JP4997558B2

JP4997558B2 - Vehicle steering system

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Publication number: JP4997558B2
Application number: JP2001152654A
Authority: JP
Inventors: 勝利西崎; 史郎中野; 雅也瀬川; 良平葉山
Original assignee: JTEKT Corp
Current assignee: JTEKT Corp
Priority date: 2001-05-22
Filing date: 2001-05-22
Publication date: 2012-08-08
Anticipated expiration: 2021-05-22
Also published as: JP2002337711A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、ステアリングホイール等の操作手段の操作に基づいて舵取り用車輪を転舵させる構成の車両用操舵装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
ステアリングホイールと舵取り用の車輪を転舵するための舵取り機構との機械的な結合をなくし、ステアリングホイールの操作方向および操作量を検出するとともに、その検出結果に基づいて、舵取り機構の動作を制御するようにした車両用操舵装置（いわゆるステア・バイ・ワイヤ・システム）が提案されている。
このような車両用操舵装置においては、ステアリングホイールと舵取り機構との機械的な連結がないので、車両衝突時におけるステアリングホイールの突き上げを防止できるとともに、舵取り機構の構成を簡素化および軽量化することができる。また、ステアリングホイールの配設位置の自由度が増し、さらには、ステアリングホイール以外のレバーまたはペダル等の他の操作部材の採用も可能である。
【０００３】
舵取り機構の動作は、コンピュータを含む制御装置によって制御されるようになっている。すなわち、ステアリングホイールの操作角を検出する操作角センサおよびステアリングホイールに加えられた操舵トルクを検出するトルクセンサからの各検出信号が制御装置に入力されていて、制御装置は、操作角センサおよびトルクセンサからの入力信号に応じた舵取り車輪の目標転舵角を定め、この目標転舵角に基づいて、駆動力発生源としての電動モータなどを含む操舵アクチュエータをフィードバック制御するのが従来からの一般的な構成である。
【０００４】
図１３は、従来から提案されている舵角制御系の一例を説明するためのブロック図である。目標転舵角(Target Angle)δ^*は、減算部１０１に入力されるようになっている。この減算部１０１にはまた、図示しない転舵角センサによって検出される舵取り用車輪の実転舵角(Actual Angle)δが入力されており、減算部１０１は、目標転舵角δ^*と実転舵角δとの偏差（δ^*−δ）を演算して出力する。
減算部１０１で求められた偏差（δ^*−δ）は、この偏差（δ^*−δ）に応じた操舵アクチュエータ(Ｍ１ Actuator)１０２の制御値を生成する比例積分制御部(Proportional-Integral Controller)１０３に入力されるようになっている。比例積分制御部は１０３は、比例積分制御演算により、偏差（δ^*−δ）に応じたアクチュエータ制御値を生成する。すなわち、比例積分制御部１０３は、減算部１０１で求められた偏差（δ^*−δ）に比例積分制御の伝達関数｛Ｋ_p＋(Ｋ_i／ｓ)｝を乗じることによりアクチュエータ制御値を生成する。ただし、Ｋ_pは比例制御のゲイン（比例ゲイン）であり、Ｋ_iは積分制御のゲイン（積分ゲイン）である。また、ｓはラプラス演算子である。
【０００５】
図１４は、従来から提案されている舵角制御系の他の例を説明するためのブロック図である。この図１４において、上述の図１３に示す各部と同等の部分には同一の参照符号が付してある。
この制御則では、減算部１０４から出力される目標転舵角δ^*と実転舵角δとの偏差（δ^*−δ）が、比例−微分−２階微分制御部(PDD² Controller)１０５に入力されるようになっている。比例−微分−２階微分制御部１０５は、偏差（δ^*−δ）に比例−微分−２階微分制御の伝達関数ｋ(τ₁ｓ²＋τ₂ｓ＋１)を乗じることによりアクチュエータ制御値を生成する。ただし、ｋは、ステアリングホイールと舵取り機構とがトーションバー等の弾性体で結合されていると仮想したときのその弾性体のばね定数である。また、τ₁，τ₂は時定数であり、ｓはラプラス演算子である。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
上述の図１３に示す第１の制御系では、比例ゲインＫ_pおよび積分ゲインＫ_iを適当に調整することにより、制御安定性を維持しながら、舵取り用車輪の実舵角を目標舵角にある程度は追従させることができる。しかし、比例積分制御の伝達関数｛Ｋ_p＋(Ｋ_i／ｓ)｝には、操舵アクチュエータが有する電気的および機械的な要因による制御遅れを補償する項がなく、目標転舵角δ^*に対する実転舵角δの位相遅れが大きいという問題がある。
【０００７】
一方、上述の図１４に示す第２の制御系では、時定数τ₁，τ₂を小さくし、ばね定数ｋを大きくすることにより、応答性の向上を図ることができ、目標転舵角δ^*と実転舵角δとの間に生じる定常偏差も小さくできる。また、制御系の安定性も確保することができる。ところが、ハード構成の飽和特性によりばね定数ｋの値が制限されるため、ステアリングホイールの急操作が行われた場合のような高負荷時には、目標転舵角δ^*と実転舵角δとの間に定常偏差が生じてしまう。
【０００８】
そこで、この発明の目的は、上述の技術的課題を解決し、制御系の安定性および応答性に優れ、かつ、制御系の入出力間の定常偏差が小さく抑えられた車両用操舵装置を提供することである。
【０００９】
【課題を解決するための手段および発明の効果】
上記の目的を達成するための請求項１記載の発明は、操作手段（１）の操作に基づいて操舵アクチュエータ（２）を制御し、これにより舵取り機構の動作を制御する車両用操舵装置であって、車両の挙動を表す車両挙動変数の目標値である目標挙動変数（γ^＊）を上記操作手段の操作内容に基づいて設定する目標挙動変数設定手段（４１）と、上記目標挙動変数設定手段によって設定された目標挙動変数と実際の車両挙動変数（γ）とに基づいて、上記舵取り機構の目標動作量を演算する車両挙動制御部（４２）と、上記車両挙動制御部によって演算された目標動作量に基づいて、上記操舵アクチュエータの制御値を演算する舵角制御部（４３）とを含み、上記車両挙動制御部は、上記目標挙動変数設定手段によって設定された目標挙動変数と実際の車両挙動変数との間に生じる定常偏差を補償するための挙動系フィードバック補償手段（４２１，４２２）と、上記操作手段の操作に対する車両挙動の遅れを補償するための挙動系フィードフォワード補償手段（４２４，４２５）とを含み、上記舵角制御部は、上記挙動系フィードフォワード補償手段の出力を上記舵取り機構の目標動作量（χ^＊）とし、この目標動作量と上記舵取り機構の実際の動作量（χ）との間に生じる定常偏差を補償するための舵角系フィードバック補償手段（２２，２４）と、上記操舵アクチュエータ特性による位相遅れを補償するための舵角系フィードフォワード補償手段（２６）とを含み、上記挙動系フィードフォワード補償手段は、上記挙動系フィードバック補償手段の出力値に目標挙動変数を加算して得られる値に、車両挙動の位相を補償するための位相補償伝達関数（Ｃ _ＦＦ２（ｓ））および車両挙動のゲイン（Ｋν）を補償するための定常ゲイン（Ｋ _ｃ）を乗じて出力するものであることを特徴とする車両用操舵装置である。
【００１０】
なお、括弧内の英数字は、後述の実施形態における対応構成要素等を表す。以下、この項において同じ。
この発明によれば、車両挙動制御部内の挙動系フィードバック補償手段により、目標挙動変数と実際の車両挙動変数との間に生じる定常偏差を補償することができるとともに、車両挙動制御部内の挙動系フィードフォワード補償手段により、操作手段の操作に対する車両挙動の遅れを補償することができる。また、舵角制御部内の舵角系フィードバック補償手段により、舵取り機構の目標動作量と舵取り機構の実際の動作量との間に生じる定常偏差を補償することができるとともに、舵角制御部内の舵角系フィードフォワード補償手段により、操舵アクチュエータ特性による位相遅れを補償することができる。これにより、安定性および応答性により優れ、かつ、入出力間の定常偏差が小さな制御系を実現することができる。
【００１１】
なお、請求項２のように、上記挙動系フィードバック補償手段は、目標挙動変数と実際の車両挙動変数との偏差に比例ゲイン（Ｋ_ｐ２）および積分ゲイン（Ｋ_ｉ２）を含む挙動系フィードバック伝達関数（Ｃ_ＦＢ２（ｓ））を乗じて出力するものであってもよい。
【００１２】
請求項３記載の発明は、上記位相補償伝達関数のゲイン（Ｋ_ｅ２）および時定数（Ｔν）は、当該車両用操舵装置が搭載される車両の特性に基づいて設定されていることを特徴とする請求項１または２に記載の車両用操舵装置である。
この発明によれば、車両特性による位相遅れなどを良好に補償することができる。
請求項４記載の発明は、上記定常ゲインは、当該車両用操舵装置が搭載される車両の特性に基づいて設定されていることを特徴とする請求項１〜３のいずれか一項に記載の車両用操舵装置である。
【００１３】
この発明によれば、車両特性によるゲイン変動などを良好に補償することができる。
請求項５記載の発明は、上記位相補償伝達関数は、車両特性による車両挙動の１次遅れを補償するための１次遅れ補償伝達関数に１次フィルタ関数を乗じることにより得られる関数であることを特徴とする請求項１〜４のいずれか一項に記載の車両用操舵装置である。
【００１４】
この発明によれば、車両特性による２次遅れまで補償することができ、応答性および追従性を一層向上することができる。
請求項６記載の発明は、上記挙動系フィードフォワード補償手段は、車両特性による車両挙動の１次遅れ、および当該車両用操舵装置が搭載される車両の車輪に作用する横力による車両挙動の１次遅れを補償するものであることを特徴とする請求項１〜５のいずれか一項に記載の車両用操舵装置である。
【００１５】
この発明によれば、車輪に作用する横力による車両挙動の位相遅れまで補償することができ、応答性および追従性をさらに向上させることができる。
【００１８】
なお、請求項７のように、上記舵角系フィードバック補償手段は、目標動作量と実際の舵取り機構の動作量との偏差に積分ゲイン（Ｋ_ｉｌ）を含む舵角系フィードバック伝達関数（Ｃ_ＦＢ１（ｓ））を乗じて出力するものであってもよい。
また、請求項９のように、上記舵角系フィードフォワード補償手段は、上記舵角系フィードバック補償手段の出力値に目標動作量を加算して得られる値に近似微分要素を含む舵角系フィードフォワード伝達関数（Ｃ_ＦＦ１（ｓ））を乗じて出力するものであってもよい。
【００１９】
請求項８記載の発明は、上記積分ゲインは、予め定める車速域ごとに複数設定されていることを特徴とする請求項７に記載の車両用操舵装置である。
この発明によれば、たとえば、舵取り機構に作用するセルフアライニングトルクによる位相遅れを補償することができる。
請求項１０記載の発明は、操作手段（１）の操作に基づいて操舵アクチュエータ（２）を制御し、これにより舵取り機構の動作を制御する車両用操舵装置であって、車両の挙動を表す車両挙動変数の目標値である目標挙動変数（γ ^＊）を上記操作手段の操作内容に基づいて設定する目標挙動変数設定手段（４１）と、上記目標挙動変数設定手段によって設定された目標挙動変数と実際の車両挙動変数（γ）とに基づいて、上記舵取り機構の目標動作量を演算する車両挙動制御部（４２）と、上記車両挙動制御部によって演算された目標動作量に基づいて、上記操舵アクチュエータの制御値を演算する舵角制御部（４３）とを含み、上記車両挙動制御部は、上記目標挙動変数設定手段によって設定された目標挙動変数と実際の車両挙動変数との間に生じる定常偏差を補償するための挙動系フィードバック補償手段（４２１，４２２）と、上記操作手段の操作に対する車両挙動の遅れを補償するための挙動系フィードフォワード補償手段（４２４，４２５）とを含み、上記舵角制御部は、上記挙動系フィードフォワード補償手段の出力を上記舵取り機構の目標動作量（χ ^＊）とし、この目標動作量と上記舵取り機構の実際の動作量（χ）との間に生じる定常偏差を補償するための舵角系フィードバック補償手段（２２，２４）と、上記操舵アクチュエータ特性による位相遅れを補償するための舵角系フィードフォワード補償手段（２６）とを含み、上記舵角系フィードフォワード補償手段は、上記舵角系フィードバック補償手段の出力値に目標動作量を加算して得られる値に近似微分要素を含む舵角系フィードフォワード伝達関数（Ｃ _ＦＦ１（ｓ））を乗じて出力するものであることを特徴とする車両用操舵装置である。
