WO2005019010A1 - Lenkventilanordnung für eine servolenkung - Google Patents

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WO2005019010A1
WO2005019010A1 PCT/EP2004/006394 EP2004006394W WO2005019010A1 WO 2005019010 A1 WO2005019010 A1 WO 2005019010A1 EP 2004006394 W EP2004006394 W EP 2004006394W WO 2005019010 A1 WO2005019010 A1 WO 2005019010A1
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WO
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steering
arrangement according
valve arrangement
housing
valve
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PCT/EP2004/006394
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English (en)
French (fr)
Inventor
Klemens Pollmeier
Frank Poppe
Original Assignee
Toyota Motorsport Gmbh
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Publication date
Application filed by Toyota Motorsport Gmbh filed Critical Toyota Motorsport 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
    • B62D5/20—Power-assisted or power-driven steering fluid, i.e. using a pressurised fluid for most or all the force required for steering a vehicle specially adapted for particular type of steering gear or particular application
    • B62D5/22—Power-assisted or power-driven steering fluid, i.e. using a pressurised fluid for most or all the force required for steering a vehicle specially adapted for particular type of steering gear or particular application for rack-and-pinion type
    • 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
    • B62D5/087—Sliding spool valves

Definitions

  • the invention relates to a valve arrangement for a servo system, in particular a steering valve arrangement for a power steering, where it is used in particular in motor vehicles, according to the preamble of patent claim 1.
  • Power steering systems of modern design generally work with a steering valve in the form of a servo valve with which linear and / or rotary fluid motors, for example in the form of a double-acting piston / cylinder arrangement, are controlled as a function of the steering torque.
  • Two different types of steering valves are used. While in the steering valve with so-called “open center” in the neutral position of the steering valve, hydraulic fluid is pumped from the pump through the open valve to the tank at a low pressure, in the construction of the so-called “closed center” the hydraulic flow to the two cylinder sides is in the neutral position of the steering valve interrupted. The pump applies the operating pressure to the closed valve so that the power loss that occurs in valves with an "open center” in the neutral position is avoided.
  • Steering servo valves for controlling fluid flows and fluid pressures according to the principle of the so-called "closed center” are known from documents DE 4243785 AI, DE 4402037 AI, DE 4238331 AI and DE 4224606 AI.
  • the servo valve in each case has a switching block that can be moved in a defined manner in a valve housing, which moves with a small path due to steering force reactions and thereby throttles flow paths, as a result of which the steering force support is influenced in a predetermined manner.
  • this concept requires a relatively complex manufacture of the valve housing, with the further disadvantage that sealing with the many required seals is problematic.
  • the design of the steering gear housing according to the invention results in a particularly favorable utilization of installation space, there is the additional advantage that the conversion of steering torque into the manipulated variable can take place with a minimum of components, which has a positive effect on the steering accuracy on the one hand and on that Responsiveness of the power support on the other hand affects.
  • the concept according to the invention is therefore particularly suitable for power steering systems, which provide quickly responsive power steering with high steering accuracy in the smallest space required, as is desired, for example, in Formula 1 vehicles. Because of the precision achievable according to the invention, both with regard to construction and with regard to Functionally, the concept of the steering valve arrangement according to the invention is particularly suitable for servo valves of the so-called "closed center" type.
  • the directional displacement of the housing section can be converted into a suitable manipulated variable for the servo valve by means of any mimicry, which also includes the interposition of suitable transmissions or path translation arrangements. It has been found, however, that with a suitable choice of material and / or design of the steering gear housing and in particular that part of the housing which can be displaced in a directed manner with the mounting of the drive member, the directional displacement of the housing section can be achieved as a manipulated variable essentially without translation to act on the servo valve, which is the subject of claim 3.
  • the invention is not limited to a specific direction of displacement of the housing section, nor to a one-dimensional or two-dimensional direction of displacement, which allows a wide variety of steering gears and fluid motors, such as. B.
  • the design of the servo valve is also not limited to a specific design. However, if the servo valve is equipped with a linearly displaceable valve piston, it is possible in a particularly simple manner to convert a directional linear displacement of the housing section for the mounting of the drive element of the steering gear into the corresponding manipulated variable of the servo valve without loss and without distortion and thus as precisely as possible.
  • Control valves for power steering systems are usually designed as proportional servo valves, ie as continuously adjustable directional valves.
  • an adaptation to the input manipulated variable derived from the directional displacement of the housing section is preferably carried out, as a result of which the steering torque-dependent power assistance is achieved not only with regard to the response behavior but also also optimally map with regard to their temporal course, ie over time or over the input steering torque.
  • the housing section subjected to a directional displacement is integrally connected to the housing of the steering gear, additional weight can be saved.
  • there is more flexibility in the design of the separate component which opens up more options for providing a desired one
  • a reduction in this throttling point can greatly reduce the required flow rate under high load, for example to less than 1/5 of the flow rate required in the event that a steering torque is applied when the steering rack is blocked without using a feedback piston arrangement becomes. It is even possible to completely close the throttle point, but this is not desirable for reasons of system stability.
  • the feedback piston arrangement can advantageously be designed in accordance with the development according to claim 34 in such a way that a stroke limitation is integrated. Accordingly, the stroke of the valve slide of the servo valve can also be limited via this stroke limitation, which results in additional safety in the event of an overload and excessive valve lifts and any associated leakage can be prevented.
  • the steering valve arrangement according to the invention can be combined in a particularly simple manner with a steering gear according to claim 11.
  • both on the side of the servo valve and the feedback piston arrangement and on the side of the fluid motor also rotationally designed arrangements, such as, for. B. rotary valve or rotary lobe can be used.
  • the steering valve arrangement is constructed according to claim 12, there is the advantage - in particular in combination with a steering gear according to claim 11 - of a very simple hydraulic connection, which moreover has the advantage of short fluid lines.
  • the function of the feedback piston arrangement can be limited to the introduction of a stabilizing force.
  • the power steering can be secured with simple means against breakage of, for example, an elastically deformable housing section, by providing one for the pair of pistons on both sides of the housing section which can be moved in a directed manner Recess for the positive engagement of one piston is provided.
  • Housing section is the subject of dependent claims 14 to 25.
  • the embodiment according to claim 14 makes it possible to fix a drive member, for example a drive pinion for a preferably one-stage steering gear for reasons of space, in a conventional manner by means of two bearings which are axially spaced from one another. If the holder for the central, essentially cylindrical bearing body is designed to be elastic in two directions, one of the two compliances can be used for the elastic prestressing of the toothing engagement between the drive pinion and the output member, for example in the form of a toothed rack.
  • the resilient holder is formed on both sides of the substantially cylindrical bearing body by a flexible tongue arrangement according to claim 15, the resilience is achieved by to control simple modifications of the material thickness in the area of the tongue arrangement and to adapt it to the overall system.
  • the elastic compliance in two directions at right angles to one another, preferably at right angles, can be achieved with very simple measures with the development of claim 16.
  • the tongue arrangement is then preferably integrally connected to the bearing body. It has been shown that the springs are the size of the elastic displacements of the housing section even when they are not translated on. given the control piston of the servo valve is small enough to ensure that the resilient elements, ie the elastic tongues withstand the loads that occur during the entire life of the steering without problems. Any voltage peaks that occur can be easily eliminated via the cross-section and the shape of the tongue.
  • a very space-saving arrangement results when the cylindrical bearing body - according to claim 19 - on the side facing the housing of the steering gear an opening for receiving the output member, for. B. the rack, the steering gear.
  • the axis of the cylindrical bearing body can be placed as close as possible to the axis of the output member of the steering gear, which additionally saves installation space.
  • Tongue arrangement is kept as large as possible in this way.
  • the directionally displaceable housing section has an extension via which the servo valve can be controlled.
  • This extension has particular advantages if the arrangement is such that the housing section providing the mounting of the drive member moves substantially linearly and parallel to itself when the steering torque is applied, and preferably in a direction that is on the plane of symmetry of the directionally displaceable housing section is perpendicular.
  • the modification of claim 26 is of particular advantage for this embodiment, since in this way the number of components required for the transmission of the input signal for the servo valve can be kept to a minimum.
  • the steering valve arrangement according to the invention is particularly suitable for servo valves of the so-called “closed center” type.
  • the steering valve arrangement can be used with all centrally supplied hydraulic systems and thus can also be operated with any constant pressure system, with the particular advantage of low power consumption, since the valve remains closed when the power steering is not working, additional bypass flows can also be dispensed with. Since there is no moving seal under high pressure when the power steering is working, the risk of leakage is reduced reduced, while at the same time it is possible to minimize friction and hysteresis phenomena.
  • FIG. 1 is a schematic view of the steering valve assembly for a servo valve according to a first embodiment of the invention.
  • FIG. 2 shows a view similar to FIG. 1 of a steering valve arrangement according to a second embodiment;
  • 2A shows the detail "IIA" in FIG. 2;
  • Fig. 3 is a corresponding to Figures 1 and 2
  • Fig. 4 is a schematic view of one of the
  • FIG. 8 shows the sectional view of the arrangement according to FIG. 7 on an enlarged scale with a sectional view in a plane passing through the axis of the steering pinion and perpendicular to the axis of the rack of the steering;
  • FIG. 16 shows a schematic partial view of a variant of the actuating tappet for the servo valve.
  • the reference numeral 20 denotes a power steering cylinder, in which a double-acting power steering piston 22 is slidably mounted along an axis 21.
  • the steering force support piston 22 is coupled with its two ends projecting from the working cylinder 20 to an associated steering linkage (not shown in any more detail) which is assigned to the steered wheels.
  • Piston collars designated by 24, 26 each define a working chamber 28, 30, each of which can be pressurized with pressurized fluid via a fluid line section 32, 34.
  • the power steering piston 22 has a toothing 36 in the area between the piston collars 24, 26, which is meshed with a drive pinion 38.
  • the drive pinion 38 with its axis 40 is mounted in a component 42, which is designed and fastened to the working cylinder 20 in such a way that the housing section 42 providing the mounting of the drive pinion 38 moves towards the drive pinion 38 when a driving force is introduced, which is indicated by the double arrow "V" is indicated in Fig. 1.
  • the respective working chamber 28 or 30 is acted upon by pressurized fluid via a servo valve designated by the reference numeral 44, which is preferably designed as a proportional servo valve.
  • this valve 44 is formed by a continuously adjustable 4/3-way valve with a so-called “closed center”. This means that ⁇ "-in- of - domestic Fig neutral position shown first" N "with” P "designated pressure port is closed at port.” P “applied system pressure is therefore subject in the switch position” N "no leakage.
  • the servo valve 44 has the function of assisting the steering force as a function of the steering torque
  • Adjust drive pinion 38 For this purpose, the one acting on the pinion 38 during the steering process
  • Return-leading connection R is connected to the respective other fluid supply line 34, 32, so that the associated working chamber 28 or 30 is subjected to a correspondingly high working pressure.
  • the two fluid supply lines 32, 34 leading to the working chambers 28, 30 are connected to one another via a line section 46 in which an orifice or throttle 48 is arranged.
  • a line section 46 in which an orifice or throttle 48 is arranged.
  • Pressure difference x area force is proportional to the steering assist force.
  • each flexible tongue 50 has essentially the shape of an "S", with a central leg 54 on the one hand, i.e. H. is connected to the component 42 on the lower side via an arc section 56 and, on the other hand, merges via a bend 57 into a flange section 58 which is fixedly connected to the working cylinder 20.
  • An extension designated by reference numeral 60 extends from component 42 and carries at its end a steep part in the form of an actuating ram 62, which extends essentially perpendicular to the plane of symmetry of component 42 identified by reference numeral 64.
  • the arrangement according to FIG. 1 is as follows: As long as the drive pinion 38 is at rest, both the component 42 and the plunger of the servo valve 44 assume their neutral position, in which the two working chambers 28, 30 relieve the power steering.
  • the plunger of the servo valve 44 is also taken to the left and shifted in the direction of the switching position "B", in which system pressure P is increasingly applied to the power supply line 32. As described above, this creates a pressure difference across the throttle 48 between the line sections 32, 34, which is essentially proportional to the steering torque introduced.
  • the elastically resilient mounting of the component 42 on the steering gear housing 20 fulfills several functions at the same time: on the one hand, the drive pinion 38 is still mounted without play inside the housing without any changes. On the other hand, a directed displacement (V) of the pinion axis 40 is made possible. Furthermore, the flexible tongue arrangement 50 ensures that the meshing engagement between pinion 38 and rack (toothing 36) is reliably maintained. Finally, this resilient, H. flexible tongue arrangement manufacturing-related play in the teeth from the beginning.
