缩点火燃烧的稳定化。

[0055] 像这样，在包含CI模式和SI模式的切换边界线的区域（2）中，使汽缸18内的温度下降，但是汽缸18内的压缩端温度仍然可能进一步提高。如区域（1）那样，在从进气行程至压缩行程中期的期间内向汽缸18内喷射燃料时，存在发生过早点火等的异常燃烧的情况。另一方面，试图大量导入温度低的冷却的EGR气体而使汽缸内的压缩端温度下降时，这样会导致压缩点火的点火性恶化。即，仅通过汽缸18内的温度控制不能稳定地执行压缩点火燃烧，因此在该区域（2）中，除了想到汽缸18内的温度控制以外，还想到燃料喷射形态以此避免过早点火等的异常燃烧，并且谋求压缩点火燃烧的稳定化。具体而言，该燃料喷射形态是如图5（b）所示那样至少在从压缩行程后期至膨胀行程初期的期间（以下，将该期间称为延迟（retard）期间）内，以与以往相比大幅度高压化的燃料压力执行向汽缸18内的燃料喷射的形态。将该特征的燃料喷射形态在以下称为“高压延迟喷射”或简单称为“延迟喷射”。通过这样的高压延迟喷射，避免区域（2）中的异常燃烧，同时谋求压缩点火燃烧的稳定化。关于该高压延迟喷射的具体内容在下面说明。

[0056] 相对于根据发动机负荷的高低分为两个区域的CI模式，SI模式根据发动机转速的高低分为区域（3）和区域（4）的两个区域。区域（3）在图例中，相当于将发动机1的运行区域划分为低速、高速两个区域时的低速域、和高速域的低负荷侧的一部分，区域（4）相当于高速域的高负荷侧的一部分。另外，区域（3）和区域（4）的边界并不限于图例。

[0057] 在区域（3）及区域（4）的各个区域中，混合气与区域（2）相同地设定为理论空燃比（λ≈1）。因此，混合气的空燃比在跨越CI模式和SI模式之间的边界的范围内为一定的理论空燃比（λ≈1）。又，在SI模式中（即、在区域（3）及区域（4）中），基本上使节气门36全开，另一方面通过EGR阀511的开度调节而调节导入至汽缸18内的新气量及外部EGR气体量。另外，在SI模式的区域中，尤其是在负荷比较低的区域中，存在使节气门36节流的情况。调节导入至汽缸18内的气体比例的做法，能够谋求泵送损失的降低，并且通过向汽缸18内导入大量的EGR气体，以此火花点火燃烧的燃烧温度被抑制得较低而也能够谋求冷却损失的降低。在SI模式的区域中，主要是将通过EGR冷却器52冷却的外部EGR气体导入至汽缸18内。借助于此，有利于异常燃烧的避免，并且也有抑制Raw NOx的产生的优点。另外，在全开负荷域中，通过使EGR阀511闭阀，以此使外部EGR为零。

[0058] 另外，在SI模式的区域中，不导入EGR气体，而中止其导入，另一方面，也可以通过根据喷射的燃料量控制节气门36的开度，以此调节导入至汽缸18内的新气量以达到理论空燃比（λ≈1）。

[0059] 该发动机1的几何压缩比如上所述被设定为15以上（例如18）。较高的压缩比提高压缩端温度及压缩端压力，因此在CI模式的、尤其是低负荷的区域（例如，区域（1））中，有利于压缩点火燃烧的稳定化。另一方面，该高压缩比发动机1在作为高负荷域的SI模式中，存在容易发生过早点火和爆震等的异常燃烧的问题。

[0060] 因此，该发动机1在SI模式的区域（3）和区域（4）中，通过执行上述的高压延迟喷射，以此能够避免异常燃烧。更详细的是，在区域（3）中，如图5（c）所示仅执行高压延迟喷射，即，在从压缩行程后期至膨胀行程初期的延迟期间内，以30MPa以上的较高的燃料压力执行向汽缸18内的燃料喷射。相对于此，在区域（4）中，如图5（d）所示，将喷射的燃料的一部分在进气门21处于开阀的进气行程期间内向汽缸18内喷射，并且将剩余的燃料在延迟期间内向汽缸18内喷射。即，在区域（4）中，执行燃料的分次喷射。在这里，进气门21处于开阀的进气行程期间是指基于进气门的开闭定义的期间而不是基于活塞位置定义的期间，在这里所说的进气行程因通过VVL 73和VVT 72等改变的进气门21的闭阀时期，而存在相对于活塞到达进气下死点的时刻偏离的情况。

[0061] 接着，参照图6说明SI模式中的高压延迟喷射。图6是在通过上述的高压延迟喷射进行的SI燃烧（实线）和在进气行程中执行燃料喷射的现有的SI燃烧（虚线）中，比较热释放率（上图）及未燃混合气反应进度（下图）的差异的图。图6的横轴是曲轴角。作为该比较的前提，发动机1的运行状态都是高负荷的低速域（即，区域（3）），喷射的燃料量在通过高压延迟喷射进行的SI燃烧和现有的SI燃烧的情况下彼此相同。

