JP2004124752A - Control device for spark ignition type engine with supercharger - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To improve the fuel efficiency and emission more by improving the fuel efficiency with lean combustion and effectively performing compression self-ignition in a part of cylinders. <P>SOLUTION: In a special operation mode, the burned gas discharged from a preceding cylinder 2A of a pair of cylinders 2A and 2B having an exhaust/intake stroke overlapped with each other is led into the following cylinder 2B through a gas passage formed between the cylinders, and the gas discharged form the following cylinder 2B is led to an exhaust passage. In the preceding cylinder 2A, combustion is performed at a lean air-fuel ratio. In the following cylinder 2B, combustion is performed by supplying the fuel to the burned gas discharged from the preceding cylinder 2A. In a partial operation range, a second exhaust valve 32b of the preceding cylinder 2A is closed before the top dead center of the exhaust stroke by the predetermined period, and an intake valve 31 of the cylinder 2A is controlled to be overlapped with the second exhaust valve 32b. The following cylinder 2B is controlled to perform combustion with a compression self-ignition. A supercharger 27 for assisting intake in the preceding cylinder 2A is provided. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、火花点火式エンジンの制御装置に関し、より詳しくは、多気筒のエンジンにおいて燃費改善及びエミッション向上のために各気筒の燃焼状態を制御する装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来から、火花点火式エンジンにおいて、各気筒内の混合気の空燃比を理論空燃比よりも大きいリーン空燃比とした状態で燃焼を行わせることにより燃費改善を図る技術が知られており、燃焼室内に直接燃料を噴射する燃料噴射弁を備え、低回転低負荷域等では上記燃料噴射弁から圧縮行程で燃料を噴射することにより成層燃焼を行わせ、これによって超リーン燃焼を実現するようにしたものが知られている（例えば特許文献１参照）。
【０００３】
このようなエンジンにおいては、排気ガス浄化用の触媒として通常の三元触媒（ＨＣ，ＣＯ及びＮＯｘに対して理論空燃比付近で浄化性能の高い触媒）だけではリーン運転時にＮＯｘに対して充分な浄化性能が得られないため、上記特許文献１にも示されるように、酸素過剰雰囲気でＮＯｘを吸着して酸素濃度低下雰囲気でＮＯｘの離脱、還元を行うリーンＮＯｘ触媒を設けている。そして、このようなリーンＮＯｘ触媒を用いる場合、リーン運転中にリーンＮＯｘ触媒のＮＯｘ吸着量が増大したときは、例えば上記公報に示されるように主燃焼以外に膨張行程中に追加燃料を噴射することで排気ガスの空燃比をリッチ化するとともにＣＯを生成し、これによってＮＯｘの離脱、還元を促進するようにしている。
【０００４】
【特許文献１】
特開平１０−２７４０８５号公報
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
上記のような従来のリーン運転を行うエンジンでは、リーン運転中のＮＯｘ浄化性能の確保のために上記リーンＮＯｘ触媒が必要となってコスト的に不利である。また、上記リーンＮＯｘ触媒の浄化性能を維持するためには、上述のようにＮＯｘ吸着量増大時にＮＯｘの離脱、還元のため追加燃料の供給等による一時的な空燃比のリッチ化を行う必要があり、さらに、使用燃料が硫黄分を多く含む場合、上記リーンＮＯｘ触媒の硫黄被毒の解消のために触媒の加熱及び還元材供給等のリジェネレーション処理が必要となり、これらによって燃費改善効果が低下する。
【０００６】
しかも、空燃比がある程度以上にリーンになると、燃焼速度が遅くなりすぎてその終期に近い燃焼が仕事に寄与しなくなるため、成層燃焼でのリーン化による燃費改善には限界があった。
【０００７】
また、燃費改善のための別の手法として、圧縮自己着火が研究されており、この圧縮自己着火は、ディーゼルエンジンと同様に圧縮行程上死点に燃焼室内を高温、高圧にして燃料を自己着火させるようにするものであり、空燃比が超リーンの状態や多量のＥＧＲが導入されている状態でもこのような圧縮自己着火が行われれば燃焼室全体が一気に燃焼するため、仕事に寄与しない遅い燃焼が避けられ、燃費改善に有利となる。しかし、通常の火花点火式エンジン（ガソリンエンジン）では燃焼のために強制点火が必要であって、圧縮自己着火を行わせるためには燃焼室内の温度または圧力を大幅に高めるための格別の工夫が必要となり、高負荷域でのノッキングを避けつつ、燃費改善が要求される部分負荷域で圧縮自己着火を生じさせる程度まで燃焼室内の温度または圧力を高めることが困難であった。
【０００８】
そこで、本出願人は、リーン燃焼と圧縮自己着火とを併用して大幅な燃費改善効果をもたせるべく、エンジンの部分負荷域で、排気行程と吸気行程が重なる一対の気筒間において排気行程にある先行気筒から排出される既燃ガスがそのまま吸気行程にある後続気筒に気筒間ガス通路を介して導入される２気筒接続状態とするとともに、先行気筒では空燃比を理論空燃比よりも大きいリーン空燃比にして、強制点火により燃焼を行わせ、後続気筒では先行気筒から導入されたリーン空燃比の既燃ガスに燃料を供給して圧縮自己着火により燃焼を行わせるようにした火花点火式エンジンの制御装置に関する技術を出願している（特願２００２−２９８３６号）。
【０００９】
本発明は、このような技術に基づき、さらに広い領域で効果的に後続気筒での圧縮自己着火による燃焼を行わせることができるようにし、燃費及びエミッションの改善効果を高めることができる火花点火式エンジンの制御装置を提供するものである。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
請求項１に係る発明は、各気筒の燃焼サイクルが所定の位相差をもって行われるようになっている多気筒の火花点火式４サイクルエンジンにおいて、エンジンの部分負荷域でエンジンの吸・排気及び燃焼状態についての制御モードを特殊運転モードとし、この特殊運転モードでは、排気行程と吸気行程が重なる一対の気筒間において排気行程にある先行気筒から排出される既燃ガスがそのまま吸気行程にある後続気筒に気筒間ガス通路を介して導入され、この後続気筒から排出されるガスが排気通路に導かれるような２気筒接続状態としつつ、先行気筒では空燃比が理論空燃比よりも大きいリーン空燃比で燃焼を行わせ、後続気筒では先行気筒から導入されたリーン空燃比の既燃ガスに燃料を供給して燃焼を行わせるようにした火花点火式エンジンの制御装置であって、上記特殊運転モードとされる運転領域のうち少なくとも一部の運転領域において、上記先行気筒では排気弁を排気行程上死点よりも所定期間前に閉弁することにより気筒内に既燃ガスを一部残存させかつ吸気弁の開弁期間を上記排気弁の開弁期間にオーバーラップさせるように制御すると共に、上記後続気筒では圧縮自己着火により燃焼を行わせるように制御する一方、上記先行気筒における吸気を補助する過給機が設けられていることを特徴とするものである。
【００１１】
この発明によると、上記特殊運転モードにおいて後続気筒で圧縮自己着火により燃焼が行われる場合に、上記先行気筒ではリーン燃焼による熱効率向上およびポンピングロス低減により燃費改善効果が得られ、後続気筒では圧縮自己着火による燃焼効率の向上及びポンピングロス低減により燃費改善効果が得られる。また、先行気筒ではリーン空燃比で燃焼が行われることによりＮＯｘ発生量が比較的低く抑えられ、後続気筒では先行気筒からの既燃ガスが導入されることにより多量のＥＧＲ（排気再循環）が行われているのと同等の状態となることからＮＯｘの発生を十分に抑制して、排ガスの浄化に寄与することになる。さらに、後続気筒から排気通路に排出されるガスは理論空燃比とすることができるため、三元触媒だけで充分な排気ガスの浄化が可能になると共に、比較的高価なリーンＮＯｘ触媒を必要としないので、コストの削減にも繋がる。
【００１２】
また、先行気筒に既燃ガスを残存させた状態で新気を取り込み燃焼させるので、既燃ガス成分が増大すること等により、先行気筒におけるノッキング抑制作用が高められる。また、先行気筒では比較的高温の残存既燃ガスに新気を取り込んで燃焼させるので、その既燃ガスはさらに高温のものとなり、この高温の既燃ガスが後続気筒に導入されるので、後続気筒における圧縮自己着火が確実且つ円滑に行われる一方、このガス中のＥＧＲに相当する既燃ガス成分が増大する等により後続気筒のノッキング抑制作用が高められる。さらに、先行気筒の排気弁を早期に閉弁させることに伴ってポンピングロスの増加が懸念されるが、この排気弁に吸気弁をオーバーラップさせているので、ポンピングロスの増大を回避することができる。
【００１３】
ここで、先行気筒においては、既燃ガスが一部残存しており、しかもその吸気弁は、排気弁にオーバーラップさせるために排気行程において開弁されるため、新気の取り込み不足による出力低下が懸念されるところであるが、この発明によると、先行気筒の吸気を補助する過給機が設けられているので、この過給機により先行気筒に対して新気を強制的に送り込むことができ、吸気量低下による出力低下を防止することができる。
【００１４】
この発明において、上記先行気筒における吸気弁の閉弁時期が、吸気行程下死点に略一致するように設定されているのが好ましい（請求項２）。このようにすると、エンジンの有効圧縮比が向上し、筒内温度をより高温に維持することができるため、より一層高温の既燃ガスを後続気筒に導入することができる。したがって、例えば筒内温度が上昇し難い低負荷域等であっても、後続気筒における自己着火性をより確実に確保することができると共に、後続気筒における圧縮自己着火による燃焼を行うことができる運転領域を拡大することができ、さらなる燃費の向上、排ガス浄化を促進することができる。
【００１５】
また、この発明において、上記先行気筒における吸・排気弁のバルブタイミングを変更するバルブタイミング可変機構が設けられ、上記特殊運転モードとされる運転領域における上記一部運転領域よりも高負荷域では、上記バルブタイミング可変機構により上記先行気筒の排気弁が排気行程上死点を所定期間経過した後に閉弁されるように設定されると共に、上記先行気筒の吸気弁が吸気行程を所定期間経過した後に閉弁されるように設定されるのが好ましい（請求項３）。このようにすると、バルブタイミング可変機構によりエンジンの運転状態に応じた最適なバルブタイミングを設定することができ、エンジンの運転状態に応じた出力性能を確保することができる。また、例えば後続気筒に導入される既燃ガスが必要以上に高温になりすぎて生じ得る後続気筒におけるノッキングを有効に防止することができる。すなわち、上記高負荷域では、先行・後続気筒は、共にその気筒内温度が高くなり、このような状態で先行気筒で既燃ガスに新気を取り込んで燃焼させ、またこの先行気筒の高温の既燃ガスが後続気筒に導入されると、先行・後続気筒の筒内温度が必要以上に高くなり過ぎて逆にノッキング等の異常燃焼が発生する虞がある。したがって、上記のように構成すると、先行気筒における残存既燃ガスによる温度上昇を抑制すると共に、後続気筒に導入される先行気筒の既燃ガス温度を低下させて、先行・後続気筒におけるノッキングを有効に防止することができ、しかも先行気筒において既燃ガスが残存しないので、新気を十分に取り込むことができ、このためエンジンの出力性能を十分に発揮させることができる。
【００１６】
さらに、上記バルブタイミング可変機構が設けられた制御装置においては、上記特殊運転モードとされる運転領域よりもさらに高負荷域では、先行気筒における吸・排気弁をその吸・排気行程にそれぞれ対応させて開閉させると共に、各気筒をそれぞれ独立させて強制点火により燃焼させる通常運転モードに切り換えるように設定され、この通常運転モードにおいては、各気筒における排気ガスの一部をＥＧＲクーラが設けられた外部ＥＧＲ通路を介して吸気通路に導入するのが好ましい（請求項４）。このようにすると、負荷に対応したエンジンの出力性能を確保することができると共に、ＥＧＲクーラにより冷却された一部排気ガスが外部ＥＧＲを介して吸気通路に導入され、これにより気筒内温度の上昇によるノッキングを有効に防止することができる。
【００１７】
また、上記過給機は、特に限定されるものではないが、過給機としてターボ過給機を用いるのが好ましい。このように、過給機がターボ過給機である場合には、排圧が高くなるため、先行気筒に既燃ガスを残存させやすくなり、後続気筒に導入される既燃ガスをより一層高温にすることができ、後続気筒の自己着火性を高めることができる。
【００１８】
一方、請求項６に係る発明は、気筒が吸気、圧縮、膨張、排気の各行程からなる燃焼サイクルを行うようになっている火花点火式エンジンの制御装置において、吸・排気弁のバルブタイミングを変更するバルブタイミング可変機構と、過給機とを備え、少なくとも一部運転領域で、上記バルブタイミング可変機構により吸・排気弁のバルブタイミングを変更して、排気弁を排気行程上死点よりも所定期間前に閉弁することにより気筒内に既燃ガスを一部残存させると共に、吸気弁の開弁期間を上記排気弁の開弁期間にオーバーラップさせて上記残存既燃ガスに加えて新気を取り込みかつこの吸気弁を吸気行程下死点に略一致するように閉弁させて、圧縮自己着火により燃焼を行わせるように制御する一方、上記過給機により各気筒に吸気を補助することを特徴とするものである。
【００１９】
この発明によると、圧縮自己着火により燃焼室全体に亘り一気に燃焼するため、仕事に寄与しない遅い燃焼が避けられ、熱効率を向上させて高い燃費改善効果が得られる。また、残存既燃ガスによりＥＧＲが行われているのと同等の状態となることから、ＮＯｘの発生量を十分に抑制して排ガスの浄化に寄与することとなる。さらに、気筒内に残存した比較的高温の既燃ガスに新気を取り込んで燃焼させるので、筒内温度を上昇させることができ、これにより気筒における圧縮自己着火が確実且つ円滑に行われる一方、このガス中のＥＧＲに相当する既燃ガス成分が増大する等によりノッキング抑制作用も高められる。また、排気弁が早期に閉弁されることに伴い、ポンピングロスの増大が懸念されるところであるが、この発明によると吸気弁を排気弁にオーバーラップさせているので、ポンピングロスの増大を回避することができる。
【００２０】
ここで、気筒内には、既燃ガスが一部残存しており、しかもその吸気弁は、排気弁にオーバーラップさせるために排気行程において開弁されるため、新気の取り込み不足による出力低下が懸念されるところであるが、この発明によると、各気筒の吸気を補助する過給機が設けられているので、この過給機により各気筒に対して新気を強制的に送り込むことができ、吸気量低下による出力低下を防止することができる。
【００２１】
請求項６記載の発明において、上記燃焼制御手段は、上記気筒内で空燃比が理論空燃比よりも大きいリーン空燃比で燃焼されるように制御するのが好ましい（請求項７）。このようにすると、リーン燃焼による熱効率向上およびポンピングロス低減によってさらなる燃費改善効果が得られる。
【００２２】
上記請求項６または請求項７記載の発明において、上記一部運転領域よりも高負荷域では、上記バルブタイミング可変機構により吸・排気弁のバルブタイミングを変更して、上記排気弁が排気行程上死点を所定期間経過した後に閉弁されるように設定されると共に、上記吸気弁が吸気行程下死点を所定期間経過した後に閉弁されるように設定される一方、各気筒において強制点火による燃焼を行わせるように制御するのが好ましい。このようにすると、エンジンの運転状態に応じて出力を確保することができ、また後続気筒におけるノッキングを有効に防止することができる。
【００２３】
【発明の実施の形態】
以下、図面に基づいて本発明の実施の形態を説明する。
【００２４】
図１は本発明の一実施形態によるエンジンの概略構成を示し、図２はエンジン本体１の一つの気筒とそれに対して設けられた吸・排気弁等の構造を概略的に示している。これらの図において、エンジン本体１は複数の気筒を有し、図示の実施形態では４つの気筒２Ａ〜２Ｄを有している。各気筒２Ａ〜２Ｄにはピストン３が嵌挿され、ピストン３の上方に燃焼室４が形成されている。
【００２５】
各気筒２の燃焼室４の頂部には点火プラグ７が装備され、そのプラグ先端が燃焼室４内に臨んでいる。この点火プラグ７には、電子制御による点火時期のコントロールが可能な点火回路８が接続されている。
【００２６】
燃焼室４の側方部には、燃焼室４内に燃料を直接噴射する燃料噴射弁９が設けられている。この燃料噴射弁９は、図略のニードル弁及びソレノイドを内蔵し、パルス信号が入力されることにより、そのパルス入力時期にパルス幅に対応する時間だけ駆動されて開弁し、その開弁時間に応じた量の燃料を噴射するように構成されている。なお、この燃料噴射弁９には図外の燃料ポンプにより燃料供給通路等を介して燃料が供給され、かつ、圧縮行程での燃焼室内の圧力よりも高い燃料圧力を与え得るように燃料供給系統が構成されている。
【００２７】
また、各気筒２Ａ〜２Ｄの燃焼室４に対して吸気ポート１１、１１ａ，１１ｂ及び排気ポート１２、１２ａ，１２ｂが開口し、これらのポートに吸気通路１５、排気通路２０等が接続されるとともに、各ポートが吸気弁３１、３１ａ，３１ｂ及び排気弁３２、３２ａ，３２ｂにより開閉されるようになっている。
【００２８】
そして、各気筒が所定の位相差をもって吸気、圧縮、膨張、排気の各行程からなるサイクルを行うようになっており、４気筒エンジンの場合、気筒列方向一端側から１番気筒２Ａ、２番気筒２Ｂ、３番気筒２Ｃ、４番気筒２Ｄと呼ぶと、図６及び図７に示すように上記サイクルが１番気筒２Ａ、３番気筒２Ｃ、４番気筒２Ｄ、２番気筒２Ｂの順にクランク角で約１８０°ずつの位相差をもって行われるようになっている。なお、図６及び図７において、ＥＸは排気行程、ＩＮは吸気行程であり、また、Ｆは燃料噴射、Ｓは強制点火を表し、図中の星マークは圧縮自己着火が行われることを表している。
