WO2013083240A1 - Kolben für eine doppeltwirkende kolben-zylinder-einheit und hydraulische servolenkung mit einem solchen kolben - Google Patents

Kolben für eine doppeltwirkende kolben-zylinder-einheit und hydraulische servolenkung mit einem solchen kolben Download PDF

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WO2013083240A1
WO2013083240A1 PCT/EP2012/004868 EP2012004868W WO2013083240A1 WO 2013083240 A1 WO2013083240 A1 WO 2013083240A1 EP 2012004868 W EP2012004868 W EP 2012004868W WO 2013083240 A1 WO2013083240 A1 WO 2013083240A1
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WO
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piston
groove
sealing ring
cylinder unit
piston groove
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PCT/EP2012/004868
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Inventor
Markus Lingemann
Hans-Willi Gerigk
Original Assignee
Trw Automotive Gmbh
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16J—PISTONS; CYLINDERS; SEALINGS
    • F16J15/00—Sealings
    • F16J15/16—Sealings between relatively-moving surfaces
    • F16J15/164—Sealings between relatively-moving surfaces the sealing action depending on movements; pressure difference, temperature or presence of leaking fluid
    • 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
    • B62D5/10—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 power unit
    • B62D5/12—Piston and cylinder
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B15/00—Fluid-actuated devices for displacing a member from one position to another; Gearing associated therewith
    • F15B15/08—Characterised by the construction of the motor unit
    • F15B15/14—Characterised by the construction of the motor unit of the straight-cylinder type
    • F15B15/1423—Component parts; Constructional details
    • F15B15/1447—Pistons; Piston to piston rod assemblies
    • F15B15/1452—Piston sealings

Definitions

  • Piston for a double-acting piston-cylinder unit and hydraulic power steering with such a piston
  • the invention relates to a piston for a double-acting piston-cylinder unit and a hydraulic power steering with a servo cylinder, in which such a piston is arranged.
  • a hydraulic power steering has a power cylinder with a double-acting piston to generate the steering assist force.
  • the piston of such a piston-cylinder unit is sealed with a sealing ring, the piston seal, against the cylinder.
  • a load change such as e.g. When a sign reversal of the steering assist occurs, it may be due to an axial clearance between the piston and seal to an undesirable noise, which is then often complained of the driver.
  • This noise is due to the existing axial clearance between the piston and the sealing ring, and is caused by a change in the load cycle reversal displacement of the sealing ring on the piston.
  • the unwanted noise is produced when the sealing ring hits the flanks of the piston groove after bridging the axial play.
  • a piston for a double-acting piston-cylinder unit is specified.
  • the piston has a piston groove which receives at least one sealing ring.
  • the piston groove is also designed so that the axial displacement of the piston ring necessary energy that the sealing ring undergoes when changing the pressure conditions on the piston is minimal.
  • the piston groove can be designed so that the required during load changes with sign change to the axial displacement of the sealing ring and thus to bridge the axial play between the sealing ring and piston energy is minimal.
  • This effect can be achieved in that an axial force resulting from the operating pressure, acting on the sealing ring and necessary for its displacement in the axial direction, increases faster with increasing operating pressure than the pressure resulting from the operating pressure, pressing the sealing ring against the cylinder running surface and thus the axial displacement between Sealing ring and cylinder or piston inhibiting radial force.
  • it can be ensured by the geometric design of Kolbennutflanken, according to such a preferred embodiment, that the sealing ring flanks can always be acted upon by operating pressure. Such an advantageous effect is often initially prevented by sticking (adhesion) of the sealing ring to the Kolbennutflanken in known from the prior art piston or Kolbennutgeometrien.
  • the piston During a load change occurs a change in the pressure conditions on the piston of the double-acting cylinder.
  • the piston essentially follows two concepts.
  • a first concept is based on avoiding or minimizing axial play between the sealing ring and the two flanks of the piston groove as much as possible.
  • Another concept pursues the approach to bridge a possibly unavoidable axial play of the sealing ring in its piston groove in the context of operating pressure sign changes already at the lowest possible pressures.
  • the piston has at least one Kolbennutflanke, which is arranged obliquely to a plane which is perpendicular to a central axis of the piston.
  • the piston groove has a parallelogram or trapezoidal cross-section. Such a piston groove can be produced relatively easily. Also previously used sealing rings can be clamped without further adaptation in the piston groove.
  • the piston groove may have positioning projections, which are arranged on opposite groove flanks of the piston groove. These positioning projections may face each other in the axial direction or be offset from each other in the circumferential direction. In the opposite projections bending of the piston ring can be avoided. In the case of the positioning projections which are offset in the circumferential direction, on the other hand, such a bending or tensioning of the piston ring can be specifically utilized. Depending on which effect is desired, one or the other embodiment can be used.
  • the piston groove may have at least two peripheral portions lying in different planes. These planes are each perpendicular to the central axis of the piston. It understands it goes without saying that these two planes are spaced from each other with respect to an axial direction oriented in the direction of the central axis of the piston.
