JP2017056745A

JP2017056745A - Power steering device

Info

Publication number: JP2017056745A
Application number: JP2015180299A
Authority: JP
Inventors: 達雄松村; Tatsuo Matsumura
Original assignee: Hitachi Automotive Systems Ltd
Current assignee: Hitachi Astemo Ltd
Priority date: 2015-09-14
Filing date: 2015-09-14
Publication date: 2017-03-23
Anticipated expiration: 2035-09-14
Also published as: JP6511673B2

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a power steering device that can inhibit discomfort of steering with a phase shift due to an influence from a torsion bar.SOLUTION: The power steering device detects a steering torque based on a revolution speed signal of an electric motor to inhibit a phase shift and finely control the electric motor.SELECTED DRAWING: Figure 1

Description

本発明は、運転者の操舵トルクをアシストするパワーステアリング装置に関する。 The present invention relates to a power steering device that assists a steering torque of a driver.

この種の技術として、特許文献１に記載のパワーステアリング裝置が知られている。この公報には、ステアリングシャフトに電動モータでアシストトルクを付与する第１のアシスト機構と、ラック軸に油圧でアシストトルクを付与する第２のアシスト機構とを有する。そして、ステアリングホイールと電動モータとの間に設けられトーションバーを有する操舵トルクセンサにより検出された操舵トルクに基づいて、第１のアシスト機構からステアリングシャフトにアシストトルクを付与する。また、ステアリングシャフトとラック軸との間にトーションバーを有するロータリバルブを有し、ロータリバルブの開度に応じて第２のアシスト機構からラック軸にアシストトルクを付与する。これにより、大きなアシストトルクを付与するものである。 As this type of technology, a power steering apparatus described in Patent Document 1 is known. This publication includes a first assist mechanism that applies assist torque to the steering shaft with an electric motor, and a second assist mechanism that applies hydraulic assist torque to the rack shaft. Then, based on the steering torque detected by a steering torque sensor provided between the steering wheel and the electric motor and having a torsion bar, the assist torque is applied from the first assist mechanism to the steering shaft. In addition, a rotary valve having a torsion bar is provided between the steering shaft and the rack shaft, and assist torque is applied to the rack shaft from the second assist mechanism in accordance with the opening degree of the rotary valve. Thereby, a large assist torque is applied.

特開２００８―１８４０４９号公報JP 2008-184049 A

しかしながら、ステアリングホイールとラック軸までの間に、２つのトーションバーを有するため、操舵角に対する転舵角の位相ずれが大きくなり、運転者に違和感を与えるという問題があった。また、操舵トルクに電動モータから付与するアシスト力をきめ細かく制御するには、操舵トルクセンサのトーションバーの剛性を落として検出精度を高める必要があり、更に位相ずれが大きくなるという課題があった。 However, since the two torsion bars are provided between the steering wheel and the rack shaft, there has been a problem that the phase shift of the turning angle with respect to the steering angle becomes large, and the driver feels uncomfortable. In addition, in order to finely control the assist force applied to the steering torque from the electric motor, it is necessary to increase the detection accuracy by reducing the rigidity of the torsion bar of the steering torque sensor, and there is a problem that the phase shift increases.

そこで、本発明では、トーションバーの影響による位相ずれに伴う操舵違和感を抑制可能なパワーステアリング裝置を提供することを目的とする。 Accordingly, an object of the present invention is to provide a power steering apparatus capable of suppressing a steering discomfort associated with a phase shift due to the influence of a torsion bar.

上記課題を解決するために、本発明のパワーステアリング装置では、電動モータの回転数信号に基づいて操舵トルクを検出することで、位相ずれを抑制し、かつ、電動モータをきめ細かく制御することとした。 In order to solve the above problems, in the power steering device of the present invention, the steering torque is detected based on the rotation speed signal of the electric motor, thereby suppressing phase shift and finely controlling the electric motor. .

すなわち、トルク値ではなく、モータ回転数に基づいてモータ指令信号を演算するため、操舵トルクを検出するトーションバー付きのセンサを設ける必要が無く、トーションバーを１つ排除することで、操舵違和感を抑制できる。 That is, since the motor command signal is calculated based on the motor rotation speed instead of the torque value, there is no need to provide a sensor with a torsion bar for detecting the steering torque, and by eliminating one torsion bar, the steering discomfort is felt. Can be suppressed.

実施例１のパワーステアリング装置を表す概略図である。1 is a schematic diagram illustrating a power steering apparatus according to a first embodiment. 実施例１のパワーステアリング装置のコントローラ内における制御構成を表すブロック図である。It is a block diagram showing the control structure in the controller of the power steering apparatus of Example 1. FIG. 極低車速域における操舵角に対する操舵トルクの変化の軌跡を表す図である。It is a figure showing the locus | trajectory of the change of the steering torque with respect to the steering angle in a very low vehicle speed range. 走行中の微小舵角範囲における操舵角に対する操舵トルクの変化の軌跡を表す図である。It is a figure showing the locus | trajectory of the change of the steering torque with respect to the steering angle in the micro steering angle range in driving | running | working. 走行中の大舵角範囲における操舵角に対する操舵トルクの変化の軌跡を表す図である。It is a figure showing the locus | trajectory of the change of the steering torque with respect to the steering angle in the large steering angle range in driving | running | working. 実施例１の変形例１として中空モータを採用したパワーステアリング装置を表す概略図である。It is the schematic showing the power steering apparatus which employ | adopted the hollow motor as the modification 1 of Example 1. FIG. 実施例１の変形例２としてウォームギヤセットを採用したパワーステアリング装置を表す概略図である。It is the schematic showing the power steering apparatus which employ | adopted the worm gear set as the modification 2 of Example 1. FIG. 実施例２のパワーステアリング装置を表す概略図である。It is the schematic showing the power steering apparatus of Example 2. FIG. 実施例２の目標流量演算処理を表す制御ブロック図である。FIG. 10 is a control block diagram illustrating target flow rate calculation processing according to the second embodiment. 実施例２の変形例として、ポンプ装置をエンジンにより駆動される可変容量型ポンプとしたパワーステアリング装置を表す概略図である。FIG. 6 is a schematic diagram showing a power steering device in which the pump device is a variable displacement pump driven by an engine as a modification of the second embodiment.

