EP1423592A1 - Verfahren zur leerlaufregelung einer mehrzylinder-brennkraftmaschine und signalkonditionierungsanordnung hierfür - Google Patents

Verfahren zur leerlaufregelung einer mehrzylinder-brennkraftmaschine und signalkonditionierungsanordnung hierfür

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EP1423592A1
EP1423592A1 EP02797900A EP02797900A EP1423592A1 EP 1423592 A1 EP1423592 A1 EP 1423592A1 EP 02797900 A EP02797900 A EP 02797900A EP 02797900 A EP02797900 A EP 02797900A EP 1423592 A1 EP1423592 A1 EP 1423592A1
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EP
European Patent Office
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cylinder
speed signal
idle
signal
cylinders
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EP02797900A
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Ralf Böhnig
Achim Przymusinski
Christian Stahl
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Siemens AG
Siemens Corp
Original Assignee
Siemens AG
Siemens Corp
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Publication date
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Application granted granted Critical
Publication of EP1423592B1 publication Critical patent/EP1423592B1/de
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    • F02D2200/02—Input parameters for engine control the parameters being related to the engine
    • F02D2200/10—Parameters related to the engine output, e.g. engine torque or engine speed
    • F02D2200/1015—Engines misfires

Definitions

  • the invention relates to a method for regulating the idling operation of a multi-cylinder internal combustion engine, in which the average rotational speed of the internal combustion engine is kept constant in an idling control and in a cylinder compensation control differently delivered torque contributions from the cylinders are adjusted so that all cylinders essentially deliver the same torque.
  • the invention further relates to an arrangement for the signal conditioning arrangement for regulating the idling operation of a multi-cylinder internal combustion engine by means of a cylinder compensation regulator and an idling regulator.
  • the idle operation of a multi-cylinder internal combustion engine is usually regulated.
  • an idling speed controller is provided, which uses a speed signal from the internal combustion engine as a reference variable and keeps the speed of the internal combustion engine constant, regardless of the load, so that even in the event of changes in load, such as are e.g. by switching on an air conditioning system, the internal combustion engine runs at a constant (idle) speed.
  • the idle speed control usually emits a fuel signal that is used by an injection system of the internal combustion engine to allocate fuel to the individual cylinders.
  • not all cylinders deliver the same torque. This can be caused, for example, by deviations between injection valves. Particularly in the case of diesel internal combustion engines with direct injection, manufacturing or aging-related deviations of the individual injectors that inject the fuel into the combustion chambers are often unavoidable. Such differences in idle lead to a certain idle rest, which is reflected in a so-called "rough" run of the internal combustion engine. Of course, this is undesirable for reasons of comfort.
  • a further controller which compensates for differences in the (torque) torque outputs between the individual cylinders during idle operation.
  • This controller is referred to as a cylinder balancing controller or cylinder balancing controller; the latter term will be used in the further description.
  • the cylinder balancing controller emits a fuel signal that results in cylinder-specific excess or reduced fuel quantities in order to compensate for cylinder-specific differences in such a way that all cylinders deliver the same torque.
  • Both regulators, the idling regulator and the cylinder balancing regulator therefore act on the fuel allocation for the cylinders of the internal combustion engine. Since both controllers also mostly use the same signal as the input signal, mutual interference between the two controllers is difficult to avoid.
  • the invention is therefore based on the object of specifying a method for controlling the idle operation of a multi-cylinder internal combustion engine or a suitable arrangement for signal conditioning, which enable decoupling of the idle control and the cylinder compensation control without loss of dynamics.
  • this object is achieved in that two different reference variables are used for idle control and for cylinder balance control.
  • the invention therefore provides to use a different signal as a reference variable for the idle control than for the cylinder compensation control.
  • the decoupling is no longer achieved by different design of two controllers, both of which access the same reference variable, but by the use of separate reference variables.
  • the reference variables can in principle be obtained from various operating parameters recorded in the internal combustion engine. So it is conceivable to use a speed signal as a reference variable for the idle control, which results from the scanning of the
  • Crankshaft rotation was generated, and to apply a knock signal obtained by a knock sensor as a reference variable to the cylinder balancing regulator. It is essential that the command variable of the cylinder balancing regulator contains information about the unrest during idle operation, which is caused by different torque contributions of the individual cylinders. The leader of the Idle controller should not contain this information at the moment, but should instead reflect the average speed of the internal combustion engine during a work cycle, but without delay.
  • both reference variables are generated from the speed signal. It is therefore preferable that the idle control and the cylinder compensation control are based on a speed signal and that both reference variables are generated from the speed signal.
  • the separation of the reference variables of the cylinder compensation regulator and the idling regulator can advantageously be achieved in that the reference variable of the cylinder compensation regulation is essentially generated from a portion of the speed signal which is caused by the deviation of the cylinders in relation to one another.
  • the speed signal becomes a
  • the speed signal when generating the reference variable of the idle control, can be reduced essentially by a proportion that is caused by the deviation of the cylinders in relation to one another. This can be exactly the portion that was used as the reference variable of the cylinder balancing control, whereby further intermediate processing is also possible, which advantageously prepares the portion.
  • the reference variable for idling control should not only, as already mentioned, reflect the average speed in the working cycle of an internal combustion engine, but should also be current, i.e. without low pass filtering.
  • a speed signal is differentiated when generating the reference variable of the idle control, then delayed by a dead time, which corresponds to a crankshaft rotation of 540 ° in the current operating state, then integrated and then linked with the original speed signal.
  • This procedure prevents the idling control system from attempting to correct a systematic malfunction of a cylinder, which is reflected in a brief change in engine speed, when the fuel is being allocated to the next cylinder.
  • the idle controller can still react to all non-cylinder-specific speed changes without delay.
  • a particularly expedient development provides for the low-pass filtering to be carried out by averaging over time, with speed averages being used for this averaging over time, which are each assigned to the same cylinder.
  • the averaging then suppresses short-term changes in the torque output of a cylinder from one to the next work cycle and can therefore help to avoid vibrations very effectively despite the low time constant.
  • the concept of the invention that different reference variables are used for cylinder compensation control and idling control can also be realized in that the reference variables are generated by averaging speed information over different, time-shifted time intervals. Different time intervals are thus taken into account when determining the reference variables for idling control and cylinder compensation control, which means that the two control processes are decoupled to a certain extent.
  • the leaders are e.g. generated by sensing the crankshaft rotation of the internal combustion engine and averaging over the corresponding time interval to a speed value that represents the reference variable.
  • a particularly strong decoupling is achieved when the cylinder compensation control receives a reference variable that can be clearly assigned to the work cycle of exactly one cylinder.
  • provision can be made to generate the reference variable of the cylinder compensation control with time intervals of the speed signal, in which one work cycle of exactly one cylinder lies in each case. Then a particularly effective compensation regulation is possible.
  • the improved decoupling achieved in this way can be further increased if the reference variable of the idle control is generated by averaging the crankshaft rotation over time intervals in which there are work cycles of several cylinders.
  • the time intervals advantageously include the influence of a combustion of a single cylinder in the one case and the influence of two successive combustion processes in the other case. The two control processes then influence each other to an even lesser extent.
  • the selection of the time intervals is particularly easy to implement if the time intervals with which the reference variable of the cylinder compensation control is generated lie between two totopoints of a cylinder working cycle and the time intervals with which the reference variable of the idle control is generated by half a work cycle. This shift in the time interval can be implemented without additional time delay, since only the choice of the interval limits has to be specified once.
