JP2007050743A - Wheel lateral force estimating device and steering reaction force controlling device - Google Patents
Wheel lateral force estimating device and steering reaction force controlling device Download PDFInfo
- Publication number
- JP2007050743A JP2007050743A JP2005236537A JP2005236537A JP2007050743A JP 2007050743 A JP2007050743 A JP 2007050743A JP 2005236537 A JP2005236537 A JP 2005236537A JP 2005236537 A JP2005236537 A JP 2005236537A JP 2007050743 A JP2007050743 A JP 2007050743A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- lateral force
- wheel lateral
- torque
- calculated
- force
- Prior art date
- Legal status (The legal status 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 status listed.)
- Granted
Links
Images
Landscapes
- Steering Control In Accordance With Driving Conditions (AREA)
- Control Of Driving Devices And Active Controlling Of Vehicle (AREA)
- Power Steering Mechanism (AREA)
Abstract
Description
本発明は、車輪の横力を推定する横力推定装置に係り、更に詳細には操舵輪の横力を推定する横力推定装置及びこれを用いた操舵反力制御装置に係る。 The present invention relates to a lateral force estimation device that estimates the lateral force of a wheel, and more particularly to a lateral force estimation device that estimates the lateral force of a steered wheel and a steering reaction force control device that uses the lateral force estimation device.
自動車等の車輌に於いて車輪の横力を推定する方法の一つとして、例えば本願出願人の出願にかかる下記の特許文献1に記載されている如く、操舵角及び車速を検出し、操舵角及び車速に基づいて車輌の横力を推定し、車輌の横力に基づいて車輪の横力を推定する方法が知られている。
しかし上述の如き従来の車輪横力推定方法に於いては、車輌の横加速度やヨーレートの如き実際の旋回状態量が考慮されず、操舵角及び車速に基づいて車輌の線形状態方程式を使用して車輌の横力が推定されるため、車輌の実際の旋回状況に応じて車輪の横力を正確に推定することができない。 However, in the conventional wheel lateral force estimation method as described above, the actual turning state quantity such as the lateral acceleration and yaw rate of the vehicle is not taken into consideration, and the linear state equation of the vehicle is used based on the steering angle and the vehicle speed. Since the lateral force of the vehicle is estimated, the lateral force of the wheel cannot be accurately estimated according to the actual turning situation of the vehicle.
また車輌の実際の旋回状態量として車輌の横加速度及びヨーレートを検出し、これらに基づいて車輪の横力を推定する方法も既に知られているが、この方法の場合にはヨーレートの微分値を演算する必要があるため、推定される車輪の横力にノイズが含まれ易く、そのため車輌の過渡旋回時の如く車輌の実際の旋回状態量の変化度合が高い状況に於ける車輪横力の推定精度が悪いという問題がある。またこの問題を解消すべく、推定される車輪の横力をロータパスフィルタ処理すると、車輪の横力推定値の位相が遅れるという問題が生じる。 In addition, a method of detecting the lateral acceleration and yaw rate of the vehicle as the actual turning state amount of the vehicle and estimating the lateral force of the wheel based on these is already known, but in this method, the differential value of the yaw rate is calculated. Since it is necessary to calculate, it is easy for noise to be included in the estimated lateral force of the wheel. Therefore, estimation of the wheel lateral force in a situation where the actual amount of change in the actual turning state of the vehicle is high, such as during a transient turning of the vehicle. There is a problem of poor accuracy. In order to solve this problem, if the estimated lateral force of the wheel is subjected to rotapass filter processing, a problem arises that the phase of the estimated lateral force of the wheel is delayed.
また自動車等の車輌に於けるステアバイワイヤ式ステアリング装置の操舵反力制御装置は、操舵輪の横力を推定し、操舵輪の横力に基づいてセルフアライニングトルクを推定し、セルフアライニングトルクに基づいて主要な目標操舵反力(比例項)を演算するようになっており、従ってかかる操舵反力制御装置に於いても、操舵輪の横力の推定に関する上述の問題に起因してセルフアライニングトルクを正確に推定することができず、そのため操舵反力を適正に制御することができないという問題がある。 In addition, a steering reaction force control device of a steer-by-wire type steering device in a vehicle such as an automobile estimates a lateral force of a steered wheel, estimates a self-aligning torque based on the lateral force of the steered wheel, and self-aligning torque. The main target steering reaction force (proportional term) is calculated on the basis of the above-mentioned, so that even in such a steering reaction force control device, self-transmission is caused due to the above-mentioned problem relating to the estimation of the lateral force of the steered wheels. There is a problem that the aligning torque cannot be accurately estimated, and therefore the steering reaction force cannot be controlled properly.
本発明は、操舵角及び車速に基づいて車輪の横力を推定する従来の車輪横力推定方法及び操舵反力制御装置に於ける上述の如き問題に鑑みてなされたものであり、本発明の主要な課題は、車輌の実際の旋回状態量を考慮することにより、車輌の実際の旋回状況に応じて車輪の横力を正確に推定すると共に車輌の実際の旋回状態量の変化度合が高い状況に於いても車輪横力を高精度に推定することであり、更には正確に推定された操舵輪の横力に基づいてセルフアライニングトルクを正確に推定し、操舵反力を適正に制御することである。 The present invention has been made in view of the above-described problems in the conventional wheel lateral force estimation method and the steering reaction force control device that estimate the lateral force of the wheel based on the steering angle and the vehicle speed. The main problem is that the lateral force of the wheel is accurately estimated according to the actual turning situation of the vehicle by considering the actual turning state quantity of the vehicle, and the degree of change in the actual turning state quantity of the vehicle is high. In this case, the lateral force of the wheel is estimated with high accuracy, and the self-aligning torque is accurately estimated based on the accurately estimated lateral force of the steering wheel, and the steering reaction force is appropriately controlled. That is.
