EP2029872A1 - Verfahren zum betreiben einer brennkraftmaschine - Google Patents

Verfahren zum betreiben einer brennkraftmaschine

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EP2029872A1
EP2029872A1 EP07728784A EP07728784A EP2029872A1 EP 2029872 A1 EP2029872 A1 EP 2029872A1 EP 07728784 A EP07728784 A EP 07728784A EP 07728784 A EP07728784 A EP 07728784A EP 2029872 A1 EP2029872 A1 EP 2029872A1
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EP
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cylinder
torque
differences
combustion position
specific
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EP07728784A
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Jens Damitz
Horst Wagner
Michael Kessler
Thomas Bossmeyer
Simon Wunderlin
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Robert Bosch GmbH
Original Assignee
Robert Bosch GmbH
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    • F02D41/40—Controlling fuel injection of the high pressure type with means for controlling injection timing or duration
    • F02D41/401—Controlling injection timing

Definitions

  • the invention relates to a method for operating an internal combustion engine according to the preamble of claim 1.
  • the present invention has the object, a method of the type mentioned in such a way that it allows quiet and consumption and emission-optimal operation of the internal combustion engine in as many operating conditions without great effort.
  • Rotary variable is understood to mean that the rotational variable from one cylinder to another, so “local”, differs. Under the concept of a “fluctuation” of Rotary variable, however, understood that the rotational size of the same cylinder varies over time.
  • the rotational variable is usually a rotational acceleration of the crankshaft and / or a rotational speed of the crankshaft detected individually for each cylinder and detected for a multiplicity of times within a working cycle.
  • the combustion position may be optimized to reduce said differences and / or variations, which improves comfort in the operation of the internal combustion engine and optimizes emissions and fuel consumption of the internal combustion engine.
  • Rotary variable depend essentially on a combustion position, is a mode with partially homogeneous mixture formation and / or a regeneration mode for an exhaust aftertreatment device. This is based on the following considerations:
  • combustion processes have been developed to meet the ever-increasing requirements in terms of consumption, exhaust emissions, noise and ride comfort - in the case of installation in a motor vehicle, for which high exhaust gas recirculation rates are characteristic.
  • combustion processes are called “partially homogeneous” because, in contrast to conventional combustion processes, they have a greater thorough mixing and homogenization of the cylinder filling. Operation of the internal combustion engine with such a "non-conventional" combustion process is not possible in the entire speed and load range, but in a relatively large emission-relevant area.
  • the method according to the invention it is possible by an adaptation of the timing of the fuel injection and / or a fresh air amount and / or an exhaust gas recirculation rate to influence the ignition delay and thus also the combustion position and thus to reduce the said differences and / or variations in the rotational size.
  • This is possible in contrast to the prior art without a pressure measurement in a master cylinder or the complex evaluation of a structure-borne noise signal, whereby the costs are low when using the method according to the invention.
  • the cost of calculating a heating process can be omitted. Instead, the already present rotary variable is evaluated accordingly.
  • a torque, a torque derived from a cylinder pressure in a guide cylinder, a torque determined from a lambda value and an air charge, or a torque determined from the torque be used as the reference value for the absolute value.
  • the adaptation of the time of the fuel injection and / or the amount of fresh air and / or the exhaust gas recirculation rate can be effected by the cylinder-specific combustion position or the cylinder-specific torque is tracked to a desired value. This is programmatically easy to implement.
  • the combustion position can be set to a temporal and / or local mean value, for example, by the difference between a cylinder-specific actual rotary variable and an average over the cylinder actual rotary variable is fed directly to a controller.
  • Figure 1 is a schematic representation of an internal combustion engine with several
  • FIG. 2 shows a diagram in which a high-temporal signal of a speed sensor of the internal combustion engine of FIG. 1 is plotted over time;
  • FIG. 3 is a block diagram for explaining a method of operating the
  • FIG. 4 is a further block diagram for explaining a method for
  • FIG. 5 is another block diagram for explaining a method of operating the internal combustion engine of FIG. 1.
  • an internal combustion engine bears the reference numeral 10 as a whole.
  • it comprises a total of four cylinders 12a, 12b, 12c and 12d. These are in turn provided with combustion chambers 14a to d, into which fresh air passes via an inlet valve 16a to d and an intake pipe 18.
  • Fuel is injected into the combustion chambers 14a-d through injectors 20a-d which are connected to a common high-pressure fuel accumulator 22, also referred to as "RaM".
  • Combustion exhaust gases are directed from the combustion chambers 14a-d via exhaust valves 24a-d to an exhaust pipe 26 to an exhaust aftertreatment device 28.
  • a fresh air mass flowing via the intake pipe 18 to the combustion chambers 14a to d is detected by an HFM sensor 34.
  • a combustion chamber pressure sensor 36 is arranged, which detects the pressure in the combustion chamber 14d.
  • the corresponding cylinder 12d is so far a "master cylinder".
  • a lambda sensor 37 is arranged before the exhaust aftertreatment device 28 arranged.
  • the internal combustion engine 10 can be operated with exhaust gas recirculation.
  • an exhaust gas recirculation valve (not shown in the drawing) may be present (external exhaust gas recirculation), or it may be possible to work with internal exhaust gas recirculation through appropriate valve opening times.
  • the operation of the internal combustion engine 10 is controlled and regulated by a control and regulating device 38.
  • This receives signals from, inter alia, the crankshaft sensor 32, the HFM sensor 34 and the combustion chamber pressure sensor 36.
