CN110513209A - 设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法、压缩着火式发动机及其控制装置 - Google Patents

设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法、压缩着火式发动机及其控制装置 Download PDF

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Abstract

本发明提供一种设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法、压缩着火式发动机及其控制装置。发动机1的控制部以在点火部对燃烧室内的混合气点火后使未燃混合气通过自行着火进行燃烧的形式向点火部输出信号。设计控制逻辑的方法具备确定发动机的几何压缩比ε的步骤、和决定确定进气门的开阀角CA的控制逻辑的步骤。若几何压缩比ε为ε＜14，则以满足－40ε＋800＋D≦CA≦60ε－550＋D的形式确定开阀角CA（deg）。不过，D是与发动机的转速NE（rpm）相关的修正项，D=3.3×10‑10NE3－1.0×10‑6NE2＋7.0×10‑4NE。

Description

设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法、压缩着火式发动 机及其控制装置
技术领域
此处公开的技术涉及设计压缩着火式发动机的控制逻辑（logic）的方法、压缩着火式发动机及压缩着火式发动机的控制装置。
背景技术
已知不通过火焰传播而使混合气一下子燃烧的经由压缩自行着火的燃烧由于燃烧期间最小，因此可最大限度提升燃料消耗效率。然而，经由压缩自行着火的燃烧在汽车用发动机中需要解决种种问题。例如，用于汽车时，由于运行状态及环境条件变化很大，要在其中稳定地压缩自行着火是一大问题。在汽车用发动机中，经由压缩自行着火的燃烧尚未实用化。为了解决该问题，例如专利文献1中提出在燃烧室温度较低难以发生压缩自行着火时令火花塞进行点火。通过在压缩上死点的稍前处进行点火来使火花塞周围的压力上升从而促进压缩自行着火。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本特许第4082292号公报。
发明内容
发明要解决的问题：
与通过火花塞的点火辅助压缩自行着火的专利文献1记载的技术不同，本申请申请人提出了SI（Spark Ignition；火花点火）燃烧与CI（Compression Ignition；压缩着火）燃烧相组合的SPCCI（SPark Controlled Compression Ignition；火花点火控制压缩着火）燃烧。SI燃烧是对燃烧室中的混合气强制进行点火从而开始的伴随火焰传播的燃烧。CI燃烧是使燃烧室中的混合气进行压缩自行着火从而开始的燃烧。SPCCI燃烧为如下的形态：在对燃烧室中的混合气强制进行点火并开始经由火焰传播的燃烧时，藉由SI燃烧的放热及火焰传播导致的压力上升，燃烧室中的未燃混合气通过压缩着火进行燃烧。SPCCI燃烧包括CI燃烧，因此是“经由压缩着火的燃烧”的一个形态。
CI燃烧在缸内温度到达由混合气的组成确定的着火温度时发生。在压缩上死点附近缸内温度到达着火温度从而发生CI燃烧则能使燃料消耗效率最大化。缸内温度根据缸内压力的上升而升高。SPCCI燃烧中的缸内压力是压缩行程中活塞的压缩做功导致的压力上升和由SI燃烧的放热产生的压力上升这两个压力上升的结果。
此处，活塞的压缩做功由有效压缩比确定。有效压缩比过低则活塞的压缩做功导致的压力上升较小。此时，如果SPCCI燃烧中的火焰传播推进而由SI燃烧的放热产生的压力上升不能显著增加，则无法使缸内温度升高至着火温度。结果是，进行压缩自行着火的混合气量较少，多数混合气通过火焰传播进行燃烧，因此燃烧期间较长、燃料消耗效率降低。即，为了在SPCCI燃烧中稳定地发生CI燃烧从而最大化燃料消耗效率，需要使有效压缩比维持在某值以上。
另一方面，若因外气温较高等理由使压缩开始时的缸内温度较高，从而导致在压缩上死点附近发生CI燃烧，则缸内压力过度上升、燃烧噪音变得过大。此时，例如使点火时期滞后，就能抑制燃烧噪音。但是，若使点火时期滞后，则在膨胀行程中活塞显著下降时会发生CI燃烧，因此会引起燃料消耗效率的降低。由于在SPCCI燃烧中能利用由SI燃烧的放热产生的压力上升，因此为了兼顾燃烧噪音的抑制与燃料消耗效率的改善，行之有效的是减小有效压缩比从而降低活塞的压缩做功导致的压力上升。由此，能不降低燃料消耗效率地适当维持燃烧噪音。
设计者为了使进行SPCCI燃烧的发动机实用化，需要对发动机的运行状态摸清稳定产生CI燃烧的最小的有效压缩比，在燃烧噪音容许的范围内提高有效压缩比，也要以不使燃烧噪音过大的形式规定有效压缩比。由此，设计者能够使在将燃烧噪音维持在容许范围内的同时，通过令SPCCI燃烧中CI燃烧的比例最大来使燃料消耗效率最大的发动机实用化。
然而，SPCCI燃烧是新颖的燃烧方式，因此至今还没有人能找出确切的有效压缩比的范围。
解决问题的手段：
发动机的有效压缩比由几何压缩比与进气门的开阀期间（开阀角）决定。在设计进行SPCCI燃烧的发动机的控制逻辑时，设计者需要确定开阀角的范围。
几何压缩比越高则最大缸内压力越高，因此需要提高发动机结构部件的强度，从而使重量增加、乃至机械阻力损失的增大。另一方面，从热效率的角度来看，理想是使由几何压缩比决定的膨胀比较大。最大缸内压力即使在几何压缩比相同时也会因基于燃烧形态、行程容积等的热平衡而变化，作为新燃烧方式的SPCCI燃烧的最优的几何压缩比至今未知。
本发明发明人经过对SPCCI燃烧反复仔细研究，成功地在能产生SPCCI燃烧的几何压缩比的范围中找到了合适的开阀角的范围。本发明发明人基于该发现发明了设计压缩着火式的发动机的控制逻辑的方法。
具体地，此处公开的技术涉及设计压缩着火式的发动机的控制逻辑的方法、压缩着火式发动机及压缩着火式发动机的控制装置。
所述发动机具备：喷射向燃烧室内供给的燃料的燃料喷射部；变更进气门的气门正时的可变动阀机构；对所述燃烧室内的混合气进行点火的点火部；测量与所述发动机的运行状态相关的参数的测量部；以及控制部，所述控制部接收所述测量部的测量结果，按照与所述发动机的运行状态对应的控制逻辑向所述燃料喷射部、所述可变动阀机构及所述点火部输出信号。
所述控制部在由所述发动机的负荷与转速规定的特定的运行状态下，以在所述点火部对所述燃烧室内的混合气点火后使未燃混合气通过自行着火进行燃烧的形式向所述点火部输出信号。
设计所述控制逻辑的方法具备：确定所述发动机的几何压缩比ε的步骤；和决定确定所述进气门的开阀角CA的控制逻辑的步骤；
在设定所述控制逻辑时，若所述几何压缩比ε为ε＜14，则以满足
－40ε＋800＋D≦CA≦60ε－550＋D　…（a）
的形式确定所述开阀角CA（deg）；
不过，D是与发动机的转速NE（rpm）相关的修正项，D=3.3×10-10NE3－1.0×10-6NE2＋7.0×10-4NE。
点火部接受来自控制部的信号，对燃烧室内的混合气进行点火。经由火焰传播的燃烧开始，之后未燃混合气通过自行着火进行燃烧，由此完成燃烧。即，该发动机进行SPCCI燃烧。
在设计发动机的控制逻辑时，设计者首先确定发动机的几何压缩比ε。若将几何压缩比ε确定为ε＜14，则设计者以满足前述的式（a）的形式确定进气门的开阀角CA。以满足式（a）的形式确定开阀角，由此发动机即使在燃烧室内的状态不同的多种条件下，也能将燃烧噪音确保在容许范围内且在SI燃烧与CI燃烧相组合的SPCCI燃烧中进行稳定的CI燃烧。按照该控制逻辑来运行进行SPCCI燃烧的发动机，由此使燃料消耗效率最大。
以往没有在设计进行SPCCI燃烧的发动机的控制逻辑时可用的、用于确定进气门的开阀角CA的指标。设计者必须在将进气门的开阀角CA变为多种正时的同时在多种条件下反复进行实验等，由此确定与发动机的运行状态对应的CA。
所述设计方法确定用于实现恰当的SPCCI燃烧的、发动机的几何压缩比ε与进气门的开阀角CA的关系。设计者在满足该关系的范围内确定进气门的开阀角CA就能使进行SPCCI燃烧的发动机实用化。设计者能以极少的工时使进行SPCCI燃烧的发动机实用化。
在设定所述控制逻辑时，若所述几何压缩比ε为14≦ε＜16，则以满足
－0.7246ε2＋6.7391ε＋287.68＋D≦CA≦290＋D　…（b）
的形式确定所述开阀角CA（deg）。
藉此，使进行SPCCI燃烧的发动机燃料消耗效率最大。又，设计者能以与以往相比较少的工时使进行SPCCI燃烧的发动机实用化。
在设定所述控制逻辑时，若所述几何压缩比ε为16≦ε＜16.3，则以满足
－3.9394ε2＋159.53ε－1314.9＋D≦CA≦290＋D　…（c）
或
－0.7246ε2＋6.7391ε＋287.68＋D≦CA≦0.9096ε2－47.634ε＋745.28＋D　…（d）
中任意一方的形式确定所述开阀角CA（deg）。
与前述同样地，使进行SPCCI燃烧的发动机燃料消耗效率最大。又，设计者能以与以往相比较少的工时使进行SPCCI燃烧的发动机实用化。
在设定所述控制逻辑时，若所述几何压缩比ε为16.3≦ε，则以满足
－3.9394ε2＋159.53ε－1314.9＋D≦CA≦290＋D　…（e）
或
－12.162ε＋403.24＋D≦CA≦0.9096ε2－47.634ε＋745.28＋D　…（f）
中任意一方的形式确定所述开阀角CA（deg）。
与前述同样地，使进行SPCCI燃烧的发动机燃料消耗效率最大。又，设计者能以与以往相比较少的工时使进行SPCCI燃烧的发动机实用化。
在设定所述控制逻辑时，若所述燃料为低辛烷值燃料且所述几何压缩比ε为ε＜12.7，则以满足
－40（ε＋1.3）＋800＋D≦CA≦60（ε＋1.3）－550＋D　…（g）
的形式确定所述开阀角CA（deg）。
藉此，使用低辛烷值燃料的发动机也燃料消耗效率最大。又，设计者能以与以往相比较少的工时使进行SPCCI燃烧的发动机实用化。
设计者在几何压缩比ε为ε＜12.7时以满足式（a）及式（g）双方的形式确定进气门的闭阀正时IVC，就能设定出适用于使用高辛烷值燃料的发动机及使用低辛烷值燃料的发动机双方的控制逻辑。即使每个销售地燃料的辛烷值不同，设计者也能一并设计发动机的控制逻辑，从而缩短设计工时。
在设定所述控制逻辑，若所述燃料为低辛烷值燃料且所述几何压缩比ε为12.7≦ε＜14.7，则以满足
－0.7246（ε＋1.3）2＋6.7391（ε＋1.3）＋287.68＋D≦CA≦290＋D　…（h）
的形式确定所述开阀角CA（deg）。
在设定与所述特定的运行状态对应的控制逻辑时，若所述燃料为低辛烷值燃料且所述几何压缩比ε为14.7≦ε＜15，则以满足
－3.9394（ε＋1.3）2＋159.53（ε＋1.3）－1314.9＋D≦CA≦290＋D　…（i）
或
－0.7246（ε＋1.3）2＋6.7391（ε＋1.3）＋287.68＋D≦CA≦0.9096（ε＋1.3）2－47.634（ε＋1.3）＋745.28＋D　…（j）
中任意一方的形式确定所述开阀角CA（deg）。
在设定所述控制逻辑时，若所述燃料为低辛烷值燃料且所述几何压缩比ε为15≦ε，则以满足
－3.9394（ε＋1.3）2＋159.53（ε＋1.3）－1314.9＋D≦CA≦290＋D　…（k）
或
－12.162（ε＋1.3）＋403.24＋D≦CA≦0.9096（ε＋1.3）2－47.634（ε＋1.3）＋745.28＋D　…（l）
中任意一方的形式确定所述开阀角CA（deg）。
也可以是所述进气门的闭阀正时IVC在所述发动机的运行状态变化时变化；对各个运行状态以满足所述（a）～（l）中任意的关系式的形式确定所述开阀角CA（deg）。
由此，发动机能在多种运行状态下稳定地进行SPCCI燃烧。
也可以是所述发动机按照所述控制逻辑在规定负荷以下的低负荷运行状态下运行。
一般的CI燃烧在发动机的负荷较低时着火性降低。相对于此，SPCCI燃烧在燃烧开始时是SI燃烧，并利用SI燃烧的放热来开始CI燃烧。SPCCI燃烧在发动机的负荷较低时着火性也不会降低。
也可以是所述发动机按照所述控制逻辑在最低负荷运行状态下运行。即，也可以是发动机在最低负荷运行状态下进行SPCCI燃烧。
也可以是所述发动机的几何压缩比ε以满足10≦ε＜21的形式进行设定。据此，能恰当地设定几何压缩比ε。
也可以是所述发动机具有如下第一模式和第二模式：所述第一模式是所述控制部以使所述燃烧室内的混合气的作为空气与所述燃料的重量比的A/F稀于理论空燃比的形式向所述燃料喷射部及所述可变动阀机构分别输出信号，且以在所述点火部对所述燃烧室内的混合气点火后使未燃混合气通过自行着火进行燃烧的形式向所述点火部输出信号；所述第二模式是所述控制部以使所述燃烧室内的混合气的作为全部气体与所述燃料的重量比的G/F稀于理论空燃比、且使所述A/F为理论空燃比或浓于理论空燃比的形式向所述燃料喷射部及所述可变动阀机构分别输出信号，并且以在所述点火部对所述燃烧室内的混合气点火后使未燃混合气通过自行着火进行燃烧的形式向所述点火部输出信号。
所述发动机在第一模式使混合气的A/F稀于理论空燃比。通过使混合气的A/F较稀，由此改善发动机的燃料消耗性能。所述发动机还在第二模式使G/F稀于理论空燃比且使A/F为理论空燃比或浓于理论空燃比。通过使G/F较浓，由此改善燃料消耗性能。又，通过向燃烧室内导入EGR气体，由此提升SPCCI燃烧的燃烧稳定性。
在这样的发动机中，以满足任意所述关系式（a）～（h）的形式确定进气门的闭阀正时IVC。藉此，发动机无论是在第一模式还是第二模式，都能稳定地进行SI燃烧与CI燃烧相组合的SPCCI燃烧。
也可以是所述发动机具备向所述燃烧室中导入已燃气体的EGR系统；所述控制部向所述EGR系统及所述点火部输出信号，以使热量比率变为与所述发动机的运行状态对应地决定的目标热量比率，所述热量比率是与混合气通过火焰传播燃烧时产生的热量相对所述燃烧室中的混合气燃烧时产生的全部热量的比例相关的指标。
SPCCI燃烧的热量比率低于100％。不发生经由压缩着火的燃烧而仅以经由火焰传播的燃烧来完成燃烧的燃烧形态（即SI燃烧）的热量比率为100％。
若在SPCCI燃烧中升高热量比率，则SI燃烧的比例升高，因此有利于燃烧噪音的抑制。若在SPCCI燃烧中降低热量比率，则CI燃烧的比例升高，因此有利于燃料消耗率的改善。热量比率因燃烧室内的温度和/或点火正时的变化而变化。例如，若燃烧室内的温度较高，则CI燃烧的开始正时变早，因此热量比率降低。又，若使点火正时提前，则SI燃烧的开始正时变早，因此热量比率升高。控制部向EGR系统及点火部输出信号，以使热量比率变为与发动机的运行状态对应地决定的目标热量比率，由此兼顾燃烧噪音的抑制与燃料消耗性能的改善。
也可以是所述控制部向所述EGR系统及所述点火部输出信号，以在所述发动机的负荷较高时与较低时相比使所述热量比率升高。
若发动机的负荷升高，则向燃烧室内供给的燃料量增加且燃烧室内的温度升高。在发动机的负荷较高时，使SPCCI燃烧的热量比率升高，由此能抑制燃烧噪音。
又，本发明的压缩着火式发动机按照由上述设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法设计出的控制逻辑进行控制；
又，本发明的压缩着火式发动机的控制装置按照由上述设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法设计出的控制逻辑进行所述发动机的控制。
发明效果：
如以上说明，根据前述设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法，能设计出实现使燃料消耗效率最大的SPCCI燃烧的控制逻辑。又，能提供一种按照由上述方法设计出的控制逻辑进行控制的压缩着火式发动机。又，能提供一种按照由上述方法设计出的控制逻辑进行发动机的控制的压缩着火式发动机的控制装置。
附图说明
图1是例示发动机的结构的图；
图2是例示燃烧室的结构的图，上图相当于燃烧室的俯视图，下图是II-II线剖视图；
图3是例示燃烧室及进气系统的结构的俯视图；
图4是例示发动机的控制装置的结构的框图；
图5是例示SPCCI燃烧的波形的图；
图6是例示发动机的映射图的图，上图是温态时的映射图，中图是半暖机时的映射图，下图是冷态时的映射图；
图7是例示温态时的映射图的详情的图；
图8是例示图7的映射图的各运行区域中的燃料喷射时期、点火时期以及燃烧波形的图；
图9是说明发动机的映射图的层（Layer）构造的图；
图10是例示映射图的层选择的控制流程的流程图；
图11的上图是例示层2中发动机负荷与进气门的开阀正时的关系的图，下图是例示层2中发动机转速与进气门的开阀正时的关系的图；
图12的上图是例示层3中发动机负荷与进气门的开阀正时的关系的图，中图是例示层3中发动机负荷与排气门的闭阀正时的关系的图，下图是例示层3中发动机负荷与进气门及排气门的重叠期间的关系的图；
图13是例示ECU执行的发动机的运行控制的流程的流程图；
图14是说明发动机的负荷的高低与目标SI率的高低的关系的图；
图15是示出层2中SPCCI燃烧相对EGR率的成立范围的图；
图16是在层2中为了确定能SPCCI燃烧的几何压缩比与进气门的闭阀正时的关系而使用的矩阵图的一个例子；
图17的上图是在使用高辛烷值燃料时层2中能SPCCI燃烧的几何压缩比与进气门的闭阀正时的关系，下图是在使用低辛烷值燃料时层2中能SPCCI燃烧的几何压缩比与进气门的闭阀正时的关系；
图18是示出层3中SPCCI燃烧相对于G/F稳定的范围的图；
图19是在层3中为了确定能SPCCI燃烧的几何压缩比与进气门的闭阀正时的关系而使用的矩阵图的一个例子；
图20的上图是在使用高辛烷值燃料时层3中能SPCCI燃烧的几何压缩比与进气门的闭阀正时的关系，下图是在使用低辛烷值燃料时层3中能SPCCI燃烧的几何压缩比与进气门的闭阀正时的关系；
图21的上图是在使用高辛烷值燃料时层2及层3中能SPCCI燃烧的几何压缩比与进气门的闭阀正时的关系，下图是在使用低辛烷值燃料时层2及层3中能SPCCI燃烧的几何压缩比与进气门的闭阀正时的关系；
图22是例示设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法的步骤的流程图；
图23的上图是在使用高辛烷值燃料时层2中能SPCCI燃烧的几何压缩比与进气门的开阀角的关系，下图是在使用低辛烷值燃料时层2中能SPCCI燃烧的几何压缩比与进气门的开阀角的关系；
图24的上图是在使用高辛烷值燃料时层3中能SPCCI燃烧的几何压缩比与进气门的开阀角的关系，下图是在使用低辛烷值燃料时层3中能SPCCI燃烧的几何压缩比与进气门的开阀角的关系；
图25的上图是在使用高辛烷值燃料时层2及层3中能SPCCI燃烧的几何压缩比与进气门的开阀角的关系，下图是在使用低辛烷值燃料时层2及层3中能SPCCI燃烧的几何压缩比与进气门的开阀角的关系；
图26是例示设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法的顺序的流程图；
符号说明：
1　 发动机；
10　 ECU（控制部）；
17　 燃烧室；
23　 进气电动S-VT（可变动阀机构）；
25　 火花塞（点火部）；
44　 增压机；
55　 EGR系统；
6　 喷射器（燃料喷射部）；
SW1　 空气流量传感器（测量部）；
SW2　 第一进气温度传感器（测量部）；
SW3　 第一压力传感器（测量部）；
SW4　 第二进气温度传感器（测量部）；
SW5　 第二压力传感器（测量部）；
SW6　 压力指示传感器（测量部）；
SW7　 排气温度传感器（测量部）；
SW8 　线性O2传感器（Linear O2 Sensor）（测量部）；
SW9 　λO2传感器（Lambda O2 Sensor）（测量部）；
SW10　水温传感器（测量部）；
SW11　曲轴角传感器（测量部）；
SW12　加速器开度传感器（测量部）；
SW13　进气凸轮角传感器（测量部）；
SW14　排气凸轮角传感器（测量部）；
SW15　EGR压差传感器（测量部）；
SW16　燃压传感器（测量部）；
SW17　第三进气温度传感器（测量部）。
具体实施方式
以下，基于附图详细说明涉及设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法的实施形态。以下的说明是发动机以及控制逻辑的设计方法的一个例子。
图1是例示压缩着火式的发动机的结构的图。图2是例示发动机的燃烧室的结构的图。图3是例示燃烧室及进气系统的结构的图。另外，图1中的进气侧为纸面左侧，排气侧为纸面右侧。图2及图3中的进气侧为纸面右侧，排气侧为纸面左侧。图4是例示发动机的控制装置的结构的框图。
发动机1是通过燃烧室17重复进气行程、压缩行程、膨胀行程以及排气行程来运行的四冲程发动机。发动机1装载于四轮汽车。汽车通过发动机1的运行来行驶。本结构例中，发动机1的燃料为汽油。燃料只要是至少含有汽油的液体燃料即可。燃料也可以是含有例如生物乙醇等的汽油。
（发动机的结构）
发动机1具备汽缸体12以及载置于其上的汽缸盖13。汽缸体12的内部形成有多个汽缸11。图1及图2中仅示出了一个汽缸11。发动机1为多缸发动机。
各汽缸11内滑动自如地内插有活塞3。活塞3通过连杆14连接曲轴15。活塞3与汽缸11以及汽缸盖13一起区划出燃烧室17。另外，有时会广义地使用“燃烧室”一词。即，“燃烧室”有时意味着无关活塞3的位置，由活塞3、汽缸11以及汽缸盖13形成的空间。
汽缸盖13的下表面，即燃烧室17的顶面，如图2的下图所示由倾斜面1311和倾斜面1312构成。倾斜面1311是从进气侧向着后述的喷射器6的喷射轴心X2的上升斜面。倾斜面1312是从排气侧向着喷射轴心X2的上升斜面。燃烧室17的顶面是所谓的屋脊形状。
活塞3的上表面向燃烧室17的顶面隆起。活塞3的上表面上形成有腔室31。腔室31从活塞3的上表面凹陷。本结构例中，腔室31具有浅盘形状。腔室31的中心比汽缸11的中心轴X1向排气侧偏离。
发动机1的几何压缩比ε设定为满足10≦ε＜30，理想是满足10≦ε＜21。如后所述发动机1在一部分运行区域中，进行SI燃烧与CI燃烧相组合的SPCCI燃烧。SPCCI燃烧利用SI燃烧的放热与压力上升来控制CI燃烧。发动机1是压缩着火式发动机。但是，该发动机1无需提高活塞3到达压缩上死点时的燃烧室17的温度（即压缩端温度）。发动机1能将几何压缩比设定为较低。若减小几何压缩比，则有利于降低冷却损失以及降低机械损失。也可以是使发动机1的几何压缩比在通常规格（燃料的辛烷值在91左右的低辛烷值燃料）下为14～17，在高辛烷值规格（燃料的辛烷值在96左右的高辛烷值燃料）下为15～18。
在汽缸盖13上，对每个汽缸11形成有进气道18。进气道18如图3所示具有第一进气道181及第二进气道182。进气道18与燃烧室17连通。进气道18是所谓的滚流气道（Tumbleport），详图省略。即，进气道18具有使燃烧室17中形成滚流的形状。
进气道18上配设有进气门21。进气门21对燃烧室17与进气道18之间进行开闭。进气门21通过动阀机构在规定的正时进行开闭。动阀机构是使气门正时和/或气门升程可变的可变动阀机构即可。本结构例中，如图4所示，可变动阀机构具有进气电动S-VT（Sequential-Valve Timing，连续气门正时）23。进气电动S-VT23使进气凸轮轴的旋转相位在规定的角度范围内连续变更。进气门21的开阀正时及闭阀正时连续地变化。另外，也可以是进气动阀机构具有代替电动S-VT的油压式的S-VT。
在汽缸盖13上，还对每个汽缸11形成有排气道19。排气道19也如图3所示具有第一排气道191及第二排气道192。排气道19与燃烧室17连通。
排气道19上配设有排气门22。排气门22对燃烧室17与排气道19之间进行开闭。排气门22通过动阀机构在规定的正时进行开闭。该动阀机构是使气门正时和/或气门升程可变的可变动阀机构即可。本结构例中，如图4所示，可变动阀机构具有排气电动S-VT24。排气电动S-VT24使排气凸轮轴的旋转相位在规定的角度范围内连续变更。排气门22的开阀正时及闭阀正时连续地变化。另外，也可以是排气动阀机构具有代替电动S-VT的油压式的S-VT。
