JP4631649B2 - 車輌用操舵制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、車輌用操舵制御装置に係り、更に詳細には操舵入力手段より操舵輪への操舵伝達比を変化させる操舵伝達比可変装置を有する車輌用操舵制御装置に係る。

自動車等の車輌の操舵制御装置の一つとして、例えば特許文献１に記載されている如く、操舵輪の転舵角の変化に伴いサスペンションのジオメトリーが変化することに起因してキングピン軸の位置が変化する操舵機構を有する車輌に於いて、キングピン軸の位置の変化に起因する操舵反力の変化を抑制するようアシストトルクを制御する操舵制御装置が従来より知られている。

かかる操舵制御装置によれば、操舵輪の転舵角の変化に伴いキングピン軸の位置が変化することに起因する操舵反力の変化を抑制し、これにより運転者が操舵反力に基づいて操舵輪のタイヤ発生力を良好に感じるようにすることができる。
特開平１１−２５５１３８号公報

一般に、操舵輪の転舵角の変化に伴いサスペンションのジオメトリーが変化することに起因してキングピン軸の位置が変化する操舵機構を有する車輌に於いては、操舵輪の転舵角の変化に伴うキングピン軸の位置の変化に起因して操舵反力が変化するだけでなく、操舵入力手段より操舵輪への操舵伝達比も操舵輪の転舵角の変化に対し好ましからざる態様にて変化してしまうため、操舵輪の転舵角に対する操舵伝達比の関係を所望の関係にすることができず、運転者は操舵に違和感を覚えるという問題があり、上述の如き従来の操舵制御装置によってはこの問題を解消することができない。

また車輌の操舵制御装置の一つとして、操舵伝達比可変手段を備えた操舵制御装置であって、操舵入力手段としてのステアリングホイールの回転角度に対するステアリング比の関係や車速に対するステアリング比の関係を所望の関係にすべく、ステアリングホイールの回転角度や車速に応じた操舵伝達比になるよう操舵伝達比可変手段を制御することにより操舵伝達比を可変制御する操舵制御装置も既に知られている。

しかし従来の操舵制御装置に於いては、操舵輪の転舵角が変化してもキングピン軸の位置が変化しないことが前提とされているため、操舵伝達比可変式の従来の操舵制御装置によっても上述の問題を解消することができない。

本発明は、操舵輪の転舵角の変化に伴いキングピン軸の位置が変化することに起因する操舵反力の変化を抑制するよう構成された従来の操舵制御装置及び操舵伝達比可変式の従来の操舵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、操舵輪の転舵角の変化に伴うキングピン軸の位置の変化に起因するステアリングギヤ比の変化に基づいて操舵伝達比可変手段を適宜に制御することにより、操舵輪の転舵角の変化に対するステアリングギヤ比の好ましからざる変化を抑制することである。

上述の主要な課題は、本発明によれば、操舵輪の転舵角の変化に伴いサスペンションのジオメトリーが変化しキングピン軸の位置が変化することに起因してステアリングギヤ比が変化する操舵機構と、操舵入力手段より操舵輪への操舵伝達比を変化させる操舵伝達比可変手段と、前記操舵伝達比可変手段の操舵伝達比を制御する制御手段とを有し、前記制御手段は前記サスペンションのジオメトリーが変化しキングピン軸の位置が変化することに起因するステアリングギヤ比の変化を抑制するよう前記操舵伝達比可変手段の操舵伝達比を制御することを特徴とする車輌用操舵制御装置（請求項１の構成）、又は操舵輪の転舵角の変化に伴いサスペンションのジオメトリーが変化しキングピン軸の位置が変化することに起因してステアリングギヤ比が変化する操舵機構と、ステアリングホイール側のステアリングシャフトに対する操舵輪側のステアリングシャフトの相対回転角度を変化させることによりステアリングホイールより操舵輪への操舵伝達比を変化させる操舵伝達比可変手段と、前記操舵伝達比可変手段の前記相対回転角度を制御することにより前記操舵伝達比可変手段の操舵伝達比を制御する制御手段とを有し、前記制御手段は前記サスペンションのジオメトリーが変化しキングピン軸の位置が変化することに起因するステアリングギヤ比の変化を抑制するための第一の目標相対回転角度と、所望のステアリングギヤ比を達成するための第二の目標相対回転角度との和を目標相対回転角度として前記操舵伝達比可変手段の前記相対回転角度を制御することを特徴とする車輌用操舵制御装置（請求項２の構成）によって達成される。