【００２９】
排気行程と吸気行程が略重なる一対の気筒間には、排気行程と吸気行程が略重なるときの排気行程側の気筒（当明細書ではこれを先行気筒と呼ぶ）から吸気行程側の気筒（当明細書ではこれを後続気筒と呼ぶ）へ既燃ガスをそのまま導くことができるように、気筒間ガス通路２２が設けられている。本実施形態の４気筒エンジンでは、図６及び図７に示すように１番気筒２Ａの排気行程（ＥＸ）と２番気筒２Ｂの吸気行程（ＩＮ）とが略重なり、また４番気筒２Ｄの排気行程（ＥＸ）と３番気筒２Ｃの吸気行程（ＩＮ）が略重なるので、１番気筒２Ａと２番気筒２Ｂ、及び、４番気筒２Ｄと３番気筒２Ｃがそれぞれ一対をなし、１番気筒２Ａ及び４番気筒２Ｄが先行気筒、２番気筒２Ｂ及び３番気筒２Ｃが後続気筒となる。
【００３０】
各気筒の吸・排気ポートとこれに接続される吸気通路、排気通路及び気筒間ガス通路は、具体的には次のように構成されている。
【００３１】
先行気筒である１番気筒２Ａ及び４番気筒２Ｄには、それぞれ、新気を導入するための吸気ポート１１と、既燃ガス（排気ガス）を排気通路２０に送り出すための第１排気ポート１２ａと、既燃ガスを気筒間ガス通路２２を介して後続気筒に導出するための第２排気ポート１２ｂとが配設されている。また、後続気筒である２番気筒２Ｂ及び３番気筒２Ｃには、それぞれ、新気を導入するための第１吸気ポート１１ａと、先行気筒からの既燃ガスを気筒間ガス通路２２を介して導入するための第２吸気ポート１１ｂと、既燃ガスを排気通路２０に送り出すための排気ポート３２とが配設されている。
【００３２】
図１に示す例では、１番，４番気筒２Ａ，２Ｄにおける吸気ポート１１および２番，３番気筒２Ｂ，２Ｃにおける第１吸気ポート１１ａが、１気筒当り２個ずつ、燃焼室４の左半部側に並列的に設けられる一方、１番，４番気筒２Ａ，２Ｄにおける第１排気ポート１２ａ及び第２排気ポート１２ｂならびに２番，３番気筒２Ｂ，２Ｃにおける第２吸気ポート１１ｂ及び排気ポート１２が、燃焼室４の右半部側に並列的に設けられている。
【００３３】
１番，４番気筒２Ａ，２Ｄにおける吸気ポート１１および２番，３番気筒２Ｂ，２Ｃにおける第１吸気ポート１１ａには、吸気通路１５における気筒別の分岐吸気通路１６の下流端が接続されている。各分岐吸気通路１６の下流端近傍には、共通の軸を介して互いに連動する多連スロットル弁１７が設けられており、この多連スロットル弁１７は制御信号に応じてアクチュエータ１８により駆動され、吸入空気量を調節するようになっている。
【００３４】
１番，４番気筒２Ａ，２Ｄにおける第１排気ポート１２ａおよび２番，３番気筒２Ｂ，２Ｃにおける排気ポート１２には、排気通路２０における気筒別の分岐排気通路２１の上流端が接続されている。また、１番気筒２Ａと２番気筒２Ｂとの間及び３番気筒２Ｃと４番気筒２Ｄとの間にそれぞれ気筒間ガス通路２２が設けられ、先行気筒である１番，４番気筒２Ａ，２Ｄの第２排気ポート１２ｂに気筒間ガス通路２２の上流端が接続されるとともに、後続気筒である２番，３番気筒２Ｂ，２Ｃの第２吸気ポート１１ｂに気筒間ガス通路２２の下流端が接続されている。
【００３５】
上記気筒間ガス通路２２には、酸素濃度に応じて出力がリニアに変化するリニアＯ_２センサ２５が設けられており、その出力に応じ、所定のリーン空燃比とされる先行気筒２Ａ，２Ｄに対する燃料噴射量がフィードバック制御される。なお、本実施形態の装置では、上記気筒間ガス通路２２は、互いに隣接する気筒間を接続する比較的短い通路であり、先行気筒２Ａ，２Ｄから排出されるガスがこの通路２２を通る間の放熱は比較的小さく抑えられるようになっている。
【００３６】
また、先行気筒２Ａ，２Ｄに対して吸気を補助する過給機が設けられ、本実施形態ではターボ過給機２７が設けられている。この過給機２７は、本実施形態では、後述する特殊運転モードでも通常運転モードでも、先行気筒２Ａ，２Ｄの吸気を補助するように駆動されるが、場合によっては運転状態に応じて過給を制限するものであっても良い。この過給機２７は、分岐排気通路２１を介して各排気ポート１２，１２ａ，１２ｂに連通する排気通路２０に設けられたタービン２８と各吸気ポート１１，１１ａ，１１ｂに連通する吸気通路１５に設けられ上記タービン２８に連動するコンプレッサ２９とを有し、排気通路２０を流通する排気ガスのエネルギーでタービン２８が回転し、このタービン２８の回転に連動してコンプレッサ２９も回転し、このコンプレッサ２９の回転により吸気を過給するものとなされている。なお、過給機としては、上記ターボ過給機２７に限定されるものではなく、スーパーチャージャー等の機械式過給機等であっても良いが、ターボ過給機２７を設けることにより、排圧が高くなるため、後述するように先行気筒２Ａ，２Ｄに既燃ガスを残存させやすくなり、後続気筒２Ｂ，２Ｃに導入する既燃ガスをより一層高温にすることができ、後続気筒２Ｂ，２Ｃにおける自己着火性を高めることができる点で有利である。なお、この過給機２７による過給圧は、後述のように既燃ガスが残存して吸気圧が低下した先行気筒２Ａ，２Ｄに対して新気の供給を補助する程度のものであれば足りる。
【００３７】
さらに、排気通路２０の下流には、各気筒における排気ガスの一部を吸気通路１５に導入するための外部ＥＧＲ通路２６が設けられ、この外部ＥＧＲ通路２６には、排気ガスを冷却するＥＧＲクーラ２６ａと外部ＥＧＲ通路２６を開閉する外部ＥＧＲコントロール弁２６ｂが設けられている。そして、この外部ＥＧＲコントロール弁２６ｂの開閉に伴い、ＥＧＲクーラ２６ａにより冷却された排気ガスが吸気通路１５に導入されるものとなされている。この外部ＥＧＲ通路２６は、気筒内温度の上昇を抑制してノッキングの発生を防止するためのものであり、本実施形態では、後述する通常運転モードで機能するように制御される。
【００３８】
排気通路２０における分岐排気通路２１の下流の集合部には排気ガス中の酸素濃度を検出することにより空燃比を検出するＯ_２センサ２３が設けられている。このＯ_２センサ２３は、理論空燃比付近で出力が急変するλＯ_２センサ２３であり、このＯ_２センサ２３の出力に基づいて後続機構２Ｂ，２Ｃ（各気筒独立状態の時は気筒２Ａ，２Ｄを含む）に対する燃料噴射量がフィードバック制御される。さらにＯ_２センサ２３の下流の排気通路２１には排気浄化のために三元触媒２４が設けられている。この三元触媒２４は、一般に知られているように、排気ガスの空燃比が理論空燃比（つまり空気過剰率λがλ＝１）付近にあるときにＨＣ，ＣＯ及びＮＯｘに対して高い浄化性能を示す触媒である。
【００３９】
各気筒の吸・排気ポートを開閉する吸・排気弁とこれらに対する動弁機構は、次のようになっている。
【００４０】
１番，４番気筒２Ａ，２Ｄにおける吸気ポート１１、第１排気ポート１２ａ及び第２排気ポート１２ｂにはそれぞれ吸気弁３１、第１排気弁３２ａ及び第２排気弁３２ｂが設けられ、また、２番，３番気筒２Ｂ，２Ｃにおける第１吸気ポート１１ａ、第２吸気ポート１１ｂ及び排気ポート１２にはそれぞれ第１吸気弁３１ａ、第２吸気弁３１ｂ及び排気弁３２が設けられている。
【００４１】
これらの各弁は、対応する各気筒が吸・排気行程に応じて、すなわち各ピストン３の上下動（上死点と下死点との間の移動）に応じて動弁機構により所定のタイミングで開閉するものとなされているが、その開閉時期は必ずしもピストン３の上死点や下死点に一致するとは限らず、必要に応じてクランク角を数度〜数十度進角または遅角させた時期に設定しても良い。特に、本実施形態では、動弁機構に備えられたバルブタイミング可変機構により、エンジンの運転状態に応じてバルブタイミングを変更したり、弁を閉じきり状態に維持し得るようにしたりなされている。
【００４２】
具体的には、本実施形態では、上記バルブタイミング可変機構として運転状態に応じてカムを乗り換えるカム切換機構５１，６１が採用され、先行気筒である１番、４番気筒２Ａ，２Ｄの吸気弁３１及び第２排気弁３２ｂが、３段階に亘ってバルブタイミングを変更し得るものとなされている一方、その他の弁は、２段階に亘ってバルブタイミングを変更し得るものとなされている。
【００４３】
図４は、３段階に切換可能なカム切換機構５１を示す部分斜視図であり、上述のように２点鎖線で示す第２排気弁３２ｂのために設けられたカム切換機構５１ａと吸気弁３１のために設けられたカム切換機構５１ｂとがある。
【００４４】
この第２排気弁３２ｂのために設けられたカム切換機構５１ａは、第２排気弁３２ｂの上方に設けられ切換段階に応じた複数種のカムが設けられたカムシャフト３３と、このカムシャフト３３と第２排気弁３２ｂとの間にロッカシャフト５５に支持されたロッカアームセット５６とを備える。
【００４５】
カムシャフト３３には切換段階に応じた複数種類のカム、即ち第１ないし第３の３種類のカム５２，５３，５４が軸方向に隣接して設けられ、これらのカムはカムシャフト３３と一体回転するものとなされている。各カムは、異なるリフト特性を有し、すなわち各カムにより弁の開閉弁時期や開弁期間、リフト量等が決定されるものとなされている。各カムの形状や作用等は後述する。
【００４６】
ロッカアームセット５６は、第１ないし第３ロッカアーム５７，５８，５９という３種類のロッカアームの集合体であり、第２排気弁３２ｂにカムの駆動力を伝達し開閉動作させるものである。
【００４７】
具体的には、第１ロッカアーム５７はその先端部にバルブ当接部６０が設けられ、このバルブ当接部６０が適切な位置で第２排気弁３２ｂの弁軸上端に当接する。一方、第２及び第３ロッカアーム５８，５９は、第１ロッカアーム５７の両側方に第１ロッカアーム５７と切り離された状態で設けられ、図外のスプリングにより、それぞれ第２及び第３カム５３，５４に押圧されるものとなされている。したがって、ロッカアームセット５６の各ロッカアームは、図示のように独立して可動する場合には、各ロッカアーム５７，５８，５９の上面は、第１ないし第３カム５２，５３，５４の外周部に当接し、カム当接部の形状（各カムの回転半径）に応じてロッカシャフト５５を支軸として上下に揺動する。
【００４８】
また、第１ないし第３ロッカアーム５７，５８，５９は、上記のように個々に独立して設けられているが、各ロッカアーム間に連通された複数のプランジャー穴（図示せず）内をそれぞれ油圧作動により摺動する複数のプランジャー（図示せず）により第１ロッカアーム５７と第２ロッカアーム５８とがまたは第１ロッカアーム５７と第３ロッカアーム５９とが連結可能であり、この連結一体化状態では一体化されているロッカアーム同士が連動するものとなされている。これらのプランジャーは第１及び第２作動油給排用通路３６，３８を流通するオイルにより摺動するものとなされている一方、オイルは各作動油給排用通路３６，３８に設けられた第１及び第２コントロール弁３７，３９によりその流通がコントロールされるものとなされている（図３参考）。したがって、このカム切換機構５１は、上記第１及び第２コントロール弁３７，３９を制御することにより各プランジャーを摺動させ、これらのプランジャーの動きにより、各ロッカアーム分離状態、第１及び第２ロッカアーム５７，５８の一体化状態、第１及び第３ロッカアーム５７，５９の一体化状態の３状態に切換が可能である。
【００４９】
そして、このカム切換機構５１の動作を、各カムの形状等と共に説明する。
【００５０】
第１カム５２は、弁停止用のカムであり、カムシャフト３３と同心円の外周形状を有する。したがって、第１及び第２コントロール弁３７，３９を制御して各ロッカアームを分離させた状態のとき、すなわちカム切換機構５１により第１カム５２が選択されたとき、第１ロッカアーム５７の上面は第１カム５２の外周面に常時当接し、カムシャフト３３が回転しても揺動せず、この第１ロッカアーム５７のバルブ当接部６０に当接されている第２排気弁３２ｂも開閉動作しない。
【００５１】
第２カム５３は、低負荷用のカムであり、第１カム５２と同一の外周形状を有する部分と、それより径方向外方に突出した外周形状を有する部分とからなる。この第２カム５３の突出部分は、第２排気弁３２ｂを排気行程上死点よりも所定期間前に閉弁するように調整されている。したがって、第２ロッカアーム５８は、カムシャフト３３の回転に伴い、第２カム５３の突出部分に応じて所定のクランク角で所定量だけ下方に揺動する一方、第２ロッカアーム５８が第１ロッカアーム５７に一体化されて連動状態のとき、すなわちカム切換機構５１により第２カム５３が選択されたとき、この第２ロッカアーム５８の揺動に伴って第１ロッカアーム５７も揺動し、第２排気弁３２ｂが所定期間に所定量だけ開弁し、排気行程上死点よりも所定期間前に閉弁する。
【００５２】
第３カム５４は、高負荷用のカムであり、従来のエンジンの一般的なカムと同様に機能するように設定され、第１カム５２と同一の外周形状を有する部分と、それより径方向外方に突出した外周形状を有する部分とからなる。この突出部分は、第２カム５３の突出部分と若干異なる角度に設定され、第２排気弁３２ｂが排気行程上死点よりも所定期間経過後に閉弁するように調整されている。したがって、第３ロッカアーム５９は、カムシャフト３３の回転に伴い、第３カム５４の突出部分に応じて所定のクランク角で所定量だけ下方に揺動する一方、第３ロッカアーム５９が第１ロッカアーム５７に一体化されて連動状態のとき、すなわちカム切換機構５１により第３カム５４が選択されたとき、この第３ロッカアーム５９の揺動に伴って第１ロッカアーム５７も揺動し、第２排気弁３２ｂが所定期間に所定量だけ開弁し、排気行程上死点よりも所定期間経過後に閉弁する。
【００５３】
すなわち、本実施形態では、第３カム５４は、第２排気弁３２ｂを従来のエンジンと同様に、吸・排気行程に対応させた一般的な開閉弁時期、開弁期間等で駆動するように設定されている一方、第２カム５３は、この第３カム５４により駆動される第２排気弁３２ｂと比べ、第２排気弁３２ｂを全体的に進角させて排気行程上死点前に閉弁するように設定されている。そして、エンジンの運転状態に応じてカム切換機構５１により第１ないし第３カム５２，５３，５４が選択され、第２排気弁３２ｂは各カムの外周形状に応じて駆動するように設定されている。
【００５４】
一方、吸気弁３１のために設けられた３段階切換可能のカム切換機構５１ｂも、上記第２排気弁３２ｂのために設けられた３段階切換可能のカム切換機構５１ａと同様に構成されているが、第２カム５３採用時の吸気弁３１の開弁時期が第２排気弁３２ｂにオーバーラップさせるように設定されると共に、その閉弁時期が吸気行程下死点に一致するように設定されている点で異なる。一方、第３カム５４については、上記第２排気弁３２ｂのために設けられたカム切換機構５１と同様に、従来のエンジンの一般的な開閉弁時期等で駆動されるように、すなわち吸気弁３１が吸気行程に対応させて、吸気行程上死点よりも所定期間前に開弁されるように設定されている一方、吸気行程下死点よりも所定期間経過後に閉弁されるように設定されている。
【００５５】
また、先行気筒である１番、４番気筒２Ａ，２Ｄの吸気弁３１及び第２排気弁３２ｂ以外の弁については、２段階に切換可能なカム切換機構６１によりバルブタイミングを変更することができるものとなされているが、その構成は、プランジャー穴が少ない等の一部の構成を除けば、カム切換機構５１と同様で、各弁を第１カム６２と第２カム６３とにより停止状態と作動状態とに切り換えるものである。したがって、カム切換機構６１は、その説明を省略する。なお、この２段階切換可能なカム切換機構６１により作動状態とされる弁は、従来のエンジンの一般的なバルブタイミングに設定されている。
【００５６】
なお、本実施形態では、バルブタイミング可変機構として、運転状態に応じてカムを乗り換える可変バルブタイミング・リフト機構（ＶＶＬ）を採用しているが、これに限定されるものではなく、例えば弁の開閉周期を全体的に進角させる可変バルブタイミングシステム（ＶＴＣ）等公知のバルブタイミング可変機構を採用するものであっても良い。この場合、別途公知の弁停止機構やこれを制御する制御手段等を設けて、後述するような特殊運転モードと通常運転モードとを切り換え得るように構成される。
【００５７】
図３は駆動、制御系統の構成を示している。この図において、マイクロコンピュータ等からなるエンジン制御用のＥＣＵ（コントロールユニット）４０には、エアフローセンサ１９及びＯ_２センサ２３及びリニアＯ_２センサ２５からの信号が入力され、さらに運転状態を判別するためにエンジン回転数を検出する回転数センサ４７及びアクセル開度（アクセルペダル踏込み量）を検出するアクセル開度センサ４８等からの信号も入力されている。また、このＥＣＵ４０から、点火回路８、各燃料噴射弁９と、多連スロットル弁１７のアクチュエータ１８と、上記第１，第２のコントロール弁３７，３９と、外部ＥＧＲコントロール弁２６ｂとに対して制御信号が出力されている。
【００５８】
上記ＥＣＵ４０は、運転状態判別手段４１、カム切換制御手段４２、吸入空気量制御手段４３、燃焼制御手段４４及び外部ＥＧＲ制御手段４９とを備えている。
【００５９】
運転状態判別手段４１は、図５に示すようにエンジンの運転領域が低負荷低回転側の運転領域Ａ（部分負荷域）と高負荷側ないし高回転側の運転領域Ｂとに分けられた制御用マップを有すると共に、運転領域Ａ中に低中負荷側の運転領域Ａ１と高負荷側の運転領域Ａ２とに分けられた制御用マップを有し、上記回転数センサ４７及びアクセル開度センサ４８等からの信号により調べられるエンジンの運転状態（エンジン回転数及びエンジン負荷）が上記運転領域Ａ，Ｂ及び運転領域Ａ１，Ａ２のいずれの領域にあるかを判別する。そして、この判別に基づき、低負荷低回転側の運転領域Ａでは、排気行程にある先行気筒から排出される既燃ガスをそのまま吸気行程にある後続気筒に導入して燃焼させる特殊運転モードが選択され、高負荷側ないし高回転側の運転領域Ｂでは、各気筒をそれぞれ独立させて燃焼させる通常運転モードが選択されるようになっている。
【００６０】
さらに運転状態判別手段４１は、特殊運転モードが選択される運転領域Ａにある場合に、この領域Ａのうちの低中負荷域Ａ１、高負荷域Ａ２のいずれにあるかを判別するようになっており、この判別結果に基づいてカム切換制御手段４２により最適なカムを選択するものとなされると共に、燃焼制御手段４４により燃料の噴射時期や点火方法等を選択するものとなされている。
【００６１】
カム切換制御手段４２は、運転状態判別手段４１の出力に基づいて、すなわちエンジンの運転状態に応じて、第１及び第２コントロール弁３７，３９を制御することにより、カム切換機構５１を次のように制御する。
【００６２】
運転領域Ａ１（特殊運転モードのうち低中負荷領域）
・第１排気弁３２ａ及び第１吸気弁３１ａ
カム切換機構６１により第１カム６２が選択され停止状態
・吸気弁３１及び第２排気弁３２ｂ
カム切換機構５１により第２カム５３が選択され作動状態
・第２吸気弁３１ｂ及び排気弁３２
カム切換機構６１により第２カム６３が選択され作動状態
運転領域Ａ２（特殊運転モードのうち高負荷領域）
・第１排気弁３２ａ及び第１吸気弁３１ａ
カム切換機構６１により第１カム６２が選択され停止状態
・吸気弁３１及び第２排気弁３２ｂ
カム切換機構５１により第３カム５４が選択され作動状態
・第２吸気弁３１ｂ及び排気弁３２
カム切換機構６１により第２カム６３が選択され作動状態
運転領域Ｂ（通常運転モード）
・第１排気弁３２ａ及び第１吸気弁３１ａ
カム切換機構６１により第２カム６３が選択され作動状態
・吸気弁３１
カム切換機構５１により第３カム５４が選択され作動状態
・第２排気弁３２ｂ
カム切換機構５１により第１カム５２が選択され停止状態
・第２吸気弁３１ｂ
カム切換機構６１により第１カム６２が選択され停止状態
