WO1998052812A1 - Rückwirkungsanordnung an einer servoventilanordnung - Google Patents

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WO1998052812A1
WO1998052812A1 PCT/EP1998/002881 EP9802881W WO9852812A1 WO 1998052812 A1 WO1998052812 A1 WO 1998052812A1 EP 9802881 W EP9802881 W EP 9802881W WO 9852812 A1 WO9852812 A1 WO 9852812A1
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bushing
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Edwin Breuning
Karl-Hans KÖHLER
Bernd Langkamp
Bernd Schick
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Mercedes-Benz Lenkungen Gmbh
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    • 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
    • B62D5/08—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 type of steering valve used
    • B62D5/083—Rotary valves
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D6/00—Arrangements for automatically controlling steering depending on driving conditions sensed and responded to, e.g. control circuits

Definitions

  • the invention relates to a reaction arrangement on a hydraulic servo valve arrangement designed in the manner of a rotary slide valve arrangement, which has a rotary slide valve and a control bushing coaxially encompassing it and rotatable relative to the rotary slide valve and is intended in particular for power steering systems of motor vehicles.
  • Hydraulic power steering is standard in most vehicles. It is fundamentally known to change the manual force noticeable on the steering handwheel or to be exerted during steering maneuvers, for example to make the steering somewhat stiff at high speed and particularly smooth at low speed, especially in a speed range typical for maneuvering. For this purpose, so-called reaction arrangements are used, by means of which the manual force necessary for an adjustment of the servo valve arrangement can be changed. In the case of a servo valve arrangement designed in the manner of a rotary slide valve arrangement, this means that the force required for rotating the rotary slide valve and control bushing relative to one another can be varied in a controllable manner.
  • the invention is based on the general idea of arranging the axial V-grooves interacting with the reaction bodies with the greatest possible radial distance from the rotary slide axis in order to be able to generate comparatively large reaction forces at limited hydraulic pressures.
  • flanks of the V-grooves can optionally be concave or convex, so that the respective reaction force also depends on the angle of rotation between the spool and the control bus.
  • FIG. 2 is a sectional view corresponding to the section line II-II in Fig. 1,
  • FIG. 3 is a sectional view corresponding to FIG. 2 of a modified embodiment
  • Fig. 4 is a sectional view corresponding to FIG. 2 of a further modified embodiment
  • Fig. 5 is a diagram showing the pressure difference acting on the servo motor as a function of the hand torque to be applied to the steering handwheel.
  • a rotary valve 1 is comprised of a coaxial control bush 2 which is rotatably arranged within a housing 3, which is only indicated schematically.
  • the rotary valve 1 and the control bushing 2 can be rotated relative to one another to a limited extent, as a result of which axial control edges 4 that interact with one another and are arranged on the rotary valve 1 or on the control bushing 2 are adjusted relative to one another in the circumferential direction of the rotary valve 1 and the control bushing 2.
  • a servo motor 6 for example, a double-acting piston-cylinder unit, and hydraulically between a connection for the pressure side of a hydraulic pump 7 and a connection for a connected to the suction side of the pump 7 connected hydraulic reservoir 8, built up a controllable pressure difference in one direction or the other, so that the servo motor 6 generates a corresponding servo force in one direction or the other.
  • the rotary valve or the control bushing 2 is mechanically connected to a steering handwheel, not shown, and the control bushing 2 or the rotary valve 1 is mechanically connected to the steerable vehicle wheels.
  • the rotary valve 1 and the control bush 2 are coupled to each other in a manner shown below so that they can perform a limited relative rotation relative to each other, the extent of which depends on the torque transmitted between the steering wheel and the steerable vehicle wheels.
  • the servo motor 6 thus generates a servo force which is dependent on the aforementioned torque and by means of which the hand force to be exerted on the steering handwheel is reduced. This is generally known.
  • a bushing section 9 axially spaced from the control edges 4, which can have an enlarged inner diameter compared to the control bushing and is provided on its inner circumference with uniformly distributed V-grooves 10, each of which has a maximum depth in its axially central section reach, ie the V-grooves 10 are open radially inwards.
  • a shaft part 11 Connected to the rotary valve 1 is a shaft part 11 which is concentric with the bushing section 9 and which has a number of radial bores 12 corresponding to the number of V-grooves 10.
  • the shaft part 11 is rotatably connected to the rotary valve 1 so that the central axes of the radial bores 12 are each contained in an axial plane of the rotary valve 1 containing the longitudinal center line of a V-groove 10 when the rotary valve 1 and the control bushing 2 assume their central position relative to one another in the the motor connections 5 have the same hydraulic pressures.
