DE10256971B4

DE10256971B4 - Ventilsteuersystem

Info

Publication number: DE10256971B4
Application number: DE10256971.1A
Authority: DE
Inventors: Daiji Isobe
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 2001-12-06
Filing date: 2002-12-05
Publication date: 2016-02-04
Anticipated expiration: 2022-12-06
Also published as: DE10256971A1

Abstract

Ventilsteuersystem für eine Brennkraftmaschine (1), mit: einer ersten Einstelleinrichtung (40a) zum Einstellen einer Betriebscharakteristik von zumindest einem Einlassventil oder einem Auslassventil, wobei die erste Einstelleinrichtung (40a) an einer ersten Nockenwelle (4a) angebracht ist, die zumindest das Einlassventil oder das Auslassventil betätigt; einer zweiten Einstelleinrichtung (40b) zum Einstellen einer Betriebscharakteristik von zumindest einem Einlassventil oder einem Auslassventil, wobei die zweite Einstelleinrichtung (40b) an einer zweiten Nockenwelle (4b) angebracht ist, die zumindest das Einlassventil oder das Auslassventil betätigt; einer Steuereinrichtung (46) zum Steuern der ersten und der zweiten Einstelleinrichtung; und einer Korrektureinrichtung (46a, 46b), die eine durch die Steuereinrichtung verwendete Steuercharakteristik so korrigiert, dass sich eine Differenz zwischen dem Ansprechverhalten der Steuerung, die durch die Steuereinrichtung und die erste Einstelleinrichtung bewirkt wird, und dem Ansprechverhalten der Steuerung verringert, die durch die Steuereinrichtung und die zweite Einstelleinrichtung bewirkt wird, wobei die Brennkraftmaschine eine erste Zylindergruppe (A), eine zweite Zylindergruppe (B) und eine Vorrichtung (19) aufweist, die durch die erste Nockenwelle angetrieben wird und auf die erste Nockenwelle eine Last aufbringt, die größer ist als eine auf die zweite Nockenwelle aufgebrachte Last, und wobei zumindest Einlassventile oder Auslassventile der ersten Zylindergruppe durch die erste Nockenwelle betätigt werden und zumindest Einlassventile oder Auslassventile der zweiten Zylindergruppe durch die zweite Nockenwelle betätigt werden; die erste Einstelleinrichtung eine erste Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung (40a) ist, die eine Drehphase der ersten Nockenwelle sowohl in einer Vorrückungsrichtung als auch in einer Verzögerungsrichtung einstellt; die zweite Einstelleinrichtung eine zweite Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung (40b) ist, die eine Drehphase der zweiten Nockenwelle sowohl in einer Vorrückungsrichtung als auch in einer Verzögerungsrichtung einstellt; ...

Description

Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf ein Ventilsteuersystem für eine Brennkraftmaschine gemäß den Merkmalen des Oberbegriffs von Patentanspruch 1 zum Steuern einer Ventilbetriebscharakteristik bei der Brennkraftmaschine gemäß den Merkmalen des Oberbegriffs von Patentanspruch 9.
Gattungsgemäße Ventilsteuersysteme für Brennkraftmaschinen sind in der DE 101 06 921 A1 , der DE 100 25 494 A1 , sowie der DE 690 12 828 T2 gezeigt.
Hinsichtlich der Anordnung von Zylindern werden üblicherweise verwendete Fahrzeugbrennkraftmaschinen (nachfolgend als Kraftmaschine bezeichnet) in eine Reihenbauart, eine V-Bauart und eine horizontal entgegengesetzt angeordnete Bauart (Boxerbauart) klassifiziert. Die Reihen-Kraftmaschine, deren Zylinder in einer Reihe angeordnet sind, hat eine große Kraftmaschinengesamtlänge und leidet an einer unzufriedenstellenden Montierbarkeit der Kraftmaschine an ein Fahrzeug. Um diesen Umstand zu bewältigen, wurden für Mehrzylinderkraftmaschinen mit sechs oder mehreren Zylindern vermehrt Kraftmaschinen der V-Bauart übernommen, während Zylinder der Kraftmaschine in zwei rechte und linke Bänke (Zylindersätze) geteilt sind, die V-förmig angeordnet sind, um die Gesamtlänge der Kraftmaschine zu verkürzen. Gemäß der Bauart einer Kraftmaschine der V-Bauart oder der horizontal entgegengesetzt angeordneten DOHC-Kraftmaschine sind Einlass-/Auslassnockenwellen jeweils in der rechten und der linken Bank vorgesehen. Insbesondere ist ein variabler Ventilzeitgebungsmechanismus zum Steuern der Ventilzeitgebung der Einlassventile an der einlassseitigen Nockenwelle der jeweiligen Bank angebracht, um die Ventilzeitgebung der Einlassventile der jeweiligen Bank zu steuern.
Bei einer mit einem derartigen variablen Ventilzeitgebungsmechanismus ausgestatteten Kraftmaschine wird eine Drehphase einer Nockenwelle durch den dazugehörigen variablen Ventilzeitgebungsmechanismus vorgerückt oder verzögert, um die Ventilzeitgebung vorzurücken oder zu verzögern. Jene Nockenwelle, deren Drehphase durch den variablen Ventilzeitgebungsmechanismus eingestellt wird, betätigt nicht nur die Einlassventile (oder Auslassventile), sondern sie betätigt in Falle einer Direkteinspritz-Kraftmaschine außerdem eine Hochdruckkraftstoffpumpe, die Kraftstoff unter hohem Druck von einem Kraftstoffbehälter zu einer Kraftstoffeinspritzventilseite fördert.
Wie dies vorstehend beschrieben ist, ist bei einer Direkteinspritz-Kraftmaschine der V-Bauart oder der horizontal entgegengesetzt angeordneten Bauart mit variablen Ventilzeitgebungsmechanismen die Last einer angegebenen Vorrichtung wie z. B. eine Hochdruckkraftstoffpumpe an den Nockenwellen von nur einer Bank vorhanden, und sie ist nicht an den Nockenwellen der anderen Bank vorhanden. Dies bewirkt einen instabilen Zustand zwischen dem Lastmoment an den Nockenwellen der rechten Bank und dem Lastmoment an den Nockenwellen der linken Bank auf der Grundlage der Last der angetriebenen Vorrichtung. Insbesondere muss bei einer Direkteinspritz-Kraftmaschine ein Kraftstoffeinspritzdruck 30-fach oder noch größer sein als bei einer Ansaug-Einspritz-Kraftmaschine, so dass ein großes Nockenwellenmoment zum Aktivieren einer Hochdruckkraftstoffpumpe erforderlich ist, wodurch eine große Differenz zwischen den Lastmomenten an den Nockenwellen der rechten und der linken Bank hervorgerufen wird.
Im Allgemeinen wird das Ansprechverhalten einer Änderung bei der tatsächlichen Ventilzeitgebung (tatsächlicher Nockenwellenversetzungswinkel) zu einer Änderung der Soll-Ventilzeitgebung (Soll-Nockenwellenversetzungswinkel), d. h. das Ansprechverhalten der Ventilzeitgebungssteuerung, umso langsamer, je größer das Nockenwellenlastmoment ist. Wenn sich daher die Nockenwellenlastmomente der rechten und der linken Bank stark unterscheiden, dann tritt dort eine große Differenz des Ansprechverhaltens der Ventilzeitgebungssteuerung zwischen den beiden Bänken auf. Dies bewirkt eine Instabilität der internen EGR-Menge und der Frischluftgemischladeeffizienz zwischen der rechten und der linken Bank bei einem Übergangsbetrieb, bei dem eine plötzliche Änderung einer Soll-Ventilzeitgebung auftritt, wodurch eine Änderung des Momentes und die Verschlechterung des Fahrverhaltens etc. hervorgerufen werden.
Es ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Differenz des Ansprechverhaltens der Ventilzeitgebungssteuerung zwischen Zylindersätzen zu unterdrücken.
Es gehört auch zur Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein Ventilsteuersystem nach Patentanspruch 1 vorzusehen, das das Ansprechverhalten der Ventilzeitgebungssteuerung zwischen mehreren Zylindersätzen (mehrere Bänke) angleichen kann, auch wenn die Lastmomente an den Nockenwellen einen instabilen Zustand aufgrund der Last einer angetriebenen Vorrichtung aufweist.
Weiterhin gehört es zur Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Brennkraftmaschine nach Patentanspruch 9 vorzusehen, die eine Differenz des Ansprechverhaltens der Ventilzeitgebungssteuerung zwischen Zylindersätzen unterdrückt.
Vorteilhafte Weiterbildungen sind Gegenstand der jeweiligen abhängigen Patentansprüche.
Gemäß der vorliegenden Erfindung wird eine Differenz im Ansprechverhalten einer Ventilzeitgebungssteuerung zwischen einem ersten und einem Zylindersatz kompensiert, die durch eine Last einer angetriebenen Vorrichtung hervorgerufen wird. Regelgrößen für eine Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung bei einem ersten Zylindersatz und/oder einem zweiten Zylindersatz werden durch eine Korrektureinrichtung so korrigiert, dass das Ansprechverhalten der Ventilzeitgebungssteuerung bei dem ersten Zylindersatz und jener des zweiten Zylindersatzes einander angeglichen werden. Dadurch ist es möglich, dass das Ansprechverhalten der Ventilzeitgebungssteuerung zwischen mehreren Zylindersätzen durch die Korrektureinrichtung in Übereinstimmung gebracht wird, auch wenn die Lastmomente an den Nockenwellen einen instabilen Zustand zwischen den vielen Zylindersätzen aufgrund der Last einer angetriebenen Vorrichtung aufweist, und somit werden derartige Probleme wie z. B. die Drehmomentenänderung und die Verschlechterung des Fahrverhaltens in einem Übergangszustand gelöst.
Insbesondere können die Regelgrößen für die Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung bei dem ersten Zylindersatz so korrigiert werden, dass sie das Ansprechverhalten der Ventilzeitgebungssteuerung bei dem ersten Zylindersatz um einen Betrag entsprechen einer Ansprechverzögerung beschleunigt wird, die durch die Last einer angetriebenen Vorrichtung hervorgerufen wird. Dies erlaubt eine Verbesserung des Ansprechverhaltens der Ventilzeitgebungssteuerung.
Wenn jedoch die Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung in der Nähe ihrer Funktionsgrenze betrieben wird, dann ist es schwierig, das Ansprechverhalten zu beschleunigen. In diesem Fall können die Regelgrößen für die Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung bei dem zweiten Zylindersatz so korrigiert werden, dass das Ansprechverhalten der Ventilzeitgebungssteuerung bei dem zweiten Zylindersatz um einen Betrag entsprechend einer Ansprechverzögerung verlangsamt wird, die durch die Last einer angetriebenen Vorrichtung hervorgerufen wird.
Es kann ein Ansprechverhalten eingerichtet werden, das sich zwischen den beiden befindet, nämlich zwischen dem Ansprechverhalten der Ventilzeitgebungssteuerung bei dem ersten Zylindersatz und jenem bei dem zweiten Zylindersatz. In diesem Fall werden die Regelgrößen für die Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung bei dem ersten Zylindersatz so korrigiert, dass das Ansprechverhalten der Ventilzeitgebungssteuerung bei dem ersten Zylindersatz um einen Betrag entsprechend einer Phasenverschiebung von dem mittleren Ansprechverhalten beschleunigt wird, und dass das Ansprechverhalten der Ventilzeitgebungssteuerung bei dem zweiten Zylindersatz um einen Betrag entsprechend einer Phasenverschiebung von dem mittleren Ansprechverhalten verlangsamt wird.
Eine Korrekturgröße kann durch Schätzen einer Kraft einer angetriebenen Vorrichtung oder einer durch die Last hervorgerufene Ansprechverzögerung festgelegt werden, z. B. entsprechend Informationen wie z. B. zumindest eine Kraftmaschinendrehzahl, ein Kraftmaschinenlastzustand oder der Zustand einer Leistungsquelle der Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung. Zum Beispiel ändert sich die Last einer angetriebenen Vorrichtung z. B. eine Hochdruckkraftstoffpumpe in Abhängigkeit von der Kraftmaschinendrehzahl oder eines Kraftmaschinenlastzustands; des Weitern ändert sich das Antriebsmoment für eine Nockenwelle in Abhängigkeit von dem Zustand einer Leistungsquelleneinstelleinrichtung, was zu einer Erhöhung oder Verringerung der Ansprechverzögerung führt, die durch die Last der angetriebenen Vorrichtung bewirkt wird. Somit können die Kraftmaschinendrehzahl, der Kraftmaschinenlastzustand und der Zustand einer Leistungsquelle der Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung allesamt als Informationen zum Schätzen einer Last einer angetriebenen Vorrichtung oder einer durch die Last hervorgerufenen Ansprechverzögerung verwendet werden.
