压燃式发动机的控制装置的制作方法

本发明涉及一种能进行部分压燃的压燃式发动机的控制装置，所述部分压燃使得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。

采用了与上述部分压燃类似的设计理念的发动机例如有下述专利文献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，并对在该燃烧（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，发动机旋转速度低时与旋转速度高时相比往往燃烧室内的流动较弱，可能火花点火后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。

鉴于上述内容，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，所述压燃式发动机的控制装置包括：涡流调整部，能调整所述燃烧室中生成的涡流的强度；燃烧控制部，在执行所述部分压燃的过程中，控制所述涡流调整部使涡流在发动机旋转速度低时比在发动机旋转速度高时更强，使燃料从所述喷油器向涡流喷射，使所述火花塞在使所述混合气在si燃烧后进行ci燃烧的一定时间进行火花点火。

本发明中，在执行部分压燃的过程中，使在发动机旋转速度低时与在发动机旋转速度高时相比涡流较强，并从喷油器向该较强的涡流喷射燃料，因此能将喷射的燃料集中于涡流下游侧形成相对丰富的混合气。然后，通过对该相对丰富的混合气进行火花点火就能在该混合气中形成稳定的火焰核。而且，基于涡流的燃烧室内的高流动性会促进之后的火焰核成长，因此能充分确保火焰核的成长速度即火焰传播速度。因此，即使发动机旋转速度较低（因此往往导致燃烧室内流动性低），也能使si燃烧稳定进行并切实引发后续的ci燃烧，能够防止各个循环中ci燃烧的开始时间出现大幅差异。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。

优选方式为：所述燃烧控制部控制所述涡流调整部，使所述涡流强度相对于旋转速度的变化率在发动机旋转速度比一定值低的速度域中比在发动机旋转速度比所述一定值高的速度域中更小。

由此，在发动机旋转速度比一定值高的速度域中旋转速度越低（即越接近一定值）涡流越强，能够与旋转速度相应地在恰当水平上形成前述丰富混合气、强化燃烧室内的流动。而在发动机旋转速度比一定值低的速度域，假如按照比一定值高的速度域同样的变化率改变涡流强度的话，例如会导致旋转速度最低时涡流极度加强，在该强涡流的作用下燃烧室内流动过剩并导致燃烧中的混合气接触燃烧室壁面的面积大增。这会导致冷却损失大增，降低发动机油耗性能。而所述技术方案中对涡流调整部进行的控制使得发动机旋转速度比一定值低时涡流强度几乎不变或保持相同。由此，旋转速度最低时涡流不会极度增强，能防止所述冷却损失大增，使发动机维持良好的油耗性能。

优选技术方案：所述涡流调整部是设在要导入所述燃烧室的进气所通过的路径上的能开闭的涡流阀，在所述部分压燃的执行过程中，所述燃烧控制部使在发动机旋转速度低时与在发动机旋转速度高时相比所述涡流阀的开度减小。

由此，通过进气导入路径上设置的涡流阀的开闭就能适宜调整涡流强度。另外，在发动机旋转速度较高的条件下执行部分压燃时，涡流阀开度増大，进气流通面积扩大，因此能降低泵气损失。

所述技术方案的优选技术方案：在所述部分压燃的执行过程中，所述燃烧控制部在大于完全关闭的一定开度范围内控制所述涡流阀开闭。

如此，通过控制使涡流阀开度一定大于完全关闭，则不会出现发动机旋转速度最低时涡流极度增强的情况，能避免燃烧室内的过剩流动导致冷却损失大增。

优选技术方案：所述燃烧控制部控制所述涡流调整部，使执行所述部分压燃的运行区域中至少在低负荷侧的一部分中发动机旋转速度低时与旋转速度高时相比涡流更强，并且形成所述燃烧室内的空气与燃料比例即空燃比比理论空燃比更大的a／f稀薄环境进行所述部分压燃。

由此，就能在混合气比热比较大、热效率更优的环境下进行部分压燃并通过涡流强度的调整确保良好的燃烧稳定性。

优选技术方案：所述喷油器配置在所述燃烧室的上顶面中央位置且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喷孔位置和朝向进行设定，使从所述第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，通过使到达涡流的数股燃料在下游侧汇合，就能在涡流的最终目的地，即，燃烧室的中央位置切实形成燃料浓度相对较高（丰富）的混合气。

优选技术方案：在所述部分压燃的执行过程中，所述燃烧控制部至少对包括火花点火时间在内的一定控制量进行调整，使得si燃烧的热产生量与全部热产生量的比例即si率，与针对发动机运行条件分别预先决定的目标si率一致。

