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Die
Erfindung betrifft ein Servoventil für ein hydraulisches
Fahrzeuglenksystem.
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Servoventile
sind aus dem Stand der Technik bekannt und werden üblicherweise
in hydraulische Hilfskraftlenkungen von Fahrzeugen eingebaut, um bei
Lenkbewegungen eines Fahrzeugführers eine hydraulische
Unterstützungskraft bereitzustellen. Fahrbahnunebenheiten
können sich über das Fahrwerk auf die Fahrzeuglenkung
auswirken und vom Fahrzeugführer am Lenkrad als unerwünschte ”Stößigkeit
der Lenkung” wahrgenommen werden. Infolge einer direkteren
Auslegung des Fahrwerks und einer starren Kopplung zwischen Lenkgetriebe
und Fahrwerk ist die Stößigkeit der Lenkung bei
heute üblichen Servolenksystemen verstärkt wahrnehmbar. Außerdem
werden in den Servolenksystemen zunehmend energiesparende Pumpen
eingesetzt, um den Energiebedarf zu reduzieren. Insbesondere bei
Geradeausfahrt ist der Volumenstrom solcher Pumpen und damit auch
der Systemdruck des Servolenksystems reduziert. Mit zurückgehendem
Systemdruck verringert sich auch der druckabhängige Ersatzkompressionsmodul
E'Öl und damit die Systemsteifigkeit, welche
dämpfend auf die Stößigkeiten wirkt.
Folglich sind bei Geradeausfahrt (also in einer Mittenstellung des
Servoventils) auftretende Stößigkeiten in der Lenkung
besonders deutlich am Lenkrad spürbar.
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Die
auftretenden Stößigkeiten müssen mechanisch
oder hydraulisch gedämpft werden. Aus dem Stand der Technik
ist hierzu ein sogenanntes 9-Land-Servoventil bekannt, welches bei
einer Verdrehung des Ventils, d. h. bei einer Kurvenfahrt des Fahrzeugs,
einen Staudruck auf der Niederdruckseite erzeugt und somit die Stößigkeiten
im Lenkrad dämpft.
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In
der
DE 10 2006
056 350 A1 ist insbesondere für ein solches 9-Land-Servoventil
eine Ventilkonstruktion offenbart, bei der auch in einer Ventilmittenstellung,
d. h. bei Geradeausfahrt des Fahrzeugs, ein Staudruck auf der Niederdruckseite
erzeugt und somit die Stößigkeiten im Lenkrad
gedämpft werden.
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Aufgabe
der Erfindung ist es, ein Servoventil für Fahrzeuglenksysteme
zu schaffen, bei dem auftretende Stößigkeiten
im Lenkrad, insbesondere bei Geradeausfahrt und im Wesentlichen
unabhängig von der Ventilbauart auf möglichst
einfache Art und Weise noch besser gedämpft werden.
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Erfindungsgemäß wird
die Aufgabe gelöst durch ein Servoventil für ein
hydraulisches Fahrzeuglenksystem, umfassend eine Ventilhülse
und eine Eingangswelle, die innerhalb der Ventilhülse angeordnet
und relativ zur Ventilhülse um eine gemeinsame Achse verdrehbar
ist, wobei die Ventilhülse und die Eingangswelle jeweils
axial ausgerichtete und zumindest teilweise einander gegenüberliegende
Steuernuten aufweisen, wobei zwischen einem Druckanschluss und einem
dem Druckanschluss zugeordneten Arbeitsanschluss des Servoventils
ein erster Steuerspalt und zwischen einem dem Druckanschluss zugeordneten
Rücklaufanschluss und dem Arbeitsanschluss des Servoventils
ein zweiter Steuerspalt ausgebildet ist, wobei in einer Ventilmittenstellung
der zweite Steuerspalt einen kleineren Durchflussquerschnitt aufweist
als der erste Steuerspalt.
