JP2006175980A - 車両用操舵装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 旋回限界を高めることができる車両用操舵装置を提供する。
【解決手段】 車両には、ステアリングホイール１０に接続されたステアリングギヤボックス７と、ステアリングギヤボックス７の左右に接続されたアクチュエータ６，８と、が搭載される。アクチュエータ６，８は、車両旋回時に、コントロールユニット１６の実舵角の調節指令に従って伸縮することで、旋回内輪の実舵角よりも、旋回外輪の実舵角を大きくする。これにより、荷重移動に伴って輪荷重が増大する旋回外輪に、より大きな横力を発生させることができるので、両輪の横力平均を高めることができ、より高横加速度領域でもコーナリングパワーが得られ、車両の操舵性に優れる。
【選択図】図１

Description

本発明は車両用操舵装置に関し、特に操舵応答性に優れた車両用操舵装置に関する。

従来、左右輪の舵角を独立に制御できる操舵装置として、例えば特許文献１に記載されるものが知られている。特許文献１に記載の操舵装置は、左右前輪の舵角比を可変制御する手段と、前輪に対し後輪を同相又は逆相に転舵する手段と、後左右輪の舵角比を可変制御する手段と、を備える。そして、これにより、旋回内輪の操舵角が旋回外輪よりも大きいアッカーマンステアリング特性から、旋回内外輪が同じ舵角であるパラレルステアリング特性への変更を行っている。
特開９−３９８２７号公報

しかしながら、パラレルステアリング特性にしただけでは、旋回時にコーナリングフォースとして左右輪に発生する横力平均が、比較的低い横加速度領域（例えば０．６Ｇ付近）で飽和してしまうという問題を解消することができなかった。前記飽和状態となると、それ以上に横加速度が上昇した場合に、操舵角を増加させてタイヤ横すべり角を上昇させても横力平均は増加せず、舵の効きが低下し、車両の応答性が低下する。これは、横加速度の増加に伴い旋回内輪の輪荷重が減少することで、旋回内輪で発生する横力が、所定横加速度を超えると、横すべり角を上昇させても減少傾向となることに起因しており、この減少を旋回外輪で発生する横力で補えないときは前記飽和状態となってしまう。
上述の問題点については、ステアリング特性がアッカーマンステアリング特性側に近づくほどその影響を受けやすい。
本発明は、上述のような問題点に鑑みてなされたものであり、旋回限界を高めることができる車両用操舵装置を提供する。

上記課題を解決するために、本発明による車両用操舵装置は、左右対の操舵輪の実舵角を左右独立に調整可能な舵角制御手段を備える車両用操舵装置において、舵角制御手段は、車両旋回時に、旋回内輪の実舵角よりも、旋回外輪の実舵角を大きくすることを特徴とする。

本発明によれば、旋回限界が向上し、横加速度が高い場合にも操舵応答性に優れる。

次に、図面を参照して本発明の実施の形態について説明する。
（第一実施形態）
図１に、第一実施形態にかかる車両用操舵装置の概略構成を示す。
図１の車両１には、車両前部にフロントサスペンションメンバ９が取り付けられており、これにサスペンションリンク２０を介して、前右輪２及び前左輪３が取り付けられている。フロントサスペンションメンバ９には、ステアリングホイール１０に接続されたステアリングギヤボックス７と、ステアリングギヤボックス７の左右に接続されたアクチュエータ６，８と、が搭載される。

このステアリングギヤボックス７とアクチュエータ６，８の構成を、図２を参照して説明する。
ステアリングホイール２０からの操舵入力は、ステアリングシャフト１０ａを介して、ラックアンドピニオンのラック２１に伝達される。これにより、ラック２１は、操舵角に応じた量だけ左右に変位する。

ラック２１の両端には、それぞれ伸縮可能なアクチュエータ６，８がラック２１と同軸上に設けられている。そして、アクチュエータ６，８の可動部分であるアクチュエータロッド２２の端部は、タイロッドに連結されており、さらにナックルアームを介して前左輪に接続する。したがって、ラック２１及びアクチュエータ８の変位量に応じて、タイロッド及びナックルアームが揺動し、ナックルアームの一端に接続された前輪が回転することで転舵される。
このアクチュエータ６，８は、油圧回路１１からの作動油圧によって駆動され、当該油圧回路１１からの作動油圧がコントロールユニット１６からの指令値に応じて制御される。この油圧回路１１は、各種の油圧源及び油圧制御弁を備えて構成される。