上述の主要な課題は、本発明によれば、車速及び操舵角に基づいて第一の車輪横力を推定する第一の車輪横力推定手段と、車輌の横加速度及びヨーレートに基づいて第二の車輪横力を推定する第二の車輪横力推定手段と、前記第一及び第二の車輪横力に基づいて車輪横力を演算する車輪横力演算手段とを有する車輪横力推定装置に於いて、前記車輪横力演算手段は車輪横力の変化度合を示す指標値を演算し、前記指標値が大きいときには前記指標値が小さいときに比して前記車輪横力に対する前記第一の車輪横力の寄与度合を高くすることを特徴とする車輪横力推定装置(請求項1の構成)、又は上記請求項1乃至3に記載の車輪横力推定装置により推定された車輪横力を使用して操舵輪のセルフアライニングトルクを推定し、前記セルフアライニングトルクを使用して目標操舵反力を演算し、前記目標操舵反力に基づいて操舵反力を制御することを特徴とする操舵反力制御装置(請求項4の構成)によって達成される。 According to the present invention, the main problems described above are the first wheel lateral force estimating means for estimating the first wheel lateral force based on the vehicle speed and the steering angle, and the second based on the lateral acceleration and yaw rate of the vehicle. A wheel lateral force estimating device having second wheel lateral force estimating means for estimating the wheel lateral force of the vehicle and wheel lateral force calculating means for calculating the wheel lateral force based on the first and second wheel lateral forces. The wheel lateral force calculating means calculates an index value indicating the degree of change in wheel lateral force, and the first wheel with respect to the wheel lateral force is larger when the index value is larger than when the index value is small. The wheel lateral force estimation device (configuration of claim 1) characterized in that the degree of lateral force contribution is increased, or the wheel lateral force estimated by the wheel lateral force estimation device according to claims 1 to 3 is used. To estimate the self-aligning torque of the steered wheels, Use innings torque calculates the target steering reaction force is achieved by the target steering reaction force steering reaction force control device and controls the steering reaction force based on (the fourth aspect).
また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項1の構成に於いて、前記指標値は車輪横力の高周波成分の含有度合であるよう構成される(請求項2の構成)。 According to the present invention, in order to effectively achieve the main problem described above, in the configuration of claim 1, the index value is configured to include the high frequency component of the wheel lateral force ( Configuration of claim 2).
また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項1の構成に於いて、前記指標値は車輪横力の変化速度の大きさであるよう構成される(請求項3の構成)。 Further, according to the present invention, in order to effectively achieve the above main problem, in the configuration of claim 1, the index value is configured to be a magnitude of a change speed of a wheel lateral force ( Configuration of claim 3).
上記請求項1の構成によれば、車速及び操舵角に基づいて第一の車輪横力が推定され、車輌の横加速度及びヨーレートに基づいて第二の車輪横力が推定され、第一及び第二の車輪横力に基づいて車輪横力が演算されるので、車速及び操舵角に基づいて推定される車輪横力が車輪横力とされる場合に比して、車輌の実際の旋回状況に応じて車輪の横力を正確に推定することができ、また車輌の横加速度及びヨーレートに基づいて推定される車輪横力が車輪横力とされる場合に比して、車輌の過渡旋回時の如く車輌の実際の旋回状態量の変化度合が高い状況に於ける車輪横力の推定精度を高くすることができる。 According to the configuration of the first aspect, the first wheel lateral force is estimated based on the vehicle speed and the steering angle, and the second wheel lateral force is estimated based on the lateral acceleration and the yaw rate of the vehicle. Since the wheel lateral force is calculated based on the second wheel lateral force, the actual turning situation of the vehicle is compared with the case where the wheel lateral force estimated based on the vehicle speed and the steering angle is the wheel lateral force. Accordingly, the lateral force of the wheel can be accurately estimated, and compared with the case where the wheel lateral force estimated based on the lateral acceleration and yaw rate of the vehicle is the wheel lateral force, Thus, it is possible to increase the estimation accuracy of the wheel lateral force in a situation where the degree of change in the actual turning state amount of the vehicle is high.
特に上記請求項1の構成によれば、車輪横力の変化度合を示す指標値が演算され、指標値が大きいときには指標値が小さいときに比して車輪横力に対する第一の車輪横力の寄与度合が高くされるので、車輌の定常旋回時の如く車輌の実際の旋回状態量の変化度合が低い状況に於いて車輌の実際の旋回状況に応じて車輪の横力を正確に推定することができると共に、車輌の過渡旋回時の如く車輌の実際の旋回状態量の変化度合が高い状況に於いても車輪横力を高精度に推定することができる。 In particular, according to the configuration of the first aspect, an index value indicating the degree of change in the wheel lateral force is calculated. When the index value is large, the first wheel lateral force with respect to the wheel lateral force is larger than when the index value is small. Since the degree of contribution is increased, it is possible to accurately estimate the lateral force of the wheel according to the actual turning situation of the vehicle in a situation where the degree of change in the actual turning state amount of the vehicle is low, such as during steady turning of the vehicle. In addition, it is possible to estimate the wheel lateral force with high accuracy even in a situation where the actual degree of change in the amount of turning state of the vehicle is high, such as during a transient turning of the vehicle.
また上記請求項2の構成によれば、指標値は車輪横力の高周波成分の含有度合であるので、車輪横力の高周波成分の含有度合が高く車輌の横加速度及びヨーレートに含まれるノイズのレベルが高いときには、確実に車輪横力に対する第一の車輪横力の寄与度合を高くすると共に車輪横力に対する第二の車輪横力の寄与度合を低くすることができる。 Further, according to the configuration of the second aspect, since the index value is the content of the high frequency component of the wheel lateral force, the content of the high frequency component of the wheel lateral force is high, and the level of noise included in the lateral acceleration and yaw rate of the vehicle When is high, the contribution degree of the first wheel lateral force to the wheel lateral force can be surely increased and the contribution degree of the second wheel lateral force to the wheel lateral force can be lowered.
また上記請求項3の構成によれば、指標値は車輪横力の変化速度の大きさであるので、車輪横力の変化速度の大きさが大きく車輌の横加速度及びヨーレートに含まれるノイズのレベルが高いときには、確実に車輪横力に対する第一の車輪横力の寄与度合を高くすると共に車輪横力に対する第二の車輪横力の寄与度合を低くすることができる。 According to the third aspect of the present invention, since the index value is the magnitude of the change rate of the wheel lateral force, the magnitude of the change rate of the wheel lateral force is large, and the level of noise included in the lateral acceleration and yaw rate of the vehicle. When is high, the contribution degree of the first wheel lateral force to the wheel lateral force can be surely increased and the contribution degree of the second wheel lateral force to the wheel lateral force can be lowered.
