用于在燃烧马达中控制凸轮轴相位调节器的方法和装置

用于在燃烧马达中控制凸轮轴相位调节器的方法和装置

　　技术领域

　　本发明涉及燃烧马达，并且特别是涉及下述燃烧马达，在该燃烧马达中借助凸轮轴来运行进气阀和排气阀。本发明还涉及带有凸轮轴相位调节器的燃烧马达，用所述凸轮轴相位调节器能调整进气阀或排气阀的打开持续时间的相位。

　　背景技术

　　在活塞往复式燃烧马达中，通常机械地借助进气凸轮轴或排气凸轮轴控制进气阀和排气阀的阀运行。相应的凸轮轴的凸轮加载进气阀或排气阀的推杆并且与燃烧马达的曲轴的转动同步地预定相位，在所述相位中打开进气阀和排气阀。

　　为了获得在燃烧马达运行时的进一步的自由度，凸轮轴可以设有凸轮轴相位调节器，该凸轮轴相位调节器改变凸轮轴相对于曲轴的相位的相对关系。由此可以根本性地改变马达特性，因为所驱控的进气阀或排气阀的打开和关闭时间点根本上决定了气缸充气和/或剩余气体率以及能影响燃烧马达中的流动过程并且因此影响关于转速的扭矩变化曲线。

　　凸轮轴相位调节器可以例如设置成液压的调节器，其能使凸轮轴相对曲轴转动。液压的相位调节器被这样构造，使得当在所述相位调节器中产生了相应的调整力矩时，这个相位调节器可以发生位移。这个调整力矩直接与在相互工作的液压腔中的油压差相关。油压差可以通过电磁阀在燃烧马达的运行中受到调整参量的预先规定值的影响。

　　电磁阀可以通过提供电功率加以驱控，电功率可以通过说明占空比的调整参量的预先规定值有效地加以调整。为了调整占空比并且因此为了控制凸轮轴相位调节器的位移程度，设有位置控制装置，其通常设计成PID控制器。

　　由于制造时的批量偏差（Serienstreuung）和车辆运行期间的老化效应，可能出现在有待受控的系统中的明显的偏差并且作为后果可能出现在控制质量中的明显的偏差，所述控制质量导致了过调（Überschwingen）、静态的控制偏差等。用于凸轮轴相位调节器的位置控制的控制质量的这些偏差对关于功率和排放特性的马达性能有巨大的影响。

　　附加地，由位置控制的积分部分计算出静态的保持占空比的一部分，该部分和所使用的保持占空比一起被额外考虑到。因此可以补偿准静态的扰动影响，如弹簧力矩或摩擦力矩的时间变化、从外部消耗器的泄漏或扰动力矩的出现等。

　　为了平衡控制特性，迄今为止必须为此使控制器参数通常昂贵地与相应的批量偏差相匹配并且针对燃烧马达的相应类型的不同工作点相匹配，以便因此针对每个个性化的燃烧马达确保在燃烧马达的额整个运行范围内的统一的控制质量。

　　发明内容

　　按照本发明，规定了一种按照权利要求1所述的用于运行带有凸轮轴相位调节器的燃烧马达的方法、按照并列的权利要求所述的一种用于运行凸轮轴相位调节器的装置以及一种马达系统。

　　其它的设计方案在从属权利要求中说明。

　　按照第一个方面，规定了一种用于运行带有凸轮轴相位调节器的燃烧马达的方法，该方法具有下列步骤：

　　- 提供非线性的调节器模型，该调节器模型通过函数关系说明了凸轮轴相位调节器的与用于驱控凸轮轴相位调节器的促动器调整参量有关的相对位移的角速度；

　　- 基于在预定的凸轮轴角位移额定值和凸轮轴角位移实际值之间的偏差来执行位置控制，以便获得凸轮轴相位调节器的额定调整速度作为控制输出，所述预定的凸轮轴角位移额定值说明了在曲轴位置角和凸轮轴位置角之间的相对移动的额定值，所述凸轮轴角位移实际值则说明了实际的相对移动；

