CN103670759B - 火花点火式直喷发动机 - Google Patents

Abstract

本发明涉及火花点火式直喷发动机。在本发明中，在与第一负荷相比低负荷侧的CI燃烧区域中，至少将热EGR气体导入至汽缸（18）内，另一方面，在第一负荷以上的高负荷侧的SI燃烧区域中，在除全开负荷域以外的整个区域上，至少将通过热交换被冷却的冷却的EGR气体导入至汽缸（18）内。在SI燃烧区域中的至少低负荷侧区域，除了冷却的EGR气体以外还将热EGR气体导入至汽缸（18）内。

Description

火花点火式直喷发动机

技术领域

本发明涉及在低负荷域中执行压缩自动点火燃烧，另一方面在高负荷域中执行火花点火燃烧的火花点火式发动机。

背景技术

使汽缸内的混合气压缩自动点火（homogeneouschargecompressionignition，均质充量压缩点火）的压缩自动点火燃烧（以下，也称为CI燃烧）具有可以通过提高热效率而改善燃料消耗量的优点，和由于燃烧期间尽管短但不会成为剧烈的燃烧，因此氮氧化物的产生格外少等的优点。因此，以往以来，火花点火式的汽油发动机在规定负荷以上的高负荷侧的运行区域中执行火花点火燃烧（以下，也称为SI燃烧），另一方面，在与规定负荷相比低负荷侧的运行区域中执行CI燃烧，以此谋求燃料消耗量改善及排气净化是已知的（例如，专利文献1）。

又，在该类发动机中，例如专利文献2中记载的那样，为了提高因燃料喷射量少等而导致汽缸内温度不容易上升的低负荷侧区域中的点火性，在CI燃烧区域中向汽缸内导入高温的内部EGR（ExhaustGasRecirculation；排气再循环）气体是已知的。

专利文献1：日本特开2007-154859号公报；

专利文献2：日本特开2009-197740号公报。

发明内容

如上所述，CI燃烧是可以改善燃料消耗量的燃烧形态，因此认为优选的是将CI燃烧区域扩大至高负荷侧。然而，随着发动机负荷增高而使汽缸内温度上升时，CI燃烧成为伴随着出现急剧的压力上升（dP/dt）的燃烧，存在增大燃烧噪声的担忧。因此，如上述专利文献1所述那样，即使是在低负荷侧区域执行CI燃烧的发动机，通常在高负荷侧区域中也执行利用火花塞的SI燃烧。

而且，如专利文献2那样，在SI燃烧区域的尤其是高负荷侧区域中，与通过向汽缸内导入高温的内部EGR气体而提高点火性的CI燃烧区域不同，汽缸内温度为高温，因此担忧发生异常燃烧，因此通常将通过热交换而被冷却的低温的外部EGR气体导入至汽缸内。另外，在CI燃烧的情况下，在其高负荷侧区域中，也为了抑制伴随着急剧的压力上升的燃烧，而除了高温的EGR气体以外还导入低温的外部EGR气体。

然而，在CI燃烧区域中向汽缸内导入高温的EGR气体，在SI燃烧区域中向汽缸内导入低温的外部EGR气体的方法在以下的方面有着改善的余地。即，在CI燃烧的情况下，在其低负荷侧区域中，只要提高点火性即可，因此可以将高温的EGR气体大量导入至汽缸内，此外，在其高负荷侧区域中，除了高温的EGR气体以外还将低温的外部EGR气体导入至汽缸内，因此其结果是可以将EGR气体大量导入至汽缸内。换而言之，在CI燃烧的情况下，可以使汽缸内由大量的EGR气体充满，因而在打开节气门的状态下执行进气而不是在节气门节流的状态下执行进气，因此可以谋求有效地降低泵送损失（pumpingloss）。相对于此，在SI燃烧的情况下，必须在抑制异常燃烧的同时确保点火性，因此能够导入至汽缸内的低温的外部EGR气体的量受限，换而言之，能够导入至汽缸内的低温的外部EGR气体量因汽缸内温度而被限制，因此存在谋求与CI燃烧区域相同的泵送损失降低变得困难的问题。因此，为了谋求与CI燃烧区域相同的泵送损失降低，而增大导入至汽缸内的低温的外部EGR气体的量时，主要在其低负荷侧区域中，汽缸内的温度过度下降，导致点火性及燃烧性不稳定的问题。

本发明是鉴于上述问题而形成的，其目的是提供在低负荷域中执行CI燃烧，另一方面在高负荷域中执行SI燃烧的火花点火式发动机中，主要谋求SI燃烧区域的低负荷侧区域中的泵送损失的降低且抑制燃烧不稳定化的技术。

解决问题的手段：

为了实现上述目的，根据本发明的火花点火式发动机在SI燃烧区域的低负荷侧区域中，为了谋求泵送损失降低，提高EGR气体量的比例，与此同时为了抑制随着汽缸内温度的过度下降而出现的燃烧不稳定化，而在上述区域中也积极地向汽缸内导入高温的EGR气体。

具体的是，第一发明的对象是以下结构的火花点火式发动机，其具备：形成为具有在顶部形成燃烧室的汽缸且被供给以汽油为主成分的燃料的结构的发动机主体；形成为向上述燃烧室内喷射上述燃料的结构的燃料喷射阀；形成为面向上述燃烧室内配设且对该燃烧室内的混合气点火的结构的火花塞；形成为向上述汽缸内导入排气的结构的EGR导入系统；和形成为至少控制上述燃料喷射阀、上述火花塞及上述EGR导入系统，以此运行上述发动机主体的结构的控制器；并且通过上述控制器的控制，在与发动机的规定的第一负荷相比低负荷侧的压缩自动点火燃烧区域中，通过压缩自动点火使上述燃烧室内的混合气燃烧，另一方面，在上述第一负荷以上的高负荷侧的火花点火燃烧区域中，使用上述火花塞并通过火花点火使上述燃烧室内的混合气燃烧。

而且，上述控制器控制上述EGR导入系统以在上述火花点火燃烧区域中，在除节气门全开区域以外的整个区域上，至少将排气通过热交换而被冷却的低温的冷却的（cooled）EGR气体导入至上述汽缸内，另一方面，在上述压缩自动点火燃烧区域中，至少将与冷却的EGR气体相比高温的热EGR气体导入至上述汽缸内；并且控制上述EGR导入系统以在上述火花点火燃烧区域中的至少发动机的低负荷侧区域中，除了上述冷却的EGR气体以外还将热EGR气体导入至上述汽缸内。

在这里，“规定的第一负荷”是作为CI燃烧区域和SI燃烧区域的边界的负荷，在将由CI燃烧区域和SI燃烧区域（除节气门全开区域以外）构成的整个区域划分为负荷低的低负荷区域、与其相比负荷高的中负荷区域、负荷进一步高的高负荷区域的三个区域时，也可以设定在中负荷区域内。

又，“节气门全开区域”是指相对于导入至汽缸内的整个气体量的新气量的比例为100%的区域，并不是指向汽缸内导入EGR气体后的结果为能够以打开节气门的状态执行进气而不是以节流节气门的状态执行进气的区域。

此外，“火花点火燃烧区域中的低负荷侧区域”也可以是将SI燃烧区域（除节气门全开区域以外）按负荷高低划分为两个区域时的低负荷侧的区域。

又，“冷却的EGR气体”是指在从汽缸内排出至排气通路后，利用EGR冷却器等积极地被冷却的已燃气体，“热EGR气体”是指未积极地冷却的、与冷却的EGR气体相比高温的已燃气体。

另外，控制器通过EGR导入系统控制导入至汽缸内的EGR气体，但是在这里所进行的EGR气体的控制是局限于通过EGR导入系统能够强制地执行的控制，而必然残留于汽缸内的燃烧气体是从通过EGR导入系统控制的对象中被排除。

第一发明在CI燃烧区域中，向汽缸内至少导入热EGR气体，因此即使在汽缸内温度不容易上升的低负荷侧区域中，也可以提升汽缸内的温度而提高点火性，另一方面在SI燃烧区域的整个区域（除节气门全开区域以外）上，至少将冷却的EGR气体导入至汽缸内，因此降低汽缸内的温度，尤其可以抑制高负荷侧区域中的异常燃烧。

不仅于此，在SI燃烧区域中的至少低负荷侧区域上，除了冷却的EGR气体以外还将热EGR气体导入至汽缸内，因此在从例如为了抑制急剧的燃烧压力的上升而除了热EGR气体以外还将冷却的EGR气体导入至汽缸内的CI燃烧区域的高负荷侧区域切换为SI燃烧区域后，也立刻与CI燃烧区域相同地能够提高相对于整个气体量的EGR气体量的比例，借助于此，将节气门打开的状态下执行进气而不是使节气门节流的状态下执行进气，因此与CI燃烧区域相同地可以谋求泵送损失的降低。

此外，并不仅通过冷却的EGR气体提高相对于整个气体量的EGR气体量的比例，而除了冷却的EGR气体以外将热EGR气体导入至汽缸内以此提高该比例，因此可以抑制因EGR气体量的比例大而引起的燃烧不稳定化。

通过以上结构，根据第一发明，在低负荷域中执行CI燃烧，另一方面在高负荷域中执行SI燃烧的火花点火式发动机中，可以谋求泵送损失的降低的同时抑制燃烧不稳定化。

第二发明可以是，在上述第一发明中，上述控制器控制上述EGR导入系统以使相对于导入至上述汽缸内的整个气体量的EGR气体量的比例在上述火花点火燃烧区域中，随着发动机负荷的增大而逐渐地减少，另一方面，在上述压缩自动点火燃烧区域中，随着发动机负荷从作为与上述第一负荷相比低的发动机负荷的位于该压缩自动点火燃烧区域的至少第二负荷起向上述火花点火燃烧区域增大而减少；且控制上述EGR导入系统以在由上述压缩自动点火燃烧区域中的至少上述第二负荷以上的高负荷侧的区域、和除节气门全开区域以外的上述火花点火燃烧区域构成的区域中，使相对于因导入至上述汽缸内的EGR气体而被减量的新气的缸内空燃比保持不变。

在这里，“第二负荷”在将CI燃烧区域划分为负荷低的低负荷区域、与其相比负荷高的中负荷区域、和负荷进一步高的高负荷区域时，也可以设定在低负荷区域和中负荷区域的边界上。