また上記請求項4の構成によれば、上記請求項1乃至3に記載の車輪横力推定装置により推定された車輪横力を使用して操舵輪のセルフアライニングトルクが推定され、セルフアライニングトルクを使用して目標操舵反力が演算され、目標操舵反力に基づいて操舵反力が制御されるので、車輌の旋回状況に拘らず操舵輪のセルフアライニングトルクを正確に推定し、目標操舵反力を正確に演算することができ、これにより操舵反力を適正に制御することができる。 According to the configuration of claim 4, the self-aligning torque of the steered wheels is estimated using the wheel lateral force estimated by the wheel lateral force estimation device according to claims 1 to 3, and the self-aligning is performed. The target steering reaction force is calculated using the torque, and the steering reaction force is controlled based on the target steering reaction force. Therefore, the self-aligning torque of the steered wheels is accurately estimated regardless of the turning situation of the vehicle. The steering reaction force can be accurately calculated, whereby the steering reaction force can be properly controlled.
〔課題解決手段の好ましい態様〕
本発明の一つの好ましい態様によれば、上記請求項乃至4の構成に於いて、車輪横力演算手段は第一及び第二の車輪横力の重み和として車輪横力を演算するよう構成される(好ましい態様1)。
[Preferred embodiment of problem solving means]
According to one preferred aspect of the present invention, in the configuration of the above claims to 4, the wheel lateral force calculating means is configured to calculate the wheel lateral force as a weight sum of the first and second wheel lateral forces. (Preferred embodiment 1)
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記好ましい態様1の構成に於いて、車輪横力演算手段は車輪横力の変化度合を示す指標値が大きいときには該指標値が小さいときに比して第一の車輪横力に対する重みを大きくすると共に第二の車輪横力に対する重みを小さくするよう構成される(好ましい態様2)。 According to another preferred aspect of the present invention, in the configuration of the preferred aspect 1 described above, the wheel lateral force calculation means has a ratio when the index value indicating the degree of change in the wheel lateral force is large. Thus, the weight for the first wheel lateral force is increased and the weight for the second wheel lateral force is decreased (Preferred Mode 2).
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記好ましい態様2の構成に於いて、車輪横力演算手段は第一の車輪横力に対する重みの変化率の大きさ及び第二の車輪横力に対する重みの変化率の大きさを所定の変化率制限値以下に制限するよう構成される(好ましい態様3)。 According to another preferred aspect of the present invention, in the configuration of the preferred aspect 2 described above, the wheel lateral force calculation means includes a magnitude of a weight change rate with respect to the first wheel lateral force and a second wheel lateral force. The change rate of the weight with respect to is configured to be limited to a predetermined change rate limit value or less (preferred aspect 3).
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項1乃至4又は上記好ましい態様1乃至3の構成に於いて、第一の車輪横力推定手段は車輪の接地荷重及び路面の摩擦係数に基づいて第一の車輪横力の制限値を演算し、推定される第一の車輪横力の大きさを第一の車輪横力の制限値以下に制限するよう構成される(好ましい態様4)。 According to another preferred aspect of the present invention, in the configuration of the above-mentioned claims 1 to 4 or the preferred aspects 1 to 3, the first wheel lateral force estimating means includes the wheel ground load and the friction coefficient of the road surface. The first wheel lateral force limit value is calculated based on the first wheel lateral force, and the estimated first wheel lateral force magnitude is limited to be equal to or less than the first wheel lateral force limit value (preferred aspect 4). ).
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項2又は上記好ましい態様1乃至4の構成に於いて、車輪横力演算手段は所定の第一の時間に亘る第二の車輪横力を周波数解析し、基準周波数以上の周波数成分の含有度合を車輪横力の変化度合を示す指標値として演算するよう構成される(好ましい態様5)。 According to another preferred embodiment of the present invention, in the configuration of the above-mentioned claim 2 or the preferred embodiments 1 to 4, the wheel lateral force calculating means is a second wheel lateral force over a predetermined first time. The frequency analysis is performed, and the content degree of the frequency component equal to or higher than the reference frequency is calculated as an index value indicating the change degree of the wheel lateral force (preferred aspect 5).
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項3又は上記好ましい態様1乃至4の構成に於いて、車輪横力演算手段は所定の第二の時間に亘る第二の車輪横力の変化速度を演算し、第二の車輪横力の変化速度の平均値を車輪横力の変化度合を示す指標値として演算するよう構成される(好ましい態様6)。 According to another preferred aspect of the present invention, in the configuration of the above-mentioned claim 3 or the preferred aspects 1 to 4, the wheel lateral force calculating means is a second wheel lateral force over a predetermined second time. Is calculated, and the average value of the change speeds of the second wheel lateral force is calculated as an index value indicating the change degree of the wheel lateral force (preferred aspect 6).
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項4の構成に於いて、操舵反力制御装置は操舵輪の横力及び路面の摩擦係数に基づき操舵輪のセルフアライニングトルクを推定するよう構成される(好ましい態様6)。 According to another preferred aspect of the present invention, in the configuration of claim 4, the steering reaction force control device estimates the self-aligning torque of the steering wheel based on the lateral force of the steering wheel and the friction coefficient of the road surface. (Preferred aspect 6).
以下に添付の図を参照しつつ、本発明を好ましい実施例について詳細に説明する。 The present invention will now be described in detail with reference to the accompanying drawings.
図1は本発明による車輪横力推定装置及び操舵反力制御装置の一つの実施例が適用されたステアバイワイヤ式ステアリング装置を示す概略構成図である。 FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a steer-by-wire type steering device to which one embodiment of a wheel lateral force estimating device and a steering reaction force control device according to the present invention is applied.
