CN102186716A - 伺服阀 - Google Patents

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CN102186716A CN2009801404870A CN200980140487A CN102186716A CN 102186716 A CN102186716 A CN 102186716A CN 2009801404870 A CN2009801404870 A CN 2009801404870A CN 200980140487 A CN200980140487 A CN 200980140487A CN 102186716 A CN102186716 A CN 102186716A
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Abstract

本发明涉及一种用于液压式车辆转向系统的伺服阀(10)，包括阀套(12)和输入轴(14)，该输入轴设置在阀套(12)内部并能相对于阀套(12)绕一条共同的轴线(X)转动，阀套(12)和输入轴(14)分别具有轴向取向的且至少部分地相互对置的控制槽(16，18)，阀套(12)和输入轴(14)的每个控制槽(16，18)分别经由一个控制缝隙(20，22)与输入轴(14)和阀套(12)的两个邻接的控制槽(18，16)连通，在伺服阀(10)的压力接头(24)和与压力接头(24)相配的工作接头(32)之间构成第一控制缝隙(20)，在伺服阀(10)的与压力接头(24)相配的回流接头(26)和工作接头(32)之间构成第二控制缝隙(22)，在阀中间位置中第二控制缝隙(22)比第一控制缝隙(20)具有更小的通流横截面积。

Description

伺服阀
技术领域
本发明涉及一种用于液压式车辆转向系统的伺服阀。
背景技术
伺服阀由现有技术是已知的并且通常安装在车辆的液压式助力转向装置中，以便在车辆驾驶员的转向运动时提供液压辅助力。行车道不平度可能经由行驶机构/底盘影响到车辆转向并且被车辆驾驶员在方向盘上作为不希望的“转向颠簸”感知。由于行驶机构的较直接的布设以及在转向传动装置与行驶机构之间的刚性耦联，转向颠簸在目前常见的伺服转向系统中可增强地被感知。此外，在伺服转向系统中越来越多地采用节能的泵，以便减少能量需求。特别是在直线向前行驶时，这种泵的体积流量和因此还有伺服转向系统的系统压力减小。随着系统压力的回落，与压力有关的等效压缩模量E’油以及因而对颠簸起衰减/阻尼作用的系统刚性也减小。因此，在直线向前行驶时(即在伺服阀的中间位置中)在转向中出现的颠簸可在方向盘上特别明显地觉察到。
出现的颠簸必须被机械地或液压地衰减。由现有技术为此已知一种所谓的9位(Land)伺服阀，该伺服阀在阀的转动时、即在车辆的转弯行驶时在低压侧产生背压并且由此衰减在方向盘中的颠簸。
在DE 10 2006 056 350 A1中尤其是对于这样的9位伺服阀公开了一种阀结构，其中也在阀中间位置中、即在车辆的直线向前行驶时在低压侧产生背压并且由此衰减在方向盘中的颠簸。
发明内容
本发明的目的是，提供一种用于车辆转向系统的伺服阀，在该伺服阀中以尽可能简单的方式和方法仍更好地、特别是在直线向前行驶时且基本上与阀结构方式无关地衰减在方向盘中出现的颠簸。