[0062] 首先，在现有的SI燃烧中，在进气行程中执行向汽缸18内的规定量的燃料喷射（上图的虚线）。在汽缸18内，在该燃料的喷射后直至活塞14到达压缩上死点的期间内形成比较均质的混合气。而且，在该示例中，在压缩上死点以后的、用圆圈表示的规定的正时执行点火，由此开始燃烧。燃烧开始后，如图6的上图中的虚线所示，经过热释放率的峰值后燃烧结束。从燃料喷射开始至燃烧结束的期间相当于未燃混合气的可反应时间（以下，简单地可以称为可反应时间），如图6的下图中的虚线所示，在该期间未燃混合气的反应逐渐地进行。上述图中的点线表示作为未燃混合气达到点火的反应度的点火阈值，现有的SI燃烧与作为低速域这样的情况相结合，可反应时间非常长，该期间未燃混合气的反应继续进行，因此在点火前后未燃混合气的反应度超过点火阈值，从而引起过早点火或爆震等异常燃烧。

[0063] 相对于此，高压延迟喷射的目的是谋求缩短可反应时间，借助于此避免异常燃烧。即，可反应时间是如图6中也示出那样为将喷射器67喷射燃料的期间（（1）喷射期间）、喷射结束后直至在火花塞25周围形成可燃混合气的期间（（2）混合气形成期间）、通过点火而开始直至燃烧结束的期间（（3）燃烧期间）相加的时间，即、是（1）+（2）+（3）。高压延迟喷射分别缩短喷射期间、混合气形成期间及燃烧期间，借助于此，缩短可反应时间。关于这一点依次进行说明。

[0064] 首先，较高的燃料压力相对地增加单位时间内从喷射器67喷射的燃料量。因此，在使燃料喷射量为一定的量时，燃料压力和燃料的喷射期间之间的关系大致是燃料压力越低而喷射期间越长，燃料压力越高而喷射期间越短。因此，燃料压力与以往相比设定为大幅度提高的值的高压延迟喷射会缩短喷射期间。

[0065] 又，较高的燃料压力有利于向汽缸18内喷射的燃料喷雾的微粒化，与此同时使燃料喷雾的飞散距离更长。因此，燃料压力和燃料蒸发时间之间的关系大致是燃料压力越低而燃料蒸发时间越长，燃料压力越高而燃料蒸发时间越短。又，燃料压力和燃料喷雾到达火花塞25的周围的时间大致是燃料压力越低而到达的时间越长，燃料压力越高而到达的时间越短。混合气形成期间是将燃料蒸发时间、和燃料喷雾到达火花塞25的周围的时间相加的时间，因此燃料压力越高而混合气形成期间越短。因此，燃料压力与以往相比设定为大幅度提高的值的高压延迟喷射分别缩短燃料蒸发时间及燃料喷雾到达火花塞25的周围的时间，其结果是，缩短混合气形成期间。相对于此，如在上述图中用圆圈表示那样，现有的以低燃料压力执行的进气行程喷射使混合气形成期间大幅度变长。另外，多喷口型的喷射器67和腔室141的组合在SI模式中，缩短在燃料喷射后燃料喷雾到达火花塞25的周围的时间，其结果是，有效地缩短混合气形成期间。

[0066] 像这样，喷射期间及混合气形成期间的缩短可以使燃料喷射正时、更正确的是使喷射开始正时为比较延迟的正时。因此，在高压延迟喷射中，如图6中的上图所示，在从压缩行程后期至膨胀行程初期的延迟期间内执行燃料喷射。随着以较高的燃料压力向汽缸18内喷射燃料，该汽缸内的湍流增强，并且汽缸18内的湍流能量增高，但是该较高的湍流能量与燃料喷射正时设定为比较延迟的正时的情况相结合，有利于缩短燃烧期间。

[0067] 即，在延迟期间内执行燃料喷射时，燃料压力与燃烧期间内的湍流能量之间的关系大致是燃料压力越低而湍流能量越低，燃料压力越高而湍流能量越高。在这里，假设即使以较高的燃料压力向汽缸18内喷射燃料，但是在其喷射正时位于进气行程中的情况下，因到达点火正时的时间变长、和在进气行程后的压缩行程中汽缸18内部被压缩，而使汽缸18内的湍流衰减。其结果是，在进气行程中执行燃料喷射的情况下，不论燃料压力的高低与否，燃烧期间内的湍流能量相对降低。

[0068] 燃烧期间内的湍流能量和燃烧期间之间的关系大致是湍流能量越低而燃烧期间越长，并且湍流能量越高而燃烧期间越短。因此，燃料压力和燃烧期间之间的关系是燃料压力越低而燃烧期间越长，燃料压力越高而燃烧期间越短。即，高压延迟喷射会缩短燃烧期间。相对于此，现有的以较低的燃料压力执行的进气行程喷射使燃烧期间变长。另外，多喷口型的喷射器67有利于汽缸18内的湍流能量的提高，对燃烧期间的缩短是有效的，并且通过该多喷口型的喷射器67和腔室141的组合而将燃料喷雾收纳于腔室141内的方式对燃烧期间的缩短也是有效的。