図1に於いて、10FL及び10FRはそれぞれ車輌12の左右の前輪を示し、10RL及び10RRはそれぞれ車輌の左右の後輪を示している。操舵輪である左右の前輪10FL及び10FRは入力手段としてのステアリングホイール14が運転者により操舵操作されることに応答して駆動されるラック・アンド・ピニオン型のステアリング機構16によりラックバー18及びタイロッド20L及び20Rを介して転舵される。
In FIG. 1, 10FL and 10FR respectively indicate the left and right front wheels of the
ステアリングホイール14に連結されたステアリングシャフト22及びステアリング機構16のピニオンシャフト24は相互に連結されておらず、ステアリングシャフト22には図1には示されていない減速歯車機構を介して操舵反力付与手段としての操舵反力トルク付与用の電気モータ26が連結されており、電気モータ26により操舵反力トルクが付与される。ピニオンシャフト24には図1には示されていない減速歯車機構を介して転舵駆動手段としての転舵駆動用の電気モータ28が連結されており、電気モータ28により回転駆動される。
The
尚図示の実施例に於いては、ピニオンシャフト24の回転は回転−直線運動変換機構としてのラック・アンド・ピニオン型のステアリング機構16によりラックバー18の直線運動に変換されるようになっているが、回転−直線運動変換機構は例えばボールねじの如く当技術分野に於いて公知の任意の回転−直線運動変換機構であってよい。
In the illustrated embodiment, the rotation of the
ステアリングシャフト22には操舵角θsを検出する操舵角センサ30が設けられており、操舵角センサ30により検出された操舵角θsを示す信号は電子制御装置32へ入力される。電子制御装置32には車速センサ34により検出された車速Vを示す信号、ヨーレートセンサ36により検出された車輌のヨーレートγを示す信号、横加速度センサ38により検出された車輌の横加速度Gyを示す信号、μセンサ40により検出された路面の摩擦係数μを示す信号、回転角センサ42により検出されたピニオンシャフト24の回転角θpを示す信号も入力される。
The steering
尚図1には詳細に示されていないが、電子制御装置32はCPUとROMとRAMと入出力ポート装置とを有し、これらが双方向性のコモンバスにより互いに接続されたマイクロコンピュータ及び駆動回路よりなっていてよい。また操舵角センサ30、ヨーレートセンサ36、横加速度センサ38、回転角センサ42はそれぞれ車輌の左旋回方向への操舵の場合を正として操舵角θs、ヨーレートγ、横加速度Gy、回転角θpを検出する。
Although not shown in detail in FIG. 1, the
電子制御装置32は、操舵角θsの絶対値が小さい領域に於いてステアリングギヤ比Rsが大きく、車速Vが高いほどステアリングギヤ比Rsが大きくなるよう、操舵角θs及び車速Vに基づきステアリングギヤ比Rsを演算し、操舵角θs及びステアリングギヤ比Rsに基づきピニオンシャフト24の目標回転角θptを演算し、ピニオンシャフト24の回転角θpが目標回転角θptになるよう電気モータ28を制御し、これにより左右の前輪10FL及び10FRを転舵する。
The
また電子制御装置32は、後述の図2に示されたフローチャートに従って車速V及び操舵角θsに基づいて第一の前輪横力Fyf1を推定により演算し、車輌の横加速度Gy及びヨーレートγに基づいて第二の前輪横力Fyf2を推定により演算し、第一の前輪横力Fyf1及び第二の前輪横力Fyf2に基づいてこれらの重み和として前輪横力Fyfを演算する。そして電子制御装置32は、前輪横力Fyf及び路面の摩擦係数μに基づいて左右の前輪10FL及び10FRのセルフアライニングトルクSATを演算する。
Further, the
特に図示の実施例に於いては、電子制御装置32は、現在までの予め設定された第一の時間(正の定数)に於ける第二の前輪横力Fyf2について周波数解析を行い、基準周波数(正の定数)以上の高周波成分の含有度合が大きいほど大きくなるよう、高周波成分の含有度合に基づいて第一の前輪横力Fyf1に対する重みn(0≦n≦1)を演算し、下記の式1に従って前輪横力Fyfを演算する。
Fyf=nFyf1+(1−n)Fyf2 ……(1)
In particular, in the illustrated embodiment, the
Fyf = nFyf1 + (1-n) Fyf2 (1)
更に電子制御装置32は、左右の前輪10FL及び10FRのセルフアライニングトルクSATに基づいてセルフアライニングトルク対応目標反力トルクTtsatを演算し、操舵角速度θdに基づきダンピング目標反力トルクTtdmpを演算し、操舵角加速度θddに基づき慣性補償目標反力トルクTtintを演算し、目標摩擦反力トルクTtfとセルフアライニングトルク対応目標反力トルクTtsatとダンピング目標反力トルクTtdmpと慣性補償目標反力トルクTtintとの和を目標反力トルクTtとして電気モータ26を制御し、これにより目標反力トルクTtに対応する操舵反力トルクをステアリングホイール14に付与する。
Furthermore, the
尚電子制御装置32はステアリングホイール14を車輌の右旋回方向へ付勢する反力トルクを正として暫定目標摩擦反力トルクTtfp、目標摩擦反力トルクTtf、セルフアライニングトルク対応目標反力トルクTtsat、ダンピング目標反力トルクTtdmp、慣性補償目標反力トルクTtintを演算する。
The
次に図2に示されたフローチャートを参照して図示の実施例に於ける操舵反力制御ルーチンについて説明する。尚図2に示されたフローチャートによる制御は図には示されていないイグニッションスイッチの閉成により開始され、所定の時間毎に繰返し実行される。 Next, a steering reaction force control routine in the illustrated embodiment will be described with reference to the flowchart shown in FIG. The control according to the flowchart shown in FIG. 2 is started by closing an ignition switch not shown in the figure, and is repeatedly executed at predetermined time intervals.
まずステップ10に於いては操舵角θsを示す信号等の読み込みが行われ、ステップ20に於いては後述の如く図3に示されたフローチャートに従って前輪横力Fyfが演算される。 First, at step 10, a signal indicating the steering angle θs is read, and at step 20, the front wheel lateral force Fyf is calculated according to the flowchart shown in FIG.
