JP3826850B2 - Control device for spark ignition engine - Google Patents

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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、例えば特開平１０−２７４０８５号公報に示されるように、燃焼室内に直接燃料を噴射する燃料噴射弁を備え、低回転低負荷域等では上記燃料噴射弁から圧縮行程で燃料を噴射することにより成層燃焼を行わせ、これによって超リーン燃焼を実現するようにしたものが知られている。
【０００３】
このようなエンジンにおいては、排気ガス浄化用の触媒として通常の三元触媒（ＨＣ，ＣＯ及びＮＯｘに対して理論空燃比付近で浄化性能の高い触媒）だけではリーン運転時にＮＯｘに対して充分な浄化性能が得られないため、上記公報にも示されるように、酸素過剰雰囲気でＮＯｘを吸着して酸素濃度低下雰囲気でＮＯｘの離脱、還元を行うリーンＮＯｘ触媒を設けている。そして、このようなリーンＮＯｘ触媒を用いる場合、リーン運転中にリーンＮＯｘ触媒のＮＯｘ吸着量が増大したときは、例えば上記公報に示されるように主燃焼以外に膨張行程中に追加燃料を噴射することで排気ガスの空燃比をリッチ化するとともにＣＯを生成し、これによってＮＯｘの離脱、還元を促進するようにしている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
上記のような従来のリーン運転を行うエンジンでは、リーン運転中のＮＯｘ浄化性能の確保のために上記リーンＮＯｘ触媒を必要とする。そして、高負荷域等の理論空燃比で運転される領域での排気浄化のために三元触媒も必要であって、この三元触媒に加えて上記リーンＮＯｘ触媒が設けられ、かつ、このリーンＮＯｘ触媒はＮＯｘ吸着量をある程度確保するために比較的大容量が必要となり、また、三元触媒と比べて高価であるため、コスト的に不利である。
【０００５】
しかも、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吸着量が増大するような所定の期間毎に、ＮＯｘの離脱、還元のため追加燃料の供給等による一時的な空燃比のリッチ化を行う必要があり、これにより、リーン燃焼による燃費改善効果が目減りしてしまうことになる。
【０００６】
そこで、本願出願人は、かかる課題に鑑み、吸気、圧縮、膨張、排気の各行程からなるサイクルを行う多気筒エンジンにおいて、低負荷低回転域では、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側の気筒で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側の気筒である後続気筒に導入し、この後続気筒から排出されるガスを三元触媒を備えた排気通路に導くようにするとともに、この２気筒接続状態にあるときに、上記先行気筒において理論空燃比よりも所定量大きいリーン空燃比とした状態で燃焼を行わせ、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理論空燃比とした状態で燃焼を行わせるように燃焼状態等を制御（特殊運転モードという）する一方、高負荷高回転域では、通常通り、各気筒毎を理論空燃比で燃焼を行わせるように燃焼状態等を制御（通常運転モードという）することを考えた（特願２００２−０２４５４８号）。
【０００７】
これによると、低負荷低回転域において特殊運転モードとされることにより、先行気筒ではリーン空燃比での燃焼が行われ、熱効率が高められるとともにポンピングロスが低減されることにより大幅な燃費改善効果が得られ、また、上記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が供給されて理論空燃比とされた状態で燃焼が行われて、ポンピングロス低減による燃費効果が得られる。しかも、後続気筒から排出される理論空燃比の既燃ガスのみが三元触媒を備えた排気通路に導かれるため、三元触媒だけで充分に排気浄化性能が確保され、リーンＮＯｘ触媒も不要となる。
【０００８】
ところで、上記のように各気筒の燃焼状態等を制御する場合には、低負荷回転域から高負荷回転域への移行時（特殊運転モードから通常運転モードへの切換え時）に吸気量の応答遅れが生じることが考えられ、そのため単純に通常モードに切換えるだけでは、この応答遅れに起因してトルクショック（一時的にトルクが高くなる状態）が生じ搭乗者に違和感を与えることが考えられる。すなわち、特殊運転モードでは、後続気筒分の吸気量を含む大量の吸気を先行気筒に導入すべくスロットル弁の開度（スロットル開度）が制御されている。そのため、その後、通常モードへの移行に伴いスロットル開度が絞られても、開度調整に応答遅れが生じて目標吸気量を超える量の吸気が行われることとが考えられ、この吸気量に基づいて理論空燃比とした状態で燃焼が行われることにより、一時的にトルクが高くなる状態が生じることが考えられる。
【０００９】
そこで、トルクショックを緩和することが必要となり、例えば、一つの手法として、点火リタードを実行することが考えられる。しかし、この場合には燃費の低下を伴うこととなる。また、特殊運転モードから通常運転モードへの切換え時に噴射燃料を定量制御することも考えられるが、この場合には、ＮＯｘが発生し易い中間空燃比（Ａ／Ｆ＝１６〜１７）で燃焼が行われるおそれがあるため、三元触媒だけで排気浄化性能を確保するという所期の効果が損なわれることとなる。従って、何れの手法も事実上の実施は困難である。
【００１０】
本発明は以上のような課題を考慮してなされたものであり、リーン燃焼による燃費改善効果をもたせつつ、リーンＮＯｘ触媒を必要とせず三元触媒を用いるだけで、排気浄化性能を向上することすることができ、しかもトルクショックを効果的に緩和す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。
【００１１】
【課題を解決するための手段】
請求項１に係る発明は、各気筒にそれぞれ新気を導入する各気筒独立状態と、排気行程と吸気行程が重なる一対の気筒間において先行気筒の排気ガスを気筒間ガス通路を介して後続気筒に導入する２気筒接続状態とに吸気および排気の流通経路が切換え可能に構成され、かつ、この流通経路を前記各気筒独立状態として各気筒においてそれぞれ独立して燃焼を行わせる通常運転モードと、前記２気筒接続状態として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を行わせる特殊運転モードとに運転モードを切換え可能に構成される多気筒の火花点火式エンジンの制御装置であって、エンジンの運転状態に応じて運転モードを前記通常運転モード又は特殊運転モードに切換えるモード切換手段と、前記特殊運転モードにあるときに、先行気筒では理論空燃比よりも所定量だけ大きいリーン空燃比とした状態で燃焼を行わせ、かつ後続気筒では、先行気筒から導出されたリーン空燃比の既燃ガスに燃料を供給して理論空燃比とした状態で燃焼を行わせる一方、前記通常運転モードにあるときには、各気筒での空燃比を理論空燃比とした状態で燃焼を行わせるように各気筒での空燃比を制御する空燃比制御手段とを備え、前記特殊運転モードから通常運転モードへの切換え後、最初に燃焼行程を迎える気筒とその次に燃焼行程を迎える気筒との平均空燃比が理論空燃比となるように、前記最初に燃焼行程を迎える気筒では理論空燃比よりも所定量だけ大きいリーン空燃比とした状態で燃焼を行わせ、その次に燃焼行程を迎える気筒では理論空燃比よりも所定量だけ小さいリッチ空燃比とした状態で燃焼を行わせるように前記空燃比制御手段が構成されているものである。
【００１２】
この構成によると、例えばエンジンの低負荷低回転域において、２気筒接続状態で特殊運転モードの燃焼制御が実行されることにより、上記先行気筒ではリーン空燃比での燃焼が行われて、熱効率が高められるとともにポンピングロスが低減されることにより大幅な燃費改善効果が得られ、かつ上記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が供給されて理論空燃比とされた状態で燃焼が行われることにより、少なくともポンピングロス低減による燃費効果が得られる。また、後続気筒から排出される理論空燃比の既燃ガスのみが排気通路に導かれるため、三元触媒だけで充分に排気浄化性能が確保される。一方、高負荷・高回転の運転領域では、通常運転モードに設定されることにより出力性能が確保される。そして、特殊運転モードから通常運転モードへの移行時（切換時）には、モード切換後、最初に燃焼行程を迎える気筒での該燃焼がリーン空燃比とされた状態で行われることによりトルクの急増が抑制され、これにより吸気量の応答遅れに起因するトルクショックが緩和される。この際、続いて燃焼行程を迎える気筒においてリッチ空燃比とした状態で燃焼が行われることにより、排気通路の触媒を通過する既燃ガスが略理論空燃比のガスとなり、その結果、排気浄化性能も確保される。
【００１３】
請求項２に係る発明は、各気筒にそれぞれ新気を導入する各気筒独立状態と、排気行程と吸気行程が重なる一対の気筒間において先行気筒の排気ガスを気筒間ガス通路を介して後続気筒に導入する２気筒接続状態とに吸気および排気の流通経路が切換え可能に構成され、かつ、この流通経路を前記各気筒独立状態として各気筒においてそれぞれ独立して燃焼を行わせる通常運転モードと、前記２気筒接続状態として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を行わせる特殊運転モードとに切換え可能に構成される多気筒の火花点火式エンジンの制御装置であって、エンジンの運転状態に応じて運転モードを前記通常運転モード又は特殊運転モードに切換えるモード切換手段と、前記特殊運転モードにあるときに、先行気筒では理論空燃比よりも所定量だけ大きいリーン空燃比とした状態で燃焼を行わせ、かつ後続気筒では、先行気筒から導出されたリーン空燃比の既燃ガスに燃料を供給して理論空燃比とした状態で燃焼を行わせる一方、前記通常運転モードにあるときには、各気筒での空燃比を理論空燃比とした状態で燃焼を行わせるように吸気量に応じて各気筒に対する燃焼噴射量を制御する燃料噴射制御手段とを備え、前記特殊運転モードから通常運転モードへの切換え直前又は直後のタイミングで、特定の気筒に対する燃料供給を遮断するように前記燃料噴射制御手段が構成されているものである。
【００１４】
この構成によると、請求項１の場合と同様に、低負荷低回転域において特殊運転モードの燃焼制御が実行されることにより燃費改善効果が得られ、また三元触媒だけで充分に排気浄化性能が確保される。一方、高負荷・高回転の運転領域では、通常運転モードに設定されることにより出力性能が確保される。そして、特殊運転モードから通常運転モードへの移行時（切換時）には、該移行の直前又は直後に、特定の気筒に対する燃料供給が遮断されることによりトルクの急増が抑制され、その結果、吸気量の応答遅れに起因するトルクショックが緩和される。この際、燃料供給が遮断されるだけなので、排気浄化性能が損われることがない。
【００１５】
この場合、具体的には、特殊運転モードから通常運転モードへの切換え前に燃焼行程を迎える気筒およびこの気筒と前記一対をなす気筒に対する燃料供給を遮断するように前記燃料噴射制御手段を構成するか（請求項３）、あるいは、特殊運転モードから通常運転モードへの切換え後、最初に燃焼行程を迎える気筒に対する燃料供給を遮断するように前記燃料噴射制御手段を構成する（請求項４）のが有効である。
【００１６】
請求項５に係る発明は、燃焼室内に燃料を直接噴射して吸気行程と排気行程との間に１回の燃焼行程を有する通常運転モードと、吸気行程と排気行程との間に２回の燃焼行程を有する特殊運転モードとに燃焼サイクルを切換え可能に構成される火花点火式エンジンの制御装置であって、エンジンの運転状態に応じて運転モードを前記通常運転モード又は特殊運転モードに切換えるモード切換手段と、前記特殊運転モードにあるときに、先の燃焼では理論空燃比よりも所定量だけ大きいリーン空燃比とした状態で燃焼を行わせ、かつ後の燃焼では、先の燃焼によるリーン空燃比の既燃ガスに燃料を供給して理論空燃比とした状態で燃焼を行わせる一方、前記通常運転モードにあるときには、各気筒での空燃比を理論空燃比とした状態で燃焼を行わせるように各気筒での空燃比を制御する空燃比制御手段とを備え、前記特殊運転モードから通常運転モードへの切換後、最初に燃焼行程を迎える気筒とその次に燃焼行程を迎える気筒との平均空燃比が理論空燃比となるように、前記最初に燃焼行程を迎える気筒では理論空燃比よりも所定量だけ大きいリーン空燃比とした状態で燃焼を行わせ、その次に燃焼行程を迎える気筒では理論空燃比よりも所定量だけ小さいリッチ空燃比とした状態で燃焼を行わせるように前記空燃比制御手段が構成されているものである。
【００１７】
この構成によれば、例えばエンジンの低負荷低回転域において、上記特殊運転モードの燃焼制御が実行されることにより、すなわち２回の燃焼に必要な空気が供給されてからリーン空燃比での先の燃焼と理論空燃比での後の燃焼とが行われることにより、熱効率が高められるとともにポンピングロスが低減され、その結果、大幅な燃費改善効果が得られる。また、既燃ガスの酸素濃度が略理論空燃比の燃焼状態に対応した値となるように各気筒での燃焼行程における空燃比が制御されるため、三元触媒だけで充分に排気浄化性能が確保される。一方、高負荷・高回転の運転領域では、通常運転モードに設定されることにより出力性能が確保される。そして、特殊運転モードから通常運転モードへの移行時（切換時）には、モード切換後、最初に燃焼行程を迎える気筒での該燃焼がリーン空燃比とした状態で行われることによりトルクの急増が抑制され、これにより吸気量の応答遅れに起因するトルクショックが緩和される。この際、続いて燃焼行程を迎える気筒においてリッチ空燃比とした状態で燃焼が行われることにより、排気通路に排出される既燃ガスが略理論空燃比のガスとなり、排気浄化性能も確保される。
【００１８】
請求項６に係る発明は、燃焼室内に燃料を直接噴射して吸気行程と排気行程との間に１回の燃焼を行う通常運転モードと、吸気行程と排気行程との間に２回の燃焼を行う特殊運転モードとに燃焼サイクルを切換え可能に構成される火花点火式エンジンの制御装置であって、エンジンの運転状態に応じて運転モードを前記通常運転モード又は特殊運転モードに切換えるモード切換手段と、排気通路に排出される既燃ガスの酸素濃度が略理論空燃比の燃焼状態に対応した値となるように、各運転モードでの各気筒に対する燃料噴射量を制御する燃料噴射制御手段とを備え、前記特殊運転モードから通常運転モードへの切換え直前又は直後の何れかのタイミングで、特定の気筒に対する燃料供給を遮断するように前記燃料噴射制御手段が構成されているものである。
【００１９】
この構成によると、請求項１の場合と同様に、特殊運転モードの燃焼制御が実行されることにより燃費改善効果が得られ、また三元触媒だけで充分に排気浄化性能が確保される。さらに、特殊運転モードから通常運転モードへの移行時には、その直前又は直後に特定の気筒に対する燃料供給が遮断されることによりトルクの急増が抑制され、これにより吸気量の応答遅れに起因するトルクショックが有効に緩和される。この際、燃料供給が遮断されるだけなので、排気浄化性能が損われることもない。
【００２０】
この場合、具体的には、特殊運転モードから通常運転モードへの切換え直前に燃焼行程を迎える気筒に対する燃料供給を遮断するように前記燃料噴射制御手段を構成するか（請求項７）、あるいは、特殊運転モードから通常運転モードへの切換え後、最初に燃焼行程を迎える気筒に対する燃料供給を遮断するように前記燃料噴射制御手段を構成する（請求項８）のが有効である。
【００２１】
【発明の実施の形態】
以下、図面に基づいて本発明の第１の実施の形態について説明する。
【００２２】
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。
【００２３】
各気筒気筒２Ａ〜２Ｄ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。
【００２４】
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、後述の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。
【００２５】
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。
【００２６】
そして、各気筒２Ａ〜２Ｄが所定の位相差をもって吸気、圧縮、膨張、排気の各行程からなる燃焼サイクルを行うようになっており、４気筒エンジンの場合、気筒列方向一端側から１番気筒２Ａ、２番気筒２Ｂ、３番気筒２Ｃ、４番気筒２Ｄと呼ぶと、図５に示すように上記サイクルが１番気筒２Ａ、３番気筒２Ｃ、４番気筒２Ｄ、２番気筒２Ｂの順にクランク角で１８０°ずつの位相差をもって燃焼サイクルが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、Ｆは燃料噴射、Ｓは点火をそれぞれ表している。
【００２７】
排気行程と吸気行程が重なる一対の気筒間には、排気行程と吸気行程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と２番気筒２Ｂ、及び４番気筒２Ｄと３番気筒２Ｃがそれぞれ一対をなし、１番気筒２Ａ及び４番気筒２Ｄが先行気筒、２番気筒２Ｂ及び３番気筒２Ｃが後続気筒となる。
【００２８】
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。
【００２９】
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３２とが配設されている。
【００３０】
図１に示す例では、１番，４番気筒２Ａ，２Ｄにおける吸気ポート１１および２番，３番気筒２Ｂ，２Ｃにおける第１吸気ポート１１ａが、１気筒当り２個ずつ、燃焼室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。
【００３１】
１番，４番気筒２Ａ，２Ｄにおける吸気ポート１１および２番，３番気筒２Ｂ，２Ｃにおける第１吸気ポート１１ａには、吸気通路１５における気筒別の分岐吸気通路１６の下流端が接続されている。各分岐吸気通路１６の下流端近傍には、共通の軸を介して互いに連動する多連スロットル弁１７が設けられており、この多連スロットル弁１７は制御信号に応じてアクチュエータ１８により駆動され、吸入空気量を調節するようになっている。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。
【００３２】
１番，４番気筒２Ａ，２Ｄにおける第１排気ポート１２ａおよび２番，３番気筒２Ｂ，２Ｃにおける排気ポート１２には、排気通路２０における気筒別の分岐排気通路２１の上流端が接続されている。また、１番気筒２Ａと２番気筒２Ｂとの間及び３番気筒２Ｃと４番気筒２Ｄとの間には、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。
【００３３】
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理論空燃比検出用の排気ガス濃度検出手段であるＯ2センサ２３が設けられ、さらにその下流の排気通路２０には、排気浄化用の三元触媒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。また、Ｏ2センサ２３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もので、特に理論空燃比付近で出力が急変するλＯ2センサにより構成されている。
【００３４】
上記気筒間ガス通路２２には、排気ガス中の酸素濃度の変化（空燃比の変化）に対して出力がリニアに変化するリニアＯ2センサ２５（リーン空燃比検出用の排気ガス濃度検出手段）が設けられている。
【００３５】
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。すなわち、１番，４番気筒２Ａ，２Ｄにおける吸気ポート１１、第１排気ポート１２ａ及び第２排気ポート１２ｂにはそれぞれ吸気弁３１、第１排気弁３２ａ及び第２排気弁３２ｂが設けられ、また、２番，３番気筒２Ｂ，２Ｃにおける第１吸気ポート１１ａ、第２吸気ポート１１ｂ及び排気ポート１２にはそれぞれ第１吸気弁３１ａ、第２吸気弁３１ｂ及び排気弁３２が設けられている。そして、各気筒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。
【００３６】
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。
【００３７】
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、また第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がそれぞれ設けられている（図３参照）。
【００３８】
図３はエンジンの駆動、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、Ｏ2センサ２３及びリニアＯ2センサ２５からの信号が入力され、さらに運転状態を判別するためにエンジン回転数を検出する回転数センサ４５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４６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３７，３９とに対して制御信号が出力されている。
