WO2010025962A1 - Servoventil - Google Patents

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WO2010025962A1
WO2010025962A1 PCT/EP2009/007224 EP2009007224W WO2010025962A1 WO 2010025962 A1 WO2010025962 A1 WO 2010025962A1 EP 2009007224 W EP2009007224 W EP 2009007224W WO 2010025962 A1 WO2010025962 A1 WO 2010025962A1
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WO
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gap
control
valve
servo valve
control gap
Prior art date
Application number
PCT/EP2009/007224
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English (en)
French (fr)
Inventor
Markus Lingemann
Original Assignee
Trw Automotive Gmbh
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
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Publication date
Application filed by Trw Automotive Gmbh filed Critical Trw Automotive Gmbh
Priority to US13/061,607 priority Critical patent/US20110214756A1/en
Priority to CN2009801404870A priority patent/CN102186716A/zh
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D5/00—Power-assisted or power-driven steering
    • B62D5/06—Power-assisted or power-driven steering fluid, i.e. using a pressurised fluid for most or all the force required for steering a vehicle
    • B62D5/08—Power-assisted or power-driven steering fluid, i.e. using a pressurised fluid for most or all the force required for steering a vehicle characterised by type of steering valve used
    • B62D5/083—Rotary valves
    • B62D5/0837—Rotary valves characterised by the shape of the control edges, e.g. to reduce noise
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T137/00—Fluid handling
    • Y10T137/7722—Line condition change responsive valves
    • Y10T137/7758—Pilot or servo controlled

Definitions

  • the invention relates to a servo valve for a hydraulic vehicle steering system.
  • Servo valves are known from the prior art and are usually installed in hydraulic power steering systems of vehicles in order to provide a hydraulic assistance force during steering movements of a vehicle driver.
  • Road bumps can affect the suspension of the vehicle on the steering and be perceived by the driver on the steering wheel as an undesirable "bumpiness of the steering".
  • the bumpiness of the steering is increasingly perceptible in today's conventional power steering systems.
  • power steering systems are increasingly using energy-efficient pumps to reduce their energy requirements. Especially when driving straight ahead, the volume flow of such pumps and thus also the system pressure of the power steering system is reduced.
  • Land servo valve known, which at a rotation of the valve, i. when cornering the vehicle, generates a dynamic pressure on the low pressure side and thus dampens the shocks in the steering wheel.
  • a valve construction in which a dynamic pressure is generated on the low-pressure side even in a valve center position, ie when the vehicle is driving straight ahead, thus damping the shocks in the steering wheel become.
  • the object of the invention is to provide a servo valve for vehicle steering systems, occurring in the disturbances in the steering wheel, especially at Straight ahead and substantially independent of the valve design in the simplest possible way even better attenuated.
  • a servo valve for a hydraulic vehicle steering system comprising a valve sleeve and an input shaft which is disposed within the valve sleeve and rotatable relative to the valve sleeve about a common axis, the valve sleeve and the input shaft respectively axially aligned and at least partially opposite each other
  • the second control gap acts thereby in the middle position of the servo valve as a hydraulic throttle and thus hinders the return of hydraulic kfluid to a reservoir.
  • a back pressure builds up on the low pressure side of the servo valve, which in turn contributes to a better damping of the shocks.
  • the steering system is acted upon by external driving forces in the direction of a straight ahead and reset. Due to the existing in the valve center damping position of this restoring force is now prevented that it comes in the provision of external driving forces to an undesirable "overshoot" of the vehicle steering system beyond the straight ahead.
  • a flow cross-section of the control column is defined by a gap length and a gap width, wherein in the valve center position, the gap width of the second control gap is smaller than the gap width of the first control gap.
  • the gap width of the second control gap extends in the valve center position substantially in the radial direction.
  • This formed as a radial gap, second control gap has in the valve mid-position, ie, for example, at a valve twist of less than 0.5 ° to the center position, only a small change in the flow cross-section, which in turn leads to a particularly constant damping in this area.
  • Even manufacturing tolerances in the groove production have only a very small influence on the flow area of the second control gap in the valve center position and can be further minimized by a simple post-processing such as groove flank grinding.
  • a control groove which is directly connected to a working port of the servo valve, with their two adjacent control grooves each form the first control gap and the second control gap.
  • a gap length of a respective control gap extends substantially in the axial direction, i. substantially parallel to the longitudinal axis of the servo valve.
  • the gap width may be substantially perpendicular to the longitudinal axis of the servo valve.
  • the gap width of the first and / or second control gap is preferably substantially constant over the gap length.
  • the gap width of the first control gap at a valve rotation in the region of the valve center position changes faster than the gap width of the second control gap. This means that during valve rotation in the region of the valve center position, the gap width of the first control gap increases or decreases more than the gap width of the second control gap. As a result, a noticeable flow control already takes place on the high-pressure side of the servo valve, whereas hardly any change in flow occurs on the low-pressure side. As a result, the damping remains almost at a constant level.
  • the control grooves are made so that the gap width of the second control gap remains substantially constant at a valve rotation in the region of the valve center position.
  • the gap width of the first control gap and the gap width of the second control gap are substantially identical from a predetermined angle of rotation of the servo valve. This leads from the predetermined angle of rotation to an advantageous, uniform
  • Control column in the valve center position essentially defined by bevels in the region of groove flanks of the input shaft and / or valve sleeve. Consequently, the flow cross-section of the second control gap can be set exactly with little effort and optionally reworked.
  • Control gap in connection This construction makes the valve particularly easy and inexpensive to produce.
  • this control gap a first control gap or a second
  • FIG. 1 is a schematic longitudinal section through an inventive Servoventii
  • FIG. 2 shows a schematic cross section through the Servoventii according to
  • FIG. 1 A first figure.
  • FIG. 3 is a schematic representation of a hydraulic bridge of
  • FIG. 4 is an enlarged view of a portion D1 of FIG. 2 to illustrate a first control gap
  • FIG. 5 is an enlarged view of a portion D2 of FIG. 2 to illustrate a second control gap
  • FIG. 6 shows a diagram in which a flow cross-section of the control column is plotted over a twist angle of the servo valve according to the invention
  • FIG. 7 shows a diagram for a hydraulic vehicle steering system, in which a pressure in the working chambers of a hydraulic cylinder is plotted against a steering torque
  • FIG. 8 is a diagram for a hydraulic vehicle steering system in which a pressure difference in the working chambers of a hydraulic cylinder is plotted against a steering torque
  • FIG. 9 is a diagram for a hydraulic vehicle steering system in which an external rack-and-pinion force is plotted against a rack speed.