Bei einem System, welches eine Hydraulikaktuator als eine Leistungsquelle der Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung verwendet, kann zumindest die Temperatur eines Hydrauliköls, die Temperatur eines Kühlwassers oder eine hiermit korrelierende physikalische Größe als die Informationen zum Schätzen einer Last einer angetriebenen Vorrichtung oder einer durch die Last hervorgerufenen Ansprechverzögerung verwendet werden. Zum Beispiel ändert sich die Viskosität eines Hydrauliköls in Abhängigkeit von der Temperatur des Hydrauliköls, woraus sich folglich das Ansprechverhalten einer Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung ändert. Es besteht eine Wechselwirkung zwischen der Kühlwassertemperatur und der Temperatur des Hydrauliköls, und dies trifft außerdem hinsichtlich der Kühlwassertemperatur und der Temperatur einer angetriebenen Vorrichtung zu. Wenn sich die Temperatur der angetriebenen Vorrichtung ändert, dann ändert sich ein Reibungsverlust der angetriebenen Vorrichtung, und die Last der angetriebenen Vorrichtung ändert sich auch. Daher können bei einem System unter Verwendung eines Hydraulikaktuators die Temperatur des Hydrauliköls, die Temperatur des Kühlwassers und eine hiermit korrelierende physikalische Größe allesamt als die Informationen zum Schätzen einer Last einer angetriebenen Vorrichtung oder einer durch die Last induzierten Ansprechverzögerung verwendet werden. Aus diesen Informationen ist es möglich, eine Korrekturgröße mit hoher Genauigkeit festzulegen.
Bei einem System, welches einen Elektroaktuator als eine Leistungsquelle der Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung verwendet, kann zumindest die elektrische Spannung einer Batterie, die dem Elektroaktuator mit elektrischer Leistung versorgt, die Temperatur des Kühlwassers oder einer hiermit korrelierende physikalische Größe als die Informationen zum Schätzen einer Last einer angetriebenen Vorrichtung oder einer durch die Last induzierten Ansprechverzögerung verwendet werden. Insbesondere ändert sich die Antriebskraft des Elektroaktuators in Abhängigkeit von der elektrischen Spannung der Batterie. Somit besteht eine Wechselwirkung zwischen der Temperatur des Kühlwassers und der Temperatur des Elektroaktuators. Ein Innenwiderstandwert der Wicklungen ändert sich in Abhängigkeit von der Temperatur des Elektroaktuators, woraus folglich eine Änderung der Antriebskraft des Elektroaktuators resultiert. Es besteht außerdem eine Wechselwirkung zwischen der Kühlwassertemperatur und der Temperatur einer angetriebenen Vorrichtung. Ein Reibungsverlust einer angetriebenen Vorrichtung ändert sich in Abhängigkeit von der Temperatur der angetriebenen Vorrichtung, woraus folglich eine Änderung Last der angetriebenen Vorrichtung resultiert. Somit sind bei einem System unter Verwendung eines Elektroaktuators die elektrische Batteriespannung, die Temperatur des Kühlwassers und eine hiermit korrelierende physikalische Größe allesamt als die Informationen zum Schätzen der Last einer angetriebenen Vorrichtung oder einer durch die Last induzierten Ansprechverzögerung verwendbar. Eine Korrekturgröße kann aus diesen Informationen sehr genau festgelegt werden.
Das Ansprechverhalten der Ventilzeitgebungssteuerung ändert sich auch in Abhängigkeit von Änderungen bei der Herstellung des Systems oder einer langfristigen Änderung der Betriebscharakteristik.
Daher kann eine Einrichtung vorgesehen sein, die eine Differenz zwischen dem Ansprechverhalten der Ventilzeitgebungssteuerung bei einem ersten Zylindersatz und dem Ansprechverhalten eines zweiten Zylindersatzes als eine durch eine Last einer angetriebenen Vorrichtung induzierten Ansprechverzögerung erfasst, und Regelgrößen für die Ventilzeitgebungseinstellungseinrichtung bei dem ersten und/oder dem zweiten Zylindersatz können entsprechend der erfassten Ansprechverzögerung korrigiert werden. Es ist möglich, eine stabile Ansprechverhaltenkorrektursteuerung zu bewirken, die nicht durch Änderungen in der Herstellung des Systems oder durch eine langfristige Änderung der Betriebscharakteristik beeinflusst wird.
Gemäß der vorliegenden Erfindung sind angetriebene Vorrichtungen z. B. in einem verteilten Zustand angebracht, so dass die Nockenwellenlasten in den Zylindersätzen nahezu gleich werden. Bei diesem Aufbau treten Lasten der angetriebenen Vorrichtung nahezu einheitlich an den Nockenwellen der Zylindersätze auf, so dass das Ansprechverhalten der Ventilzeitgebungssteuerung bei den Zylindersätzen angeglichen werden kann.
In diesem Fall können Hochdruckkraftstoffpumpen mit dem selben Volumen als die angetriebenen Vorrichtungen in den jeweiligen verschiedenen Zylindersätzen angebracht werden. In diesem Fall können die Hochdruckkraftstoffpumpen in den Zylindersätzen in der gleichen Art und Weise über alle Betriebsbereiche gesteuert werden. Eine Differenz des Ansprechverhaltens der Ventilzeitgebungssteuerung zwischen den Zylindersätzen kann in allen Betriebsbereichen verringert werden.
Alternativ kann eine Hochdruckkraftstoffpumpe in zumindest einem Zylindersatz angebracht sein, während in dem anderen Zylindersatz eine angetriebene Vorrichtung außer der Hochdruckkraftstoffpumpe angebracht sein kann, wobei die angetriebene Vorrichtung ungefähr die selbe Last wie die Hochdruckkraftstoffpumpe aufweist.
Des Weiteren können Regelgrößen für die Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung für verschiedene Zylindersätze durch eine Korrektureinrichtung korrigiert werden. Eine Differenz des Ansprechverhaltens der Ventilzeitgebungssteuerung zwischen Zylindersätzen, die durch Änderungen bei der Herstellung, langfristige Änderungen und Betriebszustände der angetriebenen Vorrichtungen und der Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung hervorgerufen wird, kann durch das Korrigieren der Regelgrößen für die Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung verringert werden.
Gemäß den Ausführungsbeispielen der vorliegenden Erfindung hat die Kraftmaschine eine erste Nockenwelle (4a) und eine zweite Nockenwelle (4b). An der ersten Nockenwelle ist eine erste Einstelleinrichtung (40a) zum Ändern einer Betriebcharakteristik der Ventile vorgesehen. In ähnlicher Weise ist an der zweiten Nockenwelle eine zweite Einstelleinrichtung (40b) zum Ändern einer Betriebscharakteristik der Ventile vorgesehen.
Eine Kraftstoffpumpe (19) wird ausschließlich durch die erste Nockenwelle (4a) aktiviert. Durch die Kraftstoffpumpe (19) tritt eine Differenz zwischen der an der ersten Nockenwelle auftretenden Last und der an der zweiten Nockenwelle auftretenden Last auf. Diese Differenz übt einen Einfluss auf das Ansprechverhalten als eine Betriebscharakteristik der Ventile aus. Eine Steuervorrichtung (46) korrigiert Regelgrößen zumindest von der ersten Einstelleinrichtung (40a) oder der zweiten Einstelleinrichtung (40b), um die Differenz des Ansprechverhaltens zu unterdrücken. Infolge dessen können Ventilbetriebscharakteristika in verschiedenen Zylindern gleichzeitig geändert werden.
Gemäß den Ausführungsbeispielen der vorliegenden Erfindung können sowohl die erste als auch die zweite Nockenwelle (4a, 4b) Kraftstoffpumpen (20a, 20b) aktivieren, wodurch die Differenz zwischen den Lasten an den Nockenwellen unterdrückt werden kann. Im Falle von Abwandlungen ist die Korrektur durch die Steuervorrichtung (46) nicht wesentlich.
Merkmale und Vorteile von Ausführungsbeispielen werden ebenso wie die Betriebsverfahren und die Funktionen der zugehörigen Bauteile aus der folgenden detaillierten Beschreibung, den beigefügten Ansprüchen und den Zeichnungen ersichtlich, die allesamt Bestandteil dieser Anmeldung sind. Zu den Zeichnungen:
1 zeigt eine Blockdarstellung einer Kraftmaschine und eines Ventilsteuersystems gemäß einem ersten Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung;
2 zeigt eine Schnittansicht einer Ventilzeitgebungseinstellvorrichtung gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel;
3 zeigt eine Schnittansicht eines Hydrauliksteuerventils gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel;
4 zeigt eine graphische Darstellung einer Beziehung zwischen dem Betrieb der Ventilzeitgebungseinstellvorrichtung und einer Spulenkörperposition des Hydrauliksteuerventils gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel;
5 zeigt eine Zeitkarte eines Ansprechverhaltens der Ventilzeitgebungssteuerung bei dem ersten Ausführungsbeispiel;
6 zeigt eine Blockdarstellung eines Steuersystems gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel;
7 zeigt eine graphische Darstellung einer Beziehung zwischen einer Last einer Hochdruckkraftstoffpumpe und einer Ansprechverzögerung der Ventilzeitgebungssteuerung bei dem ersten Ausführungsbeispiel;
8 zeigt eine Flusskarte einer Steuerung gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel;
9 zeigt eine Flusskarte einer Steuerung gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel;
10 zeigt eine graphische Darstellung einer Beziehung zwischen einer Regelungskorrekturgröße und einem Korrekturstrom gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel;
11 zeigt eine Flusskarte einer Steuerung gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel;
12 zeigt eine Flusskarte einer Steuerung gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel;
13 zeigt eine Flusskarte einer Steuerung gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel;
14 zeigt eine Flusskarte einer Steuerung gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel;
15 zeigt eine Flusskarte einer Steuerung gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel;
16 zeigt graphische Darstellung eines Ansprechverhaltens der Steuerung gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel;
17 zeigt eine Zeitkarte eines Ansprechverhaltens der Steuerung gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel;
18 zeigt eine Zeitkarte eines Ansprechverhaltens der Ventilzeitgebungssteuerung gemäß einem zweiten Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung;
19 zeigt eine Blockdarstellung eines Steuersystems gemäß dem zweiten Ausführungsbeispiel;
20 zeigt eine Blockdarstellung eines Steuersystems gemäß einem dritten Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung;
21 zeigt eine Zeitkarte eines Ansprechverhaltens der Ventilzeitgebungssteuerung gemäß einem vierten Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung;
22 zeigt eine Blockdarstellung eines Steuersystem gemäß dem vierten Ausführungsbeispiel;
23 zeigt eine Blockdarstellung einer Kraftmaschine und eines Ventilsteuersystems gemäß einem fünften Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung; und
24 zeigt eine Blockdarstellung eines Steuersystems gemäß dem fünften Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung.
(Erstes Ausführungsbeispiel)
Ein erstes Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung wird nachfolgend unter Bezugnahme auf die 1 bis 16 beschrieben, wobei die Erfindung auf eine Direkteinspritz-V-DOHC-Kraftmaschine angewendet wird.
Ein schematischer Aufbau des Gesamtsystems gemäß diesem Ausführungsbeispiel wird zunächst unter Bezugnahme auf die 1 beschrieben. Eine Kraftmaschine 1 ist eine V-Kraftmaschine mit zwei rechten und linken Zylindersätzen. Die Bänke sind mit "A-Bank" bzw. "B-Bank" bezeichnet. Einlassnockenwellen 4a, 4b und Auslassnockenwellen 5a, 5b sind über beiden Bänken vorgesehen. Eine Leistung von einer Kurbelwelle 2 der Kraftmaschine 1 wird zu den Einlassnockenwellen 4a und 4b durch eine Steuerkette 2a und Kettenrädern 13a und 13b übertragen, die jeweils in den Bänken angeordnet sind. Des Weiteren werden Drehungen der Einlassnockenwellen 4a und 4b zu den Auslassnockenwellen 5a und 5b jeweils durch Steuerketten 3a bzw. 3b übertragen. Eine angetriebene Vorrichtung wie z. B. eine Hochdruckkraftstoffpumpe 19, die durch die Einlassnockenwelle 4a angetrieben wird, ist an einer ersten Bank wie z. B. der A-Bank angebracht. Die Hochdruckkraftstoffpumpe 19 fördert Kraftstoff unter hohem Druck von einem Kraftstoffbehälter zu Kraftstoffeinspritzventilen in beiden Bänken während des Betriebs der Kraftmaschine 1.
