JP4026394B2

JP4026394B2 - Electric power steering device for automobile

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Publication number: JP4026394B2
Application number: JP2002096544A
Authority: JP
Inventors: 哲也寺田
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 2002-03-29
Filing date: 2002-03-29
Publication date: 2007-12-26
Anticipated expiration: 2022-03-29
Also published as: JP2004001587A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、自動車の電動パワーステアリング装置に係わり、特に、操舵角と車輪舵角の伝達比を車速に応じて変化させる車両応答可変機構を備えた自動車の電動パワーステアリング装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
最近、例えば、特開平８−３３２９６４号公報等に示されているような、電動機の動力をステアリング系に作用させて操作力の低減を図るようにした電動パワーステアリング装置が使用されるようになってきている。この電動パワーステアリング装置は、操舵力検出手段を備え、この操舵力検出手段により運転者の操舵力（操舵トルク）を検出すると共に、同時に車速に基づき所定補正トルクを発生させるように電動機への駆動電流を制御し、運転者の操舵力の軽減を図っている。
さらに、特許第２５２２７８５号公報等に示されているように、ハンドルの操舵角と車輪舵角の伝達比を変化させる車両応答可変機構を備えた電動パワーステアリング装置も知られている。この車両応答可変機構には、ハンドル舵角に対して前輪操舵の伝達比を変化させるＶＧＲ装置と、後輪操舵角の伝達比を変化させる４ＷＳ装置がある。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
このような電動パワーステアリング装置を設計する場合、良好な操舵フィーリングと高い操安性能を得るためには、操舵角に対する操舵力の特性（以下「操舵力特性」という）を所望の操舵力特性（目標操舵力特性）となるように設定する必要がある。
【０００４】
そして、目標操舵力特性が設定された場合には、ドライバは、この設定された目標操舵力特性により目標通りの操舵力を感じるので確かにほぼ一定の操舵フィーリングを得ることができる。
しなしながら、車両応答可変機構により車両挙動（車両応答遅れ量）が変化すると、ドライバは常にほぼ一定の操舵フィーリングを感じることができず、そのため、違和感が生じる。特に高車速且つほぼ直進状態の走行時の操舵フィーリング（以下、センターフィーリング）において顕著である。このような新たな課題が本件発明者らによって見出されたのである。
【０００５】
そこで、本発明はこのような課題を解決するためになされたものであり、車両応答可変機構により車両挙動が変化してもドライバが常にほぼ一定のフィーリングであると感じる操舵力特性を備えた自動車の電動パワーステアリング装置を提供することを目的としている。
また、本発明は、センターフィーリングの向上を図ることができる自動車の電動パワーステアリング装置を提供することを目的としている。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記の目的を達成するために本発明は、電動モータによりハンドルの操舵をアシストする自動車の電動パワーステアリング装置であって、操舵トルクを検出するトルクセンサと、操舵角と車輪舵角の伝達比を車速に応じてステッピングモータにより変化させる車両応答可変機構と、トルクセンサの値を小さくするように電動モータの制御量を設定する第１制御部と、ドライバが感じる操舵力とドライバが感じる車両挙動の車両応答遅れ量との関係が予め設定した関係となるように電動モータの制御量を設定する第２制御部と、これらの第１制御部と第２制御部によるそれぞれの制御量を加算した制御量により電動モータを制御する電動モータ制御部と、を有し、第２制御部は、車両応答可変機構からステッピングモータへ出力される出力信号から操舵角に対する車両応答遅れ量を推定し、この車両応答遅れ量の変化に関係なくドライバが感じる操舵力とドライバが感じる車両挙動の車両応答遅れ量との関係がほぼ一定となるように電動モータの制御量を設定することを特徴としている。
【０００７】
このように構成された本発明においては、第２制御部が、車両応答可変機構からステッピングモータへ出力される出力信号から操舵角に対する車両応答遅れ量を推定し、この車両応答遅れ量の変化に関係なくドライバが感じる操舵力とドライバが感じる車両挙動の車両応答遅れ量との関係がほぼ一定となるように電動モータの制御量を設定するようにしているので、車両応答可変機構により車両挙動の車両応答遅れ量が変化してもドライバが常にほぼ一定のフィーリングであると感じることができる。
【０００８】
また、本発明において、好ましくは、第２制御部は、操舵角を入力とした操舵力特性モデル及びセンターフィーリングを規定する複数のセンターフィール評価指標の目標値を設定し、これらの評価指標の目標値から操舵力特性モデルの特性パラメータを設定することにより目標操舵力を演算し、この目標操舵力となるように電動モータの制御量を設定する。
【０００９】
さらに、本発明において、好ましくは、操舵力特性モデルは、摩擦成分の特性パラメータ（Ｋｆ）及びばね成分の特性パラメータ（Ｔｐ）を含み、第２制御部は、演算し直されたセンターフィール評価指標の値が目標値の許容範囲外の場合には操舵力特性モデルの少なくとも摩擦成分の特性パラメータ（Ｋｆ）の値を変更してこの目標値の許容範囲内とする。
【００１０】
【発明の実施の形態】
図１は、本発明が適用される自動車の電動パワーステアリング装置の一例を示す斜視図である。この図１に示すように、自動車の電動パワーステアリング装置１は、ハンドル（ステアリングホィール）２を備え、このハンドル２は、ステアリングシャフト４の上端に連結されており、ハンドル２を操作する操舵力がスタアリングシャフト４に伝達されるようになっている。このステアリングシャフト４の下端部には後述する車両応答可変機構（ＶＧＲ装置、又は、伝達比可変装置）６を介して中間シャフト８の上端が連結され、この中間シャフト８の下端には、ステアリングギヤボックス１０が設けられている。このステアリングギヤボックス１０の下端にはピットマンアーム１２やタイロッド１４等で構成されたリンク機構１６が連結されており、このタイロッド１４の両端側にはタイヤ（車輪）１７が取り付けられている。
なお、本実施形態では、ハンドル舵角に対して前輪操舵の伝達比を変化させるＶＧＲ装置を車両応答可変機構の一例として説明しているが、それ以外に、後輪操舵角の伝達比を変化させる４ＷＳ装置等でも適用可能である。
【００１１】
ここで、ステアリングギヤボックス１０の内部には、ラック・ピニオン機構（図示せず）が設けられており、このピニオンには、中間シャフト８の下端が連結されている。ステアリングギヤボックス１０には、減速ギヤ（図示せず）を介してピニオン側に力を付与する電動モータ１８（図７参照）が設けられ、さらに、減速ギヤと中間シャフト８の間にはトルクセンサ（図示せず）が配置されている。このトルクセンサは、中間シャフト６に作用している操舵力（操舵トルク）を検出するためのものである。
これらの電動モータ１８及びトルクセンサは、それぞれ制御ユニット２０に接続されている。
この制御ユニット２０は、後述する第１制御部（通常のアシスト制御部）２２、第２制御部（センターフィール補償制御部）２４、及び、モータ電流制御部２６から構成されており、トルクセンサの検出値（操舵トルク）及び車速等に基づき、トルクセンサの検出値が小さくなるようにすると共に目標操舵力特性を実現するように、電動モータ１８が制御されるようになっている。
【００１２】
車両応答可変機構６は、ハンドル２の操舵角（θ）と車輪１７の車輪舵角（θｗ）の比（伝達比：Ｒ＝θ／θｗ)を変化させるためのものである。
さらに、この車両応答可変機構１０を制御する車両応答可変制御ユニット２８が設けられ、この車両応答可変制御ユニット２８には、車速を検出する車速センサ３０からの車速信号Ｓ１と、ハンドル２の操舵角θを検出する操舵角センサ３２からの信号Ｓ２とが入力されるようになっている。
【００１３】
次に、図２乃至図６により、車両応答可変機構６を詳細に説明する。車両応答可変機構６は、中間軸８と同一軸線上に対向配置された入力軸３４を有し、この入力軸３４に、ステアリングシャフト４の回転が一体の入力ギヤ３５，３６を介して入力されるようになっている。
