JP2005016358A - Controller of spark ignition engine - Google Patents

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JP2005016358A JP2003180243A JP2003180243A JP2005016358A JP 2005016358 A JP2005016358 A JP 2005016358A JP 2003180243 A JP2003180243 A JP 2003180243A JP 2003180243 A JP2003180243 A JP 2003180243A JP 2005016358 A JP2005016358 A JP 2005016358A
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光夫 人見
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孝司 住田
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To effectively burn with compression self ignition in a following cylinder for a wider range while suppressing the occurrence of knocking. <P>SOLUTION: The distribution state of a suction/exhaust is controlled so that burned gas exhausted from preceding cylinders 2A, 2D at an exhaust stroke side between a pair of cylinders where an exhaust stroke and an suction stroke are overlapped at the partial load range of an engine is, as it is, introduced into following cylinders 2B, 2C at a suction stroke side via an inter-cylinder passage 22. In an operating range as a special operating mode, the following cylinders 2B, 2C are controlled to burn with the compression self ignition. When shifted from a special operating mode range at a stationary time, which is a predetermined partial load range, into an operating range at a high load side, in an operating range exceeding a special operating mode at a stationary state, the control mode during the shifting period is maintained at the special operating mode. At this time, when the load of the engine is increased, injection quantity of the fuel at least for the following cylinder is increased accompanied by the increase to set the injection period of the fuel for the increased quantity to the later of the compression stroke. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

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、エンジンが低回転低負荷領域の運転状態にある場合等、上記燃料噴射弁から燃料を圧縮行程で噴射して成層燃焼を行わせることにより、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、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、例えば特許文献１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１０−２９８３６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浄化性能を確保するために、上記リーンＮＯｘ触媒を排気通路に設ける必要があり、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る。さらに、使用燃料が硫黄分を多く含む場合には、上記リーンＮＯｘ触媒の硫黄被毒を解消するための触媒の加熱処理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。しかも、混合気の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。
【０００６】
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いる。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終期に燃焼室内を高温、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ことにより、仕事に寄与しない遅い燃焼が避けられるため、燃費の改善に有利となる。
【０００７】
しかし、通常の火花点火式の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、圧縮上死点付近での燃焼室内の温度及び圧力が圧縮自己着火を生じさせる程度までには高められず、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るが、従来、高負荷域でのノッキング、つまり燃焼室内で火炎が伝播する前に混合気が自然着火することによる異常燃焼を避けつつ、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と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気筒接続状態とし、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るとともに、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２００２−１８５２４２号）。
【０００９】
本発明は、このような技術に基づき、ノッキングの発生を抑制しつつ、さらに広い運転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エンジンにおいて、エンジンの所定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、上記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であって、エンジンの所定部分負荷域である定常時特殊運転モード域ではエンジンの吸・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で制御すると共に、この定常時特殊運転モード域から高負荷側の運転領域に移行する場合に定常時特殊運転モード域を超える運転領域において移行期間中の上記制御モードを特殊運転モードで維持するように制御する運転モード制御手段と、上記特殊運転モードとされる場合に後続気筒に対する燃料の噴射時期を吸気行程に設定する一方、エンジンの負荷が増大して上記定常時特殊運転モード域を超える運転領域に移行する場合には、この増大に伴い少なくとも後続気筒に対する燃料の噴射量を増量してこの増量分の燃料の噴射時期を圧縮行程の後半に設定する燃料噴射制御手段とを備えたことを特徴とするものである。
【００１１】
この発明によれば、エンジンの部分負荷領域である定常時特殊運転モード域で上記特殊運転モードとされ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及びポンピングロス低減による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る燃費改善効果が得られる。そして、この定常時特殊運転モード域からエンジン負荷を増大させる加速操作により高負荷側の運転領域に移行する場合に、この移行期間中においては、上記定常時特殊運転モード域を高負荷側に超える運転領域でも特殊運転モードで維持されるので、エンジンに負荷が与えられる加速操作期間については、上記定常時特殊運転モード域に加え、この定常時特殊運転モード域を高負荷側に超える運転領域においても特殊運転モードでエンジンの吸・排気及び燃焼状態が制御される。このため、特殊運転モードとされる運転領域を特定の加速操作期間について一時的に拡大することができ、さらに広い運転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、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。
【００１２】
ここで、特殊運転モードでは先行気筒における高温の既燃ガスを後続気筒に導入するので、定常時特殊運転モード域を高負荷側に超える運転領域にまでエンジンの負荷が増大されると、ノッキングの発生が懸念されるが、この発明では燃料噴射制御手段により上記加速に伴う後続気筒の増量分の燃料を圧縮行程の後半に噴射するように制御するので、エンジンの出力を確保しつつ、増量分の燃料の気化潜熱を利用して後続気筒での温度及び圧力を低下させてノッキングの発生を効果的に抑制することができる。しかも、増量分の燃料を圧縮行程の後半に噴射させるので、この増量分の燃料の活性化を抑制して、効果的にノッキングの発生を防止することができる。
【００１３】
請求項２に係る発明は、請求項１記載の火花点火式エンジンの制御装置において、上記燃料噴射制御手段は、上記特殊運転モードとされる運転領域でエンジンの負荷が安定または減少している場合における後続気筒の空燃比を実質的に理論空燃比とする一方、上記特殊運転モードとされる運転領域のうち高負荷側の運転領域でエンジンの負荷が増大している場合における空燃比を理論空燃比よりも小さいリッチ空燃比とするように燃料噴射量を制御するものである。
【００１４】
このように構成すれば、上記特殊運転モードとされる運転領域のうち高負荷側の運転領域でエンジンの負荷が安定または減少している場合に、後続気筒から排出される理論空燃比の既燃ガスが排気通路に導入されるため、三元触媒だけで十分に排気浄化性能が確保される一方、上記特殊運転モードとされる運転領域でエンジンの負荷が増大している場合に、後続気筒の空燃比をリッチ空燃比とし、エンジンの負荷の増大に伴う燃料の噴射量をより増量して気下潜熱効果を向上させることにより、上記運転状態の移行に起因するノッキングの発生をより一層効果的に防止することができる。
【００１５】
請求項３に係る発明は、請求項１または請求項２記載の火花点火式エンジンの制御装置において、上記燃料噴射制御手段は、上記特殊運転モードとされる運転領域でエンジンの負荷が増大する場合における負荷増大期間の初期に上記燃料の増量分として予め定められた燃料噴射量を噴射するように制御するものである。
【００１６】
このように構成すれば、エンジンの負荷増大に伴う必要トルクに拘わらず、予め定められた量の燃料を噴射してエンジン出力のレスポンスを向上させつつ、増量分の燃料として予め定められた噴射量の燃料が気化することによりノッキングの発生を効果的に防止することができる。
【００１７】
請求項４に係る発明は、請求項３記載の火花点火式エンジンの制御装置において、上記燃料噴射制御手段は、上記特殊運転モードとされる運転領域でエンジンの負荷が増大する場合に、負荷増大期間の初期における後続気筒の総噴射量に対する増量分の燃料噴射量の割合が、上記負荷増大期間の初期を過ぎた期間における場合と比べて大きくなるように制御する一方、上記負荷増大期間の初期を過ぎた期間においてはエンジンの負荷に応じて増量されるように制御するものである。
【００１８】
すなわち、スロットルを開けてエンジンの運転状態を高負荷側の運転領域に移行させる場合にこの負荷増大期間の初期においては、流入空気量が一気に増えて空燃比がリーン側に急変することが多く、この空燃比の急変に起因してノッキングが生じ易くなるということが一般的に知られている。しかしながら、上記構成によれば、後続気筒の総噴射量に対する増量分の燃料の割合が負荷増大期間における初期について大きく設定されているので、増量分の燃料の気化潜熱によってノッキングの発生をより効果的に抑制することができる。
【００１９】
請求項５に係る発明は、請求項１ないし請求項４のいずれか１項に記載の火花点火式エンジンの制御装置において、上記運転モード制御手段は、予め設定された基準加速値以上の急加速によりエンジンの負荷が増大する場合に、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、各気筒でそれぞれ独立させて燃焼させる通常運転モードに切換えるものである。
【００２０】
この構成によれば、制御モードを通常運転モードとして運転者の希望に応じたエンジン出力を確保することができる。しかも、運転モードの切換えに際して、吸気量の応答遅れに起因するトルクショック（一時的にトルクが高くなる状態）が急加速時の振動に紛れ、運転者等の搭乗者において違和感を生じさせることもない。
【００２１】
請求項６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エンジンにおいて、エンジンの所定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、上記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であって、エンジンの所定部分負荷域である定常時特殊運転モード域ではエンジンの吸・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で制御すると共に、この定常時特殊運転モード域から高負荷側の運転領域に移行する場合に定常時特殊運転モード域を超える運転領域において移行期間中の上記制御モードを特殊運転モードで維持するように制御する運転モード制御手段と、上記特殊運転モードとされる場合であって、エンジンの負荷が増大して定常時特殊運転モード域を超える運転領域に移行する場合にこの増大に伴い少なくとも後続気筒に対する燃料の噴射量を増量して、後続気筒に対する上記増量分を含めた燃料の総噴射量を前期と後期とに分割して噴射すると共に、この分割噴射時における燃料の後期噴射時期を圧縮行程の後半に設定する燃料噴射制御手段とを備えたことを特徴とするものである。
【００２２】
この発明によれば、エンジンの部分負荷領域である定常時特殊運転モード域で上記特殊運転モードとされ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及びポンピングロス低減による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る燃費改善効果が得られる。そして、この定常時特殊運転モード域からエンジン負荷を増大させる加速操作により高負荷側の運転領域に移行する場合に、この移行期間中においては、上記定常時特殊運転モード域を高負荷側に超える運転領域でも特殊運転モードで維持されるので、エンジンに負荷が与えられる加速操作期間については、上記定常時特殊運転モード域に加え、この定常時特殊運転モード域を高負荷側に超える運転領域においても特殊運転モードでエンジンの吸・排気及び燃焼状態が制御される。このため、特殊運転モードとされる運転領域を特定の加速操作期間について一時的に拡大することができ、さらに広い運転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、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。
【００２３】
ここで、定常時特殊運転モード域を高負荷側に超える運転領域にまでエンジンの負荷が増大されると、ノッキングの発生が懸念されるが、この発明ではエンジンの負荷増大時において、少なくとも後続気筒に対する燃料の噴射量を増量して後続気筒に対する上記増量分を含めた燃料の総噴射量を前期と後期とに分割して噴射すると共に、この分割噴射時における燃料の後期噴射時期を圧縮行程の後半に設定するので、エンジンの出力を確保しつつ、後期噴射時の燃料の気化潜熱を利用して後続気筒での温度及び圧力を低下させてノッキングの発生を効果的に抑制することができる。しかも、後期噴射時の燃料を圧縮行程の後半に噴射させるので、この後期噴射による燃料の活性化を抑制して、効果的にノッキングの発生を防止することができる。また、後続気筒に対する総噴射量を分割するものとなされているので、ノッキングの発生しやすさ等を考慮して、分割噴射時における燃料の後期噴射量を任意に設定することができる。
【００２４】
請求項７に係る発明は、上記請求項６記載の火花点火式エンジンの制御装置において、上記燃料噴射制御手段は、後続気筒のノッキングが生じやすい運転状態にある場合には、燃料の総噴射量に対する後期噴射量の割合を、ノッキングが生じにくい運転状態にある場合の上記割合に比べて大きくするように制御するものである。
【００２５】
このように構成すれば、後続気筒の燃焼室内温度が高いこと等に起因してノッキングが生じ易い運転状態にあることが確認された場合には、圧縮行程の後半に噴射される後期噴射量を多くすることによりこの後期噴射による気化潜熱を利用して後続気筒でのノッキングの発生を効果的に防止することができる。
【００２６】
請求項８に係る発明は、上記請求項６または請求項７記載の火花点火式エンジンの制御装置において、上記分割噴射時における燃料の前期噴射量は後期噴射量よりも多く設定する一方、ノッキングが生じやすい運転状態にある場合には分割噴射時における燃料の後期噴射時期を圧縮上死点側に近づけるものである。
【００２７】
この構成によれば、前期噴射量の割合を大きくすることにより後続気筒で確実に圧縮自己着火を行わせて燃費及びエミッションの改善効果を高めると共に、後期噴射時期を圧縮上死点側に近づけることにより、燃焼室内温度が低くなる傾向があるエンジンの低負荷側で失火の発生を効果的に防止しつつ、燃焼室内の温度が高くなる傾向があるエンジンの高負荷側でノッキングの発生を効果的に防止することができる。
【００２８】
請求項９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エンジンにおいて、エンジンの所定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、上記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であって、エンジンの所定部分負荷域である定常時特殊運転モード域ではエンジンの吸・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で制御すると共に、この定常時特殊運転モード域から高負荷側の運転領域に移行する場合に定常時特殊運転モード域を超える運転領域において移行期間中の上記制御モードを特殊運転モードで維持するように制御する運転モード制御手段と、上記特殊運転モードとされる場合であって、エンジンの負荷が安定または減少している場合に後続気筒に対する燃料の噴射時期を吸気行程に設定する一方、エンジンの負荷が増大して定常時特殊運転モード域を超える運転領域に移行する場合にこの増大に伴い後続気筒に対する燃料の噴射量を増量しつつ、この増量分の燃料を含めた燃料の噴射時期を圧縮行程の後半に終了するように設定する燃料噴射制御手段とを備えたことを特徴とするものである。