  • the high-temporal signal n (rotational speed or rotational speed) of the crankshaft sensor 32 is plotted over the time t. It can be seen that even with “global” constant speed n, the "microscopically”, ie temporally high resolution, considered n varies cyclically. This results from the individual burns in the individual cylinders 12, which each lead to a brief rotational acceleration of the crankshaft 30. It can be seen from FIG. 2 that these rotational accelerations and the maximum or minimum rotational speeds vary from cylinder 12 to cylinder 12, but also from working cycle to working cycle (designated by reference numbers 40a and 40b in FIG. 2).
  • the acceleration which is indicated by the dot-dash line 42c in Figure 2
  • the acceleration 42d in the working cycle 40a for the cylinder 12d is lower than for the same cylinder 12d in the working cycle 40b.
  • the variation of the rotational acceleration from one cylinder 12 to the other cylinder 12 is referred to as “difference”, the variation of Spin of the same cylinder 12 from one working game 40 to another referred to as "fluctuation”.
  • a first operating state comprises a "conventional" operating mode, in which a comparatively low exhaust gas recirculation rate of at most 30% is used.
  • Another operating state includes a "non-conventional" mode of operation in which a comparatively high exhaust gas recirculation rate of usually more than 35% is present.
  • Such a high exhaust gas recirculation rate leads to a so-called “partially homogeneous” operation, in which there is a comparatively strong mixing and homogenization of the cylinder charge, with a comparatively high ignition delay (the ignition delay is the time elapsing from the injection of the fuel until it ignites ).
  • combustion position is understood to be the crank angle at which a certain proportion, usually 50%, of the total heat is converted during fuel combustion.
  • a conventional "leveling control” can be applied.
  • the injected fuel masses for each injector 20a to 20d are adapted so that the most uniform possible speed or torque curve is achieved.
  • corresponding fuel correction amounts are determined and applied for each injector 20a to 20d.
  • This "learning process” is operating point dependent and takes place continuously, so that changes that occur during the lifetime of the Set internal combustion engine 10, can be compensated.
  • changes in the cylinder 12a to d for example in the form of different leakages and friction losses, can also occur.
  • the combustion position in turn, depends mainly on the time (usually expressed by a crank angle) of a fuel injection and the amount of fresh air supplied via the intake pipe 18 and the intake valves 16a to d and the exhaust gas recirculation rate.
  • FIG. 3 A general method for operating the internal combustion engine 10 of FIG. 1 is shown in FIG. 3. Thereafter, in block 44, the fuel correction amounts are first adapted in the conventional operating mode in the sense of a quantity compensation control, so that as uniform a course of the rotational speed signal as possible is obtained in this operating mode. In 46, these correction values are applied, and in subsequent block 48 determines the torque contribution for each individual cylinder 12a to d for each working cycle, for example, from the detected cylinder-individual and work-game-individual rotational acceleration of the crankshaft 30. In 50 it is queried whether to continue working in the conventional operating mode or in the non-conventional operating mode, ie for example, a partially homogeneous
  • Combustion process is to be changed. If the system is changed to the non-conventional operating mode, a desired uniformity of the rotational speed signal is brought about individually by adapting the time of the fuel injection, the supplied fresh air quantity or the exhaust gas recirculation rate, ie ultimately by an at least indirect regulation of the combustion position. The corresponding correction values are then applied again in 46, and so on.
  • a very simple method for the combustion position control results from FIG. 4: In this method, the combustion position is not determined directly at all. Instead, a measured cylinder-individual rotational acceleration dn / dt_ist is fed to a mean value generator 54, which forms a temporal and spatial mean value. This is set equal to the desired spin, ie the setpoint dn / dt_soll. In 56, the difference between this setpoint dn / dt_soll and the cylinder-specific actual value dn / dt_ist is formed and supplied to a controller 58.
  • a correction value AB_korr as the manipulated variable, which is added in 62 to an activation start AB_St for the respective injector 20a to d.
  • the actuation start AB_St is determined in 64 on the basis of the current operating point, for example the current rotational speed n and the current torque MD.
  • the method shown in Figure 4 basically corresponds to the principle of a "compensation control", because by this method ultimately the combustion position of all cylinders 12a to d is equalized. This is based on the consideration that the deviation of the actual rotational acceleration dn / dt_ist from the target rotational acceleration dn / dt_soll is equal to the deviation of the cylinder-specific combustion positions from an average value.
  • Reference torque used as a reference point Reference torque used.
  • This reference torque may be an applied value for the respective operating point, if it can be assumed that the sum of the cylinder-specific deviations from the setpoint torque is equal to zero, ie the actual engine torque actual torque coincides with the setpoint torque.
  • the absolute "global" engine torque can also be calculated, for example, based on the signal of the combustion chamber pressure sensor 36 by calculating the indicated torque from the measured pressure, or from the detected by the crankshaft sensor 32 crankshaft rotational speed and - spin, or on the basis of Signals from the lambda sensor 37 and the HFM sensor 34 and recalculation of the fuel mass actually injected from the injectors 20a to d.
  • the signal of the crankshaft sensor 32 that is, for example, the rotational acceleration dn / dt_act
  • an actual value calculation block 66 which determines an explicit actual combustion position VLJst using the torque M determined in the manner just described.
  • a target combustion position VL soll is determined.
  • FIG. 56 here and below, functionally equivalent regions are provided with the same reference symbols for FIG. 4
  • the difference between the actual combustion position VLJst and the desired combustion position VL_soll is formed and fed to the controller 58, which outputs a correction value AB corr.
  • a target torque of the entire internal combustion engine 10th specifies the actual torque and supplies the difference to a controller.
  • the controller could, for example, by a change in the amount of fuel, the fresh air mass, the exhaust gas mass, a boost, etc., balance the difference.

