用于控制内燃机的方法和装置与流程

本发明涉及按照相应的独立的权利要求的前序部分所述的、用于对尤其是机动车的内燃机的惯性运动特性（auslaufverhalten）进行控制的方法和装置。计算机程序、用于保存所述计算机程序的机器可读的数据载体以及电子的控制器也是本发明的主题，借助于所述计算机程序、所述机器可读的数据载体和所述电子的控制器能够实施所述按照本发明的方法。

背景技术：

从de102014204086a1中公开了用于对内燃机的惯性运动特性进行控制的方法和装置，对于所述方法和装置来说空气计量机构、尤其是节流阀或者可变的阀调节机构根据停止要求首先降低在惯性运动（auslauf）的过程中输送给内燃机的空气量。在此，根据所述停止要求来如此影响所述内燃机的转速的时间上的曲线，使得所述内燃机在曲轴的能够预先给定的角度范围内停止下来。由此可以对所述惯性运动特性进行控制并且此外可以确定，在所述惯性运动结束并且所述内燃机转变到停止状态中时所述内燃机的哪个气缸处于压缩冲程中。对于转速曲线的影响通过辅助机组来进行，所述辅助机组直接地或者间接地例如通过对被耦联到所述曲轴上的高压喷射泵的相应操控来将使所述曲轴的旋转运动减速或者加速的转矩施加到所述曲轴上。由此可以将在内燃机的惯性运动的过程中的转速梯度设定到能够预先给定的目标转速梯度上。

所提到的对所述惯性运动特性的控制尤其对于混合动力驱动装置来说能够在首先纯粹的电动马达运行中、例如以特定的力矩要求在不提供外部的牵引力矩的情况下无起动器地起动所述内燃机。

此外，从de102011006288a1中得知一种用于无起动器地起动内燃机的方法，对于该方法来说内燃机的气缸的一部分构造为在压缩冲程的过程中能够减压的气缸。在所述内燃机惯性运动时，设定曲轴的最终位置，在所述最终位置中能够压缩的气缸处于压缩冲程中。在要求所述内燃机的紧随在所述惯性运动之后的起动过程时，点燃气缸中的、在所述停止状态的过程中处于燃烧冲程中的空气/燃料混合物，以便产生用于使所述内燃机重新起动的转矩，其中处于压缩冲程中的气缸被减压。

所述内燃机的紧随此后的重新起动或者起动在此从一种角度位置来进行，在该角度位置处所述曲轴在所述惯性运动之后停止下来。停止位置、也就是所述曲轴相对于下一个点火上死点（zot）的角度间距以及在此所涉及的起动缸基于在停止要求的情况下相应地存在的马达转速和由此相应不同的动能而变化。此外，所述停止位置基于所述内燃机的活动的机械部件的机械摩擦而变化，并且基于辅助机组、例如空气压缩机或者直流发电机的影响和/或在惯性运动时相应地运用的停止策略、例如对所提到的节流阀、所提到的高压泵和/或凸轮轴相位的相应操控而变化。

技术实现要素：

用于尤其考虑到内燃机的、在该内燃机关停或者停止之后所进行的重新起动——例如通过所提到的在de102011006288a1中所描述的减压直接起动——对所述内燃机的惯性运动特性进行控制的、按照本发明的方法和装置在此以以下认识为基础：所述曲轴的得到改进的马达惯性运动定位可以通过预先规定这里所涉及的内燃机的曲轴的反转点（rückdrehpunkt）借助于对于目标转速的轨迹调节来实现。在所述内燃机的惯性运动中在此必须能够尽可能精确地知道或者预计优选与带有点火的上死点（zot）相关的转速。

在进行按照本发明所规定的轨迹调节时，将所预测的转速——该转速在所述内燃机的停止状态之前的最后一个zot中在没有校正干预的情况下产生——与所述最后一个zot中的所期望的转速、所谓的“目标转速”进行比较，并且在此产生的差作为调节偏差来形成并且所述在此产生的差被输送给调节机构。这个差如下面还要详细描述的那样优选基于所述转速的平方并且由此基于能量。