  • the structure opens up the possibility in the area of the servo valve 44 to work with known linear piston valves to 'that can be manufactured with high accuracy with conventional technology. As a result, these servo valves work precisely, which means that the desired power support can be reproduced and unaffected over a long period of time.
  • the plunger of the servo valve 44 is forcibly centered by the elastic centering of the component 42, whereby the structure of the servo valve 44 can be further simplified.
  • FIG. 2 A further embodiment of the steering valve arrangement is described below with reference to FIG. 2. To simplify the description, those components that are also in the embodiment 1 are present, are no longer described in detail. Those elements which correspond to the components of the embodiment according to FIG. 1 are provided with similar reference numerals, which however are preceded by a "1".
  • the special feature of the embodiment according to FIG. 2 is that the directional shift (double arrow V) caused by the steering torque introduced is stabilized by a feedback piston arrangement 170L, 170R.
  • the feedback piston arrangement is formed by a pair of linear pistons 172L, 172R acting in opposite directions on the component 142, the common axis 174 of which essentially coincides with the direction of the displacement V of the component 142 and thus also runs parallel to the manipulated variable SG.
  • the pistons 172L, 172R are housed in cylinders 176L, 176R which are stationary with the steering gear housing, i. H. with the working cylinder 120.
  • Each piston 172L, 172R defines a working chamber 178L, 178R with the associated cylinders 176L, 176R.
  • Each working chamber 178L, 178R is connected to the associated working chamber 128 or 130 of the working cylinder 120 via a fluid line 180L or 180R.
  • Both feedback pistons 170L, 170R detect the pressure in the working chambers 128 and 130 via the associated lines 180L, 180R and apply a correspondingly large force to the component 142, which is opposite to the displacement V of the component 142 due to the reaction force.
  • the component 142 is hydraulically stiffened, as a result of which a hydro-mechanical regulation of the steering force assistance can be achieved.
  • the dashed line in FIG. 13 shows the characteristic of the power assistance (DP) over the input torque (T) for the case that a structure according to FIG. 1 is selected.
  • a non-linear characteristic curve results.
  • the system is equipped with the feedback piston arrangement 170L, 170R, the characteristic curve can be linearized, which is represented by the solid line.
  • constant percentage hydraulic power assistance can be achieved in the entire operating range. In this way, the driver receives proportional feedback from the road over the entire operating range, even if a very high percentage of power is provided.
  • the characteristics of the overall system ie the proportion of hydraulic power assistance, can be set or influenced by suitable selection of the diameters of the pistons 172L, 172R. This is indicated schematically by the diagram according to FIG. 14.
  • the curves labeled I, II and III correspond to systems in which the piston diameters are constantly increasing.
  • a further influence on the characteristics of the power assistance or the steering power assistance is possible by adjusting the flexibility of the suspension of the component 142 on the steering gear housing.
  • This is indicated schematically in the diagram in FIG. 15.
  • the characteristic curves shift in the direction of arrow K with increasing stiffness of the flexible tongue arrangement 50 or 150.
  • the system modified according to FIG. 2 has, in addition to the advantages of improved adjustability of the characteristic curves, additional advantages in the area of the hydraulic functioning.
  • 66 or 166 may be provided between the extension 60 or 160 and the actuating part 62 or 162.
  • a spacer 168 of predetermined thickness D168 is inserted, via which the elastic preload of the flexible tongue arrangement 150 can be adjusted in the direction of arrow VS. Via the spacer 168, it is possible to compensate for manufacturing-related tolerances in the area of the toothing engagement between pinion 138 and toothing 136 of the rack 122. In this way, the precision of the power steering and in particular the characteristic of the power assist is further improved.
  • FIG. 3 is distinguished from the embodiment according to FIG. 1 only by a slightly modified actuation of the valve body of the servo valve 244.
  • FIG. 4 shows schematically and to summarize a core idea of the previously described embodiments, the essential elements of the housing portion, the directional displacement caused when a steering torque is used to control the servo valve.
  • the component 42 accommodates the bearings 41 for the drive pinion 38 of the steering gear in a positive and immovable manner in its interior.
  • the component 42 has an extension 60 with which a directional displacement V is transmitted, preferably by parallel displacement, to a point P which lies on an axis A62 of the valve piston of a linear servo valve 44.
  • the housing section, i. H. component 42 can be fixed immovably on the steering gear housing via an elastically flexible holder 50, 52.
  • the directionally displaceable housing section is described in more detail with reference to FIGS. 5 and 6. It can be seen that the displaceable component 342 is in turn formed by an essentially cylindrical body which has an opening with a contour on the upper side; " which " corresponds to a line of intersection between the cylindrical housing 342 on the one hand and the working cylinder 320 (compare FIG. 7 and FIG. 9) of the power steering system on the other hand.
  • Reference numbers 337, 339 denote bearing mounts for conventional roller bearings 347, 349 (see FIG. 8) of a drive shaft 345 for the drive pinion 338 (see FIG. 8, FIG. 9).
  • the power steering system according to FIGS. 5 to 9 does not differ from the conventional type, with the exception that the mounting is accommodated in a separate component, as shown in detail in FIGS. 5 and 6.
  • the structure of the working cylinder 320 largely corresponds to that of a conventional steering gear, which can best be seen from FIG. 9.
  • the steering force support piston designated by the reference numeral 322 forms a rack 323 between the two working chambers 328, 330, which is supported on the side opposite the pinion 338 by a support bearing 325.
  • the positioning extension 360 is integrally formed on the component 342, the extension extending obliquely upwards to the axis 340 of the component 342. At its projecting end, the extension 360 forms a ring 361 over which the Connection to the actuating plunger 362 of the servo valve 344 is made.
  • FIG. 10 shows in detail how the connection between the ring 361 and the actuating plunger 362 and the connection of the plunger 362 to a plunger 363 is made.
  • An adjustment part 384 is screwed onto the end of the actuating plunger 362, in such a way that it presses against a shoulder 388 via a spacer ring 386.
  • the setting part 384 is braced with the eye 361.
  • FIGS. 7, 9 and 10 A further special feature of the embodiment of the valve arrangement can be explained on the basis of FIGS. 7, 9 and 10.
  • the servo valve 344 is namely - as can be seen in detail from FIG. 10 - mounted in the immediate vicinity of one of the working chambers 328 directly on the housing of the working cylinder 320.
  • the associated fluid line 332 can therefore be routed within the housing 320, which leads to a further gain in space.
  • the other away from servo valve 344 leading fluid supply line 334 leads, as best seen in FIGS. 7 and 9, along the outer surface of the working cylinder 320 to a connection 331 of the working chamber 330.
  • FIG. A flexurally elastic tongue arrangement 350, 352 is formed in one piece on the side of component 342 facing away from extension 360, which consists of an arc section 356, a central leg 354 which extends essentially in a straight line upward, and a flange section 358.
  • the leg 354 merges into the flange section 358 via an angled section 357.
  • the flange section 358 is designed such that it forms two flat connecting surfaces 359 that are spaced apart from one another for attachment to the housing of the working cylinder 320.
  • the two connection surfaces 359 are connected to one another via a concave bridge section 365, the contour of which is selected such that it conforms to the outer surface of the working cylinder housing 320, which can best be seen in FIGS. 7 and 9.
  • a narrow sealing gap 345 is formed towards the housing 320 (FIG. 9), which has an axial extent on both sides in the order of magnitude of the maximum housing displacement.
  • Each bridge section 365 has a cylindrical housing 367 on the bottom side for receiving the feedback piston arrangement 370L, 370R.
  • a cylinder part 371 is mounted in the housing 367 by means of a clamping nut 373. It receives the piston, designated 375, which is supported on an outer surface 394 of component 342 via a plunger 377 with the interposition of a spacer 379.
  • the maximum displacement V of the component 342 and thus the maximum permissible stroke of the plunger 363 of the servo valve 344 can be set by means of the spacer disks 379.
  • the plunger 377 is guided in a bore 396 (see also FIGS. 5, 6).
  • the generally plate-shaped middle leg 354 of the flexurally elastic tongue arrangement 350 has a vertical opening 398, as a result of which a pair of tongues is created on each side by means of which the component 342 can be elastically connected to the housing of the working cylinder 320.
  • the essentially S-shaped configuration of the flexible tongue arrangement results in a two-way connection, namely V and VS, to the cylinder housing 320.
  • V and VS the connections of which to the fluid lines 380L, 380R can be seen in the illustration according to FIG. 9, the stabilization of the housing movement given above with reference to FIG. 2 takes place, in order in this way to achieve the linearity shown in FIG. 13 with a solid line between power assistance of the power steering on the one hand and the input steering torque T on the other.
  • the sealing gap 345 remains essentially unaffected during this movement.
  • the construction shown in Figure 9 is also such that it is capable of maintaining the steering gear operable for a sufficiently long period of time even if the flexible tongue assembly 350 breaks, by the feedback piston assembly 370L, 370R, and particularly theirs positive guide engagement with the holes 396 is used to fix the position. In this way, a so-called "fail safe" construction is provided.
  • a so-called "fail safe" construction is provided.
  • Experiments have shown that with an arrangement with an artificially broken flexurally elastic tongue arrangement, ie with a construction in which all four legs 354 were broken, several hundred actuation cycles with a stress of +/- 30 Nm steering torque could easily be carried out.
  • Power assist (DP) / torque (T) characteristic is shown in FIG. 13. These characteristics can be a) by varying the rigidity of the flexible tongue arrangement 50 or 350, b), by a suitable choice of the control edge overlap in the region of the servo valve and / or c) influence by varying the feedback force, ie the piston diameter of the feedback piston 375. This is to be briefly explained below with reference to FIGS. 11 and 12, which relate to diagrams which were obtained with systems without a feedback piston arrangement.
  • FIG. 11 shows three characteristic curves for the steering force support (represented by the pressure difference DP on both sides of the throttle 48) versus the steering torque
  • Curve I is representative of a first stiffness of the flexible tongue arrangement 50.
  • the diagram according to FIG. 12 illustrates how the characteristic curves can be influenced by varying the control edge overlap (overlap, underlap) in the area of the servo valve 44.
  • characteristic curves are shown for a system that works without a feedback piston arrangement.
  • FIG. 12 also shows three characteristic curves I, II and III for the power assistance as a function of the steering torque.
  • the characteristic curve I results for a first valve overlap / underlap in the area of the servo valve 44, ie a first control edge overlap in the area of the flow path from the pressure port P to the connections Cl, C2 (see FIG. 1) and a first control edge undercover in the area of the flow path from the tank connection R to the connections Cl, C2.
  • the characteristic curves II and III result for increasingly larger valve overlaps / underlaps.
  • the actuating plunger can be divided into two partial plungers 462.1 and 462.2 , with the partial plunger 462.1 firmly attached to the extension and the. Partial plunger 462.2 firmly on the plunger of the Servo valve is connected.
  • the partial tappet 462.1 has a threaded section 481 with a first pitch, while the partial tappet 462.2 has a threaded section 483 with a second, slightly different from the first pitch.
  • the thread of the threaded section 481 can, for example, have the dimension M 3.5 x 0.6, while the thread in the region of the section 4-83 is M 3 x 0.5.
  • Corresponding internal threads are formed in a union nut 485. It can be seen that a change in length of the actuating plunger 462 by 0.1 mm can be achieved per revolution of the union nut 485.
  • the feedback piston arrangement 170L, 170R can take over the guidance function for the displacement movement of the component 42 alone. In other words, it is not absolutely necessary to center the component .42 resiliently in the plane of symmetry 64 through the flexurally elastic tongue arrangement 50. In addition, a linear guide can be provided with which the feedback piston arrangement 170L, 170R is relieved.
  • valve arrangement is not limited to a steering valve arrangement.
  • the invention can basically be used wherever it is necessary to convert an input torque with the aid of power into an output movement proportional to it and to control or regulate the power support in proportion to the input torque with good response behavior.
  • valve arrangement is not limited to a system in which hydraulic power assistance is provided. It is equally possible to work with other means of flow.
  • the invention thus provides a valve arrangement for a servo system, in particular a steering valve arrangement for a power steering, as is used, for example, in motor vehicles, an output element of the servo system depending on the position of a servo valve being preferably provided with hydraulic power in such a way that it acts when it acts reaction force acting on a drive element of the servo system is converted into a manipulated variable for the servo valve.
  • a housing section responsible for the mounting of the drive member can be displaced in a directed manner under the action of the reaction force, the displacement of the housing section being used to obtain the actuating variable for the servo valve.

