CN106004989B - 电动动力转向装置及其增益设定方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及电动动力转向装置及其增益设定方法。在电动动力转向装置中，ECU(12)包括旋转角运算部(41)、辅助转矩指令值运算部(42)、参考模型(43)、角度偏差运算部(44)、PD控制部(45)、加法部(47)、以及设备观察器(48)。以与表示电动动力转向装置的举动的运动方程式对应的特性方程式具有2重根的方式来设定在PD控制部(45)中使用的比例增益及微分增益、以及在设备观察器(48)的第一增益乘法部及第二增益乘法部中使用的第一增益及第二增益。

Description

电动动力转向装置及其增益设定方法

技术领域

本申请主张于2015年3月24日提交的日本专利申请2015-061155号的优先权，并在此引用其全部内容。

本发明涉及电动动力转向装置(EPS)及其增益设定方法。

背景技术

作为电动动力转向装置，已知有在转向柱部配置有电动马达和减速机构的转向柱辅助式电动动力转向装置(以下称为转向柱式EPS)。转向柱式EPS包括方向盘、转向轴、中间轴、转舵机构、电动马达、以及减速机构等。转向轴由与方向盘连结的输入轴、与中间轴连结的输出轴、以及连结输入轴与输出轴的扭杆构成。电动马达经由减速机构与输出轴连结。

在本说明书中，所谓的转向柱是指由方向盘、输入轴、扭杆以及输出轴构成的部分。另外，在本说明书中，所谓的动力转向柱是指由方向盘、输入轴、扭杆、输出轴、减速机构、电动马达、以及电动马达的控制装置构成的部分。另外，在本说明书中，所谓的一般的转向柱式EPS是指不具备补偿减速机构的摩擦的功能的转向柱式EPS。

在一般的转向柱式EPS中，由电动马达产生的马达转矩(辅助转矩)经由减速机构被传递至输出轴。被传递至输出轴的辅助转矩经由中间轴被传递至例如包括齿轮齿条机构的转舵机构。减速机构例如是由蜗杆和蜗轮构成的蜗轮蜗杆机构。由于在减速机构中产生的摩擦较大，所以存在转向相对于转向操纵输入的响应性因该摩擦的影响而恶化的可能性。

因此，为了使转向相对于转向操纵输入的响应性提高，开发出一种补偿在减速机构中产生的摩擦的方法。最简单的摩擦补偿方法是根据转向操纵速度的符号将某恒定的摩擦力加至辅助转矩指令值的方法。

在下述日本特开2003-170856号公报中公开有基于根据由转矩传感器检测出的检测转向操纵转矩运算出的辅助转矩指令值、以及检测转向操纵转矩来进行摩擦补偿的方法。具体而言，基于辅助转矩指令值来推断减速机构的摩擦力的大小。基于检测转向操纵转矩来决定减速机构的摩擦力的符号。这样推断出减速机构的摩擦力。然后，将推断出的减速机构的摩擦力加至辅助转矩指令值。

发明内容

本发明的目的之一在于提供一种能够补偿在动力转向柱内产生的摩擦，并且控制系统成为非振动且响应性较快的系统的电动动力转向装置以及电动动力转向装置的增益设定方法。

作为本发明的一实施方式的电动动力转向装置包括：动力转向柱，其包括电动马达以及放大上述电动马达的马达转矩的减速机构；辅助转矩指令值运算部，其设定上述电动马达的辅助转矩指令值；观察器，其使用假定为在上述动力转向柱中不产生摩擦并且使用上述电动马达的旋转角的实测值以及模型修正用增益来修正特性的观察器用模型，来运算上述动力转向柱的旋转角的推断值以及在上述动力转向柱内产生的摩擦力的推断值；参考模型，其是假定为在上述动力转向柱中不产生摩擦的模型，其运算上述动力转向柱的旋转角的目标值；反馈操作量运算部，其通过对上述动力转向柱的旋转角目标值与上述动力转向柱的旋转角推断值的偏差进行反馈运算来运算反馈操作量；马达转矩指令值运算部，其通过使用上述摩擦力推断值以及上述反馈操作量修正上述辅助转矩指令值来运算马达转矩指令值；以及马达电流控制部，其以上述电动马达的马达转矩与上述马达转矩指令值相等的方式控制流向上述电动马达的马达电流。而且，以与表示上述电动动力转向装置的举动的运动方程式对应的特性方程式具有2重根的方式设定在上述反馈操作量运算部使用的反馈增益以及在上述观察器使用的上述模型修正用增益。

动力转向柱的旋转角可以是转向柱轴(转向轴)的旋转角，也可以是电动马达的输出轴(马达轴)的旋转角。

根据该结构，运算在动力转向柱内产生的摩擦力的推断值。然后，使用运算出的摩擦力推断值和辅助转矩指令值来运算马达转矩指令值。由此，能够补偿在动力转向柱内产生的摩擦。另外，根据该结构，实现控制系统成为非振动并且响应性较快的系统的电动动力转向装置。