又，“从至少第二负荷起”是指也包含与第二负荷相比小的负荷的情况。即，第二发明也包含从小于第二负荷的负荷起降低EGR气体量的比例的形态。

第二发明中，在SI燃烧区域的低负荷侧区域中，使通过除了冷却的EGR气体以外还将热EGR气体导入至汽缸内以此提高的EGR气体量的比例随着负荷的增大而逐渐地减少，因此换而言之，并不是一下子减少EGR气体量的比例，而是随着燃料喷射量的增大而确保必要的进气量，并且将EGR气体尽可能导入至汽缸内的同时逐渐地减少其量，因此可以确保发动机转矩且谋求泵送损失的降低。

除此以外，在SI燃烧区域的低负荷侧区域中，即使相对于整个气体量的EGR气体量的比例较高，但将热EGR气体导入至汽缸内，因此不引起点火延迟等而可以使燃烧变得稳定，因此抑制未燃的HC的产生，从而可以降低排放。

又，在CI燃烧区域中，也可以随着负荷从第二负荷向SI燃烧区域增大而逐渐地减少EGR气体量的比例，因此可以确保发动机转矩的同时谋求泵送损失的降低。

在这里，在燃烧形态从CI燃烧切换为SI燃烧时，通常容易发生转矩差异，但是根据第二发明，在CI燃烧区域中随着负荷的增大而逐渐地减少热EGR气体量的比例，与此同时在SI燃烧区域的低负荷侧区域中也除了冷却的EGR气体以外将热EGR气体继续导入至汽缸内，且导入至汽缸内的EGR气体量被设定为使缸内空燃比保持不变，因此在燃烧形态的切换点上也将EGR气体尽可能导入至汽缸内，与此同时根据所要求的转矩可以逐渐地增大进气量，借助于此，可以抑制从CI燃烧切换为SI燃烧时的转矩差异的发生。

第三发明可以是，在上述第一发明中，上述控制器控制上述EGR导入系统以在上述火花点火燃烧区域的发动机的低负荷侧区域中，除了上述冷却的EGR气体以外还将上述热EGR气体导入至上述汽缸内，且使相对于被吸入至上述汽缸内的整个气体量的上述热EGR气体量的比例随着发动机负荷的增大而逐渐地减少，并且在上述火花点火燃烧区域的发动机的高负荷侧区域中只使上述冷却的EGR气体导入至上述汽缸内。

第四发明可以是，在上述第三发明中，在上述火花点火燃烧区域向上述汽缸内的EGR气体导入是通过从发动机的排气通路分叉而与进气通路合并的EGR通路进行的；上述EGR导入系统由包含具备冷却排气的EGR冷却器的主通路和绕过该EGR冷却器的EGR冷却器旁通通路的上述EGR通路、以及控制该EGR冷却器旁通通路及上述主通路的EGR气体流通量的阀构成；控制上述阀以使上述热EGR气体通过上述EGR冷却器旁通通路导入至上述汽缸内，并且使上述冷却的EGR气体通过上述主通路导入。

第五发明可以是，在上述第一发明或第二发明中，上述控制器控制上述EGR导入系统以使相对于被吸入至上述汽缸内的整个气体量的冷却的EGR气体量的比例随着发动机负荷从上述压缩自动点火燃烧区域中的第二负荷增大至作为与上述第一负荷相比高的发动机负荷的位于上述火花点火燃烧区域的第三负荷而逐渐地增大，另一方面，在超过该第三负荷的区域中，随着发动机负荷的增大而逐渐地减少。

在这里，“第三负荷”是与上述“规定的第一负荷”相比高的负荷，并且设定在将SI燃烧区域（除节气门全开区域以外）按负荷的高低划分为两个区域时的低负荷侧的区域内。

在第五发明中，使冷却的EGR气体量的比例从CI燃烧区域的第二负荷至SI燃烧区域的第三负荷为止，随着负荷的增大而逐渐地增大，因此降低在CI燃烧区域的高负荷侧区域中的汽缸内温度，从而可以抑制急剧的燃烧压力的上升，与此同时可以抑制SI燃烧区域的低负荷侧区域中的异常燃烧且谋求泵送损失降低。又，在SI燃烧区域中超过第三负荷的区域中，使冷却的EGR气体量的比例随着负荷的增大而逐渐地减少，因此可以将通过EGR气体的导入的泵送损失的降低及异常燃烧的抑制扩大至节气门全开区域，并且可以将与随着负荷的增大而增加的燃料喷射量相应的新气导入至汽缸内。

第六发明可以是，在上述第五发明中，还具备形成为改变上述燃料喷射阀喷射的燃料的压力的结构的燃料压力可变机构；上述控制器在上述压缩自动点火燃烧区域中的低负荷侧区域中，驱动上述燃料喷射阀以执行进气行程喷射；另一方面，在上述压缩自动点火燃烧区域中的高负荷侧区域、及上述火花点火燃烧区域中的低负荷侧区域中，利用上述燃料压力可变机构将上述燃料喷射阀的燃料喷射压力设定为30MPa以上的规定压力，并且以使点火前的燃料喷射开始时期位于从压缩行程后期至膨胀行程初期的期间内的方式驱动上述燃料喷射阀。

在这里，“压缩自动点火燃烧区域中的低负荷侧区域”也可以是如上述那样将CI燃烧区域划分为负荷低的低负荷区域、与其相比负荷高的中负荷区域、和负荷进一步高的高负荷区域时的低负荷区域及中负荷区域，又，“压缩自动点火燃烧区域中的高负荷侧区域”也可以是同样地将CI燃烧区域划分为三个区域时的高负荷区域。

第六发明中，在CI燃烧区域的低负荷侧区域中执行进气行程喷射，换而言之取较长的混合气形成期间，因此促进以汽油为主成分的燃料的气化雾化，整体上产生均质的混合气，从而可以谋求燃烧的稳定化。

另一方面，在CI燃烧区域中的高负荷侧区域及SI燃烧区域中的低负荷侧区域中，在汽缸内部温度极其高时向该高温的汽缸内执行进气行程喷射时，燃料暴露在高温的空气中，而存在发生过早点火等的异常燃烧的可能性。为了抑制这样的异常燃烧，认为有效的方法是降低汽缸内的温度，例如将大量的冷却的EGR气体导入至汽缸内，但是如果向汽缸内导入大量的冷却的EGR气体，则汽缸内的温度过度下降而存在燃烧变得不稳定的可能性。

因此，在第六发明中，为了避免过早点火等的异常燃烧，并且谋求压缩点火燃烧的稳定化，而以30MPa以上的规定压力执行压缩行程后半喷射。即，在第六发明中，通过使燃料喷射开始时期延迟（retard）至压缩行程后半期间（从压缩行程后期至膨胀行程初期的期间内）以此抑制过早点火等的异常燃烧。而且，从压缩行程后期至膨胀行程初期的期间内，因活塞位于压缩上死点附近而使燃烧室变得极其狭窄，此时对该狭窄的区域以30MPa以上的高压喷射燃料，以此提高燃烧室内的湍流的强度，促进以汽油为主成分的燃料的气化雾化，从而可以谋求燃烧的稳定化。

第七发明可以是，在上述第六发明中，上述控制器在上述压缩自动点火燃烧区域中的执行上述进气行程喷射的低负荷侧区域中，利用上述燃料压力可变机构将上述燃料喷射阀的燃料喷射压力设定为低于30MPa的低燃料压力。

根据本发明的火花点火式发动机，在CI燃烧区域中，至少将热EGR气体导入至汽缸内，因此可以提高点火性，另一方面，在SI燃烧区域中，至少将冷却的EGR气体导入至汽缸内，因此尤其可以抑制在高负荷侧区域中的异常燃烧。

又，在SI燃烧区域中的至少低负荷侧区域中，除了冷却的EGR气体以外还将热EGR气体导入至汽缸内，因此在切换为SI燃烧区域后不久，也与CI燃烧区域相同地提高相对于整个气体量的EGR气体量的比例，可以谋求泵送损失的降低。

此外，除了冷却的EGR气体以外还将热EGR气体导入至汽缸内以此提高相对于整个气体量的EGR气体量的比例，因此可以抑制因EGR气体量的比例大而引起的燃烧不稳定化。

附图说明

图1是示出根据本实施形态的火花点火式汽油发动机的结构的概略图；

图2是与火花点火式汽油发动机的控制相关的框图；

图3是放大示出燃烧室的剖视图；

图4是例示火花点火式汽油发动机的运行区域的图；

图5中的（a）是在CI燃烧区域中执行进气行程喷射时的燃料喷射时期的一个示例、和伴随与此的CI燃烧的热释放率的例示，图5中的（b）是在CI燃烧区域中执行高压延迟喷射时的燃料喷射时期的一个示例、和伴随与此的CI燃烧的热释放率的例示，图5中的（c）是在SI燃烧区域中执行高压延迟喷射时的燃料喷射时期及点火时期的一个示例、和伴随与此的SI燃烧的热释放率的例示，图5中的（d）是在SI燃烧区域中执行进气行程喷射和高压延迟喷射的分次喷射时的燃料喷射时期及点火时期的一个示例、和伴随与此的SI燃烧的热释放率的例示；

图6是对通过高压延迟喷射的SI燃烧的状态和现有的SI燃烧的状态进行比较的图；

图7中的（a）是相对于发动机负荷的差异的汽缸内的气体组成的变化，图7中的（b）是相对于发动机负荷的差异的压缩开始温度的变化，图7中的（c）是相对于发动机负荷的差异的氧浓度的变化，图7中的（d）是相对于发动机负荷的差异的进气中的外部EGR比例的变化；

图8中的（a）是相对于发动机负荷的差异的汽缸内的气体组成的变化，图8中的（d）是相对于发动机负荷的差异的进气中的外部EGR比例的变化，图8中的（e）是相对于发动机负荷的差异的排气门正时的变化，图8中的（f）是相对于发动机负荷的差异的进气门正时的变化，图8中的（g）是相对于发动机负荷的差异的进气门升程量的变化；

图9中的（a）是相对于发动机负荷的差异的汽缸内的气体组成的变化，图9中的（d）是相对于发动机负荷的差异的进气中的外部EGR比例的变化，图9中的（h）是相对于发动机负荷的差异的节气门开度的变化，图9中的（i）是相对于发动机负荷的差异的EGR阀开度的变化，图9中的（j）是相对于发动机负荷的差异的EGR冷却器旁通阀开度的变化；

图10中的（a）是相对于发动机负荷的差异的汽缸内的气体组成的变化，图10中的（k）是相对于发动机负荷的差异的燃料的喷射开始时期的变化，图10中的（l）是相对于发动机负荷的差异的燃料压力的变化，图10中的（m）是相对于发动机负荷的差异的点火时期的变化；