  • a transition section is provided between the peripheral sections, which extends obliquely to the respective planes perpendicular to the central axis.
  • Another embodiment pursues the above-mentioned second concept. This is based on the fact that a possibly unavoidable axial clearance between the sealing ring and the inner walls of the groove is reduced at the lowest possible hydraulic pressures. Thus, a sudden movement of the sealing ring can be prevented.
  • the piston groove has an axial width that is at most 0.1 mm greater than the width of the sealing ring.
  • the piston groove preferably has a trapezoidal cross section open in the direction of the lateral surface of the piston.
  • the piston ring abuts one of its two radially inner inner edges on the respective adjacent groove flank. If the pressure conditions on the cylinder change, due to the trapezoidal cross section of the groove, in particular due to the groove flank inclined with respect to a plane perpendicular to the axial direction, almost the complete side surface of the sealing ring is subjected to operating pressure.
  • a hydraulic power steering is specified with a servo cylinder, wherein this a piston according to one or more of the aforementioned embodiments of the invention.
  • FIG. 1 is a simplified sectional view of a piston-cylinder unit
  • FIG. 2 and 3 each have a simplified detailed sectional view of a piston and a sealing ring of such a piston-cylinder unit, according to embodiments of the invention and
  • FIG. 4a, 4b and 5 are respectively simplified views illustrating the position of a sealing ring in a piston groove, according to further embodiments of the invention.
  • FIG. 1 shows a simplified sectional view of a piston-cylinder unit 2.
  • This comprises a cylinder 4, which encloses a piston rod 12, wherein a piston 6 is fixedly connected to the piston rod 12.
  • the piston 6 runs along a cylinder axis L, which is oriented in the direction of an axial direction A.
  • the piston-cylinder unit 2 is double-acting, corresponding to a first and a second end face 81, 82 of the piston 6 is followed by a first and second pressure chamber 101, 102 at.
  • the piston-cylinder unit 2 may be part of a hydraulic power steering, and serves to generate a steering assist force, which may be introduced into the steering linkage of a motor vehicle.
  • the steering assist force is transmitted via the piston rod 12, which is connected to the piston 6 and extends in the axial direction A.
  • one of the two pressure chambers 101, 102 are acted upon by an operating pressure.
  • About the piston rod 12 can be generated with changing sign so a steering assist.
  • the pressure chambers 101, 102 are connected to a lying in a radially circumferential piston groove 14 sealing ring (not shown), which bears against the inside 7 of the cylinder 4, sealed against each other.
  • FIG. 2 shows a simplified sectional view of the piston-cylinder unit 2 from FIG. 1, in the region of the piston groove 14.
  • the sealing ring 16 rests with a sealing outer side 18 on the inner side 7 of the cylinder 4.
  • An inner side 20 of the sealing ring 16 faces a groove bottom 22 of the piston 6.
  • a sealing biasing element 24, e.g. an elastic ring inserted into the piston groove 14.
  • the sealing ring 16 rests with at least one of its inner edges 261, 262 against a first or second groove flank 281, 282 of the piston groove 14.
  • the first inner edge 261 extends between the inner side 20 of the sealing ring 16 and a first side surface 301.
  • the second inner edge 262 extends between the inner side 20 of the sealing ring 16 and a second side surface 302.
  • the piston groove 14 may preferably have planar groove flanks 281, 282. which encloses an acute angle ⁇ with a plane E perpendicular to the axial direction A (which is oriented parallel to the central axis (L) of the piston 6, see FIG.
  • FIG. 2 is an example of the first groove flank 281 indicated as a dashed line extended.
  • the perpendicular to the axial direction A plane E is shown dotted.
  • the acute angle ⁇ lying between the plane E and the first groove flank 281 is measured in the illustrated cross-sectional view.
  • the angle ⁇ is in each case measured between a side of the groove flank 281, 282 facing the piston groove 14 and the plane E.
  • the direction of rotation of the angle ⁇ is thus opposite for the two groove flanks 281, 28
  • the groove flanks 281, 282 of the piston groove 14 are inclined so that the piston groove 14 has a trapezoidal cross section, which opens in the direction of a lateral surface 32 of the piston 6.
  • the details of the shape of the piston groove 14 again refer to a cross-sectional view, which includes an axis L of the piston 6 (see also FIG.
  • the left of the sealing ring 16 located first pressure chamber 101 is applied to generate a steering assist force with a higher pressure than the second pressure chamber 102.
  • the pressure in the gap existing between the inner side 7 of the cylinder 4 and the lateral surface 32 of the piston 6 also increases.
  • the sealing ring 16 is not completely free of play on both groove flanks 281, 282 of the piston groove 14 at.
  • the first side surface 301 of the sealing ring 16 is also pressurized. Since this acts on almost the entire side surface 301 of the sealing ring 16 acts on the sealing ring 16 already at relatively low hydraulic pressure, a fairly large force.