・排気弁３２
カム切換機構６１により第２カム６３が選択され作動状態
【００６３】
上記吸入空気量制御手段４３は、アクチュエータ１８を制御することによりスロットル弁１７の開度（スロットル開度）を制御するものであり、運転状態に応じてマップ等から目標吸入空気量を求め、その目標吸入空気量に応じてスロットル開度を制御する。この場合、特殊運転モードとされる運転領域Ａでは、後続気筒である２番、３番気筒２Ｂ，２Ｃにおいては分岐吸気通路１６からの吸気導入が遮断された状態で先行気筒である１番、４番気筒２Ａ，２Ｄから導入されるガス中の過剰空気と新たに供給される燃料との比がリーン空燃比とされつつ燃焼が行われるので、過給機２７により過給されて先行気筒２Ａ，２Ｄに供給される空気が、先行、後続の２気筒分の要求トルクに応じた燃料の燃焼に必要な量の空気（２気筒分の燃料の量に対して理論空燃比となる量の空気）となるように、スロットル開度が調節される。
【００６４】
上記燃焼制御手段４４は、燃料噴射制御手段４５と点火制御手段４６とからなっており、燃料噴射制御手段４５により、各気筒２Ａ〜２Ｄに設けられた燃料噴射弁９からの燃料噴射量及び噴射タイミングをエンジンの運転状態に応じて制御するとともに、点火制御手段４６により運転状態に応じた点火時期の制御及び点火停止等の制御を行う。そして、特に運転状態が図５中の運転領域Ａにある場合と運転領域Ｂにある場合、また、運転領域Ａにある場合でも運転領域Ａ１にある場合と運転領域Ａ２にある場合とで燃焼状態の制御（燃料噴射の制御及び点火の制御）が変更される。
【００６５】
すなわち、運転状態が低負荷低回転側の運転領域Ａにある場合、特殊運転モードでの制御として、先行気筒（１番、４番気筒２Ａ，２Ｄ）に対しては、空燃比を理論空燃比よりも大きいリーン空燃比とするように燃料噴射量を制御するとともに、圧縮行程で燃料を噴射して混合気の成層化を行わせるように噴射タイミングを設定し、かつ、圧縮上死点付近で強制点火を行わせるように点火タイミングを設定する。一方、後続気筒（２番、３番気筒２Ｂ，２Ｃ）に対しては、先行気筒２Ａ，２Ｄから導入されたリーン空燃比の既燃ガスに対して燃料を供給し、実質的に理論空燃比となるように燃料噴射量を制御するとともに、運転領域Ａ（運転領域Ａ１及び運転領域Ａ２を含む）にある場合には、吸気行程で燃料を噴射するように噴射タイミングを設定し、そして圧縮自己着火を行わせるべく、強制点火を停止するように設定する。
【００６６】
また、運転状態が高負荷側ないし高回転側の運転領域Ｂにある場合には、通常運転モードでの制御として、各気筒２Ａ〜２Ｄの空燃比を理論空燃比もしくはそれ以下とするように燃料噴射量を制御し、例えばこの運転領域Ｂのうちの大部分の領域において理論空燃比とし、全開負荷及びその付近の運転領域で理論空燃比よりリッチとする。そして、この場合に、各気筒２Ａ〜２Ｄに対して吸気行程で燃料を噴射して混合気を均一化するように噴射タイミングを設定し、かつ、各気筒２Ａ〜２Ｄとも強制点火を行わせるようにする。
【００６７】
外部ＥＧＲ制御手段４９は、運転状態判別手段４１の結果に基づいて、この判別結果が通常運転モードが選択される場合に、すなわちエンジンの運転状態が運転領域Ｂにある場合に、閉状態にある外部ＥＧＲコントロール弁２６ｂを開くように制御して、ＥＧＲクーラ２６ａにより冷却された一部排気ガスを吸気通路１５に導入する外部ＥＧＲを実行するものである。
【００６８】
以上のような本実施形態の装置の作用を、図６〜図１０を参照しつつ説明する。
【００６９】
運転領域Ａでは特殊運転モードとされ、前述のようにカム切換機構６１により第１排気弁３２ａ及び第１吸気弁３１ａが停止状態、カム切換機構５１により第２排気弁３２ｂ及び第２吸気弁３１ｂが作動状態、カム切換機構とされることにより、実質的な新気及びガスの流通経路は図９に示すようになり、先行気筒（１番，４番気筒）２Ａ，２Ｄから排出される既燃ガスがそのまま気筒間ガス通路２２を介して後続気筒（２番，３番気筒）２Ｂ，２Ｃに導入されるとともに、この後続気筒２Ｂ，２Ｃから排出されるガスのみが排気通路２０に導かれるような２気筒接続状態とされる。
【００７０】
この状態において、先行気筒２Ａ，２Ｄにそれぞれ吸気行程で吸気通路１５から過給機２７により補助されつつ新気が導入され（図９中の矢印ａ）、先行気筒２Ａ，２ＤではリニアＯ_２センサ２５により検出される空燃比が理論空燃比よりも大きいリーン空燃比となるように燃料噴射量がフィードバック制御されつつ圧縮行程で燃料が噴射され、かつ、所定点火時期に点火が行われて、リーン空燃比での成層燃焼が行われる（図６及び図７参照）。
【００７１】
一方、先行気筒２Ａ，２Ｄの吸気行程と後続気筒２Ｂ，２Ｃの排気行程が重なる期間に、先行気筒２Ａ，２Ｄから排出された既燃ガスがガス通路２２を通って後続気筒２Ｂ，２Ｃに導入される（図６及び図７中の白抜き矢印及び図９中の矢印ｂ）。そして、後続気筒２Ｂ，２Ｃでは、先行気筒２Ａ，２Ｄから導入されたリーン空燃比の既燃ガスに燃料が供給されて、理論空燃比となるように燃料噴射量が制御されつつ、運転領域Ａ（運転領域Ａ１及び運転領域Ａ２）では、吸気行程で燃料が噴射された後、圧縮行程の上死点付近で燃焼室内の圧力、温度の上昇により圧縮自己着火が行われる（図６及び図７参照）。
【００７２】
このように、先行気筒２Ａ，２Ｄでは、リーンでの成層燃焼により熱効率が高められるとともに、成層燃焼を行わない通常のエンジンと比べて吸気負圧が小さくなることでポンピングロスが低減され、一方、運転領域Ａにおいて後続気筒２Ｂ，２Ｃでは、空燃比が略理論空燃比とされつつ、均一な混合気分布状態で圧縮自己着火が行われることにより熱効率が高められるとともに、先行気筒２Ａ，２Ｄから押出されたガスが送り込まれるため先行気筒２Ａ，２Ｄよりもさらにポンピングロスが低減される。これらの作用により、燃費が大幅に改善される。
【００７３】
しかも、後続気筒２Ｂ，２Ｃから排気通路２０に排出されるガスは理論空燃比であるため、従来のリーンバーンエンジンのようにリーンＮＯｘ触媒を設ける必要がなく、三元触媒２４だけで充分に排気浄化性能が確保される。
【００７４】
そして、リーンＮＯｘ触媒を設ける必要がないことから、リーンＮＯｘ触媒のＮＯｘ吸蔵量増大時におけるＮＯｘの放出、還元のための一時的な空燃比のリッチ化を行う必要がなく、燃費改善の目減りが避けられる。さらに、リーンＮＯｘ触媒の硫黄被毒の問題が生じることもない。
【００７５】
また、先行気筒２Ａ，２Ｄでは理論空燃比の略２倍もしくはそれに近いリーン空燃比とされることでＮＯｘ発生量が比較的少なく抑えられる。一方、後続気筒２Ｂ，２Ｃでは、先行気筒２Ａ，２Ｄから既燃ガスが導入されることで多量のＥＧＲが行われているのと同等の状態となるとともに、運転領域Ａにおいては圧縮自己着火による急速燃焼が行われると可及的に酸素と窒素との反応が避けられることから、ＮＯｘの発生が充分に抑制される。このような点からもエミッションの向上に有利となる。
【００７６】
また、運転領域Ａ中の低中負荷域である運転領域Ａ１では、圧縮自己着火を確実且つ円滑に行うために、先行気筒２Ａ，２Ｄの吸気弁３１及び第２排気弁３２ｂのバルブタイミングを従来のエンジンの一般的なバルブタイミングからカム切換機構５１により次のように変更される。
【００７７】
図６は、運転領域Ａ１における各気筒の吸・排気行程、燃料噴射時期、点火時期等を示す図であり、図８（ａ）は、吸・排気行程部分を詳細に示したものである。
【００７８】
図８（ａ）において、横軸はクランク角を示し、Ｔは上死点（ＴＤＣ）、Ｂは下死点（ＢＴＣ）を示す。そして、帯状の各部分は各弁の開弁期間を示し、上段から下段に向かう白抜き矢印は、先行気筒２Ａ，２Ｄの排気行程と後続気筒２Ｂ，２Ｃとが略重なっており、先行気筒２Ａ，２Ｄでの既燃ガスが後続気筒２Ｂ，２Ｃに導かれる状態を示す。また、上段には先行気筒２Ａ，２Ｄの第２排出弁３２ｂが開弁する開弁期間８０と、吸気弁３１が開弁する開弁期間８１とを示す一方、下段には後続気筒２Ｂ，２Ｃの排気弁３２の開弁期間８２と、第２吸気弁３１ｂが開弁する開弁期間８３とを示す。
【００７９】
上段における先行気筒２Ａ，２Ｄにおいては、カム切換機構５１により第２カム５３が選択され、図８（ａ）に明示するように、第２排気弁３２ｂは、排気行程上死点８５よりも所定期間前に閉弁され、燃焼室４に既燃ガスが残存される。そして、この先行気筒２Ａ，２Ｄに過給機２７により新気が導入され、上記のように強制点火により燃焼された後、気筒間通路２２を介して後続気筒２Ｂ，２Ｃに導入される。なお、本実施形態においては、第２排気弁３２ｂのバルブタイミングは、従来のエンジンの一般的なバルブタイミングより全体的に進角させだけのものであり、その開弁期間等は従来のエンジンの一般的な開弁期間と同様に設定されている。
【００８０】
このように、先行気筒２Ａ，２Ｄに既燃ガスを残存させた状態で新気を取り込み燃焼させるので、既燃ガス成分が増大することにより先行気筒２Ａ，２Ｄにおけるノッキングを効果的に防止することができる。また、先行気筒２Ａ，２Ｄでは比較的高温の残存既燃ガスに新気を取り込んで燃焼させるので、その既燃ガスはさらに高温のものとなり、この高温の既燃ガスが後続気筒２Ｂ，２Ｃに導入されるので、後続気筒２Ｂ，２Ｃにおける筒内温度を上昇させることができ、後続気筒２Ｂ，２Ｃにおける圧縮自己着火が確実且つ円滑に行われる。また、後続気筒２Ｂ，２Ｃにおいても、先行気筒２Ａ，２Ｄの既燃ガスが導入され、これによってＥＧＲに相当する既燃ガス成分が増大する等により後続気筒のノッキング抑制作用が高められる。
【００８１】
ここで、先行気筒２Ａ，２Ｄにおいては、既燃ガスが一部残存しており、しかもその吸気弁３１は、第２排気弁３２ｂにオーバーラップさせるために排気行程において開弁されるため、新気の取り込み不足による出力低下が懸念されるが、先行気筒２Ａ，２Ｄの吸気を補助する過給機２７が設けられているので、この過給機２７により先行気筒２Ａ，２Ｄに対して新気を強制的に送り込むことができ、吸気量低下による出力低下を防止することができる。
【００８２】
そして、上記のように、先行気筒２Ａ，２Ｄにおける第２排気弁３２ｂを早期に閉弁させることに伴い、図８（ａ）及び図６に示すように、先行気筒２Ａ，２Ｄの吸気弁３１も、カム切換機構５１により第２カム５３を選択して、そのバルブタイミングを変更し、上記第２排気弁３２ｂにオーバーラップさせている。すなわち、ピストン３が排気行程にあるにもかかわらず、第２排気弁３２ｂを早期に閉弁させると、ポンピングロスが増大して燃費改善効果が低減することとなるが、吸気弁３１を第２排気弁３２ｂにオーバーラップさせているので、ポンピングロスの増大を回避することができる。
【００８３】
また、本実施形態においては、上記のようにカム切換機構５１によりバルブタイミングを変更するのと同時に、この吸気弁３１の閉弁時期を吸気行程下死点８７に一致するようになされている。このように、吸気弁３１の閉弁時期を吸気行程下死点８７に一致させることにより、有効圧縮比を幾何学的圧縮比に一致させ、圧縮による筒内温度の上昇をより大きいものとし、これにより一層高温の既燃ガスを後続気筒２Ｂ，２Ｃに導入することができる。したがって、筒内温度が上昇し難い低負荷域であっても後続気筒２Ｂ，２Ｃにおける自己着火性を確実に確保することができると共に、後続気筒２Ｂ，２Ｃにおける圧縮自己着火による燃焼を行うことができる運転領域を拡大することができる。
【００８４】
なお、後続気筒２Ｂ，２Ｃにおける第２吸気弁３１ｂ及び排気弁３２は、図８（ａ）及び図６に示すように、カム切換機構６１により第２カム６３が選択され、従来のエンジンの一般的なバルブタイミングで開閉動作される。
【００８５】
一方、特殊運転モードとされる運転領域Ａのうちの高負荷域Ａ２では、先行気筒２Ａ，２Ｄ内の燃焼温度が過度に上昇してノッキングが生じ易くなるので、カム切換機構５１により吸気弁３１及び第２排気弁３２ｂのバルブタイミングを従来のエンジンの一般的なバルブタイミングに変更している。
【００８６】
すなわち、図７は、運転領域Ａ２における各気筒の吸・排気行程、燃料噴射時期、点火時期等を示す図であり、この図７における各弁のバルブタイミングは従来のエンジンの一般的なバルブタイミングと同様に以下のように設定されているものである。そして、図８（ｂ）は、図７の吸・排気行程部分を詳細に示したものである。
【００８７】
図８（ｂ）において、横軸はクランク角を示し、Ｔは上死点（ＴＤＣ）、Ｂは下死点（ＢＴＣ）を示す。そして、帯状の各部分は各弁の開弁期間を示し、上段から下段に向かう白抜き矢印は、先行気筒２Ａ，２Ｄの排気行程と後続気筒２Ｂ，２Ｃとが略重なっており、先行気筒２Ａ，２Ｄでの既燃ガスが後続気筒２Ｂ，２Ｃに導かれる状態を示す。また、上段には先行気筒２Ａ，２Ｄの第２排出弁３２ｂが開弁する開弁期間１００と、吸気弁３１が開弁する開弁期間１０１とを示す一方、下段には後続気筒２Ｂ，２Ｃの排気弁３２の開弁期間１０２と、第２吸気弁３１ｂが開弁する開弁期間１０３とを示す。
【００８８】
特殊運転モードとされる運転領域Ａのうちの高負荷域Ａ２では、上述のように、残存既燃ガスに新気を取り込んで燃焼させると、先行気筒２Ａ，２Ｄのノッキングが生じやすくなるので、先行気筒２Ａ，２Ｄにおける吸気弁３１及び第２排気弁３２ｂは、図７及び図８（ｂ）にも示すように、カム機構５１により第３カム５４が選択され、従来のエンジンの一般的なバルブタイミングで開閉させる。
【００８９】
すなわち、先行気筒２Ａ，２Ｄにおける第２排気弁３２ｂは、排気行程上死点よりも所定期間前に開弁されるように設定される一方、排気行程上死点を所定期間経過した後に閉弁されるように設定され、所定期間開弁される。これらの所定期間について、本実施形態では上記のように従来のエンジンの一般的な設定値が採用され、この設定値としては、例えば排気行程上死点よりもクランク角で約１０°前に開弁され、排気行程下死点後クランク角で約５５°に閉弁され、クランク角で約２４５°開弁されるものとなされている。
【００９０】
なお、後続気筒２Ｂ，２Ｃにおける第２吸気弁３１ｂ及び排気弁３２は、図８（ｂ）及び図７に示すように、カム切換機構６１により第２カム６３が選択され、上記運転領域Ａ１における場合と同様に、従来のエンジンの一般的なバルブタイミングで開閉動作される。
【００９１】
このように、カム切換機構５１によりエンジンの運転状態に応じてカム５２〜５４を切り換えることにより、最適なバルブタイミングを設定することができ、エンジンの運転状態に応じた出力性能を確保することができる。また、例えば後続気筒２Ｂ，２Ｃに導入される既燃ガスが必要以上に高温になりすぎて生じ得る後続気筒２Ｂ，２Ｃにおけるノッキングを有効に防止することができる。すなわち、上記高負荷域では、先行・後続気筒２Ａ〜２Ｄ共に、その気筒内温度が高くなり、このような状態で先行気筒２Ａ，２Ｄで既燃ガスに新気を取り込んで燃焼させ、またこの先行気筒２Ａ，２Ｄの高温の既燃ガスが後続気筒２Ｂ，２Ｃに導入されると、先行・後続気筒２Ａ〜２Ｄの筒内温度が必要以上に高くなり過ぎて逆にノッキング等の異常燃焼が発生する虞がある。したがって、上記のように構成すると、先行気筒２Ａ，２Ｄにおける残存既燃ガスによる温度上昇を抑制すると共に、後続気筒２Ｂ，２Ｃに導入される先行気筒２Ａ，２Ｄの既燃ガス温度を低下させて、先行・後続気筒２Ａ〜２Ｄにおけるノッキングを有効に防止することができ、しかも先行気筒２Ａ，２Ｄにおいて既燃ガスが残存しないので、過給機２７による過給も手伝って新気を十分に取り込むことができ、このためエンジンの出力性能を十分に発揮させることができる。
【００９２】
一方、特殊運転モードとされる運転領域Ａよりも高負荷側の運転領域Ｂでは通常運転モードとされ、上述のように、カム切換機構５１により第３カム５４が選択されることにより吸気弁３１が作動状態、カム切換機構６１により第２カム６３が選択されることにより第１排気弁３２ａ及び第１吸気弁３１ａが作動状態、カム切換機構５１により第１カム５２が選択されることにより第２排気弁３２ｂ及び第２吸気弁３１ｂが停止状態とされることにより、実質的な新気及びガスの流通経路は図１０に示すようになり、各気筒２Ａ〜２Ｄの吸気ポート３１，３１ａ及び排気ポート１２ａ，１２が独立し、吸気通路１５から各気筒２Ａ〜２Ｄの吸気ポート３１，３１ａに過給機２７により新気が導入されるとともに各気筒２Ａ〜２Ｄの排気ポート３１，３１ａから排気通路２０に既燃ガスが排出される。そしてこの場合は、理論空燃比もしくはそれよりリッチとなるように吸入空気量及び燃料噴射量が制御されることにより、出力性能が確保される。また、この運転領域Ｂにおいては外部ＥＧＲコントロール弁２６ｂが開かれ、排気通路２０を流通する各気筒の既燃ガスである排気ガスの一部が、外部ＥＧＲ通路２６を介してこの通路２６に設けられたＥＧＲクーラ２６ｂに冷却されつつ吸気流通路１５に導入される。これにより、気筒内温度の上昇を抑制してノッキングを有効に防止することができ、負荷に対応したエンジンの出力性能を確保することができる。なお、各弁のバルブタイミングは、運転領域Ａ１における場合と同様に設定されている。
【００９３】
なお、本発明の装置の具体的構成は上記実施形態に限定されず、種々変更可能である。例えば、以下のような変更が可能である。
【００９４】
▲１▼上記のような特殊運転モードとされる運転領域Ａでの運転状態に応じた制御に加え、エンジンの温度状態に応じて先行気筒の空燃比を変更するようにしてもよい。例えば、エンジンの暖機後であってもエンジン温度が低いとき（エンジン冷却水の温度が所定温度以下のとき）には、特殊運転モードとされる運転領域Ａ内の全域で、先行気筒の空燃比を理論空燃比の２倍より小さくすることが好ましい。このようにすれば、比較的エンジン温度が低いときにも、先行気筒から後続気筒へ導入されるガスの温度を高めて圧縮自己着火可能な状態を確保することができる。
【００９５】
▲２▼上記各実施形態では、特殊運転モードとされる運転領域Ａのうち低負荷側の運転領域Ａ１で、後続気筒を圧縮自己着火により燃焼させるようにしているが、運転領域Ａ１のうちの一部、例えば燃焼室内の温度、圧力が圧縮自己着火可能な状態に達しにくい極低速低負荷の領域では、後続気筒に対して所定の点火時期に点火プラグ７による点火を行わせ、強制点火により燃焼させるようにしてもよい。あるいはまた、エンジン温度が低いときに、後続気筒を強制点火により燃焼させるようにしてもよい。
【００９６】
▲３▼本発明の装置は４気筒以外の多気筒エンジンにも適用可能である。そして、例えば６気筒等では１つの気筒の排気行程と別の気筒の吸気行程が完全に重なり合うことはないが、このような場合は、一方の気筒の排気行程が他方の気筒の吸気行程より先行するとともに、両行程が部分的に重なり合う２つの気筒を先行、後続の一対の気筒とすればよい。
【００９７】
次に、本発明の他の実施形態について図１１ないし図１３に基づいて説明する。
【００９８】
この他の実施形態は、運転状態にかかわらず、１番気筒２Ａから４番気筒２Ｄまでの各気筒がそれぞれ独立したものである点、及び各気筒におけるバルブタイミングを変更するためのバルブタイミング可変機構として可変バルブタイミングシステム（ＶＴＣ）機構が採用されている点で上記実施形態と大きく異なる。
【００９９】
図１１は、本発明の他の実施形態によるエンジンの概略構成を示し、図１２は、この他の実施形態の装置における駆動、制御系統の構成を示している。
【０１００】
なお、他の実施形態において上記実施形態と同様の構成であるものについては、図中に同一の符号を付してその説明を省略する。
【０１０１】
各気筒２Ａ〜２Ｄの燃焼室４に対して吸気ポート１１１及び排気ポート１１２が開口し、これらのポートに吸気通路１５、排気通路２０等が接続されるとともに、各ポートが吸気弁１３１及び排気弁１３２により開閉されるようになっている。
