JP3900072B2 - Control device for spark ignition engine - Google Patents

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  • Combustion Methods Of Internal-Combustion Engines (AREA)
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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、火花点火式エンジンの制御装置に関し、より詳しくは、多気筒のエンジンにおいて燃費改善及びエミッション向上のために各気筒の燃焼状態を制御する装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来から、火花点火式エンジンにおいて、各気筒内の混合気の空燃比を理論空燃比よりも大きいリーン空燃比とした状態で燃焼を行わせることにより燃費改善を図る技術が知られており、燃焼室内に直接燃料を噴射する燃料噴射弁を備え、低回転低負荷域等では上記燃料噴射弁から圧縮行程で燃料を噴射することにより成層燃焼を行わせ、これによって超リーン燃焼を実現するようにしたものが知られている（例えば特許文献１参照）。
【０００３】
このようなエンジンにおいては、排気ガス浄化用の触媒として通常の三元触媒（ＨＣ，ＣＯ及びＮＯｘに対して理論空燃比付近で浄化性能の高い触媒）だけではリーン運転時にＮＯｘに対して充分な浄化性能が得られないため、上記特許文献１にも示されるように、酸素過剰雰囲気でＮＯｘを吸着して酸素濃度低下雰囲気でＮＯｘの離脱、還元を行うリーンＮＯｘ触媒を設けている。そして、このようなリーンＮＯｘ触媒を用いる場合、リーン運転中にリーンＮＯｘ触媒のＮＯｘ吸着量が増大したときは、例えば上記公報に示されるように主燃焼以外に膨張行程中に追加燃料を噴射することで排気ガスの空燃比をリッチ化するとともにＣＯを生成し、これによってＮＯｘの離脱、還元を促進するようにしている。
【０００４】
【特許文献１】
特開平１０−２７４０８５号公報
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
上記のような従来のリーン運転を行うエンジンでは、リーン運転中のＮＯｘ浄化性能の確保のために上記リーンＮＯｘ触媒が必要となってコスト的に不利である。また、上記リーンＮＯｘ触媒の浄化性能を維持するためには、上述のようにＮＯｘ吸着量増大時にＮＯｘの離脱、還元のため追加燃料の供給等による一時的な空燃比のリッチ化を行う必要があり、さらに、使用燃料が硫黄分を多く含む場合、上記リーンＮＯｘ触媒の硫黄被毒の解消のために触媒の加熱及び還元材供給等のリジェネレーション処理が必要となり、これらによって燃費改善効果が低下する。
【０００６】
しかも、空燃比がある程度以上にリーンになると、燃焼速度が遅くなりすぎてその終期に近い燃焼が仕事に寄与しなくなるため、成層燃焼でのリーン化による燃費改善には限界があった。
【０００７】
また、燃費改善のための別の手法として、圧縮自己着火が研究されており、この圧縮自己着火は、ディーゼルエンジンと同様に圧縮行程上死点に燃焼室内を高温、高圧にして燃料を自己着火させるようにするものであり、空燃比が超リーンの状態や多量のＥＧＲが導入されている状態でもこのような圧縮自己着火が行われれば燃焼室全体が一気に燃焼するため、仕事に寄与しない遅い燃焼が避けられ、燃費改善に有利となる。しかし、通常の火花点火式エンジン（ガソリンエンジン）では燃焼のために強制点火が必要であって、圧縮自己着火を行わせるためには燃焼室内の温度または圧力を大幅に高めるための格別の工夫が必要となり、高負荷域でのノッキングを避けつつ、燃費改善が要求される部分負荷域で圧縮自己着火を生じさせる程度まで燃焼室内の温度または圧力を高めることが困難であった。
【０００８】
そこで、本出願人は、リーン燃焼と圧縮自己着火とを併用して大幅な燃費改善効果をもたせるべく、エンジンの部分負荷域で、排気行程と吸気行程が重なる一対の気筒間において排気行程にある先行気筒から排出される既燃ガスがそのまま吸気行程にある後続気筒に気筒間ガス通路を介して導入される２気筒接続状態とするとともに、先行気筒では空燃比を理論空燃比よりも大きいリーン空燃比にして、強制点火により燃焼を行わせ、後続気筒では先行気筒から導入されたリーン空燃比の既燃ガスに燃料を供給して圧縮自己着火により燃焼を行わせるようにした火花点火式エンジンの制御装置に関する技術を出願している（特願２００２−２９８３６号）。
【０００９】
本発明は、このような技術に基づき、さらに広い領域で効果的に後続気筒での圧縮自己着火による燃焼を行わせることができるようにし、燃費及びエミッションの改善効果を高めることができる火花点火式エンジンの制御装置を提供するものである。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
ここで、本願出願人は、鋭意研究の結果、気筒内で噴射燃料を成層化して希薄混合気を燃焼させる成層リーン燃焼と、気筒内で噴射燃料を均一に分散化して希薄混合気を燃焼させる均質リーン燃焼との間に、図５に示すような特色があることを知見するに至り、この特色を利用して、すなわちエンジンの運転状態に応じて２気筒接続状態にある場合における先行気筒での燃焼形態を成層リーン燃焼と均質リーン燃焼とに適宜切り換え制御することにより、さらに広い領域で効果的に後続気筒での圧縮自己着火による燃焼を行わせることができるようにし、燃費及びエミッションの改善効果を高めるようにしたものである。上記図５によれば、同一空燃比における既燃ガス温度は、均質リーン状態での燃焼よりも成層リーン燃焼の方が高いことが示されており、従って均質リーン燃焼が可能な空燃比の範囲では、既燃ガス温度が低い均質リーン燃焼が良好な熱効率を示すことを知見し得た。一方、均質リーン燃焼させる場合には、希薄混合気を着火させるため空燃比を大きくするにも限界があることを知見し得た。本発明は、このような成層リーン燃焼と均質リーン燃焼との特色を考慮し、各リーン状態での燃焼をエンジンの負荷に応じて切り換えることにより、上記目的を達成するようにしたものである。
【００１１】
すなわち、請求項１に係る発明は、各気筒の燃焼サイクルが所定の位相差をもって行われるようになっている多気筒の火花点火式４サイクルエンジンにおいて、エンジンの部分負荷域でエンジンの吸・排気及び燃焼状態についての制御モードを特殊運転モードとし、この特殊運転モードでは、排気行程と吸気行程が重なる一対の気筒間において排気行程にある先行気筒から排出される既燃ガスがそのまま吸気行程にある後続気筒に気筒間ガス通路を介して導入され、この後続気筒から排出されるガスが排気通路に導かれるような２気筒接続状態としつつ、上記先行気筒では空燃比が理論空燃比よりも大きいリーン空燃比で燃焼を行わせ、後続気筒では先行気筒から導入されたリーン空燃比の既燃ガスに燃料を供給して燃焼を行わせるようにした火花点火式エンジンの制御装置であって、エンジンの負荷が大きくなるに応じて上記先行気筒及び後続気筒の２気筒に噴射される燃料の総噴射量を増大させるように制御すると共に、上記後続気筒では、上記特殊運転モードとされる運転域のうちの少なくとも一部運転域において、圧縮自己着火により燃焼を行わせるように制御し、上記先行気筒では、上記後続気筒の圧縮自己着火が行われる運転域のうちの中低負荷域において噴射燃料を成層化させた状態で成層リーン燃焼を行わせるように制御する一方、この成層リーン燃焼が行われる運転域よりも高負荷側において、上記成層リーン燃焼時に比べて空燃比を小さい値とするとともに、噴射燃料を均一に分散化させた状態で均質リーン燃焼を行わせるように制御することを特徴とするものである。
【００１２】
この発明によれば、後続気筒では先行気筒から導入された既燃ガスに燃料が供給されて燃焼が行われるので、高温の既燃ガスにより供給燃料の気化が促進されると共に、上記特殊運転モードにおいて後続気筒で圧縮自己着火により燃焼が行われる場合には、圧縮自己着火によって燃焼室全体に亘り一気に燃焼して仕事に寄与しない遅い燃焼が避けられ、高い燃費改善効果が得られる。また、後続気筒では先行気筒からの既燃ガスが導入されることにより多量のＥＧＲ（排気再循環）が行われているのと同等の状態となることからＮＯｘの発生を十分に抑制して、排気ガスの浄化に寄与することになる。しかも、後続気筒から排気通路に排出されるガスは理論空燃比とすることができるため、後述するように先行気筒でリーン燃焼させる場合でも、三元触媒だけで充分な排気ガスの浄化が可能になると共に、比較的高価なリーンＮＯｘ触媒を必要としないので、コストの削減にも繋がる。
【００１３】
一方、先行気筒では、エンジンの部分負荷域において、空気が過剰に存在するリーン空燃比で燃焼が行われ、このリーン燃焼によって熱効率が高められると共にポンピングロスが低減され、大幅な燃費改善効果が得られる。しかも、先行気筒ではエンジンの負荷域により燃焼形態を切り換えるように制御するので、ノッキングを有効に防止しつつ、燃費の向上を適切に図ることができる。例えば、上記後続気筒で圧縮自己着火とされる運転域のうちの中低負荷域では、噴射燃料を成層化させた成層リーン燃焼を行わせるように制御するので、先行気筒の空燃比を超リーン状態とすることができ、これにより燃費改善が図られる。一方、この中低負荷域よりも高負荷側では、高負荷化による噴射燃料増大に伴って成層リーン燃焼時に比べて空燃比を小さい値とするとともに、噴射燃料を均一に分散化させた状態で均質リーン燃焼を行わせるので、均質リーン状態での燃焼温度が成層リーン状態での燃焼温度よりも低いことを有効に利用して先行気筒の既燃ガス温度の上昇を抑制しあるいは下げて、後続気筒におけるノッキングの発生を防止することができ、また同一空燃比における燃費特性が成層リーン状態の燃焼より良好な均質リーン状態での燃焼に切り換えることにより先行気筒での燃費向上を図ることができる。従って、後続気筒の圧縮自己着火が可能な領域を広げることができ、燃費改善効果を高めることができる。
【００１４】
この発明において、上記先行気筒で均質リーン状態による燃焼が行われる高負荷側運転域では、上記先行気筒の空燃比を理論空燃比の略２倍もしくはそれよりも小さい値とするのが好ましい。均質リーン状態で空燃比値が、所定以上になると着火が困難となり、失火が懸念されるが、このように構成すれば、上記均質リーン状態でも確実に着火してその燃焼を安定させることができる。
【００１５】
また、この発明において、上記先行気筒で成層リーン燃焼が行われる中低負荷運転域のうちの低負荷運転域では、上記先行気筒の空燃比を理論空燃比の略２倍もしくはそれよりも小さい値とするのが好ましい。このように構成すれば、リーン状態のなかでも先行気筒で比較的多くの燃料を燃焼させることにより、先行気筒から後続気筒に導入される既燃ガス温度を上昇させることができるので、後続気筒の圧縮自己着火の可能な範囲を低負荷域側に広げることができる。
【００１６】
ところで、上記先行気筒で成層リーン燃焼が行われる中低負荷運転域のうちの低負荷運転域では、例えば十分にエンジンが暖機されておらず、そのため後続気筒の燃焼室内温度が低いこと等に起因して、その圧縮自己着火が困難な場合がある。このような場合には、上記先行気筒の空燃比を理論空燃比の略２倍もしくはそれよりも小さい値とし、かつ先行気筒での燃焼形態を成層リーン状態から上記均質リーン状態に移行させるように制御すると共に、上記後続気筒における点火方式を圧縮自己着火から強制点火に移行して燃焼を行わせるように制御するのが好ましい。このように構成すれば、先行気筒の空燃比をリッチ化し、その既燃ガスを高温化することができるので、後続気筒内温度を上昇させて後続気筒での圧縮自己着火を早期に実現できる。一方、先行気筒での空燃比が小さくなるのに伴い燃費の悪化が懸念されるが、燃焼形態を成層リーン状態から燃費特性がより良好な均質リーン状態に切り換えることにより燃費の悪化を抑制している。
【００１７】
この燃焼形態を切り換える場合には、上記先行気筒で均質リーン状態による燃焼が行われる低負荷運転域で、エンジン負荷が低くなるのに応じて、上記先行気筒における燃焼の際の空燃比を小さくするのが好ましい。このように構成すれば、例えば低負荷側ほど先行気筒に対する燃料の噴射量を増大させ、既燃ガス温度の上昇による後続気筒の早期圧縮自己着火を実現することができる。
【００１８】
また、上記燃焼形態を切り換える場合には、エンジンの温度状態を判別する手段を備え、この温度状態判別手段は、上記後続気筒の温度に基づいて後続気筒での圧縮自己着火が困難であるか否かについて判別するのが好ましい。このように構成すれば、エンジン暖機後で比較的エンジン温度が低くても、後続気筒で自己着火が困難な状況にあるか否かを正確に判別することができる。従って、エンジンの運転域が低負荷域である場合でも、エンジン温度が比較的高いと、後続気筒での自己着火が可能であり、その場合には、燃焼形態及び点火方式を元に戻し、すなわち燃焼形態を均質リーン状態から成層リーン状態に移行すると共に、点火方式を強制点火から圧縮自己着火に移行して、燃費のさらなる向上を図ることができる。
【００１９】
また、この発明において、上記先行気筒で均質リーン状態による燃焼が行われる高負荷側運転域では、エンジン負荷が高くなるのに応じて、上記先行気筒の空燃比を小さくするのが好ましい。このように構成すれば、燃料噴射量の増大に伴いＥＧＲも増大し、このためノッキングを一層有効に防止することができる。
【００２０】
一方、請求項８に係る発明は、各気筒の燃焼サイクルが所定の位相差をもって行われるようになっている多気筒の火花点火式４サイクルエンジンにおいて、エンジンの部分負荷域でエンジンの吸・排気及び燃焼状態についての制御モードを特殊運転モードとし、この特殊運転モードでは、排気行程と吸気行程が重なる一対の気筒間において排気行程にある先行気筒から排出される既燃ガスがそのまま吸気行程にある後続気筒に気筒間ガス通路を介して導入され、この後続気筒から排出されるガスが排気通路に導かれるような２気筒接続状態としつつ、上記先行気筒では空燃比が理論空燃比よりも大きいリーン空燃比で燃焼を行わせ、後続気筒では先行気筒から導入されたリーン空燃比の既燃ガスに燃料を供給して燃焼を行わせるようにした火花点火式エンジンの制御装置であって、エンジンの負荷が大きくなるに応じて上記先行気筒及び後続気筒の２気筒に噴射される燃料の総噴射量を増大させるように制御すると共に、上記先行気筒では、上記特殊運転モードとされる運転域のうちの少なくとも一部運転域のうちの中低負荷域において噴射燃料を成層化させた状態で成層リーン燃焼を行わせるように制御する一方、この成層リーン燃焼が行われる運転域よりも高負荷側において、上記成層リーン燃焼時に比べて空燃比を小さい値とするとともに、噴射燃料を均一に分散化させた状態で均質リーン燃焼を行わせるように制御することを特徴とするものである。
【００２１】
この発明によれば、先行気筒では、エンジンの部分負荷域において、空気が過剰に存在するリーン空燃比で燃焼が行われ、このリーン燃焼によって熱効率が高められると共にポンピングロスが低減され、後続気筒において圧縮自己着火させると否とにかかわらず、大幅な燃費改善効果が得られる。しかも、先行気筒ではエンジンの負荷域により燃焼形態を切り換えるように制御するので、すなわち、特殊運転モードとされる運転域のうちの中低負荷域では、噴射燃料を成層化させた成層リーン燃焼を行わせるように制御するので、先行気筒の空燃比を超リーン状態とすることができ、これにより燃費改善が図られる。一方、この中低負荷域よりも高負荷側では、高負荷化による噴射燃料増大に伴って成層リーン時に比べて空燃比を小さい値とするとともに、この噴射燃料を均一に分散化させた均質リーン燃焼を行わせるので、先行気筒の既燃ガス温度の上昇を抑制しあるいは下げて、後続気筒におけるノッキングの発生を防止することができ、また同一空燃比燃費特性が成層リーン状態の燃焼より良好な均質リーン状態での燃焼に切り換えることにより先行気筒での燃費向上を図ることができる。
【００２２】
【発明の実施の形態】
以下、図面に基づいて本発明の実施の形態を説明する。
【００２３】
図１は本発明の一実施形態によるエンジンの概略構成を示し、図２はエンジン本体１の一つの気筒とそれに対して設けられた吸・排気弁等の構造を概略的に示している。これらの図において、エンジン本体１は複数の気筒を有し、図示の実施形態では４つの気筒２Ａ〜２Ｄを有している。各気筒２Ａ〜２Ｄにはピストン３が嵌挿され、ピストン３の上方に燃焼室４が形成されている。
【００２４】
