JP2008510922A - 内燃機関の給気圧力の制御方法および装置 - Google Patents

Abstract

【課題】目標給気圧力を急速且つオーバシュートなしに調節する、圧縮機を有する内燃機関の給気圧力の制御方法および装置を提供する。
【解決手段】圧縮機（５）の給気圧力を調節する操作要素（１３）を備えた、内燃機関（１）の給気管（２）内に圧縮機（５）を有する内燃機関（１）の給気圧力の制御方法において、圧縮機（５）回転速度の関数として、操作要素（１３）に対する操作変数が決定される。内燃機関の給気圧力の制御装置において、制御器（Ｒ２）が、圧縮機（５）の回転速度の関数として、操作要素（１３）に対する操作変数を決定する。
【選択図】図１

Description

本発明は、内燃機関の給気管内に圧縮機を有する内燃機関の給気圧力の操作／制御方法および装置に関するものである。この場合、圧縮機の給気圧力を調節する操作要素が設けられている。

同様に、既知の原理により、給気管内の圧縮機は、軸を介して、内燃機関の排気管内のタービンにより駆動される。ここで、圧縮機、タービン、および軸は、いわゆる排気ガス・ターボチャージャを形成する。

例えば、ドイツ特許公開第４１０７６９３号または欧州特許公開第０４５４９４３号から既知のように、通常、給気圧力制御は、制御器が、目標給気圧力および実際給気圧力の間の偏差の関数として、操作変数を形成することにより行われる。この操作変数は、排気管内の排気ガス・ターボチャージャ・タービンを迂回するバイパス内の弁を制御するために使用されるか（ドイツ特許公開第４１０７６９３号参照）、または可変形状を有するタービンの調節可能なタービン案内羽根を制御するために使用される（欧州特許公開第０４５４９４３号参照）。

エンジンにおいて、排ガス特性値および消費量特性値に関してますますより高い要求が設定されてきている。可変タービン形状をもつ排気ガス・ターボチャージャは、タービン案内羽根の調節により、実際エンジン運転点への適合を可能にする。この技術により、排気ガス・ターボチャージャの遅れ応答（ターボ・ホール）を低減し且つ同時にエンジン効率を改善することができる。加速過程において、しばしば給気圧力の大きなオーバシュートが発生し、これがターボチャージャに機械的にきわめて大きな負荷を与えることがある。さらに、加速過程において可変タービン形状をきわめて強く閉鎖したことが、好ましくない高い排気背圧を形成し、これにより、エンジンの動特性および効率が負の影響を受けることがある。

ドイツ特許公開第１００１０９７８号から、内燃機関の排気管内に配置されている排気ガス・ターボチャージャ・タービンが可変形状をもつ排気ガス・ターボチャージャを有する内燃機関の給気圧力の制御装置が既知であり、この場合、給気圧力の制御は、タービン形状の調節により実行される。制御器は、タービン手前の排気管内に作用している排気背圧の関数として、タービン形状に対する操作変数を形成する。このようにして、上記の問題は十分に解決される。

負荷切換における給気圧力が希望の給気圧力目標値の経過にできるだけ急速に追従し、この場合、圧縮機ないしは排気ガス・ターボチャージャを不必要に高い負荷から保護するために給気圧力目標値の超過が回避されることを保証する、冒頭記載のタイプの代替給気圧力制御方法および代替給気圧力制御装置を提供することが本発明の課題である。

この課題は、本発明の特徴を用いて、圧縮機の回転速度の関数として、操作要素に対する操作変数が決定されることにより解決される。

本発明により、操作変数を導くために圧縮機回転速度が使用される場合、これにより、給気圧力制御の、所定目標給気圧力の変化へのきわめて急速な応答が達成される。制御対象の変化された特性、例えば回転速度変化、負荷切換、排気ガス再循環変化に対して、または例えば操作対象内の外乱に対して、圧縮機回転速度は給気圧力よりもきわめて急速に応答する。この場合、所定の目標給気圧力が、オーバシュートなしに設定可能である。圧縮機ないしは排気ガス・ターボチャージャは、このようにして、超過回転速度からも保護される。このとき、操作変数を導くために排気背圧を使用することは必要ではない。