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Der
zweite Steuerspalt wirkt dadurch in der Mittenstellung des Servoventils
als hydraulische Drossel und behindert damit den Rücklauf
von Hydraulikfluid zu einem Reservoir. Infolgedessen baut sich ein
Staudruck auf der Niederdruckseite des Servoventils auf, der wiederum
zu einer besseren Dämpfung der Stößigkeiten
beiträgt. Darüber hinaus stellt sich auch ein
vorteilhafter Effekt bei der Rückstellcharakteristik des
Fahrzeuglenksystems ein. Durch einen üblichen, sogenannten
Nachlauf eines Fahrzeugrads wird das Lenksystem mittels äußerer Fahrkräfte
in Richtung einer Geradeausfahrt beaufschlagt und rückgestellt.
Aufgrund der in der Ventilmittenstellung vorhandenen Dämpfung
dieser Rückstellkraft wird nun verhindert, dass es bei
der Rückstellung mittels äußerer Fahrkräfte
zu einem unerwünschten „Überschwingen” des
Fahrzeuglenksystems über dessen Geradeausfahrt hinaus kommt.
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In
einer bevorzugten Ausführungsform des Servoventils ist
ein Durchflussquerschnitt der Steuerspalte jeweils durch eine Spaltlänge
und eine Spaltbreite definiert, wobei in der Ventilmittenstellung
die Spaltbreite des zweiten Steuerspalts kleiner ist als die Spaltbreite
des ersten Steuerspalts. Über diese unterschiedlichen Spaltbreiten
lässt sich ein gewünschter Durchflussquerschnitt
einfach einstellen.
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Besonders
bevorzugt erstreckt sich die Spaltbreite des zweiten Steuerspalts
in der Ventilmittenstellung im Wesentlichen in radialer Richtung. Dieser
als Radialspalt ausgebildete, zweite Steuerspalt weist im Bereich
der Ventilmittenstellung, d. h. also beispielsweise bei einer Ventilverdrehung
von weniger als 0,5° um die Mittenstellung, lediglich eine geringe Änderung
des Durchflussquerschnitts auf, was wiederum zu einer besonders
konstanten Dämpfung in diesem Bereich führt. Auch
Fertigungstoleranzen bei der Nutherstellung haben nur einen sehr geringen
Einfluss auf den Durchflussquerschnitt des zweiten Steuerspalts
im Bereich der Ventilmittenstellung und können darüber
hinaus durch eine einfache Nachbearbeitung wie z. B. Nutflankenanschliffe
weiter minimiert werden.
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Vorzugsweise
sind zwischen einem Druckanschluss und einem zugeordneten Rücklaufanschluss
des Servoventils genau zwei Steuerspalte vorgesehen. Der gewünschte
Dämpfungseffekt ist somit auch bei gängigen 6-Land-Servoventilen
mit drei hydraulischen Brücken sowie 8-Land-Servoventilen
mit vier hydraulischen Brücken erreichbar.
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Insbesondere
kann eine Steuernut, die unmittelbar mit einem Arbeitsanschluss
des Servoventils in Verbindung steht, mit ihren zwei angrenzenden Steuernuten
jeweils den ersten Steuerspalt und den zweiten Steuerspalt ausbilden.
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In
einer weiteren Ausführungsform des Servoventils erstreckt
sich eine Spaltlänge eines jeweiligen Steuerspalts im Wesentlichen
in axialer Richtung, d. h. im Wesentlichen parallel zur Längsachse des
Servoventils. Die Spaltbreite kann im Wesentlichen senkrecht zur
Längsachse des Servoventils verlaufen.
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Bevorzugt
ist die Spaltbreite des ersten und/oder zweiten Steuerspalts über
die Spaltlänge im Wesentlichen konstant. Dies minimiert
zum einen den Fertigungsaufwand bei der Herstellung der Steuernuten
in der Ventilhülse und der Eingangswelle und erlaubt zum
anderen eine einfache Berechnung sowie präzise Einstellung
des Durchflussquerschnitts.