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２の構成に於いて、前記第二の目標相対回転角度は前記ステアリングホイールの回転角度に対するステアリングギヤ比の関係を所望の関係にすると共に車速に対するステアリングギヤ比の関係を所望の関係にするための目標相対回転角度であるよう構成される（請求項３の構成）。

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乃至３の構成に於いて、前記サスペンションはダブルジョイント式のサスペンションであるよう構成される（請求項４の構成）。

上記請求項１の構成によれば、サスペンションのジオメトリーが変化しキングピン軸の位置が変化することに起因するステアリングギヤ比の変化を抑制するよう操舵伝達比可変手段の操舵伝達比が制御されるので、サスペンションのジオメトリーが変化しキングピン軸の位置が変化することに起因するステアリングギヤ比の好ましからざる変化を確実に抑制することができる。

また上記請求項２の構成によれば、サスペンションのジオメトリーが変化しキングピン軸の位置が変化することに起因するステアリングギヤ比の変化を抑制するための第一の目標相対回転角度と、所望のステアリングギヤ比を達成するための第二の目標相対回転角度との和を目標相対回転角度として操舵伝達比可変手段の相対回転角度が制御されるので、サスペンションのジオメトリーが変化しキングピン軸の位置が変化することに起因するステアリングギヤ比の好ましからざる変化を確実に抑制することができると共に、ステアリングギヤ比を確実に所望のステアリングギヤ比にすることができる。

また上記請求項３の構成によれば、第二の目標相対回転角度はステアリングホイールの回転角度に対するステアリングギヤ比の関係を所望の関係にすると共に車速に対するステアリングギヤ比の関係を所望の関係にするための目標相対回転角度であるので、ステアリングホイールの回転角度に対するステアリングギヤ比の関係及び車速に対するステアリングギヤ比の関係を確実に所望の関係にすることができる。

また上記請求項４の構成によれば、サスペンションはダブルジョイント式のサスペンションであるので、ダブルジョイント式のサスペンションに於けるサスペンションのジオメトリーが変化しキングピン軸の位置が変化することに起因するステアリングギヤ比の好ましからざる変化を確実に抑制することができる。

〔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１の構成に於いて、制御手段は操舵輪の転舵角の変化に対するステアリングギヤ比の関係が所定の基準の関係になるよう操舵伝達比可変手段の操舵伝達比を制御するよう構成される（好ましい態様１）。

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の構成に於いて、第一の目標相対回転角度は操舵輪の転舵角の変化に対するステアリングギヤ比の関係を所定の基準の関係にするための相対回転角度であるよう構成される（好ましい態様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１又は２の構成に於いて、所定の基準の関係は操舵輪の転舵角の変化に拘らずステアリングギヤ比が一定の関係であるよう構成される（好ましい態様３）。