由此，通过调整点火时间在不会出现过大燃烧噪音的范围内尽量提高ci燃烧的比例（即降低si率），能够尽可能提高部分压燃的热效率。

发明效果

如以上说明，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分布图；

图6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7是spcci燃烧（部分压燃）时热产生率的波形图；

图8是对发动机第1运行区域设定的目标外部egr率的具体示例进行说明的分布图；

图9是负荷恒定的条件下改变旋转速度时目标外部egr率的变化图；

图10是上述第1运行区域设定的目标内部egr率的具体示例的说明图；

图11是上述第1运行区域设定的进气门、排气门的开闭时间（提升曲线）图；

图12是表示排气门关闭时间（evc）及进气门打开时间（ivo）根据负荷变化的图；

图13是对上述第1运行区域设定的目标涡流阀开度的具体示例进行说明的分布图；

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7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回流至进气通路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。典型的发动机主体1是具有数个（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通过喷射供给到该燃烧室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），在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“涡流调整部”）。涡流阀18只设在第2进气口9b而未设在第1进气口9a。朝着关闭方向驱动上述涡流阀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。通过上述进气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期间即气门重叠期间，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（以下也称为缸内压力）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向着与汽缸轴线z夹角为30～60度（优选45度）的方向同时飞出。

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度逆时针方向排列配置。将与发动机进排气方向平行且通过汽缸轴线z的线为基准线k，夹住该基准线k的一侧区域中的中心线l1～l5与另一侧区域中的中心线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上游端取入的空气（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的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是与发动机主体1通过机械方式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为断开状态则上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催化剂等适宜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的废气再循环（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上且能开闭，用于调整在egr通路51流通的排气气体的流量。这里的egr阀53是权利要求中“egr操作部”的一例。

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）。通过上述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与上述曲轴转角传感器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基于上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上述运算的结果等分别向这些机器输出控制用信号。

另外，上述ecu100相当于权利要求中的“燃烧控制部”。

（3）与运行状态相应的控制

图5是说明与发动机旋转速度/负荷相应的控制的不同的分布图。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/高负荷域所合成的区域）。下面对各运行区域中选择的燃烧形态等依次进行说明。

（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。而结合了上述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”的缩写。

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。例如后述图6或图7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，与上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。如后述图6或图7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7中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燃烧也随之结束。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更接近压缩上止点。因此spcci燃烧与单纯的si燃烧相比能提高油耗性能。

作为上述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。

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。例如，在第1运行区域a1中的比较低速且低负荷的运行点p1，如图6（a）所示，喷油器15将一个循环中应喷射的燃料中的大半跨进气冲程前期、中期分2次喷射，将剩余燃料在压缩冲程后期喷射（共计3次喷射）。而在相较于运行点p1旋转速度更高且负荷相同的运行点p2，如图6（b）所示，喷油器15跨压缩冲程中期、后期分3次喷射燃料。而在相较于运行点p1旋转速度和负荷均更高的运行点p3，如图6（c）所示，喷油器15将一个循环中应喷射燃料的大半主要集中在进气冲程前期喷射，并将剩余燃料在压缩冲程中期喷射（共计喷射2次）。

火花塞16在压缩上止点附近向混合气点火。例如，在上述各运行点p1～p3，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（参照后述图11）。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），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。其详情在后述（4-2）进行说明。

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中排除低速侧的一部分区域后的大部分区域（后述图8中的分割区域b2、b3、b4）打开，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。其详情在后述（4-1）进行说明。

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）量进行设定以保证燃烧室6内有与上述目标空燃比（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上述要求的值。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的全部气体量减去上述目标空燃比（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。然后根据上述各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（外周位置）更高的浓度差。通过这种涡流的作用，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外周位置的空燃比设定在35以上，就此会在后述（5-2）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。

（3-2）第2运行区域

对第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：使燃烧室6内形成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所含运行点p4，如图6（d）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，在上述运行点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，在除此之外的其他领域为on状态。增压器33为on状态进气增压时，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中绝大部分区域都进行增压（即进气压提高），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，理论空燃比对应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，为实现伴随上述延迟喷射的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所含运行点p5，如图6（e）所示，喷油器15将1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

在上述第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。为实现上述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6（f）所示，在第4运行区域a4所含运行点p6，喷油器15在跨进气冲程、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的燃料喷射时间比上述其他运行点（p1～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，在上述运行点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）egr率的设定

