【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は内燃機関に燃料を噴射するための燃料噴射弁構造に関する。
【０００２】
【従来の技術】
ディーゼルエンジンのコモンレール式燃料噴射装置では、コモンレールに蓄圧された燃料を燃料噴射弁の燃料供給路に供給し、燃料噴射弁の先端に形成した噴孔をノズルニードルで開閉して、筒内に燃料を噴射するようになっている。燃料供給路の燃料は噴射燃料として供されるとともに、ノズルニードルの後端面を室壁とするノズル制御室に導入され、ノズルニードルに閉弁方向の圧力を作用させる制御油として供される。ノズルニードルによる噴孔の開閉は、ノズル制御室に連通する弁室内に配設した制御弁によって制御され、制御弁が開弁してノズル制御室と低圧源とを連通させると、ノズル制御室から燃料が流出して圧力が低下しノズルニードルが離座する。制御弁が閉弁してノズル制御室と低圧源との間が遮断されると、導入される燃料によってノズル制御室の圧力が上昇してノズルニードルが着座する。
【０００３】
かかる燃料噴射弁の駆動部には、応答性の良好なピエゾアクチュエータを用いることができる（例えば、特許文献１等）。また、ピエゾアクチュエータは、変位が微小であることから、ピエゾアクチュエータの伸縮に伴い上下動する大径ピストンと、上記制御弁を駆動する小径ピストンを設けるとともに、これら大小ピストンの間に作動油を充填した油密室を設けてなる変位拡大機構が提案されている。この変位拡大機構を用いると、ピエゾアクチュエータの伸長による変位が油圧に変換された後、大小ピストンの径差に応じて増幅されるので、上記制御弁を駆動するのに必要な変位量を効率よく得ることができる。
【０００４】
【特許文献１】
特開平６−２８０７１１号公報
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、上記変位拡大機構を用いた燃料噴射弁において、ピエゾアクチュエータの収縮時に、大径ピストンがオーバーシュートにより微振動し、これに伴って油密室の圧力が微小変動する問題があった。すなわち、制御弁が閉弁した後で、油密室の圧力が再び上昇して小径ピストンに作用することになり、甚だしい場合には、制御弁を再開弁させてしまうおそれがある。このため、油密室の微小圧力変動を抑制し、意図しないタイミングで制御弁が再開弁するのを防止する手段が必要となっている。
【０００６】
なお、油圧室の圧力変動を抑制する手段としては、特許文献１に、ノズルニードルの着座に伴う容積拡大によりノズル背圧室で発生する圧力脈動が、これに連通する変圧室に至ってピエゾアクチュエータに作用するのを防止する構成が記載されている。しかしながら、この構成は、ピエゾアクチュエータの伸長時に、背圧室と変圧室を結ぶ流路面積が減少して絞り流路が形成されるようにするもので、ピエゾアクチュエータ収縮時の圧力変動への対応ではない。また、ピエゾアクチュエータが振動した場合には、絞り流路面積も変動するため、変圧室で生じた圧力変動は効果的に減衰されることなく伝わる上、構造も複雑となりやすい。
【０００７】
本発明は上記実情に鑑みなされたもので、大径ピストン駆動時のオーバーシュート等による、油密室の微小圧力変動を抑制し、意図しないタイミングで小径ピストンが作動して制御弁が再開弁するのを防止すること、そして、応答性および信頼性に優れる燃料噴射弁を提供することを目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
請求項１記載の発明において、燃料噴射弁は、燃料供給路から供給された燃料を噴射する噴孔が形成され、該噴孔の開閉がノズルニードルにより切り換え自在なノズル部と、上記ノズルニードルに閉弁方向の圧力を作用させるノズル制御室を有し、上記ノズル制御室と低圧通路の間を制御弁で開閉することにより、上記ノズル制御室と低圧通路との間を連通と遮断のいずれかの状態に切り換える背圧制御部と、上記制御弁を駆動する駆動部とを備える。
上記駆動部は、アクチュエータによって駆動される大径ピストンと、先端部が上記制御弁に当接してこれを押圧自在な小径ピストンと、これら２つのピストンの間に形成され作動油が充填される油密室を有しており、上記油密室は、上記大径ピストン側の第１の油密室と上記小径ピストン側の第２の油密室とに区画される。これら第１の油密室および第２の油密室は、絞りを介して連通し、かつ上記第１の油圧室の微小圧力変動により上記第２の油密室で生じる圧力変動が所定の閾値以下となるように、上記絞り径を設定している。
【０００９】
上記構成において、大径ピストンの振動により第１の油密室に微小圧力変動が生じても、第２の油密室との間に設けられる絞りにより減衰されるので、第２の油密室における圧力変動を抑制することができる。そして、絞り径を調整して、第２の油密室の圧力変動を、これに接する小径ピストンを作動させない所定の変動幅内に抑えれば、小径ピストンの振動を防止し、意図しない制御弁の再開弁といった不具合を防止できる。従って、高い信頼性と良好な噴射制御性を実現する。
【００１０】
請求項２記載の発明では、上記絞り径の上限値を、上記第１の油圧室の微小圧力変動により上記第２の油密室で生じる圧力変動の振幅と上記制御弁の開弁圧力を基に設定する。上記絞り径が大きくなると、上記第２の油密室で生じる圧力変動の振幅が大きくなり、これを基に上限値を設定することで、小径ピストンの作動を確実に防止できる。
【００１１】
請求項３記載の発明では、上記絞り径の下限値を、上記第１の油圧室の圧力変化に対する上記第２の油密室の圧力応答性を基に設定する。上記絞り径が小さければ、圧力変動は抑制されるが、通常の駆動時の応答性が低下するので、これを基に下限値を設定することで、良好な応答性を確保することができる。
【００１２】
請求項４記載の発明のように、具体的には、上記絞り径の設定範囲を０．２〜０．６ｍｍとするとよく、通常の燃料噴射弁であれば、この範囲で、上記効果が得られる。
