WO2004036034A1 - Verfahren zum betreiben eines common-rail-kraftstoffeinspritzsystems für brennkraftmaschinen - Google Patents

Verfahren zum betreiben eines common-rail-kraftstoffeinspritzsystems für brennkraftmaschinen Download PDF

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Math Lemoure
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    • F02D2250/31—Control of the fuel pressure

Definitions

  • the invention relates to a method for operating a fuel injection system of an internal combustion engine, with a high-pressure fuel pump, the
  • High-pressure fuel pump has several pump elements, with a metering valve arranged on the suction side of the high-pressure fuel pump
  • the amount of fuel sucked in by pump elements is regulated or controllable by the metering valve, with a common rail and with a pressure regulating valve, and the pressure in the common rail is controlled or regulated by the pressure regulating valve.
  • high-pressure fuel pumps are of considerable importance for the overall efficiency of the fuel injection system and thus for the Fuel consumption of the internal combustion engine.
  • a high-pressure fuel pump only has to have a controllable larger design reserve to a limited extent, which increases the manufacturing costs of the high-pressure fuel pump.
  • the pressure in the common rail is regulated by a pressure control valve, which is generally arranged on the common rail, or by a metering valve.
  • the high-pressure fuel pump has several pump elements and the delivery rate of the high-pressure fuel pipe is greatly reduced by the metering valve, the delivery rate is distributed unevenly over the pump elements. For example, it may be the case that only three pump elements of three pump elements make a significant contribution to fuel delivery, while a third pump element is actually out of operation. This effect is undesirable because it leads to increased pressure fluctuations in the common rail and also that which drives the
  • High pressure fuel pump required power is also exposed to strong fluctuations. These power fluctuations, like the pressure fluctuations mentioned in the common rail, cause the internal combustion engine to run roughly in the part-load range, in particular when idling.
  • the method according to the invention provides that the fuel quantity flowing through the metering valve is recorded, the theoretical delivery volume of the high-pressure fuel pump is recorded or calculated, and the pressure control valve, when the delivered fuel amount is less than a predetermined minimum delivery amount, is controlled so that a defined leakage occurs.
  • the method according to the invention can be critical for the synchronization of the internal combustion engine
  • Part load ranges with a filling level of the pump elements of, for example, less than 30% of this filling level can be increased by setting a defined leakage at the pressure control valve of the common rail.
  • the increase in the degree of filling of the pump elements reduces the difference between the delivery quantities of the individual pump elements, which has a positive effect in a more constant pressure in the common rail and an improved concentricity of the internal combustion engine.
  • the method according to the invention can be applied to a wide variety of types of high-pressure fuel pumps and, in particular, does not require a high-pressure fuel pump with a spring of the suction valve of the pump elements integrated in the delivery chamber of the pump elements. For this reason, the method according to the invention places no special demands on the high-pressure fuel pump or the fuel injection system.
  • the method according to the invention does not require any additional data, but rather can flow through the metering valve on the basis of the data processed anyway by a control unit of a fuel injection system, such as, for example, speed of the internal combustion engine and more. For this reason, no additional sensors have to be installed on the internal combustion engine or the fuel injection system, which also contributes to cost reduction.
  • the specified limit can meet the requirements of
  • the fuel injection system can be freely selected accordingly.
  • the predetermined limit value can also be stored as a map in the control unit of the internal combustion engine. It has proven to be advantageous if the limit value is selected such that it is approximately 30% of the theoretical delivery rate of the high-pressure fuel pump.
  • the closing force of the pressure control valve can be controlled, for example, by changing the ratio between the time intervals in which the pressure control valve is de-energized and the time intervals in which the pressure control valve is energized.
  • the pressure control valve is activated as a function of a target pressure in the common rail and a speed at which the high-pressure fuel pump is driven.
  • the control of the pressure control valve for setting a defined leakage can be set via a controller and / or via one or more characteristic diagrams.
  • the method according to the invention can also be implemented in the form of a computer program, in particular a computer program that can be stored on a storage medium, or a control device for a fuel injection system of an internal combustion engine.
  • Fig. 1 a schematic representation of a
  • FIG. 2. a greatly simplified representation of a pump element with a suction valve spring located in the delivery chamber;
  • Fig. 5 the pressure curve in the common rail
  • FIG. 7 the pressure curve in the common rail and the Delivery behavior of the high-pressure fuel pump when using the method according to the invention
  • FIG. 8 A flow diagram of a variant of the method according to the invention.
  • FIG. 1 A common rail injection system according to the prior art is shown schematically in FIG.
  • the injection system described in FIG. 1 serves to explain the problem on which the invention is based, but the invention is not restricted to injection systems of this type.
  • the high-pressure lines of the fuel injection system are drawn with thick lines in FIG. 1, while those under low pressure
  • a prefeed pump 1 draws fuel (not shown) from a tank 5 via an inlet line 3.
  • the fuel is filtered in a pre-filter 7 and a filter with a water separator 9.
  • the pre-feed pump 1 can be designed as a gear pump and has a first pressure relief valve 11. On the suction side, the pre-feed pump is throttled by a first throttle 13. A pressure side 15 of the prefeed pump 1 supplies a high-pressure fuel pump 17 with fuel.
  • the high-pressure fuel pump 17 is designed as a radial piston pump with three pump elements 19 and drives the prefeed pump 1. Alternatively, the pre-feed pump 1 can also be driven electrically, for example.
  • a suction valve 21 is provided on the suction side of the pump elements 19.
  • a check valve 23 is provided on the pressure side of the pump elements 19, which prevents the fuel under high pressure, which was pumped into a common rail 25 by the pump elements 19, from flowing back into the pump elements 19.
  • the common rail 25 supplies one or more injectors (not shown in FIG. 1) with fuel via a high-pressure line 27.
  • the pressure control valve 51 also prevents impermissibly high pressures in the high pressure region of the
  • Fuel system Via the return line 29 and a leakage line 31, the leakage and the control quantities of the injectors or not shown are returned to the tank 5.
  • the high-pressure fuel pump 17 is supplied by the presupply pump 1 on the one hand with fuel for the pump elements 19 and on the other hand with fuel for lubrication.
  • the amount of fuel that is used to lubricate the high-pressure fuel pump 17 is controlled via a first control valve 35 and a second throttle 37.
