JP5880259B2 - Multi-cylinder gasoline engine - Google Patents

Multi-cylinder gasoline engine Download PDF

Info

Publication number
JP5880259B2
JP5880259B2 JP2012101359A JP2012101359A JP5880259B2 JP 5880259 B2 JP5880259 B2 JP 5880259B2 JP 2012101359 A JP2012101359 A JP 2012101359A JP 2012101359 A JP2012101359 A JP 2012101359A JP 5880259 B2 JP5880259 B2 JP 5880259B2
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
exhaust
cylinder
valve
combustion
load
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Active
Application number
JP2012101359A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JP2013227942A (en
Inventor
達也 古閑
達也 古閑
周平 辻田
周平 辻田
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Mazda Motor Corp
Original Assignee
Mazda Motor Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Mazda Motor Corp filed Critical Mazda Motor Corp
Priority to JP2012101359A priority Critical patent/JP5880259B2/en
Publication of JP2013227942A publication Critical patent/JP2013227942A/en
Application granted granted Critical
Publication of JP5880259B2 publication Critical patent/JP5880259B2/en
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Landscapes

  • Exhaust Silencers (AREA)
  • Combustion Methods Of Internal-Combustion Engines (AREA)
  • Characterised By The Charging Evacuation (AREA)
  • Exhaust-Gas Circulating Devices (AREA)
  • Control Of Throttle Valves Provided In The Intake System Or In The Exhaust System (AREA)
  • Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
  • Electrical Control Of Air Or Fuel Supplied To Internal-Combustion Engine (AREA)
  • Combined Controls Of Internal Combustion Engines (AREA)

Description

本発明は、複数の気筒を有するエンジン本体と、エンジン本体の各気筒から排出された排気ガスが通過する排気マニホールドと、エンジン本体および排気マニホールドに含まれる各種機器を制御する制御手段とを備えた多気筒ガソリンエンジンに関する。   The present invention includes an engine body having a plurality of cylinders, an exhaust manifold through which exhaust gas discharged from each cylinder of the engine body passes, and a control means for controlling various devices included in the engine body and the exhaust manifold. It relates to a multi-cylinder gasoline engine.

従来、ガソリンエンジンの分野では、点火プラグの火花点火によって混合気を強制的に燃焼させる火花点火燃焼を採用することが一般的であったが、近年、このような火花点火燃焼に代えて、いわゆる圧縮自己着火燃焼をガソリンエンジンに適用する研究が進められている。圧縮自己着火燃焼とは、ピストンの圧縮によりつくり出される高温・高圧の環境下で混合気を自着火により燃焼させることである。圧縮自己着火燃焼は、混合気が同時多発的に自着火する燃焼であり、火炎伝播により徐々に燃焼が拡がる火花点火燃焼に比べて燃焼期間が短く、より高い熱効率が得られるといわれている。なお、以下では、火花点火燃焼（Spark Ignition Combustion）のことを「ＳＩ燃焼」と略称し、圧縮自己着火燃焼（Compression Self-Ignition Combustion）のことを「ＣＩ燃焼」と略称する。   Conventionally, in the field of gasoline engines, it has been common to employ spark ignition combustion in which an air-fuel mixture is forcibly combusted by spark ignition of an ignition plug. In recent years, instead of such spark ignition combustion, so-called spark ignition combustion has been adopted. Research is underway to apply compression auto-ignition combustion to gasoline engines. The compression self-ignition combustion is combustion of the air-fuel mixture by self-ignition in a high temperature and high pressure environment created by compression of the piston. Compressed self-ignition combustion is combustion in which an air-fuel mixture is self-ignited at the same time, and is said to have a shorter combustion period and higher thermal efficiency than spark ignition combustion in which combustion gradually expands by flame propagation. Hereinafter, the spark ignition combustion is abbreviated as “SI combustion”, and the compression self-ignition combustion is abbreviated as “CI combustion”.

上記ＣＩ燃焼が適用されたガソリンエンジンに関する文献として、例えば下記の特許文献１および特許文献２が知られている。   For example, the following Patent Document 1 and Patent Document 2 are known as documents related to the gasoline engine to which the CI combustion is applied.

特許文献１には、エンジンの低負荷域でＣＩ燃焼を行い、エンジンの高負荷域でＳＩ燃焼を行うというように、エンジンの負荷に応じて燃焼形式を切り替えることが開示されている。   Patent Document 1 discloses that the combustion mode is switched according to the engine load, such as performing CI combustion in a low load region of the engine and performing SI combustion in a high load region of the engine.

特許文献２には、ＣＩ燃焼での運転時に、排気弁を排気行程だけでなく吸気行程でも開き、一旦排出された高温の排気ガス（既燃ガス）を排気ポートから筒内に逆流させることにより、筒内温度を上昇させ、混合気の自着火を促進することが開示されている。なお、以下では、この特許文献２に記載されているような排気ガスの逆流操作のことを、「内部ＥＧＲ」（Internal Exhaust Gas Recirculation）と称する。   In Patent Document 2, when operating in CI combustion, the exhaust valve is opened not only in the exhaust stroke but also in the intake stroke, and once exhausted high-temperature exhaust gas (burned gas) is caused to flow backward from the exhaust port into the cylinder. Further, it is disclosed that the in-cylinder temperature is increased to promote the self-ignition of the air-fuel mixture. Hereinafter, the exhaust gas backflow operation as described in Patent Document 2 is referred to as “internal EGR” (Internal Exhaust Gas Recirculation).

特開２００９−９１９９４号公報JP 2009-91994 A 特開２００７−１３２３１９号公報JP 2007-132319 A

ここで、上記特許文献２のように、混合気の自着火を促進するために内部ＥＧＲを行う場合、特に燃料の噴射量が少ない（よって着火性が悪化し易い）エンジンの極低負荷域においては、内部ＥＧＲによって高温の排気ガス（内部ＥＧＲガス）を大量に筒内に導入する必要がある。しかしながら、上記特許文献２のように単に排気弁を吸気行程中に開いただけでは、充分な量の排気ガスを筒内に導入できす、筒内の高温化を充分に達成できないおそれがある。   Here, as in Patent Document 2, when internal EGR is performed to promote the self-ignition of the air-fuel mixture, particularly in an extremely low load region of the engine where the amount of fuel injection is small (thus ignitability tends to deteriorate). Requires a large amount of high-temperature exhaust gas (internal EGR gas) to be introduced into the cylinder by internal EGR. However, if the exhaust valve is simply opened during the intake stroke as in Patent Document 2, there is a possibility that a sufficient amount of exhaust gas can be introduced into the cylinder and the temperature inside the cylinder cannot be sufficiently achieved.

逆に、混合気の自着火による燃焼（ＣＩ燃焼）を行う運転領域において、負荷にかかわらずむやみに多量の内部ＥＧＲガスを筒内に導入すると、負荷によっては新気が不足して、適正なトルクが得られなくことも考えられる。   Conversely, if an excessive amount of internal EGR gas is introduced into the cylinder, regardless of the load, in the operation region where the combustion of the air-fuel mixture is performed by self-ignition (CI combustion), depending on the load, fresh air is insufficient, It is also conceivable that torque cannot be obtained.

一方、エンジンの低負荷域で確実にＣＩ燃焼を実現するには、エンジンの圧縮比を高くすることが有効であるが、エンジンの圧縮比が高くなると、燃料の噴射量が増大される高負荷域において、ノッキング等の異常燃焼が起き易くなるという問題がある。   On the other hand, it is effective to increase the compression ratio of the engine in order to surely realize CI combustion in the low load region of the engine. There is a problem that abnormal combustion such as knocking easily occurs in the region.

本発明は、上記のような事情に鑑みてなされたものであり、低負荷域でＣＩ燃焼を行う際に着火性を確保しつつ適当量の新気を確保し、さらに高負荷域でＳＩ燃焼を行う際には異常燃焼を防止することが可能な多気筒ガソリンエンジンを提供することを目的とする。   The present invention has been made in view of the circumstances as described above. When performing CI combustion in a low load region, an appropriate amount of fresh air is secured while ensuring ignitability, and SI combustion is performed in a high load region. An object of the present invention is to provide a multi-cylinder gasoline engine capable of preventing abnormal combustion when performing.

上記課題を解決するためのものとして、本発明は、複数の気筒を有するエンジン本体と、エンジン本体の各気筒から排出された排気ガスが通過する排気マニホールドと、エンジン本体および排気マニホールドに含まれる各種機器を制御する制御手段とを備えた多気筒ガソリンエンジンであって、上記エンジン本体は、ガソリンを含有する燃料を噴射するインジェクタと火花放電により混合気への点火を行う点火プラグとを気筒ごとに有するとともに、各気筒に導入される新気の量を調整するための吸気量調整手段と、各気筒の排気ポートを開閉する排気弁を排気行程のみで開弁させる通常モードで駆動するか排気行程に加えて吸気行程でも開弁させる２度開きモードで駆動するかを切り替え可能な切替機構とを有し、上記排気マニホールドは、１つの気筒もしくは排気順序が連続しない複数の気筒の各排気ポートに上流端部が接続された複数の独立排気通路と、各独立排気通路の下流端部どうしが独立状態を維持したまま互いに近接するように束ねられた集約部と、集約部の下流側に設けられ、各独立排気通路の下流端部から排気ガスが噴出されるのに伴い負圧が発生するように先細り状に形成されたノズル部を含む負圧発生装置と、上記各独立排気通路の途中部から分岐して延びるとともに下流側で合流し、かつ上記負圧発生装置より下流側の排気通路と連通するバイパス通路と、上記各バイパス通路に設けられた開閉可能な流通切替弁とを有し、上記制御手段は、所定の第１運転領域で混合気の自着火による燃焼であるＣＩ燃焼が行われ、かつ上記第１運転領域よりも高負荷側に設定された第２運転領域で火花点火による強制燃焼であるＳＩ燃焼が行われるように、上記インジェクタ、点火プラグ、吸気量調整手段、切替機構、および流通切替弁を制御するものであり、上記第１運転領域では、排気弁が上記２度開きモードで駆動されるように上記切替機構が制御されるとともに、排気ガスが上記バイパス通路を通って負圧発生装置を迂回するように上記流通切替弁が開弁され、上記第１運転領域のうち、予め定められた第１所定負荷よりも高負荷側では、負荷が高いほど新気の量が増大するように上記吸気量調整手段が制御され、上記第２運転領域では、上記流通切替弁の開度が上記第１運転領域のときよりも低減されることを特徴とするものである（請求項１）。   In order to solve the above problems, the present invention provides an engine main body having a plurality of cylinders, an exhaust manifold through which exhaust gas discharged from each cylinder of the engine main body passes, and various types included in the engine main body and the exhaust manifold. A multi-cylinder gasoline engine having control means for controlling equipment, wherein the engine body includes, for each cylinder, an injector that injects fuel containing gasoline and an ignition plug that ignites an air-fuel mixture by spark discharge. In addition, the intake air amount adjusting means for adjusting the amount of fresh air introduced into each cylinder, and the exhaust valve that opens and closes the exhaust port of each cylinder is driven in a normal mode or only in the exhaust stroke, or the exhaust stroke And a switching mechanism that can switch whether to drive in the double-open mode that opens the valve even in the intake stroke. A plurality of independent exhaust passages whose upstream ends are connected to the exhaust ports of one cylinder or a plurality of cylinders whose exhaust order is not continuous and the downstream ends of each independent exhaust passage are close to each other while maintaining an independent state. Bundling concentrators, and nozzles provided on the downstream side of the converging units and tapered so that negative pressure is generated as exhaust gas is ejected from the downstream end of each independent exhaust passage A negative pressure generating device including a portion, a bypass passage extending from a middle portion of each independent exhaust passage and joining downstream, and communicating with an exhaust passage downstream from the negative pressure generating device, and each of the above A flow switching valve that can be opened and closed provided in the bypass passage, and the control means performs CI combustion, which is combustion by self-ignition of the air-fuel mixture in a predetermined first operation region, and the first operation region. Higher load side The injector, the ignition plug, the intake air amount adjusting means, the switching mechanism, and the flow switching valve are controlled so that SI combustion that is forced combustion by spark ignition is performed in the set second operation region. In one operation region, the switching mechanism is controlled so that the exhaust valve is driven in the double opening mode, and the flow switching valve is configured so that the exhaust gas bypasses the negative pressure generator through the bypass passage. Is opened, and the intake air amount adjusting means is controlled to increase the amount of fresh air as the load is higher on the higher load side than the predetermined first predetermined load in the first operating region, In the second operation region, the opening degree of the flow switching valve is reduced as compared with that in the first operation region (Claim 1).

なお、「ガソリンを含有する燃料」とは、ガソリン１００％の燃料だけでなく、ガソリンとそれ以外の燃料成分とが混合したものをも含む概念である。例えば、ＣＩ燃焼は、エタノール（アルコール）とガソリンとが混合された燃料でも実現可能であるので、このような燃料により駆動されるエンジンにも本発明は適用可能である。   The “fuel containing gasoline” is a concept including not only 100% gasoline fuel but also a mixture of gasoline and other fuel components. For example, since CI combustion can be realized with a fuel in which ethanol (alcohol) and gasoline are mixed, the present invention can also be applied to an engine driven by such fuel.

本発明では、相対的に負荷の低い第１運転領域において、排気弁が２度開きモード（排気行程に加えて吸気行程でも開弁させるモード）で駆動されることにより、各気筒の排気ポートから筒内に高温の排気ガスが逆流する内部ＥＧＲが実現され、筒内温度の上昇が図られる。これにより、負荷が低く混合気の着火性が厳しい第１運転領域において、混合気の自着火を促進し、適正なＣＩ燃焼を引き起こすことができる。しかも、上記第１運転領域では、各気筒からの排気ガスがバイパス通路を通る（負圧発生装置を迂回する）ように排気ガスの流通が切り替えられるため、負圧発生装置で生じる負圧に伴うエゼクタ効果（排気ガスの下流側への吸引効果）が無効化される結果、ある気筒からブローダウンガス（排気弁９の開弁直後に勢いよく排出される排気ガス）が排出されたときには、このブローダウンガスによる大きな正圧が、排気順序が１つ前の先行気筒の排気ポートに作用して排気ガスの排出を阻害するようになる（排気干渉）。上記実施形態では、あえてこのような排気干渉をつくり出した上で、排気弁を２度開きモードで駆動することにより、排気ポートから筒内に多量の排気ガスを逆流させて、内部ＥＧＲガスの量を増大させることができる。このことは、筒内温度の上昇に有利となり、混合気の自着火促進につながるので、低負荷域でのＣＩ燃焼をより確実に引き起こすことができる。   In the present invention, in the first operating region where the load is relatively low, the exhaust valve is driven twice in a mode (a mode in which the valve is opened in the intake stroke in addition to the exhaust stroke). An internal EGR in which high-temperature exhaust gas flows backward in the cylinder is realized, and the temperature in the cylinder is increased. As a result, in the first operation region where the load is low and the ignitability of the air-fuel mixture is severe, self-ignition of the air-fuel mixture can be promoted and appropriate CI combustion can be caused. In addition, in the first operating region, since the exhaust gas flow is switched so that the exhaust gas from each cylinder passes through the bypass passage (bypasses the negative pressure generator), it accompanies the negative pressure generated in the negative pressure generator. As a result of invalidating the ejector effect (exhaust gas suction effect), when blowdown gas (exhaust gas exhausted immediately after the exhaust valve 9 is opened) is exhausted from a certain cylinder, A large positive pressure due to the blow-down gas acts on the exhaust port of the preceding cylinder in the previous exhaust order and inhibits exhaust gas discharge (exhaust interference). In the above embodiment, such exhaust interference is intentionally generated, and the exhaust valve is driven twice in the open mode, so that a large amount of exhaust gas flows back into the cylinder from the exhaust port, and the amount of internal EGR gas is increased. Can be increased. This is advantageous for increasing the in-cylinder temperature and promoting self-ignition of the air-fuel mixture, so that CI combustion can be more reliably caused in a low load region.

加えて、本発明では、第１運転領域において負荷が所定負荷（第１所定負荷）よりも高くなった場合に、負荷が高いほど新気の量が増えるように吸気弁のリフト量が増大されるので、相対的に負荷が高くなって必要な新気の量が増えたときに、これに合わせて新気の量を徐々に増大させつつ内部ＥＧＲガスの量を減らすことができる。これにより、内部ＥＧＲガスの量と新気量との割合を負荷に応じて適正に調整することができ、ポンピングロスの低減を図りながら適正なエンジントルクを確保することができる。   In addition, in the present invention, when the load becomes higher than the predetermined load (first predetermined load) in the first operation region, the lift amount of the intake valve is increased so that the amount of fresh air increases as the load increases. Therefore, when the load becomes relatively high and the amount of necessary fresh air increases, the amount of internal EGR gas can be reduced while gradually increasing the amount of fresh air accordingly. As a result, the ratio between the amount of internal EGR gas and the amount of fresh air can be adjusted appropriately according to the load, and an appropriate engine torque can be ensured while reducing the pumping loss.

一方、上記第１運転領域よりも負荷の高い第２運転領域では、流通切替弁の開度が第１運転領域のときよりも低減されるので、バイパス通路を通る排気ガスの量が減少するとともに負圧発生装置に流入する排気ガスの量が増えることになる。これにより、負圧発生装置で発生する負圧に基づくエゼクタ効果により排気ガスが下流側に吸い出され、筒内の掃気（筒内に残留する高温の排気ガスを排気ポートに排出すること）が図られる。そして、このように筒内の掃気性が確保された状態で、火花点火によるＳＩ燃焼が実行されるため、例えば火花点火のタイミングを極端に遅くするなどの措置を採らなくても、異常燃焼を伴わない適正な燃焼を実現することができ、異常燃焼を防止しつつ高い熱効率を得ることができる。   On the other hand, in the second operation region where the load is higher than that in the first operation region, the opening degree of the flow switching valve is reduced compared to that in the first operation region, so that the amount of exhaust gas passing through the bypass passage is reduced. The amount of exhaust gas flowing into the negative pressure generator increases. As a result, the exhaust gas is sucked out downstream by the ejector effect based on the negative pressure generated in the negative pressure generator, and scavenging in the cylinder (discharging the high-temperature exhaust gas remaining in the cylinder to the exhaust port) Figured. And since SI combustion by spark ignition is executed in such a state in which scavenging in the cylinder is ensured, abnormal combustion can be performed without taking measures such as extremely slowing the timing of spark ignition, for example. Appropriate combustion without being accompanied can be realized, and high thermal efficiency can be obtained while preventing abnormal combustion.