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Abstract

Bei einer Brennkraftmaschine wird mindestens eine die Drehbewegung einer Kurbelwelle charakterisierende Drehgröße (dn/dt) zylinderindividuell erfasst. Es wird vorgeschlagen, dass in einem Betriebszustand, in dem Unterschiede und/oder Schwankungen der Drehgröße (dn/dt_ ist) im Wesentlichen von einer Verbrennungslage abhängen, der Zeitpunkt (AB_St) einer Kraftstoffeinspritzung zylinderindividuell für eine Reduzierung der Unterschiede und/oder Schwankungen adaptiert wird (52).

Description

Beschreibung
Titel
Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine
Stand der Technik
Die Erfindung betrifft ein Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Aus der DE 195 27 218 Al ist eine Mengenausgleichsregelung bekannt. Bei dieser wird aus Ungleichförmigkeiten der Kurbelwellendrehung, also aus dem Maß der zylinderindividuellen Drehbeschleunigungen innerhalb eines Arbeitsspiels, auf Ungleichheiten der in die einzelnen Zylinder eingespritzten Kraftstoffmenge geschlossen. Dem liegt folgende Überlegung zu Grunde: Die bei einer Verbrennung im Brennraum freigesetzte Wärme wird bei der Expansion des Gases im Zylinder in mechanische Arbeit umgewandelt und beschleunigt die Kurbelwelle. Idealerweise sind die Drehmomentbeiträge aller Zylinder eines Motors gleich. In der Realität ist dies jedoch nicht der Fall. Unterschiede in den Drehmomentbeiträgen bewirken Unterschiede in der Beschleunigung der Kurbelwelle, was mit einem Drehzahlsensor erfasst werden kann. Unterschiedliche Drehmomentbeiträge sind in vielen
Betriebssituationen durch unterschiedliche Einspritzmengen verursacht und können bei der eingangs bezeichneten Mengenausgleichsregelung durch eine zylinderindividuelle Korrektur der Einspritzmenge ausgeglichen werden.
Aus der DE 10 2004 046 083 Al ist ferner ein Verfahren bekannt, bei dem an einem Leitzylinder ein Sensor angeordnet ist, mit dem ein die Verbrennung charakterisierendes Merkmal für diesen Leitzylinder gewonnen werden kann. Mittels einer Ausgleichsfunktionalität werden die anderen Zylinder an diesen Leitzylinder angepasst. Dieses Verfahren ist vor allem für solche Brennverfahren vorteilhaft, welche einen großen Zündverzug aufweisen, beispielsweise sogenannte teilhomogene Brennverfahren.
Offenbarung der Erfindung
Technische Aufgabe
Die vorliegende Erfindung hat die Aufgabe, ein Verfahren der eingangs genannten Art so weiterzubilden, dass es ohne großen Aufwand einen ruhigen und Verbrauchs- sowie emissionsoptimalen Betrieb der Brennkraftmaschine in möglichst vielen Betriebszuständen gestattet.
Technische Lösung
Diese Aufgabe wird durch ein Verfahren mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind in Unteransprüchen angegeben. In nebengeordneten Patentansprüchen sind weitere Lösungsmöglichkeiten genannt. Außerdem finden sich für die Erfindung wesentliche Merkmale in der nachfolgenden Beschreibung und der Zeichnung, wobei die besagten Merkmale auch in ganz unterschiedlichen Kombinationen für die Erfindung wesentlich sein können, ohne dass hierauf explizit hingewiesen wird.
Vorteilhafte Wirkungen
Erfindungsgemäß wurde erkannt, dass insbesondere bei einer Diesel- Brennkraftmaschine Unterschiede und/oder Schwankungen einer die Drehbewegung einer Kurbelwelle charakterisierenden Drehgröße je nach Betriebszustand unterschiedliche Ursachen haben. Unter dem Begriff eines "Unterschieds" der
Drehgröße wird dabei verstanden, dass sich die Drehgröße von einem Zylinder zu einem anderen, also "örtlich", unterscheidet. Unter dem Begriff einer "Schwankung" der Drehgröße wird dagegen verstanden, dass die Drehgröße desselben Zylinders zeitlich variiert. Die Drehgröße ist dabei üblicherweise eine zylinderindividuell und für eine Vielzahl von Zeitpunkten innerhalb eines Arbeitsspiels erfasste Drehbeschleunigung der Kurbelwelle und/oder eine zylinderindividuell und für ein Arbeitsspiel erfasste Drehzahl der Kurbelwelle.
Erfindungsgemäß wurde weiter erkannt, dass es mindestens einen Betriebszustand gibt, in dem Unterschiede und/oder Schwankungen der Drehgröße im Wesentlichen von einer Verbrennungslage abhängen. Als Maß für die Verbrennungslage wird vielfach der Brennbeginn oder eine Schwerpunktlage der Wärmeumsetzung, in Grad
Kurbelwinkel ausgedrückt, verwendet. In einem solchen Betriebszustand kann die Verbrennungslage so optimiert werden, dass die besagten Unterschiede und/oder Schwankungen reduziert werden, was den Komfort im Betrieb der Brennkraftmaschine verbessert und Emissionen und Kraftstoffverbrauch der Brennkraftmaschine optimiert. Ein typischer Betriebszustand, in dem Unterschiede und/oder Schwankungen der
Drehgröße im Wesentlichen von einer Verbrennungslage abhängen, ist eine Betriebsart mit teilhomogener Gemischbildung und/oder eine Regenerationsbetriebsart für eine Abgasnachbehandlungseinrichtung. Dem liegen folgende Überlegungen zu Grunde:
Vor allem bei Diesel- Brennkraftmaschinen wurden zur Erfüllung der stetig steigenden Anforderungen hinsichtlich Verbrauch, Abgasemissionen, Geräusch und Fahrkomfort - im Falle des Einbaus in ein Kraftfahrzeug - sogenannte "teilhomogene" Brennverfahren entwickelt, für die hohe Abgasrückführraten charakteristisch sind. "Teilhomogen" werden diese Brennverfahren deshalb bezeichnet, weil bei ihnen im Gegensatz zu konventionellen Brennverfahren eine stärkere Durchmischung und Homogenisierung der Zylinderfüllung vorliegt. Ein Betrieb der Brennkraftmaschine mit einem solchen "nicht konventionellen" Brennverfahren ist zwar nicht im gesamten Drehzahl- und Lastbereich möglich, aber in einem relativ großen emissionsrelevanten Bereich.
