WO2007032129A1 - 車両の操舵装置 - Google Patents

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WO2007032129A1
WO2007032129A1 PCT/JP2006/311146 JP2006311146W WO2007032129A1 WO 2007032129 A1 WO2007032129 A1 WO 2007032129A1 JP 2006311146 W JP2006311146 W JP 2006311146W WO 2007032129 A1 WO2007032129 A1 WO 2007032129A1
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WO
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vehicle
steering
turning
angle
torque
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Application number
PCT/JP2006/311146
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English (en)
French (fr)
Inventor
Takeshi Goto
Yutaka Onuma
Ryuuichi Kurosawa
Original Assignee
Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha filed Critical Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha
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Priority to US11/663,669 priority patent/US7810608B2/en
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D6/00—Arrangements for automatically controlling steering depending on driving conditions sensed and responded to, e.g. control circuits
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D6/00—Arrangements for automatically controlling steering depending on driving conditions sensed and responded to, e.g. control circuits
    • B62D6/008—Control of feed-back to the steering input member, e.g. simulating road feel in steer-by-wire applications
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D5/00—Power-assisted or power-driven steering
    • B62D5/04—Power-assisted or power-driven steering electrical, e.g. using an electric servo-motor connected to, or forming part of, the steering gear
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D6/00—Arrangements for automatically controlling steering depending on driving conditions sensed and responded to, e.g. control circuits
    • B62D6/002—Arrangements for automatically controlling steering depending on driving conditions sensed and responded to, e.g. control circuits computing target steering angles for front or rear wheels
    • B62D6/003—Arrangements for automatically controlling steering depending on driving conditions sensed and responded to, e.g. control circuits computing target steering angles for front or rear wheels in order to control vehicle yaw movement, i.e. around a vertical axis

Definitions

  • a steering wheel that is rotated by a driver a steering shaft that rotates integrally with the steering handle, and a steering wheel and a steered wheel of a vehicle are connected to each other to rotate the steering shaft.
  • the present invention relates to a steering apparatus for a vehicle including a steering unit that steers a steered wheel of the vehicle according to a dynamic operation, and a motor that applies a predetermined torque to the turning of the steered wheel.
  • Japanese Patent Laid-Open No. 2 0 0 2-2 1 1 4 2 7 discloses an electric power steering control device that applies an appropriate reaction torque to the steering wheel in accordance with the traveling environment.
  • This electric power steering control device includes a steering angle sensor for detecting a steering angle of a steering wheel, a reaction force torque sensor for detecting a reaction torque of a steering system, and gain to a steering angle detected by a steering angle sensor.
  • a superimposed reaction force torque calculating unit that calculates the superimposed reaction force torque in the return direction of the steering wheel.
  • Japanese Patent Laid-Open No. 2 0 0 3-1 5 4 9 6 2 discloses a steering reaction force control device that controls a steering reaction force against a driver's steering.
  • the steering reaction force control device includes a steering means (for example, an electric power steering device) capable of turning a steering wheel (steering wheel), an actuator capable of applying an operating force to the operating means, a steering wheel And a skid angle detecting means for detecting a skid angle of the (steered wheel) with respect to the road surface. And, in order to add a steering reaction force to the operating means in accordance with the occurrence of the side slip angle, the steering reaction force increases in the direction in which the side slip angle of the steered wheel (steered wheel) is generated.
  • the actuator is controlled so as to increase.
  • this steering reaction force control device by controlling the side slip angle of the steered wheel, it is possible to control the actuator in consideration of a sudden decrease in self-aligning torque that occurs when the side slip angle of the wheel is large. can do.
  • a steering reaction force that increases with the side slip angle of the steered wheel is separately generated to the steering wheel. Can be added. Therefore, even when the side slip angle of the steered wheels is large, the driver can perceive an appropriate steering reaction force. Disclosure of invention
  • the driver only perceives the current steering direction of the steering wheel due to the reaction torque (steering reaction force) applied to the steering handle based on the road reaction force.
  • the reaction torque steering reaction force
  • the present invention has been made to solve the above-mentioned problems, and its purpose is to turn the vehicle.
  • it is intended to provide a rain steering device for guiding the rolling direction of the rolling ring for stabilizing the behavior of the vehicle when turning, to the M3 ⁇ 4 person .
  • the present invention is characterized by a steering handle that is rotated by a driver, a steering shaft that rotates integrally with the steering handle, the steering shaft, and a steered wheel of a vehicle.
  • a steering unit that steers the snake wheel of the vehicle according to the turning operation of the snake shaft, and an electric motor that applies a predetermined torque to the rotation of the steered wheel.
  • the turning angle of a steered wheel that maintains the rain in a straight line is set as a first reference point, and the steering wheel is turned according to the turning operation of the steering handle.
  • a steered angle detecting means for detecting a steered angle of a steered wheel, a skid angle detecting means for detecting a skid angle of a vehicle body generated when the vehicle is in a turning state, and a change in accordance with the detected skid angle of the vehicle body.
  • the side force generated in the vehicle due to the side slip angle of the vehicle body A reference point calculating means for calculating a second reference point for determining a turning angle for turning the vehicle while reducing the influence on the turning state, and the turning angle detecting means is based on the first reference point.
  • a turning angle converting means for converting the turning angle of the turning wheel detected in the step into a turning angle based on the second reference point, and a torque having a predetermined relationship with the converted angle.
  • a reaction force torque calculating means for calculating a reaction force torque acting in a direction in which the converted turning angle coincides with the second reference point; and rotating the electric motor to drive the calculated reaction force.
  • a drive control means for generating torque
  • the reference point calculating means has a second reference point (which changes according to the side slip angle of the vehicle body detected by the side slip angle detecting means with respect to the first reference point (static zero point) ( The dynamic point () can be calculated.
  • the calculated second reference point is the turning angle at which the vehicle can stably turn by reducing the lateral force that affects the turning state of the vehicle due to the side slip angle generated in the vehicle body.
  • the turning angle conversion means converts the turning angle detected by the turning angle detection means based on the first reference point into a turning angle based on the second reference point (that is,
  • the reaction force torque calculating means can calculate a reaction force torque having a predetermined relationship with the converted turning angle.
  • the reaction torque is a torque that acts in a direction in which the converted turning angle coincides with the second reference point.
  • the drive control means can drive and control the electric motor so that the calculated reaction force torque is generated.
  • the steered wheels are turned toward the second reference point.
  • the steering handle that is steered and integrally assembled with the steering shaft connected to the turning unit is turned (guided) in a direction corresponding to the second reference point.
  • the turning operation of the steering wheel to stabilize the behavior of the vehicle in the turning state The direction, that is, the rotation operation direction toward the second reference point can be determined very easily.
  • the turning operation of the steering wheel can be appropriately corrected, and the vehicle can be turned extremely easily.
  • the reference point calculating means acts on the second reference point in the direction of the turning center of the vehicle based on the frictional force between the tires mounted on the both front and rear wheels in the turning state and the road surface.
  • the coefficient calculated using the cornering power to be multiplied by the correction term taking into account the tire deformation characteristics that change nonlinearly according to the detected side slip angle of the vehicle body is multiplied by the detected side slip angle of the vehicle body.
  • the correction term is determined according to the vehicle speed detected by the working-port speed detecting means for detecting the working ⁇ speed of the vehicle.
  • the coefficient calculated using the cornering power acting in the direction of the turning center of the vehicle, and the side slip angle of the vehicle body It can be calculated by multiplying by a correction term that takes into account the deformation characteristics of the tire that change nonlinearly.
  • the correction term can be changed according to the detected speed of the vehicle!
  • the optimum second reference point can be calculated according to the turning state of the vehicle, that is, the side slip angle of the generated vehicle body, and the steered wheels and the steering wheel are guided toward the second reference point. As a result, the driver can turn the vehicle extremely easily and more stably.
  • the reference point calculation means uses the second reference point as a work [I speed generated when the vehicle is turning, and a roll indicating the size of rolling generated in the vehicle body as the vehicle turns.
  • the coefficient using the cornering power acting in the turning center direction of the vehicle calculated in consideration of the angle and the amount of load movement accompanying rolling generated in the vehicle body is multiplied by the detected side slip angle of the vehicle body. Let's calculate. According to this, cornering that well reflects the turning state of the vehicle
  • the second reference point can be calculated from the coefficient using this cornering power and the detected skid angle i3.
  • the predetermined relationship between the converted turning angle and the reaction force torque may be a relationship in which the reaction force torque increases as the absolute value of the converted turning angle increases.
  • the predetermined relationship between the converted steering angle and the reaction torque is, for example, a relationship in which the reaction torque is proportional to a change in the absolute value of the converted steering angle. There should be.
  • the vehicle In a situation where the absolute value of the converted turning angle is large, for example, in a situation where the difference between the turning angle detected based on the first reference point and the second reference point is large, the vehicle When the turning behavior is disturbed, a large reaction torque can be generated. Then, the steered wheels are steered by the large reaction torque generated, and the turning direction of the steering wheel is guided, so that the 513 ⁇ 4 can quickly and properly manipulate the ffe handle's turning operation. can do.
  • the predetermined relationship can be determined without being related to the road surface reaction force. For this reason, in order to make it easier for the driver to steer the steering wheel, in other words, to control the turning state of the vehicle, it is against the magnitude of the absolute value of the converted steering angle. Force torque can be increased. As a result, if the vehicle has a vehicle characteristic, for example, a sporty characteristic, the predetermined relationship is changed to the absolute value of the converted steering angle so that the turning operation of the steering wheel can be quickly corrected during sports driving. The reaction torque can be increased more greatly with respect to the magnitude of the value. Therefore, the user can correct the turning operation of the steering wheel quickly and appropriately.
  • a vehicle characteristic for example, a sporty characteristic
  • the reaction torque torque S increases with increasing absolute value of the converted steering angle, for example, when the difference between the first reference point and the calculated second reference point is small (ie, When the side slip angle of the vehicle body is small), the reaction torque torque S is slightly increased. When the difference is large (that is, when the vehicle side slip angle is large), the reaction torque torque is greatly increased. It can also be done. As a result, during normal driving, the side slip angle of the vehicle body is small, so by generating a small reaction force torque, the person can drive without feeling uncomfortable. On the other hand, for example, when driving at high speeds, if a large side slip angle of the vehicle unexpected by the driver occurs and the turning behavior of the vehicle is disturbed, a larger reaction torque should be generated. Therefore, the person can quickly correct the turning operation of the steering wheel.
  • the steering shaft 16 includes a steering input shaft that rotates integrally with a t & IS steering handle, and a steering output shaft that is coupled to a steering unit.
  • the self-steering input shaft and the steering output shaft are connected by, for example, a variable gear mechanism that changes the rotation amount of the steering output shaft relative to the rotation amount of the steering input shaft.
  • a variable gear mechanism that changes the rotation amount of the steering output shaft relative to the rotation amount of the steering input shaft.
  • FIG. 1 is a schematic view of a vehicle steering apparatus according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a flowchart showing a zero point changing program executed by the electronic control unit of FIG.
  • Fig. 3 is a graph showing the relationship between angle and reaction torque.
  • FIG. 4 is a schematic diagram of a vehicle steering apparatus according to a modification of the present invention.
  • FIG. 5 is a graph showing the relationship between the turning angle and the reaction force torque according to the modification of the present invention.
  • FIG. 1 schematically shows an electric power steering apparatus as a vehicle steering apparatus according to the present embodiment.
  • This electric power steering apparatus includes a steering wheel 11 that is turned by a person to steer left and right front wheels FW 1 and FW 2 as steered wheels.
  • the steering handle 11 is fixed to the upper end of the steering shaft 12, and the lower end of the steering shaft 12 is connected to the turning gear unit 20.
  • the steered gear unit 20 is, for example, a gear unit that employs a rack and pinion system, and the rotation of the pinion gear 21 that is integrally assembled to the lower end of the steering shaft 12 2 is transmitted to the rack bar 1 2 2. It is like that.
  • the turning gear unit 20 also has a torque (hereinafter referred to as this torque) that reduces the steering torque t input by the driver by turning the steering handle 11.
  • an electric motor 2 3 that generates a substantially equal torque (hereinafter referred to as a reaction torque Tz) in a direction against the steering torque t.
  • the electric motor 23 is assembled so that the generated assist torque Ta and reaction torque Tz can be transmitted to the rack par 22.
  • the steering torque t input from the steering handle 11 to the steering shaft 12 is transmitted to the rack par 2 2 via the pinion gear 21, and the assist torque Ta and the reaction force torque generated by the electric motor 23. Tz is transmitted to the rack par 2 2 2.
  • the rack bar 22 is displaced in the axial direction, and the left and right front wheels FW 1 and FW2 connected to both ends of the rack par 2 2 are steered left and right. Yes.
  • the electric control device includes a vehicle speed sensor 3 1, a steering torque sensor 3 2, a turning angle sensor 3 3, a lateral acceleration sensor 3 4, and a side slip angle sensor 3 5.
  • the vehicle speed sensor 31 detects and outputs the vehicle speed V of the vehicle.
  • the steering torque sensor 3 2 is assembled to the steering shaft 1 2 and detects and outputs the torque T input to the coaxial 1 2.
  • the torque T represents a torque value that rotates the steering shaft 12 in the left direction with respect to the forward direction of the vehicle as a positive value, and a torque value that rotates in the right direction as a negative value.
  • the steered angle sensor 33 is assembled to the steered gear gut 20 and detects the amount of displacement of the rack bar 22 in the axial direction, and the left and right front wheels FW 1, 2 corresponding to the detected displacement Outputs the steering angle ⁇ of FW 2.
  • the steering angle sensor 3 3 is a neutral position of the rack bar 2 2 where the left and right front wheels FW 1 and FW 2 are not steered and the vehicle is in a straight traveling state (hereinafter this neutral position is a static zero point).
  • the turning angle ⁇ corresponding to the static zero point is output as “0”.
  • the steering angle sensor 33 detects the displacement of the rack par 22 from the static zero point to the right in the forward direction of the vehicle, that is, the left and right front wheels FW 1 and FW 2 are turned to the left.