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Insbesondere
können alle Steuerspalte im Wesentlichen die gleiche Spaltlänge
aufweisen, um den Fertigungsaufwand und die damit einhergehenden
Kosten weiter zu reduzieren.
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In
einer weiteren Ausführungsform des Servoventils ändert
sich die Spaltbreite des ersten Steuerspalts bei einer Ventilverdrehung
im Bereich der Ventilmittenstellung schneller als die Spaltbreite
des zweiten Steuerspalts. Dies bedeutet, dass bei der Ventilverdrehung
im Bereich der Ventilmittenstellung die Spaltbreite des ersten Steuerspalts
stärker zu- oder abnimmt als die Spaltbreite des zweiten
Steuerspalts. Dadurch findet auf der Hochdruckseite des Servoventils
bereits eine spürbare Durchflusssteuerung statt, während
sich auf der Niederdruckseite kaum eine Durchflussänderung
einstellt. Im Ergebnis bleibt damit die Dämpfung nahezu
auf einem konstanten Niveau.
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Besonders
bevorzugt sind die Steuernuten so gefertigt, dass die Spaltbreite
des zweiten Steuerspalts bei einer Ventilverdrehung im Bereich der
Ventilmittenstellung im Wesentlichen konstant bleibt.
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In
einer weiteren Ausführungsform des Servoventils sind die
Spaltbreite des ersten Steuerspalts und die Spaltbreite des zweiten
Steuerspalts ab einem vorgegebenen Verdrehwinkel des Servoventils im
Wesentlichen identisch. Dies führt ab dem vorgegebenen
Verdrehwinkel zu einer vorteilhaften, gleichmäßigen
Volumenstromverteilung innerhalb des Servoventils.
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In
einer weiteren Ausführungsform ist der Durchflussquerschnitt
der zweiten Steuerspalte in der Ventilmittenstellung im Wesentlichen
durch Anschliffe im Bereich von Nutflanken der Eingangswelle und/oder
Ventilhülse definiert. Folglich kann der Durchflussquerschnitt
des zweiten Steuerspalts mit geringem Aufwand exakt eingestellt
und gegebenenfalls nachbearbeitet werden.
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In
einer weiteren Ausführungsform steht jede Steuernut der
Ventilhülse und der Eingangswelle mit zwei daran angrenzenden
Steuernuten der Eingangswelle bzw. der Ventilhülse über
jeweils einen, vorzugsweise über jeweils genau einen Steuerspalt in
Verbindung. Durch diese Bauweise lässt sich das Ventil
besonders einfach und kostengünstig herstellen.
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Insbesondere
kann dieser Steuerspalt ein erster Steuerspalt oder ein zweiter
Steuerspalt sein. Dies bedeutet, dass alle aneinander angrenzende Steuernuten
des Servoventils entweder über einen ersten Steuerspalt
oder über einen zweiten Steuerspalt miteinander in Verbindung
stehen. Auch dies trägt zu einer einfachen und kostengünstigen
Ventilfertigung bei.
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Weitere
Merkmale und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden
Beschreibung einer bevorzugten Ausführungsform unter Bezugnahme
auf die Zeichnungen. In diesen zeigen:
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1 einen
schematischen Längsschnitt durch ein erfindungsgemäßes
Servoventil;
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2 einen
schematischen Querschnitt durch das Servoventil gemäß 1;
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3 die
schematische Darstellung einer Hydraulikbrücke des Servoventils
gemäß 2;
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4 einen
Bereich D1 von 2 in vergrößerter
Darstellung, um einen ersten Steuerspalt zu veranschaulichen;
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5 einen
Bereich D2 von 2 in vergrößerter
Darstellung, um einen zweiten Steuerspalt zu veranschaulichen;
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6 ein
Diagramm, bei dem ein Durchflussquerschnitt der Steuerspalte über
einem Verdrehwinkel des erfindungsgemäßen Servoventils
aufgetragen ist;
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7 ein
Diagramm für ein hydraulisches Fahrzeuglenksystem, bei
dem ein Druck in den Arbeitskammern eines Hydraulikzylinders über
einem Lenkmoment aufgetragen ist;
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8 ein
Diagramm für ein hydraulisches Fahrzeuglenksystem, bei
dem ein Druckunterschied in den Arbeitskammern eines Hydraulikzylinders über
einem Lenkmoment aufgetragen ist; und
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9 ein
Diagramm für ein hydraulisches Fahrzeuglenksystem, bei
dem eine äußere Zahnstangenkraft über
einer Zahnstangengeschwindigkeit aufgetragen ist.
