内燃机的制作方法

本发明涉及内燃机，尤其涉及如下内燃机：根据运转区域来对一边执行由egr装置实现的再循环一边以理论空燃比运转的化学当量比egr模式、和不进行由egr装置实现的egr并以比理论空燃比燃料稀的空燃比运转的稀模式进行切换。

背景技术：

在日本特开2005-233116号公报中，公开了如下技术：在具备增压器和水冷式的中冷器(英文：intercooler)的内燃机中，根据运转区域来对利用没有被增压器增压的进气来进行稀薄燃烧运转的na稀模式、利用增压后的高温的进气来进行稀薄燃烧运转的增压稀模式、以及在增压状态下进行通常燃烧运转的通常增压模式进行切换。在此处所公开的技术中，在na稀模式下向绕过中冷器的旁通通路供给所有的进气，在增压稀模式下向中冷器和旁通通路双方分配进气，在通常增压模式下向中冷器供给所有的进气。

在日本特开2008-255884号公报中，公开了如下技术：在具备增压器和水冷式的中冷器的内燃机中，根据内燃机的负荷状态来调整绕过中冷器的进气的流量。在此处所公开的技术中，在高旋转且高负荷区域中减少对进气的冷却量来使进气温度上升，在低中转速区域或低中负荷区域中通过中冷器来冷却进气，使进气温度下降。

如上所述，根据内燃机的负荷状态来调整进气温度是公知。此外，作为示出本申请的申请时间点的技术水平的文献，除上述专利文献以外还举出了日本特开平11-210477号公报、日本特开2003-239747号公报等。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2005-233116号公报

专利文献2：日本特开2008-255884号公报

专利文献3：日本特开平11-210477号公报

专利文献4：日本特开2003-239747号公报

技术实现要素：

发明要解决的问题

近来，为了提高内燃机的燃料经济性性能，正在研究使以比理论空燃比燃料稀的空燃比运转的运转区域向高负荷侧扩大。另外，为了提高难以进行稀运转的高负荷区域中的燃料经济性性能，也正在研究在以理论空燃比进行的运转中导入大量的egr气体。以下，将一边执行再循环一边以理论空燃比运转的运转模式称为化学当量比egr模式，将不进行egr并以比理论空燃比燃料稀的空燃比运转的运转模式称为稀模式。

为了使进行稀模式的运转区域向高负荷侧扩大，需要提高吸入效率，同时，也需要抑制由燃烧的不稳定化引起的排气性能的下降。另外，如果在化学当量比egr模式下导入大量的egr气体，则也需要抑制由egr量的按各循环的偏差导致燃烧变得不稳定的这一情况。

本申请的发明人们认为，为了在一个内燃机中满足上述的要求，重要的是根据运转模式来适当地调整进入燃烧室内的进气的温度。然而，前述的以往技术是根据负荷来调整进气温度，对于如何在稀模式与化学当量比egr模式之间调整进入燃烧室内的进气的温度，哪个文献都没有公开也没有启示。

本发明是鉴于上述的课题而做出的，目的在于提供一种如下内燃机：能够通过适当地调整进入燃烧室内的进气的温度，来使化学当量比egr模式下的燃烧稳定并且使进行稀模式的运转区域向高负荷侧扩大。

用于解决问题的技术方案

本发明的内燃机具有使排气的一部分向进气通路再循环的egr装置，根据运转区域来对一边执行由egr装置实现的再循环一边以理论空燃比运转的化学当量比egr模式、和不进行由egr装置实现的egr并以比理论空燃比燃料稀的空燃比运转的稀模式进行切换，该内燃机具备以下的装置。

本发明的内燃机具备：进气温度调整装置，其调整进气的温度；和控制装置，其至少操作进气温度调整装置。控制装置构成为，在内燃机以化学当量比egr模式运转的情况下，操作进气温度调整装置以使进入燃烧室内的进气的温度进入第1温度区域，在内燃机以稀模式运转的情况下，操作进气温度调整装置以使进入燃烧室内的进气的温度进入比第1温度区域低温的第2温度区域。

根据这样的构成，在内燃机以化学当量比egr模式运转的情况下，通过将相对高温的进气向燃烧室内供给，从而能够抑制因egr量的按各循环的偏差导致燃烧变得不稳定的这一情况。另外，在内燃机以稀模式运转的情况下，不会发生因egr量按各循环发生偏差而引起的燃烧稳定性的下降。因此，能够向燃烧室内供给与化学当量比egr模式相比相对低温的进气，所以能够通过提高吸入效率来抑制燃烧不稳定并且使能够进行稀模式的运转区域向高负荷侧扩大。

第1温度区域可以是由以第1温度为中心的误差范围而规定的温度区域。第2温度区域可以是由以比第1温度低的第2温度为中心的误差范围而规定的温度区域。另外，也可以使对各温度区域进行规定的误差为零。也就是说，控制装置也可以构成为，在内燃机以化学当量比egr模式运转的情况下，操作进气温度调整装置以使进入燃烧室内的进气的温度成为第1温度，在内燃机以稀模式运转的情况下，操作进气温度调整装置以使进入燃烧室内的进气的温度成为比第1温度低的第2温度。

也可以是，作为一个实施方式，内燃机还具备发动机水温调整装置，该发动机水温调整装置调整在发动机缸盖的排气侧流动的冷却水的温度(发动机水温)。在该情况下，控制装置也可以构成为，在内燃机以化学当量比egr模式运转的情况下，操作发动机水温调整装置以使从发动机缸盖通过后的冷却水的温度进入第3温度区域，在内燃机以稀模式运转的情况下，操作发动机水温调整装置以使从发动机缸盖通过后的冷却水的温度进入比第3温度区域高温的第4温度区域。

根据这样的构成，在内燃机以稀模式运转的情况下，通过相对高温的冷却水在发动机缸盖的排气侧流动，从而能够提高燃烧室的排气侧的壁面温度来抑制来自激冷区(英文：quencharea)的未燃hc的产生。另外，在内燃机以化学当量比egr模式运转的情况下，燃烧温度高、排气温度也高，所以即使从激冷区产生了未燃hc也能够通过充分发挥了功能的催化剂来净化。因此，能够使与稀模式相比相对低温的冷却水向发动机缸盖的排气侧流动，所以能够通过抑制燃烧室的排气侧的壁面温度的上升，来抑制未燃hc向外部的排出并且能够抑制爆震的发生。

