【発明の詳細な説明】
流体のための調量装置
欧州特許第２１８８９５号明細書においては、液体またはガスの調量のための
調量弁が記載されている。この調量弁は直接噴射式のディーゼルエンジンおよび
これに類似のもののような内燃機関に設けられた燃料噴射系のための噴射弁とし
て役立つ。制御電圧作用下で長さ可変のピエゾ圧電スタックが、一方の端部で弁
ニードルに結合されており、他方の端部で、液体を充填された減衰室を仕切る減
衰ピストンに結合されている。この減衰ピストンはピエゾ圧電スタックに向いて
摺動可能に案内されている。ピエゾ圧電スタックが迅速な作業行程を行うと、こ
のことは、弁ニードルの摺動を生ぜしめる。弁が外方に向かって開く。ピエゾス
タックの切換え時間が短い場合には、減衰ピストンと減衰室との間のギャップか
ら成る絞り作用のあるリングギャップを介して減衰室から液体が押出されない。
これによりこの減衰ピストンは固定の受けを形成する。これに対して、エンジン
内の温度が増大することによリピエゾ圧電スタックの長さに変化が生じると、こ
の変化が減衰ピストンによって補償される。ピエゾ圧電スタックと弁ニードルと
の行程変換は行われないので、ニードル行程はピエゾ圧電スタックの長さ変化に
応じ
て制限される。この長さ変化はほぼ２０μｍが典型的である。
英国特許出願公開第２１９３３８６号明細書においてはピエゾ圧電性のアクチ
ュエータが記載されている。この明細書に記載されているように、噴射機構をア
クチュエータに対して直交方向に取付けることができる。ピエゾ圧電スタックは
、圧力油を内部に充填されたベローズに圧着する。このベローズの突き棒面は、
運動させようとするタペットの端面よりも大きいので、このタペットはピエゾ圧
電スタックよりも大きな行程を行う。温度変動によるピエゾ圧電スタックの不所
望の長さ変化は、ピエゾスタックの意図的な制御と同様に、タペットのずれをも
たらす。従ってこのタペットの位置は常に正確に規定されている訳ではない。こ
のベローズのダイヤフラムは、作業運動中に、タペットの運動方向に対して直交
方向に固有の運動を行う。このような固有運動は、最大作業周波数に制限作用を
及ぼすことになる。
噴射弁の直線的な作業範囲および調量精度は、最小噴射量に対する最大噴射量
の商、すなわち動的範囲（Dynamikbereich）によって特性付けられている。これ
は、弁特性が直線的な補償線から例えば５％を超えてずれることがないような範
囲である。汎用の電磁駆動式噴射弁はその原理に起因して（電磁石の誘導性、可
動の質量）、ほぼ５〜１０オーダの小さな動的範囲を
有している。すなわち、直線的な作業範囲において、最大開放時間が１０ｍｓの
場合、１〜２ｍｓよりも短い開放時間は可能ではない。最小調量燃料量が１〜２
ｍｓの開放時間によってもたらされるので、正確な空気比λは、特にエンジンの
非定常の運転状態や部分負荷範囲やアイドリングにおいては維持することができ
ない。
このために必要となる、吸込空気への最小燃料量の正確な調量は、５０〜１０
０の著しく大きな動的範囲を備えた、内方に向かって開放する噴射弁、すなわち
、０．１〜０．２ｍｓの範囲の極めて短い開閉時間を有する弁を必要とする。さ
らに弁ニードルから、温度変動のような不都合な影響が回避されなければならな
い。
このような課題は請求項１に記載の装置により解決される。
本発明の有利な構成は、請求項２以下に記載された特徴により得られる。
本発明により得られる利点は主として、正確な燃料調量と、現代の機関コント
ロールコンセプトに関連した改善された混合物生成とによって、排ガスエミッシ
ヨンとエンジンのための燃料消費量とが著しく減じられ、運転特性が一般に改善
される。
迅速かつ強力なピエゾ圧電式、磁歪式または電歪式のアクチュエータと油圧系
とを組合わせることにより、高い動的特性を有する、コンパクトな、行程の長い
、
しかも低摩耗性の、運転確実な駆動装置を実現することができる。このような駆
動装置は、ｆ＞５００Ｈｚの高い運転周波数とｔon，ｔoff＜０．１ｍｓの開閉
時間とを可能にする。以下の実施例に示すように、この駆動装置は、特に、極め
て正確に調量する燃料噴射弁を構成するのに適している。極めて短い開閉動作に
よって、極めて正確に規定された噴流形成および噴流途絶が行われる。
以下に本発明の実施例を図面につき詳しく説明する。
第１図は、内方に向かって開く噴射弁の原理上の構造を示している。
第２図は、押圧ピストンに組込まれたストッパを備えた噴射弁を示している。
第３図は、プッシュ・プル原理に基づき作業する弁を示している。
第４図は、押圧ピストンとケーシングとの間にシール部材が取付けられたプッ
シュ・プル原理に基づき作業する弁を示している。
第５図は、行程ピストンと押圧ピストンとの間にシール部材が取付けられてい
るような、プッシュ・プル原理に基づき作業する弁を示している。
第６図は、押圧ピストンとケーシングとの間に別のシール部材を備え、かつ別
のプレッシャオイル接続部を備えた第５図に相当する図である。
第７図は、密に分離された各室を有する弁を示して
いる。なおドリフト補償が押圧ピストンの上面に設けられた孔を介して行われる
。
第８図は、ドリフト補償孔が押圧ピストンの側方に位置しているような、第７
図に相当する図である。
第９図は、行程変換ファクタを規定する、室（ＫＡ１）に向いた側における行
程ピストン面に対する押圧ピストン面の比が、室（ＫＡ２，ＫＡ３）に向いた側
における前記両ピストンの面の比と等しいような、プッシュ・プル原理に基づい
た弁を示している。
第１図に示された燃料噴射弁の主要な構造上の特徴は以下の通りである。
−油圧式行程変換器が使用されている。
−駆動エレメントとしてピエゾ圧電アクチュエータ、有利には多層ピエゾ圧電ス
タック、または磁歪アクチュエータ、または電歪アクチュエータが役立つ。
−球面円板・円錐ソケットとから成るユニットにピエゾ圧電アクチュエータが支
承されている。
−皿ばねによってピエゾ圧電スタックが機械的に予荷重をかけられている。
−押圧ピストンのための戻しエレメントとして皿ばねが同時に使用されている。
−誤差補償装置が組込まれている。
−圧力油のキャビテーション作用を効果的に抑制する。
−運動方向逆転、すなわち駆動エレメントおよび被駆動エレメントが反対方向に
運動するように形成されて
いる。
−押圧ピストンに行程ピストン用のシリンダ孔が組込まれている。
−圧力油と燃料との混合を阻止するための手段が設けられている。
−コンパクトで軸線方向対称的な、かつ質量の少ない構造である。
−ピストン外面が凸面状の湾曲を有している。
−ガス圧負荷式アキュムレータが使用されている。
このような弁の機能形式および構造が例えば第１図に示されている。駆動エレ
メントとして、コンパクトなピエゾ圧電アクチュエータＰが役立つ。このピエゾ
圧電アクチュエータは、ケーシング側で補償支承部ＬＡに支承されており、駆動
側では押圧ピストンＤＫに作用する。ピエゾ圧電アクチュエータの専用の球面円
板状の補償支承部ＬＡは、アクチュエータ両端面が互いに平行でない場合でも、
ピエゾ圧電アクチュエータＰが押圧ピストンＤＫとケーシングに設けられた補償
支承部ＬＡとに確実に全面的に当付けられる。これにより、行程ロスが阻止され
る。押圧ピストンＤＫを戻し、かつスタック状のピエゾ圧電アクチュエータＰの
機械的な予荷重を生ぜしめるために、押圧ピストンＤＫとケーシングＧＨとの間
に取付けられた強力な皿ばねＴＦが役立つ。押圧ピストンＤＫは、ケーシングＧ
Ｈの対応する円筒形孔と一緒に油圧室ＫＡ１を形成し
ている。油圧室ＫＡ２は、押圧ピストンＤＫに設けられた孔と行程ピストンＨＫ
とによって形成されている。ピエゾ圧電アクチュエータＰが押圧ピストンＤＫを
油圧室ＫＡ１内に制御することにより生ぜしめられた液体力が、行程変換および
運動方向逆転を目的にして、小面積の行程ピストンＨＫに作用する。この行程ピ
ストンは、シールされて組付けられた弁ニードルＶＮに結合されている。このよ
うな弁ニードルＶＮと行程ピストンＨＫとは一緒にタペットを形成している。行
程ピストンの摺動により、弁ニードルＶＮは弁ヘッドＶＫに設けられたシール座
部ＤＳから持上げられ、弁が開かれる。このことはピエゾ圧電アクチュエータＰ
の電気的な制御によって達成される。このピエゾ圧電アクチュエータの伸びが押
圧ピストンＤＫに伝達され、これにより、このピエゾ圧電アクチュエータは油圧
室ＫＡ１において正圧を生ぜしめる。圧力油によって行程ピストンＨＫに伝達さ
れる力が、閉鎖ばねＲＦによって加えられた閉鎖力を超えると、弁皿がシール座
部から持上がり、弁が開かれる。燃料は燃料供給部ＫＲＺを介して噴射開口ＥＯ
に向かって流れる。噴射動作を終了させるためには、ピエゾ圧電スタックＰが放