  • the reference variable of the idle control thus contains an average of the cylinder-specific deviations of two successive cylinders. This means that it reacts less strongly to permanent, injector-specific faults to which the cylinder balancing control has to compensate.
  • the signal conditioning arrangement thus provides for separate management variables, which raises the problem of mutual interference. flow of cylinder balance controller and idle controller is avoided.
  • the arrangement is designed in such a way that it generates the reference variable of the cylinder balance controller in such a way that it generates the proportion of the rotary signal that is due to deviations of the cylinders in relation to one another is present.
  • a reference variable conditioned in this way for the cylinder balancing controller guarantees maximum decoupling of the cylinder balancing controller, since it only receives those parts of the speed signal that result from the cylinder torque differences to be adjusted.
  • the arrangement for signal conditioning is designed in such a way that the reference variable of the idle speed controller has the speed signal, which is however reduced by a proportion caused by the deviation of the cylinders in relation to each other ,
  • the idling regulator is optimally decoupled from the cylinder balancing controller by the suitably given command variable and no longer reacts to cylinder-specific differences.
  • the decoupling of the cylinder balancing controller expediently takes place in that a differentiator is provided in the arrangement, which is connected to the input for the speed signal, so that the reference variable of the cylinder balancing controller has the differentiated speed signal.
  • the differentiated speed signal shows exactly the differences in the torque contributions of the individual cylinders to be compensated by the cylinder balancing controller.
  • the arrangement has a signal flow path with a dead time element, an integrator and an adding unit, the signal flow path being connected on the one hand to the input for the speed signal and on the other hand at the output for the reference variable of the idle controller, a differentiated delay time delay , emits an integrated signal which is additively linked to the unmodified speed signal.
  • 1 is a block diagram of an internal combustion engine with a control unit
  • 5 shows a time series of a mass signal, which is emitted by a cylinder compensation regulator
  • 6 shows the course over time of a speed signal to illustrate different intervals from which reference variables for the cylinder compensation control and the idling control are generated
  • an internal combustion engine 1 including the associated control is shown schematically. Only those elements are shown in the figure that are essential for understanding the invention.
  • the internal combustion engine 1 is a four-cylinder internal combustion engine with four cylinders I to IV.
  • the cylinders I to IV of the internal combustion engine 1 set a crankshaft 2 in rotation.
  • the internal combustion engine 1 is a diesel internal combustion engine.
  • this is not to be understood as restrictive, since the method described below and the arrangement explained are also suitable for Otto internal combustion engines.
  • the rotation of the crankshaft 2 is sensed by a speed sensor 4, which supplies a speed signal N to a control unit 5.
  • the control unit 5 has an idling regulator 6 and a cylinder compensation regulator 7, the output signal of which is linked in common, is a fuel mass signal m.
  • the linkage is such that the idling regulator 6 emits a basic signal which is linked to a corresponding correction signal from the cylinder balancing controller 7. This will be explained later.
  • the idling regulator 6 and the cylinder compensation regulator 7 each receive a command variable from a signal conditioning unit 8.
  • the benchmarks are based on written embodiment on the speed signal N, as will be explained later.
  • the fuel mass signal m emitted by idle controller 6 and cylinder compensation controller 7 controls the operation of injection system 3, which uses an injection line 9 (shown in a highly simplified manner) to allocate fuel to cylinders I to IV.
  • the signal conditioning unit 8 generates the command variables for the idle speed controller 6 or the cylinder balancing controller 7. For this purpose, it receives the speed signal N of the speed sensor 4 at an input 10. At outputs 14 and 16, it outputs the corresponding control variables for the cylinder balance controller 7 or the idle speed controller 6.
  • control device 5 can be constructed as independent circuit modules. For greater flexibility, however, a suitably programmed microprocessor will usually take over the function of the control device 5 and the functions caused by it.
  • the elements of the control device 5 which are shown schematically as blocks in FIG. 1 are then software modules.
  • the function of the signal conditioning unit 8 is shown in more detail in FIG. 2 as a signal flow plan.
  • the speed N supplied at the input 10 is first passed in a branch 11 into two different signal flow paths.
  • the speed signal N is first in a differentiator 12 of a differentiation, i.e. subject to a time derivation. Low-pass filtering then takes place in a low-pass filter 13.
  • the low-pass filter 13 is designed in such a way that a moving average value is output, which results from the averaging temporally different portions of the differentiated speed signal is obtained. Averaging is always carried out over those portions that are assigned to one working cycle of a cylinder.
  • the low-ass filter 13 first determines the time window at which the cylinder, which was the last to have a work cycle in the speed signal, ran through its previous work cycle. The speed value from this time window is averaged with the speed value from the last time window. On the
  • crankshaft angle scale which can be clearly assigned to the time scale, is therefore speed-averaged over the last 180 ° crankshaft angles and over the corresponding 180 ° crankshaft angles which are 720 ° behind.
  • the value of the speed signal of the previous time window can flow into the averaging with a smaller factor. Additionally or alternatively, an even earlier time window in which the relevant cylinder also had a work cycle can be included in the averaging.
  • a time-averaged, differentiated speed signal is thus present at the output of the low-pass filter 13.
  • This signal represents the reference variable B for the cylinder balancing controller 7 and is output at the output 14 of the signal conditioning unit 8.
  • this signal is first fed to a delay element at a further branching point (not designated in more detail).
  • the delay element which is denoted schematically in FIG. 2 by 1 / Z 3 , causes the signal to be delayed by 540 ° crankshaft angle.
  • the differentiated and time-averaged speed signal is present at the output of the delay element 17, as was the case with the last one
  • this portion is subtracted from the original speed signal N by feeding the adder node 15 with the speed signal supplied at the junction 11.
  • the addition node 15 then outputs the reference variable L for the idle speed control 6, which is present at the output 16.
  • 3 to 5 show, by way of example, different time series of signals which occur when the signal conditioning unit 8 is in operation.
  • FIG. 3 shows a fuel mass flow M, which is plotted against the time t. For illustration purposes, this is a simulated signal that reproduces the fuel mass flow into the internal combustion engine.
  • a cylinder-specific deviation 20 is entered, which was introduced in the simulation for better illustration and which means a cylinder-specific additional fuel quantity, which is supplied to one of the four cylinders, for example, by a faulty injection valve.
  • FIG. 3 is specified to illustrate the system behavior.
  • the time series designated in Fig. 3 is for illustration only. It is a simulated course of the fuel mass flow M.
  • Fig. 4 shows two time series 21 and 22 of the speed signal N and the command variable L of the idle controller.
  • the speed signal N shown in time series 21 still has individual cylinder components.
  • the speed signal processed by the signal conditioning unit 8 to the reference variable L shows in the time series 22 far fewer cylinder-specific faults. From the time tO, at which the fuel mass flow M increases in FIG. 3, both the rotational speed 'N and the reference variable L also increase. They also fall as soon as the simulated increase in the fuel mass flow M is reduced again.
  • Fig. 5 shows a fuel mass correction signal dm, which is output by the cylinder balance controller 7 as a time series, i.e. plotted against time t.
  • the time series 23 has cylinder-specific deviations 24 in the form of downward-pointing pulses.
  • the cylinder compensation controller 7 counteracts the cylinder-individual deviations 20 simulatively introduced in the time series 19 of the fuel mass flow M, in order to bring about a torque contribution of the cylinders I to IV of the internal combustion engine that is as uniform as possible.
