Die Erfindung betrifft ein Servoventil für ein hydraulisches Fahrzeuglenksystem.

Servoventile sind aus dem Stand der Technik bekannt und werden üblicher- weise in hydraulische Hilfskraftlenkungen von Fahrzeugen eingebaut, um bei Lenkbewegungen eines Fahrzeugführers eine hydraulische Unterstützungskraft bereitzustellen. Fahrbahnunebenheiten können sich über das Fahrwerk auf die Fahrzeuglenkung auswirken und vom Fahrzeugführer am Lenkrad als unerwünschte "Stößigkeit der Lenkung" wahrgenommen werden. Infolge einer direk- teren Auslegung des Fahrwerks und einer starren Kopplung zwischen Lenkgetriebe und Fahrwerk ist die Stößigkeit der Lenkung bei heute üblichen Servo- lenksystemen verstärkt wahrnehmbar. Außerdem werden in den Servolenk- systemen zunehmend energiesparende Pumpen eingesetzt, um den Energiebedarf zu reduzieren. Insbesondere bei Geradeausfahrt ist der Volumenstrom solcher Pumpen und damit auch der Systemdruck des Servolenksystems reduziert. Mit zurückgehendem Systemdruck verringert sich auch der druckabhängige Ersatzkompressionsmodul E'Q _I und damit die Systemsteifigkeit, welche dämpfend auf die Stößigkeiten wirkt. Folglich sind bei Geradeausfahrt (also in einer Mittenstellung des Servoventils) auftretende Stößigkeiten in der Lenkung besonders deutlich am Lenkrad spürbar.

Die auftretenden Stößigkeiten müssen mechanisch oder hydraulisch gedämpft werden. Aus dem Stand der Technik ist hierzu ein sogenanntes 9-

Land-Servoventil bekannt, welches bei einer Verdrehung des Ventils, d.h. bei einer Kurvenfahrt des Fahrzeugs, einen Staudruck auf der Niederdruckseite erzeugt und somit die Stößigkeiten im Lenkrad dämpft.

In der DE 10 2006 056 350 A1 ist insbesondere für ein solches 9-Land-Servo- ventil eine Ventilkonstruktion offenbart, bei der auch in einer Ventilmittenstellung, d.h. bei Geradeausfahrt des Fahrzeugs, ein Staudruck auf der Niederdruckseite erzeugt und somit die Stößigkeiten im Lenkrad gedämpft werden. Aufgabe der Erfindung ist es, ein Servoventil für Fahrzeuglenksysteme zu schaffen, bei dem auftretende Stößigkeiten im Lenkrad, insbesondere bei Geradeausfahrt und im Wesentlichen unabhängig von der Ventilbauart auf möglichst einfache Art und Weise noch besser gedämpft werden.

Erfindungsgemäß wird die Aufgabe gelöst durch ein Servoventil für ein hydraulisches Fahrzeuglenksystem, umfassend eine Ventilhülse und eine Eingangswelle, die innerhalb der Ventilhülse angeordnet und relativ zur Ventilhülse um eine gemeinsame Achse verdrehbar ist, wobei die Ventilhülse und die Eingangswelle jeweils axial ausgerichtete und zumindest teilweise einander gegenüberliegende Steuernuten aufweisen, wobei zwischen einem Druckanschluss und einem dem Druckanschluss zugeordneten Arbeitsanschluss des Servoventils ein erster Steuerspalt und zwischen einem dem Druckanschluss zugeordneten Rücklaufanschluss und dem Arbeitsanschluss des Servoventils ein zweiter Steuerspalt ausgebildet ist, wobei in einer Ventilmittenstellung der zweite Steuerspalt einen kleineren Durchflussquerschnitt aufweist als der erste Steuerspalt. Der zweite Steuerspalt wirkt dadurch in der Mittenstellung des Servoventils als hydraulische Drossel und behindert damit den Rücklauf von Hydrauli kfluid zu einem Reservoir. Infolgedessen baut sich ein Staudruck auf der Niederdruckseite des Servoventils auf, der wiederum zu einer besseren Dämpfung der Stößigkeiten beiträgt. Darüber hinaus stellt sich auch ein vorteilhafter Effekt bei der Rückstellcharakteristik des Fahrzeuglenksystems ein. Durch einen üblichen, sogenannten Nachlauf eines Fahrzeugrads wird das Lenksystem mittels äußerer Fahrkräfte in Richtung einer Geradeausfahrt beaufschlagt und rückgestellt. Aufgrund der in der Ventilmittenstellung vorhandenen Dämpfung dieser Rückstellkraft wird nun verhindert, dass es bei der Rückstellung mittels äußerer Fahrkräfte zu einem unerwünschten „Überschwingen" des Fahrzeuglenksystems über dessen Geradeausfahrt hinaus kommt.

