压燃式发动机的控制装置的制作方法

本发明涉及一种能够执行部分压燃的压燃式发动机的控制装置，部分压燃使混合气的一部分通过火花点火进行si燃烧后其他混合气通过自燃进行ci燃烧。

背景技术：

近年来，使与空气混合后的汽油燃料在充分压缩的燃烧室内通过自燃进行燃烧的hcci燃烧引人关注。hcci燃烧是一种混合气同时多发性的燃烧形态，与通常汽油发动机采用的si燃烧（火花点火燃烧）相比混合气的燃烧速度快，从热效率的角度来说非常有优势。但hcci燃烧存在着气温等外部因子导致混合气燃烧开始时间（混合气自燃的时间）大幅变动等问题，还存在负荷急变的过渡运转时难以控制的问题。

就此，有人提出放弃让全部混合气通过自燃进行燃烧的方式，让混合气的一部分通过利用火花塞进行的火花点火燃烧。即，以火花点火为契机使混合气的一部分通过火焰传播强制性燃烧（si燃烧）后，使其他混合气通过自燃进行燃烧（ci燃烧）。以下将这种燃烧称为部分压燃。

采用了与所述部分压燃类似的设计理念的发动机的已知例子有下述专利文献1。在专利文献1的发动机中，通过火花点火使辅助燃料喷射在火花塞（点火塞）周围形成的成层混合气进行火焰传播燃烧，并向在该燃烧（火焰）的作用下高温化的燃烧室进行主燃料喷射使该主燃料喷射所喷射的燃料通过自燃进行燃烧。

现有技术文献

专利文献

专利文献1日本专利申请公开2009－108778号。

技术实现要素：

发明要解决的技术问题

上述专利文献1所述发动机能够通过使用火花塞进行的火花点火促进ci燃烧，但火花点火后随即形成的火焰核的状态会因燃烧室环境而有所不同。例如，发动机旋转速度高时与旋转速度低时相比活塞的移动速度更快，因此火花点火后可能会因燃烧室的急速膨胀导致火焰核不能按预期成长。火焰核成长不充分的话，会出现ci燃烧的开始时间比目标时间大幅延迟等情况，导致燃烧不稳定。

鉴于所述内容，本发明的目的在于提供一种不论发动机旋转速度如何都能保证良好的燃烧稳定性的压燃式发动机的控制装置。

解决技术问题的技术手段

为解决所述技术问题，本发明涉及一种压燃式发动机的控制装置，压燃式发动机具有向燃烧室供给燃料的喷油器、给喷油器供给的燃料与空气混合后的混合气点火的火花塞，所述压燃式发动机能进行使所述混合气的一部分通过使用所述火花塞进行的火花点火进行si燃烧后其他混合气通过自燃进行ci燃烧的部分压燃，其特征在于：该压燃式发动机的控制装置具有：在所述燃烧室产生涡流的涡流产生部，控制所述喷油器与所述涡流产生部的控制部；其中，所述控制部在部分压燃的执行过程中通过所述涡流产生部产生涡流并控制所述喷油器使得发动机旋转速度高时与旋转速度低时相比向所述燃烧室喷射燃料的时间更靠滞后角侧。

本发明中，在部分压燃的执行过程中使发动机旋转速度高时与旋转速度低时相比向燃烧室喷射燃料的时间更靠滞后角侧，因此能在发动机旋转速度高时在向混合气点火的压缩上止点附近于燃烧室一部分形成燃料浓度高的混合气。由此，即使是在发动机旋转速度高、火花点火后燃烧室膨胀速度快（因此火焰核难以成长）的条件下也能促进火焰核成长并使si燃烧稳定地进行，切实引发之后的ci燃烧，能够避免各循环中ci燃烧的开始时间有大幅差异的情况。如上，本发明在发动机旋转速度高时及旋转速度低时均能实现稳定的部分压燃。

在此，所述燃料的喷射时间是指一个燃烧循环中喷射至燃烧室的燃料中的50％的量的燃料喷射结束的时间。

发动机旋转速度高时与旋转速度低时相比所述燃料的喷射时间更靠滞后角侧的一种方案示例：在产生涡流且使发动机旋转速度高侧燃料喷射时间滞后的所述形态的部分压燃的执行过程中，所述控制部使所述喷油器实施向所述燃烧室喷射一定量燃料的前段喷射以及在该前段喷射后向所述燃烧室喷射燃料的后段喷射，并控制所述喷油器使得所述前段喷射开始的时间在发动机旋转速度高时比在发动机旋转速度低时更靠滞后角侧。

所述方案优选：在产生涡流且使发动机旋转速度高侧燃料喷射时间滞后的所述形态的部分压燃的执行过程中，所述控制部控制所述喷油器使得一个燃烧循环中喷射到所述燃烧室内的燃料的总量中所述后段喷射喷射量的比例在发动机旋转速度高时比在发动机旋转速度低时更大、且所述后段喷射开始的时间在发动机旋转速度高时与在发动机旋转速度低时相比更靠提前角侧。

这样，发动机旋转速度高时后段喷射喷射量的比例增大，能更加切实地在燃烧室的一部分形成燃料浓度高的混合气。但燃料浓度过高容易产生积碳。而该方案使后段喷射的开始时间在发动机旋转速度高时与在发动机旋转速度低时相比更靠提前角侧，因此能在发动机旋转速度高时适度地提高燃料浓度。

而发动机旋转速度低时后段喷射喷射量的比例小，因此能防止燃烧室一部分形成燃料浓度过高的混合气，能抑制积碳的产生。

这样，本方案中不论发动机旋转速度高或低都能抑制积碳的产生并在燃烧室的一部分形成燃料浓度高的混合气，实现稳定的部分压燃。

所述方案优选：在产生涡流且使发动机旋转速度高侧燃料喷射时间滞后的所述形态的部分压燃的执行过程中，所述控制部控制所述喷油器使得所述前段喷射在发动机旋转速度低时在进气冲程实施，在发动机旋转速度高时在压缩冲程实施。

这样就能在产生涡流且使燃料喷射时间在发动机旋转速度高侧滞后的所述形态的部分压燃的执行过程中与发动机旋转速度相应地形成恰当的燃料浓度的混合气。

所述方案优选所述喷油器配置在所述燃烧室的上顶面中央位置且具有在周向分开的至少第1喷孔和第2喷孔，所述第1喷孔和第2喷孔同时喷射燃料，所述涡流是相对于与所述燃烧室中心轴正交的面非平行地流动的斜向涡流，对所述第1喷孔和第2喷孔的位置和朝向进行设定，使得从所述第1喷孔喷射并到达所述涡流的第1燃料在沿着所述涡流向下游侧移动后与从所述第2喷孔喷射并到达所述涡流的第2燃料汇合。

由此就能使火焰核在燃烧室中央位置切实地生成、成长。

所述方案优选：执行产生涡流且使在发动机旋转速度高侧燃料喷射时间滞后的形态的部分压燃的运行区域中的高负荷侧的部分压燃的执行过程中，所述控制部通过所述涡流产生部产生涡流并控制所述喷油器分数次向所述燃烧室内喷射燃料，并且使得最初实施的燃料喷射开始的时间不依赖于发动机旋转速度而基本恒定。

这样就能在高负荷侧部分压燃的执行过程中形成与发动机旋转速度相应地恰当的燃料浓度的混合气。

所述方案优选：执行产生涡流且使发动机旋转速度高侧燃料喷射时间滞后的形态的部分压燃的运行区域的高负荷侧的部分压燃的执行过程中，所述控制部使发动机旋转速度高时与旋转速度低时相比所述喷油器的燃料喷射次数更少。

这样，能在发动机负荷高且发动机旋转速度高时抑制燃料浓度过高的混合气的形成，能使混合气恰当的燃烧。具体而言，发动机负荷高时喷射至燃烧室的燃料量多，发动机旋转速度高时每一曲轴转角的时间更短。因此，如果在发动机负荷高且发动机旋转速度高时增多燃料喷射次数，可能先喷射的燃料尚未充分气化、扩散的状态下又追加新燃料，形成燃料浓度过高的混合气。因此，在高负荷侧部分压燃的执行过程中使发动机旋转速度高与旋转速度低时相比喷油器喷射燃料的次数更少，这样就能在发动机负荷高且发动机旋转速度高时抑制燃料浓度过高的混合气形成。

发明效果

如以上说明所示，本发明的压燃式发动机的控制装置不论发动机旋转速度如何都能确保良好的燃烧稳定性。

附图说明

图1是本发明一实施方式中压燃式发动机的整体结构的概略性系统图；

图2是发动机主体截面图及活塞平面图的合并示图；

图3是汽缸及其附近的进排气系统结构的概略平面图；

图4是发动机控制系统的框图；

图5是根据燃烧形态的不同划分发动机运行区域所得的分布图；

图6是spcci燃烧（部分压燃）时热产生率的波形图；

图7是对发动机各运行区域中进行的燃烧控制进行概略性说明的时间图；

图8是第1区域中喷射模式的时间图；

图9是低负荷侧第1运行区域中发动机旋转速度与喷射开始时间的关系图；

图10是低负荷侧第1运行区域中发动机旋转速度与喷射比例的关系图；

图11是高负荷侧第1运行区域中发动机旋转速度与喷射开始时间的关系图；

图12是高负荷侧第1运行区域中发动机旋转速度与喷射比例的关系图；

图13是第1运行区域所设定目标涡流阀开度具体示例分布图；

图14是负荷恒定的条件下改变旋转速度时目标涡流阀开度的变化图；

图15是结合与涡流之间的关系对喷油器喷射燃料（喷雾）的运动进行说明的图；

图16是从燃烧室上方观察与涡流一起移动的混合气的视图；

图17是spcci燃烧过程中执行的控制的详细情况的流程图；

图18是对si率的各种定义方法进行说明的、与图6相应的图。

具体实施方式

（1）发动机的整体结构

图1及图2是采用了本发明控制装置的压燃式发动机（以下简称发动机）的优选实施方式示图。本图所示发动机是作为行驶用动力源搭载于车辆的4冲程汽油直喷发动机，具有发动机主体1、供要导入发动机主体1的进气流通的进气通路30、供发动机主体1排出的排气气体流通的排气通路40、使在排气通路40流通的排气气体的一部分流回进气通路30的外部egr装置50。

发动机主体1具有内部形成有汽缸2的汽缸体3、安装在汽缸体3上侧面的从上方封闭汽缸2的汽缸盖4、插入汽缸2的且能往复滑动的活塞5。发动机主体1是典型的具有数个（例如4个）汽缸的多汽缸型结构，这里为简便起见仅着眼于1个汽缸2来进行说明。

活塞5上方区隔出燃烧室6，以汽油为主要成分的燃料从后述喷油器15通过喷射供给该燃烧室6。然后，供给的燃料在燃烧室6与空气混合并燃烧，被燃烧产生的膨胀力下压的活塞5在上下方向往复运动。另外，喷射到燃烧室6的燃料只要含有作为主要成分的汽油即可，例如还可在汽油以外含生物乙醇等副成分。

活塞5下方设有发动机主体1的输出轴即曲轴7。曲轴7通过连杆8连结活塞5并随着活塞5的往复运动（上下运动）受到驱动绕中心轴旋转。

汽缸2的几何压缩比，即活塞5位于上止点时燃烧室6的容积与活塞5位于下止点时燃烧室的容积之比，几何压缩比的值在13以上30以下比较适合后述spcci燃烧（部分压燃），14以上18以下更佳。更具体而言，汽缸2的几何压缩比在使用辛烷值为91左右的汽油燃料时即在采用普通规格时宜设定为14以上17以下，在使用辛烷值为96左右的汽油燃料即采用高辛烷值规格时宜设定为15以上18以下。