【００３９】
上記ＥＣＵ４０は、その機能構成として運転状態判別手段４１、弁停止機構３５弁停止機構制御手段４２、吸入空気量制御手段４３、燃料噴射制御手段４４および経路判別手段５１等を備えている。
【００４０】
運転状態判別手段４１は、上記回転数センサ４５及びアクセル開度センサ４６等からの信号によりエンジンの運転状態（エンジン回転数及びエンジン負荷）を調べ、運転状態が図４に示すような低負荷低回転側の運転領域Ａと、高負荷側ないし高回転側の運転領域Ｂとのいずれの領域にあるかを判別する。
【００４１】
弁停止機構制御手段４２は、運転状態判別手段４１において判別された運転領域Ａ，Ｂに応じて、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。
【００４２】

Figure 0003826850
つまり、運転領域Ｂでは、各気筒を独立状態としてそれぞれ気筒毎に燃焼を行わせる通常運転モードとし、運転領域Ａでは、先行気筒（１番、４番気筒２Ａ，２Ｄ）と後続気筒（２番、３番気筒２Ｂ，２Ｃ）とを気筒間ガス通路２２を介して接続した２気筒接続状態とし、かつ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を行わせる特殊運転モードとするようになっている。なお、当実施形態では、これら運転状態判別手段４１及び弁停止機構制御手段４２等により本発明のモード切換手段が構成されている。
【００４３】
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。特に、低負荷低回転側の運転領域Ａ（特殊運転モード）では、後続気筒（２番、３番気筒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、先行気筒から導入されるガス中の過剰空気が燃焼に供せられるように、先行気筒と後続気筒との２気筒分に相当する燃料を燃焼させるのに必要な量の空気が前記先行気筒（１番、４番気筒２Ａ，２Ｄ）に供給されるようにスロットル開度を調節する。
【００４４】
上記燃料噴射制御手段４４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するもので、特に運転状態が図４中の運転領域Ａ（特殊運転モード）と、運転領域Ｂ（通常運転モード）とに、燃料噴射の制御状態を変更するものであり、この燃料噴射制御手段４４と前記運転状態判別手段４１とにより本発明の空燃比制御手段が構成されている。
【００４５】
すなわち、運転状態が低負荷低回転側の運転領域Ａ（特殊運転モード）にある場合、先行気筒（１番、４番気筒２Ａ，２Ｄ）に対しては、空燃比を理論空燃比よりも大きいリーン空燃比、好ましくは理論空燃比の略２倍もしくはそれ以上とするように燃料噴射量を制御するとともに、圧縮行程で燃料を噴射して成層燃焼を行わせるように噴射タイミングを設定する。一方、後続気筒（２番、３番気筒２Ｂ，２Ｃ）に対しては、先行気筒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理論空燃比とするように燃料噴射量を制御するとともに、既燃ガスが多い状況下で着火、燃焼が可能なように噴射タイミングが設定され、例えば着火性確保のため圧縮行程で燃料が噴射される。
【００４６】
上記燃料噴射量の制御は、エアフローセンサ１９及びＯ2センサ２３等からの出力に基づくフィードバック制御により行われる。具体的には、先行気筒で所定のリーン空燃比、後続気筒で理論空燃比となるように、エアフローセンサ１９により検出される吸入空気量に応じてそれぞれの気筒に対する基本噴射量が演算されるとともに、気筒間ガス通路２２に設けられたリニアＯ2センサ２５からの出力に基づいて先行気筒に対する燃料噴射量がフィードバック補正され、さらに排気通路２０に設けられたＯ2センサ２３からの出力に基づいて後続気筒に対する燃料噴射量がフィードバック補正されるようになっている。
【００４７】
また、運転状態が高負荷側ないし高回転側の運転領域Ｂ（通常運転モード）にある場合には、各気筒２Ａ〜２Ｄの空燃比を理論空燃比もしくはそれ以下とするように燃料噴射量を制御し、例えばこの運転領域Ｂのうちの大部分の領域において理論空燃比とし、全開負荷及びその付近の運転領域で理論空燃比よりリッチとする。そして、この場合に、各気筒２Ａ〜２Ｄに対して吸気行程で燃料を噴射することにより均一燃焼を行わせるように噴射タイミングを設定する。
【００４８】
低負荷ないし低回転側の運転領域Ａ（特殊運転モード）から高負荷ないし高回転側の運転領域Ｂ（通常運転モード）へ移行する場合には、移行後（モード切換後）、最初に燃焼行程を迎える気筒とその次に燃焼行程を迎える気筒との平均空燃比が理論空燃比となるように、前記最初に燃焼行程を迎える気筒では理論空燃比よりも所定量だけ大きいリーン空燃比とした状態で燃焼を行わせ、その次に燃焼行程を迎える気筒では理論空燃比よりも所定量だけ小さいリッチ空燃比とした状態で燃焼を行わせるように各気筒２Ａ〜２Ｄに対する燃料噴射量を制御するように構成されている。
【００４９】
上記経路判別手段５１は、エアフローセンサ１９により検出された吸気流量の変化状態と、回転数センサ４５により検出されたエンジン回転数とに応じ、エンジンのクランク軸が一定角度だけ回転する間に発生する吸気脈動の回数を検出するとともに、この検出回数に基づいて吸気および排気の流通経路が上記各気筒独立状態にあるか２気筒接続状態にあるかを判別するように構成されている。すなわち、各気筒２Ａ〜２Ｄにそれぞれ新気が導入される各気筒独立状態では、エンジンのクランク軸が１回転する間に、４回の吸気脈動が発生するのに対し、先行気筒２Ａ，２Ｄのみに新気が導入される２気筒接続状態では、エンジンのクランク軸が１回転する間に、２回の吸気脈動が発生するだけであるため、この吸気脈動の検出回数を予め設定された基準回数と比較する等により、吸気および排気の流通経路が各気筒独立状態にあるか２気筒接続状態にあるかが判別されるようになっている。
【００５０】
以上のような第１実施形態の装置の作用を、図５〜図９を参照しつつ説明する。
【００５１】
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６に示すように、先行気筒（１番，４番気筒）２Ａ，２Ｄから排出される既燃ガスがそのまま気筒間ガス通路２２を介して後続気筒（２番，３番気筒）２Ｂ，２Ｃに導入されるとともに、この後続気筒２Ｂ，２Ｃから排出される既燃ガスのみが三元触媒２４を備えた排気通路２０に導かれるような２気筒接続状態とされる。
【００５２】
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（図６中の矢印ａ）、先行気筒２Ａ，２ＤではリニアＯ2センサ２５により検出される空燃比が所定リーン空燃比となるように燃料噴射量がフィードバック制御されつつ圧縮行程で燃料が噴射され、かつ、所定点火時期に点火が行われて、リーン空燃比での成層燃焼が行われる（図５参照）。
【００５３】
その後、先行気筒２Ａ，２Ｄの吸気行程と後続気筒２Ｂ，２Ｃの排気行程が重なる期間に、先行気筒２Ａ，２Ｄから排出された既燃ガスがガス通路２２を通って後続気筒２Ｂ，２Ｃに導入される（図５中の白抜き矢印及び図６中の矢印ｂ）。そして、後続気筒２Ｂ，２Ｃでは、先行気筒２Ａ，２Ｄから導入されたリーン空燃比の既燃ガスに燃料が供給されて理論空燃比となるように、Ｏ2センサ２３の出力に基いて燃料噴射量が制御されつつ、適当なタイミング（例えば圧縮行程）で燃料が噴射され、かつ、所定点火時期に点火が行われて燃焼が行われる（図５参照）。後続気筒２Ｂ，２Ｃでの燃焼後の既燃ガスは、三元触媒２４を備えた排気通路２０に排出される（図６中の矢印ｃ）。
【００５４】
このように、先行気筒２Ａ，２Ｄではリーン空燃比での成層燃焼が行われることにより、熱効率が高められるとともにポンピングロスが低減され、これらの相乗効果で大幅に燃費が改善される。また、後続気筒２Ｂ，２Ｃでは空気過剰状態の既燃ガスに対し燃料が供給されて理論空燃比に制御されつつ燃焼が行われることにより、先行気筒２Ａ，２Ｄのようにリーン空燃比で成層燃焼が行われるものと比べると熱効率では多少劣るものの、ポンピングロス低減による燃費改善効果が充分に得られる。
【００５５】
しかも、後続気筒２Ｂ，２Ｃから排気通路２０に排出される既燃ガスは理論空燃比に対応した値となるため、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こととなる。そして、このようにリーン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。
【００５６】
また、先行気筒２Ａ，２Ｄでは理論空燃比の略２倍もしくはそれ以上のリーン空燃比とされることでＮＯｘ発生量が比較的少なく抑えられ、後続気筒２Ｂ，２Ｃでは、先行気筒２Ａ，２Ｄから既燃ガスが導入されることで多量のＥＧＲが行われているのと同等の状態となることからＮＯｘの発生が充分に抑制される。このような点からもエミッションの向上に有利となる。
【００５７】
また、後続気筒２Ｂ，２Ｃには先行気筒２Ａ，２Ｄからの既燃ガスが気筒間ガス通路２２を介して導入されるが、この気筒間ガス通路２２で通路長に応じて放熱量が変化するため、この通路長を適正値に設定することにより、後続気筒２Ｂ，２Ｃに導入される既燃ガスの温度を調整することができる。そして、このように既燃ガスの温度を調整するとともに、後続気筒２Ｂ，２Ｃに対する燃料噴射タイミングを適宜調整することにより、多量の既燃ガスが導入される後続気筒２Ｂ，２Ｃにおいても、着火、燃焼性を良好に保つことができる。
【００５８】
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７に示すようになり、実質的に各気筒２Ａ〜２Ｄの吸気ポート３１，３１ａ及び排気ポート１２ａ，１２が独立し、吸気通路１５から各気筒２Ａ〜２Ｄの吸気ポート３１，３１ａに新気が導入されるとともに各気筒２Ａ〜２Ｄの排気ポート３１，３１ａから排気通路２０に既燃ガスが排出される。そしてこの場合は、理論空燃比もしくはそれよりリッチ（λ≦１）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。
【００５９】
なお、低負荷低回転側の運転領域Ａから高負荷側ないしは高回転側の運転領域Ｂへの移行時（特殊運転モードから通常運転モードへ切換時）には、上述のように、移行後、最初に燃焼行程を迎える気筒での燃焼がリーン空燃比で行われる一方、次に燃焼行程を迎える気筒での燃焼がリッチ空燃比で行われ、さらにこれら燃焼行程の平均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る。
【００６０】
具体的には、例えば、図８に示すように４番気筒２Ｄの圧縮行程終了時点（図中▲１▼）でモード切換信号が出力されると、その後、一対の気筒の吸排気弁が共に閉弁状態となる時期に弁停止機構制御手段４２が切換えられる。同図に示す例によると、１番気筒２Ａと２番気筒２Ｂがそれぞれ最初に圧縮行程、膨張行程を迎える時点（図中▲２▼）で当該各気筒２Ａ，２Ｂに対応する第１排気弁３２ａ及び第１吸気弁３１ａが作動状態に切換えられ、また第２排気弁３２ｂ及び第２吸気弁３１ｂが停止状態に切換えられ、さらにその後、３番気筒２Ｃと４番気筒２Ｄがそれぞれ圧縮行程、膨張行程を迎える時点（図中▲３▼）で当該各気筒２Ｃ，２Ｄに対応する第１排気弁３２ａ及び第１吸気弁３１ａが作動状態に切換えられ、また第２排気弁３２ｂ及び第２吸気弁３１ｂが停止状態に切換えられる。そして、特殊運転モードから通常運転モードへの切換えの完了が経路判別手段５１により判別されると（図中▲３▼の時点）、その後、最初に燃焼行程を迎える気筒（当例では４番気筒２Ｄ）の該燃焼がリーン空燃比で行われるように燃料噴射量（図中Ｆ1で示す）が制御され、さらにその次に燃焼行程を迎える気筒（当例では２番気筒２Ｂ）の該燃焼がリッチ空燃比で行われるように燃料噴射量（図中Ｆ2で示す）が制御される。この際、４番気筒２Ｄと２番気筒２Ｂとの平均空燃比が理論空燃比となるように各燃料噴射量（Ｆ1，Ｆ2）が制御される。
【００６１】
このようにモード切換時の各気筒２Ａ〜２Ｄの空燃比が制御されることにより、モード切換えに伴うトルクショック（一時的にトルクが高くなる現象）が有効に緩和され、また、排気浄化性能も確保されることとなる。
【００６２】
すなわち、特殊運転モードでは、先行気筒と後続気筒との２気筒分の燃焼に必要な空気を前記先行気筒（１番、４番気筒２Ａ，２Ｄ）に供給すべくスロットル開度が制御されており、従って通常運転モードへの移行時にはスロットル開度が絞られることとなるが、このときスロットル弁１７の作動の応答遅れおよび吸気流動の変化の遅れにより吸入空気量（吸気量という）の変化に図９に示すような応答遅れが生じ得る。一方、通常運転モードへの切換後は、気筒２Ａ〜２Ｄ毎に略理論空燃比での燃焼が行われるように燃料噴射量がフィードバック制御される。従って、何ら対処がなければ、理論空燃比で燃焼が行われ得るように上記のような応答遅れが生じた吸気量に対応した燃料供給量に制御されることとなり、モード切換直後のトルクが図９の実線に示すように急増する（トルクショックが発生する）。これに対して、モード切換直後、上記のように最初に燃焼行程を迎える気筒についてリーン空燃比とした状態で燃焼が行われると、図９の一点鎖線に示すようにトルクの急増が抑えられ、その結果、トルクショックが緩和されることとなる。しかも、続いて燃焼行程を迎える気筒がリッチ空燃比とした状態で燃焼が行われ、これら連続して燃焼行程を迎える各気筒の平均空燃比が理論空燃比となるように燃焼噴射量が制御されることにより、排気通路２０の三元触媒２４を通過する既燃ガスも実際には理論空燃比に対応する値となる。従って、排気浄化性能も三元触媒２４だけで良好に確保されることとなる。
【００６３】
なお、第１の実施形態についての具体的構成は種々変更可能であり、例えば、変形例として以下のような構成を採用することも可能である。
【００６４】
▲１▼ 上記の実施形態では、特殊運転モードから通常運転モードへの移行に伴うトルクショックを軽減するために、モード切換後（移行後）、最初に燃焼行程を迎える気筒での燃焼をリーン空燃比とするとともに、排気浄化性能への影響を回避するために、その次に燃焼行程を迎える気筒での燃焼をリッチ空燃比とした状態で行わせるようにしているが、例えば、特殊運転モードから通常運転モードへの切換直前に燃焼行程を迎える気筒およびこの気筒と前記一対の関係にある気筒（排気行程と吸気行程とが重なる気筒）に対する燃料供給を遮断（カット）するように構成してもよい。
【００６５】
具体的には、例えば、図１０に示すように４番気筒２Ｄの圧縮行程終了時点（図中▲１▼）でモード切換信号が出力される場合には、全ての気筒２Ａ〜２Ｄが特殊運転モードから通常運転モードに完全に切換る時点（図中▲３▼）の直前に燃焼行程を迎える１番気筒２Ａの当該燃焼行程分の燃料（図中Ｆ1）をカットするとともに、これと前記一対の関係にある２番気筒２Ｂの燃焼行程分の燃料（図中Ｆ2）をカットする。
【００６６】
このような制御によると、燃料がカットされることによりモード切換時の１番気筒２Ａ及び２番気筒２Ｂの発生トルクが「０」となってトルクの急増が抑えられ、その結果、トルクショックが良好に緩和されることとなる。なお、この場合には、燃料がカットされるだけでるため、排気通路２０には空気がそのまま排出されることになり、排気浄化性能へ影響を与えることもない。従って、上述した実施形態の制御と同様に、トルクショックを良好に緩和する一方で、排気浄化性能についても良好に確保することができる。
【００６７】
▲２▼ さらに、同様の効果を得るために、特殊運転モードから通常運転モードへの切換後、最初に燃焼行程を迎える気筒に対する燃料供給を当該燃焼行程についてのみ遮断（カット）するように構成してもよい。
【００６８】
例えば、図１１に示すように４番気筒２Ｄの圧縮行程終了時点（図中▲１▼）でモード切換信号が出力される場合には、全ての気筒２Ａ〜２Ｄが特殊運転モードから通常運転モードに完全に切換る時点（図中▲３▼）の直後に燃焼行程を迎える４番気筒２Ｄの当該燃焼行程分の燃料（図中Ｆ1）をカットする。
【００６９】
このような制御によれば、モード切換時の４番気筒２Ｄの発生トルクが「０」となってトルクの急増が抑えられ、その結果、トルクショックが良好に緩和されることとなる。また、この場合も、燃料がカットされているだけのため、排気通路２０には空気がそのまま排出されることとなり排気浄化性能への影響もない。従って、上記実施形態および変形例▲１▼と同様の効果を得ることができる。
【００７０】
次に本発明の第２の実施形態について説明する。
【００７１】
図１２および図１３は、複数の気筒２Ａ〜２Ｄを有し、各気筒２Ａ〜２Ｄ内に燃料を直接噴射して吸気行程と排気行程との間に１回の燃焼を行う通常運転モードと、吸気行程と排気行程との間に２回の燃焼を行う特殊運転モードとにエンジンの運転状態に応じて燃焼サイクルを切換えるとともに、排気通路２０に排出される排気ガスの酸素濃度が略理論空燃比の燃焼状態に対応した値となるように上記吸気行程で各気筒２Ａ〜２Ｄ内に導入される吸入空気量および上記２回の燃焼を行うための燃料噴射量を制御するように構成され、かつ排気通路２０に三元触媒２４が配設された火花点火式エンジンの制御装置を示している。
【００７２】
上記各気筒２Ａ〜２Ｄの燃焼室４に対してそれぞれ一対の吸気ポート１１，１１および排気ポート１２，１２が開口し、これらのポート１１，１１，１２，１２が吸気弁３１，３１および排気弁３２，３２により開閉されるようになっている。そして、各気筒２が所定の位相差、つまりクランク角で１８０°ずつの位相差をもって所定の順番で燃焼が行われるようになっている。
【００７３】
上記吸・排気弁３１，３２は、それぞれ動弁機構５３により駆動されるように構成されている。この動弁機構５３は、図１３に示すように、非磁性材料からなるハウジング５４と、このハウジング５４内に摺動自在に配設されるとともに、上記吸・排気弁３１，３２と一体に連結されたアーマチュア・コア５５と、ハウジング３４内の上下両端部に配設された一対の電磁石５６，５７および戻しばね５８，５９とを備えている。そして、上方の電磁石５６に通電してアーマチュア・コア５５を上方に吸引することにより、吸気弁３１および排気弁３２をそれぞれ所定のタイミングで開放状態とし、下方の電磁石５７に通電してアーマチュア・コア５５を下方に吸引することにより、吸気弁３１および排気弁３２をそれぞれ所定のタイミングで閉止状態とするようになっている。
【００７４】
上記動弁機構５３等を制御する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、Ｏ2センサ２３およびリニアＯ2センサ２５からの信号が入力され、さらに運転状態を判別するためにエンジン回転数を検出する回転数センサ４５およびアクセル開度（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４６等からの信号も入力されている。
【００７５】
上記ＥＣＵ４０は、エンジンの運転状態を判別する運転状態判別手段４１、上記吸気弁３１および排気弁３２の開閉タイミングを制御する弁開閉制御手段６０と、エンジンの燃焼室４への吸入空気量を制御する吸入空気量制御手段４３と、燃料の噴射状態を制御する燃料噴射制御手段４４とを備えている。
【００７６】
上記弁開閉制御手段６０は、運転状態判別手段４１において判別されたエンジンの運転状態が低負荷ないし低回転側の運転領域Ａにある場合と、高負荷側ないし高回転側の運転領域Ｂにある場合とで、動弁機構５３に出力される制御信号の出力タイミングを変化させて吸気弁３１および排気弁３２の開閉タイミングを次のように制御するように構成されている。
【００７７】
高負荷側ないし高回転側の運転領域Ｂでは、図１４（ａ）に示すように、燃料噴射を伴う吸気行程ＩＮと、後期に点火Ｓを伴う圧縮行程と、燃焼を伴う膨張行程と、排気行程ＥＸとからなる通常運転モード、つまり吸気行程ＩＮと排気行程ＥＸとの間に一回の均一燃焼を行う一般的な４サイクルの燃焼制御を実行するように上記吸気弁３１および排気弁３２の開閉タイミングが設定される。なお、図１４において、Ｔはピストン行程の上死点、Ｂは下死点である。
【００７８】
低負荷側ないし低回転側の運転領域Ａでは、図１４（ｂ）に示すように、吸気行程ＩＮ（第１行程）と、後期に燃料噴射Ｆおよび点火Ｓを伴う第１圧縮行程（第２行程）と、燃焼を伴い、かつ後期に燃料噴射Ｆを行う第１膨張行程（第３行程）と、後期に点火Ｓを伴う第２圧縮行程（第４行程）と、燃焼を伴う第２膨張行程（第５行程）と、排気行程ＥＸ（第６行程）とからなる特殊運転モード、つまり吸気行程ＩＮと排気行程ＥＸとの間に二回の燃焼を行う６サイクルの燃焼制御を実行するように上記吸気弁３１および排気弁３２の開閉タイミングが設定される。なお、当実施形態では、前記運転状態判別手段４１及び弁開閉制御手段６０等により本発明のモード切換手段が構成されている。
【００７９】
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ように構成されている。特に、低負荷・低回転側の運転領域Ａにおいて実行される特殊運転モードでは、上記二回の燃焼後における排気行程ＥＸで排気通路２０に排出される排気ガスの既燃ガス濃度が、略理論空燃比の燃焼状態に対応した値となるようにスロットル開度が調節される。また、高負荷・高回転側の運転領域Ｂにおいて実行される通常運転モードでは、気筒２Ａ〜２Ｄ内の空燃比がλ≦１となるようにスロットル開度が調節される。