〔実施例１〕
図１は実施例１のパワーステアリング装置を表す概略図である。ステアリングホイール１には、ステアリングシャフト２が接続されている。ステアリングシャフト２は、第１パワーステアリング装置３を有する。第１パワーステアリング装置３は、電動モータ３０と、電動モータ３０のトルクをステアリングシャフト２に伝達する減速ギヤセット３１と、電動モータ３０の回転角信号θｍを検出するモータ回転角センサ３２とを有する。ステアリングシャフト２には、ロータリバルブ４を介してピニオンシャフト５が接続されている。 [Example 1]
FIG. 1 is a schematic diagram illustrating a power steering apparatus according to a first embodiment. A steering shaft 2 is connected to the steering wheel 1. The steering shaft 2 has a first power steering device 3. The first power steering device 3 includes an electric motor 30, a reduction gear set 31 that transmits torque of the electric motor 30 to the steering shaft 2, and a motor rotation angle sensor 32 that detects a rotation angle signal θm of the electric motor 30. A pinion shaft 5 is connected to the steering shaft 2 via a rotary valve 4.

ピニオンシャフト５は、ラック軸６に設けられたラック歯６０と噛合う。ピニオンシャフト５の回転は、ラック軸６の軸方向移動量に変換される。この伝達機構をラック＆ピニオン機構という。ラック軸６には、油圧によってアシストトルクを付与する第２パワーステアリング装置としてのパワーシリンダ７を有する。パワーシリンダ７は、ピストンによって隔成された一対の右側シリンダ室と左側シリンダ室とを有し、操舵方向に応じて油圧を供給するシリンダ室を切り換える。ラック軸６の両端にはタイロッドを介して転舵輪１０が接続され、ラック軸６の軸方向移動に伴って転舵輪１０が転舵する。 The pinion shaft 5 meshes with rack teeth 60 provided on the rack shaft 6. The rotation of the pinion shaft 5 is converted into an axial movement amount of the rack shaft 6. This transmission mechanism is called a rack and pinion mechanism. The rack shaft 6 has a power cylinder 7 as a second power steering device that applies an assist torque by hydraulic pressure. The power cylinder 7 has a pair of right cylinder chamber and left cylinder chamber separated by a piston, and switches the cylinder chamber that supplies hydraulic pressure according to the steering direction. The steered wheels 10 are connected to both ends of the rack shaft 6 via tie rods, and the steered wheels 10 are steered as the rack shaft 6 moves in the axial direction.

ロータリバルブ４は、ステアリングシャフト２とピニオンシャフト５との間に作用するトルクに応じて捩れるトーションバーを有する。ロータリバルブ４は、トーションバーの捩れによって生じる内側バルブと外側バルブとの相対移動に応じ、オイルポンプ８から導入された油を、パワーシリンダ７の右側シリンダ室もしくは左側シリンダ室に油を供給すると共に、余剰油をリザーバタンク９に還流する。 The rotary valve 4 has a torsion bar that is twisted according to the torque acting between the steering shaft 2 and the pinion shaft 5. The rotary valve 4 supplies oil introduced from the oil pump 8 to the right cylinder chamber or the left cylinder chamber of the power cylinder 7 in accordance with the relative movement between the inner valve and the outer valve caused by torsion of the torsion bar. The excess oil is returned to the reservoir tank 9.

コントローラ１００は、車速センサ１１からの車速信号VSPを受信する車速信号受信部と、モータ回転角センサ３２からのモータ回転角信号θｍを受信するモータ回転角信号受信部とを有する。コントローラ１００は、受信した各種信号に基づいて目標モータトルクを演算し、電動モータ３０に対し、駆動電流指令を出力する。 The controller 100 includes a vehicle speed signal receiving unit that receives the vehicle speed signal VSP from the vehicle speed sensor 11 and a motor rotation angle signal receiving unit that receives the motor rotation angle signal θm from the motor rotation angle sensor 32. The controller 100 calculates a target motor torque based on the received various signals and outputs a drive current command to the electric motor 30.

すなわち、実施例１のパワーステアリング装置は、第１パワーステアリング装置３に加えて、パワーシリンダ７から成る第２パワーステアリング装置を有する。このとき、第１パワーステアリング装置３は、トーションバーの捩れに基づいてトルクを検出するトルクセンサを備えておらず、モータ回転角信号θｍに基づいて操舵トルクを検出する。よって、ステアリングホイール１と転舵輪１０との間で捩れる要素となるトーションバーがロータリバルブ４のみとなるため、位相ずれを抑制できる。また、電動モータ３０は、ロータリバルブ４に供えられたトーションバーによって、転舵輪１０が転舵する前に回転可能である。よって、モータ回転角信号θｍに基づいて操舵トルクを推定することが可能となり、電動モータ３０をきめ細かく制御可能である。 That is, the power steering apparatus of the first embodiment includes a second power steering apparatus including the power cylinder 7 in addition to the first power steering apparatus 3. At this time, the first power steering device 3 does not include a torque sensor that detects torque based on torsion of the torsion bar, and detects steering torque based on the motor rotation angle signal θm. Therefore, since the torsion bar which becomes an element twisted between the steering wheel 1 and the steered wheel 10 is only the rotary valve 4, the phase shift can be suppressed. The electric motor 30 can be rotated by the torsion bar provided to the rotary valve 4 before the steered wheels 10 are steered. Therefore, the steering torque can be estimated based on the motor rotation angle signal θm, and the electric motor 30 can be finely controlled.

図２は実施例１のパワーステアリング装置のコントローラ内における制御構成を表すブロック図である。コントローラ１００内には、モータ指令信号演算部を有する。モータ指令信号演算部は、据切り時アシスト制御部１０１と、ダンピングトルク付与制御部１０２と、車速感応アシスト制御部１０３と、目標モータトルク演算部１０４とを有する。 FIG. 2 is a block diagram illustrating a control configuration in the controller of the power steering apparatus according to the first embodiment. The controller 100 has a motor command signal calculation unit. The motor command signal calculation unit includes a stationary assist control unit 101, a damping torque application control unit 102, a vehicle speed sensitive assist control unit 103, and a target motor torque calculation unit 104.