Die Einlassnockenwellen 4a und 4b sind jeweils mit Phasendifferenzeinstellvorrichtungen 40a und 40b als Ventilzeitgebungseinstelleinrichtungen versehen. Hydrauliköl (Kraftmaschinenöl), das innerhalb einer Ölwanne 28 vorhanden ist, wird zu Hydrauliksteuerventilen 30a und 30b mittels einer Ölpumpe 29 gefördert. Von den Hydrauliksteuerventilen 30a und 30b abgegebener Öldruck wird zu den Phasendifferenzeinstellvorrichtungen 40a und 40b gefördert. Tatsächliche Ventilzeitgebungen der Einlassventile werden durch das Steuern des Öldrucks gesteuert, der den Phasendifferenzeinstellvorrichtungen 40a und 40b durch die Hydrauliksteuerventile 30a und 30b gefördert wird. In diesem Fall ist ein Hydraulikaktuator durch die Hydrauliksteuerventile 30a, 30b, die Ölpumpe 29 sowie die Phasendifferenzeinstellvorrichtungen 40a, 40b gebildet.
Andererseits sind Nockenwellenpositionssensoren 44a und 44b an den Einlassnockenwellen 4a bzw. 4b angebracht. In ähnlicher Weise ist ein Kurbelpositionssensor 42 an einer Kurbelwelle 2 angebracht. Während der Kurbelpositionssensor 42 eine Anzahl von N Erfassungspulssignalen CCT pro Umdrehung der Kurbelwelle 42 erzeugt, erzeugen die Nockenwellenpositionssensoren 44a und 44b eine Anzahl von 2N von Erfassungspulssignalen CTA, CTB pro Umdrehung der Einlassnockenwellen 4a bzw. 4b. Die Anzahl N der Erfassungspulssignale ist so festgelegt, dass die Beziehung N < 360°/Θ max erfüllt ist, und zwar unter der Annahme, dass ein Maximalwert eines Änderungswinkels der Einlassnockenwellen 4a und 4b hinsichtlich eines Kurbelwinkels Θ max beträgt. Eine tatsächliche Ventilzeitgebung (tatsächlicher Nockenwellenversetzungswinkel) VT eines Einlassventils wird auf der Grundlage eines relativen Drehwinkels Θ zwischen einem Erfassungspulssignal, das von dem Kurbelpositionssensor 42 vorgesehen wird, und Erfassungspulssignalen berechnet, die nach dem Erfassungssignal von den Nockenwellenpositionssensoren 44a und 44b vorgesehen werden.
Insbesondere werden von dem Kurbelpositionssensor 42 und dem Nockenwellenpositionssensoren 44a und 44b vorgesehene Erfassungspulssignale in einem Mikrocomputer 48 einer Kraftmaschinensteuervorrichtung 46 eingegeben, und eine tatsächliche Ventilzeitgebung (tatsächlicher Nockenwellenversetzungswinkel) wird entsprechend den eingegebenen Signalen berechnet. Von den verschiedenen Sensoren zum Erfassen von Kraftmaschinenbetriebszuständen einschließlich eines Öltemperatursensors OLT, eines Wassertemperatursensors WTT, eines Kraftmaschinendrehzahlsensors NE, eines Einlassluftdurchsatzsensors und eins Drosselöffnungssensors THD abgegebene Erfassungssignale werden auch in den Mikrocomputer 48 eingegeben. In der Kraftmaschinensteuervorrichtung 46 wird eine Soll-Ventilzeitgebung (VTT) eines Einlassventils auf der Grundlage von diesen verschiedenen Sensordaten berechnet.
Des Weiteren berechnet der Mikrocomputer 48 mittels einer PB-Regelung einen in lineare Solenoide 64a und 64b fließenden Strom (Steuerstrom), um so die tatsächliche Ventilzeitgebung des Einlassventils an eine Soll-Ventilzeitgebung anzugleichen. Die Kraftmaschinensteuervorrichtung 64 gibt Signale des Steuerstroms zu den linearen Solenoiden 64a und 64b von Abgabeschaltungen 49 ab. In Folge dessen gleicht die Kraftmaschinensteuervorrichtung 64 die tatsächliche Ventilzeitgebung (tatsächlicher Nockenwellenversetzungswinkel) VT des Einlassventils an die Soll-Ventilzeitgebung (Soll-Nockenwellenversetzungswinkel) VTT an.
Als nächstes wird der Aufbau der Phasendifferenzeinstellvorrichtungen 40a und 40b unter Bezugnahme auf die 2 näher beschrieben. Die Phasendifferenzeinstellvorrichtungen 40a und 40b von beiden Bänken haben den selben Aufbau.
Die Phasendifferenzeinstellvorrichtungen 40a und 40b sind in einen Zylinderkopf 25 der Kraftmaschine 1 untergebracht und jeweils mit einer im Allgemeinen zylindrischen Nockenwellenbuchse 11 versehen. An einem zylindrischen Abschnitt mit großem Durchmesser der Nockenwellenbuchse 11 ist die Buchse koaxial an einem linken Endabschnitt gemäß der 2 der Einlassnockenwelle 4a (4b) eingepasst. Eine hohle Trennwand 11c der Nockenwellenbuchse 11 ist mit dem Endabschnitt der Einlassnockenwelle 4a (4b) mittels einer Presspassung eines Stiftes 12 und durch Anziehen einer Schraube 10 verbunden. Ein Außenschraubenkeil 11a ist an eine Außenumfangsfläche des zylindrischen Abschnitts mit großem Durchmesser der Nockenwellenbuchse 11 ausgebildet.
Die Nockenwellenbuchse 11 ist des Weiteren mit einem zylindrischen Abschnitt 11b mit kleinem Durchmesser versehen, der sich koaxial in einem im Allgemeinen zylindrischen hohlen Abschnitt eines Gehäuses 23 erstreckt. Das Gehäuse 23 ist an seinem Flanschabschnitt 23a an den Zylinderkopf 25 durch Festziehen von Schrauben 24 gesichert.
Jedes Kettenrad 13a und 13b ist an der Einlassnockenwelle 4a (4b) koaxial und drehbar gestützt, während sie zwischen einer ringartigen Rippe 4c der Einlassnockenwelle 4a (4b) und einem offenen Ende des zylindrischen Abschnittes mit großem Durchmesser der Nockenwellenbuchse 11 eingeklemmt sind. Eine im Allgemeinen zylindrische Zahnradbuchse 15 ist an einer linken Seite gemäß der 2 des Kettenrads 13a (13b) koaxial mittels einer Presspassung eines Stiftes 14 und einem Festziehen einer Schraube 16 gesichert, wodurch sich die Kettenradbuchse 15 einstückig mit dem Kettenrad 13a (13b) drehen kann. Die Kettenradbuchse 15 ist mit einem zylindrischen Abschnitt 15b versehen, der sich koaxial in den hohlen Abschnitt des Gehäuses 23 erstreckt, so dass er die Nockenwellenbuchse 11 schließt.
An einer mittleren Position einer Innenumfangfläche des zylindrischen Abschnitts 15b ist ein Innenschraubenkeil 15a so ausgebildet, dass er sich in einer Richtung entgegen des Außenschraubenkeils 11a der Nockenwellenbuchse 11 verwindet. Der Außen- oder der Innenschraubenkeil 11, 15a kann durch einen Keil mit einem geraden Zahn aufgebaut sein, der parallel zu der axialen Richtung angeordnet ist und keinen Windungswinkel aufweist.
Ein ringartiger Raum 90 mit einem im Wesentlichen einheitlichen Bereich in der axialen Richtung ist zwischen dem vorstehen beschriebenen zylindrischen Abschnitt 11b mit kleinem Durchmesser der Nockenwellenbuchse 11 und dem zylindrischen Abschnitt 15b der Kettenradbuchse 15 ausgebildet. Innerhalb des ringartigen Raumes 90 ist ein im Allgemeinen zylindrischer Hydraulikkolben 17 axial verschiebbar, flüssigdicht und koaxial zu der Nockenwellenbuchse 11 gelagert.
Ein Innenschraubenkeil 17a ist mit dem Außenschraubenkeil 11a der Nockenwellenbuchse 11 im Eingriff und an einem rechten Abschnitt einer Innenumfangsfläche des Hydraulikkolbens 17 ausgebildet, während ein Außenschraubenkeil 17b mit dem Innenschraubenkeil 15a der Kettenradbuchse 15 im Eingriff ist und an einem rechten Abschnitt einer Außenumfangfläche des Hydraulikkolbens 15 ausgebildet ist. Eine Drehung der Kurbelwelle 2 wird zu der Einlassnockenwelle 4a (4b) über die Kettenradbuchse 15, den Hydraulikkolben 17 und die Nockenwellenbuchse 11 übertragen.
Eine Öldichtung 70 ist an einer Außenumfangskante eines ringartigen Kragenabschnittes angebracht, der an einem linken Endabschnitt des Hydraulikkolbens 17 so ausgebildet ist, dass die Öldichtung 70 innerhalb des ringartigen Raumes 90 in einem flüssigdichten Kontakt mit einer Innenumfangsfläche des zylindrischen Abschnitts 15b der Kettenradbuchse 15 gelangt. Ein ringartiger Beinabschnitt 17c ist so ausgebildet, dass er sich mit einem L-förmigen Querschnitt in einen linken Abschnitt der Innenumfangsfläche des Hydraulikkolbens 17 erstreckt. Der ringartige Beinabschnitt 17c kann gegen einen mittleren abgesetzten Abschnitt (nachfolgend als "rechter Stopper" bezeichnet) der dazugehörigen Nockenwellenbuchse 11 anschlagen, um eine nach rechts gerichtete Bewegung des Hydraulikkolbens 17 zu stoppen.
Da der Hydraulikkolben 17 gemäß der vorstehenden Beschreibung innerhalb des ringartigen Raumes 90 vorgesehen ist, ist der ringartige Raum 90 in zwei Kammern geteilt, wodurch eine Vorrückungs-Ölkammer 22 an der linken Seite des Hydraulikkolbens 17 ausgebildet ist, während eine Verzögerungs-Ölkammer 32 an rechten Seite des Kragenabschnittes des Hydraulikkolbens 17 ausgebildet ist. Eine Abdichtung zwischen beiden Ölkammern 22 und 32 wird durch die Öldichtung 70 gewährleistet.
Eine Endplatte 50 ist koaxial an einem linken Öffnungsabschnitt der Kettenradbuchse 15 angebracht. Die Endplatte 50 ist mit einem umgedreht L-förmigen Querschnitt durch einen zylindrischen Abschnitt und einen ringartigen Kragenabschnitt ausgebildet. Der ringartige Kragenabschnitt der Endplatte 50 ist koaxial an dem linken Öffnungsabschnitt der Kettenradbuchse 15 befestigt. Eine ringartige Nut ist an einer Außenumfangsfläche des zylindrischen Abschnittes der Endplatte 50 ausgebildet, und eine Öldichtung 71 ist in die ringartige Nut eingepasst. Der ringartige Kragenabschnitt der Endplatte 50 gelangt mit dem ringartigen Kragenabschnitt des Hydraulikkolbens 17 in Anlage, und dadurch dient er außerdem als ein Stopper (nachfolgend als "linker Stopper" bezeichnet) zum Stoppen der nach links gerichteten Bewegung des Hydraulikkolbens 17.
An der linken Seite der Endplatte 50 und der Nockenwellenbuchse 11 ist eine Ringplatte 51 mit einem U-förmigen Querschnitt und einer ringartigen Form an einer Innenfläche einer ringartigen linken Seitenwand des Gehäuses 23 so gesichert, dass sie axial zu der Nockenwellenbuchse 11 mittels einer Presspassung eines Schlagstiftes 53 ausgerichtet ist. Im Inneren einer U-förmigen rechten Seite der Ringplatte 51 sind der zylindrische Abschnitt der Endplatte 50 und der zylindrische Abschnitt 11b mit kleinem Durchmesser der Nockenwellenbuchse 11 drehbar gestützt.