【００２０】
【発明の実施の形態】
以下では、この発明の実施の形態を、添付図面を参照して詳細に説明する。
図１は、この発明の一実施形態に係る車両用操舵装置の構成を説明するための概念図である。この車両用操舵装置は、ステアリングホイール１と舵取り機構との機械的な結合をなくし、ステアリングホイール１の回転操作に応じて駆動される操舵アクチュエータ２の動作をハウジング３に支持されたラック軸５の車幅方向の直線運動に変換し、このラック軸５の直線運動を前部左右車輪４（舵取り用の車輪）の転舵運動に変換することにより操舵を達成するようにした、いわゆるステア・バイ・ワイヤ・システム（ＳＢＷ）である。操舵アクチュエータ２およびラック軸５などにより、舵取り用の車輪４を転舵するための舵取り機構が構成されている。
【００２１】
操舵アクチュエータ２は、たとえば、ブラシレスモータ等の電動モータＭ１を含む構成である。この電動モータＭ１の駆動力（出力軸の回転力）は、ラック軸５に関連して設けられた運動変換機構（ボールねじ機構）により、ラック軸５の軸方向（車幅方向）の直線運動に変換される。このラック軸５の直線運動は、ラック軸５の両端から突出して設けられたタイロッド６に伝達され、さらにタイロッド６を介してキングピンＰに連結されたナックルアーム７の回動を引き起こす。これにより、ナックルアーム７に支持された車輪４の転舵が達成される。
【００２２】
ステアリングホイール１は、車体に対して回転可能に支持された回転シャフト８に連結されている。この回転シャフト８には、ステアリングホイール１に操舵反力を与えるための反力アクチュエータ９が付設されている。反力アクチュエータ９は、回転シャフト８と一体の出力シャフトを有するブラシレスモータ等の電動モータを含む。
回転シャフト８のステアリングホイール１とは反対側の端部には、渦巻きばね等からなる弾性部材１０が車体との間に結合されている。この弾性部材１０は、反力アクチュエータ９がステアリングホイール１にトルクを付加していないときに、その弾性力によって、ステアリングホイール１を直進操舵位置に復帰させる。
【００２３】
ステアリングホイール１の操作入力値を検出するために、回転シャフト８の回転角に対応する操作角δhを検出するための操作角センサ１１が設けられている。回転シャフト８にはさらに、ステアリングホイール１に加えられた操作トルクＴを検出するためのトルクセンサ１２が設けられている。また、ラック軸５に関連して、このラック軸５の実変位量χを検出する変位量センサ１３が設けられている。
【００２４】
操作角センサ１１、トルクセンサ１２および変位量センサ１３は、コンピュータを含む制御装置１４に接続されている。この制御装置１４には、さらに、車速Ｖを検出する車速センサ１５が接続されている。制御装置１４は、トルクセンサ１２によって検出される操作トルクＴおよび操作角センサ１１によって検出される操作角δhなどに基づき、駆動回路１６を介して、ステアリングホイール１の操作方向と逆方向の適当な反力を発生するように反力アクチュエータ９を制御する。また、制御装置１４は、操作角センサ１１によって検出される操作角δhなどに応じたラック軸３の目標変位量χ^*を定め、この目標変位量（目標動作量）χ^*と変位量センサ１３によって検出される実変位量（実動作量）χとに基づいて操舵アクチュエータ２を制御する。
【００２５】
図２は、上記車両用操舵装置に適用されている制御系（舵角制御系）のブロック図である。この図２に示す制御系の各機能部は、制御装置１４に備えられているコンピュータによるプログラム処理によって実現される。
この制御系では、目標変位量設定部２１において設定された目標変位量(Target Stroke)χ^*が減算部２２に入力されるようになっている。減算部２２にはまた、目標変位量χ^*に対するラック軸５の実変位量(Actual Stroke)χが入力されるようになっている。ラック軸５の実変位量χは、実際には変位量センサ１３によって検出されるが、図２では、その変位量センサ１３の機能が、操舵アクチュエータ(Ｍ１ Actuator)２の出力を積分することにより（操舵アクチュエータ２の出力に１／ｓ（ｓ：ラプラス演算子）を乗じることにより）実変位量χを求める積分部２３として等価的に示されている。
【００２６】
減算部２２は、目標変位量χ^*と実変位量χとの偏差（χ^*−χ）を演算して出力する。この減算部２２から出力される偏差（χ^*−χ）は、舵角系フィードバック補償部２４に入力されるようになっている。舵角系フィードバック補償部２４は、偏差（χ^*−χ）に舵角系フィードバック伝達関数Ｃ_FB1(s)を乗じて出力する。たとえば、舵角系フィードバック補償部２４がＰＩ補償器で構成される場合、舵角系フィードバック伝達関数Ｃ_FB1(s)は、下記第(1)式で表される。
【００２７】
Ｃ_FB1(s)＝Ｋ_p1＋(Ｋ_i1／ｓ) ・・・・・・(1)
ただし、Ｋ_p1は比例制御のゲイン（比例ゲイン）であり、Ｋ_i1は積分制御のゲイン（積分ゲイン）である。また、ｓは、ラプラス演算子である。
舵角系フィードバック補償部２４の出力値は、加算部２５において、目標変位量設定部２１から出力される目標変位量χ^*と加算される。この加算部２５における加算結果は、舵角系フィードフォワード補償部２６に入力されるようになっている。舵角系フィードフォワード補償部２６は、偏差（χ^*−χ）に舵角系フィードフォワード伝達関数Ｃ_FF1(s)を乗じて出力する。
【００２８】
舵角系フィードフォワード伝達関数Ｃ_FF1(s)は、たとえば、とくに操舵アクチュエータ２の出力の積分値をこの制御系の出力値としたことによる応答遅れを補償するために、ゲイン補償を含む近似微分要素Ｋ_c1ｓ／(Ｔ_c1ｓ＋１)に定められている。ここで、Ｋ_c1は、操舵アクチュエータ２の諸元に基づいて設定される定数Ｋの逆数１／Ｋである。また、Ｔ_c1は時定数であり、ｓはラプラス演算子である。
【００２９】
舵角系フィードフォワード補償部２６の出力値は、アクチュエータ制御値とされ、このアクチュエータ制御値に応じた電流が操舵アクチュエータ２に供給される。これにより、操舵アクチュエータ２の制御が達成される。
操舵アクチュエータ２は、電動モータＭ１が有する遅れ要素（電動モータＭ１の特性による遅れ要素）と、電動モータＭ１の駆動力を伝達する機構が有する機械的な要因による遅れ要素（たとえば、上記運動変換機構の機械的特性（フリクション）による遅れ要素）とを有している。したがって、入力を電圧値（アクチュエータ制御値）とし、出力をラック軸５の変位速度とした場合の操舵アクチュエータ２のモデルは、図３に示すような構成となり、その伝達関数Ｇａ(s)は、二次遅れ系の伝達関数となる。すなわち、図３に示すように、操舵アクチュエータ２のモデルは、モータ遅れ要素３１と伝達機構遅れ要素(Mechanism)３２とが直列に接続されて、モータ遅れ要素３１に電圧値(Voltage)および変位速度(Speed)が入力され、このモータ遅れ要素３１から出力されるモータ駆動力(Force)が伝達機構遅れ要素３２に入力される構成となる。そして、伝達関数Ｇａ(s)は、ラプラス演算子をｓとして、Ｇａ(s)＝Ｋ／(ａｓ²＋ｂｓ＋１)と表される。
【００３０】
操舵アクチュエータ２の伝達関数Ｇａ(s)中のＫ，ａ，ｂは、それぞれ、下記第(2)式、第(3)式および第(4)式の通りである。
Ｋ＝Ｋ_t／[(Ｒ＋Ｒω)Ｄ_m＋Ｋ_tＫ_e] ・・・・・・(2)
ａ＝Ｔ_eＴ_mＲＤ_m／[(Ｒ＋Ｒω)Ｄ_m＋Ｋ_tＫ_e] ・・・・・・(3)
ｂ＝[(Ｒ＋Ｒω)Ｔ_m＋Ｔ_eＲ]Ｄ_m／[(Ｒ＋Ｒω)Ｄ_m＋Ｋ_tＫ_e] ・・・・・・(4)
ただし、Ｋ_t：軸力定数[N/A]
Ｋ_e：逆起電力定数[Vsec/m]
Ｒω：回路抵抗[Ω]
Ｒ：内部抵抗[Ω]
Ｔ_e：電気時定数[sec]
Ｔ_m：機械時定数[sec]
Ｄ_m：粘性定数[Nsec/m]
このように操舵アクチュエータ２の伝達関数Ｇａ(s)をＧａ(s)＝Ｋ／(ａｓ²＋ｂｓ＋１)とした場合、図２に示す制御系の入出力間の伝達関数Ｇ(s)は、下記第(5)式のようになる。ただし、下記第(5)式中のＤ(s)は、Ｄ(s)＝(Ｔ_c1ｓ＋１)・(ａｓ²＋ｂｓ＋１)である。
【００３１】
Ｇ(s)＝χ／χ^*＝[(１＋Ｋ_p1)ｓ＋Ｋ_i1]／[(Ｄ(s)＋Ｋ_p1)ｓ＋Ｋ_i1] ・・・・・・(5)
この第(5)式から、舵角系フィードバック伝達関数Ｃ_FB1(s)中の比例ゲインＫ_p1を小さな値に設定し、積分ゲインＫ_i1を大きな値に設定することにより、図２に示す制御系の応答性を高めることができ、入出力間（目標変位量χ^*と実変位量χとの間）に生じる定常偏差を小さくできることがわかる。したがって、舵角系フィードバック伝達関数Ｃ_FB1(s)の比例ゲインＫ_p1および積分ゲインＫ_i1、ならびに舵角系フィードフォワード伝達関数Ｃ_FF1(s)の時定数Ｔ_c1をそれぞれ適切な値に設定することにより、操舵アクチュエータ２の電気的および機械的な遅れを良好に補償することができ、安定性および応答性に優れ、かつ、入出力間の定常偏差が小さな制御系を実現することができる。
【００３２】
図４は、舵角系フィードフォワード伝達関数Ｃ_FF1(s)の時定数Ｔ_c1を設定する際に用いられるフィードフォワード補償制御系モデルのブロック図である。この図４に示すフィードフォワード補償制御系モデルは、図２に示す制御系から減算部２２、舵角系フィードバック補償部２４および加算部２５を省いた構成である。
すなわち、このフィードフォワード補償制御系モデルでは、目標変位量χ^*が舵角系フィードフォワード補償部２６に与えられる。舵角系フィードフォワード補償部２６は、目標変位量χ^*に舵角系フィードフォワード伝達関数Ｃ_FF1(s)＝Ｋ_c1ｓ／（Ｔ_c1ｓ＋１）を乗じて出力する。この出力値は、操舵アクチュエータ２に入力される電圧値（制御値）を一定の値（たとえば、±１２ボルト）以下に制限するサチュレーション部(Actuator Driver Sat.)２７を介して操舵アクチュエータ２に入力される。そして、操舵アクチュエータ２から出力されるラック軸５の変位速度が積分部(Integrator)２３で積分されることにより、このフィードフォワード補償制御系の出力がラック軸５の変位量χとされるようになっている。
【００３３】
このフィードフォワード補償制御系において、軸力定数Ｋ_tを２００[N/A]、逆起電力定数Ｋ_eを１０１．５[Vsec/m]、回路抵抗Ｒωを０．０９３[Ω]、内部抵抗Ｒを０．０９２[Ω]、電気時定数Ｔ_eを０．０１０[s]、機械時定数Ｔ_mを０．０７５[sec]、粘性定数Ｄ_mを５０００[Nsec/m]とした場合において、舵角系フィードフォワード伝達関数Ｃ_FF1(s)の時定数Ｔ_c1をＴ_c1＝５msec，１０msecとしたときの各周波数特性が図５に示されている。また、図５には、サチュレーション部２７による電圧値の制限を解除した場合に、時定数Ｔ_c1をＴ_c1＝５msecとしたときの周波数特性が比較のために示されている。
【００３４】
この図５に示された周波数特性から、時定数Ｔ_c1＝５msの場合は、サチュレーション部２７による電圧値制限の影響により、低周波数域で位相（Phase）が約９０°遅れ、また、ゲイン（Gain）が発散していることがわかる。一方、時定数Ｔ_c1＝１０msecの場合は、位相遅れが少なく、ゲインの発散もない。よって、この図５に示されたような周波数特性が得られる場合、舵角系フィードフォワード伝達関数Ｃ_FF1(s)の時定数Ｔ_c1はＴ_c1＝１０msに設定されることが好ましい。
【００３５】
上記のような手法により、舵角系フィードフォワード伝達関数Ｃ_FF1(s)の時定数Ｔ_c1を適切な値に設定することができる。
図６および図７は、舵角系フィードバック伝達関数Ｃ_FB1(s)の比例ゲインＫ_p1および積分ゲインＫ_i1の設定手法について説明するための特性図である。舵角系フィードバック伝達関数Ｃ_FB1(s)の比例ゲインＫ_p1および積分ゲインＫ_i1は、上記第(5)式の伝達関数Ｇ(s)の制御系（図２に示す制御系）の周波数特性およびステップ応答に基づいて適切な値に設定することができる。
【００３６】