  • FIG. 1 shows schematically a longitudinal section through a Servoventii 10, which has a valve sleeve 12 and an input shaft 14, wherein the
  • Input shaft 14 disposed within the valve sleeve 12 and relative to
  • Valve sleeve 12 is rotatable about a common axis X. Further, a torsion bar 13 can be seen, the input shaft 14 in a known manner with an output shaft 15 couples, which in turn is axially non-displaceable and rotatably connected to the valve sleeve 12.
  • the valve sleeve 12 and the input shaft 14 each have axially aligned control grooves 16, 18, wherein a control groove 16, 18 of the valve sleeve 12 and the input shaft 14 with two adjacent control grooves 18, 16 of the input shaft 14 and the valve sleeve 12 via exactly one control gap 20, 22 is in communication (Figure 2).
  • the flow cross-section A 1 , A 2 of a control gap 20, 22 is defined in each case by a gap length I (cf., FIG. 1) and a gap width b 1 f b 2 (compare FIGS. 4 and 5).
  • the gap length I extends substantially in the axial direction, and the gap width b ⁇ b 2 is perpendicular to the gap length I.
  • the gap width b 1t b 2 of the first and / or second control column 20, 22 over the gap length I essentially constant. This results in the flow cross section of a control gap 20, 22 as a product of the axial gap length I and the gap width bi, b 2 perpendicular thereto.
  • the gap width b ⁇ b 2 is defined as the smallest distance between the valve sleeve 12 and the input shaft 14, wherein this distance in alternative embodiments on the gap length I also can change.
  • FIG. 2 shows a cross section INI through the servo valve 10 according to FIG. 1 in a valve center position.
  • the servo valve 10 has four pressure ports 24 in its valve sleeve 12 and four return ports 26 in its input shaft 14.
  • the pressure connections 24 are connected to a hydraulic pump 28 (cf., FIG. 3) of the hydraulic vehicle steering system and each lie opposite a control groove 18 of the input shaft 14.
  • the return connections 26 are provided with a Reservoir 30 (see Figure 3) of the hydraulic vehicle steering system and are each located in a control groove 18 of the input shaft 14.
  • the servo valve 10 includes working ports 32, which open in the control grooves 16 of the valve sleeve 12 and working chambers 34, 36 of a hydraulic cylinder 38th are connected (see Figure 3).
  • the hydraulic cylinder 38 is coupled to a rack of the vehicle steering system (not shown) and provides a hydraulic steering force via a pressure difference between the two working chambers 34, 36.
  • each control groove 16 of the valve sleeve 12 has a working connection 32.
  • FIG. 3 schematically shows one of four identical hydraulic bridges 40 which are formed in the servo valve 10 according to FIG.
  • the relationships between the various terminals 24, 26, 32 and the control columns 20, 22 are clearly illustrated, wherein the control column 20, 22 are shown as variable flow resistances between the individual terminals 24, 26, 32.
  • a first control gap 20 is formed between the pressure port 24 and the two circumferentially adjacent, associated working ports 32 of the servo valve 10. Between the two working ports 32 and their circumferentially adjacent, associated return ports 26 of the servo valve 10, a second control gap 22 is formed in each case.
  • the control gaps 20, 22 are of course formed by the control grooves 16, 18, which are directly in communication with the respective terminals 24, 26, 32. Control grooves 16, 18 are then considered to be directly connected to terminals 24, 26, 32 if the respective connection 24, 26, 32 is formed directly in the control groove 16, 18 or faces the control groove 16, 18.
  • a first control gap 20 is formed between a respective control groove 18 of the input shaft 14, which is in fluid communication with the pressure port 24, and a respective control groove 16 of the valve sleeve 12, which adjoins a work connection 32 adjacent in the circumferential direction.
  • a second control gap 22 is formed between a respective control groove 16 of the valve sleeve 12, which is adjacent to a working port 32, and a respective control groove 18 of the input shaft 14, which adjoins a circumferentially adjacent return port 26, a second control gap 22 is formed.
  • each cam groove 16 forms in the valve sleeve
  • the flow resistance of the servo valve 10 in the inlet and return of the working chambers 34, 36 are the same in the valve center position, so set in the working chambers 34, 36 identical pressures and no hydraulic steering force is generated.
  • the valve center position of the servo valve 10 corresponds to a straight ahead of the vehicle.
  • Control columns 22 to illustrate is shown in Figure 4, a detail D1 and in Figure 5, a detail D2 of Figure 2, wherein the servo valve 10 is in each case in its valve center position.
  • the control groove 16 of the valve sleeve 12 shown in FIG. 4 has a working connection 32 and is connected via a first control gap 20 to the control groove 18 of the input shaft 14, the control groove 18 of the input shaft
  • the first control gap 20 has a gap length I perpendicular to the plane of the drawing and that in FIG. 4 drawn gap width ID 1 .
  • the gap width bi is significantly determined by a circumferential or tangential component b 1t , but also a radial component b 1r can influence the gap width fy.
  • the gap width b ⁇ is defined as the smallest distance between the valve sleeve 12 and the input shaft 14 in the connection region of the control grooves 16, 18, so that a flow cross-section A 1 of the first control gap 20 results through the gap length I and the gap width bi.
  • the control groove 16 of the valve sleeve 12 shown in FIG. 5 has a working connection 32 and is connected via a second control gap 22 to the control groove 18 of the input shaft 14, the control groove 18 of the input shaft 14 having a return connection 26.
  • the gap definitions made above for the first control gap 20 also apply analogously to the second control gap 22.
  • the gap width b 2 of the second control gap 22 according to FIG. 5 is smaller than the gap width b 1 of FIG first control gap 20. Due to the small gap width b 2 between the working ports 32 and the respective associated return ports 26, the second control column 22 act as a throttle.
  • the gap width b 2 of the second control column 22 in the valve center position is at most half as large as the gap width bi of the first control column 20.
  • FIG. 6 shows a diagram in which the flow cross-sections A 1 , A 2 of a first control gap 20 (dashed curve) and a second control gap 22 (solid curve) are plotted against the angle of rotation ⁇ of the servo valve 10.