各気筒２の燃焼室４の頂部には点火プラグ７が装備され、そのプラグ先端が燃焼室４内に臨んでいる。この点火プラグ７には、電子制御による点火時期のコントロールが可能な点火回路８が接続されている。
【００２５】
燃焼室４の側方部には、燃焼室４内に燃料を直接噴射する燃料噴射弁９が設けられている。この燃料噴射弁９は、図略のニードル弁及びソレノイドを内蔵し、所定のパルス信号が入力されることにより、そのパルス入力時期にパルス幅に対応する時間だけ駆動されて開弁し、その開弁時間に応じた量の燃料を噴射するように構成されている。なお、この燃料噴射弁９には図外の燃料ポンプにより燃料供給通路等を介して燃料が供給され、かつ、圧縮行程での燃焼室内の圧力よりも高い燃料圧力を与え得るように燃料供給系統が構成されている。
【００２６】
また、各気筒２Ａ〜２Ｄの燃焼室４に対して吸気ポート１１、１１ａ，１１ｂ及び排気ポート１２、１２ａ，１２ｂが開口し、これらのポートに吸気通路１５、排気通路２０等が接続されるとともに、各ポートが吸気弁３１、３１ａ，３１ｂ及び排気弁３２、３２ａ，３２ｂにより開閉されるようになっている。
【００２７】
そして、各気筒が所定の位相差をもって吸気、圧縮、膨張、排気の各行程からなるサイクルを行うようになっており、４気筒エンジンの場合、気筒列方向一端側から１番気筒２Ａ、２番気筒２Ｂ、３番気筒２Ｃ、４番気筒２Ｄと呼ぶと、図６ないし図８に示すように上記サイクルが１番気筒２Ａ、３番気筒２Ｃ、４番気筒２Ｄ、２番気筒２Ｂの順にクランク角で１８０°ずつの位相差をもって行われるようになっている。なお、図６ないし図８は４サイクル４気筒エンジンにおける各気筒の行程、燃料噴射時期、点火時期等を示すもので、後に詳述するように図６は特殊運転モードにおいて先行気筒で成層リーン燃焼とされ後続気筒で圧縮自己着火とされる場合、図７は上記特殊運転モードにおいて先行気筒で均質リーン燃焼とされ後続気筒で強制点火とされる場合、図８は特殊運転モードにおいて先行気筒で均質リーン燃焼とされ後続気筒で圧縮自己着火とされる場合を示している。これらの図において、ＥＸは排気行程、ＩＮは吸気行程であり、また、Ｆは燃料噴射、Ｓは強制点火を表し、図中の星マークは圧縮自己着火が行われることを表している。
【００２８】
排気行程と吸気行程が重なる一対の気筒間には、排気行程と吸気行程が重なるときの排気行程側の気筒（当明細書ではこれを先行気筒と呼ぶ）から吸気行程側の気筒（当明細書ではこれを後続気筒と呼ぶ）へ既燃ガスをそのまま導くことができるように、気筒間ガス通路２２が設けられている。当実施形態の４気筒エンジンでは、図６ないし図８に示すように１番気筒２Ａの排気行程（ＥＸ）と２番気筒２Ｂの吸気行程（ＩＮ）とが重なり、また４番気筒２Ｄの排気行程（ＥＸ）と３番気筒２Ｃの吸気行程（ＩＮ）が重なるので、１番気筒２Ａと２番気筒２Ｂ、及び、４番気筒２Ｄと３番気筒２Ｃがそれぞれ一対をなし、１番気筒２Ａ及び４番気筒２Ｄが先行気筒、２番気筒２Ｂ及び３番気筒２Ｃが後続気筒となる。
【００２９】
各気筒の吸・排気ポートとこれに接続される吸気通路、排気通路及び気筒間ガス通路は、具体的には次のように構成されている。
【００３０】
先行気筒である１番気筒２Ａ及び４番気筒２Ｄには、それぞれ、新気を導入するための吸気ポート１１と、既燃ガス（排気ガス）を排気通路に送り出すための第１排気ポート１２ａと、既燃ガスを後続気筒に導出するための第２排気ポート１２ｂとが配設されている。また、後続気筒である２番気筒２Ｂ及び３番気筒２Ｃには、それぞれ、新気を導入するための第１吸気ポート１１ａと、先行気筒からの既燃ガスを導入するための第２吸気ポート１１ｂと、既燃ガスを排気通路に送り出すための排気ポート３２とが配設されている。
【００３１】
図１に示す例では、１番，４番気筒２Ａ，２Ｄにおける吸気ポート１１および２番，３番気筒２Ｂ，２Ｃにおける第１吸気ポート１１ａが、１気筒当り２個ずつ、燃焼室の左半部側に並列的に設けられる一方、１番，４番気筒２Ａ，２Ｄにおける第１排気ポート１２ａ及び第２排気ポート１２ｂならびに２番，３番気筒２Ｂ，２Ｃにおける第２吸気ポート１１ｂ及び排気ポート１２が、燃焼室の右半部側に並列的に設けられている。
【００３２】
１番，４番気筒２Ａ，２Ｄにおける吸気ポート１１および２番，３番気筒２Ｂ，２Ｃにおける第１吸気ポート１１ａには、吸気通路１５における気筒別の分岐吸気通路１６の下流端が接続されている。各分岐吸気通路１６の下流端近傍には、共通の軸を介して互いに連動する多連スロットル弁１７が設けられており、この多連スロットル弁１７は制御信号に応じてアクチュエータ１８により駆動され、吸入空気量を調節するようになっている。なお、吸気通路１５における集合部より上流の共通吸気通路には吸気流量を検出するエアフローセンサ１９が設けられている。
【００３３】
１番，４番気筒２Ａ，２Ｄにおける第１排気ポート１２ａおよび２番，３番気筒２Ｂ，２Ｃにおける排気ポート１２には、排気通路２０における気筒別の分岐排気通路２１の上流端が接続されている。また、１番気筒２Ａと２番気筒２Ｂとの間及び３番気筒２Ｃと４番気筒２Ｄとの間にそれぞれ気筒間ガス通路２２が設けられ、先行気筒である１番，４番気筒２Ａ，２Ｄの第２排気ポート１２ｂに気筒間ガス通路２２の上流端が接続されるとともに、後続気筒である２番，３番気筒２Ｂ，２Ｃの第２吸気ポート１１ｂに気筒間ガス通路２２の下流端が接続されている。
【００３４】
上記気筒間ガス通路２２は、互いに隣接する気筒間を接続する比較的短い通路であり、先行気筒から排出されるガスがこの通路２２を通る間の放熱は比較的小さく抑えられるようになっている。
【００３５】
排気通路２０における分岐排気通路２１の下流の集合部には排気ガス中の酸素濃度を検出することにより空燃比を検出するＯ2センサ２３が設けられている。さらにＯ2センサ２３の下流の排気通路２１には排気浄化のために三元触媒２４が設けられている。この三元触媒２４は、一般に知られているように、排気ガスの空燃比が理論空燃比（つまり空気過剰率λがλ＝１）付近にあるときにＨＣ，ＣＯ及びＮＯｘに対して高い浄化性能を示す触媒である。
【００３６】
各気筒の吸・排気ポートを開閉する吸・排気弁とこれらに対する動弁機構は、次のようになっている。
【００３７】
１番，４番気筒２Ａ，２Ｄにおける吸気ポート１１、第１排気ポート１２ａ及び第２排気ポート１２ｂにはそれぞれ吸気弁３１、第１排気弁３２ａ及び第２排気弁３２ｂが設けられ、また、２番，３番気筒２Ｂ，２Ｃにおける第１吸気ポート１１ａ、第２吸気ポート１１ｂ及び排気ポート１２にはそれぞれ第１吸気弁３１ａ、第２吸気弁３１ｂ及び排気弁３２が設けられている。そして、各気筒の吸気行程や排気行程が上述のような所定の位相差をもって行われるように、これら吸・排気弁がそれぞれカムシャフト３３，３４等からなる動弁機構により所定のタイミングで開閉するように駆動される。
【００３８】
さらに、これらの吸・排気弁のうちで第１排気弁３２ａ、第２排気弁３２ｂ、第１吸気弁３１ａ及び第２吸気弁３１ｂに対しては、各弁を作動状態と停止状態とに切換える弁停止機構３５が設けられている。この弁停止機構３５は、従来から知られているため詳しい図示は省略するが、例えば、カムシャフト３３，３４のカムと弁軸との間に介装されたタペットに作動油の給排が可能な油圧室が設けられ、この油圧室に作動油が供給されている状態ではカムの作動が弁に伝えられて弁が開閉作動され、油圧室から作動油が排出されたときにはカムの作動が弁に伝えられなくなることで弁が停止されるようになっている。
【００３９】
上記第１排気弁３２ａの弁停止機構３５と第１吸気弁３１ａの弁停止機構３５とに対する作動油給排用の通路３６には第１コントロール弁３７が、また第２排気弁３２ｂの弁停止機構３５と第２吸気弁３１ｂの弁停止機構３５とに対する作動油給排用の通路３８には第２コントロール弁３９がそれぞれ設けられている（図３参照）。
【００４０】
図３は、駆動、制御系統の構成を示している。この図において、マイクロコンピュータ等からなるエンジン制御用のＥＣＵ（コントロールユニット）４０には、エアフローセンサ１９及びＯ2センサ２３からの信号が入力されるとともに、エンジンの冷却水温度を検出する水温センサ５１からの信号が入力され、さらに運転状態を判別するためにエンジン回転数を検出する回転数センサ５２及びアクセル開度（アクセルペダル踏込み量）を検出するアクセル開度センサ５３等からの信号も入力されている。また、このＥＣＵ４０から、各燃料噴射弁９と、多連スロットル弁１７のアクチュエータ１８と、上記第１，第２のコントロール弁３７，３９とに対して制御信号が出力されている。
【００４１】
上記ＥＣＵ４０は、運転状態判別手段４１、温度状態判別手段４２、モード設定手段４３、弁停止機構制御手段４４、吸入空気量制御手段４５、燃焼制御手段４６を備えている。
【００４２】
上記運転状態判別手段４１は、図４に示すように、エンジンの運転域が低速低負荷側の領域Ａ（部分負荷域）と高速側ないし高負荷側の領域Ｂとに分けられた制御用マップを有し、低速低負荷側の領域Ａを特殊運転モード領域、高速側ないし高負荷側の領域Ｂを通常運転モード領域とする。そして、上記回転数センサ５２及びアクセル開度センサ５３等からの信号により調べられるエンジンの運転状態（エンジン回転数及びエンジン負荷）が上記領域Ａ、Ｂのいずれにあるかを判別する。
【００４３】
さらに運転状態判別手段４１は、運転状態が特殊運転モード領域Ａにある場合に、この領域Ａのうちの低負荷側運転域Ａ１、中間負荷側運転域Ａ２、高負荷側運転域Ａ３のいずれにあるかを判別するようになっている。
【００４４】
上記温度状態判別手段４２は、水温センサ５１からの信号によってエンジンの温度状態を判別するものであり、このエンジンの温度、特に後続気筒の温度に基づいて後続気筒での圧縮自己着火が困難であるか否かを判別するものである。すなわち、上記温度状態判別手段４２は、水温（エンジン温度）が所定値以下の低温時か、所定温度よりも高い高温時かを判別するようになっている。なお、この温度状態判別手段４１は、水温センサ５１からの信号によってエンジンの温度状態を判別するものが採用されているが、その他、エンジンの温度状態を直接的或いは間接的に判別するもの、例えば排気ガス温度センサを設け、気筒から排出される排気ガスによりエンジンの温度状態を判別するものであってもよい。
【００４５】
上記モード設定手段４３は、運転状態判別手段４１による判別に基づき、上記特殊運転モード領域Ａでは、排気行程にある先行気筒から排出される既燃ガスをそのまま吸気行程にある後続気筒に導入して燃焼させる特殊運転モードを選択し、上記通常運転モード領域Ｂでは、各気筒をそれぞれ独立させ燃焼させる通常運転モードを選択する。
【００４６】
また、モード設定手段４３は、後続気筒２Ｂ，２Ｃに対しては圧縮自己着火モードと強制点火モードとの間で燃焼形態を切り換えるように設定される一方、先行気筒２Ａ，２Ｄに対しては成層リーン燃焼モードと均質リーン燃焼モードとの間で燃焼形態を切り換えるように設定される。
【００４７】
すなわち、モード設定手段４３により特殊運転モードが選択され、かつ上記運転状態判別手段４１によりエンジンの運転域が低負荷側運転域Ａ１にあると判別された場合に、温度状態判別手段４２によるエンジンの温度状態の判別に基づき、低温時には後続気筒２Ｂ，２Ｃでの圧縮自己着火が困難であるとしてこの後続気筒２Ｂ，２Ｃでの燃焼を強制点火により行わせる強制点火モードを選択し、高温時には後続気筒での圧縮自己着火が可能であるとして後続気筒での燃焼を圧縮自己着火により行わせる圧縮自己着火モードを選択するようになっている。つまり、例えばエンジンの暖機が十分になされておらず、そのため後続気筒２Ｂ，２Ｃの燃焼室温度が低い場合があり、このような場合でも後続気筒２Ｂ，２Ｃで圧縮自己着火による燃焼を継続すると、失火等安定した燃焼が確保できない虞がある。従って、このような場合には、上記のように強制点火モードを選択して安定した燃焼を確保するものとなされている。
【００４８】
一方、モード設定手段４３は、特殊運転モードとし、かつ上記運転状態判別手段４１によりエンジンの運転域が中低負荷側運転域Ａ１，Ａ２にあると判別された場合に、先行気筒２Ａ，２Ｄでの燃焼を成層リーン状態とする成層リーン燃焼モードを選択し、この成層リーン燃焼モードが選択される運転域よりもエンジンの負荷が高負荷側運転域Ａ３にある場合に、先行気筒２Ａ，２Ｄでの燃焼を均質リーン状態とする均質リーン燃焼モードを選択するようになっている。また、上記成層リーン燃焼モードが採用される中低負荷側運転域Ａ１，Ａ２でも、強制点火モードが選択されている場合には、均質リーン燃焼モードに移行するものとなされている。ここで、成層リーン燃焼とは、噴射燃料を成層化して希薄混合気を燃焼させる燃焼形態をいう一方、均質リーン燃焼とは、噴射燃料を均一に分散化して希薄混合気を燃焼させる燃焼形態をいう。このように、先行気筒２Ａ，２Ｄにおいてエンジンの負荷域により燃焼形態を成層リーン燃焼と均質リーン燃焼との間で切り換えるように、すなわち成層リーン燃焼モードと均質リーン燃焼モードとの間で切り換えるように制御するのは、各燃焼形態における次のような特性に基づく。
【００４９】
図５は、成層リーン燃焼と均質リーン燃焼とにおける、同一負荷下での既燃ガス温度と空燃比との関係を示す。この図５によれば、同一空燃比における既燃ガス温度は、均質リーン燃焼よりも成層リーン燃焼の方が高いことが分かる。従って、後続気筒２Ｂ，２Ｃに高温の既燃ガスを導入する場合には先行気筒２Ａ，２Ｄでの燃焼形態は成層リーン燃焼が適し、逆に後続気筒２Ｂ，２Ｃの温度を上昇させたくない場合には先行気筒２Ａ，２Ｄでの燃焼形態は均質リーン燃焼が適する。また、このように同一空燃比における既燃ガス温度が異なることから、均質リーン燃焼が成層リーン燃焼に比べて熱効率が優れ、従って良好な燃費特性を発揮するが、一方において均質リーン燃焼は、空燃比が大きくなるにつれ、すなわち超リーン状態になるにつれ、着火困難となることから空燃比を大きくするにも限界がある。従って、燃費向上のためには、均質リーン燃焼が可能な空燃比の範囲では、燃費特性に優れる均質リーン燃焼が適し、この範囲を超える場合には、超リーン空燃比の設定が可能な成層リーン燃焼が適する。さらに、成層リーン燃焼および均質リーン燃焼は、共に空燃比が小さくなるにつれ、既燃ガス温度が上昇していることが示されている。従って、後続気筒２Ｂ，２Ｃをより高温にするためには、いずれの燃焼形態でも小さい空燃比に設定するのがよい。なお、エンジンの負荷域と採用される燃焼形態との関係は、後述する。
【００５０】
上記弁停止機構制御手段４４は、モード設定手段４３によるモードの設定に応じ、特殊運転モードでは気筒間ガス通路２２を介して先行気筒の既燃ガスを後続気筒に導入させる２気筒接続状態とし、通常運転モードでは各気筒にそれぞれ新気を導入させる各気筒独立状態とするように吸・排気流通状態を変更すべく弁停止機構制３５を制御するもので、具体的には運転状態が領域Ａ，Ｂのいずれにあるかに応じ、上記各コントロール弁３７，３９を制御することにより、各弁停止機構３５を次のように制御する。
領域Ａ：（特殊運転モード）
第１排気弁３２ａ及び第１吸気弁３１ａを停止状態
第２排気弁３２ｂ及び第２吸気弁３１ｂを作動状態
領域Ｂ：（通常運転モード）
第１排気弁３２ａ及び第１吸気弁３１ａを作動状態
第２排気弁３２ｂ及び第２吸気弁３１ｂを停止状態
【００５１】
上記吸入空気量制御手段４５は、アクチュエータ１８を制御することによりスロットル弁１７の開度（スロットル開度）を制御するものであり、運転状態に応じてマップ等から目標吸入空気量を求め、その目標吸入空気量に応じてスロットル開度を制御する。この場合、特殊運転モードとされる運転領域Ａでは、先行気筒（１番、４番気筒２Ａ，２Ｄ）において分岐吸気通路１６から導入された過剰空気とエンジンの運転状態に応じて供給される燃料との比（空燃比）がリーン（成層リーン、均質リーンを含む。）空燃比とされつつ、燃焼が行われるので、先行、後続の２気筒分の要求トルク、各気筒の所定の燃焼状態を実現するために必要な量の空気（２気筒分の燃料の量に対して理論空燃比となる量の空気）が先行気筒（１番、４番気筒２Ａ，２Ｄ）に供給されるように、スロットル開度が調節される。
【００５２】
上記燃焼制御手段４６は、燃料噴射制御手段４６ａと着火制御手段４６ｂとからなっている。
【００５３】
燃料噴射制御手段４６ａは、燃料噴射制御手段４６ａにより、各気筒２Ａ〜２Ｄに設けられた燃料噴射弁９からの燃料噴射量及び噴射タイミングをエンジンの運転状態に応じて制御する。燃料噴射制御手段４６ａは、エンジンの負荷が増大するのに応じて上記先行気筒２Ａ，２Ｄおよび後続気筒２Ｂ，２Ｃの２気筒に噴射される燃料の総噴射量を増大させるように調整しつつ、この特殊運転モードにおいて一対の気筒の両方に対する燃料噴射量の和が先行気筒２Ａ，２Ｄに導入される空気の量に対して理論空燃比となる量に調整する。本実施形態では、この燃料噴出制御手段４６ａによる先行気筒２Ａ，２Ｄでの空燃比を、上記特殊運転モードとされる運転領域Aにおける中負荷運転域Ａ２では、図１１に示すように、一定になるように設定される一方、この中低負荷運転域Ａ２よりも高負荷側運転域Ａ３或いは低負荷側運転域Ａ１では、エンジン負荷が高くなるに応じ或いは低くなるに応じて、上記中負荷運転域Ａ２に比べ順次減少するように設定される。