ステップ40に於いては前輪横力Fy及び路面の摩擦係数μに基づき図4に示されたグラフに対応するマップより左右前輪のセルフアライニングトルクSATが演算され、Ksatを所定の係数としてセルフアライニングトルク対応目標反力トルクTtsatが係数KsatとセルフアライニングトルクSATとの積として演算される。
In
ステップ50に於いては操舵角θに基づき図5に示されたグラフに対応するマップより目標摩擦反力トルクTtfが演算される。 In step 50, the target friction reaction force torque Ttf is calculated from the map corresponding to the graph shown in FIG. 5 based on the steering angle θ.
ステップ60に於いては操舵角θsの時間微分値として操舵角速度θsdが演算されると共に、操舵角速度θsdに基づき図6に示されたグラフに対応するマップよりダンピング目標反力トルクTtdmpが演算される。 In step 60, the steering angular velocity θsd is calculated as a time differential value of the steering angle θs, and the damping target reaction torque Ttdmp is calculated from the map corresponding to the graph shown in FIG. 6 based on the steering angular velocity θsd. .
ステップ70に於いては操舵角速度θsdの時間微分値として操舵角加速度θsddが演算されると共に、操舵角加速度θsddに基づき図7に示されたグラフに対応するマップより慣性補償目標反力トルクTtintが演算される。 In step 70, the steering angular acceleration θsdd is calculated as a time differential value of the steering angular velocity θsd, and the inertia compensation target reaction torque Ttint is calculated from the map corresponding to the graph shown in FIG. 7 based on the steering angular acceleration θsdd. Calculated.
ステップ80に於いては目標摩擦反力トルクTtfとセルフアライニングトルク対応目標反力トルクTtsatと目標摩擦反力トルクTtfとダンピング目標反力トルクTtdmpと慣性補償目標反力トルクTtintとの和として目標反力トルクTtが演算される。
In
ステップ90に於いては目標反力トルクTt及び車速Vに基づき図8に示されたグラフに対応するマップよりパワーステアリング装置の特性を補償する補正後の目標反力トルクTtが演算され、ステップ100に於いては操舵反力トルクが補正後の目標反力トルクTtになるよう補正後の目標反力トルクTtに基づき電気モータ26がフィードフォワード式に制御され、これにより補正後の目標反力トルクTtに対応する操舵反力トルクがステアリングホイール14に付与される。
In
次に図3に示されたフローチャートを参照して上記ステップ20に於ける前輪横力演算ルーチンについて説明する。 Next, the front wheel lateral force calculation routine in step 20 will be described with reference to the flowchart shown in FIG.
まずステップ22に於いては車輌の質量Mとし、Izを車輌のヨー慣性モーメントとし、Lf及びLrをそれぞれ車輌の重心と前輪車軸及び後輪車軸との間の車輌前後方向の距離とし、Kf及びKrをそれぞれ前輪及び後輪のコーナリングパワーとして、下記の式2に従って車輌の横速度Vyが演算される。また車輌のヨーレートγ及び横速度Vyに基づき下記の式3に従って前輪のスリップ角αfが演算され、前輪のスリップ角αfに基づいて下記の式4に従って車速V及び操舵角θsに基づく第一の前輪横力Fyf1が演算される。
ステップ24に於いては当技術分野に於いて公知の要領にて左右前輪の接地荷重Fzfl及びFzfrが演算されると共に、それらの平均値として前輪の接地荷重Fzfが演算され、路面の摩擦係数μ及び前輪の接地荷重Fzfに基づいて下記の式5に従って前輪横力Fyfのガード値Fyfmaxが演算される。そして第一の前輪横力Fyf1の大きさがガード値Fyfmaxを越えているときには第一の前輪横力Fyf1の大きさがガード値Fyfmaxに制限される。
Fyfmax=μFzf ……(5)
In
Fyfmax = μFzf (5)
ステップ26に於いては車輌のヨーレートγの微分値γdが演算されると共に、下記の式6に従って車輌の横加速度Gy及びヨーレートγに基づく第二の前輪横力Fyf2が演算される。
Fyf2=(Izγd+MLrGy)/(Lf+Lr) ……(6)
In
Fyf2 = (Izγd + MLrGy) / (Lf + Lr) (6)
ステップ28に於いては現在までの予め設定された第一の時間(正の定数)に於ける第二の前輪横力Fyf2について周波数解析が行われ、基準周波数(正の定数)以上の高周波成分の含有度合が大きいほど大きくなるよう、高周波成分の含有度合に基づいて図9に示されたグラフに対応するマップより第一の前輪横力Fyf1に対する重みn(0≦n≦1)が演算される。例えば図11は第二の前輪横力Fyf2についての周波数解析の結果の例を示しており、周波数解析の結果全体の面積をSallとし、基準周波数fo以上の高周波成分の面積をSoとすると、高周波成分の含有度合はSo/Sallとして演算される。
In
ステップ30に於いては重みnの変化率Δn(前回の重みnfと今回の重みnfとの偏差)の大きさがガード値Δnmax(正の定数)を越えているときには、重みnの変化率Δnの大きさがガード値Δnmaxになるよう重みnの変化率が制限され、ステップ32に於いては上記式1に従って前輪横力Fyfが演算され、しかる後図2のステップ40へ進む。
In
かくして図示の実施例によれば、ステップ20に於いて前輪横力Fyfが演算され、ステップ40に於いて前輪横力Fy及び路面の摩擦係数μに基づき左右前輪のセルフアライニングトルクSATが演算されると共に、セルフアライニングトルクSATに基づいてセルフアライニングトルク対応目標反力トルクTtsatが演算され、ステップ50に於いて目標摩擦反力トルクTtfが演算され、ステップ60に於いてダンピング目標反力トルクTtdmpが演算され、ステップ70に於いて慣性補償目標反力トルクTtintが演算される。
Thus, according to the illustrated embodiment, the front wheel lateral force Fyf is calculated in step 20, and the self-aligning torque SAT of the left and right front wheels is calculated based on the front wheel lateral force Fy and the road surface friction coefficient μ in
そしてステップ80に於いてセルフアライニングトルク対応目標反力トルクTtsatと目標摩擦反力トルクTtfと目標摩擦反力トルクTtfとダンピング目標反力トルクTtdmpと慣性補償目標反力トルクTtintとの和として目標反力トルクTtが演算され、ステップ90に於いて補正後の目標反力トルクTtが演算され、ステップ100に於いて操舵反力トルクが補正後の目標反力トルクTtになるよう電気モータ26がフィードフォワード式に制御され、これにより補正後の目標反力トルクTtに対応する操舵反力トルクがステアリングホイール14に付与される。
Then, in
従って図示の実施例によれば、ステアバイワイヤ式のステアリング装置に於ける操舵反力トルクをパワーステアリング装置を備えた通常の機械式のステアリング装置に於ける操舵反力トルクに近づけることができ、これにより運転者が操舵フィーリングに異和感を覚える虞れを効果的に低減することができる。 Therefore, according to the illustrated embodiment, the steering reaction torque in the steer-by-wire type steering device can be brought close to the steering reaction force torque in a normal mechanical steering device equipped with a power steering device. As a result, it is possible to effectively reduce the possibility of the driver feeling uncomfortable with the steering feeling.