第3温度区域可以是以第3温度为上限的温度区域。第4温度区域可以是由以比第3温度高的第4温度为中心的误差范围而规定的温度区域，误差也可以为零。因而，控制装置也可以构成为，在内燃机以化学当量比egr模式运转的情况下，操作发动机水温调整装置以使从发动机缸盖通过后的冷却水的温度成为第3温度以下，在内燃机以稀模式运转的情况下，操作发动机水温调整装置以使从发动机缸盖通过后的冷却水的温度成为比第3温度高的第4温度。

也可以是，作为一个实施方式，进气温度调整装置构成为，通过与外部气体的热交换来调整进气的温度，发动机水温调整装置构成为，通过与在进气温度调整装置进行了热交换的外部气体的热交换来对冷却水进行冷却。在该情况下，也可以是，控制装置，在内燃机以化学当量比egr模式运转的情况下，操作进气温度调整装置，以使得在仅通过发动机水温调整装置的操作而从发动机缸盖通过后的冷却水的温度没有下降至第3温度区域的情况下，容许进入燃烧室内的进气的温度比第1温度区域高。

根据这样的构成，即使在来自内燃机的散热变大的高负荷区域也能够抑制在发动机缸盖的排气侧流动的冷却水的温度的上升，能够抑制燃烧室的排气侧的壁面温度的上升来抑制爆震的发生。

发明的效果

如上所述，根据本发明的内燃机，能够通过适当地调整进入燃烧室内的进气的温度，来使化学当量比egr模式下的燃烧稳定并且使进行稀模式的运转区域向高负荷侧扩大。

附图说明

图1是示出实施方式的内燃机的整体的构成的概念图。

图2是示出实施方式的内燃机的散热器的配置的图。

图3是示出实施方式的内燃机的燃烧室周围的构成的图。

图4是用于对实施方式的燃料喷射量控制以及点火正时控制进行说明的图。

图5是示出在基于sa-ca10的燃料喷射量控制中进气温度对空燃比的影响的图。

图6是示出使目标进气温度以及ht冷却系统的目标发动机水温与发动机转度以及转矩相关联而得到的映射的图像的图。

图7是示出实施方式的进气温度控制以及发动机水温控制的控制流程的流程图。

图8是示出在执行了实施方式的进气温度控制以及发动机水温控制的情况下的内燃机的动作的一例的时间图。

附图标记说明

1：发动机；

2：发动机缸盖；

3：发动机缸体；

4：气缸；

6：燃烧室；

20：火花塞；

22：燃烧压传感器；

24：进气口喷射阀；

26：缸内喷射阀；

30：lt冷却系统；

40：散热器；

46：电动水泵；

50：ht冷却系统；

60：散热器；

64：电动水泵；

66：多功能阀；

68：发动机水温传感器；

72：中冷器；

76：进气温度传感器；

90：涡轮增压器；

100：egr装置；

120：控制装置。

具体实施方式

以下，参照附图对本发明的实施方式进行说明。但是，在以下所示的实施方式中，在涉及到各要素的个数、数量、量、范围等数的情况下，除特别明示的情况和/或原理上明显特定为该数的情况以外，对于所述涉及到的数，本发明并不限定。另外，在以下所示的实施方式中说明的构造、步骤等，除特别明示的情况和/或明显原理上特定为上述构造、步骤等的情况以外，并不一定对于本发明是必需的。

1.内燃机的整体的构成

图1是示出实施方式的内燃机的整体的构成的概念图。内燃机(以下仅称为发动机)1具有发动机缸体3、和在发动机缸体3上经由未图示的衬垫而配置的发动机缸盖2。

发动机缸盖2连接有进气通路70和排气通路80。在进气通路70，从其上游朝向发动机缸盖2依次配置有压缩机92、中冷器72以及电子控制式节气门74。在比节气门74靠下游的进气通路70，安装有用于测定导入发动机缸盖2的进气的温度的进气温度传感器76。在排气通路80，从发动机缸盖2朝向下游依次配置有透平机94以及三元催化剂82。在排气通路80的更下游依次配置有未图示的nox吸藏还原型催化剂(nsr)以及选择还原型催化剂(scr)。

压缩机92和透平机94构成涡轮增压器90。压缩机92和透平机94通过由轴承98支承为旋转自由的旋转轴96而连结，并成为一体地旋转。此外，在排气通路80，虽然未图示，但设有绕过透平机94的透平机旁通通路、和对透平机旁通通路进行开闭的废气旁通阀(英文：wastegatevalve)。

发动机1具备使排气的一部分从排气通路80向进气通路70再循环的egr装置100。egr装置100包括egr通路102、egr冷却器104以及egr阀106。egr通路102将比三元催化剂82靠下游的排气通路80与比压缩机92靠上游的进气通路70连接。egr冷却器104设置于egr通路102，对在egr通路102流动的排气(egr气体)进行冷却。egr阀106设置于在egr气体的流动的方向上比egr冷却器104靠下游的egr通路102。

发动机1具备对发动机1的主体以及构成部件进行冷却的两个系统即冷却系统30、50。冷却系统30、50都作为供冷却水循环的闭回路而构成，能够使在冷却系统30与冷却系统50循环的冷却水的温度不同。以下，将使相对低温的冷却水循环的冷却系统30称为lt冷却系统，将使相对高温的冷却水循环的冷却系统50称为ht冷却系统。另外，将在lt冷却系统30中在回路内循环的冷却水称为lt冷却水，将在ht冷却系统50中在回路内循环的冷却水称为ht冷却水。在图1中，构成lt冷却系统30的lt冷却水的流路(以下，称为lt流路)用双线来绘出，构成ht冷却系统50的ht冷却水的流路(以下，称为ht流路)用双虚线来绘出。此外，lt是lowtemperature(低温)的缩写，ht是hightemperature(高温)的缩写。

lt冷却系统30具备构成lt冷却水的循环回路的第1lt流路32～第4lt流路38、以及用于使lt冷却水循环的电动水泵46。第1lt流路32经过中冷器72内，第2lt流路34经过发动机缸盖2内的进气侧，第3lt流路36经过涡轮增压器90的轴承98。上述第1lt流路32～第3lt流路36分别将各自的两端与第4lt流路38的两端并联地连接。在第4lt流路38配置有散热器40。第4lt流路38形成有与第1lt流路32～第3lt流路36的各流路之间供lt冷却水循环的回路。电动水泵46设置于比第4lt流路38的散热器40靠下游的位置。电动水泵46的排出量、即在回路内循环的lt冷却水的流量能够通过调整马达的输出来任意地变更。

