WO2005005813A2 - Brennkraftmaschine - Google Patents

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Definitions

  • the invention relates to a method for operating an internal combustion engine, in particular a diesel internal combustion engine.
  • Diesel internal combustion engines with homogeneous combustion are known for example from the publications US 5,832,880 A, US 6,260,520 B1, US 6,276,334 B1 or US 6,286,482 B1.
  • FIG. 1 shows the influence of the exhaust gas recirculation rate and the injection timing on the NO x engine emission in the case of alternative combustion.
  • the injection timing and exhaust gas recirculation rate also have a significant influence on particle emissions, as can be seen from FIG. 2. Even a small change in the injection timing results in a massive influence on the particle emission.
  • a device for regulating the exhaust gas recirculation rate in an internal combustion engine with auto-ignition in which a target ignition delay value is determined and the actual ignition delay value is regulated to this target value.
  • the target ignition delay value comes from an engine map.
  • the ignition delay time results from a comparison of the signals, for example the start of injection of an injection nozzle, and a pressure sensor connected to the combustion chamber.
  • An automatic control for a self-igniting internal combustion engine is known from GB 2 091 000 A, in which the peak pressure in the cylinder is measured and compared with a setpoint. Because of this deviation, the injection timing is changed as the manipulated variable.
  • the most important determinants for the combustion process in an internal combustion engine are the phase position of the combustion process or the start of combustion, the maximum rate of increase of the cylinder pressure and the peak pressure.
  • the determinants are largely determined by the time of injection, by the charge composition and by the ignition delay. These parameters are in turn determined by a large number of influencing variables, such as speed, fuel quantity, intake temperature, boost pressure, effective compression ratio, inert gas content of the cylinder charge and component temperature.
  • Conventional diesel combustion mainly takes place under diffusion combustion, whereby air and fuel are not mixed, but are fed separately to the combustion zone.
  • Conventional diesel combustion is characterized by an inhomogeneous distribution of air and fuel.
  • the concentration of the fuel in the injection jet continues to decrease from the inside to the area of the surrounding air / residual gas mixture.
  • the combustion in zones with air conditions in the range of the stoichiometric air ratio and below leads to high peak temperatures, which are the cause of the thermal NO formation.
  • lack of oxygen in rich zones in connection with high temperatures leads to soot formation.
  • Stricter legal framework conditions mean that new approaches have to be taken again and again when designing combustion processes in order to reduce emissions of soot particles and NOx emissions in diesel engines.
  • No. 6,338,245 B1 describes a diesel internal combustion engine working according to the HCLI process, in which the combustion temperature and ignition delay are set such that in the lower and middle part-load range the combustion temperature is below the NOx formation temperature and the air ratio is above the value relevant for soot formation lies.
  • the combustion temperature is controlled by changing the exhaust gas recirculation rate, the ignition delay is controlled by the fuel injection time. With medium and high load the combustion temperature is lowered so much that both NOx and soot formation is avoided. It is disadvantageous that, especially in the middle part-load range, a low air ratio combined with low combustion temperatures occurs and therefore a poor efficiency has to be accepted.
  • No. 6,158,413 A describes a direct-injection diesel internal combustion engine, in which the fuel injection is not started before the top dead center of the compression, and in which the oxygen concentration in the combustion chamber is reduced by exhaust gas recirculation.
  • This operating method is also referred to here as HPLI (Highly Premixed Late Injection).
  • HPLI Highly Premixed Late Injection
  • the Austrian utility model application GM 702/2002 proposes to operate a diesel internal combustion engine in the lower part-load range using the HCLI process, in the middle part-load range using the HPLI process and in the full-load range with conventional diesel combustion.
  • the internal combustion engine can be operated in any load range with high efficiency and low NO x and soot emissions.
  • the HCLI process and the HPLI process are among the alternative diesel combustion processes.
  • a method for controlling an internal combustion engine is known from DE 43 22 319 C2, in which a first actual value based on a ⁇ value and a first control variable based on the first actual value and a first target value by a first control means is specified. Furthermore, a second actual value can be specified on the basis of an air quantity and a second control variable can be specified on the basis of the second actual value and a second desired value using a second control means.
  • the target values are selected such that the target values for the air volume are given when certain operating conditions are present and the target values for the ⁇ value are given when these specific operating conditions are not present.
  • DE 197 49 817 AI proposes to determine the start of injection and the combustion position from the difference between the measured pressure curve and a calculated pressure curve.
  • the object of the invention is to control the combustion in a diesel internal combustion engine with homogeneous combustion in the simplest possible manner and as precisely as possible. Another task is to develop a method with which the internal combustion engine can be operated in the optimum operating mode for the respective operating point. In addition, it is an object of the invention to propose a method for operating an internal combustion engine, with which the combustion noise can be kept as close as possible to the values of the stationary engine operation in dynamic engine operation.
  • a state variable in the cylinder preferably the pressure, the temperature, the ion current or the output signal of an optical measurement principle, is recorded as a function of the crank angle and a cylinder state signal is obtained therefrom that at least two characteristic cycle characteristic values from the cylinder state signal are obtained Group mass turnover point of the injected fuel, maximum pressure increase in the cycle linder, combustion noise, start of combustion or burning duration are determined, that the determined cycle characteristic values are compared with setpoints for the cycle characteristic values stored in a map and an existing deviation between the two values is calculated, and that the deviation is fed to a control algorithm and as a manipulated variable the time of the fuel injection from at least one injection event and / or the proportion of inert gas in the cylinder can be set in order to stabilize the combustion and / or to minimize the noise and exhaust gas emissions.
  • This enables the combustion to be stabilized and noise and exhaust emissions to be minimized. It is preferably provided that the 50% mass conversion point of the injected fuel and the maximum pressure increase in the cylinder are determined as cycle
  • the newly developed method is based on the consideration of dynamically calculating certain engine operating parameters, such as injection timing and exhaust gas recirculation rate, as a function of such variables that describe the current state within the cylinder.
  • the pressure in the cylinder is recorded as a function of the crank angle with a sensor. From this sensor signal, certain characteristic cycle parameters are subsequently calculated in an interval of 720 ° crank angle.
  • the pressure curve within the cylinder is therefore described by two characteristic values calculated from the pressure curve itself.
  • the cycle characteristic values can be determined either from the output signal of a sensor using an acoustic, optical, electrical, thermodynamic or mechanical measurement principle or via a mathematical model.
  • a combination of a sensor-based approach with a model-based approach can also be used.
  • each of the currently determined cycle characteristic values is compared with the desired value for the cycle characteristic values stored in a characteristic map depending on engine speed and engine load, and an existing deviation between the two values is calculated. This deviation subsequently becomes a control algorithm fed.
  • the controller dynamically calculates the new engine operating parameters required to maintain the desired cylinder condition, such as the injection timing and the recirculated exhaust gas mass.
  • a pre-control value stored in a map (for example depending on engine speed and engine load) is added to improve the dynamics of the overall system.
  • the method according to the invention can be used to control the course of the combustion in an emission-optimal and stable manner, even in the case of transient engine operation, in which the time of the fuel injection of at least one injection event and at the same time the maximum pressure increase in the cylinder via the inert gas portion according to the specifications calculated by the controller is regulated.
  • the control algorithm is used to set the manipulated variables of the time of fuel injection of at least one injection event and the proportion of inert gas in the cylinder at the same time.
  • the supply and variation of the inert gas mass into the cylinder is carried out by external exhaust gas recirculation or by in-cylinder exhaust gas recirculation or in a combination of internal and external exhaust gas recirculation.
  • At least two characteristic engine operating parameters are selected from the group of engine speed, engine load, engine coolant temperature, atmospheric pressure, temperature of the exhaust gas aftertreatment system, exhaust gas temperature before the exhaust gas aftertreatment system, exhaust gas temperature after the exhaust gas aftertreatment system, rate of change of the engine speed, rate of change of the engine load and current transmission ratio of the drive train.
  • the engine load can be defined, for example, by the torque, the injection quantity or the accelerator pedal position.
  • An oxidation catalytic converter is preferably provided as the exhaust gas aftertreatment system.
  • the current transmission ratio of the drive train is advantageously defined by the gear number.
  • the first operating mode is preferably assigned to conventional diesel combustion and the second operating mode to an alternative diesel combustion method.
  • Each of the selected characteristic engine parameters is compared at least with a stored threshold value.
  • the threshold values are either stored as fixed values (e.g.: upper threshold value for engine speed at about 4000 revolutions / min.) Or as dependent values (e.g.: characteristic curve over engine speed, characteristic curve over engine speed and engine load).
  • the threshold values can also have a hysteresis, i.e. the threshold values depend on the direction of change of the corresponding engine operating parameter. If each of the selected engine operating parameters lies within the permissible value range defined by the corresponding threshold values, the system switches from conventional to alternative diesel combustion. As soon as one of the input variables used leaves the permissible value range defined by the corresponding threshold values, the system switches from alternative to conventional diesel combustion.
  • the object is further achieved by the following steps:
  • Determining a target value for an injection timing and / or a combustion situation Determining a target value for the ratio of fresh air mass to inert gas mass in the cylinder and / or for the air / fuel ratio in the exhaust gas,
  • the target values can be calculated on the basis of at least one current engine parameter or selected from data stored in a characteristic diagram.
  • this predetermined injection time can be corrected dynamically.
  • the correction is made as a function of the deviation between the required target value for the ratio of fresh air mass to inert gas mass and the measured and / or calculated actual value for the ratio of fresh air mass to inert gas mass in the cylinder. If the actual value for the ratio of fresh air mass to inert gas mass is smaller than the target value for the ratio of fresh air mass to inert gas mass and thus the proportion of inert gas mass in the cylinder is too high or the proportion of fresh air mass is too low, the injection timing is corrected towards early.
  • the injection timing is corrected towards late.
  • the correction can be carried out as a function of the deviation between the required target value of the air / fuel ratio in the exhaust gas and the measured and / or calculated actual value for the air / fuel ratio in the exhaust gas. If the current actual value of the air / fuel ratio in the exhaust gas is smaller than the target value of the air / fuel ratio in the exhaust gas and the proportion of inert gas in the cylinder is therefore too high, the injection timing is corrected in the early direction. If the actual value of the Air / fuel ratio in the exhaust gas, on the other hand, is greater than the target value of the air / fuel ratio in the exhaust gas and the proportion of inert gas in the cylinder is thus too small, the injection timing is corrected in the late direction.
  • the target value for the combustion situation is corrected dynamically, for example additively.
  • the correction can take place as a function of the deviation between the target value for the ratio of fresh air mass to inert gas mass and the measured and / or calculated actual value for the ratio of fresh air mass to inert gas mass in the cylinder. If the actual value for the ratio of fresh air mass to inert gas mass is smaller than the target value for the ratio of fresh air mass to inert gas mass and the proportion of inert gas mass in the cylinder is too high or the proportion of fresh air mass is too low, the required target value is corrected for the combustion situation towards the morning.
