JP2008179318A - Vehicle steering control device - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a vehicle steering control device reducing both angle fluctuation and torque fluctuation and reducing energy loss. <P>SOLUTION: The vehicle steering control device is provided with an angle superposition means which rotates a shaft connected to a differential mechanism to achieve a rotating angle obtained by superposing a superposition angle on a steering angle of the steering wheel by controlling the differential mechanism connected to the steering wheel by an electric actuator and variably controls a turning angle of a wheel with respect to the steering angle of the steering wheel; and with at least one universal joint connected to the shaft. The angle superposition means includes a target turning angle computing unit for calculating a target turning angle of a pinion shaft connected to the wheel in accordance with the steering angle of the steering wheel; an angle fluctuation correction computing unit for correcting a target rotating angle of the shaft rotated by the differential mechanism in accordance with the target turning angle of the pinion shaft; and a target superposition angle computing unit for calculating the superposition angle for controlling the electric actuator based on the corrected target rotating angle of the shaft. <P>COPYRIGHT: (C)2008,JPO&INPIT

Description

この発明は、ハンドルの操舵角に対する車輪の転舵角を可変に制御する角度重畳手段を備えた車両用操舵制御装置に関するものである。   The present invention relates to a vehicle steering control device provided with an angle superimposing means for variably controlling a steering angle of a wheel with respect to a steering angle of a steering wheel.

従来から、ハンドルの操舵角に対する車輪の転舵角を可変に制御する角度重畳手段を備えた車両用操舵制御装置が知られている。なお、車両用操舵制御装置は、一般的に角度重畳手段の有無に関わらず、運転者の操舵するハンドルに連結したステアリング軸と車輪に連結したピニオン軸の間に回転軸の方向を変えるため、ユニバーサルジョイントが配置されており、ハンドルの回転運動をピニオン軸に伝達するようになっている。但し、ユニバーサルジョイントの交差角が大きいと、ステアリング軸に対するピニオン軸の角速度変動が大きくなり、その結果、ハンドルに作用する操舵トルクも変動し、操舵フィーリングが悪化することが知られている。この課題に対して、電動パワーステアリング装置を用いてトルクの変動を低減している。すなわち、操舵角に応じて補正係数を定め、この補正係数と操舵トルクに応じて定められたモータ電流指令値とに基づいて補正モータ電流指令値を演算する。そして、補正モータ電流指令値により制御される電動パワーステアリング装置がキャンセルトルクを発生し、ピニオン軸に作用するトルクの変動をキャンセルすることにより、トルクの変動を低減し、操舵フィーリングを改善している。（例えば、特許文献１、特許文献２参照）。   2. Description of the Related Art Conventionally, a vehicle steering control device including an angle superimposing unit that variably controls a steering angle of a wheel with respect to a steering angle of a steering wheel is known. Note that the vehicle steering control device generally changes the direction of the rotating shaft between the steering shaft connected to the steering wheel of the driver and the pinion shaft connected to the wheels, regardless of the presence or absence of the angle superimposing means. A universal joint is arranged to transmit the rotational movement of the handle to the pinion shaft. However, it is known that if the intersection angle of the universal joint is large, the angular velocity fluctuation of the pinion shaft with respect to the steering shaft becomes large, and as a result, the steering torque acting on the steering wheel also fluctuates and the steering feeling deteriorates. In response to this problem, torque fluctuations are reduced by using an electric power steering device. That is, the correction coefficient is determined according to the steering angle, and the correction motor current command value is calculated based on the correction coefficient and the motor current command value determined according to the steering torque. The electric power steering device controlled by the corrected motor current command value generates a cancel torque, and cancels the torque fluctuation acting on the pinion shaft, thereby reducing the torque fluctuation and improving the steering feeling. Yes. (For example, refer to Patent Document 1 and Patent Document 2).

特開２００３−２０５８４６号公報JP 2003-205846 A 特開２００３−７２５７４号公報JP 2003-72574 A

ここで、ユニバーサルジョイントの交差角により、ピニオン軸に作用するトルクが変動する理由を説明する。ハンドルを操作し、車輪が転舵されると、路面とタイヤの間で発生する反力がピニオン軸に伝達され、ピニオン軸に作用する。また、ステアリングギアに存在する摩擦や粘性力もピニオン軸に作用するトルクとなる。すなわち、ピニオン軸の回転角により、ピニオン軸に作用するトルクは変動する。ここで、ユニバーサルジョイントに交差角が存在すると、ステアリング軸に対するピニオン軸の角速度変動が生じる。すなわち、運転者が一定速度でハンドルを操舵しても、ピニオン軸の角速度は変動し、そのため、ピニオン軸の転舵角も変動することになる。このため、ピニオン軸に作用するトルクが変動し、その変動がハンドルまで伝わり、運転者の操舵フィーリングが悪化することになる。   Here, the reason why the torque acting on the pinion shaft varies depending on the intersection angle of the universal joint will be described. When the steering wheel is operated and the wheel is steered, the reaction force generated between the road surface and the tire is transmitted to the pinion shaft and acts on the pinion shaft. Further, the friction and viscous force existing in the steering gear are also torques acting on the pinion shaft. That is, the torque acting on the pinion shaft varies depending on the rotation angle of the pinion shaft. Here, if a crossing angle exists in the universal joint, an angular velocity fluctuation of the pinion shaft with respect to the steering shaft occurs. That is, even if the driver steers the steering wheel at a constant speed, the angular speed of the pinion shaft varies, and therefore, the turning angle of the pinion shaft also varies. For this reason, the torque acting on the pinion shaft fluctuates, the fluctuation is transmitted to the steering wheel, and the driver's steering feeling deteriorates.

よって、従来の車両用操舵制御装置のように電動パワーステアリング装置でアシストトルクを制御することにより、ピニオン軸に作用するトルクの変動をキャンセルすることができる。
しかし、トルク変動の主要因であるピニオン軸の角度の変動は低減することはできないという問題がある。
また、発生するトルク変動を打ち消すようにアシストトルクを出力する必要があるため、エネルギーロスが大きくなるという問題がある。 Therefore, by controlling the assist torque with the electric power steering device as in the conventional vehicle steering control device, it is possible to cancel the fluctuation of the torque acting on the pinion shaft.
However, there is a problem that the fluctuation of the pinion shaft angle, which is the main factor of torque fluctuation, cannot be reduced.
In addition, since it is necessary to output the assist torque so as to cancel the generated torque fluctuation, there is a problem that energy loss increases.

この発明の目的は、角度変動およびトルク変動の両方を低減するとともにエネルギーロスを低減する車両用操舵制御装置を提供することである。   An object of the present invention is to provide a vehicle steering control device that reduces both angle fluctuation and torque fluctuation and reduces energy loss.