  • the piston groove 14 preferably has plane-parallel groove flanks 281, 282 and, viewed in cross-section, has the shape of a parallelogram. But at least one of the groove flanks 281, 282 of the piston groove 14 is inclined relative to a plane E perpendicular to the axial direction.
  • the first groove flank 281 (once again indicated by a dashed line) encloses an acute angle ⁇ with the plane E perpendicular to the axial direction A.
  • the sealing ring 16 is clamped or tilted in the parallelogram-shaped piston groove 14, so that its clearance in the axial direction A is minimized.
  • the first side surface 301 of the sealing ring 16 bears with its first inner edge 261 against the first groove flank 281 of the piston groove 14.
  • a second side surface 302 of the sealing ring 16 bears against the opposite second groove flank 282 of the piston groove 14. More precisely, the sealing ring 16 bears against an upper edge 36 of the piston groove 14, which extends between the second groove flank 282 and a lateral surface 32 of the piston 6.
  • FIG. 4a, 4b and 5 are schematic views illustrating the position of the sealing ring 16 in the piston groove 14.
  • the representations are not sectional views.
  • the position of the sealing ring 16 is considered along half the circumference of the piston 6 and the view obtained in plan view of the lateral surface 32 of the piston 6 is projected into a plane.
  • the sealing ring 16 bears against a first positioning projection 381 of the first groove flank 281 extending in the circumferential direction.
  • the opposite second side surface 302 of the sealing ring 16 bears against a second positioning projection 382 of the second groove flank 282.
  • the first and second positioning projections 381, 382 face each other in the axial direction A.
  • a first and a second positioning projection 381, 382 are offset in the circumferential direction on the first and the second groove flank 281, 282.
  • the operating pressure of the double-acting piston-cylinder unit 2 engages depending on the desired direction of movement at one of the two side fluffs 301st , 302 of the sealing ring 16 at.
  • the in Figs. 4a and 4b embodiments allow a deformation of the sealing ring 16 in the axial direction A. This leads to energy dissipation and incidentally, based on the pressurization of almost the entire side surface 301 and 302 of the sealing ring 16, even when subjected to low operating pressure to a uniform and not abrupt Applying the sealing ring 16.
  • the piston groove 14 has a first and a second peripheral portion 401, 402, which in different in each case perpendicular to lie a center axis L of the piston 6 oriented planes. Between the peripheral portions 401, 402 is a transition region 42 which is oblique to a perpendicular to a Center axis L of the piston 6 oriented plane extends.
  • the groove flanks 281, 282 of the piston groove 14 in turn include an acute angle ⁇ with the plane E in this transition region 42, which is perpendicular to the central axis L of the piston 6.

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Abstract

Kolben (6) für eine doppeltwirkende Kolben-Zylinder-Einheit (2), mit einer Kolbennut (14) zur Aufnahme zumindest eines Dichtrings (16). Die Kolbennut (14) kann so ausgestaltet sein, dass die Energie, die der Dichtring (16) bei einer Änderung der Druckverhältnisse am Kolben (6) erfährt minimal ist.

Description

Kolben für eine doppeltwirkende Kolben-Zylinder-Einheit und hydraulische Servolenkung mit einem solchen Kolben
Die Erfindung betrifft einen Kolben für eine doppeltwirkende Kolben-Zylinder- Einheit sowie eine hydraulische Servolenkung mit einem Servozylinder, in dem ein solcher Kolben angeordnet ist.
Um die zur Betätigung des Lenkrads in einem Kraftfahrzeug notwendige Kraft zu reduzieren, insbesondere bei Lenkvorgängen im Stand oder während des Rangierens bei geringer Fahrgeschwindigkeit, werden in vielen Fahrzeugen Servolenkungen eingesetzt. Die Servolenkung unterstützt eine vom Fahrer aufgebrachtes Lenkkraft, indem eine Lenkhilfskraft in das Lenkgestänge eingebracht wird. Eine hydraulische Servolenkung weist zur Erzeugung der Lenkhilfskraft einen Servozylinder mit einem doppeltwirkenden Kolben auf. Der Kolben einer solchen Kolben-Zylinder-Einheit ist mit einem Dichtring, der Kolbendichtung, gegenüber dem Zylinder abgedichtet. Im Falle eines Lastwechsels wie er z.B. bei einer Vorzeichenumkehr der Lenkhilfskraft auftritt, kann es aufgrund eines Axialspiels zwischen Kolben und Dichtring zu einem unerwünschten Geräusch kommen, welches dann häufig vom Fahrer reklamiert wird. Dieses Geräusch ist durch das vorhandene Axialspiel zwischen Kolben und Dichtring bedingt, und entsteht durch eine durch die Lastwechselvorzeichenumkehr bedingte Verschiebung des Dichtringes auf dem Kolben. Das unerwünschte Geräusch entsteht beim Anschlagen des Dichtringes an die Flanken der Kolbennut, nach Überbrückung des Axialspiels.