作为本发明的另一实施方式的电动动力转向装置的增益设定方法是包括以下部件的电动动力转向装置的增益设定方法，上述电动动力转向装置包括：动力转向柱，其包括电动马达以及放大上述电动马达的马达转矩的减速机构；辅助转矩指令值运算部，其设定上述电动马达的辅助转矩指令值；观察器，其使用假定为在上述动力转向柱中不产生摩擦并且使用上述电动马达的旋转角的实测值以及模型修正用增益来修正特性的观察器用模型，来运算上述动力转向柱的旋转角的推断值以及在上述动力转向柱内产生的摩擦力的推断值；参考模型，其是假定为在上述动力转向柱中不产生摩擦的模型，其运算上述动力转向柱的旋转角的目标值；反馈操作量运算部，其通过对上述动力转向柱的旋转角目标值与上述动力转向柱的旋转角推断值的偏差进行反馈运算来运算反馈操作量；马达转矩指令值运算部，其通过使用上述摩擦力推断值以及上述反馈操作量修正上述辅助转矩指令值来运算马达转矩指令值；以及马达电流控制部，其以上述电动马达的马达转矩与上述马达转矩指令值相等的方式控制流向上述电动马达的马达电流。而且，以与表示上述电动动力转向装置的举动的运动方程式对应的特性方程式具有2重根的方式设定在上述反馈操作量运算部使用的反馈增益以及在上述观察器使用的上述模型修正用增益。

动力转向柱的旋转角可以是转向柱轴(转向轴)的旋转角，也可以是电动马达的输出轴(马达轴)的旋转角。根据该方法，能够实现控制系统成为非振动并且响应性较快的系统的电动动力转向装置。

附图说明

通过以下参照附图对本发明的优选实施方式进行的详细描述，本发明前述的和其它的特点和优点得以进一步明确。其中，附图标记表示本发明的要素，其中：

图1是表示本发明的第一实施方式所涉及的转向柱式EPS的简要结构的示意图。

图2是表示图1的ECU的电气结构的简图。

图3是表示设备观察器的结构的框图。

图4是表示摩擦力推断部的结构的框图。

图5是表示一般的转向柱式EPS的模拟模型(完全EPS模型)的结构的示意图。

图6是表示蜗轮蜗杆机构的啮合模型的示意图。

图7是表示函数F_C(dh)的曲线图。

图8是表示函数F_N(dh)的曲线图。

图9是表示将图5内的动力转向柱的模型进一步简化而成的模拟模型(简易EPS模型)的结构的示意图。

图10是表示具有弹簧、质量、阻尼元件的一个质点系的模型的示意图。

具体实施方式

以下，参照附图对将本发明应用于转向柱式EPS的情况的实施方式详细地进行说明。

图1是表示本发明的一实施方式所涉及的转向柱式EPS的简要结构的示意图。

转向柱式EPS1具备用于操控车辆的作为转向操纵部件的方向盘2、与该方向盘2的旋转连动来使转舵轮3转舵的转舵机构4、以及用于辅助驾驶员的转向操纵的转向操纵辅助机构5。方向盘2和转舵机构4经由转向轴6、第一万向节28、中间轴7以及第二万向节29机械连结。

转向轴6包括与方向盘2连结的输入轴8、以及与中间轴7连结的输出轴9。输入轴8和输出轴9经由扭杆10在同一轴线上以能够相对旋转的方式连结。即，若方向盘2被旋转，则输入轴8和输出轴9相互相对旋转并且向同一方向旋转。输出轴9经由第一万向节28与中间轴7连结。

在转向轴6的周围设置有转矩传感器11。转矩传感器11基于输入轴8和输出轴9的相对旋转位移量来检测施加至扭杆10的扭杆转矩(转向操纵转矩)T_tb。由转矩传感器11检测出的扭杆转矩T_tb被输入至电子控制单元(ECU)12。

转舵机构4由包括小齿轮轴13和作为转舵轴的齿条轴14的齿轮齿条机构构成。在齿条轴14的各端部经由横拉杆15以及转向节臂(图示略)连结有转舵轮3。小齿轮轴13经由第二万向节29与中间轴7连结。小齿轮轴13与方向盘2的转向操纵连动而旋转。在小齿轮轴13的前端连结有小齿轮16。

齿条轴14沿汽车的左右方向(与前进方向正交的方向)以直线状延伸。在齿条轴14的轴向的中间部形成有与小齿轮16啮合的齿条17。通过该小齿轮16以及齿条17，小齿轮轴13的旋转被转换为齿条轴14的轴向移动。通过使齿条轴14在轴向移动，能够使转舵轮3转舵。

