JP2019203429A - 圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法 - Google Patents

Abstract

【課題】圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法を提供する。【解決手段】制御部は、Ｇ／Ｆが理論空燃比よりもリーンでかつＡ／Ｆが理論空燃比又は理論空燃比よりもリッチになるよう燃料噴射部及び可変動弁機構に信号を出力すると共に、点火部が燃焼室内の混合気に点火した後で未燃混合気が自己着火により燃焼するよう点火部に信号を出力する。制御ロジックの設計方法は、幾何学的圧縮比εを定めるステップと、吸気弁の閉弁タイミングＩＶＣを定めた制御ロジックを決定するステップと、を備える。１０≦ε＜１７であれば、0.4234ε２−22.926ε＋207.84＋C≦ＩＶＣ≦−0.4234ε２＋22.926ε−167.84＋Cを満足するように、ＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。但し、Cは、エンジンの回転数NE（rpm）に係る補正項であり、C=3.3×10−１０NE３−1.0×10−６NE３＋7.0×10−４NE。【選択図】図１７

Description

ここに開示する技術は、圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法に関する。

火炎伝播を介さずに混合気が一気に燃焼する圧縮自己着火による燃焼は、燃焼期間が最小であるために、燃費効率を最大限に高めることが知られている。しかしながら、圧縮自己着火による燃焼は、自動車用エンジンにおいては、様々な課題を解決する必要がある。例えば、自動車用途では、運転状態及び環境条件が大きく変化するため、その中で安定して圧縮自己着火させることが大きな課題である。自動車用エンジンにおいて、圧縮自己着火による燃焼は未だ実用化されていない。この課題を解決するために、例えば特許文献１には、燃焼室温度が低く圧縮自己着火が起こり難いときに、点火プラグが点火を行うことが提案されている。圧縮上死点の直前に点火を行うことによって、点火プラグ回りの圧力が上昇し圧縮自己着火が促進される。

特許第４０８２２９２号公報

点火プラグの点火によって圧縮自己着火をアシストする特許文献１に記載の技術とは異なり、本願出願人は、ＳＩ（Spark Ignition）燃焼とＣＩ（Compression Ignition）燃焼とを組み合わせたＳＰＣＣＩ（SPark Controlled Compression Ignition）燃焼を提案している。ＳＩ燃焼は、燃焼室の中の混合気に強制的に点火を行うことにより開始する火炎伝播を伴う燃焼である。ＣＩ燃焼は、燃焼室の中の混合気が圧縮自己着火することにより開始する燃焼である。ＳＰＣＣＩ燃焼は、燃焼室の中の混合気に強制的に点火を行って、火炎伝播による燃焼を開始させると、ＳＩ燃焼の発熱及び火炎伝播による圧力上昇によって、燃焼室の中の未燃混合気が圧縮着火により燃焼する形態である。ＳＰＣＣＩ燃焼は、ＣＩ燃焼を含んでいるため、「圧縮着火による燃焼」の一形態である。

ＣＩ燃焼は、筒内温度が、混合気の組成により定まる着火温度に到達したときに起こる。圧縮上死点付近で筒内温度が着火温度に到達してＣＩ燃焼が起これば燃費効率を最大化することができる。筒内温度は、筒内圧力の上昇に応じて高くなる。ＳＰＣＣＩ燃焼における筒内圧力は、圧縮行程でのピストンの圧縮仕事による圧力上昇と、ＳＩ燃焼の発熱から生じる圧力上昇との二つの圧力上昇の結果である。

ここで、ピストンの圧縮仕事は有効圧縮比により定まる。有効圧縮比が低すぎるとピストンの圧縮仕事による圧力上昇が小さい。この場合、ＳＰＣＣＩ燃焼における火炎伝播が進んでＳＩ燃焼の発熱により生じる圧力上昇が相当高まらないと、筒内温度を着火温度まで高めることができない。結果、圧縮自己着火する混合気量が少なく、多くの混合気が火炎伝播で燃焼するので、燃焼期間が長く燃費効率が低下する。すなわち、ＳＰＣＣＩ燃焼において安定してＣＩ燃焼を起こして燃費効率を最大化するためには、有効圧縮比を、ある値以上に保つ必要がある。

一方、外気温が高いなどの理由で圧縮開始時の筒内温度が高いことに起因して、圧縮上死点付近でＣＩ燃焼が起こると、筒内圧力が過度に上昇し、燃焼騒音が過大になる。この場合、例えば点火時期を遅角させると、燃焼騒音を抑制することができる。しかし、点火時期を遅角させると、膨張行程においてピストンが相当下がった時点でＣＩ燃焼が起こるため、燃費効率の低下を招く。ＳＰＣＣＩ燃焼においてはＳＩ燃焼の発熱から生じる圧力上昇を利用することができるため、燃焼騒音の抑制と燃費効率の向上とを両立させるためには、有効圧縮比を下げてピストンの圧縮仕事による圧力上昇を低下させることが有効である。こうすることで、燃費効率を低下させずに燃焼騒音を適切に保つことができる。

設計者が、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジンを実用化するためには、エンジンの運転状態に対して、安定してＣＩ燃焼が生じる最小の有効圧縮比を見極め、燃焼騒音が許容される限り有効圧縮比を高める一方で、燃焼騒音が過大にならないよう有効圧縮比を定めることが必要である。こうすることにより、設計者は、燃焼騒音を許容範囲内に保ちながら、ＳＰＣＣＩ燃焼におけるＣＩ燃焼の割合を最大とすることによって燃費効率を最大とするエンジンを実用化することができる。

しかしながら、ＳＰＣＣＩ燃焼は新しい燃焼方式であるので、適切な有効圧縮比の範囲は、これまで誰も見出していない。

エンジンの有効圧縮比は、幾何学的圧縮比と吸気閉弁タイミングとにより定まる。実際にエンジンが運転するときには、吸気閉弁タイミングを変更するため、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジンの制御ロジックを設計するときに、設計者は、吸気閉弁タイミングの範囲を定める必要がある。

幾何学的圧縮比は、高いほど最大筒内圧が高まるため、エンジン構成部品の強度を高める必要があり、重量増加、ひいては機械抵抗損失の増大につながる。一方、熱効率の面からは、幾何学的圧縮比から定まる膨張比が大きい方が好ましい。最大筒内圧は、幾何学的圧縮比が同じであっても、燃焼形態や行程容積に基づく熱勘定により変わるために、新しい燃焼方式であるＳＰＣＣＩ燃焼に最適な幾何学的圧縮比は、これまでのところ未知である。

本件発明者らは、ＳＰＣＣＩ燃焼について鋭意検討を重ねた結果、ＳＰＣＣＩ燃焼が生じ得る幾何学的圧縮比の範囲において、適切な吸気閉弁タイミングの範囲を見出すことに成功した。本件発明者らは、この知見に基づき、圧縮着火式のエンジンの制御ロジックを設計する方法を発明するに至った。

具体的に、ここに開示する技術は、圧縮着火式のエンジンの制御ロジックを設計する方法に係る。

前記エンジンは、燃焼室内に供給する燃料を噴射する燃料噴射部と、吸気弁のバルブタイミングを変更する可変動弁機構と、前記燃焼室内の混合気に点火する点火部と、前記エンジンの運転状態に関係するパラメータを計測する計測部と、前記計測部の計測結果を受けて、前記エンジンの運転状態に対応する制御ロジックに従い演算を行うと共に、前記燃料噴射部、前記可変動弁機構、及び、前記点火部に信号を出力する制御部と、を備える。

前記制御部は、前記燃焼室内の混合気の全ガスと前記燃料との重量比であるＧ／Ｆが理論空燃比よりもリーンでかつ前記混合気の空気と前記燃料との重量比であるＡ／Ｆが理論空燃比又は理論空燃比よりもリッチになるよう前記燃料噴射部及び前記可変動弁機構のそれぞれに信号を出力すると共に、前記点火部が前記燃焼室内の混合気に点火した後で未燃混合気が自己着火により燃焼するよう前記点火部に信号を出力する。

前記制御ロジックを設計する方法は、前記エンジンの幾何学的圧縮比εを定めるステップと、前記吸気弁の閉弁タイミングＩＶＣを定めた制御ロジックを決定するステップと、を備え、前記制御ロジックを設定するときに、前記幾何学的圧縮比εが１０≦ε＜１７であれば、
0.4234ε^２−22.926ε＋207.84＋C≦ＩＶＣ≦−0.4234ε^２＋22.926ε−167.84＋C …（ａ）
を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。
但し、Cは、エンジンの回転数NE（rpm）に係る補正項であり、C=3.3×10^−１０NE^３−1.0×10^−６NE^３＋7.0×10^−４NEである。

点火部は、制御部からの信号を受けて、燃焼室内の混合気に点火をする。火炎伝播による燃焼が開始し、その後、未燃混合気が自己着火により燃焼することによって燃焼が完了する。つまり、このエンジンは、ＳＰＣＣＩ燃焼を行う。

前記エンジンは、混合気のＧ／Ｆを理論空燃比よりもリーンでかつＡ／Ｆを理論空燃比又は理論空燃比よりもリッチにする。混合気のＧ／Ｆをリーンにすることによって、エンジンの燃費性能が向上する。Ａ／Ｆを理論空燃比にすることにより、触媒装置を利用して排気エミッション性能を良好にすることができる。

エンジンの制御ロジックを設計する際に、設計者は先ず、エンジンの幾何学的圧縮比εを定める。幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１７に定めると、設計者は、前記の式（ａ）を満足するように、吸気弁の閉弁タイミングＩＶＣを定める。式（ａ）を満足するように閉弁タイミングを定めることによって、エンジンは、燃焼室内の状態が異なる様々な条件下においても、燃焼騒音を許容範囲内に保ちながら、ＳＩ燃焼とＣＩ燃焼とを組み合わせたＳＰＣＣＩ燃焼において安定したＣＩ燃焼を行うことが可能になる。この制御ロジックに従って、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジンを運転することにより、燃費効率が最大になる。

ＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジンの制御ロジックを設計する際に利用可能な、吸気弁の閉弁タイミングＩＶＣを定めるための指標は、これまでのところなかった。設計者は、吸気弁の閉弁タイミングＩＶＣを、様々なタイミングに変えながら、様々な条件下において実験等を繰り返し行うことによって、エンジンの運転状態に対応するＩＶＣを定めなければならなかった。

前記の設計方法は、適切なＳＰＣＣＩ燃焼を実現するための、エンジンの幾何学的圧縮比εと吸気弁の閉弁タイミングＩＶＣとの関係を定めている。設計者は、当該関係を満足する範囲内で、吸気弁の閉弁タイミングＩＶＣを定めれば、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジンを実用化することができる。設計者は、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジンを、極めて少ない工数で実用化することができる。

前記制御ロジックを設定するときに、前記幾何学的圧縮比εが１７≦ε＜２０であれば、
−0.4288ε^２＋31.518ε−379.88＋C≦ＩＶＣ≦−0.4234ε^２＋22.926ε−167.84＋C …（ｂ）
又は、
0.4234ε^２−22.926ε＋207.84＋C≦ＩＶＣ≦1.9163ε^２−89.935ε＋974.94＋C …（ｃ）
を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

これにより、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジンは、燃費効率が最大になる。また、設計者は、少ない工数で、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジンを実用化することができる。

前記制御ロジックを設定するときに、前記幾何学的圧縮比εが２０≦ε≦３０であれば、
−0.4288ε^２＋31.518ε−379.88＋C≦ＩＶＣ≦120 …（ｄ）
又は、
−80≦ＩＶＣ≦1.9163ε^２−89.935ε＋974.94＋C …（ｅ）
を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

前記と同様に、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジンは、燃費効率が最大になる。また、設計者は、少ない工数で、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジンを実用化することができる。

前記制御ロジックを設定するときに、前記燃料が低オクタン価燃料でありかつ、前記幾何学的圧縮比εが１０≦ε＜１５．７であれば、
0.4234ε^２−21.826ε＋178.75＋C≦ＩＶＣ≦−0.4234ε^２＋21.826ε−138.75＋C …（ｆ）
を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

これにより、低オクタン価燃料を用いるエンジンも、燃費効率が最大になる。また、設計者は、少ない工数で、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジンを実用化することができる。

設計者は、幾何学的圧縮比εが１０≦ε＜１５．７であるときに、式（ａ）及び式（ｆ）の両方を満足するように吸気弁の閉弁タイミングＩＶＣを定めると、高オクタン価燃料を用いるエンジン、及び、低オクタン価燃料を用いるエンジンの両方に適合する制御ロジックを設定することができる。燃料のオクタン価が仕向け地毎に異なっていても、設計者は、エンジンの制御ロジックを一括して設計することができ、設計工数が少なくなる。

前記制御ロジックを設定するときに、前記燃料が低オクタン価燃料でありかつ、前記幾何学的圧縮比εが１５．７≦ε＜１８．７であれば、
−0.5603ε^２＋34.859ε−377.22＋C≦ＩＶＣ≦−0.4234ε^２＋21.826ε−138.75＋C …（ｇ）
又は、
0.4234ε^２−21.826ε＋178.75＋C≦ＩＶＣ≦1.9211ε^２−85.076ε＋862.01＋C …（ｈ）
を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

前記制御ロジックを設定するときに、前記燃料が低オクタン価燃料でありかつ、前記幾何学的圧縮比εが１８．７≦ε≦３０であれば、
−0.5603ε^２＋34.859ε−377.22＋C≦ＩＶＣ≦120 …（ｉ）
又は、
−80≦ＩＶＣ≦1.9211ε^２−85.076ε＋862.01＋C …（ｊ）
を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

前記吸気弁の閉弁タイミングＩＶＣは、前記エンジンの運転状態が変わると変化し、各々の運転状態に対し、前記の（ａ）〜（ｊ）のいずれかの関係式を満足するよう、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める、としてもよい。

こうすることで、エンジンは、様々な運転状態において、燃焼騒音を抑制しながら、ＳＰＣＣＩ燃焼を安定して行うことができる。

前記エンジンは、前記制御ロジックに従って、所定負荷以上の高負荷運転状態において運転する、としてもよい。

一般的なＣＩ燃焼は、着火時の圧力変動が相対的に大きいため、エンジンの負荷が高くなると燃焼騒音が大きくなりすぎて、許容値を超えてしまう。これに対し、ＳＰＣＣＩ燃焼は、燃焼開始時はＳＩ燃焼である。ＳＩ燃焼は、着火時の圧力変動が小さい。ＳＰＣＣＩ燃焼は、エンジンの負荷が高くても、燃焼騒音を抑制することができる。

前記エンジンは、前記制御ロジックに従って、最高負荷運転状態において運転する、としてもよい。つまり、エンジンは、最高負荷運転状態において、ＳＰＣＣＩ燃焼を行ってもよい。

前記エンジンは、過給機を備え、前記制御部は、前記制御ロジックに従い、前記エンジンが所定負荷以上の高負荷運転状態のときに前記過給機が過給を行うよう、前記過給機に信号を出力する、としてもよい。

エンジンの負荷が高くなって燃焼室内に供給する燃料量が増えたときに、過給機が過給を行うことによって、混合気のＧ／Ｆを理論空燃比よりもリーンでかつ、Ａ／Ｆを理論空燃比又は理論空燃比よりもリッチにすることが実現する。エンジンの燃費性能の向上に有利になる。

前記制御部は、前記制御ロジックに従い、前記混合気のＧ／Ｆを１８以上５０以下にする、としてもよい。

前記エンジンは、前記燃焼室の中に排気ガスを導入するＥＧＲシステムを備え、前記制御部は、前記燃焼室の中の混合気が燃焼するときに発生する全熱量に対し、火炎伝播により混合気が燃焼するときに発生する熱量の割合に関係する指標としての熱量比率が、前記エンジンの運転状態に対応して定めた目標熱量比率となるように、前記ＥＧＲシステム及び前記点火部に信号を出力する、としてもよい。

ＳＰＣＣＩ燃焼は、熱量比率が１００％未満になる。圧縮着火による燃焼が発生せずに火炎伝播による燃焼のみで燃焼が完了する燃焼形態（つまり、ＳＩ燃焼）は、熱量比率が１００％になる。

ＳＰＣＣＩ燃焼において熱量比率を高くすると、ＳＩ燃焼の割合が高くなるから、燃焼騒音の抑制に有利になる。ＳＰＣＣＩ燃焼において熱量比率を低くすると、ＣＩ燃焼の割合が高くなるから、燃費の向上に有利になる。熱量比率は、燃焼室内の温度、及び／又は、点火タイミングを変えることによって変化する。例えば、燃焼室内の温度が高いと、ＣＩ燃焼の開始タイミングが早くなるから、熱量比率は低くなる。また、点火タイミングを進角すると、ＳＩ燃焼の開始タイミングが早くなるから、熱量比率は高くなる。熱量比率がエンジンの運転状態に対応して定めた目標熱量比率となるように、制御部がＥＧＲシステム及び点火部に信号を出力することにより、燃焼騒音の抑制と燃費性能の向上とが両立する。

前記制御部は、前記エンジンの負荷が高いときには、低いときよりも、前記熱量比率が高くなるよう、前記ＥＧＲシステム又は前記点火部に信号を出力する、としてもよい。

エンジンの負荷が高くなると、燃焼室内に供給する燃料量が増えて燃焼室内の温度が高くなる。エンジンの負荷が高いときに、ＳＰＣＣＩ燃焼の熱量比率を高くすることによって、燃焼騒音を抑制することができる。

以上説明したように、前記の圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法によると、燃費効率が最大になるＳＰＣＣＩ燃焼を実現する制御ロジックを設計することができる。

図１は、エンジンの構成を例示する図である。 図２は、燃焼室の構成を例示する図であり、上図は燃焼室の平面視相当図、下図はII−II線断面図である。 図３は、燃焼室及び吸気系の構成を例示する平面図である。 図４は、エンジンの制御装置の構成を例示するブロック図である。 図５は、ＳＰＣＣＩ燃焼の波形を例示する図である。 図６は、エンジンのマップを例示する図であり、上図は温間時のマップ、中図は半暖機時のマップ、下図は冷間時のマップである。 図７は、温間時のマップの詳細を例示する図である。 図８は、図７のマップの各運転領域における燃料噴射時期及び点火時期と、燃焼波形とを例示する図である。 図９は、エンジンのマップのレイヤ構造を説明する図である。 図１０は、マップのレイヤ選択に係る制御プロセスを例示するフローチャートである。 図１１の上図は、レイヤ２におけるエンジン負荷と吸気弁の開弁タイミングとの関係、下図は、レイヤ２におけるエンジン回転数と吸気弁の開弁タイミングとの関係を例示する図である。 図１２の上図は、レイヤ３におけるエンジン負荷と吸気弁の開弁タイミングとの関係、中図は、レイヤ３におけるエンジン負荷と排気弁の閉弁タイミングとの関係、下図は、レイヤ３におけるエンジン負荷と吸気弁及び排気弁のオーバーラップ期間との関係を例示する図である。 図１３は、ＥＣＵが実行するエンジンの運転制御のプロセスを例示するフローチャートである。 図１４は、エンジンの負荷の高低と目標ＳＩ率の高低との関係を説明する図である。 図１５は、レイヤ２においてＥＧＲ率に対するＳＰＣＣＩ燃焼の成立範囲を示す図である。 図１６は、レイヤ２においてＳＰＣＣＩ燃焼が可能な幾何学的圧縮比と吸気弁の閉弁タイミングとの関係を定めるために利用するマトリックスイメージの一例である。 図１７の上図は、高オクタン価燃料を用いるときの、レイヤ２においてＳＰＣＣＩ燃焼が可能な幾何学的圧縮比と吸気弁の閉弁タイミングとの関係であり、下図は、低オクタン価燃料を用いるときの、レイヤ２においてＳＰＣＣＩ燃焼が可能な幾何学的圧縮比と吸気弁の閉弁タイミングとの関係である。 図１８は、レイヤ３においてＧ／Ｆに対しＳＰＣＣＩ燃焼が安定する範囲を示す図である。 図１９は、レイヤ３においてＳＰＣＣＩ燃焼が可能な幾何学的圧縮比と吸気弁の閉弁タイミングとの関係を定めるために利用するマトリックスイメージの一例である。 図２０の上図は、高オクタン価燃料を用いるときの、レイヤ３においてＳＳＰＣＣＩ燃焼が可能な幾何学的圧縮比と吸気弁の閉弁タイミングとの関係であり、下図は、低オクタン価燃料を用いるときの、レイヤ３においてＳＰＣＣＩ燃焼が可能な幾何学的圧縮比と吸気弁の閉弁タイミングとの関係である。 図２１の上図は、高オクタン価燃料を用いるときの、レイヤ２及びレイヤ３においてＳＰＣＣＩ燃焼が可能な幾何学的圧縮比と吸気弁の閉弁タイミングとの関係であり、下図は、低オクタン価燃料を用いるときの、レイヤ２及びレイヤ３においてＳＰＣＣＩ燃焼が可能な幾何学的圧縮比と吸気弁の閉弁タイミングとの関係である。 図２２は、圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法の手順を例示するフローチャートである。