この入力軸３４と中間軸８との間には遊星歯車機構３７が設けられており、この遊星歯車機構３７は、入力軸３４上に固着されたサンギヤ３８と、このサンギヤ３８上に配置された複数のピニオンギヤ３９と、これらのピニオンギヤ３９の外側に配置され且つ中間軸８に固着されたリングギヤ４０と、入力軸３４上に相対回転自在に嵌合支持されて、ピニオンシャフト４１を介して各ピニオンギヤ３９を支持するキャリヤ４２とで構成されている。
このキャリヤ４２に一体的にセクタギヤ４３が設けられ、このセクタギヤ４３にステッピングモータ４４の回転軸４４ａに固着されたピニオンギヤ４５が噛み合されている。
【００１４】
ハンドル２の操舵時に、ステッピングモータ４４が車両応答可変制御ユニット２８からの出力信号Ｓ３に応じて回転駆動されることにより、遊星歯車機構３７においてはサンギヤ３８が操舵角θに対応する量だけ回転されると同時に、キャリヤ４２がステッピングモータ４４の回転に応じて回転され、これにより車輪舵角θｗに対応するリングギヤ４０ないし中間軸８の回転量が増減されて、車輪舵角θｗに対する操舵角θの伝達比Ｒが可変制御されるようになっている。
【００１５】
一方、図５に示すように、車両応答可変制御ユニット２８は、車速センサ３０からの信号Ｓ１と、操舵角センサ３２からの信号Ｓ２とが入力される制御量演算部４６と、この制御量演算部４６で得られた演算値に応じた出力動信号を発生させる出力信号発生部４７とを有し、この出力信号発生部４７から出力される信号Ｓ３が出力信号としてステッピングモータ４４に印加されると共に、このステッピング４４の回転量はモータ回転角センサ４８により検出され、フィードバック信号Ｓ４として出力号発生部４７にフィードバックされるようになっている。
【００１６】
ここで、制御量演算部４６は、車速センサ３０からの信号Ｓ１が示す車速に応じて車輪舵角θｗに対する操舵角θの伝達比Ｒを予め定められた特性に基づいて設定すると共に、この伝達比Ｒと操舵角θとから車輪舵角θｗを演算し、この車輪舵角θｗとなるように出力信号発生部４７を介してステッピングモータ４４に駆動信号Ｓ３を出力する。
この場合、図６に示すように、車速に対する伝達比Ｒの特性は、車速が大きくなるに従って伝達比Ｒが高くなるように設定されている。これにより、高遠走行時には伝達比Ｒが高くなって車輪１７が切れにくいために、良好な走行安定性が得られると共に、低速走行時には伝達比Ｒが低くなって車輪１７が切れやすいために、車庫入れが容易になる等、操縦性が向上することになる。
【００１７】
本実施形態は、高車速且つほぼ直進状態の走行時（以下、「センターフィール感応域」と言う）に適用可能である。ここで、高車速とは、８０ｋｍ／ｈ程度以上の速度であり、ほぼ直進状態とは、ハンドルをゆっくりと操作する状態、具体的には、０．２Ｈｚの正弦波でハンドルを操作し横加速度（横Ｇ）が０．２Ｇ以下となるような操舵状態を想定している。
【００１８】
本実施形態では、詳細は後述するように、高速直進時の操舵力特性を、ばね成分（操舵角を含む線形及び／又は非線形の関数で表される）、粘性成分（操舵角速度に比例する）、摩擦成分（操舵角速度を含む非線形関数で表される）とに分解した操舵力特性モデルで表現すると共に、センターフィーリングを規定した複数のセンターフィール評価指数（ＣＦ１，ＣＦ２，ＣＦ３）に基づいて目標操舵力（目標値）を設定し、この目標操舵力となるように上記操舵力特性モデルの各成分の特性パラメータの値を設定し、さらに、車両応答可変機構による車両挙動（車両応答遅れ量）の変化（位相遅れ又は進み）に対応させて摩擦成分の特性パラメータ（Ｋｆ）のみの値を変更する、又は、摩擦成分の特性パラメータ（Ｋｆ）及びばね成分の特性パラメータ（Ｔｐ）の両方の値を変更するようにしている。
このようにして、本実施形態では、センターフィール感応域において、ドライバが感じる操舵力とドライバが感じる車両挙動との関係が予め設定した関係となるように電動モータ１４が制御される。
【００１９】
図７は、本実施形態の電動パワーステアリング装置の制御ユニットを示すブロック図である。この図７に示すように、制御ユニット２０は、第１制御部（通常のアシスト制御部）２２、第２制御部（センターフィール補償制御部）２４、及び、モータ電流制御部２６から構成されている。
また、本実施形態の電動パワーステアリング装置は、中間シャフトに作用している操舵力（操舵トルク）を検出するためのトルクセンサ５０、横加速度（横Ｇ）を検出する横Ｇセンサ５２、上述した車速を検出する車速センサ３０、及び、ハンドルの操舵角を検出する操舵角センサ３２を備えており、これらの各センサの出力値が制御ユニット２０に入力されるようになっている。
さらに、上述した車両応答可変制御ユニット２８からの出力信号Ｓ３も制御ユニット２０に入力されるようになっている。
【００２０】
第１制御部２２は、通常のアシスト制御を行なう制御部であり、トルクセンサ５０の出力値を小さくするように、即ち、操舵力を減らす方向のアシスト力を発生させるように、電動モータ１８を制御するための制御部である。この第１制御部２２には、トルクセンサ５０からのトルクセンサ値が入力され、フィルタ５４によりノイズがカットされ、制御ゲインＫ１により基準目標電流Ｉ₀ が演算されるようになっている。ここで、この制御ゲインＫ１は、横Ｇセンサ５２及び車速センサ３０の値に基づいて設定される。
この第１制御部２２は、センタフィール感応域では、抑制又は禁止されるようになっている。
【００２１】
第２制御部２４は、センターフィール補償制御部であり、高車速且つほぼ直進状態（センターフィール感応域）に、予め設定した目標操舵力となるように電動モータ１８を制御するための制御部である。
第２制御部２４は、目標操舵力演算部５６を有し、この目標操舵力演算部５６には、操舵角センサ３２の出力値がフィルタ５８を通って入力される。目標操舵力演算部５６は、操舵角により表現された後述する操舵力特性モデルを用いて、目標操舵力を演算するようになっている。
【００２２】
第２制御部２４は、ローパスフィルタであるフィルタ（フィルタ２）５８，６０を有し、これらのフィルタ５８，６０により、センターフィール感応域に対応した帯域（例えば、０．２Ｈｚを含む帯域）のトルクセンサ８０の値及び操舵角センサ３２の値のみを入手できるようになっている。
また、第２制御部２４は、後述するセンターフィール評価指標目標値設定部６２及びセンターフィール評価指標演算部６４、さらに、車両応答可変制御ユニット２８からの出力信号Ｓ３に基づいて車両応答遅れ量（λ：度）を推定する車両応答遅れ量推定部６６を有し、この車両応答遅れ量の変化（位相遅れ又は位相進み）に伴い、目標操舵力を目標操舵力演算部５６で演算し直すようになっている。
【００２３】
この第２制御部２４では、目標操舵力演算部５６から出力された目標操舵力とフィルタ６０から出力されたトルクセンサ値（Ｔｓ２）との偏差が求められ、この偏差から、制御ゲインＫ３により補償目標電流Ｉ_f が演算される。ここで、この制御ゲインＫ３は、横Ｇセンサ５２及び車速センサ３０の値に基づいて設定される。
この第２制御部２４は、非センターフィール感応域では、抑制又は禁止されるようになっている。
【００２４】
次に、第１制御部２２から出力された基準目標電流Ｉ₀ と第２制御部２４から出力された補償目標電流Ｉ_f とが加算され、目標電流Ｉが算出される。具体的には、符号を、操舵力を減少させるためにアシスト力を増大する場合には（＋）、操舵力を増大させるためにアシスト力を減少させる場合には（−）としているため、基準目標電流Ｉ₀ に対して補償目標電流Ｉ_f を減算する演算が行なわれる。
【００２５】
モータ電流制御部２６は、電動モータ１８に供給される電流が目標電流Ｉとなるようにするためのフィードバック制御を行なうための制御部である。このため、モータ電流制御部２６は、制御ゲンンＫ２、比例積分制御を行なうＰＩ制御部６８、モータ特性補償部７０を有している。
【００２６】
次に、図８及び図９により、第２制御部２４の目標操舵力演算部５６において使用される目標操舵力特性モデルについて説明する。図８は、操舵力特性モデルを示す図であり、図９は、この操舵力特性モデルにおけるばね成分、粘性成分及び摩擦成分を示す図である。
操舵力特性モデルは、図８に示すように、ばね成分、粘性成分、及び、摩擦成分からなるモデルである。なお、この操舵力特性モデルは、高速直進走行時の操舵力特性を対象したものであるため、ハンドルは、上述したようにゆっくりと操舵される（０．２Ｈｚの正弦波）ため、慣性成分は含まないモデルとなっている。
【００２７】
ばね成分は、電動パワーステアリング装置の軸（ステアリングシャフト、中間シャフト、タイロッド等）の剛性、さらに、操舵角に応じてタイヤから発生する力やサスペンションによる力、電動パワーステアリング装置の電動モータによるアシスト力を含めた成分であり、以下の式（数１）に示す指数関数として設定する。この式（数１）において、θは操舵角であり、Ｋｐ及びＴｐは、ばね成分の特性パラメータである。ばね成分は、基本的には、操舵角にほぼ比例するが、所定の操舵角以上となると飽和状態となるため、特性パラメータＫｐはこの飽和状態に対応し、特性パラメータＴｐは、指数関数の時定数を示している。このように、ばね成分を示す式（数１）は、非線形関数となっている。このように、ばね成分は、操舵角を含む線形及び／又は非線形の関数で表されるものと定義される。
【数１】