特に図示の実施例によれば、図3に示されたフローチャートのステップ22に於いて車速V及び操舵角θsに基づく第一の前輪横力Fyf1が演算され、ステップ26に於いて車輌の横加速度Gy及びヨーレートγに基づく第二の前輪横力Fyf2が演算され、ステップ32に於いて第一の前輪横力Fyf1及び第二の前輪横力Fyf2の重み和として前輪横力Fyfが演算される。
In particular, according to the illustrated embodiment, the first front wheel lateral force Fyf1 based on the vehicle speed V and the steering angle θs is calculated in
従って車速V及び操舵角θsに基づく第一の前輪横力Fyf1が前輪横力Fyfとされる場合に比して、車輌の実際の旋回状況に応じて前輪横力を正確に推定することができ、また車輌の横加速度Gy及びヨーレートγに基づく第二の前輪横力Fyf2が車輪横力Fyfとされる場合に比して、車輌の過渡旋回時の如く車輌の実際の旋回状態量の変化度合が高い状況に於ける車輪横力の推定精度を高くすることができる。 Therefore, the front wheel lateral force can be accurately estimated in accordance with the actual turning situation of the vehicle, as compared with the case where the first front wheel lateral force Fyf1 based on the vehicle speed V and the steering angle θs is the front wheel lateral force Fyf. In addition, as compared with the case where the second front wheel lateral force Fyf2 based on the lateral acceleration Gy and the yaw rate γ of the vehicle is the wheel lateral force Fyf, the degree of change in the actual turning state amount of the vehicle as during a transient turning of the vehicle. This makes it possible to increase the estimation accuracy of the wheel lateral force in a situation where the wheel is high.
また図示の実施例によれば、ステップ28に於いて第二の前輪横力Fyf2について周波数解析が行われ、基準周波数以上の高周波成分の含有度合が大きいほど大きくなるよう、高周波成分の含有度合に基づいて第一の前輪横力Fyf1に対する重みnが演算され、重みnに基づく第一の前輪横力Fyf1及び第二の前輪横力Fyf2の重み和として前輪横力Fyfが演算されるので、車輌の定常旋回時の如く車輌の実際の旋回状態量の変化度合が低い状況に於いて車輌の実際の旋回状況に応じて前輪横力を正確に推定することができると共に、車輌の過渡旋回時の如く車輌の実際の旋回状態量の変化度合が高い状況に於いても前輪横力を高精度に推定することができる。
Further, according to the illustrated embodiment, the frequency analysis is performed on the second front wheel lateral force Fyf2 in
また図示の実施例によれば、ステップ24に於いて前輪の接地荷重Fzfが演算され、路面の摩擦係数μ及び前輪の接地荷重Fzfに基づいて前輪横力Fyfのガード値Fyfmaxが演算され、第一の前輪横力Fyf1の大きさがガード値Fyfmaxを越えないよう第一の前輪横力Fyf1の大きさがガード値Fyfmaxにてガード処理されるので、前輪横力Fyfが過大な値に演算されることを確実に防止することができる。
According to the illustrated embodiment, the front wheel ground load Fzf is calculated in
また図示の実施例によれば、ステップ30に於いて重みnの変化率Δnの大きさがガード値Δnmaxを越えないよう重みnの変化率が制限されるので、重みnが急激に変化することにより推定される前輪横力Fyfが急激に変化すること及びこれに起因して操舵反力トルクが急激に変化することを防止し、これにより運転者が操舵反力トルクの急変に起因して操舵フィーリングに異和感を覚える虞れを確実に低減することができる。
Further, according to the illustrated embodiment, since the change rate of the weight n is limited in
以上に於いては本発明を特定の実施例について詳細に説明したが、本発明は上述の実施例に限定されるものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の実施例が可能であることは当業者にとって明らかであろう。 Although the present invention has been described in detail with reference to specific embodiments, the present invention is not limited to the above-described embodiments, and various other embodiments are possible within the scope of the present invention. It will be apparent to those skilled in the art.
例えば上述の実施例に於いては、ステップ28に於いて現在までの予め設定された第一の時間に於ける第二の前輪横力Fyf2について基準周波数以上の高周波成分の含有度合が車輪横力の変化度合として演算され、高周波成分の含有度合が大きいほど大きくなるよう、高周波成分の含有度合に基づいて第一の前輪横力Fyf1に対する重みnが演算されるようになっているが、車輪横力の変化度合として現在までの予め設定された第二の時間(正の定数)に於ける第一の前輪横力Fyf1の変化速度(微分値)の平均値が演算され、重みnは変化速度の平均値の大きさが大きいほど大きくなるよう、例えば図10に示されたグラフに対応するマップより演算されるよう修正されてもよい。
For example, in the above-described embodiment, the degree of inclusion of the high frequency component above the reference frequency for the second front wheel lateral force Fyf2 at the first preset time up to the present in
また上述の実施例に於いては、車輪横力の高周波成分の含有度合は第二の前輪横力Fyf2の高周波成分の含有度合であるが、現在までの予め設定された第一の時間に於ける前輪横力Fyfについて基準周波数以上の高周波成分の含有度合が車輪横力の変化度合として演算されるよう修正されてもよい。同様に上述の修正例に於いて、現在までの予め設定された第二の時間に於ける前輪横力Fyfの変化速度の平均値が車輪横力の変化度合として演算されるよう修正されてもよい。 In the above-described embodiment, the content of the high frequency component of the wheel lateral force is the content of the high frequency component of the second front wheel lateral force Fyf2, but at the first preset time to date. The front wheel lateral force Fyf may be modified so that the content degree of the high frequency component equal to or higher than the reference frequency is calculated as the change degree of the wheel lateral force. Similarly, in the above-described modification example, even if the average value of the change speed of the front wheel lateral force Fyf in the second time set in advance up to the present time is calculated as the change degree of the wheel lateral force. Good.
