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WO2005075274A1 - Hydraulische lenkung mit geregelter pumpe - Google Patents

Hydraulische lenkung mit geregelter pumpe Download PDF

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WO2005075274A1
WO2005075274A1 PCT/EP2005/001266 EP2005001266W WO2005075274A1 WO 2005075274 A1 WO2005075274 A1 WO 2005075274A1 EP 2005001266 W EP2005001266 W EP 2005001266W WO 2005075274 A1 WO2005075274 A1 WO 2005075274A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
pressure
pump
valve
hydraulic
hydraulic power
Prior art date
Legal status (The legal status 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 status listed.)
Ceased
Application number
PCT/EP2005/001266
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Thomas Stehli
Bernd Schiek
Gerd Speidel
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
ThyssenKrupp Presta Muelheim GmbH
Original Assignee
ThyssenKrupp Presta Steertec 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.)
Filing date
Publication date
Priority claimed from DE102004006362A external-priority patent/DE102004006362B4/de
Priority claimed from DE102004027903.9A external-priority patent/DE102004027903B4/de
Application filed by ThyssenKrupp Presta Steertec GmbH filed Critical ThyssenKrupp Presta Steertec GmbH
Priority to GB0616538A priority Critical patent/GB2425101B/en
Publication of WO2005075274A1 publication Critical patent/WO2005075274A1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

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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
    • B62D5/065—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 specially adapted means for varying pressurised fluid supply based on need, e.g. on-demand, variable assist
    • 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
    • B62D5/09—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 means for actuating valves
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D6/00—Arrangements for automatically controlling steering depending on driving conditions sensed and responded to, e.g. control circuits
    • B62D6/08—Arrangements for automatically controlling steering depending on driving conditions sensed and responded to, e.g. control circuits responsive only to driver input torque

Definitions

  • the present invention relates to a hydraulic power steering system with the features of the preamble of claim 1.
  • a generic hydraulic power steering system is known from DE 197 33 032.
  • the hydraulic power steering system known from DE 197 33 032 and shown in FIG. 1 requires an additional pressure reservoir for pressure supply, which, in conjunction with the electric charge pump and the pressure reducing valves, regulates the required working pressures in the working spaces of the actuating unit. Concerning. the function of the individual components and the characteristic of the hydraulic steering system is referred to DE 197 33 032.
  • the invention has for its object to expand the generic hydraulic power steering so that the pressure accumulator can be dispensed with.
  • the invention is based on the idea of the invention that the use of a pressure-controlled servo pump or a pressure / flow-controlled pump advantageously means that the pressure accumulator can be dispensed with, as a result of which the hydraulic power steering system according to the invention not only builds smaller, but also has fewer parts and thus fewer is prone to failure and easier to assemble.
  • the pressure-controlled servo pump is advantageously a controllable vane pump, which is characterized by high efficiency and high dynamics.
  • the vane pump usually has a cam ring in an eccentric position to the rotor. If the rotor is rotated with the blades, the feed cells first enlarge, creating a negative pressure. The pressure medium is drawn in via a connection. In the further rotation, the delivery cells shrink again, after which the medium is pushed out through the outlet into the pressure line. If the pressure in the outlet line reaches the value specified on the pressure regulator, the regulator piston is relieved and the pump regulates. If the system pressure falls below the specified pressure value because of the higher flow rate, the eccentricity of the cam ring to the rotor is increased via the regulator piston, which causes the pump to regulate. In the regulated state, the vane pump only borrows approx. 1/5 of its nominal output with maximum delivery, which means that the adjustable vane pump is used contributes to the advantageous reduction of the energy consumption of the steering.
  • the servo pump only supplies the system pressure, with only a very low volume flow flowing for leakage compensation. As a result, the power consumption is advantageously very low.
  • the pressure reducing valves are activated accordingly, as a result of which a required pressure is regulated in the respective working space of the actuating unit.
  • the electromechanical pressure reducing valves are replaced by pilot operated pressure reducing valves.
  • the volume flow for controlling the pressure reducing valves can be from a hydraulic valve, e.g. a mechanical rotary slide valve or a linear slide valve.