【００２８】
粘性成分は、操舵角速度に比例した力であり、以下の式（数２）により示されている。この式（数２）において、Ｋｄは、粘性成分の特性パタメータである。このように粘性成分は、操舵角速度に比例するものとして定義される。
【数２】

【００２９】
摩擦成分は、操舵角速度が舵角が小さいときは操舵角速度にほぼ比例した力であり、操舵角速度が大きくなると一定の大きさの摩擦力（飽和状態）となる。この摩擦成分は、以下の式（数３）に示す指数関数として設定する。この式（数３）において、Ｋｆ及びＴｆが摩擦成分の特性パラメータである。特性パラメータＫｆはこの飽和状態に対応し、特性パラメータＴｆは、指数関数の時定数を示している。このように、ばね成分を示す式（数３）は、非線形関数となっている。このように、摩擦成分は、操舵角速度を含む非線形関数として定義される。
【数３】

【００３０】
このようにして、操舵力特性モデルにおいて、ばね成分、粘性成分、摩擦成分が設定され、操舵力（操舵トルク：Torque）はこれらの各成分の合計値として設定される。即ち、操舵力特性モデルは、以下の式（数４）となる。
【数４】

【００３１】
次に、図１０及び図１１により、センターフィール評価指標（ＣＦ１，ＣＦ２，ＣＦ３）を説明する。センターフィール評価指標は、不感帯（ＣＦ１）、ステアリング剛性（ＣＦ２）及び動き易さ（ＣＦ３）の３つの評価指標からなり、これらの評価指標により、自動車のセンターフィール感応域におけるセンターフィーリングの味付けが決めるようになっている。ここで、不感帯（ＣＦ１）は、操舵角変化に対してドライバが操舵力を感じない範囲を定義し、ステアリング剛性（ＣＦ２）は、操舵角変化に対する操舵力の変化率を定義し、動き易さ（ＣＦ３）は、操舵力に対する車両挙動の位相遅れ量を定義している。
【００３２】
これらのセンターフィール評価指標（ＣＦ１，ＣＦ２，ＣＦ３）と、上述した操舵力特性モデルの各成分の特性パラメータ（Ｋｐ，Ｔｐ，Ｋｄ，Ｋｆ、Ｔｆ）との間には所定の関係式が成立しており、一方が決れば他方も決定される関係がある。具体的には、以下の式（数５）の関係がある。
【数５】

この式（数５）において、λは車両挙動の応答遅れ量（λ：度）であり、ｈ１ａ，ｈ１ｂ，ｈ１ｃ，ｈ２ａ，ｈ２ｂ，ｈ３ａは、定数である。
【００３３】
センターフィール評価指標（ＣＦ１，ＣＦ２，ＣＦ３）の各目標値（ＣＦ１ｔ，ＣＦ２ｔ，ＣＦ３ｔ）及び後述するこれらの各目標値の許容範囲（±α１、±α２，±α３）は、車両実験により予め決定されており、図７に示す第２制御部２４のセンターフィール評価指標設定部６２に事前に記憶されている。
また、第２制御部２４の目標操舵力演算部５６では、このセンターフィール評価指標の目標値（ＣＦ１ｔ，ＣＦ２ｔ，ＣＦ３ｔ）に基づいて、各成分の特性パラメータ（Ｋｐ，Ｔｐ，Ｋｄ，Ｋｆ、Ｔｆ）の値が設定される。さらに、この目標操舵力演算部５６には、操舵角センサ３０からのフィルタ処理された操舵角センサ値が入力され、これにより、目標操舵力が演算される。
【００３４】
図１０及び図１１から理解可能なように、センターフィール評価指標（ＣＦ１，ＣＦ２，ＣＦ３）のうち、評価指標（ＣＦ３）のみが、車両応答に依存している。即ち、車両応答の変化に対し、動き易さ（ＣＦ３）のみが変動する。そこで、本実施形態では、車両応答可変機構６により車両応答遅れ量が変化（位相遅れ又は位相進み）する場合、車両応答可変制御ユニット２８からの出力信号から車両応答遅れ推定部６６が車両応答遅れ量（λ：度）を推定し、この推定された車両応答遅れ量（λ）をセンターフィール評価指標演算部６２に出力する。このセンターフィール評価指標演算部６４では、動き易さ（ＣＦ３）がその目標値（ＣＦ３ｔ）の許容範囲（±α３）内に収まるように、操舵力特性モデルの摩擦成分の特性パラメータであるＫｆ、又は、このＫｆ及びばね成分の特性パラメータであるＴｐを補正する。
このようにして、第２制御部２４の目標操舵力演算部５６は、操舵力の変化に対する車両挙動の応答遅れの関係がほぼ一定となるように目標操舵力を設定しているので、車両応答可変機構６により車両応答遅れ量が変化しても、ドライバは常にほぼ一定のセンターフィーリングを感じることができる。
【００３５】
次に、図１２により、本実施形態による制御フローを説明する。なお、図１２における「Ｓ」は、各ステップを示している。
この制御フローにおいては、先ず、Ｓ１において、各センサの入力値を更新する。具体的には、トルクセンサ５０、横Ｇセンサ５２、車速センサ３０、操舵角センサ３２からの各入力値を更新する。次に、Ｓ２において、以下の式（数６）により、操舵力特性モデルのばね成分、粘性成分及び摩擦成分の各特性パラメータ（Ｋｐ，Ｔｐ，Ｋｄ，Ｋｆ，Ｔｆ）を設定する（目標操舵力演算部５６）。
ここで、以下の式（数６）で示すように、操舵力特性モデルの特性パラメータ（Ｋｐ，Ｔｐ，Ｋｄ，Ｋｆ，Ｔｆ）は、ぞれぞれ、センターフィール評価指標の目標値（ＣＦ１ｔ，ＣＦ２ｔ，ＣＦ３ｔ）及び車両挙動の応答遅れ量（λ）をパラメータとした関数として設定される。
【数６】