電される。これにより油圧的な力によって、弁ニードルＶＮは弦巻ばねＲＦによ
って助成されて、再びシール座部ＤＳに圧着し、弁が閉じられる。この圧縮弦巻
ばねＲＦは付加的に、弁が非制御状態で閉じられている
ことを保証する。第１図に示された油圧式駆動装置はコンパクトな構造を有して
いる。行程変換および運動方向逆転は、適応誤差補償に簡単な形式で連動する。
油圧域は完全にカプセル化され、シールされたタペット貫通部ＳＤによって燃料
回路から分離されている。圧力油の小さなロスを補償するためには、圧力油リザ
ーバが駆動装置に組込まれていることが望ましい。さらに、キャビテーション作
用を抑制するためには、圧力油を静的正圧より下回るようにすると有利である。
このためにはアキュムレータＳＰが役立つ。付加的に、弦巻ばねＲＦが存在する
行程ピストンＨＫの領域で、行程ピストンＨＫによって押退けられる液体のため
の補償容積として油圧室ＫＡ２が設けられていなければならない。
駆動装置を温度の影響や製造誤差に左右されないようにする適応誤差補償装置
は、行程ピストンＨＫと押圧ピストン孔との間に設けられた、油圧室ＫＡ１と油
圧室ＫＡ２相互間の低速の液体交換を可能にする毛管ギャップＫＳから成ってい
るので、例えば温度に起因した、圧力油の容積変化によって油圧室ＫＡ１と油圧
室ＫＡ２相互間に静的差圧が生じることはない。この毛管ギャップ（通路）ＫＳ
は、使用された圧力油の粘性に合わせて調整されて、いずれの場合にも数分まで
の最大開放時間が全作業温度範囲にわたって保証されるようになっている。
弁ニードル行程の制限には、２つのストッパが役立つ。上側のストッパは弁ヘ
ッドＶＫに設けられたシール座部ＤＳによって形成されている。弁ニードルＶＮ
の下側のストッパＵＡは、第１図に示したように油圧室ＫＡ１の外部に配置され
ているか、または、第２図に示したように押圧ピストンＤＫに組込まれていても
よい。この後者の場合の利点は、下側のストッパＵＡを同時にシール座部ＤＳと
しても形成することができることである。これにより、弁が開かれたときに、油
圧室ＫＡ１から圧力油が毛管ギャップＫＳを介して油圧室ＫＡ２内に流出するの
が阻止される。これにより極めて長い開放時間を実現することができ、毛管ギャ
ップＫＳの寸法および圧力油の粘性を設定しかつ調整するための一層大きな余裕
が得られる。
第３図に示されたプッシュ・プル原理に基づく両方向性の駆動装置により、キ
ャビテーション作用を有効に回避することができる。油圧室ＫＡ１と、押圧ピス
トンＤＫとケーシングＧＨとピエゾ圧電アクチュエータＰとを形成する油圧室Ｋ
Ａ３とには、同じ圧力油、有利にはオイルが完全に充填されている。油圧室ＫＡ
２として示された容積は、孔ＢＨを介して下側の油圧室ＫＡ３に連通している。
ピエゾ圧電スタックＰの制御時における押圧ピストンＤＫの変位が、油圧室ＫＡ
１においては正圧を生ぜしめ、油圧室ＫＡ３においては負圧を生ぜしめるので、
行程ピストンＨＫと、これ
に結合された弁ニードルＶＮとの両方向の駆動が行われる。
押圧ピストンＤＫと行程ピストンＨＫとは、油圧室ＫＡ１，ＫＡ２，ＫＡ３と
一緒に、機械的に結合された２つの行程変換器を形成している。これらの行程変
換器は、第３図に示した実施例の場合、異なる変換比を有している。妨げのない
運転のためには、油圧式の両行程変換器のうちの一方、一般的には変換比が小さ
めの行程変換器に、圧縮ばねまたは特にアキュムレータＳＰが組込まれなければ
ならない。さらにこのようなアキュムレータは機能的に見て、既に第１図に示さ
れたアキュムレータＳＰに相当する。すなわち、このアキュムレータは圧力油や
機械的な組込み部やケーシングＧＨの、温度に起因する膨張動作を補償し、キャ
ビテーション作用を最小にするために内部の静的正圧を維持するようになってい
る。このようなアキュムレータＳＰはケーシング壁厚を局部的に減じることによ
り、ばね圧またはガス圧で負荷されたダイヤフラムまたはゴムブラダの形で、ま
たは閉鎖されたセル状の耐油性で弾性的な発泡材によって実現することができる
。アキュムレータは文献から十分に公知である。アキュムレータＳＰが十分な容
積を有していると、第３図に示した付加的なプレッシャオイル接続部は省くこと
もできる。
第３図には、押圧ピストン上面に設けられた凹部が
符号ＳＫで示されている。このように半径方向に配置された流れ補償通路は、皿
ばねＴＦと押圧ピストン上面とによって閉鎖されたオイル容積の液体交換を可能
にし、圧縮作用の回避に役立つ。このためには、皿ばねＴＦが穿孔されてもよい
。
プッシュ・プル駆動装置の特に有利な特性はピストン有効面積の拡大である。
これにより、圧力ピークが減じられ、例えばケーシングＧＨの撓みまたは毛管ギ
ャップＫＳに基づく補償動作による装置のロスが減じられる。これにより原理的
には駆動装置をさらに小さくすることができる。第１図に示した原理と比べて得
られるこのような駆動原理の利点は、動的特性の改善と、対称的な開閉特性と、
油圧室ＫＡ１，ＫＡ２の簡略化されたシール部材である。シール部材の簡略化は
、可動部分として外方に向かってシールされなければならないのは弁ニードルＶ
Ｎだけであるという理由から可能である。弁ニードルＶＮの行程は一般に小さい
ので、この個所にはダイヤフラムシール部材が使用されてもよい。さらにピエゾ
セラミックスに注油することにより一層高い電圧強度が得られ、圧力油にアクチ
ュエータを浸入することにより、発生するロス熱の効果的な導出が得られるので
有利である。
ピエゾ圧電アクチュエータＰのための電気的な接続部は、ケーシング壁に設け
られた耐圧性の電気的な線路貫通部ＬＤを通って外方に向かって案内されている
。
高い流れ抵抗を有する毛管ギャップＫＳ１，ＫＳ２によって両油圧室ＫＡ１，
ＫＡ２を接続することにより、誤差補償装置が既に述べた形式で駆動装置に組込
まれている。押圧ピストンＤＫとケーシングＧＨとの間に、第３図に示したよう
な毛管ギャップＫＳ２が位置している。この場合、摩耗の恐れのあるシールエレ
メントを全て省くことができる。全作業温度範囲にわたって最大開放時間を保証
するために、ギャップジオメトリと圧力油の粘性とを適宜に設定し互いに調整し
なければならない。
油圧室のうちの１つにアキュムレータＳＰを組込むのに加えて、温度に起因す
る圧力油容積変化を補償し、漏れロスを補償し、さらにキャビテーションを阻止
するために、両油圧室ＫＡ１，ＫＡ３のうちの少なくとも一方が高い流れ抵抗を
介してプレッシャオイルリザーバに接続されてよい。このために必要な流れ抵抗
の寸法設定には、誤差補償装置のための流れ抵抗の寸法設定と同じ基準が当て嵌
まる。すなわち、この流れ抵抗は圧力油の粘性に合わせられて、最大開放時間が
全作業温度範囲を超えて達成され、かつ駆動装置の動的特性が損なわれないよう
になっている。このような接続部は、例えば押圧ピストンシール面もしくは押圧
ピストン摺動面の領域に設けられた小さな半径方向のケーシング孔によって形成
されてよい。オイルリザーバとしては、いずれの場合にも設けられているエンジ
ン
プレッシャオイル回路が適している。アキュムレータまたはこれに類似のものが
組込まれた、閉じられた小さな容器によってプレッシャオイルを実現することも
可能である。このような容器は、弁ケーシングＧＨに直接的に組込まれてもよい
。このような容器を使用するためには、十分に専門文献から公知のような低慣性
のガス圧負荷式アキュムレータが特に有利である。
誤差補償のためには、第７図に示すように、唯１つの接続通路ＢＤが毛管ギャ
ップＫＳ１，ＫＳ２の代わりに、油圧室ＫＡ１；ＫＡ３の間に設けられていれば
十分である。押圧ピストンＤＫおよび／または行程ピストンＨＫを例えばＯリン
グＯＲでシールするような種々の可能性がある（第４図〜第７図に示す実施例参
照）。これにより、油圧室ＫＡ１，ＫＡ３相互間の圧力補償は速度を遅めて行わ
れる。これにより、寸法設定のための一層大きな余裕が得られる。誤差補償のた
めに十分に高い流れ抵抗を有する外側の接続導管を介して、油圧室ＫＡ１，ＫＡ
３相互間の低速の圧力補償が保証されていると、行程ピストンＨＫと押圧ピスト
ンＤＫととを同時にシールすることもできる。第７図に示したように、行程ピス
トンＨＫと押圧ピストンＤＫとがシールされて組込まれている場合、誤差補償に
必要な圧力補償が、油圧室ＫＡ１，ＫＡ３を互いに接続する、押圧ピストンの孔
ＢＤを介して実現することもできる。この場合、プレッシャオイル接続部は唯１
つで十分である。このような手段の、第３〜６図に示した変化実施例と比べて得
られる利点は、誤差補償に必要な油圧室ＫＡ１，ＫＡ３相互間の液体交換の速度
を、他のファクタの影響とは無関係に、補償孔ＢＤの直径および全長を介して極