  • a flow limiting valve can optionally be arranged in the inlet of the hydraulic valve. This constant volume flow for the hydraulic actuation of the hydraulic valve is much smaller than the volume flow required for actuating the power steering. Even when using an open center valve, the energy consumption of the system is significantly lower than with a conventional "open center" steering system, since the control volume flow has been significantly reduced.
  • Damping function to different driving conditions through change in throttle cross-section. It is possible to switch off this optional function, for example at low temperatures. Interference caused by the road leads to a linear displacement path on the rack.
  • the piston displaces oil that is discharged via the tank line.
  • the servo throttle valve in the return line has a variable orifice. Depending on the throttle cross-section and the volume flow, a differential pressure forms which leads to a force in the cylinder space of the actuator and counteracts the malfunction. This advantageously dampens the system. By changing the control current, the choke cross section and thus the degree of damping can be influenced.
  • the pressures in the work rooms can be monitored or determined using optional pressure sensors.
  • the pressure build-up can be accelerated and improves the response behavior of the steering.
  • an adjustable vane pump is advantageously used.
  • An adjustable vane pump can already be designed so that there is virtually no internal leakage at the pump's optimal operating point.
  • the internal leakage increases with increasing working pressures. Due to the high internal leakage at high pressures, the requirement for minimal or low power consumption cannot be met.
  • the invention advantageously provides for a relatively low operating pressure in a driving state in which virtually no steering assistance or only minimal steering assistance is required. Typically enough with most steering maneuvers an operating pressure of approx. 40 bar.
  • the pump therefore always delivers a minimum pressure, so that there are minimal response times in the closed-center steering system according to the invention, ie the pressure required does not have to be generated by starting or starting the pump.
  • the pump must be optimized with regard to leakage and energy consumption, with the optimum operating point only being exited if stronger steering assistance is required.
  • the invention thus advantageously enables the use of a vane pump that is optimized for the low operating point with regard to internal leakage. Since parking processes, which usually require the strongest steering assistance, are the exception with regard to the vehicle cycle, the energy consumption or the internal leakage of the pump used can be neglected in the area of high operating pressures or the energy balance and internal leakage can be worse in all other operating states ,
  • the specified value of 40 bar is of course dependent on the steering and vehicle type.
  • Fig. 1 A hydraulic steering system according to the prior art
  • Fig. 4 a hydraulic steering system according to. 3, however, with an additional "closed-center” hydraulic valve;
  • Fig. 5 Functional diagram internal leakage / operating pressure of the vane pump used
  • a motor vehicle (not shown in detail) with steerable vehicle wheels (not shown in detail) has a steering handle for its steering adjustment, which is drive-coupled to a rack via a pinion (not shown), the movements of which are transmitted to the aforementioned steerable wheels via tie rods (not shown).
  • the rack forms part of a piston rod 1c of a double-acting hydraulic piston-cylinder unit 1, the two working spaces 1a and 1b of which are each separately connected via drive lines 2a and 2b to a pressure reducing valve 3a and 3b.
  • This is a pressure reducing valve with relief, ie the pressure reducing valves 3a and 3b can connect the respective side of the piston-cylinder unit 1 on the one hand via an intermediate check valve 5 to the pressure side of a pump or to a relatively pressureless hydraulic reservoir 6.
  • the pressure reducing valves could also be designed such that they both the work spaces in a third switching position - 1 -
  • the pressure reducing valves 3a and 3b can be controlled with regard to their pressure setpoint, as will be explained in more detail below.
  • the pump 4 is connected on the suction side to the hydraulic reservoir 6.
  • the pump is a pressure-controlled servo pump, in which the volume flow can be changed or set independently of the pressure to be generated.
  • the servo pump 4 supplies the system pressure, with only a small volume flow flowing for leakage compensation.
  • the pressure reducing valves 3a and 3b are actuated and opened accordingly by the control unit 7 so that the required pressure in the working spaces la and lb of the actuating unit 1 is established.
  • a volume flow begins to flow, causing the system pressure to drop briefly. This pressure drop is used to control the pump 4.
  • the volume flow is increased briefly and thus ensures the pressure supply for the pressure reducing valves and the actuator.
  • the hydraulic pump should be operated with maximum pressure and minimum delivery volume, which reduces the power consumption in contrast to the permanent pump and thus reduces energy consumption.
  • the control unit 7 is connected on the input side to a torque sensor, not shown, which detects the manual force to be applied to the steering handle. Furthermore, the control unit 7 can have different additional sensors can be connected, for example with a sensor for the driving speed of the vehicle.