Es ist eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, einen Kolben sowie eine hydraulische Servolenkung mit einem solchen Kolben anzugeben, welcher/welche im Hinblick auf ihr Verhalten bei Lastwechseln verbessert ist.
Erfindungsgemäß wird ein Kolben für eine doppeltwirkende Kolben-Zylinder- Einheit angegeben. Der Kolben weist eine Kolbennut auf, die zumindest einen Dichtring aufnimmt. Die Kolbennut ist außerdem so ausgestaltet, dass die zur axialen Verschiebung des Kolbenrings nötige Energie, die der Dichtring bei einer Änderung der Druckverhältnisse am Kolben erfährt, minimal ist.
Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform kann die Kolbennut so ausgestaltet sein, dass die bei Lastwechseln mit Vorzeichenwechsel zur axialen Verschiebung des Dichtringes und somit zur Überbrückung des Axialspiels zwischen Dichtring und Kolben erforderliche Energie minimal ist. Dieser Effekt kann dadurch erreicht werden, dass eine aus dem Betriebsdruck resultierende, auf den Dichtring wirkende und zu seiner Verschiebung in Axialrichtung notwendige Axialkraft schneller mit zunehmendem Betriebsdruck ansteigt, als die aus dem Betriebsdruck resultierende, den Dichtring an die Zylinderlauffläche pressende und somit die Axialverschiebung zwischen Dichtring und Zylinder bzw. Kolben hemmende Radialkraft. Vorteilhaft kann durch die geometrische Gestaltung der Kolbennutflanken, gemäß einer solchen bevorzugten Ausführungsform, gewährleistet werden, dass die Dichtringflanken stets mit Betriebsdruck beaufschlagt werden können. Ein solcher vorteilhafter Effekt wird bei aus dem Stand der Technik bekannten Kolben- bzw. Kolbennutgeometrien häufig durch ein Haften (Adhäsion) des Dichtringes an den Kolbennutflanken anfänglich verhindert.
Bei einem Lastwechsel tritt eine Veränderung der Druckverhältnisse am Kolben des doppeltwirkenden Zylinders auf. Zur Vermeidung der bekannten Geräusche werden bei dem Kolben gemäß unterschiedlichen Aspekten der Erfindung im Wesentlichen zwei Konzepte verfolgt. Ein erstes Konzept setzt darauf, ein axiales Spiel zwischen dem Dichtring und den beiden Flanken der Kolbennut möglichst zu vermeiden bzw. zu minimieren. Ein weiteres Konzept verfolgt den Ansatz, ein ggf. unvermeidbares axiales Spiel des Dichtrings in seiner Kolbennut im Rahmen von Betriebsdruckvorzeichenwechseln bereits bei möglichst niedrigen Drücken zu überbrücken. So kann eine schlagartige Bewegung des Dichtrings mit hoher Energiedichte und somit mit hoher, ein entsprechendes Geräusch erzeugender, Impulseinleitung des Dichtrings in den Kolben bei seinem Anschlagen an die Nutflanke, wie sie mit zunehmendem Betrag der Arbeitsdrücke und spezifischen Druckaufbau- und Druckwechselgeschwindigkeiten auftreten kann, verhindert oder zumindest minimiert werden. Selbstverständlich können beide Konzepte auch miteinander kombiniert werden. Beiden Lösungsansätzen liegt das gemeinsame Konzept zugrunde, bei Änderung der Druckverhältnisse am Kolben, die zur axialen Verschiebung des Dichtrings und somit zur Axialspielüberbrückung auf den Dichtring einwirkende und notwendige Energie zu minimieren. Bei dem zuerst genannten Konzept wird die Wegstrecke minimiert, die der Dichtring in Folge eines Lastwechsels zurück legen kann. Gemäß dem zweiten Konzept wird die an dem Dichtring angreifende Energie minimiert, indem dessen ggf. unvermeidbares axiales Spiel bereits bei geringen Drücken und somit geringen hydraulischen Kräften abgebaut wird.
Gemäß einer Ausführungsform liegt zur Vermeidung eines axialen Spiels der Dichtring an beiden Kolbennutflanken kraft- und/oder formschlüssig an. So kann bei einem Wechsel der Druckverhältnisse an dem Kolben keine oder nur eine äußerst geringe und somit zu vernachlässigende Bewegung des Dichtrings stattfinden. Eine weitere Verbesserung stellt sich ein, wenn der Dichtring in Axialrichtung gegen die Nut verspannt wird. Gemäß einer weiteren Ausführungsform weist der Kolben zumindest eine Kolbennutflanke auf, die schräg zu einer Ebene angeordnet ist, die senkrecht auf einer Mittelachse des Kolbens steht. Bevorzugt weist die Kolbennut einen Parallelogramm- oder trapezförmigen Querschnitt auf. Eine solche Kolbennut lässt sich verhältnismäßig einfach herstellen. Auch bisher verwendete Dichtringe können ohne weitere Anpassung in der Kolbennut verspannt werden.
