通过在低燃料含量的空气燃料比的状态下进行燃烧而改进火花点火发动机的燃料消耗的 已有技术，是为人们所熟知的，在这种技术中，气缸中混合气的空气燃料比大于理论空气燃 料比(或理论上的空气燃料比)。例如，如日本公开专利申请号H10-274085中所述，设置了 一个直接向燃烧室喷设燃料的燃料喷射阀，通过在低速低负荷等区域进行分层的进气燃烧而 产生超低燃料含量的燃烧。具体地说，这样的分层进气燃烧通过在压缩冲程中喷设燃料而改 变在点火中火花塞附近混合气的成分比，同时控制空气进气率和燃料喷射率，从而在燃烧室 中产生总体上燃料含量大大低于理论空气燃料比的状态，并且在这样的状态下进行由火花塞 强制点火的燃烧。
在由上述的分层进气燃烧进行超低燃料含量的燃烧时，热效率得到改进，空气进气率变 大，减少了进气负压，因此大大改进了燃料消耗。还有，在这样的超低燃料含量分层进气燃 烧的状态下，即使一些过量存在的空气被EGR替代，还是能够实现完全令人满意的燃烧，因 此可以利用较大量的EGR，从而对降低NOx等有利。这样，即使引进了大量的EGR，仍能得 到降低燃料抽送损失的好处，和空气进气率和EGR率不分层控制的普通燃烧相比，热效率还 是能够提高；从而得到改进燃料消耗的好处。
在进行分层进气燃烧时，由于空气燃料比使燃料含量较低，燃料消耗改进可以达到一定 的程度，但如果混合气的燃料含量低于一定程度，燃烧率就变得太低，其结果是，接近最后 阶段的燃烧不能对发动机的工作作出贡献，因此燃料消耗反而变差。这样，通过在分层进气 燃烧中降低燃料含量而达到改进燃料消耗的程度就受到限制。
人们对另一种改进燃料消耗的压缩点火技术进行了研究。这种压缩点火和柴油发动机的 情况一样，是在压缩冲程的后期在燃烧室的高温高压下燃料的自我点火。如果进行这样的压 缩点火，即使在超低燃料含量的空气燃料比或引进大量EGR的状态下，燃烧仍能立即在整个 燃烧室中发生。因而避免了对发动机工作停止的慢燃烧，有利于改进燃料消耗。
但是，在普通的火花点火发动机(气油机)中，强制点火是必须的，并且在燃烧室中压 缩冲程的上死点附近的温度和压力并未提高到足以产生压缩点火的程度；这样，如果要使燃 烧室的温度和压力，提高到压缩点火必须的理想程度，就必须采取特殊的手段。但是，在常 规的火花点火发动机中，要将燃烧室的温度或压力提高到能产生压缩点火的程度是很困难的， 因为要在低负荷区域改进燃料消耗，又要在高负荷区域防止发动机爆震，因此，这样的技术 一直没有得到执行。
鉴于上述各种问题，本发明提供了一种用于火花点火发动机的控制装置，其中，通过以 低燃料含量的燃烧而改进燃料的消耗，另外，通过在气缸的一部分中有效地进行压缩点火， 更可以提高燃料消耗的利益。

根据本发明，在一种多缸火花点火发动机中，其中气缸具有分别以规定的相位差来执行 由进气，压缩，膨胀和排气的各个冲程所构成的循环的多个气缸，可使排气冲程和进气冲程 相互重叠的一对气缸中，从处于排气冲程侧的前气缸排出的已燃烧过气体通过缸际气体通道 引入处于进气冲程侧的后气缸，所述控制装置至少在低负荷，低速运转区域内，以双气缸互 连状态构成气体流动路径，使所述前气缸排出的已燃烧过气体通过所述缸际气体通道被直接 引入所述后气缸，从后气缸排出的气体被导入排气通道；并且设置控制各个气缸中的燃烧的 燃烧控制器，至少在所述双气缸互连状态的运转区域的部分运转区域中，向该前气缸中的燃 烧所产生的已燃烧气体供给后气缸所需的燃料，并于后气缸通过压缩自我点火进行燃烧。
如果采用这样的结构，至少在低负荷，低速运转区域，通过在前气缸中的低燃料含量的 燃烧而可提高热效率，而燃料抽送损失被降低，使获得相当明显的燃料成本改进效果成为可 能。还有，在后气缸的场合，燃烧是通过将燃料提供到从前气缸引入的低燃料含量的空气燃 料比的已燃烧的气体中进行的，因为这些已燃烧的气体温度高，因此燃烧室的温度已上升到 在压缩冲程的最后阶段能实现压缩点火的程度从而能进行压缩点火。这样，通过引入已燃烧 的气体，在后气缸中产生了同样的情况，就好象引入大量的EGR，因为甚至在这样的状态下 通过压缩点火也能迅速地进行燃烧，燃烧有效地作出了贡献，并且通过这一点以及通过减少 燃料抽送损失，大大降低了燃料的成本。
在根据本发明的装置中，在所述双气缸互连状态下，将后气缸的空气燃料比设定为等于 理论空气燃料比或者更小，并且在和该后气缸连接的排气通道中，设置三效催化剂或氧化催
这样，虽然在前气缸中以低燃料含量的空气燃料比进行燃烧，因为是低于理论空气燃料 比的气体被引入排气通道，低燃料含量的NOx催化剂不再必要，对诸如损害燃料成本改进效 果，或因空气燃料比临时性的富集作用引起的硫的毒害的这类问题就可以避免了。
还有，设置直接向所述前气缸中喷射燃料的燃料喷射阀，在所述双气缸互连状态下，使 上述前气缸中保持稀薄空气燃料比，并且在压缩冲程从所述燃料喷射阀向上述前气缸喷射燃 料，通过强制点火进行分层充气燃烧有可能实现超低燃料含量的空气燃料比的燃烧，从而增 加了改进燃料成本的效果。
将处于所述双气缸互连状态下的前气缸的空气燃料比设定为理论空气燃料比的两倍或者 两倍以上，通过在前气缸的低燃料含量的燃烧，就能得到大的改进燃料成本的效果，含有大 量稀薄空气的已燃烧的气体被从前气缸送到后气缸，这有利于在后气缸中的燃烧。
还有，在所述双气缸互连状态下，最好是后气缸的空气燃料比设定为大于理论空气燃料 比的空气燃料比。
这样，可以在后气缸中通过压缩点火迅速进行燃烧，同时仍保持低燃料含量的空气燃料 比，因此可减少Nox的产生，也提高了改进燃料成本的效果。
在所述双气缸互连状态下，最好是在后气缸中于进气冲程喷射燃料以进行均匀的燃烧。 如果做到这一点，低燃料含量的空气燃料比的已燃烧的气体和燃料在后气缸中均匀地混合， 这样，通过压缩自我点火就能令人满意地进行燃烧。
还有，该装置最好包括用于切换新鲜空气和气体的流道路径的流道路径切换装置，在高 负荷，高速的运作区域，使各个气缸的进气口和排气口保持独立，从而将新鲜空气从进气通 道引入各个气缸的进气口，同时将各个气缸的排气口排出的废气导入所述排气通道，并且燃 烧控制器在所述高负荷，高速的运作区域中将各个气缸中的空气燃料比设定至理论空气燃料 比或者更小，通过强制点火进行燃烧。
这样，就有可能防止后气缸的热负荷变得过高，从而保证了在高负荷，高速的运转区域 中的输出性能。
如果做到了这一点，最好是在所述前气缸中设有与所述进气通道连通的进气口，及与所 述排气通道连通的第一排气口以及与缸际气体通道连通的第二排气口，并且所述后气缸中设 有与所述进气通道连通的第一进气口，与所述缸际气体通道连通的第二进气口以及与所述排 气通道连通的排气口，并且作为所述流动路径的切换装置，包括分别对打开和关闭所述前气 缸的第一和第二进气口的第一和第二进气阀在工作状态和停止状态之间切换的阀门停止机 构；以及在低负荷，低速运转区域中使所述第一排气阀和所述第一进气阀处于停止状态，使 构；以及在低负荷，低速运转区域中使所述第一排气阀和所述第一进气阀处于停止状态，使 所述第二排气阀和所述第二进气阀处于工作状态，在高负荷，高速运转区域状态中使所述第 一排气阀和所述第一进气阀处于工作状态，使所述第二排气阀和所述第二进气阀处于停止状 态的阀门停止机构控制器。
由此，通过控制阀门的停止机构，就能根据低负荷，低速运转区域或高负荷侧，高速侧 的运转情况容易地使流动路径的切换实现。
还有，在根据本发明的装置中，有效地设置了燃烧控制器执行在所述双气缸互连状态下 使燃烧进行的特殊运转模式，且所述燃烧控制器在所述特殊运转模式的运转区域中的至少一 部分运转区域内，使所述后气缸中燃料时的空气燃料比基本上为空气燃料比，同时控制前气 缸和后气缸的燃料供给量使前气缸的燃料供给量较大，由此使前气缸中燃烧时的空气燃料比 小于理论空气燃料比两倍的值，并且在前气缸中通过强制点火使燃烧予以进行，在后气缸中 通过压缩自我点火使燃烧予以进行。
如果做到这点，以后从后气缸排到排气通道的气体就是理论空气燃料比，气体的净化能 简单地通过三效催化剂完全令人满意地达到，通过使前气缸的燃料提供比率较大而使前气缸 的空气燃料比小于两倍的理论空气燃料比的值，从前气缸引入后气缸的气体的温度得以提高， 从而改进了后气缸的自我点火能力，提高了已燃烧气体相应于该气体中EGR的成分的数量等， 因此也改进了抑制爆震的效果。
在所述特殊运转模式中，后气缸进行压缩自我点火的运转区域的中速区域，使前气缸中 燃烧时的空气燃料比大致为理论空气燃料比的两倍或两倍以上的值。
如果做到这一点，在后气缸在特殊运转模式中进行压缩自我点火的运转区域的中速区域， 燃料成本改进的效果得到提高。
这样，在所述特殊运转模式中比后气缸进行压缩自我点火的运转区域的中速区域低速的 运转区域，使前气缸中燃烧时的空气燃料比为小于理论空气燃料比两倍的值，从而在运转区 域的后气缸在特殊运转模式中进行压缩自我点火的中速区域的低速侧的运转区域中的自我点 火能力得到改进。
另外，在所述特殊运转模式中比后气缸进行压缩自我点火的运转区域的中速区域高速的 运转区域，使前气缸中燃烧时的空气燃料比为小于理论空气燃料比两倍的值，在运转区域的 后气缸在特殊运转模式中进行压缩自我点火的中速区域的高速侧的运转区域中爆震的发生得 到抑制。
还有，在所述特殊运转模式中，最好是在后气缸进行压缩自我点火的运转区域的中负荷 区域，使前气缸中燃烧时的空气燃料比大致为理论空气燃料比的两倍或者两倍以上的值。
这样，在运转区域的后气缸进行特殊运转模式中的压缩自我点火的中等负荷区域燃料成 本改进的效果得到提高。
还有，在所述特殊运转模式中，最好是在后气缸进行压缩自我点火的运转区域的中速、 中负荷区域，使前气缸燃烧时的空气燃料比大致为理论空气燃料比的两倍或者两倍以上的值。
这样，在运转区域的后气缸进行特殊运转模式中的压缩自我点火的中速、中负荷区域燃 料成本改进的效果得到提高。
还有，在所述特殊运转模式中后气缸进行压缩自我点火的运转区域中，使前气缸燃烧时 的空气燃料比在负荷降低时相应较小。
这样，在后气缸在特殊运转模式中进行压缩自我点火的运转区域，当负荷降低时压缩自 我点火变得更困难的趋势得到补偿。
适当地还有，当发动机温度较低时，在所述特殊运转模式中后气缸进行压缩自我点火的 整个运转区域，使前气缸中燃烧时的空气燃料比为小于理论空气燃料比两倍的值。
这样，甚至在发动机温度较低时也能达到压缩自我点火。
设置的一个燃料喷射控制器也是有效的，在所述特殊运转模式中后气缸进行压缩自我点 火的运转区域，使在易于产生爆震的运转状态下相对于后气缸的燃料喷射时间，相对延迟于 在不易产生爆震的运转状态下相对于后气缸的燃料喷射时间。
如果做到这点，在后气缸进行压缩自我点火的运转区域，在爆震很可能发生的工作状态 下，对于向后气缸的燃料喷射时间可被相对延迟，从而抑制了混合物的激化，因此可有效地 防止因混合物的自我点火能力而变得太快引起爆震的发生。还有，在后气缸进行压缩自我点 火的运转区域，在爆震不大可能发生的工作状态下，向后气缸喷射燃料的时间相对可提前， 从而有效地防止因混合物的激化引起后气缸发生熄火，并且可通过保持压缩自我点火的能力 而能达到热效率的改进。
适当地还有，在所述特殊运转模式中后气缸进行压缩自我点火的运转区域，在易于发生 爆震的运转状态下随着爆震可能性的增加，将相对于后气缸的燃料喷射时间向压缩冲程的滞 后侧设定。
如果做到这一点，在后气缸进行压缩自我点火的运转区域因后气缸燃烧室的高温可能发 生爆震的区域中，通过相对延迟向后气缸喷射燃料的时间，将其设定在压缩冲程的后半程， 将混合物的激化抑制到一个适当的程度而有效地防止爆震的发生。
适当地还有，在所述特殊运转模式中后气缸进行压缩自我点火的运转区域，于易于爆震 定在压缩冲程的后半程。
如果做到这一点，在后气缸进行压缩自我点火的运转区域，混合物的激化被抑制到一个 适当的程度，就可能使有效地既防止爆震的发生，同时也防止熄火的发生。
适当地还有，在后气缸进行压缩自我点火的运转区域中，对产生爆震的可能性或爆震的 强度进行判断，当判定发生爆震的可能性或爆震的强度增大时，使所述燃料分次喷射的后期 燃料喷射时间产生延迟以接近于压缩冲程的上死点。
如果做到这一点，在后气缸进行压缩自我点火的运转区域，混合气的激化被抑制到一个 适当的程度，就可能有效地防止爆震的发生，同时也防止熄火的发生成为。
适当地还有，在后气缸进行压缩自我点火的运转区域中，于易于产生爆震的运转状态下， 将喷射至后气缸的燃料分次进行喷射，同时将所述分次喷射的后期燃料喷射量设定为大于前 期燃料喷射量。
如果做到这一点，在后气缸进行压缩自我点火的运转区域，就可有效地防止爆震的发生， 同时也防止熄火的发生。
如果做到这一点，最好是在后气缸进行压缩自我点火的运转区域，当发动机处在高负荷 侧的运转区域时，对产生爆震的可能性进行判断，当判断产生爆震的可能性较高时，增大相 对于喷射至后气缸的燃料喷射总量的后期燃料喷射量的比例。
如果做到这一点，在后气缸进行压缩自我点火的运转区域，通过进一步抑制混合气的激 化，就可有效地防止爆震的发生。
适当地还有，在后气缸进行压缩自我点火的运转区域，当发动机处在高负荷侧的运转区 域时，则判定发动机处于易产生爆震的状态。
如果做到这一点，在后气缸进行压缩自我点火的运转区域，对于的向后气缸的燃料喷射 时间可适当的控制。
适当地还有，在使用低辛烷值的燃料时，判定后气缸进行压缩自我点火的区域处于易产 生爆震的状态。
这样，在后气缸进行压缩自我点火的运转区域，向后气缸的燃料喷射时间适当地受到控 制。
如果做到这一点，适当地配置产生涡流的涡流产生装置，这样，在易产生爆震的运转状 态下，于后气缸进行压缩自我点火的区域的压缩冲程的后半程保持强烈的紊流。
如果做到这一点，在后气缸进行压缩自我点火的运转区域，通过在压缩冲程的后半程保 持高强度的紊流而改进燃烧性的效果，以及通过延迟向后气缸的燃料喷射时间使其更接近于 压缩冲程的上死点而抑制爆震的效果就可以被结合在一起。
适当地还有，通过将缸际气体通道的顶部从平面看指向后气缸的气缸切线方向，同时在 后气缸的进气冲程中从所述缸际气体通道将已燃烧的气体引入后气缸，使燃烧室中产生涡 流。
这样，通过在后气缸进行压缩自我点火的运转区域的后气缸的进气冲程，工作状态下， 通过缸际的气体通道，将从前气缸排出的已燃烧气体引入后气缸而在压缩冲程的后半程保持 高强度的紊流，形成涡流，从而保持后气缸的完全令人满意的燃烧状态。
还有，如果根据本发明的装置的燃烧控制器装置执行在所述双气缸互连状态下使燃烧进 行的特殊运转模式，所述燃烧控制器在所述特殊运转模式的运转区域的至少一部分运转区域 内，使所述后气缸通过压缩自我点火进行燃烧，使压缩自我点火的区域中的高负荷区域的前 气缸的空气燃料比相对低于低负荷区域的前气缸的空气燃料比，打开将新鲜空气引入后气缸 的新鲜空气引入进气阀，使新鲜空气与所述前气缸排出的已燃烧气体一起被引入后气缸。
如果做到这一点，如果在后气缸进行压缩自我点火的区域是在高负荷侧的区域中，前气 缸的空气燃料比就会相对富余，被引入后气缸的已燃烧气体中的氧气浓度也相应下降，于是 通过打开新鲜空气引入进气阀将新鲜空气引入后气缸，这样通过消除了后气缸中新鲜空气的 不足而后气缸的压缩自我点火就可顺便地进行，从而通过增加引入后气缸的已燃烧气体成分 的数量而有效地防止爆震的发生，从而发动机的输出。
在所述特殊运转模式中后气缸进行压缩自我点火的运转区域的低负荷区域，新鲜空气引 入进气阀被保持在关闭状态；在所述压缩自我点火区域的高负荷区域中，新鲜空气引入进气 阀在后气缸进气冲程的上死点附近被打开，并在后气缸的进气冲程的执行过程中予以关闭。
如果做到这一点，在后气缸进行压缩自我点火的运转区域的低负荷侧的区域中，通过使 前气缸的空气燃料比处于相对低燃料含量而使引入该后气缸的已燃烧气体中的氧气浓度被保 持在一个高值，能通过将新鲜空气引入进气阀保持关闭状态就可防止后气缸的空气燃料比变 为低燃料含量。还有，通过在后气缸的压缩自我点火区域的高负荷侧的区域中，在进气的上 死点附近打开新鲜空气引入进气阀，有效地将新鲜空气引入后气缸，以及通过在后气缸的进 气冲程期间关闭该阀停止新鲜空气的引入，就可达到将从前气缸输送的已燃烧的气体平稳地 引入后气缸。
在所述特殊运转模式中后气缸进行压缩自我点火的运转区域的高负荷区域，最好是于进 气冲程的执行过程中使后气缸的已燃烧气体引入阀打开，并在该已燃烧气体引入阀的打开时 间之前，使新鲜空气引入进气阀先期予以打开。
如果做到这一点，在后气缸进行压缩自我点火的运转区域的高负荷区域中，新鲜空气被 有效地引入后气缸，然后在后气缸的进气冲程的过程期间已燃烧气体引入阀被关闭，从而保 证从前气缸输送的已燃烧气体被引入后气缸。
在所述特殊运转模式中后气缸进行压缩自我点火的运转区域的高负荷区域，最好是针对 低负荷区域使前气缸的浓厚空气燃料比增加，并对应上述关系来提高新鲜空气进气量相对于 引入后气缸的总气体量的比例，以对前气缸的空气燃料比的富余作出反应。
还有，在后气缸进行压缩自我点火的运转区域的高负荷区域，引入后气缸的新鲜空气的 引入比率和总气体的比率的比例受到控制，以便和该区域的低负荷侧区域相比其对前气缸的 空气燃料比的富余新作出反应，得到提高。
这样，在后气缸进行压缩自我点火的运转区域是在高负荷侧的区域中，那么如果前气缸 的空气燃料比相对富余，引入后气缸的气体中的氧气含量就相应下降，其引入后气缸的新鲜 空气的引入比率和总气体的比率的比例上升，因此后气缸中新鲜空气的不足被有效地消除， 从而后气缸的压缩自我点火能顺便进行，并通过抑制后气缸中温度的上升而有效地防止了爆 震的发生。
还有，至少在后气缸进行压缩自我点火的运转区域中，对后气缸的空气燃料比进行控制， 使后气缸排放的废气中的氧气浓度为对应于理论空气燃料比的燃烧状态的值。
这样，至少在后气缸进行压缩自我点火的运转区域中，尽管在前气缸中的燃烧以低燃料 含量的空气燃料比进行，仍然只有后气缸的已经以理论空气燃料比燃烧的已燃烧气体被输送 到排气通道中。
还有，在(根据)本发明的装置中，将在双气缸互连状态下使燃烧予以进行的控制模式 作为特殊运转模式，所述燃烧控制器对应于发动机负荷的增大来增加喷射至所述前气缸和后 气缸的燃料喷射总量，其控制过程是，在所述后气缸中，于所述特殊运转模式的至少一部分 运转区域中通过压缩自我点火使燃烧予以进行，并且在所述前气缸中，在所述后气缸进行压 缩自我点火的运转区域的中低负荷区域，使燃料喷射以分层状态进行分层进气稀薄燃烧；其 控制程序是，在负荷高于所述分层进气稀薄燃烧的运转区域的高负荷区域使燃料喷射在均匀 分散的状态下进行均匀的稀薄燃烧。
这样，进行这样的控制就可根据发动机的负荷区域而改变前气缸的燃烧状态。因此就能 相应地达到对燃料成本的改进，同时还可有效地防止爆震。例如，在后气缸进行压缩自我点 火的运转区域，在总的燃料喷射比率相对较小的中·低负荷区域中，能进一步达到对燃料成 本的改进；同时用分层进气的低燃料含量的燃烧保持燃烧的稳定性。相反，在该中低负荷区 域的高负荷侧，通过在总燃料喷射比率增加时使空气燃料比值相对较小，而进行均匀的低燃 料含量的燃烧，就能达到此在相同的空气燃料比状态的情况下更低的燃烧温度，并且通过抑 制被引入后气缸的已燃烧气体的温度的提高，而防止后气缸中爆震的发生，或降低爆震发生 的可能，并且后气缸进行压缩自我点火的运转区域也就可扩大。结果，更能进一步提高燃料 成本改进的效果。
在前气缸中以均匀的稀薄状态进行燃烧的高负荷侧的运转区域中，最好是所述前气缸的 空气燃料比大致为理论空气燃料比的两倍值或小于所述理论空气燃料比的值。
如果做到这一点，如果前气缸中均匀稀薄燃料状态变得比规定的要高则时可能有发生熄 火，但通过使空气燃料比为基本两倍于理论空气燃料比或比该值较小的值，燃烧是能够稳定 的，并且引入到后气缸的已燃烧气体的温度的提高也可受到抑制。
还有，在所述前气缸进行分层进气稀薄燃烧的中低负荷运转区域的低负荷运转区域中， 使所述前气缸的空气燃料比大致为理论空气燃料比的两倍的值，或小于所述理论空气燃料比 的值。
如果做到这一点，在燃料喷射比率小的中低负荷区域，由分层进气的低燃料含量燃烧可 使引入后气缸的已燃烧气体的温度提高，因此，在低负荷侧可以在后气缸中进行压缩自我点 火的范围能被扩大。
适当地还有，在所述前气缸中进行分层进气稀薄燃烧的中低负荷运转区域的低负荷运转 区域中，如果所述后气缸中的压缩自我点火难以进行，使所述前气缸的空气燃料比大致为理 论空气燃料比两倍的值，或小于所述理论空气燃料比的值，并且前气缸的燃烧模式从所述分 层进气的稀薄状态转变为所述均匀的稀薄状态，使所述后气缸中的点火模式从压缩自我点火 转变到强制点火。
如果做到这一点，如果发动机未被充分预热等，而在后气缸进行压缩自我点火困难的情 况下，前气缸的空气燃料比就会减小，从而提高引入后气缸的已燃烧气体的温度；还有，通 过应用均匀的低燃料含量燃烧，和该空气燃料比状态相伴的对燃料成本的改进不利的作用能 被抑制，后气缸中从强制点火到压缩自我点火的转变可以进行得较早。
还有，在本发明的一种装置中，进气和排气的流动路径可进行切换，上述流动路径可在 各气缸以独立状态分别独立进行燃烧的普通运转模式和在所述双气缸互连状态下进行燃烧的 特殊运转模式之间进行切换。所述控制装置包括：在普通运转模式中，向各个气缸独立供给 燃料的第一燃料喷射装置；在所述特殊运转模式时，在所述前气缸的燃烧结束之后，已燃烧 气体被引入后气缸之前，可针对所述已燃烧气体来供给后气缸所需燃料的第二燃料喷射装 置；以及燃烧控制器，在所述普通运转模式通过所述第一燃料喷射装置供给燃料，使各气缸 的空气燃料比等于理论空气燃料比，并以该空气燃料比进行燃烧；在特殊运转模式，在所述 前气缸中通过所述第一燃料喷射装置供给燃料，以大于理论空气燃料比规定量的空气燃料比 的状态通过强制点火进行燃烧，所述燃烧控制器控制各气缸中的燃烧，于所述后气缸导入通 过所述第二燃料喷射装置向所述已燃烧气体供给燃料所形成的理论空气燃料比状态的燃气， 并通过压缩自我点火进行燃烧。
这样，在前气缸中，通过低燃料含量的燃烧而热效率得到提高，并且燃料抽送损失得以 减少，而在后气缸中，通过将燃料提供到来自前气缸的已燃烧气体而进行压缩自我点火；这 样，燃烧进行得迅速，因此燃烧可使发动机有效地作功，即得到有效燃烧，和减少过泵燃料 损耗的优点，结果，燃料成本得到明显改进。另外，在前气缸完成燃烧以后，相应于后气缸 所需数量的燃料被提供到后气缸，并以和高温的已燃烧气体充分混合的混合气状态状态被引 入后气缸，结果，后气缸中自我点火的能力得到改进。
在这种情况下，最好是所述第一燃料喷射装置直接向所述前气缸的燃烧室喷射燃料，在 所述特殊运转模式中，通过所述燃料控制器，使相对于所述已燃烧气体的后气缸使用燃料的 供给于所述前气缸的排气冲程中由所述前气缸的第一燃料喷射装置予以进行，从而使所述前 气缸的第一燃料喷射装置可被用作所述第二燃料喷射装置。
这样，因为燃料在早阶段就提供到已燃烧的气体，已燃烧气体和混合气在更有效混合的 状态下被引入后气缸，因此后气缸的自我点火能力得到有效提高。还有，通过前气缸的第一 燃料喷射装置以相应于后气缸所需数量供给燃料，这种基本结构能不需修改地利用，例如， 在直接喷射燃料型的发动机中配备向各气缸进行缸内喷射燃料的燃料喷射器(燃料喷射装 置)，使以和通用目标相一致的方式应用本发明成为可能。