  • control unit 7 can process the signals from optional pressure sensors 15a and 15b for controlling the pressure reducing valves 3a and 3b.
  • the pressure sensors 15a and 15b are generally not required, since the pressure reducing valves 3a and 3b reliably regulate a defined pressure in the working spaces la and lb depending on the control signals received.
  • valve body of a pressure reducing valve 3a or 3b shown in the manner of a slide is urged by the hydraulic pressure in the connecting line 2a or 2b and the force of a first spring F in the direction of the valve position connecting the connecting line 2a or 2b to the hydraulic reservoir 6.
  • Another force which is controllably changeable by the control element S and which is opposite to the spring force of the spring F, seeks to urge the valve body in its position connecting the connecting line to the pressure side of the pump 4.
  • the hydraulic Pressure in the connecting line 2a or 2b on the one hand and the controlled force of the control member S determines the respective valve position.
  • valve body If the pressure in the connecting line 2a or 2b rises sufficiently with respect to the force of the control member S, the valve body is placed in the position shown in FIG. 2. If the hydraulic pressure forces in the connecting line 2a or 2b and the spring tension of the spring F on the one hand and the force of the actuator S on the other balance, the valve also takes the position according to. Fig. 2 a. If, on the other hand, the force of the control member S outweighs, this is possible Valve into the position connecting the connecting line 2a or 2b to the pressure outlet side of the pump 4.
  • the control element S is preferably designed to be self-locking, for example as a control magnet, so that when the electrical control current is switched off, the control element S no longer generates any force, with the result that the spring F controls the valve body independently of the hydraulic pressure in the connecting line 2a or 2b in the valve position shown in Fig. 2.
  • a servo throttle valve 9 can be interposed in the return 12 between the pressure reducing valves 3a and 3b and the hydraulic reservoir 6.
  • the control unit 7 can set the throttle cross section of the servo throttle valve 9 via the signal line 10 and the actuating device 8. This enables the damping function to be adapted to different driving conditions. This function can optionally be switched off at low temperatures.
  • FIGS 3 and 4 show such hydraulic steering systems.
  • the pressure reducing valves 23a and 23b are controlled via the hydraulic control lines 17a and 17b by means of the hydraulic valve 16 and 16 ', respectively.
  • the hydraulic valve 16 or 16 ' is shown as a linear slide valve, the valve body of which is adjusted by the steering handle 21.
  • the hydraulic valve can be both a valve with an "open center” (open center, Fig. 3) or as a valve with a "closed center” (closed center, Fig. 4).
  • a valve with closed In the middle preference is usually given to the lower total energy consumption.
  • Figure 5 shows the relationship between internal leakage and operating pressure.
  • the pump used should be optimized so that the optimum operating point of the pump coincides with the operating pressure which is required by the steering system according to the invention most of the time during the life cycle of the vehicle. This operating pressure of approx. 40 bar is sufficient for most steering-assisted steering maneuvers. If the steering system demands a higher operating pressure than the pressure at the operating point, the internal leakage of the vane pump and thus the energy consumption increase.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine hydraulische Servolenkung mit einer Lenkhandhabe, insbesondere Lenkhandrad, sowie damit zur Lenkverstellung zwangsgekoppelten Fahrzeugrädern und einem Stellaggregat (1) mit zwei Arbeitsräumen (la, lb), einem relativ drucklosen Hydraulikreservoir (6), einer Steuerventilanordnung mit zwei Druckminderventilen (3a, 3b; 23a, 23b), welche die Arbeitsräume (la, lb) mit der Auslassseite einer Pumpe (4) zu verbinden gestattet, wobei die Pumpe (4) eine druck- und/oder durchflussgeregelte Pumpe ist, deren Volumenstrom unabhängig vom erzeugten Druck verändert bzw. eingestellt werden kann.

Description

Hydraulische Lenkung mit geregelter Pumpe
Die vorliegende Erfindung betrifft eine hydraulische Servolenkung mit den Merkmalen des Oberbegriffs des Anspruch 1.
