KR101225876B1 - 전기식 스티어링 시스템에 있어서의 타이어 횡력 측정 - Google Patents

Abstract

전기기계식 또는 전기유압식 스티어링 시스템을 구비한 차량에 있어 횡력을 구하는 방법이 개시되어 있다. 본 방법은 이하의 단계들을 포함한다. 먼저, 스티어링 컬럼력을 기록하는데, 이 스티어링 컬럼력으로부터 총 복원 토크를 계산하게 된다. 상기 전체 복원 토크는 차륜에 작용하는 서로 다른 힘에 의해 발생되는 복원 토크를 포함한다. 상기 복원 토크는 횡력에 의한 복원 토크와 다른 복원 토크를 포함한다. 다른 복원 토크는 측정값을 바탕으로 하여 정량적으로 구해지고, 횡력에 의해 발생된 복원 토크를 측정하기 위해 상기 전체 복원 토크로부터 차감된다. 상기 횡력에 의해 발생되는 복원 토크로부터 횡력이 최종적으로 구해진다.

Description

전기식 스티어링 시스템에 있어서의 타이어 횡력 측정 {TYRE LATERAL FORCE DETERMINATION IN ELECTRICAL STEERING SYSTEMS}

본 발명은 전기기계식 또는 전기유압식 스티어링 시스템을 구비한 차량에 있어서의 타이어 횡력 측정 방법에 관한 것이다.

차량의 능동 안전을 높이기 위해, 최근의 많은 차량 들이 매우 일반화된 ABS 브레이크 시스템 이외에도 주행 역학(dynamics) 제어 시스템을 갖추는 비율이 늘어가고 있다. 주행 역학 제어 시스템은, 차량의 수직축에 대한 차량의 요잉을 억제 및 제한하기 위해 채용된다. 센서는, 예를 들어, 스티어링 각, 가속 페달의 위치, 그리고 브레이크 압력 등과 같은 운전자에 의해 미리 정해지는 변수들을 검지한다. 또한, 각 차륜의 횡 가속도 및 회전 거동을 측정한다. 그 차량의 동적 성능에 영향을 미치는 다른 변수들을 수집함으로써, 주행 역학 제어 시스템의 효율을 한층 더 높일 수 있는 여지가 남아있다. 이러한 변수들의 예로는, 노상에서의 차륜의 마찰 계수 또는 차량의 중심선으로부터 속도 벡터의 각도 편차값을 나타내는 사이드 슬립각을 들 수 있다.

본 발명의 일 목적은, 상기 사정을 감안하여, 차량의 역학적 성능에 영향을 미치는 최소 하나의 추가의 변수를 구할 수 있는 방법을 제안하는 것을 포함한다.

이 목적은 청구항 제 1 항에 기재된 방법에 의해 구현된다.

본 발명에 따르면, 전기기계식 또는 전기유압식 스티어링 시스템을 구비한 차량에 있어서의 횡력 측정 방법이 개시된다. 이 방법은 다음의 단계들을 포함한다.

- 스티어링 각도에 의존하는 스티어링 비를 고려하여 스티어링 로드력을 계산하는 단계,

- 상기 스티어링 로드력으로부터, 횡력에 의해 발생된 복원 토크 및 다른 복원 토크들을 포함하는 전체 복원 토크를 계산하는 단계,

- 측정값을 바탕으로 다른 복원 토크들을 정량적으로 측정하는 단계,

- 상기 횡력에 의해 발생된 복원 토크를 측정하기 위해, 상기 전체 복원 토크로부터 다른 복원 토크들을 차감하는 단계, 및

- 상기 횡력에 의해 발생된 상기 복원 토크로부터 상기 횡력을 확인하는 단계.

차륜에서의 횡력은 다수의 주행 역학 제어 시스템에 있어서 바람직한 입력 변수가 된다. 횡력은, 예를 들면 마찰 계수를 구하거나 또는 사이드 슬립각을 추정하는데 사용될 수 있다.