  • the steering angle ⁇ is output as a positive value
  • the displacement of the rack bar 22 in the left direction is detected, that is, when the left and right front wheels FW 1 and FW 2 are steered to the right, the steering angle Output ⁇ as a negative value.
  • the lateral acceleration sensor 3 4 detects and outputs the lateral acceleration G generated in the vehicle.
  • the lateral acceleration in the left direction is output as a positive value and the lateral acceleration in the right direction is output as a negative value with respect to the forward direction of the vehicle.
  • the side slip angle sensor 3 5 detects the side slip angle ⁇ generated in the vehicle body of a turning vehicle and outputs it.
  • the side slip angle (3) represents the left side slip angle with respect to the forward direction of the vehicle as a negative value, and the right side slip angle with a positive value.
  • various methods are conceivable for detecting the side slip angle of the vehicle body] 3. For example, it may be detected as shown below. That is, now, if the vehicle speed in the front-rear direction of the vehicle is the vehicle speed Vx and the vehicle speed in the left-right direction of the vehicle is the vehicle speed Vy, the side slip angle i3 of the vehicle body can be calculated and detected according to the following equation 1.
  • the vehicle speed Vx and the vehicle speed Vy may be detected using, for example, a detector using light or sound.
  • the electronic control unit 36 is a microcomputer that consists of CPU, ROM, RAM, and so on.
  • the main component is a uter, and the drive of the electric motor 23 of the steered gear unit 20 is controlled by executing a program using detection values of the sensors 31 to 35. Therefore, a drive circuit 37 for driving the electric motor 23 is connected to the output side of the electronic control unit 36.
  • a current detector 37a for detecting a drive current flowing through the electric motor 23 is provided in the drive circuit 37. The drive current detected by the current detector 37 a is fed back to the electronic control unit 36 in order to control the drive of the electric motor 23.
  • the electronic control unit 36 executes the reaction torque control program shown in FIG. Repeat every hour.
  • the electronic control mute 36 starts execution of the reaction force torque control program at step S 10, and at step S 11, the vehicle speed sensor 3 1, the turning angle sensor 3 3, the lateral acceleration
  • the vehicle speed sensor 3 1, the turning angle sensor 3 3, the lateral acceleration Each detection value detected by the sensor 3 4 and the side slip angle sensor 3 5, specifically, the vehicle speed V, the turning angle ⁇ , the side acceleration G, and the side slip angle of the vehicle body are input.
  • the electric control unit 36 receives the respective detection values from the sensors 3 1, 3 3, 3 4, 3 5, the process proceeds to step S 1 2.
  • step S 12 the electronic control unit 36 determines that the absolute value of the side slip angle of the vehicle body input in step S 11 is larger than the preset small positive side slip angle of the vehicle body. Determine whether or not.
  • the side slip angle 0 of the vehicle body is a value for determining whether or not the turning behavior of the vehicle deteriorates due to the side slip angle j8 generated in the vehicle body.
  • the electronic control unit 36 must correct the vehicle turning behavior deteriorated by the generated vehicle side slip angle] 3 if the vehicle side slip angle 13 is larger than the predetermined vehicle body side slip angle] 3o. Therefore, it is determined as “Y es” and the process proceeds to step S 1 3.
  • the electronic control mute 36 is inputted by the steering handle 11 first turning operation according to the torque ⁇ (that is, the steering torque t) detected by the steering torque sensor 32.
  • An assist torque Ta having a predetermined magnitude is generated in the electric motor 2 3 in the same direction as the steering torque t.
  • the assist torque Ta is set such that, for example, the magnitude of the assist torque Ta increases as the detected vehicle speed V decreases, and decreases as the detected vehicle speed V increases.
  • the assist torque Ta generated by the ⁇ 3 ⁇ 4 motor 23 is transmitted to the rack bar 2 2.
  • the rack bar 22 is given the assist torque Ta generated by the electric motor 23 with respect to the steering torque t inputted by the user, and is necessary for turning the left and right front wheels FW 1 and FW2.
  • Steering torque t is greatly reduced. Therefore, the person can turn the left and right front wheels FW 1 and FW 2 very easily by turning the steering wheel 11.
  • the electronic control unit 36 again starts executing the reaction force torque control program in step S 10.
  • step S 1 3 the electronic control unit 36 takes into account the effect of the side slip angle ⁇ generated in the vehicle body on the static zero point as the first reference point described above.
  • the dynamic zero point ⁇ ⁇ is calculated as the second reference point for stabilizing the turning behavior.
  • the calculation of the dynamic closing point ⁇ 0 will be described in detail.
  • the left and right front wheels FW 1, FW2 force Explaining the effect of the side slip angle i3 on the turning behavior of the vehicle when steered to the turning angle Sc, for example, based on the static zero point To do.
  • the left and right front wheels FW 1 and FW 2 are rotated by the 31 3rd steering wheel 11 and the rack par 2 2 of the turning gear gut 20 is displaced in the axial direction. steered to c The Accordingly, the vehicle shifts from the straight traveling state to the turning state or maintains the turning state.
  • the centrifugal force generated along with the turning and the centripetal force generated in the center direction of the turning act on the vehicle in the turning state.
  • the centripetal force acting on the vehicle in the turning state is a lateral force (hereinafter referred to as this force) acting between the front and rear wheels of the vehicle (more specifically, tires attached to the front and rear wheels) and the road surface. Lateral force is given by the cornering force. More specifically, the vehicle travels on a predetermined turning circle determined on the basis of the turning angle S c of the left and right front wheels FW 1 and FW 2 (hereinafter, this traveling direction is referred to as a traveling direction). Slips in the direction of travel. As the tires skid, the vehicle gains centripetal force and travels on a turning circle.
  • the vehicle body in a turning state has a vehicle body side slip angle] 3 represented by an angle difference between the traveling direction and the vehicle front-rear direction.
  • the front and rear wheels are integrally assembled with the vehicle body, so that the vehicle body has a side slip angle ⁇ ! /.
  • the tires of the front and rear wheels are in the direction of the inertial force acting on the vehicle. It tries to be displaced relative to.
  • centripetal force of the vehicle that is steered by turning to the left and right front wheels FW 1, FW2; ⁇ Sc is the cornering force generated in the front and rear wheels, more specifically, the cornering force per unit side slip angle; It can be calculated according to Equation 2 below using a certain cornering power.
  • Equation 2 is the mass of the vehicle.
  • ⁇ is the acceleration acting in the direction of the center of the turn (hereinafter, this acceleration is referred to as centripetal acceleration), and can be expressed as Equation 3 below.
  • . a V 2- (l / R)... Equation 3
  • R represents the turning of the vehicle determined based on the turning angle Sc
  • 1ZR represents the curvature of the turning circle (so-called turning curvature).
  • L in the formula 4 is a predetermined value that represents the wheel base of the vehicle
  • A is a predetermined value that represents the behavioral stability of the vehicle.
  • centripetal acceleration ⁇ can be expressed by the following equation 6 by substituting the equation 5 into the equation 3.
  • Kf represents the cornering power generated at the left and right front wheels FW 1 and FW 2
  • Kr represents the cornering power generated at the rear wheel.
  • the side slip angle of the vehicle body] 3 has a positive value because the steering angle Sc is positive, that is, it is generated in the right direction if the vehicle is turning leftward. If Sc is negative, that is, if the vehicle is turning to the right, it will be generated in the left direction, so it has a negative value.
  • ⁇ is an extremely small force generated in association with, for example, a yorate generated when the vehicle turns, and can be ignored. Therefore, the centripetal force of the vehicle in the turning state can be expressed as shown in the following formula 7, instead of the formula 2.
  • the centripetal force ⁇ ⁇ ⁇ generated in the vehicle is a lateral force proportional to the turning angle 3 c of the left and right front wheels FW 1 and FW 2 (hereinafter, this lateral force is referred to as a turning lateral force) It is calculated by adding the lateral force proportional to the side slip angle of the vehicle] 3 (hereinafter, this lateral force is called the sliding lateral force).
  • the sliding lateral force is a lateral force that is inevitably generated in a situation in which a side slip angle (3) occurs in the vehicle body, as is clear from the equation (7). It is a lateral force that is difficult to control directly by rotating 1.
  • the electronic control unit 36 eliminates the influence of the slip lateral force (more specifically, the side slip angle of the vehicle body / 3) that is inevitably generated in the vehicle in the turning state in step S13. Calculate the dynamic zero point ⁇ 0 to stabilize the turning behavior of the vehicle.
  • the centripetal force ⁇ ⁇ or The sliding lateral force is summed (added) and calculated.
  • the lateral force required to turn the vehicle due to the turning operation of the steering handle 11 is the steering lateral force
  • the sliding lateral force is an unnecessary lateral force. Therefore, if the turning angle for turning the vehicle by the turning expected by the turning operation of the steering handle 11 is the target turning angle S d, the turning caused by the turning angle S d
  • the lateral force can be expressed by the following formula 8 obtained by subtracting the sliding lateral force from both sides of the formula 7.
  • the target turning angle S d can be expressed by the following formula 9 obtained by transforming the formula 8.
  • Equation 9 is transformed using Equation 6
  • Equation 10 below is established.
  • the first term on the right side of the equation 10 is a term resulting from the turning angle S c input by the turning operation of the steering wheel 11 by the driver.
  • the equation 10 can be expressed as the following equation 11.
  • the target turning angle ⁇ d is determined by the turning operation of the steering handle 11 by the driver. Therefore, it is determined by subtracting the term proportional to the input turning angle ⁇ cl from the side slip angle of the vehicle body) 3. For this reason, when the driver performs the above-described correction steering, the driver turns the steering handle 11 so that the target angle ⁇ d determined according to Equation 9 is obtained.
  • the neutral position (static zero point) of the rack bar 22 is changed to the direction in which the skid angle j8 is generated (more specifically, the current steering wheel 1.1 ⁇ 1 reversing direction). (1 + ⁇ £) ⁇ ] 3, and the position of the moved rack bar 22 (hereinafter referred to as “change neutral position”) is determined as a dynamic zero point ⁇ , and this change neutral position (dynamic This is equivalent to turning the left and right front wheels FW1, FW2 with reference to the zero point ( ⁇ ). For this reason, the dynamic zero point So can be expressed as shown in Equation 12 below.
  • ⁇ in Equation 12 is a correction amount for treating the tire deformation characteristics of the left and right front wheels FW1 and FW2 that change nonlinearly with the occurrence of the side slip angle; 3 of the vehicle body as linear.
  • this correction amount N is calculated as a function of the detected velocity G, for example, as shown in Equation 13 below.
  • N (a + bG 2 ) / (c + dG 2 )... Formula 13
  • Equation 13 the values of a, b, c, and d in Equation 13 are constants determined according to * 3 ⁇ 4 and the tire.
  • the correction amount N is not limited to the value calculated according to the equation 13, but may be set in advance according to the characteristics of the vehicle or may be changed appropriately by the driver. Then, the electronic control unit 36 calculates the dynamic zero point ⁇ according to the equations 12 and 13 using the speed G and the side slip angle; 3 input in step S 11.
  • the electronic control unit 36 performs the steps S 14 and S 15 to obtain the dynamic zero point ⁇ calculated for the left and right front wheels FW1 and FW2.
  • the reaction force torque ⁇ for guiding the turning operation direction of the steering handle 11 of the driver is calculated.
  • the calculation of the reaction force torque ⁇ will be described in detail.
  • the dynamic zero point ⁇ is a reference point for the turning angle of the left and right front wheels FW1 and FW 2 that eliminates the effect of the side slip angle and stabilizes the turning behavior of the vehicle in the turning state.
  • the side slip angle of the vehicle body] 3 occurs in the right direction, that is, as a positive value, so the dynamic zero point So is expressed by Equation 12 above. Therefore, it becomes a negative value.
  • the side slip angle of the frame is generated in the left direction, that is, as a negative value. Therefore, the dynamic zero point ⁇ becomes a positive value according to the equation 12. Therefore, when the left and right front wheels FW1 and FW2 are steered according to the positive and negative of the calculated dynamic zero point ⁇ , the left and right front wheels FW1 and FW2 steer to the right if the dynamic zero point ⁇ is negative. If the value is positive, the left and right front wheels FW1, FW 2 are steered left (turned back).
  • the electronic control unit 36 turns (turns back) the left and right front wheels FW1, FW2 steered by the turning operation of the steering handle 11 by the driver based on the calculated dynamic zero point ⁇ .
  • Torque that is, a reaction force torque ⁇ for guiding the steering needle 11 in the direction of the dynamic zero point ⁇ against the steering torque t input by the person is calculated.
  • the electronic control unit 36 In calculating the reaction torque ⁇ , the electronic control unit 36 first determines in step S 14 the turning angles ⁇ 1 of the left and right front wheels FW 1 and FW2 with respect to the dynamic zero point ⁇ 0. Calculate a according to Equation 14 below.
  • ⁇ in the formula 14 is a turning angle detected by the turning angle sensor 33, that is, a turning angle detected with reference to a static zero point.
  • the turning angle ⁇ a calculated according to the equation 14 is equal to that detected by changing the detection reference point of the turning angle ⁇ from the static zero point to the dynamic zero point So. .
  • the turning angle ⁇ & is the result of converting the turning angle 5 detected by the turning angle sensor 33 with the static zero point as the reference point into the turning angle with the dynamic zero point ⁇ as the reference point. It becomes.
  • the electronic control unit In step S15, the reaction torque Tz corresponding to the calculated (converted) turning angle 5a is calculated in step S15.
  • the reaction torque Tz is set to 0 J at the dynamic zero point ⁇ ⁇ , and the turning angle ⁇ a in the left-right direction increases, in other words, It has a change characteristic that increases in proportion to the absolute value of the steering angle ⁇ a, specifically, when the absolute value of the steering angle ⁇ a is large, that is, the detected steering angle ⁇ and the dynamic value
  • a large reaction torque torque Tz is calculated, and when the absolute value of the turning angle S a is small, that is, the detected turning angle ⁇
  • the absolute value of the difference between the dynamic z-point ⁇ 0 is small and ⁇ is small and the reaction torque Tz is calculated as follows:
  • the reaction torque Tz is calculated from the left and right front wheels FW 1 and FW 2 Can be steered (that is, the rack bar 22 can be displaced in the axial direction).
