CN107010098A - 用于补偿车辆转向系统的方向盘上发生的扰动扭矩的方法 - Google Patents

用于补偿车辆转向系统的方向盘上发生的扰动扭矩的方法 Download PDF

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Abstract

本发明提供了一种用于补偿在车辆转向系统的方向盘(1)上发生的静态扰动扭矩(Dstat)的方法，上述静态扰动扭矩由方向盘(1)的重心(S)与方向盘(1)可旋转所围绕的旋转轴线(2)的不重合而引起。在该方法中，通过作用在车辆转向系统(10)上的致动器(16)将补偿力矩(MK)施加到车辆转向系统(10)，补偿力矩(MK)通过旋转轴线(2)在方向盘(1)上起作用，以便在方向盘(1)上产生补偿扭矩(DK)，其中补偿力矩(MK)的大小和方向被调节，使得由补偿力矩(MK)产生的补偿扭矩(DK)在大小上与扰动扭矩(Dstat)相等并且与扰动扭矩(Dstat)相反地作用。

Description

用于补偿车辆转向系统的方向盘上发生的扰动扭矩的方法
技术领域
本发明涉及一种用于补偿在车辆转向系统的方向盘上出现的扰动扭矩的方法。
背景技术
对于现代车辆的方向盘或方向盘装置，并不总是确保方向盘或方向盘装置的质心与车辆的转向柱的旋转轴线重合。这导致方向盘围绕方向盘的旋转轴线的不平衡。例如，由于重力导致的力，如果方向盘或方向盘装置的重心不与旋转轴线重合并且如果在杠杆臂的竖直投影中在重心和旋转轴线之间存在有限长度>0，则不期望的扭矩被施加在方向盘上并且因此施加在旋转轴线上。这种不平衡可以例如由方向盘的不同轮辐设计引起。例如，具有不对称分布轮辐的3辐条方向盘可具有这种不平衡。
发生这种不期望的不平衡的其他原因可以是例如这种方向盘的冲击吸收器中的配件。例如，安全气囊装置和/或各种操作装置——例如多功能方向盘或类似物的开关——可能导致这种不期望的不平衡。
此外，这种不平衡例如存在于所谓的叠加转向系统中，其中致动器设置在方向盘空心部中并且除了由操作者指定的转向角之外还增加或减去另一转向角。这种致动器例如是线性致动器或马达，其包括不可忽视的重量，并且由此根据安装情况有助于方向盘的不平衡。
补偿这种不平衡的一种可能性是例如在方向盘或方向盘装置中提供合适的配重，以便补偿发生的不平衡。
平衡重的这种应用以不期望的方式增加了车辆的总重量，特别是方向盘的总重量，这也会显著地不利地影响方向盘的操作的惯性。特别地，对于安装在车辆中为自主或部分自主驾驶而设置的方向盘，期望方向盘的低惯性——即方向盘的非常低的重量。在这方面，对于现代车辆，平衡重的应用不被考虑或在更少的情况下被考虑。
此外，这样的重量需要一定的安装空间，其随着现代的方向盘变得越来越小。通常，由于不同部件和组件在方向盘或方向盘空心部内的合适布置的原因，甚至不可能施加附加重量。
由方向盘的不平衡引起的不期望的扭矩和用于充分控制车辆的所需扭矩的叠加导致方向盘上可以由操作者检测到的不规则的扭矩，该扭矩也可以依据方向盘相对于旋转轴线的位置(即依据转向角α)而变化。
从DE 10 2011 005 309 A1中已知一种用于机动车的方向盘，该方向盘包括用于产生附加转向角的叠加齿轮，该附加转向角可以叠加在通过操作方向盘轮缘产生的转向角上。根据DE 10 2011 005 309 A1的方向盘可能具有不期望的不平衡。