  • the gap width b n of the first control column 20 changes faster than the gap width b 2 of the second control column 22. This is based on the different
  • Gap orientation of the first and second control gaps 20, 22 Namely, while the gap width bi of the first control gap 20 rapidly changes due to the circumferential or tangential component b 1t , bi r at one valve rotation , the gap width b 2 of the radially oriented second control gap 22 remains almost constant.
  • control grooves 16, 18 are made so that the gap width b 2 of the second control column 22 at a valve rotation in the region of the valve center position remains substantially constant.
  • the gap geometry is preferably designed so that the
  • Gap widths fy of the first control column 20 and the gap widths b 2 of the second control column 22 are identical from a predetermined angle of rotation ⁇ * of the servo valve 10.
  • This predetermined angle of rotation ⁇ * is shown in FIG. 6 as an example at approximately 1.75 °.
  • a uniform, advantageous volumetric flow distribution in the servovalve 10 arises at torsional angles ⁇ which are greater than the predefined angle of rotation ⁇ *.
  • FIG. 7 shows a diagram in which a pressure P in the working chambers 34, 36 is plotted against a steering torque M for a conventional servo valve (dashed curve) and a servo valve 10 according to the invention (solid curve).
  • Figure 8 shows a diagram in which also for a conventional
  • Servo valve (dashed curve) and an inventive servo valve 10 (solid curve) a pressure difference .DELTA.P between the working chambers
  • FIG. 9 shows a return characteristic for various vehicle steering systems.
  • an outer rack force F R on a rack velocity v R in each case is applied. Due to the caster of a vehicle wheel, the rack is moved with increasing vehicle speed with increasing rack speed V R in the direction of a straight ahead. It is particularly advantageous if the force F R for the movement of the rack at a low rack speed v R is rather low and at a high rack speed v R is comparatively high. As a result, undesirable "overshoot" of the vehicle steering system beyond straight travel is prevented during the wheel return by means of external driving forces.This preferred characteristic of the vehicle steering system is particularly pronounced in a curve 42 of FIG 1 to 5 is adjusted.
  • a curve 44 are additionally shown, in which the rack force F R v R is undesirably low in the high rack speeds, and a curve 46, in which the rack force F R is lower in the range rack velocities v R is undesirably high
  • Curve 44 is associated with a conventional servo valve vehicle steering system without damping in the valve center position
  • curve 46 is associated with a conventional servo valve vehicle steering system and separate servo valve return damper valves.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Transportation (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Power Steering Mechanism (AREA)

Abstract

Die Erfindung betrifft ein Servoventil (10) für ein hydraulisches Fahrzeuglenksystem, mit einer Ventilhülse (12) und einer Eingangswelle (14), die innerhalb der Ventilhülse (12) angeordnet und relativ zur Ventilhülse (12) um eine gemeinsame Achse (X) verdrehbar ist, wobei die Ventilhülse (12) und die Eingangswelle (14) jeweils axial ausgerichtete und zumindest teilweise gegenüberliegende Steuernuten (16, 18) aufweisen, wobei jede Steuernut (16, 18) der Ventilhülse (12) und der Eingangswelle (14) über jeweils einen Steuerspalt (20, 22) mit zwei angrenzenden Steuernuten (18, 16) der Eingangswelle (14) bzw. der Ventilhülse (12) in Verbindung steht, wobei zwischen einem Druckanschluss (24) und einem dem Druckanschluss (24) zugeordneten Arbeitsanschluss (32) des Servoventils (10) ein erster Steuerspalt (20) und zwischen einem dem Druckanschluss (24) zugeordneten Rücklaufanschluss (26) und dem Arbeitsanschluss (32) des Servoventils (10) ein zweiter Steuerspalt (22) ausgebildet ist, wobei der zweite Steuerspalt (22) in einer Ventilmittenstellung einen kleineren Durchflussquerschnitt aufweist als der erste Steuerspalt (20).

Description

Servoventil
Die Erfindung betrifft ein Servoventil für ein hydraulisches Fahrzeuglenksystem.
Servoventile sind aus dem Stand der Technik bekannt und werden üblicher- weise in hydraulische Hilfskraftlenkungen von Fahrzeugen eingebaut, um bei Lenkbewegungen eines Fahrzeugführers eine hydraulische Unterstützungskraft bereitzustellen. Fahrbahnunebenheiten können sich über das Fahrwerk auf die Fahrzeuglenkung auswirken und vom Fahrzeugführer am Lenkrad als unerwünschte "Stößigkeit der Lenkung" wahrgenommen werden. Infolge einer direk- teren Auslegung des Fahrwerks und einer starren Kopplung zwischen Lenkgetriebe und Fahrwerk ist die Stößigkeit der Lenkung bei heute üblichen Servo- lenksystemen verstärkt wahrnehmbar. Außerdem werden in den Servolenk- systemen zunehmend energiesparende Pumpen eingesetzt, um den Energiebedarf zu reduzieren. Insbesondere bei Geradeausfahrt ist der Volumenstrom solcher Pumpen und damit auch der Systemdruck des Servolenksystems reduziert. Mit zurückgehendem Systemdruck verringert sich auch der druckabhängige Ersatzkompressionsmodul E'QI und damit die Systemsteifigkeit, welche dämpfend auf die Stößigkeiten wirkt. Folglich sind bei Geradeausfahrt (also in einer Mittenstellung des Servoventils) auftretende Stößigkeiten in der Lenkung besonders deutlich am Lenkrad spürbar.
Die auftretenden Stößigkeiten müssen mechanisch oder hydraulisch gedämpft werden. Aus dem Stand der Technik ist hierzu ein sogenanntes 9-
Land-Servoventil bekannt, welches bei einer Verdrehung des Ventils, d.h. bei einer Kurvenfahrt des Fahrzeugs, einen Staudruck auf der Niederdruckseite erzeugt und somit die Stößigkeiten im Lenkrad dämpft.
In der DE 10 2006 056 350 A1 ist insbesondere für ein solches 9-Land-Servo- ventil eine Ventilkonstruktion offenbart, bei der auch in einer Ventilmittenstellung, d.h. bei Geradeausfahrt des Fahrzeugs, ein Staudruck auf der Niederdruckseite erzeugt und somit die Stößigkeiten im Lenkrad gedämpft werden. Aufgabe der Erfindung ist es, ein Servoventil für Fahrzeuglenksysteme zu schaffen, bei dem auftretende Stößigkeiten im Lenkrad, insbesondere bei Geradeausfahrt und im Wesentlichen unabhängig von der Ventilbauart auf möglichst einfache Art und Weise noch besser gedämpft werden.