进气电动S-VT23及排气电动S-VT24调节进气门21与排气门22双方开阀的重叠期间的长度。若延长重叠期间的长度，则能对燃烧室17中的残留气体进行扫气。又，通过调节重叠期间的长度，能将内部EGR（Exhaust Gas Recirculation，排气再循环）气体导入燃烧室17中。内部EGR系统由进气电动S-VT23及排气电动S-VT24构成。另外，内部EGR系统不限于由S-VT构成。
在汽缸盖13上，对每个汽缸11安装有喷射器6。喷射器6向燃烧室17中直接喷射燃料。喷射器6是燃料喷射部的一个例子。喷射器6配设于倾斜面1311和倾斜面1312交叉而成的屋脊的谷部。如图2所示，喷射器6的喷射轴心X2位于比汽缸11的中心轴X1靠近排气侧处。喷射器6的喷射轴心X2平行于中心轴X1。喷射器6的喷射轴心X2与腔室31的中心一致。喷射器6与腔室31相向。另外，也可以是喷射器6的喷射轴心X2与汽缸11的中心轴X1一致。在该结构的情况下，也可以是喷射器6的喷射轴心X2与腔室31的中心一致。
喷射器6由具有多个喷口的多喷口型的燃料喷射阀构成，详图省略。喷射器6如图2中双点划线所示，以使燃料喷雾从燃烧室17中央呈放射状扩散的形式喷射燃料。本结构例中，喷射器6具有十个喷孔，喷孔在周向上等角度地配置。
喷射器6上连接有燃料供给系统61。燃料供给系统61具备形成为积存燃料的结构的燃料箱63、以及与燃料箱63和喷射器6相连结的燃料供给路62。燃料供给路62上介设有燃料泵65和共轨64。燃料泵65向共轨64压送燃料。本结构例中，燃料泵65是由曲轴15驱动的柱塞式的泵。共轨64以高燃料压力储存从燃料泵65压送出的燃料。在喷射器6开阀时，储存于共轨64的燃料从喷射器6的喷口喷射至燃烧室17中。燃料供给系统61能向喷射器6供给30MPa以上的高压力的燃料。向喷射器6供给的燃料的压力也可以根据发动机1的运行状态而变更。另外，燃料供给系统61的结构不限于前述的结构。
汽缸盖13上，对每个汽缸11安装有火花塞25。火花塞25对燃烧室17中的混合气进行强制点火。本结构例中，火花塞25配设于比汽缸11的中心轴X1靠近进气侧处。火花塞25位于两个进气道18之间。火花塞25从上方向下方朝接近燃烧室17中央的方向倾斜地安装于汽缸盖13。火花塞25的电极如图2所示面朝燃烧室17中且位于燃烧室17的顶面附近。另外，也可以是将火花塞25配置于比汽缸11的中心轴X1靠近排气侧处。又，也可以是将火花塞25配置在汽缸11的中心轴X1上。
发动机1的一侧面上连接有进气通路40。进气通路40与各汽缸11的进气道18连通。向燃烧室17导入的气体流通于进气通路40。进气通路40的上游端部配设有空气滤清器41。空气滤清器41对新气进行过滤。进气通路40的下游端附近配设有缓冲罐42。比缓冲罐42靠近下游的进气通路40构成为向每个汽缸11分叉的独立通路。独立通路的下游端连接各汽缸11的进气道18。
在进气通路40上的空气滤清器41与缓冲罐42之间配设有节气门43。节气门43通过调节阀的开度来调节燃烧室17中新气的导入量。
进气通路40上还在节气门43的下游配设有增压机44。增压机44对向燃烧室17导入的气体增压。本结构例中，增压机44是由发动机1驱动的机械式的增压机。机械式的增压机44可以是鲁兹式（Roots-type）、利斯霍姆式（Lysholm-type；双螺杆式）、叶片式（Vane-type）或离心式。
增压机44与发动机1之间介设有电磁离合器45。电磁离合器45于增压机44与发动机1之间时而将驱动力从发动机1向增压机44传递，时而切断驱动力的传递。如后所述，ECU10切换电磁离合器45的切断及连接，由此增压机44在打开和关闭之间切换。
在进气通路40上的增压机44的下游配设有中冷器46。中冷器46将在增压机44中被压缩的气体冷却。中冷器46可以是例如水冷式或油冷式的结构。
进气通路40上连接有旁通通路47。旁通通路47以绕过增压机44及中冷器46的形式，与进气通路40上的增压机44的上游部和中冷器46的下游部相连接。旁通通路47上配设有空气旁通阀48。空气旁通阀48调节流通于旁通通路47的气体的流量。
ECU10在增压机44关闭时（即切断电磁离合器45时），使空气旁通阀48全开。流通于进气通路40的气体绕过增压机44导入发动机1的燃烧室17。发动机1在非增压、即自然进气的状态下运行。
在增压机44打开时，发动机1在增压状态下运行。ECU10在增压机44打开时（即连接电磁离合器45时），调节空气旁通阀48的开度。通过增压机44的气体的一部分经由旁通通路47逆流至增压机44的上游。若ECU10调节空气旁通阀48的开度，则向燃烧室17导入的气体的增压压力改变。另外，可以定义增压时是指缓冲罐42内的压力超过大气压时，非增压时是指缓冲罐42内的压力在大气压以下时。
本结构例中，增压系统49由增压机44、旁通通路47和空气旁通阀48构成。
发动机1具有使燃烧室17内产生涡流（Swirl）的涡流产生部。涡流产生部如图3所示具有安装于进气通路40的涡流控制阀56。涡流控制阀56配设于连接第一进气道181的主通路401与连接第二进气道182的副通路402之中的副通路402内。涡流控制阀56是能够对副通路402的截面进行节流的开度调节阀。在涡流控制阀56的开度较小时，从第一进气道181流入燃烧室17的进气流量相对较多且从第二进气道182流入燃烧室17的进气流量相对较少，因此燃烧室17内的涡流变强。在涡流控制阀56的开度较大时，从第一进气道181及第二进气道182分别流入燃烧室17的进气流量变得大致均等，因此燃烧室17内的涡流变弱。在涡流控制阀56全开时，不产生涡流。另外，涡流如白色箭头所示沿图3中的逆时针方向旋转（亦可参见图2的白色箭头）。
发动机1的另一侧面上连接有排气通路50。排气通路50与各汽缸11的排气道19连通。排气通路50是流通有从燃烧室17排出的废气的通路。排气通路50的上游部分形成为向每个汽缸11分叉出独立通路的结构，详图省略。独立通路的上游端与各汽缸11的排气道19连接。
排气通路50上配设有具有多个催化转换器的废气净化系统。上游的催化转换器配设于发动机室内，图示省略。上游的催化转换器具有三元催化器511和GPF（GasolineParticulate Filter；汽油颗粒过滤器）512。下游的催化转换器配设于发动机室外。下游的催化转换器具有三元催化器513。另外，废气净化系统不限于图示例子的结构。例如，也可以省略GPF。又，催化转换器不限于具有三元催化器。此外，也可以适当变更三元催化器及GPF的排列顺序。
进气通路40与排气通路50之间连接有构成外部EGR系统的EGR通路52。EGR通路52是用于使废气的一部分回流至进气通路40的通路。EGR通路52的上游端与排气通路50上的上游的催化转换器和下游的催化转换器之间连接。EGR通路52的下游端与进气通路40上的增压机44的上游部连接。流通于EGR通路52的EGR气体不通过旁通通路47的空气旁通阀48地进入进气通路40上的增压机44的上游部。
EGR通路52上配设有水冷式的EGR冷却器53。EGR冷却器53将废气冷却。EGR通路52上还配设有EGR阀54。EGR阀54调节流通于EGR通路52的废气的流量。通过调节EGR阀54的开度，能调节冷却的废气、即外部EGR气体的回流量。
本结构例中，EGR系统55由外部EGR系统和内部EGR系统构成。外部EGR系统能将较内部EGR系统低温的废气供给至燃烧室17。
压缩着火式发动机的控制装置具备用于运行发动机1的ECU（Engine ControlUnit，发动机控制单元）10。ECU10是以公知的微型计算机为基础的控制器，且如图4所示，具备：执行程序的中央运算处理装置（Central Processing Unit：CPU）101；由例如RAM（Random Access Memory）、ROM（Read Only Memory）构成且存储程序及数据的存储器102；以及进行电信号的输入输出的输入输出总线103。ECU10为控制部的一个例子。
ECU10上如图1及图4所示连接有各种传感器SW1～SW17。传感器SW1～SW17向ECU10输出信号。传感器包括以下的传感器。
空气流量传感器SW1：配置于进气通路40上的空气滤清器41的下游且测量流通于进气通路40的新气的流量；
第一进气温度传感器SW2：配置于进气通路40上的空气滤清器41的下游且测量流通于进气通路40的新气的温度；
第一压力传感器SW3：配置于增压机44的上游且比进气通路40上的EGR通路52的连接位置靠近下游处，并测量向增压机44流入的气体的压力；
第二进气温度传感器SW4：配置于进气通路40上的增压机44的下游且比旁通通路47的连接位置靠近上游处，并测量从增压机44流出的气体的温度；
第二压力传感器SW5：安装于缓冲罐42且测量增压机44下游的气体的压力；
压力指示传感器SW6：与各汽缸11对应地安装于汽缸盖13且测量各燃烧室17内的压力；
排气温度传感器SW7：配置于排气通路50且测量从燃烧室17排出的废气的温度；
线性O2传感器SW8：配置于比排气通路50上的上游的催化转换器靠近上游处且测量废气中的氧浓度；
λO2传感器SW9：配置于上游的催化转换器中的三元催化器511的下游且测量废气中的氧浓度；
水温传感器SW10：安装于发动机1且测量冷却水的温度；
曲轴角传感器SW11：安装于发动机1且测量曲轴15的旋转角；
加速器开度传感器SW12：安装于加速踏板机构且测量与加速踏板的操作量对应的加速器开度；
进气凸轮角传感器SW13：安装于发动机1且测量进气凸轮轴的旋转角；
排气凸轮角传感器SW14：安装于发动机1且测量排气凸轮轴的旋转角；
EGR压差传感器SW15：配置于EGR通路52且测量EGR阀54的上游及下游的压差；
燃压传感器SW16：安装于燃料供给系统61的共轨64且测量向喷射器6供给的燃料的压力；
第三进气温度传感器SW17：安装于缓冲罐42且测量缓冲罐42内气体的温度、换言之测量向燃烧室17导入的进气的温度。
ECU10基于这些传感器SW1～SW17的信号判断发动机1的运行状态，且按照预先设定的控制逻辑计算各装置的控制量。控制逻辑存储于存储器102内。控制逻辑包括使用存储器102中存储的映射图计算目标量和/或控制量。
ECU10向喷射器6、火花塞25、进气电动S-VT23、排气电动S-VT24、燃料供给系统61、节气门43、EGR阀54、增压机44的电磁离合器45、空气旁通阀48以及涡流控制阀56输出计算得到的控制量的电信号。
例如，ECU10基于加速器开度传感器SW12的信号和映射图设定发动机1的目标转矩且决定目标增压压力。并且，ECU10进行基于目标增压压力和从第一压力传感器SW3及第二压力传感器SW5的信号得到的增压机44的前后压差来调节空气旁通阀48的开度的反馈控制，由此使增压压力变为目标增压压力。
又，ECU10基于发动机1的运行状态和映射图设定目标EGR率（即，EGR气体相对燃烧室17中的全部气体的比率）。并且，ECU10基于目标EGR率和根据加速器开度传感器SW12的信号的吸入空气量决定目标EGR气体量，且进行基于从EGR压差传感器SW15的信号得到的EGR阀54的前后压差来调节EGR阀54的开度的反馈控制，由此使向燃烧室17中导入的外部EGR气体量变为目标EGR气体量。
此外，ECU10在规定的控制条件成立时执行空燃比反馈控制。具体地，ECU10基于线性O2传感器SW8以及λO2传感器SW9测量到的排气中的氧浓度，以使混合气的空燃比变为期望值的形式调节喷射器6的燃料喷射量。
另外，其他的由ECU10执行的发动机1的控制的详情后述。
（SPCCI燃烧的概念）
发动机1以燃料消耗率的改善以及排气性能的改善为主要目的，在规定的运行状态时进行经由压缩自行着火的燃烧。经由自行着火的燃烧若压缩开始前燃烧室17中的温度不均，则自行着火的正时变化很大。因此，发动机1进行SI燃烧与CI燃烧相组合的SPCCI燃烧。
SPCCI燃烧是如下形态：火花塞25对燃烧室17中的混合气强制点火，由此混合气通过火焰传播进行SI燃烧，并且燃烧室17中的温度因SI燃烧的放热而升高且燃烧室17中的压力因火焰传播而上升，从而使未燃混合气进行经由自行着火的CI燃烧。
通过调节SI燃烧的放热量，能吸收压缩开始前燃烧室17中温度的不均。ECU10调节点火正时，由此能使混合气在目标正时自行着火。
SPCCI燃烧中，SI燃烧时的放热比CI燃烧时的放热平缓。SPCCI燃烧中的放热率的波形如图5所例示上升的斜率小于CI燃烧的波形中的上升的斜率。又，SI燃烧时燃烧室17中的压力变动（dp/dθ）也比CI燃烧时平缓。
SI燃烧开始后，若未燃混合气自行着火，则在自行着火的正时放热率的波形的斜率有时会从小向大变化。放热率的波形在CI燃烧开始的正时有时具有拐点X。
CI燃烧开始后，SI燃烧与CI燃烧同时进行。CI燃烧的放热大于SI燃烧，因此放热率相对增大。但是，CI燃烧是在压缩上死点后进行，因此避免了放热率的波形的斜率变得过大。CI燃烧时的压力变动（dp/dθ）也较为平缓。
压力变动（dp/dθ）能作为表示燃烧噪音的指标。如前所述SPCCI燃烧能使压力变动（dp/dθ）变小，因此能避免燃烧噪音过大。能将发动机1的燃烧噪音抑制在容许水平以下。
SPCCI燃烧因CI燃烧的结束而结束。CI燃烧与SI燃烧相比，燃烧期间较短。SPCCI燃烧的燃烧结束时期早于SI燃烧。
SPCCI燃烧的放热率波形以SI燃烧形成的第一放热率部QSI和CI燃烧形成的第二放热率部QCI按该顺序连接的形式形成。
此处，将SI率作为示出SPCCI燃烧的特性的参数进行定义。SI率定义为与SI燃烧产生的热量相对于SPCCI燃烧产生的全部热量的比例相关的指标。SI率是燃烧形态不同的两种燃烧所产生的热量比率。若SI率高则SI燃烧的比例高，若SI率低则CI燃烧的比例高。也可以是SI率定义为SI燃烧产生的热量相对于CI燃烧产生的热量的比率。即，在图5所示的波形801中SI率＝（SI燃烧的面积：QSI）/（CI燃烧的面积：QCI）。
发动机1在进行SPCCI燃烧时使燃烧室17内产生强涡流。可将强涡流定义为具有例如4以上的涡流比的流动。涡流比可以定义为用对每个气门升程测定进气流横向角速度并求积分的值除以发动机角速度得到的值。进气流横向角速度可基于使用公知的台架（rig）试验装置的测定求出，图示省略。
在使燃烧室17内产生强涡流时，燃烧室17的外周部变为强涡流流动，而中央部的涡流相对较弱。中央部因由中央部与外周部的边界上的速度梯度引起的涡流而湍流能量升高。若火花塞25对中央部的混合气点火，则SI燃烧因高湍流能量而燃烧速度变快。
SI燃烧的火焰乘着燃烧室17内的强涡流流动沿周向传播。CI燃烧在靠近燃烧室17的中央部的位置进行。
在使燃烧室17中产生强涡流时，能直至CI燃烧的开始为止充分地进行SI燃烧。能抑制燃烧噪音的产生且能抑制循环期间内转矩的不均。
（发动机的运行区域）
图6及图7例示了发动机1的控制的映射图。映射图存储于ECU10的存储器102内。映射图包括映射图501、映射图502、映射图503三种。ECU10根据燃烧室17的壁温及进气的温度各自的高低，将从三种映射图501、502、503中选出的映射图用于发动机1的控制。另外，三映射图501、502、503的选择的详情后述。
第一映射图501是发动机1温态时的映射图。第二映射图502是发动机1半暖机时的映射图。第三映射图503是发动机1冷态时的映射图。
各映射图501、502、503由发动机1的负荷及转速规定。第一映射图501针对负荷的高低以及转速的高低，大致分为三个区域。具体地，三个区域如下：包括怠速运行且向低旋转及中旋转的区域展开的低负荷区域A1；负荷高于低负荷区域A1的中高负荷区域A2、A3、A4；以及转速高于低负荷区域A1、中高负荷区域A2、A3、A4的高旋转区域A5。中高负荷区域A2、A3、A4还分为中负荷区域A2、负荷高于中负荷区域A2的高负荷中旋转区域A3、和转速低于高负荷中旋转区域A3的高负荷低旋转区域A4。
第二映射图502大致分为两个区域。具体地，两个区域是低中旋转区域B1、B2、B3，以及转速高于低中旋转区域B1、B2、B3的高旋转区域B4。低中旋转区域B1、B2、B3还分为与前述低负荷区域A1及中负荷区域A2相当的低中负荷区域B1、高负荷中旋转区域B2、和高负荷低旋转区域B3。
第三映射图503未被分成多个区域，而是仅具有一个区域C1。
此处，低旋转区域、中旋转区域以及高旋转区域可以分别是在将发动机1的全运行区域沿转速方向大致三等分为低旋转区域、中旋转区域以及高旋转区域时的低旋转区域、中旋转区域以及高旋转区域。图6及图7的示例中，令低于转速N1为低旋转、转速N2以上为高旋转、转速N1以上且低于N2为中旋转。也可以是令转速N1为例如1200rpm左右，转速N2为例如4000rpm左右。
又，也可以是令低负荷区域为包括轻负荷的运行状态的区域，高负荷区域为包括全开负荷的运行状态的区域，中负荷为低负荷区域与高负荷区域之间的区域。又，低负荷区域、中负荷区域以及高负荷区域也可以分别是在将发动机1的全运行区域沿负荷方向大致三等分为低负荷区域、中负荷区域以及高负荷区域时的低负荷区域、中负荷区域以及高负荷区域。
图6的映射图501、502、503分别示出了各区域中混合气的状态及燃烧形态。图7的映射图504相当于第一映射图501，且示出了该映射图中的各区域中混合气的状态及燃烧形态、各区域中涡流控制阀56的开度、和增压机44的驱动区域及非驱动区域。发动机1在低负荷区域A1、中负荷区域A2、高负荷中旋转区域A3和高负荷低旋转区域A4、以及低中负荷区域B1、高负荷中旋转区域B2和高负荷低旋转区域B3中进行SPCCI燃烧。发动机1还在除此以外的区域、具体而言在高旋转区域A5、高旋转区域B4及区域C1中进行SI燃烧。
（各区域中发动机的运行）
以下，参照图8所示的燃料喷射时期及点火时期详细说明图7的映射图504的各区域中发动机1的运行。图8的横轴为曲轴角。另外，图8中的符号601、602、603、604、605及606分别与由图7的映射图504中的符号601、602、603、604、605及606示出的发动机1的运行状态对应。
（低负荷区域）
在发动机1于低负荷区域A1内运行时，发动机1进行SPCCI燃烧。
图8的符号601示出了发动机1在低负荷区域A1内的运行状态601下运行时的燃料喷射时期（符号6011、6012）和点火时期（符号6013）以及燃烧波形（即，示出了放热率相对于曲轴角的变化的波形，符号6014）。符号602示出了发动机1在低负荷区域A1内的运行状态602下运行时的燃料喷射时期（符号6021、6022）和点火时期（符号6023）以及燃烧波形（符号6024），符号603示出了发动机1在低负荷区域A1内的运行状态603下运行时的燃料喷射时期（符号6031、6032）和点火时期（符号6033）以及燃烧波形（符号6034）。运行状态601、602、603中，发动机1的转速相同而负荷不同。运行状态601负荷最低（即，轻负荷），运行状态602负荷第二低（即，低负荷），运行状态603在它们之中负荷最高。
为了改善发动机1的燃料消耗性能，EGR系统55向燃烧室17中导入EGR气体。具体地，进气电动S-VT23及排气电动S-VT24在排气上死点附近设置使进气门21及排气门22双方开阀的正重叠期间。将从燃烧室17向进气道18及排气道19排出的废气的一部分再导入燃烧室17中。由于向燃烧室17中导入较热的废气，因此燃烧室17中的温度升高。有利于SPCCI燃烧的稳定化。另外，也可以是进气电动S-VT23及排气电动S-VT24设置使进气门21及排气门22双方闭阀的负重叠期间。
又，涡流产生部在燃烧室17中形成强涡流。涡流比为例如4以上。涡流控制阀56为全闭或关闭侧的规定的开度。如前所述，进气道18是滚流气道，因此在燃烧室17中形成有具有滚流成分与涡流成分的斜涡流。
喷射器6在进气行程中向燃烧室17中多次喷射燃料（符号6011、6012、6021、6022、6031、6032）。混合气藉由多次燃料喷射与燃烧室17中的涡流而分层化。
燃烧室17中央部的混合气的燃料浓度浓于外周部的燃料浓度。具体地，中央部的混合气的A/F在20以上30以下，外周部的混合气的A/F在35以上。另外，空燃比的值是点火时的空燃比的值，在以下的说明中相同。使靠近火花塞25的混合气的A/F为20以上30以下，由此能抑制SI燃烧时RawNOx（从燃烧室排出的通过催化器前的NOx）的产生。又，使外周部的混合气的A/F为35以上，由此使CI燃烧稳定化。
混合气的空燃比（A/F）在整个燃烧室17中稀于理论空燃比（即，空气过剩率λ＞1）。更详尽地，整个燃烧室17中混合气的A/F为30以上。由此，能抑制RawNOx的产生，从而能改善排气性能。
发动机1的负荷较低时（即，运行状态601时），喷射器6在进气行程的前半期进行第一喷射6011，在进气行程的后半期进行第二喷射6012。进气行程的前半期可以是将进气行程二等分为前半期与后半期时的前半期，进气行程的后半期可以是将进气行程二等分时的后半期。又，第一喷射6011与第二喷射6012的喷射量比可以是例如9：1。
发动机1的负荷较高的运行状态602时，喷射器6在比运行状态601的第二喷射6012提前的正时开始进气行程的后半期进行的第二喷射6022。通过使第二喷射6022提前，由此使燃烧室17内的混合气接近均质。第一喷射6021与第二喷射6022的喷射量比可以是例如7：3～8：2。
发动机1的负荷更高的运行状态603时，喷射器6在比运行状态602的第二喷射6022进一步提前的正时开始进气行程的后半期进行的第二喷射6032。通过使第二喷射6032进一步提前，由此使燃烧室17内的混合气更接近均质。第一喷射6031与第二喷射6032的喷射量比可以是例如6：4。
燃料喷射结束后，在压缩上死点前规定的正时，火花塞25对燃烧室17中央部的混合气点火（符号6013、6023、6033）。点火正时可以是压缩行程的末期。压缩行程的末期可以是将压缩行程三等分为初期、中期以及末期时的末期。
如前所述，中央部的混合气燃料浓度相对较高，因此改善了着火性且使经由火焰传播的SI燃烧稳定化。通过使SI燃烧稳定化，由此在恰当的正时开始CI燃烧。在SPCCI燃烧中，改善了CI燃烧的控制性。抑制了燃烧噪音的产生。又，使混合气的A/F稀于理论空燃比地进行SPCCI燃烧，由此能大幅改善发动机1的燃料消耗性能。另外，低负荷区域A1与后述的层3对应。层3展开至轻负荷运行区域且包括最低负荷运行状态。
（中高负荷区域）
在发动机1于中高负荷区域内运行时也与低负荷区域同样地，发动机1进行SPCCI燃烧。
图8的符号604示出了发动机1在中高负荷区域中的中负荷区域A2内的运行状态604下运行时燃料喷射时期（符号6041、6042）和点火时期（符号6043）以及燃烧波形（符号6044）。符号605示出了发动机1在高负荷低旋转区域A4内的运行状态605下运行时的燃料喷射时期（符号6051）和点火时期（符号6052）以及燃烧波形（符号6053）。
EGR系统55向燃烧室17中导入EGR气体。具体地，进气电动S-VT23及排气电动S-VT24在排气上死点附近设置使进气门21及排气门22双方开阀的正重叠期间。将内部EGR气体导入燃烧室17中。又，EGR系统55通过EGR通路52将EGR冷却器53冷却的废气导入燃烧室17中。即，将与内部EGR气体相比温度较低的外部EGR气体导入燃烧室17中。外部EGR气体将燃烧室17中的温度调节为恰当的温度。EGR系统55随着发动机1的负荷升高而减少EGR气体的量。也可以是EGR系统55在全开负荷时令包括内部EGR气体及外部EGR气体的EGR气体为零。
又，在中高负荷区域A2及高负荷中旋转区域A3内，涡流控制阀56为全闭或关闭侧规定的开度。燃烧室17中形成有涡流比为4以上的强涡流。另一方面，在高负荷低旋转区域A4内，涡流控制阀56为开。
在整个燃烧室17中混合气的空燃比（A/F）为理论空燃比（A/F≒14.7）。三元催化器511、513净化从燃烧室17排出的排气，由此发动机1的排气性能变好。混合气的A/F能落在三元催化器的净化区间（window）之内即可。混合气的空气过剩率λ可为1.0±0.2。另外，也可以是在发动机1于包括全开负荷（即最高负荷）的高负荷中旋转区域A3内运行时，整个燃烧室17中混合气的A/F为理论空燃比或浓于理论空燃比（即，混合气的空气过剩率λ为λ≦1）。