上記したように、舵角系フィードバック伝達関数Ｃ_FB1(s)中の比例ゲインＫ_p1を小さな値に設定し、積分ゲインＫ_i1を大きな値に設定することにより、制御系の応答性を高めることができ、入出力間に生じる定常偏差を小さくできる。そこで、比例ゲインＫ_p1をＫ_p1＝０に設定する。また、軸力定数Ｋ_t、逆起電力定数Ｋ_e、回路抵抗Ｒω、内部抵抗Ｒ、電気時定数Ｔ_e、機械時定数Ｔ_mおよび粘性定数Ｄ_mを上記各値とし、舵角系フィードフォワード伝達関数Ｃ_FF1(s)の時定数Ｔ_c1をＴ_c1＝１０msに設定する。そして、積分ゲインＫ_i1をＫ_i1＝０，２０，３０，４０，６０に設定したときの周波数特性およびステップ応答を調べる。それぞれの結果が、図６および図７に示されている。
【００３７】
図６に示された周波数特性および図７に示されたステップ応答から、積分ゲインＫ_i1＝２０，３０に設定した場合、周波数が１０[Hz]以下での周波数−位相特性に優れ、また、ステップパルスを入力したときのオーバシュートが小さく、その後の収束性が優れていることがわかる。よって、図６のような周波数特性および図７のようなステップ応答が得られた場合、舵角系フィードバック伝達関数Ｃ_FB1(s)の積分ゲインＫ_i1はＫ_i1＝２０〜３０の範囲内で設定されることが好ましい。
【００３８】
このような手法により、舵角系フィードバック伝達関数Ｃ_FB1(s)の比例ゲインＫ_p1および積分ゲインＫ_i1を適切な値に設定することができる。
以上のように、この舵角制御系は、操舵アクチュエータ２の電気的および機械的な位相遅れを考慮して設計されている。この操舵アクチュエータ２の位相遅れを補償するために、舵角系フィードフォワード補償部２６を備えるとともに、目標変位量χ^*と実変位量χとの間の定常偏差をなくすために、舵角系フィードバック補償部２４を備えている。フィードバック補償の比例ゲインＫ_p1および積分ゲインＫ_i1、ならびにフィードフォワード補償の時定数Ｔ_c1は、制御系の周波数特性およびステップ応答に基づいて設定される。これにより、操舵アクチュエータ２の電気的および機械的な要因による位相遅れを良好に補償することができ、かつ、入出力間の定常偏差が小さな制御系を実現することができる。
【００３９】
なお、操舵アクチュエータ２が有する電気的および機械的な遅れ要素だけではなく、たとえば、操舵アクチュエータ２に生じる摩擦抵抗、ラック軸３に作用するセルフアライニングトルク、キングピンＰに生じる摩擦および粘性抵抗など、実際にステアリング系が有する遅れ要素をさらに考慮して、フィードバック補償の比例ゲインＫ_p1および積分ゲインＫ_i1、ならびにフィードフォワード補償の時定数Ｔ_c1が決定されてもよい。
【００４０】
たとえば、セルフアライニングトルクを考慮する場合、図３に示す操舵アクチュエータ２のモデルにおいて、モータ遅れ要素３１から出力されるモータ駆動力がラック軸３に作用するセルフアライニングトルク分だけ減じた値となるように、モータ遅れ要素３１の伝達関数を設定し、これに基づいて、操舵アクチュエータ２の伝達関数を設定するとよい。そして、この操舵アクチュエータ２の伝達関数を用いて、図２に示す制御系の入出力間の伝達関数を求めるとともに、その制御系の周波数特性およびステップ応答を調べて、フィードバック補償の比例ゲインＫ_p1および積分ゲインＫ_i1、ならびにフィードフォワード補償の時定数Ｔ_c1を決定すればよい。
【００４１】
さらに、セルフアライニングトルクに加えてキングピンＰの摩擦および粘性抵抗を考慮する場合、図３に示す操舵アクチュエータ２のモデルにおいて、モータ遅れ要素３１から出力されるモータ駆動力がセルフアライニングトルクおよびキングピンＰの摩擦および粘性抵抗による反力分だけ減じた値となるように、モータ遅れ要素３１の伝達関数を設定し、これに基づいて、操舵アクチュエータ２の伝達関数を設定すればよい。
【００４２】
ところで、セルフアライニングトルクは、車速が高速になるほど大きくなり、車速が低速になるほど小さくなる。このような車速の変化に応じたセルフアライニングトルクの変化に対して良好な追従性を維持するには、積分ゲインＫ_i1を変更することにより制御系の応答性を変えることができることから、車速の変化に応じてフィードバック補償の積分ゲインＫ_i1を変更すればよい。したがって、セルフアライニングトルクを考慮する場合は、たとえば、予め定める車速域ごと（たとえば、２０〜１８０km/hまで１０km/hごと）に適切な積分ゲインＫ_i1（目標変位量χ^*と実変位量χとの偏差が０．３mm以下となるような積分ゲインＫ_i1）をシミュレーションで求めておき、その求めた積分ゲインＫ_i1を車速域に対するテーブルの形式で制御装置１４に備えられているコンピュータのメモリに保持させておくことが好ましい。
【００４３】
図８は、車両用操舵装置に適用される他の制御系のブロック図である。上述の図２に示す制御系は、目標変位量χ^*（目標転舵角に相当する。）を定め、この目標変位量χ^*と変位量センサ１３によって検出される実変位量χ（実転舵角に相当する。）とに基づいて操舵アクチュエータ２を制御する舵角制御系であるのに対し、この図８に示す制御系は、車両挙動変数の一例であるヨーレートの目標値（目標ヨーレート）γ^*を定め、この目標ヨーレートと実際のヨーレートγとに基づいて操舵アクチュエータ２を制御する車両挙動制御系である。なお、この車両挙動制御系が適用される車両用操舵装置には、車両のヨーレートγを検出するためのヨーレートセンサが設けられる。
【００４４】
目標ヨーレートγ^*は、目標ヨーレート設定部４１において、たとえば、図１に示す操作角センサ１１によって検出される操作角δhに基づいて設定される。目標ヨーレート設定部４１で設定された目標ヨーレートγ^*は、車両挙動制御部４２に入力されるようになっている。車両挙動制御部４２は、目標ヨーレートγ^*および実ヨーレートγに基づいて、ラック軸５の目標変位量χ^*を演算して出力する。車両挙動制御部４２が出力する目標変位量χ^*は、舵角制御系４３に与えられて、その与えられた目標変位量χ^*に基づいて操舵アクチュエータ２の制御が行われ、この結果、舵角制御系４３からラック軸５の実変位量χが出力値として出力される。舵角制御系４３としては、上述した図２に示す舵角制御系が採用されている。
【００４５】
車両のヨーレートはラック軸５の実変位量χに応じた変化を示すから、実変位量χに車両挙動の伝達関数Ｇν(s)を乗じることにより、実変位量χを車両のヨーレートγに変換することができる。
車両挙動の伝達関数Ｇν(s)は、たとえば、下記第(6)式で表される２次振動系の関数となる。
Ｇν(s)＝Ｋν(Ｔνｓ＋１)／[(ｓ²／ω_n ²)＋(２ζｓ／ω_n)＋１] ・・・・・・(6)
上記第(6)式において、車両挙動定常ゲインＫν、時定数Ｔν、自然角周波数ω_nおよび減衰係数ζは、それぞれ下記第(7)〜(10)式で表される。
【００４６】
Ｋν＝Ｖ／[Ｌ(１＋ＡＶ²)] ・・・・・・(7)
Ｔν＝ＭＬ_fＶ／(２ＬＫ_r) ・・・・・・(8)
ω_n＝Ｐ／(ＶＭＪ) ・・・・・・(9)
ζ＝[Ｍ(Ｌ_f ²Ｋ_f＋Ｌ_f ²Ｋ_r)＋Ｊ(Ｋ_f＋Ｋ_r)]／Ｐ・・・・・・(10)
また、スタビリティファクタＡおよび上記第(9)式中のＰは、それぞれ下記第(11)，(12)式で表される。
【００４７】
Ａ＝−Ｍ(Ｌ_fＫ_f−Ｌ_rＫ_r)／(２Ｌ²Ｋ_fＫ_r) ・・・・・・(11)
Ｐ＝２Ｌ[ＭＪＫ_fＫ_r(１＋ＡＶ²)]^1/2 ・・・・・・(12)
ただし、Ｍ：車両慣性質量
Ｊ：ヨー慣性モーメント
Ｋ_f：前輪コーナリングパワー
Ｋ_r：後輪コーナリングパワー
Ｌ：ホイールベース
Ｌ_f：重心−前軸間距離（車両の重心と前輪の回転軸との間の距離）
Ｌ_r：重心−後軸間距離（車両の重心と後輪の回転軸との間の距離）
車両挙動制御部４２に入力される目標ヨーレートγ^*は、この目標ヨーレートγ^*から実ヨーレートγを減算して出力する減算部４２１に与えられる。この減算部４２１の出力値（γ^*−γ）は、目標ヨーレートγ^*と実ヨーレートγとの偏差（挙動偏差）を補償するための挙動系フィードバック補償部４２２に入力されるようになっている。挙動系フィードバック補償部４２２は、減算部４２１の出力値（γ^*−γ）に挙動系フィードバック伝達関数Ｃ_FB2(s)を乗じて出力する。たとえば、挙動系フィードバック補償部４２２がＰＩＤ（Proportional-Integral-Differential）補償器で構成される場合、挙動系フィードバック伝達関数Ｃ_FB2(s)は、下記第(13)式で表すことができる。
【００４８】
Ｃ_FB2(s)＝Ｋ_p2＋(Ｋ_i2／ｓ)＋Ｋ_d2ｓ・・・・・・(13)
ただし、Ｋ_p2は比例制御のゲイン（比例ゲイン）、Ｋ_i2は積分制御のゲイン（積分ゲイン）、Ｋ_d2は微分制御のゲイン（微分ゲイン）である。また、ｓは、ラプラス演算子である。
挙動系フィードバック補償部４２２の出力値は、加算部４２３において、目標ヨーレートγ^*と加算される。この加算部４２３における加算結果は、ゲイン補償部４２４に入力されて、定常ゲインＫ_cと掛け合わされる。このゲイン補償部４２４が加算部４２３の出力値に乗じる定常ゲインＫ_cは、車両モデルの伝達関数Ｇν(s)に含まれる車両挙動定常ゲインＫνの逆数（１／Ｋν）に設定されている。すなわち、ゲイン補償部４２４は、加算部４２３の出力値に定常ゲインＫ_cを乗じることにより、車両モデルの伝達関数Ｇν(s)に含まれる車両挙動定常ゲインＫν（車両挙動のゲイン）を補償する役割を有している。
【００４９】
ゲイン補償部４２４の出力値は、操舵入力に対する車両挙動の位相遅れを補償するための挙動系フィードフォワード補償部４２５に入力されるようになっている。挙動系フィードフォワード補償部４２５は、たとえば、車両挙動の１次位相遅れまでを補償する位相補償器で構成され、その伝達関数Ｃ_FF2(s)は、下記第(14)式で表すことができる。
Ｃ_FF2(s)＝Ｋ_c2(Ｔ_c2ｓ＋１)／(Ｔνｓ＋１) ・・・・・・(14)
ただし、Ｋ_c2＝１／Ｋν
Ｔ_c2＝２ζ／ω_n
挙動系フィードフォワード補償部４２５は、ゲイン補償部４２４の出力値に挙動系フィードフォワード伝達関数Ｃ_FF2(s)を乗じ、これにより得られる値を目標転舵角δ^*として変換部４２６に入力する。変換部４２６は、挙動系フィードフォワード補償部４２５から入力される目標転舵角δ^*に予め定める変換係数Ｋｂを乗じて、目標転舵角δ^*を目標変位量χ^*に変換する。こうして得られる目標変位量χ^*が舵角制御系４３に与えられ、その与えられた目標変位量χ^*に基づいて操舵アクチュエータ２の制御が行われる。
【００５０】
なお、減衰係数ζ、自然角周波数ω_n、車両挙動定常ゲインＫνおよび時定数Ｔνは、この車両挙動制御系が採用される車両への人員の搭乗条件を種々変更し、各条件の下における前輪および後輪に加わる荷重を測定して得られる結果に基づいて設定できる。すなわち、各条件の下における前輪荷重Ｗｆおよび後輪荷重Ｗｒを測定し、この測定結果から、各条件の下における重心−前軸間距離Ｌ_fおよび重心−後軸間距離Ｌ_rを演算する。さらに、各条件の下における前輪コーナリングパワーＫ_fおよび後輪コーナリングパワーＫ_rを演算する。そして、各測定結果および演算結果の平均値をとり、その平均値に基づき、上記第(7)〜(10)式に従って、自然角周波数ω_n、車両挙動定常ゲインＫνおよび時定数Ｔνを演算する。
【００５１】
なお、車両挙動制御系が採用される車両への人員の搭乗条件を「乗員１名＋計器」、「乗員２名＋計器」、「乗員２名」、「乗員３名（１名は後部座席右側に着席）」、「乗員３名（１名は後部座席左側に着席）」、「乗員４名」および「乗員５名」とした場合に、各条件下における前輪荷重Ｗｆおよび後輪荷重Ｗｒの測定結果の例、ならびに重心−前軸間距離Ｌ_fおよび重心−後軸間距離Ｌ_rの演算結果の例を下記表１に示す。
【００５２】
【表１】

【００５３】
また、上記表１に示す測定結果および演算結果に基づいて設定される車両モデルパラメータ（車両慣性質量Ｍ、ヨー慣性モーメントＪ、前輪コーナリングパワーＫ_f、後輪コーナリングパワーＫ_r、ホイールベースＬ、重心−前軸間距離Ｌ_f、重心−後軸間距離Ｌ_rおよびスタビリティファクタＡ）の例を下記表２に示す。
【００５４】
【表２】

【００５５】
さらに、上記表２の各値および車速Ｖに基づいて求められる自然角周波数ω_n、車両挙動定常ゲインＫν、時定数ＴνおよびＴ_c2＝２ζ／ω_nを下記表３に示す。
【００５６】
【表３】

【００５７】
また、挙動系フィードバック伝達関数Ｃ_FB2(s)の各ゲインＫ_p2，Ｋ_i2，Ｋ_d2は、図８の車両挙動制御系の周波数特性やステップ応答に基づいて適切な値に設定されるとよい。