下面对上述图5中第1运行区域a1（a/f稀薄环境下的spcci燃烧执行区域）中进行的外部egr及内部egr的详情进行说明。

（4-1）外部egr率

图8是第1运行区域a1中设定的外部egr率的目标值（以下也称为目标外部egr率）的具体示例的分布图，图9是负荷恒定的条件下（沿着图8中线v1）改变旋转速度时目标外部egr率的变化图。如上述图所示，在第1运行区域a1中目标外部egr率大致设定在0%～20%范围内且是可变的，越往高速侧或高负荷侧数值越高。此处所说的外部egr率指的是通过egr通路51回流至燃烧室6的排气气体（外部egr气体）在燃烧室6内全部气体中所占重量比例。

具体而言，进行设定使得目标外部egr率在第1运行区域a1内设定的4个分割区域b1～b4中分别取不同值。称各分割区域为第1分割区域b1、第2分割区域b2、第3分割区域b3、第4分割区域b4，第1分割区域b1是最低速且低负荷的区域，第2分割区域b2是较第1分割区域b1旋转速度或负荷更高的区域，第3分割区域b3是相较于第2分割区域b2主要在旋转速度方面更高的区域，第4分割区域b4是相较于第2分割区域b2及第3分割区域b3负荷更高的区域。目标外部egr率在第1分割区域b1设定为0％，在第2分割区域b2设定为10％，在第3分割区域b3设定为15％，在第4分割区域b4设定为15%～20％。

更具体而言，如图9所示，第1分割区域b1、第2分割区域b2、第3分割区域b3除了区域间的分界部分外均设定了恒定的目标外部egr率（0％、10％、15％中的某一者）。即，设第1分割区域b1的目标外部egr率为第1目标值y1，第2分割区域b2的目标外部egr率为第2目标值y2，第3分割区域b3的目标外部egr率为第3目标值y3，则第1目标值y1除了第1分割区域b1高速侧的端部外一律设定为0％，第2目标值y2除了第2分割区域b2低速侧/高速侧的各端部外一律设定为10％，第3目标值y3除了第3分割区域b3的低速侧端部以外一律设定为15％。因此，例如按依次横穿第1分割区域b1→第2分割区域b2→第3分割区域b3的顺序（沿着图8中线v1）来增大旋转速度时，目标外部egr率按照0％→10％→15％基本呈阶梯状増大。第1分割区域b1相当于权利要求中的“第1速度域”，第2分割区域b2相当于权利要求中的“第2速度域”，第3分割区域b3相当于权利要求中的“第3速度域”。

不同于第1～第3分割区域b1～b3，第4分割区域b4中目标外部egr率被设定在15～20％范围内且是可变的。例如，通过设定使得越往第4分割区域b4内高负荷侧目标外部egr率越接近20％，越往低负荷侧目标外部egr率越接近15％。

ecu100调整egr阀53的开度，使得在第1运行区域a1运行时与如上设定的目标外部egr率相应量的外部egr气体通过egr通路51回流至燃烧室6。

（4-2）内部egr率

图10是第1运行区域a1设定的内部egr率的目标值（以下也称目标内部egr率）的具体示例图。如本图所示，与负荷相应地对第1运行区域a1的目标内部egr率进行可变设定（并不特别依赖于旋转速度）。具体而言，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。

图11、图12是第1运行区域a1运行过程中通过进气vvt13a、排气vvt14a设定的进气门11、排气门12的开闭时间图。具体而言，图11显示的是第1运行区域a1内低负荷时/高负荷时的进气门11、排气门12的提升曲线，图12则分别显示了第1运行区域a1内负荷变化时排气门12的关闭时间（evc）、进气门11的打开时间（ivo）、进气门11的关闭时间（ivc）的变化。如上述图所示，进行设定使得在排气上止点（tdc）提前角侧的范围内高负荷侧与低负荷侧相比进气门11的打开时间（ivo）提前（远离tdc），进行设定使得在排气上止点（tdc）的滞后角侧范围内高负荷侧与低负荷侧相比排气门12的关闭时间（evc）提前（靠近tdc），进行设定使得进气下止点（bdc）的滞后角侧范围内高负荷侧与低负荷侧相比进气门11的关闭时间（ivc）提前（靠近bdc）。