Vorteilhaft kann die Kolbennut Positioniervorsprünge aufweisen, die an gegenüberliegenden Nutflanken der Kolbennut angeordnet sind. Diese Positioniervorsprünge können einander in Axialrichtung gegenüberliegen oder aber in Umfangsrichtung gegeneinander versetzt sein. Bei den einander gegenüberliegenden Vorsprüngen kann eine Verbiegung des Kolbenrings vermieden werden. Bei den in Umfangsrichtung versetzten Positioniervorsprüngen kann hingegen eine solche Verbiegung oder Verspannung des Kolbenrings gezielt ausgenutzt werden. Je nachdem welcher Effekt gewünscht ist, kann auf die eine oder die andere Ausführungsform zurückgegriffen werden.
Gemäß einer weiteren Ausgestaltung kann die Kolbennut zumindest zwei Umfangsabschnitte aufweisen, die in unterschiedlichen Ebenen liegen. Diese Ebenen stehen jeweils senkrecht auf der Mittelachse des Kolbens. Es versteht sich von selbst, dass diese beiden Ebenen bezüglich einer in Richtung der Mittelachse des Kolbens orientierten Axialrichtung voneinander beabstandet sind. Gemäß einer weiteren Ausführungsform ist zwischen den Umfangsabschnitten jeweils ein Übergangsabschnitt vorhanden, der schräg zu den jeweils senkrecht auf der Mittelachse stehenden Ebenen verläuft. Bei der Montage des Dichtrings wird dieser vorverformt und in die Kolbennut eingesetzt. Er steht dann in beidseitigem Kontakt mit den Nutflanken.
Eine weitere Ausführungsform verfolgt das eingangs bereits erwähnte zweite Konzept. Dieses beruht darauf, dass ein ggf. unvermeidbares axiales Spiel zwischen dem Dichtring und den Innenwänden der Nut bei möglichst geringen hydraulischen Drücken abgebaut wird. So kann eine schlagartige Bewegung des Dichtrings verhindert werden.
Gemäß einem weiteren Aspekt der Erfindung hat die Kolbennut eine Axialbreite, die maximal 0,1 mm größer ist als die Breite des Dichtrings. Bevorzugt weist die Kolbennut einen in Richtung der Mantelfläche des Kolbens geöffneten trapezförmigen Querschnitt auf. Bei einem solchen Kolben liegt der Kolbenring mit einer seiner beiden radial innen liegenden Innenkanten an der jeweils benachbarten Nutflanke an. Ändern sich die Druckverhältnisse am Zylinder, wird aufgrund des trapezförmigen Querschnitts der Nut, insbesondere aufgrund der gegenüber einer senkrecht auf der Axialrichtung stehenden Ebene geneigten Nutflanke, nahezu die vollständige Seitenfläche des Dichtrings mit Betriebsdruck beaufschlagt. Im Vergleich zu aus dem Stand der Technik bekannten Konstruktionen wirkt der Betriebsdruck an einer größeren in Axialrichtung projizierten Fläche des Dichtrings, und übt auf diese bereits bei geringen Betriebsdrücken die Kraft aus, die zur axialen Verschiebung des Dichtringes und somit zur Überbrückung des Axialspiels des Dichtrings in seiner Nut erforderlich ist. Hierdurch ist der vom Dichtring bei seinem Anschlagen an die Nutflanke des Kolbens in den Kolben eingeleitete Impuls geringer als bei aus dem Stand der Technik bekannten Konstruktionen. Das bekannte Schlagen des Dichtrings kann auf diese Weise vorteilhaft vermieden werden.
Entsprechend einer weiteren Ausführungsform der Erfindung wird eine hydraulische Servolenkung mit einem Servozylinder angegeben, wobei dieser einen Kolben gemäß einem oder mehreren der vorstehend erwähnten Ausführungsformen der Erfindung umfasst.
Gleiche oder ähnliche Vorteile, die bereits im Hinblick auf den Kolben gemäß verschiedener Ausführungsformen der Erfindung erwähnt wurden, treffen auch auf die hydraulische Servolenkung zu und bedürfen daher keiner weiteren Erläuterung.
Weitere Merkmale und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus der folgenden Beschreibung vorteilhafter Ausführungsbeispiele unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen. Dabei zeigt: FIG. 1 eine vereinfachte Schnittansicht einer Kolben-Zylinder-Einheit,
FIG. 2 und 3 je eine vereinfachte detaillierte Schnittansicht eines Kolbens und eines Dichtrings einer solchen Kolben-Zylinder-Einheit, gemäß Ausführungsbeispielen der Erfindung und
FIG. 4a, 4b und 5 jeweils vereinfachte Ansichten, die die Lage eines Dichtrings in einer Kolbennut darstellen, gemäß weiteren Ausführungsbeispielen der Erfindung.