  • the required target value is corrected for the combustion situation towards late.
  • the correction can be determined as a function of the deviation between the required target value of the air / fuel ratio in the exhaust gas and the measured and / or calculated actual value of the air / fuel ratio in the exhaust gas.
  • the required target value for the combustion position is corrected towards the early stage. If, on the other hand, the current actual value of the air / fuel ratio in the exhaust gas is greater than the target value of the air / fuel ratio in the exhaust gas and the proportion of inert gas in the cylinder is therefore too small, the required target value for the combustion position is corrected in the late direction ,
  • Show it 1 shows the influence of the injection timing and the exhaust gas recirculation rate on the NO x engine emissions
  • Fig. 16 is an illustration for explaining the dynamic correction of the target value of the combustion position during controlled operation.
  • the pressure in the cylinder is recorded as a function of the crank angle CA using a sensor in order to record the current cylinder state. From this sensor signal, certain characteristic quantities are subsequently calculated in an interval of 720 ° crank angle CA, which in the exemplary embodiment are the point in time of the 50% mass conversion MFB50% of the injected fuel and the maximum pressure increase in the cylinder ⁇ p ma ⁇ per degree crank angle CA.
  • the cylinder pressure p is plotted as an example over the crank angle CA and the maximum cylinder pressure increase ⁇ p max and the 50% mass conversion point MFB50% for a specific injection time and a specific exhaust gas recirculation rate are shown.
  • combustion noise S the start of burning or the burning duration can be used as a characteristic variable for describing the combustion.
  • the determination of the cycle characteristic values takes place either on the basis of the output signal of a sensor using an acoustic, optical, electrical, thermodynamic or mechanical measuring principle or via a mathematical model. A combination of a sensor-based approach with a model-based approach can also be used.
  • each of the currently determined cycle parameters (time of the 50% mass conversion MFB50% of the injected fuel and maximum pressure increase ⁇ p ma ⁇ ) is then stored with the desired values depending on the engine speed n and engine load L in a map MFB50 ° / o S oi ⁇ and ⁇ p ma ⁇ for the cycle parameters compared and an existing difference between the two values calculated.
  • the controller PID calculates on the basis of the deviation between the 50% mass conversion point setpoint MFB50% S oi ⁇ From the 50% mass conversion point actual value MFB50% and the deviation of the maximum cylinder pressure increase setpoint ⁇ p max , S oi ⁇ from the maximum cylinder pressure increase actual value ⁇ p max dynamically, the operating parameters required for maintaining the desired cylinder state, namely the injection time SOE and the exhaust gas recirculation rate AGR, to control the injection valve and the EGR valve or to control an intake valve during the exhaust stroke (or an exhaust valve during the intake stroke).
  • a pilot control value SOEv and AGRv stored in a characteristic map, for example depending on the engine speed n and the engine load L, is added in order to improve the dynamics of the overall system.
  • Time of the fuel injection SOE is influenced by at least one injection event and at the same time the maximum pressure increase ⁇ p ma ⁇ in the cylinder is regulated via the proportion of inert gas, that is to say the EGR exhaust gas recirculation rate.
  • 5 shows an example of how the position of the 50% mass conversion point MFB 50% above the time of fuel injection SOE can be influenced in degrees crank angle CA before top dead center, even if the exhaust gas mass returned to the cylinder varies.
  • the engine noise emission (described by the maximum pressure increase ⁇ p max in the cylinder) is regulated to a desired value via the proportion of inert gas in the cylinder charge.
  • FIG. 6 shows an example of how the maximum cylinder pressure increase ⁇ p max and the associated engine noise emission S can be influenced via the inert gas mass present in the cylinder, even if the time of fuel injection SOE varies.
  • the ordinate shows the opening duration IVH of at least one intake valve during an Exhaust stroke applied, which is directly related to the inert gas mass.
  • the shown in the diagram neten lines show different fuel injection times SOE, the top line representing an early and the bottom line a rather late injection time.
  • the relationship between the maximum increase in cylinder pressure ⁇ p ma ⁇ and the resulting combustion noise S with alternative combustion is shown in FIG. 7.
  • the drawn lines show different fuel injection times SOE.
  • the supply and variation of the inert gas mass into the cylinder can be done either by external recirculation (i.e. outside the cylinder head) or by in-cylinder recirculation (e.g. via changeable intake and exhaust valve timing) or by a combination of both recirculation types.
  • a change in the recirculated exhaust gas mass by changing the intake manifold pressure (e.g. via a throttle valve or a turbocharger) or by changing the exhaust gas back pressure (e.g. via an exhaust gas turbocharger with a variable flow cross-section on the turbine side) can be used.
  • the pressure curve detected by a cylinder pressure sensor and a speed sensor serves as feedback about the current state of combustion in the cylinder.
  • two characteristic values time of the 50% mass conversion MFB50% of the injected fuel and the maximum pressure increase ⁇ p max ) are calculated from the pressure curve, with which the combustion is characterized.
  • the target values for the two characteristic quantities are stored in at least speed-dependent and load-dependent maps.
  • the present method for regulating alternative diesel combustion methods differs from known methods essentially in the following points:
  • the time SOE of the fuel injection and the inert gas mass are influenced simultaneously by means of a controller algorithm.
  • the combustion center of gravity MFB50% and the maximum cylinder pressure increase ⁇ p max are set simultaneously and independently of one another to the desired target values within the physically possible limits. 3.
  • the method also compensates for a change in parameters external to the cylinder (for example atmospheric pressure, intake air temperature, coolant temperature, exhaust gas back pressure, intake manifold pressure, fuel pressure) while at the same time adhering to the required target values (time of 50% mass conversion MFB 50% of the injected fuel and maximum pressure increase ⁇ Pmax) -
  • the time of the 50% mass conversion point MFB50% of the injected fuel is regulated via the injection time SOE.
  • the maximum increase in cylinder pressure is influenced by exhaust gas recirculation inside the cylinder.
  • the cylinder-internal exhaust gas recirculation is implemented, for example, by additionally opening at least one inlet valve during the exhaust stroke.
  • Fig. 8 shows an example of the valve lift curves for this type of internal exhaust gas recirculation.
  • the solid line shows the opening of the intake valves, the dashed line shows the opening of the exhaust valves.
  • the opening duration IVH of the intake valve is changed, for example, with a constant opening start during the exhaust stroke. Opening at least one exhaust valve during the intake stroke can also be used to carry out internal exhaust gas recirculation. It is also possible to change the valve overlap in the area of the top dead center of the charge change in order to influence the internal recirculated exhaust gas mass.
  • FIG. 9 shows, by way of example, results which were achieved with the developed method with alternative diesel combustion at a stationary operating point (at constant engine speed n and engine load L).
  • combustion noise S maximum cylinder pressure increase ⁇ p max
  • desired maximum cylinder pressure increase ⁇ p max So i ⁇
  • fresh air mass m L time of 50% fuel conversion MFB50%
  • desired time of 50% fuel conversion MFB50% soi ⁇ injection time SOE.
  • the curves are plotted against time t.
  • FIGS. 10 to 13 The advantages of the method for transient engine operation are shown in FIGS. 10 to 13. If the engine load L (FIG. 11) and the engine speed n (FIG. 10) are changed to higher values at the same time in alternative diesel combustion, for example when accelerating a vehicle, the exhaust gas mass in the cylinder charge is briefly too high without using the described method. Since the time of fuel injection with conventional If the process is calculated in a controlled manner from one or more characteristic diagrams, the fuel injection is too late for the current gas composition in the cylinder in this phase. In connection with the exhaust gas recirculation rate EGR which is too high, this leads to a shift of the 50% mass conversion point MFB50% in the late direction (FIG. 12). As a result, the engine torque L (FIG. 11) drops because of the poorer efficiency in later combustion. In extreme cases, the combustion can also tend to instabilities (misfires). This situation is shown in Figures 10 to 13 by the dashed line.
  • the injection time SOE is corrected dynamically via the controller in such a way that the time of the 50% mass conversion point MFB50% also follows the required value in transient engine operation (FIG. 12). This stabilizes the combustion and the required torque curve (Fig. 11) is observed. Furthermore, the combustion noise S is regulated to the required value by simultaneously changing the exhaust gas mass discharged (FIG. 13).
  • the course of the engine parameters speed n, load L, 50% mass conversion point MFB50% and combustion noise S is shown in FIGS. 10 to 13 when the method is used by fully drawn lines.
  • the engine speed n, the engine load L and the catalyst temperature T c are selected as characteristic engine operating parameters.
  • the engine speed n is compared with an upper threshold value n S o.
  • the engine load L is compared with a characteristic-based upper threshold value for the engine load L S o, which is dependent on the engine speed n.
  • the catalyst temperature T c is compared with a map-based lower threshold value for the catalyst temperature T Cu , which is dependent on the engine speed n and the engine load L.
  • the comparison steps are labeled Ai, A 2 , A 3 .
  • an injection time t Es is calculated in an electronic control unit ECU based on the engine speed n, the engine load L and other engine operating parameters, without feedback about the current combustion situation.
  • the target value for the ratio of fresh air mass to inert gas mass v s in the cylinder or a target Value ⁇ s calculated for the air / fuel ratio ⁇ in the exhaust gas is also determined or calculated using measurement technology.
  • a correction value ⁇ t E s for the target value of Injection time t ES determined. Is the actual value Vi or ⁇ i of the ratio of fresh air mass to the inert gas mass in the cylinder or the air / fuel ratio ⁇ in the exhaust gas smaller than the target value v s or ⁇ s of the ratio of fresh air mass to the inert gas mass of the air mass or air / Fuel ratio ⁇ in the exhaust gas, for example additive correction of the injection time t E s in the direction of early.
  • the injection timing t Es is adjusted in the late direction.
  • the result of this procedure is a corrected injection time t Es , ⁇ -
  • the injection time t E s, ⁇ is calculated via a combustion controller R v , which actual values t v . about the current combustion situation.
  • a target value t vs for the combustion position is determined in an electronic control unit ECU from the engine speed n and the engine load L.
  • a target value v s or ⁇ s is specified for the ratio of fresh air mass to inert gas mass in the cylinder or for the air / fuel ratio ⁇ in the exhaust gas.
  • the actual value Vi or ⁇ i of the ratio of the fresh air mass to the inert gas mass in the cylinder or the air / fuel ratio ⁇ in the exhaust gas is determined continuously or discontinuously.
  • a correction factor ⁇ t vs for the target value of the combustion situation t vs is calculated and thus the target value t vs for the combustion situation dynamically, for example additive, corrected. If the actual value Vi, ⁇ i of the ratio of fresh air mass to the inert gas mass in the cylinder or the air / fuel ratio ⁇ in the exhaust gas is smaller than the target value v s or ⁇ s of the ratio of fresh air mass to the inert gas mass in the cylinder or air / Fuel ratio in the exhaust gas, the required target value t vs for the combustion position is corrected in the direction of early.