  • the time series 23 in FIG. 5 clearly shows that the “division of tasks” between the idling control device 6 and the cylinder balancing controller 7 works well. Even in the area of the relatively large jump in fuel mass after the time t0, the cylinder balancing controller 7 is only slightly influenced and these minor disturbances in the fuel mass correction signal dm fade away quickly. On the other hand, the jump in fuel mass is quickly recognized in the command variable L for idle governor 6, so that the idle controller can intervene quickly.
  • the speed signal of the internal combustion engine can also be prepared by selecting intervals with a time offset so that separate reference variables are obtained for the idle control and the cylinder compensation control.
  • 6 shows the high-speed signal, which is tapped from the rotation of the crankshaft 2.
  • the dashed lines with the reference symbols OT1 and OT2 in FIG. 6 indicate the top dead centers of two successively operating cylinders of the multi-cylinder internal combustion engine 1.
  • Cylinder compensation controller 7 selected an angle or time interval that is clearly assigned to the work cycle of a cylinder. This time interval is shown in Fig. 6 with T_b. It corresponds to a measurement of the speed by averaging the crankshaft rotation between the two dead centers OT1 and OT2.
  • an interval T_l offset in time is selected, which is shifted by half a working cycle or half the distance between two successive dead points OT1 and OT2 compared to the time interval T_b.
  • the speed measurement by averaging the crankshaft rotation in the time interval T_l is therefore influenced by the work cycles of two cylinders working in succession.
  • the command variable L consequently contains an average of the cylinder-specific deviations of two successively operating cylinders and real is less dependent on permanent injector-specific deviations.
  • the time interval T_b for determining the command variable B for the cylinder balancing controller 7 only the influence of a single combustion
  • the time interval T_l for determining the reference variable L for the idle controller 6 is subject to the influence of two successive combustions.
  • the command variables B and L are then the speed signals correspondingly generated from the speed measurements.
  • FIGS. 7 and 8 show that a good decoupling of the two controllers is achieved by means of these reference variables B and L.
  • a fuel mass flow M is entered in each of FIGS. 7 and 8, which has been deliberately trimmed for the sake of illustration, so that the fuel mass flows supplied to the cylinders are different.
  • 7 shows the reference variable B of the cylinder compensation regulator 7 plotted against the time t further above the time series of the fuel mass flow M.
  • the command variable B was determined as a speed signal by averaging the crankshaft rotation over the intervals T_b, which are each assigned to the work cycles of the cylinders. As the time series of the command variable B shows, the cylinder-specific fault can be clearly recognized in the command variable B.

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Abstract

Zur Regelung des Leerlaufbetriebs einer Mehrzylinder-Brennkraftmaschine (1), bei der in einer Leerlaufregelung die mittlere Drehzahl (10) konstant gehalten und in einer Zylinderausgleichsregelung Abweichungen der Zylinder (I-IV) ausgeregelt werden, ist vorgesehen, zur Leerlaufregelung und zur Zylinderausgleichsregelung jeweils unterschiedliche Führungsgrössen (B, L) zu verwenden. Eine Anordnung zur Signalkonditionierung erzeugt dazu aus einem Drehzahlsignal (N) die unterschiedlichen Führungsgrössen und gibt diese an Ausgängen für einen Zylinderausgleichsregler (7) beim Leerlaufregler (6) ab.

Description

Beschreibung
Verfahren zur Leerlaufregelung einer Mehrzylinder- Brennkraftmaschine und Signalkonditionierungsanordnung hier- für
Die Erfindung bezieht sich auf ein Verfahren zur Regelung des Leerlaufbetriebs einer Mehrzylinder-Brennkraftmaschine, bei der in einer Leerlaufregelung die mittlere Drehzahl der Brennkraftmaschine konstant gehalten wird und in einer Zylinder-Ausgleichsregelung von den Zylindern unterschiedlich abgegebene Drehmomentbeiträge so ausgeregelt werden, dass alle Zylinder im wesentlichen das gleiche Drehmoment abgeben.
Die Erfindung bezieht sich weiter auf eine Anordnung zur Sig- nalkonditionierungsanordnung zur Regelung des Leerlaufbetriebs einer Mehrzylinder-Brennkraftmaschine mittels eines Zylinder-Ausgleichsreglers und eines Leerlaufreglers .
Der Leerlaufbetrieb einer Mehrzylinder-Brennkraftmaschine erfolgt üblicherweise geregelt. Dazu ist ein Leerlaufregier vorgesehen, der als Führungsgröße ein Drehzahlsignal der Brennkraftmaschine verwendet und die Drehzahl der Brennkraftmaschine möglichst lastunabhängig konstant hält, so dass auch bei Laständerungen, wie sie sich z.B. durch das Einschalten einer Klimaanlage ergeben können, die Brennkraftmaschine mit gleichbleibender (Leerlauf-) Drehzahl läuft. Der Leerlaufregier gibt üblicherweise ein Kraftstoffsignal ab, das von einer Einspritzanlage der Brennkraftmaschine zur Kraftstoffzutei- lung in die einzelnen Zylinder verwendet wird.
Bei einer Mehrzylinder-Brennkraftmaschine geben nicht immer alle Zylinder das gleiche Moment ab. Dies kann beispielsweise durch Abweichungen zwischen Einspritzventilen bedingt sein. Insbesondere bei Diesel-Brennkraftmaschinen mit Direkteinspritzung sind oftmals fertigungs- oder alterungsbedingte Abweichungen der einzelnen Injektoren, die den Kraftstoff in die Brennräume einspritzen, unvermeidlich. Solche Mo entun- terschiede führen im Leerlauf zu einer gewissen Leerlaufunruhe, die sich in einem sogenannten „rauhen" Lauf der Brennkraftmaschine wiederspiegelt. Aus Komfortgründen ist dies natürlich unerwünscht.
Man kann deshalb zusätzlich zum eingangs erwähnten Leerlaufregler einen weiteren Regler vorsehen, der Unterschiede in der (Dreh-) Momentabgäbe zwischen den einzelnen Zylindern während des Leerlaufbetriebes ausgleicht. Dieser Regler wird als Cylinder-Balancing-Regler oder auch Zylinderausgleichsregler bezeichnet; in der weiteren Beschreibung wird letzterer Begriff verwendet werden.
Der Zylinderausgleichsregler gibt ein Kraftstoffsignal ab, das zylinderindividuelle Mehr- oder Minderkraftstoffmengen zur Folge hat, um zylinderindividuelle Unterschiede so auszugleichen, dass alle Zylinder das gleiche Moment abgeben.
Somit wirken beide Regler, der Leerlaufregier und der Zylinderausgleichsregler auf die KraftstoffZuteilung für die Zy- linder der Brennkraftmaschine. Da beide Regler darüber hinaus meist dasselbe Signal als Eingangssignal verwenden, kann eine gegenseitige Beeinflussung der beiden Regler nur schwer vermieden werden.
Es wäre denkbar, eine solche gegenseitige Beeinflussung abzumildern, indem die Zeitkonstanten des Leerlaufreglers und des Zylinderausgleichsreglers sich stark unterschiedlich gewählt werden. Da jedoch der Leerlaufregier möglichst schnell auf Laständerungen reagieren sollte, ist bei diesem Regler eine möglichst geringe Zeitkonstante anzustreben, da ansonsten keine zufriedenstellende Systemdynamik erreicht würde. Der einzige Wege, die gegenseitige Beeinflussung zu mindern, läge somit darin, den Zylinderausgleichsregler langsam zu machen, d.h. seinem Regelverhalten eine große Zeitkonstante zu verleihen. Damit wird die Dynamik des Systems hinsichtlich eines nicht-„rauhen" Laufs der Brennkraftmaschine zwar gemindert, aber eine vollständige Entkopplung von Leerlaufregier und Zylinderausgleichsregler wäre dennoch nicht möglich.