In einer bevorzugten Ausführungsform des Servoventils ist ein Durchflussquerschnitt der Steuerspalte jeweils durch eine Spaltlänge und eine Spaltbreite definiert, wobei in der Ventilmittenstellung die Spaltbreite des zweiten Steuerspalts kleiner ist als die Spaltbreite des ersten Steuerspalts. Über diese unterschiedlichen Spaltbreiten lässt sich ein gewünschter Durchflussquerschnitt einfach einstellen. Besonders bevorzugt erstreckt sich die Spaltbreite des zweiten Steuerspalts in der Ventilmittenstellung im Wesentlichen in radialer Richtung. Dieser als Radialspalt ausgebildete, zweite Steuerspalt weist im Bereich der Ventilmittenstellung, d.h. also beispielsweise bei einer Ventilverdrehung von weniger als 0,5° um die Mittenstellung, lediglich eine geringe Änderung des Durchflussquerschnitts auf, was wiederum zu einer besonders konstanten Dämpfung in diesem Bereich führt. Auch Fertigungstoleranzen bei der Nutherstellung haben nur einen sehr geringen Einfluss auf den Durchflussquerschnitt des zweiten Steuerspalts im Bereich der Ventilmittenstellung und können darüber hinaus durch eine einfache Nachbearbeitung wie z.B. Nutflankenanschliffe weiter minimiert werden.

Vorzugsweise sind zwischen einem Druckanschluss und einem zugeordneten

Rücklaufanschluss des Servoventils genau zwei Steuerspalte vorgesehen. Der gewünschte Dämpfungseffekt ist somit auch bei gängigen 6-Land-Servoventilen mit drei hydraulischen Brücken sowie 8-Land-Servoventilen mit vier hydraulischen Brücken erreichbar.

Insbesondere kann eine Steuernut, die unmittelbar mit einem Arbeitsanschluss des Servoventils in Verbindung steht, mit ihren zwei angrenzenden Steuernuten jeweils den ersten Steuerspalt und den zweiten Steuerspalt ausbilden.

In einer weiteren Ausführungsform des Servoventils erstreckt sich eine Spaltlänge eines jeweiligen Steuerspalts im Wesentlichen in axialer Richtung, d.h. im Wesentlichen parallel zur Längsachse des Servoventils. Die Spaltbreite kann im Wesentlichen senkrecht zur Längsachse des Servoventils verlaufen. Bevorzugt ist die Spaltbreite des ersten und/oder zweiten Steuerspalts über die Spaltlänge im Wesentlichen konstant. Dies minimiert zum einen den Fertigungsaufwand bei der Herstellung der Steuernuten in der Ventilhülse und der Eingangswelle und erlaubt zum anderen eine einfache Berechnung sowie präzise Einstellung des Durchflussquerschnitts. Insbesondere können alle Steuerspalte im Wesentlichen die gleiche

Spaltlänge aufweisen, um den Fertigungsaufwand und die damit einhergehenden Kosten weiter zu reduzieren. In einer weiteren Ausführungsform des Servoventils ändert sich die Spaltbreite des ersten Steuerspalts bei einer Ventilverdrehung im Bereich der Ventilmittenstellung schneller als die Spaltbreite des zweiten Steuerspalts. Dies bedeutet, dass bei der Ventilverdrehung im Bereich der Ventilmittenstellung die Spaltbreite des ersten Steuerspalts stärker zu- oder abnimmt als die Spaltbreite des zweiten Steuerspalts. Dadurch findet auf der Hochdruckseite des Servoventils bereits eine spürbare Durchflusssteuerung statt, während sich auf der Niederdruckseite kaum eine Durchflussänderung einstellt. Im Ergebnis bleibt damit die Dämpfung nahezu auf einem konstanten Niveau. Besonders bevorzugt sind die Steuernuten so gefertigt, dass die Spaltbreite des zweiten Steuerspalts bei einer Ventilverdrehung im Bereich der Ventilmittenstellung im Wesentlichen konstant bleibt.