めて正確に調節することができることである。第８図に示した実施例の場合、補
償孔ＢＤが付加的に押圧ピストンシール面もしくは押圧ピストン摺動面の領域に
位置している。これにより、極めて高い流れ抵抗を得ることができる。
第９図に示したような、弁ニードルの正確に両方向において対称的な駆動は、
両油圧行程変換器が同じ伝達比を有していることを前提としている。このことは
第３〜８図に示された実施例には当て嵌まらない。上側の行程変換比（油圧室Ｋ
Ａ１）に比べて、下側の行程変換比（油圧室ＫＡ２，ＫＡ３）は、押圧ピストン
の有効面積が小さくかつ行程ピストンの有効面積が大きいことに基づき小さい。
このような伝達比を増大し、上側の行程変換比の値に合わせることは、第９図に
示したように段状に形成された押圧ピストンＤＫによって可能である。圧縮作用
を回避するために、押圧ピストン段部とケーシングＧＨとによって形成された油
圧室ＫＡ４が、再びアキュムレータＳＰに接続されるか、またはプレッシャオイ
ル接続部ＺＤを介してエンジンプレッシャオイルに連通されなければならない。
このようなアキュムレータＳＰはケーシングＧＨもしくは
油圧室ＫＡ４に組込まれるか、または第９図に示したように、外部の補償容器に
よって実現することができる。アキュムレータＳＰが圧縮ばねとして小さな容積
で構成されている場合には、付加的な接続部が設けられていると有利である。ア
キュムレータが駆動装置の耐用寿命に合わせて構成された十分な容積を有してい
る場合には、外部のプレッシャオイル接続部は設けられなくてもよい。アキュム
レータ容積の寸法設定は、第１にタペット貫通部ＳＤのシール性に関連し、油圧
室ＫＡ１，ＫＡ２，ＫＡ３，ＫＡ４の絶対容積にも関連する。両変換比が同一で
あることによって、そうでない場合にはこれらの油圧室のうちの１つにおいて不
可欠であった内部のアキュムレータＳＰは設けられなくてよい。
このような油圧式駆動装置の場合、燃料が油圧媒体として使用されてもよい。
これにより例えばタペット貫通部ＳＤにおける構造を著しく簡単にすることがで
きる。燃料またはこの燃料に含有された炭化水素化合物の蒸気圧が増大するかも
しくは沸点が低下するにつれて、駆動装置の静的運転内圧は対応して高められな
ければならない。
上記実施例において適用することができる付加的な変化形は、Ｏリングシール
部材の代わりにダイヤフラムシール部材を設け、かつ、ピストンを凸面状に構成
することである。後者の手段により、構造の軸線方向
対称性と同心性とに対する要件が減じられる。
この装置の使用は、噴射弁の上記実施例に限定されるものではなく、一般に流
体のための調量装置として使用するのに適している。Detailed description of the invention Metering device for fluids EP 218895 describes a metering valve for metering a liquid or gas. This metering valve serves as an injection valve for fuel injection systems provided in internal combustion engines such as direct injection diesel engines and the like. A piezo-piezoelectric stack of variable length under the action of a control voltage is connected at one end to a valve needle and at the other end to a damping piston which separates a damping chamber filled with liquid. The damping piston is slidably guided towards the piezoelectric stack. When the piezo-piezo stack undergoes a quick working stroke, this causes sliding of the valve needle. The valve opens outward. When the switching time of the piezo stack is short, no liquid is pushed out of the damping chamber via the ring gap with the throttling action consisting of the gap between the damping piston and the damping chamber. The damping piston thus forms a fixed receptacle. On the other hand, if there is a change in the length of the piezo piezoelectric stack due to an increase in temperature in the engine, this change is compensated for by the damping piston. Since there is no stroke conversion between the piezo-piezoelectric stack and the valve needle, the needle travel is limited according to the change in length of the piezo-piezoelectric stack. This length change is typically about 20 μm. GB-A-2193386 describes a piezoelectric actuator. The injection mechanism can be mounted orthogonally to the actuator as described in this specification. The piezo piezo stack presses pressure oil onto the bellows filled inside. The tappet surface of the bellows is larger than the end surface of the tappet to be moved, so that the tappet has a larger stroke than the piezoelectric stack. Undesired changes in length of the piezo stack due to temperature fluctuations, as well as intentional control of the piezo stack, lead to tappet misalignment. Therefore, the position of this tappet is not always precisely defined. The diaphragm of the bellows performs a unique motion in a direction orthogonal to the motion direction of the tappet during the working motion. Such proper motion will have a limiting effect on the maximum working frequency. The linear working range and the metering accuracy of the injection valve are characterized by the quotient of the maximum injection quantity with respect to the minimum injection quantity, ie the dynamic range (Dynamikbereich). This is a range in which the valve characteristic does not deviate from the linear compensation line by, for example, more than 5%. Due to its principle (electromagnetic inductive, movable mass), the universal electromagnetically driven injection valve has a small dynamic range of the order of 5-10. That is, in a linear working range, if the maximum opening time is 10 ms, an opening time shorter than 1-2 ms is not possible. A precise air ratio λ cannot be maintained, especially in unsteady engine operating conditions, partial load ranges and idling, since the minimum metered fuel quantity is provided by an opening time of 1-2 ms. The precise metering of the minimum amount of fuel to the intake air required for this is an inward opening injection valve with a significantly large dynamic range of 50 to 100, i.e. 0.1. It requires a valve with a very short opening and closing time in the range of ~ 0.2 ms. Furthermore, from the valve needle, adverse effects such as temperature fluctuations must be avoided. Such a problem is solved by the device according to claim 1. Advantageous configurations of the invention are obtained by the features stated in the subclaims. The advantages gained by the present invention are primarily due to the precise fuel metering and the improved mixture production associated with modern engine control concepts, which significantly reduce exhaust gas emissions and fuel consumption for the engine, Properties are generally improved. Combining a quick and powerful piezo-piezoelectric, magnetostrictive or electrostrictive actuator with a hydraulic system, compact, long-stroke, low-wear, reliable operation with high dynamic characteristics The device can be realized. Such a drive enables high operating frequencies of f> 500 Hz and opening and closing times of t on , t off <0.1 ms. As shown in the examples below, this drive device is particularly suitable for constructing a fuel injection valve with a very precise metering. Very short opening and closing movements result in a very precisely defined jet formation and jet interruption. Embodiments of the present invention will be described below in detail with reference to the drawings. FIG. 1 shows the principle structure of an injection valve that opens inward. FIG. 2 shows an injection valve with a stopper incorporated in the pressure piston. FIG. 3 shows a valve working on the push-pull principle. FIG. 4 shows a valve operating on the push-pull principle with a sealing member mounted between the pressure piston and the casing. FIG. 5 shows a valve operating on the push-pull principle, in which a sealing member is mounted between the stroke piston and the pushing piston. FIG. 6 is a view corresponding to FIG. 5 in which another seal member is provided between the pressing piston and the casing, and another pressure oil connection portion is provided. FIG. 7 shows a valve having closely separated chambers. Note that drift compensation is performed via a hole provided on the upper surface of the pressing piston. FIG. 8 is a view corresponding to FIG. 7 in which the drift compensation hole is located on the side of the pressing piston. FIG. 9 shows the ratio of the pressure piston surface to the stroke piston surface on the side facing the chamber (KA1), which defines the stroke conversion factor, and the ratio of the two piston surfaces on the side facing the chamber (KA2, KA3). Shows a valve based on the push-pull principle, equal to The main structural features of the fuel injection valve shown in FIG. 1 are as follows. -A hydraulic stroke converter is used. Piezo piezo actuators, preferably multilayer piezo piezo stacks, or magnetostrictive actuators or electrostrictive actuators serve as drive elements. -The piezo piezo actuator is mounted in a unit consisting of a spherical disc and a conical socket. The piezo-piezoelectric stack is mechanically preloaded by the disc spring. -A disc spring is simultaneously used as a