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Die 1 zeigt
schematisch einen Längsschnitt durch ein Servoventil 10,
das eine Ventilhülse 12 und eine Eingangswelle 14 aufweist,
wobei die Eingangswelle 14 innerhalb der Ventilhülse 12 angeordnet
und relativ zur Ventilhülse 12 um eine gemeinsame
Achse X verdrehbar ist. Ferner ist ein Torsionsstab 13 zu
sehen, der in bekannter Weise die Eingangswelle 14 mit
einer Ausgangswelle 15 koppelt, welche wiederum axial unverschieblich
und drehfest mit der Ventilhülse 12 verbunden
ist. Die Ventilhülse 12 und die Eingangswelle 14 weisen
jeweils axial ausgerichtete Steuernuten 16, 18 auf,
wobei eine Steuernut 16, 18 der Ventilhülse 12 und
der Eingangswelle 14 mit zwei angrenzenden Steuernuten 18, 16 der
Eingangswelle 14 bzw. der Ventilhülse 12 über
jeweils genau einen Steuerspalt 20, 22 in Verbindung
steht (2). Durch die Verbindung über genau einen
Steuerspalt 20, 22 wird genau ein geschlossener
Durchflussquerschnitt A1, A2 zwischen zwei
angrenzenden Steuernuten 16, 18 ausgebildet, der
sich bei einer Ventilverdrehung stetig ändert. Insbesondere
sind keine aufwendigen Fertigungsprozesse wie Nutkantenabstufungen
in Spaltlängsrichtung, Nutstege zur Spaltunterbrechung,
o. ä. notwendig.
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Der
Durchflussquerschnitt A1, A2 eines
Steuerspalts 20, 22 ist jeweils durch eine Spaltlänge
l (vgl. 1) und eine Spaltbreite b1, b2 (vgl. 4 und 5)
definiert. Die Spaltlänge l erstreckt sich dabei im Wesentlichen
in axialer Richtung, und die Spaltbreite b1,
b2 verläuft senkrecht zur Spaltlänge
l. Außerdem ist im vorliegenden Ausführungsbeispiel
die Spaltbreite b1, b2 der
ersten und/oder zweiten Steuerspalte 20, 22 über
die Spaltlänge l im Wesentlichen konstant. Damit ergibt
sich der Durchflussquerschnitt eines Steuerspalts 20, 22 als
Produkt aus der axialen Spaltlänge l und der dazu senkrechten
Spaltbreite b1, b2.
Im Verbindungsbereich zwischen einer Steuernut 16 der Ventilhülse 12 und
einer Steuernut 18 der Eingangswelle 14 ist die
Spaltbreite b1, b2 jeweils
als der geringste Abstand zwischen der Ventilhülse 12 und der
Eingangswelle 14 definiert, wobei sich dieser Abstand in
alternativen Ausführungsvarianten über die Spaltlänge
l auch ändern kann.