【００５４】
着火制御手段４６ｂは、運転状態に応じて、先行気筒２Ａ，２Ｄや後続気筒２Ｂ，２Ｃにおける点火時期の制御および点火停止等の制御を行う。
【００５５】
そして、この燃焼制御手段４６は、上記モード設定手段４３により設定されるモードに応じ、燃焼状態の制御（燃料の制御及び点火の制御）が変更され、先行気筒２Ａ，２Ｄおよび後続気筒２Ｂ，２Ｃでの燃焼形態を適宜切り換えるものとなされている。
【００５６】
すなわち、モード設定手段４３により成層リーン燃焼モードが選択された場合に、先行気筒２Ａ，２Ｄに対しては、空燃比が理論空燃比よりも大きいリーン空燃比、好ましくは理論空燃比の略２倍（Ａ／Ｆ≒３０）よりも大きいリーン空燃比とするように燃料噴射量を制御するとともに、圧縮行程で燃料を噴射して混合気の成層化を行わせるように噴射時期を設定し、かつ、圧縮上死点付近で強制点火を行わせるように点火時期を設定する。
【００５７】
一方、後続気筒２Ｂ，２Ｃに対しては、先行気筒２Ａ，２Ｄから導入されたリーン空燃比の既燃ガスに対して燃料を供給し、後続気筒２Ｂ，２Ｃでの燃焼の際に実質的に理論空燃比となるように燃料噴射量を制御する。そして、この特殊運転モードの中で後続気筒２Ｂ，２Ｃ内の温度が比較的高くて圧縮自己着火モードが選択されたときは、吸気行程で燃料を噴射して混合気を均一化するように噴射時期を設定するとともに、圧縮自己着火を行わせるべく、強制点火を停止させる。また、後続気筒２Ｂ，２Ｃ内温度が比較的低くて強制点火モードが選択されたときは、圧縮行程で燃料を噴射するように噴射時期を設定するとともに、圧縮上死点付近の所定時期に強制点火を行わせるように点火時期を設定する。そして、上記強制点火モードが選択されたときは、先行気筒２Ａ，２Ｄでの燃焼形態を成層リーン燃焼モードから均質リーン燃焼モードに移行して、先行気筒２Ａ，２Ｄに対して、空燃比が理論空燃比よりも大きいリーン空燃比、好ましくは理論空燃比の略２倍もしくはそれよりも小さいリーン空燃比とするように燃料噴射量を制御するとともに、吸気行程で燃料を噴射して混合気を均一に分散して均質化を行わせるように噴射時期を設定し、かつ、圧縮上死点付近で強制点火を行わせるように点火時期を設定する。
【００５８】
そして、特殊運転モードにおいて、エンジンの負荷の増大に伴い先行気筒２Ａ，２Ｄおよび後続気筒２Ｂ，２Ｃに対する燃料の総噴射量も増大するのに応じて成層リーン燃焼モードから均質リーン燃焼モードに移行（Ａ２からＡ３に移行）した場合、先行気筒２Ａ，２Ｄに対しては、上記成層リーン燃焼（成層リーン燃焼モード）時に比べ空燃比が小さい値となるように、燃料噴射量等を制御するとともに、吸気行程で燃料を噴射して混合気を均一に分散して均質化を行わせるように噴射時期を設定し、かつ、圧縮上死点付近で強制点火を行わせるように点火時期を設定する。一方、後続気筒２Ｂ，２Ｃに対しては、上記圧縮自己着火モードが選択され、上記同様、吸気行程で燃料を噴射して混合気を均一化するように噴射時期を設定するとともに、圧縮自己着火を行わせるべく、強制点火を停止させる。
【００５９】
具体的には、上記のように均質リーン燃焼モードに移行した場合には、先行気筒２Ａ，２Ｄに対しては、上記成層リーン燃焼（成層リーン燃焼モード）における空燃比よりも小さい空燃比、すなわち成層リーン状態での燃焼よりもリッチ化して均質リーン状態で燃焼を行わせる。このときの空燃比は、上記したように、理論空燃比よりも大きいリーン空燃比で、好ましくは理論空燃比の略２倍もしくはそれよりも小さい値、すなわち空気過剰率λでいえば１以上で、好ましくは２以下に設定する。
【００６０】
一方、通常運転モードが選択された場合には、各気筒２Ａ〜２Ｄの空燃比を理論空燃比もしくはそれ以下とするように燃料噴射量を制御し、例えばこの運転領域Ｂのうちの大部分の領域において理論空燃比とし、全開負荷及びその付近の運転領域で理論空燃比よりリッチとする。そして、この場合に、各気筒２Ａ〜２Ｄに対して吸気行程で燃料を噴射して混合気を均一化するように噴射時期を設定し、かつ、各気筒２Ａ〜２Ｄとも強制点火を行わせるようにする。
【００６１】
以上のような本実施形態の装置の作用を、図６〜図１０を参照しつつ説明する。
【００６２】
低速低負荷側の特殊運転モード領域Ａでは、特殊運転モードとされ、前述のように第１排気弁３２ａ及び第１吸気弁３１ａが停止状態、第２排気弁３２ｂ及び第２吸気弁３１ｂが作動状態とされることにより、実質的な新気及びガスの流通経路は図９に示すようになり、先行気筒２Ａ，２Ｄから排出される既燃ガスがそのまま気筒間ガス通路２２を介して後続気筒２Ｂ，２Ｃに導入されるとともに、この後続気筒２Ｂ，２Ｃから排出されるガスのみが排気通路２０に導かれるような２気筒接続状態とされ、この状態において、先行気筒２Ａ，２Ｄにそれぞれ吸気行程で吸気通路１５から新気が導入される（図９中の矢印ａ）。
【００６３】
そして、この特殊運転モード領域Ａのうちの中低負荷側運転域Ａ１，Ａ２では、モード設定手段４３により先行気筒２Ａ，２Ｄでの燃焼形態が成層リーン状態での燃焼形態（成層リーン燃焼モード）が選択され、先行気筒２Ａ，２Ｄでは空燃比が理論空燃比よりも大きいリーン空燃比、好ましくは理論空燃比の２倍よりも大きい空燃比となるように燃料噴射量が制御されつつ圧縮行程で燃料が噴射され、かつ、所定点火時期に点火が行われて、成層リーン燃焼が行われる（図６参照）。
【００６４】
すなわち、エンジンの中低負荷側運転域Ａ１，Ａ２において、先行気筒２Ａ，２Ｄで成層リーン燃焼を行わせることにより、比較的トルクが要求されないこの中低負荷側運転域Ａ１，Ａ２において超リーン状態で燃焼させることができ、燃費特性を改善することができる。しかも、成層リーン状態で燃焼させる場合には、均質リーン状態で燃焼させる場合に比べて既燃ガス温度が高温であるため、後続気筒２Ｂ，２Ｃでの圧縮自己着火を円滑かつ安定して行わせることができる。
【００６５】
そして、先行気筒２Ａ，２Ｄの吸気行程と後続気筒２Ｂ，２Ｃの排気行程が重なる期間に、先行気筒２Ａ，２Ｄから排出された既燃ガスがガス通路２２を通って後続気筒２Ｂ，２Ｃに導入される（図６中の白抜き矢印及び図９中の矢印ｂ）。これらの後続気筒２Ｂ，２Ｃでは、先行気筒２Ａ，２Ｄから導入されたリーン空燃比の既燃ガスに燃料が供給されて、理論空燃比となるように燃料噴射量が制御されつつ燃焼が行われる。
【００６６】
この場合、原則として、圧縮自己着火モードが選択され、図６に示すように、後続気筒２Ｂ，２Ｃでは吸気行程で燃料が噴射された後、圧縮行程の上死点付近で燃焼室内が充分に高温、高圧の状態となって、圧縮自己着火が良好に行われる。
【００６７】
すなわち、先行気筒２Ａ，２Ｄから排出された高温の既燃ガスが短い気筒間ガス通路２２を通って後続気筒２Ｂ，２Ｃに直ちに導入されるため、後続気筒２Ｂ，２Ｃでは吸気行程で燃焼室内の温度が高くなり、この状態からさらに圧縮行程で圧力、温度が上昇することにより、圧縮行程終期の上死点付近では混合気が自己着火し得る程度まで燃焼室内の温度が上昇する。しかも、上記既燃ガスは先行気筒２Ａ，２Ｄから排出されて後続気筒２Ｂ，２Ｃに導入されるまでの間に充分にミキシングされて均一に分布し、さらに吸気行程で噴射された燃料も圧縮行程終期までの間に燃焼室全体に均一に分散するため、理想的な同時圧縮自己着火条件を満たすような均一な混合気分布状態が得られる。そして、同時圧縮自己着火により燃焼が急速に行われ、これにより熱効率が大幅に向上される。しかも、先行気筒２Ａ，２Ｄでは、成層リーン状態での燃焼が行われていることから、均質リーン状態での燃焼に比べ、図５に示すように、既燃ガス温度が高温であるために後続気筒２Ｂ，２Ｃでの圧縮自己着火を確実に行うことができる。
【００６８】
このように、先行気筒２Ａ，２Ｄでは、リーン燃焼により熱効率が高められるとともに、リーン燃焼を行わない通常のエンジンと比べて吸気負圧が小さくなることでポンピングロスが低減され、一方、後続気筒２Ｂ，２Ｃでは、空燃比が略理論空燃比とされつつ、均一な混合気分布状態で圧縮自己着火が行われることにより熱効率が高められるとともに、先行気筒２Ａ，２Ｄから押出されたガスが送り込まれるため先行気筒２Ａ，２Ｄよりもさらにポンピングロスが低減される。これらの作用により、燃費が大幅に改善される。
【００６９】
しかも、後続気筒２Ｂ，２Ｃから排気通路２０に排出されるガスは理論空燃比であるため、従来のリーンバーンエンジンのようにリーンＮＯｘ触媒を設ける必要がなく、三元触媒２４だけで充分に排気浄化性能が確保される。
【００７０】
そして、リーンＮＯｘ触媒を設ける必要がないことから、リーンＮＯｘ触媒のＮＯｘ吸蔵量増大時におけるＮＯｘの放出、還元のための一時的な空燃比のリッチ化を行う必要がなく、燃費改善の目減りが避けられる。さらに、リーンＮＯｘ触媒の硫黄被毒の問題が生じることもない。
【００７１】
ところで、上述したように、エンジン温度、特に後続気筒２Ｂ，２Ｃのエンジン温度は、常時または少なくともエンジンの低負荷運転域Ａ１において水温センサ５１により検出されており、この水温センサ５１による検出結果が後続気筒２Ｂ，２Ｃで安定した圧縮自己着火し得る所定温度よりも低い場合には、温度状態判別手段４２により後続気筒２Ｂ，２Ｃでの圧縮自己着火が困難であるとして判断され、モード設定手段４３により圧縮自己着火モードから強制点火モードに移行され、図７に示すように、後続気筒２Ｂ，２Ｃでは圧縮行程で燃料が噴射され、所定点火時期に強制点火が行われて燃焼が行われる。
【００７２】
このとき、モード設定手段４３によって先行気筒２Ａ，２Ｄでの燃焼形態も成層リーン燃焼モードから均質リーン燃焼モードに切り換えられる。すなわち、特殊運転モード領域Ａのうちの低負荷運転域Ａ１であっても、温度状態判別手段４２により後続気筒２Ｂ，２Ｃでの圧縮自己着火が困難であると判断された場合には、モード設定手段４３により先行気筒２Ａ，２Ｄでの燃焼形態が成層リーン燃焼から均質リーン燃焼に移行され、先行気筒２Ａ，２Ｄでは空燃比が成層リーン燃焼時に比べ小さい空燃比値に設定し、つまり成層リーン状態よりもリッチ化しつつ、先行気筒２Ａ，２Ｄでの空燃比が理論空燃比よりも大きいリーン空燃比、好ましくは理論空燃比の略２倍もしくはそれよりも小さい空燃比となるように燃料噴射量が制御されると共に吸気行程で燃料が噴射される。このように吸気行程で燃料が噴射されると、気流によって燃焼室内に均一に分散して燃料の分布が均質になる。そして、所定点火時期に点火が行われて、均質リーン状態での燃焼が行われる（図７参照）。
【００７３】
すなわち、エンジンの低負荷側運転域Ａ１において、後続気筒２Ｂ，２Ｃのエンジン温度が所定温度よりも低い場合には、後続気筒２Ｂ，２Ｃでの圧縮自己着火が安定して行われないので、後続気筒２Ｂ，２Ｃでは強制点火により燃焼を行わせる一方、先行気筒２Ａ，２Ｄでは後続気筒２Ｂ，２Ｃでの圧縮自己着火を早期に実現すべく、空燃比をリッチ化して高温の既燃ガスを後続気筒２Ｂ，２Ｃに導入するものとなされている。
【００７４】
このように、先行気筒の空燃比をリッチ化することにより、その既燃ガスを高温化することができ、このため後続気筒内温度を上昇させて後続気筒での圧縮自己着火を早期に実現できる。一方、先行気筒での空燃比が小さくなるのに伴い燃費の悪化が懸念されるが、燃焼形態を成層リーン燃焼から燃費特性がより良好な均質リーン燃焼に切り換えることにより燃費の悪化を抑制している。
【００７５】
ところで、図５によれば、空燃比が小さい場合でも成層リーン燃焼の方が均質リーン燃焼よりも高温の既燃ガスを後続気筒２Ｂ，２Ｃに導入することができて、成層リーン状態での燃焼の方が後続気筒２Ｂ，２Ｃでの圧縮自己着火を早期に実現可能なことが示されている。しかしながら、この場合には、ＨＣの排出量が増加し、燃費特性の悪化が懸念されるので、燃費特性の向上と、後続気筒２Ｂ，２Ｃでの圧縮自己着火の早期実現のバランスを図る場合には、本実施形態のように先行気筒２Ａ，２Ｄで均質リーン状態での燃焼を行わせるのが好ましい。
【００７６】
また、エンジンの低負荷側運転域Ａ１においては、図１１に示すように、エンジン負荷が低くなるのに応じて、先行気筒２Ａ，２Ｄにおける燃焼の際の空燃比が小さくなるように制御している。すなわち、エンジンの負荷が低ければ低いほど、後続気筒２Ｂ，２Ｃ内温度も低くなるものと考えられ、このような場合には燃料の噴射量を増大させてよりリッチ化するように制御している。これにより、先行気筒２Ａ，２Ｄにおける既燃ガス温度を上昇させ、後続気筒２Ｂ，２Ｃの圧縮自己着火をその燃費悪化を招くことなく円滑かつ安定して行い得るものとなされている。
【００７７】
そして、エンジンの負荷が徐々に増大し、エンジンの中負荷運転域Ａ２では、先行気筒２Ａ，２Ｄにおいて一定の空燃比で超リーン状態での燃焼が行われ、さらにエンジンの負荷が増大してエンジンの高負荷側運転域Ａ３では、先行気筒２Ａ，２Ｄにおいて徐々に空燃比を小さくして均質リーン状態での燃焼が行われる。
【００７８】
具体的には、上記特殊運転モード領域Ａのうち高負荷側運転域Ａ３では、モード設定手段４３により先行気筒２Ａ，２Ｄでの燃焼形態が均質リーン燃焼（均質リーン燃焼モード）が選択され、先行気筒２Ａ，２Ｄでは空燃比が成層リーン燃焼時に比べて空燃比を小さい値とし、つまり成層リーン状態よりもリッチ化しつつ、先行気筒２Ａ，２Ｄでの空燃比が理論空燃比よりも大きいリーン空燃比、好ましくは理論空燃比の略２倍もしくはそれよりも小さい空燃比となるように燃料噴射量が制御されると共に吸気行程で燃料が噴射される。このように吸気行程で燃料が噴射されると、気流によって燃焼室内に均一に分散して燃料の分布が均質になる。そして、所定点火時期に点火が行われて、均質リーン状態での燃焼が行われる（図８参照）。
【００７９】
すなわち、エンジンの負荷が高負荷になるほど、一般的にトルクが要求されるようになり、燃料噴射量が増大する。この燃料噴射量の増大に伴って、空燃比はおのずと均質リーン状態での着火が可能な範囲にまで小さくなり、リッチ化される。この均質リーン状態での着火が可能な範囲にまで空燃比が小さくなった場合には、成層リーン燃焼よりも既燃ガス温度が低く、燃費特性が良好な均質リーン燃焼に移行させる。
【００８０】
このように、高いトルクが要求される高負荷側運転域Ａ３では、一般にエンジン温度が高くなり、ノッキングの発生が懸念され、このような場合に既燃ガス温度が成層リーン状態での燃焼に比べて低い均質リーン状態での燃焼に切り換えることにより、ノッキングの発生を効果的に抑制することができる。しかも、均質リーン状態での燃焼は、同一負荷、および同一空燃比での燃費特性は成層リーン状態での燃焼よりも優れており、従って高いトルクが要求され噴射燃料が増大する高負荷側運転域Ａ３では均質リーン状態での燃焼を採用することにより燃費特性の大幅な向上を図ることができる。
【００８１】
また、高負荷側運転域Ａ３では、エンジン負荷が高くなるのに応じて、先行気筒２Ａ，２Ｄにおける燃焼の際の空燃比を小さくしているので、燃料噴射量の増大に伴いＥＧＲも増大してノッキングをより効果的に抑制することができる。
【００８２】
一方、高速側ないし高負荷側の運転領域Ｂでは通常運転モードとされ、前述のように第１排気弁３２ａ及び第１吸気弁３１ａが作動状態、第２排気弁３２ｂ及び第２吸気弁３１ｂが停止状態とされることにより、実質的な新気及びガスの流通経路は図１０に示すようになり、各気筒２Ａ〜２Ｄの吸気ポート３１，３１ａ及び排気ポート１２ａ，１２が独立し、吸気通路１５から各気筒２Ａ〜２Ｄの吸気ポート３１，３１ａに新気が導入されるとともに各気筒２Ａ〜２Ｄの排気ポート３１，３１ａから排気通路２０に既燃ガスが排出される。そしてこの場合は、理論空燃比もしくはそれよりリッチとなるように吸入空気量及び燃料噴射量が制御されることにより、出力性能が確保される。
【００８３】
なお、本発明の装置の具体的構成は上記実施形態に限定されず、種々変更可能である。他の実施形態を以下に説明する。
【００８４】
▲１▼上記実施形態では、特殊運転モードにおいて圧縮自己着火モードと強制点火モードとを切り換えて使用されるものを説明したが、このような切り換えを行わず特殊運転モードにおいて後続気筒２Ｂ，２Ｃで圧縮自己着火を継続して行わせるようにしてもよい。
【００８５】
また、エンジンの運転状態の如何に拘わらず、後続気筒２Ｂ，２Ｃで圧縮自己着火を行せることなく常に強制点火により燃焼させるものであってもよい。
