CN103184944A

CN103184944A - 用于运行内燃机的方法

Info

Publication number: CN103184944A
Application number: CN2012105827632A
Authority: CN
Inventors: T.齐格勒; U.舒尔茨
Original assignee: Robert Bosch GmbH
Current assignee: Robert Bosch GmbH
Priority date: 2011-12-29
Filing date: 2012-12-28
Publication date: 2013-07-03
Also published as: DE102011090095A1; DE102011090095B4

Abstract

本发明涉及用于运行内燃机（10）的方法和布置结构。在所述方法中这样控制内燃机的高压泵（16），使得内燃机（10）的惯性运行被控制得使内燃机（10）到达一位置，从该位置容易重新起动内燃机（10）。

Description

用于运行内燃机的方法

技术领域

本发明涉及一种用于运行内燃机的方法以及一种用于实施该方法的布置结构。

背景技术

在驻车时不提供转矩并因此本身不能运行的内燃机起动时，所谓的起动机或者说起动电机被用作辅助设备。但对于这些设备需要考虑的是，经常被致动可能引起过度摩损并且可能引起过早损坏。这一点特别是在用于降低燃料消耗的起停系统中要注意。这应当能实现必要时在很短的时间间隔内迅速并且舒适的起动。

文献DE 10 2007 058 530 A1描述了一种用于控制具有高压存储器的内燃机，该高压存储器由高压泵供给燃料。其中使内燃机惯性运行直到停机要求，其中高压存储器的输出阀至少保持关闭直到驻车。另外,高压泵在停机要求后继续运行。在此，在高压存储器中继续保持压力，从而在内燃机惯性运行后使压力高于在常规应用中的压力。由此即使在较长的停机时间后也能保持一特定的希望的最低压力，由此能改善内燃机的反复起动能力。

发明内容

基于所述背景技术，提出了根据权利要求1的用于运行内燃机的方法以及具有权利要求8特征的用于执行该方法的布置结构。本发明的其它实施方案由从属权利要求和说明书给出。

所提出的方法用于支持舒适并且无抖动的发动机惯性运行。利用该方法针对特别是具有高压存储器或共轨喷射系统的柴油发动机的接下来的迅速起动进而舒适迅速的起动实现了优化定位。

为此，通过影响辅助设备、即高压泵而有目的地或者是受控地使内燃机停止，其中在惯性运行中识别并且实现发动机的姿态或者是位置，使得内燃机有目的地处于一位置，从该位置能使发动机再次良好地、必要时无起动电机地被起动。

该发动机位置在此应理解为曲轴和凸轮轴以及输入输出阀的位置。高压泵在此作为挂在发动机上的负载起作用。辅助设备原则上应当理解为机动车辆的帮助机器，其不用于或不直接用于车辆的前进运动。

高压泵经凸轮轴挂在发动机上。高压泵所处的压力调节回路的性能是已知的，并且高压泵的作用于发动机的力矩在惯性运行中被使用以将发动机置于合适的位置中。在此，例如输入输出阀关闭并且空气足够的位置是力求的理想位置。

辅助设备或帮助设备例如是起动电机、发光机、润滑剂泵、液压泵、冷却水泵、燃料泵、喷射泵、计量泵、冷却器风扇、空调系统压缩机、制动助力器和高压泵。

在本发明的实施方案中，有针对性地控制在高压回路和/或低压回路中的压力调节器，使得在高压泵的各泵元件的高压发生装置中的泵力矩值能在发动机惯性运行中由于高压回路中的压缩工作而逆内燃机的换气力矩作用。

由此提出了一种方法，从而特别是在起/停系统中实现了迅速并且舒适的起动。在这种系统中，发动机惯性运行到规定的目标位置的限制可控性以及在高发动机温度下由于过低的空气密度而过低的燃烧力矩被认为是起动可靠性的限制因素。

考虑到，发动机拖拽力矩由于（吸入空气的）压缩和内摩擦在汽油发动机换气力矩下约为120Nm。为使汽油发动机拖拽过其上止点，包括惯性矩在内，需要约50Nm。内摩擦力矩恒定地约为10Nm。