さらに、本発明による方法ないし本発明による装置の有利な改良および改善が得られる。
本発明により、目標給気圧力および実際給気圧力の間の偏差から、第１の制御器により、圧縮機目標回転速度が決定され、圧縮機目標回転速度および測定または評価された圧縮機実際回転速度の間の偏差から、第２の制御器により、操作要素に対する操作変数が導かれることが有利である。このようにして、ターボチャージャ制御は下位の圧縮機の回転速度制御により達成される。

さらに、圧縮機の目標回転速度が所定の範囲に制限されるとき、それは有利である。このようにして、圧縮機ないしは排気ガス・ターボチャージャを摩耗および破壊から有効に保護することができる。

以下に図面に示されている実施例により本発明を詳細に説明する。

図１に、吸気管として形成されている給気管２および排気管３を有する内燃機関１が示されている。排気管３内に排気ガス・ターボチャージャ・タービン４が配置され、吸気管２内に排気ガス・ターボチャージャ圧縮機５が配置されている。軸２０を介してタービン４は圧縮機５を駆動し、これにより、圧縮機５は回転速度ｎｖで回転する。さらに、内燃機関は、排気管３を吸気管２と結合する排気ガス再循環配管６を備えていてもよい。排気ガス再循環配管６内に制御可能な弁７が存在する。吸気管２内に、給気圧力ｐｌｄを測定するための圧力センサ８および吸込空気質量ｌｍを測定するための空気質量センサ９が配置されている。さらに、吸気管内に絞り弁１０が存在する。センサ１１は内燃機関の回転速度ｎｍｏｔを測定し、圧縮機５の範囲内の回転速度センサ１２は圧縮機５の回転速度ｎｖを測定する。排気管３内の圧力センサ１５はタービン４手前の排気背圧ｐａｇを測定する。アクチュエータ１３が設けられ、アクチュエータ１３はタービン形状に作用し、即ちタービン案内羽根の調節を行う。このアクチュエータ１３は、制御装置１４から操作変数ｖｔｇを受け取る。タービン形状に対する操作変数ｖｔｇを導くために、制御装置１４は、入力変数として、エンジン回転速度ｎｍｏｔ、絞り弁位置ｄｋ、吸込空気質量ｌｍ、給気圧力ｐｌｄおよび圧縮機５回転速度ｎｖを使用する。排気ガス再循環弁７に対する操作変数ａｒｆを導くために、制御装置１４は、入力変数として、エンジン回転速度ｎｍｏｔ、絞り弁位置ｄｋ、吸込空気質量ｌｍ、給気圧力ｐｌｄ、および排気背圧ｐａｇを使用する。