return element for the pressure piston. -The error compensator is incorporated. -Effectively suppress the cavitation effect of pressure oil. The direction of movement is reversed, ie the driving element and the driven element move in opposite directions. -The pressure piston incorporates a cylinder bore for the stroke piston. Means are provided to prevent mixing of the pressure oil and fuel. -Compact, axially symmetric and low mass structure. The outer surface of the piston has a convex curvature. -A gas pressure loaded accumulator is used. The functional form and construction of such a valve is shown, for example, in FIG. As a drive element, a compact piezoelectric actuator P serves. This piezo piezoelectric actuator is supported on the compensating bearing LA on the casing side and acts on the pressing piston DK on the drive side. The dedicated spherical disk-shaped compensation bearing portion LA of the piezo-piezoelectric actuator ensures that the piezo-piezoelectric actuator P covers the pressing piston DK and the compensation bearing portion LA provided on the casing even when the both end surfaces of the actuator are not parallel to each other. Be awarded. This prevents stroke loss. A strong disc spring TF mounted between the pressure piston DK and the casing GH serves for returning the pressure piston DK and for producing a mechanical preload of the piezo-electric actuator P in the form of a stack. The pressure piston DK forms with the corresponding cylindrical bore of the casing G H a hydraulic chamber KA1. The hydraulic chamber KA2 is formed by a stroke piston HK and a hole provided in the pressing piston DK. The liquid force generated by the piezo-piezoelectric actuator P controlling the pressing piston DK in the hydraulic chamber KA1 acts on the stroke piston HK of a small area for the purpose of stroke conversion and movement direction reversal. This stroke piston is connected to a valve needle VN which is sealed and assembled. Such a valve needle VN and the stroke piston HK together form a tappet. By the sliding of the stroke piston, the valve needle VN is lifted from the seal seat portion DS provided on the valve head VK, and the valve is opened. This is achieved by the electrical control of the piezoelectric actuator P 1. The extension of the piezo piezoelectric actuator is transmitted to the pressing piston DK, which causes the piezo piezoelectric actuator to generate a positive pressure in the hydraulic chamber KA1. When the force transmitted by the pressure oil to the stroke piston HK exceeds the closing force exerted by the closing spring RF, the valve disc is lifted from the seal seat and the valve is opened. The fuel flows towards the injection opening EO 2 via the fuel supply KRZ. In order to terminate the injection operation, the piezoelectric stack P is discharged. As a result, the valve needle VN is assisted by the coil spring RF by the hydraulic force, and is pressed against the seal seat portion DS again to close the valve. This compression coil spring RF additionally ensures that the valve is closed in an uncontrolled manner. The hydraulic drive system shown in FIG. 1 has a compact structure. Stroke transformation and motion direction reversal work in a simple manner with adaptive error compensation. The hydraulic region is completely encapsulated and separated from the fuel circuit by a sealed tappet penetration SD. In order to compensate for the small loss of pressure oil, it is desirable to have a pressure oil reservoir built into the drive. Furthermore, in order to suppress the cavitation effect, it is advantageous to make the pressure oil below the static positive pressure. The accumulator SP is useful for this purpose. In addition, in the region of the stroke piston HK in which the helical spring RF is