  • the bushing section 9 and the control bushing 2 can be connected to one another in a corresponding relative position in that the bushing section 9 is pressed with an inner cone 13 arranged thereon on an outer cone 14 present on the control bushing 2.
  • This connection enables an exact adjustment of the socket section 9 relative to the control socket 2.
  • Balls 15 are slidably received in the radial bores 12, which can be pressed into the V-grooves 10 by hydraulic pressurization with more or less great force in the manner shown below.
  • An axial bore 16 is formed within the shaft part 11 and communicates with the radial bores 12.
  • the axial bore 16 can be acted upon by a parameter-dependent controllable hydraulic pressure.
  • the V-grooves 10 communicate via an annular space 18 formed in the housing 3 in a schematically illustrated manner with the relatively pressure-free hydraulic reservoir 8, so that the balls 15 can be urged into the V-grooves 10 by the aforementioned hydraulic pressure.
  • the shaft part 11 also rotates relative to the V-grooves 10 in the bushing section 9, with the result that the balls 15 either only on the right or left flanks of the V Grooves 10 abut and generate a torque corresponding to the pressure forces which push the balls 15 radially outwards, which counteracts a rotary adjustment of the rotary valve 1 and the control bush 2 from their relative central position.
  • Fig. 5 shows for different hydraulic pressures in the axial bore 16 the amount of the pressure difference ⁇ p effective between the motor connections 5 as a function of the torque M transmitted between the rotary valve 1 and the control bushing 2.
  • the curve K. shows the conditions in a schematic form low hydraulic pressure in the axial bore 16, it being assumed that rotary About 1 and control socket 2 are coupled together in a torsionally flexible manner via a spring, not shown. If an increasing torque is effective in one direction or the other between rotary valve 1 and control bushing 2, rotary valve 1 and control bushing 2 are increasingly rotated relative to one another, with the result that a progressively increasing pressure difference ⁇ p occurs between the motor connections 5.
  • the curve K 2 now shows the conditions at a greater hydraulic pressure in the axial bore 16. Since the balls 15 are now forced into the V-grooves 10 with increased force, an increased torque M must be effective as a result between the control slide 1 and the control bush 2 to cause a significant relative rotation between the spool and control bush 2.
  • the balls 15 roll on the flanks of the V-grooves 10 during relative rotation between the control slide 1 and the control bush 2.
  • the flanks have only a limited steepness in the circumferential direction of the bushing section 9.
  • the diameter of the radial bores 12 should be slightly larger than the diameter of the balls 15, so that the balls 15 "float" in the radial bores 12, ie are kept away from the walls of the radial bores 12 by flowing hydraulic medium.
  • the diameter difference should be small, so that the cross section of the between the inner circumference of the Radial bores and the balls 15 formed annular gap has a small dimension and the flow of the hydraulic medium is opposed to a high throttle resistance.
  • V-grooves 10 each have flat flanks.
  • flanks of the V-grooves 10 it is also possible to form the flanks of the V-grooves 10 according to FIGS. 3 and 4 convex or concave to achieve that the restoring forces caused by the interaction of the balls 15 with the V-grooves 10 also from the angle of Relative rotation between rotary valve 1 and control socket 2 are dependent.
  • the reaction force increases (with constant hydraulic forces acting on the balls 15) with increasing angle of rotation, while in the case of convex flanks the restoring force decreases with increasing angle of rotation.
  • the rotary valve 1 and the shaft part 11 can form a one-piece component according to FIG. 1. Instead, it is also possible to provide a two-part construction, the rotary slide valve 1 and shaft part 11 being able to be connected to one another, for example, by flanging or welding or by means of screws.
  • control bushing 2 and the bushing section 9 can also be connected to one another by flanging or welding or screwing, in contrast to the illustration in FIG. 1. be that.
  • a one-piece, one-piece construction is also possible in principle.
  • the radial bores 12 can each be arranged several times next to one another in the axial direction of the shaft part 11, so that in each case a plurality of balls 15 interact with a V-groove 10.
  • the V-grooves 10 can have a U-like rounded profile in their deep central region.

