本发明涉及一种内燃机上的燃油喷射，更详尽地说就是控制燃油喷射以使在燃油喷射之初降低燃油喷射率，特别在低速或者低负荷工况下使燃烧噪声得以降低。 在低速或低负荷工况下，靠降低燃油喷射率能降低柴油机的燃烧噪声是众所周知的。已经有了实现它的办法，就是装设一个在低速或低负荷工况下会开启的阀，使燃油从泵的工作腔泄出。例如2048373号英国专利披露了一种带电磁阀的燃油喷射泵，该电磁阀控制着从泵的工作腔，通过节流器到蓄压腔间的连接通道。电磁阀被弹簧装置及泵工作腔中的燃油压力推至关闭位，而当线圈通电时则阀被打开。然而，由于电磁阀的力需要克服燃油流经阀时节流效应的动态变化，阀在运用中有往复运动的倾向。此外，通过阀的燃油流量是随喷射器针阀的开启压力及燃油温度而变的。因此，阀承受着磨损并且在运用中并不稳定。
1261246号英国专利披露了一种带阀地燃油喷射泵，该阀控制着由泵的工作腔，经节流器到一封闭腔的连接通道。该阀可处于或开、或闭位，并在此二位置间随发动机的工况（诸如发动机转述或负荷）而运动。
4449504号英国专利披露了一种把一个蓄压器接通至泵工作腔的燃油喷射泵，从而使该泵对腔室中的燃油压力能作出响应，并使在低速或低负荷工况下燃油压力升高后的工作容积得以增加。蓄压腔包括一能在内孔中移动的并与泵的工作腔相连通的活塞，它能靠弹簧腔室内弹簧之力复位，此弹簧腔室经一迥转阀通向泵的燃油供给源。在低速或低负荷工况下，活塞能克服弹簧力自由移动，但当转速或负荷超过预定界限时，迥转阀被关闭使弹簧腔室被闭断，从而实质上锁定了活塞不得移动。
本发明的目标是提供一种改进了的控制燃油喷射的方法与装置，尤其在低速工况下，在燃油喷射之始，籍减低燃油喷射速率，来降低燃烧噪声。
本发明的一个方面在于通过燃油喷射器的喷射阀，把来自有压供油源的燃油喷射进行控制的方法的特征是：一封闭腔通过一常开的节流器与有压的供油源相通，封闭腔的容积和节流器的通流截面积的选定要使发动机运行时，允许有压燃油的容积以事先设定的量流入封闭腔，从而使在喷射初期进入燃烧室的燃油流量减少。
如果所选的给定转速就是希望最大限度地减少燃烧噪声的那个转速，则封闭腔的容积及节流器的通流截面积是这样选定的：在该给定转速下的滞燃期期间内，允许进入封闭腔内的燃油容积，应为给定值。燃油容积的上述给定值是和发动机在上述转速下，封闭腔内燃油的最大可压缩性相对应的。这样，流入封闭腔的燃油容积随着转速和燃油压力的增长而增长，到上述给定转速时达极大值，并因此在达该转速前具有降低自喷油器出来的燃油喷射速率的最大效应。在发动机转速更高时，虽然燃油压力继续增长，滞燃期的递减越来越快，使经节流器流入封闭腔内的燃油容积所受的限制作用成为主导性的。滞燃期愈短就使早先给定的节流器通流截面积呈显不足，难以让与封闭腔中燃油最大可压缩性相对应的那个流量通过。因此超过上述给定转速时，节流器能起限制燃油进入封闭腔的作用，从而能把燃油喷射率维持在高速工况下发动机特性所需的程度。因此，可以把封闭腔及节流器选配好，目的使对发动机低速时的初始燃油喷射率，和高速时的相比更具有选择性效应。从而提供简单又耐用的装置，它避免了为启闭腔室或改变容积而采用阀或其它运动部件。
封闭腔及节流器在燃油压力脉冲的后期，在燃油产生迥流进入泵的工作腔方面具有额外有利的效果，藉此使燃油喷射率提高。由于这些，发动机特性上的不利处得以减少或消除。在某些发动机上，它甚至可以把给定转速选成使在发动机整个转速范围内均能降低燃烧噪音，而对发动机的特性没有不能接受的影响。
本发明的另一个方面在于，用于内燃机的燃油喷射装置由以下办法得以改进：通过一常开的节流器把封闭腔或者与燃油泵的工作腔相通，或者与位于工作腔的输出口和燃油喷射器间的高压供油连结管相通，或者与喷射器阀的上游处喷射器内的有压供油通道相连通，封闭腔的容积及节流器的通流截面积的选定使有压燃油的给定容积当此装置在运行时得以流入封闭腔，从而在喷射的初始阶段减少流经喷射器阀的燃油流量。因此，封闭腔可以和燃油泵或高压供油连结管或燃油喷射器相协调配置。
