WO2006087335A1 - Elektrohydraulische fahrzeuglenkung mit linearer druckcharakteristik - Google Patents

Elektrohydraulische fahrzeuglenkung mit linearer druckcharakteristik Download PDF

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WO2006087335A1
WO2006087335A1 PCT/EP2006/050943 EP2006050943W WO2006087335A1 WO 2006087335 A1 WO2006087335 A1 WO 2006087335A1 EP 2006050943 W EP2006050943 W EP 2006050943W WO 2006087335 A1 WO2006087335 A1 WO 2006087335A1
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steering
control
valve
spool
steering system
Prior art date
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PCT/EP2006/050943
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Johann Jungbecker
Steffen Linkenbach
Norman Muth
Ronald Bayer
Xiuxun Yin
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Continental Teves Ag & Co. Ohg
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Publication date
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    • 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
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    • B62D5/083—Rotary valves
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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    • 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 an electro-hydraulic vehicle steering system for motor vehicles.
  • the invention relates to a vehicle steering system for motor vehicles according to claim 1.
  • Hydraulic steering assist generates steering assist forces by means of hydraulic steering assist pressure.
  • the steering assist pressure is controlled by a spool valve.
  • the height of the steering assist pressure does not depend linearly on the displacement of a spool of the spool valve.
  • the control shows a non-linear characteristic.
  • the regulation of steering assistance is at least made more difficult by this behavior.
  • the vehicle steering system according to the invention for motor vehicles comprises a steering handle which can be actuated by the driver and which is operatively connected to steerable vehicle wheels in order to specify a direction of travel, and a hydraulic working cylinder which has two cylinder chambers. Furthermore, a hydraulic pressure source is provided which acts on a steering valve designed as a slide steering valve with a hydraulic pressure. The steering valve controls the height of the forwarded to the cylinder chambers of the working cylinder hydraulic pressure, wherein a differential pressure determines the effective direction and amount of steering assistance.
  • the steering valve is a spool valve and has a headset that includes a control sleeve and spool.
  • the control sleeve is provided with at least one control window, wherein the differential pressure in a non-linear relationship depends on the free cross-sectional area of the control window, which is variable by an adjustment of the spool.
  • the edge of the control window is designed so that the free cross-sectional area of the control window changes in such a way that the height of the differential pressure depends substantially linearly on the adjustment of the control slide.
  • a plurality of control windows are provided.
  • the adjustment of the control slide is a translatory displacement.
  • a drive for adjusting the spool can be provided.
  • the drive is an electromagnetic or an electromotive actuator.
  • the electromotive actuator may be drivingly coupled to a transmission that converts rotational motion to translational motion.
  • Figure 1 is a schematic representation of the vehicle steering system according to the invention.
  • Figure 2a is a schematic representation of a linear slide valve with external control
  • Figure 2b is a schematic diagram of a hydraulic full bridge and the pressure behavior determining aperture equation
  • FIG. 3a shows a round control window in a control sleeve
  • Figure 3b shows the support pressure as a function of the displacement of the spool at a control window with a circular cross-sectional area and the linearized course of the support pressure
  • FIG. 4 a shows the change in area in the case of a control window designed according to the invention as a function of FIG
  • FIG. 1 shows a schematic diagram of an embodiment of the vehicle steering system according to the invention.
  • Figure 1 in addition to the schematic apparatus design of the vehicle steering system and the sensor information is shown, which are required to realize the functions of the vehicle steering system according to the invention.
  • the steering system shown in Figure 1 consists of a steering wheel 1 and connected to the steering wheel 1 steering column 2, the two universal joints 3, 4 comprises.
  • the steering column 2 is connected to a steering wheel shaft 5 or forms part of the steering wheel shaft 5.
  • the steering wheel shaft 5 drives a steering gear 6, which converts the rotational movement of the steering wheel shaft 5 in a translational movement of a handlebar 7.
  • the steering rod 7 is formed in Figure 1 as a rack 7, which operates the arranged on the handlebar tie rods 8, 9.
  • the operation of the tie rods 8, 9 causes pivoting of wheels 10, 11 to control the direction of travel of the vehicle.
  • the hydraulic pump 12 generates pressure in a hydraulic fluid or a hydraulic fluid, which is supplied via a line 14 to a steering valve 15. Over a
  • the steering valve 15 is connected via two hydraulic lines 18 a, 18 b to a hydraulic cylinder 19.
  • the hydraulic cylinder 19 is divided by a piston 20 into two cylinder chambers 21, 22.
  • the piston 20 is firmly seated on the handlebar 7, so that the piston 20 can exert force directly on the handlebar 7 when the two cylinder chambers 21, 22 are subjected to different pressures.