本発明において、好ましくは、上記第２運転領域のうち、予め定められた第２所定負荷よりも低負荷側では、排気弁が上記２度開きモードで駆動されるように上記切替機構が制御される（請求項２）。   In the present invention, preferably, the switching mechanism is controlled so that the exhaust valve is driven in the double opening mode on the lower load side than the predetermined second predetermined load in the second operation region. (Claim 2).

この構成によれば、第２運転領域に移行したところで急激に内部ＥＧＲガスの量が減少することが避けられ、燃焼が不安定化するのを効果的に防止することができる。   According to this configuration, it is possible to avoid a sudden decrease in the amount of internal EGR gas when shifting to the second operation region, and to effectively prevent combustion from becoming unstable.

上記構成において、より好ましくは、上記第２運転領域における上記第２所定負荷よりも高負荷側では、排気弁が上記通常モードで駆動されるように上記切替機構が制御されるとともに、上記流通切替弁が全閉に設定される（請求項３）。   In the above configuration, more preferably, on the higher load side than the second predetermined load in the second operation region, the switching mechanism is controlled so that the exhaust valve is driven in the normal mode, and the flow switching is performed. The valve is set to be fully closed (claim 3).

この構成によれば、第２運転領域の中でも負荷がある程度高まったときに、内部ＥＧＲを禁止するとともに、実質的に全ての排気ガスを負圧発生装置に流入させることができる。これにより、負圧発生装置で強い負圧が発生し、この負圧が各気筒の排気ポートに到達して排気ガスの下流側への吸い出し（エゼクタ効果）が促進されることにより、筒内に高温の排気ガスが残留することが効果的に防止され、より一層の掃気が図られる。   According to this configuration, when the load increases to some extent even in the second operation region, the internal EGR can be prohibited and substantially all the exhaust gas can be caused to flow into the negative pressure generator. As a result, a strong negative pressure is generated in the negative pressure generating device, and this negative pressure reaches the exhaust port of each cylinder, and the suction of the exhaust gas to the downstream side (ejector effect) is promoted. It is effectively prevented that hot exhaust gas remains and further scavenging is achieved.

本発明において、好ましくは、上記エンジンは、上記排気マニホールドに排出された排気ガスを吸気マニホールドに還流するためのＥＧＲ通路と、ＥＧＲ通路に設けられた開閉可能なＥＧＲ弁と、ＥＧＲ通路を通過する排気ガスを冷却するＥＧＲクーラとをさらに備え、上記ＥＧＲ弁は、上記第１所定負荷よりも負荷が低いときに全閉とされ、第１所定負荷よりも負荷が高いときに開弁される（請求項４）。   In the present invention, preferably, the engine passes through an EGR passage for returning the exhaust gas discharged to the exhaust manifold to the intake manifold, an openable EGR valve provided in the EGR passage, and the EGR passage. An EGR cooler that cools the exhaust gas, and the EGR valve is fully closed when the load is lower than the first predetermined load, and is opened when the load is higher than the first predetermined load ( Claim 4).

この構成によれば、第１所定負荷よりも負荷が高くなって内部ＥＧＲガスが減少するのに伴い、ＥＧＲクーラで冷却された低温の排気ガス（外部ＥＧＲガス）を筒内に導入することができ、筒内温度が過度に上昇するのを防止しつつ、ポンピングロスを効果的に低減することができる。   According to this configuration, as the load becomes higher than the first predetermined load and the internal EGR gas decreases, the low-temperature exhaust gas (external EGR gas) cooled by the EGR cooler can be introduced into the cylinder. Thus, the pumping loss can be effectively reduced while preventing the in-cylinder temperature from rising excessively.

本発明において、好ましくは、上記第１運転領域では、上記インジェクタから吸気行程中に燃料が噴射されることによりＣＩ燃焼が行われ、上記第２運転領域では、上記インジェクタからの燃料噴射と上記点火プラグによる火花点火とが圧縮行程後期から膨張行程初期にかけて順に実行され、それに基づいてＳＩ燃焼が行われる（請求項５）。   In the present invention, preferably, in the first operating region, CI combustion is performed by injecting fuel from the injector during an intake stroke, and in the second operating region, fuel injection from the injector and the ignition are performed. Spark ignition by the plug is executed in order from the latter stage of the compression stroke to the early stage of the expansion stroke, and SI combustion is performed based on this.

この構成によれば、相対的に負荷の低い第１運転領域で、吸気行程中の燃料噴射に基づく均質な混合気をＣＩ燃焼させて高い熱効率を得ることができる。一方、高負荷側の第２運転領域では、圧縮行程の後期以降という遅めのタイミングで燃料噴射と火花点火とが実行されるため、圧縮上死点を過ぎて筒内温度・圧力がある程度低下してから混合気が火炎伝播により燃焼（ＳＩ燃焼）する。このため、低負荷域でのＣＩ燃焼実現のために仮にエンジンの幾何学的圧縮比がかなり高く設定されたとしても、高負荷域で起き易い異常燃焼を確実に回避することができる。   According to this configuration, high thermal efficiency can be obtained by CI combustion of a homogeneous air-fuel mixture based on fuel injection during the intake stroke in the first operating region with a relatively low load. On the other hand, in the second operating region on the high load side, fuel injection and spark ignition are executed at a later timing after the later stage of the compression stroke, so that the in-cylinder temperature and pressure drop to some extent past the compression top dead center. After that, the air-fuel mixture burns (SI combustion) by flame propagation. For this reason, even if the geometric compression ratio of the engine is set to be considerably high in order to achieve CI combustion in the low load region, it is possible to reliably avoid abnormal combustion that tends to occur in the high load region.

以上説明したように、本発明の多気筒ガソリンエンジンによれば、低負荷域でＣＩ燃焼を行う際に着火性を確保しつつ適当量の新気を確保し、さらに高負荷域でＳＩ燃焼を行う際には異常燃焼を防止することができる。   As described above, according to the multi-cylinder gasoline engine of the present invention, when performing CI combustion in a low load region, an appropriate amount of fresh air is ensured while ensuring ignitability, and further SI combustion is performed in a high load region. When performing, abnormal combustion can be prevented.

本発明の一実施形態にかかる多気筒ガソリンエンジンの全体構成を示す平面図である。1 is a plan view showing an overall configuration of a multi-cylinder gasoline engine according to an embodiment of the present invention. 上記エンジンのエンジン本体の構成を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the structure of the engine main body of the said engine. 上記エンジンの排気マニホールドの構成を示す側面図である。It is a side view which shows the structure of the exhaust manifold of the said engine. 上記排気マニホールドに備わる独立排気通路の構成を特に示す平面図である。It is a top view which shows especially the structure of the independent exhaust passage with which the said exhaust manifold is equipped. 上記排気マニホールドに備わるバイパス通路の構成を特に示す平面図である。It is a top view which shows especially the structure of the bypass channel with which the said exhaust manifold is equipped. 図５のVI−VI線に沿った断面図である。It is sectional drawing along the VI-VI line of FIG. 上記エンジンの制御系を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the control system of the said engine. エンジンの運転中に使用される制御マップを概念的に示す図である。It is a figure which shows notionally the control map used during the driving | operation of an engine. 第１運転領域で実行される燃料噴射や吸排気弁の開閉動作をクランク角との関係で示す図である。It is a figure which shows the fuel injection performed in the 1st driving | operation area | region, and the opening / closing operation | movement of an intake / exhaust valve in relation to a crank angle. 中間運転領域で実行される燃料噴射や吸排気弁の開閉動作をクランク角との関係で示す図である。It is a figure which shows the fuel injection performed in an intermediate | middle driving | operation area | region, and the opening / closing operation | movement of an intake / exhaust valve in relation to a crank angle. 第２運転領域で実行される燃料噴射や吸排気弁の開閉動作をクランク角との関係で示す図である。It is a figure which shows the fuel injection performed in a 2nd driving | operation area | region, and the opening / closing operation | movement of an intake / exhaust valve in relation to a crank angle. エンジン負荷の変化に応じて筒内への充填ガスの成分割合や各種制御パラメータがどのように変化するかを示す図である。It is a figure which shows how the component ratio of the filling gas in a cylinder and various control parameters change according to the change of an engine load. 上記第２運転領域で行われるＳＩ燃焼の特徴を、従来のＳＩ燃焼と比較して説明するための図である。It is a figure for demonstrating the characteristic of SI combustion performed in the said 2nd operation area | region compared with the conventional SI combustion. 排気ポートの圧力が排気ガスの流通切替によってどの程度変わるかを説明するための図である。It is a figure for demonstrating how much the pressure of an exhaust port changes with distribution | circulation switching of exhaust gas.

（１）エンジンの全体構成
図１および図２は、本発明の一実施形態にかかる多気筒ガソリンエンジンの構成を示す図である。当実施形態のエンジンは、特定方向に並ぶ４つの気筒２Ａ〜２Ｄを有する４サイクル４気筒型のエンジン本体１と、エンジン本体１に燃焼用の空気を導入するための吸気マニホールド２０と、エンジン本体１の各気筒２Ａ〜２Ｄで生成される排気ガスを排出するための排気マニホールド３０とを備えている。 (1) Overall Configuration of Engine FIGS. 1 and 2 are diagrams showing a configuration of a multi-cylinder gasoline engine according to an embodiment of the present invention. The engine of this embodiment includes a four-cycle four-cylinder engine body 1 having four cylinders 2A to 2D arranged in a specific direction, an intake manifold 20 for introducing combustion air into the engine body 1, and an engine body. And an exhaust manifold 30 for discharging exhaust gas generated in each of the cylinders 2A to 2D.

上記エンジン本体１は、上記気筒２Ａ〜２Ｄが内部に形成されたシリンダブロック２と、シリンダブロック２の上面に設けられたシリンダヘッド３と、上記気筒２Ａ〜２Ｄに往復摺動可能に挿入されたピストン４とを有している。   The engine body 1 is inserted into the cylinder block 2 in which the cylinders 2A to 2D are formed, a cylinder head 3 provided on the upper surface of the cylinder block 2, and the cylinders 2A to 2D so as to be slidable back and forth. And a piston 4.

上記ピストン４の上方には燃焼室５が形成されており、この燃焼室５には、ガソリンを含有する燃料が、後述するインジェクタ１０からの噴射によって供給される。そして、噴射された燃料が燃焼室５で燃焼し、その燃焼による膨張力で押し下げられたピストン４が上下方向に往復運動するようになっている。   A combustion chamber 5 is formed above the piston 4, and fuel containing gasoline is supplied to the combustion chamber 5 by injection from an injector 10 described later. The injected fuel burns in the combustion chamber 5, and the piston 4 pushed down by the expansion force due to the combustion reciprocates in the vertical direction.

上記ピストン４はコネクティングロッド１６を介してクランク軸１５と連結されており、上記ピストン４の往復運動に応じて上記クランク軸１５が中心軸回りに回転するようになっている。   The piston 4 is connected to a crankshaft 15 via a connecting rod 16 so that the crankshaft 15 rotates about a central axis in accordance with the reciprocating motion of the piston 4.

上記シリンダブロック２には、上記クランク軸１５の回転速度をエンジンの回転速度として検出するエンジン回転速度センサＳＷ１が設けられている。   The cylinder block 2 is provided with an engine rotation speed sensor SW1 that detects the rotation speed of the crankshaft 15 as the rotation speed of the engine.

上記シリンダヘッド３には、燃料（ガソリンを含有する燃料）を燃焼室５に向けて噴射するインジェクタ１０と、インジェクタ１０から噴射された燃料と空気との混合気に対し火花放電による点火を行う点火プラグ１１とが、各気筒２Ａ〜２Ｄにつきそれぞれ１組ずつ設けられている。   The cylinder head 3 includes an injector 10 that injects fuel (fuel containing gasoline) toward the combustion chamber 5, and an ignition that performs ignition by spark discharge on a mixture of fuel and air injected from the injector 10. One set of plugs 11 is provided for each of the cylinders 2A to 2D.

上記インジェクタ１０は、燃料の噴射口となる複数の噴孔を先端部に有しており、各気筒２Ａ〜２Ｄの燃焼室５をその吸気側の側方から臨むように設けられている。また、インジェクタ１０から噴射される燃料の噴射圧力は、３０ＭＰａ以上という、ガソリンエンジンとしてはかなり高い値に設定されている。   The injector 10 has a plurality of injection holes serving as fuel injection ports at the tip, and is provided so as to face the combustion chambers 5 of the respective cylinders 2A to 2D from the side of the intake side thereof. Moreover, the injection pressure of the fuel injected from the injector 10 is set to a value of 30 MPa or more, which is a considerably high value for a gasoline engine.

上記点火プラグ１１は、火花を放電するための電極を先端部に有しており、各気筒２Ａ〜２Ｄの燃焼室５を上方から臨むように設けられている。   The spark plug 11 has an electrode for discharging sparks at the tip, and is provided so as to face the combustion chamber 5 of each cylinder 2A to 2D from above.

ここで、当実施形態のエンジン本体１は、その幾何学的圧縮比（ピストン４が下死点にあるときの燃焼室容積とピストン４が上死点にあるときの燃焼室容積との比）が、１６以上２０以下という、ガソリンエンジンとしてはかなり高い値に設定されている。このように高い幾何学的圧縮比を設定しているのは、理論熱効率の向上や、後述するＣＩ燃焼（圧縮自己着火燃焼）での着火性確保のためである。   Here, the engine body 1 of the present embodiment has a geometric compression ratio (ratio of the combustion chamber volume when the piston 4 is at bottom dead center and the combustion chamber volume when the piston 4 is at top dead center). However, it is set to a considerably high value of 16 or more and 20 or less for a gasoline engine. The reason for setting such a high geometric compression ratio is to improve the theoretical thermal efficiency and to ensure the ignitability in CI combustion (compression self-ignition combustion) described later.

また、当実施形態のような４サイクル４気筒のガソリンエンジンでは、各気筒２Ａ〜２Ｄに設けられたピストン４がクランク角で１８０°（１８０°ＣＡ）の位相差をもって上下運動するため、これに対応して、各気筒２Ａ〜２Ｄでの点火のタイミングも、１８０°ＣＡずつ位相をずらしたタイミングに設定される。具体的には、気筒２Ａ，２Ｂ，２Ｃ，２Ｄの気筒番号をそれぞれ１番、２番、３番、４番とすると、１番気筒２Ａ→３番気筒２Ｃ→４番気筒２Ｄ→２番気筒２Ｂの順に点火が行われる。このため、例えば１番気筒２Ａが膨張行程であれば、３番気筒２Ｃ、４番気筒２Ｄ、２番気筒２Ｂは、それぞれ、圧縮行程、吸気行程、排気行程となる。   Further, in the four-cycle four-cylinder gasoline engine as in the present embodiment, the piston 4 provided in each cylinder 2A to 2D moves up and down with a phase difference of 180 ° (180 ° CA) in crank angle. Correspondingly, the timing of ignition in each of the cylinders 2A to 2D is also set to a timing shifted in phase by 180 ° CA. Specifically, if the cylinder numbers of the cylinders 2A, 2B, 2C, and 2D are 1, 2, 3, and 4, respectively, the first cylinder 2A → the third cylinder 2C → the fourth cylinder 2D → the second cylinder Ignition is performed in the order of 2B. Therefore, for example, if the first cylinder 2A is in the expansion stroke, the third cylinder 2C, the fourth cylinder 2D, and the second cylinder 2B are in the compression stroke, the intake stroke, and the exhaust stroke, respectively.

上記シリンダヘッド３には、上記吸気マニホールド２０から供給される空気を各気筒２Ａ〜２Ｄの燃焼室５に導入するための吸気ポート６と、吸気ポート６を開閉する吸気弁８と、各気筒２Ａ〜２Ｄの燃焼室５で生成された排気ガスを上記排気マニホールド３０に導出するための排気ポート７と、排気ポート７を開閉する排気弁９とが設けられている。なお、図例のエンジンはいわゆるダブルオーバーヘッドカムシャフト式（ＤＯＨＣ）エンジンであり、１つの気筒につき吸気弁８および排気弁９が２つずつ設けられている。   The cylinder head 3 includes an intake port 6 for introducing air supplied from the intake manifold 20 into the combustion chamber 5 of each cylinder 2A to 2D, an intake valve 8 for opening and closing the intake port 6, and each cylinder 2A. An exhaust port 7 for leading the exhaust gas generated in the ˜2D combustion chamber 5 to the exhaust manifold 30 and an exhaust valve 9 for opening and closing the exhaust port 7 are provided. The illustrated engine is a so-called double overhead camshaft (DOHC) engine, and two intake valves 8 and two exhaust valves 9 are provided for each cylinder.

上記吸気弁８および排気弁９は、それぞれ、シリンダヘッド３に配設された一対のカムシャフト等を含む動弁機構１３，１４（図２）により、クランク軸１５の回転に連動して開閉駆動される。   The intake valve 8 and the exhaust valve 9 are each opened and closed in conjunction with the rotation of the crankshaft 15 by valve mechanisms 13 and 14 (FIG. 2) including a pair of camshafts and the like disposed in the cylinder head 3. Is done.

上記吸気弁８用の動弁機構１３には、吸気弁８のリフト量を連続的に（無段階で）変更することが可能な可変機構１３ａ（本発明にかかる吸気量調整手段に相当）が組み込まれている。このような構成の可変機構１３ａは、連続可変バルブリフト機構（ＣＶＶＬ）などとして既に公知であり、具体的な構成例として、吸気弁８駆動用のカムをカムシャフトの回転と連動して往復揺動運動させるリンク機構と、リンク機構の配置（レバー比）を可変的に設定するコントロールアームと、コントロールアームを電気的に駆動することによって上記カムの揺動量（吸気弁８を押し下げる量と期間）を変更するステッピングモータとを備えたものを挙げることができる。   The valve operating mechanism 13 for the intake valve 8 includes a variable mechanism 13a (corresponding to the intake amount adjusting means according to the present invention) capable of continuously (steplessly) changing the lift amount of the intake valve 8. It has been incorporated. The variable mechanism 13a having such a configuration is already known as a continuously variable valve lift mechanism (CVVL) or the like. As a specific configuration example, the cam for driving the intake valve 8 is reciprocally rocked in conjunction with the rotation of the camshaft. A link mechanism for dynamic movement, a control arm for variably setting the arrangement (lever ratio) of the link mechanism, and a swing amount of the cam (amount and a period for depressing the intake valve 8) by electrically driving the control arm And a stepping motor that changes the angle.