Eine ringartige Nut ist an einer Außenumfangsfläche eines zylindrischen Abschnittes mit kleinem Durchmesser der Ringplatte 51 ausgebildet, und eine Öldichtung 72 ist darin eingepasst, um so eine Abdichtung zwischen der Ringplatte 51 und der Nockenwellenbuchse 11 zu gewährleisten. Andererseits gewährleistet die vorstehend genannte Öldichtung 71 eine Abdichtung zwischen der Endplatte 50 und der Ringplatte 51, wodurch das Innere der Vorrückungs-Ölkammer 22 abgedichtet wird.
Eine Schraube 52 ist koaxial innerhalb des zylindrischen Abschnittes mit kleinem Durchmesser der Ringplatte 51 und außerdem innerhalb des hohlen Abschnittes der ringartigen linken Seitenwand des Gehäuses 23 eingepasst. Eine rechte Endseite der Schraube 52 definiert einen zylindrischen Raum 91 zusammen mit einer Innenumfangsfläche des zylindrischen Abschnittes mit kleinem Durchmesser der Nockenwellenbuchse 11 und der hohlen Trennwand 11c. Ein Ölkanal 61b mit einem T-förmigen Querschnitt ist in dem Inneren der Schraube 52 ausgebildet. Der Ölkanal 61b ist mit dem Inneren des zylindrischen Raumes 91 durch seinen axialen Kanalabschnitt hindurch in Verbindung. Des Weiteren ist der Ölkanal 61b an beiden Enden an seinem radialen Kanalabschnitt mit dem Inneren einer ringartigen Nut in Verbindung, die an einer Außenumfangsfläche der Schraube 52 ausgebildet ist.
Innerhalb des linken Seitenwandabschnittes des Gehäuses 23 ist eine Ölkanal 61a ausgebildet. Der Ölkanal 61a ist mit dem Inneren des zylindrischen Raumes 91 durch eine in der Schraube 52 ausgebildete ringartige Nut und den Ölkanal 61b hindurch in Verbindung, und er erstreckt sich durch einen Ölkanal 61c hindurch, der in der dazugehörigen Nockenwellenbuchse 11 ausgebildet ist, so dass in den zylindrischen Raum 61 mündet und mit dem Inneren der Verzögerungs-Ölkammer 32 in Verbindung ist. In dem linken Seitenwandabschnitt des Gehäuses 23 ist ein Ölkanal 60 ausgebildet, der mit der Vorrückungs-Ölkammer 22 in Verbindung ist. Die Ölkanäle 61a und 60 münden in einen zylindrischen Hohlabschnitt 95, der in dem linken Seitenwandabschnitt des Gehäuses 23 ausgebildet ist und ein Hydrauliksteuerventil 30 aufnimmt, das später beschrieben wird. Ein vorderer Endabschnitt eines Ölkanals 65 mündet in den zylindrischen Hohlabschnitt 95. Der Ölförderkanal 65 dient der Zufuhr des Hydrauliköls in den zylindrischen Hohlabschnitt 95. Ein Öldruckentlastungskanal 66 führt das Hydrauliköl zu der Ölwanne 28 zurück.
Als nächstes wird der Aufbau der Hydrauliksteuerventile 30a und 30b unter Bezugnahme auf die 3 beschrieben. Die Hydrauliksteuerventile 30a und 30b sind jeweils Spulenkörperventile mit einem Zylinder 30c, der durch eine Innenwand des zylindrischen Hohlabschnittes 95 gebildet ist, und einem Spulenkörper 31 mit einem Paar rechter und linker Stege, der axial leitbar innerhalb des Zylinders 30c eingepasst ist. Ein Ölanschluss 30d, der mit dem Ölkanal 61a in Verbindung ist, und ein Ölanschluss 30e, der mit dem Ölanschluss 60 in Verbindung ist, sind in dem Zylinder 30c ausgebildet.
Des Weiteren sind ein Sauganschluss 30f, der mit den Ölförderkanal 65 in Verbindung ist, und Auslassanschlüsse 30g und 30h, die mit dem Öldruckentlastungskanal 66 in Verbindung sind, sind in dem Zylinder 30c ausgebildet. Sowohl das Schalten einer Verbindung der Ölanschlüsse 30d, 30e, des Sauganschlusses 30f und beider Auslassanschlüsse 30g, 30h als auch die Steuerung des Verbindungsgrades (Öffnungsgrad des Hydrauliksteuerventils 30) werden durch Gleitbewegungen des Spulenkörpers 31 innerhalb des Zylinders 30c durchgeführt. Eine Schraubenfeder 31a ist innerhalb des rechten Endabschnittes gemäß der 3 des Zylinders 30c und an der rechten Endseite des Spulenkörpers 31 angebracht. Die Schraubenfeder 31a drückt den Spulenkörper 31 gemäß der Fig. konstant nach links.
Andererseits sind innerhalb des linken Endabschnittes gemäß der Figur des Zylinders 30c lineare Solenoide 64a und 64b an der linken Endseite gemäß der 3 des Spulenkörpers 31 vorgesehen. Senn eine elektromagnetische Kraft in den linearen Solenoiden 64a und 64b entsprechend der durch die linearen Solenoide strömenden elektrischen Stromstärke induziert wird, dann gleitet der Spulenkörper 31 nach rechts entgegen der Vorspannkraft der Schraubenfeder 31a aufgrund der elektromagnetischen Kraft.
Im Folgenden wird nun das Schalten der Verbindung der Ölkanäle und das Steuern des Öffnungsgrades durch die Gleitbewegungen des Spulenkörpers 31 des Hydrauliksteuerventils 30a (30b) mit diesem Aufbau beschrieben.
Wie dies in der 3(a) gezeigt ist, gelangen der Sauganschluss 30f und der Ölanschluss 30e miteinander in Verbindung und sorgen für eine Verbindung zwischen dem Ölförderkanal 65 und dem Ölkanal 60, wenn der Spulenkörper 31 nach rechts gleitet, so dass das von der Ölpumpe 29 ausgelassene Öl unter Druck zu der Vorrückungs-Ölkammer 22 gefördert wird. Gleichzeitig gelangen der Auslassanschluss 30g und der Ölanschluss 30d miteinander in Verbindung und sorgen für eine Verbindung zwischen dem Ölkanal 61a und dem Öldruckentlastungskanal 66, so dass der Öldruck in der Verzögerungs-Ölkammer 32 entspannt wird. Folglich wird der Hydraulikkolben 17 nach rechts in den ringartigen Raum 90 geschoben, so dass die Einlassnockenwelle 4a (4b) sich dreht und sich relativ bezüglich des Kettenrades 13a (13b) und somit auch hinsichtlich der Kurbelwelle 2 vorgerückt wird.
Wie dies des Weiteren in der 3(b) gezeigt ist, werden alle diese Anschlüsse geschlossen, wenn der Spulenkörper 31 zentral positioniert ist. Daher bleibt die Position des Hydraulikkolbens 17 so wie sie ist, wenn kein Austreten des Hydrauliköls aus der Vorrückungs- und der Verzögerungs-Ölkammer 22, 32 auftritt. Dem entsprechend wird die tatsächliche Ventilzeitgebung aufrecht erhalten.
Wie dies in der 3(c) gezeigt ist, gelangen der Sauganschluss 30d und der Ölanschluss 30f andererseits miteinander in Verbindung, wenn der Spulenkörper 31 nach links gleitet, wodurch eine Verbindung zwischen dem Ölförderkanal 63 und dem Ölkanal 61a vorgesehen wird, so dass das aus der Ölpumpe 29 ausgelassene Öl zu der Verzögerungs-Ölkammer 32 gefördert wird. Andererseits gelangen der Auslassanschluss 30h und der Ölanschluss 30e miteinander in Verbindung, wodurch der Ölkanal 60 und der Öldruckentlastungskanal 66 miteinander in Kontakt gelangen, so dass der Öldruck in der Vorrückungs-Ölkammer 22 entspannt wird. Folglich wird er Hydraulikkolben 17 innerhalb des ringartigen Raumes 90 nach links geschoben. Die Einlassnockenwelle 4a (4b) dreht sich in der Richtung entgegen der vorstehend beschriebenen Richtung und ist relativ zu dem Kettenrad 13a (13b) und somit auch hinsichtlich der Kurbelwelle 2 verzögert.
Die 4 zeigt eine graphische Darstellung einer Beziehung zwischen der Position SPL (nachfolgend als "Spulenkörperposition SPL" bezeichnet) des Spulenkörpers 31 des Hydrauliksteuerventils 30a (30b) in einem bestimmten Betriebzustand der Kraftmaschine 1 und einer tatsächlichen Ventilzeitgebungsänderungsgeschwindigkeit dVT/dt. Der Bereich, in dem dTV/dt positiv (+) ist, entspricht jenem Bereich, der eine Bewegung in der Vorrückungsrichtung angibt, während jener Bereich, in dem dTV/dt negativ (–) ist, jenem Bereich entspricht, der eine Bewegung in einer Verzögerungsrichtung angibt. Die entlang der Abszisse in dieser graphischen Darstellung aufgetragene Spulenkörperposition hat eine proportionale Beziehung zu der Stromstärke des linearen Solenoiden.
Die Symbole (a), (b) und (c) in dieser graphischen Darstellung stellen Spulenkörperpositionen entsprechend den jeweiligen Positionen des Spulenkörpers 31 dar, wie dies in den 3(a), (b) und (c) gezeigt ist. Die Stromstärke des linearen Solenoiden an jenem Punkt, an dem sich die tatsächliche Ventilzeitgebung nicht ändert, wie dies durch das Symbol (b) angegeben ist, wird als eine Haltestromstärke bezeichnet. Wenn die Ventilzeitgebung auf der Grundlage der Haltestromstärke vorgerückt werden soll, dann wird die Stromstärke des linearen Solenoiden erhöht. Wenn die Ventilzeitgebung umgekehrt verzögert werden soll, dann wird die Stromstärke des linearen Solenoiden verringert. Während des Betriebs der Kraftmaschine wird die Haltestromstärke gelernt, aktualisiert und gespeichert. Bei diesem ersten Ausführungsbeispiel ist die Last der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 an der Einlassnockenwelle 4a von ausschließlich einer Bank (A-Bank) der V-Kraftmaschine 1 vorhanden. Folglich verlieren Lastmomente an den Einlassnockenwellen 4a und 4b der beiden Bänke ihr Gleichgewicht um einen Betrag entsprechend der Last an der Hochdruckkraftstoffpumpe 19. Insbesondere muss bei der Direkteinspritz-Kraftmaschine 1 ein Kraftstoffeinspritzdruck 30 mal oder mehr so hoch sein wie bei einer Ansaug-Einspritz-Kraftmaschine, und daher ist ein hohes Nockenwellenmoment erforderlich, um die Hochdruckkraftstoffpumpe 19 zu aktivieren, was zu einer großen Differenz führt, die zwischen den Lastmomenten an den Einlassnockenwellen 4a und 4b der beiden Bänke erzeugt wird.
Im Allgemeinen ist das Ansprechverhalten einer Änderung der tatsächlichen Ventilzeitgebungen VTA, VTD, d. h. das Ansprechverhalten der Ventilzeitgebungssteuerung in Abhängigkeit einer Änderung der Soll-Ventilzeitgebung VTT um so langsamer, desto größer die Lastmomente an den Einlassnockenwellen 4a und 4b sind. Falls die Lastmomente an den Einlassnockenwellen 4a und 4b sich stark unterscheiden, dann tritt daher eine große Differenz im Ansprechverhalten der Ventilzeitgebungssteuerung und in der Nockenwellenversetzungsgeschwindigkeit zwischen den beiden Bänken auf, wie dies in den 4 und 5(a) gezeigt ist. Infolge dessen tritt bei einem Übergangsbetrieb, bei dem eine plötzliche Änderung der Soll-Ventilzeitgebung auftritt, eine Instabilität der internen EGR-Menge und einer Ladeeffizienz zwischen den beiden Bänken auf, woraus Probleme wie z. B. eine Momentenänderung und die Verschlechterung des Fahrverhaltens resultieren.
Angesichts dieses Umstandes korrigiert der Mikrocomputer 48 gemäß diesem ersten Ausführungsbeispiel die Steuerstromstärke des linearen Solenoiden 64a, um so das Ansprechverhalten (Nockenwellenversetzungsgeschwindigkeit) in der Ventilzeitgebungssteuerung um einen Betrag entsprechend einer Ansprechverzögerung auf der Grundlage der Last der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 durch ein derartiges Steuerverfahren zu beschleunigen wie dies in der 6 gezeigt ist.