若转向操纵(旋转)方向盘2，则该旋转经由转向轴6以及中间轴7被传递至小齿轮轴13。然后，小齿轮轴13的旋转通过小齿轮16以及齿条17被转换为齿条轴14的轴向移动。由此，转舵轮3被转舵。

转向操纵辅助机构5包括用于产生转向操纵辅动力的电动马达18、以及用于放大电动马达18的输出转矩并传递至转舵机构4的减速机构19。减速机构19由包括蜗杆20、和与该蜗杆20啮合的蜗轮21的蜗轮蜗杆机构构成。减速机构19被收纳在作为传递机构壳体的蜗轮蜗杆壳体22内。以下，存在用i表示减速机构19的减速比(传动比)的情况。减速比i被定义为蜗杆20的角速度ω_wg与蜗轮21的角速度ω_ww的比ω_wg/ω_ww。

蜗杆20被电动马达18旋转驱动。另外，蜗轮21与转向轴6以能够同方向旋转的方式连结。蜗轮21被蜗杆20旋转驱动。

通过驾驶员转向操纵方向盘2，蜗杆20被电动马达18旋转驱动。由此，蜗轮21被旋转驱动，向转向轴6赋予马达转矩并且转向轴6旋转。然后，转向轴6的旋转经由中间轴7被传递至小齿轮轴13。小齿轮轴13的旋转被转换为齿条轴14的轴向移动。由此，转舵轮3被转舵。即，能够通过利用电动马达18旋转驱动蜗杆20来实现基于电动马达18的转向操纵辅助。

作为施加至减速机构19的转矩，有基于电动马达18的马达转矩和马达转矩以外的外部转矩。马达转矩以外的外部转矩包括由驾驶员施加至方向盘2的驱动转矩(drivertorque)、以及从转舵轮3侧施加至齿条轴14(减速机构19)的负荷转矩(负载负荷)。驱动转矩被作为扭杆转矩T_tb检测。

电动马达18的转子的旋转角(转子旋转角)通过解析器等旋转角传感器25来检测。另外，车速通过车速传感器26来检测。旋转角传感器25的输出信号以及由车速传感器26检测出的车速V被输入至ECU12。电动马达18被作为马达控制装置的ECU12控制。

图2是表示ECU12的电气结构的简图。

ECU12通过与由转矩传感器11检测出的扭杆转矩T_tb、由车速传感器26检测出的车速V以及基于旋转角传感器25的输出运算出的电动马达18的旋转角θ_m相应地驱动电动马达18，来实现与转向操纵状况相应的适当的转向操纵辅助。另外，ECU12通过驱动控制电动马达18来实现用于减少动力转向柱内的摩擦的影响的摩擦补偿。在本实施方式中，电动马达18是有刷直流马达。以下，将转向轴(转向柱轴)6的旋转角称为转向柱旋转角θ。转向轴6的旋转角是动力转向柱的旋转角的一个例子。

ECU12具备微型计算机40、被微型计算机40控制并向电动马达18供给电力的驱动电路(H桥电路)31、用于检测流向电动马达18的电流(以下称为马达电流)的电流检测用电阻(分流电阻)32以及电流检测电路33。

微型计算机40具备CPU以及存储器(ROM、RAM、非易失性存储器等)，并通过执行规定的程序来作为多个功能处理部发挥作用。该多个功能处理部包括旋转角运算部41、辅助转矩指令值运算部42、参考模型43、角度偏差运算部44、PD(比例微分)控制部45、第一减速比除法部46、加法部47、设备观察器48、第二减速比除法部49、电流指令值运算部50、电流偏差运算部51、PI(比例积分)控制部52、以及脉冲宽度调制(PWM)控制部53。

旋转角运算部41基于旋转角传感器25的输出信号来运算电动马达18的输出轴的旋转角(以下称为马达旋转角)θ_m。

辅助转矩指令值运算部42基于由车速传感器26检测出的车速V以及由转矩传感器11检测出的扭杆转矩T_tb来运算辅助转矩指令值T_a。

参考模型43基于扭杆转矩T_tb和辅助转矩指令值T_a来运算假定为在动力转向柱内不产生摩擦的情况下的、转向柱旋转角θ的目标值(以下称为转向柱旋转角目标值。)

以下，将在动力转向柱内不产生摩擦的虚拟的转向柱式EPS模型称为无摩擦转向柱式EPS模型。参考模型43由无摩擦转向柱式EPS模型构成。下述无摩擦转向柱式EPS模型。

