CN104047766A - 压缩自动点火式发动机 - Google Patents

Abstract

本发明提供压缩自动点火式发动机，发动机的进气通路（20）具有设置有加热进气的加热装置（26）的高温通路（22）、设置有冷却进气的冷却装置（27）的低温通路（23）、集合高温通路（22）及低温通路（23）的集合部（24）、和连接集合部和发动机主体（1）的下游侧通路（25）。在高温通路（22）及低温通路（23）上设置有调节进气的流量的节气门（28、29）。这些各节气门（28、29）的开度，在执行CI燃烧的运行区域中，以使集合部（24）中的进气的温度进入预先设定的规定的温度范围内的方式进行控制。

Description

压缩自动点火式发动机

技术领域

本发明涉及在至少一部分的运行区域可执行使含有汽油的燃料通过自动点火燃烧的CI燃烧的压缩自动点火式发动机。

背景技术

以往，在汽油发动机领域，通常采用使混合气通过火花塞的火花点火而强制燃烧的火花点火燃烧，但是近年来，取代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中的研究正在进行。压缩自动点火燃烧是指在通过活塞的压缩制造出的高温·高压的环境下使混合气通过自动点火进行燃烧的燃烧。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，被认为燃烧期间比通过火焰传播逐渐扩大燃烧的火花点火燃烧短，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”。

上述CI燃烧在燃料喷射量少且热发生量少的发动机的低负荷域上难以发生。因此，为了在这样的低负荷域上也使CI燃烧确实地发生，而提出了设置将导入至发动机主体的进气强制性地加热的进气加热单元。例如，作为具备进气加热单元的压缩自动点火式发动机，已知有下述的专利文献1及专利文献2。

在专利文献1中公开了将通过与排气的热交换对进气进行加热的热交换器设置在排气通路上的发动机。在该发动机的进气通路和排气通路之间设置有从进气通路分叉并通过热交换器后再次向进气通路返回的旁通通路。在旁通通路的下游端部和进气通路的连接部上设置有切换阀，通过该切换阀的开度控制进气的分叉流动。具体而言，在该专利文献1的发动机中，在该部分负荷运转时，控制切换阀以允许向旁通通路的分叉流动。借助于此，进气通过旁通通路导入至热交换器中，在该热交换器中加热的进气导入至发动机主体内，以此促进CI燃烧。另一方面，在该状态下发动机负荷增大时，存在发生爆震的担忧。因此，在判定为发生了爆震的情况下，控制切换阀以切断向旁通通路的分叉流动，停止进气的加热。此外，在发动机的全负荷域上，进气的加热被停止的基础上，燃烧形式由CI燃烧切换为SI燃烧。

在专利文献2中公开了在绕过进气通路的旁通通路上设置作为进气加热单元的加热器的发动机。在旁通通路的下游端部（与进气通路的连接部）设置有三通电磁阀，通过该三通电磁阀的切换控制，由将经过加热器而被加热的高温的进气导入至发动机主体的状态向将不经过加热器的未加热的进气导入至发动机主体的状态（或者与此相反的方向）进行切换。

专利文献1：日本特开平11-62589号公报；

专利文献2：日本特开2006-283618号公报。

发明内容

根据上述专利文献1、专利文献2，可以根据发动机的运行状态等，对于要将被加热单元加热的高温的进气导入至发动机主体还是将未加热的进气导入至发动机主体进行切换，因此具有能够扩大可执行适当的CI燃烧的区域的优点。

然而，通过加热单元产生的加热温度并不能确保总是保持一定。尤其是，如专利文献1所述，在将通过与发动机的排气的热交换对进气进行加热的热交换器作为加热单元设置的情况下，排气的温度随着发动机的暖机的进行情况和运行状态等而变化，因此进气的加热温度也随之变化。又，在将不通过加热单元的未加热的进气供给至发动机主体的情况下，该未加热的进气的温度因外气温度而直接地变化。

在上述专利文献1和专利文献2中，均在从进气通路分叉的旁通通路上设置有加热单元，并且在旁通通路的下游端部（与进气通路的连接部）设置有例如三通电磁阀那样的切换阀，因此基本上只能对是否通过加热单元加热进气（向旁通通路的分叉流动的有无）进行切换。因此，导入至发动机主体的进气的温度只能根据加热单元的热源（例如排气）的温度和外气温度等而变化。这将导致难以稳定地实现适当的CI燃烧，并且引起失火和异常燃烧等。

本发明是鉴于上述问题而形成的，其目的是提供在CI燃烧的执行区域可以高精度地控制进气的温度的压缩自动点火式发动机。

为了解决上述问题，本发明是具备通过含有汽油的燃料驱动的发动机主体、和使导入至发动机主体的进气流通的进气通路，并且能够在至少一部分的运行区域中执行使上述燃料通过自动点火燃烧的CI燃烧的压缩自动点火式发动机，其中，上述进气通路具有设置有加热进气的加热装置的高温通路、与高温通路并列延伸且设置有冷却进气的冷却装置的低温通路、集合高温通路及低温通路的集合部、连接集合部和上述发动机主体的下游侧通路；在上述高温通路及低温通路上分别设置有调节进气的流量的节气门；用于上述高温通路及低温通路的各节气门的开度，至少在执行上述CI燃烧的运行区域中，以使上述集合部中的进气的温度进入预先设定的规定的温度范围内的方式基于上述加热装置及冷却装置的温度条件进行控制。

在本发明中，加热装置和冷却装置设置在独立的通路（高温通路及低温通路）中，此外，在各通路中设置有用于调节流量的节气门。因此，即使在加热装置及冷却装置的温度条件根据状况（例如根据暖机的进行程度和外气温度等）而进行各种变化的情况下，也可以通过自如地调节来自于高温通路及低温通路的进气的混合比例，以此使混合后的进气的温度、即在集合部中合流后导入至发动机主体的进气的温度以高精度进入上述规定的温度范围内。此外，能够通过上述各节气门个别地控制高温通路及低温通路的各流量，因此能够以优异的响应性调节上述混合后的进气的温度。借助于此，在执行CI燃烧的运行区域中，可以确实地形成在适当的正时使燃料自动点火的环境，可以提高CI燃烧的稳定性。

优选的是本发明的压缩自动点火式发动机还具备检测上述加热装置的加热源的温度的加热温度检测装置、和检测上述冷却装置的冷却源的温度的冷却温度检测装置；用于上述高温通路及低温通路的各节气门的开度基于通过上述加热温度检测装置及冷却温度检测装置检测的各检测值进行控制。

根据这样的结构，可以基于对通过加热装置后的进气的温度进行支配的加热源的温度、和对通过冷却装置后的进气的温度进行支配的冷却源的温度，通过上述节气门适当地调节高温通路及低温通路的各流量，并且可以更加提高上述温度控制的精度。

