JP4806930B2 - Vehicle steering system - Google Patents
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Description
本発明は車両用操舵装置に関し、特に操舵応答性に優れた車両用操舵装置に関する。 The present invention relates to a vehicle steering apparatus, and more particularly to a vehicle steering apparatus having excellent steering response.
従来、左右輪の舵角を独立に制御できる操舵装置として、例えば特許文献1に記載されるものが知られている。特許文献1に記載の操舵装置は、左右前輪の舵角比を可変制御する手段と、前輪に対し後輪を同相又は逆相に転舵する手段と、後左右輪の舵角比を可変制御する手段と、を備える。そして、これにより、旋回内輪の操舵角が旋回外輪よりも大きいアッカーマンステアリング特性から、旋回内外輪が同じ舵角であるパラレルステアリング特性への変更を行っている。
しかしながら、パラレルステアリング特性にしただけでは、旋回時にコーナリングフォースとして左右輪に発生する横力平均が、比較的低い横加速度領域(例えば0.6G付近)で飽和してしまうという問題を解消することができなかった。前記飽和状態となると、それ以上に横加速度が上昇した場合に、操舵角を増加させてタイヤ横すべり角を上昇させても横力平均は増加せず、舵の効きが低下し、車両の応答性が低下する。これは、横加速度の増加に伴い旋回内輪の輪荷重が減少することで、旋回内輪で発生する横力が、所定横加速度を超えると、横すべり角を上昇させても減少傾向となることに起因しており、この減少を旋回外輪で発生する横力で補えないときは前記飽和状態となってしまう。
上述の問題点については、ステアリング特性がアッカーマンステアリング特性側に近づくほどその影響を受けやすい。
本発明は、上述のような問題点に鑑みてなされたものであり、旋回限界を高めることができる車両用操舵装置を提供する。
However, only by using the parallel steering characteristic, it is possible to solve the problem that the lateral force average generated in the left and right wheels as cornering force during turning is saturated in a relatively low lateral acceleration region (for example, around 0.6 G). could not. When the above-mentioned saturation state is reached, if the lateral acceleration increases further, even if the steering angle is increased and the tire side slip angle is increased, the lateral force average does not increase, the effectiveness of the rudder decreases, and the vehicle response Decreases. This is because the wheel load of the turning inner wheel decreases as the lateral acceleration increases, and if the lateral force generated on the turning inner wheel exceeds the specified lateral acceleration, it tends to decrease even if the side slip angle is increased. When the decrease cannot be compensated by the lateral force generated by the turning outer wheel, the saturation state occurs.
About the above-mentioned problem, it is easy to receive the influence, so that a steering characteristic approaches the Ackerman steering characteristic side.
The present invention has been made in view of the above-described problems, and provides a vehicle steering apparatus that can increase the turning limit.
上記課題を解決するために、本発明による車両用操舵装置は、ステアリングホイールからの操舵入力に応じて操舵される左右対の操舵輪の実舵角を左右独立に調整可能な舵角制御手段を備える車両用操舵装置において、舵角制御手段は、車両旋回時に、旋回内輪の実舵角よりも、旋回外輪の実舵角を大きくすることを特徴とする。
このとき、キャスタートレールを、前記操舵輪の横すべり角を増加させる方向に作用するセルフアライニングトルクに起因してステアリングホイールにトルクが伝達されるのを抑制可能な大きさにすると良い。また、操舵系に補助トルクを付加するパワーステアリング装置を備えている場合に、その補助トルクを、車両旋回時、前記操舵輪の横すべり角を増加させる方向に作用するセルフアライニングトルクに起因してステアリングホイールに伝達されるトルクを打ち消すトルクとすると良い。
In order to solve the above-described problems, a vehicle steering apparatus according to the present invention includes steering angle control means that can independently adjust the actual steering angle of a pair of left and right steering wheels that are steered in response to a steering input from a steering wheel. In the vehicle steering apparatus provided, the steering angle control means makes the actual steering angle of the outer turning wheel larger than the actual steering angle of the inner turning wheel when the vehicle is turning.
At this time, it is preferable that the caster rail has a size capable of suppressing the transmission of torque to the steering wheel due to the self-aligning torque acting in the direction of increasing the side slip angle of the steering wheel. In addition, when a power steering device for adding auxiliary torque to the steering system is provided, the auxiliary torque is caused by self-aligning torque that acts in the direction of increasing the side slip angle of the steered wheel when the vehicle turns. The torque transmitted to the steering wheel is preferably a torque that cancels out the torque.
本発明によれば、旋回限界が向上し、横加速度が高い場合にも操舵応答性に優れる。 According to the present invention, the turning limit is improved and the steering response is excellent even when the lateral acceleration is high.
次に、図面を参照して本発明の実施の形態について説明する。
(第一実施形態)
図1に、第一実施形態にかかる車両用操舵装置の概略構成を示す。
図1の車両1には、車両前部にフロントサスペンションメンバ9が取り付けられており、これにサスペンションリンク20を介して、前右輪2及び前左輪3が取り付けられている。フロントサスペンションメンバ9には、ステアリングホイール10に接続されたステアリングギヤボックス7と、ステアリングギヤボックス7の左右に接続されたアクチュエータ6,8と、が搭載される。
Next, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
(First embodiment)
FIG. 1 shows a schematic configuration of the vehicle steering apparatus according to the first embodiment.
