Brennkraftmaschinen mit Direkteinspritzung (DI, direct injec- tion) beinhalten ein großes Potential zur Reduktion des Kraftstoffverbrauches bei relativ geringem Schadstoffausstoß.

Im Gegensatz zur Saugrohreinspritzung wird bei einer Direkt- einspritzung Kraftstoff mit hohem Druck direkt in die Verbrennungsräume der Brennkraftmaschine eingespritzt.

Hierzu sind Einspritzsysteme mit zentralem Druckspeicher (Common-Rail) bekannt. In solchen Common-Rail-Systemen wird mittels einer Hochdruckpumpe ein vom elektronischen Steuerge- rät der Brennkraftmaschine über Drucksensor und Druckregler geregelter Kraftstoffdruck in der Verteilerleiste (Common- Rail) aufgebaut, der weitgehend unabhängig von Drehzahl und Einspritzmenge zur Verfügung steht. Über einen elektrisch an- steuerbaren Injektor wird der Kraftstoff in den Brennraum eingespritzt. Dieser erhält seine Signale von dem Steuerge- rät. Durch die funktionelle Trennung von Druckerzeugung und Einspritzung kann der Einspritzdruck unabhängig vom aktuellen Betriebspunkt der Brennkraftmaschine weitgehend frei gewählt werden.

Es ist bekannt, zur Leistungs-und Drehmomentsteigerung von Brennkraftmaschinen eine Aufladeeinrichtung vorzusehen, wel- che die Ladungsmenge durch Vorverdichtung vergrößert. Dabei fördert ein Lader die Frischluft in den Zylinder der Brenn- kraftmaschine. Bei der mechanischen Aufladung wird der Ver- dichter direkt von der Brennkraftmaschine angetrieben (z. B.

Kompressoraufladung), während bei einer Abgasturboaufladung

eine mit dem Abgas der Brennkraftmaschine beaufschlagte Tur- bine (Abgasturbine) einen im Ansaugtrakt der Brennkraftma- schine liegenden Verdichter antreibt.

Moderne Brennkraftmaschinen weisen zur Senkung der Ladungs- wechselverluste variable Ventiltriebe mit ein-und mehrstufi- ger oder stufenloser Variabilität auf. Die variable Ven- tilsteuerung der Ein-und Auslassventile bietet die Möglich- keit die Ventilsteuerzeiten innerhalb der physikalischen Grenzen des vorhandenen Aktuatorprinzips (mechanisches Sys- tem, hydraulisches Systemen, elektrisches Systemen, pneumati- sches System oder eine Kombination der genannten Systeme) mehr oder weniger frei einzustellen. Dadurch können Verbrauchseinsparungen, niedrigere Rohemissionen und ein hö- heres Drehmoment erreicht werden.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Verfahren an- zugeben, mit dem die Betriebsweise einer mit Aufladung be- triebenen und mit Kraftstoffdirekteinspritzung arbeitenden, einen variablen Ventiltrieb aufweisenden Brennkraftmaschine verbessert werden kann.

Diese Aufgabe wird durch ein Verfahren gelöst, wie es in An- spruchl definiert ist.

Vorteilhafte Weiterführungen des erfindungsgemäßen Verfahrens bilden den Gegenstand der Unteransprüche.

Gemäß dem erfindungsgemäßen Verfahren wird die den Brennräu- men der Brennkraftmaschine zugeführte Luft mittels einer Auf- ladevorrichtung (25,26) vorverdichtet und mittels einer va- riablen Nockenwellenverstellung die Ventilüberschneidung der Gaswechselventile der Brennkraftmaschine eingestellt. Die zu einem homogenen Betrieb (Lanbda = 1 Betrieb) der Brennkraft- maschine benötigte Kraftstoffeinspritzmenge wird ermittelt und direkt in die Brennräume der Brennkraftmaschine einge- spritzt wird, wobei diese Kraftstoffeinspritzmenge in zwei

Teilmengen aufgeteilt wird. Eine erste Teilmenge wird in den Ansaugtakt und eine zweite Teilmenge in den Kompressionstakt eingespritzt. Das Aufteilungsverhältnis zwischen den beiden Teilmengen wird abhängig von dem Lastbereich der Brennkraft- maschine festgelegt.