根据本发明，该目的通过一种用于液压式车辆转向系统的伺服阀解决，该伺服阀包括阀套和输入轴，该输入轴设置在阀套内部并且能相对于阀套绕一条共同的轴线转动，其中，阀套和输入轴分别具有轴向取向的且至少部分地相互对置的控制槽，在伺服阀的压力接头和与压力接头相配的工作接头之间构成第一控制缝隙，而在伺服阀的与压力接头相配的回流接头和工作接头之间构成第二控制缝隙，在阀中间位置中，第二控制缝隙比第一控制缝隙具有更小的通流横截面积。
第二控制缝隙由此在伺服阀的中间位置中起液压节流阀的作用并且由此阻止液压流体向储存器回流。因此，在伺服阀的低压侧建立背压，该背压又有助于更好地衰减颠簸。此外，在车辆转向系统的复位特性方面也产生有利的效果。通过车轮的常见的、所谓的随动/惯性运动(Nachlauf)，转向系统借助外部的行驶力被朝向直线向前行驶的方向加载并且被复位。由于在阀中间位置中存在对该复位力的衰减，所以现在防止在复位时借助外部的行驶力导致车辆转向系统超出其直线向前行驶的不希望的“过度摆振(
Figure BDA0000055021180000021
)”。
在伺服阀的一种优选的实施形式中，这些控制缝隙的通流横截面积分别通过一个缝隙长度和一个缝隙宽度限定，其中，在阀中间位置中，第二控制缝隙的缝隙宽度小于第一控制缝隙的缝隙宽度。经由这些不同的缝隙宽度可以简单地产生希望的通流横截面积。
特别优选地，第二控制缝隙的缝隙宽度在阀中间位置中基本上在径向方向上延伸。在阀中间位置的范围内、亦即例如在阀围绕中间位置转动小于0.5°的情况下，该构造为径向缝隙的第二控制缝隙仅具有通流横截面积的很小变化，这又导致在该范围中的特别恒定的衰减。在制造槽时的制造公差也对第二控制缝隙在阀中间位置的范围中的通流横截面积仅具有非常小的影响并且此外可以通过简单的修整例如槽侧面磨削进一步最小化。
优选地，在伺服阀的一个压力接头和一个相配的回流接头之间恰好设有两个控制缝隙。因此，希望的衰减效果也可在具有三个液压桥的常见的6位伺服阀以及具有四个液压桥的8位伺服阀中实现。
特别地，一个直接与伺服阀的工作接头处于连通的控制槽可以与其两个邻接的控制槽分别构成第一控制缝隙和第二控制缝隙。
在伺服阀的另一种实施形式中，各个控制缝隙的缝隙长度基本上在轴向方向上延伸、即基本上平行于伺服阀的纵向轴线延伸。缝隙宽度可以基本上垂直于伺服阀的纵向轴线延伸。
优选地，第一和/或第二控制缝隙的缝隙宽度在缝隙长度上基本上是恒定的。这一方面使在阀套和输入轴中制造控制槽时的加工耗费最小化，另一方面允许简单地计算以及精确地调节通流横截面积。
特别地，所有控制缝隙可以基本上具有相同的缝隙长度，以便进一步减少加工耗费和随之产生的费用。
在伺服阀的另一种实施形式中，在阀在阀中间位置的范围内转动时，第一控制缝隙的缝隙宽度比第二控制缝隙的缝隙宽度更快地改变。这意味着，在阀在阀中间位置的范围内转动时，第一控制缝隙的缝隙宽度比第二控制缝隙的缝隙宽度更强烈地增大或减小。由此在伺服阀的高压侧已经发生可感知的流量控制，而在低压侧几乎不产生流量变化。结果，衰减因此几乎保持在恒定的水平上。
特别优选地，控制槽加工成这样，即在阀在阀中间位置的范围内转动时，第二控制缝隙的缝隙宽度基本上保持恒定。
在伺服阀的另一种实施形式中，第一控制缝隙的缝隙宽度和第二控制缝隙的缝隙宽度从伺服阀的一预定的转角起基本上是相同的。这从该预定的转角起导致在伺服阀内部有利的、均匀的体积流分布。
在另一种实施形式中，第二控制缝隙的通流横截面积在阀中间位置中基本上通过在输入轴的和/或阀套的槽侧面的区域中的磨削部限定。因此，第二控制缝隙的通流横截面可以用小的耗费精确地调节以及必要时修整。
在另一种实施形式中，阀套的和输入轴的每个控制槽与输入轴的和阀套的两个与之邻接的控制槽分别经由一个控制缝隙、优选分别经由恰好一个控制缝隙处于连通。通过该结构形式，阀可以特别简单且成本有利地制造。