汽缸体3设有用于检出曲轴7旋转角度（曲轴转角）及曲轴7旋转速度（发动机旋转速度）的曲轴转角传感器sn1。

汽缸盖4设有朝向燃烧室6开口的进气口9及排气口10、开闭进气口9的进气门11、开闭排气口10的排气门12。此外，如图2所示，本实施方式中发动机的气门采用的是2进气门×2排气门的4气门形式。即，进气口9具有第1进气口9a及第2进气口9b，排气口10具有第1排气口10a及第2排气口10b。第1进气口9a及第2进气口9b分别设有1个进气门11，第1排气口10a及第2排气口10b分别设有1个排气门12。

如图3所示，第2进气口9b设有能够开闭的涡流阀18（相当于权利要求中的“涡流产生部”）。涡流阀18只设在第2进气口9b而不设在第1进气口9a。朝着关闭方向驱动所述涡流阀18，则从未设涡流阀18的第1进气口9a流入燃烧室6的进气比例増大，因此能增强绕汽缸轴线z（燃烧室6的中心轴）回旋的回旋流即涡流。反之，向打开方向驱动涡流阀18就能削弱涡流。本实施方式的进气口9是能够形成滚流（纵向涡流）的滚流口。因此在涡流阀18关闭时形成的涡流是与滚流混流所得斜向涡流。

通过包括汽缸盖4所配设的一对凸轮轴等在内的阀动机构13、14与曲轴7的旋转相联动地驱动进气门11及排气门12开闭。

进气门11用的阀动机构13内置有能改变进气门11开闭时间的进气vvt13a。同样，排气门12用的阀动机构14内置有能改变排气门12开闭时间的排气vvt14a。进气vvt13a（排气vvt14a）是相位式可变机构，同时、同量地改变进气门11（排气门12）的打开时间及关闭时间。通过所述进气vvt13a及排气vvt14a的控制，本实施方式能调整进气门11及排气门12双方跨排气上止点地打开的时间的气门重叠期间，且通过该气门重叠期间的调整能够对燃烧室6中残留的燃烧过的气体（内部废气再循环（egr）气体）的量进行调整。

汽缸盖4设有向燃烧室6喷射燃料（主要是汽油）的喷油器15、将喷油器15喷射至燃烧室6的燃料与导入燃烧室6的空气混合所得的混合气点火的火花塞16。汽缸盖4还设有用于检出燃烧室6的压力（以下称为缸内压力）的缸内压传感器sn2。

如图2所示，活塞5的顶面设有使包括中央位置在内的较广区域向汽缸盖4相反侧（下方）凹陷所得到的凹部20。凹部20的中央位置形成有相对而言向上方隆起的、大致呈圆锥状的隆起部20a，将该隆起部20a夹在中间的直径方向的两侧分别是截面呈碗状的凹部。换言之，凹部20是包围隆起部20a的、平面视图呈甜甜圈状的凹部。活塞5顶面中位于凹部20的直径方向外侧的区域是由圆环状的平坦面构成的挤压部21。

喷油器15配置在燃烧室6上顶面的中央位置，其前端部与活塞5顶面的中央位置（隆起部20a）相向。喷油器15是前端部具有数个喷孔的多喷孔型喷油器。具体来说，喷油器15具有在周方向等间隔配置的共计10个喷孔，各喷孔同时且放射状地（向斜下方）喷射燃料。图2中的线l1～l10表示各喷孔喷射的燃料喷雾的中心线。设各喷雾中心线l1～l10与汽缸轴线z的夹角为α，可将该夹角α设定为30～60度，优选约45度。即，从喷油器15喷射燃料后，来自各喷孔的喷雾分别同时向着与汽缸轴线z夹角为30～60度（优选45度）的方向飞出。

如本实施方式所述在喷油器15等间隔设置共计10个喷孔，则各喷雾的中心线l1～l10以汽缸轴心z为中心相互间隔36度排列。将与发动机的进排气方向平行且与汽缸轴线z正交的线为基准线k，夹住该基准线k的一侧区域中的各喷雾的中心线l1～l5与另一侧区域中的各喷雾的中心线l6～l10相对于基准线k而言是线对称关系。

火花塞16配置在从喷油器15起略向进气侧偏移的位置。平面视图中火花塞16的前端部（电极部）的位置与凹部20重叠。

如图1所示，进气通路30连接汽缸盖4的一个侧面并与进气口9连通。从进气通路30上游端吸入的空气（新空气）通过进气通路30及进气口9导入燃烧室6。

进气通路30从上游侧起依次设有用于除去进气中的异物的空气净化器31、用于调整进气的流量的能开闭的节气门32、将进气压缩并送出的增压器33、用于对增压器33压缩后的进气进行冷却的中冷器35、缓冲槽36。

进气通路30各部分设有用于检出进气流量的空气流量传感器sn3、用于检出进气温度的第1、第2进气温传感器sn4、sn6、用于检出进气压力的第1、第2进气压传感器sn5、sn7。空气流量传感器sn3及第1进气温传感器sn4设在进气通路30中空气净化器31与节气门32之间的部分，用于检出通过该部分的进气的流量及温度。第1进气压传感器sn5设在进气通路30中节气门32与增压器33之间（后述egr通路51连接口的下游侧）的部分，用于检出通过该部分的进气的压力。第2进气温传感器sn6设在进气通路30中增压器33与中冷器35之间的部分，用于检出通过该部分的进气的温度。第2进气压传感器sn7设在缓冲槽36中用于检出该缓冲槽36内的进气压力。

增压器33是通过机械方式与发动机主体1连结的机械式增压器（supercharger）。增压器33的具体形式不做限定，例如可以将lysholm式、roots式、离心式等公知增压器中任意一种用作增压器33。

增压器33与发动机主体1之间设有能以电学方式在结合状态、断开状态之间切换的电磁离合器34。电磁离合器34为结合状态则从发动机主体1向增压器33传递驱动力，增压器33进行增压。而电磁离合器34为断开状态则所述驱动力的传递中断，增压器33停止增压。

进气通路30设有用于绕过增压器33的绕行通路38。绕行通路38使缓冲槽36与后述egr通路51相互连接。绕行通路38设有能开闭的绕行阀39。

排气通路40连接汽缸盖4的另一侧面并与排气口10连通。燃烧室6中生成的燃烧过的气体通过排气口10及排气通路40排出至外部。

排气通路40设有催化转化器41。催化转化器41中内置有用于净化在排气通路40流通的排气气体中含有的有害成分（hc、co、nox）的三元催化剂41a以及用于捕捉排气气体中含有的粒子状物质（pm）的汽油颗粒补集器（gpf,gasolineparticulatefilter）41b。此外，还可以在催化转化器41下游侧追加内置有三元催化剂、nox催化剂等恰当的催化剂的其他催化转化器。

外部废气再循环（egr）装置50具有连接排气通路40和进气通路30的egr通路51、设在egr通路51的egr冷却器52及egr阀53。egr通路51使排气通路40中催化转化器41的下游侧部分与进气通路30中节气门32与增压器33之间的部分相互连接。egr冷却器52通过热交换冷却通过egr通路51从排气通路40回流到进气通路30的排气气体（外部egr气体）。egr阀53设在egr冷却器52的下游侧（接近进气通路30的一侧）的egr通路51上能开闭，用于调整在egr通路51流通的排气气体的流量。

egr冷却器52使用用于冷却发动机主体1的冷却水作为热交换的媒介（冷媒）。通过所述egr冷却器52冷却后回流至进气通路30的外部egr气体的温度比刚从燃烧室6排出的排气气体温度低很多，但仍高于外部气温。因此，执行外部egr时与不执行外部egr时相比压缩冲程实质开始的时间点（进气门11关闭时）处燃烧室6的温度即压缩开始温度更高。

egr通路51设有用于检出egr阀53上游侧的压力与下游侧的压力之差的差压传感器sn8。

（2）控制系统

图4是发动机控制系统的框图。本图所示ecu100是对发动机进行总揽式控制的微处理器，由公知的cpu、rom、ram等构成。

各种传感器的检出信号输入ecu100。例如，ecu100与所述曲轴转角传感器sn1、缸内压传感器sn2、空气流量传感器sn3、第1、第2进气温传感器sn4、sn6、第1、第2进气压传感器sn5、sn7、差压传感器sn8以电学方式连接，通过这些传感器检出的信息（即曲轴转角、发动机旋转速度、缸内压力、进气流量、进气温度、进气压、egr阀53的前后差压等）依次输入ecu100。

此外，车辆还设有用于检出驾驶该车辆的司机操作下的油门踏板开度的油门传感器sn9，该油门传感器sn9的检出信号也输入ecu100。

ecu100基于所述各传感器的输入信号执行各种判定、运算等并控制发动机各部分。即，ecu100与进气vvt13a、排气vvt14a、喷油器15、火花塞16、涡流阀18、节气门32、电磁离合器34、绕行阀39、egr阀53等通过电学方式连接并基于所述运算的结果等分别向这些机器输出控制用信号。

另外，所述ecu100相当于权利要求中的“控制部”。

（3）与运行状态相应的控制

图5是说明与发动机旋转速度／负荷相应的不同控制的分布图。如本图所示，发动机运行区域根据燃烧形态的不同大体分为4个运行区域a1～a4。将其分别称为第1运行区域a1、第2运行区域a2、第3运行区域a3、第4运行区域a4，第4运行区域a4是旋转速度高的高速区域，第1运行区域a1是从第4运行区域a4的低速侧区域除去高负荷侧的一部分后所得低、中速／低负荷区域，第3运行区域a3是旋转速度低且负荷高的低速／高负荷区域，第2运行区域a2是排除第1、第3、第4运行区域a1、a3、a4后的剩余区域（换言之，即低、中速／中负荷区域与中速／高负荷区域所合成的区域）。下面依次对各运行区域中选择的燃烧形态等进行说明。

（3－1）第1运行区域

在低速、低负荷的第1运行区域a1执行结合了si燃烧和ci燃烧的部分压燃（以下称之为spcci燃烧）。si燃烧是指通过使用火花塞16进行的火花点火向混合气点火，通过燃烧区域从该点火点向周围扩大的火焰传播强制性地使混合气燃烧的形态，ci燃烧是指在通过活塞5的压缩实现的高温、高压环境下使混合气通过自燃进行燃烧的形态。而结合了所述si燃烧和ci燃烧这两种方式的spcci燃烧所指的燃烧形态为：通过在混合气即将自燃的前一刻的环境下进行的火花点火使燃烧室6内混合气的一部分进行si燃烧，在该si燃烧后（通过si燃烧伴随的进一步高温、高压化）使燃烧室6内的其他混合气通过自燃进行ci燃烧。“spcci”是“sparkcontrolledcompressionignition”的简称。

