CN103375299A - 多汽缸汽油发动机 - Google Patents

Abstract

本发明涉及多汽缸汽油发动机，在本发明中，发动机的排气歧管（30）具有多个独立排气通路（31、32、33）、共通地设置于各独立排气通路的下游侧的负压产生装置（35）、用于绕过负压产生装置（35）的旁通通路（41、42、43）、和设置于各旁通通路中的流通切换阀（45）。在执行CI燃烧的负荷相对低的第一运行区域中，排气门不仅在排气行程中打开而且在进气行程中也打开，并且使流通切换阀（45）开阀以使排气通过旁通通路（41、42、43）（绕过负压产生装置（35））。在执行SI燃烧的负荷相对高的第二运行区域中，排气门仅在排气行程中打开，并且使流通切换阀（45）开阀以使排气通过负压产生装置（35）。

Description

多汽缸汽油发动机

技术领域

本发明涉及具备具有多个汽缸的发动机主体、从发动机主体的各汽缸排出的排气通过的排气歧管、和控制包含在发动机主体及排气歧管中的各种器件的控制装置的多汽缸汽油发动机。

背景技术

以往，在汽油发动机的领域，一般采用通过火花塞的火花点火强制性地燃烧混合气的火花点火燃烧，但是近年来，正在推进代替像这样的火花点火燃烧，而将所谓的压缩自动点火燃烧应用于汽油发动机的研究。压缩自动点火燃烧是指在通过活塞的压缩而制造出的高温·高压的环境下，通过自动点火使混合气燃烧的方式。压缩自动点火燃烧是混合气同时多发性地自动点火的燃烧，与燃烧通过火焰传播逐渐地扩散的火花点火燃烧相比燃烧期间短，能够得到更高的热效率。另外，以下，将火花点火燃烧（spark ignition combustion）简称为“SI燃烧”，将压缩自动点火燃烧（compression self-ignition combustion）简称为“CI燃烧”。

已知作为与适用上述CI燃烧的汽油发动机相关的文献的例如下述专利文献1及专利文献2。

专利文献1公开了在发动机的低负荷域下执行CI燃烧，在发动机的高负荷域下执行SI燃烧，像这样根据发动机的负荷切换燃烧形式的方法。

专利文献2公开了在通过CI燃烧运行时，不仅在排气行程中打开排气门，而且在进气行程中也打开排气门，使暂时排出的高温的排气（已燃气体）从排气道逆流至汽缸内，以此提高汽缸内温度，促进混合气的自动点火。另外，以下，将像该专利文献2中记载的那样的排气的逆流操作称为“内部EGR”（internal exhaust gas recirculation，内部排气再循环）。

专利文献1：日本特开2009-91994号公报；

专利文献2：CN1966956A（日本特开2007-132319号公报）。

发明内容

在这里，像上述专利文献2那样，在为了促进混合气的自动点火而执行内部EGR的情况下，尤其在燃料的喷射量少（因此点火性容易恶化）的发动机的极低负荷域中，需要通过内部EGR将高温的排气大量导入至汽缸内。但是，像上述专利文献2那样仅仅在进气行程中简单地打开排气门是不能将充分的量的排气导入至汽缸内的，存在不能充分地实现汽缸内的高温化的担忧。

又，为了在发动机的低负荷域中确实地实现CI燃烧，而提高发动机的压缩比是有效的方法，但是，当提高发动机的压缩比时，存在在燃料喷射量增大的高负荷域中，容易引起爆震等的异常燃烧的问题。

本发明是鉴于上述问题而形成的，其目的是提供可以实现在低负荷域中执行CI燃烧时的点火性的确保、和在高负荷域中执行SI燃烧时的异常燃烧的防止两方面的多汽缸汽油发动机。

作为解决上述问题的手段的本发明是具备具有多个汽缸的发动机主体、从发动机主体的各汽缸排出的排气通过的排气歧管、和控制包含在发动机主体及排气歧管中的各种器件的控制装置的多汽缸汽油发动机，其中，上述发动机主体在每个汽缸中具有喷射含有汽油的燃料的喷射器、和通过火花放电执行向混合气的点火的火花塞，并且具有能将开闭各汽缸的排气道的排气门切换为以仅在排气行程中开阀的通常模式驱动或者以除了排气行程以外在进气行程中也开阀的二度打开模式驱动的切换机构；上述排气歧管具有上游端部与一个汽缸的排气道或者排气顺序不连续的多个汽缸的各排气道连接的多个独立排气通路、各独立排气通路的下游端部彼此维持独立状态下相互接近地集合成束的集合部、设置于集合部的下游侧，并且包含形成为梢端细的形状的喷嘴部以随着从各独立排气通路的下游端部喷出排气而产生负压的负压产生装置、从上述各独立排气通路的中途部分叉并延伸而在下游侧合并，且与比上述负压产生装置靠近下游侧的排气通路连通的旁通通路、和设置于上述各旁通通路中的能开闭的流通切换阀；上述控制装置控制上述喷射器、火花塞、切换机构以及流通切换阀以在规定的第一运行区域中执行作为通过混合气的自动点火的燃烧的CI燃烧，且在设定为比上述第一运行区域靠近高负荷侧的第二运行区域中执行作为通过火花点火的强制燃烧的SI燃烧；在上述第一运行区域中，上述切换机构被控制为使排气门以上述二度打开模式驱动，并且使上述流通切换阀开阀以使排气通过上述旁通通路绕过负压产生装置；在上述第二运行区域中，至少在其高负荷侧的一部分，上述切换机构被控制为使排气门以上述通常模式驱动，并且使上述流通切换阀闭阀以使排气通过上述负压产生装置。

另外，“含有汽油的燃料”是不仅包含100%汽油的燃料，而且包含混合汽油和其以外的燃料成分的燃料的概念。例如，即使是混合乙醇（酒精）和汽油的燃料也能够实现CI燃烧，因此本发明也能适用于由像这样的燃料驱动的发动机。

在本发明中，在负荷相对低的第一运行区域中，通过使排气门以二度打开模式（除了排气行程以外还在进气行程中开阀的模式）驱动，可以实现高温的排气从各汽缸的排气道逆流至汽缸内的内部EGR，从而实现汽缸内温度的上升。借助于此，在负荷低且混合气的点火性严峻的第一运行区域中，可以促进混合气的自动点火，可以引起适当的CI燃烧。此外，在上述第一运行区域中，由于排气的流通被切换为来自于各汽缸的排气通过旁通通路（绕过负压产生装置），因此在负压产生装置中产生的负压引起的喷射器效果（排气向下游侧的吸引效果）变得无效化，其结果是，在从某个汽缸排出排放气体（在排气门开阀之后不久强烈地排出的排气）时，由该排放气体引起的较大的正压作用于排气顺序为前一个的在先汽缸的排气道，从而阻碍排气的排出（排气干扰）。在上述实施形态中，在主动地制造出像这样的排气干扰的基础上，使排气门以二度打开模式驱动，以此使大量的排气从排气道逆流至汽缸内，从而可以增大内部EGR气体的量。这一点有利于汽缸内温度的上升，并且促进混合气的自动点火，因此可以更确实地引起在低负荷域中的CI燃烧。