図９は、図８の車両挙動制御系のステップ応答を示す特性図である。この図９には、目標ヨーレートγ^*が１．４[rad/sec]であるステップパルス（ステップ入力の時刻０．５sec）を入力したときの操舵角およびヨーレートの変化（Proposed）が示されている。また、比較のために、車両挙動制御部４２をフィードフォワード補償に関する構成（ゲイン補償部４２４および挙動系フィードフォワード補償部４２５）のみにした場合の操舵角およびヨーレートの変化（FF only）、車両挙動制御部４２をフィードバック補償に関する構成（減算部４２１、挙動系フィードバック補償部４２２および加算部４２３）のみにした場合の操舵角およびヨーレートの変化（FB only）ならびに上記ステップパルスを舵角制御系４３に直接入力した場合の操舵角およびヨーレートの変化（Without Compensation）が併せて示されている。さらに、上記ステップパルスを入力した場合の理想的なヨーレートの変化(Target)が示されている。
【００５８】
なお、車両モデルパラメータ（車両慣性質量Ｍ、ヨー慣性モーメントＪ、前輪コーナリングパワーＫ_f、後輪コーナリングパワーＫ_r、ホイールベースＬ、重心−前軸間距離Ｌ_f、重心−後軸間距離Ｌ_rおよびスタビリティファクタＡ）は上記表２に示された値を用い、車速ＶはＶ＝４０[km/h]として、自然角周波数ω_n、車両挙動定常ゲインＫνおよび時定数Ｔνを求めた。
また、図８に示された構成の場合における挙動系フィードバック伝達関数Ｃ_FB2(s)を下記第(15)式とし、車両挙動制御部４２をフィードバック補償に関する構成のみにした場合における挙動系フィードバック伝達関数Ｃ_FB2(s)を下記第(16)式とした。
【００５９】
Ｃ_FB2(s)＝１＋(０．８／ｓ)＋０．１ｓ・・・・・・(15)
Ｃ_FB2(s)＝１＋(１／ｓ)＋０．１ｓ・・・・・・(16)
この図９に示すステップ応答結果から、フィードフォワード補償に関する構成のみにした場合には、位相補償の効果は表れているが、目標ヨーレートと出力ヨーレートとの偏差が補償されていないことが判る。また、オーバシュートが大きく、振動的な挙動となっていることが判る。これに対し、図８の車両挙動制御系の場合には、位相補償の効果が表れており、また、目標ヨーレートと出力ヨーレートとの偏差も小さいことが判る。
【００６０】
以上のように、この車両挙動制御系は、車両挙動の伝達関数Ｇν(s)を含んで設計されている。そして、目標ヨーレートγ^*と実ヨーレートγとの偏差（挙動偏差）を補償するための挙動系フィードバック補償部４２２を備えるとともに、操舵入力に対する車両挙動の遅れを補償するための挙動系フィードフォワード補償部４２５を備えている。また、車両モデルの伝達関数Ｇν(s)に含まれる車両挙動定常ゲインＫνを補償するためのゲイン補償部４２４を備えている。これにより、操舵入力に対して良好な車両挙動の動特性を得ることができる。
【００６１】
また、図２に示す舵角制御系が舵角制御系４３に採用されていることにより、操舵アクチュエータ２の電気的および機械的な遅れを良好に補償することができるから、より良好な安定性および応答性を得ることができる。
なお、挙動系フィードフォワード補償部４２５は、車両モデル特性の１次遅れを補償する１次位相補償器で構成されているとしたが、車両モデル特性の２次遅れまで補償する２次位相補償器で構成されてもよい。この２次遅れを補償する挙動系フィードフォワード伝達関数Ｃ_FF22(s)は、上記第(14)式で表される伝達関数Ｃ_FF2(s)に１次フィルタ関数１／(０．０１ｓ＋１)を乗じることにより得ることができる。すなわち、２次遅れを補償する挙動系フィードフォワード伝達関数Ｃ_FF22(s)は、下記第(17)式の通りである。
【００６２】
Ｃ_FF22(s)＝Ｋ_c2(Ｔ_c22ｓ²＋Ｔ_c21ｓ＋１)
／[０．００１Ｔνｓ²＋(０．０１＋Ｔν)ｓ＋１] ・・・・・・(17)
ただし、Ｔ_c22＝１／ω_n ²
Ｔ_c21＝２ζ／ω_n
挙動系フィードフォワード補償部４２５を１次位相補償器で構成した場合（1st Order Compensation）、および挙動系フィードフォワード補償部４２５を２次位相補償器で構成した場合（2st Order Compensation）における車両挙動制御系のステップ応答を図１０に示す。この図１０に示されたステップ応答は、目標ヨーレートγ^*が１．４[rad/sec]であるステップパルス（ステップ入力の時刻０．５sec）を入力したときのものであり、図１０には、参考のために、上記ステップパルスを入力した場合の理想的なヨーレートの変化(Target)が示されている。
【００６３】
このステップ応答の試験において、車両モデルパラメータ（車両慣性質量Ｍ、ヨー慣性モーメントＪ、前輪コーナリングパワーＫ_f、後輪コーナリングパワーＫ_r、ホイールベースＬ、重心−前軸間距離Ｌ_f、重心−後軸間距離Ｌ_rおよびスタビリティファクタＡ）は上記表２に示された値を用い、車速ＶはＶ＝４０[km/h]として、自然角周波数ω_n、車両挙動定常ゲインＫνおよび時定数Ｔνを求めた。また、挙動系フィードバック伝達関数Ｃ_FB2(s)を下記第(18)式とした。
【００６４】
Ｃ_FB2(s)＝２．５＋１／ｓ・・・・・・(18)
図１０に示すステップ応答結果から、車両モデル特性の２次遅れまで補償する場合には、車両モデル特性の１次遅れまで補償する場合に比べて、応答性をより向上することができ、かつ、オーバシュートを小さく抑制して追従性をより高めることができると判る。
また、図８に示す車両挙動制御系においては、車輪の横滑りについては考慮されていないが、この車輪の横滑りを考慮した車両挙動の伝達関数Ｇν'(s)を設定し、これを含む制御系を設計することで、より良好な車両挙動の動特性を得ることができる。
【００６５】
車輪の横滑り角β_wに対する横力Ｆ_yの応答は、下記第(19)式で示す１次遅れの伝達関数で近似される。
Ｆ_y(s)／β_w(s)＝Ｋ／(τｓ＋１) ・・・・・・(19)
ただし、τ：時定数[sec]（＝５／Ｖ）
ところで、上記第(7)〜(12)式は、下記第(20)式および第(21)式の運動方程式から導出されたものである。
【００６６】
ＭＶ(γ＋β)＝２(Ｋ_fβ_f＋Ｋ_rβ_r) ・・・・・・(20)
Ｊγ＝２(Ｌ_fＫ_fβ_f−Ｌ_rＫ_rβ_r) ・・・・・・(21)
ただし、γ ：ヨーレート[rad/sec]
β ：車両の横滑り角[rad]
β_f：前輪の横滑り角[rad]
β_r：後輪の横滑り角[rad]
そこで、上記第(19)式に基づいて、上記第(6)〜(12)式の前輪コーナリングパワーＫ_fおよび後輪コーナリングパワーＫ_rをそれぞれ下記第(22)式で表される前輪コーナリングパワーＫ_f'および第(23)式で表される後輪コーナリングパワーＫ_r'に置き換えることにより、下記第(24)式で表される前輪舵角に対する車両挙動の伝達関数Ｇν'(s)および下記第(25)〜(30)式を得ることができる。
【００６７】
Ｋ_f'＝Ｋ_f／(τｓ＋１) ・・・・・・(22)
Ｋ_r'＝Ｋ_r／(τｓ＋１) ・・・・・・(23)
Ｇν'(s)＝Ｋν'(Ｔν'ｓ＋１)／(ｓ²／ω_n'²＋２ζ'ｓ／ω_n'＋１) ・・・・・・(24)
Ｋν'＝Ｖ／[Ｌ(１＋Ａ'Ｖ²)]＝Ｋν／α² ・・・・・・(25)
Ｔν'＝ＭＬ_fＶ／(２ＬＫ_r')＝(τｓ＋１)Ｔν ・・・・・・(26)
ω_n'＝Ｐ'／(ＶＭＪ)＝αω_n／(τｓ＋１) ・・・・・・(27)
ζ'＝[Ｍ(Ｌ_f ²Ｋ_f'＋Ｌ_f ²Ｋ_r')＋Ｊ(Ｋ_f'Ｋ_r')]／Ｐ'＝ζ／α ・・・・・・(28)
Ａ'＝−Ｍ(Ｌ_fＫ_f')／(２Ｌ²Ｋ_f' Ｋ_r')＝(τｓ＋１)Ａ・・・・・・(29)
Ｐ'＝２Ｌ[ＭＪＫ_f'Ｋ_r'(１＋Ａ'Ｖ²)]^1/2 ・・・・・・(30)
ただし、α＝[(１＋Ａ'Ｖ²)／(１＋ＡＶ²)]^1/2
＝[１＋ＡＶ²τｓ／(１＋ＡＶ²)]^1/2
よって、上記第(24)〜(30)式より、前輪舵角に対する車両挙動の伝達関数Ｇν'(s)は、下記第(31)式で表される４次振動系の関数となる。
【００６８】
Ｇν'(s)＝Ｋν[(τｓ＋１)Ｔνｓ＋１]
／[(τｓ＋１)²ｓ²／ω_n ²＋２ζ(τｓ＋１)ｓ／ω_n＋α²] ・・・・・・(31)
この伝達関数Ｇν'(s)に含まれる遅れ成分を補償するためのフィードフォワード伝達関数Ｃ_FF2'(s)を考える。２次遅れまでを補償する場合、フィードフォワード伝達関数Ｃ_FF2'(s)は、下記第(32)式で表される。
Ｃ_FF2'(s)＝Ｋ_c2'(Ｔ_c22'ｓ²＋Ｔ_c21'ｓ＋１)／(Ｔν'ｓ＋１) ・・・・・・(32)
ただし、Ｋ_c2'＝１／Ｋν'＝α²Ｋ_c2 ・・・・・・(33)
Ｔ_c22'＝１／ω_n'²＝(τｓ＋１)²／(α²ω_n ²) ・・・・・・(34)
Ｔ_c21'＝２ζ'ω_n’＝Ｔ_c2(τｓ＋１)・α² ・・・・・・(35)
上記第(32)〜(35)式から、下記第(36)式のフィードフォワード伝達関数Ｃ_FF2’(s)を得ることができる。
【００６９】
Ｃ_FF2'(s)＝Ｋ_c2(Ｔ₁ｓ²＋Ｔ₂ｓ＋１)／(Ｔ₃ｓ²＋Ｔ₄ｓ１＋１) ・・・・・・(36)
ただし、Ｔ₁＝τＴ_c2＋１／ω_n ²
Ｔ₂＝Ｔ_c2＋ＡＶ²τ／（１＋ＡＶ²）
Ｔ₃＝τＴν
Ｔ₄＝Ｔν
図８に示す挙動系フィードフォワード補償部４２５に、上記第(36)式のフィードフォワード伝達関数Ｃ_FF2'(s)で表される位相補償器を適用した場合（Tire Delay Compensation）、上記第(14)式の挙動系フィードフォワード伝達関数Ｃ_FF2(s)を適用した場合（1st Order Compensation）および上記第(17)式の挙動系フィードフォワード伝達関数Ｃ_FF22(s)を適用した場合（2st Order Compensation）における各ステップ応答を図１１および図１２に示す。図１１は車速Ｖ＝４０[km/h]のときのステップ応答を示し、図１２は車速Ｖ＝８０[km/h]のときのステップ応答を示す。
【００７０】
このステップ応答の試験においては、目標ヨーレートγ^*が１．４[rad/sec]であるステップパルス（ステップ入力の時刻０．５[sec]）を制御系に入力した。図１１および図１２には、参考のために、上記ステップパルスを入力した場合の理想的なヨーレートおよび舵角の変化(Target)が併せて示されている。
車両モデルパラメータ（車両慣性質量Ｍ、ヨー慣性モーメントＪ、前輪コーナリングパワーＫ_f、後輪コーナリングパワーＫ_r、ホイールベースＬ、重心−前軸間距離Ｌ_f、重心−後軸間距離Ｌ_rおよびスタビリティファクタＡ）としては、上記表２に示された値を用いた。
【００７１】
また、挙動系フィードバック伝達関数Ｃ_FB2(s)は、次のように場合分けして設定した。
(a)上記第(36)式のフィードフォワード伝達関数Ｃ_FF2'(s)で表される位相補償器を適用した場合
Ｖ＝４０[km/h] ：３．８＋１／ｓ＋０．１ｓ
Ｖ＝８０[km/h] ：２．５＋５．８／ｓ
(b)上記第(14)式の挙動系フィードフォワード伝達関数Ｃ_FF2(s)で表される位相補償器を適用した場合
Ｖ＝４０[km/h] ：１＋０．８／ｓ＋０．１ｓ
Ｖ＝８０[km/h] ：２．９＋２．１／ｓ＋０．０９ｓ
(c)上記第(17)式の挙動系フィードフォワード伝達関数Ｃ_FF22(s)で表される位相補償器を適用した場合
Ｖ＝４０[km/h] ：２．５＋１／ｓ
Ｖ＝８０[km/h] ：１．５＋４／ｓ
図１１および図１２のステップ応答結果から、車輪の横滑りを考慮した車両挙動の伝達関数Ｇν'(s)を設定し、これを含む制御系を設計することで、応答性および追従性をさらに改善することができると判る。
【００７２】
以上、この発明の実施の形態を説明したが、この発明は、さらに他の形態で実施することもできる。たとえば、図２に示す舵角制御系において、舵角系フィードバック補償部２４は、ＰＩ補償器で構成されるとしたが、これに代えてＰＩＤ補償器で構成してもよい。
また、図２に示す舵角制御系においては、舵角系フィードフォワード伝達関数Ｃ_FF1(s)は、Ｃ_FF1(s)＝Ｋ_c1ｓ／(Ｔ_c1ｓ＋１)であるとしたが、近似微分要素に位相進み補償要素を付加することにより、Ｃ_FF1(s)＝(ｂｓ＋１)ｓ／(Ｔ_c1 ²ｓ²＋２Ｔ_c1ｓ＋１)としてもよい。
【００７３】
その他、特許請求の範囲に記載された事項の範囲で種々の設計変更を施すことが可能である。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明の一実施形態に係る車両用操舵装置の構成を説明するための概念図である。
【図２】上記車両用操舵装置に適用されている制御系（舵角制御系）のブロック図である。
【図３】操舵アクチュエータモデルのブロック図である。