운전자와 기계적으로 연결되어 있지 않은 최근의 전기기계식 또는 전기유압식으로 보조되는 스티어링 시스템, 즉, 전기기계식 또는 전기유압식 스티어링 시스템은, 그 원리상 힘 센서 또는 토크 센서를 포함하고 있어서, 스티어링 로드(랙-앤-피니온 스티어링에서, 치합된 랙)력 또는 스티어링 타이 로드력을 측정하거나 계산할 수 있다. 타이어 횡력은 전술의 힘으로부터 측정할 수 있다. 본 발명에 따른 방법은 타이어 횡력을 규정하기 위해 이들 센서 기기를 사용한다.

본 발명의 개선된 실시형태에서, 상기 스티어링 로드력과 전체 복원 토크 사이의 전달비는 상기 횡력 확인 단계에 포함된다. 적합하게는, 상기 전달비는 상기 스티어링 각에 반응하는 것일 수 있다.

바람직하게는, 킹핀 경사각 및/또는 캐스터 각이 상기 횡력 확인 단계에 포함된다.

본 발명에 있어 중요한 다른 복원 토크들은, 롤링 저항력, 브레이크 력, 구동 파워에 의해 발생된 복원 토크들 및/또는 수직력에 의해 발생된 복원 토크를 포함할 수 있다.

본 발명에 따른 방법의 다른 실시형태에 있어서, 상기 스티어링 로드력은 좌측 및 우측 스티어링 타이 로드에 작용하는 힘으로서 검출될 수 있거나 또는 스티어링 로드 합력으로서 검출될 수 있다.

바람직하게는, 운전자가 일으키는 스티어링 토크, 스티어링 증폭율, 그리고 스티어링비로부터 상기 전체 스티어링 로드력이 계산된다. 스티어링-각-반응 스티어링비가 상기 스티어링 로드력의 계산에 도입된다.

본 발명의 일 실시형태에서, 상기 전체 스티어링 로드력은 전기기계식 또는 전기유압식 스티어링 시스템의 일 이상의 전기 모터의 모터 전류 및/또는 모터 위치로부터 측정된다.

따라서, 본 발명에 따른 방법은 사이드 슬립각 및/또는 마찰 계수가 상기 측정된 횡력으로부터 구해지는 방식으로 적합하게 확장될 수 있다.

도면들은, 본 발명에 따른 방법이 구현될 수 있는 전기기계식 스티어링 시스템을 개략적으로 도시하고 있다.

도 1 은, 전기기계식 스티어링 시스템을 보여주는 개략도이다.

도 2 는, 차륜에서의 캐스터 각과 킹핀 경사각을 보여주는 도면이다.

도 3 은, 차륜에서의 횡력 레버 암을 보여주는 도면이다.

도 4 는, 차륜에서의 브레이크 력 레버 암을 보여주는 도면이다.

도 5 는, 차륜에서의 방해력 레버 암을 보여주는 도면이다.

도 6 은, 차륜에서의 수직력 레버 암과, 킹핀 경사각에 대한 이 수직력 레버 암의 관계를 보여주는 도면이다.

도 7 은, 차륜에서의 수직력 레버 암과, 캐스터 각에 대한 이 수직력 레버 암의 관계를 보여주는 도면이다.