另一方面，在比上述第一运行区域负荷高的第二运行区域（至少其高负荷侧的一部分）中，排气门的开闭模式切换为通常模式而禁止内部EGR，同时使流通切换阀闭阀而使排气流入负压产生装置，因此在负压产生装置中产生的负压到达至各汽缸的排气道而促进排气向下游侧的吸出（喷射器效果），以此有效地防止高温的排气残留在汽缸内。而且，在上述第二运行区域中，在像这样汽缸内的扫气性确保的状态下执行通过火花点火的SI燃烧，因此即使不采取例如极端地延迟火花点火的正时等的措施，也可以实现不伴随着异常燃烧的适当的燃烧，可以防止异常燃烧的同时得到高的热效率。

在本发明中，优选的是在上述第一运行区域和第二运行区域之间设定有执行CI燃烧的中间运行区域，在中间运行区域中，上述切换机构被控制为使排气门以上述二度打开模式驱动，并且负荷越高而使上述流通切换阀的开度越降低。

根据该结构，在比低负荷侧的第一运行区域负荷高且混合气比较容易自动点火的中间运行区域中，通过流通切换阀的开度控制能够调节流入负压产生装置内的排气的量，以此负荷越高而使基于在负压产生装置中产生的负压的排气的吸出作用（喷射器效果）越增强，伴随与此可以减少内部EGR量。借助于此，在负荷为中间值的上述中间运行区域中，可以导入与点火性相对应的适当量的内部EGR气体，从而可以执行适合的CI燃烧。

在上述结构中，更优选的是在上述第一运行区域中，作为汽缸内的所有气体质量除以燃料的质量的值的气体空然比设定为作为大于在上述第二运行区域及中间运行区域中的气体空然比的值的30以上。

根据该结构，在负荷相对低的第一运行区域中向汽缸内导入包含EGR气体和新气等的大量的气体，以此气体空然比变稀（lean）而减少NOx（氮氧化物）的产生，进而可以有效地减少低负荷运行时的泵气损失（pumping loss）。又，在像中间运行区域和第二运行区域那样负荷相对高的区域中运行时，通过设定为相对富燃料的条件，以此可以确保与负荷相对应的高的转矩。

在本发明中，优选的是在上述第一运行区域中，通过在进气行程中从上述喷射器喷射燃料而执行CI燃烧；在上述第二运行区域中，从压缩行程后期至膨胀行程初期依次执行来自于上述喷射器的燃料喷射和通过上述火花塞的火花点火，并基于此执行SI燃烧。

根据该结构，在负荷相对低的第一运行区域中，使基于进气行程中的燃料喷射的均质的混合气进行CI燃烧而能够得到高的热效率。另一方面，在高负荷侧的第二运行区域中，在压缩行程的后期以后即延迟的正时执行燃料喷射和火花点火，因此超过压缩上死点汽缸内温度·压力以某种程度下降后，混合气通过火焰传播而燃烧（SI燃烧）。因此，为了实现在低负荷域中的CI燃烧而假设发动机的几何压缩比设定为相当高的值，也可以确实地避免在高负荷域中容易引起的异常燃烧。

如以上所述，根据本发明的多汽缸汽油发动机，可以实现在低负荷域中执行CI燃烧时的点火性的确保，和在高负荷域中执行SI燃烧时的异常燃烧的防止两方面。

附图说明

图1是示出根据本发明的一个实施形态的多汽缸汽油发动机的整体结构的俯视图；

图2是示出上述发动机的发动机主体的结构的剖视图；

图3是示出上述发动机的排气歧管的结构的侧视图；

图4是特别示出上述排气歧管所具备的独立排气通路的结构的俯视图；

图5是特别示出上述排气歧管所具备的旁通通路的结构的俯视图；

图6是沿着图4的VI-VI线剖切的剖视图；

图7是示出上述发动机的控制系统的框图；

图8是示意性示出在发动机的运行中使用的控制图的图；

图9是将在第一运行区域中执行的燃料喷射和进排气门的开闭动作以与曲轴角之间的关系示出的图；

图10是将在中间运行区域中执行的燃料喷射和进排气门的开闭动作以与曲轴角之间的关系示出的图；

图11是将在第二运行区域中执行的燃料喷射和进排气门的开闭动作以与曲轴角之间的关系示出的图；

图12是示出向汽缸内的填充气体的成分比例和各种控制参数等随着发动机负荷的变化而如何变化的图；

图13是用于将在上述第二运行区域中执行的SI燃烧的特征与现有的SI燃烧比较并进行说明的图；

图14是用于说明排气道的压力因排气的流通切换而变化的程度的图。

具体实施方式

（1）发动机的整体结构

图1及图2是示出根据本发明的一个实施形态的多汽缸汽油发动机的结构的图。本实施形态的发动机具备具有在特定方向上排列的四个汽缸2A～2D的四冲程四汽缸型的发动机主体1、用于向发动机主体1导入燃烧用的空气的进气歧管20、和用于排出在发动机主体1的各汽缸2A～2D中产生的排气的排气歧管30。

上述发动机主体1具有内部形成有上述汽缸2A～2D的汽缸体2、设置于汽缸体2的上表面的汽缸盖3、和可往复滑动地插入于上述汽缸2A～2D内的活塞4。

在上述活塞4的上方形成有燃烧室5，在该燃烧室5中通过由下述喷射器10的喷射供给含有汽油的燃料。而且，喷射的燃料在燃烧室5中燃烧，通过由该燃烧引起的膨胀力而被向下按压的活塞4在上下方向上往复运动。

上述活塞4通过连杆16与曲轴15连接，并且根据上述活塞4的往复运动使上述曲轴15绕中心轴旋转。

在上述汽缸体2上设置有检测上述曲轴15的转速作为发动机的转速的发动机转速传感器SW1。

在上述汽缸盖3上，对各汽缸2A～2D分别设置有一组向燃烧室5喷射燃料（含有汽油的燃料）的喷射器10、对从喷射器10喷射的燃料和空气的混合气执行通过火花放电的点火的火花塞11。

上述喷射器10在梢端部具有成为燃料的喷射口的多个喷孔，并且设置为从各汽缸2A～2D的燃烧室5的进气侧的侧方面向各汽缸2A～2D的燃烧室5。又，从喷射器10喷射的燃料的喷射压力被设定为30MPa以上，作为汽油发动机是相当高的值。

上述火花塞11在梢端部具有用于放电以产生火花的电极，并且设置为从上方面向各汽缸2A～2D的燃烧室5。

在这里，本实施形态的发动机主体1的几何压缩比（活塞4在下死点时的燃烧室容积和活塞4在上死点时的燃烧室容积之比）设定为16以上、20以下，作为汽油发动机是相当高的值。像这样设定高的几何压缩比的原因是提高理论热效率和确保在下述的CI燃烧（压缩自动点火燃烧）中的点火性。

又，在像本实施形态那样的四冲程四汽缸汽油发动机中，设置于各汽缸2A～2D中的活塞4以180°曲轴角（180°CA）的相位差上下运动，因此与此相对应地，在各汽缸2A～2D中的点火正时也设定为相位分别偏移180°CA的正时。具体地是，将汽缸2A、2B、2C、2D的汽缸编号分别作为1号、2号、3号、4号时，以1号汽缸2A→3号汽缸2C→4号汽缸2D→2号汽缸2B的顺序执行点火。因此，例如1号汽缸2A为膨胀行程时，3号汽缸2C、4号汽缸2D、2号汽缸2B分别是压缩行程、进气行程、排气行程。