  • the high-pressure fuel pump 17 also supplies the pump elements 19 with fuel via a distribution line 45.
  • a metering valve 47 is provided between the pressure side 15 of the prefeed pump 1 and the distribution line 45.
  • the metering valve 47 is a flow valve which is controlled by a control unit (not shown) of the fuel injection system.
  • the pump elements 19 are thus throttled via the metering valve 47 on the suction side.
  • push mode ie, for example when driving down a motor vehicle, no fuel should flow into the pump elements 19 and also no fuel from the injectors (not shown) into the combustion chambers of the
  • a third throttle 49 is provided, which is also referred to below as a zero-feed throttle.
  • the zero-delivery throttle 49 allows the fuel to flow out of the distribution line 45 into the crankcase of the high-pressure fuel pump 17 and can be used there to lubricate the high-pressure fuel pump 17.
  • the outflow of fuel through the zero-delivery throttle 49 prevents the above-mentioned pressure build-up in the distribution line 45 during push operation due to the leakage of the closed metering valve 47.
  • the pressure in the common rail 25 can be regulated both via a pressure control valve 51, which can also be designed as a flow valve, and a metering valve 47.
  • the pressure control valve 51 and the metering valve 47 are also controlled by the control unit, not shown.
  • FIG. 2a shows a pump element 19, consisting essentially of a cylinder bore 53, a pump piston 55 oscillating in the cylinder bore 53 and a suction valve 21, in a greatly simplified manner.
  • a check valve 23 (see FIG. 1) is not shown, although it is necessary for the pump element 19 to function.
  • a suction valve spring 57 of the suction valve 21 is arranged outside a delivery space 59 delimited by the cylinder bore 53 and the pump piston 55.
  • Dead volume of the delivery chamber 59 can be kept very small, which has a positive effect on the efficiency of the high-pressure fuel pump 17.
  • a high-pressure fuel pump 17 which consists of a plurality of pump elements 19 according to FIG.
  • Delivery behavior of the individual pump elements in the partial load range is very different, which leads to undesirable pressure fluctuations in the common rail and an uneven power consumption of the high-pressure fuel pump.
  • FIG. 2b shows another exemplary embodiment of a pump element 19, the operating behavior of which in the partial load range is significantly improved compared to the exemplary embodiment according to FIG. 2a.
  • the suction valve spring 57 is supported on the pump piston 55.
  • the dead volume of the delivery chamber 59 is necessarily significantly larger than that Embodiment according to FIG. 2a, which has a negative effect on the poorer efficiency of the high-pressure fuel pump.
  • the delivery behavior of the individual pump elements in the part-load range is almost the same, so that the pressure fluctuations in the common rail are small and the power consumption of the high-pressure fuel pump 17 is very uniform.
  • Fuel injection system which essentially consists of the injectors as consumers and one
  • High-pressure fuel pump as a conveyor is shown.
  • the fuel injection system is operated as is known from the prior art.
  • High-pressure fuel pump 17 Pump elements 19 according to the exemplary embodiment according to FIG. 2a, ie the suction valve spring 57 is arranged outside the delivery chamber 59. 3 shows the delivery rate 61 in liters / hour above twice the speed n of the high-pressure fuel pump 17 (see FIG. 1). A line labeled m H Dp, theor in FIG. 3 shows the theoretical delivery rate of the
  • High-pressure fuel pump The theoretical delivery rate ⁇ I HDP , theor increases linearly with the speed. Below the line m H Dp, heo the maximum delivery rate of the high-pressure fuel pump is entered, taking into account leaks, wear and other things. This maximum delivery rate is designated in Fig. 3 with the reference number 63.
  • the fuel requirement of the internal combustion engine as a function of the speed, assuming a certain load condition is shown in simplified form as line 65.
  • the injectors that inject the fuel into the combustion chambers of the internal combustion engine leak and require a control amount to open and close the nozzle needles
  • the actual fuel consumption of the injectors is greater than the fuel consumption of the internal combustion engine.
  • the high pressure fuel pump must meet the actual fuel requirements of the injectors. Therefore, the actual fuel requirement of the injectors is the same as the effective delivery rate I ⁇ I H DP, ef der
  • High-pressure fuel pump The line I ⁇ HDP , eff is at all speeds above the line 65, which represents the fuel requirement of the internal combustion engine.
  • the pressure control valve 51 is driven in such a way that a defined leakage occurs at the pressure control valve 51.
  • the minimum delivery rate m M ra can, for example, 30% of the theoretical delivery rate m H DP. theoretically. This leakage increases the delivery rate of the high-pressure fuel pump and thus the degree of filling of the pump elements 19 of the high-pressure fuel pump 17. In FIG. 3, the maximum permissible for this operating point
  • Leakage at the pressure control valve 51 is represented by a double arrow 67.
  • the minimum delivery rate m M in depends on the operating behavior of the high-pressure pump 17 and can therefore be stored, for example, in a characteristic curve or a map.
  • the operating point-dependent minimum delivery rate m.min can be determined by measurements or calculations.
  • the delivery rate I ⁇ HDP, e ⁇ t * r which is composed of the fuel consumption of the injectors HIHDP, plus the operating point-dependent leakage 67, is in no case greater than the maximum delivery rate 63 of the high-pressure fuel pump.
  • High-pressure fuel pump 17 from 500 to 1000 / min, the distance in the vertical direction of the line m H DP, eff and the line 53 is relatively large. Therefore, in this speed range, in which the equal delivery of the pump elements 19 of the high-pressure fuel pump 17 without
  • pressure control valve 51 has a spherical valve member which is inserted into a through a magnet armature
  • Valve seat is pressed to close the pressure control valve 51 (not shown in Fig. 1), the leakage 67 can be adjusted by the ratio of the time intervals within which the magnet armature of the pressure control valve 51 is energized to the intervals within which the Magnetic armature is de-energized, is changed accordingly.
  • the desired defined leakage 67 can be set by controlling the pressure control valve 51 accordingly.
  • FIG. 4 shows the pressure curve in the common rail 25 of a radial piston pump with three pump elements 19 without using the method according to the invention. 4 one revolution of the high-pressure fuel pump 17 is delimited by two vertical lines. This clearly shows that of the three pump elements, only two pump elements make a significant contribution to the total delivery volume of the high-pressure fuel pump. These contributions are designated I and II in FIG. 4. The contribution III of the third pump element, however, is negligible. Fig. 4 shows a
  • 5 shows the same fuel injection system in diagram form without using the method according to the invention.
