DE69215219T2

DE69215219T2 - Drehventil für servolenkung

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Publication number: DE69215219T2
Application number: DE69215219T
Authority: DE
Inventors: Arthur Ernest Greenwich Nsw 2065 Bishop
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1991-05-24
Filing date: 1992-04-30
Publication date: 1997-04-30
Anticipated expiration: 2012-05-01
Also published as: JPH06507362A; CA2100668A1; US5251669A; EP0585259B1; EP0585259A4; BR9205755A; JP3044273B2; DE69215219D1; CA2100669C; EP0585258A1; BR9205756A; EP0585258A4; EP0585258B1; CA2100669A1; WO1992020560A1; US5233906A; CA2100668C; JP3044272B2; EP0585259A1; DE69221862D1

Description

Die Erfindung bezieht sich auf hydraulische Servolenkgetriebe für Motorfahrzeuge und insbesondere auf die bei solchen Servolenkgetrieben verwendeten Drehschieber, dergestalt, wie sie in dem Oberbegriff von Beispiel 1 definiert und beispielsweise aus US-A-4,774,847 bekannt sind.
Typische Drehschieber für hydraulische Servolenkgetriebe besitzen eine Eingangswelle, die üblicherweise mit dem Lenkrad des Fahrzeugs mit Hilfe einer flexiblen Kupplung verbunden ist und in ihrem äußeren Umfang eine Vielzahl blind endender sich axial erstreckender Nuten hat, die durch tragende Flächen voneinander getrennt sind. An der Eingangswelle ist eine Buchse gelagert, welche in ihrer Bohrung eine Reihe sich axial erstreckender blind endender Schlitze hat, die zu den Nuten in der Eingangswelle passen, aber in unterlappender Beziehung dazu, wobei die Schlitze der einen breiter als die tragenden Stellen der anderen sind, wodurch ein Satz sich axial erstreckender Öffnungen definiert wird, welche sich öffnen und schließen, wenn eine relative Bewegung zwischen der Eingangswelle und der Buchse stattfindet. Diese Öffnungen sind als Netzwerk gestaltet, so daß sie Sätze hydraulischer Wheatstone-Brücken bilden, welche parallelgeschaltet sind.
Gebohrte Kanäle in der Eingangswelle und der Buchse dienen zusammen mit Umfangsnuten in dem Umfang der Buchse dazu, für eine ölverbindung zwischen den Nuten in der Eingangswelle und den Schlitzen in der Buchse zu sorgen, wobei eine motorangetriebene Ölpumpe und rechte und linke Hilfszylinderkammern in dem Servogetriebe eingebaut sind.
Ein Torsionsstab, welcher in die Eingangswelle eingearbeitet ist, dient dazu, die Eingangswelle und die Buchse in Richtung einer Leerlauf-Mittelstellung zu drücken, wenn keine Servounterstützung erforderlich ist. Wenn ein Eingangsmoment durch den Fahrer auf das Lenkrad ausgeübt wird, dann biegt sich der Torsionsstab durch, was eine relative Drehung der Buchse und der Eingangswelle aus der Leerlaufstellung verursacht. Dieser sogenannte "Schieberarbeitswinkel" bringt ein Ungleichgewicht auf die Sätze hydraulischer Wheatstone-Brücken auf und verursacht folglich, daß eine Druckdifferenz zwischen der linken und der rechten Hydraulik-Hilfszylinderkammer entwickelt wird. Die "Verstärkungscharakteristik" des Drehschiebers, das heißt, die funktionelle Beziehung zwischen dem vorstehend erwähnten Eingangsmoment und der Druckdifferenz wird für eine gegebene Lenkgetriebeanwendung durch die Geometrie von sich axial erstreckenden Konturen bestimmt, welche an den Kanten der Vertiefungen der Eingangswelle angrenzend an deren Außendurchmesser ausgebildet sind.
Das generelle Verfahren der Funktion solcher konventioneller Drehschieber ist in der Technik der Gestaltung von Servolenkungen allgemein bekannt und wird deshalb in dieser Spezifikation nicht stärker detailliert beschrieben. Eine ausgezeichnete Beschreibung dieser Funktionsweise ist in dem US-Patent Nr. 3,022,772 (Zeigler) enthalten, welches üblicherweise als das "Ursprungs-" Patent angesehen wird, welches das Drehschieberkonzept offenbart.
Während des Fahrens "in Mittelstellung", wie beispielsweise typischen Situationen bei Geradeausfahrt mit mittlerer oder hoher Geschwindigkeit, wobei Schieberarbeitswinkel ein Maximum von vielleicht 3 Grad betragen, verschlechtert das Vorhandensein des Torsionsstabes bei solchen Schiebern in nennenswerter Weise die Steifigkeit eines Servo-Lenkgetriebes im Vergleich zu seinem manuellen Gegenstück. Dies deshalb, weil der Torsionsstab bis jetzt das am stärksten nachgiebige Element bei der mechanischen Antriebskette im Lenkgetriebe ist und infolge der niedrigen Werte an hydraulischem Hilfsdruck, der mit dem Mittelstellungs- Betriebsbereich des Servo-Lenkgetriebes zusammenhängt, sehr wenig "hydraulische Steifigkeit" durch die Servowirkung des Lenkgetriebes erzeugt wird. Die Steifigkeit eines durch einen Drehschieber betätigten Lenkgetriebes mit Zahnstange und Ritzel wird detailliert in solchen Unterlagen untersucht, wie beispielsweise "Analyse der Steifigkeit und des Lenkgefühls für ein Servo-Lenkgetriebe mit Zahnstange und Ritzel" (SAE Technical Paper No. 880706), wo gezeigt wird, daß die Steifigkeit eines solchen Servo-Lenkgetriebes im Mittelstellung typischerweise 5 bis 10-mal kleiner als die eines gleichwertigen manuellen Lenkgetriebes ist.
Die dominierende Wirkung der Nachgiebigkeit des Torsionsstabes auf die Gesamtsteifigkeit bei Mittelstellung eines Lenkgetriebes wird von der Servolenkungsindustrie allgemein anerkannt. Bei einem konventionellen Drehschieber ist es natürlich möglich, einen steiferen Torsionsstab in dem Schieber zu verwenden, jedoch ist, um akzeptable Lenkkraftwerte während des Kurvenfahrens und des Einparkens beizubehalten, das unvermeidliche Ergebnis eine proportionale Abnahme beim Schieberarbeitswinkel. Dies erhöht die Genauigkeitsanforderungen an die Bauteile des Servolenkschiebers, insbesondere an die geometrische Präzision der vorstehend erwähnten sich axial erstreckenden Konturen, welche an den Kanten der Vertiefungen in der Eingangswelle und der dazu passenden Kanten der blind endenden Schlitze in der Buchse ausgebildet sind. Desgleichen ist ein Abgleichen oder Zentrieren solcher Schieber, eine Herstellungs-Montageoperation, bei welcher die Eingangswelle und der Torsionsstab in einer Winkelorientierung mit hoher Genauigkeit so verstiftet werden, daß die Verstärkungscharakteristik für linke und rechte Eingabemomente symmetrisch ist, viel schwieriger für steifere Torsionsstäbe zu kontrollieren. Diese Herstellungsprobleme, kombiniert mit den größeren Spannungswerten, welche mit solchen steifen Torsionsstäben für eine gegebene axiale Länge zusammenhängen, begrenzen die Steifigkeit praktischer Torsionsstäbe bei einem konventionellen Drehschieber auf ein Maximum von ungefähr 2 Nm/Grad.
Aus diesem Grunde sind im Verlauf der vergangenen 10 Jahre neue Servo-Lenkschiebersysteme entstanden, welche es ermöglichen, einen Torsionsstab von praktischer Steifigkeit zu benutzen, wobei jedoch dieser Torsionsstab durch einen Zentriermechanismus verbessert wird, welcher wirkt, um auf den Schieber eine Vorlast in seine Mittelstellung aufzubringen. Solche Systeme sorgen, zumindest theoretisch, für eine unendliche Torsionsstabsteifigkeit bis zu einem Eingangsmoment-Schwellenwert, jenseits welchem eine Drehverschiebung zwischen Eingangswelle und Buchsenelementen so auftritt, wie sie bei einem konventionellen Drehschieber auftritt. Dieser Eingangsmoment-Schwellenwert ist üblicherweise so angeordnet, daß er zumindest jenen Bereich von Momenten umfaßt, welche mit einem Geradeausfahren verbunden sind, und folglich liefert das Lenksystem im wesentlichen ein "manuelles Lenkgefühl" unter diesen Bedingungen, das heißt, maximale Genauigkeit und Lenkgefühl.
Diese neuen Systeme können grob in zwei Kategorien von druckmodulierten und mechanischen Zentriermechanismen unterteilt werden.
Druckmodulierte Zentriermechanismen werden bis jetzt bei einigen geschwindgkeitsempfindlichen Schiebersystemen verwendet, um die Lenkkräfte mit der Fahrzeuggeschwindigkeit progressiv zu erhöhen und bestehen aus drei Haupttypen.