  • a torsion bar 23 Between the second universal joint 4 and the steering gear 6, a torsion bar 23, a torque sensor 24 and an angle sensor 25 are arranged.
  • the angle sensor 25 measures the angle of rotation predetermined by a driver with the steering wheel 1 and outputs an output signal ⁇ driver representing this angle of rotation.
  • the output signal ⁇ driver is transmitted to a central control unit (ECU) 28.
  • the torque sensor 24 measures the torque exerted by the driver and outputs a torque representative output signal M drv to the control unit 28.
  • a control line 29 leads to the steering valve 15 to set the direction and height of the steering assistance means of a spool, that is, which of the two cylinder chambers 21, 22 is acted upon by the hydraulic fluid.
  • the position of the spool in the steering valve 15 is measured with a displacement sensor 31 whose output is fed back to the control unit 28 to close a control loop.
  • the steering valve 15 provides a hydraulic short circuit between the two cylinder chambers
  • the steering valve 15 is formed so that it is biased by a mechanical spring 32 in the short-circuited position shown in Figure 1. This ensures that the vehicle remains steerable because of the mechanical coupling between the steering wheel 1 and the steering rod 7.
  • the hydraulic short circuit between the cylinder chambers 21, 22 ensures that the piston 20 and thus the steering rod is displaceable.
  • a pressure sensor 33a, 33b communicates in each case with the cylinder chambers 21, 22 in order to measure the respective working pressure in the cylinder chambers, which is also referred to as actuator pressure.
  • the respective pressure in the left or right cylinder chamber is designated by p A ⁇ , Li or PAK, RE in FIG.
  • 33a, 33b are supplied via signal lines 34a, 34b of the control unit 28 as input signals.
  • Another input signal is received by the control unit 28 from a vehicle bus CAN. This signal can originate, for example, from a driver assistance system.
  • control electronics 28 also receives a
  • Battery voltage representing signal U bat if necessary, to trigger a fault message when the battery voltage U bat drops below a certain threshold and the proper function of the vehicle steering is no longer guaranteed.
  • a fault message causes the steering valve 15 between the cylinder chambers 21, 22 produces a hydraulic short circuit, which sets the hydraulic steering assistance inoperative.
  • the steering valve 15 is a hydraulic
  • the steering valve 15 is driven via a servomotor 36 and a rotation translational gear 37 to translate the rotational movement of the servomotor 36 into a translational movement to control the steering valve 15.
  • the steering valve 15 is driven via an electromagnetic drive (not shown).
  • the steering valve 15 is shown in Figure 2a in a perspective and partially cutaway view in greater detail.
  • the steering valve 15 has a control sleeve 41 in which a control slide 42 is translationally displaceable.
  • the control sleeve 41 comprises two connections T, which produce a pressureless flow connection to the reservoir 17 with hydraulic fluid.
  • the control sleeve 41 has a connection P, at which the pump 12 is connected. mende pressure line 14 is connected.
  • two connections A and B are provided, which create a connection to the right and left cylinder card buckets 21, 22 in FIG.
  • the control sleeve is shown in Figure 2a with a number of round control windows whose free cross-sectional area is reduced by a displacement of the spool 42. In the representation selected in FIG. 2a, the displacement of the control slide 42 takes place in the direction of the double arrow ⁇ x.
  • the steering valve 15 forms a hydraulic full bridge, in which four individual hydraulic resistances Rl to R4 are changed in order to set a differential pressure between the terminals A and B. As a result, 19 different hydraulic pressures are generated in the working chambers 21, 22 of the steering cylinder.
  • FIG. 2b The block diagram of the hydraulic full bridge is shown in FIG. 2b.
  • a displacement of the spool 42 in the control sleeve 41 causes the mentioned change in the individual resistors Rl to R4 due to a caused by the displacement change in the free cross-sectional areas Ai, A 2 , A 3 , A 4 of the control window.
  • the piston 20 in the steering cylinder is subjected to a differential pressure and exerts a corresponding force on the rack 7, whereby the desired steering assistance is generated.
  • the differential pressure in the steering cylinder 19 can thus be controlled.
  • a BI free cross-sectional area of the diaphragm
  • n Sb number of control bores (diaphragms)
  • FIG. 3b illustrates the course of the pressure boosting function in the case of a control window with a circular cross-sectional area on the basis of the curve pi.
  • this goal is achieved by a non-linear change in the free cross-sectional areas of the control window in the slide valve to achieve an approximately linear behavior of the pressure boosting function according to the diaphragm equation.