In einer weiteren Ausführungsform des Servoventils sind die Spaltbreite des ersten Steuerspalts und die Spaltbreite des zweiten Steuerspalts ab einem vor- gegebenen Verdrehwinkel des Servoventils im Wesentlichen identisch. Dies führt ab dem vorgegebenen Verdrehwinkel zu einer vorteilhaften, gleichmäßigen

Volumenstromverteilung innerhalb des Servoventils.

In einer weiteren Ausführungsform ist der Durchflussquerschnitt der zweiten

Steuerspalte in der Ventilmittenstellung im Wesentlichen durch Anschliffe im Be- reich von Nutflanken der Eingangswelle und/oder Ventilhülse definiert. Folglich kann der Durchflussquerschnitt des zweiten Steuerspalts mit geringem Aufwand exakt eingestellt und gegebenenfalls nachbearbeitet werden.

In einer weiteren Ausführungsform steht jede Steuernut der Ventilhülse und der Eingangswelle mit zwei daran angrenzenden Steuernuten der Eingangswelle bzw. der Ventilhülse über jeweils einen, vorzugsweise über jeweils genau einen

Steuerspalt in Verbindung. Durch diese Bauweise lässt sich das Ventil besonders einfach und kostengünstig herstellen.

Insbesondere kann dieser Steuerspalt ein erster Steuerspalt oder ein zweiter

Steuerspalt sein. Dies bedeutet, dass alle aneinander angrenzende Steuernuten des Servoventils entweder über einen ersten Steuerspalt oder über einen zweiten

Steuerspalt miteinander in Verbindung stehen. Auch dies trägt zu einer einfachen und kostengünstigen Ventilfertigung bei. Weitere Merkmale und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung einer bevorzugten Ausführungsform unter Bezugnahme auf die Zeichnungen. In diesen zeigen:

- Figur 1 einen schematischen Längsschnitt durch ein erfindungsgemäßes Servoventii;

- Figur 2 einen schematischen Querschnitt durch das Servoventii gemäß

Figur 1 ;

- Figur 3 die schematische Darstellung einer Hydraulikbrücke des

Servoventils gemäß Figur 2; - Figur 4 einen Bereich D1 von Figur 2 in vergrößerter Darstellung, um einen ersten Steuerspalt zu veranschaulichen;

- Figur 5 einen Bereich D2 von Figur 2 in vergrößerter Darstellung, um einen zweiten Steuerspalt zu veranschaulichen;

- Figur 6 ein Diagramm, bei dem ein Durchflussquerschnitt der Steuerspalte über einem Verdrehwinkel des erfindungsgemäßen Servoventils aufgetragen ist;

- Figur 7 ein Diagramm für ein hydraulisches Fahrzeuglenksystem, bei dem ein Druck in den Arbeitskammern eines Hydraulikzylinders über einem Lenkmoment aufgetragen ist; - Figur 8 ein Diagramm für ein hydraulisches Fahrzeuglenksystem, bei dem ein Druckunterschied in den Arbeitskammern eines Hydraulikzylinders über einem Lenkmoment aufgetragen ist; und

- Figur 9 ein Diagramm für ein hydraulisches Fahrzeuglenksystem, bei dem eine äußere Zahnstangenkraft über einer Zahnstangengeschwindigkeit aufgetragen ist.

Die Figur 1 zeigt schematisch einen Längsschnitt durch ein Servoventii 10, das eine Ventilhülse 12 und eine Eingangswelle 14 aufweist, wobei die

Eingangswelle 14 innerhalb der Ventilhülse 12 angeordnet und relativ zur

Ventilhülse 12 um eine gemeinsame Achse X verdrehbar ist. Ferner ist ein Torsionsstab 13 zu sehen, der in bekannter Weise die Eingangswelle 14 mit einer Ausgangswelle 15 koppelt, welche wiederum axial unverschieblich und drehfest mit der Ventilhülse 12 verbunden ist. Die Ventilhülse 12 und die Eingangswelle 14 weisen jeweils axial ausgerichtete Steuernuten 16, 18 auf, wobei eine Steuernut 16, 18 der Ventilhülse 12 und der Eingangswelle 14 mit zwei angrenzenden Steuernuten 18, 16 der Eingangswelle 14 bzw. der Ventilhülse 12 über jeweils genau einen Steuerspalt 20, 22 in Verbindung steht (Figur 2). Durch die Verbindung über genau einen Steuerspalt 20, 22 wird genau ein geschlossener Durchflussquerschnitt A ₁ , A ₂ zwischen zwei angrenzenden Steuernuten 16, 18 ausgebildet, der sich bei einer Ventilverdrehung stetig ändert. Insbesondere sind keine aufwendigen Fertigungsprozesse wie Nutkantenabstufungen in Spaltlängsrichtung, Nutstege zur Spaltunterbrechung, o.a. notwendig.