左輪側に設けられたアクチュエータ８の動作を図２を用いて説明する。図２（ａ）は、ステアリングホイール１０から入力される操舵角δ_Hが零（０）及びコントロールユニット１６からの指令値も零（０）の状態であり、この状態ではラック２１の変位は零（０）で、アクチュエータ６も作動しない。したがって、ラック２１及びアクチュエータ８の左への変位量の合計が零（０）であるため、前左輪の実舵角も零（０）であり、車両が直進走行の状態である。図２（ｂ）は、操舵角δ_Hは入力されたものの、コントロールユニット１６からの実舵角の調節指令がない状態であり、ラック２１及びアクチュエータ８の変位量は操舵角に応じたラック２１の変位量ΔＬ２（図では右側に変位している）である。したがって、前左輪は、操舵角に応じてそのまま、例えば左操舵される。図２（ｃ）は、操舵角δ_Hが入力され、かつ、コントロールユニット１６からの実舵角の調節指令がなされた状態であり、ラック２１及びアクチュエータ８の変位量は、左への総変位量であるラック２１の変位量ΔＬ２とアクチュエータ８の変位量ΔＬ１との和である。したがって、前左輪は、操舵入力に加え、コントロールユニット１６からの指令値分だけ実舵角が大きく調節される。

なお、図示していないが、右側のアクチュエータ６は、アクチュエータ６とは左右対称に配置される。この場合において、操舵角δ_H入力に基づくラック２１の変位は左端も右端も共通であるが、一対のアクチュエータ６，８はそれぞれ独立に制御される。
上述した一対のアクチュエータ６，８によって、本発明の舵角制御手段を構成している。

また、車両１には、車両状態量を検出する車両状態量検出手段として、車両速度Ｖを検出する車両速度センサ１４、旋回中に車両１に発生する横加速度Ａｙを検出する横加速度センサ１３、旋回中に車両１に発生するヨーレイトγを検出するヨーレイトセンサ１２を、及び、ステアリングホイール１０の操舵角δ_Hを検出する操舵角検出手段としての操舵角センサ１５を備え、それらの検出信号はコントロールユニット１６に入力される。

そして、このコントロールユニット１６によって、車両状態量及び操舵角に基づいて、車両旋回中に旋回内輪の実舵角よりも旋回外輪の実舵角の方が大きくなるようなアクチュエータ６，８の移動量の指令値を算出し、油圧回路１１に出力するように構成されている。このコントロールユニット１６は、例えばマイクロコンピュータ等の演算処理装置を備えて構成される。

なお、上述したような構成において、アクチュエータ６，８は、油圧式に限定されず、電気式モータ式を用いてもよく、この場合、油圧回路１１は電気アクチュエータドライバとなる。
また、前述の構成では、ステアリングホイール１０からの操舵入力は機械的接合により、ステアリングギヤボックス７へ入力しているが、本発明の適用はこのような構成に限定されない。例えば、ステアリングギヤボックス７を設けず、ステアリングホイール１０からの操舵角をコントロールユニット１６に入力して適切な実舵角を演算させ、これに基づきアクチュエータ６，８を動作させることで、左右前輪の実舵角を調節してもよい。

次に、コントロールユニット１６の詳細な構成、及び、その実舵角の演算処理について、図３に示すブロックチャートに従って説明する。
コントロールユニット１６は、図３に示すように、本発明の横力和推定手段である横力和推定部１６ａと、本発明の各輪横力演算手段である各輪横力演算部１６ｂと、本発明の輪荷重検出手段である輪荷重推定部１６ｃと、本発明の最大横力推定手段である最大横力推定部１６ｄと、各輪実舵角演算部１６ｅと、の各機能ブロックを備え、実舵角の演算処理を実現する。これらは、例えば、１以上のサブルーチンプログラムとして構成され、これらプログラム群による一連の処理は所定時間毎（例えば、１０ｍｓｅｃ毎）のタイマ割込み処理によって実行される。