由于向燃烧室17内导入EGR气体，因此作为燃烧室17中的全部气体与燃料的重量比的G/F稀于理论空燃比。混合气的G/F可以是18以上。由此，能避免所谓的爆震的产生。也可以是G/F设定为18以上30以下。又，还可以是G/F设定为18以上50以下。
在发动机1以运行状态604运行时，喷射器6在进气行程中进行多次燃料喷射（符号6041、6042）。喷射器6在进气行程的前半期进行第一喷射6041，在进气行程的后半期进行第二喷射6042。
又，在发动机1以运行状态605运行时，喷射器6在进气行程中喷射燃料（符号6051）。
燃料喷射后，火花塞25在压缩上死点附近规定的正时对混合气点火（符号6043、6052）。在发动机1以运行状态604运行时，火花塞25可以在压缩上死点前进行点火（符号6043）。在发动机1以运行状态605运行时，火花塞25可以在压缩上死点后进行点火（符号6052）。
使混合气的A/F为理论空燃比地进行SPCCI燃烧，由此能利用三元催化器511、513来进化从燃烧室17排出的排气。又，将EGR气体导入燃烧室17从而使混合气稀释化，由此改善发动机1的燃料消耗性能。另外，中高负荷区域A2、A3、A4与后述的层2对应。层2展开至高负荷区域且包括最高负荷运行状态。
（增压机的动作）
此处，如图7的映射图504所示，在低负荷区域A1的一部分以及中高负荷区域A2的一部分内，关闭增压机44（参照S/C OFF）。详细而言，在低负荷区域A1中的低旋转侧的区域内，关闭增压机44。在低负荷区域A1中的高旋转侧的区域内，为了应对发动机1转速的升高并确保所需的进气填充量，打开增压机44。又，在中高负荷区域A2中的低负荷低旋转侧的一部分区域内，关闭增压机44。在中高负荷区域A2中的高负荷侧的区域内，为了应对燃料喷射量的增加并确保所需的进气填充量，打开增压机44。又，在中高负荷区域A2中的高旋转侧的区域内也打开增压机44。
另外，在高负荷中旋转区域A3、高负荷低旋转区域A4以及高旋转区域A5的各区域中，在其整个区域内均打开增压机44（参照S/C ON）。
（高旋转区域）
在发动机1转速较高时，曲轴角变化1°所需要的时间变短。难以在燃烧室17内使混合气分层化。若发动机1的转速升高，则难以进行SPCCI燃烧。
因此，在发动机1于高旋转区域A5内运行时，发动机1进行SI燃烧而非SPCCI燃烧。另外，高旋转区域A5从低负荷至高负荷在负荷方向的整个区域上展开。
图8的符号606示出了发动机1在高旋转区域A5中的负荷较高的运行状态606下运行时的燃料喷射时期（符号6061）和点火时期（符号6062）以及燃烧波形（符号6063）。
EGR系统55向燃烧室17中导入EGR气体。EGR系统55随着负荷增大而减少EGR气体的量。EGR系统55可以在全开负荷时令EGR气体为零。
涡流控制阀56为全开。燃烧室17内无涡流产生而仅有滚流产生。通过使涡流控制阀56全开，能提高填充效率且能降低泵气损失。
混合气的空燃比（A/F）基本上在整个燃烧室17中为理论空燃比（A/F≒14.7）。混合气的空气过剩率λ可为1.0±0.2。另外，也可以是在发动机1于全开负荷的附近运行时，使混合气的空气过剩率λ低于1。
喷射器6在进气行程中开始燃料喷射。喷射器6将燃料一次性喷射（符号6061）。在进气行程中开始燃料喷射，由此在燃烧室17中形成均质或大致均质的混合气。又，能较长地确保燃料的气化时间，因此能谋求未燃损失的降低。
燃料喷射结束后，火花塞25在压缩上死点前恰当的正时对混合气点火（符号6062）。
（映射图的层构造）
图6所示的发动机1的映射图501、502、503如图9所示由层1、层2及层3三个层的组合构成。
层1是作为基底的层。层1展开至发动机1的整个运行区域。层1相当于整个第三映射图503。
层2是重叠在层1上的层。层2与发动机1的运行区域的一部分相当。具体地，层2相当于第二映射图502的低中旋转区域B1、B2、B3。
层3是重叠在层2上的层。层3相当于第一映射图501的低负荷区域A1。
根据燃烧室17的壁温及进气的温度各自的高低选择层1、层2及层3。
在燃烧室17的壁温为第一规定壁温（例如80℃）以上且进气温为第一规定进气温（例如50℃）以上时选择层1、层2及层3，通过将这些层1、层2及层3重叠来构成第一映射图501。在第一映射图501中的低负荷区域A1内最上层的层3有效，在中高负荷区域A2、A3、A4内最上层的层2有效，在高旋转区域A5内层1有效。
在燃烧室17的壁温低于第一规定壁温且为第二规定壁温（例如30℃）以上，而且进气温低于第一规定进气温且为第二规定进气温（例如25℃）以上时，选择层1与层2。通过将这些层1及层2重叠来构成第二映射图502。在第二映射图502中的低中旋转区域B1、B2、B3内最上层的层2有效，在高旋转区域B4内层1有效。
在燃烧室17的壁温低于第二规定壁温且进气温低于第二规定进气温时，仅选择层1，从而构成第三映射图503。
另外，燃烧室17的壁温例如也可由水温传感器SW10测量到的发动机1的冷却水的温度代替。又，也可以是基于冷却水的温度、其他测量结果等推算燃烧室17的壁温。又，进气温例如能由测量缓冲罐42内的温度的第三进气温度传感器SW17进行测量。又，也可以是基于各种测量结果推算向燃烧室17中导入的进气温。
如前所述SPCCI燃烧在燃烧室17内产生强涡流从而进行。SI燃烧沿燃烧室17的壁传播火焰，因此SI燃烧的火焰传播受壁温的影响。若壁温较低，则SI燃烧的火焰被冷却，压缩着火的正时会延迟。
SPCCI燃烧中的CI燃烧在燃烧室17的外周部至中央部进行，因此受燃烧室17中央部的温度的影响。若中央部的温度较低，则CI燃烧不稳定。燃烧室17中央部的温度取决于导入燃烧室17的进气的温度。即，在进气温度较高时，燃烧室17中央部的温度升高，在进气温度较低时，中央部的温度降低。
在燃烧室17的壁温低于第二规定壁温且进气温度低于第二规定进气温时，无法稳定进行SPCCI燃烧。因此，仅选择执行SI燃烧的层1，ECU10基于第三映射图503运行发动机1。通过在所有运行区域内使发动机1进行SI燃烧，能确保燃烧稳定性。
在燃烧室17的壁温为第二规定壁温以上以及进气温度为第二规定进气温以上时，能使大致理论空燃比（即，λ≒1）的混合气稳定地SPCCI燃烧。因此，除层1外还选择层2，ECU10基于第二映射图502运行发动机1。使发动机1在一部分运行区域内进行SPCCI燃烧，由此改善发动机1的燃料消耗性能。
在燃烧室17的壁温为第一规定壁温以上以及进气温度为第一规定进气温以上时，能使稀于理论空燃比的混合气稳定地SPCCI燃烧。因此，除层1及层2外还选择层3，ECU10基于第一映射图501运行发动机1。发动机1在一部分运行区域内使较稀混合气SPCCI燃烧，由此进一步改善发动机1的燃料消耗性能。
接着，参照图10的流程图说明与ECU10执行的映射图的层选择相关的控制例。首先，在开始后的步骤S1中，ECU10读取各传感器SW1～SW17的信号。ECU10在接下来的步骤S2中，判断是否燃烧室17的壁温为30℃以上且进气温为25℃以上。步骤S2的判定为是时流程进至步骤S3，为否时流程进至步骤S5。ECU10在步骤S5中仅选择层1。ECU10基于第三映射图503运行发动机1。之后流程返回。
在步骤S3中，ECU10判断是否燃烧室17的壁温为80℃以上且进气温为50℃以上。步骤S3的判定为是时流程进至步骤S4，为否时流程进至步骤S6。
ECU10在步骤S6中选择层1与层2。ECU10基于第二映射图502运行发动机1。之后流程返回。
ECU10在步骤S4中选择层1、层2及层3。ECU10基于第一映射图运行发动机1。之后流程返回。
（进气门及排气门的气门正时）
图11示出了按照对层2设定的控制逻辑，在ECU10控制进气电动S-VT23时进气门21的开阀正时IVO的变化的一个例子。图11的上图（即图表1101）示出了与发动机1的负荷的高低（横轴）相对的进气门21的开阀正时IVO的变化（纵轴）。实线与发动机1的转速为相对较低的第一转速时对应，虚线与发动机1的转速为相对较高的第二转速时（第一转速＜第二转速）对应。
图11的下图（即图表1102）示出了与发动机1的转速的高低（横轴）相对的进气门21的开阀正时IVO的变化（纵轴）。实线与发动机1的负荷为相对较低的第一负荷时对应，虚线与发动机1的负荷为相对较高的第二负荷时（第一负荷＜第二负荷）对应。
图表1101及图表1102中，进气门21的开阀正时IVO越往上则越提前，进气门21及排气门22双方开阀的正重叠期间变长。因此，向燃烧室17中导入的EGR气体的量增加。
层2中发动机1使混合气的A/F为理论空燃比或大致理论空燃比且使G/F稀于理论空燃比地运行。若发动机1的负荷较低，则燃料供给量较少。如图表1101所示，在发动机1的负荷较低时，ECU10将进气门21的开阀正时IVO设定为滞后侧的正时。限制向燃烧室17中导入的EGR气体的量，从而确保燃烧稳定性。
在发动机1的负荷升高时，燃料供给量增加，因此燃烧稳定性提高。ECU10将进气门21的开阀正时设定为提前侧的正时。通过增加向燃烧室17中导入的EGR气体的量，能降低发动机1的泵气损失。
在发动机1的负荷进一步升高时，燃烧室17中的温度进一步升高。以不使燃烧室17中的温度过高的形式减少内部EGR气体的量并增加外部EGR气体的量。为此，ECU10将进气门21的开阀正时重新设定为滞后侧的正时。
在发动机1的负荷进一步升高且增压机44进行增压时，ECU10将进气门21的开阀正时重新设定为提前侧的正时。由于设定了进气门21及排气门22双方开阀的正重叠期间，因此能对燃烧室17中的残留气体进行扫气。
另外，在发动机1的转速较高时与较低时各自之中，进气门21的开阀正时变化的趋势大致相同。
如图表1102所示，在发动机1的转速较低时，燃烧室17内的流动较弱。燃烧稳定性会降低，因此限制向燃烧室17中导入的EGR气体的量。ECU10将进气门21的开阀正时设定为滞后侧的正时。
发动机1的转速升高，则燃烧室17内的流动增强，因此能增加向燃烧室17中导入的EGR气体的量。ECU10将进气门21的开阀正时设定为提前侧的正时。
在发动机1的转速进一步升高时，ECU10将进气门21的开阀正时设定为与发动机1的转速对应的滞后侧的正时。藉此，使向燃烧室17内导入的气体量最大化。
图12示出了按照对层3设定的控制逻辑，在ECU10控制进气电动S-VT23及排气电动S-VT24时进气门21的开阀正时IVO、排气门22的闭阀正时EVC、以及进气门21及排气门22的重叠期间O/L的变化的一个例子。
图12的上图（即图表1201）示出了与发动机1的负荷的高低（横轴）相对的进气门21的开阀正时IVO的变化（纵轴）。实线与发动机1的转速为相对较低的第三转速时对应，虚线与发动机1的转速为相对较高的第四转速（第三转速＜第四转速）时对应。
图12的中图（即图表1202）示出了与发动机1的负荷的高低（横轴）相对的排气门22的闭阀正时EVC的变化（纵轴）。实线与发动机1的转速为第三转速时对应，虚线与发动机1的转速为第四转速时对应。
图12的下图（即图表1203）示出了与发动机1的负荷的高低（横轴）相对的进气门21与排气门22的重叠期间O/L的变化（纵轴）。实线与发动机1的转速为第三转速时对应，虚线与发动机1的转速为第四转速时对应。
层3中发动机1使A/F稀于理论空燃比的混合气进行SPCCI燃烧地运行。在发动机1的负荷较低时，燃料供给量较少。ECU10以不使混合气的A/F过低的形式限制向燃烧室17内导入的气体量。如图表1201所示，ECU10将进气门21的开阀正时IVO设定为较排气上死点靠滞后侧的正时。进气门21的闭阀正时为进气下死点之后的所谓的延迟闭阀。又，在发动机1的负荷较低时，ECU10限制向燃烧室17内导入的内部EGR气体量。如图表1202所示，ECU10将排气门22的闭阀正时EVC设定为提前侧的正时。排气门22的闭阀正时EVC接近排气上死点。
在发动机1的负荷升高时，燃料供给量增加，因此ECU10不限制向燃烧室17内导入的气体量。又，为了稳定稀于理论空燃比的混合气的SPCCI燃烧，ECU10增加向燃烧室17内导入的内部EGR气体量。ECU10将进气门21的开阀正时IVO设定为较排气上死点靠提前侧的正时。又，ECU10将排气门22的闭阀正时EVC设定为、较排气上死点靠滞后侧的正时。其结果是，如图表1203所示，在发动机1的负荷升高时进气门21与排气门22双方开阀的重叠期间变长。
在发动机1的负荷进一步升高时，ECU10以不使燃烧室17内的温度过高的形式减少向燃烧室17内导入的内部EGR气体量。ECU10将排气门22的闭阀正时EVC设定为接近排气上死点。进气门21与排气门22的重叠期间变短。又，ECU10在发动机1的负荷较高时且发动机1的转速较高时，与转速较低时相比将进气门21的开阀正时设定为滞后侧的正时。向燃烧室17内导入的气体量变为最大。
另外，也可以是在图12中以点划线包围的低负荷区域内，发动机1进行以燃料消耗性能的改善为目的的减缸运行。在进行减缸运行时，向燃烧室17内导入的气体量以及内部EGR气体量不受限制。也可以是ECU10如图表1201、1202中双点划线所示，将进气门21的开阀正时设定为提前侧的正时，且将排气门22的闭阀正时设定为滞后侧的正时。
（发动机的控制逻辑）
图13是示出发动机1的控制逻辑的流程图。ECU10按照存储器102中存储的控制逻辑运行发动机1。具体地，ECU10基于各传感器SW1～SW17的信号判断发动机1的运行状态，且以使燃烧室17中的燃烧成为与运行状态对应的SI率的燃烧的形式进行用于进行燃烧室17中状态量的调节、喷射量的调节、喷射正时的调节及点火正时的调节的运算。
ECU10首先在步骤S131中读取各传感器SW1～SW17的信号。接着，ECU10在步骤S132中基于各传感器SW1～SW17的信号判断发动机1的运行状态，并设定目标SI率（即目标热量比率）。目标SI率根据发动机1的运行状态进行设定。
图14示意性示出了目标SI率的设定例。ECU10在发动机1的负荷较低时将目标SI率设定为较低，在发动机1的负荷较高时将目标SI率设定为较高。发动机1的负荷较低时，提高SPCCI燃烧中CI燃烧的比例，由此兼顾燃烧噪音的抑制和燃料消耗性能的改善。发动机1的负荷较高时，提高SPCCI燃烧中SI燃烧的比例，由此有利于燃烧噪音的抑制。
回到图13的流程，ECU10在接下来的步骤S133中基于存储器102中存储的燃烧模型设定用于实现已设定的目标SI率的目标缸内状态量。具体地，ECU10设定燃烧室17中的目标温度和目标压力、以及目标状态量。ECU10在步骤S134中为了实现目标缸内状态量而设定所需的EGR阀54的开度、节气门43的开度、空气旁通阀48的开度、涡流控制阀56的开度、以及进气电动S-VT23和排气电动S-VT24的相位角（即，进气门21的气门正时以及排气门22的气门正时）。ECU10基于存储器102中存储的映射图设定这些装置的控制量。ECU10基于已设定的控制量向EGR阀54、节气门43、空气旁通阀48、涡流控制阀（SCV）56、以及进气电动S-VT23和排气电动S-VT24输出信号。各装置基于ECU10的信号进行动作，由此使燃烧室17中的状态量变为目标状态量。
ECU10还基于已设定的各装置的控制量分别算出燃烧室17中状态量的预测值以及推定值。状态量预测值是对进气门21闭阀前燃烧室17中的状态量进行预测而得的值。状态量预测值如后所述用于进气行程中燃料的喷射量的设定。状态量推定值是对进气门21闭阀后燃烧室17中的状态量进行推定而得的值。状态量推定值如后所述用于压缩行程中燃料的喷射量的设定以及点火正时的设定。状态量推定值还用于与实际的燃烧状态的比较得到的状态量误差的计算。
ECU10在步骤S135中基于状态量预测值设定进气行程中的燃料的喷射量。进气行程中进行分段喷射时，设定各喷射的喷射量。另外，进气行程中不进行燃料的喷射时，燃料的喷射量为零。在步骤S136中，ECU10以使喷射器6在规定的喷射正时向燃烧室17中喷射燃料的形式向喷射器6输出信号。
ECU10在步骤S137中基于状态量推定值和进气行程中燃料的喷射结果，设定压缩行程中的燃料的喷射量。另外，压缩行程中不进行燃料的喷射时，燃料的喷射量为零。ECU10在步骤S138中以使喷射器6在基于预先设定的映射图的喷射正时向燃烧室17中喷射燃料的形式向喷射器6输出信号。
ECU10在步骤S139中基于状态量推定值和压缩行程中燃料的喷射结果，设定点火正时。ECU10在步骤S1310中以使火花塞25在已设定的点火正时对燃烧室17中的混合气进行点火的形式向火花塞25输出信号。
火花塞25对混合气进行点火，由此在燃烧室17中进行SI燃烧或SPCCI燃烧。在步骤S1311中，ECU10读取压力指示传感器SW6测量到的燃烧室17中压力的变化，并基于此判断燃烧室17中混合气的燃烧状态。ECU10还在步骤S1312中将燃烧状态的测量结果与步骤S134中推定得到的状态量推定值进行比较，从而计算状态量推定值与实际的状态量的误差。将计算得到的误差在本次之后的循环中用于步骤S134的推定。ECU10以消除状态量误差的形式调节节气门43、EGR阀54、涡流控制阀56和/或空气旁通阀48的开度、以及调节进气电动S-VT23和排气电动S-VT24的相位角。藉此，调节导入燃烧室17的新气及EGR气体量。
ECU10还在基于状态量推定值推测出燃烧室17中的温度低于目标温度时，在步骤S138中使压缩行程中的喷射正时与基于映射图的喷射正时相比提前，以使点火正时能提前。另一方面，ECU10在基于状态量推定值推测出燃烧室17中的温度高于目标温度时，在步骤S138中使压缩行程中的喷射正时与基于映射图的喷射正时相比滞后，以使点火正时能滞后。
即，若燃烧室17中的温度较低，则在通过火花点火开始SI燃烧后，未燃混合气自行着火的正时θCI（参照图5）延迟，SI率偏离目标的SI率。此时，会引起未燃燃料的增多、排气性能的降低等。
因此，在推测出燃烧室17中的温度低于目标温度时，ECU10使喷射正时提前且在步骤S1310中使点火正时提前。藉由使SI燃烧的开始提早以此能通过SI燃烧进行充分的放热，因此能在燃烧室17中的温度较低时，防止未燃混合气自行着火的正时θCI延迟。其结果是，SI率接近目标的SI率。
又，若燃烧室17中的温度较高，则在通过火花点火开始SI燃烧后未燃混合气会立即自行着火，SI率会偏离目标的SI率。此时，燃烧噪音增大。
因此，在推测出燃烧室17中的温度高于目标温度时，ECU10使喷射正时滞后且在步骤S1310中使点火正时滞后。SI燃烧的开始延迟，因此能在燃烧室17中的温度较高时，防止未燃混合气自行着火的正时θCI提早。其结果是，SI率接近目标的SI率。
该发动机1的控制逻辑形成为通过包括节气门43、EGR阀54、空气旁通阀48、涡流控制阀56、进气电动S-VT23以及排气电动S-VT24在内的状态量设定装置调节SI率的结构。通过调节燃烧室17中的状态量能粗略地调节SI率。发动机1的控制逻辑还形成为通过调节燃料的喷射正时及点火正时来调节SI率的结构。藉由喷射正时及点火正时的调节能例如进行汽缸间差的修正或进行自行着火正时的微调等。通过分两个阶段来进行SI率的调节，发动机1能准确地实现与运行状态对应的目标的SPCCI燃烧。
ECU10还至少向EGR系统55及火花塞25输出信号，以使燃烧的实际的SI率变为目标SI率。又，如前所述，ECU10在发动机1的负荷较高时与较低时相比使目标SI率升高，因此ECU10至少向EGR系统55及火花塞25输出信号，以在发动机1的负荷较高时与较低时相比使SI率升高。
另外，ECU10进行的发动机1的控制不限于前述的基于燃烧模型的控制逻辑。
（发动机的控制逻辑的设计方法）
在设计前述的执行SPCCI燃烧的发动机1的控制逻辑时，设定与各装置的控制量相关的参数。例如对火花塞25设定与发动机1的运行状态对应的点火能量以及点火正时。对进气电动S-VT23设定与发动机1的运行状态对应的进气门21的气门正时。以下，参照附图说明发动机1的控制逻辑的设计方法中的进气门21的气门正时的设定。
（1）与进气门的闭阀正时相关的设计方法
本申请发明人发现在执行SPCCI燃烧的发动机1中，为了抑制燃烧噪音且实现稳定的SPCCI燃烧，需要将CI燃烧开始的正时（θCI：参照图5）下的燃烧室17内的温度调节为恰当的温度。即，燃烧室17内的温度较低则CI燃烧的着火性降低。燃烧室17内的温度高则燃烧噪音大。
CI燃烧开始的正时θCI下的燃烧室17内的温度主要与发动机1的有效压缩比相关。发动机1的有效压缩比由几何压缩比ε与进气门21的闭阀正时IVC决定。本申请发明人为了使进行SPCCI燃烧的发动机实用化，新发现了在能产生SPCCI燃烧的几何压缩比ε的范围内存在恰当的IVC的范围。此处公开的技术的创新之处在于：找到为了使进行SPCCI燃烧这一特有的燃烧形态的发动机实用化，在几何压缩比ε与进气门21的闭阀正时IVC之间应满足规定的关系。又，后述的几何压缩比ε与进气门21的闭阀正时IVC之间的关系式也有创新。
此外，此处公开的技术的创新之处还在于：在设计进行SPCCI燃烧的发动机1的控制逻辑时，基于几何压缩比ε与进气门21的闭阀正时IVC之间的关系来设定进气门21的闭阀正时IVC。
发动机1在以下两时刻间切换：使混合气的A/F为理论空燃比或浓于理论空燃比且使G/F稀于理论空燃比地进行SPCCI燃烧时（层2）；使混合气的A/F稀于理论空燃比地进行SPCCI燃烧时（层3）。层2中的几何压缩比ε与进气门21的闭阀正时IVC的关系和层3中的几何压缩比ε与进气门21的闭阀正时IVC的关系不同。
（1-1）层2中的几何压缩比与进气门的闭阀正时的关系
图15示出了SPCCI燃烧的特性。具体地，图15示出了在发动机1与层2同样地使A/F为理论空燃比且G/F稀于理论空燃比的混合气进行SPCCI燃烧时的SPCCI燃烧相对于EGR率（横轴）的成立范围。同一附图中的纵轴是与燃烧重心相当的曲轴角度，燃烧重心越向图中的上方行进就越提前。
SPCCI燃烧成立的范围由同一附图中标以阴影线的范围示出。SPCCI燃烧成立的范围被夹在“提前界限”的线与“滞后界限”的线之间。“提前界限”的线表示燃烧重心比该线提前时会出现异常燃烧，因此SPCCI燃烧不成立。又，“滞后界限”的线意味着燃烧重心比该线滞后时会无法自行着火，因此SPCCI燃烧不成立。
同一附图中的点划线示出了与MBT（Minimum advance for Best Torque；最大扭矩的最小点火提前角）相当的燃烧的燃烧重心。此处，将与MBT相当的燃烧的燃烧重心简称为MBT。MBT在EGR率越高时越提前。
从燃料消耗性能的改善的观点出发，理想是SPCCI燃烧的燃烧重心接近MBT。虽然EGR率升高时SPCCI燃烧成立的范围也提前，但是“提前界限”的线与“滞后界限”的线的距离变窄，从而SPCCI燃烧成立的范围变窄。
发动机1的负荷较低时（“轻负荷”时），SPCCI燃烧的成立的范围位于提前侧，因此如图15的双向箭头所示，能通过在某种程度的范围内调节EGR率且将燃烧重心调节至提前侧及滞后侧，来实现与MBT相当的SPCCI燃烧。
发动机1的负荷较高时，与燃料供给量的增加对应地必须增加向燃烧室17内导入的空气量。若想相对于空气量的增加而升高EGR率，还必须向燃烧室17内大量导入EGR气体。然而，由于增压机44的增压能力的界限，因此难以将空气及EGR气体双方大量导入燃烧室17内。因此，若发动机1的负荷较高，则SPCCI燃烧成立的范围为滞后侧。发动机1的负荷较高时，要使SPCCI燃烧的燃烧重心最为接近MBT就必须在图15的点Y处进行SPCCI燃烧。点Y与能使A/F为理论空燃比的混合气SPCCI燃烧的上限负荷下的发动机1的运行状态相当。在发动机1以上限负荷运行时，难以通过EGR率的调节、燃烧重心的调节等来实现与MBT相当的SPCCI燃烧。
发动机1在层2中从低负荷至高负荷的宽广的运行区域内运行。层2中，发动机1以上限负荷运行的状态与SPCCI燃烧成立的界限的运行状态相当。层2中，在确定会使CI燃烧开始的正时（θCI）下的燃烧室17的温度成为规定的温度那样的ε与IVC的关系时，需要基于发动机1以上限负荷运行时的燃烧室17内的温度来确定。