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又は３の構成に於いて、第二の目標相対回転角度は操舵輪の転舵角の変化に対するステアリングギヤ比の関係を所定の基準の関係より所望のステアリングギヤ比の関係に変更調整するための相対回転角度であるよう構成される（好ましい態様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１乃至４又は好ましい態様１乃至４の構成に於いて、サスペンションのジオメトリーが変化しキングピン軸の位置が変化することに起因するステアリングギヤ比の変化は、操舵輪の転舵角の大きさが大きくなるほどステアリングギヤ比が小さくなる変化であるよう構成される（好ましい態様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２乃至４又は好ましい態様１乃至５の構成に於いて、サスペンションのジオメトリーが変化しキングピン軸の位置が変化することに起因して変化するステアリングギヤ比（本願に於いては「サスペンションギヤ比」という）をＫsとし、操舵輪の転舵角の変化に対するステアリングギヤ比の関係を所定の基準の関係にするための目標ステアリングギヤ比をＫvとし、ステアリングホイールの回転角度をθsとし、操舵伝達比可変手段の第一の目標相対回転角度をθrt1として、第一の目標相対回転角度θrt1は θrt1＝θs（Ｋs／Ｋv）−θsに従って演算されるよう構成される（好ましい態様６）。

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６の構成に於いて、操舵輪の転舵角の変化に対するステアリングギヤ比の関係を所定の基準の関係にするための目標ステアリングギヤ比Ｋvは定数であるよう構成される（好ましい態様７）。

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。

図１は電動式パワーステアリング装置を備えた車輌に適用された本発明による車輌用操舵制御装置の一つの実施例を示す概略構成図、図２は右前輪のサスペンションをスケルトン図として示す平面図（Ａ）及び背面図（Ｂ）である。

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は運転者によるステアリングホイール１４の操作に応答して駆動されるラック・アンド・ピニオン型の電動式パワーステアリング装置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。

図示の実施形態に於いては、電動式パワーステアリング装置１６はラック同軸型の電動式パワーステアリング装置であり、電動機２２と、電動機２２の回転トルクをラックバー１８の往復動方向の力に変換する例えばボールねじ式の変換機構２４とを有し、ハウジング２６に対し相対的にラックバー１８を駆動する補助操舵力を発生することにより、運転者の操舵負担を軽減する補助操舵力発生装置として機能する。尚補助操舵力発生装置は当技術分野に於いて公知の任意の構成のものであってよい。

ステアリングホイール１４はアッパステアリングシャフト２８Ａ、ユニバーサルジョイント３２Ａ、転舵角可変装置３０、ロアステアリングシャフト２８Ｂ、ユニバーサルジョイント３２Ｂを介して電動式パワーステアリング装置１６のピニオンシャフト３４に駆動接続されている。図示の実施形態に於いては、転舵角可変装置３０はハウジング３６Ａの側にてアッパステアリングシャフト２８Ａの下端に連結され、回転子３６Ｂの側にてロアステアリングシャフト２８Ｂの上端に連結された補助転舵駆動用の電動機３６を含んでいる。

かくして転舵角可変装置３０はアッパステアリングシャフト２８Ａに対し相対的にロアステアリングシャフト２８Ｂを相対的に回転駆動し、アッパステアリングシャフト２８Ａに対するロアステアリングシャフト２８Ｂの相対回転角度（単に相対回転角度という）を制御することにより、操舵輪である左右の前輪１０FL及び１０FRをステアリングホイール１４に対し相対的に補助転舵駆動し、ステアリングホイール１４より左右の前輪１０FL及び１０FRへの操舵伝達比を変化させる操舵伝達比可変装置として機能する。

特に図示の実施形態に於いては、図２に右前輪のサスペンションが図示されている如く、左右前輪のサスペンションはダブルジョイント型のダブルウィッシュボーン式のサスペンションである。右前輪１０FRはその車輪支持部材１００により回転軸線１０２の周りに回転可能に支持されている。車輪支持部材１００はダブルウィッシュボーン式のサスペンション１０４により車体１０６より懸架されている。

サスペンション１０４はフロントアッパアーム１０８と、リヤアッパアーム１１０と、フロントロアアーム１１２と、リヤロアアーム１１４とを含み、図には示されていない前後ロッドにより前後力が担持されるようになっている。フロントアッパアーム１０８は内端にてジョイント１１６により車体１０６に枢着され、外端にてジョイント１１８により車輪支持部材１００に枢着されている。リヤアッパアーム１１０も内端にてジョイント１２０により車体１０６に枢着され、外端にてジョイント１２２により車輪支持部材１００に枢着されている。