如果做到这一点，所述第一燃料喷射装置可以将燃料喷入所述后气缸的进气通道中。也 就是，对于前气缸，第一燃料喷射装置可以被安排成能将燃料喷进气缸，对于后气缸，第一 燃料喷射装置可以被安排成将燃料喷入进气通道中。
适当地还有，所述第二燃料喷射装置设置在沿所述缸际气体通道上，在所述已燃烧气体 从前气缸排出之后，并被引入后气缸之前，可相对于所述已燃烧气体供给后气缸所需的燃料。
这样，在特殊运转模式中通过以相应于引入后气缸的数量将燃料提供到流过缸际气体通 道的已燃烧气体而达到较好的激化。
适当地还有，在所述特殊运转模式中，所述燃料控制器能在第一燃料喷射模式和第二燃 料喷射模式之间切换燃料喷射模式。在第一燃料喷射模式中，通过在将已燃烧气体从所述前 气缸引入后气缸之后，将对应于后气缸所需的燃料由后气缸的第一燃料喷射装置供给供给至 所述已燃烧气体，并通过压缩自我点火进行燃烧；在第二燃料喷射模式中，于所述前气缸的 燃烧完成之后，并将已燃烧气体引入后气缸之前，将对应于后气缸所需的燃料由所述第二燃 料喷射装置供给至所述已燃烧气体，并通过压缩自我点火进行燃烧。所述燃料控制器可根据 运转状态的信息来判断后气缸压缩自我点火能力的程度，并根据上述判断的结果来切换所述 燃料喷射的模式。
这样，在特殊运转模式中，后气缸的自我点火能力可通过根据工作状态而改变燃料喷射 模式而得到增强。
如果做到这一点，所述燃烧控制器可以在后气缸自我点火能力较低的运转状态下将所述 燃料喷射模式置于第二燃料喷射模式。
这样，当在后气缸的自我点火能力的程度低的工作状态时，通过由已燃烧气体和混合气 的混合效果而提高的后气缸的自我点火能力，后气缸的燃烧稳定性就可得到改进。
相应地还有，所述燃料喷射装置在预热操作以后的气缸温度低于规定温度时，可判定自 我点火能力处于较低程度的运转状态。
如果做到这一点，在确定存在状态后气缸在预热操作以后气缸温度低并低于规定温度以 致自我点火能力低的一种工作状态时，可通过将燃料喷射模式设置于第二燃料喷射模式，而 提高后气缸的自我点火的能力。
相应地还有，所述燃烧控制器在负荷极低的区域中可判定自我点火能力处于较低程度的 运转状态。
如果做到这一点，在确定存在状态在后气缸的一个很低的负荷区域的燃料喷射比率很低 以致自我点火能力降低这样一种工作状态时，通过将燃料喷射模式置于第二燃料喷射模式， 后气缸的自我点火的能力就得到提高。
在根据本发明的装置中，设置有在所述双气缸互连状态下，用于将新鲜空气引入所述前 气缸的前气缸进气阀和用于将已燃烧气体从所述缸际气体通道引入所述后气缸的已燃烧气体 引入阀；在上述双气缸互连状态的运转区域中，至少位于低负荷一侧的规定区域内，所述后 气缸进气冲程的下死点和所述已燃烧气体引入阀的关闭时间之间的间隔被设定成短于所述前 气缸的进气冲程的下死点和所述前气缸进气阀的关闭时间之间的间隔。
如果做到这一点，在双气缸互连状态下的运转区域的至少位于低负荷一侧的规定区域 中，后气缸的已燃烧气体引入阀的关闭时间，要早于前气缸中新鲜空气的进气，因此后气缸 的有效压缩比增加，由于气缸温度的升高而促进了自我点火。因此，甚至由于难以提高气缸 温度而自我点火能力低的低负荷区域自我点火能力也得到改进，通过压缩自我点火的燃烧， 能进一步扩展到低负荷区域，因此促进了燃料成本和排出净化的进一步改进。
在这种情况下，最好是设置有可排放所述后气缸的废气的后气缸排气阀，以及在双气缸 互连状态下的运转区域中至少位于低负荷一侧的规定区域内，所述已燃烧气体引入阀的打开 时间被设定在所述后气缸的进气冲程的上死点，同时所述后气缸排气阀一直打开直至所述后 气缸的排气冲程的上死点。
如果做到这一点，后气缸排气阀和已燃烧气体引入阀阀门打开时间的重叠会缩短，结果， 可防止被称为“直吹”的被引入后气缸的已燃烧气体通过后气缸的排气阀直接排出到排气通 道，后气缸的有效压缩比增加，提高了自我点火能力，促进了燃料成本和排出净化的进一步 改进。
还有，在双气缸互连状态下的运转区域中位于高负荷一侧的规定区域内，所述已燃烧气 体引入阀的关闭时间最好被设定为滞后于位于低负荷一侧的规定区域内的所述时间。
如果做到这一点，相反，当存在发生不正常燃烧，诸如因不必要的高气缸温度引起的爆 震等的危险时，气缸温度可以通过延迟已燃烧气体引入阀的关闭时间而减少后气缸的有效压 缩比而降低；不正常燃烧因此可以防止，可以通过压缩自我点火而进行燃烧的运转区域因此 而被扩展。
还有，在所述双气缸互连状态下的运转区域中位于高负荷，高转速一侧的规定区域内， 最好是所述已燃烧气体引入阀的关闭时间被设定为滞后于位于低负荷，低转速一侧的规定区 域内的所述时间。
如果做到这一点，可以也考虑到对转速进行控制，以达到对压缩自我点火的能力的更精 确更适当的控制。
还有，在所述双气缸互连状态，最好是设置将所述前气缸的已燃烧气体排放到所述缸际 气体通道的已燃烧气体排气阀，在所述双气缸互连状态的运转区域中，所述已燃烧气体排气 阀的关闭时间被设定为超前于位于所述已燃烧气体引入阀的关闭时间，同时所述已燃烧气体 排气阀的打开周期和所述已燃烧气体引入阀的打开周期被保持在固定的规定值，根据发动机 的负荷使所述已燃烧气体排气阀的打开时间和所述已燃烧气体引入阀的打开时间做前后变 动，同时使两者之间保持一定的时间差。
这样，在相对低的负荷下，后气缸的有效压缩比通过已燃烧气体引入阀的关闭时间的导 前而增加，因为已燃烧气体排气阀的关闭时间在已燃烧气体引入阀的关闭时间的导前侧，被 留在后面前气缸中的已燃烧气体的数量增加，提高了气缸温度，结果，因为已燃烧气体温度 的提高，后气缸的气缸温度也提高；因此在低负荷侧的压缩自我点火区域可以扩展。
相反，在相对高的负荷下，打开周期整体被延迟，已燃烧气体引入阀的关闭被延迟，从 而减小了后气缸的有效压缩比，通过减少前气缸的内部EGR而降低了已燃烧气体的温度；因 此就防止了后气缸的不正常燃烧，从而使在高负荷侧扩展压缩自我点火区域成为可能。结果， 能进一步促进燃料成本和气体净化的改进。
应该注意，因为这些阀门打开时间的时间差被安排成保持恒定，已燃烧气体排气阀的打 开周期和已燃烧气体引入阀的打开周期被保持在固定的规定值，在具有各个气缸的打开·关 闭时间由和各自阀门的打开·关闭相关的凸轮的形状独特地设定这样的结构的发动机中，凸 轮不需要改变，和各自的阀门相关的凸轮可以始终用同一种凸轮。阀门打开时间的变化可以 通过改变与和这些阀门的打开·关闭相关的凸轮整体转动的曲轴和凸轮轴的相位来达到，因 此和各自的凸轮被独立控制的情况相比，研究中的发动机的结构能被简化，因此也就可能减 小尺寸，重量和成本。
还有，在根据本发明的装置中，设置有在所述双气缸互连状态下将新鲜空气引入所述前 气缸的前气缸进气阀和将已燃烧气体从所述缸际气体通道引入所述后气缸的已燃烧气体引入 阀，以及在所述双气缸互连状态的运转区域中至少低负荷一侧的规定区域中，所述已燃烧气 体引入阀的打开周期被设定为短于所述前气缸进气阀的打开周期。就可以提高效果。
这样，在相对低负荷的工作状态下时，后气缸的已燃烧气体引入阀的打开周期能设计成 使其短于前气缸进气阀的打开周期，因此已燃烧气体引入阀的关闭时间可以相应地提前，从 而就可能提高后气缸的有效压缩比。因此，甚至在因难于提高气缸温度而压缩自我点火能力 低的低负荷区域中，也能够通过提高后气缸的有效压缩比而改进自我点火能力，从而进一步 改进燃料成本和促进气体的净化。
还有，在根据本发明的装置中，如果装置被这样构造效果会更好，在所述双气缸互连状 态下于所述后气缸通过压缩自我点火进行燃烧的运转区域中相对位于低负荷一侧的规定区域 中，使所述前气缸的内部EGR的量增加，同时使所述前气缸中通过压缩自我点火进行燃烧， 并伴随负荷的增加而减少上述内部EGR的比例。
这样，在通过压缩自我点火进行燃烧的运转区域中相对低负荷的规定区域和后气缸中， 在高温的已燃烧气体被滞留在前气缸中的状态下，这可被保留到下一个进气冲程和压缩冲 程，因此气缸温度上升，促进了压缩自我点火，于是就可以通过压缩自我点火进行燃烧；这 样，就能以和后气缸的情况一样的方式获得高热效率以及NOx的抑制效果，实现进一步改进 燃料成本和气体净化效果的利益。
应该注意，除了通过在前气缸中增加内部EGR的数量而减少新鲜空气的比率外，还可由 于以低燃料含量的空气燃料比的燃烧而使燃料喷射比率变得相对低；但是，在前气缸中内部 EGR增加的区域已经形成一个相对低负荷侧的规定的区域，因此，甚至是相对小的燃料喷射 比率也能获得所需要的输出量。
如果做到这一点，最好是在所述前气缸和所述后气缸中都通过压缩自我点火进行燃烧的 部分或全部运转区域中，设置在所述前气缸的在排气冲程中将已燃烧气体排放到所述缸际气 体通道的已燃烧气体排气阀的关闭时间被设定为早于所述前气缸的排气冲程的上死点。
这样，在大量已燃烧气体被滞留在气缸中的状态下，这种情况能够被保留到下一个进气 冲程和压缩冲程。
如果做到这一点，最好是在所述前气缸和所述后气缸中都通过压缩自我点火进行燃烧的 部分或全部运转区域中，所述燃烧控制器将向所述前气缸的燃料喷射的时间设定为晚于所述 已燃烧气体排气阀的关闭时间，并且位于排气冲程的上死点附近。
如果做到这一点，因为燃料被喷进滞留有大量已燃烧的气体的前气缸中，燃料通过该已 燃烧气体的高温而被激发，另外，因为燃料喷射时间提前，可在接近排气冲程的上死点就促 进了激发；因此压缩自我点火的能力能得到改进。应该注意，因为燃料喷射在已燃烧气体排 气阀关闭以后进行，因此注入的燃料不可能被直接排出。
还有，最好是在所述前气缸和所述后气缸中都通过压缩自我点火进行燃烧的部分或全部 运转区域中，所述燃烧控制器使所述后气缸中的空气燃料比大致为稀薄空气燃料比。
如果做到这一点，不仅在前气缸中是以稀薄空气燃料比进行燃烧，而且在后气缸中也是 如此，因此热效率能进一步得到提升，NOx的产生受到抑制；另外，通过压缩自我点火，NOx 的产生还可进一步受到抑制，使气体净化的性能被进一步加以改进。
如果做到这一点，最好是在所述排气通道中设置用于排出气体净化的催化剂，仅由一种 三效催化剂或仅由一种三效催化剂和氧化催化剂组成。
这样，由于在前气缸和后气缸中的低燃料含量的空气燃料比以及压缩自我点火的作用， 将NOx的产生抑制到一个完全令人满意的程度，因此仅用三效催化剂或仅用三效催化剂和氧 化催化剂，就能获得完全令人满意的气体净化性能；低燃料含量的NOx催化剂也就不再必要。
在所述双气缸互连状态下，如果在所述后气缸中设置一个在进气冲程中从所述缸际气体 通道引入已燃烧的气体的已燃烧气体引入阀，和一个在所述双气缸互连状态下，在所述后气 缸中设置在进气冲程中可引入新鲜空气的后气缸进气阀；以及在所述前气缸和所述后气缸中 都通过压缩自我点火进行燃烧的部分或全部运转区域中，所述已燃烧气体引入阀的打开时间 被设定为滞后于后气缸的进气冲程上死点，所述后气缸进气阀的打开时间被设置成早于所述 已燃烧气体引入阀的打开时间。
这样，除已燃烧的气体外，因为新鲜空气也可从后气缸进气阀引入后气缸，即使由于前 气缸中内部EGR数量增加而且在引入后气缸的已燃烧气体中几乎没有氧气，在后气缸产生的 输出量还是能增加。还有，因为在前气缸中内部EGR的数量上升的限制被提高，所以可以在 前气缸中进行压缩自我点火的区域被扩展了。
应该注意，因为已燃烧气体引入阀的打开晚于后气缸进气阀，就防止了已燃烧气体通过 后气缸进气阀的直接排出。
如果做到这一点，最好是所述前气缸是长冲程型的，其中包括在所述双气缸互连状态下 于进气冲程引入新鲜空气的前气缸进气阀，在所述前气缸和所述后气缸中都通过压缩自我点 火进行燃烧的部分或全部运转区域中，所述已燃烧气体排气阀和所述已燃烧气体引入阀的关 闭时间被设定为滞后于所述前气缸的排气冲程的上死点，所述前气缸进气阀的打开时间被设 定为早于前气缸的进气冲程的上死点。
如果做到这一点，新鲜空气和已燃烧的气体的混合气的流动比率，可因在前气缸中已燃 烧气体排气阀和前气缸进气阀的打开重叠周期的延长而增加，从而能够使内部EGR的数量增 加。
还有，即使打开重叠周期延长了，在采用长冲程型气缸时，通过缩短活塞接近上死点的 时间，就能够防止它们的干扰。
还有，该装置包括向所述前气缸的进气进行增压的增压器，至少在所述前气缸和所述后 气缸中都通过压缩自我点火进行燃烧的部分或全部运转区域中，通过所述增压器进行增压。
这样，在前气缸中新鲜空气的引入比率增加，同时，内部EGR的数量也能够增加，通过 增压使进气温度进一步提高，从而就可能在前气缸中通过压缩自我点火进行燃烧的运转区域 得到扩展，因此可能进一步改进燃料成本。
还有，最好是，在所述后气缸中通过压缩自我点火进行燃烧的所述运转区域的相对高负 荷侧的规定区域中，所述燃烧控制器使所述前气缸中通过强制点火进行燃烧，并将所述前气 缸的空气燃料比设定为大于在所述前气缸和所述后气缸中都通过压缩自我点火进行燃烧的运 转区域时的空气燃料比。
这样，在相对高负荷的区域，能通过减小前气缸中内部EGR比率而提高新鲜空气的引入 比率，因此，即使气缸温度下降，也能通过强制点火进行燃烧，从而得到稳定的燃烧。
还有，如果前气缸中是通过压缩自我点火进行燃烧，即使空气燃料比是低燃料含量的空 气燃料比，该空气燃料比也必须相对保持在富余一侧，但在转变到强制点火以后就没有对此 的专门要求，因此通过在前气缸中设定一个较大的空气燃料比，而将后气缸相对设定在富余 一侧以便利用压缩自我点火进行燃烧，就可相应提高其热效率，并可对燃料成本的进一步的 改进。
附图说明
图1是包括根据本发明的一个执行例的装置的完整发动机的示意性平面图；
图2是主发动机单元等的示意性截面图；
图3是一个控制系统的结构图；
图4是显示为根据工作状态而进行控制的运转区域设定的一个实例的示意图；
图5是显示各气缸的排气冲程，进气冲程，燃料喷射周期和点火周期等的示意图；
图6是显示在低负荷，低速运转期间基本上提供新鲜空气和气体流动路径的示意图；
图7是显示在高负荷，高·低速侧的运转区域中提供基本新鲜的空气和气体流动路径的 示意图；
图8是一个完整的发动机的示意性平面图，其中与图1中的情况相比有所改变，在排气 通道中提供催化剂等如图1中显示的情况相比有所变化；
图9是显示根据另一个执行例中的工作状态进行控制的运转区域的示意图；
图10是显示根据工作状态进行控制的运转区域的第二实例的示意图；
图11是显示根据工作状态进行控制的运转区域的第三实例的示意图；
图12是显示根据工作状态进行控制的运转区域的第四实例的示意图；
图13是显示根据工作状态进行控制的运转区域的第五实例的示意图；
图14是显示根据再一个执行例的工作状态进行控制的运转区域的一个实例的示意图；
图15是显示前气缸和后气缸的燃烧循环的示意图；
图16是显示前气缸和后气缸的燃烧循环的另一个实例的示意图；
图17是显示涡流产生装置的结构的示意图；
图18是显示根据再一个执行例的工作状态进行控制的运转区域的一个实例的示意图；
图19是显示前气缸和后气缸的燃烧循环和阀门打开时间的示意图；
图20是显示再一个执行例的控制系统的结构方框图；
图21是显示状态通过图20中显示的执行例的装置根据工作状态进行控制的运转区域的 一个实例的示意图；
图22是显示在分层进气低燃料含量燃烧和均匀低燃料含量燃烧中在相同负荷下已燃烧 气体的温度和空气燃料比之间的关系的示意图；
图23是显示在前气缸进行均匀的低燃料含量的燃烧而后气缸进行强制点火的特殊运转 模式的情况中各气缸的排气冲程，进气冲程，燃料喷射周期和点火周期等的示意图；
图24是显示在前气缸进行均匀的低燃料含量的燃烧而后气缸进行压缩自我点火的特殊 运转模式的情况中各气缸的排气冲程，进气冲程，燃料喷射周期和点火周期等的示意图；
图25是显示前气缸中负荷和空气燃料比之间的关系的示意图；
图26是显示再一个执行例的控制系统的结构方框图；
图27是显示各气缸的排气冲程，进气冲程，燃料喷射周期和点火周期等的示意图；
图28是显示发动机的一个有所修改的实例的示意性平面图；
图29是显示在图28中显示的有所修改的实例的情况中各气缸的排气冲程，进气冲程， 燃料喷射周期和点火周期等的示意图；
图30是根据又一个执行例的完整的发动机的图解平面图；
图31是同一个执行例的控制系统的结构方框图；
图32是显示为根据工作状态而进行控制的运转区域的一个实例的示意图；
图33是显示在特殊运转模式中进气·排气阀的打开·关闭时间的示意图，(a)显示相 对低负荷低速的情况，(b)显示同样方式中的相对高负荷高速的情况；
图34是显示在普通运转模式中进气·排气阀的打开·关闭时间的示意图
图35是显示用于又一个执行例的凸轮变换机构的部分透视图；
图36是解释三种类型的凸轮切换机构中的活塞动作的示意图；
图37是解释两种类型的凸轮切换机构中的活塞动作的示意图；
图38是应用一种凸轮切换机构的执行例中的控制系统的结构方框图；
图39是显示在特殊运转模式中进气·排气阀的打开·关闭时间的示意图，(a)显示相 对低负荷低速的情况，(b)显示同样方式中的相对高负荷高速的情况；
图40是根据又一个执行例的完整的发动机的图解平面图；
图41是根据该执行例的主发动机单元等的示意性截面图；
图42是显示用于该执行例的一种凸轮切换机构的部分透视图；
图43是对于一种凸轮切换机构的活塞动作的示意图；
图44是一种控制系统的结构方框图；
图45是显示为根据工作状态而进行控制的运转区域的一个实例的示意图；
图46是显示在特殊运转模式中进气·排气阀的打开·关闭时间的示意图，(a)显示相 对低负荷的情况，(b)显示同样方式中的中等负荷的情况；
图47是显示在特殊运转模式中进气·排气阀的打开·关闭时间的示意图，显示相对高 负荷的情况；
图48是显示在普通运转模式中进气·排气阀的打开·关闭时间的示意图；
图49是显示在特殊运转模式中应用如图40到图44中所示的装置控制的进气·排气等 的第二实例，进气·排气阀的打开·关闭时间的示意图，(a)显示相对低负荷的情况，(b) 显示同样方式中的相对高负荷的情况；
图50是显示在特殊运转模式中应用如图40到图44中所示的装置控制的进气·排气等 的第三实例中，进气·排气阀的打开·关闭时间的示意图，(a)显示相对低负荷的情况，(b) 显示同样方式中的相对高负荷的情况；
图51是显示在特殊运转模式中应用如图40到图44中显示的装置控制的进气·排气等 的第四实例中，进气·排气阀的打开·关闭时间的示意图，(a)显示相对低负荷的情况，(b) 显示同样方式中的中等负荷的情况；和
图52是显示又一个执行例的完整的发动机的示意性的平面图。

下文参考附图叙述本发明的各个执行例。
图1以图解方式显示了根据本发明的一个执行例的一种发动机的结构，图2以图解方式 显示设置在该发动机中的发动机主体1的一个气缸的结构和进气·排气阀等。在该两图中， 发动机主体1包括多个气缸；在执行例中显示，有2A到2D四个气缸。活塞3被插入2A到 2D中的各气缸，在活塞3的上方形成燃烧室4。
火花塞7设置在各气缸2的燃烧室4的上部，该火花塞的尖端朝向燃烧室4的内腔。能 通过电子控制器控制点火时间的点火电路8和该火花塞7连接。
一个直接向燃烧室4喷射燃料的燃料喷射阀9设置在燃烧室4的侧面。该燃料喷射阀9 与一个针阀和一个电磁螺线圈未显示结合在一起，并构成通过将要说明的脉冲信号的输入， 实现驱动该阀的启闭，在该脉冲输入时将该阀打开一个相应于脉冲宽度的时间，以便于使燃 料喷射量与该阀打开时间相应。燃料供应系统的结构是，燃料由在图外的燃料泵通过燃料供 应通道等被提供到该燃料喷射阀9，在压缩冲程中施加的燃料压力高于燃烧室中压力。
还有，通过打开2A到2D各个气缸通向燃烧室4的进气口11，11a，11b和排气口12， 12a，12b，空气进气通道15和排气通道20等和这些进气排气口连接，这些进气排气口被配 置成通过进气阀31，31a，31b和排气阀32，32a，32b而打开和关闭。
各个气缸的配置方式是可进行包括带有规定相位差的进气，压缩，膨胀和排气各冲程的 循环。在四缸发动机的情况中，各个气缸按其排列顺序的一端开始分别定为第一气缸2A， 第二气缸2B，第三气缸2C和第四气缸2D，如图5所示。被安排成以180度的曲柄角度相位 差为上述循环：第一气缸2A，第三气缸2C，第四气缸2D和第二气缸2B的次序而进行。图 5中，EX是排气冲程，IN是进气冲程；还有，F代表燃料喷射，S代表强制点火；在图中的 星号表示进行压缩点火。
在其排气冲程和进气冲程重叠的一对气缸中，配备一个缸际气体通道22，使已燃烧的 气体能直接从排气冲程和进气冲程重叠时处在排气侧的气缸(在本说明中将被称为前气缸) 输送到处在进气冲程侧的气缸(在本说明中将被称为后气缸)。在本执行例的四气缸发动机 中，如图5所示，第一气缸2A的排气冲程(EX)和第二气缸2B的进气冲程(IN)重叠，第 四气缸2D的排气冲程(EX)和第三气缸2C的进气冲程(IN)重叠，因此第一气缸2A和第 二气缸2B以及第四气缸2D和第三气缸2C分别配成一对，第一气缸2A和第四气缸2D为前 气缸，第二气缸2B和第三气缸2C为后气缸。
具体地说，各气缸的进气·排气口以及连接到它们之上的进气通道，排气通道和缸际气 体通道以下面的方式构造。
前气缸即第一气缸2A和第四气缸2D分别设置一个用于引入新鲜空气的进气口11，一 个用于将已燃烧气体(气体)传送到排气通道的第一排气口12a和一个将已燃烧气体向外传 送到后气缸的第二排气口12b。还有，后气缸即第二气缸2B和第三气缸2C分别配备一个用 于引入新鲜空气的第一进气口11a，一个用于引入来自前气缸的已燃烧气体的第二进气口11b 和一个用于将已燃烧气体传送到排气通道的排气口32。
在图1显示的实例中，第一和第四气缸2A和2D每缸的两个进气口11和第二和第三气 缸2B和2C的第一进气口11a平行设置在燃烧室的左手侧，第一和第四气缸2A和2D的第一 排气口12a和第二排气口12b以及第二和第三气缸2B和2C的第二进气口11b和排气口12b 平行设置在燃烧室的右手侧。
进气通道15中对于各气缸的分支进气通道16的下游端和第一和第四气缸2A和2D的进 气口11以及第二和第三气缸2B和2C的第一进气口11a相连接。各分支进气通道16的下游 端附近设置通过一个公共轴杆互相连接的多元连接节流阀17，该多元连接节流阀17由一个 致动器18响应控制信号而驱动，用于调节空气的进气比率。一个探测空气进气气流比率的 气流传感器19设置在进气通道15的结合部分上游的公共空气进气通道中。
排气通道20中对于各气缸的分支排气通道21的上游端，连接到第一和第四气缸2A和 2D的第一排气口12a以及第二和第三气缸2B和2C的排气口12上。还有，各缸际气体通道 22分别设置在第一气缸2A和第二气缸2B之间以及第三气缸2C和第四气缸2D之间。缸际 气体通道22的上游端和作为前气缸的第一和第四气缸2A和2D的排气口12b连接，缸际气 体通道22的下游端和作为后气缸的第二和第三气缸2B和2C的第二进气口11b连接。