【００８０】
上記燃料噴射制御手段４４は、各気筒２に設けられた燃料噴射弁９からの燃料噴射量および噴射タイミングをエンジンの運転状態に応じて制御するもので、特に運転状態が図４中の運転領域Ａ（特殊運転モード）と、運転領域Ｂ（通常運転モード）とに、燃料噴射の制御状態を変更するものであり、この燃料噴射制御手段４４と前記運転状態判別手段４１とにより本発明の空燃比制御手段が構成されている。
【００８１】
すなわち、低負荷・低回転側の運転領域Ａ（特殊運転モード）では、図１４（ｂ）に示すように、第１膨張行程（第３行程）で行われる最初の燃焼が成層燃焼状態となるように、空燃比が理論空燃比よりも大きいリーン空燃比、好ましくは理論空燃比の略２倍もしくはそれ以上となるように第１圧縮行程（第２行程）の燃料噴射量を設定するとともに、燃料噴射Ｆのタイミングを設定する。また、上記最初の燃焼により生じたリーン空燃比の既燃ガス中に燃料を供給する（第３行程）ことにより、理論空燃比の条件下において第２膨張行程（第５行程）で２回目の燃焼が行われるように、燃料噴射量を制御するとともに、既燃ガスが多い状況下で着火、燃焼が可能なように燃料噴射Ｆのタイミングが設定され、例えば第１膨張行程（第３行程）の後期に燃料噴射Ｆが行われる。なお、上記燃料噴射量の制御は、エアフローセンサ１９およびＯ2センサ２３等からの出力に基づくフィードバック制御により行われる。
【００８２】
また、運転状態が高負荷側ないし高回転側の運転領域Ｂにある場合には、各気筒２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、例えば上記運転領域Ｂの大部分の領域において理論空燃比とし、全開負荷およびその付近の運転領域で理論空燃比よりリッチとなるように燃料噴射量を制御する。
【００８３】
なお、低負荷ないし低回転側の運転領域Ａ（特殊運転モード）から高負荷ないし高回転側の運転領域Ｂ（通常運転モード）へ移行された場合には、移行後（モード切換後）、最初に燃焼行程を迎える気筒とその次に燃焼行程を迎える気筒との平均空燃比が理論空燃比となるように、前記最初に燃焼行程を迎える気筒では理論空燃比よりも所定量だけ大きいリーン空燃比とした状態で燃焼を行わせ、その次に燃焼行程を迎える気筒では理論空燃比よりも所定量だけ小さいリッチ空燃比とした状態で燃焼を行わせるように各気筒２Ａ〜２Ｄに対する燃料噴射量を制御する。
【００８４】
上記経路判別手段５１および始動時判別手段５２は、図３に示す実施形態の経路判別手段５１および始動時制御手段５２と同様に構成されたものであり、吸気通路１５に配設されて吸気の脈動を検出する吸気脈動検出手段（エアフローセンサ１９）から出力された検出信号に応じ、エンジンの始動時に、通常運転モードの制御状態にあるか、特殊運転モードの制御状態にあるかを上記経路判別手段５１において判別し、かつこの経路判別手段５１の判別結果に応じて特殊運転モードの制御状態にあることが確認された場合には、エンジン始動時おける最初の燃焼制御時において、第１回目に噴射された燃料の点火を禁止する等の制御を上記始動時制御手段５２において実行するように構成されている。
【００８５】
以上のような第２実施形態の装置によると、運転状態が低負荷側ないし低回転側の運転領域Ａにある場合に、吸気行程と排気行程との間に二回の燃焼が行われる特殊運転モードとされ、第１膨張行程で行われる最初の燃焼がリーン空燃比での成層燃焼状態とされることにより、熱効率が高められるとともにポンピングロスが低減され、これらの相乗効果で大幅に燃費が改善される。また、上記最初の燃焼により生成された空気過剰状態の既燃ガス中に燃料を供給して理論空燃比に制御しつつ、第２膨張行程において２回目の燃焼を行わせることにより、通常のエンジンのようにリーン空燃比で成層燃焼させるものと比べると熱効率では劣るものの、ポンピングロス低減による燃費効果が得られることになる。
【００８６】
しかも、上記２回目の燃焼が行われた後に、排出行程で排気通路２０に排出される既燃ガスの濃度が理論空燃比に対応した値となるため、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なり、三元触媒２４だけで充分に排気浄化性能が確保されることとなる。そして、このようにリーンＮＯｘ触媒を設ける必要がないことから、リーンＮＯｘ触媒のＮＯｘ吸蔵量の増大時における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。
【００８７】
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吸気行程ＩＮと排気行程ＥＸとの間に一回の均一燃焼を行う一般的な４サイクルの燃焼制御が実行され、かつ各気筒２Ａ〜２Ｄ内の空燃比がλ≦１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。
【００８８】
なお、低負荷低回転側の運転領域Ａから高負荷側ないしは高回転側の運転領域Ｂへの移行時（特殊運転モードから通常運転モードへ切換時）には、上述のように、移行後、最初に燃焼行程を迎える気筒での燃焼がリーン空燃比で行われるとともに、その次に燃焼行程を迎える気筒での燃焼がリッチ空燃比で行われ、さらにこれら燃焼行程の平均空燃比が理論空燃比となるように空燃比が制御される。具体的には、例えば、図１５に示すように２番気筒２Ｂの吸気行程終了時点（図中▲１▼）でモード切換信号が出力されると、その後、各気筒２A〜２Dが順次特殊運転モード（６サイクル）から通常運転モード（４サイクル）に切換えられ、このモード切換後、最初に燃焼行程を迎える気筒（当例では２番気筒２Ｂ）の該燃焼がリーン空燃比で行われるように燃料噴射量（図中Ｆ1で示す）が制御され、さらにその次に燃焼行程を迎える気筒（当例では１番気筒２Ａ）の該燃焼がリッチ空燃比で行われるように燃料噴射量（図中Ｆ2で示す）が制御される。そして、このときの２番気筒２Ｂと１番気筒２Ａとの平均空燃比が理論空燃比となるように燃料噴射量（Ｆ1，Ｆ2）が制御される。
【００８９】
このようにモード切換時の各気筒２Ａ〜２Ｄの空燃比が制御されることにより、第１の実施形態と同様に、モード切換えに伴うトルクショック（一時的にトルクが高くなる現象）が有効に緩和され、また、排気浄化性能も確保されることとなる。すなわち、特殊運手モードでは、上記のように二回の燃焼を行わせるのに必要な空気を吸気行程ＩＮにおいて導入すべくスロットル開度が制御されているので、通常運転モードへの移行に伴いスロットル開度が絞られることとなるが、このときスロットル弁１７の作動の応答遅れおよび吸気流動の変化の遅れにより吸気量の変化に応答遅れが生じ得る（図９参照）。従って、理論空燃比で燃焼が行われ得るようにその吸気量（応答遅れが生じた吸気量）に対応した燃料が噴射されると、いきおいモード切換直後のトルクが急増する（トルクショックが発生する）こととなる。しかし、上記のように最初に燃焼行程を迎える２番気筒２Ｂにおいてリーン空燃比とした状態で燃焼が行われるとことにより、実際にはトルクの急増が抑えられ、その結果、トルクショックが緩和されることとなる。しかも、続いて燃焼行程を迎える１番気筒２Ａがリッチ空燃比とした状態で燃焼が行われ、これら連続して燃焼行程を迎える各気筒２Ｂ，２Ａの平均空燃比が理論空燃比となる状態で燃焼が行われることにより、排気通路２０の三元触媒２４を通過する既燃ガスも実際には理論空燃比に対応する値となり、排気浄化性能も三元触媒２４だけで良好に確保されることとなる。
【００９０】
なお、モード切換後、２番気筒２Ｂについては、同図に示すように吸気行程が終了するタイミングで燃料供給（Ｆ1）が行われるが、これは２番気筒２Ｂについては、吸気行程が終了するタイミングでモード切換えが行われ、吸気行程中に燃料を供給することができないため、モード切換後、可及的に早い時期に燃料を噴射させるようにしているものである。また、図１７において、モード切換後、最初に燃焼行程を迎えるのは実際には４番気筒２Ｄであるが、４番気筒２Ｄについては、モード切換時点で既に燃料が噴射されており制御不可能である。つまり、ここでいう「モード切換後、最初に燃焼行程を迎える気筒」とは、あくまでも「モード切換後、最初に燃焼行程を迎える気筒であって、かつタイミング的に燃料の噴射量制御が可能な気筒」を意味する。
【００９１】
なお、第２の実施形態についてもその具体的構成は種々変更可能であり、例えば、変形例として以下のような構成を採用することも可能である。
【００９２】
▲１▼ 上記の実施形態では、特殊運転モードから通常運転モードへの移行に伴うトルクショックを軽減するために、モード切換後（移行後）、最初に燃焼行程を迎える気筒での燃焼をリーン空燃比とし、さらに排気浄化性能への影響を回避するために、その次に燃焼行程を迎える気筒での燃焼をリッチ空燃比とした状態で行わせるようにしているが、例えば、特殊運転モードから通常運転モードへの切換直前に燃焼行程を迎える気筒に対する燃料供給を遮断（カット）するように構成してもよい。
【００９３】
具体的には、例えば、図１６に示すように２番気筒２Ｂの吸気行程終了時点（図中▲１▼）でモード切換信号が出力され、その後、各気筒２A〜２Dが順次特殊運転モード（６サイクル）から通常運転モード（４サイクル）に切換えられ場合には、該切換時点（図中▲１▼）の直前に燃焼行程を迎える３番気筒２Ａの当該燃焼行程分の燃料（図中Ｆ1，Ｆ2）をカットする。
【００９４】
このような制御によると、燃料がカットされることによりモード切換時の３番気筒２Ｃのトルクが「０」となってトルクの急増が抑えられ、その結果、トルクショックが良好に緩和されることとなる。また、この場合には、燃料がカットされているだけのため、排気通路２０には空気がそのまま排出されるだけであって、排気浄化性能へ影響を与えることもない。従って、上述した第２の実施形態の制御と同様に、トルクショックを良好に緩和する一方で、排気浄化性能についても良好に確保することができる。
【００９５】
なお、トルクショックを緩和させるだけの目的であれば、３番気筒２Ａへの燃料供給のうち二回目分の燃料（図中Ｆ2）のみをカットするだけで効果を上げることが可能であるが、これに伴い二回目の燃焼が省略されると、排気通路２０に排出される既燃ガスがリーン空燃比に対応する値となり排気浄化性能に悪影響を与えると考えられる。従って、燃料をカットする場合には、上述のように３番気筒２Ａに対する全ての燃料（図中Ｆ1，Ｆ2）をカットする必要がある。
【００９６】
▲２▼ さらに、同様の作用効果を得るために、特殊運転モードから通常運転モードへの切換え後、最初に燃焼行程を迎える気筒に対する燃料供給を当該燃焼行程についてのみ遮断（カット）するように構成してもよい。
【００９７】
例えば、図１７に示すように４番気筒２Ｄの圧縮行程終了時点（図中▲１▼）でモード切換信号が出力され、その後、各気筒２A〜２Dが順次特殊運転モード（６サイクル）から通常運転モード（４サイクル）に切換えられ場合には、該切換時点（図中▲１▼）の後、最初に燃焼行程を迎える２番気筒２Ｂの当該燃焼行程分の燃料（図中Ｆ1）をカットする。
【００９８】
このような制御によれば、２番気筒２Ｂの発生トルクが「０」となってモード切換時のトルクの急増が抑えられ、その結果、トルクショックが良好に緩和されることとなる。この場合は、２番気筒２Ｂの燃焼室４内の空気がそのまま排気通路２０に排出されることになるので、排気浄化性能へ影響を与えることがない。従って、上記第２の実施形態および変形例▲１▼と同様の効果を得ることができる。
【００９９】
▲３▼ 上記の実施形態では、特殊運転モードにおいて、吸気行程ＩＮと、第１圧縮行程と、燃焼を伴う第１膨張行程と、第２圧縮行程と、燃焼を伴う第２膨張行程と、排気行程ＥＸとからなる６サイクルの燃焼制御を実行することにより、吸気行程ＩＮと排気行程ＥＸとの間で２回の燃焼を行うように構成しているが（図１４（ｂ）参照）、図１４（ｃ）に示すように、吸気行程ＩＮと、第１圧縮行程と、燃焼を伴う第１膨張行程と、第２圧縮行程と、燃焼を伴わない第２膨張行程と、第３圧縮行程と、燃焼を伴う第３膨張行程と、排気行程ＥＸとからなる８サイクルの燃焼制御を実行することにより、吸気行程と排気行程との間で２以下の燃焼を行うように構成してもよい。
【０１００】
【発明の効果】
以上のように本発明の制御装置は、各気筒においてそれぞれ独立して燃焼を行わせる通常運転モードと、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をそのまま吸気行程にある後続気筒に導入して燃焼を行わせる特殊運転モードとに切換え可能に構成され、例えば低負荷低回転の運転領域では特殊運転モードに設定されることにより、先行気筒ではリーン空燃比での燃焼が行われて、熱効率が高められるとともにポンピングロスが低減されることにより大幅な燃費改善効果が得られ、かつ上記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が供給されて理論空燃比とされた状態で燃焼が行われることにより、少なくともポンピングロス低減による燃費効果が得られる。また、後続気筒から排出される理論空燃比の既燃ガスのみが排気通路に導かれるため、三元触媒だけで充分に排気浄化性能が確保される。一方、高負荷・高回転の運転領域では、通常運転モードに設定されることにより出力性能が確保される。そして、特殊運転モードから通常運転モードへの移行時には、移行後（モード切換後）、最初に燃焼行程を迎える気筒での該燃焼がリーン空燃比とした状態で行われることによりトルクの急増が抑制されることより、吸気量の応答遅れに起因するトルクショックの発生が良好に緩和される。しかも、続いて燃焼行程を迎える気筒においてリッチ空燃比とした状態で燃焼が行われることにより、排気通路に排出される既燃ガスが実質的に理論空燃比に対応した値となり、その結果、排気浄化性能も確保されることとなる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る制御装置を備えたエンジン全体の概略平面図（第１の実施形態）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】運転領域を示す説明図である。
【図５】各気筒の排気行程、吸気行程、燃料噴射時期および点火時期等を示す図である。
【図６】低負荷低回転時の実質的な新気およびガスの流通経路を示す説明図である。
【図７】高負荷、高低回転側の運転領域にある時の実質的な新気およびガスの流通経路を示す説明図である。
【図８】低負荷低回転の運転領域から高負荷、高低回転側の運転領域へ移行される際の各気筒の排気行程、吸気行程、燃料噴射時期および点火時期等を示す図である。
【図９】低負荷低回転の運転領域から高負荷、高低回転側の運転領域へ移行される際の吸入空気量、燃料噴射量、発生トルクの変化を示す図である。
【図１０】低負荷低回転の運転領域から高負荷、高低回転側の運転領域へ移行される際の各気筒の排気行程、吸気行程、燃料噴射時期および点火時期等を示す図（変形例）である。
【図１１】低負荷低回転の運転領域から高負荷、高低回転側の運転領域へ移行される際の各気筒の排気行程、吸気行程、燃料噴射時期および点火時期等を示す図（変形例）である。
【図１２】本発明に係る制御装置を備えたエンジン全体の概略平面図（第２の実施形態）である。
【図１３】動弁機構の構成と制御系統のブロック構成を示す図である。
【図１４】第２の実施形態における気筒の燃焼サイクル、燃料噴射時期および点火時期等を示す説明図である。
【図１５】低負荷低回転の運転領域から高負荷、高低回転側の運転領域へ移行される際の各気筒の排気行程、吸気行程、燃料噴射時期および点火時期等を示す図である。
【図１６】低負荷低回転の運転領域から高負荷、高低回転側の運転領域へ移行される際の各気筒の排気行程、吸気行程、燃料噴射時期および点火時期等を示す図（変形例）である。
【図１７】低負荷低回転の運転領域から高負荷、高低回転側の運転領域へ移行される際の各気筒の排気行程、吸気行程、燃料噴射時期および点火時期等を示す図（変形例）である。
【符号の説明】
１ エンジン本体
２Ａ〜２Ｄ 気筒
９ 燃料噴射弁
１１ 吸気ポート
１１ａ 第１吸気ポート
１１ｂ 第２吸気ポート
１２ 排気ポート
１２ａ 第１排気ポート
１２ｂ 第２排気ポート
１５ 吸気通路
２０ 排気通路
２２ 気筒間ガス通路
２４ 三元触媒
３１ 吸気弁
３１ａ 第１吸気弁
３１ｂ 第２吸気弁
３２ 排気弁
３２ａ 第１排気弁
３２ｂ 第２排気弁
３５ 弁停止機構
４０ ＥＣＵ
４１ 運転状態判別手段
４２ 弁停止機構制御手段
４３ 吸入空気量制御手段
４４ 燃料噴射制御手段
５１ 経路判別手段[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a spark ignition engine control device, and more particularly to a device for controlling the combustion state of each cylinder in a multi-cylinder engine to improve fuel consumption and emissions.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, in a spark ignition engine, a technique for improving fuel efficiency by performing combustion in a state where the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in each cylinder is set to a lean air-fuel ratio larger than the stoichiometric air-fuel ratio is known. As disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 10-274085, a stratified combustion is provided by injecting fuel directly into a combustion chamber and injecting fuel from the fuel injection valve in a compression stroke in a low rotation and low load region. It is known that the super lean combustion is realized by this.
[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 purification performance cannot be obtained, a lean NOx catalyst is provided that adsorbs NOx in an oxygen-excessive atmosphere and removes and reduces NOx in an oxygen-concentrated atmosphere as shown in the above publication. 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 the above publication, additional fuel is injected during the expansion stroke in addition to the main combustion. As a result, the air-fuel ratio of the exhaust gas is enriched and CO is generated, thereby promoting NOx separation and reduction.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
The engine that performs the conventional lean operation as described above requires the lean NOx catalyst in order to ensure the NOx purification performance during the lean operation. Further, a three-way catalyst is also required for exhaust purification in a region operated at a stoichiometric air-fuel ratio such as a high load region, the lean NOx catalyst is provided in addition to the three-way catalyst, and the lean A NOx catalyst requires a relatively large capacity in order to secure a certain amount of NOx adsorption, and is expensive compared to a three-way catalyst, which is disadvantageous in terms of cost.