制御装置１４が上記入力変数からタービン形状に対する操作変数ｖｔｇをいかに導くかを、図２の機能図によって詳細に説明する。プロセッサＰＺは、エンジン回転速度ｎｍｏｔ、ドライバの希望を表わす絞り弁位置ｄｋ、および場合によってはここに示されていないエンジンの他の運転変数から、目標給気圧力ｐｌｄｓを決定する。目標給気圧力ｐｌｄｓを導くことは従来技術に属することであるので、目標給気圧力ｐｌｄｓを導くことに関してはここでは説明しない。第１の結合点Ｖ１において、目標給気圧力ｐｌｄｓおよび実際給気圧力ｐｌｄの間の偏差Δｐｌｄが決定される。給気圧力に対する偏差値ｐｌｄは、第１の制御器Ｒ１（例えば、ＰＩまたはＰＩＤ制御器）に供給される。第１の制御器Ｒ１の出力変数は、圧縮機５の目標回転速度ｎｖｓに対応する。オプションとして、図２において点線で示されているように、制限要素Ｂが設けられていてもよく、制限要素Ｂの入力側に圧縮機５の目標回転速度ｎｖｓが供給されている。ここで、制限要素Ｂは、圧縮機５の目標回転速度ｎｖｓを圧縮機５の最大許容回転速度ｎｖｍｘと比較する。制限要素Ｂは、圧縮機５の目標回転速度ｎｖｓおよび圧縮機５の最大許容回転速度ｎｖｍｘから最小値を形成し、この最小値を、制限された目標回転速度ｎｖｓｂとして、第２の結合点Ｖ２に出力する。したがって、制限要素Ｂは最小値選択要素として形成されている。制限要素Ｂを使用しない場合、圧縮機５の目標回転速度ｎｖｓは制限されることなく第２の結合点Ｖ２に出力される。圧縮機５の最大許容回転速度ｎｖｍｘは、例えば、圧縮機５の回転速度ｎｖによる、排気ガス・ターボチャージャ構成部分４、５、２０の過大応力が回避されるように、特に破壊が確実に阻止されるように、試験台上において決定されてもよい。制限要素Ｂにより、圧縮機５の目標回転速度ｎｖｓは、圧縮機５の最大許容回転速度ｎｖｍｘによって一義的に定義された範囲に制限される。ここで、本発明により、圧縮機５の回転速度を、追加変数として、給気圧力の制御に算入するように設計されている。このために、第２の結合点Ｖ２において、場合により制限された圧縮機５の目標回転速度ｎｖｓｂおよび圧縮機５の実際回転速度ｎｖの間の偏差Δｎｖが決定される。圧縮機５の回転速度に対する偏差Δｎｖは第２の制御器Ｒ２に供給され、第２の制御器Ｒ２は、最終的に、可変タービン形状に対する操作変数ｖｔｇを形成する。

このようにして、圧縮機５の回転速度は、給気圧力制御の下位の圧縮機の回転速度制御により考慮される。これにより、給気圧力制御は動的にさらに急速となり、したがって、制御偏差はより急速に制御される。さらに、給気圧力制御はより堅固になり、即ち、例えば内燃機関１の運転条件が変化したことによる内燃機関１の動特性変化は、給気圧力制御の制御特性をほとんど変化させることはない。

実際給気圧力ｐｌｄは、吸気管２内の圧力センサ８により測定されても、または内燃機関の種々の運転変数から、プロセッサＰＺにより、実際給気圧力に対する評価値が導かれてもよい。図２内の一点鎖線は、実際給気圧力ｐｌｄがプロセッサＰＺにより決定された評価値であることを意味する。圧縮機５の実際回転速度ｎｖは、圧縮機５の範囲内の回転速度センサ１２の測定値であってもよい。

この場合、回転速度センサ１２は、圧縮機５の回転速度ｎｖを、当業者に既知のように、ホール効果を利用して、またはＧＭＲ効果（ＧＭＲ：極大磁気抵抗）を利用して測定することができる。圧縮機の回転速度ｎｖの測定は、例えば欧州特許公開第０９５２４５４号から既知のように実行されてもよい。ＧＭＲ効果による回転速度の測定は、例えばドイツ特許公開第１０２５０３１９号から既知である。圧縮機５の回転速度は、タービン４または軸２０回転速度の対応の測定によって決定されてもよい。一般に、この場合、タービン４の回転速度は、軸２０の回転速度および圧縮機５の回転速度ｎｖに対応する。この場合、回転速度センサ１２は、タービン４ないしは軸２０の回転速度を測定するために、タービン４ないしは軸２０の範囲内に配置されている。ＧＭＲ効果を利用する場合、回転速度センサ１２は、圧縮機軸２２上、例えば図１に示されているように、圧縮機軸２２の端部上に配置されている永久磁石２１と協働する。この永久磁石２１は磁化されている。このとき、回転速度センサ１２は測定エレメントを含み、測定エレメントは、永久磁石２１の回転速度を、したがって圧縮機軸２２の回転速度、即ち圧縮機５の回転速度を、例えばドイツ特許公開第１０２５０３１９号に記載されているように、ＧＭＲ効果に基づいて測定する。