在第1lt流路32流动的lt冷却水在中冷器72内与通过中冷器72的进气之间进行热交换。第2lt流路34设置成经过发动机缸盖2内的各缸的进气口的附近(优选包围进气口)。在第2lt流路34流动的lt冷却水经由发动机缸盖2而与通过进气口的进气之间进行热交换。如果lt冷却水的温度比进气的温度低，则通过热交换而进气被冷却，但如果lt冷却水的温度比进气的温度高，则通过热交换而进气被加温。通过在这些部位的热交换，从而与lt冷却水的温度相适地来调整进入燃烧室内的进气的温度。在第3lt流路36流动的lt冷却水与涡轮增压器90的轴承98之间进行热交换，抑制轴承98的过热。

此外，虽然在该实施方式中，第1lt流路32与第2lt流路34并联地连接，但也可以串联地连接。即，也可以以使经过中冷器72后的lt冷却水经过发动机缸盖2内的进气侧的方式对流路进行配管。同样地，也可以是，经过轴承98的第3lt流路36也与第1lt流路32和/或第2lt流路34串联地连接。

ht冷却系统50具备：构成ht冷却水的循环回路的第1ht流路52～第6ht流路62、用于使ht冷却水循环的电动水泵64、以及用于控制循环回路内的ht冷却水的流动的多功能阀66。第1ht流路52经过发动机缸盖2内的排气侧，第2ht流路54经过发动机缸体3内。上述第1ht流路52以及第2ht流路54分别连接于多功能阀66的各个吸入口。

关于多功能阀66，对其详情在后面进行叙述，但其具有2个吸入口和4个排出口。在多功能阀66的4个排出口连接有第3ht流路56～第6ht流路62。在第3ht流路56配置有散热器60，第4ht流路58经过中冷器72内，第5ht流路59经过egr冷却器104内。第6ht流路62绕过散热器60、中冷器72以及egr冷却器104。上述第3ht流路56～第6ht流路62连接于电动水泵64的吸入口。在电动水泵64的排出口连接有第1ht流路52以及第2ht流路54。由此，由第1流路52以及第2ht流路54、和第3ht流路56～第6ht流路62形成了供ht冷却水循环的回路。在回路内循环的ht冷却水的流量能够通过调整电动水泵64的马达的输出来任意地变更。

构成ht冷却水的循环回路的流路中的、与发动机1的主体或构成部件之间进行热交换的流路是第1ht流路52、第2ht流路54、第4ht流路58以及第5ht流路59。第1ht流路52设置成在发动机缸盖2内经过各缸的燃烧室的排气侧的壁面附近。前述的第2lt流路34在进气口的附近局部设置，与此相对，第1ht流路52设置成经过发动机缸盖2的整体并最终从排气侧向发动机缸盖2之外伸出。在第1ht流路52的发动机缸盖2的出口，设有用于测定发动机缸盖2的出口处的ht冷却水的温度的发动机水温传感器68。由发动机水温传感器68测定的温度与燃烧室的排气侧的壁面温度相对应。第2ht流路54构成将形成于发动机缸体3的汽缸的周壁包围的水套的主要部分并对汽缸的周壁整体地进行冷却。第4ht流路58在中冷器72内与通过中冷器72的进气之间进行热交换。前述的第1lt流路32在中冷器72内设置于进气的流动方向的下游侧，与此相对，第4ht流路58在中冷器72内设置于进气的流动方向的上游侧。也就是说，在中冷器72中，首先，在ht冷却水与进气之间进行热交换，接下来，在lt冷却水与进气之间进行热交换。第5ht流路59在egr冷却器104内与通过egr冷却器104的egr气体之间进行热交换。

多功能阀66基于循环回路内的ht冷却水的温度(由发动机水温传感器68测定的发动机水温)，对流入2个吸入口的ht冷却水的比率、即在第1ht流路52流动的ht冷却水与在第2ht流路54流动的ht冷却水的比率进行调整。例如，在ht冷却水的温度低的冷机启动时，切断经过发动机缸体3的第2ht流路54的流通，仅容许经过发动机缸盖2的第1ht流路52的流通。另外，多功能阀66基于ht冷却水的温度，对从4个排出口流出的ht冷却水的比率、即在第3ht流路56流动的ht冷却水、在第4ht流路58流动的ht冷却水、在第5ht流路59流动的ht冷却水、以及在第6ht流路62流动的ht冷却水的比率进行调整。例如，在ht冷却水的温度低的冷机启动时，切断配置有散热器60的第3ht流路56的流通，使ht冷却水在第4ht流路58或第6ht流路62流通。

在此，图2是示出发动机1的散热器40、60的配置的图。如上所述，关于发动机1，散热器40、60分别设置于lt冷却系统30和ht冷却系统50，如图2所示，它们在车速风(日文：車速風)的流动的方向上串联地配置。详细而言，在车辆的前侧的最前段配置空调的冷凝器110，在其后方配置lt冷却系统30的散热器40。并且，在该散热器40的后方配置有ht冷却系统50的散热器60，进而在其后方依次配置有风扇112和发动机1。通过以这样的位置关系来配置2个散热器40、60，从而向后方的散热器60供给与前方的散热器40之间进行了热交换的外部气体。通过散热器40后的外部气体因热交换而升温，所以根据其程度，有可能会发生散热器60的冷却能力不足。在该实施方式中，采用了用于抑制散热器60的冷却能力的不足的对策，对此在后面详细地进行说明。

再次返回图1并继续对发动机1的整体的构成的说明。发动机1具备控制装置120。控制装置120通过对发动机1所具备的各种装置以及致动器进行操作来控制发动机1的运转。控制装置120是具有至少1个cpu、至少1个rom、以及至少1个ram的ecu(electroniccontrolunit：电子控制单元)。但是，控制装置120也可以包括多个ecu。在控制装置120中，将存储于rom的程序向ram加载，并通过cpu来执行，由此实现了发动机控制的各种功能。