在迥转式燃油泵的情况下，泵只带单工作腔时，封闭腔通过节流器与此泵的工作腔相连通。然而在单列式燃油泵的情况下，泵具有多个工作腔，每个工作腔向一相应的燃油喷射器供油，分立式的封闭腔通过相应的节流器与每一个工作腔相连通。
封闭腔对燃油喷射的影响可以在向封闭腔连结管下游到燃油喷射器的通路上藉增设第二节流器而得到加强。最好是，此第二节流器设置在通向封闭腔的连结管附近，而且第二节流器的通流截面积要和第二节流器下游流道的最小通流截面积大致相当不相上下，最好不小于后者。
如果封闭腔与位于工作腔与喷射器间的高压供油连结管相连通，该腔与节流器再连同第二节流器（假如设有时;但最好不小于第二节流器）一起可以做成一个单独的部件连接在供油连结管中。另一办法是，第二节流器可设在燃油喷射器上或喷射器内，特别当封闭腔及节流器也设在喷射器上或喷射器内时更是如此。在一个应用实例中，二个节流器均可以设在一中间部件内，与内装喷嘴阀的喷射器的喷嘴部分的中心同轴地安装着此中间部件。此节流器可以包含纵向延伸的内孔，内孔与喷射器轴心线相平行并与燃油流的通道及封闭腔同心地对齐，后者在中间部件内和/或在喷射器的喷嘴部分内形成一纵向延伸的长形腔室。
本发明现在要用举例并参阅附图的办法来进行描述，其中：
图1是与本发明相配的迥转式燃油喷射泵的示意图，
图2是表示在不同转速下，对于不同容积的封闭腔而言的随负荷（L）而变的发动机燃烧噪声（dB）曲线的图，
图3是对向封闭腔开通的不同孔口尺寸而言的和图2相类似的曲线图，
图4是对具有向封闭腔开通的不同孔口尺寸的发动机而言的功率特性（KW）曲线图，
图5是对具有图4中不同孔口尺寸的发动机而言的扭矩特性（KN）曲线图，
图6是对具有图4中不同孔口尺寸的发动机而言的油耗率（sfc）曲线图，
图7是对具有图4中不同孔口尺寸的发动机而言的碳烟排放（S）曲线图，
图8是表示在不同转速下。对于不同喷油定时随负荷（L）而变的发动机燃烧噪声（dB）曲线图，
图9是表示在1000转/分下，对于不同腔室及孔口在不同喷油定时下，随负荷（L）而变的发动机燃烧噪声（dB）的曲线图，
图10表示在滞燃期（T）内燃油流量（V）随转速（N）而变的曲线图，
图11表示在滞燃期（T）内燃油流量率（V′）随转速（N）而变的曲线图，
图12表示燃油流量率（V′）及燃油流量的存蓄百分数，
图13表示对于按照图1的发动机及燃油泵而言的类似于图12的曲线图，
图14表示对于按照图1的发动机及燃油泵，但具有不同节流器尺寸的类似于图13的曲线图，
图15表示对于装有2c.c腔室及0，4mm直径节流器的发动机及燃油泵而言的NOx排放图，
图16表示对于像图15中相同发动机而言的碳氢化合物（HC）排放图，
图17是与本发明相配的迥转分配式燃油泵的示意图，
图18是与图17相似的图，不过表示封闭腔位置的另一种方案，
图19是一张表示将本发明应用于单列式燃油泵时的示意图，
图20是一张表示将封闭腔连接到通向每一喷油器的出油管上的本发明的另一应用实例的示意图，
图21表示按照本发明为连到通向喷油器的出油管而配置的封闭腔及节流器附件，
图22表示对于一台装有图21附件的发动机的油耗率曲线（sfc），
图23表示对于一台装有图21附件的发动机的碳烟排放（s）曲线，
图24表示对于一台装有图21附件的发动机的燃烧噪声（dB）曲线以及
图25表示根据本发明而配置有封闭腔及节流器的喷油器。
图示的迥转式燃油喷射泵包含有：壳体1;驱动轴2，该轴的轴承设于壳体内，并由设有该泵的柴油机所驱动;通过一联轴节4与驱动轴2同轴相连接的面凸轮3，该联轴节能允许驱动轴与面凸轮间作相对轴向位移;同轴地固装在凸轮3上以及被放入泵的缸套7的圆柱形内孔6中的能作转动及滑动的柱塞5。弹簧8作用在凸轮上迫使它和不移动的滚子9相啮合，通过滚子9与凸轮上的凸轮额面10，当后者被驱动轴2所转动时，使凸轮及柱塞作往复运动。