Der Erfindung liegt deshalb die Aufgabe zugrunde, ein Verfahren zur Regelung des Leerlaufbetriebs einer Mehrzylinder- Brennkraftmaschine bzw. eine geeignete Anordnung zur Signalkonditionierung anzugeben, die ohne Dynamikverlust eine Entkopplung der Leerlaufregelung und der Zylinderausgleichsregelung ermöglichen.
Diese Aufgabe wird bei einem eingangs genannten Verfahren dadurch gelöst, dass zur Leerlaufregelung und zur Zylinderausgleichsregelung zwei unterschiedliche Führungsgrößen verwendet werden.
Die Erfindung sieht also vor, für die Leerlaufregelung ein anderes Signal als Führungsgröße zu verwenden, als für die Zylinderausgleichsregelung. Die Entkopplung wird also nicht mehr durch unterschiedliche Gestaltung zweier Regler erreicht, die beide auf die gleiche Führungsgröße zugreifen, sondern durch die Verwendung separierter Führungsgroßen .
Die Führungsgrößen können dabei prinzipiell aus verschiedenen, bei der Brennkraftmaschine erfassten Betriebsparametern gewonnen werden. So ist es denkbar, als Führungsgröße für die Leerlaufregelung ein Drehzahlsignal, das aus dem Abtasten der
Kurbelwellendrehung erzeugt wurde, zu verwenden und den Zylinderausgleichsregler mit einem durch einen Klopfsensor gewonnen Klopfsignal als Führungsgröße zu beaufschlagen. Wesentlich ist, dass die Führungsgröße des Zylinderausgleichs- ' regiers Information über die Unruhe während des Leerlaufbe- triebs, die durch unterschiedliche Momentenbeiträge der einzelnen Zylinder bedingt ist, enthält. Die Führungsgröße des Leerlaufreglers sollte diese Informationen gerade nicht enthalten, sondern stattdessen die mittlere Drehzahl der Brennkraftmaschine während eines Arbeitsspiels wiedergeben, allerdings ohne Zeitverzug.
Da bei einer Brennkraftmaschine der Sensorikaufwand naturgemäß so gering wie möglich gehalten werden sollte, ist in einer besonders zweckmäßigen Ausgestaltung des erfindungsgemäßen Verfahrens vorgesehen, dass beide Führungsgrößen aus dem Drehzahlsignal erzeugt werden. Es ist deshalb zu bevorzugen, dass die Leerlaufregelung und die Zylinderausgleichsregelung auf Basis eines Drehzahlsignals erfolgen und beide Führungsgrößen aus dem Drehzahlsignal erzeugt werden.
Die Separierung der Führungsgrößen des Zylinderausgleichsreglers und des Leerlaufreglers kann vorteilhaft dadurch erfolgen, dass die Führungsgröße der Zylinderausgleichsregelung im wesentlichen aus einem Anteil des Drehzahlsignals, der durch die Abweichung der Zylinder im Verhältnis zueinander verur- sacht wird, erzeugt wird. Dem Drehzahlsignal wird dabei ein
Anteil absepariert, der die Laufunruhe der Brennkraftmaschine wiedergibt .
Alternativ oder zusätzlich kann bei der Erzeugung der Füh- rungsgröße der Leerlaufregelung das Drehzahlsignal im wesentlichen um einen Anteil, der durch die Abweichung der Zylinder im Verhältnis zueinander verursacht wird, vermindert wird. Dabei kann es sich um genau den Anteil handeln, der als Führungsgröße der Zylinderausgleichsregelung Verwendung fand, wobei auch eine weitere Zwischenverarbeitung möglich ist, die den Anteil vorteilhaft aufbereitet.
Unterschiedliche Momentenbeiträge einzelner Zylinder wirken sich in einer Schwankung des Drehzahlsignals während eines Arbeitsspiels aus. Somit ist eine Änderung des Drehzahlsignals für die Erzeugung der Führungsgröße der Zylinderausgleichsregelung tauglich. Solche Änderungen können durch eine Differenzierung erfasst werden. Es ist deshalb in einer Ausbildung des Verfahrens zu bevorzugen, dass bei der Erzeugung der Führungsgröße der Zylinderausgleichsregelung ein Drehzahlsignal ' der Brennkraftmaschine differenziert wird. Bei ei- ner derartigen Ausgestaltung ist die erwähnte Zwischenverarbeitung zweckmäßig, da der Anteil des Drehzahlsignals, der durch die Abweichung der Zylinder im Verhältnis zueinander verursacht wird und der durch die Differenzierung erhalten wurde, meist nicht direkt zur Verminderung des Drehzahlsig- nals verwendet werden kann.
Die Führungsgröße für die Leerlaufregelung sollte nicht nur, wie bereits erwähnt, die mittlere Drehzahl im Arbeitsspiel einer Brennkraftmaschine wiederspiegeln, sondern auch ög- liehst aktuell, d.h. ohne Tiefpassfilterung vorliegen. Dazu ist es zu bevorzugen, dass bei der Erzeugung der Führungsgröße der Leerlaufregelung ein Drehzahlsignal differenziert wird, anschließend um eine Totzeit, die einer Kurbelwellendrehung von 540° im aktuellen Betriebszustand entspricht, verzögert wird, dann integriert und anschließend mit dem ursprünglichen Drehzahlsignal verknüpft wird. Dadurch werden wiederkehrende zylinderabhängige Störungen, die durch Unterschiede der einzelnen Zylinder verursacht sind, dem Leerlaufregler nicht in der Führungsgröße übermittelt. Durch dieses Vorgehen kann vermieden werden, dass der Leerlaufregier eine systematische Störung eines Zylinders, die sich in einer kurzzeitigen Drehzahländerung auswirken, bei der Kraftstoffzuteilung des nächsten Zylinders zu korrigieren versucht. Andererseits kann der Leerlaufregler nach wie vor auf alle nicht-zylinderspezifischen Drehzahländerungen ohne Zeitverzug reagieren.
Um einen möglichst schwingungsarmen Regelverlauf zu erreichen ist es zu bevorzugen, aus einem Drehzahlsignal, das bei der Regelung verwendet wird, höherfrequente Anteile zu entfernen. Dies kann insbesondere bei der Erzeugung der Führungsgröße des Zylinderausgleichsreglers sinnvoll sein, um eine Schwin- gungsneigung zu vermeiden. Zum Beispiel bietet sich diese Variante für die Ausführungsform an, bei der eine Differenzierung des Drehzahlsignals erfolgt.
Eine besonders zweckmäßige Weiterbildung sieht vor, dass die Tiefpassfilterung durch eine zeitliche Mittelung erfolgt, wobei zu dieser zeitlichen Mittelung Drehzahlsignale herangezogen werden, die jeweils dem selben Zylinder zugeordnet sind. Die Mittelung unterdrückt dann kurzzeitige Änderungen der Mo- mentabgäbe eines Zylinders von einem zu einem nächsten Arbeitsspiel und kann deshalb trotz geringer Zeitkonstante sehr effektiv Schwingungen vermeiden helfen.
