In der europäischen Patentschrift EP 0 218 895 Bl wird ein Zu- meßventil zur Dosierung von Flüssigkeiten oder Gasen beschrie¬ ben. Es dient als Einspritzventil für Kraftstoffeinspritzsy- steme in Brennkraftmaschinen, wie direkt einspritzende Diesel- motoren und dergleichen. Ein unter der Wirkung einer Steuer¬ spannung längenveränderlicher Piezostack, ist an seinem einen Ende mit der Ventilnadel und an seinem anderen Ende mit einem einen flüssigkeitsgefüllten Dämpfungsraum begrenzenden Dämp¬ fungskolben verbunden, der in Ausrichtung des Piezostacks ver- schieblich geführt ist. Führt der Piezostack einen schnellen

Arbeitshub aus, so bewirkt dies eine Verschiebung der Ventilna¬ del. Das Ventil öffnet nach außen. Bei kurzen Schaltzeiten des Piezostacks wird über den drosselnden Ringspalt, gebildet aus dem Spalt zwischen Dämpfungskolben und Dämpfungsraum keine Flüssigkeit aus dem Dämpfungsraum ausgeschoben. Der Dämpfungs¬ kolben stellt somit ein festes Widerlager dar. Auftretende Län¬ genänderungen im Piezostack infolge zunehmender Temperatur im Motor werden hingegen durch den Dämpfungskolben ausgeglichen. Da keine Wegtransformation zwischen Piezostack und Ventilnadel stattfindet, begrenzt sich der Nadelhub auf die Längenänderung des Piezostacks. Diese liegt typisch bei ca. 20 μm.

In der GB 2 193 386 A wird ein piezoelektrischer Aktuator be¬ schrieben. Es besteht die Möglichkeit, eine Einspritzmechanik, wie in der Schrift beschrieben, quer zum Aktuator anzubauen.

Ein Piezostack drückt auf einen Balg, der inseitig mit Hydrau- liköl gefüllt ist. Da die Stempelfläche des Balgs größer als die Stirnseite des zu bewegenden Stößels ist, führt dieser ei¬ nen größeren Hub als der Piezostack aus. Eine ungewollte Län-

genänderung des Piezostacks aufgrund von TemperaturSchwankungen führt ebenso wie die gezielte Ansteuerung des Piezostacks zur Verschiebung des Stößels. Die Lage des Stößels ist somit nicht immer exakt definiert. Die Membran des Balks wird während der Arbeitsbewegungen Eigenbewegungen quer zur Bewegungsrichtung des Stößels ausführen. Diese Tatsache wirkt sich begrenzend auf die maximal mögliche Arbeitsfrequenz des Ventils aus.

Der lineare Arbeitsbereich und die Dosiergenauigkeit eines Ein- spritzventils werden im allgemeinen durch die Angabe des Quoti¬ enten von maximaler zu minimaler Einspritzmenge, dem sog. Dyna¬ mikbereich gekennzeichnet. Dies ist der Bereich, in dem die Ventilcharakteristik von einer linearen Ausgleichsgeraden, z.B. um nicht mehr als 5% abweicht. Übliche elektromagnetisch ange- triebene Einspritzventile besitzen prinzipbedingt (Induktivität des Elektromagneten, bewegte Massen) kleine Dynamikbereiche in der Größenordnung von 5 bis 10, d.h. im linearen Arbeitsbereich sind bei maximalen Öffnungsdauern von 10 ms keine kürzeren Öff¬ nungsdauern als 1 bis 2 ms möglich. Da die kleinste dosierbare Kraftstoffmenge durch die minimale Öffnungsdauer von 1 bis 2 ms gegeben ist, ist die Einhaltung der korrekten Luftzahl λ insbesondere in instationären Betriebszuständen des Motors, im Teillastbereich und im Leerlauf nicht möglich.