通过如上的气门正时设定，第1运行区域a1内任何负荷处都会形成进气门11、排气门12双方跨排气上止点（tdc）地打开的时间，即气门重叠期间。其中，图12中符号w所示时间即排气门12在排气上止点之后（进气冲程中）仍打开的时间视为排气打开延长时间，则高负荷侧与低负荷侧相比排气打开延长时间w更短。由此，高负荷侧与低负荷侧相比从排气口10返回并残留在燃烧室6的燃烧过的气体的量有所减少。

在第1运行区域a1运行时，ecu100按照如上设定的气门正时对进气vvt13a、排气vvt14a进行控制。由此，残留在排气口10的燃烧过的气体（内部egr气体）的量越往高负荷侧越少，内部egr率沿着图10所示目标值（越往高负荷侧越少）变化。

（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线v2）改变旋转速度时目标涡流阀开度变化图。如上述图所示，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数值越高。

具体而言，目标涡流阀开度在第1运行区域a1内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→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时间维持在20％，移到主要区域c2后则随着旋转速度的増大基本按恒定比例増大。

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低速侧小于高速侧。更具体地说，所设定的涡流阀18的开度以基本区域c1和主要区域c2之间的分界速度x为界分别取不同的变化率，在相较于分界速度x更低的速度域中涡流阀18的开度变化率与相较于该速度x更高的速度域中涡流阀18的开度变化率相比更小。尤其是在本实施方式中相较于分界速度x更低速度域中涡流阀18开度的变化率设定为0，因此该速度域中涡流阀18的开度维持在恒定值（20％）。

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

进行上述涡流阀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时间就能在燃烧室6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时燃料（喷雾）的运动并对上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实质上关闭。此时，几乎只从第1进气口9a向燃烧室6导入空气，如图15箭头所示，形成绕汽缸轴线z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左端斜视图中符号d表示的是用于在发动机前后方向（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，位于该斜视图右侧位置的各示意图（a）～（j）分别显示了通过上述假想面d分割出的燃烧室6前侧、后侧的状态。具体而言，图15上半部分图15（a）～15（e），这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，上述前侧喷雾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近的喷孔喷射的燃料喷雾f3在上述喷雾f2到达涡流的到达位置下游侧到达涡流。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近的喷孔喷射的燃料喷雾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喷雾f1、f2、f3汇合。

而如图15（d）所示，与上述喷雾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）显示的是刚刚从喷油器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（且与上述前侧喷雾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，上述后侧喷雾f6～f10中从距离涡流最近的喷孔喷射的燃料喷雾f10最先到达涡流。然后，如图15（h）所示，距离涡流第2近的喷孔喷射的燃料喷雾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，但这一时间喷雾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近的喷孔喷射的燃料喷雾f8在上述喷雾f9到达涡流的到达位置上游侧到达涡流。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的后侧放射状地喷射数股燃料（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。本实施方式中喷油器15所喷射的燃料中约30％通过这种机制扩散。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，相互分离的上述喷雾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与上述汇合后的喷雾f1～f5汇合。

而如图15（i）所示，与上述喷雾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与上述喷雾f7及上述前侧喷雾f1～f5汇合。本实施方式由此使得喷油器15喷射的燃料的约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上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，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位置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外周位置形成燃料浓度相对较薄的稀薄混合气。

关于对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。涡流越强上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，如上所述地燃料的大半在进气冲程中喷射（参照图6（a）），在类似运行点p1一样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位置燃料浓度更浓。而且运行点p1会在压缩冲程后期喷射追加的燃料，该喷射燃料叠加于燃烧室6中央位置使混合气的成层化更加显著。因此运行点p1处空燃比（a/f）在中央位置为20以上30以下、在外周位置为35以上，形成充分成层化的混合气。上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。

在第1运行区域a1内运行点p3同样出现上述现象。即，运行点p3也将燃料的大半在进气冲程中喷射（参照图6（c）），但其中多数燃料通过涡流集中到燃烧室6中央位置，该中央位置的燃料浓度变浓。但是由图13可知，运行点p3处涡流阀18的开度相较于运行点p1更大，因此涡流相对较弱。但在相较于运行点p1来说负荷更高的运行点p3总的燃料喷射量相对增多，因此即使如上所述地减弱涡流（即使因此导致外周位置与中央位置的燃料浓度差稍有缩小）仍能在燃烧室6中央位置毫无问题地形成有利于火焰核形成的相对丰富（a/f＝20～30）的混合气。