[0069] 像这样，高压延迟喷射分别缩短喷射期间、混合气形成期间以及燃烧期间，其结果是，如图6所示，可以将从燃料的喷射开始正时SOI至燃烧结束时期θend的未燃混合气的可反应时间与现有的在进气行程中执行燃料喷射的情况相比大幅度缩短。缩短该可反应时间的结果是，如图6的上段所示的图那样，在现有的以较低的燃料压力执行的进气行程喷射中，如用圆圈所示那样燃烧结束时的未燃混合气的反应进度超过点火阈值，而发生异常燃烧，而高压延迟喷射如用黑圆点所示那样抑制燃烧结束时的未燃混合气的反应的进行，可以避免异常燃烧。另外，点火正时是利用图6的上图中的圆圈和黑圆点设定为彼此相同的正时。

[0070] 燃料压力例如设定为30MPa以上，以此可以有效地缩短燃烧期间。又，30MPa以上的燃料压力也可以分别有效地缩短喷射期间及混合气形成期间。另外，优选的是燃料压力根据至少含有汽油的使用燃料的特性适当设定。作为其上限值的一例也可以设定为120MPa。

[0071] 高压延迟喷射通过研究向汽缸18内的燃料喷射的形态而避免SI模式下的异常燃烧的发生。与此不同的以异常燃烧的避免为目的延迟点火正时的方法是一直以来已知的。点火正时的延迟化通过抑制未燃混合气的温度及压力的上升，以此抑制其反应的进行。然而，点火正时的延迟化导致热效率及转矩的下降，相对于此执行高压延迟喷射的情况下，通过对燃料喷射形态的研究避免异常燃烧，与此相应地可以提前点火正时，因此可提高热效率及转矩。即，高压延迟喷射不仅可避免异常燃烧，且与该避免相应地可以提前点火正时，有利于燃料消耗量的改善。

[0072] 如以上已说明那样，在SI模式下的高压延迟喷射可以分别缩短喷射期间、混合气形成期间以及燃烧期间，但是在CI模式的区域（2）中执行的高压延迟喷射可以分别缩短喷射期间及混合气形成期间。即，通过向汽缸18内以较高的燃料压力喷射燃料使汽缸18内的湍流增强，以此微粒化的燃料的混合性提高，并且即使在压缩上死点附近的延迟正时喷射燃料，也可以迅速地形成比较均质的混合气。

[0073] 在CI模式下的高压延迟喷射在负荷比较高的区域中，通过在压缩上死点附近的延迟的正时喷射燃料，以此例如防止压缩行程期间中的过早点火，并且如上所述迅速地形成大致均质的混合气，因此在压缩上死点以后，可以确实地进行压缩点火。像这样，在因发动机运行（motoring）而使汽缸18内的压力逐渐下降的膨胀行程期间内，通过执行压缩点火燃烧，以此使燃烧变得缓慢，从而避免随着压缩点火燃烧引起的汽缸18内的压力上升（dP/dθ）急剧地进行的情况。这样，解除NVH（noise vibration harshness；噪声、振动、声振粗糙度）的制约的结果是将CI模式的区域扩大至高负荷侧。

[0074] 返回到SI模式的说明，如上所述SI模式的高压延迟喷射通过在延迟期间内执行燃料喷射以此缩短未燃混合气的可反应时间，而该可反应时间的缩短在发动机1的转速比较低的低速域中，由于对于曲轴角变化的实际时间变长，因此是有效的，相对于此，在发动机1的转速比较高的高速域中，由于对于曲轴角变化的实际时间变短，因此并不那么有效。相反地，在延迟喷射中，将燃料喷射时期设定在压缩上死点附近，因此在压缩行程中，被压缩的是不包含燃料的缸内气体、换而言之是比热比高的空气。其结果是，在高速域中，汽缸
18内的压缩端温度增高，从而存在该较高的压缩端温度会导致爆震的情况。因此，在高负荷且高速域的应喷射的燃料量增加的区域（4）中仅执行延迟喷射时，也可能发生必须使点火正时延迟化，以此避免爆震的情况。

[0075] 因此，如图4所示，在SI模式下转速相对高且负荷高的区域（4）中，如图5（d）所示，将喷射的燃料的一部分在进气行程期间内向汽缸18内喷射，并且将剩余的燃料在延迟期间内向汽缸18内喷射。在进气行程喷射中，降低压缩行程中的缸内气体（即，包含燃料的混合气）的比热比，借助于此可以将压缩端温度抑制得较低。这样通过降低压缩端温度，以此可以抑制爆震，因此可以使点火正时提前。

[0076] 又，通过执行高压延迟喷射，以此如上所述那样增强在压缩上死点附近的汽缸18内（燃烧室19内）的湍流，缩短燃烧期间。这一点也有利于抑制爆震，并且可以使点火正时进一步提前。这样，在区域（4）中，通过执行进气行程喷射和高压延迟喷射的分次喷射，以此避免异常燃烧，同时可以提高热效率。

[0077] 另外，在区域（4）中，为了缩短燃烧期间，也可以代替执行高压延迟喷射而采用多点点火结构。即，将多个火花塞面向燃烧室内地配置，在区域（4）中执行进气行程喷射，与此同时分别驱动该多个火花塞，以此执行多点点火。这样，火焰会从燃烧室19内的多个火苗分别地扩散，因此火焰的扩散快而缩短燃烧期间。其结果是，与采用高压延迟喷射的情况相同地缩短燃烧期间，有利于热效率的改善。