FIG. 1 zeigt eine vereinfachte Schnittansicht einer Kolben-Zylinder-Einheit 2. Diese umfasst einen Zylinder 4, welcher eine Kolbenstange 12 umschließt, wobei ein Kolben 6 fest mit der Kolbenstange 12 verbunden ist. Der Kolben 6 läuft entlang einer Zylinderachse L, welche in Richtung einer Axialrichtung A orientiert ist. Die Kolben-Zylinder-Einheit 2 ist doppeltwirkend, entsprechend schließt sich an eine erste und eine zweite Stirnseite 81 , 82 des Kolbens 6 eine erste bzw. zweite Druckkammer 101 , 102 an. Die Kolben-Zylinder-Einheit 2 kann ein Teil einer hydraulischen Servolenkung sein, und dient der Erzeugung einer Lenkhilfskraft, welche in das Lenkgestänge eines Kraftfahrzeugs eingeleitet werden kann. Die Lenkhilfskraft wird über die Kolbenstange 12 übertragen, die mit dem Kolben 6 verbunden ist und sich in Axialrichtung A erstreckt. Wahlweise kann eine der beiden Druckkammern 101 , 102 mit einem Betriebsdruck beaufschlagt werden. Über die Kolbenstange 12 kann so eine Lenkhilfskraft mit wechselndem Vorzeichen erzeugt werden. Die Druckkammern 101 , 102 sind mit einem in einer radial umlaufenden Kolbennut 14 liegenden Dichtring (nicht dargestellt), der an der Innenseite 7 des Zylinder 4 anliegt, gegeneinander abgedichtet.
FIG. 2 zeigt eine vereinfachte Schnittansicht der Kolben-Zylinder-Einheit 2 aus FIG. 1 , im Bereich der Kolbennut 14. Der Dichtring 16 liegt mit einer dichtenden Außenseite 18 an der Innenseite 7 des Zylinders 4 an. Eine Innenseite 20 des Dichtrings 16 ist einem Nutgrund 22 des Kolbens 6 zugewandt. An dieser Innenseite 20 wird der Dichtring 16 mit einer in Radialrichtung R wirkenden Kraft beaufschlagt. Zu diesem Zweck wird ein dichtendes Vorspannelement 24, z.B. ein elastischer Ring, in die Kolbennut 14 eingelegt. Der Dichtring 16 liegt mit zumindest einer seiner Innenkanten 261 , 262 an einer ersten bzw. zweiten Nutflanke 281 , 282 der Kolbennut 14 an. Die erste Innenkante 261 erstreckt sich zwischen der Innenseite 20 des Dichtrings 16 und einer ersten Seitenfläche 301. Die zweite Innenkante 262 erstreckt sich zwischen der Innenseite 20 des Dichtrings 16 und einer zweiten Seitenfläche 302. Die Kolbennut 14 kann bevorzugt plane Nutflanken 281 , 282 aufweisen, die mit einer zu der Axialrichtung A (welche parallel zu der Mittelachse (L) des Kolbens 6 orientiert ist; vgl. FIG. 1) senkrecht stehenden Ebene E einen spitzen Winkel α einschließen. In FIG. 2 ist beispielhaft die erste Nutflanke 281 als gestrichelte Linie verlängert angedeutet. Die senkrecht zur Axialrichtung A stehende Ebene E ist gepunktet dargestellt. Der zwischen der Ebene E und der ersten Nutflanke 281 liegende spitze Winkel α wird in der dargestellten Querschnittsansicht gemessen. Der Winkel α wird jeweils zwischen einer der Kolbennut 14 zugewandten Seite der Nutflanke 281 , 282 und der Ebene E gemessen. Der Drehsinn des Winkels α ist also für die beiden Nutflanken 281 , 282 jeweils entgegengesetzt.
Die Nutflanken 281 , 282 der Kolbennut 14 sind so geneigt, dass die Kolbennut 14 einen trapezförmigen Querschnitt aufweist, der sich in Richtung einer Mantelfläche 32 des Kolbens 6 öffnet. Die Angaben zur Form der Kolbennut 14 beziehen sich wiederum auf eine Querschnittsansicht, die eine Achse L des Kolbens 6 einschließt (vgl. auch FIG. 1).