另外，柴油发动机与汽油发动机的主要区别特征为燃烧方法（柴油发动机中为自燃）以及与之相关的高密封条件、汽缸喷射压力和由此导致的高换气力矩。在柴油发动机中达到大致翻倍的换气力矩幅值。与之相关的是，设备的较大的浮动激励和舒适的起动走向。

为避免由换气力矩引起的不舒适的内燃机抖动运动，可以使内燃机的在进气管中的节流阀和/或排气管路中的排气堵塞阀关闭。由此汽缸活塞抵抗进排气侧空气柱弹动。

为提高舒适性的理想的换气力矩补偿要求约400Nm的转矩，因此在大多的混合动力传动轮系中不能提供。由于柴油的自燃并且相应的必须的压缩而例如不应当通过节流阀措施而使汽缸压力降低。汽油发动机在此由于其量调节而提供了用于所谓的进气管抽真空的可能性，这一点在较低的汽缸填充、进而较低的设备振动下引起。据此在起停运行下的舒适性优化方面汽油发动机优于柴油发动机。

本发明的另外的优点和实施方案由说明书和附图给出。

显而易见的是，上述的以及下文中将会描述的特征不仅能以相应给出的组合应用，而且能以另外的组合应用或独立应用，这并不脱离本发明的范围。

附图说明

图1示出内燃机的一实施方式。

图2以示意图示出共轨系统的燃料供给系统的低、高压回路的实施例。

图3示出在无燃烧起动时的换气力矩。

图4示出节流阀对发动机惯性运行的影响。

图5以示意图示出利用预控制的调节原理。

图6示出发动机转速的走向。

图7示出转矩走向。

具体实施方式

本发明借助在附图中示意性示出的实施方式示出并且在下文中参照附图进行详细说明。

在图1中示出了内燃机的实施例，该内燃机整体上以附图标记10表示。内燃机10实施成具有存储喷射系统或共轨系统的四缸柴油机。

附图示出空气质量计12、控制设备14、高压泵16、高压存储器或者是轨18、喷射器20、曲轴转速传感器22、冷却剂温度传感器24、燃料过滤器26和加速踏板传感器28。

在图2中以示意图示出共轨系统的燃料供给系统的低压回路和高压回路的实施例，该共轨系统总体上以附图标记50表示。附图示出高压存储器52、压力调节阀54、限压阀56、高压泵58、带低压回路阀61的低压回路60、排出节流阀62、润滑节流阀64、零位输油节流阀66、电输入泵或齿轮泵68、带水分离器和加热装置的过滤器70、预过滤器72和储箱74。

因此，在图1和2中示出带高压存储器或者是共轨的、已知的存储喷射系统及其主要部件。所得出的变型由以下部分组成：

－与汽缸相关的喷射器的数量，

－压力调节方式：在具有径向泵的所谓的调节原理中，在轨上或者说在高压泵的吸入侧省略了压力调节阀（图2：压力调节阀54）。在图2中示出了具有2个调节阀（两调节器原理）的变型，即压力调节阀54和限压阀56。

－预输送方式：一般构造在高压泵上的机械式齿轮泵或电燃料泵、例如转子泵。

一般由具有一个、两个或三个活塞的径向活塞泵产生高压。高压泵在低压回路与高压回路之间建立连接。对于具有三个分别以120°的间隔布置的活塞的高压泵，在1，300bar下得到约35Nm的最大（驱动）转矩和约15Nm的平均力矩。为驱动泵所必须的功率与所设定的轨压力和泵转速（输送量）成比例地增长。在2升发动机（额定功率）和1，350bar的压力下泵增大到约3.5kW（第一代共轨）。高压泵的驱动轴由内燃机经齿轮、链、齿形带或“Oldham”接合结构来驱动。

如图2所示，各泵元件经止回阀抵抗高压存储器中的压力和活塞上的弹簧力以及摩擦而工作，由此满足泵驱动装置的力矩需求。泵通过偏心机构连同凸轮轴驱动装置直接地、降低地或转换（Nfz）地驱动。为此在图6中示出在轨压力/功率/转矩与转速之间的关系。