Eine gattungsgemäße hydraulische Servolenkung ist aus der DE 197 33 032 bekannt. Die aus der DE 197 33 032 bekannte und in Fig. 1 dargestellte hydraulische Servolenkung benötigt zur Druckversorgung einen zusätzlichen Druckspei- eher, welcher in Verbindung mit der elektrischen Ladepumpe und der Druckminderventile die erforderlichen Arbeitdrücke in den Arbeitsräumen des Stellaggregats einregelt. Bzgl. der Funktion der einzelnen Komponenten sowie der Charakteristik der hydraulischen Lenkung wird auf die DE 197 33 032 verwiesen. Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, die gattungsgemäße hydraulische Servolenkung dahingehend zu erweitern, dass auf den Druckspeicher verzichtet werden kann.
Diese Aufgabe wird erfinderisch mit einer hydraulischen Servolenkung mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst.
Der Erfindung liegt der Erfindungsgedanke zugrunde, dass durch den Einsatz einer druckgeregelten Servopumpe bzw. einer druck-/durchflußgeregelten Pumpe vorteilhaft auf den Druckspeicher verzichtet werden kann, wodurch die er- findungsgemäße hydraulische Servolenkung nicht nur kleiner baut, sondern auch weniger Teile aufweist und somit weniger störanfällig und leichter zu montieren ist.
Die druckgeregelte Servopumpe ist vorteilhaft eine regelbare Flügelzellenpumpe, welche sich durch einen hohen Wirkungsgrad sowie eine hohe Dynamik auszeichnet. Die Flügelzellenpumpe weist idR einen Hubring in exzentrischer Lage zum Rotor auf. Wird der Rotor mit den Flügeln gedreht, so vergrößern sich zunächst die Förderzellen, es entsteht ein Unterdruck. Das Druckmedium wird über einen Anschluß angesaugt. In der weiteren Drehung verkleinern sich die Förderzellen wieder, wonach das Medium über den Auslaß in die Druckleitung ausgeschoben wird. Erreicht der Druck in der Auslaßleitung den am Druckregler vorgegebenen Wert, so wird der Reglerkolben entlastet und die Pumpe regelt ab. Sinkt der Systemdruck wegen größeren FörderStrombedarfs unter den vorgegebenen Druckwert, so wird über den Reglerkolben die Exzentrizität des Hubringes zum Rotor vergrößert, wodurch die Pumpe aufregelt. Im abgeregelten Zustand nimmt die Flügelzellenpumpe ledig- lieh ca. 1/5 ihrer Nennleistung bei maximaler Fördermenge auf, wodurch der Einsatz der regelbaren Flügelzellenpumpe zur vorteilhaften Reduzierung des Energiebedarfs der Lenkung beiträgt.
Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen ergeben sich durch die Merkmale der Unteransprüche.
Solange keine Lenkunterstützung gefordert wird, liefert die Servopumpe lediglich den Systemdruck, wobei nur ein sehr geringer Volumenstrom zur Leckagekompensation fliest. Hierdurch ist vorteilhaft die Leistungsaufnahme sehr gering. Sobald vom Fahrer eine Lenkunterstützung an- gefordert wird, werden die Druckminderventile entsprechend angesteuert, wodurch ein benötigter Druck im jeweiligen Arbeitsraum des Stellaggregates eingeregelt wird.
In einer weiteren Ausgestaltung der Erfindung werden die elektromechanisch Druckminderventile durch vorgesteuerte Druckminderventile ersetzt. Der Volumenstrom zur Ansteue- rung der Druckminderventile kann hierbei von einem Hydraulikventil, z.B. einem mechanischen Drehschieber oder einem Linearschieberventil, erzeugt werden. Um das Hydraulikventil mit einem konstanten Volumenstrom zu ver- sorgen kann optional ein Strombegrenzungsventil im Zulauf des Hydraulikventils angeordnet werden. Dieser konstante Volumenstrom zur hydraulischen Betätigung des Hydraulikventils ist sehr viel kleiner als der zur Betätigung der Servolenkung benötigte Volumenstrom. Selbst bei Verwen- dung eines Open-Center"-Ventils ist der Energieverbrauch des Systems deutlich geringer als bei einer herkömmlichen "Open-Center"-Lenkung, da der Steuervolumenstrom deutlich reduziert wurde.