Bei einem mit homogenen Gemisch betriebenen Ottomotor mit Kraftstoffdirekteinspritzung, im folgenden vereinfacht als DI-Ottomotor bezeichnet, kann über eine Aufteilung der Ge- samt-Kraftstoffeinspritzmenge,-jeweils eine Teileinspritzung in den Ansaug-und Kompressionstakt-, die erzielbare Leistung sowie der Kraftstoffverbrauch positiv beeinflusst werden.

Die in den Kompressionstakt abgesetzte zweite Einspritzmenge entzieht dem Gemisch Verdampfungswärme, was über eine Vermin- derung der Ladungstemperatur zum Zündzeitpunkt die maximale Verbrennungstemperatur und dadurch auch die Tendenz zur klop- fenden Verbrennung vermindert. Auf diese Weise kann der Zünd- winkel in Bereiche eines höheren motorischen Wirkungsgrades in"Richtung früh"verstellt werden.

Eine aufgeladene, mit homogenem Gemisch (A= 1) betriebene DI- Brennkraftmaschine bietet zudem im volllastnahen Betrieb die Möglichkeit, Frischluft direkt in den Abgastrakt zu spülen.

Voraussetzung dazu sind ein positives Druckgefälle zwischen Ein-und Auslassseite zum Zeitpunkt des Ladungswechsel OT (O- berer Totpunkt) sowie eine ausreichende Ventilüberschneidung zwischen Auslass-u. Einlassventil.

Durch die direkte Einspritzung von Kraftstoff in den Brenn- raum der Zylinder ist sichergestellt, dass der Beginn der Einspritzung nach dem Schließen des Auslassventils erfolgt.

Es wird so nur Frischluft ohne Kraftstoff zur Abgasseite ge- spült.

Durch die zusätzliche Spülluft wird bei einem Abgasturbolader der Massenstrom durch die Turbine erhöht, wodurch sich das

transiente Verhalten u. auch die erzielbare Maximalleistung erhöht. Durch die erhöhte Turbinenleistung fördert auch der mit der Turbine gekoppelte Verdichter eine höhere Luftmenge.

Die Grenze stellt dabei das sogenannte Schluckverhalten der Brennkraftmaschine dar.

Das erfindungsgemäße Verfahren wird nachfolgend anhand eines Beispiels näher erläutert. Es zeigt : Fig. 1 ein stark vereinfachtes Blockschaltbild einer aufgela- denen und mit Kraftstoffdirekteinspritzung arbeitenden Brennkraftmaschine, bei der das erfindungsgemäße Ver- fahren angewandt wird und Fig. 2 ein Diagramm für den Verlauf des Druckes im Zylinder abhängig von dem Kurbelwellenwinkel.

In Figur 1 ist in Form eines Blockschaltbildes eine aufgela- dene Otto-Brennkraftmaschine 10 mit Kraftstoffdirektein- spritzung und einer ihr zugeordneten Abgasnachbehandlungsan- lage gezeigt. Dabei sind nur diejenigen Komponenten darge- stellt, die für das Verständnis der Erfindung notwendig sind.

Insbesondere ist auf die Darstellung der Zündanlage, des Kraftstoffkreises und des Kühlkreislaufes verzichtet worden.

Über einen Ansaugkanal 11 erhält die Brennkraftmaschine 10 die zur Verbrennung notwendige Frischluft. Dielzugeführte Frischluft strömt durch einen Luftfilter 12, einen Luftmas- senmesser 13 und einen Ladeluftkühler 14 zu einem Drossel- klappenblock 15. Der Drosselklappenblock 15 beinhaltet eine Drosselklappe 16 und einen nicht dargestellten Drosselklap- pensensor, der ein dem Öffnungswinkel der Drosselklappe 16 entsprechendes Signal abgibt. Bei der Drosselklappe 16 han- delt es sich beispielsweise um ein elektromotorisch angesteu- ertes Drosselorgan (E-Gas), dessen Öffnungsquerschnitt neben der Betätigung durch den Fahrer (Fahrerwunsch) abhängig vom

Betriebsbereich der Brennkraftmaschine über entsprechende Signale einer Steuerungseinrichtung 17 einstellbar ist.