横力和推定部１６ａでは、前記各センサで検出されたヨーレイトγ、横加速度Ａｙ、車両速度Ｖ及び操舵角δ_Hに基づいて、その瞬間に前左右のタイヤが発生できる横力の合計、すなわち横力和を推定し、その結果を前記各輪横力演算部１６ｂに出力する。具体的には、まず前記各センサから前記各センサで検出されたヨーレイトγ、横加速度Ａｙ、車両速度Ｖ及び操舵角δ_Hが入力される。そして、この入力に基づき、例えば操舵角δ_Hが所定以上であるか否かにより車両旋回中であるか否かを判定し、車両旋回中であるときに、前記車両状態量及び操舵角に基づいて横力和の推定を行う。

このとき、車両を前一輪及び後一輪からなる二輪のモデル（以下、「二輪モデル」と記すこともある。）で置き換える。そして、前輪横力平均Ｆｙ_fを以下に示す式（１）に基づいて前輪横力平均Ｆｙ_fを算出する。
Ｆｙ_f＝Ｋ_f（Ａｙ）・｛Ｎ・δ_H−β−（ｌ_f／Ｖ）・γ｝ ・・・（１）
ここで、Ｋ_f（Ａｙ）は、横加速度の関数である前輪コーナリングパワーであり、Ｎは、ステアリングギヤボックスのギヤ比であり、βは車両横すべり角であり、ｌ_fは二輪モデルにおける前輪から車両重心までの距離である。

上記式（１）中、｛Ｎδ_H−β−（ｌ_f／Ｖ）γ｝の部分により、時々刻々変化する車両状態量及び操舵角に基づいて二輪モデルにおける前輪の横すべり角が算出される。そして、その二輪モデルにおける前輪の横すべり角と、タイヤの特性を示すＫ_f（Ａｙ）と、の積により、前輪平均横力Ｆｙ_fを推定することができる。
なお、上記Ｋ_f（Ａｙ）は、横加速度の関数として、コントロールユニット１６のメモリに予め記憶される前輪コーナリングパワーのモデルであり、本発明を適用した場合に左右輪の平均のコーナリングパワーとして算出される特性値である。図４には、本発明を適用した場合の左右輪の横力平均を示す（図中太線ａ）。これは、本発明を適用した場合に旋回外輪の横力と旋回内輪の横力との平均を、各横加速度において得たものであり、図中では各横加速度における旋回外輪の横力と旋回内輪の横力とを実線ｂで結んで示す。そして、図５の実線ｃで示すように、この横力平均の各横加速度における傾きが、前記前輪コーナリングパワーに相当する。

また、上記車両横すべり角βは、二輪モデルにおける車両重心の横すべり角であり、ヨーレイトγ、車両速度Ｖ、操舵角δ_Hに基づいて、車両の運動方程式から得られる周知の算出方法により求める。
前記輪荷重推定部１６ｃでは、横加速度センサ１３から横加速度Ａｙの入力を受け、これに基づき左右各前輪の輪荷重を算出し、結果を最大横力推定部１６ｄに出力する。輪荷重の算出は、旋回時のモーメントのつりあいより導出される図６に示すような横加速度倍数の一次式を用いて行う。なお、図６中、Ｗは車重、Ｗ_outは前旋回外輪輪荷重、Ｗ_inは前旋回内輪輪荷重を示す。

前記最大横力推定部１６ｄでは、前記輪荷重推定部１６ｃから入力された左右各前輪の輪荷重に基づき、左右各前輪が発生可能な最大横力である前内輪最大横力（Ｆｙ_fin）_max及び前外輪最大横力（Ｆｙ_fout）_maxを算出し、その結果を前記各輪横力演算部１６ｂに出力する。この最大横力の推定は、図７に示すようなタイヤ横力と横すべり角との関係から、当該輪荷重における、タイヤ横すべり角の許容範囲内での最大の横力として求めることで行う。このようにして推定される各輪荷重における最大横力を図７に示す（図中の点）。このように最大横力は輪荷重の増加に伴い増加する。コントロールユニット１６のメモリには、最大横力算出のために、左右前輪のタイヤ特性値に関する情報を予め記憶させておく。このタイヤ特性値は、マジックフォーミュラと呼ばれる近似数式モデルにより求めても、マップより求めてもよい。なお、本実施形態では、輪荷重のみでタイヤ特性値を決定しているが、より複雑なモデルを設け、キャンバ角、スリップ率、路面摩擦係数等を計測、または推定し、最大横力の推定に用いることで、本発明の効果を高めることも可能である。