  • the linear behavior accommodates the required dynamics and robustness of the pressure regulator.
  • the course of the change in area of the passage opening is determined as a function of the spool valve path x.
  • a desired approximately linear pressure boosting function as illustrated by the curve p2, set.
  • the associated surface course of the free cross-sectional area A B i is determined from the pressure amplification function, which is denoted by A B i in FIG. 4 a as well as in the diaphragm equation.
  • the other sizes of the aperture equation are assumed to be known. Since the control valve path x is also known, the associated width of a control window 43 can be calculated by differentiation of the previously determined surface profile.
  • FIG. 4 a the amount of the required non-linear area change dA B i / dx of the free cross-sectional area of FIG Control window or the proportion of the free cross-sectional area which decreases during a displacement of the control slide is shown on the basis of the graph Gi as a function of the displacement x.
  • the hatched area under the graph Gi corresponds to the area of the free cross-sectional area A BI of the control window or of its stated proportion.
  • the graph G 2 additionally shows the amount of a surface change dependent linearly on the displacement x, as it approximately exists in a round control window and which leads to the undesired non-linear course of the pressure boosting function.
  • control window 43 is located in the curved surface of the control sleeve 42, as a result of which a contour 44 follows, as shown in FIG. 4b.
  • the invention is not limited to the contour profile 44 shown in connection with the exemplary embodiment. Rather, the invention also includes any other contour curve which permits linearization of the pressure boosting function.

Abstract

Es wird eine Fahrzeuglenkung für Kraftfahrzeuge umfasst eine vom Fahrer betätigbare Lenkhandhabe (1), die mit lenkbaren Fahrzeugrädern wirkungsmäßig verbunden ist, um eine Fahrtrichtung vorzugeben, sowie einen hydraulischen Arbeitszylinder (19), der zwei Zylinderkammern (21, 22) aufweist. Weiterhin ist eine hydraulische Druckquelle vorgesehen, die ein als Schieberventil ausgebildetes Lenkventil (15) mit einem hydraulischen Druck beaufschlagt. Das Lenkventil steuert die Höhe des an die Zylinderkammern des Arbeitszylinders weitergeleiteten hydraulischen Druckes, wobei ein Differenzdruck die Wirkrichtung und Höhe der Lenkunterstützung bestimmt. Das Lenkventil ist ein Schieberventil und weist einen Steuersatz auf, der eine Steuerhülse (41) und einen Steuerschieber (42) umfasst. Die Steuerhülse (41) ist mit mindestens einem Steuerfenster versehen, wobei der Dif ferenzdrusk in einem nicht-linearen Zusammenhang von der freien Querschnittsfläche des Steuerfensters abhängt, die durch eine Verstellung des Steuerschiebers veränderbar ist. Der Rand des Steuerfensters ist so gestaltet, dass sich die freie Querschnittsfläche des Steuerfensters in der Weise verändert, dass die Höhe des Differenzdruckes im wesentlichen linear von der Verstellung des Steuerschiebers abhängt.

Description

Elektrohydraulische Fahrzeuglenkung mit linearer Druckcharakteristik
Beschreibung:
Die Erfindung betrifft eine elektrohydraulische Fahrzeuglenkung für Kraftfahrzeuge. Insbesondere betrifft die Erfindung eine Fahrzeuglenkung für Kraftfahrzeuge nach Anspruch 1.
In modernen Kraftfahrzeugen mit geringen Vorderachslasten, die entsprechend geringe Steuerkräfte der Fahrzeuglenkung erfordern, werden konventionelle hydraulische Servolenkungen zunehmend durch elektromechanische Lenksysteme (EPAS, eng- lisch: "electric power assisted steering") ersetzt. Bei diesen elektromechanischen Lenksystemen wird die den Fahrer unterstützende Lenkkraft mit Hilfe eines Elektromotors erzeugt. Der elektromotorische Hilfsantrieb ermöglicht es, dass sich die Lenkungssteuerung selbsttätig an die jeweilige Fahrsitua- tion anpasst. Konkret bedeutet das, dass das Lenkverhalten hinsichtlich des Lenkgefühls und der Höhe der Lenkunterstüt- zungskraft für den Fahrer auf einer Autobahnfahrt ganz anders ist als zum Beispiel im innerstädtischen Verkehr, wo die Geschwindigkeiten viel geringer und die Lenkeinschläge viel größer sind als auf der Autobahn. Des Weiteren besteht die
Möglichkeit, Fremdeingriffe durch sogenannte Fahrerassistenzfunktionen wie zum Beispiel einen Einparkassistent oder Spurhalteassistenten zu verwirklichen, indem der elektromotori- sehe Hilfsantrieb von den jeweiligen Fahrassistenzsystemen angesteuert wird.