  • the required target value is corrected t vs for the late combustion situation.
  • the corrected target value t vs , ⁇ is used in the combustion Position controller R v is compared with the actual value t v ⁇ of the combustion position and a corrected target value t ES , ⁇ is calculated for the injection time.

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Abstract

Durch dynamische Korrektur des Einspritzzeitpunktes im transienten Motorbetrieb wird eine Verringerung des Verbrennungsgeräusches erreicht.

Description

Brennkraftmaschine
Die Erfindung betrifft ein Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine, insbesondere einer Dieselbrennkraftmaschine.
Brennverfahren für Dieselbrennkraftmaschinen mit im Wesentlichen homogener Verbrennung - so genannte alternative Dieselbrennverfahren - ermöglichen eine drastische Reduktion der Motoremissionen. Im Speziellen ist dabei eine gleichzeitige Verringerung der Stickoxide und der Partikel im Motorabgas möglich. Diese neuen Brennverfahren basieren auf einer Homogenisierung der Zylinderladung vor dem Verbrennungsereignis. Dieselbrennkraftmaschinen mit homogener Verbrennung sind beispielsweise aus den Druckschriften US 5,832.880 A, US 6,260.520 Bl, US 6,276.334 Bl oder US 6,286.482 Bl bekannt.
Im Gegensatz zu konventionellen Brennverfahren ist jedoch bei alternativen Brennverfahren eine wesentlich höhere Empfindlichkeit der Motoremissionen (NOx, Partikel, HC, CO und Geräusch) auf die Motorbetriebsparameter (Einspritzzeitpunkt, Abgasrückführrate, Frischlufttemperatur, Saugrohrtemperatur, Saugrohrdruck, Abgasgegendruck, Kühlmitteltemperatur, Atmosphärendruck) zu beobachten. Umgekehrt kann bereits durch eine relativ geringfügige Änderung der Abgasrückführrate um wenige Prozent beispielsweise eine deutliche Änderung der NOx-Emissionen erreicht werden. Fig. 1 zeigt in diesem Zusammenhang den Einfluss der Abgasrückführrate und des Einspritzzeitpunktes auf die NOx-Motor- emission bei alternativer Verbrennung. Auch auf Partikelemissionen haben Einspritzzeitpunkt und Abgasrückführrate namhaften Einfluss, wie aus Fig. 2 ersichtlich ist. Bereits aus einer geringen Änderung des Einspritzzeitpunktes resultiert eine massive Beeinflussung der Partikelemission.
Aus dieser Tatsache resultiert somit die Forderung nach einer exakten Einhaltung der für alternative Brennverfahren notwendigen Motorbetriebsparameter, um das volle Potential der alternative Dieselbrennverfahren ausschöpfen zu können. Bei den derzeit eingesetzten Verfahren zur Berechnung bestimmter Motorbetriebsparameter (z.B. Einspritzzeitpunkt und Sollwert der Abgasrückführrate) erfolgt innerhalb der Motorsteuerung eine reine Steuerung als Funktion von Motordrehzahl und Motorlast, also keine sogenannte "closed-loop"-Regelung. Für konventionelle Brennverfahren, welche wesentlich geringere Empfindlichkeiten zwischen den Motorbetriebsparametern und den daraus resultierenden Motoremissionen aufweisen, ist diese reine Steuerung ausreichend. Bei alternativen Brennverfahren für Dieselmotoren sind jedoch wegen der beschriebenen Empfindlichkeiten diese Steuerungsverfahren nicht ausreichend und deshalb müssen neue Ver- fahren gesucht werden. Der Grund dafür ist, dass bei der derzeit angewendeten rein gesteuerten Berechnung bestimmter Motorbetriebsparameter, wie beispielsweise Einspritzzeitpunkt und Abgasrückführrate, innerhalb der Motorsteuerung der Einfluss von Motordrehzahl, Motorlast, Frischlufttemperatur, Atmosphärendruck und Kühlmitteltemperatur nur statisch in Kennfeldern oder Kennlinien berücksichtigt wird.
Beim Betrieb eines Dieselmotors mit alternativer Verbrennung in Verbindung mit den derzeit üblichen Regelungsstrategien treten im Wesentlichen zwei kritische Betriebszustände auf. Erstens wird bei einer zu hohen Abgasrückführrate die Verbrennung instabil. Der Verbrennungsschwerpunkt liegt zu weit nach dem oberen Totpunkt der Zündung, woraus eine unvollständige Verbrennung mit hohen Emissionen (HC und CO) und ein instabiles Motordrehmoment resultiert. Zweitens wird bei einer zu geringen Abgasrückführrate der Verbrennungsschwerpunkt in Richtung "Früh" verschoben, was mit einem deutlichen Ansteigen des Verbrennungsgeräusches verbunden ist.
Aus der DE 31 34 631 AI ist eine Einrichtung zum Regeln der Abgasrückführrate bei einer Brennkraftmaschine mit Selbstzündung bekannt, bei der ein Soll-Zünd- verzugswert ermittelt und der Ist-Zündverzugswert auf diesen Sollwert geregelt wird. Dabei entstammt der Soll-Zündverzugswert einem Motorkennfeld. Die Zündverzugszeit ergibt sich aus einem Vergleich der Signale, beispielsweise dem Spritzbeginn einer Einspritzdüse, und eines mit dem Brennraum in Verbindung stehenden Drucksensors.
Aus der GB 2 091 000 A ist eine automatische Regelung für eine selbstzündende Brennkraftmaschine bekannt, bei der der Spitzendruck im Zylinder gemessen und mit einem Sollwert verglichen wird. Aufgrund dieser Abweichung wird als Stellgröße der Einspritzzeitpunkt verändert.
Sowohl bei der DE 31 34 631 AI, als auch bei der GB 2 091 000 A wird nur eine Stellgröße verändert. Dies ist für die Regelung einer Dieselbrennkraftmaschine mit homogener Verbrennung nicht ausreichend.
Die wichtigsten Bestimmungsstücke für den Verbrennungsablauf in einer Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung sind die Phasenlage des Verbrennungsablaufes bzw. des Verbrennungsbeginnes, die maximale Anstiegsgeschwindigkeit des Zylinderdruckes, sowie der Spitzendruck.
Bei einer Brennkraftmaschine, bei der die Verbrennung im Wesentlichen durch Selbstzündung einer direkt eingespritzten Kraftstoffmenge erfolgt, werden die Bestimmungsstücke maßgeblich durch den Einspritzzeitpunkt, durch die Ladungszusammensetzung und durch den Zündverzug festgelegt. Diese Parameter werden ihrerseits durch eine große Anzahl von Einflussgrößen bestimmt, wie zum Beispiel Drehzahl, Kraftstoffmenge, Ansaugtemperatur, Ladedruck, effektives Kompressionsverhältnis, Inertgasgehalt der Zylinderladung und Bauteiltemperatur.
Konventionelle Dieselverbrennung läuft vorwiegend unter Diffusionsverbrennung ab, wobei Luft und Kraftstoff nicht durchgemischt, sondern jeweils separat der Verbrennungszone zugeführt werden. Die konventionelle Dieselverbrennung ist gekennzeichnet durch eine inhomogene Verteilung von Luft und Kraftstoff. Die Konzentration des Kraftstoffs nimmt im Einspritzstrahl von innen nach außen zum Bereich des umgebenden Luft-Restgasgemisches hin immer weiter ab. Die Verbrennung in Zonen bei Luftverhältnissen im Bereich des stöchiometrischen Luftverhältnisses und darunter führt zu hohen Spitzentemperaturen, die die Ursache für die thermische NO-Bildung sind. Weiterhin führt Sauerstoffmangel in fetten Zonen in Verbindung mit hohen Temperaturen zu Rußbildung.
Strengere gesetzliche Rahmenbedingungen bewirken, dass bei der Konzeption von Brenn verfahren immer wieder neue Wege eingeschlagen werden müssen, um bei Dieselbrennkraftmaschinen den Ausstoß an Rußpartikeln und an NOx- Emissionen zu verringern.
Es ist bekannt NOx- und Rußemissionen im Abgas zu verringern, indem durch Vorverlegen des Einspritzzeitpunktes der Zündverzug vergrößert wird, so dass die Verbrennung durch Selbstzündung eines mageren Kraftstoff-Luftgemisches erfolgt. Eine mögliche Variante wird hier als HCLI-Verfahren (Homogenous Charge Late Injection) bezeichnet. Wenn eine derartige Gemischverbrennung durchgeführt wird, erfolgt die Kraftstoffeinspritzung somit genügend weit vor dem oberen Totpunkt der Kompressionsphase, wodurch ein weitgehend homogenes Kraftstoff-Luftgemisch entsteht. Durch Abgasrückführung kann erreicht werden, dass die Verbrennungstemperatur unterhalb der für NOx-Entstehung erforderlichen Mindesttemperatur bleibt. Da die Homogenisierung von Kraftstoff und Luft allerdings zeitabhängig ist, ist die Realisierung dieses Verfahrens drehzahl- und lastabhängig eingeschränkt, da bei unzureichender Homogenisierung der Partikelausstoß zunimmt.
Die US 6,338,245 Bl beschreibt eine nach dem HCLI-Verfahren arbeitende Die- sel-Brennkraftmaschine, bei der Verbrennungstemperatur und Zündverzug so eingestellt werden, dass im unteren und mittleren Teillastbereich die Verbrennungstemperatur unter der NOx-Bildungstemperatur und das Luftverhältnis oberhalb des für die Rußbildung maßgeblichen Wertes liegt. Die Verbrennungstemperatur wird dabei durch Verändern der Abgasrückführrate, der Zündverzug durch den Kraftstoffeinspritzzeitpunkt gesteuert. Bei mittlerer und hoher Last wird die Verbrennungstemperatur so weit abgesenkt, dass sowohl NOx- als auch Rußbildung vermieden wird. Nachteilig ist, dass insbesondere im mittleren Teillastbereich ein niedriges Luftverhältnis kombiniert mit niedrigen Verbrennungstemperaturen auftritt und daher ein schlechter Wirkungsgrad in Kauf genommen werden muss.