前記各輪横力演算部１６ｂでは、前記横力輪推定部１６ａから入力される前輪平均横力Ｆｙ_fと、前記最大横力指定部１６ｄから入力される前内輪最大横力（Ｆｙ_fin）_max及び前外輪最大横力（Ｆｙ_fout）_maxと、に基づき、各前輪が発生すべきタイヤ横力である前内輪横力Ｆｙ_fin及び前外輪横力Ｆｙ_foutを算出する。そして、その結果を各輪操舵角演算部１６ｅに出力する。各前輪が発生すべきタイヤ横力の演算は、以下に示す各式を用いて行う。

前内輪横力Ｆｙ_finと前外輪横力Ｆｙ_outの関係は、式（２）となる。
２Ｆｙ_f＝Ｆｙ_fin＋Ｆｙ_out ・・・（２）
また、本実施形態では、前内輪最大横力（Ｆｙ_fin）_max及び前外輪最大横力（Ｆｙ_fout）_maxの関係を下記式（３）のように規定する。
Ｆｙ_fin Ｆｙ_fout
――――――――― ＝ ――――――――― ・・・（３）
（Ｆｙ_fin）_max （Ｆｙ_fout）_max

この式（３）は、発生すべき横力和を旋回内外輪で負担する割合を決定する式である。式（３）のように規定することで、旋回内外輪それぞれのタイヤが発生できる最大横力に対して、それぞれのタイヤが発生する横力の比率を旋回内外輪で同様にすることができる。これにより、旋回横加速度が上昇しても、両輪が横力を発生すべき負担は均等となり、限界加速度まで左右のタイヤが発生できる横力を効率良く使うことが可能となる。

式（２）、式（３）より、前内輪横力Ｆｙ_fin、前外輪横力Ｆｙ_foutは、
２Ｆｙ_fin
Ｆｙ_fin ＝ ――――――――――――――――――Ｆｙ_f ・・・（４）
（Ｆｙ_fin）_max＋（Ｆｙ_fout）_max
２Ｆｙ_fout
Ｆｙ_fout ＝ ――――――――――――――――――Ｆｙ_f ・・・（５）
（Ｆｙ_fin）_max＋（Ｆｙ_fout）_max
と表すことができ、横力輪推定部１６ａで算出された前輪の横力和を、左右でどのように分配するかを決定することができる。

前記各輪実舵角演算部１６ｅでは、前記各輪横力演算部１６ｂから入力される前内輪横力Ｆｙ_fin及び前外輪横力Ｆｙ_foutに基づき、アクチュエータによる調節舵角Δδ_in，Δδ_outを算出し、そのための目標アクチュエータ位置を油圧回路１１に出力する。
具体的には、まず前内輪横力Ｆｙ_fin、前外輪横力Ｆｙ_foutを発生するタイヤ横すべり角α_in、α_outを求める。すなわち、輪荷重推定部１６ｃで用いたものと同様のタイヤ特性値により、輪荷重推定部１６ｃで算出した前左右各輪の輪荷重において、前内輪横力Ｆｙ_fin及び前外輪横力Ｆｙ_foutを発生するタイヤ横すべり角α_in、α_outを特定する。

次に、算出されたタイヤ横すべり角α_in、α_outに基づき、下記式（６）又は（７）を用いて旋回内輪の実舵角δ_in、旋回外輪の実舵角δ_outを算出する。
δ_in ＝ １／Ｎ｛α_in−β−（ｌ_f／Ｖ）・γ｝ ・・・（６）
δ_out ＝ １／Ｎ｛α_out−β−（ｌ_f／Ｖ）・γ｝ ・・・（７）
さらに、実舵角δ_in、δ_outと、ステアリングホイール１０からの操舵入力により調節される舵角との差分を算出し、アクチュエータによる調節舵角Δδ_in，Δδ_outを算出する。