在所述曲轴的所提到的停止位置——在该停止位置中所述曲轴在所述内燃机的惯性运动之后停止下来——之前，尤其所述曲轴的反转点很重要，也就是说在马达惯性运动中所述曲轴的旋转方向由向前到向后的转变、也就是所述曲轴暂时所具有的转速为零的时刻很重要。因为围绕着所述曲轴的反转点的区域，布置在所述内燃机的气缸上的、为排出燃烧产物而设置的排气阀会短时间地打开，以便在掉转旋转方向之后直至所述停止位置立即重又关闭所述排气阀，由此在质量和成分方面未定义的空气到达相应的、处于膨胀阶段中的气缸中。这种空气由于其质量以及由此所引起的“气体弹簧效应”不仅使所述曲轴的停止位置的精确定位变得困难或者甚至使这种精确定位成为不可能，而且此外由于其未知的浓度以及可能太高的剩余气体比率而在相应的膨胀气缸中危及到在重新的起动愿望的情况下所需要的点火可靠性。

对于所述按照本发明的方法和所述装置来说，尤其建议，通过对所述内燃机的至少一个影响惯性运动的调节量的合适的、优选基于调节的操控来如此改变或者如此影响所述内燃机的惯性运动或者马达惯性运动，从而在所述内燃机的停止状态之前设定所述曲轴的尽可能相同的反转点。而后优选如此选择或者设定所述反转点，使得在所述曲轴掉转旋转方向时所述排气阀不会短时间地打开。然后由此也不再存在以下必要性：在所提到的气缸排出口上设置可变的凸轮轴调节装置，以便在所述曲轴的反转点的范围内而后必须在所提到的暂时存在的转速为零的情况下来相应地操控所述曲轴。

所提到的调节量可以由以下调节装置（stellvorrichtungen）来提供，所述调节装置对所述内燃机的惯性运动或者所述曲轴的相应的旋转运动有着同样在下面所提到的影响：

-布置在所述内燃机的进气道或者相应的进气管中的节流阀，该节流阀可以不仅具有减速的作用而且具有加速的作用；

-布置在燃料储存器（例如“共轨”）中的高压泵，该高压泵基本上仅仅具有减速的作用；

-受组合特性曲线控制或者调节的油泵，该油泵在输送功率提高时由于所述曲轴上的由此引起的功率下降而将减速的作用施加到所述曲轴的惯性运动上；

-发电机模式的（generatorisch）调节量、例如由优选能够通过对马达控制机构的（智能的）接口来控制的交流发电机提供的发电机模式的调节量，该调节量仅仅具有减速的作用；

-电动马达模式的（elektromotorisch）调节量、例如布置在所述内燃机的动力传动系（“powertrain（动力系统）”）中的增压-和再生-机器（brm），该增压-和再生-机器以马达方式典型地提供几千瓦的能量并且对所述惯性运动基本上仅仅具有加速的作用。

在对所述曲轴的反转点进行所提到的调节时，可以使用多参量调节器，该多参量调节器由两个非线性的p-调节器所构成，所述两个非线性的p-调节器用于由所提到的调节装置中的至少两个调节装置提供的、将优选相反的作用施加到所述惯性运动上的调节量，例如由高压泵提供的调节量“轨压”以及由节流阀提供的调节量“进气管压力”。所述调节机构而后实施合适的校正干预，以便通过所述两个所提到的调节量在最后一个zot中调定所期望的目标转速并且由此在所述内燃机的每次惯性运动中得到相同的反转点。

通过在所述内燃机的惯性运动中所述曲轴的、按照本发明能够实现的总是相一致的反转点，在进行所提到的减压直接起动时可以在相应膨胀的气缸（“膨胀缸”）中保证所需的点火可靠性，因为处于所述膨胀缸中的空气质量不再通过所述排气阀的所提到的短时间的打开而掺假并且由此由于太高的剩余气体比率而甚至可能不能点燃。可以额外地用所建议的方法来选择或者操控所述曲轴的这样的反转点，所述反转点关于在惯性运动中的振动、也就是在舒适性方面应该优先考虑，并且由此在所述内燃机的停止状态之前不久仅仅引起较小的“马达振动”。