上述缸际气体通道22是相对短的通道，用于相邻的气缸之间的互相连接，因此在从前 气缸排出的气体通过该组通道22时，辐射的热量保持在一个相对低的水平。
一个通过探测气体中氧气浓度来探测空气燃料比的氧气传感器23设置在排气通道20中 分支的排气通道21的下游的结合部分中。另外，气体净化催化剂设置在氧气传感器23下游 的排气通道21中；在本执行例中，设置低燃料含量NOx催化剂24A和三效催化剂24B。该 低燃料含量NOx催化剂24A甚至在低燃料含量空气燃料比中也具有NOx净化能力，并包括例 如一种在过量氧气气氛中吸收NOx并在氧气浓度降低的气氛中进行释放和还原NOx的阻塞型 低燃料含量NOx催化剂。还有，如一半已知的，在气体的空气燃料比接近理论空气燃料比(即 过量空气比λ为λ＝1)时，三效催化剂24B是显示对HC，CO和NOx有高净化能力的催化剂。
打开·关闭气缸的进气·排气口的进气·排气阀以及对该阀的致动机构如下所述。
第一和第四气缸2A和2D的进气口11，第一排气口12a和第二排气口12b分别设置进 气阀31，第一排气阀32a和第二排气阀32b，第二和第三气缸2B和2C的第一进气口11a， 第二进气口11b和排气口12分别配备第一进气阀31a，第二进气阀31b和排气阀32。还有， 为了使气缸的进气冲程和排气冲程能以上述规定的相位差进行，该进气·排气阀按照规定的 打开·关闭时间驱动，该规定的打开·关闭时间由包括各自的凸轮轴33和34等的阀致动机 构控制。
另外，该进气·排气阀中的第一排气阀32a，第二排气阀32b，第一进气阀31a和第二 进气阀31b都配备一个使阀门在激活状态和停止状态之间切换的阀门停止机构35。该阀门 停止机构35没有显示细节，因为它是先前已知的，但是例如这是一种液压腔设置，该液压 腔能对插入到阀轴和凸轮轴33和34的凸轮之间的液压挺杆供应·泄放液压液，在液压液被 供应到该液压腔的状态下，凸轮的动作被传递到阀门，使该阀门接受打开·关闭的动作，反 之，当液压液从液压腔泄放时，凸轮的动作就不再被传递到阀门，结果该阀门就停止了。
对于第一排气阀32a的阀门停止机构35和第一进气阀31a的阀门停止机构35的液压液 供应·泄放通道36以及对于第二排气阀32b的阀门停止机构35和第二进气阀31b的阀门停 止机构35的液压液供应·泄放通道38分别配备一个第一控制阀37和一个第二控制阀39(见 图3)。
图3显示了驱动和控制系统的设计布局。在图中，用于发动机控制的包括一个微计算机 等的ECU40(控制单元)以输入从气流传感器19和氧气传感器23传出的输入信号，另外， 它也输入来自从探测发动机旋转速度的发动机速度传感器47和探测油门的打开程度(油门 踏板的压下量)的油门踏板行程传感器48等的信号，用以确定工作状态。还有，从该ECU40 还对燃料喷射阀9，多元连接的节流阀17的致动器18以及上述第一和第二控制阀37和39 输出控制信号。
ECU40包括运转状态识别器41，阀门停止机构控制器42，进气量控制器43和燃烧控制 器44。
运转状态识别器41可确定工作状态情况处在哪一个区域，即通过来自发动机速度传感 器45和油门踏板行程传感器46等的信号确定工作状态情况是处在如图4所示的低负荷，低 速侧的工作状态区域A，还是处在高负荷或高速侧的工作状态区域B。然后，以该确定的结 果为基础，在低负荷，低速侧的运转区域A，选择在从排气冲程的前气缸排出的已燃烧气体 被直接传送到进气冲程的后气缸的情况下实现燃烧的特殊运转模式，而在高负荷或高速侧的 运转区域B，选择各气缸分别独立运转实现燃烧的普通运转模式。
阀门停止机构控制器42通过根据工作状态是处在低负荷，低速侧(即选择特殊运转模 式的情况)的工作状态区域A，还是处在高负荷或高速侧(即选择普通运转模式的情况)的 工作状态区域B而控制控制阀37，39来控制阀门停止机构35。控制方式如下。
运转区域A：状态其中第一排气阀32a和第一进气阀31a停止
在该状态情况中，第二排气阀32b和第二进气阀31b是被激活
运转区域B：状态其中第一排气阀32a和第一进气阀31a被致动
而状态第二排气阀32b和第二进气阀31b停止
下文中将详尽叙述的切换气体流动路径的流动路径切换装置，由该阀门停止机构控制器 42和在这样控制下的阀门停止控制器35构成。
进气量控制器43通过控制致动器18而控制节流阀17的打开程度(节流开口度)，从根 据工作状态的映象或类似物找出目标空气进气比率并根据该目标空气进气比率来控制节流开 口度。在这种情况下，在低负荷低运转速度的运转区域A，以后将叙述，从后气缸(第二和 第三气缸2B和2C)的分支进气通道16吸进空气的空气引入被切断，以从前气缸引入的气 体中的过量空气和新供应的燃料为低燃料含量的空气燃料比之间的比例进行燃烧，节流阀打 开的程度被调节成，比根据两个前气缸和后气缸所要求的转矩的燃料燃烧所必需的空气量大 的规定的空气量(即对于两个气缸的燃料量的理论空气燃料比(或理论空气燃料比)的空气 量)被供应到前气缸(第一和第四气缸2A和2D)。
燃烧控制器44包括燃料喷射控制器45和点火控制器46；燃料喷射控制器45是控制从 设置在2A到2D各个气缸中的燃料喷射阀9喷射燃料的比率以及根据发动机的工作状态控制 燃料喷射时间；点火控制器46是根据工作状态进行诸如点火时间或点火停止等方面的控制。 这样，具体地如图4中所示，状态在运转区域A和状态运转区域B对燃烧的控制(燃料喷射 的控制和点火的控制)进行切换。
具体地说，当工作状态在低负荷，低速侧的运转区域A中时，对燃料喷射比率受的控制 是，空气燃料比为低燃料含量的空气燃料比，大于理论空气燃料比，最好约两倍于理论空气 燃料比或更大，并且在压缩步骤，燃料喷射时间被设定成燃料喷射可导致混合气的分层，点 火时间则设定成在接近压缩冲程的上死点进行强制点火。相对而言，在后气缸(第二和第三 气缸2B和2C)的情况中，对于从前气缸引入的低燃料含量的空气燃料比的已燃烧气体中供 应燃烧，并且还有，燃料供应后，燃料喷射比率受到控制，并且在进气步骤中，燃料喷射时 间被设定成喷射燃料后产生的空气燃料比低于理论空气燃料比，以及强制点火停止，因此要 进行压缩点火。
还有，当工作状态处在高负荷侧或高速侧的运转区域B时，燃料喷射比率受到的控制是， 气缸2A到2D的空气燃料比相当于理论空气燃料比或比之更低：例如，在该运转区域B中的 大部分区域中，空气燃料比可以相当于理论空气燃料比，在完全或接近开放负荷的运转区域， 可以使空气燃料比比理论空气燃料比富余。在该情况中，燃料喷射时间被设定成，在进气步 骤，对于气缸2A到2D，燃料喷射可产生均匀的混合气，并在气缸2A到2D中产生强制点火。
根据如上所述的该执行例的装置的运转情况参考图5到图7进行叙述如下。
在低负荷低速侧的运转区域A，该装置处于特殊运转模式时可产生如图6所示的基本是 新鲜空气和气体的流动路径，在该流动路径中，如上所述，第一排气阀32a和第一进气阀31a 处于停止状态情况，第二排气阀32b和第二进气阀31b都处于致动状态情况。这样，就产生 了双气缸互连状态，此时，从前气缸(第一和第四气缸)2A和2D排出的已燃烧气体通过缸 际气体通道22被直接引入到后气缸(第二和第三气缸)2B和2C，并只有从后气缸排出的气 体被传送到排气通道20。
在该状态下，新鲜空气在各自的进气冲程中从进气通道15引入到前气缸2A，2D(图6 中的箭头a)，在压缩冲程中喷射燃料，同时进行燃料喷射比率的反馈控制，以致由前气缸2A， 2D中的线性氧气传感器25探测的空气燃料比基本上是两倍或更大于理论空气燃料比的超低 燃料含量的空气燃料比，并且以该超低燃料含量的空气燃料比通过在规定的点火时间进行点 火而有效地实行分层进气燃烧(如图5所示)。
然后，在前气缸2A和2D的进气冲程和后气缸2B和2C的排气冲程重叠的时期内，从前 气缸2A，2D排出的已燃烧气体通过气体通道22传送到后气缸2B和2C(图5中的白箭头和 图6中的箭头b)。然后，在后气缸2B，2C中，燃料被供应到从前气缸2A，2D引入的低燃 料含量的空气燃料比的已燃烧气体中，在进气步骤中喷射燃料，同时将燃料喷射比率控制成 产生燃料含量低于理论空气燃料比的空气燃料比，然后通过燃烧室内增高的压力和温度，就 可在接近压缩冲程的上死点进行压缩点火。
在这种情况下，因为从前气缸2A，2D排出的高温的已燃烧气体通过短的缸际气体通道 22被立即引入后气缸2B，2C，在后气缸2B，2C的压缩冲程中，燃烧室的温度增高，以致在 燃烧室中的温度提高的程度通过在压缩冲程进一步从该状态提高压力和温度，而使混合气在 压缩冲程的最后阶段接近上死点时，很容易进行自我点火的程度。而且，因为上述已燃烧气 体在其从前气缸2A，2D排出直到被引入后气缸2B，2C的过程中已被充分混合和均匀分布。 而且，在进气冲程中被喷入的燃料在压缩冲程的最后阶段已均匀分散在整个燃烧室中，于是 就得到了可满足理想的同时压缩点火状态的混合气均匀分布的状态。
因此，在后气缸2B，2C中，甚至在空气燃料比是低燃料含量的状态下，也含有大量相 应于EGR气体的已燃烧气体成分，通过同时压缩点火就可迅速进行燃烧，从而热效率大大提 高。
这就是，在前气缸2A，2D中，通过以超低燃料含量比的分层进气燃烧而可提高热效率， 并降低了泵送燃料损耗；另外，在后气缸2B，2C中，通过在均匀混合气的状态下进行压缩 点火，同时保持低燃料含量的空气燃料比而提高了热效率，也以和前气缸2A，2D相同的方 式得到降低泵送燃料损耗的利益。通过这些作用，燃料消耗就可大大改进。
而且，通过利用从前气缸2A，2D中排出的已燃烧气体的热量，而得以在后气缸中压缩 点火，就不需要配备特殊加热装置或大大提高发动机的压缩比，从而就能在一个宽阔的运转 范围内有效地进行压缩点火。
后气缸2B，2C中的燃烧进行以后，气体被排出到排气通道20，通过设置在排气通道20 中的低燃料含量NOx催化剂24A等进行气体的净化。
还有，在前气缸2A，2D中NOx产生的比率通过使其中的空气燃料比为基本是理论空气 燃料比的两倍或更大的低燃料含量的空气燃料比而被限制在一个相对低的水平，并且通过引 入来自前气缸2A，2D的已燃烧气体而产生一个相当于在其中形成大量的EGR的状态，而可 是后气缸2B，2C中NOx的产生完全令人满意地受到限制。这同时也有利于减少热辐射。
作为对比，在高负荷侧或高速侧的运转区域B中，该装置是用来普通运转模式，如上所 述，在该模式中，第一排气阀32a和第一进气阀31a被置于致动状态，同时第二排气阀32b 和第二进气阀31b被置于停止状态，从而产生一个如图7所示的基本是新鲜空气和气体的流 动路径，其中气缸2A到2D的进气口31，31a和排气口12，12a基本独立，因此新鲜空气从 进气通道15被引入气缸2A到2D的进气口31，31a，已燃烧的气体从气缸2A到2D的排气 口12，12a排出到排气通道20。在该情况中，通过控制空气进气比率和燃料喷射比率而保 证输出性能，此时空气燃料比为理论空气燃料比或比其更富余。
在上述执行例中，在低速，低负荷运转区域A，燃料喷射比率受的控制是，后气缸2B， 2C的空气燃料比的燃料含量低于理论空气燃料比，但也有可能将燃料喷射比率控制成使后 气缸2B，2C的空气燃料比为理论空气燃料比或比之更低。在这种情况下，如图8所示，只 有三效催化剂24B被供应在排气通道20中，或者也可以设置氧化催化剂。还有，最好设置 在排气通道20的结合部位的氧气传感器23是一种λ氧气传感器，在接近理论空气燃料比时 其输出变化陡峭，并且向后气缸2B，2C的燃料喷射比率根据该氧气传感器23的输出量而经 到反馈控制。另外，一个其输出量根据氧气浓度以线性方式变化的线性氧气传感器25设置 在缸际气体通道22中，并且对空气燃料比为规定的低燃料含量的空气燃料比的前气缸2A， 2D的燃料喷射比率根据该传感器的输出量受到反馈控制。
这样，因为只有理论空气燃料比的气体被从后气缸2B，2C排出到排气通道20，就不需 要设置低燃料含量NOx催化剂，简单地通过三效催化剂24B(或氧化催化剂)就可以保证完 全令人满意的排气净化性能。
还有，因为不需要设置低燃料含量NOx催化剂，也不需要在建立低燃料含量的NOx催化 剂的NOx的量阻滞时为了释放或减少NOx而进行使空气燃料比临时富余的过程，因此避免了 对燃料成本改进的危害。而且，低燃料含量NOx催化剂的硫毒害问题也不会发生。
还有，在上述该执行例中，虽然各个气缸的燃料喷射阀是直接喷射燃料型的，燃料被直 接喷入燃烧室，但对于后气缸，有可能在进气冲程中，甚至在低负荷，低速的运转区域A中 喷射燃料，因此，设置在后气缸中的燃料喷射阀可以将燃料通过进气口喷入进气通道。
还有，在上述该执行例中，虽然新鲜空气和气体的流动路径被安排成由流动路径切换装 置根据工作状态是处在低负荷，低速侧的运转区域A还是处在高负荷侧或高速侧的运转区域 B来切换，但还是有可能将新鲜空气和气体的流动路径安排成上述遍及全部运转区域都是双 气缸互连状态情况。
图9显示为根据本发明的另一个执行例进行控制的运转区域的设定。在该执行例中，被 置于双气缸互连状态下的运转区域被分解为多个区域，并且前气缸的空气燃料比(在前气缸 的情况下的燃料喷射比率和在后气缸的情况下的燃料喷射比率的比例)根据这些区域而变 化。
还有，在该执行例中，整台发动机的构成如图1或图8所示。还有，控制和驱动系统的 构成如图3所示，包括在ECU40中的运转状态识别器41确定工作状态处在哪一个区域，即 工作状态是处在如图10所示的低负荷，低速侧的运转区域A，还是处在高负荷或高速侧的 运转区域B。但是，另外，当处在选择特殊运转模式的运转区域A时，还被安排成确定工作 状态是处在该区域A的低速区域A1，中速区域A2还是高速区域A3。
还有，因为在特殊运转模式中进行控制，当工作状态是处在低负荷，低速侧的运转区域 A时，包括在ECU40中的燃烧控制器44控制向前气缸(第一和第四气缸2A和2D)的燃料喷 射比率，因此空气燃料比是大于理论空气燃料比的低燃料含量的空气燃料比，并且在压缩冲 程中，该控制器设定燃料喷射时间和点火时间，通过燃料喷射而进行混合气的分层，在压缩 冲程接近上死点处进行强制点火。另一方面，对于后气缸(第二和第三气缸2B和2C)燃料 被供应到从前气缸引入的低燃料含量的空气燃料比的已燃烧气体中，并且燃料喷射比率受到 控制，使空气燃料比基本上是理论空气燃料比，还有为了进行压缩自我点火，燃料喷射时间 被设定成在进气冲程中喷射燃料并且强制点火停止。
而且，在该运转区域A中，向前气缸(第一和第四气缸2A，2D)的燃料喷射比率和向 后气缸(第二和第三气缸2B，2C)的燃料喷射比率的比例，根据工作状态切换，在后气缸 中令人满意地进行压缩自我点火，同时将向两对气缸的燃料喷射比率的总量调节到这样的一 个比率，在该比率上，对于将空气引入前气缸的比率是空气燃料比为理论空气燃料比。
具体地说，在该运转区域A的中速区域A2中，通过使向前气缸的燃料喷射比率和向后 气缸的燃料喷射比率基本相等，或通过使向后气缸的燃料喷射比率少许大一点，安排成在前 气缸的燃烧期间使空气燃料比在两倍于理论空气燃料比的数量级上(当空气燃料比近似等于 30时，用过量空气比λ来表示，λ约等于2)或大于两倍的理论空气燃料比(过量空气比λ 为λ＞2)。还有，在该运转区域A的低速区域A1中，通过使向前气缸的燃料喷射比率大于向 后气缸的燃料喷射比率，安排成在前气缸的燃烧期间使空气燃料比小于两倍的理论空气燃料 比(过量空气比λ为1＜λ＜2)，例如A/F近似等于25。在该运转区域A的高速区域A3中， 通过使向前气缸的燃料喷射比率大于向后气缸的燃料喷射比率，安排成在前气缸的燃烧期间 使空气燃料比小于两倍的理论空气燃料比(过量空气比λ为1＜λ＜2)，例如A/F近似等于25。
下面将叙述根据本执行例的装置的运转。
同样，在根据本执行例的装置中，在低负荷，低速运转区域A中，该装置被置于特殊运 转模式，该模式中在双气缸互连状态下实现燃烧，而在高负荷或高速运转区域区域，该装置 被置于普通运转模式，该模式中在各自气缸的进气口和排气口独立的状态下进行燃烧。这样， 在特殊运转模式中，前气缸中是以超低燃料含量的空气燃料比进行燃烧，而在后气缸中，是 通过压缩自我点火进行燃烧。
尤其是，在专门模式中，如上所述，根据工作状态通过调节向前气缸(第一和第四气缸 2A和2D)的燃料喷射比率和向后气缸(第二和第三气缸2B和2C)的比例，在宽阔的运转 范围中能有效地进行压缩自我点火。
也就是，在实行专门模式的运转区域A的低速区域A1中，燃烧室的温度低于中速和高 速区域A2和A3情况的状态基本上确立，因此，难以进行压缩点火，但在低速区域A1，通 过使向前气缸的燃料喷射比率大于向后气缸的燃料喷射比率，所进行的控制使前气缸的空气 燃料比为小于两倍的理论空气燃料比的值，同时在后气缸的燃烧期间将空气燃料比调节成基 本为理论空气燃料比，因此，和前气缸的空气燃料比为两倍的理论空气燃料比的情况(即前 气缸和后气缸的燃料喷射比率相同的情况)相比较，从前气缸传送到后气缸的气体的温度被 提高。结果，甚至在低速区域A1也能有效地进行压缩自我点火。
还有，在已经被置于特殊运转模式的运转区域A的高速区域A3中，燃烧温度的过于提 高往往会产生爆震，但在该区域中，同样是使向前气缸的燃料喷射比率大于向后气缸的燃料 喷射比率，于是所进行的控制使前气缸的空气燃料比为小于两倍的理论空气燃料比的值。这 样，和前气缸的空气燃料比为两倍的理论空气燃料比的情况(即前气缸和后气缸的燃料喷射 比率相同的情况)相比较，虽然传送到后气缸的气体的温度被提高，但相应于被引入后气缸 的气体中的EGR的已燃烧气体成分的量也提高，并且向后气缸的燃料喷射比率变小。结果， 在后气缸中的燃烧中产生的能量也变小，因此而抑制了爆震。
因此，如果通过使向前气缸的燃料喷射比率大于向后气缸的燃料喷射比率，所进行的控 制使前气缸的空气燃料比为小于两倍的理论空气燃料比的值，和前气缸的空气燃料比为两倍 的理论空气燃料比的情况(即前气缸和后气缸的燃料喷射比率相同的情况)相比较，虽然这 样做仍有利于进行压缩自我点火和防止爆震，但在另一方面，对在前气缸中通过分层进气的 低燃料含量的燃烧而取得燃料成本的改进以及前气缸和后气缸之间转矩平衡多少有些不利。 因此，在中速区域A2中，在特殊运转模式中，后气缸的压缩自我点火能容易产生，爆震也 未必会发生，所进行的控制使前气缸燃料喷射比率产生基本为两倍于理论空气燃料比或更大 的空气燃料比的值，以便有利于燃料成本的改进和转矩平衡。
应该注意，在图9显示的实例中，虽然被置于特殊运转模式的运转区域A被分成了低速 区域A1，中速区域A2和高速区域A3，并且前气缸的空气燃料比(即向前气缸的燃料喷射比 率和向后气缸的燃料喷射比率之比)在这些区域A1，A2和A3中发生改变，还是有可能如图 10所示，将被置于特殊运转模式的运转区域A分成低负荷区域A11，中负荷区域A12和高负 荷区域A13。在这种情况下，燃料喷射比率通过控制，使在上述中负荷区域A12中，前气缸 的空气燃料比基本为两倍于理论空气燃料比或比之更大的值，而在低负荷区域A11和高负荷 区域A13中前气缸的空气燃料比为小于两倍的理论空气燃料比的值(例如A/F近似等于25)。
或者，如图11所示，在被置于特殊运转模式的运转区域A的中负荷区域A20中，前气 缸的空气燃料比可以被控制到基本为两倍于理论空气燃料比或比之更大的值，而在其他的运 转区域中，前气缸的空气燃料比可以被控制到小于两倍于理论空气燃料比的值。
在这些实例中，在被置于特殊运转模式的运转区域A的低负荷区域等中，其燃烧室的温 度相对低，由于从前气缸引入后气缸的气体的温度的提高而使压缩自我点火变得可能，并且 由于在爆震可能要发生的高负荷等区域中减少了后气缸的能量的产生而使爆震受到抑制，在 中负荷区域A12或中速，中负荷区域A20中有利于燃料成本的改进和转矩的平衡的状态还是 能够产生。
在上述图9，图10和图11中显示的各实例中，在被置于特殊运转模式的运转区域A的 多个运转区域中，虽然前气缸的空气燃料比被安排成是在基本为两倍于理论空气燃料比或更 大的值以及小于该值的值之间切换，前气缸的空气燃料比还是能被安排成根据工作状态而相 应改变，同时保持空气燃料比大于理论空气燃料比。
在该情况下，至少在运转区域A的低负荷区域中，在前气缸燃烧期间的空气燃料比随负 荷的变低而相应变小。或者，至少在运转区域A的低速区域中，在前气缸燃烧期间的空气燃 料比随速度变低而相应变小。
例如，在已经被置于特殊运转模式的运转区域A的高速，高负荷侧发生爆震的可能性通 过在缸际气体通道22中设置冷却装置而可减少，如图12所示，在已经被置于特殊运转模式 的运转区域A的高速，高负荷侧，前气缸的空气燃料比可以使其为基本为两倍于理论空气燃 料比或比其更大的值，并且前气缸的空气燃料比可以在发动机转速或负荷变低时被安排成改 变到富余一侧。
这样，在已经被置于特殊运转模式的运转区域A中，通过提高从前气缸传送到后气缸的 气体的温度可以保证压缩自我点火可能实现的状态，以便在发动机转速(或负荷)变低时对 后气缸燃烧室内呈下降趋势的温度进行补偿。
还有，如图13所示，可以通过控制使在被置于特殊运转模式的运转区域A的中速，中 负荷区域A20中前气缸的空气燃料比为基本是两倍于理论空气燃料比或比之更大的值，并且 当离开该区域而过渡向低速，低负荷侧(箭头a的方向)或通向高速，高负荷侧(箭头b的 方向)时，在前气缸的燃烧期间逐渐减少空气燃料比。
这样，可在被置于特殊运转模式的运转区域A的低速，低负荷侧，就可得到保证压缩自 我点火可能的状态方面的良好效果，以及在高速，高负荷侧抑制爆震的良好效果。
还有，除根据如上所述的被置于特殊运转模式的运转区域A的工作状态进行控制以外， 还可以安排成根据发动机的温度状态而改变前气缸的空气燃料比。例如，当甚至在发动机预 热以后其温度仍低的情况(发动机冷却水的温度低于规定温度的情况)下，最好是使在已经 被置于特殊运转模式的运转区域A的全部运转区域中的前气缸的空气燃料比小于两倍的理论 空气燃料比。这样，甚至在发动机温度相对低时，仍可能通过提高从前气缸引入到后气缸的 气体的温度而可能保证压缩自我点火的状态。
还有，在上述实例中，虽然在后气缸中在被置于特殊运转模式的运转区域A的全部运转 区域中被安排成通过压缩自我点火进行燃烧，但在后气缸中在被置于特殊运转模式的部分运 转区域A中也可能被安排成在规定的点火周期内用火花塞7进行强制点火而进行燃烧，例如， 在燃烧室中其温度和压力难以达到压缩自我点火可能的状态的极端低速，低负荷的区域中。 或者，当发动机温度低时，也可能安排成在后气缸中通过强制点火而进行燃烧。
图14到图16显示了根据本发明的另一个执行例根据工作状态对进气·排气和燃烧的控 制。
在该执行例中还显示，发动机整体结构如图1或图8所示。还有，控制·驱动系统结构 如图3所示，在ECU40中包括运转状态识别器41，可确定工作状态是处在如图14所示的低 负荷，低速侧的运转区域A，还是处在高负荷或高速侧的运转区域B。但是，另外，当工作 状态处在选定为特殊运转模式的部分负荷区域A时，须提供可确定工作状态是处在该区域A 的高负荷侧区域A102，还是处在该区域以外的其他区域，即该部分负荷区域A的低负荷侧 区域A101的功能。