また上述の実施例に於いては、第一の前輪横力Fyf1のガード値Fyfmaxは左右前輪の接地荷重Fzfl及びFzfrの平均値としての前輪の接地荷重Fzf及び路面の摩擦係数μに基づいて演算されるようになっているが、左右前輪の接地荷重Fzfl及びFzfrのうちの小さい方の値及び路面の摩擦係数μに基づいて演算されるよう修正されてもよい。 In the above-described embodiment, the guard value Fyfmax of the first front wheel lateral force Fyf1 is calculated based on the ground contact load Fzf of the front wheel as an average value of the ground load Fzfl and Fzfr of the left and right front wheels and the friction coefficient μ of the road surface. However, it may be modified so that it is calculated based on the smaller value of the ground contact loads Fzfl and Fzfr of the left and right front wheels and the friction coefficient μ of the road surface.
また上述の実施例に於いては、目標反力トルクTtはセルフアライニングトルク対応目標反力トルクTtsatと目標摩擦反力トルクTtfと目標摩擦反力トルクTtfとダンピング目標反力トルクTtdmpと慣性補償目標反力トルクTtintとの和として演算されるようになっているが、目標反力トルクTtが上述の如く演算されるセルフアライニングトルク対応目標反力トルクTtsatを含んでいる限り、目標反力トルクTtは任意の要領にて演算されてよい。 In the above-described embodiment, the target reaction force torque Tt is the target reaction force torque Ttsat corresponding to the self-aligning torque, the target friction reaction force torque Ttf, the target friction reaction force torque Ttf, the damping target reaction force torque Ttdmp, and inertia compensation. The target reaction force torque Ttint is calculated as the sum, but as long as the target reaction force torque Tt includes the target reaction force torque Ttsat corresponding to the self-aligning torque calculated as described above, the target reaction force The torque Tt may be calculated in an arbitrary manner.
更に上述の実施例に於いては、ステップ100に於いて操舵反力トルクが補正後の目標反力トルクTtになるよう補正後の目標反力トルクTtに基づき電気モータ26がフィードフォワード式に制御されるようになっているが、ステアリングシャフト22にトルクセンサが設けられ、補正後の目標反力トルクTtとトルクセンサにより検出されるトルクとの偏差が0になるようが操舵反力トルクがフィードバック式に制御されるよう修正されてもよい。
Further, in the above-described embodiment, in step 100, the
14 ステアリングホイール
16 ステアリング機構
22 ステアリングシャフト
24 ピニオンシャフト
26、28 電気モータ
30 操舵角センサ
32 電子制御装置
34 車速センサ
36 ヨーレートセンサ
38 横加速度センサ
40 μセンサ
DESCRIPTION OF
Claims (4)
4. A self-aligning torque of a steered wheel is estimated using the wheel lateral force estimated by the wheel lateral force estimating device according to claim 1, and a target steering reaction force is calculated using the self-aligning torque. And a steering reaction force control device that controls the steering reaction force based on the target steering reaction force.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2005236537A JP4636255B2 (en) | 2005-08-17 | 2005-08-17 | Wheel lateral force estimation device and steering reaction force control device |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2005236537A JP4636255B2 (en) | 2005-08-17 | 2005-08-17 | Wheel lateral force estimation device and steering reaction force control device |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JP2007050743A true JP2007050743A (en) | 2007-03-01 |
JP4636255B2 JP4636255B2 (en) | 2011-02-23 |
Family
ID=37915488
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP2005236537A Expired - Fee Related JP4636255B2 (en) | 2005-08-17 | 2005-08-17 | Wheel lateral force estimation device and steering reaction force control device |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP4636255B2 (en) |
Cited By (12)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2009143370A (en) * | 2007-12-13 | 2009-07-02 | Nsk Ltd | Electrical power steering device |
JP2009166776A (en) * | 2008-01-18 | 2009-07-30 | Honda Motor Co Ltd | Steering device |
JP2010132205A (en) * | 2008-12-06 | 2010-06-17 | Nissan Motor Co Ltd | Vehicular steering device |
WO2014108984A1 (en) * | 2013-01-11 | 2014-07-17 | 日産自動車株式会社 | Steering control device |
WO2014108989A1 (en) * | 2013-01-11 | 2014-07-17 | 日産自動車株式会社 | Steering control device |
WO2014108985A1 (en) * | 2013-01-11 | 2014-07-17 | 日産自動車株式会社 | Steering control device |
WO2014115234A1 (en) * | 2013-01-24 | 2014-07-31 | 日産自動車株式会社 | Steering control device |
JP2015098225A (en) * | 2013-11-18 | 2015-05-28 | 日産自動車株式会社 | Drive support apparatus |
JP6004011B2 (en) * | 2013-01-11 | 2016-10-12 | 日産自動車株式会社 | Steering control device |
US9828023B2 (en) | 2015-03-31 | 2017-11-28 | Honda Motor Co., Ltd. | Electric power steering device |
KR20180120826A (en) * | 2017-04-27 | 2018-11-07 | 현대모비스 주식회사 | Motor driven power steering system and control method thereof |
KR20190066995A (en) * | 2017-12-06 | 2019-06-14 | 현대자동차주식회사 | Method for generating steering reaction force of steer-by-wire system |
Citations (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPH0840232A (en) * | 1994-07-28 | 1996-02-13 | Toyota Motor Corp | Behavior controller for vehicle |
JPH08282460A (en) * | 1995-04-14 | 1996-10-29 | Toyota Motor Corp | Vehicle behavior control device |
JPH09240458A (en) * | 1995-12-27 | 1997-09-16 | Toyota Motor Corp | Detecting device for quantity of lateral slipping state of vehicle |
JP2003154962A (en) * | 2001-11-19 | 2003-05-27 | Mitsubishi Motors Corp | Steering reaction control device |
-
2005
- 2005-08-17 JP JP2005236537A patent/JP4636255B2/en not_active Expired - Fee Related
Patent Citations (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPH0840232A (en) * | 1994-07-28 | 1996-02-13 | Toyota Motor Corp | Behavior controller for vehicle |