此外，对于所述按照本发明的方法和所述装置来说，可以规定，在最后运转的zot中根据所述内燃机或者曲轴的动能和/或势能来确定所述反转点。在此优选利用这一点：对于每个（个性化的）内燃机来说所述曲轴在最后一个zot中的动能与所述zot中的势能之间有着独特的关系，所述动能基本上通过所述曲轴的转速来确定，所述势能通过相应有效的气缸的燃烧室中的压力以及基于这两种能量参量而设定的反转点来确定。借助于这种关系，通过在最后一个zot中达到合适的目标转速能够实施或者实现按照本发明地达到所述曲轴的合适的反转点。

优选根据在所述内燃机的惯性运动中所出现的不同转速的平方值的算术差来确定或者预测所提到的动能。因为这些平方值的差代表着一种用于在所述内燃机的惯性运动阶段中的能量减小的可靠尺度。此外，由此可以在根据经验能够预先给定的曲轴位置——例如在特定的zot之前1440、...、720、540、360和180°kw——处根据在准备阶段中所确定的典型的惯性运动特性来应用、适应处理并且/或者仅仅预测在所述内燃机惯性运动时所产生的转速。对于所述时间上的惯性运动特性的已知的曲线来说，在最后超越（überschritten）的zot处按照转速预测可预料的最后转速（schlussdrehzahl）、例如175u/min(rpm)的基础上向后计算相应更高的或者在时间上前移的目标转速，该目标转速通过所述动能的所提到的减小来自动地引起期望转速。

所述时间上的惯性运动特性的所提到的曲线例如可以通过所述内燃机的以下运行条件来提供：

a）存在恒定的进气管压力；

b）存在恒定的、用于将气缸的进气阀关闭的操控时间；

c）存在恒定的、用于将气缸的排气阀打开的操控时间；

d）高压泵当前未进行输送。

用于进行转速预测或者预计的处理方式尤其基于以下技术效应：在这里所涉及的内燃机的惯性运动中所述动能和/或势能的能量减小基本上是恒定的。因为所述内燃机的惯性矩是恒定的并且所述内燃机的牵引力矩在惯性运动的过程中通常没有变化，所以所述转速平方的所提到的差代表着一种用于所述惯性运动阶段中的能量减小的可靠尺度。这种能量减小尺度尤其对于所提到的不同的曲轴角（°kw）来说或者对于距上死点（zot）的点火间距或者所述点火间距的多倍来说是恒定的。

所述按照本发明的方法能够对所述内燃机的曲轴（kw）的、在该内燃机所面临的惯性运动中产生的转速以及由此还有最后的停止位置进行可靠的预先计算或者预计（预测）。这种停止位置尤其相当于这样的kw位置或者一种曲轴角，尤其当没有进行影响转速的干预或者没有形成惯性运动（auslaufformung）时在所述内燃机的惯性运动中出现所述曲轴角。

就所述轨迹调节的调节偏差而言，要么可以进行使转速加速的干预要么可以进行使转速减速的干预，其中根据这些干预之间的、在接下来所描述的实施例中所出现的不对称性来优选在统计学上实施相比于使所述转速减速的干预多的、使所述转速加速的干预。

本发明可以应用在所有的内燃机（例如汽油马达和柴油马达）上，对于所述内燃机来说，通过对于所述曲轴的反转点的所提到的掌控出于在这方面所描述的目的、尤其是为了能够实现起停运行而能够影响所述曲轴的停止位置，也就是说本发明不仅仅能够应用在具有所提到的减压直接起动的可行方案的内燃机中。

所述按照本发明的计算机程序被设立用于：尤其当该计算机程序在计算器或者控制器上运行时实施所述方法的每个步骤。能够在电子的控制器上实施所述按照本发明的方法，而不必对其进行结构上的改动。为此设置了机器可读的数据载体，在该机器可读的数据载体上保存了所述按照本发明的计算机程序。通过将所述按照本发明的计算机程序装载到电子的控制器上来得到所述按照本发明的电子的控制器，该电子的控制器被设立用于借助于按照本发明的方法、尤其是在起停运行中或者在混合动力运行中控制这里所涉及的内燃机。