柱塞5的每一冲程用于自缸的内孔6在柱塞末端工作腔中泵出燃油，燃油通过一中心通道12及柱塞侧壁上的配油通道13输送到相应的出油阀14，该阀通过一高压管与发动机上相应的燃油喷射器相连通。
在四缸发动机的油泵情况下，面凸轮具有四段额面10，泵的壳体1中设有四个出油阀14，并通过相应的分配式油路15与缸的内孔相连通，使在柱塞5相继发出的冲程下，燃油轮流输往各出油阀。
燃油通过泵壳体1中的供油油路16供入工作腔11，此油路与壳体中的供油腔17相通。在柱塞侧壁设有吸油槽18，使在柱塞相继发出的每一吸油冲程中，各槽轮流与供油油路16相沟通，吸油槽18的数量与发动机气缸数相等。这样，在四缸发动机油泵的情况下，柱塞每四分之一转往复运动一次，并用来在吸油冲程时通过相应的吸油槽18吸入燃油，然后在供油冲程时，通过中心通道12及配油通道13用以输送燃油至一相应的出油阀14。供油的终止决定于柱塞中与中心通道12相通的溢油口19的开启。控制套管20与柱塞成滑配合，并与溢油口19协调动作，还有一与套同20相连操纵杆21在离心式调速器（未显示出）控制下而摆动，使溢油口19提前于泵循环而开启，藉此减少喷油量。
一台刮板式输油泵22装在驱动轴2上用于自一外部燃油箱向供油腔17输油。供油腔17中的压力名之曰输油压，随发动机转速而增加，受控于一压力调节阀（未示出）。泵缸套7的外端部带有同轴螺纹孔23，其中装入组件24，该组件包含被拧入孔23中并具一同轴盲孔26的外塞头25，该盲孔被一内堵头27所封闭，使在此二者间规定一个封闭腔28，该封闭腔通过一含有小的同轴孔口29的节流器沟通着泵的工作腔。
在图2中通过对带和不带封闭腔和带不同容积封闭腔情况下噪声级的比较表示出封闭腔对燃烧噪声的影响。
将一台装有图1所示燃油喷射泵的柴油机置于一系列的等转速-变负荷的试验下，并把在1500转/分及4500转/分的每个转速下随负荷（L）而变化燃烧噪声（dB）点出联成曲线。这些试验中有一组是在不用塞头25而代之以普通塞头因之无封闭腔28的情况下进行的。测得之噪声级由曲线Ⅰ示于图2中。第二组试验是用具有7mm钻孔形状的图示孔口29与1cc容积的封闭腔28相连通的情况下进行的，其测得的噪声级由曲线Ⅱ示于图2中。第三组试验是用具有2c.c.容积的封闭腔28及同一个7mm的直径的孔口的图示的油泵的情况下进行的;所测得的噪声级由曲线Ⅲ在图2中示出。
图2中的曲线表明封闭腔28确能使发动机噪声降低，非但如此，它们表明稍大的2c.c.容积（曲线Ⅲ）能较1c.c.（曲线Ⅱ）降低噪声更多。因此2c.c.容积被取为决定连接封闭腔28与泵工作腔11的孔口29的不同截面积效应时的最理想容积。
为使孔口29随着发动机转速的增加具有限制燃油流量的累进效应，孔口29的截面积做得比上述试验中所用的孔径7mm小得多。就这样，直径0.8mm及0.4mm的二种孔用于孔口29时，进行了同一种等转速-变负荷的噪声级试验。结果示于图3，其中曲线Ⅰ是应用0.8mm直径孔的结果，曲线Ⅱ是应用0.4mm直径孔的结果。图3表明0.8mm及0.4mm二种直径的孔在1500转/分的低转速下用于降低发动机噪声级并和图2中曲线Ⅰ所示无封闭腔28的常规油泵的噪声级相比较。0.8mm及0.4mm直径孔在低速时两者的噪声级与图2中曲线Ⅲ所示的2cc封闭腔7mm直径孔情况下所降低的噪声级差不多。
在发动机转速更高的4500转/分下，0.8mm及0.4mm直径孔的噪声级是不同的。0.8mm孔（曲线Ⅰ）的噪声级仍和图2中的曲线Ⅲ所表示的7mm孔及2cc封闭腔的降低后的噪声级不相上下，但0.4mm孔的噪声级却要大一些，虽然比图2中的曲线Ⅰ所表示的不带封闭腔28的常规油泵的噪声级还是要小一些的。
由此可见，发动机转速一直增至4500转/分为止0.8mm孔的作用有如敞开口一般，容许在燃油喷射脉冲的初期在滞燃期期间内燃油不经节流地大量流过，藉以使封闭腔28起蓄油器的作用，使初始的燃油喷射率得以降低，同时藉此使发动机噪声降低。