在本发明中，优选的是在上述加热装置中流通的进气的流通阻力和在上述冷却装置中流通的进气的流通阻力之差在相同流量下达到±20%以内。

根据该结构，在改变了上述各节气门的开度时，在与此相对应地变化的高温通路及低温通路的各流量的响应延迟上不会发生显著的差异，因此可以使导入至发动机主体的进气的温度简单且确实地进入上述规定的温度范围内。

在本发明中，优选的是用于上述高温通路及低温通路的各节气门均为蝶式节气门；用于上述高温通路的节气门的孔径设定为比用于上述低温通路的节气门的孔径小。

根据该结构，可以减少在使用于高温通路的节气门全闭时产生的泄漏量，因此在进气的温度上升反而阻碍燃烧稳定性的运行区域、例如发动机的最高负荷附近的运行区域中，可以有效地防止爆震等的异常燃烧的发生。

在上述结构中，更优选的是用于上述高温通路的节气门设置在高温通路中的比上述加热装置靠近下游侧的位置上。

根据该结构，与假设将用于高温通路的节气门设置在比加热装置靠近上游侧的位置的情况相比，可以减小存在于节气门的下游侧的高温的进气的容量，因此在使该节气门全闭时，之后高温的进气以极短的时间在发动机主体的各汽缸中消耗。借助于此，避免高温的进气在不适当的正时导入至发动机主体，因此可以有效地防止在过渡性的状况下可能引起的异常燃烧的发生。

如以上所述，根据本发明的压缩自动点火式发动机，能够在CI燃烧的执行区域以高精度控制进气的温度，因此可以提高CI燃烧的稳定性。

附图说明

图1是示出根据本发明的一个实施形态的压缩自动点火式发动机的整体结构的图；

图2是示意性地示出上述发动机所具备的高温通路及低温通路的结构的说明图；

图3是示出上述发动机的控制系统的框图；

图4是将上述发动机的运行区域根据燃烧形态的不同分成多个区域的映射图（map）；

图5是示出在上述发动机的运行中执行的控制的步骤的流程图；

图6是示出上述发动机的负荷发生变化的情况下的各种状态量的变迁的图；

符号说明：

1       发动机主体；

20      进气通路；

22      高温通路；

23      低温通路；

24      缓冲罐（集合部）；

25      独立通路（下游侧通路）；

26      内加温器（加热装置）；

27      中冷器（冷却装置）；

28     （用于高温通路的）节气门；

29     （用于低温通路的）节气门；

SN2     水温传感器（加热温度检测装置）；

SN5    外气温度传感器（冷却温度检测装置）。

具体实施方式

（1）发动机的整体结构

图1是示出根据本发明的一个实施形态的压缩自动点火式发动机的整体结构的图。在该图中示出的发动机是作为行驶用动力源搭载在车辆上的四冲程汽油发动机。具体而言，该发动机具备：具有在与纸面正交的方向上成列地排列的多个汽缸2（图1中仅表示其中的一个汽缸）的发动机主体1；用于向发动机主体1导入空气的进气通路20；用于排出在发动机主体1中产生的排气的排气通路30；用于使在排气通路30内流通的排气的一部分回流至进气通路20的EGR装置40；和通过排气的能量进行驱动的涡轮增压器50。

发动机主体1具有内部形成有上述多个汽缸2的汽缸体3、设置于汽缸体3的上部的汽缸盖4、和可往复滑动地插入于各汽缸2内的活塞5。

在活塞5的上方形成有燃烧室10，通过来自于下述的喷射器11的喷射向该燃烧室10供给燃料。而且，喷射的燃料在燃烧室10中燃烧，被该燃烧引起的膨胀力向下按压的活塞5在上下方向上往复运动。另外，由于该实施形态的发动机是汽油发动机，因此作为燃料使用汽油。然而，没有必要使燃料的全部由汽油构成，也可以在燃料中含有例如酒精等的副成分。

活塞5通过连杆16与作为发动机主体1的输出轴的曲轴15连接，曲轴15根据上述活塞5的往复运动绕中心轴旋转。

各汽缸2的几何压缩比、即活塞5位于下死点时的燃烧室10的容积和活塞5位于上死点时的燃烧室10的容积之比设定为作为汽油发动机来说相当高的值的17以上23以下。这是因为为了实现通过自动点火使汽油燃烧的CI燃烧，而有必要使燃烧室10大幅度高温·高压化。

在汽缸盖4上设置有用于将从进气通路20供给的空气（以下也称为进气）导入至各汽缸2的燃烧室10内的进气道6、用于将在各汽缸2的燃烧室10中产生的排气导出至排气通路30的排气道7、对进气道6的燃烧室10侧的开口进行开闭的进气门8、和对排气道7的燃烧室10侧的开口进行开闭的排气门9。

进气门8及排气门9分别通过包含配设在汽缸盖4上的一对凸轮轴等的配气机构18、19与曲轴15的旋转连动地开闭驱动。

在用于进气门8的配气机构18中组装有可连续地（无级地）变更进气门8的升程量的可变机构18a。这样的结构的可变机构18a作为连续可变气门升程机构（CVVL）等已是公知的，作为具体的构成示例，可以例举具备使用于驱动进气门8的凸轮与凸轮轴的旋转连动地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、和通过电气驱动控制臂以此变更上述凸轮的摇动量（向下按压进气门8的量和期间）的步进马达的结构。

在用于排气门9的配气机构19中组装有使在进气行程中向下按压排气门9的功能变得有效或无效的切换机构19a。即，该切换机构19a具有不仅在排气行程中而且在进气行程中也可以使排气门9开阀，并且具有对执行还是停止该进气行程中的排气门9的开阀动作（所谓的排气门9的二次打开）进行切换的功能。

这样的结构的切换机构19a已是公知的，作为其具体示例，可以例举具备与用于驱动排气门9的通常的凸轮（在排气行程中向下按压排气门9的凸轮）不同地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的传递变得有效或无效的所谓的空转（lost motion）机构的结构。

在通过上述切换机构19a的副凸轮的排气门9的向下按压变得有效时，使排气门9不仅在排气行程中开阀，而且在进气行程中也开阀，因此实现高温的排气从排气道7逆流至燃烧室10内的所谓的内部EGR，从而谋求燃烧室10的高温化，并且减少导入至燃烧室10内的进气的量。

在汽缸盖4上，对每个汽缸2分别设置有一组的向燃烧室10喷射燃料（汽油）的喷射器11、和对从喷射器11喷射的燃料和空气的混合气通过火花放电供给点火能量的火花塞12。

喷射器11以面向活塞5的上表面的姿势设置于汽缸盖4上。各汽缸2的喷射器11分别与燃料供给管13连接，通过各燃料供给管13供给的燃料（汽油）从设置于喷射器11的梢端部上的多个喷孔（图示省略）喷射。