  • 5 shows the volume flow ⁇ izumess through the metering valve 47 (see FIG. 1).
  • a line 69 shows the duty cycle at the pressure control valve 51.
  • the pulse duty factor is a measure of the closing force with which the valve member of the pressure control valve 51 is pressed against its sealing seat.
  • Metering valve 47 flowing fuel quantity m Z umess as well as the pressure 73 in the common rail 25 are subject to relatively large temporal fluctuations.
  • FIG. 6 shows the pressure curve of the high-pressure fuel pump of the same fuel injection system as in FIG. 4, but using the method according to the invention. It is clear from this representation that the defined leakage at the pressure control valve 51 has increased the delivery rate of the high-pressure fuel pump 17 to such an extent that all three pump elements make an approximately equal contribution to the total delivery rate of the high-pressure fuel pump 17 (see I, II and III in FIG. 6 ).
  • Fuel injection system particularly metered to the delivery rate of the high-pressure fuel pump, as well as to the actual pressure 73 in the common rail 25. It is clear from the comparison of FIGS. 5 and 7 that the pulse duty factor 69 has been reduced by the use of the method according to the invention and, as a result, the quantity m Z umess conveyed by the high-pressure fuel pump is clear has risen. The differences between the maximum and the minimum flow rate mzumess has been significantly reduced by using the method according to the invention. This results in an equalization of the drive power requirement of the high-pressure fuel pump 17, which has a positive effect on the smooth running of the internal combustion engine.
  • control quality of the actual pressure 73 in the common rail 25 has also improved greatly through the use of the method according to the invention. This can be seen from the comparison of FIGS. 7 and 5 from the fact that the differences between the maximum value and the minimum value are reduced.
  • FIG. 8 shows a flow chart of an exemplary embodiment of the method according to the invention.
  • the metering valve 47 and the pressure regulating valve 51 are actuated in such a way that a predetermined setpoint is established in the common rail 25.
  • a minimum flow rate mMin or a percentage minimum filling of the pump is stored via a characteristic curve depending on the motor or pump speed. This is multiplied by the theoretical delivery volume m H DP, theor of the high-pressure fuel pump 17, for example, and then the result is subtracted from the current delivery volume m H d P , eff of the pump.
  • the Volume flow difference is converted into a manipulated variable for the pressure control valve 51, for example, via a controller or one or more characteristic maps.
  • the manipulated variable or the duty cycle at the pressure control valve is reduced accordingly.
  • the pressure in the common rail 25 will change in accordance with the change in the manipulated variable at the pressure control valve 51 and as a result of the change in leakage at the pressure control valve 51.
  • the increase in leakage at the pressure control valve 51 or the pressure change in the common rail 25 is compensated by the control variable of the metering valve 47 by opening the metering valve 47 further. If the current delivery rate of the high-pressure fuel pump 17 is greater than the applied minimum delivery rate m M in, the pressure control valve 51 remains or is closed.
  • the control of the pressure control valve 51 can, for example, depending on the manipulated variable

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Abstract

Es wird ein Verfahren zum Betreiben eines Kraftstoffeinspritzsystems vorgeschlagen, bei dem im Leerlauf bzw. im Teillastbetrieb das Förderverhalten der Kraftstoffhochdruckpumpe vergleichmäßigt werden kann. Dies wirkt sich positiv auf die Laufruhe der Brennkraftmaschine und die Regelgüte des Drucks im Common-Rail aus.

Description

Verfahren zum Betreiben eines Common-Rail-
Kraftstoffeinspritzsystems für Brennkraftmaschinen
Stand der Technik
Die Erfindung betrifft ein Verfahren zum Betreiben eines Kraftstoffeinspritzsystems einer Brennkraftmaschine, mit einer Kraftstoffhochdruckpumpe, wobei die
Kraftstoffhochdruckpumpe mehrere Pumpenelemente aufweist, mit einem saugseitig der Kraftstoffhochdruckpumpe angeordneten Zumessventil, wobei die von den
Pumpenelementen angesaugte Kraftstoffmenge durch das Zumessventil regelt bzw. steuerbar ist, mit einem Common- Rail und mit einem Druckregelventil und wobei der Druck im Common-Rail durch das Druckregelventil gesteuert bzw. geregelt wird.
Die Fördermengenregelung von Kraftstoffhochdruckpumpen ist von erheblicher Bedeutung für den Gesamtwirkungsgrad des Kraftstoffeinspritzsystems und damit auch für den Kraftstoff erbrauch der Brennkraftmaschine. Außerdem muss eine Kraftstoffhochdruckpumpe deren Fördermenge nur in begrenztem Umfang regelbar größere Auslegungsreserven aufweisen, was die Herstellungskosten der Kraftstoffhochdruckpumpe erhöht.
Aus dem Stand der Technik ist es bekannt, die von den Pumpenelementen angesaugte Kraftstoffmenge durch ein Zumessventil auf der Saugseite der Pumpenelemente zu begrenzen und somit auch die Fördermenge der
Kraftstoffhochdruckpumpe zu begrenzen. Der Druck im Common- Rail wird durch ein Druckregelventil, welches in der Regel am Common-Rail angeordnet ist, oder durch ein Zumessventil geregelt .
Wenn die Kraftstoffhochdruckpumpe mehrere Pumpenelemente aufweist und die Fördermenge der Kraftstoffhochdruckpuπipe durch das Zumessventil stark reduziert wird, kommt es zu einer ungleichen Verteilung der Fördermenge auf die Pumpenelemente. Beispielsweise kann es sein, dass von drei Pumpenelementen nur zwei Pumpenelemente einen nennenswerten Beitrag zur Kraftstoffförderung leisten, während ein drittes Pumpenelement de facto außer Betrieb ist. Dieser Effekt ist unerwünscht, da er zu erhöhten Druckschwankungen im Common-Rail führt und außerdem die zum Antrieb der
Kraftstoffhochdruckpumpe erforderliche Leistung ebenfalls starken Schwankungen ausgesetzt ist. Diese Leistungsschwankungen führen ebenso wie die erwähnten Druckschwankungen im Common-Rail zu einem unrunden Lauf der Brennkraftmaschine im Teillastbereich, insbesondere im Leerlauf.