为了掌握发动机1以上限负荷运行时的燃烧室17内的温度，本申请发明人在实际的发动机1中进行SPCCI燃烧，并利用从该发动机1获得的测量值。具体地，本申请发明人测量发动机1以层2中的上限负荷运行时的各种参数，并根据测量到的参数推定θCI时的燃烧室17内实际的温度。本申请发明人将推定得到的多个温度的平均值确定为基准温度Tth1。θCI时的燃烧室17的温度为基准温度Tth1就能在层2中实现SPCCI燃烧。
此处，SPCCI燃烧如前所述能通过点火正时的调节来调节θCI。然而，在发动机1以层2中的上限负荷运行时，若θCI时的燃烧室17内的温度超过基准温度Tth1，则即使调节点火正时也无法调节θCI。另一方面，θCI时的燃烧室17内的温度为基准温度Tth1以下，则能通过调节点火正时（具体而言使点火正时提前）来使θCI时的燃烧室17内的温度升高至基准温度Tth1，从而实现SPCCI燃烧。
因此，为了在层2中实现SPCCI燃烧，需要不会使θCI时的燃烧室17的温度超过基准温度Tth1那样的ε与IVC的关系。
因此，如图16所概念性示出地，本申请发明人在由几何压缩比ε与进气门21的闭阀正时IVC这两个参数构成的矩阵图中，在变更ε与IVC各自的值的同时使用发动机1的模型进行θCI时燃烧室17的温度的推定运算。成为基准温度Tth1以下的ε与IVC的组合能在层2中实现SPCCI燃烧。如图16所示，在几何压缩比ε较高且进气门21的闭阀正时IVC接近进气下死点时，CI燃烧时的燃烧室17的温度会超过基准温度Tth1。
另外，图16是IVC设定在进气下死点之后的矩阵图。本申请发明人对于IVC设定在进气下死点之前的矩阵图也同样地，进行θCI时燃烧室17的温度的推定运算，由此得到成为基准温度Tth1以下的ε与IVC的组合，图示省略。
图17的上图的图表1701示出了基于ε与IVC的组合计算得到的近似式（I）（II）。图表1701的横轴是几何压缩比ε，纵轴是进气门21的闭阀正时IVC（deg. aBDC）。本申请发明人在图表1701的平面上标绘出成为基准温度Tth1以下的ε与IVC的组合，并基于这些标绘点确定近似式（I）（II），图示省略。
图表1701与发动机1的转速为2000rpm时相当。近似式（I）及（II）分别为：
近似式（I）　IVC＝－0.4288ε2＋31.518ε－379.88；
近似式（II）　IVC＝1.9163ε2－89.935ε＋974.94。
图表1701中，比近似式（I）和（II）以及ε＝17靠左侧处的ε与IVC的组合使CI燃烧时的燃烧室17的温度为基准温度Tth1以下。该组合能使A/F为理论空燃比且G/F稀于理论空燃比的混合气进行SPCCI燃烧。
前述的ε与IVC的关系是基于层2中燃烧室17的上限温度的关系。
另一方面，层2中，在发动机1以轻负荷运行时也必须以燃烧室17的温度成为规定的温度的形式确定ε与IVC的关系。
进行SPCCI燃烧的燃烧室17的温度是压缩行程中活塞3的压缩做功导致的压力上升和由SI燃烧的放热产生的压力上升这两个压力上升的结果。活塞3的压缩做功由有效压缩比决定。有效压缩比过低则活塞3的压缩做功导致的压力上升较小。若SPCCI燃烧中的火焰传播进行而由SI燃烧的放热产生的压力上升不能显著增加，则无法使缸内温度升高至着火温度。结果是，进行压缩自行着火的混合气量较少，多数混合气通过火焰传播进行燃烧，因此燃烧期间较长、燃料消耗效率降低。为了在SPCCI燃烧中稳定地发生CI燃烧从而最大化燃料消耗效率，需要使有效压缩比维持在某值以上。因此，必须确定ε与IVC的关系。
本申请发明人与上述同样地，测量实际的发动机1以轻负荷运行时的各种参数，并根据测量到的参数推定θCI时燃烧室17内实际的温度。本申请发明人将推定得到的多个温度的平均值确定为基准温度Tth2。
在发动机1以轻负荷运行时，θCI时的燃烧室17内的温度为基准温度Tth2以上就能通过延迟点火正时来实现SPCCI燃烧。然而，若θCI时的燃烧室17的温度低于基准温度Tth2，则温度过低，即使提早点火正时也无法实现SPCCI燃烧。
因此，为了在层2中实现SPCCI燃烧，需要使θCI时的燃烧室17的温度为基准温度Tth2以上那样的ε与IVC的关系。
本申请发明人与图16所示的矩阵图同样地，在由几何压缩比ε与进气门21的闭阀正时IVC这两个参数构成的矩阵图中，在变更ε与IVC各自的值的同时使用发动机1的模型进行CI燃烧时燃烧室17的温度的推定运算。该矩阵图中，成为基准温度Tth2以上的ε与IVC的组合能在层2中实现SPCCI燃烧。
图17的图表1701中还示出了基于成为基准温度Tth2以上的ε与IVC的组合而计算得到的近似式（III）及（IV）。近似式（III）及（IV）分别为：
近似式（III）　IVC＝－0.4234ε2＋22.926ε－167.84；
近似式（IV）　IVC＝0.4234ε2－22.926ε＋207.84。
图表1701中，比近似式（III）及（IV）靠右侧处的ε与IVC的组合使CI燃烧时的燃烧室17的温度为基准温度Tth2以上。该组合能使A/F为理论空燃比且G/F稀于理论空燃比的混合气进行SPCCI燃烧。
根据图17可知，ε与IVC的关系以IVC＝大约20deg. aBDC为中心在上下方向上大致对称。IVC＝20deg. aBDC与在发动机1的转速为2000rpm时使燃烧室17内导入的气体量为最大的闭阀正时（即最佳IVC）相当。又，IVC＝120deg. aBDC是进气门21的闭阀正时IVC的滞后界限，IVC＝－80deg. aBDC是进气门21的闭阀正时IVC的提前界限。
图17中由近似式（I）（II）（III）（IV）围成的范围内的ε与IVC的组合是能使在层2中进行SPCCI燃烧的发动机1实用化的组合。换言之，该范围外的ε与IVC的组合无法使在层2中进行SPCCI燃烧的发动机1实用化。
设计者在确定层2中发动机1运行时的进气门21的闭阀正时IVC时，必须在图17中的标以斜线的ε-IVC成立范围内确定IVC。
具体地，设计者若将几何压缩比ε确定为10≦ε＜17，则以满足
0.4234ε2－22.926ε＋207.84≦IVC≦－0.4234ε2＋22.926ε－167.84　…（1）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
又，设计者若将几何压缩比ε确定为17≦ε＜20，则以满足
－0.4288ε2＋31.518ε－379.88≦IVC≦－0.4234ε2＋22.926ε－167.84　…（2）
或
0.4234ε2－22.926ε＋207.84≦IVC≦1.9163ε2－89.935ε＋974.94　…（3）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
此外，设计者若将几何压缩比ε确定为20≦ε≦30时，则以满足
－0.4288ε2＋31.518ε－379.88≦IVC≦120　…（4）
或
－80≦IVC≦1.9163ε2－89.935ε＋974.94　…（5）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
基于前述关系式（1）～（5）设定进气门21的闭阀正时IVC，由此实现使A/F为理论空燃比或浓于理论空燃比且G/F稀于理论空燃比的混合气进行SPCCI燃烧。另外，对层2中的由发动机1的负荷及转速决定的各个运行状态设定闭阀正时IVC。图17的实线示出的例子如前所述是发动机1的转速为2000rpm时的ε-IVC成立范围。发动机1的转速变化则ε-IVC成立范围也变化。发动机1的转速升高则最佳IVC滞后。
具体地，发动机1的转速为3000rpm时，最佳IVC为大约22deg. aBDC。发动机1的转速为3000rpm时的ε-IVC成立范围如图17中虚线所示，相对发动机1的转速为2000rpm时的ε-IVC成立范围向滞后侧平行移动大约2deg.程度。
因此，设计者若将几何压缩比ε确定为10≦ε＜17，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
0.4234ε2－22.926ε＋209.84≦IVC≦－0.4234ε2＋22.926ε－165.84　…（1-1）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
又，设计者若将几何压缩比ε确定为17≦ε＜20，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
－0.4288ε2＋31.518ε－377.88≦IVC≦－0.4234ε2＋22.926ε－165.84　…（2-1）
或
0.4234ε2－22.926ε＋209.84≦IVC≦1.9163ε2－89.935ε＋976.94　…（3-1）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
此外，设计者若将几何压缩比ε确定为20≦ε≦30，则以满足
－0.4288ε2＋31.518ε－377.88≦IVC≦120　…（4-1）
或
－80≦IVC≦1.9163ε2－87.935ε＋976.94　…（5-1）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
又，发动机1的转速为4000rpm时，最佳IVC为大约28deg. aBDC。发动机1的转速为4000rpm时的ε-IVC成立范围如图17中点划线所示，相对发动机1的转速为2000rpm时的ε-IVC成立范围向滞后侧平行移动大约8deg.程度。
因此，设计者若将几何压缩比ε确定为10≦ε＜17，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
0.4234ε2－22.926ε＋215.84≦IVC≦－0.4234ε2＋22.926ε－159.84　…（1-2）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
又，设计者若将几何压缩比ε确定为17≦ε＜20，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－0.4288ε2＋31.518ε－371.88≦IVC≦－0.4234ε2＋22.926ε－159.84　…（2-2）
或
0.4234ε2－22.926ε＋215.84≦IVC≦1.9163ε2－89.935ε＋982.94　…（3-2）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
此外，设计者若将几何压缩比ε确定为20≦ε≦30，则以满足
－0.4288ε2＋31.518ε－371.88≦IVC≦120　…（4-2）
或
－80≦IVC≦1.9163ε2－89.935ε＋982.94　…（5-2）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
若将与发动机1的转速NE（rpm）相关的修正项C确定为
C=3.3×10-10NE3－1.0×10-6NE2＋7.0×10-4NE，
则层2中的ε与IVC的关系式能如下表示；
几何压缩比ε为10≦ε＜17时，
0.4234ε2－22.926ε＋207.84＋C≦IVC≦－0.4234ε2＋22.926ε－167.84＋C　…（1-3）
几何压缩比ε为17≦ε＜20时，
－0.4288ε2＋31.518ε－379.88＋C≦IVC≦－0.4234ε2＋22.926ε－167.84＋C　…（2-3）
或
0.4234ε2－22.926ε＋207.84＋C≦IVC≦1.9163ε2－89.935ε＋974.94＋C　…（3-3）
几何压缩比ε为20≦ε≦30时，
－0.4288ε2＋31.518ε－379.88＋C≦IVC≦120　…（4-3）
或
－80≦IVC≦1.9163ε2－89.935ε＋974.94＋C　…（5-3）。
设计者基于对发动机1的每个转速确定的ε-IVC成立范围，决定闭阀正时IVC。其结果是，设计者能设定出如图11所例示那样的层2中的进气门21的气门正时。
（1-2）辛烷值的不同导致的ε-IVC成立范围的变化
图17的图表1701是燃料为高辛烷值燃料时（辛烷值为96左右）的ε与IVC的关系。下图中示出的图表1702是燃料为低辛烷值燃料时（辛烷值为91左右）的ε与IVC的关系。根据本申请发明人的研究可知为低辛烷值燃料时，ε-IVC成立范围相对高辛烷值燃料的ε-IVC成立范围以1.3压缩比程度向低压缩比一方变换。
因此，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若在确定闭阀正时IVC时将几何压缩比ε确定为10≦ε＜15.7，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
0.4234ε2－21.826ε＋178.75≦IVC≦－0.4234ε2＋21.826ε－138.75　…（6）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
又，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为15.7≦ε＜18.7，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－0.5603ε2＋34.859ε－377.22≦IVC≦－0.4234ε2＋21.826ε－138.75　…（7）
或
0.4234ε2－21.826ε＋178.75≦IVC≦1.9211ε2－85.076ε＋862.01　…（8）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
此外，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为18.7≦ε≦30，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－0.5603ε2＋34.859ε－377.22≦IVC≦120　…（9）
或
－80≦IVC≦1.9211ε2－85.076ε＋862.01　…（10）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
图17的图表1702中标以交叉阴影线的范围是高辛烷值燃料的ε-IVC成立范围与低辛烷值燃料的ε-IVC成立范围重合的范围。设计者在两个成立范围重合的范围内确定IVC，就能设定出适用于使用高辛烷值燃料的发动机1及使用低辛烷值燃料的发动机1双方的控制逻辑。即使各个销售地燃料的辛烷值不同，设计者也能一并设计出发动机的控制逻辑。一并设计具有缩短设计工时的优点。
另外，低辛烷值燃料的发动机1中，在发动机1的转速升高时，ε-IVC成立范围也向滞后侧平行移动，图示省略。设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为10≦ε＜15.7，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
0.4234ε2－21.826ε＋180.75≦IVC≦－0.4234ε2＋21.826ε－136.75　…（6-1）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
又，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为15.7≦ε＜18.7，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
－0.5603ε2＋34.859ε－375.22≦IVC≦－0.4234ε2＋21.826ε－136.75　…（7-1）
或
0.4234ε2－21.826ε＋180.75≦IVC≦1.9211ε2－85.076ε＋864.01　…（8-1）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
此外，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为18.7≦ε≦30，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
－0.5603ε2＋34.859ε－375.22≦IVC≦120　…（9-1）
或
－80≦IVC≦1.9211ε2－85.076ε＋864.01　…（10-1）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
又，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为10≦ε＜15.7，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
0.4234ε2－21.826ε＋186.75≦IVC≦－0.4234ε2＋21.826ε－130.75　…（6-2）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
又，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为15.7≦ε＜18.7，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－0.5603ε2＋34.859ε－369.22≦IVC≦－0.4234ε2＋21.826ε－130.75　…（7-2）
或
0.4234ε2－21.826ε＋186.75≦IVC≦1.9211ε2－85.076ε＋870.01　…（8-2）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
此外，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为18.7≦ε≦30，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－0.5603ε2＋34.859ε－369.22≦IVC≦120　…（9-2）
或
－80≦IVC≦1.9211ε2－77.076ε＋870.01　…（10-2）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
与前述同样地，若使用与发动机1的转速NE（rpm）相关的修正项C，则在低辛烷值燃料的发动机1中，层2中的ε与IVC的关系式能如下表示；
几何压缩比ε为10≦ε＜15.7时，
0.4234ε2－21.826ε＋178.75＋C≦IVC≦－0.4234ε2＋21.826ε－138.75＋C　…（6-3）
几何压缩比ε为15.7≦ε＜18.7时，
－0.5603ε2＋34.859ε－377.22＋C≦IVC≦－0.4234ε2＋21.826ε－138.75＋C　…（7-3）
或
0.4234ε2－21.826ε＋178.75＋C≦IVC≦1.9211ε2－85.076ε＋862.01＋C　…（8-3）
几何压缩比ε为18.7≦ε≦30时，
－0.5603ε2＋34.859ε－377.22＋C≦IVC≦120　…（9-3）
或
－80≦IVC≦1.9211ε2－85.076ε＋862.01＋C　…（10-3）。
（1-3）层3中的几何压缩比与进气门的闭阀正时的关系
图18示出了发动机1与层3同样地使A/F稀于理论空燃比的混合气进行SPCCI燃烧时的SPCCI燃烧的特性。具体地，图18示出了与G/F（横轴）相对的SPCCI燃烧稳定的范围。同一附图中的纵轴是与燃烧重心相当的曲轴角，燃烧重心越向图中的上方行进就越提前。
SPCCI燃烧稳定的范围是同一附图中由曲线所包围的范围。发动机1的负荷较低时，SPCCI燃烧稳定的范围位于图18中的左上。发动机1的负荷升高，则SPCCI燃烧稳定的范围向图18中的下方移动。
图18中还示出了能抑制RawNOx的排出的范围。能抑制RawNOx的排出的范围位于图18中的右下。该范围在图18具有三角形状。若A/F稀于理论空燃比，则无法通过三元催化器来净化RawNOx。层3中发动机1必须满足确保SPCCI燃烧的稳定性和抑制RawNOx的排出两者。
由同一附图可知，发动机1的负荷较高时，确保燃烧稳定性的范围与能抑制RawNOx的排出的范围重合的面积变大。另一方面，发动机1的负荷较低时，确保燃烧稳定性的范围与能抑制RawNOx的排出的范围重合的面积变小。
层3中，发动机1以轻负荷运行的状态与SPCCI燃烧成立的界限的运行状态相当。层3中，在确定使CI燃烧开始的正时（θCI）下的燃烧室17的温度成为规定的温度那样的ε与IVC的关系时，需要基于发动机1以轻负荷运行时的燃烧室17内的温度来确定。
本申请发明人与前述同样地，在实际的发动机1中测量以层3中的轻负荷运行时的各种参数，并根据测量到的参数推定出θCI时燃烧室17内实际的温度。并且，将推定得到的多个温度的平均值确定为基准温度Tth3。θCI时的燃烧室17的温度为基准温度Tth3就能在层3中实现SPCCI燃烧。该基准温度Tth3与下限温度相当。发动机1以轻负荷运行时，θCI时的燃烧室17内的温度为基准温度Tth3以上就能通过延迟点火正时实现SPCCI燃烧。然而，θCI时的燃烧室17内的温度低于基准温度Tth3时，即使提早点火正时也无法实现SPCCI燃烧。
因此，为了在层3中实现稳定的SPCCI燃烧，需要使θCI时的燃烧室17内的温度为基准温度Tth3以上那样的ε与IVC的关系。
因此，如图19所概念性示出地，本申请发明人在每个几何压缩比ε（ε1、ε2、…）下的进气门21的闭阀正时IVC与进气门21及排气门22的重叠期间O/L的矩阵图（matrix）中，在变更IVC与O/L各自的值的同时使用发动机1的模型进行CI燃烧时燃烧室17的温度的推定运算（符号1901）。如符号1901的矩阵图中阴影线所示，成为基准温度Tth3以上的IVC与O/L的组合能在层3中实现SPCCI燃烧。
又，为了抑制RawNOx的排出，必须使混合气的G/F为规定值以上。如图19以符号1902所示，本申请发明人在由闭阀正时IVC与重叠期间O/L这两个参数构成的矩阵图中，在变更IVC与O/L各自的值的同时使用发动机1的模型进行G/F的推定运算。如符号1902的矩阵图中标斜线所示，使G/F为规定值以上的IVC与O/L的组合能抑制RawNOx的排出。
并且，本申请发明人将符号1901示出的成为基准温度Tth3以上的IVC与O/L的组合与符号1902示出的使G/F为规定值以上的IVC与O/L的组合重叠，由此确定出能实现SPCCI燃烧的稳定性和RawNOx的排出的抑制两者的ε与IVC的关系。即，在符号1903的矩阵图中，标以交叉阴影线的范围是能实现SPCCI燃烧的稳定性与NOx排出的抑制两者的ε与IVC的组合。
另外，本申请发明人对于进气门21的闭阀正时设定在进气下死点之前的矩阵图也同样地，进行CI燃烧时燃烧室17的温度的推定运算以及G/F的推定运算，由此得到成为基准温度Tth3以上的IVC与O/L的组合以及使G/F为规定以上的IVC与O/L的组合，图示省略。
图20示出了根据ε与IVC的组合计算得到的近似式（V）及（VI）。图20的横轴是几何压缩比ε，纵轴是进气门21的闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
图20的上图2001与发动机1的转速为2000rpm时相当。近似式（V）及（VI）分别为：
近似式（V）　IVC＝－0.9949ε2＋41.736ε－361.16；
近似式（VI）　IVC＝0.9949ε2－41.736ε＋401.16。
图20中，比近似式（V）及（VI）靠右侧处的ε与IVC的组合使CI燃烧时的燃烧室17的温度为基准温度Tth3以上，从而实现A/F稀于理论空燃比的混合气的SPCCI燃烧。
前述的ε与IVC的关系是层3中在发动机1以轻负荷运行时能实现SPCCI燃烧的基于燃烧室17的下限温度的关系。
另一方面，无论层2还是层3，在燃烧室17内的温度过高时，CI燃烧会在SI燃烧开始前开始，从而无法进行SPCCI燃烧。