而运行点p2处全部燃料在压缩冲程中喷射（参照图6（b）），因此就算没有涡流燃烧室6的中央位置燃料浓度仍倾向于较浓。这一效果与残存至压缩冲程的涡流的效果相辅相成，运行点p2处混合气的成层化更为显著。由此能在高速低负荷这一着火性最严苛的条件下确保足够的着火性。

（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率作为上述比率。图7是该si率的说明图，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。图7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波形的面积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)定义的上述si率可以用上述各面积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，混合气通过自燃进行同时多发性地燃烧，因此与火焰传播方式下的si燃烧相比往往热产生率更高，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燃烧在热效率方面更优越，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）。从上述观点出发，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，与此相应的，本实施方式与发动机运行条件相应地分别预先设定了适于目标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率增大使燃烧室6温度升高的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，因此上述各控制量（点火时间、喷射时间、egr率等）的变化也是调整θci的要素。

本实施方式基于上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上述目标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根据上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回流的排气气体（外部egr气体）的回流量、内部egr造成的燃烧过的气体（内部egr气体）残留量。上述图8～图12所示外部egr率及气门正时（内部egr率）的各目标值是根据上述观点所决定的目标值。

（7）基于目标θci的控制

如上上述，本实施方式中对点火时间、燃料喷射量/喷射时间、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，但即使对上述各控制量（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燃烧下运行时即在图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时间。在此决定的燃料喷射量/喷射时间是为实现上述目标θci而与发动机运行条件相应地分别预先设定的喷射量/喷射时间。

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）。本实施方式与发动机运行条件相应地分别预先设定气门正时，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。

如果上述步骤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（参照图8～图12）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，本实施方式在上述步骤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度的曲轴转角左右）。

在上述步骤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，决定用于实现目标的点火时间。

具体而言，上述步骤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）、上述步骤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。

为决定上述点火时间，本实施方式预先准备了根据推定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上述点火时间。而正如上述步骤s1的说明，本实施方式中燃料喷射量/喷射时间采用初始目标值，所以不必考虑燃料喷射量/喷射时间与目标值的偏离量。因此，作为上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上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）。在上述步骤s5，将与如上所述地按照模型公式求出的补正量相应的从默认点火时间滞后或提前所得到的时间决定为最终的点火时间。另外，上述步骤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，在上述步骤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燃烧的燃烧时间（从燃烧开始至结束的时间）重复的一定时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对上述步骤s5使用的模型公式进行修正。即，ecu100以上述一定时间内缸内压传感器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7拐点x所对应的时间）作为θci。然后算出确定的θci与上述目标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）的上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a/f稀薄环境下进行spcci燃烧的第1运行区域a1中，发动机旋转速度低时与旋转速度高时相比涡流阀18开度减小且从喷油器15向伴随着该开度减小而强化的涡流喷射燃料（参照图13～图15），好处是不论发动机旋转速度如何都能确保良好的燃烧稳定性。

即，发动机旋转速度低时与旋转速度高时相比燃烧室6内的流动性往往较低，因此火花点火后火焰核成长往往较慢，难以确保足够的火焰传播速度。而上述实施方式中在第1运行区域a1内低速侧减小涡流阀18开度并向伴随开度减小而强化的涡流喷射燃料，因此，通过使喷射的燃料集中于涡流下游侧就能在燃烧室6中央位置形成相对丰富的混合气。然后，通过火花塞16对该相对丰富的混合气进行火花点火就能在该混合气中形成稳定的火焰核。而且，基于涡流的燃烧室6内的高流动性会促进之后的火焰核成长，因此能充分确保火焰核的成长速度即火焰传播速度。因此，即使发动机旋转速度较低（因此往往导致燃烧室6内流动性低）也能使si燃烧稳定进行并切实引发后续的ci燃烧，能够防止各个循环中ci燃烧的开始时间出现大幅差异。综上，在上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。

另外上述实施方式中在第1运行区域a1运行时对涡流阀18的开度进行控制，使得发动机旋转速度比一定值低的速度域（基本区域c1）中涡流阀18开度相对于旋转速度的变化率与比一定值高的速度域（主要区域c2）中的该变化率相比更小，这样就能维持发动机良好的油耗性能并形成与旋转速度相应的恰当强度的涡流。