【００１３】
請求項５記載の発明では、上記絞り長さを、上記絞り長さ（Ｌ）と上記絞り径（Ｄ）の比（Ｌ／Ｄ）が５より小さくなるように設定する。（Ｌ／Ｄ）が大きいとチョーク絞りとしての傾向が強くなって燃料温度の影響を受けやすくなり、また加工性も悪化するが、（Ｌ／Ｄ）が５より小さくなるように、上記絞り長さを設定することでこれを回避できる。
【００１４】
請求項６記載の発明では、上記絞り長さを０．５ｍｍ以上とする。これにより、絞り部の強度を確保することができる。
【００１５】
請求項７記載の発明では、上記絞りの端縁部に面取り加工を施す。これにより、バリやダレによる特性のバラツキを防止できる。
【００１６】
請求項８記載の発明では、上記アクチュエータをピエゾアクチュエータとする。応答性の良好なピエゾアクチュエータを用いることで、本発明の効果をより高めることができる。
【００１７】
【発明の実施の形態】
以下、図面に基づいて本発明の第１実施形態を説明する。図１は本発明の燃料噴射弁１の全体構成図で、ここでは、ディーゼルエンジンのコモンレール式燃料噴射装置への適用例として説明する。燃料噴射弁１は、ディーゼルエンジンの各気筒に対応して設けられ、共通のコモンレール （図略）から燃料の供給を受けるようになっている。コモンレールには燃料タンクの燃料が高圧サプライポンプにより圧送されて噴射圧力に相当する所定の高圧で蓄えられる。
【００１８】
燃料噴射弁１は、下端部のノズル部１０１が、図略の燃焼室内に突出するように取り付けられる。燃料噴射弁１の中間部は背圧制御部１０２、上端部は駆動部１０３を構成している。燃料噴射弁１はハウジング２を有し、ハウジング２内には上記各部１０１〜１０３を構成する各部品が収納されるとともに、コモンレールに連通する燃料供給路としての高圧通路１１、燃料タンクに連通する低圧通路１２等の通路が形成される。
【００１９】
ノズル部１０１は、ハウジング２の下端部内に形成した縦穴２１に、段付きのノズルニードル３を摺動自在に保持しており、ノズルニードル３の下半小径部の外周には環状の油溜まり室４１が形成されている。油溜まり室４１は常時高圧通路１１と連通しコモンレールからの高圧燃料が供給されている。縦穴２１の下方には、これに連なってサック部４２が形成され、サック部４２形成壁を貫通して燃料噴射用の噴孔４３が形成される。
【００２０】
ノズルニードル３は下端位置にある時に、円錐形の先端部がサック部４２と縦穴２１の境界の段部をシート部４４としてこれに着座し、サック部４２を閉じて油溜まり室４１から噴孔４３への燃料供給を遮断する。ノズルニードル３が上昇してシート部４４から離座し、サック部４２を開くと燃料が噴射される。
【００２１】
ノズルニードル３の上端面および縦穴２１の壁面により画成される空間は、ノズル制御室５としてある。ノズル制御室５は、オリフィス５２を介して高圧通路１１と常時、連通しており、また、オリフィス５１および弁室６１を介して高圧通路１１から制御油としての燃料が導入されて、ノズルニードル３の背圧を発生している。この背圧はノズルニードル３に下向きに作用して、ノズル制御室５内に収納されたスプリング３１とともにノズルニードル３を着座方向に付勢する。一方、油溜まり室４１の高圧燃料がノズルニードル３の段差面および円錐状の先端面に上向きに作用しノズルニードル３を離座方向に付勢している。
【００２２】
背圧制御部１０２は、弁室６１内に配設される３方弁構造の制御弁６を有し、ノズル制御室５はオリフィス５１を介して常時、この弁室６１と連通している。弁室６１は天井面の中央部に開口する低圧ポート６２および低圧室７５を介して低圧通路１２と連通しており、弁室６１の底面には、低圧ポート６２の直下位置に高圧通路１１と連通する高圧ポート６３が開口している。
【００２３】
制御弁６は上下動可能なピストン状で、弁室６１内に配設される大径の弁部６ａの下方に、高圧ポート６３に続く縦穴６６内を摺動するガイド部６ｂを有している。弁部６ａとガイド部６ｂをつなぐ細径部は高圧ポート６３内に位置し、その周囲の空間から弁室６１への高圧燃料が流入するようになっている。制御弁６の上昇時には、弁部６ａの上面が低圧ポート６２外周部の低圧側シート６４に着座し、弁室６１と低圧通路１２とを遮断する。これにより、ノズル制御室５がオリフィス５１、弁室６１を介して高圧通路１１と連通し、ノズルニードル３の背圧が上昇してノズルニードル３を下降、着座させる。
【００２４】
制御弁６の下降時には、弁部６ａの下部テーパ面が高圧ポート６３外周部の高圧側シート６５に着座し、弁室６１を高圧ポート６３と遮断する。これにより、ノズル制御室５がオリフィス５１、弁室６１を介して低圧通路１２と連通し、ノズルニードル３の背圧が低下してノズルニードル３が離座する。ここで、低圧側シート６４の径と、高圧側シート６５の径と、ガイド部６ｂが摺動する縦穴６６の径を略同径とすれば、制御弁６が低圧ポート６２を閉鎖した状態において、弁室６１内の高圧燃料が弁部６ａを上向きに付勢する力とガイド部６ｂを下向きに付勢する力とがほぼ釣り合い、燃料噴射時に弁部６ａを押し下げて低圧側シート６４から離座させるために必要な駆動力を小さくできる。
【００２５】
制御弁６のガイド部６ｂ下方の縦穴６６内には、スプリングが収容されて制御弁６を上方に付勢している。なお、縦穴６６底部側壁には低圧通路１２に通じル通路が開口し、縦穴６６内が密室となってダンパ力が生じないようになっている。これにより制御弁６の下方への移動が抑制されず、噴射開始時に弁部６ａが低圧側シート６４から速やかに離座する。
【００２６】
背圧制御部１０２は制御弁６が駆動部１０３により押圧駆動されることで、作動状態が切り換わるようになっている。駆動部１０３は、弁室６１の上方に形成した縦穴内に、上側から順にピエゾアクチュエータとしてのピエゾスタック７１、大径ピストンとしてのピエゾピストン７２、小径ピストンとしてのバルブピストン７４が同軸に配設されてなる。ピエゾピストン７２とバルブピストン７４は、縦穴内に配設したシリンダ形成部材８に設けたシリンダ内に摺動自在に保持される。ピエゾピストン７２とバルブピストン７４の間の空間は、油密室７３としてある。