从DE 10 2005 034 636 B3中已知一种用于叠加的转向系统的转向装置，其中由方向盘的操作者施加的转向角通过致动器增加或减小一定量。所述转向装置也可能发生不期望的不平衡，并且可能不利地影响操作者感觉到的转向扭矩。
从EP 2 030 868 A1中已知一种用于操作电驱动的转向系统的方法，利用该方法，借助于致动器，施加到转向柱的校正扭矩根据车辆的速度、转向柱上的扭矩和方向盘转角来计算。在这种情况下，校正力矩通过合适的电子过滤装置来影响，使得前轮的不平衡能够传递到被阻尼到计划程度的转向柱，并且因此被减弱但是对于操作者来说足够明显。所述措施不能防止方向盘的不期望的不平衡。
发明内容
本发明的目的是一种用于平滑特别是由操作者施加到车辆的方向盘的转向扭矩的方法。
特别地，本发明的目的是规定这样一种方法，即在方向盘上不需要对应于方向盘不平衡的配重来补偿这种不平衡。
此外，该方法旨在实现一种方向盘装置和/或使得这样的方向盘能够被实施，该方向盘装置非常轻并且在所需安装空间方面被优化。
根据本发明，提供一种用于补偿在车辆转向系统的方向盘上发生的静态扰动扭矩Dstat的方法，该静态扰动扭矩由与方向盘可旋转所围绕的旋转轴线不重合的方向盘的重心引起。在该方法中，通过作用在车辆转向系统上的致动器将补偿力矩MK施加到车辆转向系统。补偿力矩MK借助于旋转轴线在方向盘上起作用以便将补偿扭矩DK施加到方向盘。调整补偿力矩MK的大小和方向，使得由补偿力矩MK产生的补偿扭矩DK在大小上与扰动扭矩Dstat相等，并且与扰动扭矩Dstat相反地作用。
在本发明的范围内，车辆转向系统的致动器因此用于在很大程度上平衡或补偿导致被认为有问题的静态扰动扭矩Dstat的方向盘不平衡。为此，例如可以通过致动器将补偿力矩MK施加到车辆转向系统的转向柱，或者可以通过致动器将补偿力矩MK施加到车辆转向系统的横拉杆。
根据本发明的方法实现由操作者施加到车辆转向系统的方向盘的转向力矩的缓和。在此，术语“缓和”被解释为意味着待施加的转向扭矩尽可能完全地从由于方向盘或方向盘装置的不平衡的扰动扭矩中释放。理想地，在本发明的意义上的“缓和”是对由非平衡方向盘或方向盘装置引起的扰动扭矩的完全平衡和/或完全补偿。“非平衡方向盘或方向盘装置”是指方向盘和/或方向盘装置，其质心(S)在车辆中的方向盘和/或方向盘装置的安装情况下不与转向柱的旋转轴线重合，使得由于所述不重合而可能发生至少一个静态扰动扭矩。
在本发明的特定实施例中，使用静态扰动扭矩Dstat作为方向盘转角α的函数而变化的事实，使得静态扰动扭矩Dstat被确定为方向盘转角α的函数并且被确定作为函数Dstat(α)。这样的函数Dstat(α)可以输入到用于计算输出变量的计算装置中，然后利用该计算装置确定输出变量，使得致动器可以根据方向盘转角α正确地施加补偿力矩MK。
在所述有利的结构中，考虑到方向盘或方向盘装置的偏心于旋转轴线的重心S在方向盘围绕旋转轴线的操作期间依据方向盘转角α而采用不同的大小。在此特别是考虑相对于方向盘转角α的正弦曲线。
在另一有利的结构中，根据重心S相对于旋转轴线的位置来执行确定静态扰动扭矩Dstat。利用所述结构，可以特别地考虑到，方向盘和/或方向盘装置的重心的位置可以通过移动方向盘或方向盘装置的重心而改变恒定的转向角度。例如，如果在方向盘内部存在线性致动器并且线性致动器以恒定的方向盘设置——即以恒定的转向角α——操作，则可能发生重心S的这种改变。通过方向盘内的部件(例如线性致动器的齿条)的线性位移，出现重心位置的变化，从而对于恒定的转向角α出现静态扰动扭矩Dstat的变化。有利地，在确定静态扰动扭矩期间并因此在计算和/或确定相应的补偿力矩MK期间考虑方向盘内的重心S的这种偏移。