即，在第1运行区域a1中发动机旋转速度比一定值（分界速度x）高的主要区域c2，旋转速度越低涡流阀18开度越小，因此能与旋转速度相应地在恰当水平实现上述丰富混合气的形成和燃烧室6内的流动强化。而在第1运行区域a1中的发动机旋转速度比一定值低的基本区域c1中，假如按照与上述主要区域c2同样的变化率改变涡流阀18的开度的话，例如在旋转速度最低的条件下涡流阀18的开度是全关（0%）或与此相近的值，涡流极端强化，且该强化涡流导致的燃烧室6内的过剩的流动会导致燃烧中的混合气接触燃烧室6壁面的面积大增。这会导致冷却损失大增，降低发动机油耗性能。而上述实施方式在发动机旋转速度较低的基本域c1将涡流阀18开度维持在比完全关闭大的恒定值（20%），禁止开度随旋转速度变化，因此就算在旋转速度最低的条件下涡流也不会极端增强。由此，能防止所述冷却损失大增，使发动机维持良好的油耗性能。

另外，上述实施方式中通过设在第2进气口9b的涡流阀18的开闭调整涡流强度，因此在第1运行区域a1内高速侧涡流阀18开度増大，进气流通面积随之扩大，能降低泵气损失。

另外，上述实施方式中在第1运行区域a1运行时进行控制来形成燃烧室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对热效率来说有利的环境下进行spcci燃烧，能有效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，在上述第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原子分子比例増大使比热比增大，由此能提高热效率。

另外，上述实施方式中在第1运行区域a1运行时控制egr阀53使得发动机旋转速度越快外部egr率越大（参照图8、图9），并控制进气vvt13a、排气vvt14a使得发动机负荷越高内部egr率越低（参照图10～图12），因此能在旋转速度及负荷各不相同的种种条件下确保良好的着火性。

例如，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。另外，发动机负荷低时与负荷高时相比喷油器15的燃料喷射量变少，混合气的空燃比往往较为稀薄，因此火花点火后火焰核难以充分成长。就此，如果按照上述实施方式设定外部egr率及内部egr率的话，则越符合高速低负荷条件外部egr率及内部egr率就越大，能够随着两种egr率的増大充分提高燃烧室6的压缩开始温度（压缩冲程开始时的温度）。由此，即使在最不利于着火性的高速低负荷条件下也能确保良好的着火性使spcci燃烧稳定化。反之，在最有利于着火性的低速高负荷条件下外部egr率及内部egr率均减小，这样能将燃烧室6的压缩开始温度控制在与着火性相应的恰当水平，能防止过早着火等异常燃烧。

另外，上述实施方式中在第1运行区域a1运行时在涡流阀18开度减小至比较低开度（20%～40%左右）的状态下，即在燃烧室6内形成涡流的状态下，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中央位置较外周位置燃料浓度更浓的成层化混合气（参照图15、图16）。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，上述实施方式中形成的上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，能在涡流最终目的地即燃烧室6中央位置切实形成燃料浓度浓的（相对丰富的）混合气，因此能进一步促进上述混合气的成层化。

另外，上述实施方式在执行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，因此能在避免燃烧噪音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

上述实施方式中，在执行spcci燃烧的区域第1运行区域a1中在发动机旋转速度相对较低的基本区域c1将涡流阀18开度设定为大于完全关闭的恒定值（20%），除此之外还可将控制设计为：与基本区域c1的高速侧的主要区域c2同样地，使该基本区域c1的涡流阀18开度随旋转速度降低而变小。即便是在这种情况下也宜使基本区域c1中涡流阀18开度相对于旋转速度的变化率比主要区域c2中的该变化率更小。

另外，关于涡流阀18的开度，至少使一定旋转速度高速侧的开度比低速侧开度大即可，也可与旋转速度相应地阶段性地（阶梯状地）改变涡流阀18的开度。

上述实施方式中在针对1个汽缸2设置的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的提升量与用于开闭第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。

上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）。

上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。

上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。

上述实施方式中进气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。另外，进气vvt13a（排气vvt14a）还可以采用在进气门11（排气门12）打开时间或关闭时间以外还改变提升量的可变机构。

上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的燃料喷射时间或既调整点火时间又调整喷油器15的燃料喷射时间。或者还可以调整燃料喷射时间与喷射量两者。

上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上述模型公式，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率修正上述模型公式。

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7所示面积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，除此之外还可以采用si率＝r1/r2。

或者，还可以用图18所示δθ1、δθ2算出si率。即，以si燃烧的曲轴转角时间（拐点x提前角侧的曲轴转角时间）为δθ1、以ci燃烧的曲轴转角时间（拐点x滞后角侧的曲轴转角时间）为δθ2，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（涡流调整部）

40排气通路

51egr通路

53egr阀

100ecu（燃烧控制部）

x分界速度（旋转速度的一定值）