ここで、式（数６）において、ａ，ｂは、定数である。
【００３６】
次に、Ｓ３に進み、車速及び横Ｇの値に基づき、自動車の走行状態が、センターフィール感応域か否かを判定する。センターフィール感応域でなければ、Ｓ４に進み、第２制御部における補償電流Ｉｆを０と設定する。
一方、センターフィール感応域であれば、Ｓ５に進み、車両応答可変制御ユニット２８からの出力信号Ｓ３から車両応答遅れ量（λ）を推定する（車両応答遅れ量推定部６６）。次に、Ｓ６に進み、センターフィール評価指標の内の動き易さ（ＣＦ３）を演算する（センタフィール評価指標演算部６４）。
【００３７】
次に、Ｓ７に進み、動き易さの値（ＣＦ３）がその目標値（ＣＦ３ｔ）の許容値（±α３）の範囲内か否かを判定する。ＣＦ３ｔの許容値（±α３）の範囲内の場合には、Ｓ８に進み、操舵力特性モデルの摩擦成分の特性パラメータＫｆ及びばね成分の特性パラメータＴｐの値は減少補正しない。ＣＦ３ｔの許容値（±α３）の範囲内でない場合には、Ｓ９に進み、操舵力特性モデルの摩擦成分の特性パラメータＫｆの減少補正値Ｋｆ１を算出する。
次に、Ｓ１０に進み、この摩擦成分の特性パラメータＫｆの減少補正値Ｋｆ１が、Ｋｆの最小値Ｋｆｍｉｎと最大値Ｋｍａｘの間の値か否かを判定する。
【００３８】
Ｓ１０において、減少補正値Ｋｆ１が、予め設定されたＫｆの最小値Ｋｆｍｉｎと最大値Ｋｍａｘの間の値であれば、Ｓ１１に進み、不感帯ＣＦ１及びステアリング剛性ＣＦ２を演算する。ここで、不感帯ＣＦ１及びステアリング剛性ＣＦ２は、上述した式（数５）により表された関数である。次に、Ｓ１２に進み、不感帯の値（ＣＦ１）がその目標値（ＣＦ１ｔ）の許容値（±α１）の範囲内か否か、又は、ステアリング剛性の値（ＣＦ２）がその目標値（ＣＦ２ｔ）の許容値（±α２）の範囲内か否かを判定する。不感帯ＣＦ１又はステアリング剛性ＣＦ２の少なくとも何れか一方が許容値の範囲内でない場合には、Ｓ８に進み、操舵力特性モデルの摩擦成分の特性パラメータＫｆ及びばね成分の特性パラメータＴｐの値は減少補正しない。Ｓ１２において、不感帯ＣＦ１及びステアリング剛性ＣＦ２の両方が許容値の範囲内の場合には、Ｓ１３に進み、摩擦成分の特性パラメータＫｆのみ減少補正し、Ｋｆ＝Ｋｆ１と設定する。
【００３９】
一方、Ｓ１０において、減少補正値Ｋｆ１が、Ｋｆの最小値Ｋｆｍｉｎと最大値Ｋｍａｘの間の値でなければ、Ｓ１４に進み、操舵力特性モデルのばね成分の特性パラメータＴｐの減少補正値Ｋｐ１を算出する。次に、Ｓ１５に進み、不感帯ＣＦ１及びステアリング剛性ＣＦ２を演算する。さらに、Ｓ１６に進み、不感帯の値（ＣＦ１）がその目標値（ＣＦ１ｔ）の許容値（±α１）の範囲内か否か、又は、ステアリング剛性の値（ＣＦ２）がその目標値（ＣＦ２ｔ）の許容値（±α２）の範囲内か否かを判定する。不感帯ＣＦ１又はステアリング剛性ＣＦ２の少なくとも何れか一方が許容値の範囲内でない場合には、Ｓ８に進み、操舵力特性モデルの摩擦成分の特性パラメータＫｆ及びばね成分の特性パラメータＴｐの値は減少補正しない。Ｓ１６において、不感帯ＣＦ１及びステアリング剛性ＣＦ２の両方が許容値の範囲内の場合には、Ｓ１７に進み、摩擦成分の特性パラメータＫｆ及びばね成分の特性パラメータＴｐの両方を減少補正する。具体的には、摩擦成分の特性パラメータＫｆは、Ｋｆ＝Ｋｆｍｉｎ（Ｋｆの最小値）又はＫｆ＝Ｋｆｍａｘ（Ｋｆの最大値）と設定し、ばね成分の特性パラメータＴｐは、Ｔｐ＝Ｔｐ１と設定する。
【００４０】
次に、Ｓ１８に進み、第２制御部における補償電流をＩ_f ＝（ｆ（θ）−Ｔｓ２）＊Ｋ３と設定する。ここで、（ｆ（θ））は上述した（数４）により表現された操舵力特性モデル出力、（Ｔｓ２）はフィルタ６０を通ったトルクセンサ値、Ｋ３は第２制御部２４の制御ゲインである。
【００４１】
次に、Ｓ１９に進み、第１制御部における基準目標電流がＩ₀ ＝Ｔｓ１＊Ｋ１と設定する。ここで、（Ｔｓ１）はフィルタ５４を通ったトルクセンサ値、（Ｋ１）は第１制御部２２の制御ゲインである。
次に、Ｓ２０に進み、目標電流をＩ＝Ｉ₀ −Ｉ_f と設定する。さらに、Ｓ２１に進み、この目標電流Ｉを電動モータ１８に提供し、電動モータ１８の電流制御を実行する。
【００４２】
次に、図１３乃至図１５により、本実施形態の作用効果を説明する。図１３は、車両応答遅れ量が変化（位相進み）した場合の車両応答特性の変化を示す線図である。図１４は、車両応答遅れ量が変化（位相進み）した場合の操舵力特性（横Ｇと操舵力の関係）の変化を示す線図である。図１５は、車両応答遅れ量が変化（位相進み）した場合の操舵力特性（操舵角と操舵力の関係）の変化を示す線図である。
図１３において、実線Ａは操舵力特性の目標値（初期値）を示し、破線Ｂは車両応答可変機構６により車両応答遅れ量が変化（位相進み）しても特性パラメータＫｆを補正しない場合の操舵力特性（パラメータ補正なし）を示している。図１４において、実線Ａは車両応答特性の初期値を示し、破線Ｂは車両応答可変機構６により車両応答遅れ量が変化（位相進み）した場合の車両応答特性を示し、鎖線Ｃは車両応答可変機構６により車両応答遅れ量が変化（位相進み）し特性パラメータＫｆを補正した場合の操舵力特性（パラメータ補正あり）を示している。図１５において、実線Ａは操舵力特性の目標値（初期値）を示し、鎖線Ｃは車両応答可変機構６により車両応答遅れ量が変化（位相進み）し特性パラメータＫｆを補正した場合の操舵力特性（パラメータ補正あり）を示している。
【００４３】
先ず、図１３に示すように、車両応答可変機構６により車両応答遅れ量が変化（位相進み）すると、図１４に示すように、動き易さ（ＣＦ３）は、実線Ａから破線Ｂに変動する。この場合、本実施形態では、操舵力特性の摩擦成分の特性パラメータＫｆのみを補正することにより、又は、摩擦成分の特性パラメータＫｆ及びばね成分の特性パラメータＴｐの両方を補正することにより、動き易さ（ＣＦ３）を、鎖線Ｃとなり、目標値（ＣＦ３ｔ）の許容範囲内に収めることができる。
また、本実施形態では、このように車両応答遅れ量が変化（位相進み）した場合、図１５に示すように、不感帯（ＣＦ１）及びステアリング剛性（ＣＦ２）も、操舵力特性の特性パラメータＫｆのみを補正することにより、又は、摩擦成分の特性パラメータＫｆ及びばね成分の特性パラメータＴｐの両方を補正することにより、実線Ａから鎖線Ｃに変化するが、不感帯ＣＦ１及びステアリング剛性ＣＦ２の両方を目標値（ＣＦ１ｔ）及び（ＣＦ２ｔ）のぞれぞれの許容範囲内に収めることができる。
【００４４】
このように本実施形態では、センターフィール感応域では、車両応答可変機構６により車両挙動の応答遅れ量（λ）が変化（位相遅れ、又は、位相進み）しても、この応答遅れ量の変化に基づいて操舵力特性の摩擦成分の特性パラメータＫｆのみを補正して、又は、摩擦成分の特性パラメータＫｆ及びばね成分の特性パラメータＴｐの両方を補正することにより、ドライバの感じる操舵力とドライバが感じる車両挙動（車両応答遅れ量）とが常に予め設定された所定の関係となり、センターフィーリングを向上させることができる。
さらに、本実施形態によれば、車両応答可変機構６により車両挙動（車両応答）が変化してもドライバは常にほぼ一定のフィーリングを感じることができる。
【００４５】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明の自動車の電動パワーステアリング装置によれば、車両応答可変機構により車両挙動（車両応答）が変化してもドライバは常にほぼ一定のフィーリングであると感じることができ、さらに、センターフィーリングも向上する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明が適用される電動パワーステアリング装置の一例を示す斜視図である。
【図２】本実施形態の電動パワーステアリング装置の車両応答可変機構を示す拡大縦断面図である。
【図３】図２のIII−III線に沿った断面図である。
【図４】図２のIV−IV線に沿った断面図である。
【図５】車両応答可変制御ユニットを示すブロック図である。
【図６】車両応答可変機構の伝達比を示すマップである。
【図７】本発明の実施形態の電動パワーステアリング装置の制御ユニットを示すブロック図である。
【図８】操舵力特性モデルを示す図である。
【図９】操舵力特性モデルにおけるばね成分、粘性成分及び摩擦成分を示す図である。
【図１０】センターフィール評価指標（ＣＦ１，ＣＦ２）を示す図である。
【図１１】センターフィール評価指標（ＣＦ３）を示す図である。
【図１２】本発明の実施形態による制御フローを示すフローチャートである。
【図１３】車両応答遅れ量が変化（位相進み）した場合の車両応答特性の変化を示す線図である。
【図１４】車両応答遅れ量が変化（位相進み）した場合の操舵力特性（横Ｇと操舵力の関係）の変化を示す線図である。
【図１５】車両応答遅れ量が変化（位相進み）した場合の操舵力特性（操舵角と操舵力の関係）の変化を示す線図である。
【符号の説明】
１電動パワーステアリング装置
２ハンドル
４ステアリングシャフト
６車両応答可変機構
８中間シャフト
１７タイヤ（車輪）
１８電動モータ
２０制御ユニット
２２第１制御部
２４第２制御部
２６モータ電流制御部
２８車両応答可変制御ユニット
３０車速センサ
３２操舵角センサ
４４ステッピィグモータ
５０トルクセンサ
５２横Ｇセンサ
５４，５９，６０フィルタ
５６目標操舵力演算部
６２センターフィール評価指標目標値設定部
６４センターフィール評価指標演算部
６６車両応答遅れ量推定部[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an electric power steering apparatus for an automobile, and more particularly to an electric power steering apparatus for an automobile provided with a vehicle response variable mechanism that changes a transmission ratio between a steering angle and a wheel steering angle according to a vehicle speed.
[0002]
[Prior art]
Recently, for example, an electric power steering apparatus that uses the power of an electric motor to act on a steering system to reduce an operating force as shown in Japanese Patent Application Laid-Open No. 8-332964 has been used. It is coming. The electric power steering apparatus includes a steering force detection unit that detects a driver's steering force (steering torque) by the steering force detection unit and simultaneously drives the motor so as to generate a predetermined correction torque based on the vehicle speed. The current is controlled to reduce the driver's steering force.
Furthermore, as disclosed in Japanese Patent No. 2522785 and the like, an electric power steering apparatus including a vehicle response variable mechanism that changes a transmission ratio between a steering angle of a steering wheel and a wheel steering angle is also known. This vehicle response variable mechanism includes a VGR device that changes the transmission ratio of the front wheel steering with respect to the steering angle of the steering wheel and a 4WS device that changes the transmission ratio of the rear wheel steering angle.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
When designing such an electric power steering apparatus, in order to obtain a good steering feeling and high steering performance, the steering force characteristic with respect to the steering angle (hereinafter referred to as “steering force characteristic”) is set to a desired steering force characteristic. It is necessary to set so as to be (target steering force characteristic).
[0004]
When the target steering force characteristic is set, the driver feels the target steering force by the set target steering force characteristic, so that it is possible to obtain a substantially constant steering feeling.
However, when the vehicle behavior (the vehicle response delay amount) is changed by the vehicle response variable mechanism, the driver cannot always feel a substantially constant steering feeling, and thus a sense of incongruity occurs. This is particularly noticeable in the steering feeling (hereinafter referred to as center feeling) during traveling at a high vehicle speed and substantially straight. Such a new problem has been found by the present inventors.
[0005]
Therefore, the present invention has been made to solve such a problem, and has a steering force characteristic that the driver always feels almost constant feeling even when the vehicle behavior is changed by the vehicle response variable mechanism. An object is to provide an electric power steering device for an automobile.
Another object of the present invention is to provide an electric power steering device for an automobile that can improve center feeling.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, the present invention provides an electric power steering apparatus for an automobile that assists steering of a steering wheel by an electric motor, and includes a torque sensor that detects steering torque, and a transmission ratio between a steering angle and a wheel steering angle. Depending on vehicle speed By stepping motor A vehicle response variable mechanism that changes, a first control unit that sets the control amount of the electric motor so as to reduce the value of the torque sensor, a steering force felt by the driver, and a vehicle behavior felt by the driver Vehicle response delay of And a second control unit that sets the control amount of the electric motor so that the relationship between the first and second control units is a preset relationship, and the control amount obtained by adding the control amounts of the first control unit and the second control unit. An electric motor control unit for controlling the vehicle, the second control unit is a vehicle response variable mechanism Is output to the stepping motor Estimate the amount of vehicle response delay with respect to the steering angle from the output signal. change of Steering force felt by the driver and vehicle behavior felt by the driver regardless of Vehicle response delay of So that the relationship with Electric motor It is characterized by setting a control amount.
[0007]
In the present invention configured as described above, the second control unit includes a vehicle response variable mechanism. Is output to the stepping motor Estimate the amount of vehicle response delay with respect to the steering angle from the output signal. change of Steering force felt by the driver and vehicle behavior felt by the driver regardless of Vehicle response delay of So that the relationship with Electric motor Since the control amount is set, the vehicle behavior is changed by the vehicle response variable mechanism. Vehicle response delay of Even if changes, the driver can always feel that the feeling is almost constant.
[0008]
In the present invention, it is preferable that the second control unit sets a target value of a plurality of center feel evaluation indexes that define a steering force characteristic model and a center feeling with a steering angle as an input, and sets these evaluation indexes. The target steering force is calculated by setting the characteristic parameter of the steering force characteristic model from the target value, and the control amount of the electric motor is set so as to be the target steering force.
[0009]
Furthermore, in the present invention, preferably, the steering force characteristic model includes a friction component characteristic parameter (Kf) and a spring component characteristic parameter (Tp), and the second control unit recalculates the center feel evaluation index. Is outside the allowable range of the target value, the value of the characteristic parameter (Kf) of at least the friction component of the steering force characteristic model is changed to be within the allowable range of the target value.
[0010]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