【図４】舵角系フィードフォワード伝達関数の時定数を設定する際に用いられるフィードフォワード補償制御系モデルのブロック図である。
【図５】舵角系フィードフォワード伝達関数の時定数を５msec，１０msecとしたときの各周波数特性を示す図である。
【図６】舵角系フィードバック伝達関数の比例ゲインおよび積分ゲインの設定手法について説明するための特性図（周波数特性）である。
【図７】舵角系フィードバック伝達関数の比例ゲインおよび積分ゲインの設定手法について説明するための特性図（ステップ応答）である。
【図８】上記車両用操舵装置に適用される他の制御系（車両挙動制御系）のブロック図である。
【図９】図８の車両挙動制御系のステップ応答を示す特性図である。
【図１０】挙動系フィードフォワード補償部を１次位相補償器で構成した場合、および挙動系フィードフォワード補償部を２次位相補償器で構成した場合における車両挙動制御系のステップ応答を示す特性図である。
【図１１】挙動系フィードフォワード補償部に、車輪横力による位相遅れを補償可能な挙動系フィードフォワード伝達関数で表される位相補償器を適用した場合、１次位相遅れを補償可能な挙動系フィードフォワード伝達関数を適用した場合および２次位相遅れまで補償可能な挙動系フィードフォワード伝達関数を適用した場合における各ステップ応答（車速４０[km/h]）を示す特性図である。
【図１２】挙動系フィードフォワード補償部に、車輪横力による位相遅れを補償可能な挙動系フィードフォワード伝達関数で表される位相補償器を適用した場合、１次位相遅れを補償可能な挙動系フィードフォワード伝達関数を適用した場合および２次位相遅れまで補償可能な挙動系フィードフォワード伝達関数を適用した場合における各ステップ応答（車速８０[km/h]）を示す特性図である。
【図１３】従来から提案されている舵角制御系の一例を説明するためのブロック図である。
【図１４】従来から提案されている舵角制御系の他の例を説明するためのブロック図である。
【符号の説明】
１ステアリングホイール
２操舵アクチュエータ
４車輪
５ラック軸
１１操作角センサ
１２トルクセンサ
１３変位量センサ
１４制御装置
２１目標変位量設定部
２２減算部
２３積分部
２４舵角系フィードバック補償部
２５加算部
２６舵角系フィードフォワード補償部
２７サチュレーション部
３１モータ遅れ要素
３２伝達機構遅れ要素
４１目標ヨーレート設定部
４２車両挙動制御部
４３舵角制御系
４２１減算部
４２２挙動系フィードバック補償部
４２３加算部
４２４ゲイン補償部
４２５挙動系フィードフォワード補償部
４２６変換部[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a vehicle steering apparatus configured to steer a steering wheel based on an operation of an operation means such as a steering wheel.
[0002]
[Prior art]
It eliminates the mechanical coupling between the steering wheel and the steering mechanism to steer the steering wheel, detects the steering wheel operation direction and operation amount, and controls the operation of the steering mechanism based on the detection result. There has been proposed a vehicle steering device (so-called steer-by-wire system).
In such a vehicle steering apparatus, since there is no mechanical connection between the steering wheel and the steering mechanism, the steering wheel can be prevented from being pushed up at the time of a vehicle collision, and the configuration of the steering mechanism can be simplified and reduced in weight. Can do. Further, the degree of freedom of the arrangement position of the steering wheel is increased, and further, other operation members such as a lever or a pedal other than the steering wheel can be employed.
[0003]
The operation of the steering mechanism is controlled by a control device including a computer. That is, each detection signal from the operation angle sensor that detects the operation angle of the steering wheel and the torque sensor that detects the steering torque applied to the steering wheel is input to the control device. Conventionally, a target turning angle of a steering wheel corresponding to an input signal from a sensor is determined, and a steering actuator including an electric motor as a driving force generation source is feedback-controlled based on the target turning angle. It is a typical configuration.
[0004]
FIG. 13 is a block diagram for explaining an example of a steering angle control system conventionally proposed. Target angle δ^*Is input to the subtraction unit 101. The subtraction unit 101 also receives an actual turning angle (Actual Angle) δ of a steering wheel detected by a turning angle sensor (not shown), and the subtraction unit 101 has a target turning angle δ.^*And the actual turning angle δ (δ^*-Δ) is calculated and output.
Deviation (δ) obtained by the subtraction unit 101^*−δ) is the deviation (δ^*-Δ) is input to a proportional-integral controller 103 that generates a control value of a steering actuator (M1 Actuator) 102 corresponding to -δ). The proportional integral control unit 103 performs deviation (δ) by proportional integral control calculation.^*An actuator control value corresponding to -δ) is generated. That is, the proportional-plus-integral control unit 103 determines the deviation (δ^*-Δ) is proportional to integral transfer function {K_p+ (K_i/ S)} to generate an actuator control value. However, K_pIs the proportional control gain (proportional gain), K_iIs an integral control gain (integral gain). S is a Laplace operator.
[0005]
FIG. 14 is a block diagram for explaining another example of a steering angle control system conventionally proposed. In FIG. 14, the same reference numerals are assigned to the same parts as those shown in FIG.
In this control law, the target turning angle δ output from the subtraction unit 104 is calculated.^*And the actual turning angle δ (δ^*-Δ) is proportional-derivative-2 order differential control unit (PDD² Controller) 105. The proportional-differential-2nd-order derivative control unit 105 calculates the deviation (δ^*-Δ) proportional-derivative-2 order differential control transfer function k (τ₁s²+ Τ₂Actuator control values are generated by multiplying by s + 1). However, k is a spring constant of the elastic body when it is assumed that the steering wheel and the steering mechanism are coupled by an elastic body such as a torsion bar. Τ₁, Τ₂Is a time constant, and s is a Laplace operator.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
In the first control system shown in FIG. 13 described above, the proportional gain K_pAnd integral gain K_iBy appropriately adjusting, the actual steering angle of the steering wheel can be made to follow the target steering angle to some extent while maintaining control stability. However, the transfer function {K_p+ (K_i/ S)} has no term to compensate for the control delay due to electrical and mechanical factors of the steering actuator, and the target turning angle δ^*There is a problem that the phase lag of the actual turning angle δ is large.