Das vorteilhafte Vorsehen eines Servodrosselventils im Rücklauf der Druckminderventile erlaubt eine adaptive
Dämpffunktion an unterschiedliche Fahrzustände durch Ver- änderung des Drosselquerschnitts. Eine Abschaltung dieser optionalen Funktion z.B. bei Tieftemperaturen ist möglich. Von der Fahrbahn erregte Störungen führen an der Zahnstange zu einem linearen Verschiebeweg. Der Kolben verdrängt dabei Öl, welches über die Tankleitung abgeführt wird. Das im Rücklauf angeordnete Servodrosselven- til besitzt eine veränderliche Blende. In Abhängigkeit des Drosselquerschnitts und dem Volumenstrom bildet sich ein Differenzdruck, welcher zu einer Kraft im Zylinder- räum des Stellaggregates führt und der Störung entgegenwirkt. Hierdurch wird das System vorteilhaft gedämpft. Durch Veränderung des Steuerstromes kann der Drosselquerschnitt und damit der Grad der Dämpfung beeinflußt werden.
Zur Verbesserung der Reglungsstrategie und Überwachung des Systemdrucks können mittels optionaler Drucksensoren die Drücke in den Arbeitsräumen überwacht bzw. ermittelt werden. Der Druckaufbau läßt sich so im Gegensatz zur Variante mit gesteuerten Ventilen beschleunigen und verbes- sert das Ansprechverhalten der Lenkung.
Wie bereits erwähnt, wird vorteilhaft eine regelbare Flügelzellenpumpe eingesetzt. Eine regelbare Flügelzellenpumpe kann heute bereits so konstruiert werden, dass sie im optimalen Betriebspunkt der Pumpe quasi keine innere Leckage hat. Nachteilig ist jedoch, dass die innere Leckage mit steigenden Arbeitsdrücken zunimmt. Bedingt durch die hohe innere Leckage bei hohe Drücken kann die Forderung nach minimaler bzw. geringer Leistungsaufnahme nicht erfüllt werden. Die Erfindung sieht jedoch vorteil- haft einen relativ niedrigen Betriebsdruck bei einem Fahrzustand vor, bei dem quasi keine oder nur eine geringe Lenkunterstützung benötigt wird. Typischerweise reicht bei den meisten Lenkmanövern ein Betriebsdruck von ca. 40 bar aus. Die Pumpe liefert daher stets einen Mindestdruck, so dass sich bei der erfindungsgemäßen Closed- Center-Lenkung minimale Ansprechzeiten ergeben, d.h. der benötigte Druck nicht erst durch das Anlaufen bzw. Hochfahren der Pumpe erzeugt werden muß. Auf diesen Mindestdruck von z.B. 40 bar ist die Pumpe hinsichtlich Leckage und Energieverbrauch hin zu optimieren, wobei der optimale Betriebspunkt nur bei einer geforderten stärkeren Len- kunterstützung verlassen wird. Somit ermöglicht die Erfindung vorteilhaft den Einsatz einer auf den niedrigen Betriebspunkt hinsichtlich der inneren Leckage optimierten Flügelzellenpumpe. Da Parkiervorgänge, welche idR die stärkste Lenkunterstützung erfordern, bezogen auf den Fahrzeugzyklus die Ausnahme bilden, kann der Energieverbrauch bzw. die innere Leckage der eingesetzten Pumpe im Bereich hoher Betriebsdrücke vernachlässigt werden bzw. die Energiebilanz und innere Leckage in allen anderen Be- triebszuständen schlechter sein. Der angegebene Wert von 40 bar ist selbstverständlich vom Lenkungs- und Fahrzeugtyp abhängig.
Nachfolgend werden anhand von Zeichnungen mögliche Ausführungsformen der Erfindung näher erläutert.
Es zeigen:
Fig. 1: Eine hydraulische Lenkung nach dem Stand der Technik;
Fig. 2: eine erste Ausführungsform einer erfindungsgemäßen hydraulischen Lenkung; Fig. 3: eine zweite Ausführungsform einer erfindungsgemäßen hydraulischen Lenkung mit zusätzlichem "open-center" Hydraulikventil;
Fig. 4: eine hydraulischen Lenkung gem. Fig. 3 jedoch mit zusätzlichem "closed-center" Hydraulikventil;
Fig. 5: Funktionsdiagramm Innere Leckage/Betriebsdruck der eingesetzten Flügelzellenpumpe;
Gemäß Figur 2 besitzt ein nicht näher dargestelltes Kraftfahrzeug mit nicht näher dargestellten lenkbaren Fahrzeugrädern zu deren Lenkverstellung eine Lenkhandhabe, welche über ein nicht dargestelltes Ritzel mit einer Zahnstange antriebsgekoppelt ist, deren Bewegungen über nicht dargestellte Spurstangen auf die vorgenannten lenkbaren Räder übertragen werden.