更具体而言，在燃料供给管13的上游侧设置有由通过发动机主体1驱动的柱塞式的泵等构成的供给泵14，并且在该供给泵14和燃料供给管13之间设置有全汽缸共用的蓄压用的共轨（图示省略）。而且，在该共轨内蓄压的燃料被供给至各汽缸2的喷射器11中，以此从各喷射器11可喷射最大达到120MPa左右的较高压力的燃料。

从喷射器11喷射的燃料的喷射压力（以下简称为燃料压力）可以通过增减从供给泵14压送的燃料的一部分回流至燃料箱侧的量（燃料的泄放量）以此进行调节。即，在供给泵14内设有用于调节燃料的泄放量的燃料压力控制阀14a（参照图3），可以使用该燃料压力控制阀14a在规定范围内（例如20～120MPa之间）调节燃料压力。

进气通路20具有一个共通通路21、从共通通路21的下游端部（进气的流动方向下游侧的端部）分叉为二股状的高温通路22及低温通路23、与两个通路22、23的各下游端部连接的规定容积的缓冲罐24、和从缓冲罐24向下游侧延伸并分别与各汽缸2的进气道6连通的多个独立通路25（图1中仅示出其中的一个）。另外，缓冲罐24相当于根据本发明的“集合部”，独立通路25相当于根据本发明的“下游侧通路”。

在高温通路22上设置有加热进气的内加温器26。内加温器26是通过与冷却发动机主体1的冷却水的热交换对进气进行加热的热交换器，相当于根据本发明的“加热装置”。详细图示省略，在内加温器26的内部配设有使进气可流通的多个管道，发动机的冷却水被导入至该管道的周围区域。流入高温通路22的进气在内加温器26内分配到上述多个管道中进行流通，在该过程中，通过与发动机的冷却水的热交换进行加热。其结果是，通过内加温器26后的进气的温度上升至与发动机的冷却水的温度（暖机结束的温态时约75～90℃）大致相同的温度。

在低温通路23上设置有冷却进气的中冷器27。中冷器27是通过与导入至车辆的发动机室内的行驶风的热交换冷却进气的空冷式的热交换器，相当于根据本发明的“冷却装置”。详细图示省略，在中冷器27的内部配设有可以使进气流通的多个管道，行驶风被导入至该管道的周围区域。流入低温通路23的进气在中冷器27内分配到上述多个管道中进行流通，并且在该过程中，通过与行驶风的热交换进行冷却。借助于此，在进气通路20的共通通路21内流动的过程中升温的进气、尤其是在涡轮增压器50中压缩而升温的进气经过中冷器27后再次冷却至与外气相同程度的温度。

内加温器26及中冷器27的结构、更具体的是设置在其内的上述热交换用的管道的内径和长度等设定为使内加温器26及中冷器27的流通阻力之差在相同流量下达到±20%以内。在这里，流通阻力是指将压力损失以力进行表示的值。因此，流通阻力之差为±20%以内表示压力损失之差为±20%以内。

使用图2更详细地说明该情况。压力损失之差为±20%以内是指，在内加温器26及中冷器27内流动着相同流量的进气的前提下，将从内加温器26上游侧的点Y1上的压力减去下游侧的点Y2上的压力后的压力损失作为△P1，将从中冷器27上游侧的点Z1上的压力减去下游侧的点Z2上的压力后的压力损失作为△P2时，满足∣△P1－△P2∣∕△P1×100≤20这样的关系。

在该实施形态中，设定为通过调节内设在内加温器26及中冷器27内的上述热交换用的管道的内径和长度等，以此使上述关系成立。另外，为了改善热交换效率，在管道的内部设置有多个翅片，在这样的情况下，对翅片的形状和数量等也进行考虑。

再次返回到图1继续说明发动机。在高温通路22中的比内加温器26靠近下游侧的位置（内加温器26和缓冲罐24之间）上设置有调节在高温通路22内流通的进气的流量的节气门28。同样地，在低温通路23中的比中冷器27靠近下游侧的位置（中冷器27和缓冲罐24之间）上设置有调节在低温通路232中流通的进气的流量的节气门29。

详细的图示省略，用于高温通路22及低温通路23的各节气门28、29均为具备圆筒状的阀身、在阀身内部可旋转地设置的盘状的阀体、和作为使阀体旋转的驱动源的电动马达的电动式蝶阀。在高温通路22及低温通路23中流通的各进气的流量基于被电动马达旋转驱动的阀体的旋转角度（开度）进行调节。又，阀体的驱动源为电动马达，因此与例如使用机械式的节气门（与车辆中具备的加速器踏板通过金属线等连接）的情况不同，可以与加速器踏板的开度无关地自由地变更节气门28、29的开度。

像这样，在该实施形态中，将相同结构的蝶阀作为节气门28、29使用。然而，在将各节气门的孔径、即将盘状的阀体就坐的部分的位置上的阀身的内径进行比较时，在该实施形态中，用于高温通路22的节气门28的孔径的一方设定为比用于低温通路23的节气门29的孔径小。

排气通路30具有与各汽缸2的排气道7连通的多个独立通路31（图1中仅图示其中的一个）、将独立通路31的各下游端部（排气的流动方向下游侧的端部）集合的排气集合部32、和从排气集合部32向下游侧延伸的一个共通通路33。

EGR装置40具有将排气通路30和进气通路20相互连通的EGR通路41、设置于EGR通路41的中途部的EGR冷却器42以及低温EGR阀43、以从EGR通路41分叉的方式设置的旁通通路45、和设置于旁通通路45的高温EGR阀46。

EGR通路41是用于使在排气通路30中流通的排气的一部分回流至进气通路20的通路，在该实施形态中，使排气通路30的排气集合部32和进气通路20的独立通路25相互连通。另外，尽管未图示，EGR通路41的下游部（进气通路20侧的端部）与每个汽缸2所设置的独立通路25的数量相对应地分叉为多条，与各独立通路25一对一地连接。

EGR冷却器42是用于冷却在EGR通路41中流通的排气的水冷式的热交换器。即，在EGR冷却器42中，通过与导入至其内部的冷却水的热交换冷却排气。在EGR冷却器42中使用的冷却水也可以使用与用于冷却发动机主体1的冷却水（发动机冷却水）相同的冷却水，但是在该实施形态中，为了得到更高的冷却效果，使用与发动机冷却水不同的冷却水。因此，在该实施形态的车辆的发动机室内，与用于通过与外气的热交换冷却发动机冷却水的主散热器不同地设置有用于将EGR冷却器42用的冷却水进行冷却的副散热器（任意一个都图示省略）。