以下、圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法に関する実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。以下の説明は、エンジン、及び、制御ロジックの設計方法の一例である。

図１は、圧縮着火式のエンジンの構成を例示する図である。図２は、エンジンの燃焼室の構成を例示する図である。図３は、燃焼室及び吸気系の構成を例示する図である。尚、図１における吸気側は紙面左側であり、排気側は紙面右側である。図２及び図３における吸気側は紙面右側であり、排気側は紙面左側である。図４は、エンジンの制御装置の構成を例示するブロック図である。

エンジン１は、燃焼室１７が吸気行程、圧縮行程、膨張行程及び排気行程を繰り返すことにより運転する４ストロークエンジンである。エンジン１は、四輪の自動車に搭載されている。エンジン１が運転することによって、自動車は走行する。エンジン１の燃料は、この構成例においてはガソリンである。燃料は、少なくともガソリンを含む液体燃料であればよい。燃料は、例えばバイオエタノール等を含むガソリンであってもよい。

（エンジンの構成）
エンジン１は、シリンダブロック１２と、その上に載置されるシリンダヘッド１３とを備えている。シリンダブロック１２の内部に複数のシリンダ１１が形成されている。図１及び図２では、一つのシリンダ１１のみを示す。エンジン１は、多気筒エンジンである。

各シリンダ１１内には、ピストン３が摺動自在に内挿されている。ピストン３は、コネクティングロッド１４を介してクランクシャフト１５に連結されている。ピストン３は、シリンダ１１及びシリンダヘッド１３と共に燃焼室１７を区画する。尚、「燃焼室」は広義で用いる場合がある。つまり、「燃焼室」は、ピストン３の位置に関わらず、ピストン３、シリンダ１１及びシリンダヘッド１３によって形成される空間を意味する場合がある。

シリンダヘッド１３の下面、つまり、燃焼室１７の天井面は、図２の下図に示すように、傾斜面１３１１と、傾斜面１３１２とによって構成されている。傾斜面１３１１は、吸気側から、後述するインジェクタ６の噴射軸心Ｘ２に向かって上り勾配となっている。傾斜面１３１２は、排気側から噴射軸心Ｘ２に向かって上り勾配となっている。燃焼室１７の天井面は、いわゆるペントルーフ形状である。

ピストン３の上面は燃焼室１７の天井面に向かって隆起している。ピストン３の上面には、キャビティ３１が形成されている。キャビティ３１は、ピストン３の上面から凹陥している。キャビティ３１は、この構成例では、浅皿形状を有している。キャビティ３１の中心は、シリンダ１１の中心軸Ｘ１よりも排気側にずれている。

エンジン１の幾何学的圧縮比は、１０以上３０以下に設定されている。後述するようにエンジン１は、一部の運転領域において、ＳＩ燃焼とＣＩ燃焼とを組み合わせたＳＰＣＣＩ燃焼を行う。ＳＰＣＣＩ燃焼は、ＳＩ燃焼による発熱と圧力上昇とを利用して、ＣＩ燃焼をコントロールする。エンジン１は、圧縮着火式エンジンである。しかし、このエンジン１は、ピストン３が圧縮上死点に至った時の燃焼室１７の温度（つまり、圧縮端温度）を高くする必要がない。エンジン１は、幾何学的圧縮比を、比較的低く設定することが可能である。幾何学的圧縮比を低くすると、冷却損失の低減、及び、機械損失の低減に有利になる。エンジン１の幾何学的圧縮比は、レギュラー仕様（燃料のオクタン価が９１程度の低オクタン価燃料）においては、１４〜１７とし、ハイオク仕様（燃料のオクタン価が９６程度の高オクタン価燃料）においては、１５〜１８としてもよい。

シリンダヘッド１３には、シリンダ１１毎に、吸気ポート１８が形成されている。吸気ポート１８は、図３に示すように、第１吸気ポート１８１及び第２吸気ポート１８２を有している。吸気ポート１８は、燃焼室１７に連通している。吸気ポート１８は、詳細な図示は省略するが、いわゆるタンブルポートである。つまり、吸気ポート１８は、燃焼室１７の中にタンブル流が形成されるような形状を有している。

吸気ポート１８には、吸気弁２１が配設されている。吸気弁２１は、燃焼室１７と吸気ポート１８との間を開閉する。吸気弁２１は動弁機構によって、所定のタイミングで開閉する。動弁機構は、バルブタイミング及び／又はバルブリフトを可変にする可変動弁機構とすればよい。この構成例では、図４に示すように、可変動弁機構は、吸気電動Ｓ−ＶＴ（Sequential-Valve Timing）２３を有している。吸気電動Ｓ−ＶＴ２３は、吸気カムシャフトの回転位相を所定の角度範囲内で連続的に変更する。吸気弁２１の開弁タイミング及び閉弁タイミングは、連続的に変化する。尚、吸気動弁機構は、電動Ｓ−ＶＴに代えて、油圧式のＳ−ＶＴを有していてもよい。

シリンダヘッド１３にはまた、シリンダ１１毎に、排気ポート１９が形成されている。排気ポート１９も、図３に示すように、第１排気ポート１９１及び第２排気ポート１９２を有している。排気ポート１９は、燃焼室１７に連通している。

排気ポート１９には、排気弁２２が配設されている。排気弁２２は、燃焼室１７と排気ポート１９との間を開閉する。排気弁２２は動弁機構によって、所定のタイミングで開閉する。この動弁機構は、バルブタイミング及び／又はバルブリフトを可変にする可変動弁機構とすればよい。この構成例では、図４に示すように、可変動弁機構は、排気電動Ｓ−ＶＴ２４を有している。排気電動Ｓ−ＶＴ２４は、排気カムシャフトの回転位相を所定の角度範囲内で連続的に変更する。排気弁２２の開弁タイミング及び閉弁タイミングは、連続的に変化する。尚、排気動弁機構は、電動Ｓ−ＶＴに代えて、油圧式のＳ−ＶＴを有していてもよい。

吸気電動Ｓ−ＶＴ２３及び排気電動Ｓ−ＶＴ２４は、吸気弁２１と排気弁２２との両方が開弁するオーバーラップ期間の長さを調節する。オーバーラップ期間の長さを長くすると、燃焼室１７の中の残留ガスを掃気することができる。また、オーバーラップ期間の長さを調節することによって、内部ＥＧＲ（Exhaust Gas Recirculation）ガスを燃焼室１７の中に導入することができる。内部ＥＧＲシステムは、吸気電動Ｓ−ＶＴ２３及び排気電動Ｓ−ＶＴ２４によって構成されている。尚、内部ＥＧＲシステムは、Ｓ−ＶＴによって構成されるとは限らない。

シリンダヘッド１３には、シリンダ１１毎に、インジェクタ６が取り付けられている。インジェクタ６は、燃焼室１７の中に燃料を直接噴射する。インジェクタ６は、燃料噴射部の一例である。インジェクタ６は、傾斜面１３１１と傾斜面１３１２とが交差するペントルーフの谷部に配設されている。図２に示すように、インジェクタ６の噴射軸心Ｘ２は、シリンダ１１の中心軸Ｘ１よりも排気側に位置している。インジェクタ６の噴射軸心Ｘ２は、中心軸Ｘ１に平行である。インジェクタ６の噴射軸心Ｘ２とキャビティ３１の中心とは一致している。インジェクタ６は、キャビティ３１に対向している。尚、インジェクタ６の噴射軸心Ｘ２は、シリンダ１１の中心軸Ｘ１と一致していてもよい。その構成の場合に、インジェクタ６の噴射軸心Ｘ２と、キャビティ３１の中心とは一致していてもよい。

インジェクタ６は、詳細な図示は省略するが、複数の噴口を有する多噴口型の燃料噴射弁によって構成されている。インジェクタ６は、図２に二点鎖線で示すように、燃料噴霧が、燃焼室１７の中央から放射状に広がるように燃料を噴射する。インジェクタ６は、本構成例においては、十個の噴孔を有しており、噴孔は、周方向に等角度に配置されている。

インジェクタ６には、燃料供給システム６１が接続されている。燃料供給システム６１は、燃料を貯留するよう構成された燃料タンク６３と、燃料タンク６３とインジェクタ６とを互いに連結する燃料供給路６２とを備えている。燃料供給路６２には、燃料ポンプ６５とコモンレール６４とが介設している。燃料ポンプ６５は、コモンレール６４に燃料を圧送する。燃料ポンプ６５は、この構成例においては、クランクシャフト１５によって駆動されるプランジャー式のポンプである。コモンレール６４は、燃料ポンプ６５から圧送された燃料を、高い燃料圧力で蓄える。インジェクタ６が開弁すると、コモンレール６４に蓄えられていた燃料が、インジェクタ６の噴口から燃焼室１７の中に噴射される。燃料供給システム６１は、３０ＭＰａ以上の高い圧力の燃料を、インジェクタ６に供給することが可能である。インジェクタ６に供給する燃料の圧力は、エンジン１の運転状態に応じて変更してもよい。尚、燃料供給システム６１の構成は、前記の構成に限定されない。

シリンダヘッド１３には、シリンダ１１毎に、点火プラグ２５が取り付けられている。点火プラグ２５は、燃焼室１７の中の混合気に強制的に点火をする。点火プラグ２５は、この構成例では、シリンダ１１の中心軸Ｘ１よりも吸気側に配設されている。点火プラグ２５は、２つの吸気ポート１８の間に位置している。点火プラグ２５は、上方から下方に向かって、燃焼室１７の中央に近づく方向に傾いて、シリンダヘッド１３に取り付けられている。点火プラグ２５の電極は、図２に示すように、燃焼室１７の中に臨んでかつ、燃焼室１７の天井面の付近に位置している。尚、点火プラグ２５を、シリンダ１１の中心軸Ｘ１よりも排気側に配置してもよい。また、点火プラグ２５をシリンダ１１の中心軸Ｘ１上に配置してもよい。

エンジン１の一側面には吸気通路４０が接続されている。吸気通路４０は、各シリンダ１１の吸気ポート１８に連通している。燃焼室１７に導入するガスは、吸気通路４０を流れる。吸気通路４０の上流端部には、エアクリーナー４１が配設されている。エアクリーナー４１は、新気を濾過する。吸気通路４０の下流端近傍には、サージタンク４２が配設されている。サージタンク４２よりも下流の吸気通路４０は、シリンダ１１毎に分岐する独立通路を構成している。独立通路の下流端が、各シリンダ１１の吸気ポート１８に接続されている。

吸気通路４０におけるエアクリーナー４１とサージタンク４２との間には、スロットル弁４３が配設されている。スロットル弁４３は、弁の開度を調節することによって、燃焼室１７の中への新気の導入量を調節する。

吸気通路４０にはまた、スロットル弁４３の下流に、過給機４４が配設されている。過給機４４は、燃焼室１７に導入するガスを過給する。この構成例において、過給機４４は、エンジン１によって駆動される機械式の過給機である。機械式の過給機４４は、ルーツ式、リショルム式、ベーン式、又は遠心式であってもよい。

過給機４４とエンジン１との間には、電磁クラッチ４５が介設している。電磁クラッチ４５は、過給機４４とエンジン１との間で、エンジン１から過給機４４へ駆動力を伝達したり、駆動力の伝達を遮断したりする。後述するように、ＥＣＵ１０が電磁クラッチ４５の遮断及び接続を切り替えることによって、過給機４４はオンとオフとが切り替わる。

吸気通路４０における過給機４４の下流には、インタークーラー４６が配設されている。インタークーラー４６は、過給機４４において圧縮されたガスを冷却する。インタークーラー４６は、例えば水冷式又は油冷式に構成してもよい。

吸気通路４０には、バイパス通路４７が接続されている。バイパス通路４７は、過給機４４及びインタークーラー４６をバイパスするよう、吸気通路４０における過給機４４の上流部とインタークーラー４６の下流部とを互いに接続する。バイパス通路４７には、エアバイパス弁４８が配設されている。エアバイパス弁４８は、バイパス通路４７を流れるガスの流量を調節する。

ＥＣＵ１０は、過給機４４をオフにしたとき（つまり、電磁クラッチ４５を遮断したとき）に、エアバイパス弁４８を全開にする。吸気通路４０を流れるガスは、過給機４４をバイパスして、エンジン１の燃焼室１７に導入される。エンジン１は、非過給、つまり自然吸気の状態で運転する。

過給機４４をオンにすると、エンジン１は過給状態で運転する。ＥＣＵ１０は、過給機４４をオンにしたとき（つまり、電磁クラッチ４５を接続したとき）に、エアバイパス弁４８の開度を調節する。過給機４４を通過したガスの一部は、バイパス通路４７を通って過給機４４の上流に逆流する。ＥＣＵ１０がエアバイパス弁４８の開度を調節すると、燃焼室１７に導入するガスの過給圧が変わる。尚、過給時とは、サージタンク４２内の圧力が大気圧を超える時をいい、非過給時とは、サージタンク４２内の圧力が大気圧以下になる時をいう、と定義してもよい。

この構成例においては、過給機４４とバイパス通路４７とエアバイパス弁４８とによって、過給システム４９が構成されている。

エンジン１は、燃焼室１７内にスワール流を発生させるスワール発生部を有している。スワール発生部は、図３に示すように、吸気通路４０に取り付けられたスワールコントロール弁５６を有している。スワールコントロール弁５６は、第１吸気ポート１８１につながるプライマリ通路４０１と、第２吸気ポート１８２につながるセカンダリ通路４０２との内の、セカンダリ通路４０２に配設されている。スワールコントロール弁５６は、セカンダリ通路４０２の断面を絞ることができる開度調節弁である。スワールコントロール弁５６の開度が小さいと、第１吸気ポート１８１から燃焼室１７に流入する吸気流量が相対的に多くかつ、第２吸気ポート１８２から燃焼室１７に流入する吸気流量が相対的に少ないから、燃焼室１７内のスワール流が強くなる。スワールコントロール弁５６の開度が大きいと、第１吸気ポート１８１及び第２吸気ポート１８２のそれぞれから燃焼室１７に流入する吸気流量が、略均等になるから、燃焼室１７内のスワール流が弱くなる。スワールコントロール弁５６を全開にすると、スワール流が発生しない。尚、スワール流は、白抜きの矢印で示すように、図３における反時計回り方向に周回する（図２の白抜きの矢印も参照）。

エンジン１の他側面には、排気通路５０が接続されている。排気通路５０は、各シリンダ１１の排気ポート１９に連通している。排気通路５０は、燃焼室１７から排出された排気ガスが流れる通路である。排気通路５０の上流部分は、詳細な図示は省略するが、シリンダ１１毎に分岐する独立通路を構成している。独立通路の上流端が、各シリンダ１１の排気ポート１９に接続されている。

排気通路５０には、複数の触媒コンバーターを有する排気ガス浄化システムが配設されている。上流の触媒コンバーターは、図示は省略するが、エンジンルーム内に配設されている。上流の触媒コンバーターは、三元触媒５１１と、ＧＰＦ（Gasoline Particulate Filter）５１２とを有している。下流の触媒コンバーターは、エンジンルーム外に配設されている。下流の触媒コンバーターは、三元触媒５１３を有している。尚、排気ガス浄化システムは、図例の構成に限定されるものではない。例えば、ＧＰＦは省略してもよい。また、触媒コンバーターは、三元触媒を有するものに限定されない。さらに、三元触媒及びＧＰＦの並び順は、適宜変更してもよい。

吸気通路４０と排気通路５０との間には、外部ＥＧＲシステムを構成するＥＧＲ通路５２が接続されている。ＥＧＲ通路５２は、排気ガスの一部を吸気通路４０に還流させるための通路である。ＥＧＲ通路５２の上流端は、排気通路５０における上流の触媒コンバーターと下流の触媒コンバーターとの間に接続されている。ＥＧＲ通路５２の下流端は、吸気通路４０における過給機４４の上流部に接続されている。ＥＧＲ通路５２を流れるＥＧＲガスは、バイパス通路４７のエアバイパス弁４８を通らずに、吸気通路４０における過給機４４の上流部に入る。

ＥＧＲ通路５２には、水冷式のＥＧＲクーラー５３が配設されている。ＥＧＲクーラー５３は、排気ガスを冷却する。ＥＧＲ通路５２にはまた、ＥＧＲ弁５４が配設されている。ＥＧＲ弁５４は、ＥＧＲ通路５２を流れる排気ガスの流量を調節する。ＥＧＲ弁５４の開度を調節することによって、冷却した排気ガス、つまり外部ＥＧＲガスの還流量を調節することができる。

この構成例において、ＥＧＲシステム５５は、外部ＥＧＲシステムと、内部ＥＧＲシステムとによって構成されている。外部ＥＧＲシステムは、内部ＥＧＲシステムよりも低温の排気ガスを、燃焼室１７に供給することができる。

圧縮着火式エンジンの制御装置は、エンジン１を運転するためのＥＣＵ（Engine Control Unit）１０を備えている。ＥＣＵ１０は、周知のマイクロコンピュータをベースとするコントローラーであって、図４に示すように、プログラムを実行する中央演算処理装置（Central Processing Unit：ＣＰＵ）１０１と、例えばＲＡＭ（Random Access Memory）やＲＯＭ（Read Only Memory）により構成されてプログラム及びデータを格納するメモリ１０２と、電気信号の入出力をする入出力バス１０３と、を備えている。ＥＣＵ１０は、制御部の一例である。

ＥＣＵ１０には、図１及び図４に示すように、各種のセンサＳＷ１〜ＳＷ１７が接続されている。センサＳＷ１〜ＳＷ１７は、信号をＥＣＵ１０に出力する。センサには、以下のセンサが含まれる。