特别地，该控制缝隙可以是第一控制缝隙或第二控制缝隙。这意味着，伺服阀的所有相互邻接的控制槽或者经由第一控制缝隙或者经由第二控制缝隙相互处于连通。这也有助于简单且成本有利的阀制造。
附图说明
本发明的其它特征和优点由以下参照附图对优选实施形式的说明给出。其中：
图1示出一根据本发明的伺服阀的示意的纵剖视图；
图2示出根据图1的伺服阀的示意的横剖视图；
图3示出根据图2的伺服阀的一个液压桥的示意图；
图4示出图2的区域D1的放大视图，以图解说明第一控制缝隙；
图5示出图2的区域D2的放大视图，以图解说明第二控制缝隙；
图6示出一个图表，其中，关于根据本发明的伺服阀的转角绘出了控制缝隙的通流横截面积；
图7示出一个用于液压式车辆转向系统的图表，其中关于转向力矩绘出了在液压缸的工作腔中的压力；
图8示出一个用于液压式车辆转向系统的图表，其中关于转向力矩绘出了在液压缸的工作腔中的压差；
图9示出一个用于液压式车辆转向系统的图表，其中关于齿条速度绘出了外部的齿条力；
具体实施方式
图1示意地示出伺服阀10的纵剖视图，该伺服阀具有阀套12和输入轴14，其中，输入轴14设置在阀套12内部并且能相对于阀套12绕一条共同的轴线X转动。此外可看到一扭力杆13，该扭力杆以公知的方式将输入轴14与输出轴15耦联，该输出轴又不可轴向移动地且抗旋转地(不可相对转动地：drehfest)与阀套12连接。阀套12和输入轴14分别具有一些轴向取向的控制槽16、18，其中，阀套12的和输入轴14的一个控制槽16、18与输入轴14的和阀套12的两个邻接的控制槽18、16分别经由恰好一个控制缝隙20、22处于连通(图2)。通过经由恰好一个控制缝隙20、22的连通，在两个邻接的控制槽16、18之间构成恰好一个封闭的通流横截面积A1、A2，该通流横截面积在阀转动时连续地变化。特别是不需要耗费的加工工艺，例如在缝隙纵向方向上的槽棱边形成台阶、用于缝隙中断的槽隔板等。
控制缝隙20、22的通流横截面积A1、A2分别通过一个缝隙长度l(见图1)和一个缝隙宽度b1、b2(见图4和5)限定。缝隙长度l在此基本上在轴向方向上延伸，而缝隙宽度b1、b2垂直于缝隙长度l延伸。此外，在本实施例中，第一和/或第二控制缝隙20、22的缝隙宽度b1、b2在缝隙长度l上基本上是恒定的。因此作为轴向缝隙长度l和与其垂直的缝隙宽度b1、b2的乘积得到控制缝隙20、22的通流横截面积。在阀套12的控制槽16与输入轴14的控制槽18之间的连接区域中，缝隙宽度b1、b2分别限定为在阀套12与输入轴14之间的最小距离，其中，该距离在替代的实施变型方案中也可以在缝隙长度l上改变。
图2示出根据1的伺服阀10的在阀中间位置中的横剖视图II-II。在此变得明显的是，在当前情况中涉及一个在阀套12和输入轴14中各具有八个控制槽16、18的所谓的8位伺服阀10。伺服阀10在其阀套12中具有四个压力接头24并且在其输入轴14中具有四个回流接头26。这些压力接头24与液压式车辆转向系统的液压泵28(见图3)连接并且分别与输入轴14的一个控制槽18相对置。这些回流接头26与液压式车辆转向系统的一储存器30(见图3)连接并且分别位于输入轴14的一个控制槽18中。此外，伺服阀10包括工作接头32，这些工作接头通入阀套12的控制槽16中并且与液压缸38的工作腔34、36连接(见图3)。液压缸38与车辆转向系统的齿条(未示出)耦联并且经由在这两个工作腔34、36之间的压力差提供液压转向力。在根据图2的示例的阀实施方式中，阀套12的每个控制槽16具有一个工作接头32。