上記排気弁９用の動弁機構１４には、吸気行程中に排気弁９を押し下げる機能を有効または無効にする切替機構１４ａが組み込まれている。すなわち、この切替機構１４ａは、排気弁９を排気行程だけでなく吸気行程でも開弁可能にするとともに、この吸気行程中の排気弁９の開弁動作（いわゆる排気弁９の２度開き）を実行するか停止するかを切り替える機能を有している。   The valve mechanism 14 for the exhaust valve 9 incorporates a switching mechanism 14a that enables or disables the function of depressing the exhaust valve 9 during the intake stroke. That is, the switching mechanism 14a enables the exhaust valve 9 to be opened not only in the exhaust stroke but also in the intake stroke, and the valve opening operation of the exhaust valve 9 during the intake stroke (so-called opening of the exhaust valve 9 twice). It has a function to switch between executing and stopping.

このような構成の切替機構１４ａは既に公知であり、その具体例として、排気弁９駆動用の通常のカム（排気行程中に排気弁９を押し下げるカム）とは別に吸気行程中に排気弁９を押し下げるサブカムと、このサブカムの駆動力が排気弁９に伝達されるのを有効または無効にするいわゆるロストモーション機構とを備えたものを挙げることができる。   The switching mechanism 14a having such a configuration is already known, and as a specific example thereof, the exhaust valve 9 is operated during the intake stroke separately from a normal cam for driving the exhaust valve 9 (a cam that pushes down the exhaust valve 9 during the exhaust stroke). And a so-called lost motion mechanism that enables or disables transmission of the driving force of the sub-cam to the exhaust valve 9.

上記切替機構１４ａのサブカムによる排気弁９の押し下げが有効にされると、排気弁９が排気行程だけでなく吸気行程中にも開弁させられる（排気弁９のリフト量が吸気行程中に再び増大させられる）ので、高温の排気ガスが排気ポート７から燃焼室５に逆流する内部ＥＧＲが実現され、燃焼室５の高温化が図られるとともに、燃焼室５に導入される空気（新気）の量が低減される。   When the depression of the exhaust valve 9 by the sub cam of the switching mechanism 14a is validated, the exhaust valve 9 is opened not only during the exhaust stroke but also during the intake stroke (the lift amount of the exhaust valve 9 is increased again during the intake stroke). Therefore, the internal EGR in which the high-temperature exhaust gas flows backward from the exhaust port 7 to the combustion chamber 5 is realized, the temperature of the combustion chamber 5 is increased, and the air introduced into the combustion chamber 5 (fresh air) The amount of is reduced.

一方、上記切替機構１４ａのサブカムによる排気弁９の押し下げが無効にされた場合には、排気弁９が排気行程のみで開弁するようになるので、上記内部ＥＧＲが停止される。   On the other hand, when the depression of the exhaust valve 9 by the sub cam of the switching mechanism 14a is invalidated, the exhaust valve 9 is opened only in the exhaust stroke, so that the internal EGR is stopped.

なお、当明細書において、「○○弁が××行程で開弁」などというときは、○○弁の開弁期間（開き始めてから閉じるまでの期間）が主に××行程と重複するように設定されるということであり、必ずしも開弁期間の全てが××行程中にあることを意味しない。したがって、例えば、排気弁９の２回目の開弁（上記切替機構１４ａのサブカムによる開弁）が禁止された状態を指して、「排気弁９が排気行程のみで開弁される」（または排気弁９が排気行程のみで開く）などと表現したとしても、排気弁９の開弁期間の全てが排気行程に含まれるとは限らず、排気弁９の開弁期間の一部が吸気行程にかかることもあり得る。   In this specification, when “XX valve opens in XX stroke”, etc., the opening period of the XX valve (the period from opening to closing) mainly overlaps with the XX stroke. It does not necessarily mean that the entire valve opening period is in the XX stroke. Therefore, for example, it refers to a state in which the second opening of the exhaust valve 9 (opening by the sub cam of the switching mechanism 14a) is prohibited, and “the exhaust valve 9 is opened only by the exhaust stroke” (or exhaust Even if the valve 9 is opened only in the exhaust stroke), the entire opening period of the exhaust valve 9 is not necessarily included in the exhaust stroke, and a part of the opening period of the exhaust valve 9 is included in the intake stroke. Such a case is also possible.

図１に示すように、上記吸気マニホールド２０は、単一の吸気管２３の上流端部に接続された所定容積のサージタンク２２と、サージタンク２２と各気筒２Ａ〜２Ｄの吸気ポート６とを連結する複数の（４本の）独立吸気通路２１とを有している。   As shown in FIG. 1, the intake manifold 20 includes a surge tank 22 having a predetermined volume connected to an upstream end of a single intake pipe 23, a surge tank 22, and intake ports 6 of the cylinders 2 </ b> A to 2 </ b> D. A plurality of (four) independent intake passages 21 are connected.

上記吸気管２３の途中部には、開閉可能なスロットル弁２５と、エンジン本体１に吸入される空気（新気）の流量を検出するためのエアフローセンサＳＷ２とが設けられている。   In the middle of the intake pipe 23, an openable / closable throttle valve 25 and an air flow sensor SW2 for detecting a flow rate of air (fresh air) sucked into the engine body 1 are provided.

図３〜図５は、上記排気マニホールド３０の構造を詳細に示すための図である。これら図３〜図５、および先の図１に示すように、排気マニホールド３０は、各気筒２Ａ〜２Ｄの排気ポート７に上流端部が接続される複数の独立排気通路３１，３２，３３と、各独立排気通路３１，３２，３３の下流端部（エンジン本体１から遠ざかる側の端部）が独立状態を維持したまま互いに近接するように束ねられた集約部３４と、集約部３４の下流側に設けられ、上記独立排気通路３１，３２，３３の全てと連通する共通の空間が内部に形成された負圧発生装置３５と、負圧発生装置３５の下流側に接続された単一の排気管４０とを有している。排気管４０の下流側には、三元触媒等の触媒が内蔵された触媒コンバータ４８が設けられており、さらにその下流側には、排気管４９や、図外のサイレンサー等が設けられる。なお、図示の都合上、図５では、上記各独立排気通路３１，３２，３３等を想像線で示しており、図４では、後述するバイパス通路４１，４２，４３およびバイパス下流部４４を省略している。   3 to 5 are diagrams for illustrating the structure of the exhaust manifold 30 in detail. As shown in FIGS. 3 to 5 and FIG. 1, the exhaust manifold 30 includes a plurality of independent exhaust passages 31, 32, 33 whose upstream ends are connected to the exhaust ports 7 of the cylinders 2A to 2D. The downstream end of each independent exhaust passage 31, 32, 33 (the end on the side away from the engine body 1) is bundled so as to be close to each other while maintaining the independent state, and downstream of the central portion 34 A negative pressure generating device 35 provided inside, and having a common space communicating with all of the independent exhaust passages 31, 32, and 33, and a single unit connected downstream of the negative pressure generating device 35. And an exhaust pipe 40. A catalytic converter 48 containing a catalyst such as a three-way catalyst is provided on the downstream side of the exhaust pipe 40, and an exhaust pipe 49, a silencer (not shown), and the like are provided on the downstream side. For convenience of illustration, in FIG. 5, the independent exhaust passages 31, 32, 33 and the like are indicated by imaginary lines, and in FIG. 4, bypass passages 41, 42, 43 and a bypass downstream portion 44 described later are omitted. doing.

図１および図４に示すように、当実施形態では、４つの気筒２Ａ，２Ｂ，２Ｃ，２Ｄに対し３つの独立排気通路３１，３２，３３が用意されている。これは、中央側の独立排気通路３２が、２番気筒２Ｂおよび３番気筒２Ｃに対し共通に使用可能なようにＹ字状に分岐した形状とされているからである。すなわち、独立排気通路３２は、２番気筒２Ｂおよび３番気筒２Ｃの各排気ポート７から延びて下流側で合流する２つの分岐通路部３２ａ，３２ｂと、各分岐通路部３２ａ，３２ｂが合流した部分からさらに下流側に延びる単一の共通通路部３２ｃとを有している。一方、１番気筒２Ａおよび４番気筒２Ｄの各排気ポート７に接続される独立排気通路３１，３３については、分岐のない単管状に形成されている。なお、以下では、単管状の独立排気通路３１，３３を、それぞれ「第１独立排気通路３１」および「第３独立排気通路３３」といい、二股状に分岐した独立排気通路３２を「第２独立排気通路３２」ということがある。   As shown in FIGS. 1 and 4, in this embodiment, three independent exhaust passages 31, 32, 33 are prepared for the four cylinders 2A, 2B, 2C, 2D. This is because the central independent exhaust passage 32 is branched in a Y shape so that it can be used in common for the second cylinder 2B and the third cylinder 2C. That is, the independent exhaust passage 32 joins the two branch passage portions 32a and 32b extending from the exhaust ports 7 of the second cylinder 2B and the third cylinder 2C and joining downstream, and the branch passage portions 32a and 32b. And a single common passage portion 32c extending further downstream from the portion. On the other hand, the independent exhaust passages 31 and 33 connected to the exhaust ports 7 of the first cylinder 2A and the fourth cylinder 2D are formed in a single tube without branching. In the following description, the single tubular independent exhaust passages 31 and 33 are referred to as “first independent exhaust passage 31” and “third independent exhaust passage 33”, respectively. It may be referred to as “independent exhaust passage 32”.

上述したように、当実施形態のような４サイクル４気筒エンジンでは、１番気筒２Ａ→３番気筒２Ｃ→４番気筒２Ｄ→２番気筒２Ｂの順に点火が行われるので、二股状に形成された上記第２独立排気通路３２の上流端部が接続される２番気筒２Ｂおよび３番気筒２Ｃは、排気順序（排気行程が実施される順序）が連続しない関係にある。このため、当実施形態のように２番気筒２Ｂおよび３番気筒２Ｃに共通の独立排気通路３２を接続した場合でも、これら両気筒２Ｂ，２Ｃからの排気ガスが同時に上記独立排気通路３２に流れることはない。   As described above, in the four-cycle four-cylinder engine as in the present embodiment, the ignition is performed in the order of the first cylinder 2A → the third cylinder 2C → the fourth cylinder 2D → the second cylinder 2B. Further, the second cylinder 2B and the third cylinder 2C to which the upstream end portion of the second independent exhaust passage 32 is connected have a relationship in which the exhaust order (the order in which the exhaust stroke is performed) is not continuous. Therefore, even when the common independent exhaust passage 32 is connected to the second cylinder 2B and the third cylinder 2C as in the present embodiment, the exhaust gas from both the cylinders 2B and 2C flows into the independent exhaust passage 32 at the same time. There is nothing.

単管状に形成された上記第１、第３独立排気通路３１，３３は、その各下流端部の位置が上記第２独立排気通路３２の下流端部と一致するように、気筒列方向の中央側を指向して延びている。すなわち、特に図４に示すように、第１独立排気通路３１の下流端部と、第２独立排気通路３２の共通通路部３２ｃの下流端部と、第３独立排気通路３３の下流端部とが、それぞれ、エンジン本体１の排気側の壁面中央（上面視で２番気筒２Ｂと３番気筒２Ｃの間に対応する位置）から下流側に離れた位置において１箇所に束ねられている。そして、束ねられた上記３つの独立排気通路３１，３２，３３の各下流端部と、これらを束ねた状態に保持する保持部材等により、上記集約部３４が形成されている。   The first and third independent exhaust passages 31, 33 formed in a single tube form the center in the cylinder row direction so that the positions of the respective downstream end portions thereof coincide with the downstream end portion of the second independent exhaust passage 32. It extends toward the side. Specifically, as shown in FIG. 4 in particular, the downstream end portion of the first independent exhaust passage 31, the downstream end portion of the common passage portion 32c of the second independent exhaust passage 32, and the downstream end portion of the third independent exhaust passage 33 However, they are bundled in one place at a position away from the center of the wall surface on the exhaust side of the engine body 1 (a position corresponding to the position between the second cylinder 2B and the third cylinder 2C in a top view). The aggregated portion 34 is formed by the downstream end portions of the three independent exhaust passages 31, 32, 33 that are bundled and a holding member that holds them in a bundled state.

図６に示すように、上記各独立排気通路３１，３２，３３の各下流端部、つまり、第１独立排気通路３１の下流端部と、第２独立排気通路３２の共通通路部３２ｃの下流端部と、第３独立排気通路３３の下流端部とは、それぞれ、円を３等分したような扇型の断面を有しており、このような断面を有する各下流端部が３つ集まることにより、全体としてほぼ円形の集約部３４が形成されている。   As shown in FIG. 6, the downstream ends of the independent exhaust passages 31, 32, 33, that is, the downstream end of the first independent exhaust passage 31 and the downstream of the common passage portion 32 c of the second independent exhaust passage 32. Each of the end portion and the downstream end portion of the third independent exhaust passage 33 has a fan-shaped cross section obtained by dividing a circle into three equal parts, and there are three downstream end portions each having such a cross section. As a result of the gathering, a substantially circular gathering portion 34 is formed as a whole.

上記集約部３４において近接配置された各独立排気通路３１，３２，３３の下流端部は、下流側に至るほど通路断面積が小さくなるノズル状に形成されている（例えば図３、図４参照）。このため、上記各独立排気通路３１，３２，３３の下流端部を通過した排気ガスは、そこで加速した後に（流速を高めた後に）、上記負圧発生装置３５へと噴出される。   The downstream end portions of the independent exhaust passages 31, 32, and 33 arranged close to each other in the aggregation portion 34 are formed in a nozzle shape in which the passage cross-sectional area decreases toward the downstream side (see, for example, FIGS. 3 and 4). ). For this reason, the exhaust gas that has passed through the downstream end portions of the independent exhaust passages 31, 32, 33 is accelerated there (after increasing the flow velocity) and then jetted to the negative pressure generator 35.

また、上記各独立排気通路３１，３２，３３の下流端部は、集約部３４において、比較的平行に近い角度で束ねられている。具体的に、各独立排気通路３１，３２，３３の下流端部は、それぞれの軸心どうしがなす角度が例えば１０度前後の浅い角度となるように配置されている。   Further, the downstream end portions of the independent exhaust passages 31, 32, and 33 are bundled at a relatively close angle in the aggregation portion 34. Specifically, the downstream end portions of the independent exhaust passages 31, 32, and 33 are arranged so that the angle formed between the respective shaft centers is a shallow angle of, for example, about 10 degrees.

図３および図４に示すように、上記負圧発生装置３５は、下流側ほど通路断面積が小さくなるように形成されたノズル部３６と、ほぼ一様の通路断面積を有するように形成されたストレート部３７と、下流側ほど通路断面積が大きくなるように形成されたディフューザ部３８とを、上流側から順に有している。このため、上記各独立排気通路３１，３２，３３のいずれかの下流端部から噴出された排気ガスは、まずノズル部３６へと流入し、そこでさらに加速する（このとき排気ガスの圧力は低下する）。また、上記ノズル部３６で加速された排気ガスは、ストレート部３７およびディフューザ部３８を通過するにつれて減速され、これに伴って排気ガスの圧力が回復させられる。   As shown in FIGS. 3 and 4, the negative pressure generator 35 is formed so as to have a substantially uniform passage cross-sectional area with a nozzle portion 36 formed so that the passage cross-sectional area becomes smaller toward the downstream side. The straight portion 37 and the diffuser portion 38 formed so that the passage cross-sectional area becomes larger toward the downstream side are sequentially provided from the upstream side. For this reason, the exhaust gas ejected from the downstream end portion of any one of the independent exhaust passages 31, 32, 33 first flows into the nozzle portion 36 and further accelerates there (at this time, the pressure of the exhaust gas decreases). To do). Further, the exhaust gas accelerated by the nozzle portion 36 is decelerated as it passes through the straight portion 37 and the diffuser portion 38, and the pressure of the exhaust gas is recovered accordingly.

上記のように各独立排気通路３１，３２，３３のいずれかの下流端部から負圧発生装置３５のノズル部３６に向けて高速で排気ガスが噴出されると、その噴出ガスの周囲に、相対的に圧力の低い負圧部が生成される。したがって、ある気筒の独立排気通路（３１，３２，３３のいずれか）から負圧発生装置３５に排気ガスが噴出されたときには、他の気筒の独立排気通路等に負圧が作用して、そこから排気ガスが下流側へと吸い出されることになる。これは、エゼクタ効果として知られている。   As described above, when the exhaust gas is ejected at a high speed from the downstream end portion of any one of the independent exhaust passages 31, 32, 33 toward the nozzle portion 36 of the negative pressure generator 35, around the ejected gas, A negative pressure portion having a relatively low pressure is generated. Therefore, when exhaust gas is ejected from the independent exhaust passage (any of 31, 32, 33) of a certain cylinder to the negative pressure generator 35, negative pressure acts on the independent exhaust passage of other cylinders, and the like. The exhaust gas is sucked out from the downstream side. This is known as the ejector effect.

なお、エゼクタ効果は、上記ノズル部３６の下流端部の面積（ストレート部３７の面積に同じ）の等価円直径をＤ、上記独立排気通路３１，３２，３３の各下流端部の等価円直径をａとしたときに、ａ／Ｄ≧０．５であれば充分なエゼクタ効果が得られることが分かっている。このため、当実施形態でも、ａ／Ｄは０．５以上（例えば０．６５）に設定される。ここで、等価円直径とは、ある形状をもった断面を面積が同じ真円に置き換えたときの直径のことである。   The ejector effect has an equivalent circular diameter of the area of the downstream end of the nozzle portion 36 (same as the area of the straight portion 37) as D, and an equivalent circular diameter of each downstream end of the independent exhaust passages 31, 32, 33. It is known that a sufficient ejector effect can be obtained when a / D ≧ 0.5, where a is D. For this reason, also in this embodiment, a / D is set to 0.5 or more (for example, 0.65). Here, the equivalent circular diameter is a diameter when a cross section having a certain shape is replaced with a perfect circle having the same area.