Die US 6,158,413 A beschreibt eine direkteinspritzende Diesel-Brennkraftma- schine, bei der die Kraftstoffeinspritzung nicht vor dem oberen Totpunkt der Kompression angesetzt ist, und bei der die Sauerstoffkonzentration im Brennraum durch Abgasrückführung vermindert wird. Dieses Betriebsverfahren wird hier auch als HPLI-Verfahen (Highly Premixed Late Injection) bezeichnet. Wegen des - verglichen mit einer konventionellen Einspritzung vor dem oberen Totpunkt - nach dem oberen Totpunkt sinkenden Temperaturniveaus und der gegenüber konventioneller Betriebsweise erhöhten Menge rückgeführten Abgases ist der Zündverzug länger als bei der sogenannten Diffusionsverbrennung. Das durch die Abgasrückführrate gesteuerte niedrige Temperaturniveau bewirkt, dass die Verbrennungstemperatur unter dem für die NOx-Bildung maßgeblichen Wert bleibt. Durch den durch den späteren Einspritzzeitpunkt bewirkten großen Zündverzug wird eine gute Gemischbildung erreicht, wodurch bei der Verbrennung des Gemisches der lokale Sauerstoffmangel deutlich reduziert wird, wodurch die Partikelentstehung verringert wird. Die Spätverschiebung des Brennverlaufes bewirkt eine Absenkung der Maximaltemperatur, führt aber gleichzeitig zu einer Anhebung der mittleren Temperatur bei einem gegebenen späten Kurbelwinkel, was den Rußabbrand verstärkt. Die Verschiebung der Verbrennung in den Expansionstakt führt darüber hinaus im Zusammenwirken mit der hohen Abgasrückführrate trotz der wegen des langen Zündverzugs größeren vorgemischten Kraftstoffmenge und folglich höheren maximalen Brennrate zu einer das zulässige Maß nicht übersteigenden Druckanstiegsrate im Zylinder. Nachteilig ist der schlechte Wirkungsgrad im unteren Teillastbereich.
In der österreichischen Gebrauchsmusteranmeldung GM 702/2002 wird vorgeschlagen, eine Diesel-Brennkraftmaschine im unteren Teillastbereich nach dem HCLI-Verfahren, im mittleren Teillastbereich nach dem HPLI-Verfahren und im Volllastbereich mit konventioneller Dieselverbrennung zu betreiben. Dadurch kann die Brennkraftmaschine in jedem Lastbereich mit hohem Wirkungsgrad und niedrigen NOx- und Rußemissionen betrieben werden.
Das HCLI-Verfahren und das HPLI-Verfahren zählen zu den alternativen Dieselverbrennungsverfahren.
Es ist bekannt, den Einspritzzeitpunkt für den Kraftstoff aufgrund von Motorbetriebsparametern bzw. kennfeldgesteuert zu bestimmen. Weiters ist es bekannt, den Einspritzzeitpunkt über einen Verbrennungslageregler mit Rückmeldung über die aktuelle Verbrennungslage zu berechnen. Die solcher Art bestimmten Einspritzzeitpunkte sind für den stationären Zustand ausreichend.
Im dynamischen Motorbetrieb kommt es allerdings in Folge transient auftretender Abweichungen der Zylinderfüllung von den stationären Soll-Werten zu einer Abweichung des resultierenden Verbrennungsgeräusches von den stationären Soll-Werten.
Aus der DE 43 22 319 C2 ist ein Verfahren zur Steuerung einer Brennkraftmaschine bekannt, bei dem ausgehend von einem λ-Wert ein erster Ist-Wert und ausgehend von dem ersten Ist-Wert und einem ersten Soll-Wert eine erste Steuergröße durch ein erstes Regelmittel vorgegeben wird. Weiters kann ausgehend von einer Luftmenge ein zweiter Ist-Wert und durch ein zweites Regelmittel ausgehend von dem zweiten Ist-Wert und einem zweiten Soll-Wert eine zweite Steuergröße vorgegeben werden. Die Soll-Werte werden dabei derart gewählt, dass beim Vorliegen bestimmter Betriebsbedingungen die Soll-Werte für die Luftmenge und bei Nichtvorliegen dieser bestimmten Betriebsbedingungen Soll- Werte für den λ-Wert vorgegeben werden.
Es ist bekannt, Spritzbeginn oder Verbrennungslage bei einer Brennkraftmaschine beispielsweise mit einem Zylinderdrucksensor zu ermitteln und daraus Steuersignale zur Steuerung der Brennkraftmaschine, wie etwa den Einspritzzeitpunkt zu gewinnen. In der DE 197 49 817 AI wird vorgeschlagen, den Spritzbeginn und die Verbrennungslage aus der Differenz zwischen dem gemessenen Druckverlauf und einem berechneten Druckverlauf zu ermitteln.
Aufgabe der Erfindung ist es, die Verbrennung bei einer Dieselbrennkraftmaschine mit homogener Verbrennung auf möglichst einfache Weise und möglichst genau zu regeln. Eine weitere Aufgabe ist es, ein Verfahren zu entwickeln, mit welchem die Brennkraftmaschine in der für den jeweiligen Betriebspunkt optimalen Betriebsart gefahren werden kann. Darüber hinaus ist es Aufgabe der Erfindung, ein Verfahren für den Betrieb einer Brennkraftmaschine vorzuschlagen, mit welchem im dynamischen Motorbetrieb das Verbrennungsgeräusch möglichst auf den Werten des stationären Motorbetriebes gehalten werden kann.
Erfindungsgemäß wird dadurch erreicht, dass eine Zustandsgröße im Zylinder, vorzugsweise der Druck, die Temperatur, der Ionenstrom oder das Ausgangssignal eines optischen Messprinzips als Funktion des Kurbelwinkels erfasst und daraus ein Zylinderzustandssignal gewonnen wird, dass aus dem Zylinderzustands- signal zumindest zwei charakteristische Zykluskennwerte aus der Gruppe Mas- senumsatzpunkt des eingespritzten Kraftstoffes, maximaler Druckanstieg im Zy- linder, Verbrennungsgeräusch, Brennbeginn oder Brenndauer ermittelt werden, dass die ermittelten Zykluskennwerte mit in einem Kennfeld hinterlegten Sollwerten für die Zykluskennwerte verglichen und eine vorhandene Abweichung zwischen den beiden Werten berechnet wird, und dass die Abweichung einem Regelalgorithmus zugeführt und als Stellgröße der Zeitpunkt der Kraftstoffeinspritzung von mindestens einem Einspritzereignis und/oder der Inertgasanteil im Zylinder eingestellt werden, um die Verbrennung zu stabilisieren und/oder die Geräusch- sowie Abgasemissionen zu minimieren. Damit kann die Verbrennung stabilisiert und die Geräusch- sowie Abgasemissionen minimiert werden. Vorzugsweise ist dabei vorgesehen, dass als Zykluskennwerte der 50%-Massenum- satzpunkt des eingespritzten Kraftstoffes und der maximale Druckanstieg im Zylinder ermittelt werden.
Das neu entwickelte Verfahren beruht auf der Überlegung, bestimmte Motorbetriebsparameter wie Einspritzzeitpunkt und Abgasrückführrate dynamisch in Abhängigkeit von solchen Größen zu berechnen, welche den aktuellen Zustand innerhalb des Zylinders beschreiben.
Zur Erfassung des aktuellen Zylinderzustandes wird beispielsweise der Druck im Zylinder als Funktion des Kurbelwinkels mit einem Sensor erfasst. Aus diesem Sensorsignal werden in weiterer Folge in einem Intervall von 720° Kurbelwinkel bestimmte charakteristische Zykluskennwerte berechnet. Der Druckverlauf innerhalb des Zylinders wird also durch zwei aus dem Druckverlauf selbst berechnete Kennwerte beschrieben.
Diese beiden Kennwerte sind im Speziellen der Zeitpunkt des 50%igen Massenumsatzes des eingespritzten Kraftstoffes und der maximale Druckanstieg im Zylinder. Auch das Verbrennungsgeräusch, der Brennbeginn oder die Brenndauer sind als charakteristische Zykluskennwerte zur Beschreibung der Verbrennung einsetzbar.
Die Ermittlung der Zykluskennwerte kann entweder aus dem Ausgangssignal eines Sensors unter Ausnutzung eines akustischen, optischen, elektrischen, ther- modynamischen oder mechanischen Messprinzips oder über ein mathematisches Modell erfolgen. Auch eine Kombination eines sensorbasierten Ansatzes mit einem modellbasierten Ansatz kann zur Anwendung kommen.
Im Rahmen des entwickelten Verfahrens wird in weiterer Folge jeder der aktuell ermittelten Zykluskennwerte mit den in Abhängigkeit von Motordrehzahl und Motorlast in je einem Kennfeld hinterlegten gewünschten Wert für die Zykluskennwerte verglichen und eine vorhandene Abweichung zwischen beiden Werten berechnet. Diese Abweichung wird in weiterer Folge einem Regelungsalgorithmus zugeführt. Der Regler berechnet dynamisch die für die Einhaltung des gewünschten Zylinderzustandes erforderlichen neuen Motorbetriebsparameter, wie Einspritzzeitpunkt und rückgeführte Abgasmasse. Zusätzlich wird zu den vom Regler berechneten Werten ein jeweils in einem Kennfeld (z.B. abhängig von Motordrehzahl und Motorlast) hinterlegter Vorsteuerwert addiert, um die Dynamik des Gesamtsystems zu verbessern.
Mit dem erfindungsgemäßen Verfahren lässt sich im Gegensatz zu konventionellen Steuerverfahren auch bei transientem Motorbetrieb der Verlauf der Verbrennung emissionsoptimal und stabil beherrschen, in dem der Zeitpunkt der Kraftstoffeinspritzung von mindestens einem Einspritzereignis und gleichzeitig der maximale Druckanstieg im Zylinder über den Inertgasanteil gemäß dem vom Regler berechneten Vorgaben geregelt wird. Dabei ist gemäß einer vorteilhaften Ausführungsvariante der Erfindung vorgesehen, dass mittels des Regelalgorithmus die Stellgrößen Zeitpunkt der Kraftstoffeinspritzung zumindest eines Einspritzereignisses und Inertgasanteil im Zylinder gleichzeitig eingestellt werden.
Zur Steuerung des Inertgases im Zylinder kann vorgesehen sein, dass die Zuführung und Variation der Inertgasmasse in den Zylinder durch externe Abgasrückführung oder durch zylinderinterne Abgasrückführung oder in Kombination von interner und externer Abgasrückführung durchgeführt wird.
Im Rahmen der Erfindung sind weiters folgende Schritte zur Lösung der gestellten Aufgabe vorgesehen:
Auswählen von mindestens einem, vorzugsweise von mindestens zwei charakteristischen Motorbetriebsparametern,
Hinterlegen zumindest eines Schwellwertes für jeden ausgewählten charakteristischen Motorbetriebsparameter,
Zuordnen von durch zumindest einem Schwellwert getrennten Wertebereichen zu jedem Motorbetriebsparameter, wobei zumindest ein erster Wertebereich der ersten Betriebsart und zumindest ein zweiter Wertebereich der zweiten Betriebsart zugeordnet wird,
Vergleichen der aktuellen Werte der ausgewählten charakteristischen Motorbetriebsparameter mit den Wertebereichen,
Umschalten in die zweite Betriebsart oder Verbleiben in der zweiten Betriebsart, wenn alle ausgewählten charakteristischen Motorbetriebsparameter in den zweiten Wertebereichen liegen. Vorzugsweise ist dabei vorgesehen, dass in die erste Betriebsart umgeschaltet wird oder die erste Betriebsart beibehalten wird, wenn zumindest ein aktueller Wert eines ausgewählten charakteristischen Motorbetriebsparameters innerhalb des ersten Wertebereiches liegt.