Das Konzept der Erfindung, dass zur Zylinder- Ausgleichsregelung und zur Leerlaufregelung unterschiedliche Führungsgrößen verwendet werden, kann in einer anderen Ausgestaltung auch dadurch verwirklicht werden, dass die Führungsgrößen aus einer Mittelung einer Drehzahlinformation ü- ber unterschiedliche, zeitlich versetzte Zeitintervalle er- zeugt werden. Somit werden bei der Ermittlung der Führungsgrößen für Leerlaufregelung und Zylinder-Ausgleichsregelung unterschiedliche Zeitintervalle betrachtet, wodurch in gewissem Maße eine Entkopplung der beiden Regelungsvorgänge erreicht ist. Die Führungsgroßen werden z.B. generiert, indem die Kurbelwellendrehung der Brennkraftmaschine abgefühlt und jeweils über das entsprechende Zeitintervall zu einem Drehzahlwert gemittelt wird, der die Führungsgröße darstellt.
Eine besonders starke Entkopplung wird erreicht, wenn die Zy- linder-Ausgleichsregelung eine Führungsgröße erhält, die eindeutig dem Arbeitstakt genau eines Zylinders zuzuordnen ist. Dazu kann vorgesehen werden, die Führungsgröße der Zylinder- Ausgleichsregelung mit Zeitintervallen des Drehzahlsignals zu erzeugen, in denen jeweils ein Arbeitstakt genau eines Zylin- ders liegt. Dann ist eine besonders effektive Ausgleichsrege- lung möglich. Die dadurch erreichte verbesserte Entkopplung lässt sich noch weiter steigern, wenn die Führungsgröße der Leerlaufregelung durch Mittelung der Kurbelwellendrehung über Zeitintervalle erzeugt wird, in denen jeweils Arbeitstakte mehrerer Zylinder liegen. Dadurch beinhalten vorteilhafterweise die Zeitintervalle in dem einen Fall den Einfluss einer Verbrennung eines einzelnen Zylinders und in dem anderen Fall den Einfluss zweier aufeinanderfolgender Verbrennungsvorgänge. Die beiden Reglungsvorgänge beeinflussen sich dann in noch geringerem Maße wechselseitig.
Die Wahl der Zeitintervalle ist besonders einfach zu realisieren, wenn die Zeitintervalle, mit denen die Führungsgröße der Zylinder-Ausgleichsregelung erzeugt wird, jeweils zeit- lieh zwischen zwei Totopunkten eines Zylinderarbeitsspiels liegen und die Zeitintervalle, mit denen die Führungsgröße der Leerlaufregelung erzeugt wird, jeweils um einen halben Arbeitstakt dazu versetzt sind. Diese Verschiebung des Zeitintervalls lässt sich ohne zusätzlichen Zeitverzug realisie- ren, da nur die Wahl der Intervallgrenzen einmal vorgegeben werden muss .
Die Führungsgröße der Leerlaufregelung beinhaltet dadurch einen Mittelwert der zylinderspezifischen Abweichungen zweier aufeinanderfolgenden Zylinder. Damit reagiert sie auf permanente, injektorspezifische Störungen, auf die auszugleichen Aufgabe der Zylinder-Ausgleichsregelung ist, weniger stark.
Die eingangs erwähnte Aufgabe wird weiter gelöst durch eine Anordnung der geschilderten Art, die einen Eingang für ein
Drehzahlsignal und zwei Ausgänge, an denen Führungsgrößen für den Zylinderausgleichsregler und den Leerlaufregler abgreifbar sind, aufweist, wobei die Anordnung das Drehzahlsignal in zwei unterschiedliche Führungsgrößen auftrennt.
Die Signalkonditionierungsanordnung sorgt also für separierte Führungsgroßen, womit das Problem der gegenseitigen Beein- flussung von Zylinderausgleichsregler und Leerlaufregler vermieden ist.
Da der Zylinderausgleichsregler im wesentlichen auf zylinder- individuell unterschiedliche Momentenbeiträge reagieren soll, ist es vorzuziehen, dass die Anordnung so ausgebildet ist, dass sie die Führungsgröße des Zylinderausgleichsreglers so erzeugt, dass diese den Anteil des Drehsignals, der aufgrund von Abweichungen der Zylinder im Verhältnis zueinander vor- handen ist, aufweist. Eine derartig konditionierte Führungsgröße für den Zylinderausgleichsregler bietet Gewähr für maximale Entkopplung des Zylinderausgleichsreglers, da dieser nur diejenigen Anteile des Drehzahlsignals erhält, die von den auszuregelnden Zylinderdrehmomentunterschieden herrühren.
Da der Leerlaufregier die mittlere Drehzahl möglichst verzögerungsfrei konstant halten soll, ist es zweckmäßig, dass die Anordnung zur Signalkonditionierung derart ausgebildet ist, dass die Führungsgröße des Leerlaufreglers das Drehzahlsignal aufweist, welches allerdings um einen durch die Abweichung der Zylinder im Verhältnis zueinander verursachten Anteil vermindert ist. Bei einer derartigen Ausgestaltung der Anordnung zur Signalkonditionierung ist der Leerlaufregier durch die geeignet abgegebene Führungsgröße optimal vom Zylinder- ausgleichsregler entkoppelt und reagiert nicht mehr auf zylinderindividuelle Unterschiede.
Zweckmäßigerweise erfolgt die Entkoppelung des Zylinderausgleichsreglers dadurch, dass in der Anordnung ein Differenzi- ator vorgesehen ist, der mit dem Eingang für das Drehzahlsignal verbunden ist, so dass die Führungsgröße des Zylinderausgleichsreglers das differenzierte Drehzahlsignal aufweist. Das differenzierte Drehzahlsignal zeigt genau die vom Zylinderausgleichsregler auszugleichenden Unterschiede in den Mo- mentbeiträgen der einzelnen Zylinder an. Am Ausgang der Anordnung zur Signalkonditionierung, an dem die Führungsgröße für den Leerlaufregier abgreifbar ist, sollte ein Signal anliegen, das die Drehzahl der Brennkraftmaschine unabhängig von zylinderindividuellen Beiträgen wie- dergibt. Dazu ist es zu bevorzugen, dass die Anordnung einen Signalflusspfad aufweist mit einem Totzeitglied, einem Integrator und einer Addiereinheit, wobei der Signalflusspfad einerseits mit dem Eingang für das Drehzahlsignal verbunden ist und andererseits am Ausgang für die Führungsgröße des Leerlaufreglers ein differenziertes, um die Totzeit verzögertes, integriertes und mit dem unmodifizierten Drehzahlsignal additiv verknüpftes Signal abgibt.
Da bei einer Differenzierung eines DrehzahlSignals üblicher- weise starke Schwankungen des differenzierten Signals entstehen, ist es bei Ausbildungen der Anordnungen mit einem Diffe- renziator zu bevorzugen, dass diesen ein Tiefpassfilter vor- oder nachgeschaltet ist.