　　- 借助反转的调节器模型根据所述额定调整速度计算促动器调整参量；

　　- 用预定的修正参量加载所述促动器调整参量；

　　- 利用用修正参量加载的促动器调整参量来驱控凸轮轴相位调节器，以便运行燃烧马达。

　　上述方法规定了借助凸轮轴相位调节器对可变的能调整的凸轮轴的改进的位置控制。为此规定所述控制为基于模型的控制，其既考虑到了非线性的系统特性，即在控制调整参量和凸轮轴相位调节器的执行元件的角速度之间的非线性的相互关系，也考虑到了动态的线性的特性，即用于建立相应的调整速度的时间延迟的影响。非线性的系统特性可以例如在标称条件下借助预定的运动曲线手动或自动地求出并且以恰当的方式反转，以便根据调整速度预先规定值提供用于求出控制调整参量的特性曲线。通过借助修正参量来适配已反转的调节器模型的可能性，可以共同考虑到来自液压油的温度、液压压力、马达转速和其它参数的影响，而不必匹配位置控制的控制参数。由此可以改进控制质量和明显减少应用耗费。

　　上述方法的优点在于，为凸轮轴相位调节器提供基于模型的位置控制，所述凸轮轴相位调节器考虑到了非线性的系统特性曲线并且其能以特别简单的方式进行适配。由此可以量化地说明非线性的系统特性，从而能通过位置控制补偿非线性。因此可以取消借助与运行点有关的控制参数对系统的非线性的耗费的并且可能冗余的考虑。这简化了应用过程并且降低了控制器中相应的软件功能的复杂度。

　　此外，经反转的调节器模型也可以在正在进行的车辆运行期间并且也在使用寿命期间重复地进行适配，从而也能平衡老化效应和磨损效应。

　　此外还可以规定静态的预控，所述静态的预控将预控参量相加给额定调整速度，以便获得经修改的额定调整速度，用该经修改的额定调整速度借助经反转的调节器模型来计算促动器调整参量。通过将控制功能分成非线性的部分和动态的线性部分，可以独立于彼此地进行控制部分的应用。为此必须仅储存经反转的调节器模型，该经反转的调节器模型以相应的方式，即通常通过一个或少数的参数进行适配。对凸轮轴位置控制的个性化的校准尤其可以仅通过对非线性的调节器模型的匹配来实现，而控制参数则可以保持不变。这种可能性大幅降低了应用耗费。

　　此外还可以规定，使用扰动参量观测器，其将额定调整速度的观测器分量相加给额定调整速度以补偿在受控系统（Regelstrecke）的输出端上的扰动，以便获得经修改的额定调整速度，借助经反转的调节器模型用该经修改的额定调整速度计算促动器调整参量。

　　按照一个实施方式，促动器调整参量可以与修正参量相乘。

　　此外可以以如下方式确定修正参量，即，

　　- 由控制器的额定调整速度借助调节器模型确定经模型化的调整速度，其中，调节器模型具有对应于修正参量的模型参数，

　　- 求出在瞬时的实际调整速度和模型化的调整速度之间的差，

　　- 通过使调整速度的所产生的偏差最小化来确定修正参量。

　　按照另一个方面，规定了一种用于运行用来运行燃烧马达的凸轮轴相位调节器的装置，其中，该装置构造用于：

　　- 基于在预定的凸轮轴角位移额定值和凸轮轴角位移实际值之间的偏差执行控制，以便获得凸轮轴相位调节器的额定调整速度作为控制输出，所述预定的凸轮轴角位移额定值说明了在曲轴位置角和凸轮轴位置角之间的相对移动的额定值，所述凸轮轴角位移实际值则说明了实际的相对移动；

　　- 借助经反转的调节器模型根据所述额定调整速度计算促动器调整参量，其中，调节器模型通过函数关系说明了凸轮轴相位调节器的与用于驱控凸轮轴相位调节器的促动器调整参量有关的相对位移的角速度，

　　- 用预定的修正参量加载促动器调整参量，

　　- 利用用修正参量加载的促动器调整参量驱控凸轮轴相位调节器，以便运行燃烧马达。

　　按照另一个方面，规定了一种带有燃烧马达的马达系统，该燃烧马达构造成活塞往复式燃烧马达，其中，所述燃烧马达具有至少一个被曲轴驱动的凸轮轴来操纵燃烧马达的气缸的进气阀和/或排气阀，其中，凸轮轴为了在曲轴和凸轮轴之间的相对位移而与凸轮轴相位调节器联接，并且所述马达系统带有上述装置。