图6用于表示发生spcci燃烧的情况下热产生率（j／deg）随曲轴转角变化的情况。

spcci燃烧具有ci燃烧的相对于si燃烧来说热产生状态更为急剧的性质。例如图6所示，spcci燃烧的热产生率波形中，si燃烧所对应的燃烧初期的上升倾斜度与之后的对应ci燃烧所出现的上升倾斜度相比更小。换言之，在所形成的spcci燃烧时的热产生率波形中，通过si燃烧形成的上升倾斜度相对较小的第1热产生率部与通过ci燃烧形成的上升倾斜度相对较大的第2热产生部以此顺序相连续。另外，与所述热产生率的倾向相对应地，spcci燃烧中si燃烧时导致的燃烧室6内的压力上升率（dp/dθ）与ci燃烧时相比更小。

si燃烧导致燃烧室6内的温度及压力提高，随之未燃混合气自燃，ci燃烧开始。如图6示例，在该自燃时间（即ci燃烧开始时间）处热产生率波形的倾斜度从小向大变化。即，spcci燃烧中热产生率的波形具有在ci燃烧开始时间处出现的拐点（图6中的x）。

ci燃烧开始后si燃烧与ci燃烧并行进行。ci燃烧与si燃烧相比混合气的燃烧速度更快所以热产生率相对较大。另外，ci燃烧在压缩上止点之后进行，所以不会出现热产生率波形倾斜度过大的情况。即，压缩上止点过后活塞5下降导致运转压力下降，由此抑制热产生率上升，避免ci燃烧时dp/dθ过大。如上，spcci燃烧所具有的si燃烧之后进行ci燃烧的性质不易导致燃烧噪音的指标即dp/dθ过大，与单纯的ci燃烧（使全部燃料ci燃烧的情形）相比能抑制燃烧噪音。

ci燃烧结束spcci燃烧随之结束。ci燃烧与si燃烧相比燃烧速度更快，因此与单纯的si燃烧（使全部燃料进行si燃烧的情形）相比能提早燃烧结束时间。换言之，spcci燃烧能使燃烧结束时间在膨胀冲程内接近压缩上止点。因此spcci燃烧与单纯的si燃烧相比能提高油耗性能。

作为所述spcci燃烧的具体的形态，在第1运行区域a1所执行的控制为：形成燃烧室6内的空气（新空气）与燃料的重量比即空燃比（a／f）较理论空燃比（14.7）更大的环境（以下称之为a／f稀薄环境）并使混合气进行spcci燃烧。为实现这种a／f稀薄环境下的spcci燃烧，在第1运行区域a1通过ecu100对发动机的各部分进行如下控制。

增压器33在图5所示增压线t内侧区域是off状态，在增压线t外侧区域为on状态。在增压器33为off状态的增压线t内侧区域，即在第1运行区域a1的低速侧，电磁离合器34断开，增压器33与发动机主体1的连结断开且绕行阀39全开，停止增压器33的增压。而在增压器33为on状态的增压线t外侧区域，即第1运行区域a1的高速侧，电磁离合器34连结，增压器33与发动机主体1连结，增压器33进行增压。此时，控制绕行阀39的开度使第2进气压传感器sn7检出的缓冲槽36内的压力（增压压力）与针对各运行条件（旋转速度／负荷）分别预先设定的目标压力一致。例如，绕行阀39的开度越大则通过绕行通路38逆流至增压器33上游侧的进气流量越大，因此导入缓冲槽36的进气的压力即增压压力越低。绕行阀39通过如上所述地调整进气的逆流量来将增压压力控制在目标压力。

通过进气vvt13a及排气vvt14a设定进气门11及排气门12的气门正时使得两气门跨排气上止点地打开的气门重叠期间得以形成。由此实现使燃烧过的气体残留在燃烧室6的内部egr，燃烧室6的温度得以提高。即，排气门12维持打开状态直至排气上止点之后（直至进气冲程初期），由此，燃烧过的气体从排气口10回到燃烧室6实现内部egr。对气门重叠期间（更具体地说是指排气门12在进气冲程中打开的时间）进行调整使得导入燃烧室6的内部egr气体的比例即内部egr率在负荷越低时越大。

第1运行区域a1中内部egr率的目标值即目标内部egr率大致设定在10%～50％范围且是可变的，越往低负荷侧其数值越大。此处所说的内部egr率是指燃烧室6中残留的燃烧过的气体（内部egr气体）在燃烧室6内全部气体中所占重量比例。另外，燃烧室6中残留的燃烧过的气体的概念不仅包括未从排气口10排出的残留在燃烧室6的燃烧过的气体，还包括通过进气冲程中排气门12打开从排气口10返回燃烧室6的燃烧过的气体。

egr阀53在第1运行区域a1的大部分区域是打开的。具体来说，egr阀53在第1运行区域a1中除去低速侧的一部分区域后的大部分区域打开，该打开区域中egr阀53的开度在高速侧较低速侧更大。这样，通过egr通路51回流至燃烧室6的排气气体（外部egr气体）的比例即外部egr率被调整为旋转速度越高则越大。

第1运行区域a1中外部egr率的目标值即目标外部egr率大致设定在0%～20%范围且是可变的，越往高速侧或高负荷侧其数值越大。此处所说的外部egr率指的是通过egr通路51流回燃烧室6的排气气体（外部egr气体）在燃烧室6内的全部气体中所占的重量比例。

节气门32全开。由此，较多的空气（新空气）导入燃烧室6，燃烧室6内的空气（新空气）与燃料的重量比即空燃比（a／f）被设定为比理论空燃比更大的值。换言之，第1运行区域a1在实际空燃比除以理论空燃比所得值即空气过剩系数λ比1大的a／f稀薄环境下进行spcci燃烧。例如，作为能充分抑制燃烧导致的nox生成量的值，第1运行区域a1中空气过剩系数λ设定为2以上。此外，如上所述，本实施方式中，第1运行区域a1执行内部egr及外部egr，但有必要对通过这两种egr导入燃烧室6的egr气体（内部egr气体及外部egr气体）的量进行设定以保证燃烧室6内有与所述目标空燃比（λ＞2）相应量的空气。第1运行区域a1的内部egr率及外部egr率各自的目标值被预设为满足所述要求的值。即，在本实施方式中，设定内部egr率及外部egr率各自的目标值，以使得节气门32全开状态下导入燃烧室6的全部气体量减去所述目标空燃比（λ＞2）对应的空气量所得气体量的内部egr气体及外部egr气体导入燃烧室6。然后根据所述各egr率的目标值分别调整气门重叠期间及egr阀53的开度。

将涡流阀18开度设定为比半开（50％）更低的低开度。通过如上所述地降低涡流阀18的开度，导入燃烧室6的进气的大部分是来自第1进气口9a（未设涡流阀18一侧的进气口）的进气，燃烧室6内形成强涡流。该涡流在进气冲程中成长并残存至压缩冲程过程中，促进燃料成层化。也就是会形成燃烧室6中央位置燃料浓度较外侧区域（外周部）更高的浓度差。在第1运行区域a1将燃烧室6中央位置的空燃比设定在20以上30以下，将燃烧室6外周部的空燃比设定在35以上，就此会在后述（4－2）进行详细说明。此外，低速侧与高速侧相比涡流阀18的开度更小。由此，涡流强度被调整为在旋转速度越低时越强。

喷油器15分数次喷射燃料，所述数次分布在跨进气冲程、压缩冲程的范围内。火花塞16在压缩上止点附近向混合气点火。例如在第1运行区域a1火花塞16在压缩上止点稍往提前角侧的时间处向混合气点火。然后，以该点火为契机开始spcci燃烧，燃烧室6内的部分混合气通过火焰传播燃烧（si燃烧），之后其他混合气通过自燃进行燃烧（ci燃烧）。第1运行区域a1的喷射模式将在下面详述。

（3－2）第2运行区域

图7是第2运行区域a2包含的运行点p4、第3运行区域a3包含的运行点p5、第4运行区域a4包含的运行点p6处喷油器15的喷射脉冲、点火时间（火花塞16向混合气点火的时间）及热产生率图。喷射脉冲宽度表示喷射量的大小，喷射脉冲宽度越大喷射量越大。

第2运行区域a2（低、中速／中负荷区域与中速／高负荷域合成的区域）执行下述控制：形成燃烧室6内全部气体与燃料的重量比即气体空燃比（g／f）比理论空燃比（14.7）更大且空燃比（a／f）与理论空燃比基本一致的环境（以下称之为g／f稀薄环境）并使混合气进行spcci燃烧。具体来说，为实现这种g／f稀薄环境下的spcci燃烧，在第2运行区域a2通过ecu100对发动机的各部分进行如下控制。

喷油器15使一个循环中应喷射的燃料的至少一部分于压缩冲程中喷射。例如，在第2运行区域a2包含的运行点p4，如图7（a）所示，喷油器15在压缩冲程前半部分及后半部分分2次喷射燃料。

火花塞16在压缩上止点附近向混合气点火。例如，在所述运行点p4，火花塞16在压缩上止点稍往提前角侧的时间处向混合气点火。然后，以该点火为契机开始spcci燃烧，燃烧室6内的部分混合气通过火焰传播燃烧（si燃烧），之后其他混合气通过自燃进行燃烧（ci燃烧）。

增压器33在与增压线t内侧区域重叠的低负荷低速侧的一部分为off状态，在除此之外的其他区域为on状态。增压器33为on状态并进行进气增压时，控制绕行阀39的开度使得缓冲槽36内的压力（增压压力）与目标压力一致。

通过进气vvt13a及排气vvt14a对进气门11及排气门12的气门正时进行设定以形成一定量的气门重叠期间。但第2运行区域a2中绝大部分区域都会进行增压（即进气压得到提高），所以即使进气冲程中排气门12打开也很难发生燃烧过的气体从排气口10逆流至燃烧室6的情况（即内部egr）。由此，使第2运行区域a2的内部egr率与第1运行区域a1的内部egr率相比更小，特别在第2运行区域a2的高负荷侧内部egr实质上是停止的。

节气门32全开。

对egr阀53开度进行控制，使得燃烧室6内的空燃比（a／f）为理论空燃比（λ＝1）或在理论空燃比附近。例如，egr阀53调整通过egr通路51回流的排气气体（外部egr气体）量，使得空气过剩系数λ为1±0.2。另外，相当于理论空燃比的空气量随负荷提高而增大，与此相应地，第2运行区域a2的外部egr率被设定为在负荷越高时越小（换言之负荷越低时越高）。按照如上设定的外部egr率的目标值控制egr阀53的开度。

涡流阀18的开度设定为与第1运行区域a1的开度同等程度的值或更大的一定的中间开度。

（3－3）第3运行区域

在低速、高负荷的第3运行区域a3执行控制使得燃料的至少一部分在压缩冲程后期喷射并使混合气进行si燃烧。具体而言，为实现伴随所述延迟喷射的si燃烧，在第3运行区域a3通过ecu100对发动机的各部分进行如下控制。

喷油器15使一个循环中应喷射的燃料的至少一部分于压缩冲程后期喷射。例如，在第3运行区域a3所含的运行点p5，如图7（b）所示，喷油器15将一个循环中应喷射的全部燃料于压缩冲程后期（紧邻压缩上止点的前一刻）喷射。

火花塞16例如在从压缩上止点经过5～20度的曲轴转角后的较迟的时间处向混合气点火。然后，以该点火为契机开始si燃烧，燃烧室6内的全部混合气通过火焰传播进行燃烧。如上所述地使第3运行区域a3的点火时间滞后是为了防止爆震、早燃等异常燃烧。但在第3运行区域a3设定的是压缩冲程后期（紧邻压缩上止点的前一刻）这一非常迟的时间，因此，虽然如上所述地使点火时间滞后，但点火后燃烧速度（火焰传播速度）仍然比较快。即，从燃料喷射至点火的时间非常短，因此点火时间点处燃烧室6内的流动（湍流能量）比较强，利用该流动就能加速点火后燃烧速度。由此能防止异常燃烧并维持较高的热效率。