Die Erfindung wird nachfolgend unter Bezugnahme auf die
Zeichnung beispielhalber noch näher erläutert. In der Zeichnung zeigt:
Fig. 1 ein Blockschaltbild einer Brennkraftmaschine mit einem Steuergerät,
Fig. 2 einen Signalflusspfad einer Signalkonditioniereinheit ,
Fig. 3 eine Zeitreihe eines Kraftstoffmassensignals,
Fig. 4 eine Zeitreihe eines DrehzahlSignals sowie einer Führungsgröße für einen Leerlaufregier,
Fig. 5 eine Zeitreihe eines Massensignals, das von einem Zy- linderausgleichsregler abgegeben, Fig. 6 den zeitlichen Verlauf eines Drehzahlsignals zur Veranschaulichung unterschiedlicher Intervalle, aus denen Führungsgrößen für die Zylinder-Ausgleichsregelung und die Leerlaufregelung generiert werden, und
Fig. 7 und 8 Zeitreihen der unterschiedlichen Führungsgrößen sowie eines KraftstoffSignals in einer Simulation zur Veranschaulichung der Entkopplung der Führungsgrößen.
In Fig. 1 ist schematisch eine Brennkraftmaschine 1 samt zugehöriger Steuerung dargestellt. Dabei sind in der Figur nur diejenigen Elemente eingezeichnet, die für das Verständnis der Erfindung wesentlich sind. Die Brennkraftmaschine 1 ist im vorliegenden Beispiel eine Vier-Zylinderbrennkraftmaschine mit vier Zylindern I bis IV. Die Zylinder I bis IV der Brennkraftmaschine 1 versetzen eine Kurbelwelle 2 in Drehung.
Bei der Brennkraftmaschine 1 handelt es sich im vorliegenden Beispiel um eine Diesel-Brennkraftmaschine. Dies ist allerdings nicht einschränkend zu verstehen, da das nachfolgend geschilderte Verfahren und die erläuterte Anordnung auch für Otto-Brennkraftmaschinen geeignet sind.
Die Drehung der Kurbelwelle 2 wird von einem Drehzahlfühler 4 abgetastet, der ein Drehzahlsignal N an ein Steuergerät 5 liefert. Das Steuergerät 5 weist einen Leerlaufregier 6 sowie einen Zylinderausgleichsregler 7 auf, deren gemeinsam verknüpftes Ausgangssignal ein Kraftstoffmassensignal m ist. Die Verknüpfung erfolgt dabei so, dass der Leerlaufregier 6 ein Grundsignal abgibt, das mit einem entsprechenden Korrektursignal des Zylinderausgleichsreglers 7 verknüpft wird. Dies wird später noch erläutert werden.
Der Leerlaufregier 6 sowie der Zylinderausgleichsregler 7 erhalten jeweils eine Führungsgröße von einer Signalkonditio- niereinheit 8 zugeführt. Die Führungsgrößen basieren im be- schriebenen Ausführungsbeispiel auf dem Drehzahlsignal N, wie später noch erläutert werden wird. In der Regelschleife steuert das von Leerlaufregler 6 und Zylinderausgleichsregler 7 abgegebene Kraftstoffmassensignal m den Betrieb der Ein- Spritzanlage 3, die über eine (stark vereinfacht dargestellte) Einspritzleitung 9 die KraftstoffZuteilung in die Zylinder I bis IV bewerkstelligt.
Die Signalkonditioniereinheit 8 erzeugt die Führungsgroßen für den Leerlaufregier 6 bzw. den Zylinderausgleichsregler 7. Dazu nimmt sie an einem Eingang 10 das Drehzahlsignal N des Drehzahlfühlers 4 auf. An Ausgängen 14 und 16 gibt sie die entsprechenden Führungsgroßen für den Zylinderausgleichsregler 7 bzw. den Leerlaufregier 6 ab.
Die Elemente des Steuergerätes 5 können als eigenständige Schaltungsbausteine aufgebaut sein. Der größeren Flexibilität wegen wird jedoch üblicherweise ein entsprechend programmierter Mikroprozessor die Funktion des Steuergerätes 5 und der davon bewirkten Funktionen übernehmen. Die in Fig. 1 schematisch als Blöcke dargestellten Elemente des Steuergerätes 5 sind dann Softwaremodule.
Die Funktion der Signalkonditioniereinheit 8 ist als Signal- flussplan in Fig. 2 näher dargestellt. Die am Eingang 10 zugeführte Drehzahl N wird zuerst in einer Verzweigung 11 in zwei unterschiedliche Signalflusspfade geleitet.
In einem ersten Signalflusspfad, in dem die Führungsgröße B für den Leerlaufregier 7 erzeugt wird, die am Ausgang 14 abgegeben wird, wird das Drehzahlsignal N zuerst in einem Differenzierglied 12 einer Differenzierung, d.h. einer zeitlichen Ableitung unterworfen. Anschließend erfolgt in einem Tiefpassfilter 13 eine Tiefpassfilterung.
Das Tiefpassfilter 13 ist so ausgebildet, dass ein gleitender Mittelwert am Ausgang abgegeben wird, der aus der Mittelung zeitlich unterschiedlicher Anteile des differenzierten Drehzahlsignals gewonnen wird. Dabei erfolgt eine Mittelung immer über diejenigen Anteile, die einem Arbeitstakt eines Zylinders zugeordnet sind.
Das Tief assfilter 13 bestimmt zuerst das Zeitfenster, zu dem der Zylinder, der im Drehzahlsignal aktuell als letzter einen Arbeitstakt hatte, seinen davorliegenden Arbeitstakt durchlief. Der Drehzahlwert aus diesem Zeitfenster wird mit dem Drehzahlwert des letzten Zeitfensters gemittelt. Auf der
Zeitskala eindeutig zuordenbaren Kurbelwellenwinkelskala erfolgt also eine Drehzahlmittelung über die letzten 180° Kurbelwellenwinkel sowie über die entsprechenden 180° Kurbelwellenwinkel, die 720° zurückliegen.
Dabei kann der Wert des Drehzahlsignals des zurückliegenden Zeitfensters mit einem geringeren Faktor in die Mittelung einfließen. Zusätzlich oder alternativ kann ein noch weiter zurückliegendes Zeitfenster, in dem der relevante Zylinder e- benfalls einen Arbeitstakt hatte, in die Mittelung miteinbe- zogen werden.
Am Ausgang des Tiefpasses 13 liegt somit ein zeitlich gemit- teltes, differenziertes Drehzahlsignal an. Dieses Signal stellt die Führungsgröße B für den Zylinderausgleichsregler 7 dar und wird am Ausgang 14 der Signalkonditioniereinheit 8 abgegeben .
Zusätzlich wird dieses Signal an einem weiteren (nicht näher bezeichneten) Verzweigungspunkt zuerst einem Verzögerungsglied zugeführt. Das Verzögerungsglied, das in Fig. 2 schematisch mit 1/Z3 bezeichnet ist, bewirkt eine zeitliche Verzögerung des Signals um 540° Kurbelwellenwinkel. Dadurch liegt am Ausgang des Verzögerungsgliedes 17 das differenzierte und zeitlich gemittelte Drehzahlsignal an, wie es beim letzten
Arbeitstakt des aktuell einen Arbeitstakt durchlaufen habenden Zylinders vorlag. Anschließend erfolgt eine Integration in einem Integrator 18, der in Fig. 2 schematisch mit Z/Z-l bezeichnet ist. Das derart wiederaufintegrierte Signal stellt denjenigen Anteil des Drehzahlsignals N dar, der (abgesehen von der Tiefpassfilterung) durch zylinderabhängige Störungen von dem Zylinder, der aktuell einen Arbeitstakt durchläuft, in dessen vorletztem Arbeitstakt verursacht wurde.