0.4mm孔在发动机较低转速1500转/分时的作用犹如敞开孔，但在较高发动机转速下，当滞燃期期间内流入封闭腔28的燃油出现节流时就不一样了。因之，0.4mm孔在油泵工作腔11及封闭腔28间的连通作用就依赖于转速而变。在发动机低速时此种连通作用等于完全敞开，但随着发动机转速的升高，它有效地起着愈来愈强的封闭作用或节流作用。
孔口29采用孔径0.6mm时，进行了同样的试验，所得到的噪声级结果和0.4mm孔时实质上相同，这表明它在连通泵工作腔11和封闭腔28上所起的作用也对转速具有依赖性。
为了评估孔29不同直径对发动机特性的影响，为每种直径进行了一系列的发动机特性试验，在各种发动机转速下测取功率（KW），扭矩（KN），油耗率（sfc）及烟度（s），油耗率及烟度试验是在发动机满负荷下进行的。结果示于图4至图7中。
图4表示对同一台发动机以不同尺寸的孔0.8mm，0.6mm及0.4mm及常规的不带封闭腔28的塞头25所得的功率曲线。这些曲线表明，除对0.8mm直径的孔，如图4中曲线Ⅰ所示，在转速超过3500转/分时造成功率下偏外，功率曲线在所有情况下实质上相同的。
图5表示对同一台发动机以不同尺寸的孔及无封闭腔28时的扭矩曲线，这些曲线同样表明，除对0.8直径的孔，如图5中曲线Ⅰ所示，在转速超过3500转/分时造成扭矩向下偏离外，在所有情况下特性是相同的。
图6表示对同一台发动机以不同尺寸的孔及无封闭腔28时的油耗率，可按下述来识别特别曲线：Ⅰ是对无封闭腔的，Ⅱ是对0.8mm孔的，Ⅲ是对0.6mm孔的，Ⅳ是对0.4mm孔的。这些曲线表明无封闭腔（曲线Ⅰ）的油耗率最佳，直径最大的0.8mm（曲线Ⅱ）得出最差的油耗率结果，在较高转速时尤其如此。而0.6mm及0.4mm直径的孔得出中等的油耗率结果。
图7表明对同一台发动机以不同尺寸的孔及无封闭腔28时的排烟曲线（s），特性曲线的识别方法与图6中的相同。这些曲线表明，一般地无封闭腔的（曲线Ⅰ）得出最低的烟度，而0.8mm孔的（曲线Ⅱ）得出最差的排烟，在较高转速时，尤其如此。
0.4mm孔的（曲线Ⅳ）在低速时得出最差的排烟，而此时0.6mm孔（曲线Ⅲ）在低速时得出最低的排烟，而在较高转速时和无封闭腔（曲线Ⅰ）的相比低排放相差不多。
因此，特性线的结果肯定了这一点，即：联结泵工作腔11和封闭腔28的大直径孔29（例如0.8mm直径）在较高发动机转速时将产生性能上的恶化，但可以用小直径孔来有效地在高速时关拢或节流往封闭腔的通道。本例中，0.4mm及0.6mm直径的小孔得出较好发动机特性，而0.6mm直径的得出较低排气烟度。这样，孔口29就可以优化成0.6mm直径的孔，它在发动机较低速时造成发动机噪声的降低，而在发动机较高转速时，发动机的特性也不致引起不能接受的恶化。
所有上述试验是在一台喷射定时设置在上止点前12度，发动机转速为4500转/分的发动机上进行的。然而，发动机的噪声级也可藉延迟喷射定时来加以改善。这示于图8，它显示对一台带2c.c.封闭腔28及0.6mm直径的孔口29的发动机而言，在不同转速及不同喷射定时下的噪声负荷曲线。曲线Ⅰ属喷射定时在上止点前12度的，而曲线Ⅱ属于喷射定时在上止点前5度的。试验时的发动机转速为1000转/分，1500转/分，2500转/分及4500转/分。这些曲线表明在所有速度下，噪声都能降低，不过降噪最多的是在所测最低转速为1000转/分这类低速低负荷工况下发生的。这一点意义重大，因为对于以柴油机为动力的汽车司机来说，低速、低负荷工况下的发动机噪声是最引人注意的。