present, a hydraulic chamber KA2 must be provided as a compensation volume for the liquid displaced by the stroke piston HK. An adaptive error compensating device that prevents the drive device from being affected by temperature influences and manufacturing errors is a low-speed liquid exchange between the hydraulic chamber KA1 and the hydraulic chamber KA2 provided between the stroke piston HK and the pressing piston hole. Because of the capillary gap KS that enables the static pressure difference, a static pressure difference is not generated between the hydraulic chamber KA1 and the hydraulic chamber KA2 due to a change in the volume of the pressure oil due to, for example, temperature. The capillary gap KS is adjusted to the viscosity of the pressure oil used so that in each case a maximum opening time of up to several minutes is guaranteed over the entire working temperature range. Two stops help limit the valve needle travel. The upper stopper is formed by a seal seat portion DS provided on the valve head VK. The lower stopper UA of the valve needle VN may be arranged outside the hydraulic chamber KA1 as shown in FIG. 1, or may be incorporated in the pressing piston DK as shown in FIG. . The advantage in this latter case is that the lower stopper UA can also be formed as the seal seat DS at the same time. This prevents pressure oil from flowing out of the hydraulic chamber KA1 into the hydraulic chamber KA2 via the capillary gap KS when the valve is opened. This allows an extremely long opening time to be achieved, which gives a greater margin for setting and adjusting the dimensions of the capillary gap KS and the viscosity of the pressure oil. With the bidirectional driving device based on the push-pull principle shown in FIG. 3, the cavitation effect can be effectively avoided. The hydraulic chamber KA1 and the hydraulic chamber K A3 forming the pressing piston DK, the casing GH and the piezoelectric actuator P are completely filled with the same pressure oil, preferably oil. The volume shown as the hydraulic chamber KA 2 communicates with the lower hydraulic chamber KA 3 via the hole BH. The displacement of the pressing piston DK during the control of the piezo-piezoelectric stack P causes a positive pressure in the hydraulic chamber KA 1 and a negative pressure in the hydraulic chamber KA 3, so that the stroke piston HK and the valve connected thereto are generated. Driving in both directions with the needle VN is performed. The pressure piston DK and the stroke piston HK together with the hydraulic chambers KA1, KA2, KA3 form two mechanically coupled stroke converters. In the case of the embodiment shown in FIG. 3, these stroke converters have different conversion ratios. For unhindered operation, the compression spring or in particular the accumulator SP must be integrated into one of the two hydraulic stroke converters, generally with a smaller conversion ratio. Further, such an accumulator functionally corresponds to the accumulator SP shown in FIG. That is, this accumulator is designed to compensate for the temperature-induced expansion of the pressure oil, the mechanical assembly, and the casing GH, and maintain the internal static positive pressure in order to minimize the cavitation effect. . Such an accumulator SP is realized by locally reducing the casing wall thickness, in the form of a diaphragm or rubber bladder loaded by spring or gas pressure, or by a closed cell oil-resistant elastic foam. can do. Accumulators are well known from the literature. If the accumulator SP has a sufficient volume, the additional pressure oil connection shown in FIG. 3 can be omitted. In FIG. 3, the concave portion provided on the upper surface of the pressing piston is indicated by reference numeral SK. The flow-compensating passages