增压器33是on状态，增压器33进行增压。此时的增压压力通过绕行阀39进行调整。

节气门32全开。

对egr阀53开度进行控制，使得燃烧室6内的空燃比（a／f）为理论空燃比（λ＝1）或在理论空燃比附近。例如，egr阀53调整通过egr通路51回流的排气气体（外部egr气体）量，使得空气过剩系数λ为1±0.2。

将涡流阀18开度设定为半开（50％）或半开（50％）附近的值。

（3－4）第4运行区域

在所述第1运行区域～第3运行区域a1～a3的高速侧的第4运行区域a4执行比较传统的si燃烧。为实现所述si燃烧，在第4运行区域a4通过ecu100对发动机的各部分进行如下控制。

喷油器15至少在与进气冲程重叠的一定时间喷射。例如，如图7（c）所示，在第4运行区域a4所含的运行点p6，喷油器15在从进气冲程到压缩冲程的一段连续时间喷射燃料。另外，运行点p6处在非常高速高负荷的条件，所以一个循环中应喷射的燃料量本身较多，且喷射所需要量的燃料所需要的曲轴转角时间较长。这就是运行点p6的燃料喷射时间比所述其他运行点（p4、p5）都要长的原因。

火花塞16在压缩上止点附近向混合气点火。例如，在所述运行点p6火花塞16在压缩上止点稍往提前角侧的时间处向混合气点火。然后，以该点火为契机开始si燃烧，燃烧室6内的全部混合气通过火焰传播进行燃烧。

增压器33是on状态，增压器33进行增压。此时的增压压力通过绕行阀39进行调整。

节气门32全开。

对egr阀53的开度进行控制使得燃烧室6内的空燃比（a／f）的值等于理论空燃比或较理论空燃比稍为丰富（λ≦1）。

涡流阀18全开。由此，除了第1进气口9a以外，第2进气口9b也完全打开，发动机的填充效率得以提高。

（4）第1运行区域的喷射模式

下面对第1运行区域a1中的燃料喷射控制的详情进行说明。在第1运行区域a1中的低负荷侧与高负荷侧与发动机旋转速度相应的喷射模式的变化方式不同。下面将第1运行区域a1的低负荷侧的区域称为低负荷侧第1区域a1＿a，将第1运行区域a1中与低负荷侧第1区域a1＿a相比发动机负荷更高的区域称为高负荷侧第1区域a1＿b。例如，如图5所示，低负荷侧第1区域a1＿a是第1运行区域a1中发动机负荷在预先设定的基准负荷t2以下的区域，高负荷侧第1区域a1＿b是第1运行区域a1中发动机负荷比基准负荷t2高的区域。

图8是第1运行区域a1包含的运行点处喷油器15的喷射脉冲、点火时间及热产生率图。喷射脉冲宽度（即喷射时间）大致表示了喷射量的大小，喷射脉冲宽度越大喷射量越大。

图8（a）显示的是低负荷侧第1区域a1＿a中发动机旋转速度低的运行点p1＿a及高负荷侧第1区域a1＿b中发动机旋转速度低的运行点p1＿b处燃料喷射模式等。即，第1运行区域a1中发动机旋转速度低的运行点处不论发动机负荷如何燃料喷射模式及点火时间相同。

如图8（a）所示，运行点p1＿a、p1＿b处在一个循环中共计喷射3次。第1次喷射即前段喷射q1与第2次喷射即中段喷射q2在进气冲程前期至中期的期间实施。第3次喷射即后段喷射q3在压缩冲程后期实施。本说明书中冲程的前期、中期、后期指的是分别将冲程3分时的前期、中期、后期。

如图8（a）所示，运行点p1＿a、p1＿b处，一个循环中应喷射的燃料的大半通过前段喷射q1喷射，剩余少量燃料通过中段喷射q2、后段喷射q3喷射。即，运行点p1＿a、运行点p1＿b处，一个循环中应该喷射的燃料总量中前段喷射q1喷射量的比例（以下简称为前段喷射q1喷射量的比例）比一个循环中应该喷射的燃料总量中中段喷射q2喷射量的比例（以下简称为中段喷射q2喷射量的比例）及一个循环中应喷射的燃料总量中后段喷射q3喷射量的比例（以下简称为后段喷射q3喷射量的比例）更大。例如前段喷射q1喷射量的比例是80％左右，中段喷射q2喷射量的比例及后段喷射q3喷射量的比例均为10％左右。

通过前段喷射q1喷射的燃料量至少在一个循环中喷射至燃烧室6的燃料的50％以上。

由此，在运行点p1＿a、p1＿b向燃烧室6喷射燃料的时间，具体来说也就是向燃烧室6喷射燃料的平均时间或称中心时间，也就是一个循环中向燃烧室6喷射的燃料中50％量燃料向燃烧室6喷射结束的时间（以下视情况称为燃料喷射中心时间）包含在前段喷射q1的喷射期间（燃料喷射的期间）。即，运行点p1＿a及运行点p1＿b处燃料喷射的中心时间包含在前段喷射q1的喷射期间，是进气冲程中的一定时间。

图8（b）显示的是低负荷侧第1区域a1＿a中发动机旋转速度高的运行点p2处的燃料喷射模式等。

如图8（b）所示，运行点p2与运行点p1＿a同样地在一个循环中共计喷射3次。但运行点p2与运行点p1＿a有所不同，第1次喷射即前段喷射q1、第2次喷射即中段喷射q2、第3次喷射即后段喷射q3都在压缩冲程中期至后期实施。即，在运行点p2处一个循环中应喷射的所有燃料均在压缩冲程喷射。由此，运行点p2处燃料喷射的中心时间包含在压缩冲程。

如上所述，运行点p1＿a处燃料喷射的中心时间包含在进气冲程。因此，运行点p2处的燃料喷射的中心时间与运行点p1＿a处燃料喷射的中心时间相比更靠滞后角侧。

如图8（b）所示，运行点p2处后段喷射q3的喷射量最多，前段喷射q1的喷射量与中段喷射q2的喷射量是同等程度。例如，后段喷射q3的喷射量比例为45％左右，前段喷射q1的喷射量比例为25％左右，中段喷射q2的喷射量比例为30％左右。

如上所述，运行点p1＿a处一个循环中应喷射燃料的大半通过前段喷射q1喷射，后段喷射q3喷射量的比例非常小（例如10％左右）。而在运行点p2处，后段喷射q3的喷射量最多，运行点p2的后段喷射q3喷射量的比例比运行点p1＿a的后段喷射q3喷射量的比例大。

图8（c）显示的是高负荷侧第1区域a1＿b中发动机旋转速度高的运行点p3处的燃料喷射模式等。

如图8（c）所示，在运行点p3处，与同属高负荷侧第1区域a1＿b但发动机旋转速度低的运行点p1＿b不同，不实施后段喷射q3而在一个循环中共计喷射2次。即，运行点p3处只实施前段喷射q1和中段喷射q2。

在运行点p3处与运行点p1＿b同样地使第1次喷射即前段喷射q1在进气冲程前期至中期实施。但与运行点p1＿b不同，在运行点p3处使第2次喷射即中段喷射q2在压缩冲程中期至后期实施。

如图8（c）所示，运行点p3处一个循环中应喷射的燃料的大半通过前段喷射q1喷射，剩余的少量燃料通过中段喷射q2喷射。即，运行点p3处前段喷射q1喷射量的比例比中段喷射q2喷射量的比例及后段喷射q3喷射量的比例大。如上所述，本实施方式中运行点p3处不实施后段喷射q3，后段喷射q3喷射量的比例为0％。例如，分别设前段喷射q1喷射量的比例和中段喷射q2喷射量的比例为90％左右、10％左右。

通过前段喷射q1喷射的燃料量至少在一个循环中喷射至燃烧室6的燃料的50％以上。因此，运行点p3处的燃料喷射的中心时间包含在前段喷射q1的喷射期间，即包含在进气冲程。

（低负荷侧第1区域a1＿a中发动机旋转速度与喷射模式的关系）

（喷射开始时间）

图9是表示低负荷侧第1区域a1＿a中各喷射q1、q2、q3的喷射开始时间（喷射开始的时间）随发动机旋转速度变化的图。图9中一并显示了所述运行点p1＿a、p1＿b、p2、p3。

如图9所示，在低负荷侧第1区域a1＿a，整体上设定为前段喷射q1的喷射开始时间在发动机旋转速度高时与旋转速度低时相比更靠滞后角侧。

具体而言，在发动机旋转速度在第1旋转速度n1以下的区域，前段喷射q1的喷射开始时间不依赖于发动机旋转速度而保持恒定时间，即包含在进气冲程的时间ti＿1。发动机旋转速度超过第1旋转速度n1，则前段喷射q1的喷射开始时间随发动机旋转速度提高而从发动机旋转速度为第1旋转速度n1时的时间ti＿1起逐渐滞后。前段喷射q1的喷射开始时间在第1旋转速度n1与第2旋转速度n2之间的发动机旋转速度n10处为进气下止点bdc。超过发动机旋转速度n10之后，前段喷射q1的喷射开始时间仍随发动机旋转速度提高而逐渐滞后。发动机旋转速度达到第2旋转速度n2，则前段喷射q1的喷射开始时间较进气bdc更靠滞后角侧，也就是包含在压缩冲程的时间ti＿2。发动机旋转速度比第2旋转速度n2高的区域中，前段喷射q1的喷射开始时间不依赖于发动机旋转速度而保持恒定时间，即发动机旋转速度为第2旋转速度n2时的时间ti＿2。

如图9所示，低负荷侧第1区域a1＿a中中段喷射q2的喷射开始时间与前段喷射q1的喷射开始时间同样地设定为在发动机旋转速度高时与旋转速度低时相比是更靠滞后角侧的时间。

具体而言，在发动机旋转速度在第1旋转速度n1以下的区域，中段喷射q2喷射开始时间不依赖于发动机旋转速度而保持恒定时间，即包含在进气冲程的时间ti＿3。发动机旋转速度超过第1旋转速度n1，则中段喷射q2的喷射开始时间从所述时间ti＿3开始随着发动机旋转速度提高而逐渐滞后。发动机旋转速度比第2旋转速度n2高的区域中中段喷射q2的喷射开始时间不依赖于发动机旋转速度而维持在恒定时间，即发动机旋转速度为第2旋转速度n2时的时间ti＿4（比发动机旋转速度为第1旋转速度n1时所述时间ti＿3更靠滞后角侧的时间）。中段喷射q2的喷射开始时间也在第1旋转速度n1与第2旋转速度n2之间的发动机旋转速度处取进气下止点bdc，发动机旋转速度为第2旋转速度n2时中段喷射q2的喷射开始时间包含在压缩冲程。

如图9所示，低负荷侧第1区域a1＿a中后段喷射q3的喷射开始时间设定为在发动机旋转速度高时与旋转速度低时相比是更靠滞后角侧的时间。

具体而言，在发动机旋转速度在第1旋转速度n1以下的区域，后段喷射q3的喷射开始时间不依赖于发动机旋转速度而保持恒定时间，即包含在压缩冲程的时间ti＿5。发动机旋转速度超过第1旋转速度n1，则后段喷射q3的喷射开始时间从所述时间ti＿5起随着发动机旋转速度提高而逐渐提前。发动机旋转速度比第2旋转速度n2高的区域中后段喷射q3的喷射开始时间不依赖于发动机旋转速度而维持在恒定时间，即发动机旋转速度为第2旋转速度n2时的时间ti＿6（比发动机旋转速度为第1旋转速度n1时所述时间ti＿5更靠提前角侧的时间）。