还有，当工作状态处在运转区域A的低负荷，低速侧时，包括在ECU40中的燃烧控制器 44通过对特殊运转模式的控制，诸如使空气燃料比为大于理论空气燃料比的低燃料含量的 空气燃料比而控制向前气缸(第一和第四气缸2A，2D)的燃料喷射比率，以及在压缩冲程 中设定燃料喷射时间，从而通过燃料喷射而产生混合气的分层，以及设定点火时间而在接近 压缩冲程的上死点进行强制点火。另一方面，对于后气缸(第二和第三气缸2B，2C)，将燃 料供应到从前气缸引入的低燃料含量的空气燃料比的已燃烧气体，并且控制燃料喷射比率， 使空气燃料比基本上是理论空气燃料比并且设定燃料喷射时间，使燃料喷射在进气冲程中进 行并且使强制燃料喷射停止，从而进行压缩自我点火。
还有，在进行上述特殊运转模式的控制的运转区域A的低负荷侧区域A101中，如图15 实线所示，将燃料喷射时间设定成在后气缸2B，2C的进气冲程中进行燃料喷射，在运转区 域A的高负荷侧区域A2，其燃料喷射时间比上述低负荷侧区域A1相对延迟，将向后气缸2B， 2C的燃料喷射时间设定在后气缸2B，2C压缩冲程的后半程，即设定在靠近压缩冲程的上死 点PTDC的时间，如图15的虚线所示。在图5中，由符号T31，T32b，T31b和T32表示的时 间分别指进气阀31，第二排气阀32b，第二进气阀31b和排气阀32的阀门打开周期。
下面将叙述本执行例的运转。
在本执行例的装置中，在低负荷，低速运转区域A，该装置被设置成在双气缸互连状态 下实现燃烧的特殊运转模式，在高负荷侧或高速侧的工作状态中，该装置被设置成在各个气 缸的进气口和排气口都在独立的状态下进行燃烧的普通运转模式中。还有，当在专门模式中 时，前气缸中以超低燃料含量的空气燃料比进行燃烧，而在后气缸中通过压缩自我点火进行 燃烧。
还有，在根据如上所述以特殊运转模式进行控制的运转区域A中，通过如上所述根据工 作状态调节向后气缸2B，2C的燃料喷射时间，就可能在整个宽阔的运转范围内保证有效进 行压缩自我点火而不发生爆震。
尤其是，虽然在如上所述被置于特殊运转模式的运转区域A的低速侧区域A101中的状 态比在高负荷侧区域A102情况下更难以达到压缩自我点火，但通过如上所述将燃料喷射时 间设定在进气冲程期间的某一阶段，使该燃料和空气(从前气缸2A，2D引入的低燃料含量 的空气燃料比的已燃烧气体)充分混合而促进其燃烧能力，结果，甚至在低速区域A101仍 能有效地进行压缩自我点火。
还有，在如上所述被置于特殊运转模式的运转区域A的高负荷侧区域A102中，虽然因 其燃烧室的温度比在低负荷侧区域A101更高而容易发生压缩自我点火，但在另一方面，在 后气缸2B，2C往往会发生爆震，因此，通过如上所述将燃料喷射时间延迟到靠近压缩冲程 的上死点PTDC的期间内，在喷射燃料以后经混合气的彻底激化，才能进行压缩自我点火， 因此，在火焰向燃烧室内部传播之前混合气已经发生自我点火，也就防止了爆震的发生。
这样，在后气缸2B，2C进行压缩自我点火的运转区域A中，如果发现达到爆震容易发 生的工作状态，即如上所述的高负荷侧运转区域A102的工作状态时，就要通过相对延迟向 后气缸2B，2C的燃料喷射时间而抑制混合气的激化，因此因混合气过分容易点火而发生的 爆震就能被有效地防止。而且，在后气缸2B，2C的压缩自我点火区域中，如果发现在工作 状态下爆震未必会发生，即处在如上所述的低负荷侧区域A101的工作状态，就可通过相应 提前向后气缸2B，2C的燃料喷射时间而促进混合气的激化，就可有效地防止后气缸2B，2C 的熄火，通过压缩自我点火的燃烧也能可靠地进行。这样，就得到提高发动机的热效率，而 充分保证发动机的输出的利益。
尤其是，如在上述执行例中所显示的，当在后气缸2B，2C的压缩自我点火区域中处在 有可能发生爆震的工作状态下时，如果向后气缸2B，2C的燃料喷射时间被设定在压缩冲程 的后半程，就可有效地抑制混合气的激化，从而如上所述使可靠抑制爆震的发生成为可能。
应该注意，如果发现处在爆震有可能发生的工作状态，即在后气缸2B，2C进行压缩自 我点火的运转区域A中高负荷侧运转区域A102的工作状态时，如图16所示，就可以采用分 次的方式向后气缸2B，2C喷射燃料，并将分隔的燃料喷射时间中后半段燃料喷射时间S2设 定在压缩冲程的后半程中。通过这样的安排，就能够得到下面的利益，即通过将相应于在带 有空气的后半燃料喷射周期F2中后半周期喷射的燃料喷射量的燃料的混合抑制到一个合适 的程度，同时通过对相应于上述分次的燃料喷射时间，(即在后气缸2B，2C的进气冲程的过 程中喷射的前半燃料喷射周期)的前半燃料喷射周期F1的燃料彻底混合而保持燃烧能力， 就能够有效地防止爆震的发生。
还有，也可以安排成，在后气缸2B，2C进行压缩自我点火的的运转区域A中，根据发 动机负荷等确定发生爆震的可能性，当发生这样的爆震的可能性增加时，可在上述分次的燃 料喷射时间中，将后半燃料喷射周期F2延迟到更接近发生爆震的可能性较高的压缩冲程的 上死点。如果以这样的方式，根据爆震发生的可能性对后半燃料喷射周期F2加以变化，就 可能在燃烧室温度趋于增高的发动机的高负荷侧，有效地防止爆震的发生，同时在燃烧室温 度趋于降低的发动机的低负荷侧，有效地防止熄火的发生。
而且，还可以安排成，在进行压缩自我点火的后气缸2B，2C的运转区域A中，如果处 在爆震可能发生的工作状态下，燃料以分次的方式喷进后气缸2B，2C，在该分次的燃料喷 射中的后半燃料喷射周期的燃料喷射量被设定成大于其前半周期燃料喷射量的值。这样的安 排具有下面的优点，在后气缸进行压缩自我点火的区域中，如果发现工作状态因例如后气缸 2B，2C的燃烧室中的高温而成为爆震有可能发生的状态，则在爆震发生的可能性高的运转 区域A2中混合气的激化将通过将后气缸2B，2C的分次喷射燃料的后半周期的燃料喷射量设 定到比在前半周期的燃料喷射量更大的值而被有效地抑制，因此，爆震的发生能被更可靠地 防止。
还有，在进行压缩自我点火的后气缸2B，2C的运转区域A中，最好是发生爆震的可能 性得到确定，并且后半燃料喷射周期的燃料喷射量对喷进后气缸的全部燃料喷射量的比例在 这样的爆震发生的可能性变高时也经变化而增大。通过这样的结构，在后气缸2B，2C的压 缩自我点火区域中，如果后半燃料喷射周期的燃料喷射量被安排成根据发生爆震的可能性而 变化，就能得到下面的优点，在燃烧室温度高趋向的发动机的高负荷侧爆震的发生被有效防 止，同时在燃烧室温度低趋向的发动机的低负荷侧熄火的发生也被有效防止。
还有，在上述执行例中，在进行压缩自我点火的后气缸2B，2C的运转区域A中是如下 的结构，如果发动机在高负荷运转区域A2中，就被确定发动机处在爆震可能发生的状态下， 因此就能容易而适当地根据发动机的负荷确定后气缸2B，2C的燃烧室的温度是否趋向于变 高。因此能从发动机的负荷精确确定发动机是否处在后气缸2B，2C可能发生爆震的工作状 态下，向后气缸2B，2C的燃料喷射时间能根据该确定的结果而受到适当的控制。
应该注意，可以设置确定所使用的燃料的辛烷值的确定装置，因此可以根据该确定装置 的确定结果而确定发动机是否处在后气缸2B，2C的压缩自我点火区域中爆震有可能发生的 状态之下。也就是，因为当所使用的燃料的辛烷值低时爆震更有可能发生，因此如果该确定 装置确定当时正在使用低辛烷值的燃料，就可以推定发动机处在后气缸2B，2C的压缩自我 点火区域中爆震有可能发生的状态之下；然后向后气缸2B，2C的燃料喷射时间可以适当地 根据该确定的结果受到控制。
还有，在进行压缩自我点火的后气缸2B，2C的运转区域A中，如果发动机处在爆震有 可能发生的状态之下，理想的是采用设置产生涡流的涡流产生装置的结构，因此在压缩冲程 的后半程能保持高强度的紊流。通过这样的结构，在后气缸2B，2C的压缩自我点火区域中， 如果发动机处在爆震有可能发生的状态之下，可以通过由该涡流产生装置产生的涡流达到对 因燃料喷射时间的延迟引起的燃烧能力的下降的改善。因此就有能同时获得通过因该涡流而 在压缩冲程的后半程保持高强度的紊流而产生的燃烧能力的改进以及因向后气缸的燃料喷射 时间的延迟使其更靠近地接近压缩冲程的上死点等而抑制爆震的好处。
例如，如图17所示，缸际气体通道22的前导端部分，即和后气缸2B，2C的第二进气 口11b连接的缸际气体通道22的下游端被安排成在后气缸2B，2C从平面来看指向气缸的切 线方向。因此，在后气缸2B，2C的进气冲程中，前气缸2A，2D的已燃烧的气体通过前气缸 2A，2D的第二排气口12b的开口引入缸际气体通道22，并且已燃烧气体沿后气缸2B，2C的 切线方向(图17中箭头b的方向)从上述缸际气体通道22通过后气缸2B，2C的第二进气 口11b引入后气缸2B，2C的燃烧室，从而在后气缸2B，2C的燃烧室中能产生涡流，并在压 缩冲程的后半程在高水平上保持该涡流的紊流强度。因此后气缸2B，2C的燃烧能力得到有 效的改进。
图18和图19显示在本发明的又一个执行例中根据工作状态对进气，排气和燃烧的控制。
在该执行例中还显示，发动机总体构造如图1或图8。还有，如图3所显示的控制·驱 动系统的构造，在该系统中，包括在ECU40中的运转状态识别器41确定工作状态处在图18 所示的低负荷，低速侧的运转区域A(选择特殊运转模式的运转区域)和高负荷或高速侧的 运转区域B(选择普通运转模式的运转区域)的哪一个区域。但是，另外，当发动机处在选 择特殊运转模式的运转区域A时，该装置被安排成确定发动机处在该区域A中的高负荷侧区 域A202还是其低负荷侧区域A201。
还有，当工作状态处在低负荷，低速侧的运转区域A，控制处在特殊运转模式时，包括 在ECU40中的燃烧控制器44控制的燃料喷射比率是对于前气缸(第一和第四气缸2A，2D)， 使空气燃料比为大于理论空气燃料比的低燃料含量的空气燃料比，在压缩冲程中，将燃料喷 射时间设定成通过燃料喷射而产生混合气的分层，将点火时间设定成在压缩冲程的上死点附 近进行强制点火。另一方面，对于后气缸(第二和第三气缸2B，2C)，将燃料提供到从前气 缸引入的低燃料含量的空气燃料比的已燃烧气体，并且将燃料喷射比率控制成产生基本为理 论空气燃料比，燃料在进气冲程中喷射，并且强制点火停止，因此而进行压缩自我点火。
而且，在上述运转区域A，对包括前气缸和后气缸的气缸对的燃料喷射比率的总和被调 节成这样的比率，对于前气缸(第一和第四气缸)2A和2D，产生和将新鲜空气引入前气缸 的比率和燃料喷射比率的比例有关的理论空气燃料比，而对后气缸(第二和第三气缸)2B， 2C的燃料喷射比率根据工作状态受到控制而完全令人满意地进行压缩自我点火，同时在后 气缸中防止爆震的发生。
尤其是，在运转区域A的低负荷侧区域A201中，通过使向前气缸2A，2D的燃料喷射比 率和向后气缸2B，2C的燃料喷射比率基本相同，或使向后气缸2B，2C的燃料喷射比率稍大， 在前气缸2A，2D的燃烧期间的空气燃料比变成约两倍于理论空气燃料比(A/F近似等于30， 即以空气过量比λ表示λ约为2)，或比两倍的理论空气燃料比更大(空气过量比λ为λ＞2)。 结果，在上述低负荷侧的区域A201，因为全部燃料喷射比率由于低发动机负荷而设定到相 对低值，后气缸2B，2C往往可能发生熄火，就要防止将向后气缸2B，2C的燃料喷射比率设 定到过分低的值，从而也就防止了熄火的发生。
在这点上，在上述运转区域A的高负荷侧区域A202中，通过控制，使向前气缸2A，2D 的燃料喷射比率大于向后气缸2B，2C的燃料喷射比率，在前气缸的燃烧期间的空气燃料比 小于两倍的理论空气燃料比(空气过量比λ为1＜λ＜2)，例如使A/F近似等于25；前气缸2A， 2D的空气燃料比因此而比在低负荷侧的区域A1中相对富余。结果，在上述后气缸2B，2C 的温度因为总燃料喷射比率由于高发动机负荷而设定到相对高水平而变得过分高的高负荷侧 的区域A202中，相应于该点，在后气缸2B，2C中爆震往往可能发生，通过向后气缸2B，2C 引入大量已燃烧气体后由于EGR的作用而防止爆震的发生。
还有，在运转区域A的高负荷区域A2中，如上所述，如果将向前气缸2A，2D的燃料喷 射比率设定成大于向后气缸2B，2C的燃料喷射比率，因为引入后气缸2B，2C的已燃烧气体 中氧气的浓度降低而使喷入后气缸2B，2C的燃料的燃烧变为不可能，因而就有使执行上述 特殊运转模式的控制变为不可能的危险。所以，在上述运转区域A的高负荷侧区域A2中， 通过控制，除了从前气缸2A，2D引入的已燃烧气体外，还通过临时打开用于将新鲜空气引 入后气缸2B，2C的新鲜空气引入进气阀(第一进气阀31a)向后气缸2B，2C引入新鲜空气。
也就是，在上述运转区域A的高负荷侧区域A2中，在后气缸2B，2C的进气冲程的上死 点附近打开第一进气阀31a以后，在后气缸2B，2C的进气冲程的后继过程中该第一进气阀 31a被置于关闭状态状态。还有，后气缸2B，2C的已燃烧气体引入阀(第二进气阀31b)在 直到最接近于将第一进气阀31a置于关闭状态状态之前都保持在关闭状态状态；只有在此之 后已燃烧的气体才通过打开该已燃烧气体引入阀从前气缸2A，2D引入到后气缸2B，2C中。
下面将叙述根据该执行例的装置的运转。
在根据该执行例的装置中，在低负荷，低速的运转区域A中，由在双气缸互连状态下进 行燃烧而形成特殊运转模式，在高负荷或高速侧的运转区域中，通过在各个气缸的进气口和 排气口都独立的状态下的进行燃烧而形成普通运转模式。这样，当在特殊运转模式中时，在 前气缸中以超低燃料含量的空气燃料比进行燃烧，而在后气缸中通过压缩自我点火进行燃 烧。
具体地说，如上所述，在特殊运转模式中，根据工作状态，通过调节向前气缸(第一和 第四气缸2A，2D)的燃料喷射比率和向后气缸(第二和第三气缸2B，2C)的燃料喷射比率 之比，可以适当地在一个宽阔的范围中进行压缩自我点火。
也就是，在被置于特殊运转模式的运转区域A的高负荷侧的区域A202中，通过控制， 使前气缸2A，2D的空气燃料比相对富余，即通过将向前气缸2A，2D的燃料喷射比率设定到 大于在低负荷侧的区域A201的情况中的空气燃料比而使其成为小于两倍的理论空气燃料比 的值。这样，虽然和前气缸2A，2D的空气燃料比为两倍的理论空气燃料比的情况(即前气 缸和后气缸的燃料喷射比率相同的情况)相比，被引入后气缸2B，2C的气体的温度上升了， 但通过增加相应于被引入后气缸2B，2C的气体中的EGR的已燃烧气体成分的数量后由于EGR 的作用，爆震仍可被抑制。
这样，虽然在上述高负荷侧区域A202，通过将前气缸2A，2D的空气燃料比设定到小于 两倍的理论空气燃料比而使被引入后气缸2B，2C的已燃烧气体中新鲜空气的数量减少，但 在这种情况下，多亏采用了除了从前气缸2A，2D引入的已燃烧气体外还将新鲜空气引入后 气缸2B，2C的结构方式，从而消除了在高负荷侧区域A2后气缸2B，2C中新鲜空气缺乏的 问题，因此就能正常地进行压缩自我点火。
尤其是，如图19所示，在后气缸2B，2C中，通过采用一种结构而保证进行压缩自我点 火所需要的新鲜空气量。该结构中，通过进气通道15和分支通道16引入的新鲜空气，通过 将新鲜空气引入进气阀(第一进气阀31a)置于打开状态，同时在后气缸2B，2C的进气冲 程上死点(ITDC)附近将后气缸2B，2C的已燃烧气体引入阀(第二进气阀31b)保持在关 闭状态，而供应到后气缸2B，2C。然后从前气缸2A，2D引入的已燃烧气体能通过在后气缸 2B，2C的进气冲程期间将第一进气阀31a置于关闭状态，而先于此将后气缸2B，2C的第二 进气阀31b置于打开状态而被引入后气缸2B，2C。
如上所述，在压缩自我点火区域A中的高负荷侧区域A202中，通过在后气缸2B，2C的 进气冲程上死点(ITDC)附近将新鲜空气引入进气阀(第一进气阀31a)置于打开状态，使 相对低温的新鲜空气能先于从前气缸2A，2D吸取的已燃烧气体高效率地引入后气缸2B，2C。 此外，通过使前气缸2A，2D的空气燃料比中相对低的燃料含量，通过在后气缸2B，2C的压 缩自我点火区域(部分负荷区域)A的低负荷侧区域A201中将新鲜空气引入进气阀(第一 进气阀31a)保持在打开状态的安排，而使引入到后气缸2B，2C的已燃烧气体中氧气的浓 度保持在一个足够高的水平，状态就能防止后气缸2B，2C的空气燃料比因新鲜空气引入后 气缸2B，2C在后气缸2B，2C的压缩自我点火区域A的低负荷区域A201中而变成低燃料含 量。
还有，在有效地将新鲜空气引入后气缸2B，2C以后，通过将上述在后气缸2B，2C的压 缩自我点火区域A的高负荷侧区域A202中打开的新鲜空气引入进气阀(第一进气阀31a) 置于关闭状态而停止引入新鲜空气，从前气缸2A，2D排出的已燃烧气体就能在后气缸2B， 2C的进气冲程期间顺畅地引入后气缸2B，2C。
而且，如上述执行例所显示的，如果在后气缸2B，2C的压缩自我点火区域A的高负荷 侧区域A202中，安排成在后气缸2B，2C进气冲程期间打开已燃烧气体引入阀(第二进气阀 31b)并且在该已燃烧气体引入阀(第二进气阀31b)的阀门打开时间之前，(例如在后气缸 2B，2C的进气冲程上死点(ITDC)附近)打开新鲜空气引入进气阀(第一进气阀31a)，在 上述压力自我点火区域A的高负荷侧区域A202中，新鲜空气就能有效地引入后气缸2B，2C， 并且，通过将上述新鲜空气引入进气阀(第一进气阀31a)置于关闭状态，从前气缸2A，2D 引入的已燃烧气体就能有效地引入后气缸2B，2C。
尤其是，如图19虚线所示，虽然可能在后气缸2B，2C的进气冲程上死点(ITDC)附近 将已燃烧气体引入阀(第二进气阀31b)置于打开状态，如果做到这一点，将因同时对后气 缸2B，2C从进气通道15供应的新鲜空气和通过缸际气体通道22供应已燃烧气体而减小新 鲜空气的引入比率。因此最好安排成应通过将已燃烧气体引入阀(第二进气阀31b)保持在 关闭状态直至如上所述的后气缸2B，2C的进气冲程期间的某一点而有效地将新鲜空气引入 后气缸2B，2C。还有，如果安排成将已燃烧气体引入阀保持在关闭状态直至后气缸2B，2C 的进气冲程期间的某一点，就会有下面的优点，通过因前气缸2A，2D中内部EGR量的增加 而提高前气缸2A，2D的内部温度，就能达到压缩自我点火。
还有，如果安排成，在后气缸2B，2C的压缩自我点火区域A的高负荷侧区域A202中， 通过控制，响应前气缸2A，2D的空气燃料比的富余而将引入新鲜空气的比率对将气体引入 后气缸2B，2C的总比率的比例提高到大于和低负荷侧区域A201相比的比例，就可以得到下 面的优点，在后气缸2B，2C的压缩自我点火区域A的高负荷侧区域A201中，如果引入后气 缸2B，2C的已燃烧气体中的氧气浓度，因响应前气缸2A，2D的空气燃料比被设定成相对富 余而下降，由于对后气缸2B，2C引入新鲜空气的比率对总气体引入的比率的比例的提高， 通过有效地消除后气缸2B，2C中新鲜空气的不足，后气缸2B，2C就可适时地进行压缩自我 点火，发动机的输出就能被保持在一个完全令人满意的水平，同时通过抑制后气缸2B，2C 中温度的上升而有效防止爆震的发生。
还有，如果安排成，对后气缸2B，2C的空气燃料比进行控制，使至少在后气缸2B，2C 的压缩自我点火区域A中，从后气缸2B，2C排出的气体中氧气的浓度为相应于理论空气燃 料比的燃烧状态的值，就只有后气缸2B，2C以理论空气燃料比进行燃烧，而同时前气缸2A， 2D以低燃料含量的空气燃料比进行燃烧时，后气缸的已燃烧的气体才能被传送出到排气通 道20。因此就不需要如在常规的低燃料含量燃烧的发动机那样设置低燃料含量NOx催化剂， 只要简单地通过一种三效催化剂24而完全令人满意地保证排气净化的性能。因此，因为不 需要设置低燃料含量NOx催化剂，因而就不需要在由低燃料含量的NOx催化剂滞留形成的NOx 的量时，为了释放和减少NOx的目的而临时性地使空气燃料比富裕，从而避免危害对于燃料 成本的改进。而且，低燃料含量的NOx催化剂的硫毒害问题也不会发生。
图20显示根据本发明的又一个执行例的驱动·控制系统。在该执行例中，ECU50包括 作为其功能元件的运转状态识别器51，温度状态识别器52，模式设定装置53，阀门停止机 构控制器54，进气量控制器55和燃烧控制器56。
运转状态识别器51可确定工作状态是处在如图21显示的低负荷，低速侧的运转区域A， 还是处在高负荷或高速侧的运转区域B，而且如果工作状态处在特殊运转模式区域A，该识 别器还可确定是处在该区域A的低负荷侧的运转区域A301，中负荷侧的运转区域A302，还 是高负荷侧的运转区域A303。
温度状态识别器52可通过来自水温传感器49的信号的方法，根据发动机的温度状态， 以及以该发动机的温度尤其是后气缸的温度为基础来确定后气缸的压缩自我点火是否会有困 难。尤其是，温度状态识别器52可确定水温(发动机温度)是否为低于规定值的低温或为 高于规定值的高温。应该注意，该温度状态识别器52不限于通过来自水温传感器49的信号 的方法来确定发动机的温度状态，除此之外，还能直接或非直接地确定发动机的温度状态或 能通过从气缸排出的气体，例如通过设置一个气体温度传感器来确定发动机的温度状态。
基于该运转状态识别器51的确定，在上述特殊运转模式区域A中，模式选择装置53可 选择通过将从前气缸的排气冲程排出的已燃烧气体直接引入后气缸的进气冲程而实现燃烧的 特殊运转模式，在上述普通运转模式区域B中，是选择在各个气缸中独立进行燃烧的普通运 转模式。
还有，模式选择装置53是对后气缸2B，2C的压缩自我点火模式和强制点火模式之间设 定切换燃烧状态，和在前气缸2A，2D的分层进气燃烧模式和均匀的低燃料含量燃烧模式之 间设定切换燃烧状态。
尤其是，当模式设定装置53选择特殊运转模式，运转状态识别器51就可确定发动机处 在低负荷侧运转区域A301时的工作状态，在低温时，因为根据温度状态识别器52对发电机 温度状态的确定，显示出后气缸2B，2C的压缩自我点火将会有困难，因此选择后气缸2B， 2C通过强制点火实现燃烧的强制点火模式；在高温时，因为显示出后气缸2B，2C有可能进 行压缩自我点火，而选择后气缸2B，2C通过压缩自我点火实现燃烧的压缩自我点火模式。 也就是，如果例如发动机没有充分预热，结果后气缸2B，2C燃烧室的温度就低，甚至在这 样的状态下，如果在后气缸2B，2C继续通过压缩自我点火的燃烧，因为熄火等原因，就将 有不能保证稳定燃烧的危险。因此，在这样的情况下，如上所述就选择强制点火模式以保证 能得到稳定的燃烧。
