EP1497165A2 - Hydraulische lenkeinrichtung - Google Patents

Hydraulische lenkeinrichtung

Info

Publication number
EP1497165A2
EP1497165A2 EP03720170A EP03720170A EP1497165A2 EP 1497165 A2 EP1497165 A2 EP 1497165A2 EP 03720170 A EP03720170 A EP 03720170A EP 03720170 A EP03720170 A EP 03720170A EP 1497165 A2 EP1497165 A2 EP 1497165A2
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
control
pressure
steering
valve
spring
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
EP03720170A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Edwin Harnischfeger
Erhard Bergmann
Walter Scandella
Vincenzo Domenico Bollero
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Bosch Rexroth AG
Original Assignee
Bosch Rexroth AG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Priority claimed from DE10307943A external-priority patent/DE10307943A1/de
Application filed by Bosch Rexroth AG filed Critical Bosch Rexroth AG
Publication of EP1497165A2 publication Critical patent/EP1497165A2/de
Withdrawn legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D5/00—Power-assisted or power-driven steering
    • B62D5/06—Power-assisted or power-driven steering fluid, i.e. using a pressurised fluid for most or all the force required for steering a vehicle
    • B62D5/09—Power-assisted or power-driven steering fluid, i.e. using a pressurised fluid for most or all the force required for steering a vehicle characterised by means for actuating valves
    • B62D5/093—Telemotor driven by steering wheel movement

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic steering device according to the preamble of patent claim 1.
  • Such a steering device known for example from US Pat. No. 3,566,749, is used in hydraulic steering circuits of vehicles and mobile work machines with high axle loads and comparatively low driving speeds ( ⁇ 50 km / h).
  • pressure medium is conveyed to steering cylinders via a metering device operating according to the gerotor principle, depending on a steering angle set via a steering wheel or a joystick.
  • pressure medium is conveyed from a pump via a control block to the steering cylinders, the control block being activated as a function of the outlet pressure of the metering device, i.e. a control pressure is present in the control rooms of the control block which corresponds approximately to the pressure which is applied to the steering cylinders to apply the required steering torque.
  • the invention is based on the object of avoiding leakage in the area of the control rooms of a control block of a steering device with a minimal expenditure on device technology.
  • the steering device has a control device by means of which the control pressure for actuating a control block which controls the pressure medium supply to a steering cylinder can be reduced substantially below the pressure which is required for actuating steering cylinders of the steering.
  • This pressure reduction in the control pressure of the control block means that the use of high-pressure covers can be dispensed with, so that the hydraulic steering device can be produced much more cost-effectively than the known solution described above, with the same functional reliability.
  • the control block used in the steering device contains a proportional valve which determines the pressure medium direction and speed and an associated pressure compensator, via which the pressure difference across the measuring orifice formed by the proportional valve is kept constant regardless of fluctuations in the load or pump pressure.
  • the control rooms which are effective for controlling the proportional valve are supplied with pressure medium from a control pump via a control valve, the control position of the control valve being set as a function of the pressure downstream of the metering device.
  • the control pump delivers a much lower pressure as the pump supplying the steering cylinder, ie according to the invention a control circuit is used which is operated at a comparatively low pressure.
  • the pressure difference for actuating the control valve is tapped at a nozzle which is arranged in a working line between a working connection of the metering device and the associated steering cylinder.
  • control rooms described above are also supplied with control oil, which is guided in a control circuit with a lower pressure level than the main circuit supplying the steering cylinders.
  • This control circuit is acted upon by a control pump with pressure medium, the control pressure difference for actuating the control block being applied by means of a control metering device arranged parallel to the metering device.
  • the metering device works according to the gerotor principle, the control metering device being formed by a conveying element which is placed on a shaft of the metering device.
  • the output pressure provided by the control pump can be changeable, for example via an adjustable pressure relief valve.
  • the operating behavior can take place by varying the spring preload of the pressure compensator of the control block.
  • this prestressing of the pressure compensator can be changed by nozzles connected in parallel, a nozzle with a specific cross section being effective, depending on the desired prestressing and the pretension is set as a function of the pressure drop across the effective nozzle.
  • the continuously adjustable directional control valve of the LS control block of the steering device is usually designed with a positive overlap, so that a certain minimum stroke of the control slide is required to drive over this overlap. This is biased into its zero position by means of spring arrangements.
  • the spring rate of the spring arrangement should be chosen to be as flat as possible so that the pressure range required to drive over the overlap is as small as possible.
  • the spring rate of the spring arrangement should be selected so that the largest possible pressure range can be covered for fully opening the directional control valve and the steering can be adequately supplied with pressure medium even with fast steering movements.
  • a steeper spring characteristic is set by connecting at least two springs in parallel.
  • the engagement of the second spring increases the overall spring rate and thus the relative stroke of the valve spool as a function of a control pressure difference smaller than would be the case if only one spring was active.
  • the first spring of the spring arrangement which is effective from the start, is received with a preload that is less than that of the known solutions described at the beginning.
  • the spring rate of the second spring is preferably carried out with a lower spring rate than the first spring.
  • the second spring is guided coaxially with the first spring and is carried along by a driving shoulder after a predetermined stroke of the control slide.
  • the steering quantity increase can be adapted to a certain extent to the present operating conditions by means of a valve arrangement.
  • This valve arrangement for changing the steering quantity increase can comprise, for example, a proportionally adjustable pressure relief valve and two check valves which act in opposite directions and are each assigned to a control side of the control block. The maximum control pressure difference applied to the control block - and thus the steering quantity increase - can be changed via the pressure relief valve.
  • control block is designed with a directional valve spring-biased into a central position
  • this can be preceded by a device which ensures, even at low steering speeds, that the directional valve with a predetermined one minimal control pressure difference is applied and the preload of the centering springs is overcome.
  • FIG. 1 shows a first exemplary embodiment of a hydraulic steering device in which a control block can be acted upon by a control pressure difference by means of a control metering device;
  • Figure 2 shows an alternative embodiment in which the control block can be acted upon by a control pressure difference via control valves
  • Figure 3 is a sectional view of a control valve of the embodiment of Figure 2;
  • FIG. 4 flow characteristics of the control block from FIG. 2 with different preloads of a pressure compensator of the control block;
  • FIG. 5 shows a side view of a metering device of the exemplary embodiment from FIG. 1;
  • FIG. 6 shows a section through an LS control block which can be used in a steering device according to FIGS. 1 and - in modified form - FIG. 2;
  • FIG. 7 shows a detailed representation of the control block from FIG. 6;
  • FIG. 8 spring characteristics of a spring arrangement of the control block from FIG. 6;
  • FIG. 9 shows a circuit diagram of a third exemplary embodiment of a hydraulic steering device.
  • FIG. 10 is a circuit diagram of a fourth embodiment of a hydraulic steering device.
  • FIG. 1 shows a circuit diagram of a first exemplary embodiment of a steering device 1.
  • This has a steering cylinder 2 designed as a synchronous cylinder, via which the steering torque required to turn the steered wheels is applied.
  • the pressure medium supply to the steering cylinder 2 takes place via a steering unit 4 which in principle consists of a metering pump and a manually operated servo valve of the rotary slide type.
  • the servo valve and the metering pump are actuated via the steering column connected to a steering wheel of the vehicle. Since the steering unit 4 is a standard component, reference is made to the relevant prior art with regard to the structure, for example DE 199 28 530 AI.
  • the steering unit 4 has a pressure connection P which is connected to a steering pump (not shown in FIG. 1). This pressure port P is shut off when the steering wheel is not actuated.
  • Two output connections L, R of the steering unit 4 are connected to the two cylinder spaces 10, 12 of the steering cylinder 2 via working lines 6, 8.
  • pressure medium is then conveyed into the cylinder space 10 via the connection L and the working line 6, while the pressure medium is guided out of the cylinder space 12 via the working line 8 and the connection R back to the steering unit 4.
  • the steering unit 4 also had an LS connection via which a load signal for controlling a priority valve or a pump can be tapped.
  • the steering assembly 4 is often designed such that it alone is not able to deliver the amount of pressure medium required to actuate the steering cylinder 2.
  • an additional amount of pressure medium is led to the steering cylinders 2 via an LS control block 14 in order to increase the steering quantity, the control block 14 being activated as a function of the actuation of the steering unit 4.
  • the pressure medium supply is designed so that three to five Steering wheel turns from Stop to stop of the steering cylinder can be steered.
  • the control block 14 used in the steering device according to FIG. 1 has a proportionally adjustable directional valve, via which the pressure medium speed and direction of the pressure medium flow are specified.
  • the pressure medium speed is adjusted via a measuring orifice, to which a pressure compensator of the control block is assigned.
  • the control block 14 can also be a standard component, as described, for example, in the Bosch Rexroth data sheet RE 64 282 / 10.99 or in DE 197 15 021 AI.
  • Pressure changes at the hydraulic consumers of the hydraulic system or at the pump are corrected by means of the pressure compensator so that the pressure medium volume flow to the consumer is kept constant even with different loads.
  • the pump is controlled depending on the load pressure. If the steering and the other working hydraulics are supplied by a common pump, a priority valve is used to ensure the preferred supply of the steering unit with pressure medium.
  • a variant of the control block 14 is explained with reference to FIGS. 6, 7 and 8.
  • the control block 14 shown in Figure 1 has a pressure connection P connected to the steering pump (or the central pump for supplying the working hydraulics and the steering), a tank connection T, an LS connection for tapping the load pressure on the steering cylinder 2 and two
  • Consumer ports A, B. are connected to the cylinder rooms 10 and 12 via consumer lines 16, 18.
  • the control block 14, or more precisely, the proportional valve which determines the flow direction and size of the pressure medium volume flow, is actuated via a control circuit 20 which is connected via a supply pump 22 is supplied with control oil.
  • the control circuit 20 is connected to the two control or spring spaces 24, 26 of the proportional valve of the control block 14, so that the displacement of a main slide of the proportional valve takes place as a function of the pressure difference applied to the control spaces 24, 26.
  • the steering assembly 4 has a metering pump which works on the gerotor principle.
  • a second gear set is placed, which forms a control metering device 28, via which, depending on the steering wheel speed, control oil can be conveyed in the direction of one of the control spaces 24, 26.
  • Control lines 30, 32 which lead to the control rooms 24 and 26, are connected to the two connections A, Ai of the control metering device 28. From these two control rooms 24, 26 return lines 34, 36 each lead back to the associated connection A or Ai. In each of these return lines 34, 36 there are arranged a nozzle 38 and 40 as well as a check valve 42, 44 which opens in the direction of the connections A, Ai.
  • the oil pumped by the feed pump 22 is fed in via a connecting line 46 connecting the two return lines 34, 36, so that when the steering wheel is not actuated, both branches of the control circuit 20 and thus the control spaces 24, 26 are acted upon by the pressure supplied by the feed pump - that Proportional valve of the control block 14 remains in its spring-biased basic position.
  • control oil is shifted within the control circuit 20 in accordance with the steering speed and the number of steering wheel rotations.
  • control oil is conveyed via the connection A of the control metering device 28 into the control line 30 and from there to the control chamber 24.
  • the control oil is then returned to the control line 32 via the return line 34, the nozzle 38, the connecting line 46 and the check valve 44.
  • the feed pump 22 is assigned an adjustable pressure relief valve 48, via which the pressure in the control circuit 20 can be set.
  • the pressure limiting valve 48 By suitable actuation of the pressure limiting valve 48, different pressures in the control circuit 20 can be selected, so that different steering speeds can be achieved depending on the operating state of the vehicle.
  • the control oil volume flow led via the control block 14 can be changed with the same steering wheel lock, so that the steering characteristic is adapted, for example, to the driving speed of the vehicle
  • Vehicle can be adjusted.
  • Characteristic curves of this type are shown, for example, in FIG. 4, different control oil delivery quantities Q being adjustable as a function of the speed of an engine of the vehicle (for example diesel engine), the characteristics can be preselected by changing the maximum control pressure limited by the pressure relief valve 48.
  • the pressure limiting valve 48 is adjusted by means of a pressure sensor 50.
  • the feed pump 22 is designed in such a way that the control pressure supplied by it is substantially below the steering pressure generated by the steering unit 4, so that the pressure applied to the control rooms 24, 26 is comparatively low and the sealing of the control rooms / spring chambers is thus much easier than with conventional ones Solutions in which high-pressure covers must be used, since a control pressure corresponding to the steering pressure (more than 100 bar) is present in the control rooms 24, 26. It was found that the variant according to FIG. 1 can already be operated with control pressures in the range of 4 bar, so that the feed pump 22 can be made very small.
  • the steering assembly 4 is in principle a standard product, the housing 52 of which is shown schematically in FIG.
  • the servo valve, designed as a rotary slide valve, and the gear set of the associated gerotor (metering pump), indicated by 54, are accommodated in this.
  • the second gear set which forms the control metering device 28 is placed on the elongated shaft of the gerotor via an intermediate disk 56, in which the connections A, Ai are also formed.