（喷射量的比例）

图10是低负荷侧第1区域a1＿a中与发动机旋转速度相应的各喷射q1、q2、q3的喷射量比例变化图。

如图10所示，在低负荷侧第1区域a1＿a，整体上设定为前段喷射q1的喷射量的比例在发动机旋转速度高时与旋转速度低时相比更少。

具体而言，发动机旋转速度在第1旋转速度n1以下的区域中，前段喷射q1喷射量的比例不依赖于发动机旋转速度而维持恒定比例，即接近100％的比例ri＿1。发动机旋转速度超过第1旋转速度n1，则前段喷射q1喷射量的比例从所述比例ri＿1起随发动机旋转速度提高而逐渐变小。在发动机旋转速度比第2旋转速度n2高的区域，前段喷射q1喷射量的比例不依赖于发动机旋转速度而维持恒定比例，即发动机旋转速度为第2旋转速度n2时的比例ri＿2（比发动机旋转速度为第1旋转速度n1时的比例ri＿1更小的值）。例如如上所述，发动机旋转速度在第1旋转速度n1以下时的运行点p1＿a处的前段喷射q1喷射量的比例ri＿1为80％左右，发动机旋转速度比第2旋转速度n2高时的运行点p2处前段喷射q1喷射量的比例ri＿2在30％左右。

另一方面，如图10所示，在低负荷侧第1区域a1＿a，整体上设定为中段喷射q2喷射量的比例在发动机旋转速度高时与旋转速度低时相比更多。

具体而言，发动机旋转速度在第1旋转速度n1以下的区域中，中段喷射q2喷射量的比例不依赖于发动机旋转速度而维持恒定比例，即接近0的值ri＿3。发动机旋转速度超过第1旋转速度n1，则中段喷射q2喷射量的比例从所述比例ri＿3起随发动机旋转速度提高而逐渐变大。在发动机旋转速度比第2旋转速度n2高的区域，中段喷射q2喷射量的比例不依赖于发动机旋转速度而维持恒定比例，即发动机旋转速度为第2旋转速度n2时的比例ri＿4（比发动机旋转速度为第1旋转速度n1时的比例ri＿3更大的值）。例如，如上所述，发动机旋转速度为第1旋转速度n1时的运行点p1＿a处的中段喷射q2喷射量的比例ri＿3为10％左右，发动机旋转速度比第2旋转速度n2高时的运行点p2处中段喷射q2喷射量的比例ri＿4为45％左右。

如图10所示，在低负荷侧第1区域a1＿a，整体上设定为后段喷射q3喷射量的比例在发动机旋转速度高时与旋转速度低时相比更多。

具体而言，发动机旋转速度在第1旋转速度n1以下的区域中，后段喷射q3喷射量的比例不依赖于发动机旋转速度而维持恒定比例，即接近0的值ri＿5。发动机旋转速度超过第1旋转速度n1，则后段喷射q3喷射量的比例从所述比例ri＿5起随发动机旋转速度提高而逐渐变大。在发动机旋转速度比第2旋转速度n2高的区域，后段喷射q3喷射量的比例不依赖于发动机旋转速度而维持恒定比例，即发动机旋转速度为第2旋转速度n2时的比例ri＿6（比发动机旋转速度为第1旋转速度n1时的比例ri＿5更大的值）。例如，如上所述，发动机旋转速度为第1旋转速度n1时的运行点p1＿a处的后段喷射q3喷射量的比例ri_5为10％左右，发动机旋转速度比第2旋转速度n2高时的运行点p2处后段喷射q3喷射量的比例ri＿6为25%左右。

另外，如图10所示，在低负荷侧第1区域a1＿a中，在发动机旋转速度比第1旋转速度n1和第2旋转速度n2之间的中间旋转速度n11低时，前段喷射q1喷射量的比例最大，当发动机旋转速度比中间旋转速度n11高时，中段喷射q2喷射量的比例最大。

对各喷射q1、q2、q3的喷射开始时间及喷射量进行如上所述控制，由此在低负荷侧第1区域a1＿a中使发动机旋转速度高时与旋转速度低时相比燃料喷射的中心时间更靠滞后角侧。

（高负荷侧第1区域a1＿b的发动机旋转速度与喷射模式的关系）

（喷射开始时间）

图11是高负荷侧第1区域a1＿b中与发动机旋转速度相应的各喷射q1、q2、q3的喷射开始时间的变化示图。

如图11所示，高负荷侧第1区域a1＿b整体上设定为前段喷射q1的喷射开始时间不依赖于发动机旋转速度而基本恒定。

具体而言，在发动机旋转速度在第1旋转速度n1以下的区域，前段喷射q1的喷射开始时间不依赖于发动机旋转速度而保持恒定时间，即包含在进气冲程的时间ti＿11。前段喷射q1的喷射开始时间在发动机旋转速度超过第1旋转速度n1后随发动机旋转速度提高而逐渐滞后，在发动机旋转速度比第2旋转速度n2高的区域随发动机旋转速度提高而逐渐提前。超过比第2旋转速度n2高的第3旋转速度n3后，前段喷射q1的喷射开始时间不依赖于发动机旋转速度而维持恒定的时间ti＿13。如上所述，设定在高负荷侧第1区域a1＿b中前段喷射q1的喷射开始时间在发动机旋转速度为第2旋转速度n2时为最靠滞后角侧的时间ti＿12。但发动机旋转速度为第1旋转速度n1时前段喷射q1的喷射开始时间ti＿11与第2旋转速度n2时的前段喷射q1的喷射开始时间ti＿12相差非常小（例如该差在20度曲轴转角以下），发动机旋转速度为第3旋转速度n3的时前段喷射q1的喷射开始时间ti＿13与第2旋转速度n2时的前段喷射q1的喷射开始时间ti＿12相差非常小（例如该差为15度曲轴转角以下），如上所述，使高负荷侧第1区域a1＿b中前段喷射q1的喷射开始时间不依赖于发动机旋转速度而基本恒定。至少可以说，高负荷侧第1区域a1＿b中与发动机旋转速度相应的前段喷射q1的喷射开始时间的变化幅度与低负荷侧第1区域a1＿a中与发动机旋转速度相应的前段喷射q1的喷射开始时间的变化幅度相比足够小。另外，如图11所示，本实施方式中发动机旋转速度为第3旋转速度n3的时前段喷射q1的喷射开始时间ti＿13与发动机旋转速度为第1旋转速度n1以下时的前段喷射q1的喷射开始时间ti＿11相比略靠滞后角侧。

如图11所示，在高负荷侧第1区域a1＿b，整体上设定为中段喷射q2的喷射开始时间在发动机旋转速度高时与旋转速度低时相比更靠滞后角侧。

具体而言，在发动机旋转速度在第1旋转速度n1以下的区域，中段喷射q2的喷射开始时间不依赖于发动机旋转速度而保持恒定时间，即包含在进气冲程的时间ti＿14。发动机旋转速度超过第1旋转速度n1后，中段喷射q2的喷射开始时间随发动机旋转速度提高而从所述时间ti＿14起逐渐滞后。在发动机旋转速度比第2旋转速度n2高的区域，中段喷射q2的喷射开始时间不依赖于发动机旋转速度而基本维持在恒定时间，即发动机旋转速度为第2旋转速度n2时的时间ti＿15附近的时间（与发动机旋转速度为第1旋转速度n1时所述时间ti＿14相比更靠滞后角侧的时间）。中段喷射q2的喷射开始时间也在第1旋转速度n1与第2旋转速度n2之间的发动机旋转速度处取进气下止点bdc，发动机旋转速度为第2旋转速度n2时中段喷射q2的喷射开始时间包含在压缩冲程。另外，如图11所示，发动机旋转速度在第2旋转速度n2起到略高一些的速度之间的区域时，中段喷射q2的喷射开始时间随着发动机旋转速度的増大而略靠近提前角侧。但该提前量非常小，在发动机旋转速度比第2旋转速度n2高的区域，中段喷射q2的喷射开始时间不依赖于发动机旋转速度而基本维持在恒定时间。

如上所述，在高负荷侧第1区域a1＿b，发动机旋转速度高时后段喷射q3停止。本实施方式中发动机旋转速度超过第1旋转速度n1后后段喷射q3停止。在高负荷侧第1区域a1＿b，在发动机旋转速度在第1旋转速度n1以下区域，该后段喷射q3的喷射开始时间不依赖于发动机旋转速度而基本维持在恒定时间，即靠近压缩上止点的时间ti＿16。

（喷射量的比例）

图12是高负荷侧第1区域a1＿b中与发动机旋转速度相应的各喷射q1、q2、q3的喷射量的比例变化图。

如图12所示，在高负荷侧第1区域a1＿b，整体上设定为前段喷射q1喷射量的比例在发动机旋转速度高时与旋转速度低时相比更多。

具体而言，发动机旋转速度在第1旋转速度n1以下的区域中，前段喷射q1喷射量的比例不依赖于发动机旋转速度而维持恒定比例，即接近100％的比例ri＿11。发动机旋转速度超过第1旋转速度n1后，前段喷射q1喷射量的比例随着发动机旋转速度提高而从所述比例ri＿11逐渐增大。在发动机旋转速度比第2旋转速度n2高的区域，前段喷射q1喷射量的比例不依赖于发动机旋转速度而维持恒定比例，即发动机旋转速度为第2旋转速度n2时的比例ri＿12（比发动机旋转速度为第1旋转速度n1时的比例ri＿11更大的、更接近100%的值）。例如如上所述，发动机旋转速度在第1旋转速度n1以下的运行点p1＿b处的前段喷射q1喷射量的比例ri＿11为80％左右，发动机旋转速度比第2旋转速度n2高时的运行点p3处的前段喷射q1喷射量的比例ri＿12在90%左右。

另一方面，如图12所示，高负荷侧第1区域a1＿b中中段喷射q2喷射量的比例不依赖于发动机旋转速度而总是维持在恒定值ri＿13。在高负荷侧第1区域a1＿b，无论发动机旋转速度如何，前段喷射q1喷射量的比例不依赖于发动机旋转速度而总是维持在比中段喷射q2喷射量的比例更大的值。

如图12所示，在高负荷侧第1区域a1＿b，设定为后段喷射q3喷射量的比例在发动机旋转速度高时与旋转速度低时相比更少。即，如上所述，在高负荷侧第1区域a1＿b，发动机旋转速度高于第1旋转速度n1后，后段喷射q3停止，在发动机旋转速度在第1旋转速度n1以下时后段喷射q3喷射量的比例是比0％大的值（例如10％左右），发动机旋转速度超过第1旋转速度n1的后段喷射q3喷射量的比例为0％。

（5）涡流控制

下面对第1运行区域a1的涡流控制的详情进行说明。

（5－1）涡流阀的开度设定

图13是第1运行区域a1中设定的涡流阀18开度的目标值（以下也称为目标涡流阀开度）具体示例分布图，图14是负荷恒定的条件下（沿着图13的线v2）改变旋转速度时目标涡流阀开度变化图。如所述图所示，在第1运行区域a1中目标涡流阀开度大致设定在20%～40%范围内且是可变的，越往高速侧或高负荷侧则其数值越高。