A front suspension member 9 is attached to the front portion of the vehicle 1 in FIG. 1, and a front
このステアリングギヤボックス7とアクチュエータ6,8の構成を、図2を参照して説明する。
ステアリングホイール20からの操舵入力は、ステアリングシャフト10aを介して、ラックアンドピニオンのラック21に伝達される。これにより、ラック21は、操舵角に応じた量だけ左右に変位する。
The configuration of the
The steering input from the
ラック21の両端には、それぞれ伸縮可能なアクチュエータ6,8がラック21と同軸上に設けられている。そして、アクチュエータ6,8の可動部分であるアクチュエータロッド22の端部は、タイロッドに連結されており、さらにナックルアームを介して前左輪に接続する。したがって、ラック21及びアクチュエータ8の変位量に応じて、タイロッド及びナックルアームが揺動し、ナックルアームの一端に接続された前輪が回転することで転舵される。
このアクチュエータ6,8は、油圧回路11からの作動油圧によって駆動され、当該油圧回路11からの作動油圧がコントロールユニット16からの指令値に応じて制御される。この油圧回路11は、各種の油圧源及び油圧制御弁を備えて構成される。
At both ends of the
The
左輪側に設けられたアクチュエータ8の動作を図2を用いて説明する。図2(a)は、ステアリングホイール10から入力される操舵角δHが零(0)及びコントロールユニット16からの指令値も零(0)の状態であり、この状態ではラック21の変位は零(0)で、アクチュエータ6も作動しない。したがって、ラック21及びアクチュエータ8の左への変位量の合計が零(0)であるため、前左輪の実舵角も零(0)であり、車両が直進走行の状態である。図2(b)は、操舵角δHは入力されたものの、コントロールユニット16からの実舵角の調節指令がない状態であり、ラック21及びアクチュエータ8の変位量は操舵角に応じたラック21の変位量ΔL2(図では右側に変位している)である。したがって、前左輪は、操舵角に応じてそのまま、例えば左操舵される。図2(c)は、操舵角δHが入力され、かつ、コントロールユニット16からの実舵角の調節指令がなされた状態であり、ラック21及びアクチュエータ8の変位量は、左への総変位量であるラック21の変位量ΔL2とアクチュエータ8の変位量ΔL1との和である。したがって、前左輪は、操舵入力に加え、コントロールユニット16からの指令値分だけ実舵角が大きく調節される。
The operation of the
なお、図示していないが、右側のアクチュエータ6は、アクチュエータ6とは左右対称に配置される。この場合において、操舵角δH入力に基づくラック21の変位は左端も右端も共通であるが、一対のアクチュエータ6,8はそれぞれ独立に制御される。
上述した一対のアクチュエータ6,8によって、本発明の舵角制御手段を構成している。
Although not shown, the
The pair of
また、車両1には、車両状態量を検出する車両状態量検出手段として、車両速度Vを検出する車両速度センサ14、旋回中に車両1に発生する横加速度Ayを検出する横加速度センサ13、旋回中に車両1に発生するヨーレイトγを検出するヨーレイトセンサ12を、及び、ステアリングホイール10の操舵角δHを検出する操舵角検出手段としての操舵角センサ15を備え、それらの検出信号はコントロールユニット16に入力される。
Further, the vehicle 1 includes a
そして、このコントロールユニット16によって、車両状態量及び操舵角に基づいて、車両旋回中に旋回内輪の実舵角よりも旋回外輪の実舵角の方が大きくなるようなアクチュエータ6,8の移動量の指令値を算出し、油圧回路11に出力するように構成されている。このコントロールユニット16は、例えばマイクロコンピュータ等の演算処理装置を備えて構成される。
Based on the vehicle state quantity and the steering angle, the
なお、上述したような構成において、アクチュエータ6,8は、油圧式に限定されず、電気式モータ式を用いてもよく、この場合、油圧回路11は電気アクチュエータドライバとなる。
また、前述の構成では、ステアリングホイール10からの操舵入力は機械的接合により、ステアリングギヤボックス7へ入力しているが、本発明の適用はこのような構成に限定されない。例えば、ステアリングギヤボックス7を設けず、ステアリングホイール10からの操舵角をコントロールユニット16に入力して適切な実舵角を演算させ、これに基づきアクチュエータ6,8を動作させることで、左右前輪の実舵角を調節してもよい。
In the configuration as described above, the
In the above configuration, the steering input from the
次に、コントロールユニット16の詳細な構成、及び、その実舵角の演算処理について、図3に示すブロックチャートに従って説明する。
コントロールユニット16は、図3に示すように、本発明の横力和推定手段である横力和推定部16aと、本発明の各輪横力演算手段である各輪横力演算部16bと、本発明の輪荷重検出手段である輪荷重推定部16cと、本発明の最大横力推定手段である最大横力推定部16dと、各輪実舵角演算部16eと、の各機能ブロックを備え、実舵角の演算処理を実現する。これらは、例えば、1以上のサブルーチンプログラムとして構成され、これらプログラム群による一連の処理は所定時間毎(例えば、10msec毎)のタイマ割込み処理によって実行される。
Next, the detailed configuration of the
As shown in FIG. 3, the
横力和推定部16aでは、前記各センサで検出されたヨーレイトγ、横加速度Ay、車両速度V及び操舵角δHに基づいて、その瞬間に前左右のタイヤが発生できる横力の合計、すなわち横力和を推定し、その結果を前記各輪横力演算部16bに出力する。具体的には、まず前記各センサから前記各センサで検出されたヨーレイトγ、横加速度Ay、車両速度V及び操舵角δHが入力される。そして、この入力に基づき、例えば操舵角δHが所定以上であるか否かにより車両旋回中であるか否かを判定し、車両旋回中であるときに、前記車両状態量及び操舵角に基づいて横力和の推定を行う。
In the lateral force
このとき、車両を前一輪及び後一輪からなる二輪のモデル(以下、「二輪モデル」と記すこともある。)で置き換える。そして、前輪横力平均Fyfを以下に示す式(1)に基づいて前輪横力平均Fyfを算出する。
Fyf=Kf(Ay)・{N・δH−β−(lf/V)・γ} ・・・(1)
ここで、Kf(Ay)は、横加速度の関数である前輪コーナリングパワーであり、Nは、ステアリングギヤボックスのギヤ比であり、βは車両横すべり角であり、lfは二輪モデルにおける前輪から車両重心までの距離である。
At this time, the vehicle is replaced with a two-wheel model including a front wheel and a rear wheel (hereinafter also referred to as a “two-wheel model”). Then, it calculates the front wheel lateral force average Fy f based on the front wheel lateral force average Fy f in equation (1) below.