在本发明的另一有利的实施例中，执行总扰动扭矩DG的确定，使得除了上述静态扰动扭矩Dstat之外，总扰动扭矩DG还包含动态扰动扭矩DD，该动态扰动扭矩DD例如由于在驾驶模式期间由车辆的加速位移而引起的方向盘上的加速力FB而产生，即由于在车辆纵向方向(X轴)和/或车辆横向方向(Y轴)和/或车辆竖直方向(Z轴)的车辆的加速位移。
如果方向盘和/或方向盘装置的重心S不与转向柱的旋转轴线重合，则车辆加速力FB可以例如在车辆纵向方向(X方向)上、在车辆横向方向(Y方向)上和/或在车辆竖直方向(Z方向)上，由于方向盘上的动态力——例如当在道路上的不平坦处行驶时、在转弯时或在制动时——而发生。这种加速力FB仅在车辆的加速位移期间发生。特别地，这种加速力例如可能对在粗糙道路的情况下或在越野驾驶期间发生的总扰动扭矩DG具有相当大的影响。在某些操作情况下，这种动态扰动扭矩DD甚至可以大于静态扰动扭矩Dstat。
在本发明的另一有利的结构中，车辆围绕侧倾轴线——即围绕车辆纵轴线、和/或围绕倾斜轴线——即围绕车辆侧向轴线、和/或横摆轴线——即围绕车辆竖直轴线的当前倾斜度被包含在静态扰动扭矩Dstat和/或动态扰动扭矩DD的确定中。
在重心S和旋转轴线之间的有效杠杆臂例如根据车辆围绕所述轴线之一的倾斜度而变化。例如，静态扰动扭矩Dstat和/或动态扰动扭矩DD因此也根据车辆围绕一个或多个所述轴线的倾斜度而变化。
有利地，在确定静态扰动扭矩Dstat和动态扰动扭矩DD期间以及由此确定补偿力矩MK期间，考虑车辆关于一个或多个所述轴线的倾斜度的影响，从而确保由补偿力矩MK产生的补偿扭矩DK的大小非常精确地对应于静态扰动扭矩Dstat和动态扰动扭矩DD的大小之和。
在事故的情况下，特别是在翻车事故中，看起来有利的是不执行补偿力矩MK的施加。为此目的，例如已经中断了静态和/或动态扰动扭矩的确定，以便在发生这种特殊事故时不会对转向柱意外施加力矩。
此外，有利的是，静态扰动扭矩Dstat和动态扰动扭矩DD的确定考虑到空间中的旋转轴线相对于车辆的当前位置。大多数现代车辆包括可调节的转向柱。所述转向柱通常可在车辆纵向方向上，特别是在行驶方向上的倾斜度上进行调节。此外，转向柱以及因此旋转轴线可以在其长度上进行调节。由于旋转轴线以及因此方向盘相对于车辆(即相对于车辆的车身)的绝对位置的这种可调整性，还影响静态扰动扭矩Dstat和动态扰动扭矩DD的绝对大小。
因此，在这种转向柱的调节范围内，特别有利的是，对于根据本发明的方法考虑旋转轴线相对于车辆的当前空间位置，特别是用来确定静态扰动扭矩Dstat和动态扰动扭矩DD，并且因此随后用于确定补偿力矩MK。
附图说明
下面以示例的方式通过附图详细描述本发明：
本申请的单个附图示出了方向盘，其在平行于旋转轴线的观察方向上设置有在各种旋转角度位置(即转向角位置)的不平衡，以及静态扰动扭矩Mstat的相对于对应于所示的转向角位置的方向盘转角α的图形轮廓。
下面以示例的方式通过附图详细描述根据本发明的方法。
图1示出了安装在车辆中以便可围绕旋转轴线旋转的方向盘；
图2以高度示意性表示示出了车辆转向系统。