Abstract

Beschrieben wird eine Ventilanordnung für ein Servosystem, insbesondere eine Lenkventilanordnung für eine Servolenkung, wie sie beispielsweise in Kraftfahrzeugen Anwendung findet, wobei ein Abtriebsglied (22) des Servosystems in Abhängigkeit von der Stellung eines Servoventils (44) in der Weise eine vorzugsweise hydraulische Kraftunterstützung erfährt, dass die beim Einwirken auf ein Antriebsglied (22) des Servosystems einwirkende Reaktionskraft in eine Stellgröße (56) für das Servoventil (44) umgewandelt wird. Die Besonderheit besteht darin, dass ein für die Lagerung des Antriebsglieds verantwortlicher Gehäuseabschnitt (42) bei Einwirkung der Reaktionskraft gerichtet verschiebbar ist, wobei die Verschiebung des Gehäuseabschnitts (42) zur Gewinnung der Stellgröße (56) für das Servoventil (44) herangezogen wird.

Description

Lenkventilanordnung für eine Servolenkung
Die Erfindung betrifft eine Ventilanordnung für ein Servosystem, insbesondere eine Lenkventilanordnung für eine Servolenkung, wo sie insbesondere in Kraftfahrzeugen Verwendung findet, gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
Servolenkungen moderner Bauart arbeiten in der Regel mit einem Lenkventil in der Ausgestaltung eines Servoventils, mit dem lineare und/oder rotatorische Strömungsmittelmotoren, beispielsweise in der Ausgestaltung einer doppelt wirkenden Kolben- /Zylinderanordnung, in Abhängigkeit vom Lenk-Drehmoment angesteuert werden. Dabei kommen zwei unterschiedliche Typen von Lenkventilen zum Einsatz. Während bei dem Lenkventil mit sogenannter "offener Mitte" in Neutralstellung des Lenkventils von der Pumpe Hydraulikflüssigkeit mit einem niedrigen Druck durch das offene Ventil zum Tank gepumpt wird, wird bei der Bauart der so genannten "geschlossenen Mitte" der Hydraulikfluss zu den beiden Zylinderseiten in Neutralstellung des Lenkventils unterbrochen. Die Pumpe legt den Betriebsdruck an das geschlossene Ventil an, so dass die bei Ventilen mit "offener Mitte" in Neutralstellung auftretende Verlustleistung vermieden ist. Zur Anpassung der Lenkkraftunterstützung an den jeweiligen Fahrzustand sind diverse Mechanismen entwickelt worden, mit denen das Lenkventil in Abhängigkeit von dem über die Lenkwelle eingeleiteten Drehmoment angesteuert werden kann. Ferner sind insbesondere bei Lenkventilen mit so genannter "geschlossener Mitte" besondere Maßnahmen ergriffen worden, um das Anlenkverhalten zu optimieren.
Lenkventilanordnungen, die sich mit der eingangs beschriebenen Problematik befasssen, sind beispielsweise aus den Veröffentlichungen DE 4437168 Cl und zugehöriger Patentfamilie bekannt. Hierbei wird mit einer Drehmoment- Axialkraft-Wandlereinheit dafür gesorgt, dass ein über die Eingangswelle der Lenkung aufgebrachtes Drehmoment gegen ein federelastisches Element in eine Änderung einer Axialkraft umgewandelt wird, mit der dann ein Sitzventil im Strömungsmittelversorgungspfad für ein Servoventil allmählich geöffnet wird. Aus dem Dokument DE 19601662 ist es bekannt, bei einem Lenkventil mit so genannter "offener Mitte", die Ansteuerung der beiden, für je eine Bewegungsrichtung des Kraftunterstützungskolbens vorgesehenen Ventile mittels zweier Schaltstifte vorzunehmen, die von einem zentralen, mechanischen Ansteuerungselement getragen sind. Dieses mechanische Ansteuerungselement wird beispielsweise von der oberen oder unteren Lagerung des Ritzels einer Zahnstangenlenkung gebildet und ist federzentriert und linear verschieblich im Inneren eines Ventilgehäuses gelagert.
Lenkungs-Servoventile zur Steuerung von Fluidströmen und Fluiddrücken nach dem Prinzip der so genannten "geschlossenen Mitte" sind aus den Dokumenten DE 4243785 AI, DE 4402037 AI, DE 4238331 AI und DE 4224606 AI bekannt. Das Servoventil weist dabei jeweils einen in einem Ventilgehäuse definiert bewegbaren Schaltstein auf, der sich aufgrund von Lenkkraftreaktionen mit geringem Weg bewegt und dabei Strömungswege gedrosselt verändert, wodurch die Lenkkraftunterstützung in vorbestimmter Weise beeinflusst wird. Allerdings erfordert dieses Konzept eine verhältnismäßig aufwändige Fertigung des Ventilgehäuses, wobei sich der weitere Nachteil ergibt, dass die Abdichtung mit den vielen erforderlichen Dichtungen problematisch ist.
Schließlich ist aus den Dokumenten DE 19534697 AI bzw. EP 0249315 Bl eine Lenkventilanordnung gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1 bekannt, bei der die Ritzelwelle für eine Zahnstangenlenkung so gelagert ist, dass die als Reaktion auf die zwischen Ritzel und Zahnstange auftretenden Querkräfte zu einer Schwenkbewegung der Ritzelwelle führen, welche entweder direkt (DE 19534697 AI) oder über ein Zwischengetriebe (EP 0249315 Bl) abgegriffen und als Stellgröße für das Servoventil genutzt wird.
Beiden Varianten ist gemeinsam, dass die Lagerung des Antriebsglieds der Lenkung mit Spiel behaftet werden muss, was sich nachteilig auf das Ansprechverhalten einerseits und auf die Lenkgenauigkeit andererseits auswirkt. Zudem erfordert das bekannte Konzept entweder eine spezielle Innenbearbeitung des Lenkgetriebegehäuses oder aber - wie im Falle des Fahrzeuglenkmechanismus gemäß EP 0249315 Bl - eine Erweiterung dieses Gehäuses, was zu höheren Kosten bzw. zu höherem Gewicht führt.
Ausgehend von dem vorstehend beschriebenen Stand der Technik besteht ein Bedürfnis, eine Ventilanordnung, insbesondere eine Lenkventilanordnung zu schaffen, mit der eine vom Antriebs- bzw. Lenkmoment abhängige Kraftunterstützung mit gutem Ansteuerverhalten bereit gestellt wird, wobei der Bearbeitungsaufwand für das Gehäuse des Kraftübersetzungs-, d.h. des Lenkgetriebes minimal und die Arbeitsgenauigkeit des Kraftübersetzungsgetriebes möglichst hoch gehalten sein soll. Diese Aufgabe wird durch eine Ventilanordnung gemäß Patentanspruch 1 gelöst. Erfindungsgemäß wird ein Teil des für die Lagerung des Antriebsglieds dienenden Kraftübersetzungs- bzw. Getriebegehäuses selbst zur Gewinnung der Stellgröße für das Servoventil herangezogen. Dieser Gehäuseabschnitt wird also mit einem bestimmten, d. h. gerichteten Verformungsverhalten ausgestattet, wodurch es gelingt, das Eingangs- bzw. Lenkmoment über die Verformung des Gehäuseabschnitts unmittelbar in eine Stellgröße für das Servoventil umzuwandeln. An der Innenkontur des Kraftübersetzungs- ■ bzw. Lenkgetriebegehäuses, insbesondere im Bereich der Lagerung des Antriebsglieds sind keine zusätzlichen Bearbeitungen erforderlich. Dies wirkt sich positiv auf die Herstellungskosten aus, die dadurch noch geringer werden, dass herkömmliche Komponenten für die Lagerung des Antriebsglieds der Lenkung verwendet werden können.
Abgesehen davon, dass durch die erfindungsgemäße Gestaltung des Lenkgetriebegehäuses eine besonders günstige Ausschöpfung von Bauraum erfolgt, ergibt sich der zusätzliche Vorteil, dass die Umwandlung von Lenkdrehmoment in die Stellgröße mit einem Minimum an Komponenten erfolgen kann, was sich positiv auf die Lenkgenauigkeit einerseits und auf das Ansprechverhalten der Kraftunterstützung andererseits auswirkt. Das erfindungsgemäße Konzept eignet sich deshalb insbesondere für Servolenkungen, die bei geringstem beanspruchten Bauraum für eine schnell ansprechende Lenkkraftunterstützung bei hoher Lenkgenauigkeit sorgen, wie dies beispielsweise bei Formel-1-Fahrzeugen erwünscht ist. Aufgrund der erfindungsgemäß erzielbaren Präzision sowohl hinsichtlich Konstruktion als auch hinsichtlich Funktionsweise eignet sich das erfindungsgemäße Konzept der Lenkventilanordnung im besonderen Maße für Servoventile nach der Bauart der so genannten "geschlossenen Mitte".
Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand der Unteransprüche.
Eine weitere Vereinfachung des Aufbaus ergibt sich mit der Weiterbildung des Anspruchs 2, da auf diese Weise keine zusätzlichen Elemente zur Rückführung des Servoventils in seine neutrale Mittelstellung erforderlich sind. Hierdurch kann weiterer Bauraum und Gewicht eingespart -werden.
Grundsätzlich kann die gerichtete Verschiebung des Gehäuseabschnitts durch eine beliebig gestaltete Mimik in eine geeignete Stellgröße für das Servoventil umgewandelt werden, was auch die Zwischenschaltung geeigneter Getrietie bzw. Wegübersetzungsanordnungen einschließt. Es hat sich jedoch herausgestellt, dass es bei geeigneter Materialwahl und/oder Gestaltung des Lenkgetriebegehäuses und im Einzelnen desjenigen Teils des Gehäuses, der mit der Lagerung des Antriebsgliedes gerichtet verschiebbar ist, ohne weiteres gelingt, die gerichtete Verschiebung des Gehäuseabschnitts im Wesentlichen ohne Wegübersetzung als Stellgröße auf das Servoventil einwirken zu lassen, was Gegenstand des Patentanspruchs 3 ist. Die Erfindung ist nicht auf eine bestimmte Richtung der Verschiebung des Gehäuseabschnitts beschränkt, auch nicht auf eine eindimensionale oder zweidimensionale Verschiebungsrichtung, was es erlaubt, unterschiedlichste Lenkgetriebe und Fluidmotoren, wie z. B. lineare oder rotatorische Fluidmotoren, mit der erfindungsgemäßen Ventilanordnung zu bestücken. Eine besonders einfache Anpassung der Lenkventilanordnung an eine Lenkkraftunterstützung ähnlich einem doppelt wirkenden Hydraulikzylinder, wie er bei durch Servokraft unterstützten Zahnstangenlenkungen häufig verwendet wird, ist Gegenstand des Patentanspruchs 4.
Auch die Ausgestaltung des Servoventils ist nicht auf eine bestimmte Bauform beschränkt. Wenn das Servoventil allerdings mit einem linear verschiebbaren Ventilkolben ausgestattet wird, gelingt es auf eine besonders einfache Weise, eine gerichtete lineare Verschiebung des Gehäuseabschnitts für die Lagerung des Antriebsglieds des Lenkgetriebes in die entsprechende Stellgröße des Servoventils verlustfrei und verzerrungsfrei und damit so exakt wie möglich umzuwandeln.
Steuerventile für Servolenkungen sind in der Regel als Proportional-Servoventile, d.h. als stetig verstellbare Wegeventile ausgebildet. Über die Gestaltung des Steuerkolbens bzw. der Steuerkanten und/oder Kantenüber- bzw. -Unterdeckungen wird vorzugsweise eine Anpassung an die von der gerichteten Verschiebung des Gehäuseabschnitts abgeleitete Eingangs-Stellgröße vorgenommen, wodurch es gelingt, die lenkmomentabhängige Kraftunterstützung nicht nur hinsichtlich des Ansprechverhaltens, sondern auch hinsichtlich ihres zeitlichen Verlaufs, d.h. über der Zeit bzw. über dem Eingangs-Lenkmoment optimal abzubilden. Wenn der einer gerichteten Verschiebung unterworfene Gehäuseabschnitt einstückig mit dem Gehäuse des Lenkgetriebes verbunden ist, kann zusätzlich Gewicht eingespart werden. Auf der anderen Seite ist die Herstellung des Getriebegehäuses teurer. Besondere Kostenvorteile ergeben sich deshalb mit der Weiterbildung gemäß Anspruch 8. Hier kann im Bereich des Lenkgetriebes weitestgehend mit Standardkomponenten gearbeitet werden. Außerdem besteht bei der Gestaltung des separaten Bauteils mehr Flexibilität bei der Gestaltung, wodurch sich mehr Möglichkeiten zur Bereitstellung einer gewünschten
Verformungscharakteristik eröffnen. Wenn gemäß Anspruch 9 die gerichtete Verschiebung des Gehäuseabschnitts durch eine Rückkopplungs- Kolbenanordnung stabilisiert wird, ergibt sich der besondere Vorteil, dass es mit einfachen Mitteln gelingt, die Kennlinie der " Kraftunterstützung so zu bestimmen, dass sich eine Linearität zwischen Kraftunterstützung und Lenkdrehmoment einstellt, was letztlich zu einer konstanten prozentualen hydraulischen Kraftunterstützung führt. Über den gesamten Betriebsbereich erhält somit der Fahrer eine proportionale Kraftrückmeldung von der Straße, selbst bei Verwendung höchster prozentualer Kraftunterstützung. Dabei ergibt sich der zusätzliche Vorteil, dass durch den Einsatz von Rückkopplungs-Kolben mit unterschiedlichem Wirkdurchmesser die Kraftunterstützungs-Charakteristik, d. h. die prozentuale hydraulische Kraftunterstützung in weiten Bereichen einstellbar ist.