2.冷却系统的操作

由控制装置120操作的对象包括2个冷却系统30、50。为了对从进气通路70向发动机缸盖2供给并进入燃烧室的进气的温度进行控制，进行2个冷却系统30、50的操作。也就是说，控制装置120以进入燃烧室的进气的温度为第1控制量(应该控制的状态量)来对冷却系统30、50进行操作。

具体而言，在由涡轮增压器90实现的增压时那样地进气温度高的情况下，控制装置120对冷却系统30、50进行操作以通过中冷器72来冷却进气。详细而言，对lt冷却系统30的电动水泵46进行操作来调整在第1lt流路32流动的lt冷却水的流量，并且对ht冷却系统50的多功能阀66进行操作来切断从发动机缸盖2或发动机缸体3排出的高温的ht冷却水(没有由散热器60冷却的ht冷却水)向第4ht流路58的流通。通过这些操作，与在第1lt流路32流动的lt冷却水的流量的增减相应地，对从中冷器72通过的进气的冷却量增减，调整进气的温度。此外，由中冷器72冷却了的进气进而在发动机缸盖2内通过进气口时，也通过与在第2lt流路34流动的lt冷却水之间的热交换而被冷却。

相反，在冷机启动时那样地进气温度低的情况下，控制装置120对ht冷却系统50的多功能阀66进行操作来容许ht冷却水向第4ht流路58的流通。通过在第4ht流路58流动的高温的ht冷却水，从而从中冷器72通过的进气被加热，通过加热而升温了的进气从中冷器72排出。另外，作为对lt冷却系统30的操作，控制装置120使电动水泵46停止，切断lt冷却水(在散热器40冷却了的低温的lt冷却水)向第1lt流路32的流通。通过这些操作，与在第4ht流路58流动的ht冷却水的流量的增减相应地，对从中冷器72通过的进气的加热量增减，调整进气的温度。

如上所述，在发动机1中，以进入燃烧室的进气的温度为控制量来进行冷却系统30、50的操作。该操作与本申请的技术方案1所述的对“进气温度调整装置”的操作有关。在该实施方式中，由中冷器72和lt冷却系统30或ht冷却系统50构成的装置相当于技术方案1所述的“进气温度调整装置”。更详细而言，在增压时那样地进气温度成为高温的情况下，在中冷器72中，通过与由lt冷却系统30供给的lt冷却水的热交换，从而进气被冷却。因而，在该情况下，由中冷器72和lt冷却系统30构成的装置相当于技术方案1所述的“进气温度调整装置”。另一方面，在冷机启动时那样地进气温度成为低温的情况下，在中冷器72中，通过与由ht冷却系统50供给的ht冷却水的热交换，从而进气被加热。因而，在该情况下，由中冷器72和ht冷却系统50构成的装置相当于技术方案1所述的“进气温度调整装置”。

另外，控制装置120也以在发动机缸盖2的排气侧流动的冷却水的温度(以下，也将该温度称为发动机水温)为第2控制量来对ht冷却系统50进行操作。在发动机缸盖2的排气侧流动的冷却水的温度通过由设置于发动机缸盖2的出口的发动机水温传感器68所测定的温度来表示。在由发动机水温传感器68测定的温度与目标温度之间存在差的情况下，控制装置120操作电动水泵64来调整在第1ht流路52流动的ht冷却水的流量，并且操作多功能阀66来调整向第3ht流路56流动而由散热器60冷却的ht冷却水的比率。通过这些操作，与在第1ht流路52流动的ht冷却水的流量的增减相应地、并且与由散热器60冷却的ht冷却水的比率的增减相应地，调整在发动机缸盖2的排气侧流动的冷却水的温度。

如上所述，在发动机1中，以在发动机缸盖2的排气侧流动的冷却水的温度为控制量来进行ht冷却系统50的操作。该操作与本申请的技术方案2所述的对“发动机水温调整装置”的操作有关。在该实施方式中，ht冷却系统50相当于技术方案2所述的“发动机水温调整装置”。

3.燃烧室周围的构成

接下来，使用图3对发动机1的燃烧室周围的构成进行说明。在图3中，将构成发动机1的要素投影于与曲轴垂直的1个平面上而绘出。发动机1是具有多个汽缸4的火花点火式的多缸发动机。对汽缸4的数和配置没有限定。在发动机缸体3的汽缸4内配置有在其轴向上往复运动的活塞8。在发动机缸盖2的下表面形成有作为汽缸4的上部空间的屋脊形状的燃烧室6。

在发动机缸盖2形成有与燃烧室6连通的进气口10以及排气口12。在进气口10的与燃烧室6连通的开口部设有进气门14，在排气口12的与燃烧室6连通的开口部设有排气门16。虽然未图示，但进气口10在从形成于发动机缸盖2的侧面的入口朝向与燃烧室6连通的开口部的途中分成二股。在进气口10被分成二股的部分的上游设有向进气口10的内部喷射燃料的进气口喷射阀24。在分成二股的进气口10之间且进气口10的下方，以顶端面对燃烧室6的方式设有向燃烧室6的内部喷射燃料的缸内喷射阀26。另外，在燃烧室6的顶部附近设有火花塞20和用于计测燃烧压的燃烧压传感器22。

发动机1是能够对稀模式下的运转和化学当量比模式下的运转进行切换的发动机。在稀模式下，利用能够获得均质性高的混合气的进气口喷射、或者利用以进气口喷射为主的进气口喷射与缸内喷射的组合来进行以燃料稀的空燃比(例如，25左右的空燃比)进行的运转，即，由稀燃烧实现的运转。详细而言，在由发动机1实现的稀燃烧不是使燃料浓度高的混合气的层形成于火花塞20的周边的成层稀燃烧，而是使均质的燃料浓度的混合气分布于燃烧室6的整体的均质稀燃烧。另外，在稀模式下，不进行由egr装置100实现的egr气体的导入，而进行仅由新气实现的稀燃烧。在化学当量比模式下，利用缸内喷射、或者利用以缸内喷射为主的进气口喷射与缸内喷射的组合来进行以理论空燃比进行的运转，即，由化学当量比燃烧实现的运转。但是，以理论空燃比进行的运转不一定意味着运转空燃比总是恰好为理论空燃比。在本说明书中，运转空燃比相对于理论空燃比多少向浓侧或稀侧偏移的情况、运转空燃比以理论空燃比为中心地以小的振幅振动的情况也包含于以理论空燃比进行的运转。在比选择稀模式的运转区域高负荷的运转区域选择化学当量比模式。另外，在该实施方式的化学当量比模式下，执行由egr装置100实现的egr。所以，在以下的说明中，为了与不执行egr的稀模式相区别，将执行egr的化学当量比模式特别地称为化学当量比egr模式。