この発明に係わる車両用操舵制御装置は、運転者により操舵されるハンドルに接続される差動機構を電動アクチュエータにより制御することにより上記差動機構に接続されるシャフトを上記ハンドルの操舵角に重畳角を重畳した回転角になるように回転して上記ハンドルの操舵角に対する車輪の転舵角を可変に制御する角度重畳手段と、上記シャフトに接続する少なくとも１つのユニバーサルジョイントと、を備える車両用操舵制御装置において、上記角度重畳手段は、上記ハンドルの操舵角に従って上記車輪に接続されるピニオン軸の目標転舵角を算出する目標転舵角演算器と、上記ピニオン軸の目標転舵角に従って上記差動機構により回転されるシャフトの目標回転角を補正する角度変動補正演算器と、上記補正されたシャフトの目標回転角から上記電動アクチュエータを制御する重畳角を算出する目標重畳角演算器と、を有する。   The vehicle steering control device according to the present invention superimposes the shaft connected to the differential mechanism on the steering angle of the handle by controlling the differential mechanism connected to the handle steered by the driver with an electric actuator. A vehicle comprising: an angle superimposing unit that variably controls a turning angle of a wheel with respect to a steering angle of the steering wheel by rotating to a rotation angle in which the angle is superimposed; and at least one universal joint connected to the shaft. In the steering control device, the angle superimposing means includes a target turning angle calculator for calculating a target turning angle of a pinion shaft connected to the wheel according to a steering angle of the steering wheel, and a target turning angle of the pinion shaft. An angle fluctuation correction calculator for correcting a target rotation angle of the shaft rotated by the differential mechanism, and the corrected target rotation of the shaft. Has a target superimposed angle calculator for calculating a superimposed angle for controlling the electric actuator from the corner, the.

この発明に係わる車両用操舵制御装置の効果は、ステアリング軸に対するピニオン軸の角度変動が低減されるため、操舵フィーリングが向上するとともに、ピニオン軸の角度変動が低減されるため、ピニオン軸に作用するトルク変動も低減できるということである。
また、余計なトルク変動を発生させないため、電動パワーステアリングによるキャンセルトルクの手法よりも、エネルギーロスを低減できるということである。 The effect of the vehicle steering control device according to the present invention is that the angle fluctuation of the pinion shaft with respect to the steering shaft is reduced, so that the steering feeling is improved and the angle variation of the pinion shaft is reduced. This means that torque fluctuations can be reduced.
In addition, since an extra torque fluctuation is not generated, the energy loss can be reduced as compared with the cancel torque method using electric power steering.

図１は、この発明の実施の形態に係わる車両用操舵制御装置を示す構成図である。
この発明の実施の形態に係わる車両用操舵制御装置は、図１に示すように、運転者により操舵されるハンドル１、ハンドル１にステアリング軸２を介して接続される差動機構としての第１の遊星ギア機構３、第１の遊星ギア機構３に第１のシャフト４を介して接続される第１のユニバーサルジョイント５、第１のユニバーサルジョイント５に中間軸６を介して接続される第２のユニバーサルジョイント７、第２のユニバーサルジョイント７に第２のシャフト８を介して接続される差動機構としての第２の遊星ギア機構９、第２の遊星ギア機構９にピニオン軸１０を介して接続されるステアリングギア１１、ステアリングギア１１にナックルアーム１２ａ、１２ｂを介して接続される車輪１３ａ、１３ｂを備える。なお、ステアリング軸２の操舵角をθ_ｈ、第１のシャフト４の回転角をθ_１Ｓ、中間軸６の回転角をθ_ｔ、第２のシャフト８の回転角をθ_２Ｓ、ピニオン軸１０の転舵角をθ_ｐとする。 FIG. 1 is a configuration diagram showing a vehicle steering control device according to an embodiment of the present invention.
As shown in FIG. 1, the vehicle steering control device according to the embodiment of the present invention includes a steering wheel 1 that is steered by a driver, and a first differential mechanism that is connected to the steering wheel 1 via a steering shaft 2. Planetary gear mechanism 3, a first universal joint 5 connected to the first planetary gear mechanism 3 via a first shaft 4, and a second universal joint 5 connected to the first universal joint 5 via an intermediate shaft 6. The second planetary gear mechanism 9 as a differential mechanism connected to the universal joint 7 and the second universal joint 7 via the second shaft 8, and the pinion shaft 10 to the second planetary gear mechanism 9. A steering gear 11 to be connected and wheels 13a and 13b connected to the steering gear 11 via knuckle arms 12a and 12b are provided. The steering angle of the steering shaft 2 is θ _h , the rotation angle of the first shaft 4 is θ _1S , the rotation angle of the intermediate shaft 6 is θ _t , the rotation angle of the second shaft 8 is θ _2S , and the pinion shaft 10 _{Let the} steering angle be θ _p .

また、実施の形態に係わる車両用操舵制御装置は、第１の遊星ギア機構３に入力される操舵角に重畳角を重畳する角度重畳用電動アクチュエータ１５、ステアリング軸２に配置された操舵角度センサ１６、角度重畳用電動アクチュエータ１５に配置されたモータ角度センサ１７、操舵角および車両状態信号に基づいて目標重畳角を生成する目標重畳角生成手段１８、角度重畳用電動アクチュエータ１５の回転角が目標重畳角になるように制御する重畳角制御手段１９を備える。   In addition, the vehicle steering control device according to the embodiment includes an angle superposition electric actuator 15 that superimposes a superposition angle on a steering angle input to the first planetary gear mechanism 3, and a steering angle sensor disposed on the steering shaft 2. 16, the motor angle sensor 17 disposed in the angle superposition electric actuator 15, the target superposition angle generation means 18 for generating the target superposition angle based on the steering angle and the vehicle state signal, and the rotation angle of the angle superposition electric actuator 15 as the target Superposition angle control means 19 for controlling the superposition angle is provided.

また、実施の形態に係わる角度重畳手段は、目標重畳角生成手段１８、重畳角制御手段１９、角度重畳用電動アクチュエータ１５、第１の遊星ギア機構３、第２の遊星ギア機構９から構成されている。尚本実施の形態では、第１の遊星ギア機構３を差動機構として用いているが、その他の差動機構を用いた構成でも良い。   The angle superimposing means according to the embodiment includes a target superposition angle generating means 18, a superposition angle control means 19, an angle superposition electric actuator 15, a first planetary gear mechanism 3, and a second planetary gear mechanism 9. ing. In the present embodiment, the first planetary gear mechanism 3 is used as a differential mechanism, but a configuration using other differential mechanisms may be used.

第１の遊星ギア機構３は、ステアリング軸２に接続されたキャリア３１、キャリア３１に支持されているプラネタリギア３２ａ、３２ｂ、プラネタリギア３２ａ、３２ｂに噛み合っているサンギア３３、リングギア３４を備える。なお、サンギア３３からキャリア３１までの減速比をＧ_１Ｓ、リングギア３４からキャリア３１までの減速比をＧ_１ｒとする。 The first planetary gear mechanism 3 includes a carrier 31 connected to the steering shaft 2, planetary gears 32 a and 32 b supported by the carrier 31, a sun gear 33 that meshes with the planetary gears 32 a and 32 b, and a ring gear 34. The reduction ratio from the sun gear 33 to the carrier 31 is G _1S , and the reduction ratio from the ring gear 34 to the carrier 31 is G _1r .