[0005]
Moreover, in order to maintain the purification performance of the lean NOx catalyst, the NOx is temporarily removed by the removal of NOx, the supply of additional fuel for reduction, etc. at predetermined intervals such that the NOx adsorption amount increases as described above. It is necessary to enrich the air-fuel ratio, thereby reducing the fuel efficiency improvement effect due to lean combustion.
[0006]
Therefore, in view of such a problem, the applicant of the present application, in a multi-cylinder engine that performs a cycle including intake, compression, expansion, and exhaust strokes, between a pair of cylinders in which an exhaust stroke and an intake stroke overlap in a low load low rotation range. In this case, the burned gas discharged from the preceding cylinder, which is the cylinder on the exhaust stroke side, is directly introduced into the subsequent cylinder, which is the cylinder on the intake stroke side, and the gas discharged from the subsequent cylinder is introduced into the exhaust passage provided with the three-way catalyst. In addition, when the two cylinders are connected, combustion is performed in a state where the preceding cylinder has a lean air-fuel ratio that is a predetermined amount larger than the stoichiometric air-fuel ratio, and in the succeeding cylinder, the lean introduced from the preceding cylinder is performed. While controlling the combustion state etc. so that combustion is performed in a state where the stoichiometric air-fuel ratio is supplied by supplying fuel to the burned gas of the air-fuel ratio (referred to as a special operation mode), in the high load high rotation range Usual, I thought to control the combustion conditions or the like so as to perform the combusting respective cylinders at the stoichiometric air-fuel ratio (referred to the normal operation mode) (Japanese Patent Application No. 2002-024548).
[0007]
According to this, by setting the special operation mode in the low-load and low-rotation region, the preceding cylinder is burned at a lean air-fuel ratio, and the thermal efficiency is increased and the pumping loss is reduced, thereby significantly improving the fuel efficiency. In the subsequent cylinder, the fuel is supplied to the burned gas having a lean air-fuel ratio introduced from the preceding cylinder to achieve the stoichiometric air-fuel ratio, and the fuel efficiency effect due to the reduction of pumping loss is achieved. can get. Moreover, since only the stoichiometric burned gas discharged from the subsequent cylinders is guided to the exhaust passage provided with the three-way catalyst, sufficient exhaust purification performance is ensured with only the three-way catalyst, and no lean NOx catalyst is required. Become.
[0008]
By the way, when controlling the combustion state of each cylinder as described above, the response of the intake air amount at the time of transition from the low load rotation range to the high load rotation range (when switching from the special operation mode to the normal operation mode). It is conceivable that a delay occurs. Therefore, simply switching to the normal mode may cause a torque shock (a state in which the torque temporarily increases) due to this response delay, giving the passenger a sense of incongruity. That is, in the special operation mode, the opening degree of the throttle valve (throttle opening degree) is controlled so that a large amount of intake air including the intake air amount of the subsequent cylinder is introduced into the preceding cylinder. Therefore, even if the throttle opening is reduced after the transition to the normal mode, it is considered that a response delay occurs in the opening adjustment and intake exceeding the target intake amount is performed. It can be considered that a state in which the torque is temporarily increased is caused by performing combustion in a state where the stoichiometric air-fuel ratio is set based on the above.
[0009]
Therefore, it is necessary to mitigate torque shock. For example, it is conceivable to execute ignition retard as one method. However, in this case, the fuel consumption is reduced. In addition, it is conceivable to quantitatively control the injected fuel when switching from the special operation mode to the normal operation mode. In this case, combustion is performed at an intermediate air-fuel ratio (A / F = 16 to 17) at which NOx is likely to be generated. Therefore, the desired effect of ensuring the exhaust purification performance with only the three-way catalyst is impaired. Therefore, any method is difficult to implement practically.
[0010]
The present invention has been made in consideration of the above-mentioned problems, and improves exhaust gas purification performance by using a three-way catalyst without the need for a lean NOx catalyst while providing fuel efficiency improvement effect by lean combustion. The present invention also provides a control device for a spark ignition engine capable of effectively reducing torque shock.
[0011]
[Means for Solving the Problems]
According to the first aspect of the invention, the cylinder independent state in which fresh air is introduced into each cylinder and the exhaust gas of the preceding cylinder between the pair of cylinders in which the exhaust stroke and the intake stroke overlap with each other via the inter-cylinder gas passage A normal operation mode in which the flow paths of intake and exhaust are switchable between the two-cylinder connection state introduced into the cylinder and combustion is performed independently in each cylinder with the flow paths as the cylinder-independent states; Multi-cylinder spark ignition configured to switch the operation mode to a special operation mode in which the burned gas discharged from the preceding cylinder is introduced into the succeeding cylinder in the intake stroke as it is in the two-cylinder connection state and combustion is performed. A mode switching means for switching the operation mode to the normal operation mode or the special operation mode according to the operation state of the engine, and the special engine When in the reverse rotation mode, combustion is performed in a state where the preceding cylinder has a lean air-fuel ratio that is larger than the theoretical air-fuel ratio by a predetermined amount, and in the subsequent cylinder, the burned gas having the lean air-fuel ratio derived from the preceding cylinder is used. While fuel is supplied and combustion is performed at a stoichiometric air-fuel ratio, while in the normal operation mode, combustion is performed in each cylinder so that combustion is performed with the air-fuel ratio in each cylinder being the stoichiometric air-fuel ratio. Air-fuel ratio control means for controlling the air-fuel ratio, and after switching from the special operation mode to the normal operation mode, the average air-fuel ratio between the cylinder that first reaches the combustion stroke and the cylinder that subsequently reaches the combustion stroke is the theoretical air-fuel ratio. In the cylinder that first reaches the combustion stroke, combustion is performed with a lean air-fuel ratio that is a predetermined amount larger than the stoichiometric air-fuel ratio, and in the cylinder that reaches the combustion stroke next, the cylinder that reaches the combustion stroke is less than the stoichiometric air-fuel ratio. In which the air-fuel ratio control means is configured to perform combustion while the predetermined amount less rich air-fuel ratio.
[0012]
According to this configuration, for example, in the low-load low-rotation region of the engine, the combustion control in the special operation mode is executed in the connected state of the two cylinders, so that the preceding cylinder performs the combustion at the lean air-fuel ratio and the thermal efficiency is improved. As a result, the pumping loss is reduced and a significant fuel efficiency improvement effect is obtained. In the succeeding cylinder, fuel is supplied to the burned gas having a lean air-fuel ratio introduced from the preceding cylinder to obtain the stoichiometric air-fuel ratio. By performing combustion in the state, at least a fuel consumption effect by reducing pumping loss can be obtained. Further, since only the stoichiometric burned gas discharged from the succeeding cylinder is guided to the exhaust passage, the exhaust purification performance is sufficiently ensured only by the three-way catalyst. On the other hand, in the high load / high rotation operation region, the output performance is ensured by setting the normal operation mode. At the time of transition from the special operation mode to the normal operation mode (switching), after the mode is switched, the combustion in the cylinder that first reaches the combustion stroke is performed in a state where the lean air-fuel ratio is set, so that the torque is reduced. The sudden increase is suppressed, and thereby the torque shock caused by the response delay of the intake air amount is alleviated. In this case, combustion is performed in a state where the rich air-fuel ratio is subsequently reached in the cylinder that reaches the combustion stroke, so that the burned gas that passes through the catalyst in the exhaust passage becomes a gas having a substantially stoichiometric air-fuel ratio. Is also secured.