【００８６】
すなわち、特殊運転モードとされる運転域の全域で強制点火により燃焼が行われる場合、すなわち特殊運転モードとされる運転域のうちの少なくとも一部運転域における中低負荷域において噴射燃料を成層化する成層リーン状態で燃焼を行わせるように制御する一方、少なくとも一部運転域のうちの成層リーン状態による燃焼が行われる運転域よりも高負荷側において、上記成層リーン状態における空燃比よりも小さい空燃比となるように燃料を噴射し、この噴射燃料を均一に分散化する均質リーン状態で燃焼を行わせるように制御するように構成してもよい。この場合には、中低負荷側運転域Ａ１，Ａ２では、成層リーン状態での燃焼を行わせ、超リーン状態での燃焼による燃費特性の改善を向上させる一方、高負荷側運転域Ａ３では、後続気筒に導入される既燃ガス温度の上昇を抑制し或いは下げて、後続気筒におけるノッキングの発生を抑制することができ、しかも成層リーン状態での燃焼よりも良好な燃費特性を示す均質リーン状態での燃焼により燃費を向上させることができる。
【００８７】
▲２▼上記実施形態では、先行気筒２Ａ，２Ｄでは強制点火による燃焼が行われるように構成しているが、先行気筒２Ａ，２Ｄにおいても圧縮自己着火による燃焼と強制点火による燃焼をエンジンの温度状態等に応じて切り換えて行わせるものであってもよい。
【００８８】
▲３▼特殊運転モードのうちの後続気筒が圧縮自己着火モードとされるときに、上記実施形態では単に後続気筒２Ｂ，２Ｃに対する点火を停止しているが、後続気筒２Ｂ，２Ｃに対し、強制点火とする場合の点火時期よりも所定量リタードした時期にバックアップのための点火を行わせるようにしてもよい。このバックアップのための点火は、圧縮上死点より後であって、圧縮上死点の近傍に設定すればよい。
【００８９】
このようにすれば、圧縮自己着火モードにおいて、何らかの原因で圧縮自己着火が良好に行われないような事態が生じた場合でも、上記バックアップのための点火により着火燃焼が行われ、トルク変動が避けられるとともに、エミッションの悪化が防止される。
【００９０】
▲４▼基本実施形態では弁停止機構を用いて２気筒接続状態と各気筒独立状態とに吸・排気流通状態を切換可能としているが、吸・排気通路及び気筒間ガス通路に開閉弁を設けてこれらの通路の開閉により２気筒接続状態と各気筒独立状態とに切換え得るようにしておいてもよい。
【００９１】
▲５▼本発明の装置は４気筒以外の多気筒エンジンにも適用可能である。そして、例えば６気筒等では１つの気筒の排気行程と別の気筒の吸気行程が完全に重なり合うことはないが、このような場合は、一方の気筒の排気行程が他方の気筒の吸気行程より先行するとともに、両行程が部分的に重なり合う２つの気筒を先行、後続の一対の気筒とすればよい。
【００９２】
【発明の効果】
以上のように請求項１記載の発明の制御装置によると、後続気筒では先行気筒から導入された既燃ガスに燃料が供給されて燃焼が行われるので、高温の既燃ガスにより供給燃料の気化が促進されると共に、上記特殊運転モードにおいて後続気筒で圧縮自己着火により燃焼が行われる場合には、高い燃費改善効果が得られる。また、後続気筒では先行気筒からの既燃ガスが導入されることにより多量のＥＧＲ（排気再循環）が行われているのと同等の状態となることからＮＯｘの発生を十分に抑制して、排ガスの浄化に寄与することになる。しかも、先行気筒でリーン燃焼させる場合でも、三元触媒だけで充分な排気ガスの浄化が可能になると共に、比較的高価なリーンＮＯｘ触媒を必要としないので、コストの削減にも繋がる。
【００９３】
一方、先行気筒では、エンジンの部分負荷域において、空気が過剰に存在するリーン空燃比で燃焼が行われ、このリーン燃焼によって熱効率が高められると共にポンピングロスが低減され、大幅な燃費改善効果が得られる。しかも、先行気筒ではエンジンの負荷域により燃焼形態を切り換えるように制御するので、ノッキングを有効に防止しつつ、燃費の向上を適切に図ることができる。すなわち、中低負荷側運転域では成層リーン燃焼を選択することにより、超リーン状態で燃焼させて燃費を大幅に向上させることができ、しかも２気筒接続状態において比較的高温の既燃ガスを後続気筒に導入することができ、後続気筒での上記圧縮自己着火を円滑かつ安定して行わせることができる。一方、高負荷側運転域では高負荷に伴い噴出燃料が増大して空燃比が小さくなることを有効に利用し、熱効率に優れる均質リーン燃焼を選択することにより、燃費を向上させることができ、しかも２気筒接続状態において比較的低温の既燃ガスを後続気筒に導入することができ、後続気筒でのノッキングの発生を効果的に抑制することができる。従って、後続気筒の圧縮自己着火が可能な領域を広げることができ、燃費改善効果を高めることができる。
【００９４】
一方、請求項８に係る発明によれば、後続気筒において圧縮自己着火しない場合でも、先行気筒では、エンジンの部分負荷域において、空気が過剰に存在するリーン空燃比で燃焼が行われ、このリーン燃焼によって熱効率が高められると共にポンピングロスが低減され、大幅な燃費改善効果が得られる。しかも、先行気筒ではエンジンの負荷域により燃焼形態を切り換えるように制御するので、すなわち、上記後続気筒で圧縮自己着火とされる運転域のうちの中低負荷域では、噴射燃料を成層化する成層リーン状態で燃焼を行わせるように制御するので、先行気筒の空燃比を超リーン状態とすることができ、これにより燃費改善が図られる。一方、この中低負荷域よりも高負荷側では、高負荷化による噴射燃料増大に伴って成層リーン状態における空燃比よりも小さい空燃比となるように燃料を噴射し、この噴射燃料を均一に分散化する均質リーン状態で燃焼を行わせるので、先行気筒の既燃ガス温度の上昇を抑制しあるいは下げて、後続気筒におけるノッキングの発生を防止することができ、また同一空燃比燃費特性が成層リーン状態の燃焼より良好な均質リーン状態での燃焼に切り換えることにより先行気筒での燃費向上を図ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態による制御装置を備えたエンジン全体の概略平面図である。
【図２】エンジン本体等の概略断面図である。
【図３】制御系統のブロック図である。
【図４】運転状態に応じた制御を行うための運転領域設定の一例を示す説明図である。
【図５】成層リーン燃焼と均質リーン燃焼とにおける、同一負荷下での既燃ガス温度と空燃比との関係を示す図である。
【図６】特殊運転モードにおいて先行気筒で成層リーン燃焼とされ後続気筒で圧縮自己着火とされる場合の各気筒の排気行程、吸気行程、燃料噴射時期および点火時期等を示す図である。
【図７】特殊運転モードにおいて先行気筒で均質リーン燃焼とされ後続気筒で強制点火とされる場合の各気筒の排気行程、吸気行程、燃料噴射時期および点火時期等を示す図である。
【図８】特殊運転モードにおいて先行気筒で均質リーン燃焼とされ後続気筒で圧縮自己着火とされる場合の各気筒の排気行程、吸気行程、燃料噴射時期および点火時期等を示す図である。
【図９】特殊運転モードでの実質的な新気およびガスの流通経路を示す説明図である。
【図１０】通常運転モードでの実質的な新気およびガスの流通経路を示す説明図である。
【図１１】先行気筒における負荷と空燃比との関係を示す図である。
【符号の説明】
１ エンジン本体
２Ａ〜２Ｄ 気筒
１５ 吸気通路
２０ 排気通路
２２ 気筒間ガス通路
３１ 吸気弁
３２ 排気弁
４０ ＥＣＵ
４１ 運転状態判別手段
４２ 温度状態判別手段
４３ モード設定手段
４６ 燃焼制御手段
５１ 水温センサ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for a spark ignition type engine, and more particularly to a device for controlling the combustion state of each cylinder in order to improve fuel consumption and emissions in a multi-cylinder engine.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, in a spark ignition engine, a technique for improving fuel consumption by performing combustion in a state where the air-fuel ratio of the air-fuel mixture in each cylinder is set to a lean air-fuel ratio larger than the stoichiometric air-fuel ratio is known. Provided with a fuel injection valve that directly injects fuel into the room, and in the low rotation and low load range, etc., stratified combustion is performed by injecting fuel from the fuel injection valve in the compression stroke, thereby realizing super lean combustion Is known (see, for example, Patent Document 1).
[0003]
In such an engine, an ordinary three-way catalyst (a catalyst having a high purification performance in the vicinity of the theoretical air-fuel ratio with respect to HC, CO, and NOx) alone as an exhaust gas purification catalyst is sufficient for NOx during lean operation. Since the purification performance cannot be obtained, a lean NOx catalyst is provided that adsorbs NOx in an oxygen-excess atmosphere and removes and reduces NOx in an oxygen concentration-reduced atmosphere as shown in Patent Document 1 above. When such a lean NOx catalyst is used, if the NOx adsorption amount of the lean NOx catalyst increases during the lean operation, for example, as shown in the above publication, additional fuel is injected during the expansion stroke in addition to the main combustion. As a result, the air-fuel ratio of the exhaust gas is enriched and CO is generated, thereby promoting NOx separation and reduction.
[0004]
[Patent Document 1]
Japanese Patent Laid-Open No. 10-274085
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
The engine that performs the conventional lean operation as described above is disadvantageous in cost because the lean NOx catalyst is required to ensure the NOx purification performance during the lean operation. Further, in order to maintain the purification performance of the lean NOx catalyst, it is necessary to temporarily enrich the air-fuel ratio by removing additional NOx or supplying additional fuel for reduction when the NOx adsorption amount increases as described above. In addition, if the fuel used contains a large amount of sulfur, regenerative processing such as heating the catalyst and supplying reducing material is required to eliminate sulfur poisoning of the lean NOx catalyst. To do.
[0006]
Moreover, when the air-fuel ratio becomes leaner than a certain level, the combustion speed becomes too slow and combustion near the end does not contribute to work, so there is a limit to fuel efficiency improvement by leaning in stratified combustion.
[0007]
As another method for improving fuel efficiency, compression self-ignition has been studied. This compression self-ignition is similar to a diesel engine, with the combustion chamber at high dead temperature and high pressure at the top dead center of the compression stroke. Even if the air-fuel ratio is very lean or a large amount of EGR is introduced, if such compression self-ignition is performed, the entire combustion chamber burns at once, so it does not contribute to work. Combustion is avoided, which is advantageous for improving fuel efficiency. However, in a normal spark ignition engine (gasoline engine), forced ignition is required for combustion, and in order to perform compression self-ignition, special measures are taken to significantly increase the temperature or pressure in the combustion chamber. Therefore, it has been difficult to increase the temperature or pressure in the combustion chamber to such an extent that compression self-ignition occurs in a partial load region where fuel consumption improvement is required, while avoiding knocking in a high load region.