【００２７】
ピエゾスタック７１はＰＺＴ等の圧電セラミック層と電極層とが交互に積層してコンデンサ構造を有する一般的なもので、積層方向すなわち上下方向を伸縮方向としており、図示しない駆動回路により充放電されるようになっている。ピエゾスタック７１には、ピエゾピストン７２の外周に設けられたピエゾスプリング７５により、ピエゾピストン７２を介して一定の初期荷重が印加されるようになっている。これにより、ピエゾピストン７２はピエゾスタック７１の伸縮に伴い、一体に上下動する。
【００２８】
バルブピストン７４は、ピン状の下端部が低圧ポート６２を貫通し、弁室６１内の制御弁６に当接している。低圧ポート６２に続く低圧室７６内に位置するバルブピストン７４の中間部外周には、フランジが形成され、該フランジとシリンダ形成部材８底面の間に配設したスプリングによって、バルブピストン７４が下方に付勢され、ピン状の下端部が制御弁６を押圧するようになっている。
【００２９】
ピエゾピストン７２とバルブピストン７４の間には、燃料が充填されて油密室７３を形成している。油密室７３は、ピエゾピストン７２の下方に設けられる第１の油密室であるピエゾ油密室７３ａとバルブピストン７４の上方に設けられる第２の油密室であるバルブ油密室７３ｃの２室に区画され、これら２室は、油密室絞り７３ｂを介して連通している。従って、ピエゾスタック７１が伸長してピエゾピストン７２を押圧すると、その押圧力がピエゾ油密室７３ａ、油密室絞り７３ｂ、バルブ油密室７３ｃの燃料を介してバルブピストン７４に伝えられる。
【００３０】
ここで、バルブピストン７４は、ピエゾピストン７２よりも小径としてあるので、ピエゾスタック７１の伸長量が拡大されて小径ピストン６４の上下方向の変位に変換される。油密室絞り７３ｂは、ピエゾピストン７２の微小振動によりピエゾ油密室７３ａに微小圧力変動が生じた時に、これを減衰し、バルブ油密室７３ｃの圧力変動でバルブピストン７４が作動するのを防止する。また、油密室絞り７３ｂを形成する際には、図２のように、油密室絞り７３ｂのピエゾ油密室７３ａ側の端縁部（上端縁）、バルブ油密室７３ｃの端縁部（下端縁）に面取り加工を行うことが望ましい。両端縁部に特に加工を施さない場合には、バリが発生したり、ダレの程度がばらついたりして、特性バラツキを生じやすいが、面取りによってバリ等をなくすことで、安定した特性を得ることが可能になる。油密室絞り７３ｂの径Ｄや長さＬの設定方法については後述する。
【００３１】
次に、上記構成の燃料噴射弁の作動を説明する。ピエゾスタック７１が放電状態で縮小しているときは、制御弁６は、弁室６１内の燃料圧力やスプリング力により上方に付勢されて、低圧側シート６４に着座し低圧ポート６２を閉鎖している。ノズル制御室５は低圧通路１２との間が遮断されて高圧となっており、ノズルニードル３が着座して噴射はなされない。この状態から、ピエゾスタック７１が充電され伸長するとピエゾピストン７２が押し下げられ、ピエゾ油密室７３ａの圧力を上昇させる。この圧力が油密室絞り７３ｂを介してバルブ油密室７３ｃに伝達され、バルブピストン７４を作動させて制御弁６を押し下げる。ここで、ピエゾスタック７１で発生する駆動力は、バルブ油密室７３ｃの圧力上昇により、弁室６１内の燃料圧力やスプリングの上向き付勢力に抗して制御弁６を低圧側シート６４から離座させ、さらに下方変位させて高圧側シート６５に着座可能な駆動力となるように設定される。これにより、制御弁６が高圧ポート６３を閉鎖し、ノズル制御室５が低圧通路１２に連通するため、ノズル制御室５の圧力が低下し、ノズルニードル３が離座して燃料噴射が開始される。
【００３２】
噴射停止時は、ピエゾスタック７１を放電により収縮させて、制御弁６への押し下げ力を解除する。すなわち、ピエゾピストン７２がピエゾスタック７１と一体になって上方へ変位するために、ピエゾ油密室７３ａの圧力が降下し、油密室絞り７３ｂを介して連通するバルブ油密室７３ｃの圧力も降下するために、バルブピストン７４による制御弁６の押し下げ力が解除される。この時、弁室６１内の燃料圧は低圧通路１２に通じる低圧ポート６２側が低圧となっており、また、高圧側シート６５の径が、ガイド部６ｂが摺動する縦穴６６の径よりも若干大きくしてあれば、高圧ポート６３の高圧力とスプリング力によって、制御弁６には全体としては上向きの力が作用し、高圧側シート６５から離座するとともに再び低圧側シート６４に着座する。これにより、ノズル制御室５の燃料圧力が上昇するため、ニードル３が着座し噴射が停止する。
【００３３】
ところで、ピエゾスタック７１の伸縮によりピエゾピストン７２を駆動する際に、ピエゾピストン７２がオーバーシュートして振動することがある。これを図３（ａ）に示す。図中、ピエゾピストン変位は初期位置（ピエゾスタック収縮時）からの変位量である。この時、油密室絞り７３ｂが形成されていない場合には、ピエゾ油密室７３ａとバルブ油密室７３ｃの境界が明確でなく、両室の圧力は同じになる。従って、図３（ｃ）のように、ピエゾピストン７２の変位に追従して両室の圧力も変化し、ピエゾピストン７２の変位がオーバーシュートにより振動する場合には、両室の圧力も大きく振動することになる。特に、ピエゾスタック７１の収縮時には、ピエゾピストン変位量の減少とともに油密室７３圧力が低下し、バルブピストン７４および制御弁６が上昇して、制御弁６の開弁圧力以下となると制御弁６が低圧側シート６４に着座するが、油密室７３の圧力変動が大きいと、再び制御弁６の開弁圧力を超えて、制御弁６を再開弁させてしまう。
【００３４】