Erstens bauen solche Mechanismen, wie jene, die in den US-Patenten Nr. 4,819,545 (Dymond) und 4,593,783 (Honaga u.a.) beschrieben werden, auf Kugeln, die zwischen gegenüberliegenden Sätzen von dreieckigen Einschnitten in zwei zueinander axial gleitenden Kolben in dem Drehschieber eingeschlossen sind und durch hydraulischen Druck, der auf die Kolben wirkt, aufeinander zu gedrückt (oder voneinander gelöst) werden. Normalerweise ist einer der mit Ausnehmungen versehenen Kolben starr mit der Eingangswelle und der andere entweder mit der Buchse oder dem Ritzel verbunden. Dieser Mechanismus bildet deshalb effektiv eine Rotationsarretierung zwischen der Buchse und der Eingangswelle, und das Mittelstellungsmoment zwischen diesen Bauteilen ist, entsprechend dem Momentenschwellenwert der Arretierung, konstant für den gesamten Arbeitswinkel des Schiebers für einen gegebenen hydraulischen Druck. Dieses konstante Mittelstellungsmoment addiert sich algebraisch zu dem linear ansteigenden Mittelstellungsmoment des Torsionsstabes und kann durch Variieren des Betrages des hydraulischen Drucks über ein Steuerventil moduliert werden. Solche Anordnungen fügen eine nennenswerte axiale Länge, typischerweise 20 mm, dem Drehschieber hinzu. Da jedoch im wesentlichen ein Punktkontakt an der Grenzfläche zwischen den Kugeln und den Vertiefungen besteht, sind damit große Hertz'sche Beanspruchungen verbunden, was dazu tendiert, die Lebensdauer einer solchen Vorrichtung zu begrenzen. Es ist eine außerordentliche Genauigkeit bei der Anbringung der Vertiefungen in den gegenüberliegenden Kolben erforderlich, wenn ein Reaktions-"Totgebiet" bei Geradeausfahrt vermieden werden soll.
Zweitens bauen solche Mechanismen, wie jene, die in dem britischen Patent 2.199.000 (Adams) und den US-Patenten Nr. 4,593,783 (Honaga u.a.), 4,619,339 (Futaba u.a.), 4,651,622 (Yoshida), 4,759,420 (Schipper u.a.) und 4,796,715 (Futaba u.a.) beschrieben werden, ebenfalls auf eine Arretierung, jedoch ist diese Arretierung radial und nicht axial angeordnet. Die Kolben bestehen aus Kugeln oder sphärischen mit einer Spitze versehenen Kolben, welche in genauen Bohrungen in der Buchse oder dem Ritzel gleiten und durch hydraulischen Druck in Vertiefungen am Außendurchmesser der Eingangswelle gedrückt werden. Die Arretierungswirkung ist ähnlich der bei dem vorherigen Fall, mit der Ausnahme, daß, weil kein Rollen stattfindet, eine große Menge an Reibung an der gleitenden Arretierungs-Grenzfläche auftritt, welche eine entsprechende Hysterese in der Verstärkungscharakteristik des Schiebers erzeugt. Diese Reibung, wieder durch die hohen Hertz'schen Kontaktspannungen verstärkt, die charakteristisch für den im wesentlichen punktförmigen Kontakt zwischen den Kugeln und den Vertiefungen sind, tendieren dazu, einen hohen Pegel an Verschleiß und folglich eine rasche Verschlechterung der Kontaktflächen zu erzeugen. Bei solchen Mechanismen, wie jenen, die in den US-Patenten Nr. 4,593,783 (Honaga u.a.), 4,619,339 (Futaba u.a.) und 4,651,622 (Yoshida) beschrieben werden, ist es praktisch unmöglich, eine zylindrische Kontaktfläche bei den Spitzen der Kolben zu verwenden, weil die achsensymmetrische Geometrie des Kolbens es schwierig machen würde, die Orientierung einer solchen zylindrischen Fläche parallel zu der Achse der entsprechenden Vertiefungen zu halten. Solche zylindrischen Kontaktflächen würden (eher als zu einem Punkt-) zu einem Linienkontakt mit entsprechend stärker reduzierten Hertz'schen Spannungen und Verschleißwerten führen. Der andere Hauptnachteil dieser radialen Kolbenanordnung ist, daß es nicht nur Vergrößerungen bei der axialen Länge des Drehschiebers, sondern auch solche des Durchmessers desselben in vielen Fällen gibt.
Drittens verwenden solche Mechanismen, wie jene, die in den US- Patenten Nr. 4,637,484 (Ijiri u.a.), 4,681,184 (Suzuki u.a.) und 4,905,784 (Yamashita) beschrieben werden, zwei parallele Sätze von gegenüberliegenden eingeschlossenen Kolben, welche unter hydraulischem Druck ein Zentner- (Mittelstell-) Moment zwischen der Eingangswelle und der Buchse oder dem Ritzel ausüben, um den Torsionsstab zu verstärken. Vorsprünge an den Enden der Kolben kommen mit gegenüberliegenden Enden von radialen Verlängerungen an der Eingangswelle in Kontakt, und die Mittelstellkraft ist deshalb proportional dem Modulationsdruck. Diese Klasse von Mechanismen ist deshalb verhältnismäßig reibungsfrei, jedoch führt der Einbau von vier Kolben zu einer nennenswerten zusätzlichen axialen Länge bei dem Schieber und auch zu der Notwendigkeit, daß der Schieber viel größer im Gesamtdurchmesser wird. Dies steigert noch das Problem des Synchronisierens der Wirkung der vier Kolben und führt ohne eine solche Synchronisation zu dem bereits früher angeführten Reaktions-"Totbereich" während der Geradeausfahrt.
Alle drei Klassen von druckmodulierten Zentriersystemen haben den gemeinsamen Nachteil der Kompliziertheit der hydraulischen Betätigung, welche generell zusätzliche Öffnungen und Abdichtungen innerhalb des Drehschiebers und durch Magnet oder Schrittschaltmotor betriebene Modulationsventile erfordert, welche in den Hydraulikverbindungen des Drehschiebers eingearbeitet sind. Manche Systeme verwenden sogar eine gesonderte Hydraulikpumpe, um den Kolben Öldruck zuzuführen. Das Liefern von hydraulischem Modulationsdruck an den Schieber bei hoher Geschwindigkeit über zusätzliche Abdichtungen usw. führt bei diesen Systemen unvermeidlich dazu, daß sie mehr Reibung bei Geradeausfahrt aufweisen, als ein konventioneller Drehschieber. Desgleichen wird man, obwohl die Kompliziertheit und folglich die hohen Herstellungskosten dieser Systeme vielleicht bei manchen geschwindigkeitsempfindlichen Schieberanwendungen da gerechtfertigt sind, wo es notwendig ist, das Mittelstellmoment als Funktion der Fahrzeuggeschwindigkeit zu variieren, vielen geschwindigkeitsempfindlichen und tatsächlich allen nicht geschwindigkeitsempfindlichen Anwendungen in idealer Weise durch einen Mittelstellmechanismus gerecht, welcher den vorstehend genannten konstanten Eingangsmoment-Schwellenwert liefert, der mit der optimalen Genauigkeit und dem Lenkgefühl bei Geradeausfahrt verträglich ist.
Mechanische Mittelstellmechanismen des bisherigen Standes der Technik sind alle auf die Lieferung eines solchen konstanten Eingangsmoment-Schwellenwertes gerichtet, typischerweise von 0,5 bis 1,0 Nm, um jegliche Torsionsstabauslenkung während der Geradeausfahrt zu Null zu machen und erfordern keine hydraulische Hilfssysteme zum Betätigen derselben. Auch diese fallen wieder in drei Hauptkategorien.
Erstens basieren Mechanismen, wie jene, die in dem britischen Patent Nr. 2.165.502 (Adams) und dem US-Patent Nr. 4,428,399 (Masuda) beschrieben werden, auf einer großen "C-Feder", welche den Drehschieber über den Umfang umschließt und vorgesehen ist, um entweder den Torsionsstab zu verstärken oder als Alternative den Torsionsstab tatsächlich zu ersetzen. Radiale Stifte, die von dem Ritzel (oder der Buchse) und der Eingangswelle hervorstehen, sind in einer axial fluchtenden Position zwischen den beiden angrenzenden Armen der C-Feder doppelt eingeschlossen und vorbelastet, und es muß deshalb ein Eingangsmoment-Schwellenwert auf die Eingangswelle ausgeübt werden, bevor irgendein Schieberarbeitswinkel erzeugt wird. C-Feder-Anordnungen haben den Nach teil, daß ihre Auslenkung nicht nur den gesamten normalen Schieberarbeitswinkel (typischerweise ± 4 Grad) umfassen muß, sondern auch so gestaltet sein muß, daß sie bei dem sogenannten "eigensicheren" Winkel (typischerweise ± 7 Grad) nicht überbeansprucht werden. Dieser große eigensichere Winkel wird durch eine Totgang-Antriebsanordnung bei konventionellen Drehschiebern bestimmt, welche mechanisch den Schieberarbeitswinkel für den Fall eines Brechens des Torsionsstabes oder den Verlust an Hydraulikzuführung von der Pumpe begrenzt. Damit die C-Feder den schon weiter vorn angegebenen Eingangsmoment-Schwellenwert von 0,5 bis 1,0 Nm liefert, muß sie in axialer Richtung lang sein (gemessen parallel zur Achse des Drehschiebers), um eine Überbeanspruchung bei dem eigensicheren Winkel von ungefähr 7 Grad zu vermeiden, was deshalb zu einer zusätzlichen axialen Länge des Drehschiebers führt. Desgleichen bestehen, wenn die C-Federanordnung benutzt wird, um den Torsionsstab zu verstärken und nicht, um ihn zu ersetzen, Herstellungsprobleme bezüglich der weiter vorn erwähnten Ausgleichsoperation und um sicherzustellen, daß die durch den Torsionsstab definierte Schieber-Arbeitsmitte genau mit der durch die C-Feder definierte Arbeitsmitte fluchtet. Diese Konstruktions- und Herstellungsprobleme haben bedeutet, daß diese Technik keine weitgehende Annahme in der Industrie gefunden hat.