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Die 2 zeigt
einen Querschnitt I-I durch das Servoventil 10 gemäß 1 in
einer Ventilmittenstellung. Dabei wird deutlich, dass es sich im
vorliegenden Fall um ein sogenanntes 8-Land-Servoventil 10 mit
jeweils acht Steuernuten 16, 18 in der Ventilhülse 12 und
der Eingangswelle 14 handelt. Das Servoventil 10 weist
in seiner Ventilhülse 12 vier Druckanschlüsse 24 und
in seiner Eingangswelle 14 vier Rücklaufanschlüsse 26 auf.
Die Druckanschlüsse 24 sind mit einer Hydraulikpumpe 28 (vgl. 3) des
hydraulischen Fahrzeuglenksystems verbunden und liegen jeweils einer
Steuernut 18 der Eingangswelle 14 gegenüber.
Die Rücklaufanschlüsse 26 sind mit einem
Reservoir 30 (vgl. 3) des hydraulischen
Fahrzeuglenksystems verbunden und befinden sich jeweils in einer
Steuernut 18 der Eingangswelle 14. Des Weiteren
umfasst das Servoventil 10 Arbeitsanschlüsse 32,
welche in Steuernuten 16 der Ventilhülse 12 münden
und mit Arbeitskammern 34, 36 eines Hydraulikzylinders 38 verbunden
sind (vgl. 3). Der Hydraulikzylinder 38 ist
mit einer Zahnstange des Fahrzeuglenksystems (nicht gezeigt) gekoppelt
und stellt über einen Druckunterschied zwischen den beiden
Arbeitskammern 34, 36 eine hydraulische Lenkkraft
zur Verfügung. In der beispielhaften Ventilausführung
gemäß 2 weist jede Steuernut 16 der
Ventilhülse 12 einen Arbeitsanschluss 32 auf.
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Die 3 zeigt
schematisch eine von vier identischen Hydraulikbrücken 40,
die im Servoventil 10 gemäß 2 ausgebildet
sind. Hierbei sind anschaulich die Zusammenhänge zwischen
den verschiedenen Anschlüssen 24, 26, 32 und
den Steuerspalten 20, 22 dargestellt, wobei die
Steuerspalte 20, 22 als variable Durchflusswiderstände
zwischen den einzelnen Anschlüssen 24, 26, 32 eingezeichnet sind.
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Da
die prinzipielle Funktionsweise eines derart aufgebauten Servoventils 10 aus
dem Stand der Technik bekannt ist, wird diese im Folgenden nicht näher
erläutert.
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Nachstehend
ist unter Bezugnahme auf die 2 bis 5 die
Funktionsweise des erfindungsgemäßen Servoventils 10 im
Detail erläutert.
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Allgemein
ist zwischen dem Druckanschluss 24 und den beiden in Umfangsrichtung
benachbarten, zugeordneten Arbeitsanschlüssen 32 des
Servoventils 10 jeweils ein erster Steuerspalt 20 ausgebildet.
Zwischen den beiden Arbeitsanschlüssen 32 und
ihren in Umfangsrichtung benachbarten, zugeordneten Rücklaufanschlüssen 26 des
Servoventils 10 ist jeweils ein zweiter Steuerspalt 22 ausgebildet. Konkret
werden die Steuerspalte 20, 22 natürlich
von den Steuernuten 16, 18 gebildet, welche unmittelbar mit
den jeweiligen Anschlüssen 24, 26, 32 in
Verbindung stehen. Steuernuten 16, 18 gelten dann
als unmittelbar mit Anschlüssen 24, 26, 32 verbunden, wenn
der jeweilige Anschluss 24, 26, 32 direkt
in der Steuernut 16, 18 ausgebildet ist oder der
Steuernut 16, 18 gegenüberliegt.