Die 6 zeigt eine Blockdarstellung von Funktionen, die durch verschiedene Routinen implementiert werden, die durch den Mikrocomputer 48 ausgeführt werden und später beschrieben werden. Ein Überblick der Ventilzeitgebungssteuerung wird nachfolgend unter Bezugnahme auf die 6 vorgesehen. Die Kraftmaschinensteuervorrichtung 46 hat Steuereinrichtungen 46a und 46b für die A-Bank bzw. die B-Bank.
Die Soll-Ventilzeitgebung VTT wird auf der Grundlage von Signalen berechnet, die von den verschiedenen Sensoren zum Erfassen der Kraftmaschinenbetriebszustände abgegeben werden, wie zum Beispiel ein Einlassluftdurchsatzsensor, ein Wassertemperatursensor WTT und ein Drosselöffnungssensor THD. Die selbe Soll-Ventilzeitgebung VTT wird für beide Bänke A und B verwendet. Bei beiden Bänken A und B wird die Ventilzeitgebungssteuerung durch eine PD-Regelung durchgeführt. Eine proportionale Verstärkung P wird unter Verwendung einer Abbildung oder dergleichen auf der Grundlage von sowohl der Kraftmaschinendrehzahl NE als auch der Hydrauliköltemperatur OLT (Kraftmaschinenöltemperatur) berechnet. In ähnlicher Weise wird eine differentiellen Verstärkung D auch unter Verwendung einer Abbildung oder dergleichen sowohl auf der Grundlage der Kraftmaschinendrehzahl NE als auch der Hydrauliköltemperatur OLT berechnet.
Bei der B-Bank werden ein P-Termkorrekturbetrag, der durch Multiplizieren einer Abweichung zwischen der Soll-Ventilzeitgebung VTT und der tatsächlichen Ventilzeitgebung VTB mit der Proportionalverstärkung erhalten wird, und ein D-Termkorrekturbetrag, der durch Multiplizieren der Nockenwellenversetzungsgeschwindigkeit (de/dt) mit der differentiellen Verstärkung erhalten wird, werden einander addiert, um einen Regelungskorrekturbetrag zu bestimmen, der schließlich in eine Stromstärke umgewandelt wird, um eine Korrekturstromstärke ICb zu erhalten. Dann wird die Korrekturstromstärke ICb zu der Haltestromstärke IHb addiert, um dadurch eine Steuerstromstärke Ib der B-Bank zu erhalten.
Andererseits unterliegt bei der A-Bank, die der Last der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 gemäß der 7 ausgesetzt ist, das Ansprechverhalten (Nockenwellenversetzungsgeschwindigkeit) der Ventilzeitgebungssteuerung einer Verzögerung aufgrund der Last der Hochdruckkraftstoffpumpe 19. Je größer die Last der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 ist, desto größer ist die Ansprechverzögerung der Ventilzeitgebungssteuerung. Die Last der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 ändert sich in Abhängigkeit der Kraftstoffmenge, die in die Pumpe 19 (entsprechend der eingespritzten Kraftstoffmenge) gesaugt wird und der Kraftmaschinendrehzahl. Des Weiteren ändert sich die Viskosität des Hydrauliköls in Abhängigkeit der Temperatur des Hydrauliköls, wodurch eine Änderung des Ansprechverhaltens einer Phasendifferenzeinstellvorrichtung 40a hervorgerufen wird. Es besteht eine Wechselwirkung zwischen der Temperatur des Hydrauliköls und der Hochdruckkraftstoffpumpe 19. Zum Beispiel ändert sich ein Reibungsverlust der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 in Abhängigkeit von der Temperatur der Pumpe 19 (die Temperatur des Hydrauliköls, woraus eine Änderung der Last der selben Pumpe resultiert.
Daher wird für die A-Bank, die der Last der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 ausgesetzt ist, eine P-Termkorrekturverstärkung, die proportional zu der Last auf der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 ist, unter Verwendung einer Abbildung oder dergleichen auf der Grundlage der Kraftstoffeinspritzmenge Q, der Öltemperatur OLT und der Kraftmaschinendrehzahl NE berechnet. In ähnlicher Weise wird eine D-Termkorrekturverstärkung, die proportional zu der Last der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 ist, unter Verwendung einer Abbildung oder dergleichen auf der Grundlage der Kraftsstoffeinspritzmenge Q, der Öltemperatur OLT und der Kraftmaschinendrehzahl NE berechnet.
Danach wird für die B-Bank die proportionale Verstärkung P als eine Hauptverstärkung, die sowohl auf der Grundlage der Kraftmaschinendrehzahl NE als auch der Öltemperatur OLT berechnet wird, mit der P-Termkorrekturverstärkung multipliziert, um die proportionale Verstärkung zu korrigieren. In ähnlicher Weise wird die differentielle Verstärkung D als eine Hauptverstärkung, die auf der Grundlage der Kraftmaschinedrehzahl NE und der Öltemperatur ULT berechnet wird, mit der D-Termkorrekturverstärkung multipliziert, um die differentielle Verstärkung zu korrigieren.
Dann werden ein P-Termkorrekturbetrag der durch Multiplizieren einer Abweichung zwischen der Soll-Ventilzeitgebung VTT und der tatsächlichen Ventilzeitgebung VTA mit der proportionalen Verstärkung nach der Korrektur und einer D-Termkorrektur erhalten wird, und ein D-Termkorrekturbetrag, der durch Multiplizieren der Nockenwellenversetzungsgeschwindigkeit (de/dt) mit der differentiellen Verstärkung nach der Korrektur erhalten wird, miteinander addiert, um eine Regelungskorrekturbetrag zu bestimmen, der dann zu einer elektrischen Stromstärke umgewandelt wird, um dadurch eine Korrekturstromstärke ICa erhalten. Die Korrekturstromstärke Ica wird dann der Haltestromstärke IHa addiert, um so eine Steuerstromstärke Ia für die A-Bank zu erhalten. Die für die A-Bank so erhaltene Steuerstromstärke ist eine Steuerstromstärke, die so korrigiert wurde, dass sie das Ansprechverhalten (Nockenwellenversetzungsgeschwindigkeit) der Ventilzeitgebungssteuerung für die A-Bank um eine Betrag entsprechend der Ansprechverzögerung beschleunigt, die durch die Last der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 hervorgerufen wird. In Folge dessen werden das Ansprechverhalten der Ventilzeitgebungssteuerung der beiden Bänke A und B einander angeglichen, wie dies in der 5(b) gezeigt ist.
Als nächstes werden die Prozessinhalte von Routinen beschrieben, die bei der vorstehend beschriebenen Ventilzeitgebungssteuerung ausgeführt werden. Der Mikrocomputer 48 führt diese Routinen aus.
Die 8 zeigt eine Hauptroutine. Der Mikrocomputer 48 führt eine B-Banksteuerung 100 als eine B-Banksteuereinrichtung 46b aus und eine A-Banksteuerung 200 als eine A-Banksteuereinrichtung aus.
Eine B-Banksteuerstromstärkenberechnungsroutine 100, die in der 9 gezeigt ist, wird für jeweilige Kurbelwinkel (z. B. alle 120 °CA bei einer Sechszylinderkraftmaschine) während des Betriebs der Kraftmaschine wiederholt ausgeführt. Zunächst werden bei schritten 110 und 111 sowohl die Soll-Versetzung VTT und ein tatsächlicher Versetzungswinkel VTB eingegeben, und dann wird bei dem nächsten Schritt 112 eine Abweichung PT zwischen diesen beiden berechnet. PT = VTT – VTB
Danach schreitet der Verarbeitungsfluss zu einem Schritt 113 weiter, um eine tatsächlichen Versetzungswinkeländerungsbetrag PT zu berechnen (eine zu der Nockenwellenversetzungsgeschwindigkeit proportionale Information) für den jeweiligen vorbestimmten Kurbelwinkel (Abtastintervall) folgender Maßen zu berechnen: DT = VTB – VTB(i – 1) wobei VTB(i – 1) eine beim letzten mal abgetasteten tatsächlichen Versetzungswinkel darstellt.
Dann wird bei dem nächsten Schritt 114 eine P-Verstärkungsberechnungssubroutine gemäß der 11 ausgeführt, die später beschrieben wird, um eine P-Verstärkung PG zu berechnen, und dann schreitet der Verarbeitungsfluss zu einem Schritt 115 weiter, bei dem eine später beschriebene D-Verstärkungsberechnungssubroutine gemäß der 12 ausgeführt wird, um eine D-Verstärkung DG zu berechnen.
Dann schreitet der Verarbeitungsfluss zu einem Schritt 116 weiter, bei dem eine P-Thermkorrekturgröße (PT × PG), die durch Multiplizieren der Versetzungswinkelabweichung PT mit der P-Verstärkung PG erhalten wird, und eine D-Thermkorrekturgröße (DT × DG) die durch Multiplizieren des tatsächlichen Versetzungswinkeländerungsbetrages DT mit der D-Verstärkung DG erhalten wird, miteinander addiert, um einen Regelungskorrekturbetrag FD zu bestimmen. Die Korrekturstromstärke ICb wird unter Verwendung einer Regelungskorrekturbetrags-/Stromstärke-Umwandlungstabelle bestimmt, die in der 10 gezeigt ist FD = PT × PG + DT × DG ICb ← FD
Die in der 10 gezeigte Regelungskorrekturbetrags-/Stromstärke-Umwandlungstabelle wird aus Daten festgelegt, die durch Messen einer Beziehung zwischen einer Stromstärke des linearen Solenoiden 64b und einer tatsächlichen Ventilzeitgebungsänderungsgeschwindigkeit (tatsächliche Nockenwellenversetzungsgeschwindigkeit) erhalten wird, wobei diese Beziehung im voraus bestimmt wird.
Danach schreitet der Verarbeitungsfluss zu einem Schritt 117 weiter, bei dem die Korrekturstromstärke ICb der Haltestromstärke IHb addiert wird, um eine Steuerstromstärke Ib der B-Bank zu bestimmen. Ib = ICb + IHb
Die Einzelheiten bei dem Schritt 114 gemäß der 9 sind in der 11 dargestellt. Zunächst wird bei einem Schritt 120 eine Abbildung der Haupt-P-Verstärkung PBAS sowohl unter Verwendung der Versetzungswinkelabweichung PT als auch der Kraftmaschinendrehzahl NE als Parameter gewonnen, um eine Haupt-P-Verstärkung PBAS entsprechend der gegenwärtigen Versetzungswinkelabweichung PT und der gegenwärtigen Kraftmaschinendrehzahl NE zu berechnen. Die Abbildung der Haupt-P-Verstärkung PBAS wird im Voraus durch Experimente oder Simulationen vorbereitet, und sie wird dann in einen ROM des Mikrocomputers 48 gespeichert.
Nachfolgend schreitet der Verarbeitungsfluss zu einem Schritt 121 weiter, bei dem eine Tabelle von Öltemperaturkorrekturkoeffizienten PCMP unter Verwendung der Öltemperatur OLT als ein Parameter gewonnen wird, um eine Öltemperaturkorrekturkoeffizienten entsprechend der gegenwärtigen Öltemperatur zu berechnen. Der Grund, warum dieser Öltemperaturkorrekturkoeffizient PCMP verwendet wird, liegt in den Charakteristika des Hydrauliköldrucks, der als eine Antriebskraft der Phasendifferenzeinstellvorrichtungen 40a und 40b verwendet wird. Insbesondere ändert sich die Viskosität des Hydrauliköls in Abhängigkeit von der Temperatur des Öls mit einer daraus resultierenden Änderung des Ansprechverhaltens der Phasendifferenzeinstellvorrichtungen 40a und 40b oder einer Änderung des Betrags des Ölaustrittsdruckes, und die Temperatur der Phasendifferenzeinstellvorrichtungen 40a und 40b, die sich in Abhängigkeit von der Temperatur des Öls ändert, ruft eine Änderung des Reibungsverlustes hervor. Die Tabelle des Öltemperaturkorrekturkoeffizienten PCMP wird ebenfalls im Voraus experimentell oder durch Simulationen erstellt, und sie wird in dem ROM des Mikrocomputers gespeichert.