Die hierfür notwendige genaue Zumessung auch kleinster Kraft¬ stoffmengen zur Ansaugluft erfordert ein nach innen öffnendes Einspritzventil mit einem erheblich größeren Dynamikbereich von 50 bis 100, d.h. ein Ventil mit extrem kurzen Öffnungs- und Schließzeiten im Bereich von 0,1 bis 0,2 ms. Zusätzlich ist der Ventilnadelhub von Störeinflüssen, wie Temperaturschwankun- gen zu befreien.

Die Aufgabe wird durch eine Vorrichtung gemäß dem Patentan¬ spruch 1 gelöst.

Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind durch die in den Unteransprüchen angegebenen Merkmale gekennzeichnet.

Die durch die Erfindung erreichten Vorteile sind im wesentli¬ chen darin zu sehen, daß durch eine exakte Kraftstoffdosierung und durch eine verbesserte Gemischbildung in Verbindung mit mo¬ dernen Motormanagementkonzepten, die Abgasemission und der Kraftstoffverbrauch für Motoren erheblich verringert und das Betriebsverhalten generell verbessert werden können.

Durch Kombination schneller und kräftiger piezoelektrischer, magneto- oder elektrostriktiver Aktoren mit einem hydraulischen System, können kompakte, langhubige und dabei verschleißarme und betriebssichere Antriebe mit hohen dynamischen Eigenschaf¬ ten realisiert werden. Ein derartiger Antrieb ermöglicht hohe Betriebsfrequenzen von f > 500 Hz und Öffnungs- und Schließzei¬ ten von t _ori t ₀ ff < 0,1 ms. Er eignet sich, wie in den folgen¬ den Ausführungsbeispielen dargestellt, u.a. zum Bau von sehr genau dosierenden Kraftstoffeinspritzventilen. Durch den sehr kurzen Öffnungs- bzw. Schließvorgang erfolgt ein sehr genau de¬ finierter Strahlaufbau bzw. Strahlabriß.

Im folgenden wird die Erfindung anhand der Zeichnungen näher erläutert.

Figur 1 zeigt den prinzipiellen Aufbau eines nach innen öffnen¬ den Einspritzventils.

Figur 2 zeigt das Einspritzventil mit einem in den Druckkolben integrierten Anschlag.

Figur 3 zeigt ein nach dem push-pull Prinzip arbeitendes Ven¬ til.

Figur 4 zeigt das nach dem push-pull Prinzip arbeitende Ventil mit einer zwischen Druckkolben und Gehäuse angebrachten Dich¬ tung.

Figur 5 zeigt das nach dem push-pull Prinzip arbeitende Ventil, wobei die Dichtung hier zwischen Hubkolben und Druckkolben an¬ gebracht ist.

Figur 6 entspricht Figur 5 jedoch mit einer weiteren Dichtung zwischen Druckkolben und Gehäuse und einem weiteren Druckölan- schluß. Figur 7 zeigt das Ventil mit hermetisch getrennten Kammern.

Der Driftausgleich erfolgt über eine Bohrung an der Oberseite des Druckkolbens.

Figur 8 entspricht Figur 7, jedoch befindet sich hier die Drif¬ tausgleichsbohrung seitlich am Druckkolben. Figur 9 zeigt das Ventil im push-pull Prinzip, wobei das den Hubtransformationsfaktor bestimmende Verhältnis von Druckkol¬ ben- zu Hubkolbenfläche auf der der Kammer (KAI) zugewandten Seite gleich groß ist, wie das Verhältnis der Oberflächen auf der den Kammern (KA2) und (KA3) zugewandten Seite.