Das elektromechanische Lenksystem zeichnet sich durch ein an- nähernd lineares Übertragungsverhalten des stromgeregelten
Antriebsmotors aus, das heißt der Motorstrom und die erzeugte Lenkunterstützungskraft zeigen annähernd proportionales Verhalten. Hierdurch ist es möglich, ein sehr robustes Reglerverhalten der Lenkunterstützung zu realisieren.
Bei Fahrzeugen mit höheren Vorderachslasten, bei denen größere Zahnstangenkräfte für die Fahrzeuglenkung notwendig sind, ist eine entsprechend hohe Stellleistung für die Lenkunterstützung notwendig. Bei einer standardmäßigen Bordnetzspan- nung von 12 Volt sind die dann für den elektromotorischen Hilfsantrieb einer elektromechanischen Lenkung benötigten Stromstärken so hoch, dass sie im Automobil praktisch nicht mehr gehandhabt werden können.
Hieraus folgt, dass es bei Fahrzeugen mit höheren Vorderachslasten besser ist, die Hilfsenergie zur Lenkunterstützung ü- ber eine von dem Verbrennungsmotor des Fahrzeuges angetriebene Lenkhilfepumpe als hydraulische Energie bereitzustellen. Hydraulische Lenkunterstützungen erzeugen Lenkunterstützungs- kräfte mittels eines hydraulischen Lenkunterstützungsdruckes . Der Lenkunterstützungsdruck wird über ein Schieberventil geregelt. Allerdings hängt die Höhe des Lenkunterstützungsdruckes nicht linear von dem Verstellweg eines Steuerschiebers des Schieberventils ab. In diesem Fall sagt man auch, dass die Regelung eine nicht-lineare Charakteristik zeigt. Die Regelung der Lenkunterstützung wird durch dieses Verhalten zumindest erschwert. Hiervon ausgehend ist es eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine hydraulische Fahrzeuglenkung zu schaffen, die diesen Nachteil vermeidet und eine adaptierbare Lenkcharakteristik aufweist.
Diese Aufgabe wird durch eine Fahrzeuglenkung nach Anspruch 1 gelöst .
Die erfindungsgemäße Fahrzeuglenkung für Kraftfahrzeuge um- fasst eine vom Fahrer betätigbare Lenkhandhabe, die mit lenkbaren Fahrzeugrädern wirkungsmäßig verbunden ist, um eine Fahrtrichtung vorzugeben, sowie einen hydraulischen Arbeitszylinder, der zwei Zylinderkammern aufweist. Weiterhin ist eine hydraulische Druckquelle vorgesehen, die ein als Schie- berventil ausgebildetes Lenkventil mit einem hydraulischen Druck beaufschlagt. Das Lenkventil steuert die Höhe des an die Zylinderkammern des Arbeitszylinders weitergeleiteten hydraulischen Druckes, wobei ein Differenzdruck die Wirkrichtung und Höhe der Lenkunterstützung bestimmt. Das Lenk- ventil ist ein Schieberventil und weist einen Steuersatz auf, der eine Steuerhülse und einen Steuerschieber umfasst. Die Steuerhülse ist mit mindestens einem Steuerfenster versehen, wobei der Differenzdruck in einem nicht-linearen Zusammenhang von der freien Querschnittsfläche des Steuerfensters abhängt, die durch eine Verstellung des Steuerschiebers veränderbar ist. Der Rand des Steuerfensters ist so gestaltet, dass sich die freie Querschnittsfläche des Steuerfensters in der Weise verändert, dass die Höhe des Differenzdruckes im wesentlichen linear von der Verstellung des Steuerschiebers abhängt.
Gemäß einer Weiterbildung der Erfindung sind mehrere Steuerfenster vorgesehen. Bei einem zweckmäßigen Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Fahrzeuglenkung ist die Verstellung des Steuerschiebers eine translatorische Verschiebung. Vorteilhafterweise kann ein Antrieb zur Verstellung des Steuerschiebers vorgesehen sein.
Bei einer zweckmäßigen Ausführungsform ist der Antrieb ein elektromagnetischer oder ein elektromotorischer Aktuator. Der elektromotorische Aktuator kann antriebsmäßig mit einem Ge- triebe gekoppelt sein, das eine Rotationsbewegung in eine Translationsbewegung umwandelt.
In der Zeichnung ist ein Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemäßen Fahrzeuglenkung veranschaulicht. Gleiche oder einander entsprechende Teile sind hierbei mit denselben Bezugszeichen versehen.