在上述汽缸盖3上设置有用于将从上述进气歧管20供给的空气导入至各汽缸2A～2D的燃烧室5的进气道6、开闭进气道6的进气门8、用于将在各汽缸2A～2D的燃烧室5中产生的排气导出至上述排气歧管30的排气道7、和开闭排气道7的排气门9。另外，图例的发动机是所谓的双顶置凸轮轴式（double overhead camshaft；DOHC）发动机，并且每个汽缸设置有两个进气门8以及排气门9。

上述进气门8及排气门9分别通过包含配设在汽缸盖3上的一对凸轮轴等的配气机构13、14（图2）与曲轴15的旋转联动地开闭驱动。

在上述进气门8用的配气机构13中组装有连续地（无级）可改变进气门8的升程量的可变机构13a。像这样的结构的可变机构13a，如连续可变气门升程机构（Continuous Variable Valve Lift；CVVL）等是已公知的，具体的构成示例可以例举具备使进气门8驱动用的凸轮与凸轮轴的旋转联动而进行往复摇动运动的连杆机构、可变地设定连杆机构的配置（杠杆比）的控制臂、通过电动地驱动控制臂改变上述凸轮的摇动量（向下按压进气门8的量和期间）的步进马达的可变机构。

在上述排气门9用的配气机构14中组装有使在进气行程中向下按压排气门9的功能成为有效或者无效的切换机构14a。即，该切换机构14a具有使排气门9不仅在排气行程中可开阀，而且在进气行程中也可开阀，并且切换在该进气行程中排气门9的开阀动作（所谓的排气门9的二度开阀）的执行和停止的功能。

像这样的结构的切换机构14a是已公知的，其具体示例可以例举具备除了排气门9驱动用的通常的凸轮（在排气行程中向下按压排气门9的凸轮）以外在进气行程中向下按压排气门9的副凸轮、和使该副凸轮的驱动力向排气门9的传递成为有效或者无效的所谓的空转（lost motion）机构的切换机构。

当通过上述切换机构14a的副凸轮对排气门9的向下按压成为有效时，排气门9不仅在排气行程中开阀，而且在进气行程中也开阀（排气门9的升程量在进气行程中再次增大），因此实现高温的排气从排气道7逆流至燃烧室5的内部EGR，从而谋求燃烧室5的高温化的同时导入至燃烧室5内的空气（新气）的量减少。

另一方面，当通过上述切换机构14a的副凸轮对排气门9的向下按压成为无效时，排气门9仅在排气行程中开阀，因此上述内部EGR被停止。

另外，在本说明书中，“○○阀在××行程中开阀”等是指○○阀的开阀期间（从开始打开起至关闭的期间）被设定为主要与××行程重复的情况，并不一定意味着整个开阀期间在××行程中。因此，例如，即使将排气门9的第二次开阀（通过上述切换机构14a的副凸轮的开阀）被禁止的状态用“排气门9仅在排气行程中开阀”（或者排气门9仅在排气行程中打开）等来表达，也并不限于排气门9的整个开阀期间包含在排气行程中，也可以有排气门9的开阀期间的一部分在进气行程中的情况。

如图1所示，上述进气歧管20具有与单一的进气管23的下游端部连接的规定容积的缓冲罐22、以及连接缓冲罐22和各汽缸2A～2D的进气道6的多个（四个）独立进气通路21。

在上述进气管23的中途部上设置有可开闭的节气门25、和用于检测吸入至发动机主体1的空气（新气）的流量的空气流量传感器SW2。

图3～图5是用于详细示出上述排气歧管30的结构的图。如这些图3～图5、以及前面的图1所示，排气歧管30具有：其上游端部与各汽缸2A～2D的排气道7连接的多个独立排气通路31、32、33；各独立排气通路31、32、33的下游端部（从发动机主体1远离的一侧的端部）彼此维持独立状态下相互接近地集合成束的集合部34；设置在集合部34的下游侧，并且在内部形成有与所有的上述独立排气通路31、32、33连通的共通的空间的负压产生装置35；和与负压产生装置35的下游侧连接的单一的排气管40。在排气管40的下游侧设置有内设三元催化器等的催化器的催化转化器48，此外，在其下游侧设置有排气管49和图外的消声器等。另外，为了方便图示，在图5中用虚线示出上述各独立排气通路31、32、33等，并且在图4中省略下述的旁通通路41、42、43以及旁通下游部44。

如图1及图4所示，在本实施形态中，相对于四个汽缸2A、2B、2C、2D准备了三个独立排气通路31、32、33。这是因为中央侧的独立排气通路32形成为“Y”字状分叉的形状以使其可共用于2号汽缸2B及3号汽缸2C。即，独立排气通路32具有从2号汽缸2B及3号汽缸2C的各排气道7延伸而在下游侧合并的两个分叉通路部32a、32b、和从各分叉通路部32a、32b合并的部分进一步向下游侧延伸的单一的共通通路部32c。另一方面，与1号汽缸2A及4号汽缸2D的各排气道7连接的独立排气通路31、33形成为没有分叉的单管状。另外，以下可以将单管状的独立排气通路31、33分别称为“第一独立排气通路31”及“第三独立排气通路33”，将二股状分叉的独立排气通路32称为“第二独立排气通路32”。

如上所述，在像本实施形态那样的四冲程四汽缸发动机中，以1号汽缸2A→3号汽缸2C→4号汽缸2D→2号汽缸2B的顺序执行点火，因此与形成为二股状的上述第二独立排气通路32的上流端部连接的2号汽缸2B及3号汽缸2C之间存在排气顺序（执行排气行程的顺序）不连续的关系。因此，在像本实施形态那样2号汽缸2B及3号汽缸2C与共通的独立排气通路32连接的情况下，也不发生来自于这两个汽缸2B、2C的排气同时流入上述独立排气通路32的情况。

以单管状形成的上述第一独立排气通路31及第三独立排气通路33指向汽缸列方向的中央侧延伸以使其各下游端部的位置与上述第二独立排气通路32的下游端部一致。即，尤其如图4所示，第一独立排气通路31的下游端部、第二独立排气通路32的共通通路部32c的下游端部、第三独立排气通路33的下游端部分别在从发动机主体1的排气侧的壁面中央（从上面观察时为与2号汽缸2B和3号汽缸2C之间相对应的位置）向下游侧远离的位置上集合成一束。而且，由集合的上述三个独立排气通路31、32、33的各下游端部和保持它们的集合的状态的保持构件等而形成上述集合部34。

如图6所示，上述各独立排气通路31、32、33的各下游端部、即第一独立排气通路31的下游端部、第二独立排气通路32的共通通路部32c的下游端部、第三独立排气通路33的下游端部各自具有将圆分为三等份的扇形的截面，并且通过集合三个具有像这样的截面的各下游端部，能够形成整体上大致圆形的集合部34。

在上述集合部34中接近配置的各独立排气通路31、32、33的下游端部形成为越向下游侧行进而通路截面积越小的喷嘴状（例如参照图3、图4）。因此，通过上述各独立排气通路31、32、33的下游端部的排气在此位置加速后（提高流速后），向上述负压产生装置35喷出。