同様にフロントロアアーム１１２は内端にてジョイント１２４により車体１０６に枢着され、外端にてジョイント１２６により車輪支持部材１００に枢着されている。リヤロアアーム１１４も内端にてジョイント１２８により車体１０６に枢着され、外端にてジョイント１３０により車輪支持部材１００に枢着されている。

フロントアッパアーム１０８の外端のジョイント１１８とリヤアッパアーム１１０の外端のジョイント１２２との間の車輌前後方向の距離は、フロントアッパアーム１０８の内端のジョイント１１６とリヤアッパアーム１１０の内端のジョイント１２０との間の車輌前後方向の距離よりも小さく、ジョイント１１６及びジョイント１１８の中心を結ぶ直線及びジョイント１２０及びジョイント１２２の中心を結ぶ直線は交点Ｐにて互いに交差している。

同様にフロントロアアーム１１２の外端のジョイント１２６とリヤロアアーム１１４の外端のジョイント１３０との間の車輌前後方向の距離は、フロントロアアーム１１２の内端のジョイント１２４とリヤロアアーム１１４の内端のジョイント１２８との間の車輌前後方向の距離よりも小さく、ジョイント１２４及びジョイント１２６の中心を結ぶ直線及びジョイント１２８及びジョイント１３０の中心を結ぶ直線は交点Ｑにて互いに交差している。

交点Ｐ及びＱは互いに共働して右前輪１０FLのキングピン軸１３２を郭定しており、右前輪１０FLはその転舵時にキングピン軸１３２の周りに枢動する。キングピン軸１３２は路面１３４と交点Ｒにて交差し、交点Ｒは右前輪１０FLの接地点Ｓより車輌内側に位置し、キングピンオフセットＯsを郭定している。

図２（Ａ）より解る如く、右前輪１０FLが旋回外輪となるよう左旋回方向へ転舵されると、ジョイント１１８、１２２、１２６、１３０は車輌後方へ移動し、これにより交点Ｐ及びＱも車輌後方へ移動するので、キングピン軸１３２も車輌後方へ移動する。逆に右前輪１０FLが旋回内輪となるよう右旋回方向へ転舵されると、ジョイント１１８、１２２、１２６、１３０は車輌前方へ移動し、これにより交点Ｐ及びＱも車輌前方へ移動するので、キングピン軸１３２も車輌前方へ移動する。

従って右前輪１０FLが転舵されると、タイロッド２０Rの外端とキングピン軸１３２との間の位置関係も変化し、その結果タイロッド２０Rが車輪支持部材１００をキングピン軸１３２の周りに枢動させるモーメントのアーム長さも変化し、これにより転舵角可変装置３０の相対回転角度が０であるときのステアリングホイール１４の回転角度θs、即ちピニオンシャフト３４の回転角度θp（ピニオン角度θpと略称する）に対するステアリングギヤ比Ｋsの関係は図４に示されている如き関係になる。

図４に示されている如く、ステアリングギヤ比Ｋsはピニオン角度θpの大きさが小さい領域に於いて大きく、ピニオン角度θpの大きさが大きくなるにつれて漸次小さくなり、このピニオン角度θpの変化に対するステアリングギヤ比Ｋsの変化は運転者が操舵操作時に感じる感覚にとって好ましくない。

図示の実施形態に於いては、アッパステアリングシャフト２８Ａには該アッパステアリングシャフトの回転角度を操舵角θsとして検出する操舵角センサ４０及び操舵トルクＴsを検出するトルクセンサ４２が設けられており、ロアステアリングシャフト２８Ｂには該ロアステアリングシャフトの回転角度θa（＝θp）を検出する回転角度センサ４４が設けられており、これらのセンサの出力は操舵制御装置４６へ供給される。操舵制御装置４６には車速センサ４８により検出された車速Ｖを示す信号も入力される。