而且，如果模式设定装置53通过运转状态识别器51确定，发动机的工作状态处在专门 模式区域A的中或低负荷运转区域A301或A302中，就选择前气缸2A，2D被置于分层低燃 料含量的状态下燃烧的分层进气低燃料含量的燃烧模式；当在和选择分层进气低燃料含量燃 烧的工作状态比较下发动机负荷处在高负荷侧的运转区域A303时，就选择前气缸2A，2D的 燃烧被置于均匀的低燃料含量燃烧的模式。还有，甚至在采用上述分层进气低燃料含量燃烧 模式的中或低负荷侧运转区域A301，A302中，如果选择强制点火模式，就实现了到均匀的 低燃料含量的燃烧模式的切换。该“分层进气低燃料含量燃烧”的意思是一种燃烧模式，在 该模式中，燃烧由和在分层形式中的喷射的燃料的低燃料含量的混合而实现，“均匀的低燃 料含量燃烧”的意思是由和均匀分散喷射的燃料的低燃料含量相混合而实现的一种燃烧模 式。这样，前气缸2A，2D中燃烧模式的切换，是根据发动机的负荷区域在分层进气的低燃 料含量燃烧和均匀的低燃料含量燃烧之间实现，即实现在分层进气的低燃料含量燃烧模式和 均匀的低燃料含量燃烧模式之间的切换的控制在下述每种燃烧模式的特征的基础上实现。
图22显示在分层进气低燃料含量燃烧和均匀的低燃料含量燃烧中在相同负荷下已燃烧 气体的温度和空气燃料比之间的关系。从图22可见，关于在相同空气燃料比下的已燃烧气 体的温度，在分层进气低燃料含量燃烧时要高于均匀的低燃料含量的燃烧。因此，当高温的 已燃烧气体被引入后气缸2B，2C时，前气缸2A，2D的燃烧模式相应地应为分层进气的低燃 料含量的燃烧；反之，当不希望提高后气缸2B，2C的温度时，前气缸2A，2D的燃烧模式可 相应地应为均匀的低燃料含量的燃烧。还有，因为对于相同的空气燃料比已燃烧气体的温度 会如此不同，和分层进气的低燃料含量的燃烧相比，均匀的低燃料含量的燃烧具有良好的热 效率，因此表现出良好的燃料成本特性，另一方面，对于均匀的低燃料含量燃烧，当空气燃 料比变大，即当接近超低燃料含量状态时点火会变得困难，因此，空气燃料比的提高程度是 有限制的。因此，为了改进燃料成本，燃料成本特性良好的均匀的低燃料含量燃烧在均匀的 低燃料含量燃烧可行的空气燃料比的范围内是适用的，但在此范围之外，可以设定成超低燃 料含量的空气燃料比的分层进气低燃料含量的燃烧是适用的。进一步还说明，在分层进气低 燃料含量燃烧和均匀的低燃料含量燃烧的两种情况下，当空气燃料比变小时，已燃烧气体的 温度就会提高。为了在后气缸2B，2C中达到更高的温度，因此在任何燃烧模式中设定较小 的空气燃料比还是合适的。后面将叙述发动机的负荷区域和所采用的燃烧模式之间的关系。
阀门停止机构控制器54和进气量控制器55和图3中的阀门停止机构控制器42和进气 量控制器43有相同的功能。
燃烧控制器56包括燃料喷射控制器57和点火控制器58。
在该燃烧控制器56中，燃烧状态的控制(燃料控制和点火控制)根据由模式设定装置 53设定的模式切换；该控制器也进行前气缸2A，2D和后气缸2B，2C的燃烧模式的相应地 切换。
尤其是，当由模式设定装置53选择分层进气的低燃料含量燃烧模式时，燃料喷射比率 就可受到控制，使前气缸2A，2D的空气燃料比为大于理论空气燃料比的低燃料含量的空气 燃料比，并最好是为基本大于两倍的理论空气燃料比的低燃料含量的空气燃料比(A/F近似 等于30)，并且燃料喷射时间被设定成通过在压缩冲程中的燃料喷射而产生混合气的分层， 点火时间被设定成在压缩冲程的上死点附近进行强制点火。
另一方面，关于后气缸2B，2C，燃料被供应到从前气缸2A，2D引入的低燃料含量的已 燃烧气体，燃料喷射比率受到控制，使基本为理论空气燃料比在后气缸2B，2C的燃烧期间 被引入。这样，在该特殊运转模式中，当后气缸2B，2C的温度相对高时，就选择压缩自我 点火模式，燃料喷射时间被设定成通过在进气冲程中的燃料喷射产生均匀的混合气并且强制 点火停止，因此就可以进行压缩自我点火。还有，当后气缸2B，2C的温度相对低时，就选 择强制点火模式，燃料喷射时间被设定成在压缩冲程中喷射燃料，点火时间被设定成在压缩 冲程的上死点附近的规定时间进行强制点火。还有，当如上所述选择强制点火模式时，前气 缸2A，2D的燃烧模式被从分层进气的低燃料含量燃烧模式切换到均匀的低燃料含量燃烧模 式，燃料喷射比率受到控制以便在前气缸2A，2D中产生大于理论空气燃料比的低燃料含量 的空气燃料比，最好是产生基本为两倍的理论空气燃料比或比之较小的低燃料含量的空气燃 料比，燃料喷射时间被设定成通过在进气阶段所喷燃料的均匀散布产生均匀的混合气，点火 时间被设定成在压缩冲程的上死点附近进行强制点火。
在特殊运转模式中，如果随着发动机负荷的增加响应向前气缸2A，2D和后气缸2B，2C 的总燃料喷射比率的增加而实现从分层进气的低燃料含量的燃烧到均匀的低燃料含量的燃烧 的切换(从A2到A3)，使燃料喷射比率等受到控制，以便对前气缸2A，2D产生比如上所述 的分层进气的低燃料含量的燃烧(分层进气的低燃料含量的燃烧模式)的情况更小值的空气 燃料比，燃料喷射时间被设定成通过在进气冲程所喷燃料的均匀散布产生均匀的混合气，点 火时间被设定成在压缩冲程的上死点附近进行强制点火。作为对照，对于后气缸2B，2C， 选择上述压缩自我点火模式，并以如上所述的相同方式，点火时间被设定成通过在进气阶段 的燃料喷射产生均匀的混合气，并且强制点火停止，因此可以进行压缩自我点火。
尤其是，如上所述，当前气缸2A，2D发生向均匀的低燃料含量的燃烧切换时，以小于 上述分层进气的低燃料含量的燃烧(分层进气的低燃料含量的燃烧模式)中的空气燃料比， 即和分层进气状态中的燃烧相比为较富余的均匀的低燃料含量状态的空气燃料比实现燃烧。 如上所述，该空气燃料比是大于理论空气燃料比的低燃料含量的空气燃料比，并且最好为基 本两倍的理论空气燃料比或比之较小的值；也就是，空气过量比λ被设定成至少为1，最好 小于2。
在设定普通运转模式时，控制内容和上述另一些执行例相同。
下面，叙述根据该执行例的装置的运转。
在根据该执行例的装置中，同样，在低负荷，低速的运转区域A中，该装置被置于在双 气缸互连状态下进行燃烧的特殊运转模式，在高负荷或高速的运转区域，该装置被置于以所 有各气缸的进气口和排气口独立的状态下进行燃烧的普通运转模式。
在该特殊运转模式区域的中·低负荷侧运转区域A301，A302中，模式设定装置53选择 的燃烧模式(分层进气的低燃料含量的燃烧模式)中，在前气缸2A，2D中的燃烧模式处在 分层的低燃料含量状态下，燃料在压缩冲程中喷射，同时燃料喷射比率受到控制，使前气缸 2A，2D的空气燃料比为大于理论空气燃料比的低燃料含量的空气燃料比，最好为大于两倍 的理论空气燃料比的空气燃料比，在规定的点火时间进行点火，这样分层进气的低燃料含量 的燃烧得以进行(见图5)。
也就是，在发动机的中·低负荷侧运转区域A1，A2中，通过在前气缸2A，2D中进行分 层进气的低燃料含量的燃烧，在这些不需要相对高的速度，转矩的中·低负荷侧运转区域A1， A2中，可以在超低燃料含量的状态下进行燃烧，从而能使燃料成本特性得到改进。而且， 当在分层的低燃料含量状态下进行燃烧时，后气缸2B，2C中可以顺畅地并以稳定的方式达 到压缩自我点火，因为已燃烧的气体处于比在均匀的低燃料含量状态下进行燃烧的情况中更 高的温度下。
还有，在前气缸2A，2D的进气冲程和后气缸2B，2C的排气冲程重叠的周期中，在将燃 料喷射比率控制成供应理论空气燃料比的状态下进行燃烧，此时，燃料被供应到已燃烧的气 体中，该从前气缸2A，2D排出的已燃烧的气体通过气体通道22引入后气缸2B，2C。
在这种情况下，通常选择压缩自我点火，并且如图5所示，燃料在后气缸2B，2C的进 气冲程中喷射燃料，然后在压缩冲程的上死点附近燃烧室的内部呈现适当的高温，高压状态， 从而以完全令人满意的方式进行压缩自我点火。其运转和从而所获得的效果就如在其他执行 例的说明中已经叙述的一样。
但是，如上所述，水温传感器49可探测发动机的温度，尤其是恒定地或至少在发动机 的低负荷运转区域A301中发动机的后气缸2B，2C的温度，以及如果由该水温传感器49探 测的结果低于在后气缸2B，2C中能达到稳定的压缩自我点火的规定的温度，温度状态识别 器52就很难以推断出后气缸2B，2C中的压缩自我点火，因此模式设定装置53可实现从压 缩自我点火模式到强制点火模式的切换，并且如图23所示，燃料在压缩冲程中被喷入后气 缸2B，2C，通过在规定的点火时间进行强制点火进行燃烧。
至此，模式设定装置53将前气缸2A，2D的燃烧模式从分层进气的低燃料含量燃烧模式 切换到均匀燃烧模式。也就是，甚至在特殊运转模式区域A的低负荷运转区域A301中，如 果温度状态识别器52难以推断出后气缸2B，2C中压缩自我点火，模式设定装置53也将前 气缸2A，2D的燃烧模式从分层进气的低燃料含量燃烧切换到均匀的低燃料含量燃烧，并且 前气缸2A，2D的空气燃料比被设定到小于分层进气的低燃料含量燃烧期间的空气燃料比的 值；也就是，燃料喷射比率受到控制，而燃料在进气冲程中喷射，使在前气缸2A，2D中产 生大于理论空气燃料比，最好是基本为两倍于理论空气燃料比或比之较小的空气燃料比，同 时和分层进气的低燃料含量状态相比实现了富燃料含量。当进气冲程中这样喷射燃料时，燃 料在燃烧室中通过燃气流而均匀分散，使燃料均匀的分布。从而在规定的点火时间进行点火， 并在均匀的低燃料含量的状态下进行燃烧(见图23)。
也就是，在发动机的低负荷侧运转区域A301中，如果发动机后气缸2B，2C的温度低于 规定的温度，后气缸2B，2C中就不能以稳定的方式进行压缩自我点火，因此后气缸2B，2C 中通过强制点火实现燃烧，并且还将前气缸2A，2D中富燃料含量的空气燃料比产生的高温 的已燃烧气体引入后气缸2B，2C，使后气缸2B，2C中能尽量达到压缩自我点火。
这样，通过富燃料含量前气缸的空气燃料比的已燃烧的气体就能提高温度，因此后气缸 的温度上升，后气缸中就能在早阶段中达到压缩自我点火。虽然可能被认为，降低前气缸的 空气燃料比会对燃料成本产生不利影响，但实际上，通过将燃烧模式从分层进气的低燃料含 量燃烧切换到有燃料成本性能更好的均匀的低燃料含量燃烧，就可抵消对燃料成本的不利作 用。
但是，图22显示，甚至在空气燃料比低时，分层进气的低燃料含量燃烧也能比均匀的 低燃料含量燃烧更有可能将高温的已燃烧气体引入后气缸2B，2C，使在分层的低燃料含量 状态中燃烧的情况下后气缸2B，2C中可能在早阶段达到压缩自我点火。不过，在这种情况 下，有可能由于HC排出率提高而引起的有关不利于燃料成本性能的因素，因此，为了使改 进燃料成本性能和后气缸2B，2C早阶段达到压缩自我点火之间达到平衡，最好是如该执行 例一样在前气缸2A，2D中进行均匀的低燃料含量状态下的燃烧。
还有，在发动机的低负荷运转区域A301中，如图25所示，施加控制以后在前气缸2A， 2D响应燃烧期间发动机的负荷的降低空气燃料比较小。也就是，由于当发动机负荷变低时 后气缸2B，2C的温度也变低的实际情况，在这样的情况下就要进行控制，以通过增加燃料 喷射比率而实现进一步的富燃料含量的状态。这样做就可提高前气缸2A，2D中已燃烧气体 的温度，因此在后气缸2B，2C中能以顺利和稳定方式进行压缩自我点火，不致对燃料成本 引起不利的影响。
于是，随着发动机负荷的逐渐增加，在发动机的中负荷运转区域A302中，前气缸2A， 2D中就可以固定的超低燃料含量状态的空气燃料比实现燃烧，随着发动机负荷的进一步提 高，在发动机的高负荷侧运转区域A303中，前气缸2A，2D的空气燃料比逐渐减小，而变为 在均匀的低燃料含量状态下进行燃烧。
尤其是，在特殊运转模式区域A的高负荷侧运转区域A303中，模式设定装置53选择均 匀的低燃料含量的燃烧(均匀的低燃料含量的燃烧模式)作为前气缸2A，2D的燃烧模式； 燃料喷射比率受到控制，并且在进气冲程中进行燃料喷射，使前气缸2A，2D的空气燃料比 为小于分层进气的低燃料含量燃烧模式中的空气燃料比的值，即比分层的低燃料含量状态下 富余，前气缸2A，2D的空气燃料比仍为比理论空气燃料比大的低燃料含量的空气燃料比， 并最好基本为两倍于理论空气燃料比或比之较小的空气燃料比。这样，当在进气阶段喷射燃 料时，通过在燃烧室内由燃气流的均匀分散，燃料的分布变得均匀。这样，就可在规定的点 火时间进行点火，并在均匀的低燃料含量状态下进行燃烧(见图24)。
尤其是，当发动机负荷变高时，通常就需要加大转矩，而增加燃料喷射比率。因为燃料 喷射比率的增加，空气燃料比自然就下降，即富燃料含量的范围达到可能进行均匀的低燃料 含量状态下点火的程度。当空气燃料比下降到在这样均匀的低燃料含量状态下的点火成为可 能的范围时，已燃烧气体的温度就变得低于分层进气的低燃料含量燃烧的情况下的温度，因 此就造成切换到均匀的低燃料含量的燃烧，表现出良好的燃料成本性能。
这样，在需要高转矩的高负荷侧运转区域A303中，通常发动机温度变高，增加了爆震 的危险，因此，在这种情况中，实现在均匀的低燃料含量状态下进行燃烧的切换，在该状态 下已燃烧气体的温度低于分层进气的低燃料含量燃烧的情况下的温度，因此爆震的发生能被 有效地抑制。还有，在均匀的低燃料含量状态下的燃烧时，在相同负荷和相同空气燃料比下 的燃料成本，性能要好于在分层进气的低燃料含量状态下燃烧的情况，因此，在因需要高转 矩而增加喷射燃料的高负荷侧运转区域A303中，通过采用在均匀的低燃料含量状态下的燃 烧，就能显著改进燃料成本性能。
还有，在高负荷侧运转区域A303中，在发动机负荷提高时，前气缸2A，2D在燃烧期间 的空气燃料比就变小，由于随着燃料喷射比率的提高使EGR也提高，因此能更有效地抑制爆 震。
图26显示了根据本发明的又一个执行例的驱动·控制系统。在该执行例中，ECU60包 括运转状态识别器61，温度状态识别器62，模式设定装置63，阀门停止机构控制器64，进 气量控制器65，燃料控制器66和点火控制器67。
运转状态识别器61包括一个用于如图4显示的控制目的的，如图3中的运转状态识别 器41所包括的那样的映像，它可确定工作状态是处在区域A还是区域B。温度状态识别器62 可确定水温为低于规定值的低温还是为高于规定值的高温。
根据运转状态识别器61的确定，模式设定装置63就可选择区域A中的特殊运转模式和 区域B中的普通运转模式。
阀门停止机构控制器64和进气量控制器65具有和图2中的阀门停止机构控制器42和 进气量控制器43相同的功能。
还有，燃料控制器66和点火控制器67可根据由模式设定装置63设定的模式进行燃烧 状态的控制(燃料的控制和点火时间的控制)。
也就是，当设定特殊运转模式时，向前气缸2A，2D的燃料喷射比率受到控制，以产生 大于理论空气燃料比的低燃料含量的空气燃料比，最好是基本为两倍于理论空气燃料比或比 之更大，燃料喷射时间被设定为通过在压缩冲程中的燃料喷射而达到分层进气的燃烧，而且 点火时间被设定为在压缩冲程的上死点附近进行强制点火。另一方面，燃料喷射比率，燃料 喷射时间和进行燃料喷射的燃料喷射阀9的设定，可使燃料喷射比率的控制，通过将燃料供 应到低燃料含量的空气燃料比的已燃烧气体，而产生理论空气燃料比，并将燃料通过前导2A， 2D供应到后气缸2B，2C，即，将相当于后气缸的用量的燃料在前气缸2A，2D的排气冲程期 间通过前气缸2A，2D的燃料喷射阀9的方法直接喷入燃烧室4；另外，造成强制点火停止， 从而在后气缸2B，2C中进行压缩自我点火。
这样，在该执行例中，从前气缸2A到2D的燃料喷射阀9中的将叙述的前气缸2A，2D 的燃料喷射阀9被安排成可发挥的根据本发明第二燃料喷射装置的功能，根据本发明的燃料 控制器由燃料控制器46和点火控制器47等构成。
当设定普通运转模式时的控制措施和已经叙述的其他各执行例相同。
下面将参考图27叙述根据本执行例的装置的运转。
在低负荷，低速的运转区域A设定特殊运转模式，并产生双气缸互连状态(见图6)。
在该状态下，新鲜空气在各自的进气冲程中从进气通道15被引入前气缸2A，2D，燃料 在压缩冲程中喷射，同时对燃料喷射比率施加控制，使前气缸2A，2D的空气燃料比为大于 理论空气燃料比的低燃料含量的空气燃料比，通过在规定的点火时间的点火，以低燃料含量 的空气燃料比进行分层进气燃烧。
做到这点以后，后气缸的燃料在前气缸2A，2D的排气冲程和后气缸2B，2C的进气冲程 重叠的期间被直接喷进前气缸2A，2D的燃烧室4，对燃料喷射比率施加控制，使低燃料含 量的空气燃料比的已燃烧气体产生理论空气燃料比(图27中的F2)；该含有燃料的已燃烧 气体在从前气缸2A，2D排出，同时通过缸际气体通道22被引入后气缸2B，2C(图27中的 白色箭头)。然后在后气缸2B，2C中压缩冲程的上死点附近，通过提高燃烧室内的压力和温 度而进行压缩自我点火。因为从前气缸2A，2D排出的高温已燃烧气体随后被立即通过短的 缸际气体通道22引入后气缸2B，2C，在进气冲程中，后气缸2B，2C的燃烧室内的温度变 高，通过在压缩冲程中从这一状态进一步提高压力和温度，燃烧室内的温度就被提高到在压 缩冲程的后半程上死点的附近混合气能进行充分满意的的自我点火的程度。
然后在后气缸2B，2C里燃烧后的已燃烧气体被排出到设置有三效催化剂24的排气通道 20。
这样，因为在前气缸2A，2D中的超低燃料含量燃烧和后气缸2B，2C中的压缩自我点火 燃烧，就可以和已经叙述过的其他各执行例的情况中相同的方式获得运转和利益。
尤其是，对于该执行例，因为在前气缸2A，2D中实现相应于后气缸的用量的燃料喷射， 在已燃烧气体从前气缸2A，2D排出和引入后气缸2B，2C之间该混合的气体和高温的已燃烧 气体被充分混合而均匀分布；因此而获得满足理想的压缩自我点火状态的均匀的混合气分布 状态和混合气温度。因此，后气缸2B，2C中自我点火的性能得到改进而达到良好的燃烧。
在上述执行例中，虽然在特殊运转模式中安排成通过使用气缸的燃料喷射阀9将相应于 后气缸的用量的燃料喷进前气缸2A，2D，但也有可能例如，如图28所示，安排成将专用燃 料喷射阀9a(第二燃料喷射装置)设置在沿缸际气体通道的某点处，以及将燃料在已燃烧 气体从前气缸2A，2D排出后引入后气缸2B，2C之前以相应于后气缸的用量供应到该已燃烧 的气体中。其关键在于，通过在已燃烧气体被引入后气缸2B，2C之前将相应于后气缸的用 量的燃料供应到前气缸2A，2D的已燃烧的气体中，在混合气和高温的已燃烧气体之间应该 有可能获得混合效果，其结果是，自我点火性能得到改进；只要安排成使相应于后气缸的用 量的燃料能在上述规定时间供应到已燃烧的气体，因此该相应于后气缸的用量的燃料的燃料
喷射时间是无关紧要的。
但是，在直接燃料喷射发动机的情况中，如上述的执行例，有可能利用前气缸2A，2D 的燃料喷射阀9在这些气缸的排气冲程期间喷射燃料，因此，在该情况中，就不再需要如图 28的用于向后气缸供给燃料的专用燃料喷射阀的设置，因此就具有能得到不需修改就能利 用的直接喷射燃料发动机的基本结构的一种简单的结构这样的优点，。
在如图28所示的结构中，设置一个专用燃料喷射阀9a用于供应相应于后气缸的用量的 燃料，来替代例如各个气缸的燃料喷射阀9，也可能如该图中虚线所示，在分支进气通道16 中设置燃料喷射阀9b，并在普通运转模式的情况中进行向气缸2A到2D的燃料喷射或在特 殊运转模式的情况中通过燃料喷射口向前气缸2A，2D喷射燃料。
还有，当相应于后气缸的用量的燃料被供应到前气缸的已燃烧气体中时，可以采用一种 结构，其中至少在前气缸设置一个能进行缸内燃料喷射的燃料喷射阀，因此燃料喷射可以通 过口部喷射燃料，例如通过在后气缸的进气通道设置一个燃料喷射阀而达到。
还有，在上述各执行例中，虽然安排成在该特殊运转模式的所有情况中都是将相应于后 气缸的用量的燃料供应到前气缸2A，2D，也可能确定后气缸2B，2C中自我点火能力的程度， 以及在该自我点火能力强的工作状态的情况中，在如图29所示将前气缸2A，2D的已燃烧气 体引入后气缸2B，2C(这可以被称为第一燃料喷射模式)以后，通过在后气缸2B，2C的进 气冲程中供应燃料而进行压缩点火；或在该自我点火能力弱的工作状态的情况中，在如上所 述执行例中将相应于后气缸的用量的燃料供应到前气缸2A，2D(这可以被称为第二燃料喷 射模式)。例如，在据温度状态识别器42确定的发动机的温度低于规定温度的工作状态中， 最好是安排成通过第二燃料喷射模式而提高后气缸2B，2C中自我点火的能力，而令人满意 地进行燃烧。
应该注意，自我点火能力程度可以例如，在燃料控制器66中根据涉及工作状态的信息 进行确定，以及除了如上所述根据发动机温度确定以外，也可以根据发动机的转速或发动机 的负荷等来确定。例如，可以假设，特别是在运转区域A的一个负荷很低的区域中，燃料喷 射比率将变低，自我点火的能力将减低。因此，在后气缸2B，2C中，可以在这样的状态下 通过安排成第二燃料喷射模式，以一个完全令人满意的方式通过压缩自我点火达到燃烧。
还有，在上述各执行例中，虽然低速和低负荷区域A被设定为特殊运转模式后，并且安 排成后气缸的特殊运转模式在所有情况下都是通过压缩自我点火进行燃烧，但在该区域A的 部分区域中，还是可能安排通过强制点火进行燃烧。
图30和图31显示本发明的又一个执行例。
在图30显示的综合结构中，发动机主体1，进气·排气口和与之连接的进气·排气通 道，缸际气体通道和打开和关闭进气·排气口的进气·排气阀等实际上都和图1或图8显示 的相同。而且，在该执行例中，对各阀门的打开·关闭时间被安排成通过凸轮相位变化机构 33a，34a的方式根据状态而变化。该凸轮相位变化机构设置在用于进气·排气阀的阀门移 动机构中，并由阀门不驱动机构35来关闭这些阀门。
凸轮相位变化机构33a，34a都是先前已知的机构，只是其凸轮轴33，34相对于曲轴的 旋转相位有效变化。如图1所示，凸轮相位变化机构33a设置在凸轮轴33上，凸轮相位变 化机构34a设置在凸轮轴34上，它们都是独立地进行控制的(见图31)。因此，由凸轮轴33 的旋转打开和关闭的前气缸进气阀31和后气缸进气阀(第一进气阀)31a的打开·关闭时 间，总体上由凸轮相位变化机构33a控制而改变其提前或延迟。以同样的方式，由凸轮轴34 的旋转打开和关闭的已燃烧气体引入阀(第二进气阀)31b，后气缸排气阀32，前气缸排气 阀(第一排气阀)32a和已燃烧气体排气阀(第二排气阀)32b的打开·关闭时间，总体上 由凸轮相位变化机构34a控制改变其提前或延迟。
图31中的ECU70包括运转状态识别器71，阀门停止机构控制器72，进气量控制器73， 燃料控制器74和凸轮相位控制器77。
运转状态识别器71可确定工作状态是处在如图32显示的低负荷，低速侧的运转区域A (该区域中发动机负荷小于T1，发动机转速小于r1)还是处在高负荷或高速侧的运转区域 B(该区域中发动机负荷超过T1，发动机转速超过r1)，而且，如果工作状态处在运转区域 A，则确定它是处在其相对低负荷，低速运转区域A401还是处在其相对高负荷，高速运转区 域A402。于是，在规定的状态(例如发动机充分预热)下，气缸被置于运转区域A中双气 缸互连状态下的特殊运转模式中进行运作以及气缸在运转区域B中独立的状态下的普通运转 模式中进行运作。
阀门不驱动机构控制器72和进气量控制器73具有和图3中的阀门停止机构控制器42 和进气量控制器43相同的功能。还有，燃烧控制器74包括燃料喷射控制器75和点火控制 器76，并且以和图3中的燃烧控制器44基本相同的方式根据运转区域A，B进行燃料喷射 和点火控制。