ここで、算出されるタイヤ横すべり角α_in、α_outと、前内輪横力Ｆｙ_fin、前外輪横力Ｆｙ_foutとの関係を図８に示す。最大横力に対する横力の比率が旋回内輪と旋回外輪で同じとなるような、タイヤ横すべり角α_in、α_outを算出すると、旋回外輪のタイヤ横すべり角α_outの方が大きくなる。従って、実舵角δ_in、δ_outも旋回外輪の実舵角δ_outの方が大きくなる。
そして、このアクチュエータによる調節舵角Δδ_in，Δδ_outを所定の車輪に付加するための目標アクチュエータ位置を算出する。
以上がコントロールユニット１６による実舵角の演算処理である。

次に、第一実施形態の動作について説明する。
車両の走行中に、ステアリングホイール１０に操舵入力がなされると、ラック２１が例えば右に変位し、左右前輪が左操舵される。コンロロールユニット１６では、この旋回を検出し、車両状態量及び操舵角の入力に基づいて、実舵角の演算処理を行う。この結果、算出された実舵角δ_outと現在の舵角とに差のある前右輪２が、アクチュエータ６の作動により、算出された実舵角δ_outに調節される。一方、前左輪３は実舵角δ_inと現在の舵角とに差がないため、コントロールユニット１６から実舵角の調節指令がなされず、アクチュエータ８は作動しない。これにより、図９に示すように、旋回外輪である前右輪２の実舵角が、旋回内輪である前左輪３の実舵角よりも大きく調節された状態で車両が旋回する。

次に、本発明の効果を説明する。
図４（ａ）は、操舵輪で生じるタイヤ横力平均、タイヤ横すべり角及び横加速度の関係を示すグラフであり、本発明を適用した場合を実線ａで、従来のパラレルステアリング方式を採用した場合を点線ｄで示す。同図から明らかなように、本発明を適用した場合には、従来技術に比べて横加速度が大きくなるまで飽和せず、例えば従来技術ではタイヤ横力平均が飽和し始める０．６Ｇよりも高い横加速度領域においても依然タイヤ横力平均の傾きが大きいことが確認される。図４（ｂ）は、この違いを明らかにするために、０．６Ｇを超える横加速度（一点鎖線ｆで示す）でのタイヤ横力平均の傾きを取り出して示したグラフである。このタイヤ横力平均の傾きは、コーナリングパワーに相当するものであり、従って、本発明を適用した場合には車両が優れた操舵応答性を発揮することが分かる。

このように効果に相違があるのは、次に示す理由による。
一般に、タイヤ横力とタイヤ横すべり角との関係においては、輪荷重の増加に従い発生するタイヤ横力も増加し、また最大横力を発生するタイヤ横すべり角も大きくなる。逆に、輪荷重が小さいと、小さなタイヤ横すべり角で最大横力になる（飽和する）。本発明はこれを利用したもので、図４に示すように、横加速度の増加に従い荷重移動により輪荷重が大きくなる旋回外輪のタイヤ横すべり角を大きくとり、両輪で発生すべき横力のうち旋回外輪で発生させる横力の割合を高めることで、より高い横加速度に対応してコーナリングフォースを発生できる。さらに、この横力を、左右各操舵輪で発生可能な最大横力に対する、当該輪で発生する横力の比が、左右操舵輪間で同等又は略同等となるように配分することで、横加速度の増加に従って旋回外輪で発生させる横力の割合を高め、また旋回内輪の飽和を遅らせることができる。これにより、本発明の効果は、横加速度の高い領域で顕著である。