用于实现稀模式以及化学当量比egr模式的装置以及致动器的操作由控制装置120来进行。在控制装置120中，取得了由燃烧压传感器22获得的燃烧压数据。该燃烧压数据与从曲轴角传感器122取得的曲轴角信号一起使用于接下来所说明的燃料喷射量控制以及点火正时控制。此外，在控制装置120包括多个ecu的情况下，进行燃料喷射量控制和/或点火正时控制的ecu与进行前述的进气温度控制和/或发动机水温控制的ecu也可以是各自独立的ecu。

4.基于燃烧压数据的燃料喷射量控制以及点火正时控制

控制装置120在稀模式下的运转时，基于由燃烧压传感器22获得的燃烧压数据来进行燃料喷射量控制和点火正时控制。以下，使用图4来对其详情进行说明。

控制装置120使用从燃烧压传感器22获得的缸内压数据，按照式(1)来算出任意的曲轴角度θ下的缸内的发热量q。其中，在式(1)中，p是缸内压力，v是缸内容积，κ是缸内气体的比热比。另外，p0以及v0是计算开始点θ0(相对于所假定的燃烧开始点而带有余裕地设定的压缩行程中的预定曲轴角度)下的缸内压力以及缸内容积。

【数1】

若算出了包含燃烧期间的预定曲轴角期间的各曲轴角度θ下的发热量q，则接下来，按照式(2)来算出任意的曲轴角度θ下的燃烧质量比例(以下，称为mfb)。其中，在式(2)中，θsta是燃烧开始点，θfin是燃烧结束点。

【数2】

图4是表示按照上述的式(2)而算出的相对于曲轴角的mfb的波形的图。已知：在点火正时sa对混合气进行点火后到mfb成为10％时的曲轴角度ca10为止的曲轴角期间(以下，将该期间称为sa-ca10)，是代表发火延迟的参数，与燃烧后的混合气的空燃比(尤其是能够进行稀燃烧的极限空燃比)的相关性高。如果以使sa-ca10成为目标值的方式对燃料喷射量进行反馈控制，则能够使空燃比自然而然地接近目标空燃比(稀极限空燃比)。在由控制装置120实现的燃料喷射量控制中，根据mfb的波形来计算实际的sa-ca10，基于目标sa-ca10与实际sa-ca10的差来修正燃料喷射量。此外，当发动机转速发生变化时，每1曲轴角度的时间发生变化，所以目标sa-ca10优选至少根据发动机转速来设定。

另外，mfb成为50％时的曲轴角度ca50相当于燃烧重心位置。ca50根据点火正时sa而变化。如果ca50与所实现的转矩成为最大时的燃烧重心位置一致，则可以说此时的点火正时sa为mbt。在由控制装置120实现的点火正时控制中，根据mfb的波形来计算实际的ca50，基于目标ca50与实际ca50的差来修正基本点火正时。目标ca50也优选至少根据发动机转速来设定。

如上所述，在该实施方式中，基于通过燃烧压传感器22获得的燃烧压数据来计算sa-ca10和ca50，基于sa-ca10来进行燃料喷射量控制，并且基于ca50来进行点火正时控制。此外，虽然可以不管运转模式地进行基于sa-ca10的燃料喷射量控制，但在该实施方式中，基于sa-ca10的燃料喷射量控制在稀模式下的运转时进行。在化学当量比egr模式下的运转时，进行基于未图示的空燃比传感器或氧浓度传感器的输出的空燃比反馈控制。

另外，基于sa-ca10的燃料喷射量控制是在sa-ca10与空燃比之间有强的相关性的这一前提下进行的。但是，根据本申请的发明人们的研究明确了如下内容：在与燃烧有关的各种参数中，进入燃烧室6内的进气的温度是对sa-ca10与空燃比的关系有特别强的影响的参数。

图5是示出在以使sa-ca10成为固定的方式对燃料喷射量进行了控制的情况下，根据进入燃烧室6内的进气的温度而空燃比如何变化的图。如该图所示，在进气的温度相对低的情况下，空燃比被控制成相对小的值(即，燃料浓的值)，在进气的温度相对高的情况下，空燃比被控制成相对大的值(即燃料稀的值)。也就是说，因进气的温度的偏差会导致在目标空燃比与实际的空燃比之间产生误差。

因此，在该实施方式的进气温度控制中，以积极地使作为控制量的进入燃烧室6内的进气的温度为固定的方式进行冷却系统30、50的操作。

5.进气温度以及发动机水温的设定

为了确保基于sa-ca10的燃料喷射量控制的精度，要求使进气温度为固定。但是，因进气温度是其自身对燃烧有影响的参数，所以并不是说设为目标的进气温度是什么温度都可以。另外，作为发动机水温控制的控制量的发动机水温(在发动机缸盖2的排气侧流动的冷却水的温度)也是对燃烧有影响的参数。因而，对于发动机水温也优选与进气温度同样地没有偏差。

在此，以下，在对设为目标的进气温度以及发动机水温的设定进行探讨时，对稀模式和化学当量比egr模式的各自的课题归纳地进行记载。

稀模式中至少存在以下的3个课题。第1课题是提高燃烧的鲁棒性。这是由于如下情况而产生的课题：因为关于均质稀燃烧，混合气的燃料浓度整体薄，所以与化学当量比燃烧和/或成层稀燃烧相比，在维持燃烧的方面对干扰的制约多。第2课题是减少未燃hc的产生。这是由于如下情况而产生的课题：因为稀燃烧与化学当量比燃烧相比燃烧温度低，所以容易从燃烧室6的激冷区产生未燃hc。并且，第3课题是增大上限空气量。为了进一步提高燃料经济性性能，要求使上限空气量增大来使稀模式下的运转区域向高负荷侧扩大。