図１、図３、および図５に示すように、当実施形態の排気マニホールド３０は、上記独立排気通路３１，３２，３３や負圧発生装置３５等に加えて、各独立排気通路３１，３２，３３の途中部から分岐して延びかつ下流側で合流する３つのバイパス通路４１，４２，４３と、各バイパス通路４１，４２，４３が合流した部分から下流側に延びるバイパス下流部４４とをさらに有している。バイパス下流部４４は、その下流端部が、上記負圧発生装置３５より下流側の排気通路である排気管４０に接続されている。すなわち、バイパス通路４１，４２，４３は、バイパス下流部４４を介して、上記各独立排気通路３１，３２，３３の途中部（負圧発生装置３５よりも上流側の部分）と排気管４０とを連結している。なお、上記バイパス通路４１，４２，４３が合流する角度は、比較的広い角度に設定されており、例えば、バイパス通路４１と４２の各軸心どうしの交差角度、およびバイパス通路４２と４３の各軸心どうしの交差角度が、それぞれ３０度以上に設定されている。   As shown in FIGS. 1, 3, and 5, the exhaust manifold 30 of this embodiment includes the independent exhaust passages 31, 32 in addition to the independent exhaust passages 31, 32, 33, the negative pressure generator 35, and the like. 33, three bypass passages 41, 42, 43 that branch off from the middle portion of the pipe 33 and merge at the downstream side, and a bypass downstream portion 44 that extends downstream from the portion where each bypass passage 41, 42, 43 joins. In addition. The downstream downstream portion 44 is connected at its downstream end to an exhaust pipe 40 that is an exhaust passage downstream of the negative pressure generator 35. That is, the bypass passages 41, 42, and 43 are connected to the exhaust pipe 40 and the intermediate portions of the independent exhaust passages 31, 32, and 33 (upstream portions from the negative pressure generator 35) and the exhaust pipe 40 via the bypass downstream portion 44. Are connected. The angle at which the bypass passages 41, 42, and 43 are joined is set to a relatively wide angle. For example, the angle of intersection between the bypass passages 41 and 42, and each of the bypass passages 42 and 43 The crossing angle between the axes is set to 30 degrees or more.

上記各バイパス通路４１，４２，４３およびバイパス下流部４４は、その上流端から下流端に亘ってほぼ一定の断面積を有するように形成されており、その断面積は、上記各独立排気通路３１，３２，３３の下流側部分の各断面積よりも大きく設定されている。当実施形態において、上記バイパス通路４１，４２，４３およびバイパス下流部４４の各断面積は、上記独立排気通路３１，３２，３３の下流端部が集まった集約部３４の円形の断面積（各通路３１，３２，３３の下流端部の合計の面積）とほぼ同一に設定されている。   Each of the bypass passages 41, 42, 43 and the bypass downstream portion 44 is formed to have a substantially constant cross-sectional area from the upstream end to the downstream end, and the cross-sectional area thereof is the individual independent exhaust passage 31. , 32 and 33 are set to be larger than the respective cross-sectional areas of the downstream portions. In this embodiment, each of the cross-sectional areas of the bypass passages 41, 42, 43 and the bypass downstream portion 44 has a circular cross-sectional area of the converging portion 34 where the downstream ends of the independent exhaust passages 31, 32, 33 gather (each The total area of the downstream ends of the passages 31, 32, and 33) is set to be substantially the same.

上記各バイパス通路４１，４２，４３の内部には、それぞれ、開閉可能な流通切替弁４５が設けられている。各流通切替弁４５は、共通のロッド４６を中心に回動するように設けられ、ロッド４６の一端はアクチュエータ４７に連結されている。そして、アクチュエータ４７の作動によってロッド４６が回転すると、これに伴い上記各流通切替弁４５が同時に駆動されてバイパス通路４１，４２，４３が開閉されるようになっている。   A flow switching valve 45 that can be opened and closed is provided in each of the bypass passages 41, 42, and 43. Each flow switching valve 45 is provided so as to rotate about a common rod 46, and one end of the rod 46 is connected to an actuator 47. When the rod 46 is rotated by the operation of the actuator 47, the flow switching valves 45 are simultaneously driven to open and close the bypass passages 41, 42, and 43.

上記のように動作する流通切替弁４５は、各気筒２Ａ〜２Ｄから排出された排気ガスを負圧発生装置３５に通すか否かを切り替えるために使用される。例えば、流通切替弁４５が全閉にされると、各気筒２Ａ〜２Ｄから排出された排気ガスは、全て独立排気通路３１，３２，３３を通って負圧発生装置３５に流入する。これにより、負圧発生装置３５の内部に強い負圧（充分に圧力が低下した負圧）が発生し、充分な排気ガスの吸い出し作用（エゼクタ効果）が得られる。一方、流通切替弁４５が全開にされた場合は、各気筒２Ａ〜２Ｄから排出された排気ガスの大部分が、バイパス通路４１，４２，４３を通って下流側に流れ、負圧発生装置３５を通過することなくその下流側の排気管４０に流入する。これにより、負圧発生装置３５での負圧が生成されなくなるので、エゼクタ効果が大幅に低下する。なお、流通切替弁４５を全開にしたときに排気ガスの大部分が（独立排気通路３１，３２，３３ではなく）バイパス通路４１，４２，４３を通過するのは、独立排気通路３１，３２，３３の各下流端部の断面積に比べてバイパス通路４１，４２，４３の断面積が大きく、流通抵抗が少ないからである。   The flow switching valve 45 that operates as described above is used for switching whether or not exhaust gas discharged from each of the cylinders 2 </ b> A to 2 </ b> D is passed through the negative pressure generator 35. For example, when the flow switching valve 45 is fully closed, all the exhaust gas discharged from the cylinders 2A to 2D flows into the negative pressure generator 35 through the independent exhaust passages 31, 32, 33. As a result, a strong negative pressure (negative pressure with a sufficiently reduced pressure) is generated inside the negative pressure generator 35, and a sufficient exhaust gas suction action (ejector effect) is obtained. On the other hand, when the flow switching valve 45 is fully opened, most of the exhaust gas discharged from each of the cylinders 2A to 2D flows downstream through the bypass passages 41, 42, 43, and the negative pressure generator 35 Without flowing through the exhaust pipe 40 on the downstream side. Thereby, since the negative pressure in the negative pressure generating device 35 is not generated, the ejector effect is greatly reduced. Note that when the flow switching valve 45 is fully opened, most of the exhaust gas passes through the bypass passages 41, 42, 43 (not the independent exhaust passages 31, 32, 33). This is because the cross-sectional areas of the bypass passages 41, 42, and 43 are larger than the cross-sectional areas of the respective downstream end portions 33, and the flow resistance is small.

図１に示すように、上記排気マニホールド３０の排気管４０と上記吸気マニホールド２０のサージタンク２２とは、ＥＧＲ通路５０を介して互いに連結されている。ＥＧＲ通路５０の途中部には、開閉可能なＥＧＲ弁５１と、エンジンの冷却水等を利用した熱交換器からなるＥＧＲクーラ５２とが設けられている。   As shown in FIG. 1, the exhaust pipe 40 of the exhaust manifold 30 and the surge tank 22 of the intake manifold 20 are connected to each other via an EGR passage 50. An EGR valve 51 that can be opened and closed and an EGR cooler 52 that includes a heat exchanger that uses engine coolant or the like are provided in the middle of the EGR passage 50.

上記ＥＧＲ通路５０は、排気マニホールド３０を通過する排気ガスの一部を吸気マニホールド２０に還流させる操作を行うために用いられる。すなわち、上記ＥＧＲ弁５１が開弁されると、排気管４０を流れる排気ガスの一部がＥＧＲ通路５０を通過してサージタンク２２へと戻される。このとき、ＥＧＲクーラ５２によって排気ガスが冷却されるので、サージタンク２２に流入するときの排気ガスの温度は、排気マニホールド３０を通過する排気ガスの温度よりも大幅に低いものとなる。そして、上記サージタンク２２に戻された低温の排気ガスは、独立吸気通路２１を通って再び各気筒２Ａ〜２Ｄに導入される。なお、以下では、上記ＥＧＲ通路５０を通じた排気ガスの還流操作のことを、上述した排気弁９の２度開きによる排気ガスの逆流操作（内部ＥＧＲ）と区別して、「外部ＥＧＲ」（External Exhaust Gas Recirculation）と称する。   The EGR passage 50 is used for performing an operation of returning a part of the exhaust gas passing through the exhaust manifold 30 to the intake manifold 20. That is, when the EGR valve 51 is opened, a part of the exhaust gas flowing through the exhaust pipe 40 passes through the EGR passage 50 and is returned to the surge tank 22. At this time, since the exhaust gas is cooled by the EGR cooler 52, the temperature of the exhaust gas when flowing into the surge tank 22 is significantly lower than the temperature of the exhaust gas passing through the exhaust manifold 30. The low-temperature exhaust gas returned to the surge tank 22 is again introduced into the cylinders 2 </ b> A to 2 </ b> D through the independent intake passage 21. In the following, the exhaust gas recirculation operation through the EGR passage 50 is distinguished from the above-described exhaust gas backflow operation (internal EGR) by opening the exhaust valve 9 twice, and is referred to as “external EGR” (External Exhaust). Gas Recirculation).

一方、上記ＥＧＲ弁５１が全閉にされた場合には、排気管４０からＥＧＲ通路５０に排気ガスが流れなくなり、外部ＥＧＲが禁止される。   On the other hand, when the EGR valve 51 is fully closed, the exhaust gas does not flow from the exhaust pipe 40 to the EGR passage 50, and external EGR is prohibited.

（２）制御系
次に、図７を用いて、エンジンの制御系について説明する。当実施形態のエンジンは、自動車等の車両に搭載されており、車両に備わるＥＣＵ（エンジン制御ユニット）６０によって制御される。ＥＣＵ６０は、周知のとおり、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ等から構成されるマイクロプロセッサであり、本発明にかかる制御手段に相当するものである。 (2) Control System Next, the engine control system will be described with reference to FIG. The engine of this embodiment is mounted on a vehicle such as an automobile, and is controlled by an ECU (engine control unit) 60 provided in the vehicle. As is well known, the ECU 60 is a microprocessor including a CPU, a ROM, a RAM, and the like, and corresponds to a control unit according to the present invention.

上記ＥＣＵ６０には、各種センサからの情報が入力される。例えば、ＥＣＵ６０は、エンジンに設けられた上記エンジン回転速度センサＳＷ１およびエアフローセンサＳＷ２と電気的に接続されており、これらのセンサからの入力信号（エンジン回転速度および吸気流量の情報）を受け付ける。また、車両には、運転者により操作される図外のアクセルペダルの開度を検出するアクセル開度センサＳＷ３が設けられており、このアクセル開度センサＳＷ３による検出信号も上記ＥＣＵ６０に入力される。   Information from various sensors is input to the ECU 60. For example, the ECU 60 is electrically connected to the engine rotation speed sensor SW1 and the air flow sensor SW2 provided in the engine, and receives input signals (information on the engine rotation speed and the intake flow rate) from these sensors. Further, the vehicle is provided with an accelerator opening sensor SW3 for detecting the opening of an accelerator pedal (not shown) operated by the driver, and a detection signal from the accelerator opening sensor SW3 is also input to the ECU 60. .

上記ＥＣＵ６０は、上記各センサ（ＳＷ１〜ＳＷ３等）からの入力信号に基づいて種々の演算等を実行しつつ、エンジンの各部を制御する。すなわち、ＥＣＵ６０は、上記インジェクタ１０、点火プラグ１１、可変機構１３ａ、切替機構１４ａ、流通切替弁４５（正確には弁駆動用のアクチュエータ４７）、スロットル弁２５、およびＥＧＲ弁５１等と電気的に接続されており、上記演算の結果等に基づいて、これらの機器にそれぞれ駆動用の制御信号を出力する。   The ECU 60 controls each part of the engine while executing various calculations based on input signals from the sensors (SW1 to SW3, etc.). That is, the ECU 60 is electrically connected to the injector 10, the spark plug 11, the variable mechanism 13a, the switching mechanism 14a, the flow switching valve 45 (more precisely, the actuator 47 for driving the valve), the throttle valve 25, the EGR valve 51, and the like. Based on the result of the calculation and the like, the control signals for driving are output to these devices.

図８は、エンジンの運転中に上記ＥＣＵ６０によって参照される制御マップを概念的に示す図である。この制御マップでは、エンジンの運転領域が第１運転領域Ａ１、第２運転領域Ａ２、中間運転領域Ａ３の３つに分割されており、このうち、第１運転領域Ａ１はエンジンの最低負荷Ｔｍｉｎを含む最も低負荷側の領域に設定され、第２運転領域Ａ２はエンジンの最高負荷Ｔｍａｘを含む最も高負荷側の領域に設定されている。また、中間運転領域Ａ３は、第１運転領域Ａ１と第２運転領域Ａ２との間の負荷域に設定されている。ＥＣＵ６０は、エンジンの運転中、負荷（アクセル開度に基づく要求トルク）および回転速度の各値から、エンジンが図８のマップ中のどの運転領域で運転されているかを逐次判定し、各運転領域に応じた適切な燃焼が行われるように、上記インジェクタ１０、点火プラグ１１、可変機構１３ａ、切替機構１４ａ、流通切替弁４５、スロットル弁２５、およびＥＧＲ弁５１を制御する。   FIG. 8 is a diagram conceptually showing a control map referred to by the ECU 60 during engine operation. In this control map, the engine operating area is divided into three parts, a first operating area A1, a second operating area A2, and an intermediate operating area A3. Of these, the first operating area A1 represents the minimum engine load Tmin. The second operating region A2 is set to the highest load region including the maximum engine load Tmax. Further, the intermediate operation area A3 is set to a load area between the first operation area A1 and the second operation area A2. The ECU 60 sequentially determines in which operating region in the map of FIG. 8 the engine is operating from each value of the load (requested torque based on the accelerator opening) and the rotational speed during engine operation. The injector 10, the spark plug 11, the variable mechanism 13a, the switching mechanism 14a, the flow switching valve 45, the throttle valve 25, and the EGR valve 51 are controlled so that appropriate combustion is performed according to the above.

（３）各運転領域での制御
次に、図８に示した各運転領域Ａ１，Ａ２，Ａ３での燃焼制御の内容について説明する。詳しくは後述するように、当実施形態では、最も高負荷側の領域に位置する第２運転領域Ａ２で、点火プラグ１１からの火花放電による強制点火をきっかけに混合気を火炎伝播により燃焼させるＳＩ燃焼が実行され、上記第２運転領域Ａ２よりも低負荷側に位置する第１運転領域Ａ１および中間運転領域Ａ３で、ピストン４の圧縮作用により混合気を自着火させるＣＩ燃焼が実行される。 (3) Control in each operation region Next, the contents of the combustion control in each operation region A1, A2, A3 shown in FIG. 8 will be described. As will be described in detail later, in the present embodiment, in the second operation region A2 located in the region on the highest load side, the air-fuel mixture is burned by flame propagation triggered by forced ignition by spark discharge from the spark plug 11. Combustion is performed, and CI combustion is performed in the first operation region A1 and the intermediate operation region A3 located on the lower load side than the second operation region A2 to cause the air-fuel mixture to self-ignite by the compression action of the piston 4.

（ｉ）第１運転領域Ａ１
まず、エンジンの最低負荷Ｔｍｉｎを含む低負荷側の領域に設定された第１運転領域Ａ１でどのような燃焼制御が実行されるかを、図９および図１２を用いて説明する。図９は、上記第１運転領域Ａ１で実行される燃料噴射や吸排気弁の開閉動作をクランク角ＣＡとの関係で示す図である。図１２は、エンジン負荷の変化に応じて筒内への充填ガスの成分割合や各種制御パラメータがどのように変化するかを示す図である。なお、図１１において、「ＥＸ」は排気行程中に開く排気弁９のリフトカーブ、「ＥＸ’」は吸気行程中に開く排気弁９のリフトカーブ、「ＩＮ」は吸気弁８のリフトカーブをそれぞれ表している。また、図１２では、第１運転領域Ａ１と中間運転領域Ａ３との境界に対応する負荷を「Ｔ１」、中間運転領域Ａ３と第２運転領域Ａ２との境界に対応する負荷を「Ｔ２」として表記するとともに、これらＴ１，Ｔ２以外で、ある制御を開始または終了するための閾値となる負荷を「Ｔｘ」、「Ｔｙ」として表記している。Ｔｘは本発明にかかる第１所定負荷に相当し、Ｔｙは本発明にかかる第２所定負荷に相当する。 (I) 1st operation area A1
First, what kind of combustion control is executed in the first operation region A1 set in the region on the low load side including the minimum load Tmin of the engine will be described using FIG. 9 and FIG. FIG. 9 is a diagram showing the fuel injection and intake / exhaust valve opening / closing operations executed in the first operation region A1 in relation to the crank angle CA. FIG. 12 is a diagram showing how the component ratio of the filling gas into the cylinder and various control parameters change according to changes in the engine load. In FIG. 11, “EX” is the lift curve of the exhaust valve 9 that opens during the exhaust stroke, “EX ′” is the lift curve of the exhaust valve 9 that opens during the intake stroke, and “IN” is the lift curve of the intake valve 8. Represents each. In FIG. 12, the load corresponding to the boundary between the first operation region A1 and the intermediate operation region A3 is “T1”, and the load corresponding to the boundary between the intermediate operation region A3 and the second operation region A2 is “T2”. In addition to these notations, loads other than T1 and T2 that are threshold values for starting or ending certain control are indicated as “Tx” and “Ty”. Tx corresponds to the first predetermined load according to the present invention, and Ty corresponds to the second predetermined load according to the present invention.

図９に示すように、第１運転領域Ａ１では、インジェクタ１０からの燃料噴射Ｆ１に基づき燃焼室５に形成される混合気をピストン４の圧縮作用により自着火させるＣＩ燃焼が実行される。具体的に、上記第１運転領域Ａ１では、吸気行程中の所定時期にインジェクタ１０から比較的少量の燃料が噴射される（燃料噴射Ｆ１）。すると、この燃料噴射Ｆ１に基づき、燃料と空気（新気）とが混じった均質でリーンな混合気が燃焼室５内に形成される。この混合気は、圧縮行程においてピストン４の圧縮作用により高温、高圧化し、圧縮上死点（圧縮行程と排気行程の間のＴＤＣ）付近で自着火する。そして、このような自着火に基づき、波形Ｑ１に示すような熱発生を伴うＣＩ燃焼が生じる。   As shown in FIG. 9, in the first operation region A <b> 1, CI combustion is performed in which the air-fuel mixture formed in the combustion chamber 5 is self-ignited by the compression action of the piston 4 based on the fuel injection F <b> 1 from the injector 10. Specifically, in the first operation region A1, a relatively small amount of fuel is injected from the injector 10 at a predetermined time during the intake stroke (fuel injection F1). Then, based on this fuel injection F <b> 1, a homogeneous and lean air-fuel mixture in which fuel and air (new air) are mixed is formed in the combustion chamber 5. This air-fuel mixture is increased in temperature and pressure by the compression action of the piston 4 in the compression stroke, and self-ignites near the compression top dead center (TDC between the compression stroke and the exhaust stroke). And based on such self-ignition, CI combustion accompanied by heat generation as shown in waveform Q1 occurs.