Die Zahnstange bildet einen Teil einer Kolbenstange 1c eines doppelt wirkenden hydraulischen Kolben-Zylinder- Aggregates 1, dessen beiden Arbeitsräume la und lb je- weils separat über Antriebsleitungen 2a und 2b mit jeweils einem Druckminderventil 3a und 3b verbunden sind. Dabei handelt es sich jeweils um ein Druckminderventil mit Entlastung, d.h. die Druckminderventile 3a und 3b können die jeweilige Seite des Kolben-Zylinder-Aggregates 1 einerseits über ein zwischengeschaltetes Rückschlagventil 5 mit der Druckseite einer Pumpe oder mit einem relativ drucklosen Hydraulikreservoir 6 verbinden. In einer nicht dargestellten alternativen Ausführungsform könnten die Druckminderventile auch so ausgeführt sein, dass sie in einer dritten Schaltposition die Arbeitsräume sowohl - 1 -
gegenüber der Druckseite der Pumpe 4 als auch gegenüber dem Hydraulikreservoir 6 absperren.
Die Druckminderventile 3a und 3b sind bezüglich ihres Druck-Sollwertes steuerbar, wie weiter unten näher erläu- tert wird.
Die Pumpe 4 ist saugseitig mit dem Hydraulikreservoir 6 verbunden. Die Pumpe ist eine druckgeregelte Servopumpe, bei der der Volumenstrom unabhängig vom zu erzeugenden Druck verändert bzw. eingestellt werden kann. Die Servo- pumpe 4 liefert im Ruhezustand, wenn die Lenkung sich in der Mittenstellung befindet bzw. keine Lenkunterstützung gefordert wird, den Systemdruck, wobei nur ein geringer Volumenstrom zur Leckagekompensation fließt. Wird eine Lenkunterstützung benötigt, werden die Druckminderventile 3a und 3b entsprechend von der Steuereinheit 7 angesteuert und geöffnet, damit sich der benötigte Druck in den Arbeitsräumen la und lb des Stellaggregates 1 einstellt. Durch das Öffnen eines der Druckminderventile 3a und 3b beginnt ein Volumenstrom zu fließen, wodurch der System- druck kurzzeitig absinkt. Dieser Druckabfall wird zur Steuerung der Pumpe 4 genutzt. Der Volumenstrom wird kurzfristig erhöht und stellt damit die Druckversorgung für die Druckminderventile und das Stellaggregat sicher. Die Hydraulikpumpe sollte mit maximalem Druck und minima- lern Fördervolumen betrieben werden, wodurch die Leistungsaufnahme im Gegensatz zur Permanentpumpe reduziert und somit der Energieverbrauch gesenkt wird.
Die Steuereinheit 7 ist eingangsseitig mit einem nicht dargestellten Drehmomentensensor verbunden, welcher die an der Lenkhandhabe aufzubringende Handkraft erfaßt. Des weiteren kann die Steuereinheit 7 mit unterschiedlichen zusätzlichen Sensoren verbunden sein, bspw. mit einem Sensor für die Fahrgeschwindigkeit des Fahrzeuges.
Zudem kann die Steuereinheit 7 die Signale optionaler Drucksensoren 15a und 15b zur Steuerung der Druckminder- ventile 3a und 3b verarbeiten. Die Drucksensoren 15a und 15b werden jedoch idR nicht benötigt, da die Druckminderventile 3a und 3b je nach erhaltenem Steuersignale einen definierten Druck zuverlässig in den Arbeitsräumen la und lb einregeln.