これに対し、本発明では、油密室絞り７３ｂを設けたことにより、図３（ｂ）のように、ピエゾピストン７２の変位がオーバーシュートにより振動し、ピエゾ油密室７３ａの圧力が大きく変動した場合でも、バルブ油密室７３ｃの圧力変動を抑制することができる。この振動低減効果は、油密室絞り７３ｂの径によって決まり、油密室絞り７３ｂの径を適正な値にすることにより、バルブ油密室７３ｃの圧力変動を小さくして、バルブ油密室７３ｃの圧力が制御弁６の開弁圧力以下となるようにすることができる。言い換えれば、油密室絞り７３ｂの径を、ピエゾスタック収縮時のバルブ油密室７３ｃの圧力変動により、制御弁６が再開弁しないように設定すればよい。
【００３５】
具体的には、図４（ａ）において、油密室絞り７３ｂによりバルブ油密室７３ｃの圧力変動が小さくなり、その振動の振幅ｂは、油密室絞り７３ｂのない場合の振動の振幅ａに対し大幅に低減する。油密室絞り７３ｂの径と振動の振幅ｂの関係は図４（ｂ）のようになり、絞り径が小さくなるほど振幅ｂが小さくなり、圧力変動の抑制効果が高くなる。ただし、油密室絞り７３ｂを設けることにより、ピエゾピストン７２駆動時の圧力応答性が低下する傾向にあり、図４（ａ）のように、最大圧力の９０％に達するまでの時間（応答遅れ）が長くなる。油密室絞り７３ｂの径と応答遅れの関係は図４（ｂ）のようになり、絞り径が大きくなるほど応答性が向上する。そこで、絞り径の適用可能範囲を、応答遅れ（下限値）と振動の振幅ｂ（上限値）を基に設定する。通常の内燃機関用燃料噴射弁であれば、ピエゾピストン７２径は、およそφ４〜１０ｍｍ程度であり、また、バルブピストン７４径は、およそφ２〜８ｍｍ程度であることから、この場合には、油密室絞り７３ｂ径を、φ０．２〜０．６ｍｍ程度の範囲とすることが好ましい。絞り径が０．２ｍｍより小さいと必要な応答性が得られず、また、０．６ｍｍより大きいと、圧力変動を抑制する効果が小さくなる。
【００３６】
また、油密室絞り７３ｂの長さについて、図５を用いて説明する。図５（ｂ）のように、絞り部の強度と絞り穴加工性は反比例の関係にあり、絞り長さが長くなるほど絞り部の強度は向上するが、絞り長さが長いと、絞りを形成するための穴の加工が難しくなる。また、図５（ａ）のように、絞り長さをＬ、絞り径をＤとした時、これらの比率（Ｌ／Ｄ）が大きくなると、絞り抵抗が流体粘性の影響を受けやすくなる。これは、一般に、図６に示すように、（Ｌ／Ｄ）が大きいと、オリフィス絞りからチョーク絞りとなり、流量計算式が異なってくることによる。図中に示すように、オリフィス絞りの流量計算式（２）に含まれる密度ρは、温度による変化が小さいが、チョーク絞りの流量計算式（１）に含まれる粘性係数μは温度による変化が大きく、絞り抵抗が燃料温度の影響を受けにくくするには、（Ｌ／Ｄ）を小さくする必要がある。通常は、（Ｌ／Ｄ）が５より小さければ、オリフィス絞りとしての傾向が強く、この範囲であればほぼ良好な加工性も得られる。また、絞り部の強度を確保するには、絞り長さが０．５ｍｍ以上あることが望ましい。従って、絞り長さは０．５ｍｍ以上で、（Ｌ／Ｄ）＜５となるように、適宜設定するとよい。
【００３７】
以上のように、本発明によれば、ピエゾ油密室７３ａとバルブ油密室７３ｃの間に油密室絞り７３ｂを設け、その径や長さを適切に設定することで、ピエゾアクチュエータの良好な応答性を維持したまま、圧力変動を抑制することができる。すなわち、駆動時のピエゾピストン７２の大きな変位に対しては、僅かな遅れでバルブ油密室７３ｃを圧力上昇させてバルブピストン７４を駆動することができ、一方、オーバーシュートによる振動のように変位量が小さい場合には、油密室絞り７３ｂによって、燃料流れを減衰させて、バルブピストン７４が作動する圧力まで上昇しないようにする。よって、バルブピストン７４の意図しない作動や、制御弁６の再開弁を防止し、制御性を向上させることができる。
【００３８】
なお、本実施形態では、制御弁６を三方弁構造としたが、高圧通路１１に連通するノズル制御室５と低圧通路１２との間を単純に連通状態と遮断状態とに切り換える二方弁構造とした燃料噴射弁にも適用し得る。また、制御弁６形状や、その他の構成を変更することももちろんできる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明を適用した第１実施形態の燃料噴射弁の断面図である。
【図２】第１実施形態の燃料噴射弁の部分拡大断面図である。
【図３】（ａ）はピエゾアクチュエータの伸縮に伴うピエゾピストンの変位の時間変化を示す図、（ｂ）は絞り有りの場合の油密室圧力の時間変化を示す図、（ｃ）は絞り無しの場合の油密室圧力の時間変化を示す図である。
【図４】（ａ）は絞り径の設定方法を説明するための絞り有りの場合の油密室圧力の時間変化を示す図、（ｂ）は絞り径と応答遅れ、振動の振幅の関係を示す図である。
【図５】（ａ）は絞り長さの設定方法を説明するための燃料噴射弁の部分拡大断面図、（ｂ）は絞り長さと絞り部強度、絞り穴加工性の関係を示す図である。
【図６】絞り長さの設定における温度の影響を説明するための図である。
【符号の説明】
１ 燃料噴射弁
１０１ ノズル部
１０２ 背圧制御部
１０３ 駆動部
１１ 高圧通路（燃料供給路）
１２ 低圧通路
３ ノズルニードル
４１ 油溜まり室
４３ 噴孔
５ ノズル制御室
６ 制御弁
６１ 弁室
６２ 低圧ポート
６３ 高圧ポート
７２ ピエゾピストン（大径ピストン）
７３ 油密室
７３ａ ピエゾ油密室（第１の油密室）
７３ｂ 油密室絞り（絞り）
７３ｃ バルブ油密室（第２の油密室）
７４ バルブピストン（小径ピストン）
７１ ピエゾスタック（アクチュエータ）[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a fuel injection valve structure for injecting fuel into an internal combustion engine.