Das erfindungsgemäße Verfahren sieht vor, dass die durch das Zumessventil strömende Kraftstoffmenge erfasst wird, das theoretische Fördervolumen der Kraftstoffhochdruckpumpe erfasst oder berechnet wird, und das Druckregelventil, wenn die geförderte Kraftstoffmenge kleiner als eine vorgegebene Mindestfördermenge ist, so angesteuert wird, dass eine definierte Leckage auftritt.
Vorteile der Erfindung
Durch das erfindungsgemäße Verfahren kann in den für den Gleichlauf der Brennkraftmaschine kritischen
Teillastbereichen mit einem Füllungsgrad der Pumpenelemente von beispielsweise weniger als 30 % dieser Füllungsgrad dadurch erhöht werden, dass eine definierte Leckage am Druckregelventil des Common-Rails eingestellt wird. Durch die Erhöhung des Füllungsgrads der Pumpenelemente verringert sich der Unterschied zwischen den Fördermengen der einzelnen Pumpenelemente, was sich in einem konstanteren Druck im Common-Rail und einem verbesserten Rundlauf der Brennkraftmaschine positiv bemerkbar macht.
Das erfindungsgemäße Verfahren ist auf verschiedenste Typen von Kraftstoffhochdruckpumpen anwendbar und benötigt insbesondere keine Kraftstoffhochdruckpumpe mit einer in dem Förderraum der Pumpenelemente integrierten Feder des Saugventils der Pumpenelemente. Aus diesem Grund stellt das erfindungsgemäße Verfahren keine besonderen Anforderungen an die Kraftstoffhochdruckpumpe bzw. das Kraftstoffeinspritzsystem.
Außerdem benötigt das erfindungsgemäße Verfahren keine zusätzlichen Daten, sondern kann auf der Basis der von einem Steuergerät eines Kraftstoffeinspritzsystems ohnehin verarbeiteter Daten, wie beispielsweise Drehzahl der Brennkraftmaschine, Durchflussmenge durch das Zumessventil und anderes mehr, durchgeführt werden. Aus diesem Grund müssen keine zusätzlichen Sensoren an der Brennkraftmaschine oder dem Kraftstoffeinspritzsystem installiert werden, was ebenfalls zur Kostenreduktion beiträgt .
Es hat sich bei Messungen gezeigt, dass mit Hilfe des erfindungsgemäßen Verfahrens ein Gleichlauf der Brennkraftmaschine im Leerlauf erzielt werden konnte, der etwa dem einer Radialkolbenpumpe entspricht, deren Saugventilfedern im Förderraum der Pumpenelemente angeordnet sind. Diese mechanisch relativ aufwendige Ausführung hat, wie sich wegen des notwendigerweise vergrößerten Totraumvolumens ergibt, einen schlechteren Wirkungsgrad als eine Kraftstoffhochdruckpumpe, bei der die Saugventilfedern nicht im Förderraum angeordnet sind. Da es das erfindungsgemäße Verfahren erlaubt, die Kraftstoffhochdruckpumpe, ohne Saugventilfedern im Förderraum einzusetzen, führt der Einsatz des erfindungsgemäßen Verfahrens zu einer Verbesserung des Wirkungsgrads des Kraftstoffeinspritzsystems von 10%- Punkten in allen Betriebsbereichen und über die gesamte Lebensdauer des Kraftstoffeinspritzsystems .
Der vorgegebene Grenzwert kann den Erfordernissen der
Kraftstoffeinspritzanlage entsprechend frei gewählt werden. Der vorgegebene Grenzwert kann auch als Kennfeld in dem Steuergerät der Brennkraftmaschine abgespeichert werden. Es hat sich als vorteilhaft erwiesen, wenn der Grenzwert so gewählt wird, dass er etwa 30% der theoretischen Fördermenge der Kraftstoffhochdruckpumpe beträgt.
Besonders einfach ist die Einstellung einer definierten Leckage am Druckregelventil, wenn die Schließkraft des Drucksteuerventils, insbesondere eines als Sitzventil ausgebildeten Drucksteuerventils, so weit verringert wird, dass die gewünschte Leckage am Druckregelventil auftritt.
Die Schließkraft des Druckregelventils kann beispielsweise durch Ändern des Verhältnisses zwischen den Zeitintervallen in denen das Druckregelventil stromlos ist und den Zeitintervallen in denen das Druckregelventil bestromt wird gesteuert werden.
Dabei ist es vorteilhaft wenn die Ansteuerung des Druckregelventils in Abhängigkeit eines Solldrucks im Common-Rail und einer Drehzahl, mit der die Kraftstoffhochdruckpumpe angetrieben wird, erfolgt.
Um zu vermeiden, dass unzulässige Betriebszustände im Kraftstoffeinspritzsystem auftreten, wird in weiterer vorteilhafter Ausgestaltung des erfindungsgemäßen Verfahrens dieses nur angewandt, wenn die von der Kraftstoffhochdruckpumpe geförderte Kraftstoffmenge größer als die von den Injektoren verbrauchte Kraftstoffmenge ist. Wenn diese Bedingung nicht erfüllt ist, würde eine Leckage am Druckregelventil zu einer Unterversorgung der Injektoren führen, was unter allen Umständen zu vermeiden ist.
Die Ansteuerung des Druckregelventils zur Einstellung einer definierten Leckage kann über einen Regler und/oder über ein bzw. mehrere Kennfelder eingestellt werden.
Das erfindungsgemäße Verfahren kann auch in Form eines Computerprogramms, insbesondere eines auf einem Speichermedium abspeicherbaren Computerprogramms, oder eines Steuergeräts für ein Kraftstoffeinspritzsystem einer Brennkraftmaschine realisiert werden. Weitere Vorteile und vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind der nachfolgenden Zeichnung, deren Beschreibung und den Patentansprüchen entnehmbar.