本发明的其他优点和设计方案从说明书和附图中获得。

不言而喻，前面所提到的以及下面还要解释的特征不仅能够使用在相应所说明的组合中而且也能够使用在其他的组合中或者单独地使用，而不离开本发明的范围。

附图说明

图1示意性地示出了在此所涉及的、在现有技术中已知的内燃机的结构；

图2示出了曲轴在zot之前的反转点与在所述内燃机的停止状态之前的最后一个zot中在超过360°的曲轴角的情况下测量的转速之间的关系的示范性的曲线或者特征曲线；

图3借助于组合的方框图/流程图示出了按照本发明的轨迹调节的一种实施例；

图4借助于流程图示出了用于进行转速预测的方法的两种实施例；

图5借助于转速曲线以及在以单位[ms]计的时间内、更确切地说就在所述曲轴的反转点之前不久其他相关运行参量的曲线示出了按照本发明的方法的第一种实施例；并且

图6借助于按照图5的相关运行参量的相应曲线示出了按照本发明的方法的第二种实施例。

具体实施方式

图1示意性地示出了在de102014204086a1中所说明的内燃机10的结构，在该内燃机中可以运用所述按照本发明的方法。这种内燃机10具有燃烧室20，该燃烧室的容积通过活塞30来限定，所述活塞通过联杆40与曲轴50相耦联，并且在所述曲轴旋转时以独特的方式实施上下运动。控制器（也就是控制和/或调节机构）以已知的方式操控所述内燃机10的不同的调节元件（stellglieder），例如节流阀100、喷射阀150、火花塞120并且必要时操控通过第一凸轮180与凸轮轴190相连接的进气阀160的上下运动和/或通过第二凸轮182来耦联到所述凸轮轴190上的排气阀170的上下运动。在所述内燃机中，可以以已知的方式和方法来设置用于对进气阀160和/或排气阀170的运动进行控制的不同的装置，例如可变的凸轮调节装置或者全可变的、例如电液的阀调节装置。

以已知的方式通过进气管80来吸入空气并且通过排气管90将所其排出。在图1所示出的实施例中，所述喷射阀150处于所述进气管80中。但是同样以已知的方式可行的是，所述喷射阀150直接朝所述燃烧室20中喷射。尤其当所述喷射阀150直接朝所述燃烧室20中喷射时可以设置高压泵，所述高压泵例如通过喷射轨将燃料输送给所述喷射阀150。所述高压喷射泵与所述曲轴50相连接。

所述曲轴50通过机械的耦合件210与电机200相连接。所述电机200例如可以是发电机或者例如是起动发电机。也可行的是，所述电机200是常规的起动机并且所述机械的耦合件210以已知的方式包括齿环和小齿轮，所述起动机与所述小齿轮相接合。可以设置曲轴角度传感器220，以便检测所述曲轴50的角度位置并且将所述转角位置例如传输给所述控制器70。但是例如也可行的是，在没有曲轴角度传感器220的情况下例如通过计算方式来获取所述角度位置。同样可以设置空调器的压缩机，所述压缩机被耦联到所述曲轴50上（未示出）。对于所述高压喷射泵和/或所述空调器的压缩机的操控例如可以由所述控制器70来实施。同样可行的是，油泵和/或冷却水泵被耦联到所述曲轴50上（未示出）。

图2示出了在四缸的内燃机的情况下在热运行状态中所测量的、曲轴在zot之前的反转点（y轴）与在所述内燃机的停止状态之前的最后一个zot中的转速（x轴）之间的关系（特征曲线）250。从图2中可以看出，在最后一个zot中可以达到所述内燃机的例如260u/min的转速255，所述转速作为无角度误差的转速在超过360°kw的曲轴角的情况下被获取，以便总是得到所述曲轴的在所述zot之前45°kw的相同的反转点（“rdp”）260。由于在所述内燃机的惯性运动中在两个zot之间的、所提到的动能和/或所提到的势能的恒定的能量减小，在下面所提到的运行条件下可以特别精确地预计或者预测在惯性运动中在相应接下来的zot中的转速，并且由此形成精确的转速曲线或者在图5和6中示出的转速轨迹。所提到的运行条件优选相当于下面所提到的、在所述内燃机的惯性运动中存在的条件a）—d）中的一项或者多项条件：

a）存在经过调节的、恒定的、例如650mbar的进气管压力；

b）存在经过调节的或者被锁定的、恒定的操控时间，用于关闭气缸的进气阀、例如以zot之前120°kw来关闭相应的进气阀；

c）存在经过调节的或者被锁定的、恒定的操控时间，用于打开气缸的排气阀、例如以zot之后148°kw来打开相应的排气阀；

d）高压泵当前未进行输送。

所提到的转速预测轨迹可以包括高达15个zot，更确切地说从例如800u/min的空转水平一直到所述内燃机的停止状态。如下面所描述那样的、在最后一个zot中所预测的转速——该转速在没有校正干预的情况下产生——与在最后一个zot中的所期望的转速、所谓的“目标转速”进行比较，并且在此产生的差作为调节偏差来形成，并且所述在此产生的差被输送给下面借助于图3所描述的调节机构。这个差如同样接下来所描述的那样基于所述转速的平方并且由此基于能量。