도 1 에는, 차량의 프론트 액슬과 스티어링 시스템이 도시되어 있다. 운전자는 스티어링 휠 (1) 을 소망하는 운전 방향으로 회전시켜 차량을 조향한다. 스티어링 휠 (1) 의 스티어링 조작은 스티어링 컬럼 (2) 을 통해 피니온 (3) 에 기계적으로 전달된다. 피니온 (3) 은 스퍼 랙 (4) 에 치합되어있다. 따라서, 스티어링 휠 (1) 을 회전시키면 스퍼 랙 (4) 이 전후로 운동하게 된다. 스퍼 랙 (4) 의 일방의 단부는 좌측 스티어링 타이 로드 (6l) 에 연결되고, 타방의 단부 는 우측 스티어링 타이 로드 (6r) 에 각각 연결되며, 이 좌측 및 우측 스티어링 타이 로드는 스퍼 랙 (4) 의 운동을 차량의 전륜 (7l, 7r) 에 각각 전달한다. 도 1 에서는, 명확성을 기하기 위해 차량 전륜 (7l, 7r) 의 현가장치(suspension)는 그 도시를 생략하였다. 여기까지 설명한 스티어링 시스템은 순전히 기계적인 것이라서, 차량의 중량이 많이 나갈 경우에는 운전자로부터의 큰 스티어링력을 요구한다. 이러한 이유로, 운전이라는 측면에서, 스티어링 컬럼 (2) 은 스티어링 휠 (1) 에서의 운전자의 스티어링 조작을 돕는 전기 모터 (8) 에 추가로 연결된다. 도 1 에서 스티어링 컬럼 (2) 가까이에 모터 (8) 가 도시되어 있지만, 이 모터는 실제로는 스티어링 컬럼 (2) 을 구동하여 피니온 (3) 에 작용한다. 모터 (8) 는 모터 콘트롤 (9) 에 의해 제어되며, 배터리 (11) 로부터 에너지를 공급받는다. 이밖에도, 스티어링 컬럼 (2) 은 토크 센서 (12a) 및 트랜스듀서 (12b) 를 구비하고, 트랜스듀서는 운전자에 의해 발생된 스티어링 토크 (M_L) 의 크기를 검출하여 이를 모터 콘트롤 (9) 과 횡력 계산 유닛 (13) 으로 보낸다. 또한, 모터 콘트롤 유닛 (9) 은 신호 (V_L) 를 횡력 계산 유닛 (13) 으로 전달한다. 신호 (V_L) 는 운전자에 의해 발생된 스티어링 토크 (M_L) 의 증폭이다. 횡력 계산 유닛 (13) 은 전륜 (7l, 7r) 에 작용하는 횡력 (F_Y) 을 대표하는 출력 신호를 출력한다.

이하, 전술의 스티어링 시스템의 작동 형태 및 횡력 (F_Y) 측정 방법을 설명한다.

도 2a ~ 도 2c 에서는, 본 발명의 이해를 돕기 위해 전륜 현가장치의 특성값들을 도시적으로 설명한다. 명확성을 기하기 위해, 상기 특성값들은 도면 부호 "7" 를 붙인 차량의 우측 전륜만을 예로 들어 도시되어 있다. 스티어링 조작으로, 휠은 스티어링 축 (16) 이라 불리는 차량과 견고히 연결형성된 회전축 둘레를 선회(swivel) 운동한다. 스티어링 축 (16) 은 두 지점 (E, G) 에서 차량에 견고하게 연결된다. 차체에 견고히 연결된 스티어링 축 (16) 의 X,Y,Z 좌표축 시스템에 대한 위치는 이하의 특성값에 의해 설명된다.

도 2a 는 휠 (7) 의 측면을 나타낸다. 차량의 길이방향 평면에 있어서, 스티어링 축 (16) 과 도로 법선 (17) 사이의 각을 캐스터 각 (τ) 이라고 한다. 차량의 길이방향 평면에 있어서, 스티어링 축 (16) 이 도로 (21) 와 교차하는 지점 (18) 과, 이상적인 타이어 접촉점 (19) 사이의 거리는 캐스터 옵셋 (r_τ,κ) 이라고 한다.

도 2b 는 휠 (7) 의 전면을 나타낸다. 차량의 폭 방향 평면에 있어서, 스티어링 축 (16) 과 도로 법선 (17) 사이의 각은 킹핀 경사각 (σ) 이라고 한다. 차량의 폭 방향 평면에 있어서, 도로 (21) 를 관통하는 스티어링 축 (16) 의 교차점 (18) 과, 이상적인 타이어 접촉점 (19) 사이의 거리는 롤 반경 (r_σ) 이라고 한다.

또한, 도 2c 는 휠 (7) 의 경사 전면도로서, 캐스터 각 (τ) 과 킹핀 경사각 (σ) 이 나타내어져 있다.

전기기계식 또는 전기유압식으로 보조되는 스티어링 시스템에서는, 전기 모터에 의해 제공되어야 할 증폭율 (V_L) 을 계산하고 조정하기 위해, 운전자에 의해 발생된 스티어링 토크 (M_L) 가 측정된다. 스티어링 증폭 (V_L) 과 함께, 스티어링 휠 모멘트와 스티어링 로드 합력 (F_L,SUM) 사이의 통상의 스티어링-각 반응 전달비 i_L1 (δ) 를 바탕으로 하면, 스티어링 로드 합력은 이하와 같이 계산된다.