Fy f = K f (Ay) · {N · δ H −β− (l f / V) · γ} (1)
Where K f (Ay) is the front wheel cornering power as a function of lateral acceleration, N is the gear ratio of the steering gear box, β is the vehicle side slip angle, and l f is from the front wheel in the two-wheel model. This is the distance to the center of gravity of the vehicle.
上記式(1)中、{NδH−β−(lf/V)γ}の部分により、時々刻々変化する車両状態量及び操舵角に基づいて二輪モデルにおける前輪の横すべり角が算出される。そして、その二輪モデルにおける前輪の横すべり角と、タイヤの特性を示すKf(Ay)と、の積により、前輪平均横力Fyfを推定することができる。
なお、上記Kf(Ay)は、横加速度の関数として、コントロールユニット16のメモリに予め記憶される前輪コーナリングパワーのモデルであり、本発明を適用した場合に左右輪の平均のコーナリングパワーとして算出される特性値である。図4には、本発明を適用した場合の左右輪の横力平均を示す(図中太線a)。これは、本発明を適用した場合に旋回外輪の横力と旋回内輪の横力との平均を、各横加速度において得たものであり、図中では各横加速度における旋回外輪の横力と旋回内輪の横力とを実線bで結んで示す。そして、図5の実線cで示すように、この横力平均の各横加速度における傾きが、前記前輪コーナリングパワーに相当する。
In the above equation (1), the side slip angle of the front wheel in the two-wheel model is calculated based on the vehicle state quantity and the steering angle that change from moment to moment by the portion {Nδ H −β− (l f / V) γ}. The front wheel average lateral force Fy f can be estimated from the product of the side slip angle of the front wheel in the two-wheel model and K f (Ay) indicating the tire characteristics.
The K f (Ay) is a model of the front wheel cornering power stored in advance in the memory of the
また、上記車両横すべり角βは、二輪モデルにおける車両重心の横すべり角であり、ヨーレイトγ、車両速度V、操舵角δHに基づいて、車両の運動方程式から得られる周知の算出方法により求める。
前記輪荷重推定部16cでは、横加速度センサ13から横加速度Ayの入力を受け、これに基づき左右各前輪の輪荷重を算出し、結果を最大横力推定部16dに出力する。輪荷重の算出は、旋回時のモーメントのつりあいより導出される図6に示すような横加速度倍数の一次式を用いて行う。なお、図6中、Wは車重、Woutは前旋回外輪輪荷重、Winは前旋回内輪輪荷重を示す。
The vehicle side slip angle β is a side slip angle of the center of gravity of the vehicle in the two-wheel model, and is obtained by a well-known calculation method obtained from a vehicle equation of motion based on the yaw rate γ, the vehicle speed V, and the steering angle δ H.
The
前記最大横力推定部16dでは、前記輪荷重推定部16cから入力された左右各前輪の輪荷重に基づき、左右各前輪が発生可能な最大横力である前内輪最大横力(Fyfin)max及び前外輪最大横力(Fyfout)maxを算出し、その結果を前記各輪横力演算部16bに出力する。この最大横力の推定は、図7に示すようなタイヤ横力と横すべり角との関係から、当該輪荷重における、タイヤ横すべり角の許容範囲内での最大の横力として求めることで行う。このようにして推定される各輪荷重における最大横力を図7に示す(図中の点)。このように最大横力は輪荷重の増加に伴い増加する。コントロールユニット16のメモリには、最大横力算出のために、左右前輪のタイヤ特性値に関する情報を予め記憶させておく。このタイヤ特性値は、マジックフォーミュラと呼ばれる近似数式モデルにより求めても、マップより求めてもよい。なお、本実施形態では、輪荷重のみでタイヤ特性値を決定しているが、より複雑なモデルを設け、キャンバ角、スリップ率、路面摩擦係数等を計測、または推定し、最大横力の推定に用いることで、本発明の効果を高めることも可能である。
In the maximum lateral
前記各輪横力演算部16bでは、前記横力輪推定部16aから入力される前輪平均横力Fyfと、前記最大横力指定部16dから入力される前内輪最大横力(Fyfin)max及び前外輪最大横力(Fyfout)maxと、に基づき、各前輪が発生すべきタイヤ横力である前内輪横力Fyfin及び前外輪横力Fyfoutを算出する。そして、その結果を各輪操舵角演算部16eに出力する。各前輪が発生すべきタイヤ横力の演算は、以下に示す各式を用いて行う。
In each wheel lateral
前内輪横力Fyfinと前外輪横力Fyoutの関係は、式(2)となる。
2Fyf=Fyfin+Fyout ・・・(2)
また、本実施形態では、前内輪最大横力(Fyfin)max及び前外輪最大横力(Fyfout)maxの関係を下記式(3)のように規定する。
Fyfin Fyfout
――――――――― = ――――――――― ・・・(3)
(Fyfin)max (Fyfout)max
The relationship between the front inner ring lateral force Fy fin and the front outer ring lateral force Fy out is expressed by equation (2).