据切り時アシスト制御部１０１は、第1微分部１０１ａと、速度係数乗算部１０１ｂと、第２微分部１０１ｃと、加速度係数乗算部１０１ｄと、加算部１０１ｅと、車速係数演算部１０１ｆと、係数乗算部１０１ｇと、リミッタ１０１ｈとを有する。第１微分部１０１ａでは、入力されたモータ回転角信号θｍを微分して、モータ回転速度Δθｍを演算し、速度係数乗算部１０１ｂにおいて係数ａを乗算する。係数ａは、モータ回転速度Δθｍを基準アシストトルクに変換する係数である。第２微分部１０１ｃでは、入力されたモータ回転速度Δθｍを更に微分し、モータ回転加速度Δ（Δθｍ）を演算し、加速度係数乗算部１０１ｄにおいて係数ｂを乗算する。係数ｂは、モータ回転加速度Δ（Δθｍ）を位相補償トルクに変換する係数である。 The stationary assist control unit 101 includes a first differentiation unit 101a, a speed coefficient multiplication unit 101b, a second differentiation unit 101c, an acceleration coefficient multiplication unit 101d, an addition unit 101e, a vehicle speed coefficient calculation unit 101f, and a coefficient A multiplier 101g and a limiter 101h are included. The first differentiator 101a differentiates the input motor rotation angle signal θm to calculate the motor rotation speed Δθm, and the speed coefficient multiplier 101b multiplies the coefficient a. The coefficient a is a coefficient for converting the motor rotation speed Δθm into the reference assist torque. The second differentiation unit 101c further differentiates the input motor rotation speed Δθm, calculates the motor rotation acceleration Δ (Δθm), and the acceleration coefficient multiplication unit 101d multiplies the coefficient b. The coefficient b is a coefficient for converting the motor rotational acceleration Δ (Δθm) into the phase compensation torque.

加算部１０１ｅでは、基準アシストトルクであるａ・Δθｍと位相補償トルクであるｂ・Δ（Δθｍ）とを加算して加算値（ａ・Δθｍ＋ｂ・Δ（Δθｍ））を演算する。次に、車速係数演算部１０１ｆでは、検出された車速VSPに基づいて係数ｃを設定する。この係数ｃは、極低車速（例えば２〜４ｋｍ／ｈ程度）では１にセットされ、極低車速以外の領域では０にセットされる。すなわち、駐車場等での据切り操作時には、据切り時アシストトルクが付与され、それ以外の走行時では、据切りアシストトルクが付与されないことを意味する。係数乗算部１０１ｇでは、加算値に係数ｃを乗算し、リミッタ１０１ｈにより電気的もしくは機械的な制限値を超えない値とした上で、据切り時アシスト制御指令値を出力する。 The adder 101e adds the reference assist torque a · Δθm and the phase compensation torque b · Δ (Δθm) to calculate an added value (a · Δθm + b · Δ (Δθm)). Next, the vehicle speed coefficient calculation unit 101f sets the coefficient c based on the detected vehicle speed VSP. The coefficient c is set to 1 at an extremely low vehicle speed (for example, about 2 to 4 km / h), and is set to 0 at an area other than the extremely low vehicle speed. That is, it means that the assist torque at the time of stationary is applied during a stationary operation in a parking lot or the like, and the stationary assist torque is not applied at other times of traveling. The coefficient multiplying unit 101g multiplies the added value by the coefficient c, sets a value that does not exceed the electrical or mechanical limit value by the limiter 101h, and outputs the stationary-time assist control command value.

ダンピングトルク付与制御部１０２は、速度係数乗算部１０２ｂと、加速度係数乗算部１０２ｄと、加算部１０２ｅと、車速係数演算部１０２ｆと、係数乗算部１０２ｇと、リミッタ１０２ｈとを有する。速度係数乗算部１０２ｂでは、入力されたモータ回転速度Δθｍに係数ａ'を乗算する。係数ａ'は、モータ回転速度Δθｍを基準ダンピングトルクに変換する係数である。加速度係数乗算部１０２ｄでは、入力されたモータ回転加速度Δ（Δθｍ）に係数ｂ'を乗算する。係数ｂ'は、モータ回転加速度Δ（Δθｍ）を位相補償トルクに変換する係数である。 The damping torque application control unit 102 includes a speed coefficient multiplication unit 102b, an acceleration coefficient multiplication unit 102d, an addition unit 102e, a vehicle speed coefficient calculation unit 102f, a coefficient multiplication unit 102g, and a limiter 102h. The speed coefficient multiplication unit 102b multiplies the input motor rotation speed Δθm by a coefficient a ′. The coefficient a ′ is a coefficient for converting the motor rotation speed Δθm into the reference damping torque. The acceleration coefficient multiplication unit 102d multiplies the input motor rotational acceleration Δ (Δθm) by a coefficient b ′. The coefficient b ′ is a coefficient for converting the motor rotational acceleration Δ (Δθm) into the phase compensation torque.

加算部１０２ｅでは、基準ダンピングトルクａ'・Δθｍと位相補償トルクｂ'・Δ（Δθｍ）とを加算して加算値（ａ'・Δθｍ＋ｂ'・Δ（Δθｍ））を演算する。次に、車速係数演算部１０２ｆでは、検出された車速VSPに基づいて係数ｃを設定する。この係数ｃは、極低車速（例えば２〜４ｋｍ／ｈ程度）では０にセットされ、極低車速以外の領域では−１にセットされる。すなわち、走行中では、ダンピングトルクが付与され、駐車場等での据切り操作時には、ダンピングトルクが付与されないことを意味する。係数乗算部１０２ｇでは、加算値に係数ｃを乗算し、リミッタ１０２ｈにより電気的もしくは機械的な制限値を超えない値とした上で、ダンピングトルク付与制御指令値を出力する。 The adder 102e adds the reference damping torque a ′ · Δθm and the phase compensation torque b ′ · Δ (Δθm) to calculate an added value (a ′ · Δθm + b ′ · Δ (Δθm)). Next, the vehicle speed coefficient calculation unit 102f sets the coefficient c based on the detected vehicle speed VSP. The coefficient c is set to 0 at an extremely low vehicle speed (for example, about 2 to 4 km / h), and is set to -1 in an area other than the extremely low vehicle speed. That is, it means that a damping torque is applied during traveling, and no damping torque is applied during a stationary operation in a parking lot or the like. The coefficient multiplying unit 102g multiplies the added value by the coefficient c, sets a value that does not exceed the electrical or mechanical limit value by the limiter 102h, and outputs a damping torque application control command value.