此处，SPCCI燃烧的燃烧概念如前所述，在火花塞25对混合气进行点火时，火花塞25附近的混合气开始SI燃烧，之后周围的混合气进行CI燃烧。本申请发明人根据至今为止进行实验等研究发现混合气的自行着火在自行着火的混合气的周围温度超过规定的基准温度Tth4时发生，此时的基准温度Tth4与燃烧室17内整体的平均温度未必一致。根据该发现，若压缩上死点处燃烧室17内的平均温度到达基准温度Tth4，则认为CI燃烧会在SI燃烧开始前开始，此时无法进行SPCCI燃烧。
因此，本申请发明人与图19的符号1901的矩阵图同样地，在每个几何压缩比ε（ε1、ε2、…）下的进气门21的闭阀正时IVC与进气门21及排气门22的重叠期间O/L的矩阵图中，在变更闭阀正时IVC与重叠期间O/L各自的值的同时使用发动机1的模型进行压缩上死点时燃烧室17的温度的推定运算。压缩上死点时的燃烧室17内的温度超过基准温度Tth4的IVC与O/L的组合无法实现SPCCI燃烧，基准温度Tth4以下的IVC与O/L的组合能实现SPCCI燃烧。
图20示出了根据使压缩上死点时的燃烧室17内的温度为基准温度Tth4以下的ε与IVC的组合计算得到的近似式（VII）及（VIII）。近似式（VII）及（VIII）分别为：
近似式（VII）　IVC＝－4.7481ε2＋266.75ε－3671.2；以及
近似式（VIII）　IVC＝4.7481ε2－266.75ε＋3711.2。
图20中，比近似式（VII）及（VIII）靠左侧处的ε与IVC的组合能避免CI燃烧在SI燃烧前开始，从而实现SPCCI燃烧。
根据图20可知，在层3中，ε与IVC的关系也是以IVC＝20deg. aBDC为中心在上下方向上大致对称。又，IVC＝75deg. aBDC是在层3中考虑发动机1运行时向燃烧室17内导入的气体量而设定出的进气门21的闭阀正时的滞后界限；IVC＝-35deg. aBDC也同样地是考虑向燃烧室17内导入的气体量而设定出的进气门21的闭阀正时的提前界限。
设计者在层3中确定发动机1运行时的进气门21的闭阀正时IVC时，必须在由图20中的近似式（V）（VI）（VII）（VIII）围成的ε-IVC成立范围（图20中标以斜线的范围）内确定IVC。
具体地，设计者若将几何压缩比ε确定为10≦ε＜20，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
0.9949ε2－41.736ε＋401.16≦IVC≦－0.9949ε2＋41.736ε－361.16　…（11）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
设计者还若将几何压缩比ε确定为20≦ε＜25，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－35≦IVC≦75　…（12）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
此外，设计者若将几何压缩比ε确定为25≦ε≦30，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－4.7481ε2＋266.75ε－3671.2≦IVC≦75　…（13）
或
－35≦IVC≦4.7481ε2－266.75ε＋3711.2　…（14）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
基于前述关系式（11）～（14）设定进气门21的闭阀正时IVC，由此实现使A/F稀于理论空燃比的混合气进行SPCCI燃烧。另外，对层3中的由发动机1的负荷及转速决定的各个运行状态设定闭阀正时IVC。
图20的实线所示例子如前所述是发动机1的转速为2000rpm时的ε-IVC成立范围。发动机1的转速变化则ε-IVC成立范围也变化。图20中也同样地，发动机1的转速升高则、ε-IVC成立范围向滞后侧平行移动。因此，设计者若将几何压缩比ε确定为10≦ε＜20，则在发动机1的转速为3000rpm时（参照虚线），以满足
0.9949ε2－41.736ε＋403.16≦IVC≦－0.9949ε2＋41.736ε－359.16　…（11-1）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
设计者还若将几何压缩比ε确定为20≦ε＜25，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
－33≦IVC≦77　…（12-1）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
此外，设计者若将几何压缩比ε确定为25≦ε≦30，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
－4.7481ε2＋266.75ε－3669.2≦IVC≦77　…（13-1）
或
－33≦IVC≦4.7481ε2－266.75ε＋3713.2　…（14-1）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
设计者还若将几何压缩比ε确定为10≦ε＜20，则在发动机1的转速为4000rpm时（参照点划线）时，以满足
0.9949ε2－41.736ε＋409.16≦IVC≦－0.9949ε2＋41.736ε－353.16　…（11-2）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
设计者还若将几何压缩比ε确定为20≦ε＜25，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－27≦IVC≦83　…（12-2）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
此外，设计者若将几何压缩比ε确定为25≦ε≦30，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－4.7481ε2＋266.75ε－3663.2≦IVC≦83　…（13-2）
或
－27≦IVC≦4.7481ε2－266.75ε＋3719.2　…（14-2）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
与前述同样地，若使用与发动机1的转速NE（rpm）相关的修正项C，则层3中的ε与IVC的关系式能如下表示。几何压缩比ε为10≦ε＜20时，
0.9949ε2－41.736ε＋401.16＋C≦IVC≦－0.9949ε2＋41.736ε－361.16＋C　…（11-3）
几何压缩比ε为20≦ε＜25时，
－35＋C≦IVC≦75＋C　…（12-3）
几何压缩比ε为25≦ε≦30时，
－4.7481ε2＋266.75ε－3671.2＋C≦IVC≦75＋C　…（13-3）
或
－35＋C≦IVC≦4.7481ε2－266.75ε＋3711.2＋C　…（14-3）。
设计者基于对发动机1的每个转速确定的ε-IVC成立范围，决定闭阀正时IVC。其结果是，设计者能设定出如图12所例示那样的层3中的进气门21的气门正时。
又，图20的下图2002是燃料为低辛烷值燃料时的ε与IVC的关系。
设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若在确定闭阀正时IVC时将几何压缩比ε确定为10≦ε＜18.7，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
0.9949ε2－39.149ε＋348.59≦IVC≦－0.9949ε2＋39.149ε－308.59　…（15）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
又，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为18.7≦ε＜23.7，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－35≦IVC≦75　…（16）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
此外，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为23.7≦ε≦30，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－3.1298ε2＋172.48ε－2300≦IVC≦75　…（17）
或
－35≦IVC≦3.1298ε2－172.48ε＋2340　…（18）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
图20的下图2002中标以交叉阴影线的范围是高辛烷值燃料的ε-IVC成立范围与低辛烷值燃料的ε-IVC成立范围重合的范围。与前述同样地，设计者在两个成立范围重合的范围内确定IVC，就能设定出适用于使用高辛烷值燃料的发动机1及使用低辛烷值燃料的发动机1双方的控制逻辑。
另外，低辛烷值燃料的发动机1中，也在发动机1的转速升高时，ε-IVC成立范围向滞后侧平行移动，图示省略。设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为10≦ε＜18.7，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
0.9949ε2－39.149ε＋350.59≦IVC≦－0.9949ε2＋39.149ε－306.59　…（15-1）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
又，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为18.7≦ε＜23.7，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
－33≦IVC≦77　…（16-1）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
此外，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为23.7≦ε≦30，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
－3.1298ε2＋172.48ε－2298≦IVC≦77　…（17-1）
或
－33≦IVC≦3.1298ε2－172.48ε＋2342　…（18-1）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为10≦ε＜18.7，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
0.9949ε2－39.149ε＋356.59≦IVC≦－0.9949ε2＋39.149ε－300.59　…（15-2）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
又，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为18.7≦ε＜23.7，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－27≦IVC≦83　…（16-2）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
此外，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为23.7≦ε≦30，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－3.1298ε2＋172.48ε－2292≦IVC≦83　…（17-2）
或
－27≦IVC≦3.1298ε2－172.48ε＋2348　…（18-2）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
与前述同样地，若使用与发动机1的转速NE（rpm）相关的修正项C，则在低辛烷值燃料的发动机1中，层3中的ε与IVC的关系式能如下表示。几何压缩比ε为10≦ε＜18.7时，
0.9949ε2－39.149ε＋348.59＋C≦IVC≦－0.9949ε2＋39.149ε－308.59＋C　…（15-3）
几何压缩比ε为18.7≦ε＜23.7时，
－35＋C≦IVC≦75＋C　…（16-3）
几何压缩比ε为23.7≦ε≦30时，
－3.1298ε2＋172.48ε－2300＋C≦IVC≦75＋C　…（17-3）
或
－35＋C≦IVC≦3.1298ε2－172.48ε＋2340＋C　…（18-3）。
（1－4）层2及层3中的几何压缩比与进气门的闭阀正时的关系
图21示出了层2与层3两者中能SPCCI燃烧的几何压缩比ε与进气门21的闭阀正时IVC的关系。该关系式由图17的ε-IVC成立范围与图20的ε-IVC成立范围获得。
在ECU10根据发动机1的温度等进行层3的选择时，发动机1的低负荷的运行区域从层2向层3切换。若预先设定进气门21的闭阀正时IVC以在层2与层3两者中能进行SPCCI燃烧，则即使在发动机1的映射图从层2向层3切换时也能继续执行SPCCI燃烧。
图21的上图2101是燃料为高辛烷值燃料时的ε与IVC的关系。下图2102是燃料为低辛烷值燃料时的ε与IVC的关系。
设计者在高辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为10≦ε＜17，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
0.9949ε2－41.736ε＋401.16≦IVC≦－0.9949ε2＋41.736ε－361.16　…（19）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
设计者在高辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为17≦ε≦30，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－0.4288ε2＋31.518ε－379.88≦IVC≦－0.9949ε2＋41.736ε－361.16　…（20）
或
0.9949ε2－41.736ε＋401.16≦IVC≦1.9163ε2－89.935ε＋974.94　…（21）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
基于前述关系式（19）～（21）设定进气门21的闭阀正时IVC，由此能使A/F稀于理论空燃比的混合气进行SPCCI燃烧，并能使A/F为理论空燃比或浓于理论空燃比且G/F稀于理论空燃比的混合气进行SPCCI燃烧。
另外，对层2及层3中的由发动机1的负荷及转速决定的各个运行状态设定闭阀正时IVC。
如虚线所示，设计者在高辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为10≦ε＜17，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
0.9949ε2－41.736ε＋403.16≦IVC≦－0.9949ε2＋41.736ε－359.16　…（19-1）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
设计者在高辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为17≦ε≦30，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
－0.4288ε2＋31.518ε－377.88≦IVC≦－0.9949ε2＋41.736ε－359.16　…（20-1）
或
0.9949ε2－41.736ε＋403.16≦IVC≦1.9163ε2－89.935ε＋976.94　…（21-1）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
同样地，如点划线所示，设计者还在高辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为10≦ε＜17，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
0.9949ε2－41.736ε＋409.16≦IVC≦－0.9949ε2＋41.736ε－353.16　…（19-2）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
设计者在高辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为17≦ε≦30，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－0.4288ε2＋31.518ε－371.88≦IVC≦－0.9949ε2＋41.736ε－353.16　…（20-2）
或
0.9949ε2－41.736ε＋409.16≦IVC≦1.9163ε2－89.935ε＋982.94　…（21-2）
的形式确定闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
与前述同样地，若使用与发动机1的转速NE（rpm）相关的修正项C，则层2及层3中的ε与IVC的关系式能如下表示；
几何压缩比ε为10≦ε＜17时，
0.9949ε2－41.736ε＋401.16＋C≦IVC≦－0.9949ε2＋41.736ε－361.16＋C　…（19-3）
几何压缩比ε为17≦ε≦30时，
－0.4288ε2＋31.518ε－379.88＋C≦IVC≦－0.9949ε2＋41.736ε－361.16＋C　…（20-3）
或
0.9949ε2－41.736ε＋401.16＋C≦IVC≦1.9163ε2－89.935ε＋974.94＋C　…（21-3）。
此处，若将几何压缩比ε确定为低于17，则设计者能基于关系式（19-3）来确定IVC。IVC的选择范围宽广，因此设计自由度较高。
又，如图21的下图2102所示，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为10≦ε＜15.7，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
0.9949ε2－39.149ε＋348.59≦IVC≦－0.9949ε2＋39.149ε－308.59　…（22）
的形式确定前述闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
又，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为15.7≦ε≦30，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－0.5603ε2＋34.859ε－377.22≦IVC≦－0.9949ε2＋39.149ε－308.59　…（23）
或
0.9949ε2－39.149ε＋348.59≦IVC≦1.9211ε2－85.076ε＋862.01　…（24）
的形式确定前述闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
图示省略，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为10≦ε＜15.7，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
0.9949ε2－39.149ε＋350.59≦IVC≦－0.9949ε2＋39.149ε－306.59　…（22-1）
的形式确定前述闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
又，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为15.7≦ε≦30，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
－0.5603ε2＋34.859ε－375.22≦IVC≦－0.9949ε2＋39.149ε－306.59　…（23-1）
或
0.9949ε2－39.149ε＋350.59≦IVC≦1.9211ε2－85.076ε＋864.01　…（24-1）
的形式确定前述闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
同样地图示省略，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为10≦ε＜15.7，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
0.9949ε2－39.149ε＋356.59≦IVC≦－0.9949ε2＋39.149ε－300.59　…（22-2）
的形式确定前述闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
又，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为15.7≦ε≦30，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－0.5603ε2＋34.859ε－369.22≦IVC≦－0.9949ε2＋39.149ε－300.59　…（23-2）
或
0.9949ε2－39.149ε＋356.59≦IVC≦1.9211ε2－85.076ε＋870.01　…（24-2）
的形式确定前述闭阀正时IVC（deg. aBDC）。
与前述同样地，若使用与发动机1的转速NE（rpm）相关的修正项C，则在低辛烷值燃料的发动机1中，层2及层3中的ε与IVC的关系式能如下表示；
几何压缩比ε为10≦ε＜15.7时，
0.9949ε2－39.149ε＋348.59＋C≦IVC≦－0.9949ε2＋39.149ε－308.59＋C　…（22-3）
几何压缩比ε为15.7≦ε≦30时，
－0.5603ε2＋34.859ε－377.22＋C≦IVC≦－0.9949ε2＋39.149ε－308.59＋C　…（23-3）
或
0.9949ε2－39.149ε＋348.59＋C≦IVC≦1.9211ε2－85.076ε＋862.01＋C　…（24-3）。
另外，也可以是设计者在图21的上图2101的ε-IVC成立范围与下图2102的ε-IVC成立范围重合的范围内确定IVC，图示省略。与前述同样地，设计者在两个成立范围重合的范围内确定IVC，就能设定出适用于使用高辛烷值燃料的发动机1及使用低辛烷值燃料的发动机1双方的控制逻辑。
（1-5）控制逻辑的设计方法的顺序
接着，参照图22所示流程图说明设计进行SPCCI燃烧的发动机1的控制逻辑的方法的步骤。设计者能使用计算机来执行各步骤。计算机存储有图17、图20及图21所例示的与ε-IVC成立范围相关的信息。
首先在开始后的步骤S221中，设计者设定几何压缩比ε。也可以是设计者将已设定的几何压缩比ε的值输入计算机。
在接下来的步骤S222中，设计者分别设定进气门21的开阀角及排气门22的开阀角。这与确定进气门21的凸轮形状及排气门22的凸轮形状相当。也可以是设计者将已设定的进气门21的开阀角及排气门22的开阀角的值输入计算机。在步骤S221及步骤S222中，能设定发动机1的硬件结构。