Zeichnung
Es zeigen:
Fig. 1: eine schematische Darstellung eines
Kraftstoffeinspritzsystems zur Durchführung des erfindungsgemäßen Verfahrens;
Fig. 2: .eine stark vereinfachte Darstellung eines Pumpenelements mit einer im Förderraum befindlichen Saugventilfeder;
Fig. 3: eine Mengenbilanz eines Kraftstoffeinspritzsystems in Abhängigkeit der Drehzahl der Brennkraftmaschine;
Fig. 4: den Druckverlauf im Rail bzw. das Förderverhalten der Kraftstoffhochdruckpumpe ohne Anwendung des erfindungsgemäßen Verfahrens;
Fig. 5: den Druckverlauf im Common-Rail, sowie
Förderverhalten der Kraftstoffhochdruckpumpe ohne Anwendung des erfindungsgemäßen Verfahrens;
Fig. 6: den Druckverlauf im Rail bzw. das Förderverhalten einer Kraftstoffhochdruckpumpe bei Anwendung des erfindungsgemäßen Verfahrens;
Fig. 7: den Druckverlauf im Common-Rail sowie das Förderverhalten der Kraftstoffhochdruckpumpe bei Anwendung des erfindungsgemäßen Verfahrens und Fig. 8: Ein Ablaufdiagramm einer Variante des erfindungsgemäßen Verfahrens.
Beschreibung der Ausführungsbeispiele
In Figur 1 ist ein Common-Rail-Einspritzsystem nach dem Stand der Technik schematisch dargestellt. Das in Fig. 1 beschriebene Einspritzsystem dient dazu, das der Erfindung zu Grunde liegende Problem zu erläutern, wobei die Erfindung jedoch nicht auf Einspritzsysteme dieses Typs beschränkt ist. Die unter Hochdruck stehenden Leitungen des Kraftstoffeinspritzsystems sind in Fig. 1 mit dicken Linien gezeichnet, während die unter niedrigem Druck stehenden
Bereiche des Kraftstoffeinspritzsystems mit dünnen Linien dargestellt sind.
Eine Vorförderpumpe 1 saugt über eine Zulaufleitung 3 nicht dargestellten Kraftstoff aus einem Tank 5 an. Dabei wird der Kraftstoff in einem, Vorfilter 7 und einem Filter mit Wasserabscheider 9 gefiltert.
Die Vorförderpumpe 1 kann als Zahnradpumpe ausgebildet sein und weist ein erstes Überdruckventil 11 auf. Saugseitig wird die Vorförderpumpe durch eine erste Drossel 13 gedrosselt. Eine Druckseite 15 der Vorförderpumpe 1 versorgt eine Kraftstoffhochdruckpumpe 17 mit Kraftstoff.
Die Kraftstoffhochdruckpumpe 17 ist als Radialkolbenpumpe mit drei Pumpenelementen 19 ausgeführt und treibt die Vorförderpumpe 1 an. Alternativ kann die Vorförderpumpe 1 auch z.B. elektrisch angetrieben werden. Auf der Saugseite der Pumpenelemente 19 ist je ein Saugventil 21 vorgesehen. Auf der Druckseite der Pumpenelemente 19 ist je ein Rückschlagventil 23 vorgesehen, welches verhindert, dass der unter hohem Druck stehende Kraftstoff, welcher von den Pumpenelementen 19 in ein Common-Rail 25 gefördert wurde, in die Pumpenelemente 19 zurückfließen kann.
Der Common-Rail 25 versorgt einen oder mehrere in Figur 1 nicht dargestellte Injektoren über eine Hochdruckleitung 27 mit Kraftstoff. Das Druckregelventil 51 verhindert außerdem unzulässig hohe Drücke im Hochdruckbereich des
KraftstoffSystems . Über die Rücklaufleitung 29 und eine Leckageleitung 31 werden die Leckage und die Steuermengen des oder der nicht dargestellten Injektoren in den Tank 5 zurückgeführt. Zur Druckregelung wird ein nicht dargestellter Raildrucksensor benötigt, der üblicherweise am Common-Rail 25 angeordnet ist.
Die Kraftstoffhochdruckpumpe 17 wird von der Vorf rderpumpe 1 einerseits mit Kraftstoff für die Pumpenelemente 19 und andererseits mit Kraftstoff zur Schmierung versorgt. Die Kraftstoffmenge, welche zur Schmierung der Kraftstoffhochdruckpumpe 17 dient, wird über ein erstes Steuerventil 35 und eine zweite Drossel 37 gesteuert.
Die Kraftstoffhochdruckpumpe 17 versorgt über eine Verteilleitung 45 auch die Pumpenelemente 19 mit Kraftstoff. Zur Regelung der Fördermenge der Kraftstoffhochdruckpumpe 17 ist zwischen der Druckseite 15 der Vorförderpumpe 1 und der Verteilleitung 45 ein Zumessventil 47 vorgesehen. Das Zumessventil 47 ist ein Stromventil, welches von einem nicht dargestellten Steuergerät des Kraftstoffeinspritzsystems angesteuert wird. Die Pumpenelemente 19 werden somit über das Zumessventil 47 saugseitig gedrosselt. Im Schiebebetrieb, d.h. bspw. bei einer Bergabfahrt eines Kraftfahrzeugs, soll kein Kraftstoff in die Pumpenelemente 19 fließen und auch kein Kraftstoff von den nicht dargestellten Injektoren in die Brennräume der
Brennkraftmaschine eingespritzt werden. Da das Zumessventil 47 fertigungs- und funktionsbedingt im geschlossenen Zustand eine Leckagemenge aufweist, die in die Verteilleitung 45 strömt, würde sich ohne geeignete Abhilfemaßnahmen auf der Saugseite der Pumpenelemente 19 ein Druck aufbauen, der so groß ist, dass die Pumpenelemente während des Saughubs die Saugventile 21 öffnen und Kraftstoff ansaugen. Dies hätte zur Folge, dass der Druck im Common-Rail 25 unzulässig ansteigt.
Um dies zu verhindern, ist eine dritte Drossel 49 vorgesehen, die nachfolgend auch als Nullförder-Drossel bezeichnet wird. Durch die Nullförder-Drossel 49 kann der Kraftstoff aus der Verteilleitung 45 in das Kurbelgehäuse der Kraftstoffhochdruckpumpe 17 abfließen und dort zur Schmierung der Kraftstoffhochdruckpumpe 17 verwendet werden. Durch den Abfluss von Kraftstoff durch die Nullförder-Drossel 49 wird der oben erwähnte Druckaufbau in der Verteilleitung 45 beim Schiebebetrieb auf Grund der Leckage des geschlossenen Zumessventils 47 verhindert.