低温EGR阀43是设置于在EGR通路41中比EGR冷却器42靠近下游侧的位置上的电动式阀，根据其开闭动作调节通过EGR通路41回流至进气通路20的排气的量。

旁通通路45以绕过EGR冷却器42及EGR阀43两者的方式设置，并且使EGR通路41中的EGR冷却器42的上游侧部位和EGR阀43的下游侧部位相互连通。

高温EGR阀46是设置于旁通通路45中的电动式阀，根据其开闭动作调节从EGR通路41向旁通通路45分流的排气的量。

在如以上的EGR装置40中，在低温EGR阀43及高温EGR阀46两者被关闭时，在EGR通路41或旁通通路45中流通的排气的流动被阻断，从而回流至进气通路20的排气的量实质上变为零。另一方面，在低温EGR阀43打开而高温EGR阀46关闭时，排气仅通过EGR通路41向进气通路20回流。因此，回流至进气通路20的排气全部变成被EGR冷却器42冷却的低温的排气。在由该状态进一步打开高温EGR阀46时，即在低温EGR阀43及高温EGR阀46两者被打开时，排气分配至EGR通路41及旁通通路45后向进气通路20回流。因此，回流至进气通路20的排气是由通过EGR冷却器42冷却的低温的排气、和未通过EGR冷却器42冷却的高温的排气混合而成的。

涡轮增压器50具有设置于排气通路30的共通通路33中的涡轮51、设置于进气通路20的共通通路21中的压缩机52、和将这些涡轮51及压缩机52相互连接的连接轴53。在发动机的运行中，当排气从发动机主体1的各汽缸2向排气通路30排出时，该排气通过涡轮增压器50的涡轮51，以此涡轮51接收排气的能量而高速旋转。又，通过连接轴53与涡轮51连接的压缩机52以与涡轮51相同的转速旋转，以此在进气通路20中通过的进气被加压，而向发动机主体1的各汽缸2压送。

（2）控制系统

接着，使用图3说明发动机的控制系统。该实施形态的发动机的各部由ECU（发动机控制单元）60统一地控制。ECU 60如众所周知的那样由包含CPU、ROM、RAM等的微型处理器构成。

在ECU 60内输入来自于在发动机以及搭载发动机的车辆中设置的多个传感器的各种信息。

具体而言，在发动机中如图1及图3所示设置有检测发动机主体1的曲轴15的转速的发动机速度传感器SN1、检测发动机主体1的冷却水的温度的水温传感器SN2、检测通过缓冲罐24的进气的温度的进气温度传感器SN3、和检测通过缓冲罐24的进气的流量的空气流量传感器SN4。又，在车辆中设置有检测外气温度的外气温度传感器SN5、和检测由驾驶员操作的图外的加速器踏板的开度（加速器开度）的加速器开度传感器SN6。ECU 60与这些传感器SN1～SN6电气连接，基于从每个传感器输入的信号得到上述各种信息（发动机的转速、冷却水的温度、进气的温度……等）。另外，水温传感器SN2检测作为内加温器26的加热源的发动机冷却水的温度，因此相当于根据本发明的“加热温度检测装置”。又，外气温度传感器SN5检测作为中冷器27的冷却源的外气的温度，因此相当于根据本发明的“冷却温度检测装置”。

又，ECU 60基于来自于上述各传感器SN1～SN6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与喷射器11、火花塞12、燃料压力控制阀14a、用于进气门8的可变机构18a、用于排气门9的切换机构19a、用于高温通路22的节气门28、用于低温通路23的节气门29、低温EGR阀43、以及高温EGR阀46电气连接，并且基于上述运算的结果等向这些设备分别输出驱动用的控制信号。

（3）与运行状态相对应的控制

接着，使用图4及图5说明与运行状态相对应的发动机控制的具体内容。

图4是将发动机负荷及转速作为纵轴及横轴表示的发动机的运行区域根据燃烧形态的不同分成多个区域的映射图。该映射图包含设定于发动机的高负荷域及高速域上的SI区域B、和设定在除SI区域B以外的部分负荷的区域上的CI区域A。此外，CI区域A分成第一CI区域A1、和比第一区域A1负荷高的第二CI区域A2。

接着，使用图5的流程图说明在上述发动机的各区域A1、A2、B中发动机如何被控制。然而，在这里，主要说明在图4的映射图的各运行区域A1、A2、B中执行的燃烧控制的粗略的内容、和用于高温通路22及低温通路232的各节气门28、29的开度控制，除此以外的详细的控制的内容在下述的“（4）负荷方向的控制的具体示例”中说明。

在开始图5的流程图所示的处理时，ECU 60执行读取各种传感器值的处理（步骤S1）。即，ECU 60从发动机速度传感器SN1、水温传感器SN2、进气温度传感器SN3、空气流量传感器SN4、外气温度传感器SN5以及加速器开度传感器SN6读取各个检测信号，基于这些信号获得发动机的转速、冷却水的温度、缓冲罐24内的进气温度及进气流量、外气温度以及加速器开度等的各种信息。

接着，ECU 60执行基于在上述步骤S1中从水温传感器SN2得到的信息，判定发动机的冷却水的温度是否为规定值（例如60℃）以上的处理（步骤S2）。

在上述步骤S2中判定为“是”而确认为冷却水温为规定值以上时，ECU 60为了执行按照图4所示的映射图的基本燃烧控制，执行读取与该映射图对应的数据（每个运行区域的各种控制目标值等）的处理（步骤S3）。

接着，ECU 60执行基于上述步骤S1中得到的信息，判定发动机是否在图4的映射图的CI区域A中运行的处理（步骤S4）。即，ECU 60基于从发动机速度传感器SN1、空气流量传感器SN4以及加速器开度传感器SN6等得到的信息特别指定发动机的负荷及转速，并且判定从两者的值求得的发动机的运行点是否包含在图4所示的CI区域A中。

在上述步骤S4中判定为“是”而确认为在CI区域A中运行时，ECU 60进一步执行判定发动机是否在CI区域A中低负荷侧的第一CI区域A1中运行的处理（步骤S5）。

在上述步骤S5中判定为“是”而确认为在第一CI区域A1中运行时，ECU 60执行根据HCCI（homogeneous charge compression ignition；均质充量压燃）模式的燃烧控制（步骤S6）。HCCI模式是指使预先混合燃料和空气得到的混合气（预混合气）通过压缩自动点火的燃烧控制。

具体而言，在HCCI模式中，在比压缩上死点充分早的阶段（例如在进气行程中）中，从喷射器11向燃烧室10喷射燃料。喷射的燃料在直至活塞5到达压缩上死点的期间与空气充分混合，借助于此形成比较均质的混合气。该混合气在燃烧室10充分高温·高压化的压缩上死点的附近自动点火，并且燃烧。