[0078] （从SI模式切换到CI模式时的控制）火花点火燃烧的热效率比压缩点火燃烧低，因此燃烧气体温度相对高。另一方面，在执行压缩点火燃烧的CI模式中，如上所述，为了确保压缩点火的点火性，而至少将内部EGR气体导入至汽缸18内，以此提高汽缸18内的温度状态。

[0079] 在从燃烧气体温度相对高的SI模式切换到CI模式之后不久，汽缸18内处于高温的氛围，并且通过火花点火燃烧产生的温度高的排气导入至汽缸18内，以此在汽缸18内的温度状态较高的状态下执行压缩点火燃烧。在该情况下，例如像进气行程中那样的比较早的时期向汽缸18内喷射燃料时，发生在压缩行程期间中的过早点火，汽缸18内的压力上升率（dp/dθ）变得急剧而存在发生较大的燃烧噪声的担忧。

[0080] 因此，在该发动机1中，执行用于避免从SI模式切换到CI模式时的过早点火，从而避免燃烧噪声的增大的过渡控制。

[0081] 在这里，从SI模式向CI模式的切换是在例如图4所示的温态时的运行映射图中，相当于发动机1的负荷从作为SI模式的高负荷区域向作为CI模式的低负荷区域转移的情况。即，随着发动机1的负荷下降，而从SI模式切换到CI模式。另外，在SI模式和CI模式的边界附近，也存在在发动机1为等负荷的状态下从SI模式向CI模式切换的情况。

[0082] 又，在发动机1的温度为小于规定温度的冷态至半暖机时，压缩点火燃烧不稳定，因此不执行CI模式，而在发动机1的所有的运行区域执行SI模式，对此图示省略。另一方面，如图4所示，在发动机1的温度在规定温度以上的温态时，执行CI模式。因此，随着发动机1的温度上升而达到温态状态，存在发动机负荷在等负荷下从SI模式切换到CI模式的情况。

[0083] 此外，从燃烧稳定性的观点出发，发动机1在怠速状态下为SI模式，因此在从该怠速状态向执行CI模式的低负荷的区域转移时，也从低负荷的SI模式切换为低负荷的CI模式。而且，该发动机1形成为在车辆的减速中执行燃料切断（fuel cut）的结构。在燃料切断中汽缸内的温度状态下降，因此存在在燃料切断的恢复之后不久不能执行压缩点火燃烧的情况。因此，在该发动机1中，在燃料切断的恢复之后不久，在CI模式的区域内也仍然执行SI模式而确保燃烧稳定性，另一方面，之后，汽缸内的温度提高，而转移至通常的CI模式时，从低负荷的SI模式切换到低负荷的CI模式。像这样，从低负荷的SI模式向低负荷的CI模式的切换、换而言之在实质上不改变发动机1的负荷状态的情况下从SI模式向CI模式的切换是在各种状况下进行的。

[0084] 图7是示出从低负荷的SI模式切换到低负荷的CI模式时的过渡控制的时序图，具体而言，图7是示出从SI模式切换到CI模式时的、燃料喷射时期及火花点火时期的变更、缸内压力的变化、进排气门的开阀状态的变更、节气门的开度变更以及汽缸内的气体状态的变化的一个示例。在图7中，曲轴角（即时间）从纸面左方向向右方向行进。另外，图7所示的燃料喷射时期和火花点火时期等以及缸内压力的变化，在本发明的说明中是例示，并不限于图示的正时（图8等也同样）。

[0085] 首先，在图7中的最左侧的第一循环中以低负荷的SI模式运行，在这里，在进气行程期间中执行燃料喷射，并且在压缩上死点附近执行火花点火。这一点对应于过渡控制中的第一步骤。在第一循环中，混合气的空燃比设定为理论空燃比（λ≈1），为了达到与燃料喷射量匹配的新气量，进气侧的VVL 73用大升程凸轮驱动进气门21，在此基础上，VVT 72将其闭阀时期设定在进气下死点后的延迟时期。这样使进气门21延迟关闭，以此限制新气量（参照图7的最下段所示的汽缸内的气体状态）。又，在图例中，在第一循环中，通过使节气门36节流以此补充新气量的限制仅依靠进气门21的控制所不足的部分。然而，为向将节气门开度设定为全开的CI模式的切换做准备，将节气门36逐渐向全开方向打开。又，在作为低负荷的SI模式的第一循环中，不导入外部EGR气体。又，排气侧的VVL 71为关闭。即，也不导入内部EGR气体。这样，在执行火花点火燃烧的第一循环中，尽管排气温度增高（高温已燃气体），但是外部EGR气体及内部EGR气体均不导入至汽缸18内，因此在接着进行的第二循环中，排气实质上不导入至汽缸18内。

[0086] 第二循环相当于从SI模式向CI模式切换时的循环，对应于过渡控制中的第二步骤（即过渡模式）。在这里，将节气门开度设定为全开，另一方面，进气侧的VVL 73从大升程凸轮切换为小升程凸轮。另外，VVT 72处于不工作状态，进气门21的相位不变化。借助于此，进气门21的闭阀时期瞬间切换到进气下死点附近，其结果是，导入至汽缸18内的新气量增大。该进气门21的开闭时期是对应于下述的排气的二次打开的时期。

