JP3730341B2 - Electric power steering device - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両の操向車輪に舵角を与える操舵系に対し、電動機による補助操舵力を付加することによって操舵力を軽減するようにしてなる電動パワーステアリング装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
ステアリングホイールに与える操舵角を操向車輪の転舵角に変換する操舵系に電動機を設け、路面反力に対向する向きの補助操舵力を電動機に発生させることにより、運転者の操舵力を軽減するようにした電動パワーステアリング装置が知られている（特開平７−１３２８４６号公報等参照）。この電動パワーステアリング装置は、一般に、車速、ステアリングシャフトの回転角（操舵角）、及びラック／ピニオン機構のピニオンに作用する手動操舵力に基づいて補助操舵力発生用電動機の出力が制御されるようになっているが、積雪路など、タイヤと路面間の摩擦係数が極めて低い状態（以下低μ状態と表す）では、必要以上にステアリングホイールの操舵力が軽くなり、しかも操舵力がほぼ一定か、或いは減少傾向となることがあった。そのため、場合によっては不用意に切りすぎないように微妙な操舵が必要となり、むしろ運転者に大きな負担を与えるという問題があった。
【０００３】
このような不都合、つまり低μ状態でステアリングホイールを切りすぎてしまう傾向となることを改善するために、車速、操舵角、および路面摩擦係数に応じて決定される擬似的な操舵反力を、通常のパワーステアリング装置の補助操舵力に付加するようにした操舵装置を、特願平７−３３７７７０号明細書において本出願人は提案している。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかるに、上述の技術においては、付加反力制御の指標が専ら操舵角に基づいているため、制動力や駆動力が加わってコーナリングフォースが低下して車両が非線形特性を呈する領域（舵角とタイヤの横すべり角との関係が正比例しなくなる領域）に入った場合には、十分な効果を発揮できなくなる、という問題があった。
【０００５】
本発明は、このような従来技術に課せられた問題点を解消し、操向車輪の摩擦円内での制御が可能となるように改良された電動パワーステアリング装置を提供することを目的に案出されたものである。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
このような目的を果たすために、本発明においては、車両の操向車輪に舵角を与える操舵系に操舵力を付加する電動機と、操舵系に作用する手動操舵力を検出する操舵力検出手段と、少なくとも操舵力検出手段からの信号に基づいて電動機を駆動する制御信号を発生する制御手段とを有する電動パワーステアリング装置の制御手段に、操向車輪の横すべり角を算出する横すべり角算出手段（前輪横すべり角演算手段２）と、操向車輪が最大横力を発生する横すべり角を予め設定した最大横すべり角設定手段（最大横すべり角マップ６）と、横すべり角を最大横すべり角で除して操向車輪の横力利用率を算出する横力利用率演算手段（７）と、横力利用率値に基づいて制御信号を補正する補正手段（付加反力マップ８）を設けるものとした。
【０００７】
このように、前輪の横力利用率に基づいて付加反力制御を行うものとすることにより、タイヤの摩擦円内での発生横力に応じた操舵反力を設定することができるので、タイヤの横力発生余裕に応じた適切な操舵反力を与えることができるようになり、前述の問題が解消される。また前輪舵角が摩擦円内に止まるように付加反力が加わるので、操縦安定性の向上を期待できる。
【０００８】
【発明の実施の形態】
以下に添付の図面を参照して本発明の構成を詳細に説明する。
【０００９】
〔全体構成〕
図１は、本発明に基づく電動パワーステアリング装置の操舵力制御装置の構成を示している。本制御装置は、ステアリングホイールに作用する操舵トルクＴＳと車速Ｖとに基づいて補助操舵トルク指令値ＴＡを設定する補助操舵トルク設定手段１と、車速Ｖ、前輪横すべり角演算手段２にて演算した前輪横滑り角β、および路面摩擦係数演算手段３にて演算した路面摩擦係数μに基づいて付加反力トルク指令値ＴＣを設定する付加反力トルク設定手段４と、補助操舵トルク指令値ＴＡおよび付加反力トルク指令値ＴＣに基づいて補助トルク発生用電動機Ｍの出力を制御する電動機駆動制御手段５とからなっており、補助操舵トルク指令値ＴＡに付加反力トルク指令値ＴＣを加算した値ＴＭをもって、通常のパワーステアリング装置の電動機Ｍの出力制御を行うようにされている。
【００１０】
〔車体横すべり角の算出〕