Dann wird bei dem nächsten Schritt 122 die Haupt-P-Verstärkung PBAS mit dem Öltemperaturkorrekturkoeffizienten PCMP multipliziert, um eine endgültige P-Verstärkung PG zu bestimmen. PG = PBAS × PCMP
Die Einzelheiten bei dem Schritt 115 gemäß der 9 sind in der 12 dargestellt. Zunächst wird bei einem Schritt 130 eine Abbildung einer Haupt-D-Verstärkung DBAS sowohl unter Verwendung des tatsächlichen Versetzungswinkeländerungsbetrages DT als auch der Kraftmaschinendrehzahl NE als Parameter gewonnen, um eine Haupt-D-Verstärkung DBAS entsprechend dem gegenwärtigen tatsächlichen Versetzungswinkeländerungsbetrag und der gegenwärtigen Kraftmaschinendrehzahl NE zu berechnen. Diese Abbildung der Haupt-D-Verstärkung DBAS wird im Voraus experimentell oder durch Simulationen erstellt, und sie wird dann in dem ROM des Mikrocomputers 48 gespeichert.
Danach schreitet der Verarbeitungsfluss zu einem Schritt 131 weiter, bei dem eine Tabelle von Öltemperaturkorrekturkoeffizienten DCMP unter Verwendung der Öltemperatur OLT als ein Parameter gewonnen wird, um eine Öltemperaturkorrekturkoeffizienten DCMP entsprechend der gegenwärtigen Öltemperatur zu berechnen. Diese Tabelle des Öltemperaturkorrekturkoeffizienten DCMP wird ebenfalls im Voraus experimentell oder durch Simulationen erstellt, und sie wird dann in dem ROM des Mikrocomputers gespeichert.
Dann wird bei dem nächsten Schritt 132 die Haupt-D-Verstärkung DBAS mit dem Öltemperaturkorrekturkoeffizienten DCMP multipliziert, um eine endgültige D-Verstärkung DG zu bestimmen. DG = DBAS × DCMP
Eine in der 13 gezeigte A-Banksteuerstromstärkenberechnungsroutine wird bei einem jeweiligem vorbestimmten Kurbelwinkel (zum Beispiel alle 120 °CA bei einer Sechszylinderkraftmaschine) während des Betriebs der Kraftmaschine wiederholt ausgeführt. Die Verarbeitungen der Schritte 210–215 sind die selben wie die Verarbeitungen bei den Schritten 110–115 gemäß der 9.
Danach schreitet der Verarbeitungsfluss zu einem Schritt 216 weiter, bei dem eine in der 14 gezeigte P-Verstärkungslastkorrekturkoeffizientenberechnungsroutine ausgeführt wird, um einen P-Verstärkungslastkorrekturkoeffizienten FPMPP zum Korrigieren der P-Verstärkung PG der Last der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 (eine durch die Last induzierte Ansprechverzögerung) zu berechnen. Dabei werden die Kraftstoffeinspritzmenge (eine zu der in die Hochdruckkraftstoffpumpe 19 gesaugte Kraftstoffmenge proportionale Information), die Öltemperatur OLT und die Kraftmaschinendrehzahl NE als Informationen zum schätzen einer Last der Pumpe 19 verwendet, um den P-Verstärkungslastkorrekturkoeffizienten FPMPP aus einer Abbildung oder dergleichen gemäß den Informationen zu berechnen.
Bei diesem ersten Ausführungsbeispiel wird die zweidimensionale Abbildung der P-Verstärkungslastkorrekturkoeffizienten FPMPP unter Verwendung der Kraftstoffeinspritzmenge und der Öltemperatur OLT im Voraus für eine Vielzahl von bestimmten Kraftmaschinendrehzahlen NE vorbereitet, und sie wird dann in dem ROM des Mikrocomputers 48 gespeichert. Zwei Abbildungen in der Nähe der gegenwärtigen Kraftmaschinendrehzahl NE werden gewonnen, um zwei P-Verstärkungslastkorrekturkoeffizienten FPMPP zu berechnen. Dann wird eine lineare Interpolation zwischen den beiden durchgeführt, um einen endgültigen P-Verstärkungslastkorrekturkoeffizienten FPMPP zu bestimmen. Es kann eine dreidimensionale Abbildung unter Verwendung der Kraftstoffeinspritzmenge Q, der Öltemperatur OLT und der Kraftmaschinendrehzahl NE als Parameter übernommen werden. Die Kühlwassertemperatur WTT kann anstelle der Öltemperatur OLT verwendet werden. Des Weiteren kann ein P-Verstärkungslastkorrekturkoeffizient FPMPP auf der Grundlage von ausschließlich zwei oder ausschließlich einem von der Kraftstoffeinspritzmenge, der Öltemperatur (oder der Kühlwassertemperatur) und der Kraftstoffmaschinendrehzahl NE berechnet werden.
Bei einem Schritt 217 wird eine in der 15 gezeigte D-Verstärkungslastkorrekturkoeffizientenberechnungssubroutine ausgeführt, um einen D-Verstärkungslastkorrekturkoeffizienten FPMPD zum Korrigieren der D-Verstärkung DG gemäß der der Last der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 (eine durch die Last induzierte Ansprechverzögerung) zu berechnen. Dabei werden die Kraftstoffeinspritzmenge Q, die Öltemperatur OLT und die Kraftmaschinendrehzahl NE als Informationen zu schätzen einer Last der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 verwendet, um eine D-Verstärkungslastkorrekturkoeffizienten FPMPD aus einer Abbildung oder dergleichen gemäß den Informationen zu berechnen. FPMPD wird durch das selbe Verfahren wie bei dem Schritt 216 berechnet.
Bei einem Schritt 218 werden eine P-Thermkorrekturbetrag (PT × PG × FPMPP), der durch Multiplizieren der Versetzungswinkelabweichung PT sowohl mit der P-Verstärkung PG als auch dem P-Verstärkungslastkorrekturkoeffizienten FPMPP erhalten wird, und ein D-Thermkorrekturbetrag (DT × DG × FPMPD), der durch Multiplizieren des tatsächlichen Versetzungswinkeländerungsbetrag sowohl durch die D-Verstärkung DG als auch durch den D-Verstärkungslastkorrekturkoeffizienten FPMPD erhalten wird, miteinander addiert, um einen Regelungskorrekturbetrag FD zu bestimmen. Eine Korrekturstromsstärke ICa wird unter Verwendung einer Regelungskorrekturbetrags-/Stromstärke-Umwandlungstabelle gemäß der 10 bestimmt. FD = PT × PG × FPMPP + DT × DG × FPMPD ICa ← FD
Dann schreitet der Verarbeitungsfluss zu einem Schritt 219 weiter, bei dem die Korrekturstromstärke ICa zu der Haltestromstärke IHa addiert wird, um so eine Steuerstromstärke Ia für die A-Bank zu bestimmen. Ia = ICa + IHa
Als Nächstes wird eine Verfahren zum Korrigieren einer Ansprechverzögerung der Ventilzeitgebungssteuerung, die durch die Last der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 hervorgerufen wird, unter Bezugnahme auf die 16 oder 17 beschrieben, wobei die P-Thermkorrektur ein Beispiel darstellt. Je größer die Last (Kraftstoffeinspritzmenge) der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 ist, desto langsamer ist das Ansprechverhalten einer Nockenwellenversetzung. Wenn zum Beispiel die Last der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 Null beträgt, dann beträgt das Ansprechverhalten einer Nockenwellenversetzung von 90% (die Zeit die zum Erreichen von 90% eines Punktes des Soll-Nockenwellenversetzungswinkels von dem gegenwärtigen Nockenwellenversetzungswinkel erforderlich ist) in etwa 0,7 sec. Bei einer Erhöhung der Last der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 wird das Ansprechverhalten bei der Nockenwellenversetzung von 90% jedoch auf ungefähr 1,2 sec verlangsamt, sofern keine Korrektur bezüglich der Lasterhöhung durchgeführt wird (wie bei dem Stand der Technik). Bei dem Stand der Technik wird daher das Ansprechverhalten (Ansprechverhalten der Ventilzeitgebungssteuerung) der A-Bank ziemlich langsam verglichen mit der B-Bank, wie dies durch gestrichelte Linien in der 17 angegeben ist, und bei einem Übergangsbetrieb bei dem eine plötzliche Änderung des Soll-Versetzungswinkels auftritt kommt es zu einer Instabilität der internen EGR-Menge und einer Frischgemischladungseffizienz des zwischen beiden Bänken A und B, wodurch derartige Probleme wie zum Beispiel eine Momentenänderung und die Verschlechterung des Fahrverhaltens auftreten
Gemäß der Festlegung (FPMPP ≥ 1), die bei diesem ersten Ausführungsbeispiel angesichts der vorstehend erwähnten Probleme übernommen wurde, wird der P-Verstärkungslastkorrekturkoeffizient FPMPP zum Korrigieren einer durch die Lst hervorgerufenen Ansprechverzögerung umso größer, je größer die Last der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 ist. Des Weiteren wird der Steuerstrom Ia so korrigiert, dass er sich entsprechend dem P-Verstärkungslastkorrekturkoeffizienten FPMPP erhöht, wodurch es möglich ist das Ventilzeitgebungsansprechverhalten zu beschleunigen. Somit ist es möglich ein im wesentlichen gleiches Ansprechverhalten wie bei einer Nulllast zu erhalten, auch wenn eine Last der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 vorhanden ist. In Folge dessen ist es möglich, ein langsames Ansprechverhalten der A-Bank an ein schnelles Ansprechverhalten der B-Bank anzupassen und dadurch beide Ansprechverhalten der Bank anzugleichen, auch wenn eine große Differenz zwischen dem Lastmoment der Eingabenockenwelle 4a der A-Bank und dem Lastmoment der Eingabenockenwelle 4b der B-Bank vorhanden ist. Somit ist es möglich, die Probleme der Momentenänderung und der Verschlechterung des Fahrverhaltens bei einem Übergangsbetrieb zu lösen.
(Zweites Ausführungsbeispiel)
Bei dem vorstehend beschriebenen ersten Ausführungsbeispiel wird das langsame Ansprechverhalten seitens der A-Bank mit dem schnellen Ansprechverhalten seitens der B-Bank in Übereinstimmung gebracht, aber bei dem System, bei dem die Phasendifferenzeinstellvorrichtungen in der Nähe ihrer Funktionsgrenzen betrieben werden, um eine Ventilzeitgebungssteuerung durchzuführen, kann es manchmal vorkommen, dass es keine Funktionsbereiche gibt, um ein langsames Ansprechverhalten mit einem schnellen Ansprechverhalten in Übereinstimmung zu bringen.
Angesichts dieses Umstandes wird gemäß einem zweiten Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung, das in den 18 und 19 dargestellt ist, eine Korrektur derart durchgeführt, dass das schnelle Ansprechverhalten seitens der B-Bank mit dem langsamen Ansprechverhalten seitens der A-Bank in Übereinstimmung gebracht wird. Um diese Korrektur zu implementieren, wird bei dem zweiten Ausführungsbeispiel ein derartiger Aufbau übernommen, der in der 19 gezeigt ist. Die Steuereinrichtung 46b für die B-Bank hat eine zusätzliche Funktion zum Berechnen einer Pumpenlastkorrekturverstärkung zum Korrigieren einer Ansprechdifferenz auf der Grundlage der Last der Hochdruckkraftstoffpumpe 19, und bezüglich der A-Bank wird keine Pumpenlastkorrekturverstärkung berechnet.
In diesem Fall wird eine Festlegung (FPMPP ≤ 1) so festgelegt, dass der P-Verstärkungslastkorrekturkoeffizient FPMPP für die B-Bank zum Korrigieren einer durch die Last induzierten Ansprechdifferenz um so kleiner ist, desto höher die Last der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 ist. Die Steuerstromstärke der B-Bank wird so korrigiert, dass sie sich gemäß dem P-Verstärkungslastkorrekturkoeffizienten FPMPP verringert, wodurch es möglich ist, dass schnelle Ansprechverhalten seitens der B-Bank an das langsame Ansprechverhalten seitens der A-Bank anzupassen und dadurch beide Ansprechverhalten der Bänke einander anzugleichen. In Folge dessen ist es möglich, beide Ansprechverhalten der Bänke innerhalb einer Spanne anzugleichen und somit derartige Probleme wie zum Beispiel die Momentenänderung und die Verschlechterung des Fahrverhaltens bei einem Übergangsbetrieb zu lösen, auch bei einem System, bei dem die Phasendifferenzeinstellvorrichtungen 40a und 40b in der Nähe ihrer Funktionsgrenzen zum Durchführen einer Ventilzeitgebungssteuerung betrieben werden.
Ein drittes Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung wird nachfolgend unter Bezugnahme auf die 20 beschrieben. Ähnlich wie bei dem ersten Ausführungsbeispiel ist dieses dritte Ausführungsbeispiel ein konkretes Beispiel der Erfindung, bei dem das langsame Ansprechverhalten der A-Bank mit dem schnellen Ansprechverhalten der B-Bank in Übereinstimmung gebracht wird, sofern ein hierfür übernommenes Verfahren bei diesem Ausführungsbeispiel anders als bei dem ersten Ausführungsbeispiel ist.