[0087] 另一方面，喷射器67喷射的燃料量设定为与第一循环大致相同的量，与新气量增大相应地，在第二循环中，混合气的A/F设定为比第一循环中的混合气的A/F（即理论空燃比）大幅度变稀。另外，燃料喷射的正时如图7中例示，设定在进气行程中，借助于此在汽缸18内形成有比较均质的稀混合气。

[0088] 这样，在第二循环中，使火花塞25不工作，并且使比理论空燃比稀的混合气在压缩上死点附近压缩自动点火。这样，使混合气变稀，以此相对于燃料量的气体量增加，因此有利于燃料气体温度的降低，并且通过执行压缩点火燃烧，也使燃烧气体温度比火花点火燃烧下降，因此在第二循环的燃烧后排出的排气温度大幅度下降。另外，在图7的最下段所示的气体状态中，将“已燃气体”的温度的高低用影线的间距宽度的大小来表示，间距宽度窄对应于已燃气体的温度高，间距宽度宽对应于已燃气体的温度低。

[0089] 接着进行的第三循环相当于从SI模式切换为CI模式后不久的循环。即，对应于过渡控制的第三步骤。在第三循环中，通过开启排气侧的VVL 71，以此执行排气的二次打开。借助于此，通过第二循环的压缩点火燃烧产生的已燃气体的一部分导入至汽缸18内，但是如上所述该已燃气体的温度抑制得较低，并且在第二循环中缸内的温度状态也抑制得较低，因此第三循环中的汽缸18内的温度状态不那么高。又，在第三循环中，与第二循环相同地，进气门21保持小升程的状态，并且节气门36设定为全开，因此如图7所示，与内部EGR气体导入至汽缸18内相应地，新气量下降。其结果是，第三循环的混合气的A/F比第二循环的混合气的A/F浓。第三循环的混合气的A/F只要根据发动机1的运行状态设定为理论空燃比或比理论空燃比稀即可。另外，在第三循环中，燃料喷射也设定在进气行程中。

[0090] 这样，在该第三循环中，也与第二循环相同地使火花塞25处于不工作状态。如上所述，在第三循环中，汽缸18内的温度状态不过度增高，因此通过在进气行程中喷射燃料，以此形成于汽缸18内的比较均质的混合气不过早点火而在压缩上死点附近确实地压缩点火，稳定地燃烧。这样，能够避免在从SI模式切换为CI模式后不久燃烧噪声增大的情况。在从SI模式向CI模式的切换结束的第三循环以后，执行根据发动机1的运行状态的燃烧控制。

[0091] 图8示出从高负荷的SI模式切换到低负荷的CI模式时的过渡控制的时序图。这在图4所示的温态时的运行映射图中，可以例示从作为SI模式的区域（3）（或区域（4））向作为CI模式的区域（1）（或区域（2））的转移。

[0092] 即，在图8中最左侧的第一循环中，以高负荷的SI模式运行，在这里是，在从压缩行程后期至膨胀行程初期的期间中执行燃料喷射（即，高压延迟喷射），并且在压缩上死点附近执行火花点火。混合气的空燃比设定为理论空燃比（λ≈1），为了达到与燃料喷射量匹配的新气量，进气侧的VVL 73用大升程凸轮驱动进气门21，在此基础上，VVT 72将其闭阀时期设定在进气下死点后的延迟时期。这样使进气门21延迟关闭，以此限制新气量。又，在第一循环中使节气门36节流并且为向CI模式的切换做准备使节气门36逐渐向全开方向打开的一点与前述相同。另一方面，在作为高负荷的SI模式的第一循环中，与图7的示例不同地，通过打开EGR阀511和/或EGR冷却器旁通阀531，以此将外部EGR气体导入至汽缸18内。又，排气侧的VVL 71为关闭，不导入内部EGR气体。该第一循环对应于过渡控制的第一步骤。在执行火花点火燃烧的第一循环中，排气温度可能增高。

[0093] 接着进行的第二循环与图7相同地相当于从SI模式切换为CI模式时的循环，对应于过渡控制中的第二步骤。在这里，将节气门开度设定为全开，另一方面，进气侧的VVL73从大升程凸轮切换为小升程凸轮。借助于此，进气门21的闭阀时期瞬间切换到进气下死点附近的早闭阀时期，其结果是，导入至汽缸18内的新气量增大。又，将EGR阀511及EGR冷却器旁通阀531全闭，停止外部EGR气体的向汽缸18内的导入。然而，外部EGR的控制响应性低，在将EGR阀511及EGR冷却器旁通阀531全闭后，残留在EGR通路50内的比较高温的排气仍然导入至第二循环的汽缸18内（参照图8的最下段的气体状态）。

[0094] 喷射器67喷射的燃料量设定为与第一循环大致相同的量，借助于此，在第二循环中，混合气的A/F设定为比第一循环中的混合气的A/F（即理论空燃比）稀，但是A/F仅与外部EGR气体相应的量靠近理论空燃比侧。另外，燃料喷射的正时如图8所例示，设定在进气行程中，借助于此形成比较均质的稀混合气。