車体横すべり角βは、車速Ｖ、横加速度Ｇ、及びヨーレイトγの値を基に、以下の式から算出する。
【数１】
β＝∫（γ−Ｇ／Ｖ）ｄｔ
【００１１】
〔前輪横すべり角の算出〕
前輪横すべり角βｆは、車速Ｖ、前輪舵角δ、ヨーレイトγ、車体横すべり角β、及び前輪中心から車体重心までの距離Ｌの値を元に、以下の式（山海堂刊「自動車の運動と制御」第５４頁、式３．６参照）から算出する。
【数２】
βｆ＝β＋γＬ／Ｖ−δ
【００１２】
〔実舵角の補正〕
なお、前輪舵角δは、ステアリングホイールの操舵角θｓから推定するが、サスペンションストロークに応じたアームの角度変化や、横荷重および前後荷重に応じたブッシュの撓み量変化に影響されるので、より正確な実舵角値を得るためには、サスペンションストローク、横荷重および前後荷重を検出して補正すると良い。
【００１３】
〔路面摩擦係数の推定〕
先ず、タイヤのコーナリングパワーＣｐは、ＦＩＡＬＡの式（第２項まで）から、以下のように表される。
Ｃｐ＝Ｋ（１−０．０１６６Ｋ／μＷ）
但し、Ｋ：コーナリングスティフネス
μ：路面摩擦係数
Ｗ：接地荷重
【００１４】
即ち、路面摩擦係数μが低いほどタイヤのコーナリングパワーＣｐが減少する（図２参照）ので、ラック／ピニオン式の操舵装置の場合、同一舵角での路面から受けるラック軸反力は、路面摩擦係数μの低下に応じて小さくなる。従って、前輪舵角並びにラック軸反力を実測し、前輪舵角に対する実ラック軸反力と、予め内部モデルとして設定された基準ラック軸反力とを比較すれば、路面摩擦係数μを推定することができる。
【００１５】
実ラック軸反力Ｆｒｃ、即ち路面反力は、操舵トルクＴＳ、電動機電圧Ｖｍ、及び電動機電流Ｉｍから、以下のようにして推定することができる。先ず、電動パワーステアリング装置に於ける電動機Ｍの出力軸トルクＴｍは次式で与えられる。
Ｔｍ＝Ｋｔ・Ｉｍ−Ｊｍ・θｍ”
−Ｃｍ・θｍ’±Ｔｆ
但し、Ｋｔ：電動機トルク定数
Ｉｍ：電動機電流
Ｊｍ：電動機の回転部分の慣性モーメント
θｍ’：電動機角速度
θｍ”：電動機角加速度
Ｃｍ：電動機粘性係数
Ｔｆ：フリクショントルク
【００１６】
ステアリングシャフト回りの粘性項、慣性項、フリクション項および電動機回りのフリクション項は微小なので省略すると、ラック軸上の力の釣り合いは、近似的に次式で表される。
Ｆｒ＝Ｆｓ＋Ｆｍ
＝ＴＳ／ｒｐ
＋Ｎ（Ｋｔ・Ｉｍ−Ｊｍ・θｍ”−Ｃｍ・θｍ’）
但し、Ｆｒ：路面からのラック軸反力
Ｆｓ：ピニオンからのラック軸力
Ｆｍ：電動機からのラック軸力
ＴＳ：ステアリングシャフトに加わる操舵トルク検出値
ｒｐ：ピニオン半径
Ｎ：電動機出力ギヤ比
【００１７】
なお、電動機角速度θｍ’は、ステアリングホイール舵角θｓを微分するか、あるいは電動機逆起電力から次式により求める。
θｍ’＝（Ｖｍ−Ｉｍ・Ｒｍ）／Ｋｍ
但し、Ｖｍ：電動機電圧
Ｒｍ：電動機抵抗
Ｋｍ：電動機の誘導電圧定数
【００１８】
ここで電動機角速度θｍ’とステアリングホイール角速度θｓ’とは、厳密に言うと異なるものであり、電動機角速度θｍ’は、ステアリングホイール舵角θｓを微分して得たステアリングホイール角速度θｓ’を基にして、次式から求められる。
θｍ’＝（θｓ’−ＴＳ’／Ｋｓ）Ｎ
但し、Ｋｓ：トルクセンサのばね定数
ＴＳ’：操舵トルクの微分値
【００１９】
また、電動機角加速度θｍ”は、電動機角速度θｍ’を微分することにより得られる。
【００２０】
次に、実ラック軸反力Ｆｒｃの比較基準となる内部モデルは、以下のようにして設定する。
【００２１】
図３に示すように、ステアリングホイールから入力された舵角θｓは、ピニオンとの伝達比Ｎｐを介してラック軸のストローク量に変換される。このラック軸のストローク量に応じて前輪横すべり角βが生ずる。ここでラック軸のストローク量に対する前輪横すべり角βの伝達関数Ｇβ（ｓ）は、路面摩擦係数μの変化に伴うスタビリティファクタの変化によって変化する。
【００２２】
前輪横すべり角βにコーナリングパワーＣｐとトレールζ（キャスタトレール＋ニューマチックトレール）とをかけることにより、キングピン回りのモーメントが得られる。ここでコーナリングパワーＣｐ及びニューマチックトレールは、路面摩擦係数μおよび接地荷重Ｗによって変化する。
【００２３】
キングピン回りのモーメントを、タイヤ回転中心とラック軸中心間距離、即ちナックルアーム長ｒｋで割ることで、モデルラック軸反力Ｆｒｍが得られる。
【００２４】
以上から、ステアリングホイール舵角θｓに対するモデルラック軸反力Ｆｒｍの応答は、各諸元に基づく計算結果、或いは実車計測値からの同定結果から導き出した１つの伝達関数Ｇｆ（ｓ）をもって置換可能であることが分かる。
【００２５】