  • the maximum reaction force torque Tz is set near the maximum steered angle.
  • the change characteristic of the reaction torque Tz in this embodiment, the change characteristic that is proportional to the absolute value of the turning angle S a and has a constant value near the maximum turning angle of 16 turns is adopted.
  • the maximum reaction force torque Tz is obtained at the maximum turning angle, and the change characteristic increases uniformly with respect to the turning angle ⁇ a (for example, upwardly convex)
  • a function curve such as
  • reaction torque Tz applied to the steering handle 11 will be described.
  • a sum of reaction torques of viscous torque, inertia torque and self-lining torque (hereinafter simply referred to as SAT) existing in a steering system, and steering torque t input by a driver and The steering torque sum of the assist torque Ta becomes equal.
  • the electric motor generates the assist torque Ta according to the magnitude of the SAT that changes as the steering handle 11 is rotated so that the steering torque t input by the driver does not increase. To do.
  • the viscous torque existing in the steering system is, for example, the torque generated in accordance with the flow resistance of the oil filled in the steered gear unit 20, and the inertia torque is, for example, the inertia of the steering wheel. Torque generated with efficiency.
  • the electronic control unit 3 6 controls the electric motor 2 3 to control the reaction torque Tz.
  • the reaction torque sum existing in the steering system is viscous torque, inertia torque, S AT and reaction torque Tz. That is, with the turning operation of the steering handle 11 Therefore, as shown by the alternate long and short dash line in Fig.
  • the side slip angle ⁇ of the vehicle body is inevitably acting as the road surface reaction force and the reaction force torque ⁇ acting around the dynamic zero point ⁇ ⁇ . However, since they overlap each other, the reaction torque sum increases. Therefore, the electronic control unit 36 controls the electric motor 23 to control the magnitude of the assist torque Ta so that the steering torque t does not become large.
  • the assist torque Ta is adjusted to be equal to the sum of the viscosity torque and the inertia torque plus SAT ⁇ , the viscosity torque and the inertia torque.
  • the assist torque Ta can be adjusted to be equal to the sum of SAT and reaction torque Tz.
  • the reaction torque Tz and the steering torque t must be equal.
  • the steering wheel 1 1 is guided based on the dynamic zero point ⁇ 0 by the reaction torque Tz transmitted to the steering wheel 1 1 via the rack par 2 2, the pinion gear 2 1 and the steering shaft 1 2. can do.
  • the electronic control unit 36 controls the drive of the electric motor 23 so that the viscous torque is equal to the reaction torque Tz. That is, the assist torque Ta is adjusted and the steering handle 11 is returned to the dynamic zero point ⁇ 0.
  • the electronic control unit 36 adjusts the assist torque Ta so that it is equal to the sum of the viscous torque, inertial torque, S AT and reaction torque Tz, the S AT and reaction torque Tz and the steering torque t is equal.
  • the steering handle 1 1 is guided in the side slip angle / 3 direction of the vehicle body by the SAT transmitted to the steering handle 11 through the rack bar 2 2, the pioneer gear 2 1 and the steering shaft 1 2.
  • the steering wheel 11 is guided in the direction of the dynamic zero point So by the reaction torque Tz transmitted in the same manner.
  • the steering torque t changes discontinuously with the turning operation of the steering handle 11.
  • the sum of SAT and reaction torque Tz is equal to steering torque t, it is opposite to the rotation position of steering wheel 11 at which SAT is “0” (the rotation position equal to side slip angle J3).
  • the steering torque t becomes smaller (so-called torque valley is generated). ).
  • the magnitude of the reaction torque Tz is set to be sufficiently larger than the magnitude of the SAT, the influence of the torque valley due to the SAT can be reduced.
  • the steering torque t slightly changes at the turning position of the steering wheel 11 1 that becomes S AT ⁇ S “0 J”.
  • the driver is based on the change in the steering torque t. It can be easily perceived that the steering direction of the left and right front wheels FW 1 and FW 2 coincides with the traveling direction of the vehicle.
  • the electronic control unit 36 refers to the electric motor 2 3 by referring to the characteristic table of the reaction force torque Tz shown in FIG. 3 using the turning angle ⁇ a calculated based on the formula 14 above. Calculate the reaction torque Tz to be generated.
  • the electronic control unit 36 proceeds to step S 16.
  • step S 16 the electronic control unit 36 controls the drive of the ⁇ motor 23 of the steered gear unit 20 in order to generate the reaction torque Tz calculated in step S 13.
  • the electronic control mute 36 detects the detected torque acting on the steering shaft 1 2 (that is, the rack bar 2 2) from the steering torque sensor 3 2. Enter T. Then, the electronic control unit 36 performs feedback control of the rotation of the electric motor 23 so that the detected torque T becomes the calculated reaction force torque Tz. The electronic control unit 36 also inputs a drive current flowing from the drive circuit 37 to the electric motor 23, and feeds the drive circuit 37 so that a drive current having a magnitude corresponding to the reaction torque Tz flows appropriately. Dopack control.
  • step S 17 the electronic control unit 36 finishes executing the reaction torque control program, and when the predetermined short time has elapsed, the electronic control unit 36 again Open the execution of Gram.
  • the electronic control unit 36 is configured such that in step S13, the side slip angle with respect to the static zero point as the first reference point is A dynamic zero point ⁇ ⁇ as a second reference point that changes in accordance with the side slip angle ⁇ of the vehicle body detected by the sensor 35 can be calculated according to the above equation 12.
  • the electronic control unit 3 6 dynamically calculates the turning angle 6 detected by the turning angle sensor 33 in reference to the static zero point in the step S 14 according to the equation 14 above. It is possible to convert to a turning angle 6 a when the reference point ⁇ 0 is used as a reference.
  • the electronic control unit 36 can calculate the reaction force torque Tz having a predetermined relationship with the converted turning angle ⁇ a in the step S 15.
  • the electronic control unit 36 can drive and control the electric motor 23 through the drive circuit 7 so that the calculated reaction force torque Tz is generated.
  • the steering handle 1 1 integrally assembled with the steering shaft 12 connected to the steered gear unit 20 can change the dynamic zero point ⁇ 0. It is rotated (guided) by the reaction force based on the standard.
  • the reaction force torque Tz that can be perceived by the driver can be generated and the generated reaction force torque can be generated.
  • the driver can guide the direction in which the driver should turn the steering wheel 11 by Tz.
  • the steering wheel 11 1 can be rotated to stabilize the behavior of the vehicle in a turning state.
  • the direction that is, the rotational operation direction toward the dynamic zero point ⁇ ⁇ can be determined very easily.
  • the turning operation of the steering handle 11 can be appropriately corrected, and the vehicle can be turned extremely easily.
  • the cornering powers Kf and Kr acting in the direction of the turning center of the vehicle are used for the side slip angle i3 of the vehicle body. It is calculated by multiplying the calculated coefficient by the correction term N that takes into account the tire deformation characteristics that change nonlinearly according to the side slip angle j3 of the vehicle body as expressed by Equation 13 above. it can.
  • the correction term N is expressed as a function of the working speed G.
  • the dynamic zero point ⁇ ⁇ that is optimal in accordance with the turning state of the vehicle, that is, the side slip angle ⁇ of the generated vehicle
  • the steering wheel is guided by 1 1 force s, so that the person can turn the vehicle very easily with a force and more stably. It comes out.
  • reaction force torque Tz can be generated. Since the generated reaction force torque ⁇ can guide the turning direction of the steering handle 11, the jg3 ⁇ 4 can quickly and appropriately correct the turning operation of the steering handle.
  • the magnitude of the reaction torque Tz can be set freely, so that, for example, the driver can steer the steering wheel 1 1, in other words, it is easy to control the turning state of both vehicles.
  • the reaction force torque Tz can be increased with respect to the absolute value of the turning angle ⁇ a.
  • the characteristics of the vehicle for example, a sporty vehicle, can be adjusted against the magnitude of the absolute value of the turning angle 6a so that the turning operation of the steering wheel 11 can be quickly corrected during sports driving.
  • the force torque Tz can be increased more greatly.
  • the cornering power Kf of the front wheel can be reduced as shown in the above expression 12.
  • the correction amount ⁇ is used to calculate the cornering powers Ef and Kr of the front and rear wheels, in other words, changes in the deformation characteristics of the tire, in other words, the turning of the vehicle. Therefore, the correction amount N can be omitted by calculating the cornering powers Kf and Kr of the front and rear wheels that change according to the turning state of the vehicle.
  • the steering handle 11 is rotated by the driver.
  • the left and right front wheels FW 1 and FW 2 forces are steered to the turning angle Sc, for example, and the vehicle shifts from the straight traveling state to the turning state or maintains the turning state.
  • the centripetal force and the centrifugal force expressed by the itilB formula act on the vehicle in the turning state.
  • the front and rear wheel side (so-called unsprung) and the vehicle body side (so-called unsprung) are coupled by a suspension device so as to be relatively displaceable in the vertical direction.
  • the inertial force centrifugal force
  • the vehicle body tilts in the direction in which the inertial force acts, in other words, the vehicle body rolls. appear.
  • the load on one of the left and right wheels increases and the load on the other decreases. . Therefore, when the vehicle is in a turning state, the cornering parts Kf and Kr must be calculated in consideration of the load movement caused by the generated rolling.
  • the cornering powers Kf and Er of the front and rear wheels in a vehicle turning at a working D speed G are calculated according to the following formulas 15 and 16.
  • Kf Kfo + ⁇ -((Nf- ⁇ + mf-hf-G) / Tr) 2 ...
  • Efo in Equation 15 and Kro in Equation 16 represent the cornering powers of the front and rear wheels with respect to the front and rear wheel loads (hereinafter referred to as stationary loads) when the vehicle is stationary.
  • Nf and Nr in the above formulas 15 and 16 represent roll stiffness values on the front wheel side and the rear wheel side, respectively
  • mf and mr represent vehicle body masses on the front wheel side and the rear wheel side, respectively
  • hf and hr represent the distance (height) between the road surface and the roll center on the front wheel side and the rear wheel side, respectively.
  • ⁇ in the above formulas 15 and 16 represents the load dependency coefficient of the cornering power
  • ⁇ represents the corner angle of the vehicle body
  • Tr represents the tread width of the front and rear wheels.
  • m in the formula 17 represents the sprung mass
  • 1 ⁇ 2 represents the distance between the center of gravity of the vehicle and the roll center.
  • the lateral load movement amount of the front and rear wheels can be calculated as the sum of the load movement depending on the rhozo ⁇ and the load movement due to the lateral force applied to the roll center. Because of this, before stationary If the rear wheel loads are Fo and BJO, the front and rear wheel loads Ff and Fr after the load movement can be expressed by the following formulas 18 and 19, respectively.
  • cornering powers Kf and Kr when the loads Ff and Fr act on the front and rear wheels can be expressed by the following formulas 20 and 21.
  • nCp in the above formulas 2 0 and 2 1 is a cornering power coefficient obtained by dividing the cornering power f, Kr by a momentary load, and represents the normalized cornering power coefficient at the reference load.
  • Fzo in the above formulas 20 and 21 represents a predetermined reference load.
  • the steering handle 11 and the steered gear gut 20 are connected by the steering shaft 12, and the dynamic z
  • the displacement in the direction of the mouth point ⁇ 0 was directly transmitted to the steering handle 11.
  • the steering handle 1 1 is guided to the turning operation direction force S corresponding to the dynamic zero point S 0, and the driver steers the left and right front wheels FW 1 and FW 2 that stabilize the turning behavior of the vehicle.
  • the direction can be perceived very easily.
  • variable gear mechanism 40 that can relatively displace the displacement of the steering handle 11 in the rotational direction and the displacement of the rack bar 2 2 in the axial direction. It can also be implemented. Since the structure and operation of the variable gear mechanism 40 are well known, detailed description thereof will be omitted.
  • the steering shaft 12 of the above embodiment is configured such that the steering input shaft 1 2 a and the steering gear unit 2 that can rotate integrally with the steering handle 11.
  • the steering output shaft connected to 0 is composed of 1 2 b.
  • the steering input shaft 12a and the steered output shaft 12b are in contact with each other.
  • This variable gear mechanism 40 includes an electric motor 4 1 and a speed reducer 4 2, and the rotation amount of the steering input shaft 1 2 a and the rotation of the steered output shaft 1 2 b connected to the speed reducer 4 2 The amount is relatively changed as appropriate.
  • the electric motor 41 has a motor housing that is integrally connected to the steering input shaft 12a, and rotates integrally in accordance with the turning operation of the steering wheel 11 by the driver. Further, the drive shaft 4 1 a of the electric motor 4 1 is connected to the speed reducer 4 2 so that the rotational force of the electric motor 4 1 is transmitted to the speed reducer 4 2 through the drive shaft 4 1 a. It is.
  • the speed reducer 4 2 is configured by a predetermined gear mechanism (for example, a planetary gear mechanism or the like), and the turning output shaft 1 2 b is connected to the gear mechanism.
  • variable gear ratio actuator 40 can rotate the steering input shaft 1 2 a and the steering output shaft 1 2 b through the drive shaft 4 1 a of the electric motor 4 1 and the speed reducer 4 2.
  • the ratio of the rotation amount of the steering input shaft 12 2 a and the rotation amount of the steered output shaft 13 can be appropriately changed.
  • the reaction torque Tz is proportional to the change in the absolute value of the turning angle ⁇ a.
  • the reaction torque Tz stepwise according to the absolute value of the steering angle ⁇ a.
  • the generated side slip angle of the vehicle body] 3 is small, so by applying a small reaction force torque Tz to the steering wheel 1 1, the driver can drive without feeling uncomfortable. Can do.