角度重畳用電動アクチュエータ１５は、ウォーム４１とウォームホイール４２を備える。ウォームホイール４２は、第１の遊星ギア機構３のリングギア３４に接続され、リングギア３４を回転する。なお、角度重畳用電動アクチュエータ１５からリングギア３４までの減速比、すなわちウォーム４１とウォームホイール４２による減速機構の減速比をＧ_ｍｔとする。 The angle superposing electric actuator 15 includes a worm 41 and a worm wheel 42. The worm wheel 42 is connected to the ring gear 34 of the first planetary gear mechanism 3 and rotates the ring gear 34. A reduction ratio from the angle superposing electric actuator 15 to the ring gear 34, that is, a reduction ratio of the reduction mechanism using the worm 41 and the worm wheel 42 is _defined as G _mt .

第２の遊星ギア機構９は、第２のシャフト８に接続されたサンギア５１、ピニオン軸１０に接続されたキャリア５２、キャリア５２に支持されているプラネタリギア５３ａ、５３ｂ、固定されたリングギア５４を備える。なお、サンギア５１からキャリア５２までの減速比をＧ_２Ｓとする。 The second planetary gear mechanism 9 includes a sun gear 51 connected to the second shaft 8, a carrier 52 connected to the pinion shaft 10, planetary gears 53 a and 53 b supported by the carrier 52, and a fixed ring gear 54. Is provided. Incidentally, the speed reduction ratio from the sun gear 51 to the carrier 52 and _{G 2S.}

ステアリングギア１１は、ラックアンドピニオン式であり、ピニオン６１とラック６２を備える。ラック６２は、ナックルアーム１２ａ、１２ｂを介して車輪１３ａ、１３ｂと接続されている。ピニオン６１は、ピニオン軸１０を介して第２の遊星ギア機構９のキャリア５２に接続されている。
ハンドル１の操舵角θ_ｈは、ステアリング軸２に配置した操舵角度センサ１６により検出される。
角度重畳用電動アクチュエータ１５の回転角θ_ｍｔは、モータ角度センサ１７により検出される。 The steering gear 11 is a rack and pinion type, and includes a pinion 61 and a rack 62. The rack 62 is connected to the wheels 13a and 13b via the knuckle arms 12a and 12b. The pinion 61 is connected to the carrier 52 of the second planetary gear mechanism 9 via the pinion shaft 10.
The steering angle θ _h of the steering wheel 1 is detected by a steering angle sensor 16 disposed on the steering shaft 2.
The rotation angle θ _mt of the angle superposing electric actuator 15 is detected by the motor angle sensor 17.

図２は、この発明の実施の形態に係わる目標重畳角生成手段の構成を示すブロック図である。図３は、この発明の実施の形態において用いる車速に対する転舵比の関係の一例である。図４は、この発明の実施の形態において用いるチルト機構のモータの回転角に対するゲインおよび位相差の関係の一例である。図５は、この発明の実施の形態において用いる操舵速度の絶対値に対するゲインの補正値の関係の一例である。   FIG. 2 is a block diagram showing the configuration of the target superposition angle generation means according to the embodiment of the present invention. FIG. 3 is an example of the relationship of the steering ratio to the vehicle speed used in the embodiment of the present invention. FIG. 4 is an example of the relationship between the gain and phase difference with respect to the rotation angle of the motor of the tilt mechanism used in the embodiment of the present invention. FIG. 5 is an example of the relationship between the gain correction value and the absolute value of the steering speed used in the embodiment of the present invention.

目標重畳角生成手段１８は、操舵角度センサ１６により検出された運転者の操舵するハンドル１の操舵角θ_ｈと、図示しない車速センサ、ヨーレートセンサ、横加速度センサなどにより検出された車両状態信号とから、角度重畳用電動アクチュエータ１５の目標重畳角θ_{ｍｔ＿ｒｅｆ}を生成する。
また、目標重畳角生成手段１８は、図２に示すように、ステアリングギア比可変用目標転舵角演算器７１、角度変動補正演算器７２、目標重畳角演算器７３を有する。 Target superimposed angle generation unit 18, a steering angle theta _h of the steering wheel 1 for steering of the detected driver by the steering angle sensor 16, a vehicle speed sensor (not shown), a yaw rate sensor, a vehicle condition signal detected by such a lateral acceleration sensor From this, the target superposition angle θ _{mt_ref} of the electric actuator 15 for superimposing the angle is generated.
Further, as shown in FIG. 2, the target superposition angle generator 18 includes a steering gear ratio variable target turning angle calculator 71, an angle variation correction calculator 72, and a target superposition angle calculator 73.

ステアリングギア比可変用目標転舵角演算器７１は、運転者の操舵するハンドル１の操舵角θ_ｈに対する車輪の転舵角の比を車速Ｖに応じて可変になるように、ピニオン軸１０の目標転舵角θ_{ｐ＿ｒｅｆ}を算出する。すなわち、ハンドル１の操舵角θ_ｈに対するピニオン軸１０の転舵角θ_ｐの転舵比をＲとし、ピニオン軸１０の目標転舵角θ_{ｐ＿ｒｅｆ}を式（１）から求める。ハンドル１の操舵角θ_ｈに対するピニオン軸１０の目標転舵角θ_{ｐ＿ｒｅｆ}の転舵比Ｒは、例えば、図３に示すように、車速Ｖから決定する。この車速Ｖに対する転舵比Ｒは予めメモリに記憶されている。 Steering gear ratio variable target turning angle calculation unit 71, the ratio of the steered angle of the wheel to the steering angle theta _h of the steering wheel 1 to the steering by the driver so that the variable according to the vehicle speed V, the pinion shaft 10 A target turning angle θ _{p_ref} is calculated. That is, the steering ratio of the steering angle theta _p of the pinion shaft 10 and R to the steering angle theta _h of the steering wheel 1 obtains a target steering angle theta _{P_REF} of the pinion shaft 10 from equation (1). The steering ratio R of the target turning angle θ _{p_ref} of the pinion shaft 10 with respect to the steering angle θ _h of the steering wheel 1 is determined from the vehicle speed V, for example, as shown in FIG. The steering ratio R with respect to the vehicle speed V is stored in the memory in advance.