上記のようにして求めた実ラック軸反力値Ｆｒｃおよびモデルラック軸反力値Ｆｒｍから、ステアリングホイール舵角θｓの増加に対する実並びにモデルラック軸反力の増加率を求め（図４参照）、車両の応答が線形に近似した舵角範囲内に於いて、実ラック軸反力増加率ΔＦｒｃ／Δθｓと、モデルラック軸反力増加率ΔＦｒｍ／Δθｓとの比ΔＦｒｃ／ΔＦｒｍから、予め設定された路面摩擦係数判定マップを参照して路面摩擦係数μを推定することができる（図５参照）。
【００２６】
〔付加反力トルク設定１〕
次に付加反力トルク設定手段４の働きについて図６を参照して説明する。先ず、車速Ｖおよび路面摩擦係数μから、実車計測等で予め得た最大横すべり角マップ６を参照し、タイヤの最大横力を発生する時の前輪横すべり角、すなわち最大横すべり角βｆｍａｘを求め、この値と数２で求めた前輪横すべり角βｆとから、横力利用率演算手段７にて次式から前輪の横力利用率ξを算出する。
ξ＝βｆ／βｆｍａｘ
【００２７】
次いで、予め定めた付加反力マップ８を参照し、横力利用率ξに対応した付加反力トルクＴＣを求める。
【００２８】
このようにして決定された付加反力トルク指令値ＴＣを、車速Ｖと手動操舵トルクＴＳとに基づいて決定される通常のパワーステアリング装置の補助操舵トルク指令値ＴＡから減算することによって得られた制御指令値ＴＭにて電動機Ｍを制御することにより、路面状況に応じて車両特性が限界に至る以前に操舵力を重くするなどして運転者に知らしめ、かつ操舵力の制御範囲を拡大することにより、運転者の意図しない過大な舵角で転舵されることを防止し得る最適な補助操舵トルクが発生するように、電動機が駆動される。
【００２９】
〔付加反力トルク設定２〕
次に付加反力トルク設定手段４の第２の手法について図７を参照して説明する。先ず、予め設定した路面μオフセットマップ９を参照して得た路面摩擦係数μに対応するオフセット値α１を、数２で求めた前輪横すべり角値βｆから減算することにより、反力制御開始横すべり角βｆ０を設定する。
【００３０】
次に、予め設定した反力トルクベースマップ１０を参照し、この補正された横すべり角βｆ０に対応したベース反力トルクＴＣ０を求める。
【００３１】
次に車速オフセットマップ１１を参照し、車速Ｖに対応したオフセット値α２を求め、これをもってベース反力トルクＴＣ０を補正することにより、最終的な付加反力トルクの指令値ＴＣが得られる。この値を上記と同様に、通常の補助操舵トルク指令値ＴＡに加算し、電動機Ｍの駆動トルクを制御する。これによれば、横力利用率ξの演算が不要となるので、前述の第１の手法に比して、概略タイヤの摩擦円に基づいた反力制御を、より簡便に実現することができる。
【００３２】
【発明の効果】
このように本発明によれば、タイヤのコーナリングフォースがタイヤの摩擦円内に止まるように、運転者の操舵力に対する反力付与制御が行えるので、駆動力あるいは制動力が加わった際にも車両挙動の変化が抑制されるため、路面状況に応じた最適な運転操作支援制御を実現し、操縦安定性を高め、運転者の負担を軽減する上に多大な効果を奏することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明によるパワーステアリング装置の制御系の概略構成図。
【図２】コーナリングパワーと路面摩擦係数との関係線図。
【図３】内部モデルの設定に関わるフロー図。
【図４】舵角量に対する車両状態量の増加線図。
【図５】路面摩擦係数の判定マップ。
【図６】付加反力設定手段の第１実施例のブロック図。
【図７】付加反力設定手段の第２実施例のブロック図。
【符号の説明】
１ 補助操舵トルク設定手段
２ 前輪横すべり角演算手段
３ 路面摩擦係数推定手段
４ 付加反力トルク設定手段
５ 電動機駆動制御手段
６ 最大横すべり角マップ
７ 横力利用率演算手段
８ 付加反力マップ
９ 路面μオフセットマップ
１０ 反力トルクベースマップ
１１ 車速オフセットマップ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an electric power steering device that reduces a steering force by adding an auxiliary steering force by an electric motor to a steering system that gives a steering angle to a steered wheel of a vehicle.
[0002]
[Prior art]