Hohe Abgasrückführraten vergrößern jedoch den Zündverzug bis hin zu Werten, die zu verspäteten Verbrennungen führen. Unter ungünstigen Bedingungen treten sogar Zündaussetzer auf. Zyklische Schwankungen der Zylinderfüllung und des Verbrennungsprozess machen sich bei diesen "nicht-konventionellen" Brennverfahren deutlich stärker bemerkbar als bei konventionellen Brennverfahren. Ursache solcher Schwankungen sind zum einen transiente Vorgänge, zum Beispiel bei Last- oder Drehzahländerungen, zum anderen existieren Unterschiede zwischen den einzelnen Zylindern einer Brennkraftmaschine, zum Beispiel bei Verdichtung, Temperatur, Abmessungen des Ansaugkanals, etc. Diese Unterschiede zwischen den einzelnen Zylindern üben auf Grund der erhöhten Empfindlichkeit bei einem Betrieb mit hoher Abgasrückführrate gegenüber solchen zyklischen Schwankungen, einen erheblichen Einfluss auf Zündverzug und Verbrennungslage aus.
Dank des erfindungsgemäßen Verfahrens ist es möglich, durch eine Adaption des Zeitpunkts der Kraftstoffeinspritzung und/oder einer Frischluftmenge und/oder einer Abgasrückführrate den Zündverzug und damit auch die Verbrennungslage zu beeinflussen und damit die besagten Unterschiede und/oder Schwankungen der Drehgröße zu reduzieren. Dies ist im Gegensatz zu dem Stand der Technik ohne eine Druckmessung in einem Leitzylinder oder die komplexe Auswertung eines Körperschallsignals möglich, wodurch die Kosten bei der Anwendung des erfindungsgemäßen Verfahrens niedrig sind. Auch kann der Aufwand für die Berechnung eines Heizverlaufs entfallen. Stattdessen wird die ohnehin vorliegende Drehgröße entsprechend ausgewertet.
Besonders vorteilhaft ist es dabei, wenn zunächst, in einem ersten Schritt, in einem Ausgangsbetriebszustand, in dem die Unterschiede oder Schwankungen der Drehgröße im Wesentlichen nicht von der Verbrennungslage abhängen, eine eingespritzte Kraftstoffmenge im Sinne einer Mengenausgleichsregelung zylinderindividuell für eine Reduzierung der Unterschiede oder Schwankungen adaptiert wird. Dem liegt die Erkenntnis zu Grunde, dass Unterschiede und Schwankungen der Verbrennungslage im konventionellen Betrieb der Brennkraftmaschine vernachlässigt werden können. In einem solchen Ausgangsbetriebszustand rühren Unterschiede der Drehgröße vor allem von Einspritzmassenunterschieden her. Damit kann in einer solchen Betriebsart zunächst die auf Grund von Injektortoleranzen erforderliche Mengenausgleichsregelung durchgeführt werden, und dann in dem weiter oben beschriebenen Betriebszustand mindestens mittelbar die Verbrennungslage optimiert werden. Dabei werden in jenem Betriebszustand, in dem Unterschiede und/oder Schwankungen der Drehgrößen im Wesentlichen von einer Verbrennungslage abhängen, die zuvor durch die Mengenausgleichsregelung ermittelten Korrekturwerte unverändert angewendet. Auf diese Weise wird ein ganz besonders gleichförmiger und emissions- und kraftstoffoptimaler Betrieb möglich.
Dabei ist es möglich, anhand der zylinderindividuellen Drehgröße eine zylinderindividuelle Verbrennungslage oder ein zylinderindividuelles Drehmoment als Absolutwert zu ermitteln. Dieser enthält zusätzliche Informationen, welche für die Steuerung und Regelung der Brennkraftmaschine verwendet werden können.
In Weiterbildung hierzu wird vorgeschlagen, dass als Bezugsgröße für den Absolutwert ein Drehmoment, ein aus einem Zylinderdruck in einem Leitzylinder abgeleitetes Drehmoment, ein aus einem Lambdawert und einer Luftfüllung ermitteltes Drehmoment, oder ein aus der Drehgröße ermitteltes Drehmoment verwendet wird.
Die Adaption des Zeitpunktes der Kraftstoffeinspritzung und/oder der Frischluftmenge und/oder der Abgasrückführrate kann dadurch erfolgen, dass die zylinderindividuelle Verbrennungslage oder das zylinderindividuelle Drehmoment einem Sollwert nachgeführt wird. Dies ist programmtechnisch einfach zu realisieren.
Dabei kann die Verbrennungslage auf einen zeitlichen und/oder örtlichen Mittelwert eingestellt werden, indem beispielsweise die Differenz zwischen einer zylinderindividuellen Ist-Drehgröße und einer über die Zylinder gemittelten Ist- Drehgröße unmittelbar einem Regler zugeführt wird.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Nachfolgend werden bevorzugte Ausführungsformen der Erfindung unter Bezugnahme auf die beiliegende Zeichnung näher erläutert. In der Zeichnung zeigen: Figur 1 eine schematische Darstellung einer Brennkraftmaschine mit mehreren
Zylindern;
Figur 2 ein Diagramm, in dem ein zeitlich hochaufgelöstes Signal eines Drehzahlsensors der Brennkraftmaschine von Figur 1 über der Zeit aufgetragen ist;
Figur 3 ein Blockdiagramm zur Erläuterung eines Verfahrens zum Betreiben der
Brennkraftmaschine von Figur 1;
Figur 4 ein weiteres Blockdiagramm zum Erläutern eines Verfahrens zum
Betreiben der Brennkraftmaschine von Figur 1, und
Figur 5 ein weiteres Blockdiagramm zum Erläutern eines Verfahrens zum Betreiben der Brennkraftmaschine von Figur 1.
Ausführungsform(en) der Erfindung
Eine Brennkraftmaschine trägt in Figur 1 insgesamt das Bezugszeichen 10. Sie umfasst vorliegend insgesamt vier Zylinder 12a, 12b, 12c und 12d. Diese sind wiederum mit Brennräumen 14a bis d versehen, in die Frischluft über ein Einlassventil 16a bis d und ein Ansaugrohr 18 gelangt. Kraftstoff wird in die Brennräume 14a bis d durch Injektoren 20a bis d eingespritzt, die an einem gemeinsamen Kraftstoffhochdruckspeicher 22, der auch als "RaM" bezeichnet wird, angeschlossen sind.