在此，在图3中所示出的实施例中将多参量调节器300用作所谓的“轨迹调节机构”，所述多参量调节器在当前的实施例中包括：用于由高压泵提供的调节量“轨压（raildruck）”的非线性的第一p-调节器305；以及用于由节流阀提供的调节量“进气管压力”的同样非线性的第二p-调节器310。所述调节基于所提到的原理：要达到所述曲轴的期望-反转点，则要求对最后一个zot中的特定的马达转速进行设定或者调定，并且然后实施合适的校正干预，以便通过这两个调节量例如在转速为260u/min的情况下来调定在所述内燃机的停止状态之前的最后一个zot中所期望的目标转速，并且由此在所述内燃机的每次惯性运动中得到相同的反转点、例如在而后不再能到达的zot之前45°kw。

所述第一p-调节器305在这种实施例中提供用于所述轨压的第一调节量315并且所述第二p-调节器310提供用于所述进气管压力的第二调节量320。现在，在这些调节量315、320的基础上进行示意性地示出的马达惯性运动325，所述马达惯性运动只有在低于例如800u/min的空转转速时才被激活。从当前在所述马达惯性运动325中所产生的转速330中，借助于事先计算的所预测的转速轨迹335来获取在最后一个zot中的所预测的实际转速的数值并且将其与最后一个zot中的额定转速343用减法进行结合（verknüpft）340，以便得到相应的调节偏差。将从所述结合340中产生的转速值输送给所述两个p-调节器305、310。借助于已经在图2中示出的rdp特征曲线350事先针对给定的额定值或者期望-反转点（rdp）345获取所述转速343的相应的所提到的额定值。

在进行借助于图3所描述的目标转速-轨迹调节时要考虑到，所提到的两个调节量对所述内燃机的转速有着不同的影响。因此，所述节流阀通过众所周知的合适的调节不仅能够实现所述进气管压力的降低并且由此能够实现使所述转速减速的作用，而且也能够实现所述进气管压力的提高并且由此能够实现使所述转速加速的作用。相对于此，所述高压泵（主动地）只能够实现燃料压力的提高并且由此也只能够实现使所述转速减速的作用。

根据用于最后一个zot的所预测的调节偏差，由此产生以下两种不同的干预情形：

1.使所述转速（最初）加速的干预，所述干预在下述情况下特别合适：当前的动能不足以用于达到所期望的目标转速，并且

2.使所述转速（最初）减速的干预，所述干预在下述情况下特别合适：所述动能对所期望的目标转速来说太大。

由于所述两种调节量——也就是两个减速的调节量、但是仅仅一个加速的调节量——的所提到的“不对称性”，而如此划分所述两种干预情形1和2的运用，使得所述加速情形相对于减速情形在统计学上占优势。加速情形相对于减速情形的这种划分在当前的实施例中例如为1/4对3/4，从而比较少地最初得到加速，但是比较经常地最初得到减速。相应地，根据这种示范性的划分，加速的干预在能量方面对在所述内燃机或者曲轴中所储存的动能的影响比减速的干预小。

所描述的目标转速-轨迹调节在所述实施例中在下述情况下得到激活：所述转速低于在此为800u/min的阈值并且由此存在所述内燃机的惯性运动阶段。然后在激活之后，如下面更为详细地描述的那样，对接下来的zot中的转速进行预测。