角度変動補正演算器７２は、式（１）を用いて求めたピニオン軸１０の目標転舵角θ_{ｐ＿ｒｅｆ}に対して、ユニバーサルジョイント５、７による角度変動を抑える補正を行い第１のシャフト４の目標回転角θ_{１Ｓ＿ｒｅｆ}を算出する。
まず、第２のシャフト８の回転角θ_２Ｓの目標回転角θ_{２Ｓ＿ｒｅｆ}を、式（２）を用いて算出する。 The angle fluctuation correction calculator 72 performs correction for suppressing the angle fluctuation caused by the universal joints 5 and 7 with respect to the target turning angle θ _{p_ref} of the pinion shaft 10 obtained using the equation (1). A target rotation angle θ _{1S_ref} is calculated.
First, the target rotation angle θ _{2S_ref} of the rotation angle θ _2S of the second shaft 8 is calculated using Expression (2).

次に、ピニオン軸１０の目標転舵角θ_{ｐ＿ｒｅｆ}の微分値の符号から操舵方向を判定する。すなわち、微分値の符号が正のとき左操舵、微分値の符号が負または０のとき右操舵であると判定する。
次に、ハンドル１の位置を示すところのハンドル１のチルト機構のモータの回転角と操舵方向とに基づいて、図４に示すようなチルト機構のモータの回転角とゲインＧ_{ｃｏｐｍ１}および位相差φ_ｃｏｍｐの関係からゲインＧ_{ｃｏｍｐ１}および位相差φ_ｃｏｍｐを求める。
次に、目標転舵角θ_{ｐ＿ｒｅｆ}の微分値の絶対値｜θ（ドット）_{ｐ＿ｒｅｆ}｜に基づいて、図５に示すような絶対値｜θ（ドット）_{ｐ＿ｒｅｆ}｜とゲインの補正値ｎの関係から補正値ｎを求める。
次に、ゲインＧ_{ｃｏｍｐ１}を式（３）に従って補正値ｎにより補正してゲインＧ_ｃｏｍｐを算出する。
次に、式（４）に従って第１のシャフト４の目標回転角θ_{１Ｓ＿ｒｅｆ}を算出する。 Next, the steering direction is determined from the sign of the differential value of the target turning angle θ _{p_ref} of the pinion shaft 10. That is, it is determined that left steering is performed when the sign of the differential value is positive, and right steering is performed when the sign of the differential value is negative or 0.
Next, based on the rotation angle and steering direction of the motor of the tilt mechanism of the handle 1 indicating the position of the handle 1, the rotation angle of the motor of the tilt mechanism as shown in FIG. 4, the gain G _copm1 and the phase difference φ _The gain G _comp1 and the phase difference φ _comp are _obtained from the relationship of _comp .
Next, based on the absolute value | θ (dot) _{p_ref} | of the differential value of the target turning angle θ _{p_ref} , from the relationship between the absolute value | θ (dot) _{p_ref} | and the gain correction value n as shown in FIG. A correction value n is obtained.
Next, the gain G _comp1 is corrected by the correction value n according to the equation (3) to calculate the gain G _comp .
Next, the target rotation angle θ _{1S_ref} of the first shaft 4 is calculated according to the equation (4).

なお、第１のシャフト４が式（２）を用いて求めた目標回転角θ_{２Ｓ＿ｒｅｆ}になるように角度重畳手段を制御したとすると、ユニバーサルジョイント５、７の影響で第２のシャフト８の回転角θ_２Ｓは変動する。
そこで、第２のシャフト８が式（２）を用いて求めた目標回転角θ_{２Ｓ＿ｒｅｆ}で回転するよう第１のシャフト４の目標回転角θ_{１Ｓ＿ｒｅｆ}を補正している If the angle superimposing means is controlled so that the first shaft 4 has the target rotation angle θ _{2S_ref} obtained using the equation (2), the rotation of the second shaft 8 is affected by the universal joints 5 and 7. The angle θ _2S varies.
Therefore, the second shaft 8 is correcting the target rotational angle theta _{1S_ref} of the first shaft 4 to rotate at the target rotation angle theta _{2S_ref} determined using Equation (2)

このゲインＧ_ｃｏｍｐと位相差φ_ｃｏｍｐはユニバーサルジョイント５、７の交差角によって変化する。つまりハンドル１のチルト機構により、ハンドル位置が変化した時、ユニバーサルジョイント５、７の交差角が変化する。よって、ハンドル位置に対して、ゲインＧ_{ｃｏｍｐ１}と位相差φ_ｃｏｍｐを調整する。つまり図４に示すように、ハンドル位置に対するゲインＧ_{ｃｏｍｐ１}と位相差φ_ｃｏｍｐの適正値をあらかじめメモリに記憶しておき、ハンドル位置に応じてゲインＧ_{ｃｏｍｐ１}と位相差φ_ｃｏｍｐを変更する。 The gain G _comp and the phase difference φ _comp vary depending on the intersection angle of the universal joints 5 and 7. That is, when the handle position is changed by the tilt mechanism of the handle 1, the crossing angle of the universal joints 5 and 7 is changed. Therefore, the gain G _comp1 and the phase difference φ _comp are adjusted with respect to the handle position. That is, as shown in FIG. 4, appropriate values of the gain G _comp1 and the phase difference φ _comp with respect to the handle position are stored in advance in the memory, and the gain G _comp1 and the phase difference φ _comp are changed according to the handle position.

また、図５に示すように、操舵方向に応じて位相差φ_ｃｏｍｐを変更する。このように操舵方向により位相差φ_ｃｏｍｐを変更すると、角度変動抑制効果を高めることができる。 Further, as shown in FIG. 5, the phase difference φ _comp is changed according to the steering direction. Thus, if the phase difference φ _comp is changed depending on the steering direction, the effect of suppressing the angle fluctuation can be enhanced.

このように第１のシャフト４の回転角θ_１Ｓが式（４）で求めた目標回転角θ_{１Ｓ＿ｒｅｆ}になるように、角度重畳手段を制御することで、ユニバーサルジョイント５、７による角度変動の影響を受けず、ピニオン軸１０を目標転舵角θ_{ｐ＿ｒｅｆ}に追従させることができる。 In this way, by controlling the angle superimposing means so that the rotation angle θ _1S of the first shaft 4 becomes the target rotation angle θ _{1S_ref} obtained by the equation (4), the influence of the angle variation by the universal joints 5 and 7 is affected. The pinion shaft 10 can be made to follow the target turning angle _{θp_ref} .

目標重畳角演算器７３は、第１のシャフト４の目標回転角θ_{１Ｓ＿ｒｅｆ}から式（５）に従って、角度重畳用電動アクチュエータ１５の目標重畳角θ_{ｍｔ＿ｒｅｆ}を算出する。 Target superimposed angle calculator 73 according to equation (5) from the target rotation angle theta _{1S_ref} of the first shaft 4, to calculate a target superimposed angle theta _{Mt_ref} angle superposition electric actuator 15.