Zweitens basiert der in dem US-Patent Nr. 4,774,847 (Breitweg) beschriebene Mechanismus auf Kugeln, die zwischen gegenüberliegenden Sätzen von dreieckigen Vertiefungen in zwei zueinander axial verschieblichen Kolben eingeschlossen sind, und in dieser Hinsicht ist diese Anordnung ähnlich dem schon unter Bezugnahme auf das US-Patent Nr. 4,593,783 (Honaga u.a.) beschriebenen druckmodulierten Mechanismus. Jedoch ist die gesamte Anordnung axial miniaturisiert und umhüllt den Torsionsstab und bildet folglich eine Torsionsstab-Baueinheit, welche unter Anwendung normaler Herstellungsverhältnisse abgeglichen werden kann. Der bewegliche Kolben wird durch eine Wellrohrfeder nach oben gedrückt, welche auch dazu dient, den beweglichen Kolben in Drehrichtung gegenüber dem zutreffenden Ende der Torionsstab-Baueinheit zu fixieren. Weil die gesamte Baueinheit innerhalb der Eingangswelle untergebracht ist, muß, wie bei einem Torsionsstab in einem konventionellen Drehschieber, die Eingangswelle im wesentlichen rohrförmig sein, um den Durchmesser der Baueinheit (typischerweise ungefähr 16 mm) unterzubringen. Bis jetzt wird diese Anordnung bei ZF-Wellen mit einem Außendurchmesser der Eingangswelle von 22 mm verwendet. Es wäre schwierig, die Baueinheit weiter zu miniaturisieren, so daß sie beispielsweise bei der Mehrzahl von Servolenkschiebern verwendet werden kann, welche Eingangswellen mit einem Außendurchmesser von weniger als 21 mm verwenden. Desgleichen führt auch hier wieder die Verwendung von Miniaturkugeln, um die Arretierungswirkung zu erzielen, zu hohen Hertz'schen Kontaktspannungen. Diese Fakten bedeuten, kombiniert mit der Kompliziertheit des arretierten Torsionsstabsysterns, daß die Mindestkosten des Systems hoch sind und dieses nicht praktisch als "Zusatz-"Merkmal für einen Drehschieber mit konventionellem Durchmesser angeboten werden kann. Bei einem anderen mechanischen ZF-Mittelstellmechanismus, der in dem deutschen Patent Nr. 36 34 215 (Breitweg) gezeigt wird, wird ein ähnliches Prinzip von Kugeln, die zwischen gegenüberliegenden Sätzen dreieckiger Vertiefungen eingeschlossen sind, auch verwendet. Jedoch wird bei diesem letzteren Patent ein einziger Satz Vertiefungen verwendet, eine Vertiefung, welche an der axialen Endseite der Buchse maschinell eingearbeitet ist, wobei die gegenüberliegende Vertiefung an einem Federstahlbund ausgebildet ist, welcher auf den Außendurchmesser der Eingangswelle aufgeklemmt ist. Es wäre jedoch zu erwarten, daß diese Baueinheit verhältnismäßig torsionsnachgiebig ist und deshalb wenig zur Steifigkeit bei Mittelstellung zu der des Torsionsstabes hinzufügen würde. Wie im Fall des US-Patents 4,774,874 (Breitweg) bedeutet die einfache Doppel-V-Vertiefungsanordnung mit parallelen Seiten, daß die Auslenkung des elastischen Gliedes den gesamten "eigensicheren" Winkel des Servo-Lenkschiebers umfassen muß. Das elastische Element muß deshalb eine nennenswerte Menge an Formänderungsenergie speichern und ist deshalb schwierig zu miniaturisieren, und es muß trotzdem eine Überbeanspruchung während der vielen Millionen Lastwechsel vermieden werden, die während der Lebensdauer eines Servo-Lenkschiebers zu erwarten sind.
Drittens schließt der in dem deutschen Patent Nr. 30 13 535 (Jablonsky) beschriebene Mechanismus einen diametral angeordneten Stahlblech-Knickstab ein, welcher sich durch Beulen dann verformt, wenn ein Eingangsmoment, das einen gegebenen Schwellenwert überschreitet, auf die Eingangswelle aufgebracht wird. Dieser Schwellenwert wird durch die Kinematik des Mechanismus' und die Knickstabfestigkeit des Stahlblechelementes bestimmt. Das zutreffende Mittelstellmoment, welches verhältnismäßig groß bis zu dem Beulpunkt ist, reduziert sich dann, wenn eine progressive Beuldefomation auftritt. Beulung ist auf Grund seiner eigentlichen Natur ein sehr schwierig genau analytisch vorauszusagendes Phänomen und ist sehr stark eine Funktion von Parametern, welche in einer Produktionsumgebung sehr schwierig zu steuern sind. Beispielsweise wird, wie in dem Patent selbst anerkannt, eine geringe voreingestellte Biegung in dem Knickstabelement drastisch die Beulfestigkeit dieses Elementes herabsetzen und deshalb den sich ergebenden Eingangsmoment-Schwellenwert reduzieren. Aus diesen Gründen sind wir der Ansicht, daß dieser Mechanismus bis jetzt noch nie in der Produktion verwendet worden ist.
Angesichts der Nachteile des Standes der Technik ist es das Ziel der vorliegenden Erfindung, für einen Mittelstellmechanismus zu sorgen, den man in einen konventionellen geschwindigkeitsempfindlichen oder nicht geschwindigkeitsempfindlichen Drehschieber mit Standard-Außendurchmesser (typischerweise ungefähr 37,5 mm) einbauen kann. Die Einrichtung sollte auch eine minimale zusätzliche Länge bei dem Drehschieber bringen und als "Zusatz"- oder freigestelltes Merkmal nutzbar sein, um das Geradeaus-Fahrverhalten eines Drehschiebers zu verbessern, der ansonsten Standardformat hat. Wie schon weiter vorn erklärt, zielt der Mittelstellmechanismus darauf ab, den Schieber in seinen neutralen Zustand bis zu einem Eingangsmoment-Schwellenwert von (ungefähr) 0,5 bis 1,0 Nm vorzubelasten, der mit einer Geradeausfahrt verträglich ist. Die Genauigkeit und das Fahrgefühl wird unter diesen Bedingungen nur dann optimiert, wenn eine Schieberreibung ebenfalls absolut minimiert wird. Ein vollkommen mechanisches Arretierungssystem, das nur rollenden Kontakt verwendet, ist mit dieser Zielstellung vereinbar und ist deshalb ein Element dieser Erfindung. Die Beschränkung aller mechanisch betätigten Mittelstellmechanismen (Zentriermechanismen) des Standes der Technik ist die Fähigkeit des Federelementes, für das erforderliche Schwellenmoment bei Mittelstellung zu sorgen und trotzdem nicht bei dem eigensicheren Schieberwinkel von ungefähr 7 Grad überbeansprucht zu werden. Diese Problem bezieht sich grundsätzlich auf das Formänderungsenergie-Speichervermögen bei einem gegebenen Federstahlvolumen und wird bei der vorliegenden Erfindung dadurch angesprochen, daß die Notwendigkeit eines linearen oder nicht-linearen Aufbaus bei der Mittelstellkraft (Zentrierkraft) als Funktion des Schieber-Betätigungswinkels nachdem der Eingangsmoment-Schwellenwert überschritten ist, vermieden wird. Wie gesehen, zeigen mechanisch betätigte Zentriersysteme auf Arretierungsbasis des Standes der Technik von sich aus diese lineare Beziehung, was bedeutet, daß übermäßig große Energiemengen in dem Federelement im Vergleich zu jenen gespeichert werden, die mit jenen vergleichbar sind, die notwendig sind, um den geforderten Eingangsmoment-Schwellenwert zu erreichen.