Von den Figuren zeigt:
Figur 1 eine schematische Darstellung der erfindungsgemäßen Fahrzeuglenkung;
Figur 2a eine schematische Darstellung eines Linearschieberventils mit Fremdansteuerung;
Figur 2b ein Prinzipschaltbild einer hydraulischen Vollbrücke sowie die das Druckverhalten bestimmende Blendengleichung;
Figur 3a ein rundes Steuerfenster in einer Steuerhülse;
Figur 3b den Unterstützungsdruck als Funktion des Verstellweges des Steuerschiebers bei einem Steuerfenster mit kreisförmiger Querschnittsfläche sowie den Ii- nearisierten Verlauf des Unterstützungsdrucks
Figur 4a die Flächenänderung bei einem erfindungsgemäß aus- gestalteten Steuerfenster in Abhängigkeit von dem
Verschiebeweg im Vergleich zu einer linearen Flächenänderung des Steuerfensters und
Figur 4b die Gestalt eines Steuerfensters in dem Schieber- ventil der erfindungsgemäßen Fahrzeuglenkung.
In Figur 1 ist eine Prinzipdarstellung eines Ausführungsbeispieles der erfindungsgemäßen Fahrzeuglenkung gezeigt. In Figur 1 sind neben dem schematischen apparativen Aufbau der Fahrzeuglenkung auch die Sensorinformationen dargestellt, die erforderlich sind, um die Funktionen der erfindungsgemäßen Fahrzeuglenkung zu realisieren.
Das in Figur 1 dargestellte Lenksystem besteht aus einem Lenkrad 1 und einer mit dem Lenkrad 1 verbundenen Lenksäule 2, die zwei Kreuzgelenke 3, 4 umfasst. Die Lenksäule 2 ist mit einer Lenkradwelle 5 verbunden oder bildet ein Teil der Lenkradwelle 5. Die Lenkradwelle 5 treibt ein Lenkradgetriebe 6 an, welches die Drehbewegung der Lenkradwelle 5 in eine translatorische Bewegung einer Lenkstange 7 umwandelt. Die Lenkstange 7 ist in Figur 1 als Zahnstange 7 ausgebildet, welche die an der Lenkstange angeordneten Spurstangen 8, 9 betätigt. Die Betätigung der Spurstangen 8, 9 bewirkt ein Verschwenken von Rädern 10, 11, um die Fahrtrichtung des Fahrzeuges zu steuern.
Bei der hier gezeigten Zahnstangenlenkung wird eine hydraulische Unterstützung mittels einer von dem Antriebsmotor des Fahrzeugs angetriebenen hydraulischen Pumpe 12 realisiert. Die Pumpe 12 wird bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel über einen Riemenantrieb 13 angetrieben. Selbstverständlich sind aber für die Verwirklichung der vorliegenden Erfindung auch alle anderen geeigneten Antriebsmittel denkbar, die im Stand der Technik bekannt sind.
Die hydraulische Pumpe 12 erzeugt in einer Hydraulikflüssigkeit oder einem Hydraulikfluid Druck, die oder das über eine Leitung 14 einem Lenkventil 15 zugeführt wird. Über eine
Rücklaufleitung 16 kann die Druckflüssigkeit in einen Vorratsbehälter 17 zurückströmen. Das Lenkventil 15 ist über zwei Hydraulikleitungen 18a, 18b mit einem Hydraulikzylinder 19 verbunden.
Der Hydraulikzylinder 19 wird von einem Kolben 20 in zwei Zylinderkammern 21, 22 aufgeteilt. Der Kolben 20 sitzt fest auf der Lenkstange 7, so dass der Kolben 20 unmittelbar auf die Lenkstange 7 Kraft ausüben kann, wenn die beiden Zylinderkam- mern 21, 22 mit unterschiedlichen Drücken beaufschlagt werden.
Zwischen dem zweiten Kreuzgelenk 4 und dem Lenkgetriebe 6 sind ein Torsionsstab 23, ein Momentensensor 24 und ein Win- kelsensor 25 angeordnet.
Der Winkelsensor 25 misst den von einem Fahrer mit dem Lenkrad 1 vorgegebenen Drehwinkel und gibt ein diesen Drehwinkel repräsentierendes Ausgangssignal δdriver ab. Das Ausgangssignal δdriver wird an eine zentrale Steuereinheit (ECU) 28 übertragen. Der Momentensensor 24 misst das von dem Fahrer ausgeübte Drehmoment und gibt ein das Drehmoment repräsentierende Ausgangssignal Mdrv an die Steuereinheit 28 ab.