2Fy f = Fy fin + Fy out (2)
In the present embodiment, the relationship between the front inner ring maximum lateral force (Fy fin ) max and the front outer ring maximum lateral force (Fy fout ) max is defined as in the following equation (3).
Fy fin Fy fout
――――――――― = ――――――――― (3)
(Fy fin ) max (Fy fout ) max
この式(3)は、発生すべき横力和を旋回内外輪で負担する割合を決定する式である。式(3)のように規定することで、旋回内外輪それぞれのタイヤが発生できる最大横力に対して、それぞれのタイヤが発生する横力の比率を旋回内外輪で同様にすることができる。これにより、旋回横加速度が上昇しても、両輪が横力を発生すべき負担は均等となり、限界加速度まで左右のタイヤが発生できる横力を効率良く使うことが可能となる。 This expression (3) is an expression for determining the ratio of the sum of lateral forces to be generated to be borne by the turning inner and outer wheels. By defining as in Expression (3), the ratio of the lateral force generated by each tire to the maximum lateral force that can be generated by each tire in the turning inner and outer wheels can be made the same in the turning inner and outer wheels. As a result, even if the turning lateral acceleration increases, the load that both wheels should generate lateral force becomes even, and it is possible to efficiently use the lateral force that can generate the left and right tires up to the limit acceleration.
式(2)、式(3)より、前内輪横力Fyfin、前外輪横力Fyfoutは、
2Fyfin
Fyfin = ――――――――――――――――――Fyf ・・・(4)
(Fyfin)max+(Fyfout)max
2Fyfout
Fyfout = ――――――――――――――――――Fyf ・・・(5)
(Fyfin)max+(Fyfout)max
と表すことができ、横力輪推定部16aで算出された前輪の横力和を、左右でどのように分配するかを決定することができる。
From the expressions (2) and (3), the front inner ring lateral force Fy fin and the front outer ring lateral force Fy fout are
2Fy fin
Fy fin = ―――――――――――――――――― Fy f (4)
(Fy fin ) max + (Fy fout ) max
2Fy fout
Fy fout = ―――――――――――――――――― Fy f (5)
(Fy fin ) max + (Fy fout ) max
It is possible to determine how to distribute the front wheel lateral force sum calculated by the lateral
前記各輪実舵角演算部16eでは、前記各輪横力演算部16bから入力される前内輪横力Fyfin及び前外輪横力Fyfoutに基づき、アクチュエータによる調節舵角Δδin,Δδoutを算出し、そのための目標アクチュエータ位置を油圧回路11に出力する。
具体的には、まず前内輪横力Fyfin、前外輪横力Fyfoutを発生するタイヤ横すべり角αin、αoutを求める。すなわち、輪荷重推定部16cで用いたものと同様のタイヤ特性値により、輪荷重推定部16cで算出した前左右各輪の輪荷重において、前内輪横力Fyfin及び前外輪横力Fyfoutを発生するタイヤ横すべり角αin、αoutを特定する。
In each wheel actual steering
Specifically, first, tire side slip angles α in and α out that generate front inner wheel lateral force Fy fin and front outer wheel lateral force Fy fout are obtained. That is, the front inner wheel lateral force Fy fin and the front outer wheel lateral force Fy fout are calculated with respect to the wheel loads of the front left and right wheels calculated by the wheel
次に、算出されたタイヤ横すべり角αin、αoutに基づき、下記式(6)又は(7)を用いて旋回内輪の実舵角δin、旋回外輪の実舵角δoutを算出する。
δin = 1/N{αin−β−(lf/V)・γ} ・・・(6)
δout = 1/N{αout−β−(lf/V)・γ} ・・・(7)
さらに、実舵角δin、δoutと、ステアリングホイール10からの操舵入力により調節される舵角との差分を算出し、アクチュエータによる調節舵角Δδin,Δδoutを算出する。
Next, based on the calculated tire side slip angles α in and α out , the actual steering angle δ in of the turning inner wheel and the actual steering angle δ out of the turning outer wheel are calculated using the following formula (6) or (7).
δ in = 1 / N {α in −β− (l f / V) · γ} (6)
δ out = 1 / N {α out −β− (l f / V) · γ} (7)
Further, the difference between the actual steering angles δ in and δ out and the steering angle adjusted by the steering input from the
ここで、算出されるタイヤ横すべり角αin、αoutと、前内輪横力Fyfin、前外輪横力Fyfoutとの関係を図8に示す。最大横力に対する横力の比率が旋回内輪と旋回外輪で同じとなるような、タイヤ横すべり角αin、αoutを算出すると、旋回外輪のタイヤ横すべり角αoutの方が大きくなる。従って、実舵角δin、δoutも旋回外輪の実舵角δoutの方が大きくなる。
そして、このアクチュエータによる調節舵角Δδin,Δδoutを所定の車輪に付加するための目標アクチュエータ位置を算出する。
以上がコントロールユニット16による実舵角の演算処理である。
Here, the relationship between the calculated tire side slip angles α in and α out and the front inner wheel lateral force Fy fin and the front outer wheel lateral force Fy fout is shown in FIG. When the tire side slip angles α in and α out are calculated such that the ratio of the lateral force to the maximum lateral force is the same between the turning inner wheel and the turning outer wheel, the tire side slip angle α out of the turning outer wheel becomes larger. Therefore, the actual rudder angles δ in and δ out are also larger than the actual rudder angle δ out of the outer turning wheel.