【００２９】
この発明によれば、エンジンの部分負荷領域である定常時特殊運転モード域で上記特殊運転モードとされ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及びポンピングロス低減による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る燃費改善効果が得られる。そして、この定常時特殊運転モード域からエンジン負荷を増大させる加速操作により高負荷側の運転領域に移行する場合に、この移行期間中においては、上記定常時特殊運転モード域を高負荷側に超える運転領域でも特殊運転モードで維持されるので、エンジンに負荷が与えられる加速操作期間については、上記定常時特殊運転モード域に加え、この定常時特殊運転モード域を高負荷側に超える運転領域においても特殊運転モードでエンジンの吸・排気及び燃焼状態が制御される。このため、特殊運転モードとされる運転領域を特定の加速操作期間について一時的に拡大することができ、さらに広い運転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、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。
【００３０】
ここで、定常時特殊運転モード域を高負荷側に超える運転領域にまでエンジンの負荷が増大されると、ノッキングの発生が懸念されるが、この発明では上記加速に伴って増量する燃料を少なくとも後続気筒に噴射するので、エンジンの出力を確保しつつ、後続気筒に噴射された燃料の気化潜熱を利用して後続気筒での温度及び圧力を低下させてノッキングの発生を効果的に抑制することができる。しかも、燃料噴射制御手段がこの増量分の燃料を含めた燃料の噴射時期を圧縮行程の後半に終了するように設定するので、増量分の燃料の活性化を適度に抑制しつつ、効果的にノッキングの発生を防止することができる。
【００３１】
請求項１０に係る発明は、請求項９記載の火花点火式エンジンの制御装置において、燃料噴射制御手段は、特殊運転モードとされる運転領域でエンジンの負荷が増大している場合に、後続気筒に燃料を分割して噴射すると共に、この分割噴射時における燃料の前期噴射時期を吸気行程に設定する一方、分割噴射時における燃料の後期噴射時期を圧縮行程の後半に設定するものである。
【００３２】
【発明の実施の形態】
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。
【００３３】
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。
【００３４】
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、後述する燃料噴射制御手段から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。
【００３５】
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。
【００３６】
そして、吸気、圧縮、膨張及び排気の各行程からなる燃焼サイクルが各気筒２Ａ〜２Ｄ毎に所定の位相差をもって行われるようになっており、４気筒エンジンの場合、気筒列方向の一端側から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５に示すように、上記燃焼サイクルが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５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。
【００３７】
排気行程と吸気行程とが重なる一対の気筒間には、排気行程と吸気行程とが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。当実施形態の４気筒エンジンでは、図５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）が重なるので、１番気筒２Ａ及び２番気筒２Ｂと、４番気筒２Ｄ及び３番気筒２Ｃと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。
【００３８】
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。
【００３９】
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に送り出すための排気ポート１２とが配設されている。
【００４０】
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及び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、燃焼室の右半部側に並列的に設けられている。
【００４１】
１番，４番気筒２Ａ，２Ｄにおける吸気ポート１１及び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。なお、吸気通路１５における集合部より上流の共通吸気通路には吸気流量を検出するエアフローセンサ１９が設けられている。
【００４２】
１番，４番気筒２Ａ，２Ｄにおける第１排気ポート１２ａ及び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。
【００４３】
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から排出される既燃ガスがこの気筒間ガス通路２２を通る間の放熱量が比較的に少なく抑えられるようになっている。
【００４４】
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Ｏ２センサ２３が設けられている。さらにＯ２センサ２３の下流の排気通路２０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。
【００４５】
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。
【００４６】
先行気筒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、後続気筒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。そして、各気筒２Ａ〜２Ｄの吸気行程や排気行程が上述のような所定の位相差をもって行われるように、これら吸・排気弁がそれぞれカムシャフト３３，３４等からなる動弁機構により所定のタイミングで開閉するように駆動される。
【００４７】
さらに、これらの吸・排気弁のうちで第１排気弁３２ａ、第２排気弁３２ｂ、第１吸気弁３１ａ及び第２吸気弁３１ｂに対しては、各弁を作動状態と停止状態とに切換える弁停止機構３５が設けられている。この弁停止機構３５は、従来から知られているため詳しい図示は省略するが、例えば、カムシャフト３３，３４のカムと弁軸との間に介装されたタペットに作動油の給排が可能な油圧室が設けられ、この油圧室に作動油が供給されている状態ではカムの作動が弁に伝えられて弁が開閉作動され、油圧室から作動油が排出されたときにはカムの作動が弁に伝えられなくなることで弁が停止されるようになっている。
【００４８】
上記第１排気弁３２ａの弁停止機構３５と第１吸気弁３１ａの弁停止機構３５とに対する作動油給排用の通路３６には第１コントロール弁３７が設けられ、また上記第２排気弁３２ｂの弁停止機構３５と第２吸気弁３１ｂの弁停止機構３５とに対する作動油給排用の通路３８には第２コントロール弁３９が設けられている（図３参照）。
【００４９】
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Ｏ２センサ２３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、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３９とに対して制御信号が出力されている。
【００５０】
上記ＥＣＵ４０は、運転状態判別手段４１、弁停止機構制御手段４２、吸入空気量制御手段４３及び燃焼状態制御手段４４を備えている。
【００５１】
運転状態判別手段４１は、図４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（所定部分負荷域である定常時特殊運転モード域）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のいずれの領域にあるかを判別するものである。そして、この判別に基づき、原則として、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。
【００５２】
また、運転状態判別手段４１は、運転状態が特殊運転モード領域Ａにある場合に、この領域Ａのうちの低負荷側運転域Ａ１、高負荷側運転域Ａ２のいずれにあるかを判別するようになっている。
【００５３】
さらに、上記運転状態判別手段４１は、アクセル開度センサ４８からの入力に基づき、アクセルが連続してオン状態（踏み込まれている状態）にあるか否かも判別するものとなされ、この判別結果等に基づいて所定の条件が成立していると判断した場合には、特殊運転モードが選択される運転領域を、運転領域Ａからこの運転領域Ａよりも高負荷側の超定常負荷域ＡＢ（運転領域Ｂの一部領域）に拡大するようになされている。
【００５４】
そして、本実施形態では、運転状態判別手段４１は、図４の鎖線で示す超定常負荷域ＡＢをも判別するものとなされ、この超定常負荷域ＡＢを超える場合には、所定の条件が成立している場合であっても、通常運転モードに切換えるものとなされている。
【００５５】
具体的には、運転状態判別手段４１は、アクセルが連続してオン状態にある場合には、エンジンの運転状態が、定常時特殊運転モード域Ａからエンジンの負荷が増大して通常運転モードが選択される高負荷側の運転領域Ｂのうち超定常負荷域ＡＢに移行した場合でも、通常運転モードに切換わることなく、特殊運転モードが連続して維持されるようになっている。そして、運転状態判別手段４１は、この超定常負荷域ＡＢにおいて、特殊運転モードを維持した状態から、アクセルがオフになったことをアクセル開度センサ４８により検出した場合に、特殊運転モードから通常運転モードに切換えるものとなされている。
【００５６】
すなわち、本実施形態では特殊運転モードが選択される運転領域を上記運転領域ＡＢまで拡大するための条件は、▲１▼アクセル開度センサ４８によりアクセルがオンになったことを検出した時点でのエンジンの運転状態が定常負荷領域Ａにあること、▲２▼アクセル開度センサ４８によりアクセルがオンになっていることを検出し続けている状態で高負荷側の運転領域ＡＢに移行したことの２点が設定されている。
【００５７】
なお、本実施形態ではアクセル開度センサ４８を用いてアクセルのオン・オフを検知するものとなされているが、アクセルのオン・オフだけを検出する簡単なセンサを別途設けてもよいことはいうまでもない。
【００５８】
また、運転状態判別手段４１は、アクセル開度センサ４８からの検出結果に応じて加速値を算出するものとなされ、この算出加速値が予め設定された所定の基準加速値以上であって急加速していると判別した場合には、上記制御モードを特殊運転モードから通常運転モードに切換えるものとなされ、エンジン出力を確保するものとなされている。
【００５９】
弁停止機構制御手段４２は、特殊運転モードでは気筒間ガス通路２２を介して先行気筒の既燃ガスを後続気筒に導入させる２気筒接続状態とし、通常運転モードでは各気筒にそれぞれ新気を導入させる各気筒独立状態とするように吸・排気流通状態を変更すべく弁停止機構３５を制御するもので、具体的には制御モードが特殊運転モード（運転領域Ａ、所定条件下で運転領域ＡＢ）、通常運転モード（運転領域Ｂ）のいずれにあるかに応じ、上記各コントロール弁３７，３９を制御することにより、各弁停止機構３５を次のように制御する。
【００６０】
特殊運転モード：第１排気弁３２ａ及び第１吸気弁３１ａを停止状態
第２排気弁３２ｂ及び第２吸気弁３１ｂを作動状態
通常運転モード：第１排気弁３２ａ及び第１吸気弁３１ａを作動状態
第２排気弁３２ｂ及び第２吸気弁３１ｂを停止状態
【００６１】
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、一定条件下で特殊運転モードとされる運転領域ＡＢでは、後続気筒２Ｂ，２Ｃに対する分岐吸気通路１６からの吸気導入が遮断された状態で先行気筒２Ａ，２Ｄから導入される既燃ガス中の過剰空気と新たに供給される燃料との比が実質的に理論空燃比とされつつ、後続気筒２Ｂ，２Ｃの燃焼が行われるので、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）が先行気筒２Ａ，２Ｄに供給されるように、スロットル開度が調節される。
【００６２】
上記燃焼状態制御手段４４は、燃料噴射制御手段４５と点火制御手段４６とを備えて構成されている。この燃焼状態制御手段４４は、エンジンの運転状態に応じて燃焼状態を切り換え制御するものであり、原則的に、エンジンの運転状態が図４中の運転領域Ａにある場合と運転領域Ｂにある場合とでエンジンの燃焼状態を変更するように設定されている一方、例外的に、運転領域Ｂにある場合でも所定条件下で運転領域ＡＢにある場合には運転領域Ａと同様の燃焼状態が維持されるように設定されている。そして、特殊運転モードが選択されている状態の運転領域のうち高負荷側の運転領域（運転領域Ａ２、一定条件下で運転領域ＡＢ）にある場合には、燃料の噴射時期等が変更されるように設定されている。
【００６３】
燃料噴射制御手段４５は、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し、エンジンの負荷が増大するのに応じて少なくとも上記後続気筒２Ｂ，２Ｃの各気筒に噴射される燃料の総噴射量を増大させるように調整する。また、燃料噴射制御手段４５は、特殊運転モードにおいてエンジンの負荷が安定ないし減少している場合に、先後一対の気筒の両方に対する燃料噴射量の和が先行気筒２Ａ，２Ｄに導入される空気の量に対して理論空燃比となる量に調整するとともに、エンジンの負荷が増大している場合に、先後一対の気筒の両方に対する燃料噴射量の和が先行気筒２Ａ，２Ｄに導入される空気の量に対して理論空燃比よりも小さいリッチ空燃比となる量に調整する。点火制御手段４６は、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。
【００６４】
具体的には、上記運転状態判別手段４１及び弁停止機構制御手段４２等からなる運転モード制御手段により、特殊運転モードの制御が実行される低負荷低回転側の運転領域Ａ１にある場合に、先行気筒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、図５に示すように、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。なお、この低負荷低回転側の運転領域Ａ１にある場合でも、この運転領域Ａ１の中でも低負荷側の運転領域では、吸気行程で燃料を噴射して混合気の均質化を行わせるように噴射タイミングが設定されている。
【００６５】
そして、上記運転モード制御手段により、特殊運転モードの制御が実行される高負荷側の運転領域Ａ２または一定条件下で特殊運転モードの制御が実行される運転領域ＡＢにある場合に、先行気筒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、吸気行程で燃料を噴射して混合気の均質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。すなわち、同一の空燃比において既燃ガス温度が成層リーン燃焼よりも均質リーン燃焼の方が低いという性質を利用して、後続気筒２Ｂ，２Ｃに導入される既燃ガス温度を可及的に低く抑えてノッキングの発生を有効に防止するものとなされている。
【００６６】
一方、後続気筒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、後続気筒２Ｂ，２Ｃでの燃焼の際に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、圧縮自己着火を行わせるべく、強制点火を停止させる。
【００６７】
そして、後続気筒２Ｂ，２Ｃで噴射燃料を均一に分散化させるように燃料噴射時期が設定されるが、燃料噴射制御手段４５によるこの燃料噴射時期及び噴射量の制御がエンジンの運転状態及びエンジンの負荷の増減により異なるものとなされている。なお、ここではエンジンの負荷が増大している負荷増大期間とは、エンジンの負荷が増大してエンジンの回転数が該エンジン負荷に対応した一定の値に落ち着くまでの期間をいう。
【００６８】
すなわち、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ではエンジンの負荷の増減に拘わらず、図５に示すように、上記後続気筒２Ｂ，２Ｃの吸気行程で燃料を噴射するように噴射タイミングが設定され、噴射燃料を均一に分散化させるものとなされている。
【００６９】
一方、特殊運転モードとされる運転領域Ａのうち高負荷側の運転領域（運転領域Ａ２）或いは運転領域Ａの高負荷側の運転領域ＡＢでは、エンジンの負荷が安定している場合またはエンジンの負荷が減少している場合に、図５に示すように、上記後続気筒２Ｂ，２Ｃの吸気行程で燃料を噴射するように噴射タイミングが設定され、噴射燃料を均一に分散化させるものとなされている。
【００７０】
これに対して、これらの運転領域Ａ２、ＡＢで、エンジンの負荷が増大している場合には、エンジンの負荷の増大に伴って燃料が増量され、この増量分の燃料の少なくとも一部が後続気筒２Ｂ，２Ｃで噴射されるものとなされ、図６に示すように、この後続気筒２Ｂ，２Ｃにおける増量分の燃料を全て、吸気行程での噴射Ｆ１とは別に、同気筒２Ｂ，２Ｃの圧縮行程の後半（クランク角で圧縮上死点前９０度以降）で噴射Ｆ２するように噴射タイミングが設定されている。すなわち、これらの運転領域Ａ２、ＡＢで、エンジンの負荷が増大している場合には、後続気筒２Ｂ，２Ｃの吸気行程で燃料を噴射Ｆ１するとともに、同気筒２Ｂ，２Ｃの圧縮行程の後半で燃料を噴射Ｆ２するように噴射タイミングが設定され、分割噴射が実行されるようになされている。なお、図６において、符号３１，３２ｂ，３１ｂ，３２で示す領域は、それぞれ上記吸気弁３１、第２排気弁３２ｂ、第２吸気弁３１ｂ及び排気弁３２の開弁期間を示している。
【００７１】
ここで、上記後続気筒２Ｂ，２Ｃでの燃料の分割噴射について詳しく説明する。すなわち、エンジンの負荷が増大している場合には、燃料噴射制御手段４５により、後続気筒２Ｂ，２Ｃに対する燃料の総噴射量が増量され、この増量分の燃料の噴射時期（Ｆ２の噴射時期）が圧縮行程の後半に設定される。そして、エンジンの運転状態が高負荷高回転側の運転領域にあるほど圧縮行程の後半に噴射Ｆ２される噴射時期が圧縮上死点（ＴＤＣ）に近づくように設定されている。このように設定することによりエンジンの失火を確実に防止しつつノッキングの効果的な抑制が図られる。
【００７２】
ところで、運転領域Ａのうち高負荷側の運転領域Ａ２に運転状態がある場合に、アクセル開度センサ４８からの出力があり、エンジン負荷が増大すると、上記したようにエンジンの負荷の増大に伴って燃料噴射量が増量されるが、このエンジン負荷増大期間の初期が運転領域Ａ２にある場合には、この増量分の燃料の噴射量として、予め定められた噴射量が噴射されるようになされている。すなわち、この増量分の燃料噴射量は、エンジンの負荷増大期間における初期、より詳しくはエンジンの負荷増大期間におけるエンジンの最初の１サイクルについて、予め定められた量に設定されている。この予め定められた量は、ノッキングの発生を有効に防止し、加速時の応答性を向上させる観点から予め実験等により算出され、エンジン負荷の増大に対する見込み値として設定されている。本実施形態では、この予め定められた増量分の燃料噴射量は、エンジン負荷増大期間において噴射される増量分の燃料のうち最大となるように設定されている。そして、エンジンの負荷増大期間におけるエンジンの２サイクル目以降は、アクセル開度センサ４８からの検出に基づき、エンジンの負荷の増大に伴い必要な燃料噴射量が算出され、この算出値に基づいて噴出量が決定されるものとなされている。