尚操舵角θaを示す信号及び車速Ｖを示す信号は操舵制御装置４６より転舵角可変装置３０を制御する転舵角可変制御装置５２にも入力され、操舵トルクＴsを示す信号及び車速Ｖを示す信号は操舵制御装置４６より電動式パワーステアリング装置１６を制御する電動パワーステアリング（電動ＰＳ）制御装置５４にも入力される。また回転角度センサ４４により検出されるロアステアリングシャフトの回転角度θaを示す信号は操舵伝達比可変制御完了後に左右の前輪１０FL及び１０FRの直進位置をステアリングホイール１４の中立位置に合せるためにも使用される。
左右の前輪１０FL及び１０FRの転舵角をθtとし、転舵角可変装置３０の相対回転角度をθrとすると、下記の式１及び２が成立する。
θp／θt＝Ｋs ……（１）
θp＝θs＋θr ……（２）

また左右の前輪１０FL及び１０FRの転舵角θtの変化に対するステアリングギヤ比の関係を所定の基準の関係にするための目標ステアリングギヤ比をＫvとすると、下記の式３が成立する。
θs／θt＝Ｋv ……（３）

よって上記式１乃至３より、左右の前輪１０FL及び１０FRの転舵角θtの変化に対するステアリングギヤ比の関係を所定の基準の関係にするための転舵角可変装置３０の相対回転角度θrは下記の式４により表わされるので、これを転舵角可変装置３０の第一の目標相対回転角度θrt1とすると、第一の目標相対回転角度θrt1は下記の式５により表わされる。
θr＝θs（Ｋs／Ｋv）−θs ……（４）
θrt1＝θs（Ｋs／Ｋv）−θs ……（５）

後述の如く、操舵制御装置４６は目標ステアリングギヤ比Ｋvを一定として上記式５に従って左右の前輪１０FL及び１０FRの転舵角θtの変化に対するステアリングギヤ比の関係を所定の基準の関係にするための第一の目標相対回転角度θrt1を演算する。また操舵制御装置４６は操舵角θs及び車速Ｖの変化に対するステアリングギヤ比の変化を所定の基準の関係より所望の関係に変更調整するための第二の目標相対回転角度θrt2を演算する。そして操舵制御装置４６は第一の目標相対回転角度θrt1と第二の目標相対回転角度θrt2との和として転舵角可変装置３０の目標相対回転角度θrtを演算し、転舵角可変装置３０の相対回転角度θrが目標相対回転角度θrtになるよう転舵角可変装置３０を制御する。

また操舵制御装置４６は転舵角可変装置３０の作動による自動操舵によりステアリングホイール１４へ伝達される反力トルクを相殺するための補正操舵トルクＴeを目標相対回転角度θrに基づいて演算し、補正転舵トルクＴeを示す指令信号を電動パワーステアリング制御装置５４へ出力する。

転舵角可変制御装置５２は操舵制御装置４６より目標相対回転角度θrtを示す信号が入力されたときには、アッパステアリングシャフト２８Ａに対するロアステアリングシャフト２８Ｂの相対回転角度が目標相対回転角度θrt回転するよう目標相対回転角度θrtに基づき転舵角可変装置３０の電動機３６を制御し、これにより左右の前輪１０FL及び１０FRを自動的に転舵し、ステアリングギヤ比が所望のステアリングギヤ比になるよう制御する。

電動パワーステアリング制御装置５４は操舵トルクＴs及び車速Ｖに応じて運転者の操舵負荷を軽減するための補助操舵トルクＴabを演算し、補助操舵トルクＴabと操舵制御装置４６より入力される補正操舵トルクＴeとの和を目標補助操舵トルクＴaとして演算し、目標補助操舵トルクＴaに基づき電動式パワーステアリング装置１６の電動機２２を制御することにより、操舵アシストを行うと共に転舵角可変装置３０の作動により発生する反力トルクを相殺する。