Then, a target actuator position for adding the adjustment steering angles Δδ in and Δδ out by the actuator to a predetermined wheel is calculated.
The above is the calculation processing of the actual steering angle by the
次に、第一実施形態の動作について説明する。
車両の走行中に、ステアリングホイール10に操舵入力がなされると、ラック21が例えば右に変位し、左右前輪が左操舵される。コントロールユニット16では、この旋回を検出し、車両状態量及び操舵角の入力に基づいて、実舵角の演算処理を行う。この結果、算出された実舵角δoutと現在の舵角とに差のある前右輪2が、アクチュエータ6の作動により、算出された実舵角δoutに調節される。一方、前左輪3は実舵角δinと現在の舵角とに差がないため、コントロールユニット16から実舵角の調節指令がなされず、アクチュエータ8は作動しない。これにより、図9に示すように、旋回外輪である前右輪2の実舵角が、旋回内輪である前左輪3の実舵角よりも大きく調節された状態で車両が旋回する。
Next, the operation of the first embodiment will be described.
When a steering input is made to the
次に、本発明の効果を説明する。
図5(a)は、操舵輪で生じるタイヤ横力平均、タイヤ横すべり角及び横加速度の関係を示すグラフであり、本発明を適用した場合を実線aで、従来のパラレルステアリング方式を採用した場合を点線dで示す。同図から明らかなように、本発明を適用した場合には、従来技術に比べて横加速度が大きくなるまで飽和せず、例えば従来技術ではタイヤ横力平均が飽和し始める0.6Gよりも高い横加速度領域においても依然タイヤ横力平均の傾きが大きいことが確認される。図5(b)は、この違いを明らかにするために、0.6Gを超える横加速度(一点鎖線fで示す)でのタイヤ横力平均の傾きを取り出して示したグラフである。このタイヤ横力平均の傾きは、コーナリングパワーに相当するものであり、従って、本発明を適用した場合には車両が優れた操舵応答性を発揮することが分かる。
Next, the effect of the present invention will be described.
FIG. 5 (a) is a graph showing the relationship between the tire lateral force average, the tire side slip angle and the lateral acceleration generated in the steered wheels. The case where the present invention is applied is a solid line a, and the conventional parallel steering method is adopted. Is indicated by a dotted line d. As is apparent from the figure, when the present invention is applied, it does not saturate until the lateral acceleration increases compared to the prior art, and for example, in the prior art, the tire lateral force average is higher than 0.6 G which starts to saturate. Even in the lateral acceleration region, it is confirmed that the slope of the tire lateral force average is still large. FIG. 5 (b) is a graph showing the tire lateral force average slope at a lateral acceleration exceeding 0.6G (indicated by a one-dot chain line f) in order to clarify this difference. The inclination of the tire lateral force average corresponds to the cornering power. Therefore, it can be seen that when the present invention is applied, the vehicle exhibits excellent steering response.
このように効果に相違があるのは、次に示す理由による。
一般に、タイヤ横力とタイヤ横すべり角との関係においては、輪荷重の増加に従い発生するタイヤ横力も増加し、また最大横力を発生するタイヤ横すべり角も大きくなる。逆に、輪荷重が小さいと、小さなタイヤ横すべり角で最大横力になる(飽和する)。本発明はこれを利用したもので、図4に示すように、横加速度の増加に従い荷重移動により輪荷重が大きくなる旋回外輪のタイヤ横すべり角を大きくとり、両輪で発生すべき横力のうち旋回外輪で発生させる横力の割合を高めることで、より高い横加速度に対応してコーナリングフォースを発生できる。さらに、この横力を、左右各操舵輪で発生可能な最大横力に対する、当該輪で発生する横力の比が、左右操舵輪間で同等又は略同等となるように配分することで、横加速度の増加に従って旋回外輪で発生させる横力の割合を高め、また旋回内輪の飽和を遅らせることができる。これにより、本発明の効果は、横加速度の高い領域で顕著である。
The difference in the effect is as follows.
In general, in the relationship between the tire lateral force and the tire side slip angle, the tire side force generated as the wheel load increases, and the tire side slip angle generating the maximum side force also increases. Conversely, when the wheel load is small, the maximum lateral force is reached (saturates) at a small tire side slip angle. The present invention utilizes this, and as shown in FIG. 4, the tire side slip angle of the turning outer wheel where the wheel load increases due to load movement as the lateral acceleration increases is increased, and the turning of the lateral force to be generated on both wheels is turned. By increasing the ratio of the lateral force generated by the outer ring, cornering force can be generated corresponding to higher lateral acceleration. Furthermore, the lateral force is distributed so that the ratio of the lateral force generated at the wheel to the maximum lateral force that can be generated at the left and right steering wheels is equal or substantially equal between the left and right steering wheels. As the acceleration increases, the ratio of the lateral force generated in the turning outer wheel can be increased, and the saturation of the turning inner wheel can be delayed. Thereby, the effect of this invention is remarkable in the area | region where a lateral acceleration is high.