Erfindungsgemäß wird die Aufgabe gelöst durch ein Servoventil für ein hydraulisches Fahrzeuglenksystem, umfassend eine Ventilhülse und eine Eingangswelle, die innerhalb der Ventilhülse angeordnet und relativ zur Ventilhülse um eine gemeinsame Achse verdrehbar ist, wobei die Ventilhülse und die Eingangswelle jeweils axial ausgerichtete und zumindest teilweise einander gegenüberliegende Steuernuten aufweisen, wobei zwischen einem Druckanschluss und einem dem Druckanschluss zugeordneten Arbeitsanschluss des Servoventils ein erster Steuerspalt und zwischen einem dem Druckanschluss zugeordneten Rücklaufanschluss und dem Arbeitsanschluss des Servoventils ein zweiter Steuerspalt ausgebildet ist, wobei in einer Ventilmittenstellung der zweite Steuerspalt einen kleineren Durchflussquerschnitt aufweist als der erste Steuerspalt. Der zweite Steuerspalt wirkt dadurch in der Mittenstellung des Servoventils als hydraulische Drossel und behindert damit den Rücklauf von Hydrauli kfluid zu einem Reservoir. Infolgedessen baut sich ein Staudruck auf der Niederdruckseite des Servoventils auf, der wiederum zu einer besseren Dämpfung der Stößigkeiten beiträgt. Darüber hinaus stellt sich auch ein vorteilhafter Effekt bei der Rückstellcharakteristik des Fahrzeuglenksystems ein. Durch einen üblichen, sogenannten Nachlauf eines Fahrzeugrads wird das Lenksystem mittels äußerer Fahrkräfte in Richtung einer Geradeausfahrt beaufschlagt und rückgestellt. Aufgrund der in der Ventilmittenstellung vorhandenen Dämpfung dieser Rückstellkraft wird nun verhindert, dass es bei der Rückstellung mittels äußerer Fahrkräfte zu einem unerwünschten „Überschwingen" des Fahrzeuglenksystems über dessen Geradeausfahrt hinaus kommt.
In einer bevorzugten Ausführungsform des Servoventils ist ein Durchflussquerschnitt der Steuerspalte jeweils durch eine Spaltlänge und eine Spaltbreite definiert, wobei in der Ventilmittenstellung die Spaltbreite des zweiten Steuerspalts kleiner ist als die Spaltbreite des ersten Steuerspalts. Über diese unterschiedlichen Spaltbreiten lässt sich ein gewünschter Durchflussquerschnitt einfach einstellen. Besonders bevorzugt erstreckt sich die Spaltbreite des zweiten Steuerspalts in der Ventilmittenstellung im Wesentlichen in radialer Richtung. Dieser als Radialspalt ausgebildete, zweite Steuerspalt weist im Bereich der Ventilmittenstellung, d.h. also beispielsweise bei einer Ventilverdrehung von weniger als 0,5° um die Mittenstellung, lediglich eine geringe Änderung des Durchflussquerschnitts auf, was wiederum zu einer besonders konstanten Dämpfung in diesem Bereich führt. Auch Fertigungstoleranzen bei der Nutherstellung haben nur einen sehr geringen Einfluss auf den Durchflussquerschnitt des zweiten Steuerspalts im Bereich der Ventilmittenstellung und können darüber hinaus durch eine einfache Nachbearbeitung wie z.B. Nutflankenanschliffe weiter minimiert werden.
Vorzugsweise sind zwischen einem Druckanschluss und einem zugeordneten
Rücklaufanschluss des Servoventils genau zwei Steuerspalte vorgesehen. Der gewünschte Dämpfungseffekt ist somit auch bei gängigen 6-Land-Servoventilen mit drei hydraulischen Brücken sowie 8-Land-Servoventilen mit vier hydraulischen Brücken erreichbar.
Insbesondere kann eine Steuernut, die unmittelbar mit einem Arbeitsanschluss des Servoventils in Verbindung steht, mit ihren zwei angrenzenden Steuernuten jeweils den ersten Steuerspalt und den zweiten Steuerspalt ausbilden.
In einer weiteren Ausführungsform des Servoventils erstreckt sich eine Spaltlänge eines jeweiligen Steuerspalts im Wesentlichen in axialer Richtung, d.h. im Wesentlichen parallel zur Längsachse des Servoventils. Die Spaltbreite kann im Wesentlichen senkrecht zur Längsachse des Servoventils verlaufen. Bevorzugt ist die Spaltbreite des ersten und/oder zweiten Steuerspalts über die Spaltlänge im Wesentlichen konstant. Dies minimiert zum einen den Fertigungsaufwand bei der Herstellung der Steuernuten in der Ventilhülse und der Eingangswelle und erlaubt zum anderen eine einfache Berechnung sowie präzise Einstellung des Durchflussquerschnitts. Insbesondere können alle Steuerspalte im Wesentlichen die gleiche
Spaltlänge aufweisen, um den Fertigungsaufwand und die damit einhergehenden Kosten weiter zu reduzieren. In einer weiteren Ausführungsform des Servoventils ändert sich die Spaltbreite des ersten Steuerspalts bei einer Ventilverdrehung im Bereich der Ventilmittenstellung schneller als die Spaltbreite des zweiten Steuerspalts. Dies bedeutet, dass bei der Ventilverdrehung im Bereich der Ventilmittenstellung die Spaltbreite des ersten Steuerspalts stärker zu- oder abnimmt als die Spaltbreite des zweiten Steuerspalts. Dadurch findet auf der Hochdruckseite des Servoventils bereits eine spürbare Durchflusssteuerung statt, während sich auf der Niederdruckseite kaum eine Durchflussänderung einstellt. Im Ergebnis bleibt damit die Dämpfung nahezu auf einem konstanten Niveau. Besonders bevorzugt sind die Steuernuten so gefertigt, dass die Spaltbreite des zweiten Steuerspalts bei einer Ventilverdrehung im Bereich der Ventilmittenstellung im Wesentlichen konstant bleibt.
In einer weiteren Ausführungsform des Servoventils sind die Spaltbreite des ersten Steuerspalts und die Spaltbreite des zweiten Steuerspalts ab einem vor- gegebenen Verdrehwinkel des Servoventils im Wesentlichen identisch. Dies führt ab dem vorgegebenen Verdrehwinkel zu einer vorteilhaften, gleichmäßigen
Volumenstromverteilung innerhalb des Servoventils.