Die vorliegende Erfindung besteht aus einem Drehschieber für ein Servolenkgetriebe mit einer Eingangswelle, einer Buchse, einem angetriebenen Element und einem vollständig mechanisch betätigten Zentriermechanismus, wobei der Zentriermechanismus ein oder mehrere Rollenelemente hat, die jeweils zwischen einem Paar gegenüberliegender, mit Ausnehmungen versehener Elemente angeordnet sind, wobei ein mit Ausnehmungen versehenes Element von jedem Paarin Bezug auf oder integral mit der Eingangswelle drehbar befestigt ist und das andere mit Ausnehmungen versehene Element von jedem Paar in bezug auf oder integral mit der Buchse oder dem angetriebenen Element drehbar befestigt ist, wobei jedes Paar gegenüberliegender, mit Ausnehmungen versehener Elemente durch ein Federmittel zusammengedrückt wird, um eines der Rollelemente dazwischen einzuklemmen, um dadurch eine Verriegelungswirkung zwischen der Eingangswelle und der Buchse oder dem angetriebenen Element zu erzeugen, wobei eine Relativbewegung zwischen der Eingangswelle und der Buche oder dem angetriebenen Element nur bei Aufbringen eines Eingangsdrehmomentes auftritt, welches einen vorgegebenen Schwellenwert überschreitet, dadurch gekennzeichnet, daß, nachdem der vorgegebene Schwellenwert für das Eingangsdrehmoment überschritten wurde, jedes Rollelement zwischen gegenüberliegenden Oberflächenkonturen des Paares der sich gegenüberliegenden, mit Ausnehmungen versehenen Elemente rollt, wobei die Konturen jeweils eine konvexe Oberfläche mit einer derartigen Form haben, daß ein Zentriermoment zwischen der Eingangswelle und der Buchse oder dem angetriebenen Element erzeugt wird, welches bei steigendem Ausmaß der Drehung weg von einem neutralen Zustand des Drehschiebers abnimmt.
Die Geometrie der Ausnehmungen und die entsprechende Abnahme des Zentriermomentes haben die Wirkung, daß die Auslenkung der Federn im Vergleich zu den Fällen des Standes der Technik verringert wird, bei denen die Ausnehmungen dreieckig in der Form sind und folglich zu keiner solchen Abnahme führen. Dieses begrenzt die in der Feder gespeicherte Formänderungsenergie konsequent und läßt folglich eine praktische, mehr kompakte Gestaltung derartiger Federn zu. Es wird in der Tat bevorzugt, die Geometrie der Ausnehmungen derart anzuordnen, daß ihre zutreffende Kontaktfläche mit den rollenden Elementen bei großen Arbeitswinkeln, die nicht mit der Geradeausfahrt verbunden sind, parallel zu der Richtung der relativen Verschiebung zwischen der Eingangswelle und der Buchse (oder dem angetriebenen Element) wird. Dies führt dazu, daß das Zentriermoment praktisch auf den Wert Null reduziert wird, was bedeutet, daß für solche großen Arbeitswinkel keine Verstärkung des Torsionsstabes auftritt. Folglich kann ein Standardbereich von Schieber-Arbeitswinkeln bei der Konstruktion des Drehschieber verwendet werden (typischerweise 4 Grad, wie weiter vorn angegeben), der nicht notwendigerweise durch die vorstehend angeführten Herstellungsnachteile reduziert wird. In dieser Situation, bei der das Zentriermoment so angeordnet ist, daß es sich auf den Wert Null reduziert, sind Anschläge an dem parallelen Abschnitt der Ausnehmungen vorgesehen, wodurch der Weg der Rollen reduziert und deren Wiedereintreten in die Ausnehmungen sichergestellt wird, wenn der Schieber in seine neutrale (Mittel-) Stellung zurückkehrt.
Es wird auch bevorzugt, daß das Rollelement eine zylindrische Gestalt hat und im wesentlichen einen Linienkontakt mit prismenförmigen Ausnehmungen in den mit Ausnehmungen versehenen Elementen bildet. Dies reduziert die Hertz'schen Spannungen zwischen der Kontur der Ausnehmungen und einem Rollelement von gegebenem Durchmesser und reduziert folglich den Durchmesser des Rollelementes verglichen mit einem äquivalent beanspruchten sphärischen Element beträchtlich.
Die Verwendung eines Linienkontakts bedeutet, daß die Kontur der Ausnehmungen so gewählt werden muß, daß sie einen wesentlich kleineren Radius als denjenigen des Rollelements haben, wobei sie sich sogar einer scharfkantigen Kontur nähert, wobei trotzdem die Spannungen am Kontaktpunkt nicht den Grenzwert für praktische technische Materialien (zum Beispiel für gehärteten Stahl) überschreiten. Es wird folglich auch bevorzugt, daß die Geometrie der Kontur der Ausnehmungen V-förmig bis zu dem Punkt ist, der unmittelbar an die Konatktlinie mit dem Rollelement angrenzt, wenn die Arretierung zentriert ist. Wenn jedoch der Schwellenwert des Eingangsmoments überschritten wird, dann rollt das Rollelement um einen kleinen Radius auf der Kontur herum, und dies führt dazu, daß der geometrische Ort des Rollelements um einen Radius bogenförmig ist, der nur geringfügig größer als der des Rollelementes ist. Diese Tatsache dient, kombiniert mit der Verwendung von Rollelementen mit kleinem Durchmesser, wieder dazu, die notwendige Auslenkung der Feder zu begrenzen, nachdem der Schwellenwert des Eingangsmomentes überschritten worden ist und reduziert folglich die Größe der Feder und ermöglicht, daß der Zentriermechanismus praktischer in eine Standard-Drehzylinderanordnung eingesetzt werden kann.
Es wird bevorzugt, daß der Zentriermechanismus so angeordnet ist, daß die Arretierung im wesentlichen radial bezogen auf die Mittelachse des Drehschiebers und die Achse der Rollelemente und die entsprechenden prismatischen Ausnehmungen der mit Ausnehmungen versehenen Elemente wirkt, welche parallel zu dieser Achse angeordnet sind. Der Zentriermechanismus kann an einem der beiden Enden der Buchse und so angeordnet sein, daß er direkt zwischen der Eingangswelle und der Buchse wirkt, um den Torsionsstab zu verstärken. Die Eingangswelle hat diametral entgegengesetzte axial ausgerichtete Ausnehmungen an ihrem Außendurchmesser und bildet das innere mit Ausnehmungen versehene Element.
Bei einer ersten bevorzugten Ausführungsform ist der Träger an einer Endfläche der Buchse angebracht, und dieser Träger hat zwei diametral gegenüberliegende sich radial erstreckende Vertiefungen. Jede solche Vertiefung hat einen rechteckigen mit Ausnehmungen versehenen Kolben, welcher radial in der Vertiefung mit einem Seitenspiel von praktisch Null gleitet. Ein Rollelement ist zwischen der Ausnehmung in jedem Kolben und der angrenzenden Ausnehmung an dem Außendurchmesser der Eingangswelle eingeschlossen. Zwei halbmondförmige Arme liegen in einer Umfangsvertiefung, welche sich um den Außendurchmesser des Trägers herum erstreckt. Die Mitte jedes Arms steht in Kontakt mit der radial am weitesten außen liegenden Fläche an jedem Kolben. Haken, die an den Enden jedes Arms ausgebildet sind, sind entsprechend durch Spiralzugfedern verbunden, welche die beiden Arme und folglich die beiden Kolben gegenseitig in Richtung auf die Mittelachse des Schiebers drücken. Dadurch wird jede Rolle zwischen ihrer entsprechenden Ausnehmung an dem Kolben und ihrer angrenzenden Ausnehmung an dem Außendurchmesser der Eingangswelle belastet, und für Eingangsmomente, welche den Eingangsmoment-Schwellenwert nicht überschreiten, tritt ein Vierlinienkontakt bei jedem der zwei Rollelemente auf. Wenn Eingangsmomente, die diesen Schwellenwert überschreiten, aufgebracht werden, dann wird der mit Ausnehmungen versehene Kolben gegen die Reaktionskraft infolge der Federbelastung radial nach außen getrieben, und das Rollelement rollt in Zweilinienkontakt zwischen angrenzenden Ausnehmungen, wenn ein Ventilarbeitswinkel auftritt. Eine mechanische Ausgleichsoperation wird während der Herstellung des Drehschiebers ausgeführt, um sicherzustellen, daß die Winkelorientierung des Trägers und der Endfläche der Buchse derart ist, daß der Vierlinienkontakt zwischen dem Rollelement und seinen angrenzenden in Kontakt kommenden Ausnehmungen für ein Eingangsmoment vom Wert Null auftritt. Desgleichen stellt diese Ausgleichsoperation sicher, daß der Eingangsmoment- Schwellenwert für Manöver nach links und nach rechts ungefähr gleich und fluchtend mit dem neutralen Zustand ist, welcher durch die Verstärkungscharakteristik für den Schieber definiert wird.
Diese Anordnung ist kompakt innerhalb des Inneren der zylindrischen Oberfläche, die durch den Außendurchmesser ein einer Standardbuchse definiert ist und bringt eine minimale zusätzliche Länge für den Drehschieber. Sie kann deshalb als "Zusatz"- oder freigestelltes Merkmal mit aufgenommen werden, um die Steifigkeit und das Lenkgefühl eines Standard-Drehschiebers zu verbessern.