Wesentliche konstruktive Merkmale eines solchen in Figur 1 dar¬ gestellten Kraftstoffeinspritzventils sind:

- die Verwendung eines hydraulischen Hubtransformators

- der als Antriebselement dienende Piezoaktor, vorzugsweise ein Multilayer-Piezostack oder auch magnetostriktive oder elektro- striktive Aktoren,

- die Lagerung des Piezoaktors in einer Kugelschei¬ ben/Kegelpfannenanordnung,

- die mechanische Vorspannung des Piezostacks mit einer Teller- feder,

- die gleichzeitige Verwendung der Tellerfeder als Rückstelle¬ lement für den Druckkolben,

- die Integration eines Toleranzausgleichmechanismus,

- die wirksame Unterdrückung von Kavitationseffekten in der Hy¬ draulikflüssigkeit,

- die Art und Weise der Bewegungsrichtungsumkehr, d.h. antrei¬ bendes und angetriebenes Element bewegen sich in entgegenge- setzte Richtungen,

-Integration der Hubkolbenzylinderbohrung in den Druckkolben.

- Maßnahmen zur Verhinderung der Vermischung von Hydrauliköl und Kraftstoff,

- der kompakte, axialsymmetrische und massearme Aufbau, - die konvexe Krümmung der Kolbenaußenflächen,

- die Verwendung von Gasdruckspeichern.

Die Funktionsweise und der Aufbau eines solchen Ventils sind beispielhaft in Figur 1 dargestellt. Als Antriebselement dient ein kompakter piezoelektrischer Aktor P, der sich gehäuseseitig an einem Ausgleichlager LA abstützt und antriebsseitig auf ei¬ nen Druckkolben DK wirkt. Die spezielle KugelScheibenlagerung LA des Aktors soll auch bei Nichtparallelität der Aktorendflä¬ chen eine ganzflächige Anlage des Piezoaktors P am Druckkolben DK und am Gehäuselager LA sicherstellen, wodurch Hubeinbußen vermieden werden. Zum Zurückstellen des Druckkolbens DK und zur mechanischen Vorspannung des Piezostacks P dient eine zwischen Druckkolben DK und Gehäuse GH angebrachte starke Tellerfeder TF. Der Druckkolben DK bildet mit einer entsprechenden Zylin- derbohrung des Gehäuses GH die Hydraulikkammer KAI. Die Hydrau¬ likkammer KA2 wird durch die Bohrung im Druckkolben DK und den Hubkolben HK gebildet. Die durch die Ansteuerung des Pie¬ zostacks P auf den Druckkolben DK in den Hydraulikkammer KA 1 erzeugten Flüssigkeitskräfte wirken zum Zwecke der Hubtrans- formation und der Bewegungsrichtungsumkehr auf einen kleinflä¬ chigeren Hubkolben HK, der mit einer gedichtet eingebauten Ventilnadel VN verbunden ist. Die Ventilnadel VN und der Hub¬ kolben HK bilden zusammen den Ventilstößel. Durch Verschiebung

des Hubkolbens kann die Ventilnadel VN vom Dichtsitz DS im Ven¬ tilkopf VK abgehoben und das Ventil geöffnet werden. Dies wird durch elektrische Ansteuerung des Piezoaktors P er¬ reicht, dessen Elongation auf den Druckkolben DK übertragen wird und der dadurch in der Hydraulikkammer KAI einen Überdruck hervorruft. Überschreiten die durch die Hydraulikflüssigkeit auf den Hubkolben HK übertragenen Kräfte die durch die Schließfelder RF ausgeübte Schließkraft, hebt der Ventilteller vom Ventildichtsitz ab und das Ventil ist geöffnet. Der Kraft- stoff fließt über die Kraftstoffzufuhr KRZ zur Einspritzöffnung EO. Zum Beenden des Einspritzvorgangs wird der Piezostack P elektrisch entladen. Durch hydraulische Kräfte wird die Ven¬ tilnadel VN daraufhin unterstützt durch die Spiralfeder RF, wieder gegen den Dichtsitz DS gedrückt und das Ventil geschlos- sen. Die Spiraldruckfeder RF stellt zusätzlich sicher, daß das Ventil im nicht angesteuerten Zustand geschlossen ist. Der in Figur 1 dargestellte hydraulische Antrieb zeichnet sich durch ein kompaktes Design aus. Die Hubtransformation und die Bewe¬ gungsrichtungsumkehr sind auf einfache Weise mit dem adaptiven Toleranzausgleich gekoppelt. Der Hydraulikbereich ist voll¬ ständig gekapselt und von dem Kraftstoffkreislauf durch eine gedichtete Ventilstößeldurchführung SD getrennt. Zum Ausgleich kleiner Hydraulikölverluste sollte ein Hydraulikölreservoir in den Antrieb integriert sein. Außerdem ist es zur Unterdrückung von Kavitationseffekten zweckmäßig, die Hydraulikflüssigkeit unter statischen Überdruck zu setzen. Dazu dient der Druckspei¬ cher SP. Zusätzlich muß in dem Bereich des Hubkolbens HK in dem sich die Spiralfeder RF befindet, ein Ausgleichsvolumen KA2 für die vom Hubkolben HK verdrängte Flüssigkeit vorhanden sein.