化学当量比egr模式中至少存在以下的3个课题。第1课题是提高燃烧的鲁棒性。这是由于如下情况而产生的课题：因为当在化学当量比egr模式下为了改善燃料经济性而导入大量的egr气体时，所导入的egr量具有按各循环的偏差，所以燃烧容易变得不稳定。第2课题是抑制由egr气体所包含的水蒸气的结露导致的冷凝水的产生。这是由于如下情况而产生的课题：因为egr气体中包含硫成分和/或烃成分，所以因它们溶于冷凝水而使冷凝水酸化，有可能会使发动机1腐蚀或劣化。并且，第3课题是抑制高负荷时的爆震的发生。这是由于如下情况而产生的课题：当负荷变高时压缩端温度上升，变得容易发生爆震。

根据以上的课题进行了探讨的结果：在该实施方式中，按以下所述来设定稀模式和化学当量比egr模式的各自的进气温度(进入燃烧室6内的进气的温度)以及发动机水温(在发动机缸盖2的排气侧流动的冷却水的温度)的各目标值。

首先，对进气温度的目标值的设定进行说明。在上述的课题中，与化学当量比egr模式的进气温度特别有关的是化学当量比egr模式的第1课题和第2课题，与稀模式的进气温度特别有关的是稀模式的第1课题和第3课题。各模式的进气温度的目标值被设定成用于综合达成这些课题的最佳进气温度。

该实施方式的化学当量比egr模式的最佳进气温度(第1温度)为45℃。该温度是相当于标准的运转条件(该运转条件包括气压、外部气体温度、湿度、egr率等)下的露点温度的温度。在化学当量比egr模式下，以将由进气温度传感器76测定的进气温度维持在作为最佳进气温度的45℃的方式来对2个冷却系统30、50进行操作。

为了降低产生冷凝水的风险，化学当量比egr模式的进气温度越高则越好。但是，进气温度越高则吸入效率越下降。能够通过如上所述那样地将进气温度控制在露点温度，从而将吸入效率的下降抑制为最小限度并且抑制冷凝水的产生风险。不过，露点温度根据运转条件而变化，但化学当量比egr模式的进气温度的目标值被固定为标准运转条件下的露点温度。也就是说，即使露点温度发生了变化，也不使进气温度根据露点温度而发生变化。这是因为，当在化学当量比egr模式下导入大量的egr气体、egr量的按各循环的偏差对燃烧产生影响时，若进气温度也具有偏差则有可能导致燃烧的不稳定。总而言之，为了提高燃烧的鲁棒性，即使在化学当量比egr模式下也将进气温度维持为固定。此外，虽然优选进气温度正好维持在最佳进气温度，但也可以容许相对于最佳进气温度的某种程度的误差(例如1℃左右)。也就是说，也可以以使进气温度进入由以最佳进气温度为中心的误差范围而规定的温度区域(第1温度区域)的方式来进行对进气温度的调整。

另一方面，稀模式的最佳进气温度比化学当量比egr模式的最佳进气温度低。在不进行再循环的稀模式下，不发生由egr量的按各循环的偏差引起的燃烧稳定性的下降。因此，能够向燃烧室内供给与化学当量比egr模式相比相对低温的进气。该实施方式的稀模式的最佳进气温度(第2温度)为35℃。在稀模式下，以将由进气温度传感器76测定的进气温度维持在作为最佳进气温度的35℃的方式来对2个冷却系统30、50进行操作。

通过将进气温度维持在最佳进气温度，能够提高基于sa-ca10的燃料喷射量控制的精度，抑制空燃比相对于目标空燃比的偏差。与此同时，通过由吸入效率的提高引起的上限空气量的增大，也能够使稀模式下的运转区域向高负荷侧扩大。此外，虽然优选进气温度正好维持在最佳进气温度，但也可以容许相对于最佳进气温度的某种程度的误差(例如1℃左右)。也就是说，也可以以使进气温度进入由以最佳进气温度为中心的误差范围而规定的温度区域(第2温度区域)的方式来进行对进气温度的调整。

接下来，对发动机水温的目标值的设定进行说明。在上述的课题中，与化学当量比egr模式的发动机水温特别有关的是化学当量比egr模式的第3课题，与稀模式的发动机水温特别有关的是稀模式的第2课题。各模式的发动机水温的目标值被设定成用于综合达成这些课题的最佳发动机水温。

该实施方式的稀模式的最佳发动机水温(第4温度)为95℃。在稀模式下，以将由发动机水温传感器68测定的发动机水温维持在作为最佳发动机水温的95℃的方式来对ht冷却系统50进行操作。

通过将发动机水温维持在最佳发动机水温，能够提高燃烧室6的壁面温度，尤其是能够提高排气侧的壁面温度，所以能够减少从燃烧室6的激冷区产生的未燃hc。稀燃烧与化学当量比燃烧相比燃烧温度低，排气温度不高，因此难以充分发挥催化剂的净化性能。因此，要求减少从发动机1出去的未燃hc自身。此外，虽然优选发动机水温正好维持在最佳发动机水温，但也可以容许相对于最佳发动机水温的某种程度的误差(例如1℃左右)。也就是说，也可以以使发动机水温进入由以最佳发动机水温为中心的误差范围而规定的温度区域(第4温度区域)的方式来进行对发动机水温的调整。

另一方面，化学当量比egr模式的最佳发动机水温具有温度幅度，其上限温度比稀模式的最佳发动机水温低。在化学当量比egr模式下，燃烧温度高且排气温度也高，所以即使从激冷区产生了未燃hc也能够通过充分发挥了功能的催化剂来净化。因此，可以使与稀模式相比相对低温的冷却水向发动机缸盖的排气侧流动。该实施方式的化学当量比egr模式的最佳发动机水温是以88℃为上限温度(第3温度)的温度范围(第3温度区域)内的温度，也就是说，是88℃以下的温度。不过，88℃以下的温度不是意味着不论怎么低温都容许，而是意味着优选的是88℃，但也多少容许比88℃低。在化学当量比egr模式下，以将由发动机水温传感器68测定的发动机水温维持在88℃以下的温度的方式来对ht冷却系统50进行操作。