Verbrennungsabgase werden aus den Brennräumen 14a bis d mittels Auslassventilen 24a bis d in ein Abgasrohr 26 zu einer Abgas-Nachbehandlungseinrichtung 28 geleitet. Im Betrieb der Brennkraftmaschine 10 wird eine Kurbelwelle 30 in Drehung versetzt, deren Drehzahl beziehungsweise Drehgeschwindigkeit und Drehbeschleunigung (= "Drehgrößen") von einem Kurbelwellensensor 32 mit extrem hoher zeitlicher Auflösung erfasst wird. Eine über das Ansaugrohr 18 zu den Brennräumen 14a bis d strömende Frischluftmasse wird von einem HFM-Sensor 34 erfasst. Ferner ist an der Brennkraftmaschine 10 ein Brennraumdrucksensor 36 angeordnet, der den Druck im Brennraum 14d erfasst. Bei dem entsprechenden Zylinder 12d handelt es sich insoweit um einen "Leitzylinder". Vor der Abgas-Nachbehandlungseinrichtung 28 ist ein Lambdasensor 37 angeordnet. Die Brennkraftmaschine 10 kann mit Abgasrückführung betrieben werden. Hierzu kann entweder ein in der Zeichnung nicht dargestelltes Abgasrückführventil vorhanden sein (externe Abgasrückführung), oder es kann durch entsprechende Ventilöffnungszeiten mit einer internen Abgasrückführung gearbeitet werden.
Der Betrieb der Brennkraftmaschine 10 wird von einer Steuer- und Regeleinrichtung 38 gesteuert und geregelt. Diese erhält Signale unter anderem vom Kurbelwellensensor 32, dem HFM-Sensor 34 und dem Brennraumdrucksensor 36. Angesteuert werden von der Steuer- und Regeleinrichtung 38 unter anderem die Injektoren 20. Dabei sei an dieser Stelle darauf hingewiesen, dass dann, wenn bei einer Komponente der Index a bis d nicht erwähnt ist, die entsprechenden Ausführungen für sämtliche Komponenten a bis d gelten.
In Figur 2 ist das zeitlich hochaufgelöste Signal n (Drehzahl beziehungsweise Drehgeschwindigkeit) des Kurbelwellensensors 32 über der Zeit t aufgetragen. Man erkennt, dass selbst bei "global" konstanter Drehzahl n die "mikroskopisch", also zeitlich hochaufgelöst betrachtete Drehzahl n zyklisch variiert. Dies rührt von den einzelnen Verbrennungen in den einzelnen Zylindern 12 her, welche jeweils zu einer kurzzeitigen Drehbeschleunigung der Kurbelwelle 30 führen. Man erkennt aus Figur 2, dass diese Drehbeschleunigungen und die Maximal- beziehungsweise Minimaldrehzahlen von Zylinder 12 zu Zylinder 12, aber auch von Arbeitsspiel zu Arbeitsspiel (in Figur 2 durch die Bezugszeichen 40a und 40b bezeichnet) variieren. Man erkennt beispielsweise, dass die Beschleunigung, welche durch die strichpunktierte Steigungslinie 42c in Figur 2 angedeutet ist, für den Zylinder 12c geringer ist als die entsprechende Beschleunigung 42d für den Zylinder 12d. Dabei ist die Beschleunigung 42d im Arbeitsspiel 40a für den Zylinder 12d geringer als für denselben Zylinder 12d im Arbeitsspiel 40b. Die Variation der Drehbeschleunigung von einem Zylinder 12 zum anderen Zylinder 12 wird als "Unterschied", die Variation der Drehbeschleunigung desselben Zylinders 12 von einem Arbeitsspiel 40 zum anderen als "Schwankung" bezeichnet.
Die in Figur 1 dargestellte Brennkraftmaschine 10 kann in unterschiedlichen Betriebszuständen betrieben werden. Ein erster Betriebszustand umfasst eine "konventionelle" Betriebsart, in der mit einer vergleichsweise geringen Abgasrückführrate von höchstens 30 % gearbeitet wird. Ein anderer Betriebszustand umfasst eine "nicht-konventionelle" Betriebsart, in der eine vergleichsweise hohe Abgasrückführrate von üblicherweise mehr als 35 % vorliegt. Eine solche hohe Abgasrückführrate führt zu einem sogenannten "teilhomogenen" Betrieb, in dem eine vergleichsweise starke Durchmischung und Homogenisierung der Zylinderfüllung vorliegt, mit einem vergleichsweise hohen Zündverzug (beim Zündverzug handelt es sich um die Zeit, die vom Einspritzen des Kraftstoffs bis zu dessen Entflammung verstreicht).
In der konventionellen Betriebsart rühren Drehzahl- beziehungsweise Drehmomentunterschiede zwischen den einzelnen Zylindern 12 vor allem von Einspritzmassenunterschieden her. Diese ergeben sich wiederum vor allem durch Toleranzen der einzelnen Injektoren 20. Der Einfluss von Schwankungen der sogenannten Verbrennungslage auf das zylinderindividuelle Drehmoment kann dagegen in der konventionellen Betriebsart vernachlässigt werden. Unter der Verbrennungslage wird jener Kurbelwinkel verstanden, bei dem während der Kraftstoffverbrennung ein bestimmter Anteil, üblicherweise 50 %, der gesamten Wärme umgesetzt ist.
In der konventionellen Betriebsart der Brennkraftmaschine 10 kann daher eine übliche "Mengenausgleichsregelung" angewendet werden. Durch eine solche werden die eingespritzten Kraftstoffmassen für jeden Injektor 20a bis 20d so angepasst, dass ein möglichst gleichförmiger Drehzahl- beziehungsweise Drehmomentverlauf erreicht wird. Hierzu werden für jeden Injektor 20a bis 20d entsprechende Kraftstoffkorrekturmengen bestimmt und angewendet. Dieser "Lernvorgang" ist betriebspunktabhängig und findet kontinuierlich statt, so dass auch Veränderungen, die sich während der Lebenszeit der Brennkraftmaschine 10 einstellen, ausgeglichen werden können. Neben Veränderungen an den Injektoren 20a bis d können dabei auch Veränderungen im Zylinder 12a bis d, beispielsweise in Form unterschiedlicher Leckagen und Reibverluste, auftreten.
In der nicht-konventionellen Betriebsart rühren Unterschiede der Drehzahl beziehungsweise Drehbeschleunigung beziehungsweise des Drehmoments zwischen den einzelnen Zylindern 12a bis d und Schwankungen von einem Arbeitsspiel zu einem nachfolgenden Arbeitsspiel nicht allein von den Einspritzmassenunterschieden her. Ein Rückschluss von unterschiedlichen Drehmomentbeiträgen auf Unterschiede in den eingespritzten Kraftstoffmassen ist in dieser Betriebsart nicht mehr unmittelbar möglich. Es kann aber angenommen werden, dass etwaige Injektorfehlmengen von der Betriebsart unabhängig sind. Daher werden in dieser Betriebsart die in der konventionellen Betriebsart erfassten Kraftstoffkorrekturmengen unverändert verwendet.
Stattdessen rühren in der nicht-konventionellen Betriebsart nach Korrektur der Kraftstoffmengen verbleibende Unterschiede und Schwankungen der Drehbeschleunigung beziehungsweise Drehzahl im Wesentlichen von Unterschieden beziehungsweise Schwankungen der Verbrennungslage her. Die Verbrennungslage wiederum hängt vor allem vom Zeitpunkt (üblicherweise durch einen Kurbelwinkel ausgedrückt) einer Kraftstoffeinspritzung und der über das Ansaugrohr 18 und die Einlassventile 16a bis d zugeführten Frischluftmenge und der Abgasrückführrate ab. Durch eine Adaption dieser Betriebsgrößen kann daher in der nicht-konventionellen Betriebsart ein reduzierender Einfluss auf Unterschiede und Schwankungen der Drehbeschleunigung der Kurbelwelle 30 angenommen werden.