  • An end plate 58 is then marked on this intermediate disk 56, so that the steering unit 4 and the control metering device 28 can be produced very simply and compactly by converting a conventional steering unit.
  • FIG. 2 shows a variant of the concept according to the invention.
  • the connections L, R of the steering assembly 4 are connected to the steering cylinders 2 'and 2' 1 via working lines 6, 8, similar to the exemplary embodiment described above.
  • working lines 6 not a single synchronous cylinder 2, but two differential cylinders 2 ', 2''arranged in parallel are used.
  • the working line 6 opens into a cylinder space 60 ′′ of the steering cylinder 2 ′′ and into an annular space 62 ′ of the steering cylinder 2 ′, while the working line 8 leads into the annular space 62 ′′ of the steering cylinder 2 ′ 1 and into the cylinder space 60 ′ of the steering cylinder 2 'opens out.
  • an LS control block 14 is again provided, via which additional pressure medium can be conveyed from a steering pump to the steering cylinders 2 ', 2' 1 .
  • the control of the proportional valve (not shown) of the control block 14 takes place via its own control circuit 20, in which a control pressure can be built up which is substantially below the load pressure on the steering cylinders 2 ', 2' 1 .
  • a control pressure that is comparatively low is controlled via the control circuit 20, so that the sealing of the control spaces 24, 26 is not difficult.
  • the control circuit has two control lines 30, 32 which are connected to the pressure connection of the control pump 22.
  • the maximum pressure in the control circuit 20 is increased to a maximum value via a control pressure limiting valve 64, for example limited to 35 bar (the maximum steering pressure is over 100 bar).
  • a control valve 66 or 68 is connected in each control line 30, 32, via which the control pressure in the respectively assigned control chamber can be regulated depending on the direction of the control oil flow.
  • the two control valves 66, 68 are each biased by a control spring into a basic position in which an input port P of the control valve is connected to a working port A.
  • a connection to a tank connection T is opened.
  • control valves 66, 68 are each controlled via two control lines 70, 72, so that the valve slide is shifted into a control position as a function of the pressure difference in the control lines 70, 72.
  • a nozzle 74, 76 is arranged in each of the two working lines 6, 8, the control line 72 opening into the section between the nozzle 74 and the associated working connection L, R, while the control line 70 opens into a line section downstream of the nozzles 74, 76 , That is, the control valves 66, 68 are acted upon by a control pressure difference which corresponds to the pressure drop across the nozzles 74 and 76, respectively.
  • FIG. 2 shows the pressure compensator 78 assigned to the proportional valve (not shown) of the control block 14.
  • this pressure compensator 78 makes the pressure drop across the measuring orifice formed by the proportional valve independent of fluctuations.
  • the pressure on the steering cylinders 2 or the steering pump is kept constant.
  • the bias of a control spring 80 of the pressure compensator 78 can be changed via a biasing device 82.
  • This has a piston 84 which can be acted upon in the "increase preload” direction by the pressure in a preload line 86 and in the "decrease preload” direction by the pressure in a further preload line 88.
  • the pressure difference in the two prestressing lines 86, 88 is varied by means of a prestressing valve device 90, so that different prestressing of the control spring 80 of the pressure compensator 78 can be set depending on the operating state.
  • the same characteristic curve characteristic as shown in FIG. 4 can be selected in this way, the individual characteristic curves being variable, for example, as a function of the selected driving gear.
  • the biasing valve device 90 is acted upon by a pump 92 with pressure medium.
  • the preload valve device has three parallel preload nozzles 94, 96, 98, each of which has different nozzle diameters. It is assumed that the effective diameter of the nozzle 94 is the smallest and that of the nozzle 98 the largest.
  • the nozzles 94, 96, 98 are each arranged in a parallel branch, in each of which a switching valve 100, 102, 104 is arranged upstream of the respective nozzle, so that when a switching valve is switched into its open position, the respectively assigned nozzle in the control oil flow flow d is switched.
  • a control line 106 containing the nozzle 94 and the switching valve 100 and a control line 108 containing the nozzle 96 and the switching valve 102 are connected to the inputs of a shuttle valve 110 between the nozzle and the switching valve, whose output is in turn connected to the input of a further shuttle valve 112.
  • the other input of this shuttle valve 112 is correspondingly connected to the control line 114 containing the nozzle 98 and the switching valve 104.
  • the prestressing line 88 opens into the outlet of this shuttle valve 112.
  • the pressure in the prestressing line 86 connected downstream of the nozzles is limited to an adjustable fixed value via a pressure limiting valve 122.
  • the switching valve 100 is brought from its blocking position into its open position so that the control oil delivered by the pump 92 flows through the nozzle 94 to the pressure limiting valve 122. downstream of the nozzles and thus in the prestressing line 86, the pressure is kept at the predetermined value by the pressure limiting valve 122.
  • the pressure upstream of the nozzle 94 is present at the input of the shuttle valve 110 and is reported via this and the shuttle valve 112 into the bias line 88. That is, the piston 84 is subjected to a pressure difference which corresponds approximately to the pressure drop across the respectively active nozzle 94, 96, 98.
  • the nozzle 94 is designed with a comparatively small diameter, so that the pressure acting in the direction of relaxation of the control spring 180 is comparatively large and the preload of the pressure compensator 78 and thus the pressure difference across the metering orifice of the LS control block is lower than when it was activated of the other nozzles 96, 98 - the flatter characteristic curve is obtained in the illustration according to FIG. 4.
  • the nozzles 96 or the nozzle 98 are then opened. This change in the preload can understandable can also be controlled via other suitable valve devices.
  • variable steering speed by changing the preload of the pressure compensator 78 can also be used in the concept shown in FIG. 1 in order to implement different control characteristics.
  • FIG. 3 shows a schematic section through a control valve 66, as can be used in the circuit according to FIG. 2.
  • the control valve 66 has a valve spool 124 which is biased by a spring 126 into a basic position, not shown, in which the pressure port P is connected to the working port A via a connecting bore 128 of the valve spool 124.
  • the valve spool 124 has a radially projecting piston collar 130 which is guided in a radially widened annular space.
  • the partial space 132 located at the top in FIG. 3 and acting in the direction of the spring 126 is acted upon by the pressure upstream of the respective measuring orifice 74 (76) via the control line 72, while the lower partial space 134 active in the direction "connection to the tank" is applied via the control line 70 is subjected to the pressure downstream of the nozzle 74, 76.
  • valve spool 174 sets itself into a control position in which the connection from P to A and / or T is opened.
  • the pressure supplied by the control pump 22 is thus reduced to a control pressure via the control valve 66, 68, via which the valve slide of the proportional valve of the control block 14 is brought into its position dependent on the steering wheel angle. That is, when the steering wheel is turned, a quantity of pressure medium dependent on the steering wheel turn and the steering wheel speed is conveyed to the respective steering cylinder 2 ', 2' 1 via the steering unit 4.
  • control block 14 is acted upon by a control pressure as a function of the pressure difference across the associated nozzle 74, 76 via the control valve 66 or 68 and brought into an open position in which an additional quantity of pressure medium from the steering pump P to the steering cylinders 2 ', 2 ′′ is promoted so that a steering torque corresponding to the steering wheel angle and the steering wheel speed is built up as a function of the set steering characteristic (preload of the pressure compensator 78).
  • FIG. 6 shows a section through an LS control block 14.
  • Such an LS control block has at least one valve disk or valve housing 136, in which the two working connections A, B assigned to a consumer and the connections T, P (not shown), the LS connection and control connections are formed.
  • the valve housing 136 has a valve bore 138, in which a control slide 140 of the continuously adjustable directional valve 142 is guided. This is preceded by a pressure compensator 144, the control piston 146 of which is prestressed in the closing direction by a comparatively weak control spring 148.
  • the control piston 146 is further acted upon in the closing direction by the load pressure present downstream of the directional valve 142 forming a measuring orifice with a constant cross-section and in the opening direction by the pressure acting at the inlet of the pressure compensator 144, which corresponds approximately to the pressure at the pump connection P.
  • This pressure connection P is connected via a pressure channel 150 a pressure compensator inlet chamber 152 of a pressure compensator bore 154 receiving the control piston 146.
  • This pressure present in the pressure compensator inlet chamber 152 acts via an inner bore of the control piston 146 on the right-hand end face of the control piston 146 in FIG. 6.
  • the valve bore 138 is provided with a plurality of annular spaces which form an inlet chamber 156, two outlet chambers 158, 160 and two tank chambers 162, 164 connected to the tank connection T.
  • the control slide 140 is designed with a plurality of ring collars 166, 168 and 170, via which the connection between the aforementioned chambers can be opened or closed.
  • the control slide 140 also has an axial bore 172 which is closed at the end and which opens out via two transverse bores 180, 182 in the outer circumference of the control collar 166 and 168, respectively.
  • the control slide is biased into its basic position via two spring arrangements 174, 176.
  • the two drain chambers 158 and 160 are connected to the adjacent tank chambers 162 and 164, respectively.
  • the transverse bores 180 and 182 opening in the axial bore 172 are blocked off. Furthermore, the connection from the inlet chamber 156 to the adjacent outlet chambers 160 and 158 is also controlled.
  • valve housing 136 two secondary valves 184, 186 are accommodated in the valve housing 136, via which a connection from the drain chambers 158, 160 to the tank chambers 162 and 164 can be opened.
  • this valve disk of the control block 14 also has an LS pressure limiting valve 188 and a shuttle valve 190, by means of which the highest load pressure that is effective at several consumers can be tapped.
  • the control of the proportionally adjustable directional control valve 142 takes place via two indicated pressure reducing valves 192, 194, via which spring spaces 178, 179 in the spring arrangements 176 and 174 can be acted upon with a control pressure difference, so that the control slide 140 is shifted from its basic position and a measuring orifice with a constant one Flow cross section is controlled.
  • Control piston is acted upon in the closing direction by the pressure in the axial bore 172.
  • the two control collars 166, 168 are designed such that the connection from the inlet chamber 156 to the adjacent outlet chamber 158 or 160 is only opened after a predetermined stroke - i.e. , In the basic position, the directional control valve is designed with a positive overlap.
  • connection between the inlet chamber 156 and the outlet chamber 158 is opened by the control collar 166.
  • connection between the tank chamber 162 and the drain chamber 158 is activated and the connection between the other tank chamber 164 and the drain chamber 150 controlled so that pressure medium can flow through the working port A to the cylinder chamber 10 of the steering cylinder 2 and from the cylinder chamber 12 via the working port B to the tank T.
  • the pressure compensator is acted upon by the pressure at the pressure port P in the opening direction (in the direction of a "direction" opening the connection of the pressure compensator inlet chamber 152 to a pressure compensator discharge chamber 198 connected to the inlet chamber 156), while in the closing direction the force of the control spring is applied 48 and the pressure in the discharge chamber 158 or when connecting several consumers, the highest load pressure acts ..
  • the control piston 146 sets itself in a control position in which the pressure drop across the open orifice (directional valve 142) with a constant orifice opening is kept constant regardless of load pressure.
  • the directional control valve 142 should already respond at very low control pressures, ie at correspondingly low speeds of the gerotor of the steering assembly 4, and thus enables a suitable increase in the steering quantity.
  • the spring arrangement 174, 176 could be designed, for example, with a low spring preload and / or a low spring rate, so that the directional control valve 142 is opened even with small control pressure differences.
  • the directional valve 142 would, however, already with a comparatively low control Open the pressure difference completely, so that the passable pressure range would be too small for the steering device to function adequately.
  • a spring arrangement 174, 176 is used in the exemplary embodiment shown in FIG. 6, as is shown in detail in FIG. 7, the left spring arrangement 176 being described by way of example.
  • This has two springs 200, 202 connected in parallel.
  • the first spring 200 is supported on an end face 206 of the valve housing 136 via a spring plate 204.
  • the other end of the first spring 200 is supported on an inner shoulder 208 of an attached housing 210 and engages around a bolt-shaped stroke limiter 212 screwed into this housing 210.
  • This first spring 200 is received with a predetermined preload between the spring plate 204 and the inner shoulder 208. In the event of an axial displacement of the control slide 140 to the left, after overcoming this prestress, the spring plate 204 is lifted off the end face 206 and the first spring 200 is compressed accordingly.
  • the second spring 202 is supported on a radial shoulder 214 of the stroke limiter 212 and extends beyond a radially recessed end section 216 of the stroke limiter 212 up to an axial pin 218 des
  • This axial pin 218 is from the end cut around the second spring 202, which ends at a predetermined axial distance h from a driving shoulder 220 of the spring plate 204.
  • this driving shoulder 220 runs onto the adjacent end of the second spring 202, so that after this stroke h, the displacement of the control slide 140 against the force of the first spring 200, which is loaded with preload and the force of the spring 202 takes place.
  • the stroke h described above is selected such that the second spring 202 is only effective when the stroke overlap described at the beginning has been exceeded.
  • the resulting spring characteristic is shown in FIG. 8.
  • the control pressure acting on the directional control valve 142 is shown over the stroke of the control spool 140.