Bei einer zweiten bevorzugten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung hat der Träger eine flache Stimseite und ist an der Endfläche der Buchse mit Hilfe von Schrauben oder anderer Befestigungsmittel angebracht. Die mit Ausnehmungen versehenen Kolben sind radial nach innen durch die beiden C-Federn belastet, welche mit der radial am weitesten außen liegende Seite der Kolben in Kontakt stehen. Die mit Ausnehmungen versehenen Kolben, die Rollelemente und die C-Federn sind axial mit einer Deckplatte festgespannt, welche auch als sich nicht drehende Scheibe und Arretierungslasche für die Befestigungsschrauben dient. Die Montagelöcher in dem Träger sind groß im Vergleich zu dem Nenndurchmesser der Befestigungsschrauben oder anderen Befestigungsmittel, und deshalb ist ein geringes Ausmaß an Verschiebung dieses Trägers bezogen auf die Endfläche der Buchse, sowohl radial, als auch in Drehrichtung, vor dem Festziehen möglich. Dies gewährleistet, daß der Zentriermechanismus in Drehrichtung genau an die Zentrierkräfte angepaßt ist, die durch den Torsionsstab nach dem Festziehen geliefert werden. Das heißt, für eine Zentrierkraft des Torsionsstabes vom Wert Null stehen die gegenüberliegenden zylindrischen Rollen in 4-Linien-Kontakt mit den Arretierungsausnehmungen, d.h. im 2-Linien-Kontakt mit der prismatischen Ausnehmung am Außendurchmesser der Eingangswelle und gleichzeitig im 2-Linien-Kontakt mit der prismatischen Ausnehmung an der nach innen zeigenden Fläche der mit Ausnehmungen versehenen Kolben.
Die vorliegende Erfindung wird jetzt in der Form eines Beispiels unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen beschrieben, bei welchen:
Fig. 1 eine Ansicht im Schnitt durch einen Servolenk-Drehschieber ist, in den eine erste Ausführungsform der Erfindung enthalten ist;
Fig. 2 eine auseinandergezogene isometrische Ansicht des in Fig. 1 gezeigten Servolenk-Drehschiebers ist, welche die Einzelheiten des Zusammenbaus der Bauteile bei dem Zentriermechanismus zeigt;
Fig. 3 eine teilweise geschnittene Endansicht des Zentriermechanismus' in Ebene AA von Fig. 1 ist;
Fig. 4 eine Ansicht im Schnitt des Zentriermechanismus' in Ebene BB von Fig. 3 ist;
Fig. 5a eine Endansicht im Schnitt der mit Ausnehmungen und Rollelementen versehenen Arretieranordnung innerhalb des Zentriermechanismus' ist, wenn sich der Schieber in der neutralen (Mittel-) Stellung befindet;
Fig. 5b eine Endansicht im Schnitt der mit Ausnehmungen und Rollelementen versehenen Arretieranordnung innerhalb des Zentriermechanismus' ist, wenn sich der Schieber über einen Winkel aus der neutralen Stellung verschoben hat;
Fig. 6 Einzelheiten über den geometrischen Ort der Mitte des Rollelementes zeigt, wenn der Schieber zunehmend über einen Winkel aus seiner neutralen Stellung verschiebt;
Fig. 7 eine Grafik ist, welche das Zentriermoment als Funktion des Schieber-Arbeitswinkels darstellt;
Fig. 8 Einzelheiten einer anderen alternativen Ausnehmungsgeometrie und des entsprechenden geometrischen Ortes der Mitte des Rollelementes zeigt;
Fig. 9 Einzelheiten noch einer anderen alternativen Ausnehmungsgeometrie und des entsprechenden geometrischen Ortes der Mitte des Rollelementes zeigt;
Fig. 10 eine auseinandergezogene isometrische Ansicht eines Drehschiebers mit einer zweiten Ausführungsform der Erfindung zeigt;
Fig. 11 eine teilweise Endansicht im Schnitt, parallel zur Schieberachse gesehen, des Zentriermechanismus' entsprechend der zweiten Ausführungsform der Erfindung ist;
Fig. 12 eine Grundrißansicht in Richtung C von Fig. 11 ist;
Fig. 13 ein Aufriß im Durchmesser D von Fig. 11 ist; und
Fig. 14 eine modifizierte Version der zweiten Ausführungsform der Erfindung unter Verwendung von drei mit Ausnehmung versehenen Kolben und drei verbindenden C-Federn ist.
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Fig. 1 zeigt die Schieberbaueinheit mit einer Eingangswelle 1, die im Innern von Buchse 2 gelagert und elastisch mit Ritzel 3 (dem angetriebenen Element) durch Torsionsstab 4 verbunden ist. Buchse 2 ist drehbar mit Ritzel 3 durch den Buchsen-Antriebszapfen 5 verbunden, wohingegen Torsionsstab 4 an seinem linken Ende mit Eingangswelle 1 durch Torsionsstabzapfen 6 und an seinem rechten Ende mit Ritzel 3 durch eine Schmiedestückverbindung 7 befestigt ist. Deshalb lenkt ein auf die Eingangswelle 1 aufgebrachtes Eingangsmoment den Torsionsstab 4 winklig aus und verursacht eine Winkelverschiebung zwischen Eingangswelle 1 und Buchse 2, was in der Technik als Schieber-Arbeitswinkel bekannt ist. Die Art und Weise, in welcher der Schieber-Arbeitswinkel dazu dient, die hydraulische Unterstützung in dem Lenkgetriebe zu erzeugen und folglich der Zahnstange 8 eine axiale Ausgangskraft zu erteilen, wird gut von Personen verstanden, welche Kenntnisse in der Technik von Servolenkgetrieben haben und wird in dieser Beschreibung nicht weiter detailliert dargestellt.
Die Schieber-Baueinheit hat auch einen Zentriermechanismus 9, welcher an dem Ende der Buchse 2 montiert ist, das von Ritzel 3 entfernt liegt. Dieser Mechanismus wird stärker detailliert in Fig. 2, 3 und 4 gezeigt. Der Zentriermechanismus 9 ist so angeordnet, daß er direkt zwischen Eingangswelle 1 und Buchse 2 wirkt, um ein Zentriermoment zwischen diesen Elementen zu erzeugen, welches das lineare Zentriermoment verstärkt, das von dem Torsionsstab 4 hergeleitet wird. Eingangswelle 1 hat zwei diametral gegenüberliegende axial ausgerichtete prismatische Ausnehmungen 10 an ihrem Außendurchmesser. Träger 11 ist gegen die Endfläche 12 von Buchse 2 angeordnet und an dem außenliegenden Drehzapfen 13 durch den Eingriff mit dem zylindrischen Flansch 14 von Träger 11 zentriert. Er ist in Winkel- und Achsenrichtung dadurch befestigt, daß Flansch 14 in Bohrpunktvertiefungen 15 in einem Drehzapfen 13 deformierbar eingedrückt wird, wie bei Eindrückpunkt 16. Träger 11 hat zwei diametral gegenüberliegende sich radial erstreckende Vertiefungen 17, wobei jede Vertiefung 17 einen rechteckigen mit Ausnehmungen versehenen Kolben 18 aufweist, welcher radial entlang der parallelen Seitenflächen 19 von Vertiefung 17 mit einem Spiel von praktisch Null gleitet. Prismatische Ausnehmungen 20 in den radial am weitesten nach innen liegenden Seiten der Kolben 18 sind ebenfalls axial zur Schieber-Mittelachse 21 ausgerichtet. Zylindrische Rollen 22 sind zwischen Ausnehmung 20 in jedem Kolben 18 und der angrenzenden Ausnehmung 10 an dem Außendurchmesser von Eingangswelle 1 eingeschlossen. Die halbrnondförmigen Arme 23 liegen in einer über den Umfang verlaufenden Vertiefung 24, welche sich um den Außendurchmesser von Träger 11 herum erstreckt, wobei sie sich mit sich radial erstreckenden Vertiefungen 17 schneiden. Die mittlere Innenfläche jedes Arms 23 hat einen kleinen Rezeß 25, welcher sich in die Vertiefung 26 in der radial am weitesten außen liegende Fläche von Kolben 18 verzahnt. Haken 27 sind an den Enden jedes Arms 23 ausgebildet und tragen Spiral-Zugfedern 28, welche eine Verbindung mit angrenzenden Haken an gegenüberliegenden Armen 23 herstellen und dadurch die Arme und folglich auch gegenüberliegende Kolben 18 zusammendrücken U-förmige Klammern 29 halten die zylindrischen Rollen 22 axial fest und dienen auch dazu, den gesamten Zentriermechanismus als einzelne Einheit zusammenzuhalten, um einen Anbau an den Drehschieber während der Herstellung zu erleichtern.