　　附图说明

　　接下来借助附图详细阐释实施方式。附图中：

　　图1示出了带有燃烧马达的马达系统的示意图；

　　图2示出了带有能通过机电阀驱控的液压的凸轮轴相位调节器的布置结构；

　　图3示出了用于图2的布置结构的凸轮轴位置控制的控制器结构的示意图；

　　图4示出了用于与凸轮轴位置控制匹配的修正参量的适配的示意图；并且

　　图5示出了基于模型化的调整速度求出修正参量的示意图。

　　具体实施方式

　　图1示出了带有燃烧马达2的马达系统1的示意图，燃烧马达可以构造成活塞往复式燃烧马达的形式。燃烧马达2可以对应于空气引导的燃烧马达（汽油马达）或燃料引导的燃烧马达（柴油马达）。燃烧马达2具有活塞3，这些活塞能在气缸3的燃烧室内平移地运动并且通过连杆4以本身公知的方式与曲轴5联接。

　　燃烧马达2的气缸3按照四冲程运行工作，其中，空气循环地通过进气阀6进入气缸3内并且燃烧废气通过排气阀7从气缸3排出。进气阀和排气阀6、7的阀运行通过相应的凸轮轴，即进气凸轮轴8和排气凸轮轴9驱控。凸轮轴8、9例如通过齿形皮带10或以其它方式机械地与曲轴5相位同步地连接。

　　凸轮轴8、9分别针对每个气缸3具有凸轮81、91，这些凸轮操纵进气阀6和排气阀7，以便因此驱控它们以进行打开和关闭。一个或两个凸轮轴8、9可以设有一个凸轮轴相位调节器82、92，所述凸轮轴相位调节器使得能相对于曲轴角的曲轴5的位置调整凸轮81、91的位置。

　　因为凸轮轴8、9通过齿形皮带10被曲轴5驱动，所以控制时间被说明为转动角，所述转动角涉及位置，这就是说涉及曲轴5的角位置。

　　燃烧马达2通过控制单元20运行，该控制单元尤其也承担起对凸轮轴相位调节器82、92的驱控。

　　在图2中示意性地示出了液压的凸轮轴相位调节器82、92和用于该液压的凸轮轴相位调节器的驱控单元15。所述凸轮轴相位调节器82、92具有能旋转地相对彼此调整的壳体G和执行元件S。壳体G和执行元件S具有彼此面对的齿，以便限定液压腔。分别关于执行元件S的一个齿对置的液压腔彼此作用，从而当在液压腔中存在相同的压力时，执行元件S被保持在其位置处，并且当在液压腔中存在不相同的压力时，执行元件以较低的压力朝着腔的方向运动。在对执行元件S进行弹簧加载时，需要在液压腔之间的特定的压差来保持执行元件S。这个压差的每个偏差均导致凸轮轴相位调节器82、92的调整运动。液压腔与泵处于连接中，所述泵提供了所需的液压压力。

　　驱控单元15具有机电的调整阀16，该调整阀能通过调整促动器17借助促动器调整参量x驱控，以便提供特定的阀位置。所述阀位置引起了使用在由该阀位置预定的压力下的油来加载液压腔。液压油为此由液压存储器18和油压泵19提供。在此涉及整体的调整段（Stellstrecke），在该整体的调整段中，凸轮轴位置角通过执行元件S的位移而这样长地移动，直至到达机械的止挡部或者直至用相反的占空比或相应的负荷抵消这个运动。

　　在凸轮轴相位调节器82、92的角速度和促动器调整参量x之间的相互关系是非线性的并且通过相应的非线性的调节器模型描述，该调节器模型说明了这个函数关系。尤其可以基于结构性措施来改变在促动器调整参量x和所产生的调整速度之间的传动比。调节器模型的特性曲线因此描述了与所使用的促动器调整参量x有关的所产生的调整速度。调节器模型的特性曲线尤其使得能通过非线性的相互关系描述变化的传动比。已经确认了，老化效应和磨损效应以及构件公差主要影响调节器特性曲线的缩放（Skalierung）。

　　若保持占空比ufwd,steady没有被视作是调节器特性曲线的一部分，那么其（或者在此没有说明的来自扰动参量观测器的修正值）根本上与这些影响相关。涉及用于应用的额外的自由度。在开始运行时，人们可能时无法将所有的影响在速度坐标系中表达出来。

　　在图3中示意性地示出了在控制单元20中实施的凸轮轴位置控制的结构。为此，将由马达控制算法预定的凸轮轴角位移额定值和凸轮轴角位移实际值输送给差块21，以便求出位置偏差作为控制差e，所述凸轮轴角位移额定值说明了在曲轴位置角和凸轮轴位置角之间的相对移动的额定值，所述凸轮轴角位移实际值则说明了实际的相对移动并且所述实际的相对移动能通过位置传感器测得。