In einer weiteren Ausführungsform ist der Durchflussquerschnitt der zweiten
Steuerspalte in der Ventilmittenstellung im Wesentlichen durch Anschliffe im Be- reich von Nutflanken der Eingangswelle und/oder Ventilhülse definiert. Folglich kann der Durchflussquerschnitt des zweiten Steuerspalts mit geringem Aufwand exakt eingestellt und gegebenenfalls nachbearbeitet werden.
In einer weiteren Ausführungsform steht jede Steuernut der Ventilhülse und der Eingangswelle mit zwei daran angrenzenden Steuernuten der Eingangswelle bzw. der Ventilhülse über jeweils einen, vorzugsweise über jeweils genau einen
Steuerspalt in Verbindung. Durch diese Bauweise lässt sich das Ventil besonders einfach und kostengünstig herstellen.
Insbesondere kann dieser Steuerspalt ein erster Steuerspalt oder ein zweiter
Steuerspalt sein. Dies bedeutet, dass alle aneinander angrenzende Steuernuten des Servoventils entweder über einen ersten Steuerspalt oder über einen zweiten
Steuerspalt miteinander in Verbindung stehen. Auch dies trägt zu einer einfachen und kostengünstigen Ventilfertigung bei. Weitere Merkmale und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung einer bevorzugten Ausführungsform unter Bezugnahme auf die Zeichnungen. In diesen zeigen:
- Figur 1 einen schematischen Längsschnitt durch ein erfindungsgemäßes Servoventii;
- Figur 2 einen schematischen Querschnitt durch das Servoventii gemäß
Figur 1 ;
- Figur 3 die schematische Darstellung einer Hydraulikbrücke des
Servoventils gemäß Figur 2; - Figur 4 einen Bereich D1 von Figur 2 in vergrößerter Darstellung, um einen ersten Steuerspalt zu veranschaulichen;
- Figur 5 einen Bereich D2 von Figur 2 in vergrößerter Darstellung, um einen zweiten Steuerspalt zu veranschaulichen;
- Figur 6 ein Diagramm, bei dem ein Durchflussquerschnitt der Steuerspalte über einem Verdrehwinkel des erfindungsgemäßen Servoventils aufgetragen ist;
- Figur 7 ein Diagramm für ein hydraulisches Fahrzeuglenksystem, bei dem ein Druck in den Arbeitskammern eines Hydraulikzylinders über einem Lenkmoment aufgetragen ist; - Figur 8 ein Diagramm für ein hydraulisches Fahrzeuglenksystem, bei dem ein Druckunterschied in den Arbeitskammern eines Hydraulikzylinders über einem Lenkmoment aufgetragen ist; und
- Figur 9 ein Diagramm für ein hydraulisches Fahrzeuglenksystem, bei dem eine äußere Zahnstangenkraft über einer Zahnstangengeschwindigkeit aufgetragen ist.
Die Figur 1 zeigt schematisch einen Längsschnitt durch ein Servoventii 10, das eine Ventilhülse 12 und eine Eingangswelle 14 aufweist, wobei die
Eingangswelle 14 innerhalb der Ventilhülse 12 angeordnet und relativ zur
Ventilhülse 12 um eine gemeinsame Achse X verdrehbar ist. Ferner ist ein Torsionsstab 13 zu sehen, der in bekannter Weise die Eingangswelle 14 mit einer Ausgangswelle 15 koppelt, welche wiederum axial unverschieblich und drehfest mit der Ventilhülse 12 verbunden ist. Die Ventilhülse 12 und die Eingangswelle 14 weisen jeweils axial ausgerichtete Steuernuten 16, 18 auf, wobei eine Steuernut 16, 18 der Ventilhülse 12 und der Eingangswelle 14 mit zwei angrenzenden Steuernuten 18, 16 der Eingangswelle 14 bzw. der Ventilhülse 12 über jeweils genau einen Steuerspalt 20, 22 in Verbindung steht (Figur 2). Durch die Verbindung über genau einen Steuerspalt 20, 22 wird genau ein geschlossener Durchflussquerschnitt A1, A2 zwischen zwei angrenzenden Steuernuten 16, 18 ausgebildet, der sich bei einer Ventilverdrehung stetig ändert. Insbesondere sind keine aufwendigen Fertigungsprozesse wie Nutkantenabstufungen in Spaltlängsrichtung, Nutstege zur Spaltunterbrechung, o.a. notwendig.
Der Durchflussquerschnitt A1, A2 eines Steuerspalts 20, 22 ist jeweils durch eine Spaltlänge I (vgl. Figur 1) und eine Spaltbreite b1 f b2 (vgl. Figuren 4 und 5) definiert. Die Spaltlänge I erstreckt sich dabei im Wesentlichen in axialer Richtung, und die Spaltbreite b^ b2 verläuft senkrecht zur Spaltlänge I. Außerdem ist im vorliegenden Ausführungsbeispiel die Spaltbreite b1t b2 der ersten und/oder zweiten Steuerspalte 20, 22 über die Spaltlänge I im Wesentlichen konstant. Damit ergibt sich der Durchflussquerschnitt eines Steuerspalts 20, 22 als Produkt aus der axialen Spaltlänge I und der dazu senkrechten Spaltbreite b-i, b2. Im Verbindungsbereich zwischen einer Steuernut 16 der Ventilhülse 12 und einer Steuernut 18 der Eingangswelle 14 ist die Spaltbreite b^ b2 jeweils als der geringste Abstand zwischen der Ventilhülse 12 und der Eingangswelle 14 definiert, wobei sich dieser Abstand in alternativen Ausführungsvarianten über die Spaltlänge I auch ändern kann.