Von der Steuereinheit 28 führt eine Steuerleitung 29 zu dem Lenkventil 15, um mittels eines Steuerschiebers die Richtung und Höhe der Lenkunterstützung festzulegen, das heißt welche der beiden Zylinderkammern 21, 22 mit dem Hydraulikfluid beaufschlagt wird. Die Position des Schiebers in dem Lenkventil 15 wird mit einem Wegaufnehmer 31 gemessen, dessen Ausgangssignal zu der Steuereinheit 28 zurückgeführt wird, um einen Regelkreis zu schließen.
Bei einem Systemausfall stellt das Lenkventil 15 einen hyd- raulischen Kurzschluss zwischen den beiden Zylinderkammern
21, 22 des Arbeitszylinders 19 her. Das Lenkventil 15 ist so ausgebildet, dass es mit einer mechanischen Feder 32 in die in Figur 1 dargestellte Kurzschlussstellung vorgespannt ist. Dadurch ist gewährleistet, dass das Fahrzeug wegen der mecha- nischen Kopplung zwischen dem Lenkrad 1 und der Lenkstange 7 lenkbar bleibt. Der hydraulische Kurzschluss zwischen den Zylinderkammern 21, 22 stellt sicher, dass der Kolben 20 und damit die Lenkstange verschiebbar ist.
Mit den Zylinderkammern 21, 22 steht jeweils ein Drucksensor 33a, 33b strömungsmäßig in Verbindung, um den jeweiligen Arbeitsdruck in den Zylinderkammern zu messen, der auch als Ak- tuatordruck bezeichnet wird. Der jeweilige Druck in der linken bzw. rechten Zylinderkammer wird mit pAκ,Li bzw. PAK,RE in Figur 1 bezeichnet. Die Ausgangssignale der Drucksensoren
33a, 33b werden über Signalleitungen 34a, 34b der Steuereinheit 28 als Eingangssignale zugeführt. Ein weiteres Eingangssignal empfängt die Steuereinheit 28 von einem Fahrzeugbus CAN. Dieses Signal kann zum Beispiel von einem Fahrerassistenzsystem stammen.
Schließlich empfängt die Steuerelektronik 28 auch ein die
Batteriespannung repräsentierendes Signal Ubat, um gegebenenfalls eine Störungsmeldung auslösen zu können, wenn die Batteriespannung Ubat unter einen bestimmten Schwellenwert absinkt und die einwandfreie Funktion der Fahrzeuglenkung nicht mehr gewährleistet ist. Eine Störungsmeldung bewirkt, dass das Lenkventil 15 zwischen den Zylinderkammern 21, 22 einen hydraulischen Kurzschluss herstellt, der die hydraulische Lenkunterstützung außer Funktion setzt.
Bei dem Lenkventil 15 handelt es sich um eine hydraulische
Vollbrücke mit „Open Center", was bedeutet, dass in der Geradeausstellung der Fahrzeuglenkung ein Ölstrom durch das Lenkventil fließt. Das Lenkventil 15 wird über einen Stellmotor 36 und ein Rotationstranslationsgetriebe 37 angetrieben, um die Drehbewegung des Stellmotors 36 in eine Translationsbewegung zur Steuerung des Lenkventils 15 umzuwandeln. Bei einer alternativen Ausführungsform der Erfindung wird das Lenkventil 15 über einen elektromagnetischen Antrieb (nicht dargestellt) angetrieben.
Das Lenkventil 15 ist in Figur 2a in einer perspektivischen und teilweise aufgeschnittenen Darstellung in größerer Einzelheit gezeigt. Das Lenkventil 15 weist eine Steuerhülse 41 auf, in welcher ein Steuerschieber 42 translatorisch ver- schiebbar ist. Die Steuerhülse 41 umfasst zwei Anschlüsse T, die eine drucklose Strömungsverbindung zu dem Reservoir 17 mit Hydraulikfluid herstellen. Weiterhin weist die Steuerhülse 41 einen Anschluss P auf, an dem die von der Pumpe 12 kom- mende Druckleitung 14 angeschlossen ist. Schließlich sind zwei Anschlüsse A und B vorgesehen, die eine Verbindung zu der in Figur 1 rechten bzw. linken Zylinderkartimer 21, 22 schaffen. Die Steuerhülse ist in Figur 2a mit einer Anzahl von runden Steuerfenstern dargestellt, deren freie Querschnittsfläche durch eine Verschiebung des Steuerschiebers 42 vermindert wird. Bei der in Figur 2a gewählten Darstellung erfolgt die Verschiebung des Steuerschiebers 42 in Richtung des Doppelpfeils Δx.