图11是示出进排气门的开闭时期、和内部EGR率之间的关系的图；

图12是示出在规定转速下的、EGR率和发动机负荷之间的关系的图；

图13是示出在SI模式中不导入热EGR气体的情况下的、相对于发动机负荷的差异的汽缸内的气体组成的图；

符号说明：

1发动机（发动机主体）；

10PCM（控制器）；

18汽缸；

19燃烧室；

25火花塞；

62高压燃料供给系统（燃料压力可变机构）；

67直喷喷射器（燃料喷射阀）；

73CVVL（EGR导入系统）；

511EGR阀（EGR导入系统）；

531EGR冷却器旁通阀（EGR导入系统）。

具体实施方式

以下，基于附图详细说明根据本发明的火花点火式汽油发动机的实施形态。

（整体结构）

图1是示出根据本实施形态的火花点火式汽油发动机的结构的概略图，图2是与火花点火式汽油发动机的控制相关的框图。该发动机（发动机主体）1是装载在车辆中的、被供给以汽油为主成分的燃料的火花点火式汽油发动机。发动机1具有：设置有在各自的顶部上形成燃烧室19的多个汽缸18的汽缸体11；配设在该汽缸体11上的汽缸盖12；和配设在汽缸体11的下侧并贮留润滑油的油底壳13。另外，在图1中，尽管仅图示一个汽缸18，但是在汽缸体11中例如直列地设置有四个汽缸。

在各汽缸18内嵌插有可往复运动的活塞14，该活塞14通过连杆142与曲轴15连接。在活塞14的顶面（冠面）上，如图3中放大示出那样形成有像柴油发动机中的凹腔（reentrant）型那样的腔室141，该腔室141在活塞14位于压缩上死点附近时，与下述的直喷喷射器67相对。而且，汽缸盖12、汽缸18、和具有腔室141的活塞14区划成燃烧室19。另外，燃烧室19的形状并不限于图示的形状。例如腔室141的形状、活塞14的顶面形状、以及燃烧室19的顶部的形状等是可以适当改变的。

该发动机1以理论热效率的改善、和下述的压缩点火燃烧的稳定化等为目的，设定为15以上的比较高的几何压缩比。另外，几何压缩比只要在15以上、20以下程度的范围内适当设定即可。

在汽缸盖12上，对于每个汽缸18形成有进气道16及排气道17，并且在这些进气道16及排气道17上分别配设有进气门21及排气门22，该进气门21及排气门22通过与固定于燃烧室19侧的进气道开口及排气道开口的周缘部的阀座（未图示）抵接，以此开闭进气道开口及排气道开口。

在分别驱动进气门21及排气门22的配气机构内，在排气侧的配气机构上设置有将排气门22的工作模式在通常模式和特殊模式之间切换的、例如油压工作式的可变机构（（variablevalvelift；可变气门升程机构），以下称为VVL）71（参照图2）。VVL71其结构的详细图示省略，但是其包含凸轮轮廓（camprofile）不同的两种凸轮（具有一个凸轮尖的第一凸轮及具有两个凸轮尖的第二凸轮）、以及将第一凸轮及第二凸轮中的任意一方的凸轮的工作状态选择性地向排气门22传递的空转（lostmotion）机构而构成。

在将第一凸轮的工作状态传递至排气门22时，排气门22以在排气行程中仅一次开阀的通常模式进行工作，相对于此，在将第二凸轮的工作状态传递至排气门22时，排气门22以不仅在排气行程中开阀而且在进气行程中也开阀的所谓的“排气二度打开”的特殊模式进行工作；这些通常模式和特殊模式根据发动机的运行状态能够切换。具体的是，在进行与内部EGR相关的控制时利用特殊模式。在这里，“内部EGR”意味着使在燃烧室19内已燃烧的已燃气体残留于汽缸18内，或者将从燃烧室19排出至排气道17中的已燃气体以高温的状态导入至汽缸18内。本实施形态中的内部EGR的执行是通过排气二度打开实现的，即，将在排气工序中排出至排气道17的高温的已燃气体通过在进气行程中打开排气门22以此导入至汽缸18内而实现，但是并不限于此，例如既可以两次打开进气门21，并通过进气的二度打开执行内部EGR控制，或者也可以在排气行程或进气行程中设置关闭进气门21及排气门22两者的负重叠（negativeoverlap）期间并执行使已燃气体残留在汽缸18内的内部EGR控制。

另外，在以下说明中，将使VVL71以通常模式工作而不执行排气二度打开的情况可以称为“关闭（off）VVL71”，将使VVL71以特殊模式工作并执行排气二度打开的情况可以称为“开启（on）VVL71”。又，在使这样的通常模式和特殊模式的切换成为可能的基础上，也可以采用通过电磁执行器驱动排气门22的电磁驱动式的配气机构。

相对于上述结构，在配气机构的进气侧上，如图2所示设置有可改变相对于曲轴15的进气凸轮轴的旋转相位的相位可变机构（以下称为VVT（variablevalvetiming；可变气门正时机构））72、和可连续地改变进气门21的升程量的升程量可变机构（以下称为CVVL（ContinuouslyVariableValveLift；连续可变气门升程机构））73。VVT72只要适当采用液压式、电磁式或机械式的公知的结构即可，又，CVVL73也可以适当采用公知的各种结构，并且关于这些的详细的结构的图示省略。根据这些VVT72及CVVL73，进气门21可以分别改变其开阀正时及闭阀正时、以及升程量。

又，在汽缸盖12上，对于每个汽缸18安装有向燃烧室19内直接喷射燃料的直喷喷射器（燃料喷射阀）67。直喷喷射器67如图3中放大示出那样，配设为其喷口从燃烧室19的顶面中央部分面向该燃烧室19内。直喷喷射器67按照下述的PCM10的指令，在根据发动机1的运行状态设定的喷射正时，向燃烧室19内直接喷射根据发动机1的运行状态设定的量的燃料。在该示例中，直喷喷射器67其详细的图示省略，但是是具有多个喷口的多喷口型的直喷喷射器，借助于此，将燃料喷射为使燃料喷雾从燃烧室19的中心位置以辐射状扩散。如图3中用箭头所示那样，在活塞14位于压缩上死点附近的正时，从燃烧室19的中央部分以辐射状展开地被喷射的燃料喷雾沿着形成于活塞14的顶面的腔室141的壁面流动。换而言之，腔室141形成为在其内部容纳在活塞14位于压缩上死点附近的正时被喷射的燃料喷雾的结构。该多喷口型的直喷喷射器67和腔室141的组合是有利于在燃料喷射后缩短混合形成期间并缩短燃烧期间的结构。另外，直喷喷射器67不限于多喷口型的直喷喷射器，也可以采用外开阀类型的直喷喷射器。

未图示的燃料箱和直喷喷射器67之间通过燃料供给路径相连接。在该燃料供给路径上设有包含燃料泵63和共轨（commonrail）64的高压燃料供给系统（燃料压力可变机构）62，该高压燃料供给系统62可以向直喷喷射器67以比较高的燃料压力供给燃料。燃料泵63形成为从燃料箱向共轨64压送燃料的结构，并且共轨64形成为能够将被压送的燃料以比较高的燃料压力储存的结构。通过使直喷喷射器67开阀，储存在共轨64中的燃料从直喷喷射器67的喷口喷射。在这里，燃料泵63尽管其图示省略，但是是柱塞式的泵，并且由发动机1驱动。包含该发动机驱动的泵的结构的燃料供给系统62能够将30MPa以上的较高的燃料压力的燃料向直喷喷射器67供给，其燃料压力最大可以设定为120MPa左右。向直喷喷射器67供给的燃料的压力如下所述那样能够根据发动机1的运行状态进行改变。另外，高压燃料供给系统62并不限于该结构。

此外，在汽缸盖12上，如图3所示那样安装有对燃烧室19内的混合气点火的火花塞25。火花塞25在该示例中，配置为以从发动机1的排气侧向斜下方延伸的方式贯通汽缸盖12内，并且其梢端面向位于压缩上死点的活塞14的腔室141内。

发动机1的一侧面如图1所示与各汽缸18的进气道16连通地与进气通路30连接，另一方面，发动机1的另一侧面与排出来自各汽缸18的燃烧室19的已燃气体（排气）的排气通路40连接。

在进气通路30的上游端部配设有过滤吸入空气的空气滤清器31，另一方面，在进气通路30中的下游端附近配设有缓冲罐33，比该缓冲罐33靠近下游侧的进气通路30形成为向每个汽缸18分叉的独立通路，并且这些各独立通路的下游端分别与各汽缸18的进气道16连接。

在进气通路30中的空气滤清器31和缓冲罐33之间配设有冷却或加热空气的水冷式的中冷器/加温器34、和调节向各汽缸18的吸入空气量的节气门36。进气通路30又与绕过中冷器/加温器34的中冷器旁通通路35连接，在该中冷器旁通通路35上配设有用于调节通过该通路35的空气流量的中冷器旁通阀351。通过该中冷器旁通阀351的开度调节，调节中冷器旁通通路35的通过流量和中冷器/加温器34的通过流量的比例，以此可以调节导入汽缸18的新气的温度。

排气通路40的上游侧的部分由具有向各汽缸18分叉而与排气道17的外侧端连接的独立通路、和集合该各独立通路的集合部的排气歧管构成。该排气通路40中排气歧管的下游侧分别与作为净化排气中的有害成分的排气净化装置的直接催化器（catalyst）41和底板催化器（underfootcatalyst）42相连接。直接催化器41及底板催化器42各自具备筒状壳体、和配置在其壳体内的流路上的例如三元催化器而构成。

进气通路30中的缓冲罐33和节气门36之间的部分与排气通路40中的直接催化器41的上游侧的部分，通过用于将排气的一部分回流至进气通路30的EGR通路50相连接。该EGR通路50包含配设有用于将排气通过发动机冷却水进行冷却的EGR冷却器52的主通路51、和用于绕过EGR冷却器52的EGR冷却器旁通通路53而构成。在主通路51中配设有用于调节排气向进气通路30的回流量的EGR阀511，在EGR冷却器旁通通路53中配设有用于调节在EGR冷却器旁通通路53中流通的排气的流量的EGR冷却器旁通阀531。

另外，本实施形态中的内部EGR的执行是如上所述通过排气二度打开、进气二度打开和负重叠等而进行的，另一方面本实施形态中的外部EGR的执行是通过EGR阀511和EGR冷却器旁通阀531等的控制而进行的。借助于此，进气门21、排气门22、VVL71、VVT72及CVVL73、包含主通路51和EGR冷却器旁通通路53的EGR通路50、EGR冷却器52、EGR阀511以及EGR冷却器旁通阀531等构成本发明中所说的、形成为将排气导入至汽缸18内的结构的EGR导入系统。