  • the first spring 200 is received with a pretension, so that a stroke of the control slide 140 does not occur until the effective control pressure has reached a value po corresponding to this pretension.
  • this control pressure pg can be in the range of one to two bars in a steering device, for example, the control slide 140 is displaced depending on the control pressure in accordance with the approximately linear characteristic curve of the first spring 200.
  • the overlap of the directional valve 142 has been overrun and the driving shoulder 220 runs onto the second spring 202, so that both springs are effective from this stroke h.
  • a steeper characteristic curve is set, so that the maximum stroke h max is reached when a maximum control pressure Pmax is applied, which is substantially greater than in the case in which the spring 200 would have been effective alone dash-dotted line in Figure 8).
  • the control range can thus be expanded significantly compared to a simple spring with a low spring rate, only a comparatively small control pressure difference p ⁇ - pg being required to drive over the overlap.
  • the control characteristic of the control block can be optimally adapted to the requirements, in particular in the case of a steering device.
  • such a spring arrangement can also be used in directional valve arrangements for other applications.
  • the second spring 202 has a lower spring rate than the spring 200 - in principle, of course, the spring rate of the spring 202 could also be selected to be greater than that of the spring 200. Instead of two springs, several springs could also be effective to optimize the spring characteristic.
  • a certain, preset pressure is maintained in the lines 34, 36 via the pressure relief valve 48 located downstream of the nozzles 38, 40.
  • a pressure is established in the line 30 or 32 such that there is a pressure difference corresponding to the metered quantity via the nozzle 38. If the setting value on the pressure limiting valve 48 is increased, the pressure in the line 30 or 32 also becomes correspondingly higher. This means that for a given metering quantity, the pressure difference between lines 30 and 32 and thus the pressure difference applied to control rooms 24 and 26 of directional control valve 40 remain essentially constant, regardless of the setting of pressure limiting valve 48. By changing the limit pressure at the pressure relief valve 48 the steering quantity increase cannot therefore be changed for a given metering quantity.
  • this increase in the steering quantity can be changed within certain limits for a given metered quantity.
  • the exemplary embodiment shown in FIG. 9 corresponds to the variant shown in the basic concept of FIG. 1 and differs from this solution by a valve arrangement 222 for changing the steering quantity increase and a device 224 for improving the response behavior at low steering speeds.
  • the valve arrangement 222 for changing the steering quantity increase has called a proportionally adjustable pressure relief valve in the following boost valve 226, which can be adjusted electromagnetically, for example depending on the signal from a sensor 50.
  • the input of the boost valve 226 is connected via a control channel 228 to a connecting channel 230 which runs parallel to the connecting line 46.
  • Two check valves 232, 234 are provided in the connecting channel 230, which enable a control oil flow from the line 30 or 32 to the reinforcing channel 228 and block them in the opposite direction.
  • the two counter-acting check valves 232, 234 ensure that the pressure in the two lines 30 and 32 and thus in both control rooms 24 and 26 can be limited with only one pressure relief valve via the boost valve 226.
  • the two check valves 42, 44 are arranged upstream of the check valves 232, 234 of the valve arrangement 222. By changing the limit pressure to be set in valve 226, the control pressure in control rooms 24, 26 can be limited to values of different heights.
  • the pressure limiting valve 48 in contrast to the exemplary embodiment described with reference to FIG. 1, is not designed as a proportionally adjustable valve, but rather as a simple valve that can be set to different values, for example in the range of 1-2 bar, depending on the application , so that it is ensured that the lines are always supplied with pressure medium.
  • the device 224 has nothing to do with the change in the steering quantity amplification as such, but serves to improve the response behavior of the control block 14.
  • the device 224 has two pressure differential valves 240, 242 arranged downstream of the nozzles 38 and 40, which are designed as check valves in the exemplary embodiment shown in FIG.
  • Such pressure difference valves 240, 242 produce a substantially constant pressure difference between their inlet and their outlet.
  • the closing springs of the check valves 240, 242 are set to a value equivalent to the pretension of the spring arrangements 174, 176, so that the check valves 240, 242 at a low speed of the metering device 28 accumulate the metered quantity so strongly that the Spring preload is overcome and the control slide 140 of the directional control valve 142 is pushed out of the central position against the force of the spring arrangement 174, 176 even at low steering speeds - the control block 14 reacts even at low speeds of the metering devices.
  • the pressure difference valves 240, 242 can also be arranged upstream of the nozzles 38 and 40, since, regardless of the arrangement of the pressure difference valves, the constant pressure drop across the pressure difference valve is added to the pressure drop across the upstream or downstream nozzle.
  • a somewhat different line routing is selected than in the exemplary embodiment according to FIG. 9.
  • the two return lines 34, 36 are replaced by a central channel 244, which extends between the two control lines 30, 32.
  • a nozzle 38 is arranged, which takes over the function of the nozzles 38, 40 from the exemplary embodiments described above.
  • a pressure differential valve 240, 242 is arranged on each side of the nozzle 38. However, these are not designed as check valves but as piston valves.
  • a pressure difference valve 240, 242 designed as a piston valve the dependence of the pressure difference on the flow rate is less than in the case of a design as a check valve.
  • Such a piston valve is described, for example, in the applicant's patent application DE 199 04 616 AI. With regard to the function of such a piston valve, reference is therefore made to these explanations for the sake of simplicity.
  • the two pressure difference valves 240, 242 can each be bypassed via a bypass channel 246, 248, in each of which a check valve 250, 252 is arranged, which are connected antiparallel to the pressure difference valve 240, 242.
  • These anti-parallel check valves 250, 252 make it possible to use a single nozzle 38 instead of 2 nozzles, as in the previously described exemplary embodiments.
  • the pressure difference valves 240, 242 are each acted upon in the opening direction by the pressure in the bypass channel 246 or 248 and in the closing direction by the force of a spring and the respective downstream pressure in the central channel 244, so that an essentially constant pressure difference is generated between their inlet and their outlet ,
  • valve arrangement 222 for changing the steering quantity increase has the same structure as the embodiment shown in FIG. game so that further explanations can be omitted.
  • a check valve can of course also be used as a pressure differential valve 240, 242 instead of the piston valve.
  • a piston valve could also be used in the variant shown in FIG.
  • a hydraulic steering device with increased steering quantity a metering device for supplying pressure medium to steering cylinders being actuated as a function of a steering wheel lock.
  • An additional amount of pressure medium can be fed to the steering cylinders via a control block, the control block being actuated according to the invention via a control circuit which has a control pressure which is substantially below the load pressure for transmitting the steering torque to the steering cylinder.
  • control line 32 control line

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Abstract

Offenbart ist eine hydraulische Lenkeinrichtung mit Lenkmengenverstärkung, wobei in Abhängigkeit von einem Lenkradeinschlag eine Dosiereinrichtung zur Zuführung von Druckmittel zu Lenkzylindern betätigt wird. Öber einen Steuerblock lässt sich eine zusätzliche Druckmittelmenge zu den Lenkzylindern führen, wobei die Ansteuerung des Steuerblockes erfindungsgemäss über einen Steuerkreis erfolgt, dem ein Steuerdruck wirksam ist, der wesentlich unterhalb des Lastdrucks zur Übertragung des Lenkmomentes am Lenkzylinder liegt. Offenbart ist desweiteren eine Federanordnung für den Steuerblock, wobei zwei Federn parallel geschaltet sind, von denen eine erst nach einem vorbestimmten Hub des Steuerschiebers wirksam wird. Dadurch lässt sich eine Kennlinie einstellen, gemäss der der Steuerschieber mit einer minimalen Vorspannung in die Nullposition vorge­spannt ist, eine evtl. vorhandene Überdeckung mit einer geringen Steuerdruckdifferenz überfahrbar ist und der Steuerdruckbereich zum Aufsteuern des Steuerblocks hinreichend gross ist.

Description

Beschreibung
Hydraulische Lenkeinrichtung
Die Erfindung betrifft eine hydraulische Lenkeinrichtung gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
Eine derartige, beispielsweise aus der US 3,566,749 bekannte Lenkeinrichtung wird in hydraulischen Lenkkreisläufen von Fahrzeugen und mobilen Arbeitsmaschinen mit hohen Achslasten und vergleichsweise geringen Fahrgeschwindigkeiten (< 50 km/h) eingesetzt.
Bei der bekannten Lösung wird über eine nach dem Gerotorprinzip arbeitende, Dosiereinrichtung in Abhängigkeit von einem über ein Lenkrad oder einen Joystick eingestellten Lenkeinschlag Druckmittel zu Lenkzylindern gefördert. Parallel wird zur Lenkmengenverstarkung Druckmittel von einer Pumpe über einen Steuerblock zu den Lenk- Zylindern gefördert, wobei die Ansteuerung des Steuerblockes in Abhängigkeit vom Ausgangsdruck der Dosiereinrichtung erfolgt, d.h., in den Steuerräumen des Steuerblockes liegt ein Steuerdruck an, der etwa dem Druck entspricht, der an den Lenkzylindern zum Aufbringen des erforderlichen Lenkmomentes anliegt.
Nachteilig bei dieser Lösung ist, aufgrund dieser vergleichsweise hohen Drücke (>100 bar) die üblicherweise als Federraum ausgebildeten Steuerräume des Steuerblockes mit Hochdruck- deckein verschlossen werden müssen, um eine Leckage zu vermeiden.
Demgegenüber liegt der Erfindung die Aufgabe zugrun- de, eine Leckage im Bereich der Steuerräume eines Steuerblocks einer Lenkeinrichtung mit minimalem vorrichtungs- technischen Aufwand zu vermeiden.
Diese Aufgabe wird durch eine hydraulische Lenkein- richtung mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst.
Erfindungsgemäß hat die Lenkeinrichtung eine Steuereinrichtung, über die der Steuerdruck zur Ansteuerung eines die Druckmittelversorgung zu einem Lenkzylinder steuernden Steuerblockes wesentlich unter denjenigen Druck absenkbar ist, der zur Betätigung von Lenkzylindern der Lenkung erforderlich ist. Durch diese Druckabsenkung des Steuerdruckes des Steuerblockes kann auf die Verwendung von Hochdruckdeckeln verzichtet werden, so dass die hydraulische Lenkeinrichtung bei gleicher Funktionssicherheit wesentlich kostengünstiger als die vorbeschriebene bekannte Lösung herstellbar ist.
Üblicherweise enthält der bei der Lenkeinrichtung verwendete Steuerblock ein die Druckmittelrichtung und Geschwindigkeit bestimmendes Proportionalventil und eine zugeordnete Druckwaage, über die die Druckdifferenz über die durch das Proportionalventil gebildete Meßblende unabhängig von Schwankungen des Last- oder Pumpendruckes konstant gehalten wird. Die zur Ansteuerung des Proportionalventils wirksamen Steuerräume werden bei einer Variante der Erfindung über jeweils ein Regelventil mit Druckmittel von einer Steuerpumpe versorgt, wobei sich die Regelposition des Regelventils in Abhängigkeit vom Druck stromabwärts der Dosiereinrichtung einstellt wird. Die Steuerpumpe liefert einen wesentlich geringeren Druck als die die Lenkzylinder versorgende Pumpe, d.h. erfindungsgemäß wird ein Steuerkreis verwendet, der bei einem vergleichsweise geringen Druck betrieben wird.
Bei einer bevorzugten Weiterbildung wird die Druckdifferenz zur Betätigung des Regelventils an einer Düse abgegriffen, die in einer Arbeitsleitung zwischen einem Arbeitsanschluß der Dosiereinrichtung und dem zugeordneten Lenkzylinder angeordnet ist.
Bei einer alternativen Variante werden die oben beschriebenen Steuerräume ebenfalls mit Steueröl beaufschlagt, das in einem Steuerkreis mit geringerem Druckniveau als der die Lenkzylinder versorgende Hauptkreis geführt ist. Dieser Steuerkreis wird von einer Steuerpumpe mit Druckmittel beaufschlagt, wobei die Steuerdruckdifferenz zur Betätigung des Steuerblockes mittels einer parallel zur Dosiereinrichtung angeordneten Steuerdosiereinrichtung aufgebracht wird.
Bei einer besonders bevorzugten Variante arbeitet die Dosiereinrichtung nach dem Gerotorprinzip, wobei die Steuerdosiereinrichtung durch ein auf eine Welle der Dosiereinrichtung aufgesetztes Förderorgan gebildet ist.
Zur Einstellung unterschiedlicher Betriebskennlinien der Lenkeinrichtung kann der von der Steuerpumpe bereit gestellte Ausgangsdruck, beispielsweise über ein einstellbares Druckbegrenzungsventil, veränderbar sein.
Alternativ kann das Betriebsverhalten durch Variation der Federvorspannung der Druckwaage des Steuerblocks erfolgen. Bei einer bevorzugten Lösung kann diese Vorspannung der Druckwaage durch parallel geschaltete Düsen verändert werden, wobei je nach gewünschter Vorspannung eine Düse mit einem bestimmten Querschnitt wirksam ist und die Vorspannung in Abhängigkeit vom Druckabfall über der jeweils wirksamen Düse eingestellt wird.