图3示意地示出四个相同的液压桥40中的一个，这些液压桥构成在根据图2的伺服阀10中。在此，清楚地示出在不同的接头24、26、32与控制缝隙20、22之间的关系，其中，控制缝隙20、22称为在各个接头24、26、32之间的可变的通流阻力。
因为这样构造的伺服阀10的原理上的工作方式已由现有技术已知，所以在下文不再详细描述该工作方式。
下面参照图2至5详细阐述根据本发明的伺服阀10的工作方式。
一般地，在伺服阀10的压力接头24和两个沿周向相邻的、配设的工作接头32之间分别构成有一个第一控制缝隙20。在伺服阀10的两个工作接头32和它们的沿周向相邻的配设的回流接头26之间分别构成有一个第二控制缝隙22。具体而言，这些控制缝隙20、22自然由控制槽16、18形成，这些控制槽直接与相应的接头24、26、32处于连通。当相应的接头24、26、32直接构成在控制槽16、18中或与控制槽16、18相对置时，控制槽16、18就被认为是直接与接头24、26、32连通。
在根据图2的实施例中，在输入轴14的与压力接头24流体连通的相应的控制槽18和阀套12的与沿周向相邻的工作接头32邻接的相应的控制槽16之间形成第一控制缝隙20。在阀套12的与工作接头32邻接的相应的控制槽16和输入轴14的与沿周向相邻的回流接头26邻接的相应的控制槽18之间形成第二控制缝隙22。
根据图2的视图，阀套12中的每个控制槽16(其直接地、即在中间不连接控制缝隙20、22地与伺服阀10的一个工作接头32处于连通)与其两个邻接的在输入轴14中的控制槽18分别形成一个第一控制缝隙20和一个第二控制缝隙22，其中，第二控制缝隙22的缝隙宽度b2在阀中间位置中小于第一控制缝隙20的缝隙宽度b1(见图4和5)。在此，这样的阀位置称为阀中间位置，在该阀位置中阀套12相对于输入轴14位于液压中间位置中，其中该阀位置与伺服阀10的为α＝0°的转角α相配。在阀中间位置中，伺服阀10的在流入和回流工作腔34、36时的通流阻力是相同的，从而在工作室34、36中产生相同的压力并且不产生液压转向力。通常，伺服阀10的阀中间位置对应于车辆的直线向前行驶。
为了说明第一控制缝隙20与第二控制缝隙22之间的区别，在图4中示出图2的一个局部D1以及在图5中示出图2的一个局部D2，其中，伺服阀10在此分别位于其阀中间位置中。
阀套12的在图4中示出的控制槽16具有一个工作接头32并且经由一个第一控制缝隙20与输入轴14的控制槽18处于连通，其中，输入轴14的控制槽18与压力接头24相配。第一控制缝隙20具有垂直于图纸平面的缝隙长度l以及在图4中标出的缝隙宽度b1。缝隙宽度b1在此决定性地通过周向或切向分量b1t确定，但是径向分量b1r也能够影响缝隙宽度b1。在每种情况下，缝隙宽度b1限定为在阀套12与输入轴14之间的在控制槽16、18的连接区域中的最小距离，从而第一控制缝隙20的通流横截面积A1通过缝隙长度l和缝隙宽度b1给出。
阀套12的在图5中示出的控制槽16具有一个工作接头32并且经由一个第二控制缝隙22与输入轴14的控制槽18处于连通，其中，输入轴14的控制槽18具有一个回流接头26。以上对于第一控制缝隙20涉及的缝隙限定类似地也适用于第二控制缝隙22。与根据图4的第一控制缝隙20相比，引人注目的是，根据图5的第二控制缝隙22的缝隙宽度b2小于第一控制缝隙20的缝隙宽度b1。由于在工作接头32与相应配设的回流接头26之间的缝隙宽度b2小，所以第二控制缝隙22起节流阀的作用。因此，在阀中间位置中，在液压缸38的工作腔34、36中产生可预定的背压，该背压导致在车辆转向系统中所希望的衰减。在伺服阀10的一个实施变型方案中，第二控制缝隙22的缝隙宽度b2在阀中间位置中至多为第一控制缝隙20的缝隙宽度b1的一半大。