Durch das Zusammendrücken der Kolben 18 erhält jede Rolle 22 zwischen ihrer entsprechenden Ausnehmung 20 in Kolben 18 und ihrer angrenzenden Ausnehmung 10 an dem Außendurchmesser von Eingangswelle 1 eine Belastung als Rollwirkungs-Arretierung. Bei Eingangsmomenten, welche den Schwellenwert des Eingangsmomentes der Arretierung nicht überschreiten, tritt ein Vierlinien-Kontakt an jeder zylindrischen Rolle 22, wie bei den Kontaktpunkten 30 a-d in Fig. 5a auf. An jedem Kontaktpunkt 30 a-d ist die Kontur der entsprechenden Ausnehmung 10 oder 20 tangential zu der zylindrischen Fläche der zylindrischen Rolle 22 und ermöglicht bei genauer Kenntnis der tatsächlichen Geometrie der Arretierung und der übrigen Bauteile von Zentriermechanismus 9 eine einfache Berechnung des Eingangsmoment-Schwellenwertes. Für die gezeigte Ausführungsform mit zwei zylindrischen Rollen 22 und zwei Federn 28, welche jeweils im neutralen Zustand auf eine Kraft F vorbelastet sind, ist der Eingangsmoment-Schwellenwert T durch die folgende Gleichung gegeben:
T = 2F x Radius 31 x tan (Winkel 32),
wobei Radius 31 der radiale Abstand zwischen Schieberachse 21 und der Mitte 33 der zylindrischen Rolle 22 ist und Winkel 32 die Hälfte des eingeschlossenen Winkels der Kontaktpunkte 30a und 30b bezogen auf die Mitte 33 ist.
Wenn Eingangsmomente, welche diesen Schwellenwert überschreiten, auf die Eingangswelle 1 aufgebracht werden, dann werden die Kolben 18 progressiv gegen die Reaktionskraft nach außen getrieben, welche durch die Federn 28 aufgebracht wird, und die zylindrischen Rollen 28 rollen in Zweilinien-Kontakt zwischen angrenzenden Ausnehmungen in Eingangswelle 1 und den Kolben 18, wenn ein Ventilarbeitswinkel auftritt. Diese beiden Kontaktlinien werden wieder als Kontaktpunkte 30a und 30b in Fig. 5b gezeigt. Man sieht auch, daß das Zentriermoment, welches sich aus der Arretierung in ihrer jetzt verschobenen Stellung ergibt, sich beträchtlich reduziert hat, hauptsächlich als Folge der Reduzierung von Winkel 32 auf Winkel 32a. Dies ist der grundlegende Mechanismus, durch welchen verursacht wird, daß das Zentriermoment zwischen Eingangswelle 1 und Buchse 2 für ansteigende Beträge des Schieberwinkels weg aus der neutralen Stellung abnimmt, wodurch eine Auslenkung der Federn 28 begrenzt wird.
Die Geometrie, die sich auf diese Erscheinung bezieht, wird in Fig. 6 deutlicher gezeigt, in welcher der geometrische Ort der Mitte 33 der zylindrischen Rolle 22 aufgezeichnet ist, wenn er zu irgendeiner der beiden Seiten aus dem neutralen Zustand verschoben wird. Für Eingangsmomente im Uhrzeigersinn rollt die zylindrische Rolle 22 bezogen auf die Eingangswellenausnehmung 10 über die Stellungen 33, 33a, 33b und 33c nach links. Beachten Sie, daß Stellung 33a jener in Fig. 5b gezeigten Stellung entspricht, wo die zylindrische Rolle ungefähr gegen die Seitenfläche 19 von Träger 11 zur Anlage kommt, jedoch die weiteren Stellungen 33b und 33c ebenfalls in der Praxis von dem tatsächlichen Typ der erforderlichen Arretierungswirkung abhängen. Für Eingangsmomente entgegen dem Uhrzeigersinn bewegt sich die Rolle 22 bezogen auf die Eingangswellenausnehmung 10 über die Stellungen 33, 33d, 33e und 33f nach rechts. Weil die Kontur von Ausnehmung 10 in Eingangswelle 1 nahezu scharfkantig angrenzend an die Kontaktpunkte 30a und 30b im neutralen Zustand sind, sind Teile des geometrischen Ortes 33-33b und 33-33e ungefähr bogenförmig um diese drei Punkte und begrenzen effektiv das radiale Ansteigen von Mitte 33 der zylindrischen Rolle 22 auf den Abstand 35. Dies entspricht einer Auslenkung der Federn 28 vom Vierfachen dieses Abstandes. Jedoch ist der Abstand 35 vielmals kleiner als der Abstand 36, welcher dem radialen Anstieg von Mitte 33 der zylindrischen Rolle 22 entspricht, wenn eine einfache dreieckige Ausnehmung verwendet würde, wie bei Zenttiermechanismen des bisherigen Standes der Technik. Folglich wird die Auslenkung der Federn 28 beträchtlich reduziert, wodurch man sie in dem Träger 11 unterbringen kann, der an der Endfläche von Buchse 2 montiert ist.
Fig. 7 stellt grafisch die entsprechende Beziehung des Zentriermomentes als Funktion des Schieber-Arbeitswinkels dar, wenn eine Kombination mit der linearen Wirkung des Torsionsstabes erfolgt. Diese kombinierte Beziehung ist als Kurve 37-37c gezeichnet, wobei dieser letztere Punkt dem typischen eigensicheren Winkel F des Drehschiebers von 7 Grad entspricht. Wie man sieht, ist die Zentrierkraft, die als Beitrag von dem Zentriermechanismus geliefert wird, dann maximal, wenn sich der Schieber in seiner Mittel- oder neutralen Stellung befindet und entspricht dem Eingangsmoment-Schwellenwert T wie bei Punkt 37. Dieses Zentriermoment wird mit der Reduzierung von Winkel 32 bei Punkt 37b auf Null gedämpft, wo keine weitere Torsionsstabverstärkung bis zum eigensicheren Winkel F bei Punkt 37c auftritt. Mit anderen Worten, die Linie 37b-37c fällt mit Linie 38 zusammen, die der einfachen linearen Beziehung für den Torsionsstab allein entspricht.
Wenn die Federn 28 eine nennenswerte Federkonstante haben, dann tendiert die Kurve 37-37b dazu, sich nach oben auszubauchen, was als alternative Kurve 39 angegeben ist. Diese Situation ist unter der Voraussetzung nicht kritisch, daß die Gesamtsteigung der Beziehung des Zentriermomentes immer monoton ansteigend ist, wie bei dem gezeigten Fall. Wenn extrem steife Federn 28 bei dem System verwendet werden, dann baucht sich Kurve 39 in dem Ausmaß weiter aus, wie in Kurve 40 gezeigt, was zu einer negativen Steigung in dem Bereich 41 führt. Dies führt zu einer instabilen Drehschieberbetätigung und hat einen nicht-kontinuierlichen Anstieg beim Schieber-Arbeitswinkel für ein progressives Aufbringen von Eingangsmoment durch den Fahrer zur Folge.
Man erkennt aus Kurve 37-37c, daß der Arbeitswinkel des Schiebers für ein gegebenes Eingangsmoment beim eigensicheren Winkel F identisch mit dem für einen einfachen Drehschieber ist, welcher nur einen Torsionsstab hat (d.h. keinen mechanischen Zentriermechanismus). Wenn eine Arretierung mit dreieckigen Ausnehmungen entsprechend der Kurve 42 verwendet würde, dann würde dies zu einem beträchtlich reduzierten eigensicheren Winkel G für dasselbe Eingangsmoment führen. Wie schon weiter vorn angegeben, führt diese Anordnung, welche bei mechanischen Zentriermechanismen des bisherigen Standes der Technik verwendet wird, zu größeren Schwierigkeiten bei der Herstellung infolge des insgesamt reduzierten Schieber-Arbeitswinkels (d.h. G gegenüber F).
Die in Fig. 6 gezeigte nahezu scharfkantige Kontur ist optimal bezogen auf die Begrenzung der radialen Anstiegsentfernung 35 von der Mitte 33 der zylindrischen Rolle 22. Wie schon weiter vorn angegeben, hat die Verwendung einer zylindrischen Rolle, verglichen mit dem sphärischen Element, die Wirkung der Verteilung von Belastungen entlang der Kontaktlinien 30a-30d und gestattet folglich solche nahezu scharfen Kanten. Wenn ein spezielles Materialerfordernis die möglichen Hertz'schen Spannungen auf ein Ausmaß begrenzt, daß solche nahezu scharfen Kanten an den Konturen der Ausnehmungen 10 und 20 nicht tunlich sind, dann kann eine in Fig. 8 gezeigte alternative Ausführungsform benutzt werden. Bei dieser Anordnung werden die nahezu scharfen Kanten 30a und 30b durch prismatische Hohlkehlenradien 43a und 43b ersetzt, und der neue geometrische Ort 44 der Mitte 33 der zylindrischen Rolle 22 ist jetzt um die Mitte 45 und 46 dieser Hohlkehlenradien gekrümmt. Der radiale Anstieg von Achse 33 und folglich die Gesamtauslenkung der Federn, wird geringfügig auf einen Abstand 45 erhöht, jedoch sind die Hertz'schen Kontaktspannungen beträchtlich reduziert. Alternativ kann eine geringfügig kleinere Rolle unter Beibehaltung der Kinematik von Fig. 6 verwendet werden. Eine andere Alternative ist, daß eine Kontur von sich änderndem Radius bei den Ausnehmungen verwendet werden könnte, wie als Kontur 46 in Fig. 9 gezeigt. Die radiale Anstiegsentfernung 47 der Mitte 33 der zylindrischen Rolle 22 ist eine Funktion der Gestalt von Kontur 48, jedoch ist auch wieder die resultierende maximale Auslenkung der Federn 28 (in diesem Fall das Vierfache der Entfernung 47) im Vergleich zu dem Fall der dreieckigen Ausnehmungen des bisherigen Standes der Technik beträchtlich reduziert.