这样构成的发动机1通过动力控制模块（以下称为PCM（PowertrainControlModule））10控制。PCM10由具有CPU、存储器、计数器定时器（countertimer）群、接口及连接这些单元的总线的微处理器构成。该PCM10构成本发明中所说的控制器。

对PCM10如图1、图2所示输入各种传感器SW1～SW16的检测信号。在该各种传感器中包含以下传感器。即、在空气滤清器31的下游侧，检测新气的流量的空气流量传感器SW1及检测新气的温度的进气温度传感器SW2；配置于中冷器/加温器34的下游侧，且检测通过中冷器/加温器34后的新气的温度的第二进气温度传感器SW3；配置于EGR通路50的与进气通路30的连接部附近，且检测外部EGR气体的温度的EGR气体温度传感器SW4；安装于进气道16上，且检测即将流入汽缸18内之前的进气的温度的进气道温度传感器SW5；安装于汽缸盖12上，且检测汽缸18内的压力的缸内压力传感器SW6；配置于排气通路40的与EGR通路50的连接部附近，且分别检测排气温度及排气压力的排气温度传感器SW7及排气压力传感器SW8；配置于直接催化器41的上游侧，且检测排气中的氧浓度的线性O₂传感器SW9；配置于直接催化器41和底板催化器42之间，且检测排气中的氧浓度的λ型O₂传感器SW10；检测发动机冷却水的温度的水温传感器SW11；检测曲轴15的旋转角的曲轴角传感器SW12；检测与车辆的加速器踏板（图示省略）的操作量相对应的加速器开度的加速器开度传感器SW13；进气侧及排气侧的凸轮角传感器SW14、SW15；以及安装于高压燃料供给系统62的共轨64上，且检测向直喷喷射器67供给的燃料压力的燃料压力传感器SW16。

PCM10基于这些检测信号执行各种运算，以判定发动机1和车辆等的状态，并且根据此状态向直喷喷射器67、火花塞25、进气门21侧的VVT72及CVVL73、排气门22侧的VVL71、高压燃料供给系统62以及各种阀（节气门36、中冷器旁通阀351、EGR阀511以及EGR冷却器旁通阀531）的执行器输出控制信号。这样PCM10运行发动机1。

（发动机控制的概要）

图4示出发动机的运行区域的一个示例。该发动机1以燃料消耗量的改善和排放的减少等为目的，在发动机负荷相对低的低负荷域中，具体的是在与规定的第一负荷（图7（a）的规定负荷T5）相比低负荷侧的区域中，不执行通过火花塞25的点火，而执行通过压缩自动点火（homogeneouschargecompressionignition）进行燃烧的压缩点火燃烧（以下也称为CI燃烧）。然而，随着发动机1的负荷增高，在CI燃烧中，存在燃烧过度急剧地进行而引起例如燃烧噪声等问题的担忧。因此，该发动机1在发动机负荷相对高的高负荷域中，具体的是在第一负荷以上的高负荷侧的区域中，停止CI燃烧，而切换为通过利用火花塞25的火花点火（sparkignition）的火花点火燃烧（以下也称为SI燃烧）。换而言之，该发动机1形成为根据发动机1的运行状态，尤其是根据发动机1的负荷，在执行压缩点火燃烧的CI模式、和执行火花点火燃烧的SI模式之间切换的结构。然而，模式切换的边界线并不限于图中的示例。

CI模式进一步根据发动机负荷的高低分为三个区域。具体地说，在CI模式下负荷最低的区域（1）中，为了提高CI燃烧的点火性及稳定性，将相对温度高的热EGR气体导入至汽缸18内。尽管具体的在下面说明，但上述热EGR气体的导入是通过开启VVL71并执行在进气行程中将排气门22开阀的排气二度打开而实现。这样的热EGR气体的导入有利于提高汽缸18内的压缩上死点时温度，并且在作为低负荷的区域（1）中提高压缩点火燃烧的点火性及稳定性。又，在区域（1）中，如图5（a）所示，在进气行程期间内，直喷喷射器67向汽缸18内喷射燃料，以此形成均质的稀（lean）混合气。混合气的空气过剩率λ也可以例如设定为2.4以上（例如2.5），通过这样做，燃烧温度会下降，可以抑制RawNOx的产生，提高排气排放性能。因此，其稀混合气如图5（a）所示，在压缩上死点附近实现压缩自动点火。

尽管具体的在下面说明，但是在区域（1）中的负荷较高的区域（图7（a）的规定负荷T1以上、小于规定负荷T2的区域）中，在进气行程期间内，向汽缸18内喷射燃料，但是将混合气的空燃比设定为理论空燃比（λ≈1）。像这样，通过设定为理论空燃比，以此可以利用三元催化器，并且如下所述那样在SI模式和CI模式之间切换时的控制变得简单，进而有利于将CI模式扩大至高负荷侧。另外，与区域（1）和区域（2）的边界相对应的负荷（下述的图7（a）的规定负荷T2）相当于本发明中所说的“第二负荷”。

在CI模式中，在与区域（1）相比负荷较高的区域（2）中，与区域（1）的高负荷侧相同地在进气行程期间内，向汽缸18内喷射燃料（参照图5（a）），从而形成均质的理论空燃比（λ≈1）的混合气。

又，在区域（2）中，伴随着发动机负荷的上升而使汽缸18内的温度自然提高，因此为了避免过早点火而使热EGR气体量下降。尽管详细的在下面说明，但是这是通过调节导入汽缸18内的内部EGR气体量而实现的。又，通过调节绕过EGR冷却器52的外部EGR气体量，以此也能够调节热EGR气体量。

此外，在区域（2）中，向汽缸18内导入主要通过EGR冷却器52冷却的相对温度低的外部EGR气体（冷却的EGR气体）以使相对于导入至汽缸18内的整个气体量的该冷却的EGR气体量的比例随着负荷的增大而逐渐地增大。这样将高温的热EGR气体和低温的冷却的EGR气体以适当的比例导入至汽缸18内，以此实现适当的汽缸18内的压缩上死点时温度，并且确保压缩点火的点火性的同时避免急剧的燃烧，从而谋求压缩点火燃烧的稳定化。另外，对于作为相对于将热EGR气体及冷却的EGR气体加在一起的、导入至汽缸18内的整个气体量的EGR气体的比例的EGR率，在将混合气的空燃比设定为λ≈1的条件下设定为尽可能高的EGR率。因此，在区域（2）中，随着发动机负荷的增大而使燃料喷射量增大，与此相应地进气量会增大，因此EGR率逐渐地下降。

在包含CI模式和SI模式的切换边界线的、CI模式中负荷最高的区域（3）中，汽缸18内的压缩上死点时温度进一步提高，因此如区域（1）和区域（2）那样，在进气行程工序内向汽缸18内喷射燃料时，发生过早点火等的异常燃烧，另一方面，试图大量导入温度低的冷却的EGR气体而使汽缸18内的压缩上死点时温度下降时，这样会导致压缩点火的点火性恶化。即，仅通过汽缸18内的温度控制不能稳定地执行压缩点火燃烧，因此在该区域（3）中，除了想到汽缸18内的温度控制以外，还想到燃料喷射形态以此避免过早点火等的异常燃烧，并且谋求压缩点火燃烧的稳定化。具体的是，该燃料喷射形态是如图5（b）所示那样在从压缩行程后期至膨胀行程初期的期间内，以与以往相比大幅度高压化的燃料压力向汽缸18内实施燃料喷射的形态（压缩行程后半喷射）。将该特征的燃料喷射形态在以下称为“高压延迟喷射”或简单称为“延迟喷射”。通过这样的高压延迟喷射，避免区域（3）中的异常燃烧，同时谋求压缩点火燃烧的稳定化。关于该高压延迟喷射的具体内容在下面说明。

在区域（3）中，与区域（2）相同地，将混合气的空燃比设定为理论空燃比（λ≈1）。通过这样，使三元催化器的利用成为可能，因此有利于排放性能的改善。又，在区域（3）中，为了避免过早点火，使热EGR气体量随着负荷的增大而下降，另一方面增大冷却的EGR气体量，将高温的热EGR气体和低温的冷却的EGR气体以适当的比例导入至汽缸18内。通过这样，使汽缸18内的压缩上死点时温度合适，从而谋求压缩点火燃烧的稳定化。另外，作为相对于将热EGR气体及冷却的EGR气体加在一起的、导入至汽缸18内的整个气体量的EGR气体的比例的EGR率，在将混合气的空燃比设定为λ≈1的条件下设定为尽可能高的EGR率。因此，在区域（3）中，燃料喷射量也随着发动机负荷的增大而增大，与此相应地进气量会增大，因此EGR率逐渐地下降。

如上述那样，在CI燃烧区域（CI模式）中，在其整个区域上热EGR气体导入至汽缸18内，因此在汽缸18内温度不容易上升的低负荷侧区域中，也可以提高汽缸18内的温度而改善点火性。又，随着负荷从第二负荷向SI燃烧区域增大，使相对于导入至汽缸18内的整个气体量的冷却的EGR气体量的比例逐渐增大，因此可以降低CI燃烧区域中的高负荷侧区域的汽缸18内温度，可以抑制急剧的燃烧压力的上升。而且，在区域（1）中的负荷低的区域中，汽缸18内的混合气的空气过剩率λ设定为2.4以上，另一方面在区域（1）中负荷高的区域、区域（2）及区域（3）中（至少从第二负荷至区域（3）的最大负荷），混合气的空燃比设定为理论空燃比（λ≈1），因此，随着负荷从第二负荷向SI燃烧区域增大，而使相对于导入至汽缸18内的整个气体量的EGR气体量的比例逐渐地减少，因此可以确保发动机转矩的同时谋求泵送损失的降低。又，像这样设定空气过剩率λ，以此在区域（1）中的负荷低的区域中，抑制RawNOx的产生本身，又，在区域（1）中的负荷高的区域、区域（2）及区域（3）中，可以实现三元催化器的利用，因此可以降低排放。

相对于根据发动机负荷的高低分为三个区域的CI模式，SI模式根据发动机转速的高低分为区域（4）和区域（5）的两个区域。区域（4）在图所示的示例中，相当于将发动机1的运行区域划分为低速、高速两个区域时的低速域，区域（5）相当于高速域。又，区域（4）和区域（5）的边界在图4所示的运行区域中，相对于负荷的高低向转速方向倾斜，但是区域（4）和区域（5）的边界并不限于图中示例。