図６は、この発明の実施の形態における目標重畳角を生成する手順を示すフローチャートである。
ステップＳ１では、検出されたハンドル１の操舵角θ_ｈと転舵比Ｒからピニオン軸１０の目標転舵角θ_{ｐ＿ｒｅｆ}を算出する。
ステップＳ２では、ピニオン軸１０の目標転舵角θ_{ｐ＿ｒｅｆ}の微分値の符号から操舵方向を判定する。
ステップＳ３では、ハンドル１の位置を、例えば、電動チルト機構のモータの回転角から検出する。
ステップＳ４では、図４に示すように、電動チルト機構のモータの回転角と操舵方向からゲインＧ_{ｃｏｍｐ１}と位相差φ_ｃｏｍｐを求める。
ステップＳ５では、図５に示すように、目標転舵角の微分値の絶対値｜θ（ドット）_{ｐ＿ｒｅｆ}｜からゲインの補正値ｎを求め、この補正値ｎを用いてステップＳ４で求めたゲインＧ_{ｃｏｍｐ１}を式（３）に従って補正し、ゲインＧ_ｃｏｍｐを算出する。 FIG. 6 is a flowchart showing a procedure for generating a target superposition angle according to the embodiment of the present invention.
In step S1, the target turning angle θ _{p_ref} of the pinion shaft 10 is calculated from the detected steering angle θ _h of the steering wheel 1 and the turning ratio R.
In step S2, the steering direction is determined from the sign of the differential value of the target turning angle θ _{p_ref} of the pinion shaft 10.
In step S3, the position of the handle 1 is detected from the rotation angle of the motor of the electric tilt mechanism, for example.
In step S4, as shown in FIG. 4, the gain G _comp1 and the phase difference φ _comp are _obtained from the rotation angle and steering direction of the motor of the electric tilt mechanism.
In step S5, as shown in FIG. 5, a gain correction value n is obtained from the absolute value | θ (dot) _{p_ref} | of the differential value of the target turning angle, and the gain obtained in step S4 using this correction value n. G _comp1 is corrected according to the equation (3), and the gain G _comp is calculated.

ステップＳ６では、式（４）に従って、第１のシャフト４の目標回転角θ_{１Ｓ＿ｒｅｆ}を算出する。
ステップＳ７では、式（５）に従って、第１のシャフト４の目標回転角θ_{１Ｓ＿ｒｅｆ}およびハンドル１の操舵角θ_ｈから角度重畳用電動アクチュエータ１５の目標重畳角θ_{ｍｔ＿ｒｅｆ}を算出する。 In step S6, the target rotation angle θ _{1S_ref} of the first shaft 4 is calculated according to the equation (4).
In step S7, the target superposition angle θ _{mt_ref} of the angle superposition electric actuator 15 is calculated from the target rotation angle θ _{1S_ref} of the first shaft 4 and the steering angle θ _{h of the} handle 1 according to the equation (5).

重畳角制御手段１９は、モータ角度センサ１７により検出された角度重畳用電動アクチュエータ１５の回転角θ_ｍｔが目標重畳角生成手段１８により生成された目標重畳角θ_{ｍｔ＿ｒｅｆ}に等しくなるように、角度重畳用電動アクチュエータ１５を駆動する。 The superposition angle control means 19 performs angle superposition so that the rotation angle θ _{mt of} the angle superposition electric actuator 15 detected by the motor angle sensor 17 becomes equal to the target superposition angle θ _{mt_ref} generated by the target superposition angle generation means 18. The electric actuator 15 is driven.

第１の遊星ギア機構３は、角度重畳用電動アクチュエータ１５により制御されることにより、第１のシャフト４の回転角θ_１Ｓが目標回転角θ_{１Ｓ＿ｒｅｆ}に等しくなる。よって、運転者が操舵したハンドル１の操舵角θ_ｈに対し、車輪１３ａ、１３ｂの転舵角を可変に制御することができる。 The first planetary gear mechanism 3 is controlled by the electric actuator 15 for superimposing angles so that the rotation angle θ _1S of the first shaft 4 becomes equal to the target rotation angle θ _{1S_ref} . Therefore, the driver can to a steering angle theta _h of the steering wheel 1 which is steering, controlled wheels 13a, the steering angle of 13b variably.

次に、この発明における角度変動補正の技術的意義について説明する。
第１のシャフト４の回転角θ_１Ｓは、ハンドル１の操舵角θ_ｈおよび角度重畳用電動アクチュエータ１５の回転角θ_ｍｔとの間で式（６）の関係が成り立つ。また、第２のシャフト８の回転角θ_２Ｓは、ピニオン軸１０の転舵角θ_ｐとの間で式（７）の関係が成り立つ。
また、ユニバーサルジョイント５、７による角度変動がないとすると、式（８）の関係が成り立つ。 Next, the technical significance of angle variation correction in the present invention will be described.
The rotation angle θ _1S of the first shaft 4 has the relationship of the formula (6) between the steering angle θ _h of the handle 1 and the rotation angle θ _mt of the angle superposing electric actuator 15. Further, the relationship of the expression (7) is established between the rotation angle θ _2S of the second shaft 8 and the turning angle θ _p of the pinion shaft 10.
Further, if there is no angle variation due to the universal joints 5 and 7, the relationship of Expression (8) is established.

式（７）から分かるように第２の遊星ギア機構９は単純な減速器である。式（６）、式（７）および式（８）より、式（９）が求まる。なお、減速比Ｇ_１Ｓと減速比Ｇ_２Ｓは式（１０）のように設定されている。そして、式（９）の転舵角θ_ｐは、式（１１）で表される。 As can be seen from Equation (7), the second planetary gear mechanism 9 is a simple speed reducer. Expression (9) is obtained from Expression (6), Expression (7), and Expression (8). The reduction ratio G _1S and the reduction ratio G _2S are set as shown in Expression (10). And turning angle (theta) _p of Formula (9) is represented by Formula (11).

しかし、第１のシャフト４と第２のシャフト８の間を第１のユニバーサルジョイント５、中間軸６、および、第２のユニバーサルジョイント７を介して接続している。ユニバーサルジョイント５、７に代表される不等速形自在軸継手は、交差角があると、駆動軸と被駆動軸の角速度が変動する。第１のユニバーサルジョイント５の交差角をαとすると、第１のシャフト４の角速度ω_１Ｓに対する中間軸６の角速度ω_ｔの関係は式（１２）となる。 However, the first shaft 4 and the second shaft 8 are connected via the first universal joint 5, the intermediate shaft 6, and the second universal joint 7. When the constant velocity universal shaft joint represented by the universal joints 5 and 7 has an intersection angle, the angular velocities of the drive shaft and the driven shaft fluctuate. When the crossing angle of the first universal joint 5 is α, the relationship between the angular velocity ω _t of the intermediate shaft 6 and the angular velocity ω _1S of the first shaft 4 is expressed by Expression (12).