しかしながら、圧縮機５の実際回転速度ｎｖに対して、プロセッサＰＺにより内燃機関の運転変数から導かれた評価値が使用されてもよい。しかしながら、この例においては、圧縮機５の実際回転速度ｎｖは回転速度センサ１２から提供される。

実際給気圧力ｐｌｄおよび圧縮機５の実際回転速度ｎｖに対する評価値の可能な計算に関しては、この計算に従来技術から既知の方法が使用可能であるので、ここでは詳細には説明しない。ここでは、圧縮機５の実際回転速度ｎｖは、実際給気圧力ｐｌｄ、周囲圧力および吸込空気質量ｌｍのような変数から導くことが可能であるというに止どめておく。このために必要な多数のセンサは、センサの個々の公差により、比較的不正確な信号を形成することになる。したがって、この場合、圧縮機５の最大許容回転速度ｎｖｍｘに対してきわめて大きな安全余裕が含められなければならない。回転速度センサ１２による圧縮機５の回転速度ｎｖの直接測定による場合、回転速度センサ１２の測定公差のみが考慮されるにすぎないので、この安全余裕は小さくてよい。この場合、必要な安全余裕は、予め圧縮機５の最大許容回転速度ｎｖｍｘ内に算入されていても、ないしは試験台上における最大許容回転速度ｎｖｍｘの決定において考慮されてもよい。

タービン形状の閉鎖により、タービン４の手前の排気管３内の排気背圧は上昇し、したがってタービン４内に供給されるエネルギーもまた上昇する。これにより、圧縮機５の回転速度ｎｖは上昇し、同時に吸気管２内の給気圧力ｐｌｄもまた上昇する。図１に示されているように、排気ガス再循環が存在する場合、排気背圧ｐａｇが給気圧力ｐｌｄより大きいとき、弁７の開放により、排気ガス再循環配管６を介して、排気ガスが吸気管内に到達可能である。排気ガス再循環の弁７が開放された場合、排気背圧ｐａｇは低下し、これにより同様に、吸気管２内の給気圧力ｐｌｄもまた低下する。

本発明は、圧縮機５の回転速度が、タービン形状の調節に対して、給気圧力ｐｌｄよりも本質的により急速に応答するという観察に基づいている。給気圧力ｐｌｄは、本来、排気ガス・ターボチャージャの時定数だけ遅れて応答する。したがって、給気圧力に対する制御器の動特性は、本質的に排気ガス・ターボチャージャの慣性モーメントによって制限される。いずれにしても、この場合に発生する時定数は、制御対象の時変特性により、排気ガス再循環の弁７の開閉により、またはタービン４のディフューザ内の誤差により対象に作用する幾つかの外乱の時定数よりも本質的に大きいものである。タービンのディフューザの外乱、排気ガス再循環の弁７の弁ストロークの変化、または内燃機関の作動点の変化は、圧縮機５の回転速度ｎｖにきわめて直接に作用し、したがって、制御器Ｒ２を有する下位の制御回路内においてきわめて急速に補償可能である。制御器Ｒ１を有する上位の制御回路は制御器Ｒ２を有する下位の制御回路よりも緩慢に設計されなければならない。しかしながら、給気圧力ｐｌｄは、本来、圧縮機５の回転速度ｎｖよりも慣性が大きいので、この条件は自動的に満たされる。

内燃機関１内の質量流量が小さい場合、内燃機関１の定常運転においても、最大に達成可能な内燃機関１トルクないしは最大に達成可能な内燃機関１の出力は最大に達成可能な給気圧力により制限される。

上記の例は、タービン形状に作用するアクチュエータ１３、即ちタービン案内羽根の調節を行うアクチュエータ１３に関して説明されてきた。追加態様または代替態様として、アクチュエータとして、場合により存在し且つ図１に例として示されている排気管３内のタービン４を迂回する第１のバイパス１６が使用されてもよい。このようにして、第１のバイパス１６の開口断面積が調節される。追加態様または代替態様として、アクチュエータとして、場合により存在し且つ図１に例として示されている吸気管２内の圧縮機５を迂回する第２のバイパス１８が使用されてもよい。このようにして、第２のバイパス１８の開口断面積が調節される。