具体而言，目标涡流阀开度在第1运行区域a1内的最低速且低负荷的基本区域c1一律设定为20％，在与该基本区域c1相比旋转速度或负荷更高的主要区域c2设定为随着旋转速度或负荷提高而渐增。在主要区域c2，越是接近基本区域c1的低速、低负荷侧目标涡流阀开度越接近20％，越是远离基本区域c1的高速、高负荷侧的目标涡流阀开度越比20％大，且最大增大至约40％。例如，旋转速度按照依次横穿基本区域c1至主要区域c2的顺序（沿着图13的线v2）増大时，如图14所示，目标涡流阀开度在旋转速度被包含在基本区域c1期间维持在20％，移到主要区域c2后则随着旋转速度的増大按基本恒定的比例増大。换言之，本实施方式中涡流阀18的开度（进一步说就是涡流强度）相对于发动机旋转速度的变化率在高速侧大于低速侧。

在第1运行区域a1运行时，ecu100按照如上设定的目标涡流阀开度再与发动机旋转速度和负荷相应地控制涡流阀18的开度。

（5－2）涡流的作用

进行所述涡流阀18开度控制是为了利用涡流控制燃烧室6内的混合气分布（调整燃料浓度差）。即，绕汽缸轴线z回旋的涡流承担了将较多的燃料集中到燃烧室6中央位置的工作，因此适当调整该涡流强度与燃料喷射开始时间就能在燃烧室6的直径方向形成所希望的燃料浓度差。下面说明在形成足够强涡流的状态下于进气冲程中喷射燃料后燃料（喷雾）的运动并对所述涡流的作用进行详细说明。

图15是结合与涡流之间的关系对喷油器15所喷射的燃料（喷雾）的运动进行说明的图。图15左端的斜视图是燃烧室6容积较大的进气冲程中一定时间处燃烧室6的状态示意图。本图中涡流阀18实质上是关闭的。此时，只从第1进气口9a向燃烧室6导入空气，如图15中箭头所示，形成在汽缸轴线z周围回旋的强涡流（横涡）。如上文说明，该涡流是与滚流（纵向涡流）合成后的斜向涡流。

在此将与进排气方向正交的方向中设有涡流阀18的一侧（第2进气口9b侧）称为前侧，将未设有涡流阀18的一侧（第1进气口9a侧）称为后侧。通过涡流阀18关闭形成的涡流（即斜向涡流）自第1进气口9a向燃烧室6的排气侧上部流动，然后向斜下方大幅回旋通过燃烧室6前侧部分到达燃烧室6进气侧下部。接着，涡流朝着斜上方大幅回旋通过燃烧室6的后侧部分，返回燃烧室6排气侧的上部。

图15左端斜视图中编号d表示的是在发动机前后方向（与进排气方向正交的方向）将燃烧室6内部二等分的假想面，位于该斜视图右侧的各示意图（a）～（j）分别显示了通过所述假想面d分割出的燃烧室6前侧、后侧的状态。具体而言，图15上半部分的图（a）～（e）5张图中按时间顺序显示了在燃烧室6前侧流动的涡流的上游侧部分对燃料的各喷雾的影响。图15下半部分的图15（f）～15（j），这5张图中按时间顺序显示了在燃烧室6后侧流动的涡流下游侧部分对燃料的各喷雾的影响。

图15（a）～15（j）中白底色的箭头表示的是燃烧室6内部产生的斜向涡流的主流（势头强劲的流动中心部分，以下也简称为涡流）。且涡流主流周围伴随有与主流朝着同样方向流动的、流动势头较弱的副流。该副流可能会影响燃料喷雾的流动，但副流流动方向与主流相同且主流势头强劲，因此就算燃料喷雾受到副流影响，但最终主流的影响仍是支配性的。所以后述通过涡流形成混合气分布的现象几乎不因副流而变化。

首先对喷射至燃烧室6前侧的燃料的运动进行说明。图15（a）是刚刚从喷油器15喷射燃料后燃烧室6前侧的状态。通过该燃料喷射在燃烧室6前侧同时形成5股喷雾f1～f5，在该时间点所有喷雾f1～f5均未到达涡流。在图15中将喷雾f1～f5分别显示为沿各喷雾中心线l1～l5（参照图15（b）及图2）绘出的箭头。同样，后述的喷雾f6～f10分别显示为沿各喷雾的中心线l6～l10（参照图15（g）及图2）绘出的箭头。

如图15（b）所示，所述前侧喷雾f1～f5中从距离涡流最近的喷孔喷射的燃料喷雾f1最先到达涡流。然后，如图15（c）所示，距离涡流第2近的喷孔喷射的燃料喷雾f2到达涡流。该喷雾f2到达涡流的位置在先到达涡流的喷雾f1的到达位置的下游侧。而喷雾f1会与涡流一起向下游侧移动。因此，喷雾f2到达涡流时，该喷雾f2与和涡流一起移动过来的喷雾f1汇合。

然后，如图15（d）所示，距离涡流第3近的喷孔所喷射出的燃料喷雾f3在所述喷雾f2到达涡流的到达位置的下游侧到达涡流。此时，喷雾f3与同涡流一起流来的汇合后喷雾f1、f2汇合。

然后，如图15（e）所示，距离涡流第4近的喷孔所喷射出的燃料喷雾f4到达涡流。在附图示例中，该喷雾f4在燃烧室6下端部到达涡流。此时，喷雾f4与同涡流一起流来的汇合后的喷雾f1、f2、f3汇合。

而如图15（d）所示，与所述喷雾f4相邻（最靠近进气侧）的喷雾f5首先到达燃烧室6的壁面6a。如图15（d）、15（e）所示，到达壁面6a的喷雾f5通过沿该壁面6a向下方移动到达涡流。此时，喷雾f5与同涡流一起流来的汇合后的喷雾f1、f2、f3、f4汇合。

如上所述，本实施方式中从喷油器15向形成有涡流的燃烧室6前侧放射状地喷射数股燃料（喷雾f1～f5），由此，先到达涡流的燃料（例如喷雾f1）沿该涡流移动至下游侧之后与后来到达涡流的其他燃料（例如喷雾f2）汇合。本实施方式中从喷油器15喷射到燃烧室6前侧的全部燃料（喷雾f1～f5）以这种机制在涡流上汇合。由此形成燃料浓度高的丰富混合气。

然后对喷射至燃烧室6后侧的燃料的运动进行说明。下半部分的图15（f）是刚刚从喷油器15喷射燃料后燃烧室6后侧的状态。通过该燃料喷射，在燃烧室6后侧同时形成5股喷雾f6～f10（且与所述前侧喷雾f1～f5同时），在该时间点所有喷雾f6～f10均未到达涡流。

如图15（g）所示，所述后侧喷雾f6～f10中从距离涡流最近的喷孔所喷射出的燃料喷雾f10最先到达涡流。然后，如图15（h）所示，距离涡流第2近的喷孔所喷射出的燃料喷雾f9到达涡流。该喷雾f9到达涡流的位置在先到达涡流的喷雾f10的到达位置上游侧。

喷雾f9到达涡流时，先到达涡流的喷雾f10已经与涡流一起向下游侧移动了一些距离。即，喷雾f10利用从自身到达涡流的时间点至喷雾f9随后到达涡流为止的时间向远离喷雾f9的方向移动，不与喷雾f9汇合。喷雾f9到达涡流后，该喷雾f9和涡流一起向下游侧移动，但这一期间喷雾f10更进一步地向下游侧移动，所以不论如何喷雾f9都不会与喷雾f10汇合。如上所述地，喷雾f9与喷雾f10保持相互分离的状态并沿着涡流移动。

然后，如图15（i）所示，距离涡流第3近的喷孔所喷射出的燃料喷雾f8在所述喷雾f9到达涡流的到达位置的上游侧到达涡流。此时，先到达涡流的喷雾f9、f10已经与涡流一起向下游侧移动，所以喷雾f9、f10不会与喷雾f8汇合。

如上所述，在本实施方式中从喷油器15向形成了涡流的燃烧室6的后侧放射状喷地射数股燃料（喷雾f8～f10），由此使先到达涡流的燃料（例如喷雾f10）与后到达的燃料（例如喷雾f8、f9）相互分离不汇合。本实施方式中通过这种机制扩散喷油器15所喷射的燃料中的约30％，由此形成燃料稀薄且蔓延开来的均质混合气。

喷射至燃烧室6后侧的燃料（喷雾f6～f10）中，相互分离的所述喷雾f8～f10以外的其他燃料即喷雾f6、f7与喷射在燃烧室6前侧的燃料喷雾f1～f5汇合。

例如，如图15（j）所示，后侧喷雾f6～f10中距离涡流第4近的喷孔喷射出的燃料喷雾f7在燃烧室6的下端部到达涡流。通过上文所说明的机制，前侧喷雾f1～f5已在燃烧室6下端部汇合（参照图15（e）），因此喷雾f7与所述汇合后的喷雾f1～f5汇合。

而如图15（i）所示，与所述喷雾f7相邻（最靠近进气侧）的喷雾f6首先到达燃烧室6的壁面6a。如图15（i）、15（j）所示，到达壁面6a的喷雾f6通过沿壁面6a向下方移动到达涡流。此时喷雾f6与所述喷雾f7及所述前侧喷雾f1～f5汇合。本实施方式由此使得喷油器15喷射出的燃料的约70％在涡流上汇合。

图15右端的斜视图是喷油器15喷射的燃料（喷雾f1～f10）刚刚全部到达涡流后燃烧室6的状态示意图。如本图所示，在喷油器15喷射的燃料中大部分（70％）在涡流上汇合的本实施方式中会沿涡流形成燃料浓度足够浓（丰富）的混合气。该丰富混合气与涡流一起在燃烧室6内周方向移动并逐渐靠近燃烧室6中心侧。

图16是从燃烧室6上方观察与涡流一起移动的混合气的视图。如本图所示，燃烧室6内形成的涡流会随着进气冲程的进行充分地成长，之后受空气阻力影响而衰减，边逐渐扩散边向燃烧室6中心侧移动。

图16（a）显示的是燃料喷雾f1～f7汇合形成了丰富混合气（通过小点着色的区域）的状态。如图中箭头所示，该丰富混合气通过与进行所述流动变化的涡流一起移动而逐渐扩散并向燃烧室6中心侧移动。由此，如图16（b）所示，在燃烧即将开始的前一刻时间处，燃烧室6中央位置存在比较丰富的混合气。

图16（c）显示的是通过互不汇合的喷雾f8～f10形成燃料浓度薄（稀薄）的混合气的状态。如图中箭头所示，该稀薄混合气通过与涡流一起移动而充分扩散并向燃烧室6中心侧移动。由此，如图16（d）所示，在燃烧即将开始的前一刻时间处，形成扩散至燃烧室6整体的较稀薄的混合气。

图16（e）显示的是该图16（b）、16（d）所示混合气重叠后的状态。如本图所示，使通过相互汇合的喷雾f1～f7形成的混合气（图16（b））与通过相互扩散的喷雾f8～f10形成的混合气（图16（d））相叠合，由此在燃烧室6形成中央位置较外周部燃料浓度更浓的成层化混合气。即，在燃烧室6中央位置形成燃料浓度相对较浓的丰富混合气，燃烧室6外周部形成燃料浓度相对较薄的稀薄混合气。