Das stetig verstellbare Wegeventil des LS-Steuer- blocks der Lenkeinrichtung wird in der Regel mit positiver Überdeckung ausgeführt, so dass zum Überfahren dieser Überdeckung ein gewisser Mindesthub des Steuerschiebers erforderlich ist. Dieser ist über eine Federanordnungen in seine Nullstellung vorgespannt. Die Federrate der Federanordnung sollte möglichst flach gewählt werden muß, so dass der erforderliche Druckbereich zum Überfahren der Überdeckung möglichst gering ist. Andererseits soll die Federrate der Federanordnung so gewählt werden, dass ein möglichst großer Druckbereich zum vollständigen Aufsteu- ern des Wegeventils abgedeckt werden kann und die Lenkung auch bei schnellen Lenkbewegungen hinreichend mit Druckmittel versorgbar ist.
Diesen gegensätzlichen Forderungen - einerseits ge- ringe Federrate zum Überfahren der Überdeckung; andererseits hohe Federrate zur Ausbildung eines großen Druckbereiches - kann mit einer herkömmlichen Federanordnung nicht entsprochen werden. Erfindungsgemäß wird bei einer bevorzugten Variante vorgeschlagen, die Federanordnung in jeder Wirkrichtung mit zumindest zwei unterschiedlichen Federn auszubilden, von denen eine erst nach einem vorbestimmten Hub des Ventilschiebers wirksam ist. Dies hat den Vorteil, dass während des Überfahrens der Überdeckung eine Feder mit vergleichsweise geringer Federrate wirksam ist und dann beim Aufsteuern der Verbindung zwischen dem
Druckanschluß und einem der Arbeitsanschlüsse eine steilere Federkennlinie durch Parallelschaltung von zumindest zwei Federn eingestellt wird. Durch den Eingriff der zweiten Feder wird die Gesamtfederrate erhöht und somit der relative Hub des Ventilschiebers in Abhängigkeit von einer Steuerdruckdifferenz kleiner als es der Fall wäre, wenn nur eine Feder wirksam ist.
Bei einer vorteilhaften Weiterbildung der Erfindung ist die erste, von Beginn an wirksame Feder der Federanordnung mit einer Vorspannung aufgenommen, die geringer ist, als sie bei den eingangs beschriebenen bekannten Lösungen ist.
Die Federrate der zweiten Feder wird vorzugsweise mit einer geringeren Federrate als die erste Feder ausgeführt .
Bei einer besonders kompakten Ausführungsform ist die zweite Feder koaxial zur ersten Feder geführt und wird nach einem vorbestimmten Hub des Steuerschiebers von einer Mitnahmeschulter mitgenommen.
Bei einem Ausführungsbeispiel der Erfindung läßt sich in die Lenkmengenverstarkung mittels einer Ventilanordnung in gewissen Umfang an die vorliegenden Betriebsbedingungen anpassen. Diese Ventilanordnung zur Veränderung der Lenkmengenverstarkung kann beispielsweise ein proportional verstellbares Druckbegrenzungsventil und zwei jeweils einer Steuerseite des Steuerblocks zugeordnete, entgegengesetzt wirkende Rückschlagventile umfassen. Über das Druckbegrenzungsventil kann die maximale am Steuerblock anliegende Steuerdruckdifferenz -und somit die Lenkmengenverstarkung- verändert werden.
In dem Fall, in dem der Steuerblock mit einem in eine Zentralstellung federvorgespannten Wegeventil ausgeführt ist, kann diesem eine Einrichtung vorgeschaltet werden, über das auch bei geringen Lenkgeschwindigkeiten sicher- gestellt ist, dass das Wegeventil mit einer vorbestimmten minimalen Steuerdruckdifferenz beaufschlagt ist und die Vorspannung der Zentrierfedern überwunden wird.
Sonstige vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand der weiteren Unteransprüche.
Im folgenden werden bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand schematischer Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen: Figur 1 ein erstes Ausführungsbeispiel einer hydraulischen Lenkeinrichtung, bei der ein Steuerblock mittels einer Steuerdosiereinrichtung mit einer Steuerdruckdifferenz beaufschlagbar ist;
Figur 2 ein alternatives Ausführungsbeispiel, bei der der Steuerblock über Regelventile mit einer Steuerdruckdifferenz beaufschlagbar ist;
Figur 3 eine Schnittdarstellung eines Regelventils des Ausführungsbeispiels aus Figur 2 ;
Figur 4 Durchflußkennlinien des Steuerblocks aus Fi- gur 2 bei unterschiedlichen Vorspannungen einer Druckwaage des Steuerblockes;
Figur 5 eine Seitenansicht einer Dosiereinrichtung des Ausführungsbeispiels aus Figur 1;
Figur 6 einen Schnitt durch einen LS-Steuerblock, der bei einer Lenkeinrichtung gemäß den Figuren 1 und - in modifizierter Form - Figur 2 verwendbar ist;
Figur 7 eine Detaildarstellung des Steuerblocks aus Figur 6;
Figur 8 Federkennlinien einer Federanordnung des Steuerblocks aus Figur 6;
Figur 9 ein SchaltSchema eines dritten Ausführungs- beispiels einer hydraulischen Lenkeinrichtung und
Figur 10 ein Schaltschema eines viertes Ausführungsbeispiels einer hydraulischen Lenkeinrichtung. In Figur 1 ist ein Schaltschema eines ersten Ausführungsbeispiels einer Lenkeinrichtung 1 dargestellt. Diese hat einen als Gleichgangzylinder ausgeführten Lenkzylinder 2 , über den das zum Einschlagen der gelenkten Räder erforderliche Lenkmoment aufgebracht wird. Die Druckmittelversorgung des Lenkzylinders 2 erfolgt über ein Lenk- aggregat 4 das im Prinzip aus einer Dosierpumpe und einem handbetätigten Servoventil in Drehschieberbauart besteht. Die Betätigung des Servoventils und der Dosierpumpe erfolgt über die mit einem Lenkrad des Fahrzeugs verbundene Lenksäule. Da es sich bei dem Lenkaggregat 4 um ein Standardbauteil handelt, wird hinsichtlich Einzelheiten des Aufbaus auf den diesbezüglichen Stand der Technik, beispielsweise die DE 199 28 530 AI verwiesen. Das Lenkaggregat 4 hat einen Druckanschluß P, der an eine in Figur 1 nicht dargestellte Lenkpumpe angeschlossen ist. Dieser Druckanschluß P ist bei nicht betätigtem Lenkrad abgesperrt. Zwei Ausgangsanschlüsse L, R des Lenkaggregats 4 sind über Arbeitsleitungen 6, 8 mit den beiden Zylinderräumen 10, 12 des Lenkzylinders 2 verbunden. Bei Verdrehen des Lenkrades beispielsweise nach links wird dann über den Anschluß L und die Arbeitsleitung 6 Druckmittel in den Zylinderraum 10 gefördert, während das Druckmittel aus dem Zylinderraum 12 über die Arbeitsleitung 8 und den Anschluß R zurück zum Lenkaggregat 4 geführt wird. Das Lenkaggregat 4 hatte desweiteren einen LS-Anschluß, über das ein Lastsignal zur Steuerung eines Prioritätsventils oder einer Pumpe abgegriffen werden kann. Insbesondere bei schweren Arbeitsmaschinen ist das Lenkaggregat 4 häufig so ausgelegt, dass es alleine nicht in der Lage ist, um die zur Betätigung des Lenkzylinders 2 erforderliche Druckmittelmenge zu liefern. In diesem Fall wird zur Lenkmengenverstarkung eine zusätzliche Druckmittelmenge über einen LS-Steuerblock 14 zu den Lenkzylindern 2 geführt, wobei die Ansteuerung des Steuerblocks 14 in Abhängigkeit von der Betätigung des Lenk- aggregats 4 erfolgt.Die Druckmittelversorgung ist so ausgelegt, dass mit drei bis fünf Lenkradumdrehungen von Anschlag zu Anschlag des Lenkzylinders gelenkt werden kann.
Der bei der Lenkeinrichtung gemäß Figur 1 verwendete Steuerblock 14 hat ein proportional verstellbares Wegeventil, über das die Druckmittelgeschwindigkeit und Richtung der Druckmittelströmung vorgegeben wird. Die Einstellung der Druckmittelgeschwindigkeit erfolgt über eine Meßblende, der eine Druckwaage des Steuerblockes zugeordnet ist. Auch bei dem Steuerblock 14 kann es sich um ein Standardbauteil, wie es beispielsweise im Bosch- Rexroth-Datenblatt RD 64 282/10.99 oder in der DE 197 15 021 AI beschrieben ist handeln. Über die Druckwaage werden Druckänderungen an den hydraulischen Ver- brauchern des Hydrauliksystems oder an der Pumpe ausgeregelt, so dass auch bei unterschiedlicher Belastung der Druckmittelvolumenstrom zum Verbraucher konstant gehalten. Die Ansteuerung der Pumpe erfolgt in Abhängigkeit vom Lastdruck. Werden die Lenkung und die sonstige Ar- beitshydraulik von einer gemeinsamen Pumpe versorgt, so wird ein Prioritätsventil verwendet, um die bevorzugte Versorgung des Lenkaggregats mit Druckmittel sicherzusei- len. Eine Variante des Steuerblocks 14 wird anhand der Figuren 6,7 und 8 erläutert.
Der in Figur 1 dargestellte Steuerblock 14 hat einen an die Lenkpumpe (oder die zentrale Pumpe zur Versorgung der Arbeitshydraulik und der Lenkung) angeschlossenen Druckanschluß P, einen Tankanschluß T, einen LS-Anschluß zum Abgreifen des Lastdrucks am Lenkzylinder 2 sowie zwei
Verbraucheranschlüsse A, B. Letztere sind über Verbraucherleitungen 16, 18 mit den Zylinderräumen 10 bzw. 12 verbunden. Die Ansteuerung des Steuerblocks 14 oder genauer gesagt, des die Durchflußrichtung und Größe des Druckmittelvolumenstroms bestimmenden Proportionalventils erfolgt über einen Steuerkreis 20, der über eine Speise- pumpe 22 mit Steueröl versorgt wird. Der Steuerkreis 20 ist an die beiden Steuer- oder Federräume 24, 26 des Proportionalventils des Steuerblockes 14 angeschlossen, so dass die Verschiebung eines Hauptschiebers des Propor- tionalventils in Abhängigkeit von der an den Steuerräumen 24, 26 anliegenden Druckdifferenz erfolgt.
Wie eingangs erwähnt, hat das Lenkaggregat 4 eine Dosierpumpe, die nach dem Gerotorprinzip arbeitet. Auf der Welle dieses Gerotors ist ein zweiter Zahnradsatz aufgesetzt, der eine Steuerdosiereinrichtung 28 bildet, über die je nach Lenkraddrehzahl Steueröl in Richtung zu einem der Steuerräume 24, 26 gefördert werden kann.
An die beiden Anschlüsse A, Ai der Steuerdosiereinrichtung 28 sind Steuerleitungen 30, 32 angeschlossen, die zu den Steuerräumen 24 bzw. 26 führen. Von diesen beiden Steuerräumen 24, 26 führen jeweils Rücklaufleitungen 34, 36 zum zugeordneten Anschluß A bzw. Ai zurück. In diesen Rücklaufleitungen 34, 36 sind jeweils eine Düse 38 bzw. 40 sowie ein in Richtung zu den Anschlüssen A, Ai öffnendes Rückschlagventil 42, 44 angeordnet. Das von der Speisepumpe 22 geförderte Öl wird über eine die beiden Rücklaufleitungen 34, 36 verbindende Verbindungsleitung 46 eingespeist, so dass bei nicht betätigtem Lenkrad beide Zweige des Steuerkreises 20 und damit die Steuerräume 24, 26 mit dem von der Speisepumpe gelieferten Druck beaufschlagt sind - das Proportionalventil des Steuerblocks 14 verbleibt in seiner federvorgespannten Grundposition.
Bei einem Lenkradeinschlag wird auch der auf die Welle des Gerotors des Lenkaggregats 4 aufgesetzte Zahnradsatz betätigt, so dass entsprechend der Lenkgeschwin- digkeit und der Anzahl der Lenkradumdrehungen Steueröl innerhalb des Steuerkreises 20 verschoben wird. D.h. , beispielsweise bei einem Lenkradeinschlag nach links wird Steueröl über den Anschluß A der Steuerdosiereinrichtung 28 in die Steuerleitung 30 und von dort zum Steuerraum 24 gefördert. Das Steueröl wird dann über die Rücklauflei- tung 34, die Düse 38, die Verbindungsleitung 46 und das Rückschlagventil 44 in die Steuerleitung 32 zurückgeführt. In Abhängigkeit von der Geometrie der Düse 38 stellt sich eine Steuerdruckdifferenz in den beiden Steuerräumen 24, 26 ein, so dass der Hauptkolben des Proportionalventils 14 in eine den Lenkraddrehzahl entsprechende Position gebracht wird - dem Lenkzylinder 2 wird dann von der Speisepumpe (nicht dargestellt) über den Druckanschluß P und beispielsweise Verbraucheranschluß A und der Verbraucherleitung 16 zusätzlich Druck- mittel zugeführt, so dass der Lenkradeinschlag sehr schnell in das zum Einschlagen der Räder erforderliche Lenkmoment umgesetzt wird.