为了进一步展示喷射定时延迟后噪声级的降低，将：第一种（A）情况下无腔室28的;第二种（B）情况下具有2cc容积的腔室28，并由7mm直径的孔连往泵工作腔11的;第三种（C）情况下具有2cc容积的腔室28、由0.6mm直径的孔连往泵工作腔11的燃油喷射泵的同一台发动机进行了一系列的对比试验。噪声测量是在转速为1000转/分，喷射定时为上止点前12度及5度的情况下相对于不同负荷而进行的。结果示于图9。曲线Ⅰ属于上止点前12度而曲线Ⅱ属于上止点前5度。这些曲线表明，具有2cc容积及0.6mm直径孔的情况（C）产生的噪声级最低，而且当延迟定时为上止点前5度，由曲线Ⅱ（C）所代表的噪声降低最为明显。在此种延迟定时下，高负荷下的噪声甚至低于具有2cc容积和7mm直径孔的并由曲线Ⅰ（B）所代表的（B）情况下的噪声。
图10所示的曲线是基于对经过孔口29进入2cc容积的封闭腔28的燃油流量V进行理论分析后得出的。曲线Ⅰ代表由于不同燃油压力下燃油的可压缩性而能够进入封闭腔28的燃油最大容积。燃油压力随着发动机转速的增加而增加，因之最大容积流量也随着发动机转速的增加而如图所示地增加。
曲线Ⅱ、Ⅲ及Ⅳ是假定封闭腔足够大，不会被流入的燃油所充满的情况下，代表在滞燃期内流经孔口29进入封闭腔28的燃油容积。每条曲线代表孔口29的不同直径：曲线Ⅱ为0.92mm;曲线Ⅲ为0.76mm;曲线Ⅳ为0.57mm，并表示出由于滞燃期的逐渐缩短，流量是如何随着发动机转速的增加而降低的。
设孔口29的直径为0.76mm，封闭腔28的容积为2cc，流入腔室28的燃油流量将随发动机转速之增长直至2000转/分而沿图10中之曲线Ⅰ增长，在此转速下燃油压力及滞燃期正好使在滞燃期内流入腔室28的流量和在此燃油压力下封闭腔中燃油可压缩性相当的那个最大流量相等。转速超过2000转/分后，滞燃期的不断减小对流入封闭腔的流量有着主导性的影响，促使滞燃期期间的流量下降为实质一定值，降成为定值，这示于图10中之曲线Ⅲ。就这样，孔口及封闭腔在2000转/分以下，直至2000转/分为止对燃油喷射率的降低具有最大的影响，而在2000转/分以上时影响较小。如图10中交点以上的曲线Ⅰ和曲线Ⅲ所示，比较出封闭腔有潜力拥有更大孔口29的情况后，在2000转/分以上时上述影响之降低是特别明显的。可以看出曲线Ⅰ与Ⅲ在交点以外不断发散。
此相同的点也示于图11，它显示出与图10中曲线Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ及Ⅳ的容积流量相当的流量率V′。曲线Ⅲ展示在2000转/分以上时经过0.76mm直径的孔口29的实际流量率是如何继续增长的、可是由曲线Ⅰ所代表的最大流量率更大而且增长率更高。
图10中曲线Ⅳ表示当转速超过1000转/分时经过0.57mm直径的孔口的容积流量是如何降低的。在1000转/分时，燃油压力及滞燃期的大小正好使滞燃期期间流入封闭腔的燃油容积和在此压力下相当于封闭腔中燃油可压缩性的最大容积相等。
图10中的曲线Ⅱ表示0.92mm直径的孔口是如此之大，以致只有超过最高转速4500转/分时，才能使滞燃期期间的流量小于和封闭腔中燃油压缩性相当的那个最大容积。
根据图10可了解到曲线Ⅰ决定着在任何选定的发动机转速N下，进入容积为2cc的封闭腔28的最大所需的容积流量dV，然后可以计算出合适的孔口29的直径来和在选定的发动机转速N及燃油压力P的情况下，在滞燃期T期间内，最大所需的容积流量dV相匹配。
孔口29的通流截面积A与上述所定义的参数间有如下关系式：
A＝F× (dV)/(T) ×NP]]>
燃油压力P取其最大压力。因子F可以事先导出。
封闭腔28的2cc容积已被上述试验所优化。作为指南，很明显，当进入封闭腔的燃油流量和泵的工作腔11中燃油被压缩的容积相当时，封闭腔的容积达最大极限，以致无燃油流向喷射器。例如，此容积最大极限值可约为7cc，故而封闭腔28的容积可在此0至7cc有限范围内事先进行优化。
将封闭腔28的容积V及孔口29的通流面积A进行优化的另一可用之法为：取喷油器喷出燃油的容积为Vn，再按所需的转速下，在滞燃期期间把燃油中希望移往封闭腔中的相应部分的量选定。可以利用孔口29的通流面积A与喷射器喷嘴孔通流面积An之比，该比值是与通过这些面积所选定的燃油流量比成比例这一事实来计算孔口29的通流面积A，算式如下：