Das Lenkventil 15 bildet eine hydraulische Vollbrücke, bei der vier hydraulische Einzelwiderstände Rl bis R4 verändert werden, um einen Differenzdruck zwischen den Anschlüssen A und B einzustellen. Dadurch werden in den Arbeitskammern 21, 22 des Lenkzylinders 19 unterschiedliche hydraulische Drücke erzeugt .
Das Blockschaltbild der hydraulischen Vollbrücke ist in Figur 2b gezeigt. Eine Verschiebung des Steuerschiebers 42 in der Steuerhülse 41 bewirkt die erwähnte Veränderung der Einzelwiderstände Rl bis R4 aufgrund einer durch die Verschiebung hervorgerufenen Veränderung der freien Querschnittsflächen Ai, A2, A3, A4 der Steuerfenster.
Der Kolben 20 in dem Lenkzylinder wird mit einem Differenzdruck beaufschlagt und übt eine entsprechende Kraft auf die Zahnstange 7 aus, wodurch die gewünschte Lenkunterstützung erzeugt wird. Durch die von dem aus Stellmotor 36 und Rotati- onstranslationsgetriebe 37 bestehenden Antrieb hervorgerufene Verschiebung des Steuerschiebers 42 des Lenkventils 15 kann somit der Differenzdruck in dem Lenkzylinder 19 gesteuert werden. Außerdem ist es mittels der beiden Drucksensoren 33a, 33b und der zentralen elektronischen Steuereinheit 28 mög- lieh, den Differenzdruck auf einen zuvor bestimmten Sollwert einzuregeln .
Die Abhängigkeit des Differenzdruckes als Funktion des von dem Steuerschieber zurückgelegten Weges wird durch die so genannte Blendengleichung beschrieben:
Figure imgf000012_0001
In der Gleichung bedeutet:
QLp : Volumenstrom (Volumen pro Zeit)
ABI: freie Querschnittsfläche der Blende nSb : Anzahl der Steuerbohrungen (Blenden)
OCBl : Durchflusszahl (das ist eine bestimmte Konstante der Blende)
PHydr: Dichte der Hydraulikflüssigkeit
Bei der Erfindung wird ein konstanter Volumenstrom aufgeprägt, d.h. QLp = const. Ausschließlich die Querschnittsflä- che ABI der Blende hängt vom Verschiebeweg x ab.
In Figur 3b ist der Verlauf der Druckverstärkungsfunktion bei einem Steuerfenster mit kreisförmiger Querschnittsfläche anhand der Kurve pi veranschaulicht. Wie ersichtlich ist, wer- den bei kleinen Verschiebewegen um eine Neutralstellung herum nur relativ geringe Druckänderungen, im Endbereich des Steuerschiebeweges jedoch relative große Druckänderungen erzeugt. Da die Lenkunterstützung für die Fahrzeuglenkung durch die Druckverstärkungsfunktion bestimmt wird, stellt dieser Sach- verhalt sehr hohe Anforderungen an die Struktur des Druckreglers, um die beschriebene Nichtlinearität zu berücksichtigen. Teilweise ist es sogar erforderlich, die Dynamik der Regelung einzuschränken, damit die Stabilität der Regelung gewährleistet ist.
Im Hinblick auf eine einfache Reglerstruktur und hohe Stabi- lität der Regelung wäre ein annähernd linearer Zusammenhang zwischen dem erzeugten Differenzdruck und dem Steuerschieberweg günstig. Ein entsprechender Verlauf der Druckverstärkungsfunktion ist in Figur 3b beispielhaft anhand der Kurve P2 dargestellt.
Erfindungsgemäß wird dieses Ziel durch eine nicht-lineare Änderung der freien Querschnittsflächen der Steuerfenster in dem Schieberventil ein annähernd lineares Verhalten der Druckverstärkungsfunktion gemäß der Blendengleichung zu er- reichen. Das lineare Verhalten kommt der geforderten Dynamik und Robustheit des Druckreglers entgegen.
Gemäß der Erfindung wird nun der Verlauf der Flächenänderung der Durchlassöffnung als Funktion des Steuerschieberweges x bestimmt. Zu diesem Zweck wird eine gewünschte annähernd lineare Druckverstärkungsfunktion, wie sie anhand der Kurve p2 veranschaulicht ist, vorgegeben. Mit Hilfe der Blendengleichung wird aus der Druckverstärkungsfunktion der zugehörige Flächenverlauf der freien Querschnittsfläche ABi bestimmt, die in Figur 4a ebenso wie in der Blendengleichung mit ABi bezeichnet ist. Die anderen Größen der Blendengleichung werden hierbei als bekannt vorausgesetzt. Da auch der Steuerschieberweg x bekannt ist, kann die zugehörige Breite eines Steuerfensters 43 durch Differentiation des zuvor bestimmten Flächenverlaufs berechnet werden.