在一实施例中，高压泵与汽缸OT（曲轴位置）同步地运行：

在此，高压泵以内燃机－汽缸数固定的变换比或者是整数多倍或－或分数地与内燃机的曲轴位置或者说汽缸活塞位置同步地转动。在已知高压泵在传动线路上和泵元件的布置结构的构造位置的情况下，高压泵元件的输送行程是可预见的，因而其力矩值是可预见的。内燃机的活塞位置由在具有齿和缺口的传感器轮上的曲轴传感器信号给出。这种实施方式被规则地使用。

在一扩展实施例中，高压泵与汽缸-OT（曲轴位置）异步地（浮动地）运行：

为了确定泵元件相对于汽缸活塞位置或者是曲轴位置的位置，能够在高压泵上设置固有的信号发生器轮，或利用对泵行程的检测而持续地测量轨压力走向，并由此导出泵活塞位置。

可能的是，在发动机运行中一次性地或时不时地执行该识别并且利用对变换比例和曲轴转动以及曲轴位置的认识来确定泵位置。

在另一实施例中，在发动机惯性运行（由端子15确定，无喷射和燃烧）中，相应的泵元件力矩通过可变地触发在高压回路（DRV）或者是低压回路（MPROP）中的压力调节阀来设定或调节。在此，压力调节阀的关闭引起高压存储器中的压力增大、并进而使泵驱动装置的力矩要求提高。反之，压力调节阀的打开引起压存储器中的压力降低、并进而使泵驱动装置的力矩要求降低。

通过柴油燃料的弹性模量实现了在压力增大或者是压力降低时的迅速反应、并进而使相应的泵力矩提高或者是降低。高压存储器的体积视发动机而定约为15cm³至45cm³。高压存储器的内径约为9mm至11mm。其长度在约20cm至50cm（3至6缸）的范围内。柴油的弹性模量根据压力和温度在10，000bar至30，000bar，即在30cm³高压存储器（轨）中多10mm³引起3bar至10bar的压力升高。

用于触发压力调节阀和用来设定泵力矩的计量单元以补偿换气力矩的触发或调节策略原则上包括使图4中所示的其中节流阀打开的转速走向204沿其中节流阀关闭并且在给定的曲柄角范围内发动机停机的转速走向206方向变平滑。

可以考虑内燃机曲轴位置和高压泵位置关于其相对彼此的最大或最小力矩值的随后情况，利用与之相关的控制和调节策略、用于借助对在低压回路和/或高压回路中的压力调节器的触发来补偿内燃机换气力矩：

－对内燃机的汽缸的压缩（力矩或转速下降（Einbruch））与对高压泵元件的压缩（力矩或转速下降）同时发生。

在共轨喷射器上列喷射（Blank Shots）和/或1-调节器中，打开压力调节阀（和/或关闭低压回路阀61，以降低泵力矩并从而减小内燃机转速下降。

－内燃机的汽缸的膨胀（力矩或转速提高）与高压泵元件的压缩（力矩或转速下降）同时发生。

关闭压力调节阀直到实现允许的最大压力（并打开低压回路阀61），以提高泵力矩并且进而降低内燃机转速升高。

内燃机汽缸的压缩与高压泵元件的膨胀同时发生。

通过止回阀在很大程度上避免了泵元件的反作用。但是，可控的HD阀可以应用于，通过泵引入一力矩从而进一步调节曲轴。

内燃机汽缸的膨胀与高压泵元件的膨胀同时发生。

通过止回阀在很大程度上避免了泵元件的反作用。

压力调节阀以及计量单元、进而高压存储器中的压力是持续可控的，例如利用PWM-信号。由此，在相应泵元件的泵送阶段期间泵力矩是持续可控的。

因为内燃机在换气力矩方面的惯性运行特性关于曲轴位置在特定的环境条件、例如发动机温度下总是相同的，能够利用高压调节回路对调节器改变的反应时间的知识实现根据曲轴位置对压力调节阀的预控制。

如下文所述，关闭节流阀以避免例如发动机抖动。以此方式，发动机位置可以不受影响并且能位于整个曲轴转角范围。为了不仅避免发动机抖动而且实现规定的内燃机停机位置，在一实施例中借助于压力调节阀（压力调节阀54和/或低压回路阀61）来执行所提出的方法。仅能用于避免停机抖动的节流阀和/或堵塞阀被省略或由于所述的方法而补充。