Der Druck im Common-Rail 25 kann sowohl über ein Druckregelventil 51, welches auch als Stromventil ausgebildet werden kann, als auch ein Zumessventil 47 geregelt werden. Das Druckregelventil 51 und das Zumessventil 47 werden ebenfalls von dem nicht dargestellten Steuergerät angesteuert.
In der Fig. 2 werden zwei Ausführungsbeispiele von Pumpenelementen 19 einer Kraftstoffhochdruckpumpe 17 schematisch dargestellt.
In der Fig. 2a ist ein Pumpenelement 19, bestehend im Wesentlichen aus einer Zylinderbohrung 53, einem in der Zylinderbohrung 53 oszillierenden Pumpenkolben 55 sowie einem Saugventil 21, stark vereinfacht dargestellt. Ein Rückschlagventil 23 (s. Fig. 1) ist nicht dargestellt, obwohl es zur Funktion des Pumpenelements 19 erforderlich ist.
Bei dem Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 2a ist eine Saugventilfeder 57 des. Saugventils 21 außerhalb eines von der Zylinderbohrung 53 und dem Pumpenkolben 55 begrenzten Förderraums 59 angeordnet. Bei dieser Bauart kann das
Totvolumen des Förderraums 59 sehr klein gehalten werden, was- sich positiv auf den Wirkungsgrad der Kraftstoffhochdruckpumpe 17 auswirkt. Allerdings ist bei einer Kraftstoffhochdruckpumpe 17, die aus mehreren Pumpenelementen 19 gemäß Fig. 2a besteht, das
Förderverhalten der einzelnen Pumpenelemente im Teillastbereich sehr unterschiedlich, was zu unerwünschten Druckschwankungen im Common-Rail und einer ungleichen Leistungsaufnahme der Kraftstoffhochdruckpumpe führt.
In Fig. 2b ist ein anderes Ausführungsbeispiel eines Pumpenelements 19 dargestellt, dessen Betriebsverhalten im Teillastbereich gegenüber dem Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 2a deutlich verbessert ist.
Bei dem Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 2b stützt sich die Saugventilfeder 57 auf dem Pumpenkolben 55 ab. Bei dieser Bauart ist das Totvolumen des Förderraums 59 notwendigerweise deutlich größer als bei dem Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 2a, was sich in einem schlechteren Wirkungsgrad der Kraftstoffhochdruckpumpe negativ auswirkt. Allerdings ist bei einer Kraftstoffhochdruckpumpe 17, die aus mehreren Pumpenelementen 19 gemäß Fig. 2b besteht, das Förderverhalten der einzelnen Pumpenelemente im Teillastbereich nahezu gleich, so dass die Druckschwankungen im Common-Rail gering sind und die Leistungsaufnahme der Kraftstoffhochdruckpumpe 17 sehr gleichmäßig ist.
Mit dem erfindungsgemäßen Verfahren ist es beispielsweise möglich, Kraftstoffhochdruckpumpen 17 mit Pumpenelementen 19 gemäß dem Ausführungsbeispiel von Fig. 2a so zu betreiben, dass deren Förderverhalten den Pumpenelementen gemäß Fig. 2b entspricht, ohne Einbußen beim Wirkungsgrad.
In Fig. 3 ist eine Mengenbilanz eines
Kraftstoffeinspritzsystems , welches im Wesentlichen aus den Injektoren als Verbrauchern und einer
Kraftstoffhochdruckpumpe als Fördereinrichtung besteht, dargestellt. Das Kraftstoffeinspritzsystem wird so betrieben, wie es aus dem Stand der Technik bekannt ist.
Bei diesem Ausführungsbeispiel hat die
Kraftstoffhochdruckpumpe 17 Pumpenelemente 19 gemäß dem Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 2a, d.h. die Saugventilfeder 57 ist außerhalb des Förderraums 59 angeordnet. In Fig. 3 ist die Förderrate 61 in Litern/Stunde über der doppelten Drehzahl n der Kraftstoffhochdruckpumpe 17 (s. Fig. 1) dargestellt. Eine mit mHDp, theor bezeichnete Linie in Fig. 3 zeigt die theoretische Fördermenge der
Kraftstoffhochdruckpumpe. Die theoretische Fördermenge ΠIHDP, theor steigt linear mit der Drehzahl an. Unterhalb der Linie mHDp, heo ist die maximale Fördermenge der Kraftstoffhochdruckpumpe unter Berücksichtigung von Leckagen, Verschleiß und anderem mehr eingetragen. Diese maximale Fördermenge ist in Fig. 3 mit der Ref erenznummer 63 bezeichnet.
In Fig. 3 ist der Kraftstoffbedarf der Brennkraft aschine als Funktion der Drehzahl unter Annahme eines bestimmten Lastzustandes vereinfacht als Linie 65 eingetragen. Da die Injektoren, welche den Kraftstoff in die Brennräume der Brennkraftmaschine einspritzen, jedoch ihrerseits eine Leckage aufweisen und eine Steuermenge zum Öffnen und Schließen der Düsennadeln benötigen, ist der tatsächliche Kraftstoffverbrauch der Injektoren größer als der Kraftstoffbedarf der Brennkraftmaschine. Die Kraftstof fhochdruckpumpe muß den tatsächlichen Kraftstoffbedarf der Injektoren befriedigen. Deshalb ist der tatsächliche Kraftstoffbedarf der Injektoren gleich groß wie die effektive Fördermenge IΓIHDP, e f der
Kraftstoffhochdruckpumpe. Die Linie IΠHDP, eff liegt bei allen Drehzahlen über der Linie 65, welche den Kraftstoffbedarf der Brennkraftmaschine darstellt.
Wenn beispielsweise bei einer Drehzahl der
Brennkraftmaschine von 1.500 1/min, entsprechend einer Drehzahl der Hochdruckpumpe von 750 1/min bei einem Übersetzungsverhältnis i = , die tatsächliche Fördermenge mHDP, eff kleiner ist als eine applizierbare Mindestfördermenge Min wird bei dem erfindungsgemäßen
Verfahren das Druckregelventil 51 so angesteuert, dass eine definierte Leckage am Druckregelventil 51 auftritt. Die Mindestfördermenge mMra kann beispielsweise 30% der theoretischen Fördermenge mHDP. theor betragen. Diese Leckage erhöht die Fördermenge der Kraftstoffhochdruckpumpe und somit den Füllungsgrad der Pumpenelemente 19 der Kraftstoffhochdruckpumpe 17. In Fig. 3 ist die für diesen Betriebspunkt maximal zulässige
Leckage am Druckregelventil 51 durch einen Doppelpfeil 67 dargestellt.