エアフローセンサＳＷ１：吸気通路４０におけるエアクリーナー４１の下流に配置されかつ、吸気通路４０を流れる新気の流量を計測する
第１吸気温度センサＳＷ２：吸気通路４０におけるエアクリーナー４１の下流に配置されかつ、吸気通路４０を流れる新気の温度を計測する
第１圧力センサＳＷ３：吸気通路４０におけるＥＧＲ通路５２の接続位置よりも下流でかつ、過給機４４の上流に配置されかつ、過給機４４に流入するガスの圧力を計測する
第２吸気温度センサＳＷ４：吸気通路４０における過給機４４の下流でかつ、バイパス通路４７の接続位置よりも上流に配置されかつ、過給機４４から流出したガスの温度を計測する
第２圧力センサＳＷ５：サージタンク４２に取り付けられかつ、過給機４４の下流のガスの圧力を計測する
指圧センサＳＷ６：各シリンダ１１に対応してシリンダヘッド１３に取り付けられかつ、各燃焼室１７内の圧力を計測する
排気温度センサＳＷ７：排気通路５０に配置されかつ、燃焼室１７から排出した排気ガスの温度を計測する
リニアＯ_２センサＳＷ８：排気通路５０における上流の触媒コンバーターよりも上流に配置されかつ、排気ガス中の酸素濃度を計測する
ラムダＯ_２センサＳＷ９：上流の触媒コンバーターにおける三元触媒５１１の下流に配置されかつ、排気ガス中の酸素濃度を計測する
水温センサＳＷ１０：エンジン１に取り付けられかつ、冷却水の温度を計測する
クランク角センサＳＷ１１：エンジン１に取り付けられかつ、クランクシャフト１５の回転角を計測する
アクセル開度センサＳＷ１２：アクセルペダル機構に取り付けられかつ、アクセルペダルの操作量に対応したアクセル開度を計測する
吸気カム角センサＳＷ１３：エンジン１に取り付けられかつ、吸気カムシャフトの回転角を計測する
排気カム角センサＳＷ１４：エンジン１に取り付けられかつ、排気カムシャフトの回転角を計測する
ＥＧＲ差圧センサＳＷ１５：ＥＧＲ通路５２に配置されかつ、ＥＧＲ弁５４の上流及び下流の差圧を計測する
燃圧センサＳＷ１６：燃料供給システム６１のコモンレール６４に取り付けられかつ、インジェクタ６に供給する燃料の圧力を計測する
第３吸気温度センサＳＷ１７：サージタンク４２に取り付けられかつ、サージタンク４２内のガスの温度、換言すると燃焼室１７に導入される吸気の温度を計測する。

ＥＣＵ１０は、これらのセンサＳＷ１〜ＳＷ１７の信号に基づいて、エンジン１の運転状態を判断すると共に、予め定められている制御ロジックに従って、各デバイスの制御量を演算する。制御ロジックは、メモリ１０２に記憶されている。制御ロジックは、メモリ１０２に記憶しているマップを用いて、目標量及び／又は制御量を演算することを含む。

ＥＣＵ１００は、演算をした制御量に係る電気信号を、インジェクタ６、点火プラグ２５、吸気電動Ｓ−ＶＴ２３、排気電動Ｓ−ＶＴ２４、燃料供給システム６１、スロットル弁４３、ＥＧＲ弁５４、過給機４４の電磁クラッチ４５、エアバイパス弁４８、及び、スワールコントロール弁５６に出力する。

例えば、ＥＣＵ１０は、アクセル開度センサＳＷ１２の信号とマップとに基づいて、エンジン１の目標トルクを設定すると共に、目標過給圧を決定する。そして、ＥＣＵ１０は、目標過給圧と、第１圧力センサＳＷ３及び第２圧力センサＳＷ５の信号から得られる過給機４４の前後差圧とに基づいて、エアバイパス弁４８の開度を調節するフィードバック制御を行うことにより、過給圧が目標過給圧となるようにする。

また、ＥＣＵ１０は、エンジン１の運転状態とマップとに基づいて目標ＥＧＲ率（つまり、燃焼室１７の中の全ガスに対するＥＧＲガスの比率）を設定する。そして、ＥＣＵ１０は、目標ＥＧＲ率とアクセル開度センサＳＷ１２の信号に基づく吸入空気量とに基づき目標ＥＧＲガス量を決定すると共に、ＥＧＲ差圧センサＳＷ１５の信号から得られるＥＧＲ弁５４の前後差圧に基づいてＥＧＲ弁５４の開度を調節するフィードバック制御を行うことにより、燃焼室１７の中に導入する外部ＥＧＲガス量が目標ＥＧＲガス量となるようにする。

さらに、ＥＣＵ１０は、所定の制御条件が成立しているときに空燃比フィードバック制御を実行する。具体的にＥＣＵ１０は、リニアＯ_２センサＳＷ８、及び、ラムダＯ_２センサＳＷ９が計測した排気中の酸素濃度に基づいて、混合気の空燃比が所望の値となるように、インジェクタ６の燃料噴射量を調節する。

尚、その他のＥＣＵ１０によるエンジン１の制御の詳細は、後述する。

（ＳＰＣＣＩ燃焼のコンセプト）
エンジン１は、燃費の向上及び排出ガス性能の向上を主目的として、所定の運転状態のときに、圧縮自己着火による燃焼を行う。自己着火による燃焼は、圧縮開始前の燃焼室１７の中の温度がばらつくと、自己着火のタイミングが大きく変化する。そこで、エンジン１は、ＳＩ燃焼とＣＩ燃焼とを組み合わせたＳＰＣＣＩ燃焼を行う。

ＳＰＣＣＩ燃焼は、点火プラグ２５が、燃焼室１７の中の混合気に強制的に点火をすることによって、混合気が火炎伝播によりＳＩ燃焼をすると共に、ＳＩ燃焼の発熱により燃焼室１７の中の温度が高くなりかつ、火炎伝播により燃焼室１７の中の圧力が上昇することによって、未燃混合気が自己着火によるＣＩ燃焼をする形態である。

ＳＩ燃焼の発熱量を調節することによって、圧縮開始前の燃焼室１７の中の温度のばらつきを吸収することができる。ＥＣＵ１０が点火タイミングを調節することによって、混合気を目標のタイミングで自己着火させることができる。

ＳＰＣＣＩ燃焼において、ＳＩ燃焼時の熱発生は、ＣＩ燃焼時の熱発生よりも穏やかである。ＳＰＣＣＩ燃焼における熱発生率の波形は、図５に例示するように、立ち上がりの傾きが、ＣＩ燃焼の波形における立ち上がりの傾きよりも小さくなる。また、燃焼室１７の中における圧力変動（ｄｐ／ｄθ）も、ＳＩ燃焼時は、ＣＩ燃焼時よりも穏やかになる。

ＳＩ燃焼の開始後、未燃混合気が自己着火すると、自己着火のタイミングで、熱発生率の波形の傾きが、小から大へと変化する場合がある。熱発生率の波形は、ＣＩ燃焼が開始するタイミングで、変曲点Ｘを有する場合がある。

ＣＩ燃焼の開始後は、ＳＩ燃焼とＣＩ燃焼とが並行して行われる。ＣＩ燃焼は、ＳＩ燃焼よりも熱発生が大きいため、熱発生率は相対的に大きくなる。しかし、ＣＩ燃焼は、圧縮上死点後に行われるため、熱発生率の波形の傾きが大きくなりすぎることが回避される。ＣＩ燃焼時の圧力変動（ｄｐ／ｄθ）も、比較的穏やかになる。

圧力変動（ｄｐ／ｄθ）は、燃焼騒音を表す指標として用いることができる。前述の通りＳＰＣＣＩ燃焼は、圧力変動（ｄｐ／ｄθ）を小さくすることができるため、燃焼騒音が大きくなりすぎることを回避することが可能になる。エンジン１の燃焼騒音は、許容レベル以下に抑えられる。

ＣＩ燃焼が終了することによって、ＳＰＣＣＩ燃焼が終了する。ＣＩ燃焼は、ＳＩ燃焼に比べて、燃焼期間が短い。ＳＰＣＣＩ燃焼は、ＳＩ燃焼よりも、燃焼終了時期が早まる。

ＳＰＣＣＩ燃焼の熱発生率波形は、ＳＩ燃焼によって形成された第１熱発生率部Ｑ_ＳＩと、ＣＩ燃焼によって形成された第２熱発生部Ｑ_ＣＩと、が、この順番に連続するように形成されている。

ここで、ＳＰＣＣＩ燃焼の特性を示すパラメータとして、ＳＩ率を定義する。ＳＩ率は、ＳＰＣＣＩ燃焼により発生した全熱量に対し、ＳＩ燃焼により発生した熱量の割合に関係する指標と定義する。ＳＩ率は、燃焼形態の相違する二つの燃焼によって発生する熱量比率である。ＳＩ率が高いと、ＳＩ燃焼の割合が高く、ＳＩ率が低いと、ＣＩ燃焼の割合が高い。ＳＩ率は、ＣＩ燃焼により発生した熱量に対するＳＩ燃焼により発生した熱量の比率と定義してもよい。つまり、図５に示す波形８０１においてＳＩ率＝（ＳＩ燃焼の面積：Ｑ_ＳＩ）／（ＣＩ燃焼の面積：Ｑ_ＣＩ）である。

エンジン１は、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うときに、燃焼室１７内に強いスワール流を発生させる。強いスワール流とは、例えば４以上のスワール比を有する流れと定義してもよい。スワール比は、吸気流横方向角速度をバルブリフト毎に測定して積分した値を、エンジン角速度で除した値と定義することができる。吸気流横方向角速度は、図示を省略するが、公知のリグ試験装置を用いた測定に基づいて、求めることができる。

燃焼室１７内に強いスワール流を発生させると、燃焼室１７の外周部は強いスワール流れとなる一方、中央部のスワール流は相対的に弱くなる。中央部と外周部との境界における速度勾配に起因する渦流によって、中央部は、乱流エネルギが高くなる。点火プラグ２５が中央部の混合気に点火をすると、ＳＩ燃焼は高い乱流エネルギによって、燃焼速度が高くなる。

ＳＩ燃焼の火炎は、燃焼室１７内の強いスワール流れに乗って、周方向に伝播する。ＣＩ燃焼は、燃焼室１７における外周部から中央部においてＣＩ燃焼が行われる。

燃焼室１７の中に強いスワール流を発生させると、ＣＩ燃焼の開始までにＳＩ燃焼を十分に行うことができる。燃焼騒音の発生を抑制することができると共に、サイクル間におけるトルクのばらつきを抑制することができる。

（エンジンの運転領域）
図６及び図７は、エンジン１の制御に係るマップを例示している。マップは、ＥＣＵ１０のメモリ１０２に記憶されている。マップは、三種類のマップ５０１、マップ５０２、マップ５０３を含んでいる。ＥＣＵ１０は、燃焼室１７の壁温及び吸気の温度それぞれの高低に応じて、三種類のマップ５０１、５０２、５０３の中から選択したマップを、エンジン１の制御に用いる。尚、三種類のマップ５０１、５０２、５０３の選択についての詳細は、後述する。

第一マップ５０１は、エンジン１の温間時のマップである。第二マップ５０２は、エンジン１の半暖機時のマップである。第三マップ５０３は、エンジン１の冷間時のマップである。

各マップ５０１、５０２、５０３は、エンジン１の負荷及び回転数によって規定されている。第一マップ５０１は、負荷の高低及び回転数の高低に対し、大別して三つの領域に分かれる。具体的に、三つの領域は、アイドル運転を含みかつ、低回転及び中回転の領域に広がる低負荷領域Ａ１、低負荷領域Ａ１よりも負荷が高い中高負荷領域Ａ２、Ａ３、Ａ４、及び、低負荷領域Ａ１、中高負荷領域Ａ２、Ａ３、Ａ４よりも回転数の高い高回転領域Ａ５である。中高負荷領域Ａ２、Ａ３、Ａ４はまた、中負荷領域Ａ２と、中負荷領域Ａ２よりも負荷が高い高負荷中回転領域Ａ３と、高負荷中回転領域Ａ３よりも回転数の低い高負荷低回転領域Ａ４とに分かれる。

第二マップ５０２は、大別して二つの領域に分かれる。具体的に、二つの領域は、低中回転領域Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３、及び、低中回転領域Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３よりも回転数の高い高回転領域Ｂ４である。低中回転領域Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３はまた、前記低負荷領域Ａ１及び中負荷領域Ａ２に相当する低中負荷領域Ｂ１と、高負荷中回転領域Ｂ２と、高負荷低回転領域Ｂ３とに分かれる。

第三マップ５０３は、複数の領域に分かれておらず、一つの領域Ｃ１のみを有している。

ここで、低回転領域、中回転領域、及び、高回転領域はそれぞれ、エンジン１の全運転領域を回転数方向に、低回転領域、中回転領域及び高回転領域の略三等分にしたときの、低回転領域、中回転領域、及び、高回転領域としてもよい。図６及び図７の例では、回転数Ｎ１未満を低回転、回転数Ｎ２以上を高回転、回転数Ｎ１以上Ｎ２未満を中回転としている。回転数Ｎ１は、例えば１２００ｒｐｍ程度、回転数Ｎ２は、例えば４０００ｒｐｍ程度としてもよい。

また、低負荷領域は、軽負荷の運転状態を含む領域、高負荷領域は、全開負荷の運転状態を含む領域、中負荷は、低負荷領域と高負荷領域との間の領域としてもよい。また、低負荷領域、中負荷領域、及び、高負荷領域はそれぞれ、エンジン１の全運転領域を負荷方向に、低負荷領域、中負荷領域及び高負荷領域の略三等分にしたときの、低負荷領域、中負荷領域、及び、高負荷領域としてもよい。

図６のマップ５０１、５０２、５０３はそれぞれ、各領域における混合気の状態及び燃焼形態を示している。図７のマップ５０４は、第一マップ５０１に相当し、当該マップにおける、各領域における混合気の状態及び燃焼形態と、各領域におけるスワールコントロール弁５６の開度と、過給機４４の駆動領域及び非駆動領域と、を示している。エンジン１は、低負荷領域Ａ１、中負荷領域Ａ２、高負荷中回転領域Ａ３、及び、高負荷低回転領域Ａ４、並びに、低中負荷領域Ｂ１、高負荷中回転領域Ｂ２、及び、高負荷低回転領域Ｂ３において、ＳＰＣＣＩ燃焼を行う。エンジン１はまた、それ以外の領域、具体的には、高回転領域Ａ５、高回転領域Ｂ４、及び、領域Ｃ１においては、ＳＩ燃焼を行う。

（各領域におけるエンジンの運転）
以下、図７のマップ５０４の各領域におけるエンジン１の運転について、図８に示す燃料噴射時期及び点火時期を参照しながら詳細に説明をする。図８の横軸は、クランク角である。尚、図８における符号６０１、６０２、６０３、６０４、６０５及び６０６はそれぞれ、図７のマップ５０４における符号６０１、６０２、６０３、６０４、６０５及び６０６によって示すエンジン１の運転状態に対応する。

（低負荷領域）
エンジン１が低負荷領域Ａ１において運転しているときに、エンジン１は、ＳＰＣＣＩ燃焼を行う。

図８の符号６０１は、エンジン１が低負荷領域Ａ１における運転状態６０１にて運転しているときの燃料噴射時期（符号６０１１、６０１２）及び点火時期（符号６０１３）、並びに、燃焼波形（つまり、クランク角に対する熱発生率の変化を示す波形、符号６０１４）を示している。符号６０２は、エンジン１が低負荷領域Ａ１における運転状態６０２にて運転しているときの燃料噴射時期（符号６０２１、６０２２）及び点火時期（符号６０２３）、並びに、燃焼波形（符号６０２４）を示し、符号６０３は、エンジン１が低負荷領域Ａ１における運転状態６０３にて運転しているときの燃料噴射時期（符号６０３１、６０３２）及び点火時期（符号６０３３）、並びに、燃焼波形（符号６０３４）を示している。運転状態６０１、６０２、６０３は、エンジン１の回転数が同じでかつ、負荷が相違する。運転状態６０１が、最も負荷が低く（つまり、軽負荷）、運転状態６０２が、次に負荷が低く（つまり、低負荷）、運転状態６０３が、この中では負荷が最も高い。

エンジン１の燃費性能を向上させるために、ＥＧＲシステム５５は、燃焼室１７の中にＥＧＲガスを導入する。具体的に、吸気電動Ｓ−ＶＴ２３及び排気電動Ｓ−ＶＴ２４は、排気上死点付近において、吸気弁２１及び排気弁２２の両方を開弁するポジティブオーバーラップ期間を設ける。燃焼室１７から吸気ポート１８及び排気ポート１９に排出した排気ガスの一部は、燃焼室１７の中に再導入される。燃焼室１７の中に熱い排気ガスを導入するため、燃焼室１７の中の温度が高くなる。ＳＰＣＣＩ燃焼の安定化に有利になる。尚、吸気電動Ｓ−ＶＴ２３及び排気電動Ｓ−ＶＴ２４は、吸気弁２１及び排気弁２２の両方を閉弁するネガティブオーバーラップ期間を設けてもよい。

また、スワール発生部は、燃焼室１７の中に、強いスワール流を形成する。スワール比は、例えば４以上である。スワールコントロール弁５６は、全閉又は閉じ側の所定の開度である。前述したように、吸気ポート１８はタンブルポートであるため、燃焼室１７の中には、タンブル成分とスワール成分とを有する斜めスワール流が形成される。

インジェクタ６は、吸気行程中に、燃料を複数回、燃焼室１７の中に噴射する（符号６０１１、６０１２、６０２１、６０２２、６０３１、６０３２）。複数回の燃料噴射と、燃焼室１７の中のスワール流とによって、混合気は成層化する。

燃焼室１７の中央部における混合気の燃料濃度は、外周部の燃料濃度よりも濃い。具体的に、中央部の混合気のＡ／Ｆは、２０以上３０以下であり、外周部の混合気のＡ／Ｆは、３５以上である。尚、空燃比の値は、点火時における空燃比の値であり、以下の説明においても同じである。点火プラグ２５に近い混合気のＡ／Ｆを２０以上３０以下にすることにより、ＳＩ燃焼時のＲａｗＮＯｘの発生を抑制することができる。また、外周部の混合気のＡ／Ｆを３５以上にすることで、ＣＩ燃焼が安定化する。

混合気の空燃比（Ａ／Ｆ）は、燃焼室１７の全体において理論空燃比よりもリーンである（つまり、空気過剰率λ＞１）。より詳細に、燃焼室１７の全体において混合気のＡ／Ｆは３０以上である。こうすることで、ＲａｗＮＯｘの発生を抑制することができ、排出ガス性能を向上させることができる。

エンジン１の負荷が低いとき（つまり、運転状態６０１のとき）に、インジェクタ６は、吸気行程の前半に、第一噴射６０１１を行い、吸気行程の後半に、第二噴射６０１２を行う。吸気行程の前半は、吸気行程を前半と後半とに二等分したときの前半、吸気行程の後半は、吸気行程を二等分したときの後半としてもよい。また、第一噴射６０１１と第二噴射６０１２との噴射量比は、例えば９：１としてもよい。

エンジン１の負荷が高い運転状態６０２のときに、インジェクタ６は、吸気行程の後半に行う第二噴射６０２２を、運転状態６０１の第二噴射６０１２よりも進角したタイミングで開始する。第二噴射６０２２を進角することによって、燃焼室１７内の混合気は均質に近づく。第一噴射６０２１と第二噴射６０２２との噴射量比は、例えば７：３〜８：２としてもよい。

エンジン１の負荷がさらに高い運転状態６０３のときに、インジェクタ６は、吸気行程の後半に行う第二噴射６０３２を、運転状態６０２の第二噴射６０２２よりもさらに進角したタイミングで開始する。第二噴射６０３２をさらに進角することによって、燃焼室１７内の混合気は、均質にさらに近づく。第一噴射６０３１と第二噴射６０３２との噴射量比は、例えば６：４としてもよい。

燃料噴射の終了後、圧縮上死点前の所定のタイミングで、点火プラグ２５は、燃焼室１７の中央部の混合気に点火をする（符号６０１３、６０２３、６０３３）。点火タイミングは、圧縮行程の終期としてもよい。圧縮行程の終期は、圧縮行程を、初期、中期、及び終期に三等分したときの終期としてもよい。

前述したように、中央部の混合気は燃料濃度が相対的に高いため、着火性が向上すると共に、火炎伝播によるＳＩ燃焼が安定化する。ＳＩ燃焼が安定化することによって、適切なタイミングで、ＣＩ燃焼が開始する。ＳＰＣＣＩ燃焼において、ＣＩ燃焼のコントロール性が向上する。燃焼騒音の発生が抑制される。また、混合気のＡ／Ｆを理論空燃比よりもリーンにしてＳＰＣＣＩ燃焼を行うことによって、エンジン１の燃費性能を、大幅に向上させることができる。尚、低負荷領域Ａ１は、後述するレイヤ３に対応する。レイヤ３は、軽負荷運転領域まで広がっていると共に、最低負荷運転状態を含んでいる。