在步骤S223中，设计者设定由发动机1的负荷及转速构成的运行状态，在接下来的步骤S224中，设计者基于计算机内存储的ε-IVC成立范围（图17、图20及图21）选择IVC。
并且，在步骤S225中，计算机基于步骤S224中设定的IVC判断是否能实现SPCCI燃烧。步骤S225的判定为是时，流程转移至步骤S226，设计者确定发动机1的控制逻辑，以在步骤S223中设定的运行状态下执行SPCCI燃烧。另一方面，步骤S225的判定为否时，流程转移至步骤S227，设计者确定发动机1的控制逻辑，以在步骤S223中设定的运行状态下执行SI燃烧。另外，也可以是在步骤S227中设计者考虑进行SI燃烧地重新设定进气门21的闭阀正时IVC。
如以上说明，此处公开的设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法确定发动机的几何压缩比ε与进气门21的闭阀正时IVC的关系。设计者能在满足该关系的范围内确定进气门21的闭阀正时IVC。设计者能以与以往相比较少的工时设计发动机1的控制逻辑。
（2）与进气门的开阀角相关的设计方法
如前所述，能基于几何压缩比ε与进气门21的闭阀正时IVC之间的关系来设定进气门21的闭阀正时IVC。
本申请发明人进一步反复仔细研究后，还发现为了使进行SPCCI燃烧的发动机实用化，需要令几何压缩比ε与进气门21的闭阀期间（开阀角）CA之间存在规定的关系。
如上所述，发动机1切换层2与层3。此处，层2中的几何压缩比ε与进气门21的开阀角CA的关系和层3中的几何压缩比ε与进气门21的开阀角CA的关系不同。
（2-1）层2中的几何压缩比与进气门的开阀角的关系
如上所述，发动机1在层2上从低负荷至高负荷的宽广的运行区域上运行。高负荷侧的运行区域中，为了在层2中实现SPCCI燃烧，需要使θCI时燃烧室17的温度不超过基准温度Tth1这样的ε与IVC的关系。
因此，本申请发明人制作每个几何压缩比ε（ε1、ε2、…）下的进气门21的闭阀正时IVC与进气门21及排气门22的重叠期间O/L的矩阵图，并于该矩阵图中，在变更IVC与O/L各自的值的同时，使用发动机1的模型进行CI燃烧时燃烧室17的温度的推定运算。该推定结果为基准温度Tth1以下的IVC与O/L的组合能在层2中实现SPCCI燃烧。
如此，本申请发明人得到了层2中能实现SPCCI燃烧的几何压缩比ε、进气门21的闭阀正时IVC、和进气门21及排气门22的重叠期间O/L的关系。根据该关系，若能决定ε与IVC的组合，则能决定成为基准温度Tth1以下的O/L的范围。如已说明的那样，层2中，能在高负荷侧的运行区域内执行SPCCI燃烧的ε与IVC的组合如图17的近似式（I）（II）所示。
即，在基于图17选择层2中能执行SPCCI燃烧的ε与IVC的组合时，能通过前述的关系来决定与该组合对应的O/L的范围。
重叠期间O/L的大小基于排气门22的闭阀正时EVC与进气门21的开阀正时IVO来决定。此处，本申请发明人假设将EVC与IVO设定为隔着排气上死点对称（在曲轴角方向上对称），从而得到与O/L的范围对应的IVO的范围。
例如O/L为70deg时，EVC为35deg.aTDC，IVO为35deg.bTDC。通过使用如此得到的IVO和用于O/L的决定的IVC，能决定进气门21的开阀期间、即开阀角CA。
如此，本申请发明人对成为基准温度Tth1以下的ε与IVC的组合进行变换，由此得到ε与CA的组合。
图23的上图的图表2301示出了基于ε与CA的组合计算得到的近似式（A）（B）。图表2301的横轴是几何压缩比ε，纵轴是进气门21的开阀角CA（deg）。本申请发明人在图表1701的平面上标绘出成为基准温度Tth1以下的ε与CA的组合，并基于这些标绘点决定近似式（A）（B），图示省略。
图表2301与发动机1的转速为2000rpm时相当。近似式（A）及（B）分别为：
近似式（A）　CA=－3.9394ε2＋159.53ε－1314.9；
近似式（B）　CA＝0.9096ε2－47.634ε＋745.28。
图表2301中，比近似式（A）及（B）靠左侧处的ε与CA的组合使CI燃烧时的燃烧室17的温度为基准温度Tth1以下。该组合能使A/F为理论空燃比且G/F稀于理论空燃比的混合气进行SPCCI燃烧。
前述的ε与CA的关系是基于层2中燃烧室17的上限温度的关系。
又，如前所述，在层2中，为了在发动机1以轻负荷运行时实现SPCCI燃烧，需要θCI时的燃烧室17的温度为基准温度Tth2以上那样的ε与IVC的关系。
因此，本申请发明人制作每个几何压缩比ε（ε1、ε2、…）下的进气门21的闭阀正时IVC与进气门21及排气门22的重叠期间O/L的矩阵图，并于该矩阵图中，在变更IVC与O/L各自的值的同时，使用发动机1的模型进行CI燃烧时燃烧室17的温度的推定运算。该推定结果为基准温度Tth2以上的IVC与O/L的组合能在层2中实现SPCCI燃烧。
如此，本申请发明人得到了层2中能实现SPCCI燃烧的几何压缩比ε、进气门21的闭阀正时IVC、和进气门21及排气门22的重叠期间O/L的关系。根据该关系，若能决定ε与IVC的组合，则能决定成为基准温度Tth2以上的O/L的范围。如已说明的那样，层2中，能在轻负荷侧的运行区域内执行SPCCI燃烧的ε与IVC的组合如图17的近似式（III）（IV）所示。
即，在基于图17选择层2中能执行SPCCI燃烧的ε与IVC的组合时，能通过前述的关系来决定与该组合对应的O/L的范围。
重叠期间O/L的大小基于排气门22的闭阀正时EVC与进气门21的开阀正时IVO来决定。本申请发明人假设将EVC与IVO设定为隔着排气上死点对称（在曲轴角方向上对称），从而得到与O/L的范围对应的IVO的范围。通过使用如此得到的IVO和用于O/L的决定的IVC，能决定进气门21的开阀期间、即开阀角CA。
如此，本申请发明人对成为基准温度Tth2以上的ε与IVC的组合进行变换，由此得到ε与CA的组合。
图23的上图的图表2301还示出了基于成为基准温度Tth2以上的ε与CA的组合计算得到的近似式（C）及（D）。近似式（C）及（D）分别为：
近似式（C）　CA＝－0.4234ε2＋22.926ε+42.164；
近似式（D）　CA＝0.4234ε2－22.926ε＋417.84。
图表2301中，比近似式（C）及（D）靠右侧处的ε与CA的组合使CI燃烧时的燃烧室17的温度为基准温度Tth2以上。该组合能使A/F为理论空燃比且G/F稀于理论空燃比的混合气进行SPCCI燃烧。
由图23可知，ε与CA的关系为以CA＝大约230deg为中心在上下方向上大致对称。CA＝230deg与发动机1的转速为2000rpm时，IVC＝20deg.aBDC，即向燃烧室17内导入的气体量为最大的闭阀正时（前述的最佳IVC）相当。
图23中由近似式（A）（B）（C）（D）围成的范围内的ε与CA的组合是能使在层2中进行SPCCI燃烧的发动机1实用化的组合。换言之，该范围外的ε与CA的组合无法使在层2中进行SPCCI燃烧的发动机1实用化。
设计者在确定层2中发动机1运行时的进气门21的开阀角CA时，必须在图23中的标以斜线的ε-CA成立范围内确定CA。
具体地，设计者若将几何压缩比ε确定为10≦ε＜16，则以满足
0.4234ε2－22.926ε＋417.84≦CA≦－0.4234ε2＋22.926ε+42.164　…（25）
的形式确定开阀角CA（deg）。
又，设计者若将几何压缩比ε确定为16≦ε＜20，则以满足
－3.9394ε2＋159.53ε－1314.9≦CA≦－0.4234ε2＋22.926ε+42.164　…（26）
或
0.4234ε2－22.926ε＋417.84≦CA≦0.9096ε2－47.634ε＋745.28　…（27）
的形式确定开阀角CA（deg）。
此外，设计者若将几何压缩比ε确定为20≦ε，则以满足
－3.9394ε2＋159.53ε－1314.9≦CA　…（28）
或
CA≦0.9096ε2－47.634ε＋745.28　…（29）
的形式确定开阀角CA（deg）。
基于前述关系式（25）～（29）设定进气门21的闭阀正时IVC，由此实现使A/F为理论空燃比或浓于理论空燃比且G/F稀于理论空燃比的混合气进行SPCCI燃烧。另外，对层2中的由发动机1的负荷及转速决定的各个运行状态设定闭阀正时IVC。图23的实线示出的例子如前所述是发动机1的转速为2000rpm时的ε-CA成立范围。发动机1的转速变化则ε-CA成立范围也变化。发动机1的转速升高则最佳IVC滞后，从而与之对应的CA也滞后。
具体地，发动机1的转速为3000rpm时，与最佳IVC对应的CA为大约232deg。发动机1的转速为3000rpm时的ε-CA成立范围如图23中虚线所示，相对发动机1的转速为2000rpm时的ε-CA成立范围向滞后侧平行移动大约2deg.程度。
因此，设计者若将几何压缩比ε确定为10≦ε＜16，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
0.4234ε2－22.926ε＋419.84≦CA≦－0.4234ε2＋22.926ε+44.164　…（25’）
的形式确定开阀角CA（deg）。
又，设计者若将几何压缩比ε确定为16≦ε＜20，则以满足
－3.9394ε2＋159.53ε－1312.9≦CA≦－0.4234ε2＋22.926ε+44.164　…（26’）
或
0.4234ε2－22.926ε＋419.84≦CA≦0.9096ε2－47.634ε＋747.28　…（27’）
的形式确定开阀角CA（deg）。
此外，设计者若将几何压缩比ε确定为20≦ε，则以满足
－3.9394ε2＋159.53ε－1312.9≦CA　…（28’）
或
CA≦0.9096ε2－47.634ε＋747.28　…（29’）
的形式确定开阀角CA（deg）。
又，发动机1的转速为4000rpm时，与最佳IVC对应的CA为大约238deg。发动机1的转速为3000rpm时的ε-CA成立范围如图23中虚线所示，相对发动机1的转速为2000rpm时的ε-CA成立范围向滞后侧平行移动大约8deg.程度。
因此，设计者若将几何压缩比ε确定为10≦ε＜16，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
0.4234ε2－22.926ε＋425.84≦CA≦－0.4234ε2＋22.926ε+50.164　…（25”）
的形式确定开阀角CA（deg）。
又，设计者若将几何压缩比ε确定为16≦ε＜20，则以满足
－3.9394ε2＋159.53ε－1306.9≦CA≦－0.4234ε2＋22.926ε+50.164　…（26”）
或
0.4234ε2－22.926ε＋425.84≦CA≦0.9096ε2－47.634ε＋753.28　…（27”）
的形式确定开阀角CA（deg）。
此外，设计者若将几何压缩比ε确定为20≦ε，则以满足
－3.9394ε2＋159.53ε－1306.9≦CA　…（28”）
或
CA≦0.9096ε2－47.634ε＋753.28　…（29”）
的形式确定开阀角CA（deg）。
若将与发动机1的转速NE（rpm）相关的修正项D确定为
D=3.3×10-10NE3－1.0×10-6NE2＋7.0×10-4NE，
则层2中的ε与CA的关系式能如下表示；
几何压缩比ε为10≦ε＜16时，以满足
0.4234ε2－22.926ε＋417.84＋D≦CA≦－0.4234ε2＋22.926ε+42.164＋D　…（25（3））
几何压缩比ε为16≦ε＜20时，以满足
－3.9394ε2＋159.53ε－1314.9＋D≦CA≦－0.4234ε2＋22.926ε+42.164＋D　…（26（3））
或
0.4234ε2－22.926ε＋417.84＋D≦CA≦0.9096ε2－47.634ε＋745.28＋D　…（27（3））
的形式确定开阀角CA（deg）。
此外，设计者若将几何压缩比ε确定为20≦ε，则
－3.9394ε2＋159.53ε－1314.9＋D≦CA　…（28（3））
或
CA≦0.9096ε2－47.634ε＋745.28＋D　…（29（3））。
设计者基于对发动机1的每个转速确定的ε-CA成立范围，决定开阀角CA。其结果是，设计者能设定出如图11所例示那样的层2中的进气门21的气门正时。
（2-2）辛烷值的不同导致的ε-CA成立范围的变化
图23的图表2301是燃料为高辛烷值燃料时（辛烷值为96左右）的ε与CA的关系。下图中示出的图表2302是燃料为低辛烷值燃料时（辛烷值为91左右）的ε与CA的关系。根据本申请发明人的研究可知为低辛烷值燃料时，ε-CA成立范围相对高辛烷值燃料的ε-CA成立范围以1.3压缩比程度向低压缩比一方变换。
因此，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若在确定开阀角CA时将几何压缩比ε确定为10≦ε＜14.7，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
0.4234（ε＋1.3）2－22.926（ε＋1.3）＋417.84≦CA≦－0.4234（ε＋1.3）2＋22.926（ε＋1.3）＋42.164　…（30）
的形式确定开阀角CA（deg）。
又，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为14.7≦ε＜18.7，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－3.9394（ε＋1.3）2＋159.53（ε＋1.3）－1314.9≦CA≦－0.4234（ε＋1.3）2＋22.926（ε＋1.3）+42.164　…（31）
或
0.4234（ε＋1.3）2－22.926（ε＋1.3）＋417.84≦CA≦0.9096（ε＋1.3）2－47.634（ε＋1.3）＋745.28　…（32）
的形式确定开阀角CA（deg）。
此外，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为18.7≦ε，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－3.9394（ε＋1.3）2＋159.53（ε＋1.3）－1314.9≦CA　…（33）
或
CA≦0.9096（ε＋1.3）2－47.634（ε＋1.3）＋745.28　…（34）
的形式确定开阀角CA（deg）。
图23的图表2302中标以交叉阴影线的范围是高辛烷值燃料的ε-CA成立范围与低辛烷值燃料的ε-CA成立范围重合的范围。设计者在两个成立范围重合的范围内确定CA，就能设定出适用于使用高辛烷值燃料的发动机1及使用低辛烷值燃料的发动机1双方的控制逻辑。即使各个销售地燃料的辛烷值不同，设计者也能一并设计出发动机的控制逻辑。一并设计具有缩短设计工时的优点。
另外，低辛烷值燃料的发动机1中，在发动机1的转速升高时，ε-CA成立范围也向滞后侧平行移动，图示省略。
因此，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若在确定开阀角CA时将几何压缩比ε确定为10≦ε＜14.7，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
0.4234（ε＋1.3）2－22.926（ε＋1.3）＋419.84≦CA≦－0.4234（ε＋1.3）2＋22.926（ε＋1.3）＋44.164　…（30’）
的形式确定开阀角CA（deg）。
又，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为14.7≦ε＜18.7，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－3.9394（ε＋1.3）2＋159.53（ε＋1.3）－1312.9≦CA≦－0.4234（ε＋1.3）2＋22.926（ε＋1.3）+44.164　…（31’）
或
0.4234（ε＋1.3）2－22.926（ε＋1.3）＋419.84≦CA≦0.9096（ε＋1.3）2－47.634（ε＋1.3）＋747.28　…（32’）
的形式确定开阀角CA（deg）。
此外，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若在确定开阀角CA时将几何压缩比ε确定为10≦ε＜14.7，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
0.4234（ε＋1.3）2－22.926（ε＋1.3）＋425.84≦CA≦－0.4234（ε＋1.3）2＋22.926（ε＋1.3）＋50.164　…（30”）
的形式确定开阀角CA（deg）。
又，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为14.7≦ε＜18.7，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－3.9394（ε＋1.3）2＋159.53（ε＋1.3）－1306.9≦CA≦－0.4234（ε＋1.3）2＋22.926（ε＋1.3）+50.164　…（31”）
或
0.4234（ε＋1.3）2－22.926（ε＋1.3）＋425.84≦CA≦0.9096（ε＋1.3）2－47.634（ε＋1.3）＋753.28　…（32”）
的形式确定开阀角CA（deg）。
此外，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为18.7≦ε，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－3.9394（ε＋1.3）2＋159.53（ε＋1.3）－1306.9≦CA　…（33”）
或
CA≦0.9096（ε＋1.3）2－47.634（ε＋1.3）＋753.28　…（34”）
的形式确定开阀角CA（deg）。
与前述同样地，若使用与发动机1的转速NE（rpm）相关的修正项D，则在低辛烷值燃料的发动机1中，层2中的ε与CA的关系式能如下表示；
几何压缩比ε为10≦ε＜14.7时，
0.4234（ε＋1.3）2－22.926（ε＋1.3）＋417.84＋D≦CA≦－0.4234（ε＋1.3）2＋22.926（ε＋1.3）＋42.164＋D　…（30（3））；
几何压缩比ε为14.7≦ε＜18.7时，
－3.9394（ε＋1.3）2＋159.53（ε＋1.3）－1314.9＋D≦CA≦－0.4234（ε＋1.3）2＋22.926（ε＋1.3）+42.164＋D　…（31（3））
或
0.4234（ε＋1.3）2－22.926（ε＋1.3）＋417.84＋D≦CA≦0.9096（ε＋1.3）2－47.634（ε＋1.3）＋745.28＋D　…（32（3））；
几何压缩比ε为18.7≦ε时，
－3.9394（ε＋1.3）2＋159.53（ε＋1.3）－1314.9＋D≦CA　…（33（3））
或
CA≦0.9096（ε＋1.3）2－47.634（ε＋1.3）＋745.28＋D　…（34（3））。
（2-3）层3中的几何压缩比与进气门的开阀角的关系
如上所述，层3中，发动机1以轻负荷运行的状态与SPCCI燃烧成立的界限的运行状态相当。轻负荷侧的运行区域内，为了在层3中实现稳定的SPCCI燃烧，需要使θCI时的燃烧室17内的温度为基准温度Tth3以上那样的ε与IVC的关系。
因此，本申请发明人进行前述的研究。
首先，本申请发明人在每个几何压缩比ε（ε1、ε2、…）下的进气门21的闭阀正时IVC与进气门21及排气门22的重叠期间O/L的矩阵图（参照图19）中，在变更IVC与O/L各自的值的同时，使用发动机1的模型进行CI燃烧时燃烧室17的温度的推定运算。使该推定结果为基准温度Tth3以下的IVC与O/L的组合能在层3中实现稳定的SPCCI燃烧。
接着，本申请发明人为了抑制RawNOx的排出，在由IVC与O/L这两个参数构成的矩阵图中，使用发动机1的模型进行G/F的推定运算。使G/F为规定值以上的IVC与O/L的组合能抑制RawNOx的排出。
并且，本申请发明人将成为基准温度Tth3以上的IVC与O/L的组合、和使G/F为规定值以上的IVC与O/L的组合重叠，由此确定出能实现SPCCI燃烧的稳定性和RawNOx的排出的抑制两者的ε与IVC的关系。
此处，ε与IVC的关系基于IVC与O/L的组合。根据该关系，若能决定ε与IVC的组合，则能决定成为基准温度Tth3以下且使G/F为规定值以上的O/L的范围。
又，如已说明的那样，层3中，能在轻负荷侧的运行区域内执行SPCCI燃烧的ε与IVC的组合如图20的近似式（V）（VI）所示。
即，在基于图20选择层3中能执行SPCCI燃烧的ε与IVC的组合时，能通过前述的关系来决定与该组合对应的O/L的范围。
重叠期间O/L的大小基于排气门22的闭阀正时EVC与进气门21的开阀正时IVO来决定。本申请发明人假设将EVC与IVO设定为隔着排气上死点对称（在曲轴角方向上对称），从而得到与O/L的范围对应的IVO的范围。通过使用如此得到的IVO和用于O/L的决定的IVC，能决定进气门21的开阀期间、即开阀角CA。
如此，本申请发明人对成为基准温度Tth3以下且使G/F为规定值以上的ε与IVC的组合进行变换，由此得到ε与CA的组合。
图24示出了由ε与CA的组合计算得到的近似式（E）、（F）、（G）、（H）、（I）及（J）。图24的横轴是几何压缩比ε，纵轴是进气门21的开阀角CA（deg）。
图24的上图2401与发动机1的转速为2000rpm时相当。近似式（E）及（F）两者均在ε＜14时成立，分别为：
近似式（E）　CA＝60ε－550；
近似式（F）　CA＝－40ε＋800。
又，近似式（G）及（H）两者均在14≦ε＜16.3时成立，分别为：
近似式（G）　CA＝290；
近似式（H）　CA＝－0.7246ε2＋6.7391ε＋287.68。
又，近似式（I）及（J）两者均在16.3≦ε＜20时成立，分别为：
近似式（I）　CA＝290；
近似式（J）　CA＝－12.162ε＋403.24。
图24中，夹在将近似式（E）、（G）及（I）连接而成的边界与将近似式（F）、（H）及（J）连接而成的边界之间的ε与CA的组合，实现CI燃烧时燃烧室17的温度为基准温度Tth3以上且A/F稀于理论空燃比的混合气的SPCCI燃烧。
前述的ε与CA的关系是层3中在发动机1以轻负荷运行时能实现SPCCI燃烧的基于燃烧室17的下限温度的关系。
又，近似式（G）及（I）分别与IVC的滞后界限且O/L的最大值对应。
另一方面，无论层2还是层3，在燃烧室17内的温度过高时，CI燃烧会在SI燃烧开始前开始，从而无法进行SPCCI燃烧。
又，如前所述，在层3中，若压缩上死点处燃烧室17内的平均温度到达基准温度Tth4，则认为CI燃烧会在SI燃烧开始前开始，此时无法进行SPCCI燃烧。
因此，本申请发明人制作每个几何压缩比ε（ε1、ε2、…）下的进气门21的闭阀正时IVC与进气门21及排气门22的重叠期间O/L的矩阵图，并于该矩阵图中，在变更IVC与O/L各自的值的同时，使用发动机1的模型进行压缩上死点时燃烧室17的温度的推定运算。使该推定结果为基准温度Tth4以下的IVC与O/L的组合能在层3中实现SPCCI燃烧。
如此，本申请发明人得到了能在层3中实现SPCCI燃烧的几何压缩比ε、进气门21的闭阀正时IVC、和进气门21及排气门22的重叠期间O/L的关系。根据该关系，若能决定ε与IVC的组合，则能决定成为基准温度Tth4以下的O/L的范围。如已说明的那样，层3中能执行SPCCI燃烧的ε与IVC的组合如图20的近似式（VII）（VIII）所示。
即，在基于图20选择层3中能执行SPCCI燃烧的ε与IVC的组合时，能通过前述的关系来决定与该组合对应的O/L的范围。