角度偏差运算部44运算从参考模型43输出的转向柱旋转角目标值

与从下述的设备观察器48输出的转向柱旋转角推断值

的角度偏差Δ

PD控制部45对由角度偏差运算部44运算出的角度偏差Δθ进行PD运算。具体而言，若将比例增益设为k_p，将微分增益设为k_v，则PD控制部45进行

的运算。第一减速比除法部46通过将PD控制部45的运算结果除以减速机构19的减速比i来运算第一辅助转矩修正值T_a，PD。

第二减速比除法部49通过将由设备观察器48运算出的摩擦力推断值

除以减速机构19的减速比i来运算第二辅助转矩修正值T_a，FC(摩擦补偿值)。下述设备观察器48的动作。

加法部47通过将由辅助转矩指令值运算部42运算出的辅助转矩指令值T_a、由第一减速比除法部46运算出的第一辅助转矩修正值T_a，PD、以及由第二减速比除法部49运算出的第二辅助转矩修正值T_a，FC相加来运算马达转矩指令值T_mc。

电流指令值运算部50通过将由加法部47运算出的马达转矩指令值T_mc除以电动马达18的转矩常量来运算电流指令值I_m＊。电流偏差运算部51运算由电流指令值运算部50运算出的电流指令值I_m＊与由电流检测电路33检测出的实际马达电流I_m的偏差ΔI_m(＝I_m＊-I_m)。PI控制部52通过对由电流偏差运算部51运算出的电流偏差ΔI_m进行PI运算来运算应对电动马达18施加的电压指令值。

PMW控制部53生成与由PI控制部52运算出的电压指令值对应的占空比的PWM信号，并赋予给马达驱动电路31。马达驱动电路31是H桥电路，包括多个功率元件。这些多个功率元件基于由PMW控制部赋予的PWM信号导通截止，从而与上述电压指令值相应的电压被施加至电动马达18。

电流偏差运算部51以及PI控制部52构成电流反馈控制单元。通过该电流反馈控制单元的动作，被控制为流向电动马达18的马达电流接近电流指令值I_m＊。

图3是表示设备观察器(plant observer)48的结构的框图。

设备观察器48包括由无摩擦转向柱式EPS模型构成的观察器用模型61、第三减速比除法部62、角度偏差运算部63、第一增益乘法部64、马达速度运算部65、第四减速比除法部66、角速度偏差运算部67、第二增益乘法部68、以及摩擦力推断部69。

向观察器用模型61输入由摩擦力推断部69运算出的摩擦力推断值

由转矩传感器11检测出的扭杆转矩T_tb、由加法部47(参照图2)运算出的马达转矩指令值T_mc、第一模型修正项l_p·Δθ、以及第二模型修正项l_v·Δω。观察器用模型61基于这些输入来运算假定为在动力转向柱内不产生摩擦的情况下的、转向柱旋转角推断值以及转向柱角速度推断值

并且运算负荷转矩(负载负荷)T_ls。

向摩擦力推断部69输入由转矩传感器11检测出的扭杆转矩T_tb、由加法部47(参照图2)运算出的马达转矩指令值T_mc、由观察器用模型61运算出的负荷转矩T_ls以及转向柱角速度推断值

摩擦力推断部69使用这些输入来运算在动力转向柱内产生的摩擦力的推断值即摩擦力推断值

下述摩擦力推断部69的详细内容。

第三减速比除法部62通过将由旋转角运算部41运算出的电动马达18的旋转角θ_m除以减速机构19的减速比i(＝ω_wg/ω_ww)来运算实际转向柱旋转角θ。

角度偏差运算部63运算由第三减速比除法部62运算出的实际转向柱旋转角θ与由观察器用模型61运算出的转向柱旋转角推断值

的角度偏差

第一增益乘法部64通过将由角度偏差运算部63运算出的角度偏差Δθ乘以预先设定的第一增益l_p来运算第一模型修正项(位置)l_p·Δθ。

马达速度运算部65通过对由旋转角运算部41运算出的马达旋转角θ_m进行时间微分来运算电动马达18的转子的角速度(以下称为实际马达角速度ω_m)。

第四减速比除法部66通过将由马达速度运算部65运算出的实际马达角速度ω_m除以减速机构19的减速比i(＝ω_wg/ω_ww)来运算实际转向柱角速度ω(＝dθ/dt)。

角速度偏差运算部67运算由第四减速比除法部66运算出的实际转向柱角速度ω与由观察器用模型61运算出的转向柱角速度推断值

的角速度偏差

第二增益乘法部68通过将由角速度偏差运算部67运算出的角速度偏差Δω乘以预先设定的第二增益l_v来运算第二模型修正项(速度)l_v·Δω。

第一模型修正项(位置)l_p·Δθ以及第二模型修正项(速度)l_v·Δω用于修正观察器用模型61的特性(构造)。即，以由观察器用模型61运算出的转向柱旋转角推断值