一方、従来のパラレルステアリング方式は、図１５に示すように旋回外輪と旋回内輪の舵角を同じにして旋回する方式であり、タイヤ横すべり角は旋回内外輪で同一である。この場合には、横加速度の増加に従ってこれに対応する横力を発生するように、旋回内外輪の横すべり角の同じ分だけ増加する。このため、横加速度が増加してくると、旋回内輪の横力が飽和してしまい、これに対して横力を増加させるために横すべり角を大きくしても、旋回内輪の横力は低下するため、両輪の横力平均は飽和しているのが分かる（図１６参照）。なお、同じく従来から採用されているアッカーマンステアリング方式は、図１７に示すように旋回内輪の実舵角を旋回外輪よりも大きくとる方式である。図示しないが、上述の理由からも明らかなように、この方式では、低横加速度領域で横力が飽和するという問題の影響をさらに受けやすい。

（第二実施形態）
次に、本発明の第二実施形態について説明する。
第二実施形態は、図１０に示すとおり、ほぼ第一実施形態と同様の構成であるが、左右後輪５，４も左右独立に実舵角を決定可能な構成となっている点で異なる。第一実施形態と同様の部分については説明を省略し、異なる部分について説明する。
左右後輪５，４はサスペンションリンク２０を介して後部サスペンションメンバ１７に取り付けられており、後部サスペンションメンバ１７には後右輪４の実舵角を調節するアクチュエータ１８、後左輪５の実舵角を調節するアクチュエータ１９が取り付けられている。このアクチュエータ１９，１８は、タイロッド及びナックルアームを介して左右後輪５，４にそれぞれ接続されており、左右前輪３，２と同じ油圧回路１１からの作動油圧によってそれぞれ駆動され、左右前輪３，２をそれぞれ操舵する。例えば、左後部のアクチュエータ１９が伸長すると後左輪５が右操舵され、逆に収縮すると後左輪５が右操舵される。この油圧回路１１は、左右前輪３，３と同じコントロールユニット１６からの指令値に応じて制御される。

コントロールユニット１６は、第一実施形態と同様の構成であるが、各部において後輪についても、後輪の横力和、左右各後輪が発生可能な最大横力、左右各後輪で発生する横力、左右各後輪の実舵角を求める点で異なる。以下、異なる点について説明する。
前記横力和推定部１６ａでは、後輪の横力和Ｆｙ_rは、前述のように二輪モデルに置き換えて、下記式(８)を用いて算出する。
Ｆｙ_r＝Ｋ_r（Ａｙ）｛δ_r−β−（ｌ_r／Ｖ）・γ｝ ・・・（８）
ここで、Ｋ_r（Ａｙ）は、後輪コーナリングパワー(横加速度の関数)、δ_rは後輪平均実舵角、βは車両状態量から推定される車両横すべり角、ｌ_rは二輪モデルにおける後輪から車両重心までの距離である。

後輪平均操舵角δ_rは、従来の技術として、操舵角δ_H、横加速度Ａｙ、ヨーレイトγ、車両横すべり角β、車両速度Ｖ等の車両状態量によって決定する。
δ_r＝δ_r（δ_H、Ａｙ、γ、β、Ｖ） ・・・（９）
輪荷重推定部１６ｃ、最大横力推定部１６ｄでは、輪荷重、最大横力を、前輪と同様にして算出し、各輪横力算出部１６ｂでは、前記式(２)から式（５）を後輪へも適用することで、後輪内輪横力Ｆｙ_rin、後輪外輪横力Ｆｙ_routを算出する。

前記各輪実舵角演算部１６ｅでは、この後輪内輪横力Ｆｙ_rin、後輪外輪横力Ｆｙ_routの入力に基づき、前輪と同様に、タイヤ特性値を用いての後旋回内外輪のタイヤ横すべり角α_in、α_outを算出する。そして、この後旋回内外輪のタイヤ横すべり角α_in、α_outを用いて、下記式（１０）及び（１１）により、後旋回内外輪の実舵角δ´_in、δ´_outを求める。
δ´_in ＝ １／Ｎ｛α´_in−β−（ｌ_r／Ｖ）・γ｝ ・・・（１０）
δ´_out ＝ １／Ｎ｛α´_out−β−（ｌ_r／Ｖ）・γ｝ ・・・（１１）