Schließlich führt die Weiterbildung der Lenkventilanordnung nach Anspruch 9 in Verbindung mit einer hydraulischen Kraftunterstützung, bei der die zu den beiden Arbeitszylindern führenden Hydraulikleitungen über einen gedrosselten Leitungsabschnitt miteinander in Verbindung stehen (vgl. Anspruch 30), zu dem besonderen zusätzlichen Vorteil, dass eine Drossel mit größerem Drosselwiderstand eingesetzt werden kann. Dies führt wiederum dazu, dass bei vorgegebenem Hydraulikfluid- Versorgungsdruck von beispielsweise 200 bar die verfügbare Druckdifferenz zwischen den zu den beiden Arbeitsräumen führenden Druckfluidleitungen wesentlich angehoben werden kann, beispielsweise von 170 bar auf über 195 bar. Anders ausgedrückt, erzielt man eine um mehr als 20 bar höhrere Druckdifferenz, wodurch die maximal verfügbare Lenkkraftunterstützung verstärkt bzw. der Durchmesser der Arbeitszylinder bei vorgegebener Lenkkraftunterstützung verkleinert werden kann, was eine weitere Verringerung des Gewichts der Servolenkung zur Folge hat.
Darüber hinaus lässt sich mit einer Verkleinerung dieser Drosselstelle die erforderliche Durchflussmenge bei hoher Last stark verringern, beispielsweise auf weniger als 1/5 der Durchflussmenge, welche für den Fall benötigt wird, dass ohne Verwendung einer Rückkopplungs- Kolbenanordnung ein Lenkdrehmoment bei blockierter Lenkungs-Zahnstange aufgebracht wird. Es ist sogar möglich, die Drosselstelle vollkommen zu schließen, was allerdings aus Gründen der Systemstabilität nicht erwünscht ist.
Die Verwendung einer Rückkopplungs-Kolbenanordnung gemäß Anspruch 9 eröffnet schließlich die Möglichkeit, die Nachgiebigkeit der Verschiebung des Gehäuseabschnitts herabzusetzen. Dies wiederum verbessert die Justierung des Servoventils in der hydraulischen Mittelstellung, was gleichbedeutend damit ist, dass die Genauigkeit der Einstellung verbessert und das System insgesamt weniger temperaturempfindlich wird.
Eine besonders einfache Konstruktion ergibt sich mit der Weiterbildung des Anspruchs 10. Linearkolben- /Zylinderanordnungen können auf bekannter Technologie aufbauend wirtschaftlich und mit hoher Präzision gefertigt werden, mit der Folge, dass die den gerichtet verschiebbaren Gehäuseabschnitt stabilisierende Wirkung der Rückkopplungs-Kolbenanordnung reproduzierbar bereitgestellt werden kann. Die Weiterbildung des Anspruchs 10 hat dabei den zusätzlichen Vorteil, dass die Wirkrichtung des Linear-Kolbenpaars mit der Verschiebungsrichtung ' des gerichtet verschiebbaren Gehäuseabschn'i'tts ' zusammenfällt, wodurch es gelingt, reibungsbedingte Signalverluste auszuschalten.
Die Rückkopplungs-Kolbenanordnung kann vorteilhafterweise entsprechend der Weiterbildung nach Anspruch 34 so ausgebildet werden, dass eine Hubbegrenzung integ-riert ist. Dementsprechend lässt sich über diese Hubbegrenzung auch der Hub des Ventilschiebers des Servoventils begrenzen, wodurch sich eine zusätzliche Sicherheit bei Überlast ergibt und zu große Ventilhübe und damit eventuell verbundene Leckage verhindert werden können.
Die erfindungsgemäße Lenkventilanordnung lässt sich in besonders einfacher Weise mit einem Lenkgetriebe gemäß Anspruch 11 kombinieren. Es soll jedoch an dieser Stelle noch einmal hervorgehoben werden, dass sowohl auf Seiten des Servoventils und der Rückkopplungs-Kolbenanordnung als auch auf Seiten des Fluidmotors auch rotatorisch konzipierte Anordnungen, wie z. B. Drehschieberventile bzw. Drehkolben Anwendung finden können. Wenn die Lenkventilanordnung gemäß Anspruch 12 aufgebaut ist, ergibt sich - insbesondere in Kombination mit einem Lenkgetriebe gemäß Anspruch 11 - der Vorteil einer sehr einfachen hydraulischen Verschaltung, die darüber hinaus den Vorzug kurzer Strömungsmittelleitungen hat. Die Rückkopplungs-Kolbenanordnung kann hinsichtlich ihrer Funktion auf die Einleitung einer stabilisierenden Kraft beschränkt sein. Sie kann jedoch auch entsprechend der Weiterbildung des Anspruchs 13 - (ggf. zusätzlich) die Führung für die gerichtete Bewegung des Kolbenabschnitts bilden. Für den Fall, dass das Kolbenpaar für eine zusätzliche Führung der Bewegung des GehäuseabschrivEts ' herangezogen ' wird, lässt sich mit einfachen Mitteln eine Absicherung der Servolenkung gegen Bruch eines beispielsweise elastisch verformbaren Gehäuseabschnitts erreichen, indem für das Kolbenpaar auf beiden Seiten des gerichtet bewegbaren Gehäuseabschnitts eine Ausnehmung für den formschlüssigen Eingriff jeweils eines Kolbens vorge-sehen wird.
Eine besonders effektive und in mehrfacher Hinsicht funktioneile Ausgestaltung des gerichtet bewegbaren
Gehäuseabschnitts ist Gegenstand der Unteransprüche 14 bis 25.
Die Ausgestaltung nach Anspruch 14 erlaubt es, ein Antriebsglied, beispielsweise ein Antriebsritzel für ein aus Platzgründen vorzugsweise einstufiges Lenkgetriebe in herkömmlicher Weise durch zwei im Axialabstand zueinander stehende Lager zu fixieren. Wenn die Halterung für den zentralen, im Wesentlichen zylindrischen Lagerkörper in zwei Richtungen elastisch ausgebildet ist, kann eine der beiden Nachgiebigkeiten zur elastischen Vorspannung des Verzahnungseingriffs zwischen Antriebsritzel und Abtriebsglied, beispielsweise in Form einer Zahnstange, herangezogen werden.
Wenn die nachgiebige Halterung zu beiden Seiten des im Wesentlichen zylindrischen Lagerkörpers von jeweils einer biegeelastischen Zungenanordnung gemäß Anspruch 15 gebildet ist, gelingt es, die Nachgiebigkeit durch einfache Modifikationen der Materialstärke im Bereich der Zungenanordnung zu steuern und an das Gesamtsystem anzupassen. Die elastische Nachgiebigkeit in zwei zueinander im Winkel, vorzugsweise im rechten Winkel, stehenden Richtungen lässt sich mit sehr einfachen Maßnahmen mit der Weiterbildung des Anspruchs 16 verwirklichen. Vorzugsweise w-ird die Zungenanordnung dann einstückig an den Lagerkörper angebunden. Es hat sich gezeigt, dass die Federn die Größe der elastischen Verschiebungen des Gehäuseabschnitts selbst dann, wenn sie ohne Wegübersetzung auf. den Steuerkolben des Servoventils gegeben werden, klein genug ist, um sicher zu stellen, dass die nachgiebigen Elemente, d.h. die elastischen Zungen den während der gesamten Lebensdauer der Lenkung auftretenden Belastungen problemlos standhalten. Über den Querschnitt und die Formgebung der Zunge lassen sich auftretende Spannungsspitzen einfach eliminieren.
Die Weiterbildung des Anspruchs 18 führt zu einem symmetrischen Verformungsverhalten des Gehäuseabschnitts bei wechselnd eingeleitetem Lenk-Drehmoment .
Eine sehr platzsparende Anordnung ergibt sich dann, wenn der zylindrische Lagerkörper - entsprechend Anspruch 19 - auf die dem Gehäuse des Lenkgetriebes zugewandten Seite einen Durchbruch für die Aufnahme des Abtriebsglieds, z. B. der Zahnstange, des Lenkgetriebes hat. Die Achse des zylindrischen Lagerkörpers kann auf diese Weise möglichst nahe an die Achse des Abtriebsglieds des Lenkgetriebes gelegt werden, wodurch zusätzlich Bauraum eingespart werden kann. In die gleiche Richtung geht die Weiterbildung des
Anspruchs 20, die den zusätzlichen Vorteil hat, dass die
Länge des mittleren Schenkels der biegeelastischen
Zungenanordnung auf diese Weise möglichst groß gehalten wird.
Mit den Merkmalen des Patentanspruchs 21 lässt sich die Rückkopp'mgs-Kolbenanordnuhg unter größtmöglicher
Gewichtsersparnis in das Bauteil integrieren, das die gerichtete Verschiebung des Gehäuseabschnitts sicherstellt .
Um bezüglich der Anordnung des Plungers des Servoventils mehr Flexibilität zu gewinnen, ist es von Vorteil, wenn - entsprechend Anspruch 25 - der gerichtet verschiebbare Gehäuseabschnitt einen Fortsatz hat, über den das Servoventil ansteuerbar ist. Dieser Fortsatz hat dann besondere Vorteile, wenn die Anordnung derart getroffen ist, dass sich der die Lagerung des Antriebsglieds bereitstellende Gehäuseabschnitt bei Aufbringung des Lenk-Drehmoments im Wesentlichen linear und parallel zu sich selbst verschiebt, und zwar vorzugsweise in einer Richtung, die auf der Symmetrieebene des gerichtet verschiebbaren Gehäuseabschnitts senkrecht steht. Für diese Ausgestaltung ist die Modifikation des Anspruchs 26 von besonderem Vorteil, da auf diese Weise die Anzahl der zur Übertragung des Eingangssignals für das Servoventil erforderlichen Komponenten auf ein Minimum begrenzt werden kann.
Weil erfindungsgemäß die Verschiebung des
Gehäuseabschnitts direkt in die Stellgröße für das
Servoventil umwandelbar ist, ist es auch ohne weiteres möglich, ein Gehäuse des Servoventils direkt an das
Gehäuse des Lenkgetriebes anzuflanschen. Wenn dies entsprechend Anspruch 27 - im Bereich einer Arbeitska mer für die hydraulische Kraftunterstützung geschieht, wird einerseits Bauraum und andererseits Gewicht eingespart, da eine Versorgungsleitung zwischen Servoventil und Arbeitskammer für die Lenkkraftunterstützung entfallen kann.
Weil erfindungsgemäß eine ' direkte Gewinnung des Stellsignals für das Servoventil in Abhängigkeit vom eingeleiteten Lenk-Drehmoment möglich ist, bietet sich die erfindungsgemäße Lenkventilanordnung besonders für Servoventile der Bauart mit so genannter „geschlossener Mitte" an. Die Lenkventilanordnung kann mit allen zentral versorgten Hydrauliksystemen und damit auch mit jedem Konstantdrucksystem betrieben werden, mit dem besonderen Vorteil geringer Leistungsaufnahme, da das Ventil bei nicht arbeitender Lenkkraftunterstützung geschlossen bleibt. Auch können zusätzliche Bypass-Strömungen entfallen. Da im Übrigen keine bewegte Dichtung unter Hochdruck steht, wenn die Lenkkraftunterstützung arbeitet, wird das Leckagerisiko verringert, wobei es gleichzeitig gelingt, Reibung und Hysterese-Erscheinungen zu minimieren. Vorteilhafte Weiterbildung sind Gegenstand der übrigen Unteransprüche.