上記のような混合気の自着火によるＣＩ燃焼を促進するため、第１運転領域Ａ１では、図９および図１２に示すように、排気弁９の開閉モードが２度開きモードとされ、排気弁９が排気行程だけでなく吸気行程でも開くように切替機構１４ａが制御される。すなわち、排気弁９を吸気行程でも開くことにより、排気ポート７から筒内に排気ガスを逆流させる内部ＥＧＲを実行し、筒内温度を上昇させる。   In order to promote the CI combustion by the self-ignition of the air-fuel mixture as described above, in the first operation region A1, as shown in FIGS. 9 and 12, the open / close mode of the exhaust valve 9 is set to the twice open mode, and the exhaust valve The switching mechanism 14a is controlled so that 9 opens not only in the exhaust stroke but also in the intake stroke. That is, by opening the exhaust valve 9 even during the intake stroke, internal EGR is performed to reversely flow exhaust gas from the exhaust port 7 into the cylinder, thereby increasing the in-cylinder temperature.

また、第１運転領域Ａ１では、図１２に示すように、流通切替弁４５の開度が全開（１００％）に設定される。これにより、各気筒２Ａ〜２Ｄから排出された排気ガスのほとんどがバイパス通路４１，４２，４３を通過し、負圧発生装置３５を迂回してその下流側の排気管４０に流入する。   Further, in the first operation region A1, as shown in FIG. 12, the opening degree of the flow switching valve 45 is set to fully open (100%). As a result, most of the exhaust gas discharged from each of the cylinders 2A to 2D passes through the bypass passages 41, 42, and 43, bypasses the negative pressure generator 35, and flows into the exhaust pipe 40 on the downstream side thereof.

第１運転領域Ａ１での吸気弁８のリフト量ついては、それを変化させるための可変機構１３ａの駆動に基づいて、次のようなパターンで制御される。すなわち、第１運転領域Ａ１の中でも負荷がＴｘ以下になる領域（極低負荷域）では、吸気弁８のリフト量が最低のリフト量に設定される一方、これよりも高負荷側の領域では、負荷が高いほど吸気弁８のリフト量が増大される。これにより、第１運転領域Ａ１において吸気ポート６から筒内に導入される新気の量は、所定負荷Ｔｘ以下のときに最も少なくされ、所定負荷Ｔｘよりも負荷が高くなるほど増大される。一方、内部ＥＧＲにより筒内に導入される排気ガス（内部ＥＧＲガス）の量は、上記新気量の変化とは逆に、所定負荷Ｔｘ以下のときに最も多くされ、所定負荷Ｔｘよりも負荷が高くなるほど低減される。   The lift amount of the intake valve 8 in the first operation region A1 is controlled in the following pattern based on the driving of the variable mechanism 13a for changing the lift amount. That is, in the first operating region A1, in the region where the load is Tx or less (very low load region), the lift amount of the intake valve 8 is set to the minimum lift amount, while in the region on the higher load side than this, As the load increases, the lift amount of the intake valve 8 increases. As a result, the amount of fresh air introduced into the cylinder from the intake port 6 in the first operating region A1 is minimized when it is equal to or lower than the predetermined load Tx, and increases as the load becomes higher than the predetermined load Tx. On the other hand, the amount of exhaust gas (internal EGR gas) introduced into the cylinder by the internal EGR is maximized when it is equal to or less than the predetermined load Tx, contrary to the change in the fresh air amount, and is more than the predetermined load Tx. The higher the value, the lower it.

第１運転領域Ａ１でのＥＧＲ弁５１の開度については、所定負荷Ｔｘ以下の領域で全閉（０％）に設定される一方、これよりも高負荷側の領域では、負荷が高いほど開度が増大される。すなわち、所定負荷Ｔｘ以下の領域でＥＧＲ弁５１が全閉にされることにより、外部ＥＧＲ、つまり排気マニホールド３０に一旦排出された排気ガスをＥＧＲ通路５０を通じて筒内に還流する操作が禁止される。一方、所定負荷Ｔｘよりも高負荷側の領域では、ＥＧＲ弁５１が徐々に開かれることにより、外部ＥＧＲによって還流される排気ガス（外部ＥＧＲガス）の量が徐々に増大される。   The opening of the EGR valve 51 in the first operation region A1 is set to be fully closed (0%) in the region below the predetermined load Tx, while in the region on the higher load side than this, it opens as the load increases. The degree is increased. That is, when the EGR valve 51 is fully closed in a region below the predetermined load Tx, the operation of returning the exhaust gas once discharged to the external EGR, that is, the exhaust manifold 30, into the cylinder through the EGR passage 50 is prohibited. . On the other hand, in the region on the higher load side than the predetermined load Tx, the amount of exhaust gas (external EGR gas) recirculated by the external EGR is gradually increased by gradually opening the EGR valve 51.

スロットル弁２５の開度（スロットル開度）については、第１運転領域Ａ１を含む全ての運転領域（領域Ａ１、Ａ３、Ａ２）において、一律に全開（１００％）に設定される。しかしながら、第１運転領域Ａ１においては、上述した吸気弁８のリフト量の制御や内部ＥＧＲおよび外部ＥＧＲが実行されることにより、新気の量がかなり少なくされ、筒内ガスの大半がＥＧＲガス（内部ＥＧＲガスおよび外部ＥＧＲガス）によって占められる状態がつくり出される。このように、新気以外に大量のＥＧＲガスが筒内に導入されることから、第１運転領域Ａ１では、筒内に充填される全ガス（新気およびＥＧＲガス）の質量を燃料の質量で割った値であるガス空燃比Ｇ／Ｆが、３０以上に設定される。   The opening of the throttle valve 25 (throttle opening) is uniformly set to fully open (100%) in all operation regions (regions A1, A3, A2) including the first operation region A1. However, in the first operation region A1, the amount of fresh air is considerably reduced by controlling the lift amount of the intake valve 8 and the internal EGR and external EGR described above, and most of the in-cylinder gas is EGR gas. A state occupied by (internal EGR gas and external EGR gas) is created. Thus, since a large amount of EGR gas is introduced into the cylinder in addition to fresh air, in the first operation region A1, the mass of all gases (fresh air and EGR gas) filled in the cylinder is set to the mass of fuel. The gas air-fuel ratio G / F that is a value divided by is set to 30 or more.

（ii）中間運転領域Ａ３
上記第１運転領域Ａ１よりも負荷が高い中間運転領域Ａ３では、図１０に示すように、インジェクタ１０からの燃料噴射Ｆ３に基づき燃焼室５に形成される混合気をピストン４の圧縮作用により自着火させるＣＩ燃焼が実行される（波形Ｑ３）。ただし、中間運転領域Ａ３では、相対的に負荷の低い第１運転領域Ａ１のときよりも遅いタイミング、例えば圧縮行程中の所定時期に上記燃料噴射Ｆ３が実行される。このように、第１運転領域Ａ１よりも負荷が高い（よって燃料の噴射量が多い）中間運転領域Ａ３において、燃料噴射のタイミングを遅らせるのは、仮に第１運転領域Ａ１と同様のタイミングで燃料を噴射したとすると、混合気が自着火するタイミングが早くなり過ぎて、異常燃焼や過大な燃焼騒音が生じるおそれがあるためである。 (Ii) Intermediate operation area A3
In the intermediate operation region A3 where the load is higher than the first operation region A1, the air-fuel mixture formed in the combustion chamber 5 based on the fuel injection F3 from the injector 10 is compressed by the compression action of the piston 4 as shown in FIG. CI combustion for igniting is executed (waveform Q3). However, in the intermediate operation region A3, the fuel injection F3 is executed at a timing later than that in the first operation region A1 having a relatively low load, for example, a predetermined time during the compression stroke. As described above, in the intermediate operation region A3 where the load is higher than that in the first operation region A1 (and therefore the fuel injection amount is large), the fuel injection timing is delayed at the same timing as in the first operation region A1. This is because the timing at which the air-fuel mixture self-ignites becomes too early, and abnormal combustion and excessive combustion noise may occur.

上記中間運転領域Ａ３での排気弁９の開閉モードは、図１０および図１２に示すように、上記第１運転領域Ａ１と同じく２度開きモードとされ、排気弁９が排気行程だけでなく吸気行程でも開かれる。これにより、排気ポート７から筒内に排気ガスを逆流させる内部ＥＧＲが実現される。ただし、中間運転領域Ａ３での内部ＥＧＲガスの量（図１２）は、流通切替弁４５の開度制御により、負荷が高くなるほど低減される。   As shown in FIGS. 10 and 12, the open / close mode of the exhaust valve 9 in the intermediate operation region A3 is set to a twice-open mode as in the first operation region A1, and the exhaust valve 9 is not only in the exhaust stroke but also in the intake stroke. It is also opened in the process. Thereby, internal EGR which makes exhaust gas flow back into the cylinder from exhaust port 7 is realized. However, the amount of internal EGR gas in the intermediate operation region A3 (FIG. 12) is reduced as the load increases due to the opening degree control of the flow switching valve 45.

具体的に、上記中間運転領域Ａ３において、流通切替弁４５の開度は、負荷が高くなるほど低減される。これにより、バイパス通路４１，４２，４３に流れる排気ガスの量が減り、独立排気通路３１，３２，３３を通じて負圧発生装置３５に流入する排気ガスの量が増える。このことは、負圧発生装置３５内で生成される負圧を強くし、内部ＥＧＲガスの量を減少させることにつながる。つまり、負圧発生装置３５内の負圧が強くなる（圧力が下がる）と、この負圧が独立排気通路３１，３２，３３を通じて排気ポート７まで及び、排気ガスが下流側に吸引される結果、排気ポート７から筒内へ排気ガスが逆流する現象が起き難くなる。上記中間運転領域Ａ３では、負荷が高くなるほど流通切替弁４５の開度が低減されるので、上記負圧発生装置３５で発生する負圧による排気ガスの吸引作用（エゼクタ効果）が徐々に強められ、その結果として、図１２に示すように、内部ＥＧＲガスの量が徐々に低減される。   Specifically, in the intermediate operation region A3, the opening degree of the flow switching valve 45 is reduced as the load increases. As a result, the amount of exhaust gas flowing through the bypass passages 41, 42, 43 is reduced, and the amount of exhaust gas flowing into the negative pressure generator 35 through the independent exhaust passages 31, 32, 33 is increased. This leads to an increase in the negative pressure generated in the negative pressure generator 35 and a reduction in the amount of internal EGR gas. That is, when the negative pressure in the negative pressure generator 35 increases (the pressure decreases), the negative pressure reaches the exhaust port 7 through the independent exhaust passages 31, 32, 33, and the exhaust gas is sucked downstream. The phenomenon that the exhaust gas flows backward from the exhaust port 7 into the cylinder is less likely to occur. In the intermediate operation region A3, the opening degree of the flow switching valve 45 is reduced as the load increases, so that the exhaust gas suction action (ejector effect) due to the negative pressure generated in the negative pressure generator 35 is gradually strengthened. As a result, as shown in FIG. 12, the amount of internal EGR gas is gradually reduced.

上記中間運転領域Ａ３では、ＥＧＲ弁５１の開度が所定の高開度に設定され、ＥＧＲ通路５０を通じて比較的多くの排気ガスが外部ＥＧＲガスとして筒内に還流される。また、吸気弁８のリフト量が最大となるように可変機構１３ａが制御される。   In the intermediate operation region A3, the opening degree of the EGR valve 51 is set to a predetermined high opening degree, and a relatively large amount of exhaust gas is recirculated into the cylinder as external EGR gas through the EGR passage 50. Further, the variable mechanism 13a is controlled so that the lift amount of the intake valve 8 is maximized.

（iii）第２運転領域Ａ２
上記中間運転領域Ａ３よりも負荷が高くかつエンジンの最高負荷Ｔｍａｘを含む領域に設定された第２運転領域Ａ２では、図１１に示すような制御が実行される。すなわち、圧縮行程の後期のような比較的遅いタイミングでインジェクタ１０から燃料を噴射させ（Ｆ２）、この燃料噴射Ｆ２の後に点火プラグ１１に火花点火ＳＰを行わせることにより、圧縮上死点を少し過ぎたタイミング（膨張行程の初期）から火炎伝播により混合気を燃焼させる制御が実行される。 (Iii) Second operation area A2
The control shown in FIG. 11 is executed in the second operation region A2 set in a region having a higher load than the intermediate operation region A3 and including the maximum engine load Tmax. That is, fuel is injected from the injector 10 at a relatively late timing such as the latter half of the compression stroke (F2), and the spark plug SP is caused to perform spark ignition SP after the fuel injection F2, thereby slightly reducing the compression top dead center. Control is performed to combust the air-fuel mixture by flame propagation from the past timing (initial stage of the expansion stroke).

上記第２運転領域Ａ２で燃料噴射Ｆ２を開始するタイミングは、圧縮行程の後期以降の適宜のタイミングに設定される。また、同領域Ａ２で火花点火ＳＰを実行するタイミングは、上記燃料噴射Ｆ２から所定のクランク角を過ぎた適宜のタイミングに設定される。具体例として、燃料噴射Ｆ２のタイミングはＢＴＤＣ（上死点前）２０〜０°ＣＡのいずれかに設定することができ、火花点火ＳＰのタイミングはＡＴＤＣ（上死点後）０〜２０°ＣＡのいずれかに設定することができる。もちろん、エンジン回転速度が特に高いかまたは低い場合は、ここで例示したクランク角範囲を外れて上記燃料噴射Ｆ２および火花点火ＳＰが行われることもあり得る。ただし、これら噴射および点火の各タイミングは、少なくとも、圧縮行程後期から膨張行程初期にかけた範囲（ＢＴＤＣ６０°ＣＡ〜ＡＴＤＣ６０°ＣＡ）のいずれかには含まれるということができる。   The timing for starting the fuel injection F2 in the second operation region A2 is set to an appropriate timing after the latter stage of the compression stroke. Further, the timing for executing the spark ignition SP in the region A2 is set to an appropriate timing after a predetermined crank angle from the fuel injection F2. As a specific example, the timing of the fuel injection F2 can be set to any one of BTDC (before top dead center) 20 to 0 ° CA, and the timing of the spark ignition SP is ATDC (after top dead center) 0 to 20 ° CA. Can be set to either. Of course, when the engine speed is particularly high or low, the fuel injection F2 and the spark ignition SP may be performed outside the crank angle range exemplified here. However, it can be said that these injection and ignition timings are included in at least one of the ranges (BTDC 60 ° CA to ATDC 60 ° CA) from the latter half of the compression stroke to the early stage of the expansion stroke.

図１２に示すように、上記第２運転領域Ａ２では、少なくとも最高負荷Ｔｍａｘを除き、ＥＧＲ通路５０を通じて排気ガスを筒内に還流させる外部ＥＧＲが実行される。この外部ＥＧＲによって還流される排気ガス（外部ＥＧＲガス）の量は、第２運転領域Ａ２の中でも負荷が高いほど少なく設定される。このため、第２運転領域Ａ２でのＥＧＲ弁５１の開度は、基本的に、負荷が高いほど低減され、最高負荷では全閉（０％）に設定される。   As shown in FIG. 12, in the second operation region A2, external EGR for recirculating exhaust gas into the cylinder through the EGR passage 50 is executed except at least the maximum load Tmax. The amount of exhaust gas (external EGR gas) recirculated by the external EGR is set to be smaller as the load is higher in the second operation region A2. For this reason, the opening degree of the EGR valve 51 in the second operation region A2 is basically reduced as the load is higher, and is fully closed (0%) at the highest load.

また、第２運転領域Ａ２では、基本的に内部ＥＧＲは実行されない。このため、排気弁９の開閉モードは基本的に通常モードとされ、排気弁９が排気行程のみで開弁するように切替機構１４ａが制御される。また、吸気弁８のリフト量が最大となるように可変機構１３ａが制御され、排気行程の終期から吸気行程の初期にかけて吸気弁８と排気弁９とがともに開く期間であるオーバーラップ期間ＯＬ（図１１）が所定量確保される。   In the second operation area A2, the internal EGR is basically not executed. Therefore, the open / close mode of the exhaust valve 9 is basically set to the normal mode, and the switching mechanism 14a is controlled so that the exhaust valve 9 is opened only in the exhaust stroke. Further, the variable mechanism 13a is controlled so that the lift amount of the intake valve 8 is maximized, and an overlap period OL (a period in which both the intake valve 8 and the exhaust valve 9 are opened from the end of the exhaust stroke to the initial stage of the intake stroke is set. A predetermined amount is secured in FIG.

ただし、当実施形態では、図１２に示すように、第２運転領域Ａ２における低負荷側の一部（負荷Ｔ２〜Ｔｙの区間）に限り、少量の内部ＥＧＲガスが導入されるように排気弁９の開閉モードが２度開きモードとされる。このとき、流通切替弁４５の開度は、上記中間運転領域Ａ３と第２運転領域Ａ２との境界（負荷Ｔ２）での値よりもさらに小さくされ、負荷Ｔ２から少し高負荷側に移行した負荷Ｔｙで全閉（０％）に設定される。これにより、各気筒２Ａ〜２Ｄから排出される排気ガスの全てが負圧発生装置３５へと流入させられるので、この負圧発生装置３５の内部で強い負圧が生成される状態がつくり出され、内部ＥＧＲガスの量が実質的にゼロまで低減される。そして、このような状態（内部ＥＧＲを停止した状態）が、エンジンの最高負荷Ｔｍａｘまで継続される。   However, in this embodiment, as shown in FIG. 12, the exhaust valve is introduced so that a small amount of internal EGR gas is introduced only in a part on the low load side (section of loads T2 to Ty) in the second operation region A2. 9 open / close mode is set to the twice open mode. At this time, the opening degree of the flow switching valve 45 is made smaller than the value at the boundary (load T2) between the intermediate operation region A3 and the second operation region A2, and the load has shifted slightly from the load T2 to the high load side. Ty is set to fully closed (0%). As a result, all of the exhaust gas discharged from each of the cylinders 2A to 2D is caused to flow into the negative pressure generator 35, so that a state in which a strong negative pressure is generated inside the negative pressure generator 35 is created. , The amount of internal EGR gas is reduced to substantially zero. And such a state (state which stopped internal EGR) is continued to engine maximum load Tmax.

上記のような外部ＥＧＲおよび内部ＥＧＲの制御が行われる結果、第２運転領域Ａ２での新気の量は、負荷が高いほど増やされて、最高負荷Ｔｍａｘでの運転時には、筒内に導入される実質的に全てのガスが新気とされる。   As a result of the control of the external EGR and the internal EGR as described above, the amount of fresh air in the second operation region A2 is increased as the load is higher, and is introduced into the cylinder during operation at the maximum load Tmax. Substantially all the gas is fresh.