[0007]
On the other hand, in the second control system shown in FIG.₁, Τ₂Can be reduced and the spring constant k can be increased to improve the response, and the target turning angle δ^*And the steady deviation produced between the actual turning angle δ can be reduced. In addition, the stability of the control system can be ensured. However, since the value of the spring constant k is limited by the saturation characteristics of the hardware configuration, the target turning angle δ is high at a high load such as when the steering wheel is suddenly operated.^*And a steady deviation occurs between the actual turning angle δ.
[0008]
SUMMARY OF THE INVENTION Accordingly, an object of the present invention is to provide a vehicle steering apparatus that solves the technical problems described above, is excellent in stability and responsiveness of the control system, and has a small steady deviation between input and output of the control system. It is to be.
[0009]
[Means for Solving the Problems and Effects of the Invention]
  The invention described in claim 1 for achieving the above object is a vehicle steering apparatus that controls the steering actuator (2) based on the operation of the operating means (1), thereby controlling the operation of the steering mechanism. The target behavior variable (γ^*) Based on the operation content of the operation means, based on the target behavior variable setting means (41), the target behavior variable set by the target behavior variable setting means and the actual vehicle behavior variable (γ), A vehicle behavior control unit (42) that calculates a target operation amount of the steering mechanism, and a steering angle control unit (43) that calculates a control value of the steering actuator based on the target operation amount calculated by the vehicle behavior control unit. The vehicle behavior control unit includes behavior system feedback compensation means (421) for compensating for a steady deviation generated between the target behavior variable set by the target behavior variable setting means and the actual vehicle behavior variable. 422) and behavioral feedforward compensation means (424, 425) for compensating for a delay in vehicle behavior with respect to the operation of the operation means, and the steering angle Control unit, the target operation quantity of the steering mechanism the output of the behavior-based feed-forward compensation means (chi^*), And a steering angle system feedback compensation means (22, 24) for compensating for a steady deviation generated between the target operation amount and the actual operation amount (χ) of the steering mechanism, and a phase based on the steering actuator characteristics. Steering angle feedforward compensation means (26) for compensating for the delayTherefore, the behavioral feedforward compensation means adds a phase compensation transfer function (C for compensating the phase of the vehicle behavior to a value obtained by adding the target behavior variable to the output value of the behavioral feedback compensation means. _FF2 (S)) and a steady gain (K) for compensating the vehicle behavior gain (Kν) _c ) To outputThis is a vehicle steering apparatus.
[0010]
  In addition, the alphanumeric characters in parentheses represent corresponding components in the embodiments described later. The same applies hereinafter.
  According to this invention,In the vehicle behavior controllerThe behavioral feedback compensation means can compensate for a steady deviation generated between the target behavior variable and the actual vehicle behavior variable,In the vehicle behavior controllerThe behavioral feedforward compensation means can compensate for a delay in vehicle behavior with respect to the operation of the operation means.Further, the steering angle system feedback compensation means in the rudder angle control unit can compensate for a steady deviation between the target operation amount of the steering mechanism and the actual operation amount of the steering mechanism, and the rudder in the rudder angle control unit. The phase lag due to the steering actuator characteristics can be compensated by the angular feedforward compensation means. As a result, it is possible to realize a control system that is superior in stability and responsiveness and has a small steady deviation between input and output.
[0011]
  Note that, as in claim 2, the behavioral feedback compensation means is proportional to the deviation between the target behavior variable and the actual vehicle behavior variable (K_p2) And integral gain (K_i2Behavioral feedback transfer function (C)_FB2(S)) may be multiplied and output..
[0012]
  Claim3In the described invention, the gain of the phase compensation transfer function (K_e2And the time constant (Tν) are set based on characteristics of a vehicle on which the vehicle steering apparatus is mounted.1 or 2It is a steering apparatus for vehicles of description.
  According to the present invention, it is possible to satisfactorily compensate for a phase delay due to vehicle characteristics.
  Claim4The described invention is characterized in that the steady gain is set based on characteristics of a vehicle on which the vehicle steering apparatus is mounted.In any one of 1-3It is a steering apparatus for vehicles of description.
[0013]
  According to the present invention, it is possible to satisfactorily compensate for gain fluctuations due to vehicle characteristics.
  Claim5In the described invention, the phase compensation transfer function is a function obtained by multiplying a first-order lag compensation transfer function for compensating a first-order lag of vehicle behavior due to vehicle characteristics by a first-order filter function. ClaimsIn any one of 1-4It is a steering apparatus for vehicles of description.
[0014]
  According to the present invention, it is possible to compensate up to the secondary delay due to the vehicle characteristics, and it is possible to further improve the responsiveness and followability.
  Claim6In the described invention, the behavior-based feedforward compensation means is configured to reduce the first-order lag of the vehicle behavior due to the vehicle characteristics and the first-order lag of the vehicle behavior due to the lateral force acting on the wheels of the vehicle on which the vehicle steering device is mounted. Claim 1 is to compensate.To any one of ~ 5It is a steering apparatus for vehicles of description.
[0015]
  According to the present invention, it is possible to compensate for the phase delay of the vehicle behavior due to the lateral force acting on the wheels, and it is possible to further improve responsiveness and followability.
[0018]
  Claims7As described above, the steering angle system feedback compensation means adds an integral gain (K) to the deviation between the target operation amount and the actual operation amount of the steering mechanism._il) Including the steering angle system feedback transfer function (C)_FB1(S)) may be multiplied and output.
  Claims9As described above, the rudder angle system feedforward compensation means includes a rudder angle system feedforward transfer function (C) that includes an approximate differential element in a value obtained by adding a target operation amount to the output value of the rudder angle system feedback compensation means._FF1(S)) may be multiplied and output.
[0019]
  Claim8The invention described in claim 1, wherein a plurality of the integral gains are set for each predetermined vehicle speed range.7It is a steering apparatus for vehicles of description.
  According to the present invention, for example, it is possible to compensate for the phase delay due to the self-aligning torque that acts on the steering mechanism.
  The invention according to claim 10 is a vehicle steering device that controls the steering actuator (2) based on the operation of the operating means (1) and thereby controls the operation of the steering mechanism, and represents a vehicle behavior. Target behavior variable (γ ^* ) Based on the operation content of the operation means, based on the target behavior variable setting means (41), the target behavior variable set by the target behavior variable setting means and the actual vehicle behavior variable (γ), A vehicle behavior control unit (42) that calculates a target operation amount of the steering mechanism, and a steering angle control unit (43) that calculates a control value of the steering actuator based on the target operation amount calculated by the vehicle behavior control unit. The vehicle behavior control unit includes behavior system feedback compensation means (421) for compensating for a steady deviation generated between the target behavior variable set by the target behavior variable setting means and the actual vehicle behavior variable. 422) and behavioral feedforward compensation means (424, 425) for compensating for a delay in vehicle behavior with respect to the operation of the operation means, and the steering angle Control unit, the target operation quantity of the steering mechanism the output of the behavior-based feed-forward compensation means (chi ^* ), And a steering angle system feedback compensation means (22, 24) for compensating for a steady deviation generated between the target operation amount and the actual operation amount (χ) of the steering mechanism, and a phase based on the steering actuator characteristics. Steering angle system feedforward compensation means (26) for compensating for the delay, and the steering angle system feedforward compensation means is obtained by adding a target operation amount to the output value of the steering angle system feedback compensation means. Steering angle feedforward transfer function (C _FF1 The vehicle steering apparatus is characterized by being multiplied and output by (s)).
[0020]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings.
FIG. 1 is a conceptual diagram for explaining the configuration of a vehicle steering apparatus according to an embodiment of the present invention. This vehicle steering device eliminates the mechanical coupling between the steering wheel 1 and the steering mechanism, and the operation of the steering actuator 2 driven according to the rotation operation of the steering wheel 1 of the rack shaft 5 supported by the housing 3. A so-called steer-by operation is achieved by converting the linear motion of the rack shaft 5 into the steering motion of the front left and right wheels 4 (steering wheels). -Wire system (SBW). The steering actuator 2 and the rack shaft 5 constitute a steering mechanism for turning the steering wheel 4.
[0021]
The steering actuator 2 includes, for example, an electric motor M1 such as a brushless motor. The driving force (rotational force of the output shaft) of the electric motor M1 is linearly moved in the axial direction (vehicle width direction) of the rack shaft 5 by a motion conversion mechanism (ball screw mechanism) provided in association with the rack shaft 5. Is converted to The linear motion of the rack shaft 5 is transmitted to the tie rods 6 provided so as to protrude from both ends of the rack shaft 5, and further causes the knuckle arm 7 connected to the king pin P through the tie rod 6 to rotate. Thereby, steering of the wheel 4 supported by the knuckle arm 7 is achieved.
[0022]
The steering wheel 1 is connected to a rotating shaft 8 that is rotatably supported with respect to the vehicle body. A reaction force actuator 9 for applying a steering reaction force to the steering wheel 1 is attached to the rotating shaft 8. The reaction force actuator 9 includes an electric motor such as a brushless motor having an output shaft integrated with the rotary shaft 8.
An elastic member 10 made of a spiral spring or the like is coupled to the end of the rotating shaft 8 on the opposite side of the steering wheel 1 from the vehicle body. The elastic member 10 returns the steering wheel 1 to the straight-ahead steering position by the elastic force when the reaction force actuator 9 is not applying torque to the steering wheel 1.
[0023]
In order to detect an operation input value of the steering wheel 1, an operation angle sensor 11 for detecting an operation angle δh corresponding to the rotation angle of the rotary shaft 8 is provided. The rotary shaft 8 is further provided with a torque sensor 12 for detecting an operation torque T applied to the steering wheel 1. Further, in relation to the rack shaft 5, a displacement amount sensor 13 for detecting the actual displacement amount χ of the rack shaft 5 is provided.
[0024]
The operation angle sensor 11, the torque sensor 12, and the displacement amount sensor 13 are connected to a control device 14 including a computer. The control device 14 is further connected with a vehicle speed sensor 15 for detecting the vehicle speed V. Based on the operation torque T detected by the torque sensor 12 and the operation angle δh detected by the operation angle sensor 11, the control device 14 is connected to an appropriate direction opposite to the operation direction of the steering wheel 1 via the drive circuit 16. The reaction force actuator 9 is controlled so as to generate a reaction force. The control device 14 also sets the target displacement amount χ of the rack shaft 3 according to the operation angle δh detected by the operation angle sensor 11.^*This target displacement amount (target motion amount) χ^*And the actual displacement amount (actual operation amount) χ detected by the displacement sensor 13, the steering actuator 2 is controlled.
[0025]
FIG. 2 is a block diagram of a control system (steering angle control system) applied to the vehicle steering apparatus. Each functional unit of the control system shown in FIG. 2 is realized by program processing by a computer provided in the control device 14.
In this control system, the target displacement (Target Stroke) χ set in the target displacement setting unit 21^*Is input to the subtracting unit 22. The subtraction unit 22 also has a target displacement amount χ.^*The actual displacement amount (Actual Stroke) χ of the rack shaft 5 is input. Although the actual displacement amount χ of the rack shaft 5 is actually detected by the displacement amount sensor 13, in FIG. 2, the function of the displacement amount sensor 13 integrates the output of the steering actuator (M1 Actuator) 2. This is equivalently shown as an integration unit 23 for obtaining the actual displacement χ (by multiplying the output of the steering actuator 2 by 1 / s (s: Laplace operator)).
[0026]
The subtracting unit 22 sets the target displacement amount χ^*And the deviation (χ^*-Χ) is calculated and output. Deviation (χ^*-Χ) is input to the steering angle feedback compensation unit 24. The steering angle feedback compensation unit 24 calculates the deviation (χ^*-Χ) at rudder angle feedback transfer function C_FB1Multiply by (s) and output. For example, when the steering angle system feedback compensation unit 24 is configured by a PI compensator, the steering angle system feedback transfer function C_FB1(s) is expressed by the following formula (1).
[0027]
C_FB1(s) = K_p1+ (K_i1/ S) ・・・・・・ (1)
However, K_p1Is the proportional control gain (proportional gain), K_i1Is an integral control gain (integral gain). S is a Laplace operator.
The output value of the steering angle system feedback compensation unit 24 is the target displacement amount χ output from the target displacement amount setting unit 21 in the addition unit 25.^*Is added. The addition result in the addition unit 25 is input to the steering angle system feedforward compensation unit 26. The rudder angle system feedforward compensation unit 26 calculates the deviation (χ^*−χ) at the steering angle feedforward transfer function C_FF1Multiply by (s) and output.