[0013]
According to the second aspect of the invention, the cylinder independent state in which fresh air is introduced into each cylinder and the exhaust gas of the preceding cylinder between the pair of cylinders in which the exhaust stroke and the intake stroke overlap with each other via the inter-cylinder gas passage A normal operation mode in which the flow paths of intake and exhaust are switchable between the two-cylinder connection state introduced into the cylinder and combustion is performed independently in each cylinder with the flow paths as the cylinder-independent states; A multi-cylinder spark ignition engine configured to be switchable to a special operation mode in which the burned gas discharged from the preceding cylinder is introduced into the succeeding cylinder in the intake stroke as it is in the two-cylinder connection state to perform combustion. A control device for switching the operation mode to the normal operation mode or the special operation mode according to the operation state of the engine; and to the special operation mode. The preceding cylinder is burned with a lean air / fuel ratio that is a predetermined amount larger than the stoichiometric air / fuel ratio, and in the succeeding cylinder, fuel is supplied to the burned gas of the lean air / fuel ratio derived from the preceding cylinder. While in the normal operation mode, combustion is performed in a state where the stoichiometric air-fuel ratio is set, and in the normal operation mode, each cylinder is set according to the intake air amount so that combustion is performed in a state where the air-fuel ratio in each cylinder is set to the stoichiometric air-fuel ratio. Fuel injection control means for controlling the amount of combustion injection with respect to the fuel, and the fuel injection control means is adapted to shut off fuel supply to a specific cylinder at a timing immediately before or immediately after switching from the special operation mode to the normal operation mode. It is configured.
[0014]
According to this configuration, as in the case of claim 1, the fuel efficiency improvement effect can be obtained by executing the combustion control in the special operation mode in the low load and low rotation range, and the exhaust purification performance can be sufficiently achieved with only the three-way catalyst. Is secured. On the other hand, in the high load / high rotation operation region, the output performance is ensured by setting the normal operation mode. Then, at the time of transition from the special operation mode to the normal operation mode (at the time of switching), the fuel supply to the specific cylinder is cut off immediately before or after the transition, thereby suppressing the rapid increase in torque. Torque shock due to the response delay of the intake air amount is alleviated. At this time, since the fuel supply is only shut off, the exhaust purification performance is not impaired.
[0015]
In this case, specifically, the fuel injection control means is configured to shut off the fuel supply to the cylinder that reaches the combustion stroke before switching from the special operation mode to the normal operation mode and to the cylinder that forms a pair with the cylinder. (Claim 3) Or, after switching from the special operation mode to the normal operation mode, the fuel injection control means is configured to cut off the fuel supply to the cylinder that first reaches the combustion stroke (Claim 4). Is effective.
[0016]
The invention according to claim 5 is the normal operation mode in which fuel is directly injected into the combustion chamber and has one combustion stroke between the intake stroke and the exhaust stroke, and two times between the intake stroke and the exhaust stroke. A spark ignition engine control device configured to be able to switch a combustion cycle to a special operation mode having a combustion stroke, wherein the operation mode is switched to the normal operation mode or the special operation mode according to the operation state of the engine. When in the special operation mode, the combustion is performed in a state where the lean air-fuel ratio is larger than the stoichiometric air-fuel ratio by a predetermined amount in the previous combustion, and in the later combustion, While the fuel is supplied to the burned gas at the fuel ratio to perform the combustion with the stoichiometric air-fuel ratio, the combustion is performed with the air-fuel ratio in each cylinder set to the stoichiometric air-fuel ratio in the normal operation mode. Air-fuel ratio control means for controlling the air-fuel ratio in each cylinder so as to cause the cylinder to reach the combustion stroke first after the switching from the special operation mode to the normal operation mode, and the cylinder to reach the combustion stroke next In order to make the average air-fuel ratio equal to the stoichiometric air-fuel ratio, in the cylinder that first reaches the combustion stroke, combustion is performed with a lean air-fuel ratio that is a predetermined amount larger than the stoichiometric air-fuel ratio, and then the combustion stroke is reached. In the cylinder, the air-fuel ratio control means is configured to perform combustion in a state where the rich air-fuel ratio is smaller than the stoichiometric air-fuel ratio by a predetermined amount.
[0017]
According to this configuration, the combustion control in the special operation mode is executed, for example, in the low load and low rotation region of the engine, that is, after the air necessary for the two combustions is supplied, And the subsequent combustion at the stoichiometric air-fuel ratio increase the thermal efficiency and reduce the pumping loss. As a result, a significant fuel efficiency improvement effect can be obtained. In addition, since the air-fuel ratio in the combustion stroke in each cylinder is controlled so that the oxygen concentration of the burned gas becomes a value corresponding to the combustion state of a substantially stoichiometric air-fuel ratio, exhaust purification performance can be sufficiently achieved with only a three-way catalyst. Secured. On the other hand, in the high load / high rotation operation region, the output performance is ensured by setting the normal operation mode. At the time of transition from the special operation mode to the normal operation mode (switching), after the mode switching, the combustion in the cylinder that first reaches the combustion stroke is performed in a state where the lean air-fuel ratio is set, so that the torque increases rapidly. This suppresses the torque shock caused by the response delay of the intake air amount. At this time, combustion is performed in a state where the rich air-fuel ratio is set in the cylinder that subsequently reaches the combustion stroke, so that the burned gas discharged to the exhaust passage becomes a gas having a substantially stoichiometric air-fuel ratio, and the exhaust purification performance is also ensured. .
[0018]
The invention according to claim 6 is the normal operation mode in which the fuel is directly injected into the combustion chamber and combustion is performed once between the intake stroke and the exhaust stroke, and the combustion is performed twice between the intake stroke and the exhaust stroke. A spark ignition type engine control device configured to be able to switch the combustion cycle to a special operation mode for performing the operation, and mode switching means for switching the operation mode to the normal operation mode or the special operation mode according to the operation state of the engine And a fuel injection control means for controlling the fuel injection amount for each cylinder in each operation mode so that the oxygen concentration of the burned gas discharged into the exhaust passage becomes a value corresponding to the combustion state of a substantially stoichiometric air-fuel ratio. And the fuel injection control means is configured to shut off fuel supply to a specific cylinder at any timing immediately before or after switching from the special operation mode to the normal operation mode. Is shall.
[0019]
According to this configuration, as in the case of claim 1, the fuel efficiency improvement effect can be obtained by executing the combustion control in the special operation mode, and the exhaust purification performance can be sufficiently ensured with only the three way catalyst. Further, when shifting from the special operation mode to the normal operation mode, the sudden increase in torque is suppressed by shutting off the fuel supply to a specific cylinder immediately before or after that, thereby causing a torque shock caused by a delay in response of the intake air amount. Is effectively mitigated. At this time, since the fuel supply is only shut off, the exhaust purification performance is not impaired.
[0020]
In this case, specifically, the fuel injection control means is configured to cut off the fuel supply to the cylinder that reaches the combustion stroke immediately before switching from the special operation mode to the normal operation mode (Claim 7), or After switching from the special operation mode to the normal operation mode, it is effective to configure the fuel injection control means so as to cut off the fuel supply to the cylinder that first reaches the combustion stroke.
[0021]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, a first embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0022]
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 main body 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.
[0023]
A spark plug 7 is provided at the top of the combustion chamber 4 of each cylinder 2 </ b> A to 2 </ b> D, and the plug tip 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.
[0024]
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. This fuel injection valve 9 incorporates a needle valve and a solenoid (not shown). When a pulse signal described later is input, the fuel injection valve 9 is driven for a time corresponding to the pulse width at the pulse input timing to open the valve. An amount of fuel corresponding to the valve 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 is supplied with fuel higher than the pressure in the combustion chamber during the compression stroke. A system is configured.
[0025]
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.
[0026]
The cylinders 2A to 2D perform a combustion cycle including intake, compression, expansion, and exhaust strokes with a predetermined phase difference. In the case of a four-cylinder engine, the first cylinder from one end in the cylinder row direction 2A, 2nd cylinder 2B, 3rd cylinder 2C, 4th cylinder 2D, as shown in FIG. 5, the cycle is in the order of 1st cylinder 2A, 3rd cylinder 2C, 4th cylinder 2D, 2nd cylinder 2B. The combustion cycle is performed with a phase difference of 180 ° in crank angle. In FIG. 5, EX represents an exhaust stroke, IN represents an intake stroke, F represents fuel injection, and S represents ignition.
[0027]
Between a pair of cylinders in which the exhaust stroke and the intake stroke overlap, a cylinder on the intake stroke side (this specification is referred to as a preceding cylinder) from the cylinder on the exhaust stroke side when the exhaust stroke and the intake stroke overlap (this specification is referred to as a preceding cylinder) The inter-cylinder gas passage 22 is provided so that the burned gas can be directly introduced to the subsequent cylinder). In 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 third stroke Since the intake stroke (IN) of the cylinder 2C overlaps, the first cylinder 2A and the second cylinder 2B, and the fourth cylinder 2D and the third cylinder 2C form a pair, respectively, and the first cylinder 2A and the fourth cylinder 2D are the preceding cylinder. The second cylinder 2B and the third cylinder 2C are the subsequent cylinders.
[0028]
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.
[0029]
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. A second exhaust port 12b for leading the burned gas to the subsequent cylinder is provided. 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 32 for sending the burned gas to the exhaust passage.
[0030]
In the example shown in FIG. 1, the intake ports 11 in the first and fourth cylinders 2A and 2D and the first intake ports 11a in the second and third cylinders 2B and 2C are two per cylinder, the left half of the combustion chamber. 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.
[0031]
The intake port 11 in the first and fourth cylinders 2A and 2D and the first intake port 11a in the second and third cylinders 2B and 2C are connected to the downstream ends of the branch intake passages 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.
[0032]
An upstream end of a branch exhaust passage 21 for each cylinder in the exhaust passage 20 is connected to the first exhaust port 12a in the first and fourth cylinders 2A and 2D and the exhaust port 12 in the second and third cylinders 2B and 2C. 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, respectively, and the first and fourth cylinders which are the preceding cylinders. The upstream end of the inter-cylinder gas passage 22 is connected to the second exhaust ports 12b of 2A and 2D, and the inter-cylinder gas passage 22 is connected to the second intake ports 11b of the second and third cylinders 2B and 2C as the subsequent cylinders. The downstream end is connected.
[0033]
An exhaust gas concentration detection means for detecting the stoichiometric air-fuel ratio is provided at a downstream portion of the branch exhaust passage 21 in the exhaust passage 20. 2 A sensor 23 is provided, and a three-way catalyst 24 for exhaust purification is provided in the exhaust passage 20 downstream thereof. 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 close to the stoichiometric air-fuel ratio (that is, the excess air ratio λ is λ = 1). It is a catalyst showing performance. O 2 The sensor 23 detects the air-fuel ratio by detecting the oxygen concentration in the exhaust gas, and particularly the λO whose output changes suddenly near the stoichiometric air-fuel ratio. 2 It is composed of sensors.
[0034]
The inter-cylinder gas passage 22 has a linear O output whose output changes linearly with respect to a change in oxygen concentration in the exhaust gas (change in air-fuel ratio). 2 A sensor 25 (exhaust gas concentration detection means for detecting a lean air-fuel ratio) is provided.
[0035]
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. That is, the intake port 11, the first exhaust port 12a and the second exhaust port 12b in the first and fourth cylinders 2A and 2D are provided with the intake valve 31, the first exhaust valve 32a and the second exhaust valve 32b, respectively. A first intake valve 31a, a second intake valve 31b, and an exhaust valve 32 are provided in the first intake port 11a, the second intake port 11b, and the exhaust port 12 in the second and third cylinders 2B, 2C, respectively. These intake / exhaust valves are opened and closed at predetermined timings by the valve mechanisms comprising the camshafts 33, 34, etc. so that the intake stroke and exhaust stroke of each cylinder are performed with the predetermined phase difference as described above. To be driven.
[0036]
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.
[0037]
The first control valve 37 and the second exhaust valve 32b are stopped in the hydraulic oil supply / discharge passage 36 to the valve stop mechanism 35 of the first exhaust valve 32a and the valve stop mechanism 35 of the first intake valve 31a. A second control valve 39 is provided in each of the hydraulic oil supply / discharge passages 38 to the mechanism 35 and the valve stop mechanism 35 of the second intake valve 31b (see FIG. 3).
[0038]
FIG. 3 shows the configuration of the engine 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, O 2 Sensor 23 and linear O 2 A signal from the sensor 25 is input, and further, a signal from an engine speed sensor 45 for detecting the engine speed in order to determine an operating state, an accelerator position sensor 46 for detecting an accelerator position (depressing amount of an accelerator pedal), and the like are also included. Have been entered. The ECU 40 outputs control signals to the fuel injection valves 9, the actuator 18 of the multiple throttle valve 17, and the first and second control valves 37 and 39.
[0039]
The ECU 40 includes an operating state determination unit 41, a valve stop mechanism 35, a valve stop mechanism control unit 42, an intake air amount control unit 43, a fuel injection control unit 44, a path determination unit 51, and the like as functional components.
[0040]
The operating state discriminating means 41 checks the operating state of the engine (engine speed and engine load) based on the signals from the rotational speed sensor 45 and the accelerator opening sensor 46, and the operating state is low and low as shown in FIG. It is discriminated whether the operation area A is on the rotation side or the operation area B on the high load side or high rotation side.
[0041]
The valve stop mechanism control means 42 controls the valve stop mechanisms 35 as follows by controlling the control valves 37 and 39 according to the operation areas A and B determined by the operation state determination means 41. To do.
[0042]
Figure 0003826850
That is, in the operation region B, each cylinder is set in an independent state to be in a normal operation mode in which combustion is performed for each cylinder, and in the operation region A, the preceding cylinder (the first and fourth cylinders 2A and 2D) and the subsequent cylinder (the second cylinder) 3 cylinders 2B, 2C) are connected to each other via the inter-cylinder gas passage 22, and the burned gas discharged from the preceding cylinder is introduced into the succeeding cylinder in the intake stroke as it is for combustion. The special operation mode to be performed is set. In the present embodiment, the operation state discriminating means 41, the valve stop mechanism control means 42 and the like constitute the mode switching means of the present invention.
[0043]
The intake air amount control means 43 controls the opening degree (throttle opening degree) of the throttle valve 17 by controlling the actuator 18, and obtains the target intake air amount from a map or the like according to the operating state, and the target The throttle opening is controlled according to the intake air amount. In particular, in the operation region A (special operation mode) on the low-load low-rotation side, the intake air from the branch intake passage 16 to the subsequent cylinders (second and third cylinders 2B and 2C) is blocked from the preceding cylinder. In order for excess air in the introduced gas to be used for combustion, an amount of air necessary for burning fuel corresponding to two cylinders of the preceding cylinder and the succeeding cylinder is the preceding cylinder (No. 1, 4). The throttle opening is adjusted so as to be supplied to the second cylinder 2A, 2D).
[0044]
The fuel injection control means 44 controls the fuel injection amount and injection timing from the fuel injection valve 9 provided in each of the cylinders 2A to 2D in accordance with the operating state of the engine. The fuel injection control state is changed between the operation region A (special operation mode) and the operation region B (normal operation mode). The fuel injection control means 44 and the operation state determination means 41 are used in the present invention. The air-fuel ratio control means is configured.
[0045]
That is, when the operation state is in the operation region A (special operation mode) on the low load and low rotation side, the air-fuel ratio is larger than the stoichiometric air-fuel ratio for the preceding cylinders (first and fourth cylinders 2A and 2D). The fuel injection amount is controlled to be a lean air-fuel ratio, preferably about twice or more than the theoretical air-fuel ratio, and the injection timing is set so that fuel is injected in the compression stroke and stratified combustion is performed. On the other hand, for the subsequent cylinders (second and third cylinders 2B and 2C), the fuel injection amount is set so that the fuel is supplied to the burned gas having a lean air-fuel ratio introduced from the preceding cylinder to obtain the stoichiometric air-fuel ratio. In addition to the control, the injection timing is set so that ignition and combustion are possible in a situation where there is a large amount of burned gas. For example, fuel is injected in the compression stroke to ensure ignitability.