【０１０２】
各気筒の吸・排気ポートとこれに接続される吸気通路、排気通路及び気筒間ガス通路は、具体的には次のように構成されている。
【０１０３】
各気筒２Ａ〜２Ｄには、図１１に示すように、それぞれ、新気を導入するための吸気ポート１１１と、排気ガスを排気通路２０に送り出すための排気ポート１１２とが燃焼室４の左右半分側にそれぞれ一気筒あたり２個ずつ、並列的に配設されている。また、各気筒２Ａ〜２Ｄの吸気ポート１１１には、吸気通路１５における気筒別の分岐吸気通路１６の下流端が接続されている。
【０１０４】
一方、各気筒の吸・排気ポートを開閉する吸・排気弁とこれらに対する動弁機構は、次のようになっている。
【０１０５】
これらの各弁は、対応する各気筒が吸・排気行程に応じて、すなわち各ピストンの上下動（上死点と下死点との間の移動）に応じて動弁機構により所定のタイミングで開閉するものとなされているが、その開閉時期は必ずしもピストン３の上死点や下死点に一致するとは限らず、必要に応じてクランク角を数度〜数十度進角または遅角させた時期に設定しても良い。特に、この他の実施形態では、動弁機構に備えられたバルブタイミング可変機構により、エンジンの運転状態に応じてバルブタイミングを変更し得るようになされている。
【０１０６】
具体的には、この他の実施形態のバルブタイミング可変機構は、カムシャフトとクランクシャフトの回転位相角を相対的に変動させて、バルブタイミングを全体的に進角あるいは遅角させる可変バルブタイミング機構（ＶＴＣ）が採用されている。この可変バルブタイミング機構としてのカム位相可変機構１４０は、例えばカムシャフト１４１の一端に内蔵されたヘリカルギアを油圧でシャフトの軸方向に移動させカムシャフト１４１をプーリーに対して相対的に回転させる構造等の従来から知られた機構である。
【０１０７】
そして、このカム位相可変機構１４０は、低負荷側における上記運転領域Ａ１（図５参照）に相当する運転領域では、図１３に示すように、吸・排気弁１３１，１３２を共に進角させて排気弁１３２が排気行程上死点よりも所定期間前に閉弁されるように設定されている一方、吸気弁１３１が吸気行程下死点に一致するように閉弁されるように設定されている。なお、このカム位相可変機構１４０はカムの位相だけを変更するものであるので、排気弁１３２にオーバーラップさせられた吸気弁１３１はバルブタイミングの変更後も同様にオーバーラップさせられている一方、閉弁期間等もバルブタイミングの変更前後で変化することもない。
【０１０８】
一方、上記運転領域Ａ１に相当する運転領域よりも高負荷側ないし高回転側の運転領域では、カム位相可変機構１４０により吸・排気弁１３１，１３２を共に遅角させて、図７に記載のバルブタイミングと同様に、従来のエンジンの一般的なバルブタイミングに変更される。すなわち、上記実施形態における運転領域Ａ２及び運転領域Ｂに相当する運転領域では、カム位相可変機構１４０により、吸気弁１３１の開弁期間が、吸気行程に対応して吸気行程上下死点を跨ぐように設定される一方、排気弁１３２の開弁期間が、排気行程に対応して排気工程上下死点を跨ぐように設定される。
【０１０９】
なお、本実施形態では、バルブタイミング可変機構として、可変バルブタイミングシステム（ＶＴＣ）が採用されているが、運転状態に応じてカムを乗り換える可変バルブタイミング・リフト機構（ＶＶＬ）等公知のバルブタイミング可変機構を採用するものであっても良いことは、上記実施形態と同様である。
【０１１０】
図１２は駆動、制御系統の構成を示している。この図において、マイクロコンピュータ等からなるエンジン制御用のＥＣＵ（コントロールユニット）１４０は、上記実施形態のＥＣＵ４０に対し、カム切換制御手段４２に替えてカム位相制御手段１４２を備える点で大きく異なる。
【０１１１】
運転状態判別手段１４１は、上記実施形態における図５に示す運転領域Ａ１に相当する運転領域と、この運転領域よりも高負荷側ないし高回転側の運転領域Ａ２及び運転領域Ｂに相当する運転領域とに分けられた制御用マップを有し、回転数センサ４７及びアクセル開度センサ４８等からの信号により調べられるエンジンの運転状態（エンジン回転数及びエンジン負荷）が低負荷側と高負荷側のいずれの運転領域にあるかを判別し、その判別結果を燃焼制御手段１４４やカム位相制御手段１４２等に出力する。
【０１１２】
カム位相制御手段１４２は、運転状態判別手段１４１の結果に基づいて、カム位相可変機構１４０の制御を行う。カム位相制御手段１４２は、比較的低負荷の領域ではカムの位相を進ませる側にカム位相可変機構１４０を制御し、カムシャフト１４１の回転により駆動する吸・排気弁１３１，１３２の開閉時期を全体的に進角させるように設定されている。一方、カム位相可変機構１４０によりカムの位相が進まされた状態で、上記比較的高負荷の領域に突入した場合には、カムの位相を戻す、すなわちカムの位相を上記進ませた分だけ遅らせる側にカム位相可変機構１４０を制御し、カムシャフト１４１の回転により駆動する吸・排気弁１３１，１３２の開閉時期を全体的に遅角させるように設定されている。
【０１１３】
上記吸入空気量制御手段１４３は、アクチュエータ１８を制御することによりスロットル弁１７の開度（スロットル開度）を制御するものであり、運転状態に応じて目標吸入空気量を求め、その目標吸入空気量に応じてスロットル開度を制御する。この場合、比較的低負荷側の運転領域では、各気筒内の取り込まれる新気と供給される燃料との比がリーン空燃比とされつつ燃焼が行われるので、過給機２７により過給されて各気筒に供給される空気が、要求トルクに応じた燃料の燃焼に必要な量の空気よりも所定量だけ過剰となるように、スロットル開度が調節される。
【０１１４】
上記燃焼制御手段１４４は、燃料噴射制御手段１４５と点火制御手段１４６とからなっており、燃料噴射制御手段１４５により、各気筒２Ａ〜２Ｄに対応して設けられた燃料噴射弁９からの燃料噴射量及び噴射タイミングをエンジンの運転状態に応じて制御するとともに、点火制御手段４６により運転状態に応じた点火時期の制御及び点火停止等の制御を行う。そして、特に運転状態が低負荷側と高負荷側との運転領域にある場合で燃焼状態の制御（燃料噴射の制御及び点火の制御）が変更される。すなわち、運転状態が低負荷側の運転領域にある場合には、各気筒に対して空燃比を理論空燃比よりも大きいリーン空燃比とするように燃料噴射量を制御するとともに、吸気行程で燃料を噴射するように噴射タイミングを設定し、そして圧縮自己着火を行わせるべく、強制点火を停止する。一方、比較的高負荷側の運転領域にある場合には、各気筒に対して空燃比を理論空燃比とするように燃料噴射量を制御するとともに、上記実施形態の図７における場合と同様に、圧縮行程で燃料を噴射するように噴射タイミングを設定し、圧縮上死点付近で強制点火を行わせるように点火タイミングを設定する。
【０１１５】
以上のような他の実施形態の装置の作用を、次に説明する。
【０１１６】
この他の実施形態の装置は、新気及びガスの流通経路は図１１に示すようになり、分岐吸気通路１６から供給された新気が各気筒で燃焼され分岐排気通路２１に排出されるような独立気筒状態とされる。
【０１１７】
各気筒では、それぞれ吸気行程で吸気通路１５から新気が導入され、Ｏ_２センサ２３により検出される空燃比が理論空燃比よりも大きいリーン空燃比となるように燃料噴射量がフィードバック制御されつつ、低負荷側の運転領域では吸気行程で燃料が噴射された後、圧縮行程の上死点付近で燃焼室内の圧力、温度の上昇により圧縮自己着火が行われる（図１３参照）一方、高負荷側の運転領域では、圧縮行程で燃料が噴射された後、この圧縮行程の上死点付近では強制点火により理論空燃比の燃焼が行われる。
【０１１８】
このように、各気筒２Ａ〜２Ｄでは、低負荷側の運転領域では、リーン燃焼により熱効率が高められるとともに、リーンを行わない通常のエンジンと比べて吸気不圧が小さくなることでポンピングロスが低減される。これらの作用により、燃費が大幅に改善される。
【０１１９】
また、低負荷側の運転領域において各気筒２Ａ〜２Ｄでは、均一な混合気分布状態で圧縮自己着火が行われることにより燃焼室４全体に亘り一気に燃焼するため、仕事に寄与しない遅い燃焼が避けられ、熱効率を向上させて高い燃費改善効果が得られる。
【０１２０】
そして、上記低負荷側の運転領域で圧縮自己着火を確実かつ円滑に行わせるため、各気筒２Ａ〜２Ｄの排気弁１３２がカム位相可変機構１４０により全体的に進角して排気行程上死点よりも所定期間前に閉弁され、燃焼室４に既燃ガスが残存される。この既燃ガスは、比較的高温のものなので、筒内温度も高温となり、各気筒２Ａ〜２Ｄに過給機２７により導入された新気と相俟って圧縮自己着火が確実且つ円滑に行われる。また、残存既燃ガスによりＥＧＲが行われているのと同等の状態となることから、ＮＯｘの発生量を十分に抑制して排ガスの浄化に寄与することとなるとともに、このガス中のＥＧＲに相当する既燃ガス成分が増大する等によりノッキング抑制作用も高められる。
【０１２１】
一方、排気弁１３２が早期に閉弁されることに伴い、同時にカム位相可変機構１４０により吸気弁１３１も進角させて排気弁１３２にオーバーラップさせている。すなわち、ピストン３が排気行程にあるにもかかわらず、排気弁１３２を早期に閉弁させると、ポンピングロスが増大して燃費改善効果が低減することとなるが、このように吸気弁１３１を排気弁１３２にオーバーラップさせることによりポンピングロスの増大を回避するものとなされている。
【０１２２】
また、吸気弁１３１の閉弁時期は、吸気行程下死点に略一致するようになされており、有効圧縮比を幾何学的圧縮比に一致させ、圧縮による筒内温度の上昇をより大きいものとし、これにより筒内温度を一層高温に維持することができる。したがって、筒内温度が上昇し難い低負荷域であっても各気筒２Ａ〜２Ｄにおける自己着火性を確実に確保することができると共に、各気筒２Ａ〜２Ｄにおける圧縮自己着火による燃焼を行うことができる運転領域を拡大することができる。
【０１２３】
ここで、気筒２Ａ〜２Ｄ内には、既燃ガスが一部残存しており、しかもその吸気弁１３１は、排気弁１３２にオーバーラップさせるために排気行程において開弁されるため、新気の取り込み不足による出力低下が懸念されるところであるが、各気筒２Ａ〜２Ｄの吸気を補助する過給機が設けられているので、この過給機により各気筒２Ａ〜２Ｄに対して新気を強制的に送り込むことができ、吸気量低下による出力低下を防止することができる。
【０１２４】
一方、その低負荷側の運転領域から高負荷側の運転領域に移行した場合には、上記カム位相可変機構１４０により吸・排気弁１３１，１３２が遅角され、そのバルブタイミングがもとのバルブタイミングに変更される。また、各気筒２Ａ〜２Ｄにおいて、燃焼制御手段１４４により圧縮自己着火による燃焼から強制点火による燃焼に移行して、筒内温度の過度の上昇によるノッキングの発生を防止するものとなされている。
【０１２５】
なお、この他の実施形態におけるエンジンでは、燃料噴射弁９は、燃焼室４の側方部に設けられ、燃焼室４内に燃料を直接噴射するものとなされているが、例えば吸気ポート１１１に設けられ、吸気ポート１１１内で新気に燃料を噴射して混合気が燃焼室４内に送り込まれるように構成しても良い。
【０１２６】
【発明の効果】
以上のように請求項１記載の発明の制御装置によると、特殊運転モードとされた場合に、排気行程と吸気行程が重なる一対の気筒のうちの先行気筒ではリーン空燃比で燃焼を行わせ、後続気筒では先行気筒から導入されたリーン空燃比の既燃ガスに燃料を供給して、圧縮自己着火により燃焼を行わせるようにしているため、先行気筒ではリーン燃焼による熱効率向上およびポンピングロス低減により、また後続気筒では圧縮自己着火による燃焼効率の向上及びポンピングロス低減により、燃費を改善することができる。しかも、後続気筒における燃焼の際の空燃比が実質的に理論空燃比となるようにしているため、排気通路での排気ガスの浄化を三元触媒だけで充分に行うことでき、リーンＮＯｘ触媒が不要となる。
【０１２７】
そして、先行気筒に既燃ガスを残存させた状態で新気を取り込み燃焼させるので、先行気筒におけるノッキング抑制作用が高められるとともに、先行気筒における既燃ガスはさらに高温のものとなり、この高温の既燃ガスが後続気筒に導入されて後続気筒における圧縮自己着火を確実且つ円滑に行うことができる。また、後続気筒においても、ＥＧＲに相当する既燃ガス成分が増大する等によりノッキング抑制作用が高められる。一方、先行気筒の排気弁を早期に閉弁させることに伴い、この排気弁に吸気弁をオーバーラップさせているので、ポンピングロスの増大を回避することができる。
【０１２８】
さらに、先行気筒に既燃ガスを残存させているが、過給機により先行気筒に新気を送り込んでいるので、吸気量低下による出力低下を防止することができる。
【０１２９】
一方、請求項６記載の発明の装置によると、圧縮自己着火により燃焼室全体に亘り一気に燃焼するため、仕事に寄与しない遅い燃焼が避けられ、熱効率を向上させて高い燃費改善効果が得られる。また、残存既燃ガスによりＥＧＲが行われているのと同等の状態となることから、ＮＯｘの発生量を十分に抑制して排ガスの浄化に寄与することとなる。さらに、気筒内に残存した比較的高温の既燃ガスに新気を取り込んで燃焼させるので、筒内温度を上昇させることができ、これにより気筒における圧縮自己着火を確実且つ円滑に行うことができる。しかも、後続気筒においても、ＥＧＲに相当する既燃ガス成分が増大する等によりノッキング抑制作用も高められる。一方、排気弁が早期に閉弁されることに伴い、この排気弁に吸気弁をオーバーラップさせているので、ポンピングロスの増大を回避することができる。さらに、過給機による新気の送り込みによって、新気の取り込み不足による出力低下を確実に防止することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態による制御装置を備えたエンジン全体の概略平面図である。
【図２】エンジン本体等の概略断面図である。
【図３】制御系統のブロック図である。
【図４】カム切換機構を示す部分斜視図である。
【図５】運転状態に応じた制御を行うための運転領域設定の一例を示す説明図である。
【図６】特殊運転モード中の低負荷側での各気筒の排気行程、吸気行程、燃料噴射時期および点火時期等を示す図である。
【図７】特殊運転モード中の高負荷側での各気筒の排気行程、吸気行程、燃料噴射時期および点火時期等を示す図である。
【図８】（ａ）は、図６の詳細図であり、（ｂ）は、図７の詳細図である。
【図９】特殊運転モードでの実質的な新気およびガスの流通経路を示す説明図である。
【図１０】通常運転モードでの実質的な新気およびガスの流通経路を示す説明図である。
【図１１】他の実施形態による制御装置を備えた全体の概略平面図である。
【図１２】他の実施形態に係る制御系統のブロック図である。
【図１３】他の実施形態に係る低負荷側での各気筒の排気行程、吸気行程、燃料噴射時期および点火時期等を示す図である。
【符号の説明】
１　エンジン本体
２Ａ〜２Ｄ　気筒
１５　吸気通路
２０　排気通路
２２　気筒間ガス通路
２６　外部ＥＧＲ通路
２７　過給機
３１　吸気弁
３２　排気弁
４０　ＥＣＵ
４１　運転状態判別手段
４２　カム切換制御手段
４３　吸入空気量制御手段
４４　燃焼制御手段
５１　カム切換機構（バルブタイミング可変機構）
４１　運転状態判別手段[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a control apparatus for a spark ignition engine, and more particularly, to a control apparatus for controlling the combustion state of each cylinder in a multi-cylinder engine in order to improve fuel efficiency and emission.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, in a spark ignition type engine, a technology for improving fuel efficiency by performing combustion in a state where the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in each cylinder is set to a lean air-fuel ratio larger than the stoichiometric air-fuel ratio has been known. A fuel injection valve that injects fuel directly into the room is provided.In low-speed, low-load regions, etc., stratified combustion is performed by injecting fuel in the compression stroke from the fuel injection valve, thereby realizing super-lean combustion. The following is known (for example, refer to Patent Document 1).
[0003]
In such an engine, an ordinary three-way catalyst (a catalyst having a high purification performance near the stoichiometric air-fuel ratio with respect to HC, CO and NOx) alone as an exhaust gas purification catalyst is sufficient for NOx during lean operation. Since purification performance cannot be obtained, a lean NOx catalyst for adsorbing NOx in an oxygen-excess atmosphere and desorbing and reducing NOx in an oxygen-low concentration atmosphere is provided as shown in Patent Document 1. When such a lean NOx catalyst is used, if the amount of NOx adsorbed by the lean NOx catalyst increases during the lean operation, additional fuel is injected during the expansion stroke other than the main combustion, for example, as described in the above publication. As a result, the air-fuel ratio of the exhaust gas is enriched and CO is generated, thereby promoting the separation and reduction of NOx.