（中高負荷領域）
エンジン１が中高負荷領域において運転しているときも、エンジン１は、低負荷領域と同様に、ＳＰＣＣＩ燃焼を行う。

図８の符号６０４は、エンジン１が中高負荷領域の中でも、中負荷領域Ａ２における運転状態６０４にて運転しているときの燃料噴射時期（符号６０４１、６０４２）及び点火時期（符号６０４３）、並びに、燃焼波形（符号６０４４）を示している。符号６０５は、エンジン１が高負荷低回転領域Ａ４における運転状態６０５にて運転しているときの燃料噴射時期（符号６０５１）及び点火時期（符号６０５２）、並びに、燃焼波形（符号６０５３）を示している。

ＥＧＲシステム５５は、燃焼室１７の中にＥＧＲガスを導入する。具体的に、吸気電動Ｓ−ＶＴ２３及び排気電動Ｓ−ＶＴ２４は、排気上死点付近において、吸気弁２１及び排気弁２２の両方を開弁するポジティブオーバーラップ期間を設ける。内部ＥＧＲガスが、燃焼室１７の中に導入される。また、ＥＧＲシステム５５は、ＥＧＲ通路５２を通じて、ＥＧＲクーラー５３によって冷却した排気ガスを、燃焼室１７の中に導入する。つまり、内部ＥＧＲガスに比べて温度が低い外部ＥＧＲガスを、燃焼室１７の中に導入する。外部ＥＧＲガスは、燃焼室１７の中の温度を、適切な温度に調節する。ＥＧＲシステム５５は、エンジン１の負荷が高まるに従いＥＧＲガスの量を減らす。ＥＧＲシステム５５は、全開負荷において、内部ＥＧＲガス及び外部ＥＧＲガスを含むＥＧＲガスを、ゼロにしてもよい。

また、中高負荷領域Ａ２及び高負荷中回転領域Ａ３において、スワールコントロール弁５６は、全閉又は閉じ側の所定の開度である。燃焼室１７の中には、スワール比が４以上の、強いスワール流が形成される。一方、高負荷低回転領域Ａ４において、スワールコントロール弁５６は開である。

混合気の空燃比（Ａ／Ｆ）は、燃焼室１７の全体において理論空燃比（Ａ／Ｆ≒１４．７）である。三元触媒５１１、５１３が、燃焼室１７から排出された排出ガスを浄化することによって、エンジン１の排出ガス性能は良好になる。混合気のＡ／Ｆは、三元触媒の浄化ウインドウの中に収まるようにすればよい。混合気の空気過剰率λは、１．０±０．２としてもよい。尚、エンジン１が、全開負荷（つまり、最高負荷）を含む高負荷中回転領域Ａ３において運転しているときには、混合気のＡ／Ｆは、燃焼室１７の全体において理論空燃比又は理論空燃比よりもリッチにしてもよい（つまり、混合気の空気過剰率λは、λ≦１）。

燃焼室１７内にＥＧＲガスを導入しているため、燃焼室１７の中の全ガスと燃料との重量比であるＧ／Ｆは理論空燃比よりもリーンになる。混合気のＧ／Ｆは１８以上にしてもよい。こうすることで、いわゆるノッキングの発生を回避することができる。Ｇ／Ｆは１８以上３０以下において設定してもよい。また、Ｇ／Ｆは１８以上５０以下において設定してもよい。

エンジン１が運転状態６０４で運転するときに、インジェクタ６は、吸気行程中に、複数回の燃料噴射（符号６０４１、６０４２）を行う。インジェクタ６は、第一噴射６０４１を吸気行程の前半に行い、第二噴射６０４２を吸気行程の後半に行ってもよい。

また、エンジン１が運転状態６０５で運転するときに、インジェクタ６は、吸気行程において燃料を噴射する（符号６０５１）。

点火プラグ２５は、燃料の噴射後、圧縮上死点付近の所定のタイミングで混合気に点火をする（符号６０４３、６０５２）。エンジン１が運転状態６０４で運転しているときに、点火プラグ２５は、圧縮上死点前に点火を行ってもよい（符号６０４３）。エンジン１が運転状態６０５で運転しているときに、点火プラグ２５は、圧縮上死点後に点火を行ってもよい（符号６０５２）。

混合気のＡ／Ｆを理論空燃比にしてＳＰＣＣＩ燃焼を行うことによって、三元触媒５１１、５１３を利用して、燃焼室１７から排出された排出ガスを浄化することができる。また、ＥＧＲガスを燃焼室１７に導入して混合気を希釈化することによって、エンジン１の燃費性能が向上する。尚、中高負荷領域Ａ２、Ａ３、Ａ４は、後述するレイヤ２に対応する。レイヤ２は、高負荷領域まで広がっていると共に、最高負荷運転状態を含んでいる。

（過給機の動作）
ここで、図７のマップ５０４に示すように、低負荷領域Ａ１の一部、及び、中高負荷領域Ａ２の一部においては、過給機４４はオフである（Ｓ／Ｃ ＯＦＦ参照）。詳細には、低負荷領域Ａ１における低回転側の領域において、過給機４４はオフである。低負荷領域Ａ１における高回転側の領域においては、エンジン１の回転数が高くなることに対応して必要な吸気充填量を確保するために、過給機４４はオンである。また、中高負荷領域Ａ２における低負荷低回転側の一部の領域において、過給機４４はオフである。中高負荷領域Ａ２における高負荷側の領域においては、燃料噴射量が増えることに対応して必要な吸気充填量を確保するために、過給機４４はオンである。また、中高負荷領域Ａ２における高回転側の領域においても過給機４４はオンである。

尚、高負荷中回転領域Ａ３、高負荷低回転領域Ａ４、及び、高回転領域Ａ５の各領域においては、その全域において過給機４４がオンである（Ｓ／Ｃ ＯＮ参照）。

（高回転領域）
エンジン１の回転数が高いと、クランク角が１°変化するのに要する時間が短くなる。燃焼室１７内において混合気を成層化することが困難になる。エンジン１の回転数が高くなると、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うことが困難になる。

そこで、エンジン１が高回転領域Ａ５において運転しているときに、エンジン１は、ＳＰＣＣＩ燃焼ではなく、ＳＩ燃焼を行う。尚、高回転領域Ａ５は、低負荷から高負荷まで負荷方向の全域に広がっている。

図８の符号６０６は、エンジン１が高回転領域Ａ５における負荷の高い運転状態６０６にて運転しているときの燃料噴射時期（符号６０６１）及び点火時期（符号６０６２）、並びに、燃焼波形（符号６０６３）を示している。

ＥＧＲシステム５５は、燃焼室１７の中にＥＧＲガスを導入する。ＥＧＲシステム５５は、負荷が高まるに従いＥＧＲガスの量を減らす。ＥＧＲシステム５５は、全開負荷では、ＥＧＲガスをゼロにしてもよい。

スワールコントロール弁５６は、全開である。燃焼室１７内にはスワール流が発生せず、タンブル流のみが発生する。スワールコントロール弁５６を全開にすることによって、充填効率を高めることができると共に、ポンプ損失を低減することが可能になる。

混合気の空燃比（Ａ／Ｆ）は、基本的には、燃焼室１７の全体において理論空燃比（Ａ／Ｆ≒１４．７）である。混合気の空気過剰率λは、１．０±０．２とすればよい。尚、エンジン１が全開負荷の付近において運転しているときには、混合気の空気過剰率λは１未満であってもよい。

インジェクタ６は、吸気行程中に燃料噴射を開始する。インジェクタ６は、燃料を一括で噴射する（符号６０６１）。吸気行程中に燃料噴射を開始することによって、燃焼室１７の中に、均質又は略均質な混合気が形成される。また、燃料の気化時間を長く確保することができるため、未燃損失の低減を図ることもできる。

点火プラグ２５は、燃料の噴射終了後、圧縮上死点前の適宜のタイミングで、混合気に点火を行う（符号６０６２）。

（マップのレイヤ構造）
図６に示すエンジン１のマップ５０１、５０２、５０３は、図９に示すように、レイヤ１、レイヤ２及びレイヤ３の三つのレイヤの組み合わせによって構成されている。

レイヤ１は、ベースとなるレイヤである。レイヤ１は、エンジン１の運転領域の全体に広がる。レイヤ１は、第三マップ５０３の全体に相当する。

レイヤ２は、レイヤ１の上に重なるレイヤである。レイヤ２は、エンジン１の運転領域の一部に相当する。具体的にレイヤ２は、第二マップ５０２の低中回転領域Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３に相当する。

レイヤ３は、レイヤ２の上に重なるレイヤである。レイヤ３は、第一マップ５０１の低負荷領域Ａ１に相当する。

レイヤ１、レイヤ２及びレイヤ３は、燃焼室１７の壁温及び吸気の温度それぞれの高低に応じて選択される。

燃焼室１７の壁温が第１所定壁温（例えば８０℃）以上でかつ、吸気温が第１所定吸気温（例えば５０℃）以上のときには、レイヤ１とレイヤ２とレイヤ３とが選択され、これらレイヤ１、レイヤ２及びレイヤ３を重ねることにより第一マップ５０１が構成される。第一マップ５０１における低負荷領域Ａ１は、そこにおいて最上位のレイヤ３が有効になり、中高負荷領域Ａ２、Ａ３、Ａ４は、そこにおいて最上位のレイヤ２が有効になり、高回転領域Ａ５は、レイヤ１が有効になる。

燃焼室１７の壁温が第１所定壁温未満、第２所定壁温（例えば３０℃）以上でかつ、吸気温が第１所定吸気温未満、第２所定吸気温（例えば２５℃）以上のときには、レイヤ１とレイヤ２とが選択される。これらレイヤ１及びレイヤ２を重ねることにより第二マップ５０２が構成される。第二マップ５０２における低中回転領域Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３は、そこにおいて最上位のレイヤ２が有効になり、高回転領域Ｂ４は、レイヤ１が有効になる。

燃焼室１７の壁温が第２所定壁温未満でかつ、吸気温が第２所定吸気温未満のときには、レイヤ１のみが選択されて、第三マップ５０３が構成される。

尚、燃焼室１７の壁温は、例えば，水温センサＳＷ１０によって計測されるエンジン１の冷却水の温度によって代用してもよい。また、冷却水の温度や、その他の計測結果に基づいて、燃焼室１７の壁温を推定してもよい。また、吸気温は、例えば、サージタンク４２内の温度を計測する第３吸気温度センサＳＷ１７によって計測することができる。また、各種の計測結果に基づいて、燃焼室１７の中に導入される吸気温を推定してもよい。

前述したようにＳＰＣＣＩ燃焼は、燃焼室１７内に強いスワール流を発生させて行う。ＳＩ燃焼は、燃焼室１７の壁に沿って火炎が伝播するため、ＳＩ燃焼の火炎伝播は、壁温の影響を受ける。壁温が低いと、ＳＩ燃焼の火炎が冷やされてしまい、圧縮着火のタイミングが遅れてしまう。

ＳＰＣＣＩ燃焼におけるＣＩ燃焼は、燃焼室１７の外周部から中央部において行われるため、燃焼室１７の中央部の温度の影響を受ける。中央部の温度が低いと、ＣＩ燃焼が不安定になってしまう。燃焼室１７の中央部の温度は、燃焼室１７に導入される吸気の温度に依存する。つまり、吸気温度が高いときに、燃焼室１７の中央部の温度は高くなり、吸気温度が低いときに、中央部の温度は低くなる。

燃焼室１７の壁温が第２所定壁温未満でかつ、吸気温度が第２所定吸気温未満のときには、ＳＰＣＣＩ燃焼を安定して行うことができない。そこで、ＳＩ燃焼を実行するレイヤ１のみが選択され、ＥＣＵ１０は、第三マップ５０３に基づいて、エンジン１を運転する。全ての運転領域において、エンジン１がＳＩ燃焼を行うことにより、燃焼安定性を確保することができる。

燃焼室１７の壁温が第２所定壁温以上及び吸気温度が第２所定吸気温以上のときには、略理論空燃比（つまり、λ≒１）の混合気を、安定してＳＰＣＣＩ燃焼させることができる。そこで、レイヤ１に加えて、レイヤ２が選択され、ＥＣＵ１０は、第二マップ５０２に基づいて、エンジン１を運転する。エンジン１が、一部の運転領域においてＳＰＣＣＩ燃焼を行うことにより、エンジン１の燃費性能が向上する。

燃焼室１７の壁温が第１所定壁温以上及び吸気温度が第１所定吸気温以上のときには、理論空燃比よりもリーンな混合気を、安定してＳＰＣＣＩ燃焼させることができる。そこで、レイヤ１及びレイヤ２に加えて、レイヤ３が選択され、ＥＣＵ１０は、第一マップ５０１に基づいて、エンジン１を運転する。エンジン１が、一部の運転領域においてリーン混合気をＳＰＣＣＩ燃焼させることにより、エンジン１の燃費性能が、さらに向上する。

次に、図１０のフローチャートを参照しながら、ＥＣＵ１０が実行するマップのレイヤ選択に関係する制御例について説明をする。先ず、スタート後のステップＳ１において、ＥＣＵ１０は、各センサＳＷ１〜ＳＷ１７の信号を読み込む。ＥＣＵ１０は、続くステップＳ２において、燃焼室１７の壁温が３０℃以上でかつ、吸気温が２５℃以上か否かを判断する。ステップＳ２の判定がＹＥＳのときには、プロセスはステップＳ３に進み、ＮＯのときには、プロセスはステップＳ５に進む。ＥＣＵ１０は、ステップＳ５においてレイヤ１のみを選択する。ＥＣＵ１０は、第三マップ５０３に基づいてエンジン１を運転する。プロセスはその後、リターンする。

ステップＳ３において、ＥＣＵ１０は、燃焼室１７の壁温が８０℃以上でかつ、吸気温が５０℃以上か否かを判断する。ステップＳ３の判定がＹＥＳのときには、プロセスはステップＳ４に進み、ＮＯのときには、プロセスはステップＳ６に進む。

ＥＣＵ１０は、ステップＳ６においてレイヤ１とレイヤ２とを選択する。ＥＣＵ１０は、第二マップ５０２に基づいて、エンジン１を運転する。プロセスはその後、リターンする。

ＥＣＵ１０は、ステップＳ４においてレイヤ１とレイヤ２とレイヤ３とを選択する。ＥＣＵ１０は、第一マップに基づいて、エンジン１を運転する。プロセスはその後、リターンする。

（吸気弁及び排気弁のバルブタイミング）
図１１は、レイヤ２について設定されている制御ロジックに従い、ＥＣＵ１０が吸気電動Ｓ−ＶＴ２３を制御したときの吸気弁２１の開弁タイミングＩＶＯの変化の一例を示している。図１１の上図（つまり、グラフ１１０１）は、エンジン１の負荷の高低（横軸）に対する吸気弁２１の開弁タイミングＩＶＯの変化（横軸）を示している。実線はエンジン１の回転数が相対的に低い第１回転数のとき、破線はエンジン１の回転数が相対的に高い第２回転数のとき（第１回転数＜第２回転数）に対応する。

図１１の下図（つまり、グラフ１１０２）は、エンジン１の回転数の高低（横軸）に対する吸気弁２１の開弁タイミングＩＶＯの変化（縦軸）を示している。実線は、エンジン１の負荷が相対的に低い第１負荷のとき、破線はエンジン１の負荷が相対的に高い第２負荷のとき（第１負荷＜第２負荷）に対応する。

グラフ１１０１及びグラフ１１０２において、吸気弁２１の開弁タイミングＩＶＯは上にいくほど進角し、吸気弁２１及び排気弁２２の両方が開弁するポジティブオーバーラップ期間が長くなる。よって、燃焼室１７の中に導入されるＥＧＲガスの量が増える。

レイヤ２においてエンジン１は、混合気のＡ／Ｆを理論空燃比又は略理論空燃比にすると共に、Ｇ／Ｆを理論空燃比よりもリーンにして運転する。エンジン１の負荷が低いと、燃料供給量が少ない。グラフ１１０１に示すように、エンジン１の負荷が低いときに、ＥＣＵ１０は、吸気弁２１の開弁タイミングＩＶＯを遅角側のタイミングに設定する。燃焼室１７の中に導入するＥＧＲガスの量が制限され、燃焼安定性が確保される。

エンジン１の負荷が高くなると、燃料供給量が増えるため、燃焼安定性が高まる。ＥＣＵ１０は、吸気弁２１の開弁タイミングを進角側のタイミングに設定する。燃焼室１７の中に導入するＥＧＲガスの量を増やすことによって、エンジン１のポンプ損失を下げることができる。

エンジン１の負荷がさらに高くなると、燃焼室１７の中の温度がさらに高くなる。燃焼室１７の中の温度が高くなりすぎないように、内部ＥＧＲガスの量を減らし、外部ＥＧＲガスの量を増やす。そのために、ＥＣＵ１０は、吸気弁２１の開弁タイミングを、再び、遅角側のタイミングに設定する。

エンジン１の負荷がさらに高くなって過給機４４が過給を行うようになると、ＥＣＵ１０は、吸気弁２１の開弁タイミングを、再び、進角側のタイミングに設定する。吸気弁２１及び排気弁２２の両方を開弁するポジティブオーバーラップ期間が設けられるため、燃焼室１７の中の残留ガスを掃気することができる。

尚、エンジン１の回転数が高いときと低いときとのそれぞれにおいて、吸気弁２１の開弁タイミングが変化する傾向は、ほぼ同じである。

グラフ１１０２に示すように、エンジン１の回転数が低いときには、燃焼室１７内の流動が弱くなる。燃焼安定性が低下してしまうため、燃焼室１７の中に導入するＥＧＲガスの量を制限する。ＥＣＵ１０は、吸気弁２１の開弁タイミングを、遅角側のタイミングに設定する。

エンジン１の回転数が高くなると、燃焼室１７内の流動が強くなるため、燃焼室１７の中に導入するＥＧＲガスの量を増やすことができる。ＥＣＵ１０は、吸気弁２１の開弁タイミングを、進角側のタイミングに設定する。

エンジン１の回転数がさらに高くなると、ＥＣＵ１０は、吸気弁２１の開弁タイミングを、エンジン１の回転数に応じた遅角側のタイミングに設定する。これにより、燃焼室１７内に導入されるガス量を最大化する。

図１２は、レイヤ３について設定されている制御ロジックに従い、ＥＣＵ１０が吸気電動Ｓ−ＶＴ２３及び排気電動Ｓ−ＶＴ２４を制御したときの吸気弁２１の開弁タイミングＩＶＯ、排気弁２２の閉弁タイミングＥＶＣ、及び、吸気弁２１及び排気弁２２のオーバーラップ期間Ｏ／Ｌの変化の一例を示している。

図１２の上図（つまり、グラフ１２０１）は、エンジン１の負荷の高低（横軸）に対する吸気弁２１の開弁タイミングＩＶＯの変化（横軸）を示している。実線はエンジン１の回転数が相対的に低い第３回転数のとき、破線はエンジン１の回転数が相対的に高い第４回転数（第３回転数＜第４回転数）のときに対応する。

図１２の中図（つまり、グラフ１２０２）は、エンジン１の負荷の高低（横軸）に対する排気弁２２の閉弁タイミングＥＶＣの変化（横軸）を示している。実線はエンジン１の回転数が第３回転数のとき、破線はエンジン１の回転数が第４回転数のときに対応する。

図１２の下図（つまり、グラフ１２０３）は、エンジン１の負荷の高低（横軸）に対する吸気弁２１と排気弁２２とのオーバーラップ期間Ｏ／Ｌの変化（横軸）を示している。実線はエンジン１の回転数が第３回転数のとき、破線はエンジン１の回転数が第４回転数のときに対応する。