[0002]
[Prior art]
In a common rail type fuel injection device for a diesel engine, fuel accumulated in the common rail is supplied to a fuel supply path of the fuel injection valve, and an injection hole formed at the tip of the fuel injection valve is opened and closed by a nozzle needle, and fuel is injected into a cylinder. Is to be injected. The fuel in the fuel supply passage is supplied as injection fuel and is introduced into a nozzle control chamber having a rear end face of the nozzle needle as a chamber wall, and is supplied as control oil for applying pressure in the valve closing direction to the nozzle needle. The opening and closing of the injection hole by the nozzle needle is controlled by a control valve arranged in a valve chamber communicating with the nozzle control chamber. When the control valve opens to communicate the nozzle control chamber with the low-pressure source, the nozzle control chamber opens. The fuel flows out and the pressure drops, causing the nozzle needle to separate. When the control valve is closed and the connection between the nozzle control chamber and the low pressure source is shut off, the pressure of the nozzle control chamber is increased by the introduced fuel, and the nozzle needle is seated.
[0003]
A piezo actuator having good responsiveness can be used for the driving unit of such a fuel injection valve (for example, Patent Document 1). In addition, since the piezo actuator has a very small displacement, a large-diameter piston that moves up and down as the piezo actuator expands and contracts and a small-diameter piston that drives the control valve are provided, and hydraulic oil is filled between the large and small pistons. There has been proposed a displacement magnifying mechanism provided with a closed oil-tight chamber. Using this displacement magnifying mechanism, the displacement caused by the extension of the piezo actuator is converted into hydraulic pressure and then amplified according to the diameter difference between the large and small pistons, so that the displacement required to drive the control valve can be efficiently reduced. Obtainable.
[0004]
[Patent Document 1]
JP-A-6-280711
[Problems to be solved by the invention]
However, in the fuel injection valve using the displacement enlarging mechanism, when the piezo actuator contracts, the large-diameter piston vibrates slightly due to overshoot, and the pressure in the oil-tight chamber fluctuates minutely. That is, after the control valve is closed, the pressure in the oil-tight chamber increases again and acts on the small-diameter piston. In a severe case, the control valve may be restarted. For this reason, a means for suppressing the minute pressure fluctuation in the oil-tight chamber and preventing the control valve from reopening at an unintended timing is required.
[0006]
As means for suppressing pressure fluctuations in the hydraulic chamber, Japanese Patent Application Laid-Open No. H11-163873 discloses a method in which a pressure pulsation generated in a nozzle back pressure chamber due to an expansion of a volume accompanying seating of a nozzle needle reaches a variable pressure chamber communicating with the nozzle and causes a piezo actuator. An arrangement for preventing action is described. However, with this configuration, when the piezo actuator is extended, the flow path area connecting the back pressure chamber and the variable pressure chamber is reduced to form a throttle flow path. is not. When the piezo actuator vibrates, the area of the throttle passage also fluctuates, so that the pressure fluctuation generated in the variable pressure chamber is transmitted without being effectively attenuated, and the structure tends to be complicated.
[0007]
The present invention has been made in view of the above circumstances, and suppresses minute pressure fluctuations in an oil-tight chamber due to overshoot or the like at the time of driving a large-diameter piston, and operates a small-diameter piston at an unintended timing to restart a control valve. And to provide a fuel injection valve having excellent responsiveness and reliability.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
In the invention according to claim 1, the fuel injection valve has an injection hole for injecting fuel supplied from a fuel supply passage, and a nozzle portion whose opening and closing can be switched by a nozzle needle. A nozzle control chamber for applying pressure in the valve closing direction is provided, and a control valve opens and closes the nozzle control chamber and the low-pressure passage, so that communication between the nozzle control chamber and the low-pressure passage is established or shut off. And a drive unit for driving the control valve.
The driving unit includes a large-diameter piston driven by an actuator, a small-diameter piston whose tip abuts on and presses the control valve, and an oil formed between these two pistons and filled with hydraulic oil. The oil-tight chamber is divided into a first oil-tight chamber on the large-diameter piston side and a second oil-tight chamber on the small-diameter piston side. The first oil-tight chamber and the second oil-tight chamber communicate with each other via a throttle, and the pressure fluctuation generated in the second oil-tight chamber due to the minute pressure fluctuation of the first hydraulic chamber becomes equal to or less than a predetermined threshold. The aperture diameter is set as described above.
[0009]
In the above configuration, even if a minute pressure fluctuation occurs in the first oil-tight chamber due to the vibration of the large-diameter piston, it is attenuated by the throttle provided between the first oil-tight chamber and the pressure fluctuation in the second oil-tight chamber. Can be suppressed. If the pressure fluctuation of the second oil-tight chamber is controlled within a predetermined fluctuation range in which the small-diameter piston in contact with the second oil-tight chamber is not operated, the vibration of the small-diameter piston is prevented, and the unintended control valve is controlled. Problems such as a restart valve can be prevented. Therefore, high reliability and good injection controllability are realized.
[0010]
According to the second aspect of the invention, the upper limit value of the throttle diameter is determined based on the amplitude of the pressure fluctuation generated in the second oil-tight chamber due to the minute pressure fluctuation of the first hydraulic chamber and the valve opening pressure of the control valve. Set. When the throttle diameter increases, the amplitude of the pressure fluctuation generated in the second oil-tight chamber increases. By setting the upper limit based on the amplitude, the operation of the small-diameter piston can be reliably prevented.
[0011]
In the third aspect of the present invention, the lower limit value of the throttle diameter is set based on the pressure responsiveness of the second oil-tight chamber to a pressure change of the first hydraulic chamber. If the aperture diameter is small, the pressure fluctuation is suppressed, but the responsiveness during normal driving is reduced. By setting the lower limit based on this, good responsiveness can be secured.
[0012]
Specifically, it is preferable that the setting range of the throttle diameter be 0.2 to 0.6 mm. In the case of a normal fuel injection valve, the above effect can be obtained in this range. Can be
[0013]
In the fifth aspect of the present invention, the aperture length is set such that the ratio (L / D) of the aperture length (L) to the aperture diameter (D) is smaller than 5. If (L / D) is large, the tendency as a choke throttle becomes strong, and it becomes susceptible to the influence of the fuel temperature. Also, the workability deteriorates, but the throttle length is set so that (L / D) becomes smaller than 5. Setting this can avoid this.
[0014]
In the invention according to claim 6, the drawing length is 0.5 mm or more. Thereby, the strength of the narrowed portion can be secured.