  • the small reaction force torque Tz applied in this way is, for example, the difference between the steering torque t input by the driver via the steering handle 11 and the assist torque Ta applied by the «ft motor 2 3 (t 1 Ta) can be determined.
  • the 513 ⁇ 4 person can drive the vehicle without feeling uncomfortable with the reaction force torque Tz applied during normal traveling.
  • a driver's expectation, a large body skidding angle; 3 occurs, and the turning behavior of the vehicle is disturbed. Since it can be assigned to 1, the person can quickly correct the turning operation of the steering handle 1 1.
  • the side slip angle J3 of the vehicle body is detected by calculating the vehicle speed Vx and the vehicle speed Vy detected by the side slip angle sensor 3 5 force detector.
  • an acceleration sensor for detecting ⁇ 3 ⁇ 4 ⁇ speed ⁇ (corresponding to centripetal acceleration ⁇ ) generated in the vehicle rate sensor ⁇ rate sensor mounted in advance in the vehicle 3 ⁇ 4 ⁇ is detected by these sensors
  • the value can also be used to detect the side slip angle J3 of the vehicle body.
  • the side slip angle i3 of the vehicle body is calculated and detected according to the following formula 22:
  • V in the formula 2 2 is the vehicle speed V detected by the vehicle speed sensor 3 1.
  • the rack and pinion type is adopted for the steered gear unit 30 in the embodiment and the modified example, for example, a pole screw mechanism may be adopted.
  • the electric motor 23 was assembled to the steered gear unit 20 so that the driving force of the motor 23 was transmitted to the rack bar 22.
  • the driving force of the electric motor 2 3 It is also possible to configure and implement such that the transmission is 1 ”.

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Abstract

電子制御ユニットは、ステップS11にて、車体の横滑り角βを入力する。次に、ステップS13にて、車体の横滑り角βに起因して車両に発生する横力を低減するための動的なゼロ点δoを、車体の横滑り角βを用いて計算する。次に、ステップS14にて、転舵角センサにより検出した転舵角δと動的なゼロ点δoとの差分で表される転舵角δaを計算する。次に、ステップS15にて、転舵角δaと所定の関係にある反力トルクTzを計算する。そして、ステップS16にて、計算した反力トルクTzが発生するように電動モータを駆動制御する。これにより、運転者に対して、適正な操舵ハンドルの回動方向を案内する。

Description

明 細 書
車両の操舵装置 技 術 分 野
本発明は、 運転者によって回動操作される操舵ヽンドルと、 同操舵ハンドルと一体的に 回動する操舵軸と、 同操舵軸と車両の転舵輪とを互いに連結して前記操舵軸の回動操作に 応じて前記車両の転舵輪を転舵する転舵ュニッ卜と、 前記転舵輪の転«作に対して所定 のトルクを付与する モータとを備えた車両の操舵装置に関する。 背 景 技 術
近年、 車両の走行環境、 特に、 路面反力が小さい雪路ゃ水路などを走行する場合であつ ても、 常に適切な手応えを操舵 ンドルに付与することが可能な車両の操舵装置の開発は 、 盛んに行われている。 そして、 例えば、 特開 2 0 0 2— 2 1 1 4 2 7号公報には、 走行 環境に応じて操舵ハンドルに適切な反力トルクを与える電動式パワーステアリング制御装 置が示されている。 この電動式パワーステアリング制御装置は、 操舵ハンドルの操舵角を 検出する操舵角センサと、 操舵系の反力トルクを検出する反力トルクセンサと、 操舵角セ ンサにより検出された操舵角にゲインを乗じて操舵ハンドルの戻し方向の重畳反力トルク を演算する重畳反力トルク演算部とを備えている。 そして、 操舵系の反力トルクが大きい 時には、 重畳反力トルクを低減させ、 操舵系の反力トルクが小さい時には、 重畳反力トル クを増大するように前記ゲインを制御するようになっている。
しかしながら、 上記従来の電動式パワーステアリング制御装置においては、 S¾者が適 切な操舵をした場合に、 小さな反力トルクに基づいて、 操舵ハンドルに適切な手応えすな わち重畳反力トルクを付与するものである。 このため、 例えば、 路面からの反力が小さい 走行環境にぉレ、て、 運転者が無理な操舵や不用意に舵を切りすぎる操舵をした場合には、 転舵輪の横滑り角が大きくなつて同輪のセルファライニングトルクが急減するために、 路 面からの小さな反力トルク自体が得られなくなる可能性がある。 このように、 小さな反力 トルクが得られない状況では、 適切な重畳反力トルクを形成することが難しくなり、 この 結果、 運転中に操舵ハンドルからの手応えが得られず、 運転者は、 思うように車両を運転 できない場合がある。 この問題に対して、 例えば、 特開 2 0 0 3— 1 5 4 9 6 2号公報には、 運転者の操舵に 抗する操舵反力を制御する操舵反力制御装置が示されてレ、る。 この操舵反力制御装置は、 操蛇輪 （転舵輪） を転向可能な操 1¾手段 （例えば、 電動パワーステアリング装置） と、 こ の操作手段に対して操作力を付加可能なァクチユエータと、 操舵輪 （転舵輪） の路面に対 する横滑り角を検出する横滑り角検出手段とを備えている。 そして、 横滑り角の発生に伴 い操作手段に操舵反力を付加すべく、 操舵輪 （転舵輪） の横滑り角の発生している方向に 、 力つ、 横滑り角が大きくなるに従って操舵反力が大きくなるように、 ァクチユエータを 制御するようになっている。
この操舵反力制御装置によれば、 転舵輪の横滑り角を検出することにより、 同輪の横滑 り角が大きいときに発生するセルファライニングトルクの急減を 慮して、 ァクチユエ一 タの を制御することができる。 これにより、 セルファライユングトルクが急減して操 舵ハンドルの回動操作に対する手応えが小さくなる走行環境であっても、 転舵輪の横滑り 角とともに増加する操舵反力を別途宪生させて操舵ハンドルに付加することができる。 し たがって、 転舵輪の横滑り角が大きい場合であっても、 運転者は、 適切な操舵反力を知覚 することができる。 発 明 の 開 示
ところで、 路面からの反力が小さい雪路ゃ氷路を走行する # ^には、 現在の転舵輪の向 き （転舵方向） を知ることに加えて、 車両の旋回挙動を安定ィ匕させる転舵方向を知ること が重要となる。 この点に関し、 上記した各装置によれば、 転舵輪の横滑り角が許容範囲內 であれば、 路面からの反力トルク （操舵反力） を適切に得ることができる。 この結果、 滑 りやすい路面であっても、 適切な操舵をしている限り、 運転者は、 操舵ノヽンドルに付与さ れる反力トルク （操舵反力） に基づいて現在の転舵輪の向きを知ることができて、 車两を 運転することができる。 しかし、 これらのいずれの装置でも、 路面反力に基づいて操舵ハ ンドルに付与される反力トルク （操舵反力） によって、 運転者は、 現在の転舵輸の転舵方 向を知覚するのみであって、 車両の旋回挙動を安定ィ匕させるための転舵輪の転舵方向を知 覚することができない。 特に、 車両の運転を熟知していない 者においては、 旋回挙動 を安定させる転舵輪の転舵方向を確実に知覚できることが重要である。
本発明は、 上記課題を解決するためになされたものであり、 その目的は、 車両の旋回状 態にて作用する車体の横滑り角を考慮して、 車両の旋回時における挙動を安定させるため の転蛇輪の転蛇方向を M¾者に案内する車雨の操蛇装置を提供することにある。
上記目的を達成するために、 本発明の特徴は、 運転者によって回動操作される操舵ハン ドルと、 同操舵ハンドルと一体的に回動する操舵軸と、 同操舵軸と車両の転舵輪とを互 ヽ に連結して前記操蛇軸の回動操作に応じて前記車両の転蛇輪を転舵する転舵ュニットと、 前記転舵輪の転»作に対して所定のトルクを付与する電動モータとを婦えた車両の操舵 装置において、 車雨を直進状態に維持する転舵輪の転舵角を第 1の基準点として、 前記操 舵ハンドルの回動操作に応じて転舵する廳己転舵輪の転舵角を検出する転舵角検出手段と 、 車両が旋回状態にあるときに発生する車体の横滑り角を検出する横滑り角検出手段と、 前記検出した車体の横滑り角に応じて変化し、 同車体の横滑り角〖こ起因して車両に発生す る横力の前記車両の旋回状態に対する影響を低減して車両を旋回させる転舵角を決定する ための第 2の基準点を計算する基準点計算手段と、 前記転舵角検出手段が前記第 1の基準 点に基づレ、て検出した前記転舵輪の転舵角を、 前記第 2の基準点に基づく転舵角に変換す る転舵角変換手段と、 前記変換した 角と所定の関係にあるトルクであって、 同変換し た転舵角を前記第 2の基準点に一致させる方向に作用する反力トルクを計算する反力トル ク計算手段と、 前記電動モータを回転駆動させて、 前記計算した反力トルクを発生させる 駆動制御手段とを備えたことにある。
これによれば、 基準点計算手段は、 第 1の基準点 （静的なゼロ点） に対して、 横滑り角 検出手段により検出された車体の横滑り角に応じて変化する第 2の基準点 (動的なゼ口点 ) を計算することができる。 ここで、 この計算される第 2の基準点は、 車体に発生した横 滑り角に起因して車両の旋回状態に影響を及ぼす横力を低減し、 車両が安定して旋回でき る転舵角を決定するための基準点である。 そして、 転舵角変換手段は、 転舵角検出手段に より第 1の基準点に基づレ、て検出された転舵角を第 2の基準点に基づく転舵角に変換 （す なわち、 転舵角を検出する基準点を変更） することができ、 反力トルク計算手段は、 この 変換された転舵角と所定の関係にある反力トルクを計算することができる。 ここで、 この 反力トルクは、 変換した転舵角を第 2の基準点に一致させる方向に作用するトルクである 。 そして、 駆動制御手段は、 計算した反力トルクが発生するように電動モータを駆動制御 することができる。
このように、 反力トルクを発生させることによって、 転舵輪は第 2の基準点に向けて転 舵されるとともに、 転舵ュニットに連結された操舵軸に一体的に組み付けられた操舵ハン ドルは第 2の基準点に対応する方向に向けて回動 （案内） される。 これにより、 例えば、 路面反力が小さい雪路ゃ氷路などを走行する であっても、 者が確実に知覚可能な 反力トルクを発生させることができるとともに、 同発生した反力トルクによって運転者が 操舵ハンドルを回動操作すべき方向を案内することができる。 したがって、 特に、 車両の 運転を熟知していない ¾fe者が、 雪路ゃ氷路を走行する ¾^であっても、 旋回状態にある 車両の挙動を安定させるための操舵ノヽンドルの回動操作方向、 すなわち、 第 2の基準点に 向けた回動操作方向を極めて容易に判断することができる。 これにより、 車両の旋回時に おける挙動を安定させるために、 操舵ノヽンドルの回動操作を適切に修正することができ、 車両を極めて容易に旋回走行させることができる。
また、 前記基準点計算手段は、 前記第 2の基準点を、 旋回状態にある ΐ両の前後輪に装 着されたタイヤと路面との間における摩擦力に基づいて車両の旋回中心方向に作用するコ ーナリングパワーを用いて計算した係数と、 前記検出した車体の横滑り角に応じて非線形 に変化する前記タイャの変形特性を考慮した補正項とを前記検出した車体の横滑り角に対 して乗算して計算するとよい。 ここで、 前記補正項は、 例えば、 車両の働 α速度を検出す る働口速度検出手段により検出された車両の 速度に応じて決定されるとよレ、。
これらによれば、 この第 2の基準点の計算においては、 車体の横滑り角に対して、 車両 の旋回中心方向に作用するコーナリングパワーを用いて計算される係数と、 車体の横滑り 角に応じて非線形に変化するタイャの変形特性を考慮した補正項とを乗算することによつ て計算することができる。 ここで、 補正項は、 検出された車両の働!]速度に応じて変化さ せることもできる。 これにより、 車両の旋回状態すなわち発生した車体の横滑り角に応じ て最適な第 2の基準点を計算することができ、 この第 2の基準点に向けて転舵輪および操 舵ノヽンドルが案内されることにより、 運転者は、 車両を極めて容易にかつより安定して旋 回走行させることができる。