FIG. 1 is a perspective view showing an example of an electric power steering apparatus for an automobile to which the present invention is applied. As shown in FIG. 1, an electric power steering apparatus 1 for an automobile includes a handle (steering wheel) 2, and this handle 2 is connected to an upper end of a steering shaft 4, and a steering force for operating the handle 2 is provided. It is transmitted to the steering shaft 4. An upper end of an intermediate shaft 8 is connected to a lower end portion of the steering shaft 4 via a vehicle response variable mechanism (VGR device or transmission ratio variable device) 6 which will be described later. A steering gear is connected to the lower end of the intermediate shaft 8. A box 10 is provided. A link mechanism 16 including a pitman arm 12 and a tie rod 14 is connected to the lower end of the steering gear box 10, and tires (wheels) 17 are attached to both ends of the tie rod 14.
In the present embodiment, the VGR device that changes the transmission ratio of the front wheel steering with respect to the steering angle is described as an example of the vehicle response variable mechanism, but in addition, the transmission ratio of the rear wheel steering angle is changed. It can also be applied to a 4WS device or the like.
[0011]
Here, a rack and pinion mechanism (not shown) is provided inside the steering gear box 10, and the lower end of the intermediate shaft 8 is connected to the pinion. The steering gear box 10 is provided with an electric motor 18 (see FIG. 7) that applies force to the pinion side via a reduction gear (not shown), and a torque sensor is provided between the reduction gear and the intermediate shaft 8. (Not shown) is arranged. This torque sensor is for detecting a steering force (steering torque) acting on the intermediate shaft 6.
These electric motor 18 and torque sensor are each connected to the control unit 20.
The control unit 20 includes a first control unit (normal assist control unit) 22, a second control unit (center feel compensation control unit) 24, and a motor current control unit 26, which will be described later. Based on the detected value (steering torque), the vehicle speed, and the like, the electric motor 18 is controlled so that the detected value of the torque sensor is reduced and the target steering force characteristic is realized.
[0012]
The vehicle response variable mechanism 6 is for changing the ratio (transmission ratio: R = θ / θw) between the steering angle (θ) of the steering wheel 2 and the wheel steering angle (θw) of the wheel 17.
Furthermore, a vehicle response variable control unit 28 for controlling the vehicle response variable mechanism 10 is provided. The vehicle response variable control unit 28 includes a vehicle speed signal S1 from a vehicle speed sensor 30 for detecting the vehicle speed, and a steering angle of the handle 2. A signal S2 from the steering angle sensor 32 for detecting θ is input.
[0013]
Next, the vehicle response variable mechanism 6 will be described in detail with reference to FIGS. The vehicle response variable mechanism 6 has an input shaft 34 disposed on the same axis line as the intermediate shaft 8, and rotation of the steering shaft 4 is input to the input shaft 34 via integral input gears 35 and 36. It has become so.
A planetary gear mechanism 37 is provided between the input shaft 34 and the intermediate shaft 8, and the planetary gear mechanism 37 is disposed on the sun gear 38 and a sun gear 38 fixed on the input shaft 34. A plurality of pinion gears 39, a ring gear 40 disposed outside these pinion gears 39 and fixed to the intermediate shaft 8, and fitted and supported on the input shaft 34 so as to be relatively rotatable, and each pinion gear via a pinion shaft 41. And a carrier 42 for supporting 39.
A sector gear 43 is provided integrally with the carrier 42, and a pinion gear 45 fixed to the rotating shaft 44 a of the stepping motor 44 is engaged with the sector gear 43.
[0014]
When the steering wheel 2 is steered, the stepping motor 44 is rotationally driven in accordance with the output signal S3 from the vehicle response variable control unit 28, whereby the sun gear 38 is rotated by an amount corresponding to the steering angle θ in the planetary gear mechanism 37. At the same time, the carrier 42 is rotated according to the rotation of the stepping motor 44, whereby the amount of rotation of the ring gear 40 or the intermediate shaft 8 corresponding to the wheel steering angle θw is increased or decreased, and the steering angle θ relative to the wheel steering angle θw is increased. The transmission ratio R is variably controlled.
[0015]
On the other hand, as shown in FIG. 5, the vehicle response variable control unit 28 includes a control amount calculation unit 46 to which a signal S1 from the vehicle speed sensor 30 and a signal S2 from the steering angle sensor 32 are input, and this control amount calculation. An output signal generation unit 47 for generating an output motion signal corresponding to the calculated value obtained by the unit 46, and a signal S3 output from the output signal generation unit 47 is applied to the stepping motor 44 as an output signal. At the same time, the rotation amount of the stepping 44 is detected by a motor rotation angle sensor 48 and fed back to the output signal generation unit 47 as a feedback signal S4.
[0016]
Here, the control amount calculation unit 46 sets the transmission ratio R of the steering angle θ with respect to the wheel steering angle θw according to the vehicle speed indicated by the signal S1 from the vehicle speed sensor 30 based on a predetermined characteristic. A wheel steering angle θw is calculated from the ratio R and the steering angle θ, and a drive signal S3 is output to the stepping motor 44 via the output signal generator 47 so as to be the wheel steering angle θw.
In this case, as shown in FIG. 6, the characteristic of the transmission ratio R with respect to the vehicle speed is set so that the transmission ratio R increases as the vehicle speed increases. As a result, the transmission ratio R becomes high during high-distance traveling and the wheels 17 are not easily cut off, so that good running stability is obtained, and the transmission ratio R becomes low during low-speed running and the wheels 17 are easily cut off. Maneuverability is improved such as easy insertion.
[0017]
The present embodiment can be applied when traveling at a high vehicle speed and in a substantially straight traveling state (hereinafter referred to as “center feel sensitive area”). Here, the high vehicle speed is a speed of about 80 km / h or more, and the almost straight traveling state is a state where the steering wheel is operated slowly, specifically, a lateral acceleration by operating the steering wheel with a sine wave of 0.2 Hz. A steering state in which (lateral G) is 0.2 G or less is assumed.
[0018]
In the present embodiment, as will be described in detail later, the steering force characteristics when traveling straight at high speed are represented by a spring component (represented by a linear and / or nonlinear function including the steering angle), a viscous component (proportional to the steering angular velocity). Based on a plurality of center feel evaluation indices (CF1, CF2, CF3) that express the centering feeling as well as expressing it by a steering force characteristic model decomposed into friction components (expressed by a nonlinear function including steering angular velocity) The target steering force (target value) is set, the characteristic parameter values of the components of the steering force characteristic model are set so as to be the target steering force, and further, the vehicle behavior (vehicle response delay amount) by the vehicle response variable mechanism is set. ) To change the value of only the frictional component characteristic parameter (Kf) in response to the change (phase lag or advance), or the frictional component characteristic parameter (Kf) and the spring component characteristic It is as to change both values of parameter (Tp).
In this manner, in the present embodiment, the electric motor 14 is controlled so that the relationship between the steering force felt by the driver and the vehicle behavior felt by the driver becomes a preset relationship in the center feel sensitive region.
[0019]
FIG. 7 is a block diagram showing a control unit of the electric power steering apparatus of the present embodiment. As shown in FIG. 7, the control unit 20 includes a first control unit (normal assist control unit) 22, a second control unit (center feel compensation control unit) 24, and a motor current control unit 26. Yes.
In addition, the electric power steering device of the present embodiment includes a torque sensor 50 for detecting a steering force (steering torque) acting on the intermediate shaft, a lateral G sensor 52 for detecting lateral acceleration (lateral G), A vehicle speed sensor 30 for detecting the vehicle speed and a steering angle sensor 32 for detecting the steering angle of the steering wheel are provided, and output values of these sensors are input to the control unit 20.
Further, the output signal S3 from the vehicle response variable control unit 28 described above is also input to the control unit 20.
[0020]
The first control unit 22 is a control unit that performs normal assist control. The first control unit 22 controls the electric motor 18 to reduce the output value of the torque sensor 50, that is, to generate an assist force in a direction that reduces the steering force. It is a control part for controlling. The torque sensor value from the torque sensor 50 is input to the first control unit 22, noise is cut by the filter 54, and the reference target current I is controlled by the control gain K1. ₀ Is calculated. Here, the control gain K1 is set based on the values of the lateral G sensor 52 and the vehicle speed sensor 30.
The first control unit 22 is suppressed or prohibited in the center feel sensitive area.
[0021]
The second control unit 24 is a center feel compensation control unit, and is a control unit for controlling the electric motor 18 so as to achieve a target steering force set in advance at a high vehicle speed and in a substantially straight traveling state (center feel sensitive region). is there.
The second control unit 24 has a target steering force calculation unit 56, and the output value of the steering angle sensor 32 is input to the target steering force calculation unit 56 through the filter 58. The target steering force calculation unit 56 calculates a target steering force using a steering force characteristic model described later expressed by a steering angle.
[0022]
The second control unit 24 includes filters (filter 2) 58 and 60 which are low-pass filters. With these