【００７３】
なお、この実施形態では、予め定められた量の燃料を噴射させる時期について、最初の１サイクル目と設定されているが、エンジンの負荷増大期間における初期であれば例えば２サイクル目も予め定められた既定値の燃料を噴射するように設定してもよい。
【００７４】
そして、これらの噴射量に対応するパルス信号が燃料噴射制御手段４５から燃料噴射弁９に対して出力され、こ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ものとなされている。
【００７５】
また、エンジンの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における大部分の領域で理論空燃比とし、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。
【００７６】
以上のような当実施形態の装置の作用を、図５〜図８を参照しつつ説明する。すなわち、上記低負荷低回転側の運転領域Ａでは特殊運転モードとされ、前述のように第１排気弁３２ａ及び第１吸気弁３１ａが停止状態、第２排気弁３２ｂ及び第２吸気弁３１ｂが作動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７に示すようになり、先行気筒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から排出される排気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。
【００７７】
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から新気が導入されるとともに（図７中の矢印ａ）、この先行気筒２Ａ，２Ｄの空燃比が理論空燃比よりも大きな値、例えば理論空燃比の略２倍ないしそれよりやや小さい値となるように燃料噴射量が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ることにより、リーン空燃比での成層燃焼が行われる（図５参照）。
【００７８】
また、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気筒間ガス通路２２を通って後続気筒２Ｂ，２Ｃ内に導入される（図５中の白抜き矢印及び図７中の矢印ｂ）。そして、先行気筒２Ａ，２Ｄから導入されたリーン空燃比の上記既燃ガスに燃料が供給されるとともに、後続気筒２Ｂ，２Ｃの空燃比が理論空燃比となるように燃料噴射量が制御されつつ、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上記後続気筒２Ｂ，２Ｃにおいて行われる。
【００７９】
この場合に、先行気筒２Ａ，２Ｄから排出された高温の既燃ガスが短い気筒間ガス通路２２を通って後続気筒２Ｂ，２Ｃに直ちに導入されるため、後続気筒２Ｂ，２Ｃでは吸気行程で燃焼室内の温度が高くなり、この状態からさらに圧縮行程で圧力、温度が上昇することにより、圧縮行程終期の上死点付近では混合気が自己着火し得る程度まで燃焼室内の温度が上昇する。しかも、上記既燃ガスは先行気筒２Ａ，２Ｄから排出されて後続気筒２Ｂ，２Ｃに導入されるまでの間に充分にミキシングされて均一に分布する。特に、上記のように吸気行程で燃焼が噴射された場合には、この燃料が圧縮行程終期までの間に燃焼室全体に均一に分散するため、理想的な同時圧縮自己着火条件を満たすような均一な混合気分布状態が得られ、同時圧縮自己着火による燃焼が急速に行われることにより、熱効率が大幅に向上する。
【００８０】
このように、先行気筒２Ａ，２Ｄ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、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。
【００８１】
しかも、後続気筒２Ｂ，２Ｃから排気通路２０に排出される排気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。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。
【００８２】
しかも、後続気筒２Ｂ，２Ｃでの圧縮自己着火が先行気筒２Ａ，２Ｄから排出される既燃ガスの熱を利用して達成されるため、格別の加熱手段を用いたりエンジンの圧縮比を極端に高くしたりする必要がなく、容易に圧縮自己着火を達成することができる。また、上記特殊運転モードの制御が実行される運転領域Ａでの後続気筒２Ｂ，２Ｃに対する燃料噴射時期が、運転状態に応じて前述のように調整されることにより、ノッキングを生じることなく、広い運転領域に亘って圧縮自己着火を有効に行わせることができる。
【００８３】
そして、図９に示すように、例えば運転領域Ａ１にある運転状態Ｎ１からアクセルが踏み込まれてエンジンの負荷が増大し定常運転領域である運転領域Ａよりも高負荷側の超定常負荷領域ＡＢにおける運転状態Ｍ１に移行する場合について説明する。すなわち、運転領域Ａ１にある運転状態Ｎ１と運転状態Ｏ１との間では、エンジンの負荷の増大に伴う後続気筒２Ｂ，２Ｃへの増量分の燃料は吸気行程で噴射されエンジン出力を担保するものとなされ、この運転領域Ａ１よりも高負荷側の運転領域Ａ２にある運転状態Ｏ１と運転状態Ｐ１との間では、後続気筒２Ｂ，２Ｃへの増量分の燃料は圧縮行程の後半で噴射され、この圧縮行程の後半に噴射された燃料の気化潜熱により後続気筒２Ｂ，２Ｃの気筒内温度及び圧力の上昇を抑制して、ノッキングの発生を効果的に抑制するものとなされている。
【００８４】
また、連続してアクセルが踏み込まれているため、運転領域Ａ２よりも高負荷側の超定常負荷領域ＡＢに運転状態が移行しても（運転状態Ｐ１と運転状態Ｍ１との間の運転状態）、通常運転モードに切り換わることがなく、特殊運転モードが維持される。従って、後続気筒２Ｂ，２Ｃで圧縮自己着火がされる運転領域が定常負荷領域Ａよりも高負荷側に一時的に拡大され、これにより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。このように特殊運転モードが実行される運転領域を高負荷側にまで拡大すると、後続気筒２Ｂ，２Ｃでのノッキングの発生が懸念されるが、上記運転状態Ｐ１から運転状態Ｍ１に至るまでの燃料噴射制御手段４５による燃料噴射が上記運転状態Ｏ１とＰ１間と同様に制御されるので、増量分の燃料の気化潜熱により後続気筒２Ｂ，２Ｃでのノッキングの発生を効果的に抑制することができる。しかも、この増量分の燃料は圧縮行程の後半に噴射されるので、この増量分の燃料が活性化されることを有効に防止することができ、増量分の燃料が後続気筒２Ｂ，２Ｃでのノッキングに悪影響を与えることもない。
【００８５】
そして、この運転状態Ｍ１にある場合に、アクセルがオフになった場合には、制御モードが特殊運転モードから上記通常運転モードに切り換えられ、各気筒が独立して通常の燃焼が行われる。
【００８６】
一方、図１０に示すように、例えば運転領域Ａ２にある運転状態Ｎ２からアクセルが踏み込まれてエンジンの負荷が増大し定常運転領域である運転領域Ａよりも高負荷側の超定常負荷領域ＡＢにおける運転状態Ｍ２に移行する場合について説明する。この運転状態Ｎ２から運転状態Ｍ２に移行する場合には、基本的には上記運転状態Ｎ１から運転状態Ｍ１へと移行する場合と共通するが、エンジンの負荷増大期間の初期における燃料噴射量が予め定められた燃料噴射量に設定されている点で、上記運転状態Ｎ１から運転状態Ｍ１へと移行する場合と異なる。
【００８７】
すなわち、エンジンの負荷増大期間における初期は、空燃比が急変することからノッキングが生じやすく、しかも運転領域Ａのうち高負荷側の運転領域Ａ２では筒内温度が比較的高温となっていることからノッキング発生率が高くなる。従って、負荷増大期間の初期に予め定められた噴射量を増量分の燃料として圧縮行程の後半に噴射することにより、この増量分の燃料の気化潜熱により後続気筒２Ｂ，２Ｃでのノッキングの発生を効果的に抑制するものとなされている。
【００８８】
一方、高負荷側ないし高回転側の運転領域Ｂでは通常運転モードとされ、前述のように第１排気弁３２ａ及び第１吸気弁３１ａが作動状態、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８に示すようになり、各気筒２Ａ〜２Ｄの吸気ポート１１，１１ａ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１１，１１ａに新気が導入されるとともに各気筒２Ａ〜２Ｄの排気ポート１２，１２ａ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。
【００８９】
上記のように、後続気筒の圧縮自己着火が行われる運転領域（運転領域Ａ、所定条件下で運転領域ＡＢ）で、ノッキング生じやすい運転状態、つまり上記高負荷側運転領域Ａ２、運転領域ＡＢの運転状態にあることが確認された場合に、エンジンの増大に伴う増量分の燃料を少なくとも後続気筒２Ｂ，２Ｃで噴射し、この噴射時期を圧縮行程の後半に設定しているので、エンジンの出力を確保しつつ、増量分の燃料の活性化を効果的に抑制しつつ、この燃料の気化潜熱を有効に利用して、後続気筒２Ｂ，２Ｃでの筒内温度や筒内圧力を低下させてノッキングの発生を効果的に抑制することができる。
【００９０】
なお、上記ＥＣＵ４０にノッキングの発生時の振動を検出する圧電素子からなるノックセンサを接続し、上記特殊運転モードとされる運転領域Ａのうち高負荷側の運転領域Ａ２で、上記ノックセンサからの出力に基づいてノッキングの発生が検出された場合に分割噴射を実行するように設定してもよい。
【００９１】
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。他の実施形態を以下に説明する。
【００９２】
▲１▼上記実施形態では、高負荷側の運転領域Ａ２，ＡＢで、エンジンの負荷の増大に伴って増量された燃料の少なくとも一部を後続気筒２Ｂ，２Ｃで噴射し、後続気筒２Ｂ、２Ｃではこの増量分の燃料を全て圧縮行程の後半に噴射するように燃料噴射制御手段が設定されているが、例えば上記増量分の燃料を含めた後続気筒での総噴射量を適当な割合で前期噴射と後期噴射とに分割し、前期噴射の噴射時期を吸気行程に設定するとともに後期噴射の噴射時期を圧縮行程の後半に設定するように燃料噴射制御手段を構成してもよい。このように構成すれば、上記実施形態と同様に、後続気筒で圧縮自己着火が実行される運転領域を高負荷側に拡大しつつ、出力性能を担保することができ、しかもノッキングを効果的に抑制することができる。また、このように後続気筒への総噴射量を適当な割合で前期噴射と後期噴射とに分割するので、ノッキングの発生のし易さ等を考慮して、分割噴射時における燃料の後期噴射量を任意に設定することができる。
【００９３】
従って、例えば燃焼室４内のイオン電流値を検出するイオン電流センサ、筒内指圧を検出する指圧センサまたはノッキングの発生時の振動を検出する圧電素子からなるノックセンサ等により検出された最大圧力位置、ノッキングの激しさ等に基づき、ノッキングの発生がし易いか否かを検出して、ノッキングが発生し易い筒内雰囲気にある場合には、燃料の総噴射量に対する後期噴射量の割合を、ノッキングが生じにくい運転状態にある場合に比べて大きくするように燃料噴射制御手段４５を設定し、気化潜熱による筒内温度、圧力の低減効果を増強せしめて後続気筒でのノッキングをより一層効果的に防止するものとすることができる。
【００９４】
また、この場合に、前期噴射の噴射量を後期噴射の噴射量よりも多く設定し、エンジンの出力を十分に確保しつつ、後続気筒で確実に圧縮自己着火を実行させて燃費及びエミッションの改善効果を高める一方、ノッキングが生じ易い運転状態にある場合には分割噴射時における燃料の後期噴射時期を圧縮上死点側に近づけ、燃焼室４内温度が低くなる傾向にあるエンジンの低負荷側で失火の発生を効果的に防止しつつ、燃焼室４内の温度が高くなるエンジンの高負荷側でノッキングの発生を効果的に防止するように構成してもよい。
【００９５】
▲２▼上記実施形態では、エンジンの負荷の増大に伴って燃料を増量してエンジン出力に見合った総噴射量を先行気筒２Ａ，２Ｄと後続気筒２Ｂ，２Ｃに振り分けて噴射し、後続気筒２Ｂ，２Ｃでの増量分の燃料を全て圧縮行程で噴射するものとなされているが、例えばエンジンの負荷の増大に伴って増量した燃料を先行気筒２Ａ，２Ｄに振り分けることなく、全て後続気筒２Ｂ，２Ｃで噴射するように燃料噴射制御手段４５を設定し、この増量分の燃料を含めた後続気筒２Ｂ，２Ｃでの噴射時期を圧縮行程の後半に終了するように設定してもよい。ここで、噴射時期を圧縮行程の後半に終了するとは、分割噴射における最終噴射時期（前期噴射と後期噴射との２回分割噴射とした場合には後期噴射の噴射時期）が圧縮行程の後半に設定されて噴射時期が圧縮行程の後半に終了するものの他、例えば後続気筒２Ｂ，２Ｃで１回噴射としてこの１回噴射の噴射時期を圧縮行程の後半に設定され、噴射時期が圧縮行程の後半に終了するものも含まれる。
【００９６】
このように構成しても、上記実施形態と同様に、後続気筒２Ｂ，２Ｃで圧縮自己着火が実行される運転領域を高負荷側に拡大しつつ、出力性能を担保することができ、しかもノッキングを効果的に抑制することができる。
【００９７】
なお、前期噴射と後期噴射との分割噴射が採用されている場合には、前期噴射の噴射時期は吸気行程に設定される一方、後期噴射の噴射時期は圧縮行程の後半に設定されるのが好ましい。このように構成すれば、後続気筒での圧縮自己着火が確実に実行される一方、エンジン出力を十分に確保することができる。
【００９８】
▲３▼上記実施形態では、先行気筒２Ａ，２Ｄでは強制点火による燃焼が行われるように構成しているが、先行気筒２Ａ，２Ｄにおいても圧縮自己着火による燃焼と強制点火による燃焼をエンジンの温度状態等に応じて切り換えて行わせるものであってもよい。
【００９９】
▲４▼特殊運転モードのうちの後続気筒が圧縮自己着火モードとされるときに、上記実施形態では単に後続気筒２Ｂ，２Ｃに対する点火を停止しているが、後続気筒２Ｂ，２Ｃに対し、強制点火とする場合の点火時期よりも所定量リタードした時期にバックアップのための点火を行わせるようにしてもよい。このバックアップのための点火は、圧縮上死点より後であって、圧縮上死点の近傍に設定すればよい。
【０１００】
このようにすれば、圧縮自己着火モードにおいて、何らかの原因で圧縮自己着火が良好に行われないような事態が生じた場合でも、上記バックアップのための点火により着火燃焼が行われ、トルク変動が避けられるとともに、エミッションの悪化が防止される。
【０１０１】
▲５▼基本実施形態では弁停止機構を用いて２気筒接続状態と各気筒独立状態とに吸・排気流通状態を切換可能としているが、吸・排気通路及び気筒間ガス通路に開閉弁を設けてこれらの通路の開閉により２気筒接続状態と各気筒独立状態とに切換え得るようにしておいてもよい。
【０１０２】
▲６▼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。
【０１０３】
【発明の効果】
以上のようにこの発明のエンジン制御装置によると、特殊運転モードとされた場合に、排気行程と吸気行程とが重なる一対の気筒間における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及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。
【０１０４】
そして、特に本発明では、定常負荷領域からエンジンに負荷を与えながら加速して高負荷側の運転領域に移行する場合に、この移行期間中においては定常時特殊運転モード域を高負荷側に超える運転域でも特殊運転モードのまま維持される。従って、エンジンに負荷を与えながら加速する加速期間については、上記定常時特殊運転モード域に加えてこの負荷域を高負荷側に超える運転域についても特殊運転モードでエンジンの吸・排気及び燃焼状態が制御され、特殊運転モードとされる運転領域を特定の加速期間について一時的に拡大して燃費及びエミッション改善効果の向上を図ることができる。
【０１０５】
しかも、特殊運転モードとされる運転領域を定常時特殊運転モード域よりも高負荷側に拡大した場合には、後続気筒でのノッキングの発生が懸念されるが、加速に伴う燃料の増量分等を含めた後続気筒での燃料の噴射時期を工夫することにより、すなわち後続気筒における圧縮行程の後半に噴射される燃料の活性化を抑制しつつ、その気化潜熱を有効に利用して、後続気筒の筒内温度及び筒内圧力の上昇を抑制し、或いは筒内温度及び筒内圧力を低減することにより、後続気筒でのノッキングを効果的に抑制することができる。
【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】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５】先行気筒及び後続気筒の燃焼サイクルを示す説明図ある。
【図６】分割噴射時における各気筒の排気行程、吸気行程、燃料噴射時期及び点火時期等を示す図である。
【図７】低負荷低回転時の実質的な新気及びガスの流通経路を示す説明図である。
【図８】高負荷、高低回転側の運転領域にある時の実質的な新気及びガスの流通経路を示す説明図である。
【図９】上記図４における運転状態の移行状況を示す説明図である。
【図１０】上記図４における運転状態の移行状況を示す説明図である。
【符号の説明】
２Ａ，２Ｄ 先行気筒
２Ｂ，２Ｃ 後続気筒
２２ 気筒間ガス通路
４１ 運転状態判別手段（運転モード制御手段）
４２ 弁停止機構制御手段（運転モード制御手段）
４３ 吸入空気量制御手段（運転モード制御手段）
４４ 燃焼状態制御手段
４５ 燃料噴射制御手段
４６ 点火制御手段
Ａ 定常自得種運転モード域
Ａ２ 高負荷側運転域
ＡＢ 超定常負荷域[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for a spark ignition type engine, and more particularly to a device for controlling the combustion state of each cylinder in order to improve fuel consumption and emissions in a multi-cylinder engine.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, in a spark ignition engine, a technique for improving fuel consumption 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 is known. When a fuel injection valve that directly injects fuel into the room is provided and the engine is in an operating state in a low rotation / low load region, the fuel is injected from the fuel injection valve in the compression stroke, and stratified combustion is performed. One that realizes lean combustion is known (for example, see Patent Document 1).