[0004]
[Patent Document 1]
JP-A-10-274085
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
In the engine performing the conventional lean operation as described above, the lean NOx catalyst is required to secure NOx purification performance during the lean operation, which is disadvantageous in cost. Further, in order to maintain the purification performance of the lean NOx catalyst, it is necessary to temporarily enrich the air-fuel ratio by supplying additional fuel for releasing and reducing NOx when the NOx adsorption amount increases as described above. In addition, when the fuel used contains a large amount of sulfur, it is necessary to regenerate the lean NOx catalyst by heating the catalyst and supplying a reducing material in order to eliminate the sulfur poisoning of the lean NOx catalyst. I do.
[0006]
In addition, when the air-fuel ratio becomes lean to a certain degree or more, the combustion speed becomes too slow and the combustion near the end of the combustion does not contribute to the work, so that there is a limit to the improvement in fuel efficiency by leaning in stratified combustion.
[0007]
In addition, compression self-ignition has been studied as another method for improving fuel efficiency.This compression self-ignition is performed at high pressure and high pressure in the combustion chamber at the top dead center of the compression stroke, similar to a diesel engine. Even if the air-fuel ratio is super lean or a large amount of EGR is introduced, if such compression self-ignition is performed, the entire combustion chamber burns at once, and does not contribute to work. Combustion is avoided, which is advantageous for improving fuel efficiency. However, in a normal spark ignition type engine (gasoline engine), forced ignition is required for combustion, and a special device for greatly increasing the temperature or pressure in the combustion chamber to perform compression self-ignition is required. Therefore, it has been difficult to increase the temperature or pressure in the combustion chamber to such an extent that compression self-ignition occurs in a partial load region where improvement in fuel consumption is required while avoiding knocking in a high load region.
[0008]
Therefore, the present applicant is in the exhaust stroke between a pair of cylinders where the exhaust stroke and the intake stroke overlap in the partial load region of the engine in order to achieve a significant fuel efficiency improvement by using the lean combustion and the compression self-ignition together. The burned gas discharged from the preceding cylinder is directly connected to the succeeding cylinder in the intake stroke via the inter-cylinder gas passage in a two-cylinder connection state, and the leading cylinder has an air-fuel ratio of lean air larger than the stoichiometric air-fuel ratio. A fuel-ignition-type engine, in which combustion is performed by forced ignition and fuel is supplied to burned gas having a lean air-fuel ratio introduced from a preceding cylinder in a succeeding cylinder and combustion is performed by compression self-ignition. We have applied for a technology relating to a control device (Japanese Patent Application No. 2002-29836).
[0009]
The present invention is based on such a technology, and enables a combustion by compression self-ignition in a succeeding cylinder to be effectively performed in a wider area, thereby improving a fuel efficiency and an emission improving effect. An engine control device is provided.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
The invention according to claim 1 is a multi-cylinder spark ignition type four-stroke engine in which the combustion cycle of each cylinder is performed with a predetermined phase difference, and the intake, exhaust and combustion of the engine in a partial load region of the engine. The control mode for the state is a special operation mode. In this special operation mode, the burned gas discharged from the preceding cylinder in the exhaust stroke between the pair of cylinders in which the exhaust stroke and the intake stroke overlap is the subsequent cylinder in the intake stroke as it is. In a two-cylinder connection state in which the gas discharged from the following cylinder is introduced into the exhaust passage through the inter-cylinder gas passage, the leading cylinder has a lean air-fuel ratio in which the air-fuel ratio is larger than the stoichiometric air-fuel ratio. The combustion is performed, and in the succeeding cylinder, fuel is supplied to burned gas having a lean air-fuel ratio introduced from the preceding cylinder to perform combustion, thereby causing combustion. A gin control device, wherein in at least a part of the operation region of the operation region set to the special operation mode, the preceding cylinder closes the exhaust valve by a predetermined period before the exhaust stroke top dead center. In addition to controlling the burned gas to partially remain in the cylinder and overlapping the opening period of the intake valve with the opening period of the exhaust valve, the subsequent cylinder is caused to perform combustion by compression self-ignition. In addition, a supercharger for assisting the intake in the preceding cylinder is provided.
[0011]
According to the present invention, when combustion is performed by compression self-ignition in the succeeding cylinder in the special operation mode, the preceding cylinder can achieve a thermal efficiency improvement by lean combustion and a fuel efficiency improvement effect by reducing pumping loss. An improvement in fuel efficiency can be obtained by improving combustion efficiency by ignition and reducing pumping loss. Further, in the preceding cylinder, the combustion is performed at a lean air-fuel ratio, so that the amount of NOx generated is suppressed to a relatively low level. Since the state is the same as that performed, the generation of NOx is sufficiently suppressed, which contributes to the purification of exhaust gas. Further, since the gas discharged from the subsequent cylinder to the exhaust passage can have the stoichiometric air-fuel ratio, it is possible to sufficiently purify the exhaust gas only with the three-way catalyst, and it is necessary to use a relatively expensive lean NOx catalyst. No, it leads to cost reduction.
[0012]
Further, since fresh air is taken in and burned in a state where the burned gas remains in the preceding cylinder, the effect of suppressing knocking in the preceding cylinder is enhanced by an increase in the burned gas component and the like. Further, in the preceding cylinder, fresh air is taken into the relatively high-temperature remaining burned gas and burned, so that the burned gas becomes even hotter. Since this high-temperature burned gas is introduced into the succeeding cylinder, While compression self-ignition in the cylinder is performed reliably and smoothly, the effect of suppressing knocking of the subsequent cylinder is enhanced by an increase in the burned gas component corresponding to EGR in this gas. Furthermore, there is a concern that the pumping loss may increase due to the early closing of the exhaust valve of the preceding cylinder.However, since the exhaust valve overlaps the intake valve, it is possible to avoid an increase in the pumping loss. it can.
[0013]
Here, in the preceding cylinder, part of the burned gas remains, and the intake valve is opened in the exhaust stroke so as to overlap the exhaust valve. However, according to the present invention, since a supercharger is provided to assist the intake of the preceding cylinder, fresh air can be forcibly sent to the preceding cylinder by this supercharger. Thus, it is possible to prevent the output from decreasing due to the decrease in the intake air amount.
[0014]
In the present invention, it is preferable that the closing timing of the intake valve in the preceding cylinder is set so as to substantially coincide with the bottom dead center of the intake stroke (claim 2). By doing so, the effective compression ratio of the engine is improved, and the in-cylinder temperature can be maintained at a higher temperature, so that even higher temperature of the burned gas can be introduced into the subsequent cylinder. Therefore, for example, even in a low-load region where the in-cylinder temperature is unlikely to rise, the self-ignitability in the subsequent cylinder can be more reliably ensured, and the combustion can be performed by the compression self-ignition in the subsequent cylinder. The area can be expanded, and further improvement in fuel efficiency and purification of exhaust gas can be promoted.
[0015]
Further, in the present invention, a variable valve timing mechanism for changing the valve timing of the intake and exhaust valves in the preceding cylinder is provided, and in a higher load region than the partial operation region in the operation region set as the special operation mode, The valve timing variable mechanism is set so that the exhaust valve of the preceding cylinder is closed after a predetermined period of exhaust stroke top dead center has passed, and the intake valve of the preceding cylinder has passed the intake stroke for a predetermined period of time. Preferably, the valve is set to be closed (claim 3). With this configuration, the optimal valve timing according to the operating state of the engine can be set by the variable valve timing mechanism, and the output performance according to the operating state of the engine can be ensured. Further, it is possible to effectively prevent knocking in the subsequent cylinder, which may occur when the burned gas introduced into the subsequent cylinder becomes excessively hot, for example. In other words, in the high load region, both the leading and succeeding cylinders have a high in-cylinder temperature. In such a state, the leading cylinder takes in fresh air into the burned gas and burns it. If the burned gas is introduced into the subsequent cylinder, the in-cylinder temperatures of the preceding and succeeding cylinders become excessively high, and consequently abnormal combustion such as knocking may occur. Therefore, with the above configuration, the temperature rise due to the remaining burned gas in the preceding cylinder is suppressed, and the temperature of the burned gas in the preceding cylinder introduced into the succeeding cylinder is reduced, so that knocking in the leading / following cylinder is effectively performed. Since the burned gas does not remain in the preceding cylinder, fresh air can be sufficiently taken in, and the output performance of the engine can be sufficiently exhibited.
[0016]
Further, in the control device provided with the variable valve timing mechanism, in a load region even higher than the operation region in which the special operation mode is set, the intake / exhaust valves in the preceding cylinder correspond to their intake / exhaust strokes, respectively. It is set to switch to a normal operation mode in which each cylinder is independently opened and burned by forced ignition, and in this normal operation mode, a part of the exhaust gas in each cylinder is externally provided with an EGR cooler. It is preferable to introduce the fuel into the intake passage via the EGR passage (claim 4). With this configuration, the output performance of the engine corresponding to the load can be ensured, and a part of the exhaust gas cooled by the EGR cooler is introduced into the intake passage via the external EGR, thereby increasing the temperature in the cylinder. Knocking can be effectively prevented.
[0017]
The supercharger is not particularly limited, but it is preferable to use a turbocharger as the supercharger. As described above, when the turbocharger is a turbocharger, the exhaust pressure is increased, so that the burned gas is easily left in the preceding cylinder, and the burned gas introduced into the succeeding cylinder is heated to a higher temperature. And the self-ignition property of the subsequent cylinder can be enhanced.
[0018]
On the other hand, the invention according to claim 6 is a control device for a spark ignition type engine in which a cylinder performs a combustion cycle including intake, compression, expansion, and exhaust strokes. A variable valve timing mechanism to be changed, and a supercharger, and in at least a part of the operating region, the valve timing of the intake / exhaust valve is changed by the variable valve timing mechanism so that the exhaust valve is moved from the upper dead center of the exhaust stroke. By closing the valve before a predetermined period, the burned gas partially remains in the cylinder, and the opening period of the intake valve overlaps with the opening period of the exhaust valve, and the burned gas is added to the remaining burned gas. While taking in air and closing the intake valve so as to substantially coincide with the bottom dead center of the intake stroke, control is performed so that combustion is performed by compression self-ignition, while the supercharger supplements intake air to each cylinder. It is characterized in that.
[0019]
According to the present invention, since the entire combustion chamber is burned at once by compression self-ignition, slow combustion that does not contribute to work is avoided, and a high fuel efficiency is obtained by improving thermal efficiency. Further, since the remaining burned gas is in a state equivalent to that in which EGR is performed, the amount of generated NOx is sufficiently suppressed, thereby contributing to purification of exhaust gas. Furthermore, since fresh air is taken into the relatively high-temperature burned gas remaining in the cylinder and burned, the temperature in the cylinder can be increased, whereby compression self-ignition in the cylinder is performed reliably and smoothly. The knocking suppression effect is also enhanced by an increase in the burned gas component corresponding to EGR in this gas. Further, there is a concern that the pumping loss may increase due to the exhaust valve closing early, but according to the present invention, the increase in the pumping loss is avoided because the intake valve overlaps the exhaust valve. can do.
[0020]
Here, part of the burned gas remains in the cylinder, and its intake valve is opened in the exhaust stroke to overlap the exhaust valve, so that the output drops due to insufficient intake of fresh air. However, according to the present invention, since a supercharger for assisting intake of each cylinder is provided, fresh air can be forcibly sent to each cylinder by the supercharger. Thus, it is possible to prevent the output from decreasing due to the decrease in the intake air amount.
[0021]
In the invention described in claim 6, it is preferable that the combustion control means controls the combustion so that the air-fuel ratio is burned in the cylinder at a lean air-fuel ratio larger than the stoichiometric air-fuel ratio (claim 7). In this case, a further improvement in fuel efficiency can be obtained by improving thermal efficiency and reducing pumping loss by lean combustion.
[0022]
In the invention according to claim 6 or 7, in a load region higher than the partial operation region, the valve timing of the intake / exhaust valve is changed by the variable valve timing mechanism, so that the exhaust valve is moved in the exhaust stroke. While the dead center is set to be closed after a predetermined period has elapsed, the intake valve is set to be closed after a predetermined period has passed from the bottom dead center of the intake stroke. It is preferable to control the combustion so as to perform combustion. With this configuration, it is possible to secure output in accordance with the operating state of the engine, and it is possible to effectively prevent knocking in the subsequent cylinder.
[0023]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0024]
FIG. 1 shows a schematic structure of an engine according to an embodiment of the present invention, and FIG. 2 schematically shows a structure of one cylinder of an engine body 1 and intake / exhaust valves provided for the cylinder. In these drawings, the engine body 1 has a plurality of cylinders, and in the illustrated embodiment, has four cylinders 2A to 2D. A piston 3 is fitted into each of the cylinders 2A to 2D, and a combustion chamber 4 is formed above the piston 3.
[0025]
A spark plug 7 is provided at the top of the combustion chamber 4 of each cylinder 2, and the tip of the plug faces the combustion chamber 4. The ignition plug 7 is connected to an ignition circuit 8 capable of controlling the ignition timing by electronic control.
[0026]
A fuel injection valve 9 for directly injecting fuel into the combustion chamber 4 is provided on a side portion of the combustion chamber 4. The fuel injection valve 9 incorporates a needle valve and a solenoid (not shown). When a pulse signal is input, the fuel injection valve 9 is driven and opened for a time corresponding to the pulse width at the pulse input time. Is configured to inject an amount of fuel according to the following. Fuel is supplied to the fuel injection valve 9 through a fuel supply passage or the like by a fuel pump (not shown), and a fuel supply system is provided so as to provide a fuel pressure higher than the pressure in the combustion chamber during the compression stroke. Is configured.
[0027]
In addition, intake ports 11, 11a, 11b and exhaust ports 12, 12a, 12b are opened to the combustion chambers 4 of the cylinders 2A to 2D, and these ports are connected to an intake passage 15, an exhaust passage 20, and the like. Each port is opened and closed by intake valves 31, 31a, 31b and exhaust valves 32, 32a, 32b.
[0028]
Each cylinder performs a cycle including intake, compression, expansion, and exhaust strokes with a predetermined phase difference. In the case of a four-cylinder engine, the first cylinder 2A and the second cylinder 2A are arranged from one end in the cylinder row direction. When the cylinders are referred to as cylinders 2B, 3C, and 2D, as shown in FIGS. 6 and 7, the above-described cycle is performed in the order of the first cylinder 2A, the third cylinder 2C, the fourth cylinder 2D, and the second cylinder 2B. This is performed with a phase difference of about 180 ° at each angle. In FIGS. 6 and 7, EX represents an exhaust stroke, IN represents an intake stroke, F represents fuel injection, S represents forced ignition, and a star mark in the drawings represents that compression self-ignition is performed. ing.
[0029]
Between a pair of cylinders where the exhaust stroke and the intake stroke substantially overlap, a cylinder on the exhaust stroke side (hereinafter referred to as a preceding cylinder in this specification) when the exhaust stroke and the intake stroke substantially overlap with each other (the cylinder on the intake stroke side). An inter-cylinder gas passage 22 is provided so that the burned gas can be directly guided to a subsequent cylinder in the specification. In the fourth cylinder engine of the present embodiment, as shown in FIGS. 6 and 7, the exhaust stroke (EX) of the first cylinder 2A and the intake stroke (IN) of the second cylinder 2B substantially overlap, and the fourth cylinder 2D Since the exhaust stroke (EX) and the intake stroke (IN) of the third cylinder 2C substantially overlap with each other, the first cylinder 2A and the second cylinder 2B, and the fourth cylinder 2D and the third cylinder 2C form a pair, respectively. The cylinder 2A and the fourth cylinder 2D are preceding cylinders, the second cylinder 2B and the third cylinder 2C are succeeding cylinders.
[0030]
The intake / exhaust ports of each cylinder and the intake passage, exhaust passage and inter-cylinder gas passage connected thereto are specifically configured as follows.
[0031]
The first cylinder 2A and the fourth cylinder 2D, which are the leading cylinders, have an intake port 11 for introducing fresh air and a first exhaust port 12a for sending burned gas (exhaust gas) to the exhaust passage 20, respectively. And a second exhaust port 12b for leading burned gas to a subsequent cylinder via the inter-cylinder gas passage 22. The second cylinder 2B and the third cylinder 2C, which are the succeeding cylinders, respectively, have a first intake port 11a for introducing fresh air and burned gas from the preceding cylinder through the inter-cylinder gas passage 22. A second intake port 11b for introduction and an exhaust port 32 for sending burned gas to the exhaust passage 20 are provided.
[0032]
In the example shown in FIG. 1, the intake port 11 in the first and fourth cylinders 2A and 2D and the first intake port 11a in the second and third cylinders 2B and 2C are two in each of the left and right sides of the combustion chamber 4. The first exhaust port 12a and the second exhaust port 12b in the first and fourth cylinders 2A and 2D, and the second intake port 11b and the exhaust in the second and third cylinders 2B and 2C are provided in parallel on the half side. The port 12 is provided in parallel on the right half side of the combustion chamber 4.
[0033]
The downstream end of the cylinder-specific branch intake passage 16 in the intake passage 15 is connected to the intake port 11 in the first and fourth cylinders 2A and 2D and the first intake port 11a in the second and third cylinders 2B and 2C. I have. In the vicinity of the downstream end of each branch intake passage 16, a multiple throttle valve 17 interlocking with each other via a common shaft is provided, and the multiple throttle valve 17 is driven by an actuator 18 according to a control signal, The intake air volume is adjusted.
[0034]
The upstream end of a branch exhaust passage 21 for each cylinder in the exhaust passage 20 is connected to the first exhaust port 12a in the first and fourth cylinders 2A and 2D and the exhaust port 12 in the second and third cylinders 2B and 2C. I have. Further, inter-cylinder gas passages 22 are provided between the first cylinder 2A and the second cylinder 2B and between the third cylinder 2C and the fourth cylinder 2D, respectively, and the first and fourth cylinders 2A and 2A, which are the preceding cylinders, are provided. The upstream end of the inter-cylinder gas passage 22 is connected to the 2D second exhaust port 12b, and the downstream end of the inter-cylinder gas passage 22 is connected to the second intake ports 11b of the second and third cylinders 2B and 2C that are subsequent cylinders. Is connected.
[0035]
In the inter-cylinder gas passage 22, there is provided a linear O, whose output varies linearly in accordance with the oxygen concentration. ₂ A sensor 25 is provided, and a fuel injection amount for the preceding cylinders 2A and 2D having a predetermined lean air-fuel ratio is feedback-controlled in accordance with the output of the sensor 25. In the device of the present embodiment, the inter-cylinder gas passage 22 is a relatively short passage connecting between adjacent cylinders, and the gas discharged from the preceding cylinders 2A and 2D passes through the passage 22. The heat radiation can be kept relatively small.
[0036]
Further, a supercharger for assisting the intake of the preceding cylinders 2A and 2D is provided. In the present embodiment, a turbocharger 27 is provided. In the present embodiment, the supercharger 27 is driven so as to assist the intake of the preceding cylinders 2A and 2D in a special operation mode and a normal operation mode, which will be described later. May be limited. This supercharger 27 is connected to a turbine 28 provided in an exhaust passage 20 communicating with each exhaust port 12, 12a, 12b via a branch exhaust passage 21 and an intake passage 15 communicating with each intake port 11, 11a, 11b. A turbine 29 is rotated by the energy of the exhaust gas flowing through the exhaust passage 20, and the compressor 29 is also rotated in conjunction with the rotation of the turbine 28. The intake air is supercharged by the rotation of. The supercharger is not limited to the turbocharger 27 described above, but may be a mechanical supercharger such as a supercharger. Since the pressure increases, the burned gas easily remains in the preceding cylinders 2A and 2D as described later, and the burned gas introduced into the succeeding cylinders 2B and 2C can be heated to a higher temperature. This is advantageous in that the self-ignition property in 2C can be improved. It should be noted that the supercharging pressure by the supercharger 27 is such that it assists the supply of fresh air to the preceding cylinders 2A and 2D in which the burned gas remains and the intake pressure decreases as described later. Is enough.