Es wird nun beispielhaft angenommen, dass die links des Dichtrings 16 befindliche erste Druckkammer 101 zur Erzeugung einer Lenkhilfskraft mit einem höheren Druck als die zweite Druckkammer 102 beaufschlagt wird. Indem das in der ersten Druckkammer 101 vorhandene Druckfluid unter Druck gesetzt wird, erhöht sich auch der Druck in dem zwischen der Innenseite 7 des Zylinders 4 und der Mantelfläche 32 des Kolbens 6 vorhandenen Spalt. Der Dichtring 16 liegt nicht vollständig spielfrei an beiden Nutflanken 281 , 282 der Kolbennut 14 an. Mit steigendem Druck in der ersten Druckkammer 101 wird die erste Seitenfläche 301 des Dichtrings 16 ebenfalls druckbeaufschlagt. Da dieser an nahezu der kompletten Seitenfläche 301 des Dichtrings 16 angreift, wirkt auf den Dichtring 16 bereits bei verhältnismäßig geringem hydraulischem Druck eine recht große Kraft. Dies ist möglich, da die Nutflanken 281 , 282 der Kolbennut 14 gegenüber der Ebene E geneigt sind. Die auf den Dichtring 16 wirkende Kraft überwindet die Haftreibung zwischen der Außenseite 18 des Dichtrings 16 und der Innenseite 7 des Zylinders 4. So wird der Dichtring 16 bereits bei einem geringen Druckanstieg in der ersten Druckkammer 101 in Richtung der zweiten Druckkammer 102 axial verschoben. Im Vergleich zu bekannten Lösungen erfolgt ein sanftes Verschieben des Dichtrings 16, so dass ein ruck- und knackfreier Lastwechsel erfolgen kann. Die an dem Dichtring 16 anliegende hydraulische Kraft wird bereits bei geringen Druckunterschieden nahezu vollständig über die zweite Innenkante 262, die an der zweiten Nutflanke 282 der druckabgewandten Seite der Kolbennut 14 anliegt, in den Kolben 6 einleitet. FIG. 3 zeigt eine vereinfachte detaillierte Schnittansicht eines Kolbens 6, gemäß einem weiteren Ausführungsbeispiel. Die Kolbennut 14 weist vorzugsweise planparallelen Nutflanken 281 , 282 auf und hat - im Querschnitt betrachtet - die Form eines Parallelogramms. Zumindest ist aber eine der Nutflanken 281 , 282 der Kolbennut 14 gegenüber einer senkrecht auf der Axialrichtung A stehenden Ebene E geneigt. So schließt die erste Nutflanke 281 (wiederum als gestrichelte Linie verlängert angedeutet) mit der senkrecht auf der Axialrichtung A stehenden Ebene E einen spitzen Winkel α ein.
Der Dichtring 16 ist in der parallelogrammförmigen Kolbennut 14 verspannt bzw. verkantet, so dass dessen Spiel in Axialrichtung A minimiert ist. Um den Dichtring 16 in der Kolbennut 14 zu verspannen liegt die erste Seitenfläche 301 des Dichtrings 16 mit dessen erster Innenkante 261 an der ersten Nutflanke 281 der Kolbennut 14 an. Eine zweite Seitenfläche 302 des Dichtrings 16 liegt an der gegenüberliegenden zweiten Nutflanke 282 der Kolbennut 14 an. Genauer gesagt liegt der Dichtring 16 an einer oberen Kante 36 der Kolbennut 14 an, welche sich zwischen der zweiten Nutflanke 282 und einer Mantelfläche 32 des Kolbens 6 erstreckt.
Die FIG. 4a, 4b und 5 zeigen schematische Ansichten, die die Lage des Dichtrings 16 in der Kolbennut 14 illustrieren. Bei den Darstellungen handelt es sich nicht um Schnittansichten. Die Lage des Dichtrings 16 wird entlang eines halben Umfangs des Kolbens 6 betrachtet und der in Aufsicht auf die Mantelfläche 32 des Kolbens 6 gewonnen Blick wird in eine Ebene projiziert.
Bei dem in FIG. 4a gezeigten Ausführungsbeispiel liegt der Dichtring 16 an einem sich in Umfangsrichtung erstreckenden ersten Positioniervorsprung 381 der ersten Nutflanke 281 an. Die gegenüberliegende zweite Seitenfläche 302 des Dichtrings 16 liegt an einem zweiten Positioniervorsprung 382 der zweiten Nutflanke 282 an. Der erste und zweite Positioniervorsprung 381 , 382 liegen einander in Axialrichtung A gegenüber.
Bei dem in FIG. 4b gezeigten Ausführungsbeispiel befindet sich ein erster und ein zweiter Positioniervorsprung 381 , 382 in Umfangsrichtung versetzt auf der ersten bzw. der zweiten Nutflanke 281 , 282. Der Betriebsdruck der doppeltwirkenden Kolben-Zylinder-Einheit 2 greift je nach gewünschter Bewegungsrichtung an einer der beiden Seitenflacken 301 , 302 des Dichtrings 16 an. Die in den FIG. 4a und 4b gezeigten Ausführungsbeispiele erlauben eine Verformung des Dichtrings 16 in Axialrichtung A. Dies führt zur Energiedissipation und nebenbei, basierend auf der Druckbeaufschlagung der nahezu gesamten Seitenfläche 301 bzw. 302 des Dichtrings 16, schon bei Beaufschlagung mit geringem Betriebsdruck zu einem gleichmäßigen und nicht schlagartigen Anlegen des Dichtringes 16.