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Im
Ausführungsbeispiel nach 2 ist zwischen
einer jeweiligen Steuernut 18 der Eingangswelle 14,
die in Fluidverbindung mit dem Druckanschluss 24 steht,
und einer jeweiligen Steuernut 16 der Ventilhülse 12,
die an einen in Umfangsrichtung benachbarten Arbeitsanschluss 32 angrenzt,
ein erster Steuerspalt 20 ausgebildet. Zwischen einer jeweiligen
Steuernut 16 der Ventilhülse 12, die
an einen Arbeitsanschluss 32 angrenzt, und einer jeweiligen Steuernut 18 der
Eingangswelle 14, die an einen in Umfangsrichtung benachbarten
Rücklaufanschluss 26 angrenzt, ist ein zweiter
Steuerspalt 22 ausgebildet.
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Gemäß der
Darstellung von 2 bildet jede Steuernut 16 in
der Ventilhülse 12, die unmittelbar, d. h. ohne
zwischengeschalteten Steuerspalt 20, 22 mit einem
Arbeitsanschluss 32 des Servoventils 10 in Verbindung
steht, mit ihren zwei angrenzenden Steuernuten 18 in der
Eingangswelle 14 jeweils einen ersten Steuerspalt 20 und
einen zweiten Steuerspalt 22 aus, wobei die Spaltbreite
b2 des zweiten Steuerspalts 22 in
einer Ventilmittenstellung kleiner ist als die Spaltbreite b1 des ersten Steuerspalts 20 (vgl. 4 und 5).
Als Ventilmittenstellung wird dabei eine Ventilstellung bezeichnet,
bei der sich die Ventilhülse 12 relativ zur Eingangswelle 14 in
einer hydraulischen Mittenposition befindet, wobei dieser Ventilstellung
ein Verdrehwinkel α des Servoventils 10 von α =
0° zugeordnet ist. Die Durchflusswiderstände des Servoventils 10 im
Zulauf und Rücklauf der Arbeitskammern 34, 36 sind
in der Ventilmittenstellung gleich, sodass sich in den Arbeitskammern 34, 36 identische
Drücke einstellen und keine hydraulische Lenkkraft generiert
wird. In der Regel entspricht die Ventilmittenstellung des Servoventils 10 einer
Geradeausfahrt des Fahrzeugs.
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Um
den Unterschied zwischen den ersten Steuerspalten 20 und
den zweiten Steuerspalten 22 zu verdeutlichen, ist in 4 ein
Detail D1 und in 5 ein Detail D2 der 2 dargestellt,
wobei sich das Servoventil 10 dabei jeweils in seiner Ventilmittenstellung
befindet.
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Die
in 4 gezeigte Steuernut 16 der Ventilhülse 12 weist
einen Arbeitsanschluss 32 auf und steht über einen
ersten Steuerspalt 20 mit der Steuernut 18 der
Eingangswelle 14 in Verbindung, wobei die Steuernut 18 der
Eingangswelle 14 einem Druckanschluss 24 zugeordnet
ist. Der erste Steuerspalt 20 hat senkrecht zur Zeichenebene
eine Spaltlänge l sowie die in 4 eingezeichnete
Spaltbreite b1. Die Spaltbreite b1 wird dabei maßgeblich durch eine
Umfangs- oder Tangentialkomponente b1t bestimmt,
wobei jedoch auch eine Radialkomponente b1r die
Spaltbreite b1 beeinflussen kann. In jedem
Fall ist die Spaltbreite b, als kleinster Abstand zwischen der Ventilhülse 12 und
der Eingangswelle 14 im Verbindungsbereich der Steuernuten 16, 18 definiert,
sodass sich ein Durchflussquerschnitt A1 des
ersten Steuerspalts 20 durch die Spaltlänge l
und die Spaltbreite b1 ergibt.
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Die
in 5 gezeigte Steuernut 16 der Ventilhülse 12 weist
einen Arbeitsanschluss 32 auf und steht über einen
zweiten Steuerspalt 22 mit der Steuernut 18 der
Eingangswelle 14 in Verbindung, wobei die Steuernut 18 der
Eingangswelle 14 einen Rücklaufanschluss 26 aufweist.