凸轮相位控制器77根据运转状态识别器71的确定结果来控制凸轮相位变化机构33a， 34a。控制的细节将在后面叙述，但例如，在特殊运转模式中，凸轮相位变化机构34a是在 诸如相对低负荷，低速运转区域(图32中的区域A401)提前凸轮27的相位的方向上受到 控制，因此它被设定成由凸轮轴34的旋转致动的已燃烧气体排气阀32b，已燃烧气体引入 阀31b和后气缸排气阀32的打开·关闭时间都发生在早阶段。作为对比，在相对高负荷， 高速运转区域(图32中的区域A402)中，凸轮相位变化机构34a在诸如延迟凸轮27的相 位的方向上受到控制，因此它被设定成由凸轮轴34的旋转致动的已燃烧气体排气阀32b， 已燃烧气体引入阀31b和后气缸排气阀32的打开·关闭时间都被延迟。应该注意，凸轮相 位变化机构33a，34a在阀门被致动时作用于阀门，因此已经被阀门停止机构35置于停止状 态下的阀门，不论凸轮相位变化机构33a，34a的控制是怎样的操作，而仍保留为停止状态。
下面将参考图33和图34叙述该执行例的运转。
在该执行例的装置中，同样，在低负荷，低速运转区域A中，该装置被置于在双气缸互 连状态下进行燃烧的特殊运转模式，在高负荷或高速运转区域区域B中，该装置被置于在各 个气缸的进气口和排气口在独立的状态下进行燃烧的普通运转模式。当在特殊运转模式中 时，前气缸中是以超低燃料含量的空气燃料比进行燃烧，而在后气缸中则是通过压缩自我点 火进行燃烧。
但是，即使在专门模式中，如果后气缸2B，2C的气缸温度低，因而它们都处在压缩点 火困难的状态下，因此后气缸2B，2C的点火就实现向由火花塞7进行强制点火的切换。还 有相反，在后气缸2B，2C的气缸温度太高，导致诸如发生爆震的不正常燃烧的情况中，就 实行从特殊运转模式向普通运转模式的切换。在两种情况中，和采用压缩点火的特殊运转模 式相比，燃料成本改进的好处都受到抑制。因此，为了得到这样的好处，值得考虑的是将在 特殊运转模式中适宜于压缩点火的运转区域的范围扩大。
为了扩展适合于在特殊运转模式中适合于压缩点火的运转区域，进气阀的打开·关闭时 间将设定如下。
图33详尽显示了进气·排气阀的打开·关闭时间等，并且是显示在特殊运转模式中前 气缸2A，2D的进气阀31和已燃烧气体排气阀32b的打开·关闭时间以及后气缸2B，2C的 已燃烧气体引入阀31b和排气阀32的打开·关闭时间的示意图。图33(a)是进行特殊运 转模式的工作状态的相对低负荷，低速运转区域(图32中的区域A401)的情况，图33(b) 同样地是相对高负荷，高速运转区域(图32中的区域A402)的情况。在这些图中，水平轴 显示曲柄角度，T是上死点(TDC)，B是下死点(BDC)。T和B之间的间隙为108度CA。还 有，上部显示前气缸2A，2D，下部显示相应的后气缸2B，2C。还有，带形的部分表示阀门 的打开周期。从上部到下部的白箭头表示来自前气缸2A，2D的已燃烧气体被传送到后气缸 2B，2C的状态，其中前气缸2A，2D的排气冲程和后气缸2B，2C的进气冲程重叠。
图33(a)在图的上部显示前气缸2A，2D的打开已燃烧气体排气阀32b的已燃烧气体 排气阀的打开周期80和前气缸2A，2D的打开进气阀31的进气阀的打开周期81(阴影显示)。 图的下部显示后气缸2B，2C的打开排气阀32的排气阀打开周期82和后气缸2B，2C的打开 已燃烧气体引入阀31b的已燃烧气体引入阀的打开周期83。前气缸2A，2D的进气阀的打开 周期81被设定在从TDC前约10度CA到BDC后约55度CA(总共约245度CA)。这是各型已 有技术发动机的标准的设定值。作为对比，已燃烧气体引入阀的打开周期83被设定在从TDC 前约45度CA到基本是BDC(总共约235度CA)。还有，后气缸排气阀的打开周期82被设定 在从BDC前约80度CA到TDC前约25度CA(总共约225度CA)。
也就是，后气缸进气冲程的下死点96和已燃烧气体引入阀的打开周期97之间的间隙(约 0度CA)，被设定成短于前气缸进气冲程的下死点92和前气缸进气阀的关闭周期93之间的 间隙。还有，已燃烧气体引入阀的打开周期83短于前气缸进气阀的打开周期81和后气缸排 气阀的打开周期82。这样，在后气缸2B，2C中，因为已燃烧气体引入阀的打开周期83被 设定得短，而已燃烧气体引入阀的关闭周期97被设定得较早，并且在接近于BDC的时间， 在活塞3超过BDC的上升期间已燃烧气体引入阀31b打开的期间就不存在或较短。有效的压 缩比因此而上升，接近于几何压缩比。随着有效压缩比的上升，后气缸2B，2C的气缸温度 趋于上升，导致压缩点火能力的提高。应该注意，后气缸2B，2C在该点上引入的气体不是 由多路连接的节流阀17节流的新鲜空气，而是来自前气缸2A，2D的已燃烧气体，容易流进 燃烧室4。因此，即使已燃烧气体引入阀31b提早关闭，燃烧室也能令人满意地被充满。
还有，已燃烧气体引入阀的打开周期80，被设定在从BDC前约80度CA到TDC前约25 度CA(总计约235度CA)。已燃烧气体排气阀的关闭周期19因此被设定成，和已燃烧气体引 入阀的关闭周期97相比提前约25度CA(相应于前气缸2A，2D的TDC)。这要比原有工艺的 发动机的标准设定值(TDC之后约50度CA)早。通过在提早关闭已燃烧气体排气阀32b， 前气缸2A，2D的内部EGR量增加，从而提高了引入后气缸2B，2C的已燃烧气体的温度。
如上所述，通过提升后气缸2B，2C的有效压缩比，而提升后气缸2B，2C的气缸温度以 及通过提升引入后气缸2B，2C的已燃烧气体的温度，压缩自我点火的能力就可得到改进。 这样，通过压缩自我点火进行燃烧的运转区域，就可被进一步扩展到低负荷区域。
图33(b)的上部显示前气缸2A，2D打开的已燃烧气体排气阀32b的已燃烧气体排气 阀的打开周期100和打开的前气缸进气阀31的前气缸2A，2D的进气阀的打开周期101(由 阴影指示)。图的下部显示后气缸2B，2C的打开后气缸排气阀32的后气缸排气阀的打开周 期102和打开的已燃烧气体引入阀31b的已燃烧气体引入阀的打开周期103。前气缸进气阀 的打开周期101以和图33(a)的前气缸进气阀的打开周期81相同的方式设定。作为对照， 关于已燃烧气体排气阀的打开周期100，后气缸排气阀的打开周期102和已燃烧气体引入阀 的打开周期103(分别由白带状线显示)，它们的设定都是使各自周期的长度等于已燃烧气 体排气阀的打开周期80后气缸排气阀的打开周期82和已燃烧气体引入阀的打开周期83； 只有各个阀门的打开·关闭时间被设定成总延迟量约45度CA。通过如上所述由凸轮相位控 制器49将凸轮轴34的相位延迟约45度CA就可达到这一点(见图31)。
图33(b)的已燃烧气体引入阀的关闭周期114，被从图33(a)的已燃烧气体引入阀 的关闭周期97延迟约45度CA。结果，甚至在后气缸2B，2C的活塞3通过后气缸进气冲程 的下死点113以后的进入上升期间，已燃烧气体引入阀31b仍打开约45度CA。后气缸2B， 2C的有效压缩比因此而从图33(a)的情况中的值减小，后气缸2B，2C的气缸温度也下降。
还有，已燃烧气体排气阀的关闭周期112被从图33(a)的已燃烧气体排气阀的关闭周 期90延迟约45度CA，被设定到前气缸排气冲程的上死点111后约20度CA。因此，前气缸 2A，2D的内部EGR从图33(a)的情况的值减小，被引入后气缸2B，2C的已燃烧气体的温 度也下降。
如上所述，因为后气缸2B，2C的有效压缩比下降，以及引入后气缸2B，2C的已燃烧气 体的温度下降，后气缸2B，2C的气缸温度也下降，就可防止诸如爆震等不正常燃烧的发生。 这样，能通过压缩自我点火进行燃烧的运转区域就可被进一步扩展到高负荷区域。
这样，在特殊运转模式中，对于进气·排气阀的打开·关闭时间，须在诸如在后气缸2B， 2C的气缸温度相对低的运转区域中提高其气缸温度的方而，以及在诸如在该温度相对高的 运转区域中降低气缸温度的方而进行设定。从而在后气缸2B，2C中能相应地通过压缩点火 进行燃烧的运转区域能被扩展，从而就可能进一步促进改进燃料成本和气体净化的效果。
图34是在对在普通运转模式中前气缸2A，2D的进气阀31和前气缸2A，2D的已燃烧气 体排气阀32b的打开·关闭时间，以及对后气缸2B，2C的已燃烧气体引入阀31b和排气阀 32的打开·关闭时间加以阐明的示意图。水平轴显示曲柄角度，T是上死点(TDC)，B是下 死点(BDC)。T和B之间的间隔为108度CA。还有，上部显示前气缸2A，2D，而其第一部 分显示后气缸2B，2C。在普通运转模式中，在前气缸2A，2D和后气缸2B，2C的两种情况 中，各气缸都独立地运转，因此在新鲜空气引入时可通过强制点火进行燃烧。图34的上部 显示，前气缸2A，2D的排气阀32a打开的已燃烧气体排气阀的打开周期120和前气缸2A， 2D的进气阀31打开的前气缸进气阀的打开周期121。下部显示后气缸2B，2C的下气缸排气 阀32打开的后气缸排气阀的打开周期122和后气缸2B，2C的进气阀31a打开的后气缸进气 阀的打开周期123。
前气缸2A，2D的排气以及后气缸2B，2C的进气由和在特殊运转模式中不同的阀门进行， 因此其打开·关闭是由不同的凸轮操纵。因此，前气缸排气阀的打开周期120和后气缸进气 阀的打开周期123能独立于图33(a)的已燃烧气体排气阀的打开周期80和已燃烧气体引 入阀的打开周期83而设定。在图34中，前气缸进气阀的打开周期121和后气缸进气阀的打 开周期123(阴影显示)，被设定在从TDC前约10度CA到BDC后约55度CA(总共约245度 CA)。还有，前气缸排气阀的打开周期120和后气缸排气阀的打开周期122，被设定在从BDC 前约30度CA到TDC后约25度CA(总共约235度CA)。这些打开周期与已有技术的发动机 的标准设定一致。
前气缸进气阀的打开周期121和后气缸进气阀的打开周期123可以由凸轮相位变化机构 33a向前和向后变动，前气缸排气阀的打开周期120和后气缸排气阀的打开周期122，可以 由凸轮相位变化机构34a向前和向后变动。因此，前气缸排气阀32a和前气缸进气阀31同 时打开的周期(前气缸排气阀的打开周期120和前气缸进气阀的打开周期121重叠的周期： “阀门重叠”)，可以通过控制凸轮相位变化机构33a，34a而变动。凸轮相位控制器49可控 制凸轮相位变化机构33a，34a，因此当负荷增加时阀门重叠也增加，根据负荷而可获得最 佳燃烧效率。也可对后气缸2B，2C进行同样的控制。
这样，在普通运转模式中，通过根据负荷实现对最佳进气·排气时间的控制以及通过控  制空气进气比率和燃料喷射比率，就可以保证输出性能，以便产生理论空气燃料比或比之更 富燃料含量的空气燃料比。
应该注意，图33(a)和(b)以及图34显示的图形，不限制于各个阀门打开时间的阀 门打开周期，它们可以在权利要求的范围内适当地变动。例如，图33(a)的已燃烧气体引 入阀的关闭时间97，可以被设定成稍晚于后气缸进气冲程的下死点96。还有，图33(a) 和(b)以及图34的前气缸的进气阀的打开周期81，101，121，可以根据负荷而设定得不 同(在本执行例中可以通过凸轮相位变化机构33a来操纵)，或者如在本执行例中一样设定 得相同(在这种情况中不需设置凸轮相位变化机构33a)。也可以根据所要求的发动机的性 能将其他特定的设定值设定到适当的值。
还有，在特殊运转模式中的运转区域A，可以被分成三个或更多个区域来代替分成两个 区域A401，A402，并且根据各自的区域设定合适的阀门打开·关闭时间。而且，可以安排 成产生连续的变化，而不是用经分隔的区域的逐级的方式中的设定。
下面将参考图35到图38叙述该执行例的有的修改的实例。在这些图中，和第一执行例 的情况中相同的部分被标以相同的符号，不再进行重复的叙述。
图35是根据本执行例的凸轮切换机构150的局部分透视图，对于已燃烧气体引入阀31b 等用双点链线表示。凸轮轴151被设置在已燃烧气体引入阀31b的上方。凸轮轴151被设置 成和有独立的三个类型的提升特性的凸轮，即第一凸轮152，第二凸轮154和第三凸轮156 整体旋转。在该凸轮组与燃气引入阀31b之间的摇轴170上支持着一套摇臂组160，摇臂组 160是三个类型的摇臂，即第一摇臂162，第二摇臂164和第三摇臂166的组合件。在第一 摇臂162的顶端，设置一个阀门桥接部件163，和一个用于在精细调节其轴向位置的调节螺 丝161；阀门桥接部件163在例如已燃烧气体引入阀31b的适当的位置和阀轴的上端相接。 在第二摇臂164和第三摇臂166上设置了一组弹簧在图外，弹簧将该组摇臂压向第一凸轮154 和第三凸轮156。因此，当摇臂组的各摇臂可独立移动时，如图所示，摇臂的上表面和第一 凸轮152，第二凸轮154和第三凸轮156的外周拍接，从而根据凸轮桥接部件的形状(各个 凸轮的转动半径)，绕摇臂轴170垂直摇摆。
在摇臂组160的内部，分两排设置了5个(将要叙述的)柱塞(见图36，这些柱塞孔 之一的第四柱塞孔204在图35中可见)。通过这些柱塞的移动，第一摇臂162可以和第二摇 臂164或第三摇臂166成为一个整体，即，可以和它们连接在一起共同移动。设置了用于供 应液压流体的第一通道172和用于供应液压流体的第二通道174，这些通道在摇臂轴170内 导引用于柱塞的液压操作的油。
第一凸轮152是一个用于使阀门停止的凸轮，并有一个以凸轮轴151为中心的圆外周形 状。因此，当第一摇臂162的上表面恒定地和第一凸轮152的外周表面相桥接时(第二摇臂 164和第三摇臂166被分离)，即使凸轮轴151转动，也不发生摇摆。也就是，已燃烧气体 引入阀31b等处于关闭状态无动作的。
第二凸轮154是用于低负荷(或低速)的凸轮，并包括一个有和第一凸轮152相同外周 形状的部分，和一个是有其突出部分的外周形状的部分。因此，当第二摇臂164的上表面恒 定地和第二凸轮154的外周表面桥接时(将要叙述的第三摇臂166脱开)，凸轮轴151转动 时在规定的曲柄角度上实行规定量的向下摇摆。这样，如果随后第一摇臂162和第二摇臂164 连接起来共同移动，第一摇臂162的运转就和通过第二凸轮154的第二摇臂164的摇摆相同。 也就是，已燃烧气体引入阀31b在规定时间按规定打开。
第三凸轮156是用于高负荷(或高速)的凸轮，并包括有和第二凸轮154相同外周形状 的部分，和具有其突出的外周形状的部分。因此，当该第三摇臂166的上表面恒定地和第三 凸轮156的外周表面相接触时，凸轮轴151转动时在规定的曲柄角度上，发生规定量的向下 摇摆。这样，如果随后第一摇臂162和第三摇臂166连接起来共同移动，第一摇臂162的运 转就和通过第三凸轮156的第三摇臂166的摇摆相同。也就是，已燃烧气体引入阀31b在规 定时间规定的量打开(阀门打开周期包括当仅有第二摇臂164和第一摇臂162连接时的阀门 打开周期)。
图36是显示设置在摇臂组160内部的5个柱塞运转的示意图。图36(a)显示第一摇 臂162和第二摇臂164及第三摇臂166分离的状态；图36(b)显示第一摇臂162仅与第二 摇臂164连接的状态；图36(c)显示第一摇臂162和第二摇臂164及第三摇臂166连接的 状态。
在第一摇臂162的内部设置第一柱塞孔201和第二柱塞孔204。第一柱塞孔201是一个 向第二摇臂164开口的圆形截面的凹陷孔。在第一柱塞孔201的底部设置一个第一液压流体 进口173，和第一通道172连通，用于供应·排出液压流体。柱形的第一柱塞181安装在第 一柱塞孔201中。第一柱塞181可在第一柱塞孔201中顺利地滑动，同时在其外周表面由可 将第一液压流体进口173传送的液压流体密封。第一柱塞181的总长度短于第一柱塞孔201 的深度。
第四柱塞孔204是一个和第二摇臂164和第三摇臂166连通的透孔。柱形的第四柱塞184 安装在第四柱塞孔204中。第四柱塞184的总长度和第四柱塞孔204的深度(第一摇臂162 的板厚度)相同。第四柱塞184可在第四柱塞孔204中顺利地滑动。
第二柱塞孔202和第五柱塞孔205设置在第二摇臂164的内部。第二柱塞孔202是一个 向第一摇臂162开口的圆形截面的凹孔，其直径和第一柱塞孔201相等。一个空气逸出孔206 设置在第二柱塞孔202的底部，用以使内部的气体压力维持在大气压，同时也允许渗漏油从 其逸出。具有一个底面和外直径与第一柱塞181相等的的柱形的第二柱塞182，被安装在第 二柱塞孔202中。第二柱塞182可在第二柱塞孔202中顺利地滑动。第二柱塞182的总长度 和第二柱塞孔202的深度相同。和第一柱塞181桥接的第二柱塞182端部形成为球形。第二 柱塞弹簧187设置在第二柱塞182内部的凹陷内，因此，第二柱塞182恒定地，朝偏向第一 柱塞181。
第五柱塞孔205是一个朝向第一摇臂162开口的圆形截面的凹孔，并且其直径和第四柱 塞孔204相等。一个空气逸出孔207设置在第五柱塞孔205的底部，用以将内部的气体压力 维持在大气压，同时也允许渗漏油从其中逸出。具有一个底面和外直径与第四柱塞184相等 的的柱形的第五柱塞185，被安装在第五柱塞孔205中。第五柱塞185可在第五柱塞孔205 中顺利地滑动。第五柱塞185的全部长度短于第五柱塞孔205的深度。和第四柱塞184邻接 的第五柱塞185端部形成为球形。第五柱塞弹簧189设置在第五柱塞185内部的凹陷内，因 此，第五柱塞185恒定地偏向第四柱塞184。
第三柱塞孔203设置在第三摇臂166内。第三柱塞孔203是一个圆形截面的朝向第一摇 臂162开口的凹孔，并且其直径和第四柱塞孔204相等。在第三柱塞孔203的底部设置一个 第二液压流体进口175，和第二通道174连通，用于供应·排出液压流体。其直径和第四柱 塞184相等的柱形的第三柱塞183安装在第三柱塞孔203中。第三柱塞183在第三柱塞孔203 中顺利地滑动，而可密封其外周表面第二液压流体进口175传送的液压流体。第三柱塞183 的总长度和第三柱塞孔203的深度相等。第三柱塞183和第四柱塞184邻接的端部形成为球 形。
图36(a)显示第一摇臂162和第二摇臂164及第三摇臂166分离，并且对供应·排出 液压流体的第一通道172提供液压流体压力(下文中这被称为“开启液压”)，但液压流体压 力不提供到用于提供应·排出液压流体的第二通道174(下文中这被称为“关闭液压”)。通 过将从供应·排出液压流体的第一通道172传送的第一液压流体进口173的液压打开，第一 柱塞181就被压向右侧(图中箭头的方向)。该压力大于第二柱塞弹簧187的压置力，使第 一柱塞181和第二柱塞182整体向右移动。因为第二柱塞182的总长度等于第二柱塞孔202 的深度，第一柱塞181和第二柱塞182的接触点在第一摇臂162和第二摇臂164的配合平面 上。
另一方面，将从供应·排出液压流体的第二通道174传送的第二液压流体进口175的液 压关闭，使第三柱塞183，第四柱塞184和第五柱塞185都由于第五柱塞弹簧189的偏压力 而整体向左移动(图中箭头的方向)。因为第三柱塞183的总长度等于第三柱塞孔203的深 度，第三柱塞183和第四柱塞184的接触点在第一摇臂162和第三摇臂166的配合平面上。 而且，因为第四柱塞184的总长度等于第四柱塞孔204的深度，第四柱塞184和第五柱塞185 的接触点在第一摇臂162和第二摇臂164的配合平面上。
这样，因为各柱塞的接触点在各摇臂的配合平面上，第一摇臂162就处于和第二摇臂164 和第三摇臂166分离状态。因此，第一摇臂162随着和其上表面相接的第一凸轮152一起运 转，即绕摇臂轴170的摇摆停止，结果已燃烧气体引入阀31a在关闭状态停止。
图36(b)显示第一摇臂162仅和第二摇臂164连接的状态并且供应·排出液压流体的 第一通道172和第二通道174都处在液压关闭状态。因为和供应·排出液压流体的第一通道 172连通的第一液压流体进口173处在液压关闭状态，第一柱塞181和第二柱塞182由于第 二柱塞弹簧187的偏压力而向左移动(图中箭头的方向)。因为第一柱塞181的总长度短于 第一柱塞孔201的深度，第二柱塞182的部分就可进入第一柱塞孔201。
而且，因为和供应·排出液压流体的第二通道174连通的第二液压流体进口175处在液 压关闭状态，以和图36(a)的情况相同的方式，第三柱塞183和第四柱塞184的接触点在 第一摇臂162和第三摇臂166的配合平面上，同时第四柱塞184和第五柱塞185的接触点在 第一摇臂162和第二摇臂164的配合平面上。
这样，第一摇臂162由于第二柱塞182的部分进入第一柱塞孔201而和第二摇臂164连 接在一起。还有，因为第三柱塞183和第四柱塞184的接触点在第一摇臂162和第三摇臂166 的配合平面上，第一摇臂162和第三摇臂166就可于分离状态。因此，第一摇臂162就在和 第二摇臂164的上表面相接的第二凸轮154的控制下进行运转。也就是，当凸轮轴151转动 时，在规定的曲柄角度上，摇摆按规定量下降，从而打开和关闭已燃烧气体引入阀31b。
图36(c)显示第一摇臂162和第二摇臂164及第三摇臂166连接的状态，供应·排出 液压流体的第一通道172处于液压关的状态，供应·排出液压流体的第二通道174处于液压 开的状态。因为从供应·排出液压流体的第一通道172传送的第一液压流体进口173处于液 压关的状态，和图36(b)相同的方式，第二柱塞182的部分进入第一柱塞孔201。
而且，因为从供应·排出液压流体的第二通道174传送的第二液压流体进口175处于液 压压力开，第三柱塞183被压向右面(图中箭头的方向)。其压力大于第五柱塞弹簧189的 偏压力，因此使第三柱塞183和第四柱塞184及第五柱塞185整体向右移动。因为第五柱塞 185的总长度短于第五柱塞孔205的深度，第四柱塞184有部分可进入第五柱塞孔205，另 外，第三柱塞183有部分可进入第四柱塞孔204。
这样，因为部分第二柱塞182进入了第一柱塞孔201，部分第三柱塞183进入了第四柱 塞孔204，第一摇臂162和第二摇臂164及第三摇臂166就被连接在一起。因此，第一摇臂 162在是有最大转动半径以及和第三摇臂166的上表面邻接的第三凸轮156的控制下进行运 转。也就是，当凸轮轴151转动时，在一个规定的曲柄角度上，向下摇摆按规定量，从而打 开和关闭已燃烧气体引入阀31b。该阀门的打开周期长于图36(b)的情况。
上述凸轮切换机构150是为已燃烧气体引入阀31b和已燃烧气体排气阀32b设置的，还 有一个相似的凸轮切换机构150a(图35的括号中显示)是为后气缸的进气阀31a和前气缸 的排气阀32a而设置的。但是，在凸轮切换机构150a方面，第二凸轮154和第三凸轮156 是有相同的形状。邻接这些凸轮的摇臂组160a如图35所示，包括第一摇臂162a，第二摇 臂164a和第三摇臂166a。凸轮切换机构150a的作用是在如下状态之间实现切换。通过使 第一摇臂162a与第二摇臂164a和第三摇臂166a分离而处于停止状态，使后气缸的进气阀 31a和前气缸的排气阀32a置于关闭状态，以及使第一摇臂162a和第二摇臂164a及第三摇 臂166a连接，而使后气缸的进气阀31a和前气缸的排气阀32a随第二凸轮154和第三凸轮 156的转动而打开和关闭。