与实际转向柱旋转角θ相等，由观察器用模型61运算出的转向柱角速度推断值

与实际转向柱角速度ω相等的方式修正观察器用模型61的特性(构造)。

从设备观察器48输出由观察器用模型61运算出的转向柱旋转角推断值以及由摩擦力推断部69运算出的摩擦力推断值

图4是表示摩擦力推断部69的结构的框图。

摩擦力推断部69包括正压力运算部71、摩擦系数推断部72、以及摩擦力运算部73。摩擦力推断部69使用转向柱式EPS的模拟模型以及摩擦模型来推断在动力转向柱内产生的摩擦力。对在摩擦力推断部69中利用的转向柱式EPS的模拟模型以及摩擦模型进行说明。

图5是表示一般的转向柱式EPS的模拟模型(以下称为完全EPS模型。)的结构的示意图。

该完全EPS模型91是4个自由度的模型。该完全EPS模型91的输入有马达转矩指令值T_mc、方向盘2上的驱动转矩T_sw、通过下部轴传递的负荷转矩T_ls、以及未图示的车速V。能够检测扭杆转矩T_tb、马达轴的旋转角θ_ms以及车速V。

该完全EPS模型91包括4个惯性，即，方向盘的惯性、蜗轮的惯性、蜗杆的惯性、以及马达轴的惯性。由蜗杆以及蜗轮构成减速机构(蜗轮蜗杆机构)。驱动转矩T_sw以及负载负荷T_ls分别被直接施加至方向盘以及蜗轮。马达转矩指令值T_mc被赋予给ECU内的马达电流控制器(Current controller)。该模拟模型91所包括的ECU是不具备摩擦补偿功能的一般的ECU。例如，该ECU基于扭杆转矩T_tb和车速V来运算马达转矩指令值T_mc，并以流向电动马达的电流和与马达转矩指令值T_mc对应的电流值相等的方式进行反馈控制。

在图5中，J表示惯性。θ表示旋转角。dθ/dt表示角速度或者速度。k表示刚性系数(弹性系数)。c表示粘性系数。作为摩擦，考虑减速机构的啮合部的摩擦F_cf，ww、F_cf，wg，忽略其它的摩擦例如轴承等的摩擦。角标sw表示方向盘，tb表示扭杆，ww表示蜗轮，wg表示蜗杆，ms表示马达轴。

4个惯性的运动方程式通过下式(1)～(4)来表示。

·方向盘

·蜗轮

·蜗杆

·辅助马达转子

T_c，ww以及T_c，wg表示蜗轮以及蜗杆间的相互作用转矩。式(2)以及(3)的相互作用转矩T_c，ww以及T_c，wg能够使用图6所示的蜗杆与蜗轮的啮合模型来运算。

在图6中，x轴以及y轴是蜗杆以及蜗轮的节圆上的啮合点处的切线。另外，z轴是沿着蜗轮蜗杆共用的径向的方向。蜗轮的旋转与y方向的移动对应，蜗杆的旋转与x方向的移动对应。假定为压力角β总是恒定。并且，假定为齿面的摩擦力在导程角γ的方向上作用。

在EPS系统停止时，因预负荷F0，与蜗轮啮合的蜗杆的齿在蜗轮的上下的2个点接触。将这样的状态称为二点接触状态。

蜗轮与蜗杆之间的相互作用力

由在两个接触点i＝1、2处产生的正压力

以及摩擦力

构成。相互作用力

通过下式(5)、(6)来表示。

正压力因通过系数k_c的弹簧表示的材料变形而生成。上侧弹簧以及下侧弹簧的压缩量分别以h₁＝(h0+dh)+以及h₂＝(h0-dh)+来表示。h₀是在系统的停止时因预负荷而生成的压缩量，dh是相对的齿的位置。(A)+是若A≥0则(A)+＝A，若A＜0则(A)+＝0的函数。正压力

以及正压力分别通过下式(7)、(8)来表示。

若上侧弹簧或者下侧弹簧的压缩量为零，则接触点消失。将两个接触中的一方消失时的状态称为一点接触状态。

如下式(9)所示那样，系统停止时的压缩量h₀为与预负荷F₀、刚性系数k_c以及压力角β相应的值。

h₀＝F₀/2k_csin(β)…(9)

如下式(10)所示那样，相对的位移dh是蜗轮与蜗杆的相对的旋转角的函数。

dh＝r_wgθ_wgsin(γ)-r_wwθ_wwcos(γ)…(10)

r_wg是蜗杆的节圆半径。r_ww是蜗轮的节圆半径。

摩擦力F_fi，xx使用正压力和摩擦系数μ(假定为在2点相等)，通过下式(11)来表示。

上述式(5)、(6)通过使用上述式(7)、(8)以及(11)并被投影至运动轴，而被改写为下式(12)、(13)。

F_cy，ww＝F_C(dh)cos(γ)cos(β)-μF_N(dh)sin(γ)…(12)