Der Luftmassenmesser 13 dient bei einer sogenannten luftmas- sengeführten Steuerung der Brennkraftmaschine als Lastsensor, dessen Ausgangssignal MAF KGH zur weiteren Verarbeitung der Steuerungseinrichtung 17 zugeführt wird.

Die Brennkraftmaschine 10 weist eine Kraftstoffzumesseinrich- tung 18 auf, der Kraftstoff KST unter hohem Druck zugeführt wird und die eine der Zylinderanzahl der Brennkraftmaschine entsprechende Anzahl von Einspritzventilen beinhaltet, welche über entsprechende Signale von Einspritzendstufen angesteuert werden, die vorzugsweise in der elektronischen Steuerungsein- richtung 17 der Brennkraftmaschine integriert sind. Über die Einspritzventile wird Kraftstoff direkt in die Zylinder der Brennkraftmaschine 10 eingespritzt. Die Einspritzventile wer- den dabei in vorteilhafter Weise aus einem Kraftstoffdruck- speicher (Common Rail) mit Kraftstoff versorgt. Die von einem Einspritzventil eingespritzte Kraftstoffmenge ist mit MFF be- zeichnet. Ein Drucksensor 19 an der Kraftstoffzumesseinrich- tung 18, erfasst den Kraftstoffdruck FUP, mit dem der Kraft- stoff direkt in die Zylinder der Brennkraftmaschine einge- spritzt wird.

Ausgangsseitig ist die Brennkraftmaschine 10 mit einem Abgas- kanal 20 verbunden, in dem ein Abgaskatalysator 21 angeordnet ist. Dabei kann ein Dreiwege-Katalysator oder ein NOx- Speicherkatalysator oder eine Kombination der beiden vorgese- hen sein. Die Sensorik für die Abgasnachbehandlung beinhaltet u. a. einen stromaufwärts des Abgaskatalysators 21 angeordne- ten Abgasmessaufnehmer in Form einer Lambdasonde 22.

Mit dem Signal IIF, der Lambdasonde 22 wird das Gemisch ent- sprechend der Sollwertvorgaben geregelt. Diese Funktion über- nimmt eine an sich bekannte Lambdaregelungseinrichtung 23, die vorzugsweise in die, den Betrieb der Brennkraftmaschine steuernde bzw. regelnde Steuerungseinrichtung 17 integriert

ist. Solche elektronischen Steuerungseinrichtungen 17, die in der Regel einen oder mehrere Mikroprozessoren beinhalten und die neben der Kraftstoffeinspritzung und der Zündungsregelung noch eine Vielzahl weiterer Steuer-und Regelaufgaben über- nehmen, sind an sich bekannt, so dass im folgenden nur auf den im Zusammenhang mit der Erfindung relevanten Aufbau und dessen Funktionsweise eingegangen wird. Insbesondere ist die Steuerungseinrichtung 17 mit einer Speichereinrichtung 24 verbunden, in der u. a. verschiedene Kennfelder und Schwellen- werte gespeichert sind, deren Bedeutung noch erläutert wird.

Zur Erhöhung der Zylinderfüllung und damit zur Leistungsstei- gerung der Brennkraftmaschine 10 ist eine Aufladevorrichtung in Form eines an sich bekannten Abgasturboladers vorgesehen, dessen Turbine 25 im Abgaskanal 20 angeordnet ist und über eine strichliert dargestellte, nicht näherbezeichnete Welle mit einem Verdichter 26 im Ansaugkanal 11 in Wirkverbindung steht. Somit treiben die Abgase die Turbine 25 und diese wie- derum den Verdichter 26 an. Der Verdichter übernimmt das An- saugen und liefert der Brennkraftmaschine eine vorverdichtete Frischladung. Der stromabwärts des Verdichters 26 liegende Ladeluftkühler 14 führt die Verdichtungswärme über den Kühl- mittelkreislauf der Brennkraftmaschine ab. Dadurch kann die Zylinderfüllung weiter verbessert werden. Parallel zu der Turbine 25 ist eine Umgehungsleitung (Bypassleitung) 27 vor- gesehen, die über ein sogenanntes Wastegate 28 unterschied- lich weit geöffnet werden kann. Hierdurch wird ein unter- schiedlich großer Teil des Massenstroms aus der Brennkraftma- schine an der Turbine 25 vorbeigeleitet, so dass der Verdich- ter 26 des Abgasturboladers unterschiedlich stark angetrieben wird.

Ein Temperatursensor 29 erfasst ein der Temperatur der Brenn- kraftmaschine entsprechendes Signal, in der Regel die Kühl- mitteltemperatur TCO. Ein Drehzahlsensor 30 erfasst die Dreh- zahl N der Brennkraftmaschine. Beide Signale werden der Steu- erunoseinrichtung 17 zur weiteren Verarbeitung zugeführt.

Ein Klopfsensor 32 erfasst die charakteristischen Klopf- schwingung in dem Verbrennungsraum und gibt ein entsprechen- des Signal KNKS an eine Klopfregelungseinrichtung 33 ab, die vorzugsweise in die Steuerungseinrichtung 17 integriert ist.

Dabei kann eine der Zylinderzahl der Brennkraftmaschine 10 entsprechende Anzahl von Klopfsensoren oder nur ein einziger Klopfsensor vorgesehen sein.

Ferner weist die Brennkraftmaschine 10 eine Einrichtung 31 auf, mit deren Hilfe die Ventilüberschneidung der Einlassven- tile und der Auslassventile eingestellt und geändert werden kann. Solche variable Ventilsteuerungen können mit mechani- schen Systemen, hydraulischen Systemen, elektrischen Syste- men, pneumatischen Systemen oder durch eine Kombination der genannten Systeme realisiert werden. Dabei kann zwischen so- sogenannten vollvariablen (stufenlosen) Ventiltrieben und Systemen mit in Stufen einstellbaren Ventiltrieben unter- schieden werden.

Die zur Verbrennung nötige Kraftstoffeinspritzmenge MFF wird in herkömmlicher Weise aus einem Lastparameter, nämlich der angesaugten Luftmasse MAF KGH und der Drehzahl N berechnet und mehreren Korrekturen (Temperatureinfluss, Lambdaregler, usw. ) unterworfen.

Die gesamte, so ermittelte Kraftstoffeinspritzmenge MFF wird in zwei Einspritzvorgänge aufgeteilt. Eine erste Kraftstoff- menge MFF wird in den Ansaugtakt abgesetzt, wohingegen eine zweite Kraftstoffmenge MFF 2 in den Kompressionstakt einge- bracht wird. Es gilt : MFF = MFF_1 + MFF_2.

Dieser Vorgang ist für einen ausgewählten Zylinder in der Fi- gur 2 dargestellt. Das Diagramm zeigt den Druckverlauf in ei- ein Zylinder einer 4-Takt-Otto-Brennkraftmaschine in Abhängig- keit des Kurbelwellenwinkels in °KW. Auf der Abszisse ist zu- sätzlich der Ansaugtakt, der Kompressionstakt und der Ar-

beitstakt eingetragen. Der Ausschiebetakt ist weggelassen.

Mit den Bezugszeichen EOI_1 ist das Ende der Einspritzung in den Ansaugtakt, mit dem Bezugszeichen E012 das Ende der Ein- spritzung in den Kompressionstakt bezeichnet. Der obere Tot- punkt ist mit TDC (Top Dead Center) bezeichnet.

Die erste Kraftstoffeinspritzmenge MFF1 sorgt bei entspre- chend gewähltem Einspritzende EOI-1 für eine Kraftstoffver- dampfung während Frischluft in den Zylinder strömt. Die zur Kraftstoffverdampfung erforderliche Wärme wird der einströ- menden Luft entzogen, wodurch über eine Steigerung der La- dungsdichte der Liefergrad erhöht wird. Wird die gesamte Kraftstoffmenge MFF mit der ersten Einspritzung abgesetzt, so ergibt sich der höchste Liefergrad.

Die während des Kompressionstaktes eingebrachte Kraftstoff- menge MFF_2 entzieht bei entsprechend angepasstem Einsprit- zende EOI 2 dem sich in der Kompressionsphase befindlichen Luft-Kraftstoffgemisch Wärme durch Verdampfung. Es vermindert sich die Ladungstemperatur zum Zündzeitpunkt und dadurch auch die maximale Verbrennungstemperatur. Über eine Reduktion der maximalen Verbrennungstemperatur nimmt die Klopfneigung ab und es kann ein Zündwinkel für eine günstigere Verbrennungs- schwerpunktlage (früher Zündzeitpunkt) eingestellt werden.

Eine Steigerung der Kraftstoffmenge MFF-2, bis zu den durch Gemischaufbereitungszeiten vorgegebenen Grenzen, erhöht den Effekt der internen Ladungskühlung. Bei der Einspritzung in den Kompressionstakt stehen nur relativ kurze Gemischaufbe- reitungszeiten zur Verfügung. Wird hier zuviel Kraftstoff eingespritzt, so ist der Verbrennungswirkungsgrad schlecht, da der Kraftstoff nicht mehr vollständig verbrennen kann und es treten hohe CO-Emissionen und Rauchbildung auf. Die Grenzwerte hierfür werden betriebspunktabhängig durch Versu- che ermittelt und in entsprechenden Kennfeldern abgelegt.

Das Aufteilungsverhältnis zwischen MFF 1 und MFF 2 kann so eingestellt werden, das sich Vorteile aus beiden Effekten

nutzen lassen und so eine optimierung von Maximalleistung und Verbrauch resultieren.

Im volllastnahen Betrieb einer aufgeladenen Brennkraftmaschi- ne bewirkt die positive Druckdifferenz zwischen Einlass-und Auslassseite (Peinlass > Pauslass)-bei entsprechender Ventil- überschneidung-, dass Frischluft zur Abgasseite gespült wird.

Die Spülluftmasse erhöht den Durchsatz durch die Brennkraft- maschine ohne an der Verbrennung teilzunehmen. Unter Spülen wird dabei der Effekt verstanden, dass Frischluft ohne an der Verbrennung im Zylinder teilzunehmen, durch die Brennkraftma- schine durchgeschoben wird. Es treten insbesondere folgende Vorteile für das Betriebsverhalten der Brennkraftmaschine auf : Bei Abgas = 1 (Homogenbetrieb der Brennkraftmaschine) findet bei Spülluft eine Verbrennung im Zylinder mit 9-Zylinder< 1 statt. Durch die Verbrennung im Fetten wird die Klopfneigung reduziert.

Durch Spülen wird der Restgasanteil im Brennraum und somit die Klopfneigung vermindert. Die Minimierung des Restgasan- teils ist an der Volllast von entscheidender Bedeutung um ei- ne maximale Zylinderfüllung zu erreichen und diese Füllung auch effektiv, d. h. mit günstiger Verbrennungsschwerpunktlage umzusetzen.

Die zusätzliche Spülluftmenge erhöht den Massenstrom durch die Turbine, wodurch bei niedrigen Drehzahlen der Brennkraft- maschine sowohl das Ansprechverhalten (Vermeidung des soge- nannten Turbolochs), als auch die erreichbare Volllast ge- steigert werden können.