[0003]
In such an engine, an ordinary three-way catalyst (a catalyst having a high purification performance in the vicinity of the theoretical 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 the purification performance cannot be obtained, as shown in Patent Document 1, a lean NOx catalyst is provided that adsorbs NOx in an oxygen-excess atmosphere and releases and reduces NOx in an oxygen concentration-reduced atmosphere. When such a lean NOx catalyst is used, if the NOx adsorption amount of the lean NOx catalyst increases during the lean operation, for example, as shown in Patent Document 1, additional fuel is injected during the expansion stroke in addition to the main combustion. By doing so, 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]
Japanese Patent Laid-Open No. 10-29836
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
In an engine that performs the conventional lean operation as described above, it is necessary to provide the lean NOx catalyst in the exhaust passage in order to ensure NOx purification performance during the lean operation, which is disadvantageous in terms of 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 removing additional NOx or supplying additional fuel for reduction when the NOx adsorption amount increases as described above. is there. Furthermore, when the fuel used contains a large amount of sulfur, it is necessary to perform regeneration processing such as catalyst heating treatment and reducing material supply to eliminate sulfur poisoning of the lean NOx catalyst. descend. Moreover, if the air-fuel ratio of the air-fuel mixture becomes leaner than a certain level, the combustion speed becomes too slow and combustion close to the end does not contribute to work, so there is a limit to fuel efficiency improvement by leaning in stratified combustion .
[0006]
In addition, compression self-ignition has been studied as another method for improving fuel efficiency. This compression self-ignition is to make the fuel self-ignite by setting the combustion chamber at a high temperature and high pressure at the end of the compression stroke as in the case of a diesel engine. The air-fuel ratio is extremely lean or a large amount of EGR is introduced. Even in such a state, if such compression self-ignition is performed, the entire combustion chamber burns all at once, so that slow combustion that does not contribute to work is avoided, which is advantageous in improving fuel consumption.
[0007]
However, in a normal spark ignition type gasoline engine, forced ignition is required for combustion, and the temperature and pressure in the combustion chamber near the compression top dead center cannot be increased to such an extent that compression self-ignition occurs. In order to perform compression self-ignition, special measures are required to significantly increase the temperature or pressure in the combustion chamber. Conventionally, however, knocking in a high load range, that is, before the flame propagates in the combustion chamber, While avoiding abnormal combustion due to spontaneous ignition of the air-fuel mixture, it has been difficult to increase the temperature or pressure in the combustion chamber to such an extent that compression self-ignition occurs in the partial load region where fuel efficiency improvement is required.
[0008]
Therefore, in order to achieve a significant fuel economy improvement effect by using both lean combustion and compression self-ignition, the present applicant has made an exhaust stroke between a pair of cylinders in which the exhaust stroke and the intake stroke overlap in a partial load region of the engine. A two-cylinder connected state in which burned gas discharged from a certain preceding cylinder is directly introduced into a succeeding cylinder in the intake stroke through an inter-cylinder gas passage, and the lean air / fuel ratio in the preceding cylinder is greater than the stoichiometric air / fuel ratio. In the spark ignition engine, combustion is performed by forced ignition, and fuel is supplied to the burned gas having a lean air-fuel ratio introduced from the preceding cylinder in the subsequent cylinder so that the combustion is performed by compression self-ignition. A technology related to a control device has been filed (Japanese Patent Application No. 2002-185242).
[0009]
Based on such a technique, the present invention enables combustion by compression self-ignition in a subsequent cylinder to be effectively performed in a wider operating range while suppressing the occurrence of knocking, and improves fuel consumption and emissions. A control device for a spark ignition engine capable of enhancing the effect is provided.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
The invention according to claim 1 is a multi-cylinder spark ignition engine in which the combustion cycle of each cylinder is performed with a predetermined phase difference, and the intake / exhaust and combustion states of the engine in a predetermined partial load region of the engine 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 directly applied to the subsequent cylinder in the intake stroke. While the two-cylinder connection state is established such that the gas introduced from the inter-cylinder gas passage and the gas discharged from the subsequent cylinder is guided to the exhaust passage, the air-fuel ratio in the preceding cylinder is a lean air-fuel ratio larger than the stoichiometric air-fuel ratio. Combustion is performed, and in the subsequent cylinder, fuel is supplied to the burned gas having a lean air-fuel ratio introduced from the preceding cylinder, and combustion is performed by compression self-ignition. The control device for the spark ignition type engine is a special operation mode in which the engine intake / exhaust and combustion states are controlled in the special operation mode in the steady special operation mode, which is a predetermined partial load region of the engine. Operation mode control means for controlling the above control mode during the transition period to be maintained in the special operation mode in the operation region exceeding the normal special operation mode region when shifting from the normal special operation mode region to the high load side operation region When the special operation mode is set, the fuel injection timing for the succeeding cylinder is set to the intake stroke, while the engine load increases to shift to the operation range exceeding the steady-state special operation mode range. As a result of this increase, at least the amount of fuel injected into the subsequent cylinder is increased and the fuel injection timing for this increased amount is set in the second half of the compression stroke. It is characterized in that a fuel injection control means.
[0011]
According to the present invention, when the special operation mode is set in the normal special operation mode region that is a partial load region of the engine and combustion is performed by compression self-ignition in the subsequent cylinder, the thermal efficiency is improved by lean combustion in the preceding cylinder. In addition, the fuel efficiency improvement effect can be obtained by reducing the pumping loss, and in the succeeding cylinder, the combustion efficiency can be improved by compression self-ignition and the fuel efficiency improvement effect can be obtained by reducing the pumping loss. Then, when shifting from the steady state special operation mode region to the high load side operation region by the acceleration operation for increasing the engine load, during the transition period, the steady state special operation mode region is exceeded to the high load side. Since the engine is maintained in the special operation mode even in the operation region, the acceleration operation period during which the load is applied to the engine is not limited to the normal operation mode region in the normal state, but in the operation region that exceeds the normal operation mode region in the normal state. In the special operation mode, the intake / exhaust and combustion states of the engine are controlled. For this reason, it is possible to temporarily expand the operation region to be in the special operation mode for a specific acceleration operation period, and to effectively perform combustion by compression self-ignition in the subsequent cylinder in a wider operation region. , Fuel efficiency and emission improvement effect can be enhanced.
[0012]
Here, in the special operation mode, high-temperature burned gas in the preceding cylinder is introduced into the succeeding cylinder, so if the engine load is increased to the operation region exceeding the special operation mode region in the steady state to the high load side, knocking Although there is a concern about the occurrence of this, in the present invention, the fuel injection control means controls the fuel to be injected in the latter half of the compression stroke by increasing the amount of fuel in the succeeding cylinder due to the acceleration. The occurrence of knocking can be effectively suppressed by lowering the temperature and pressure in the succeeding cylinder using the latent heat of vaporization of the fuel. In addition, since the increased amount of fuel is injected in the latter half of the compression stroke, the activation of the increased amount of fuel can be suppressed and the occurrence of knocking can be effectively prevented.
[0013]
The invention according to claim 2 is the spark ignition engine control device according to claim 1, wherein the fuel injection control means is configured such that the engine load is stable or reduced in the operation region in which the special operation mode is set. While the air-fuel ratio of the subsequent cylinder in the engine is substantially the stoichiometric air-fuel ratio, the air-fuel ratio in the case where the engine load is increased in the operating region on the high load side among the operating regions in the special operation mode is the stoichiometric air-fuel ratio. The fuel injection amount is controlled so that the rich air-fuel ratio is smaller than the fuel ratio.
[0014]
With this configuration, when the engine load is stable or decreased in the high load side operation region of the operation region in the special operation mode, the burnt of the stoichiometric air-fuel ratio discharged from the subsequent cylinder is performed. Since the gas is introduced into the exhaust passage, the exhaust purification performance is sufficiently ensured only by the three-way catalyst, while the engine load in the operation region in which the special operation mode is set increases, By making the air-fuel ratio rich air-fuel ratio and increasing the fuel injection amount accompanying the increase in engine load to improve the subsurface latent heat effect, the occurrence of knocking due to the transition of the operating state is more effective. Can be prevented.
[0015]
According to a third aspect of the present invention, in the spark ignition engine control device according to the first or second aspect, the fuel injection control means is configured such that the engine load increases in the operation region in which the special operation mode is set. Is controlled so as to inject a predetermined fuel injection amount as an amount of increase in the fuel at the beginning of the load increase period.
[0016]
With this configuration, a predetermined amount of fuel is injected as an increased amount of fuel while injecting a predetermined amount of fuel to improve engine output response, regardless of the required torque accompanying an increase in engine load. The occurrence of knocking can be effectively prevented by vaporizing the fuel.
[0017]
According to a fourth aspect of the present invention, in the control device for the spark ignition type engine according to the third aspect, the fuel injection control means increases the load when the engine load increases in the operation region in the special operation mode. The ratio of the increased fuel injection amount to the total injection amount of the subsequent cylinders at the beginning of the period is controlled to be larger than in the period after the initial period of the load increase period, while the initial period of the load increase period is In the period exceeding the period, control is performed so that the amount is increased according to the engine load.
[0018]
In other words, when the throttle is opened and the operating state of the engine is shifted to the operating region on the high load side, in the initial stage of the load increase period, the inflow air amount increases at a stretch and the air-fuel ratio often changes suddenly to the lean side. It is generally known that knocking is likely to occur due to this sudden change in the air-fuel ratio. However, according to the above configuration, since the ratio of the increased amount of fuel to the total injection amount of the subsequent cylinders is set large in the initial stage in the load increase period, knocking is more effectively generated by the latent heat of vaporization of the increased amount of fuel. Can be suppressed.
[0019]
According to a fifth aspect of the present invention, in the control device for a spark ignition engine according to any one of the first to fourth aspects, the operation mode control means has a rapid acceleration equal to or higher than a preset reference acceleration value. When the engine load increases due to the above, the control mode for the intake / exhaust of the engine and the combustion state is switched to the normal operation mode in which each cylinder burns independently.
[0020]
According to this configuration, the engine output according to the driver's desire can be ensured with the control mode as the normal operation mode. In addition, when switching between driving modes, torque shocks (temporarily increasing torque) due to intake air response delays can be distorted by vibrations during sudden acceleration, creating a sense of discomfort for passengers such as drivers. Absent.
[0021]
The invention according to claim 6 is a multi-cylinder spark ignition engine in which the combustion cycle of each cylinder is performed with a predetermined phase difference, and the intake / exhaust and combustion states of the engine in a predetermined partial load region of the engine. 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 directly applied to the subsequent cylinder in the intake stroke. While the two-cylinder connection state is established such that the gas introduced from the inter-cylinder gas passage and the gas discharged from the subsequent cylinder is guided to the exhaust passage, the air-fuel ratio in the preceding cylinder is a lean air-fuel ratio larger than the stoichiometric air-fuel ratio. Combustion is performed, and in the subsequent cylinder, fuel is supplied to the burned gas having a lean air-fuel ratio introduced from the preceding cylinder, and combustion is performed by compression self-ignition. The control device for the spark ignition type engine is a special operation mode in which the engine intake / exhaust and combustion states are controlled in the special operation mode in the steady special operation mode, which is a predetermined partial load region of the engine. Operation mode control means for controlling the above control mode during the transition period to be maintained in the special operation mode in the operation region exceeding the normal special operation mode region when shifting from the normal special operation mode region to the high load side operation region When the engine load is increased and the operation region is shifted to an operation region exceeding the normal special operation mode region, the fuel injection amount for at least the subsequent cylinder is increased along with this increase. Then, the total fuel injection amount including the increased amount for the succeeding cylinder is divided and injected into the first and second periods. Further comprising kicking a fuel injection control means for setting the second half of the later injection timing compression stroke of the fuel is characterized in.