F_cx，wg＝-F_C(dh)sin(γ)cos(β)-μF_N(dh)cos(γ)…(13)

这里，F_C(dh)是等效接触力，F_N(dh)是等效正压力，分别通过下式(14)、(15)来表示。

F_C(dh)＝k_c((h₀+dh)+-(h0-dh)+)…(14)

F_N(dh)＝k_c((h₀+dh)++(h0-dh)+)…(15)

图7表示函数F_C(dh)。图8表示函数F_N(dh)。在图7以及图8中，2cp表示|dh|≤0的二点接触状态，1cp表示|dh|＞0的一点接触状态。

最后，如下式(16)、(17)所示那样，相互作用力F_cy，ww、F_cx，wg被乘以节圆半径而被转换为转矩T_c，ww、T_c，wg。

T_c，ww＝r_wwF_cy，ww…(16)

T_c，wg＝r_wwF_cx，wg…(17)

对为了运算蜗轮蜗杆的啮合部的摩擦系数μ而使用的摩擦模型进行说明。在本实施方式中，作为摩擦模型使用LuGre模型。基于LuGre模型的摩擦系数μ使用两物体间的滑动速度v_s和刷的挠曲量p并通过下式(18)来表示。

g(v_s)＝μ_c+(μ_ba-μ_c)θ^A

A＝-(|v_s|/v_sb)²

这里，μ_c是库伦摩擦系数。μ_ba是最大摩擦系数。v_sb是产生斯特里贝克效应的滑动速度。σ₀是刷的刚性系数。σ₁是刷的衰减系数。σ₂是粘性摩擦系数。这6个参数通过实验求出。作为LuGre模型的输入的滑动速度v_s通过下式(19)来表示。

v_s＝r_ww·dθ_ww/dt·sin(γ)+r_wg·dθ_wg/dt·cos(γ)…(19)

在本实施方式中，摩擦力推断部69使用将图5的完全EPS模型91简化而成的模拟模型(以下称为简易EPS模型92。)来推断动力转向柱内的摩擦(补偿对象的摩擦)。

图9是表示简易EPS模型92的结构的示意图。

在该简易EPS模型92中，视作马达转矩指令值T_mc与马达轴转矩T_ms相等。另外，在该简易EPS模型92中，视作马达轴的旋转角θ_ms与蜗杆的旋转角θ_wg相等。

θ_ms＝θ_wg…(20)

在该简易EPS模型92中，如下式(21)所示那样，视作蜗轮的旋转角θ_ww与减速比i和蜗杆的旋转角θ_wg的积相等。

θ_ww(t)＝iθ_wg(t)…(21)

在该简易EPS模型92中，如下式(22)所示那样，减速比i使用蜗轮以及蜗杆的节圆半径r_ww、r_wg和导程角γ来表示。

i＝(r_ww/r_wg)·cot(γ)…(22)

即，在该简易EPS模型92中，惯性的个数被减少至该转向柱的旋转角为θ的单一的惯性J＝J_ww+i2(J_wg+J_ms)。

虽然蜗轮以及蜗杆被组合为一个，但由于接触状态给摩擦力带来影响，所以运算接触状态的影响。

在该简易EPS模型92中，直接输入扭杆转矩T_tb。因此，不包括方向盘。不测定朝向下部轴的逆输入(负荷转矩)T_ls。然而，负荷转矩T_ls能够经由车辆模型来测定。作为最初的方法，简单的弹簧-阻尼轴被作为车轮的自校正反馈的代表使用。负荷转矩T_ls通过下式(23)来表示。

T_ls＝-kθ-c(dθ/dt)…(23)

k以及c分别是车辆模型的刚性系数以及粘性系数。

用于简易EPS模型92的蜗轮蜗杆的啮合部的滑动速度v_s使用上述式(19)、(21)、(22)通过下式(24)来表示。

v_s＝r_ww(dθ/dt)/sin(γ)…(24)

在简易EPS模型92中，上述运动方程式(2)、(3)、(4)通过下式(25)来表示。

这里，μ是摩擦系数。另外，N(dh)是与减速机构的负荷状态dh相应的等效正压力转矩(以下称为正压力N(dh)。)，通过下式(26)来表示。

N(dh)＝{r_ww/sin(γ)}F_N(dh)…(26)

返回至图4，正压力运算部71运算正压力N(dh)。

蜗轮上的外部转矩T_ww是T_ww＝T_tb+T_ls。在蜗杆侧，惯性是J_wg+J_ms，外部转矩是马达轴转矩T_ms。另外，在稳定状态下，成为θ_ww＝iθ_wg＝iθ_ms。

若将这些式子应用于上述运动方程式(2)、(3)、(4)，则得到下式(27)。

(1/J_ww-)(T_ww+r_wwcos(γ)cos(β)F_C(dh)-r_wwμsin(γ)F_N(dh))