Zumindest zwei charakteristische Motorbetriebsparameter werden aus der Gruppe Motordrehzahl, Motorlast, Motorkühlmitteltemperatur, Atmosphärendruck, Temperatur des Abgasnachbehandlungssystems, Abgastemperatur vor dem Abgasnachbehandlungssystem, Abgastemperatur nach dem Abgasnachbehandlungssystem, Änderungsgeschwindigkeit der Motordrehzahl, Änderungsgeschwindigkeit der Motorlast und aktuelles Übersetzungsverhältnis der Antriebsstranges ausgewählt. Die Motorlast kann dabei beispielsweise durch das Drehmoment, die Einspritzmenge oder die Fahrpedalstellung definiert werden. Als Abgasnachbehandlungssystem wird vorzugsweise ein Oxidationskatalysator vorgesehen. Das aktuelle Übersetzungsverhältnis des Antriebsstranges wird vorteilhafter Weise durch die Gangnummer definiert.
Die erste Betriebsart wird vorzugsweise der konventionellen Dieselverbrennung und die zweite Betriebsart einem alternativen Dieselverbrennungsverfahren zugeordnet.
Jede der ausgewählten charakteristischen Motorparameter wird zumindest mit einem hinterlegten Schwellwert verglichen. Für jeden der verwendeten Motorbetriebsparameter sind die Schwellwerte entweder als feste Werte (z.B. : oberer Schwellwert für Motordrehzahl bei etwa 4000 Umdrehungen/min.) oder als abhängige Werte (z.B. : Kennlinie über der Motordrehzahl, Kennlinie über der Motordrehzahl und Motorlast) abgelegt. Die Schwellwerte können auch mit einer Hysterese behaftet sein, d.h., dass die Schwellwerte von der Veränderungsrichtung des entsprechenden Motorbetriebsparameters abhängig sind. Wenn jeder der ausgewählten Motorbetriebsparameter innerhalb des durch die entsprechenden Schwellwerte definierten zulässigen Wertebereichs liegt, wird von konventioneller- auf alternative Dieselverbrennung umgeschaltet. Sobald eine der verwendeten Eingangsgrößen den durch die entsprechenden Schwellwerte definierten zulässigen Wertebereich verlässt, wird von alternativer- auf konventionelle Dieselverbrennung umgeschaltet.
Erfindungsgemäß wird die Lösung der Aufgabe ferner durch folgende Schritte erreicht:
Bestimmen eines Soll-Wertes für einen Einspritzzeitpunkt und/oder eine Verbrennungslage, Bestimmen eines Soll-Wertes für das Verhältnis von Frischluftmasse zur Inertgasmasse im Zylinder und/oder für das Luft/Kraftstoffverhältnis im Abgas,
Messen oder Berechnen eines Ist-Wertes für das Verhältnis von Frischluftmasse zur Inertgasmasse im Zylinder und/oder das Luft/Kraftstoffverhältnis im Abgas,
Bilden der Differenz zwischen dem Soll-Wert und dem Ist-Wert des Verhältnisses von Frischluftmasse zur Inertgasmasse im Zylinder bzw. des Luft/Kraftstoffverhältnisses im Abgas,
Korrigieren des Soll-Wertes des Einspritzzeitpunktes bzw. der Verbrennungslage aufgrund der Differenz zwischen dem Soll-Wert und dem Ist- Wert des Verhältnisses von Frischluftmasse zur Inertgasmasse bzw. des Luft/Kraftstoffverhältnisses im Abgas.
Die Soll-Werte können aufgrund zumindest eines aktuellen Motorparameters berechnet oder aus in einem Kennfeld abgelegten Daten ausgewählt werden.
Wenn die Bestimmung des Einspritzzeitpunktes rein gesteuert, also ohne Rückmeldung über die aktuelle Verbrennungslage erfolgt, kann dieser vorbestimmte Einspritzzeitpunkt dynamisch korrigiert werden. Die Korrektur erfolgt dabei als Funktion der Abweichung zwischen dem geforderten Soll-Wert für das Verhältnis von Frischluftmasse zur Inertgasmasse und dem gemessenen und/oder berechneten Ist-Wert für das Verhältnis von Frischluftmasse zur Inertgasmasse im Zylinder. Wenn der Ist-Wert für das Verhältnis von Frischluftmasse zur Inertgasmasse kleiner ist als der Soll-Wert für das Verhältnis von Frischluftmasse zur Inertgasmasse und somit der Inertgasmassenanteil im Zylinder zu hoch oder der Frischluftmassenanteil zu gering ist, erfolgt eine Korrektur des Einspritzzeitpunktes in Richtung Früh. Wenn der Ist-Wert für das Verhältnis von Frischluftmasse zur Inertgasmasse hingegen größer ist als der Soll-Wert für das Verhältnis von Frischluftmasse zur Inertgasmasse und der Inertgasmassenanteil somit zu gering oder der Frischluftmassenanteil zu hoch ist, erfolgt eine Korrektur des Einspritzzeitpunktes in Richtung Spät.
Alternativ oder zusätzlich dazu kann die Korrektur als Funktion der Abweichung zwischen dem geforderten Soll-Wert des Luft/Kraftstoffverhältnisses im Abgas und dem gemessenen und/oder berechneten Ist-Wert für das Luft/Kraftstoffverhältnis im Abgas erfolgen. Wenn der aktuelle Ist-Wert des Luft/Kraftstoffverhältnisses im Abgas kleiner ist als der Soll-Wert des Luft/Kraftstoffverhältnisses im Abgas und der Inertgasmassenanteil im Zylinder somit zu hoch ist, erfolgt eine Korrektur des Einspritzzeitpunktes in Richtung Früh. Wenn der Ist-Wert des Luft/Kraftstoffverhältnisses im Abgas hingegen größer als der Soll-Wert des Luft/Kraftstoffverhältnisses im Abgas ist und der Inertgasmassenanteil im Zylinder somit zu klein ist, erfolgt eine Korrektur des Einspritzzeitpunktes in Richtung Spät.
Falls die Berechnung des Einspritzzeitpunktes über einen Verbrennungslageregler, also in einer "closed loop"-Regelung mit Rückmeldung über die aktuelle Verbrennungslage erfolgt, so wird der Soll-Wert für die Verbrennungslage dynamisch, beispielsweise additiv, korrigiert. Die Korrektur kann dabei als Funktion der Abweichung zwischen dem Soll-Wert für das Verhältnis von Frischluftmasse zur Inertgasmasse und dem gemessenen und/oder berechneten Ist-Wert für das Verhältnis von Frischluftmasse zur Inertgasmasse im Zylinder erfolgen. Wenn der Ist-Wert für das Verhältnis von Frisch luftmasse zur Inertgasmasse kleiner ist als der Soll-Wert für das Verhältnis von Frischluftmasse zur Inertgasmasse und der Inertgasmassenanteil im Zylinder somit zu hoch oder der Frischluftmassenanteil zu gering ist, erfolgt eine Korrektur des geforderten Soll-Wertes für die Verbrennungslage in Richtung Früh. Wenn dagegen der Ist-Wert für das Verhältnis von Frischluftmasse zur Inertgasmasse größer ist als der Soll-Wert für das Verhältnis von Frischluftmasse zur Inertgasmasse und somit der Inertgasmassenanteil im Zylinder zu gering oder Frischluftmassenanteil zu hoch ist, erfolgt eine Korrektur des geforderten Soll-Wertes für die Verbrennungslage in Richtung Spät. Genauso kann die Korrektur als Funktion der Abweichung zwischen dem geforderten Soll- Wert des Luft/Kraftstoffverhältnisses im Abgas und dem gemessenen und/oder berechneten Ist-Wert des Luft/Kraftstoffverhältnisses im Abgas ermittelt werden. Wenn der Ist-Wert des Luft/Kraftstoffverhältnisses im Abgas kleiner ist als der Soll-Wert des Luft/Kraftstoffverhältnisses im Abgas und der Inertgasmassenanteil im Zylinder somit zu hoch ist, erfolgt eine Korrektur des geforderten Soll-Wertes für die Verbrennungslage in Richtung Früh. Wenn der aktuelle Ist-Wert des Luft/Kraftstoffverhältnisses im Abgas hingegen größer als der Soll-Wert des Luft/Kraftstoffverhältnisses im Abgas ist und der Inertgasmassenanteil im Zylinder somit zu klein ist, erfolgt eine Korrektur des geforderten Soll-Wertes für die Verbrennungslage in Richtung Spät.
Durch die Korrektur des Einspritzzeitpunktes und/oder der Verbrennungslage in Abhängigkeit der Differenz zwischen den Ist- und den Soll-Werten für das Verhältnis von Frischluftmasse zur Inertgasmasse im Zylinder und/oder dem Luft/Kraftstoffverhältnis im Abgas kann im dynamischen Motorbetrieb eine Abweichung zwischen dem transienten und dem stationären Verbrennungsgeräusch zufolge transient auftretender Abweichungen der Zylinderfüllung vom stationären Soll-Wert vermieden werden.
Die Erfindung wird im Folgenden anhand der Figuren näher erläutert. Es zeigen Fig. 1 den Einfluss des Einspritzzeitpunktes und der Abgasrückführrate auf die NOx-Motoremissionen,
Fig. 2 den Einfluss des Einspritzzeitpunktes und der Abgasrückführrate auf die Partikelemissionen,
Fig. 3 ein Zylinderdruck-Kurbelwinkeldiagramm,
Fig. 4 schematisch eine Reglerstruktur des erfindungsgemäßen Verfahrens,
Fig. 5 den Einfluss des Zeitpunktes der Kraftstoffeinspritzung auf die Lage des 50%-Massenumsatzpunktes,
Fig. 6 den Einfluss der Inertgasmasse auf den maximalen Zylinderdruckanstieg,
Fig. 7 den Zusammenhang zwischen dem maximalen Zylinderdruckanstieg und dem daraus resultierenden Verbrennungsgeräusch bei alternativer Verbrennung,
Fig. 8 ein Ventilhub-Kurbelwinkeldiagramm für interne Abgasrückführung,
Fig. 9 ein Diagramm mit verschiedenen Motorparametern bei Durchführung des erfindungsgemäßen Verfahrens,
Fig. 10 ein Drehzahl-Zeitdiagramm,
Fig. 11 ein Drehmoment-Zeitdiagramm,
Fig. 12 ein 50%-Massenumsatz-Zeitdiagramm,
Fig. 13 ein Motorgeräusch-Zeitdiagramm für transienten Motorbetrieb bei Durchführung des erfindungsgemäßen Verfahrens,
Fig. 14 schematisch die Entscheidungsstruktur für die Betriebsartenum- schaltung,
Fig. 15 eine Darstellung zur Erläuterung der dynamischen Korrektur des Einspritzzeitpunktes bei gesteuertem Betrieb, und
Fig. 16 eine Darstellung zur Erläuterung der dynamischen Korrektur des Soll-Wertes der Verbrennungslage bei geregeltem Betrieb.