つまり、第１のシャフト４が１回転する間に、中間軸６の角速度ω_ｔは１８０度周期の角速度変動が発生する。また、第１のシャフト４から入力したトルクＴ_１Ｓと中間軸６から出力されるトルクＴ_ｔの関係は式（１２）の逆比例の関係で、式（１３）となる。
さらに、式（１２）より、第１のシャフト４の回転角θ_１Ｓに対する中間軸６の回転角θ_ｔの関係は、式（１４）で表される。 That is, while the first shaft 4 makes one revolution, the angular velocity ω _t of the intermediate shaft 6 undergoes a fluctuation in angular velocity with a cycle of 180 degrees. Further, the relationship between the torque T _1S input from the first shaft 4 and the torque T _t output from the intermediate shaft 6 is an inversely proportional relationship of the equation (12) and is _expressed by the equation (13).
Furthermore, from the equation (12), the relationship of the rotation angle θ _t of the intermediate shaft 6 with respect to the rotation angle θ _1S of the first shaft 4 is expressed by equation (14).

また、中間軸６の回転角θ_ｔに対する第２のユニバーサルジョイント７を介した第２のシャフト８の回転角θ_２Ｓの関係は、式（１２）より、式（１５）で表される。ここで、βは第２のユニバーサルジョイント７の交差角である。 Further, the relationship of the rotation angle θ _2S of the second shaft 8 via the second universal joint 7 with respect to the rotation angle θ _t of the intermediate shaft 6 is expressed by Expression (15) from Expression (12). Here, β is the crossing angle of the second universal joint 7.

式（１４）より回転角に関しても、第１のシャフト４が１回転する間に、中間軸６の回転角θ_ｔは１８０度周期の変動が発生する。このように、１個のユニバーサルジョイント５では交差角があると駆動軸に対する被駆動軸の角速度、および角度が変動するため、一般的には図１に示すように２個のユニバーサルジョイント５、７を用い、第１のユニバーサルジョイント５で発生した角速度変動を、第２のユニバーサルジョイント７でキャンセルして第１のシャフト４に対する第２のシャフト８の回転速度が等速になるように、第１のユニバーサルジョイント５、及び、第２のユニバーサルジョイント７の交差角（第１のシャフト４、中間軸６、および、第２のシャフト８が同一平面内にない場合は合成交差角）を調整する。 Also with respect to the rotation angle from the equation (14), while the first shaft 4 is rotated 1, variation of the rotation angle theta _t 180 ° cycle of the intermediate shaft 6 occurs. As described above, if there is a crossing angle in one universal joint 5, the angular velocity and angle of the driven shaft with respect to the drive shaft vary, so that generally two universal joints 5, 7 are used as shown in FIG. 1. The first universal joint 5 is used to cancel the angular velocity fluctuations at the second universal joint 7 so that the rotational speed of the second shaft 8 relative to the first shaft 4 is constant. The crossing angle of the universal joint 5 and the second universal joint 7 is adjusted (the combined crossing angle when the first shaft 4, the intermediate shaft 6 and the second shaft 8 are not in the same plane).

但し、スペースの関係から第１のユニバーサルジョイント５と第２のユニバーサルジョイント７の等速組み合わせが得られない場合や、組み付け誤差により等速組み合わせからずれた場合は、第１のシャフト４の１回転に対し、第２のシャフト８に１８０度周期の変動が発生する課題があった。   However, if the constant velocity combination of the first universal joint 5 and the second universal joint 7 cannot be obtained due to space, or if it deviates from the constant velocity combination due to an assembly error, one rotation of the first shaft 4 On the other hand, the second shaft 8 has a problem that a fluctuation of a cycle of 180 degrees occurs.

ここで、ユニバーサルジョイント５、７による角速度変動が運転者に与える影響について説明する。
運転者が一定速度でハンドル１を操舵すると、式（１２）、式（１４）で示すように、第１のシャフト４の１回転に対して第２のシャフト８が１８０度周期で角度変動が発生する。よって、運転者はハンドル操舵に対して車輪１３ａ、１３ｂの転舵角が変動することによる違和感を受ける。 Here, the influence which the angular velocity fluctuation | variation by the universal joints 5 and 7 has on a driver | operator is demonstrated.
When the driver steers the steering wheel 1 at a constant speed, as shown in the equations (12) and (14), the second shaft 8 changes in angle at a cycle of 180 degrees with respect to one rotation of the first shaft 4. appear. Therefore, the driver feels uncomfortable due to fluctuations in the turning angles of the wheels 13a and 13b with respect to the steering wheel.

また、ピニオン軸１０に作用している路面からの反力トルクは、ピニオン軸１０の転舵角に応じて変化する。さらに、ステアリングギア１１に存在する摩擦や粘性力もピニオン軸１０に作用するトルクとなる。すなわち、ピニオン軸１０の転舵角により、ピニオン軸１０に作用するトルクは変化する。すなわち、第２のシャフト８が角度変動することにより、車輪１３ａ、１３ｂの転舵角が変動し、それによりピニオン軸１０に作用している路面からの反力トルク自体が変動し、それが運転者の操舵トルク変動として違和感になる。   Further, the reaction force torque from the road surface acting on the pinion shaft 10 changes according to the turning angle of the pinion shaft 10. Furthermore, the friction and viscous force existing in the steering gear 11 are also torques acting on the pinion shaft 10. That is, the torque that acts on the pinion shaft 10 varies depending on the turning angle of the pinion shaft 10. That is, when the second shaft 8 fluctuates, the turning angle of the wheels 13a and 13b fluctuates, and thereby the reaction torque from the road surface acting on the pinion shaft 10 fluctuates. The user feels uncomfortable as the steering torque fluctuation.

一方、この発明の実施の形態１に係わる車両用操舵制御装置では、上述の課題の主要因がユニバーサルジョイント５、７の角度変動に起因しているとして、角度重畳手段を用いた補正制御により、ユニバーサルジョイント５、７の角度変動を抑制し、しいては運転者の操舵反力変動を抑えることができる。   On the other hand, in the vehicle steering control apparatus according to the first embodiment of the present invention, assuming that the main cause of the above-described problem is caused by the angle fluctuation of the universal joints 5 and 7, by correction control using the angle superimposing means, The angle fluctuation of the universal joints 5 and 7 can be suppressed, and the driver's steering reaction force fluctuation can be suppressed.

次に、この発明の実施の形態に係わる車両用操舵制御装置における第１のシャフト４と第２のシャフト８の回転の様子を説明する。図７は、この発明の実施の形態に係わる車両用操舵制御装置における第１のシャフトの回転の様子を示すグラフである。図８は、この発明の実施の形態に係わる車両用操舵制御装置における第２のシャフトの回転の様子を示すグラフである。   Next, how the first shaft 4 and the second shaft 8 rotate in the vehicle steering control apparatus according to the embodiment of the present invention will be described. FIG. 7 is a graph showing a state of rotation of the first shaft in the vehicle steering control apparatus according to the embodiment of the present invention. FIG. 8 is a graph showing a state of rotation of the second shaft in the vehicle steering control apparatus according to the embodiment of the present invention.