Der nach Art eines Schiebers dargestellte Ventilkörper eines Druckminderventils 3a bzw. 3b wird vom hydraulischen Druck in der Anschlußleitung 2a bzw. 2b sowie der Kraft einer ersten Feder F in Richtung der die Anschlußleitung 2a bzw. 2b mit dem Hydraulikreservoir 6 verbin- denden Ventilstellung gedrängt. Eine weitere Kraft, welche durch das Steuerorgan S steuerbar veränderlich ist, und die entgegengesetzt zur Federkraft der Feder F ist, sucht den Ventilkörper in dessen die Anschlußleitung mit der Druckseite der Pumpe 4 verbindende Stellung zu drän- gen. Im Ergebnis wird damit durch den hydraulischen Druck in der Anschlußleitung 2a bzw. 2b einerseits und der gesteuerten Kraft des Steuerorgans S die jeweilige Ventilstellung bestimmt. Steigt der Druck in der Anschlußleitung 2a bzw. 2b gegenüber der Kraft des Steuerorgans S hinreichend an, so wird der Ventilkörper in die in der Fig. 2 dargestellte Lage gestellt. Falls sich die hydraulischen Druckkräfte in der Anschlußleitung 2a bzw. 2b sowie die Federspannung der Feder F einerseits und die Kraft des Stellorgans S andererseits ausgleichen, nimmt das Ventil ebenfalls die Stellung gem. Fig. 2 ein. Falls dagegen die Kraft des Steuerorgans S überwiegt, geht das Ventil in die die Anschlußleitung 2a bzw. 2b mit der Druckauslaßseite der Pumpe 4 verbindende Stellung über.
Vorzugsweise ist das Steuerorgan S selbsthemmungsfrei ausgebildet, bspw. als Stellmagnet, so dass bei der Ab- Schaltung des elektrischen Steuerstroms für das Steuerorgan S dieses keine Kraft mehr erzeugt, mit der Folge, dass die Feder F den Ventilkörper unabhängig vom hydraulischen Druck in der Anschlußleitung 2a bzw. 2b in die in Fig. 2 dargestellte Ventilposition stellt.
Zur Verbesserung der mechanischen Dämpfungsfunktion kann, wie in Fig. 2 dargestellt, im Rücklauf 12 zwischen den Druckminderventilen 3a und 3b und dem Hydraulikreservoir 6 ein Servodrosselventil 9 zwischengeschaltet sein. Die Steuereinheit 7 kann über die Signalleitung 10 und der Stelleinrichtung 8 den Drosselquerschnitt des Servodros- selventils 9 einstellen. Hierdurch ist eine Adaption der Dämpffunktion an unterschiedliche Fahrzustände möglich. Eine Abschaltung dieser Funktion ist optional bei Tieftemperaturen möglich.
An Stelle von elektromechanischer Druckminderventile können auch vorgesteuerte Druckminderventile verwendet werden. Die Figuren 3 und 4 zeigen derartige hydraulische Lenkungen. Bei diesen Lenkungen werden die Druckminderventile 23a und 23b über die hydraulischen Steuerleitun- gen 17a und 17b mittels des Hydraulikventils 16 bzw. 16' gesteuert. Das Hydraulikventil 16 bzw. 16' ist als Linearschieberventil dargestellt, dessen Ventilkörper von der Lenkhandhabe 21 verstellt wird. Das Hydraulikventil kann sowohl ein Ventil mit "geöffneter Mitte" (open center, Fig. 3) oder auch als Ventil mit "geschlossener Mitte" (closed center, Fig. 4) sein. Ein Ventil mit geschlosse- ner Mitte ist aufgrund des geringeren Gesamtenergieverbrauchs idR zu bevorzugen.
Die Figur 5 zeigt den Zusammenhang zwischen innerer Leckage und Betriebsdruck auf. Gemäß der Erfindung sollte die verwendete Pumpe so optimiert werden, dass der optimale Betriebspunkt der Pumpe mit dem Betriebsdruck zusammenfällt, welcher von der erfindungsgemäßen Lenkung die meiste Zeit über während des Lebenszyklus des Fahrzeuges benötigt wird. Dieser Betriebsdruck von ca. 40 bar reicht für die meisten lenkunterstützten Lenkmanöver aus. Wird einer höherer Betriebsdruck als der Druck im Betriebspunkt von der Lenkung gefordert, so steigt die innere Leckage der Flügelzellenpumpe und somit der Energieverbrauch an.