如果能根据本发明避免发动机反转，则不需要使用主动的或者说有源的（aktiv）转速传感器（曲轴传感器），其带有方向反转识别功能。

原则上，可以在汽油发动机的共轨喷射系统中使用所述方法。利用它特别是能使起停系统更舒适。

换气力矩（Gaswechselmoment）在发动机惯性运行中例如取决于：

－节流阀打开，

－阀控制时间（发动机输入和/或输出阀），

－空转转速，

－发动机摩擦，

－惯性力矩，

－密封条件，

－泄露，

－辅助设备、例如高压泵的力矩需求。

这些参数是已知的，例如通过测量、应用数据、型号等已知，并且能在发动机惯性运行控制或调节中被考虑（预控制、额定值建立、调节参数）。

在图3中示出在非点火运行中完全的汽缸填充下由测得的汽缸压力计算出的换气力矩。在该图中，在横坐标100上示出曲轴转角[°KW]。在第一纵坐标102上示出换气力矩[Nm]，在第二纵坐标104上示出汽缸压力[bar]。在此第一曲线106示出换气力矩的走向，第二曲线108示出第一汽缸的压力走向，第三曲线110示出第二汽缸的压力走向，第四曲线112示出第三汽缸的压力走向，第五曲线114示出第五汽缸的压力走向。

在图4中示出节流阀位置对惯性运行性能的影响。该附图示出节流阀对发动机惯性运行的影响。

在右侧在图190中在横坐标200上示出曲轴转角[°KW]，在纵坐标202上示出转速[1/min]。第一曲线204示出节流阀打开时的转速走向、第二曲线206示出节流阀关闭时的转速走向。

在左侧在图220中在横坐标230上示出实验数据，在纵坐标232上示出曲轴转角[°KW]。第一曲线234示出节流阀打开时的曲轴转角走向，第二曲线236示出节流阀关闭时的曲轴转角走向。

在节流阀打开时，各汽缸的换气力矩相对于摩擦和惯性矩来说是决定性的。由于较高的汽缸喷射压力而使转动不平衡性提高，其中通过最后压缩的汽缸在转速过零前建立的气体力矩而变得如此大，使之旋转方向反转并且内燃机使之前压缩的汽缸压缩，直到其重新旋转方向反转并且发动机最终保持不动。如果节流阀关闭，则喷射压力降低，转速走向均匀并且在发动机停机前不引起旋转方向反转，这是因为摩擦和惯性矩对平衡的影响大于由于汽缸填充较低而降低的换气力矩。

在图4中在右侧示出属于节流阀位置的停止位置。如果考虑设定一规定的停机位置，则可以使用节流阀作为调节机构。如果使其关闭，则发动机停机位置可不受影响并且能处在整个曲柄角范围内。在节流阀打开时由于提高的换气力矩以及翻倍的方向变换而存在一种平衡位置。

出于成本原因力争对换气力矩作出补偿。理想地，引入汽缸填充的压缩中的能量相当于在膨胀时又转换到曲轴、连杆、活塞等加速中的能量。实际上，应当考虑在压缩中产生的壁部热量损失和泄露损失、摩擦等。

附加地或替代地于惯性运行中借助于节流阀的换气力矩补偿和发动机定位，对换气力矩的补偿通过控制或者是调节辅助设备、特别是高压存储器的高压泵和喷射系统的力矩要求来规定。

重要的要求在于，这能够满足足够的转矩。辅助设备、例如可调的高压泵、可调的水泵、可调的空调压缩机等可以提供这样的转矩要求。对于高压泵示出例如在图6和7中的转矩走向。

用于设定高压存储器中的压力、进而设定存储喷射系统的高压调节回路的高压泵的力矩需要的调节器是在高压存储器（轨）上的压力调节阀和高压泵抽吸侧的低压回路中的量比例阀。其由发动机控制设备实时（与事件、转速或者是曲轴转角同步地）触发。在控制系统中的延迟可以通过预控制来考虑。