また、上記燃料噴射Ｆ２による噴射量は、筒内の空気過剰率λが１となるような量、つまり、筒内の新気の質量を燃料の質量で割った値が１４．７（理論空燃比）になるような量に設定される。ただし、第２運転領域Ａ２では、上述したように、エンジンの最高負荷を除いて外部ＥＧＲガスが導入される（低負荷側の一部ではさらに内部ＥＧＲガスが導入される）ので、筒内の全ガス質量を燃料の質量で割った値であるガス空燃比Ｇ／Ｆは、１４．７以上になる（図１２）。   The amount of fuel injection F2 is such that the excess air ratio λ in the cylinder is 1, that is, the value obtained by dividing the mass of fresh air in the cylinder by the mass of fuel is 14.7 (theoretical sky). (Fuel ratio). However, in the second operation region A2, as described above, the external EGR gas is introduced except for the maximum load of the engine (the internal EGR gas is further introduced in a part of the low load side). The gas air-fuel ratio G / F, which is a value obtained by dividing the total gas mass by the fuel mass, is 14.7 or more (FIG. 12).

図１１に示すように、上記燃料噴射Ｆ２に基づき形成される理論空燃比（λ＝１）の混合気は、上記燃料噴射Ｆ２の完了から比較的短い期間を空けたタイミングで実行される火花点火ＳＰをきっかけに、通常よりも急速な火炎伝播によって燃焼し始め、波形Ｑ２に示すように、膨張行程のそう遅くない時期までに燃焼を完了させる。以下では、第２運転領域Ａ２で行われるこのようなＳＩ燃焼のことを、「急速リタードＳＩ燃焼」と称する。第２運転領域Ａ２で急速リタードＳＩ燃焼が実現されるしくみは、次のとおりである。   As shown in FIG. 11, the stoichiometric air-fuel ratio (λ = 1) air-fuel mixture formed based on the fuel injection F2 is spark ignition that is executed at a timing that is relatively short after the completion of the fuel injection F2. As a result of the SP, combustion starts by flame propagation that is faster than usual, and combustion is completed by a time that is not so late as the expansion stroke, as shown by the waveform Q2. Hereinafter, such SI combustion performed in the second operation region A2 is referred to as “rapid retarded SI combustion”. The mechanism for realizing the rapid retarded SI combustion in the second operation region A2 is as follows.

図１３は、急速リタードＳＩ燃焼（実線）の場合と、吸気行程中に燃料噴射を実行する従来のＳＩ燃焼（破線）の場合とで、熱発生率（上段）および未燃混合気の反応進行度（下段）がそれぞれどのように異なるかを概念的に示す説明図である。なお、この比較の前提として、エンジンの幾何学的圧縮比はともに１８とする。また、エンジンの負荷および回転速度は同一であり、したがって燃料の噴射量も同一であるものとする。ただし、燃料噴射の圧力は、急速リタードＳＩ燃焼の方が、従来のＳＩ燃焼よりも大幅に高いものとする（例えば前者の噴射圧力が４０ＭＰａで後者の噴射圧力が７ＭＰａ）。   FIG. 13 shows the rate of heat release (upper stage) and the progress of the unburned gas mixture in the case of rapid retarded SI combustion (solid line) and the conventional SI combustion in which fuel injection is performed during the intake stroke (dashed line). It is explanatory drawing which shows notionally how each degree (lower stage) differs. As a precondition for this comparison, the geometric compression ratio of the engine is both 18. Further, it is assumed that the engine load and the rotational speed are the same, and therefore the fuel injection amount is also the same. However, it is assumed that the pressure of fuel injection is significantly higher in the rapid retarded SI combustion than in the conventional SI combustion (for example, the former injection pressure is 40 MPa and the latter injection pressure is 7 MPa).

まず、従来のＳＩ燃焼では、吸気行程中に燃料噴射Ｆ’が実行される。燃焼室５では、その燃料噴射Ｆ’の後、ピストン４が圧縮上死点に至るまでの間に、充分に均質化した混合気が形成される。そして、この例では、圧縮上死点を過ぎた遅めのタイミングで火花点火が実行され、それをきっかけに（所定の着火遅れ時間の後に）、時点θｉｇ’で火炎伝播による燃焼が開始される。その後は、図１３の上段に破線の波形で示すように、燃焼開始時期θｉｇ’から所定期間が経過した時点で熱発生率のピークを迎え、そこからさらに時間が経過した時点θｅｎｄ’で燃焼が完了する。   First, in the conventional SI combustion, the fuel injection F ′ is executed during the intake stroke. In the combustion chamber 5, a sufficiently homogenous mixture is formed after the fuel injection F ′ and before the piston 4 reaches compression top dead center. In this example, spark ignition is executed at a later timing after the compression top dead center, and after that (after a predetermined ignition delay time), combustion by flame propagation is started at time θig ′. . Thereafter, as shown by the broken line waveform in the upper part of FIG. 13, the peak of the heat generation rate is reached when a predetermined period has elapsed from the combustion start timing θig ′, and combustion is started at the time θend ′ when further time has elapsed from there. Complete.

ここで、燃料噴射の開始から燃焼の終了までの間は、未燃混合気が存在し得る期間（未燃混合気の存在期間）ということができる。図１３の下段に破線で示すように、未燃混合気の反応は、上記未燃混合気の存在期間中に徐々に進行する。従来のＳＩ燃焼は、未燃混合気の存在期間が非常に長く、その間、未燃混合気の反応が進行し続けることから、火花点火後の火炎伝播の途中で未燃混合気が自着火する異常燃焼、つまりノッキングが起きてしまうという問題があった。特に、同一のクランク角変化量に対応する実時間が相対的に長くなるエンジンの低回転側では、ピストン４が混合気を圧縮している間に未燃混合気の反応がどんどん進行するため、火花点火に基づく燃焼開始時期θｉｇ’よりも早いタイミングで未燃混合気の反応度が着火しきい値を超えてしまい（つまり火花点火とは関係なく未燃混合気が自着火してしまい）、プリイグニッション（過早着火）を招く結果となってしまう。   Here, the period from the start of fuel injection to the end of combustion can be referred to as a period during which an unburned mixture can exist (an unburned mixture existence period). As shown by the broken line in the lower part of FIG. 13, the reaction of the unburned mixture gradually proceeds during the existence period of the unburned mixture. In conventional SI combustion, the unburned mixture exists for a very long period, and during that time, the reaction of the unburned mixture continues, so the unburned mixture self-ignites during the flame propagation after spark ignition. There was a problem that abnormal combustion, that is, knocking occurred. In particular, on the low speed side of the engine where the real time corresponding to the same crank angle change amount is relatively long, the reaction of the unburned mixture proceeds more and more while the piston 4 compresses the mixture. The reactivity of the unburned mixture exceeds the ignition threshold at a timing earlier than the combustion start timing θig ′ based on the spark ignition (that is, the unburned mixture self-ignites regardless of the spark ignition), This results in pre-ignition.

これに対し、急速リタードＳＩ燃焼では、上述したように、３０ＭＰａ以上という非常に高い噴射圧力で、しかも圧縮行程の後期以降（例えばＢＴＤＣ２０〜０°ＣＡ）という大幅に遅角した期間に燃料が噴射される（燃料噴射Ｆ２）。このような高圧でかつ遅いタイミングの噴射（以下、高圧リタード噴射という）を行うことは、未燃混合気の存在期間を短縮し、異常燃焼を回避することにつながる。   On the other hand, in the rapid retarded SI combustion, as described above, the fuel is injected at a very high injection pressure of 30 MPa or more and at a greatly retarded period after the later stage of the compression stroke (for example, BTDC 20 to 0 ° CA). (Fuel injection F2). Performing such high-pressure and late-time injection (hereinafter referred to as high-pressure retarded injection) shortens the duration of the unburned mixture and avoids abnormal combustion.

すなわち、未燃混合気の存在期間は、図１３に示すように、インジェクタ１０からの燃料噴射に要する期間（（Ａ）噴射期間）と、噴射終了後、点火プラグ１１の周りに可燃混合気が形成されるまでの期間（（Ｂ）混合気形成期間）と、点火によって開始された燃焼が終了するまでの期間（（Ｃ）燃焼期間）とを足し合わせた時間、つまり、（Ａ）＋（Ｂ）＋（Ｃ）である。高圧リタード噴射は、単位時間あたりの噴射量を増大させ、燃料の気化に要する時間を短縮し、さらには燃料噴射に基づく乱流エネルギーを増大させるので、（Ａ）噴射期間、（Ｂ）混合気形成期間、および（Ｃ）燃焼期間をそれぞれ短縮する。これにより、未燃混合気の存在期間が大幅に短縮されるので、圧縮比が高くしかも負荷の高い条件下であっても、未燃混合気の反応進行度が燃焼終了時期までに着火しきい値を越えることがないよう反応の進行が抑制され、異常燃焼が回避される。しかも、急速リタードＳＩ燃焼では、燃焼期間（Ｃ）が大幅に短縮されることから、たとえ火花点火に基づく燃焼開始時期θｉｇが、図１３の例のように圧縮上死点からある程度遅れたタイミング（膨張行程初期）に設定されていたとしても、その後に生じる燃焼が緩慢化することがなく、熱効率および出力トルクが良好に維持される。   That is, as shown in FIG. 13, the existence period of the unburned mixture includes a period required for fuel injection from the injector 10 ((A) injection period) and a combustible mixture around the spark plug 11 after the end of the injection. The sum of the period until formation ((B) mixture formation period) and the period until combustion started by ignition ((C) combustion period), that is, (A) + ( B) + (C). The high-pressure retarded injection increases the injection amount per unit time, shortens the time required for fuel vaporization, and further increases the turbulent energy based on the fuel injection. Therefore, (A) the injection period, (B) the air-fuel mixture The formation period and (C) the combustion period are shortened. As a result, the duration of the unburned mixture is greatly shortened, so that even if the compression ratio is high and the load is high, the reaction progress of the unburned mixture is ignited by the end of combustion. The progress of the reaction is suppressed so as not to exceed the value, and abnormal combustion is avoided. Moreover, in the rapid retarded SI combustion, the combustion period (C) is greatly shortened, so that the combustion start timing θig based on spark ignition is delayed to some extent from the compression top dead center as shown in the example of FIG. Even if it is set to the initial stage of the expansion stroke, the subsequent combustion does not slow down, and the thermal efficiency and output torque are maintained well.

（４）作用等
以上説明したとおり、当実施形態では、ガソリンを含有する燃料により駆動される多気筒ガソリンエンジンにおいて、次のような特徴的な構成を採用した。 (4) Operation etc. As described above, in the present embodiment, the following characteristic configuration is adopted in the multi-cylinder gasoline engine driven by the fuel containing gasoline.

上記エンジンの排気マニホールド３０は、１つの気筒（２Ａまたは２Ｄ）もしくは排気順序が連続しない複数の気筒（２Ｂおよび２Ｃ）の各排気ポート７に上流端部が接続された複数の独立排気通路３１，３２，３３と、各独立排気通路３１，３２，３３の下流端部どうしが独立状態を維持したまま互いに近接するように束ねられた集約部３４と、集約部３４の下流側に設けられ、各独立排気通路３１，３２，３３の下流端部から排気ガスが噴出されるのに伴い負圧が発生するように先細り状に形成されたノズル部３６を含む負圧発生装置３５と、上記各独立排気通路３１，３２，３３の途中部から分岐して延びるとともに下流側で合流し、かつ上記負圧発生装置３５より下流側の排気通路（排気管４０）とバイパス下流部４４を介して連通するバイパス通路４１，４２，４３と、上記各バイパス通路４１，４２，４３に設けられた開閉可能な流通切替弁４５とを有する。   The exhaust manifold 30 of the engine includes a plurality of independent exhaust passages 31 each having an upstream end connected to each exhaust port 7 of one cylinder (2A or 2D) or a plurality of cylinders (2B and 2C) whose exhaust order is not continuous. 32, 33, an aggregation portion 34 bundled so that the downstream end portions of the independent exhaust passages 31, 32, 33 are close to each other while maintaining an independent state, and provided downstream of the aggregation portion 34, A negative pressure generator 35 including a nozzle portion 36 formed in a tapered shape so that a negative pressure is generated as exhaust gas is ejected from the downstream ends of the independent exhaust passages 31, 32, 33; The exhaust passages 31, 32, and 33 are branched from the middle portion of the exhaust passages 31, extend and merge downstream, and communicate with the exhaust passage (exhaust pipe 40) downstream of the negative pressure generator 35 via the bypass downstream portion 44. With that the bypass passage 41, 42, 43, and openable flow switching valve 45 provided on the respective bypass passages 41, 42 and 43.

上記エンジンの負荷が相対的に低い第１運転領域Ａ１では、混合気の自着火による燃焼であるＣＩ燃焼が行われる。また、この第１運転領域Ａ１では、排気弁９が排気行程だけでなく吸気行程でも開くように切替機構１４ａが制御されるとともに（２度開きモード）、各気筒２Ａ〜２Ｄからの排気ガスがバイパス通路４１，４２，４３を通って負圧発生装置３５を迂回するように上記流通切替弁４５が開弁される。   In the first operation region A1 where the load on the engine is relatively low, CI combustion, which is combustion by self-ignition of the air-fuel mixture, is performed. In the first operation region A1, the switching mechanism 14a is controlled so that the exhaust valve 9 opens not only in the exhaust stroke but also in the intake stroke (twice-open mode), and the exhaust gas from each of the cylinders 2A to 2D flows. The flow switching valve 45 is opened so as to bypass the negative pressure generator 35 through the bypass passages 41, 42, 43.

さらに、第１運転領域Ａ１のうち所定負荷Ｔｘ（第１所定負荷）よりも高負荷側では、吸気弁８用の可変機構１３ａ（吸気量調整手段）の駆動により吸気弁８のリフト量が負荷が高いほど増大されることにより、新気の量が徐々に増大される。   Further, on the higher load side than the predetermined load Tx (first predetermined load) in the first operation region A1, the lift amount of the intake valve 8 is loaded by the drive of the variable mechanism 13a (intake amount adjusting means) for the intake valve 8. The amount of fresh air is gradually increased by increasing the amount of air.

一方、上記第１運転領域Ａ１よりも負荷の高い第２運転領域Ａ２では、火花点火による強制燃焼であるＳＩ燃焼が行われる。このとき、流通切替弁４５の開度は、上記第１運転領域Ａ１のときよりも低減され、特に第２運転領域Ａ２における所定負荷Ｔｙ（第２所定負荷）よりも高負荷側では、各気筒２Ａ〜２Ｄからの排気ガスが全て負圧発生装置３５を通るように、流通切替弁４５の開度が全閉（０％）に設定されるとともに、排気弁９が排気行程のみで開くように切替機構１４ａが制御される（通常モード）。   On the other hand, in the second operation region A2 having a higher load than the first operation region A1, SI combustion, which is forced combustion by spark ignition, is performed. At this time, the opening degree of the flow switching valve 45 is reduced as compared with that in the first operation region A1, and in particular, on the higher load side than the predetermined load Ty (second predetermined load) in the second operation region A2, each cylinder. The opening degree of the flow switching valve 45 is set to be fully closed (0%) so that all the exhaust gas from 2A to 2D passes through the negative pressure generator 35, and the exhaust valve 9 is opened only by the exhaust stroke. The switching mechanism 14a is controlled (normal mode).

以上のような構成を具備する当実施形態の多気筒ガソリンエンジンによれば、低負荷域でＣＩ燃焼を行う際に着火性を確保しつつ適当量の新気を確保し、さらに高負荷域でＳＩ燃焼を行う際には異常燃焼を防止することができる。   According to the multi-cylinder gasoline engine of the present embodiment having the above-described configuration, an appropriate amount of fresh air is ensured while ensuring ignitability when performing CI combustion in a low load region, and further in a high load region. Abnormal combustion can be prevented when performing SI combustion.

すなわち、上記実施形態では、相対的に負荷の低い第１運転領域Ａ１において、排気弁９が２度開きモード（排気行程に加えて吸気行程でも開弁させるモード）で駆動されることにより、各気筒２Ａ〜２Ｄの排気ポート７から筒内（燃焼室５）に高温の排気ガスが逆流する内部ＥＧＲが実現され、筒内温度の上昇が図られる。これにより、負荷が低く混合気の着火性が厳しい第１運転領域Ａ１において、混合気の自着火を促進し、適正なＣＩ燃焼を引き起こすことができる。しかも、上記第１運転領域Ａ１では、各気筒２Ａ〜２Ｄからの排気ガスがバイパス通路４１，４２，４３を通る（負圧発生装置３５を迂回する）ように排気ガスの流通が切り替えられるため、負圧発生装置３５で生じる負圧に伴うエゼクタ効果（排気ガスの下流側への吸引効果）が無効化される結果、ある気筒からブローダウンガス（排気弁９の開弁直後に勢いよく排出される排気ガス）が排出されたときには、このブローダウンガスによる大きな正圧が、排気順序が１つ前の先行気筒の排気ポート７に作用して排気ガスの排出を阻害するようになる（排気干渉）。上記実施形態では、あえてこのような排気干渉をつくり出した上で、排気弁９を２度開きモードで駆動することにより、排気ポート７から筒内に多量の排気ガスを逆流させて、内部ＥＧＲガスの量を増大させることができる。このことは、筒内温度の上昇に有利となり、混合気の自着火促進につながるので、低負荷域でのＣＩ燃焼をより確実に引き起こすことができる。   That is, in the above embodiment, in the first operation region A1 having a relatively low load, the exhaust valve 9 is driven in the twice opening mode (a mode in which the intake stroke is opened in addition to the exhaust stroke). Internal EGR in which high-temperature exhaust gas flows backward from the exhaust ports 7 of the cylinders 2A to 2D into the cylinder (combustion chamber 5) is realized, thereby increasing the in-cylinder temperature. As a result, in the first operation region A1 where the load is low and the ignitability of the air-fuel mixture is severe, the self-ignition of the air-fuel mixture can be promoted and appropriate CI combustion can be caused. Moreover, in the first operation region A1, the flow of exhaust gas is switched so that the exhaust gas from each of the cylinders 2A to 2D passes through the bypass passages 41, 42, and 43 (bypassing the negative pressure generator 35). As a result of invalidating the ejector effect (suction effect of exhaust gas downstream) caused by the negative pressure generated by the negative pressure generator 35, blowdown gas (exhaust gas immediately after the exhaust valve 9 is opened) is exhausted vigorously. When the exhaust gas is discharged, the large positive pressure due to the blow-down gas acts on the exhaust port 7 of the preceding cylinder in the previous exhaust sequence and inhibits exhaust gas discharge (exhaust interference). ). In the embodiment described above, such exhaust interference is intentionally generated, and then the exhaust valve 9 is driven twice in the open mode, so that a large amount of exhaust gas flows backward from the exhaust port 7 into the cylinder, and the internal EGR gas. The amount of can be increased. This is advantageous for increasing the in-cylinder temperature and promoting self-ignition of the air-fuel mixture, so that CI combustion can be more reliably caused in a low load region.