尚図１には詳細に示されていないが、操舵制御装置４６、転舵角可変制御装置５２、電動パワーステアリング制御装置５４はそれぞれ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４０及び４４、トルクセンサ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及びθa、操舵トルクＴsを検出する。

次に図２に示されたフローチャートを参照して実施例に於いて操舵制御装置により達成されるステアリングギヤ比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。

まずステップ１０に於いては操舵角センサ４０により検出された操舵角θsを示す信号等の読み込みが行われ、ステップ２０に於いては回転角度センサ４２により検出された回転角度θaをピニオン角度θp（ピニオンシャフト３４の回転角度）として、図４に示されたグラフに対応するマップよりサスペンションギヤ比Ｋsが演算される。

尚回転角度センサ４２が設けられていない場合には、サスペンションギヤ比Ｋsを演算するためのピニオン角度θpは操舵角θsと転舵角可変装置３０の前回の相対回転角度θrfとの和に設定されてよい。

ステップ３０に於いては操舵角θs、サスペンションギヤ比Ｋs、目標ステアリングギヤ比Ｋtに基づいて上記式５に従って第一の目標相対回転角度をθrt1、即ちステアリングギヤ比を目標ステアリングギヤ比Ｋvにすることにより操舵角θsに拘らずステアリングギヤ比が一定である所定の基準の関係にするための目標相対回転角度が演算される。

ステップ４０に於いては操舵角θs及び車速Ｖに基づいて図５に示されたグラフに対応するマップより第二の目標相対回転角度をθrt2、即ち操舵角θs及び車速Ｖの変化に対するステアリングギヤ比の変化を所定の基準の関係より所望の関係に変更調整するための目標相対回転角度が演算される。

ステップ５０に於いては転舵角可変装置３０の目標相対回転角度θrtが第一の目標相対回転角度θrt1と第二の目標相対回転角度θrt2との和として演算され、ステップ６０に於いては転舵角可変装置３０の相対回転角度θrが目標相対回転角度θrtになるよう転舵角可変装置３０が制御されることにより、操舵角θs及び車速Ｖに対するステアリングギヤ比の関係が所望の関係になるよう制御される。

かくして図示の実施例によれば、ステップ２０に於いてサスペンションギヤ比Ｋs、即ち左右前輪の転舵角の変化に伴うキングピン軸１３２の位置の変化に起因して変化するギヤ比が演算され、ステップ３０に於いて操舵角θs、サスペンションギヤ比Ｋs、目標ステアリングギヤ比Ｋvに基づいてステアリングギヤ比を目標ステアリングギヤ比Ｋvにすることにより操舵角θsに拘らずステアリングギヤ比が一定である所定の基準の関係にするための第一の目標相対回転角度θrt1が演算され、ステップ４０に於いて操舵角θs及び車速Ｖに基づいて操舵角θs及び車速Ｖの変化に対するステアリングギヤ比の変化の関係を所定の基準の関係より所望の関係に変更調整するための第二の目標相対回転角度θrt2が演算され、ステップ５０に於いて転舵角可変装置３０の目標相対回転角度θrtが第一の目標相対回転角度θrt1と第二の目標相対回転角度θrt2との和として演算され、ステップ６０に於いて転舵角可変装置３０の相対回転角度θrが目標相対回転角度θrtになるよう転舵角可変装置３０が制御される。

従って図示の実施例によれば、操舵輪である左右の前輪１０FL及び１０FRの転舵角の変化に伴いサスペンションのジオメトリーが変化しキングピン軸１３２の位置が変化することに起因してステアリングギヤ比が好ましからざる態様にて変化する車輌の場合にも、図６に示されている如く操舵角θsの変化に対し制御後のステアリングギヤ比Ｋscを好ましい態様にて変化させることができ、これにより運転者が操舵に違和感を覚えることを確実に防止することができる。