車速感応反力制御部１０３は、操舵角に対する電動モータ３０による反力トルクを演算する反力トルク演算部１０３ａと、車速VSPに応じた係数ｄを演算する車速係数演算ン部１０３ｂと、反力トルクに係数ｄを乗算する乗算部１０３ｃとを有する。反力トルク演算部１０３ａ内には、モータ回転角信号θｍに基づいて操舵角を演算する操舵角演算部を有する。具体的には、直進走行時におけるモータ回転角信号θｍを記憶し、これを中立位置とする。そして、中立位置からのモータ回転角変位に基づいて操舵角を演算する。次に、操舵角に対し反力トルクを演算する。基本的に操舵角が中立位置から変位しようとするときに変位を抑制するよう、中立位置に向けて反力トルクを付与する。また、係数ｄは、車速が高いほど大きな値となる係数であり、車速VSPが高くなるほど大きな反力トルクが付与されることで、高車速走行時におけるステアリングホイール１の安定性を確保する。乗算部１０３ｃでは、反力トルクに係数ｄを乗算し、車速感応反力トルク制御指令値を出力する。 The vehicle speed sensitive reaction force control unit 103 includes a reaction force torque calculation unit 103a that calculates a reaction force torque by the electric motor 30 with respect to the steering angle, a vehicle speed coefficient calculation unit 103b that calculates a coefficient d according to the vehicle speed VSP, and a reaction force. A multiplier 103c that multiplies the torque by a coefficient d. The reaction torque calculation unit 103a includes a steering angle calculation unit that calculates a steering angle based on the motor rotation angle signal θm. Specifically, the motor rotation angle signal θm during straight traveling is stored, and this is set as the neutral position. Then, the steering angle is calculated based on the motor rotation angle displacement from the neutral position. Next, a reaction torque is calculated with respect to the steering angle. Basically, a reaction force torque is applied toward the neutral position so as to suppress the displacement when the steering angle is about to be displaced from the neutral position. The coefficient d is a coefficient that increases as the vehicle speed increases, and a greater reaction torque is applied as the vehicle speed VSP increases, thereby ensuring the stability of the steering wheel 1 during high vehicle speed travel. The multiplier 103c multiplies the reaction torque by a coefficient d and outputs a vehicle speed sensitive reaction torque control command value.

目標モータトルク演算部１０４では、据切り時アシスト制御指令値と、ダンピングトルク付与制御指令値と、車速感応反力トルク制御指令値とを加算し、最終的な目標モータトルク指令値を出力する。 The target motor torque calculation unit 104 adds the stationary assist control command value, the damping torque application control command value, and the vehicle speed sensitive reaction torque control command value, and outputs a final target motor torque command value.

すなわち、実施例１のように、第１パワーステアリング装置３と第２パワーステアリング装置であるパワーシリンダ７とによって、運転者の操舵負担を軽減するにあたり、両方のパワーステアリング装置を、常時アシストトルクを付与する装置として使用すると、以下のような問題がある。すなわち、走行中において、セルフアライニングトルクの影響で操舵負荷が軽減されている場面では、簡単にステアリングホイール１が操舵可能となることで、操舵の剛性感が得にくく、直進時の運転者の負担を軽減することが困難となる。そこで、極低車速領域であって、駐車場等での切り返しを繰り返すような場面であって、かつ、転舵輪１０の転舵負荷が大きい場合には、２つのパワーステアリング装置によってアシストトルクを発生させる。一方、走行中と判断される車速領域では、第１パワーステアリング装置３によって反力トルク及びダンピングトルクを付与することで、操舵の剛性感を確保しつつ、直進時の安定性の向上を図り、また、保舵時の操舵トルクを軽減することとした。 That is, as in the first embodiment, the first power steering device 3 and the power cylinder 7 as the second power steering device reduce the driver's steering burden. When used as a device to be applied, there are the following problems. In other words, when the steering load is reduced due to the effect of the self-aligning torque during traveling, the steering wheel 1 can be easily steered, so that it is difficult to obtain a sense of steering rigidity. It becomes difficult to reduce the burden. Therefore, in a very low vehicle speed range where scenes are repeatedly switched at a parking lot or the like and the turning load of the steered wheels 10 is large, assist torque is generated by two power steering devices. Let On the other hand, in the vehicle speed region determined to be traveling, the reaction torque and the damping torque are applied by the first power steering device 3, thereby improving the stability during straight traveling while ensuring the steering rigidity. In addition, the steering torque at the time of steering is reduced.

図３は、極低車速域における操舵角に対する操舵トルクの変化の軌跡を表す図である。図３に示す実線及び点線は、中立位置から右側に操舵し、その後、左側に切り戻し、再度中立位置に戻すときの操舵トルクの軌跡である。実線が実施例１の据切り時アシスト制御を行った場合の軌跡であり、点線が比較例として据切り時アシスト制御を行わなかった場合の軌跡である。この軌跡に示すように、据切り時アシスト制御を行った場合、操舵方向にアシストトルクが付与されるため、操舵トルクを軽減することができた。よって、極低車速域においては、運転者の操舵負荷を軽減することができる。 FIG. 3 is a diagram illustrating a locus of a change in steering torque with respect to a steering angle in an extremely low vehicle speed range. The solid and dotted lines shown in FIG. 3 are steering torque trajectories when steering from the neutral position to the right, then turning back to the left and returning to the neutral position again. A solid line is a locus when the stationary control is performed in the first embodiment, and a dotted line is a locus when the stationary control is not performed as a comparative example. As shown in this locus, when the stationary steering assist control is performed, the assist torque is applied in the steering direction, so that the steering torque can be reduced. Therefore, the driver's steering load can be reduced in the extremely low vehicle speed range.