Ein allgemeines Verfahren zum Betreiben der Brennkraftmaschine 10 von Figur 1 ist in Figur 3 dargestellt: Danach werden im Block 44 zunächst in der konventionellen Betriebsart im Sinne einer Mengenausgleichsregelung die Kraftstoffkorrekturmengen adaptiert, so dass in dieser Betriebsart ein möglichst gleichförmiger Verlauf des Drehzahlsignals erhalten wird. In 46 werden diese Korrekturwerte angewendet, und im anschließenden Block 48 der Drehmomentbeitrag für jeden einzelnen Zylinder 12a bis d für jedes Arbeitsspiel ermittelt, beispielsweise aus der erfassten zylinderindividuellen und arbeitsspielindividuellen Drehbeschleunigung der Kurbelwelle 30. In 50 wird abgefragt, ob in der konventionellen Betriebsart weiter gearbeitet oder in die nicht- konventionelle Betriebsart, also beispielsweise ein teilhomogenes
Verbrennungsverfahren gewechselt werden soll. Wird in die nicht-konventionelle Betriebsart gewechselt, wird in 52 durch eine Adaption des Zeitpunkts der Kraftstoffeinspritzung, der zugeführten Frischluftmenge oder der Abgasrückführrate zylinderindividuell eine gewünschte Gleichförmigkeit des Drehzahlsignals herbeigeführt, also letztlich durch eine zumindest mittelbare Regelung der Verbrennungslage. Die entsprechenden Korrekturwerte werden dann wieder in 46 angewendet, und so weiter.
Ein sehr einfaches Verfahren für die Verbrennungslageregelung ergibt sich aus Figur 4: Bei diesem Verfahren wird die Verbrennungslage direkt gar nicht ermittelt. Stattdessen wird eine gemessene zylinderindividuelle Drehbeschleunigung dn/dt_ist in einen Mittelwertbildner 54 eingespeist, der einen zeitlichen und örtlichen Mittelwert bildet. Dieser wird gleich der gewünschten Drehbeschleunigung, also dem Sollwert dn/dt_soll gesetzt. In 56 wird die Differenz zwischen diesem Sollwert dn/dt_soll und dem zylinderindividuellen Istwert dn/dt_ist gebildet und diese einem Regler 58 zugeführt. Aus diesem ergibt sich als Stellgröße ein Korrekturwert AB_korr, der in 62 zu einem Ansteuerbeginn AB_St für den jeweiligen Injektor 20a bis d addiert wird. Der Ansteuerbeginn AB_St wird in 64 auf der Basis des aktuellen Betriebspunktes, beispielsweise der aktuellen Drehzahl n und des aktuellen Drehmoments MD ermittelt. Das in Figur 4 gezeigte Verfahren entspricht im Grunde dem Prinzip einer "Ausgleichsregelung", denn durch dieses Verfahren wird letztlich die Verbrennungslage aller Zylinder 12a bis d gleichgestellt. Dem liegt die Überlegung zu Grunde, dass die Abweichung der tatsächlichen Drehbeschleunigung dn/dt_ist von der Soll- Drehbeschleunigung dn/dt_soll gleich der Abweichung der zylinderindividuellen Verbrennungslagen von einem Mittelwert ist.
Möglich ist es aber auch, eine absolute Verbrennungslage zu ermitteln. Hierzu wird, wie nachfolgend unter Bezugnahme auf Figur 5 erläutert ist, als Bezugspunkt ein Bezugsmoment verwendet. Bei diesem Bezugsmoment kann es sich um einen applizierten Wert für den jeweiligen Betriebspunkt handeln, wenn angenommen werden kann, dass die Summe der zylinderindividuellen Abweichungen vom Solldrehmoment gleich Null ist, das motorglobale Ist- Drehmoment also mit dem Soll-Drehmoment übereinstimmt. Das absolute "globale" Motor- Drehmoment kann aber auch berechnet werden, beispielsweise anhand des Signals des Brennraumdrucksensor 36 durch Berechnen des indizierten Moments aus dem gemessenen Druck, oder anhand der vom Kurbelwellensensor 32 erfassten Kurbelwellen- Drehgeschwindigkeit und - Drehbeschleunigung, oder auf der Basis des Signals des Lambdasensors 37 und des HFM-Sensors 34 und Rückrechnung der tatsächlich von den Injektoren 20a bis d eingespritzten Kraftstoffmasse.
Entsprechend dem in Figur 5 gezeigten Verfahren wird das Signal des Kurbelwellensensors 32, also beispielsweise die Drehbeschleunigung dn/dt_ist, in einen Istwert- Berechnungsblock 66 eingespeist, der unter Verwendung des auf die gerade beschriebene Weise ermittelten Drehmoments M eine explizite Ist- Verbrennungslage VLJst ermittelt. In 68 wird auf der Basis der Drehzahl n und der aktuellen Last (Drehmoment) MD eine Soll-Verbrennungslage VL soll ermittelt. In 56 (hier und nachfolgend werden zu Figur 4 funktionsäquivalente Bereiche mit den gleichen Bezugszeichen versehen) wird die Differenz zwischen der Ist- Verbrennungslage VLJst und der Soll-Verbrennungslage VL_soll gebildet und in den Regler 58 eingespeist, der einen Korrekturwert AB korr ausgibt.
Denkbar ist auch, anstelle der expliziten Bestimmung der Verbrennungslage VL in den Blöcken 66 und 68 ein Ist- Drehmoment und ein Soll-Drehmoment zu bestimmen und die entsprechende Differenz im Regler 58 zu dem Korrekturwert AB korr zu verarbeiten.
Die oben dargestellte Regelung der Verbrennungslage in der nicht-konventionellen Betriebsart und die Mengenausgleichsregelung in der konventionellen Betriebsart können mit einer absoluten Regelung des Drehmoments gekoppelt werden, die für den jeweiligen Betriebspunkt ein Soll-Drehmoment der gesamten Brennkraftmaschine 10 vorgibt, das Ist- Drehmoment bestimmt und die Differenz einem Regler zuführt. Der Regler könnte beispielsweise durch eine Veränderung der Kraftstoffmenge, der Frischluftmasse, der Abgasmasse, eines Ladedrucks, etc. die Differenz ausregeln.
Aus der obigen Beschreibung wird ersichtlich, dass es besonders vorteilhaft ist, dass die in der konventionellen Betriebsart im Verlauf der Mengenausgleichsregelung gelernten Korrekturmengen auf die jeweils andere nicht-konventionelle Betriebsart übertragen werden können.