Bei dem in Figur 1 dargestellten Ausführungsbeispiel ist der Speisepumpe 22 ein einstellbares Druckbegrenzungsventil 48 zugeordnet, über das der Druck im Steuerkreis 20 einstellbar ist. Durch geeignete Ansteuerung des Druckbegrenzungsventils 48 können unterschiedliche Drücke im Steuerkreis 20 gewählt werden, so dass in Abhängigkeit vom Betriebszustand des Fahrzeugs unterschiedliche Lenkgeschwindigkeiten realisierbar sind. Durch Variation des Drucks im Steuerkreis 20 kann bei gleichem Lenkradeinschlag der über den Steuerblock 14 geführte Steuerölvolu- menstrom verändert werden, so dass sich die Lenkcharakte- ristik beispielsweise an die Fahrgeschwindigkeit des
Fahrzeugs anpassen läßt.
Derartige Kennlinien sind beispielsweise in Figur 4 dargestellt, wobei in Abhängigkeit von der Drehzahl eines Motors des Fahrzeugs (beispielsweise Dieselmotor) unterschiedliche Steueröl-Fördermengen Q einstellbar sind, wobei sich die Kennlinien durch Veränderung des vom Druckbegrenzungsventils 48 begrenzten Maximalsteuerdruckes vorwählen lassen.
Die Einstellung des Druckbegrenzungsventils 48 erfolgt dabei mittels eines Druck-Sensors 50.
Die Speisepumpe 22 ist so ausgelegt, dass der von dieser gelieferte Steuerdruck wesentlich unterhalb des vom Lenkaggregat 4 erzeugten Lenkdrucks liegt, so dass der an den Steuerräumen 24, 26 anliegende Druck vergleichsweise gering ist und somit die Abdichtung der Steuerräume/Federräume wesentlich einfacher als bei herkömmlichen Lösungen ist, bei denen Hochdruckdeckel verwendet werden müssen, da in den Steuerräumen 24, 26 ein dem Lenkdruck (mehr als 100 bar) entsprechender Steuerdruck anliegt. Es zeigte sich, dass sich die Variante gemäß Figur 1 bereits mit Steuerdrücken im Bereich von 4 bar betreiben läßt, so dass die Speisepumpe 22 sehr klein ausgeführt werden kann.
Wie bereits eingangs erwähnt, handelt es bei dem Lenkaggregat 4 im Prinzip um ein Standardprodukt, dessen Gehäuse 52 schematisch in Figur 5 dargestellt ist. In diesem ist das als Drehschieber ausgeführte Servoventil sowie der mit 54 angedeutete Zahnradsatz des zugeordneten Gerotors (Dosierpumpe) aufgenommen. Bei dem erfindungsgemäßen Ausführungsbeispiel wird auf die verlängerte Welle des Gerotors der zweite, die Steuerdosiereinrichtung 28 bildender Zahnradsatz über eine Zwischenscheibe 56 aufgesetzt, in der auch die Anschlüsse A, Ai ausgebildet sind. Auf diese Zwischenscheibe 56 wird dann eine Abschlußplatte 58 markiert, so dass das Lenkaggregat 4 und die Steuerdosiereinrichtung 28 sehr einfach und kompakt durch Umbau eines herkömmlichen Lenkaggregates herstellbar sind. In Figur 2 ist eine Variante des erfindungsgemäßen Konzeptes dargestellt.
Bei der Lenkeinrichtung 1 gemäß Figur 2 sind die Anschlüsse L, R des Lenkaggregats 4 - ähnlich wie beim vorbeschriebenen Ausführungsbeispiel - über Arbeitsleitungen 6, 8 mit Lenkzylindern 2' und 2'1 verbunden. Bei dieser Variante wird nicht ein einziger Gleichgangzy- linder 2 sondern zwei parallel angeordnete Differen- zialzylinder 2', 2'' verwendet. Die Arbeitsleitung 6 mündet dabei in einen Zylinderraum 60 ' ' des Lenkzylinders 2 ' ' und in einen Ringraum 62 ' des Lenkzylinders 2 ' , während die Arbeitsleitung 8 in den Ringraum 62 ' ' des Lenkzylinders 2'1 und in den Zylinderraum 60' des Lenkzylinders 2' einmündet.
Zur Lenkmengenverstarkung ist wiederum ein LS-Steuer- block 14 vorgesehen, über den zusätzlich Druckmittel von einer Lenkpumpe zu den Lenkzylindern 2', 2'1 förderbar ist.
Die Ansteuerung des Proportionalventils (nicht dargestellt) des Steuerblocks 14 erfolgt über einen eigenen Steuerkreis 20, in dem ein Steuerdruck aufbaubar ist, der wesentlich unter dem Lastdruck an den Lenkzylindern 2 ' , 2'1 liegt. D.h., auch bei dieser Variante wird über den Steuerkreis 20 ein Steuerdruck eingesteuert, der vergleichsweise gering ist, so dass die Abdichtung der Steuerräume 24, 26 keine Schwierigkeit bereitet.
Der Steuerkreis hat zwei Steuerleitungen 30, 32, die an den Druckanschluß der Steuerpumpe 22 angeschlossen sind. Der Maximaldruck im Steuerkreis 20 wird über ein Steuerdruckbegrenzungsventil 64 auf einen Maximalwert, beispielsweise 35 bar begrenzt (der maximale Lenkdruck liegt über 100 bar) .
In jeder Steuerleitung 30, 32 ist ein Regelventil 66 bzw. 68 geschaltet, über das der Steuerdruck im jeweils zugeordneten Steuerraum je nach Steuerölströmungsrichtung regelbar ist.
Die beiden Regelventile 66, 68 sind jeweils mittels einer Regelfeder in eine Grundposition vorgespannt, in der ein Eingangsanschluß P des Regelventils mit einem Arbeitsanschluß A verbunden ist. Durch Verschieben des Ventilschiebers des Regelventils 66, 68 aus der dargestellten Grundposition wird eine Verbindung zu einem Tankanschluß T aufgesteuert .
Die Ansteuerung der Regelventile 66, 68 erfolgt jeweils über zwei Steuerleitungen 70, 72, so dass der Ventilschieber in Abhängigkeit von der Druckdifferenz in den Steuerleitungen 70, 72 in eine Regelposition verschoben wird.
In den beiden Arbeitsleitungen 6, 8 ist jeweils eine Düse 74, 76 angeordnet, wobei die Steuerleitung 72 in den Abschnitt zwischen der Düse 74 und dem zugeordneten Arbeitsanschluß L, R einmünden, während die Steuerleitung 70 in einen Leitungsabschnitt stromabwärts der Düsen 74, 76 einmünden. D.h., die Regelventile 66, 68 werden mit einer Steuerdruckdifferenz beaufschlagt, die dem Druckab- fall über den Düsen 74 bzw. 76 entspricht.
In Figur 2 ist die dem nicht dargestellten Proportionalventil des Steuerblocks 14 zugeordnete Druckwaage 78 dargestellt. Wie vorstehend erwähnt, wird über diese Druckwaage 78 der Druckabfall über der durch das Proportionalventil gebildeten Meßblende unabhängig von Schwan- kungen des Drucks an den Lenkzylindern 2 oder der Lenk- pumpe konstant gehalten. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel kann die Vorspannung einer Regelfeder 80 der Druckwaage 78 über eine Vorspanneinrichtung 82 verän- dert werden. Diese hat einen Kolben 84, der in Richtung "Vorspannung erhöhen" mit dem Druck in einer Vorspannleitung 86 und in Richtung "Vorspannung erniedrigen" mit dem Druck in einer weiteren Vorspannleitung 88 beaufschlagbar ist. Die Druckdifferenz in den beiden Vorspannleitungen 86, 88 wird über eine Vorspannventileinrichtung 90 variiert, so dass je nach Betriebszustand unterschiedliche Vorspannungen der Regelfeder 80 der Druckwaage 78 einstellbar sind. Auf diese Weise kann im Prinzip die gleiche Kennliniencharakteristik wie in Figur 4 dargestellt gewählt werden, wobei die einzelnen Kennlinien beispielsweise in Abhängigkeit von dem gewählten Fahrgang veränderlich ist.
Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel wird die Vorspannventileinrichtung 90 von einer Pumpe 92 mit Druckmittel beaufschlagt. Die Vorspannventileinrichtung hat drei parallel geschaltete Vorspanndüsen 94, 96, 98, die jeweils unterschiedliche Düsendurchmesser aufweisen. Es sei angenommen, dass der wirksame Durchmesser der Düse 94 am geringsten und der Düse 98 am größten ist.
Die Düsen 94, 96, 98 sind jeweils in einem Parallel- zweig angeordnet, in dem jeweils stromauf der jeweiligen DÜse ein Schaltventil 100, 102, 104 angeordnet ist, so dass bei Umschalten eines Schaltventils in seine Öffnungsstellung die jeweils zugeordnete Düse in dem Steuerölströmungspf d geschaltet wird. Eine die Düse 94 und das Schaltventil 100 enthaltende Steuerleitung 106 und eine die Düse 96 und das Schaltventil 102 enthaltende Steuerleitung 108 sind und zwischen Düse und Schaltventil mit den Eingängen eines Wechselventils 110 verbunden, dessen Ausgang wiederum mit dem Eingang eines weiteren Wechselventils 112 verbunden ist. Der andere Eingang dieses Wechselventils 112 ist entsprechend mit der die Düse 98 und das Schaltventil 104 enthaltenden Steuerleitung 114 verbunden. In den Ausgang dieses Wechselventils 112 mündet die Vorspannleitung 88 ein.
Der Druck in der stromab der Düsen angeschlossenen Vorspannleitung 86 wird über ein Druckbegrenzungsventil 122 auf einen verstellbaren festen Wert begrenzt.
Soll beispielsweise im ersten Fahrgang eine vergleichsweise niedrige Lenkmengenverstarkung erfolgen (flache Kennlinie in Figur 4) , so wird das Schaltventil 100 aus seiner Sperrstellung in seine ÖffnungsStellung gebracht, so dass das von der Pumpe 92 geförderte Steueröl über die Düse 94, zum Druckbegrenzungsventil 122 strömt, wobei stromab der Düsen und damit in der Vorspannleitung 86 der Druck durch das Druckbegrenzungs- ventil 122 auf dem vorbestimmten Wert gehalten wird. Der Druck stromaufwärts der Düse 94 liegt am Eingang des Wechselventils 110 an und wird über dieses und das Wechselventil 112 in die Vorspannleitung 88 gemeldet. D.h., der Kolben 84 wird mit einer Druckdifferenz beaufschlagt, die etwa dem Druckabfall über der jeweils wirksamen Düse 94, 96, 98 entspricht. Im vorliegenden Fall ist die Düse 94 mit einem vergleichsweise geringem Durchmesser ausgeführt, so dass der in Richtung Entspannen der Regelfeder 180 wirksame Druck vergleichsweise groß ist und somit die Vorspannung der Druckwaage 78 und damit die Druckdifferenz über die Meßblende des LS-Steuerblocks geringer als bei Wirksamschalten der anderen Düsen 96, 98 ist - es stellt sich die flachere Kennlinie in der Darstellung gemäß Figur 4 ein. Zur Einstellung der anderen Kennlinien gemäß Figur 4 werden dann die Düsen 96 bzw. die Düse 98 geöffnet. Diese Veränderung der Vorspannung kann selbst- verständlich auch über andere geeignete Ventileinrichtungen gesteuert werden.
Prinzipiell kann die Herstellung der variablen Lenk- geschwindigkeit durch Veränderung der Vorspannung der Druckwaage 78 auch bei dem in Figur 1 dargestellten Konzept verwendet werden, um unterschiedliche Steuercharakteristiken zu realisieren.
Figur 3 zeigt einen schematischen Schnitt durch ein Regelventil 66, wie es bei der Schaltung gemäß Figur 2 verwendet werden kann. Das Regelventil 66 hat einen Ventilschieber 124, der über eine Feder 126 in eine nicht dargestellte Grundposition vorgespannt ist, in der der Druckanschluß P über eine Verbindungsbohrung 128 des Ventilschiebers 124 mit dem Arbeitsanschluß A verbunden ist .
Der Ventilschieber 124 hat einen radial vorstehenden Kolbenbund 130, der in einem radial erweiterten Ringraum geführt ist. Der in Figur 3 oben liegende, in Richtung der Feder 126 wirksame Teilraum 132 ist über die Steuerleitung 72 mit dem Druck stromaufwärts der jeweiligen Meßblende 74 (76) beaufschlagt, während der untere, in Richtung "Verbindung zum Tank" wirksame Teilraum 134 über die Steuerleitung 70 mit dem Druck stromabwärts der Düse 74, 76 beaufschlagt ist.