A motor is installed in the steering system that converts the steering angle given to the steering wheel to the steering angle of the steering wheel, and the driver's steering force is reduced by generating an auxiliary steering force in the direction opposite to the road surface reaction force. There is known an electric power steering apparatus configured to do so (see Japanese Patent Application Laid-Open No. 7-132846). In this electric power steering apparatus, the output of the auxiliary steering force generating motor is generally controlled based on the vehicle speed, the rotation angle (steering angle) of the steering shaft, and the manual steering force acting on the pinion of the rack / pinion mechanism. However, when the coefficient of friction between the tire and the road surface is extremely low (hereinafter referred to as the low μ state), such as snowy roads, the steering force of the steering wheel becomes lighter than necessary, and the steering force is almost constant. Or, there was a tendency to decrease. Therefore, in some cases, delicate steering is necessary so as not to turn too much carelessly, and there is a problem that a heavy burden is imposed on the driver.
[0003]
In order to improve such inconvenience, that is, the tendency to overcut the steering wheel in a low μ state, a pseudo steering reaction force determined according to the vehicle speed, the steering angle, and the road surface friction coefficient is In Japanese Patent Application No. 7-337770, the present applicant has proposed a steering device which is added to the auxiliary steering force of a normal power steering device.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the above-described technique, since the index of the additional reaction force control is exclusively based on the steering angle, a region in which the vehicle exhibits nonlinear characteristics due to the addition of braking force or driving force to reduce cornering force (steering angle and tire) In a region where the relationship with the side slip angle is not in direct proportion), there is a problem that sufficient effects cannot be exhibited.