arranged radially in this way allow the liquid exchange of the oil volume closed by the disc spring TF and the upper surface of the pressing piston, which helps to avoid the compression effect. For this purpose, the disc spring TF may be perforated. A particularly advantageous property of push-pull drives is the expansion of the piston effective area. This reduces pressure peaks and reduces device losses due to compensating action due to deflection of the casing GH or capillary gap KS, for example. In principle, this makes it possible to make the drive device even smaller. The advantages of such a driving principle compared to the principle shown in FIG. 1 are the improved dynamic characteristics, symmetrical opening and closing characteristics and the simplified sealing of the hydraulic chambers KA1, KA2. A simplification of the sealing member is possible because only the valve needle V N has to be sealed outwards as a moving part. Since the stroke of the valve needle VN is generally small, a diaphragm seal member may be used at this position. Further, it is advantageous that by lubricating the piezoceramics, higher voltage strength can be obtained, and by immersing the actuator in the pressure oil, the generated heat loss can be effectively derived. The electrical connection for the piezo piezoelectric actuator P is guided outwards through a pressure-resistant electrical line penetration LD provided on the casing wall. By connecting the two hydraulic chambers KA1, KA2 by means of capillary gaps KS1, KS2 having a high flow resistance, an error compensator is incorporated in the drive in the manner already described. A capillary gap KS2 as shown in FIG. 3 is located between the pressing piston DK and the casing GH. In this case, it is possible to eliminate all sealing elements that may wear. In order to guarantee maximum opening times over the entire working temperature range, the gap geometry and the viscosity of the pressure oil must be set and adjusted accordingly. In addition to incorporating the accumulator SP in one of the hydraulic chambers, in order to compensate pressure oil volume change due to temperature, compensate for leakage loss, and further prevent cavitation, both hydraulic chambers KA1, KA3 At least one of them may be connected to the pressure oil reservoir via a high flow resistance. The flow resistance sizing required for this is subject to the same criteria as the flow resistance sizing for the error compensator. That is, this flow resistance is adapted to the viscosity of the pressure oil, the maximum opening time is achieved over the entire working temperature range and the dynamic characteristics of the drive are not impaired. Such a connection may be formed, for example, by a small radial casing bore provided in the region of the pressure piston sealing surface or the pressure piston sliding surface. An engine pressure oil circuit provided in each case is suitable as an oil reservoir. It is also possible to realize the pressure oil by means of a small closed container which incorporates an accumulator or the like. Such a container may be directly incorporated in the valve casing GH. For using such vessels, low-inertia gas pressure loaded accumulators, such as are well known from the specialist literature, are particularly advantageous. For the error compensation, it is sufficient that only one connecting passage BD is provided between the hydraulic chambers KA1; KA3 instead of the capillary gaps KS1, KS2, as shown in FIG. There are various possibilities for sealing the pressure piston DK and / or the stroke piston HK, for example with an O-ring OR (see the embodiment shown in FIGS. 4 to 7). Thereby, the pressure compensation between the hydraulic chambers KA1 and KA3 is performed at a slower speed. This