关于以上说明的涡流的作用，将其含义解释为，即使在进气冲程这一较早的时间喷射了燃料也能确保在火花点火的时间点（spcci燃烧的开始时间点）在一定程度上使混合气成层化而在燃烧室6中央位置形成相对丰富的混合气。涡流越强所述混合气的成层化越显著。

例如，在第1运行区域a1内的运行点p1＿a，如上所述地燃料的大半在进气冲程中喷射（参照图8（a）），在类似运行点p1的足够低速低负荷的点，如图13所示，涡流阀18设定为最低开度（20％）形成足够强的涡流，因此即使如上所述地将燃料的大半在进气冲程中喷射也不会出现燃料分布均一化的情况，燃烧室6中央位置相较于外周部燃料浓度更浓。而且运行点p1＿a会在压缩冲程后期喷射追加的燃料，因此该喷射燃料叠加于燃烧室6中央位置后会使混合气的成层化更加显著。因此运行点p1＿a处空燃比（a／f）在中央位置为20以上30以下、在外周部为35以上，形成充分成层化的混合气。所述混合气的成层化给火花点火后火焰的成长带来有利作用。即，火花塞16的火花点火作用于燃烧室6中央位置的混合气形成火焰核，如上所述该中央位置的空燃比相对丰富，由此促进了火焰核成长，使之后的燃烧进程稳定化。

（6）关于si率

如上所述，本实施方式在第1运行区域a1及第2运行区域a2执行结合了si燃烧和ci燃烧的spcci燃烧，在该spcci燃烧中与运行条件相应地控制si燃烧与ci燃烧的比率是非常重要的。

在本实施方式中使用si燃烧的热产生量与spcci燃烧（si燃烧及ci燃烧）的全部热产生量的比例即si率作为所述比率。图6波形中拐点x是燃烧形态从si燃烧切换为ci燃烧时出现的拐点，可以将该拐点x所对应的曲轴转角θci定义为ci燃烧的开始时间。将位于该θci（ci燃烧的开始时间）的提前角侧的热产生率的波形面积r1作为si燃烧的热产生量，将位于θci滞后角侧的热产生率的波形面积r2作为ci燃烧的热产生量。由此，用（si燃烧的热产生量）／（spcci燃烧的热产生量）定义的所述si率可以用所述各面积r1、r2表示为r1／（r1＋r2）。即，本实施方式中si率＝r1／（r1＋r2）。

如果是ci燃烧，混合气通过自燃同时多发性地燃烧，因此与火焰传播方式下的si燃烧相比热产生易率更高，易产生较大噪音。因此，总体来说，宜使spcci燃烧中si率（＝r1／（r1＋r2））随着负荷提高而增大。这是因为，负荷高时与负荷低时相比燃料喷射量更多，燃烧室6内总的热产生量更大，如果si率小（即增大ci燃烧比例）的话会产生较大噪音。反之，ci燃烧在热效率方面优越，因此在噪音不构成问题的范围内宜使尽量多的燃料进行ci燃烧。因此，总体来说，宜使spcci燃烧中si率随负荷减低而变小（即增加ci燃烧的比例）。从所述观点出发，本实施方式与发动机运行条件相应地分别预先设定作为目标的si率（目标si率），使得负荷越高si率越大（换言之负荷越低si率越小）。另外，与此相应地，本实施方式与发动机运行条件相应地分别预先设定好适于目标si率的燃烧得以进行时的ci燃烧的开始时间，即目标θci。

要实现目标si率及目标θci就需要与运行条件相应地分别调整点火时间、燃料喷射量／喷射开始时间、egr率（外部egr率、内部egr率）这些控制量。例如，点火时间越提前则越多燃料通过si燃烧进行燃烧，si率也随之提高。另外，燃料喷射开始时间越提前则越多燃料通过ci燃烧进行燃烧，si率也随之降低。或者，伴随egr率增大燃烧室6温度升高越多就会有更多燃料通过ci燃烧进行燃烧，si率也会随之降低。而且，si率的变化会伴随有θci的变化，因此所述各控制量（点火时间、喷射开始时间、egr率等）的变化也是调整θci的要素。

本实施方式基于所述倾向与运行条件相应地预先将点火时间、燃料的喷射量／喷射开始时间、外部egr率、气门正时（进一步来说就是内部egr率）等各自的目标值设定为能实现所述目标si率及目标θci的组合。在通过spcci燃烧方式运行时（即在第1、第2运行区域a1、a2运行时），ecu100根据所述控制量的目标值对喷油器15、火花塞16、egr阀53、进气vvt13a、排气vvt14a等进行控制。例如，根据点火时间的目标值对火花塞16进行控制，并根据燃料喷射量／喷射开始时间的目标值对喷油器15进行控制。另外，根据燃烧室6的外部egr率及气门正时（内部egr率）的各目标值对egr阀53、进气vvt13a、排气vvt14a进行控制，调整通过egr通路51的排气气体（外部egr气体）的流回量、内部egr造成的燃烧过的气体（内部egr气体）残留量。

（7）基于目标θci的控制

如上所述，本实施方式中对点火时间、燃料喷射量／喷射开始时间、egr率这些控制量的目标值预先进行设定以使得si率、θci与各自的目标值（目标si率、目标θci）一致，但即使对所述各控制量（点火时间等）的控制达到了目标，si率、θci也不一定达到目标。因此本实施方式针对各燃烧循环分别确定ci燃烧的开始时间即θci，并根据确定的θci对点火时间进行调整。

图17是在spcci燃烧运行时即在图5所示第1运行区域a1或第2运行区域a2运行时通过ecu100所进行的控制的详情流程图。该流程图所示的控制开始后，在步骤s1，ecu100根据曲轴转角传感器sn1检出的发动机旋转速度和根据油门传感器sn9的检出值（油门开度）、空气流量传感器sn3的检出值（进气流量）等确定的发动机负荷决定喷油器15喷射燃料的喷射量及喷射开始时间。在此决定的燃料喷射量／喷射开始时间是为实现所述目标θci而与发动机运行条件相应地分别预先设定好喷射量／喷射开始时间。

接着，ecu100进入步骤s2，判定进气门11是否关闭（是否由开切换至关）。本实施方式已与发动机运行条件相应地分别预先设定好气门正时，所以就各运行条件而言进气门11的关闭时间（以下称为ivc）是已知的。ecu100基于曲轴转角传感器sn1的检出值判定针对各运行条件分别设定的ivc是否已过，如果已过ivc则判定进气门11已关闭。

如果所述步骤s2判定为是进气门11的关闭得到确认，则ecu100进入步骤s3推定egr率及缸内温度（燃烧室6的内部温度）。具体而言，ecu100在进气门11关闭的时间点（即ivc）处根据包括缸内压传感器sn2检出的缸内压力、ivc前空气流量传感器sn3检出的进气（新空气）流量、ivc前差压传感器sn8检出的egr阀53的前后差压在内的各种参数推定egr率（外部egr率及内部egr率）。再根据推定的egr率和第2进气温传感器sn6的检出值推定缸内温度。

正如以上说明，本实施方式中预先设定外部egr率及气门正时（内部egr率）的各目标值并据此控制egr阀53的开度、进气vvt13a、排气vvt14a。但实际的外部egr率及内部egr率会因各种因素而变动，这种egr率的变动及其伴随的缸内温度的变动会影响ci燃烧开始时间（θci）、si率。因此应该在考虑如上影响的基础上调整点火时间，本实施方式在所述步骤s3针对各燃烧循环分别推定实际egr率、缸内温度。

然后，ecu100进入步骤s4，根据曲轴转角传感器sn1的检出值判定是否来到预先设定好的特定曲轴转角。该特定曲轴转角是预先设定好的、规定火花塞16的点火时间的时间，被设为ivc至压缩上止点之间的恰当时间（例如压缩上止点前60度曲轴转角左右）。

在所述步骤s4判定为是，已确认来到特定曲轴转角的情况下，ecu100进入步骤s5，决定用于实现目标θci的点火时间。

具体而言，所述步骤s5中ecu100根据与目标θci相应地决定的点火时间的初始目标值（以下称为默认点火时间）、所述步骤s3求出的egr率及缸内温度的各推定值决定用于实现目标θci的点火时间。

为决定所述点火时间，本实施方式预先准备了根据推定的egr率及缸内温度决定点火时间补正量的模型公式。例如，推定的egr率及缸内温度偏离其目标值越大就需要将偏离默认点火时间越大的时间定为所述点火时间。而正如所述步骤s1的说明，本实施方式中燃料喷射量／喷射开始时间采用初始目标值，所以可不考虑燃料喷射量／喷射开始时间与目标值的偏离量。因此，作为所述模型公式本实施方式预先准备的是以egr率、缸内温度与各目标值的偏离量为输入要素、以点火时间补正量为输出要素的运算公式。即，将egr率及缸内温度与各目标值的偏离量输入所述模型公式就能求出为使θci与目标θci一致所需要的点火时间补正量（对默认点火时间的补正量）。在所述步骤s5，将与如上所述地按照模型公式求出的补正量相应地从默认点火时间滞后或提前的时间决定为最终的点火时间。另外，所述步骤s3推定的egr率及缸内温度与目标值相同时，直接采用默认点火时间作为点火时间。

然后ecu100进入步骤s6，在所述步骤s5決定的点火时间使火花塞16进行火花点火，以此火花点火为契机使混合气进行spcci燃烧。

然后，ecu100进入步骤s7，根据与spcci燃烧的燃烧期间（从燃烧开始至结束的期间）重复的一定期间内检出的缸内压力算出θci（ci燃烧的开始时间），并根据算出的θci对所述步骤s5使用的模型公式进行修正。即，ecu100以所述一定期间内缸内压传感器sn2检出的缸内压力的波形为基础针对各曲轴转角分别算出燃烧所伴随的热产生率，根据该各曲轴转角的热产生率数据确定从si燃烧切换至ci燃烧的时间（图6拐点x所对应的时间）作为θci。然后算出确定的θci与所述目标θci的偏离量，根据算出的偏离量对用于决定点火时间（用于实现目标θci的点火时间）的所述模型公式进行修正。对模型公式的修正有助于此后在同样条件下提高决定点火时间时的精度。

（8）作用效果

如以上说明，本实施方式中，在执行a／f稀薄环境下的spcci燃烧的第1运行区域a1中，低负荷侧的低负荷侧第1区域a1＿a中的燃料喷射的中心时间在发动机旋转速度高时比旋转速度低时更靠滞后角侧，因此具有不论发动机旋转速度如何都能确保良好的燃烧稳定性的优点。

即，发动机旋转速度高时与旋转速度低时相比活塞5移动速度更快，因此火花点火后燃烧室6急速膨胀容易阻碍火焰核成长。针对这一情况，所述实施方式在低负荷侧第1运行区域a1＿a内的高速侧使燃料喷射的中心时间滞后，在靠近压缩上止点的时间向燃烧室6喷射更多燃料，因此能在压缩上止点附近实施点火的点火时间于燃烧室6的一部分切实形成燃料浓度高的混合气。由此，si燃烧稳定进行并能切实引发后续的ci燃烧，因此能避免各循环中ci燃烧的开始时间（θci）出现大幅差异的情况。综上，在所述实施方式中不论发动机旋转速度高或低都能实现稳定的spcci燃烧。