F_L,SUM = M_L · V_L · i_L1(δ) (1).

스티어링 로드 합력 (F_L,SUM ) 은, 우측 및 좌측 스티어링 타이 로드로부터 스티어링 로드 상에 수직으로 작용하는 힘 (F_Lr) 과 힘 (F_Ll) 을 더한 결과이다.

운전자로부터 기계적으로 연결되어 있지 않은 전기기계식 또는 전기유압식 스티어링 조작에 있어서, 두 스티어링 타이 로드력 (F_Lr 및 F_Ll) 이 각 별개로 측정되거나, 또는 전기 모터(들)의 모터 전류 및/또는 모터 위치를 바탕으로 스티어링 타이 로드 합력 (F_L,SUM) 이 측정 또는 추정된다. 이들 힘들은, 예를 들어, 촉각적인 스티어링 감의 생성에 필요하다.

파라미터와 전달되는 힘의 방향만을 제외하면, 하나의 스티어링 로드력 (F_Lr) 및 (F_Ll) 의 계산 절차가 동일하며, 따라서, 휠 인덱스 없이, 휠 (7) 의 예를 사용하여 수행된다. 스티어링 로드력 (F_Ll) 은, 휠 (7) 에 작용하며 서로 다른 힘에 의해 생성되는 복원 토크를 보상한다. 전체 복원 토크는 도 2 에 도시된 좌표축 시스템의 Z 축 둘레에 작용하기 때문에, 복원 토크의 합력을 (M_Z) 로 나타낸다.

두번째 스티어링-각-반응 전달비 i_L2(δ) 는, 스티어링 로드력 (F_L) 과, 스티어링 축 (16) 둘레의 전체 복원 토크 (M_Z) 사이에 작용한다.

M_Z = F_L ·i_L2 (δ) (2).

또한, 횡력 (F_Y ) 에 의해 발생되는 복원 토크 역시 전체 복원 토크 중에 포함된다. 횡력 (F_Y) 과 이 횡력에 의해 발생되는 복원 토크 사이의 관계를 이하 설명하겠다.

도 3a 는, 차륜 (7) 의 측면을 재차 보여준다. 횡력 (F_Y) 은 타이어 접촉점에서 차륜 (7) 에 작용한다. 스티어링 축 (16) 이 캐스터 각 (τ) 만큼 수직선에 대해 경사져있기 때문에, 횡력 (F_Y) 은 스티어링 축 (16) 에 대해 옵셋 방식으로 가해진다. 타이어 접촉점에 해당하는 횡력 (F_Y) 의 작용점과, 스티어링 축 (16) 사이의 수직 거리를 동적 횡력 레버 암 (n_τ,κ) 이라고 한다. 이 횡력 레 버 암 (n_τ,κ) 에 가해지는 횡력 (F_Y) 은 식 (3) 에 따라 복원 토크 (M_{Z ,Y}) 를 발생시킨다.

M_{Z ,Y} = F_Y ·n_τ,κ (3).

이러한 고찰은 차량의 움직임이 없으며 또한 차륜 (7) 의 사선 운동이 없는 경우에만 적용된다.

사선 운동은, 횡력 (F_Y) 의 작용점을 휠 캐스터만큼 그 휠 중간 뒤로 이동시켜서 그 횡력 레버 암이 연장되는 결과를 낳는다. 또한, 횡력 레버 암은 휠 캐스터 (r_τ,T) 의 스티어링 축에 수직인 성분만큼 동적 횡력 레버 암 (n_τ,κ) 을 연장시키고, 따라서 전체 횡력 레버 (r_σ,t) 에 다음이 적용된다.

r_σ,t = n_τ,κ + r_τ,T ·cos τ (4).

구하고자하는 횡력 (F_Y) 은, 횡력 레버 암 (r_σ,t) 및 동적 킹핀 경사각 (σ) 에 의해 복원 토크 (M_Z) 로 들어간다_. 횡력 (F_Y) 에 의해 발생되는 복원 토크를 (M_Z,Y) 라 한다.

M_{Z ,Y} = F_Y ·cos σ·r_σ,t (5).