Bei alternativen Brennverfahren, welche auf einer Homogenisierung der Zylinderladung vor dem Verbrennungsereignis basieren, ist im Gegensatz zu konven- tionellen Brennverfahren eine wesentlich höhere Empfindlichkeit der Motoremissionen (NOx, Partikel, HC, CO und Geräusch) auf die Motorbetriebsparameter (Einspritzzeitpunkt, Abgasrückführrate AGR, Frischlufttemperatur, Saugrohrtemperatur, Saugrohrdruck, Abgasgegendruck, Kühlmitteltemperatur, Atmosphärendruck) zu beobachten. In Fig. 1 ist der Einfluss der Abgasrückführrate AGR und des Einspritzzeitpunktes SOE vor dem oberen Totpunkt auf die NOx-Motoremis- sion bei alternativer Verbrennung als Beispiel dargestellt. Es zeigt sich, dass eine Änderung der Abgasrückführrate AGR um wenige Prozent eine deutliche Änderung der NOx-Emissionen zur Folge hat. In Fig. 2 ist der Einfluss des Einspritzzeitpunktes SOE vor dem oberen Totpunkt der Verbrennung und der Abgasrückführrate AGR auf die Partikelemissionen Soot bei alternativer Verbrennung beispielhaft dargestellt. Aus einer geringen Änderung des Einspritzzeitpunktes SOE resultiert eine massive Beeinflussung der Partikelemissionen Soot.
Zur Erfassung des aktuellen Zylinderzustandes wird beim beschriebenen Verfahren der Druck im Zylinder als Funktion des Kurbelwinkels CA mit einem Sensor erfasst. Aus diesem Sensorsignal werden in weiterer Folge in einem Intervall von 720° Kurbelwinkel CA bestimmte charakteristische Größen berechnet, welche im Ausführungsbeispiel der Zeitpunkt des 50%-Massenumsatzes MFB50% des eingespritzten Kraftstoffes und der maximale Druckanstieg im Zylinder Δpmaχ pro Grad Kurbelwinkel CA sind. In Fig. 3 ist exemplarisch der Zylinderdruck p über dem Kurbelwinkel CA aufgetragen und der maximale Zylinderdruckanstieg Δpmax, sowie der 50%-Massenumsatzpunkt MFB50% für einen bestimmten Einspritzzeitpunkt und eine bestimmte Abgasrückführrate eingezeichnet. Daneben kann auch das Verbrennungsgeräusch S, der Brennbeginn oder die Brenndauer als charakteristische Größe zur Beschreibung der Verbrennung herangezogen werden. Die Ermittlung der Zykluskennwerte erfolgt entweder aufgrund des Ausgangssignales eines Sensors unter Ausnutzung eines akustischen, optischen, elektrischen, thermodynamischen oder mechanischen Messprinzipes oder über ein mathematisches Modell. Auch eine Kombination eines sensorbasierten Ansatzes mit einem modellbasierten Ansatz kann zur Anwendung kommen.
Im Rahmen des entwickelten Verfahrens wird in weiterer Folge jeder der aktuell ermittelten Zykluskennwerte (Zeitpunkt des 50%igen Massenumsatzes MFB50% des eingespritzten Kraftstoffes und maximaler Druckanstieg Δpmaχ) mit den in Abhängigkeit von Motordrehzahl n und Motorlast L in je einem Kennfeld hinterlegten gewünschten Werten MFB50°/oSoiι und Δpmaχ für die Zykluskennwerte verglichen und eine vorhandene Abweichung zwischen beiden Werten berechnet.
Diese Abweichung wird einem Regelungsalgorithmus zugeführt. Eine mögliche Regelstruktur ist beispielhaft in Fig. 4 dargestellt. Der Regler PID berechnet aufgrund der Abweichung zwischen 50%-Massenumsatzpunkt-Sollwert MFB50%Soiι vom 50%-Massenumsatzpunkt-Istwert MFB50% und der Abweichung des maximalen Zylinderdruckanstieges-Sollwerts Δpmax,Soiι vom maximalen Zylinderdruckanstieg-Istwert Δpmax dynamisch die für die Einhaltung des gewünschten Zylinderzustandes erforderlichen Betriebsparameter, und zwar den Einspritzzeitpunkt SOE und die Abgasrückführrate AGR, zur Ansteuerung des Einspritzventiles und des AGR-Ventiles bzw. zur Ansteuerung eines Einlassventiles während des Auslasshubes (oder eines Auslassventiles während des Einlasshubes). Zusätzlich wird zu dem vom Regler PID berechneten Wert ein in einem Kennfeld zum Beispiel abhängig von der Motordrehzahl n und der Motorlast L hinterlegter Vorsteuerwert SOEv und AGRv addiert, um die Dynamik des Gesamtsystems zu verbessern.
Wesentlich beim entwickelten Verfahren ist, dass zur emissionsoptimalen und stabilen Beherrschung von alternativen Dieselbrennverfahren auch bei transien- tem Motorbetrieb der Verlauf der Verbrennung, welche beispielsweise durch den Zeitpunkt des 50%igen Massenumsatzes MFB50% oder der Brenndauer beschrieben wird, über den vom Regler PID berechneten Zeitpunkt der Kraftstoffeinspritzung SOE von mindestens einem Einspritzereignis beeinflusst wird und gleichzeitig der maximale Druckanstieg Δpmaχ im Zylinder über den Inertgasanteil, also der Abgasrückführrate AGR geregelt wird. In Fig. 5 ist beispielhaft dargestellt, wie die Lage des 50%-Massenumsatzpunktes MFB50% über dem Zeitpunkt der Kraftstoffeinspritzung SOE in Grad Kurbelwinkel CA vor dem oberen Totpunkt beeinflusst werden kann, auch wenn die in den Zylinder rückgeführte Abgasmasse variiert. Die in Fig. 5 eingetragenen Linien charakterisieren die Mas- senumsatzpunkte MFB50% für verschiedene Abgasrückführraten AGR, wobei die unterste Linie die geringste Abgasrückführrate repräsentiert. Damit gelingt es im transienten Motorbetrieb auftretende Temperaturänderungen wie beispielsweise Saugrohrtemperatur, Abgastemperatur oder Änderungen in der Zylinderfüllung (z.B. zu hoher AGR-Anteil) durch das beschriebene Verfahren zu kompensieren und damit eine emissionsoptimale und stabile Verbrennung des eingespritzten Kraftstoffes zu gewährleisten.
Zusätzlich wird beim entwickelten Verfahren die Motorgeräuschemission (beschrieben durch den maximalen Druckanstieg Δpmax im Zylinder) über den Inertgasanteil in der Zylinderfüllung auf einen gewünschten Wert geregelt. In Fig. 6 ist beispielhaft dargestellt, wie der maximale Zylinderdruckanstieg Δpmax und die damit verbundenen Motorgeräuschemission S über die im Zylinder vorhandene Inertgasmasse beeinflusst werden kann, auch wenn der Zeitpunkt der Kraftstoffeinspritzung SOE variiert Auf der Ordinate ist die Öffnungsdauer IVH zumindest eines Einlassventiles während eines Auslasstaktes aufgetragen, welche in direktem Zusammenhang mit der Inertgasmasse steht. Die im Diagramm eingezeich- neten Linien zeigen verschiedene Kraftstoffeinspritzzeitpunkte SOE, wobei die oberste Linie einen frühen, die unterste Linie einen eher späten Einspritzzeitpunkt repräsentiert. Der Zusammenhang zwischen dem maximalen Zylinderdruckanstieg Δpmaχ und dem daraus resultierenden Verbrennungsgeräusch S bei alternativer Verbrennung ist in Fig. 7 dargestellt. Die eingezeichneten Linien zeigen verschiedene Kraftstoffeinspritzzeitpunkte SOE.
Beim entwickelten Verfahren kann die Zuführung und Variation der Inertgasmasse in den Zylinder entweder durch externe Rückführung (das heißt außerhalb des Zylinderkopfes) oder durch zylinderinterne Rückführung (z.B. über veränderbare Einlass- und Auslassventilsteuerzeiten) oder durch eine Kombination beider Rückführarten erfolgen.
Auch eine Veränderung der rückgeführten Abgasmasse durch Änderung des Saugrohrdruckes (z.B. über eine Drosselklappe oder einen Turbolader) oder durch Änderung des Abgasgegendruckes (z.B. über einen Abgasturbolader mit variablen Durchflussquerschnitt auf der Turbinenseite) kann zur Anwendung kommen.
Bei dem beschriebenen Verfahren dient der von einem Zylinderdrucksensor und einem Drehzahlsensor erfasste Druckverlauf als Rückmeldung über den aktuellen Zustand der Verbrennung im Zylinder. In weiterer Folge werden aus dem Druckverlauf zwei Kennwerte (Zeitpunkt des 50%igen Massenumsatzes MFB50% des eingespritzten Kraftstoffes und der maximale Druckanstieg Δpmax) berechnet, mit denen die Verbrennung charakterisiert wird. Die Zielwerte für die beiden charakteristischen Größen werden in zumindest drehzahl- und lastabhängigen Kennfeldern hinterlegt.
Das vorliegende Verfahren zur Regelung von alternativen Dieselbrennverfahren unterscheidet sich von bekannten Verfahren im Wesentlichen durch folgende Punkte:
1. Aus den Differenzen zwischen den tatsächlich aus dem Druckverlauf ermittelten Kennwerten und den gewünschten Zielwerten werden über einen Regleralgorithmus der Zeitpunkt SOE der Kraftstoffeinspritzung und die Inertgasmasse gleichzeitig beeinflusst.
2. Damit wird innerhalb der physikalisch möglichen Grenzen der Verbrennungsschwerpunkt MFB50% und der maximale Zylinderdruckanstieg Δpmax gleichzeitig und unabhängig voneinander auf gewünschte Zielwerte eingestellt. 3. Das Verfahren kompensiert auch eine Änderung von zylinderexternen Parametern (z.B. Atmosphärendruck, Ansauglufttemperatur, Kühlmitteltemperatur, Abgasgegendruck, Saugrohrdruck, Kraftstoffdruck) bei gleichzeitiger Einhaltung der geforderten Zielwerte (Zeitpunkt des 50%-Massenum- satzes MFB50% des eingespritzten Kraftstoffes und maximaler Druckanstieg ΔPmax) -
Als eine mögliche Anwendung des Verfahrens wird z.B. der Zeitpunkt des 50%- Massenumsatzpunktes MFB50% des eingespritzten Kraftstoffes über den Einspritzzeitpunkt SOE geregelt. Der maximale Zylinderdruckanstieg wird über zylinderinterne Abgasrückführung beeinflusst. Die zylinderinterne Abgasrückführung wird dabei z.B. durch ein zusätzliches Öffnen von zumindest einem Einlassventil während des Auslasstaktes realisiert. Fig. 8 zeigt beispielhaft die Ventilhubkurven für diese Art der internen Abgasrückführung. Die vollgezogene Linie zeigt die Öffnung der Einlassventile, die strichlierte Linie die Öffnung der Auslassventile. Um die Masse des rückgeführten Abgases AGR und damit den maximalen Zylinderdruckanstieg Δpma zu beeinflussen, wird zum Beispiels die Öffnungsdauer IVH des Einlassventiles bei konstantem Öffnungsbeginn während des Auslasstaktes geändert. Auch ein Öffnen von zumindest einem Auslassventil während des Einlasstaktes kann zur Durchführung einer internen Abgasrückführung zur Anwendung kommen. Weiters ist ein Ändern der Ventilüberschneidung im Bereich des oberen Totpunktes des Ladungswechsels möglich, um die interne rückgeführte Abgasmasse zu beeinflussen.