一方、従来のパラレルステアリング方式は、図15に示すように旋回外輪と旋回内輪の舵角を同じにして旋回する方式であり、タイヤ横すべり角は旋回内外輪で同一である。この場合には、横加速度の増加に従ってこれに対応する横力を発生するように、旋回内外輪の横すべり角の同じ分だけ増加する。このため、横加速度が増加してくると、旋回内輪の横力が飽和してしまい、これに対して横力を増加させるために横すべり角を大きくしても、旋回内輪の横力は低下するため、両輪の横力平均は飽和しているのが分かる(図16参照)。なお、同じく従来から採用されているアッカーマンステアリング方式は、図17に示すように旋回内輪の実舵角を旋回外輪よりも大きくとる方式である。図示しないが、上述の理由からも明らかなように、この方式では、低横加速度領域で横力が飽和するという問題の影響をさらに受けやすい。 On the other hand, as shown in FIG. 15, the conventional parallel steering method is a method of turning with the same turning angle of the turning outer wheel and the turning inner wheel, and the tire side slip angle is the same for the turning inner and outer wheels. In this case, the lateral slip angle of the turning inner and outer wheels is increased by the same amount so as to generate a corresponding lateral force as the lateral acceleration increases. For this reason, when the lateral acceleration increases, the lateral force of the turning inner wheel is saturated, and the lateral force of the turning inner wheel decreases even if the side slip angle is increased to increase the lateral force. Therefore, it can be seen that the lateral force average of both wheels is saturated (see FIG. 16). In addition, the Ackerman steering method that has been conventionally employed is a method in which the actual steering angle of the turning inner wheel is set larger than that of the turning outer wheel, as shown in FIG. Although not shown, as is apparent from the above reasons, this method is more susceptible to the problem of lateral force saturation in the low lateral acceleration region.
(第二実施形態)
次に、本発明の第二実施形態について説明する。
第二実施形態は、図10に示すとおり、ほぼ第一実施形態と同様の構成であるが、左右後輪5,4も左右独立に実舵角を決定可能な構成となっている点で異なる。第一実施形態と同様の部分については説明を省略し、異なる部分について説明する。
左右後輪5,4はサスペンションリンク20を介して後部サスペンションメンバ17に取り付けられており、後部サスペンションメンバ17には後右輪4の実舵角を調節するアクチュエータ18、後左輪5の実舵角を調節するアクチュエータ19が取り付けられている。このアクチュエータ19,18は、タイロッド及びナックルアームを介して左右後輪5,4にそれぞれ接続されており、左右前輪3,2と同じ油圧回路11からの作動油圧によってそれぞれ駆動され、左右前輪3,2をそれぞれ操舵する。例えば、左後部のアクチュエータ19が伸長すると後左輪5が右操舵され、逆に収縮すると後左輪5が右操舵される。この油圧回路11は、左右前輪3,3と同じコントロールユニット16からの指令値に応じて制御される。
(Second embodiment)
Next, a second embodiment of the present invention will be described.
As shown in FIG. 10, the second embodiment has substantially the same configuration as the first embodiment, but differs in that the left and right
The left and right
コントロールユニット16は、第一実施形態と同様の構成であるが、各部において後輪についても、後輪の横力和、左右各後輪が発生可能な最大横力、左右各後輪で発生する横力、左右各後輪の実舵角を求める点で異なる。以下、異なる点について説明する。
前記横力和推定部16aでは、後輪の横力和Fyrは、前述のように二輪モデルに置き換えて、下記式(8)を用いて算出する。
Fyr=Kr(Ay){δr−β−(lr/V)・γ} ・・・(8)
ここで、Kr(Ay)は、後輪コーナリングパワー(横加速度の関数)、δrは後輪平均実舵角、βは車両状態量から推定される車両横すべり角、lrは二輪モデルにおける後輪から車両重心までの距離である。
The
In the lateral force
Fy r = K r (Ay) {δ r −β− (l r / V) · γ} (8)
Here, K r (Ay) is the rear wheel cornering power (a function of lateral acceleration), δ r is the rear wheel average actual steering angle, β is the vehicle side slip angle estimated from the vehicle state quantity, and l r is in the two-wheel model. This is the distance from the rear wheel to the center of gravity of the vehicle.
後輪平均操舵角δrは、従来の技術として、操舵角δH、横加速度Ay、ヨーレイトγ、車両横すべり角β、車両速度V等の車両状態量によって決定する。
δr=δr(δH、Ay、γ、β、V) ・・・(9)
輪荷重推定部16c、最大横力推定部16dでは、輪荷重、最大横力を、前輪と同様にして算出し、各輪横力算出部16bでは、前記式(2)から式(5)を後輪へも適用することで、後輪内輪横力Fyrin、後輪外輪横力Fyroutを算出する。
The rear wheel average steering angle δ r is determined by vehicle state quantities such as the steering angle δ H , the lateral acceleration Ay, the yaw rate γ, the vehicle side slip angle β, and the vehicle speed V as conventional techniques.