(A)/(An) = (dv)/(Vn)
如果面积A已算出，容积流量dV可也用下式来算：
dV =1F×A · T ·PN]]>
如果dV已算出，容积V可根据燃油的可压缩性及最大燃油压力算出如下：
V＝dV× (K)/(P)
此处K为燃料的弹性模量。
如果发现所选定的流入封闭腔中的流量dV在高速时对发动机特性具有不能接受的反面影响，则可选稍低的dV值及相应的稍低的容积V值和所用的流通面积A。
凡是对发动机特性的反面影响，当柱塞5接近冲程之末而减慢时，都易于被来自封闭腔28进入泵工作腔11的燃油回流所抵消。工作腔11中的压力可保持更长时间而喷射器的喷油率被加强。通过孔口29的回流将在有限的时间间隔中发生，此时的喷射率持续地加强了。即使采用图10及11中曲线Ⅱ所代表的0.92mm那种大直径的孔口29，由于腔室28中较大数量的压缩燃油流回到工作腔及喷射器，在高速时也能取得可以接受的发动机特性。
除此之外，一俟泵的工作腔11通过进油口16和供油腔17相通，来自封闭腔28的回流便于抵消可能引起的穴蚀问题。
分析封闭腔28及孔口29影响的另一方法是考虑流向喷射器的燃油流量率。就一台发动机及不带封闭腔28的燃油泵来说，在图12上表示在1000转/分下，随发动机曲轴转角而变的通向喷射器的燃油流量率V′的曲线Ⅰ。曲线Ⅱ代表以喷射期内总流量的百分比标出的通往喷射器的蓄压燃油流量。其总流量在1000转/分时为57立方毫米。曲线Ⅰ表示在曲轴转角约为4.5度时开始喷射，其滞燃期为7.5度，曲线Ⅱ表示大约在12度曲轴转角下开始着火时，足够超过50%的燃油已被喷入。
图13表示与图12中的发动机及燃油泵相同，不过加设一具有3.35cc容积的封闭腔28及一与泵工作腔相连直径为0.85mm的孔口29的情况下，相类似的曲线Ⅰ为燃油流量V′及曲线Ⅱ为蓄压流量的百分比。曲线Ⅰ表明曲轴转角约为1.5度时喷射开始，其滞燃期为7.5度，曲线Ⅱ表示约在曲轴转角9度时着火开始已有约8%的燃油被喷入。这样，和图12中所代表的无封闭腔28的泵相比，着火开始前所喷入的燃油量要少得多。事实上，燃油经过初始喷射后，流量降为零呈两级或先导喷射状态。然而，在初始喷射后，喷射率的变化与无封闭腔的泵有相类似的状态，除在图12中为曲轴转角4.5度而在图13中曲轴转角为7度外，图12及图13中的曲线工具有大体上相类似的轮廓。
图14表示与图13中的发动机及燃油泵相同，不过设有一容积为3.35cc的封闭腔28及直径为0.4mm的孔口29的情况下相类似的曲线Ⅰ及Ⅱ，分别代表燃油流量V′及蓄压流量的百分比。曲线Ⅰ表示喷射开始于曲轴转角1.5度，而着火开始于曲轴转角9度，有如在图13中那样，曲线Ⅱ表示在着火开始前已经有18%的燃油被喷入。因此，具有0.4mm直径孔口29的封闭腔28在初始喷射期，和图13中具有0.85mm较大直径孔口29的封闭腔28相比能接受较小的燃油流量。
可以认为：本发明靠降低初始燃油喷射率从而减少燃油的预混合量使燃烧噪声降低。燃烧的最高温度因此也得以降低，连带也降低了NOx排放。
这些就像在图4至图7中的试验那样展显示采用同一台发动机及燃油泵所进行的一系列等转速变负荷的试验中，其燃油泵具有容积为2cc的腔室28及直径为0.4mm的孔口29。NOx排放及碳氢化合物HC的排放是在2000转/分的转速下测得的，并和无腔室28时所测得的排放相比较。其结果在图15中点画出NOx排放曲线及在图16中画出HC排放曲线，每曲线都表明带腔室28时由曲线Ⅰ所代表的排放和无腔室的曲线Ⅱ所代表的相比在全部或大部扭矩范围（KN）内均降低了。
就像发动机降低燃烧噪声那样，本发明也降低燃油泵的运转噪声，因为封闭腔像蓄压器或弹簧那样起作用，它能减少来自传动元件施加于燃油泵元件上的冲击作用。