具体实施方式
图1示出了安装在车辆(未示出)中的方向盘1，以便能够沿着双箭头3的方向围绕垂直于图1中的附图平面的旋转轴线2旋转方向盘1。方向盘1包含质心4(在下文中，重心S)，其在根据图1的视图中不与旋转轴线2重合。
方向盘1是在图2中示意性地表示的车辆转向系统10的一部分。除了方向盘之外，车辆转向系统10包含转向柱11，转向柱11的一端设置有方向盘1，其另一端设置有小齿轮12，小齿轮12与横拉杆13的齿形中心部分14啮合并与齿形中心部分14一起形成转向变速器15。利用转向变速器15，转向柱11的旋转位移被转换成横拉杆13的线性位移。
方向盘1在图1中在5个不同的位置A、B、C、D和E中示出，其中位置A和E是相同的。位置A对应于0°的方向盘转角α，位置B对应于90°的方向盘转角α，位置C对应于180°的方向盘转角α，位置D对应于为270°的方向盘转角α，以及位置E对应于360°的方向盘转角α并且与位置A相同。
连同重力G，发生静态扰动扭矩Dstat，静态扰动扭矩Dstat在如上所述的表示之下的图形轮廓中示出。
在位置A、C和E中，方向盘1的重心S在每种情况下恰好垂直地位于旋转轴线2下方或恰好垂直地位于旋转轴线2上方，从而得到大小为“0”的静态扰动扭矩Dstat。
在对应于90°的方向盘转角的位置B中，有效的杠杆臂5处于其最大值，因此结果也产生静态扰动扭矩Dstat的最大值Dstatmax。在这种情况下，最大静态扰动扭矩Dstatmax被定向为使得在其影响下方向盘1将趋向于从位置B移动到位置A.
对应于在α＝90°处描述的位置，在α＝270°处，还存在静态扰动扭矩的最大值Dstatmax，其与关于其作用方向的α＝90°处的静态扰动扭矩Dstatmax相反，但是具有相同的大小。
总而言之，静态扰动扭矩Dstat相对于方向盘转角α的变化具有正弦曲线轮廓。因此，图1中表示的曲线图6对应于静态扰动扭矩Dstat相对于方向盘转角的函数，即函数Dstat(α)。作为方向盘转角α的函数的静态扰动扭矩Dstat的所述轮廓可以利用车辆中的合适的测量装置来确定，或者基于方向盘的设计和方向盘相对于旋转轴线2的重心S来预先计算，即早在车辆的设计阶段期间进行计算并且作为特征函数Dstat(α)提供给计算设备。基于函数Dstat(α)，在本示例性实施例中，控制设置在转向柱11上并且被设计成向转向柱11施加补偿力矩MK的致动器16(参见图2)。补偿力矩MK在这种情况下是扭矩并且具有这样的大小，即，导致方向盘上在大小上对应于静态扰动扭矩Dstat(α)并且与静态扰动扭矩Dstat(α)相反的补偿扭矩DK(α)，即(DK(α)＝-Dstat(α))。由此可以补偿由方向盘1的重心S与方向盘1的旋转轴线2的不重合引起的方向盘1的静态不平衡，这对应于通过方向盘1沿着方向盘转角α的位移而由操作者所注意到的转向力矩的缓和。如果致动器16施加补偿力矩MK所针对的转向柱11的区段刚性地连接到方向盘1，则补偿力矩MK本身可以是补偿扭矩DK(α)。另一方面，如果致动器16施加补偿力矩MK所针对的转向柱11的区段和方向盘1之间没有刚性连接，则非刚性类型的连接(例如以扭转杆的形式)在计算最终产生补偿扭矩DK(α)的补偿力矩MK时考虑补偿力矩MK到方向盘1的传递。