在区域（4）及区域（5）的各个区域中，混合气与区域（2）及区域（3）相同地设定为理论空燃比（λ≈1）。因此，混合气的空燃比在跨越CI模式和SI模式之间的边界的范围内为一定的理论空燃比（λ≈1）。这将使三元催化器的利用成为可能。又，在区域（4）及区域（5）中，尽管具体内容在下面说明，但是基本上使节气门36全开，另一方面通过EGR阀511的开度调节而调节导入至汽缸18内的新气量及外部EGR气体量。更具体的是，使相对于导入至汽缸18内的整个气体量的EGR气体量的比例随着负荷的增大而逐渐地减少。像这样使EGR气体量的比例随着负荷的增大而逐渐地减少，换而言之，随着燃料喷射量的增大而确保必要的进气量而不是一下子减少EGR气体量，并且将EGR气体尽可能导入至汽缸18内的同时逐渐地减少其量，因此可以确保发动机转矩的同时谋求泵送损失的降低，与此同时由于大量的EGR气体导入至汽缸18内，因此将火花点火燃烧的燃烧温度抑制得较低而也能谋求冷却损失的降低。在区域（4）及区域（5）中，在除全开负荷域以外的全部区域中，向汽缸18内导入冷却的EGR气体。更具体的是，在区域（4）及区域（5）中，直至第三负荷（下述的图7（a）的规定负荷T6）为止使冷却的EGR气体量随着负荷的增大而逐渐地增大，另一方面，随着负荷从第三负荷增大而使冷却的EGR气体量逐渐地减少。通过这样，有利于异常燃烧的避免，与此同时也有抑制RawNOx的产生的优点。又，尽管详细的内容在下面说明，但在区域（4）及区域（5）中，通过调节绕过EGR冷却器52的外部EGR气体量，以此直至第三负荷为止将热EGR气体导入至汽缸18内。另外，在全开负荷域中，通过将EGR阀511闭阀，以此使外部EGR为零。

在这里，在CI模式的情况下，在其低负荷侧区域（例如区域（1））中，只要提高点火性即可，因此可以将热EGR气体大量地导入至汽缸18内，此外，在其高负荷侧区域（例如区域（2）及区域（3））中，除了热EGR气体以外还将冷却的EGR气体导入至汽缸18内，因此其结果是可以将大量的EGR气体导入至汽缸18内。换而言之，在CI模式的情况下，可以用大量的EGR气体充满汽缸18内，因此基本上以打开节气门36的状态执行进气而不是使节气门36节流的状态下执行，因此可以有效地谋求泵送损失的降低。相对于此，在SI模式的情况下，必须抑制异常燃烧的同时确保点火性，因此能够导入至汽缸18内的冷却的EGR气体的量受限，换而言之，能够导入至汽缸18内的EGR气体量因汽缸内温度而被限制，因此在试图保持一定的理论空燃比（λ≈1）时，如图13所示那样，必须使节气门36节流而减少导入至汽缸18内的整个气体量，存在谋求与CI模式相同的泵送损失降低变得困难的问题。因此，为了谋求与CI模式相同的泵送损失降低，而增大导入至汽缸18内的冷却的EGR气体的量时，主要在其低负荷侧区域中，汽缸内的温度过度下降，导致点火性及燃烧性不稳定的问题。

因此，在该发动机1中，如上所述，在区域（4）及区域（5）中的至少低负荷侧区域中，除了冷却的EGR气体以外还将热EGR气体导入至汽缸内。像这样，由于除了冷却的EGR气体以外还将热EGR气体导入至汽缸内，因此在由为了抑制急剧的燃烧压力的上升而除了热EGR气体以外还将冷却的EGR气体导入至汽缸内的区域（3）切换为SI模式之后不久，也与CI模式相同地可以提高相对于整个气体量的EGR气体量的比例，借助于此，以打开节气门36的状态执行进气而不是以使节气门36节流的状态执行，因此与CI模式相同地可以谋求泵送损失的降低。此外，通过除了冷却的EGR气体以外还将热EGR气体导入至汽缸内而提高相对于整个气体量的EGR气体量的比例，而不是仅通过冷却的EGR气体提高，因此可以抑制因EGR气体量的比例大而引起的燃烧不稳定化。

又，该发动机1的几何压缩比如上所述被设定为15以上（例如18）。较高的压缩比提高压缩上死点时温度及压缩上死点时压力，因此在CI模式、尤其是低负荷的区域（例如，区域（1））中，有利于压缩点火燃烧的稳定化。另一方面，该高压缩比发动机1在作为高负荷域的SI模式中，存在容易发生过早点火和爆震等的异常燃烧的问题。

因此，该发动机1在SI模式的区域（4）和区域（5）中，通过执行上述的高压延迟喷射，以此能够避免异常燃烧。更详细的是，在区域（4）中，如图5（c）所示仅执行高压延迟喷射，即，在从压缩行程后期至膨胀行程初期的延迟期间内，以30MPa以上的较高的燃料压力执行向汽缸18内的燃料喷射。相对于此，在区域（5）中，如图5（d）所示，将喷射的燃料的一部分在进气门21处于开阀的进气行程期间内向汽缸18内喷射，并且将剩余的燃料在延迟期间内向汽缸18内喷射。即，在区域（5）中，执行燃料的分次喷射。在这里，进气门21处于开阀的进气行程期间是指基于进气门21的开闭定义的期间而不是基于活塞位置定义的期间，在这里所说的进气行程因通过CVVL73和VVT72等被改变的进气门21的闭阀时期，而存在相对于活塞14到达进气下死点的时刻偏离的情况。

接着，参照图6说明SI模式中的高压延迟喷射。图6是在通过上述的高压延迟喷射的SI燃烧（实线）和在进气行程中执行燃料喷射的现有的SI燃烧（虚线）中，比较热释放率（上图）及未燃混合气反应进度（下图）的差异的图。图6的横轴是曲轴角。作为该比较的前提，发动机1的运行状态都是高负荷的低速域（即，区域（4）），喷射的燃料量在通过高压延迟喷射的SI燃烧和现有的SI燃烧的情况下彼此相同。

首先，在现有的SI燃烧中，在进气行程中执行向汽缸18内的规定量的燃料喷射（上图的虚线）。在汽缸18内，在该燃料的喷射后直至活塞14到达压缩上死点的期间内形成比较均质的混合气。而且，在该示例中，在压缩上死点以后的、用圆圈表示的规定的正时执行点火，由此开始燃烧。燃烧开始后，如图6的上图中的虚线所示，经过热释放率的峰值后燃烧结束。从燃料喷射开始至燃烧结束的期间相当于未燃混合气的可反应时间（以下，简单地可以称为可反应时间），如图6的下图中的虚线所示，在该期间未燃混合气的反应逐渐地进行。上述图中的点线表示作为未燃混合气达到点火的反应进度的点火阈值，现有的SI燃烧与作为低速域这样的情况相结合，可反应时间非常长，该期间未燃混合气的反应继续进行，因此在点火前后未燃混合气的反应进度超过点火阈值，从而引起过早点火或爆震等异常燃烧。

相对于此，高压延迟喷射的目的是谋求缩短可反应时间，借助于此避免异常燃烧。即，可反应时间是如图6中也示出那样为将直喷喷射器67喷射燃料的期间（（1）喷射期间）、喷射结束后直至在火花塞25周围形成可燃混合气的期间（（2）混合气形成期间）、通过点火开始直至燃烧结束的期间（（3）燃烧期间）相加的时间，即、是（1）+（2）+（3）。高压延迟喷射分别缩短喷射期间、混合气形成期间及燃烧期间，借助于此，缩短可反应时间。关于这一点依次进行说明。

首先，较高的燃料压力相对地提高单位时间内从直喷喷射器67喷射的燃料量。因此，在使燃料喷射量为一定的量时，燃料压力和燃料的喷射期间之间的关系大致是燃料压力越低而喷射期间越长，燃料压力越高而喷射期间越短。因此，燃料压力与以往相比设定为大幅度提高的值的高压延迟喷射会缩短喷射期间。

又，较高的燃料压力有利于向汽缸18内喷射的燃料喷雾的微粒化，与此同时使燃料喷雾的飞散距离更长。因此，燃料压力和燃料蒸发时间之间的关系大致是燃料压力越低而燃料蒸发时间越长，燃料压力越高而燃料蒸发时间越短。又，燃料压力和燃料喷雾直至到达火花塞25的周围的时间大致是燃料压力越低而直至到达的时间越长，燃料压力越高而直至到达的时间越短。混合气形成期间是将燃料蒸发时间、和燃料喷雾到达火花塞25的周围的时间相加的时间，因此燃料压力越高而混合气形成期间越短。因此，燃料压力与以往相比设定为大幅度提高的值的高压延迟喷射分别缩短燃料蒸发时间及燃料喷雾到达火花塞25的周围的时间，其结果是，缩短混合气形成期间。相对于此，如在上述图中用圆圈表示那样，现有的以低燃料压力执行的进气行程喷射使混合气形成期间大幅度变长。另外，多喷口型的直喷喷射器67和腔室141的组合在SI模式中，缩短在燃料喷射后燃料喷雾直至到达火花塞25的周围的时间，其结果是，有效地缩短混合气形成期间。

像这样，喷射期间及混合气形成期间的缩短可以使燃料喷射正时、更正确的是使喷射开始正时为比较延迟的正时。因此，在高压延迟喷射中，如图6中的上图所示，在从压缩行程后期至膨胀行程初期的延迟期间内执行燃料喷射。随着以较高的燃料压力向汽缸18内喷射燃料，该汽缸18内的湍流增强，并且汽缸18内的湍流能量增高，但是该较高的湍流能量与燃料喷射正时设定为比较延迟的正时的情况相结合，有利于缩短燃烧期间。

即，在延迟期间内执行燃料喷射时，燃料压力与燃烧期间内的湍流能量之间的关系大致是燃料压力越低而湍流能量越低，燃料压力越高而湍流能量越高。在这里，假设即使以较高的燃料压力向燃烧室19内喷射燃料，但是在其喷射正时位于进气行程中的情况下是因直至到达点火正时的时间长、和在进气行程后的压缩行程中汽缸18内部被压缩，而使汽缸18内的湍流衰减。其结果是，在进气行程中执行燃料喷射的情况下，不论燃料压力的高低与否，燃烧期间内的湍流能量相对降低。

燃烧期间内的湍流能量和燃烧期间之间的关系大致是湍流能量越低而燃烧期间越长，并且湍流能量越高而燃烧期间越短。因此，燃料压力和燃烧期间之间的关系是燃料压力越低而燃烧期间越长，燃料压力越高而燃烧期间越短。即，高压延迟喷射会缩短燃烧期间。相对于此，现有的以较低的燃料压力执行的进气行程喷射使燃烧期间变长。另外，多喷口型的直喷喷射器67有利于汽缸18内的湍流能量的提高，对燃烧期间的缩短是有效的，并且通过该多喷口型的直喷喷射器67和腔室141的组合而将燃料喷雾收纳于腔室141内的方式对燃烧期间的缩短也是有效的。