＝

＝

(1/i(J_wg+J_ms))(T_ms-r_wgsin(γ)cos(β)F_C(dh)-r_wgμcos(γ)F_N(dh))…(27)

若假定为与正压力的项F_C(dh)相比能够忽略摩擦项μF_N(dh)(μF_N(dh)＝0)，则F_C(dh)通过下式(28)来表示。

F_C(dh)＝iJ_wwT_ms-i2(J_wg+J_ms)(T_ww)/(r_wwcos(γ)cos(β)J)…(28)

正压力运算部71根据上述式(28)和上述式(14)(参照图7的曲线图)来运算dh。另外，正压力运算部71通过将求出的dh和根据上述式(9)求出的h₀代入至上述式(15)来运算F_N(dh)。然后，正压力运算部71通过将F_N(dh)代入至上述式(26)来运算正压力N(dh)(正压力推断值

摩擦系数推断部72基于上述式(24)来运算滑动速度v_s。此时，作为上述式(24)的dθ/dt，使用由观察器用模型61运算出的转向柱角速度推断值

然后，摩擦系数推断部72通过将得到的滑动速度v_s代入至上述式(18)来运算摩擦系数推断值

摩擦力运算部73通过将由正压力运算部71运算出的正压力推断值

乘以由摩擦系数推断部72运算出的摩擦系数推断值

来运算摩擦力的推断值

在上述实施方式中，摩擦力推断部69基于考虑了在减速机构19中产生的摩擦的简易EPS模型92来推断在减速机构19中产生的摩擦。然后，使用推断出的摩擦和辅助转矩指令值来运算马达转矩指令值。由此，能够补偿在减速机构19中产生的摩擦。

作为参考模型43以及观察器用模型61，在本实施方式中，使用从图9所示的简易EPS模型92去除了动力转向柱内的摩擦μN(dh)的模型。

以下，对在PD控制部45中使用的比例增益k_p及微分增益k_v(反馈增益)、在设备观察器48内的第一增益乘法部64中使用的第一增益l_p(模型修正用增益)以及在设备观察器48内的第二增益乘法部68中使用的第二增益l_v(模型修正用增益)的设定方法进行说明。

图10表示具有弹簧、质量以及阻尼元件的一质点系的模型。

该模型的运动方程式通过下式(29)来表示。

m·d²x/dt+c·dx/dt+kx＝f…(29)

这里，m是质量，c是衰减系数，k是弹性系数(刚性系数)，d²x/dt是加速度，dx/dt是速度，x是位移，f是外力。

若对式(29)进行拉普拉斯变换，则得到下式(30)。

(ms²+cs+k)X＝F…(30)

这里，X是位移的拉普拉斯变换，F是外力的拉普拉斯变换，s是拉普拉斯算子。

传递函数H(s)通过下式(31)来表示。

H(s)＝X(s)/F(s)＝1/(ms²+cs+k)…(31)

式(31)的右边的分母被称为特性方程式(ms²+cs+k＝0)。

特性方程式的根通过下式(32)来表示。

s＝{-c±√(c²-4mk)}/2m…(32)

特性方程式的根为2重根的情况为振动与非振动的边界(临界衰减)。

若将临界衰减系数设为cc＝2√(mk)，将衰减比设为ζ＝c/cc，则特性方程式通过下式(33)来表示。

s²+2ζ√(k/m)·s+k/m＝0…(33)

并且，若将ω₀＝√(k/m)设为固有角振动数ω₀，则特性方程式通过下式(34)来表示。

s²+2ζω₀s+ω₀ ²＝0…(34)

在临界衰减时(ζ＝1)，式(34)成为下式(35)。

s²+2ω₀s+ω₀ ²＝0…(35)

在临界衰减时(ζ＝1)，系统的响应性较快，且成为非振动。

在本实施方式中，将临界衰减时的响应性作为目标的响应性来设定比例增益k_p、微分增益k_v、第一增益l_p以及第二增益l_v。

参照图2，用简易EPS模型92表示本实施方式的控制对象(设备)的情况下的、本实施方式的闭环系统(控制对象以及控制器)的运动方程式通过下式(36)、(37)、(38)、(39)来表示。

T＝T_tb+iT_a------(39)

式(36)是控制对象的运动方程式，式(37)是设备观察器48的运动方程式，式(38)是参考模型43的运动方程式。式(36)的右边的

表示摩擦力推断值

μN表示实际摩擦力μN(dh)。

是摩擦补偿误差。

将

定义为设备观察器48的误差，将

定义为设备观察器48与参考模型43之间的误差。

使用

以及

并根据上述3个运动方程式(36)、(37)、(38)来生成表示控制系统的举动的两个方程式(40)、(41)。

与各式(40)、(41)对应的特性方程式分别通过下式(42)、(43)来表示。

s²+{(c+σ₂N+l_v)/J}s+(k+l_p)/J＝0…(42)

s²+{(c+k_v)/J}s+(k+k_p)/J＝0…(43)