図４は、走行中の微小舵角範囲における操舵角に対する操舵トルクの変化の軌跡を表す図である。図４に示す実線及び点線は、中立位置から右側に操舵し、その後、左側に切り戻し、再度中立位置に戻す時の操舵トルクの軌跡である。実線が実施例１のダンピングトルク付与制御及び車速感応反力制御を行った場合の軌跡であり、点線が比較例としてダンピングトルク付与制御及び車速感応反力制御を行わなかった場合の軌跡である。まず、ステアリングホイール１を切り始めたときには、反力トルクが付与されるため、操舵トルクの立ち上がりにおいて、比較例よりも実施例１のほうが素早く立ち上がっている。また、操舵時に生じるヒステリシス特性のうち、左右でのヒステリシス特性の幅（以下、ヒス幅と記載する。）を小さくすることができる。これにより、剛性感や、外乱抑制を達成し、中立付近での操舵の安定感を得ることができる。 FIG. 4 is a diagram showing a locus of a change in steering torque with respect to a steering angle in a small steering angle range during traveling. A solid line and a dotted line shown in FIG. 4 are trajectories of steering torque when steering from the neutral position to the right side, then switching back to the left side and returning to the neutral position again. A solid line is a locus when the damping torque application control and the vehicle speed response reaction force control of the first embodiment are performed, and a dotted line is a locus when the damping torque application control and the vehicle speed response reaction force control are not performed as a comparative example. First, since reaction force torque is applied when the steering wheel 1 is started to be turned, the first embodiment rises more quickly than the comparative example at the rise of the steering torque. In addition, among the hysteresis characteristics generated at the time of steering, the width of the hysteresis characteristics on the left and right (hereinafter referred to as the hysteresis width) can be reduced. As a result, it is possible to achieve a sense of rigidity and disturbance suppression, and obtain a sense of steering stability near the neutral position.

図５は、走行中の大舵角範囲における操舵角に対する操舵トルクの変化の軌跡を表す図である。図５に示す実線及び点線は、中立位置から右側に操舵し、その後、左側に切り戻し、再度中立位置に戻す時の操舵トルクの軌跡である。実線が実施例１のダンピングトルク付与制御及び車速感応反力制御を行った場合の軌跡であり、点線が比較例としてダンピングトルク付与制御及び車速感応反力制御を行わなかった場合の軌跡である。微小舵角範囲では、ヒス幅の抑制によって中立付近での操舵の安定感を得た。これに対し、大舵角範囲では、操舵トルク軸方向におけるヒス幅が大きくなっている。これは、操舵角速度を抑制するダンピングトルク付与制御によって得られているものである。よって、運転者がある程度操舵した状態で、操舵角を保持するような場合、比較的小さな操舵トルクで操舵角を保持できる。よって、運転者への負担を軽減できる。 FIG. 5 is a diagram illustrating a locus of a change in steering torque with respect to a steering angle in a large steering angle range during traveling. The solid and dotted lines shown in FIG. 5 are steering torque trajectories when steering from the neutral position to the right, then switching back to the left and returning to the neutral position again. A solid line is a locus when the damping torque application control and the vehicle speed response reaction force control of the first embodiment are performed, and a dotted line is a locus when the damping torque application control and the vehicle speed response reaction force control are not performed as a comparative example. In the small rudder angle range, the stability of steering near neutrality was obtained by suppressing the hysteresis width. On the other hand, in the large steering angle range, the hysteresis width in the steering torque axis direction is large. This is obtained by damping torque application control that suppresses the steering angular velocity. Therefore, when the steering angle is held while the driver is steered to some extent, the steering angle can be held with a relatively small steering torque. Therefore, the burden on the driver can be reduced.

以上説明したように、実施例１にあっては下記の作用効果が得られる。
（１）ステアリングホイール１の操舵操作に伴い回転するステアリングシャフト２（入力軸）と、ステアリングシャフト２とトーションバーを介して接続されたピニオンシャフト５（出力軸）と、ピニオンシャフト５の回転を操舵輪に伝達するラック＆ピニオン機構（伝達機構）と、を有する操舵機構と、ピストンによって隔成された一対の油圧室を有し、ラック軸６に操舵アシスト力を付与するパワーシリンダ７と、作動油を吐出するオイルポンプ８（ポンプ装置）と、ステアリングシャフト２とピニオンシャフト５の相対回転に応じてオイルポンプ８から供給される作動液を選択的にパワーシリンダ７の一対の液圧室に供給するロータリバルブ４と、ステアリングシャフト２に操舵力を付与する電動モータ３０と、電動モータ３０を駆動制御するマイクロコンピュータが搭載されたコントローラ１００（制御装置）と、コントローラ１００に設けられ、電動モータ３０の回転数信号θｍを受信するモータ回転数信号受信部と、コントローラ１００に設けられ、モータ回転数信号θｍに基づき電動モータ３０を駆動制御するための指令信号を演算するモータ指令信号演算部と、を有する。
すなわち、トルク値に基づいてモータ指令信号を演算する場合、ロータリバルブ用のトーションバーとは別に更にもう一つのトルク検出用のトーションバーを設ける必要があり、操舵感が悪化するおそれがある。これに対し、トルク値ではなく、モータ回転角信号θｍに基づいてモータ指令信号を演算するため、トーションバーを二つ設ける必要が無く、操舵感の悪化を抑制できる。 As described above, in the first embodiment, the following operational effects can be obtained.
(1) Steering rotation of a steering shaft 2 (input shaft) that rotates in response to a steering operation of the steering wheel 1, a pinion shaft 5 (output shaft) connected to the steering shaft 2 via a torsion bar, and the rotation of the pinion shaft 5. A steering mechanism having a rack and pinion mechanism (transmission mechanism) for transmitting to a wheel, a power cylinder 7 having a pair of hydraulic chambers separated by pistons and applying a steering assist force to the rack shaft 6, and operation The hydraulic fluid supplied from the oil pump 8 is selectively supplied to the pair of hydraulic chambers of the power cylinder 7 according to the relative rotation of the oil pump 8 (pump device) that discharges oil and the steering shaft 2 and the pinion shaft 5. The rotary valve 4 that rotates, the electric motor 30 that applies a steering force to the steering shaft 2, and the electric motor 30. A controller 100 (control device) on which a microcomputer to be controlled is mounted, a motor rotation number signal receiving unit that is provided in the controller 100 and receives the rotation number signal θm of the electric motor 30, and a motor rotation number that is provided in the controller 100. A motor command signal calculation unit that calculates a command signal for driving and controlling the electric motor 30 based on the signal θm.
That is, when the motor command signal is calculated based on the torque value, it is necessary to provide another torque detection torsion bar in addition to the rotary valve torsion bar, which may deteriorate the steering feeling. On the other hand, since the motor command signal is calculated based on the motor rotation angle signal θm instead of the torque value, it is not necessary to provide two torsion bars, and deterioration of the steering feeling can be suppressed.