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Rückwirkungsanordnung an einer nach Art einer Drehschieberanordnung ausgebildeten hydraulischen Servoventilanordnung mit Drehschieber sowie diesen koaxial umfassender, relativ zum Drehschieber drehbarer Steuerbuchse, insbesondere für Servolenkungen von Kraftfahrzeugen. An einem mit der Steuerbuchse verbundenen Buchsenabschnitt sind innenseitig axiale V-Nuten angeordnet, in die mit steuerbarem Hydraulikdruck Rückwirkungskörper eindrückbar sind, welche an einem mit dem Drehschieber drehfest verbundenen Wellenteil radial geführt sind.

Description

Rückwirkungsanordnung an einer Servoventilanordnung
Die Erfindung betrifft eine Rückwirkungsanordnung an einer nach Art einer Drehschieberanordnung ausgebildeten hydraulischen Servoventilanordnung, welche einen Drehschieber sowie eine diesen koaxial umfassende, relativ zum Drehschieber drehbare Steuerbuchse aufweist und insbesondere für Servolenkungen von Kraftfahrzeugen vorgesehen ist.
Hydraulische Servolenkungen sind in den meisten Kraftfahrzeugen serienmäßig eingebaut. Dabei ist es grundsätzlich bekannt, die am Lenkhandrad spürbare bzw. bei Lenkmanövern aufzubringende Handkraft parameterabhängig zu verändern, um beispielsweise die Lenkung bei hoher Geschwindigkeit etwas schwergängiger und bei geringer Geschwindigkeit, insbesondere in einem für Rangiermanöver typischen Geschwindigkeitsbereich, besonders leichtgängig zu machen. Zu diesem Zweck werden sogenannte Rückwirkungsanordnungen eingesetzt, durch die sich die für eine Verstellung der Servoventilanordnung notwendige Handkraft verändern läßt. Im Falle einer nach Art einer Drehschieberanordnung ausgebildeten Servoventilanordnung ist dies gleichbedeutend damit, daß sich die für eine Verdrehung von Drehschieber und Steuer- buchse relativ zueinander notwendige Kraft steuerbar variieren läßt.
In diesem Zusammenhang wurde schon vorgeschlagen, an einem mit dem Drehschieber drehfest verbundenen drehschieberseiti- gen Wellenteil Axialnuten mit sich nach radial außen V-förmig spreizenden Flanken anzuordnen und an einem mit der Steuerbuchse drehfest verbundenen Buchsenabschnitt , welcher das vorgenannte Wellenteil koaxial umfaßt, Radialführungen für in die Axialnuten hydraulisch eindrückbare Rückwirkungskörper anzuordnen, wobei dann die Rückwirkungskörper mit parameterabhängig steuerbarem Hydraulikdruck beaufschlagt werden können, mit der Folge, daß sie sich mit steuerbarer Kraft in die Axialnuten einzusenken suchen und damit einer Relativdrehung zwischen Wellenteil und Buchsenabschnitt einen steuerbaren Widerstand entgegensetzen, welcher auch von der Form der Rückwirkungskörper, z.B. Kugeln, sowie der Steilheit der Flanken der Axialnuten abhängig ist.
Aus der GB 2 212 463 A sowie der US 4 819 545 sind Rückwir- kungsanordnungen bekannt, bei denen als Rückwirkungskörper vorgesehene Kugeln in zur Drehachse einer Drehschieberanordnung parallelen Führungen angeordnet und in zur Drehachse radiale Nuten eindrückbar sind. Aufgabe der Erfindung ist es, bei einer Rückwirkungsanordnung der eingangs angegebenen Art einerseits eine besondere konstruktive Einfachheit und andererseits vergleichsweise große Rückwirkungskräfte erzeugen zu können.
Diese Aufgabe wird erfindungsge äß dadurch gelöst, daß an einem relativ zur Steuerbuchse drehfesten Buchsenteil innenseitig axiale Nuten mit nach radial innen V-förmig gespreizten Flanken ausgebildet und an einem relativ zum Drehschieber drehfesten Wellenteil Radialbohrungen zur Radialführung von Rückwirkungskörpern angeordnet sind, welche mit steuerbarem Hydraulikdruck in die Nuten eindrückbar sind.
Die Erfindung beruht auf dem allgemeinen Gedanken, die mit den Rückwirkungskörpern zusammenwirkenden axialen V-Nuten mit möglichst großem radialen Abstand von der Drehschieberachse anzuordnen, um bei begrenzten hydraulischen Drücken vergleichsweise große Rückwirkungskräfte erzeugen zu können.
Die Flanken der V-Nuten können gegebenenfalls konkav oder konvex gewölbt sein, so daß die jeweilige Rückwirkungskraft auch vom Verdrehwinkel zwischen Steuerschieber und Steuerbusse abhängig ist.