Die oben für den ersten Steuerspalt 20 getroffenen
Spaltdefinitionen gelten analog auch für den zweiten Steuerspalt 22.
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Verglichen
mit dem ersten Steuerspalt 20 gemäß 4 fällt
auf, dass die Spaltbreite b2 des zweiten
Steuerspalts 22 gemäß 5 kleiner
ist als die Spaltbreite b1 des ersten Steuerspalts 20.
Aufgrund der geringen Spaltbreite b2 zwischen
den Arbeitsanschlüssen 32 und den jeweils zugeordneten
Rücklaufanschlüssen 26 wirken die zweiten
Steuerspalte 22 als Drossel. In der Ventilmittenstellung
stellt sich daher ein vordefinierbarer Staudruck in den Arbeitskammern 34, 36 des
Hydraulikzylinders 38 ein, der zu einer gewünschten
Dämpfung im Fahrzeuglenksystem führt. In einer
Ausführungsvariante des Servoventils 10 ist die
Spaltbreite b2 der zweiten Steuerspalte 22 in
der Ventilmittenstellung höchstens halb so groß wie
die Spaltbreite b1 der ersten Steuerspalte 20.
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Im
Vergleich mit dem ersten Steuerspalt 20 gemäß 4 ist
bezüglich des zweiten Steuerspalts 22 (5)
festzustellen, dass sich seine Spaltbreite b2 in
der Ventilmittenstellung im Wesentlichen in radialer Richtung erstreckt,
so dass b2 b2r gilt.
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Die 6 zeigt
ein Diagramm, bei dem die Durchflussquerschnitte A1,
A2 eines ersten Steuerspalts 20 (gestrichelte
Kurve) und eines zweiten Steuerspalts 22 (durchgezogene
Kurve) über dem Verdrehwinkel α des Servoventils 10 aufgetragen sind.
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Da
im vorliegenden Ausführungsbeispiel die Spaltlänge
l aller Steuerspalte 20, 22 im Wesentlichen gleich
ist, resultiert der unterschiedliche Durchflussquerschnitt A1, A2 in der Ventilmittenstellung
(α = 0°) aus der unterschiedlichen Spaltbreite
b1, b2 der ersten
und zweiten Steuerspalte 20, 22.
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Im
Bereich der Ventilmittenstellung, also beispielsweise für –0,5° < α < 0,5°, ändert
sich die Spaltbreite b1 der ersten Steuerspalte 20 schneller
als die Spaltbreite b2 der zweiten Steuerspalte 22.
Dies wird anhand der unterschiedlichen Kurvensteigungen bei α =
0° deutlich und resultiert aus der unterschiedlichen Spaltausrichtung
der ersten und zweiten Steuerspalte 20, 22. Während
sich nämlich die Spaltbreite b1 des
ersten Steuerspalts 20 aufgrund der Umfangs- bzw. Tangentialkomponente
b1t, b1r bei einer
Ventilverdrehung rasch ändert, bleibt die Spaltbreite b2 des radial ausgerichteten, zweiten Steuerspalts 22 nahezu
konstant.
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Daher
sind in einer bevorzugten Ventilausführung die Steuernuten 16, 18 so
gefertigt, dass die Spaltbreite b2 der zweiten
Steuerspalte 22 bei einer Ventilverdrehung im Bereich der
Ventilmittenstellung im Wesentlichen konstant bleibt.
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Darüber
hinaus ist die Spaltgeometrie vorzugsweise so ausgebildet, dass
die Spaltbreiten b1 der ersten Steuerspalte 20 und
die Spaltbreiten b2 der zweiten Steuerspalte 22 ab
einem vorgegebenen Verdrehwinkel α* des Servoventils 10 identisch
sind. Dieser vorgegebene Verdrehwinkel α* liegt gemäß 6 beispielhaft
bei etwa 1,75°. Infolge dieser Spaltgeometrie stellt sich
bei Verdrehwinkeln α, die größer als
der vorgegebene Verdrehwinkel α* sind, eine gleichmäßige,
vorteilhafte Volumenstromverteilung im Servoventil 10 ein.