[0022]
According to the present invention, when the special operation mode is set in the normal special operation mode region that is a partial load region of the engine and combustion is performed by compression self-ignition in the subsequent cylinder, the thermal efficiency is improved by lean combustion in the preceding cylinder. In addition, the fuel efficiency improvement effect can be obtained by reducing the pumping loss, and in the succeeding cylinder, the combustion efficiency can be improved by compression self-ignition and the fuel efficiency improvement effect can be obtained by reducing the pumping loss. Then, when shifting from the steady state special operation mode region to the high load side operation region by the acceleration operation for increasing the engine load, during the transition period, the steady state special operation mode region is exceeded to the high load side. Since the engine is maintained in the special operation mode even in the operation region, the acceleration operation period during which the load is applied to the engine is not limited to the normal operation mode region in the normal state, but in the operation region that exceeds the normal operation mode region in the normal state. In the special operation mode, the intake / exhaust and combustion states of the engine are controlled. For this reason, it is possible to temporarily expand the operation region to be in the special operation mode for a specific acceleration operation period, and to effectively perform combustion by compression self-ignition in the subsequent cylinder in a wider operation region. , Fuel efficiency and emission improvement effect can be enhanced.
[0023]
Here, if the engine load is increased to an operation region that exceeds the normal special operation mode region on the high load side, there is a concern about the occurrence of knocking. However, in the present invention, at least when the engine load increases, at least the succeeding cylinder The total fuel injection amount including the increased amount for the subsequent cylinder is divided and injected into the first and second periods, and the later injection timing of the fuel at the time of the divided injection is Since it is set in the latter half, it is possible to effectively suppress the occurrence of knocking by reducing the temperature and pressure in the succeeding cylinder by using the latent heat of vaporization of the fuel at the time of late injection while securing the output of the engine. In addition, since the fuel at the time of the late injection is injected in the latter half of the compression stroke, the activation of the fuel by this late injection can be suppressed and the occurrence of knocking can be effectively prevented. Further, since the total injection amount for the subsequent cylinders is divided, it is possible to arbitrarily set the late injection amount of the fuel at the time of divided injection in consideration of the ease of occurrence of knocking or the like.
[0024]
According to a seventh aspect of the present invention, in the control device for the spark ignition engine according to the sixth aspect, the fuel injection control means is configured to provide a total fuel injection amount when the subsequent cylinder is in an operation state in which knocking is likely to occur. The ratio of the late injection amount with respect to is controlled so as to be larger than the above-described ratio in an operating state in which knocking is unlikely to occur.
[0025]
With this configuration, when it is confirmed that the engine is in an operation state in which knocking is likely to occur due to a high temperature in the combustion chamber of the subsequent cylinder, the late injection amount to be injected in the latter half of the compression stroke is set. By increasing the number, the occurrence of knocking in the succeeding cylinder can be effectively prevented by utilizing the latent heat of vaporization caused by the latter-stage injection.
[0026]
According to an eighth aspect of the present invention, in the spark ignition engine control apparatus according to the sixth or seventh aspect, the first injection amount of the fuel at the time of the divided injection is set to be larger than the latter injection amount, while knocking is not performed. When the operating state is likely to occur, the late injection timing of the fuel at the time of split injection is brought closer to the compression top dead center side.
[0027]
According to this configuration, by increasing the ratio of the first-stage injection amount, the subsequent cylinders can reliably perform compression self-ignition to improve the fuel efficiency and emission, and the second-stage injection timing is brought closer to the compression top dead center side. Effectively prevents the occurrence of misfiring on the low load side of the engine where the temperature in the combustion chamber tends to be low, while effectively preventing knocking on the high load side of the engine where the temperature in the combustion chamber tends to be high Can be prevented.
[0028]
The invention according to claim 9 is a multi-cylinder spark ignition engine in which the combustion cycle of each cylinder is performed with a predetermined phase difference, and the intake / exhaust and combustion states of the engine in a predetermined partial load region of the engine 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 directly applied to the subsequent cylinder in the intake stroke. While the two-cylinder connection state is established such that the gas introduced from the inter-cylinder gas passage and the gas discharged from the subsequent cylinder is guided to the exhaust passage, the air-fuel ratio in the preceding cylinder is a lean air-fuel ratio larger than the stoichiometric air-fuel ratio. Combustion is performed, and in the subsequent cylinder, fuel is supplied to the burned gas having a lean air-fuel ratio introduced from the preceding cylinder, and combustion is performed by compression self-ignition. The control device for the spark ignition type engine is a special operation mode in which the engine intake / exhaust and combustion states are controlled in the special operation mode in the steady special operation mode, which is a predetermined partial load region of the engine. Operation mode control means for controlling the above control mode during the transition period to be maintained in the special operation mode in the operation region exceeding the normal special operation mode region when shifting from the normal special operation mode region to the high load side operation region When the engine is in the special operation mode and the engine load is stable or decreasing, the fuel injection timing for the subsequent cylinder is set to the intake stroke, while the engine load increases and the When shifting to an operation region that exceeds the special operation mode region, the fuel injection amount for the succeeding cylinder is increased along with this increase, and the increase amount is increased. It is characterized in that a fuel injection control means for setting an injection timing of fuel, including fees to end in the latter half of the compression stroke.
[0029]
According to the present invention, when the special operation mode is set in the normal special operation mode region that is a partial load region of the engine and combustion is performed by compression self-ignition in the subsequent cylinder, the thermal efficiency is improved by lean combustion in the preceding cylinder. In addition, the fuel efficiency improvement effect can be obtained by reducing the pumping loss, and in the succeeding cylinder, the combustion efficiency can be improved by compression self-ignition and the fuel efficiency improvement effect can be obtained by reducing the pumping loss. Then, when shifting from the steady state special operation mode region to the high load side operation region by the acceleration operation for increasing the engine load, during the transition period, the steady state special operation mode region is exceeded to the high load side. Since the engine is maintained in the special operation mode even in the operation region, the acceleration operation period during which the load is applied to the engine is not limited to the normal operation mode region in the normal state, but in the operation region that exceeds the normal operation mode region in the normal state. In the special operation mode, the intake / exhaust and combustion states of the engine are controlled. For this reason, it is possible to temporarily expand the operation region to be in the special operation mode for a specific acceleration operation period, and to effectively perform combustion by compression self-ignition in the subsequent cylinder in a wider operation region. , Fuel efficiency and emission improvement effect can be enhanced.
[0030]
Here, when the engine load is increased to an operation region that exceeds the normal special operation mode region on the high load side, there is a concern about the occurrence of knocking, but in the present invention, at least the fuel that increases with the acceleration is increased. Since the injection is made to the succeeding cylinder, the generation of knocking is effectively suppressed by lowering the temperature and pressure in the succeeding cylinder by using the latent heat of vaporization of the fuel injected to the succeeding cylinder while securing the output of the engine. Can do. Moreover, since the fuel injection control means sets the fuel injection timing including the increased amount of fuel to end in the latter half of the compression stroke, it is possible to effectively suppress the activation of the increased amount of fuel while effectively suppressing the activation of the increased amount of fuel. The occurrence of knocking can be prevented.
[0031]
According to a tenth aspect of the present invention, in the control device for the spark ignition engine according to the ninth aspect, the fuel injection control means is configured such that when the engine load is increased in the operation region in which the special operation mode is set, the succeeding cylinder The fuel is divided and injected, and the first injection timing of the fuel at the time of the divided injection is set to the intake stroke, while the latter injection timing of the fuel at the time of the divided injection is set to the second half of the compression stroke.
[0032]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
FIG. 1 shows a schematic configuration 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 2 </ b> A to 2 </ b> D, and a combustion chamber 4 is formed above the piston 3.
[0033]
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. An ignition circuit 8 capable of controlling the ignition timing by electronic control is connected to the spark plug 7.
[0034]
A fuel injection valve 9 that directly injects fuel into the combustion chamber 4 is provided at 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 from a fuel injection control means (to be described later), the fuel injection valve 9 is driven and opened for a time corresponding to the pulse width at the pulse input timing. The fuel is injected and an amount of fuel corresponding to the valve opening time is injected. The fuel injection valve 9 is supplied with fuel by a fuel pump (not shown) through a fuel supply passage and the like, and a fuel supply system is provided so that a fuel pressure higher than the pressure in the combustion chamber in the compression stroke can be applied. Is configured.
[0035]
Further, intake ports 11, 11a, 11b and exhaust ports 12, 12a, 12b are opened to the combustion chambers 4 of the respective cylinders 2A to 2D, and an intake passage 15 and an exhaust passage 20 are connected to these ports. Each port is opened and closed by intake valves 31, 31a, 31b and exhaust valves 32, 32a, 32b.
[0036]
A combustion cycle consisting of intake, compression, expansion, and exhaust strokes is performed with a predetermined phase difference for each of the cylinders 2A to 2D. In the case of a four-cylinder engine, from one end side in the cylinder row direction When referred to as the first cylinder 2A, the second cylinder 2B, the third cylinder 2C, and the fourth cylinder 2D, as shown in FIG. 5, the combustion cycle is the first cylinder 2A, the third cylinder 2C, the fourth cylinder 2D, 2 The operation is performed with a phase difference of 180 ° in crank angle in the order of the numbered cylinder 2B. In FIG. 5, EX is an exhaust stroke, IN is an intake stroke, F is fuel injection, S is forced ignition, and a star mark in the drawing indicates that compression self-ignition is performed.
[0037]
Between a pair of cylinders in which the exhaust stroke and the intake stroke overlap, a cylinder on the intake stroke side (referred to as a preceding cylinder in this specification) from the cylinder on the exhaust stroke side when the exhaust stroke and the intake stroke overlap (this cylinder is referred to as the preceding cylinder). The inter-cylinder gas passage 22 is provided so that the burned gas can be guided as it is to the subsequent cylinder in the specification). In the four-cylinder engine of this embodiment, as shown in FIG. 5, the exhaust stroke (EX) of the first cylinder 2A and the intake stroke (IN) of the second cylinder 2B overlap, and the exhaust stroke (EX) of the fourth cylinder 2D. ) And the intake stroke (IN) of the third cylinder 2C overlap, so that the first cylinder 2A and the second cylinder 2B, the fourth cylinder 2D and the third cylinder 2C form a pair, respectively, and the first cylinder 2A and the fourth cylinder The cylinder 2D is the preceding cylinder, the second cylinder 2B, and the third cylinder 2C are the subsequent cylinders.
[0038]
The intake / exhaust port of each cylinder and the intake passage, exhaust passage, and inter-cylinder gas passage connected to the cylinder are specifically configured as follows.
[0039]
The first cylinder 2A and the fourth cylinder 2D, which are the preceding cylinders, respectively include 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. And a second exhaust port 12b for leading the burned gas to the succeeding cylinder. The second cylinder 2B and the third cylinder 2C, which are the subsequent cylinders, respectively, have a first intake port 11a for introducing fresh air and a second intake port for introducing burned gas from the preceding cylinder. 11b and an exhaust port 12 for sending burned gas to the exhaust passage.
[0040]
In the example shown in FIG. 1, there are two intake ports 11 for the first and fourth cylinders 2A and 2D and two first intake ports 11a for the second and third cylinders 2B and 2C, one for each cylinder. 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 port in the second and third cylinders 2B and 2C are provided in parallel on the part side. 12 are provided in parallel on the right half side of the combustion chamber.
[0041]
The intake port 11 in the 1st and 4th cylinders 2A and 2D and the first intake port 11a in the 2nd and 3rd cylinders 2B and 2C are connected to the downstream end of the branch intake passage 16 for each cylinder in the intake passage 15. Yes. In the vicinity of the downstream end of each branch intake passage 16, a multiple throttle valve 17 that is linked to each other via a common shaft is provided. This multiple throttle valve 17 is driven by an actuator 18 in accordance with a control signal, The intake air amount is adjusted. Note that an air flow sensor 19 that detects an intake air flow rate is provided in a common intake passage upstream of the collecting portion in the intake passage 15.
[0042]
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 are connected to the upstream ends of the cylinder-specific branch exhaust passages 21 in the exhaust passage 20. Yes. Further, an inter-cylinder gas passage 22 is provided between the first cylinder 2A and the second cylinder 2B and between the third cylinder 2C and the fourth cylinder 2D, and the first, fourth cylinder 2A, 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 port 11b of the second and third cylinders 2B and 2C as the subsequent cylinders. Is connected.
[0043]
The inter-cylinder gas passage 22 is a relatively short passage that connects adjacent cylinders, and the amount of heat released while the burned gas discharged from the preceding cylinders 2A and 2D passes through the inter-cylinder gas passage 22 is compared. As a result, it can be reduced to a low level.
[0044]
In the exhaust passage 20, downstream of the branch exhaust passage 21, an air-fuel ratio is detected by detecting the oxygen concentration in the exhaust gas. 2 A sensor 23 is provided. Furthermore O 2 A three-way catalyst 24 is provided in the exhaust passage 20 downstream of the sensor 23 for exhaust purification. As is generally known, the three-way catalyst 24 is highly purified against HC, CO, and NOx when the air-fuel ratio of the exhaust gas is in the vicinity of the stoichiometric air-fuel ratio (that is, the excess air ratio λ is λ = 1). It is a catalyst showing performance.
[0045]
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.
[0046]
The intake port 11, the first exhaust port 12a and the second exhaust port 12b in the preceding cylinders 2A and 2D are provided with an intake valve 31, a first exhaust valve 32a and a second exhaust valve 32b, respectively, and the succeeding cylinders 2B and 2C. The first intake port 11a, the second intake port 11b, and the exhaust port 12 are provided with a first intake valve 31a, a second intake valve 31b, and an exhaust valve 32, respectively. The intake / exhaust valves are controlled at predetermined timings by a valve operating mechanism comprising camshafts 33, 34, etc. so that the intake strokes and exhaust strokes of the cylinders 2A to 2D are performed with a predetermined phase difference as described above. It is driven to open and close.
[0047]
Further, among these intake / exhaust valves, the first exhaust valve 32a, the second exhaust valve 32b, the first intake valve 31a, and the second intake valve 31b are switched between an operating state and a stopped state. A valve stop mechanism 35 is provided. The valve stop mechanism 35 has been known in the art and will not be shown in detail. For example, hydraulic oil can be supplied to and discharged from a tappet interposed between the cams of the camshafts 33 and 34 and the valve shaft. When a hydraulic oil is supplied to the hydraulic chamber, the operation of the cam is transmitted to the valve and the valve is opened and closed. When the hydraulic oil is discharged from the hydraulic chamber, the cam operation is not performed. The valve is stopped by not being able to be transmitted to.