　　控制差e被输送给控制单元22，该控制单元优选构造成PD控制器。构造所述PD控制器，从而控制输出作为调整参量对应用于凸轮轴相位调节器82、92的调整速度（额定调整速度）的额定值。

　　为了对瞬态运行中的控制去负荷，可以例如使用动态的预控，动态的预控加上来自第一求和块23中的控制的额定调整速度的预定的动态的预控参量。动态的预控参量可以构造用于，基于数学的定位元件模型（Stellgebermodell）由预定的凸轮轴角位移额定值的时间变化曲线根据所需的变化曲线估算预控速度。凸轮轴角位移额定值用作有关通过定位元件模型反算出的轨迹的输出信息，所述轨迹然后应当通过预控实现。轨迹也可以对应凸轮轴角位移额定值的变化曲线。这个轨迹也可以包含凸轮轴角位移额定值的时间滤波。

　　此外，可以备选或附加地使用扰动参量观测器25，该扰动参量观测器在第二求和块24中为额定调整速度添加来自控制单元22的额定调整速度的预定的观测器分量。扰动参量观测器25可以具有用于计算反转的定位元件模型的模型块和滤波器。扰动参量观测器25用于，平衡由于在定位元件系统中的输入扰动而可能出现的位置偏差并且特别是也补偿在受控系统的输入端上的未知的扰动。如果所述位置由于扰动、例如由于复位弹簧的弹簧力矩、摩擦力矩、液压机构的泄漏或来自外部的消耗器的扰动力矩而发生改变，那么可以通过扰动参量观测器25补偿所述扰动。扰动参量观测器25可以由当前的调整参量和实际位置计算出扰动。

　　从用预控参量和观测器分量对额定调整速度的加载的结果得出了经修改的额定调整速度，该额定调整速度作为用于预定的经反转的调节器模型的输入参量被输送给特性曲线块26。通过经反转的调节器模型将经修改的额定调整速度分配给暂时的促动器调整参量x，该促动器调整参量例如可以构造成用于脉宽调制地驱控调整促动器17等的占空比。

　　为了适配这种控制，可以用修正参量K加载这样求出的暂时的促动器调整参量xroh，特别是在除法块27中作为商加载。

　　此外，可以将保持调整参量xsteady在求和块28中添加给经修改的促动器调整参量xkorr，以便获得用于驱控调整促动器17的促动器调整参量x。

　　调节器特性曲线可以尤其以本身公知的方式在试验台上求出，其中，将预定的促动器调整参量施加到凸轮轴相位调节器82、92上，以便能检测相应的调整速度。

　　图4示意性地示出了用于提供修正参量K的功能模型，其中，根据高通滤波器31在时间上推导出凸轮轴相位调节器82、92的执行元件的凸轮轴角位移实际值，以便获得瞬时的实际调整速度。此外，由额定调整速度通过未反转的调节器模型确定了模型调整速度。未反转的调节器模型在此具有模型参数，该模型参数对应于修正参量K。

　　在差块33中求出了在瞬时的实际调整速度和模型化的调整速度之间的差。

　　调整速度（调整速度差）的所产生的偏差err（调整速度差）被输送给求出块34，在求出块中例如借助梯度下降法优化修正参量K。

　　求出块34示意性地在图5中更为详细地示出。所产生的调整速度差err与缩放因子β在第一乘法块41中相乘。缩放因子β预定了收敛速度的大小。

　　此外，模型化的调整速度在导数块44中在预定的时间常数τ的情况下部分地被求导并且同样与调整速度差err在第二乘法块42中相乘。

　　在积分块43中对结果积分，以便获得修正参量K。

　　总体上以如下方式计算修正参量K，即，人们将由瞬时的实际调整速度和模型化的调整速度得出的调整速度差err与恒定的和/或可变的缩放因子β相乘并且紧接着求积分。

　　上述实践方案实现了对凸轮轴相位调节器82、92的特别可靠的控制，所述凸轮轴相位调节器尤其能简单地适配。通过将控制系统的非线性的特性划分为所述调节器模型以及老化公差和磨损公差可以通过在调节器模型中的乘法修正因子K映射的认识，可以以特别灵活的方式针对不同的凸轮轴相位调节器82、92使用上述控制系统。此外，可以通过用优化方法自动调整修正参量K来实现与控制系统的事实情况的自动匹配。