[0095] 这样，在第二循环中，使火花塞25不工作，而在压缩上死点附近使比前述的理论空燃比稀的混合气压缩自动点火。然而，如上所述，随着外部EGR气体导入至汽缸18内，排气温度可能稍微增高。在这里为了方便说明，将该已燃气体称为中温已燃气体以表示高温已燃气体和低温已燃气体之间的中间程度的温度。假设在接着进行的第三循环中，开启排气侧的VVL 73，从而将该中温已燃气体大量导入至汽缸18内时，存在汽缸18内的温度状态过度增高的情况。

[0096] 因此，在图8的示例中，将第二步骤执行多个循环。即，与第二循环相同地，执行关闭排气侧的VVL 71的第三循环。因此，第二循环及第三循环对应于过渡控制的第二步骤。在该第三循环中，在EGR通路50中未残留排气，因此排气不会导入至汽缸18内。其结果是，混合气的A/F比第二循环稀。这样，在第三循环中通过执行压缩点火燃烧以此使排出的排气温度比第二循环下降（即低温已燃气体）。

[0097] 在接着进行的第四循环中，通过开启排气侧的VVL 71，以此执行排气二次打开。借助于此，将经过第三循环的压缩点火燃烧产生的已燃气体的一部分导入至汽缸18内。在该第四循环中，新气量比第二循环及第三循环仅以与导入内部EGR气体相应的量减少，其结果是，混合气的A/F相对地变浓。这样，在该第四循环中也使火花塞25处于不工作状态而执行压缩点火燃烧，但是汽缸18内的温度状态不会过度增高，因此比较均质且相对浓的混合气不会过早点火的情况下在压缩上死点附近确实地压缩点火，稳定地燃烧。其结果是，避免在从SI模式切换为CI模式后不久燃烧噪声增大。该第四循环对应于过渡控制中的第三步骤。

[0098] 在高负荷的SI模式中，随着燃料量增大而可能使汽缸18内的温度状态增高，并且排气温度也可能增高，因此尤其是在从高负荷的SI模式切换为低负荷的CI模式时容易导致过早点火，但是通过执行图8所示的过渡控制，以此可以确实地避免过早点火。又，在从高负荷的SI模式切换为低负荷的CI模式时，由于不要求较高的转矩，因此在第二步骤（即，第二循环及第三循环）中，可以使混合气的A/F设定为大幅度变稀，充分降低排气温度，避免燃烧噪声，并且变得更加有利。

[0099] 在这里，图9是示出压缩开始时的缸内温度和缸内O2浓度的映射图中的CI燃烧的状态的图，横轴为压缩开始时的缸内温度，并且表示越靠近右侧而温度越高，越靠近左侧而温度越低。又，该图中的纵轴为缸内O2浓度，并且表示越靠近上侧而混合气的A/F越稀，越靠近下侧而混合气的A/F越浓。在图9中，比虚线靠近左侧的区域表示汽缸内的温度状态过度降低而燃烧稳定性恶化的情况，相反地，在图9中比单点划线靠近右侧的区域表示汽缸内的温度状态过度增高而燃烧噪声（即dP/dθ）恶化的情况。因此，由虚线和单点划线夹持的区域成为CI燃烧的成立范围。又，图9中的实线表示混合气的A/F为理论空燃比（空气过剩率λ=1）。

[0100] 在从SI模式切换为CI模式之前的、SI模式的燃烧状态由于汽缸内的温度状态较高，因此在图9所示的映射图中位于右方的未图示的部分。相对于此，过渡模式如在图9中用圆圈所示，通过将比较低温的新气量大量地导入至汽缸18内，以此降低压缩开始时的缸内温度，且使混合气的A/F变稀，相当于在可进行CI燃烧的范围内执行燃烧。这样，如上所述通过过渡模式降低排气温度的结果是，即使导入内部EGR气体，也使压缩开始前的缸内温度收敛于CI燃烧成立范围内，且实现比过渡模式相对浓的混合气的压缩点火燃烧（参照上述图中的黑圆点表示的“通常CI模式”）。

[0101] 又，图10示出从SI模式切换为CI模式时的排气温度的变化的一个示例。图10的横轴表示循环，在包含其中央所示的虚线的左侧上执行SI燃烧，另一方面在比虚线靠近右侧的位置上执行CI燃烧。前述的过渡模式在图10中相当于切换为CI燃烧后的两个循环，随着过渡模式的执行，可知排气温度降低将近200℃。其结果是，如上所述，在从SI模式切换为CI模式时，可以避免过早点火，从而避免燃烧噪声增大。

[0102] 接着，关于前述的过渡控制，参照图11、图12说明由PCM 10执行的控制流程。图11涉及从低负荷的SI模式切换为低负荷的CI模式时的过渡控制，该流程对应于图7的时序图。图11的流程在空气过剩率λ=1的SI模式（然而没有外部EGR的导入）的状态下开始，在开始后的步骤S111中，PCM 10读取各种参数（例如水温、外气温度、发动机负荷、发动机转速、燃料的喷射时期、燃料压力、点火时期、进气门的开闭正时以及排气门的开闭正时等），掌握发动机1的运行状态。然后，在步骤S112中，判断从SI模式向CI模式的转移是否可行。在不能转移时（即为“否”时），重复步骤S111及S112，相对于此向CI燃烧的转移可行时（即为“是”时），转移到步骤S113。步骤S112的判定具体而言如上所述，在发动机1从冷态转移至温态时、发动机1的运行状态从怠速状态转移至怠速以外的低负荷的运行状态时、以及在燃料切断的恢复后从暂时执行SI模式的状态转移至通常的CI模式等时为“是”。
从流程的开始至步骤S112对应于图7所示的时序图的第一循环，并且相当于过渡控制的第一步骤。