像这样，高压延迟喷射分别缩短喷射期间、混合气形成期间以及燃烧期间，其结果是，如图6所示，可以将从燃料的喷射开始正时SOI至燃烧结束时期θend的未燃混合气的可反应时间与现有的在进气行程中执行燃料喷射的情况相比大幅度缩短。缩短该可反应时间的结果是，如图6的上段所示的图那样，在现有的以较低的燃料压力执行的进气行程喷射中，如用圆圈所示那样燃烧结束时的未燃混合气的反应进度超过点火阈值，而发生异常燃烧，相对于此高压延迟喷射是如用黑圆点所示那样抑制燃烧结束时的未燃混合气的反应的进行，可以避免异常燃烧。另外，点火正时是通过图6的上图中的圆圈和黑圆点设定为彼此相同的正时。

燃料压力例如设定为30MPa以上，以此可以有效地缩短燃烧期间。又，30MPa以上的燃料压力也可以分别有效地缩短喷射期间及混合气形成期间。另外，优选的是燃料压力根据以汽油为主成分的使用燃料的特性适当设定。作为其上限值的一例也可以设定为120MPa。

高压延迟喷射通过研究向汽缸18内的燃料喷射的形态而避免SI模式下的异常燃烧的发生。与此不同的以异常燃烧的避免为目的延迟点火正时的方法是一直以来已知的。点火正时的延迟化通过抑制未燃混合气的温度及压力的上升，以此抑制其反应的进行。然而，点火正时的延迟化导致热效率及转矩的下降，相对于此执行高压延迟喷射的情况下，通过对燃料喷射形态的研究避免异常燃烧，与此相应地可以提前点火正时，因此可提高热效率及转矩。即，高压延迟喷射不仅可避免异常燃烧，且与该避免相应地可以提前点火正时，有利于燃料消耗量的改善。

如以上已说明那样，在SI模式下的高压延迟喷射可以分别缩短喷射期间、混合气形成期间以及燃烧期间，但是在CI模式的区域（3）中执行的高压延迟喷射可以分别缩短喷射期间及混合气形成期间。即，通过向汽缸18内以较高的燃料压力喷射燃料使汽缸18内的湍流增强，以此微粒化的燃料的混合性提高，并且即使在压缩上死点附近的延迟正时喷射燃料，也可以迅速地形成比较均质的混合气。

在CI模式下的高压延迟喷射在负荷比较高的区域中，通过在压缩上死点附近的延迟的正时喷射燃料，以此例如防止压缩行程期间中的过早点火，并且如上所述迅速地形成大致均质的混合气，因此在压缩上死点以后，可以确实地进行压缩点火。像这样，在因发动机旋转（motoring）而使汽缸18内的压力逐渐下降的膨胀行程期间内，通过执行压缩点火燃烧，以此使燃烧变得缓慢，从而避免随着压缩点火燃烧引起的汽缸18内的压力上升（dP/dt）急剧地进行的情况。这样，解除NVH（noisevibrationharshness；噪声、振动、声振粗糙度）的制约的结果是将CI模式的区域扩大至高负荷侧。

返回到SI模式的说明，如上所述SI模式的高压延迟喷射通过在延迟期间内执行燃料喷射以此缩短未燃混合气的可反应时间，而该可反应时间的缩短在发动机1的转速比较低的低速域中，由于对于曲轴角变化的实际时间变长，因此是有效的，相对于此，在发动机1的转速比较高的高速域中，由于对于曲轴角变化的实际时间变短，因此并不那么有效。相反地，在延迟喷射中，将燃料喷射时期设定在压缩上死点附近，因此在压缩行程中，被压缩的是不包含燃料的缸内气体、换而言之是比热比高的空气。其结果是，在高速域中，汽缸18内的压缩上死点时温度增高，从而该较高的压缩上死点时温度会导致爆震。因此，在区域（5）中仅执行延迟喷射时，也可能发生必须使点火正时延迟化，以此避免爆震的情况。

因此，如图4所示，在SI模式下转速相对高的区域（5）中，如图5（d）所示那样，将喷射的燃料的一部分在进气行程期间内向汽缸18内喷射，并且将剩余的燃料在延迟期间内向汽缸18内喷射。在进气行程喷射中，降低压缩行程中的缸内气体（即，包含燃料的混合气）的比热比，借助于此可以将压缩上死点时温度抑制得较低。这样通过降低压缩上死点时温度，以此可以抑制爆震，因此可以使点火正时提前。

又，通过执行高压延迟喷射，以此如上所述那样增强在压缩上死点附近的汽缸18内（燃烧室19内）的湍流，缩短燃烧期间。这一点也有利于抑制爆震，并且可以使点火正时进一步提前。这样，在区域（5）中，通过执行进气行程喷射和高压延迟喷射的分次喷射，以此避免异常燃烧，同时可以提高热效率。

另外，在区域（5）中，为了缩短燃烧期间，也可以代替执行高压延迟喷射而采用多点点火结构。即，将多个火花塞面向燃烧室19内地配置，在区域（5）中执行进气行程喷射，与此同时分别驱动该多个火花塞，以此执行多点点火。通过这样，火焰会从燃烧室19内的多个火苗分别地扩散，因此火焰的扩散快而缩短燃烧期间。其结果是，与采用高压延迟喷射的情况相同地缩短燃烧期间，有利于热效率的改善。

（具体的控制步骤）

图7～图10是示出低速域内的相对于发动机负荷的高低的发动机1的各参数的控制示例，从低负荷至高负荷的方向的负荷的变化在图4中所示的发动机的运行映射图（MAP图）中，用单点划线的箭头例示。

图7（a）～图7（d）是与汽缸18内的状态相关，该图7（a）是示出汽缸18内的气体组成（气体比例），该图7（b）示出压缩开始时的汽缸18内的温度，该图7（c）示出氧浓度。又，图7（d）示出进气中的外部EGR比例，这可以是从导入至汽缸18内的EGR气体中除去内部EGR气体的部分。

图8（a）及图8（d）与图7（a）及图7（d）相同，分别示出汽缸18内的气体组成及进气中的外部EGR比例。又，图8（e）～图8（g）与配气机构的控制相关，该图8（e）是排气门22的开闭时期，该图8（f）是进气门21的开闭时期，该图8（g）是进气门的升程量。

图9（a）及图9（d）与图7（a）及图7（d）相同。又，图9（h）～图9（j）与进排气系统的控制相关，该图9（h）示出节气门36的开度，该图9（i）示出EGR阀511的开度，该图9（j）示出EGR冷却器旁通阀531的开度。

此外，图10（a）也与图7（a）相同，示出汽缸18内的气体组成。又，图10（k）～图10（m）与燃料喷射及点火系统的控制相关，该图10（k）示出喷射开始时期，该图10（l）示出燃料压力，该图10（m）示出点火时期。

图7（a）如上所述示出汽缸18内的状态，并且第一负荷（规定负荷T5）以下的图左侧的区域为CI模式，而与第一负荷相比负荷高的图右侧的区域为SI模式。尽管未图示，但是喷射至汽缸18内的燃料量（燃料量总和）不论CI模式及SI模式，都随着负荷的增大而增量。

（至规定负荷T1）

在CI模式中，在与规定负荷T1相比负荷低的区域（这相当于图4的运行映射图中的区域（1））中，导入新气及内部EGR气体以形成稀混合气。具体的是，节气门36的开度如图9（h）所示的那样设定为全开，另一方面，如图8（e）所示那样，开启排气VVL71，执行使排气门22在进气行程中开阀的排气的二度打开。又，如图8（g）所示那样，进气门21的升程量设定为最小，以此内部EGR率（导入至汽缸18内的内部EGR气体量的比例）变得最高（还参照图11的S1）。如上所述，在区域（1）中，例如只要是空气过剩率λ≥2.4左右的稀混合气即可，这一点与将大量的EGR气体导入至汽缸18内的情况相结合，而使燃烧温度下降并抑制RawNOx的产生。又，向汽缸18内导入大量的EGR气体有利于泵送损失的降低。另外，如图10（k）、图10（l）所示那样，在区域（1）中，在进气行程期间内以相对低的燃料压力执行燃料喷射。然而，燃料压力随着发动机负荷的增大而逐渐上升。

直至规定负荷T1（更正确的是直至规定负荷T2），大量的内部EGR气体导入至汽缸18内，以此如图7（b）所示，汽缸18内的温度，尤其是压缩上死点时温度增高，从而有利于压缩点火的点火性的改善及压缩点火燃烧的稳定性的改善。在这里，通过将高温的内部EGR气体导入至汽缸18内以此提高汽缸18内的温度的情况，与如上所述那样通过将大量的内部EGR气体导入至汽缸18内以此降低燃烧温度而抑制RawNOx的产生的情况看似是相矛盾。然而，RawNOx的产生量从空气的温度超过大致1800k的附近起急剧地增加，但是内部EGR气体毕竟是燃烧过一次的气体，因此基本上对新的燃烧不起作用，而新气燃烧时的燃烧热使用于大量的（占整个气体量的约80%）内部EGR气体的升温，因此与在汽缸18内只存在新气的情况相比，燃烧温度会下降（例如1500K左右），并且抑制RawNOx的产生，因此两者不矛盾。

氧浓度如图7（c）所示，随着负荷的增大而逐渐下降。另外，尽管图示省略，但是在将热EGR气体导入至汽缸18内的直至规定负荷T6的低负荷乃至中负荷的区域中，也可以通过关闭中冷器旁通阀351，以此将通过中冷器/加温器34加温的新气导入至汽缸18内。

（从规定负荷T1至T2）

在规定负荷T1以上的发动机负荷中，混合气的空然比设定为理论空然比（λ≈1）。因此，随着喷射的燃料量增大，而导入至汽缸18内的新气量也增大，与此相对应地EGR率会减少（参照图7（a））。在从规定负荷T1至T2中，也是在进气行程期间内以相对低的燃料压力执行燃料喷射（参照图10（k）、图10（l））。

又，在从规定负荷T1至T2，也如图9（h）所示那样，节气门开度基本上全开。另一方面，如图8（e）所示，在将排气VVL71开启的状态下，如图8（g）所示那样通过调节进气门21的升程量，以此调节导入至汽缸18内的新气量及内部EGR气体量。

具体的是，如图11所示那样，在开启排气VVL71而执行排气二度打开的状态下，如果使进气门21的升程量为最小（参照该图11的S1），则内部EGR率变得最大，且导入至汽缸18内的新气最少。这是如图8（e）、图8（f）、图8（g）所示那样相当于直至规定负荷T1的进气门21、排气门22的控制。