식 (4) 을 식 (5) 에 대입하면 복원 토크 (M_{Z ,Y} ) 를 얻을 수 있다.

M_{Z ,Y} = F_Y ·cos σ·(n_τ,κ + r_τ,T ·cos τ) (6).

횡력 (F_Y) 이외에, 다른 힘들이 토크 발생 방식으로 스티어링 축에 작용한다. 이들 토크를 횡력에 의해 발생된 토크 (M_{Z ,Y}) 로부터 분리하기 위해, 이하 개별적인 계산 공식이 나타내어져 있다.

스티어링 축 (16) 에 토크를 발생시키게끔 작용하는 다른 힘들 중에는 도로 (21) 로부터 차륜 (7) 으로 전달되는 브레이크 력 (F_B) 이 있다. 도 4 는, 차량의 전륜 (7) 의 전면도이다. 도로 (21) 로부터 차륜 (7) 으로 전달되는 브레이크 력 (F_B) 은 도로 (21) 를 관통하는 스티어링 축 (16) 의 교차점 (18) 으로부터 거리 (r_σ) 만큼 떨어져서 가해진다. 스티어링 축 (16) 에 수직인 브레이크 레버 암 (r_b) 의 길이는 이하의 식 (7) 과 같으며, (σ) 는 킹핀 경사각을 나타낸다.

r_b = r_σ·cos σ (7).

캐스터 각 (τ) 을 고려하면, 브레이크 력 (F_B) 에 의해 발생되는 스티어링 축 (16) 둘레로의 토크는 다음 식 (8) 으로부터 얻을 수 있다.

M_{Z ,B} = F_B ·cos τ· r_b (8).

그러므로, 브레이크 력에 의해 발생되는 복원 토크 (M_{Z ,B}) 는 이하의 식 (9) 에 의해 얻어진다.

M_{Z ,B} = F_B ·cos τ·r_σ·cos σ (9).

이 계산은 아웃보드(outboard) 브레이크를 구비한 차량에 대해서만 적용가능하다. 인보드(inboard) 브레이크를 구비한 차량에 있어서는, 브레이크 력 레버 암 (r_b) 대신에 이하의 단락에서 소개하는 방해력 레버 암 (r_a) 이 사용되어야 한다.

도 5 에 나타낸 바와 같이, 롤링 저항력과 구동 파워는, 상기 브레이크 력과는 다르게, 브레이크 력 레버 암 (r_b) 을 거쳐서 작용하는 것이 아니라 위에 언급한 방해력 레버 암을 통해 토크-발생 방식으로 스티어링 축 (16) 상에 작용한다. 구동 파워와 롤링 저항력 (F_R) 에 대해서는, 휠과 휠 캐리어 사이에 모멘트가 아닌 힘만이 전달되기 때문에, 상기 서로 다른 작동 지렛대가 나타나는 것이다. 차륜의 중간에서 교차하는 경우 F_R'=F_R 이다_. (도 5 참조) 그러므로, 롤링 저항력 (F_R) 으로 인해서 발생되는 복원 토크 (M_{Z ,R}) 는 다음과 같다.

M_{Z ,R} = F_R·cos τ·r_a (10).

여기서, (r_a) 는 스티어링 축 (16) 에 수직인 방해력 레버 암을 나타내며, cos τ 는 캐스터 각 (τ) 으로 인한 힘의 배분을 고려한 것이다. 롤링 저항력 (F_R) 은 수직력 (F_Z) 과 롤링 저항 계수로부터 구할 수 있다.

구동 파워 (F_A) 는, 마찬가지로, 이하의 식 (11) 에 따라서 방해력 레버 암 (r_a) 에 의해 스티어링 축 (16) 둘레에 토크 (M_A) 를 발생시킨다.

M_{Z ,A} = F_A·cos τ·r_a (11).

또한, 수직력 (F_Z) 은 복원 토크를 발생시키는데, 이것은 단지 작은 횡력이 나타나는 특히 저속에서 현저하다.

킹핀 경사각 (σ) 때문에, cos τ 가 곱해진 수직력 F_Z 은, 도 6 에 나타낸 바와 같이, 스티어링 각 (δ) 에 따라서 수직력 레버 암 (q) 을 따라 복원 토크로서 작용한다.