最大横力に対する横力の比率が旋回内輪と旋回外輪で同じ関係となるような、後旋回内外輪の実舵角δ´_in、δ´_outを算出すると後旋回外輪の実舵角の方が大きくなる。
図１１に、後輪操舵車両で一般的に用いられている後輪同相操舵車両（同図（ａ））と後輪逆相操舵車両（同図（ｂ））に本発明を適用した様子を示す。いずれの場合にも、旋回外輪の実舵各の方が大きい。このように、前輪及び後輪を操舵する場合に、前輪及び後輪ともに、旋回外輪の実舵角を旋回内輪の実舵角によりも大きくすることで、両輪操舵による効果を高めることができる。このため、両輪操舵により向上した分だけ、一方の輪、例えば後輪の操舵角を少なくさせることも可能となり、ユニットの軽量化、小型化も可能となる。

（第三実施形態）
最後に、本発明の第三実施形態について説明する。
第三実施形態は、第一実施形態又は第二実施形態と同様の構成の車両に、さらに負のセルフアライニングトルク（以下、「ＳＡＴ」と記す。）がステアリングホイール１０に伝達されるのを防止するための手段を備える。
ここで、ＳＡＴは、図１２に示すような特性がある。正のＳＡＴは、タイヤ横すべり角が増加すると、タイヤ横すべり角を減らす方向に働くため（図１２（ｂ）参照）、その瞬間に力を加えていない状態であればステアリングホイールを元の位置に戻す特性がある。しかしあるタイヤ横すべり角がある大きさ以上になると、符号が負になる。負のＳＡＴは、図１２に示すようにタイヤ横すべり角を増加させる方向に働くため、その瞬間に力を加えていない状態であればステアリングホイールは元の位置に戻らず、このためタイヤ横すべり角が増加してしまう。また、ＳＡＴの方向が変わることで、ドライバーは所望の操舵角に合わせにくくなってしまう。

図１３には、サスペンションのジオメトリにより、負のＳＡＴが操舵トルクとして伝達されないようにする構成の一例を示す。
図１３は、前右輪２を車両横方向から見た図であり、転舵軸であるキングピン軸が地面と交わる点と、車両横方向から見たタイヤ接地点と、の垂直距離であるキャスタトレールが、負のセルフアライニングトルクに起因して前輪の横すべり角を増加させる方向に作用する操舵トルクが生じるのを抑制する大きさとなっている。これにより、操舵角のコントロール性は向上する。

図１４に、負のＳＡＴがステアリングホイールに伝達されるのを防止するための他の例を示す。
図１４に示す車両には、ステアリングシャフト１０ａに補助トルクを付与する電動式パワーステアリング装置２３が搭載されている。また、ステアリングシャフト１０ａの補助トルクが付与される部分よりもステアリングギヤボックス７側にはトルクセンサ２４が設けられ、当該部分におけるトルクが検出されるようになっている。トルクセンサ２４は、トルクＴ_Fを検出すると、その値をコントロールユニット２５に出力する。コントロールユニット２５は、トルクセンサ２４により検出されたトルクＴ_Fに基づき、当該トルクと反対方向で、かつ、同じ又はそれ以上の補助トルクＴ_Pを付与するように電動式パワーステアリング装置２３に指令を出力する。

これにより、補助トルクＴ_Pによって負のＳＡＴに起因した横すべり角を増加させる方向に作用するトルクは打ち消され、ステアリングホイールに伝達されるトルクＴ_Hは操舵を戻す方向に作用する。このような構成であれば、サスペンションのジオメトリでハンドルトルクを調整する制約はなくなり、サスペンション設計の自由度が増す利点がある。
なお、電動式パワーステアリング装置を例に説明したが、パワーステアリング装置は電動式に限定されず、例えば油圧式であってもよい。

第一実施形態に係る車両用操舵装置の概略構成を示す図である。 第一実施形態に係るアクチュエータの動作を説明する図である。 第一実施形態に係るコントロールユニットの処理を説明するためのブロックチャートである。 本発明を適用した場合の左右輪の横力平均、横加速度及びタイヤ横すべり角の関係を示すグラフである。 本発明を適用した場合のコーナリングパワーを説明する図である。 横加速度と輪荷重の関係を示すグラフである。 最大横力の推定処理を説明するためのグラフである。 旋回内外輪のタイヤ横すべり角と、タイヤ横力の関係を説明する図である。 第一実施形態における旋回内外輪の実舵角の関係を説明する図である。 第二実施形態に係る車両用操舵装置の概略構成を示す図である。 第二実施形態における前輪及び後輪の旋回内外輪の実舵角の関係を説明する図である。 ＳＡＴの特性を示すグラフである。 第三実施形態の一例を説明する図である。 第三実施形態の他の例を説明する図である。 パラレルステアリング方式を説明する図である。 パラレルステアリング方式におけるタイヤ横すべり角とタイヤ横力の関係を示すグラフである。 アッカーマンステアリング方式を説明する図である。