In Figur 4a ist der Betrag der erforderlichen nicht-linearen Flächenänderung dABi/dx der freien Querschnittsfläche der Steuerfenster bzw. des sich bei einer Verschiebung des Steuerschiebers verringernden Anteils der freien Querschnittsfläche anhand des Graphen Gi in Abhängigkeit von dem Verschiebeweg x dargestellt. Die schraffierte Fläche unter dem Graphen Gi entspricht dem Flächeninhalt der freien Querschnittsfläche ABI des Steuerfensters bzw. ihres genannten Anteils. Zum Vergleich ist in Figur 4a anhand des Graphen G2 zudem der Betrag einer linear vom Verschiebeweg x abhängige Flächenänderung dargestellt, wie sie näherungsweise bei einem runden Steuer- fenster besteht und die zu dem unerwünschten nicht-linearen Verlauf der Druckverstärkungsfunktion führt.
Bei der berechneten Breite des Steuerfensters 43 wird schließlich noch berücksichtigt, dass sich das Steuerfenster 43 in der gekrümmten Oberfläche der Steuerhülse 42 befindet, woraus schlussendlich ein Konturverlauf 44 folgt, wie er in Figur 4b gezeigt ist.
Bei einem konkreten Ausführungsbeispiel wird die linearisier- te Druckverstärkungsfunktion beziehungsweise der zugehörige
Flächenverlauf mit mehreren parallel angeordneten Steuerfenstern 43 erzeugt. Das gewünschte lineare Verhalten der Druckverstärkungsfunktion wird somit durch eine entsprechende Gestaltung des Konturverlaufes 44 der Steuerfenster 43 erreicht.
Die Erfindung ist jedoch nicht auf den im Zusammenhang mit dem Ausführungsbeispiel dargestellten Konturverlauf 44 beschränkt. Vielmehr schließt die Erfindung auch jeden anderen Konturverlauf ein, der eine Linearisierung der Druckverstär- kungsfunktion gestattet.

Claims

Patentansprüche :
1. Fahrzeuglenkung für Kraftfahrzeuge mit einer vom Fahrer betätigbaren Lenkhandhabe, die mit lenkbaren Fahrzeugrädern wirkungsmäßig verbunden ist, um eine Fahrtrichtung vorzugeben, mit einem hydraulischen Arbeitszylinder, der zwei Zylinderkammern aufweist, mit einer hydraulischen Druckquelle, die ein als Schieberventil ausgebildetes Lenkventil mit einem hydraulischen Druck beaufschlagt, wobei das Lenkventil die Höhe des an die Zylinderkammern des Arbeitszylinders weitergeleiteten hydraulischen Druck steuert, wobei ein Differenzdruck die Wirkrichtung und Höhe der Lenkunterstützung bestimmt, d a du r c h g e k e n n z e i c h n e t, dass das Lenkventil ein Schieberventil ist und einen Steuersatz aufweist, der eine Steuerhülse und einen Steuerschieber umfasst, dass die Steuerhülse mit mindestens einem Steuerfenster versehen ist, wobei der Differenzdruck in einem nicht-linearen Zusammenhang von der freien Querschnittsfläche des Steuerfensters abhängt, die durch eine Verstellung des Steuerschiebers veränderbar ist, und dass der Rand des Steuerfensters so gestaltet ist, dass sich die freie Querschnittsfläche des Steuerfensters in der Weise verändert, dass die Höhe des Differenzdruckes im wesentlichen linear von der Verstellung des Steuerschiebers abhängt.
2. Fahrzeuglenkung nach Anspruch 1, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t, dass mehrere Steuerfenster vorgesehen sind.
3. Fahrzeuglenkung nach Anspruch 1, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t, dass die Verstellung des Steuerschiebers eine translatorische Verschiebung ist.
4. Fahrzeuglenkung nach Anspruch 1, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t, dass ein Antrieb zur Verstellung des Steuerschiebers vorgesehen ist.
5. Fahrzeuglenkung nach Anspruch 4, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t, dass der Antrieb ein elektromagnetischer oder ein elektromotorischer Aktuator ist.
6. Fahrzeuglenkung nach Anspruch 5, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t, dass der elektromotorische Aktuator antriebsmäßig mit einem Getriebe gekoppelt ist, das eine Rotationsbewegung in eine Translationsbewegung umwandelt.
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