然而，在选择HCCI模式的第一CI区域A1中，发动机的负荷比较低，因此原本就难以使燃烧室10升温至混合气能够自动点火的温度。因此，伴随着HCCI模式的执行，ECU 60执行控制节气门28、29的处理以使被内加温器26加热的进气和被中冷器27冷却的进气以适当的比例混合（步骤S7），使混合后的进气的温度、即缓冲罐24内的进气的温度上升至预先设定的规定的温度范围（例如50±5℃）。借助于此，在升温至该规定的温度范围的温暖的进气通过独立通路25后导入至发动机主体1的各汽缸2，因此促进在各汽缸2中的混合气的自动点火，实现稳定的CI燃烧。另外，在图5的流程图中，将用于高温通路22的节气门28标记为“HTV”，将用于低温通路23的节气门29标记为“CTV”。

具体而言，在步骤S7中，基于在上述步骤S1中得到的外气温度和发动机冷却水的温度控制用于高温通路22及低温通路23的各节气门28、29的开度，从而调节通过内加温器26后的高温的进气（与发动机冷却水大致相同温度的进气）、和通过中冷器27后的低温的进气（与外气大致相同温度的进气）的混合比例。借助于此，使混合后的进气的温度进入上述规定的温度范围内。

例如，发动机冷却水的温度越高，通过利用发动机冷却水的上述内加温器26加热的进气的温度越高。因此，当假设为低温通路23侧的进气的温度相同时，发动机冷却水的温度越高，为了使混合后的进气的温度进入上述规定的温度范围内而所需的高温通路22侧的进气的流量越少。另一方面，外气温度越高，通过利用行驶风的上述中冷器27冷却的进气的温度越高。因此，当假设为高温通路22侧的进气的温度相同时，外气温度越高，为了使混合后的进气的温度进入上述规定的温度范围内而所需的低温通路23侧的进气的流量越多。

考虑到这样的情况，在ECU 60中存储有用于基于发动机冷却水的温度和外气温度决定用于高温通路22及低温通路23的各节气门28、29的开度的映射图数据。在上述步骤S7中，ECU 60基于从水温传感器SN2得到的发动机冷却水的温度、从外气温度传感器SN5得到的外气温度、和上述映射图数据决定应设定的各节气门28、29的开度（目标开度），与该目标开度匹配地控制各节气门28、29。此外，ECU 60反馈在缓冲罐24内检测的实际的进气的温度（进气温度传感器SN3的检测值）且修正各节气门28、29的开度。借助于此，在缓冲罐24中混合后的进气的温度以高的精度进入上述规定的温度范围内。

接着，说明在上述步骤S5中判定为“否”的情况、即发动机在第二CI区域A2中运行的情况下的控制动作。在该情况下，ECU 60执行根据延迟CI模式的燃烧控制（步骤S8）。延迟CI模式是指将应喷射的燃料的至少一部分在压缩上死点附近喷射，并且在短时间内使该燃料达到自动点火的燃烧控制。

具体而言，在延迟CI模式中，驱动供给泵14的燃料压力控制阀14a而提高来自于喷射器11的燃料喷射压力（燃料压力），在此基础上，在压缩上死点的附近的较晚的正时从喷射器11喷射燃料。在这样的正时（燃烧室10充分升温的正时）高压喷射的燃料在燃烧室10内立刻气化后，在过了压缩上死点的适当的正时达到自动点火，并且燃烧。像这样，在比第一CI区域A1负荷高的第二CI区域A2中，选择延迟燃料喷射的正时的延迟CI模式的原因是，假设在与第一CI区域A1相同的正时喷射燃料时，混合气自动点火的正时过早，存在发生异常燃烧和过大的燃烧噪声等的担忧。另外，在延迟CI模式中，没有必要将应喷射的燃料全部在压缩上死点的附近喷射，也可以使一部分的燃料在进气行程等中喷射。

在上述延迟CI模式中，也以与之前的HCCI模式时相同的形态，控制用于高温通路22及低温通路23的各节气门28、29的开度（步骤S7）。即，通过上述各节气门28、29的开度控制调节通过内加温器26后的高温的进气和通过中冷器27后的低温的进气的混合比例，以此使混合后的进气的温度、即缓冲罐24内的进气的温度进入规定的温度范围（例如50±5℃）。

接着，说明在上述步骤S4中判定为“否”的情况、即发动机在SI区域B中运行的情况下的控制动作。在该情况下，ECU 60执行根据延迟SI模式的燃烧控制（步骤S9）。延迟SI模式是指使应喷射的燃料的至少一部分在压缩上死点的附近喷射，并且通过之后不久执行的火花点火强制燃烧的控制。

具体而言，在延迟SI模式中，驱动供给泵14的燃料压力控制阀14a而提高来自于喷射器11的燃料喷射压力（燃料压力），在此基础上，在压缩上死点的附近的较晚的正时从喷射器11喷射燃料。此外，在之后不久的正时驱动火花塞12，通过火花点火供给点火能量。在压缩上死点的附近的相当晚的正时（燃烧室10充分升温的正时）高压喷射来自于喷射器11的燃料，以此在燃烧室10内立刻气化，并且该气化的燃料以之后的火花点火为契机在过了压缩上死点的适当的正时开始燃烧。此时的燃烧形态与上述HCCI模式或延迟CI模式时不同地成为通过火焰传播火势逐渐蔓延的燃烧（SI燃烧），但是在高压喷射燃料后不久成为在较高的湍流能量下进行的燃烧，因此实现其燃烧期间充分短、热效率较高的比较急速的SI燃烧。又，燃料的喷射正时充分延迟，因此也能够避免在高负荷时容易引起的爆震和提前点火（preignition）等的异常燃烧。另外，在延迟SI模式中，没有必要将应喷射的燃料全部在压缩上死点附近喷射，也可以将一部分的燃料在进气行程等中喷射。

如上所述，延迟SI模式的燃烧形态为通过火花点火使混合气强制燃烧的SI燃烧，因此没有必要故意提升燃烧室10的温度。因此，伴随着延迟SI模式的执行，ECU 60执行使用于高温通路22的节气门28全闭的处理（步骤S10）。借助于此，高温通路22被阻断，因此在内加温器26中加热的高温的进气不会流入至缓冲罐24，其结果是导入至发动机主体1的进气全部变成在中冷器27中冷却的低温的（与外气大致相同温度的）进气。

接着，说明在上述步骤S2中判定为“否”的情况、即发动机冷却水的温度小于上述规定值（例如60℃）的情况下的控制动作。在该情况下，ECU 60执行作为不依赖图4的映射图的控制的、在发动机的所有运行区域执行SI燃烧的全域SI控制（步骤S11）。即，在发动机冷却水的温度较低时，使用内加温器26不能充分加热进气，又，由于燃烧室10的壁面的温度也较低，因此难以使混合气自动点火。因此，在这样的情况下，在发动机的所有的运行区域执行根据火花点火的强制燃烧、即SI燃烧。