[0103] 在步骤S113中，进气侧的VVL 73将凸轮由大升程凸轮切换为小升程凸轮（即凸轮切换（cam shift）），在步骤S114中，判断凸轮切换是否结束。在凸轮切换未结束时（即为“否”时），继续执行步骤S113，另一方面，在凸轮切换结束时（即为“是”时），转移至步骤S115。另外，凸轮切换是瞬间执行的。在步骤S115中，通过使火花塞25处于不工作状态，以此执行从SI模式到CI模式的切换。

[0104] 在接着进行的步骤S116中，判定缸内状态量是否齐备，换而言之判定排气温度是否降低至希望的水平。在这里的判定例如也可以基于以PCM 10读取的各种参数为基础推定的排气温度而执行。在步骤S116的判定为“否”时，继续进行步骤S116，在该判定为“是”时，转移至步骤S117。步骤S113～S116对应于图7所示的流程图的第二循环，相当于过渡控制的第二步骤。因此，步骤S116的判定相当于决定执行过渡模式的第二步骤的循环数。即，在图7的示例中，第二步骤为仅第二循环的一个循环，但是也可以基于排气温度将第二步骤（即过渡模式）继续执行多个循环。

[0105] 另外，在步骤S116中，基于推定的排气温度决定第二步骤的循环数，但是也可以形成为基于从SI模式切换为CI模式前后的发动机1的运行状态等预先设定执行过渡模式的循环数并存储于PCM 10中，在步骤S116中，将过渡模式继续执行仅设定的循环数的结构。

[0106] 在步骤S116后的步骤S117中，开启排气的VVL 71，开始排气的二次打开。该步骤对应于图7的第三循环，相当于过渡控制的第三步骤。这样，从低负荷的SI模式到低负荷的CI模式的切换结束。

[0107] 图12涉及从高负荷的SI模式向低负荷的CI模式的切换，该流程对应于图8的时序图。图12的流程在空气过剩率λ=1的SI模式、且在导入外部EGR的状态下开始。在开始后的步骤S121中，PCM 10读取各种参数，掌握发动机1的运行状态。然后，在步骤S122中，判断是否从SI模式转移到CI模式，在不转移时（即为“否”时），重复执行步骤S121及S122。相对于此，在转移到CI燃烧时（即为“是”时），转到步骤S123。从流程开始至步骤S122对应于图8所示的时序图的第一循环，相当于第一步骤。

[0108] 在步骤S123中，分别关闭EGR阀511及EGR冷却器旁通阀531。在接着进行的步骤S124中，进气侧的VVL 73从大升程凸轮切换为小升程凸轮，在步骤S125中，判断凸轮切换是否结束。在凸轮切换未结束时（即为“否”时），继续执行步骤S124，另一方面，在凸轮切换结束时（即为“是”时），转移至步骤S126。在步骤S126中，通过使火花塞25处于不工作状态，以此执行从SI模式到CI模式的切换。

[0109] 在接着进行的步骤S127中，判定缸内状态量是否齐备（即，排气温度是否降低至希望的水平）。步骤S123～S127对应于图8所示的时序图的第二循环及第三循环，相当于第二步骤。如图8中已说明那样，在切换前的SI模式中将外部EGR气体导入至汽缸18内时，存在将过渡模式执行多个循环的情况。如上所述，步骤S127的判定也可以基于由PCM10推定的排气温度而执行。又，如上所述，也可以预先设定执行过渡模式的循环数。

[0110] 在步骤S128中，开启排气侧的VVL 71，开始排气的二次打开。该步骤对应于图8中的第四循环，相当于第三步骤。这样，从高负荷的SI模式到低负荷的CI模式的切换结束。

[0111] 另外，在前述的结构中，包含执行大升程凸轮和小升程凸轮之间的切换的VVL73而构成进气门21的配气机构，但是进气门21的配气机构也可以代替VVL而具备能够连续地变更其升程量的升程量可变机构（CVVL（continuously variable valve lift））。CVVL可以适当采用公知的各种结构，并且省略关于其详细的结构的图示。通过VVT及CVVL，进气门21可以分别连续地变更其开阀时期及闭阀时期、以及升程量（以及开阀期间）。

[0112] 图13、图14分别示出通过包含CVVL而构成的进气门21的配气机构、从SI模式到CI模式的切换控制。其中，图13涉及从低负荷的SI模式到低负荷的CI模式的切换，这对应于图7。又，图14涉及从高负荷的SI模式到低负荷的CI模式的切换，这对应于图8。