レイヤ３においてエンジン１は、Ａ／Ｆが理論空燃比よりもリーンな混合気をＳＰＣＣＩ燃焼させて運転する。エンジン１の負荷が低いときには、燃料供給量が少ない。混合気のＡ／Ｆが低くなりすぎないように、ＥＣＵ１０は、燃焼室１７内に導入するガス量を制限する。グラフ１２０１に示すように、ＥＣＵ１０は、吸気弁２１の開弁タイミングＩＶＯを、排気上死点よりも遅角側のタイミングに設定する。吸気弁２１の閉弁タイミングは、吸気下死点以降の、いわゆる遅閉じになる。また、エンジン１の負荷が低いときに、ＥＣＵ１０は、燃焼室１７内に導入する内部ＥＧＲガス量を制限する。グラフ１２０２に示すように、ＥＣＵ１０は、排気弁２２の閉弁タイミングＥＶＣを、進角側のタイミングに設定する。排気弁２２の閉弁タイミングＥＶＣは、排気上死点に近づく。

エンジン１の負荷が高くなると、燃料供給量が増えるため、ＥＣＵ１０は、燃焼室１７内に導入するガス量を制限しない。また、理論空燃比よりもリーンな混合気のＳＰＣＣＩ燃焼を安定させるために、ＥＣＵ１０は、燃焼室１７内に導入する内部ＥＧＲガス量を増やす。ＥＣＵ１０は、吸気弁２１の開弁タイミングＩＶＯを、排気上死点よりも進角側のタイミングに設定する。また、ＥＣＵ１０は、排気弁２２の閉弁タイミングＥＶＣを、排気上死点よりも遅角側のタイミングに設定する。その結果、グラフ１２０３に示すように、エンジン１の負荷が高くなると、吸気弁２１と排気弁２２との両方が開弁するオーバーラップ期間は長くなる。

エンジン１の負荷がさらに高くなると、燃焼室１７内の温度が高くなり過ぎないように、ＥＣＵ１０は、燃焼室１７内に導入する内部ＥＧＲガス量を減らす。ＥＣＵ１０は、排気弁２２の閉弁タイミングＥＶＣを、排気上死点に近づける。吸気弁２１と排気弁２２とのオーバーラップ期間は短くなる。また、ＥＣＵ１０は、エンジン１の負荷が高いときでかつ、エンジン１の回転数が高いときには、回転数が低いときよりも、吸気弁２１の開弁タイミングを遅角側のタイミングに設定する。燃焼室１７内に導入するガス量は最大になる。

尚、図１２に一点鎖線で囲んだ低負荷領域において、エンジン１は、燃費性能の向上を目的とした減筒運転を行うようにしてもよい。減筒運転を行うときには、燃焼室１７内に導入するガス量及び内部ＥＧＲガス量は制限されない。ＥＣＵ１０は、グラフ１２０１、１２０２に二点鎖線で示すように、吸気弁２１の開弁タイミングを、進角側のタイミングに設定すると共に、排気弁２２の閉弁タイミングを、遅角側のタイミングに設定してもよい。

（エンジンの制御ロジック）
図１３は、エンジン１の制御ロジックを示すフローチャートである。ＥＣＵ１０は、メモリ１０２に記憶している制御ロジックに従いエンジン１を運転する。具体的にＥＣＵ１０は、各センサＳＷ１〜ＳＷ１７の信号に基づいて、エンジン１の運転状態を判断すると共に、燃焼室１７の中の燃焼が、運転状態に応じたＳＩ率の燃焼となるよう、燃焼室１７の中の状態量の調節、噴射量の調節、噴射タイミングの調節、及び、点火タイミングの調節を行うための演算を行う。

ＥＣＵ１０は先ず、ステップＳ１３１において、各センサＳＷ１〜ＳＷ１７の信号を読み込む。次いで、ＥＣＵ１０は、ステップＳ１３２において、各センサＳＷ１〜ＳＷ１７の信号に基づいてエンジン１の運転状態を判断すると共に、目標ＳＩ率（つまり、目標熱量比率）を設定する。目標ＳＩ率は、エンジン１の運転状態に応じて設定される。

図１４は、目標ＳＩ率の設定例を模式的に示している。ＥＣＵ１０は、エンジン１の負荷が低いときには、目標ＳＩ率を低く設定し、エンジン１の負荷が高いときには、目標ＳＩ率を高く設定する。エンジン１の負荷が低いときには、ＳＰＣＣＩ燃焼におけるＣＩ燃焼の割合を高めることによって、燃焼騒音の抑制と燃費性能の向上とが両立する。エンジン１の負荷が高いときには、ＳＰＣＣＩ燃焼におけるＳＩ燃焼の割合を高めることによって、燃焼騒音の抑制に有利になる。

図１３のフローに戻り、ＥＣＵ１０は、続くステップＳ１３３において、メモリ１０２に記憶している燃焼モデルに基づいて、設定した目標ＳＩ率を実現するための目標筒内状態量を設定する。具体的にＥＣＵ１０は、燃焼室１７の中の目標温度及び目標圧力、並びに、目標状態量を設定する。ＥＣＵ１０は、ステップＳ１３４において、目標筒内状態量を実現するために必要な、ＥＧＲ弁５４の開度、スロットル弁４３の開度、エアバイパス弁４８の開度、スワールコントロール弁５６の開度、並びに、吸気電動Ｓ−ＶＴ２３及び排気電動Ｓ−ＶＴ２４の位相角（つまり、吸気弁２１のバルブタイミング、及び、排気弁２２のバルブタイミング）を設定する。ＥＣＵ１０は、これらのデバイスの制御量を、メモリ１０２に記憶しているマップに基づいて設定する。ＥＣＵ１０は、設定した制御量に基づいて、ＥＧＲ弁５４、スロットル弁４３、エアバイパス弁４８、スワールコントロール弁（ＳＣＶ）５６、並びに、吸気電動Ｓ−ＶＴ２３及び排気電動Ｓ−ＶＴ２４に信号を出力する。ＥＣＵ１０の信号に基づいて各デバイスが動作をすることによって、燃焼室１７の中の状態量が目標状態量になる。

ＥＣＵ１０はさらに、設定した各デバイスの制御量に基づいて、燃焼室１７の中の状態量の予測値、及び、推定値をそれぞれ算出する。状態量予測値は、吸気弁２１が閉弁する前の燃焼室１７の中の状態量を予測した値である。状態量予測値は、後述するように、吸気行程における燃料の噴射量の設定に用いる。状態量推定値は、吸気弁２１が閉弁した後の燃焼室１７の中の状態量を推定した値である。状態量推定値は、後述するように、圧縮行程における燃料の噴射量の設定、及び、点火タイミングの設定に用いる。状態量推定値はまた、実際の燃焼状態との比較による状態量誤差の計算にも用いる。

ＥＣＵ１０は、ステップＳ１３５において、状態量予測値に基づいて、吸気行程中における燃料の噴射量を設定する。吸気行程中に分割噴射を行うときには、各噴射の噴射量を設定する。尚、吸気行程中に燃料の噴射を行わないときは、燃料の噴射量はゼロである。ステップＳ１３６において、ＥＣＵ１０は、インジェクタ６が所定の噴射タイミングで、燃焼室１７の中に燃料を噴射するよう、インジェクタ６に信号を出力する。

ＥＣＵ１０は、ステップＳ１３７において、状態量推定値と、吸気行程中の燃料の噴射結果と、に基づいて、圧縮行程中における燃料の噴射量を設定する。尚、圧縮行程中に燃料の噴射を行わないときは、燃料の噴射量はゼロである。ＥＣＵ１０は、ステップＳ１３８において、予め設定されているマップに基づく噴射タイミングで、インジェクタ６が燃焼室１７の中に燃料を噴射するよう、インジェクタ６に信号を出力する。

ＥＣＵ１０は、ステップＳ１３９において、状態量推定値と、圧縮行程中の燃料の噴射結果と、に基づいて、点火タイミングを設定する。ＥＣＵ１０は、ステップＳ１３１０において、設定した点火タイミングで、点火プラグ２５が燃焼室１７の中の混合気に点火をするよう、点火プラグ２５に信号を出力する。

点火プラグ２５が混合気に点火をすることにより、燃焼室１７の中でＳＩ燃焼又はＳＰＣＣＩ燃焼が行われる。ステップＳ１３１１において、ＥＣＵ１０は、指圧センサＳＷ６が計測した燃焼室１７の中の圧力の変化を読み込み、それに基づいて、燃焼室１７の中の混合気の燃焼状態を判断する。ＥＣＵ１０はまた、ステップＳ１３１２において、燃焼状態の計測結果と、ステップＳ１３４において推定をした状態量推定値とを比較し、状態量推定値と、実際の状態量との誤差を計算する。計算した誤差は、今回以降のサイクルにおいて、ステップＳ１３４の推定に利用される。ＥＣＵ１０は、状態量誤差が無くなるように、スロットル弁４３、ＥＧＲ弁５４、スワールコントロール弁５６、及び／又は、エアバイパス弁４８の開度、並びに、吸気電動Ｓ−ＶＴ２３及び排気電動Ｓ−ＶＴ２４の位相角を調節する。それによって、燃焼室１７に導入される新気及びＥＧＲガス量が調節される。

ＥＣＵ１０はまた、状態量推定値に基づき燃焼室１７の中の温度が目標温度よりも低くなると予想したときには、点火タイミングを進角することが可能になるよう、ステップＳ１３８において、圧縮行程中の噴射タイミングを、マップに基づく噴射タイミングよりも進角させる。一方、ＥＣＵ１０は、状態量推定値に基づき燃焼室１７の中の温度が目標温度よりも高くなると予想したときには、点火タイミングを遅角することが可能になるよう、ステップＳ１３８において、圧縮行程中の噴射タイミングを、マップに基づく噴射タイミングよりも遅角させる。

つまり、燃焼室１７の中の温度が低いと、火花点火によってＳＩ燃焼が開始した後、未燃混合気が自己着火するタイミングθ_ＣＩ（図５参照）が遅れてしまい、ＳＩ率が、目標のＳＩ率からずれてしまう。この場合、未燃燃料の増大や、排出ガス性能の低下を招く。

そこで、燃焼室１７の中の温度が目標温度よりも低くなると予想したときには、ＥＣＵ１０は、噴射タイミングを進角すると共に、ステップＳ１３１０において点火タイミングを進角する。ＳＩ燃焼の開始が早まることによってＳＩ燃焼により十分な熱発生が可能になるから、燃焼室１７の中の温度が低いときに、未燃混合気の自己着火のタイミングθ_ＣＩが遅れることを防止することができる。その結果、ＳＩ率は、目標のＳＩ率に近づく。

また、燃焼室１７の中の温度が高いと、火花点火によってＳＩ燃焼が開始して直ぐに、未燃混合気が自己着火してしまい、ＳＩ率が、目標のＳＩ率からずれてしまう。この場合、燃焼騒音が増大してしまう。

そこで、燃焼室１７の中の温度が目標温度よりも高くなると予想したときには、ＥＣＵ１０は、噴射タイミングを遅角すると共に、ステップＳ１３１０において点火タイミングを遅角する。ＳＩ燃焼の開始が遅くなるから、燃焼室１７の中の温度が高いときに、未燃混合気の自己着火のタイミングθ_ＣＩが早くなることを防止することができる。その結果、ＳＩ率は、目標のＳＩ率に近づく。

このエンジン１の制御ロジックは、スロットル弁４３、ＥＧＲ弁５４、エアバイパス弁４８、スワールコントロール弁５６、吸気電動Ｓ−ＶＴ２３、及び排気電動Ｓ−ＶＴ２４を含む状態量設定デバイスによって、ＳＩ率を調節するよう構成されている。燃焼室１７の中の状態量を調節することによって、ＳＩ率の大まかな調節が可能である。エンジン１の制御ロジックはまた、燃料の噴射タイミング及び点火タイミングを調節することによって、ＳＩ率を調節するよう構成されている。噴射タイミング及び点火タイミングの調節によって、例えば気筒間差の補正を行ったり、自己着火タイミングの微調節を行ったりすることができる。ＳＩ率の調節を二段階に行うことによって、エンジン１は、運転状態に対応する狙いのＳＰＣＣＩ燃焼を正確に実現することができる。

ＥＣＵ１０はまた、燃焼による実際のＳＩ率が、目標ＳＩ率になるよう、少なくともＥＧＲシステム５５及び点火プラグ２５に信号を出力する。また、前述の通り、ＥＣＵ１０は、エンジン１の負荷が高いときには、低いときよりも目標ＳＩ率を高くするから、ＥＣＵ１０は、エンジン１の負荷が高いときには、低いときよりもＳＩ率が高くなるよう、少なくともＥＧＲシステム５５及び点火プラグ２５に信号を出力することになる。

尚、ＥＣＵ１０が行うエンジン１の制御は、前述した燃焼モデルに基づく制御ロジックに限定されない。

（エンジンの制御ロジックの設計方法）
前述したＳＰＣＣＩ燃焼を実行するエンジン１の制御ロジックを設計する際には、各デバイスの制御量に関係するパラメータを設定する。例えば点火プラグ２５であれば、エンジン１の運転状態に対応した点火エネルギ及び点火タイミングを、設定する。吸気電動Ｓ−ＶＴ２３であれば、エンジン１の運転状態に対応した吸気弁２１のバルブタイミングを設定する。以下、エンジン１の制御ロジックの設計方法における、吸気弁２１のバルブタイミングの設定について、図面を参照しながら説明をする。

ＳＰＣＣＩ燃焼を実行するエンジン１において、燃焼騒音を抑制すると共に、安定したＳＰＣＣＩ燃焼を実現するためには、ＣＩ燃焼が開始するタイミング（θ_ＣＩ：図５参照）における燃焼室１７内の温度を適切な温度に調節する必要があることを、本願発明者らは見出した。つまり、燃焼室１７内の温度が低いとＣＩ燃焼の着火性が低下する。燃焼室１７内の温度が高いと燃焼騒音が大きくなる。

ＣＩ燃焼が開始するタイミングθ_ＣＩにおける燃焼室１７内の温度は、エンジン１の有効圧縮比に関係する。エンジン１の有効圧縮比は、幾何学的圧縮比εと、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣとにより定まる。本願発明者らは、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジンを実用化するために、ＳＰＣＣＩ燃焼が生じ得る幾何学的圧縮比εの範囲において、適切なＩＶＣの範囲が存在することを新たに見出した。ここに開示する技術は、ＳＰＣＣＩ燃焼という特有の燃焼形態を行うエンジンを実用化するためには、幾何学的圧縮比εと吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣとの間に、所定の関係が必要であることを見出した点に新しさがある。また、後述する、幾何学的圧縮比εと吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣとの間の関係式にも、新しさがある。

さらに、ここに開示する技術は、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジン１の制御ロジックを設計するときに、幾何学的圧縮比εと吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣとの間の関係に基づいて、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣを設定する点にも新しさがある。

エンジン１は、混合気のＡ／Ｆを理論空燃比又は理論空燃比よりもリッチにしかつ、Ｇ／Ｆを理論空燃比よりもリーンにしてＳＰＣＣＩ燃焼を行うとき（レイヤ２）と、混合気のＡ／Ｆを理論空燃比よりもリーンにしてＳＰＣＣＩ燃焼を行うとき（レイヤ３）と、を切り換える。レイヤ２における幾何学的圧縮比εと吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣとの関係は、レイヤ３における幾何学的圧縮比εと吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣとの関係とは異なる。

（レイヤ２における幾何学的圧縮比と吸気弁の閉弁タイミングとの関係）
図１５は、ＳＰＣＣＩ燃焼の特性を示している。具体的に図１５は、エンジン１が、レイヤ２と同様に、Ａ／Ｆが理論空燃比でかつ、Ｇ／Ｆが理論空燃比よりもリーンの混合気をＳＰＣＣＩ燃焼するときの、ＥＧＲ率（横軸）に対するＳＰＣＣＩ燃焼の成立範囲を示している。同図における縦軸は、燃焼重心に相当するクランク角度であり、燃焼重心は、図における上にいくほど進角する。

ＳＰＣＣＩ燃焼が成立する範囲は、同図においてハッチングを付した範囲によって示される。ＳＰＣＣＩ燃焼が成立する範囲は、「進角限界」の線と、「遅角限界」の線とによって挟まれている。「進角限界」の線は、燃焼重心がこの線よりも進角すると異常燃焼になるため、ＳＰＣＣＩ燃焼が成立しないことを意味している。また、「遅角限界」の線は、燃焼重心がこの線よりも遅角すると、自己着火しなくなるため、ＳＰＣＣＩ燃焼が成立しないことを意味している。

同図における一点鎖線は、ＭＢＴ（Minimum advance for Best Torque）に相当する燃焼の燃焼重心を示している。ここでは、ＭＢＴに相当する燃焼の燃焼重心を、単にＭＢＴと呼ぶ。ＭＢＴは、ＥＧＲ率が高くなるほど進角する。

燃費性能の向上の観点から、ＳＰＣＣＩ燃焼の燃焼重心は、ＭＢＴに近づけることが好ましい。ＥＧＲ率が高くなると、ＳＰＣＣＩ燃焼が成立する範囲も進角するが、「進角限界」の線と「遅角限界」の線との間隔が狭くなり、ＳＰＣＣＩ燃焼が成立する範囲は狭くなる。

エンジン１の負荷が低いとき（「軽負荷」のとき）には、ＳＰＣＣＩ燃焼の成立する範囲が進角側であるため、図１５の両端矢印で示すように、ある程度の幅でＥＧＲ率を調節すると共に、燃焼重心を進角側及び遅角側に調節することにより、ＭＢＴに相当するＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができる。

エンジン１の負荷が高くなると、燃料供給量が増えることに対応して、燃焼室１７内に導入する空気量を増やさなければならない。空気量が増えることに対してＥＧＲ率を高くしようとすると、ＥＧＲガスも大量に燃焼室１７内に導入しなければならない。しかしながら、過給機４４の過給能力の限界のため、空気及びＥＧＲガスの両方を、燃焼室１７内に大量に導入することは難しい。そのため、エンジン１の負荷が高くなると、ＳＰＣＣＩ燃焼が成立する範囲は、遅角側になる。エンジン１の負荷が高いときに、ＳＰＣＣＩ燃焼の燃焼重心をＭＢＴに最も近づけようとすると、図１５の点ＹにおいてＳＰＣＣＩ燃焼を行わなければならない。点Ｙは、Ａ／Ｆを理論空燃比にした混合気をＳＰＣＣＩ燃焼させることができる上限負荷でのエンジン１の運転状態に相当する。エンジン１が上限負荷で運転しているときには、ＥＧＲ率の調節や燃焼重心の調節により、ＭＢＴに相当するＳＰＣＣＩ燃焼を実現することが難しい。

エンジン１は、レイヤ２において低負荷から高負荷までの広い運転領域に亘って運転する。レイヤ２に関しては、エンジン１が上限負荷で運転している状態が、ＳＰＣＣＩ燃焼が成立する限界の運転状態に相当する。レイヤ２に関し、ＣＩ燃焼が開始するタイミング（θ_ＣＩ）における燃焼室１７の温度が所定の温度となるような、εとＩＶＣとの関係を定めるにあたっては、エンジン１が上限負荷で運転しているときの、燃焼室１７内の温度に基づいて定める必要がある。

エンジン１が上限負荷で運転しているときの、燃焼室１７内の温度を知るために、本願発明者らは、実際のエンジン１においてＳＰＣＣＩ燃焼を行い、そのエンジン１から取得した計測値を利用することにした。具体的に、本願発明者らは、エンジン１がレイヤ２における上限負荷で運転しているときの各種パラメータを計測すると共に、計測したパラメータから、θ_ＣＩにおける燃焼室１７内の実際の温度を推定した。本願発明者らは、推定した複数の温度の平均値を基準温度Ｔｔｈ１と定めた。θ_ＣＩにおける燃焼室１７の温度が基準温度Ｔｔｈ１であれば、レイヤ２においてＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができる。

ここで、ＳＰＣＣＩ燃焼は、前述したように、点火タイミングの調節によって、θ_ＣＩを調節することができる。しかしながら、エンジン１がレイヤ２における上限負荷で運転しているときに、θ_ＣＩにおける燃焼室１７内の温度が、基準温度Ｔｔｈ１を超えるようになると、点火タイミングを調節しても、θ_ＣＩを調節することができなくなる。一方、θ_ＣＩにおける燃焼室１７内の温度が、基準温度Ｔｔｈ１以下であれば、点火タイミングを調節する（具体的には点火タイミングを進角する）ことにより、θ_ＣＩにおける燃焼室１７内の温度を基準温度Ｔｔｈ１まで高めて、ＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができる。