（4）负荷方向的控制的具体示例

接着，关于在执行基于图4的映射图的基本燃烧控制（图5的步骤S3～S10）时发动机的各种状态量如何变化，基于图6具体地进行说明。在这里示出在图4的映射图中发动机的运行点如箭头X所示变化时，即运行点以第一CI区域A1、第二CI区域A2、SI区域B的顺序移动地向负荷方向变化时的各种状态量的变迁。在图6中，Lmin为发动机的最低负荷，Lmax为发动机的最高负荷，存在于两者之间的负荷L1、L2、L3、L5、L6、L7为任意一个控制的变更点的负荷。另外，对应于第一CI区域A1（HCCI模式）的负荷域是从Lmin到L5，对应于第二CI区域A2（延迟CI模式）的负荷域是从L5至L6，对应于SI区域B（延迟SI模式）的负荷域是从L6到Lmax。

图6的（a）表示导入至各汽缸2的燃烧室10的填充气体的详细内容、即在各个负荷中将在燃烧室10中可填充的最大填充量设为100%时的填充气体的成分比例。在该图中，“内部EGR”是指通过排气门9的二次打开（开启（ON）切换机构19a而使排气门9不仅在排气行程中开阀而且在进气行程中也开阀）使排气从排气道7逆流而通过该操作残留在燃烧室10内的高温的排气。又，“热-EGR”是指通过EGR装置40的旁通通路45后回流至燃烧室10内的高温的排气，“冷-EGR”是指通过EGR装置40的EGR通路41后（即被EGR冷却器42冷却后）回流至燃烧室10内的低温的排气。此外，“热-空气”是指通过进气通路20的高温通路22后导入至燃烧室10内的高温的进气（新气），“冷-空气”是指通过进气通路20的低温通路23后导入至燃烧室10内的低温的进气（新气）。

在上述图6的（a）以外的图表中，分别表示如下的状态量。即，（b）表示进气门8的打开时期（IVO）及关闭时期（IVC），（c）表示排气门9的打开时期（EVO）及关闭时期（EVC），（d）表示用于高温通路22的节气门28（HTV）的开度，（e）表示用于低温通路23的节气门29（CTV）的开度，（f）表示低温EGR阀43的开度，（g）表示高温EGR阀46的开度，（h）表示来自于喷射器11的燃料的喷射时期，（i）表示来自于喷射器11的燃料的喷射压力（燃料压力），（j）表示燃烧室10内的空燃比。另外，在（j）的空燃比中，A/F是指导入至燃烧室10内的进气（新气）的质量除以燃料的质量的值，G/F是指导入至燃烧室10内的总气体质量除以燃料的质量的值（气体空燃比）。

如图6（b）所示，关于进气门8，在发动机负荷从Lmin至L1的区间，进气门8的升程量通过可变机构18a设定为规定的小升程，随之进气门8的开阀期间（IVO～IVC的期间）较短地被设定。另一方面，在发动机负荷从L1至L3的区间，进气门8的升程量（开阀期间）逐渐增大，在比L3高负荷侧的位置上以最大值保持一定。

如图6（c）所示，关于排气门9，在发动机负荷从Lmin至L4的区间，通过开启（ON）切换机构19a，以此使排气门9不仅在排气行程中打开而且在进气行程中也打开（二次打开）。另一方面，在发动机负荷从L4至Lmax的区间，切换机构19a被关闭（OFF），停止排气门9的二次打开。

如图6（d）所示，用于高温通路22的节气门28的开度在从负荷Lmin至L6的区间设定为规定的中间开度（在图5的步骤S7中决定的开度）。当超过负荷L6时，节气门28的开度降低至全闭（0%），直到负荷Lmax维持全闭。

如图6（e）所示，用于低温通路23的节气门29的开度在从负荷Lmin至L6的区间设定为规定的中间开度（在图5的步骤S7中决定的开度）。当超过负荷L6时，节气门29的开度增大至全开（100%），直至负荷Lmax维持全开。

如图6（f）所示，低温EGR阀43的开度在从负荷Lmin至L1的区间设定为全闭（0%）。当超过负荷L1时，开度逐渐增大，而在负荷L2上达到全开（100%）。在从负荷L2至L5的区间，开度维持全开（100%），但是当超过负荷L5时，开度再次减少，在负荷Lmax上恢复至全闭（0%）。

如图6（g）所示，高温EGR阀46的开度在从负荷Lmin至L4的区间，设定为全闭（0%）。当超过负荷L4时，开度一瞬间增大至全开（100%），但是之后逐渐地减少，而在负荷L7上变成全闭（0%）。此外，在从负荷L7至Lmax一律为全闭（0%）。

如图6（h）所示，来自于喷射器11的燃料的喷射时期在从负荷Lmin至L5的区间设定在进气行程的规定时期（BDC和TDC之间）。当超过负荷L5时，喷射时期延迟至压缩上死点（压缩TDC）的附近，直至负荷Lmax维持同样的时期。然而，更具体而言，比负荷L5靠近高负荷侧的喷射时期是越靠近负荷Lmax，越一点点地延迟。

如图6（i）所示，燃料的喷射压力（燃料压力）在从负荷Lmin至L5的区间设定为20MPa左右。当超过负荷L5时，燃料压力增大至100MPa以上，直至负荷Lmax维持同样的值。

燃烧室10内的气体的详细内容基于与如以上的负荷相对应的各种状态量的变化如下变化。

在发动机负荷位于从Lmin至L1的区间时，占据燃烧室10的气体的种类为从高温通路22导入的高温的进气（热-空气）、从低温通路23导入的低温的进气（冷-空气）和通过排气门9的二次打开导入的高温的排气（内部EGR）这样的三种（图6（a））。其中，尤其是通过内部EGR导入的排气较多，燃烧室10的大半部分被高温的排气所占据。

在发动机负荷位于从L1至L4的区间时，占据燃烧室10的气体的种类为从高温通路22导入的高温的进气（热-空气）、从低温通路23导入的低温的进气（冷-空气）、在EGR冷却器42中冷却后被导入的低温的排气（冷-EGR）、通过排气门9的二次打开导入的高温的排气（内部EGR）这样的四种（图6（a））。进气的量、即高温的进气和低温的进气混合的总的新气的量随着负荷的上升而逐渐增加。另一方面，通过内部EGR导入的排气的量随着负荷的上升而逐渐减少。

在发动机负荷位于从L4至L6的区间时，占据燃烧室10的气体的种类为从高温通路22导入的高温的进气（热-空气）、从低温通路23导入的低温的进气（冷-空气）、在EGR冷却器42中冷却后被导入的低温的排气（冷-EGR）和在EGR冷却器42中没有被冷却的状态下导入的高温的排气（热-EGR）这样的四种。随着负荷从L4上升至L6，高温的排气（热-EGR）的量逐渐减少，取而代之进气的量增加。