与根据图4的第一控制缝隙20相比，关于第二控制缝隙22(图5)可确定，第二控制缝隙的缝隙宽度b2在阀中间位置中基本上在径向方向上延伸，从而满足b2≈b2r。
图6示出一个图表，其中关于伺服阀10的转角α绘出第一控制缝隙20的(虚线曲线)和第二控制缝隙22(实线曲线)的通流横截面积A1、A2。
因为在本实施例中所有控制缝隙20、22的缝隙长度l基本上是相同的，所以在阀中间位置(α＝0°)中由第一和第二控制缝隙20、22的不同的缝隙宽度b1、b2得出不同的通流横截面积A1、A2。
在阀中间位置的范围中、亦即例如对于-0.5°＜α＜0.5°而言，第一控制缝隙20的缝隙宽度b1比第二控制缝隙22的缝隙宽度b2更快地改变。这借助在α≈0°时的不同的曲线斜率表明并且由第一和第二控制缝隙20、22的不同的缝隙取向得到。也就是说，在阀转动时第一控制缝隙20的缝隙宽度b1由于周向或切向分量b1t、b1r而快速改变，而径向取向的第二控制缝隙22的缝隙宽度b2几乎保持恒定。
因此，在一种优选的阀实施方式中，控制槽16、18这样地制造，即，使得在阀在阀中间位置的范围内转动时，第二控制缝隙22的缝隙宽度b2基本上保持恒定。
此外，缝隙几何结构优选构造成，使得第一控制缝隙20的缝隙宽度b1和第二控制缝隙22的缝隙宽度b2从伺服阀10的一预定的转角α＊起是相同的。该预定的转角α＊根据图6例如约为1.75°。由于该缝隙几何结构，在大于预定的转角α＊的转角α时，产生均匀的、有利的体积流分布。
图7示出一个图表，其中对于传统的伺服阀(虚线曲线)和根据本发明的伺服阀10(实线曲线)关于转向力矩M绘出在工作腔34、36中的压力P。对于根据本发明的伺服阀10，根据图7例如在阀中间位置(α＝0°)中产生4巴的背压，以便提高在液压式车辆转向系统中的衰减。
图8示出一个图表，其中同样对于传统的伺服阀(虚线曲线)和根据本发明的伺服阀10(实线曲线)关于转向力矩M绘出在工作腔34、36之间的压差ΔP。传统的伺服阀的曲线和根据本发明的伺服阀10的曲线在此在很大程度上是相同的并且在图8中几乎没有区别。
图7和8的比较表明，在根据本发明的伺服阀10中尽管在工作腔34、36中产生不同的绝对压力P以实现所希望的衰减，但是由压差ΔP得到的液压转向力和由此液压式车辆转向系统的性能以有利的方式在很大程度上保持不变。
图9中的图表描述了对于不同的车辆转向系统的复位特性。在此，关于齿条速度VR分别绘出外部的齿条力FR。通过车轮的随动，齿条在车速增加时随着增大的齿条速度VR朝向直线向前行驶的方向运动。特别有利的是，用于使齿条运动的力FR在低的齿条速度VR时很小、而在高的齿条速度VR时比较高。由此在车轮复位时借助外部行驶力例如防止车辆转向系统超出直线向前行驶的不希望的“过度摆振”。车辆转向系统的该优选的特征特别清楚地在根据图9的曲线42中显现，该曲线在使用根据图1至5的伺服阀10的情况下产生。作为比较，附加地绘出了一条曲线44，在该曲线中齿条力FR在高的齿条速度VR范围中非所希望地低；以及绘出了一条曲线46，在该曲线中齿条力FR在低的齿条速度VR范围中非所希望地高。曲线44在此与具有传统的在阀中间位置中没有衰减的伺服阀的车辆转向系统相配，而曲线46与具有传统的伺服阀以及在伺服阀回流中的分开的阻尼阀的车辆转向系统相配。