又，上述各独立排气通路31、32、33的下游端部在集合部34中以比较接近平行的角度集合成束。具体地是，各独立排气通路31、32、33的下游端部配置为各自的轴心之间形成的角度达到例如10度左右的小角度。

如图3及图4所示，上述负压产生装置35从上游侧依次具有形成为越向下游侧行进而通路截面积越小的喷嘴部36、形成为具有大致相同的通路截面积的直管部37、和形成为越向下游侧行进而通路截面积越大的扩散部38。因此，从上述各独立排气通路31、32、33中的任意一个的下游端部喷出的排气首先流入喷嘴部36，在此处进一步加速（此时排气的压力下降）。又，在上述喷嘴部36中被加速的排气随着通过直管部37及扩散部38而被减速，伴随与此恢复排气的压力。

像上述那样排气从各独立排气通路31、32、33中的任意一个的下游端部向负压产生装置35的喷嘴部36高速喷出时，在其喷出气体的周围产生压力相对低的负压部。因此，在排气从某一个汽缸的独立排气通路（31、32、33中的任意一个）喷出至负压产生装置35时，负压作用于其他汽缸的独立排气通路等，从而排气从此处向下游侧吸出。已知这是因为喷射器（ejector）效果。

另外，已知喷射器效果在将上述喷嘴部36的下游端部的面积（与直管部37的面积相同）的等效圆直径作为D，将上述独立排气通路31、32、33的各下游端部的等效圆直径作为a时，如果a／D≥0.5则能够得到充分的喷射器效果。因此，在本实施形态中，a／D设定为0.5以上（例如0.65）。在这里，等效圆直径是指将具有某一形状的截面用面积相同的圆置换时的直径。

如图1、图3及图5所示，本实施形态的排气歧管30除了上述独立排气通路31、32、33和负压产生装置35等以外还具有从各独立排气通路31、32、33的中途部分叉并延伸且在下游侧合并的三个旁通通路41、42、43和从各旁通通路41、42、43合并的部分向下游侧延伸的旁通下游部44。旁通下游部44的下游端部与作为比上述负压产生装置35靠近下游侧的排气通路的排气管40连接。即，旁通通路41、42、43通过旁通下游部44连接上述各独立排气通路31、32、33的中途部（比负压产生装置35靠近上游侧的部分）和排气管40。另外，上述旁通通路41、42、43合并的角度设定为比较宽的角度，例如旁通通路41和旁通通路42的各轴心之间的交叉角度、以及旁通通路42和旁通通路43的各轴心之间的交叉角度分别设定为30度以上。

上述各旁通通路41、42、43以及旁通下游部44形成为从其上游端至下游端具有大致一定的截面积，并且其截面积设定为大于上述各独立排气通路31、32、33的下游侧部分的各截面积。在本实施形态中，上述旁通通路41、42、43以及旁通下游部44的各截面积设定为与上述独立排气通路31、32、33的下游端部集合的集合部34的圆形的截面积（各通路31、32、33的下游端部的面积总和）大致相同。

在上述各旁通通路41、42、43的内部分别设置有可开闭的流通切换阀45。各流通切换阀45设置为能够以共通的杆46为中心旋转，杆46的一端与执行器47连接。而且，在杆46通过执行器47的工作而旋转时，伴随与此上述各流通切换阀45同时被驱动而开闭旁通通路41、42、43。

像上述那样工作的流通切换阀45使用于切换是否使从各汽缸2A～2D排出的排气通过负压产生装置35。例如，在流通切换阀45全闭时，从各汽缸2A～2D排出的排气全部通过独立排气通路31、32、33并流入至负压产生装置35中。借助于此，在负压产生装置35的内部产生强负压（压力充分下降的负压），能够得到充分的排气的吸出作用（喷射器效果）。另一方面，在流通切换阀45全开时，从各汽缸2A～2D排出的排气的大部分通过旁通通路41、42、43并流入下游侧，而不通过负压产生装置35并流入其下游侧的排气管40。借助于此，由于在负压产生装置35中不能产生负压，因此喷射器效果大幅度下降。另外，在流通切换阀45全开时大部分排气通过旁通通路41、42、43（而不是独立排气通路31、32、33）的原因是旁通通路41、42、43的截面积大于独立排气通路31、32、33的各下游端部的截面积，流通阻力小。

如图1所示，上述排气歧管30的排气管40和上述进气歧管20的缓冲罐22通过EGR通路50相互连接。在EGR通路50的中途部上设置有可开闭的EGR阀51、和由利用发动机的冷却水等的热交换器构成的EGR冷却器52。

上述EGR通路50使用于执行使通过排气歧管30的排气的一部分回流至进气歧管20的操作。即，在上述EGR阀51开阀时，在排气管40中流动的排气的一部分通过EGR通路50并返回至缓冲罐22中。此时，通过EGR冷却器52排气被冷却，因此流入缓冲罐22时的排气的温度大幅度低于通过排气歧管30的排气的温度。而且，返回至上述缓冲罐22的低温的排气通过独立进气通路21再次导入至各汽缸2A～2D。另外，以下将通过上述EGR通路50的排气的回流操作与通过上述排气门9的二度打开的排气的逆流操作（内部EGR）区别而称为“外部EGR”（external exhaust gas recirculation，外部排气再循环）。

另一方面，当上述EGR阀51全闭时，排气不能从排气管40流入至EGR通路50，从而禁止外部EGR。

（2）控制系统

接着，利用图7说明发动机的控制系统。本实施形态的发动机搭载在汽车等的车辆上，并且由配备在车辆上的ECU（发动机控制单元）60控制。ECU 60是如众所周知的那样由CPU、ROM、RAM等构成的微处理器，并且相当于根据本发明的控制装置。

在上述ECU 60中被输入来自于各种传感器的信息。例如，ECU 60与设置于发动机的上述发动机转速传感器SW1及空气流量传感器SW2电气连接，并且接收来自于这些传感器的输入信号（发动机转速及进气流量的信息）。又，在车辆上设置有检测由驾驶员操作的图外的加速器踏板的开度的加速器开度传感器SW3，并且来自该加速器开度传感器SW3的检测信号也被输入至上述ECU 60中。

上述ECU 60基于来自上述各传感器（SW1～SW3等）的输入信号执行各种运算等，并且控制发动机的各部。即，ECU 60与上述喷射器10、火花塞11、可变机构13a、切换机构14a、流通切换阀45（正确的是阀驱动用的执行器47）、节气门25以及EGR阀51等电气连接，并且基于上述运算的结果等向这些器件分别输出驱动用的控制信号。

图8是示意性地示出在发动机的运行中由上述ECU 60参考的控制图的图。在该控制图中，发动机的运行区域被分割为第一运行区域A1、第二运行区域A2、中间运行区域A3的三个区域，其中，第一运行区域A1设定在包含发动机的最低负荷Tmin的最低负荷侧的区域，第二运行区域A2设定在包含发动机的最高负荷Tmax的最高负荷侧的区域。又，中间运行区域A3设定在第一运行区域A1和第二运行区域A2之间的负荷域。ECU 60在发动机的运行中，由负荷（基于加速器开度的所需转矩）及转速的各值逐次判定发动机在图8的图中的哪一个运行区域中运行，并且控制上述喷射器10、火花塞11、可变机构13a、切换机构14a、流通切换阀45、节气门25以及EGR阀51以执行与各运行区域相对应的适合的燃烧。