Die Figur 2 zeigt einen Querschnitt INI durch das Servoventil 10 gemäß Figur 1 in einer Ventilmittenstellung. Dabei wird deutlich, dass es sich im vorliegenden Fall um ein sogenanntes 8-Land-Servoventil 10 mit jeweils acht Steuernuten 16, 18 in der Ventilhülse 12 und der Eingangswelle 14 handelt. Das Servoventil 10 weist in seiner Ventilhülse 12 vier Druckanschlüsse 24 und in seiner Eingangswelle 14 vier Rücklaufanschlüsse 26 auf. Die Druckanschlüsse 24 sind mit einer Hydraulikpumpe 28 (vgl. Figur 3) des hydraulischen Fahrzeuglenksystems verbunden und liegen jeweils einer Steuernut 18 der Eingangswelle 14 gegenüber. Die Rücklaufanschlüsse 26 sind mit einem Reservoir 30 (vgl. Figur 3) des hydraulischen Fahrzeuglenksystems verbunden und befinden sich jeweils in einer Steuernut 18 der Eingangswelle 14. Des Weiteren umfasst das Servoventil 10 Arbeitsanschlüsse 32, welche in Steuernuten 16 der Ventilhülse 12 münden und mit Arbeitskammern 34, 36 eines Hydraulikzylinders 38 verbunden sind (vgl. Figur 3). Der Hydraulikzylinder 38 ist mit einer Zahnstange des Fahrzeuglenksystems (nicht gezeigt) gekoppelt und stellt über einen Druckunterschied zwischen den beiden Arbeitskammern 34, 36 eine hydraulische Lenkkraft zur Verfügung. In der beispielhaften Ventilausführung gemäß Figur 2 weist jede Steuernut 16 der Ventilhülse 12 einen Arbeitsanschluss 32 auf.
Die Figur 3 zeigt schematisch eine von vier identischen Hydraulikbrücken 40, die im Servoventil 10 gemäß Figur 2 ausgebildet sind. Hierbei sind anschaulich die Zusammenhänge zwischen den verschiedenen Anschlüssen 24, 26, 32 und den Steuerspalten 20, 22 dargestellt, wobei die Steuerspalte 20, 22 als variable Durchflusswiderstände zwischen den einzelnen Anschlüssen 24, 26, 32 eingezeichnet sind.
Da die prinzipielle Funktionsweise eines derart aufgebauten Servoventils 10 aus dem Stand der Technik bekannt ist, wird diese im Folgenden nicht näher erläutert. Nachstehend ist unter Bezugnahme auf die Figuren 2 bis 5 die
Funktionsweise des erfindungsgemäßen Servoventils 10 im Detail erläutert.
Allgemein ist zwischen dem Druckanschluss 24 und den beiden in Umfangsrichtung benachbarten, zugeordneten Arbeitsanschlüssen 32 des Servoventils 10 jeweils ein erster Steuerspalt 20 ausgebildet. Zwischen den beiden Arbeitsanschlüssen 32 und ihren in Umfangsrichtung benachbarten, zugeordneten Rücklaufanschlüssen 26 des Servoventils 10 ist jeweils ein zweiter Steuerspalt 22 ausgebildet. Konkret werden die Steuerspalte 20, 22 natürlich von den Steuernuten 16, 18 gebildet, welche unmittelbar mit den jeweiligen Anschlüssen 24, 26, 32 in Verbindung stehen. Steuernuten 16, 18 gelten dann als unmittelbar mit Anschlüssen 24, 26, 32 verbunden, wenn der jeweilige Anschluss 24, 26, 32 direkt in der Steuernut 16, 18 ausgebildet ist oder der Steuernut 16, 18 gegenüberliegt. Im Ausführungsbeispiel nach Figur 2 ist zwischen einer jeweiligen Steuernut 18 der Eingangswelle 14, die in Fluidverbindung mit dem Druckanschluss 24 steht, und einer jeweiligen Steuernut 16 der Ventilhülse 12, die an einen in Umfangsrichtung benachbarten Arbeitsanschluss 32 angrenzt, ein erster Steuerspalt 20 ausgebildet. Zwischen einer jeweiligen Steuernut 16 der Ventilhülse 12, die an einen Arbeitsanschluss 32 angrenzt, und einer jeweiligen Steuernut 18 der Eingangswelle 14, die an einen in Umfangsrichtung benachbarten Rücklaufanschluss 26 angrenzt, ist ein zweiter Steuerspalt 22 ausgebildet. Gemäß der Darstellung von Figur 2 bildet jede Steuernut 16 in der Ventilhülse
12, die unmittelbar, d.h. ohne zwischengeschalteten Steuerspalt 20, 22 mit einem Arbeitsanschluss 32 des Servoventils 10 in Verbindung steht, mit ihren zwei angrenzenden Steuernuten 18 in der Eingangswelle 14 jeweils einen ersten Steuerspalt 20 und einen zweiten Steuerspalt 22 aus, wobei die Spaltbreite b2 des zweiten Steuerspalts 22 in einer Ventilmittenstellung kleiner ist als die Spaltbreite bi des ersten Steuerspalts 20 (vgl. Figuren 4 und 5). Als Ventilmittenstellung wird dabei eine Ventilstellung bezeichnet, bei der sich die Ventilhülse 12 relativ zur Eingangswelle 14 in einer hydraulischen Mittenposition befindet, wobei dieser Ventilstellung ein Verdrehwinkel α des Servoventils 10 von α = 0° zugeordnet ist. Die Durchflusswiderstände des Servoventils 10 im Zulauf und Rücklauf der Arbeitskammern 34, 36 sind in der Ventilmittenstellung gleich, sodass sich in den Arbeitskammern 34, 36 identische Drücke einstellen und keine hydraulische Lenkkraft generiert wird. In der Regel entspricht die Ventilmittenstellung des Servoventils 10 einer Geradeausfahrt des Fahrzeugs. Um den Unterschied zwischen den ersten Steuerspalten 20 und den zweiten
Steuerspalten 22 zu verdeutlichen, ist in Figur 4 ein Detail D1 und in Figur 5 ein Detail D2 der Figur 2 dargestellt, wobei sich das Servoventil 10 dabei jeweils in seiner Ventilmittenstellung befindet.
Die in Figur 4 gezeigte Steuernut 16 der Ventilhülse 12 weist einen Arbeits- anschluss 32 auf und steht über einen ersten Steuerspalt 20 mit der Steuemut 18 der Eingangswelle 14 in Verbindung, wobei die Steuernut 18 der Eingangswelle
14 einem Druckanschluss 24 zugeordnet ist. Der erste Steuerspalt 20 hat senkrecht zur Zeichenebene eine Spaltlänge I sowie die in Figur 4 eingezeichnete Spaltbreite ID1. Die Spaltbreite bi wird dabei maßgeblich durch eine Umfangs- oder Tangentialkomponente b1t bestimmt, wobei jedoch auch eine Radialkomponente b1r die Spaltbreite fy beeinflussen kann. In jedem Fall ist die Spaltbreite b^ als kleinster Abstand zwischen der Ventilhülse 12 und der Eingangswelle 14 im Verbindungsbereich der Steuernuten 16, 18 definiert, sodass sich ein Durchflussquerschnitt A1 des ersten Steuerspalts 20 durch die Spaltlänge I und die Spaltbreite bi ergibt.