In Abhängigkeit von der Kraft der Feder 126 und dem Druckabfall über der Düse 74 stellt sich der Ventilschieber 174 in eine Regelposition ein, in der die Verbindung von P nach A und/oder T aufgesteuert ist.
Entsprechend dieser Druckdifferenz wird somit über das Regelventil 66, 68 der von der Steuerpumpe 22 gelieferte Druck auf einen Steuerdruck verringert, über den der Ventilschieber des Proportionalventils des Steuerblocks 14 in seine vom Lenkradeinschlag abhängige Position gebracht wird. D.h. , bei Einschlag des Lenkrades wird über das Lenkaggregat 4 eine von dem Lenkradeinschlag und der Lenkradgeschwindigkeit abhängige Druckmittelmenge zum jeweiligen Lenkzylinder 2', 2'1 gefördert. Parallel wird der Steuerblock 14 in Abhängigkeit von der Druckdifferenz über der zugeordneten Düse 74, 76 über das Regelventil 66, bzw. 68 mit einem Steuerdruck beaufschlagt und in eine Öffnungsstellung gebracht, in der eine zusätzliche Druckmittelmenge von der Lenkpumpe P zu den Lenkzylindern 2 ' , 2 ' ' gefördert wird, so dass in Abhängigkeit von der eingestellten Lenkcharakteristik (Vorspannung der Druckwaage 78) ein dem Lenkradeinschlag und der Lenkradge- schwindigkeit entsprechendes Lenkmoment aufgebaut wird.
In Figur 6 ist ein Schnitt durch einen LS-Steuerblock 14 dargestellt. Ein derartiger LS-Steuerblock hat zumindest eine Ventilscheibe oder ein Ventilgehäuse 136, in dem die beiden einem Verbraucher zugeordneten Arbeitsanschlüsse A, B sowie die nicht dargestellten Anschlüsse T, P, der LS-Anschluß sowie Steueranschlüsse ausgebildet sind.
Das Ventilgehäuse 136 hat eine Ventilbohrung 138, in der ein Steuerschieber 140 des stetig verstellbaren Wegeventils 142 geführt ist. Diesem ist eine Druckwaage 144 vorgeschaltet, deren Regelkolben 146 über eine vergleichsweise schwache Regelfeder 148 in Schließrichtung vorgespannt ist. Der Regelkolben 146 wird desweiteren in Schließrichtung von dem stromabwärts des eine Meßblende mit konstantem Querschnitt ausbildenden Wegeventils 142 anliegenden Lastdruck und in Öffnungsrichtung von dem am Eingang der Druckwaage 144 wirkenden Druck, der etwa dem Druck am Pumpenanschluß P entspricht, beaufschlagt. Dieser Druckanschluß P ist über einen Druckkanal 150 mit einer Druckwaagenzulaufkammer 152 einer den Regelkolben 146 aufnehmenden Druckwaagenbohrung 154 verbunden. Dieser in der Druckwaagenzulaufkammer 152 anliegende Druck wirkt über eine Innenbohrung des Regelkolbens 146 auf die in Figur 6 rechte Stirnfläche des Regelkolbens 146.
Die Ventilbohrung 138 ist mit mehreren Ringräumen versehen, die eine Zulaufkammer 156, zwei Ablaufkammern 158, 160 sowie zwei mit dem Tankanschluß T verbundene Tankkammern 162, 164 ausbilden.
Der Steuerschieber 140 ist mit mehreren Ringbünden 166, 168 und 170 ausgeführt, über die die Verbindung zwischen den vorgenannten Kammern auf- bzw. zusteuerbar ist. Der Steuerschieber 140 hat desweiteren eine stirnseitig verschlossene Axialbohrung 172, die über zwei Querbohrungen 180, 182 im Aussenumfang des Steuerbundes 166 bzw. 168 mündet.
Der Steuerschieber wird über zwei Federanordnungen 174, 176 in seine Grundstellung vorgespannt. In dieser Grundstellung sind die beiden Ablaufkammern 158 und 160 mit den benachbarten Tankkammern 162 bzw. 164 verbunden. Die in der Axialbohrung 172 mündenden Querbohrungen 180 bzw. 182 sind abgesperrt. Desweiteren ist auch die Verbindung von der Zulaufkammer 156 zu den benachbarten Ablaufkammern 160 bzw. 158 zugesteuert.
Im Ventilgehäuse 136 sind desweiteren noch zwei Se- kundärventile 184, 186 aufgenommen, über die eine Verbindung von den Ablaufkammern 158, 160 zu den Tankkammern 162 bzw. 164 aufsteuerbar ist. Desweiteren hat diese Ventilscheibe des Steuerblocks 14 noch ein LS-Druckbe- grenzungsventil 188 sowie ein Wechselventil 190, über das der höchste an mehreren Verbrauchern wirksame Lastdruck abgegriffen werden kann. Die Ansteuerung des proportional verstellbaren Wegeventils 142 erfolgt über zwei angedeutete Druckreduzierventile 192, 194, über die Federräume 178, 179 in der Federanordnungen 176 bzw. 174 mit einer Steuerdruckdifferenz beaufschlagbar sind, so dass entsprechend der Steuerschieber 140 aus seiner Grundposition verschoben und eine Meßblende mit konstantem Durchflußquerschnitt aufgesteuert wird.
Wie desweiteren Figur 6 entnehmbar ist, ist die
Axialbohrung 172 über einen Steuerkanal 196 mit dem
Federraum der Regelfeder 148 verbunden, so dass der
Regelkolben in Schließrichtung von dem Druck in der Axialbohrung 172 beaufschlagt ist.
Bei Anlegen einer Steuerdruckdifferenz über die beiden Druckreduzierventile 192, 194 wird der Steuerschieber 140 gegen die Kraft einer der Federanordnungen 174, 176 verschoben. Beispielsweise bei einer Verschiebung nach links (Figur 6) erfolgt diese Verschiebung gegen die Kraft der Federanordnung 176.
Die beiden Steuerbünde 166, 168 sind so ausgeführt, dass die Verbindung von der Zulaufkammer 156 zur benachbarten Ablaufkammer 158 bzw. 160 erst nach einem vorbestimmten Hub aufgesteuert wird - d.h. , in der Grundposition ist das Wegeventil mit einer positiven Uberdeckung ausgeführt .
Nach Überfahren dieser Überdeckung wird durch den Steuerbund 166 die Verbindung zwischen der Zulaufkammer 156 und der Ablaufkammer 158 aufgesteuert . Gleichzeitig wird die Verbindung zwischen der Tankkammer 162 und der Ablaufkammer 158 zugesteuert und die Verbindung zwischen der anderen Tankkammer 164 und der Ablaufkammer 150 aufgesteuert, so dass Druckmittel über den Arbeitsanschluß A zum Zylinderraum 10 des Lenkzylinders 2 und aus dessen Zylinderraum 12 über den Arbeitsanschluß B zum Tank T hin abströmen kann. Wie bereits vorstehend er- wähnt, ist dabei die Druckwaage in Öffnungsrichtung (in Richtung einer die Verbindung der Druckwaagenzulaufkammer 152 mit einer mit der Zulaufkammer 156 verbundenen Druckwaagenablaufkammer 198 aufsteuernden "Richtung" von dem Druck am Druckanschluß P beaufschlagt, während in Schließrichtung die Kraft der Regelfeder 48 und der Druck in der Ablaufkammer 158 bzw. beim Anschluß mehrerer Verbraucher, der höchste Lastdruck wirkt. Der Regelkolben 146 stellt sich in Abhängigkeit von diesen Kräften in einer Regelposition ein, in der der Druckabfall über der aufgesteuerten Meßblende (Wegeventil 142) bei konstanter Meßblendenöffnung lastdruckunabhängig konstant gehalten wird.
Insofern unterscheidet sich das in Figur 6 darge- stellte Konstruktionsprinzip nicht von dem Steuerblock, wie sie in der DE 197 15 021 AI beschrieben ist, so dass hinsichtlich weiterer Details der Grundkonstruktion der
Einfachheit halber auf diese Druckschrift verwiesen wird.
Ein Problem bei diesen bekannten Steuerblöcken ist, dass das Wegeventil 142 bereits bei sehr geringen Steuerdrücken, d.h. bei entsprechend geringen Drehzahlen des Gerotors des Lenkaggregats 4 ansprechen soll und so eine geeignete Lenkmengenverstarkung ermöglicht. Dazu könnte man die Federanordnung 174, 176 beispielsweise mit geringer Federvorspannung und/oder geringer Federrate ausführen, so dass das Wegeventil 142 bereits bei geringen Steuerdruckdifferenzen aufgesteuert wird. Bei einer derartigen Federanordnung mit geringer Federspannung und oder geringer Federrate würde das Wegeventil 142 allerdings bereits bei einer vergleichsweise geringen Steuer- druckdifferenz vollständig öffnen, so dass der durchfahrbare Druckbereich für eine hinreichende Funktion der Lenkeinrichtung zu gering wäre . Eine Feder mit größerer Federrate zur Erhöhung dieses Druckbereichs kann aller- dings nicht eingesetzt werden, da dann die zum Überfahren der Überdeckung erforderliche Steuerdruckdifferenz viel zu groß ist. Desweiteren ist es erforderlich, zur Gewährleistung einer sicheren Nullstellung des Wegeventils 142 die Vorspannung der Federanordnung auf einen gewissen Mindestwert zu setzen. Diese erforderliche Vorspannung würde bei einer Verwendung einer Feder mit großer Federrate die zuvor geschilderte Problematik verstärken.
Erfindungsgemäß wird bei dem in Figur 6 dargestellten Ausführungsbeispiel eine Federanordnung 174, 176 verwendet, wie sie in Figur 7 detailliert dargestellt ist, wobei beispielshaft die linke Federanordnung 176 beschrieben wird. Diese hat zwei parallel geschaltete Federn 200, 202. Die erste Feder 200 ist über einen Federteller 204 an einer Stirnfläche 206 des Ventilgehäuses 136 abgestützt. Das andere Ende der ersten Feder 200 ist an einer Innenschulter 208 eines angesetzten Gehäuses 210 abgestützt und umgreift eine in dieses Gehäuse 210 eingeschraubte bolzenförmige Hubbegrenzung 212. Diese erste Feder 200 ist mit einer vorbestimmten Vorspannung zwischen dem Federteller 204 und der Innenschulter 208 aufgenommen. Bei einer Axialverschiebung des Steuerschiebers 140 nach links wird nach Überwinden dieser Vorspannung der Federteller 204 von der Stirnfläche 206 abgeho- ben und entsprechend die erste Feder 200 komprimiert.
Die zweite Feder 202 ist an einer Radialschulter 214 der Hubbegrenzung 212 abgestützt und erstreckt sich über einen radial zurückgesetzten Endabschnitt 216 der Hubbe- grenzung 212 hinaus bis hin zu einem Axialzapfen 218 des
Federtellers 204. Dieser Axialzapfen 218 wird vom Endab- schnitt der zweiten Feder 202 umgriffen, wobei dieser in einem vorbestimmten Axialabstand h von einer Mitnahmeschulter 220 des Federtellers 204 endet.
Bei einer weiteren Verschiebung des Steuerschiebers 140 nach links (Figur 7) läuft diese Mitnahmeschulter 220 auf das benachbarte Ende der zweiten Feder 202 auf, so dass nach diesem Hub h die Verschiebung des Steuerschiebers 140 gegen die Kraft der mit Vorspannung aufgenomme- nen ersten Feder 200 und die Kraft der Feder 202 erfolgt. Der vorbeschriebene Hub h ist so gewählt, dass die zweite Feder 202 erst dann wirksam wird, wenn die eingangs beschriebene Hubüberdeckung überfahren ist.
Die sich ergebende Federkennlinie ist in Figur 8 dargestellt. Dabei ist der auf das Wegeventil 142 wirksame Steuerdruck über dem Hub des Steuerschiebers 140 dargestellt.