[0048]
A first control valve 37 is provided in the hydraulic oil supply / discharge passage 36 for the valve stop mechanism 35 of the first exhaust valve 32a and the valve stop mechanism 35 of the first intake valve 31a, and the second exhaust valve 32b. A second control valve 39 is provided in the hydraulic oil supply / discharge passage 38 with respect to the valve stop mechanism 35 and the valve stop mechanism 35 of the second intake valve 31b (see FIG. 3).
[0049]
FIG. 3 shows the configuration of the drive and control system. In this figure, an ECU (control unit) 40 for engine control composed of a microcomputer or the like is provided with an air flow sensor 19 and an O 2 A signal from the sensor 23 is input, and a signal from an engine speed sensor 47 for detecting the engine speed and an accelerator position sensor 48 for detecting an accelerator position (accelerator pedal depression amount) for determining the driving state are also included. Have been entered. Control signals are output from the ECU 40 to the fuel injection valves 9, the actuator 18 of the multiple throttle valve 17, and the first and second control valves 39.
[0050]
The ECU 40 includes an operation state determination unit 41, a valve stop mechanism control unit 42, an intake air amount control unit 43, and a combustion state control unit 44.
[0051]
As shown in FIG. 4, the operating state discriminating means 41 includes an operating region A in which the engine operating region is at a low load and low rotation side (a special operation mode region at normal time which is a predetermined partial load region) and a high load side to a high rotation side. The operation state (engine speed and engine load) of the engine, which has a control map divided into the operation region B on the side and is examined by signals from the rotational speed sensor 47 and the accelerator opening sensor 48, etc. It is determined whether the area A or B is present. Based on this determination, as a general rule, in the operation region A on the low-load and low-rotation side, special operation in which burned gas discharged from the preceding cylinder in the exhaust stroke is introduced into the subsequent cylinder in the intake stroke and burned as it is. The mode is selected, and in the operation region B on the high load side or high rotation side, the normal operation mode in which each cylinder is made to burn independently is selected.
[0052]
In addition, when the operation state is in the special operation mode region A, the operation state determination means 41 determines whether the region A is in the low load side operation region A1 or the high load side operation region A2. It has become.
[0053]
Further, the operating state discriminating means 41 discriminates whether or not the accelerator is continuously on (depressed) based on the input from the accelerator opening sensor 48. If it is determined that the predetermined condition is satisfied based on the operation region A, the operation region in which the special operation mode is selected is changed from the operation region A to the super steady load region AB (operation) on the higher load side than the operation region A. The area is enlarged to a part of area B).
[0054]
In the present embodiment, the operating state determination means 41 is also configured to determine the super steady load area AB indicated by the chain line in FIG. 4. When the super steady load area AB is exceeded, a predetermined condition is established. Even in this case, the operation mode is switched to the normal operation mode.
[0055]
Specifically, when the accelerator is continuously on, the operating state determination unit 41 determines that the engine operating state increases from the normal special operation mode area A to the normal operation mode. The special operation mode is continuously maintained without switching to the normal operation mode even when the operation region B on the high load side selected is shifted to the super steady load region AB. Then, the operating state discriminating means 41 starts from the special operation mode when the accelerator opening sensor 48 detects that the accelerator is turned off from the state in which the special operation mode is maintained in the super steady load region AB. It is supposed to switch to the operation mode.
[0056]
That is, in the present embodiment, the condition for expanding the operation region in which the special operation mode is selected to the operation region AB is as follows: (1) When the accelerator opening sensor 48 detects that the accelerator is turned on. (2) The fact that the engine operating state is in the steady load region A, and (2) the state that the accelerator is being turned on by the accelerator opening sensor 48 has been shifted to the operating region AB on the high load side. Two points are set.
[0057]
In this embodiment, the accelerator opening sensor 48 is used to detect whether the accelerator is on or off. However, a simple sensor that detects only the accelerator on / off may be provided separately. Not too long.
[0058]
Further, the driving state discriminating means 41 calculates an acceleration value according to the detection result from the accelerator opening sensor 48, and the calculated acceleration value is not less than a predetermined reference acceleration value set in advance and suddenly accelerates. When it is determined that the engine is operating, the control mode is switched from the special operation mode to the normal operation mode, and the engine output is ensured.
[0059]
The valve stop mechanism control means 42 is in a two-cylinder connection state in which the burned gas of the preceding cylinder is introduced into the succeeding cylinder via the inter-cylinder gas passage 22 in the special operation mode, and fresh air is introduced into each cylinder in the normal operation mode. The valve stop mechanism 35 is controlled to change the intake / exhaust flow state so that each cylinder is in an independent state. Specifically, the control mode is a special operation mode (operation region A, operation region AB under a predetermined condition). ) By controlling the control valves 37 and 39 according to which of the normal operation mode (operation region B), each valve stop mechanism 35 is controlled as follows.
[0060]
Special operation mode: Stops the first exhaust valve 32a and the first intake valve 31a
The second exhaust valve 32b and the second intake valve 31b are activated.
Normal operation mode: the first exhaust valve 32a and the first intake valve 31a are activated
Stop the second exhaust valve 32b and the second intake valve 31b
[0061]
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 according to the operating state. The throttle opening is controlled according to the target intake air amount. In this case, in the operation region A in the special operation mode and the operation region AB in the special operation mode under a certain condition, the preceding cylinder is in a state in which the intake of air from the branch intake passage 16 to the subsequent cylinders 2B and 2C is blocked. Since the combustion of the succeeding cylinders 2B and 2C is performed while the ratio of the excess air in the burned gas introduced from 2A and 2D to the newly supplied fuel is substantially the stoichiometric air-fuel ratio, the preceding and succeeding cylinders are performed. The amount of air necessary for the combustion of fuel corresponding to the required torque for the two cylinders (the amount of air that has the theoretical air-fuel ratio with respect to the amount of fuel for the two cylinders) is supplied to the preceding cylinders 2A and 2D. In addition, the throttle opening is adjusted.
[0062]
The combustion state control means 44 includes a fuel injection control means 45 and an ignition control means 46. This combustion state control means 44 switches and controls the combustion state according to the operating state of the engine. In principle, the combustion state control means 44 is in the operating region A and the operating region B in FIG. In some cases, the combustion state of the engine is changed depending on the case, but exceptionally, even in the operation region B, the combustion state similar to that in the operation region A is present in the operation region AB under a predetermined condition. It is set to be maintained. When the special operation mode is selected, the fuel injection timing or the like is changed in the high load side operation region (operation region A2, operation region AB under certain conditions). Is set to
[0063]
The fuel injection control means 45 controls the fuel injection amount and injection timing from the fuel injection valve 9 provided in each of the cylinders 2A to 2D according to the operating state of the engine, and at least as the engine load increases. Adjustment is made to increase the total injection amount of fuel injected into each of the succeeding cylinders 2B and 2C. Further, the fuel injection control means 45 is configured so that when the engine load is stable or reduced in the special operation mode, the sum of the fuel injection amounts for both the pair of cylinders is introduced into the preceding cylinders 2A and 2D. The amount of air introduced into the preceding cylinders 2A and 2D is adjusted so that the stoichiometric air-fuel ratio is adjusted with respect to the amount, and when the engine load increases, the sum of the fuel injection amounts for both the pair of cylinders The amount is adjusted to a rich air / fuel ratio smaller than the stoichiometric air / fuel ratio. The ignition control means 46 performs control such as ignition timing control and ignition stop according to the operating state.
[0064]
Specifically, when the operation mode control means including the operation state determination means 41 and the valve stop mechanism control means 42 is in the operation region A1 on the low load low rotation side where the control of the special operation mode is executed, For the preceding cylinders 2A and 2D, the fuel injection amount is controlled so that the air-fuel ratio is a lean air-fuel ratio larger than the stoichiometric air-fuel ratio, and fuel is injected and mixed in the compression stroke as shown in FIG. The injection timing is set so as to cause stratification, and the ignition timing is set so that forced ignition is performed near the compression top dead center. Even in the operation region A1 on the low load and low rotation side, in the operation region on the low load side in this operation region A1, the fuel is injected during the intake stroke to homogenize the air-fuel mixture. Timing is set.
[0065]
When the operation mode control means is in the high load side operation region A2 where the special operation mode control is executed or in the operation region AB where the special operation mode control is executed under a certain condition, the preceding cylinder 2A , 2D, the fuel injection amount is controlled so that the air-fuel ratio is a lean air-fuel ratio larger than the stoichiometric air-fuel ratio, and the fuel is injected during the intake stroke so that the mixture is homogenized. Timing is set, and ignition timing is set so that forced ignition is performed near the compression top dead center. That is, the burnt gas temperature introduced into the succeeding cylinders 2B and 2C is made as low as possible by utilizing the property that the burnt gas temperature is lower in the homogeneous lean burn than in the stratified lean burn at the same air-fuel ratio. It suppresses the occurrence of knocking effectively.
[0066]
On the other hand, for the succeeding cylinders 2B and 2C, fuel is supplied to the burned gas having a lean air-fuel ratio introduced from the preceding cylinders 2A and 2D, and substantially when the subsequent cylinders 2B and 2C burn. The fuel injection amount is controlled so that the stoichiometric air-fuel ratio is obtained, and forced ignition is stopped in order to perform compression self-ignition.
[0067]
The fuel injection timing is set so that the injected fuel is uniformly dispersed in the succeeding cylinders 2B and 2C. The fuel injection timing and the injection amount are controlled by the fuel injection control means 45 depending on the engine operating state and the engine. It differs depending on the increase or decrease of the load. Here, the load increase period in which the engine load is increasing refers to a period until the engine load increases and the engine speed settles to a constant value corresponding to the engine load.
[0068]
That is, in the operation region A1 on the low load side in the operation region A that is set to the special operation mode, fuel is injected in the intake stroke of the subsequent cylinders 2B and 2C as shown in FIG. 5 regardless of the increase or decrease of the engine load. Thus, the injection timing is set so that the injected fuel is uniformly dispersed.
[0069]
On the other hand, in the operation region A in the special operation mode, in the operation region on the high load side (operation region A2) or the operation region AB on the high load side of the operation region A, when the engine load is stable, When the load is reduced, as shown in FIG. 5, the injection timing is set so as to inject fuel in the intake stroke of the subsequent cylinders 2B and 2C, and the injected fuel is uniformly dispersed. Yes.
[0070]
On the other hand, when the engine load increases in these operating regions A2 and AB, the fuel is increased as the engine load increases, and at least a part of the increased amount of fuel follows. As shown in FIG. 6, all of the increased amount of fuel in the succeeding cylinders 2B and 2C is compressed in the cylinders 2B and 2C separately from the injection F1 in the intake stroke. The injection timing is set so that the injection F2 is performed in the latter half of the stroke (after 90 degrees before compression top dead center at the crank angle). That is, when the engine load is increased in these operation regions A2 and AB, fuel is injected F1 in the intake stroke of the succeeding cylinders 2B and 2C, and in the latter half of the compression stroke of the cylinders 2B and 2C. The injection timing is set so as to inject fuel F2, and split injection is executed. In FIG. 6, regions indicated by reference numerals 31, 32 b, 31 b, and 32 indicate valve opening periods of the intake valve 31, the second exhaust valve 32 b, the second intake valve 31 b, and the exhaust valve 32, respectively.
[0071]
Here, the fuel split injection in the succeeding cylinders 2B and 2C will be described in detail. That is, when the engine load increases, the fuel injection control means 45 increases the total fuel injection amount for the succeeding cylinders 2B and 2C, and the fuel injection timing (F2 injection timing) for this increase. Is set in the second half of the compression stroke. The injection timing at which the injection F2 is injected in the latter half of the compression stroke is set closer to the compression top dead center (TDC) as the engine operating state is in the operation region on the high load high rotation side. By setting in this way, it is possible to effectively suppress knocking while reliably preventing misfire of the engine.
[0072]
By the way, when there is an operation state in the operation region A2 on the high load side in the operation region A, there is an output from the accelerator opening sensor 48, and when the engine load increases, as described above, the engine load increases. The fuel injection amount is increased, but when the initial period of the engine load increase period is in the operation region A2, a predetermined injection amount is injected as the fuel injection amount for the increased amount. ing. That is, the fuel injection amount corresponding to this increased amount is set to a predetermined amount for the initial period in the engine load increase period, more specifically, for the first one cycle of the engine in the engine load increase period. This predetermined amount is calculated in advance through experiments or the like from the viewpoint of effectively preventing the occurrence of knocking and improving the responsiveness during acceleration, and is set as a prospective value for an increase in engine load. In the present embodiment, the predetermined amount of fuel injection for the increased amount is set to be the maximum of the increased amount of fuel injected during the engine load increase period. In the second and subsequent cycles of the engine during the engine load increase period, the required fuel injection amount is calculated as the engine load increases based on the detection from the accelerator opening sensor 48, and the injection is performed based on the calculated value. The amount is to be determined.
[0073]
In this embodiment, the timing for injecting a predetermined amount of fuel is set to the first cycle, but if it is the initial period in the engine load increase period, for example, the second cycle is also set in advance. Alternatively, it may be set to inject the predetermined fuel.
[0074]
Then, a pulse signal corresponding to these injection amounts is output from the fuel injection control means 45 to the fuel injection valve 9, and is driven for a time corresponding to the pulse width at this pulse input timing to open the valve. An amount of fuel corresponding to the time is injected.
[0075]
Further, when the engine operating state is in the high load side or the high rotation side operation region B, the air-fuel ratio of each cylinder 2A to 2D is set to the stoichiometric air-fuel ratio or lower as control in the normal operation mode. For example, the fuel injection amount is controlled so that the stoichiometric air-fuel ratio is set in, for example, most of the operating region B, and richer than the stoichiometric air-fuel ratio in the fully-open load and the operating region in the vicinity thereof. In this case, the injection timing is set so that the air-fuel mixture is made uniform by injecting fuel to each of the cylinders 2A to 2D and the cylinders 2A to 2D are forcedly ignited. To.
[0076]
The operation of the apparatus of the present embodiment as described above will be described with reference to FIGS. That is, in the operation region A on the low load and low rotation side, the special operation mode is set. As described above, the first exhaust valve 32a and the first intake valve 31a are stopped, and the second exhaust valve 32b and the second intake valve 31b are By being in the operating state, the flow path of substantial fresh air and gas is as shown in FIG. 7, and the burned gas discharged from the preceding cylinders 2A and 2D continues through the inter-cylinder gas passage 22 as it is. In addition to being introduced into the cylinders 2B and 2C, a two-cylinder connection state is established in which only the exhaust gas discharged from the subsequent cylinders 2B and 2C is guided to the exhaust passage 20.