[0008]
Therefore, the present applicant is in the exhaust stroke between a pair of cylinders in which the exhaust stroke and the intake stroke overlap in a partial load region of the engine in order to have a significant fuel efficiency improvement effect by using both lean combustion and compression self-ignition. The burned gas discharged from the preceding cylinder is in a two-cylinder connection state in which the burned gas discharged from the preceding cylinder is directly introduced into the succeeding cylinder in the intake stroke via the inter-cylinder gas passage. A spark ignition type engine in which combustion is performed by forced ignition at a fuel ratio and fuel is supplied to the burned gas having a lean air-fuel ratio introduced from the preceding cylinder in the subsequent cylinder and combustion is performed by compression self-ignition. A technology related to the control device has been filed (Japanese Patent Application No. 2002-29836).
[0009]
Based on such a technique, the present invention is capable of effectively performing combustion by compression self-ignition in a subsequent cylinder in a wider area, and can improve the fuel efficiency and emission improvement effect. An engine control device is provided.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
Here, as a result of earnest research, the applicant of the present application stratified lean combustion in which the injected fuel is stratified in the cylinder to burn the lean mixture, and the injected fuel is uniformly dispersed in the cylinder to burn the lean mixture It has been found that there is a characteristic as shown in FIG. 5 between the homogeneous lean combustion, and this characteristic is used, that is, in the preceding cylinder in the case where the two cylinders are connected according to the operating state of the engine. By properly switching the combustion mode between stratified lean combustion and homogeneous lean combustion, combustion by compression self-ignition in the subsequent cylinder can be effectively performed in a wider area, and fuel efficiency and emission are improved. The effect is enhanced. FIG. 5 shows that the burnt gas temperature at the same air-fuel ratio is higher in the stratified lean combustion than in the homogeneous lean state, and thus the air-fuel ratio range in which homogeneous lean combustion is possible. Then, it was found that homogeneous lean combustion with low burnt gas temperature shows good thermal efficiency. On the other hand, in the case of homogeneous lean combustion, it has been found that there is a limit to increasing the air-fuel ratio in order to ignite the lean air-fuel mixture. In the present invention, in consideration of such characteristics of stratified lean combustion and homogeneous lean combustion, the above-described object is achieved by switching the combustion in each lean state in accordance with the engine load.
[0011]
That is, the invention according to claim 1 is a multi-cylinder spark ignition type four-cycle engine in which the combustion cycle of each cylinder is performed with a predetermined phase difference. In this special operation mode, the burned gas discharged from the preceding cylinder in the exhaust stroke is in the intake stroke as it is between a pair of cylinders in which the exhaust stroke and the intake stroke overlap. A lean state in which the air-fuel ratio is higher than the stoichiometric air-fuel ratio in the preceding cylinder while the two-cylinder connection state is established in which the gas discharged from the succeeding cylinder is introduced into the succeeding cylinder through the inter-cylinder gas passage and led to the exhaust passage. Combustion is performed at the air-fuel ratio, and in the subsequent cylinder, fuel is supplied to the burned gas having a lean air-fuel ratio introduced from the preceding cylinder so that the combustion is performed. A control device for a spark ignition engine, which controls to increase a total injection amount of fuel injected into two cylinders of the preceding cylinder and the succeeding cylinder as the engine load increases, and the succeeding cylinder Then, control is performed so that combustion is performed by compression self-ignition in at least a part of the operation region in the special operation mode, and in the preceding cylinder, the operation in which compression auto-ignition of the subsequent cylinder is performed is performed. The stratified lean combustion is controlled on the higher load side than the operating range where the stratified lean combustion is performed while controlling the stratified lean combustion in a state where the injected fuel is stratified in the middle and low load range of the region. The air-fuel ratio is set to a smaller value than sometimes, and control is performed so that homogeneous lean combustion is performed in a state where the injected fuel is uniformly dispersed. It is.
[0012]
According to this invention, in the succeeding cylinder, fuel is supplied to the burned gas introduced from the preceding cylinder and combustion is performed. Therefore, vaporization of the supplied fuel is promoted by the high-temperature burned gas, and the special operation mode is performed. When combustion is performed in the subsequent cylinder by compression self-ignition, slow combustion that does not contribute to work by burning all over the combustion chamber by the compression self-ignition is avoided, and a high fuel efficiency improvement effect is obtained. Further, since the burned gas from the preceding cylinder is introduced in the succeeding cylinder, a large amount of EGR (exhaust gas recirculation) is performed, so that the generation of NOx is sufficiently suppressed, This will contribute to the purification of exhaust gas. Moreover, since the gas discharged from the succeeding cylinder to the exhaust passage can have a stoichiometric air-fuel ratio, even when lean combustion is performed in the preceding cylinder as will be described later, it is possible to sufficiently purify the exhaust gas using only the three-way catalyst. In addition, since a relatively expensive lean NOx catalyst is not required, the cost can be reduced.
[0013]
On the other hand, in the preceding cylinder, combustion is performed at a lean air-fuel ratio in which excessive air is present in the partial load region of the engine, and this lean combustion increases thermal efficiency and reduces pumping loss, resulting in a significant fuel efficiency improvement effect. It is done. In addition, since the preceding cylinder is controlled so as to switch the combustion mode depending on the engine load range, it is possible to appropriately improve fuel efficiency while effectively preventing knocking. For example, in the middle and low load range of the operation range in which the subsequent cylinder is subjected to compression self-ignition, control is performed so that the stratified lean combustion in which the injected fuel is stratified is performed. Thus, the fuel consumption can be improved. On the other hand, on the higher load side than the medium to low load range, the air-fuel ratio is made smaller as compared with the stratified lean combustion as the injected fuel increases due to the increased load, and the injected fuel is uniformly dispersed. Because homogeneous lean combustion is performed, the fact that the combustion temperature in the homogeneous lean state is lower than the combustion temperature in the stratified lean state is effectively used to suppress or lower the rise in the burnt gas temperature of the preceding cylinder, and the subsequent The occurrence of knocking in the cylinder can be prevented, and the fuel consumption in the preceding cylinder can be improved by switching to the combustion in the homogeneous lean state where the fuel consumption characteristic at the same air-fuel ratio is better than the combustion in the stratified lean state. Therefore, it is possible to widen the region where the compression self-ignition of the subsequent cylinder can be performed, and the fuel efficiency improvement effect can be enhanced.
[0014]
In the present invention, it is preferable that the air-fuel ratio of the preceding cylinder is set to a value that is approximately twice the stoichiometric air-fuel ratio or smaller than that in the high-load side operation region in which combustion in a homogeneous lean state is performed in the preceding cylinder. If the air-fuel ratio value exceeds a predetermined value in the homogeneous lean state, ignition becomes difficult and there is a concern about misfire. However, if configured in this way, the combustion can be reliably ignited and the combustion stabilized in the homogeneous lean state. .
[0015]
In the present invention, in the low load operation region of the medium and low load operation regions where the stratified lean combustion is performed in the preceding cylinder, the air / fuel ratio of the preceding cylinder is a value approximately twice or smaller than the theoretical air / fuel ratio. Is preferable. With this configuration, it is possible to raise the burnt gas temperature introduced from the preceding cylinder to the succeeding cylinder by burning a relatively large amount of fuel in the preceding cylinder even in the lean state. The possible range of compression self-ignition can be expanded to the low load region side.
[0016]
By the way, in the low load operation region of the medium and low load operation regions where the stratified lean combustion is performed in the preceding cylinder, for example, the engine is not sufficiently warmed up, and therefore the temperature in the combustion chamber of the subsequent cylinder is low. Due to this, the compression self-ignition may be difficult. In such a case, the air-fuel ratio of the preceding cylinder is set to a value approximately twice or smaller than the theoretical air-fuel ratio, and the combustion mode in the preceding cylinder is shifted from the stratified lean state to the homogeneous lean state. It is preferable to perform control so that the ignition system in the succeeding cylinder shifts from compression self-ignition to forced ignition to cause combustion. With this configuration, the air-fuel ratio of the preceding cylinder can be enriched and the burnt gas can be increased in temperature, so that the temperature in the succeeding cylinder can be raised and the compression self-ignition in the succeeding cylinder can be realized at an early stage. On the other hand, there is a concern that the fuel efficiency will deteriorate as the air-fuel ratio in the preceding cylinder decreases, but by switching the combustion mode from the stratified lean state to the homogeneous lean state with better fuel efficiency characteristics, the fuel efficiency deterioration is suppressed. Yes.
[0017]
When this combustion mode is switched, the air-fuel ratio at the time of combustion in the preceding cylinder is reduced as the engine load decreases in the low load operation region where combustion in the homogeneous lean state is performed in the preceding cylinder. Is preferred. If comprised in this way, the amount of fuel injection with respect to a preceding cylinder can be increased, for example, the low load side, and early compression self-ignition of the succeeding cylinder by the rise of burnt gas temperature can be realized.
[0018]
Further, when switching the combustion mode, a means for discriminating the temperature state of the engine is provided, and this temperature state discriminating unit determines whether or not compression self-ignition in the subsequent cylinder is difficult based on the temperature of the subsequent cylinder. It is preferable to determine whether or not. If comprised in this way, even if engine temperature is comparatively low after engine warm-up, it can be correctly discriminate | determined whether it is in the situation where self-ignition is difficult in a subsequent cylinder. Therefore, even when the engine operating range is a low load range, if the engine temperature is relatively high, self-ignition in the succeeding cylinder is possible, and in that case, the combustion mode and the ignition method are restored, that is, The combustion mode can be shifted from the homogeneous lean state to the stratified lean state, and the ignition system can be shifted from forced ignition to compression self-ignition to further improve fuel efficiency.
[0019]
In the present invention, it is preferable that the air-fuel ratio of the preceding cylinder is reduced as the engine load increases in a high load side operation region where combustion in a homogeneous lean state is performed in the preceding cylinder. If comprised in this way, EGR will also increase with the increase in the amount of fuel injection, and therefore knocking can be prevented more effectively.
[0020]
On the other hand, the invention according to claim 8 is a multi-cylinder spark ignition type 4-cycle engine in which the combustion cycle of each cylinder is performed with a predetermined phase difference. In this special operation mode, the burned gas discharged from the preceding cylinder in the exhaust stroke is in the intake stroke as it is between a pair of cylinders in which the exhaust stroke and the intake stroke overlap. A lean state in which the air-fuel ratio is higher than the stoichiometric air-fuel ratio in the preceding cylinder while the two-cylinder connection state is established in which the gas discharged from the succeeding cylinder is introduced into the succeeding cylinder through the inter-cylinder gas passage and led to the exhaust passage. Combustion is performed at the air-fuel ratio, and in the subsequent cylinder, the fuel is supplied to the burned gas having the lean air-fuel ratio introduced from the preceding cylinder so that the combustion is performed. A control device for an ignition engine, which controls to increase the total injection amount of fuel injected into the two cylinders of the preceding cylinder and the succeeding cylinder as the engine load increases. The stratified lean combustion is controlled so that the stratified lean combustion is performed in a state where the injected fuel is stratified in the middle and low load range of at least a part of the operating range of the special operating mode. On the higher load side than the operating range where combustion is performed, control is performed so that the air-fuel ratio is made smaller than that during stratified lean combustion and homogeneous lean combustion is performed in a state where the injected fuel is uniformly dispersed. It is characterized by this.
[0021]
According to the present invention, in the preceding cylinder, combustion is performed at a lean air-fuel ratio in which air is excessively present in the partial load region of the engine. This lean combustion increases the thermal efficiency and reduces the pumping loss. Regardless of whether or not compression self-ignition is performed, a significant fuel efficiency improvement effect is obtained. Moreover, since the preceding cylinder is controlled so as to switch the combustion mode depending on the engine load range, that is, in the low and middle load range of the special operation mode, the stratified lean combustion in which the injected fuel is stratified is performed. Since the control is performed so as to be performed, the air-fuel ratio of the preceding cylinder can be brought into a super lean state, thereby improving the fuel consumption. On the other hand, on the higher load side than the medium to low load region, the air-fuel ratio is made smaller than that at the time of stratified lean as the injected fuel increases due to the increased load, and the homogeneous lean is obtained by uniformly dispersing the injected fuel. Since combustion is performed, it is possible to suppress or reduce the increase in the burnt gas temperature of the preceding cylinder to prevent knocking in the succeeding cylinder, and the same air-fuel ratio fuel consumption characteristics are better than combustion in the stratified lean state By switching to the combustion in the homogeneous lean state, it is possible to improve the fuel consumption in the preceding cylinder.
[0022]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0023]
FIG. 1 shows a schematic configuration of an engine according to an embodiment of the present invention, and FIG. 2 schematically shows a structure of one cylinder of an engine body 1 and intake / exhaust valves provided for the cylinder. In these drawings, the engine body 1 has a plurality of cylinders, and in the illustrated embodiment, has four cylinders 2A to 2D. A piston 3 is fitted into each of the cylinders 2 </ b> A to 2 </ b> D, and a combustion chamber 4 is formed above the piston 3.
[0024]
A spark plug 7 is provided at the top of the combustion chamber 4 of each cylinder 2, and the tip of the plug faces the combustion chamber 4. An ignition circuit 8 capable of controlling the ignition timing by electronic control is connected to the spark plug 7.
[0025]
A fuel injection valve 9 that directly injects fuel into the combustion chamber 4 is provided at a side portion of the combustion chamber 4. The fuel injection valve 9 includes a needle valve and a solenoid (not shown). When a predetermined pulse signal is input, the fuel injection valve 9 is driven for a time corresponding to the pulse width at the pulse input timing to open the valve. An amount of fuel corresponding to the valve time is injected. The fuel injection valve 9 is supplied with fuel by a fuel pump (not shown) through a fuel supply passage and the like, and a fuel supply system is provided so that a fuel pressure higher than the pressure in the combustion chamber in the compression stroke can be applied. Is configured.
[0026]
Further, intake ports 11, 11a, 11b and exhaust ports 12, 12a, 12b are opened to the combustion chambers 4 of the respective cylinders 2A to 2D, and an intake passage 15 and an exhaust passage 20 are connected to these ports. Each port is opened and closed by intake valves 31, 31a, 31b and exhaust valves 32, 32a, 32b.
[0027]
Each cylinder performs a cycle consisting of intake, compression, expansion, and exhaust strokes with a predetermined phase difference. In the case of a four-cylinder engine, the first cylinder 2A, second cylinder from one end in the cylinder row direction When the cylinder 2B, the third cylinder 2C, and the fourth cylinder 2D are called, as shown in FIGS. 6 to 8, the above cycle is performed in the order of the first cylinder 2A, the third cylinder 2C, the fourth cylinder 2D, and the second cylinder 2B. This is performed with a phase difference of 180 ° in angle. 6 to 8 show the stroke of each cylinder, fuel injection timing, ignition timing, etc. in a 4-cycle 4-cylinder engine. As will be described in detail later, FIG. 6 shows stratified lean combustion in the preceding cylinder in the special operation mode. 7 is a case where compression auto-ignition is performed in the subsequent cylinder, FIG. 7 is a homogeneous lean combustion in the preceding cylinder in the special operation mode and a forced ignition is performed in the subsequent cylinder, and FIG. 8 is a homogeneous in the preceding cylinder in the special operation mode. This shows a case where lean combustion is performed and compression self-ignition is performed in the subsequent cylinder. In these drawings, EX represents an exhaust stroke, IN represents an intake stroke, F represents fuel injection, S represents forced ignition, and a star mark in the drawings represents compression self-ignition.
[0028]
Between a pair of cylinders in which the exhaust stroke and the intake stroke overlap, a cylinder on the intake stroke side (this specification is referred to as a preceding cylinder) from the cylinder on the exhaust stroke side when the exhaust stroke and the intake stroke overlap (this specification is referred to as a preceding cylinder) The inter-cylinder gas passage 22 is provided so that the burned gas can be directly introduced to the subsequent cylinder). In the four-cylinder engine of this embodiment, as shown in FIGS. 6 to 8, the exhaust stroke (EX) of the first cylinder 2A and the intake stroke (IN) of the second cylinder 2B overlap, and the exhaust of the fourth cylinder 2D. Since the stroke (EX) and the intake stroke (IN) of the third cylinder 2C overlap, the first cylinder 2A and the second cylinder 2B, and the fourth cylinder 2D and the third cylinder 2C form a pair, respectively. And the 4th cylinder 2D is the preceding cylinder, the 2nd cylinder 2B and the 3rd cylinder 2C are the succeeding cylinders.
[0029]
The intake / exhaust port of each cylinder and the intake passage, exhaust passage, and inter-cylinder gas passage connected to the cylinder are specifically configured as follows.
[0030]
The first cylinder 2A and the fourth cylinder 2D, which are the preceding cylinders, respectively include an intake port 11 for introducing fresh air, and a first exhaust port 12a for sending burned gas (exhaust gas) to the exhaust passage. A second exhaust port 12b for leading the burned gas to the subsequent cylinder is provided. The second cylinder 2B and the third cylinder 2C, which are the subsequent cylinders, respectively, have a first intake port 11a for introducing fresh air and a second intake port for introducing burned gas from the preceding cylinder. 11b and an exhaust port 32 for sending the burned gas to the exhaust passage.