また、 前記基準点計算手段は、 前記第 2の基準点を、 車両が旋回状態にあるときに発生 する働 [I速度と、 車両の旋回に伴って車体に発生したローリングの大きさを表すロール角 と、 ΙίίΙΒ車体に発生したローリングに伴う荷重移動量とを考慮して算出した車両の旋回中 心方向に作用するコーナリングパワーを用いた係数を前記検出した車体の横滑り角に対し て乗算して計算するとよレ、。 これによれば、 車両の旋回状態を良好に反映したコーナリン グパワーを極めて正確に計算することができ、 このコーナリングパワーを用いた係数と検 出された横滑り角 i3とから第 2の基準点を計算することができる。 したがって、 車体に発 生した横滑り角に起因して車両の旋回状態に影響を及ぼす横力を低減し、 車両が安定して 旋回できる転舵角を決定するための第 2の基準点を極めて正確に計算することができる。 また、 前記変換した転舵角と反力トルクとの間の所定の関係は、 前記変換した転舵角の 絶対値の増大に応じて、 前記反力トルクが増大する関係であるとよい。 この場合、 前記変 換じた転舵角と反力トルクとの間の所定の関係は、 例えば、 前記変換した転舵角の絶対値 の変化に対して、 前記反力トルクが比例する関係であるとよい。 これによれば、 変換され た転舵角の絶対値が大きい状況、 例えば、 第 1の基準点に基づいて検出された転舵角と第 2の基準点との差分が大きい状況において、 車両の旋回挙動が乱れた場合には、 大きな反 力トルクを発生することができる。 そして、 発生した大きな反力トルクによって、 転舵輪 が転舵されるとともに、 操舵ノヽンドルの回動方向が案内されるため、 51¾者は、 素早くか つ適切に操 ffeハンドルの回動操作を修正することができる。
また、 前記所定の関係は、 路面反力に関係することなく決定することができる。 このた め、 運転者が操舵ハンドルを操舵しやすいように、 言い換えれば、 車両の旋回状態をコン ト口ールしゃすレヽように、 変換された転舵角の絶対値の大きさに対して反力トルクを増加 させることができる。 これにより、 車両の特性、 例えば、 スポーティーな特性を有する車 両であれば、 スポーツ走行時に素早く操舵ハンドルの回動操作が修正できるように、 前記 所定の関係を、 変換された転舵角の絶対値の大きさに対して反力トルクがより大きく増カロ する関係とすることができる。 したがって、 ¾|云者は、 素早くかつ適切に操舵ハンドルの 回動操作を修正することができる。
さらに、 変換した転舵角の絶対値の増大に対して反力トルクが増大する関係であれば、 例えば、 第 1の基準点と計算される第 2の基準点との差分が小さいとき （すなわち車体の 横滑り角が小さいとき） には、 反力トルク力 S微増する関係を採用し、 差分が大きいとき （ すなわち車体の横滑り角が大きいとき） には、 反力トルクが大きく増大する関係を採用す ることもできる。 これにより、 通常走行時には、 発生する車体の横滑り角が小さいため、 小さな反力トルクを発生させることにより、 者は、 違和感を覚えることなく運転する ことができる。 一方、 例えば、 高速走行時などで、 運転者の予期しない大きな車体の横滑 り角が生じて車両の旋回挙動が乱れた場合には、 より大きな反力トルクを発生させること ができるため、 «者は素早く操舵ハンドルの回動操作を修正することができる。
また、 本発明の他の特徴は、 前記操 16軸が、 t&IS操蛇ハンドルと一体的に回動する操蛇 入力軸と、 ΙίίΙΒ転舵ユニットに連結される転舵出力軸とから構成されており、 嫌己操舵入 力軸と前記転舵出力軸とが、 例えば、 前記操舵入力軸の回転量に対して前記転舵出力軸の 回転量を相対的に変更する可変ギア機構によつて連結されることにもある。 これによれば 、 反力トルクによって 輪が転舵するときすなわち操舵ノヽンドルが案内されるときに、 操舵ハンドルの回動量を小さくして、 同ハンドルの回動すべき方向を案内することができ 、 運転者が覚える違和感を小さくすることができる。 図 面 の 簡 単 な 説 明
図 1は、 本発明の実施形態に係る車両の操舵装置の概略図である。
図 2は、 図 1の電子制御ュニットによって されるゼロ点変更プログラムを示すフロ 一チャートである。
図 3は、 角と反力トルクとの関係を示すグラフである。
図 4は、 本発明の変形例に係る車両の操舵装置の概略図である。
図 5は、 本発明の変形例に係る転舵角と反力トルクとの関係を示すグラフである。 発明の実施するための最良の形態
以下、 本発明の実施形態に係る車両の操舵装置について、 図面を用いて詳細に説明する 。 図 1は、 本実施形態に係り車両の操舵装置としての電動パワーステアリング装置を概略 的に示している。
この電動パワーステアリング装置は、 転舵輪としての左右前輪 FW 1 , FW2を転舵す るために、 者によって回動操作される操舵ノヽンドル 1 1を備えている。 この操舵ハン ドル 1 1は、 操舵軸 1 2の上端に固定されており、 操舵軸 1 2の下端は、 転舵ギアュニッ ト 2 0に接続されている。
転舵ギアユニット 2 0は、 例えば、 ラックアンドピニオン方式を採用したギアユニット であり、 操舵軸 1 2の下端に一体的に組み付けられたピニオンギア 2 1の回転がラックバ 一 2 2に伝達されるようになっている。 また、 転舵ギアュニット 2 0には、 運転者が操舵 ハンドル 1 1の回動操作によって入力する操舵トルク tを軽減するトルク （以下、 このト ルクをアシストトルク Taという） を発生するとともに、 操舵トルク tに抗する方向にて 略等しいトルク （以下、 このトルクを反力トルク Tz という） を発生する電動モータ 2 3 が設けられている。 そして、 この電動モータ 2 3は、 発生したアシストトルク Ta と反力 トルク Tzとをラックパー 2 2に対して伝達可能に組み付けられている。 この構成により 、 操舵ハンドル 1 1から操舵軸 1 2に入力された操舵トルク tがピユオンギア 2 1を介し てラックパー 2 2に伝達されるとともに、 電動モータ 2 3が発生したアシストトルク Ta と反力トルク Tz とがラックパー 2 2に伝達される。 このように伝達された各トルクに応 じて、 ラックバー 2 2は軸線方向に変位し、 ラックパー 2 2の両端に接続された左右前輪 FW 1 , FW2が左右に転舵されるようになっている。
次に、 電動モータ 2 3の作動を制御する電気制御装置について説明する。 電気制御装置 は、 車速センサ 3 1、 操舵トノレクセンサ 3 2、 転舵角センサ 3 3、 横加速度センサ 3 4お よび横滑り角センサ 3 5を備えている。 車速センサ 3 1は、 車両の車速 Vを検出して出 力する。 操舵トルクセンサ 3 2は、 操舵軸 1 2に組み付けられていて、 同軸 1 2に入力さ れたトルク Tを検出して出力する。 なお、 トルク Tは、 車両の前進方向に対して、 操舵 軸 1 2を左方向に回転させるトルク値を正の値で表し、 右方向に回転させるトルク値を負 の値で表す。
転舵角センサ 3 3は、 転舵ギアュ-ット 2 0に組み付けられていて、 ラックバー 2 2の 軸線方向への変位量を検出し、 同検出した変位量に対応する左右前輪 FW 1， FW 2の転 舵角 δを出力する。 ここで、 転舵角センサ 3 3は、 左右前輪 FW 1， FW2が転舵されて おらず、 車両が直進状態となるラックバー 2 2の中立位置 （以下、 この中立位置を静的な ゼロ点という） を基準とし、 同静的なゼロ点に対応する転舵角 δを 「0」 として出力する 。 そして、 転舵角センサ 3 3は、 車両の前進方向に対して、 静的なゼロ点から右方向への ラックパー 2 2の変位量を検出するとすなわち左右前輪 FW 1 , FW 2が左方向に転舵さ れると転舵角 δを正の値として出力し、 左方向へのラックバー 2 2の変位量を検出すると すなわち左右前輪 FW 1 , FW 2が右方向に転舵されると転舵角 δを負の値として出力す る。 横加速度センサ 3 4は、 車両に発生した横加速度 G を検出して出力するものである 。 車両の前進方向に対して、 左方向の横加速度を正の値として出力し、 右方向の横加速度 を負の値として出力する。
横滑り角センサ 3 5は、 旋回状態にある車両の車体に発生した横滑り角 βを検出して出 力する。 ただし、 車体の横滑り角) 3は、 車両の前進方向に対して、 左方向に生じる横滑り 角を負の値で表し、 右方向に生じる横滑り角を正の値で表す。 ここで、 車体の横滑り角 ]3 の検出については、 種々の方法が考えられるが、 例えば、 以下に示すように検出するとよ レ、。 すなわち、 今、 車両の前後方向の車速を車速 Vxとし、 車両の左右方向の車速を車速 Vyとすれば、 車体の横滑り角 i3は、 下記式 1に従つて計算して検出することができる。
β =tan_1(Vy/Vx) …式 1
なお、 車速 Vxおよび車速 Vyは、 例えば、 光または音響を利用した検出器を用いて検出 するとよい。
これらのセンサ 3 1〜3 5は、 電子制御ュニット 3 6に接続されている。 電子制御ュ- ット 3 6は、 C P U、 ROM, RAMなどからなるマイクロコンヒ。ユータを主要構成部品 とするものであり、 各センサ 3 1〜3 5の検出値を用いてプログラムを実行することによ つて、 転舵ギアュニット 2 0の電動モータ 2 3の駆動を制御する。 このため、 電子制御ュ ニット 3 6の出力側には、 電動モータ 2 3を駆動するための駆動回路 3 7が接続されてい る。 この駆動回路 3 7内には、 電動モータ 2 3に流れる駆動電流を検出するための電流検 出器 3 7 aが設けられている。 そして、 電流検出器 3 7 aによって検出された駆動電流は 、 電動モータ 2 3の駆動を制御するために、 電子制御ュニット 3 6にフィードバックされ る。
次に、 上記のように構成した実施形態に係る パワーステアリング装置の動作につい て詳細に説明する。 運転者によって図示しないィグュッシヨンスィツチがオン状態とされ ると、 電子制御ュ-ット 3 6 (より詳しくは、 C P U) は、 図 2に示す反力トルク制御プ ログラムを所定の短時間ごとに繰り返し実行する。
すなわち、 電子制御ュ-ット 3 6は、 反力トルク制御プログラムの実行をステップ S 1 0にて開始し、 ステップ S 1 1にて、 車速センサ 3 1、 転舵角センサ 3 3、 横加速度セン サ 3 4および横滑り角センサ 3 5によって検出された各検出値、 具体的には、 車速 V、 転 舵角 δ、 横加速度 Gおよび車体の横滑り角 を入力する。 そして、 電チ制御ュニット 3 6は、 各センサ 3 1， 3 3， 3 4， 3 5からそれぞれの検出値を入力すると、 ステップ S 1 2に進む。
ステップ S 1 2においては、 電子制御ュニット 3 6は、 前記ステップ S 1 1にて入力し た車体の横滑り角 の絶対値が予め設定された正の小さな車体の横滑り角 よりも大き いか否かを判定する。 ここで、 車体の横滑り角 0は、 車体に生じた横滑り角 j8によって 車両の旋回挙動が悪化するカゝ否かを判定するための値である。 すなわち、 電子制御ュニッ ト 3 6は、 車体の横滑り角 13が所定の車体の横滑り角 ]3 o よりも大きければ、 発生した車 体の横滑り角 ]3によって悪化した車両の旋回挙動を修正する必要があるため、 「Y e s」 と判定してステップ S 1 3に進む。
一方、 電子制御ュニット 3 6は、 車体の横滑り角 βが所定の車体の横滑り角 )3 ο以下で あれば、 車両の旋回挙動を修正する必要がないため、 「Ν ο」 と判定してステップ S 1 7 に進み、 反力トルク制御プログラムの実行を一旦終了する。
この場合には、 電子制御ュ-ット 3 6は、 操舵トルクセンサ 3 2によって検出されたト ルク Τ (すなわち、 操舵トルク t) に応じて、 操舵ハンドル 1 1め回動操作によって入力 された操舵トルク tと同一方向にて所定の大きさのアシストトルク Taを電動モータ 2 3 に発生させる。 ここで、 アシストトルク Taは、 その大きさが、 例えば、 検出車速 Vが小 さくなるに伴って大きくなり、 検出車速 Vが大きくなるに伴って小さくなるように設定 されている。 そして、 β¾モータ 2 3が発生したアシストトルク Taは、 ラックバー 2 2 に対して伝達される。
これにより、 ラックバー 2 2には、 者によって入力された操舵トルク tに対して電 動モータ 2 3の発生したアシストトルク Taが付与されて、 左右前輪 FW 1 , FW2を転 舵させるために必要な操舵トルク tは大幅に軽減される。 したがって、 «者は、 操舵ノヽ ンドル 1 1を回動操作することによって、 左右前輪 FW 1 , FW 2を極めて容易に転舵す ることができる。 そして、 所定の短時間が経過すると、 電子制御ュニット 3 6は、 ふたた ぴ、 反力トルク制御プログラムの実行をステップ S 1 0にて開始する。
ステップ S 1 3においては、 電子制御ュ-ット 3 6は、 上述した第 1の基準点としての 静的なゼロ点に対して、 車体に発生した横滑り角 βの影響を加味して車両の旋回挙動を安 定させるための第 2の基準点としての動的なゼロ点 δ οを計算する。 以下、 この動的なゼ 口点 δ 0の計算について詳細に説明する。