Der adaptive Toleranzausgleich der den Antrieb unabhängig von Temperatureinflüssen und herstellungsbedingten Toleranzen macht, besteht aus einem zwischen dem Hubkolben HK und der Druckkolbenbohrung vorhandenen Kapillarspalt KS, der einen

langsamen Flüssigkeitsaustausch zwischen Hydraulikkammer KAI und Ausgleichskammer KA2 ermöglicht, so daß sich beispielsweise durch temperaturbedingte Volumenänderungen der Hydraulikflüssigkeit keine statischen Differenzdrücke zwischen diesen beiden Kammern ausbilden können. Der Kapillarspalt (Kanal) KS kann dabei so auf die Viskosität der verwendeten Hy¬ draulikflüssigkeit abgestimmt werden, daß in jedem Fall maxi¬ male Öffnungsdauern von bis zu einigen Minuten über den gesam¬ ten Arbeitstemperaturbereich gewährleistet sind.

Der Begrenzung des Ventilnadelhubs dienen zwei Anschläge. Der obere Anschlag wird dabei durch den Ventilsitz DS im Ventilkopf VK gebildet. Der untere Anschlag UA der Ventilnadel VN kann, wie in Figur 1, außerhalb der Hydraulikkammer KAI gelegen oder, wie in Figur 2 gezeigt, auch in den Druckkolben DK integriert sein. Die zweite Möglichkeit besitzt den Vorteil, daß der un¬ tere Anschlag UA gleichzeitig als Dichtsitz DS ausgeführt sein kann. Bei geöffnetem Ventil wird dadurch das Ausströmen von Hy¬ draulikflüssigkeit aus der Hydraulikkammer KAI über den Ka- pillarspalt KS in die Ausgleichskammer KA2 verhindert. Hier¬ durch läßt sich eine sehr lange Öffnungsdauer realisieren und es besteht ein größerer Spielraum bei der Dimensionierung und Abstimmung von Kapillarspalt KS und Viskosität der Hydraulik¬ flüssigkeit.

Durch den in Figur 3 gezeigten doppelseitigen Antrieb nach dem Push-Pull-Prinzip, lassen sich Kavitationseffekte wirkungsvoll vermeiden. Die Hydraulikkammer KAI und die durch den Druckkol¬ ben DK, das Gehäuse GH und den Aktor P gebildete Kammer KA3, sind dabei mit derselben Hydraulikflüssigkeit, vorzugsweise einem Öl, vollständig gefüllt, wobei das als Ausgleichskammer KA2 bezeichnete Volumen über Bohrungen BH mit der unteren Hy¬ draulikkammer KA3 verbunden ist. Da die Auslenkung des Druck¬ kolbens DK bei Ansteuerung des Piezostacks P in der Hydraulik-

kammer KAI einen Überdruck und in der Hydraulikkammer KA3 einen Unterdruck erzeugt, erfolgt ein doppelseitiger Antrieb des Hub¬ kolbens HK und der mit diesem verbunden Ventilnadel VN.