符号の説明

１ 車両
２ 前右輪
３ 前左輪
４ 後右輪
５ 後左輪
６，８ アクチュエータ（前輪用）
７ ステアリングギヤボックス
９ フロントサスペンションメンバ
１０ ステアリングホイール
１０ａ ステアリングシャフト
１６ コンロロールユニット（油圧回路用）
１７ 後部サスペンションメンバ
１９，１８ アクチュエータ（後輪用）
２０ サスペンションリンク
２０ ステアリングホイール
２１ ラック
２２ アクチュエータロッド
２３ 電動式パワーステアリング装置
２４ トルクセンサ
２５ コントロールユニット（電動式パワーステアリング装置用）

Claims (8)

1. 左右対の操舵輪の実舵角を左右独立に調節可能な舵角制御手段を備える車両用操舵装置において、
   前記舵角制御手段は、車両旋回時に、旋回内輪の実舵角よりも、旋回外輪の実舵角を大きくすることを特徴とする車両用操舵装置。
2. 前記操舵角制御手段は、車両旋回時に、旋回内輪の実舵角よりも、旋回外輪の実舵角を旋回内外輪の輪荷重に基づいて、大きくすることを特徴とする請求項１に記載の車両用操舵装置。
3. 左右各操舵輪の輪荷重を検出する輪荷重検出手段と、前記輪荷重検出手段により検出された輪荷重において左右各操舵輪が発生可能な最大横力を推定する最大横力推定手段と、
   左右操舵輪がそれぞれ発生すべき横力の和である横力和を推定する横力和推定手段と、
   左右各操舵輪毎の、前記最大横力推定手段により推定された最大横力に対する左右各操舵輪で発生させる横力の比が、左右操舵輪間で同等又は略同等となるように、前記横力和推定手段が推定した横力和を左右各操舵輪に分配することで、前記左右各操舵輪で発生させる横力を算出する各輪横力演算手段と、を備え、
   前記舵角制御手段は、前記各輪横力演算手段で算出した横力を前記左右各操舵輪が発生するように前記左右各操舵輪の実舵角を調節することを特徴とする請求項１に記載の車両用操舵装置。
4. 車両状態量を検出する車両状態量検出手段と、ステアリングホイールの操舵角を検出する操舵角検出手段と、を備え、
   前記横力和推定手段は、前記車両状態量検出手段により検出された車両状態量及び前記操舵角検出手段により検出された操舵角に基づいて、前記横力和を推定することを特徴とする請求項３に記載の車両用操舵装置。
5. 前記車両状態量は、横加速度、車両横すべり角、ヨーレート、及び、車両速度であることを特徴とする請求項４に記載の車両用操舵装置。
6. キャスタートレールが設けられた車両用操舵装置において、
   前記キャスタートレールは、前記操舵輪の横すべり角を増加させる方向に作用するセルフアライニングトルクに起因してステアリングホイールにトルクが伝達されるのを抑制可能な大きさであることを特徴とする請求項１〜５のいずれか１項に記載の車両用操舵装置。
7. 操舵系に補助トルクを付加するパワーステアリング装置を備えた車両用操舵装置において、
   前記補助トルクは、車両旋回時、前記操舵輪の横すべり角を増加させる方向に作用するセルフアライニングトルクに起因してステアリングホイールに伝達されるトルクを打ち消すトルクであることを特徴とする請求項１〜６のいずれか１項に記載の車両用操舵装置。
8. 前輪及び後輪のそれぞれが前記操舵輪であることを特徴とする請求項１〜７のいずれか１項に記載の車両用操舵装置。

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