まず、 左右前輪 FW 1， FW2力 静的なゼロ点を基準として、 例えば、 転舵角 S cに 転舵されたときの車両の旋回挙動に対して、 車体の横滑り角 i3が与える影響について説明 する。 左右前輪 FW 1 , FW 2は、 31¾者によって操舵ノヽンドル 1 1が回動操作されると 、 転舵ギアュ-ット 2 0のラックパー 2 2が軸線方向に変位して、.転舵角 S cに転舵され る。 これにより、 車両は、 直進状態から旋回状態に移行し、 または、 旋回状態を維持する 。 このように、 旋回状態にある車両には、 旋回に伴って発生する遠心力と旋回の中心方向 に発生する求心力とが作用している。 そして、 旋回状態にある車両に作用する求心力は、 車両の前後輪 （より詳しくは、 前後輪に装着されたタイヤ） と路面との間にて旋回中心方 向に作用する横力 （以下、 この横力をコーナリングフォースという） により与えられる。 具体的に説明すると、 左右前輪 FW 1 , FW2の転舵角 S cに基づいて決定される所定 の旋回円上を走行する （以下、 この走行方向を進行方向という） 車両にあっては、 タイヤ が進行方向に対して横滑りする。 そして、 タイヤが横滑りすることによって、 車両は求心 力を得て旋回円上を走行する。 このため、 旋回状態にある車体においては、 進行方向と車 体の前後方向との角度差で表される車体の横滑り角 ]3を有することになる。 ところで、 前 後輪は車体に一体的に組み付けられているため、 車体が横滑り角 βを有する状況にお!/、て は、 前後輪のタイヤは、 車両に作用する慣性力の方向に、 路面に対して相対的に変位しよ うとする。
しかしながら、 前後輪のタイヤが路面に対して相対的に変位しょうとすれば、 前後輪の タイヤと路面との間に摩擦力が発生し、 この結果、 車両は慣性力の作用方向ではなく旋回 円上を進行方向に走行する。 言い換えれば、 この摩擦力に基づいてコーナリングフォース が発生し、 この発生したコーナリングフォースによって車両を進行方向へ走行させるため の求心力が発生する。 そして、 発生した左右前輪 FW 1 , FW2 (より詳しくは、 左右前 輪 FW 1 , FW 2のタイヤ） のコーナリングフォースが操舵ノヽンドル 1 1に伝達されるこ とによって、 運転者は反力トルクを知覚するとともに、 現在の左右前輪 FW 1， FW 2の 転舵方向 （すなわち転舵角 S c) も知覚することができる。
したがって、 左右前輪 FW 1 , FW2 ;^ S cに転舵されて旋回状態にある車両の 求心力は、 前後輪に発生するコーナリングフォース、 より詳しくは、 単位横滑り角 ;3あた りのコーナリングフォースであるコーナリングパワーを用いた下記式 2に従って計算する ことができる。
M- a =2-Ef- 5 c+2-(Kf+Kr)- ;3 + ε …式 2
ここで、 前記式 2中の Μは車両の質量である。 また、 前記式 2中の ο;は旋回の中心方向 に作用する加速度 （以下、 この加速度を求心加速度という） であり、 下記式 3のように表 すことができる。 . a =V2-(l/R) …式 3
ただし、 Rは転舵角 S cに基づいて決定される車両の旋回 を表しており、 1ZRは旋 回円の曲率 （所謂、 旋回曲率） を表すものである。
ここで、 転舵角 δ cと旋回曲率 1/Rとの間には、 下記式 4に示す関係が成立する。
6 c=L-(l+A-V2)- (l/R) …式 4
ただし、 前記式 4中の Lは車両のホイールベースを表す予め定められた所定値であり、 A は車両の挙動安定性を表す予め定められた所定値である。 そして、 前記式 4を変形するこ とにより、 旋回曲率 1ZRは、 下記式 5により表すことができる。
1/R= 5 c/(L-(1+A-V2)) …式 5
したがって、 求心加速度 αは、 前記式 3に対して前記式 5を代入することによって、 下記 式 6により表すことができる。 一
a =(V2/(L-(l+A-V2)))- 8 c …式 6
また、 前記式 2の右辺において、 Kf は左右前輪 FW 1， FW 2に発生するコーナリン グパワーを表し、 Krは後輪に発生するコーナリングパヮ一を表す。 また、 車体の横滑り 角 ]3は、 上述したように、 転舵角 S cが正すなわち車両が左方向に旋回していれば右方向 に発生するために正の値を有し、 転舵角 S cが負すなわち車両が右方向に旋回していれば 左方向に発生するために負の値を有する。 なお、 前記式 2の右辺において、 εは、 例えば 、 車両の旋回時に発生するョーレートなどに関連して発生する極めて小さな力であるため 、 無視することができる。 したがって、 旋回状態にある車両の求心力は、 前記式 2に代え て、 下記式 7に示すように表すことができる。
Μ· a =2-Kf- 5 c+2- (Kf+Kr)- β …式 7
前記式 7によれば、 車両に発生する求心力 Μ · αは、 左右前輪 FW 1 , FW 2の転舵角 3 cに比例する横力 （以下、 この横力を転舵横力という） と、 車体の横滑り角 ]3に比例す る横力 （以下、 この横力をすベり横力という） とを合算して計算される。 ところで、 すべ り横力は、 前記式 7からも明らかなように、 車体に横滑り角 )3が発生する状況にぉ ヽて必 然的に発生する横力であって、 運転者が操舵ハンドル 1 1を回動操作して直接制御するこ とが難しい横力である。 このように、 必然的にすべり横力力 s癸生することによって、 者が操舵ハンドル 1 1の回動操作により見込んだ求心力よりも大きな求心力が車両に作用 することになる。 . これにより、 車両は1¾者が見込んだ旋回粮で旋回できず、 藤者は、 見込んだ旋回 で車両が旋回するように、 操舵ハンドル 1 1を適宜回動操作 （以下、 この回動操作を 修正操舵という） して、 転舵角 S cを修正する必要がある。 すなわち、 繊者は、 車両の 旋回に伴って必然的に発生するであろうすべり横力分だけ求心力 Μ· αが小さくなるよう に、 操舵ノヽンドル 1 1を修正操舵する必要がある。 このように、 必然的に発生する車体の 横滑り角 /3は、 左右前輸 FW 1， FW2力 S転舵角 δ cに転舵された車両の旋回挙動に対し て影響を与える。
したがって、 電子制御ユニット 3 6は、 ステップ S 1 3にて、 旋回状態にある車両にお いて必然的に発生したすべり横力 （より詳しくは、 車体の横滑り角 /3 ) の影響を排除して 、 車両の旋回挙動を安定化させるための動的なゼロ点 δ 0を計算する。
すなわち、 上述したように、 左右前輪 FW 1 ， FW2が転舵角 に転舵されることに よって車体の横滑り角 が発生する状況においては、 求心力 Μ· ひは、 前記式 7に従って 転舵横力にすべり横力が合算されて （上乗せされて） 計算される。 言い換えれば、 操舵ハ ンドル 1 1の回動操作に起因して車両を旋回させるために必要な横力は転舵横力であり、 すべり横力は不必要な横力となる。 したがって、 運転者が操舵ハンドル 1 1の回動操作に よって見込んだ旋回 で車両を旋回させるための転舵角を目標転舵角 S dとすれば、 同 転舵角 S dによって発生する転舵横力は、 前記式 7の両辺からすべり横力を減じた下記式 8により表すことができる。
2-Kf- δ d=M- a -2-(Kf+Kr)- β …式 8
これにより、 目標転舵角 S dは、 前記式 8を変形することによって得られる下記式 9に よって表すことができる。
δ d=(M/(2-K0)- a -(1+Kr/K£)- β …式 9
そして、 前記式 6を用いて前記式 9を変形すると、 下記式 1 0が成立する。
5 d= (M/(2 - K » - (V2/(L- (1 + Α· V2))) - δ c-(l+Kr/K£)- j3 …式 1 0
ここで、 前記式 1 0の右辺第 1項は、 運転者による操舵ノヽンドル 1 1の回動操作によって 入力された転舵角 S cに起因する項であるため、 同項を運転者によって入力された転舵角 δ ciとして置換すると、 前記式 1 0は、 下記式 1 1に示すように表すことができる。
δ d= 8 cl-(l+Kr/K - β …式 1 1
この式 1 1によれば、 目標転舵角 δ dは、 運転者による操舵ハンドル 1 1の回動操作に よって入力された転舵角 δ clから車体の横滑り角) 3に比例する項を減ずることによって 決定される。 このため、 運転者は、 上述した修正操舵を行う場合には、 前記式 9に従って 決定される目標 角 δ dとなるように操舵ハンドル 11を回動操作することになる。 言 レ、換えれば、 旋回状態にある車両の車体に生じた横滑り角 ;3の影響を排除して、 車両の旋 回挙動を安定化させるための左右前輪 FW1, FW2の転舵方向は、 車体の横滑り角 j3の 発生方向に左右前輪 FW1， FW2 (すなわち、 ラックバー 22) を (l+Kr/ £)./3で 表される角度分だけ切り戻した方向となる。
このことは、 旋回状態にある車両において、 ラックバー 22の中立位置 （静的なゼロ点 ) を横滑り角 j8の発生方向 （より具体的には、 現在の操舵ハンドル 1· 1の切り戻し方向） に (1+ΕτΖΚ£)· ]3だけ移動させ、 この移動させたラックバー 22の位置 （以下、 変更中 立位置という） を動的なゼロ点 δο として決定し、 この変更中立位置 （動的なゼロ点 δο ) を基準として左右前輪 FW1, FW2を転舵することに等しくなる。 このため、 動的な ゼロ点 Soは、 下記式 12のように示すことができる。
δο=-(ΐ+Κτ/Κ£)·/3·Ν …式 12
ここで、 前記式 12中の Νは、 車体の横滑り角 ;3の発生に伴い非線形に変ィ匕する左右前 輪 FW1， FW 2のタイヤの変形特性を線形として扱うための補正量である。 そして、 こ の補正量 Nは、 例えば、 下記式 13に示すように、 検出される勸ロ速度 Gの関数として 計算される。
N=(a+b-G2)/(c+d-G2) …式 13
ただし、 前記式 13中の a， b, c, dの値は、 *¾とタイヤに対応して決定される定数で ある。 なお、 補正量 Nは、 前記式 13に従って計算されるものに限らず、 車両の特性に 対応して予め設定されるものや運転者が適宜変更するものであってもよレ、。 そして、 電子 制御ュニット 36は、 前記ステップ S 11にて入力した^) Π速度 Gおよび横滑り角 ;3を 用い、 前記式 12, 13に従って、 動的なゼロ点 δοを計算する。
このように、 動的なゼロ点 'δοを計算すると、 電子制御ユニット 36は、 ステップ S 1 4およびステップ S 15を実行することにより、 左右前輪 FW1， FW2を計算した動的 なゼロ点 δοを基準に転舵させる、 言い換えれば、 運転者の操舵ハンドル 11の回動操作 方向を案内するための反力トルク Τζを計算する。 以下、 この反力トルク Τζの計算につ いて詳細に説明する。 . 上述したように、 動的なゼロ点 δοは、 横滑り角 の影響を排除して、 旋回状態にある 車両の旋回挙動を安定化させる左右前輪 FW1, FW 2の転舵角の基準点である。 すなわ ち、 旋回状態にある車両において、 左右前輪 FW1, FW2を動的なゼロ点 δοを基準に 転舵すれば、 最も車両の旋回挙動を安定させることができる。 このため、 車体の横滑り角 βの発生により車両の旋回挙動が乱れた状態では、 左右前輪 FW 1， FW2の転舵角を、 動的なゼロ点 δ οを基準にして転舵することにより、 車両の旋回挙動を安定させる必要が ある。
ここで、 車両が左方向に旋回している^においては、 上述したように、 車体の横滑り 角 ]3は右方向すなわち正の値として生じるため、 動的なゼロ点 Soは、 前記式 12に従つ て負の値となる。 また、 車両が右方向に旋回している には、 拿体の横滑り角 は左方 向すなわち負の値として生じるため、 動的なゼロ点 δοは、 前記式 12に従って正の値と なる。 したがって、 計算した動的なゼロ点 δοの正負に応じて左右前輪 FW1， FW2を 転舵するときには、 動的なゼロ点 δοが負の値であれば左右前輪 FW1, FW2が右方向 に転舵 （切り戻し） され、 正の値であれば左右前輪 FW1, FW 2が左方向に転舵 （切り 戻し） される。
このため、 電子制御ユニット 36は、 運転者の操舵ハンドル 11の回動操作によって転 舵された左右前輪 FW1, FW2を計算した動的なゼロ点 δοを基準に転舵させる （切り 戻す） ためのトルク、 すなわち、 ^者によって入力された操舵トルク tに抗して動的な ゼロ点 δο方向に操舵ノヽンドル 11を案内するための反力トルク Τζを計算する。
反力トルク Τζを計算するにあたり、 電子制御ュ-ット 36は、 まず、 ステップ S 14 にて、 動的なゼロ点 δ 0を基準としたときの左右前輪 FW 1 , FW2の転舵角 δ aを下記 式 14に従って計算する。
6a= δ - δο …式 14
ただし、 前記式 14中の δは、 転舵角センサ 33によって検出される転舵角、 すなわち、 静的なゼロ点を基準として検出された転舵角である。
このように、 前記式 14に従って計算された転舵角 δ aは、 転舵角 δの検出基準点を、 静的なゼロ点から動的なゼロ点 Soに変更して検出したものと等しくなる。 言い換えれば 、 転舵角 δ&は、 静的なゼロ点を基準点として転舵角センサ 33が検出した転舵角 5を、 動的なゼロ点 δοを基準点とした転舵角に変換したものとなる。 そして、 電子制御ュニッ ト 3 6は、 ステップ S 1 5にて、 計算された （変換された） 転舵角 5 aの大きさに対応し た反力トルク Tzを計算する。
反力トルク Tzは、 図 3に示すように、 動的なゼロ点 δ οにて 「0 J に設定されるとと もに、 左右方向への転舵角 δ aの増大、 言い換えれば、 転舵角 δ aの絶対値に比例して増 大する変化特性を有している。 具体的には、 転舵角 δ aの絶対値が大きレヽ場合、 すなわち 、 検出転舵角 δと動的なゼロ点 δ ο との差分の絶対値が大きレヽ場合には、 大きな反力トル ク Tzが計算される。 また、 転舵角 S aの絶対値が小さい場合、 すなわち、 検出転舵角 δ と動的なゼ口点 δ 0 との差分の絶対値が小さレ、^には、 小さレ、反力トルク Tzが計算さ れる。 なお、 反力トルク Tzは、 左右前輪 FW 1， FW 2が転舵し得る （すなわち、 ラッ クバ一 2 2が軸線方向に変位し得る） 最大転舵角の近傍にて反力 ルク Tzの最大値を有 するように設定されている。