Im übrigen wird hinsichtlich bevorzugter Merkmale der Erfindung auf die Ansprüche sowie die nachfolgende Erläuterung der Zeichnung verwiesen, anhand der eine besonders bevorzugte Ausführungsform der Erfindung beschrieben wird. Dabei zeigt
Fig. 1 einen schematisierten Axialschnitt der Drehschieber- sowie der Rückwirkungsanordnung,
Fig. 2 ein Schnittbild entsprechend der Schnittlinie II-II in Fig. 1 ,
Fig. 3 ein der Fig. 2 entsprechendes Schnittbild einer abgewandelten Ausführungsform,
Fig. 4 ein der Fig. 2 entsprechendes Schnittbild einer weiteren abgewandelten Ausführungsform und
Fig. 5 ein Diagramm, welches die den Servomotor beaufschlagende Druckdifferenz in Abhängigkeit von dem am Lenkhandrad aufzubringenden Handmoment darstellt .
Gemäß Fig. 1 wird ein Drehschieber 1 von einer dazu koaxialen Steuerbuchse 2 umfaßt, die innerhalb eines nur sche atisch angedeuteten Gehäuses 3 drehbar angeordnet ist. Der Drehschieber 1 und die Steuerbuchse 2 lassen sich relativ zueinander begrenzt verdrehen, wodurch miteinander zusammenwirkende, am Drehschieber 1 bzw. an der Steuerbuchse 2 angeordnete axiale Steuerkanten 4 relativ zueinander in Umfangsrichtung des Drehschiebers 1 sowie der Steuerbuchse 2 verstellt werden. Damit wird zwischen zwei Motoranschlussen 5, die mit den beiden Seiten eines beispielsweise als doppeltwirkendes Kolben-Zylinder-Aggregat ausgebildeten Servomotors 6 verbunden sind und hydraulisch zwischen einem Anschluß für die Druckseite einer Hydraulikpumpe 7 und einem Anschluß für ein mit der Saugseite der Pumpe 7 verbundenes Hydraulikreservoir 8 angeschlossen sind, eine steuerbare Druckdifferenz in der einen oder anderen Richtung aufgebaut, so daß der Servomotor 6 eine entsprechende Servokraft in der einen oder anderen Richtung erzeugt.
Im Falle einer Servolenkung eines Kraftfahrzeuges sind der Drehschieber oder die Steuerbuchse 2 mechanisch mit einem nicht dargestellten Lenkhandrad und die Steuerbuchse 2 oder der Drehschieber 1 mechanisch mit den lenkbaren Fahrzeugrädern verbunden. Der Drehschieber 1 und die Steuerbuchse 2 sind miteinander in weiter unten dargestellter Weise so gekoppelt, daß sie eine begrenzte Relativdrehung relativ zueinander ausführen können, deren Maß von dem zwischen dem Lenkhandrad und den lenkbaren Fahrzeugrädern übertragenen Drehmoment abhängt. Im Ergebnis erzeugt somit der Servomotor 6 eine von dem genannten Drehmoment abhängige Servokraft , durch die die am Lenkhandrad aufzubringende Handkraft vermindert wird. Dies ist grundsätzlich bekannt.
An der Steuerbuchse 2 ist ein von den Steuerkanten 4 axial beabstandeter Buchsenabschnitt 9 angeordnet, welcher im Vergleich zur Steuerbuchse einen vergrößerten Innendurchmesser aufweisen kann und auf seinem Innenumfang mit gleichförmig verteilten V-Nuten 10 versehen ist, die jeweils in ihrem axial mittleren Abschnitt eine maximale Tiefe erreichen, d.h. die V-Nuten 10 sind nach radial einwärts geöffnet. An den Drehschieber 1 schließt sich ein zum Buchsenabschnitt 9 konzentrisches Wellenteil 11 an, welches eine der Anzahl der V-Nuten 10 entsprechende Anzahl von Radialbohrungen 12 aufweist. Das Wellenteil 11 ist so mit dem Drehschieber 1 drehfest verbunden, daß die Mittelachsen der Radialbohrungen 12 jeweils in einer die Längsmittellinie einer V-Nut 10 enthaltenden Axialebene des Drehschiebers 1 enthalten sind, wenn Drehschieber 1 und Steuerbuchse 2 ihre Mittellage relativ zueinander einnehmen, in der die Motoranschlüsse 5 gleiche hydraulische Drücke aufweisen.