[0031]
In the example shown in FIG. 1, the intake ports 11 in the first and fourth cylinders 2A and 2D and the first intake ports 11a in the second and third cylinders 2B and 2C are two per cylinder, the left half of the combustion chamber. The first exhaust port 12a and the second exhaust port 12b in the first and fourth cylinders 2A and 2D and the second intake port 11b and the exhaust port in the second and third cylinders 2B and 2C are provided in parallel on the part side. 12 are provided in parallel on the right half side of the combustion chamber.
[0032]
The intake port 11 in the first and fourth cylinders 2A and 2D and the first intake port 11a in the second and third cylinders 2B and 2C are connected to the downstream ends of the branch intake passages 16 for each cylinder in the intake passage 15. Yes. In the vicinity of the downstream end of each branch intake passage 16, a multiple throttle valve 17 that is linked to each other via a common shaft is provided. This multiple throttle valve 17 is driven by an actuator 18 in accordance with a control signal, The intake air amount is adjusted. Note that an air flow sensor 19 that detects an intake air flow rate is provided in a common intake passage upstream of the collecting portion in the intake passage 15.
[0033]
An upstream end of a branch exhaust passage 21 for each cylinder in the exhaust passage 20 is connected to the first exhaust port 12a in the first and fourth cylinders 2A and 2D and the exhaust port 12 in the second and third cylinders 2B and 2C. Yes. Further, an inter-cylinder gas passage 22 is provided between the first cylinder 2A and the second cylinder 2B and between the third cylinder 2C and the fourth cylinder 2D, and the first, fourth cylinder 2A, The upstream end of the inter-cylinder gas passage 22 is connected to the 2D second exhaust port 12b, and the downstream end of the inter-cylinder gas passage 22 is connected to the second intake port 11b of the second and third cylinders 2B and 2C as the subsequent cylinders. Is connected.
[0034]
The inter-cylinder gas passage 22 is a relatively short passage that connects between cylinders adjacent to each other, and heat radiation while the gas discharged from the preceding cylinder passes through the passage 22 is kept relatively small. .
[0035]
In the exhaust passage 20, downstream of the branch exhaust passage 21, an air-fuel ratio is detected by detecting the oxygen concentration in the exhaust gas. 2 A sensor 23 is provided. Furthermore O 2 A three-way catalyst 24 is provided in the exhaust passage 21 downstream of the sensor 23 for exhaust purification. As is generally known, the three-way catalyst 24 is highly purified against HC, CO, and NOx when the air-fuel ratio of the exhaust gas is close to the stoichiometric air-fuel ratio (that is, the excess air ratio λ is λ = 1). It is a catalyst showing performance.
[0036]
The intake / exhaust valves for opening and closing the intake / exhaust ports of each cylinder and the valve operating mechanism for these valves are as follows.
[0037]
The intake port 11, the first exhaust port 12a, and the second exhaust port 12b in the first and fourth cylinders 2A, 2D are respectively provided with an intake valve 31, a first exhaust valve 32a, and a second exhaust valve 32b. A first intake valve 31a, a second intake valve 31b, and an exhaust valve 32 are provided in the first intake port 11a, the second intake port 11b, and the exhaust port 12 in the No. 3 cylinders 2B and 2C, respectively. These intake / exhaust valves are opened and closed at predetermined timings by the valve mechanisms comprising the camshafts 33, 34, etc. so that the intake stroke and exhaust stroke of each cylinder are performed with the predetermined phase difference as described above. To be driven.
[0038]
Further, among these intake / exhaust valves, the first exhaust valve 32a, the second exhaust valve 32b, the first intake valve 31a, and the second intake valve 31b are switched between an operating state and a stopped state. A valve stop mechanism 35 is provided. The valve stop mechanism 35 has been known in the art and will not be shown in detail. For example, hydraulic oil can be supplied to and discharged from a tappet interposed between the cams of the camshafts 33 and 34 and the valve shaft. When a hydraulic oil is supplied to the hydraulic chamber, the operation of the cam is transmitted to the valve and the valve is opened and closed. When the hydraulic oil is discharged from the hydraulic chamber, the cam operation is not performed. The valve is stopped by not being able to be transmitted to.
[0039]
The first control valve 37 and the second exhaust valve 32b are stopped in the hydraulic oil supply / discharge passage 36 to the valve stop mechanism 35 of the first exhaust valve 32a and the valve stop mechanism 35 of the first intake valve 31a. A second control valve 39 is provided in each of the hydraulic oil supply / discharge passages 38 to the mechanism 35 and the valve stop mechanism 35 of the second intake valve 31b (see FIG. 3).
[0040]
FIG. 3 shows the configuration of the drive and control system. In this figure, an ECU (control unit) 40 for engine control composed of a microcomputer or the like is provided with an air flow sensor 19 and an O 2 A signal from the sensor 23 is inputted, a signal from a water temperature sensor 51 for detecting the coolant temperature of the engine is inputted, and a rotation speed sensor 52 for detecting the engine rotation speed and an accelerator opening to discriminate an operating state. A signal from an accelerator opening sensor 53 or the like that detects the degree (depressed amount of the accelerator pedal) is also input. The ECU 40 outputs control signals to the fuel injection valves 9, the actuator 18 of the multiple throttle valve 17, and the first and second control valves 37 and 39.
[0041]
The ECU 40 includes an operation state determination unit 41, a temperature state determination unit 42, a mode setting unit 43, a valve stop mechanism control unit 44, an intake air amount control unit 45, and a combustion control unit 46.
[0042]
As shown in FIG. 4, the operating state discriminating means 41 has a control map in which the engine operating range is divided into a low-speed and low-load side region A (partial load region) and a high-speed side or high-load side region B. The region A on the low speed and low load side is defined as a special operation mode region, and the region B on the high speed side or high load side is defined as a normal operation mode region. Then, it is determined whether the engine operating state (engine speed and engine load), which is examined by signals from the rotational speed sensor 52 and the accelerator opening sensor 53, is in the region A or B.
[0043]
Further, when the operation state is in the special operation mode region A, the operation state determination means 41 is in any one of the low load side operation region A1, the intermediate load side operation region A2, and the high load side operation region A3. It is to determine whether there is.
[0044]
The temperature state determination means 42 determines the temperature state of the engine based on a signal from the water temperature sensor 51, and it is difficult to perform compression self-ignition in the succeeding cylinder based on the temperature of the engine, particularly the temperature of the succeeding cylinder. Or not. That is, the temperature state determination means 42 determines whether the water temperature (engine temperature) is a low temperature below a predetermined value or a high temperature higher than a predetermined temperature. The temperature state determination means 41 employs a device that determines the temperature state of the engine based on a signal from the water temperature sensor 51. Other than that, the temperature state determination means 41 directly or indirectly determines the temperature state of the engine, for example, An exhaust gas temperature sensor may be provided to determine the engine temperature state based on the exhaust gas discharged from the cylinder.
[0045]
In the special operation mode region A, the mode setting means 43 introduces the burned gas discharged from the preceding cylinder in the exhaust stroke into the subsequent cylinder in the intake stroke based on the determination by the operating state determination means 41. A special operation mode for burning is selected, and in the normal operation mode region B, a normal operation mode for burning each cylinder independently is selected.
[0046]
The mode setting means 43 is set so as to switch the combustion mode between the compression self-ignition mode and the forced ignition mode for the subsequent cylinders 2B and 2C, while stratified for the preceding cylinders 2A and 2D. The combustion mode is set to be switched between the lean combustion mode and the homogeneous lean combustion mode.
[0047]
That is, when the special operation mode is selected by the mode setting means 43 and the operating state of the engine is determined to be in the low load side operating range A1 by the operating state determining means 41, the engine state by the temperature state determining means 42 is determined. Based on the discrimination of the temperature state, the forced ignition mode is selected in which combustion in the succeeding cylinders 2B and 2C is performed by forced ignition on the assumption that the compression self-ignition in the succeeding cylinders 2B and 2C is difficult at low temperatures. The compression self-ignition mode in which combustion in the subsequent cylinder is performed by compression self-ignition is selected on the assumption that compression self-ignition is possible. That is, for example, the engine is not sufficiently warmed up, and therefore the combustion chamber temperature of the succeeding cylinders 2B and 2C may be low. Even in such a case, if combustion by compression self-ignition continues in the succeeding cylinders 2B and 2C. There is a possibility that stable combustion such as misfire cannot be secured. Therefore, in such a case, the forced ignition mode is selected as described above to ensure stable combustion.
[0048]
On the other hand, the mode setting means 43 is in the special operation mode, and when the operation state determination means 41 determines that the engine operating range is in the middle / low load side operating range A1, A2, the preceding cylinders 2A, 2D When the stratified lean combustion mode in which the combustion of the engine is set to the stratified lean state is selected and the engine load is in the high load side operating range A3 with respect to the operating range in which the stratified lean combustion mode is selected, the preceding cylinders 2A and 2D The homogeneous lean combustion mode is set to make the combustion of the gas homogeneously lean. Further, even in the middle and low load side operation regions A1 and A2 in which the stratified lean combustion mode is adopted, when the forced ignition mode is selected, the operation shifts to the homogeneous lean combustion mode. Here, stratified lean combustion refers to a combustion mode in which the injected fuel is stratified to burn the lean mixture, while homogeneous lean combustion refers to a combustion mode in which the injected fuel is uniformly dispersed to burn the lean mixture. Say. As described above, in the preceding cylinders 2A and 2D, the combustion mode is switched between stratified lean combustion and homogeneous lean combustion depending on the engine load range, that is, switched between the stratified lean combustion mode and the homogeneous lean combustion mode. The control is based on the following characteristics in each combustion mode.
[0049]
FIG. 5 shows the relationship between burnt gas temperature and air-fuel ratio under the same load in stratified lean combustion and homogeneous lean combustion. According to FIG. 5, it can be seen that the burnt gas temperature at the same air-fuel ratio is higher in stratified lean combustion than in homogeneous lean combustion. Therefore, when high-temperature burned gas is introduced into the succeeding cylinders 2B and 2C, stratified lean combustion is suitable as the combustion mode in the preceding cylinders 2A and 2D, and conversely, it is not desired to increase the temperature of the succeeding cylinders 2B and 2C. For the preceding cylinders 2A and 2D, homogeneous lean combustion is suitable for the combustion mode. In addition, since the burnt gas temperature at the same air-fuel ratio is different in this way, homogeneous lean combustion has better thermal efficiency than stratified lean combustion, and thus exhibits good fuel efficiency characteristics. As the fuel ratio increases, that is, as the engine becomes super lean, ignition becomes difficult, so there is a limit to increasing the air-fuel ratio. Therefore, in order to improve fuel efficiency, homogeneous lean combustion with excellent fuel efficiency characteristics is suitable in the range of air-fuel ratio where homogeneous lean combustion is possible, and when exceeding this range, stratified lean capable of setting an ultra-lean air-fuel ratio. Combustion is suitable. Furthermore, it has been shown that in both stratified lean combustion and homogeneous lean combustion, the burnt gas temperature increases as the air-fuel ratio decreases. Therefore, in order to make the succeeding cylinders 2B and 2C have a higher temperature, it is preferable to set a small air-fuel ratio in any combustion mode. The relationship between the engine load range and the combustion mode employed will be described later.
[0050]
In response to the mode setting by the mode setting means 43, the valve stop mechanism control means 44 is in a two-cylinder connection state in which the burned gas of the preceding cylinder is introduced into the succeeding cylinder via the inter-cylinder gas passage 22 in the special operation mode. In the normal operation mode, the valve stop mechanism system 35 is controlled so as to change the intake / exhaust flow state so that each cylinder is brought into an independent state in which fresh air is introduced into each cylinder. , B, each valve stop mechanism 35 is controlled as follows by controlling the control valves 37, 39.
Area A: (Special operation mode)
Stop the first exhaust valve 32a and the first intake valve 31a
The second exhaust valve 32b and the second intake valve 31b are activated.
Area B: (Normal operation mode)
The first exhaust valve 32a and the first intake valve 31a are activated.
Stop the second exhaust valve 32b and the second intake valve 31b
[0051]
The intake air amount control means 45 controls the opening degree of the throttle valve 17 (throttle opening degree) by controlling the actuator 18, and obtains a target intake air amount from a map or the like according to the operating state. The throttle opening is controlled according to the target intake air amount. In this case, in the operation region A in the special operation mode, the excess air introduced from the branch intake passage 16 in the preceding cylinder (the first and fourth cylinders 2A and 2D) and the fuel supplied in accordance with the operating state of the engine Since the combustion is performed while the ratio (air-fuel ratio) to lean (including stratified lean and homogeneous lean) is the air-fuel ratio, the required torque of the preceding and subsequent two cylinders, and the predetermined combustion state of each cylinder An amount of air necessary to realize (the amount of air that is the stoichiometric air-fuel ratio with respect to the amount of fuel for two cylinders) is supplied to the preceding cylinders (first, fourth cylinders 2A, 2D) The throttle opening is adjusted.
[0052]
The combustion control means 46 comprises a fuel injection control means 46a and an ignition control means 46b.
[0053]
The fuel injection control means 46a controls the fuel injection amount and the injection timing from the fuel injection valve 9 provided in each cylinder 2A to 2D according to the operating state of the engine by the fuel injection control means 46a. The fuel injection control means 46a adjusts so as to increase the total injection amount of fuel injected into the two cylinders of the preceding cylinders 2A and 2D and the succeeding cylinders 2B and 2C as the engine load increases. In this special operation mode, the sum of the fuel injection amounts for both of the pair of cylinders is adjusted to an amount that is the stoichiometric air-fuel ratio with respect to the amount of air introduced into the preceding cylinders 2A and 2D. In the present embodiment, the air-fuel ratio in the preceding cylinders 2A and 2D by the fuel injection control means 46a is constant in the medium load operation region A2 in the operation region A in the special operation mode as shown in FIG. On the other hand, in the high load side operation region A3 or the low load side operation region A1 than the medium and low load operation region A2, the medium load operation is performed as the engine load increases or decreases. It is set so as to decrease sequentially compared to the area A2.
[0054]
The ignition control means 46b performs control such as ignition timing control and ignition stop in the preceding cylinders 2A and 2D and the succeeding cylinders 2B and 2C according to the operating state.
[0055]
The combustion control means 46 changes the combustion state control (fuel control and ignition control) according to the mode set by the mode setting means 43, and the preceding cylinders 2A, 2D and the succeeding cylinders 2B, 2C. The combustion mode is switched appropriately.
[0056]
That is, when the stratified lean combustion mode is selected by the mode setting means 43, for the preceding cylinders 2A and 2D, the lean air-fuel ratio in which the air-fuel ratio is larger than the stoichiometric air-fuel ratio, preferably approximately twice the stoichiometric air-fuel ratio. The fuel injection amount is controlled so that the lean air-fuel ratio is larger than (A / F≈30), the injection timing is set so that fuel is injected in the compression stroke and the mixture is stratified, and The ignition timing is set so that forced ignition is performed near the compression top dead center.
[0057]
On the other hand, for the succeeding cylinders 2B and 2C, fuel is supplied to the burned gas having a lean air-fuel ratio introduced from the preceding cylinders 2A and 2D, and substantially when the subsequent cylinders 2B and 2C burn. The fuel injection amount is controlled so that the theoretical air / fuel ratio is obtained. In this special operation mode, when the temperature in the succeeding cylinders 2B and 2C is relatively high and the compression self-ignition mode is selected, the fuel is injected in the intake stroke so as to make the air-fuel mixture uniform. While setting the timing, forced ignition is stopped in order to perform compression self-ignition. When the forced ignition mode is selected because the temperature in the succeeding cylinders 2B and 2C is relatively low, the injection timing is set so that fuel is injected in the compression stroke, and the forced cylinder is forced to a predetermined timing near the compression top dead center. The ignition timing is set so that ignition is performed. When the forced ignition mode is selected, the combustion mode in the preceding cylinders 2A and 2D is changed from the stratified lean combustion mode to the homogeneous lean combustion mode, and the air-fuel ratio is theoretically determined for the preceding cylinders 2A and 2D. The fuel injection amount is controlled so that the lean air-fuel ratio is larger than the air-fuel ratio, preferably about twice the stoichiometric air-fuel ratio or smaller, and fuel is injected in the intake stroke to make the mixture uniform The injection timing is set so that it is dispersed and homogenized, and the ignition timing is set so that forced ignition is performed near the compression top dead center.