[0037]
Further, an external EGR passage 26 for introducing a part of the exhaust gas in each cylinder into the intake passage 15 is provided downstream of the exhaust passage 20, and an EGR cooler for cooling the exhaust gas is provided in the external EGR passage 26. An external EGR control valve 26b for opening and closing the external EGR passage 26a is provided. The exhaust gas cooled by the EGR cooler 26a is introduced into the intake passage 15 with the opening and closing of the external EGR control valve 26b. The external EGR passage 26 is for preventing the occurrence of knocking by suppressing an increase in the temperature in the cylinder, and in the present embodiment, is controlled to function in a normal operation mode described later.
[0038]
An O-fuel ratio is detected by detecting the oxygen concentration in the exhaust gas at a collecting portion of the exhaust passage 20 downstream of the branch exhaust passage 21. ₂ A sensor 23 is provided. This O ₂ The sensor 23 detects the λO at which the output suddenly changes near the stoichiometric air-fuel ratio. ₂ Sensor 23, and this O ₂ Based on the output of the sensor 23, the fuel injection amount for the subsequent mechanisms 2B and 2C (including the cylinders 2A and 2D when the respective cylinders are in the independent state) is feedback-controlled. Further O ₂ A three-way catalyst 24 is provided in the exhaust passage 21 downstream of the sensor 23 for purifying exhaust gas. As is generally known, the three-way catalyst 24 purifies HC, CO and NOx when the air-fuel ratio of the exhaust gas is near the stoichiometric air-fuel ratio (that is, when the excess air ratio λ is λ = 1). It is a catalyst that shows performance.
[0039]
The intake / exhaust valves for opening and closing the intake / exhaust ports of each cylinder and the valve operating mechanism for these valves are as follows.
[0040]
The intake port 11, the first exhaust port 12a, and the second exhaust port 12b of the first and fourth cylinders 2A, 2D are provided with an intake valve 31, a first exhaust valve 32a, and a second exhaust valve 32b, respectively. A first intake valve 31a, a second intake valve 31b, and an exhaust valve 32 are provided at the first intake port 11a, the second intake port 11b, and the exhaust port 12, respectively, of the third and third cylinders 2B, 2C.
[0041]
Each of these valves is controlled by a valve operating mechanism at a predetermined timing according to the intake and exhaust strokes of the corresponding cylinder, that is, according to the vertical movement of each piston 3 (movement between top dead center and bottom dead center). The opening / closing timing does not always coincide with the top dead center or the bottom dead center of the piston 3, and the crank angle is advanced or retarded by several degrees to several tens degrees as necessary. You may set it at the time you let it. In particular, in the present embodiment, the variable valve timing mechanism provided in the valve operating mechanism changes the valve timing in accordance with the operating state of the engine, or enables the valve to be maintained in the closed state.
[0042]
Specifically, in the present embodiment, the cam switching mechanisms 51 and 61 for changing over the cams according to the operation state are adopted as the variable valve timing mechanisms, and the intake valves of the first and fourth cylinders 2A and 2D, which are the preceding cylinders. The valve 31 and the second exhaust valve 32b are capable of changing the valve timing in three stages, while the other valves are capable of changing the valve timing in two stages.
[0043]
FIG. 4 is a partial perspective view showing a cam switching mechanism 51 which can be switched in three stages. As described above, the cam switching mechanism 51a and the intake valve 31 provided for the second exhaust valve 32b shown by a two-dot chain line. And a cam switching mechanism 51b provided for this purpose.
[0044]
The cam switching mechanism 51a provided for the second exhaust valve 32b includes a camshaft 33 provided above the second exhaust valve 32b and provided with a plurality of types of cams according to a switching stage. A rocker arm set 56 supported on a rocker shaft 55 between the second exhaust valve 32b and the second exhaust valve 32b.
[0045]
The camshaft 33 is provided with a plurality of types of cams corresponding to the switching stage, that is, first to third types of cams 52, 53, and 54, which are adjacent to each other in the axial direction. It is made to rotate. Each cam has a different lift characteristic, that is, the timing of opening and closing the valve, the valve opening period, the lift amount, and the like are determined by each cam. The shape and operation of each cam will be described later.
[0046]
The rocker arm set 56 is an aggregate of three types of rocker arms, i.e., first to third rocker arms 57, 58, and 59, and transmits the driving force of the cam to the second exhaust valve 32b to open and close.
[0047]
Specifically, the first rocker arm 57 is provided with a valve abutting portion 60 at the tip thereof, and the valve abutting portion 60 abuts on the upper end of the valve shaft of the second exhaust valve 32b at an appropriate position. On the other hand, the second and third rocker arms 58, 59 are provided on both sides of the first rocker arm 57 so as to be separated from the first rocker arm 57, and the second and third cams 53, 54 are respectively provided by springs not shown. Is pressed. Therefore, when each rocker arm of the rocker arm set 56 is independently movable as shown in the figure, the upper surface of each rocker arm 57, 58, 59 contacts the outer peripheral portion of the first to third cams 52, 53, 54. The rocker shaft 55 swings up and down with the rocker shaft 55 as a support shaft according to the shape of the cam contact portion (rotation radius of each cam).
[0048]
The first to third rocker arms 57, 58, 59 are provided independently of each other as described above. However, each of the first to third rocker arms 57, 58, 59 has a plurality of plunger holes (not shown) connected between the rocker arms. The first rocker arm 57 and the second rocker arm 58 or the first rocker arm 57 and the third rocker arm 59 can be connected by a plurality of plungers (not shown) that slide by hydraulic operation. The integrated rocker arms are linked to each other. These plungers are slid by oil flowing through the first and second hydraulic oil supply / discharge passages 36, 38, while the oil is provided in each hydraulic oil supply / discharge passage 36, 38. The flow is controlled by the first and second control valves 37 and 39 (see FIG. 3). Therefore, the cam switching mechanism 51 slides each plunger by controlling the first and second control valves 37 and 39, and moves the respective rocker arms in the separated state of the first and second rockers by the movement of these plungers. It is possible to switch between three states: an integrated state of the two rocker arms 57 and 58, and an integrated state of the first and third rocker arms 57 and 59.
[0049]
The operation of the cam switching mechanism 51 will be described together with the shape of each cam and the like.
[0050]
The first cam 52 is a cam for stopping the valve, and has an outer peripheral shape concentric with the camshaft 33. Therefore, when the first and second control valves 37 and 39 are controlled to separate the respective rocker arms, that is, when the first cam 52 is selected by the cam switching mechanism 51, the upper surface of the first rocker arm 57 is in the second position. It is always in contact with the outer peripheral surface of one cam 52, does not swing even when the camshaft 33 rotates, and the second exhaust valve 32b that is in contact with the valve contact portion 60 of the first rocker arm 57 does not open or close. .
[0051]
The second cam 53 is a low load cam, and includes a portion having the same outer peripheral shape as the first cam 52 and a portion having an outer peripheral shape protruding radially outward therefrom. The projecting portion of the second cam 53 is adjusted so as to close the second exhaust valve 32b a predetermined period before the exhaust stroke top dead center. Accordingly, the second rocker arm 58 swings downward by a predetermined amount at a predetermined crank angle according to the protruding portion of the second cam 53 with the rotation of the camshaft 33, while the second rocker arm 58 is moved by the first rocker arm 57. When the second cam 53 is selected by the cam switching mechanism 51, the first rocker arm 57 also swings along with the swing of the second rocker arm 58, and the second exhaust valve The valve 32b opens by a predetermined amount in a predetermined period and closes a predetermined period before the top dead center of the exhaust stroke.
[0052]
The third cam 54 is a high load cam and is set to function similarly to a general cam of a conventional engine, and has a portion having the same outer peripheral shape as the first cam 52 and a radial direction And a portion having an outer peripheral shape protruding outward. This protruding portion is set at an angle slightly different from the protruding portion of the second cam 53, and is adjusted so that the second exhaust valve 32b closes after a lapse of a predetermined period from the top dead center of the exhaust stroke. Accordingly, the third rocker arm 59 swings downward by a predetermined amount at a predetermined crank angle according to the protruding portion of the third cam 54 in accordance with the rotation of the camshaft 33, while the third rocker arm 59 is moved by the first rocker arm 57. When the third cam 54 is selected by the cam switching mechanism 51, the first rocker arm 57 also swings along with the swing of the third rocker arm 59, and the second exhaust valve The valve 32b opens by a predetermined amount during a predetermined period, and closes after a predetermined period has elapsed from the top dead center of the exhaust stroke.
[0053]
That is, in the present embodiment, the third cam 54 drives the second exhaust valve 32b at a general opening / closing valve timing, valve opening period, and the like corresponding to the intake and exhaust strokes, similarly to the conventional engine. On the other hand, as compared with the second exhaust valve 32b driven by the third cam 54, the second cam 53 advances the second exhaust valve 32b as a whole and closes before the top dead center of the exhaust stroke. It is set to valve. The first to third cams 52, 53, 54 are selected by the cam switching mechanism 51 according to the operating state of the engine, and the second exhaust valve 32b is set to be driven according to the outer peripheral shape of each cam. I have.
[0054]
On the other hand, the three-stage switchable cam switching mechanism 51b provided for the intake valve 31 is configured similarly to the three-stage switchable cam switching mechanism 51a provided for the second exhaust valve 32b. However, the opening timing of the intake valve 31 when the second cam 53 is employed is set so as to overlap the second exhaust valve 32b, and the valve closing timing is set so as to coincide with the bottom dead center of the intake stroke. Is different. On the other hand, as with the cam switching mechanism 51 provided for the second exhaust valve 32b, the third cam 54 is driven at a general opening / closing valve timing of a conventional engine, that is, an intake valve. 31 is set so as to be opened a predetermined period before the top dead center of the intake stroke corresponding to the intake stroke, while being set to close after a predetermined period has passed from the bottom dead center of the intake stroke. Have been.
[0055]
Further, for the valves other than the intake valve 31 and the second exhaust valve 32b of the first and fourth cylinders 2A and 2D, which are the preceding cylinders, the valve timing can be changed by the cam switching mechanism 61 which can be switched in two stages. The configuration is the same as that of the cam switching mechanism 51 except for a part of the configuration such as a small number of plunger holes, and each valve is stopped by the first cam 62 and the second cam 63. And an operating state. Therefore, the description of the cam switching mechanism 61 is omitted. The valve that is activated by the cam switching mechanism 61 capable of switching between the two stages is set to a general valve timing of a conventional engine.
[0056]
In this embodiment, the variable valve timing mechanism employs a variable valve timing / lift mechanism (VVL) that changes the cam in accordance with the operating state. However, the present invention is not limited to this. A well-known variable valve timing mechanism such as a variable valve timing system (VTC) for advancing the entire cycle may be employed. In this case, a separately known valve stop mechanism, a control means for controlling the valve stop mechanism, and the like are provided so that a special operation mode and a normal operation mode as described later can be switched.
[0057]
FIG. 3 shows the configuration of the drive and control system. In this figure, an engine control ECU (control unit) 40 including a microcomputer or the like includes an airflow sensor 19 and an O ₂ Sensor 23 and linear O ₂ Signals from the sensor 25 are input, and signals from a rotation speed sensor 47 for detecting an engine rotation speed and an accelerator opening sensor 48 for detecting an accelerator opening (accelerator pedal depression amount) for determining an operation state are also provided. Has been entered. Further, the ECU 40 controls the ignition circuit 8, each fuel injection valve 9, the actuator 18 of the multiple throttle valve 17, the first and second control valves 37 and 39, and the external EGR control valve 26b. The control signal is being output.
[0058]
The ECU 40 includes an operation state determination unit 41, a cam switching control unit 42, an intake air amount control unit 43, a combustion control unit 44, and an external EGR control unit 49.
[0059]
As shown in FIG. 5, the operating state determination means 41 controls the engine in such a manner that the operating range of the engine is divided into an operating range A (partial load range) on the low load and low rotation side and an operating range B on the high load side or the high rotation side. And a control map divided into an operation area A1 on the low and medium load side and an operation area A2 on the high load side in the operation area A, and the rotation speed sensor 47 and the accelerator opening sensor 48 are provided. It is determined which of the operating regions A and B and the operating regions A1 and A2 the operating state (engine speed and engine load) of the engine, which is checked by a signal from the above. On the basis of this determination, in the low-load, low-rotation-side operation region A, a special operation mode in which burned gas discharged from the preceding cylinder in the exhaust stroke is directly introduced into the subsequent cylinder in the intake stroke and burned is selected. In the operating range B on the high load side or the high rotation side, the normal operation mode in which each cylinder is burned independently is selected.
[0060]
Further, when the operation state determination means 41 is in the operation area A in which the special operation mode is selected, the operation state determination means 41 determines which of the low-medium load area A1 and the high load area A2 in this area A. The optimum cam is selected by the cam switching control means 42 based on the determination result, and the fuel injection timing and the ignition method are selected by the combustion control means 44.
[0061]
The cam switching control means 42 controls the first and second control valves 37 and 39 on the basis of the output of the operating state determining means 41, that is, according to the operating state of the engine, to thereby switch the cam switching mechanism 51 to the next state. Control.
[0062]
Operation area A1 (low to medium load area in special operation mode)
・ First exhaust valve 32a and first intake valve 31a
The first cam 62 is selected by the cam switching mechanism 61 and is stopped.
・ Intake valve 31 and second exhaust valve 32b
The second cam 53 is selected by the cam switching mechanism 51 and is operated.
.Second intake valve 31b and exhaust valve 32
The second cam 63 is selected by the cam switching mechanism 61 to operate.
Operation area A2 (high load area in special operation mode)
・ First exhaust valve 32a and first intake valve 31a
The first cam 62 is selected by the cam switching mechanism 61 and is stopped.
・ Intake valve 31 and second exhaust valve 32b
The third cam 54 is selected by the cam switching mechanism 51 and is operated.
.Second intake valve 31b and exhaust valve 32
The second cam 63 is selected by the cam switching mechanism 61 to operate.
Operation area B (normal operation mode)
・ First exhaust valve 32a and first intake valve 31a
The second cam 63 is selected by the cam switching mechanism 61 to operate.
・ Intake valve 31
The third cam 54 is selected by the cam switching mechanism 51 and is operated.
・ Second exhaust valve 32b
The first cam 52 is selected by the cam switching mechanism 51 and is stopped.
・ Second intake valve 31b
The first cam 62 is selected by the cam switching mechanism 61 and is stopped.
・ Exhaust valve 32
The second cam 63 is selected by the cam switching mechanism 61 to operate.
[0063]
The intake air amount control means 43 controls the opening degree of the throttle valve 17 (throttle opening degree) by controlling the actuator 18, and obtains a target intake air amount from a map or the like in accordance with an operating state. The throttle opening is controlled according to the target intake air amount. In this case, in the operation region A where the special operation mode is set, in the second cylinder and the third cylinder 2B and 2C that are the subsequent cylinders, the first cylinder that is the first cylinder, Since the combustion is performed while the ratio of the excess air in the gas introduced from the fourth cylinders 2A and 2D to the newly supplied fuel is set to the lean air-fuel ratio, it is supercharged by the supercharger 27 and the preceding cylinder 2A is supercharged. , 2D is supplied with air in an amount necessary for combustion of fuel in accordance with the required torque of the preceding and succeeding cylinders (an amount of air that has a stoichiometric air-fuel ratio with respect to the amount of fuel in the two cylinders). ), The throttle opening is adjusted.
[0064]
The combustion control unit 44 includes a fuel injection control unit 45 and an ignition control unit 46. The fuel injection control unit 45 controls the fuel injection amount and the injection amount from the fuel injection valve 9 provided in each of the cylinders 2A to 2D. The timing is controlled according to the operation state of the engine, and the ignition control means 46 controls the ignition timing and the control such as the ignition stop according to the operation state. In particular, when the operating state is in the operating area A and the operating area B in FIG. 5, and when the operating state is in the operating area A, the combustion state is different between the operating area A1 and the operating area A2. (The control of fuel injection and the control of ignition) are changed.
[0065]
That is, when the operating state is in the operating range A on the low-load low-rotation side, as the control in the special operation mode, the stoichiometric air-fuel ratio is set for the preceding cylinders (the first and fourth cylinders 2A and 2D). In addition to controlling the fuel injection amount so as to have a lean air-fuel ratio larger than that, the injection timing is set so as to inject fuel in the compression stroke to perform stratification of the air-fuel mixture, and in the vicinity of the compression top dead center. The ignition timing is set so as to perform forced ignition. On the other hand, fuel is supplied to the succeeding cylinders (the second and third cylinders 2B and 2C) with respect to the burned gas having the lean air-fuel ratio introduced from the preceding cylinders 2A and 2D, and the stoichiometric air-fuel ratio is substantially increased. In addition, the fuel injection amount is controlled so as to satisfy the following condition. When the fuel injection amount is in the operation region A (including the operation region A1 and the operation region A2), the injection timing is set so as to inject fuel in the intake stroke. The setting is made so that the forced ignition is stopped in order to cause ignition.
[0066]
When the operation state is in the operation range B on the high load side or the high rotation side, as the control in the normal operation mode, the fuel is set so that the air-fuel ratio of each of the cylinders 2A to 2D is equal to or less than the stoichiometric air-fuel ratio. The injection amount is controlled, for example, to make the stoichiometric air-fuel ratio in most of the operation region B, and to make it richer than the stoichiometric air-fuel ratio in the full open load and the operation region in the vicinity thereof. In this case, the injection timing is set such that fuel is injected into each of the cylinders 2A to 2D during the intake stroke so as to equalize the air-fuel mixture, and the cylinders 2A to 2D are also forcedly ignited. To
[0067]
The external EGR control means 49 is in the closed state based on the result of the operation state determination means 41 when the determination result indicates that the normal operation mode is selected, that is, when the operation state of the engine is in the operation region B. The external EGR control valve 26b is controlled so as to be opened, and the external EGR for introducing a part of the exhaust gas cooled by the EGR cooler 26a into the intake passage 15 is executed.
[0068]
The operation of the apparatus according to the present embodiment as described above will be described with reference to FIGS.
[0069]
In the operation region A, the special operation mode is set, and the first exhaust valve 32a and the first intake valve 31a are stopped by the cam switching mechanism 61, and the second exhaust valve 32b and the second intake valve 31b by the cam switching mechanism 51 as described above. Is in the operating state and the cam switching mechanism, the actual fresh air and gas flow paths become as shown in FIG. 9, and the existing cylinders discharged from the preceding cylinders (the first and fourth cylinders) 2A and 2D. The fuel gas is directly introduced into the subsequent cylinders (second and third cylinders) 2B and 2C via the inter-cylinder gas passage 22, and only the gas discharged from the subsequent cylinders 2B and 2C is guided to the exhaust passage 20. Such a two-cylinder connection state is established.
[0070]
In this state, fresh air is introduced into the leading cylinders 2A and 2D from the intake passage 15 while being assisted by the supercharger 27 in the intake stroke (arrows a in FIG. 9), and the leading cylinders 2A and 2D have linear O. ₂ Fuel is injected in the compression stroke while the fuel injection amount is feedback-controlled so that the air-fuel ratio detected by the sensor 25 becomes a lean air-fuel ratio greater than the stoichiometric air-fuel ratio, and ignition is performed at a predetermined ignition timing. Stratified combustion is performed at a lean air-fuel ratio (see FIGS. 6 and 7).
[0071]
On the other hand, the burned gas discharged from the preceding cylinders 2A, 2D is introduced into the following cylinders 2B, 2C through the gas passage 22 during a period in which the intake stroke of the preceding cylinders 2A, 2D and the exhaust stroke of the following cylinders 2B, 2C overlap. (Open arrows in FIGS. 6 and 7 and arrow b in FIG. 9). In the subsequent cylinders 2B and 2C, the fuel is supplied to the burned gas having the lean air-fuel ratio introduced from the preceding cylinders 2A and 2D, and the fuel injection amount is controlled so that the stoichiometric air-fuel ratio is obtained. In (operating region A1 and operating region A2), after fuel is injected in the intake stroke, compression self-ignition is performed by increasing pressure and temperature in the combustion chamber near the top dead center of the compression stroke (FIGS. 6 and 7). reference).