Der Druckkolben DK und der Hubkolben HK bilden zusammen mit den Kammern KAI, KA2 und KA3 zwei mechanisch verbundene Hubtrans¬ formatoren, die bei dem in Figur 3 gezeigten Ausführungsbei- spiel, unterschiedliche Transformationsverhältnisse aufweisen. Für einen störungsfreien Betrieb muß daher in einem der hydrau- lischen Hubtransformatoren, im allgemeinen demjenigen mit dem kleineren Transformationsverhältnis, eine Druckfeder oder ins¬ besondere ein Druckspeicher SP eingebaut werden. Dieser Druck¬ speicher entspricht darüber hinaus in seiner Funktion dem schon in Figur 1 vorgestellten Druckspeicher SP, d.h. er soll tempe- raturbedingte Ausdehungsvorgänge der Hydraulikflüssigkeit, der mechanischen Einbauten und des Gehäuses GH kompensieren und im Hinblick auf die Minimierung von Kavitationseffekten den in¬ ternen statischen Überdruck aufrechterhalten. Ein solcher Druckspeicher SP kann durch lokale Verringerung der Gehäuse- Wandstärke in Form einer feder- oder gasdruckbelastete Membra¬ ne, einer Gummiblase oder mit Hilfe eines geschlossenzelligen ölbeständigen und elastischen Schaumstoffs realisiert werden. Druckspeicher sind aus der Literatur hinreichend bekannt. Bei hinreichendem Volumen des Druckspeichers SP kann auf den, in Figur 3 gezeigten zusätzlichen Druckölanschluß auch verzichtet werden.

In Figur 3 sind die an der Druckkolbenoberseite vorhandenen Vertiefungen mit SK bezeichnet. Diese radial angeordneten Strömungsausgleichskanäle ermöglichen den Flüssigkeitsaustausch zwischen dem, von der Tellerfeder TF und der Druckkolbenober¬ seite eingeschlossenen Ölvolumen und dienen der Vermeidung von Kompressionseffekten. Hierzu kann auch die Tellerfeder TF durchbohrt werden.

Eine besonders vorteilhafte Eigenschaft des Push-Pull-Antriebs ist die Vergrößerung der effektiven Kolbenflächen. Dadurch wer¬ den die Druckspitzen verringert und Verlustmechanismen, z.B. durch das Nachgeben des Gehäuses GH oder durch Ausgleichvor¬ gänge aufgrund der Kapillarspalte KS reduziert, womit grund¬ sätzlich die Möglichkeit besteht, den Antrieb weiter zu ver¬ kleinern. Vorteile dieses Antriebprinzips gegenüber dem in Fi¬ gur 1 beschriebenen Prinzip sind eine Verbesserung des dynami- sehen Verhaltens, ein symmetrisches Öffnungs- und Schließver¬ halten und eine vereinfachte Abdichtung der Druckkammern KAI und KA2, da nur die Ventilnadel VN als bewegtes Teil nach außen hin abgedichtet werden muß. Aufgrund der im allgemeinen ge¬ ringen Hübe der Ventilnadel VN kann an dieser Stelle aber auch eine Membranabdichtung eingesetzt werden. Vorteilhaft ist wei¬ terhin die höhere Spannungsfestigkeit durch Öltränkung der Piezokeramik und die effiziente Abführung der anfallenden Ver¬ lustwärme durch Einbettung des Aktors in das Hydrauliköl.

Die elektrischen Anschlüsse für den Piezoaktor P werden durch eine druckbeständige elektrische Leitungsdurchführung LD in der Gehäusewand nach außen geführt.