filters

58 and 60, a band (for example, a band including 0.2 Hz) corresponding to the center-feel sensitive region is obtained. Only the value of the torque sensor 80 and the value of the steering angle sensor 32 can be obtained.
The second control unit 24 also includes a vehicle response delay amount (based on an output signal S3 from the vehicle response variable control unit 28, and a center feel evaluation index target value setting unit 62 and a center feel evaluation index calculation unit 64, which will be described later. The vehicle response delay amount estimation unit 66 for estimating (λ: degree) is provided, and the target steering force calculation unit 56 recalculates the target steering force in accordance with the change (phase delay or phase advance) of the vehicle response delay amount. It has become.
[0023]
The second control unit 24 obtains a deviation between the target steering force output from the target steering force calculation unit 56 and the torque sensor value (Ts2) output from the filter 60, and is compensated by the control gain K3 from this deviation. Target current I _f Is calculated. Here, the control gain K3 is set based on the values of the lateral G sensor 52 and the vehicle speed sensor 30.
The second control unit 24 is suppressed or prohibited in the non-center feel sensitive region.
[0024]
Next, the reference target current I output from the first control unit 22 ₀ And the compensation target current I output from the second control unit 24 _f And the target current I is calculated. Specifically, the sign is set to (+) when the assist force is increased in order to decrease the steering force, and (−) when the assist force is decreased in order to increase the steering force. Target current I ₀ Compensation target current I _f An operation for subtracting is performed.
[0025]
The motor current control unit 26 is a control unit for performing feedback control so that the current supplied to the electric motor 18 becomes the target current I. Therefore, the motor current control unit 26 includes a control gain K2, a PI control unit 68 that performs proportional-integral control, and a motor characteristic compensation unit 70.
[0026]
Next, a target steering force characteristic model used in the target steering force calculation unit 56 of the second control unit 24 will be described with reference to FIGS. 8 and 9. FIG. 8 is a diagram illustrating a steering force characteristic model, and FIG. 9 is a diagram illustrating a spring component, a viscosity component, and a friction component in the steering force characteristic model.
As shown in FIG. 8, the steering force characteristic model is a model composed of a spring component, a viscous component, and a friction component. Since this steering force characteristic model is intended for the steering force characteristic during high-speed straight traveling, the steering wheel is slowly steered as described above (0.2 Hz sine wave), so the inertia component is The model does not include.
[0027]
The spring component includes the rigidity of the shaft (steering shaft, intermediate shaft, tie rod, etc.) of the electric power steering device, the force generated from the tire according to the steering angle, the force due to the suspension, and the assist force due to the electric motor of the electric power steering device. And is set as an exponential function represented by the following equation (Equation 1). In this equation (Equation 1), θ is a steering angle, and Kp and Tp are characteristic parameters of the spring component. The spring component is basically proportional to the steering angle. However, since the spring component becomes saturated when the steering angle exceeds a predetermined steering angle, the characteristic parameter Kp corresponds to this saturation state, and the characteristic parameter Tp is an exponential function. Indicates a constant. Thus, the equation (Equation 1) indicating the spring component is a nonlinear function. As described above, the spring component is defined to be expressed by a linear and / or nonlinear function including the steering angle.
[Expression 1]

[0028]
The viscous component is a force proportional to the steering angular velocity, and is expressed by the following equation (Equation 2). In this equation (Equation 2), Kd is a characteristic parameter of the viscous component. Thus, the viscous component is defined as being proportional to the steering angular velocity.
[Expression 2]

[0029]
The friction component is a force that is substantially proportional to the steering angular velocity when the steering angular velocity is small. When the steering angular velocity increases, the friction component has a certain amount of frictional force (saturated state). This friction component is set as an exponential function shown in the following equation (Equation 3). In this equation (Equation 3), Kf and Tf are characteristic parameters of the friction component. The characteristic parameter Kf corresponds to this saturation state, and the characteristic parameter Tf indicates the time constant of the exponential function. Thus, the equation (Equation 3) indicating the spring component is a nonlinear function. Thus, the friction component is defined as a nonlinear function including the steering angular velocity.
[Equation 3]

[0030]
Thus, in the steering force characteristic model, the spring component, the viscosity component, and the friction component are set, and the steering force (steering torque: Torque) is set as the total value of these components. That is, the steering force characteristic model is expressed by the following equation (Equation 4).
[Expression 4]