In einem Addierknoten 15 wird dieser Anteil von dem ursprünglichen Drehzahlsignal N abgezogen, indem dem Addierknoten 15 das an der Verzweigung 11 zugeführte Drehzahlsignal eingespeist wird. Der Addierknoten 15 gibt dann die Führungsgröße L für den Leerlaufregier 6 ab, die am Ausgang 16 anliegt.
Die Fig. 3 bis 5 zeigen beispielshaft verschiedene Zeitreihen von Signalen, die in Betrieb der Signalkonditioniereinheit 8 auftreten.
Fig. 3 zeigt einen Kraftstoffmassenfluss M, der über der Zeit t aufgetragen ist. Dabei handelt es sich zur Veranschaulichung um ein simuliertes Signal, das den Kraftstoffmassenfluss in die Brennkraftmaschine wiedergibt. In der Zeitreihe 19 ist dabei eine zylinderindividuelle Abweichung 20 einge- tragen, die zur besseren Veranschaulichung in der Simulation eingeführt wurde und eine zylinderindividuelle Kraftstoffmehrmenge bedeutet, die beispielsweise durch ein fehlerhaftes Einspritzventil einem der vier Zylinder zugeführt wird.
Darüber hinaus sind noch geringe statistisch bedingte Fluktuationen in der Zeitreihe 19 zu sehen.
Zum Zeitpunkt tO ist weiter in Fig. 3 ein Kraftstoffmassensprung eingezeichnet, der zur Veranschaulichung des System- Verhaltens vorgegeben wird. Die in Fig. 3 bezeichnete Zeitreihe dient nur der Veranschaulichung. Es handelt sich um einen simulierten Verlauf des Kraftstoffmassenstroms M.
Fig. 4 zeigt zwei Zeitreihen 21 und 22 des Drehzahlsignal N bzw. der Führungsgröße L des Leerlaufreglers . Wie zu sehen ist, weist das in Zeitreihe 21 gezeigte Drehzahlsignal N noch zylinderindividuelle Anteile auf. Das durch die Signalkonditioniereinheit 8 zur Führungsgröße L aufbereitete Drehzahl- signal zeigt dagegen in der Zeitreihe 22 sehr viel weniger zylinderindividuelle Störungen. Ab dem Zeitpunkt tO, zu dem in der Fig. 3 der Kraftstoffmassenstrom M steigt, steigen sowohl Drehzahl' N als auch Führungsgröße L. Ebenso fallen sie, sobald die simulierte Erhöhung des Kraftstoffmassenstroms M wieder zurückgenommen ist.
Fig. 5 zeigt ein Kraftstoffmassenkorrektursignal dm, das vom Zylinderausgleichsregler 7 abgegeben wird als Zeitreihe, d.h. über der Zeit t aufgetragen. Wie zu sehen ist, weist die Zeitreihe 23 zylinderindividuelle Abweichungen 24 in Form von nach unten weisenden Pulsen auf. Durch diese zylinderindividuellen Abweichungen 24 im Kraftstoffmassenkorrektursignal dm wirkt der Zylinderausgleichsregler 7 den in der Zeitreihe 19 des Kraftstoffmassenstroms M simulativ eingeführten, zylin- derindividuellen Abweichungen 20 entgegen, um einen möglichst gleichmäßigen Momentenbeitrag der Zylinder I bis IV der Brennkraftmaschine zu bewirken.
Die Zeitreihe 23 der Fig. 5 zeigt deutlich, dass die „Aufga- benteilung" zwischen Leerlaufregier 6 und Zylinderausgleichsregler 7 gut funktioniert. Selbst im Bereich des relativ großen Kraftstoffmassensprungs nach der Zeit tO wird der Zylinderausgleichsregler 7 nur gering beeinflusst und diese geringen Störungen des Kraftstoffmassenkorrektursignals dm klingen schnell wieder ab. Der Kraftstoffmassensprung wird dagegen in der Führungsgröße L für den Leerlaufregier 6 schnell erkannt, so dass der Leerlaufregler schnell korrigierend eingreifen kann.
Zur Entkopplung der Führungsgrößen kann das Drehzahlsignal der Brennkraftmaschine auch durch Auswahl zeitlich versetzter Intervalle so aufbereitet werden, dass separierte Führungsgrößen für die Leerlaufregelung und die Zylinder- Ausgleichsregelung erhalten werden. Fig. 6 zeigt hochaufgelöst das Drehzahlsignal, das von der Drehung der Kurbelwelle 2 abgegriffen wird.
Die gestrichelten Linien mit den Bezugszeichen OTl und OT2 kennzeichnen in Fig. 6 die oberen Totpunkte zweier aufeinanderfolgend arbeitender Zylinder der Mehrzylinder- Brennkraftmaschine 1.
Zur Separierung der Führungsgrößen für den Leerlaufregler 6 und den Zylinderausgleichsregler 7 werden die Zeitdauern gemessen, die das Überstreichen bestimmter Kurbelwinkel benö- tigt. Dabei wird zur Gewinnung der Führungsgröße B für den
Zylinderausgleichsregler 7 ein Winkel- bzw. Zeitintervall gewählt, das eindeutig dem Arbeitstakt eines Zylinders zugeordnet ist. Dieses Zeitintervall ist in Fig. 6 mit T_b eingezeichnet. Es entspricht einer Messung der Drehzahl durch Mit- telung der Kurbelwellendrehung zwischen den zwei Totpunkten OTl und OT2.
Zur Gewinnung der Führungsgröße L für den Leerlaufregler 6 wird ein zeitlich dazu versetztes Intervall T_l gewählt, das gegenüber dem Zeitintervall T_b um einen halben Arbeitstakt oder um den halben Abstand zwischen zwei aufeinanderfolgenden Totpunkten OTl und OT2 verschoben ist. Die Drehzahlmessung durch Mittelung der Kurbelwellendrehung im Zeitintervall T_l wird daher von den Arbeitstakten zweier nacheinander arbei- tender Zylinder beeinflusst. Die Führungsgröße L beinhaltet folglich einen Mittelwert der zylinderspezifischen Abweichungen zweier aufeinanderfolgend arbeitender Zylinder und rea- giert damit auf permanente injektorspezifische Abweichungen weniger stark.
Bei der Drehzahlmessung für die Bestimmung der Führungsgroßen B und L für Zylinderausgleichsregler 7 und Leerlaufregler 6 werden somit unterschiedliche, zeitlich gegeneinander verschobene Zeitintervalle betrachtet, wobei das Zeitintervall T_b zur Bestimmung der Führungsgröße B für den Zylinderausgleichsregler 7 nur dem Einfluss einer einzelnen Verbrennung, das Zeitintervall T_l zur Bestimmung der Führungsgröße L für den Leerlaufregler 6 dagegen dem Einfluss zweier aufeinanderfolgender Verbrennungen unterworfen ist. Die Führungsgrößen B und L sind dann die entsprechend aus den Drehzahlmessungen erzeugten Drehzahlsignale.