[0005]
The present invention is intended to solve the problems imposed on the conventional technology and to provide an electric power steering device improved so that the steering wheel can be controlled within the friction circle. It was issued.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve such an object, in the present invention, an electric motor for adding a steering force to a steering system for giving a steering angle to a steering wheel of a vehicle, and a steering force detecting means for detecting a manual steering force acting on the steering system. And a control means for generating a control signal for driving the electric motor based on at least a signal from the steering force detection means, to a control means for the electric power steering apparatus, a side slip angle calculation means for calculating a side slip angle of the steered wheels ( Front wheel side slip angle calculation means 2), maximum side slip angle setting means (maximum side slip angle map 6) in which the side slip angle at which the steered wheel generates the maximum side force is preset, and the side slip angle is divided by the maximum side slip angle. a lateral force usage rate calculating means for calculating a lateral force usage rate of road wheels (7), a control signal based on the lateral force utilization value was assumed to provide a correction means to correct (additional reaction force map 8).
[0007]
In this way, by performing the additional reaction force control based on the lateral force utilization rate of the front wheels, it is possible to set the steering reaction force according to the lateral force generated within the friction circle of the tire. Thus, it becomes possible to give an appropriate steering reaction force according to the margin for generating the lateral force, and the above-mentioned problem is solved. In addition, since an additional reaction force is applied so that the front wheel rudder angle remains within the friction circle, it is possible to expect improved steering stability.
[0008]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, the configuration of the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings.
[0009]
〔overall structure〕
FIG. 1 shows a configuration of a steering force control device of an electric power steering device according to the present invention. The present control device calculates the auxiliary steering torque setting means 1 for setting the auxiliary steering torque command value TA based on the steering torque TS acting on the steering wheel and the vehicle speed V, and the vehicle speed V and front wheel side slip angle calculating means 2. Additional reaction force torque setting means 4 for setting the additional reaction force torque command value TC based on the front wheel side slip angle β and the road surface friction coefficient μ calculated by the road surface friction coefficient calculation means 3; A motor drive control means 5 for controlling the output of the auxiliary torque generating motor M based on the reaction force torque command value TC, and a value TM obtained by adding the additional reaction force torque command value TC to the auxiliary steering torque command value TA. Thus, output control of the electric motor M of a normal power steering apparatus is performed.
[0010]
(Calculation of vehicle side slip angle)
The vehicle body side slip angle β is calculated from the following equation based on the values of the vehicle speed V, the lateral acceleration G, and the yaw rate γ.
[Expression 1]
β = ∫ (γ−G / V) dt
[0011]
[Calculation of front wheel side slip angle]
The front-wheel side slip angle βf is calculated based on the following formula (Sankaidou published as “Automotive Motion”) based on the values of the vehicle speed V, the front-wheel rudder angle δ, the yaw rate γ, the vehicle body side-slip angle β, Control ”(see page 54, equation 3.6).
[Expression 2]
βf = β + γL / V−δ
[0012]
[Correction of actual rudder angle]
The front wheel rudder angle δ is estimated from the steering angle θs of the steering wheel, but is affected by the change in the angle of the arm according to the suspension stroke and the change in the amount of bending of the bush according to the lateral load and the longitudinal load. In order to obtain an accurate actual steering angle value, it is preferable to detect and correct the suspension stroke, the lateral load, and the longitudinal load.
[0013]
[Estimation of road friction coefficient]
First, the tire cornering power Cp is expressed as follows from the FIALA equation (up to the second term).
Cp = K (1−0.0166K / μW)
However, K: Cornering stiffness μ: Road surface friction coefficient W: Ground load
That is, since the cornering power Cp of the tire decreases as the road surface friction coefficient μ decreases (see FIG. 2), in the case of a rack / pinion type steering device, the rack axial reaction force received from the road surface at the same steering angle is the road surface friction. It becomes smaller as the coefficient μ decreases. Therefore, the road surface friction coefficient μ is estimated by actually measuring the front wheel rudder angle and the rack shaft reaction force and comparing the actual rack shaft reaction force with respect to the front wheel rudder angle with a reference rack shaft reaction force set in advance as an internal model. be able to.
[0015]
The actual rack shaft reaction force Frc, that is, the road surface reaction force, can be estimated from the steering torque TS, the motor voltage Vm, and the motor current Im as follows. First, the output shaft torque Tm of the electric motor M in the electric power steering apparatus is given by the following equation.