Nachstehend werden anhand schematischer Zeichnungen mehrere Ausführungsbeispiele der Erfindung näher erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 eine schematische Ansicht der Lenkventilanordnung für eine Servoventil gemäß einer ersten Ausführungsform der Erfindung; Fig. 2 eine der Fig. 1 ähnliche Ansicht einer Lenkventilanordnung entsprechend einer zweiten Ausführungsform; Fig. 2A die Einzelheit "IIA" in Figur 2;
Fig. 3 eine den Figuren 1 und 2 entsprechende
Ansicht - einer • dritten ' Ausführungsform der erfindungsgemäßen Lenkventilanordnung;
Fig. 4 eine schematische Ansicht eines bei den
Ausführungsformen gemäß Fig. 1 bis 3 verwendeten Bauteils; Fig. 5 und 6 perspektivische Ansichten einer speziellen Ausführungsform des in Fig. 4 schematisch dargestellten Bauteils, welches in Verbindung mit einer Lenkventilanordnung gemäß Fig. 7 bis 10 verwendet wird; Fig. 7 eine perspektivische Ansicht einer
Lenkventilanordnung entsprechend einer vierten
Ausführungsform, die dem Schema der Ausführungsform gemäß Fig. 2 entspricht; Fig. 8 in vergrößertem Maßstab die Schnittansicht der Anordnung gemäß Fig. 7 bei einer Schnittführung in einer durch die Achse des Lenkritzels gehenden und auf der Achse der Zahnstange der Lenkung senkrecht stehenden Ebene;
Fig, den Schnitt entsprechend "IX-IX" in Fig.
Fig. 10 den (Teil-) Schnitt entsprechend "X-X" in Fig. 8; Fig. 11 bis 15 Kennliniendiagramme zur
Veranschaulichung der mit der erfindungsgemäßen
Lenkventilanordnung erzielbaren Lenkkraftverstärkungs-
Kennlinien über dem Lenkmoment und deren Beeinflussungsmöglichkeiten; und
Fig. 16 eine schematische Teilansicht einer Variante des Bet-ätigungsstößels 'für das Servoventil. In Fig. 1 ist mit dem Bezugszeichen 20 ein Arbeitszylinder einer Servolenkung bezeichnet, in dem entlang einer Achse 21 gleitend verschiebbar ein doppelt wirkender Lenkkraftunterstützungskolben 22 gelagert ist. Der Lenkkraftunterstützungskolben 22 ist mit seinen beiden, aus dem Arbeitszylinder 20 hervorragenden Enden jeweils mit einem zugehörigen - nicht näher dargestellten -Lenkgestänge gekoppelt, das den gelenkten Rädern zugeordnet ist. Mit 24, 26 bezeichnete Kolbenbunde definieren jeweils eine Arbeitskammer 28, 30, die jeweils über einen Strömungsmittelleitungsabschnitt 32, 34 mit Druckfluid beaufschlagbar ist.
Es handelt sich bei der Servolenkung gemäß Fig. 1 um eine Zahnstangenlenkung. Zu diesem Zweck weist der Lenkkraftunterstützungskolben 22 im Bereich zwischen den Kolbenbunden 24, 26 eine Verzahnung 36 auf, die mit einem Antriebsritzel 38 in Kämmeingriff steht. Das Antriebsritzel 38 mit seiner Achse 40 ist in einem Bauteil 42 gelagert, das derart ausgebildet und am Arbeitszylinder 20 befestigt ist, dass sich der die Lagerung des Antriebsritzels 38 bereitstellende Gehäuseabschnitt 42 bei Einleitung einer Antriebskraft auf das Antriebsritzel 38 gerichtet verschiebt, was durch den Doppelpfeil "V" in Fig. 1 angedeutet ist. Die Beaufschlagung der jeweiligen Arbeitskammer 28 bzw. 30 mit unter Druck stehendem Strömungsmittel erfolgt über ein mit dem Bezugszeichen 44 bezeichnetes Servoventil, das vorzugsweise als Proportional- Servoventil ausgestaltet ist. Im Einzelnen ist dieses Ventil 44 von einem stetig verstellbaren 4/3-Wegeventil mit sogenannter "geschlossener Mitte" gebildet. Das heißt, dass~ "-in- der - in- Fig. 1 gezeigten Neutralstellung "N" der mit "P" bezeichnete Druckanschluss geschlossen ist. Der am Anschluss "P" anliegende Systemdruck unterliegt somit in der Schaltstellung "N" keinerlei Leckage.
Das Servoventil 44 hat die Funktion, die Lenkkraftunterstützung in Abhängigkeit vom Lenkmoment am
Antriebsritzel 38 einzustellen. Zu diesem Zweck wird die beim Lenkvorgang auf das Ritzel 38 einwirkende
Reaktionskraft in eine Stellgröße "SG" für das
Servoventil 44 umgewandelt, wodurch der Plunger des Servoventils 44 aus der Neutralstellung N heraus in eine der Schaltstellungen A bzw. B verschoben wird. Dabei wird der Druckanschluss P mit der einen
Strömungsmittelversorgungsleitung 32, 34 und der zum
Rücklauf führende Anschluss R mit der jeweils anderen Strömungsmittelversorgungsleitung 34, 32 verbunden, so dass die zugehörige Arbeitskammer 28 bzw. 30 mit entsprechend hohem Arbeitsdruck beaufschlagt wird.
Die beiden zu den Arbeitskammern 28, 30 führenden Strömungsmittelversorgungsleitungen 32, 34 sind miteinander über einen Leitungsabschnitt 46 verbunden, in der eine Blende bzw. Drossel 48 angeordnet ist. Mit dieser Anordnung gelingt es, in Abhängigkeit von der Stellung des Ventilkörpers des Servoventils 44 eine Strömungsmitteldurchflussrate zu erzeugen, die proportional zur Verschiebung (SG) des Plungers des Servoventils 44 ist. Diese Strömungsmittelrate wird über die Verbindungsleitung 46 mit integrierter Blende 48 in eine Druckdifferenz in den beiden Strömungsmittelversorgungsleitungen 32, 34 umgewandelt, die entsprechend der Beziehung
Druckdifferenz x Fläche = Kraft proportional zu der Lenkunterstützungskraft ist.
Wenn es somit gelingt, die Stellgröße SG proportional zum Eingangsmoment am Antriebsritzel 38 zu machen, kann eine zum Eingangsmoment am Ritzel 38 proportionale Lenkkraftunterstütz.ung bereitgestellt werden. Im Folgenden wird beschrieben, wie der erfindungsgemäße Aufbau der Lenkventilanordnung dazu in der Lage ist:
Man erkennt aus der Darstellung gemäß Fig. 1, dass das Bauteil 42, welches die Lagerung für das Antriebsritzel 38 des Lenkgetriebes bereitstellt, zu beiden Seiten über eine elastisch nachgiebige Halterung in Form von biegeelastischen Zungen 50, 52 am Gehäuse des Lenkgetriebes, d. h. am Arbeitszylinder 20 befestigt ist. Jede biegelastische Zunge 50 hat im Wesentlichen die Form eines "S", wobei ein mittlerer Schenkel 54 einerseits, d. h. auf der unteren Seite über einen Bogenabschnitt 56 an das Bauteil 42 angeschlossen ist und andererseits über eine Abwinkelung 57 in einen Flanschabschnitt 58 übergeht, der fest mit dem Arbeitszylinder 20 verbunden ist.
Aufgrund der S-förmigen Gestaltung der biegeelastischen Zungenanordnung wird nicht nur eine
Elastizität in Richtung des Doppelpfeils "V" bereitgestellt, sondern auch eine gewisse Vorspannung in
Richtung des Pfeils VS, wodurch es ermöglicht ist, Spiel in der Verzahnung zwischen Ritzel 38 und der Verzahnung 36 des Lenkkraftunterstutzungskolbens 22 zu eliminieren. Ein mit dem Bezugszeichen 60 bezeichneter Fortsatz geht vom Bauteil 42 aus und tragt an seinem Ende ein Steilteil in Form eines Betatigungsstoßels 62, der im Wesentlichen senkrecht auf der mit dem Bezugszeichen 64 bezeichneten Symmetrieebene des Bauteils 42 verlauft. Die
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der Anordnung gemäß Fig. 1 ist folgende: Solange sich das Antriebsritzel 38 in Ruhe befindet, nimmt sowohl das Bauteil 42 als auch der Plunger des Servoventils 44 seine Neutralstellung ein, in der die beiden Arbeitskammern 28, 30 der Servolenkung entlastet s nd. Wenn das Lenkrad gedreht wird und sich dadurch auch das Antriebsritzel 38 gemäß Fig. 1 beispielsweise im Uhzeigersmn dreht, wirkt auf die Lagerung des Ritzels 38 bedingt durch die von den Radern und das Lenkgestange auf die Zahnstange 22 einwirkende Last eine gemäß Fig. 1 nach links gerichtete Reaktionskraft, die aufgrund der federnden Elastizität der biegelastischen Zungenanordnung 50 dazu fuhrt, dass das Bauteil 42 parallel zu sich selbst entlang der Richtung. V ebenfalls nach links verschoben wird. Die Verschiebung in Richtung des Pfeils V ist proportional zum Lenk-Drehmoment und sie entspricht weitestgehend der auf den Betatigungsstoßel 62 gegebenen Stellgroße SG, die ebenfalls gemäß Fig. 1 nach links gerichtet ist.
Dadurch wird der Plunger des Servoventils 44 ebenfalls nach links mitgenommen und in Richtung Schaltstellung "B" verschoben, in der eine zunehmende Beaufschlagung der Stromungsmittelversorgungsleitung 32 mit Systemdruck P erfolgt. Wir vorstehend beschrieben, baut sich dadurch über die Drossel 48 zwischen den Leitungsabschnitten 32, 34 eine Druckdifferenz auf, die im Wesentlichen proportional zum eingeleiteten Lenk- Drehmoment ist.
Da die Umwandlung des Eingangsdrehmoments in die Stellgröße SG sehr direkt erfolgt, bietet sie sich insbesondere für die Ansteuerung von Servoventilen der Bauart mit sogenannter "geschlossener Mitte" an. Dabei erfüllt die elastisch nachgiebige Halterung des Bauteils 42 am Lenkgetriebegehäuse 20 mehrere Funktionen gleichzeitig: Zum einen wird das Antriebsritzel 38 nach wie vor und ohne Veränderungen im Inneren des Gehäuses spielfrei gelagert. Zum anderen wird eine gerichtete Verschiebung (V) der Ritzelachse 40 ermöglicht. Ferner sorgt die biegeelastische Zungenanordnung 50 dafür, dass der Verzahnungseingriff zwischen Ritzel 38 und Zahnstange (Verzahnung 36) zuverlässig beibehalten wird. Schließlich gleicht diese nachgiebige, d. h. biegeelastische Zungenanordnung fertigungsbedingtes Spiel in der Verzahnung von vorne herein aus.
Der Aufbau eröffnet die Möglichkeit, im Bereich des Servoventils 44 mit an sich bekannten Linearkolbenventilen zu 'arbeiten, die mit herkömmlicher Technik hochgenau gefertigt werden können. Diese Servoventile arbeiten dadurch präzise, wodurch die gewünschte Kraftunterstützung reproduzierbar und über einen langen Zeitraum unbeeinflusst abgebildet werden kann. Der Plunger des Servoventils 44 wird durch die elastische Zentrierung des Bauteils 42 zwangszentriert, wodurch der Aufbau des Servoventils 44 zusätzlich vereinfacht werden kann.
Im Folgenden wird unter Bezugnahme auf die Fig. 2 eine weitere Ausführungsform der Lenkventilanordnung beschrieben. Zur Vereinfachung der Beschreibung werden diejenigen Komponenten, die auch bei der Ausführungsform nach Fig. 1 vorhanden sind, nicht mehr näher beschrieben. Diejenigen Elemente, die den Komponenten der Ausführungsform nach Fig. 1 entsprechen, sind mit ähnlichen Bezugszeichen versehen, denen allerdings eine "1" vorangestellt ist.
Die Besonderheit der Ausführungsform gemäß Fig. 2 besteht da_rin, dass die durch das eingeleitete Lenkmoment hervorgerufene gerichtete Verschiebung (Doppelpfeil V) durch eine Rückkopplungs-Kolbenanordnung 170L, 170R stabilisiert ist. Die Rückkopplungs-Kolbenanordnung ist von einem gegensinnig auf das Bauteil 142 einwirkenden Linear-Kolbenpaar 172L, 172R gebildet, dessen gemeinsame Achse 174 im Wesentlichen mit der Richtung der Verschiebung V des Bauteils 142 zusammenfällt und damit ebenfalls parallel zur Stellgröße SG verläuft. Die Kolben 172L, 172R sind in Zylindern 176L, 176R aufgenommen, die ortsfest mit dem Lenkgetriebegehäuse, d. h. mit dem Arbeitszylinder 120 sind. Jeder Kolben 172L, 172R definiert mit den zugehörigen Zylinder 176L, 176R eine Arbeitskammer 178L, 178R. Jede Arbeitskammer 178L, 178R ist über eine Strömungsmittelleitung 180L bzw. 180R mit der zugehörigen Arbeitskammer 128 bzw. 130 des Arbeitszylinders 120 verbunden.