δ r = δ r (δ H , Ay, γ, β, V) (9)
The
前記各輪実舵角演算部16eでは、この後輪内輪横力Fyrin、後輪外輪横力Fyroutの入力に基づき、前輪と同様に、タイヤ特性値を用いての後旋回内外輪のタイヤ横すべり角αin、αoutを算出する。そして、この後旋回内外輪のタイヤ横すべり角αin、αoutを用いて、下記式(10)及び(11)により、後旋回内外輪の実舵角δ´in、δ´outを求める。
δ´in = 1/N{α´in−β−(lr/V)・γ} ・・・(10)
δ´out = 1/N{α´out−β−(lr/V)・γ} ・・・(11)
In each wheel actual steering
δ ′ in = 1 / N {α ′ in −β− (l r / V) · γ} (10)
δ ′ out = 1 / N {α ′ out −β− (l r / V) · γ} (11)
最大横力に対する横力の比率が旋回内輪と旋回外輪で同じ関係となるような、後旋回内外輪の実舵角δ´in、δ´outを算出すると後旋回外輪の実舵角の方が大きくなる。
図11に、後輪操舵車両で一般的に用いられている後輪同相操舵車両(同図(a))と後輪逆相操舵車両(同図(b))に本発明を適用した様子を示す。いずれの場合にも、旋回外輪の実舵各の方が大きい。このように、前輪及び後輪を操舵する場合に、前輪及び後輪ともに、旋回外輪の実舵角を旋回内輪の実舵角によりも大きくすることで、両輪操舵による効果を高めることができる。このため、両輪操舵により向上した分だけ、一方の輪、例えば後輪の操舵角を少なくさせることも可能となり、ユニットの軽量化、小型化も可能となる。
Maximum lateral force as the ratio of the lateral force is the same relationship turning inner and outer turning wheel for, the actual steering angle Deruta' in the rear turning inner and outer rings, the direction of the actual steering angle after turning outer calculating the Deruta' out growing.
FIG. 11 shows a state in which the present invention is applied to a rear-wheel in-phase steered vehicle (FIG. 11A) and a rear-wheel reverse-phase steered vehicle (FIG. 11B) that are generally used in rear-wheel steered vehicles. Show. In any case, the actual rudder of the turning outer wheel is larger. As described above, when steering the front wheels and the rear wheels, the effect of both-wheel steering can be enhanced by increasing the actual steering angle of the outer turning wheel to the actual steering angle of the inner turning wheel for both the front and rear wheels. For this reason, it is possible to reduce the steering angle of one wheel, for example, the rear wheel, by the amount improved by the steering of both wheels, and the unit can be reduced in weight and size.
(第三実施形態)
最後に、本発明の第三実施形態について説明する。
第三実施形態は、第一実施形態又は第二実施形態と同様の構成の車両に、さらに負のセルフアライニングトルク(以下、「SAT」と記す。)がステアリングホイール10に伝達されるのを防止するための手段を備える。
ここで、SATは、図12に示すような特性がある。正のSATは、タイヤ横すべり角が増加すると、タイヤ横すべり角を減らす方向に働くため(図12(b)参照)、その瞬間に力を加えていない状態であればステアリングホイールを元の位置に戻す特性がある。しかしあるタイヤ横すべり角がある大きさ以上になると、符号が負になる。負のSATは、図12に示すようにタイヤ横すべり角を増加させる方向に働くため、その瞬間に力を加えていない状態であればステアリングホイールは元の位置に戻らず、このためタイヤ横すべり角が増加してしまう。また、SATの方向が変わることで、ドライバーは所望の操舵角に合わせにくくなってしまう。
(Third embodiment)
Finally, a third embodiment of the present invention will be described.
In the third embodiment, a negative self-aligning torque (hereinafter referred to as “SAT”) is further transmitted to the
Here, SAT has characteristics as shown in FIG. Positive SAT works in a direction to reduce the tire side slip angle when the tire side slip angle increases (see FIG. 12B). Therefore, if no force is applied at that moment, the steering wheel is returned to the original position. There are characteristics. However, when a tire side slip angle exceeds a certain size, the sign becomes negative. Since the negative SAT works in a direction to increase the tire side slip angle as shown in FIG. 12, if the force is not applied at that moment, the steering wheel does not return to the original position. It will increase. In addition, changing the direction of the SAT makes it difficult for the driver to match the desired steering angle.
図13には、サスペンションのジオメトリにより、負のSATが操舵トルクとして伝達されないようにする構成の一例を示す。
図13は、前右輪2を車両横方向から見た図であり、転舵軸であるキングピン軸が地面と交わる点と、車両横方向から見たタイヤ接地点と、の垂直距離であるキャスタトレールが、負のセルフアライニングトルクに起因して前輪の横すべり角を増加させる方向に作用する操舵トルクが生じるのを抑制する大きさとなっている。これにより、操舵角のコントロール性は向上する。
FIG. 13 shows an example of a configuration that prevents negative SAT from being transmitted as steering torque due to the geometry of the suspension.
FIG. 13 is a view of the front
図14に、負のSATがステアリングホイールに伝達されるのを防止するための他の例を示す。
図14に示す車両には、ステアリングシャフト10aに補助トルクを付与する電動式パワーステアリング装置23が搭載されている。また、ステアリングシャフト10aの補助トルクが付与される部分よりもステアリングギヤボックス7側にはトルクセンサ24が設けられ、当該部分におけるトルクが検出されるようになっている。トルクセンサ24は、トルクTFを検出すると、その値をコントロールユニット25に出力する。コントロールユニット25は、トルクセンサ24により検出されたトルクTFに基づき、当該トルクと反対方向で、かつ、同じ又はそれ以上の補助トルクTPを付与するように電動式パワーステアリング装置23に指令を出力する。
FIG. 14 shows another example for preventing the negative SAT from being transmitted to the steering wheel.