Claims

Pa ten tan sprüche
Hydraulische Servolenkung mit
- einer Lenkhandhabe, insbesondere Lenkhandrad, sowie
- damit zur Lenkverstellung zwangsgekoppelten lenkbaren Fahrzeugrädern und
- einem mit den lenkbaren Fahrzeugrädern und/oder der Lenkhandhabe zwangsgekoppelten, hydraulisch doppeltwirkenden Stellaggregat (1) mit zwei Arbeitsräumen (la, lb),
- einem relativ drucklosen Hydraulikreservoir (6) ,
- einer Steuerventilanordnung mit zwei Druckminder- ventilen (3a, 3b; 23a, 23b) , welche die Arbeitsräume (la, lb) mit der Auslaßseite einer Pumpe (4) zu verbinden gestattet, und
- einem Sensor zur Erfassung von zwischen der Lenkhandhabe und den lenkbaren Fahrzeugrädern übertrage- nen Kräften bzw. Momenten, sowie
- einer eingangsseitig mit dem Sensor verbundenen Steuervorrichtung (7), welche die Steuerventilanordnung in Abhängigkeit von den zwischen Lenkhandhabe und lenkbaren Fahrzeugrädern übertragenen Kräften bzw. Momenten derart betätigt, dass das Stellaggregat (1) eine Servokraft zur Verminderung einer an der Lenkhandhabe fühlbaren Handkraft erzeugt, d du rch gekenn ze i chne t , dass die Pumpe (4) eine druck- und/oder durchflußgeregelte Pumpe ist, deren Volumenstrom unabhängig vom erzeugten Druck verändert bzw. eingestellt werden kann.
2. Hydraulische Servolenkung nach Anspruch 1, da dur ch gekennz eichnet , dass die Druckminderventile elektromechanische 3-Wege- Druckminderventile (3a, 3b) sind.
3. Hydraulische Servolenkung nach Anspruch 1, d a - durch gekennzei chne t , dass die Druckminderventile (23a, 23b) hydraulisch gesteuerte 3-Wege-Druckminderventile sind.
4. Hydraulische Servolenkung nach Anspruch 3, d a - durch gekenn z ei chne t , dass ein Hydraulikventil (16, 16' ) , insbesondere ein mechanischer Drehschieber oder Linearschieberventil den Volumenstrom zur Ansteuerung der Druckminderventile (23a, 23b) erzeugt.
5. Hydraulische Servolenkung nach Anspruch 4, da durch gekennz ei chne t , dass zwischen der druckerzeugenden Pumpe (4) und dem Hydraulikventil (16, 16') ein Strombegrenzungsventil (18) zwischengeschaltet ist, und insbesondere die Lenkhandha- be (21) den Volumenstrom der Pumpe (4) auf Stellaggregat (1) und das Hydraulikventil (16, 16') verteilt .
6. Hydraulische Servolenkung nach Anspruch 4 oder 5, dadu rch gekenn z ei chne t , dass das Hydraulikventil (16, 16' ) ein Ventil mit "geöffneter Mitte" oder mit "geschlossener Mitte" ist.
7. Hydraulische Servolenkung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekenn z eichne t , dass im Rücklauf (12) zwischen den 3-Wege- Druckminderventilen (3a, 3b; 23a, 23b) und dem Reser- voir (6) ein Servodrosselventil (9) zwischengeschaltet ist, wobei der Drosselquerschnitt von der Steuervorrichtung (7) gesteuert oder eingeregelt wird.
8. Hydraulische Servolenkung nach einem der vorhergehen- den Ansprüche, dadurch gekenn z eich e t , dass Drucksensoren (15a, 15b) den Druck in den Arbeitsräumen (la, lb) des Stellaggregats (1) ermitteln, und die Signale der Drucksensoren (15a, 15b) Eingangssignale für die Steuervorrichtung (7) sind.
9. Hydraulische Servolenkung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekenn z e ich ne t , dass die Pumpe (4) eine regelbare Flügelzellenpumpe ist.
10. Hydraulische Servolenkung nach einem der vorhergehen- den Ansprüche, dadurch gekenn z e i ch ne t , dass die Pumpe (4) auf einen minimalen Arbeitsdruck hinsichtlich Energieverbrauch und/oder innerer Leckage optimiert ist, wobei der minimale Arbeitsdruck dem Druck entspricht, welcher für die überwiegende Zahl von Lenkmanövern des Lebenszyklus des Kraftfahrzeuges benötigt wird.
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