JPH08282460A (en) * | 1995-04-14 | 1996-10-29 | Toyota Motor Corp | Vehicle behavior control device |
JPH09240458A (en) * | 1995-12-27 | 1997-09-16 | Toyota Motor Corp | Detecting device for quantity of lateral slipping state of vehicle |
JP2003154962A (en) * | 2001-11-19 | 2003-05-27 | Mitsubishi Motors Corp | Steering reaction control device |
Cited By (21)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2009143370A (en) * | 2007-12-13 | 2009-07-02 | Nsk Ltd | Electrical power steering device |
JP2009166776A (en) * | 2008-01-18 | 2009-07-30 | Honda Motor Co Ltd | Steering device |
JP2010132205A (en) * | 2008-12-06 | 2010-06-17 | Nissan Motor Co Ltd | Vehicular steering device |
JP5949950B2 (en) * | 2013-01-11 | 2016-07-13 | 日産自動車株式会社 | Steering control device |
RU2643409C2 (en) * | 2013-01-11 | 2018-02-01 | Ниссан Мотор Ко., Лтд. | Control device for steering |
WO2014108985A1 (en) * | 2013-01-11 | 2014-07-17 | 日産自動車株式会社 | Steering control device |
WO2014108989A1 (en) * | 2013-01-11 | 2014-07-17 | 日産自動車株式会社 | Steering control device |
US9505428B2 (en) | 2013-01-11 | 2016-11-29 | Nissan Motor Co., Ltd. | Steering control device |
CN104995077A (en) * | 2013-01-11 | 2015-10-21 | 日产自动车株式会社 | Steering control device |
JP5949949B2 (en) * | 2013-01-11 | 2016-07-13 | 日産自動車株式会社 | Steering control device |
WO2014108984A1 (en) * | 2013-01-11 | 2014-07-17 | 日産自動車株式会社 | Steering control device |
JP5949948B2 (en) * | 2013-01-11 | 2016-07-13 | 日産自動車株式会社 | Steering control device |
JP6004011B2 (en) * | 2013-01-11 | 2016-10-12 | 日産自動車株式会社 | Steering control device |
JP5994868B2 (en) * | 2013-01-24 | 2016-09-21 | 日産自動車株式会社 | Steering control device |
WO2014115234A1 (en) * | 2013-01-24 | 2014-07-31 | 日産自動車株式会社 | Steering control device |
JP2015098225A (en) * | 2013-11-18 | 2015-05-28 | 日産自動車株式会社 | Drive support apparatus |
US9828023B2 (en) | 2015-03-31 | 2017-11-28 | Honda Motor Co., Ltd. | Electric power steering device |
KR20180120826A (en) * | 2017-04-27 | 2018-11-07 | 현대모비스 주식회사 | Motor driven power steering system and control method thereof |
KR102239617B1 (en) * | 2017-04-27 | 2021-04-14 | 현대모비스 주식회사 | Motor driven power steering system and control method thereof |
KR20190066995A (en) * | 2017-12-06 | 2019-06-14 | 현대자동차주식회사 | Method for generating steering reaction force of steer-by-wire system |
KR102399623B1 (en) | 2017-12-06 | 2022-05-18 | 현대자동차주식회사 | Method for generating steering reaction force of steer-by-wire system |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JP4636255B2 (en) | 2011-02-23 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
JP4636255B2 (en) | Wheel lateral force estimation device and steering reaction force control device | |
US8670905B2 (en) | Vehicle stability control method and system | |
US7957867B2 (en) | Steering system of vehicle | |
US5774819A (en) | Vehicle steering control system | |
JP5327333B2 (en) | Vehicle travel control device | |
US8788147B2 (en) | Method for determining a toothed rack force for a steering device in a vehicle | |
EP2189357B1 (en) | Electric power steering apparatus for vehicles | |
US20060225946A1 (en) | Method of controlling reaction force device | |
JP2009120162A (en) | Travel controller for vehicle | |
JP2003261054A (en) | Automatic steering system for vehicle | |
JP5509341B2 (en) | Electric power steering device | |
JP2009040194A (en) | Electric power steering device | |
US20110208392A1 (en) | Vehicle steering control apparatus | |
JP4186913B2 (en) | Steering reaction control device for steer-by-wire steering device | |
JP3176899B2 (en) | Vehicle steering system | |
JP3882894B2 (en) | Steering reaction force control device | |
JP2007230527A (en) | Steering device, automobile and steering control method | |
JP2003081119A (en) | Motor-driven power steering device for automobile | |
JP3843804B2 (en) | Automatic steering device for vehicles | |
JP2008074269A (en) | Roll-over control device for vehicle | |
JP4034621B2 (en) | Steering response characteristic control device for vehicle | |
JP3176900B2 (en) | Vehicle steering system | |
JP2008024073A (en) | Electric power steering device | |
JP5262754B2 (en) | Steering device and steering control method | |
JP5167086B2 (en) | Electric power steering device |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20080602 |
|
A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20100906 |
|
A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20100914 |
|
A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20100930 |
|
TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20101027 |
|
A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 |
|
A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20101109 |
|
FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20131203 Year of fee payment: 3 |
|
R151 | Written notification of patent or utility model registration |
Ref document number: 4636255 Country of ref document: JP Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R151 |
|
FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20131203 Year of fee payment: 3 |
|
LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |