本发明涉及一种用于柴油发动机的共轨喷油器，更具体地，涉及一种用三通阀来控制上下移动喷嘴针阀的控制室压力的喷油器。

在柴油机中，共轨式燃料喷射系统是公知的，其中各汽缸共用一个共轨以蓄积高压燃料。高压燃料从一个输油泵被输送到一共轨中，并被控制为一预定压力。然后在预定的正时驱动各汽缸的喷油器来喷射燃料。一个共轨喷油器通常具有一个用来在阀闭合方向上向喷嘴针阀施加一个压力的控制室和一控制该控制室压力的控制阀。该喷油器被设计成由一个致动器来驱动控制阀，以增加和降低控制室的压力。
对于控制阀，适于采用一个三通阀结构，以选择性地使控制室与高压通道或低压通道相连通。该三通阀的阀元件布置在阀室内，该阀室具有一个通向低压通道的低压侧阀座和一个通向高压通道的高压侧阀座。该阀元件在两阀座间移动以切换阀座位置。对于该三通阀结构，阀元件位于高压侧阀座上时可在喷油时中断与高压通道的连通，从而防止高压燃料从阀室中流出。比如，可用一个压电致动器来作为致动器。当通电时，该压电致动器延伸，以从低压侧阀座释放阀元件，然后将其安放在高压侧阀座上。由于压电致动器具有优良的响应性，从而可以实现精准的喷油控制。
例如，在(1)日本专利公开文本No.2000-130614、(2)日本专利公开文本No.2002-227747、(3)日本专利公开文本No.2001-41125、(4)日本PCT国家公开文本No.2001-500218和(5)日本专利公开文本No.2001-140726中公开了具有三通阀结构的控制阀。所列的前四个专利文献包括一个置于低压侧阀座下游的节流阀。这种结构特别有利于抑制喷嘴的开启速度，从而改善喷油量的可控性。
同样，为了有效地操作共轨式燃料喷射系统，需要尽可能地减小燃料泄漏。然而，所列的前两个专利文献采用了一种压力平衡阀，该阀在通过其滑动部分时经常会产生泄漏。在这种情况下，泵就需要进行额外的工作，且这种泄漏增加了燃料温度并使燃料变差。所列的第三个专利文献的控制阀具有一个球形阀元件，为了适应这种结构，其高压侧阀座元件和低压侧阀座元件被设成为分开的部件。在这种情况下，由于两个部件的位置切换也会发生泄漏。这在所列的第二篇和第五篇专利文献中有所讨论。因此，当升压量很小时难于使用。
所列的第五篇专利文献提出了设置多个可以相对移动的阀元件，以即便在位置切换时也可以进行正确的操作。然而，这种结构非常复杂。此外，为了改善喷油量的可控性，需要提高喷嘴的关闭速度。通常，可以增加高压侧阀座的开启面积来提高喷嘴的关闭速度。然而，由于压电致动器具有移动量与所产生的力成反比的特性，所以增加高压侧阀座的开启面积会使闭合驱动力加大，从而存在降低能量效率的问题。

本发明的一个实施例减小了闭合喷油器高压侧阀座所必需的驱动力，该喷油器是用在一个柴油机或类似装置的共轨式燃料喷射系统中的，并且该实施例可通过一个简单的结构布局来减小控制阀中的燃料渗漏，降低喷嘴开启速度或增加喷嘴关闭速度，从而增加能量效率，并实现喷射量的高精度控制。
在本发明的一方面内容中，喷油器包括三通阀结构的控制阀，用于增加或降低产生喷嘴背压的控制室压力。它的驱动单元是由致动器和滑动销元件组成的。该滑动销元件具有一销形端部，该端部与容纳在阀室内的所述控制阀的阀元件相接触。该滑动销元件可根据所述致动器的位移在一滑动孔内滑动，从而选择性地搁置在低压侧阀座或高压侧阀座上。一个在所述滑动销滑动部分与所述低压侧阀座之间围绕所述滑动销端部的空间通过节流阀部分与所述低压通道相连。当所述低压侧阀座的直径小于或等于所述高压侧阀座直径时，与所述阀室相连通的所述控制室内的压力可用作一个辅助力，从而使高压侧阀座的关闭载荷小于或等于低压侧阀座的开启载荷。
根据前述结构，设在滑动销端部周围的节流阀部分可以在低压侧阀座开启时降低喷嘴开启速度。此外，控制室的压力可以施加在高压侧阀座的闭合方向上，从而减小闭合高压侧阀座的驱动力。因此，可以通过一个简单的结构设计来增加高压侧阀座的直径以得到更高的阀关闭速度，并改善喷射可控性及能量效率。
根据本发明的另一方面内容，滑动孔的滑动直径和低压侧阀座及高压侧阀座直径之间有如下关系：所述滑动直径小于或等于所述低压侧阀座的直径，且所述低压侧阀座的直径小于或等于所述高压侧阀座的直径。可以减小滑动直径来减小开启闭合所必需的驱动力，特别是闭合高压侧阀座所需的力。
根据本发明的另一方面内容，一个在所述滑动销滑动部分与所述低压侧阀座之间围绕所述滑动销端部的空间通过一个节流阀部分与所述低压通道相连。此外，滑动部分的滑动直径与高压侧阀座直径之间有如下关系：所述滑动直径小于或等于所述高压侧阀座的直径。这使得与所述阀室相连通的所述控制室内压力可用作一个辅助力。
根据前述结构，设在滑动销端部周围的节流阀部分可以在低压侧阀座开启时降低喷嘴开启速度。此外，控制室的压力可以施加在高压侧阀座的闭合方向上，从而减小闭合高压侧阀座的驱动力。此外，可以减小滑动直径以降低闭合高压侧阀座所必需的驱动力。因此，可以通过一个简单的结构设计来增加高压侧阀座的直径以得到更高的阀关闭速度，并改善喷射可控性及能量效率。
根据本发明的另一方面内容，与所述阀室连通的所述控制室的压力可用作一个辅助力，从而使高压侧阀座的关闭载荷等于或小于低压侧阀座的开启载荷。
控制室压力可以适当地调整为使高压侧阀座关闭载荷低于或等于低压侧阀座开启载荷，从而进一步改善能量效率。
根据本发明的另一方面内容，致动器是一个压电致动器。因为本发明的一个实施例包括压电致动器，其具有所产生的力随位移的增加而减小的关系，因而可以有效地利用其特性。
根据本发明的另一方面内容，可以使喷嘴针阀开启的控制室压力被设为至少是最大载荷或最大压力下的燃料供给压力的50％。这使得高压侧阀座关闭载荷小于低压侧阀座开启载荷，从而实现喷射量的有效控制。
根据本发明的另一方面内容，滑动销和阀元件被分开制成单独的元件。这便于阀座部分的加工。
根据本发明的另一方面内容，所述滑动销的两端形状类似于一个销，其直径小于滑动直径。这可以排除由于组装错误而造成的故障。
根据本发明的另一方面内容，滑动销可以被制成为一个具有恒定直径的圆柱形销。在这种情况下，通向低压侧阀座的滑动孔端部具有一个直径较大的扩张部分，所述滑动销的端部位于其内，且使所述节流阀部分被形成为向该扩张部分开口。这简化了滑动销的结构而易于加工。
根据本发明的另一方面内容，阀元件具有一个大致半球形的形状。当顶住所述滑动销的接触面被加工为一个曲率大于球曲率的球面时，可以提供避免不平滑接触以及释放Hertz应力的效果。
根据本发明的另一方面内容，滑动销的至少一个滑动面是由一超硬材料或陶瓷材料制成的。这可以改善稳定性并减小或防止磨损。
根据本发明的另一方面内容，滑动销由一杨氏模量高于金属的超硬材料制成。这可以达到减小或防止变形损失的效果。
根据本发明的另一方面内容，在所述高压侧阀座的上游侧设置一个阀弹簧，以向低压侧阀座偏压所述阀元件。因而可以减小阀室体积而得到更高的响应速度。
根据本发明的另一方面内容，各单独组件被设计成满足下述表达式：kpo=1-Ds2Dc2-FkPc·π4·Dc2≥0.5(whenPc=Pcmax)]]>其中kpo是喷嘴开启时的控制室压力比，Ds是喷嘴针阀所在的喷嘴阀座的直径，Dc是控制室的滑动直径，Fk是喷嘴设置载荷，Pc是来自共轨的燃料供给压力，当Pc＝Pcmax时，Pc是最大供给压力。
因此，可以很容易的得到前述减小高压侧阀座开启载荷和降低闭合高压侧阀座的驱动力的效果。
附图说明
通过研究构成本申请一部分的下文详细说明、所附权利要求以及附图，可以理解本发明的其它特征和优点，比如操作方法和相关部分的功能等。在附图中：图1是根据本发明第一实施例的喷油器的剖面图；图2A是根据本发明第一实施例的低压侧阀座处于开启状态时的详细剖面图；图2B是根据本发明第一实施例的高压侧阀座处于闭合状态时的详细剖面图；图3是根据本发明第一实施例的滑动销元件的一可选实施例的详细剖面图；图4是一个图表，表示了根据本发明第一实施例喷嘴打开时控制室压力比与低压侧阀座开启载荷和高压侧阀座关闭载荷之间的关系；图5A是一个图表，表示根据本发明一个实施例当阀开启速度大于阀关闭速度时的情况；图5B是一个图表，表示根据本发明一个实施例当阀开启速度小于阀关闭速度时的情况；图6是根据本发明第二实施例的喷油器的局部剖面图；图7是根据本发明第三实施例的喷油器的局部剖面图；图8是图7所示喷油器阀元件的详细剖面图。

下面，将参考附图来描述本发明。图1是根据第一实施例的喷油器1的剖面图，其作为将本发明第一实施例应用在柴油机的一共轨式燃料喷射系统上的实例来进行描述。该喷油器1对应于发动机的每个汽缸进行布置(在这里仅示出其中一个)，且从一个共轨中接收燃料供应。通过一个高压供应泵输送的燃料以一个对应于喷射压力的预定高压蓄积在共轨中。
在图1中，喷油器1的上半部分是一个带有一压电致动器6的驱动单元101。用一个带有三通阀结构的控制阀单元102来驱动喷嘴单元103，该喷嘴单元具有一个用于燃料喷射的喷嘴针阀5。该喷油器1连接在一个图中未示出的燃烧室壁面上(未示出)。在容纳前述各单元101至103组件的壳体元件H1至H4的内侧上，设有例如高压通道12及低压通道13的通道，该高压通道12与共轨(未示出)通过一个燃料进口11相连通，该低压通道13通过一个燃料出口14与一油箱(未示出)相连通。该壳体元件H1至H4通过一保持器H5来紧固及油密固定。
在喷嘴单元103中，喷嘴针阀5在其外周上具有一个凸缘51，该喷嘴针阀5滑动保持在壳体元件H1顶端上的一个管状部分42上。壳体元件H4内侧的空间形成了一个储油室52，其通过高压通道12来从共轨得到供应的高压燃料，高压通道12在其上壁面上开口。一个袋部(sack part)53设置在壳体元件H4的底部上。构成该袋部53的壁面上设有穿过壁面的喷射孔54。
当喷嘴针阀5处于底部位置时，其锥形末端搁置在储油室52与袋部53交界面上的喷嘴阀座55上，从而闭合该袋部53，中断从储油室52到喷射孔54的燃料供应。当喷嘴针阀5升高并离开喷嘴阀座55以开启袋部53时，燃料喷出。
由喷嘴针阀5的顶端、管状部分42的内壁面和壳体元件H3的底端确定出的空间形成了一个控制喷嘴背压的控制室4。燃料或控制油从高压通道通过控制阀单元102的阀室21和通道25来进入控制室4，从而产生喷嘴针阀5的背压。该背压向下作用在喷嘴针阀5上，并沿着弹簧56在闭合方向上偏压喷嘴针阀5，其中弹簧56固定在凸缘51和管状部分42的底端之间。同时，储油室52中的高压燃料向上作用在喷嘴针阀5端部的圆锥面上，在开启方向上偏压喷嘴针阀5。
该三通阀结构的控制阀单元102具有阀室21和阀元件2，阀室总是通过一个连通通道41来与喷嘴单元103的控制室4相连通，阀元件2通常为球形，且容纳在阀室21内。阀室21的顶部开口上设有低压侧阀座22，底部开口上设有高压侧阀座23，从而阀元件可以选择性地搁置在这些阀座22、23之一上。一个用于设置喷嘴开启速度的节流阀部分32设置在低压侧阀座22的下游侧上，且通过通道33、34来与低压通道13相连通。高压侧阀座23的上游侧上的通道25与高压通道12相连通。阀元件2受到驱动单元101压力的驱动而上下移动，从而可切换阀元件2的阀座位置。由此阀室21与高压通道12或低压通道13相连通，从而增加或降低与阀室21相连的控制室4的压力，其为作用在喷嘴针阀5上的背压。
阀元件2是由一个单体元件构成的，阀室21由对接的两个壳体元件H2和H3形成。壳体元件H2上设有节流阀部分32和通道33，壳体元件H3上设有连通通道41和通道25。在本实施例中，在控制室4和阀室21之间不设置比低压侧阀座22的开口区域小的节流阀。这是因为喷嘴关闭速度可能会由于在此设置节流阀而减小。一个用于控制喷嘴关闭速度的节流阀可设或可不设在高压侧阀座23的上游侧上，但在本发明中不设。稍后将详细介绍阀元件2、低压侧阀座22和高压侧阀座23的结构。
在阀室21侧的通道25的端部上设置一个阀弹簧24，其在附图中向上偏压阀元件2。当高压供给泵在发动机启动时开始加压时，为了快速增压阀元件2必须被压向低压侧阀座22。如果为此将阀弹簧24设置在阀室21的内侧，阀室21的体积和控制室4的体积就会增加，而响应速度下降。因而，在本实施例中将阀弹簧24设置在高压侧阀座22的上游侧，但应该理解本发明不限制于这种结构布置。
驱动单元101通过一个液压传动系统61和一个滑动销元件3来将作为致动元件的压电致动器6的驱动力传递给控制阀单元102的阀元件2。该压电致动器6容纳在壳体元件H1上的纵向孔顶端上，液压传动系统61容纳在该纵向孔的底端内。该压电致动器6具有一个压电叠层，其中例如PZT的压电陶瓷层和电极层交错设置，该压电致动器6被设计成可通过一个未示出的驱动电路来充放电，并将叠层方向(垂直方向)作为伸缩方向。纵向孔内部的空间限定出了低压通道13。下侧设置的通道34与壳体元件H2内的通道33相连通。
液压传动系统61包括第一活塞62、第二活塞64和油密封室63，第一活塞和第二活塞具有相同直径且都滑动布置在管形套筒元件15内，油密封室63设置在两活塞之间且装有液压油。第一活塞62具有一大直径的顶端，从套筒15上部伸出接触压电致动器6的底部。压电弹簧65设置在大直径顶端与套筒15顶部之间，其通过第一活塞62给压电致动器16施加一定大小的初始载荷。因此，第一活塞62可保持与压电致动器6的接触状态并随着压电致动器6的伸缩而一同上下移动。
在油密封室63内设置有一个阀弹簧66，其向下偏压第二活塞64。第二活塞64的底端与滑动销元件3相接触。滑动销3被布置成可在滑动孔31内滑动，该滑动孔31位于壳体元件H2内。滑动销的底端与阀室21内的阀元件2相接触。滑动孔31被设为是壳体元件H1内的一个纵向孔，且与阀室21互相连通。因此，当压电致动器6伸长以向下压第一活塞62时，该压力被转化为油密封室63内的液压力，并传给第二活塞64。第二活塞64通过滑动销元件3来驱动阀元件2。滑动销3的形状类似于一个销，并使其两端直径小于其中段直径。其两端之一与第二活塞64的底部接触，另一端与阀元件2的顶部接触。
如图2A所示，在滑动孔31内阀元件2侧的销形端部3a周围，滑动销3的滑动部分与低压侧阀座22之间，形成了一个环形空间。节流阀部分32在滑动孔31侧壁上开口朝向该环形空间。在一个实施例中，滑动销3只在端部3a上具有小直径部分。这可以减小低压侧阀座的直径(给定一个恒定的滑动直径)，并减小开启低压侧阀座的驱动力。该阀元件2为大致半球形，具有一个平面和一个球面，设置在阀室21内，在图中球面向上。阀元件2与滑动销3接触的的接触面被机械加工为球面，其曲率大于阀元件2的原始曲率。这是为了避免与滑动销3的不平滑接触，并释放Hertz应力。在阀室21内滑动孔31开口所朝向的上部，设有圆锥面形状的低压侧阀座22，该锥面与阀元件2的球面相接触。阀室内开有通道25的底部设有高压侧阀座23，其为水平面且与阀元件2的平面相接触。
如上文所述，当阀座部分之一设为平面阀座时，可以减少阀元件2与低压侧阀座或高压侧阀座就位失败的可能性，即便构成阀室2的壳体元件H2和H3位置发生变化。因此可以减小或防止渗漏，且便于加工。此外，考虑到杂质附着(咬住)在阀座部分上，光滑的球面—锥面阀座会比有角的平面阀座更易于附着。如果高压侧阀座部分吸附杂质而导致就位失败，则会减少喷射量。如果低压侧阀座吸附杂质而产生阀闭合的延迟，另一方面延迟了的喷嘴闭合时间会导致喷射量的增加。为了避免这种情况，需要将低压侧阀座的形状设成一光滑的球形—圆锥形面。
为了避免磨损以及保证可滑动性，优选将该滑动销3设成至少其滑动表面是由超硬材料或者陶瓷制成的。然而，应当理解也能采用其他备选材料。此外，为了避免变形损失，优选采用类似于超硬材料的具有高杨式模量的元件。然而，应理解也可采用其他备选材料。此外，尽管在本实施例中滑动销3和阀元件2被制成单独的元件，但在可选实施例中其也可结合成一个一体件。制成单独的元件有利于加工阀元件2的低压侧阀座部分。如上文所述，为了在滑动孔31内形成环形空间，滑动销3只能在靠近阀元件2的一侧上制成小直径的销形。然而，在本实施例中优选将两端都制成相同的销形。这样可以消除底端与顶端之间的差别，从而便于组装。
另外，如图3所示，滑动销3可以为一个在其全长上都具有相同直径的圆柱形销。在这种情况下，在滑动部分与低压侧阀座22之间，滑动孔31与阀元件2相接触的端部被制出一个扩张部分31a，其直径大于滑动部分的直径，从而使节流阀部分32设置在该扩张部分上。这简化了滑动销3的形状而便于加工。这在滑动销3是由难以加工的例如超硬材料制成时特别有利。
在本发明中，低压侧阀座22和高压侧阀座23的阀座直径之间的关系是使低压侧阀座22的直径小于或等于高压侧阀座23的直径，且优选将低压侧阀座直径小于高压侧阀座直径。当高压侧阀座的开口面积大于低压侧阀座的开口面积时，可以在迅速闭合喷嘴时增加控制室内的压力，从而增加喷嘴关闭速度。因此，当阀元件2制成球形时，阀元件2上的座平面要被设置的靠近球形的中心。如果该座平面偏离球形中心，低压侧阀座直径就小于所需的高压侧阀座直径，那么作为低压侧阀座22的壳体元件H2的锥面就接近180°，从而破坏就位稳定性。滑动销3的滑动直径与低压侧阀座22及高压侧阀座23的阀座直径之间的关系是使滑动直径小于或等于低压侧阀座直径，而低压侧阀座直径小于或等于高压侧阀座直径。可以减小该滑动直径来降低开启闭合或者特别是闭合高压侧阀座所必需的驱动力。
该低压侧阀座22优选具有一个较小的阀座直径，从而可以减小低压侧阀座的开启载荷。当低压侧阀座闭合时，如图2A所示，阀室21的内部处于高压(共轨的供给压力Pc)且该供给压力Pc向上作用在低压侧阀座22的开启区域上。因此，减小低压侧阀座22的阀座直径可以降低低压侧阀座的开启载荷，从而减小开启所必需的驱动力。
此外，为了保证闭合直径较大的高压侧阀座23所需的力，在闭合高压侧阀座23时可利用阀室21内的燃料压力作为一个辅助压力。这可以使高压侧阀座的闭合驱动力小于高压侧阀座开口面积乘以供给压力的值。如图2B所示，对于将节流阀部分32位于低压侧阀座22下游的结构布局，在开启低压侧阀座时，阀室21的压力即控制室4内的压力高于低压通道13的压力。然后，将这个压力保持的尽可能高，同时可以打开喷嘴针阀5，从而可以尽可能地减小高压侧阀座关闭载荷。根据喷嘴开启时控制室压力比kpo(喷嘴针阀5可以开启时控制室4内的压力与供给压力的比)，阀室21的压力被表示为kpo·Pc。然后，从供给压力Pc中减去该压力kpo·Pc可以得到压力Pc·(1-kpo)，其在图中向上的方向上作用在高压侧阀座和低压侧阀座的开启区域上。
特别地，在正常使用时，喷嘴针阀5不能完全升高到接触挡块，该挡块即是控制室的顶端。确定各种设置，从而使控制室4的压力不会落到或低于供给压力Pc的一半，至少在一定范围内供给压力Pc大于或等于最大供给压力Pcmax的一半。控制室压力比kpo适于设成使高压侧阀座开启载荷小于或等于低压侧阀座开启载荷。对于一个典型实施例，图4表示在滑动销3的滑动直径＝0.8、低压侧阀座直径＝1.2、高压侧阀座直径＝1.5且最大供给压力为200Mpa情况下，在喷嘴打开时控制室压力比kpo与低压侧阀座开启载荷和高压侧阀座关闭载荷之间的关系。从该图中可以看出下述表达式所表示的控制室压力比kpo越高，高压侧阀座关闭载荷就越小，且控制室压力比kpo约为0.5时或更高时可以使高压侧阀座关闭载荷小于低压侧阀座开启载荷。
【表达式3】kpo=1-Ds2Dc2-FkPc·π4·Dc2≥0.5(whenPc=Pcmax)]]>
通常，压电致动器6的输出特性是随着压电位移的增加所产生的力减小。由于当位移较大时在高压侧阀座23附近所产生的力降低，因而对于要保证闭合阀座直径较大的高压侧阀座23的力就会增加驱动能量。当采用随位移增加所产生的力变小的压电致动器6时，本发明可以利用将阀室21内燃料压力作为辅助压力的设计，从而可减小高压侧阀座的关闭载荷。具体地，通过确定喷嘴阀座直径、喷嘴滑动直径以及喷嘴阀座载荷来满足前述表达式。
下面，描述具有前述结构的喷油器1。图2A表示图1的压电致动器放电收缩时的状态。阀元件2位于其顶部位置上以闭合低压侧阀座22，从而中断节流阀部分32与通道33的连通，并导致低压通道13与阀元件2之间的连通中断。阀室2由于燃料从高压通道12穿过通道25和高压侧阀座23流入而处于高压状态。在此，通过连通通道41与阀元件2相连通的控制室4变为高压。该控制室4的压力以及弹簧56的偏压力将喷嘴针阀搁置在喷嘴阀座55上，从而没有燃料喷出。
当压电致动器6从该状态通电时，该压电致动器6伸长。因而第一活塞62向下移动并压缩油密封室63内的液压油(这里是轻油)。当该液压油的压力向下推动第二活塞以及滑动销3向下推动阀元件2时，阀元件2离开低压侧阀座22并更向下移动以搁置在高压侧阀座23上。因此，控制室4通过阀室21、低压侧阀座22、节流阀部分32和通道33来与低压通道13相连通。当控制室4的压力下降且喷嘴针阀5的向下偏压力掉落到低于向上的偏压力时，喷嘴针阀5离开阀座而开始燃料喷射。在这里，由于控制室4在第一次阀座22的下游上具有节流阀部分32，因而可以使压力平稳下降并降低喷嘴开启速度。
此外，阀室21的压力kpo·Pc可作为在闭合高压侧阀座23方向上的辅助力。这使得高压侧阀座关闭载荷低于或等于低压侧阀座开启载荷，从而使高压侧阀座闭合驱动力的降低。因此，可以有效地利用压电致动器6的输出特性。
当压电致动器6再次放电收缩时，第一活塞向上移动。降低油密封室63的压力以释放向下压阀元件2的力。因此，阀元件2搁置在低压侧阀座22上以切断控制室4和低压通道13的相互连通。由于高压燃料流入到通道25中而导致控制室4的压力再次上升，且针阀3搁置在阀座上而结束喷射。在这里，由于低压侧阀座直径小于或等于高压侧阀座直径，所以控制室4的压力迅速上升以得到一个更高的喷嘴关闭速度。
图5是表示喷嘴开启速度和喷嘴关闭速度与喷射量的可控性的关系图。图5A表示喷嘴开启速度大于喷嘴关闭速度的情况，图5B表示喷嘴开启速度小于喷嘴关闭速度的情况。为了得到相同的矩形喷射水平，喷嘴开启速度和喷嘴关闭速度的总和应该是恒定的。在图5A和图5B中，如果喷射终止的指示时间在B1到B2之间变化，该变化是由于驱动脉冲结束时间的变化引起的，包括噪音影响、压电收缩或类似情况，那么喷射终止时间就在C1和C2之间变化。这里可以看出当喷嘴开启速度较低而喷嘴关闭速度较高时，如图5B所示，喷射终止时间的变化和喷射量的变化就会随着喷射量可控性的提高而降低。
图6示出了本发明的第二实施例，包括压电驱动单元101的液压传动系统的另一构形实例。喷油器1的基本结构和基础操作都和前述第一实施例相同。所以省略对其的说明。如图6所示，根据本发明，管形且带有一闭合顶端的第一活塞62可在管状套筒中滑动。具有较小直径的第二活塞64滑动布置在第一活塞62内。填充有液压油的油密封室63设在第一活塞62和第二活塞64之间的空间中。第一活塞62被一放置在第一活塞62下面的压电弹簧66向上偏压，一滑动销3被置于与第二活塞64底部相接触的位置上，第二活塞64的底部从第一活塞62的管内侧向下伸出。在第一活塞62的上壁面上设置一个单向阀67，从而在油密封室63与低压部分之间形成连通。当由于泄漏而导致油密封室63的压力下降时，燃料向下压动球阀并从低压部分流入。从而可重新填满油密封室。
本实施例也可达到和前述各实施例相同的效果。此外，在本实施例中，第二活塞64容纳在第一活塞62中。该结构减小了液压传动系统61的轴向长度。因而整个喷油器变得更紧凑。
图7和8表示本发明的第三实施例，或者控制阀单元102的另一结构实例。喷油器1的基本结构和基础操作都和前述第一实施例相同。所以省略对其的说明。如图7和8所示，根据本发明，阀元件2的形状类似于蘑菇，其由大致半球形的上半部分和一个柱形的、外径较小的下半部分组成。滑动销3是一个圆柱形销，其在全长上具有相同的直径。该销端部所在的滑动孔31的端部被制成一个扩张部分3a，其直径大于滑动直径，且一个节流阀部分32在其上开口。一个阀弹簧24布置在阀元件21内，且支承在阀元件21的底部和阀元件的类似于凸缘伸出的上半部分之间。
在该实施例的这种构形中，高压侧阀座直径可以做的比较小，因为阀弹簧24不布置在高压侧阀座23的上游通道中。这使得可以减小闭合高压侧阀座23所必需的驱动力。此外，和前述实施例一样，滑动直径小于或等于高压侧阀座直径，从而高压侧阀座23的关闭载荷可以被进一步减小，从而提高能量效率。此外，在本实施例中，高压侧阀座直径小于或等于低压侧阀座直径。在前述实施例中，为了增加喷嘴关闭速度要增加高压侧阀座直径，然而这不是限制性的。和本实施例一样，高压侧阀座可以做的小于或等于低压侧阀座，从而可以有效利用压电致动器6的输出特性，其在低压侧阀座22附近产生较高的力。
此外，如图7所示，根据本实施例，控制室4和阀室21之间的连通通道41可作为一个节流阀，其开口面积小于低压侧阀座22的开口面积。这可以抑制控制室4的压力变化，从而在开启喷嘴针阀5时抑制振动。
和前述实施例一样，当用压电致动器6来作为致动器时，位移极小。这样，可以采用具有大直径的第一活塞62和小直径第二活塞64相结合的液压传动系统61，其能使动力传递更有效率。
可以使用任意装置作为致动器，只要它在通电时能产生位移即可。除了在前述各实施例中采用的压电致动器，也可以使用磁致伸缩体或类似装置。