[0077]
In this state, fresh air is introduced into the preceding cylinders 2A and 2D from the intake passage 15 in the intake stroke (arrow a in FIG. 7), and the air-fuel ratio of the preceding cylinders 2A and 2D is larger than the stoichiometric air-fuel ratio. The fuel is injected in the compression stroke while the fuel injection amount is controlled to be a value, for example, approximately twice the theoretical air-fuel ratio or slightly smaller than that, and the ignition is performed at a predetermined ignition timing. Stratified combustion is performed at the fuel ratio (see FIG. 5).
[0078]
Further, the burned gas discharged from the preceding cylinders 2A and 2D passes through the inter-cylinder gas passage 22 during the period in which the intake strokes of the preceding cylinders 2A and 2D overlap with the exhaust strokes of the succeeding cylinders 2B and 2C. (Indicated by the white arrow in FIG. 5 and the arrow b in FIG. 7). The fuel is supplied to the burned gas having a lean air-fuel ratio introduced from the preceding cylinders 2A and 2D, and the fuel injection amount is controlled so that the air-fuel ratio of the succeeding cylinders 2B and 2C becomes the stoichiometric air-fuel ratio. In the vicinity of the top dead center of the compression stroke, compression self-ignition is performed in the succeeding cylinders 2B and 2C by the pressure and temperature in the combustion chamber rising.
[0079]
In this case, since the high-temperature burned gas discharged from the preceding cylinders 2A and 2D is immediately introduced into the succeeding cylinders 2B and 2C through the short inter-cylinder gas passage 22, the succeeding cylinders 2B and 2C burn in the intake stroke. As the temperature in the chamber rises and the pressure and temperature rise further in this compression stroke from this state, the temperature in the combustion chamber rises to the extent that the air-fuel mixture can self-ignite near the top dead center at the end of the compression stroke. In addition, the burned gas is sufficiently mixed and evenly distributed until it is discharged from the preceding cylinders 2A and 2D and introduced into the succeeding cylinders 2B and 2C. In particular, when combustion is injected in the intake stroke as described above, this fuel is uniformly distributed throughout the combustion chamber until the end of the compression stroke, so that the ideal simultaneous compression self-ignition condition is satisfied. A uniform air-fuel mixture distribution state is obtained, and combustion by simultaneous compression self-ignition is rapidly performed, so that thermal efficiency is greatly improved.
[0080]
Thus, in the preceding cylinders 2A and 2D, the thermal efficiency is increased by lean combustion, and the pumping loss is reduced by reducing the intake negative pressure as compared with a normal engine that does not perform lean combustion, while the succeeding cylinder 2B. , 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, so that the thermal efficiency is improved and the gas extruded from the preceding cylinders 2A, 2D is sent. The pumping loss is further reduced as compared with the preceding cylinders 2A and 2D. These effects greatly improve fuel efficiency.
[0081]
Moreover, since the exhaust gas discharged from the succeeding cylinders 2B and 2C to the exhaust passage 20 has a stoichiometric air-fuel ratio, it is not necessary to provide a lean NOx catalyst as in a conventional lean burn engine, and only the three-way catalyst 24 is sufficient. Exhaust purification performance is ensured. Since there is no need to provide a lean NOx catalyst, there is no need to temporarily enrich the air-fuel ratio for NOx release and reduction when the NOx storage amount of the lean NOx catalyst is increased, thereby reducing fuel consumption improvement. can avoid. Furthermore, the problem of sulfur poisoning of the lean NOx catalyst does not occur.
[0082]
In addition, since compression self-ignition in the succeeding cylinders 2B and 2C is achieved by using the heat of the burned gas discharged from the preceding cylinders 2A and 2D, a special heating means is used or the compression ratio of the engine is extremely reduced. It is not necessary to make it high, and compression self-ignition can be easily achieved. Further, the fuel injection timing for the subsequent cylinders 2B and 2C in the operation region A in which the control in the special operation mode is executed is adjusted as described above according to the operation state, so that there is no occurrence of knocking. The compression self-ignition can be effectively performed over the operation region.
[0083]
Then, as shown in FIG. 9, for example, in the super steady load region AB on the higher load side than the operation region A that is the steady operation region due to the accelerator being depressed from the operation state N1 in the operation region A1 to increase the engine load. The case where it transfers to the driving | running state M1 is demonstrated. That is, between the operation state N1 and the operation state O1 in the operation region A1, the increased amount of fuel to the subsequent cylinders 2B and 2C accompanying the increase in the engine load is injected in the intake stroke to secure the engine output. Between the operating state O1 and the operating state P1 in the operating region A2 on the higher load side than the operating region A1, the increased amount of fuel to the subsequent cylinders 2B and 2C is injected in the latter half of the compression stroke, The increase in in-cylinder temperature and pressure of the succeeding cylinders 2B and 2C is suppressed by the vaporization latent heat of the fuel injected in the latter half of the compression stroke, thereby effectively suppressing the occurrence of knocking.
[0084]
Further, since the accelerator is continuously depressed, even if the driving state shifts to the super steady load region AB on the higher load side than the driving region A2 (the driving state between the driving state P1 and the driving state M1). The special operation mode is maintained without switching to the normal operation mode. Therefore, the operation region where the compression self-ignition is performed in the succeeding cylinders 2B and 2C is temporarily expanded to the higher load side than the steady load region A, thereby improving the fuel consumption and emission improvement effects. If the operating range in which the special operation mode is executed is expanded to the high load side in this way, there is a concern about the occurrence of knocking in the succeeding cylinders 2B and 2C, but the fuel from the operating state P1 to the operating state M1 is concerned. Since the fuel injection by the injection control means 45 is controlled in the same manner as between the operating states O1 and P1, the occurrence of knocking in the subsequent cylinders 2B and 2C can be effectively suppressed by the latent heat of vaporization of the increased amount of fuel. . In addition, since the increased amount of fuel is injected in the latter half of the compression stroke, it is possible to effectively prevent the increased amount of fuel from being activated, and the increased amount of fuel can be prevented in the subsequent cylinders 2B and 2C. There is no negative impact on knocking.
[0085]
When the accelerator is turned off in this operation state M1, the control mode is switched from the special operation mode to the normal operation mode, and each cylinder performs normal combustion independently.
[0086]
On the other hand, as shown in FIG. 10, for example, in the super steady load region AB on the higher load side than the operation region A that is the steady operation region due to the accelerator being depressed from the operation state N2 in the operation region A2 to increase the engine load. The case where it transfers to the driving | running state M2 is demonstrated. The transition from the operation state N2 to the operation state M2 is basically the same as the transition from the operation state N1 to the operation state M1, but the fuel injection amount at the initial stage of the engine load increase period is set in advance. This is different from the case of transition from the operating state N1 to the operating state M1 in that it is set to a predetermined fuel injection amount.
[0087]
That is, in the initial stage of the engine load increase period, since the air-fuel ratio changes suddenly, knocking is likely to occur, and in the operating region A, the in-cylinder temperature is relatively high in the operating region A2 on the high load side. Increases knocking rate. Accordingly, by injecting a predetermined injection amount at the beginning of the load increase period as an increased amount of fuel in the latter half of the compression stroke, knocking occurs in the subsequent cylinders 2B and 2C due to the latent heat of vaporization of the increased amount of fuel. It is supposed to be effectively suppressed.
[0088]
On the other hand, in the operation region B on the high load side or the high rotation side, the normal operation mode is set. As described above, the first exhaust valve 32a and the first intake valve 31a are in the operating state, and the second exhaust valve 32b and the second intake valve 31b. Is brought into a stopped state, the actual flow path of fresh air and gas becomes as shown in FIG. 8, the intake ports 11 and 11a and the exhaust ports 12a and 12 of each cylinder 2A to 2D become independent, and the intake air Fresh air is introduced from the passage 15 to the intake ports 11 and 11a of the cylinders 2A to 2D, and burned gas is discharged from the exhaust ports 12 and 12a of the cylinders 2A to 2D to the exhaust passage 20. In this case, the output performance is ensured by controlling the intake air amount and the fuel injection amount so that the stoichiometric air-fuel ratio or richer.
[0089]
As described above, in the operation region (operation region A, operation region AB under predetermined conditions) where the compression auto-ignition of the subsequent cylinder is performed, the operation state in which knocking is likely to occur, that is, the high load side operation region A2 and the operation region AB. When it is confirmed that the engine is in an operating state, an increased amount of fuel accompanying the increase of the engine is injected in at least the succeeding cylinders 2B and 2C, and this injection timing is set in the latter half of the compression stroke. While effectively suppressing the activation of the increased amount of fuel while effectively utilizing the latent heat of vaporization of the fuel to reduce the in-cylinder temperature and the in-cylinder pressure in the succeeding cylinders 2B and 2C. The occurrence of knocking can be effectively suppressed.
[0090]
The ECU 40 is connected to a knock sensor made of a piezoelectric element that detects vibration when knocking occurs. In the operation area A2 in the operation area A set to the special operation mode, the knock sensor You may set so that division | segmentation injection may be performed when generation | occurrence | production of knocking is detected based on an output.
[0091]
In addition, the specific structure of the apparatus of this invention is not limited to the said embodiment, A various change is possible. Other embodiments are described below.
[0092]
(1) In the above embodiment, in the high load side operation areas A2 and AB, at least a part of the fuel increased as the engine load increases is injected by the succeeding cylinders 2B and 2C, and the succeeding cylinders 2B and 2C are injected. In this case, the fuel injection control means is set so that all of the increased amount of fuel is injected in the latter half of the compression stroke.For example, the total injection amount in the succeeding cylinders including the increased amount of fuel is set at an appropriate ratio in the previous period. The fuel injection control means may be configured to divide into injection and late injection, and set the injection timing of the early injection to the intake stroke and set the injection timing of the late injection to the latter half of the compression stroke. With this configuration, as in the above embodiment, the output performance can be ensured while expanding the operation range where the compression self-ignition is performed in the subsequent cylinder to the high load side, and knocking can be effectively performed. Can be suppressed. In addition, since the total injection amount to the succeeding cylinder is divided into the first injection and the second injection in an appropriate ratio in this way, the latter injection amount of fuel at the time of split injection is taken into consideration for the ease of occurrence of knocking, etc. Can be set arbitrarily.
[0093]
Accordingly, the maximum pressure position detected by, for example, an ion current sensor for detecting an ion current value in the combustion chamber 4, a finger pressure sensor for detecting in-cylinder finger pressure, or a knock sensor comprising a piezoelectric element for detecting vibration at the time of occurrence of knocking. Based on the severity of knocking, etc., it is detected whether or not knocking is likely to occur, and if the in-cylinder atmosphere is likely to cause knocking, the ratio of the late injection amount to the total fuel injection amount is The fuel injection control means 45 is set so as to be larger than that in an operation state in which knocking does not easily occur, and the effect of reducing the in-cylinder temperature and pressure due to the latent heat of vaporization is enhanced to make knocking in the subsequent cylinders more effective. Can be prevented.
[0094]
Also, in this case, the injection amount of the first-stage injection is set to be larger than the injection amount of the second-stage injection, and sufficient self-compression is performed in the subsequent cylinders while ensuring sufficient engine output, improving fuel economy and emissions. While enhancing the effect, when the engine is in an operation state where knocking is likely to occur, the late injection timing of the fuel at the time of split injection is brought closer to the compression top dead center side, and the temperature in the combustion chamber 4 tends to be low. Thus, it may be configured to effectively prevent the occurrence of knocking on the high load side of the engine where the temperature in the combustion chamber 4 becomes high while effectively preventing the occurrence of misfire.
[0095]
(2) In the above embodiment, the fuel is increased as the engine load increases, and the total injection amount commensurate with the engine output is divided and injected to the preceding cylinders 2A, 2D and the succeeding cylinders 2B, 2C, and the succeeding cylinder 2B , 2C, all of the increased amount of fuel is injected in the compression stroke. For example, all the subsequent cylinders 2B, 2D, The fuel injection control means 45 may be set to inject at 2C, and the injection timing in the subsequent cylinders 2B and 2C including the increased amount of fuel may be set to end in the latter half of the compression stroke. Here, ending the injection timing in the second half of the compression stroke means that the final injection timing in the split injection (the injection timing of the latter injection in the case of the two-split injection of the first injection and the second injection) is in the second half of the compression stroke. In addition to what is set and the injection timing ends in the second half of the compression stroke, for example, the injection timing of this single injection is set in the second half of the compression stroke as one injection in the succeeding cylinders 2B and 2C, and the injection timing is the second half of the compression stroke. Those that end in are also included.
[0096]
Even with this configuration, as in the above-described embodiment, the output performance can be ensured while expanding the operation range where the compression self-ignition is performed in the succeeding cylinders 2B and 2C to the high load side, and knocking is performed. Can be effectively suppressed.
[0097]
In addition, when split injection of the first-stage injection and the second-stage injection is adopted, the injection timing of the first-stage injection is set to the intake stroke, while the injection timing of the second-stage injection is set to the second half of the compression stroke. preferable. If comprised in this way, while the compression self-ignition in a subsequent cylinder is performed reliably, engine output can fully be ensured.
[0098]
(3) Although the preceding cylinders 2A, 2D are configured to perform combustion by forced ignition in the above embodiment, combustion by compression self-ignition and combustion by forced ignition are also performed in the preceding cylinders 2A, 2D. It may be switched according to the state or the like.
[0099]
(4) When the subsequent cylinder in the special operation mode is set to the compression self-ignition mode, the ignition for the subsequent cylinders 2B and 2C is simply stopped in the above embodiment, but the subsequent cylinders 2B and 2C are forced You may make it perform the ignition for backup at the timing retarded by predetermined amount rather than the ignition timing in the case of setting it as ignition. The ignition for the backup may be set after the compression top dead center and in the vicinity of the compression top dead center.
[0100]
In this way, even if a situation where the compression self-ignition is not performed properly for some reason in the compression self-ignition mode occurs, ignition combustion is performed by the ignition for the backup, and torque fluctuation is avoided. In addition, the deterioration of emissions is prevented.
[0101]
(5) In the basic embodiment, the intake / exhaust flow state can be switched between a two-cylinder connected state and an independent state of each cylinder using a valve stop mechanism, but an open / close valve is provided in the intake / exhaust passage and the inter-cylinder gas passage. Thus, the two-cylinder connected state and each cylinder independent state may be switched by opening and closing these passages.
[0102]
(6) The apparatus of the present invention can be applied to multi-cylinder engines other than four-cylinder engines. 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. In addition, two cylinders in which both strokes partially overlap may be used as a pair of preceding and succeeding cylinders.