下面对用于四缸的内燃机的两种不同的运行情况（下面称为“情况1”和“情况2”）的所提到的、预测的转速计算进行描述。如已经提到的那样，在此要假设，在这里所涉及的内燃机的惯性运动中所述动能的所提到的能量减小基本上是恒定的。因为所述内燃机的惯性矩是恒定的并且所述内燃机的牵引力矩（schleppmoment）在所述惯性运动的过程中通常不变化或者仅仅十分细微地变化，所以所述转速平方的所提到的差代表着一种用于在所述惯性运动阶段中的能量减小的可靠尺度。这种能量减小尺度尤其对于所提到的不同的曲轴角（°kw）来说或者对于距上死点（zot）的点火间距或者所述点火间距的多倍来说是恒定的。

在预测地计算所述转速时，优选将一种尽可能无角度误差的分析角度作为基础。无角度误差的、也就是不带角度误差的角度下面用α来表示。无角度误差性可以通过以下方式来实现：作为角度值总是仅仅考虑这样的、在kw传感轮的相一致的齿——例如zot-齿17相对于相同称呼的（gleichlautend）zot-齿17——之间的角度值。在此要说明，所述kw-传感轮的不同的齿之间的相应的角度由于在这样的传感轮的制造过程中的制造公差而带有误差。相应的角度误差可能高达5%。转速形成（drehzahlbildung）在此优选在所述曲轴的相应的上死点处、例如在上点火死点（zot）处进行。

在所述内燃机的惯性运动中，所述能量减小δe与所述内燃机的牵引力矩ms和惯性矩θ成比例，也就是说适用以下关系：

从中又得出：

或者通过简单的变形对于单位为的、所谓的惯性运动系数ms/θ得出：

在这些方程式中，参量ms表示以单位[nm]计的牵引力矩，表示以单位[°kw]计的点火间距，该点火间距对于四缸的内燃机来说例如是已经提到的180°kw，参量θ表示所述内燃机的参与所述惯性运动的质量的惯性矩，并且n表示内燃机的以单位[u/min]计的转速。

对于四缸的内燃机来说，在预计所述转速时原则上有着两种可行方案，也就是在存在180°kw的（接下来的）时刻（情况1）或者在存在720°kw的时刻（情况2）预测在所述内燃机惯性运动时的转速。相应的预测角下面用β来表示，并且在所提到的情况1中相当于所述点火间距本身或者在情况2中相当于同一个气缸之间的点火间距，也就是对四缸的内燃机来说相当于4*180°kw=720°kw。

为了能够在情况1中、也就是在180°kw的情况下预测所述转速，需要来自540°kw的以前的角度范围的信息。这种角度范围下面被称为结果角度（ergebniswinkel）γ并且计算如下：

为了能够在情况2中、也就是在720°kw的情况下预测所述转速，需要来自1080°kw的以前的角度范围的信息。这种又被称为结果角度γ的角度范围计算如下：

要说明，如果在所述内燃机的“未点火的”惯性运动中已经存在对此来说必要的来自过去的信息，也就是说在结果角度γ=1080°kw时，应该优选借助于所述预测角β=720°kw来对所述转速进行可选的预测，因为而后所述牵引力矩中的、可能存在的气缸所特有的差别不会反映在预测结果中。

而如果在所述内燃机的“未点火的”惯性运动中仅仅存在较少的来自过去的信息，也就是说在结果角度γ=540°kw时，则优选应借助于所述预测角β=180°kw来对所述转速进行本身正常的预测。

在图4中示出了、更确切地说是针对上面所提到的两种情况1和2示出了用于对所述方法的两种实施例进行解释的流程图，所述方法用于对这里所涉及的内燃机进行转速预测。在这些实施例中，参量“n”表示所述内燃机的以单位[u/min]计的转速，并且参量“i”表示用于超过相应的所提到的zot的曲轴转动的总数（zähler）。在这两种实施例中，假设了四缸的内燃机，也就是说，两个zot之间的角度为180°kw。

在按照图4的第一种实施例中，首先针对zoti中的内燃机的当前的运行状态在最后一个无角度误差的转速形成角度α=360°kw的基础上计算400所述内燃机的所描述的所预测的转速ni，并且对其进行中间保存402。在步骤405中读出针对前一个zoti-1、也就是说在当前的实例中针对所述预测角β=180°kw已经计算410的并且同样中间保存415的所预测的转速ni-1。