Wie vorstehend beschrieben, ist die erste Feder 200 mit einer Vorspannung aufgenommen, so dass sich ein Hub des Steuerschiebers 140 erst dann einstellt, wenn der wirksame Steuerdruck einen dieser Vorspannung entsprechenden Wert po erreicht hat . Nach Überschreiten dieses Steuerdruck pg, der bei einer Lenkeinrichtung beispielsweise im Bereich von ein bis zwei bar liegen kann, wird der Steuerschieber 140 in Abhängigkeit vom Steuerdruck gemäß der etwa linearen Kennlinie der ersten Feder 200 verschoben. Nach dem Hub h ist die Überdeckung des Wege- ventils 142 überfahren und die Mitnahmeschulter 220 läuft auf die zweite Feder 202 auf, so dass ab diesem Hub h beide Federn wirksam sind. Entsprechend der beiden Federraten der Federn 200, 202 stellt sich eine steilere Kennlinie ein, so dass der maximale Hub hmax bei Anliegen eines maximalen Steuerdrucks Pmax erreicht wird, der wesentlich größer ist, als in dem Fall, in dem die Feder 200 alleine wirksam gewesen wäre strichpunktierte Linie in Figur 8) . Durch die Parallelschaltung der beiden Federn 200, 202 läßt sich somit der Steuerbereich gegenüber einer einfachen Feder mit geringer Federrate wesent- lieh erweitern, wobei zum Überfahren der Uberdeckung nur eine vergleichsweise geringe Steuerdruckdifferenz p^ - pg erforderlich ist. Durch diese erfindungsgemäße Maßnahme kann die Steuercharakteristik des Steuerblockes in optimaler Weise an die insbesondere bei einer Lenkeinrichtung vorliegenden Anforderungen angepaßt werden. Selbstverständlich ist eine derartige Federanordnung auch bei Wegeventilanordnungen für andere Anwendungen einsetzbar.
Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel hat die zweite Feder 202 eine geringere Federrate als die Feder 200 - prinzipiell könnte selbstverständlich die Federrate der Feder 202 auch größer als diejenige der Feder 200 ausgewählt werden. Anstelle von zwei Federn könnten zur Optimierung der Federkennlinie auch mehrere Federn wirk- sam werden.
Bei dem in Figur 1 beschriebenen Ausführungsbeispiel wird über das stromabwärts der Düsen 38, 40 gelegene Druckbegrenzungsventil 48 in den Leitungen 34, 36 ein bestimmter, voreingestellter Druck aufrechterhalten. In der Leitung 30 bzw. 32stellt sich ein derartiger Druck ein, dass über die Düse 38 eine der Dosiermenge entsprechende Druckdifferenz besteht. Erhöht man den Einstellwert am Druckbegrenzungsventil 48, so wird auch der Druck in der Leitung 30 bzw. 32 entsprechend höher. Das heißt, bei gegebener Dosiermenge bleibt die Druckdifferenz zwischen den Leitungen 30 und 32 und damit die an den Steuerräumen 24 und 26 des Wegeventils 40 anliegende Druckdifferenz unabhängig von der Einstellung des Druck- begrenzungsventil 48 im wesentlichen konstant. Durch Veränderung des Grenzdruckes am Druckbegrenzungsventil 48 läßt sich die Lenkmengenverstarkung bei gegebener Dosiermenge somit nicht verändern.
Bei den in den Figuren 9 und 10 dargestellten Ausfüh- rungsbeispielen läßt sich diese Lenkmengenverstarkung in gewissen Grenzen bei einer gegebener Dosiermenge verändern.
Das in Figur 9 dargestellte Ausführungsbeispiel ent- spricht im Grundkonzept der Figur 1 dargestellten Variante und unterscheidet sich von dieser Lösung durch eine Ventilanordnung 222 zur Veränderung der Lenkmengenverstarkung und eine Einrichtung 224 zur Verbesserung des Ansprechverhaltens bei geringen Lenkgeschwindigkeiten.
Gemäß Figur 9 hat die Ventilanordnung 222 zur Veränderung der Lenkmengenverstarkung ein proportional verstellbares Druckbegrenzungsventil im folgenden Verstärkungsventil 226 genannt, das elektromagnetisch, bspw. in Abhängigkeit vom Signal eines Sensors 50 verstellbar ist. Der Eingang des Verstärkungsventils 226 ist über einen Steuerkanal 228 an einen Verbindungskanal 230 angeschlossen, der parallel zur Verbindungsleitung 46 läuft.
Im Verbindungskanal 230 sind zwei Rückschlagventile 232, 234 vorgesehen, die eine Steuerölströmung von der Leitung 30 bzw. 32 zum Verstärkungskanal 228 hin ermöglichen und in Gegenrichtung sperren. Durch die beiden entgegengesetzt wirkenden Rückschlagventile 232, 234 wird sichergestellt, dass über das Verstärkungsventil 226 der Druck in den beiden Leitungen 30 und 32 und damit in beiden Steuerräume 24 und 26 mit nur einem Druckbegrenzungsventil begrenzt werden kann. Die beiden Rückschlagventile 42, 44 sind stromaufwärts der Rückschlagventile 232, 234 der Ventilanordnung 222 angeordnet. Durch Veränderung des über das Verstärkungs- ventil 226 einzustellenden Grenzdruckes kann der Steuerdruck in den Steuerräumen 24, 26 auf unterschiedlich hohe Werte begrenzt werden. Ist dieser Grenzdruck erreicht, dann läßt sich der Steuerschieber des Wegeventils 142 des Steuerblocks 14 nicht mehr weiter auslenken und damit die über das Wegeventil fließende Lenkmenge nicht weiter erhöhen. Bei steigender Drehgeschwindigkeit des Lenkaggregats 4 und der Steuerdosiereinrichtung 28 wird dann die Lenkgeschwindigkeit nur noch aufgrund der Wirkung des Lenkaggregats 4 gesteigert. Bei dem in Figur 9 dargestellten Ausführungsbeispiel ist das Druckbegrenzungsventil 48 im Unterschied zu dem anhand Figur 1 beschriebenen Ausführungsbeispiel nicht als proportional verstellbares Ventil sondern als einfaches Ventil ausgeführt, das je nach Anwendungsfall auf unterschiedliche Werte, beispielsweise im Bereich von 1-2 bar eingestellt werden kann, so dass sichergestellt ist, dass die Leitungen stets mit Druckmittel versorgt sind.
Die Einrichtung 224 hat mit der Änderung der Lenkmengenverstarkung als solches nichts zu tun, sondern dient zur Verbesserung des Ansprechverhaltens des Steuerblocks 14. Problematisch bei dem vorgeschriebenen Steuerblock 14, insbesondere bei dem in Figur 6 dargestellten Ausfüh- rungsbeispiel eines Wegeventils 142 des Steuerblocks 14 ist, dass der Steuerschieber 140 über eine Federanordnung 174, 176 in Richtung einer Mittelstellung beaufschlagt ist. Zur stabilen Einstellung dieser Mittelstellung ist es erforderlich, dass die Federanordnung 174, 176 auf einen gewissen Wert vorgespannt ist. Bei sehr geringer
Lenkgeschwindigkeit, das heißt bei einer langsamen Drehung der Dosiereinrichtung 28, kann es dann vorkommen, dass der Druck stromaufwärts der Düse 38 bzw. 40 nicht groß genug ist, um die Federvorspannung zu überwinden - das heißt, das Wegeventil 142 würde in diesem Fall nicht ansprechen. Dieser Nachteil wird mit einer Ventilanordnung 224 gemäß den Figuren 9 oder 10 ausgeräumt.
Bei dem in Figur 9 dargestellten Ausführungsbeispiel hat die Einrichtung 224 zwei stromabwärts der Düsen 38 bzw. 40 angeordnete Druckdifferenzventile 240, 242, die bei dem in Figur 9 dargestellten Ausführungsbeispiel als Rückschlagventile ausgeführt sind. Derartige Druckdifferenzventile 240, 242 erzeugen zwischen ihrem Eingang und ihrem Ausgang eine im wesentlichen konstante Druckdifferenz . Im vorliegendem Fall sind die Schließfedern der Rückschlagventile 240, 242 auf einen der Vorspannung der Federanordnungen 174, 176 äquvivalenten Wert eingestellt, so dass durch die Rück- schlagventile 240, 242 bei einer geringen Drehzahl der Dosiereinrichtung 28 die Dosiermenge so stark angestaut wird, dass die FedervorSpannung überwunden und auch bei geringen Lenkgeschwindigkeiten der Steuerschieber 140 des Wegeventils 142 gegen die Kraft der Federanordnung 174, 176 aus der Mittelstellung herausgeschoben wird -der Steuerblock 14 reagiert auch bei kleinen Drehzahlen der Dosiereinrichtungen.
Die Druckdifferenzventile 240, 242 können auch strom- aufwärts der Düsen 38 bzw. 40 angeordnet sein, da sich unabhängig von der Anordnung der Druckdifferenzventile der konstante Druckabfall über dem Druckdifferenzventil zum Druckabfall über der vor -oder nachgeschalteten Düse addiert .
Bei dem in Figur 10 dargestellten Ausführungsbeispiel ist eine etwas andere Leitungsführung als beim Ausführungbeispiel gemäß Figur 9 gewählt. Gemäß Figur 10 sind die beiden Rücklaufleitungen 34, 36 durch einen Zentral- kanal 244 ersetzt, der sich zwischen den beiden Steuerleitungen 30, 32 erstreckt. In diesem Zentralkanal 244 ist eine Düse 38 angeordnet, die die Funktion der Düsen 38, 40 aus den vorbeschriebenen Ausführungsbeispielen übernimmt. Beidseitig der Düse 38 ist jeweils ein Druckdifferenzventil 240, 242 angeordnet. Diese sind jedoch nicht als Rückschlagventile sondern als Kolbenventile ausgeführt. Bei einem als Kolbenventil ausgebildeten Druckdifferenzventil 240, 242 ist die Abhängigkeit der Druckdifferenz von der Strömungsmenge geringer als bei einer Ausbildung als Rückschlagventil. Ein derartiges Kolbenventil ist beispielsweise in der Patentanmeldung DE 199 04 616 AI der Anmelderin beschrieben. Hinsichtlich der Funktion eines derartigen Kolbenventils wird daher der Einfachheit halber auf diese Ausführungen verwiesen.
Die beiden Druckdifferenzventile 240, 242 sind jeweils über einen Bypasskanal 246, 248 umgehbar, in dem jeweils ein Rückschlagventil 250, 252 angeordnet ist, die antiparallel zu dem Druckdifferenzventil 240, 242 geschaltet sind. Diese antiparallel geschalteten Rück- schlagventile 250, 252 ermöglichen es, eine einzige Düse 38 anstelle von 2 Düsen, wie bei den vorbeschriebenen Ausführungsbeispielen zu verwenden. Die Druckdifferenzventile 240, 242 sind jeweils in Öffnungsrichtung vom Druck im Bypasskanal 246 bzw. 248 und in Schließrichtung von der Kraft einer Feder und dem jeweils stromabwärtigen Druck im Zentralkanal 244 beaufschlagt, so dass zwischen ihrem Eingang und ihrem Ausgang eine im wesentlichen konstante Druckdifferenz erzeugt wird.
Bei dem in Figur 10 dargestellten Ausführungsbeispiel sind die beiden Rückschlagventile 42, 44 in der Verbindungsleitung 46 vorgesehen. Die Ventilanordnung 222 zur Veränderung der Lenkmengenverstarkung hat den gleichen Aufbau wie das in Figur 9 dargestellte Ausführungsbei- spiel so dass auf weitere Erläuterungen verzichtet werden kann.
Selbstverständlich kann in dem Ausführungsbeispiel gemäß Figur 10 anstelle des Kolbenventils auch ein Rückschlagventil als Druckdifferenzventil 240, 242 eingesetzt werden. Entsprechend könnte bei der in Figur 9 dargestellten Variante auch ein Kolbenventil eingesetzt werden.
Offenbart ist eine hydraulische Lenkeinrichtung mit Lenkmengenverstarkung, wobei in Abhängigkeit von einem Lenkradeinschlag eine Dosiereinrichtung zur Zuführung von Druckmittel zu Lenkzylindern betätigt wird. Über einen Steuerblock läßt sich eine zusätzliche Druckmittelmenge zu den Lenkzylindern führen, wobei die Ansteuerung des Steuerblockes erfindungsgemäß über einen Steuerkreis erfolgt, dem ein Steuerdruck wirksam ist, der wesentlich unterhalb des Lastdrucks zur Übertragung des Lenkmomentes am Lenkzylinder liegt.