Die in Figur 5 gezeigte Steuernut 16 der Ventilhülse 12 weist einen Arbeits- anschluss 32 auf und steht über einen zweiten Steuerspalt 22 mit der Steuernut 18 der Eingangswelle 14 in Verbindung, wobei die Steuernut 18 der Eingangswelle 14 einen Rücklaufanschluss 26 aufweist. Die oben für den ersten Steuerspalt 20 getroffenen Spaltdefinitionen gelten analog auch für den zweiten Steuerspalt 22. Verglichen mit dem ersten Steuerspalt 20 gemäß Figur 4 fällt auf, dass die Spaltbreite b2 des zweiten Steuerspalts 22 gemäß Figur 5 kleiner ist als die Spaltbreite b, des ersten Steuerspalts 20. Aufgrund der geringen Spaltbreite b2 zwischen den Arbeitsanschlüssen 32 und den jeweils zugeordneten Rücklaufanschlüssen 26 wirken die zweiten Steuerspalte 22 als Drossel. In der Ventilmittenstellung stellt sich daher ein vordefinierbarer Staudruck in den Arbeitskammern 34, 36 des Hydraulikzylinders 38 ein, der zu einer gewünschten Dämpfung im Fahrzeuglenksystem führt. In einer Ausführungsvariante des Servoventils 10 ist die Spaltbreite b2 der zweiten Steuerspalte 22 in der Ventilmittenstellung höchstens halb so groß wie die Spaltbreite bi der ersten Steuerspalte 20.
Im Vergleich mit dem ersten Steuerspalt 20 gemäß Figur 4 ist bezüglich des zweiten Steuerspalts 22 (Figur 5) festzustellen, dass sich seine Spaltbreite b2 in der Ventilmittenstellung im Wesentlichen in radialer Richtung erstreckt, so dass b2 = b2r gilt.
Die Figur 6 zeigt ein Diagramm, bei dem die Durchflussquerschnitte A1, A2 eines ersten Steuerspalts 20 (gestrichelte Kurve) und eines zweiten Steuerspalts 22 (durchgezogene Kurve) über dem Verdrehwinkel α des Servoventils 10 aufgetragen sind.
Da im vorliegenden Ausführungsbeispiel die Spaltlänge I aller Steuerspalte 20, 22 im Wesentlichen gleich ist, resultiert der unterschiedliche Durchflussquerschnitt A1, A2 in der Ventilmittenstellung (α = 0°) aus der unterschiedlichen Spaltbreite bi, b2 der ersten und zweiten Steuerspalte 20, 22.
Im Bereich der Ventilmittenstellung, also beispielsweise für -0,5° < α < 0,5°, ändert sich die Spaltbreite bn der ersten Steuerspalte 20 schneller als die Spalt- breite b2 der zweiten Steuerspalte 22. Dies wird anhand der unterschiedlichen
Kurvensteigungen bei α = 0° deutlich und resultiert aus der unterschiedlichen
Spaltausrichtung der ersten und zweiten Steuerspalte 20, 22. Während sich nämlich die Spaltbreite bi des ersten Steuerspalts 20 aufgrund der Umfangs- bzw. Tangentialkomponente b1t, bir bei einer Ventilverdrehung rasch ändert, bleibt die Spaltbreite b2 des radial ausgerichteten, zweiten Steuerspalts 22 nahezu konstant.
Daher sind in einer bevorzugten Ventilausführung die Steuernuten 16, 18 so gefertigt, dass die Spaltbreite b2 der zweiten Steuerspalte 22 bei einer Ventilverdrehung im Bereich der Ventilmittenstellung im Wesentlichen konstant bleibt. Darüber hinaus ist die Spaltgeometrie vorzugsweise so ausgebildet, dass die
Spaltbreiten fy der ersten Steuerspalte 20 und die Spaltbreiten b2 der zweiten Steuerspalte 22 ab einem vorgegebenen Verdrehwinkel α* des Servoventils 10 identisch sind. Dieser vorgegebene Verdrehwinkel α* liegt gemäß Figur 6 beispielhaft bei etwa 1 ,75°. Infolge dieser Spaltgeometrie stellt sich bei Verdreh- winkeln α, die größer als der vorgegebene Verdrehwinkel α* sind, eine gleichmäßige, vorteilhafte Volumenstromverteilung im Servoventil 10 ein.
Die Figur 7 zeigt ein Diagramm, bei dem für ein herkömmliches Servoventil (gestrichelte Kurve) und ein erfindungsgemäßes Servoventil 10 (durchgezogene Kurve) ein Druck P in den Arbeitskammern 34, 36 über einem Lenkmoment M aufgetragen ist. Für das erfindungsgemäße Servoventil 10 wurde gemäß Figur 7 beispielhaft ein Staudruck von 4 bar in der Ventilmittenstellung (α = 0°) eingestellt, um die Dämpfung im hydraulischen Fahrzeuglenksystem zu erhöhen.
Die Figur 8 zeigt ein Diagramm, bei dem ebenfalls für ein herkömmliches
Servoventil (gestrichelte Kurve) und ein erfindungsgemäßes Servoventil 10 (durchgezogene Kurve) ein Druckunterschied ΔP zwischen den Arbeitskammern
34, 36 über dem Lenkmoment M aufgetragen ist. Die Kurven für das herkömmliche Servoventil und das erfindungsgemäße Servoventil 10 sind dabei weitgehend identisch und lassen sich in Figur 8 kaum unterscheiden.
Ein Vergleich der Figuren 7 und 8 zeigt, dass sich bei dem erfindungsgemäßen Servoventil 10 zwar ein unterschiedlicher Absolutdruck P in den Arbeitskammern 34, 36 einstellt, um die erwünschte Dämpfung zu erreichen, die aus dem Druckunterschied ΔP resultierende hydraulische Lenkkraft und damit das Verhalten des hydraulischen Fahrzeuglenksystems jedoch in vorteilhafter Weise weitgehend unverändert bleiben.