よって、レイヤ２においてＳＰＣＣＩ燃焼を実現するためには、θ_ＣＩにおける燃焼室１７の温度が基準温度Ｔｔｈ１を超えないような、εとＩＶＣとの関係が要求される。

そこで、図１６に概念的に示すように、本願発明者らは、幾何学的圧縮比εと、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣとの二つのパラメータからなるマトリックスにおいて、εと、ＩＶＣとのそれぞれについて値を変更しながら、エンジン１のモデルを用いて、θ_ＣＩ時の燃焼室１７の温度の推定演算を行った。基準温度Ｔｔｈ１以下となるεとＩＶＣとの組み合わせは、レイヤ２においてＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができる。図１６に示すように、幾何学的圧縮比εが高くかつ、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣが吸気下死点に近づくと、ＣＩ燃焼時の燃焼室１７の温度は、基準温度Ｔｔｈ１を超えてしまう。

尚、図１６は、ＩＶＣを吸気下死点以降に設定したマトリックスである。図示は省略するが、本願発明者らは、ＩＶＣを吸気下死点以前に設定したマトリックスについても同様に、θ_ＣＩ時の燃焼室１７の温度の推定演算を行うことによって、基準温度Ｔｔｈ１以下となるεとＩＶＣとの組み合わせを得た。

図１７の上図のグラフ１７０１は、εとＩＶＣとの組み合わせに基づいて算出した近似式（Ｉ）（II）を示している。グラフ１７０１の横軸は、幾何学的圧縮比ε、縦軸は吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）である。図示は省略しているが、本願発明者らは、グラフ１７０１の平面上に、基準温度Ｔｔｈ１以下となるεとＩＶＣとの組み合わせをプロットし、それらのプロット点に基づいて近似式（Ｉ）（II）を決定している。

グラフ１７０１は、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍであるときに相当する。近似式（Ｉ）及び（II）はそれぞれ、
近似式（Ｉ） ＩＶＣ＝−0.4288ε^２＋31.518ε−379.88
近似式（II） ＩＶＣ＝1.9163ε^２−89.935ε＋974.94
である。

グラフ１７０１において、近似式（Ｉ）及び（II）並びにε＝１７よりも左側のεとＩＶＣとの組み合わせは、ＣＩ燃焼時の燃焼室１７の温度が基準温度Ｔｔｈ１以下となる。この組み合わせは、Ａ／Ｆが理論空燃比でかつ、Ｇ／Ｆが理論空燃比よりもリーンな混合気をＳＰＣＣＩ燃焼させることが可能である。

前述したεとＩＶＣとの関係は、レイヤ２における燃焼室１７の上限温度に基づく関係である。

一方、レイヤ２において、エンジン１が軽負荷で運転しているときにも、燃焼室１７の温度が所定の温度となるように、εとＩＶＣとの関係を定めなければならない。

ＳＰＣＣＩ燃焼を行う燃焼室１７の温度は、圧縮行程でのピストン３の圧縮仕事による圧力上昇と、ＳＩ燃焼の発熱から生じる圧力上昇との二つの圧力上昇の結果である。ピストン３の圧縮仕事は有効圧縮比により定まる。有効圧縮比が低すぎるとピストン３の圧縮仕事による圧力上昇が小さい。ＳＰＣＣＩ燃焼における火炎伝播が進んでＳＩ燃焼の発熱により生じる圧力上昇が相当高まらないと、筒内温度を着火温度まで高めることができない。結果、圧縮自己着火する混合気量が少なく、多くの混合気が火炎伝播で燃焼するので、燃焼期間が長く燃費効率が低下する。ＳＰＣＣＩ燃焼において安定してＣＩ燃焼を起こして燃費効率を最大化するためには、有効圧縮比を、ある値以上に保つ必要がある。よって、εとＩＶＣとの関係を定めなければならない。

本願発明者らは、前記と同様に、実際のエンジン１が軽負荷で運転しているときの各種パラメータを計測すると共に、計測したパラメータから、θ_ＣＩにおける燃焼室１７内の実際の温度を推定した。本願発明者らは、推定した複数の温度の平均値を基準温度Ｔｔｈ２と定めた。

エンジン１が軽負荷で運転しているときに、θ_ＣＩにおける燃焼室１７内の温度が基準温度Ｔｔｈ２以上であれば、点火タイミングを遅らせることによって、ＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができる。しかしながら、θ_ＣＩにおける燃焼室１７の温度が基準温度Ｔｔｈ２よりも低いと、温度が低すぎるため、点火タイミングを進めても、ＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができない。

よって、レイヤ２においてＳＰＣＣＩ燃焼を実現するためには、θ_ＣＩにおける燃焼室１７の温度が基準温度Ｔｔｈ２以上となるような、εとＩＶＣとの関係が要求される。

本願発明者らは、図１６に示すマトリックスと同様に、幾何学的圧縮比εと、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣとの二つのパラメータからなるマトリックスにおいて、εと、ＩＶＣとのそれぞれについて値を変更しながら、エンジン１のモデルを用いて、ＣＩ燃焼時の燃焼室１７の温度の推定演算を行った。このマトリックスにおいては、基準温度Ｔｔｈ２以上となるεとＩＶＣとの組み合わせは、レイヤ２においてＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができる。

図１７のグラフ１７０１には、基準温度Ｔｔｈ２以上となるεとＩＶＣとの組み合わせに基づいて算出した近似式（III）及び（IV）も示している。近似式（III）及び（IV）はそれぞれ、
近似式（III） ＩＶＣ＝−0.4234ε^２＋22.926ε−167.84
近似式（IV） ＩＶＣ＝0.4234ε^２−22.926ε＋207.84
である。

グラフ１７０１において、近似式（III）及び（IV）よりも右側のεとＩＶＣとの組み合わせは、ＣＩ燃焼時の燃焼室１７の温度が基準温度Ｔｔｈ２以上となる。この組み合わせは、Ａ／Ｆが理論空燃比でかつ、Ｇ／Ｆが理論空燃比よりもリーンな混合気をＳＰＣＣＩ燃焼させることが可能になる。

図１７からわかるように、εとＩＶＣとの関係は、ＩＶＣ＝約２０deg. aBDCを中心に、上下方向に、略対称である。ＩＶＣ＝２０deg. aBDCは、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときに、燃焼室１７内に導入されるガス量が最大となる閉弁タイミング（つまり、ベストＩＶＣ）に相当する。また、ＩＶＣ＝１２０deg. aBDCは、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣの遅角限界、ＩＶＣ＝−８０deg. aBDCは、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣの進角限界である。

図１７において近似式（Ｉ）（II）（III）（IV）に囲まれた範囲内のεとＩＶＣとの組み合わせは、レイヤ２において、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジン１を実用化することができる組み合わせである。言い換えると、この範囲外のεとＩＶＣとの組み合わせは、レイヤ２においてＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジン１を実用化することができない。

設計者は、レイヤ２においてエンジン１が運転するときの、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣを定めるときに、図１７における斜線を付したε−ＩＶＣ成立範囲内においてＩＶＣを定めなければならない。

具体的に、設計者は、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１７に定めると、
0.4234ε^２−22.926ε＋207.84≦ＩＶＣ≦−0.4234ε^２＋22.926ε−167.84 …（１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

また、設計者は、幾何学的圧縮比εを１７≦ε＜２０に定めると、
−0.4288ε^２＋31.518ε−379.88≦ＩＶＣ≦−0.4234ε^２＋22.926ε−167.84 …（２）
又は、
0.4234ε^２−22.926ε＋207.84≦ＩＶＣ≦1.9163ε^２−89.935ε＋974.94 …（３）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

さらに、設計者は、幾何学的圧縮比εを２０≦ε≦３０に定めると、
−0.4288ε^２＋31.518ε−379.88≦ＩＶＣ≦120 …（４）
又は、
−80≦ＩＶＣ≦1.9163ε^２−89.935ε＋974.94 …（５）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

前記関係式（１）〜（５）に基づいて、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣを設定することによって、Ａ／Ｆが理論空燃比又は理論空燃比よりもリッチでかつ、Ｇ／Ｆが理論空燃比よりもリーンな混合気をＳＰＣＣＩ燃焼させることが実現する。

尚、閉弁タイミングＩＶＣは、レイヤ２における、エンジン１の負荷及び回転数によって定まる各々の運転状態について設定される。図１７の実線で示す例は、前述したように、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときのε−ＩＶＣ成立範囲である。エンジン１の回転数が変わるとε−ＩＶＣ成立範囲も変わる。エンジン１の回転数が高くなると、ベストＩＶＣは遅角する。具体的に、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときには、ベストＩＶＣは約２２deg. aBDCである。エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときのε−ＩＶＣ成立範囲は、図１７に破線で示すように、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときのε−ＩＶＣ成立範囲に対して、約２deg.分だけ、遅角側に平行移動する。

よって、設計者は、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１７に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときには、
0.4234ε^２−22.926ε＋209.84≦ＩＶＣ≦−0.4234ε^２＋22.926ε−165.84 …（１^−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

また、設計者は、幾何学的圧縮比εを１７≦ε＜２０に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときには、
−0.4288ε^２＋31.518ε−377.88≦ＩＶＣ≦−0.4234ε^２＋22.926ε−165.84 …（２^−１）
又は、
0.4234ε^２−22.926ε＋209.84≦ＩＶＣ≦1.9163ε^２−89.935ε＋976.94 …（３^−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

さらに、設計者は、幾何学的圧縮比εを２０≦ε≦３０に定めると、
−0.4288ε^２＋31.518ε−377.88≦ＩＶＣ≦120 …（４^−１）
又は、
−80≦ＩＶＣ≦1.9163ε^２−87.935ε＋976.94 …（５^−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

また、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときには、ベストＩＶＣは約２８deg. aBDCである。エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときのε−ＩＶＣ成立範囲は、図１７に一点鎖線で示すように、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときのε−ＩＶＣ成立範囲に対して、約８deg.分だけ、遅角側に平行移動する。

よって、設計者は、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１７に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときには、
0.4234ε^２−22.926ε＋215.84≦ＩＶＣ≦−0.4234ε^２＋22.926ε−159.84 …（１^−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

また、設計者は、幾何学的圧縮比εを１７≦ε＜２０に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときには、
−0.4288ε^２＋31.518ε−371.88≦ＩＶＣ≦−0.4234ε^２＋22.926ε−159.84 …（２^−２）
又は、
0.4234ε^２−22.926ε＋215.84≦ＩＶＣ≦1.9163ε^２−89.935ε＋982.94 …（３^−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

さらに、設計者は、幾何学的圧縮比εを２０≦ε≦３０に定めると、
−0.4288ε^２＋31.518ε−371.88≦ＩＶＣ≦120 …（４^−２）
又は、
−80≦ＩＶＣ≦1.9163ε^２−89.935ε＋982.94 …（５^−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

エンジン１の回転数NE（rpm）に係る補正項Cを、
C=3.3×10^−１０NE^３−1.0×10^−６NE^３＋7.0×10^−４NE
と定めると、レイヤ２におけるεとＩＶＣとの関係式は、次のように表すことができる。
幾何学的圧縮比εが１０≦ε＜１７であれば、
0.4234ε^２−22.926ε＋207.84＋C≦ＩＶＣ≦−0.4234ε^２＋22.926ε−167.84＋C …（１^−３）
何学的圧縮比εが１７≦ε＜２０であれば、
−0.4288ε^２＋31.518ε−379.88＋C≦ＩＶＣ≦−0.4234ε^２＋22.926ε−167.84＋C …（２^−３）
又は、
0.4234ε^２−22.926ε＋207.84＋C≦ＩＶＣ≦1.9163ε^２−89.935ε＋974.94＋C …（３^−３）
幾何学的圧縮比εが２０≦ε≦３０であれば、
−0.4288ε^２＋31.518ε−379.88＋C≦ＩＶＣ≦120 …（４^−３）
又は、
−80≦ＩＶＣ≦1.9163ε^２−89.935ε＋974.94＋C …（５^−３）
設計者は、エンジン１の回転数毎に定めたε−ＩＶＣ成立範囲に基づいて、閉弁タイミングＩＶＣを定める。その結果、設計者は、図１１に例示するような、レイヤ２における吸気弁２１のバルブタイミングを設定することができる。

（オクタン価の相違によるε−ＩＶＣ成立範囲の変化）
図１７のグラフ１７０１は、燃料が高オクタン価燃料であるとき（オクタン価が９６程度）のεとＩＶＣとの関係である。下図に示すグラフ１７０２は、燃料が低オクタン価燃料であるとき（オクタン価が９１程度）のεとＩＶＣとの関係である。本願発明者らの検討によると、低オクタン価燃料であるときには、ε−ＩＶＣ成立範囲が、高オクタン価燃料のε−ＩＶＣ成立範囲に対して１．３圧縮比分、低圧縮比の方にシフトすることがわかった。

よって、設計者は、低オクタン価燃料のエンジン１において、閉弁タイミングＩＶＣを定める場合、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１５．７に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときには、
0.4234ε^２−21.826ε＋178.75≦ＩＶＣ≦−0.4234ε^２＋21.826ε−138.75 …（６）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

また、設計者は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１５．７≦ε＜１８．７に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときには、
−0.5603ε^２＋34.859ε−377.22≦ＩＶＣ≦−0.4234ε^２＋21.826ε−138.75 …（７）
又は、
0.4234ε^２−21.826ε＋178.75≦ＩＶＣ≦1.9211ε^２−85.076ε＋862.01 …（８）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

さらに、設計者は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１８．７≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときには、
−0.5603ε^２＋34.859ε−377.22≦ＩＶＣ≦120 …（９）
又は、
−80≦ＩＶＣ≦1.9211ε^２−85.076ε＋862.01 …（１０）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

図１７のグラフ１７０２にクロスハッチングを付した範囲は、高オクタン価燃料のε−ＩＶＣ成立範囲と、低オクタン価燃料のε−ＩＶＣ成立範囲とが重なる範囲である。設計者は、二つの成立範囲が重なる範囲内においてＩＶＣを定めると、高オクタン価燃料を用いるエンジン１、及び、低オクタン価燃料を用いるエンジン１の両方に適合する制御ロジックを設定することができる。燃料のオクタン価が仕向け地ごとに異なっていても、設計者は、エンジンの制御ロジックを一括して設計することができる。一括設計は、設計工数を少なくする利点がある。

尚、図示は省略するが、低オクタン価燃料のエンジン１においても、エンジン１の回転数が高くなると、ε−ＩＶＣ成立範囲が遅角側に平行移動する。設計者は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１５．７に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときには、
0.4234ε^２−21.826ε＋180.75≦ＩＶＣ≦−0.4234ε^２＋21.826ε−136.75 …（６^−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

また、設計者は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１５．７≦ε＜１８．７に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときには、
−0.5603ε^２＋34.859ε−375.22≦ＩＶＣ≦−0.4234ε^２＋21.826ε−136.75 …（７^−１）
又は、
0.4234ε^２−21.826ε＋180.75≦ＩＶＣ≦1.9211ε^２−85.076ε＋864.01 …（８^−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

さらに、設計者は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１８．７≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときには、
−0.5603ε^２＋34.859ε−375.22≦ＩＶＣ≦120 …（９^−１）
又は、
−80≦ＩＶＣ≦1.9211ε^２−85.076ε＋864.01 …（１０^−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

また、設計者は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１５．７に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときには、
0.4234ε^２−21.826ε＋186.75≦ＩＶＣ≦−0.4234ε^２＋21.826ε−130.75 …（６^−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

また、設計者は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１５．７≦ε＜１８．７に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときには、
−0.5603ε^２＋34.859ε−369.22≦ＩＶＣ≦−0.4234ε^２＋21.826ε−130.75 …（７^−２）
又は、
0.4234ε^２−21.826ε＋186.75≦ＩＶＣ≦1.9211ε^２−85.076ε＋870.01 …（８^−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

さらに、設計者は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１８．７≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときには、
−0.5603ε^２＋34.859ε−369.22≦ＩＶＣ≦120 …（９^−２）
又は、
−80≦ＩＶＣ≦1.9211ε^２−77.076ε＋870.01 …（１０^−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

前記と同様に、エンジン１の回転数NE（rpm）に係る補正項Cを用いると、低オクタン価燃料のエンジン１において、レイヤ２におけるεとＩＶＣとの関係式は、次のように表すことができる。
幾何学的圧縮比εが１０≦ε＜１５．７であれば、
0.4234ε^２−21.826ε＋178.75＋C≦ＩＶＣ≦−0.4234ε^２＋21.826ε−138.75＋C …（６^−３）
幾何学的圧縮比εが１５．７≦ε＜１８．７であれば、
−0.5603ε^２＋34.859ε−377.22＋C≦ＩＶＣ≦−0.4234ε^２＋21.826ε−138.75＋C …（７^−３）
又は、
0.4234ε^２−21.826ε＋178.75＋C≦ＩＶＣ≦1.9211ε^２−85.076ε＋862.01＋C …（８^−３）
幾何学的圧縮比εが１８．７≦ε≦３０であれば、
−0.5603ε^２＋34.859ε−377.22＋C≦ＩＶＣ≦120 …（９^−３）
又は、
−80≦ＩＶＣ≦1.9211ε^２−85.076ε＋862.01＋C …（１０^−３）
（レイヤ３における幾何学的圧縮比と吸気弁の閉弁タイミングとの関係）
図１８は、エンジン１が、レイヤ３と同様に、Ａ／Ｆを理論空燃比よりもリーンな混合気をＳＰＣＣＩ燃焼させるときの、ＳＰＣＣＩ燃焼の特性を示している。具体的に図１８は、Ｇ／Ｆ（横軸）に対しＳＰＣＣＩ燃焼が安定する範囲を示している。同図における縦軸は、燃焼重心に相当するクランク角であり、燃焼重心は、図における上にいくほど進角する。

ＳＰＣＣＩ燃焼が安定する範囲は、同図において曲線で囲まれた範囲である。エンジン１の負荷が低いときには、図１８における左上にＳＰＣＣＩ燃焼が安定する範囲が位置する。エンジン１の負荷が高くなると、ＳＰＣＣＩ燃焼が安定する範囲が、図１８における下方に移動する。

図１８にはまた、ＲａｗＮＯｘの排出を抑制することができる範囲を示している。ＲａｗＮＯｘの排出を抑制することができる範囲は、図１８における右下に位置している。この範囲は、図１８において三角形状を有している。Ａ／Ｆが理論空燃比よりもリーンであると、三元触媒によってＲａｗＮＯｘを浄化することができない。レイヤ３においてエンジン１は、ＳＰＣＣＩ燃焼の安定性を確保することと、ＲａｗＮＯｘの排出を抑制することとの両方を満足させなければならない。

同図からわかるように、エンジン１の負荷が高いと、燃焼安定性が確保される範囲と、ＲａｗＮＯｘの排出を抑制することができる範囲とが重なる面積は大きくなる。一方、エンジン１の負荷が低いと、燃焼安定性が確保される範囲と、ＲａｗＮＯｘの排出を抑制することができる範囲とが重なる面積は小さくなる。

レイヤ３に関しては、エンジン１が軽負荷で運転している状態が、ＳＰＣＣＩ燃焼が成立する限界の運転状態に相当する。レイヤ３に関し、ＣＩ燃焼が開始するタイミング（θ_ＣＩ）における燃焼室１７の温度が所定の温度となるような、εとＩＶＣとの関係を定めるにあたっては、エンジン１が軽負荷で運転しているときの燃焼室１７内の温度に基づいて定める必要がある。