Das Verhältnis der im Zylinder verbleibenden Luftmasse zur gesamten, während eines Arbeitsspieles angesaugten Luftmasse wird als trapping efficiency TE bezeichnet :

Luftmasse Zylinder Mcyl<BR> <BR> <BR> TE = = (1)<BR> Gesamte angesaugte Luftmasse Mcyl + Mscav Die gesamte angesaugte Luftmasse setzt sich zusammen aus der Luftmasse Mcyi, die im Zylinder verbleibt und der Spülluftmas- se MScav/also derjenigen Luftmasse, die durch den Zylinder gespült wird. Aus dem Zusammenhang (1) folgt, dass TE < 1 ist. Je größer die Spülluftmasse Mscav ist, desto kleiner ist der Wert für TE. D. h. der Luftmassenmesser 13 (Fig. 1) misst die gesamte Luftmasse, die insgesamt angesaugt wird, die sich dann aber aufteilt über die Trapping Efficiency TE in eine Luftmasse, die an der Verbrennung teilnimmt und in eine Luft- masse, die durch die Brennkraftmaschine durchgespült wird.

Das im Abgas mittels der Lambdasonde 22 gemessene Lambda #EX stimmt, aufgrund der nicht an der Verbrennung teilnehmenden Spülluftmasse Mscav nicht mit dem Verbrennungslambda X. cyi ü- berein. Es gilt folgender Zusammenhang : <BR> <BR> <BR> <BR> <BR> <BR> <BR> TE # #EX = #Zyl (2) Im Teillast und volllastnahen Betrieb wird das verbrauchs- und leistungsoptimale Aufteilungsverhältnis der Einspritzmen- gen MFF 1 zu MFF 2 sowie deren jeweiligen Werte für die Einspritzendezeitpunkte EOI_1 und E012 über Kennfelder KF1, KF2 bestimmt : <BR> <BR> <BR> <BR> <BR> <BR> <BR> MFF _ 1= MFF * KF (MAF _ KGH, N)<BR> <BR> <BR> <BR> <BR> <BR> MFF 2 MFF-MFF 1<BR> <BR> <BR> <BR> <BR> EOI 1=EOI_l (MAF-KGH, N, FUP) (3)<BR> <BR> <BR> <BR> <BR> <BR> <BR> EOI _2 = EOI _2 (MFF_2, N, TCO, FUP) Die während des Ansaugtaktes einzuspritzende Kraftstoffmenge MFF1 wird durch Multiplikation der gesamten Kraftstoffmenge MFF mit einem Aufteilungsfaktor erhalten, der in Abhängigkeit von dem Wert der vom Luftmassenmesser 13 erfassten Luftmasse

MAFKGH und der Drehzahl N der Brennkraftmaschine aus einem Kennfeld KF ausgelesen wird. Die während des Kompressionstak- tes einzuspritzende Kraftstoffmenge MFF 2 wird durch Diffe- renzbildung aus den Werten für MFF und MFF 1 erhalten. Eine typische Aufteilung zwischen den einzelnen Kraftstoffmengen MFF1 und MFF2 besteht darin, dass in den Ansaugtakt 80 und in den Kompresssionstakt 20 der gesamten Kraftstoffmenge MFF eingespritzt wird.

Der Wert für den Einspritzendezeitpunkt EOI_1 wird in Abhän- gigkeit von dem Wert MAF KGH, der Drehzahl N der Brennkraft- maschine und dem Kraftstoffdruck FUP aus einem Kennfeld KF1 ausgelesen.

Der Wert für den Einspritzendezeitpunkt EOI_2 wird in Abhän- gigkeit dem Wert MFF 2, der Drehzahl N der Brennkraftmaschi- ne, der Kühlmitteltemperatur TCO der Brennkraftmaschine und dem Kraftstoffdruck FUP aus einem Kennfeld KF2 ausgelesen.

Dies kann ein dreidimensionales Kennfeld sein, oder eine Kom- bination mehrerer, einzelner Kennfelder.

Wird im volllastnahen Betrieb der Brennkraftmaschine (Dros- selklappe voll offen) der Luftdurchsatz mittels Spülen er- höht, so ergibt sich die Möglichkeit die Einspritzmengen- Sollwerte MFF1 u. MFF-2 gemäß der eingestellten Trapping Ef- ficiency TE vorzugeben.