[0113] 首先，在图13的最左侧的第一循环中，以低负荷的SI模式运行，并且混合气的空燃比设定为理论空燃比（λ≈1）。为了达到与燃料喷射量匹配的新气量，进气门21的CVVL以比较小的升程驱动进气门21，并且VVT 72将其闭阀时期设定在进气下死点前的比较早的时期。这样，通过提前关闭进气门21，以此限制新气量。又，通过使节气门36节流以此补充在第一循环中新气量的限制仅依靠进气门21的控制所不足的部分。然而，为向将节气门开度设定为全开的CI模式的切换做准备，将节气门36逐渐向全开方向打开。又，在作为低负荷的SI模式的第一循环中，不导入外部EGR气体。又，关闭排气门22的VVL 71。

[0114] 第二循环继续执行SI模式，但是为在切换为CI模式后执行排气二次打开做准备，使VVT 72工作而延迟进气门21的闭阀时期。借助于此，导入至汽缸18内的新气量比第一循环增量，因此通过在第二循环中使燃料喷射量增量，以此维持理论空燃比。这样，在继续执行SI模式的第二循环中，变得可以利用三元催化器，从而避免排气排放性能的恶化。另一方面，为了相对于燃料喷射量的增大维持等转矩，而在第二循环中也可以比第一循环延迟火花点火时期。在第二循环中，排气温度与第一循环相同地比较高。在图13的时序图中，第一循环及第二循环对应于第一步骤。

[0115] 第三循环相当于从SI模式切换为CI模式时的循环（第二步骤，过渡模式）。在这里，将节气门开度设定为全开，且停止火花塞25的工作。又，通过喷射器67喷射的喷射量减少为达到与第一循环同等的程度。其结果是，与设定为理论空燃比的第一循环相比，新气量增大，而另一方面燃料量大致相同，因此混合气的空燃比比理论空燃比稀。同样地，与设定为理论空燃比的第二循环相比，燃料量减少，因此混合气的空燃比比第二循环稀。这样，在第三循环中，通过使比第一循环及第二循环稀的均质混合气进行压缩点火燃烧，以此降低排气温度。

[0116] 然后，在接着进行的第四循环中，开启排气侧的VVL 71而开始排气的二次打开，将比较低温的排气导入至汽缸18内。通过这样，使混合气的A/F比第三循环变浓，并且稳定地执行压缩点火燃烧。该第四循环对应于第三步骤。

[0117] 接着，在图14中最左侧的第一循环中，以高负荷的SI模式运行，并且混合气的空燃比设定为理论空燃比（λ≈1）。为了达到与通过延迟喷射进行喷射的燃料喷射量匹配的新气量，进气门21的CVVL以较小的升程驱动进气门21，并且VVT 72将闭阀时期设定在进气下死点前的比较早的时期，以此限制新气量。又，在第一循环中，将外部EGR气体导入至汽缸18内。又，排气门22的VVL 71关闭。

[0118] 第二循环与图13的第二循环相同地，继续执行SI模式，并且为排气的二次打开做准备，变更进气门21的闭阀时期以延迟关闭。为了对应于随着该延迟关闭而增量的新气量，使燃料喷射量增量。这样，在第二循环中也将混合气的空燃比设定为理论空燃比。因此，在图14中，也是第一循环及第二循环对应于第一步骤。

[0119] 第三循环相当于从SI模式切换为CI模式时的循环（第二步骤，过渡模式），在这里，将EGR阀511及EGR冷却器旁通阀531均关闭，且停止火花塞25的工作。又，减少通过喷射器67喷射的喷射量以达到与第一循环同等程度。其结果是，第三循环中的混合气的空燃比比理论空燃比稀。这样，在第三循环中，使比第一循环及第二循环稀的均质混合气进行压缩点火燃烧，以此降低排气温度。然而，在图14中，在第一循环及第二循环中，导入外部EGR气体，并且在EGR阀511及EGR冷却器旁通阀531均关闭后，残留在EGR通路50内的已燃气体导入至汽缸18内。其结果是，排气温度充分降低。因此，为了继续执行第二步骤，在接着进行的第四循环中也执行过渡模式。借助于此，排气的温度充分下降，在之后的第五循环中，在开启排气侧的VVL 71而开始排气的二次打开时，低温的排气导入至汽缸18内，以此不会导致过早点火，可以稳定地执行压缩点火燃烧。该第五循环对应于第三步骤。

[0120] 像这样，在包含CVVL的进气门21的配气机构中，也可以执行包含第一步骤、第二步骤及第三步骤的同样的过渡控制。然而，VVL 73在如下方面优异：可以瞬间执行过渡控制中的从第一步骤到第二步骤的切换，提高过渡控制的响应性，模式的切换变得顺利。

[0121] 另外，在这里公开的技术并不限于对前述的发动机结构的应用。例如，进气行程期间内的燃料喷射不仅通过设置于汽缸18内的喷射器67进行，而且也可以通过另外设置在进气道16上的进气道喷射器向进气道16内喷射燃料。

[0122] 又，发动机1并不限于直列四汽缸发动机，也可以应用于直列三汽缸发动机、直列二汽缸发动机、直列六汽缸发动机等。又，还可以应用于V型六汽缸、V型八汽缸、水平对置四汽缸等的各种发动机中。

[0123] 又，图4所示的运行区域只是例示，除此以外可以设置各种运行区域。

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