Beide Rückkopplungskolben 170L, 170R erfassen über die zugehörigen Leitungen 180L, 180R den Druck in den Arbeitskammern 128 bzw. 130 und legen an das Bauteil 142 eine entsprechend große Kraft an, die der Reaktionskraft bedingten Verschiebung V des Bauteils 142 jeweils entgegengerichtet ist. Dadurch wird das Bauteil 142 hydraulisch versteift, wodurch sich eine hydro- mechanische Regelung der Lenkkraftunterstützung erzielen lässt. Dies kann anhand des Diagramms gemäß Fig. 13 erläutert werden: In Fig. 13 ist mit gestrichelter Linie die Kennlinie der Kraftunterstutzung (DP) über dem Eingangsdrehmoment (T) für den Fall dargestellt, dass ein Aufbau gemäß Fig. 1 gewählt ist. Bedingt durch die Nichtlmearitat der Beziehung zwischen der Durchflussmenge und dem Druckgefalle zwischen zwei Punkten eines hydraulischen Systems ergibt sich eine nichtlineare Kennlinie. Wenn das System allerdings - entsprechend Fig. 2 - mit der Rückkopplungs-Kolbenanordnung 170L, 170R ausgestattet ist, kann die Kennlinie linearisiert werden, was durch die durchgezogene Linie wiedergegeben ist. Mit anderen Worten, mit der Ausfuhrungsform nach Fig. 2 lasst sich im gesamten Betriebsbereich eine konstante prozentuale hydraulische Kraftunterstützung erzielen. Der Fahrer bekommt auf diese Weise über den gesamten Betriebsbereich eine proportionale Ruckmeldung von der Straße, selbst wenn eine prozentual sehr hohe Kraftunterstutzung bereitgestellt wird. Durch geeignete Wahl der Durchmesser der Kolben 172L, 172R lasst sich die Charakteristik des Gesamtsystems, d. h. der Anteil an hydraulischer Kraftunterstutzung einstellen bzw. beeinflussen. Dies ist schematisch durch das Diagramm gemäß Fig. 14 angedeutet. Die mit I, II und III bezeichneten Kurven entsprechen Systemen, bei denen die Kolbendurchmesser stetig großer werden.
Eine weitere Beeinflussung der Charakteristik der Kraftunterstutzung bzw. der Lenkkraftunterstutzung ist über die Einstellung der Nachgiebigkeit der Aufhangung des Bauteils 142 am Lenkgetriebegehause möglich. Dies ist schematisch im Diagramm nach Fig. 15 angedeutet. Die Kennlinien verschieben sich in Richtung des Pfeils K mit zunehmender Steifigkeit der biegeelastischen Zungenanordnung 50 bzw. 150. Das gemäß Fig. 2 modifizierte System hat neben den Vorteilen einer verbesserten Justierbarkeit der Kennlinien zusätzliche Vorteile im Bereich der hydraulischen Funktionsweise. Denn diese Ausführungsform erlaubt es, die Durchflussweite der Drossel 148 zu verkleinern, was zu einer größeren, verfügbaren Druckdifferenz DP führt. Es konnte gezeigt werden, dass beispielsweise bei einem Versorgungsdruck von etwa 200 bar mit einer Druckdifferenz DP von 'über 195 bar gearbeitet werden konnte (im Vergleich zu DP = 170 bar bei der Ausführungsform gemäß Fig. 1) . Mit anderen Worten, es war eine um mehr als 20 bar höhere Druckdifferenz erzielbar, was dazu führt, dass die maximal verfügbare Lenkkraftunterstützung angehoben bzw. bei vorgegebener Lenkkraftunterstützung die wirksamen Durchmesser der Arbeitskolben im Bereich der Lenkungs- Zahnstange verkleinert werden können.
Darüber hinaus führt die Verkleinerung der Drosselstelle 148 dazu, dass die für das Lenksystem bei hoher Last erforderliche maximale Durchflussrate verringert wird. Es konnte in diesem Zusammenhang gezeigt werden, dass es mit der Rückkopplungs-Kolbenanordnung in der Ausführungsform gemäß Fig. 2 gelingt, diese maximale Durchflussrate auf 1/5 des ansonsten auftretenden Wertes herabzusetzen, wenn ein Eingangsdrehmoment bei festgehaltener Zahnstange auf das Lenkgetriebe gegeben wird. Schließlich kann mit der Ausgestaltung nach Fig. 2 eine weichere Federkennlinie für die Aufhängung des Bauteils 142 gewählt werden. Dies wiederum verbessert die Mittenjustierung des Servoventils, wodurch sich das System genauer aufbauen lässt und weniger temperaturempfindlich wird. Zur exakten Mittenpositionierung des Ventilkörpers des Servoventils 44 bzw. 144 der Ausführungsformen nach den Figuren 1 und 2 können vorzugsweise Distanzscheiben
66 bzw. 166 zwischen dem Fortsatz 60 bzw. 160 und dem Stellteil 62 bzw.162 vorgesehen sein.
Entsprechendes gilt für den Bereich, in dem der
Anschluss _ des - Flanschabschnit'ts 58 bzw. 158 an den
Arbeitszylinder 20 bzw. 120 erfolgt, was unter Bezug auf die in Figur 2A dargestellte Einzelheit "II A" kurz erläutert wird:
Zwischen dem Flansch 158 und dem Gehäuse des Arbeitszylinders .120 ist eine Distanzscheibe 168 vorgegebener Dicke D168 eingesetzt, über die die elastische Vorspannung der biegeelastischen Zungenanordnung 150 in Richtung des Pfeils VS einstellbar ist. Über die Distanzscheibe 168 gelingt es dadurch, herstellungsbedingte Toleranzen im Bereich des Verzahnungseingriffs zwischen Ritzel 138 und Verzahnung 136 der Zahnstange 122 auszugleichen. Auf diese Weise wird die Präzision der Servolenkung und im Besonderen der Charakteristik der Kraftunterstützung weiter verbessert. Unter Bezugnahme auf die Figur 3 wird eine weitere Ausführungsform der erfindungsgemäßen Ventilanordnung beschrieben, die sich bezüglich der Ausführungsform gemäß Figur 1 lediglich durch eine etwas modifizierte Ansteuerung des Ventilkörpers des Servoventils 244 auszeichnet. Um Wiederholungen der Beschreibung zu vermeiden, wird nur auf diejenigen Komponenten der Anordnung näher eingegangen, die für die Ansteuerung des Servoventils 244 verantwortlich sind. Im Übrigen sind Komponenten, die den Bauteilen der Ausführungsform gemäß Figur 1 entsprechen, mit ähnlichen Bezugszeichen versehen, denen allerdings eine "2" vorangestellt ist. Wie aus Figur 3 ersichtlich, wird der nicht näher bezeichnete Ventilkolben des Servoventils 244 gemäß dieser Ausführungsform von einem gabelartigen Stellteil 262 mit den Armen 262L und 262R beaufschlagt. Temperaturbedingte Längenänderungen der Bauteile werden auf diese Weise vollständig kompensiert, wodurch die Funktionsgenaulgkeit der Servσventilanordnung und damit der Servolenkung zusätzlich angehoben wird.
Figur 4 zeigt schematisch und zur Zusammenfassung eines Kerngedankens der zuvor beschriebenen Ausführungsformen die wesentlichen Elemente des Gehäuseabschnitts, dessen bei Einleitung eines Lenkdrehmoments bewirkte gerichtete Verschiebung zur Ansteuerung des Servoventils herangezogen wird. Das Bauteil 42 nimmt in seinem Inneren formschlüssig und unverrückbar die Lagerungen 41 für das Antriebsritzel 38 des Lenkgetriebes auf. Das Bauteil 42 hat einen Fortsatz 60, mit dem eine gerichtete Verschiebung V vorzugsweise durch Parallelverschiebung zu einem Punkt P übertragen wird, der auf einer Achse A62 des Ventilkolbens eines Linear-Servoventils 44 liegt. Um die gerichtete Verschiebung V zuzulassen, ist der Gehäuseabschnitt, d. h. das Bauteil 42 über eine elastisch nachgiebige Halterung 50, 52 am Lenkgetriebegehäuse unverrückbar befestigbar.
Im Folgenden soll unter Bezugnahme auf die Figuren 5 bis 10 eine konkrete Ausführungsform der Servolenkung mit Lenkventilanordnung beschrieben werden. Auch hier sind wiederum diejenigen Elemente, die den Komponenten der zuvor beschriebenen Ausführungsbeispiele entsprechen, mit Bezugszeichen versehen, denen eine "3" vorangestellt ist. Zunächst wird unter Bezugnahme auf die Figuren 5 und 6 der gerichtet verschiebare Gehäuseabschnitt näher beschrieben . Man erkennt, dass das verschiebbare Bauteil 342 wiederum von einem im Wesentlichen zylindrischen Körper gebildet ist, der oberseitig einen Durchbruch mit einer Kontur hat; "die" einer Verschneidungslinie zwischen dem zylindrischen Gehäuse 342 einerseits und dem Arbeitszylinder 320 (vergleiche Figur 7 und Figur 9) der Servolenkung andererseits entspricht. Mit den Bezugszeichen 337, 339 sind Lageraufnahmen für herkömmliche Wälzlager 347, 349 (vergleiche Figur 8) einer Antriebswelle 345 für das Antriebsritzel 338 (vergleiche Figur 8, Figur 9) bezeichnet. Hinsichtlich der Lagerung der Antriebswelle 345 unterscheidet sich die Servolenkung nach den Figuren 5 bis 9 nicht von der herkömmlichen Bauart, mit der Ausnahme, dass die Lagerung in einem separaten Bauteil, wie im Einzelnen in den Figuren 5 und 6 gezeigt, untergebracht ist.
Auch der Aufbau des Arbeitszylinders 320 entspricht weitestgehend demjenigen eines herkömmlichen Lenkgetriebes, was am besten aus der Figur 9 ersichtlich ist. Der mit dem Bezugszeichen 322 bezeichnete Lenkkraftunterstützungskolben bildet zwischen den beiden Arbeitskammern 328, 330 eine Zahnstange 323 aus, die auf der dem Ritzel 338 gegenüber liegenden Seite von einem Stützlager 325 abgestützt ist.
Auf der der Lenksäule zugewandten Seite ist an das Bauteil 342 der Stellfortsatz 360 einstückig angeformt, wobei der Fortsatz zur Achse 340 des Bauteils 342 schräg nach oben verläuft. An seinem auskragenden Ende bildet der Fortsatz 360 einen Ring 361 aus, über den der Anschluss zum Betätigungsstößel 362 des Servoventils 344 erfolgt. •
Aus Figur 10 ist im Einzelnen erkennbar, wie die Verbindung zwischen dem Ring 361 und dem Betätigungsstößel 362 und der Anschluss des Stößels 362 an einen Plunger 363 vorgenommen wird. Auf das Ende des Betätigungsstößels 362 ist ein Einstellteil 384 geschraubt, und zwar derart, dass es über einen Distanzring 386 gegen eine Schulter 388 drückt. Mittels einer auf das Einstellteil 384 schraubbaren Mutter 382 erfolgt die Verspannung des Einstellteils 384 mit dem Auge 361. Am anderen Ende des Betätigungsstößels 362 erfolgt eine Verschraubung mit einem Gewindefortsatz 390 des Plungers 363, und zwar wiederum auf Anschlag über eine Distanzmutter 392. Aus dieser Beschreibung wird klar, dass sich über die jeweilige axiale Dicke des Distanzrings 386 einerseits und/oder der Distanzmutter 392 die axiale Lagebeziehung zwischen Plunger 363 und der Mittelebene 364 (vergleiche Figur 9), d. h. der Zeichenebene gemäß Figur 8 zur Justierung der Mittelstellung des Servoventils 344 mit höchster Genauigkeit vornehmen lässt.
Anhand der Figuren 7, 9 und 10 lässt sich eine weitere Besonderheit der Ausführungsform der Ventilanordnung erläutern. Das Servoventil 344 ist nämlich - wie im Einzelnen aus Figur 10 ersichtlich - in unmittelbarer Nähe einer der Arbeitskammern 328 direkt am Gehäuse des Arbeitszylinders 320 montiert. Deshalb kann die dazugehörige Strömungsmittelleitung 332 innerhalb des Gehäuses 320 geführt werden, was zu einem weiteren Raumgewinn führt. Die andere vom Servoventil 344 weg führende Strömungsmittelversorgungsleitung 334 führt wie am besten aus den Figuren 7 und 9 ersichtlich - entlang der Außenoberfläche des Arbeitszylinders 320 zu einem Anschluss 331 der Arbeitskammer 330.