[0103]
【The invention's effect】
As described above, according to the engine control device of the present invention, when the special operation mode is set, the preceding cylinder between the pair of cylinders in which the exhaust stroke and the intake stroke overlap with each other performs combustion at a lean air-fuel ratio, and the subsequent cylinder The fuel is supplied to the burned gas with a lean air-fuel ratio introduced from the preceding cylinder, and combustion is performed by compression self-ignition. Therefore, in the preceding cylinder, the thermal efficiency is improved by lean combustion, the pumping loss is reduced, and the succeeding cylinder In the cylinder, fuel efficiency can be improved by improving combustion efficiency by compression self-ignition and reducing pumping loss. In addition, since the air-fuel ratio at the time of combustion in the subsequent cylinder is substantially the stoichiometric air-fuel ratio, the exhaust gas in the exhaust passage can be sufficiently purified with only the three-way catalyst, and the lean NOx catalyst is It becomes unnecessary.
[0104]
In particular, in the present invention, when shifting from the steady load region to the high load side operation region while applying load to the engine, the normal special operation mode region is exceeded to the high load side during this transition period. The special operation mode is maintained even in the operation area. Therefore, during the acceleration period in which the engine accelerates while applying a load, the engine intake / exhaust and combustion states in the special operation mode are also applied to the operation range that exceeds this load range on the high load side in addition to the above-mentioned special operation mode region during normal operation. Is controlled, and the operating region in the special operation mode can be temporarily expanded for a specific acceleration period to improve the fuel efficiency and emission improvement effect.
[0105]
In addition, if the operating region that is set to the special operation mode is expanded to a higher load side than the normal operation mode region during steady state, there is a concern about the occurrence of knocking in the subsequent cylinder, but the amount of fuel increase due to acceleration, etc. By devising the fuel injection timing in the subsequent cylinders including the cylinder, that is, while suppressing the activation of the fuel injected in the second half of the compression stroke in the subsequent cylinders, the latent heat of vaporization is effectively used to By suppressing the increase in the in-cylinder temperature and the in-cylinder pressure, or by reducing the in-cylinder temperature and the in-cylinder pressure, knocking in the subsequent cylinder can be effectively suppressed.
[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 cross-sectional view of an engine body and the like.
FIG. 3 is a block diagram of a control system.
FIG. 4 is an explanatory diagram showing an example of operation region setting for performing control according to an operation state.
FIG. 5 is an explanatory diagram showing combustion cycles of a preceding cylinder and a succeeding cylinder.
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 during split injection.
FIG. 7 is an explanatory diagram showing substantial fresh air and gas flow paths at low load and low rotation.
FIG. 8 is an explanatory diagram showing substantial fresh air and gas flow paths when in an operation region on a high load, high and low rotation side.
9 is an explanatory diagram showing a transition state of the operation state in FIG.
10 is an explanatory diagram showing a transition state of the operation state in FIG.
[Explanation of symbols]
2A, 2D leading cylinder
2B, 2C Successive cylinder
22 Gas passage between cylinders
41 Operating state determination means (operation mode control means)
42 Valve stop mechanism control means (operation mode control means)
43 Intake air amount control means (operation mode control means)
44 Combustion state control means
45 Fuel injection control means
46 Ignition control means
A Normal indigenous species operation mode range
A2 High load side operating range
AB Super steady load range

Claims (10)

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エンジンにおいて、エンジンの所定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、上記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であって、
エンジンの所定部分負荷域である定常時特殊運転モード域ではエンジンの吸・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で制御すると共に、この定常時特殊運転モード域から高負荷側の運転領域に移行する場合に定常時特殊運転モード域を超える運転領域において移行期間中の上記制御モードを特殊運転モードで維持するように制御する運転モード制御手段と、
上記特殊運転モードとされる場合に後続気筒に対する燃料の噴射時期を吸気行程に設定する一方、エンジンの負荷が増大して上記定常時特殊運転モード域を超える運転領域に移行する場合には、この増大に伴い少なくとも後続気筒に対する燃料の噴射量を増量してこの増量分の燃料の噴射時期を圧縮行程の後半に設定する燃料噴射制御手段とを備えたことを特徴とする火花点火式エンジンの制御装置。In a multi-cylinder spark-ignition engine in which the combustion cycle of each cylinder is performed with a predetermined phase difference, the control mode for engine intake / exhaust and combustion states in a predetermined partial load region of the engine 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 introduced as it is into the subsequent cylinder in the intake stroke through the inter-cylinder gas passage. While the two cylinders are connected such that the gas discharged from the succeeding cylinder is guided to the exhaust passage, the preceding cylinder performs combustion at a lean air / fuel ratio that is larger than the stoichiometric air / fuel ratio. A spark ignition engine in which fuel is supplied to burned gas having a lean air-fuel ratio introduced from a preceding cylinder and combustion is performed by compression self-ignition. A control device,
In the normal special operation mode area, which is a predetermined partial load area of the engine, the control mode for the intake / exhaust and combustion states of the engine is controlled in the special operation mode, and the operation area on the high load side from the normal special operation mode area Operation mode control means for controlling to maintain the control mode during the transition period in the special operation mode in the operation region exceeding the normal special operation mode region when shifting to
When the special operation mode is set, the fuel injection timing for the succeeding cylinder is set to the intake stroke, while when the engine load increases and the operation range exceeds the normal special operation mode range, Control of a spark ignition engine characterized by comprising a fuel injection control means for increasing the amount of fuel injected into at least the succeeding cylinder in association with the increase and setting the fuel injection timing for this increased amount in the latter half of the compression stroke apparatus. 上記燃料噴射制御手段は、上記特殊運転モードとされる運転領域でエンジンの負荷が安定または減少している場合における後続気筒の空燃比を実質的に理論空燃比とする一方、上記特殊運転モードとされる運転領域のうち高負荷側の運転領域でエンジンの負荷が増大している場合における後続気筒の空燃比を理論空燃比よりも小さいリッチ空燃比とするように燃料噴射量を制御することを特徴とする請求項１記載の火花点火式エンジンの制御装置。The fuel injection control means substantially sets the air-fuel ratio of the succeeding cylinder to the stoichiometric air-fuel ratio when the engine load is stable or decreased in the operation region in which the special operation mode is set. The fuel injection amount is controlled so that the air-fuel ratio of the succeeding cylinder is a rich air-fuel ratio smaller than the stoichiometric air-fuel ratio when the engine load is increasing in the high-load operation area among the operation areas to be performed. The spark ignition engine control device according to claim 1, wherein the control device is a spark ignition type engine. 上記燃料噴射制御手段は、上記特殊運転モードとされる運転領域でエンジンの負荷が増大する場合における負荷増大期間の初期に上記燃料の増量分として予め定められた燃料噴射量を噴射するように制御することを特徴とする請求項１または請求項２記載の火花点火式エンジンの制御装置。The fuel injection control means controls to inject a predetermined fuel injection amount as an increase in the fuel at an early stage of a load increase period when the engine load increases in the operation region in the special operation mode. The control device for a spark ignition engine according to claim 1 or 2, wherein the control device is a spark ignition engine. 上記燃料噴射制御手段は、上記特殊運転モードとされる運転領域でエンジンの負荷が増大する場合に、負荷増大期間の初期における後続気筒の総噴射量に対する増量分の燃料噴射量の割合が、上記負荷増大期間の初期を過ぎた期間における場合と比べて大きくなるように制御する一方、上記負荷増大期間の初期を過ぎた期間においてはエンジンの負荷に応じて増量されるように制御することを特徴とする請求項３に記載の火花点火式エンジンの制御装置。The fuel injection control means is configured such that, when the engine load increases in the operation region in which the special operation mode is set, the ratio of the fuel injection amount corresponding to the increase to the total injection amount of the subsequent cylinder at the initial stage of the load increase period is Control is performed so as to be larger than that in the period after the initial period of the load increase period, while control is performed so that the amount is increased according to the engine load in the period after the initial period of the load increase period. The control device for a spark ignition engine according to claim 3. 上記運転モード制御手段は、予め設定された基準加速値以上の急加速によりエンジンの負荷が増大する場合に、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、各気筒でそれぞれ独立させて燃焼させる通常運転モードに切換えることを特徴とする請求項１ないし請求項４のいずれか１項に記載の火花点火式エンジンの制御装置。When the engine load increases due to sudden acceleration exceeding a preset reference acceleration value, the operation mode control means performs combustion independently for each cylinder in the control mode for engine intake / exhaust and combustion states. The control device for a spark ignition engine according to any one of claims 1 to 4, wherein the controller is switched to a normal operation mode. 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エンジンにおいて、エンジンの所定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、上記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であって、
エンジンの所定部分負荷域である定常時特殊運転モード域ではエンジンの吸・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で制御すると共に、この定常時特殊運転モード域から高負荷側の運転領域に移行する場合に定常時特殊運転モード域を超える運転領域において移行期間中の上記制御モードを特殊運転モードで維持するように制御する運転モード制御手段と、
上記特殊運転モードとされる場合であって、エンジンの負荷が増大して定常時特殊運転モード域を超える運転領域に移行する場合にこの増大に伴い少なくとも後続気筒に対する燃料の噴射量を増量して、後続気筒に対する上記増量分を含めた燃料の総噴射量を前期と後期とに分割して噴射すると共に、この分割噴射時における燃料の後期噴射時期を圧縮行程の後半に設定する燃料噴射制御手段とを備えたことを特徴とする火花点火式エンジンの制御装置。In a multi-cylinder spark-ignition engine in which the combustion cycle of each cylinder is performed with a predetermined phase difference, the control mode for engine intake / exhaust and combustion states in a predetermined partial load region of the engine 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 introduced as it is into the subsequent cylinder in the intake stroke through the inter-cylinder gas passage. While the two cylinders are connected such that the gas discharged from the succeeding cylinder is guided to the exhaust passage, the preceding cylinder performs combustion at a lean air / fuel ratio that is larger than the stoichiometric air / fuel ratio. A spark ignition engine in which fuel is supplied to burned gas having a lean air-fuel ratio introduced from a preceding cylinder and combustion is performed by compression self-ignition. A control device,
In the normal special operation mode area, which is a predetermined partial load area of the engine, the control mode for the intake / exhaust and combustion states of the engine is controlled in the special operation mode, and the operation area on the high load side from the normal special operation mode area Operation mode control means for controlling to maintain the control mode during the transition period in the special operation mode in the operation region exceeding the normal special operation mode region when shifting to
In the case of the special operation mode, when the engine load increases and shifts to an operation region exceeding the normal special operation mode region, the fuel injection amount for at least the subsequent cylinders is increased along with this increase. The fuel injection control means for dividing and injecting the total fuel injection amount including the increased amount for the succeeding cylinders into the first and second periods and setting the second-stage injection timing of the fuel at the time of the divided injection in the second half of the compression stroke And a spark ignition engine control device. 上記燃料噴射制御手段は、後続気筒のノッキングが生じやすい運転状態にある場合には、燃料の総噴射量に対する後期噴射量の割合を、ノッキングが生じにくい運転状態にある場合の上記割合に比べて大きくするように制御することを特徴とする請求項６記載の火花点火式エンジンの制御装置。When the fuel injection control means is in an operation state in which knocking of the subsequent cylinder is likely to occur, the ratio of the late injection amount to the total fuel injection amount is compared with the ratio in the operation state in which knocking is unlikely to occur. The control device for a spark ignition type engine according to claim 6, wherein the control is performed so as to increase. 上記分割噴射時における燃料の前期噴射量は後期噴射量よりも多く設定する一方、ノッキングが生じやすい運転状態にある場合には分割噴射時における燃料の後期噴射時期を圧縮上死点側に近づけることを特徴とする請求項６または請求項７記載の火花点火式エンジンの制御装置。While the first fuel injection amount at the time of the split injection is set to be larger than the second fuel injection amount, when the operation state is likely to cause knocking, the second fuel injection timing at the time of the split injection is brought closer to the compression top dead center side. 8. A spark ignition type engine control device according to claim 6 or claim 7. 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エンジンにおいて、エンジンの所定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、上記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であって、
エンジンの所定部分負荷域である定常時特殊運転モード域ではエンジンの吸・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で制御すると共に、この定常時特殊運転モード域から高負荷側の運転領域に移行する場合に定常時特殊運転モード域を超える運転領域において移行期間中の上記制御モードを特殊運転モードで維持するように制御する運転モード制御手段と、
上記特殊運転モードとされる場合であって、エンジンの負荷が安定または減少している場合に後続気筒に対する燃料の噴射時期を吸気行程に設定する一方、エンジンの負荷が増大して定常時特殊運転モード域を超える運転領域に移行する場合にこの増大に伴い後続気筒に対する燃料の噴射量を増量しつつ、この増量分の燃料を含めた燃料の噴射時期を圧縮行程の後半に終了するように設定する燃料噴射制御手段とを備えたことを特徴とする火花点火式エンジンの制御装置。In a multi-cylinder spark-ignition engine in which the combustion cycle of each cylinder is performed with a predetermined phase difference, the control mode for engine intake / exhaust and combustion states in a predetermined partial load region of the engine 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 introduced as it is into the subsequent cylinder in the intake stroke through the inter-cylinder gas passage. While the two cylinders are connected such that the gas discharged from the succeeding cylinder is guided to the exhaust passage, the preceding cylinder performs combustion at a lean air / fuel ratio that is larger than the stoichiometric air / fuel ratio. A spark ignition engine in which fuel is supplied to burned gas having a lean air-fuel ratio introduced from a preceding cylinder and combustion is performed by compression self-ignition. A control device,
In the normal special operation mode area, which is a predetermined partial load area of the engine, the control mode for the intake / exhaust and combustion states of the engine is controlled in the special operation mode, and the operation area on the high load side from the normal special operation mode area Operation mode control means for controlling to maintain the control mode during the transition period in the special operation mode in the operation region exceeding the normal special operation mode region when shifting to
When the engine is in the above special operation mode and the engine load is stable or decreasing, the fuel injection timing for the subsequent cylinder is set to the intake stroke, while the engine load increases and the special operation at normal time When shifting to an operating range that exceeds the mode range, the fuel injection amount for the subsequent cylinder is increased with this increase, and the fuel injection timing including the fuel for this increased amount is set to end in the second half of the compression stroke And a fuel injection control means for controlling the spark ignition engine. 燃料噴射制御手段は、特殊運転モードとされる運転領域でエンジンの負荷が増大している場合に、後続気筒に燃料を分割して噴射すると共に、この分割噴射時における燃料の前期噴射時期を吸気行程に設定する一方、分割噴射時における燃料の後期噴射時期を圧縮行程の後半に設定することを特徴とする請求項９記載の火花点火式エンジンの制御装置。The fuel injection control means divides and injects fuel into the succeeding cylinder when the engine load increases in the operation region in which the special operation mode is set, and intakes the previous injection timing of the fuel at the time of the divided injection. 10. The spark ignition engine control apparatus according to claim 9, wherein, while being set to the stroke, the late injection timing of the fuel at the time of split injection is set to the latter half of the compression stroke.
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