Claims (14)

1.用于液压式车辆转向系统的伺服阀，包括：
阀套(12)，和
输入轴(14)，该输入轴设置在阀套(12)内部并且能相对于阀套(12)绕一条共同的轴线(X)转动，
其中，阀套(12)和输入轴(14)分别具有轴向取向的且至少部分地相互对置的控制槽(16，18)，
在伺服阀(10)的压力接头(24)和与压力接头(24)相配的工作接头(32)之间构成第一控制缝隙(20)，而在伺服阀(10)的与压力接头(24)相配的回流接头(26)和工作接头(32)之间构成第二控制缝隙(22)，
在阀中间位置中，第二控制缝隙(22)比第一控制缝隙(20)具有更小的通流横截面积。
2.根据权利要求1所述的伺服阀，其特征在于，所述控制缝隙(20，22)的通流横截面积(A1，A2)分别通过一个缝隙长度(l)和一个缝隙宽度(b1，b2)限定，其中，在阀中间位置中，第二控制缝隙(22)的缝隙宽度(b2)小于第一控制缝隙(20)的缝隙宽度(b1)。
3.根据权利要求2所述的伺服阀，其特征在于，第二控制缝隙(22)的缝隙宽度(b2)在阀中间位置中基本上在径向方向上延伸。
4.根据以上权利要求之一所述的伺服阀，其特征在于，在一个压力接头(24)和一个相配的回流接头(26)之间恰好设有由一个第一控制缝隙(20)和一个第二控制缝隙(22)组成的两个控制缝隙。
5.根据以上权利要求之一所述的伺服阀，其特征在于，一个直接与伺服阀(10)的一个工作接头(32)处于连通的控制槽(16)与其两个邻接的控制槽(18)分别构成第一控制缝隙(20)和第二控制缝隙(22)。
6.根据以上权利要求之一所述的伺服阀，其特征在于，各个控制缝隙(20，22)的缝隙长度(l)基本上平行于伺服阀(10)的轴线(X)延伸，并且缝隙宽度(b1，b2)基本上垂直于伺服阀(10)的轴线(X)延伸。
7.根据以上权利要求之一所述的伺服阀，其特征在于，第一和/或第二控制缝隙(20，22)的缝隙宽度(b1，b2)在缝隙长度(l)上基本上是恒定的。
8.根据以上权利要求之一所述的伺服阀，其特征在于，所有控制缝隙(20，22)基本上具有相同的缝隙长度(l)。
9.根据以上权利要求之一所述的伺服阀，其特征在于，在阀在阀中间位置的范围内转动时，第一控制缝隙(20)的缝隙宽度(b1)比第二控制缝隙(22)的缝隙宽度(b2)更快地改变。
10.根据以上权利要求之一所述的伺服阀，其特征在于，在阀在阀中间位置的范围内转动时，第二控制缝隙(22)的缝隙宽度(b2)基本上保持恒定。
11.根据以上权利要求之一所述的伺服阀，其特征在于，第一控制缝隙(20)的缝隙宽度(b1)和第二控制缝隙(22)的缝隙宽度(b2)从伺服阀(10)的一预定的转角(α)起基本上是相同的。
12.根据以上权利要求之一所述的伺服阀，其特征在于，第二控制缝隙(22)的通流横截面积(A2)在阀中间位置中基本上通过在输入轴(14)的和/或阀套(12)的槽侧面的区域中的磨削部限定。
13.根据以上权利要求之一所述的伺服阀，其特征在于，阀套(12)的和输入轴(14)的每个控制槽(16，18)与输入轴(14)的和阀套(12)的两个与之邻接的控制槽(18，16)分别经由一个控制缝隙(20，22)处于连通。
14.根据权利要求13所述的伺服阀，其特征在于，所述控制缝隙(20，22)是第一控制缝隙(20)或第二控制缝隙(22)。
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