M_{Z , Z1} = F_Z ·cos τ·sin σ·sin δ·q (12).

수직력 레버 암 또는 스티어링 레버 암 (q) 은, 타이어 반경 (r_dyn), 롤 반경 (r_σ) (도 2b 및 도 4) 그리고 킹핀 경사각 (σ) 으로부터 이하와 같이 계산된다.

q = (r_σ + r_dyn·tan σ)·cos σ (13).

복원 토크는 이하와 같이 수직력 레버 암을 가지고 계산된다.

M_{Z , Z1} = F_Z·cos τ·sin σ·sin δ·(r_σ + r_dyn·tan σ)·cos σ (14).

전술의 기하학적 배열은 도 6 에 도시되어 있다.

킹핀 경사각에 의해 발생되는 토크 이외에, 수직력 (F_Z) 은 캐스터 각 (τ) 으로 인해 또 다른 복원 토크 (M_{Z , Z2}) 를 발생시킨다.

M_{Z , Z2} = F_Z ·sin σ·cos τ·sin δ·n_τ (15).

여기서, 캐스터 옵셋 (n_τ) 은 수직력 (F_Z) 의 작용점과 차량에서의 부착점 사이의 거리를 나타낸다. 이러한 상황에 대한 기하학적 배열이 도 7 에 도시되어 있다.

소망하는 횡력 (F_Y) 은, 스티어링 로드력 (F_L) 에 의해 다음과 같이 결정되는 전체 복원 토크 (M_Z) 로부터 계산된다. 전체 복원 토크 (M_Z) 는 개개의 복원 토크의 합으로 볼 수 있다.

M_Z = M_{Z ,Y} + M_{Z ,B} + M_{Z ,R} + M_{Z ,A} + M_{Z , Z1} + M_{Z , Z2} (16).

식 (6) 은 횡력 토크 (M_{Z ,Y}) 에 대해 적용할 수 있다. 식 (6) 을 식 (16) 에 대입하고 재배치하면, 이하의 식을 얻을 수 있다.

F_Y = (M_Z-M_{Z ,B}-M_{Z ,R}-M_{Z ,A}-M_{Z , Z1}-M_{Z , Z2})/(cos σ·(n_τ,κ+r_τ,T·cos τ)) (17).

이 식으로부터 횡력 (F_Y) 을 구하기 위해서는 다음의 파라미터들이 결정되어야만 한다.

σ : 킹핀 경사각

τ : 캐스터 각

δ : 스티어링 각

r_σ : 롤 반경

n_τ : 캐스터 옵셋

r_dyn : 타이어 반경

r_a : 방해력 레버 암

n_τ,κ : 동적 횡력 레버 암

r_τ,T : 휠 캐스터

전술의 스티어링 토크 (M_L), 스티어링 로드력 (F_L), 스티어링 증폭 (V_L), 그리고 전달비 (i_L1, i_L2) 이외에, 일반화된 주행 역학 제어 조작에 이미 제공된 센서들을 사용하여 이하의 변수들이 측정된다.

F_B : 브레이크 력

F_A : 구동 파워

F_Z : 수직력

앞서 위에서 설명한 바와 같이, 파라미터들과 측정된 양들의 총합으로 식 (17) 에 따라서 횡력 (F_Y) 을 최종적으로 구할 수 있다.

하나의 전기기계식 스티어링 시스템의 예를 바탕으로 하여 본 발명을 설명하였지만, 본 발명은 상당하는 방식으로 전기유압식 스티어링 시스템에도 실시가능한 것이다.