图37是说明在摇臂组160a之中设置的三类柱塞运转的示意图。图37(a)显示第一摇 臂162a从第二摇臂164a和第三摇臂166a分离的状态，图37(b)显示第一摇臂162a和第 二摇臂164a及第三摇臂166a连接的状态。
摇臂组160a中的柱塞的结构，是接摇臂组160的第三柱塞183，第四柱塞184和第五柱 塞185的性代表结构而设置，其结构细节的叙述和对摇臂组160的叙述完全一样，因此就省 略了。只是，它和摇臂组160的不同在于，和用于提供·排出液压流体的第一通道172连通 的第一液压流体进口173a设在第三柱塞183的左端其。还有，供应·排出液压流体的第二 通道174如果在结构上能被省略则可以不设。
图37(a)显示第一摇臂162从第二摇臂164和第三要臂166分离的状态，以及供应·排 出液压流体的第一通道172处在液压关的状态下。因为和用于提供·排出液压流体的第一通 道172连通的第一液压流体进口173a处在液压关的状态，第三柱塞183，第四柱塞184和 第五柱塞185由于第三柱塞弹簧189的偏压力而整体向左(图中箭头的方向)移动。因此， 第三柱塞183和第四柱塞184的接触点在第一摇臂162a和第三摇臂166a的配合平面上，第 四柱塞184和第五柱塞185的接触点在第一摇臂162a和第二摇臂164a的配合平面上。
这样，因为各柱塞的接触点在各摇臂的配合平面上，第一摇臂162a就和第二摇臂164a 和第三摇臂166a分离。因此，第一摇臂162a在和其上表面相接的第一凸轮152的控制下进 行运转，即绕摇臂轴170的摇摆停止，因此而的已燃烧气体引入阀后气缸进气阀31a和前气 缸排气阀32a都处在关闭状态停止。
图37(b)显示第一摇臂162a和第二摇臂164a及第三摇臂166a连接的状态，供应·排 出液压流体的第一通道172处于液压开的状态。因为和供应·排出液压流体的第一通道172 连通的第一液压流体进口173a处在液压开的状态，第三柱塞183就被向右压(图中箭头的 方向)。因为其压力大于第五柱塞弹簧189的偏压力，第三柱塞183和第四柱塞184及第五 柱塞18就5整体向右移动。因此，部分第四柱塞184进入第五柱塞孔205，部分第三柱塞183 进入第四柱塞孔204。
这样，因为部分第四柱塞184进入第五柱塞孔205，部分第三柱塞183进入第四柱塞孔 204，第一摇臂162和第二摇臂164及第三摇臂166连接。第一摇臂162因此在和第二摇臂 164a和第三摇臂166a的上表面邻接的第二凸轮154和第三凸轮156(有相同形状)的控制 下运转。尤其是，随着凸轮轴151的转动，在规定的曲柄角度，并接规定量向下摇摆，使已 燃烧气体引入阀31b打开和关闭。
图38显示在采用如图35到37显示的凸轮切换机构时的驱动和控制系统的结构。第一 控制阀176和第二控制阀177是用于控制传送到供应·排出液压流体的第一通道172和供 应·排出液压流体的第二通道174的第一液压流体和第二液压流体的控制阀门(液压开·关)。 在已燃烧气体引入阀31b和已燃烧气体排气阀32b处设置一个凸轮切换机构150；在后气缸 进气阀31a和前气缸排气阀32a处设置一个凸轮切换机构150a。
ECU70a和图31中显示ECU70的不同之处在于，ECU70a是包括凸轮切换控制器190来代 替阀门停止机构控制器72和凸轮相位控制器79。
凸轮切换控制器190可根据特殊运转模式和普通运转模式或根据工作状态通过控制第一 控制阀176和第二控制阀177，进一步下控制凸轮切换机构150和凸轮切换机构158。
在特殊运转模式中的，低负荷，低速区域是：
·第一液压一关闭和第二液压一关闭
·前气缸排气阀32a和后气缸进气阀31a处在停止状态(图37(a))
·已燃烧气体排气阀32b和已燃烧气体引入阀31b处在第二凸轮154(低速凸轮)的控 制下的工作状态(图36(b))；
在特殊运转模式中的，高负荷，高速区域是：
·第一液压一关闭和第二液压一开放
·前气缸排气阀32a和后气缸进气阀31a处在停止状态(图37(a))
·已燃烧气体排气阀32b和已燃烧气体引入阀31b处在第三凸轮156(高速凸轮)的控 制下的工作状态(图36(c))；
普通运转模式是：
·第一液压开放和第二液压一关闭
·前气缸排气阀32a和后气缸进气阀31a处在第二凸轮154和第三凸轮156的控制下的 工作状态(图37(b))
·已燃烧气体排气阀32b和已燃烧气体引入阀31b处在停止状态(图36(a))。
下面将叙述图35到图38中显示的装置的运转；但是，参考图31和图32中显示的执行 例已经叙述过的部分的叙述将被省略。图39是详尽显示和该执行例的有关进气·排气冲程 的部分的示意图。图39(a)是进行特殊运转模式的工作状态的相对低负荷，低速运转区域 (图32中的区域A401)的情况，图39(b)是该模式的相对高负荷，高速运转区域(图32 中的区域A402)的情况。其他标志和图33中相同。
图39(a)的上部显示前气缸2A，2D的已燃烧气体排气阀32b打开的已燃烧气体排气 阀的打开周期230(阴影显示)和前气缸的进气阀31打开的前气缸进气阀的打开周期231。 下部显示后气缸2B，2C的排气阀32打开的后气缸排气阀的打开周期232和已燃烧气体引入 阀的打开周期233(阴影显示)。还有，直接在已燃烧气体排气阀的打开周期230和已燃烧 气体引入阀的打开周期233的下方，作为参考的目的，以双点链线显示了(将要叙述的)已 燃烧气体排气阀的打开周期250和已燃烧气体引入阀的打开周期253(这些周期都为特殊运 转模式中相对高速，高负荷的情况)。由凸轮切换机构150，150a和凸轮切换控制器190操 纵对这些周期的切换。前气缸进气阀的打开周期231被设定在从TDC之前约10度CA到BDC 之后约55度CA(总共约245度CA)。这是原有工艺的发动机的标准设定值。作为对比，已 燃烧气体引入阀的打开周期233被设定在从基本为TDC到BDC(总共约180度CA)。还有， 后气缸排气阀的打开周期232被设定在从BDC之前约45度CA到TDC之后约10度CA(总共 约235度CA)。
也就是，在后气缸进气冲程的下死点247和已燃烧气体引入阀的关闭时间248之间的间 隔(约0度CA)被设定成短于前气缸进气冲程的下死点242和前气缸进气阀的关闭时间之 间的间隔(约55度CA)。已燃烧气体引入阀的打开周期233短于前气缸进气阀的打开周期231 和后气缸排气阀的打开周期232。这样，因为在后气缸2B，2C的已燃烧气体引入阀的打开 周期233被设定得短，并且已燃烧气体引入阀的打开时间248被设定得提前到靠近BDC的时 间，甚至在BDC后活塞3上升期间，也就没有已燃烧气体引入阀31b打开的周期，或者其周 期很短。因此其有效压缩比增加，并接近于几何压缩比。随着该有效压缩比的增加，后气缸 2B，2C的气缸温度趋向上升，提高了压缩自我点火的能力。
还有，已燃烧气体排气阀的打开周期230被设定在从BDC前约45度CA到TDC前约20 度CA(总共约205度CA)。因此，已燃烧气体排气阀的打开时间241被设定成从已燃烧气体 引入阀的关闭时间248(相应于前气缸2A，2D的TDC)提前约20度CA。这比常规发动机的 标准设定值(TDC之后约50度CA)更早。通过更早地关闭已燃烧气体排气阀32b，前气缸2A， 2D中的内部EGR增加，因此被引入后气缸2B，2C的已燃烧气体的温度上升。
因为后气缸排气阀的打开周期232被设定在从BDC之前约45度CA到TDC之后约10度 CA(总共约235度CA)，后气缸的排气阀32在后气缸的排气冲程的上死点244打开。另一 方面，已燃烧气体引入阀的打开时间246在实践上被设定在后气缸进气冲程的上死点245上。 也就是，已燃烧气体引入阀的打开时间246被设定在后气缸进气冲程的上死点245上，同时 后气缸的排气阀32在后气缸的排气冲程的上死点244之前一直打开。因此，因为在后气缸 的排气冲程的上死点244附近的阀门重叠时间被缩短，所以就能被防止被称为“直吹”的被 引入后气缸2B，2C的已燃烧气体直接通过后气缸排气阀32排到排气通道20的现象，从而 提高了后气缸2B，2C的有效压缩比能。
如上所述，通过提高后气缸2B，2C的有效压缩比，以及提高被引入后气缸2B，2C的已 燃烧气体的温度，就可提高后气缸2B，2C的气缸温度，从而改进压缩点火的能力。这样， 能通过压缩点火进行燃烧的运转区域，也就被进一步扩展到低负荷区域。
图39(b)是相对高负荷和高速运转区域(图32的区域A402)的情况的示意图。图的 上部显示前气缸2A，2D的已燃烧气体排气阀32b打开的已燃烧气体排气阀的打开周期250 (“X”交叉线显示)和前气缸进气阀的打开周期231(和图39(a)共用)。图的下部显示后 气缸排气阀的打开周期232(和图39(a)共用)和已燃烧气体引入阀31b打开的已燃烧气 体引入阀的打开周期253(X线显示)。还有，直接在已燃烧气体排气阀的打开周期250和已 燃烧气体引入阀的打开周期253的下方，图39(a)的已燃烧气体排气阀的打开周期230和 已燃烧气体引入阀的打开周期233以双点划线显示出来，作为参考。
已燃烧气体引入阀的打开周期253被设定在从TDC前约10度CA到BDC后约55度CA。 也就是，在低负荷，低速运转区域阀门打的开比已燃烧气体引入阀的打开周期233早提早10 度CA，阀门关闭延晚55度。因此，和图39(a)的情况相比，后气缸2B，2C的有效压缩比 下降，后气缸2B，2C的温度也下降。
还有，已燃烧气体排气阀的打开周期250被设定在从BDC前约45度CA到TDC后约10 度CA。也就是，比图39(a)的已燃烧气体排气阀的打开周期230长约30度CA。和图39(a) 相比，前气缸2A，2D的内部EGR因此而减少，因此被引入后气缸2B，2C的已燃烧气体的温 度下降。
如上所述，通过减小后气缸2B，2C的有效压缩比以及减低引入后气缸2B，2C的已燃烧 气体的温度，后气缸2B，2C的气缸温度下降，诸如爆震的不正常燃烧得到防止。这样，能 通过压缩点火进行燃烧的运转区域就可被进一步扩展到高负荷区域。
应该注意，图39(a)和(b)显示的图形，不限制于打开周期和关闭周期，它们还可 以在权利要求的范围内适当地改变。例如，图39(a)的已燃烧气体引入阀的关闭时间248 可以被设定为稍晚于后气缸进气冲程的下死点247的。还可以根据所要求的发动机的性能适 当设定其他特定的设定值。
在这些执行例中，采用了如下的结构，即该结构中根据进气·排气阀安排的位置及其各 自的功能，将三方式的凸轮切换，两方式的凸轮切换以及没有凸轮切换的安排结合在一起， 但是这样的结合不限于此。例如，三方式的凸轮切换可以采用将三方式的凸轮和摇臂组160 应用到所有的阀门中。还有，在第二执行例中为固定采用的前气缸进气阀的打开周期231和 后气缸排气阀的打开周期232可以通过凸轮切换而改变。
图40到图44显示的是本发明的又一个执行例。
在图40显示的发动机的总体结构中，发动机主体，各进气·排气口，与进气·排气口 连接的各进气·排气通道，以及打开和关闭缸际气体通道和进气·排气口的各进气·排气阀， 其结构方式与图30中显示的执行例的情况相同。另外，对于凸轮轴33和34设置的凸轮相 位变化机构33a和34a，其结构方式与图30中显示的执行例的情况相同。在进气通道15结 合部分的上游，设置一个探测进气气流量的气流传感器19，对气体能量进行增压利用的涡 轮增压器27的压缩机27b和一个缸际冷却器28。还有，在排气通道10，设置一个氧气传感 器23，涡轮增压器27的涡轮27a和一个三效催化剂24。
还有，如图42所示，对于已燃烧气体引入阀31b等，设置了可通过凸轮切换而改变摇 臂组160摇摆状态的凸轮切换机构150；通过这些机构，安排成可能改变已燃烧气体引入阀 31b等的打开·关闭时间由双点划线显示的或在关闭状态下使其停止。
凸轮轴34设置在已燃烧气体引入阀31b的上方。凸轮27的设置能够和该凸轮轴34整 体转动。凸轮27包括分别具有独立提升特征的三个凸轮，即第一凸轮152，第二凸轮154 和第三凸轮156。由摇臂轴170支撑的摇臂组160设置在该组凸轮和已燃烧气体引入阀31b 之间。该摇臂组160和上述图36中说明的摇臂组有相同的结构。
凸轮切换机构150是为已燃烧气体引入阀31b和已燃烧气体排气阀32b而设置，还有一 个相似的凸轮切换机构150a和摇臂组160a(图42的括号中显示)是为后气缸的进气阀31a 和前气缸的排气阀32a设置。然而，在凸轮切换机构150a中，第二凸轮154和第三凸轮156 有相同的形状。邻接这些凸轮的摇臂组160a和上述图35和图37中说明的摇臂组有相同的 结构。
另外，也为前气缸的进气阀31(图42的括号中显示)设置了相似的凸轮切换机构150b。 在该凸轮切换机构150b中，第一凸轮152不是一个停止凸轮而是一个有一个突起的用于低 负荷状态的凸轮。还有，用于高负荷状态的第二凸轮154和第三凸轮156有相同的形状。邻 接这些凸轮的摇臂组160b如图42的括号中所示，包括第一摇臂162b，第二摇臂164b和第 三摇臂166b。凸轮切换机构150b通过第一摇臂162b和第二摇臂164b及第三摇臂166b的 分离，而1通过第二凸轮154或第三凸轮156的转动打开相对短的周期状态，以及通过第一 摇臂162b和第二摇臂164b或第三摇臂166b连接，而在前气缸进气阀3打开相对长的周期 的状态之间切换。
图43是显示设置在摇臂组160b内部的三个柱塞的运转的示意图。图43(a)显示第一 摇臂162b与第二摇臂164b及第三摇臂166b分离的状态；图43(b)显示仅是第一摇臂162b 与第二摇臂164b连接的状态；图43(c)显示第一摇臂162b和第二摇臂164b及第三摇臂166b 连接的状态。
在摇臂组160的柱塞结构中，摇臂组160b中柱塞的结构，随着第一柱塞181和第二柱 塞182的总长度以及第二柱塞弹簧187的规格而改变。它们分别被称为第一柱塞181b，第 二柱塞182b和第二柱塞弹簧187b。根据其结构，由凸轮切换机构150b通过供应·排出液 压流体的第一通道172和供应·排出液压流体的第二通道174的液压相结合的作用而产生操 纵的打开和关闭的凸轮切换状态不同于凸轮切换机构150。
图43(a)显示第一摇臂162b和第二摇臂164b及第三摇臂166b分离的状态，以及供 应·排出液压流体的第一通道172和供应·排出液压流体的第二通道174都处在液压关闭的 状态；图43(b)显示仅第一摇臂162b和第二摇臂164b连接的状态，以及供应·排出液压 流体的第一通道172处在液压开，而供用·排出液压流体的第二通道174处在液压关的状态； 图43(c)显示第一摇臂162b和第二摇臂164b及第三摇臂166b连接的状态，以及供应·排 出液压流体的第一通道172处在液压关，而供应·排出液压流体的第二通道174处在液压开 的状态。
图44显示该执行例中驱动和控制系统的结构；在该图中，ECU70b包括一个工作状态识 别器71，凸轮切换控制器190，进气量控制器73，燃烧控制器74和凸轮相位控制器77。
通过用来自发动机速度传感器77和油门踏板行程传感器78等的信号，检测发动机工作 状态(发动机转速和发动机负荷)，工作状态识别器71可确定工作状态是处在如图45所示 的低负荷，低速侧(发动机负荷小于T1和发动机转速小于r 1)的运转区域A，还是处在高 负荷或高速侧(发动机负荷大于T1和发动机转速大于r1)的运转区域B。在运转区域A， 运转区域A501是相对低负荷，低速的区域，运转区域A503是相对高负荷，高速的区域以及 运转区域A502是相应中等的区域。在规定的状态(例如在发动机被充分预热的状态)下， 在运转区域A，是在气缸被置于双气缸互连状态中的特殊运转模式中进行运转，在运转区域 B，是在各个气缸都处在独立状态中的普通运转模式中进行运转。
凸轮切换控制器190可根据发动机是处在特殊运转模式还是普通运转模式或根据运转区 域，通过控制第一控制阀176和第二控制阀177，来控制凸轮切换机构150和凸轮切换机构 150a如下。
在特殊运转模式中，低·中区域(区域A501，A502)是：
·第一液压关和第二液压关
·前气缸排气阀32a和后气缸进气阀31a在第一凸轮152的控制下处在非驱动状态(图 37(a))；
·已燃烧气体排气阀32b和已燃烧气体引入阀31b处在第二凸轮154(低负荷凸轮)的 控制下的工作状态(图36(b))；
·前气缸进气阀31处在第一凸轮152(低负荷凸轮)的控制下的工作状态(图43(a))；
在特殊运转模式中，高负荷区域(区域A503)是：
·第一液压关和第二液压开
·前气缸排气阀32a和后气缸进气阀31a处在第一凸轮152的控制下的非驱动状态(图 37(a))；
·已燃烧气体排气阀32b和已燃烧气体引入阀31b处在第三凸轮156(高负荷凸轮)控 制下的工作状态(图36(c))；
·前气缸进气阀31在第二凸轮154(b)(高负荷凸轮)的控制下处在工作状态下(图43 (b))；
普通运转模式(区域B)是：
·第一液压开和第二液压关
·前气缸排气阀32a和后气缸进气阀31a处在第二凸轮154和第三凸轮156控制下的工 作状态(图37(b))；
·已燃烧气体排气阀32b和已燃烧气体引入阀31b处在第一凸轮152控制下的非驱动状 态(图36(a))；
·前气缸进气阀31第三凸轮156(b)(高负荷凸轮)控制下的处在工作状态(图43(c))。
空气进气量控制器73以和图38中的空气进气量控制器73相同的方式控制空气进气比 率。
燃烧控制器74包括燃料喷射控制器75和点火控制器76。在专门模式的中·低负荷区 域(图45的区域A502和A502)，对于前气缸(第一和第四气缸2A，2D)，该控制器可控制 燃料喷射比率，使空气燃料比为大于理论空气燃料比的低燃料含量的空气燃料比，最好基本 是两倍的理论空气燃料比或更大，而对于后气缸(第二和第三气缸2B，2C)，该控制器将燃 料供应到从前气缸引入的低燃料含量的空气燃料比的已燃烧气体中，并控制燃料喷射比率， 使空气燃料比为基本是理论空气燃料比的空气燃料比，或比之燃料含量更低。这样的燃料喷 射方式却是在进气冲程中进行，因此在前气缸2A，2D和后气缸2B，2C中都可通过压缩自我 点火进行燃烧。
还有，在特殊运转模式的高负荷区域(图45中的区域A503)，向前气缸(第一和第四 气缸2A、2D)的燃料喷射率BI受到控制，使空气燃料比为大于理论空气燃料比的低燃料含 量的空气燃料比，最好为基本是两倍的理论空气燃料比或比之更大，点火时间被设定成在压 缩冲程的上死点附近强制点火。对于后气缸(第二和第三气缸2B、2C)，燃料供应到从前气 缸引入的低燃料含量的空气燃料比的已燃烧气体中，并且燃料喷射比率受到控制，燃料在进 气冲程中喷射的燃料喷射时间被设定成空气燃料比基本为理论空气燃料比。根据工作状态， 通过压缩自我点火或强制点火进行燃烧。
在普通运转模式中的控制和上述其他各执行例的情况中相同。
还有，凸轮相位控制器77根据工作状态识别器71的结果，控制凸轮相位变化机构33a， 34a。控制行为的细节在后面叙述，但例如，在特殊运转模式中，在低负荷区域(图45的区 域A501)，凸轮相位变化机构33a受到控制，以便延迟凸轮26的相位；凸轮相位变化机构34a 受到控制，以便提前凸轮27的相位。因此，在由于凸轮轴33的转动而运转的前气缸进气阀 31a和后气缸进气阀31a的打开·关闭时间中是总体延迟，在由于凸轮轴34的转动而运转 的已燃烧气体排气阀32b，已燃烧气体引入阀31b和后气缸排气阀32的打开·关闭时间中 则是全面提前。作为对比，在中·高负荷区域(图45的区域A502，A503)；或在普通运转 模式区域(图45的区域B)中，凸轮26，27的相位，分别在相反的方向受到控制，结果， 前气缸进气阀31和后气缸进气阀31a的打开·关闭时间全面被提前，已燃烧气体排气阀32b， 已燃烧气体引入阀31b和后气缸排气阀32的打开·关闭时间全面被延迟。应该注意，因为 凸轮相位变化机构33a，34a在阀门的运转期间对阀门操纵，而处在停止状态下的阀门则仍 保持这种停止状态，不会接受凸轮相位变化机构33a，34a的控制。
下面将参照图46到图48叙述根据该执行例的装置的运转。
在根据该执行例的装置中，在低负荷，低速的运转区域A中，该装置被置于在双缸连动 的状态中进行燃烧的特殊运转模式，在高负荷或高速的运转区域中，该装置被置于在各个气 缸的进气口和排气口独立的状态中进行燃烧的普通运转模式。还有，当在特殊运转模式中时， 在前气缸中是以超低燃料含量的空气燃料比进行燃烧，在后气缸中通过压缩自我点火进行燃 烧。
也就是，即使在进行压缩自我点火的特殊运转模式的运转区域中，当在气缸温度低以及 压缩自我点火困难的状态中时，所有的气缸都切换到强制点火。还有，反过来，如果后气缸 2B，2C的气缸温度太高，产生诸如有爆震趋势的不正常燃烧状态时，该装置就被从特殊运 转模式切换到普通运转模式。在该两种情况中，和来用压缩自我点火的特殊运转模式相比， 改进燃料成本等的好处都受到抑制。因此，为了在更大程度上获得这些好处，理想的是扩展 特殊运转模式中适合于压缩自我点火的运转区域，另外，理想的是扩展前气缸2A，2D中适 合于压缩自我点火的运转区域。
为了在特殊运转模式压缩自我点火尤其在前气缸2A，2D中扩展适合于压缩自我点火的 运转区域，进气·排气阀的打开·关闭时间的设定如下。
图46是显示在特殊运转模式中，前气缸进气阀31和前气缸2A，2D的已燃烧气体排气 阀32b的打开·关闭时间，和后气缸2B，2C的已燃烧气体引入阀31b和后气缸排气阀32的 打开·关闭时间的示意图，详尽显示了进气·排气冲程部分。图46(a)是相对低负荷区域 (图45的区域A501)的情况，图46(b)是进行特殊运转模式的运转区域的中负荷区域(图 45的区域A502)的情况。在这些图中，水平轴显示曲柄角度，T是上死点(TDC)，B是下死 点(BDC)。DNB之间的间隙为180度。还有，上部显示前气缸2A，2D，下部显示和其相对应 的后气缸2B，2C。还有，由带状线表明的部分显示各个阀门的打开周期。从上部到下部的 白箭头表明前气缸2A，2D的排气冲程和后气缸2B，2C的进气冲程重叠，以及前气缸2A，2D 的已燃烧气体被引向后气缸2B，2C的状态。