重叠期间O/L的大小基于排气门22的闭阀正时EVC与进气门21的开阀正时IVO来决定。本申请发明人假设将EVC与IVO设定为隔着排气上死点对称（在曲轴角方向上对称），从而得到与O/L的范围对应的IVO的范围。通过使用如此得到的IVO和用于O/L的决定的IVC，能决定进气门21的开阀期间、即开阀角CA。
如此，本申请发明人对成为基准温度Tth4以下的ε与IVC的组合进行变换，由此得到ε与CA的组合。
图24的上图的图表2401还示出了基于成为基准温度Tth4以下的ε与CA的组合计算得到的近似式（M）及（N）。近似式（M）及（N）分别为：
近似式（M）　CA＝5ε＋112.5；
近似式（N）　CA＝1.8571ε2－112.21ε＋1834.6。
又，近似式（M）与近似式（N）由
近似式（O）　CA=32.5ε－602.5
近似式（P）　ε＝25
连接。具体地，近似式（M）与近似式（O）在ε＝26处连接，近似式（O）与近似式（P）、近似式（P）与近似式（N）各自在ε＝25处连接。
图24中，比近似式（M）（N）（O）（P）靠左侧处的ε与CA的组合能避免CI燃烧在SI燃烧之前开始，从而实现SPCCI燃烧。
又，图24的上图的图表2401还示出了构成下述边界的近似式（K）及（L）：连接近似式（I）及（M）之间的边界和连接近似式（J）及（N）之间的边界。近似式（K）及（L）分别为：
近似式（K）　CA＝－4.1176ε＋372.35；
近似式（L）　CA＝－1.7647ε＋195.29。
近似式（K）与考虑层3中发动机1运行时向燃烧室17内导入的气体量而设定出的进气门21的闭阀正时的滞后界限对应，近似式（L）与考虑向燃烧室17内导入的气体量而设定出的进气门21的闭阀正时的提前界限对应。
设计者在确定层3中发动机1运行时的进气门21的闭阀正时IVC时，必须在由图20中的近似式（E）（F）（G）（H）（I）（K）（L）（M）（O）（P）所围成的ε-CA成立范围（图24中标以斜线的范围）内确定CA。
具体地，设计者若将几何压缩比ε确定为13.5≦ε＜14，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－40ε＋800≦CA≦60ε－550　…（35）
的形式确定开阀角CA（deg）。
设计者还若将几何压缩比ε确定为14≦ε＜16.3，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－0.7246ε2＋6.7391ε＋287.68≦CA≦290　…（36）
的形式确定开阀角CA（deg）。
此外，设计者若将几何压缩比ε确定为16.3≦ε＜20，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－12.162ε＋403.24≦CA≦290　…（37）
的形式确定开阀角CA（deg）。
此外，设计者若将几何压缩比ε确定为20≦ε＜25，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－1.7647ε＋195.29≦CA≦－4.1176ε＋372.35　…（38）
的形式确定开阀角CA（deg）。
此外，设计者若将几何压缩比ε确定为25≦ε≦28.5，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
5ε＋112.5≦CA≦－4.1176ε＋372.35　…（39）
或
－1.7647ε＋195.29≦CA≦1.8571ε2－112.21ε＋1834.6　…（40）
的形式确定开阀角CA（deg）。
基于前述关系式（35）～（40）设定进气门21的开阀角CA，由此实现使A/F稀于理论空燃比的混合气进行SPCCI燃烧。另外，对层3中的由发动机1的负荷及转速决定的各个运行状态设定开阀角CA。
图24的实线所示例子如前所述是发动机1的转速为2000rpm时的ε-CA成立范围。发动机1的转速变化则ε-CA成立范围也变化。图24中也同样地，发动机1的转速升高则ε-CA成立范围向滞后侧平行移动。
具体地，设计者若将几何压缩比ε确定为13.5≦ε＜14，则在发动机1的转速为3000rpm时（参照虚线）时，以满足
－40ε＋802≦CA≦60ε－548　…（35’）
的形式确定开阀角CA（deg）。
设计者还若将几何压缩比ε确定为14≦ε＜16.3，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
－0.7246ε2＋6.7391ε＋289.68≦CA≦292　…（36’）
的形式确定开阀角CA（deg）。
此外，设计者若将几何压缩比ε确定为16.3≦ε＜20，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
－12.162ε＋405.24≦CA≦292　…（37’）
的形式确定开阀角CA（deg）。
此外，设计者若将几何压缩比ε确定为20≦ε＜25，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
－1.7647ε＋197.29≦CA≦－4.1176ε＋374.35　…（38’）
的形式确定开阀角CA（deg）。
此外，设计者若将几何压缩比ε确定为25≦ε≦28.5，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
5ε＋114.5≦CA≦－4.1176ε＋374.35　…（39’）
或
－1.7647ε＋197.29≦CA≦1.8571ε2－112.21ε＋1836.6　…（40’）
的形式确定开阀角CA（deg）。
设计者还若将几何压缩比ε确定为13.5≦ε＜14，则在发动机1的转速为4000rpm时（参照点划线），以满足
－40ε＋808≦CA≦60ε－542　…（35”）
的形式确定开阀角CA（deg）。
设计者还若将几何压缩比ε确定为14≦ε＜16.3，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－0.7246ε2＋6.7391ε＋295.68≦CA≦298　…（36”）
的形式确定开阀角CA（deg）。
此外，设计者若将几何压缩比ε确定为16.3≦ε＜20，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－12.162ε＋411.24≦CA≦298　…（37”）
的形式确定开阀角CA（deg）。
此外，设计者若将几何压缩比ε确定为20≦ε＜25，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－1.7647ε＋203.29≦CA≦－4.1176ε＋380.35　…（38”）
的形式确定开阀角CA（deg）。
此外，设计者若将几何压缩比ε确定为25≦ε≦28.5，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
5ε＋120.5≦CA≦－4.1176ε＋380.35　…（39”）
或
－1.7647ε＋203.29≦CA≦1.8571ε2－112.21ε＋1842.6　…（40”）
的形式确定开阀角CA（deg）。
与前述同样地，若使用与发动机1的转速NE（rpm）相关的修正项D，则层3中的ε与CA的关系式能如下表示；
几何压缩比ε为13.5≦ε＜14时，
－40ε＋800＋D≦CA≦60ε－550＋D　…（35（3））；
几何压缩比ε为14≦ε＜16.3时，
－0.7246ε2＋6.7391ε＋287.68＋D≦CA≦290＋D　…（36（3））；
几何压缩比ε为16.3≦ε＜20时，
－12.162ε＋403.24＋D≦CA≦290＋D　…（37（3））；
几何压缩比ε为20≦ε＜25时，
－1.7647ε＋195.29＋D≦CA≦－4.1176ε＋372.35＋D　…（38（3））；
几何压缩比ε为25≦ε≦28.5时，
5ε＋112.5＋D≦CA≦－4.1176ε＋372.35＋D　…（39（3））
或、
－1.7647ε＋195.29＋D≦CA≦1.8571ε2－112.21ε＋1834.6＋D　…（40（3））。
设计者基于对发动机1的每个转速确定的ε-CA成立范围，决定开阀角CA。其结果是，设计者能设定出如图12所例示那样的层3中的进气门21的气门正时。
又，图24的下图2402是燃料为低辛烷值燃料时的ε与CA的关系。
设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若在确定开阀角CA时将几何压缩比ε确定为12.2≦ε＜12.7，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－40（ε＋1.3）＋800≦CA≦60ε－550　…（41）
的形式确定开阀角CA（deg）。
设计者还在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为12.7≦ε＜15，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－0.7246（ε＋1.3）2＋6.7391（ε＋1.3）＋287.68≦CA≦290　…（42）
的形式确定开阀角CA（deg）。
此外，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为15.3≦ε＜18.7，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－12.162（ε＋1.3）＋403.24≦CA≦290　…（43）
的形式确定开阀角CA（deg）。
此外，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为18.7≦ε＜23.7，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－1.7647（ε＋1.3）＋195.29≦CA≦－4.1176（ε＋1.3）＋372.35　…（44）
的形式确定开阀角CA（deg）。
此外，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为23.7≦ε≦27.2，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
5（ε＋1.3）＋112.5≦CA≦－4.1176（ε＋1.3）＋372.35　…（45）
或
－1.7647（ε＋1.3）＋195.29≦CA≦1.8571（ε＋1.3）2－112.21（ε＋1.3）＋1834.6　…（46）
的形式确定开阀角CA（deg）。
图24的下图2402中标以交叉阴影线的范围是高辛烷值燃料的ε-CA成立范围与低辛烷值燃料的ε-CA成立范围重合的范围。与前述同样地，设计者在两个成立范围重合的范围内确定CA，就能设定出适用于使用高辛烷值燃料的发动机1及使用低辛烷值燃料的发动机1双方的控制逻辑。
另外，低辛烷值燃料的发动机1中，在发动机1的转速升高时，ε-CA成立范围也向滞后侧平行移动，图示省略。
设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若在确定开阀角CA时将几何压缩比ε确定为12.2≦ε＜12.7，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
－40（ε＋1.3）＋802≦CA≦60ε－548　…（41’）
的形式确定开阀角CA（deg）。
设计者还在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为12.7≦ε＜15，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
－0.7246（ε＋1.3）2＋6.7391（ε＋1.3）＋289.68≦CA≦292　…（42’）
的形式确定开阀角CA（deg）。
此外，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为15.3≦ε＜18.7，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
－12.162（ε＋1.3）＋405.24≦CA≦292　…（43’）
的形式确定开阀角CA（deg）。
此外，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为18.7≦ε＜23.7，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
－1.7647（ε＋1.3）＋197.29≦CA≦－4.1176（ε＋1.3）＋374.35　…（44’）
的形式确定开阀角CA（deg）。
此外，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为23.7≦ε≦27.2，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
5（ε＋1.3）＋114.5≦CA≦－4.1176（ε＋1.3）＋374.35　…（45’）
或
－1.7647（ε＋1.3）＋197.29≦CA≦1.8571（ε＋1.3）2－112.21（ε＋1.3）＋1836.6　…（46’）
的形式确定开阀角CA（deg）。
设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为12.7≦ε＜15，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－40（ε＋1.3）＋808≦CA≦60ε－542　…（41”）
的形式确定开阀角CA（deg）。
设计者还在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为12.7≦ε＜15，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－0.7246（ε＋1.3）2＋6.7391（ε＋1.3）＋295.68≦CA≦298　…（42”）
的形式确定开阀角CA（deg）。
此外，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为15.3≦ε＜18.7，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－12.162（ε＋1.3）＋411.24≦CA≦298　…（43”）
的形式确定开阀角CA（deg）。
此外，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为18.7≦ε＜23.7，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－1.7647（ε＋1.3）＋203.29≦CA≦－4.1176（ε＋1.3）＋380.35　…（44”）
的形式确定开阀角CA（deg）。
此外，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为23.7≦ε≦27.2，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
5（ε＋1.3）＋120.5≦CA≦－4.1176（ε＋1.3）＋380.35　…（45”）
或
－1.7647（ε＋1.3）＋203.29≦CA≦1.8571（ε＋1.3）2－112.21（ε＋1.3）＋1842.6　…（46”）
的形式确定开阀角CA（deg）。
与前述同样地，若使用与发动机1的转速NE（rpm）相关的修正项D，则在低辛烷值燃料的发动机1中，层3中的ε与CA的关系式能如下表示；
几何压缩比ε为12.2≦ε＜12.7时，
－40（ε＋1.3）＋800＋D≦CA≦60ε－550＋D　…（41（3））；
几何压缩比ε为12.7≦ε＜15时，
－0.7246（ε＋1.3）2＋6.7391（ε＋1.3）＋287.68＋D≦CA≦290＋D　…（42（3））；
几何压缩比ε为15.3≦ε＜18.7时，
－12.162（ε＋1.3）＋403.24＋D≦CA≦290＋D　…（43（3））；
几何压缩比ε为18.7≦ε＜23.7时，
－1.7647（ε＋1.3）＋195.29＋D≦CA≦－4.1176（ε＋1.3）＋372.35＋D　…（44（3））；
几何压缩比ε为23.7≦ε≦27.2时，
5（ε＋1.3）＋112.5＋D≦CA≦－4.1176（ε＋1.3）＋372.35＋D　…（45（3））
或
－1.7647（ε＋1.3）＋195.29＋D≦CA≦1.8571（ε＋1.3）2－112.21（ε＋1.3）＋1834.6＋D　…（46（3））。
（2-4）层2及层3中的几何压缩比与进气门的开阀角的关系
图25示出了层2与层3两者中能SPCCI燃烧的几何压缩比ε与进气门21的开阀角CA的关系。该关系式由图23的ε-CA成立范围与图24的ε-CA成立范围得到。
在ECU10根据发动机1的温度等进行层3的选择时，发动机1的低负荷的运行区域从层2向层3切换。若预先设定进气门21的开阀角CA以在层2与层3两者中能进行SPCCI燃烧，则即使在发动机1的映射图从层2向层3切换时也能继续执行SPCCI燃烧。
图25的上图2501是燃料为高辛烷值燃料时的ε与CA的关系。下图2502是燃料为低辛烷值燃料时的ε与CA的关系。
设计者在高辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为13.5≦ε＜14，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－40ε＋800≦CA≦60ε－550　…（47）
的形式确定开阀角CA（deg）。
设计者在高辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为14≦ε＜16，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－0.7246ε2＋6.7391ε＋287.68≦CA≦290　…（48）
的形式确定开阀角CA（deg）。
设计者在高辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为16≦ε＜16.3，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－3.9394ε2＋159.53ε－1314.9≦CA≦290　…（49）
或
－0.7246ε2＋6.7391ε＋287.68≦CA≦0.9096ε2－47.634ε＋745.28　…（50）
的形式确定开阀角CA（deg）。
设计者在高辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为16.3≦ε，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－3.9394ε2＋159.53ε－1314.9≦CA≦290　…（51）
或
－12.162ε＋403.24≦CA≦0.9096ε2－47.634ε＋745.28　…（52）
的形式确定开阀角CA（deg）。
基于前述关系式（47）～（52）设定进气门21的开阀角CA，由此能使A/F稀于理论空燃比的混合气进行SPCCI燃烧，并能使A/F为理论空燃比或浓于理论空燃比且G/F稀于理论空燃比的混合气进行SPCCI燃烧。
另外，对层2及层3中的由发动机1的负荷及转速决定的各个运行状态设定开阀角CA。
如虚线所示，设计者在高辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为13.5≦ε＜14，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
－40ε＋802≦CA≦60ε－548　…（47’）
的形式确定开阀角CA（deg）。
设计者在高辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为14≦ε＜16，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
－0.7246ε2＋6.7391ε＋289.68≦CA≦292　…（48’）
的形式确定开阀角CA（deg）。
设计者在高辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为16≦ε＜16.3，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
－3.9394ε2＋159.53ε－1312.9≦CA≦292　…（49’）
或
－0.7246ε2＋6.7391ε＋289.68≦CA≦0.9096ε2－47.634ε＋747.28　…（50’）
的形式确定开阀角CA（deg）。
设计者在高辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为16.3≦ε，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
－3.9394ε2＋159.53ε－1312.9≦CA≦292　…（51’）
或
－12.162ε＋405.24≦CA≦0.9096ε2－47.634ε＋747.28　…（52’）
的形式确定开阀角CA（deg）。
同样地，如点划线所示，设计者在高辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为13.5≦ε＜14，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－40ε＋808≦CA≦60ε－542　…（47”）
的形式确定开阀角CA（deg）。
设计者在高辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为14≦ε＜16，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－0.7246ε2＋6.7391ε＋295.68≦CA≦298　…（48”）
的形式确定开阀角CA（deg）。
设计者在高辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为16≦ε＜16.3，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－3.9394ε2＋159.53ε－1306.9≦CA≦298　…（49”）
或
－0.7246ε2＋6.7391ε＋295.68≦CA≦0.9096ε2－47.634ε＋753.28　…（50”）
的形式确定开阀角CA（deg）。
设计者在高辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为16.3≦ε，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－3.9394ε2＋159.53ε－1306.9≦CA≦298　…（51”）
或
－12.162ε＋411.24≦CA≦0.9096ε2－47.634ε＋753.28　…（52”）
的形式确定开阀角CA（deg）。
与前述同样地，若使用与发动机1的转速NE（rpm）相关的修正项D，则层2及层3中的ε与CA的关系式能如下表示；
几何压缩比ε为13.5≦ε＜14时，
－40ε＋800＋D≦CA≦60ε－550＋D　…（47（3））；
几何压缩比ε为14≦ε＜16时，
－0.7246ε2＋6.7391ε＋287.68＋D≦CA≦290＋D　…（48（3））；