Durch die Verbindung der beiden Hydraulikkammern KAI und KA2 mittels der einem hohen Strömungswiderstand aufweisenden Kapil¬ larspalte KS1 und KS2 ist der Toleranzausgleich auf die schon beschriebene Art und Weise in den Antrieb integriert. Zwischen dem Druckkolben DK und Gehäuse GH befindet sich der Kapillar¬ spalt KS1. Zwischen dem Hubkolben HK und der Druckkolbenbohrung liegt der Kapillarspalt KS2, wie dies Figur 3 zeigt. In diesem Fall kann auf verschleißträchtige Dichtelemente ganz verzichtet werden. Zur Gewährleistung der maximalen Öffnungsdauer über den gesamten Arbeitstemperaturbereich müssen die Spaltgeometrien

und die Viskosität der Hydraulikflüssigkeit geeignet dimensio¬ niert und aufeinander abgestimmt werden.

Zusätzlich zum Einbau eines Druckspeichers SP in eine der Hy- draulikkammern kann zum Ausgleich temperaturbedingter Volumen¬ änderungen der Hydraulikflüssigkeit zur Kompensation von Lecka¬ geverlusten und zur Verhinderung von Kavitation zumindest eine der Hydraulikkammern KAI oder KA3 über einen hohen Strömungswi¬ derstand mit einem Druckölreservoir verbunden werden. Für die Dimensionierung des hierfür nötigen Strömungswiderstandes gel¬ ten die gleichen Kriterien wie für den Toleranzausgleich, d.h. er ist so auf die Viskosität der Hydraulikflüsεigkeit abzustim¬ men, daß die maximalen Öffnungsdauern über den gesamten Arbeit¬ stemperaturbereich hinweg erreicht werden und die Dynamik des Antriebs nicht beeinträchtigt wird. Eine solche Verbindung kann beispielsweise durch eine kleine radiale Gehäusebohrung GB im Bereich der Druckkolbendicht-, bzw. Druckkolbenlauffläche her¬ gestellt werden. Als Ölreservoir eignet sich der ohnehin vor¬ handene Motordruckölkreislauf. Es ist auch möglich, das Drucköl mit Hilfe eines kleinen geschlossenen Behälters mit integrier¬ tem Druckspeicher oder ähnlichem zu realisieren, wobei ein solcher Behälter auch direkt in das Ventilgehäuse GH integriert werden kann. Besonders vorteilhaft für diese Anwendung sind trägheitεar e Gasdruckspeicher, wie sie hinreichend aus der Fachliteratur bekannt sind.

Für den Toleranzausgleich reicht ein einziger Verbindungskanal BD anstelle der Kapillarspalte KS1 und KS2 zwischen den Hydrau¬ likkammern KAI bzw. KA3 aus wie dies Fig. 7 zeigt. Es bieten sich verschiedene Möglichkeiten an, den Druckkolben DK oder/und den Hubkolben HK, z.B. mit O-Ringen OR abzudichten (siehe die in den Fig. 4 bis 7 dargestellten Ausführungsbeispiele) . Hierdurch findet der Druckausgleich zwischen den Hy¬ draulikkammern KAI und KA3 verlangsamt statt. Damit besteht ein

größerer Dimensionierungsspielraum. Auch die gleichzeitige Abdichtung von Hubkolben HK und Druckkolben DK ist möglich, wenn für den Toleranzausgleich weiterhin über äußere Verbin¬ dungsleitungen mit hinreichend hohem Strömungswiderstand ein langsamer Druckausgleich zwischen den Hydraulikkammern KAI und KA2 gewährleistet ist. Wie Figur 7 zeigt, kann bei dem gedich¬ teten Einbau der Kolben HK und DK der für den Toleranzausgleich notwendige Druckausgleich auch über eine Druckkolbenbohrung BD, die die Hydraulikkammern KAI und KA2 miteinander verbindet, realisiert werden. In diesem Fall ist ein einziger

Druckölanschluß ausreichend. Diese Lösung hat gegenüber den aus den Figuren 3, 4, 5 und 6 ersichtlichen Varianten den Vorteil, daß die Geschwindigkeit des für den Toleranzausgleich notwendigen Flüssigkeitsaustausches zwischen den Hydraulikkam- mern KAI und KA3 unabhängig von anderen Einflußfaktoren sehr präzise über den Durchmesser und die Länge der Ausgleichsboh¬ rung BD eingestellt werden kann. Bei dem in Figur 8 darge¬ stellten Ausführungsbeispiel befindet sich die Ausgleichsboh¬ rung BD zusätzlich im Bereich der Druckkolbendicht-, bzw. Druckkolbenlauffläche. Dadurch läßt sich ein extrem hoher Strö¬ mungswiderstand erreichen.