なお、 反力トルク Tzの変化特性に関し、 本実施形態においては、 転舵角 S aの絶対値 に対して比例するとともに、 最大転 16角近傍で一定値となる変化特性を採用して実施する 。 しかしながら、 図 3にて二点鎖線で示すように、 最大転舵角で反力トルク Tzの最大値 となり、 転舵角 δ aに対して一様に増大する変化特性 (例えば、 上に凸となる関数曲線な ど） を採用して実施することも可能である。
ここで、 操舵ハンドル 1 1に付与される反力トルク Tzについて説明しておく。 一般的 に、 パワーステアリング装置においては、 ステアリング系に存在する粘性トルク、 慣 性トルクおよびセルファライニングトルク (以下、 単に S ATという) の反力トルク和と 、 運転者によって入力された操舵トルク tおよびアシストトルク Taの操舵トルク和が等 しくなる。 言レ、換えれば、 運転者が入力する操舵トルク tが大きくならないように、 操舵 ハンドル 1 1の回動操作に伴って変化する S ATの大きさに応じて、 電動モータがアシス トトルク Taを発生する。 ここで、 ステアリング系に存在する粘性トルクとしては、 例え ば、 転舵ギアュニット 2 0に満たされた油の流動抵抗に伴って発生するトルクであり、 慣 性トルクとしては、 例えば、 操舵ハンドルの慣性能率に伴って発生するトルクである。 ところで、 本実施形態においては、 操舵ハンドル 1 1を動的なゼロ点 δ οを基準どして 案内するために、 電子制御ュニット 3 6が電動モータ 2 3を駆動制御して反力トルク Tz を付与する。 このため、 ステアリング系に存在する反力トルク和は、 粘性トルク、 慣性ト ルク、 S ATおよび反力トルク Tzとなる。 すなわち、 操舵ハンドル 1 1の回動操作に伴 つて、 図 3にて一点鎖線で示すように車体の横滑り角 β方向を中心に路面反力として必然 的に作用する S ATと動的なゼロ点 δ οを中心に作用する反力トルク Τζ とが、 互いに重 なって作用するため、 反力トルク和が大きくなる。 したがって、 電子制御ユニット 3 6は 、 操舵トルク tが大きくならないように、 電動モータ 2 3を駆動制御してアシストトルク Taの大きさを適: III整する。
ここで、 電子制御ュニット 3 6によるアシストトルク Taの調整においては、 粘性トル ク、—慣性トルクおょぴ S ATの和と等しくなるようにアシストトルク Taを調整する^ と、 粘性トルク、 慣性トルク、 S ATおよび反力トルク Tzの和と等しくなるようにァシ ストトルク Taを調整する場合が考えられる。
まず、 粘性トルク、 慣性トルクおよび S ATの和と等しくなる'ように、 電子制御ュニッ ト 3 6がアシストトルク Taを調整する には、 反力トルク Tzと操舵トルク tとが等 しい状態となる。 言い換えれば、 ラックパー 2 2、 ピユオンギア 2 1および操舵軸 1 2を 介して操舵ノヽンドル 1 1に伝達される反力トルク Tzによって、 操舵ノヽンドル 1 1を動的 なゼロ点 δ 0を基準に案内することができる。 なお、 この場合、 操舵トルク tが;^者に よって入力されていない状態においては、 電子制御ュニット 3 6は、 粘性トルクが反力ト ルク Tzと一 ¾ΤΤるように電動モータ 2 3を駆動制御すなわちアシストトルク Taを調整 し、■操舵ハンドル 1 1を動的なゼロ点 δ 0に戻す。
また、 粘性トルク、 慣性トルク、 S ATおよび反力トルク Tzの和と等しくなるように 、 電子制御ュニット 3 6がアシストトルク Taを調整する場合には、 S ATおよび反力ト ルク Tzと操舵トルク tとが等しい状態となる。 この状態においては、 ラックバー 2 2、 ピエオンギア 2 1および操舵軸 1 2を介して操舵ハンドル 1 1に伝達される S ATによつ て、 操舵ハンドル 1 1が車体の横滑り角 /3方向に案内されるとともに、 同様に伝達される 反力トルク Tzによって、 操舵ハンドル 1 1が動的なゼロ点 S o方向に案内される。
ところで、 S ATと反力トルク Tzとが重なって作用する^においては、 操舵ハンド ル 1 1の回動操作に伴って操舵トルク tが不連続に変化する^がある。 すなわち、 S A Tと反力トルク Tzとの和と操舵トルク tとが等しいため、 S ATが 「0」 となる操舵ノヽ ンドル 1 1の回動位置 （横滑り角 J3と一 る回動位置） と反力トルク Tzが 「0」 とな る操舵ノヽンドル 1 1の回動位置 （動的なゼロ点 δ ο と一致する位置） において、 操舵トル ク tが小さくなる （所謂、 トルクの谷が発生する）。 . この場合には、 S ATの大きさに対して反力トルク Tzの大きさを十分に大きく設定す ることにより、 S ATによるトルクの谷の影響を小さくすることができる。 そして、 この ように、 トルクの谷の影響を小さくした^^では、 S AT^S 「0 J となる操舵ノヽンドル 1 1の回動位置にてわずかに操舵トルク tが変化するようになる。 言い換えれば、 操舵トル ク tが変化する操舵ハンドル 1 1の回動位置にて左右前輪 FW 1， FW2が横滑り角 β方 向に »されているため、 運転者は、 操舵トルク tの変化に基づいて容易に左右前輪 FW 1， FW 2の転舵方向が車両の進行方向に一致したことを知覚することができる。
そして、 電子制御ュニット 3 6は、 前記式 1 4に基づいて計算した転舵角 δ aを用いて 、 図 3に示した反力トルク Tzの特性テーブルを参照することによって、 電動モータ 2 3 に発生させる反力トルク Tzを計算する。 そして、 電子制御ュニット 3 6は、 反力トルク Tzを計算すると、 ステップ S 1 6に進む。
ステップ S 1 6においては、 電子制御ュニット 3 6は、 前記ステップ S 1 3にて計算し た反力トルク Tzを発生させるために、 転舵ギアュニット 2 0の βモータ 2 3を駆動制 御する。
具体的に反力トルク Tzを発生させる駆動制御を説明すると、 電子制御ュ-ット 3 6は 、 操舵トルクセンサ 3 2から操舵軸 1 2 (すなわちラックバ一 2 2) に作用している検出 トルク Tを入力する。 そして、 電子制御ュ-ット 3 6は、 検出トルク Tが前記計算され た反力トルク Tz となるように電動モータ 2 3の回転をフィードバック制御する。 また、 電子制御ュニット 3 6は、 駆動回路 3 7から電動モータ 2 3に流れる駆動電流も入力し、 反力トルク Tzに対応した大きさの駆動電流が適切に流れるように駆動回路 3 7をフィー ドパック制御する。
このように、 電動モータ 2 3が駆動制御されることにより、 同モータ 2 3が発生した反 力トルク Tzが伝達される。 また、 ラックパー 2 2に反力トルク Tzが伝達されることに より、 操舵軸 1 2を介して、 操舵ハンドル 1 1に反力トルク Tzが伝達される。 これによ り、 操舵ハンドル 1 1は、 動的なゼロ点 δ 0を基準とした反力で回動 （案内） される。 そして、 電子制御ュニット 3 6は、 操舵トルクセンサ 3 2によって検出されたトルク Τ が前記計算した反力トルク Tzと等しくなると、 電動モータ 2 3の駆動制御を中止して、 ステップ S 1 7に進む。 そして、 電子制御ュニット 3 6は、 ステップ S 1 7にて、 反力ト ルク制御プログラムの実行をー且終了し、 所定の短時間が経過すると、 ふたたび、 同プロ グラムの実行を開台する。
以上の説明からも理解できるように、 この実施形態によれば、 電子制御ュニット 3 6は 、 前記ステップ S 1 3にて、 第 1の基準点としての静的なゼロ点に対して、横滑り角セン サ 3 5により検出された車体の横滑り角 βに応じて変化する第 2の基準点としての動的な ゼロ点 δ οを、 前記式 1 2に従って計算することができる。 また、 電子制御ユニット 3 6 は、 前記ステップ S 1 4にて、 転舵角センサ 3 3により静的なゼロ点を基準として検出し た転舵角 6を、 前記式 1 4に従つて動的なゼ口点 δ 0を基準としたときの転舵角 6 aに変 換することができる。 また、 電子制御ユニット 3 6は、 前記ステップ S 1 5にて、 この変 換された転舵角 δ aと所定の関係にある反力トルク Tzを計算することができる。 そして 、 電子制御ユニット 3 6は、 前記ステップ S 1 6にて、 駆動回路 7を介して、 計算した 反力トルク Tzが発生するように電動モータ 2 3を駆動制御することができる。
このように、 反力トルク Tzを発生させることによって、 転舵ギアユニット 2 0に連結 された操舵軸 1 2に一体的に組み付けられた操舵ノヽンドル 1 1は、 動的なゼロ点 δ 0を基 準とした反力で回動 （案内） される。 これにより、 例えば、 路面反力が小さい雪路ゃ氷路 などを走行する であっても、 運転者が確実に知覚可能な反力トルク Tzを発生させる ことができるとともに、 同発生した反力トルク Tzによって運転者が操舵ハンドル 1 1を 回動操作すべき方向を案内することができる。
したがって、 特に、 車両の M¾を熟知していない運転者が、 雪路ゃ氷路を走行する であっても、 旋回状態にある車両の挙動を安定させるための操舵ノヽンドル 1 1の回動操作 方向、 すなわち、 動的なゼロ点 δ οに向けた回動操作方向を極めて容易に判断することが できる。 これにより、 車両の旋回時における挙動を安定させるために、 操舵ノヽンドル 1 1 の回動操作を適切に修正することができ、 車両を極めて容易に旋回走行させることができ る。
また、 前記式 1 2からも明らかなように、 動的なゼロ点 δ οの計算においては、 車体の 横滑り角 i3に対して、 車両の旋回中心方向に作用するコーナリングパワー Kf， Kr を用い て計算される係数と、 前記式 1 3によって表されるように車体の横滑り角 j3に応じて非線 形に変化するタイヤの変形特性を考慮した補正項 N とを乗算することによって計算する ことができる。 ここで、 補正項 Nは、働 Π速度 Gの関数として表される。 これにより、 車両の旋回状態すなわち発生した車体の横滑り角 βに応じて最適となる動的なゼロ点 δ ο を計算することができ、 この動的なゼロ点 δ οを基準として操舵ノヽンドル 1 1力 s案内され ることにより、 者は、 車両を極めて容易に力、つより安定して旋回走行させることがで さる。
また、 転舵角 δ aの絶対値が大きい状況において、 車両の旋回挙動が乱れた場合には、 大きな反力トルク Tzを発生することができる。 そして、 発生した大きな反力トルク Τζ によって、 操舵ハンドル 1 1の回動方向を案内することができるため、 jg¾者は、 素早く 力、つ適切に操舵ハンドルの回動操作を修正することができる。 また、 反力トルク Tzの大 きさを自由に設定することができるため、 例えば、 運転者が操舵ノヽンドル 1 1を操舵しゃ すいように、 言い換えれば、 車两の旋回状態をコントロールしやすいように、 転舵角 δ a の絶対値の大きさに対して反力トルク Tzを増加させることもできる。 これにより、 車両 の特性、 例えば、 スポーティーな車両であれば、 スポーツ走行時に素早く操舵ノヽンドル 1 1の回動操作が修正できるように、 転舵角 6 aの絶対値の大きさに対して反力トルク Tz がより大きく増加するようにすることもできる。
さらに、 上記実施形態においては、 静的なゼロ点に対して、 動的なゼロ点 δ ο を計算し 、 この動的なゼロ点 8 0を基準とした反力トルク Tzを計算することにより、 電動モータ 2 3を駆動させるようにした。 このことにより、 従来の電動パワ^"ステアリング装置に対 して、 別途装置や機構を設けることなく、 電動モータを反力トルク Tzが発生するように 駆動させることにより実施可能である。 したがって、 従来の パワーステアリング装置 に対しても、 極めて容易に適用することができて製造コストを低減することができる。 上記実施形態のおいては、 前記式 1 2で示したように、 前輪のコーナリングパワー Kf および後輪のコーナリングパワー r と、 車両の旋回状態に応じて変化する左右前輪 FW 1， FW2のタイヤの変形特†生を補正するためのネ正量 Nとを用いて、 動的なゼロ点 S o を計算するように実施した。 このように、 補正量 Νを用いるのは、 前後輪のコーナリン グパワー Ef, Krは、 タイヤの変形特性の変化、 言い換えれば、 車両の旋回状態の変化に よらず一定としたためである。 したがって、 車両の旋回状態に応じて変化する前後輪のコ ーナリングパワー Kf， Krを計算することによって、 補正量 Nを省略することができる。 以下、 この変形例を説明するが、 上記実施形態と同一部分に同一の符号を付し、 詳細な説 明を省略する。
上記実施形態において説明したように、 運転者によって操舵ハンドル 1 1が回動操作さ れると、 左右前輪 FW 1， FW 2力 例えば、 転舵角 S cに転舵されて、 車両は、 直進状 態から旋回状態に移行し、 または、 旋回状態を維持する。 そして、 旋回状態にある車両に は、 上述したように、 itilB式 で示した求心力と遠心力とが作用する。
ところで、 一般的に、 前後輪側 （所謂、 ばね下） と車体側 （所謂、 ばね上） とは、 サス ペンション装置によって、 上下方向に相対変位可能に結合されている。 このため、 特に、 旋回状態において、 車両の横方向運動に伴う慣性力 （遠心力） が車体の重心点に作用する と、 車体は慣性力が作用する方向に傾く、 言い換えれば、 車体にローリングが発生する。 このように、 車体にローリングが発生している状況、 言い換えれば、 車両にロール角 が 発生している状況においては、 前後輪とも、 左右輪の一方は荷重が増し、 他方は荷重が減 少する。 このため、 車両が旋回状態にある には、 発生したローリングによる荷重移動 を考慮して、 コーナリングパヮ一 Kf、 Krを計算する必要がある。
すなわち、 この変形例においては、 働 D速度 Gで旋回する車両における前後輪のコー ナリングパワー Kf， Erを下記式.1 5 , 1 6に従って計算する。
Kf=Kfo+ ξ - ((Nf- φ +mf-hf-G)/Tr)2 …式 1 5
Er=Kro+ ξ ' ((Nr. φ +mr-hr- G)/Tr)2 …式 1 6