Der Durchflussquerschnitt A ₁ , A ₂ eines Steuerspalts 20, 22 ist jeweils durch eine Spaltlänge I (vgl. Figur 1) und eine Spaltbreite b _{1 f} b ₂ (vgl. Figuren 4 und 5) definiert. Die Spaltlänge I erstreckt sich dabei im Wesentlichen in axialer Richtung, und die Spaltbreite b^ b ₂ verläuft senkrecht zur Spaltlänge I. Außerdem ist im vorliegenden Ausführungsbeispiel die Spaltbreite b _1t b ₂ der ersten und/oder zweiten Steuerspalte 20, 22 über die Spaltlänge I im Wesentlichen konstant. Damit ergibt sich der Durchflussquerschnitt eines Steuerspalts 20, 22 als Produkt aus der axialen Spaltlänge I und der dazu senkrechten Spaltbreite b-i, b ₂ . Im Verbindungsbereich zwischen einer Steuernut 16 der Ventilhülse 12 und einer Steuernut 18 der Eingangswelle 14 ist die Spaltbreite b^ b ₂ jeweils als der geringste Abstand zwischen der Ventilhülse 12 und der Eingangswelle 14 definiert, wobei sich dieser Abstand in alternativen Ausführungsvarianten über die Spaltlänge I auch ändern kann.

Die Figur 2 zeigt einen Querschnitt INI durch das Servoventil 10 gemäß Figur 1 in einer Ventilmittenstellung. Dabei wird deutlich, dass es sich im vorliegenden Fall um ein sogenanntes 8-Land-Servoventil 10 mit jeweils acht Steuernuten 16, 18 in der Ventilhülse 12 und der Eingangswelle 14 handelt. Das Servoventil 10 weist in seiner Ventilhülse 12 vier Druckanschlüsse 24 und in seiner Eingangswelle 14 vier Rücklaufanschlüsse 26 auf. Die Druckanschlüsse 24 sind mit einer Hydraulikpumpe 28 (vgl. Figur 3) des hydraulischen Fahrzeuglenksystems verbunden und liegen jeweils einer Steuernut 18 der Eingangswelle 14 gegenüber. Die Rücklaufanschlüsse 26 sind mit einem Reservoir 30 (vgl. Figur 3) des hydraulischen Fahrzeuglenksystems verbunden und befinden sich jeweils in einer Steuernut 18 der Eingangswelle 14. Des Weiteren umfasst das Servoventil 10 Arbeitsanschlüsse 32, welche in Steuernuten 16 der Ventilhülse 12 münden und mit Arbeitskammern 34, 36 eines Hydraulikzylinders 38 verbunden sind (vgl. Figur 3). Der Hydraulikzylinder 38 ist mit einer Zahnstange des Fahrzeuglenksystems (nicht gezeigt) gekoppelt und stellt über einen Druckunterschied zwischen den beiden Arbeitskammern 34, 36 eine hydraulische Lenkkraft zur Verfügung. In der beispielhaften Ventilausführung gemäß Figur 2 weist jede Steuernut 16 der Ventilhülse 12 einen Arbeitsanschluss 32 auf.

Die Figur 3 zeigt schematisch eine von vier identischen Hydraulikbrücken 40, die im Servoventil 10 gemäß Figur 2 ausgebildet sind. Hierbei sind anschaulich die Zusammenhänge zwischen den verschiedenen Anschlüssen 24, 26, 32 und den Steuerspalten 20, 22 dargestellt, wobei die Steuerspalte 20, 22 als variable Durchflusswiderstände zwischen den einzelnen Anschlüssen 24, 26, 32 eingezeichnet sind.