Die Fig. 7 und 8 zeigen, dass durch diese Führungsgrößen B und L eine gute Entkopplung der zwei Regler erreicht ist. In den Fig. 7 und 8 ist jeweils ein Kraftstoffmassenfluss M eingetragen, der zur Veranschaulichung bewusst zylinderindividu- eil vertrimmt wurde, so dass die den Zylindern zugeführten Kraftstoffmassenflüsse unterschiedlich sind. Fig. 7 zeigt weiter oberhalb der Zeitreihe des Kraftstoffmassenflusses M die Führungsgröße B des Zylinderausgleichsreglers 7 über der Zeit t aufgetragen. Die Führungsgröße B wurde dabei als Dreh- zahlsignal ermittelt, indem die Kurbelwellendrehung über die Intervalle T_b, die jeweils den Arbeitstakten der Zylinder zugeordnet sind, gemittelt wurde. Wie die Zeitreihe der Führungsgröße B zeigt, ist in der Führungsgröße B die zylinderindividuelle Störung gut zu erkennen.
Anders ist dies bei der Führungsgröße L für den Leerlaufregier 6, wie Fig. 8 zeigt. Sie wurde über andersliegende Intervalle gewonnen, wodurch die Störung nur schwach erkennbar ist. Dies prädestiniert die Führungsgröße L für den Leerlauf- regier 6. So ist beispielsweise zu einem Zeitpunkt tO, zu dem einer der vier Zylinder mit dem geringsten Kraftstoffmassenfluss M versorgt wird, der bei der Versorgung der Zylinder im simulierten Beispiel der Fig. 7 und 8 auftritt, die Führungsgröße L auf einen Wert, der sich von dem Wert für die übrigen Zylinder nur gering unterscheidet . Die Führungsgröße B für den Zylinderausgleichsregler 7 ist dagegen deutlich maximal, so dass die Vertrimmung der KraftstoffVersorgung, die im Kraft- stoffmassenfluss M erkennbar ist, deutlich in der Führungs- große B hervortritt.

Claims

Patentansprüche
1. Verfahren zur Regelung des Leerlaufbetriebs einer Mehrzy- linder-Brennkraftmaschine, bei der - in einer Leerlaufregelung die mittlere Drehzahl der Brennkraftmaschine konstant gehalten wird und
- in einer Zylinder-Ausgleichsregelung von den Zylindern unterschiedlich abgegebene Drehmomentbeiträge so ausgeregelt werden, dass alle Zylinder im wesentlichen das gleiche Dreh- moment abgeben, wobei
- zur Leerlaufregelung und zur Zylinder-Ausgleichsregelung zwei unterschiedliche Führungsgrößen verwendet werden.
2. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Leerlaufregelung und die Zylinder-Ausgleichsregelung auf
Basis eines Drehzahlsignals erfolgen und beide Führungsgrößen aus dem Drehzahlsignal erzeugt werden.
3. Verfahren nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Führungsgröße der Zylinder-Ausgleichsregelung im wesent- liehen aus einem Anteil des Drehzahlsignals, der durch die von den Zylindern abgegebenen, unterschiedlichen Drehmoment- beiträge verursacht wird, erzeugt wird und/oder dass bei der Erzeugung der Führungsgröße der Leerlaufregelung das Dreh- zahlsignal im wesentlichen um einen Anteil, .der von den Zylindern abgegebenen, unterschiedlichen Drehmomentbeiträge verursacht wird, vermindert wird.
4. Verfahren nach einem der vorgenannten Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass bei der Erzeugung der Führungsgröße der
Zylinder-Ausgleichsregelung ein Drehzahlsignal differenziert wird.
5. Verfahren nach einem der vorgenannten Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass bei der Erzeugung der Führungsgröße der
Leerlaufregelung
- ein Drehzahlsignal differenziert wird, - anschließend um eine Totzeit, die einer Kurbelwellendrehung von 540° im aktuellen Betriebszustand entspricht, verzögert wird,
- dann integriert wird und - anschließend additiv mit dem Drehzahlsignal verknüpft wird.
6. Verfahren nach einem der vorgenannten Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass aus einem Drehzahlsignal höherfrequente Anteile entfernt werden.
7. Verfahren nach Anspruch 6, gekennzeichnet durch eine Tief- passfilterung, bei der eine zeitliche Mittlung über Drehzahlsignalanteile erfolgt, die jeweils demselben Zylinder zugeordnet sind.
8. Verfahren nach Anspruch 1, bei dem die Führungsgröße aus unterschiedlichen, zeitlich versetzten Zeitintervallen eines Drehzahlsignales N erzeugt werden.
9. Verfahren nach Anspruch 8, bei dem die Führungsgroßen der Zylinder-Ausgleichsregelung aus Drehzahlinformation durch Mittelung über Zeitintervalle erzeugt wird, in denen jeweils ein Arbeitstakt genau eines Zylinders liegt.
10. Verfahren nach Anspruch 9, bei dem die Führungsgröße der Leerlaufregelung aus einer Mittelung über Zeitintervalle erzeugt wird, in denen jeweils Arbeitstakte mehrerer Zylinder liegen.
11. Verfahren nach Anspruch 10, bei dem die Zeitintervalle, mit denen die Führungsgröße der Zylinder-Ausgleichsregelung erzeigt werden, jeweils zeitlich zwischen zwei Totpunkten eines Zylinderarbeitsspieles liegen, und die Zeitintervalle, mit denen die Führungsgröße der Leerlaufregelung erzeugt wer- den, jeweils um einen halben Arbeitstakt dazu versetzt sind.
12. Anordnung zur Signalkonditionierung zur Regelung des Leerlaufbetriebs einer Mehrzylinder-Brennkraftmaschine mittels eines Zylinder-Ausgleichsreglers (7) und eines Leerlauf- regier (6) , umfassend - einen Eingang (10) für ein Drehzahlsignal (N) ,
- zwei Ausgänge (14, 16) , an denen Führungsgroßen (B, L) für den Zylinder-Ausgleichsregler (7) und den Leerlaufregier (6) abgreifbar sind, wobei die Anordnung so ausgebildet ist, dass sie - das Drehzahlsignal (N) in zwei unterschiedliche Führungsgrößen (L, B) auftrennt.
13. Anordnung nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Führungsgröße (B) des Zylinder-Ausgleichsreglers (7) ei- nem durch unterschiedliche Drehmomentbeiträge der Zylinder verursachten Anteil des Drehzahlsignals (N) aufweist.
14. Anordnung nach Anspruch 12 oder 13, dadurch gekennzeichnet, dass die Führungsgröße (L) des Leerlaufreglers (6) das Drehzahlsignal (N) aufweist, das um einen durch unterschiedliche Drehmomentbeiträge der Zylinder (I-IV) verursachten Anteil des Drehzahlsignals (N) vermindert ist.
15. Anordnung nach einem der Ansprüche 12 bis 14, dadurch ge- kennzeichnet, dass
- ein Differenziator (12) vorgesehen ist, der mit dem Eingang (10) für das Drehzahlsignal (N) verbunden ist, und
- die Führungsgröße (B) des Zylinder-Ausgleichsreglers (7) ein differenziertes Drehzahlsignal aufweist.
16. Anordnung nach Anspruch 15, gekennzeichnet durch einen Signalflusspfad mit einem Totzeitglied (17), einem Integrator (18) und einer Addiereinheit (15) , der mit dem Eingang (10) für das Drehzahlsignal (N) verbunden ist und am Ausgang (14) für die Führungsgröße (L) des Leerlaufreglers (6) ein differenziertes, um die Totzeit verzögertes, integriertes und mit dem unmodifizierten Drehzahlsignal (N) additiv verknüpftes Drehzahlsignal abgibt.
17. Anordnung nach einem der Ansprüche 15 oder 16, dadurch gekennzeichnet, dass dem Differenziator (12) ein Tief assfil- ter (13) vor- oder nachgeschaltet ist.
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