[0046]
The fuel injection amount is controlled by the air flow sensor 19 and the O 2 This is performed by feedback control based on the output from the sensor 23 or the like. Specifically, the basic injection amount for each cylinder is calculated according to the intake air amount detected by the airflow sensor 19 so that the preceding cylinder has a predetermined lean air-fuel ratio and the succeeding cylinder has a stoichiometric air-fuel ratio. The linear O provided in the inter-cylinder gas passage 22 2 Based on the output from the sensor 25, the fuel injection amount for the preceding cylinder is feedback-corrected, and an O provided in the exhaust passage 20 is further corrected. 2 Based on the output from the sensor 23, the fuel injection amount for the subsequent cylinder is feedback-corrected.
[0047]
Further, when the operation state is in the operation region B (normal operation mode) on the high load side or high rotation side, the fuel injection amount is set so that the air-fuel ratio of each cylinder 2A to 2D is the stoichiometric air-fuel ratio or less. For example, the stoichiometric air-fuel ratio is set in the most region of the operating region B, and the stoichiometric air-fuel ratio is made richer in the fully-open load and the operating region in the vicinity thereof. In this case, the injection timing is set so that uniform combustion is performed by injecting fuel to each of the cylinders 2A to 2D in the intake stroke.
[0048]
When shifting from a low load or low rotation side operation region A (special operation mode) to a high load or high rotation side operation region B (normal operation mode), after the transition (after mode switching), the combustion stroke is first performed. The lean air-fuel ratio of the cylinder that first reaches the combustion stroke is set to a lean air-fuel ratio that is a predetermined amount larger than the theoretical air-fuel ratio so that the average air-fuel ratio of the cylinder that reaches the combustion stroke and the cylinder that reaches the combustion stroke next becomes the stoichiometric air-fuel ratio. The fuel injection amount for each of the cylinders 2A to 2D is controlled so that combustion is performed in a state in which the rich air-fuel ratio is smaller than the stoichiometric air-fuel ratio by a predetermined amount in the cylinder that reaches the combustion stroke after that. It is configured.
[0049]
The path discriminating means 51 is generated while the crankshaft of the engine is rotated by a certain angle in accordance with the change state of the intake flow rate detected by the airflow sensor 19 and the engine speed detected by the speed sensor 45. The number of times of intake pulsation is detected, and based on the number of times of detection, it is determined whether the flow path of intake and exhaust is in each cylinder independent state or in a two-cylinder connected state. That is, in each cylinder independent state where fresh air is introduced into each of the cylinders 2A to 2D, four intake pulsations occur while the crankshaft of the engine rotates once, whereas only the preceding cylinders 2A and 2D In the two-cylinder connected state in which fresh air is introduced into the engine, only two intake pulsations occur while the crankshaft of the engine makes one revolution. And the like, it is determined whether the intake and exhaust flow paths are in an independent state of each cylinder or in a connected state of two cylinders.
[0050]
The operation of the apparatus according to the first embodiment will be described with reference to FIGS.
[0051]
In the operation region A on the low load and low rotation side, the special operation mode is set, and 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 operated. As a result, as shown in FIG. 6, the substantial fresh air and gas flow paths are such that the burned gas discharged from the preceding cylinders (first and fourth cylinders) 2A and 2D remains as it is. Are introduced into the succeeding cylinders (second and third cylinders) 2B and 2C, and only the burned gas discharged from the succeeding cylinders 2B and 2C is guided to the exhaust passage 20 provided with the three-way catalyst 24. Such a two-cylinder connection state is established.
[0052]
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. 6), and linear O in the preceding cylinders 2A and 2D. 2 Fuel is injected in the compression stroke while the fuel injection amount is feedback-controlled so that the air-fuel ratio detected by the sensor 25 becomes a predetermined lean air-fuel ratio, and ignition is performed at a predetermined ignition timing. Stratified combustion is performed (see FIG. 5).
[0053]
Thereafter, burned gas discharged from the preceding cylinders 2A and 2D is introduced into the succeeding cylinders 2B and 2C through the gas passage 22 during a 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. (The white arrow in FIG. 5 and the arrow b in FIG. 6). In the succeeding cylinders 2B and 2C, the fuel is supplied to the burned gas having the lean air-fuel ratio introduced from the preceding cylinders 2A and 2D so that the stoichiometric air-fuel ratio is obtained. 2 While the fuel injection amount is controlled based on the output of the sensor 23, fuel is injected at an appropriate timing (for example, a compression stroke), and ignition is performed at a predetermined ignition timing to perform combustion (see FIG. 5). The burned gas after combustion in the succeeding cylinders 2B and 2C is discharged to the exhaust passage 20 provided with the three-way catalyst 24 (arrow c in FIG. 6).
[0054]
Thus, in the preceding cylinders 2A and 2D, the stratified combustion at the lean air-fuel ratio is performed, so that the thermal efficiency is increased and the pumping loss is reduced, and the fuel efficiency is greatly improved by the synergistic effect thereof. Further, in the succeeding cylinders 2B and 2C, fuel is supplied to the burned gas in an excess air state and combustion is performed while being controlled to the stoichiometric air-fuel ratio, so that stratified combustion is performed at a lean air-fuel ratio like the preceding cylinders 2A and 2D. Although the thermal efficiency is somewhat inferior to that in which the fuel consumption is performed, the fuel efficiency improvement effect by reducing the pumping loss can be sufficiently obtained.
[0055]
In addition, the burned gas discharged from the succeeding cylinders 2B and 2C to the exhaust passage 20 has a value corresponding to the stoichiometric air-fuel ratio, so there is no need to provide a lean NOx catalyst as in a conventional lean burn engine, and a three-way catalyst. Exhaust purification performance is sufficiently ensured with only 24. And since there is no need to provide a lean NOx catalyst in this way, there is no need to temporarily enrich the air-fuel ratio for NOx release and reduction when the NOx occlusion amount of the lean NOx catalyst increases, improving fuel economy Can be avoided. Furthermore, the problem of sulfur poisoning of the lean NOx catalyst does not occur.
[0056]
The preceding cylinders 2A and 2D have a lean air-fuel ratio that is approximately twice or more than the stoichiometric air-fuel ratio, so that the amount of NOx generated is relatively small. In the succeeding cylinders 2B and 2C, the preceding cylinders 2A and 2D Since the burned gas is introduced, the state is equivalent to that in which a large amount of EGR is performed, so that the generation of NOx is sufficiently suppressed. This is also advantageous for improving emissions.
[0057]
In addition, the burned gas from the preceding cylinders 2A and 2D is introduced into the succeeding cylinders 2B and 2C through the inter-cylinder gas passage 22, and the heat release amount changes according to the passage length in the inter-cylinder gas passage 22. Therefore, the temperature of the burned gas introduced into the succeeding cylinders 2B and 2C can be adjusted by setting the passage length to an appropriate value. In addition, by adjusting the temperature of the burned gas in this way and appropriately adjusting the fuel injection timing for the subsequent cylinders 2B and 2C, the subsequent cylinders 2B and 2C into which a large amount of burned gas is introduced are also ignited, Good combustibility can be maintained.
[0058]
On the other hand, in the operation region B on the high load side or high rotation side, the normal operation mode is set, and the first exhaust valve 32a and the first intake valve 31a are in the operating state as described above, and the second exhaust valve 32b and the second intake valve 31b. 7 is brought into a stopped state, the actual flow path of fresh air and gas is as shown in FIG. 7, and the intake ports 31 and 31a and the exhaust ports 12a and 12 of each cylinder 2A to 2D are substantially independent. Then, fresh air is introduced from the intake passage 15 to the intake ports 31 and 31a of the respective cylinders 2A to 2D, and burned gas is discharged from the exhaust ports 31 and 31a of the respective cylinders 2A to 2D to the exhaust passage 20. In this case, the output air performance is ensured by controlling the intake air amount and the fuel injection amount so that the stoichiometric air-fuel ratio or richer (λ ≦ 1).
[0059]
At the time of transition from the operation region A on the low load / low rotation side to the operation region B on the high load side or high rotation side (when switching from the special operation mode to the normal operation mode), as described above, Combustion in the cylinder that first reaches the combustion stroke is performed at a lean air-fuel ratio, while combustion in the cylinder that reaches the second combustion stroke is performed at a rich air-fuel ratio, and further, the average air-fuel ratio of these combustion strokes is equal to the stoichiometric air-fuel ratio. Thus, the fuel injection amount is controlled.
[0060]
Specifically, for example, as shown in FIG. 8, when the mode switching signal is output at the end of the compression stroke of the fourth cylinder 2D ((1) in the figure), both the intake and exhaust valves of the pair of cylinders are thereafter turned on. The valve stop mechanism control means 42 is switched at the time when the valve is closed. According to the example shown in the figure, the first exhaust valves corresponding to the respective cylinders 2A and 2B when the first cylinder 2A and the second cylinder 2B first reach the compression stroke and the expansion stroke ((2) in the figure), respectively. 32a and the first intake valve 31a are switched to the operating state, the second exhaust valve 32b and the second intake valve 31b are switched to the stopped state, and then the third cylinder 2C and the fourth cylinder 2D are respectively subjected to the compression stroke, At the time of reaching the expansion stroke ((3) in the figure), the first exhaust valve 32a and the first intake valve 31a corresponding to the cylinders 2C and 2D are switched to the operating state, and the second exhaust valve 32b and the second intake valve are switched. The valve 31b is switched to the stopped state. Then, when the completion of switching from the special operation mode to the normal operation mode is determined by the path determination means 51 (in the case of (3) in the figure), the cylinder that first reaches the combustion stroke (the fourth cylinder in this example) 2D) so that the combustion is performed at a lean air-fuel ratio (F in the figure) 1 The fuel injection amount (F in the figure) is controlled so that the combustion of the cylinder (second cylinder 2B in this example) that reaches the next combustion stroke is performed at a rich air-fuel ratio. 2 Is controlled). At this time, each fuel injection amount (F) is set so that the average air-fuel ratio between the fourth cylinder 2D and the second cylinder 2B becomes the stoichiometric air-fuel ratio. 1 , F 2 ) Is controlled.
[0061]
Thus, by controlling the air-fuel ratio of each cylinder 2A to 2D at the time of mode switching, the torque shock (a phenomenon in which the torque temporarily increases) accompanying the mode switching is effectively mitigated, and the exhaust purification performance is also improved. Will be secured.
[0062]
That is, in the special operation mode, the throttle opening is controlled so as to supply air necessary for combustion of two cylinders, the preceding cylinder and the succeeding cylinder, to the preceding cylinder (the first and fourth cylinders 2A, 2D). Therefore, the throttle opening is reduced when shifting to the normal operation mode. At this time, the change in the intake air amount (referred to as the intake air amount) is caused by the delay in the response of the operation of the throttle valve 17 and the change in the intake flow. 9 may cause a response delay. On the other hand, after switching to the normal operation mode, the fuel injection amount is feedback-controlled so that combustion is performed at a substantially stoichiometric air-fuel ratio for each of the cylinders 2A to 2D. Therefore, if no countermeasure is taken, the fuel supply amount corresponding to the intake amount in which the response delay has occurred as described above is controlled so that combustion can be performed at the stoichiometric air-fuel ratio. As shown by the solid line 9, it increases rapidly (torque shock occurs). On the other hand, immediately after mode switching, when combustion is performed in a state where the air-fuel ratio is set to be the first for the cylinder that reaches the combustion stroke as described above, a rapid increase in torque is suppressed as shown by a one-dot chain line in FIG. As a result, torque shock is alleviated. In addition, combustion is performed in a state where the cylinders that reach the combustion stroke have a rich air-fuel ratio, and the combustion injection amount is controlled so that the average air-fuel ratio of each cylinder that continuously reaches the combustion stroke becomes the stoichiometric air-fuel ratio. As a result, the burnt gas passing through the three-way catalyst 24 in the exhaust passage 20 actually has a value corresponding to the stoichiometric air-fuel ratio. Therefore, the exhaust purification performance is also ensured with the three-way catalyst 24 alone.
[0063]
In addition, the specific structure about 1st Embodiment can be variously changed, For example, the following structures are also employable as a modification.
[0064]
(1) In the above embodiment, in order to reduce the torque shock accompanying the transition from the special operation mode to the normal operation mode, after the mode is switched (after the transition), the combustion in the cylinder that first reaches the combustion stroke is lean-empty. In order to avoid the influence on the exhaust gas purification performance while setting the fuel ratio, the combustion in the cylinder that will reach the next combustion stroke is performed in the state of the rich air-fuel ratio. The fuel supply to the cylinder that reaches the combustion stroke immediately before switching to the normal operation mode and the cylinder that has the paired relationship with this cylinder (the cylinder in which the exhaust stroke and the intake stroke overlap) may be cut off (cut). Good.
[0065]
Specifically, for example, as shown in FIG. 10, when the mode switching signal is output at the end of the compression stroke of the fourth cylinder 2D ((1) in the figure), all the cylinders 2A to 2D are operated in a special operation. Fuel corresponding to the combustion stroke of the first cylinder 2A that reaches the combustion stroke immediately before the time point when the mode is completely switched to the normal operation mode ((3) in the figure) (F in the figure) 1 ) And a fuel corresponding to the combustion stroke of the second cylinder 2B in a pair with the fuel (F in the figure) 2 ).
[0066]
According to such control, when the fuel is cut, the generated torque of the first cylinder 2A and the second cylinder 2B at the time of mode switching becomes “0”, and the sudden increase in torque is suppressed. As a result, torque shock is reduced. It will be relaxed well. In this case, since the fuel is only cut, the air is discharged as it is into the exhaust passage 20, and the exhaust purification performance is not affected. Therefore, similarly to the control of the above-described embodiment, it is possible to satisfactorily secure the exhaust purification performance while mitigating the torque shock satisfactorily.
[0067]
(2) Furthermore, in order to obtain the same effect, after the switching from the special operation mode to the normal operation mode, the fuel supply to the cylinder that first reaches the combustion stroke is cut off (cut) only for the combustion stroke. May be.
[0068]
For example, as shown in FIG. 11, when the mode switching signal is output at the end of the compression stroke of the fourth cylinder 2D ((1) in the figure), all the cylinders 2A to 2D are changed from the special operation mode to the normal operation mode. The fuel corresponding to the combustion stroke of the No. 4 cylinder 2D that reaches the combustion stroke immediately after the time point (3) in FIG. 1 ).
[0069]
According to such control, the torque generated in the fourth cylinder 2D at the time of mode switching becomes “0” and the sudden increase in torque is suppressed, and as a result, the torque shock is well mitigated. Also in this case, since the fuel is only cut, the air is discharged as it is into the exhaust passage 20, and the exhaust purification performance is not affected. Therefore, the same effects as those of the above embodiment and the modified example (1) can be obtained.
[0070]
Next, a second embodiment of the present invention will be described.
[0071]
12 and 13 each have a plurality of cylinders 2A to 2D, a normal operation mode in which fuel is directly injected into each cylinder 2A to 2D and combustion is performed once between the intake stroke and the exhaust stroke, The combustion cycle is switched according to the operating state of the engine to the special operation mode in which combustion is performed twice between the intake stroke and the exhaust stroke, and the oxygen concentration of the exhaust gas discharged to the exhaust passage 20 is substantially the stoichiometric air-fuel ratio. The intake air amount introduced into each of the cylinders 2A to 2D in the intake stroke and the fuel injection amount for performing the two times of combustion are controlled so as to become a value corresponding to the combustion state of A control device for a spark ignition engine in which a three-way catalyst 24 is disposed in an exhaust passage 20 is shown.
[0072]
A pair of intake ports 11, 11 and exhaust ports 12, 12 open to the combustion chamber 4 of each of the cylinders 2 </ b> A to 2 </ b> D, and these ports 11, 11, 12, 12 serve as intake valves 31, 31 and exhaust valves. Opened and closed by 32, 32. Each cylinder 2 is combusted in a predetermined order with a predetermined phase difference, that is, a phase difference of 180 ° in crank angle.
[0073]
The intake / exhaust valves 31 and 32 are configured to be driven by a valve operating mechanism 53, respectively. As shown in FIG. 13, the valve mechanism 53 is slidably disposed in a housing 54 made of a non-magnetic material and is integrally connected to the intake / exhaust valves 31 and 32. The armature core 55 and a pair of electromagnets 56 and 57 and return springs 58 and 59 disposed at both upper and lower ends in the housing 34 are provided. Then, by energizing the upper electromagnet 56 and attracting the armature core 55 upward, the intake valve 31 and the exhaust valve 32 are opened at predetermined timings, respectively, and the lower electromagnet 57 is energized to energize the armature core. By suctioning 55 downward, each of the intake valve 31 and the exhaust valve 32 is closed at a predetermined timing.