Claims

Ansprüche
1. Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine (10), bei dem mindestens eine die Drehbewegung einer Kurbelwelle (30) charakterisierende Drehgröße (n, dn/dt) zylinderindividuell erfasst wird, dadurch gekennzeichnet, dass in einem Be- triebszustand, in dem Unterschiede und/oder Schwankungen der Drehgröße (n, dn/dt) im Wesentlichen von einer Verbrennungslage (VL) abhängen, der Zeitpunkt (AB St) einer Kraftstoffeinspritzung und/oder eine Frischluftmenge und/oder eine Abgasrückführrate zylinderindividuell für eine Reduzierung der Unterschiede und/oder Schwankungen adaptiert werden/wird (52).
2. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass in einem ersten Schritt in einem Ausgangsbetriebszustand, in dem die Unterschiede oder Schwankungen der Drehgröße (n, dn/dt) im Wesentlichen nicht von der Verbrennungslage (VL) abhängen, eine eingespritzte Kraftstoff menge zylinderindividuell für eine Reduzierung der Unterschiede oder Schwankungen adaptiert wird (53).
3. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Betriebszustand eine nicht-konventionelle Betriebsart, insbesondere eine Betriebsart mit teilhomogener Gemischbildung und/oder eine Regenerationsbetriebsart für eine Abgasnachbehandlungseinrichtung (28) umfasst.
4. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass anhand der zylinderindividuellen Drehgröße (n, dn/dt) eine zylinderindividuelle Verbrennungslage (VL) oder ein zylinderindividuelles Drehmoment als Absolutwert ermittelt wird.
5. Verfahren nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass als Bezugsgröße für den Absolutwert (n, dn/dt) ein Drehmoment (M), insbesondere ein aus einem Zy- linderdruck in einem Leitzylinder (12d) abgeleitetes Drehmoment, ein aus einem Lambdawert und einer Luftfüllung ermitteltes Drehmoment, oder ein aus der Drehgröße (n, dn/dt) ermitteltes Drehmoment verwendet wird.
6. Verfahren nach einem der Ansprüche 3 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die zylinderindividuelle Verbrennungslage (dn/dt_ist) oder das zylinderindividuelle Drehmoment einem Sollwert (dn/dt_soll) nachgeführt wird.
7. Verfahren nach einem der Ansprüche 3 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Verbrennungslage (VL) auf einen zeitlichen und/oder örtlichen Mittelwert eingestellt wird.
8. Verfahren nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass zur Einstellung der Verbrennungslage (VL) die Differenz zwischen einer zylinderindividuelle Ist- Drehgröße (dn/dt_ist) und einer über die Zylinder (12) gemittelten Ist-Drehgröße (dn/dt_soll) unmittelbar einem Regler (58) zugeführt wird.
9. Computerprogramm, dadurch gekennzeichnet, dass es zur Anwendung in einem Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche programmiert ist.
10. Steuer- und/oder Regeleinrichtung (38) für eine Brennkraftmaschine (10), dadurch gekennzeichnet, dass sie zur Anwendung in einem Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 8 programmiert ist.
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Families Citing this family (24)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FI122489B (fi) * 2008-05-26 2012-02-15 Waertsilae Finland Oy Menetelmä ja järjestelmä dieselmoottorin sylintereiden tasapainottamiseksi
US8646435B2 (en) 2008-07-11 2014-02-11 Tula Technology, Inc. System and methods for stoichiometric compression ignition engine control
US8336521B2 (en) * 2008-07-11 2012-12-25 Tula Technology, Inc. Internal combustion engine control for improved fuel efficiency
US8402942B2 (en) * 2008-07-11 2013-03-26 Tula Technology, Inc. System and methods for improving efficiency in internal combustion engines
US8701628B2 (en) 2008-07-11 2014-04-22 Tula Technology, Inc. Internal combustion engine control for improved fuel efficiency
US8616181B2 (en) * 2008-07-11 2013-12-31 Tula Technology, Inc. Internal combustion engine control for improved fuel efficiency
US9020735B2 (en) 2008-07-11 2015-04-28 Tula Technology, Inc. Skip fire internal combustion engine control
US8131447B2 (en) * 2008-07-11 2012-03-06 Tula Technology, Inc. Internal combustion engine control for improved fuel efficiency
DE102009023045B4 (de) * 2009-05-28 2019-09-12 Man Energy Solutions Se Verfahren zum Betreiben einer Otto-Brennkraftmaschine
US8511281B2 (en) 2009-07-10 2013-08-20 Tula Technology, Inc. Skip fire engine control
JP5058239B2 (ja) * 2009-10-30 2012-10-24 日立オートモティブシステムズ株式会社 内燃機関の燃料噴射制御装置
FR2956161B1 (fr) * 2010-02-09 2012-02-03 Peugeot Citroen Automobiles Sa Procede de regulation d'un parametre de fonctionnement d'un moteur et systeme de commande mettant en oeuvre un tel procede
DE102010014320B4 (de) * 2010-04-09 2016-10-27 Continental Automotive Gmbh Verfahren zum Anpassen der tatsächlichen Einspritzmenge, Einspritzvorrichtung und Brennkraftmaschine
US9726103B2 (en) * 2010-06-07 2017-08-08 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Fuel injection amount control apparatus for an internal combustion engine
DE102010038779A1 (de) * 2010-08-02 2012-02-02 Robert Bosch Gmbh Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine mit mehreren Brennräumen und Brennkraftmaschine mit mehreren Brennräumen
US8869773B2 (en) 2010-12-01 2014-10-28 Tula Technology, Inc. Skip fire internal combustion engine control
DE102010063097B4 (de) * 2010-12-15 2018-10-11 Robert Bosch Gmbh Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine
DE102011111412A1 (de) * 2011-08-23 2013-02-28 Volkswagen Aktiengesellschaft Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine
US8401764B2 (en) * 2012-01-18 2013-03-19 Ford Global Technologies, Llc Fuel identification based on crankshaft acceleration
DE102012201601A1 (de) 2012-02-03 2013-08-08 Robert Bosch Gmbh Verfahren zur Steuerung einer Brennkraftmaschine
CN104295388B (zh) * 2014-08-14 2017-02-15 吉林大学 一种基于指示转矩的发动机各缸不均匀性补偿控制方法
KR101628106B1 (ko) * 2014-10-20 2016-06-08 현대자동차 주식회사 연소압 센서를 이용한 엔진 제어 방법 및 시스템
DE102016208195A1 (de) * 2016-05-12 2017-11-16 Robert Bosch Gmbh Verfahren zur Fehlerdiagnose bei einer Brennkraftmaschine
DE102016222066A1 (de) * 2016-11-10 2018-05-17 Robert Bosch Gmbh Verfahren und Vorrichtung zur Diagnose einer Kühlmitteleinspritzung eines Verbrennungsmotors