本願発明者らは、前記と同様に、実際のエンジン１において、レイヤ３における軽負荷で運転しているときの各種パラメータを計測すると共に、計測したパラメータから、θ_ＣＩにおける燃焼室１７内の実際の温度を推定した。そして、推定した複数の温度の平均値を基準温度Ｔｔｈ３と定めた。θ_ＣＩにおける燃焼室１７の温度が基準温度Ｔｔｈ３であれば、レイヤ３においてＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができる。この基準温度Ｔｔｈ３は下限温度に相当する。エンジン１が軽負荷で運転しているときには、θ_ＣＩにおける燃焼室１７内の温度が基準温度Ｔｔｈ３以上であれば、点火タイミングを遅らせることによってＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができる。しかしながら、θ_ＣＩにおける燃焼室１７内の温度が基準温度Ｔｔｈ３未満であると、点火タイミングを進めてもＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができない。

よって、レイヤ３において安定的なＳＰＣＣＩ燃焼を実現するためには、θ_ＣＩにおける燃焼室１７内の温度が基準温度Ｔｔｈ３以上となるような、εとＩＶＣとの関係が要求される。

そこで、図１９に概念的に示すように、本願発明者らは、幾何学的圧縮比ε毎（ε１、ε２、・・・）の、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣと、吸気弁２１及び排気弁２２のオーバーラップ期間Ｏ／Ｌとのマトリックスにおいて、ＩＶＣとＯ／Ｌとのそれぞれについて値を変更しながら、エンジン１のモデルを用いて、ＣＩ燃焼時の燃焼室１７の温度の推定演算を行った（符号１９０１）。符号１９０１のマトリックスにハッチングを付したように、基準温度Ｔｔｈ３以上となるＩＶＣとＯ／Ｌとの組み合わせは、レイヤ３においてＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができる。

また、ＲａｗＮＯｘの排出を抑制するためには、混合気のＧ／Ｆは所定値以上にしなければならない。図１９に符号１９０２で示すように、本願発明者らは、閉弁タイミングＩＶＣとオーバーラップ期間Ｏ／Ｌとの二つのパラメータからなるマトリックスにおいて、ＩＶＣとＯ／Ｌとのそれぞれについて値を変更しながら、エンジン１のモデルを用いて、Ｇ／Ｆの推定演算を行った。符号１９０２のマトリックスに斜線を付したように、Ｇ／Ｆが所定値以上となるＩＶＣとＯ／Ｌとの組み合わせは、ＲａｗＮＯｘの排出を抑制することができる。

そして、本願発明者らは、符号１９０１に示す、基準温度Ｔｔｈ３以上となるＩＶＣとＯ／Ｌとの組み合わせと、符号１９０２に示す、Ｇ／Ｆが所定値以上となるＩＶＣとＯ／Ｌとの組み合わせとを重ねることによって、ＳＰＣＣＩ燃焼の安定性と、ＲａｗＮＯｘの排出の抑制との両方を実現することができるεとＩＶＣとのとの関係を定めた。つまり、符号１９０３のマトリックスにおいて、クロスハッチングを付した範囲は、ＳＰＣＣＩ燃焼の安定性と、ＮＯｘ排出の抑制との両方を実現することができるεとＩＶＣとの組み合わせである。

尚、図示は省略するが、本願発明者らは、吸気弁２１の閉弁タイミングを吸気下死点以前に設定したマトリックスについても同様に、ＣＩ燃焼時の燃焼室１７の温度の推定演算及びＧ／Ｆの推定演算を行うことによって、基準温度Ｔｔｈ３以上となるＩＶＣとＯ／Ｌとの組み合わせ、及び、Ｇ／Ｆが所定以上となるＩＶＣとＯ／Ｌとの組み合わせを得た。

図２０は、εとＩＶＣとの組み合わせから算出した近似式（Ｖ）及び（VI）を示している。図２０の横軸は、幾何学的圧縮比ε、縦軸は吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）である。

図２０の上図２００１は、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍであるときに相当する。近似式（Ｖ）及び（VI）はそれぞれ、
近似式（Ｖ） ＩＶＣ＝−0.9949ε^２＋41.736ε−361.16
近似式（VI） ＩＶＣ＝0.9949ε^２−41.736ε＋401.16
である。

図２０において、近似式（Ｖ）及び（VI）よりも右側のεとＩＶＣとの組み合わせは、ＣＩ燃焼時の燃焼室１７の温度が基準温度Ｔｔｈ３以上となり、Ａ／Ｆが理論空燃比よりもリーンな混合気のＳＰＣＣＩ燃焼が実現する。

前述したεとＩＶＣとの関係は、レイヤ３において、エンジン１が軽負荷で運転するときに、ＳＰＣＣＩ燃焼を実現することのできる、燃焼室１７の下限温度に基づく関係である。

一方、レイヤ２及びレイヤ３に関わらず、燃焼室１７内の温度が高すぎると、ＳＩ燃焼の開始前にＣＩ燃焼が開始してしまい、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うことができない。

ここで、ＳＰＣＣＩ燃焼の燃焼コンセプトは、前述したように、点火プラグ２５が混合気に点火をすると、点火プラグ２５周りの混合気がＳＩ燃焼を開始し、その後、周囲の混合気がＣＩ燃焼する。本願発明者らがこれまでに行った実験等の検討から、混合気の自己着火は、自己着火する混合気の周囲温度が所定の基準温度Ｔｔｈ４を超えると発生し、このときの基準温度Ｔｔｈ４は、燃焼室１７内全体の平均温度とは必ずしも一致しないことをわかった。この知見から、圧縮上死点における燃焼室１７内の平均温度が基準温度Ｔｔｈ４に達してしまうと、ＳＩ燃焼が開始する前にＣＩ燃焼が開始してしまうと考えられ、この場合、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うことができない。

そこで、本願発明者らは、図１９の符号１９０１のマトリックスと同様に、幾何学的圧縮比ε毎（ε１、ε２、・・・）の、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣと、吸気弁２１及び排気弁２２のオーバーラップ期間Ｏ／Ｌとのマトリックスにおいて、閉弁タイミングＩＶＣとオーバーラップ期間Ｏ／Ｌとのそれぞれについて値を変更しながら、エンジン１のモデルを用いて、圧縮上死点時の燃焼室１７の温度の推定演算を行った。圧縮上死点時の燃焼室１７内の温度が、基準温度Ｔｔｈ４を超えるＩＶＣとＯ／Ｌとの組み合わせは、ＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができず、基準温度Ｔｔｈ４以下のＩＶＣとＯ／Ｌとの組み合わせは、ＳＰＣＣＩ燃焼を実現することができる。

図２０は、圧縮上死点時の燃焼室１７内の温度が基準温度Ｔｔｈ４以下となるεとＩＶＣとの組み合わせから算出した近似式（VII）及び（VIII）を示している。近似式（VII）及び（VIII）はそれぞれ、
近似式（VII） ＩＶＣ＝−4.7481ε^２＋266.75ε−3671.2
及び
近似式（VIII） ＩＶＣ＝4.7481ε^２−266.75ε＋3711.2
である。

図２０において、近似式（VII）及び（VIII）よりも左側のεとＩＶＣとの組み合わせは、ＳＩ燃焼の前にＣＩ燃焼が開始してしまうことを回避することができ、ＳＰＣＣＩ燃焼が実現する。

図２０からわかるように、レイヤ３においても、εとＩＶＣとのとの関係は、ＩＶＣ＝約２０deg. aBDCを中心に、上下方向に、略対称である。また、ＩＶＣ＝７５deg. aBDCは、レイヤ３においてエンジン１が運転するときに燃焼室１７内へ導入するガス量を考慮して設定した吸気弁２１の閉弁タイミングの遅角限界であり、ＩＶＣ＝−３５deg. aBDCも同様に、燃焼室１７内へ導入するガス量を考慮して設定した吸気弁２１の閉弁タイミングの進角限界である。

設計者は、レイヤ３においてエンジン１が運転するときの、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣを定めるときに、図２０における近似式（Ｖ）（VI）（VII）（VIII）に囲まれたε−ＩＶＣ成立範囲（図２０において斜線を付した範囲）内において、ＩＶＣを定めなければならない。

具体的に設計者は、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜２０に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときに、
0.9949ε^２−41.736ε＋401.16≦ＩＶＣ≦−0.9949ε^２＋41.736ε−361.16 …（１１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

設計者はまた、幾何学的圧縮比εを２０≦ε＜２５に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときに、
−35≦ＩＶＣ≦75 …（１２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

さらに、設計者は、幾何学的圧縮比εを２５≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときに、
−4.7481ε^２＋266.75ε−3671.2≦ＩＶＣ≦75 …（１３）
又は、
−35≦ＩＶＣ≦4.7481ε^２−266.75ε＋3711.2 …（１４）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

前記関係式（１１）〜（１４）に基づいて、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣを設定することによって、Ａ／Ｆが理論空燃比よりもリーンな混合気をＳＰＣＣＩ燃焼させることが実現する。尚、閉弁タイミングＩＶＣは、レイヤ３におけるエンジン１の負荷及び回転数によって定まる各々の運転状態について設定される。

図２０の実線で示す例は、前述したように、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときのε−ＩＶＣ成立範囲である。エンジン１の回転数が変わると、ε−ＩＶＣ成立範囲も変わる。エンジン１の回転数が高くなると、ε−ＩＶＣ成立範囲が遅角側に平行移動する点は、図２０においても同じである。よって、設計者は、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜２０に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのとき（破線参照）には、
0.9949ε^２−41.736ε＋403.16≦ＩＶＣ≦−0.9949ε^２＋41.736ε−359.16 …（１１^−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

設計者はまた、幾何学的圧縮比εを２０≦ε＜２５に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときには、
−33≦ＩＶＣ≦77 …（１２^−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

さらに、設計者は、幾何学的圧縮比εを２５≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときに、
−4.7481ε^２＋266.75ε−3669.2≦ＩＶＣ≦77 …（１３^−１）
又は、
−33≦ＩＶＣ≦4.7481ε^２−266.75ε＋3713.2 …（１４^−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

設計者はまた、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜２０に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのとき（一点鎖線参照）には、
0.9949ε^２−41.736ε＋409.16≦ＩＶＣ≦−0.9949ε^２＋41.736ε−353.16 …（１１^−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

設計者はまた、幾何学的圧縮比εを２０≦ε＜２５に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときには、
−27≦ＩＶＣ≦83 …（１２^−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

さらに、設計者は、幾何学的圧縮比εを２５≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときに、
−4.7481ε^２＋266.75ε−3663.2≦ＩＶＣ≦83 …（１３^−２）
又は、
−27≦ＩＶＣ≦4.7481ε^２−266.75ε＋3719.2 …（１４^−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

前記と同様に、エンジン１の回転数NE（rpm）に係る補正項Cを用いると、レイヤ３におけるεとＩＶＣとの関係式は、次のように表すことができる。
幾何学的圧縮比εが１０≦ε＜２０であれば、
0.9949ε^２−41.736ε＋401.16＋C≦ＩＶＣ≦−0.9949ε^２＋41.736ε−361.16＋C …（１１^−３）
幾何学的圧縮比εが２０≦ε＜２５であれば、
−35＋C≦ＩＶＣ≦75＋C …（１２^−３）
幾何学的圧縮比εが２５≦ε≦３０であれば、
−4.7481ε^２＋266.75ε−3671.2＋C≦ＩＶＣ≦75＋C …（１３^−３）
又は、
−35＋C≦ＩＶＣ≦4.7481ε^２−266.75ε＋3711.2＋C …（１４^−３）
設計者は、エンジン１の回転数毎に定めたε−ＩＶＣ成立範囲に基づいて、閉弁タイミングＩＶＣを定める。その結果、設計者は、図１２に例示するような、レイヤ３における吸気弁２１のバルブタイミングを設定することができる。

また、図２０の下図２００２は、燃料が低オクタン価燃料であるときのεとＩＶＣとの関係である。

設計者は、低オクタン価燃料のエンジン１において、閉弁タイミングＩＶＣを定める場合、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１８．７に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときに、
0.9949ε^２−39.149ε＋348.59≦ＩＶＣ≦−0.9949ε^２＋39.149ε−308.59 …（１５）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

また、設計者は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１８．７≦ε＜２３．７に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときに、
−35≦ＩＶＣ≦75 …（１６）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

さらに、設計者は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを２３．７≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときに、
−3.1298ε^２＋172.48ε−2300≦ＩＶＣ≦75 …（１７）
又は、
−35≦ＩＶＣ≦3.1298ε^２−172.48ε＋2340 …（１８）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

図２０の下図２００２にクロスハッチングを付した範囲は、高オクタン価燃料のε−ＩＶＣ成立範囲と、低オクタン価燃料のε−ＩＶＣ成立範囲とが重なる範囲である。前記と同様に、設計者は、二つの成立範囲が重なる範囲内においてＩＶＣを定めると、高オクタン価燃料を用いるエンジン１、及び、低オクタン価燃料を用いるエンジン１の両方に適合する制御ロジックを設定することができる。

尚、図示は省略するが、低オクタン価燃料のエンジン１においても、エンジン１の回転数が高くなると、ε−ＩＶＣ成立範囲が遅角側に平行移動する。設計者は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１８．７に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときには、
0.9949ε^２−39.149ε＋350.59≦ＩＶＣ≦−0.9949ε^２＋39.149ε−306.59 …（１５^−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

また、設計者は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１８．７≦ε＜２３．７に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときに、
−33≦ＩＶＣ≦77 …（１６^−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

さらに、設計者は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを２３．７≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときに、
−3.1298ε^２＋172.48ε−2298≦ＩＶＣ≦77 …（１７^−１）
又は、
−33≦ＩＶＣ≦3.1298ε^２−172.48ε＋2342 …（１８^−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

設計者は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１８．７に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときには、
0.9949ε^２−39.149ε＋356.59≦ＩＶＣ≦−0.9949ε^２＋39.149ε−300.59 …（１５^−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

また、設計者は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１８．７≦ε＜２３．７に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときに、
−27≦ＩＶＣ≦83 …（１６^−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

さらに、設計者は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを２３．７≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときに、
−3.1298ε^２＋172.48ε−2292≦ＩＶＣ≦83 …（１７^−２）
又は、
−27≦ＩＶＣ≦3.1298ε^２−172.48ε＋2348 …（１８^−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

前記と同様に、エンジン１の回転数NE（rpm）に係る補正項Cを用いると、低オクタン価燃料のエンジン１において、レイヤ３におけるεとＩＶＣとの関係式は、次のように表すことができる。
幾何学的圧縮比εが１０≦ε＜１８．７であれば、
0.9949ε^２−39.149ε＋348.59＋C≦ＩＶＣ≦−0.9949ε^２＋39.149ε−308.59＋C …（１５^−３）
幾何学的圧縮比εが１８．７≦ε＜２３．７であれば、
−35＋C≦ＩＶＣ≦75＋C …（１６^−３）
幾何学的圧縮比εが２３．７≦ε≦３０であれば、
−3.1298ε^２＋172.48ε−2300＋C≦ＩＶＣ≦75＋C …（１７^−３）
又は、
−35＋C≦ＩＶＣ≦3.1298ε^２−172.48ε＋2340＋C …（１８^−３）
（レイヤ２及びレイヤ３における幾何学的圧縮比と吸気弁の閉弁タイミングとの関係）
図２１は、レイヤ２とレイヤ３との双方においてＳＰＣＣＩ燃焼が可能となる、幾何学的圧縮比εと吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣとの関係を示している。この関係式は、図１７のε−ＩＶＣ成立範囲と、図２０のε−ＩＶＣ成立範囲とから得られる。

ＥＣＵ１０がエンジン１の温度等に応じてレイヤ３の選択を行うと、エンジン１の低負荷の運転領域は、レイヤ２からレイヤ３へ切り替わる。レイヤ２とレイヤ３との双方においてＳＰＣＣＩ燃焼が可能となるように、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣを設定しておくと、エンジン１のマップがレイヤ２からレイヤ３へ切り替わったときでも、ＳＰＣＣＩ燃焼を継続して実行することが可能になる。

図２１の上図２１０１は、燃料が高オクタン価燃料であるときのεとＩＶＣとの関係である。下図２１０２は、燃料が低オクタン価燃料であるときのεとＩＶＣとの関係である。

設計者は、高オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１７に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときには、
0.9949ε^２−41.736ε＋401.16≦ＩＶＣ≦−0.9949ε^２＋41.736ε−361.16 …（１９）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

設計者は、高オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１７≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときには、
−0.4288ε^２＋31.518ε−379.88≦ＩＶＣ≦−0.9949ε^２＋41.736ε−361.16 …（２０）
又は
0.9949ε^２−41.736ε＋401.16≦ＩＶＣ≦1.9163ε^２−89.935ε＋974.94 …（２１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

前記関係式（１９）〜（２１）に基づいて、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣを設定することによって、Ａ／Ｆが理論空燃比よりもリーンな混合気をＳＰＣＣＩ燃焼させることができると共に、Ａ／Ｆが理論空燃比又は理論空燃比よりもリッチでかつ、Ｇ／Ｆが理論空燃比よりもリーンな混合気をＳＰＣＣＩ燃焼させることができる。

尚、閉弁タイミングＩＶＣは、レイヤ２及びレイヤ３におけるエンジン１の負荷及び回転数によって定まる各々の運転状態について設定される。

破線で示すように、設計者は、高オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１７に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときには、
0.9949ε^２−41.736ε＋403.16≦ＩＶＣ≦−0.9949ε^２＋41.736ε−359.16 …（１９^−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

設計者は、高オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１７≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときには、
−0.4288ε^２＋31.518ε−377.88≦ＩＶＣ≦−0.9949ε^２＋41.736ε−359.16 …（２０^−１）
又は
0.9949ε^２−41.736ε＋403.16≦ＩＶＣ≦1.9163ε^２−89.935ε＋976.94 …（２１^−１）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

同じく、一点鎖線で示すように、設計者はまた、高オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１７に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときには、
0.9949ε^２−41.736ε＋409.16≦ＩＶＣ≦−0.9949ε^２＋41.736ε−353.16 …（１９^−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

設計者は、高オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１７≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときには、
−0.4288ε^２＋31.518ε−371.88≦ＩＶＣ≦−0.9949ε^２＋41.736ε−353.16 …（２０^−２）
又は
0.9949ε^２−41.736ε＋409.16≦ＩＶＣ≦1.9163ε^２−89.935ε＋982.94 …（２１^−２）
を満足するように、閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

前記と同様に、エンジン１の回転数NE（rpm）に係る補正項Cを用いると、レイヤ２及びレイヤ３におけるεとＩＶＣとの関係式は、次のように表すことができる。
幾何学的圧縮比εが１０≦ε＜１７であれば、
0.9949ε^２−41.736ε＋401.16＋C≦ＩＶＣ≦−0.9949ε^２＋41.736ε−361.16＋C …（１９^−３）
幾何学的圧縮比εが１７≦ε≦３０であれば、
−0.4288ε^２＋31.518ε−379.88＋C≦ＩＶＣ≦−0.9949ε^２＋41.736ε−361.16＋C …（２０^−３）
又は
0.9949ε^２−41.736ε＋401.16＋C≦ＩＶＣ≦1.9163ε^２−89.935ε＋974.94＋C …（２１^−３）
ここで、幾何学的圧縮比εを１７未満に定めると、設計者は関係式（１９^−３）に基づいてＩＶＣを定めることができる。ＩＶＣの選択範囲が広いため、設計自由度が高くなる。

また、図２１の下図２１０２に示すように、設計者は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１５．７に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときには、
0.9949ε^２−39.149ε＋348.59≦ＩＶＣ≦−0.9949ε^２＋39.149ε−308.59 …（２２）
を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

また、設計者は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１５．７≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が２０００ｒｐｍのときには、
−0.5603ε^２＋34.859ε−377.22≦ＩＶＣ≦−0.9949ε^２＋39.149ε−308.59 …（２３）
又は、
0.9949ε^２−39.149ε＋348.59≦ＩＶＣ≦1.9211ε^２−85.076ε＋862.01 …（２４）
を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