特に図示の実施例によれば、操舵角θs及び車速Ｖの変化に対するステアリングギヤ比の変化の関係を所望の関係にすることができるので、車速Ｖの変化に対するステアリングギヤ比の変化の関係が考慮されない場合に比して、運転者が感じる操舵感を一層向上させることができる。

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。

例えば上述の実施例に於いては、目標ステアリングギヤ比Ｋvは一定であり、操舵輪の転舵角の変化に対するステアリングギヤ比の所定の基準の関係は操舵輪の転舵角の変化に拘らずステアリングギヤ比が一定の関係であるが、目標ステアリングギヤ比Ｋvは一定でなくてもよく、操舵輪の転舵角の変化に対するステアリングギヤ比の所定の基準の関係もステアリングギヤ比が操舵輪の転舵角の変化に応じて所定の態様にて変化する関係であってもよい。

また上述の実施例に於いては、前輪のサスペンションはダブルジョイント型のダブルウィッシュボーン式のサスペンションであるが、本発明が適用される車輌の操舵輪のサスペンションは操舵輪の転舵角の変化に伴いサスペンションのジオメトリーが変化しキングピン軸の位置が変化することに起因してステアリングギヤ比が変化する操舵機構を構成するものである限り、例えばマルチリンク式サスペンションの如き当技術分野に於いて公知の任意のサスペンションであってよい。

また上述の実施例に於いては、操舵角θs及び車速Ｖの変化に対するステアリングギヤ比の変化の関係を所定の基準の関係より所望の関係に変更調整するための第二の目標相対回転角度θrt2は、操舵角θsの大きさが大きくなるほど小さくなるよう設定されているが、第二の目標相対回転角度θrt2は操舵角θsの大きさが大きくなるほど大きくなるよう設定されてもよく、その場合には制御後のステアリングギヤ比Ｋscは操舵角θsの大きさが大きくなるほど小さくなる。

また上述の実施例に於いては、操舵角θsに拘らずステアリングギヤ比が一定である所定の基準の関係にするための第一の目標相対回転角度θrt1が演算され、操舵角θs及び車速Ｖの変化に対するステアリングギヤ比の変化の関係を所定の基準の関係より所望の関係に変更調整するための第二の目標相対回転角度θrt2が演算され、転舵角可変装置３０の目標相対回転角度θrtが第一の目標相対回転角度θrt1と第二の目標相対回転角度θrt2との和として演算されるようになっているが、車輌の走行運動を安定化させるために操舵輪の舵角が制御される車輌の場合には、車輌の走行運動を安定化させるための第三の目標相対回転角度θrt3が演算され、転舵角可変装置３０の目標相対回転角度θrtが第一の目標相対回転角度θrt1と第二の目標相対回転角度θrt2と第三の目標相対回転角度θrt3との和として演算されるよう修正されてよい。

また上述の実施例に於いては、第二の目標相対回転角度θrt2は操舵角θs及び車速Ｖの変化に対するステアリングギヤ比の変化の関係を所定の基準の関係より所望の関係に変更調整するための目標相対回転角度であるが、第二の目標相対回転角度θrt2は操舵角θsの変化に対するステアリングギヤ比の変化の関係を所定の基準の関係より所望の関係に変更調整するための目標相対回転角度又は車速Ｖの変化に対するステアリングギヤ比の変化の関係を所定の基準の関係より所望の関係に変更調整するための目標相対回転角度として演算されるよう修正されてもよい。

また上述の実施例に於いては、転舵角可変装置３０はアッパステアリングシャフト２８Ａに対し相対的にロアステアリングシャフト２８Ｂを相対的に回転駆動し、アッパステアリングシャフト２８Ａに対するロアステアリングシャフト２８Ｂの相対回転角度を可変制御するようになっているが、操舵伝達比可変手段は操舵入力手段としてのステアリングホイール１４より操舵輪としての左右の前輪１０FL及び１０FRへの操舵伝達比を変化させるものである限り、当技術分野に於いて公知の任意の構成のものであってよい。