[0031]
Next, the center feel evaluation index (CF1, CF2, CF3) will be described with reference to FIGS. The center feel evaluation index is composed of three evaluation indices of dead zone (CF1), steering stiffness (CF2), and ease of movement (CF3). It comes to decide. Here, the dead zone (CF1) defines a range where the driver does not feel the steering force with respect to the change in the steering angle, and the steering rigidity (CF2) defines the rate of change of the steering force with respect to the change in the steering angle. (CF3) defines the phase delay amount of the vehicle behavior with respect to the steering force.
[0032]
A predetermined relational expression is established between the center feel evaluation index (CF1, CF2, CF3) and the characteristic parameters (Kp, Tp, Kd, Kf, Tf) of each component of the steering force characteristic model described above. If one is decided, the other is also decided. Specifically, there is a relationship of the following equation (Equation 5).
[Equation 5]

In this equation (Formula 5), λ is a response delay amount (λ: degree) of vehicle behavior, and h1a, h1b, h1c, h2a, h2b, and h3a are constants.
[0033]
Each target value (CF1t, CF2t, CF3t) of the center feel evaluation index (CF1, CF2, CF3) and allowable ranges (± α1, ± α2, ± α3) of these target values described later are determined in advance by vehicle experiments. It is stored in advance in the center feel evaluation index setting unit 62 of the second control unit 24 shown in FIG.
In addition, the target steering force calculation unit 56 of the second control unit 24 sets the characteristic parameters (Kp, Tp, Kd, Kf, Tf) of each component based on the target values (CF1t, CF2t, CF3t) of the center feel evaluation index. ) Value is set. Further, the target steering force calculation unit 56 receives the filtered steering angle sensor value from the steering angle sensor 30, thereby calculating the target steering force.
[0034]
As can be understood from FIGS. 10 and 11, only the evaluation index (CF3) of the center feel evaluation indices (CF1, CF2, CF3) depends on the vehicle response. That is, only the ease of movement (CF3) varies with respect to the change in vehicle response. Therefore, in the present embodiment, when the vehicle response delay amount changes (phase delay or phase advance) by the vehicle response variable mechanism 6, the vehicle response delay estimation unit 66 uses the vehicle response delay from the output signal from the vehicle response variable control unit 28. The amount (λ: degree) is estimated, and the estimated vehicle response delay amount (λ) is output to the center feel evaluation index calculation unit 62. In the center feel evaluation index calculation unit 64, Kf, which is a characteristic parameter of the friction component of the steering force characteristic model, so that the ease of movement (CF3) falls within the allowable range (± α3) of the target value (CF3t). Alternatively, the Kp and the spring component characteristic parameter Tp are corrected.
In this way, the target steering force calculation unit 56 of the second control unit 24 sets the target steering force so that the relationship of the response delay of the vehicle behavior to the change in the steering force is substantially constant. Even if the vehicle response delay amount is changed by the variable mechanism 6, the driver can always feel a substantially constant center feeling.
[0035]
Next, a control flow according to the present embodiment will be described with reference to FIG. Note that “S” in FIG. 12 indicates each step.
In this control flow, first, in S1, the input value of each sensor is updated. Specifically, the input values from the torque sensor 50, the lateral G sensor 52, the vehicle speed sensor 30, and the steering angle sensor 32 are updated. Next, in S2, the characteristic parameters (Kp, Tp, Kd, Kf, Tf) of the spring component, the viscosity component, and the friction component of the steering force characteristic model are set (target steering force) by the following equation (Equation 6). Computing unit 56).
Here, as shown by the following equation (Equation 6), the characteristic parameters (Kp, Tp, Kd, Kf, Tf) of the steering force characteristic model are the target values (CF1t, CF2t, CF3t) and the response delay amount (λ) of the vehicle behavior are set as functions.
[Formula 6]