Unter dem Begriff"volllastnaher Bereich"wird der Bereich verstanden, der zwischen der Volllast bei Saugbetrieb, also der max. Druck, der bei einem reinen Saugmotor ohne Aufladung erreicht werden kann (Saugrohrdruck gleich Umgebungsdruck, 1000 hpascal) und maximaler Volllast, also der Druck, den man mittels der Aufladung erreichen kann (z. B. 2000 hpascal), liegt.

Die während des Ansaugtaktes einzuspritzende Kraftstoffmenge MFF1 wird dabei so bemessen, dass sich ein stöchiometrisches

Verbrennungslambda XCyl ergibt. Die Menge des während des Kom- pressionstaktes einzuspritzende Kraftstoffmenge MFF 2 ergibt sich aus der Forderung eines stöchiometischen Abgaslambdas XEx.

MFF 1 = MFF * TE <BR> <BR> <BR> <BR> MFF _ 2 = MFF-MFF _ 1<BR> <BR> <BR> <BR> <BR> EOI _1 = EOI _1 (MAF_KGH, N, FUP) (4)<BR> <BR> <BR> <BR> <BR> <BR> <BR> EOI _ 2 = EOI _ 2 (MFF _ 2, N, SCO, FUP) Die während des Ansaugtaktes einzuspritzende Kraftstoffmenge MFF_1 wird durch Multiplikation der gesamten Kraftstoffmenge MFF mit dem Wert für die Trapping Efficiency TE erhalten. Die während des Kompressionstaktes einzuspritzende Kraftstoffmen- ge MFF 2 wird durch Differenzbildung aus den Werten für MFF und MFF1 erhalten.

Die Werte für die Einspritzendezeitpunkte EOI-1 und SOI_2 werden analog wie oben bereits anhand der Gleichungen (3) be- schrieben aus weiteren Kennfeldern K4, K5, erhalten.

Während des Betriebes der Brennkraftmaschine kann sogenannte Klopfen auftreten, d. h. unkontrollierte Verbrennungen z. B. an heißen Stellen des Brennraumes. Durch klopfende Verbrennung verursachte Verbrennungsdruckschwankungen werden in der Regel durch am Kurbelgehäuse montierte Körperschallsensoren detek- tiert. Nach entsprechender Signalaufbereitung resultiert das sogenannte Klopfsignal KNKS, welches das Klopfgeräusch eines Zylinders während eines Arbeitstaktes charakterisiert. Ausge- hend von dem Klopfsignal KNKS wird, bei klopffreier Verbren- nung, ein zylinderindividueller gleitender Mittelwert über alle Arbeitstakte bestimmt. Dieser sogenannte Geräuschwert NL charakterisiert den Motorgeräuschpegel eines Zylinders bei nicht klopfender Verbrennung. Durch Vergleich des momentanen Geräuschwertes KNKS mit einer aus dem Geräuschwert NL errech- neten Klopfschwelle THD lässt sich erkennen, wann in einem Zylinder klopfende Verbrennung auftritt.

Die bekannten Anti-Klopfregelungsverfahren korrigieren in Ab- hängigkeit der Überschreitung der Klopfschwelle THD durch das Klopfsignal KNKS den Zündwinkel des betroffenen Zylinders in "Richtung spät", womit die Klopftendenz vermindert wird.

Tritt nach einer Zündwinkelkorrektur am klopfenden Zylinder kein erneutes Klopfereignis auf, wird der Zündwinkeleingriff über einen Integrator auf Null zurückgefahren.

Nachteil dieser bekannten Verfahren ist eine Verlagerung des Verbrennungsschwerpunktes über den Zündwinkeleingriff in "Richtung Spät", woraus negative Auswirkungen auf den Kraft- stoffverbrauch und die Abgastemperatur resultieren.