在步骤420中，在所述两个转速值ni和ni-1的基础上，在β=180°kw时计算自最后一次运行状态起所提到的、恒定的能量减小尺度dnq180°kw，也就是说按照关系式dnq180°kw=δn²180°kw=n²i-1-n²i来计算转速平方的差。从中作为结果角度产生γ=α+β=540°kw，该结果角度相当于过去的、作为预测结果的基础的角度。在如此计算的能量减小尺度的基础上，针对下一个（不同的）zoti+1、也就是说针对β=180°kw按照n²i+1=n²i-dnq180°kw来预测425转速平方n²i+1。通过开根，从中计算430用于下一个（不同的）zoti+1的所预测的转速ni+1。

如通过虚线435所勾画出来的那样，用可选的步骤440以相应的方式计算在将来的所预测的、用于其他zot的其他转速ni+j（其中j=2、3、4、…），更确切地说一直进行计算，直至更确切地说按照关系式ni+j=(n²i-j*dnq180°kw)^0.5所产生的转速ni+j具有不再能够达到的、小于零的数值。

最后的步骤445相当于一个等候循环（warteschleife），其中一直等候，直至到达下一个（不同的）zot，也就是说存在更新角度δ=180°kw，所述更新角度消逝（vergeht），直至存在一个得到更新的结果。

在再次按照图4的第二种实施例中，又首先在当前的zoti中在所述最后的无角度误差的转速形成角度α=360°kw的基础上计算400所述转速ni并且对其进行中间保存402。在步骤405中读出针对前一个相一致的zoti-4、也就是说在当前的实例中针对所述预测角β=720°kw在最后的无角度误差的转速形成角度α=360°kw的基础上计算410的并且同样中间保存415的所预测的转速ni-4。

在所述两个转速值ni和ni-4的基础上，在步骤420中又计算所述最后的预测角β=720°kw的恒定的能量减小尺度dnq720°kw，也就是说按照关系式dnq720°kw=δn²720°kw=n²i-4-n²i来计算所述转速平方的差。从中在这种实例中作为结果角度产生γ=α+β=1080°kw，该结果角度又相当于过去的、作为所述预测结果的基础的角度。在如此计算的能量减小尺度的基础上，针对下一个相同的或者相一致的zoti+4、也就是针对β=720°kw按照n²i+4=n²i-dnq720°kw来预测425转速平方n²i+4。通过开根，从中计算430地产生用于下一个相同的zoti+4的所预测的转速ni+4。

如也在这里通过虚线435所勾画出来的那样，用可选的步骤440以相应的方式计算在将来的所预测的、用于其他zot的其他转速ni+j（其中j=8、12、16、…），更确切地说一直进行计算，直至更确切地说按照关系式ni+j=(n²i-j*1/4*dnq720°kw)^0.5所产生的转速ni+j具有不再能够达到的、小于零的数值。

最后的步骤445又相当于一个等候循环，其中一直等候，直至到达下一个（不同的）zot，也就是说存在更新角度δ=180°kw，所述更新角度消逝，直至存在一个得到更新的结果。

如可以从按照第一种实施例的、在图5中示范性地示出的转速曲线500中看出的那样，在791.1u/min的当前的zot-转速505的基础上，在未受影响的将来在第14个zot的转速510的预测开始507时产生数值317.7u/min，并且在预测第15个zot的转速515时产生数值242.7u/min。“未受影响的将来”是指，没有对所述高压泵进行调节器干预并且由此在所述内燃机的惯性运动中所述进气管压力在当前的实例中不变地为650mbar，其中所述高压泵此外保持未进行输送的状态。所描述的转速曲线在转速为242.7u/min时会引起所述曲轴的、在zot之前54.5°kw的反转点，并且在转速为317.7u/min时引起所述曲轴的、在zot之前13.0°kw的反转点。

在所描述的运行情况中，最初判定“加速”，也就是说通过所述进气管压力的额定值520的提高525以及其实际值522的相应的提高来实现：第15个zot将会是最后一个zot并且在这最后一个zot中的实际转速不再是所提到的242.7u/min，而是在理想情况中为260u/min，这又相当于在zot之前45°kw的反转点。用于设定进气管压力的调节偏差在此在所描述的能量的基础上来形成，也就是说使用转速平方的差，更确切地说这一点按照关系式：260²u²/min²-242.7²u²/min²=+8697u²min²来进行。