圧縮機５の回転速度は、軸２０の回転速度ないしはタービン４の回転速度と少なくとも相関を有しているので、アクチュエータ１３に対する操作変数は、圧縮機５の回転速度の代わりに、同様に軸２０の回転速度を使用して、またはタービン４の回転速度を使用して決定されてもよい。このようにして、アクチュエータ１３の操作変数は、圧縮機５の回転速度の関数として決定される。

上記の例は、上位の制御回路に他の制御回路をその下位に設けている制御回路に関して説明されてきた。代替態様として、従来技術のように実際給気圧力ｐｌｄを測定入力変数として利用する他の操作／制御が考えられる。この操作／制御もまた、同様に、圧縮機５の実際回転速度ｎｖを追加入力変数として使用すべきである。これにより、上記外乱の制御はより急速となり、且つ好ましくない給気圧力のオーバシュートが回避される。このような操作／制御は、例えば状態制御として当業者に既知である。

さらに、適切な数学関数を用いて入力信号の分類を行い且つこれから操作係合を導く操作／制御が既知である。この方法は当業者にファジィ制御器として既知である。この制御方法には、場合により、入力変数として、圧縮機５の実際回転速度ｎｖが共に供給されるべきである。

図１は排気ガス・ターボチャージャを有する内燃機関の略系統図を示す。 図２は給気圧力制御のための機能図を示す。

Claims (6)

1. 圧縮機（５）の給気圧力を調節する操作要素（１３）を備えた、内燃機関（１）の給気管（２）内に圧縮機（５）を有する内燃機関（１）の給気圧力の制御方法において、
   圧縮機（５）回転速度の関数として、操作要素（１３）に対する操作変数が決定されることを特徴とする内燃機関の給気圧力の制御方法。
2. 目標給気圧力および実際給気圧力の間の偏差から、第１の制御器（Ｒ１）により、圧縮機（５）の目標回転速度が決定されること、および
   圧縮機（５）の目標回転速度および測定または評価された圧縮機（５）実際回転速度の間の偏差から、第２の制御器（Ｒ２）により、操作要素に対する操作変数が導かれること、
   を特徴とする請求項１に記載の制御方法。
3. 圧縮機（５）の目標回転速度が、所定の範囲に制限されることを特徴とする請求項１または２に記載の制御方法。
4. 圧縮機（５）が排気ガス・ターボチャージャ（４、５、２０）の部分であること、
   操作変数により、排気ガス・ターボチャージャ（４、５、２０）のタービン（４）の可変形状が、または排気ガス・ターボチャージャ（４、５、２０）タービン（４）を迂回する第１のバイパス（１６）の開口断面積または排気ガス・ターボチャージャ（４、５、２０）の圧縮機（５）を迂回する第２のバイパス（１８）の開口断面積が調節されること、
   を特徴とする請求項１ないし３のいずれかに記載の制御方法。
5. 圧縮機（５）の給気圧力を調節する操作要素（１３）を備えた、内燃機関（１）の給気管（２）内に圧縮機（５）を有する内燃機関（１）の給気圧力の制御装置において、
   制御器（Ｒ２）が、圧縮機（５）の回転速度の関数として、操作要素（１３）に対する操作変数を決定することを特徴とする内燃機関の給気圧力の制御装置。
6. 第１の制御器（Ｒ１）が、目標給気圧力および実際給気圧力の間の偏差から、圧縮機（５）の目標回転速度を決定すること、および
   第２の制御器（Ｒ２）が、圧縮機（５）の目標回転速度および測定または評価された圧縮機（５）実際回転速度の間の偏差から、操作要素（１３）に対する操作変数を導くこと、
   を特徴とする請求項５に記載の制御装置。

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