如图11的S2所示，在执行排气二度打开的状态下，如果增大进气门21的升程量，则进气门21的开阀期间和排气门22的二度打开时的开阀期间的重叠会改变，因此内部EGR率下降。另外，进气门21的闭阀时期是，即使进气门21的升程量发生变化，也大致保持一定。如果通过CVVL73及VVT72的控制连续地改变进气门21的升程量，则可以使内部EGR率连续地下降。在从规定负荷T1至T2的期间控制进气门21的升程量以保持理论空然比λ≈1的同时使EGR率最大，换而言之使尽可能的量的内部EGR气体导入至汽缸18内。具体的是，如图8（e）、图8（f）、图8（g）所示，逐渐地增大进气门21的升程量，伴随与此，使进气门21的开阀时期（IVO）也逐渐地提前。

（从规定负荷T2至T3）

规定负荷T2以上的发动机负荷在图4的运行映射图中相当于区域（2），并且汽缸18内的温度增高而存在引起过早点火的担忧。因此，在规定负荷T2以上的发动机负荷中，减少内部EGR气体量，取而代之被冷却的外部EGR气体导入至汽缸18内。即，如图9（i）所示，EGR阀511的开度从闭阀状态逐渐地增大，由此通过EGR冷却器52冷却的外部EGR气体量随着发动机1的负荷增大而逐渐地增量。另外，如图9（j）所示，EGR冷却器旁通阀531处于关闭的状态。这样，被冷却的外部EGR气体（即，冷却的EGR气体）随着发动机负荷的增大而逐渐地增量（也参照图7（d））。

另一方面，如图7（a）所示，包含内部EGR气体及外部EGR气体的EGR率在规定负荷T2以上的高负荷侧上，也是为了将混合气的空然比设定为理论空然比（λ≈1），相对于负荷的增大而以规定比例下降。因此，在规定负荷T2以上的高负荷侧上，内部EGR气体以更高的下降率随着负荷的增大而减量（即，图7（a）的斜率增大）。具体的是，如图8（e）、图8（f）、图8（g）所示，进气门21的升程量与直至规定负荷T2的低负荷侧相比以较高的增大率随着负荷的增大而逐渐地增大，与此相对应地进气门21的开阀时期（IVO）逐渐地提前。

像这样，如图7（b）所示，汽缸18内的温度在规定负荷T2以上的高负荷侧上，随着负荷的增大而逐渐地下降。

（从规定负荷T3至T4）

内部EGR气体的导入量的调节是如上所述那样通过调节相对于进气行程期间内开阀的排气门22的开阀期间的进气门21的开阀期间的重叠状况而进行的，基本上是通过进气的CVVL73的控制进行的。如图11中用实线的箭头所示那样，内部EGR气体的导入量可以直至规定量为止是连续地减少（参照该图11的S1、S2），但排气门22的开阀期间是不能调节的，因此在与该规定量相比试图减少导入量时，必须关闭排气VVL71，从而停止排气二度打开。因此，如该图11的S3、S4所示，随着排气VVL71的开启·关闭的切换，内部EGR气体的导入量不连续地减少（参照图11的单点划线的箭头）。

像这样，由于不能连续地减少导入至汽缸18内的内部EGR气体，因此在区域（2）的规定负荷T3中，停止向汽缸18内的内部EGR气体的导入，作为取而代之的热EGR气体，将绕过EGR冷却器52的未冷却的外部EGR气体导入至汽缸18内。

即，如图8（e）所示，关闭排气VVL71而停止排气二度打开，另一方面，如图8（f）所示那样不连续地较大地改变进气门21的升程量，伴随与此使进气门21的开阀时期也如图8（g）所示那样较大地提前至进气上死点附近。另外，在至少CI模式内的规定负荷T3以上的高负荷侧上，进气门21及排气门22的开阀时期及闭阀时期分别不论负荷的增大而保持不变。

又，如图9（i）所示，将EGR阀511的开度变更为全开，与此同时如图9（j）所示，将EGR冷却器旁通阀531的开度也变更为全开。又，如图9（h）所示，节气门36的开度暂时缩小，由此使EGR率高于50%。这样，如图9（d）所示，在规定负荷T3中，将必要量的热EGR气体（即，未冷却的外部EGR气体）导入至汽缸18内。为了使热EGR气体随着发动机负荷的增大而减少，因此如图9（j）所示，EGR冷却器旁通阀531的开度在规定负荷T3以上的高负荷侧上，从全开逐渐地被关闭，另一方面，为了使冷却的EGR气体量随着发动机负荷的增大而增量，因此EGR阀511保持全开，并且将节气门36的开度逐渐地变更为全开。

（从规定负荷T4至T5）

在CI模式的规定负荷T4以上的发动机负荷中，仅调节冷却的EGR气体和热EGR气体的导入比例难以实现确保压缩点火的点火性、和避免过早点火等的异常燃烧两者，因此如上所述，执行高压延迟喷射。这在图4的运行映射图中相当于区域（3）。

如图10（k）所示，燃料的喷射开始时期从区域（1）及区域（2）中的进气行程中的时期较大地变更为压缩上死点附近的时期。又，燃料压力也如图10（l）所示那样从区域（1）及区域（2）中的低燃料压力较大地变更为30MPa以上的高燃料压力。像这样，在区域（2）和区域（3）之间燃料的喷射形态较大地变更，但是汽缸18内的气体组成连续地变化，因此进气门21及排气门22的开阀期间和闭阀期间、节气门36的开度、EGR阀511的开度及EGR冷却器旁通阀531的开度并不分别急剧变化（参照图8（e）、图8（f）、图8（g）、图9（h）、图9（i）、图9（j））。这将有利于在区域（2）和区域（3）之间转移时抑制转矩冲击（torqueshock）等的发生，从而谋求控制的简单化。

在规定负荷T4以上的高负荷侧上，作为高压延迟喷射的燃料喷射的开始时期如图10（k）所示，随着发动机负荷的增大而逐渐地延迟。又，燃料压力也如图10（l）所示那样随着发动机负荷的增大而设定得较高。随着发动机负荷的增大，更容易发生过早点火等，并且可能压力上升也变得更剧烈。因此，通过使燃烧的喷射开始时期更延迟，与此同时将燃料压力设定得更高，以此有效地避免这些问题。

又，在从规定负荷T4至规定负荷T5中，节气门36的开度以全开的状态保持不变（参照图9（h）），另一方面，EGR阀511的开度及EGR冷却器旁通阀531的开度分别随着发动机负荷的增大而减少（参照图9（i）、图9（j））。另外，当比较EGR阀511的开度和EGR冷却器旁通阀531的开度时，EGR冷却器旁通阀531的开度的下降率相对地高。

（从规定负荷T5至T6）

规定负荷T5与CI模式和SI模式的切换相关，在超过规定负荷T5的高负荷侧上为SI模式。对于夹着与CI模式和SI模式的切换相关的边界的低负荷侧和高负荷侧，分别将混合气的空燃比设定为理论空燃比（λ≈1），因此EGR率被设定为从CI模式至SI模式连续地减少。这一点在进行燃料形态的切换的从CI模式至SI模式的转移时，除了开始火花点火以外没有较大的变化，而能够使从CI模式至SI模式的切换、或者与其相反的切换分别顺利地进行，并且能够抑制转矩冲击等的发生。尤其是，与通过EGR通路50的排气的回流相关的控制响应性比较低，因此不使EGR率急剧变化的控制有利于控制性的改善。

又，如上所述那样在CI模式中，尽量将EGR率设定得较高，伴随与此在SI模式内的与CI模式的边界附近的低负荷区域中，EGR率增高。较高的EGR率有利于泵送损失的降低，但是在SI模式中有不利于燃烧稳定性的情况。

因此，在SI模式的低负荷的区域、具体的是与规定负荷T6相比低负荷侧上，向汽缸18内导入热EGR气体。即，将已通过EGR冷却器旁通通路53的未冷却的外部EGR气体导入至汽缸18内。由此，如图7（b）所示那样将汽缸18内的温度设定得较高，缩短点火延迟时间，从而提高高EGR率的环境下的火花点火燃烧的稳定性。

具体的是，如图9（i）、图9（j）所示那样，使EGR阀511的开度及EGR冷却器旁通阀531的开度分别从CI模式时开始连续地随着负荷的增大而逐渐地减少。借助于此，相对于发动机负荷的增大而冷却的EGR气体增量，热EGR气体减量，而包含冷却的EGR气体及热EGR气体的EGR率相对于发动机负荷的增大而逐渐地下降。因此，新气量增大。这样，在规定负荷T6以上的发动机负荷中，通过汽缸18内的温度增高，以此燃烧稳定性提高，因此关闭EGR冷却器旁通阀531而使热EGR气体量为零。另外，此时EGR阀511是处于打开的状态。又，在从规定负荷T5至T6的期间，节气门开度保持全开（参照图9（h）），与此同时进气门21及排气门22的开阀时期及闭阀时期也保持不变（参照图8（e）、图8（f）、图8（g））。

另一方面，燃料喷射的开始时期如图10（k）所示那样，随着发动机负荷的增大而逐渐地延迟，与此同时，燃料压力也如图10（l）所示那样随着发动机负荷的增大而逐渐地提高。又，点火时期如图10（m）所示那样，与燃料喷射的开始时期一起随着发动机负荷的增大而逐渐地延迟。另外，在SI模式中从规定负荷T5至T6的低负荷侧的区域中，通过在规定的点火时期使火花塞25工作，以此执行火花点火，但是其燃烧形态并不限于因火花点火而产生火焰核以此使火焰传播的形态，也可以有通过火花点火促进低温氧化反应而自动点火的形态。

（规定负荷T6以上）

在SI模式中，在规定负荷T6以上的高负荷侧上，如图7（a）、图7（d）所示，热EGR气体量为零，仅有冷却的EGR气体导入至汽缸18内。另外，尽管图示省略，但是也可以在规定负荷T6以上的高负荷侧上，通过打开中冷器旁通阀351（例如与发动机负荷的增大相对应地逐渐地增大其开度），以此增加绕过中冷器/加温器34的新气量，从而降低导入至汽缸18内的新气的温度。这一点有利于在高负荷侧的区域中，使汽缸18内的温度下降而避免过早点火和爆震等的异常燃烧。

又，如图9（h）所示那样，节气门36的开度保持全开，与此同时如图9（i）所示EGR阀511随着发动机负荷的增大而逐渐地关闭，在全开负荷下闭阀。因此，在全开负荷中EGR率为零（参照图7（a）、图7（d））。另一方面，如图8（f）、图8（g）所示，随着发动机负荷的增大而使进气门21的升程量逐渐地增大，并且在全开负荷下为最大升程量。使像这样导入至汽缸18内的新气量随着发动机负荷的增大而增量，以此谋求发动机1的运行区域中的高负荷侧上的转矩的提高。