几何压缩比ε为16≦ε＜16.3时，
－3.9394ε2＋159.53ε－1314.9＋D≦CA≦290＋D　…（49（3））
或
－0.7246ε2＋6.7391ε＋287.68＋D≦CA≦0.9096ε2－47.634ε＋745.28＋D　…（50（3））；
几何压缩比ε为16.3≦ε时，
－3.9394ε2＋159.53ε－1314.9＋D≦CA≦290＋D　…（51（3））
或
－12.162ε＋403.24＋D≦CA≦0.9096ε2－47.634ε＋745.28＋D　…（52（3））。
又，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为12.2≦ε＜12.7，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－40（ε＋1.3）＋800≦CA≦60（ε＋1.3）－550　…（53）
的形式确定开阀角CA（deg）。
设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为12.7≦ε＜14.7，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－0.7246（ε＋1.3）2＋6.7391（ε＋1.3）＋287.68≦CA≦290　…（54）
的形式确定开阀角CA（deg）。
又，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为14.7≦ε＜15，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－3.9394（ε＋1.3）2＋159.53（ε＋1.3）－1314.9≦CA≦290　…（55）
或
－0.7246（ε＋1.3）2＋6.7391（ε＋1.3）＋287.68≦CA≦0.9096（ε＋1.3）2－47.634（ε＋1.3）＋745.28　…（56）
的形式确定开阀角CA（deg）。
设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为15≦ε，则在发动机1的转速为2000rpm时，以满足
－3.9394（ε＋1.3）2＋159.53（ε＋1.3）－1314.9≦CA≦290　…（57）
或
－12.162（ε＋1.3）＋403.24≦CA≦0.9096（ε＋1.3）2－47.634ε＋745.28　…（58）
的形式确定开阀角CA（deg）。
图示省略地，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为12.2≦ε＜12.7，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
－40（ε＋1.3）＋802≦CA≦60（ε＋1.3）－548　…（53’）
的形式确定开阀角CA（deg）。
设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为12.7≦ε＜14.7，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
－0.7246（ε＋1.3）2＋6.7391（ε＋1.3）＋289.68≦CA≦292　…（54’）
的形式确定开阀角CA（deg）。
又，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为14.7≦ε＜15，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
－3.9394（ε＋1.3）2＋159.53（ε＋1.3）－1312.9≦CA≦292　…（55’）
或
－0.7246（ε＋1.3）2＋6.7391（ε＋1.3）＋289.68≦CA≦0.9096（ε＋1.3）2－47.634（ε＋1.3）＋747.28　…（56’）
的形式确定开阀角CA（deg）。
设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为15≦ε，则在发动机1的转速为3000rpm时，以满足
－3.9394（ε＋1.3）2＋159.53（ε＋1.3）－1312.9≦CA≦292　…（57’）
或
－12.162（ε＋1.3）＋405.24≦CA≦0.9096（ε＋1.3）2－47.634ε＋747.28　…（58’）
的形式确定开阀角CA（deg）。
同样图示省略地，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为12.2≦ε＜12.7，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－40（ε＋1.3）＋808≦CA≦60（ε＋1.3）－542　…（53”）
的形式确定开阀角CA（deg）。
又，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为12.7≦ε＜14.7，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－0.7246（ε＋1.3）2＋6.7391（ε＋1.3）＋295.68≦CA≦298　…（54”）
的形式确定开阀角CA（deg）。
又，设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为14.7≦ε＜15，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－3.9394（ε＋1.3）2＋159.53（ε＋1.3）－1306.9≦CA≦298　…（55”）
或
－0.7246（ε＋1.3）2＋6.7391（ε＋1.3）＋295.68≦CA≦0.9096（ε＋1.3）2－47.634（ε＋1.3）＋753.28　…（56”）
的形式确定开阀角CA（deg）。
设计者在低辛烷值燃料的发动机1中，若将几何压缩比ε确定为15≦ε，则在发动机1的转速为4000rpm时，以满足
－3.9394（ε＋1.3）2＋159.53（ε＋1.3）－1306.9≦CA≦298　…（57”）
或
－12.162（ε＋1.3）＋411.24≦CA≦0.9096（ε＋1.3）2－47.634ε＋753.28　…（58”）
的形式确定开阀角CA（deg）。
与前述同样地，若使用与发动机1的转速NE（rpm）相关的修正项D，则在低辛烷值燃料的发动机1中，层2及层3中的ε与CA的关系式能如下表示；
几何压缩比ε为12.2≦ε＜12.7时，
－40（ε＋1.3）＋800＋D≦CA≦60（ε＋1.3）－550＋D　…（53（3））；
几何压缩比ε为12.7≦ε＜14.7时，
－0.7246（ε＋1.3）2＋6.7391（ε＋1.3）＋287.68＋D≦CA≦290＋D　…（54（3））；
几何压缩比ε为14.7≦ε＜15时，
－3.9394（ε＋1.3）2＋159.53（ε＋1.3）－1314.9＋D≦CA≦290＋D　…（55（3））
或
－0.7246（ε＋1.3）2＋6.7391（ε＋1.3）＋287.68＋D≦CA≦0.9096（ε＋1.3）2－47.634（ε＋1.3）＋745.28＋D　…（56（3））；
几何压缩比ε为15≦ε时，
－3.9394（ε＋1.3）2＋159.53（ε＋1.3）－1314.9＋D≦CA≦290＋D　…（57（3））
或
－12.162（ε＋1.3）＋403.24＋D≦CA≦0.9096（ε＋1.3）2－47.634ε＋745.28＋D　…（58（3））。
另外，也可以是设计者在图25的上图2501的ε-CA成立范围与下图2502的ε-CA成立范围重合的范围内确定CA，图示省略。与前述同样地，设计者在两个成立范围重合的范围内确定CA，就能设定出适用于使用高辛烷值燃料的发动机1及使用低辛烷值燃料的发动机1双方的控制逻辑。
（2-5）控制逻辑的设计方法的顺序
接着，参照图26所示流程图说明设计进行SPCCI燃烧的发动机1的控制逻辑的方法的顺序。设计者能使用计算机来执行各步骤。计算机存储有与图23、图24及图25所例示的与ε-CA成立范围相关的信息。
首先在开始后的步骤S261中，设计者设定几何压缩比ε。也可以是设计者将已设定的几何压缩比ε的值输入计算机。
在接下来的步骤S262中，设计者设定排气门22的开阀角。这与确定排气门22的凸轮形状相当。也可以是设计者将已设定的排气门22的开阀角的值输入计算机。在步骤S261及步骤S262中，能设定发动机1的硬件结构。
在步骤S263中，设计者设定由发动机1的负荷及转速构成的运行状态，并在接下来的步骤S264中，设计者基于计算机内存储的ε-CA成立范围（图23、图24及图25）选择CA。
并且，在步骤S265中，计算机基于步骤S264中设定的CA判断能否实现SPCCI燃烧。步骤S265的判定为是时，流程转移至步骤S266，设计者确定发动机1的控制逻辑，以在步骤S263中设定的运行状态下执行SPCCI燃烧。另一方面，步骤S265的判定为否时，流程转移至步骤S267，设计者确定发动机1的控制逻辑，以在步骤S263中设定的运行状态下执行SI燃烧。另外，也可以是在步骤S267中设计者考虑进行SI燃烧地重新设定进气门21的开阀角CA。
如以上说明，此处公开的设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法确定发动机的几何压缩比ε与进气门21的开阀角CA的关系。设计者能在满足该关系的范围内确定进气门21的开阀角CA。设计者能以与以往相比较少的工时设计发动机1的控制逻辑。
（其他实施形态）
另外，此处公开的技术不限于应用于前述结构的发动机1。发动机1可以采用各种不同的结构。
例如，也可以是发动机1具备代替机械式增压机44的涡轮增压机。

Claims (17)

1.一种设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法，其特征在于，
所述发动机，具备：
喷射向燃烧室内供给的燃料的燃料喷射部；
变更进气门的气门正时的可变动阀机构；
对所述燃烧室内的混合气进行点火的点火部；
测量与所述发动机的运行状态相关的参数的测量部；和
控制部，所述控制部接收所述测量部的测量结果，按照与所述发动机的运行状态对应的控制逻辑向所述燃料喷射部、所述可变动阀机构及所述点火部输出信号；
所述控制部在由所述发动机的负荷与转速规定的特定的运行状态下，以在所述点火部对所述燃烧室内的混合气点火后使未燃混合气通过自行着火进行燃烧的形式向所述点火部输出信号；
设计所述控制逻辑的方法，具备：
确定所述发动机的几何压缩比ε的步骤；和
决定确定所述进气门的开阀角CA的控制逻辑的步骤；
在设定所述控制逻辑时，以如下形式确定所述开阀角CA（deg）：
所述几何压缩比ε为ε＜14时，满足
－40ε＋800＋D≦CA≦60ε－550＋D；
不过，D是与发动机的转速NE（rpm）相关的修正项，
D=3.3×10-10NE3－1.0×10-6NE2＋7.0×10-4NE。
2.一种设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法，其特征在于，
所述发动机，具备：
喷射向燃烧室内供给的燃料的燃料喷射部；
变更进气门的气门正时的可变动阀机构；
对所述燃烧室内的混合气进行点火的点火部；
测量与所述发动机的运行状态相关的参数的测量部；和
控制部，所述控制部接收所述测量部的测量结果，按照与所述发动机的运行状态对应的控制逻辑向所述燃料喷射部、所述可变动阀机构及所述点火部输出信号；
所述控制部在由所述发动机的负荷与转速规定的特定的运行状态下，以在所述点火部对所述燃烧室内的混合气点火后使未燃混合气通过自行着火进行燃烧的形式向所述点火部输出信号；
设计所述控制逻辑的方法，具备：
确定所述发动机的几何压缩比ε的步骤；和
决定确定所述进气门的开阀角CA的控制逻辑的步骤；
在设定所述控制逻辑时，以如下形式确定所述开阀角CA（deg）：
所述几何压缩比ε为14≦ε＜16，满足
－0.7246ε2＋6.7391ε＋287.68＋D≦CA≦290＋D；
不过，D是与发动机的转速NE（rpm）相关的修正项，
D=3.3×10-10NE3－1.0×10-6NE2＋7.0×10-4NE。
3.一种设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法，其特征在于，
所述发动机，具备：
喷射向燃烧室内供给的燃料的燃料喷射部；
变更进气门的气门正时的可变动阀机构；
对所述燃烧室内的混合气进行点火的点火部；
测量与所述发动机的运行状态相关的参数的测量部；和
控制部，所述控制部接收所述测量部的测量结果，按照与所述发动机的运行状态对应的控制逻辑向所述燃料喷射部、所述可变动阀机构及所述点火部输出信号；
所述控制部在由所述发动机的负荷与转速规定的特定的运行状态下，以在所述点火部对所述燃烧室内的混合气点火后使未燃混合气通过自行着火进行燃烧的形式向所述点火部输出信号；
设计所述控制逻辑的方法，具备：
确定所述发动机的几何压缩比ε的步骤；和
决定确定所述进气门的开阀角CA的控制逻辑的步骤；
在设定所述控制逻辑时，以如下形式确定所述开阀角CA（deg）：
所述几何压缩比ε为16≦ε＜16.3时，满足
－3.9394ε2＋159.53ε－1314.9＋D≦CA≦290＋D
或
－0.7246ε2＋6.7391ε＋287.68＋D≦CA≦0.9096ε2－47.634ε＋745.28＋D
中任意一方；
不过，D是与发动机的转速NE（rpm）相关的修正项，
D=3.3×10-10NE3－1.0×10-6NE2＋7.0×10-4NE。
4.一种设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法，其特征在于，
所述发动机，具备：
喷射向燃烧室内供给的燃料的燃料喷射部；
变更进气门的气门正时的可变动阀机构；
对所述燃烧室内的混合气进行点火的点火部；
测量与所述发动机的运行状态相关的参数的测量部；和
控制部，所述控制部接收所述测量部的测量结果，按照与所述发动机的运行状态对应的控制逻辑向所述燃料喷射部、所述可变动阀机构及所述点火部输出信号；
所述控制部在由所述发动机的负荷与转速规定的特定的运行状态下，以在所述点火部对所述燃烧室内的混合气点火后使未燃混合气通过自行着火进行燃烧的形式向所述点火部输出信号；
设计所述控制逻辑的方法，具备：
确定所述发动机的几何压缩比ε的步骤；和
决定确定所述进气门的开阀角CA的控制逻辑的步骤；
在设定所述控制逻辑时，以如下形式确定所述开阀角CA（deg）：
所述几何压缩比ε为16.3≦ε时，满足
－3.9394ε2＋159.53ε－1314.9＋D≦CA≦290＋D
或
－12.162ε＋403.24＋D≦CA≦0.9096ε2－47.634ε＋745.28＋D
中任意一方；
不过，D是与发动机的转速NE（rpm）相关的修正项，
D=3.3×10-10NE3－1.0×10-6NE2＋7.0×10-4NE。
5.一种设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法，其特征在于，
所述发动机，具备：
喷射向燃烧室内供给的燃料的燃料喷射部；
变更进气门的气门正时的可变动阀机构；
对所述燃烧室内的混合气进行点火的点火部；
测量与所述发动机的运行状态相关的参数的测量部；和
控制部，所述控制部接收所述测量部的测量结果，按照与所述发动机的运行状态对应的控制逻辑向所述燃料喷射部、所述可变动阀机构及所述点火部输出信号；
所述控制部在由所述发动机的负荷与转速规定的特定的运行状态下，以在所述点火部对所述燃烧室内的混合气点火后使未燃混合气通过自行着火进行燃烧的形式向所述点火部输出信号；
设计所述控制逻辑的方法，具备：
确定所述发动机的几何压缩比ε的步骤；和
决定确定所述进气门的开阀角CA的控制逻辑的步骤；
在设定所述控制逻辑时，以如下形式确定所述开阀角CA（deg）：
所述燃料为低辛烷值燃料且所述几何压缩比ε为ε＜12.7时，满足
－40（ε＋1.3）＋800＋D≦CA≦60（ε＋1.3）－550＋D；
不过，D是与发动机的转速NE（rpm）相关的修正项，
D=3.3×10-10NE3－1.0×10-6NE2＋7.0×10-4NE。
6.一种设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法，其特征在于，
所述发动机，具备：
喷射向燃烧室内供给的燃料的燃料喷射部；
变更进气门的气门正时的可变动阀机构；
对所述燃烧室内的混合气进行点火的点火部；
测量与所述发动机的运行状态相关的参数的测量部；和
控制部，所述控制部接收所述测量部的测量结果，按照与所述发动机的运行状态对应的控制逻辑向所述燃料喷射部、所述可变动阀机构及所述点火部输出信号；
所述控制部在由所述发动机的负荷与转速规定的特定的运行状态下，以在所述点火部对所述燃烧室内的混合气点火后使未燃混合气通过自行着火进行燃烧的形式向所述点火部输出信号；
设计所述控制逻辑的方法，具备：
确定所述发动机的几何压缩比ε的步骤；和
决定确定所述进气门的开阀角CA的控制逻辑的步骤；
在设定所述控制逻辑时，以如下形式确定所述开阀角CA（deg）：
所述燃料为低辛烷值燃料且所述几何压缩比ε为12.7≦ε＜14.7时，满足
－0.7246（ε＋1.3）2＋6.7391（ε＋1.3）＋287.68＋D≦CA≦290＋D
不过，D是与发动机的转速NE（rpm）相关的修正项，
D=3.3×10-10NE3－1.0×10-6NE2＋7.0×10-4NE。
7.一种设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法，其特征在于，
所述发动机，具备：
喷射向燃烧室内供给的燃料的燃料喷射部；
变更进气门的气门正时的可变动阀机构；
对所述燃烧室内的混合气进行点火的点火部；
测量与所述发动机的运行状态相关的参数的测量部；和
控制部，所述控制部接收所述测量部的测量结果，按照与所述发动机的运行状态对应的控制逻辑向所述燃料喷射部、所述可变动阀机构及所述点火部输出信号；
所述控制部在由所述发动机的负荷与转速规定的特定的运行状态下，以在所述点火部对所述燃烧室内的混合气点火后使未燃混合气通过自行着火进行燃烧的形式向所述点火部输出信号；
设计所述控制逻辑的方法，具备：
确定所述发动机的几何压缩比ε的步骤；和
决定确定所述进气门的开阀角CA的控制逻辑的步骤；
在设定所述控制逻辑时，以如下形式确定所述开阀角CA（deg）：
所述燃料为低辛烷值燃料且所述几何压缩比ε为14.7≦ε＜15时，满足
－3.9394（ε＋1.3）2＋159.53（ε＋1.3）－1314.9＋D≦CA≦290＋D
或
－0.7246（ε＋1.3）2＋6.7391（ε＋1.3）＋287.68＋D≦CA≦0.9096（ε＋1.3）2－47.634（ε＋1.3）＋745.28＋D
中任意一方；
不过，D是与发动机的转速NE（rpm）相关的修正项，
D=3.3×10-10NE3－1.0×10-6NE2＋7.0×10-4NE。
8.一种设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法，其特征在于，
所述发动机，具备：
喷射向燃烧室内供给的燃料的燃料喷射部；
变更进气门的气门正时的可变动阀机构；
对所述燃烧室内的混合气进行点火的点火部；
测量与所述发动机的运行状态相关的参数的测量部；和
控制部，所述控制部接收所述测量部的测量结果，按照与所述发动机的运行状态对应的控制逻辑向所述燃料喷射部、所述可变动阀机构及所述点火部输出信号；
所述控制部在由所述发动机的负荷与转速规定的特定的运行状态下，以在所述点火部对所述燃烧室内的混合气点火后使未燃混合气通过自行着火进行燃烧的形式向所述点火部输出信号；
设计所述控制逻辑的方法，具备：
确定所述发动机的几何压缩比ε的步骤；和
决定确定所述进气门的开阀角CA的控制逻辑的步骤；
在设定与所述运行状态对应的控制逻辑时，以如下形式确定所述开阀角CA（deg）：
所述燃料为低辛烷值燃料且所述几何压缩比ε为15≦ε时，满足
－3.9394（ε＋1.3）2＋159.53（ε＋1.3）－1314.9＋D≦CA≦290＋D
或
－12.162（ε＋1.3）＋403.24＋D≦CA≦0.9096（ε＋1.3）2－47.634（ε＋1.3）＋745.28＋D
中任意一方；
不过，D是与发动机的转速NE（rpm）相关的修正项，
D=3.3×10-10NE3－1.0×10-6NE2＋7.0×10-4NE。
9.根据权利要求1所述的设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法，其特征在于，
所述进气门的闭阀正时IVC在所述发动机的运行状态变化时变化；
对各个运行状态以满足所述的关系式的形式确定所述开阀角CA（deg）。
10.根据权利要求1所述的设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法，其特征在于，
所述控制逻辑设计为对规定负荷以上的高负荷运行状态也进行所述发动机的控制。
11.根据权利要求10所述的设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法，其特征在于，
所述控制逻辑设计为对最高负荷运行状态也进行所述发动机的控制。
12.根据权利要求1所述的设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法，其特征在于，
所述发动机的几何压缩比ε以满足10≦ε＜21的形式进行设定。
13.根据权利要求1所述的设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法，其特征在于，
所述发动机具有如下第一模式和第二模式：
所述第一模式是所述控制部以使所述燃烧室内的混合气的作为空气与所述燃料的重量比的A/F稀于理论空燃比的形式向所述燃料喷射部及所述可变动阀机构分别输出信号，且以在所述点火部对所述燃烧室内的混合气点火后使未燃混合气通过自行着火进行燃烧的形式向所述点火部输出信号；
所述第二模式是所述控制部以使所述燃烧室内的混合气的作为全部气体与所述燃料的重量比的G/F稀于理论空燃比、且使所述A/F为理论空燃比或浓于理论空燃比的形式向所述燃料喷射部及所述可变动阀机构分别输出信号，并且以在所述点火部对所述燃烧室内的混合气点火后使未燃混合气通过自行着火进行燃烧的形式向所述点火部输出信号。
14.根据权利要求1至13中任一项所述的设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法，其特征在于，
所述发动机具备向所述燃烧室中导入已燃气体的EGR系统；
所述控制部向所述EGR系统及所述点火部输出信号，以使热量比率变为与所述发动机的运行状态对应地决定的目标热量比率，所述热量比率是与混合气通过火焰传播燃烧时产生的热量相对所述燃烧室中的混合气燃烧时产生的全部热量的比例相关的指标。
15.根据权利要求14所述的设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法，其特征在于，
所述控制部向所述EGR系统及所述点火部输出信号，以在所述发动机的负荷较高时与较低时相比使所述热量比率升高。
16.一种压缩着火式发动机，其特征在于，
按照由权利要求1至8中任一项所述的设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法设计出的控制逻辑进行控制。
17.一种压缩着火式发动机的控制装置，其特征在于，
按照由权利要求1至8中任一项所述的设计压缩着火式发动机的控制逻辑的方法设计出的控制逻辑进行所述发动机的控制。
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