Der Buchsenabschnitt 9 und die Steuerbuchse 2 können dadurch in einer entsprechenden Relativlage miteinander verbunden sein, daß der Buchsenabschnitt 9 mit einem an ihm angeordneten Innenkonus 13 auf einem an der Steuerbuchse 2 vorhandenen Außenkonus 14 verpreßt ist. Durch diese Verbindung wird eine exakte Justage des Buchsenabschnittes 9 relativ zur Steuerbuchse 2 ermöglicht. Grundsätzlich ist es auch möglich, den Innenkonus 13 an der Steuerbuchse 2 und den Außenkonus 14 am Buchsenabschnitt 9 vorzusehen; auch in diesem Falle lassen der Buchsenabschnitt 9 und die Steuerbuchse 2 in der vorgenannten Weise miteinander verbinden.
In den Radialbohrungen 12 sind Kugeln 15 verschiebbar aufgenommen, welche sich in weiter unten dargestellter Weise durch hydraulische Druckbeaufschlagung mit mehr oder weniger großer Kraft in die V-Nuten 10 eindrücken lassen. Innerhalb des Wellenteiles 11 ist eine Axialbohrung 16 ausgebildet, welche mit den Radialbohrungen 12 kommuniziert.
Die Axialbohrung 16 kann mit einem parameterabhängig steuerbaren hydraulischen Druck beaufschlagt werden. Die V-Nuten 10 kommunizieren über einen im Gehäuse 3 ausgebildeten Ringraum 18 in nur schematisch dargestellter Weise mit dem relativ drucklosen Hydraulikreservoir 8, so daß sich die Kugeln 15 durch den vorgenannten hydraulischen Druck in die V-Nuten 10 drängen lassen.
Wenn nun Drehschieber 1 und Steuerbuchse 2 der Servoventilanordnung relativ zueinander verdreht werden, verdreht sich auch das Wellenteil 11 relativ zu den V-Nuten 10 im Buchsenabschnitt 9, mit der Folge, daß die Kugeln 15 entweder nur an den rechten oder den linken Flanken der V-Nuten 10 anliegen und entsprechend den Druckkräften, die die Kugeln 15 nach radial auswärts drängen, ein Drehmoment erzeugen, welches einer Drehverstellung von Drehschieber 1 und Steuerbuchse 2 aus deren relativer Mittellage entgegenwirkt.
Fig. 5 zeigt nun für unterschiedliche hydraulische Drücke in der Axialbohrung 16 den Betrag der jeweils zwischen den Motoranschlüssen 5 wirksamen Druckdifferenz Δp in Abhängigkeit von dem zwischen Drehschieber 1 und Steuerbuchse 2 übertragenen Drehmoment M. Dabei zeigt die Kurve K. in schematisierter Form die Verhältnisse bei geringem Hydraulikdruck in der Axialbohrung 16, wobei davon ausgegangen wird, daß Drehschie- ber 1 und Steuerbuchse 2 miteinander über eine nicht dargestellte Feder drehelastisch gekoppelt sind. Wenn zwischen Drehschieber 1 und Steuerbuchse 2 ein zunehmendes Drehmoment in der einen oder anderen Richtung wirksam ist, werden Drehschieber 1 und Steuerbuchse 2 relativ zueinander zunehmend verdreht, mit der Folge, daß zwischen den Motoranschlussen 5 eine progressiv zunehmende Druckdifferenz Δp auftritt.
Die Kurve K2 zeigt nun die Verhältnisse bei einem größeren hydraulischen Druck in der Axialbohrung 16. Da nunmehr die Kugeln 15 mit erhöhter Kraft in die V-Nuten 10 gedrängt werden, muß im Ergebnis zwischen Steuerschieber 1 und Steuerbuchse 2 ein erhöhtes Drehmoment M wirksam sein, um eine nennenswerte Relativdrehung zwischen Steuerschieber und Steuerbuchse 2 zu bewirken.