Im Folgenden wird unter Bezug auf die Figuren 5 und 6 die konkrete Halterung des das Bauteil 342 zur Aufnahme der Ritzellag'erung ausbildenden 'Gehäuseteils beschrieben. Auf der dem Fortsatz 360 abgewandten, d. h. unteren Seite des Bauteils 342 ist einstückig jeweils eine biegeelastische Zungenanordnung 350, 352 angeformt, die aus einem Bogenabschnitt 356, einem im Wesentlichen geradlinig nach oben verlaufenden, mittleren Schenkel 354 und einen Flanschabschnitt 358 besteht. Der Schenkel 354 geht über einen abgewinkelten Abschnitt 357 in den Flanschabschnitt 358 über.
Damit die Achse 340 des Antriebsritzels 338 in möglichst geringem Abstand zur Achse 321 angeordnet werden kann, ist der Flanschabschnitt 358 so ausgebildet, dass er zwei im Seitenabstand zueinander stehende ebene Anschlussflächen 359 zur Anbringung an das Gehäuse des Arbeitszylinders 320 ausbildet. Die beiden Anschlussflächen 359 stehen über einen konkaven Brückenabschnitt 365 miteinander in Verbindung, dessen Kontur so gewählt ist, dass er sich der Außenoberfläche des Arbeitszylindergehäuses 320 anschmiegt, was am besten den Figuren 7 und 9 entnehmbar ist. Im Bereich der Verschneidungslinie 343 ist zum Gehäuse 320 hin ein enger Dichtspalt 345 ausgebildet (Fig. 9) , der zu beiden Seiten eine axiale Erstreckung in der Größenordnung der maximalen Gehäuseverschiebung hat. Der Dichtspalt 345, d.h. der Verlauf der konkaven Kontur 343, ist im Übrigen so gewählt, dass genügend Spiel für die Variation der nicht näher dargestellten (in Fig. 7 lediglich angedeuteten) Distanzscheiben 368 verbleibt. Jeder Brückenabschnitt 365 trägt bodenseitig ein zylindrisches Gehäuse 367 zur Aufnahme der Rückkopplungs- Kolbenanordnung 370L, 370R.
Die Montage der Rückkopplungs-Kolbenanordnung 370L, 370R und deren Einwirken auf das Bauteil 342 ist am besten der -Figur 9 entnehmbar. Ein Zylinderteil 371 wird mittels einer Spannmutter 373 im Gehäuse 367 montiert. Es nimmt den mit 375 bezeichneten Kolben auf, der sich über einen Stößel 377 unter Zwischenschaltung einer Distanzscheibe 379 an einer Außenfläche 394 des Bauteils 342 abstützt. Mittels der Distanzscheiben 379 kann der die maximale Verschiebung V des Bauteils 342 und damit der maximal zulässige Hub des Plungers 363 des Servoventils 344 eingestellt werden. Zusätzlich ist der Stößel 377 in einer Bohrung 396 (vergleiche auch Figur 5, 6) geführt. Für den Durchgriff des Kolbens 375 weist der grundsätzlich plattenförmig ausgebildete mittlere Schenkel 354 der biegeelastischen Zungenanordnung 350 einen vertikalen Durchbruch 398 auf, wodurch auf jeder Seite ein Zungenpaar entsteht, über das eine elastische Anbindung des Bauteils 342 an das Gehäuse des Arbeitszylinders 320 vorgenommen werden kann.
Auch bei dieser Variante ergibt sich durch die im Wesentlichen S-förmige Gestaltung der biegeelastischen Zungenanordnung eine in zwei Richtungen, nämlich V und VS, elastische Anbindung an das Zylindergehäuse 320. Über die Rückkopplungs-Kolbenanordnungen 370L, 370R, deren Anschlüsse an die Strömungsmittelleitungen 380L, 380R in der Darstellung gemäß Figur 9 erkennbar sind, erfolgt die vorstehend unter Bezug auf die- Figur 2 gegebene Stabilisierung der Gehäusebewegung, um auf diese Weise die in Figur 13 mit durchgezogener Linie wiedergegebene Linearität zwischen Kraftunterstützung der Servolenkung einerseits und dem Eingangs-Lenkdrehmoment T andererseits zu erzielen. Der Dichtspalt 345 bleibt bei dieser Bewegung im Wesentlichen unbeeinflusst . Die in Figur 9 gezeigte Konstruktion ist darüber hinaus so beschaffen, dass sie in der Lage ist, das Lenkgetriebe selbst bei einem Bruch der biegeelastischen Zungenanordnung - 350 über eihen ausreichend langen Zeitraum funktionsfähig zu halten, indem die Rückkopplungs-Kolbenanordnung 370L, 370R und insbesondere deren formschlüssiger Führungseingriff mit den Bohrungen 396 zur Lagefixierung herangezogen wird. Auf diese Weise wird eine so genannte "fail safe" -Konstruktion bereitgestellt. Versuche haben gezeigt, dass mit einer Anordnung mit künstlich gebrochener biegeelastischer Zungenanordnung, d.h. mit einer Konstruktion, bei der alle vier Schenkel 354 gebrochen waren, problemlos noch mehrere hundert Betätigungszyklen mit einer Beanspruchung von +/- 30 Nm Lenkdrehmoment durchgeführt werden konnten.
Hinsichtlich der Funktionsweise unterscheidet sich die Ausführungsform nach den Figuren 5 bis 10 nicht von derjenigen gemäß Figur 2, so dass auf eine eingehende Funktionsbeschreibung verzichtet werden kann. Die mit dieser Ausführungsform erzielbare
Kraftunterstützungs (DP) /Drehmoment (T) -Kennlinie ist in Figur 13 dargestellt. Diese Kennlinien lassen sich a) durch Variation der Steifigkeit der biegeelastischen Zungenanordnung 50 bzw. 350, b) , durch geeignete Wahl der Steuerkantenüberlappung im Bereich des Servoventils und/oder c) durch Variation der Rückkopplungskraft, d. h. der Kolbendurchmesser der Rückkopplungskolben 375 beeinflussen. Dies soll nachfolgend anhand der Figuren 11 und 12 kurz erläutert werden, welche Diagramme betreffen, die mit Systemen ohne Rückkopplungs-Kolbenanordnung gewonnen wurden.
Figur 11 zeigt drei Kennlinien für die Lenkkraft- Unterstützung (wiedergegeben durch die Druckdifferenz DP zu beiden Seiten der Drossel 48) über dem Lenkdrehmoment
T. Die Kurve I ist für eine erste Steifigkeit der biegeelastischen Zungenanordnung 50 repräsentativ. Die
Kurven II und III zeigen die Charakteristik für Systeme, bei denen die Steifigkeit der biegeelastischen
Zungenanordnung schrittweise erhöht wurde. Dabei wurde die Ventil- bzw. Steuerkantenüberlappung im Bereich des
Servoventils, welches als Proportional-Linear-
Schieberventil ausgebildet war, entsprechend angepasst, damit die Kennlinien bei gleichem Lenkdrehmoment beginnen. Man erkennt, dass sich auf diese Weise mit einfachen Mitteln die Charakteristik fein steuern lässt.
Das Diagramm gemäß Figur 12 verdeutlicht, wie sich die Kennlinien durch Variation der Steuerkantenüberlappung (Überdeckung, Unterdeckung) im Bereich des Servoventils 44 beeinflussen lassen. Auch hier sind Kennlinien für ein System gezeigt, das ohne Rückkopplung-Kolbenanordnung arbeitet .
Auch in Figur 12 sind drei Kennlinien I, II und III für die Kraftunterstützung in Abhängigkeit vom Lenkdrehmoment dargestellt. Die Kennlinie I ergibt sich für eine erste Ventilüber-/unterlappung im Bereich des Servoventils 44, d. h. eine erste Steuerkantenüberdeckung im Bereich des Strömungspfades vom Druckanschluss P zu den Anschlüssen Cl, C2 (vgl. Figur 1) und eine erste Steuerkantenunterdeckung im Bereich des Strömungspfades vom Tankanschluss R zu den Anschlüssen Cl, C2. Die Kennlinien II und III ergeben sich für zunehmend größere Ventilüber-/unterlappungen.
Aus der vorstehenden Beschreibung wird klar, dass sich mit - - der - erfindungsgemäß'en Ventilanordnung mit geringem Bauraumbedarf eine Lenkkraftunterstützung bereitstellen lässt, mit der hochpräzise eine dem jeweiligen Bedarf angepasst Lenkkraftunterstützung mit sehr gutem Ansprechverhalten bereitgestellt wird. Dabei können weitestgehend Bauteile verwendet werden, wie etwa das Linear-Servoventil oder die Lagerung des Antriebsritzels für die Lenkung, die erprobter Technologie entsprechen. Da die Konstruktion ferner so gehalten ist, dass exakte Justierungen der kraft- und signalübertragenden Komponenten möglich sind, eignet sich das System insbesondere für Anordnungen, bei denen ein Servoventil mit so genannter "geschlossener Mitte" verwendet wird. Es soll jedoch an dieser Stelle hervorgehoben werden, dass die Erfindung nicht auf derartige Anwendungen beschränkt ist. Es ist vielmehr möglich, mit hydraulischen Versorgungssystemen und Ventilen mit so genannter "offener Mitte" zu arbeiten und dabei gleichzeitig die Vorteile des erfindungsgemäßen Systems zu nutzen.
Fig. 16 zeigt eine Variante für eine Positionierung der Neutralstellung des Plungers des Servoventils 344. Anstelle der Mimik gemäß Fig. 10 unter Zurhilfenahme einer Distanzringanordnung 386, 392 und der Verschraubung im Bereich des Abschlussgewindes 390 kann der Betätigungsstößel in zwei Teilstößel 462.1 und 462.2 unterteilt werden, wobei der Teilstößel 462.1 fest an den Fortsatz und der . Teilstößel 462.2 fest an den Plunger des Servoventils angeschlossen wird. Der Teilstoßel 462.1 hat einen Gewindeabschnitt 481 mit einer ersten Steigung, wahrend der Teilstoßel 462.2 einen Gewindeabschnitt 483 mit einer zweiten, sich von der ersten geringfügig unterscheidenden Steigung hat. Das Gewinde des Gewindeabschnitts 481 kann beispielsweise das Maß M 3.5 x 0.6 haben, wahrend das Gewinde im Bereich des Abschnitts 4-83 als M 3 x 0.5 ausgeführt ist. Entsprechende Innengewinde sind in einer Überwurfmutter 485 ausgebildet. Man erkennt, dass sich damit pro Umdrehung der Überwurfmutter 485 eine Langenanderung des Betatigungsstoßels 462 um 0.1 mm erzielen lasst.
Selbstverständlich sind weitere Abwandlungen der Anordnung möglich, ohne den Grundgedanken der Erfindung zu verlassen. So ist es ohne weiteres möglich, das erfmdungsgemaße Prinzip der bei Einwirkung der Reaktionskraft gerichteten Verschiebbarkeit eines Gehauseabschnitts für die Lagerung des Lenkgetriebe- Antriebsglieds auch für Systeme anzuwenden, bei denen anstelle von Linearverschiebungen eine Drehverschiebung stattfindet. In diesem Fall sind die in den gezeigten Ausfuhrungsbeispielen linear arbeitenden Komponenten durch andere, geeignete Systeme zu ersetzen, bei denen die als Drehwinkel vorliegende Stellgroße, die proportional zum Lenk-Eingangsdrehmoment ist, in eine geeignete Große zur Ansteuerung des Servoventils umgewandelt wird. In diesem Fall kann es von Vorteil sein, im Bereich des Servoventils nicht mit einem Linear- Schieber, sondern mit einer Drehschieber-Konstruktion zu arbeiten .
In weiterer Abwandlung der zuvor beschriebenen
Ausfuhrungsbeispiele kann die Ruckkopplungs- Kolbenanordnung 170L, 170R alleinig die Fuhrungsfunktion für die Verschiebebewegung des Bauteils 42 übernehmen. Mit anderen Worten, es ist nicht unbedingt erforderlich, das Bauteil .42 federelastisch durch die biegeelastische Zungenanordnung 50 in der Symmetrieebene 64 zu zentrieren. Zusätzlich kann dabei e ne Linearfuhrung vorgesehen sein, mit der die Rückkopplungs- Kolbenanordnung 170L, 170R entlastet wird.
Schließlich -ist die Ventilanordnung nicht auf eine Lenkventilanordnung beschrankt. Die Erfindung ist grundsatzlich überall dort anwendbar, wo es gilt, ein Eingangsdrehmoment kraftunterstutzt in eine dazu proportionale Abtriebsbewegung umzuwandeln und die Kraftunterstutzung proportional zum Eingangsdrehmoment mit gutem Ansprechverhalten zu steuern bzw. einzuregeln.