Claims (11)

1. 전기기계식 또는 전기유압식 스티어링 시스템을 구비한 차량에 있어서의 횡력 측정 방법으로서,

   - 스티어링 각도에 의존하는 스티어링 비 (i_L1 (δ)) 를 고려하여 스티어링 로드력 (F_L) 을 계산하는 단계,

   - 상기 스티어링 로드력으로부터, 횡력 (F_Y) 에 의해 발생된 복원 토크 (M_Z,Y) 및 다른 복원 토크 (M_Z,B,M_Z,R,M_Z,A,M_Z,Z1,M_Z,Z2) 들을 포함하는 전체 복원 토크 (M_Z) 를 계산하는 단계,

   - 측정값을 바탕으로 다른 복원 토크들을 정량적으로 측정하는 단계,

   - 상기 횡력에 의해 발생된 복원 토크를 측정하기 위해, 상기 전체 복원 토크로부터 다른 복원 토크들을 차감하는 단계, 및

   - 상기 횡력에 의해 발생된 상기 복원 토크 (M_Z,Y) 로부터 상기 횡력 (F_Y) 을 확인하는 단계를 포함하는 전기기계식 또는 전기유압식 스티어링 시스템을 구비한 차량에 있어서의 횡력 측정 방법.
2. 제 1 항에 있어서,

   상기 스티어링 로드력 (F_L) 과 전체 복원 토크 (M_Z) 사이의 전달비 (i_L2) 가 상기 횡력 확인 단계에 포함되는 것을 특징으로 하는 전기기계식 또는 전기유압식 스티어링 시스템을 구비한 차량에 있어서의 횡력 측정 방법.
3. 제 2 항에 있어서,

   상기 전달비 (i_L2 (δ)) 는 스티어링 각에 반응하는 것을 특징으로 하는 전기기계식 또는 전기유압식 스티어링 시스템을 구비한 차량에 있어서의 횡력 측정 방법.
4. 제 1 항에 있어서,

   킹핀 경사각 (σ), 캐스터 각 (τ), 또는 킹핀 경사각 (σ) 및 캐스터 각 (τ) 은 상기 횡력 (F_Y) 확인 단계에 포함되는 것을 특징으로 하는 전기기계식 또는 전기유압식 스티어링 시스템을 구비한 차량에 있어서의 횡력 측정 방법.
5. 제 1 항에 있어서,

   다른 복원 토크는 롤링 저항력 (F_R), 브레이크 력 (F_B), 구동 파워 (F_A) 에 의해서, 수직력에 의해서, 또는 롤링 저항력 (F_R), 브레이크 력 (F_B), 구동 파워 (F_A) 에 의해서 그리고 수직력에 의해서 발생되는 복원 토크 (M_Z,R,M_Z,B,M_Z,A,M_Z,Z1,M_Z,Z2) 를 포함하는 것을 특징으로 하는 전기기계식 또는 전기유압식 스티어링 시스템을 구비한 차량에 있어서의 횡력 측정 방법.
6. 제 1 항에 있어서,

   상기 스티어링 로드력은 좌측 및 우측 스티어링 타이 로드에 작용하는 힘으로서 기록되거나 또는 전체 스티어링 로드력 (F_L) 으로서 기록되는 것을 특징으로 하는 전기기계식 또는 전기유압식 스티어링 시스템을 구비한 차량에 있어서의 횡력 측정 방법.
7. 제 1 항에 있어서,

   전체 스티어링 로드력 (F_L) 은 운전자, 스티어링 증폭 (V_L), 그리고 스티어링비 (i_L1) 에 의해 생성된 스티어링 토크 (M_L) 로부터 계산되는 것을 특징으로 하는 전기기계식 또는 전기유압식 스티어링 시스템을 구비한 차량에 있어서의 횡력 측정 방법.
8. 제 1 항에 있어서,

   전체 스티어링 로드력은 전기기계식 또는 전기유압식 스티어링 시스템의 하나 이상의 전기 모터 (8) 의 모터 전류, 모터 위치, 또는 모터 전류 및 모터 위치로부터 구해지는 것을 특징으로 하는 전기기계식 또는 전기유압식 스티어링 시스템을 구비한 차량에 있어서의 횡력 측정 방법.
9. 제 1 항에 있어서,

   상기 확인된 횡력 (F_Y) 으로부터 사이드 슬립각이 구해지는 것을 특징으로 하는 전기기계식 또는 전기유압식 스티어링 시스템을 구비한 차량에 있어서의 횡력 측정 방법.
10. 제 1 항에 있어서,

    상기 확인된 횡력 (F_Y) 으로부터 마찰 계수가 확인되는 것을 특징으로 하는 전기기계식 또는 전기유압식 스티어링 시스템을 구비한 차량에 있어서의 횡력 측정 방법.
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