Die Mindestfördermenge mMin hängt vom Betriebsverhalten der Hochdruckpumpe 17 ab und kann deshalb zum Beispiel in einer Kennlinie oder einem Kennfeld abgelegt werden. Die Ermittlung der betriebspunktabhängigen Mindestfördermenge m.Min kann durch Messungen oder Berechnungen erfolgen.
Selbstverständlich ist bei der Anwendung des erfindungsgemäßen Verfahrens darauf zu achten, dass die Fördermenge IΠHDP, eεt* r welche sich aus dem Kraftstoffverbrauch der Injektoren HIHDP, eff zuzüglich der betriebspunktabhängigen Leckage 67 zusammensetzt, auf keinen Fall größer ist als die maximale Fördermenge 63 der Kraftstoffhochdruckpumpe .
Aus Fig. 3 wird deutlich, dass in den Drehzahlbereichen der Brennkraftmaschine zwischen 1000 Umdrehungen und 2000 Umdrehungen, entsprechend einer Drehzahl der
Kraftstoffhochdruckpumpe 17 von 500 bis 1000/min, der Abstand in senkrechter Richtung der Linie mHDP, eff und der Linie 53 relativ groß ist. Deshalb kann in diesem Drehzahlbereich, bei dem die Gleichförderung der Pumpenelemente 19 der Kraftstoffhochdruckpumpe 17 ohne
Anwendung des erfindungsgemäßen Verfahrens relativ schlecht ist, eine relativ große Leckage 67 am Hochdruckventil 51 eingestellt werden und somit die gewünschte Gleichförderung der Pumpenelemente 19 durch das erfindungsgemäße Verfahren einfach und ohne zusätzlichen Bauaufwand realisiert werden kann .
Wenn das Druckregelventil 51 ein kugelförmiges Ventilglied aufweist, welches durch einen Magnetanker in einen
Ventilsitz gepresst wird, um das Druckregelventil 51 zu schließen (nicht dargestellt in Fig. 1), kann die Leckage 67 dadurch eingestellt werden, dass das Verhältnis der Zeitintervalle, innerhalb derer der Magnetanker des Druckregelventils 51 bestromt wird, zu den Intervallen, innerhalb derer der Magnetanker stromlos ist, entsprechend geändert wird. Bei anderen Bauformen von Druckregelventilen 51 kann durch eine entsprechend andere Ansteuerung des Druckregelventils 51 die gewünschte definierte Leckage 67 eingestellt werden.
In Fig. 4 ist der Druckverlauf im Common-Rail 25 einer Radialkolbenpumpe mit drei Pumpenelementen 19 dargestellt ohne Anwendung des erfindungsgemäßen Verfahrens. In der Fig. 4 ist eine Umdrehung der Kraftstoffhochdruckpumpe 17 durch zwei senkrechte Linien abgegrenzt. Daraus lässt sich deutlich erkennen, dass von den drei Pumpenelementen nur zwei Pumpenelemente einen nennenswerten Beitrag zur Gesamtfördermenge der Kraftstoffhochdruckpumpe leisten. Diese Beiträge sind in Fig. 4 mit I und II bezeichnet. Der Beitrag III des dritten Pumpenelements ist dagegen vernachlässigbar klein. Fig. 4 zeigt ein
Kraftstoffeinspritzsystem nach dem Stand der Technik ohne Anwendung des erfindungsgemäßen Verfahrens.
In Fig. 5 ist das gleiche Kraftstoffeinspritzsystem ohne Anwendung des erfindungsgemäßen Verfahrens in Diagrammform dargestellt. In Fig. 5 ist über der Zeit der Volumenstrom πizumess durch das Zumessventil 47 (s. Fig. 1) dargestellt. Eine Linie 69 zeigt das Tastverhältnis am Druckregelventil 51 an. Das Tastverhältnis ist ein Maß für die Schließkraft, mit der das Ventilglied des Druckregelventils 51 gegen seinen Dichtsitz gepresst wird.
Eine weitere Linie zeigt den Sollwert des Drucks psoii im Common-Rail 25. Sowohl der Sollwert psoii als auch das Tastverhältnis 69 sind in Fig. 5 zeitlich konstant. Eine Linie 73 zeigt den gemessenen Ist-Druck im Common-Rail. Aus Fig. 5 wird deutlich, dass sowohl die durch das
Zumessventil 47 strömende Kraftstoffmenge mZumess als auch der Druck 73 im Common-Rail 25 relativ starken zeitlichen Schwankungen unterliegen.
In Fig. 6 ist der Druckverlauf der Kraftstoffhochdruckpumpe des gleichen Kraftstoffeinspritzsystems wie in Fig. 4, allerdings mit Anwendung des erfindungsgemäßen Verfahrens, dargestellt. Aus dieser Darstellung wird deutlich, dass durch die definierte Leckage am Druckregelventil 51 die Fördermenge der Kraftstoffhochdruckpumpe 17 so weit erhöht wurde, dass alle drei Pumpenelemente einen annähernd gleichen Beitrag zur Gesamtfördermenge der Kraftstoffhochdruckpumpe 17 leisten (s. I, II und III in Fig. 6) .
In Fig. 7 sind sowohl die Auswirkungen der Anwendung des erfindungsgemäßen Verfahrens auf das
Kraftstoffeinspritzsystem, insbesondere auf die Fördermenge der Kraftstoffhochdruckpumpe zumess, als auch auf den Ist- Druck 73 im Common-Rail 25 deutlich erkennbar. Aus dem Vergleich der Fig. 5 und 7 wird deutlich, dass das Tastverhältnis 69 durch die Anwendung des erfindungsgemäßen Verfahrens abgesenkt wurde und infolgedessen die von der Kraftstoffhochdruckpumpe geförderte Menge mZumess deutlich angestiegen ist. Die Unterschiede zwischen dem Maximum und dem Minimum der Fördermenge mzumess hat sich durch die Anwendung des erfindungsgemäßen Verfahrens deutlich verringert. Dies hat eine Vergleichmäßigung des Antriebsleistungsbedarfs der Kraftstoffhochdruckpumpe 17 zur Folge, was sich positiv auf die Laufruhe der Brennkraftmaschine auswirkt.