Here, in the formula (Formula 6), a and b are constants.
[0036]
Next, it progresses to S3 and it is determined based on the value of a vehicle speed and the side G whether the driving | running | working state of a motor vehicle is a center feel sensitive area. If it is not the center-feel sensitive region, the process proceeds to S4, and the compensation current If in the second control unit is set to zero.
On the other hand, if it is the center-feel sensitive region, the process proceeds to S5, where the vehicle response delay amount (λ) is estimated from the output signal S3 from the vehicle response variable control unit 28 (vehicle response delay amount estimation unit 66). Next, in S6, the ease of movement (CF3) in the center feel evaluation index is calculated (center feel evaluation index calculation unit 64).
[0037]
Next, the process proceeds to S7, in which it is determined whether or not the value of the ease of movement (CF3) is within a range of an allowable value (± α3) of the target value (CF3t). If it is within the range of the allowable value of CF3t (± α3), the process proceeds to S8, and the values of the friction component characteristic parameter Kf and the spring component characteristic parameter Tp of the steering force characteristic model are not corrected for decrease. If not within the allowable value of CF3t (± α3), the process proceeds to S9, and a decrease correction value Kf1 of the friction component characteristic parameter Kf1 of the steering force characteristic model is calculated.
Next, in S10, it is determined whether or not the decrease correction value Kf1 of the characteristic parameter Kf of the friction component is a value between the minimum value Kfmin and the maximum value Kmax of Kf.
[0038]
In S10, if the decrease correction value Kf1 is a value between the preset minimum value Kfmin and maximum value Kmax of Kf, the process proceeds to S11, and the dead zone CF1 and the steering rigidity CF2 are calculated. Here, the dead zone CF1 and the steering rigidity CF2 are functions represented by the above-described equation (Equation 5). Next, the process proceeds to S12, where the dead zone value (CF1) is within the allowable value (± α1) of the target value (CF1t) or the steering stiffness value (CF2) is the target value (CF2t). It is determined whether or not the value is within the allowable range (± α2). If at least one of the dead zone CF1 and the steering stiffness CF2 is not within the allowable range, the process proceeds to S8, and the values of the friction component characteristic parameter Kf and the spring component characteristic parameter Tp of the steering force characteristic model are not corrected for decrease. . In S12, when both the dead zone CF1 and the steering rigidity CF2 are within the allowable range, the process proceeds to S13, and only the friction component characteristic parameter Kf is corrected to be decreased, and Kf = Kf1 is set.
[0039]
On the other hand, if the decrease correction value Kf1 is not a value between the minimum value Kfmin and the maximum value Kmax of Sf in S10, the process proceeds to S14, and the decrease correction value Kp1 of the spring component characteristic parameter Tp of the steering force characteristic model is calculated. To do. Next, in S15, the dead zone CF1 and the steering rigidity CF2 are calculated. In S16, the dead zone value (CF1) is within the allowable value (± α1) of the target value (CF1t), or the steering stiffness value (CF2) is equal to the target value (CF2t). It is determined whether or not the value is within the allowable value (± α2) range. If at least one of the dead zone CF1 and the steering stiffness CF2 is not within the allowable range, the process proceeds to S8, and the values of the friction component characteristic parameter Kf and the spring component characteristic parameter Tp of the steering force characteristic model are not corrected for decrease. . In S16, when both the dead zone CF1 and the steering rigidity CF2 are within the allowable range, the process proceeds to S17, and both the friction component characteristic parameter Kf and the spring component characteristic parameter Tp are corrected to decrease. Specifically, the friction component characteristic parameter Kf is set to Kf = Kfmin (the minimum value of Kf) or Kf = Kfmax (the maximum value of Kf), and the characteristic parameter Tp of the spring component is set to Tp = Tp1. .
[0040]
Next, proceeding to S18, the compensation current in the second control unit is set to I _f = (F (θ) −Ts2) * K3. Here, (f (θ)) is the steering force characteristic model output expressed by (Equation 4) described above, (Ts2) is the torque sensor value that has passed through the filter 60, and K3 is the control gain of the second control unit 24. is there.
[0041]
Next, in S19, the reference target current in the first control unit is I ₀ = Ts1 * K1. Here, (Ts1) is a torque sensor value that has passed through the filter 54, and (K1) is a control gain of the first control unit 22.
Next, proceeding to S20, the target current is set to I = I ₀ -I _f And set. Further, the process proceeds to S 21, where the target current I is provided to the electric motor 18 and current control of the electric motor 18 is executed.
[0042]
Next, the effect of this embodiment is demonstrated with reference to FIG. 13 thru | or FIG. FIG. 13 is a diagram illustrating changes in vehicle response characteristics when the vehicle response delay amount changes (phase advance). FIG. 14 is a diagram showing changes in steering force characteristics (relationship between lateral G and steering force) when the vehicle response delay amount changes (phase advance). FIG. 15 is a diagram showing changes in steering force characteristics (relationship between steering angle and steering force) when the vehicle response delay amount changes (phase advance).
In FIG. 13, a solid line A indicates a target value (initial value) of the steering force characteristic, and a broken line B indicates a case where the characteristic parameter Kf is not corrected even when the vehicle response delay amount is changed (phase advance) by the vehicle response variable mechanism 6. The steering force characteristic (without parameter correction) is shown. In FIG. 14, a solid line A indicates the initial value of the vehicle response characteristic, a broken line B indicates the vehicle response characteristic when the vehicle response delay amount is changed (phase advance) by the vehicle response variable mechanism 6, and a chain line C indicates the vehicle response variable. The steering force characteristic (with parameter correction) when the vehicle response delay amount is changed (phase advance) by the mechanism 6 and the characteristic parameter Kf is corrected is shown. In FIG. 15, the solid line A indicates the target value (initial value) of the steering force characteristic, and the chain line C indicates the steering force when the vehicle response delay mechanism changes (phase advance) and the characteristic parameter Kf is corrected by the vehicle response variable mechanism 6. The characteristic (with parameter correction) is shown.
[0043]
First, as shown in FIG. 13, when the vehicle response delay mechanism changes (phase advance) by the vehicle response variable mechanism 6, the ease of movement (CF3) changes from the solid line A to the broken line B as shown in FIG. . In this case, in this embodiment, it is easy to move by correcting only the characteristic parameter Kf of the friction component of the steering force characteristic or by correcting both the characteristic parameter Kf of the friction component and the characteristic parameter Tp of the spring component. (CF3) becomes a chain line C, and can be within the allowable range of the target value (CF3t).
Further, in the present embodiment, when the vehicle response delay amount changes (phase advance) in this way, as shown in FIG. 15, the dead zone (CF1) and the steering rigidity (CF2) are only the characteristic parameter Kf of the steering force characteristic. Or by correcting both the friction component characteristic parameter Kf and the spring component characteristic parameter Tp, the solid line A changes to the chain line C, but both the dead zone CF1 and the steering rigidity CF2 are set to the target values. (CF1t) and (CF2t) can fall within the allowable ranges.
[0044]
As described above, in the present embodiment, even if the response delay amount (λ) of the vehicle behavior is changed (phase delay or phase advance) by the vehicle response variable mechanism 6 in the center feel sensitive region, the change in the response delay amount is changed. By correcting only the friction component characteristic parameter Kf of the steering force characteristic based on the above, or by correcting both the friction component characteristic parameter Kf and the spring component characteristic parameter Tp, The feeling of vehicle behavior (vehicle response delay amount) always has a predetermined relationship set in advance, and the center feeling can be improved.
Furthermore, according to this embodiment, even if the vehicle behavior (vehicle response) is changed by the vehicle response variable mechanism 6, the driver can always feel a substantially constant feeling.
[0045]
【The invention's effect】
As described above, according to the electric power steering device for an automobile of the present invention, even if the vehicle behavior (vehicle response) is changed by the vehicle response variable mechanism, the driver can always feel that the feeling is almost constant. Furthermore, the center feeling is also improved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a perspective view showing an example of an electric power steering apparatus to which the present invention is applied.
FIG. 2 is an enlarged longitudinal sectional view showing a vehicle response variable mechanism of the electric power steering apparatus according to the embodiment.
3 is a cross-sectional view taken along line III-III in FIG.
4 is a cross-sectional view taken along line IV-IV in FIG.
FIG. 5 is a block diagram showing a vehicle response variable control unit.
FIG. 6 is a map showing a transmission ratio of the vehicle response variable mechanism.
FIG. 7 is a block diagram showing a control unit of the electric power steering apparatus according to the embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a diagram showing a steering force characteristic model.
FIG. 9 is a diagram showing a spring component, a viscosity component, and a friction component in a steering force characteristic model.
FIG. 10 is a diagram showing a center feel evaluation index (CF1, CF2).
FIG. 11 is a diagram showing a center feel evaluation index (CF3).
FIG. 12 is a flowchart showing a control flow according to the embodiment of the present invention.
FIG. 13 is a diagram showing changes in vehicle response characteristics when the vehicle response delay amount changes (phase advance).
FIG. 14 is a diagram showing changes in steering force characteristics (relationship between lateral G and steering force) when the vehicle response delay amount changes (phase advance).
FIG. 15 is a diagram showing changes in steering force characteristics (relationship between steering angle and steering force) when the vehicle response delay amount changes (phase advance);
[Explanation of symbols]
1 Electric power steering system
2 Handle
4 Steering shaft
6 Vehicle response variable mechanism
8 Intermediate shaft
17 Tire (wheel)
18 Electric motor
20 Control unit
22 1st control part
24 Second control unit
26 Motor current controller
28 Vehicle response variable control unit
30 Vehicle speed sensor
32 Steering angle sensor
44 Stepping motor
50 Torque sensor
52 G sensor
54, 59, 60 filters
56 Target steering force calculator
62 Center Feel Evaluation Index Target Value Setting Unit
64 Center Feel Evaluation Index Calculation Unit
66 Vehicle response delay estimation unit

Claims

電動モータによりハンドルの操舵をアシストする自動車の電動パワーステアリング装置であって、
操舵トルクを検出するトルクセンサと、
操舵角と車輪舵角の伝達比を車速に応じてステッピングモータにより変化させる車両応答可変機構と、
上記トルクセンサの値を小さくするように上記電動モータの制御量を設定する第１制御部と、
ドライバが感じる操舵力とドライバが感じる車両挙動の車両応答遅れ量との関係が予め設定した関係となるように上記電動モータの制御量を設定する第２制御部と、
これらの第１制御部と第２制御部によるそれぞれの制御量を加算した制御量により上記電動モータを制御する電動モータ制御部と、を有し、
上記第２制御部は、上記車両応答可変機構から上記ステッピングモータへ出力される出力信号から操舵角に対する車両応答遅れ量を推定し、この車両応答遅れ量の変化に関係なく上記ドライバが感じる操舵力とドライバが感じる車両挙動の車両応答遅れ量との関係がほぼ一定となるように上記電動モータの制御量を設定することを特徴とする自動車の電動パワーステアリング装置。An electric power steering device for an automobile that assists steering of a steering wheel by an electric motor,
A torque sensor for detecting steering torque;
A vehicle response variable mechanism that changes the transmission ratio between the steering angle and the wheel rudder angle by a stepping motor according to the vehicle speed;
A first control unit that sets a control amount of the electric motor so as to reduce the value of the torque sensor;
A second control unit that sets the control amount of the electric motor so that the relationship between the steering force felt by the driver and the vehicle response delay amount of the vehicle behavior felt by the driver is a preset relationship;
An electric motor control unit that controls the electric motor with a control amount obtained by adding the control amounts of the first control unit and the second control unit,
The second control unit estimates a vehicle response delay amount with respect to a steering angle from an output signal output from the vehicle response variable mechanism to the stepping motor, and the steering force felt by the driver regardless of a change in the vehicle response delay amount. An electric power steering apparatus for an automobile, wherein the control amount of the electric motor is set so that the relationship between the vehicle response delay amount of the vehicle behavior felt by the driver is substantially constant.

上記第２制御部は、操舵角を入力とした操舵力特性モデル及び複数のセンターフィール評価指標の目標値を設定し、これらの評価指標の目標値から上記操舵力特性モデルの特性パラメータを設定することにより目標操舵力を演算し、この目標操舵力となるように上記電動モータの制御量を設定する請求項１記載の自動車の電動パワーステアリング装置。 The second control unit sets a steering force characteristic model having a steering angle as an input and target values of a plurality of center feel evaluation indexes, and sets characteristic parameters of the steering force characteristic model from the target values of these evaluation indexes. 2. The electric power steering apparatus for an automobile according to claim 1, wherein a target steering force is calculated thereby, and a control amount of the electric motor is set so as to be the target steering force.

上記操舵力特性モデルは、摩擦成分の特性パラメータ（Ｋｆ）及びばね成分の特性パラメータ（Ｔｐ）を含み、上記第２制御部は、上記演算し直されたセンターフィール評価指標の値が上記目標値の許容範囲外の場合には上記操舵力特性モデルの少なくとも摩擦成分の特性パラメータ（Ｋｆ）の値を変更してこの目標値の許容範囲内とする請求項２記載の自動車の電動パワーステアリング装置。 The steering force characteristic model includes a friction component characteristic parameter (Kf) and a spring component characteristic parameter (Tp), and the second control unit determines that the recalculated center feel evaluation index value is the target value. 3. The electric power steering apparatus for an automobile according to claim 2, wherein if the value is outside the allowable range, the value of the characteristic parameter (Kf) of at least the friction component of the steering force characteristic model is changed to be within the allowable range of the target value.