[0015]
According to a seventh aspect of the present invention, the edge of the aperture is chamfered. This can prevent variations in characteristics due to burrs and sagging.
[0016]
In the invention according to claim 8, the actuator is a piezo actuator. By using a piezo actuator having good responsiveness, the effect of the present invention can be further enhanced.
[0017]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, a first embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is an overall configuration diagram of a fuel injection valve 1 according to the present invention. Here, an example of application to a common rail type fuel injection device of a diesel engine will be described. The fuel injection valve 1 is provided corresponding to each cylinder of the diesel engine, and receives fuel supply from a common common rail (not shown). The fuel in the fuel tank is pumped to the common rail by a high-pressure supply pump and stored at a predetermined high pressure corresponding to the injection pressure.
[0018]
The fuel injection valve 1 is mounted such that the nozzle portion 101 at the lower end protrudes into a combustion chamber (not shown). The middle part of the fuel injection valve 1 constitutes a back pressure control part 102, and the upper end part constitutes a drive part 103. The fuel injection valve 1 has a housing 2, in which the components constituting the above-described parts 101 to 103 are housed, and the fuel injection valve 1 communicates with a high-pressure passage 11 serving as a fuel supply passage communicating with a common rail, and a fuel tank. A passage such as the low-pressure passage 12 is formed.
[0019]
The nozzle portion 101 slidably holds a stepped nozzle needle 3 in a vertical hole 21 formed in a lower end portion of the housing 2, and an annular oil sump chamber is formed on the outer periphery of the lower half small diameter portion of the nozzle needle 3. 41 are formed. The oil sump chamber 41 always communicates with the high pressure passage 11 and is supplied with high pressure fuel from a common rail. A sack portion 42 is formed below the vertical hole 21 so as to be continuous therewith, and a fuel injection hole 43 is formed through the sack portion 42 forming wall.
[0020]
When the nozzle needle 3 is at the lower end position, the tip of the conical shape is seated on the seat portion 44 at the boundary between the sack portion 42 and the vertical hole 21 as the seat portion 44. The fuel supply to 43 is cut off. When the nozzle needle 3 is lifted and separated from the seat portion 44 and the sack portion 42 is opened, fuel is injected.
[0021]
The space defined by the upper end surface of the nozzle needle 3 and the wall surface of the vertical hole 21 is a nozzle control chamber 5. The nozzle control chamber 5 is always in communication with the high-pressure passage 11 via the orifice 52, and fuel as control oil is introduced from the high-pressure passage 11 via the orifice 51 and the valve chamber 61, and the nozzle needle 3 The back pressure is occurring. This back pressure acts downward on the nozzle needle 3 to urge the nozzle needle 3 in the seating direction together with the spring 31 housed in the nozzle control chamber 5. On the other hand, the high-pressure fuel in the oil reservoir chamber 41 acts upward on the step surface and the conical tip surface of the nozzle needle 3 to urge the nozzle needle 3 in the unseating direction.
[0022]
The back pressure control unit 102 has a control valve 6 having a three-way valve structure disposed in the valve chamber 61, and the nozzle control chamber 5 is always in communication with the valve chamber 61 via the orifice 51. The valve chamber 61 communicates with the low-pressure passage 12 through a low-pressure port 62 and a low-pressure chamber 75 that open at the center of the ceiling surface. On the bottom surface of the valve chamber 61, the high-pressure passage 11 is located immediately below the low-pressure port 62. The communicating high-pressure port 63 is open.
[0023]
The control valve 6 is a piston that can move up and down, and has a guide portion 6b that slides in a vertical hole 66 that follows the high-pressure port 63 below a large-diameter valve portion 6a provided in the valve chamber 61. I have. The small-diameter portion connecting the valve portion 6a and the guide portion 6b is located in the high-pressure port 63, so that high-pressure fuel flows into the valve chamber 61 from the space around it. When the control valve 6 is raised, the upper surface of the valve portion 6 a sits on the low-pressure side seat 64 on the outer periphery of the low-pressure port 62, and shuts off the valve chamber 61 and the low-pressure passage 12. As a result, the nozzle control chamber 5 communicates with the high-pressure passage 11 via the orifice 51 and the valve chamber 61, and the back pressure of the nozzle needle 3 rises to lower and seat the nozzle needle 3.
[0024]
When the control valve 6 is lowered, the lower tapered surface of the valve portion 6 a sits on the high pressure side seat 65 on the outer peripheral portion of the high pressure port 63, and shuts off the valve chamber 61 from the high pressure port 63. As a result, the nozzle control chamber 5 communicates with the low pressure passage 12 via the orifice 51 and the valve chamber 61, the back pressure of the nozzle needle 3 decreases, and the nozzle needle 3 separates. Here, if the diameter of the low-pressure side seat 64, the diameter of the high-pressure side seat 65, and the diameter of the vertical hole 66 in which the guide portion 6b slides are made substantially the same, the control valve 6 closes the low-pressure port 62. The force of the high-pressure fuel in the valve chamber 61 urging the valve portion 6a upward and the force of urging the guide portion 6b downward substantially balance, and pushes the valve portion 6a down during fuel injection to separate from the low-pressure side seat 64. The driving force required for seating can be reduced.
[0025]
A spring is housed in the vertical hole 66 below the guide portion 6b of the control valve 6 to urge the control valve 6 upward. The bottom side wall of the vertical hole 66 is provided with a passage communicating with the low-pressure passage 12, so that the inside of the vertical hole 66 becomes a closed chamber so that no damper force is generated. As a result, the downward movement of the control valve 6 is not suppressed, and the valve portion 6a quickly separates from the low-pressure side seat 64 at the start of the injection.
[0026]
The operation state of the back pressure control unit 102 is switched by the control valve 6 being pressed and driven by the drive unit 103. In the drive unit 103, a piezo stack 71 as a piezo actuator, a piezo piston 72 as a large-diameter piston, and a valve piston 74 as a small-diameter piston are coaxially arranged in a vertical hole formed above the valve chamber 61 in order from the top. It becomes. The piezo piston 72 and the valve piston 74 are slidably held in a cylinder provided on the cylinder forming member 8 disposed in the vertical hole. The space between the piezo piston 72 and the valve piston 74 is an oil-tight chamber 73.