Das Ansprechverhalten ändert sich in Abhängigkeit von Änderungen bei der Systemherstellung, von langfristigen Änderungen der Betriebscharakteristik und Betriebszuständen. Eine Änderung des Ansprechverhaltens auf der Grundlage eines Betriebszustands kann durch die Pumpenlastkorrekturverstärkung wiedergegeben werden, aber bezüglich Änderungen bei der Systemherstellung und langfristigen Änderungen der Betriebscharakteristik können sie eine Differenz des Ansprechverhaltens zwischen beiden Bänken hervorrufen, da sie nicht durch die Pumpenlastkorrekturverstärkung wiedergegeben werden können.
Bei diesem dritten Ausführungsbeispiel wird angesichts des vorstehend genannten Umstandes eine Differenz zwischen dem schnellen Ansprechverhalten der B-Bank und dem langsamen Ansprechverhalten der A-Bank erfasst, und das langsame Ansprechverhalten der A-Bank wird so korrigiert, dass sie um einen Betrag entsprechend dem erfassten langsamen Betrag beschleunigt wird.
Insbesondere wird eine Funktion zum Berechnen einer Pumpenlastkorrekturverstärkung zum Korrigieren einer durch die Last der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 induzierten Ansprechverzögerung zu der A-Bank addiert, an der die Last der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 wirkt. Eine Abweichung zwischen den tatsächlichen Versetzungswinkeln VTA und VTB bei den Bänken A bzw. B wird als eine P-Termabweichung und als eine P-Termkorrekturverstärkung auf der Grundlage der P-Termabweichung berechnet. Des Weiteren wird eine Abweichung zwischen den Nockenwellenversetzungsgeschwindigkeiten (de/dt) der Bänke A bzw. B als eine D-Termabweichung und eine D-Termkorrekturverstärkung auf der Grundlage der D-Termabweichung berechnet. Die anderen Funktionen außer dieser Funktion sind gleich wie bei dem ersten Ausführungsbeispiel.
Bei diesem vorstehend beschriebenen dritten Ausführungsbeispiel wird eine durch die Last induzierte Ansprechverzögerung (sowohl die P- als auch die D-Termabweichung) erfasst, und eine Korrektur wird so durchgeführt, dass das langsame Ansprechverhalten der A-Bank um einen Betrag entsprechend dieser Ansprechverzögerung beschleunigt wird. Somit wird eine Ansprechverzögerung einschließlich ihres Einflusses erfasst, und es ist möglich, die Ansprechverzögerung zu korrigieren, wodurch eine stabile Ansprechkorrektursteuerung ermöglicht wird, die nicht durch Änderungen der Systemherstellung oder durch langfristige Änderungen der Betriebscharakteristika beeinflusst sind, auch falls Änderungen bei der Systemherstellung oder langfristige Änderungen der Betriebscharakteristik auftreten.
Bei dem System, bei dem eine Ventilzeitgebungssteuerung durch einen Betrieb der Phasendifferenzeinstellvorrichtungen 40a und 40b in der Nähe ihrer Funktionsgrenzen durchgeführt wird, wie dies bei dem zweiten Ausführungsbeispiel erklärt wurde, kann ein Fall auftreten, bei dem es keine Funktionsspanne zum Anpassen eines langsamen Ansprechverhaltens auf ein schnelles Ansprechverhalten gibt. Wie bei dem zweiten Ausführungsbeispiel ist es vorzuziehen, die Verzögerungskorrektur so durchzuführen, dass das schnelle Ansprechverhalten der B-Bank an das langsame Ansprechverhalten der A-Bank in Übereinstimmung gebracht wird.
Somit wird bei den vorstehend beschriebenen ersten bis dritten Ausführungsbeispiel das Ansprechverhalten der einen Bank mit dem Ansprechverhalten der anderen Bank in Übereinstimmung gebracht. Bei einem vierten Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung, das in den 21 und 22 dargestellt ist, wird jedoch ein mittleres Ansprechverhalten zwischen den beiden Ansprechverhalten der Bänke A und B angenommen. Eine Steuerstromstärke Ia der A-Bank mit langsamen Ansprechverhalten wird einer Inkrementalkorrektur ausgesetzt, um so das Ansprechverhalten der A-Bank um einen Betrag entsprechend einer Phasenverschiebung von dem mittleren Ansprechverhalten zu beschleunigen, und eine Steuerstromstärke Ib der B-Bank mit dem schnellen Ansprechverhalten wird einer Dekrementalkorrektur ausgesetzt, um so das Ansprechverhalten der B-Bank um einen Betrag entsprechend einer Phasenverschiebung von dem mittleren Ansprechverhalten zu verzögern. Gemäß dem bei dem vierten Ausführungsbeispiel zum implementieren dieser Korrekturen übernommenen Aufbau wird eine Funktion zum Berechnen einer Pumpenlastkorrekturverstärkung zu beiden Bänken A und B hinzugefügt, wie dies in der 22 gezeigt ist.
Dieser Aufbau ist dahingehend vorteilhaft, dass das Ansprechverhalten der Ventilzeitgebungssteuerung der beiden Bänke A und B angepasst werden kann, während eine Reduzierung des Korrekturbetrages für die Steuerstromstärke durchgeführt wird.
Nachfolgend wird ein fünftes Ausführungsbeispiel beschrieben, bei dem die Erfindung angewendet wird.
Die 23 zeigt eine Blockdarstellung des Aufbaus einer Kraftmaschine 1 gemäß diesem fünften Ausführungsbeispiel. Bei diesem fünften Ausführungsbeispiel haben eine durch eine Einlassnockenwelle 4a angetriebene Vorrichtung und eine durch eine Einlassnockenwelle 4b angetriebene Vorrichtung den gleichen Aufbau und sie erzeugen annähernd die gleichen Lasten.
Bei einer A-Bank ist eine Kraftstoffeinspritzpumpe 20a für die A-Bank als eine angetriebene Vorrichtung vorgesehen. Die Kraftstoffeinspritzpumpe 20a wird durch die Einlassnockenwelle 4a aktiviert. Kraftstoff, der durch die Kraftstoffeinspritzpumpe 20a mit Druck beaufschlagt wird, tritt durch ein Kraftstoffrohr 19a hindurch und wird zu einer Einspritzvorrichtung 21a gefördert. Bei der B-Bank ist eine Kraftstoffeinspritzpumpe 20b für die B-Bank als eine angetriebene Vorrichtung vorgesehen. Die Kraftstoffeinspritzpumpe 20b wird durch die Einlassnockenwelle 4b aktiviert. Kraftstoff, der durch die Kraftstoffeinspritzpumpe 20b mit Druck beaufschlagt wird, tritt durch ein Kraftstoffrohr 19b hindurch und wird zu einer Einspritzvorrichtung 21b gefördert. Die Kraftstoffeinspritzpumpen 20a und 20b haben dasselbe Volumen. Gemäß diesem Ausführungsbeispiel wird eine Differenz zwischen dem Ansprechverhalten der Ventilzeitgebungssteuerung der A-Bank und der B-Bank unterdrückt.
Wie dies in der 24 gezeigt ist, bildet eine Steuervorrichtung 46 eine Steuereinrichtung 46a für die A-Bank und eine Steuereinrichtung 46b für die B-Bank. Beide Steuereinrichtungen 46a und 46b haben den gleichen Aufbau.
Bei dem in der 23 gezeigten Aufbau kann der in den 6, 19, 20 oder 22 gezeigte Aufbau für die Steuervorrichtung 46 übernommen werden, wodurch eine Ansprechdifferenz noch weiter verringert werden kann.
Der Aufbau von diesem fünften Ausführungsbeispiel kann durch einen Aufbau ersetzt werden, bei dem eine Kraftstoffeinspritzpumpe durch eine Nockenwelle 4a alleine aktiviert wird, und bei dem eine Vorrichtung, die eine annähernd gleiche Last wie die Last der Kraftstoffeinspritzpumpe erzeugt, durch die andere Nockenwelle 4b angetrieben werden. Des Weiteren können anstelle der bei dem fünften Ausführungsbeispiel verwendeten Kraftstoffeinspritzpumpen andere Vorrichtungen in den jeweiligen Bänken angeordnet werden. Als Beispiele von den Vorrichtungen, die eine Last entsprechend der Last der jeweiligen Kraftstoffeinspritzpumpe oder der Vorrichtungen erzeugen, die als Ersatz für die Kraftstoffeinspritzpumpen verwendbar sind, seien eine Unterdruckpumpe zum Erhalten eines Unterdrucks für eine Bremsverstärkervorrichtung, eine Wasserpumpe und eine Ölpumpe für eine Servolenksteuerung genannt. Des Weiteren können verschiedene Vorrichtungen in einer Bank angeordnet sein, so dass die Gesamtlast von ihnen an der Nockenwelle zu der Last der Vorrichtung passt, die an der anderen Bank angeordnet ist.
Bei dem ersten bis fünften Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung, die bei der Ventilzeitgebungssteuerung für die Einlassventile angewendet werden, ist die Erfindung ebenfalls auf eine Ventilzeitgebungssteuerung für die Auslassventile anwendbar.
Auch wenn bei dem vorstehend beschriebenen ersten bis fünften Ausführungsbeispiel ein Hydraulikaktuator als eine Leistungsquelle für die Phasendifferenzeinstellvorrichtungen 40a und 40b verwendet wird, so kann ein Elektroaktuator für den selben Zweck verwendet werden. In diesem Fall kann zumindest die elektrische Spannung der Batterie, die den Elektroaktuator mit elektrischer Leistung versorgt, die Temperatur des Kühlwassers oder eine hiermit korrelierende physikalische Größe als die Informationen zum Schätzen einer Last der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 oder einer durch die Last induzierten Ansprechverzögerung verwendet werden.
Und zwar ändert sich die Antriebskraft des Elektroaktuators in Abhängigkeit von der elektrischen Spannung der Batterie; des Weiteren gibt es eine Wechselwirkung zwischen der Temperatur des Kühlwassers und der Temperatur des Elektroaktuators, und ein Innenwiderstands der Wicklungen ändert sich zum Beispiel in Abhängigkeit von der Temperatur des Elektroaktuators, woraus folglich eine Änderung der Antriebskraft des Aktuators resultiert. Die Temperatur des Kühlwassers und die Temperatur der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 haben ebenfalls eine Wechselwirkung miteinander. Und zwar ändert sich zum Beispiel ein Reibungsverlust der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 in Abhängigkeit von der Temperatur der Hochdruckkraftstoffpumpe 19, worauf eine Änderung ihrer Last resultiert. Somit sind bei dem System unter Verwendung eines Elektroaktuators die elektrische Spannung der Batterie, die Kühlwassertemperatur und eine hiermit korrelierende physikalische Größe allesamt als die Informationen zum Schätzen einer Last der Hochdruckkraftstoffpumpe 19 oder einer durch die Last induzierten Ansprechverzögerung verwendbar, und aus diesen Informationen ist es möglich, eine Pumpenlastkorrekturverstärkung mit hoher Genauigkeit festzulegen.
Außerdem ist die Last zum Verzögern des Ansprechverhaltens der Ventilzeitgebungssteuerung nicht auf die Lasten der Hochdruckkraftstoffpumpen 19, 20a und 20b beschränkt, sondern sie kann eine Last von irgendeiner anderen angetriebenen Vorrichtung sein. Die vorliegende Erfindung ist nicht nur auf die V-Kraftmaschine anwendbar, sondern auch auf verschiedene andere Bauarten von Kraftmaschinen, die mehrere Bänke (Zylindersätze) aufweisen, zum Beispiel eine horizontal entgegengesetzt aufgebaute Kraftmaschine. Des Weiteren ist das Kraftstoffeinspritzverfahren nicht auf das Direkteinspritzverfahren beschränkt, sondern es kann ein Ansaug-Einspritz-Verfahren sein.
Des Weiteren können die Phasendifferenzeinstellvorrichtungen 40a und 40b als Vorrichtungen zum Einstellen einer Betriebscharakteristik der Ventile durch Vorrichtungen ersetzt werden, die die Hubgrößen der Ventile einstellen, oder durch Vorrichtungen, die sowohl die Ventilzeitgebung als auch die Hubgrößen der Ventile einstellen.