また上述の実施例に於いては、転舵角可変装置３０は転舵角可変制御装置５２により制御され、電動式パワーステアリング装置１６は電動パワーステアリング制御装置５４により制御され、転舵角可変制御装置５２及び電動パワーステアリング制御装置５４は操舵制御装置４６により制御されるようになっているが、これらの少なくとも二つの制御装置が一つの制御装置に統合されてもよい。

電動式パワーステアリング装置を備えた車輌に適用された本発明による車輌用操舵制御装置の一つの実施例を示す概略構成図である。 右前輪のサスペンションをスケルトン図として解図的に示す平面図（Ａ）及び背面図（Ｂ）である。 実施例に於いて操舵制御装置により達成されるステアリングギヤ比制御ルーチンを示すフローチャートである。 ピニオン角度θpとサスペンションギヤ比Ｋsとの間の関係を示すグラフである。 操舵角θs及び車速Ｖと第二の目標相対回転角度をθrt2との間の関係を示すグラフである。 操舵角θs及び車速Ｖと目標ステアリングギヤ比Ｋv及び制御後のステアリングギヤ比Ｋscとの間の関係を示すグラフである。

符号の説明

１０FR〜１０RL 車輪
１６ 電動式パワーステアリング装置
２８Ａ アッパステアリングシャフト
２８Ｂ ロアステアリングシャフト
３０ 転舵角可変装置
４０、４４ 操舵角センサ
４２ トルクセンサ
４６ 操舵制御装置
４８ 車速センサ
５２ 転舵角可変制御装置
５４ 電動パワーステアリング（電動ＰＳ）制御装置

Claims (4)

1. 操舵輪の転舵角の変化に伴いサスペンションのジオメトリーが変化しキングピン軸の位置が変化することに起因してステアリングギヤ比が変化する操舵機構と、操舵入力手段より操舵輪への操舵伝達比を変化させる操舵伝達比可変手段と、前記操舵伝達比可変手段の操舵伝達比を制御する制御手段とを有し、前記制御手段は前記サスペンションのジオメトリーが変化しキングピン軸の位置が変化することに起因するステアリングギヤ比の変化を抑制するよう前記操舵伝達比可変手段の操舵伝達比を制御することを特徴とする車輌用操舵制御装置。
2. 操舵輪の転舵角の変化に伴いサスペンションのジオメトリーが変化しキングピン軸の位置が変化することに起因してステアリングギヤ比が変化する操舵機構と、ステアリングホイール側のステアリングシャフトに対する操舵輪側のステアリングシャフトの相対回転角度を変化させることによりステアリングホイールより操舵輪への操舵伝達比を変化させる操舵伝達比可変手段と、前記操舵伝達比可変手段の前記相対回転角度を制御することにより前記操舵伝達比可変手段の操舵伝達比を制御する制御手段とを有し、前記制御手段は前記サスペンションのジオメトリーが変化しキングピン軸の位置が変化することに起因するステアリングギヤ比の変化を抑制するための第一の目標相対回転角度と、所望のステアリングギヤ比を達成するための第二の目標相対回転角度との和を目標相対回転角度として前記操舵伝達比可変手段の前記相対回転角度を制御することを特徴とする車輌用操舵制御装置。
3. 前記第二の目標相対回転角度は前記ステアリングホイールの回転角度に対するステアリングギヤ比の関係を所望の関係にすると共に車速に対するステアリングギヤ比の関係を所望の関係にするための目標相対回転角度であることを特徴とする請求項２に記載の車輌用操舵制御装置。
4. 前記サスペンションはダブルジョイント式のサスペンションであることを特徴とする請求項１乃至３に記載の車輌用操舵制御装置。
   

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