（3）在各运行区域中的控制

接着，说明图8所示的各运行区域A1、A2、A3中的燃烧控制的内容。如后文详述，在本实施形态中，在位于最高负荷侧的区域的第二运行区域A2中，执行以通过由火花塞11的火花放电的强制点火为开端使混合气通过火焰传播而燃烧的SI燃烧，并且在比上述第二运行区域A2靠近低负荷侧的第一运行区域A1及中间运行区域A3中，执行通过活塞4的压缩作用使混合气自动点火的CI燃烧。

（i）第一运行区域A1

首先，利用图9及图12说明在设定于包含发动机的最低负荷Tmin的低负荷侧的区域的第一运行区域A1中执行怎样的燃烧控制。图9是将在上述第一运行区域A1中执行的燃料喷射和进排气门的开闭动作等以与曲轴角CA之间的关系示出的图。图12是示出向汽缸内的填充气体的成分比例和各种控制参数等随着发动机负荷的变化而如何变化的图。另外，在图9中，“EX”表示排气行程中打开的排气门9的升程曲线，“EX’”表示进气行程中打开的排气门9的升程曲线，“IN”表示进气门8的升程曲线。又，在图12中，将对应于第一运行区域A1和中间运行区域A3之间的边界的负荷标示为“T1”，将对应于中间运行区域A3和第二运行区域A2之间的边界的负荷标示为“T2”，并且除了这些T1、T2以外，将成为用于开始或者终止某控制的阈值的负荷标示为“Tx”、“Ty”。

如图9所示，在第一运行区域A1中，执行使基于来自于喷射器10的燃料喷射F1而在燃烧室5中形成的混合气通过活塞4的压缩作用自动点火的CI燃烧。具体地是，在上述第一运行区域A1中，在进气行程中的规定时期从喷射器10喷射比较少量的燃料（燃料喷射F1）。此时，基于该燃料喷射F1，在燃烧室5内形成燃料和空气（新气）混合的均质且稀的混合气。该混合气在压缩行程中通过活塞4的压缩作用而高温、高压化，并且在压缩上死点（压缩行程和排气行程之间的TDC）附近自动点火。而且，基于这样的自动点火，发生伴随着像波形Q1所示那样的热释放的CI燃烧。

为了促进上述那样的通过混合气的自动点火的CI燃烧，在第一运行区域A1中，如图9及图12所示，排气门9的开闭模式设定为二度打开模式，而切换机构14a被控制为使排气门9不仅在排气行程中打开而且在进气行程中也打开。即，通过在进气行程中也打开排气门9，执行使排气从排气道7逆流至汽缸内的内部EGR，并且提高汽缸内温度。

又，在第一运行区域A1中，如图12所示，流通切换阀45的开度设定为全开（100%）。借助于此，从各汽缸2A～2D排出的大部分排气通过旁通通路41、42、43，并且绕过负压产生装置35而流入至其下游侧的排气管40中。

在第一运行区域A1中的进气门8的升程量是基于用于使其变化的可变机构13a的驱动以如下述那样的模式控制的。即，在第一运行区域A1，在负荷为Tx以下的区域（极低负荷域）中，进气门8的升程量设定为最低的升程量，另一方面，在比Tx高负荷侧的区域中，负荷越高则进气门8的升程量越增大。借助于此，在第一运行区域A1，从进气道6导入至汽缸内的新气的量是在规定负荷Tx以下时最少，负荷与规定负荷Tx相比越高而越增大。另一方面，通过内部EGR导入至汽缸内的排气（内部EGR气体）的量是与上述新气的量的变化相反，在规定负荷Tx以下时最多，负荷与规定负荷Tx相比越高而越减少。

关于在第一运行区域A1中的EGR阀51的开度，在规定负荷Tx以下的区域中设定为全闭（0%），另一方面，在比Tx高负荷侧的区域中，负荷越高则开度越增大。即，在规定负荷Tx以下的区域中EGR阀51为全闭，以此禁止外部EGR，即禁止暂时排出至排气歧管30的排气通过EGR通路50回流至汽缸内的操作。另一方面，在比规定负荷Tx高负荷侧的区域中，通过逐渐地打开EGR阀51，通过外部EGR回流的排气（外部EGR气体）的量逐渐地增大。

关于节气门25的开度（节气门开度），在包含第一运行区域A1的整个运行区域（区域A1、A3、A2）中，一律设定为全开（100%）。但是，在第一运行区域A1中，通过执行上述的进气门8的升程量控制和内部EGR及外部EGR，以此新气的量相当减少，从而制造出汽缸内气体的大半部分由EGR气体（内部EGR气体及外部EGR气体）所占有的状态。像这样，由于新气以外的大量的EGR气体导入至汽缸内，因此在第一运行区域A1中，作为填充至汽缸内的所有气体（新气及EGR气体）的质量除以燃料的质量的值的气体空燃比G／F设定为30以上。

（ii）中间运行区域A3

在比上述第一运行区域A1负荷高的中间运行区域A3中，如图10所示执行使基于来自喷射器10的燃料喷射F3而在燃烧室5内形成的混合气通过活塞4的压缩作用自动点火的CI燃烧（波形Q3）。但是，在中间运行区域A3中，在比负荷相对低的第一运行区域A1延迟的正时，例如在压缩行程中的规定时期执行上述燃料喷射F3。像这样，在比第一运行区域A1负荷高（因此燃料的喷射量大）的中间运行区域A3，使燃料喷射的正时延迟的原因是假设在与第一运行区域A1相同的正时喷射燃料，则混合气自动点火的正时变得过早，而存在发生异常燃烧和过大的燃烧噪声的担忧。

在上述中间运行区域A3中的排气门9的开闭模式如图10及图12所示，与上述第一运行区域A1相同地设定为二度打开模式，从而排气门9不仅在排气行程中打开，而且在进气行程中也打开。借助于此，实现使排气从排气道7逆流至汽缸内的内部EGR。然而，在中间运行区域A3中的内部EGR气体的量（图12），通过流通切换阀45的开度控制，随着负荷越高而越减少。

具体地是，在上述中间运行区域A3中，负荷越高而流通切换阀45的开度越减少。借助于此，在旁通通路41、42、43中流动的排气的量减少，并且通过独立排气通路31、32、33流入负压产生装置35的排气的量增加。这将使在负压产生装置35内产生的负压增强，并且使内部EGR气体的量减少。即，当负压产生装置35内的负压增强（压力下降）时，该负压通过独立排气通路31、32、33被吸引至排气道7，以及使排气被吸引至下游侧，其结果是，难以引起排气从排气道7逆流至汽缸内的现象。在上述中间运行区域A3中，负荷越高而流通切换阀45的开度越减少，因此通过在上述负压产生装置35内产生的负压的排气的吸引作用（喷射器效果）逐渐地增强，从而其结果是，如图12所示内部EGR气体的量逐渐地减少。