使化学当量比egr模式的发动机水温比稀模式的发动机水温低是为了抑制爆震的发生。虽然当降低发动机水温时从燃烧室6的激冷区产生的未燃hc变得容易增大，但能够通过接受利用化学当量比燃烧变为高温的排气的供给而充分发挥了功能的催化剂来净化未燃hc。此外，虽然对化学当量比egr模式的最佳发动机水温设有温度幅度，但在提高燃烧的鲁棒性的方面，优选的是，发动机水温维持在固定温度。

另外，如前所述，在该实施方式中，在车速风的流动的方向上，在上游侧配置有lt冷却系统30的散热器40，在下游侧配置有ht冷却系统50的散热器60(参照图2)。在这样的配置中，当来自双方的散热器40、60的散热变大的高负荷时，有可能会发生位于下游侧的散热器60的冷却能力不足。具体而言，在成为高负荷的化学当量比egr模式下，即使能够将进气温度维持在45℃，也有可能变得难以将发动机水温维持在88℃以下。

在这样的情况下，在该实施方式中，以容许进气温度比作为最佳进气温度的45℃高、优先将发动机水温维持在88℃以下的方式，来对冷却系统30、50进行操作。即，使在lt冷却系统30中通过散热器40的lt冷却水的比例降低，使lt冷却水与通过散热器40的外部气体之间的热交换量减少。由此，虽然进气温度比45℃高，但抑制从散热器40通过后的外部气体的温度的上升，所以能够使外部气体在通过下游的散热器60时从在散热器60流动的ht冷却水吸收的热量增加。通过这样地操作冷却系统30、50，即使在来自发动机1的散热变大的高负荷区域也能够将在发动机缸盖2的排气侧流动的冷却水的温度抑制在88℃以下，能够抑制燃烧室6的排气侧的壁面温度的上升从而抑制爆震的发生。

以上是与稀模式和化学当量比egr模式的各自的进气温度以及发动机水温的各目标值有关的说明。如上所述地设定的进气温度以及发动机水温的各目标值，在存储于控制装置120的rom的映射中，与发动机转速以及转矩相关联地被存储。图6是示出将进气温度以及发动机水温的各目标值与发动机转速以及转矩相关联而得到的映射的图像的图。图6中记为ht的温度是发动机水温的目标值，记为lt的温度是进气温度的目标值。包括进气温度控制以及发动机水温控制的发动机1的各种控制按照在以发动机转速和转矩为轴的2维平面上设定的运转区域来进行。

在图6中设定有进行稀模式下的运转的稀区域和进行化学当量比egr模式下的运转的化学当量比egr区域来作为发动机1的运转区域。在稀区域中，如上所述，进气温度的目标值设定为35℃，发动机水温的目标值设定为95℃。在化学当量比egr区域中，进气温度的目标值设定为45℃以上，发动机水温的目标值设定为88℃以下。进气温度的目标值的45℃以上意味着通常45℃是目标值，但在高负荷区域中容许进气温度比45℃高。

6.进气温度控制以及发动机水温控制的详情

进气温度控制以及发动机水温控制基于如上所述地设定的进气温度以及发动机水温的各目标值来实施。图7是示出由控制装置120实现的进气温度控制以及发动机水温控制的控制流程的流程图。控制装置120从rom读出以这样的控制流程来表示的程序，以与cpu的时钟数相对应的预定的控制周期来反复执行。不过，此处所说明的控制流程与在发动机1为热机状态且通过增压而进气温度变高时所执行的程序相对应。

首先，控制装置120在步骤s0中判定由发动机转速和目标转矩确定的发动机1的动作点是否在稀区域内。在发动机1的动作点处于稀区域内的情况下，控制流程前进入步骤s10。

在步骤s10中，控制装置120判定由发动机水温传感器68测定的发动机水温是否为95℃以上。在发动机水温为95℃以上的情况下，控制装置120执行步骤s12以及步骤s14的处理。在步骤s12中，控制装置120使ht冷却系统50的电动水泵64的驱动占空比上升，使在发动机缸盖2的排气侧流动的ht冷却水的流量增大。在步骤s14中，控制装置120使ht冷却系统50的通向散热器60的流路的开度(多功能阀66的第3ht流路56的开度)上升，使通过散热器60的ht冷却水的流量增大。通过这些处理，发动机水温逐渐下降。此外，在流程图中，将ht冷却系统50的电动水泵记为ht电动wp，将多功能阀66的第3ht流路56的开度记为ht散热器流路开度。

在发动机水温小于95℃的情况下，控制装置120执行步骤s16以及步骤s18的处理。在步骤s16中，控制装置120使ht冷却系统50的电动水泵64的驱动占空比下降，使在发动机缸盖2的排气侧流动的ht冷却水的流量减少。在步骤s18中，控制装置120使ht冷却系统50的通向散热器60的流路的开度(多功能阀66的第3ht流路56的开度)下降，使通过散热器60的ht冷却水的流量下降。通过这些处理，发动机水温逐渐上升。

通过进行以上的步骤s10-s18的处理，从而发动机1的动作点处于稀区域时的发动机水温收敛于95℃并维持在该温度。

在发动机1的动作点处于稀区域内的情况下，控制流程接下来进入步骤s20。

在步骤s20中，控制装置120判定由进气温度传感器76测定的进气温度是否为35℃以上。在进气温度为35℃以上的情况下，控制装置120执行步骤s22的处理。在步骤s22中，控制装置120使lt冷却系统30的电动水泵46的驱动占空比上升，使在中冷器72流动的lt冷却水的流量增大。通过该处理，进气温度逐渐下降。此外，在流程图中，将lt冷却系统50的电动水泵记为lt电动wp。

在进气温度小于35℃的情况下，控制装置120执行步骤s24的处理。在步骤s24中，控制装置120使lt冷却系统30的电动水泵46的驱动占空比下降，使在中冷器72流动的lt冷却水的流量减少。通过该处理，进气温度逐渐上升。