Gemäß einem Aspekt der Erfindung wird die Klopftendenz über eine entsprechende zylinderindividuelle Aufteilung der Ein- spritzmengen MFFlcyix und MFF2cyix vermindert. Ausgehend von den oben beschriebenen Einspritzsollwerten wird bei beginnen- der klopfender Verbrennung die Kraftstoffmenge MFF-2 die während des Kompressionstaktes eingespritzt wird unter ent- sprechender Verminderung der Kraftstoffmenge MFFlcyix, die in den Ansaugtakt eingespritzt wird, erhöht.

Die in den Kompressionstakt abgesetzte erhöhte zweite Ein- spritzung MFF_2cyl_x führt durch die Verdampfung des Kraft- stoffs im Brennraum zu einer zusätzlichen inneren Ladungsküh- lung. Dieser Effekt senkt über die verminderte maximale Verbrennungstemperatur die Neigung zur klopfenden Verbren- nung. Der Zündwinkel muss nicht nach spät verschoben werden.

Verbrauch und Abgastemperatur werden nicht negativ beein- flusst.

Übersteigt das Klopfsignal KNKS eines Zylinders Cyl x die Klopfschwelle THD_1 so wird die zylinderindividuelle Kraft- stoffmenge MFF_1cyl_x über einen Wert MFF_DEC_1cyl_x vermindert und die zylinderindividuelle Kraftstoffmenge MFF-2cyix er- höht. Wurden nach Überschreiten der Klopfschwelle THD1 die

einzuspritzenden Kraftstoffmengen angepasst und wird kein er- neutes Klopfereignis erkannt, so wird der Eingriff auf das Einspritzverhältnis über einen Integrator zurückgefahren, MFF-DEC_lcylx wird also wieder auf 1 inkrementiert.

MFF_DECcyl_x = KF_3(MAF_KGH,N,KI) MFF_1Cyl_x = MFF_1#MFF_DECCyl_x (5) MFF_2Cyl-X = MFF-MFF_1Cyl_x Der Faktor MFFDEClcyix, mit dem die zylinderindiv####### Kraftstoffmenge MFF-1cylx verringert wird, ist abhängig von der Luftmasse MAF KGH, der Drehzahl N der Brennkraftmaschine und der Klopfintensität KI, definiert als Differenz zwischen dem Klopfsignal KNKS und der Klopfschwelle THD1 in einem Kennfeld KF3 abgelegt.

Die zylinderindividuelle Kraftstoffmenge MFF_1cyl_x ergibt sich dann aus der Multiplikation des Wertes für die während des Ansaugtaktes einzuspritzenden Kraftstoffmenge MFF1 mit dem aus dem Kennfeld ausgelesenen Faktor für die Verringe- rung. Die zylinderindividuelle Kraftstoffmenge MFF-2cyl-"wird durch Differenzbildung aus den Werten für MFF und MFF-lcyl-x erhalten.

Ist nun das Klopfereignis so stark, dass eine Korrektur über das Einspritzverhältnis nicht ausreicht, wird ein zusätzli- cher Eingriff über den Zündwinkel erforderlich. Dieser Fall tritt ein, wenn das Klopfsignal KNKS eine weitere Klopf- schwelle THD2 überschreitet, wobei THD2 > THD_1 appliziert wird. Der zusätzliche Zündwinkeleingriff erfolgt, wie oben bei der Beschreibung des zündwinkelbasierten Anti-Klopfrege- lungsverfahren dargestellt.

Die beiden Schwellenwerte THD_1, THD_2 werden experimentell für die Brennkraftmaschine ermittelt und sind in der Spei- chereinrichtung 24 abgelegt.

Das erfindungsgemäße Verfahren wurde anhand einer Brennkraft- maschine erläutert, das als Aufladeeinrichtung einen Abgas- turbolader aufweist. Das Verfahren ist aber unabhängig von der Art der Aufladung und ist mit jeder anderen Aufladevor- richtung wie Kompressoren, elektrische Verdichter oder eine Kombination der genannten Vorrichtungen ausführbar. Sie muss lediglich geeignet sein, auf der Saugseite einen Druck zu er- zeugen, der größer ist als der Druck auf der Abgasseite, so dass ein Spülen möglich ist.