代替致动器16接合转向柱11，还可以设置与横拉杆13接合的致动器16’，例如也如图2所示。在这种情况下，补偿力矩MK因此作用在横拉杆13上，通过转向变速器15传递到转向柱11，并最后作为补偿扭矩DK(α)传递到方向盘1。通过转向变速器15和转向柱11的区段之间的任何非刚性连接的传动在计算导致补偿扭矩DK(α)的补偿力矩MK时被考虑。
除了图1中所示的关于静态扰动扭矩Dstat的关系之外，由于驱动动态力，动态扰动扭矩DD也可以作用在方向盘1上。由于驱动动态力引起的这种扰动扭矩可以例如是转弯时的离心力。作为这种转弯时的离心力的示例，这种动态加速力FB以示例的方式在图1的方向盘1的位置C中示出。由于方向盘转角α为180°，位于位置C的车辆描述了右转。由于以右转行驶，在方向盘1的重心S处存在对应于方向盘1的离心力同时横穿所述转向的加速力FB。
在所述转向位置C中，对于重力G等于0的有效杠杆臂5对于离心力即加速力FB是最大的，使得具有与车辆转弯有关的动态性质的复位力矩作用在方向盘1上。
例如，如果由于道路中的不平坦，当方向盘转角α≠0°或≠180°或≠360°时，竖直方向的加速力(未示出)作用在方向盘1上时，也可能出现这样的动态扰动扭矩DD。这种竖直方向的扰动力——其可以在与重力G相同的方向上或与之相反的方向上——产生另一动态扰动扭矩DD，该动态扰动扭矩DD由平行于车辆的竖直轴线的加速力FB产生。加速力FB也例如在车辆(未示出)围绕倾斜轴线——即围绕车辆的横向轴线——位移或倾斜期间发生。例如，如果车辆围绕对应于围绕车辆纵向轴线的位移的侧倾轴线移动，则也可能出现产生动态扰动扭矩DD的竖直方向的加速力FB。这种位移可以例如在特别不平坦的道路上的驾驶状态下或例如在越野驾驶期间发生。
如果车辆围绕横摆轴线移动，则这种加速力FB也可以作用在方向盘1上。
根据本发明的特定实施例，一个或多个前述动态扰动扭矩DD可用于确定和计算补偿力矩MK。当然，可能的是，由于车辆围绕竖直轴线的横摆而产生的动态扰动扭矩分量(例如扰动扭矩分量DD)具有这样小的大小，使得它对总扰动扭矩DG的整体大小几乎没有任何影响。在动态扰动扭矩的经验确定期间，例如可以确定在确定补偿力矩MK期间是否可以省略这种可忽略的小分量，以便减少计算时间和传感器成本。
总的来说，总扰动扭矩DG可以被认为是所有静态扰动扭矩Dstat(α)和所有动态扰动扭矩DD的总和(DG＝ΣDstat(α)+ΣDD)，其中动态扰动扭矩DD具体地作为时间的函数来计算。因此，通过叠加静态和动态扰动扭矩或者例如通过在某个方向盘转角的某个时间点形成它们的和，可以计算总扰动扭矩DG的大小及其作用方向。随后从其中选择补偿力矩MK，使得其导致在方向盘上与总扰动扭矩DG大小相等且相反的补偿扭矩DK(DK＝-DG)。为了允许补偿扭矩DK作用在方向盘1上，建议向致动器16、16’提供合适的激活变量，例如合适的操作电压和/或一定的操作电流，使得补偿力矩MK可以通过致动器16、16’施加到转向柱11或横拉杆13。
如果致动器16、16’已经导致其他方向盘力矩作用在方向盘1上，例如部分自主或自主驾驶所需的方向盘力矩，则建议将补偿力矩MK叠加在致动器16、16’正在施加的另一个方向盘力矩上，以便通过致动器16、16’在方向盘1上实现合力作用。
在优选实施例中，特别有利的是，在事故的情况下，特别是在发生安全气囊触发的事故的情况下或者在翻车的情况下，不使用根据本发明的方向盘力矩的缓和，以便不产生不期望的方向盘位移，其可能导致在安全气囊触发期间方向盘的意外位移。