Schließlich ist d e Ventilanordnung nicht auf ein System beschrankt, bei denen eine hydraulische Kraftunterstutzung vorgesehen ist. Es ist gleichermaßen möglich, mit anderen Stromungsmitteln zu arbeiten.
Die Erfindung schafft somit eine Ventilanordnung für ein Servosystem, insbesondere eine Lenkventilanordnung für eine Servolenkung, wie sie beispielsweise in Kraftfahrzeugen Anwendung findet, wobei ein Abtriebsglied des Servosystems in Abhängigkeit von der Stellung eines Servoventils in der Weise eine vorzugsweise hydraulische Kraftunterstutzung erfahrt, dass die beim Einwirken auf ein Antriebsglied des Servosystems einwirkende Reaktionskraft in eine Stellgroße für das Servoventil umgewandelt wird. Die Besonderheit besteht darin, dass ein für die Lagerung des Antriebsglieds verantwortlicher Gehauseabschnitt bei Einwirkung der Reaktionskraft gerichtet verschiebbar ist, wobei die Verschiebung des Gehauseabschnitts zur Gewinnung der Stellgroße für das Servoventil herangezogen wird.

Claims

Ansprüche
1. Ventilanordnung für ein Servosystem, insbesondere Lenkventilanordnung für eine Servolenkung, insbesondere von Kraftfahrzeugen, mit einem Lenkgetriebe, dessen Abtriebsglied (22; 122; 322) in Abhängigkeit von der Stellung eines Servoventils (44; 144; 244; 344) dadurch eine vorzugsweise hydraulische Kraftunterstützung erfährt, dass die beim Lenkvorgang auf ein Antriebssglied (38; 138; 338) des Lenkgetriebes einwirkende Reaktionskfaft in eine Stellgröße (SG) für das Servoventil (44; 144; 244; 344) umgewandelt wird, dadurch gekennzeichnet, dass ein Gehäuseabschnitt (42; 142; 242; 342) für die Lagerung des Antriebsglieds (38; 138; 338) bei Einwirkung der Reaktionskraft gerichtet verschiebbar ist, und die Verschiebung des Gehäuseabschnitts (42; 142; 242; 342) zur Gewinnung der Stellgröße (SG) für das Servoventil (44; 144; 244; 344) herangezogen wird.
2. Lenkventilanordnung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die gerichtete Verschiebung des Gehäuseabschnitts (42; 142; 242; 342) eine gerichtete elastische Verformung ist, die zur Gewinnung der Stellgröße (SG) für das Servoventil (44; 144; 244; 344) herangezogen wird.
3. Lenkventilanordnung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die gerichtete Verschiebung (V) des Gehäuseabschnitts (42; 142; 242; 342) im wesentlichen der Stellgroße (SG) entspricht .
4. Lenkventilanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Verschiebung (V) des Gehauseabschnitts (42; 142; 242; 3,42) linear ausgerichtet ist.
5. Lenkventilanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Servoventil (44; 144; 244; 344) einen linear verschiebbaren Ventilkolben (363) hat.
6. Lenkventilanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass das Servoventil (44; 144; 244; 344) ein Proportional-Servoventil ist.
7. Lenkventilanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Gehauseabschnitt (42; 142; 242; 342) einstuckig mit einem Gegause (20) des Lenkgetriebes ausgebildet ist.
8. Lenkventilanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Gehauseabschnitt (42; 142; 242; 342) von einem separaten Bauteil gebildet ist, welches an einem Gehäuse (20; 120; 220; 320) des Lenkgetriebes angeordnet ist.
9. Lenkventilanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass die gerichtete Verschiebung (V) des Gehäuseabschnitts (42; 142; 342) durch eine Rückkopplungs-Kolbenanordnung (170L, 170R; 370L, 370R) stabilisiert ist, welche den Gehäuseabschnitt (142; 342) mit einer Kraft beaufschlagt, die gleichsinnig mit der Kraftunterstützung des Abtriebsglieds (122; 322) wirkt .
10. Lenkventilanordnung nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Rückkopplungs- Kolbenanordnung (170L, 170R; 370L, 370R) von einem gegensinnig auf den Gehäuseabschnitt (142; 342) einwirkenden Linear-Kolbenpaar (170L, 170R; 370L, 370R) gebildet ist, dessen gemeinsame Achse (174; 374) im Wesentlichen mit der Richtung (V) der Verschiebung des Gehäuseabschnitts (142; 342) zusammenfällt.
11. Lenkventilanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass das Lenkgetriebe als Abtriebsglied eine Zahnstange (22; 122; 322, 323) hat, die in einem Lenkgetriebgehäuse (20; 120; 320) unter Ausbildung zweier über das Servoventil (44; 144; 344) beaufschlagbarer Fluiddruckräume (28, 30; 128, 130; 328, 330) verschiebbar geführt ist.
12. Lenkventilanordnung nach Anspruch 10 und 11, dadurch gekennzeichnet, dass zugehörige; 378L, 378R Arbeitskammern (178L, 178R) des Kolbenpaars (170L, 170R; 370L, 370R) jeweils mit dem hinsichtlich der Bewegungsrichtung zugehörigen Fluiddruckraum (128, 130, 328, 330) in Strömungsmittelverbindung stehen .
13. Lenkventilanordnung nach einem der Ansprüche 10 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass das Kolbenpaar (370L, 370R) für die gerichtete Bewegung des Gehäuseabschnitts (342) eine Führung bildet.
14. Lenkventilanordnung nach einem der Ansprüche 8 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass der Gehäuseabschnitt (42; 142; 242; 342) einen im Wesentlichen von einem zylindrischen Teil gebildeten Lagerkörper (42; 142; 242; 342) aufweist, der zu beiden Seiten über eine vorzugsweise in zwei Richtungen (V, VS) elastisch 'nachgiebige Halterung (50, 52; 150, 152; 350, 352) am Gehäuse (20; 120; 320) des Lenkgetriebes befestigt ist.
15. Lenkventilanordnung nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass die nachgiebige Halterung von jeweils einer biegeelastischen Zungenanordnung (50, 52; 150, 152; 350, 352) gebildet ist, die nach Art eines Biegebalkens bei Verschiebung des Lagerkörpers (42; 142; 242; 342) elastisch auslenkbar ist.
16. Lenkventilanordnung nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, dass sich die biegeelastische Zungenanordnung (50, 52; 150, 152; 350, 352) im Wesentlichen über die gesamte Länge des zylindrischen Lagerkörpers (42; 142; 242; 342) erstreckt und die Form eines „S" hat, wobei ein mittlerer Schenkel (54; 354) einerseits über einen Bogenabschnitt (56; 356) an den zylindrischen Lagerkörper (42; 342) angeschlossen ist und andererseits über eine Abwinkelung (57; 357) in einen Flanschabschnitt (58; 358) übergeht, über den eine feste Verbindung zum Gehäuse (20; 320) des Lenkgetriebes herstellbar ist.
17. Lenkventilanordnung nach Anspruch 15 oder 16, dadurch gekennzeichnet, _ dass die Zungenanordnung (50, 52; 350, 352) einstuckig mit dem dem Lagerkorper (42; 342) verbunden ist.
18. Lenkventilanordnung nach einem der Ansprüche 14 bis 17, dadurch gekennzeichnet, dass der zylindrische Lagerkorper (42; 142; 242; 342) eine Achse (40; 340) hat, die in einer zur Bewegungsrichtung (21) des Abtriebsglieds (22; 322) des Lenkgetriebes senkrechten Ebene (64; 364) liegt.
19. Lenkventilanordnung nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, dass der zylindrische Lagerkorper (342) auf der dem Gehäuse (320) des Lenkgetriebes zugewandten Seite einen Durchbruch (343) für die Aufnahme des Abtriebsglieds (322, 323) des Lenkgetriebes hat.
20. Lenkventilanordnung nach einem der Ansprüche 16 bis 19, dadurch gekennzeichnet, dass der Flanschabschnitt (358, 359) der Zungenanordnung (350, 352) derart geformt ist, dass er sich zwischen vorzugsweise ebenen Befestigungsflachen (359) einer Außenkontur des Gehäuses (320) des Lenkgetriebes anschmiegt.
21. Lenkventilanordnung nach einem der Ansprüche 16 bis 20, dadurch gekennzeichnet, dass der Flanschabschnitt (358, 359) auf der dem Gehäuse (320) des Lenkgetriebes abgewandten Seite jeweils ein Aufnahmeteil (367) für eine Linearkolben-/Zylinderanordnung (371, 375) der Rückkopplungs-Kolbenanordnung (370L, 370R) trägt .
22. Lenkventilanordnung nach Anspruch 16 bis 21, dadurch gekennzeichnet, dass der mittlere Schenkel (354) jeweils eine Ausnehmung (398) für den Durchgriff des zugehörigen Linearkolbens (375) hat.
23. Lenkventilanordnung nach Anspruch 21 oder 22, dadurch gekennzeichnet, dass der zylindrische Lagerkörper (342) in Fluchtung mit dem Linearkolben-Aufnahmeteil (361) Funktionsflächen (394, 396) für den Stützeingriff mit der zugehörigen Linearkolbenanordnung (375, 377) hat.
24. Lenkventilanordnung nach einem der Ansprüche 19 bis 23, dadurch gekennzeichnet, dass entlang des Durchbruchs (343) ein Dichtungsspalt (345) zum Gehäuse (320) des Lenkgetriebes ausgebildet ist.
25. Lenkventilanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 24, dadurch gekennzeichnet, dass der gerichtet verschiebbare Gehäuseabschnitt (42; 142; 242; 342) einen Fortsatz (60; 160; 360) hat, über den das Servoventil (44; 144; 344) ansteuerbar ist.
26. Lenkventilanordnung nach Anspruch 25, wobei das Servoventil (44; 144; 344) einen linear verschiebbaren Ventilkolben hat, dadurch gekennzeichnet, dass der Fortsatz zum Anschluß an einen Betätigungsstößel (62; 162; 362) für das Servoventil (44; 144; 344) einen Montageabschnitt (361) hat, der in axialer Flüchtling zur Achse (A62; A362) des Servoventils (44; 144; 344) zu liegen kommt.
27. Lenkventilanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 26, dadurch gekennzeichnet, dass ein Gehäuse des Servoventils (344) im Bereich einer Arbeitskammer (328) für die hydraulische Kraftunterstützung an das Gehäuse (320) des Lenkgetriebes direkt angeflanscht ist.
28. Lenkventilanordnung nach einem der Ansprüche 5 bis 27, dadurch gekennzeichnet, dass das Servoventil (44; 144; 244; 344) ein Ventil mit geschlossener Mitte ist.
29. Lenkventilanordnung nach einem der Ansprüche 5 bis 28, dadurch gekennzeichnet, dass das Servoventil (44; 144; 244; 344) ein stetig verstellbares 4/3-Proportional-Wegeventil ist.
30. Lenkventilanordnung nach einem der Ansprüche 5 bis 29, dadurch gekennzeichnet, dass die vom Servoventil (44; 144; 244; 344) zu den Arbeitskammern (28, 128; 128, 130; 328, 330) der Servolenkung führenden Hydraulikleitungen (32, 34; 132, 134; 332, 334) über einen gedrosselten Leitungsabschnitt (48; 148) miteinander in Verbindung stehen.
31. Lenkventilanordnung nach einem der Ansprüche 9 bis 30, dadurch gekennzeichnet, dass die Kraftunterstützungs-Charakteristik (T-DP- Diagramm) durch Variation der Arbeitsdurchmesser der Rückkopplungs-Kolbenanordnung (170L, 170R; 370L, 370R) veränderbar ist.
32. Lenkventilanordnung nach einem der Ansprüche 16 bis 31, dadurch gekennzeichnet, dass die Kraftunterstützungs-Charakteristik (T-DP- Diagramm) durch Variation der Steifigkeit der nachgiebigen Halterung (50, 52; 350, 352) für den Lagerkörper (42; 142; 242; 342) veränderbar ist.
33. Lenkventilanordnung nach einem der Ansprüche 16 bis 31, dadurch gekennzeichnet, dass die Kraftunterstützungs-Charakteristik (T-DP- Diagramm) durch Variation der Arbeitsdurchmesser der Rückkopplungs-Kolbenanordnung (170L, 170R; 370L, 370R) veränderbar ist.
34. Lenkventilanordnung nach einem der Ansprüche 9 bis 33 dadurch gekennzeichnet, dass die Rückkopplungs-Kolbenanordnung (370L, 370R) einen Anschlag für die Verschiebebewegung (V) des Gehäuseabschnitts (342) und damit für die auf das Servoventil einwirkende Ansteuerungsbewegung (SG) ausbildet.
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