Eine Kraftmaschine hat eine erste Nockenwelle 4a und eine zweite Nockenwelle 4b. Die erste Nockenwelle hat eine erste Einstelleinrichtung 40a zum Ändern einer Betriebscharakteristik von Ventilen. Die zweite Nockenwelle hat eine zweite Einstelleinrichtung 40b zum Ändern einer Betriebscharakteristik von Ventilen. Eine Kraftstoffpumpe 19 wird ausschließlich durch die erste Nockenwelle 4a angetrieben. Die durch die Kraftstoffpumpe hervorgerufenen Lastdifferenz ändert die Ansprechgeschwindigkeit zum Ändern der Betriebscharakteristika der Ventile. Eine Steuervorrichtung 46 korrigiert Regelgrößen von zumindest der ersten Einstelleinrichtung 40a oder der zweiten Einstelleinrichtung 40b, um die Differenz der Ansprechgeschwindigkeit zu unterdrücken. Alternativ können sowohl die erste als auch die zweite Nockenwelle 4a, 4b Kraftstoffpumpen 20a, 20b antreiben. In diesem Fall ist die Korrektur durch die Steuervorrichtung 46 nicht wesentlich.

Claims

Ventilsteuersystem für eine Brennkraftmaschine (1), mit: einer ersten Einstelleinrichtung (40a) zum Einstellen einer Betriebscharakteristik von zumindest einem Einlassventil oder einem Auslassventil, wobei die erste Einstelleinrichtung (40a) an einer ersten Nockenwelle (4a) angebracht ist, die zumindest das Einlassventil oder das Auslassventil betätigt; einer zweiten Einstelleinrichtung (40b) zum Einstellen einer Betriebscharakteristik von zumindest einem Einlassventil oder einem Auslassventil, wobei die zweite Einstelleinrichtung (40b) an einer zweiten Nockenwelle (4b) angebracht ist, die zumindest das Einlassventil oder das Auslassventil betätigt; einer Steuereinrichtung (46) zum Steuern der ersten und der zweiten Einstelleinrichtung; und einer Korrektureinrichtung (46a, 46b), die eine durch die Steuereinrichtung verwendete Steuercharakteristik so korrigiert, dass sich eine Differenz zwischen dem Ansprechverhalten der Steuerung, die durch die Steuereinrichtung und die erste Einstelleinrichtung bewirkt wird, und dem Ansprechverhalten der Steuerung verringert, die durch die Steuereinrichtung und die zweite Einstelleinrichtung bewirkt wird, wobei die Brennkraftmaschine eine erste Zylindergruppe (A), eine zweite Zylindergruppe (B) und eine Vorrichtung (19) aufweist, die durch die erste Nockenwelle angetrieben wird und auf die erste Nockenwelle eine Last aufbringt, die größer ist als eine auf die zweite Nockenwelle aufgebrachte Last, und wobei zumindest Einlassventile oder Auslassventile der ersten Zylindergruppe durch die erste Nockenwelle betätigt werden und zumindest Einlassventile oder Auslassventile der zweiten Zylindergruppe durch die zweite Nockenwelle betätigt werden; die erste Einstelleinrichtung eine erste Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung (40a) ist, die eine Drehphase der ersten Nockenwelle sowohl in einer Vorrückungsrichtung als auch in einer Verzögerungsrichtung einstellt; die zweite Einstelleinrichtung eine zweite Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung (40b) ist, die eine Drehphase der zweiten Nockenwelle sowohl in einer Vorrückungsrichtung als auch in einer Verzögerungsrichtung einstellt; die Steuereinrichtung erste Regelgrößen für die erste Einstelleinrichtung so festlegt, dass eine tatsächliche Ventilzeitgebung bei der ersten Zylindergruppe mit einer Soll-Ventilzeitgebung zusammenfällt, und zweite Regelgrößen für die zweite Einstelleinrichtung so festgelegt, dass eine tatsächliche Ventilzeitgebung bei der zweiten Zylindergruppe mit einer Soll-Ventilzeitgebung zusammenfällt; und die Korrektureinrichtung zumindest die ersten Regelgrößen oder die zweiten Regelgrößen so korrigiert, dass das Ansprechverhalten bei einer ersten Ventilzeitgebungssteuerung, die sowohl durch die Steuereinrichtung als auch durch die erste Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung bewirkt wird, mit dem Ansprechverhalten bei einer zweiten Ventilzeitgebungssteuerung zusammenfällt, die sowohl durch die Steuereinrichtung als auch durch die zweite Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung bewirkt wird, während eine Ansprechverzögerung berücksichtigt wird, die durch die Last hervorgerufen wird, welche auf die erste Nockenwelle durch die Vorrichtung aufgebracht wird.
Ventilsteuersystem gemäß Anspruch 1, wobei die Korrektureinrichtung die Regelgrößen für die erste Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung so korrigiert, dass das Ansprechverhalten der ersten Ventilzeitgebungssteuerung um einen Betrag entsprechend einer Ansprechverzögerung auf der Grundlage der Last von der Vorrichtung beschleunigt wird.
Ventilsteuersystem gemäß Anspruch 1, wobei die Korrektureinrichtung die Regelgrößen für die zweite Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung so korrigiert, dass das Ansprechverhalten bei der zweiten Ventilzeitgebungssteuerung um einen Betrag entsprechend einer Ansprechverzögerung auf der Grundlage der Last von der Vorrichtung verlangsamt wird.
Ventilsteuersystem gemäß Anspruch 1, wobei die Korrektureinrichtung ein mittleres Ansprechverhalten zwischen dem Ansprechverhalten bei der ersten Ventilzeitgebungssteuerung und dem Ansprechverhalten bei der zweiten Ventilzeitgebungssteuerung einrichtet, die Regelgrößen für die erste Ventileinstelleinrichtung so korrigiert, dass das Ansprechverhalten bei der ersten Ventilzeitgebungssteuerung um einen Betrag entsprechend einer Phasenverschiebung von dem mittleren Ansprechverhalten beschleunigt wird, und die Regelgrößen für die zweite Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung so korrigiert, dass das Ansprechverhalten der zweiten Ventilzeitgebungssteuerung um einen Betrag entsprechend einer Phasenverschiebung von dem mittleren Ansprechverhalten verlangsamt wird.
Ventilsteuersystem gemäß einem der Ansprüche 1 bis 4, wobei die Korrektureinrichtung zumindest eine Kraftmaschinendrehzahl, einen Kraftmaschinenlastzustand oder den Zustand einer Leistungsquelle der Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung als Informationen zum Schätzen einer Last von der Vorrichtung oder einer Ansprechverzögerung auf der Grundlage der Last verwendet und einen Korrekturbetrag gemäß den Informationen festlegt.
Ventilsteuersystem gemäß Anspruch 5, wobei: ein Hydraulikaktuator als die Leistungsquelle der Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung verwendet wird; und die Korrektureinrichtung zumindest eine Temperatur eines Hydrauliköls des Hydraulikaktuators, eine Temperatur eines Kühlmittels oder eine hiermit korrelierende physikalische Größe als die Informationen zum Schätzen einer Last der Vorrichtung oder einer Ansprechverzögerung auf der Grundlage der Last verwendet.
Ventilsteuersystem gemäß Anspruch 5, wobei ein Elektroaktuator als die Leistungsquelle der Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung verwendet wird; und die Korrektureinrichtung zumindest eine elektrische Spannung einer Batterie, die dem Elektroaktuator die elektrische Leistung zuführt, eine Temperatur eines Kühlmittels oder eine hiermit korrelierende physikalische Größe als die Informationen zum Schätzen einer Last der Vorrichtung oder einer Ansprechverzögerung auf der Grundlage der Last verwendet.
Ventilsteuersystem gemäß einem der Ansprüche 1 bis 4, wobei die Korrektureinrichtung mit einer Einrichtung zum Erfassen einer Differenz zwischen dem Ansprechverhalten bei der ersten Ventilzeitgebungssteuerung und dem Ansprechverhalten bei der zweiten Ventilzeitgebungssteuerung als eine Ansprechverzögerung auf der Grundlage der Last von der Vorrichtung versehen ist und zumindest eine der ersten oder der zweiten Regelgrößen gemäß der erfassten Ansprechverzögerung korrigiert.
Brennkraftmaschine mit: einer ersten Einstelleinrichtung (40a) zum Einstellen einer Betriebscharakteristik von zumindest einem Einlassventil oder einem Auslassventil, wobei die erste Einstelleinrichtung (40a) an einer ersten Nockenwelle angebracht ist, die zumindest das Einlassventil oder das Auslassventil betätigt; einer zweiten Einstelleinrichtung (40b) zum Einstellen einer Betriebscharakteristik von zumindest einem Einlassventil oder einem Auslassventil, wobei die zweite Einstelleinrichtung (40b) an einer zweiten Nockenwelle angebracht ist, die zumindest das Einlassventil oder das Auslassventil betätigt; einer ersten Vorrichtung (20a), die durch die erste Nockenwelle angetrieben wird; einer zweiten Vorrichtung (20b), die durch die zweite Nockenwelle angetrieben wird; und einer Steuereinrichtung (46) zum Steuern der ersten und der zweiten Einstelleinrichtung, wobei eine auf die erste Nockenwelle durch die erste Vorrichtung aufgebrachte Last und eine auf die zweite Nockenwelle durch die zweite Vorrichtung aufgebrachte Last so festgelegt sind, dass sich eine Differenz zwischen dem Ansprechverhalten der Steuerung, die durch die Steuereinrichtung und die erste Einstelleinrichtung bewirkt wird, und dem Ansprechverhalten der Steuerung verringert, die durch die Steuereinrichtung und die zweite Einstelleinrichtung bewirkt wird.
Brennkraftmaschine gemäß Anspruch 9, des Weiteren mit: einer Korrektureinrichtung, die eine durch die Steuereinrichtung verwendete Steuercharakteristik so korrigiert, dass sich die Differenz zwischen dem Ansprechverhalten der Steuerung, die durch die Steuereinrichtung und die erste Einstelleinrichtung bewirkt wird, und dem Ansprechverhalten der Steuerung verringert, die durch die Steuereinrichtung und die zweite Einstelleinrichtung bewirkt wird.
Brennkraftmaschine gemäß Anspruch 9, wobei: die Brennkraftmaschine eine erste Zylindergruppe (A) und eine zweite Zylindergruppe (B) aufweist, wobei zumindest ein Einlassventil oder ein Auslassventil der ersten Zylindergruppe durch die erste Nockenwelle betätigt wird und zumindest ein Einlassventil oder ein Auslassventil der zweiten Zylindergruppe durch die zweite Nockenwelle betätigt wird; die erste Einstelleinrichtung eine erste Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung (40a) ist, die eine Drehphase der ersten Nockenwelle sowohl in einer Vorrückungsrichtung als auch in einer Verzögerungsrichtung einstellt; die zweite Einstelleinrichtung eine zweite Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung (40b) ist, die eine Drehphase der zweiten Nockenwelle sowohl in einer Vorrückungsrichtung als auch in einer Verzögerungsrichtung einstellt; und die auf die erste Nockenwelle durch die erste Vorrichtung aufgebrachte Last und die auf die zweite Nockenwelle durch die zweite Vorrichtung aufgebrachte Last so festgelegt sind, dass das Ansprechverhalten bei einer ersten Ventilzeitgebungssteuerung, die durch die Steuereinrichtung und die erste Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung bewirkt wird, und das Ansprechverhalten bei einer zweiten Ventilzeitgebungssteuerung, die durch die Steuereinrichtung und die zweite Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung bewirkt wird, im Wesentlichen miteinander übereinstimmen.
Brennkraftmaschine gemäß Anspruch 11, wobei die erste Vorrichtung und die zweite Vorrichtung Hochdruckkraftstoffpumpen mit dem gleichen Volumen sind.
Brennkraftmaschine gemäß Anspruch 11, wobei die erste Vorrichtung eine Hochdruckkraftstoffpumpe ist, die Kraftstoff mit hohem Druck beaufschlagt und den so mit Druck beaufschlagten Kraftstoff auslässt, und wobei die zweite Vorrichtung eine Vorrichtung außer der Hochdruckkraftstoffpumpe ist, die eine Last erzeugt, die nahezu gleich der Last der Hochdruckkraftstoffpumpe ist.
Brennkraftmaschine gemäß einem der Ansprüche 11 bis 13, wobei eine Korrektureinrichtung zum Korrigieren von Regelgrößen für die Ventilzeitgebungseinstelleinrichtung für jede der verschieden Zylindergruppen vorgesehen ist.