（２）上記（１）に記載されたパワーステアリング装置において、
電動モータ３０はトーションバーよりもステアリングホイール１側に設けられている。
すなわち、ロータリバルブ４に供えられたトーションバーの捩れによって電動モータ３０が回転するため、モータ回転角情報を得ることができる。
（３）上記（１）に記載のパワーステアリング裝置において、
コントローラ１００は、車速信号VSPを受信する車速信号受信部を有し、
モータ指令信号演算部は、モータ回転角信号θｍ及び車速信号VSPに基づきモータ指令信号を演算する。
すなわち、車速に応じて操舵負荷が変化するため、より精度の高い電動モータ３０の制御を達成できる。
（４）上記（３）に記載のパワーステアリング裝置において、
モータ指令信号演算部は、車速信号VSPが所定値以上のときステアリングホイール１の操舵方向とは逆方向に操舵力を付与すると共に、車速信号VSPが所定車速未満のときステアリングホイール１の操舵方向と同じ方向に操舵力を付与する。
すなわち、所定車速未満のときは大きな操舵力を必要とするため、電動モータ３０とパワーシリンダ７で操舵アシストを行い、所定車速以上のときは電動モータ３０がパワーシリンダ７の操舵方向とは逆方向に操舵力を付与する、すなわち反力トルクを付与することにより、操舵安定性を向上できる。 (2) In the power steering apparatus described in (1) above,
The electric motor 30 is provided closer to the steering wheel 1 than the torsion bar.
That is, since the electric motor 30 is rotated by twisting of the torsion bar provided to the rotary valve 4, motor rotation angle information can be obtained.
(3) In the power steering apparatus according to (1) above,
The controller 100 has a vehicle speed signal receiving unit that receives the vehicle speed signal VSP,
The motor command signal calculation unit calculates a motor command signal based on the motor rotation angle signal θm and the vehicle speed signal VSP.
That is, since the steering load changes according to the vehicle speed, the control of the electric motor 30 with higher accuracy can be achieved.
(4) In the power steering apparatus according to (3) above,
The motor command signal calculation unit applies a steering force in a direction opposite to the steering direction of the steering wheel 1 when the vehicle speed signal VSP is equal to or greater than a predetermined value, and determines the steering direction of the steering wheel 1 when the vehicle speed signal VSP is less than the predetermined vehicle speed. Apply steering force in the same direction.
That is, since a large steering force is required when the vehicle speed is lower than the predetermined vehicle speed, steering assist is performed by the electric motor 30 and the power cylinder 7. Steering stability can be improved by applying a steering force to the motor, that is, applying a reaction torque.

（変形例）
次に、実施例１の変形例１について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため、異なる点について説明する。図６は実施例１の変形例１として、第１パワーステアリング装置３に、ステアリングシャフト２を包囲するように設けられ、ステアリングシャフト２に直接モータトルクを付与する中空モータ３０ａを採用したものである。この場合、モータ回転角信号θｍがそのまま操舵角として認識されるため、ギヤ等を介在することが無い。よって、バックラッシによる誤差を生じることがなく、制御精度を更に高めることができる。 (Modification)
Next, a first modification of the first embodiment will be described. Since the basic configuration is the same as that of the first embodiment, different points will be described. FIG. 6 shows, as a first modification of the first embodiment, a hollow motor 30 a that is provided in the first power steering device 3 so as to surround the steering shaft 2 and directly applies motor torque to the steering shaft 2. . In this case, since the motor rotation angle signal θm is directly recognized as the steering angle, there is no gear or the like. Therefore, an error due to backlash does not occur, and the control accuracy can be further improved.

次に、実施例１の変形例２について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため、異なる点について説明する。図７は実施例１の変形例２として、第１パワーステアリング装置３に、ウォームギヤセットを採用したものである。電動モータ３０にはウォームギヤが設けられ、ステアリングシャフト２にはウォームホイールが接続され、これによりウォームギヤセット３０ｂを構成する。これにより、電動モータ３０とステアリングシャフト２との間のギヤ比を大きく設定することが可能となり、操舵角を推定する際のモータ回転角信号θｍ分解能を向上できる。 Next, a second modification of the first embodiment will be described. Since the basic configuration is the same as that of the first embodiment, different points will be described. FIG. 7 shows a modification 2 of the first embodiment in which a worm gear set is adopted for the first power steering device 3. The electric motor 30 is provided with a worm gear, and a worm wheel is connected to the steering shaft 2, thereby constituting a worm gear set 30b. This makes it possible to set a large gear ratio between the electric motor 30 and the steering shaft 2 and improve the resolution of the motor rotation angle signal θm when estimating the steering angle.

以上説明したように、変形例にあっては、下記の作用効果が得られる。
（５）上記（２）に記載されたパワーステアリング裝置において、
電動モータは、ステアリングシャフト２を包囲するように設けられ、ステアリングシャフト２に操舵力を付与する中空モータ３０ａである。
よって、ステアリングシャフト２と中空モータ３０ａとの間に減速機を介していないため、減速機のバックラッシに起因するモータ回転角信号θｍへの影響を抑制できる。
（６）上記（２）に記載のパワーステアリング裝置において、
電動モータ３０は、ウォームギヤセット３０ｂ（減速機）を介してステアリングシャフト２にモータトルクを付与する。 As described above, in the modified example, the following operational effects can be obtained.
(5) In the power steering apparatus described in (2) above,
The electric motor is a hollow motor 30 a that is provided so as to surround the steering shaft 2 and applies a steering force to the steering shaft 2.
Therefore, since no speed reducer is interposed between the steering shaft 2 and the hollow motor 30a, the influence on the motor rotation angle signal θm caused by the backlash of the speed reducer can be suppressed.
(6) In the power steering apparatus according to (2) above,
The electric motor 30 applies motor torque to the steering shaft 2 via a worm gear set 30b (reduction gear).