Tm = Kt · Im−Jm · θm ”
-Cm · θm '± Tf
Where Kt: motor torque constant Im: motor current Jm: moment of inertia θm ′ of motor rotating portion: motor angular velocity θm ”: motor angular acceleration Cm: motor viscosity coefficient Tf: friction torque
If the viscosity term, inertia term, friction term around the steering shaft, and friction term around the motor are minute, if omitted, the balance of forces on the rack shaft is approximately expressed by the following equation.
Fr = Fs + Fm
= TS / rp
+ N (Kt · Im−Jm · θm ″ −Cm · θm ′)
Fr: rack shaft reaction force from the road surface Fs: rack shaft force from the pinion Fm: rack shaft force from the motor TS: steering torque detection value applied to the steering shaft rp: pinion radius N: motor output gear ratio
The motor angular velocity θm ′ is obtained by differentiating the steering wheel steering angle θs or by the following equation from the motor back electromotive force.
θm ′ = (Vm−Im · Rm) / Km
Where Vm: motor voltage Rm: motor resistance Km: induction voltage constant of the motor
Here, strictly speaking, the motor angular velocity θm ′ and the steering wheel angular velocity θs ′ are different, and the motor angular velocity θm ′ is based on the steering wheel angular velocity θs ′ obtained by differentiating the steering wheel steering angle θs. Is obtained from the following equation.
θm ′ = (θs′−TS ′ / Ks) N
Ks: Torque sensor spring constant TS ′: Steering torque differential value
The motor angular acceleration θm ″ can be obtained by differentiating the motor angular velocity θm ′.
[0020]
Next, an internal model serving as a comparison reference for the actual rack shaft reaction force Frc is set as follows.
[0021]
As shown in FIG. 3, the steering angle θs input from the steering wheel is converted into a rack shaft stroke amount via a transmission ratio Np with the pinion. A front wheel side slip angle β is generated according to the stroke amount of the rack shaft. Here, the transfer function Gβ (s) of the front wheel side slip angle β with respect to the stroke amount of the rack shaft changes according to the change of the stability factor accompanying the change of the road surface friction coefficient μ.
[0022]
By applying the cornering power Cp and the trail ζ (caster trail + pneumatic trail) to the front wheel side slip angle β, a moment around the kingpin is obtained. Here, the cornering power Cp and the pneumatic trail vary depending on the road surface friction coefficient μ and the ground load W.
[0023]
A model rack shaft reaction force Frm is obtained by dividing the moment around the kingpin by the distance between the tire rotation center and the rack shaft center, that is, the knuckle arm length rk.
[0024]
From the above, the response of the model rack shaft reaction force Frm to the steering wheel steering angle θs can be replaced with one transfer function Gf (s) derived from the calculation result based on each specification or the identification result from the actual vehicle measurement value. I understand that there is.
[0025]
From the actual rack shaft reaction force value Frc and the model rack shaft reaction force value Frm obtained as described above, the actual and model rack shaft reaction force increase rates with respect to the increase in the steering wheel steering angle θs are obtained (see FIG. 4). Within a rudder angle range in which the vehicle response is linearly approximated, a ratio ΔFrc / ΔFrm between the actual rack shaft reaction force increase rate ΔFrc / Δθs and the model rack shaft reaction force increase rate ΔFrm / Δθs is set in advance. The road surface friction coefficient μ can be estimated with reference to the road surface friction coefficient determination map (see FIG. 5).
[0026]
[Additional reaction torque setting 1]
Next, the function of the additional reaction force torque setting means 4 will be described with reference to FIG. First, from a vehicle speed V and a road surface friction coefficient μ, a maximum side slip angle map 6 obtained in advance by actual vehicle measurement or the like is referred to, and a front wheel side slip angle when generating the maximum tire lateral force, that is, a maximum side slip angle βfmax is obtained. The lateral force utilization factor ξ of the front wheel is calculated from the following equation by the lateral force utilization factor calculating means 7 based on the value and the front wheel side slip angle βf obtained by Equation 2.
ξ = βf / βfmax
[0027]
Next, an additional reaction force torque TC corresponding to the lateral force utilization rate ξ is obtained with reference to a predetermined additional reaction force map 8.