总的来说，利用本发明，可以消除方向盘1或方向盘装置的设计相关的不平衡或者至少减少其影响，从而减少操作者和/或转向致动器对方向盘力矩的需要并且实现平滑效果而不需要用于补偿方向盘1的设计相关不平衡的平衡配重。其结果是，可以节省安装空间和重量。
附图标记列表
Dstat 静态扰动扭矩
S 重心
MK 补偿力矩
DK 补偿扭矩
α 方向盘转角
D(α) 函数
DG 总扰动扭矩
DD 动态扰动扭矩
FB 加速力
G 重力
Mstatmax 最大值
1 方向盘
2 旋转轴线
3 双箭头方向
4 质心
5 杠杆臂
6 图
7 方向盘空心部
10 车辆转向系统
11 转向柱
12 小齿轮
13 横拉杆
14 齿段
15 转向变速器
16、16’ 致动器

Claims (9)

1.一种用于补偿在车辆转向系统(10)的方向盘(1)上发生的静态扰动扭矩(Dstat)的方法，所述静态扰动扭矩(Dstat)由所述方向盘(1)的重心(S)与所述方向盘(1)可旋转所围绕的旋转轴线(2)的不重合而引起，其中通过作用在所述车辆转向系统(10)上的致动器将补偿扭矩(MK)施加到所述车辆转向系统(10)，所述补偿力矩(MK)通过所述旋转轴线(2)对所述方向盘(1)起作用以便在所述方向盘(1)上产生补偿扭矩(DK)，其特征在于，所述补偿扭矩(MK)的大小和方向被调节，使得所述补偿力矩(MK)产生的所述补偿扭矩(DK)在大小上与所述扰动扭矩(Dstat)相等并且与所述扰动扭矩(Dstat)相反地作用。
2.根据权利要求1所述的方法，其特征在于，所述静态扰动扭矩(Dstat)根据方向盘转角(α)被确定并且作为函数Dstat(α)被馈送到用于计算输出变量的计算装置以产生所述补偿力矩(MK)。
3.根据权利要求1或2所述的方法，其特征在于，所述静态扰动扭矩(Dstat)的确定根据所述重心(S)相对于所述旋转轴线(2)的位置来执行。
4.根据前述权利要求中任一项所述的方法，其特征在于，执行总扰动扭矩(DG)的确定，其中除了所述静态扰动扭矩(Dstat)外，所述总扰动扭矩(DG)包含由于在驾驶模式期间由所述车辆的加速位移而引起的所述方向盘(1)上的加速力(FB)而产生的动态扰动扭矩(DD)，即由于在车辆纵向方向上和/或车辆横向方向上和/或车辆竖直方向上的所述车辆的加速位移。
5.根据前述权利要求中任一项所述的方法，其特征在于，所述补偿力矩(MK)通过致动器(16)被施加到所述车辆转向系统(10)的转向柱(11)。
6.根据前述权利要求中任一项所述的方法，其特征在于，所述补偿力矩(MK)通过致动器(16’)被施加到所述车辆转向系统(10)的所述横拉杆(13)。
7.根据前述权利要求中任一项所述的方法，其特征在于，所述车辆围绕侧倾轴线(车辆纵向轴线)和/或围绕倾斜轴线(车辆横向轴线)和/或围绕横摆轴线(车辆竖直轴线)的当前倾斜度被包含在所述静态扰动扭矩(Dstat)和/或所述动态扰动扭矩(DD)的所述确定中。
8.根据前述权利要求中任一项所述的方法，其特征在于，在所述车辆的事故(例如翻车事故)的情况下不施加补偿力矩(MK)。
9.根据前述权利要求中任一项所述的方法，其特征在于，所述旋转轴线(2)相对于所述车辆的所述当前空间位置被考虑以用来确定所述静态扰动扭矩(Dstat)和所述动态扰动扭矩(DD)。
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