Um Reibungsverluste und dementsprechend Hysterese-Effekte gering zu halten, ist es erwünscht, wenn die Kugeln 15 bei Relativdrehung zwischen Steuerschieber 1 und Steuerbuchse 2 auf den Flanken der V-Nuten 10 abrollen. Dazu ist vorteilhaft, wenn die Flanken nur eine begrenzte Steilheit in Umfangsrich- tung des Buchsenabschnittes 9 aufweisen. Außerdem sollten die Durchmesser der Radialbohrungen 12 geringfügig größer als die Durchmesser der Kugeln 15 sein, so daß die Kugeln 15 in den Radialbohrungen 12 „schwimmen", d.h. durch strömendes Hydraulikmedium von den Wandungen der Radialbohrungen 12 ferngehalten werden. Allerdings soll die Durchmesserdifferenz gering sein, so daß der Querschnitt des zwischen dem Innenumfang der Radialbohrungen und den Kugeln 15 gebildeten Ringspaltes ein kleines Maß hat und der Strömung des Hydraulikmediums ein hoher Drosselwiderstand entgegengesetzt wird.
Im Beispiel der Fig. 2 ist vorgesehen, daß die V-Nuten 10 jeweils ebene Flanken besitzen.
Jedoch ist es auch möglich, die Flanken der V-Nuten 10 gemäß den Fig. 3 und 4 konvex oder konkav gewölbt auszubilden, um zu erreichen, daß die durch das Zusammenwirken der Kugeln 15 mit den V-Nuten 10 verursachten Rückstellkräfte auch vom Winkel der Relativdrehung zwischen Drehschieber 1 und Steuerbuchse 2 abhängig werden. Im Falle konkaver Flanken steigt die Rückwirkungskraft (bei gleichbleibenden, die Kugeln 15 beaufschlagenden hydraulischen Kräften) mit zunehmenden Drehwinkel an, während im Falle konvexer Flanken die Rückstellkräft mit zunehmenden Drehwinkel abnimmt.
Der Drehschieber 1 und das Wellenteil 11 können gemäß Fig. 1 ein einstückiges Bauteil bilden. Statt dessen ist es auch möglich, eine zweiteilige Bauweise vorzusehen, wobei Drehschieber 1 und Wellenteil 11 beispielsweise durch Bördeln oder Schweißen oder mittels Schrauben miteinander verbunden sein können.
Im übrigen können auch die Steuerbuchse 2 und der Buchsenabschnitt 9 abweichend von der Darstellung der Fig. 1 durch Bördeln oder Schweißen oder Verschraubung miteinander verbun- den sein. Außerdem ist grundsätzlich auch eine einteilig einstückige Bauweise möglich.
Des weiteren können die Radialbohrungen 12 jeweils mehrfach in Achsrichtung des Wellenteiles 11 nebeneinander angeordnet sein, so daß jeweils mehrere Kugeln 15 mit einer V-Nut 10 zusammenwirken.
Die V-Nuten 10 können in ihrem tiefen Mittelbereich ein U- artiges gerundetes Profil aufweisen.

Claims

Patentansprüche
1. Rückwirkungsanordnung an einer nach Art einer Drehschie- beranordnung ausgebildeten hydraulischen Servoventilanordnung, welche einen Drehschieber (1) sowie eine diesen koaxial umfassende, relativ zum Drehschieber (1) drehbare Steuerbuchse (2) aufweist und insbesondere für Servolenkungen von Kraftfahrzeugen vorgesehen ist, wobei an einem relativ zur Steuerbuchse (2) drehfesten Buchsenabschnitt (9) innenseitig axiale Nuten (10) mit nach radial innen V-förmig gespreizten Flanken ausgebildet und an einem relativ zum Drehschieber (1) drehfesten Wellenteil (11) Radialbohrungen (12) zur Radialführung von Rückwirkungskörpern (15) angeordnet sind, welche mit steuerbarem Hydraulikdruck in die Nuten (10) eindrückbar sind.
2. Rückwirkungsanordnung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Rückwirkungskörper als Kugeln (15) ausgebildet sind.
3. Rückwirkungsanordnung nach Anspruch 1 oder 2 , dadurch gekennzeichnet, daß die Rückwirkungskörper bzw. Kugeln (15) zusätzlich durch Federn in die V-Nuten (10) gedrängt werden.
4. Rückwirkungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die V-Nuten (10) konvexe Flanken aufweisen.
5. Rückwirkungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die V-Nuten (10) konkave Flanken aufweisen.
6. Rückwirkungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Radialbohrungen (12) mit einer im Wellenteil (11) angeordneten Axialbohrung (16) kommunizieren, die mit einem parameterabhängig steuerbaren hydraulischen Druck beaufschlagbar ist.
7. Rückwirkungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß der Buchsenabschnitt (9) mit einem an ihm angeordneten Innenkonus (13) auf einem an der Steuerbuchse (2) vorhandenen Außenkonus (14) verpreßt ist.
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