〔実施例２〕
次に、実施例２について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため、異なる点について説明する。図８は実施例２のパワーステアリング装置を表す概略図である。実施例２では、パワーシリンダ７への油圧源として、ポンプ用モータ８１により駆動される電動オイルポンプ８０と、ポンプ用モータ８１の回転数を制御するポンプ用コントローラ２００とを有する。ポンプ用コントローラ２００は、コントローラ１００において演算された目標流量に基づく流量制御信号を受信する流量制御信号受信部を有し、流量制御信号に基づいてポンプ用モータ８１の回転状態を制御し、電動オイルポンプ８０からの吐出流量を制御する。 [Example 2]
Next, Example 2 will be described. Since the basic configuration is the same as that of the first embodiment, different points will be described. FIG. 8 is a schematic diagram illustrating a power steering apparatus according to the second embodiment. In the second embodiment, the hydraulic oil source for the power cylinder 7 includes an electric oil pump 80 driven by a pump motor 81, and a pump controller 200 that controls the rotational speed of the pump motor 81. The pump controller 200 includes a flow rate control signal receiving unit that receives a flow rate control signal based on the target flow rate calculated by the controller 100, and controls the rotational state of the pump motor 81 based on the flow rate control signal. The discharge flow rate from the pump 80 is controlled.

図９は実施例２の目標流量演算処理を表す制御ブロック図である。トルク絶対値演算部３０１では、演算された目標モータトルクを絶対値化する。これは、左右方向でトルク値が正負の値を取ったとしても、必要な流量は常に正の値に基づいて演算するからである。トルクベース流量演算部３０２では、絶対値化された目標モータトルクに基づいてトルクベース流量を演算する。具体的には、絶対値化された目標モータトルクが大きいほど、トルクベース流量が大きくなるように演算される。 FIG. 9 is a control block diagram illustrating target flow rate calculation processing according to the second embodiment. The torque absolute value calculation unit 301 converts the calculated target motor torque into an absolute value. This is because the required flow rate is always calculated based on a positive value even if the torque value takes a positive or negative value in the left-right direction. The torque base flow rate calculation unit 302 calculates the torque base flow rate based on the absolute value of the target motor torque. Specifically, the torque base flow rate is calculated so as to increase as the absolute value of the target motor torque is increased.

操舵角加速度絶対値演算部３０３では、モータ回転加速度Δ（Δθ）を絶対値化する。モータ回転加速度Δ（Δθ）は、操舵角加速度に比例する値であり、運転者の操舵操作意図が素早い操舵を要求しているか否かを表す。このモータ回転加速度Δ（Δθ）を絶対値化し、左右方向に依存しない値とする。ゲイン乗算部３０４では、モータ回転加速度Δ（Δθ）を流量に変換するためのゲインＫを乗算する。リミッタ処理部３０５では、モータ回転加速度Δ（Δθ）にゲインＫを乗じた値の急変を抑制するリミッタ処理を行い、操舵角加速度ベース流量を出力する。加算部３０６では、トルクベース流量と、操舵角加速度ベース流量とを加算する。リミッタ処理部３０７では、加算された流量の急変を抑制するリミッタ処理を行い、目標流量を出力する。これにより、運転者のステアリングホイール１の操作状態に応じて目標流量を演算し、目標流量に応じて電動オイルポンプ８０を駆動することで、無駄なポンプ吐出流量を排除できる。 The steering angular acceleration absolute value calculation unit 303 converts the motor rotational acceleration Δ (Δθ) into an absolute value. The motor rotational acceleration Δ (Δθ) is a value proportional to the steering angular acceleration, and represents whether or not the driver's intention of steering operation requires quick steering. This motor rotation acceleration Δ (Δθ) is converted into an absolute value, which is not dependent on the left-right direction. The gain multiplication unit 304 multiplies a gain K for converting the motor rotational acceleration Δ (Δθ) into a flow rate. The limiter processing unit 305 performs limiter processing that suppresses a sudden change in a value obtained by multiplying the motor rotational acceleration Δ (Δθ) by the gain K, and outputs a steering angular acceleration base flow rate. The adding unit 306 adds the torque base flow rate and the steering angular acceleration base flow rate. The limiter processing unit 307 performs limiter processing that suppresses a sudden change in the added flow rate, and outputs a target flow rate. Thereby, the target flow rate is calculated according to the operation state of the steering wheel 1 by the driver, and the electric oil pump 80 is driven according to the target flow rate, so that the wasteful pump discharge flow rate can be eliminated.

以上説明したように、実施例２にあっては下記の作用効果が得られる。
（７）上記（１）に記載のパワーステアリング裝置において、
ポンプ装置を駆動するポンプ用モータ８１（ポンプ装置用電動モータ）を有する。よって、ポンプ装置をエンジン駆動する必要が無く、必要に応じたポンプ駆動を行うことで燃費性能を向上できる。 As described above, the following operational effects are obtained in the second embodiment.
(7) In the power steering apparatus according to (1) above,
A pump motor 81 (an electric motor for the pump device) that drives the pump device is included. Therefore, it is not necessary to drive the pump device with the engine, and fuel efficiency can be improved by performing pump driving as required.

（８）上記（７）に記載のパワーステアリング装置において、
ポンプ用モータ８１は、モータ回転加速度Δ（Δθｍ）（モータ回転数信号）に基づき駆動制御される。よって、操舵情報に応じてより適切なポンプ駆動を行うことが可能となり、より燃費性能を向上できる。 (8) In the power steering device according to (7),
The pump motor 81 is driven and controlled based on the motor rotational acceleration Δ (Δθm) (motor rotational speed signal). Therefore, it becomes possible to perform a more appropriate pump drive according to steering information, and to improve fuel consumption performance.

（変形例）
次に、実施例２の変形例について説明する。基本的な構成は実施例２と同じであるため、異なる点について説明する。図１０は実施例２の変形例として、ポンプ装置をエンジンにより駆動される可変容量型ポンプ８２としたパワーステアリング装置を表す概略図である。実施例２と同様、目標流量が設定されると、可変容量型ポンプ８２を目標流量に応じた容量に制御する。これにより、ポンプ負荷を軽減しつつ、操舵情報に応じてより適切なポンプ駆動を行うことができる。可変容量型ポンプとしては、例えば可変容量型ベーンポンプを採用することで、カムリングの偏心位置を制御する例が挙げられる。 (Modification)
Next, a modification of the second embodiment will be described. Since the basic configuration is the same as that of the second embodiment, different points will be described. FIG. 10 is a schematic diagram showing a power steering device in which the pump device is a variable displacement pump 82 driven by an engine as a modification of the second embodiment. As in the second embodiment, when the target flow rate is set, the variable displacement pump 82 is controlled to a capacity corresponding to the target flow rate. Thereby, more appropriate pump driving can be performed according to the steering information while reducing the pump load. As the variable displacement pump, for example, a variable displacement vane pump is used to control the eccentric position of the cam ring.