封闭腔28所引起的燃油再分配，包括滞燃期内燃油喷射的减少，以及在喷射末期喷射的相应增加，在降低油耗率方面能具有进一步的有利效果，尤其在封闭腔及节流器为之设计的转速下，更是这样。此项改进来源于多种效应，包括更均匀及有效的燃烧以及在上止点附近喷入燃油的相应增加。
延迟喷射定时的情况下，滞燃期缩短了，和无封闭腔28的标准系统相比，对滞燃期期间燃油喷射量的影响相应地加大了。此种影响的造成是由于接近滞燃期末尾时，封闭腔渐被充满使进入封闭腔的燃油流量率减少了，从而在接近滞燃期末尾时燃油喷射率急剧增加。因之滞燃期的减小降低了较高燃油喷射流量率下的喷射时间，因此在滞燃期内喷射燃油的总量所下降的幅度，较之标准系统在滞燃期内燃油喷射流量均匀分布时所下降的幅度为大。燃烧噪声因之得以降低并且这是当喷射定时延迟后所得到的正常降噪之外附加得到的效应。
本发明也能应用于图17及图18所示的迥转分配式燃油泵，其中有一个转子总成30带着一付装于环形凸轮滚道32内的对置活塞31，以便在泵的工作腔内造成燃油脉冲;以及当转子总成迥转时一个中心燃油分配通道33。封闭腔28可以设在转子总成的内部以便像图17那样通过节流器29和分配通道33相沟通。另一方案是封闭腔28可设在泵壳体1中如图18所示，并通过节流器29与转子总成内的环廊34相沟通，此环廊如图18所示和燃油分配通道33相连通。
本发明同样适用于单列式燃油泵。如图19所示单列式燃油泵的泵体1是如此配备的：使一封闭腔28通过一节流器29来和每个泵柱塞35的泵的工作腔11相连通。
在图1、17及18中所示的迥转式燃油泵中，连接于泵工作腔的是一个单腔室28。然而，在其他应用实例中，可把每个个别的封闭腔28通过节流器29连通到在每个泵输出接头37及其相应的喷射器39间的高压油管36上，如图20中所示。
封闭腔28的作用可在封闭腔连接管的下游通向燃油喷射器39的油路内藉设置第二节流器而得到加强。图21表示在喷射器附近连接在高压输出连结管36内一个附件38，该附件把封闭腔28，节流器29及流道41中的第二节流器40协调组合在一起，该流道41在管36的输入接头42及喷射器39的输出接头43间贯穿此附件。第二节流器位于连接腔室28至流道41上的节流器29的下游，流道41的输出端。
把一台装有常规油泵，喷射器及一组位于高压油管36中的附件38的发动机作为一系列发动机特性试验的主体，并在发动机不同转速，发动机全负荷下测量油耗率（sfc），烟度（s）及燃烧噪声（dB）。其结果示于图22至24，和同一台发动机上的类似不带附件38，但带有如图1所示直接连在泵的工作腔11上的单封闭腔28所作的类似试验相比较。两类试验中封闭腔28的容积均为2cc，节流器29的直径为0.75mm，第二节流器40的直径为0.65mm可和喷射器喷嘴喷油孔的总面积的有效直径0.62mm相比较。
图22表示油耗率曲线，并展显出由曲线Ⅰ所示发动机带附件38的油耗率和不带此附件而只带单腔室28时曲线Ⅱ所示油耗率相比，在大部分中速范围内是改善得多了。
图23表明烟度曲线，并展示了带附件38的发动机如图曲线Ⅰ所示的烟度和不带此附件但只带单腔室28时如曲线Ⅱ所示的烟度相比，在全部转速范围内是改善得多了。
图24表明燃烧噪声曲线，并展示了带附件38的发动机如曲线Ⅰ所示的噪声和不带此附件但只带单腔28时如曲线Ⅱ所示的噪声相比较，在转速范围的中、低部分稍有恶化。
就这样，附件38在油耗率及烟度方面导致改善，而在燃烧噪声方面稍有恶化，但此燃烧噪声仍然十分低于标准发动机及不带附件38或封闭腔28的图24中曲线Ⅲ所示的燃烧噪声。可以预期将腔室28的容积及节流器29及第二节流器40的通流截面积进行优化可以使燃烧噪声根据需要进一步降低，使之较带有直接通向泵工作腔的封闭腔28的发动机上曲线Ⅱ的燃烧噪声还要改善。