Ein exakt doppelt symmetrischer Antrieb der Ventilnadel, wie in Fig. 9 gezeigt, setzt voraus, daß beide hydraulischen Hubtrans- formatoren dasselbe Übersetzungsverhältnis besitzen. Dies ist bei dem in den Figuren 3 bis 8 gezeigten Ausführungsbeispielen nicht der Fall. Gegenüber dem oberen Hubtransformationsver¬ hältnis (Hydraulikkammer KAI) , weist das untere Hubtransforma¬ tionsverhältnis (Hydraulikkammern KA2 und KA3) aufgrund der kleineren effektiven Druckkolbenfläche und der größeren Hub¬ kolbenfläche das kleinere Transformationsverhältnis auf. Eine Vergrößerung und Angleichung dieses Übersetzungsverhältnisses auf den Wert des oberen Hubtranεformationsverhältnisses ist auf die in Figur 9 gezeigte Art mit einem stufig gestalteten

Druckkolben DK möglich. Zur Vermeidung von Kompressionseffekten muß die durch die Druckkolbenstufe und das Gehäuse GH gebildete Kammer KA4 wieder mit einem Druckspeicher SP oder über dem Druckölanschluß ZD mit dem Motordruck verbunden werden. Dieser Druckspeicher SP kann in das Ventilgehäuse GH bzw. in die Kam¬ mer KA4 integriert oder auf die in Figur 9 gezeigte Art, mit Hilfe eines externen Ausgleichbehälters realisiert werden. Bei kleinvolumiger Auslegung des Druckspeichers SP als Druckfeder ist ein zusätzlicher Anschluß zweckmäßig. Bei einem hinreichen- den, auf die Lebensdauer des Antriebs ausgelegten Druckspei¬ chervolumen kann der externe Druckölanschluß auch entfallen. Die Dimensionierung des Druckspeichervolumens hängt dabei in erster Linie von der Dichtheit der Ventilstößeldurchführung SD und von den absoluten Kammervolumina KAI, KA2, KA3 und KA4 ab. Durch die identischen Transformationsverhältnisse kann der interne, in einer der Hydraulikkammern sonst unverzichtbare Druckspeicher SP entfallen.

Bei dem vorgestellten hydraulischen Antrieb kann auch Kraft- stoff als Hydraulikmedium verwendet werden. Dadurch sind we¬ sentliche Vereinfachungen im Aufbau, z.B. bei der Ventilstößel¬ durchführung SD möglich. Mit zunehmendem Dampfdruck bzw. abneh¬ mendem Siedepunkt des Kraftstoffs oder der in diesem enthalte¬ nen Kohlenwasserstoffverbindungen, muß der statische Betriebs- innendruck des Antriebs entsprechend erhöht werden.

Zusätzliche Variationen die bei den vorgestellten Ausführungs¬ beispielen anwendbar sind, bestehen in dem Ersatz der O-Ring- dichtungen durch Membrandichtungen und in der konvexen Ausfüh- rung der Kolben. Durch die letztgenannte Maßnahme können die Anforderungen an die Axialsymmetrie und die Zentrizität des Aufbaus gesenkt werden.

Die Anwendung der Vorrichtung beschränkt sich nicht auf das im vorigen beschriebene Beispiel des Einspritzventils, sondern ist allgemein für den Einsatz als Zumeßvorrichtung für Fluide ge¬ eignet.