Das Diagramm in Figur 9 gibt eine Rückstellcharakteristik für verschiedene Fahrzeuglenksysteme wieder. Dabei ist jeweils eine äußere Zahnstangenkraft FR über einer Zahnstangengeschwindigkeit vR aufgetragen. Durch den Nachlauf eines Fahrzeugrads wird die Zahnstange bei wachsender Fahrzeuggeschwindigkeit mit zunehmender Zahnstangengeschwindigkeit vR in Richtung einer Geradeausfahrt bewegt. Besonders vorteilhaft ist, wenn die Kraft FR zur Bewegung der Zahnstange bei niedriger Zahnstangengeschwindigkeit vR eher gering und bei hoher Zahnstangengeschwindigkeit vR vergleichsweise hoch ist. Dadurch wird bei der Radrückstellung mittels äußerer Fahrkräfte z.B. ein unerwünschtes .Überschwingen" des Fahrzeuglenksystems über die Geradeausfahrt hinaus verhindert. Diese bevorzugte Charakteristik des Fahrzeuglenksystems ist besonders deutlich in einer Kurve 42 der Figur 9 ausgeprägt, welche sich bei einer Verwendung des Servoventils 10 gemäß den Figuren 1 bis 5 einstellt. Als Vergleich sind zusätzlich eine Kurve 44 eingezeichnet, bei der die Zahnstangenkraft FR im Bereich hoher Zahnstangengeschwindigkeiten vR unerwünscht niedrig ist, und eine Kurve 46, bei der die Zahnstangenkraft FR im Bereich niedriger Zahnstangengeschwindigkeiten vR unerwünscht hoch ist. Die Kurve 44 ist dabei einem Fahrzeuglenksystem mit herkömmlichem Servoventil ohne Dämpfung in der Ventilmittenstellung und die Kurve 46 einem Fahrzeuglenksystem mit herkömmlichem Servoventil sowie separaten Dämpfungsventilen im Servoventilrücklauf zugeordnet.

Claims

Patentansprüche
1. Servoventil für ein hydraulisches Fahrzeuglenksystem, umfassend eine Ventilhülse (12) und eine Eingangswelle (14), die innerhalb der Ventilhülse (12) angeordnet und relativ zur Ventilhülse (12) um eine gemeinsame Achse (X) verdrehbar ist, wobei die Ventilhülse (12) und die Eingangswelle (14) jeweils axial ausgerichtete und zumindest teilweise einander gegenüberliegende Steuernuten (16, 18) aufweisen, wobei zwischen einem Druckanschluss (24) und einem dem Druckanschluss (24) zugeordneten Arbeitsanschluss (32) des Servoventils (10) ein erster
Steuerspalt (20) und zwischen einem dem Druckanschluss (24) zugeordneten
Rücklaufanschluss (26) und dem Arbeitsanschluss (32) des Servoventils (10) ein zweiter Steuerspalt (22) ausgebildet ist, wobei in einer Ventilmittenstellung der zweite Steuerspalt (22) einen kleineren Durchflussquerschnitt aufweist als der erste Steuerspalt (20).
2. Servoventil nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass ein Durchflussquerschnitt (Ai, A2) der Steuerspalte (20, 22) jeweils durch eine Spaltlänge (I) und eine Spaltbreite (bi, b2) definiert ist, wobei in der Ventilmittenstellung die Spaltbreite (b2) des zweiten Steuerspalts (22) kleiner ist als die Spaltbreite (b^ des ersten Steuerspalts (20).
3. Servoventil nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass sich die Spaltbreite (b2) des zweiten Steuerspalts (22) in der Ventilmittenstellung im Wesentlichen in radialer Richtung erstreckt.
4. Servoventil nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen einem Druckanschluss (24) und einem zugeordneten Rücklaufanschluss (26) genau zwei Steuerspalte bestehend aus einem ersten Steuerspalt (20) und einem zweiten Steuerspalt (22) vorgesehen sind.
5. Servoventil nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine Steuernut (16), die unmittelbar mit einem Arbeits- anschluss (32) des Servoventils (10) in Verbindung steht, mit ihren zwei angrenzenden Steuernuten (18) jeweils den ersten Steuerspalt (20) und den zweiten Steuerspalt (22) ausbildet.
6. Servoventil nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine Spaltlänge (I) eines jeweiligen Steuerspalts (20, 22) im Wesentlichen parallel zur Achse (X) des Servoventils (10) und eine Spaltbreite (bi, b2) im Wesentlichen senkrecht zur Achse (X) des Servoventils (10) verlaufen.
7. Servoventil nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine Spaltbreite (bi, b2) des ersten und/oder zweiten Steuerspalts (20, 22) über eine Spaltlänge (I) im Wesentlichen konstant ist.
8. Servoventil nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass alle Steuerspalte (20, 22) im Wesentlichen die gleiche Spaltlänge (I) aufweisen.
9. Servoventil nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass sich eine Spaltbreite (b^ des ersten Steuerspalts (20) bei einer Ventilverdrehung im Bereich der Ventilmittenstellung schneller ändert als eine Spaltbreite (b2) des zweiten Steuerspalts (22).
10. Servoventil nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine Spaltbreite (b2) des zweiten Steuerspalts (22) bei einer Ventilverdrehung im Bereich der Ventilmittenstellung im Wesentlichen konstant bleibt.
11. Servoventil nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine Spaltbreite (b^ des ersten Steuerspalts (20) und eine Spaltbreite (b2) des zweiten Steuerspalts (22) ab einem vorgegebenen Verdrehwinkel (α) des Servoventils (10) im Wesentlichen identisch sind.
12. Servoventil nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Durchflussquerschnitt (A2) des zweiten Steuerspalts (22) in der Ventilmittenstellung im Wesentlichen durch Anschliffe im Bereich von Nutflanken der Eingangswelle (14) und/oder Ventilhülse (12) definiert ist.
13. Servoventil nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass jede Steuernut (16, 18) der Ventilhülse (12) und der Eingangswelle (14) mit zwei daran angrenzenden Steuernuten (18, 16) der Eingangswelle (14) bzw. der Ventilhülse (12) über jeweils einen Steuerspalt (20, 22) in Verbindung steht.
14. Servoventil nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, dass der Steuerspalt (20, 22) ein erster Steuerspalt (20) oder ein zweiter Steuerspalt (22) ist.
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