[0028]
Steering angle feedforward transfer function C_FF1(s) is, for example, an approximate differential element K including gain compensation in order to compensate for a response delay due to, for example, the integral value of the output of the steering actuator 2 being the output value of this control system._c1s / (T_c1s + 1). Where K_c1Is a reciprocal 1 / K of a constant K set based on the specifications of the steering actuator 2. T_c1Is a time constant, and s is a Laplace operator.
[0029]
The output value of the steering angle system feedforward compensation unit 26 is an actuator control value, and a current corresponding to the actuator control value is supplied to the steering actuator 2. Thereby, control of the steering actuator 2 is achieved.
The steering actuator 2 includes a delay element of the electric motor M1 (a delay element due to the characteristics of the electric motor M1) and a delay element due to a mechanical factor of a mechanism that transmits the driving force of the electric motor M1 (for example, the motion conversion mechanism). Delay characteristic due to mechanical characteristics (friction) of Therefore, the model of the steering actuator 2 when the input is a voltage value (actuator control value) and the output is the displacement speed of the rack shaft 5 is configured as shown in FIG. 3, and its transfer function Ga (s) is It becomes a transfer function of a second order lag system. That is, as shown in FIG. 3, the model of the steering actuator 2 includes a motor delay element 31 and a transmission mechanism delay element (Mechanism) 32 connected in series, and the motor delay element 31 has a voltage value (Voltage) and a displacement speed. (Speed) is input, and the motor driving force (Force) output from the motor delay element 31 is input to the transmission mechanism delay element 32. The transfer function Ga (s) is Ga (s) = K / (as²+ Bs + 1).
[0030]
K, a, and b in the transfer function Ga (s) of the steering actuator 2 are as shown in the following expressions (2), (3), and (4), respectively.
K = K_t/ [(R + Rω) D_m+ K_tK_e] (2)
a = T_eT_mRD_m/ [(R + Rω) D_m+ K_tK_e] (3)
b = [(R + Rω) T_m+ T_eR] D_m/ [(R + Rω) D_m+ K_tK_e] ······(Four)
However, K_t: Axial force constant [N / A]
K_e: Back electromotive force constant [Vsec / m]
Rω: Circuit resistance [Ω]
R: Internal resistance [Ω]
T_e: Electrical time constant [sec]
T_m: Machine time constant [sec]
D_m: Viscosity constant [Nsec / m]
Thus, the transfer function Ga (s) of the steering actuator 2 is expressed as Ga (s) = K / (as²In the case of + bs + 1), the transfer function G (s) between the input and output of the control system shown in FIG. However, D (s) in the following formula (5) is D (s) = (T_c1s + 1) ・ (as²+ Bs + 1).
[0031]
G (s) = χ / χ^*= [(1 + K_p1s + K_i1] / [(D (s) + K_p1s + K_i1] ······(Five)
From this equation (5), the steering angle system feedback transfer function C_FB1Proportional gain K in (s)_p1Is set to a small value and the integral gain K_i12 can be set to a large value to improve the responsiveness of the control system shown in FIG.^*It can be seen that the steady-state deviation between the actual displacement amount χ and the actual displacement amount χ can be reduced. Therefore, the steering angle system feedback transfer function C_FB1proportional gain K of (s)_p1And integral gain K_i1, And rudder angle feedforward transfer function C_FF1Time constant T of (s)_c1By setting each to an appropriate value, it is possible to satisfactorily compensate for electrical and mechanical delays of the steering actuator 2, excellent stability and responsiveness, and a small steady deviation between input and output. A system can be realized.
[0032]
FIG. 4 shows the steering angle system feedforward transfer function C._FF1Time constant T of (s)_c1FIG. 3 is a block diagram of a feedforward compensation control system model used for setting The feedforward compensation control system model shown in FIG. 4 has a configuration in which the subtraction unit 22, the steering angle system feedback compensation unit 24, and the addition unit 25 are omitted from the control system shown in FIG.
That is, in this feedforward compensation control system model, the target displacement amount χ^*Is provided to the rudder angle system feedforward compensation unit 26. The steering angle system feed-forward compensation unit 26 sets the target displacement amount χ^*The steering angle system feedforward transfer function C_FF1(s) = K_c1s / (T_c1Multiply by s + 1) and output. This output value is input to the steering actuator 2 via a saturation unit (Actuator Driver Sat.) 27 that limits the voltage value (control value) input to the steering actuator 2 to a certain value (for example, ± 12 volts) or less. Is done. Then, the displacement speed of the rack shaft 5 output from the steering actuator 2 is integrated by an integrator 23 so that the output of the feedforward compensation control system becomes the displacement amount χ of the rack shaft 5. It has become.
[0033]
In this feedforward compensation control system, the axial force constant K_t200 [N / A], back electromotive force constant K_e101.5 [Vsec / m], circuit resistance Rω 0.093 [Ω], internal resistance R 0.092 [Ω], electrical time constant T_e0.010 [s], machine time constant T_m0.075 [sec], viscosity constant D_mIs set to 5000 [Nsec / m], the steering angle system feedforward transfer function C_FF1Time constant T of (s)_c1T_c1FIG. 5 shows frequency characteristics when = 5 msec and 10 msec. FIG. 5 shows the time constant T when the restriction of the voltage value by the saturation unit 27 is released._c1T_c1For comparison, the frequency characteristics when = 5 msec are shown.
[0034]
From the frequency characteristic shown in FIG._c1In the case of = 5 ms, it can be seen that the phase is delayed by about 90 ° and the gain is diverged in the low frequency range due to the influence of the voltage value restriction by the saturation unit 27. On the other hand, the time constant T_c1When = 10 msec, there is little phase delay and there is no gain divergence. Therefore, when the frequency characteristic as shown in FIG. 5 is obtained, the steering angle system feedforward transfer function C_FF1Time constant T of (s)_c1Is T_c1= 10 ms is preferably set.
[0035]
By the above method, the steering angle system feedforward transfer function C_FF1Time constant T of (s)_c1Can be set to an appropriate value.
6 and 7 show the steering angle system feedback transfer function C._FB1proportional gain K of (s)_p1And integral gain K_i1It is a characteristic view for demonstrating this setting method. Rudder angle system feedback transfer function C_FB1proportional gain K of (s)_p1And integral gain K_i1Can be set to an appropriate value based on the frequency characteristic and step response of the control system (control system shown in FIG. 2) of the transfer function G (s) in the above equation (5).
[0036]
As described above, the steering angle system feedback transfer function C_FB1Proportional gain K in (s)_p1Is set to a small value and the integral gain K_i1By setting to a large value, the responsiveness of the control system can be improved, and the steady deviation generated between the input and output can be reduced. Therefore, proportional gain K_p1K_p1Set to = 0. Also, axial force constant K_t, Back electromotive force constant K_e, Circuit resistance Rω, internal resistance R, electrical time constant T_e, Machine time constant T_mAnd viscosity constant D_mAre the above values, and the steering angle system feedforward transfer function C_FF1Time constant T of (s)_c1T_c1= Set to 10 ms. And integral gain K_i1K_i1The frequency characteristics and step response when set to = 0, 20, 30, 40, 60 are examined. The respective results are shown in FIG. 6 and FIG.
[0037]
From the frequency characteristic shown in FIG. 6 and the step response shown in FIG._i1= 20,30, the frequency-phase characteristics at a frequency of 10 [Hz] or less are excellent, the overshoot when a step pulse is input is small, and the subsequent convergence is excellent. . Therefore, when the frequency characteristic as shown in FIG. 6 and the step response as shown in FIG. 7 are obtained, the steering angle system feedback transfer function C_FB1integral gain K of (s)_i1Is K_i1It is preferably set within the range of 20-30.
[0038]
By such a method, the steering angle system feedback transfer function C_FB1proportional gain K of (s)_p1And integral gain K_i1Can be set to an appropriate value.
As described above, this steering angle control system is designed in consideration of the electrical and mechanical phase delay of the steering actuator 2. In order to compensate for the phase delay of the steering actuator 2, a steering angle system feedforward compensation unit 26 is provided, and a target displacement amount χ^*The steering angle system feedback compensation unit 24 is provided to eliminate the steady deviation between the actual displacement χ and the actual displacement χ. Proportional gain K for feedback compensation_p1And integral gain K_i1, And feedforward compensation time constant T_c1Is set based on the frequency characteristics and step response of the control system. As a result, a phase delay due to electrical and mechanical factors of the steering actuator 2 can be favorably compensated, and a control system with a small steady deviation between input and output can be realized.
[0039]
Not only the electrical and mechanical delay elements of the steering actuator 2, but also, for example, frictional resistance generated in the steering actuator 2, self-aligning torque acting on the rack shaft 3, friction and viscous resistance generated in the kingpin P, etc. Proportional gain K for feedback compensation in consideration of the delay element that the steering system actually has_p1And integral gain K_i1, And feedforward compensation time constant T_c1May be determined.
[0040]
For example, when considering the self-aligning torque, in the model of the steering actuator 2 shown in FIG. 3, a value obtained by reducing the motor driving force output from the motor delay element 31 by the amount of the self-aligning torque acting on the rack shaft 3 Thus, it is preferable to set the transfer function of the motor delay element 31 and set the transfer function of the steering actuator 2 based on the transfer function. Then, the transfer function between the input and output of the control system shown in FIG. 2 is obtained using the transfer function of the steering actuator 2, and the frequency characteristic and step response of the control system are examined to determine the proportional gain K for feedback compensation._p1And integral gain K_i1, And feedforward compensation time constant T_c1Can be determined.
[0041]
Further, when considering the friction and viscous resistance of the kingpin P in addition to the self-aligning torque, in the model of the steering actuator 2 shown in FIG. 3, the motor driving force output from the motor delay element 31 is the self-aligning torque and kingpin. The transfer function of the motor delay element 31 may be set so that the value is reduced by the reaction force due to the friction and viscous resistance of P, and the transfer function of the steering actuator 2 may be set based on this.
[0042]
By the way, the self-aligning torque increases as the vehicle speed increases, and decreases as the vehicle speed decreases. In order to maintain good follow-up performance against such changes in the self-aligning torque according to changes in the vehicle speed, the integral gain K_i1Since the responsiveness of the control system can be changed by changing, the integral gain K of the feedback compensation according to the change in the vehicle speed_i1Can be changed. Therefore, when considering the self-aligning torque, for example, an appropriate integral gain K for each predetermined vehicle speed range (for example, every 10 km / h from 20 to 180 km / h)._i1(Target displacement χ^*Integral gain K such that the deviation between the actual displacement χ and the actual displacement χ is 0.3 mm or less_i1) Is obtained by simulation, and the obtained integral gain K_i1Is preferably stored in the memory of a computer provided in the control device 14 in the form of a table for the vehicle speed range.
[0043]
FIG. 8 is a block diagram of another control system applied to the vehicle steering apparatus. The control system shown in FIG.^*(Corresponding to the target turning angle) and this target displacement χ^*8 is a steering angle control system that controls the steering actuator 2 based on the actual displacement amount χ (corresponding to the actual turning angle) detected by the displacement amount sensor 13, whereas the control system shown in FIG. Is a target value of yaw rate (target yaw rate) γ, which is an example of a vehicle behavior variable^*And a vehicle behavior control system that controls the steering actuator 2 based on the target yaw rate and the actual yaw rate γ. A vehicle steering apparatus to which this vehicle behavior control system is applied is provided with a yaw rate sensor for detecting the yaw rate γ of the vehicle.
[0044]
Target yaw rate γ^*Is set in the target yaw rate setting unit 41 based on, for example, the operation angle δh detected by the operation angle sensor 11 shown in FIG. Target yaw rate γ set by the target yaw rate setting unit 41^*Is input to the vehicle behavior control unit 42. The vehicle behavior control unit 42 generates a target yaw rate γ^*And the target displacement χ of the rack shaft 5 based on the actual yaw rate γ^*Is calculated and output. Target displacement amount χ output by the vehicle behavior control unit 42^*Is given to the rudder angle control system 43 and the given target displacement amount χ^*As a result, the actual displacement amount χ of the rack shaft 5 is output as an output value from the steering angle control system 43. As the rudder angle control system 43, the rudder angle control system shown in FIG. 2 described above is employed.