provides a larger margin for dimensioning. If low speed pressure compensation between the hydraulic chambers KA1, KA3 is ensured via the outer connecting conduit, which has a sufficiently high flow resistance for error compensation, the stroke piston HK and the pushing piston DK are connected. It can be sealed at the same time. As shown in FIG. 7, when the stroke piston HK and the pressure piston DK are assembled in a sealed manner, the pressure compensation necessary for error compensation is achieved by the pressure piston hole connecting the hydraulic chambers KA1 and KA3 to each other. It can also be realized via BD. In this case, only one pressure oil connection is sufficient. The advantage of such a means compared with the variant embodiments shown in FIGS. 3 to 6 is that the speed of liquid exchange between the hydraulic chambers KA1, KA3 required for error compensation is influenced by other factors. Irrespective of the fact that the diameter and the total length of the compensation hole BD can be adjusted very accurately. In the case of the embodiment shown in FIG. 8, the compensating hole BD is additionally located in the region of the pressure piston sealing surface or the pressure piston sliding surface. Thereby, a very high flow resistance can be obtained. The exact symmetrical actuation of the valve needle in both directions, as shown in FIG. 9, assumes that both hydraulic stroke converters have the same transmission ratio. This does not apply to the embodiment shown in FIGS. The lower stroke conversion ratio (hydraulic chambers KA2, KA3) is smaller than the upper stroke conversion ratio (hydraulic chamber K A1) because the effective area of the pressing piston is small and the effective area of the stroke piston is large. It is possible to increase the transmission ratio and adjust it to the value of the upper stroke conversion ratio by the step-shaped pressing piston DK as shown in FIG. In order to avoid a compression effect, the hydraulic chamber KA4 formed by the pressure piston step and the casing GH must be connected to the accumulator SP again or to the engine pressure oil via the pressure oil connection ZD. I have to. Such an accumulator SP can be incorporated in the casing GH or the hydraulic chamber KA4, or can be realized by an external compensation container as shown in FIG. If the accumulator SP is constructed as a compression spring with a small volume, it is advantageous if an additional connection is provided. If the accumulator has a sufficient volume configured for the service life of the drive, the external pressure oil connection may not be provided. The dimension setting of the accumulator volume is firstly related to the sealing property of the tappet penetrating portion SD and is also related to the absolute volume of the hydraulic chambers KA1, KA2, KA3, KA4. Due to the same conversion ratio, the internal accumulator SP, which would otherwise be essential in one of these hydraulic chambers, may not be provided. In such a hydraulic drive, fuel may be used as the hydraulic medium. Thereby, for example, the structure of the tappet penetrating portion SD can be remarkably simplified. As the vapor pressure or the boiling point of the fuel or of the hydrocarbon compounds contained in it increases, the static operating internal pressure of the drive must be correspondingly increased. An additional variation that can be applied in the above embodiment is that a diaphragm seal member is provided instead of the O-ring seal member and the piston is convex. The latter measure reduces the requirement for axial symmetry and concentricity of the structure. The use of this device is not limited to the above-described embodiment of the injection valve, but is generally suitable for use as a metering device for fluids.