在上述中间运行区域A3中，EGR阀51的开度设定为规定的高开度，通过EGR通路50比较多的排气作为外部EGR气体并回流至汽缸内。又，控制可变机构13a以使进气门8的升程量达到最大。

（iii）第二运行区域A2

在设定于比上述中间运行区域A3负荷高且包含发动机的最高负荷Tmax的区域的第二运行区域A2中，执行如图11所示那样的控制。即，执行在像压缩行程的后期那样的比较延迟的正时从喷射器10喷射燃料（F2），并且在该燃料喷射F2之后使火花塞11进行火花点火SP，以此从稍微超过压缩上死点的正时（膨胀行程的初期）起通过火焰传播使混合气燃烧的控制。

在上述第二运行区域A2中开始燃料喷射F2的正时设定在压缩行程的后期以后的适宜的正时。又，在上述区域A2中执行火花点火SP的正时设定在从上述燃料喷射F2超过规定的曲轴角的适宜的正时。具体的示例是，燃料喷射F2的正时可以设定在BTDC（上死点前）20～0°CA中的任意一个曲轴角上，火花点火SP的正时可以设定在ATDC（上死点后）0～20°CA中的任意一个曲轴角上。当然，在发动机转速特别高或较低的情况下，也可以脱离在这里例示的曲轴角范围而执行上述燃料喷射F2及火花点火SP。然而，这些喷射及点火的各正时至少是包含在从压缩行程后期至膨胀行程初期的范围（BTDC60°CA～ATDC60°CA）中的任意一个曲轴角。

如图12所示，在上述第二运行区域A2中，至少除了最高负荷Tmax以外，执行通过EGR通路50使排气回流至汽缸内的外部EGR。通过该外部EGR回流的排气（外部EGR气体）的量在第二运行区域A2中也被设定为负荷越高而越小。因此，在第二运行区域A2中的EGR阀51的开度基本上为负荷越高而越降低，在最高负荷上设定为全闭（0%）。

又，在第二运行区域A2中，基本上不执行内部EGR。因此，排气门9的开闭模式基本上设定为通常模式，切换机构14a控制为使排气门9仅在排气行程中开阀。又，可变机构13a控制为使进气门8的升程量达到最大，从而以规定量确保从排气行程的末期至进气行程的初期的作为同时打开进气门8和排气门9的期间的重叠期间OL（图11）。

然而，在本实施形态中，如图12所示，仅限于在第二运行区域A2中的低负荷侧的一部分（负荷T2～Ty的区间），排气门9的开闭模式设定为二度打开模式以能够导入少量的内部EGR气体。此时，流通切换阀45的开度与在上述中间运行区域A3和第二运行区域A2之间的边界（负荷T2）上的值相比进一步减小，从而在从负荷T2转移至稍微高负荷侧的负荷Ty上设定为全闭（0%）。借助于此，从各汽缸2A～2D排出的所有排气流入至负压产生装置35，因此制造出在该负压产生装置35的内部产生强负压的状态，从而使内部EGR气体的量实质上降低至零。而且，这样的状态（停止内部EGR的状态）持续至发动机的最高负荷Tmax。

在执行上述那样的外部EGR及内部EGR的控制的结果，负荷越高在第二运行区域A2中的新气的量越增加，在最高负荷Tmax上运行时，导入至汽缸内的实质上所有气体为新气。

又，通过上述燃料喷射F2的喷射量设定为汽缸内的空气过剩率λ能够达到1的量，即，汽缸内的新气的质量除以燃料的质量的值能够达到14.7（理论空燃比）的量。但是，在第二运行区域A2中，如上所述，除了发动机的最高负荷以外导入外部EGR气体（在低负荷侧的一部分上还导入内部EGR气体），因此作为汽缸内的所有气体的质量除以燃料的质量的值的气体空燃比G／F达到14.7以上（图12）。

如图11所示，基于上述燃料喷射F2所形成的理论空燃比（λ=1）的混合气，以在与上述燃料喷射F2的完成隔着比较短的期间的正时执行的火花点火SP为开端通过比通常更迅速的火焰传播开始燃烧，并且如波形Q2所示那样，在膨胀行程的不那么延迟的时期之前完成燃烧。以下，将像在第二运行区域A2中执行的那样的SI燃烧称为“迅速延迟（retard）SI燃烧”。在第二运行区域A2中实现迅速延迟SI燃烧的机制为如下所述那样。

图13是示意性地示出在迅速延迟SI燃烧（实线）的情况下、和在进气行程中执行燃料喷射的现有的SI燃烧（虚线）的情况下，热释放率（上段）及未燃混合气的反应进度（下段）分别如何不同的说明图。另外，进行该比较的前提是发动机几何压缩比均为18。又，发动机的负荷及转速是相同的，因此燃料的喷射量也相同。但是，燃料喷射的压力是迅速延迟SI燃烧的一方大幅度大于现有的SI燃烧（例如前者的喷射压力为40MPa而后者的喷射压力为7MPa）。

首先，在现有的SI燃烧中，在进气行程中执行燃料喷射F’。在燃烧室5中，在该燃料喷射F’之后，活塞4到达至压缩上死点之前的期间，形成充分均质化的混合气。而且，在该示例中，在超过压缩上死点的延迟的正时执行火花点火，从而以此为开端（规定的点火延迟时间之后），在时刻θig’开始通过火焰传播的燃烧。之后，如在图13的上段用虚线的波形所示，在从燃烧开始时期θig’经过规定期间的时刻迎来热释放率的峰值，并且在从此处进一步经过时间的时刻θend’完成燃烧。

在这里，可以将从燃料喷射的开始至燃烧结束的期间称为未燃混合气能够存在的期间（未燃混合气的存在期间）。如在图13的下段用虚线所示，未燃混合气的反应是在上述未燃混合气的存在期间内慢慢地进行。对于现有的SI燃烧，由于未燃混合气的存在期间非常长，在此期间未燃混合气的反应持续进行，因此在火花点火后的火焰传播的中途存在引起未燃混合气自动点火的异常燃烧，即引起爆震的问题。尤其是，对应于相同的曲轴角变化量的实际时间相对变长的发动机的低旋转侧上，由于在活塞4压缩混合气的期间未燃混合气的反应剧烈地进行，因此在比基于火花点火的燃烧开始时期θig’提前的正时未燃混合气的反应率超过点火阈值（即不论火花点火而使未燃混合气自动点火），从而导致预点火（过早点火）的结果。

相对于此，在迅速延迟SI燃烧中，如上所述，在所谓压缩行程的后期以后（例如BTDC20～0°CA）的大幅度延迟的期间，以30MPa以上的非常高的喷射压力喷射燃料（燃料喷射F2）。执行像这样的高压且延迟正时的喷射（以下，称为高压延迟喷射）可以缩短未燃混合气的存在期间，并且避免异常燃烧。