図７の細線は、補正を行わずに、式（２）により求められる角度をそのまま入力したときの第１のシャフト４の回転角である。図７の太線は、上述のように、角度変動補正演算器７２により補正量を演算し、補正した第１のシャフト４の目標回転角を入力したときの第１のシャフト４の回転角である。
図８の細線は、式（２）により求められる角度をそのまま入力したときの第２のシャフト８の回転角である。図８の太線は、角度変動補正演算器７２により補正量を演算し、補正した第１のシャフト４の目標回転角を入力したときの第２のシャフト８の回転角である。図８から分かるように、補正がない場合、第２のシャフト８が第１のシャフト４の１回転に対し、１８０度周期の変動が生じている。それに対し、補正がある場合は、第１のシャフト４の１回転に対する１８０度周期の変動が抑えられている。 The thin line in FIG. 7 is the rotation angle of the first shaft 4 when the angle obtained by the equation (2) is input as it is without correction. 7 indicates the rotation angle of the first shaft 4 when the correction amount is calculated by the angle variation correction calculator 72 and the corrected target rotation angle of the first shaft 4 is input as described above. .
The thin line in FIG. 8 is the rotation angle of the second shaft 8 when the angle obtained from the equation (2) is input as it is. The thick line in FIG. 8 represents the rotation angle of the second shaft 8 when the correction amount is calculated by the angle fluctuation correction calculator 72 and the corrected target rotation angle of the first shaft 4 is input. As can be seen from FIG. 8, when there is no correction, the second shaft 8 has a cycle of 180 degrees with respect to one rotation of the first shaft 4. On the other hand, when there is a correction, the fluctuation of the cycle of 180 degrees with respect to one rotation of the first shaft 4 is suppressed.

なお、この発明の実施の形態に係わる車両用操舵制御装置では、ゲインＧ_ｃｏｍｐと位相差φ_ｃｏｍｐとを用いて第２のシャフト８の目標回転角θ_{２Ｓ＿ｒｅｆ}から第１のシャフト４の目標回転角θ_{１Ｓ＿ｒｅｆ}を求めているが、第２のシャフト８の目標回転角θ_{２Ｓ＿ｒｅｆ}から式（１６）を用いて中間軸６の目標回転角θ_{ｔ＿ｒｅｆ}を求め、次に、中間軸６の目標回転角θ_{ｔ＿ｒｅｆ}から第１のシャフト４の目標回転角θ_{１Ｓ＿ｒｅｆ}を、式（１７）により求めても良い。このようにユニバーサルジョイント５、７が有する交差角に応じて第１のシャフト４の目標回転角θ_{１Ｓ＿ｒｅｆ}を補正しても良い。 In the vehicle steering control apparatus according to the embodiment of the present invention, the target rotation angle of the first shaft 4 is _obtained from the target rotation angle θ _{2S_ref} of the second shaft 8 using the gain G _comp and the phase difference φ _comp. While seeking theta _{1S_ref,} obtains a target rotational angle theta _{T_ref} of the intermediate shaft 6 by using the equation (16) from target rotation angle theta _{2S_ref} of the second shaft 8, then the target rotational angle of the intermediate shaft 6 theta a first target rotation angle theta _{1S_ref} shaft 4 from _{T_ref,} may be obtained by the equation (17). As described above, the target rotation angle θ _{1S_ref} of the first shaft 4 may be corrected according to the intersection angle of the universal joints 5 and 7.

また、実機にてゲインＧ_ｃｏｍｐと位相差φ_ｃｏｍｐを調整して、角度変動を抑える値に設定しても良い。 In addition, the gain G _comp and the phase difference φ _comp may be adjusted with an actual machine, and may be set to values that suppress angular fluctuation.

このように、ユニバーサルジョイント５、７により発生するステアリング軸２に対するピニオン軸１０の角度変動を打ち消すことができ、ステアリング軸２に対するピニオン軸１０の角度変動が低減されるため、操舵フィーリングが向上する。
また、ピニオン軸１０の角度変動を低減できるため、ピニオン軸１０に作用するトルク変動も低減できる。 As described above, the angle variation of the pinion shaft 10 with respect to the steering shaft 2 generated by the universal joints 5 and 7 can be canceled, and the angle variation of the pinion shaft 10 with respect to the steering shaft 2 is reduced, so that the steering feeling is improved. .
Moreover, since the angle fluctuation of the pinion shaft 10 can be reduced, the torque fluctuation acting on the pinion shaft 10 can also be reduced.

また、操舵速度が大きい時のほうが、操舵速度が小さい時に比べて、運転者に与える違和感が大きいため、操舵速度に応じてゲインＧ_ｃｏｍｐを変化させることにより運転者に与える違和感を抑えることができる。
また、操舵速度が小さい時にゲインＧ_ｃｏｍｐを小さくし、且つ操舵方向によって位相差φ_ｃｏｍｐを変更したことによりハンドル切り返し時の第１のシャフト４の目標回転角θ_{１Ｓ＿ｒｅｆ}の不連続を防止することもできる。
また、車速が低い時のほうがハンドル操作量が大きくなり、運転者に与える影響が大きいため、低速でゲインＧ_ｃｏｍｐを大きくするなど、車速に応じてゲインＧ_ｃｏｍｐを変化させてもよい。 Further, since the feeling of discomfort given to the driver is greater when the steering speed is higher than when the steering speed is low, the feeling of discomfort given to the driver can be suppressed by changing the gain G _comp in accordance with the steering speed. .
Further, the gain G _comp is reduced when the steering speed is low, and the phase difference φ _comp is changed depending on the steering direction, thereby preventing discontinuity of the target rotation angle θ _{1S_ref} of the first shaft 4 when the steering wheel is turned back. it can.
Further, the vehicle speed is more handle operation amount is increased when low, due to the large influence to the driver, such as increasing the gain G _comp at a low speed, it may be changed the gain G _comp according to the vehicle speed.

なお、上述の実施の形態では、ユニバーサルジョイント５、７が２個の場合を例にとって説明したが、ユニバーサルジョイントの数が変わっても、同様の手法でユニバーサルジョイントに起因する角度、およびトルクの変動を低減することが可能である。   In the above-described embodiment, the case where the number of universal joints 5 and 7 is two has been described as an example. However, even if the number of universal joints changes, the angle and torque fluctuation caused by the universal joints can be performed in the same manner. Can be reduced.

また、角度重畳手段よりピニオン軸側にユニバーサルジョイントを配置した構成になっているが、ユニバーサルジョイントが角度重畳手段よりハンドル側に配置した構成においても、同様に補正量を演算し、補正量に基づいて角度重畳手段の角度重畳用電動アクチュエータ１５を駆動することで、ユニバーサルジョイントに起因する角度変動、および、トルク変動を抑えることが可能である。   Further, although the universal joint is arranged on the pinion shaft side from the angle superimposing means, the correction amount is similarly calculated in the configuration in which the universal joint is arranged on the handle side from the angle superimposing means, and based on the correction amount. By driving the angle superposing electric actuator 15 of the angle superimposing means, it is possible to suppress the angle fluctuation and torque fluctuation caused by the universal joint.