[0074]
An ECU (control unit) 40 for controlling the engine, which is a microcomputer for controlling the valve mechanism 53 or the like, includes an air flow sensor 19, an O 2 Sensor 23 and linear O 2 A signal from the sensor 25 is input, and a signal from an engine speed sensor 45 for detecting the engine speed and an accelerator position sensor 46 for detecting an accelerator position (accelerator pedal depression amount) for determining the driving state are also included. Have been entered.
[0075]
The ECU 40 controls the operating state determining means 41 for determining the operating state of the engine, the valve opening / closing control means 60 for controlling the opening / closing timing of the intake valve 31 and the exhaust valve 32, and the intake air amount to the combustion chamber 4 of the engine. An intake air amount control means 43 for controlling the fuel, and a fuel injection control means 44 for controlling the fuel injection state.
[0076]
The valve opening / closing control means 60 is in the operation region A on the low load or low rotation side and in the operation region B on the high load side or high rotation side when the operation state of the engine determined by the operation state determination means 41 is. Depending on the case, the output timing of the control signal output to the valve operating mechanism 53 is changed to control the opening / closing timing of the intake valve 31 and the exhaust valve 32 as follows.
[0077]
In the operation region B on the high load side or the high rotation side, as shown in FIG. 14 (a), the intake stroke IN with fuel injection, the compression stroke with ignition S in the latter period, the expansion stroke with combustion, and the exhaust The intake valve 31 and the exhaust valve 32 are controlled so as to execute a normal four-cycle combustion control in which a normal combustion mode consisting of a stroke EX, that is, one uniform combustion between the intake stroke IN and the exhaust stroke EX is performed. Open / close timing is set. In FIG. 14, T is the top dead center of the piston stroke, and B is the bottom dead center.
[0078]
In the operation region A on the low load side or the low rotation side, as shown in FIG. 14B, the intake stroke IN (first stroke) and the first compression stroke (second stroke) with the fuel injection F and the ignition S in the latter period are performed. Stroke), a first expansion stroke (third stroke) in which fuel injection F is performed in the later stage, a second compression stroke (fourth stroke) with ignition S in the later stage, and a second expansion with combustion. A special operation mode consisting of a stroke (fifth stroke) and an exhaust stroke EX (sixth stroke), that is, six-cycle combustion control is performed in which combustion is performed twice between the intake stroke IN and the exhaust stroke EX. The opening / closing timing of the intake valve 31 and the exhaust valve 32 is set. In the present embodiment, the operation state discriminating means 41, the valve opening / closing control means 60 and the like constitute the mode switching means of the present invention.
[0079]
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 particular, in the special operation mode executed in the operation region A on the low load / low rotation side, the burned gas concentration of the exhaust gas discharged into the exhaust passage 20 in the exhaust stroke EX after the two combustions is substantially theoretical. The throttle opening is adjusted so as to have a value corresponding to the combustion state of the air-fuel ratio. Further, in the normal operation mode executed in the operation region B on the high load / high rotation side, the throttle opening is adjusted so that the air-fuel ratio in the cylinders 2A to 2D becomes λ ≦ 1.
[0080]
The fuel injection control means 44 controls the fuel injection amount and the injection timing from the fuel injection valve 9 provided in each cylinder 2 in accordance with the operating state of the engine. In particular, the operating state is the operating region in FIG. The fuel injection control state is changed between A (special operation mode) and operation region B (normal operation mode). The fuel injection control means 44 and the operation state determination means 41 are used to change the empty state of the present invention. Fuel ratio control means is configured.
[0081]
That is, in the operation region A (special operation mode) on the low load / low rotation side, as shown in FIG. 14B, the first combustion performed in the first expansion stroke (third stroke) becomes the stratified combustion state. As described above, the fuel injection amount of the first compression stroke (second stroke) is set so that the air-fuel ratio is greater than the stoichiometric air-fuel ratio, preferably approximately twice or more than the stoichiometric air-fuel ratio, The timing of the fuel injection F is set. In addition, by supplying fuel into the burned gas having the lean air-fuel ratio generated by the first combustion (third stroke), the second expansion stroke (fifth stroke) is performed for the second time under the theoretical air-fuel ratio condition. The fuel injection amount is controlled so that combustion is performed, and the timing of the fuel injection F is set so that ignition and combustion can be performed in a situation where there is a large amount of burned gas. For example, the first expansion stroke (third stroke) The fuel injection F is performed in the later stage. The fuel injection amount is controlled by the air flow sensor 19 and the O 2 This is performed by feedback control based on the output from the sensor 23 or the like.
[0082]
When the operation state is in the high load side or high rotation side operation region B, the fuel injection amount is controlled so that the air-fuel ratio of each cylinder 2 is equal to or less than the theoretical air-fuel ratio. The fuel injection amount is controlled so that the stoichiometric air-fuel ratio is set in the most area B, and is richer than the stoichiometric air-fuel ratio in the fully open load and the operation area in the vicinity thereof.
[0083]
In addition, when the operation range A (special operation mode) on the low load or low rotation side is shifted to the operation region B (normal operation mode) on the high load or high rotation side, after the transition (after mode switching), The lean air-fuel ratio that is larger than the stoichiometric air-fuel ratio by a predetermined amount in the cylinder that first reaches the combustion stroke so that the average air-fuel ratio of the cylinder that reaches the combustion stroke at the next and the cylinder that reaches the combustion stroke next becomes the stoichiometric air-fuel ratio The fuel injection amount for each of the cylinders 2A to 2D is set so that combustion is performed in a state where the rich air-fuel ratio is smaller by a predetermined amount than the stoichiometric air-fuel ratio in the cylinder that reaches the next combustion stroke. Control.
[0084]
The path discriminating means 51 and the starting time discriminating means 52 are configured in the same manner as the path discriminating means 51 and the starting time control means 52 of the embodiment shown in FIG. According to the detection signal output from the intake pulsation detecting means (air flow sensor 19) for detecting the pulsation, the above-mentioned path determination is made as to whether the engine is in the normal operation mode control state or the special operation mode control state when the engine is started. When it is determined in the means 51 and it is confirmed that the control state of the special operation mode is in accordance with the determination result of the route determining means 51, the first combustion control is performed at the first time at the engine start. Control such as prohibiting ignition of the injected fuel is performed in the start time control means 52.
[0085]
According to the apparatus of the second embodiment as described above, when the operation state is in the operation region A on the low load side or the low rotation side, the special operation in which the combustion is performed twice between the intake stroke and the exhaust stroke. The first combustion performed in the first expansion stroke is made into a stratified combustion state at a lean air-fuel ratio, so that the heat efficiency is increased and the pumping loss is reduced, and these synergistic effects greatly improve fuel efficiency. Is done. In addition, by supplying fuel to the burned gas in excess air generated by the first combustion and controlling the stoichiometric air-fuel ratio, the second combustion is performed in the second expansion stroke, so that a normal engine Thus, although the thermal efficiency is inferior to that of stratified combustion at a lean air-fuel ratio, a fuel efficiency effect by reducing pumping loss can be obtained.
[0086]
In addition, since the concentration of burned gas discharged into the exhaust passage 20 in the exhaust stroke after the second combustion is performed becomes a value corresponding to the stoichiometric air-fuel ratio, lean NOx as in a conventional lean burn engine. There is no need to provide a catalyst, and the exhaust purification performance is sufficiently ensured by the three-way catalyst 24 alone. Since there is no need to provide a lean NOx catalyst in this way, there is no need to temporarily enrich the air-fuel ratio for NOx release and reduction when the NOx occlusion amount of the lean NOx catalyst is increased. Reduction in improvement is avoided. Furthermore, the problem of sulfur poisoning of the lean NOx catalyst does not occur.
[0087]
On the other hand, in the operation region B on the high load side or the high rotation side, a normal four-cycle combustion control is performed in the normal operation mode and performs one uniform combustion between the intake stroke IN and the exhaust stroke EX as described above. And the intake air amount and the fuel injection amount are controlled so that the air-fuel ratio in each of the cylinders 2A to 2D is λ ≦ 1, thereby ensuring the output performance.
[0088]
At the time of transition from the operation region A on the low load / low rotation side to the operation region B on the high load side or high rotation side (when switching from the special operation mode to the normal operation mode), as described above, Combustion in the cylinder that first reaches the combustion stroke is performed at a lean air-fuel ratio, combustion in the cylinder that reaches the next combustion stroke is performed at a rich air-fuel ratio, and further, the average air-fuel ratio of these combustion strokes is the stoichiometric air-fuel ratio. The air-fuel ratio is controlled so that Specifically, for example, as shown in FIG. 15, when a mode switching signal is output at the end of the intake stroke of the second cylinder 2B ((1) in the figure), then each cylinder 2A to 2D is sequentially operated in a special operation. The mode (6 cycles) is switched to the normal operation mode (4 cycles), and after this mode switching, the combustion of the cylinder that first reaches the combustion stroke (the second cylinder 2B in this example) is performed at a lean air-fuel ratio. Fuel injection amount (F in the figure) 1 The fuel injection amount (F in the figure) is controlled so that the combustion of the cylinder (in this example, the first cylinder 2A) that reaches the next combustion stroke is performed at a rich air-fuel ratio. 2 Is controlled). The fuel injection amount (F) is set so that the average air-fuel ratio between the second cylinder 2B and the first cylinder 2A at this time becomes the stoichiometric air-fuel ratio. 1 , F 2 ) Is controlled.
[0089]
As described above, by controlling the air-fuel ratio of each cylinder 2A to 2D at the time of mode switching, torque shock (a phenomenon in which the torque temporarily increases) associated with mode switching becomes effective as in the first embodiment. It is alleviated and exhaust purification performance is secured. That is, in the special maneuver mode, the throttle opening is controlled so as to introduce the air necessary for performing the combustion twice in the intake stroke IN as described above. Although the throttle opening is reduced, at this time, a response delay may occur in the change in the intake air amount due to a response delay in the operation of the throttle valve 17 and a delay in the change in the intake air flow (see FIG. 9). Therefore, when fuel corresponding to the intake air amount (intake amount in which a response delay has occurred) is injected so that combustion can be performed at the stoichiometric air-fuel ratio, the torque immediately after the mode switching suddenly increases (torque shock occurs). ) However, as described above, the combustion is performed in the state of the lean air-fuel ratio in the second cylinder 2B that first reaches the combustion stroke, so that the sudden increase in torque is actually suppressed, and as a result, the torque shock is alleviated. The Rukoto. In addition, combustion is performed in a state in which the first cylinder 2A that reaches the combustion stroke has a rich air-fuel ratio, and the average air-fuel ratio of each of the cylinders 2B and 2A that continuously reach the combustion stroke becomes the stoichiometric air-fuel ratio. When combustion is performed, the burnt gas passing through the three-way catalyst 24 in the exhaust passage 20 also actually has a value corresponding to the stoichiometric air-fuel ratio, and the exhaust purification performance can be secured well only by the three-way catalyst 24. It becomes.
[0090]
After the mode is switched, as for the second cylinder 2B, the fuel supply (F 1 However, for the second cylinder 2B, the mode is switched at the timing when the intake stroke is completed, and fuel cannot be supplied during the intake stroke. The fuel is injected at the time. In FIG. 17, after the mode is switched, the first combustion stroke is actually the 4th cylinder 2D. However, the 4th cylinder 2D has already been injected at the time of the mode switching and cannot be controlled. It is. In other words, the “cylinder that first reaches the combustion stroke after the mode switching” here is a “cylinder that first reaches the combustion stroke after the mode switching, and can control the fuel injection amount in a timely manner. It means “cylinder”.
[0091]
The specific configuration of the second embodiment can be variously changed. For example, the following configuration can be adopted as a modification.
[0092]
(1) In the above embodiment, in order to reduce the torque shock accompanying the transition from the special operation mode to the normal operation mode, after the mode is switched (after the transition), the combustion in the cylinder that first reaches the combustion stroke is lean-empty. In order to avoid the influence on the exhaust gas purification performance and the exhaust gas purification performance, the combustion in the cylinder that will reach the next combustion stroke is performed in a rich air-fuel ratio state. You may comprise so that the fuel supply with respect to the cylinder which reaches a combustion stroke just before switching to an operation mode may be interrupted | blocked (cut).
[0093]
Specifically, for example, as shown in FIG. 16, a mode switching signal is output at the end of the intake stroke of the second cylinder 2B ((1) in the figure), and then each cylinder 2A to 2D is sequentially turned into a special operation mode ( When switching from 6 cycles) to the normal operation mode (4 cycles), fuel corresponding to the combustion stroke of the third cylinder 2A that reaches the combustion stroke immediately before the switching point (1 in the figure) (F in the figure) 1 , F 2 ).
[0094]
According to such control, when the fuel is cut, the torque of the No. 3 cylinder 2C at the time of mode switching becomes “0” and the rapid increase in torque is suppressed, and as a result, the torque shock is alleviated well. It becomes. Further, in this case, since the fuel is only cut, air is simply discharged into the exhaust passage 20 as it is, and the exhaust purification performance is not affected. Therefore, similarly to the control of the second embodiment described above, it is possible to satisfactorily relieve torque shock while ensuring good exhaust purification performance.
[0095]
If the purpose is to alleviate the torque shock, the fuel for the second time in the fuel supply to the third cylinder 2A (F in the figure) 2 However, if the second combustion is omitted, the burned gas discharged to the exhaust passage 20 becomes a value corresponding to the lean air-fuel ratio and the exhaust gas is exhausted. It is considered that the purification performance is adversely affected. Therefore, when cutting the fuel, as described above, all the fuel for the third cylinder 2A (F in the figure) 1 , F 2 ) Need to be cut.
[0096]
(2) Further, in order to obtain the same operation and effect, after the switching from the special operation mode to the normal operation mode, the fuel supply to the cylinder that first reaches the combustion stroke is cut off (cut) only for the combustion stroke. May be.
[0097]
For example, as shown in FIG. 17, a mode switching signal is output at the end of the compression stroke of the No. 4 cylinder 2D ((1) in the figure), and thereafter each cylinder 2A to 2D is sequentially switched from the special operation mode (6 cycles) to normal. When switching to the operation mode (4 cycles), after the switching time (1 in the figure), the fuel for the combustion stroke of the second cylinder 2B that first reaches the combustion stroke (F in the figure) 1 ).
[0098]
According to such control, the torque generated in the second cylinder 2B becomes “0”, and the sudden increase in torque at the time of mode switching is suppressed, and as a result, the torque shock is satisfactorily mitigated. In this case, the air in the combustion chamber 4 of the second cylinder 2B is discharged as it is into the exhaust passage 20, so that the exhaust purification performance is not affected. Therefore, the same effects as those of the second embodiment and the modified example (1) can be obtained.
[0099]
(3) In the above embodiment, in the special operation mode, the intake stroke IN, the first compression stroke, the first expansion stroke with combustion, the second compression stroke, the second expansion stroke with combustion, and the exhaust By performing 6-cycle combustion control including the stroke EX, the combustion is performed twice between the intake stroke IN and the exhaust stroke EX (see FIG. 14B). 14 (c), the intake stroke IN, the first compression stroke, the first expansion stroke with combustion, the second compression stroke, the second expansion stroke without combustion, and the third compression stroke. Further, it may be configured to perform 2 or less combustion between the intake stroke and the exhaust stroke by executing the combustion control of 8 cycles including the third expansion stroke with combustion and the exhaust stroke EX.
[0100]
【The invention's effect】
As described above, the control device according to the present invention has exhausted from the preceding cylinder in the exhaust stroke between the normal operation mode in which combustion is performed independently in each cylinder and the pair of cylinders in which the exhaust stroke and the intake stroke overlap. It is configured to be able to switch to a special operation mode in which the fuel gas is introduced into the subsequent cylinder in the intake stroke as it is to perform combustion. For example, in the low load low rotation operation region, the special operation mode is set, so that the preceding cylinder In this case, combustion at a lean air-fuel ratio is performed to increase the thermal efficiency and reduce the pumping loss, thereby obtaining a significant fuel efficiency improvement effect. In the succeeding cylinder, the lean air-fuel ratio already introduced from the preceding cylinder is obtained. Combustion is performed in a state where the fuel is supplied to the fuel gas and the stoichiometric air-fuel ratio is set, so that at least a fuel efficiency effect by reducing pumping loss can be obtained. . Further, since only the stoichiometric burned gas discharged from the succeeding cylinder is guided to the exhaust passage, the exhaust purification performance is sufficiently ensured only by the three-way catalyst. On the other hand, in the high load / high rotation operation region, the output performance is ensured by setting the normal operation mode. Then, when shifting from the special operation mode to the normal operation mode, after the transition (after mode switching), the combustion in the cylinder that first reaches the combustion stroke is performed in a state where the lean air-fuel ratio is set, thereby suppressing a rapid increase in torque. As a result, the generation of torque shock due to the response delay of the intake air amount is satisfactorily mitigated. In addition, combustion is performed in a state where the rich air-fuel ratio is reached in the cylinder that subsequently reaches the combustion stroke, so that the burned gas discharged into the exhaust passage substantially becomes a value corresponding to the stoichiometric air-fuel ratio. Purification performance is also ensured.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic plan view of a whole engine equipped with a control device according to the present invention (first embodiment).