建议，在惯性运行中的换气力矩补偿和发动机定位作为转速和位置调节器与力矩预控制的组合执行。图5示出了对此的调节原理。

由预给定的发动机位置（发动机停机所处的范围）和转速额定值走向350给出额定转速351和额定角φ353。这些参数被输送至一转速和位置调节器354。转速和位置调节器354的输出与预控制372一起给出用于辅助设备的力矩调节器358的额定力矩356、例如高压泵的力矩调节，该预控制又考虑节流阀角373。通过对低压回路和高压回路（高压调节装置360）中的压力进行调节，高压泵380的泵力矩通过内燃机上或者是内燃机的轨386上的轨压力调节器382和比例阀384来调节并且使其在规定的曲轴角范围中带来了舒适性。高压泵380输出泵力矩390和泵/发动机转速以及位置392以及轨压力实际值394，其与轨压力的额定值396一起被输入高压调节装置360中。

出于舒适性原因直到发动机停机规定一线性的转速走向。转速和位置调节器354在外部的调节线路中负责转速调节，其中其作为输出值输出额定转矩。给该额定转矩加上计算出的换气补偿力矩。借助于一曲轴上的位置检测装置，例如借助于增量传感器可以检测内燃机和高压泵位置。

借助于内燃机位置可以推断出活塞位置、空气充量等、并进而推断出换气力矩、进而是必要的补偿力矩。通过内燃机曲轴或者是用于高压泵的凸轮轴的固定传动比，可以根据可能的补偿力矩推断出输送活塞的位置、进而是轨压力。由该预测计算出来的转矩被加到来自转速和位置调节器354的额定力矩并且得到一总力矩，其作为额定值被输入内调节回路中。

在图6中以第一图400示出轨压力走向[bar]/1000关于发动机转速[1/min]/1000的关系。在第二图402中为表示出高压泵功率消耗而示出功率[kW]关于发动机转速[1/min]/1000的关系。在第三图404中为表示出高压泵的驱动力矩而示出泵驱动力矩[Nm]关于发动机转速[1/min]/1000的关系。在此第一曲线406示出最大走向，第二曲线示出平均走向。

在图7中以第一图450示出在1000U/min下的随时间[ms]的转矩[Nm]走向，以第二图452示出在2000U/min下泵驱动力矩[Nm]随时间[ms]的走向，以第三图454示出在4000U/min下泵驱动力矩[Nm]随时间[ms]的走向。相应地压力由图6可见。

Claims

1.一种用于运行内燃机（10）的方法，其中这样控制内燃机（10）的高压泵（16，58，380），使得内燃机（10）的惯性运行被控制，从而使内燃机（10）到达一位置，从该位置容易重新起动内燃机（10）。

2.按权利要求1所述的方法，其中，所述高压泵（16，58，380）通过压力调节阀（54）和/或低压回路阀（61）来调节。

3.按权利要求2所述的方法，其中，通过预控制考虑在控制线路中的延迟。

4.按权利要求1至3中任一项所述的方法，其中，实施换气补偿。

5.按权利要求4的方法，其中，利用对补偿力矩的预控制，所述换气补偿实施为对所述转速和位置调节器（354）的补偿。

6.按权利要求1至5中任一项所述的方法，其中，从所述位置再次起动内燃机（10）。

7.按权利要求1至6中任一项所述的方法，其中，高压泵（16，58，380）与内燃机（10）的曲轴位置同步运行。

8.用于运行内燃机（10）的布置结构，特别是用于实施按照权利要求1至7中任一项所述的方法，包括高压泵（16，58，380），所述高压泵通过凸轮轴与内燃机（10）连接，所述高压泵位于压力调节回路中并且这样被触发，使得能通过高压泵（16，58，380）的作用到内燃机（10）上的力矩来控制内燃机（10）的惯性运行，使内燃机（10）到达一位置，从该位置容易重新起动内燃机（10）。

9.按权利要求8所述的布置结构，其中，所述压力调节回路包括压力调节阀（54）和限压阀（56）。

10.按权利要求8或9所述的布置结构，其中，所述压力调节回路包括转速和位置调节器（354）。

11.按权利要求8至10中任一项所述的布置结构，其中，在高压泵（16，58，380）上设有信号发生器轮，能利用该信号发生器轮来确定高压泵的元件关于缸活塞位置的位置。