通过进行以上的步骤s20-s24的处理，从而发动机1的动作点处于稀区域时的进气温度收敛于35℃并维持在该温度。

另一方面，在发动机1的动作点不处于稀区域而是处于化学当量比egr区域内的情况下，控制流程进入步骤s30。

在步骤s30中，控制装置120判定由发动机水温传感器68测定的发动机水温是否为88℃以上。在发动机水温为88℃以上的情况下，控制装置120执行步骤s32以及步骤s34的处理。在步骤s32中，控制装置120使ht冷却系统50的电动水泵64的驱动占空比上升，使在发动机缸盖2的排气侧流动的ht冷却水的流量增大。在步骤s34中，控制装置120使ht冷却系统50的通向散热器60的流路的开度(多功能阀66的第3ht流路56的开度)上升，使通过散热器60的ht冷却水的流量增大。通过这些处理，发动机水温逐渐下降。

在发动机水温小于88℃的情况下，控制装置120维持当前的控制状态，不使发动机水温主动地变化。即，控制装置120将ht冷却系统50的电动水泵64的驱动占空比维持现状，且将ht冷却系统50的通向散热器60的流路的开度(多功能阀66的第3ht流路56的开度)维持现状。

通过进行以上的步骤s30-s34的处理，从而发动机1的动作点处于化学当量比egr区域时的发动机水温维持在88℃以下。不过，如后所述，根据电动水泵64和/或多功能阀66的控制状态，有时为了将发动机水温收敛于88℃以下而需要追加处理。

在发动机1的动作点处于化学当量比egr区域内的情况下，控制流程接下来进入步骤s40。

在步骤s40中，控制装置120判定由进气温度传感器76测定的进气温度是否为45℃以上。在进气温度为45℃以上的情况下，控制装置120在步骤s42中确认ht冷却系统50的电动水泵64的驱动占空比不是最大的这一情况。如果确认了电动水泵64的驱动占空比不是最大的这一情况，则控制装置120在步骤s44中进一步确认ht冷却系统50的通向散热器60的流路的开度(多功能阀66的第3ht流路56的开度)不是最大的这一情况。如果确认了开度不是最大的这一情况，则控制装置120执行步骤s46的处理。在步骤s46中，控制装置120使lt冷却系统30的电动水泵46的驱动占空比上升，使在中冷器72流动的lt冷却水的流量增大。通过该处理，进气温度逐渐下降。

在电动水泵64的驱动占空比成为了最大、或者在通向散热器60的流路的开度成为了最大的情况下，通过散热器60的ht冷却水的流量已经达到最大值，无法在此之上再增加。因此，有可能发动机水温成为了超过了88℃的状态。在该情况下，控制装置120执行步骤s48的处理。在步骤s48中，控制装置120使lt冷却系统30的电动水泵46的驱动占空比下降，使在散热器40流动的lt冷却水的流量减少。通过该处理，散热器40处的散热量下降，与此相应地散热器60处的散热量增大，由此发动机水温下降。不过，由于散热器40处的散热量下降，进气温度会上升并超过45℃。

在进气温度小于45℃的情况下，控制装置120执行步骤s48的处理。在步骤s48中，控制装置120使lt冷却系统30的电动水泵46的驱动占空比下降，使在中冷器72流动的lt冷却水的流量减少。通过该处理，进气温度逐渐上升。

通过进行以上的步骤s40-s48的处理，发动机1的动作点处于化学当量比egr区域时的进气温度收敛于45℃并维持在该温度。不过，在电动水泵64的驱动占空比成为了最大、或者通向散热器60的流路的开度成为了最大的情况下，相比于将进气温度维持在45℃而是优先将发动机水温维持在88℃以下。

图8是示出在按照上述的控制流程执行了进气温度控制以及发动机水温控制的情况下的发动机1的动作的一例的时间图。图8中绘出了在图6中使发动机转速为固定的状态下从区域a到区域c为止使负荷增大了的情况下的下述参数随时间的变化。所述参数是指：作为与运转模式的切换有关的参数的空燃比(a)、egr率(b)以及增压压(c)；作为控制量的进气温度(d)和发动机水温(e)；作为ht冷却系统50的操作量的电动水泵流量(f)以及散热器流路(第3ht流路56)的开度(g)；以及作为lt冷却系统30的操作量的电动水泵流量(h)。

首先，在以稀模式运转的区域a中，空燃比被设定为预定的稀空燃比，使egr率为零。并且，与负荷的增大相应地，增压压逐渐增大。与增压压的增大相应地，进入中冷器72的进气的温度逐渐上升，但使由进气温度传感器76测定的进气温度固定为35℃。为了实现这一点，lt冷却系统30的电动水泵流量与负荷的增大相应地逐渐增大。另外，使由发动机水温传感器68测定的发动机水温固定为95℃。由于与负荷的增大相应地冷却损失增加，所以为了使发动机水温成为固定，ht冷却系统50的电动水泵流量和散热器流路开度与负荷的增大相应地逐渐增大。

并且，当发动机1的动作点从区域a移到区域b时，运转模式被从稀模式切换成化学当量比egr模式。该运转模式的切换通过如下内容来实现：将空燃比从稀空燃比切换成理论空燃比，并且使egr率从零阶跃响应地增大至与发动机转速以及目标转矩相应的值、且为了减少空气量而使增压压阶跃响应地减少。

另外，当发动机1的动作点从区域a移到区域b时，进气温度从35℃上升至45℃，发动机水温下降至88℃以下。为了实现这一点，在运转模式切换的定时，ht冷却系统50的电动水泵流量和散热器流路开度被阶跃响应地增大，lt冷却系统30的电动水泵流量被阶跃响应地减少。

在以化学当量比egr模式运转的区域b中，进气温度被固定为45℃。为了实现这一点，lt冷却系统30的电动水泵流量与负荷的增大相应地逐渐增大。另外，发动机水温被维持在88℃以下。为了实现这一点，ht冷却系统50的电动水泵流量和散热器流路开度与负荷的增大相应地逐渐增大。

最终，当发动机1的动作点移到作为高负荷区域的区域c时，ht冷却系统50的电动水泵流量达到最大流量、或者散热器流路开度达到最大开度。这样，随着负荷增大，会发生ht冷却系统50的冷却能力不足。因此，为了减少位于上游的散热器40的热交换量，并与此相应地增加位于下游的散热器60的热交换量，而使lt冷却系统30的电动水泵流量下降。由此，虽然进气温度超过45℃，但发动机水温维持在88℃以下。