要说明，在对所述目标转速值进行所提到的调定时，在图3中所示出的节流阀-目标转速调节器310的额定值在一开始以650mbar+80mbar=730mbar几乎完全充分利用被定义为可靠的、从-160mbar到+80mbar的干预范围，之后所述节流阀-目标转速调节器以减小的调节偏差也进一步降低或者完全忽略所述干预。但是，在这里所存在的、最初加速的情形中，同样在图3中示出的高压泵-目标转速调节器305没有进行干预，从而所述轨压以大约50bar保持恒定并且没有被提高。

此外要说明，在时刻t=-400ms务必结束所述调节器干预，因为现在要及时地将所述进气管压力置于一种压力水平上，该压力水平按照图2相当于650mbar的数值，由此在所述进气阀的倒数第二个关闭过程的时刻根据所述实际值530实际上也在所述进气管中存在650mbar的压力。在所述进气阀的这个在t=-260ms时进行的倒数第二个关闭过程之后以及按照实际值535相应地在受操控的情况下打开所述排气阀之后，将用于所述进气阀的最后一个关闭过程的进气管压力提高到970mbar的压力水平，该压力水平对应于在图2中示出的关系。

如尤其可从图5中看出的那样，最后一个zot转速为263.5u/min，这差不多或者足够精确地相当于所期望的260u/min的额定值。此外，这意味着，在t=0ms时具有zot之前44°kw的反转点与所期望的、在zot之前45°kw的额定值仅仅相差1°kw。

按照在图6中示出的第二种实施例，对于所示出的转速曲线600来说，在又为791.7u/min的当前的zot转速605的基础上，在未受影响的将来在对第14个zot的转速610的预测开始607时产生数值314.4u/min，并且在预测第15个zot的转速615时产生数值237.9u/min。这些转速610、615在此会在237.9u/min的情况下引起zot之前57.1°kw的反转点或者会在314.4u/min的情况下引起zot之前14.8°kw的反转点。

在这种情况下，最初判定“减速”并且通过所述进气管压力622的降低以及通过所述轨压625的相反的提高来实现：第14个zot将会是最后一个zot并且在这最后一个zot中的实际转速不是314.4u/min，而是在理想情况中为260u/min，这相当于zot之前45°kw的反转点。又在能量的基础上形成所述调节偏差，也就是说在此所述转速平方的差按照260²u²/min²-314.4²u²/min²=-31247u²/min²来形成。

在对所述目标转速值进行调定时，所述节流阀-目标转速调节器310的额定值同样在一开始在此以650mbar-160mbar=490mbar几乎完全充分利用可靠的、从-160mbar到+80mbar的干预范围。在两个调节器305、310以减小的调节偏差进一步降低或者完全忽略其各自的干预之前，所述轨压被所述高压泵-目标转速调节器305从50bar提高到大约130bar（最大可靠的轨压在这里大约为200bar）。

在时刻t=-400ms又必须结束所述调节器干预，因为必须及时地将所述进气管压力置于所提到的650mbar的压力水平上，从而在所述进气阀的倒数第二个关闭过程的时刻凭借所述进气阀关闭的额定值620以及从中产生的实际值630而存在所提到的650mbar的进气管压力。在所述进气阀的重又在t=-260ms时进行的倒数第二个关闭过程之后（并且在按照实际值635相应地同步地打开所述排气阀之后），将用于所述进气阀的最后一个关闭过程的进气管压力提高到所提到的970mbar的压力水平。

此外如可以看出的那样，所述最后一个zot转速在这种实施例中为254.5u/min，这又非常接近于260u/min的额定值，由此在t=0ms时具有zot之前49°kw的反转点与所期望的、在zot之前45°kw的额定值仅仅相差4°kw。

要说明的是，对于没有所提到的高压泵的内燃机（所谓的“pfi-马达”）来说也可以仅仅借助于节流阀-目标转速调节器在干预范围相应扩大的情况下来调定所述目标转速。此外，对于具有较短的惯性运动的内燃机来说——其中从空转直到停止状态有少于所提到的15个zot可供使用——所述目标转速也通过相应更大的可靠的、用于所述节流阀和/或用于所述高压泵的干预范围来实现。

所描述的方法能够以用于电子的控制器的控制程序——该电子的控制器用于对内燃机进行控制——的形式或者以一个或者多个相应的电子的控制单元（ecu）的形式来实现。