若以特性方程式(42)、(43)具有2重根(负的实数)的方式设定比例增益k_p、微分增益k_v、第一增益l_p以及第二增益l_v，则得到临界衰减的响应性。为了特性方程式(42)具有s＝-C1(C1为正的实数)的2重根，需要下式(44)成立，为了特性方程式(43)具有s＝-C2(C2为正的实数)的2重根，需要下式(45)成立。

(s-(-C1))²＝s²+2C1·s+C1²＝0…(44)

(s-(-C2))²＝s²+2C2·s+C2²＝0…(45)

若比较式(42)和式(44)的系数，则得到下式(46)，若比较式(43)和式(45)的系数，则得到下式(47)。

对C1设定所希望的值，并根据式(46)来决定第一增益l_p以及第二增益l_v。同样，对C2设定所希望的值，并根据式(47)来决定比例增益k_p以及微分增益k_v。C1以及C2是设计目标的响应性的参数。

通过这样地决定比例增益k_p、微分增益k_v、第一增益l_p以及第二增益l_v来实现响应性快、且非振动的控制系统。

在上述的实施方式中，将转向轴(转向柱轴)6的旋转角设为转向柱旋转角θ，但也可以将电动马达18的旋转角(马达轴)设为转向柱旋转角θ。

另外，在上述的实施方式中，电动马达18是有刷直流马达，但例如也可以是三相无刷马达等有刷直流马达以外的电动马达。

应予说明，本发明能够在要求保护的范围所记载的事项的范围内实施各种的设计变更。

Claims (2)

1.一种电动动力转向装置，包括：

动力转向柱，其包括电动马达以及放大上述电动马达的马达转矩的减速机构；

辅助转矩指令值运算部，其设定上述电动马达的辅助转矩指令值；

设备观察器，其使用假定为在上述动力转向柱中不产生摩擦并且使用上述电动马达的旋转角的实测值以及模型修正用增益来修正特性的观察器用模型以及使用考虑了在上述减速机构中产生的摩擦的1惯性模型来推断摩擦力的摩擦力推断部，来运算上述动力转向柱的旋转角的推断值以及在上述动力转向柱内产生的摩擦力的推断值；

参考模型，其是假定为在上述动力转向柱中不产生摩擦的模型，其运算上述动力转向柱的旋转角的目标值；

反馈操作量运算部，其通过对上述动力转向柱的旋转角目标值与上述动力转向柱的旋转角推断值的偏差进行反馈运算来运算反馈操作量；

马达转矩指令值运算部，其通过使用上述摩擦力推断值以及上述反馈操作量修正上述辅助转矩指令值来运算马达转矩指令值；以及

马达电流控制部，其以上述电动马达的马达转矩与上述马达转矩指令值相等的方式控制流向上述电动马达的马达电流，其特征在于，

以与表示上述电动动力转向装置的举动的运动方程式对应的特性方程式具有2重根的方式设定在上述反馈操作量运算部使用的反馈增益以及在上述设备观察器使用的上述模型修正用增益。

2.一种增益设定方法，其特征在于，

是包括以下部件的电动动力转向装置的增益设定方法，上述电动动力转向装置包括：

动力转向柱，其包括电动马达以及放大上述电动马达的马达转矩的减速机构；

辅助转矩指令值运算部，其设定上述电动马达的辅助转矩指令值；

设备观察器，其使用假定为在上述动力转向柱中不产生摩擦并且使用上述电动马达的旋转角的实测值以及模型修正用增益来修正特性的观察器用模型以及使用考虑了在上述减速机构中产生的摩擦的1惯性模型来推断摩擦力的摩擦力推断部，来运算上述动力转向柱的旋转角的推断值以及在上述动力转向柱内产生的摩擦力的推断值；

参考模型，其是假定为在上述动力转向柱中不产生摩擦的模型，其运算上述动力转向柱的旋转角的目标值；

反馈操作量运算部，其通过对上述动力转向柱的旋转角目标值与上述动力转向柱的旋转角推断值的偏差进行反馈运算来运算反馈操作量；

马达转矩指令值运算部，其通过使用上述摩擦力推断值以及上述反馈操作量修正上述辅助转矩指令值来运算马达转矩指令值；以及

马达电流控制部，其以上述电动马达的马达转矩与上述马达转矩指令值相等的方式控制流向上述电动马达的马达电流，

以与表示上述电动动力转向装置的举动的运动方程式对应的特性方程式具有2重根的方式设定在上述反馈操作量运算部使用的反馈增益以及在上述设备观察器使用的上述模型修正用增益。

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