Fig. 9 zeigt beispielhaft Ergebnisse, welche mit dem entwickelten Verfahren bei alternativer Dieselverbrennung in einem stationären Betriebspunkt (bei konstanter Motordrehzahl n und Motorlast L) realisiert wurden. Bei der Anwendung des Verfahrens gelingt es z.B. das Verbrennungsgeräusch zu verändern und gleichzeitig die Lage des 50%-Massenumsatzpunktes MFB50% konstant zu halten. Im Diagramm sind folgende Motorbetriebsparameter eingezeichnet: Verbrennungsgeräusch S, maximaler Zylinderdruckanstieg Δpmax, gewünschter maximaler Zylinderdruckanstieg Δpmax,Soiι, Frischluftmasse mL, Zeitpunkt des 50%igen Kraftstoff Umsatzes MFB50%, gewünschter Zeitpunkt des 50%igen Kraftstoffumsatzes MFB50%soiι, Einspritzzeitpunkt SOE. Die Kurven sind über der Zeit t aufgetragen.
Die Vorteile des Verfahrens für den transienten Motorbetrieb sind in den Fig. 10 bis Fig. 13 dargestellt. Wird bei alternativer Dieselverbrennung die Motorlast L (Fig. 11) und die Motordrehzahl n (Fig. 10) gleichzeitig zu höheren Werten geändert, beispielsweise bei einer Fahrzeugbeschleunigung, so ergibt sich ohne Anwendung des beschriebenen Verfahrens kurzzeitig eine zu hohe Abgasmasse in der Zylinderfüllung. Da der Zeitpunkt der Kraftstoffeinspritzung bei herkömm- liehen Verfahren gesteuert aus einem oder mehreren Kennfeldern berechnet wird, ist in dieser Phase die Kraftstoffeinspritzung für die aktuelle Gaszusammensetzung im Zylinder zu spät. In Verbindung mit der zu hohen Abgasrückführrate AGR führt dies zu einer Verschiebung des 50%igen Massenumsatzpunktes MFB50% in Richtung spät (Fig. 12). Dadurch sinkt das Motormoment L (Fig. 11) wegen des schlechteren Wirkungsgrades bei später Verbrennung. Im Extremfall kann dabei die Verbrennung auch zu Instabilitäten (Zündaussetzer) neigen. Diese Situation ist in den Figuren 10 bis 13 durch die strichlierte Linie dargestellt.
Bei Anwendung des Verfahrens wird der Einspritzzeitpunkt SOE dynamisch über den Regler derart korrigiert, dass der Zeitpunkt des 50%-Massenumsatzpunktes MFB50% auch im transienten Motorbetrieb dem geforderten Wert folgt (Fig. 12). Damit wird die Verbrennung stabilisiert und der geforderte Momentenverlauf (Fig. 11) eingehalten. Weiters wird durch eine gleichzeitige Änderung der abgeführten Abgasmasse das Verbrennungsgeräusch S auf den geforderten Wert geregelt (Fig. 13). Der Verlauf der Motorkenngrößen Drehzahl n, Last L, 50%-Mas- senumsatzpunkt MFB50% und Verbrennungsgeräusch S ist in den Fig. 10 bis Fig. 13 bei Anwendung des Verfahrens durch vollgezeichnete Linien dargestellt.
Die Fig. 14 zeigt schematisch die Entscheidungsstruktur für die Betriebsartenum- schaltung. Im Ausführungsbeispiel werden als charakteristische Motorbetriebsparameter die Motordrehzahl n, die Motorlast L und die Katalysatortemperatur Tc ausgewählt. Die Motordrehzahl n wird mit einem oberen Schwellwert nSo verglichen. Die Motorlast L wird mit einem kennlinienbasierten oberen Schwellwert für die Motorlast LSo verglichen, welcher abhängig von der Motordrehzahl n ist. Die Katalysatortemperatur Tc wird mit einem kennfeldbasierten unteren Schwellwert für die Katalysatortemperatur TCu verglichen, welcher abhängig ist von der Motordrehzahl n und der Motorlast L. Die Vergleichsschritte sind mit Ai, A2, A3 bezeichnet. Wird in den Vergleichsschritten Ai, A2, A3 festgestellt, dass Motordrehzahl n, Motorlast L und Katalysatortemperatur Tc jeweils in dem der zweiten Betriebsart zugeordneten zweiten Wertebereich liegen, welcher durch den jeweiligen Schwellwert nSo, LSo, TCu vom ersten Wertebereich getrennt ist, wird mittels einer durch Bezugszeichen B angedeuteten &-Verknüpfung die Anweisung zum Umschalten oder Verbleiben in der dem alternativen Dieselverbrennungsverfahren zugeordneten zweiten Betriebsart gegeben. Die zweite Betriebsart ist mit Bezugszeichen MOD2 angedeutet.
Wie in Fig. 15 ersichtlich ist, wird in einer elektronischen Steuereinheit ECU aufgrund der Motordrehzahl n, der Motorlast L und anderer Motorbetriebsparameter ein Einspritzzeitpunkt tEs berechnet, ohne Rückmeldung über die aktuelle Verbrennungslage. Aufgrund des Motorbetriebspunktes wird der Soll-Wert für das Verhältnis von Frischluftmasse zur Inertgasmasse vs im Zylinder oder ein Soll- Wert λs für das Luft/Kraftstoffverhältnis λ im Abgas berechnet. Der Ist-Wert VΪ bzw. λi des Verhältnisses von Frischluftmasse zur Inertgasmasse im Zylinder bzw. des Luft/Kraftstoffverhältnisses λ im Abgas wird weiters messtechnisch ermittelt oder berechnet. Aufgrund der Differenz zwischen den Soll-Werten vs, λs und den Ist-Werten Vi, λi des Verhältnisses von Frischluftmasse zur Inertgasmasse im Zylinder bzw. des Luft/Kraftstoffverhältnisses λ im Abgas wird ein Korrekturwert ΔtEs für den Soll-Wert des Einspritzzeitpunktes tES ermittelt. Ist der Ist-Wert Vi bzw. λi des Verhältnisses von Frischluftmasse zur Inertgasmasse im Zylinder bzw. des Luft/Kraftstoffverhältnisses λ im Abgas kleiner als der Soll- Wert vs bzw. λs des Verhältnisses von Frischluftmasse zur Inertgasmasse der Luftmasse bzw. des Luft/Kraftstoffverhältnisses λ im Abgas, so erfolgt eine beispielsweise additive Korrektur des Einspritzzeitpunktes tEs in Richtung Früh. Wenn der Ist-Wert Vi bzw. λi des Verhältnisses von Frischluftmasse zur Inertgasmasse bzw. des Luft/Kraftstoffverhältnisses λ hingegen größer ist, als der Soll-Wert vs bzw. λs des Verhältnisses von Frischluftmasse zur Inertgasmasse im Zylinder bzw. des Luft/Kraftstoffverhältnisses λ im Abgas, wird der Einspritzzeitpunkt tEs in Richtung Spät verstellt. Das Ergebnis dieser Prozedur ist ein korrigierter Einspritzzeitpunkt tEs,κ-
Bei der in Fig. 16 dargestellten Ausführungsvariante wird der Einspritzzeitpunkt tEs,κ über einen Verbrennungsregler Rv berechnet, welcher Ist-Werte tv. über die aktuelle Verbrennungslage miteinbezieht. Aus der Motordrehzahl n und der Motorlast L wird ein Soll-Wert tvs für die Verbrennungslage in einer elektronischen Kontrolleinheit ECU ermittelt. Aufgrund des Motorbetriebszustandes wird ein Soll- Wert vs bzw. λs für das Verhältnis von Frischluftmasse zur Inertgasmasse im Zylinder bzw. für das Luft/Kraftstoffverhältnis λ im Abgas vorgegeben. Der Ist-Wert Vi bzw. λi des Verhältnisses von Frischluftmasse zur Inertgasmasse im Zylinder bzw. des Luft/Kraftstoffverhältnisses λ im Abgas wird kontinuierlich oder diskontinuierlich ermittelt. Aufgrund der Abweichung zwischen den Soll-Werten vs, λs und den Ist-Werten Vi, λi wird ein Korrekturfaktor Δtvs für den Soll-Wert der Verbrennungslage tvs berechnet und damit der Soll-Wert tvs für die Verbrennungslage dynamisch, beispielsweise additiv, korrigiert. Wenn der Ist-Wert Vi, λi des Verhältnisses von Frischluftmasse zur Inertgasmasse im Zylinder bzw. des Luft/Kraftstoffverhältnisses λ im Abgas kleiner ist als der Soll-Wert vs bzw. λs des Verhältnisses von Frischluftmasse zur Inertgasmasse im Zylinder bzw. des Luft/Kraftstoffverhältnisses im Abgas, erfolgt eine Korrektur des geforderten Soll- Wertes tvs für die Verbrennungslage in Richtung Früh. Wenn der Ist-Wert VΪ bzw. λi größer ist als der Soll-Wert vs bzw. λs des Verhältnisses von Frischluftmasse zur Inertgasmasse im Zylinder bzw. des Luft/Kraftstoffverhältnisses λ im Abgas, erfolgt hingegen eine Korrektur des geforderten Soll-Wertes tvs für die Verbrennungslage in Richtung Spät. Der korrigierte Soll-Wert tvs,κ wird im Verbrennungs- lageregler Rv mit dem Ist-Wert tvι der Verbrennungslage verglichen und daraus ein korrigierter Soll-Wert tES,κ für den Einspritzzeitpunkt errechnet.
Durch die dynamische Korrektur des Einspritzzeitpunktes durch Vergleichen der Ist-Werte Vi bzw. λi mit den Soll-Werten vs bzw. λs des Verhältnisses von Frischluftmasse zur Inertgasmasse im Zylinder bzw. des Luft/Kraftstoffverhältnisses λ im Abgas kann im dynamischen Motorbetrieb eine Abweichung zwischen dem resultierenden transienten und dem entsprechenden stationären Verbrennungsgeräusch infolge transient auftretender Abweichungen der Zylinderfüllung vom stationären Soll-Wert vermieden werden.