[0058]
In the special operation mode, the stratified lean combustion mode is shifted to the homogeneous lean combustion mode in accordance with the increase in the total fuel injection amount for the preceding cylinders 2A and 2D and the succeeding cylinders 2B and 2C as the engine load increases ( In the case of shifting from A2 to A3), the fuel injection amount and the like are controlled so that the air-fuel ratio becomes smaller than that in the stratified lean combustion (stratified lean combustion mode) for the preceding cylinders 2A and 2D. The injection timing is set so that fuel is injected during the intake stroke to uniformly disperse the air-fuel mixture and homogenization is performed, and the ignition timing is set so that forced ignition is performed near the compression top dead center. On the other hand, for the succeeding cylinders 2B and 2C, the compression self-ignition mode is selected, and similarly to the above, the injection timing is set so that the fuel is injected during the intake stroke and the air-fuel mixture becomes uniform, and the compression self-ignition is performed. The forced ignition is stopped so that
[0059]
Specifically, when shifting to the homogeneous lean combustion mode as described above, the air-fuel ratio smaller than the air-fuel ratio in the stratified lean combustion (stratified lean combustion mode), that is, the preceding cylinders 2A and 2D, that is, It is richer than the combustion in the stratified lean state, and the combustion is performed in the homogeneous lean state. As described above, the air-fuel ratio at this time is a lean air-fuel ratio larger than the stoichiometric air-fuel ratio, preferably about twice or less than the stoichiometric air-fuel ratio, that is, an excess air ratio λ of 1 or more. Preferably, it is set to 2 or less.
[0060]
On the other hand, when the normal operation mode is selected, the fuel injection amount is controlled so that the air-fuel ratio of each of the cylinders 2A to 2D is equal to or lower than the stoichiometric air-fuel ratio. The stoichiometric air-fuel ratio is set in the region, and the stoichiometric air-fuel ratio is made richer in the fully-open load and the operation region in the vicinity thereof. In this case, the injection timing is set so that fuel is injected into the cylinders 2A to 2D in the intake stroke to make the air-fuel mixture uniform, and each cylinder 2A to 2D is forcedly ignited. To.
[0061]
The operation of the apparatus of the present embodiment as described above will be described with reference to FIGS.
[0062]
In the special operation mode region A on the low speed and low load side, the special operation mode is set, and the first exhaust valve 32a and the first intake valve 31a are stopped and the second exhaust valve 32b and the second intake valve 31b are operated as described above. As a result, the actual flow path of fresh air and gas becomes as shown in FIG. 9, and the burned gas discharged from the preceding cylinders 2A and 2D is directly passed through the inter-cylinder gas passage 22 to the succeeding cylinder. The two cylinders are connected to each other so that only the gas discharged from the subsequent cylinders 2B and 2C is guided to the exhaust passage 20, and in this state, the intake cylinders 2A and 2D are respectively in the intake stroke. Thus, fresh air is introduced from the intake passage 15 (arrow a in FIG. 9).
[0063]
In the middle and low load side operation regions A1 and A2 of the special operation mode region A, the combustion mode in the preceding cylinders 2A and 2D is stratified lean by the mode setting means 43 (stratified lean combustion mode). In the preceding cylinders 2A and 2D, the fuel injection amount is controlled so that the air-fuel ratio becomes a lean air-fuel ratio larger than the stoichiometric air-fuel ratio, preferably larger than twice the stoichiometric air-fuel ratio. Fuel is injected, ignition is performed at a predetermined ignition timing, and stratified lean combustion is performed (see FIG. 6).
[0064]
In other words, in the middle and low load side operation areas A1 and A2, in the middle and low load side operation areas A1 and A2, the stratified lean combustion is performed in the preceding cylinders 2A and 2D, so that a relatively low torque is not required. It can be made to burn, and fuel consumption characteristics can be improved. In addition, when the combustion is performed in the stratified lean state, the burnt gas temperature is higher than that in the homogeneous lean state, so that the compression self-ignition in the succeeding cylinders 2B and 2C is smoothly and stably performed. be able to.
[0065]
The burned gas discharged from the preceding cylinders 2A and 2D is introduced into the succeeding cylinders 2B and 2C through the gas passage 22 during a period in which the intake strokes of the preceding cylinders 2A and 2D overlap with the exhaust strokes of the succeeding cylinders 2B and 2C. (The white arrow in FIG. 6 and the arrow b in FIG. 9). In these succeeding cylinders 2B and 2C, fuel is supplied to the burned gas having a lean air-fuel ratio introduced from the preceding cylinders 2A and 2D, and combustion is performed while the fuel injection amount is controlled to be the stoichiometric air-fuel ratio. .
[0066]
In this case, in principle, the compression self-ignition mode is selected, and as shown in FIG. 6, after the fuel is injected in the intake stroke in the succeeding cylinders 2B and 2C, the combustion chamber is sufficiently near the top dead center of the compression stroke. Compressed self-ignition is performed well under high temperature and high pressure conditions.
[0067]
That is, since the high-temperature burned gas discharged from the preceding cylinders 2A and 2D is immediately introduced into the succeeding cylinders 2B and 2C through the short inter-cylinder gas passage 22, the succeeding cylinders 2B and 2C have an intake stroke in the combustion chamber. As the temperature rises and the pressure and temperature rise further in the compression stroke from this state, the temperature in the combustion chamber rises to the extent that the air-fuel mixture can self-ignite near the top dead center at the end of the compression stroke. Moreover, the burned gas is sufficiently mixed and evenly distributed from the time when it is discharged from the preceding cylinders 2A and 2D to the time when it is introduced into the succeeding cylinders 2B and 2C, and the fuel injected in the intake stroke is also compressed. Since it is uniformly dispersed throughout the combustion chamber by the end, a uniform mixture distribution state that satisfies the ideal simultaneous compression self-ignition condition can be obtained. And combustion is rapidly performed by simultaneous compression self-ignition, and, thereby, thermal efficiency is improved significantly. Moreover, since the combustion in the stratified lean state is performed in the preceding cylinders 2A and 2D, the burned gas temperature is higher as shown in FIG. The compression self-ignition can be reliably performed in the cylinders 2B and 2C.
[0068]
Thus, in the preceding cylinders 2A and 2D, the thermal efficiency is increased by lean combustion, and the pumping loss is reduced by reducing the intake negative pressure as compared with a normal engine that does not perform lean combustion, while the succeeding cylinder 2B. , 2C, while the air-fuel ratio is substantially the stoichiometric air-fuel ratio, the compression self-ignition is performed in a uniform air-fuel mixture distribution state, so that the thermal efficiency is improved and the gas extruded from the preceding cylinders 2A, 2D is sent. The pumping loss is further reduced as compared with the preceding cylinders 2A and 2D. These effects greatly improve fuel efficiency.
[0069]
Moreover, since the gas discharged from the succeeding cylinders 2B and 2C into the exhaust passage 20 has a stoichiometric air-fuel ratio, it is not necessary to provide a lean NOx catalyst as in a conventional lean burn engine, and the three-way catalyst 24 is sufficient to exhaust the gas. Purification performance is ensured.
[0070]
Since there is no need to provide a lean NOx catalyst, there is no need to temporarily enrich the air-fuel ratio for NOx release and reduction when the NOx storage amount of the lean NOx catalyst is increased, thereby reducing fuel consumption improvement. can avoid. Furthermore, the problem of sulfur poisoning of the lean NOx catalyst does not occur.
[0071]
By the way, as described above, the engine temperature, in particular, the engine temperature of the succeeding cylinders 2B and 2C is detected by the water temperature sensor 51 at all times or at least in the low-load operation region A1 of the engine, and the detection result by the water temperature sensor 51 follows. When the temperature is lower than a predetermined temperature at which stable compression self-ignition can be performed in the cylinders 2B and 2C, the temperature state determination unit 42 determines that compression self-ignition in the subsequent cylinders 2B and 2C is difficult, and the mode setting unit 43 The compression self-ignition mode is shifted to the forced ignition mode, and as shown in FIG. 7, fuel is injected in the compression stroke in the succeeding cylinders 2B and 2C, and the forced ignition is performed at a predetermined ignition timing to perform combustion.
[0072]
At this time, the mode setting means 43 also switches the combustion mode in the preceding cylinders 2A and 2D from the stratified lean combustion mode to the homogeneous lean combustion mode. That is, even in the low load operation region A1 in the special operation mode region A, when the temperature state determination means 42 determines that the compression self-ignition in the succeeding cylinders 2B and 2C is difficult, the mode setting is performed. By means 43, the combustion mode in the preceding cylinders 2A, 2D is shifted from stratified lean combustion to homogeneous lean combustion, and in the preceding cylinders 2A, 2D, the air-fuel ratio is set to a smaller air-fuel ratio value than in stratified lean combustion, that is, the stratified lean state The fuel injection amount is adjusted so that the air-fuel ratio in the preceding cylinders 2A and 2D is a lean air-fuel ratio larger than the stoichiometric air-fuel ratio, preferably approximately twice or less than the stoichiometric air-fuel ratio. Controlled and fuel is injected in the intake stroke. When the fuel is injected in the intake stroke in this way, the fuel is uniformly dispersed in the combustion chamber by the air flow, and the fuel distribution becomes uniform. Then, ignition is performed at a predetermined ignition timing, and combustion in a homogeneous lean state is performed (see FIG. 7).
[0073]
That is, when the engine temperature of the succeeding cylinders 2B and 2C is lower than the predetermined temperature in the low load side operation region A1, the compression self-ignition is not stably performed in the succeeding cylinders 2B and 2C. While the cylinders 2B and 2C perform combustion by forced ignition, the preceding cylinders 2A and 2D perform subsequent combustion of high-temperature burned gas by enriching the air-fuel ratio in order to achieve early compression self-ignition in the succeeding cylinders 2B and 2C. The cylinders 2B and 2C are introduced.
[0074]
In this way, by enriching the air-fuel ratio of the preceding cylinder, the burned gas can be increased in temperature, and therefore, the temperature in the succeeding cylinder can be raised and the compression self-ignition in the succeeding cylinder can be realized at an early stage. . On the other hand, as the air-fuel ratio in the preceding cylinder becomes smaller, there is a concern that fuel consumption will deteriorate, but by switching the combustion mode from stratified lean combustion to homogeneous lean combustion with better fuel consumption characteristics, fuel consumption deterioration is suppressed. Yes.
[0075]
By the way, according to FIG. 5, even when the air-fuel ratio is small, the stratified lean combustion can introduce the burned gas having a higher temperature than the homogeneous lean combustion into the succeeding cylinders 2B and 2C, and the combustion in the stratified lean state It has been shown that compression self-ignition in the succeeding cylinders 2B and 2C can be realized earlier. However, in this case, the amount of HC emission increases, and there is a concern about deterioration of fuel consumption characteristics. Therefore, when balancing the improvement of fuel consumption characteristics and the early realization of compression self-ignition in the succeeding cylinders 2B and 2C is desired. It is preferable to perform combustion in a homogeneous lean state in the preceding cylinders 2A and 2D as in the present embodiment.
[0076]
Further, in the low load side operation region A1 of the engine, as shown in FIG. 11, control is performed so that the air-fuel ratio at the time of combustion in the preceding cylinders 2A and 2D decreases as the engine load decreases. Yes. That is, it is considered that the lower the engine load, the lower the temperature in the succeeding cylinders 2B and 2C. In such a case, the fuel injection amount is increased to control the richer fuel. . As a result, the burnt gas temperature in the preceding cylinders 2A and 2D is increased, and the compression self-ignition of the succeeding cylinders 2B and 2C can be performed smoothly and stably without causing deterioration in fuel consumption.
[0077]
Then, the engine load gradually increases, and in the engine medium-load operation region A2, combustion is performed in a super lean state at a constant air-fuel ratio in the preceding cylinders 2A and 2D, and the engine load is further increased. In the high load side operation region A3, the air-fuel ratio is gradually reduced in the preceding cylinders 2A and 2D, and combustion in a homogeneous lean state is performed.
[0078]
Specifically, in the high load side operation region A3 in the special operation mode region A, the mode setting means 43 selects the homogeneous lean combustion (homogeneous lean combustion mode) as the combustion mode in the preceding cylinders 2A, 2D, and the preceding In the cylinders 2A and 2D, the air-fuel ratio is made smaller than that in stratified lean combustion, that is, the air-fuel ratio in the preceding cylinders 2A and 2D is larger than the stoichiometric air-fuel ratio while being richer than in the stratified lean state. Preferably, the fuel injection amount is controlled so that the air-fuel ratio is approximately twice or less than the theoretical air-fuel ratio, and fuel is injected during the intake stroke. When the fuel is injected in the intake stroke in this way, the fuel is uniformly dispersed in the combustion chamber by the air flow, and the fuel distribution becomes uniform. Then, ignition is performed at a predetermined ignition timing, and combustion in a homogeneous lean state is performed (see FIG. 8).
[0079]
That is, as the engine load increases, torque is generally required and the fuel injection amount increases. As the fuel injection amount increases, the air-fuel ratio is naturally reduced to a range where ignition in a homogeneous lean state is possible and enriched. When the air-fuel ratio is reduced to such an extent that ignition in the homogeneous lean state is possible, the burned gas temperature is lower than that of stratified lean combustion, and the fuel cell is shifted to homogeneous lean combustion with good fuel consumption characteristics.
[0080]
Thus, in the high load side operation region A3 where a high torque is required, the engine temperature is generally high, and there is a concern about the occurrence of knocking. In such a case, the burned gas temperature is higher than that in combustion in a stratified lean state. The occurrence of knocking can be effectively suppressed by switching to combustion in a low homogeneous lean state. Moreover, the combustion in the homogeneous lean state has better fuel efficiency characteristics at the same load and the same air-fuel ratio than the combustion in the stratified lean state, and therefore, a high load side operating region where high torque is required and the injected fuel increases. In A3, fuel consumption characteristics can be greatly improved by adopting combustion in a homogeneous lean state.
[0081]
Further, in the high load side operation region A3, as the engine load increases, the air-fuel ratio at the time of combustion in the preceding cylinders 2A, 2D is reduced, so that the EGR increases as the fuel injection amount increases. Knocking more effectively.
[0082]
On the other hand, in the operation region B on the high speed side or the high load side, the normal operation mode is set. As described above, the first exhaust valve 32a and the first intake valve 31a are in the operating state, and the second exhaust valve 32b and the second intake valve 31b are in the operating state. By being in the stopped state, the actual fresh air and gas flow paths are as shown in FIG. 10, and the intake ports 31 and 31a and the exhaust ports 12a and 12 of the cylinders 2A to 2D are independent, and the intake passages. 15, fresh air is introduced into the intake ports 31 and 31a of the respective cylinders 2A to 2D, and burned gas is discharged from the exhaust ports 31 and 31a of the respective cylinders 2A to 2D into the exhaust passage 20. In this case, the output performance is ensured by controlling the intake air amount and the fuel injection amount so that the stoichiometric air-fuel ratio or richer.
[0083]
In addition, the specific structure of the apparatus of this invention is not limited to the said embodiment, A various change is possible. Other embodiments are described below.
[0084]
(1) In the above embodiment, a description has been given of switching between the compression self-ignition mode and the forced ignition mode in the special operation mode. However, in such a special operation mode, the subsequent cylinders 2B and 2C are not switched. You may make it carry out compression self-ignition continuously.
[0085]
Further, regardless of the operating state of the engine, the combustion may always be performed by forced ignition without performing the compression self-ignition in the succeeding cylinders 2B and 2C.
[0086]
That is, when combustion is performed by forced ignition in the entire operation region set to the special operation mode, that is, the injection fuel is stratified in the middle and low load region in at least a part of the operation region set to the special operation mode. While controlling to cause combustion in the stratified lean state, the air-fuel ratio is lower than the air-fuel ratio in the stratified lean state on the higher load side than the operating region where combustion in the stratified lean state is performed in at least a part of the operating region The fuel may be injected so as to achieve an air-fuel ratio, and the fuel may be controlled to be burned in a homogeneous lean state in which the injected fuel is uniformly dispersed. In this case, in the middle and low load side operation areas A1 and A2, combustion in the stratified lean state is performed, and improvement in fuel efficiency characteristics due to combustion in the super lean state is improved, while in the high load side operation area A3, Homogeneous lean state that suppresses the rise in the temperature of burned gas introduced into the succeeding cylinder and suppresses the occurrence of knocking in the succeeding cylinder and exhibits better fuel efficiency characteristics than combustion in the stratified lean state Fuel consumption can be improved by combustion in
[0087]
(2) In the above embodiment, the preceding cylinders 2A, 2D are configured to perform combustion by forced ignition. However, the preceding cylinders 2A, 2D also perform combustion by compression self-ignition and combustion by forced ignition at the engine temperature. It may be switched according to the state or the like.