此外，如图10（k）、图10（l）、图10（m）所示，燃料喷射开始时期随着发动机负荷的增大而逐渐地延迟，并且燃料压力也随着发动机负荷的增大而逐渐地设定得较高。这样，点火时期也随着发动机负荷的增大而逐渐地延迟。尽管随着发动机负荷的增大而容易发生异常燃烧等，但是通过喷射开始时期的延迟化及燃料压力的高压化而有效地避免该情况。

以上，参照图7～图10说明了相对于发动机负荷的高低的各参数的变化，而图12示出EGR率和发动机负荷的关系。如上所述，在发动机负荷低的低负荷区域中，将空燃比设定得较稀，另一方面，在与该低负荷的区域相比负荷高的区域中，不论发动机负荷的高低和燃烧形态的差异，而将空燃比设定为理论空燃比（λ≈1）并固定。发动机1沿着用图12的粗实线的箭头示出的控制线被控制，在将空燃比设定为理论空燃比（λ≈1）的条件下，将EGR率设定为最大。因此，相对于发动机负荷的高低，又，不论燃烧形态的切换而使EGR率连续地变化。这一点在发动机负荷连续地变化时，由于汽缸18内的气体组成连续地变化，因此有利于控制性的改善。

又，在将大量的EGR气体导入至汽缸18内，并且在进气行程中执行燃料喷射以此执行压缩点火燃烧的燃烧形态（即，相当于区域（1）（2））中，如图12中用单点划线示出那样，因dP/dt的制约不能实现规定以上的发动机负荷，但是在这里，通过执行以30MPa以上的较高的燃料压力且在压缩上死点附近喷射燃料的高压延迟喷射，和将比较大量的EGR气体导入至汽缸18内，以此使燃烧缓慢地进行而解除dP/dt的制约，并且可以稳定地执行压缩点火燃烧。这在图4中相当于区域（3）的燃烧形态，可以将CI模式扩大至高负荷侧。又，通过设置该区域（3），以此也可以实现相对于发动机负荷的高低的EGR率的连续的变化。

因发动机1的几何压缩比较高而可能发生过早点火（preignition）等的异常燃烧的SI燃烧的区域（参照图12中的单点划线）中，通过执行高压延迟喷射，以此避免这样的异常燃烧，从而可以执行稳定的火花点火燃烧。高压延迟喷射还提高燃烧稳定性，因此在从CI模式切换为SI模式之后不久的负荷中，即使设定为较高的EGR率，也在确保规定的燃烧稳定性的方面是有利的。这一点也是相对于发动机负荷的高低而使EGR率连续地变化的因素。

这样，相对于发动机负荷的高低，确保汽缸18内的状态量的连续性在伴随着SI模式及CI模式的切换的发动机1中，在抑制模式的切换时的转矩冲击等的方面有利。

又，在几何压缩比设定得较高的发动机1中，在通过高压延迟喷射喷射燃料的正时，燃烧室19的容积相对减小。这可能在燃烧室19内的空气利用率的方面不利，但是高压延迟喷射以较高的燃料压力向腔室141内喷射燃料，以此增强腔室141内的流动而提高空气的利用率。尤其是直喷喷射器67为多喷口型，因此有效地提高腔室141内的气体的湍流能量，有利于空气利用率的提高。

其结果是，在CI模式的区域（3）中，迅速地形成比较均质的混合气，提高压缩点火燃烧的点火性及稳定性。同样地，在SI模式的区域（4）中，也避免异常燃烧。

（其他实施形态）

本发明并不限于实施形态，在不脱离其精神或主要的特征的范围内可以实施其他的各种形态。即，并不限于对上述的发动机结构的应用。例如，进气行程期间内的燃料喷射也可以通过额外的设置于进气道16的进气道喷射器而不是设置于汽缸18内的直喷喷射器67，向进气道16内喷射燃料。

又，发动机1并不限于直列四汽缸发动机，也可以适用于直列三汽缸、直列二汽缸、直列六汽缸发动机等。又，也可以适用于V型六汽缸、V型八汽缸、水平对置四汽缸等的各种发动机中。

此外，在上述说明中，在规定的运行区域将混合气的空燃比设定为理论空燃比（λ≈1），从而可以利用三元催化器，但是并不限于此，例如使用NOx吸藏催化器（LNT：leanNOxtrap，稀NOx捕集器）时，也可以将混合气的空燃比设定得稀。

图4所示的运行区域只是例示，除此以外也可以设置各种运行区域。

此外，高压延迟喷射也可以根据需要分次喷射，同样地，进气行程喷射也可以根据需要分次喷射。这些分次喷射也可以在进气行程和压缩行程中分别喷射燃料。

像这样，上述实施形态在所有方面只不过是例示，并不能限定性地解释。此外，属于权利要求的均等范围内的变形和变更等都是本发明的范围内的。

如以上说明那样，本发明对于形成为在与规定负荷相比低负荷侧的CI燃烧区域中，使燃烧室内的混合气通过压缩自动点火燃烧，另一方面在规定负荷以上的高负荷侧的SI区域中，使燃烧室内的混合气通过火花点火燃烧的结构的火花点火发动机等是有用的。

Claims (7)

1.一种火花点火式发动机，其特征在于，具备：

形成为具有在顶部形成燃烧室的汽缸且被供给以汽油为主成分的燃料的结构的发动机主体；

形成为向所述燃烧室内喷射所述燃料的结构的燃料喷射阀；

形成为面向所述燃烧室内配设且对该燃烧室内的混合气点火的结构的火花塞；

形成为向所述汽缸内导入排气的结构的EGR导入系统；和

形成为至少控制所述燃料喷射阀、所述火花塞及所述EGR导入系统，以此运行所述发动机主体的结构的控制器；

并且所述火花点火式发动机形成为通过所述控制器的控制，在与发动机的规定的第一负荷相比低负荷侧的压缩自动点火燃烧区域中，通过压缩自动点火使所述燃烧室内的混合气燃烧，另一方面，在所述第一负荷以上的高负荷侧的火花点火燃烧区域中，使用所述火花塞并通过火花点火使所述燃烧室内的混合气燃烧；

所述控制器控制所述EGR导入系统以在所述火花点火燃烧区域中，在除节气门全开区域以外的整个区域上，至少将排气通过热交换而被冷却的低温的冷却的EGR气体导入至所述汽缸内，另一方面，在所述压缩自动点火燃烧区域中，至少将与冷却的EGR气体相比高温的热EGR气体导入至所述汽缸内；

并且控制所述EGR导入系统以在所述火花点火燃烧区域中的至少发动机的低负荷侧区域中，除了所述冷却的EGR气体以外还将热EGR气体导入至所述汽缸内；

所述节气门全开区域是指相对于导入至所述汽缸内的整个气体量的新气量的比例为100%的区域，并不是指以下区域：该区域是由于向汽缸内导入EGR气体后而以打开节气门的状态执行进气、不以节流节气门的状态执行进气的区域。

2.根据权利要求1所述的火花点火式发动机，其特征在于，

所述控制器控制所述EGR导入系统以使相对于导入至所述汽缸内的整个气体量的EGR气体量的比例在所述火花点火燃烧区域中，随着发动机负荷的增大而逐渐地减少，另一方面，在所述压缩自动点火燃烧区域中，随着发动机负荷从作为与所述第一负荷相比低的发动机负荷的位于该压缩自动点火燃烧区域的至少第二负荷起向所述火花点火燃烧区域增大而减少；

且控制所述EGR导入系统以在由所述压缩自动点火燃烧区域中的至少所述第二负荷以上的高负荷侧的区域、和除节气门全开区域以外的所述火花点火燃烧区域构成的区域中，使相对于因导入至所述汽缸内的EGR气体而被减量的新气的缸内空燃比保持不变。

3.根据权利要求1所述的火花点火式发动机，其特征在于，所述控制器控制所述EGR导入系统以在所述火花点火燃烧区域的发动机的低负荷侧区域中，除了所述冷却的EGR气体以外还将所述热EGR气体导入至所述汽缸内，且使相对于被吸入至所述汽缸内的整个气体量的所述热EGR气体量的比例随着发动机负荷的增大而逐渐地减少，并且在所述火花点火燃烧区域的发动机的高负荷侧区域中只使所述冷却的EGR气体导入至所述汽缸内。

4.根据权利要求3所述的火花点火式发动机，其特征在于，

在所述火花点火燃烧区域向所述汽缸内的EGR气体导入是通过从发动机的排气通路分叉而与进气通路合并的EGR通路进行的；

所述EGR导入系统由包含具备冷却排气的EGR冷却器的主通路和绕过该EGR冷却器的EGR冷却器旁通通路的所述EGR通路、以及控制该EGR冷却器旁通通路及所述主通路的EGR气体流通量的阀构成；

控制所述阀以使所述热EGR气体通过所述EGR冷却器旁通通路导入至所述汽缸内，并且使所述冷却的EGR气体通过所述主通路导入。

5.根据权利要求1或2所述的火花点火式发动机，其特征在于，所述控制器控制所述EGR导入系统以使相对于被吸入至所述汽缸内的整个气体量的冷却的EGR气体量的比例随着发动机负荷从所述压缩自动点火燃烧区域中的第二负荷增大至作为与所述第一负荷相比高的发动机负荷的位于所述火花点火燃烧区域的第三负荷而逐渐地增大，另一方面，在超过该第三负荷的区域中，随着发动机负荷的增大而逐渐地减少。

6.根据权利要求5所述的火花点火式发动机，其特征在于，

还具备形成为改变所述燃料喷射阀喷射的燃料的压力的结构的燃料压力可变机构；

所述控制器在所述压缩自动点火燃烧区域中的低负荷侧区域中，驱动所述燃料喷射阀以执行进气行程喷射；

另一方面，在所述压缩自动点火燃烧区域中的高负荷侧区域、及所述火花点火燃烧区域中的低负荷侧区域中，利用所述燃料压力可变机构将所述燃料喷射阀的燃料喷射压力设定为30MPa以上的规定压力，并且以使点火前的燃料喷射开始时期位于从压缩行程后期至膨胀行程初期的期间内的方式驱动所述燃料喷射阀。

7.根据权利要求6所述的火花点火式发动机，其特征在于，所述控制器在所述压缩自动点火燃烧区域中的执行所述进气行程喷射的低负荷侧区域中，利用所述燃料压力可变机构将所述燃料喷射阀的燃料喷射压力设定为低于30MPa的低燃料压力。