この発明の実施の形態に係わる車両用操舵制御装置の概略図である。1 is a schematic diagram of a vehicle steering control apparatus according to an embodiment of the present invention. この発明の実施の形態に係わる目標重畳角生成手段のブロック図である。It is a block diagram of the target superposition angle production | generation means concerning embodiment of this invention. この発明の実施の形態において用いる車速に対する転舵比の関係の一例である。It is an example of the relationship of the steering ratio with respect to the vehicle speed used in embodiment of this invention. この発明の実施の形態において用いるチルト機構のモータの回転角に対するゲインおよび位相差の関係の一例である。It is an example of the relationship of the gain with respect to the rotation angle of the motor of the tilt mechanism used in embodiment of this invention, and a phase difference. この発明の実施の形態において用いる操舵速度の絶対値に対するゲインの補正値の関係の一例である。It is an example of the relationship of the correction value of the gain with respect to the absolute value of the steering speed used in embodiment of this invention. この発明の実施の形態における目標重畳角を生成する手順を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the procedure which produces | generates the target superimposition angle in embodiment of this invention. この発明の実施の形態に係わる車両用操舵制御装置における第１のシャフトの回転の様子を示すグラフである。It is a graph which shows the mode of rotation of the 1st shaft in the steering control apparatus for vehicles concerning embodiment of this invention. この発明の実施の形態に係わる車両用操舵制御装置における第２のシャフトの回転の様子を示すグラフである。It is a graph which shows the mode of rotation of the 2nd shaft in the steering control apparatus for vehicles concerning embodiment of this invention.

符号の説明Explanation of symbols

１ ハンドル、２ ステアリング軸、３ 第１の遊星ギア機構、４ 第１のシャフト、５ 第１ユニバーサルジョイント、６ 中間軸、７ 第１のユニバーサルジョイント、８ 第２のシャフト、９ 第２の遊星ギア機構、１０ ピニオン軸、１１ ステアリングギア、１２ａ、１２ｂ ナックルアーム、１３ａ、１３ｂ 車輪、１５ 角度重畳用電動アクチュエータ、１６ 操舵角度センサ、１７ モータ角度センサ、１８ 目標重畳角生成手段、１９ 重畳角制御手段、３１ （第１の遊星ギア機構の）キャリア、３２ａ、３２ｂ （第１の遊星ギア機構の）プラネタリギア、３３ （第１の遊星ギア機構の）サンギア、３４ （第１の遊星ギア機構の）リングギア、４１ ウォーム、４２ ウォームホイール、５１ （第２の遊星ギア機構の）サンギア、５２ （第２の遊星ギア機構の）キャリア、５３ａ、５３ｂ （第２の遊星ギア機構の）プラネタリギア、５４（第２の遊星ギア機構の） リングギア、６１ ピニオン、６２ ラック、７１ ステアリングギア比可変用目標転舵角演算器、７２ 角度変動補正演算器、７３ 目標重畳角演算器。   1 steering wheel, 2 steering shaft, 3 first planetary gear mechanism, 4 first shaft, 5 first universal joint, 6 intermediate shaft, 7 first universal joint, 8 second shaft, 9 second planetary gear Mechanism, 10 Pinion shaft, 11 Steering gear, 12a, 12b Knuckle arm, 13a, 13b Wheel, 15 Angle electric actuator, 16 Steering angle sensor, 17 Motor angle sensor, 18 Target superposition angle generation means, 19 Superposition angle control means , 31 (first planetary gear mechanism) carrier, 32a, 32b (first planetary gear mechanism) planetary gear, 33 (first planetary gear mechanism) sun gear, 34 (first planetary gear mechanism) Ring gear, 41 worm, 42 worm wheel, 51 (second planetary gear mechanism) sun gear 52 (second planetary gear mechanism) carrier, 53a, 53b (second planetary gear mechanism) planetary gear, 54 (second planetary gear mechanism) ring gear, 61 pinion, 62 rack, 71 steering gear ratio Variable target turning angle calculator, 72 angle fluctuation correction calculator, 73 target superposition angle calculator.

Claims (3)

運転者により操舵されるハンドルに接続される差動機構を電動アクチュエータにより制御することにより上記差動機構に接続されるシャフトを上記ハンドルの操舵角に重畳角を重畳した回転角になるように回転して上記ハンドルの操舵角に対する車輪の転舵角を可変に制御する角度重畳手段と、上記シャフトに接続する少なくとも１つのユニバーサルジョイントと、を備える車両用操舵制御装置において、
上記角度重畳手段は、
上記ハンドルの操舵角に従って上記車輪に接続されるピニオン軸の目標転舵角を算出する目標転舵角演算器と、
上記ピニオン軸の目標転舵角に従って上記差動機構により回転されるシャフトの目標回転角を補正する角度変動補正演算器と、
上記補正されたシャフトの目標回転角から上記電動アクチュエータを制御する重畳角を算出する目標重畳角演算器と、
を有することを特徴とする車両用操舵制御装置。 By controlling the differential mechanism connected to the steering wheel steered by the driver with an electric actuator, the shaft connected to the differential mechanism is rotated so that the steering angle of the steering wheel is superimposed on the steering angle. In the vehicle steering control device, comprising: an angle superimposing unit that variably controls the turning angle of the wheel with respect to the steering angle of the steering wheel; and at least one universal joint connected to the shaft.
The angle superimposing means is
A target turning angle calculator for calculating a target turning angle of the pinion shaft connected to the wheel according to the steering angle of the steering wheel;
An angle fluctuation correction calculator for correcting a target rotation angle of the shaft rotated by the differential mechanism according to the target turning angle of the pinion shaft;
A target superposition angle calculator for calculating a superposition angle for controlling the electric actuator from the corrected target rotation angle of the shaft;
A vehicle steering control device comprising: 上記角度変動補正演算器は、上記シャフトの目標回転角の位相を操舵方向に応じて補正することを特徴とする請求項１に記載の車両用操舵制御装置。   The vehicle steering control device according to claim 1, wherein the angle fluctuation correction calculator corrects a phase of a target rotation angle of the shaft according to a steering direction. 上記角度変動補正演算器は、上記シャフトの目標回転角の振幅を操舵速度、上記ユニバーサルジョイントの交差角、または車速のいずれかに応じて補正することを特徴とする請求項１に記載の車両用操舵制御装置。   2. The vehicle according to claim 1, wherein the angle fluctuation correction calculator corrects the amplitude of the target rotation angle of the shaft according to any of a steering speed, an intersection angle of the universal joint, or a vehicle speed. Steering control device.

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