设置第二节流器40的额外好处是它使喷射特性及发动机特性大为稳定，特别当惰转或在高速低负荷工况时更为如此。不稳定性发生于泵所输送的燃油量很小时，少许供油变量能对发动机的喷油定量具有相应地较大影响。不均匀的喷油定量就此发生，它导致油泵调速器减低转速，在这些响应方面会有时间延迟，对发动机的纯效应将是在所需转速附近游车及振荡。发动机因此不规则运转或熄火，而且不均匀的喷油定量使排放增加。封闭腔28的效果是以所需充填封闭腔的油量来增加泵的输出，从而使惰转供油变动量相应地减小并使泵对此种变动量较少
可以这样来估计：从如图21所示的附件38中取走第二节流器和能把该附件完全改进成按图20所示把封闭腔设在喷射器附近那种方式来使用。
把封闭腔28设置在喷射器附近被设想为有益的，因为这有助于减少在腔室与喷射器喷嘴的喷油孔之间的燃油流油路上的水力作用的反面影响，特别是波的影响，它另一方面能减少或屏蔽在修改通向喷射器的燃油流动方面腔的水力效应。第二节流器40的增设之所以被设想是有益的，是因为它加强了在节流器40的联结处发生的油流分流向封闭腔28的作用。
在燃油流通道上任何水力波的反面效应均被第二节流器所抑制，唯有受封闭腔影响过的燃油脉冲到达第二节流器之外，传至喷射器。将封闭腔设置在喷射器附近及第二节流器的装设如图21所示二者的综合影响产生了的最大效益。
在本发明的另一个应用实例中，封闭腔28及节流器29协调设置在每一个喷射器中。同样，第二节流器40也能配置在喷射器中。如图25所示
喷射器属于一般已知的结构，包含有一个喷嘴支撑体44，一个中间喷嘴附件45及喷嘴46，它们同轴地组装并用外喷嘴螺帽夹紧在一起。
针阀48同轴地装在喷嘴46的内孔49中，并具有一梢尖50，该梢尖与阀座51相配合以控制来自内孔49经喷嘴尖端内喷嘴喷油孔52的燃油输送。针阀48的顶部上伸穿过附件45中的内孔53并与支撑体44内的压缩弹簧54相配合使针阀梢尖在阀座51上进行密封。附件是用纵向销钉（未显示）进行相对于支撑体44及喷嘴46的周向定位的，以使喷嘴喷油孔52按相对于喷射器体的指定的圆周方向引导喷出的油柱。供油通道55纵向贯穿支撑体并通过附件45中的通道56，与喷嘴中的通道57相沟通，这样就连通了内孔49。
封闭腔28可以方便地在附件45中构成，它呈纵向延伸、一端为喷嘴46的盲孔所封闭并在盲端钻有小孔29形成连结封闭腔28至经过喷射器燃油流通路上的节流器。如图25所示，附件45的上表面形成一弧形槽58把供油通道55通向通道56，而孔29则把腔28通向此槽58。如果封闭腔28的容积不能全部安置在附件45中，则在喷嘴46中可构成再一个盲孔28′并与盲孔28对齐。
如果需要提供第二节流器40，它也可方便地在附件45中构成，只要把通道56作成盲孔并在内孔56的盲端钻一小直径孔40就行。
换一种方案来说，如果封闭腔28能在喷嘴46中构成，并通过一孔29直接和内孔49相通，则喷嘴喷油孔52将有效地起第二节流器的作用，而此节流器勿需以分立形态来设置。
然而在本发明的其它实例中，不是为（或每一个）泵的工作腔或每一个喷射器仅设置一个封闭腔，在上述单腔室的位置可能设置二或二个以上的封闭腔。如果这些多封闭腔连在系统的同一部分，并像单封闭腔那样具有相同的作用，则其总容积将和单封闭腔的相同而全部节流器的总通流面积将等于单封闭腔的，各节流器间的通流面积比等于各节流封闭腔容积间之比。每个封闭腔在所要求的设计转速，在滞燃期期间于是接纳最大流量。
如把这些多封闭腔不连向系统的同一部分，它们可能被连到不同的部分像泵工作腔11及如图21所示的高压输出连结管36，或如图20所示的喷射器39的相应高压输入连结管38′。如果在系统的这些不同部分最大燃油压力不一样，则封闭腔的相应容积及节流器的相应通流截面需要相应地加以调整。
本发明也适用于单元式喷射器，其中每一喷射器也和一燃油泵单元相适配，封闭腔通过一节流器和喷射器内泵压元件的泵工作腔相通。
通过全部描述，可以看出，本发明的节流器采取了向封闭腔28开通的单孔口29的形式。然而，也可能把单孔口29置换成总通流面积和单孔口相同的二个或二个以上的孔口。因此，“节流器”一词应理解为同时概括通向封闭腔的单孔口及多孔口两种情况。