Das in FIG. 5 gezeigte Ausführungsbeispiel zeigt die gezielte Verspannung des Dichtrings 16. Bei diesem Ausführungsbeispiel variiert die axiale Position der Kolbennut 14, betrachtet in Umfangsrichtung des Kolbens 6. Die Kolbennut 14 weist einen ersten und einen zweiten Umfangsabschnitt 401 , 402 auf, welche in unterschiedlichen jeweils senkrecht zu einer Mittelachse L der Kolbens 6 orientierten Ebenen liegen. Zwischen den Umfangsabschnitten 401 , 402 befindet sich ein Übergangsbereich 42, der schräg zu einer senkrecht zu einer Mittelachse L der Kolbens 6 orientierten Ebene verläuft. Die Nutflanken 281 , 282 der Kolbennut 14 schließen in diesem Übergangsbereich 42 wiederum einen spitzen Winkel α mit der Ebene E ein, die senkrecht auf der Mittelachse L der Kolbens 6 steht. Bevor der Dichtring 16 in die Kolbennut 14 eingesetzt wird, wird dieser vorverformt und anschließend gezielt verspannt, sodass es zu einer beidseitigen bevorzugt formschlüssigen Anlage von dessen Seitenflächen 301 , 302 an den Nutflanken 281 , 282 der Kolbennut 14 kommt.
Bezuqszeichenliste
2 Kolben-Zyllinder-Einheit
4 Zylinder
6 Kolben
7 Innenseite des Zylinders
81 erste Stirnseite
82 zweite Stirnseite
101 erste Druckkammer
102 zweite Druckkammer
12 Kolbenstange
14 Kolbennut
16 Dichtring
18 Außenseite des Dichtrings
20 Innenseite des Dichtrings
22 Nutgrund
24 Vorspannelement
261 erste Innenkante
262 zweite Innenkante
281 erste Nutflanke
282 zweite Nutflanke
301 erste Seitenfläche
302 zweite Seitenfläche
32 Mantelfläche
36 obere Kante
381 erster Positioniervorsprung
382 zweiter Positioniervorsprung
401 erster Umfangsabschnitt
402 zweiter Umfangsabschnitt
42 Übergangsbereich
A Axialrichtung
L Zylinderachse
R Radialrichtung
E Ebene
α spitzer Winkel

Claims

Patentansprüche
1. Kolben (6) für eine doppeltwirkende Kolben-Zylinder-Einheit (2), mit einer Kolbennut (14) zur Aufnahme zumindest eines Dichtrings (16), dadurch gekennzeichnet, dass die Kolbennut (14) so ausgestaltet ist, dass die Energie, die der Dichtring (16) bei einer Änderung der Druckverhältnisse am Kolben (6) erfährt, minimal ist.
2. Kolben (6) nach Anspruch 1 , bei dem der Dichtring (16) kraft- und/oder formschlüssig an den Nutflanken (281 , 282) der Kolbennut (14) anliegt.
3. Kolben (6) nach Anspruch 2, bei dem der Dichtring (16) in Axialrichtung (A) gegen die Kolbennut (14) verspannt ist.
4. Kolben (6) nach Anspruch 2 oder 3, bei dem die Kolbennut (14) zumindest eine Nutflanke (281 , 282) aufweist, die schräg zu einer Ebene ist, die senkrecht auf der Mittelachse (L) des Kolbens (6) steht.
5. Kolben (6) nach Anspruch 4, bei dem die Kolbennut (14) einen parallelogrammförmigen Querschnitt hat.
6. Kolben (6) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, bei dem die Kolbennut (14) Positioniervorsprünge aufweist, die an gegenüberliegenden Nutflanken (281 , 282) der Kolbennut (14) angeordnet sind.
7. Kolben (6) nach Anspruch 6, bei dem die Positioniervorsprünge (381 , 382) einander in Axialrichtung (A) gegenüberliegen.
8. Kolben (6) nach Anspruch 6, bei dem die Positioniervorsprünge (381 , 382) in Umfangsrichtung gegeneinander versetzt sind.
9. Kolben (6) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, bei dem die Kolbennut (14) mindestens zwei Umfangsabschnitte (401 , 402) aufweist, die in unterschiedlichen Ebenen liegen, die jeweils senkrecht auf der Mittelachse (L) des Kolbens (6) stehen.
10. Kolben (6) nach Anspruch 9, bei dem zwischen den Umfangsabschnitten (401 , 402) jeweils ein Übergangsbereich (42) vorhanden ist, der schräg zu den jeweils senkrecht auf der Mittelachse (L) stehenden Ebenen verläuft.
11. Kolben (6) nach Anspruch 1 , bei dem die Kolbennut (14) eine Axialbreite hat, die maximal 0,1 mm größer ist als die Breite des Dichtrings (16).
12. Kolben (6) nach Anspruch 11 , bei dem die Kolbennut (14) einen in Richtung der Mantelfläche (32) des Kolbens (6) geöffneten trapezförmigen Querschnitt hat.
13. Hydraulische Servolenkung mit einem Servozylinder, in dem ein Kolben (6) nach einem der vorhergehenden Ansprüche angeordnet ist.
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