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 operation region.
FIG. 5 is a diagram showing an exhaust stroke, an intake stroke, a fuel injection timing, an ignition timing, and the like of each cylinder.
FIG. 6 is an explanatory diagram showing a substantial fresh air and gas flow path during low load and low rotation.
FIG. 7 is an explanatory diagram showing a substantial fresh air and gas flow path when in an operation region on a high load, high and low rotation side.
FIG. 8 is a diagram showing an exhaust stroke, an intake stroke, a fuel injection timing, an ignition timing, and the like of each cylinder when shifting from a low load / low rotation operation region to a high load / high / low rotation side operation region;
FIG. 9 is a diagram showing changes in intake air amount, fuel injection amount, and generated torque when shifting from a low load / low rotation operation region to a high load / high / low rotation side operation region;
FIG. 10 is a diagram showing an exhaust stroke, an intake stroke, a fuel injection timing, an ignition timing, and the like of each cylinder when shifting from a low load / low rotation operation region to a high load / high / low rotation operation region (modified example); It is.
FIG. 11 is a diagram showing an exhaust stroke, an intake stroke, a fuel injection timing, an ignition timing, and the like of each cylinder when shifting from a low load / low rotation operation region to a high load / high / low rotation operation region (modified example); It is.
FIG. 12 is a schematic plan view of a whole engine equipped with a control device according to the present invention (second embodiment).
FIG. 13 is a diagram showing a configuration of a valve mechanism and a block configuration of a control system.
FIG. 14 is an explanatory diagram showing a cylinder combustion cycle, fuel injection timing, ignition timing, and the like in the second embodiment.
FIG. 15 is a diagram illustrating an exhaust stroke, an intake stroke, a fuel injection timing, an ignition timing, and the like of each cylinder when a low load / low rotation operation region is shifted to a high load / high / low rotation side operation region;
FIG. 16 is a diagram showing an exhaust stroke, an intake stroke, a fuel injection timing, an ignition timing, and the like of each cylinder when shifting from a low load / low rotation operation region to a high load / high / low rotation operation region (modified example); It is.
FIG. 17 is a diagram showing an exhaust stroke, an intake stroke, a fuel injection timing, an ignition timing, and the like of each cylinder when shifting from a low load / low rotation operation region to a high load / high / low rotation operation region (modified example); It is.
[Explanation of symbols]
1 Engine body
2A to 2D cylinder
9 Fuel injection valve
11 Intake port
11a First intake port
11b Second intake port
12 Exhaust port
12a First exhaust port
12b Second exhaust port
15 Intake passage
20 Exhaust passage
22 Inter-cylinder gas passage
24 Three-way catalyst
31 Intake valve
31a First intake valve
31b Second intake valve
32 Exhaust valve
32a First exhaust valve
32b Second exhaust valve
35 Valve stop mechanism
40 ECU
41 Operating state discriminating means
42 Valve stop mechanism control means
43 Intake air amount control means
44 Fuel injection control means
51 Route discrimination means

Claims (8)

各気筒にそれぞれ新気を導入する各気筒独立状態と、排気行程と吸気行程が重なる一対の気筒間において先行気筒の排気ガスを気筒間ガス通路を介して後続気筒に導入する２気筒接続状態とに吸気および排気の流通経路が切換え可能に構成され、かつ、この流通経路を前記各気筒独立状態として各気筒においてそれぞれ独立して燃焼を行わせる通常運転モードと、前記２気筒接続状態として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を行わせる特殊運転モードとに運転モードを切換え可能に構成される多気筒の火花点火式エンジンの制御装置であって、エンジンの運転状態に応じて運転モードを前記通常運転モード又は特殊運転モードに切換えるモード切換手段と、前記特殊運転モードにあるときに、先行気筒では理論空燃比よりも所定量だけ大きいリーン空燃比とした状態で燃焼を行わせ、かつ後続気筒では、先行気筒から導出されたリーン空燃比の既燃ガスに燃料を供給して理論空燃比とした状態で燃焼を行わせる一方、前記通常運転モードにあるときには、各気筒での空燃比を理論空燃比とした状態で燃焼を行わせるように各気筒での空燃比を制御する空燃比制御手段とを備え、この空燃比制御手段は、前記特殊運転モードから通常運転モードへの切換後、最初に燃焼行程を迎える気筒とその次に燃焼行程を迎える気筒との平均空燃比が理論空燃比となるように、前記最初に燃焼行程を迎える気筒では理論空燃比よりも所定量だけ大きいリーン空燃比とした状態で燃焼を行わせ、その次に燃焼行程を迎える気筒では理論空燃比よりも所定量だけ小さいリッチ空燃比とした状態で燃焼を行わせるように構成されていることを特徴とする火花点火式エンジンの制御装置。Each cylinder independent state in which fresh air is introduced into each cylinder, and a two-cylinder connection state in which exhaust gas of the preceding cylinder is introduced into the succeeding cylinder via the inter-cylinder gas passage between a pair of cylinders in which the exhaust stroke and the intake stroke overlap. The intake and exhaust flow paths are configured to be switchable, and the normal operation mode in which combustion is performed independently in each cylinder with the flow paths set as the cylinder independent state, and the preceding cylinder as the two-cylinder connected state. A multi-cylinder spark ignition engine control device configured to be able to switch the operation mode to a special operation mode in which burned gas discharged from the engine is directly introduced into a subsequent cylinder in the intake stroke to perform combustion. , Mode switching means for switching the operation mode to the normal operation mode or the special operation mode according to the operating state of the engine, and when in the special operation mode In the preceding cylinder, combustion is performed with a lean air-fuel ratio that is a predetermined amount larger than the stoichiometric air-fuel ratio, and in the succeeding cylinder, fuel is supplied to the burned gas of the lean air-fuel ratio derived from the preceding cylinder, and the stoichiometric air-fuel ratio is supplied. The air-fuel ratio is controlled so that the combustion is performed in the normal operation mode while the combustion is performed in the state where the air-fuel ratio in each cylinder is the stoichiometric air-fuel ratio. The air-fuel ratio control means has a theoretical air-fuel ratio of the average air-fuel ratio between the cylinder that first reaches the combustion stroke and the cylinder that subsequently reaches the combustion stroke after switching from the special operation mode to the normal operation mode. In the cylinder that first reaches the combustion stroke, combustion is performed in a state where the lean air-fuel ratio is larger by a predetermined amount than the stoichiometric air-fuel ratio, and in the cylinder that next reaches the combustion stroke, Control apparatus for a spark ignition engine, characterized in that it is configured so as to perform combustion while only a small rich air-fuel ratio quantitation. 各気筒にそれぞれ新気を導入する各気筒独立状態と、排気行程と吸気行程が重なる一対の気筒間において先行気筒の排気ガスを気筒間ガス通路を介して後続気筒に導入する２気筒接続状態とに吸気および排気の流通経路が切換え可能に構成され、かつ、この流通経路を前記各気筒独立状態として各気筒においてそれぞれ独立して燃焼を行わせる通常運転モードと、前記２気筒接続状態として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を行わせる特殊運転モードとに切換え可能に構成される多気筒の火花点火式エンジンの制御装置であって、エンジンの運転状態に応じて運転モードを前記通常運転モード又は特殊運転モードに切換えるモード切換手段と、前記特殊運転モードにあるときに、先行気筒では理論空燃比よりも所定量だけ大きいリーン空燃比とした状態で燃焼を行わせ、かつ後続気筒では、先行気筒から導出されたリーン空燃比の既燃ガスに燃料を供給して理論空燃比とした状態で燃焼を行わせる一方、前記通常運転モードにあるときには、各気筒での空燃比を理論空燃比とした状態で燃焼を行わせるように吸気量に応じて各気筒に対する燃焼噴射量を制御する燃料噴射制御手段とを備え、この燃料噴射制御手段は、前記特殊運転モードから通常運転モードへの切換直前又直後のタイミングで、特定の気筒に対する燃料供給を遮断するように構成されていることを特徴とする火花点火式エンジンの制御装置。Each cylinder independent state in which fresh air is introduced into each cylinder, and a two-cylinder connection state in which exhaust gas of the preceding cylinder is introduced into the succeeding cylinder via the inter-cylinder gas passage between a pair of cylinders in which the exhaust stroke and the intake stroke overlap. The intake and exhaust flow paths are configured to be switchable, and the normal operation mode in which combustion is performed independently in each cylinder with the flow paths set as the cylinder independent state, and the preceding cylinder as the two-cylinder connected state. A multi-cylinder spark ignition engine control device configured to be able to switch to a special operation mode in which burned gas discharged from the engine is directly introduced into a subsequent cylinder in the intake stroke to perform combustion. Mode switching means for switching the operation mode to the normal operation mode or the special operation mode according to the operation state, and when in the special operation mode, the preceding cylinder Combustion is performed with a lean air-fuel ratio that is a predetermined amount larger than the stoichiometric air-fuel ratio, and in the succeeding cylinder, fuel is supplied to the burned gas of the lean air-fuel ratio derived from the preceding cylinder to obtain the stoichiometric air-fuel ratio. While in the normal operation mode, the combustion injection amount for each cylinder is controlled in accordance with the intake air amount so that the combustion is performed with the air-fuel ratio in each cylinder being the stoichiometric air-fuel ratio. Fuel injection control means, and the fuel injection control means is configured to shut off fuel supply to a specific cylinder at a timing immediately before or after switching from the special operation mode to the normal operation mode. A control device for a spark ignition type engine. 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、
前記燃料噴射制御手段は、特殊運転モードから通常運転モードへの切換え前に燃焼行程を迎える気筒およびこの気筒と前記一対をなす気筒に対する燃料供給を遮断するように構成されていることを特徴とする火花点火式エンジンの制御装置。The control device for the spark ignition engine according to claim 2,
The fuel injection control means is configured to cut off fuel supply to a cylinder that reaches a combustion stroke and a cylinder that forms a pair with the cylinder before switching from the special operation mode to the normal operation mode. Control device for spark ignition engine. 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、
前記燃料噴射制御手段は、特殊運転モードから通常運転モードへの切換え後、最初に燃焼行程を迎える気筒に対する燃料供給を遮断するように構成されていることを特徴とする火花点火式エンジンの制御装置。The control device for the spark ignition engine according to claim 2,
The fuel injection control means is configured to shut off the fuel supply to the cylinder that first reaches the combustion stroke after switching from the special operation mode to the normal operation mode. . 燃焼室内に燃料を直接噴射して吸気行程と排気行程との間に１回の燃焼行程を有する通常運転モードと、吸気行程と排気行程との間に２回の燃焼行程を有する特殊運転モードとに燃焼サイクルを切換え可能に構成される火花点火式エンジンの制御装置であって、エンジンの運転状態に応じて運転モードを前記通常運転モード又は特殊運転モードに切換えるモード切換手段と、前記特殊運転モードにあるときに、先の燃焼では理論空燃比よりも所定量だけ大きいリーン空燃比とした状態で燃焼を行わせ、かつ後の燃焼では、先の燃焼によるリーン空燃比の既燃ガスに燃料を供給して理論空燃比とした状態で燃焼を行わせる一方、前記通常運転モードにあるときには、各気筒での空燃比を理論空燃比とした状態で燃焼を行わせるように各気筒での空燃比を制御する空燃比制御手段とを備え、この空燃比制御手段は、前記特殊運転モードから通常運転モードへの切換後、最初に燃焼行程を迎える気筒とその次に燃焼行程を迎える気筒との平均空燃比が理論空燃比となるように、前記最初に燃焼行程を迎える気筒では理論空燃比よりも所定量だけ大きいリーン空燃比とした状態で燃焼を行わせ、その次に燃焼行程を迎える気筒では理論空燃比よりも所定量だけ小さいリッチ空燃比とした状態で燃焼を行わせるように構成されていることを特徴とする火花点火式エンジンの制御装置。A normal operation mode in which fuel is directly injected into the combustion chamber to have one combustion stroke between the intake stroke and the exhaust stroke, and a special operation mode having two combustion strokes between the intake stroke and the exhaust stroke. A spark ignition type engine control device configured to be able to switch the combustion cycle, and mode switching means for switching the operation mode to the normal operation mode or the special operation mode according to the operating state of the engine, and the special operation mode. In the previous combustion, combustion is performed with a lean air-fuel ratio that is a predetermined amount larger than the stoichiometric air-fuel ratio, and in later combustion, fuel is burned into the burned gas of the lean air-fuel ratio by the previous combustion. While supplying the fuel to the stoichiometric air-fuel ratio, the combustion is performed in the normal operation mode, while in the normal operation mode, the combustion in each cylinder is performed so that the air-fuel ratio in each cylinder is the stoichiometric air-fuel ratio. An air-fuel ratio control means for controlling the fuel ratio, and the air-fuel ratio control means includes a cylinder that first reaches the combustion stroke and a cylinder that next reaches the combustion stroke after switching from the special operation mode to the normal operation mode. The cylinder that first reaches the combustion stroke is made to burn with a lean air-fuel ratio that is a predetermined amount larger than the theoretical air-fuel ratio so that the average air-fuel ratio becomes the stoichiometric air-fuel ratio, and then the cylinder that reaches the combustion stroke Then, a control apparatus for a spark ignition engine, characterized in that combustion is performed in a state where the rich air-fuel ratio is smaller by a predetermined amount than the stoichiometric air-fuel ratio. 燃焼室内に燃料を直接噴射して吸気行程と排気行程との間に１回の燃焼を行う通常運転モードと、吸気行程と排気行程との間に２回の燃焼を行う特殊運転モードとに燃焼サイクルを切換え可能に構成される火花点火式エンジンの制御装置であって、エンジンの運転状態に応じて運転モードを前記通常運転モード又は特殊運転モードに切換えるモード切換手段と、排気通路に排出される既燃ガスの酸素濃度が略理論空燃比の燃焼状態に対応した値となるように、各運転モードでの各気筒に対する燃料噴射量を制御する燃料噴射制御手段とを備え、この燃料噴射制御手段は、前記特殊運転モードから通常運転モードへの切換え直前又は直後の何れかのタイミングで、特定の気筒に対する燃料供給を遮断するように構成されていることを特徴とする火花点火式エンジンの制御装置。Combustion into a normal operation mode in which fuel is injected directly into the combustion chamber and combustion is performed once between the intake stroke and the exhaust stroke, and a special operation mode in which combustion is performed twice between the intake stroke and the exhaust stroke A spark ignition type engine control device configured to be able to switch cycles, mode switching means for switching the operation mode to the normal operation mode or the special operation mode according to the operating state of the engine, and exhaust gas to the exhaust passage Fuel injection control means for controlling the fuel injection amount for each cylinder in each operation mode so that the oxygen concentration of the burned gas becomes a value corresponding to the combustion state of a substantially stoichiometric air-fuel ratio, and this fuel injection control means Is configured to shut off the fuel supply to a specific cylinder at any timing immediately before or after switching from the special operation mode to the normal operation mode. The control device of the flower-ignition engine. 請求項６記載の火花点火式直噴エンジンの制御装置において、
前記燃料噴射制御手段は、特殊運転モードから通常運転モードへの切換え直前に燃焼行程を迎える気筒に対する燃料供給を遮断するように構成されていることを特徴とする火花点火式直噴エンジンの制御装置。In the control device for the spark ignition direct injection engine according to claim 6,
The control device for a spark ignition direct injection engine, wherein the fuel injection control means is configured to cut off fuel supply to a cylinder that reaches a combustion stroke immediately before switching from the special operation mode to the normal operation mode. . 請求項６記載の火花点火式直噴エンジンの制御装置において、
前記燃料噴射制御手段は、特殊運転モードから通常運転モードへの切換え後、最初に燃焼行程を迎える気筒に対する燃料供給を遮断するように構成されていることを特徴とする火花点火式直噴エンジンの制御装置。In the control device for the spark ignition direct injection engine according to claim 6,
The fuel injection control means is configured to shut off the fuel supply to the cylinder that first reaches the combustion stroke after switching from the special operation mode to the normal operation mode. Control device.
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