Die mit der Anmeldung eingereichten Patentansprüche sind Formulierungsvorschläge ohne Präjudiz für die Erzielung weitergehenden Patentschutzes. Die Anmelderin behält sich vor, noch weitere, bisher nur in der Beschreibung und/oder Zeichnungen offenbarte Merkmale zu beanspruchen.
In Unteransprüchen verwendete Rückbeziehungen weisen auf die weitere Ausbildung des Gegenstandes des Hauptanspruches durch die Merkmale des jeweiligen Unteranspruches hin; sie sind nicht als ein Verzicht auf die Erzielung eines selbständigen, gegenständlichen Schutzes für die Merkmale der rückbezogenen Unteransprüche zu verstehen.
Die Gegenstände dieser Unteransprüche bilden jedoch auch selbständige Erfindungen, die eine von den Gegenständen der vorhergehenden Unteransprüche unabhängige Gestaltung aufweisen.
Die Erfindung ist auch nicht auf das (die) Ausführungsbeispiel(e) der Beschreibung beschränkt. Vielmehr sind im Rahmen der Erfindung zahlreiche Abänderungen und Modifikationen möglich, insbesondere solche Varianten, Elemente und Kombinationen und/oder Materialien, die z.B. durch Kombinatiion oder Abwandlung von einzelnen in Verbindung mit den in der allgemeinen Beschreibung und Ausführungsformen sowie den Ansprüchen beschriebenen und in den Zeichnungen enthaltenen Merkmalen bzw. Elementen oder Verfahrensschritten erfinderisch sind und durch kombinierte Merkmale zu einem neuen Gegenstand oder zu neuen Verfahrensschritten bzw. Verfahrensschrittfolgen führen, auch soweit sie Herstell-, Prüf- und Arbeitsverfahren betreffen.

Claims

PATENTANSPRÜCHE
Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine, insbesondere einer Dieselbrennkraftmaschine mit homogener Kraftstoffverbrennung, dadurch gekennzeichnet, dass eine Zustandsgröße im Zylinder, vorzugsweise der Druck, die Temperatur, der Ionenstrom oder das Ausgangssignal eines optischen Messprinzips als Funktion des Kurbelwinkels erfasst und daraus ein Zylinderzustandssignal gewonnen wird, dass aus dem Zylinderzustandssig- nal zumindest zwei charakteristische Zykluskennwerte aus der Gruppe Mas- senumsatzpunkt des eingespritzten Kraftstoffes, maximaler Druckanstieg im Zylinder, Verbrennungsgeräusch, Brennbeginn oder Brenndauer ermittelt werden, dass die ermittelten Zykluskennwerte mit in einem Kennfeld hinterlegten Sollwerten für die Zykluskennwerte verglichen und eine vorhandene Abweichung zwischen den beiden Werten berechnet wird, und dass die Abweichung einem Regelalgorithmus zugeführt und als Stellgröße der Zeitpunkt der Kraftstoffeinspritzung von mindestens einem Einspritzereignis und/oder der Inertgasanteil im Zylinder eingestellt werden, um die Verbrennung zu stabilisieren und/oder die Geräusch- sowie Abgasemissionen zu minimieren.
Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine, insbesondere nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Ermittlung der Zykluskennwerte entweder aus dem Ausgangssignal eines Sensors unter Ausnutzung eines akustischen, optischen, elektrischen, thermodynamischen oder mechanischen Messprinzips, über ein mathematisches Modell oder einer Kombination des sensorbasierten und des modellbasierten Ansatzes erfolgt.
Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine, insbesondere nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass als Zykluskennwerte der 50%-Massenumsatzpunkt des eingespritzten Kraftstoffes und der maximale Druckanstieg im Zylinder ermittelt werden.
Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine,, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Zuführung und Variation der Inertgasmasse in den Zylinder durch externe Abgasrückführung oder durch zylinderinterne Abgasrückführung oder in Kombination von interner und externer Abgasrückführung durchgeführt wird.
Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass mittels des Regelalgorithmus die Stellgrößen Zeitpunkt der Kraftstoffeinspritzung zu- mindest eines Einspritzereignisses und Inertgasanteil im Zylinder gleichzeitig eingestellt werden.
6. Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass zu den durch den Regelalgorithmus berechneten Werten für die Stellgrößen jeweils ein in einem Kennfeld abgelegter, vom Motorbetriebszustand abhängiger Vorsteuerwert addiert wird.
7. Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine, insbesondere einer Die- selbrennkraftmaschine, welche in Abhängigkeit von zumindest einem charakteristischen Motorbetriebsparameter zumindest zwischen einer ersten und einer zweiten Betriebsart umgeschaltet wird, mit folgenden Schritten:
Auswählen von mindestens einem, vorzugsweise von mindestens zwei charakteristischen Motorbetriebsparametern,
Zuordnen von Wertebereichen zu jedem Motorbetriebsparameter, wobei zumindest ein erster Wertebereich der ersten Betriebsart und zumindest ein zweiter Wertebereich der zweiten Betriebsart zugeordnet wird,
Vergleichen der aktuellen Werte der ausgewählten charakteristischen Motorbetriebsparameter mit den Wertebereichen,
Umschalten in die zweite Betriebsart oder Verbleiben in der zweiten Betriebsart, wenn alle ausgewählten charakteristischen Motorbetriebsparameter in den zweiten Wertebereichen liegen.
8. Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine/ insbesondere nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass in die erste Betriebsart umgeschaltet wird oder die erste Betriebsart beibehalten wird, wenn zumindest ein aktueller Wert eines ausgewählten charakteristischen Motorbetriebsparameters innerhalb des ersten Wertebereiches liegt.
9. Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine, insbesondere nach Anspruch 7 oder 8, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest ein Schwellwert für das Umschalten zwischen den Betriebsarten jedem ausgewählten charakteristischen Motorbetriebsparameter zugeordnet wird, wobei erster und zweiter Wertebereich durch den Schwellwert getrennt sind.
10. Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 7 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest ein, vorzugsweise zumindest zwei charakteristische Motorbetriebsparameter aus der Gruppe Motordrehzahl, Motorlast, Motorkühlmitteltemperatur, Atmosphärendruck, Temperatur des Abgasnachbehandlungssystems, Abgastemperatur vor dem Abgasnachbehandlungssystem, Abgastemperatur nach dem Abgasnachbehandlungssystem, Änderungsgeschwindigkeit der Motordrehzahl, Änderungsgeschwindigkeit der Motorlast und aktuelles Übersetzungsverhältnis des Antriebsstranges ausgewählt werden.
11. Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 7 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass in der ersten Betriebsart die Brennkraftmaschine mit konventioneller Dieselverbrennung und in der zweiten Betriebsart mit alternativer Dieselverbrennung betrieben wird.
12. Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 7 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass für zumindest einen Schwellwert ein vorbestimmter fester Wert gewählt wird.
13. Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 7 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest ein Schwellwert zumindest eines ausgewählten charakteristischen Motorbetriebsparameters in Abhängigkeit von zumindest einem anderen Motorbetriebsparameter bestimmt wird.
14. Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 7 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest ein Schwellwert hysteresebehaftet ist.
15. Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine, insbesondere einer Die- selbrennkraftmaschine, welche in Abhängigkeit von zumindest einem charakteristischen Motorbetriebsparameter zumindest zwischen einer ersten Betriebsart und einer zweiten Betriebsart umgeschaltet wird, dadurch gekennzeichnet, dass das Umschalten in Abhängigkeit der gemessenen und/oder berechneten Temperatur vor und/oder nach dem Abgasnachbehandlungssystem erfolgt.
16. Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine, insbesondere einer selbstzündenden Brennkraftmaschine, mit folgenden Schritten: Bestimmen eines Soll-Wertes für einen Einspritzzeitpunkt und/oder eine Verbrennungslage, Bestimmen eines Soll-Wertes für das Verhältnis von Frischluftmasse zur Inertgasmasse im Zylinder und/oder für das Luft/Kraftstoffverhältnis im Abgas, Messen oder Berechnen eines Ist-Wertes für das Verhältnis von Frischluftmasse zur Inertgasmasse im Zylinder und/oder das Luft/Kraftstoffverhältnis im Abgas, Bildung der Differenz zwischen dem Soll-Wert und dem Ist-Wert des Verhältnisses von Frischluftmasse zur Inertgasmasse im Zylinder bzw. des Luft/Kraftstoffverhältnisses im Abgas, Korrigieren des Soll-Wertes des Einspritzzeitpunktes bzw. der Verbrennungslage aufgrund der Differenz zwischen dem Soll-Wert und dem Ist-Wert des Verhältnisses von Frischluftmasse zur Inertgasmasse im Zylinder bzw. des Luft/Kraftstoffverhältnisses im Abgas.
17. Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine, insbesondere nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, dass der Soll-Wert für den Einspritzzeitpunkt und/oder für die Verbrennungslage in Richtung Früh korrigiert wird, wenn der Ist-Wert für das Verhältnis von Frischluftmasse zur Inertgasmasse im Zylinder bzw. das Luft/Kraftstoffverhältnis im Abgas kleiner ist als der Soll-Wert für das Verhältnis von Frischluftmasse zur Inertgasmasse bzw. das Luft/Kraftstoffverhältnis im Abgas.
18. Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine, insbesondere nach Anspruch 16 oder 17, dadurch gekennzeichnet, dass der Soll-Wert für den Einspritzzeitpunkt und/oder für die Verbrennungslage in Richtung Spät korrigiert wird, wenn der Ist-Wert für das Verhältnis von Frischluftmasse zur Inertgasmasse im Zylinder bzw. das Luft/Kraftstoffverhältnis im Abgas größer ist als der Soll-Wert des Verhältnisses von Frischluftmasse zur Inertgasmasse im Zylinder bzw. des Luft/Kraftstoffverhältnisses im Abgas.
19. Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 16 bis 18, dadurch gekennzeichnet, dass der Soll- Wert für den Einspritzzeitpunkt auf rein steuerungstechnischem Wege - ohne Rückmeldung über die aktuelle Verbrennungslage - bestimmt wird.
20. Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 16 bis 19, dadurch gekennzeichnet, dass - bei Verwendung eines Verbrennungsreglers mit Rückmeldung über die aktuelle Verbrennungslage - der Einspritzzeitpunkt auf regelungstechnischem Wege aus der Differenz zwischen dem Soll-Wert der Verbrennungslage und dem Ist-Wert der Verbrennungslage bestimmt wird.
PCT/AT2004/000244 2003-07-15 2004-07-08 Brennkraftmaschine WO2005005813A2 (de)

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US11/892,456 US20080140297A1 (en) 2003-07-15 2007-08-23 Internal combustion engine

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122 Ep: pct application non-entry in european phase