具体而言，所述实施方式能通过涡流将进气冲程中喷射的燃料集中于燃烧室的中央位置。但如上所述，涡流随进气冲程的进展而成长后会受空气阻力而衰减并逐渐扩散。因此，在发动机旋转速度高、需要更加切实地在燃烧室6中央位置形成燃料浓度高的混合气（需要进一步提高燃烧室6中央位置的混合气的燃料浓度）时，仅依靠涡流所带来的所述作用可能并不足够。针对这一情况，所述实施方式在低负荷侧第1运行区域a1＿a内的高速侧产生涡流并推迟燃料喷射的中心时间，由此，推迟燃料喷射的中心时间防止到达压缩上止点前燃料喷雾扩散至燃烧室6整体的这一效果与涡流的效果相辅相成，能更加切实地在燃烧室6的中央位置形成燃料浓度高的混合气（进一步提高燃烧室6的中央位置的混合气的燃料浓度）。

此外，所述实施方式在低负荷侧第1区域a1＿a中使后段喷射q3喷射量的比例在发动机旋转速度高时与旋转速度低时相比更大，并使后段喷射q3的喷射开始时间（后段喷射q3开始的时间）在发动机旋转速度高时与旋转速度低时相比更靠提前角侧。

因此，在低负荷侧第1区域a1＿a的全部区域既能防止积碳的产生又能在燃烧室6的一部分形成燃料浓度高的混合气，实现稳定的spcci燃烧。

具体而言，在高速侧使后段喷射q3喷射量的比例更大，由此能更加切实地在燃烧室6的一部分形成燃料浓度高的混合气。但燃料浓度过高容易产生积碳。而后段喷射q3的喷射开始时间在发动机旋转速度高时与旋转速度低时相比更靠提前角侧，因此能在发动机旋转速度高时适度地提高燃料浓度。

而发动机旋转速度低时使后段喷射q3喷射量的比例更小，由此能防止燃烧室6一部分形成燃料浓度过高的混合气，能防止产生积碳。

此外，所述实施方式在低速侧第1区域a1中使发动机旋转速度低时的前段喷射q1在进气冲程中实施，发动机旋转速度高时的前段喷射q1在压缩冲程中实施，由此能形成与发动机旋转速度相应的恰当的燃料浓度的混合气。

另外所述实施方式在高负荷侧第1区域a1＿b中分数次实施燃料喷射，且使最初实施的燃料喷射即前段喷射q1的喷射开始时间不依赖于发动机旋转速度而维持基本恒定，由此就能形成与发动机旋转速度相应的恰当燃料浓度的混合气。

此外，所述实施方式在高负荷侧第1区域a1＿b中于低速侧实施3次喷射（前段喷射q1、中段喷射q2、后段喷射q3），于高速侧则停止后段喷射q3实施2次喷射（前段喷射q1、中段喷射q2）。即，在高负荷侧第1区域a1＿b，发动机旋转速度高时与旋转速度低时相比喷油器15喷射燃料的次数更少。

因此就能在高负荷侧第1区域a1＿b的低速侧于恰当的时间喷射燃料，且能在高负荷侧第1区域a1＿b的高速侧防止形成燃料浓度过高的混合气，能使混合气恰当的燃烧。

具体而言，发动机负荷高时喷射至燃烧室6的燃料量多，发动机旋转速度高时每1曲轴转角的时间更短。因此，如果在发动机负荷高且发动机旋转速度高时增多燃料喷射次数，有可能在先喷射的燃料尚未充分气化、扩散的状态下追加新燃料，从而导致形成燃料浓度过高的混合气。因此，在高负荷侧第1区域a1＿b中使发动机旋转速度高时与旋转速度低时相比喷油器15的燃料喷射次数更少，以此就能在高速侧抑制燃料浓度过高的混合气的形成。

另外，所述实施方式中在第1运行区域a1进行如下控制：形成燃烧室6内空气与燃料的比例即空燃比（a／f）比理论空燃比大的a／f稀薄环境并进行spcci燃烧，因此在该第1运行区域a1能在混合气比热比较大的有利于热效率的环境下进行spcci燃烧，能有效地提高发动机油耗性能。

即，假定使用的是奥托循环发动机，其理论上的热效率仅由发动机压缩比与混合气比热比决定，会随着压缩比及比热比任一者增大而增大。而已知比热比会随着构成混合气中气体分子的原子数的增多而减小。例如，与空气（新空气）主要含有的n2、o2等2原子分子相比egr气体中含有的大量的co2、h2o等3原子分子的比热比更小。由此，在所述第1运行区域a1中形成a／f稀薄环境、将多于理论空燃比对应的空气量的空气导入燃烧室6的话，能使混合气中2原子分子比例増大从而使比热比增大，由此能提高热效率。

另外，所述实施方式中在第1运行区域a1运行时在涡流阀18开度减小至比较低的开度（20%～40％左右）的状态下，即在燃烧室6内形成较强涡流的状态下，从位于燃烧室6上顶面中央位置的多喷孔型喷油器15在恰当时间（喷雾到达涡流的时间）放射状地喷射燃料，由此形成燃烧室6中央位置较外周部燃料浓度更浓的成层化混合气（参照图15、图11）。这样就能通过利用火花塞16进行的火花点火在燃烧室6中央位置形成的相对丰富混合气中切实形成火焰核，能使si燃烧及之后的ci燃烧稳定化。

特别地，所述实施方式中形成的所述涡流是与正交于汽缸轴线z的面非平行地流动的斜向涡流，且对喷油器15各喷孔位置及朝向的设定使得先到达该涡流的燃料（例如喷雾f1）沿着该涡流向下游侧移动后与后到达涡流的其他燃料（例如喷雾f2）汇合。由此，能在涡流的最终目的地即燃烧室6中央位置切实形成燃料浓度浓（相对丰富的）混合气，因此能进一步促进所述混合气的成层化。

另外，所述实施方式在执行spcci燃烧时（在第1、第2运行区域a1、a2运行时）调整火花塞16的点火时间使得ci燃烧的开始时间即θci与针对发动机运行条件分别预先设定的目标θci一致，换言之使与θci相关的si率（si燃烧的热产生量与全部热产生量的比例）与目标si率一致，因此能在燃烧噪音不会过大的范围内尽量提高ci燃烧的比例（即降低si率），能尽可能地提高spcci燃烧的热效率。

（9）变形例

所述实施方式对低负荷侧第1区域a1＿a进行3次喷射的情况进行了说明，但低负荷侧第1区域a1＿a的喷射次数不限于此。

例如低负荷侧第1区域a1＿a中可以只进行1次燃料喷射。这种情况下同样地在低负荷侧第1区域a1＿a使发动机旋转速度高时与旋转速度低时相比燃料的喷射时间更靠滞后角侧。在只进行1次燃料喷射时，通过使燃料喷射开始时间靠滞后角侧来使燃料喷射的中心时间即燃料喷射时间更靠滞后角侧。

另外，高负荷侧第1区域a1＿b中低速侧的喷射次数及高速侧的喷射次数不限于所述（3次、2次）情形。例如高负荷侧第1区域a1＿b的高速侧也可以进行与低速侧同样次数的喷射（例如3次）。但是如上所述，使高负荷侧第1区域a1＿b中高速侧的喷射次数比低速侧的喷射次数更少就能在低速侧形成恰当的混合气并抑制高速侧形成燃料浓度过高的混合气。

另外，低负荷侧第1区域a1＿a的低速侧、高速侧、高负荷侧第1区域a1＿b的低速侧、高速侧的各自的各喷射q1、q2、q3的具体喷射开始时间及喷射量比例不限于所述情形。

所述实施方式中由发动机主体1进行机械方式驱动的增压器33设在进气通路30，除此之外也可以设置用电马达驱动的电动增压器、通过排气气体的能量驱动的涡轮增压器来替代机械式增压器33（supercharger）。

所述实施方式中将围绕圆锥状隆起部20a的、平面视图为甜甜圈状的凹部20设在活塞5顶面，此外还可以采用下述设计：使凹部20的与火花塞16相向部分的凹部即位于隆起部20a进气侧的部分的凹部比相反侧（排气侧）凹部小。由此，能够在压缩冲程后期通过喷油器15喷射燃料时使燃料喷雾更快地移动到火花塞16的电极附近。

所述实施方式中在执行将燃烧过的气体残留在燃烧室6的内部egr时控制进气vvt13a、排气vvt14a使得进气门11、排气门12双方跨排气上止点地打开的气门重叠期间得以形成，反之也可以形成进气门11、排气门12双方跨越排气上止点关闭的气门负重叠期间来执行内部egr。

所述实施方式中进气vvt13a（排气vvt14a）采用的是使进气门11（排气门12）的打开时间及关闭时间同时改变的相位式可变机构，除此之外，进气vvt13a也可以采用保持进气门11关闭时间固定而只改变打开时间的可变机构，排气vvt14a也可以采用保持排气门12打开时间固定而只改变关闭时间的可变机构。

所述实施方式中在针对1个汽缸2设有2个进气口9a、9b的一者（第2进气口9b）设置涡流阀18并通过该涡流阀18开度的增减来调整涡流强度，但调整涡流强度的方法不限于此。例如，还可以通过使用于开闭第1进气口9a的进气门11的提升量与开闭第2进气口9b的进气门11的提升量不同或使这两个进气门11的开闭时间不同来调整涡流强度。

所述实施方式中针对发动机运行条件（旋转速度／负荷）分别预先设定了使燃烧噪音与热效率达到平衡的最佳si率（目标si率）及与此相应的ci燃烧开始时间（目标θci），在执行spcci燃烧时根据点火前一定时间处的缸内状态量（egr率、温度等）利用模型公式求出用于实现该目标si率及目标θci所需的点火时间（对目标值的补正量），除此之外还可设计为：不调整点火时间而调整喷油器15的燃料喷射开始时间或既调整点火时间又调整喷油器15的燃料喷射开始时间。或者还可以调整燃料喷射开始时间与喷射量两者。

所述实施方式中在执行spcci燃烧时根据基于缸内压传感器sn2检出的缸内压力波形算出ci燃烧的开始时间（θci）并根据算出的θci修正用于补正点火时间的所述模型公式，除此之外还可设计为：不算出θci而算出si燃烧的比例即si率，或者既算出θci又算出si燃烧的比例si率，基于该si率修正所述模型公式。

如上所述要算出各次燃烧的si率时用于算出该si率的具体方法有多种。

例如可以根据缸内压传感器sn2的检出波形算出各曲轴转角时间点处的热产生率并根据算出的热产生率数据（波形）分别算出图6所示的面积r1、r2。针对这种情况，如上文说明可以通过si率＝r1／（r1＋r2）进行计算，还可以采用si率＝r1／r2来替代前述方法。

或者，还可以用图18所示的δθ1、δθ2算出si率。即，以si燃烧的曲轴转角期间（拐点x提前角侧的曲轴转角期间）为δθ1、以ci燃烧的曲轴转角期间（拐点x滞后角侧的曲轴转角期间）为δθ2时，可以采用si率＝δθ1／（δθ1＋δθ2）或si率＝δθ1／δθ2。

或者，以si燃烧的热产生率峰值为δh1、ci燃烧的热产生率峰值为δh2时，还可采用si率＝δh1／（δh1＋δh2）或si率＝δh1／δh2。

编号说明

1发动机主体

6燃烧室

15喷油器

16火花塞

18涡流阀（涡流产生部）

40排气通路

100ecu（控制部）