上記排気干渉等について図１４を用いてより具体的に説明する。図１４はある特定の気筒の排気ポート７の圧力が負圧発生装置３５の迂回の有無によってどの程度変わるかを説明するための図であり、実線の波形Ｐ１が負圧発生装置３５を迂回した場合（流通切替弁４５を全開にした場合）の圧力を、一点鎖線の波形Ｐ２が負圧発生装置３５を迂回しなかった場合（流通切替弁４５を全閉にした場合）の圧力を示している。本図に示すように、排気ガスが負圧発生装置３５を迂回するように流通切替弁４５を全開にした場合には（波形Ｐ１）、上記特定の気筒の排気行程が終了する付近（ＴＤＣの近傍）で、排気順序が１つ後の後続気筒からのブローダウンガスによる正圧が排気ポート７に到達することにより、排気ポート７の圧力が再び増大している。例えば、図１４のグラフが１番気筒２Ａの排気ポート７の圧力を示しているとすると、この１番気筒２Ａの排気行程の終了間際に、１番気筒２Ａよりも排気順序が１つ後の３番気筒２Ｃからのブローダウンガスによる正圧が、独立排気通路３２→バイパス通路４２→バイパス通路４１→独立排気通路３１の順に通って音速で第１気筒２Ａの排気ポート７に到達することにより、排気ポート７の圧力が再び増大する（排気干渉）。   The exhaust interference and the like will be described more specifically with reference to FIG. FIG. 14 is a diagram for explaining how much the pressure at the exhaust port 7 of a specific cylinder changes depending on whether or not the negative pressure generator 35 is bypassed. The solid line waveform P1 bypasses the negative pressure generator 35. The pressure in the case (when the flow switching valve 45 is fully opened), and the pressure when the dashed line waveform P2 does not bypass the negative pressure generator 35 (when the flow switching valve 45 is fully closed). Yes. As shown in this figure, when the flow switching valve 45 is fully opened so that the exhaust gas bypasses the negative pressure generator 35 (waveform P1), the vicinity of the exhaust stroke of the specific cylinder ends (TDC In the vicinity), when the positive pressure due to the blowdown gas from the succeeding cylinder after the next exhaust order reaches the exhaust port 7, the pressure of the exhaust port 7 increases again. For example, if the graph of FIG. 14 shows the pressure of the exhaust port 7 of the first cylinder 2A, the exhaust order is one order after the first cylinder 2A just before the end of the exhaust stroke of the first cylinder 2A. The positive pressure due to the blowdown gas from the third cylinder 2C passes through the independent exhaust passage 32 → the bypass passage 42 → the bypass passage 41 → the independent exhaust passage 31 in this order and reaches the exhaust port 7 of the first cylinder 2A at the speed of sound. The pressure of the exhaust port 7 increases again (exhaust interference).

これに対し、波形Ｐ２のように、排気ガスが負圧発生装置３５に流入するように流通切替弁４５を全閉にした場合には、上記特定の気筒の排気行程が終了する付近（ＴＤＣの近傍）で、排気順序が１つ後の後続気筒からのブローダウンガスに基づき負圧発生装置３５で発生した負圧が排気ポート７に到達することにより、排気ポート７の圧力が低下して負圧に転じている。例えば、１番気筒２Ａよりも排気順序が１つ後の３番気筒２Ｃからのブローダウンガスが独立排気通路３２を通じて負圧発生装置３５に流入したとすると、これによって同装置３５内で強い負圧が発生するので、この負圧が独立排気通路３１を遡って１番気筒２Ａの排気ポート７に到達することにより、同気筒２Ａの排気ポート７の圧力が、排気行程の終了時付近から負圧に転じる。   On the other hand, when the flow switching valve 45 is fully closed so that the exhaust gas flows into the negative pressure generator 35 as shown in the waveform P2, the exhaust stroke of the specific cylinder is near the end (TDC In the vicinity), the negative pressure generated in the negative pressure generator 35 based on the blow-down gas from the succeeding cylinder after the next exhaust sequence reaches the exhaust port 7, so that the pressure of the exhaust port 7 decreases and becomes negative. It has turned to pressure. For example, if blowdown gas from the third cylinder 2C, which is one after the first cylinder 2A in the exhaust order, flows into the negative pressure generator 35 through the independent exhaust passage 32, a strong negative pressure is generated in the apparatus 35. Since the pressure is generated, the negative pressure travels back through the independent exhaust passage 31 and reaches the exhaust port 7 of the first cylinder 2A, so that the pressure of the exhaust port 7 of the cylinder 2A becomes negative from around the end of the exhaust stroke. Turn to pressure.

このように、排気ガスを負圧発生装置３５に流入させるか迂回させるかによって、排気行程の終了時付近の排気ポート７の圧力を大きく（図１４の高さＨの分だけ）変化させられるということが分かる。このことを利用して、上記実施形態では、比較的負荷の低い第１運転領域Ａ１において、排気ガスが負圧発生装置３５を迂回するように流通切替弁４５を開弁し、それに伴い排気干渉をあえて起こす（つまり排気ポート７の圧力を故意に高くする）ことにより、大量の内部ＥＧＲガスが確保されるようにした。   In this way, the pressure of the exhaust port 7 near the end of the exhaust stroke can be greatly changed (by the height H in FIG. 14) depending on whether the exhaust gas flows into the negative pressure generator 35 or is bypassed. I understand that. By utilizing this fact, in the above embodiment, in the first operating region A1 with a relatively low load, the flow switching valve 45 is opened so that the exhaust gas bypasses the negative pressure generator 35, and accordingly, the exhaust interference occurs. A large amount of internal EGR gas is secured by intentionally raising the pressure (that is, intentionally increasing the pressure of the exhaust port 7).

なお、単に内部ＥＧＲガスの量を増やすだけであれば、吸気行程中に開弁する排気弁９のリフト量を極端に大きくすることによっても実現は可能である。しかしながら、排気弁９のリフト量を大きくし過ぎると、切替機構１４ａが大型化し、機械抵抗が増大するなどの問題がある。これに対し、排気干渉を利用して内部ＥＧＲガスの量を増やすようにした上記の構成は、このような問題をもクリアすることができる。   If the amount of the internal EGR gas is simply increased, it can be realized by extremely increasing the lift amount of the exhaust valve 9 that opens during the intake stroke. However, if the lift amount of the exhaust valve 9 is too large, there is a problem that the switching mechanism 14a is enlarged and the mechanical resistance is increased. On the other hand, the above-described configuration in which the amount of internal EGR gas is increased by utilizing the exhaust interference can clear such a problem.

加えて、上記実施形態では、第１運転領域Ａ１において負荷が所定負荷Ｔｘよりも高くなった場合に、負荷が高いほど新気の量が増えるように吸気弁８のリフト量が増大されるので、相対的に負荷が高くなって必要な新気の量が増えたときに、これに合わせて新気の量を徐々に増大させつつ内部ＥＧＲガスの量を減らすことができる。これにより、内部ＥＧＲガスの量と新気量との割合を負荷に応じて適正に調整することができ、ポンピングロスの低減を図りながら適正なエンジントルクを確保することができる。   In addition, in the above embodiment, when the load becomes higher than the predetermined load Tx in the first operation region A1, the lift amount of the intake valve 8 is increased so that the amount of fresh air increases as the load increases. When the load becomes relatively high and the amount of necessary fresh air increases, the amount of internal EGR gas can be reduced while gradually increasing the amount of fresh air accordingly. As a result, the ratio between the amount of internal EGR gas and the amount of fresh air can be adjusted appropriately according to the load, and an appropriate engine torque can be ensured while reducing the pumping loss.

一方、上記第１運転領域Ａ１よりも負荷の高い第２運転領域Ａ２では、流通切替弁４５の開度が第１運転領域Ａ１のときよりも低減されるので、バイパス通路４１，４２，４３を通る排気ガスの量が減少するとともに負圧発生装置３５に流入する排気ガスの量が増えることになる。これにより、負圧発生装置３５で発生する負圧に基づくエゼクタ効果により排気ガスが下流側に吸い出され、筒内の掃気（筒内に残留する高温の排気ガスを排気ポート７に排出すること）が図られる。そして、このように筒内の掃気性が確保された状態で、火花点火によるＳＩ燃焼が実行されるため、例えば火花点火のタイミングを極端に遅くするなどの措置を採らなくても、異常燃焼を伴わない適正な燃焼を実現することができ、異常燃焼を防止しつつ高い熱効率を得ることができる。   On the other hand, in the second operation region A2 having a higher load than the first operation region A1, the opening degree of the flow switching valve 45 is reduced as compared with that in the first operation region A1, so that the bypass passages 41, 42, and 43 are opened. As the amount of exhaust gas passing through decreases, the amount of exhaust gas flowing into the negative pressure generator 35 increases. As a result, exhaust gas is sucked downstream by the ejector effect based on the negative pressure generated by the negative pressure generator 35, and scavenging in the cylinder (high temperature exhaust gas remaining in the cylinder is discharged to the exhaust port 7). ) Is planned. And since SI combustion by spark ignition is executed in such a state in which scavenging in the cylinder is ensured, abnormal combustion can be performed without taking measures such as extremely slowing the timing of spark ignition, for example. Appropriate combustion without being accompanied can be realized, and high thermal efficiency can be obtained while preventing abnormal combustion.

特に、上記第２運転領域Ａ２における所定負荷Ｔｙよりも高負荷側では、排気弁９の開閉モードが通常モードに切り換えられて内部ＥＧＲが禁止されるとともに、流通切替弁４５が全閉にされて実質的に全ての排気ガスが負圧発生装置３５に流入させられるため、負圧発生装置３５で強い負圧が発生し、この負圧が各気筒２Ａ〜２Ｄの排気ポート７に到達して排気ガスの下流側への吸い出し（エゼクタ効果）が促進されることにより、筒内に高温の排気ガスが残留することが効果的に防止され、より一層の掃気が図られる。   In particular, on the higher load side than the predetermined load Ty in the second operation region A2, the open / close mode of the exhaust valve 9 is switched to the normal mode, the internal EGR is prohibited, and the flow switching valve 45 is fully closed. Since substantially all the exhaust gas is caused to flow into the negative pressure generator 35, a strong negative pressure is generated in the negative pressure generator 35, and this negative pressure reaches the exhaust ports 7 of the respective cylinders 2A to 2D and exhausts the exhaust gas. By facilitating the suction (ejector effect) of the gas to the downstream side, it is effectively prevented that hot exhaust gas remains in the cylinder, and further scavenging is achieved.

しかも、上記実施形態では、第２運転領域Ａ２において、排気行程の終期から吸気行程の初期にかけて吸気弁８と排気弁９とがともに開く期間であるオーバーラップ期間ＯＬ（図１１）が確保されるようになっているので、上記のように負圧発生装置３５で生じた負圧が上記オーバーラップ期間ＯＬ中に排気ポート７に到達することで、吸気ポート６から排気ポート７へと吹き抜ける流れが生じ、掃気がより一層促進される。   Moreover, in the above-described embodiment, in the second operation region A2, an overlap period OL (FIG. 11), which is a period during which both the intake valve 8 and the exhaust valve 9 are opened, is ensured from the end of the exhaust stroke to the initial stage of the intake stroke. As described above, when the negative pressure generated in the negative pressure generator 35 reaches the exhaust port 7 during the overlap period OL as described above, there is a flow that blows through from the intake port 6 to the exhaust port 7. And scavenging is further promoted.

また、上記実施形態では、相対的に負荷の高い第２運転領域Ａ２のうち、所定負荷Ｔｙよりも低負荷側の領域に限っては、排気弁９が２度開きモードで駆動される。このような構成によれば、第２運転領域Ａ２に移行したところで急激に内部ＥＧＲガスの量が減少することが避けられ（図１２参照）、燃焼が不安定化するのを効果的に防止することができる。   In the above embodiment, the exhaust valve 9 is driven in the twice-open mode only in the region on the lower load side than the predetermined load Ty in the second operation region A2 having a relatively high load. According to such a configuration, it is avoided that the amount of internal EGR gas suddenly decreases when the operation is shifted to the second operation region A2 (see FIG. 12), and the combustion is effectively prevented from becoming unstable. be able to.

また、上記実施形態では、ＥＧＲクーラ５２およびＥＧＲ弁５１が装備されたＥＧＲ通路５０が、排気マニホールド３０と吸気マニホールド２０との間に設けられるとともに、上記第１運転領域Ａ１内の所定負荷Ｔｘよりも負荷が低いときにＥＧＲ弁５１が全閉にされ、所定負荷Ｔｘよりも負荷が高いときに（ただし最高負荷Ｔｍａｘのときを除いて）ＥＧＲ弁５１が開弁される。このような構成によれば、所定負荷Ｔｘよりも負荷が高くなって内部ＥＧＲガスが減少するのに伴い、ＥＧＲクーラ５２で冷却された低温の排気ガス（外部ＥＧＲガス）を筒内に導入することができ、筒内温度が過度に上昇するのを防止しつつ、ポンピングロスを効果的に低減することができる。   In the above embodiment, the EGR passage 50 equipped with the EGR cooler 52 and the EGR valve 51 is provided between the exhaust manifold 30 and the intake manifold 20, and from the predetermined load Tx in the first operation region A1. The EGR valve 51 is fully closed when the load is low, and the EGR valve 51 is opened when the load is higher than the predetermined load Tx (except at the maximum load Tmax). According to such a configuration, as the load becomes higher than the predetermined load Tx and the internal EGR gas decreases, the low-temperature exhaust gas (external EGR gas) cooled by the EGR cooler 52 is introduced into the cylinder. It is possible to effectively reduce the pumping loss while preventing the in-cylinder temperature from rising excessively.

ここで、仮に、ＥＧＲクーラ５２をバイパスする通路をＥＧＲ通路５０に設けた場合には、そのバイパス通路を用いて高温の排気ガスを還流することができるので、排気弁９を２度開きモードで駆動する内部ＥＧＲは必ずしも必要でなくなる。しかしながら、この場合は、ＥＧＲクーラ５２をバイパスする通路を開閉する弁を設ける必要が生じる。この弁は、非常に高い温度の排気ガスに晒されるので、故障が起き易く、信頼性の面で問題がある。これに対し、上記実施形態では、外部ＥＧＲガスは全てＥＧＲクーラ５２を通過するので、ＥＧＲ弁５１の信頼性を充分に高めることができる。   Here, if a passage that bypasses the EGR cooler 52 is provided in the EGR passage 50, the exhaust gas 9 can be recirculated using the bypass passage, so the exhaust valve 9 can be opened twice. The internal EGR to be driven is not always necessary. However, in this case, it is necessary to provide a valve that opens and closes a passage that bypasses the EGR cooler 52. Since this valve is exposed to very high temperature exhaust gas, it is prone to failure and is problematic in terms of reliability. On the other hand, in the above embodiment, since all the external EGR gas passes through the EGR cooler 52, the reliability of the EGR valve 51 can be sufficiently increased.

また、上記実施形態では、第１運転領域Ａ１と第２運転領域Ａ２との間に、ＣＩ燃焼（混合気の自着火による燃焼）が行われる中間運転領域Ａ３が設定され、この中間運転領域Ａ３では、排気弁９の開閉モードが２度開きモードに設定されるとともに、負荷が高いほど流通切替弁４５の開度が低減される。このような構成によれば、低負荷側の第１運転領域Ａ１よりも負荷が高く混合気が比較的自着火し易い中間運転領域Ａ３において、流通切替弁４５の開度制御により負圧発生装置３５に流入する排気ガスの量が調節されることにより、負圧発生装置３５で生じる負圧に基づく排気ガスの吸い出し作用（エゼクタ効果）を、負荷が高くなるほど増強し、それに伴い内部ＥＧＲ量を減少させることができる。これにより、負荷が中間的な値となる上記中間運転領域Ａ３において、着火性に応じた適当量の内部ＥＧＲガスを導入することができ、適正なＣＩ燃焼を行わせることができる。   Moreover, in the said embodiment, intermediate | middle operation area | region A3 in which CI combustion (combustion by the self-ignition of air-fuel | gaseous mixture) is performed is set between 1st operation area | region A1 and 2nd operation area | region A2, This intermediate | middle operation area | region A3. Then, the opening / closing mode of the exhaust valve 9 is set to the double opening mode, and the opening degree of the flow switching valve 45 is reduced as the load increases. According to such a configuration, the negative pressure generating device is controlled by opening control of the flow switching valve 45 in the intermediate operation region A3 where the load is higher than the first operation region A1 on the low load side and the air-fuel mixture is relatively easy to self-ignite. By adjusting the amount of exhaust gas flowing into the exhaust gas 35, the exhaust gas suction action (ejector effect) based on the negative pressure generated in the negative pressure generator 35 is enhanced as the load increases, and the internal EGR amount is accordingly increased. Can be reduced. Thereby, in the intermediate operation region A3 where the load becomes an intermediate value, an appropriate amount of internal EGR gas corresponding to the ignitability can be introduced, and appropriate CI combustion can be performed.

また、上記実施形態では、第１運転領域Ａ１でのガス空燃比Ｇ／Ｆ（筒内の全ガス質量を燃料の質量で割った値）が、上記第２運転領域Ａ２および中間運転領域Ａ３でのＧ／Ｆよりも大きい値である３０以上に設定される。このような構成によれば、相対的に負荷が低い第１運転領域Ａ１でＥＧＲガスや新気を含む多量のガスを筒内に導入することにより、低負荷運転時のポンピングロスを効果的に低減できるとともに、中間運転領域Ａ３や第２運転領域Ａ２のように相対的に負荷の高い領域での運転時には、相対的に燃料リッチな条件とすることにより、負荷に応じた高いトルクを確保することができる。   In the above embodiment, the gas air-fuel ratio G / F (the value obtained by dividing the total gas mass in the cylinder by the mass of fuel) in the first operation region A1 is the second operation region A2 and the intermediate operation region A3. It is set to 30 or more, which is a value larger than G / F. According to such a configuration, a large amount of gas containing EGR gas and fresh air is introduced into the cylinder in the first operation region A1 where the load is relatively low, thereby effectively reducing the pumping loss during low load operation. It can be reduced, and at the time of operation in a relatively high load region such as the intermediate operation region A3 or the second operation region A2, a high torque corresponding to the load is ensured by setting a relatively fuel-rich condition. be able to.