Auch die Regelgüte des Ist-Drucks 73 im Common-Rail 25 hat sich durch die Anwendung des erfindungsgemäßen Verfahrens stark verbessert. Dies ist durch den Vergleich der Fig. 7 und Fig. 5 daraus ersichtlich, dass die Unterschiede zwischen Maximalwert und Minimalwert verringert sind.
Durch die Anwendung des erfindungsgemäßen Verfahrens konnten die Differenzen im Raildruck zwischen Maximum und Minimum bei einem untersuchten Kraftstoffeinspritzsystem von 38 bar auf 24 bar verringert werden. Dabei ist zur Anwendung des erfindungsgemäßen Verfahrens keine Änderung des Kraftstoffeinspritzsystems erforderlich; lediglich die Software im Steuergerät muss entsprechend angepasst werden.
In Fig. 8 ist ein Ablaufdiagramm eines Ausführungsbeispiels des erfindungsgemäßen Verfahrens dargestellt. In einem ersten Schritt werden das Zumessventil 47 und das Druckregelventil 51 so angesteuert, dass sich ein vorgegebener Sollwert im Common-Rail 25 einstellt. Beispielsweise über eine Kennlinie wird in Abhängigkeit von Motor- oder Pumpendrehzahl eine Mindestfördermenge mMin bzw. eine prozentuale Mindestbefüllung der Pumpe abgelegt. Diese wird mit dem theoretischen Fördervolumen mHDP, theor der Kraftstoffhochdruckumpe 17 beispielsweise multipliziert und im Anschluss daran wird das Ergebnis von der aktuellen Fördermenge mHdP, eff der Pumpe abgezogen. Die Volumenstromdifferenz wird beispielsweise über einen Regler oder über ein bzw. mehrere Kennfelder in eine Stellgröße für das Druckregelventil 51 umgewandelt. Ist die aktuelle Fördermenge ΠΪHDP, eff der Kraftstoffhochdruckpumpe 17 kleiner als die applizierte Mindestfördermenge mMin, so wird die Stellgröße bzw. das Tastverhältnis am Druckregelventil entsprechend reduziert. Entsprechend der Stellgrößenänderung am Druckregelventil 51 und infolgedessen der Leckageänderung am Druckregelventil 51 wird sich der Druck im Common-Rail 25 verändern. Die Leckageerhöhung am Druckregelventil 51 bzw. die Druckänderung im Common-Rail 25 wird, indem das Zumessventil 47 weiter geöffnet wird, über die Stellgröße des Zumessventils 47 kompensiert. Ist die aktuelle Fördermenge der Kraftstoffhochdruckpumpe 17 größer als die applizierte Mindestfördermenge mMin, so bleibt bzw. wird das Druckregelventil 51 geschlossen.
Die Ansteuerung des Druckregelventils 51 kann beispielsweise in Abhängigkeit der Stellgröße des
Zumessventils, des Solldrucks im Common-Rail 25 und einer Drehzahl, Pumpen- oder Motordrehzahl, mit der die Kraftstoffhochdruckpumpe 17 angetrieben wird, erfolgen.

Claims

Ansprüche
1. Verfahren zum Betreiben eines
Kraftstoffeinspritzsystems einer Brennkraftmaschine, mit einer Kraftstoffhochdruckpumpe (17), wobei die Kraftstoffhochdruckpumpe (17) mehrere Pumpenelemente (19) aufweist, mit einem saugseitig der Kraftstoffhochdruckpumpe (17) angeordneten Zumessventil (47), wobei die von den
Pumpenelementen (19) angesaugte Kraftstoffmenge durch das Zumessventil (47) steuerbar oder regelbar ist, mit einem Common-Rail (25) und mit einem Druckregelventil (51), wobei der Druck im Common-Rail (25) durch das Druckregelventil (51) gesteuert oder geregelt wird, gekennzeichnet durch folgende Verfahrensschritte:
- Erfassen bzw. Berechnen der von der
Kraftstoffhochdruckpumpe (17) geförderten Fördermenge (ΠIHDP, eff) ,
- Ansteuern des Druckregelventils (51) , wenn die Fördermenge (ΓΠHDP, eff) kleiner als ein vorgegebener Grenzwert (rtiGrenz) ist, so dass eine definierte Leckage am Druckregelventil (51) auftritt, - Ansteuern des Zumessventils (47) so, dass sich ein vorgegebener Solldruck (psoii) im Common-Rail einstellt.
2. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Grenzwert (mGrenz) frei wählbar ist.
3. Verfahren nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Schließkraft des Druckregelventils (51) so weit verringert wird, dass die geforderte definierte Leckage am Druckregelventil (51) auftritt.
4. Verfahren nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Schließkraft des Druckregelventils (51) durch
Ändern des Verhältnisses zwischen den Zeitintervallen, in denen das Druckregelventil (51) stromlos ist, und den Zeitintervallen in denen das Druckregelventil (51) bestromt wird, gesteuert wird.
5. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Ansteuerung des Druckregelventils (51) in Abhängigkeit eines Solldrucks im Common-Rail (25) und einer Drehzahl, mit der die Kraftstoffhochdruckpumpe (17) angetrieben wird oder der Motordrehzahl, erfolgt.
6. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Verfahren nur angewandt wird, wenn die aktuelle Fördermenge (ΠIHDP, eff) der Kraftstoffhochdruckpumpe (17) kleiner ist als der applizierte Grenzwert (mGrenz) •
7. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Ansteuerung des Druckregelventils (51) in einem oder mehreren Kennfeldern abgelegt ist.
8. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Ansteuerung des Druckregelventils (51) durch einen Regler erfolgt.
9. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Fördermenge (mHDP,eff) der
Kraftstoffhochdruckpumpe (17) aus der durch das Zumessventil (47) strömenden Kraftstoffmenge ermittelt wird.
10. Computerprogramm, dadurch gekennzeichnet, dass es zur Durchführung eines Verfahrens nach einem der vorhergehenden
Ansprüche geeignet ist.
11. Computerprogramm, dadurch gekennzeichnet, dass es auf einem Speichermedium abspeicherbar ist.
12. Steuergerät für ein Kraftstoffeinspritzsystem einer Brennkraftmaschine, dadurch gekennzeichnet, dass es zur
Durchführung eines Verfahrens nach einem der Ansprüche 1 bis 8 geeignet ist.
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