Im vorstehenden Fall von Fig. 8 und 9 wird natürlich erkannt, daß Kräfte auf der zylindrischen Rolle 22 nur dann ausgeglichen werden, wenn die Konturen der Ausnehmungen 10 in der Eingangswelle 1 in der Form im wesentlichen identisch mit der Kontur von Ausnehmungen 20 in Kolben 18 sind. Wenn dies nicht der Fall ist, dann können die zylindrischen Rollen 22 eher dazu tendieren, zu gleiten, als zu rollen und erhalten folglich eine Fehlorientierung. Unabhängig davon gewährleisten die Seitenflächen 19 in Träger 11, welche so positioniert sind, daß sie die Bahn der zylindrischen Rollen 22 begrenzen, die maßlich vergleichbar mit dem eigensicheren Winkel des Schiebers ist, daß dann, wenn das zylindrische Rollelement über die 2-Linien-Kontaktstellung (d.h. die zentrale oder Mittelstellung) bezogen auf eine der Ausnehmungen 10 oder 20 verläuft, die zylindrische Rolle nicht zu rollen aufhört und auf die Herstellung des 2-Linien-Kontaktes mit der gegenüberliegenden Ausnehmung wartet, bevor die normale Rollwirkung der Arretierung wiederhergestellt wird. Diese Anordnung gewährleistet deshalb jederzeit eine richtige Orientierung der Rolle zwischen gegenüberliegenden Ausnehmungen.
Jetzt wird eine zweite Ausführungsform der vorliegenden Erfindung unter Bezugnahme auf Fig. 10, 11, 12, 13 und 14 beschrieben.
Bei dieser zweiten Ausführungsform sind die Eingangswelle 50, die prismatischen Ausnehmungen 51 und die zylindrischen Rollen 52 im wesentlichen dieselben, wie für die weiter vorn beschriebene erste Ausführungsform und entsprechen den Positionen 1, 10 bzw. 12 in Fig. 2 bis 9. Der Träger 53 hat eine flache Stirnseite und ist an Buchse 54 mit Hilfe von zwei Schrauben mit Sechskantkopf 55 befestigt, welche in mit Gewinde versehenen Bohrungen 56 in der Endseite von Buchse 54 eingeschraubt werden. Rechteckige mit Ausnehmungen versehene Kolben 57 gleiten wieder radial entlang der parallelen Seitenflächen 58 von Vertiefungen 59 in Träger 53 mit einem Spiel von praktisch Null. Die doppelt eingespannte Rollwirkung, die sich aus der Geometrie der prismatischen Ausnehmungen 51 und 60 (die letzteren in den mit Ausnehmungen versehenen Kolben 57) und der zylindrischen Rollen 52 ergibt, ist genau dieselbe, wie für den Fall der ersten Ausführungsform.
Jedoch schließt bei dieser zweiten Ausführungsform der radial am weitesten nach innen liegende Teil der mit Ausnehmungen versehenen Kolben 57 auch mit einem Radius versehene Totanschläge 61 ein, welche wie im Fall der Seitenflächen 19 bei der ersten Ausführungsform dazu dienen, eine Fehlorientierung zu korrigieren und den Weg der zylindrischen Rollen 52 zu begrenzen. Die mit Ausnehmungen versehenen Kolben 57 sind ebenfalls radial nach innen vorbelastet, nicht durch Spiralfedern 28, wie bei der ersten Ausführungsform, sondern durch zwei C-Federn 62, die an dem mit einer Kontur versehenen Teil 63 der mit Ausnehmungen versehenen Kolben 57 gelagert sind. Eine axiale Begrenzung der zylindrischen Rollen 52, der mit Ausnehmungen versehenen Kolben 57 und der C-Federn 62 erfolgt über die Deckelplatte 63. Deckelplatte 63 wirkt auch als sich nicht drehende Scheibe für die Sechskantkopfschrauben 55 und erleichtert auch ein Blockieren dieser Schrauben über Ansätze 64. Die C-Federn 62 sind, obwohl sie so gezeigt sind, daß sie von einheitlicher Dicke sind, von sich ändernder Breite gemessen in der Axialrichtung. Entsprechend der üblichen Praxis bei der Gestaltung von C-Federn wird die größte Breite in ihrem mittleren Bereich verwendet, wo ein maximales Biegemoment auszuhalten ist, wohingegen sie an ihren Enden angrenzend an ihren Kontaktpunkt mit dem mit Konturen versehenen Teil 63 von mit Ausnehmungen versehenen Kolben 57 sie einem geringeren Biegemoment ausgesetzt sind und man es sich deshalb leisten kann, sie schmaler zu machen. Auf diese Weise werden Biegespannungen einheitlicher in der C-Feder im Vergleich zu einer C-Feder verteilt, die eine einheitliche Breite hat und für einen gegebenen maximalen Spannungswert für eine minimale Federkonstante gesorgt.
Die symmetrisch untergebrachte C-Feder-Anordnung gewährleistet eine minimale Seitenbelastung zwischen den Seitenflächen 58 der Vertiefungen 59 und den Gleitflächen von mit Ausnehmungen versehenen Kolben 57, wodurch Reibung und Verschleiß minimiert werden. Es ist natürlich möglich, daß für bestimmte Anwendungen das elastische Element aus nur einer C-Feder bestehen könnte. Diese C-Feder könnte aus einem einzigen Federstahlblech hergestellt oder alternativ mehrlagig oder aus Blättern zusammengesetzt sein.
Für Anwendungen, welche einen großen Betrag an Arretierwirkung erfordern, ist es auch möglich, daß drei mit Ausnehmungen versehene Kolben bei dem mechanischen Arretierungsmechanismus verwendet werden könnten, die gegenseitig radial um ungefähr 120 Grad versetzt um die Eingangswelle herum angeordnet sind. Drei C-Federn würden dann in gegenseitiger Verbindung mit diesen Kolben stehen und dadurch irgendeine vorstehend angeführte Seitenbelastung vermeiden (siehe Fig. 14). Als noch andere Alternative könnten vier mit Ausnehmungen versehene Kolben, die radial um ungefähr 90 Grad versetzt um die Eingangswelle herum angeordnet sind, mit einem entsprechenden Satz von vier Federn verwendet werden. Im allgemeinen gilt jedoch, je größer die Anzahl von Kolben und C-Federn ist, desto kleiner ist der Platz oder die Auflagefläche für die Montageschrauben. Für Anwendungen bis jetzt sind zwei Kolben (und zwei C-Federn) als Optimum gefunden worden.
Jedoch ist, gleichgültig, welche Form das elastische Element annimmt, ein spezielles Merkmal dieser zweiten Ausführungsform, daß das Mittel, mit welchem bewirkt werden kann, daß der Zentriermechanismus genau in Drehrichtung an das Zentriermoment angepaßt ist, welches durch Torsionsstab 4 geliefert wird, wenn dieses Torsionsstab-Zentriermoment gleich Null ist, die gegenüberliegenden zylindrischen Rollen 52 in 4-Linien-Kontakt mit den Arretierungs-Ausnehmungen in Eingriff stehen (d.h. 2-Linien- Kontakt mit jeder prismatischen Ausnehmung 51 und 60). Damit dies in Übereinstimmung mit normalen technischen Toleranzen bei solchen Bauteilen möglich ist, muß man in der Lage sein, den Träger 53 sowohl in Drehrichtung (d.h. in Richtung E), als auch radial (d.h. in Richtung C oder D oder in einer Kombination davon) vor dem endgültigen Festziehen fein einzustellen.
Die beiden großen Anbringungsöffnungen 65 in Träger 53 haben eine mit Spiel versehene Passung im Vergleich zu dem Nenndurchmesser des Gewindes von Schrauben 55. Folglich wird dann, wenn die Schrauben 55 während des Zusammenbaus gelöst werden, der gesamte Mechanismus diesen Idealzustand annehmen. Danach werden die Schrauben 55 festgezogen, um den Träger 53 an der Buchse 54 starr zu befestigen. Laschen 64 von Deckelplatte 63 werden dann um die Sechskantköpfe der Schrauben herum verformt, um diese Schrauben während der Lebensdauer des Lenkgetriebes dauerhaft zu sichern.
Beachten Sie, daß bei im wesentlichen allen anderen Konstruktionen von Zentriereinrichtungen, die weiter vorn beschriebene erste Ausführung eingeschlossen, das Anpassen der Zentriereinrichtung an den Torsionsstab mit Hilfe einer genauen Zentriertechnik vorgenommen werden muß und daß eine Zentrierung der gegenüberliegenden (oder sogar von vier) gesonderten Arretierungen vorgenommen werden muß, um ein Zusammenfallen durch extrem hohe Herstellungsgenauigkeit herzustellen, was bei der soeben beschriebenen zweiten Ausführungsform nicht erforderlich ist.
Es ist für Leute, die mit der Technik von Servolenkgetrieben vertraut sind, offensichtlich, daß zahlreiche mögliche Gestaltungsformen der vorliegenden Erfindung ausführbar sind und daß sich die meisten der skizzierten Vorteile daraus ergeben.