[0072]
As described above, in the preceding cylinders 2A and 2D, the thermal efficiency is improved by the stratified combustion in the lean state, and the pumping loss is reduced by reducing the intake negative pressure as compared with a normal engine that does not perform the stratified combustion. In the operating region A, in the succeeding cylinders 2B and 2C, while the air-fuel ratio is substantially the stoichiometric air-fuel ratio, the compression self-ignition is performed in a uniform air-fuel mixture distribution state, thereby increasing the thermal efficiency and extruding from the preceding cylinders 2A and 2D. The pumped loss is further reduced as compared with the preceding cylinders 2A and 2D. These actions greatly improve fuel economy.
[0073]
In addition, since the gas discharged from the subsequent cylinders 2B and 2C to the exhaust passage 20 has the stoichiometric air-fuel ratio, it is not necessary to provide a lean NOx catalyst as in the conventional lean burn engine, and the three-way catalyst 24 is sufficiently exhausted. Purification performance is ensured.
[0074]
Since there is no need to provide a lean NOx catalyst, there is no need to temporarily enrich the air-fuel ratio for the release and reduction of NOx when the NOx storage amount of the lean NOx catalyst increases, and the reduction in fuel efficiency is reduced. can avoid. Further, the problem of sulfur poisoning of the lean NOx catalyst does not occur.
[0075]
Further, in the preceding cylinders 2A and 2D, the lean air-fuel ratio is set to be approximately twice the stoichiometric air-fuel ratio or close to the stoichiometric air-fuel ratio, so that the NOx generation amount can be suppressed relatively small. On the other hand, in the subsequent cylinders 2B and 2C, the burned gas is introduced from the preceding cylinders 2A and 2D to be in a state equivalent to a state where a large amount of EGR is performed. When rapid combustion is performed, the reaction between oxygen and nitrogen is avoided as much as possible, so that the generation of NOx is sufficiently suppressed. From such a point, it is advantageous for improving the emission.
[0076]
Further, in the operation region A1, which is a low-medium load region in the operation region A, the valve timings of the intake valves 31 and the second exhaust valves 32b of the preceding cylinders 2A and 2D are conventionally set in order to perform compression self-ignition reliably and smoothly. The general valve timing of the engine is changed by the cam switching mechanism 51 as follows.
[0077]
FIG. 6 is a diagram showing an intake / exhaust stroke, a fuel injection timing, an ignition timing, etc. of each cylinder in the operation region A1, and FIG. 8 (a) shows the intake / exhaust stroke portion in detail.
[0078]
In FIG. 8A, the horizontal axis indicates the crank angle, T indicates the top dead center (TDC), and B indicates the bottom dead center (BTC). Each band-shaped portion indicates the valve opening period of each valve. The white arrow from the upper stage to the lower stage indicates that the exhaust strokes of the preceding cylinders 2A and 2D and the succeeding cylinders 2B and 2C substantially overlap, and the leading cylinder 2A , 2D show the state in which the burned gas is guided to the subsequent cylinders 2B, 2C. The upper part shows an opening period 80 during which the second discharge valve 32b of the preceding cylinders 2A, 2D opens and the valve opening period 81 during which the intake valve 31 opens, while the lower part shows the following cylinders 2B, 2C. The opening period 82 of the exhaust valve 32 and the opening period 83 during which the second intake valve 31b opens are shown.
[0079]
In the preceding cylinders 2A and 2D in the upper stage, the second cam 53 is selected by the cam switching mechanism 51, and as shown in FIG. 8A, the second exhaust valve 32b is located at a predetermined position higher than the exhaust stroke top dead center 85. The valve is closed before the period, and the burned gas remains in the combustion chamber 4. Then, fresh air is introduced into the preceding cylinders 2A, 2D by the supercharger 27, burned by forced ignition as described above, and then introduced into the succeeding cylinders 2B, 2C via the inter-cylinder passage 22. Note that, in the present embodiment, the valve timing of the second exhaust valve 32b is simply advanced as a whole from the general valve timing of a conventional engine, and the valve opening period and the like of the conventional engine are different from those of the conventional engine. It is set similarly to the general valve opening period.
[0080]
As described above, since fresh air is taken in and burnt in a state where the burned gas remains in the preceding cylinders 2A and 2D, knocking in the preceding cylinders 2A and 2D is effectively prevented by increasing the burned gas component. Can be. Further, in the preceding cylinders 2A and 2D, fresh air is taken in the relatively high-temperature remaining burned gas and burned, so that the burned gas becomes higher in temperature, and this high-temperature burned gas is transferred to the subsequent cylinders 2B and 2C. Since it is introduced, the in-cylinder temperature in the subsequent cylinders 2B and 2C can be increased, and the compression self-ignition in the subsequent cylinders 2B and 2C is performed reliably and smoothly. Also, in the subsequent cylinders 2B and 2C, the burned gas of the preceding cylinders 2A and 2D is introduced, whereby the burned gas component corresponding to the EGR increases and the knocking suppression effect of the subsequent cylinder is enhanced.
[0081]
Here, in the preceding cylinders 2A and 2D, a part of the burned gas remains, and the intake valve 31 is opened in the exhaust stroke to overlap the second exhaust valve 32b. Although the output may be reduced due to insufficient intake of air, the supercharger 27 that assists the intake of the preceding cylinders 2A and 2D is provided, so that the supercharger 27 supplies fresh air to the preceding cylinders 2A and 2D. Can be forcibly fed, and a decrease in output due to a decrease in the amount of intake air can be prevented.
[0082]
Then, as described above, with the early closing of the second exhaust valve 32b in the preceding cylinders 2A, 2D, as shown in FIGS. 8A and 6, the intake valves 31 of the preceding cylinders 2A, 2D. Also, the second cam 53 is selected by the cam switching mechanism 51 and its valve timing is changed to overlap the second exhaust valve 32b. That is, if the second exhaust valve 32b is closed early even though the piston 3 is in the exhaust stroke, the pumping loss increases and the fuel efficiency improvement effect decreases, but the intake valve 31 is moved to the second position. Since it overlaps with the exhaust valve 32b, an increase in pumping loss can be avoided.
[0083]
In the present embodiment, the valve timing is changed by the cam switching mechanism 51 as described above, and at the same time, the closing timing of the intake valve 31 coincides with the bottom dead center 87 of the intake stroke. As described above, by making the closing timing of the intake valve 31 coincide with the bottom dead center 87 of the intake stroke, the effective compression ratio is made to coincide with the geometric compression ratio, and the increase in the in-cylinder temperature due to compression is increased. As a result, the burned gas having a higher temperature can be introduced into the subsequent cylinders 2B and 2C. Therefore, even in a low load region where the in-cylinder temperature is unlikely to rise, self-ignitability in the subsequent cylinders 2B and 2C can be reliably ensured, and combustion by compression self-ignition in the subsequent cylinders 2B and 2C can be performed. The possible operating range can be expanded.
[0084]
As shown in FIGS. 8A and 6, the second cam 63 is selected by the cam switching mechanism 61 for the second intake valve 31b and the exhaust valve 32 in the subsequent cylinders 2B and 2C. Opening / closing operation at typical valve timing.
[0085]
On the other hand, in the high load region A2 of the operation region A in the special operation mode, the combustion temperature in the preceding cylinders 2A and 2D becomes excessively high and knocking easily occurs. The valve timing of the second exhaust valve 32b is changed to a general valve timing of a conventional engine.
[0086]
That is, FIG. 7 is a diagram showing an intake / exhaust stroke, a fuel injection timing, an ignition timing and the like of each cylinder in the operation region A2. The valve timing of each valve in FIG. Are set as follows. FIG. 8B shows the intake / exhaust stroke portion of FIG. 7 in detail.
[0087]
In FIG. 8B, the horizontal axis indicates the crank angle, T indicates the top dead center (TDC), and B indicates the bottom dead center (BTC). Each band-shaped portion indicates the valve opening period of each valve. The white arrow from the upper stage to the lower stage indicates that the exhaust strokes of the preceding cylinders 2A and 2D and the succeeding cylinders 2B and 2C substantially overlap, and the leading cylinder 2A , 2D show the state in which the burned gas is guided to the subsequent cylinders 2B, 2C. The upper part shows a valve opening period 100 in which the second discharge valve 32b of the preceding cylinders 2A, 2D opens, and the valve opening period 101 in which the intake valve 31 opens, while the lower part shows the subsequent cylinders 2B, 2C. The opening period 102 of the exhaust valve 32 and the opening period 103 during which the second intake valve 31b opens are shown.
[0088]
In the high load region A2 of the operation region A which is set to the special operation mode, knocking of the preceding cylinders 2A and 2D is likely to occur if fresh air is taken into the remaining burned gas and burned as described above. As shown in FIGS. 7 and 8B, the third cam 54 is selected by the cam mechanism 51 for the intake valve 31 and the second exhaust valve 32b in the preceding cylinders 2A and 2D. Open and close at valve timing.
[0089]
That is, the second exhaust valve 32b in each of the preceding cylinders 2A and 2D is set to be opened a predetermined period before the exhaust stroke top dead center, and is closed after a predetermined period of the exhaust stroke top dead center. And the valve is opened for a predetermined period. For these predetermined periods, the present embodiment employs the general set values of the conventional engine as described above, and the set values are, for example, about 10 ° before the top dead center of the exhaust stroke at a crank angle of 10 °. The valve is closed at a crank angle of about 55 ° after the bottom dead center of the exhaust stroke, and is opened at a crank angle of about 245 °.
[0090]
As shown in FIG. 8B and FIG. 7, the second cam 63 is selected by the cam switching mechanism 61 for the second intake valve 31b and the exhaust valve 32 in the subsequent cylinders 2B and 2C, and the operation range A1 As in the case, the valve is opened and closed at the general valve timing of the conventional engine.
[0091]
As described above, by switching the cams 52 to 54 according to the operating state of the engine by the cam switching mechanism 51, the optimal valve timing can be set, and the output performance according to the operating state of the engine can be secured. it can. Further, it is possible to effectively prevent knocking in the subsequent cylinders 2B and 2C, which may occur when the burned gas introduced into the subsequent cylinders 2B and 2C becomes excessively hot. That is, in the high load range, the temperature in the cylinder of each of the preceding and succeeding cylinders 2A to 2D increases, and in such a state, the leading cylinders 2A and 2D take fresh air into the burned gas and burn it. When the high temperature burned gas of the preceding cylinders 2A, 2D is introduced into the succeeding cylinders 2B, 2C, the in-cylinder temperatures of the preceding and succeeding cylinders 2A to 2D become excessively high and abnormal combustion such as knocking occurs. This may occur. Therefore, with the above configuration, the temperature rise due to the remaining burned gas in the preceding cylinders 2A, 2D is suppressed, and the burned gas temperature of the preceding cylinders 2A, 2D introduced into the succeeding cylinders 2B, 2C is reduced. Knocking in the preceding and succeeding cylinders 2A to 2D can be effectively prevented, and since the burned gas does not remain in the preceding cylinders 2A and 2D, fresh air is sufficiently taken in by assisting the supercharging by the supercharger 27. Therefore, the output performance of the engine can be sufficiently exhibited.
[0092]
On the other hand, in the operation region B on the higher load side than the operation region A which is the special operation mode, the normal operation mode is set, and as described above, the third cam 54 is selected by the cam switching mechanism 51 so that the intake valve 31 is set. Is operated, the first exhaust valve 32a and the first intake valve 31a are operated by selecting the second cam 63 by the cam switching mechanism 61, and the first cam 52 is selected by selecting the first cam 52 by the cam switching mechanism 51. When the second exhaust valve 32b and the second intake valve 31b are stopped, the substantial fresh air and gas flow paths become as shown in FIG. 10, and the intake ports 31, 31a and the intake ports 31, 31a of the respective cylinders 2A to 2D. The exhaust ports 12a and 12 are independent, and fresh air is introduced from the intake passage 15 to the intake ports 31 and 31a of the cylinders 2A to 2D by the supercharger 27 and the exhaust ports of the cylinders 2A to 2D. Burned gas is discharged into the exhaust passage 20 from 1,31A. In this case, the output performance is ensured by controlling the intake air amount and the fuel injection amount so as to be stoichiometric air-fuel ratio or richer. In this operating region B, the external EGR control valve 26b is opened, and a part of the exhaust gas, which is the burned gas of each cylinder flowing through the exhaust passage 20, is provided in the passage 26 via the external EGR passage 26. While being cooled by the cooled EGR cooler 26 b, it is introduced into the intake air passage 15. As a result, it is possible to effectively prevent knocking by suppressing an increase in the temperature in the cylinder, and to secure the output performance of the engine corresponding to the load. The valve timing of each valve is set in the same manner as in the operation region A1.
[0093]
Note that the specific configuration of the device of the present invention is not limited to the above embodiment, but can be variously modified. For example, the following changes are possible.
[0094]
(1) The air-fuel ratio of the preceding cylinder may be changed in accordance with the temperature state of the engine in addition to the control in accordance with the operation state in the operation area A where the special operation mode is set as described above. For example, when the engine temperature is low even after the engine is warmed up (when the temperature of the engine cooling water is equal to or lower than a predetermined temperature), the empty space of the preceding cylinder is maintained in the entire operation region A in the special operation mode. Preferably, the fuel ratio is smaller than twice the stoichiometric air-fuel ratio. In this way, even when the engine temperature is relatively low, the temperature of the gas introduced from the preceding cylinder to the succeeding cylinder can be increased to ensure a state where compression self-ignition is possible.
[0095]
(2) In each of the above embodiments, the subsequent cylinders are burned by compression self-ignition in the low-load operation region A1 of the operation region A in the special operation mode. Partly, for example, in a region of extremely low speed and low load where the temperature and pressure in the combustion chamber are hardly attained in a state where compression self-ignition is possible, the subsequent cylinders are ignited by the ignition plug 7 at a predetermined ignition timing, and forced ignition is performed. You may make it burn. Alternatively, when the engine temperature is low, the subsequent cylinder may be burned by forced ignition.
[0096]
{Circle around (3)} The device of the present invention is applicable to multi-cylinder engines other than four cylinders. For example, in the case of six cylinders, the exhaust stroke of one cylinder and the intake stroke of another cylinder do not completely overlap. In such a case, the exhaust stroke of one cylinder precedes the intake stroke of the other cylinder. At the same time, the two cylinders in which both strokes partially overlap may be a pair of preceding and succeeding cylinders.
[0097]
Next, another embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
[0098]
This other embodiment is different from the first embodiment in that the first to fourth cylinders 2A to 2D are independent of each other irrespective of the operation state, and a variable valve timing mechanism for changing the valve timing in each cylinder. Is largely different from the above embodiment in that a variable valve timing system (VTC) mechanism is employed.
[0099]
FIG. 11 shows a schematic configuration of an engine according to another embodiment of the present invention, and FIG. 12 shows a configuration of a drive and control system in the device of the other embodiment.
[0100]
In other embodiments, the same components as those in the above embodiment are denoted by the same reference numerals in the drawings, and description thereof will be omitted.
[0101]
An intake port 111 and an exhaust port 112 are opened to the combustion chamber 4 of each of the cylinders 2A to 2D, and the intake passage 15 and the exhaust passage 20 are connected to these ports. 132 is opened and closed.
[0102]
The intake / exhaust ports of each cylinder and the intake passage, exhaust passage and inter-cylinder gas passage connected thereto are specifically configured as follows.
[0103]
As shown in FIG. 11, each of the cylinders 2 </ b> A to 2 </ b> D has an intake port 111 for introducing fresh air and an exhaust port 112 for sending exhaust gas to the exhaust passage 20. Two cylinders are arranged in parallel on each side. The downstream ends of the cylinder-specific branch intake passages 16 in the intake passage 15 are connected to the intake ports 111 of the cylinders 2A to 2D.
[0104]
On the other hand, intake / exhaust valves for opening and closing the intake / exhaust ports of each cylinder and valve operating mechanisms for these valves are as follows.
[0105]
Each of these valves is actuated at a predetermined timing by a valve operating mechanism in accordance with the intake / exhaust stroke of each cylinder, that is, the vertical movement of each piston (movement between top dead center and bottom dead center). Although the opening and closing are performed, the opening and closing timing does not always coincide with the top dead center and the bottom dead center of the piston 3, and the crank angle is advanced or retarded by several degrees to several tens degrees as necessary. May be set at an appropriate time. In particular, in this other embodiment, the valve timing can be changed according to the operating state of the engine by the variable valve timing mechanism provided in the valve operating mechanism.
[0106]
Specifically, the variable valve timing mechanism according to the other embodiment is a variable valve timing mechanism that relatively varies the rotational phase angle between the camshaft and the crankshaft to advance or retard the valve timing as a whole. (VTC). The variable cam phase mechanism 140 as a variable valve timing mechanism has a structure in which, for example, a helical gear built in one end of the camshaft 141 is moved in the axial direction of the shaft by hydraulic pressure to rotate the camshaft 141 relatively to the pulley. And the like.
[0107]
In the operation region corresponding to the operation region A1 (see FIG. 5) on the low load side, the variable cam phase mechanism 140 advances the intake and exhaust valves 131 and 132 together as shown in FIG. The exhaust valve 132 is set to be closed a predetermined period before the exhaust stroke top dead center, while the intake valve 131 is set to be closed so as to coincide with the intake stroke bottom dead center. I have. Since the variable cam phase mechanism 140 changes only the phase of the cam, the intake valve 131 overlapped with the exhaust valve 132 is also overlapped after the valve timing is changed. The valve closing period does not change before and after the valve timing is changed.
[0108]
On the other hand, in an operation region on a higher load side or a higher rotation side than the operation region corresponding to the operation region A1, both the intake and exhaust valves 131 and 132 are retarded by the cam phase variable mechanism 140, as shown in FIG. Similar to the valve timing, it is changed to the general valve timing of the conventional engine. That is, in the operation region corresponding to the operation region A2 and the operation region B in the above embodiment, the cam valve variable mechanism 140 causes the valve opening period of the intake valve 131 to cross the intake stroke upper and lower dead center in accordance with the intake stroke. On the other hand, the opening period of the exhaust valve 132 is set so as to straddle the upper and lower dead center of the exhaust process in accordance with the exhaust stroke.
[0109]
In the present embodiment, a variable valve timing system (VTC) is employed as the variable valve timing mechanism. However, a known valve timing variable mechanism such as a variable valve timing / lift mechanism (VVL) that changes cams according to the operating state is used. As in the above embodiment, a mechanism may be adopted.
[0110]
FIG. 12 shows the configuration of the drive and control system. In this figure, an engine control ECU (control unit) 140 composed of a microcomputer or the like is significantly different from the ECU 40 of the above embodiment in that a cam phase control means 142 is provided instead of the cam switching control means 42.
[0111]
The operation state determining means 141 includes an operation region corresponding to the operation region A1 shown in FIG. 5 in the above embodiment, and an operation region corresponding to the operation region A2 and the operation region B on the higher load side or higher rotation side than this operation region. And the operating state (engine speed and engine load) of the engine, which is checked by signals from the rotation speed sensor 47 and the accelerator opening sensor 48, on the low load side and the high load side. It is determined which operating region the vehicle is in, and the result of the determination is output to the combustion control means 144, the cam phase control means 142 and the like.