[0027]
The piezo stack 71 is a general one having a capacitor structure in which piezoelectric ceramic layers of PZT or the like and electrode layers are alternately stacked, and has a stacking direction, that is, a vertical direction, which is an expansion and contraction direction, and is charged and discharged by a drive circuit (not shown). It has become. A constant initial load is applied to the piezo stack 71 via the piezo piston 72 by a piezo spring 75 provided on the outer periphery of the piezo piston 72. As a result, the piezo piston 72 moves up and down as the piezo stack 71 expands and contracts.
[0028]
The valve piston 74 has a pin-shaped lower end penetrating through the low-pressure port 62 and is in contact with the control valve 6 in the valve chamber 61. A flange is formed on the outer periphery of the intermediate portion of the valve piston 74 located in the low-pressure chamber 76 following the low-pressure port 62, and the valve piston 74 is moved downward by a spring disposed between the flange and the bottom surface of the cylinder forming member 8. The pin is biased so that the lower end of the pin presses the control valve 6.
[0029]
Fuel is filled between the piezo piston 72 and the valve piston 74 to form an oil-tight chamber 73. The oil-tight chamber 73 is divided into two chambers: a piezo oil-tight chamber 73a, which is a first oil-tight chamber provided below the piezo piston 72, and a valve oil-tight chamber 73c, which is a second oil-tight chamber provided above the valve piston 74. The two chambers communicate with each other via an oiltight chamber throttle 73b. Therefore, when the piezo stack 71 extends and presses the piezo piston 72, the pressing force is transmitted to the valve piston 74 via the fuel in the piezo oil-tight chamber 73a, the oil-tight chamber throttle 73b, and the valve oil-tight chamber 73c.
[0030]
Here, since the valve piston 74 has a smaller diameter than the piezo piston 72, the amount of extension of the piezo stack 71 is expanded and converted into a vertical displacement of the small diameter piston 64. The oil-tight chamber throttle 73b attenuates the minute pressure fluctuation in the piezo oil-tight chamber 73a caused by the minute vibration of the piezo piston 72, and prevents the valve piston 74 from operating due to the pressure fluctuation in the valve oil-tight chamber 73c. Further, when forming the oil-tight chamber throttle 73b, as shown in FIG. 2, an edge (upper edge) of the oil-tight chamber throttle 73b on the piezo oil-tight chamber 73a side, and an edge (lower edge) of the valve oil-tight chamber 73c. It is desirable to perform chamfering. If the edges are not particularly processed, burrs will occur or the degree of sagging will vary, which tends to cause variations in characteristics.However, it is possible to obtain stable characteristics by eliminating burrs etc. by chamfering Becomes possible. A method for setting the diameter D and the length L of the oiltight chamber throttle 73b will be described later.
[0031]
Next, the operation of the fuel injection valve having the above configuration will be described. When the piezo stack 71 is contracted in the discharged state, the control valve 6 is urged upward by the fuel pressure or spring force in the valve chamber 61, sits on the low-pressure side seat 64 and closes the low-pressure port 62. ing. The nozzle control chamber 5 has a high pressure because the space between the nozzle control chamber 5 and the low pressure passage 12 is shut off, and the nozzle needle 3 is seated and no injection is performed. When the piezo stack 71 is charged and expanded from this state, the piezo piston 72 is pushed down, and the pressure in the piezo oil tight chamber 73a is increased. This pressure is transmitted to the valve oil-tight chamber 73c via the oil-tight chamber throttle 73b, and operates the valve piston 74 to push down the control valve 6. Here, the driving force generated by the piezo stack 71 causes the control valve 6 to move away from the low-pressure side seat 64 against the fuel pressure in the valve chamber 61 and the upward urging force of the spring due to the increase in the pressure of the valve oil-tight chamber 73c. Then, the driving force is set so that the driving force can be further lowered and the seat can be seated on the high-pressure seat 65. As a result, the control valve 6 closes the high-pressure port 63, and the nozzle control chamber 5 communicates with the low-pressure passage 12, so that the pressure in the nozzle control chamber 5 decreases, the nozzle needle 3 separates, and fuel injection is started. You.
[0032]
When the injection is stopped, the piezo stack 71 is contracted by the discharge to release the pushing force to the control valve 6. That is, since the piezo piston 72 is displaced upward integrally with the piezo stack 71, the pressure in the piezo oil-tight chamber 73a drops, and the pressure in the valve oil-tight chamber 73c communicating via the oil-tight chamber throttle 73b also drops. Then, the pressing force of the valve piston 74 on the control valve 6 is released. At this time, the fuel pressure in the valve chamber 61 is low on the low pressure port 62 side communicating with the low pressure passage 12, and the diameter of the high pressure side seat 65 is slightly smaller than the diameter of the vertical hole 66 in which the guide portion 6b slides. If it is increased, an upward force acts on the control valve 6 as a whole due to the high pressure of the high pressure port 63 and the spring force, so that the control valve 6 is separated from the high pressure side seat 65 and seated on the low pressure side seat 64 again. As a result, the fuel pressure in the nozzle control chamber 5 increases, so that the needle 3 is seated and injection is stopped.
[0033]
When the piezo piston 72 is driven by expansion and contraction of the piezo stack 71, the piezo piston 72 may overshoot and vibrate. This is shown in FIG. In the figure, the piezo piston displacement is the displacement from the initial position (when the piezo stack is contracted). At this time, if the oil-tight chamber throttle 73b is not formed, the boundary between the piezo oil-tight chamber 73a and the valve oil-tight chamber 73c is not clear, and the pressures in both chambers are the same. Accordingly, as shown in FIG. 3C, the pressure in both chambers changes following the displacement of the piezo piston 72, and when the displacement of the piezo piston 72 oscillates due to overshoot, the pressure in both chambers also greatly oscillates. Will do. In particular, when the piezo stack 71 is contracted, the pressure in the oil-tight chamber 73 decreases as the displacement amount of the piezo piston decreases, and the valve piston 74 and the control valve 6 rise. Although the user sits on the low-pressure side seat 64, if the pressure fluctuation in the oil-tight chamber 73 is large, the control valve 6 again exceeds the opening pressure of the control valve 6, and the control valve 6 is restarted.