Offenbart ist desweiteren eine Federanordnung für den Steuerblock, wobei zwei Federn parallel geschaltet sind, von denen eine erst nach einem vorbestimmten Hub des Steuerschiebers wirksam wird. Dadurch läßt sich eine
Kennlinie einstellen, gemäß der der Steuerschieber mit einer minimalen Vorspannung in die Nullposition vorgespannt ist, eine evtl. vorhandene Überdeckung mit einer geringen Steuerdruckdifferenz überfahrbar ist und der Steuerdruckbereich zum Aufsteuern des Steuerblocks hinreichend groß ist. Bezugszeichenliste
1 Lenkeinrichtung 2 Lenkzylinder
4 Lenkaggregat
6 Arbeitsleitung
8 Arbeitsleitung
10 Zylinderraum 12 Zylinderraum
14 LS-Steuerblock
16 Verbraucherleitung
18 Verbraucherleitung
20 Steuerkreis 22 Speisepumpe
24 Steuerraum
26 Steuerräum
28 Steuerdosiereinrichtung
30 Steuerleitung 32 Steuerleitung
34 Rücklaufleitung
36 Rücklaufleitung
38 Düse
40 Düse 42 Rückschlagventil
44 Rückschlagventil
46 Verbindungsleitung
48 Druckbegrenzungsventil
50 Sensor 52 Gehäuse
54 Zahnradsatz
56 Zwischenscheibe
58 Abschlussplatte
60 Zylinderräum 62 Ringraum
64 Steuerdruckbegrenzungsventil Regelventil Regelventil Steuerleitung Steuerleitung Düse Düse Druckwaage Regelfeder Vorspanneinrichtung Kolben Vorspannleitung Vorspannleitung Vorspannventileinrichtung Pumpe Vorspanndüsen Vorspanndüsen Vorspanndüsen Schaltventil Schaltventil Schaltventil Steuerleitung Steuerleitung Wechselventil Wechselventil Steuerleitung Druckbegrenzungsventil Ventilschieber Feder Verbindungsbohrung Ringbund Teilraum Teilraum Ventilgehäuse Ventilbohrung Steuerschieber Wegeventil 144 Druckwaage
146 Regelkolben
148 Regelfeder
150 Druckkanal
152 Druckwaagenzulaufkammer
154 Druckwaagenbohrung
156 Zu1aufkämmer
158 Ab1aufkämmer
160 Ablaufkammer
162 Tankkammer
164 Tankkammer
166 Steuerbund
168 Steuerbund
170 Steuerbund
172 Axialbohrung
174 Federanordnung
176 Federanordnung
178 Federraum
179 Federraum
180 Querbohrung
182 Querbohrung
184 Sekundärventil
186 Sekundärventil
188 LS-Druckbegrenzungsventil
190 Wechselventil
192 Steueranschluß
194 Steueranschluß
196 Steuerkanal
198 Druckwaagenab1aufkämmer
200 1. Feder
202 2. Feder
204 Federteller
206 Stirnfläche
208 Innenschulter
210 Gehäuse
212 Hubbegrenzung 214 Radialschulter
216 Endabschnitt
218 Axialzapfen
220 Mitnahmeschulter 222 Ventilanordnung (Veränd. Verstärkung)
224 Einrichtung (gr. Lenkgeschwindigkeit)
226 Verstärkungsventil
228 Verstärkungskanal
230 Verbindungskana1 232 Rückschlagventil
234 Rückschlagventil
236 Sperrventil
238 Sperrventil
240 Druckdifferenzventil 242 Druckdifferenzventil
244 Zentralkanal
246 Bypasskanal
248 Bypasskanal
250 Rückschlagventil 252 Rückschlagventil

Claims

Ansprüche
1. Hydraulische Lenkeinrichtung mit einer in Abhängig- keit von einer Lenkgeschwindigkeit betätigbaren Dosiereinrichtung (4) zur Versorgung zumindest eines Lenkzylinders (2) mit Druckmittel, und mit einem Steuerblock (14) , über den in Abhängigkeit vom Lenkradeinschlag zusätzlich Druckmittel von einer Pumpe zu zumindest einem Lenkzylinder (2) förderbar ist, gekennzeichnet durch eine Steuereinrichtung (20; 28; 66; 68;), über die ein zu einem Steuerraum (24, 26) des Steuerblocks (14) geführter Steuerdruck auf einen Druck unterhalb des stromabwärts der Dosiereinrich- tung (4) wirkenden Druckmitteldrucks einstellbar ist.
2. Lenkeinrichtung nach Patentanspruch 1, wobei die Steuereinrichtung ein Regelventil (66, 68) hat, über das der Steuerraum (24, 26) mit Druckmittel von einer Steuerpumpe (22) versorgbar ist, wobei das Regelventil (66, 68) in Abhängigkeit vom Druck stromabwärts der Dosiereinrichtung (4) angesteuert ist.
3. Lenkeinrichtung nach Patentanspruch 2, wobei in einer Arbeitsleitung (6, 8) zwischen Lenkzylinder (2) und
Dosiereinrichtung (4) eine Düse (74, 76) angeordnet ist und die Ansteuerung des Regelventils (66, 68) in Abhängigkeit vom Druckabfall über der Düse (74, 76) erfolgt.
4. Lenkeinrichtung nach Patentanspruch 2 oder 3 , wobei das Regelventil (66) einen Druckanschluss (P) , einen Arbeitsanschluss (A) und einen Tankanschluss (T) hat und in einer federvorgespannten Grundposition der Druckanschluss (P) mit dem Arbeitsanschluss (A) verbunden ist.
5. Lenkeinrichtung nach einem der Patentansprüche 2 bis 4, wobei der Steuerblock (14) zwei Steuerräume zur Steuerung der Druckmittelströmungsrichtung und -ge- schwindigkeit hat und jedem Steuerraum (24, 26) ein Regelventil (66, 68) zugeordnet ist.
6. Lenkeinrichtung nach Patentanspruch 1, wobei die Steuereinrichtung eine zweite Steuerdosiereinrichtung (28) hat, die mit der Dosiereinrichtung (4) in Wirkverbindung steht, und die über einen Steuerkreis (20) mit Druckmittel von einer Speisepumpe (22) versorgbar ist und deren Ausgangsanschluss (A, Ai) über eine Steuerleitung (30, 32) mit dem Steuerraum (24, 26) verbunden ist.
7. Steuereinrichtung nach Patentanspruch 6, wobei die Steuerleitung (30, 32) über eine Steuerdüse (38, 40) und ein Rückschlagventil (42) zum zugeordneten Aus- gangsanschluss (A, Ai) zurückgeführt ist.
8. Lenkeinrichtung nach Patentanspruch 7 wobei der Steuerblock (14) zur Einstellung der Druckmittelströmungsrichtung und -geschwindigkeit Steuerräume hat, die jeweils an einen Ausgangsanschluss (A, Ai) der Steuerdosiereinrichtung (28) angeschlossen sind, wobei von jedem Steuerraum (24, 26) wegführende Rücklaufleitungen (34, 36) im Bereich zwischen der Düse (38, 40) und dem Rückschlagventil (42, 44) mittels einer Verbindungsleitung (46) verbunden sind, in die eine Druckleitung der Speisepumpe (22) einmündet.
9. Lenkeinrichtung nach einem der Patentansprüche 6 bis 8, wobei die Dosiereinrichtung (4) nach dem Gerotor- Prinzip arbeitet und die Steuerdosiereinrichtung (28) durch ein auf eine Welle der Dosiereinrichtung (4) aufgesetztes Förderorgan gebildet ist.
10. Lenkeinrichtung nach einem der Patentansprüche 6 bis 9, wobei der in den Steuerkreis (20) eingespeiste
Steuerdruck veränderbar ist.
11. Lenkeinrichtung nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, wobei der Steuerblock (14) ein Proportio- nalventil mit zugeordneter Druckwaage (78) hat und die in Richtung Öffnen der Druckwaage (78) wirkende Vorspannung veränderbar ist.
12. Lenkeinrichtung nach Patentanspruch 11, wobei die Vorspannung hydraulisch mittels einer Vorspannventileinrichtung (90) veränderbar ist, über die je nach Fahrzustand unterschiedliche Vorspanndrücke auf- schaltbar sind.
13. Lenkeinrichtung nach Patentanspruch 12, wobei die
Ventilanordnung für jeden Betriebszustand eine Düse (94, 96, 98) hat, wobei die Vorspannung in Abhängigkeit vom Druckabfall über der jeweiligen Düse (94, 96, 98) einstellbar ist.
14. Lenkeinrichtung nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, wobei der Steuerblock (14) ein stetig verstellbares Wegeventil (142) hat, dessen Steuerschieber (140) über eine Federanordnung (174, 176) in seine Grundposition vorgespannt ist, bei der zwei Federn (200, 202) vorgesehen sind und eine zweite Feder (202) erst nach einem vorbestimmten Hub (h) des Ventilschiebers (140) wirksam ist.
15. Lenkeinrichtung nach Patentanspruch 14, wobei eine erste Feder (200) der Federanordnung (174, 176) mit Vorspannung aufgenommen ist.
16. Lenkeinrichtung nach Patentanspruch 14 pder 15, wobei die zweite Feder (202) eine geringere Federrate als die erste Feder (200) hat.
17. Lenkeinrichtung nach einem der Patentansprüche 14 bis 15, wobei die zweite Feder (202) koaxial zur ersten Feder (200) geführt ist und nach dem Hub (h) von einer Mitnahmeschulter (220) eines am Steuerschieber (140) abgestützten Federtellers (204) mitnehmbar ist.
18. Lenkeinrichtung nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, mit einer Ventilanordnung (222) zur Veränderung der Lenkmengenverstarkung, über die eine am Steuerblock (14) anliegende Steuerdruckdifferenz veränderbar ist.
19. Lenkeinrichtung nach Patentanspruch 18, wobei durch die Ventilanordnung (222) ein am Steuerblock (14) anliegender Steuerdruck auf einen maximalen Wert begrenzbar ist.
20. Lenkeinrichtung nach Patentanspruch 19, wobei die Ventilanordnung (222) ein proportional verstellbares Druckbegrenzungsventil (222) und zwei jeweils einer Steuerseite des Steuerblocks (14) zugeordnete Rück- schlagventile (232,234) hat.
21. Lenkeinrichtung nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, mit einer Einrichtung (224) zur Verbesserung des Anspruchsverhaltens des Steuerblocks (14) bei geringer Lenkgeschwindigkeit.
2. Lenkeinrichtung nach Patentspruch 21, wobei die Einrichtung (224) zwei jeweils einer Steuerseite des Steuerblocks (14) zugeordnete Druckdifferenzventile (240,242) hat.
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Families Citing this family (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP4188770B2 (ja) * 2003-07-29 2008-11-26 株式会社日立製作所 パワーステアリング装置
US20080296084A1 (en) * 2004-11-11 2008-12-04 Continental Teves Ag & Co. Ohg Vehicle Steering System and Method For Controlling a Vehicle Steering System
US7793752B2 (en) 2005-05-05 2010-09-14 Gm Global Technology Operations, Inc. Method of determining boost direction in a power steering system
JP4698371B2 (ja) * 2005-10-04 2011-06-08 株式会社ショーワ 油圧式動力舵取装置
CN102341293B (zh) * 2009-03-12 2014-02-12 R.H.谢帕德股份有限公司 解除动力转向助力的方法及使用该方法的动力转向系统
WO2015037600A1 (ja) * 2013-09-10 2015-03-19 テイ・エス テック株式会社 乗物用シート装置
US9878737B2 (en) * 2015-02-20 2018-01-30 Caterpillar Inc. Hydraulic steering control system
US10633015B2 (en) * 2017-04-14 2020-04-28 Deere & Company Hydraulic steering system
US11318988B2 (en) 2019-01-14 2022-05-03 Caterpillar Inc. Hydraulic steering control system

Family Cites Families (15)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3394545A (en) * 1967-03-02 1968-07-30 Weatherhead Co Hydraulic steering system
US3566749A (en) 1968-03-13 1971-03-02 Caterpillar Tractor Co Hydraulic flow amplifier valve
US3627454A (en) * 1969-07-14 1971-12-14 Trw Inc Hydraulic device
US3853435A (en) * 1972-11-03 1974-12-10 Kayaba Industry Co Ltd Gerotor device with gear drive for commutator valve
US3800535A (en) * 1973-02-07 1974-04-02 Eaton Corp Hydrostatic transmission control system
DE2409207C3 (de) * 1974-02-26 1981-05-07 Zahnradfabrik Friedrichshafen Ag, 7990 Friedrichshafen Lenkeinrichtung mit hydraulischer Hilfskraftunterstützung für schwere Kraftfahrzeuge
US4534577A (en) * 1979-11-14 1985-08-13 Howard D U Remotely adjustable steering compensator
JPH0741842B2 (ja) * 1985-10-18 1995-05-10 東海テイ−ア−ルダブリユ−株式会社 車速感応式パワ−ステアリング装置
US4759182A (en) * 1987-07-24 1988-07-26 Eaton Corporation Steering control unit with flow amplification
AU4193889A (en) * 1988-08-26 1990-03-23 Zahnradfabrik Friedrichshafen Ag Servo-assisted steering system
US4914913A (en) * 1989-05-03 1990-04-10 Caterpillar Inc. Load responsive flow amplified control system for power steering
FR2670169B1 (fr) * 1990-12-07 1997-03-07 Valeo Dispositif de moyens de manoeuvre d'une installation pour vehicule automobile a direction hydraulique assistee
US5553683A (en) * 1995-01-20 1996-09-10 Applied Power Inc. Variable assist power steering system with electro-hydraulic working pressure and directional pressure control
DE19617566C2 (de) * 1996-05-02 1998-04-02 Daimler Benz Ag Hydraulische Servolenkung eines Kraftfahrzeuges
DE19945122B4 (de) * 1999-09-21 2004-08-12 Sauer-Danfoss Holding Aps Hydraulische Steuereinrichtung

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See references of WO03091082A2 *

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Publication number Publication date
WO2003091082A3 (de) 2004-01-29
US7306071B2 (en) 2007-12-11
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US20050161278A1 (en) 2005-07-28

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