在发动机负荷位于从L6至Lmax的区间时，占据燃烧室10的气体的种类基本上为从低温通路23导入的低温的进气（冷-空气）和在EGR冷却器42中冷却后被导入的低温的排气（冷-EGR）这样的两种。然而，在靠近负荷L6的低负荷侧的一部分上，在EGR冷却器42中没有被冷却的高温的排气（热-EGR）少量导入至燃烧室10内。在EGR冷却器42中冷却后被导入的低温的排气（冷-EGR）随着负荷从L6上升至Lmax而逐渐减少，取而代之进气（在这里是全部为低温的进气）的量逐渐增加。

而且，以如上所述每个负荷单独形成的燃烧室10的环境为前提，如已经在图5的流程图中说明那样，在该实施形态中，在第一CI区域A1（负荷Lmin～L5）上执行根据HCCI模式的燃烧控制，在第二CI区域A2（负荷L5～L6）上执行根据延迟CI模式的燃烧控制，在SI区域B（负荷L6～Lmax）上执行根据延迟SI模式的燃烧控制。

即，在第一CI区域A1中，用于高温通路22的节气门28和用于低温通路23的节气门29均打开（图6（d）（e）），以此进气的一部分在通过高温通路22后加热的基础上被导入至燃烧室10中。又，通过执行排气门9的二次打开（图6（c））、或者高温EGR阀46被打开（图6（g）），以此从排气道7逆流的高温的排气或者不通过EGR冷却器42回流的高温的排气被导入至燃烧室10中。借助于此，谋求燃烧室10的温度上升。在进气行程中从喷射器11喷射燃料（图6（h）），此时的燃料压力设定为20MPa左右（图6（i））。基于喷射的燃料的空燃比A/F在Lmin～L2的负荷域中设定为比理论空燃比（=14.7）大的稀的值，在L2以上的负荷域中设定为理论空燃比（图6（j））。这些控制的结果是，在第一CI区域A1中，充分混合的预混合气在压缩上死点的附近自动点火，并且燃烧（HCCI模式）。

在第二CI区域A2中，与上述第一CI区域A1内的高负荷域（负荷L4～L5）相同地，用于高温通路22的节气门28和用于低温通路23的节气门29均被打开（图6（d）（e）），且高温EGR阀46被打开（图6（g）），以此谋求燃烧室10的高温化。又，来自于喷射器11的燃料的喷射正时延迟至压缩上死点附近（图6（h）），此时的燃料压力增大至100MPa以上（图6（i））。基于喷射的燃料的空燃比A/F设定为理论空燃比（=14.7）（图6（j））。这些控制的结果是，在第二CI区域A2中，燃料被喷射后不久在过了压缩上死点的正时自动点火，而燃烧（延迟CI模式）。

在SI区域B中，用于高温通路22的节气门28的开度设定为全闭（0%），仅打开用于低温通路23的节气门29（图6（d）（e））。借助于此，被内加温器26加热的高温的进气不会被导入至燃烧室10中，谋求燃烧室10的温度降低。又，来自于喷射器11的喷射正时设定为压缩上死点以后（图6（h）），燃料压力为100MPa以上（图6（i））。此外，在图6中未图示，在燃料喷射后不久的正时通过火花塞12执行火花点火。基于喷射的燃料的空燃比A/F设定为理论空燃比（=14.7）（图6（j））。这些控制的结果是，在SI区域B中，喷射后不久的燃料在过了压缩上死点的正时通过火花点火强制燃烧（延迟SI模式）。

（5）作用等

如以上说明那样，在该实施形态的压缩自动点火式发动机中，作为燃料使用含有汽油的燃料，在除发动机的高负荷域及高速域外的一部分的运行区域、即CI区域A（第一CI区域A1及第二CI区域A2）中，执行使上述燃料通过自动点火燃烧的CI燃烧。该发动机的进气通路20具有设置有加热进气的内加温器26（加热装置）的高温通路22、与高温通路22并列延伸且设置有冷却进气的中冷器27（冷却装置）的低温通路23、集合高温通路22及低温通路23的缓冲罐24（集合部）、和连接缓冲罐24和发动机主体1的独立通路25（下游侧通路）。在高温通路22及低温通路23中设置有调节进气的流量的节气门28、29。这些各节气门28、29的开度在上述CI区域A中以使缓冲罐24中的进气的温度进入预先设定的规定的温度范围（例如50±5℃）的方式进行控制。根据这样的结构，在执行CI燃烧的运行区域（即CI区域A）中具有能够以高精度控制进气的温度的优点。

即，在上述实施形态中，加热进气的内加温器26和冷却进气的中冷器27设置在独立的通路（高温通路22及低温通路23）中，此外，在各通路22、23中设置有用于调节流量的节气门28、29。因此，即使在内加温器26及中冷器27的温度条件根据状况（例如根据暖机的进行程度和外气温度等）而进行各种变化的情况下，也可以通过自如地调节来自于高温通路22及低温通路23的进气的混合比例，以此使混合后的进气的温度、即在缓冲罐24中合流后导入至发动机主体1的进气的温度以高精度进入上述规定的温度范围内。此外，能够通过上述各节气门28、29个别地控制高温通路22及低温通路23的各流量，因此能够以优异的响应性调节上述混合后的进气的温度。借助于此，在执行CI燃烧的运行区域（CI区域A）中，可以确实地形成在适当的正时使燃料自动点火的环境，可以提高CI燃烧的稳定性。

更具体而言，在上述实施形态的发动机中设置有检测作为内加温器26的加热源的发动机冷却水的温度的水温传感器SN2（加热温度检测装置）、和检测作为中冷器27的冷却源的外气的温度的外气温度传感器SN5（冷却温度检测装置）。而且，用于高温通路22及低温通路23的各节气门28、29的开度基于上述各传感器SN2、SN5的检测值进行控制。根据这样的结构，可以基于对通过内加温器26后的进气的温度进行支配的加热源的温度、和对通过中冷器27后的进气的温度进行支配的冷却源的温度，通过上述节气门28、29适当地调节高温通路22及低温通路23的各流量，并且可以更加提高上述温度控制的精度。

又，在上述实施形态中，在内加温器26中流通的进气的流通阻力、和在中冷器27中流通的进气的流通阻力之差在相同流量下设定为±20%以内。根据这样的结构，在改变上述节气门28、29的开度时，在与此相对应地变化的高温通路22及低温通路23的各流量的响应延迟上不会发生显著的差异，因此可以使导入至发动机主体1的进气的温度简单且确实地进入上述规定的温度范围内。

例如，在内加温器26的流通阻力和中冷器27的流通阻力较大地不同的情况下，相对于用于高温通路22的节气门28的开度控制的流量变化的响应延迟、和相对于用于低温通路23的节气门29的开度控制的流量变化的响应延迟之间的差异成为不能忽视的值，因此有必要在考虑该响应延迟的差异的基础上控制上述各节气门28、29的开度，控制变得复杂化。相对于此，如上述实施形态所述，在流通阻力的差值较小地设定的情况下，只要将上述两个节气门28、29基本上以相同的正时控制即可，因此控制简单，并且也可以提高温度控制的精度。