図示は省略するが、設計者は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１５．７に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときには、
0.9949ε^２−39.149ε＋350.59≦ＩＶＣ≦−0.9949ε^２＋39.149ε−306.59 …（２２^−１）
を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

また、設計者は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１５．７≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が３０００ｒｐｍのときには、
−0.5603ε^２＋34.859ε−375.22≦ＩＶＣ≦−0.9949ε^２＋39.149ε−306.59 …（２３^−１）
又は、
0.9949ε^２−39.149ε＋350.59≦ＩＶＣ≦1.9211ε^２−85.076ε＋864.01 …（２４^−１）
を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

同じく図示は省略するが、設計者は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１５．７に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときには、
0.9949ε^２−39.149ε＋356.59≦ＩＶＣ≦−0.9949ε^２＋39.149ε−300.59 …（２２^−２）
を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

また、設計者は、低オクタン価燃料のエンジン１において、幾何学的圧縮比εを１５．７≦ε≦３０に定めると、エンジン１の回転数が４０００ｒｐｍのときには、
−0.5603ε^２＋34.859ε−369.22≦ＩＶＣ≦−0.9949ε^２＋39.149ε−300.59 …（２３^−２）
又は、
0.9949ε^２−39.149ε＋356.59≦ＩＶＣ≦1.9211ε^２−85.076ε＋870.01 …（２４^−２）
を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める。

前記と同様に、エンジン１の回転数NE（rpm）に係る補正項Cを用いると、低オクタン価燃料のエンジン１において、レイヤ２及びレイヤ３におけるεとＩＶＣとの関係式は、次のように表すことができる。
幾何学的圧縮比εを１０≦ε＜１５．７であれば、
0.9949ε^２−39.149ε＋348.59＋C≦ＩＶＣ≦−0.9949ε^２＋39.149ε−308.59＋C …（２２^−３）
幾何学的圧縮比εが１５．７≦ε≦３０であれば、
−0.5603ε^２＋34.859ε−377.22＋C≦ＩＶＣ≦−0.9949ε^２＋39.149ε−308.59＋C …（２３^−３）
又は、
0.9949ε^２−39.149ε＋348.59＋C≦ＩＶＣ≦1.9211ε^２−85.076ε＋862.01＋C …（２４^−３）
尚、図示は省略するが、設計者は、図２１の上図２１０１のε−ＩＶＣ成立範囲と、下図２１０２のε−ＩＶＣ成立範囲とが重なった範囲において、ＩＶＣを定めてもよい。前記と同様に、設計者は、二つの成立範囲が重なる範囲内においてＩＶＣを定めると、高オクタン価燃料を用いるエンジン１、及び、低オクタン価燃料を用いるエンジン１の両方に適合する制御ロジックを設定することができる。

（制御ロジックの設計方法の手順）
次に、図２２に示すフローチャートを参照しながら、ＳＰＣＣＩ燃焼を行うエンジン１の制御ロジックを設計する方法の手順について説明をする。設計者は、コンピュータを用いて、各ステップを実行することが可能である。コンピュータは、図１７、２０、及び、２１に例示した、ε−ＩＶＣ成立範囲に関する情報を記憶している。

先ずスタート後のステップＳ２２１において、設計者は、幾何学的圧縮比εを設定する。設計者は、設定した幾何学的圧縮比εの値を、コンピュータに入力してもよい。

続くステップＳ２２２において、設計者は、吸気弁２１の開弁角、及び、排気弁２２の開弁角をそれぞれ設定する。これは、吸気弁２１のカム形状、及び、排気弁２２のカム形状を定めることに相当する。設計者は、設定した吸気弁２１の開弁角、及び、排気弁２２の開弁角の値を、コンピュータに入力してもよい。ステップＳ２２１及びステップＳ２２２において、エンジン１のハード構成を設定することができる。

ステップＳ２２３において、設計者は、エンジン１の負荷及び回転数からなる運転状態を設定し、続くステップＳ２２４において、設計者は、コンピュータに記憶されているε−ＩＶＣ成立範囲（図１７、２０及び２１）に基づいて、ＩＶＣを選択する。

そして、ステップＳ２２５において、コンピュータが、ステップＳ２２４において設定されたＩＶＣに基づいて、ＳＰＣＣＩ燃焼が実現可能な否かを判断する。ステップＳ２２５の判定がＹＥＳであれば、プロセスはステップＳ２２６に移行し、設計者は、ステップＳ２２３において設定した運転状態においてＳＰＣＣＩ燃焼を実行するように、エンジン１の制御ロジックを定める。一方、ステップＳ２２５の判定がＮＯであれば、プロセスはステップＳ２２７に移行し、設計者は、ステップＳ２２３において設定した運転状態においてＳＩ燃焼を実行するように、エンジン１の制御ロジックを定める。尚、ステップＳ２２７において設計者は、ＳＩ燃焼を行うことを考慮して、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣを、改めて設定してもよい。

以上説明したように、ここに開示する圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法は、エンジンの幾何学的圧縮比εと、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣとの関係を定めている。設計者は、当該関係を満足する範囲内で、吸気弁２１の閉弁タイミングＩＶＣを定めることができる。設計者は、エンジン１の制御ロジックを、従来に比べて少ない工数で設計することができる。

（他の実施形態）
尚、ここに開示する技術は、前述した構成のエンジン１に適用することに限定されない。エンジン１の構成は、様々な構成を採用することが可能である。

例えば、エンジン１は、機械式過給機４４に代えて、ターボ過給機を備えるようにしてもよい。

１ エンジン
１０ ＥＣＵ（制御部）
１７ 燃焼室
２３ 吸気電動Ｓ−ＶＴ（可変動弁機構）
２５ 点火プラグ（点火部）
４４ 過給機
５５ ＥＧＲシステム
６ インジェクタ（燃料噴射部）
ＳＷ１ エアフローセンサ（計測部）
ＳＷ２ 第１吸気温度センサ（計測部）
ＳＷ３ 第１圧力センサ（計測部）
ＳＷ４ 第２吸気温度センサ（計測部）
ＳＷ５ 第２圧力センサ（計測部）
ＳＷ６ 指圧センサ（計測部）
ＳＷ７ 排気温度センサ（計測部）
ＳＷ８ リニアＯ_２センサ（計測部）
ＳＷ９ ラムダＯ_２センサ（計測部）
ＳＷ１０ 水温センサ（計測部）
ＳＷ１１ クランク角センサ（計測部）
ＳＷ１２ アクセル開度センサ（計測部）
ＳＷ１３ 吸気カム角センサ（計測部）
ＳＷ１４ 排気カム角センサ（計測部）
ＳＷ１５ ＥＧＲ差圧センサ（計測部）
ＳＷ１６ 燃圧センサ（計測部）
ＳＷ１７ 第３吸気温度センサ（計測部）

Claims (13)

1. 圧縮着火式のエンジンの制御ロジックを設計する方法であって、
   前記エンジンは、
   燃焼室内に供給する燃料を噴射する燃料噴射部と、
   吸気弁のバルブタイミングを変更する可変動弁機構と、
   前記燃焼室内の混合気に点火する点火部と、
   前記エンジンの運転状態に関係するパラメータを計測する計測部と、
   前記計測部の計測結果を受けて、前記エンジンの運転状態に対応する制御ロジックに従い演算を行うと共に、前記燃料噴射部、前記可変動弁機構、及び、前記点火部に信号を出力する制御部と、を備え、
   前記制御部は、前記燃焼室内の混合気の全ガスと前記燃料との重量比であるＧ／Ｆが理論空燃比よりもリーンでかつ前記混合気の空気と前記燃料との重量比であるＡ／Ｆが理論空燃比又は理論空燃比よりもリッチになるよう前記燃料噴射部及び前記可変動弁機構のそれぞれに信号を出力すると共に、前記点火部が前記燃焼室内の混合気に点火した後で未燃混合気が自己着火により燃焼するよう前記点火部に信号を出力し、
   前記制御ロジックを設計する方法は、
   前記エンジンの幾何学的圧縮比εを定めるステップと、
   前記吸気弁の閉弁タイミングＩＶＣを定めた制御ロジックを決定するステップと、を備え、
   前記制御ロジックを設定するときに、前記幾何学的圧縮比εが１０≦ε＜１７であれば、
   0.4234ε^２−22.926ε＋207.84＋C≦ＩＶＣ≦−0.4234ε^２＋22.926ε−167.84＋C
   但し、Cは、エンジンの回転数NE（rpm）に係る補正項であり、
   C=3.3×10^−１０NE^３−1.0×10^−６NE^３＋7.0×10^−４NE
   を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法。
2. 圧縮着火式のエンジンの制御ロジックを設計する方法であって、
   前記エンジンは、
   燃焼室内に供給する燃料を噴射する燃料噴射部と、
   吸気弁のバルブタイミングを変更する可変動弁機構と、
   前記燃焼室内の混合気に点火する点火部と、
   前記エンジンの運転状態に関係するパラメータを計測する計測部と、
   前記計測部の計測結果を受けて、前記エンジンの運転状態に対応する制御ロジックに従い演算を行うと共に、前記燃料噴射部、前記可変動弁機構、及び、前記点火部に信号を出力する制御部と、を備え、
   前記制御部は、前記燃焼室内の混合気の全ガスと前記燃料との重量比であるＧ／Ｆが理論空燃比よりもリーンでかつ前記混合気の空気と前記燃料との重量比であるＡ／Ｆが理論空燃比又は理論空燃比よりもリッチになるよう前記燃料噴射部及び前記可変動弁機構のそれぞれに信号を出力すると共に、前記点火部が前記燃焼室内の混合気に点火した後で未燃混合気が自己着火により燃焼するよう前記点火部に信号を出力し、
   前記制御ロジックを設計する方法は、
   前記エンジンの幾何学的圧縮比εを定めるステップと、
   前記吸気弁の閉弁タイミングＩＶＣを定めた制御ロジックを決定するステップと、を備え、
   前記制御ロジックを設定するときに、前記幾何学的圧縮比εが１７≦ε＜２０であれば、
   −0.4288ε^２＋31.518ε−379.88＋C≦ＩＶＣ≦−0.4234ε^２＋22.926ε−167.84＋C
   又は、
   0.4234ε^２−22.926ε＋207.84＋C≦ＩＶＣ≦1.9163ε^２−89.935ε＋974.94＋C
   但し、Cは、エンジンの回転数NE（rpm）に係る補正項であり、
   C=3.3×10^−１０NE^３−1.0×10^−６NE^３＋7.0×10^−４NE
   を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法。
3. 圧縮着火式のエンジンの制御ロジックを設計する方法であって、
   前記エンジンは、
   燃焼室内に供給する燃料を噴射する燃料噴射部と、
   吸気弁のバルブタイミングを変更する可変動弁機構と、
   前記燃焼室内の混合気に点火する点火部と、
   前記エンジンの運転状態に関係するパラメータを計測する計測部と、
   前記計測部の計測結果を受けて、前記エンジンの運転状態に対応する制御ロジックに従い演算を行うと共に、前記燃料噴射部、前記可変動弁機構、及び、前記点火部に信号を出力する制御部と、を備え、
   前記制御部は、前記燃焼室内の混合気の全ガスと前記燃料との重量比であるＧ／Ｆが理論空燃比よりもリーンでかつ前記混合気の空気と前記燃料との重量比であるＡ／Ｆが理論空燃比又は理論空燃比よりもリッチになるよう前記燃料噴射部及び前記可変動弁機構のそれぞれに信号を出力すると共に、前記点火部が前記燃焼室内の混合気に点火した後で未燃混合気が自己着火により燃焼するよう前記点火部に信号を出力し、
   前記制御ロジックを設計する方法は、
   前記エンジンの幾何学的圧縮比εを定めるステップと、
   前記吸気弁の閉弁タイミングＩＶＣを定めた制御ロジックを決定するステップと、を備え、
   前記制御ロジックを設定するときに、前記幾何学的圧縮比εが２０≦ε≦３０であれば、
   −0.4288ε^２＋31.518ε−379.88＋C≦ＩＶＣ≦120
   又は、
   −80≦ＩＶＣ≦1.9163ε^２−89.935ε＋974.94＋C
   但し、Cは、エンジンの回転数NE（rpm）に係る補正項であり、
   C=3.3×10^−１０NE^３−1.0×10^−６NE^３＋7.0×10^−４NE
   を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法。
4. 圧縮着火式のエンジンの制御ロジックを設計する方法であって、
   前記エンジンは、
   燃焼室内に供給する燃料を噴射する燃料噴射部と、
   吸気弁のバルブタイミングを変更する可変動弁機構と、
   前記燃焼室内の混合気に点火する点火部と、
   前記エンジンの運転状態に関係するパラメータを計測する計測部と、
   前記計測部の計測結果を受けて、前記エンジンの運転状態に対応する制御ロジックに従い演算を行うと共に、前記燃料噴射部、前記可変動弁機構、及び、前記点火部に信号を出力する制御部と、を備え、
   前記制御部は、前記燃焼室内の混合気の全ガスと前記燃料との重量比であるＧ／Ｆが理論空燃比よりもリーンでかつ前記混合気の空気と前記燃料との重量比であるＡ／Ｆが理論空燃比又は理論空燃比よりもリッチになるよう前記燃料噴射部及び前記可変動弁機構のそれぞれに信号を出力すると共に、前記点火部が前記燃焼室内の混合気に点火した後で未燃混合気が自己着火により燃焼するよう前記点火部に信号を出力し、
   前記制御ロジックを設計する方法は、
   前記エンジンの幾何学的圧縮比εを定めるステップと、
   前記吸気弁の閉弁タイミングＩＶＣを定めた制御ロジックを決定するステップと、を備え、
   前記制御ロジックを設定するときに、前記燃料が低オクタン価燃料でありかつ、前記幾何学的圧縮比εが１０≦ε＜１５．７であれば、
   0.4234ε^２−21.826ε＋178.75＋C≦ＩＶＣ≦−0.4234ε^２＋21.826ε−138.75＋C
   但し、Cは、エンジンの回転数NE（rpm）に係る補正項であり、
   C=3.3×10^−１０NE^３−1.0×10^−６NE^３＋7.0×10^−４NE
   を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法。
5. 圧縮着火式のエンジンの制御ロジックを設計する方法であって、
   前記エンジンは、
   燃焼室内に供給する燃料を噴射する燃料噴射部と、
   吸気弁のバルブタイミングを変更する可変動弁機構と、
   前記燃焼室内の混合気に点火する点火部と、
   前記エンジンの運転状態に関係するパラメータを計測する計測部と、
   前記計測部の計測結果を受けて、前記エンジンの運転状態に対応する制御ロジックに従い演算を行うと共に、前記燃料噴射部、前記可変動弁機構、及び、前記点火部に信号を出力する制御部と、を備え、
   前記制御部は、前記燃焼室内の混合気の全ガスと前記燃料との重量比であるＧ／Ｆが理論空燃比よりもリーンでかつ前記混合気の空気と前記燃料との重量比であるＡ／Ｆが理論空燃比又は理論空燃比よりもリッチになるよう前記燃料噴射部及び前記可変動弁機構のそれぞれに信号を出力すると共に、前記点火部が前記燃焼室内の混合気に点火した後で未燃混合気が自己着火により燃焼するよう前記点火部に信号を出力し、
   前記制御ロジックを設計する方法は、
   前記エンジンの幾何学的圧縮比εを定めるステップと、
   前記吸気弁の閉弁タイミングＩＶＣを定めた制御ロジックを決定するステップと、を備え、
   前記制御ロジックを設定するときに、前記燃料が低オクタン価燃料でありかつ、前記幾何学的圧縮比εが１５．７≦ε＜１８．７であれば、
   −0.5603ε^２＋34.859ε−377.22＋C≦ＩＶＣ≦−0.4234ε^２＋21.826ε−138.75＋C
   又は、
   0.4234ε^２−21.826ε＋178.75＋C≦ＩＶＣ≦1.9211ε^２−85.076ε＋862.01＋C
   但し、Cは、エンジンの回転数NE（rpm）に係る補正項であり、
   C=3.3×10^−１０NE^３−1.0×10^−６NE^３＋7.0×10^−４NE
   を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法。
6. 圧縮着火式のエンジンの制御ロジックを設計する方法であって、
   前記エンジンは、
   燃焼室内に供給する燃料を噴射する燃料噴射部と、
   吸気弁のバルブタイミングを変更する可変動弁機構と、
   前記燃焼室内の混合気に点火する点火部と、
   前記エンジンの運転状態に関係するパラメータを計測する計測部と、
   前記計測部の計測結果を受けて、前記エンジンの運転状態に対応する制御ロジックに従い演算を行うと共に、前記燃料噴射部、前記可変動弁機構、及び、前記点火部に信号を出力する制御部と、を備え、
   前記制御部は、前記燃焼室内の混合気の全ガスと前記燃料との重量比であるＧ／Ｆが理論空燃比よりもリーンでかつ前記混合気の空気と前記燃料との重量比であるＡ／Ｆが理論空燃比又は理論空燃比よりもリッチになるよう前記燃料噴射部及び前記可変動弁機構のそれぞれに信号を出力すると共に、前記点火部が前記燃焼室内の混合気に点火した後で未燃混合気が自己着火により燃焼するよう前記点火部に信号を出力し、
   前記制御ロジックを設計する方法は、
   前記エンジンの幾何学的圧縮比εを定めるステップと、
   前記吸気弁の閉弁タイミングＩＶＣを定めた制御ロジックを決定するステップと、を備え、
   前記制御ロジックを設定するときに、前記燃料が低オクタン価燃料でありかつ、前記幾何学的圧縮比εが１８．７≦ε≦３０であれば、
   −0.5603ε^２＋34.859ε−377.22＋C≦ＩＶＣ≦120
   又は、
   −80≦ＩＶＣ≦1.9211ε^２−85.076ε＋862.01＋C
   但し、Cは、エンジンの回転数NE（rpm）に係る補正項であり、
   C=3.3×10^−１０NE^３−1.0×10^−６NE^３＋7.0×10^−４NE
   を満足するように、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法。
7. 請求項１〜６のいずれか１項に記載の圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法において、
   前記吸気弁の閉弁タイミングＩＶＣは、前記エンジンの運転状態が変わると変化し、
   各々の運転状態に対し、前記の関係式を満足するよう、前記閉弁タイミングＩＶＣ（deg. aBDC）を定める圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法。
8. 請求項１〜７のいずれか１項に記載の圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法において、
   前記エンジンは、前記制御ロジックに従って、所定負荷以上の高負荷運転状態において運転する圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法。
9. 請求項８に記載の圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法において、
   前記エンジンは、前記制御ロジックに従って、最高負荷運転状態において運転する圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法。
10. 請求項８又は９に記載の圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法において、
    前記エンジンは、過給機を備え、
    前記制御部は、前記制御ロジックに従い、前記エンジンが所定負荷以上の高負荷運転状態のときに前記過給機が過給を行うよう、前記過給機に信号を出力する圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法。
11. 請求項１〜１０のいずれか１項に記載の圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法において、
    前記制御部は、前記制御ロジックに従い、前記混合気のＧ／Ｆを１８以上５０以下にする圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法。
12. 請求項１〜１１のいずれか１項に記載の圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法において、
    前記エンジンは、前記燃焼室の中に排気ガスを導入するＥＧＲシステムを備え、
    前記制御部は、前記燃焼室の中の混合気が燃焼するときに発生する全熱量に対し、火炎伝播により混合気が燃焼するときに発生する熱量の割合に関係する指標としての熱量比率が、前記エンジンの運転状態に対応して定めた目標熱量比率となるように、前記ＥＧＲシステム及び前記点火部に信号を出力する圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法。
13. 請求項１２に記載の圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法において、
    前記制御部は、前記エンジンの負荷が高いときには、低いときよりも、前記熱量比率が高くなるよう、前記ＥＧＲシステム及び前記点火部に信号を出力する圧縮着火式エンジンの制御ロジックを設計する方法。

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