また、上記実施形態では、第１運転領域Ａ１において、吸気行程中の燃料噴射Ｆ１に基づくＣＩ燃焼が行われる一方、第２運転領域Ａ２では、燃料噴射Ｆ２と火花点火ＳＰとが圧縮行程後期から膨張行程初期にかけて実行され、それに基づいてＳＩ燃焼が行われる。このような構成によれば、相対的に負荷の低い第１運転領域Ａ１で、吸気行程中の燃料噴射Ｆ１に基づく均質な混合気をＣＩ燃焼させて高い熱効率を得ることができる。一方、高負荷側の第２運転領域Ａ２では、圧縮行程の後期以降という遅めのタイミングで燃料噴射Ｆ２と火花点火ＳＰとが実行されるため、圧縮上死点を過ぎて筒内温度・圧力がある程度低下してから混合気が火炎伝播により燃焼（ＳＩ燃焼）する。このため、低負荷域でのＣＩ燃焼実現のために仮にエンジンの幾何学的圧縮比がかなり高く（例えば当実施形態のように１６以上に）設定されたとしても、高負荷域で起き易い異常燃焼を確実に回避することができる。   Further, in the above embodiment, CI combustion based on the fuel injection F1 during the intake stroke is performed in the first operation region A1, while in the second operation region A2, the fuel injection F2 and the spark ignition SP are from the later stage of the compression stroke. It is executed during the initial stage of the expansion stroke, and SI combustion is performed based on this. According to such a configuration, high thermal efficiency can be obtained by CI combustion of the homogeneous air-fuel mixture based on the fuel injection F1 during the intake stroke in the first operation region A1 having a relatively low load. On the other hand, in the second operating region A2 on the high load side, the fuel injection F2 and the spark ignition SP are executed at a later timing after the later stage of the compression stroke. After a certain decrease, the air-fuel mixture burns by flame propagation (SI combustion). For this reason, even if the geometric compression ratio of the engine is set to be considerably high (for example, 16 or more as in the present embodiment) in order to realize CI combustion in the low load region, an abnormality that is likely to occur in the high load region. Combustion can be avoided reliably.

特に、上記実施形態では、３０ＭＰａ以上という高い噴射圧力によって燃料を噴射することが可能なインジェクタ１０を用いているため、上記第２運転領域Ａ２で行われるＳＩ燃焼の燃焼速度を早めることができる（急速リタードＳＩ燃焼）。したがって、プリイグニッションやノッキングといった異常燃焼の発生を確実に回避しながら、燃焼期間の短い熱効率に優れた燃焼を実現することができる。   In particular, in the above embodiment, since the injector 10 capable of injecting fuel with a high injection pressure of 30 MPa or more is used, the combustion speed of SI combustion performed in the second operation region A2 can be increased ( Rapid retarded SI combustion). Therefore, it is possible to realize combustion with excellent thermal efficiency with a short combustion period while reliably avoiding abnormal combustion such as pre-ignition and knocking.

なお、上記実施形態では、吸気弁８のリフト量を可変にする可変機構１３ａを、筒内に導入される新気の量を調整するための吸気量調整手段として用いたが、吸気量調整手段は、新気量を調整できるものであればよく、上記のような可変機構１３ａに限られない。例えば、上記実施形態とは異なり、スロットル弁２５を開閉操作して吸気管２３の流通面積を変更するようにすれば、このスロットル弁２５を吸気量調整手段として用いることができる。   In the above embodiment, the variable mechanism 13a that makes the lift amount of the intake valve 8 variable is used as the intake air amount adjusting means for adjusting the amount of fresh air introduced into the cylinder. Is not limited to the variable mechanism 13a as described above, as long as the amount of fresh air can be adjusted. For example, unlike the above embodiment, if the flow area of the intake pipe 23 is changed by opening and closing the throttle valve 25, the throttle valve 25 can be used as the intake air amount adjusting means.

また、上記実施形態では、各独立排気通路３１，３２，３３の下流端部を、円を３等分したような扇型の断面を有するように形成し、このような断面形状の各下流端部を束ねて全体としてほぼ円形の集約部３４を形成したが、上記各独立排気通路３１，３２，３３の下流端部を並列に近接配置して束ねるようにしてもよい。   Moreover, in the said embodiment, the downstream end part of each independent exhaust passage 31,32,33 is formed so that it may have a fan-shaped cross section which divided the circle into three equal parts, and each downstream end of such a cross-sectional shape However, the downstream end portions of the independent exhaust passages 31, 32, 33 may be arranged close to each other in parallel to be bundled.

また、上記実施形態では、排気順序が連続しない２つの気筒（２番気筒２Ｂおよび３番気筒２Ｃ）の排気ポート７に、上流側が二股状に分岐した独立排気通路３２を接続し、他の気筒（１番気筒２Ａまたは４番気筒２Ｄ）の排気ポート７に単管状の独立排気通路３１，３３を接続したが、４つの気筒２Ａ〜２Ｄの排気ポート７の全てに、独立排気通路３１，３３と同様の単管状の通路を接続し、これらの独立排気通路の各下流端部を束ねて集約部を形成してもよい。   Further, in the above-described embodiment, the independent exhaust passage 32 branched in a bifurcated shape on the upstream side is connected to the exhaust port 7 of two cylinders (second cylinder 2B and third cylinder 2C) whose exhaust order is not continuous. The single tubular independent exhaust passages 31 and 33 are connected to the exhaust port 7 of the first cylinder 2A or the fourth cylinder 2D, but the independent exhaust passages 31 and 33 are connected to all the exhaust ports 7 of the four cylinders 2A to 2D. A single tubular passage similar to the above may be connected, and the respective downstream end portions of these independent exhaust passages may be bundled to form an aggregation portion.

１ エンジン本体
２Ａ〜２Ｄ 気筒
７ 排気ポート
９ 排気弁
１０ インジェクタ
１１ 点火プラグ
１３ａ 可変機構（吸気量調整手段）
１４ａ 切替機構
２０ 吸気マニホールド
３０ 排気マニホールド
３１，３２，３３ 独立排気通路
３４ 集約部
３５ 負圧発生装置
３６ ノズル部
４１，４２，４３ バイパス通路
４５ 流通切替弁
５０ ＥＧＲ通路
５１ ＥＧＲ弁
５２ ＥＧＲクーラ
６０ ＥＣＵ（制御手段）
Ａ１ 第１運転領域
Ａ２ 第２運転領域
Ｔｘ 所定負荷（第１所定負荷）
Ｔｙ 所定負荷（第２所定負荷） DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Engine main body 2A-2D Cylinder 7 Exhaust port 9 Exhaust valve 10 Injector 11 Spark plug 13a Variable mechanism (intake air amount adjustment means)
14a Switching mechanism 20 Intake manifold 30 Exhaust manifold 31, 32, 33 Independent exhaust passage 34 Concentrating portion 35 Negative pressure generating device 36 Nozzle portion 41, 42, 43 Bypass passage 45 Flow switching valve 50 EGR passage 51 EGR valve 52 EGR cooler 60 ECU (Control means)
A1 First operation region A2 Second operation region Tx Predetermined load (first predetermined load)
Ty predetermined load (second predetermined load)

Claims (5)

複数の気筒を有するエンジン本体と、エンジン本体の各気筒から排出された排気ガスが通過する排気マニホールドと、エンジン本体および排気マニホールドに含まれる各種機器を制御する制御手段とを備えた多気筒ガソリンエンジンであって、
上記エンジン本体は、ガソリンを含有する燃料を噴射するインジェクタと火花放電により混合気への点火を行う点火プラグとを気筒ごとに有するとともに、各気筒に導入される新気の量を調整するための吸気量調整手段と、各気筒の排気ポートを開閉する排気弁を排気行程のみで開弁させる通常モードで駆動するか排気行程に加えて吸気行程でも開弁させる２度開きモードで駆動するかを切り替え可能な切替機構とを有し、
上記排気マニホールドは、１つの気筒もしくは排気順序が連続しない複数の気筒の各排気ポートに上流端部が接続された複数の独立排気通路と、各独立排気通路の下流端部どうしが独立状態を維持したまま互いに近接するように束ねられた集約部と、集約部の下流側に設けられ、各独立排気通路の下流端部から排気ガスが噴出されるのに伴い負圧が発生するように先細り状に形成されたノズル部を含む負圧発生装置と、上記各独立排気通路の途中部から分岐して延びるとともに下流側で合流し、かつ上記負圧発生装置より下流側の排気通路と連通するバイパス通路と、上記各バイパス通路に設けられた開閉可能な流通切替弁とを有し、
上記制御手段は、所定の第１運転領域で混合気の自着火による燃焼であるＣＩ燃焼が行われ、かつ上記第１運転領域よりも高負荷側に設定された第２運転領域で火花点火による強制燃焼であるＳＩ燃焼が行われるように、上記インジェクタ、点火プラグ、吸気量調整手段、切替機構、および流通切替弁を制御するものであり、
上記第１運転領域では、排気弁が上記２度開きモードで駆動されるように上記切替機構が制御されるとともに、排気ガスが上記バイパス通路を通って負圧発生装置を迂回するように上記流通切替弁が開弁され、
上記第１運転領域のうち、予め定められた第１所定負荷よりも高負荷側では、負荷が高いほど新気の量が増大するように上記吸気量調整手段が制御され、
上記第２運転領域では、上記流通切替弁の開度が上記第１運転領域のときよりも低減されることを特徴とする多気筒ガソリンエンジン。 A multi-cylinder gasoline engine comprising an engine body having a plurality of cylinders, an exhaust manifold through which exhaust gas discharged from each cylinder of the engine body passes, and a control means for controlling various devices included in the engine body and the exhaust manifold Because
The engine body has an injector for injecting fuel containing gasoline and a spark plug for igniting the air-fuel mixture by spark discharge for each cylinder, and for adjusting the amount of fresh air introduced into each cylinder. Whether the intake air amount adjusting means and the exhaust valve that opens and closes the exhaust port of each cylinder are driven in the normal mode in which the valve is opened only in the exhaust stroke or in the double opening mode in which the valve is opened in the intake stroke in addition to the exhaust stroke A switching mechanism capable of switching,
In the exhaust manifold, a plurality of independent exhaust passages whose upstream ends are connected to the exhaust ports of one cylinder or a plurality of cylinders whose exhaust order is not continuous, and the downstream ends of the independent exhaust passages are maintained in an independent state. The concentrating portion that is bundled so as to be close to each other, and the tapered portion that is provided on the downstream side of the concentrating portion and is tapered so that negative pressure is generated as exhaust gas is ejected from the downstream end of each independent exhaust passage And a bypass that extends from a middle portion of each of the independent exhaust passages, extends downstream, and communicates with an exhaust passage downstream of the negative pressure generator. A passage and a flow switching valve that can be opened and closed provided in each bypass passage,
The control means performs CI combustion, which is combustion by self-ignition of the air-fuel mixture in a predetermined first operation region, and performs spark ignition in a second operation region set on a higher load side than the first operation region. The injector, spark plug, intake air amount adjusting means, switching mechanism, and flow switching valve are controlled so that SI combustion, which is forced combustion, is performed.
In the first operation region, the switching mechanism is controlled so that the exhaust valve is driven in the double opening mode, and the exhaust gas passes through the bypass passage and bypasses the negative pressure generator. The switching valve is opened,
The intake air amount adjusting means is controlled so that the amount of fresh air increases as the load is higher on the higher load side than the predetermined first predetermined load in the first operating region,
The multi-cylinder gasoline engine characterized in that the opening degree of the flow switching valve is reduced in the second operating region than in the first operating region. 請求項１記載の多気筒ガソリンエンジンにおいて、
上記第２運転領域のうち、予め定められた第２所定負荷よりも低負荷側では、排気弁が上記２度開きモードで駆動されるように上記切替機構が制御されることを特徴とする多気筒ガソリンエンジン。 The multi-cylinder gasoline engine according to claim 1,
The switching mechanism is controlled so that the exhaust valve is driven in the double opening mode on the lower load side than the predetermined second predetermined load in the second operation region. Cylinder gasoline engine. 請求項２記載の多気筒ガソリンエンジンにおいて、
上記第２運転領域における上記第２所定負荷よりも高負荷側では、排気弁が上記通常モードで駆動されるように上記切替機構が制御されるとともに、上記流通切替弁が全閉に設定されることを特徴とする多気筒ガソリンエンジン。 The multi-cylinder gasoline engine according to claim 2,
On the higher load side than the second predetermined load in the second operation region, the switching mechanism is controlled so that the exhaust valve is driven in the normal mode, and the flow switching valve is set to be fully closed. This is a multi-cylinder gasoline engine. 請求項１〜３のいずれか１項に記載の多気筒ガソリンエンジンにおいて、
上記排気マニホールドに排出された排気ガスを吸気マニホールドに還流するためのＥＧＲ通路と、ＥＧＲ通路に設けられた開閉可能なＥＧＲ弁と、ＥＧＲ通路を通過する排気ガスを冷却するＥＧＲクーラとをさらに備え、
上記ＥＧＲ弁は、上記第１所定負荷よりも負荷が低いときに全閉とされ、第１所定負荷よりも負荷が高いときに開弁されることを特徴とする多気筒ガソリンエンジン。 The multi-cylinder gasoline engine according to any one of claims 1 to 3,
An EGR passage for returning the exhaust gas discharged to the exhaust manifold to the intake manifold, an openable / closable EGR valve provided in the EGR passage, and an EGR cooler for cooling the exhaust gas passing through the EGR passage are further provided. ,
The multi-cylinder gasoline engine, wherein the EGR valve is fully closed when the load is lower than the first predetermined load, and is opened when the load is higher than the first predetermined load. 請求項１〜４のいずれか１項に記載の多気筒ガソリンエンジンにおいて、
上記第１運転領域では、上記インジェクタから吸気行程中に燃料が噴射されることによりＣＩ燃焼が行われ、
上記第２運転領域では、上記インジェクタからの燃料噴射と上記点火プラグによる火花点火とが圧縮行程後期から膨張行程初期にかけて順に実行され、それに基づいてＳＩ燃焼が行われることを特徴とする多気筒ガソリンエンジン。 The multi-cylinder gasoline engine according to any one of claims 1 to 4,
In the first operating region, CI combustion is performed by injecting fuel from the injector during the intake stroke,
In the second operation region, fuel injection from the injector and spark ignition by the spark plug are executed in order from the late stage of the compression stroke to the early stage of the expansion stroke, and SI combustion is performed based thereon. engine.
JP2012101359A 2012-04-26 2012-04-26 Multi-cylinder gasoline engine Active JP5880259B2 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2012101359A JP5880259B2 (en) 2012-04-26 2012-04-26 Multi-cylinder gasoline engine

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2012101359A JP5880259B2 (en) 2012-04-26 2012-04-26 Multi-cylinder gasoline engine

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JP2013227942A JP2013227942A (en) 2013-11-07
JP5880259B2 true JP5880259B2 (en) 2016-03-08

Family

ID=49675790

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2012101359A Active JP5880259B2 (en) 2012-04-26 2012-04-26 Multi-cylinder gasoline engine

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP5880259B2 (en)

Families Citing this family (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP5880258B2 (en) * 2012-04-26 2016-03-08 マツダ株式会社 Multi-cylinder gasoline engine
JP6131839B2 (en) * 2013-11-18 2017-05-24 マツダ株式会社 Control device for compression ignition engine
JP6213175B2 (en) * 2013-11-18 2017-10-18 マツダ株式会社 Control device for compression ignition engine
JP6268965B2 (en) * 2013-11-18 2018-01-31 マツダ株式会社 Control device for compression ignition engine
JP6244882B2 (en) * 2013-12-19 2017-12-13 マツダ株式会社 Control unit for direct injection engine
CN108487980A (en) * 2018-05-29 2018-09-04 西华大学 A kind of special purpose vehicle exhaust system

Family Cites Families (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP5569100B2 (en) * 2010-03-31 2014-08-13 マツダ株式会社 Engine control device
JP5392165B2 (en) * 2010-03-31 2014-01-22 マツダ株式会社 Control unit for gasoline engine
JP5471720B2 (en) * 2010-03-31 2014-04-16 マツダ株式会社 Exhaust system for multi-cylinder engine
JP4993010B2 (en) * 2010-08-21 2012-08-08 マツダ株式会社 Spark ignition multi-cylinder engine
JP5549633B2 (en) * 2011-03-31 2014-07-16 マツダ株式会社 Control device for spark ignition engine
JP5880258B2 (en) * 2012-04-26 2016-03-08 マツダ株式会社 Multi-cylinder gasoline engine
JP6056273B2 (en) * 2012-08-29 2017-01-11 マツダ株式会社 Spark ignition direct injection engine

Also Published As

Publication number Publication date
JP2013227942A (en) 2013-11-07

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP5880258B2 (en) Multi-cylinder gasoline engine
JP5835497B2 (en) Spark ignition direct injection engine
JP5915472B2 (en) Spark ignition direct injection engine
JP6056273B2 (en) Spark ignition direct injection engine
JP5998751B2 (en) Spark ignition direct injection engine
JP5423717B2 (en) Spark ignition gasoline engine
JP5834829B2 (en) Control device for spark ignition gasoline engine
JP5447423B2 (en) gasoline engine
JP5589959B2 (en) Spark ignition engine with turbocharger
JP5494545B2 (en) Spark ignition gasoline engine
US20110067679A1 (en) Supercharged direct-injection engine
JP6268965B2 (en) Control device for compression ignition engine
JP5880259B2 (en) Multi-cylinder gasoline engine
JP6131840B2 (en) Control device for compression ignition engine
JP2012188949A (en) Gasoline engine
JP6003231B2 (en) Compression self-ignition gasoline engine
JP6213175B2 (en) Control device for compression ignition engine
JP2012207627A (en) Gasoline engine
JP5440540B2 (en) gasoline engine
JP6244882B2 (en) Control unit for direct injection engine
JP5910423B2 (en) Spark ignition engine
JP6090352B6 (en) Compression self-ignition gasoline engine
JP6090352B2 (en) Compression self-ignition gasoline engine
JP6131839B2 (en) Control device for compression ignition engine
JP5978871B2 (en) Spark ignition engine

Legal Events

Date Code Title Description
A621 Written request for application examination

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621

Effective date: 20150219

A977 Report on retrieval

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007

Effective date: 20151208

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

Effective date: 20160105

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20160118

R150 Certificate of patent or registration of utility model

Ref document number: 5880259

Country of ref document: JP

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150