又，在上述实施形态中，用于高温通路22及低温通路23的各节气门28、29均由蝶式的节气门构成，用于高温通路22的节气门28的孔径设定为比用于低温通路23的节气门29的孔径小。像这样，在将用于高温通路22的节气门28的孔径较小地设定的情况下，可以减少在使该节气门28全闭时产生的泄漏量，因此在进气的温度上升反而阻碍燃烧稳定性的运行区域、例如发动机的最高负荷Lmax附近的运行区域中，可以有效地防止爆震等的异常燃烧的发生。

蝶式的节气门尽管在流量的控制性的方面优异，但是存在即使关闭至相当于全闭的开度也不能避免多少会有泄漏发生的性质。因此，假设用于高温通路22的节气门28的孔径较大，则在该节气门28设定为全闭的SI区域B中，比较多的高温的进气泄漏至节气门28的下游侧，从而燃烧室10无用地高温化。相对于此，在上述实施形态中，用于高温通路22的节气门28的孔径小于用于低温通路23的节气门29的孔径，因此气密性改善，可以减少在使节气门28全闭时的泄漏量。借助于此，在SI区域B中尤其是高负荷侧（最高负荷Lmax的附近），能够避免高温的进气大量泄漏至全闭的节气门28的下游侧，因此可以有效地防止爆震等的异常燃烧的发生。

又，在上述实施形态中，用于高温通路22的节气门28设置在高温通路22中的比内加温器26靠近下游侧的位置上。根据这样的结构，与假设将用于高温通路22的节气门28设置在比内加温器26靠近上游侧的位置的情况相比，可以减小存在于节气门28的下游侧的高温的进气的容量，因此在使该节气门28全闭时，之后高温的进气以极短的时间在发动机主体1的各汽缸2中消耗。借助于此，避免高温的进气在不适当的正时导入至发动机主体1，因此可以有效地防止在过渡性的状况下可能引起的异常燃烧的发生。

另外，在上述实施形态中，基于检测作为内加温器26的加热源的发动机冷却水的温度的水温传感器SN2的检测值、和检测作为中冷器27的冷却源的外气的温度的外气温度传感器SN5的检测值，控制用于高温通路22及低温通路23的各节气门28、29的开度，但是只要基于内加温器26及中冷器27的温度条件（换而言之，基于代表通过了内加温器26及中冷器27后的各进气的温度的状态量）控制节气门28、29即可，其具体的手法除此以外也能想到多种。例如也可以在比内加温器26靠近下游侧的高温通路22和比中冷器27靠近下游侧的低温通路23上分别设置温度传感器，基于通过各温度传感器检测的加热或冷却后的进气的温度控制上述各节气门28、29的开度。

又，在上述实施形态中，将发动机的冷却水作为内加温器26的加热源使用，并且将外气（行驶风）作为中冷器27的冷却源使用，这些加热源及冷却源只要能够加热或冷却进气即可，可以有多种替代方式。例如，也可以将电热式的加热器作为内加温器26使用，也可以将水冷式的热交换器作为中冷器27使用。

又，在上述实施形态中，在执行CI燃烧的CI区域A（第一CI区域A1及第二CI区域A2）中运行时，通过将来自于高温通路22的进气和来自于低温通路23的进气混合（即，通过使节气门28、29两者开阀），以此将混合后的进气的温度提高至一律相同的温度范围（例如50±5℃），但是作为目标的温度范围（规定的温度范围）也可以是根据发动机的负荷或转速而不同的值。

又，在上述实施形态中，在执行SI燃烧的SI区域B中运行时，通过将用于高温通路22的节气门28一律设置为全闭，以此禁止加热的高温的进气导入至发动机主体1中，但是例如在SI区域B中的低负荷侧上，比较多的排气通过EGR装置40导入至燃烧室10内（参照图6（a）），因此存在燃烧不稳定化的担忧。因此，在SI区域B中，也可以仅限于该低负荷侧的一部分（例如从负荷L6至L7的区间），使用于高温通路22的节气门28开阀。

又，在上述实施形态中，在发动机主体1的各汽缸2中分别设置一个火花塞12，但是也可以在各汽缸2中设置多个（例如两个）火花塞。借助于此，在SI区域B中执行的SI燃烧的燃烧速度加快，因此可以期待更加改善热效率。

Claims (7)

1.一种压缩自动点火式发动机，是具备通过含有汽油的燃料驱动的发动机主体、和使导入至发动机主体的进气流通的进气通路，并且能够在至少一部分的运行区域中执行使所述燃料通过自动点火燃烧的压缩自动点火燃烧的压缩自动点火式发动机，其特征在于，

所述进气通路具有设置有加热进气的加热装置的高温通路、与高温通路并列延伸且设置有冷却进气的冷却装置的低温通路、集合高温通路及低温通路的集合部、和连接集合部和所述发动机主体的下游侧通路；

在所述高温通路及低温通路上分别设置有调节进气的流量的节气门；

用于所述高温通路及低温通路的各节气门的开度，至少在执行所述压缩自动点火燃烧的运行区域中，以使所述集合部中的进气的温度进入预先设定的规定的温度范围内的方式基于所述加热装置及冷却装置的温度条件进行控制。

2.根据权利要求1所述的压缩自动点火式发动机，其特征在于，还具备：

检测所述加热装置的加热源的温度的加热温度检测装置；和

检测所述冷却装置的冷却源的温度的冷却温度检测装置；

用于所述高温通路及低温通路的各节气门的开度基于通过所述加热温度检测装置及冷却温度检测装置检测的各检测值进行控制。

3.根据权利要求1所述的压缩自动点火式发动机，其特征在于，在所述加热装置中流通的进气的流通阻力和在所述冷却装置中流通的进气的流通阻力之差在相同流量下达到±20%以内。

4.根据权利要求2所述的压缩自动点火式发动机，其特征在于，在所述加热装置中流通的进气的流通阻力和在所述冷却装置中流通的进气的流通阻力之差在相同流量下达到±20%以内。

5.根据权利要求1至4中任意一项所述的压缩自动点火式发动机，其特征在于，

用于所述高温通路及低温通路的各节气门均为蝶式节气门；

用于所述高温通路的节气门的孔径设定为比用于所述低温通路的节气门的孔径小。

6.根据权利要求1至4中任意一项所述的压缩自动点火式发动机，其特征在于，用于所述高温通路的节气门设置在高温通路中的比所述加热装置靠近下游侧的位置上。

7.根据权利要求5所述的压缩自动点火式发动机，其特征在于，用于所述高温通路的节气门设置在高温通路中的比所述加热装置靠近下游侧的位置上。