[0112]
The cam phase control means 142 controls the cam phase variable mechanism 140 based on the result of the operation state determination means 141. The cam phase control means 142 controls the cam phase variable mechanism 140 to advance the phase of the cam in a relatively low load range, and adjusts the opening / closing timing of the intake / exhaust valves 131 and 132 driven by the rotation of the camshaft 141. The angle is set so as to be entirely advanced. On the other hand, in the state where the phase of the cam is advanced by the cam phase variable mechanism 140, when the vehicle enters the relatively high load area, the phase of the cam is returned, that is, the phase of the cam is delayed by the amount advanced. The cam phase variable mechanism 140 is controlled so that the opening / closing timing of the intake / exhaust valves 131 and 132 driven by the rotation of the camshaft 141 is retarded as a whole.
[0113]
The intake air amount control means 143 controls the opening degree of the throttle valve 17 (throttle opening degree) by controlling the actuator 18, obtains a target intake air amount according to the operating state, and obtains the target intake air amount. The throttle opening is controlled according to the amount. In this case, in the operation region on the relatively low load side, the combustion is performed while the ratio of the fresh air taken in each cylinder and the supplied fuel is set to the lean air-fuel ratio. Thus, the throttle opening is adjusted so that the air supplied to each cylinder is more than a predetermined amount of air required for combustion of fuel in accordance with the required torque.
[0114]
The combustion control means 144 includes a fuel injection control means 145 and an ignition control means 146. The fuel injection control means 145 controls the fuel injection from the fuel injection valves 9 provided for the cylinders 2A to 2D. The amount and the injection timing are controlled according to the operation state of the engine, and the ignition control means 46 controls the ignition timing and the ignition stop according to the operation state. The control of the combustion state (the control of the fuel injection and the control of the ignition) is changed particularly when the operation state is in the operation range between the low load side and the high load side. That is, when the operation state is in the low load operation region, the fuel injection amount is controlled so that the air-fuel ratio for each cylinder is set to a lean air-fuel ratio larger than the stoichiometric air-fuel ratio, and the fuel injection amount is controlled in the intake stroke. The injection timing is set so as to inject fuel, and the forced ignition is stopped in order to perform compression self-ignition. On the other hand, when the engine is in the operation range on the relatively high load side, the fuel injection amount is controlled so that the air-fuel ratio of each cylinder becomes the stoichiometric air-fuel ratio, and the same as in the case of FIG. The injection timing is set so as to inject fuel in the compression stroke, and the ignition timing is set so as to perform forced ignition near the compression top dead center.
[0115]
The operation of the above-described device according to another embodiment will be described below.
[0116]
In the apparatus according to the other embodiment, the flow path of fresh air and gas is as shown in FIG. 11, and fresh air supplied from the branch intake passage 16 is burned in each cylinder and discharged to the branch exhaust passage 21. Independent cylinder state.
[0117]
In each cylinder, fresh air is introduced from the intake passage 15 during the intake stroke, and O ₂ The fuel injection amount is feedback-controlled so that the air-fuel ratio detected by the sensor 23 becomes a lean air-fuel ratio larger than the stoichiometric air-fuel ratio. Near the top dead center, the compression auto-ignition is performed due to the rise in the pressure and temperature in the combustion chamber (see FIG. 13). On the other hand, in the high load operation region, after the fuel is injected in the compression stroke, Near the top dead center, combustion at the stoichiometric air-fuel ratio is performed by forced ignition.
[0118]
Thus, in each of the cylinders 2A to 2D, in the low-load operation region, the thermal efficiency is increased by the lean combustion, and the pumping loss is reduced by reducing the intake non-pressure as compared with the normal engine that does not perform the lean operation. Is done. These actions greatly improve fuel economy.
[0119]
In each of the cylinders 2A to 2D in the low-load operation region, the compression self-ignition is performed in a uniform air-fuel mixture distribution, so that the entire combustion chamber 4 is burned at once. Thus, a high fuel efficiency can be obtained by improving the heat efficiency.
[0120]
Then, in order to reliably and smoothly perform the compression self-ignition in the low-load side operation region, the exhaust valves 132 of the cylinders 2A to 2D are entirely advanced by the cam phase variable mechanism 140, and the exhaust stroke top dead center The valve is closed a predetermined period before, and the burned gas remains in the combustion chamber 4. Since the burned gas has a relatively high temperature, the temperature in the cylinder also becomes high, and the compression self-ignition is performed reliably and smoothly together with fresh air introduced into the cylinders 2A to 2D by the supercharger 27. Is In addition, since the remaining burned gas is in a state equivalent to that in which EGR is performed, the amount of generated NOx is sufficiently suppressed, which contributes to purification of exhaust gas. The knocking suppressing action is also enhanced by increasing the corresponding burned gas component.
[0121]
On the other hand, as the exhaust valve 132 is closed early, at the same time, the intake valve 131 is advanced by the cam phase variable mechanism 140 to overlap the exhaust valve 132. That is, if the exhaust valve 132 is closed early even though the piston 3 is in the exhaust stroke, the pumping loss increases and the fuel efficiency improvement effect is reduced. By overlapping the valve 132, an increase in pumping loss is avoided.
[0122]
Further, the closing timing of the intake valve 131 is set so as to substantially coincide with the bottom dead center of the intake stroke, so that the effective compression ratio matches the geometrical compression ratio, and the rise in the in-cylinder temperature due to compression is increased. Accordingly, the in-cylinder temperature can be maintained at a higher temperature. Therefore, even in a low load region where the in-cylinder temperature does not easily rise, self-ignitability in each of the cylinders 2A to 2D can be reliably ensured, and combustion by compression self-ignition in each of the cylinders 2A to 2D can be performed. The possible operating range can be expanded.
[0123]
Here, a part of the burned gas remains in the cylinders 2A to 2D, and the intake valve 131 is opened in the exhaust stroke so as to overlap the exhaust valve 132. Although there is a concern that the output may decrease due to insufficient intake, since a supercharger is provided to assist the intake of each of the cylinders 2A to 2D, fresh air is forcibly applied to each of the cylinders 2A to 2D by this supercharger. And the output can be prevented from being reduced due to a reduction in the amount of intake air.
[0124]
On the other hand, when the operation shifts from the low-load operation region to the high-load operation region, the intake / exhaust valves 131 and 132 are retarded by the cam phase variable mechanism 140, and the valve timing is changed to the original valve timing. Changed to timing. In each of the cylinders 2A to 2D, the combustion control means 144 shifts from combustion by compression self-ignition to combustion by forced ignition, thereby preventing occurrence of knocking due to an excessive rise in cylinder temperature.
[0125]
In the engine according to the other embodiment, the fuel injection valve 9 is provided on the side of the combustion chamber 4 and injects fuel directly into the combustion chamber 4. A configuration may be provided in which fuel is injected into fresh air in the intake port 111 and the air-fuel mixture is sent into the combustion chamber 4.
[0126]
【The invention's effect】
As described above, according to the control device of the first aspect of the invention, when the special operation mode is set, the combustion is performed at the lean air-fuel ratio in the leading cylinder of the pair of cylinders in which the exhaust stroke and the intake stroke overlap, In the succeeding cylinders, fuel is supplied to the burned gas with a lean air-fuel ratio introduced from the preceding cylinder to perform combustion by compression self-ignition, so in the preceding cylinder, thermal efficiency is improved by lean combustion and pumping loss is reduced. In the subsequent cylinder, fuel efficiency can be improved by improving combustion efficiency and reducing pumping loss due to compression self-ignition. Moreover, since the air-fuel ratio at the time of combustion in the subsequent cylinder is substantially set to the stoichiometric air-fuel ratio, exhaust gas can be sufficiently purified in the exhaust passage only by the three-way catalyst, and the lean NOx catalyst can be used. It becomes unnecessary.
[0127]
Then, fresh air is taken in and burned in a state where the burned gas remains in the preceding cylinder, so that the knocking suppression effect in the preceding cylinder is enhanced, and the burned gas in the preceding cylinder becomes even hotter. The fuel gas is introduced into the subsequent cylinder, and the compression self-ignition in the subsequent cylinder can be performed reliably and smoothly. Further, also in the subsequent cylinder, the knocking suppression effect is enhanced by an increase in the burned gas component corresponding to EGR. On the other hand, since the exhaust valve of the preceding cylinder is closed with the exhaust valve at an early stage, the exhaust valve is overlapped with the exhaust valve, so that an increase in pumping loss can be avoided.
[0128]
Further, although the burned gas remains in the preceding cylinder, fresh air is sent to the preceding cylinder by the supercharger, so that a decrease in output due to a decrease in the intake air amount can be prevented.
[0129]
On the other hand, according to the device of the sixth aspect of the present invention, since the entire combustion chamber is burned at once by compression self-ignition, slow combustion which does not contribute to work can be avoided, and a high fuel efficiency can be obtained by improving thermal efficiency. Further, since the remaining burned gas is in a state equivalent to that in which EGR is performed, the amount of generated NOx is sufficiently suppressed, thereby contributing to purification of exhaust gas. Furthermore, fresh air is taken into the relatively high temperature burned gas remaining in the cylinder and burned, so that the temperature in the cylinder can be raised, and thereby the compression self-ignition in the cylinder can be performed reliably and smoothly. . Further, also in the subsequent cylinder, the knocking suppression effect is enhanced by an increase in the burned gas component corresponding to the EGR. On the other hand, with the exhaust valve being closed early, the intake valve overlaps the exhaust valve, so that an increase in pumping loss can be avoided. In addition, it is possible to reliably prevent a decrease in output due to insufficient intake of fresh air due to the feeding of fresh air by the supercharger.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic plan view of an entire engine including a control device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a schematic sectional view of an engine body and the like.
FIG. 3 is a block diagram of a control system.
FIG. 4 is a partial perspective view showing a cam switching mechanism.
FIG. 5 is an explanatory diagram showing an example of an operation area setting for performing control according to an operation state.
FIG. 6 is a diagram illustrating an exhaust stroke, an intake stroke, a fuel injection timing, an ignition timing, and the like of each cylinder on a low load side in a special operation mode.
FIG. 7 is a diagram showing an exhaust stroke, an intake stroke, a fuel injection timing, an ignition timing, and the like of each cylinder on a high load side in a special operation mode.
8A is a detailed view of FIG. 6, and FIG. 8B is a detailed view of FIG.
FIG. 9 is an explanatory diagram showing a substantial fresh air and gas distribution route in the special operation mode.
FIG. 10 is an explanatory diagram showing a substantial fresh air and gas flow path in a normal operation mode.
FIG. 11 is a schematic plan view of the whole provided with a control device according to another embodiment.
FIG. 12 is a block diagram of a control system according to another embodiment.
FIG. 13 is a view showing an exhaust stroke, an intake stroke, a fuel injection timing, an ignition timing, and the like of each cylinder on a low load side according to another embodiment.
[Explanation of symbols]
1 Engine body
2A-2D cylinder
15 Intake passage
20 Exhaust passage
22 Gas passage between cylinders
26 External EGR passage
27 Supercharger
31 Intake valve
32 exhaust valve
40 ECU
41 Operating state determination means
42 Cam switching control means
43 Intake air amount control means
44 Combustion control means
51 Cam switching mechanism (variable valve timing mechanism)
41 Operating state determination means

Claims (8)

各気筒の燃焼サイクルが所定の位相差をもって行われるようになっている多気筒の火花点火式４サイクルエンジンにおいて、エンジンの部分負荷域でエンジンの吸・排気及び燃焼状態についての制御モードを特殊運転モードとし、この特殊運転モードでは、排気行程と吸気行程が重なる一対の気筒間において排気行程にある先行気筒から排出される既燃ガスがそのまま吸気行程にある後続気筒に気筒間ガス通路を介して導入され、この後続気筒から排出されるガスが排気通路に導かれるような２気筒接続状態としつつ、先行気筒では空燃比が理論空燃比よりも大きいリーン空燃比で燃焼を行わせ、後続気筒では先行気筒から導入されたリーン空燃比の既燃ガスに燃料を供給して燃焼を行わせるようにした火花点火式エンジンの制御装置であって、
上記特殊運転モードとされる運転領域のうち少なくとも一部の運転領域において、上記先行気筒では排気弁を排気行程上死点よりも所定期間前に閉弁することにより気筒内に既燃ガスを一部残存させかつ吸気弁の開弁期間を上記排気弁の開弁期間にオーバーラップさせるように制御すると共に、上記後続気筒では圧縮自己着火により燃焼を行わせるように制御する一方、
上記先行気筒における吸気を補助する過給機が設けられていることを特徴とする過給機付火花点火式エンジンの制御装置。In a multi-cylinder spark-ignition type four-cycle engine in which the combustion cycle of each cylinder is performed with a predetermined phase difference, the control mode for the intake / exhaust and combustion states of the engine in a partial load region of the engine is specially operated. In this special operation mode, the burned gas discharged from the preceding cylinder in the exhaust stroke between a pair of cylinders where the exhaust stroke and the intake stroke overlap is directly passed through the inter-cylinder gas passage to the subsequent cylinder in the intake stroke. While the two cylinders are connected so that the gas introduced and discharged from the succeeding cylinder is guided to the exhaust passage, the leading cylinder burns at a lean air-fuel ratio whose air-fuel ratio is larger than the stoichiometric air-fuel ratio. A control device for a spark ignition engine in which fuel is supplied to burned gas having a lean air-fuel ratio introduced from a preceding cylinder to cause combustion. ,
In at least a part of the operation region in the special operation mode, the exhaust valve of the preceding cylinder is closed a predetermined period before the top dead center of the exhaust stroke, so that the burned gas is discharged into the cylinder. The remaining cylinders are controlled so that the valve opening period of the intake valve overlaps with the valve opening period of the exhaust valve, and the subsequent cylinder is controlled to perform combustion by compression self-ignition,
A control device for a spark-ignition engine with a supercharger, further comprising a supercharger for assisting intake in the preceding cylinder. 請求項１記載の過給機付火花点火式エンジンの制御装置において、上記先行気筒における吸気弁の閉弁時期が、吸気行程下死点に略一致するように設定されていることを特徴とする過給機付火花点火式エンジンの制御装置。2. The control device for a spark-ignition engine with a supercharger according to claim 1, wherein the closing timing of the intake valve in the preceding cylinder is set to substantially coincide with the bottom dead center of the intake stroke. Control device for supercharged spark ignition engine. 請求項１または請求項２記載の過給機付火花点火式エンジンの制御装置において、上記先行気筒における吸・排気弁のバルブタイミングを変更するバルブタイミング可変機構が設けられ、上記特殊運転モードとされる運転領域における上記一部運転領域よりも高負荷域では、上記バルブタイミング可変機構により、上記先行気筒の排気弁が排気行程上死点を所定期間経過した後に閉弁されるように設定されると共に、上記先行気筒の吸気弁が吸気行程下死点を所定期間経過した後に閉弁されるように設定されることを特徴とする過給機付火花点火式エンジンの制御装置。3. A control device for a spark ignition engine with a supercharger according to claim 1, further comprising a variable valve timing mechanism for changing a valve timing of an intake / exhaust valve in the preceding cylinder, wherein the special operation mode is set. In a load region higher than the partial operation region in the partial operation region, the exhaust valve of the preceding cylinder is set to be closed after a predetermined period of time from the exhaust stroke top dead center by the variable valve timing mechanism. A control apparatus for a spark-ignition engine with a supercharger, wherein the intake valve of the preceding cylinder is set to be closed after a predetermined period of time has passed from the bottom dead center of the intake stroke. 請求項３記載の過給機付火花点火式エンジンの制御装置において、上記特殊運転モードとされる運転領域よりもさらに高負荷域では、先行気筒における吸・排気弁をその吸・排気行程にそれぞれ対応させて開閉させると共に、各気筒をそれぞれ独立させて強制点火により燃焼させる通常運転モードに切り換えるように設定され、この通常運転モードにおいては、各気筒における排気ガスの一部がＥＧＲクーラが設けられた外部ＥＧＲ通路を介して吸気通路に導入されることを特徴とする過給機付火花点火式エンジンの制御装置。4. The control device for a spark-ignition engine with a supercharger according to claim 3, wherein the intake / exhaust valves of the preceding cylinder are moved to their intake / exhaust strokes in a load range higher than the operation range of the special operation mode. It is set so as to switch to a normal operation mode in which each cylinder is independently opened and closed, and each cylinder is independently burned by forced ignition. In this normal operation mode, an EGR cooler is provided for a part of the exhaust gas in each cylinder. A control device for a spark-ignition engine with a supercharger, which is introduced into an intake passage through an external EGR passage. 請求項１ないし請求項４のいずれか１項に記載の過給機付火花点火式エンジンの制御装置において、上記過給機は、ターボ過給機であることを特徴とする過給機付火花点火式エンジンの制御装置。5. The control device for a spark-ignition engine with a supercharger according to claim 1, wherein the supercharger is a turbocharger. 6. Control device for ignition engine. 気筒が吸気、圧縮、膨張、排気の各行程からなる燃焼サイクルを行うようになっている火花点火式エンジンの制御装置において、
吸・排気弁のバルブタイミングを変更するバルブタイミング可変機構と、過給機とを備え、少なくとも一部運転領域で、上記バルブタイミング可変機構により吸・排気弁のバルブタイミングを変更して、排気弁を排気行程上死点よりも所定期間前に閉弁することにより気筒内に既燃ガスを一部残存させると共に、吸気弁の開弁期間を上記排気弁の開弁期間にオーバーラップさせて上記残存既燃ガスに加えて新気を取り込みかつこの吸気弁を吸気行程下死点に略一致するように閉弁させて、圧縮自己着火により燃焼を行わせるように制御する一方、上記過給機により各気筒に吸気を補助することを特徴とする過給機付火花点火式エンジンの制御装置。In a control device of a spark ignition type engine in which a cylinder performs a combustion cycle including intake, compression, expansion, and exhaust strokes,
A variable valve timing mechanism for changing the valve timing of the intake / exhaust valve; and a supercharger. By closing a predetermined period of time before the top dead center of the exhaust stroke, thereby leaving a portion of the burned gas in the cylinder and overlapping the opening period of the intake valve with the opening period of the exhaust valve. In addition to the remaining burned gas, fresh air is taken in, and the intake valve is closed so as to substantially coincide with the bottom dead center of the intake stroke to control combustion so as to perform combustion by compression self-ignition. A control device for a spark-ignition type engine with a supercharger, wherein intake air is assisted to each cylinder by means of: 請求項６記載の過給機付火花点火式エンジンの制御装置において、上記気筒内で空燃比が理論空燃比よりも大きいリーン空燃比で燃焼されるように制御することを特徴とする過給機付火花点火式エンジンの制御装置。7. The control device for a spark-ignition engine with a supercharger according to claim 6, wherein the supercharger is controlled such that the air-fuel ratio is burned in the cylinder at a lean air-fuel ratio larger than a stoichiometric air-fuel ratio. Control device for spark ignition engine. 請求項６または請求項７記載の過給機付火花点火式エンジンの制御装置において、上記一部運転領域よりも高負荷域では、上記バルブタイミング可変機構により吸・排気弁のバルブタイミングを変更して、上記排気弁が排気行程上死点を所定期間経過した後に閉弁されるように設定されると共に、上記吸気弁が吸気行程下死点を所定期間経過した後に閉弁されるように設定される一方、各気筒において強制点火による燃焼を行わせるように制御することを特徴とする過給機付火花点火式エンジンの制御装置。The control device for a spark ignition engine with a supercharger according to claim 6 or 7, wherein the valve timing of the intake / exhaust valve is changed by the variable valve timing mechanism in a load region higher than the partial operation region. The exhaust valve is set to be closed after a predetermined period of time has passed through the exhaust stroke top dead center, and the intake valve is set to be closed after a predetermined period of time has passed through the intake stroke bottom dead center. On the other hand, a control device for a spark-ignition engine with a supercharger, wherein control is performed so that combustion by forced ignition is performed in each cylinder.

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