[0034]
On the other hand, in the present invention, by providing the oil-tight chamber throttle 73b, as shown in FIG. 3B, the displacement of the piezo piston 72 vibrates due to overshoot, and the pressure in the piezo oil-tight chamber 73a fluctuates greatly. However, pressure fluctuation in the valve oil-tight chamber 73c can be suppressed. This vibration reduction effect is determined by the diameter of the oil-tight chamber throttle 73b. By setting the diameter of the oil-tight chamber throttle 73b to an appropriate value, the pressure fluctuation in the valve oil-tight chamber 73c is reduced, and the pressure in the valve oil-tight chamber 73c is controlled. The pressure can be set to be equal to or lower than the valve opening pressure of the valve 6. In other words, the diameter of the oil-tight chamber throttle 73b may be set so that the control valve 6 does not restart due to the pressure fluctuation of the valve oil-tight chamber 73c when the piezo stack contracts.
[0035]
Specifically, in FIG. 4A, the pressure fluctuation of the valve oil-tight chamber 73c is reduced by the oil-tight chamber throttle 73b, and the amplitude b of the vibration is significantly larger than the amplitude a of the vibration without the oil-tight chamber throttle 73b. To be reduced. The relationship between the diameter of the oil-tight chamber throttle 73b and the amplitude b of the vibration is as shown in FIG. 4B. As the throttle diameter decreases, the amplitude b decreases and the effect of suppressing the pressure fluctuation increases. However, by providing the oil-tight chamber throttle 73b, the pressure responsiveness when the piezo piston 72 is driven tends to decrease, and as shown in FIG. 4A, the time until the pressure reaches 90% of the maximum pressure (response delay). Becomes longer. The relationship between the diameter of the oil-tight chamber throttle 73b and the response delay is as shown in FIG. 4B, and the responsiveness improves as the throttle diameter increases. Therefore, the applicable range of the aperture diameter is set based on the response delay (lower limit) and the vibration amplitude b (upper limit). In the case of a normal fuel injection valve for an internal combustion engine, the diameter of the piezo piston 72 is about 4 to 10 mm, and the diameter of the valve piston 74 is about 2 to 8 mm. It is preferable that the diameter of the closed-room throttle 73b be in the range of about φ0.2 to 0.6 mm. If the aperture diameter is smaller than 0.2 mm, the required responsiveness cannot be obtained, and if it is larger than 0.6 mm, the effect of suppressing the pressure fluctuation is reduced.
[0036]
Further, the length of the oil-tight chamber throttle 73b will be described with reference to FIG. As shown in FIG. 5B, the strength of the drawn portion and the workability of the drawn hole have an inverse relationship, and the strength of the drawn portion increases as the drawn length increases, but when the drawn length is long, the drawn shape is reduced. It is difficult to machine holes for the holes. Also, as shown in FIG. 5A, when the throttle length is L and the throttle diameter is D, as the ratio (L / D) increases, the throttle resistance is more likely to be affected by the fluid viscosity. This is because, as shown in FIG. 6, in general, when (L / D) is large, the orifice throttle is changed to the choke throttle, and the flow rate calculation formula is different. As shown in the figure, the density ρ included in the flow rate calculation formula (2) of the orifice throttle has a small change with temperature, but the viscosity coefficient μ included in the flow rate calculation formula (1) of the choke throttle has a change with temperature. (L / D) needs to be reduced so that the throttle resistance is large and is not easily affected by the fuel temperature. Usually, when (L / D) is smaller than 5, the tendency as an orifice throttle is strong, and in this range, almost good workability can be obtained. Further, in order to secure the strength of the drawn portion, the drawn length is desirably 0.5 mm or more. Therefore, the aperture length is preferably set to be 0.5 mm or more and (L / D) <5 as appropriate.
[0037]
As described above, according to the present invention, by providing the oil-tight chamber throttle 73b between the piezo oil-tight chamber 73a and the valve oil-tight chamber 73c, and appropriately setting the diameter and length thereof, the good response of the piezo actuator is achieved. Can be suppressed while maintaining the pressure. That is, for a large displacement of the piezo piston 72 during driving, the valve piston 74 can be driven by increasing the pressure in the valve oil-tight chamber 73c with a slight delay. Is smaller, the fuel flow is attenuated by the oil-tight chamber throttle 73b so that the pressure does not increase to the pressure at which the valve piston 74 operates. Therefore, unintended operation of the valve piston 74 and reopening of the control valve 6 can be prevented, and controllability can be improved.
[0038]
In the present embodiment, the control valve 6 has a three-way valve structure. However, a two-way valve structure that simply switches between the nozzle control chamber 5 communicating with the high-pressure passage 11 and the low-pressure passage 12 between a communicating state and a shut-off state. The present invention can also be applied to a fuel injection valve that has been described. Further, it is of course possible to change the shape of the control valve 6 and other configurations.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a sectional view of a fuel injection valve according to a first embodiment to which the present invention is applied.
FIG. 2 is a partially enlarged cross-sectional view of the fuel injection valve of the first embodiment.
3A is a diagram showing a time change of a displacement of a piezo piston due to expansion and contraction of a piezo actuator, FIG. 3B is a diagram showing a time change of an oil-tight chamber pressure when a throttle is provided, and FIG. FIG. 7 is a diagram showing a time change of the pressure in the oiltight chamber in the case of FIG.
FIG. 4A is a diagram illustrating a change over time in the pressure of an oil-tight chamber when there is a throttle for explaining a method of setting the throttle diameter, and FIG. 4B shows a relationship between the throttle diameter, response delay, and vibration amplitude. FIG.
5A is a partially enlarged cross-sectional view of a fuel injection valve for explaining a method of setting the throttle length, and FIG. 5B is a diagram illustrating a relationship between the throttle length, the strength of the throttle portion, and the workability of the throttle hole. .
FIG. 6 is a diagram for explaining the effect of temperature on the setting of the aperture length.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Fuel injection valve 101 Nozzle part 102 Back pressure control part 103 Drive part 11 High pressure passage (fuel supply passage)
12 Low pressure passage 3 Nozzle needle 41 Oil reservoir chamber 43 Injection hole 5 Nozzle control chamber 6 Control valve 61 Valve chamber 62 Low pressure port 63 High pressure port 72 Piezo piston (large diameter piston)
73 Oil-tight room 73a Piezo oil-tight room (first oil-tight room)
73b Oil-tight room throttle (throttle)
73c Valve oil-tight chamber (second oil-tight chamber)
74 valve piston (small diameter piston)
71 Piezo stack (actuator)