Da die prinzipielle Funktionsweise eines derart aufgebauten Servoventils 10 aus dem Stand der Technik bekannt ist, wird diese im Folgenden nicht näher erläutert. Nachstehend ist unter Bezugnahme auf die Figuren 2 bis 5 die

Funktionsweise des erfindungsgemäßen Servoventils 10 im Detail erläutert.

Allgemein ist zwischen dem Druckanschluss 24 und den beiden in Umfangsrichtung benachbarten, zugeordneten Arbeitsanschlüssen 32 des Servoventils 10 jeweils ein erster Steuerspalt 20 ausgebildet. Zwischen den beiden Arbeitsanschlüssen 32 und ihren in Umfangsrichtung benachbarten, zugeordneten Rücklaufanschlüssen 26 des Servoventils 10 ist jeweils ein zweiter Steuerspalt 22 ausgebildet. Konkret werden die Steuerspalte 20, 22 natürlich von den Steuernuten 16, 18 gebildet, welche unmittelbar mit den jeweiligen Anschlüssen 24, 26, 32 in Verbindung stehen. Steuernuten 16, 18 gelten dann als unmittelbar mit Anschlüssen 24, 26, 32 verbunden, wenn der jeweilige Anschluss 24, 26, 32 direkt in der Steuernut 16, 18 ausgebildet ist oder der Steuernut 16, 18 gegenüberliegt. Im Ausführungsbeispiel nach Figur 2 ist zwischen einer jeweiligen Steuernut 18 der Eingangswelle 14, die in Fluidverbindung mit dem Druckanschluss 24 steht, und einer jeweiligen Steuernut 16 der Ventilhülse 12, die an einen in Umfangsrichtung benachbarten Arbeitsanschluss 32 angrenzt, ein erster Steuerspalt 20 ausgebildet. Zwischen einer jeweiligen Steuernut 16 der Ventilhülse 12, die an einen Arbeitsanschluss 32 angrenzt, und einer jeweiligen Steuernut 18 der Eingangswelle 14, die an einen in Umfangsrichtung benachbarten Rücklaufanschluss 26 angrenzt, ist ein zweiter Steuerspalt 22 ausgebildet. Gemäß der Darstellung von Figur 2 bildet jede Steuernut 16 in der Ventilhülse

12, die unmittelbar, d.h. ohne zwischengeschalteten Steuerspalt 20, 22 mit einem Arbeitsanschluss 32 des Servoventils 10 in Verbindung steht, mit ihren zwei angrenzenden Steuernuten 18 in der Eingangswelle 14 jeweils einen ersten Steuerspalt 20 und einen zweiten Steuerspalt 22 aus, wobei die Spaltbreite b ₂ des zweiten Steuerspalts 22 in einer Ventilmittenstellung kleiner ist als die Spaltbreite bi des ersten Steuerspalts 20 (vgl. Figuren 4 und 5). Als Ventilmittenstellung wird dabei eine Ventilstellung bezeichnet, bei der sich die Ventilhülse 12 relativ zur Eingangswelle 14 in einer hydraulischen Mittenposition befindet, wobei dieser Ventilstellung ein Verdrehwinkel α des Servoventils 10 von α = 0° zugeordnet ist. Die Durchflusswiderstände des Servoventils 10 im Zulauf und Rücklauf der Arbeitskammern 34, 36 sind in der Ventilmittenstellung gleich, sodass sich in den Arbeitskammern 34, 36 identische Drücke einstellen und keine hydraulische Lenkkraft generiert wird. In der Regel entspricht die Ventilmittenstellung des Servoventils 10 einer Geradeausfahrt des Fahrzeugs. Um den Unterschied zwischen den ersten Steuerspalten 20 und den zweiten

Steuerspalten 22 zu verdeutlichen, ist in Figur 4 ein Detail D1 und in Figur 5 ein Detail D2 der Figur 2 dargestellt, wobei sich das Servoventil 10 dabei jeweils in seiner Ventilmittenstellung befindet.

