EP2029872B1 - Verfahren zum betreiben einer brennkraftmaschine - Google Patents

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EP2029872B1
EP2029872B1 EP07728784A EP07728784A EP2029872B1 EP 2029872 B1 EP2029872 B1 EP 2029872B1 EP 07728784 A EP07728784 A EP 07728784A EP 07728784 A EP07728784 A EP 07728784A EP 2029872 B1 EP2029872 B1 EP 2029872B1
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EP
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cylinder
torque
specific
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rotational
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Horst Wagner
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Thomas Bossmeyer
Simon Wunderlin
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Robert Bosch GmbH
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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.
  • 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.
  • the invention is further based on the finding that differences and fluctuations of the combustion position in conventional operation of the internal combustion engine can be neglected.
  • differences in the rotational quantity are caused mainly by differences in injection mass.
  • the quantity compensation control required on the basis of injector tolerances can be carried out, and then, at least indirectly, the combustion position can be optimized in the operating state described above.
  • the correction values previously determined by the quantity compensation control are applied unchanged. In this way, a particularly uniform and emission-optimized and fuel-optimal operation becomes possible.
  • 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 rotational quantity 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 averaged over the cylinder actual rotary variable is fed directly to a controller.
  • FIG. 1 An internal combustion engine carries in FIG. 1 overall, the reference numeral 10. In the present case, 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 a "rail".
  • a common high-pressure fuel accumulator 22 also referred to as a "rail".
  • 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.
  • FIG. 2 is the time high-resolution signal n (speed or rotational speed) of the crankshaft sensor 32 plotted against 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. One recognizes FIG. 2 in that these rotational accelerations and the maximum or minimum rotational speeds from cylinder 12 to cylinder 12, but also from working cycle to working cycle (in FIG. 2 denoted by reference numerals 40a and 40b).
  • the acceleration which is indicated by the dot-dashed slope line 42c in FIG. 2 is indicated for the cylinder 12c is less than the corresponding acceleration 42d for the cylinder 12d.
  • 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 in FIG. 3 Thereafter, in block 44, the fuel correction amounts are initially adapted in the conventional operating mode in the sense of a quantity compensation control, so that the most uniform possible course of the rotational speed signal 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 continued to work in the conventional mode or in the non-conventional mode, ie For example, a partially homogeneous combustion process is to be changed.
  • 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.
  • FIG. 4 A very simple procedure for the combustion position control emerges FIG. 4 : In this method, the combustion position is not determined directly. 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 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.
  • 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 basically corresponds to the principle of a "compensation control", because this method ultimately equates the combustion position of all cylinders 12a to d. 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.
  • 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 motor-global actual torque coincides with the setpoint torque.
  • the absolute "global" engine torque may also be calculated, for example, from the combustion chamber pressure sensor 36 by calculating the indicated torque from the measured pressure, or from the crankshaft rotational speed and spin detected by the crankshaft sensor 32, or based on 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_ist
  • an actual value calculation block 66 which determines an explicit actual combustion position VL_ist using the torque M determined in the manner just described.
  • a target combustion position VL_soll is determined.
  • the difference between the actual combustion position VL_ist and the target combustion position VL_soll is formed and fed to the controller 58, which outputs a correction value AB_korr.
  • 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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Description

    Stand der Technik
  • Die Erfindung betrifft ein Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
  • Aus der DE 195 27 218 A1 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 A1 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 Ausgleichfunktionalität 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.
    • Vorteilhafte Wirkungen
  • Erfindungsgemäß wurde erkannt, dass insbesondere bei einer DieselBrennkraftmaschine 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.
  • Der Erfindung liegt ferner 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 "Rail" 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 Einlassvenfile 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 VL_ist 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 VL_ist 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 (9)

  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 Betriebszustand, 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), und 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 Kraftstoffmenge zylinderindividuell für eine Reduzierung der Unterschiede oder Schwankungen adaptiert wird (53).
  2. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Betriebszustand eine nicht-konventionelle Betriebsart, insbesondere eine Betriebsart mit teilhomogener Gemischbildung und/oder eine Regenerationsbetriebsart für eine Abgasnachbehandlungseinrichtung (28) umfasst.
  3. 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.
  4. Verfahren nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass als Bezugsgröße für den Absolutwert (n, dn/dt) ein Drehmoment (M), insbesondere ein aus einem Zylinderdruck 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.
  5. Verfahren nach einem der Ansprüche 2 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die zylinderindividuelle Verbrennungslage (dn/dt_ist) oder das zylinderindividuelle Drehmoment einem Sollwert (dn/dt_soll) nachgeführt wird.
  6. Verfahren nach einem der Ansprüche 2 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Verbrennungslage (VL) auf einen zeitlichen und/oder örtlichen Mittelwert eingestellt wird.
  7. Verfahren nach Anspruch 6, 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.
  8. Computerprogramm, dadurch gekennzeichnet, dass es zur Durchführung eines Verfahrens nach einem der vorhergehenden Ansprüche programmiert ist.
  9. Steuer- und/oder Regeleinrichtung (38) für eine Brennkraftmaschine (10), dadurch gekennzeichnet, dass sie zur Durchführung eines Verfahrens nach einem der Ansprüche 1 bis 7 programmiert ist.
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