即，如图13所示，未燃混合气的存在期间是将从喷射器10喷射燃料所需的期间（（A）喷射期间）；喷射结束后，直至在火花塞11的周围形成可燃混合气的期间（（B）混合气形成期间）；通过点火而开始的燃烧直至结束为止的期间（（C）燃烧期间）加起来的时间，即为（A）+（B）+（C）。高压延迟喷射由于增大单位时间的喷射量，缩短燃料气化所需的时间，进而增大基于燃料喷射的湍流能量，因此分别缩短（A）喷射期间、（B）混合气形成期间以及（C）燃烧期间。借助于此，由于未燃混合气的存在期间大幅度缩短，因此即使在压缩比高而且负荷高的条件下，也抑制反应的进行以使未燃混合气的反应进度不在燃烧结束时期之前超过点火阈值，从而避免异常燃烧。此外，在迅速延迟SI燃烧中，由于燃烧期间（C）大幅度缩短，因此即使基于火花点火的燃烧开始时期θig设定在像图13的示例那样从压缩上死点以某种程度延迟的正时（膨胀行程初期），之后发生的燃烧也不会缓慢化，而能够良好地维持热效率及输出转矩。

（4）作用等

如以上所述，本实施形态在由含有汽油的燃料驱动的多汽缸汽油发动机中采用具有像下述那样的特征的结构。

上述发动机的排气歧管30具有：上游端部连接于一个汽缸（2A或2D）的排气道7或者排气顺序不连续的多个汽缸（2B及2C）的各排气道7的多个独立排气通路31、32、33；各独立排气通路31、32、33的下游端部彼此维持独立状态下相互接近地集合成束的集合部34；设置于集合部34的下游侧，包含形成为梢端细的形状的喷嘴部36以随着从各独立排气通路31、32、33的下游端部喷出排气而能够产生负压的负压产生装置35；从上述各独立排气通路31、32、33的中途部分叉并延伸的同时在下游侧合并，且通过旁通下游部44与比上述负压产生装置35靠近下游侧的排气通路（排气管40）连通的旁通通路41、42、43；和设置于上述各旁通通路41、42、43中的可开闭的流通切换阀45。

在上述发动机的负荷相对低的第一运行区域A1中，执行作为通过混合气的自动点火的燃烧的CI燃烧。又，在该第一运行区域A1中，切换机构14a被控制为使排气门9不仅在排气行程中打开，而且在进气行程中也打开（二度打开模式），并且打开上述流通切换阀45以使来自于各汽缸2A～2D的排气通过旁通通路41、42、43能够绕过负压产生装置35。

另一方面，在比上述第一运行区域A1负荷高的第二运行区域A2中，执行作为通过火花点火的强制燃烧的SI燃烧。尤其是，在第二运行区域A2中靠近高负荷侧的一部分的运行区域（图12所示的负荷Ty以上的区域）中，切换机构14a被控制为使排气门9仅在排气行程中打开（通常模式），并且关闭上述流通切换阀45以使来自于各汽缸2A～2D的排气通过负压产生装置35。

根据具备像上述那样的结构的本实施形态的多汽缸汽油发动机，可以实现在低负荷域中执行CI燃烧时的点火性的确保、和在高负荷域中执行SI燃烧时的异常燃烧的防止两方面。

即，在上述实施形态中，在负荷相对低的第一运行区域A1，排气门9以二度打开模式（除了排气行程以外还在进气行程中开阀的模式）驱动，以此实现高温的排气从各汽缸2A～2D的排气道7逆流至汽缸内（燃烧室5）的内部EGR，谋求汽缸内温度的上升。借助于此，在负荷低且混合气的点火性严峻的第一运行区域A1中，可以促进混合气的自动点火，从而可以引起适当的CI燃烧。此外，在上述第一运行区域A1中，由于排气的流通被切换为使来自于各汽缸2A～2D的排气通过旁通通路41、42、43（绕过负压产生装置35），因此随着在负压产生装置35中产生的负压而产生的喷射器效果（排气向下游侧的吸引效果）成为无效化，其结果是，在从某个汽缸排出排放气体（在排气门9开阀后不久强烈排出的排气）时，由该排放气体引起的较大的正压作用于排气顺序为前一个的在先汽缸的排气道7而阻碍排气的排出（排气干扰）。在上述实施形态中，主动地制造出像这样的排气干扰，并且通过以二度打开模式驱动排气门9，以此使大量的排气从排气道7逆流至汽缸内，从而可以增大内部EGR气体的量。这一点有利于汽缸内温度的上升，并且促进混合气的自动点火，因此可以更加确实地引起在低负荷域中的CI燃烧。

利用图14具体地说明上述排气干扰等。图14是用于说明某个特定的汽缸的排气道7的压力根据负压产生装置35的绕过的有无以怎样的程度变化的图，并且实线的波形P1示出绕过负压产生装置35的情况（使流通切换阀45全开的情况）下的压力，而单点划线的波形P2示出不绕过负压产生装置35的情况（使流体切换阀45全闭的情况）下的压力。如该图所示，在使流通切换阀45全开以使排气绕过负压产生装置35的情况下（波形P1），在上述特定的汽缸的排气行程结束的附近（TDC的附近），由来自于排气顺序后一个的后续汽缸的排放气体引起的正压到达至排气道7，以此排气道7的压力再次增大。例如，假设图14的曲线示出1号汽缸2A的排气道7的压力，则在该1号汽缸2A的排气行程结束时，由来自于排气顺序在1号汽缸2A的后一个的3号汽缸2C的排放气体引起的正压以独立排气通路32→旁通通路42→旁通通路41→独立排气通路31的顺序且以声速到达至第一汽缸2A的排气道7，以此排气道7的压力再次增大（排气干扰）。

相对于此，如波形P2所示，在使流通切换阀45全闭以使排气流入负压产生装置35的情况下，在上述特定的汽缸的排气行程结束的附近（TDC的附近），基于来自排气顺序后一个的后续汽缸的排放气体在负压产生装置35中产生的负压到达至排气道7，以此排气道7的压力下降并转变为负压。例如在来自于排气顺序在1号汽缸2A的后一个的3号汽缸2C的排放气体通过独立排气通路32流入负压产生装置35内时，借助于此在上述装置35内产生强负压，因此该负压在独立排气通路31中逆流而到达至1号汽缸2A的排气道7，以此上述汽缸2A的排气道7的压力从排气行程的结束时的附近开始转变为负压。

可知像这样通过使排气流入或绕过负压产生装置35，能够较大地改变排气行程的结束时附近的排气道7的压力（图14的与高度H相应的量）。利用这一点，在上述实施形态中，在负荷比较低的第一运行区域A1，将流通切换阀45开阀以使排气绕过负压产生装置35，并且伴随与此主动地引起排气干扰（即，故意提高排气道7的压力），以此确保大量的内部EGR气体。

另外，如果仅是简单地增加内部EGR气体的量，则通过极端地增大进气行程中开阀的排气门9的升程量也可以实现。但是，在过分增大排气门9的升程量时，存在使切换机构14a大型化，并且增大机械阻力的问题。相对于此，利用排气干扰而增加内部EGR气体的量的上述结构可以消除这样的问题。

另一方面，在比上述第一运行区域A1负荷高的第二运行区域A2（尤其是其高负荷侧的一部分）中，排气门9的开闭模式被切换为通常模式而禁止内部EGR，同时将流通切换阀45闭阀以使排气流入负压产生装置35，因此在负压产生装置35中产生的负压到达各汽缸2A～2D的排气道7中而促进排气向下游侧的吸出（喷射器效果），以此有效地防止汽缸内残留高温的排气。而且，在上述第二运行区域A2中，像这样以确保汽缸内的扫气性的状态执行通过火花点火的SI燃烧，因此即使不采取例如极端地延迟火花点火的正时的措施，也可以实现不伴随着异常燃烧的适当的燃烧，可以防止异常燃烧的同时得到高的热效率。