图46(a)在图的上部显示前气缸2A，2D的已燃烧气体排气阀32b打开的已燃烧气体 排气阀的打开周期300以及前气缸进气阀31打开的前气缸进气阀的打开周期310(阴影显 示)。该两个打开周期都由低负荷凸轮产生。在各个带状线的下方，还显示由高负荷凸轮产 生的各打开周期(已燃烧气体排气阀的打开周期380和前气缸进气阀的打开周期390)作为 参考。下部显示后气缸2B，2C的排气阀32打开的后气缸排气阀的打开周期320和已燃烧气 体引入阀31b打开的已燃烧气体引入阀的打开周期330。前气缸的已燃烧气体排气阀的打开 周期300被设定在从BDC前约35度CA到TDC前约40度(总共约175度CA)。尤其是，已 燃烧气体排气阀的关闭时间302被设定得早于TDC。这是一个短于和早于常规发动机的通常 设定值(从BDC前30度CA到TDC后约25度CA)的设定。还有，前气缸进气阀的打开周期 310被设定在从TDC后约50度CA到BDC后约45度CA(总共约175度CA)。这是一个短于 和晚于常规发动机的通常设定值(从TDC前10度CA到BDC后约55度CA)的设定。通过这 些设定，产生了从已燃烧气体排气阀的关闭时间302到前气缸进气阀的打开时间312所有的 进气·排气阀都关闭的状态(下文被称为“负重叠”)。在图46(a)，在TDC两侧，前气缸 的负重叠约为90度CA。还有，在前气缸2A，2D中，前气缸的燃料喷射时间305被设定在TDC 的附近，因此能通过压缩自我点火进行燃烧。
后气缸排气阀的打开周期320和已燃烧气体引入阀的打开周期330为标准的设定值，但 全部都被设定得较早发生。还有，后气缸2B，2C的燃料喷射比率被设定得比实际的空气燃 料比的燃料含量更低。
得益于上述的设定，在前气缸2A，2D中有大的负重叠，因此也就有显增多内部EGR量。 如果有大量的内部EGR，向下一个进气冲程和压缩冲程的切换状态就在前气缸中有大量已燃 烧气体的状态下发生，因此，气缸温度升高，有利于压缩自我点火。在前气缸2A，2D中的 通过压缩自我点火发生燃烧，因此由于高度的热效率和抑制产生NOx而产生燃料消耗改进的 效果和气体净化的效果。
另一方面，如果前气缸2A，2D的内部EGR量以这样的方式增加，在后气缸2B，2C中新 鲜空气的量可能会变得不充足。但是，在该执行例中，即使在前气缸2A，2D中有显著量的 内部EGR，通过增加绝对量的新鲜空气(尤其是氧气)，应用涡轮增压器50进行增压，就有 可能安排成向后气缸2B，2C引入充分的氧气。还有，通过增压，进气温度提高，因此前气 缸2A，2D压缩自我点火的能力也可提高。这样，通过进行增压，使由于前气缸2A，2D中内 部EGR的增加导致的后气缸2B，2C中新鲜空气的不足就能缓和，前气缸2A，2D的压缩自我 点火的能力也得到改进，从而扩展了前气缸中能进行压缩自我点火的运转区域。
还有，因为前气缸2A，2D的燃料喷射时间305被设定得晚于已燃烧气体排气阀的关闭 时间302并且在这些气缸的TDC附近，燃料被喷入仍然存在的显著量的已燃烧气体前气缸2A， 2D内。因此通过高温喷入的燃料使激化，并且因为燃料被喷入较早，在TDC的附近，激化 被促进到一个完全令人满意的程度，压缩自我点火的能力得到改进。应该注意，因为在已燃 烧气体排气阀的打开周期302后进行点火，因此防止了喷入的燃料直接从已燃烧气体排气阀 32b排出。
而且，因为即使在后气缸2B，2C空气燃料比也被设定得比基本上比理论空气燃料比的 燃料含量更低，热效率就比如果设定成基本上是理论空气燃料比更高，因此能获得更大的燃 料成本的改进。还有，因为通过低燃料含量的空气燃料比以及压缩自我点火，在很大程度上 抑制了前气缸2A，2D和后气缸2B，2C中NOx的产生，气体净化性能简单地通过在排气通道 20a中设置三效催化剂24(如果必要也可以和氧气催化剂相结合)就可得到满足。也就是说， 相对昂贵的用于还原处理NOx的低燃料含量NOx催化剂不再必要，就可能降低成本。
图46(b)是中负荷区域(图45的区域A502)的情况；图的上部显示已燃烧气体排气 阀的打开周期340和前气缸进气阀的打开周期350(阴影显示)；图的下部显示后气缸排气 阀的打开周期360和已燃烧气体引入阀的打开周期370。在总体上，已燃烧气体排气阀的打 开周期340，后气缸排气阀的打开周期360和已燃烧气体引入阀的打开周期370的设定，和 图46(a)的已燃烧气体排气阀的打开周期300，后气缸排气阀的打开周期320和已燃烧气 体引入阀的打开周期330相比，都延迟了30度CA。这可以通过由凸轮相位变化机构34a延 迟凸轮轴34的相位30度CA来达到。作为对比，前气缸进气阀的打开周期350被设定得比 图46(a)的前气缸进气阀的打开周期310提前25度CA。这可以通过由凸轮相位变化机构 33a提前凸轮轴33的相位25度CA来达到。因此，已燃烧气体排气阀的关闭时间342在TDC 前约10度CA，前气缸进气阀的打开时间352在TDC后约25度CA。该负重叠约为35度CA， 比图46(a)的状态缩短55度CA。
这样，随着负荷的增加(从运转区域A1到A2)，负重叠就缩短，于是前气缸2A，2D的 内部EGR比减小。因此，随着负荷的增加，新鲜空气比也增加，对于因为所要求的输出量而 增加的燃料喷射比率进行燃烧所需的大量新鲜空气就得到保证。
图47是进行专门模式的工作状态的相对高负荷区域(图45的区域A503)的情况。其 标志和图46的情况相同(在下面相似的附图中也是如此)。图的上部显示已燃烧气体排气阀 的打开周期380和前气缸进气阀的关闭周期390(阴影显示)。这是由高负荷凸轮产生的两 种打开周期，并且可由凸轮切换机构150，150b从图46的状态进行切换。由低负荷凸轮产 生的打开周期(已燃烧气体排气阀的打开周期340和前气缸进气阀的打开周期350)作为参 考，显示在各个线的下方。还有，凸轮相位变化机构33a以和图46(b)相同的方式设定， 凸轮相位变化机构34a设定成将凸轮轴34的相位从图46(b)的状态进一步延迟5度CA。 结果，已燃烧气体排气阀的打开周期380被设定在从BDC前约30度CA到TDC后约25度CA (总共约235度CA)，以及前气缸进气阀的打开周期390被设定在从TDC前约10度CA到BDC 后约55度CA(总共约245度CA)。因此，已燃烧气体排气阀的关闭周期382被设定成从前 气缸进气阀的打开周期392延迟约35度CA。在该间隙中，两个阀门都打开(下文被称为“重 叠”)。这些设定相应于常规发动机进气·排气阀的标准设定值。还有，在前气缸2A，2D中， 在使空气燃料比比在区域A1，A2的情况的燃料含量更低以后通过强制点火进行燃烧。喷射 燃料在压缩冲程的后半程被切换。还有，在后气缸2B，2C中，在空气燃料比基本是理论空 气燃料比的状态下通过压缩自我点火进行燃烧。
由于这样的设定，前气缸2A，2D的进气和已燃烧气体的排气在阀门打开的周期中完全 令人满意地进行。尤其是，通常，因为设定了重叠，内部EGR的量小，因此就有充分的新鲜 空气被吸入，就能得到所要求的输出。随着内部EGR量的减少压缩自我点火的能力也降低， 但通过切换到通过强制点火进行燃烧，就仍然能得到稳定的燃烧。这样，因为前气缸2A，2D 的空气燃料比被设定成较富燃料含量，对于通过压缩自我点火进行燃烧并且其热效率相应地 得到改进的后气缸2B，2C也设定长更富燃料含量，就可达到燃料成本的进一步改进。还有， 因为后气缸中的被安排成基本以理论空气燃料比进行燃烧，只要通过在排气通道20a中设置 三效催化剂24就能得到完全令人满意的气体净化性能。
图46是显示普通运转模式中前气缸进气阀31和前气缸2A，2D的已燃烧气体排气阀32b 的打开·关闭时间以及已燃烧气体引入阀31b和后气缸2B，2C的排气阀32的打开·关闭时 间的示意图。在普通运转模式中，因为气缸都独立地运转，通过将新鲜空气引入前气缸2A， 2D和后气缸2B，2C而由强制点火进行燃烧。图的上部显示前气缸2A，2D的排气阀32a打 开的已燃烧气体排气阀的打开周期420和前气缸进气阀31打开的前气缸进气阀的打开周期 390(阴影显示)。图的下部显示后气缸2B，2C的排气阀32打开的后气缸排气阀的打开周期 440和后气缸进气阀31a打开的后气缸进气阀的打开周期450。
此时前气缸2A，2D的排气和后气缸2B，2C的进气由和特殊运转模式中不同的阀门操纵， 因此其打开·关闭由不同的凸轮操纵。因此，前气缸排气阀的打开周期420和后气缸进气阀 的打开周期450是独立于已燃烧气体排气阀和已燃烧气体引入阀的打开周期而设定的。在图 48中，所应用的各阀门不同于图47(b)的情况，但各个周期的设定值则于之相同。还有， 前导阀的进气阀的打开周期390和后气缸的进气阀的打开周期450可以通过凸轮相位变化机 构33a向前和向后变动，而前气缸排气阀的打开周期420和后气缸排气阀的打开周期440则 可以通过凸轮相位变化机构34a向前和向后变动。因此和前气缸的重叠就可以通过控制凸轮 相位变化机构33a，34a而变化。凸轮相位控制器49被安排成，根据负荷，通过控制凸轮相 位变化机构33a，34a，以便随着负荷的增加而产生更大程度的阀门重叠而获得最佳热效率。 对于后气缸2B，2C也可进行相同的控制。
这样，在普通运转模式中，通过根据负荷而进行控制，以达到最佳进气·排气时间以及 控制空气进气比率和燃料喷射比率，以供应理论空气燃料比或比之更富燃料含量，就能保证 输出的性能。
下面将参考图49叙述应用根据该执行例的装置来控制进气·排气等的第二个实例。在 该实例中，基本结构和基本控制方式都和第一实例的情况相同，只是凸轮轴33，34的相位 是通过凸轮相位变化机构33a，34a来变动，而不在低负荷凸轮和高负荷凸轮之间切换。
图49(a)显示的是进行特殊运转模式的运转区域的相对低负荷区域(图45的区域A501) 的情况。图的上部显示已燃烧气体排气阀的打开周期460和前气缸进气阀的打开周期470； 图的下部显示后气缸排气阀的打开周期480和已燃烧气体引入阀的打开周期490。已燃烧气 体排气阀的打开周期460被设定在从BDC前约5度CA到TDC后约50度CA(总共约235度CA)。 前气缸进气阀的打开周期470被设定在从TDC前约65度CA到约BDC(总共约245度CA)。 因此，从前气缸进气阀的打开时间472到已燃烧气体排气阀的关闭时间462设定了115度CA 的大段重叠。
如果设定了这样的大段重叠，在该重叠的周期内已燃烧气体发生从已燃烧气体排气阀32b 到前气缸进气阀31的回流，并且内部EGR增加。因此就获得如在第一执行例中叙述的燃料 成本改进的效果，并且气体净化得到促进。应该注意，虽然重叠周期的增加会引发对活塞3 阀门和上表面的干扰，由于在该执行例中采用了长冲程方式(冲程大于气缸孔内膛的直径)， 可使活塞3处在上死点附近的时间被缩短，从而防止了这样的干扰。
随着发动机负荷的进一步增加，当进入图45的区域A502的状态时，通过凸轮相位变化 机构33a，34a，可使已燃烧气体排气阀的打开周期460转向先导方向侧，而前气缸进气阀 的打开周期470则被转向延迟方向。也就是，重叠周期被缩短，内部EGR的数量减少。因此， 新鲜空气比增加，就能获得所要求的输出量。
图49(b)显示在更高负荷即图45的区域A503的情况。图的上部显示已燃烧气体排气 阀的打开周期500和前气缸进气阀的打开周期510(阴影显示)，图的下部显示后气缸排气 阀的打开周期520和已燃烧气体引入阀的打开周期530。这些状态都可通过由凸轮相位变化 机构33a在延迟方向将凸轮轴33的相位转变55度CA，以及由凸轮相位变化机构34a在先 导方向将凸轮轴34的相位转变30度CA而得到。因此，前气缸进气阀的打开时间512为BDC 前约10度CA，已燃烧气体排气阀的关闭时间502为BDC后约20度CA，并且重叠被设定在 30度CA(相应于常规发动机的标准设定值)。因此内部EGR数量减少，新鲜空气比增加，所 以能得到所要求的输出量。
下面将参考图50叙述应用根据该执行例的装置来控制进气·排气等的第三个实例。该 实例的基本结构和基本控制方式都和第二实例的情况相同，只是凸轮轴33，34的相位是通 过凸轮相位变化机构33a，34a来变动，而不在低负荷凸轮和高负荷凸轮之间切换。
图50(a)显示进行特殊运转模式的运转区域的相对低负荷区域(图8的区域A1)的情 况。图的上部显示已燃烧气体排气阀的打开周期540和前气缸进气阀的打开周期550(阴影 显示)；图的下部显示后气缸排气阀的打开周期560和已燃烧气体引入阀的打开周期570。 已燃烧气体排气阀的打开周期540被设定在从BDC前约95度CA到TDC前约40度CA(总共 约235度CA)。前气缸进气阀的打开周期550被设定在从TDC前约10度CA到BDC后约55 度CA(总共约245度CA)。还有，后气缸排气阀的打开周期560被设定在从BDC前约100度 CA到TDC前约45度CA(总共约235度CA)。已燃烧气体引入阀的打开周期570被设定在从 TDC前约75度CA到BDC前约60度CA(总共约195度CA)。
仅考虑前气缸2A，2D，因此设定一个从已燃烧气体排气阀的关闭时间542到前气缸进 气阀的打开时间552的30度CA的负重叠。但是，因为已燃烧气体引入阀的关闭时间572被 设定得早于已燃烧气体排气阀的关闭时间542，因而在已燃烧气体引入阀的关闭时间572以 后，已燃烧气体就不能从前气缸2A，2D进入后气缸2B，2C。因此，即使已燃烧气体排气阀 32b打开，所形成的状态也就如它们被关闭时一样。也就是，事实上，从已燃烧气体引入阀 的关闭时间572到前气缸进气阀的打开时间552的50度CA相当于一个负重叠。通过该大段 负重叠，前气缸2A，2D的内部EGR增加，因此得到如第一执行例中详尽叙述的燃料成本改 进效果，并且促进了气体净化。
当发动机负荷进一步增加因此进入图45的区域A502的状态时，已燃烧气体排气阀的打 开周期540可由凸轮相位变化机构34a转变到延迟方向。也就是，负重叠周期被缩短，内部 EGR的数量减少。因此，新鲜空气比增加，就能得到所要求的输出量。
图50(b)显示负荷变得更高，因此进入图45的区域A503的情况。图的上部显示已燃 烧气体排气阀的打开周期580和前气缸进气阀的打开周期590(阴影显示)，同时图的下部 显示后气缸排气阀的打开周期600和已燃烧气体引入阀的打开周期610。这些状态都可通过 由凸轮相位变化机构34a相对于图50(a)的情况将凸轮轴34的相位向延迟方向转变60度 CA而得到。前气缸进气阀的打开时间592因此变为BDC前约10度CA，已燃烧气体排气阀的 关闭时间582变为BDC后约20度CA，这样设定一个30度CA的重叠(相应于常规发动机的 标准设定值)。内部EGR数因此而减少，新鲜空气比增加，所以能得到所要求的输出量。
下面将参考第四实例和图51来叙述应用根据该执行例的装置来控制进气·排气等。该 执行例的基本结构和基本控制方式和第一执行例相同，但根据不同状态，在后气缸进气阀31a 是部分运转，这些在第一实例的特殊运转模式中是停止运转。这个结果是对于后气缸进气阀 31a所设置的凸轮切换机构150a中第一凸轮152a的外周形状的部分突起的作用产生新机构。
图51(a)是进行特殊运转模式的运转区域的相对低负荷区域(图45的区域A501)的 情况。图的上部显示已燃烧气体排气阀的打开周期620和前气缸进气阀的打开周期630(阴 影显示)；图的下部显示后气缸排气阀的打开周期644，后气缸进气阀的打开周期650(阴影 显示)和已燃烧气体引入阀的打开周期660。直接在后气缸进气阀的打开周期650的下方， 显示在普通运转模式(各凸轮在其中切换的状态)中后气缸进气阀的打开周期690作为参考。 已燃烧气体排气阀的打开周期620被设定在从BDC前约35度CA到TDC后约20度CA(总共 约235度CA)。前气缸进气阀的打开周期630被设定在从TDC前约55度CA到BDC后约10 度CA(总共约245度CA)。因此，设定了一个从前气缸进气阀的打开时间632到已燃烧气体 排气阀的关闭时间622的75度CA的大段重叠。
如果以这样的方式设定一个大段重叠，在该重叠周期内，已燃烧气体就会从已燃烧气体 排气阀32b流回到前气缸进气阀31，从而增加了内部EGR。因此，得到如第一执行例中详尽 叙述的燃料成本改进效果并且促进了气体净化。应该注意，虽然重叠周期的增加有可能引发 对于活塞3阀门和上表面的干扰，不过因为在该执行例中采用了长冲程方式(冲程大于气缸 内膛直径)，活塞3处在上死点附近的时间被缩短，从而可防止这样的干扰。
另外，通过设置一个后气缸进气阀的打开周期650，将安排成新鲜空气和从前气缸2A， 2D引入的已燃烧气体分离而被引入后气缸2B，2C。后气缸进气阀的打开周期650被设定在 从TDC前约65度CA到TDC后约70度CA(总共约135度CA)。还有，已燃烧气体引入阀的 打开周期660被设定在从BDC前约120度CA到BDC后约40度CA(总共约160度CA)。因此， 在后气缸2B，2C中，在从后气缸进气阀的打开时间652到已燃烧气体排气阀的关闭时间664 的周期内进行新鲜空气或已燃烧气体的进气。
即使被引入后气缸2B，2C的已燃烧气体中的氧气因为前气缸2A，2D中内部EGR数量的 增加而减少，由于后气缸进气阀的打开周期650的设置，新鲜空气就可单独地被引入后气缸 2B，2C，氧气得到补充，提高了后气缸2B，2C所产生的输出量。还有，由于该效果，加强 的限制前气缸2A，2D中内部EGR量增加，因此使前气缸2A，2D中达到压缩自我点火的区域 的进一步扩展。
还有，因为已燃烧气体引入阀的打开时间662被设定在从后气缸2B，2C的TDC的延迟 方向，后气缸进气阀的打开时间652被设定得早于已燃烧气体引入阀的打开时间662并且早 于后气缸2B，2C的TDC，被引入的已燃烧气体就防止直接从后气缸进气阀排出。
图51(b)显示负荷变得更高，并且进入图45的区域A502的情况。图的上部显示已燃 烧气体排气阀的打开周期620和前气缸进气阀的打开周期670(阴影显示)，图的下部显示 后气缸排气阀的打开周期640，后气缸进气阀的打开周期680(阴影显示)和已燃烧气体引 入阀的打开周期660。这些通过由凸轮相位变化机构33a在延迟方向，相对于图51(a)的 状态，将凸轮轴33的相位转变35度CA而得到。因此，前气缸进气阀的打开时间672变为 BDC前约20度CA，已燃烧气体排气阀的打开时间622变为BDC后约20度CA，从而将重叠 减小到40度CA。内部EGR数因此而减少，新鲜空气比增加，所以能得到所要求的高负荷下 的输出量。应该注意，如果负荷进一步增加，进入了图45的区域A503，凸轮轴33的相位 被进一步延迟10度CA并且实现向强制点火的燃烧的切换。
应该注意，取代将特殊运转模式的运转区域A分为从A501到A503的三个区域，可以将 其分成比其更多的区域，打开·关闭时间也可设定得分别适合于这些区域。另外，这些变化 还可以连续进香，而不必分别通过逐步的方式来设定。取代设置普通运转模式中的运转区域 B，整个区域可以接运转区域A的方式处理。
虽然上文对本发明的各个执行例进行了叙述，本发明并不局限于这些执行例，并且可以 以各种方式进行修改。下文将叙述其他一些执行例。
(1)替代上述的阀门停止机构，可以如图52所示构成各种流动路径变换装置。
具体地说，在该图中，在发动机主体的气缸2A到2D中，分别设置进气口1001和排气 口1002，以及在这些阀门设置在进气口和排气口处设置进气阀1003和排气阀1004，在(在 图外的)阀门运转机构的控制下，不断进行的地打开和关闭运转。分支进气通道16A到16D 和气缸2A到2D的进气口1001连接；分支排气通道21A到21D和气缸2A到2D的排气口1002 连接，并有气缸缸际气体通道1005连接在前气缸(第一的第四气缸)2A，2D的分支排气通 道21A和21D的结合部分和后气缸(第二和第三气缸)2B，2C的分支排气通道21B，21C的 结合部分之间，在该缸际气体通道1005中设置第一打开·关闭阀1006。
还有，对于前气缸2A，2D，分支进气通道16A，16D的结合部分，总是和各进气通道的 上游部分连接，对于后气缸2B，2C，在分支进气通道16B，16C的结合部分和各进气通道的 上游部分的连接部分中，设置可打开和关闭该连接部分的第二打开·关闭阀1007。而且， 对于后气缸2B，2C，分支排气通道21B，21C的结合部分，总是和各排气通道的下游部分相 连接，对于前气缸2A，2D，在分支排气通道21A，21D的结合部分和排气通道的下游部分的 连接部分之间，设置可打开和关闭该连接部分的第三打开·关闭阀1008。
上述打开·关闭阀1006，1007和1008受到(图外的)控制器的下述控制，取决于工作 状态是处在低负荷，低速侧的运转区域A，还是高负荷或高速侧的运转区域B：
运转区域A：第一打开·关闭阀1006处在打开状态，
第二和第三打开·关闭阀1007，1008处在关闭状态；和
运转区域B：第一打开·关闭阀1006处在关闭状态，
第二和第三打开·关闭阀1007，1008处在打开状态。
这样，由打开·关闭阀1006，1007，1008和控制这些阀门的控制器构成了流动路径切 换装置。
设置在进气通道的结合部分的上游方向节流阀1009。
还有，在该执行例中，在运转区域A，该装置被置于双气缸互连状态下，其排气冲程和 进气冲程重叠的在一对气缸之间，从前气缸2A，2D排出的已燃烧气体，通过缸际气体通道 1005，直接引入后气缸2B，2C，而从后气缸2B，2C排出的气体被传送到排气通道20。以及 在运转区域B，气缸2A到2D的进气口1001和排气口1002各自独立，因此新鲜空气从进气 通道引入各个气缸的进气口1001，并从各个气缸的排气口1002排出的气体被传送到上述排 气通道20。对来自燃料喷射阀9的燃料喷射的控制和对点火等的控制都和主要执行例相同。
(2)根据本发明的该装置也可以应用到除四缸发动机以外的其他各型多缸发动机中。 这样，例如在六缸发动机的情况中，虽然一个气缸的排气冲程不能和另一个气缸的进气冲程 完全重叠，在这样的情况中，对于一个气缸的排气冲程可以安排成前导于另一气缸的进气冲 程，并构成一对前导·后气缸，在该对气缸中，两个气缸的两个冲程可部分进行重叠。
(3)除了上述歌执行例显示的结构以外，还可以安排成EGR仅在各前气缸中进行。如 果做到这一点，NOx可以有效地减少，因为在前气缸中NOx的产生受到抑制，在后气缸中， 从前气缸引入的已燃烧气体以和EGR相同的方式抑制了NOx的产生。
应该注意，使用了术语“低燃料含量的空气燃料比”，“低燃料含量”一词语的意思为稀 薄，但空气燃料比的实际值是大的。
工业适用性
对于根据本发明的这种控制装置，从一对其排气冲程和进气冲程重叠的一对气缸中的前 气缸的排气冲程排出的已燃烧气体，被安排成通过缸际气体通道直接引入后气缸的进气冲 程，从该后气缸排出的气体，被安排成传送到排气通道，在低燃料含量的空气燃料比的状态 中，前气缸通过强制点火进行燃烧，而在后气缸，燃料被提供到从前气缸引入的低燃料含量 的空气燃料比的已燃烧气体中，被安排成通过压缩自我点火进行燃烧。因此，在前气缸，通 过低燃料含量的燃烧改进热效率，以及降低泵燃料损耗，达到改进燃料成本，同时在后气缸， 通过压缩点火进行快速燃烧，而为发动机的功率作出高效率的贡献，通过这一点以及降低泵 燃料损耗，燃料成本也能得到明显改进。
尤其是，压缩点火能容易地执行，不需要独立的加热装置或高压压缩等，而是利用从前 气缸引入到后气缸的高温已燃烧气体中的热量。而且，因为引入到后气缸的已燃烧气体和燃 料均匀地分布，可以令人满意地进行同时的压缩点火，使进行高比率燃烧从而可能提高热效 率。