Claims

1. Drehschieber für ein Servolenkgetriebe mit einer Eingangswelle (1; 50), einer Buchse (2; 54), einem angetriebenen Element (3) und einem vollständig mechanisch betätigtem Zentriermechanismus (9), wobei der Zentriermechanismus ein oder mehrere Rollelemente (22; 52) hat, die jeweils zwischen einem Paar gegenüberliegender, mit Ausnehmungen versehener Elemente angeordnet sind, wobei ein mit Ausnehmungen versehenes Element (10; 51) von jedem Paar in bezug auf oder integral mit der Eingangswelle (1; 50) drehbar befestigt ist und das andere mit Ausnehmungen versehene Element (18, 20; 57, 60) von jedem Paar in bezug auf oder integral mit der Buchse (2; 54) oder dem angetriebenen Element drehbar befestigt ist, wobei jedes Paar gegenüberliegender, mit Ausnehmungen versehener Elemente durch ein Federmittel (28; 62) zusammengedrückt wird, um eines der Rollelemente (22; 52) dazwischen einzuklemmen, um dadurch eine Verriegelungswirkung zwischen der Eingangswelle und der Buchse oder dem angetriebenen Element zu erzeugen, wobei eine Relativbewegung zwischen der Eingangswelle und der Buchse oder dem angetriebenen Element nur bei Aufbringen eines Eingangsdrehmoments auftritt, welches einen vorgegebenen Schwellenwert überschreitet, dadurch gekennzeichnet, daß nachdem der vorgegebene Schwellenwert für das Eingangsdrehmoment überschritten wurde, jedes Rollelement (22; 52) zwischen gegenüberliegenden Oberflächenkonturen des Paares der sich gegenüberliegenden, mit Ausnehmungen versehenen Elemente (10, 18, 20; 51, 57, 60) rollt, wobei die Konturen jeweils eine konvexe Oberfläche mit einer derartigen Form haben, daß ein Zentriermoment zwischen der Eingangswelle (1; 50) und der Buchse (2; 54) oder dem angetriebenen Element erzeugt wird, welches bei steigendem Ausmaß der Drehung weg von einem neutralen Zustand des Drehschiebers abnimmt.

2. Drehschieber nach Anspruch 1, wobei die Rollelemente (22; 52) zylindrisch sind und einen Linienkontakt mit prismenförmigen Konturen in den mit Ausnehmungen versehenen Elementen haben.

3. Drehschieber nach Anspruch 2, wobei die Rollelemente (22; 52) parallel zu einer Mittelachse (21) des Drehschiebers angeordnet sind.

4. Drehschieber nach Anspruch 1, wobei die Ortskurve des Mittelpunkts von jedem Rollelement (22; 52) während der Relativdrehung eine Kurve mit einem Radius ist, der im wesentlichen dem Radius des Rollelements entspricht, diesen aber ein wenig überschreitet.

5. Drehschieber nach Anspruch 1, wobei die konvexen Oberflächen der Konturen der mit Ausnehmungen versehenen Elemente (10, 18, 20; 51, 57 60) sich parallel zur Richtung der relativen Verschiebung zwischen der Eingangswelle und der Buchse oder dem angetriebenen Element bei großen Betätigungswinkeln des Schiebers ausrichten, die nicht der Geradeausfahrt entsprechen.

6. Drehschieber nach Anspruch 1, wobei Kräfte, die durch das Federmittel (28; 62) zum Erzeugen einer Einklemmwirkung aufgebracht werden, in einer im wesentlichen radialen Richtung in bezug auf die Mittelachse (21) des Drehschiebers wirken.

7. Drehschieber nach Anspruch 6, wobei jedes Paar der mit Ausnehmungen versehenen Elemente aus einem ersten Element besteht, das auf einem Kolben (18; 57) geformt ist, der auf einem Träger (11; 53) sitzt, der an einem Endstück der Buchse oder des angetriebenen Elements angebracht und zur radialen Bewegung relativ zur Eingangswelle befestigt ist, und aus einem zweiten Element, das eine Ausnehmung (10; 51) hat, die in die Oberfläche der Eingangswelle eingeformt ist.

8. Drehschieber nach Anspruch 7, wobei die Kolben (18) diametral voneinander beabstandet sind und das Federmittel aus einer Schraubenfeder oder aus Federn (28) besteht, die eine vorspannung auf jeden Kolben aufbringen.

9. Drehschieber nach Anspruch 7, wobei die Kolben (57) diametral voneinander beabstandet sind und das Federmittel aus einer C-Feder oder aus Federn (62) besteht, die zwischen den gegenüberliegenden Kolben wirken.

10. Drehschieber nach Anspruch 7, wobei drei oder mehr Kolben vorhanden sind, die am Umfang um die Eingangswelle beabstandet sind, und wobei das Federmittel eine Anzahl von C-Federn ausweist, die jeweils auf benachbarte Kolben wirken.