尤其是，在上述实施形态中，在第二运行区域A2中，确保作为从排气行程的末期至进气行程的初期进气门8和排气门9同时打开的期间的重叠期间OL（图11），因此像上述那样在负压产生装置35内产生的负压在上述重叠期间OL中到达排气道7，以此产生从进气道6吹入排气道7的气流，从而进一步促进扫气。

又，在上述实施形态中，在第一运行区域A1和第二运行区域A2之间设定有执行CI燃烧（混合气通过自动点火的燃烧）的中间运行区域A3，在该中间运行区域A3中，排气门9的开闭模式设定为二度打开模式，并且负荷越高流通切换阀45的开度越降低。根据这样的结构，在比低负荷侧的第一运行区域A1负荷高且混合气比较容易自动点火的中间运行区域A3中，通过流通切换阀45的开度控制调节流入负压产生装置35内的排气的量，以此负荷越高使基于在负压产生装置35中产生的负压的排气的吸出作用（喷射器效果）越增强，伴随与此可以减少内部EGR量。借助于此，在负荷为中间值的上述中间运行区域A3中，可以导入与点火性相对应的适当量的内部EGR气体，从而可以执行适宜的CI燃烧。

又，在上述实施形态中，第一运行区域A1中的气体空然比G／F（汽缸内的所有气体质量除以燃料的质量的值）被设定为作为大于在上述第二运行区域A2及中间运行区域A3中的G／F的值的30以上。根据这样的结构，通过在负荷相对低的第一运行区域A1中将包含EGR气体和新气等的大量的气体导入汽缸内，气体空然比G／F变得稀而NOx（氮氧化物）的产生量下降，进而可以有效地降低低负荷运行时的泵气损失。又，在像中间运行区域A3和第二运行区域A2那样负荷相对高的区域中运行时，通过采用相对地富燃料的条件，可以确保与负荷相对的高的转矩。

又，在上述实施形态中，在第一运行区域A1，执行基于进气行程中的燃料喷射F1的CI燃烧，另一方面，在第二运行区域A2，从压缩行程后期至膨胀行程初期执行燃料喷射F2和火花点火SP，从而基于此执行SI燃烧。根据像这样的结构，在负荷相对低的第一运行区域A1，通过使基于进气行程中的燃料喷射F1的均质的混合气进行CI燃烧，可以得到高的热效率。另一方面，在高负荷侧的第二运行区域A2，在压缩行程的后期以后的延迟的正时执行燃料喷射F2和火花点火SP，因此超过压缩上死点汽缸内温度·压力以某种程度下降后，混合气通过火焰传播燃烧（SI燃烧）。因此，即使为了实现在低负荷域中的CI燃烧而假设发动机的几何压缩比被设定为相当高的值（例如像本实施形态那样16以上），也可以确实地避免在高负荷域上容易引起的异常燃烧。

尤其是，在上述实施形态中，由于使用能够通过30MPa以上的较高的喷射压力喷射燃料的喷射器10，因此可以加快在上述第二运行区域A2中执行的SI燃烧的燃烧速度（迅速延迟SI燃烧）。因此，可以确实地避免像预点火和爆震等的异常燃烧的发生，同时可以实现燃烧期间短、热效率优异的燃烧。

另外，在上述实施形态中，尽管各独立排气通路31、32、33的下游端部形成为具有像圆分成三等份的那样的扇形的截面，并且使像这样的截面形状的各下游端部集合成束而形成整体上大致圆形的集合部34，但是也可以使上述各独立排气通路31、32、33的下游端部并列地接近配置并集合成束。

又，在上述实施形态中，尽管使排气顺序不连续的两个汽缸（2号汽缸2B及3号汽缸2C）的排气道7与上游侧分叉为二股状的独立排气通路32连接，并且使其他的汽缸（1号汽缸2A或4号汽缸2D）的排气道7与单管状的独立排气通路31、33连接，但是也可以使所有的四个汽缸2A～2D的排气道7与和独立排气通路31、33相同的单管状的通路连接，并且使这些独立排气通路的各下游端部集合成束而形成集合部。

Claims (4)

1.一种多汽缸汽油发动机，具备具有多个汽缸的发动机主体、从发动机主体的各汽缸排出的排气通过的排气歧管、和控制包含在发动机主体及排气歧管中的各种器件的控制装置，其特征在于，

所述发动机主体在每个汽缸中具有喷射含有汽油的燃料的喷射器、和通过火花放电执行向混合气的点火的火花塞，并且具有能将开闭各汽缸的排气道的排气门切换为以仅在排气行程中开阀的通常模式驱动或者以除了排气行程以外在进气行程中也开阀的二度打开模式驱动的切换机构；

所述排气歧管具有上游端部与一个汽缸的排气道或者排气顺序不连续的多个汽缸的各排气道连接的多个独立排气通路；各独立排气通路的下游端部彼此维持独立状态下相互接近地集合成束的集合部；设置于集合部的下游侧，并且包含形成为梢端细的形状的喷嘴部以随着从各独立排气通路的下游端部喷出排气而产生负压的负压产生装置；从所述各独立排气通路的中途部分叉并延伸而在下游侧合并，且与比所述负压产生装置靠近下游侧的排气通路连通的旁通通路；和设置于所述各旁通通路中的能开闭的流通切换阀；

所述控制装置控制所述喷射器、火花塞、切换机构以及流通切换阀以在规定的第一运行区域中执行作为通过混合气的自动点火的燃烧的CI燃烧，且在设定为比所述第一运行区域靠近高负荷侧的第二运行区域中执行作为通过火花点火的强制燃烧的SI燃烧；

在所述第一运行区域中，所述切换机构被控制为使排气门以所述二度打开模式驱动，并且使所述流通切换阀开阀以使排气通过所述旁通通路绕过负压产生装置；

在所述第二运行区域中，至少在其高负荷侧的一部分，所述切换机构被控制为使排气门以所述通常模式驱动，并且使所述流通切换阀闭阀以使排气通过所述负压产生装置。

2.根据权利要求1所述的多汽缸汽油发动机，其特征在于，

在所述第一运行区域和第二运行区域之间设定有执行CI燃烧的中间运行区域；

在所述中间运行区域中，所述切换机构被控制为使排气门以所述二度打开模式驱动，并且负荷越高而使所述流通切换阀的开度越降低。

3.根据权利要求2所述的多汽缸汽油发动机，其特征在于，在所述第一运行区域中，作为汽缸内的所有气体质量除以燃料的质量的值的气体空然比设定为作为大于在所述第二运行区域及中间运行区域中的气体空然比的值的30以上。

4.根据权利要求1至3中任意一项所述的多汽缸汽油发动机，其特征在于，

在所述第一运行区域中，通过在进气行程中从所述喷射器喷射燃料而执行CI燃烧；

在所述第二运行区域中，从压缩行程后期至膨胀行程初期依次执行来自于所述喷射器的燃料喷射和通过所述火花塞的火花点火，并基于此执行SI燃烧。

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