Die in Figur 4 gezeigte Steuernut 16 der Ventilhülse 12 weist einen Arbeits- anschluss 32 auf und steht über einen ersten Steuerspalt 20 mit der Steuemut 18 der Eingangswelle 14 in Verbindung, wobei die Steuernut 18 der Eingangswelle

14 einem Druckanschluss 24 zugeordnet ist. Der erste Steuerspalt 20 hat senkrecht zur Zeichenebene eine Spaltlänge I sowie die in Figur 4 eingezeichnete Spaltbreite ID ₁ . Die Spaltbreite bi wird dabei maßgeblich durch eine Umfangs- oder Tangentialkomponente b _1t bestimmt, wobei jedoch auch eine Radialkomponente b _1r die Spaltbreite fy beeinflussen kann. In jedem Fall ist die Spaltbreite b^ als kleinster Abstand zwischen der Ventilhülse 12 und der Eingangswelle 14 im Verbindungsbereich der Steuernuten 16, 18 definiert, sodass sich ein Durchflussquerschnitt A ₁ des ersten Steuerspalts 20 durch die Spaltlänge I und die Spaltbreite bi ergibt.

Die in Figur 5 gezeigte Steuernut 16 der Ventilhülse 12 weist einen Arbeits- anschluss 32 auf und steht über einen zweiten Steuerspalt 22 mit der Steuernut 18 der Eingangswelle 14 in Verbindung, wobei die Steuernut 18 der Eingangswelle 14 einen Rücklaufanschluss 26 aufweist. Die oben für den ersten Steuerspalt 20 getroffenen Spaltdefinitionen gelten analog auch für den zweiten Steuerspalt 22. Verglichen mit dem ersten Steuerspalt 20 gemäß Figur 4 fällt auf, dass die Spaltbreite b ₂ des zweiten Steuerspalts 22 gemäß Figur 5 kleiner ist als die Spaltbreite b, des ersten Steuerspalts 20. Aufgrund der geringen Spaltbreite b ₂ zwischen den Arbeitsanschlüssen 32 und den jeweils zugeordneten Rücklaufanschlüssen 26 wirken die zweiten Steuerspalte 22 als Drossel. In der Ventilmittenstellung stellt sich daher ein vordefinierbarer Staudruck in den Arbeitskammern 34, 36 des Hydraulikzylinders 38 ein, der zu einer gewünschten Dämpfung im Fahrzeuglenksystem führt. In einer Ausführungsvariante des Servoventils 10 ist die Spaltbreite b ₂ der zweiten Steuerspalte 22 in der Ventilmittenstellung höchstens halb so groß wie die Spaltbreite bi der ersten Steuerspalte 20.

Im Vergleich mit dem ersten Steuerspalt 20 gemäß Figur 4 ist bezüglich des zweiten Steuerspalts 22 (Figur 5) festzustellen, dass sich seine Spaltbreite b ₂ in der Ventilmittenstellung im Wesentlichen in radialer Richtung erstreckt, so dass b ₂ = b _2r gilt.

Die Figur 6 zeigt ein Diagramm, bei dem die Durchflussquerschnitte A ₁ , A ₂ eines ersten Steuerspalts 20 (gestrichelte Kurve) und eines zweiten Steuerspalts 22 (durchgezogene Kurve) über dem Verdrehwinkel α des Servoventils 10 aufgetragen sind.

Da im vorliegenden Ausführungsbeispiel die Spaltlänge I aller Steuerspalte 20, 22 im Wesentlichen gleich ist, resultiert der unterschiedliche Durchflussquerschnitt A ₁ , A ₂ in der Ventilmittenstellung (α = 0°) aus der unterschiedlichen Spaltbreite bi, b ₂ der ersten und zweiten Steuerspalte 20, 22.

Im Bereich der Ventilmittenstellung, also beispielsweise für -0,5° < α < 0,5°, ändert sich die Spaltbreite b _n der ersten Steuerspalte 20 schneller als die Spalt- breite b ₂ der zweiten Steuerspalte 22. Dies wird anhand der unterschiedlichen

Kurvensteigungen bei α = 0° deutlich und resultiert aus der unterschiedlichen

Spaltausrichtung der ersten und zweiten Steuerspalte 20, 22. Während sich nämlich die Spaltbreite bi des ersten Steuerspalts 20 aufgrund der Umfangs- bzw. Tangentialkomponente b _1t , bi _r bei einer Ventilverdrehung rasch ändert, bleibt die Spaltbreite b ₂ des radial ausgerichteten, zweiten Steuerspalts 22 nahezu konstant.