〔他の実施例〕
以上、本発明を実施するための形態を実施例に基づいて説明したが、本発明の具体的な構成は実施例に示した構成に限定されるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲の設計変更等があっても本発明に含まれる。
例えば、実施例では、操舵機構としてラック＆ピニオン機構を採用した例を示したが、ラック＆ピニオン機構に限らず、インテグラル型のステアリング機構を採用してもよい。 [Other Examples]
As mentioned above, although the form for implementing this invention was demonstrated based on the Example, the concrete structure of this invention is not limited to the structure shown in the Example, and is the range which does not deviate from the summary of invention. Any design changes are included in the present invention.
For example, in the embodiment, an example in which a rack and pinion mechanism is employed as a steering mechanism has been described. However, the present invention is not limited to a rack and pinion mechanism, and an integral type steering mechanism may be employed.

１ステアリングホイール
２ステアリングシャフト
３パワーステアリング装置
４ロータリバルブ
５ピニオンシャフト
６ラック軸
７パワーシリンダ
８オイルポンプ
９リザーバタンク
１０転舵輪
１１車速センサ
３０電動モータ
３０ａ中空モータ
３０ｂウォームギヤセット
３１減速ギヤセット
３２モータ回転角センサ
１００コントローラ DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Steering wheel 2 Steering shaft 3 Power steering apparatus 4 Rotary valve 5 Pinion shaft 6 Rack shaft 7 Power cylinder 8 Oil pump 9 Reservoir tank 10 Steering wheel 11 Vehicle speed sensor 30 Electric motor 30a Hollow motor 30b Worm gear set 31 Deceleration gear set 32 Motor rotation angle Sensor 100 controller

Claims

ステアリングホイールの操舵操作に伴い回転する入力軸と、前記入力軸とトーションバーを介して接続された出力軸と、前記出力軸の回転を操舵輪に伝達する伝達機構と、を有する操舵機構と、
ピストンによって隔成された一対の油圧室を有し、前記操舵機構に操舵アシスト力を付与するパワーシリンダと、
作動油を吐出するポンプ装置と、
前記入力軸と出力軸の相対回転に応じて前記ポンプ装置から供給される作動液を選択的に前記パワーシリンダの一対の液圧室に供給するロータリバルブと、
前記操舵機構に操舵力を付与する電動モータと、
前記電動モータを駆動制御するマイクロコンピュータが搭載された制御装置と、
前記制御装置に設けられ、前記電動モータの回転数信号を受信するモータ回転数信号受信部と、
前記制御装置に設けられ、前記モータ回転数信号に基づき前記電動モータを駆動制御するための指令信号を演算するモータ指令信号演算部と、
を有することを特徴とするパワーステアリング装置。 A steering mechanism having an input shaft that rotates in response to a steering operation of the steering wheel, an output shaft connected to the input shaft via a torsion bar, and a transmission mechanism that transmits the rotation of the output shaft to a steering wheel;
A power cylinder having a pair of hydraulic chambers separated by a piston and applying a steering assist force to the steering mechanism;
A pump device for discharging hydraulic oil;
A rotary valve that selectively supplies hydraulic fluid supplied from the pump device to a pair of hydraulic chambers of the power cylinder according to relative rotation of the input shaft and the output shaft;
An electric motor for applying a steering force to the steering mechanism;
A control device equipped with a microcomputer for driving and controlling the electric motor;
A motor rotation number signal receiving unit provided in the control device for receiving a rotation number signal of the electric motor;
A motor command signal calculation unit that is provided in the control device and calculates a command signal for driving and controlling the electric motor based on the motor rotation number signal;
A power steering apparatus comprising:

請求項１に記載のパワーステアリング裝置において、
前記電動モータは前記トーションバーよりも前記ステアリングホイール側に設けられていることを特徴とするパワーステアリング装置。 In the power steering apparatus according to claim 1,
The power steering device according to claim 1, wherein the electric motor is provided closer to the steering wheel than the torsion bar.

請求項２に記載されたパワーステアリング裝置において、
前記電動モータは、前記入力軸を包囲するように設けられ、前記入力軸に操舵力を付与する中空モータであることを特徴とするパワーステアリング装置。 In the power steering apparatus according to claim 2,
The electric motor is a hollow motor that is provided so as to surround the input shaft and applies a steering force to the input shaft.

請求項２に記載のパワーステアリング裝置において、
前記電動モータは、減速機を介して前記入力軸に操舵力を付与することを特徴とするパワーステアリング装置。 In the power steering apparatus according to claim 2,
The electric motor applies a steering force to the input shaft via a speed reducer.

請求項１に記載のパワーステアリング裝置において、
前記制御装置は、車速信号を受信する車速信号受信部を有し、
前記モータ指令信号演算部は、前記モータ回転数信号及び前記車速信号に基づき前記モータ指令信号を演算することを特徴とするパワーステアリング装置。 In the power steering apparatus according to claim 1,
The control device has a vehicle speed signal receiving unit for receiving a vehicle speed signal,
The motor command signal calculation unit calculates the motor command signal based on the motor rotation number signal and the vehicle speed signal.

請求項５に記載のパワーステアリング裝置において、
前記モータ指令信号演算部は、前記車速信号が所定値以上のとき前記ステアリングホイールの操舵方向とは逆方向に操舵力を付与すると共に、前記車速信号が所定車速未満のとき前記ステアリングホイールの操舵方向と同じ方向に操舵力を付与することを特徴とするパワーステアリング装置。 In the power steering apparatus according to claim 5,
The motor command signal calculation unit applies a steering force in a direction opposite to the steering direction of the steering wheel when the vehicle speed signal is greater than or equal to a predetermined value, and also steers the steering wheel when the vehicle speed signal is less than a predetermined vehicle speed. A power steering device characterized in that a steering force is applied in the same direction.

請求項１に記載のパワーステアリング裝置において、
前記ポンプ装置を駆動するポンプ装置用電動モータを有することを特徴とするパワーステアリング装置。 In the power steering apparatus according to claim 1,
A power steering device comprising an electric motor for a pump device that drives the pump device.

請求項７に記載のパワーステアリング装置において、
前記ポンプ装置用電動モータは、前記モータ回転数信号に基づき駆動制御されることを特徴とするパワーステアリング装置。 The power steering apparatus according to claim 7, wherein
The pump steering electric motor is drive-controlled based on the motor rotation number signal.