ただし、 前記式 1 5中の Efo と前記式 1 6中の Kroは、 それぞれ、 車両静止時における 前後輪荷重 （以下、 静止時荷重という） に対する前輪と後輪のコーナリングパワーを表す 。 また、 前記式 1 5， 1 6中の Nf、 Nrは、 それぞれ、 前輪側と後輪側のロール剛性値を 表し、 mf, mrは、 それぞれ、 前輪側と後輪側の車体質量を表し、 hf， hrは、 それぞれ 、 前輪側と後輪側における路面とロールセンタとの距離 （高さ） を表す。 さらに、 前記式 1 5 , 1 6中における ξは、 コーナリングパワーの荷重依存係数を表し、 ψは、 車体の口. 一ル角を表し、 Trは、 前後輪のトレツド幅を表す。
ここで、 ローリングの発生に伴う荷重移動にっレヽて説明しておく。 ^¾速度 Gで旋回 している車両に発生するロール角 ψは、 下記式 1 7に従って計算することができる。
φ =(m- Gd-hs)/(Nf+Nr-m-g-hs) …式 1 7
ただし、 前記式 1 7中の mは、 ばね上質量を表し、 ½は、 車両の重心点とロールセンタ との間の距離を表す。
そして、 前後輪の左右荷重移動量は、 ローゾ^ φに依存した荷重移動と、 ロールセンタ に加わる横力による荷重移動との和として計算することができる。. このため、 静止時の前 後輪の荷重を Fo， BJOとすれば、 荷重移動後の前後輪荷重 Ff， Frは、 それぞれ、 下記式 1 8 , 1 9のように示すことができる。
Ff=Fo±(Nf' φ -mf-hf-G)/Tr: …式 1 8
Fr=Ro土 (Nr. φ +mr-hr'G)/Tr …式 1 9
一方、 荷重 Ff, Frが前後輪に作用する場合におけるコーナリングパワー Kf, Krは、 下記式 2 0 , 2 1により表すことができる。
Ef=Ff- (nCp + ξ · (Ff-Fzo)) …式 2 0
Er=Fr-(nCp+ ξ · (Fr-Fzo)) …式 2 1
ただし、 前記式 2 0， 2 1中の nCp は、 コーナリングパワー f, Krをある瞬間の荷重 で除算することにより得られるコーナリングパワー係数であって、'基準荷重時の正規化コ ーナリングパワー係数を表す。 また、 前記式 2 0， 2 1中の Fzoは、 所定の基準荷重を 表す。
これにより、 前記式 2 0， 2 1に対して、 前記式 1 8 , 1 9をそれぞれ代入するととも に、 静止時荷重における前後輪のコーナリングパワーを Kfo, Kroとして整理すれば、 前 記 1 5， 1 6式を導出することができる。 このように、 前記式 1 5 , 1 6式に従って計算 されるコーナリングパワー Kf, Krは、 車体に発生したロール角 ψを考慮しているため、 車両の旋回状態を反映した適切な値として計算することができる。 これにより、 前記式 1 2から補正量 Nを省略して、 動的なゼロ点 S o を正確に計算することができる。 したが つて、 上記実施形態と同様の効果を得ることができる。
さらに、 本発明の実施にあたっては、 上記実施形態および変形例に限定されるものでは なく、 本発明の目的を逸脱しなレ、限りにおいて種々の変更が可能である。
例えば、 上記実施形態および変形例においては、 操舵ハンドル 1 1と転舵ギアュ-ット 2 0とを操舵軸 1 2によつて連結し、 ラックバー 2 2の電動モータ 2 3による動的なゼ口 点 δ 0方向への変位を直接操舵ノヽンドル 1 1に伝達するように実施した。 これにより、 操 舵ハンドル 1 1が動的なゼロ点 S oに対応した回動操作方向力 S案内され、 運転者は、 車両 の旋回挙動を安定化させる左右前輪 FW 1 , FW 2の転舵方向を極めて容易に知覚できる ようにした。
し力 し、 転舵角センサ 3 3によって検出された左右前輪 FW 1 , FW2の転舵角 δと動 的なゼロ点 δ ο とが大きく離れている場合すなわち転舵角 δ a の絶対値が大きレ、 には 、 動的なゼ口点 δ oまでのラックバー 2 2の軸線方向への変位に対応した操舵ハンドル 1 1の回動量が大きくなり、 この結果、 運転者が違和感を覚える場合もある。 このため、 図 4に示すように、 操舵ハンドル 1 1の回転方向への変位とラックバー 2 2の軸線方向への 変位とを相対的に変位可能とする可変ギア機構 4 0を設けるように変更して実施すること も可能である。 なお、 可変ギア機構 4 0の構造および作動については、 周知であるためそ の詳細な説明を省略する。
この場合、 '車両の操舵装置としての電動パワーステアリング装置においては、 上記実施 形態の操舵軸 1 2が、 操舵ハンドル 1 1と一体的に回転可能な操舵入力軸 1 2 aと転舵ギ ァュニット 2 0に接続された転舵出力軸 1 2 bカゝら構成されている。 そして、 可変ギア機 構 4 0は、 操舵入力軸 1 2 aと転舵出力軸 1 2 bとを互いにに接繞している。 この可変ギ ァ機構 4 0は、 電動モータ 4 1および減速機 4 2を備えており、 操舵入力軸 1 2 aの回転 量と減速機 4 2に接続された転舵出力軸 1 2 bの回転量を適宜相対的に変更するものであ る。
電動モータ 4 1は、 そのモータハウジングが操舵入力軸 1 2 aと一体的に接続されてお り、 運転者による操舵ノヽンドル 1 1の回動操作に従って一体的に回転するようになってい る。 また、 電動モータ 4 1の駆動シャフト 4 1 aは減速機 4 2に接続されており、 同電動 モータ 4 1の回転力が駆動シャフト 4 1 aを介して減速機 4 2に伝達されるようになって いる。 減速機 4 2は、 所定のギア機構 (例えば、 遊星ギア機構など） によって構成されて おり、 転舵出力軸 1 2 bはこのギア機構に接続されている。 この構成により、 可変ギア比 ァクチユエータ 4 0は、 電動モータ 4 1の駆動シャフト 4 1 aおよび減速機 4 2を介して 、 操舵入力軸 1 2 aと転舵出力軸 1 2 bとを相対回転可能に連結しており、 操舵入力軸 1 2 aの回転量と転舵出力軸 1 3の回転量との比を適宜変更することができる。
したがって、 反力トルク Tzによって左右前輪 FW 1 , FW 2が転舵するときには、 転 舵出力軸 1 2 bの回転量に対する操舵入力軸 1 2 aの回転量の比を変更することによって 、 操舵ノヽンドル 1 1の回動量を小さくすることができ、 運転者が覚える違和感を小さくす ることができる。 なお、 この：^におけるその他の効果については、 上記実施形態および 変形例と同様の効果が期待できる。
また、 上記実施形態および変形例においては、 転舵角 δ aの絶対値の変化に対して、 反 力トルク Tzが比例するように実施した。 これに対して、 例えば、 .図 5に示すように、 転 舵角 δ aの絶対値の大きさに応じて、 反力トルク Tzを段階的に変ィ匕させるように実施す ることも可能である。
これによれば、 通常走行時には、 発生する車体の横滑り角 ]3が小さいため、 小さな反力 トルク Tzを操舵ハンドル 1 1に付与することにより、 運転者は、 違和感を覚えることな く運転することができる。 なお、 このように付与する小さな反力トルク Tz としては、 例 えば、 運転者が操舵ハンドル 1 1を介して入力する操舵トルク tと «ftモータ 2 3が付与 するアシストトルク Taとの差分 (t一 Ta)となるように決定することができる。 これにより 、 51¾者は、 通常走行時において付与される反力トルク Tzに対して違和感を覚えること がなく、 車両を運転することができる。 一方、 例えば、 高速走行時などで、 運転者の予期 しなレ、大きな車体の横滑り角 ;3が生じ、 車両の旋回挙動が乱れた場合には、 より大きな反 力トルク Tzを操舵ノヽンドル 1 1に付与することができるため、 者は素早く操舵ハン ドル 1 1の回動操作を修正することができる。
また、 上記実施形態おょぴ変形例においては、 横滑り角センサ 3 5力 検出器によって 検出した車速 Vxおよび車速 Vyを用いた前記式 1を計算することによって、 車体の横滑 り角 J3を検出するように実施した。 これに代えて、 例えば、 車両に発生した Μ¾Π速度 α ( 求心加速度 αに相当） ゃョーレート ωを検出するための加速度センサゃョーレートセンサ 予め車両に搭載されている ¾ ^には、 これらのセンサによる検出値を用いて車体の横 滑り角 J3を検出して実施することもできる。 この場合には、 車体の横滑り角 i3は、 下記式 2 2に従って計算されて検出されるとよレ、。
β = Πω - α ν)άί …式 2 2
ただし、 前記式 2 2中の Vは、 車速センサ 3 1によって検出される車速 Vである。
これによれば、 働！]速度 αおよびョーレート γが発生するまでの時間的な遅れなどによ り、 車体の横滑り角 0の検出精度が若干劣るものの、 上記実施形態おょぴ変形例のように 、 另 (J途検出器を設ける必要が無い。 このため、 操舵装置の製造コストを低減することがで さる。
さらに、 上記実施形態および変形例にぉレ、ては、 転舵ギアュニット 3 0にラックアンド ピニオン式を採用して実施したが、 例えば、 ポールねじ機構を採用して実施してもよい。 また、 電動モータ 2 3を転舵ギアュニット 2 0に組み付け、 同モータ 2 3の駆動力をラッ クバー 2 2に伝きるように実施した。 しかしながら、 電動モータ 2 3の駆動力を操舵軸 に伝 ¾1"るように構成して実施することも可能である。

Claims

請 求 の 範 囲
1 . 5 ^者によって回動操作される操舵ハンドルと、 同操舵ハンドルと一体的に回動する 操舵軸と、 同操舵軸と車両の転舵輪とを互レヽに連結して前記操舵軸の回動操作に応じて前 記車両の転舵輪を転舵する転舵ュニットと、 前記転舵輪の転 |β¾ι作に対して所定のトルク を付与する saモータとを備えた車両の操舵装置において、
車両を直進状態に維持する転舵輪の転舵角を第 1の基準点として、 tin己操舵ハンドルの 回動操作に応じて転舵する前記転舵輪の転舵角を検出する転舵角検出手段と、
車両が旋回状態にあるときに発生する車体の横滑り角を検出する横滑り角検出手段と、 前記検出した車体の横滑り角に応じて変化し、 同車体の横滑り角に起因して車両に発生 する^ Λの ttilB車両の旋回状態に対する影響を低減して車両を旋回させる転舵角を決定す るための第 2の基準点を計算する基準点計算手段と、
前記転舵角検出手段が前記第 1の基準点に基づ 、て検出した前記転舵輪の転舵角を、 前 記第 2の基準点に基づく転蛇角に変換する転舵角変換手段と、
前記変換した転舵角と所定の関係にあるトルクであって、 同変換した転舵角を前記第 2 の基準点に一致させる方向に作用する反力トルクを計算する反力トルク計算手段と、 前記電動モータを回転駆動させて、 前記計算した反力トルクを発生させる駆動制御手段 とを備えたことを特徴とする車両の操舵装置。
2. 請求項 1に記载した車両の操舵装置にぉレ、て、
前記基準点計算手段は、
前記第 2の基準点を、 旋回状態にある車両の前後輪に装着されたタイヤと路面との間に おける摩擦力に基づいて車両の旋回中心方向に作用するコーナリングパワーを用いて計算 した係数と、 前記検出した車体の横滑り角に応じて非線形に変化する前記タイャの変形特 性を考慮した補正項とを前記検出した車体の横滑り角に対して乗算して計算することを特 徴とする車両の操舵装置。
3. 請求項 2に記載した車両の操舵装置にぉレ、て、
さらに、 車両の働 Π速度を検出する働 B速度検出手段を備え、
前記補正項は、
前 口速度検出手段により検出された車両の働 Q速度に応じて決定されることを特徴 とする車両の操舵装置。
4. 請求項 1に記載した車両の操舵装置にお!/ヽて、
前記基準点計算手段は、
前記第 2の基準点を、 車両力 S旋回状態にあるときに発生する働 B速度と、 車両の旋回に 伴つて車体に発生したローリングの大きさを表すロール角と、 前記車体に発生したローリ ングに伴う荷重移動量とを考慮して算出した車両の旋回中心方向に作用するコーナリング パワーを用いた係数を前記検出した車体の横滑り角に対して乗算して計算することを特徴 とする車両の操舵装置。
5 . 請求項 1に記載した車両の操舵装置にぉレヽて、
前記変換した転舵角と反力トルクとの間の所定の関係は、
前記変換した転舵角の絶対値の増大に応じて、 前記反力トルクが増大する関係であるこ とを特徴とする車両の操舵装置。
6 . 請求項 5に記載した車両の操舵装置にぉレ、て、
前記変換した転舵角と反力トルクとの間の所定の関係は、
前記変換した転舵角の絶対値の変化に対して、 前記反力トルクが比例する関係であるこ とを特徴とする車両の操舵装置。
7. 請求項 1に記載した車両の操舵装置にぉレヽて、
前記操舵軸は、
前記操舵ノヽンドルと一体的に回動する操舵入力軸と、 前記転舵ュ-ットに連結される転 舵出力軸とから構成されており、
前記操舵入力軸と前記転舵出力軸とが、 前記操舵入力軸の回転量に対して前記転舵出力 軸の回転量を相対的に変更する可変ギア機構によって連結されることを特徴とする車両の 操舵装置。
8 . 請求項 1に記載した車两の操舵装置にぉレ、て、
前記変換した転舵角と反力トルクとの間の所定の関係は、
前記変換した転舵角の絶対値の増大に応じて、 前記反力トルクが段階的に増大する関係 であることを特徴とする車両の操舵装置。
9. 請求項 1に記載した車両の操舵装置にぉレ、て、
前記横 り角検出手段は、 ' 光または音響を利用して検出した車両の前後方向の車速と車両の左右方向の車速とを用 レ、て、 前記車体の横滑り角を検出することを特徴とする車両の操蛇装 So
1 0. 請求項 1に記載した車両の操舵装置において、
前記横滑り角検出手段を、
車両のョーレートを検出するョーレートセンサと、
車両の働口速度を検出する力!]速度センサと、
車両の車速を検出する車速センサと、
前記検出したョーレート、 速度および車速を用いて、 ΙίίΙΒ車体の横滑り角を計算す る横滑り角計算手段とで構成したことを特徴とする車両の操舵装置。
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