Daher sind in einer bevorzugten Ventilausführung die Steuernuten 16, 18 so gefertigt, dass die Spaltbreite b ₂ der zweiten Steuerspalte 22 bei einer Ventilverdrehung im Bereich der Ventilmittenstellung im Wesentlichen konstant bleibt. Darüber hinaus ist die Spaltgeometrie vorzugsweise so ausgebildet, dass die

Spaltbreiten fy der ersten Steuerspalte 20 und die Spaltbreiten b ₂ der zweiten Steuerspalte 22 ab einem vorgegebenen Verdrehwinkel α ^* des Servoventils 10 identisch sind. Dieser vorgegebene Verdrehwinkel α ^* liegt gemäß Figur 6 beispielhaft bei etwa 1 ,75°. Infolge dieser Spaltgeometrie stellt sich bei Verdreh- winkeln α, die größer als der vorgegebene Verdrehwinkel α* sind, eine gleichmäßige, vorteilhafte Volumenstromverteilung im Servoventil 10 ein.

Die Figur 7 zeigt ein Diagramm, bei dem für ein herkömmliches Servoventil (gestrichelte Kurve) und ein erfindungsgemäßes Servoventil 10 (durchgezogene Kurve) ein Druck P in den Arbeitskammern 34, 36 über einem Lenkmoment M aufgetragen ist. Für das erfindungsgemäße Servoventil 10 wurde gemäß Figur 7 beispielhaft ein Staudruck von 4 bar in der Ventilmittenstellung (α = 0°) eingestellt, um die Dämpfung im hydraulischen Fahrzeuglenksystem zu erhöhen.

Die Figur 8 zeigt ein Diagramm, bei dem ebenfalls für ein herkömmliches

Servoventil (gestrichelte Kurve) und ein erfindungsgemäßes Servoventil 10 (durchgezogene Kurve) ein Druckunterschied ΔP zwischen den Arbeitskammern

34, 36 über dem Lenkmoment M aufgetragen ist. Die Kurven für das herkömmliche Servoventil und das erfindungsgemäße Servoventil 10 sind dabei weitgehend identisch und lassen sich in Figur 8 kaum unterscheiden.

Ein Vergleich der Figuren 7 und 8 zeigt, dass sich bei dem erfindungsgemäßen Servoventil 10 zwar ein unterschiedlicher Absolutdruck P in den Arbeitskammern 34, 36 einstellt, um die erwünschte Dämpfung zu erreichen, die aus dem Druckunterschied ΔP resultierende hydraulische Lenkkraft und damit das Verhalten des hydraulischen Fahrzeuglenksystems jedoch in vorteilhafter Weise weitgehend unverändert bleiben.

Das Diagramm in Figur 9 gibt eine Rückstellcharakteristik für verschiedene Fahrzeuglenksysteme wieder. Dabei ist jeweils eine äußere Zahnstangenkraft F _R über einer Zahnstangengeschwindigkeit v _R aufgetragen. Durch den Nachlauf eines Fahrzeugrads wird die Zahnstange bei wachsender Fahrzeuggeschwindigkeit mit zunehmender Zahnstangengeschwindigkeit v _R in Richtung einer Geradeausfahrt bewegt. Besonders vorteilhaft ist, wenn die Kraft F _R zur Bewegung der Zahnstange bei niedriger Zahnstangengeschwindigkeit v _R eher gering und bei hoher Zahnstangengeschwindigkeit v _R vergleichsweise hoch ist. Dadurch wird bei der Radrückstellung mittels äußerer Fahrkräfte z.B. ein unerwünschtes .Überschwingen" des Fahrzeuglenksystems über die Geradeausfahrt hinaus verhindert. Diese bevorzugte Charakteristik des Fahrzeuglenksystems ist besonders deutlich in einer Kurve 42 der Figur 9 ausgeprägt, welche sich bei einer Verwendung des Servoventils 10 gemäß den Figuren 1 bis 5 einstellt. Als Vergleich sind zusätzlich eine Kurve 44 eingezeichnet, bei der die Zahnstangenkraft F _R im Bereich hoher Zahnstangengeschwindigkeiten v _R unerwünscht niedrig ist, und eine Kurve 46, bei der die Zahnstangenkraft F _R im Bereich niedriger Zahnstangengeschwindigkeiten v _R unerwünscht hoch ist. Die Kurve 44 ist dabei einem Fahrzeuglenksystem mit herkömmlichem Servoventil ohne Dämpfung in der Ventilmittenstellung und die Kurve 46 einem Fahrzeuglenksystem mit herkömmlichem Servoventil sowie separaten Dämpfungsventilen im Servoventilrücklauf zugeordnet.