Family Cites Families (19)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE3336028C3 (de) * 1983-10-04 1997-04-03 Bosch Gmbh Robert Einrichtung zur Beeinflussung von Steuergrößen einer Brennkraftmaschine
US4883038A (en) * 1986-10-31 1989-11-28 Japan Electronic Control Systems Co., Ltd. Fuel supply control system for multi-cylinder internal combustion engine with feature of suppression of output fluctuation between individual engine cylinders
JPH0737789B2 (ja) * 1988-10-17 1995-04-26 株式会社日立製作所 複数気筒エンジンの電子式制御装置
DE3929746A1 (de) * 1989-09-07 1991-03-14 Bosch Gmbh Robert Verfahren und einrichtung zum steuern und regeln einer selbstzuendenden brennkraftmaschine
JP3071799B2 (ja) * 1990-02-15 2000-07-31 ヤマハ発動機株式会社 多気筒ディーゼルエンジンの燃料噴射装置
JP2606019B2 (ja) * 1991-09-18 1997-04-30 三菱電機株式会社 内燃機関の失火検出装置
JP3357091B2 (ja) * 1992-07-21 2002-12-16 富士重工業株式会社 エンジンの失火検出方法
DE19527218B4 (de) 1994-12-23 2004-03-18 Robert Bosch Gmbh Verfahren und Vorrichtung zur Regelung der Laufruhe einer Brennkraftmaschine
JPH09151772A (ja) * 1995-12-01 1997-06-10 Nippon Soken Inc 燃料噴射制御装置
JP3913785B2 (ja) * 1996-08-23 2007-05-09 カミンス エンジン カンパニー インコーポレイテッド 最適燃焼制御を有する予混合給気圧縮点火エンジン
JP3409704B2 (ja) * 1998-08-27 2003-05-26 トヨタ自動車株式会社 内燃機関
KR100325224B1 (ko) * 1999-06-11 2002-03-04 이계안 차량의 엔진 실린더 불균형 방지장치
JP3900755B2 (ja) * 1999-09-10 2007-04-04 いすゞ自動車株式会社 エンジンの燃料着火時期検出方法及びその装置
JP2002210540A (ja) 2001-01-16 2002-07-30 Sintokogio Ltd 生型造型設備における圧縮空気の流気監視システム
JP2006046252A (ja) * 2004-08-06 2006-02-16 Isuzu Motors Ltd 排気ガス浄化方法及び排気ガス浄化装置を備えたエンジン
DE102004046083B4 (de) * 2004-09-23 2016-03-17 Robert Bosch Gmbh Verfahren und Vorrichtung zur Steuerung einer Brennkraftmaschine
DE102004046082A1 (de) * 2004-09-23 2006-03-30 Robert Bosch Gmbh Verfahren und Vorrichtung zur Steuerung einer Brennkraftmaschine
DE102006018958A1 (de) * 2006-04-24 2007-10-25 Robert Bosch Gmbh Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine und Steuergerät hierfür
DE102008000552A1 (de) * 2008-03-07 2009-09-10 Robert Bosch Gmbh Verfahren zum Betreiben eines selbstzündenden Verbrennungsmotors und entsprechende Steuervorrichtung

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See references of WO2007141096A1 *

Also Published As

Publication number Publication date
WO2007141096A1 (de) 2007-12-13
EP2029872B1 (de) 2012-10-31
JP2009540177A (ja) 2009-11-19
CN101460727B (zh) 2011-11-16
US8141540B2 (en) 2012-03-27
KR20090015109A (ko) 2009-02-11
JP4971439B2 (ja) 2012-07-11
DE102006026640A1 (de) 2007-12-13
KR20110088582A (ko) 2011-08-03
US20090320787A1 (en) 2009-12-31
KR101070937B1 (ko) 2011-10-06
CN101460727A (zh) 2009-06-17

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