[0028]
It was obtained by subtracting the additional reaction force torque command value TC determined in this way from the auxiliary steering torque command value TA of a normal power steering device determined based on the vehicle speed V and the manual steering torque TS. By controlling the motor M with the control command value TM, the driver is informed by increasing the steering force before the vehicle characteristics reach the limit according to the road surface condition, and the control range of the steering force is expanded. As a result, the electric motor is driven so as to generate an optimal auxiliary steering torque that can prevent the driver from turning at an excessive steering angle not intended by the driver.
[0029]
[Additional reaction torque setting 2]
Next, a second method of the additional reaction force torque setting means 4 will be described with reference to FIG. First, the reaction force control start side slip angle is obtained by subtracting the offset value α1 corresponding to the road surface friction coefficient μ obtained by referring to the preset road surface μ offset map 9 from the front wheel side slip angle value βf obtained in Equation 2. βf0 is set.
[0030]
Next, with reference to a preset reaction force torque base map 10, a base reaction force torque TC0 corresponding to the corrected side slip angle βf0 is obtained.
[0031]
Next, by referring to the vehicle speed offset map 11, an offset value α2 corresponding to the vehicle speed V is obtained, and the base reaction force torque TC0 is corrected with this to obtain a final command value TC of the additional reaction force torque. Similar to the above, this value is added to the normal auxiliary steering torque command value TA to control the drive torque of the electric motor M. According to this, since the calculation of the lateral force utilization factor ξ becomes unnecessary, the reaction force control based on the approximate tire friction circle can be realized more simply than in the first method described above. .
[0032]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, the reaction force can be applied to the steering force of the driver so that the cornering force of the tire stops within the friction circle of the tire. Therefore, even when a driving force or a braking force is applied, the vehicle Since the change in behavior is suppressed, optimal driving operation support control according to the road surface condition can be realized, the steering stability can be improved, and the driver's burden can be reduced.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a control system of a power steering apparatus according to the present invention.
FIG. 2 is a relationship diagram between a cornering power and a road surface friction coefficient.
FIG. 3 is a flowchart related to setting of an internal model.
FIG. 4 is an increase diagram of a vehicle state quantity with respect to a steering angle quantity.
FIG. 5 is a determination map of a road surface friction coefficient.
FIG. 6 is a block diagram of a first embodiment of an additional reaction force setting unit.
FIG. 7 is a block diagram of a second embodiment of the additional reaction force setting means.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Auxiliary steering torque setting means 2 Front wheel side slip angle calculation means 3 Road surface friction coefficient estimation means 4 Additional reaction force torque setting means 5 Motor drive control means 6 Maximum side slip angle map 7 Lateral force utilization rate calculation means 8 Additional reaction force map 9 Road surface μ Offset map 10 Reaction torque base map 11 Vehicle speed offset map

Claims (1)

車両の操向車輪に舵角を与える操舵系に操舵力を付加する電動機と、前記操舵系に作用する手動操舵力を検出する操舵力検出手段と、少なくとも前記操舵力検出手段からの信号に基づいて前記電動機を駆動する制御信号を発生する制御手段とを有する電動パワーステアリング装置であって、
前記制御手段は、前記操向車輪の横すべり角を算出する横すべり角算出手段と、前記操向車輪が最大横力を発生する横すべり角を予め設定した最大横すべり角設定手段と、前記横すべり角を前記最大横すべり角で除して前記操向車輪の横力利用率を算出する横力利用率演算手段と、前記横力利用率の値に基づいて前記制御信号を補正する補正手段とを有することを特徴とする電動パワーステアリング装置。Based on an electric motor for applying a steering force to a steering system for giving a steering angle to a steering wheel of a vehicle, a steering force detecting means for detecting a manual steering force acting on the steering system, and at least a signal from the steering force detecting means And an electric power steering device having a control means for generating a control signal for driving the electric motor,
The control means includes a side slip angle calculating means for calculating a side slip angle of the steered wheel, a maximum side slip angle setting means for presetting a side slip angle at which the steered wheel generates a maximum lateral force, and the side slip angle is set to the side slip angle. A lateral force utilization factor calculating means for calculating a lateral force utilization factor of the steered wheel by dividing by a maximum side slip angle; and a correcting means for correcting the control signal based on the value of the lateral force utilization factor. An electric power steering device.

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