The vehicle shown in FIG. 14 is equipped with an electric
これにより、補助トルクTPによって負のSATに起因した横すべり角を増加させる方向に作用するトルクは打ち消され、ステアリングホイールに伝達されるトルクTHは操舵を戻す方向に作用する。このような構成であれば、サスペンションのジオメトリでハンドルトルクを調整する制約はなくなり、サスペンション設計の自由度が増す利点がある。
なお、電動式パワーステアリング装置を例に説明したが、パワーステアリング装置は電動式に限定されず、例えば油圧式であってもよい。
Accordingly, the torque acts in a direction to increase the slip angle due to the negative SAT by assist torque T P is canceled, the torque T H, which is transmitted to the steering wheel acts in a direction to return the steering. With such a configuration, there is no restriction to adjust the handle torque by the suspension geometry, and there is an advantage that the degree of freedom in suspension design is increased.
Although the electric power steering apparatus has been described as an example, the power steering apparatus is not limited to the electric type, and may be, for example, a hydraulic type.
1 車両
2 前右輪
3 前左輪
4 後右輪
5 後左輪
6,8 アクチュエータ(前輪用)
7 ステアリングギヤボックス
9 フロントサスペンションメンバ
10 ステアリングホイール
10a ステアリングシャフト
16 コンロロールユニット(油圧回路用)
17 後部サスペンションメンバ
19,18 アクチュエータ(後輪用)
20 サスペンションリンク
20 ステアリングホイール
21 ラック
22 アクチュエータロッド
23 電動式パワーステアリング装置
24 トルクセンサ
25 コントロールユニット(電動式パワーステアリング装置用)
1
7 Steering gear box 9
17
20
Claims (7)
前記舵角制御手段は、車両旋回時に、旋回内輪の実舵角よりも、旋回外輪の実舵角を大きくし、
前記キャスタートレールは、前記操舵輪の横すべり角を増加させる方向に作用するセルフアライニングトルクに起因してステアリングホイールにトルクが伝達されるのを抑制可能な大きさであることを特徴とする車両用操舵装置。 In a vehicle steering apparatus provided with a steering angle control means capable of independently adjusting left and right actual steering angles of a pair of left and right steering wheels steered in response to a steering input from a steering wheel, and provided with a caster rail ,
The rudder angle control means makes the actual rudder angle of the outer turning wheel larger than the actual rudder angle of the inner turning wheel when turning the vehicle ,
The caster rail has a size capable of suppressing transmission of torque to a steering wheel due to self-aligning torque acting in a direction to increase a side slip angle of the steering wheel . Steering device.
前記舵角制御手段は、車両旋回時に、旋回内輪の実舵角よりも、旋回外輪の実舵角を大きくし、
前記補助トルクは、車両旋回時、前記操舵輪の横すべり角を増加させる方向に作用するセルフアライニングトルクに起因してステアリングホイールに伝達されるトルクを打ち消すトルクであることを特徴とする車両用操舵装置。 Provided with steering angle control means that can independently adjust the actual steering angle of the pair of left and right steering wheels that are steered in response to steering input from the steering wheel, and a power steering device that adds auxiliary torque to the steering system In a vehicle steering system,
The rudder angle control means makes the actual rudder angle of the outer turning wheel larger than the actual rudder angle of the inner turning wheel when turning the vehicle ,
The auxiliary torque is a torque that cancels a torque transmitted to the steering wheel due to a self-aligning torque that acts in a direction that increases a side slip angle of the steering wheel when the vehicle turns. apparatus.
左右操舵輪がそれぞれ発生すべき横力の和である横力和を推定する横力和推定手段と、
左右各操舵輪毎の、前記最大横力推定手段により推定された最大横力に対する左右各操舵輪で発生させる横力の比が、左右操舵輪間で同等又は略同等となるように、前記横力和推定手段が推定した横力和を左右各操舵輪に分配することで、前記左右各操舵輪で発生させる横力を算出する各輪横力演算手段と、を備え、
前記舵角制御手段は、前記各輪横力演算手段で算出した横力を前記左右各操舵輪が発生するように前記左右各操舵輪の実舵角を調節することを特徴とする請求項1又は請求項2に記載の車両用操舵装置。 Wheel load detection means for detecting the wheel load of each of the left and right steering wheels; and maximum lateral force estimation means for estimating the maximum lateral force that can be generated by each of the left and right steering wheels in the wheel load detected by the wheel load detection means;
Lateral force sum estimating means for estimating a lateral force sum that is a sum of lateral forces to be generated by the left and right steered wheels;
The lateral force generated by the left and right steering wheels with respect to the maximum lateral force estimated by the maximum lateral force estimating means for each of the left and right steering wheels is equal or substantially equal between the left and right steering wheels. Each wheel lateral force calculating means for calculating the lateral force generated by the left and right steering wheels by distributing the lateral force sum estimated by the force sum estimating means to the left and right steering wheels,
The steering angle control means adjusts the actual steering angle of each of the left and right steering wheels so that the left and right steering wheels generate the lateral force calculated by the wheel lateral force calculation means. Or the steering device for vehicles of Claim 2 .
前記横力和推定手段は、前記車両状態量検出手段により検出された車両状態量及び前記操舵角検出手段により検出された操舵角に基づいて、前記横力和を推定することを特徴とする請求項4に記載の車両用操舵装置。 Vehicle state quantity detection means for detecting the vehicle state quantity, and steering angle detection means for detecting the steering angle of the steering wheel,
The lateral force sum estimating means estimates the lateral force sum based on a vehicle state quantity detected by the vehicle state quantity detecting means and a steering angle detected by the steering angle detecting means. Item 5. The vehicle steering device according to Item 4 .
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