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Die 7 zeigt
ein Diagramm, bei dem für ein herkömmliches Servoventil
(gestrichelte Kurve) und ein erfindungsgemäßes
Servoventil 10 (durchgezogene Kurve) ein Druck P in den
Arbeitskammern 34, 36 über einem Lenkmoment
M aufgetragen ist. Für das erfindungsgemäße
Servoventil 10 wurde gemäß 7 beispielhaft
ein Staudruck von 4 bar in der Ventilmittenstellung (α =
0°) eingestellt, um die Dämpfung im hydraulischen
Fahrzeuglenksystem zu erhöhen.
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Die 8 zeigt
ein Diagramm, bei dem ebenfalls für ein herkömmliches
Servoventil (gestrichelte Kurve) und ein erfindungsgemäßes
Servoventil 10 (durchgezogene Kurve) ein Druckunterschied ΔP
zwischen den Arbeitskammern 34, 36 über
dem Lenkmoment M aufgetragen ist. Die Kurven für das herkömmliche
Servoventil und das erfindungsgemäße Servoventil 10 sind
dabei weitgehend identisch und lassen sich in 8 kaum
unterscheiden.
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Ein
Vergleich der 7 und 8 zeigt, dass
sich bei dem erfindungsgemäßen Servoventil 10 zwar
ein unterschiedlicher Absolutdruck P in den Arbeitskammern 34, 36 einstellt,
um die erwünschte Dämpfung zu erreichen, die aus
dem Druckunterschied ΔP resultierende hydraulische Lenkkraft
und damit das Verhalten des hydraulischen Fahrzeuglenksystems jedoch
in vorteilhafter Weise weitgehend unverändert bleiben.
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Das
Diagramm in 9 gibt eine Rückstellcharakteristik
für verschiedene Fahrzeuglenksysteme wieder. Dabei ist
jeweils eine äußere Zahnstangenkraft FR über einer Zahnstangengeschwindigkeit
vR aufgetragen. Durch den Nachlauf eines Fahrzeugrads
wird die Zahnstange bei wachsender Fahrzeuggeschwindigkeit mit zunehmender
Zahnstangengeschwindigkeit vR in Richtung
einer Geradeausfahrt bewegt. Besonders vorteilhaft ist, wenn die Kraft
FR zur Bewegung der Zahnstange bei niedriger Zahnstangengeschwindigkeit
vR eher gering und bei hoher Zahnstangengeschwindigkeit
vR vergleichsweise hoch ist. Dadurch wird
bei der Radrückstellung mittels äußerer
Fahrkräfte z. B. ein unerwünschtes „Überschwingen” des
Fahrzeuglenksystems über die Geradeausfahrt hinaus verhindert.
Diese bevorzugte Charakteristik des Fahrzeuglenksystems ist besonders
deutlich in einer Kurve 42 der 9 ausgeprägt, welche
sich bei einer Verwendung des Servoventils 10 gemäß den 1 bis 5 einstellt.
Als Vergleich sind zusätzlich eine Kurve 44 eingezeichnet,
bei der die Zahnstangenkraft FR im Bereich
hoher Zahnstangengeschwindigkeiten vR unerwünscht
niedrig ist, und eine Kurve 46, bei der die Zahnstangenkraft
FR im Bereich niedriger Zahnstangengeschwindigkeiten vR unerwünscht hoch ist. Die Kurve 44 ist
dabei einem Fahrzeuglenksystem mit herkömmlichem Servoventil
ohne Dämpfung in der Ventilmittenstellung und die Kurve 46 einem
Fahrzeuglenksystem mit herkömmlichem Servoventil sowie
separaten Dämpfungsventilen im Servoventilrücklauf
zugeordnet.
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ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur
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- - DE 102006056350
A1 [0004]