[0088]
(3) When the subsequent cylinder in the special operation mode is set to the compression self-ignition mode, the ignition for the subsequent cylinders 2B and 2C is simply stopped in the above embodiment, but the subsequent cylinders 2B and 2C are forced Backup ignition may be performed at a timing retarded by a predetermined amount from the ignition timing in the case of ignition. The ignition for the backup may be set after the compression top dead center and in the vicinity of the compression top dead center.
[0089]
In this way, even if a situation where the compression self-ignition is not performed properly for some reason occurs in the compression self-ignition mode, ignition combustion is performed by the ignition for the backup, and torque fluctuation is avoided. In addition, the deterioration of emissions is prevented.
[0090]
(4) In the basic embodiment, the intake / exhaust flow state can be switched between the two-cylinder connected state and the individual cylinder independent state using a valve stop mechanism, but an open / close valve is provided in the intake / exhaust passage and the inter-cylinder gas passage. Thus, the two-cylinder connected state and each cylinder independent state may be switched by opening and closing these passages.
[0091]
(5) The apparatus of the present invention can be applied to multi-cylinder engines other than four-cylinder engines. For example, in the case of six cylinders, the exhaust stroke of one cylinder and the intake stroke of another cylinder do not completely overlap. In such a case, the exhaust stroke of one cylinder precedes the intake stroke of the other cylinder. In addition, two cylinders in which both strokes partially overlap may be used as a pair of preceding and succeeding cylinders.
[0092]
【The invention's effect】
As described above, according to the control device of the first aspect of the present invention, the fuel is supplied to the burned gas introduced from the preceding cylinder in the succeeding cylinder, and combustion is performed. Therefore, the supply fuel is vaporized by the high-temperature burned gas. When the combustion is performed by the compression self-ignition in the subsequent cylinder in the special operation mode, a high fuel efficiency improvement effect can be obtained. Further, since the burned gas from the preceding cylinder is introduced in the succeeding cylinder, a large amount of EGR (exhaust gas recirculation) is performed, so that the generation of NOx is sufficiently suppressed, It will contribute to the purification of exhaust gas. Moreover, even when lean combustion is performed in the preceding cylinder, it is possible to sufficiently purify the exhaust gas using only the three-way catalyst, and a relatively expensive lean NOx catalyst is not required, leading to cost reduction.
[0093]
On the other hand, in the preceding cylinder, combustion is performed at a lean air-fuel ratio in which excessive air is present in the partial load region of the engine, and this lean combustion increases thermal efficiency and reduces pumping loss, resulting in a significant fuel efficiency improvement effect. It is done. In addition, since the preceding cylinder is controlled so as to switch the combustion mode depending on the engine load range, it is possible to appropriately improve fuel efficiency while effectively preventing knocking. In other words, by selecting stratified lean combustion in the middle and low load side operation region, it is possible to significantly improve fuel efficiency by burning in an extremely lean state, and in addition, a relatively high-temperature burned gas is followed in a two-cylinder connected state. It can be introduced into the cylinder, and the compression self-ignition in the subsequent cylinder can be performed smoothly and stably. On the other hand, in the high load side operation region, fuel efficiency can be improved by effectively using the fact that the fuel jet increases and the air-fuel ratio decreases with high load, and by selecting homogeneous lean combustion with excellent thermal efficiency, In addition, the relatively low temperature burned gas can be introduced into the succeeding cylinder in the two-cylinder connected state, and the occurrence of knocking in the succeeding cylinder can be effectively suppressed. Therefore, it is possible to widen the region where the compression self-ignition of the subsequent cylinder can be performed, and the fuel efficiency improvement effect can be enhanced.
[0094]
On the other hand, according to the eighth aspect of the present invention, even when compression auto-ignition does not occur in the subsequent cylinder, the preceding cylinder performs combustion at a lean air-fuel ratio in which excessive air exists in the partial load region of the engine. Combustion increases the thermal efficiency and reduces the pumping loss, resulting in a significant fuel efficiency improvement effect. Moreover, since the preceding cylinder is controlled so as to switch the combustion mode depending on the engine load range, that is, the stratification for stratifying the injected fuel in the middle and low load range of the operation range where compression auto-ignition is performed in the subsequent cylinder. Since the control is performed so that the combustion is performed in the lean state, the air-fuel ratio of the preceding cylinder can be set to the super lean state, thereby improving the fuel consumption. On the other hand, on the higher load side than the medium to low load region, the fuel is injected so that the air-fuel ratio becomes smaller than the air-fuel ratio in the stratified lean state as the injected fuel increases due to the higher load, and the injected fuel is made uniform. Combustion is performed in a distributed homogeneous lean state, so that the increase in the burnt gas temperature of the preceding cylinder can be suppressed or lowered to prevent the occurrence of knocking in the subsequent cylinder, and the same air-fuel ratio fuel efficiency characteristics are stratified By switching to the combustion in the homogeneous lean state, which is better than the combustion in the lean state, the fuel consumption in the preceding cylinder can be improved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic plan view of an entire engine including a control device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a schematic cross-sectional view of an engine body and the like.
FIG. 3 is a block diagram of a control system.
FIG. 4 is an explanatory diagram showing an example of operation region setting for performing control according to an operation state.
FIG. 5 is a diagram showing a relationship between burnt gas temperature and air-fuel ratio under the same load in stratified lean combustion and homogeneous lean combustion.
FIG. 6 is a diagram illustrating an exhaust stroke, an intake stroke, a fuel injection timing, an ignition timing, and the like of each cylinder when stratified lean combustion is performed in the preceding cylinder and compression auto-ignition is performed in the subsequent cylinder in the special operation mode.
FIG. 7 is a diagram illustrating an exhaust stroke, an intake stroke, a fuel injection timing, an ignition timing, and the like of each cylinder when homogeneous lean combustion is performed in the preceding cylinder and forced ignition is performed in the subsequent cylinder in the special operation mode.
FIG. 8 is a diagram illustrating an exhaust stroke, an intake stroke, a fuel injection timing, an ignition timing, and the like of each cylinder when homogeneous lean combustion is performed in the preceding cylinder and compression self-ignition is performed in the subsequent cylinder in the special operation mode.
FIG. 9 is an explanatory diagram showing a substantial fresh air and gas flow path in a special operation mode.
FIG. 10 is an explanatory diagram showing substantial fresh air and gas flow paths in the normal operation mode.
FIG. 11 is a diagram showing a relationship between a load and an air-fuel ratio in a preceding cylinder.
[Explanation of symbols]
1 Engine body
2A to 2D cylinder
15 Intake passage
20 Exhaust passage
22 Gas passage between cylinders
31 Intake valve
32 Exhaust valve
40 ECU
41 Operating state discriminating means
42 Temperature state determination means
43 Mode setting means
46 Combustion control means
51 Water temperature sensor

Claims (8)

各気筒の燃焼サイクルが所定の位相差をもって行われるようになっている多気筒の火花点火式４サイクルエンジンにおいて、エンジンの部分負荷域でエンジンの吸・排気及び燃焼状態についての制御モードを特殊運転モードとし、この特殊運転モードでは、排気行程と吸気行程が重なる一対の気筒間において排気行程にある先行気筒から排出される既燃ガスがそのまま吸気行程にある後続気筒に気筒間ガス通路を介して導入され、この後続気筒から排出されるガスが排気通路に導かれるような２気筒接続状態としつつ、上記先行気筒では空燃比が理論空燃比よりも大きいリーン空燃比で燃焼を行わせ、後続気筒では先行気筒から導入されたリーン空燃比の既燃ガスに燃料を供給して燃焼を行わせるようにした火花点火式エンジンの制御装置であって、
エンジンの負荷が大きくなるに応じて上記先行気筒及び後続気筒の２気筒に噴射される燃料の総噴射量を増大させるように制御すると共に、
上記後続気筒では、上記特殊運転モードとされる運転域のうちの少なくとも一部運転域において、圧縮自己着火により燃焼を行わせるように制御し、
上記先行気筒では、上記後続気筒の圧縮自己着火が行われる運転域のうちの中低負荷域において噴射燃料を成層化させた状態で成層リーン燃焼を行わせるように制御する一方、この成層リーン燃焼が行われる運転域よりも高負荷側において、上記成層リーン燃焼時に比べて空燃比を小さい値とするとともに、噴射燃料を均一に分散化させた状態で均質リーン燃焼を行わせるように制御することを特徴とする火花点火式エンジンの制御装置。In a multi-cylinder spark ignition type 4-cycle engine in which the combustion cycle of each cylinder is performed with a predetermined phase difference, special control modes are provided for engine intake / exhaust and combustion states in a partial load range of the engine. In this special operation mode, the burned gas discharged from the preceding cylinder in the exhaust stroke between the pair of cylinders in which the exhaust stroke and the intake stroke overlap is directly passed to the subsequent cylinder in the intake stroke via the inter-cylinder gas passage. The preceding cylinder is combusted at a lean air-fuel ratio in which the air-fuel ratio is greater than the stoichiometric air-fuel ratio while the two-cylinder connection state is established in which the gas discharged from the succeeding cylinder is introduced into the exhaust passage. Then, a control device for a spark ignition engine in which fuel is supplied to the burned gas having a lean air-fuel ratio introduced from the preceding cylinder to cause combustion. I,
As the engine load increases, control is performed so as to increase the total amount of fuel injected into the two cylinders, the preceding cylinder and the succeeding cylinder,
In the succeeding cylinder, control is performed so that combustion is performed by compression self-ignition in at least a part of the operation region in the special operation mode,
In the preceding cylinder, the stratified lean combustion is controlled so that the stratified lean combustion is performed in a state where the injected fuel is stratified in the middle and low load range in the operation range where the compression auto-ignition of the subsequent cylinder is performed. The air-fuel ratio is set to a value smaller than that in the stratified lean combustion on the higher load side than the operation region where the fuel is performed, and control is performed so that the homogeneous lean combustion is performed in a state where the injected fuel is uniformly dispersed. A control device for a spark ignition type engine. 上記先行気筒で均質リーン状態による燃焼が行われる高負荷側運転域では、上記先行気筒の空燃比を理論空燃比の略２倍もしくはそれよりも小さい値とすることを特徴とする請求項１に記載の火花点火式エンジンの制御装置。2. The air-fuel ratio of the preceding cylinder is set to a value that is approximately twice or less than the theoretical air-fuel ratio in a high-load side operation region where combustion in a homogeneous lean state is performed in the preceding cylinder. The control device for the spark ignition type engine described. 上記先行気筒で成層リーン燃焼が行われる中低負荷運転域のうちの低負荷運転域では、上記先行気筒の空燃比を理論空燃比の略２倍もしくはそれよりも小さい値とすることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の火花点火式エンジンの制御装置。In the low load operation region of the medium and low load operation regions in which stratified lean combustion is performed in the preceding cylinder, the air / fuel ratio of the preceding cylinder is set to a value that is approximately twice or less than the theoretical air / fuel ratio. The control device for a spark ignition engine according to claim 1 or 2. 上記先行気筒で成層リーン燃焼が行われる中低負荷運転域のうちの低負荷運転域では、上記後続気筒における圧縮自己着火が困難である場合に、上記先行気筒の空燃比を理論空燃比の略２倍もしくはそれよりも小さい値とし、かつ先行気筒での燃焼形態を成層リーン状態から上記均質リーン状態に移行して燃焼を行わせるように制御すると共に、上記後続気筒における点火方式を圧縮自己着火から強制点火に移行させるように制御することを特徴とする請求項１または請求項２に記載の火花点火式エンジンの制御装置。In the low load operation region of the medium and low load operation regions where the stratified lean combustion is performed in the preceding cylinder, the air-fuel ratio of the preceding cylinder is approximately equal to the stoichiometric air-fuel ratio when compression self-ignition in the subsequent cylinder is difficult. The combustion mode in the preceding cylinder is controlled to shift from the stratified lean state to the homogeneous lean state so that combustion is performed, and the ignition method in the succeeding cylinder is compression self-ignited. The control device for a spark ignition engine according to claim 1 or 2, wherein control is performed so that the ignition is shifted to forced ignition. 上記先行気筒で均質リーン燃焼が行われる低負荷運転域では、エンジン負荷が低くなるのに応じて、上記先行気筒における燃焼の際の空燃比を小さくすることを特徴とする請求項４に記載の火花点火式エンジンの制御装置。The air-fuel ratio at the time of combustion in the preceding cylinder is reduced in accordance with a decrease in engine load in a low load operation region where homogeneous lean combustion is performed in the preceding cylinder. Control device for spark ignition engine. エンジンの温度状態を判別する手段を備え、この温度状態判別手段は、上記後続気筒の温度に基づいて後続気筒での圧縮自己着火が困難であるか否かについて判別することを特徴とする請求項４または請求項５に記載の火花点火式エンジンの制御装置。A means for determining a temperature state of the engine is provided, and the temperature state determination means determines whether or not compression self-ignition in the subsequent cylinder is difficult based on the temperature of the subsequent cylinder. The control device for a spark ignition engine according to claim 4 or 5. 上記先行気筒で均質リーン燃焼が行われる高負荷側運転域では、エンジン負荷が高くなるのに応じて、上記先行気筒の空燃比を小さくすることを特徴とする請求項１ないし請求項６のいずれか１項に記載の火花点火式エンジンの制御装置。7. The air-fuel ratio of the preceding cylinder is decreased in accordance with an increase in engine load in a high load side operation region where homogeneous lean combustion is performed in the preceding cylinder. The control device for a spark ignition engine according to claim 1. 各気筒の燃焼サイクルが所定の位相差をもって行われるようになっている多気筒の火花点火式４サイクルエンジンにおいて、エンジンの部分負荷域でエンジンの吸・排気及び燃焼状態についての制御モードを特殊運転モードとし、この特殊運転モードでは、排気行程と吸気行程が重なる一対の気筒間において排気行程にある先行気筒から排出される既燃ガスがそのまま吸気行程にある後続気筒に気筒間ガス通路を介して導入され、この後続気筒から排出されるガスが排気通路に導かれるような２気筒接続状態としつつ、上記先行気筒では空燃比が理論空燃比よりも大きいリーン空燃比で燃焼を行わせ、後続気筒では先行気筒から導入されたリーン空燃比の既燃ガスに燃料を供給して燃焼を行わせるようにした火花点火式エンジンの制御装置であって、
エンジンの負荷が大きくなるに応じて上記先行気筒及び後続気筒の２気筒に噴射される燃料の総噴射量を増大させるように制御すると共に、
上記先行気筒では、上記特殊運転モードとされる運転域のうちの少なくとも一部運転域のうちの中低負荷域において噴射燃料を成層化させた状態で成層リーン燃焼を行わせるように制御する一方、この成層リーン燃焼が行われる運転域よりも高負荷側において、上記成層リーン燃焼時に比べて空燃比を小さい値とするとともに、噴射燃料を均一に分散化させた状態で均質リーン燃焼を行わせるように制御することを特徴とする火花点火式エンジンの制御装置。In a multi-cylinder spark ignition type 4-cycle engine in which the combustion cycle of each cylinder is performed with a predetermined phase difference, special control modes are provided for engine intake / exhaust and combustion states in a partial load range of the engine. In this special operation mode, the burned gas discharged from the preceding cylinder in the exhaust stroke between the pair of cylinders in which the exhaust stroke and the intake stroke overlap is directly passed to the subsequent cylinder in the intake stroke via the inter-cylinder gas passage. The preceding cylinder is combusted at a lean air-fuel ratio in which the air-fuel ratio is greater than the stoichiometric air-fuel ratio while the two-cylinder connection state is established in which the gas discharged from the succeeding cylinder is introduced into the exhaust passage. Then, a control device for a spark ignition engine in which fuel is supplied to the burned gas having a lean air-fuel ratio introduced from the preceding cylinder to cause combustion. I,
As the engine load increases, control is performed so as to increase the total amount of fuel injected into the two cylinders, the preceding cylinder and the succeeding cylinder,
In the preceding cylinder, the control is performed so that the stratified lean combustion is performed in a state where the injected fuel is stratified in the middle / low load region of at least a part of the operation region in the special operation mode. The air-fuel ratio is made smaller than that during the stratified lean combustion at the higher load side than the operating range where the stratified lean combustion is performed, and the homogeneous lean combustion is performed in a state where the injected fuel is uniformly dispersed. A control device for a spark ignition engine, characterized in that
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