[0045]
Since the vehicle yaw rate shows a change corresponding to the actual displacement amount χ of the rack shaft 5, the actual displacement amount χ is converted to the vehicle yaw rate γ by multiplying the actual displacement amount χ by the vehicle behavior transfer function Gν (s). can do.
The vehicle behavior transfer function Gν (s) is, for example, a function of a secondary vibration system expressed by the following equation (6).
Gν (s) = Kν (Tνs + 1) / [(s²/ Ω_n ²) + (2ζs / ω_n) +1] ・・・・・・ (6)
In the above equation (6), the vehicle behavior steady gain Kν, the time constant Tν, the natural angular frequency ω_nAnd the damping coefficient ζ are expressed by the following equations (7) to (10).
[0046]
Kν = V / [L (1 + AV²)] ... (7)
Tν = ML_fV / (2LK_r(8)
ω_n= P / (VMJ) (9)
ζ = [M (L_f ²K_f+ L_f ²K_r) + J (K_f+ K_r)] / P (10)
The stability factor A and P in the above equation (9) are represented by the following equations (11) and (12), respectively.
[0047]
A = -M (L_fK_f-L_rK_r) / (2L²K_fK_r(11)
P = 2L [MJK_fK_r(1 + AV²)]^1/2      ・・・・・・ (12)
Where M: vehicle inertia mass
J: Yaw moment of inertia
K_f: Front wheel cornering power
K_r: Rear wheel cornering power
L: Wheel base
L_f: Center-to-front axis distance (distance between the center of gravity of the vehicle and the rotation axis of the front wheels)
L_r: Center of gravity-rear axle distance (distance between the center of gravity of the vehicle and the rear wheel rotation axis)
Target yaw rate γ input to the vehicle behavior control unit 42^*This target yaw rate γ^*Is supplied to a subtracting unit 421 that subtracts and outputs the actual yaw rate γ. The output value (γ of this subtraction unit 421^*−γ) is the target yaw rate γ^*And the actual yaw rate γ are input to the behavioral feedback compensation unit 422 for compensating for the deviation (behavior deviation). The behavioral feedback compensation unit 422 outputs the output value (γ^*-Γ) to the behavioral feedback transfer function C_FB2Multiply by (s) and output. For example, when the behavioral feedback compensation unit 422 is configured with a PID (Proportional-Integral-Differential) compensator, the behavioral feedback transfer function C_FB2(s) can be expressed by the following formula (13).
[0048]
C_FB2(s) = K_p2+ (K_i2/ S) + K_d2s (13)
However, K_p2Is proportional control gain (proportional gain), K_i2Is the gain of integral control (integral gain), K_d2Is a gain of differential control (differential gain). S is a Laplace operator.
The adder 423 outputs the output value of the behavioral feedback compensation unit 422 to the target yaw rate γ.^*Is added. The addition result in the adder 423 is input to the gain compensator 424 and the steady gain K_cMultiplied by. The gain compensation unit 424 multiplies the output value of the addition unit 423 by a steady gain K_cIs set to the reciprocal (1 / Kν) of the vehicle behavior steady gain Kν included in the transfer function Gν (s) of the vehicle model. That is, the gain compensator 424 adds the steady gain K to the output value of the adder 423._cIs multiplied to compensate for a vehicle behavior steady gain Kν (vehicle behavior gain) included in the transfer function Gν (s) of the vehicle model.
[0049]
The output value of the gain compensator 424 is input to the behavioral feedforward compensator 425 for compensating for the phase delay of the vehicle behavior with respect to the steering input. The behavioral system feedforward compensation unit 425 is constituted by, for example, a phase compensator that compensates up to the primary phase lag of the vehicle behavior, and its transfer function C_FF2(s) can be expressed by the following formula (14).
C_FF2(s) = K_c2(T_c2s + 1) / (Tνs + 1) (14)
However, K_c2= 1 / Kν
T_c2= 2ζ / ω_n
The behavioral feedforward compensation unit 425 uses the behavioral feedforward transfer function C as the output value of the gain compensation unit 424._FF2Multiply (s) and the value obtained by this is the target turning angle δ^*To the conversion unit 426. The conversion unit 426 receives the target turning angle δ input from the behavioral system feedforward compensation unit 425.^*Is multiplied by a predetermined conversion coefficient Kb to obtain a target turning angle δ^*The target displacement χ^*Convert to Target displacement χ obtained in this way^*Is given to the rudder angle control system 43, and the given target displacement amount χ^*Based on the above, the steering actuator 2 is controlled.
[0050]
The attenuation coefficient ζ and the natural angular frequency ω_nThe vehicle behavior steady gain Kν and the time constant Tν are obtained by variously changing the boarding conditions of a person on the vehicle in which the vehicle behavior control system is adopted, and measuring the load applied to the front wheels and the rear wheels under each condition. Can be set based on the results obtained. That is, the front wheel load Wf and the rear wheel load Wr are measured under each condition, and the center-to-front axis distance L under each condition is determined from the measurement results._fAnd center-to-rear axis distance L_rIs calculated. Furthermore, front wheel cornering power K under each condition_fAnd rear wheel cornering power K_rIs calculated. Then, the average value of each measurement result and calculation result is taken, and the natural angular frequency ω is calculated based on the average value according to the above equations (7) to (10)._nThe vehicle behavior steady gain Kν and the time constant Tν are calculated.
[0051]
In addition, the boarding conditions of the vehicle on which the vehicle behavior control system is adopted are “1 passenger + instrument”, “2 passengers + instrument”, “2 passengers”, “3 passengers (1 person at the back seat) Seated on the right) ”,“ 3 passengers (one seated on the left side of the rear seat) ”,“ 4 passengers ”and“ 5 passengers ”, the front wheel load Wf and the rear wheel load Wr under each condition Example of the measurement results and the center-to-front axis distance L_fAnd center-to-rear axis distance L_rAn example of the calculation result is shown in Table 1 below.
[0052]
[Table 1]

[0053]
Further, vehicle model parameters (vehicle inertia mass M, yaw inertia moment J, front wheel cornering power K, which are set based on the measurement results and calculation results shown in Table 1 above._fRear wheel cornering power K_r, Wheelbase L, center of gravity-front axis distance L_f, L-center-center distance L_rExamples of stability factors A) are shown in Table 2 below.
[0054]
[Table 2]

[0055]
Furthermore, the natural angular frequency ω determined based on the values in Table 2 and the vehicle speed V_n, Vehicle behavior steady gain Kν, time constants Tν and T_c2= 2ζ / ω_nIs shown in Table 3 below.
[0056]
[Table 3]

[0057]
The behavioral feedback transfer function C_FB2Each gain K of (s)_p2, K_i2, K_d2Is preferably set to an appropriate value based on the frequency characteristics and step response of the vehicle behavior control system of FIG.
FIG. 9 is a characteristic diagram showing a step response of the vehicle behavior control system of FIG. In FIG. 9, the target yaw rate γ^*A change in the steering angle and the yaw rate (Proposed) when a step pulse (step input time 0.5 sec) with a value of 1.4 [rad / sec] is input is shown. For comparison, changes in steering angle and yaw rate (FF only), vehicle behavior when the vehicle behavior control unit 42 is configured only for the feedforward compensation (gain compensation unit 424 and behavioral feedforward compensation unit 425). Changes in steering angle and yaw rate (FB only) and the above step pulse to the steering angle control system 43 when the control unit 42 is configured only for the feedback compensation (subtraction unit 421, behavioral system feedback compensation unit 422 and addition unit 423). Changes in steering angle and yaw rate (Without Compensation) when directly input are also shown. Further, an ideal yaw rate change (Target) when the step pulse is input is shown.
[0058]
Vehicle model parameters (vehicle inertia mass M, yaw inertia moment J, front wheel cornering power K_fRear wheel cornering power K_r, Wheelbase L, center of gravity-front axis distance L_f, L-center-center distance L_rThe stability factor A) is the value shown in Table 2 above, the vehicle speed V is V = 40 [km / h], and the natural angular frequency ω_nThe vehicle behavior steady gain Kν and the time constant Tν were determined.
Further, the behavioral feedback transfer function C in the case of the configuration shown in FIG._FB2(s) is the following equation (15), and the behavioral feedback transfer function C when the vehicle behavior control unit 42 is configured only for feedback compensation._FB2(s) was defined as the following formula (16).
[0059]
C_FB2(s) = 1 + (0.8 / s) + 0.1s (15)
C_FB2(s) = 1 + (1 / s) + 0.1s (16)
From the step response result shown in FIG. 9, it is found that when only the configuration relating to feedforward compensation is used, the effect of phase compensation appears, but the deviation between the target yaw rate and the output yaw rate is not compensated. Also, it can be seen that the overshoot is large and the vibration behavior is obtained. On the other hand, in the case of the vehicle behavior control system of FIG. 8, it can be seen that the effect of phase compensation appears and the deviation between the target yaw rate and the output yaw rate is small.
[0060]
As described above, this vehicle behavior control system is designed including the vehicle behavior transfer function Gν (s). And target yaw rate γ^*And a behavioral system feedback compensation unit 422 for compensating for a deviation (behavior deviation) between the actual yaw rate γ and a behavioral system feedforward compensation unit 425 for compensating for a delay in vehicle behavior with respect to the steering input. In addition, a gain compensation unit 424 for compensating for the vehicle behavior steady gain Kν included in the transfer function Gν (s) of the vehicle model is provided. Thereby, the dynamic characteristic of a favorable vehicle behavior with respect to a steering input can be obtained.
[0061]
Further, since the steering angle control system shown in FIG. 2 is adopted in the steering angle control system 43, the electrical and mechanical delay of the steering actuator 2 can be compensated well, so that the stability is improved. And responsiveness can be obtained.
The behavioral feedforward compensator 425 is composed of a first-order phase compensator that compensates for the first-order lag of the vehicle model characteristics, but a second-order phase compensator that compensates up to the second-order lag of the vehicle model characteristics. It may be constituted by. A behavioral feedforward transfer function C that compensates for this second-order lag._FF22(s) is the transfer function C expressed by the above equation (14)._FF2It can be obtained by multiplying (s) by the primary filter function 1 / (0.01 s + 1). That is, a behavioral feedforward transfer function C that compensates for the second order delay._FF22(s) is expressed by the following formula (17).
[0062]
C_FF22(s) = K_c2(T_c22s²+ T_c21s + 1)
/[0.001Tvs²+ (0.01 + Tν) s + 1] (17)
T_c22= 1 / ω_n ²
T_c21= 2ζ / ω_n
Vehicle behavior control when the behavioral feedforward compensation unit 425 is configured with a primary phase compensator (1st Order Compensation) and when the behavioral system feedforward compensation unit 425 is configured with a secondary phase compensator (2st Order Compensation) The step response of the system is shown in FIG. The step response shown in FIG. 10 indicates that the target yaw rate γ^*Is when a step pulse (step input time 0.5 sec) of 1.4 [rad / sec] is input. FIG. 10 shows the ideal when the step pulse is input for reference. A typical yaw rate change (Target) is shown.
[0063]
In this step response test, vehicle model parameters (vehicle inertia mass M, yaw moment of inertia J, front wheel cornering power K_fRear wheel cornering power K_r, Wheelbase L, center of gravity-front axis distance L_f, L-center-center distance L_rThe stability factor A) is the value shown in Table 2 above, the vehicle speed V is V = 40 [km / h], and the natural angular frequency ω_nThe vehicle behavior steady gain Kν and the time constant Tν were determined. The behavioral feedback transfer function C_FB2(s) was defined as the following formula (18).
[0064]
C_FB2(s) = 2.5 + 1 / s (18)
From the step response result shown in FIG. 10, in the case of compensating to the second-order lag of the vehicle model characteristics, the responsiveness can be further improved compared to the case of compensating to the first-order lag of the vehicle model characteristics, and It can be seen that the overshoot can be suppressed to a small extent and the followability can be further improved.
Further, in the vehicle behavior control system shown in FIG. 8, the side slip of the wheel is not taken into consideration, but a transfer function Gν ′ (s) of the vehicle behavior considering the side slip of the wheel is set, and the control system including this By designing this, it is possible to obtain better dynamic characteristics of vehicle behavior.
[0065]
Wheel slip angle β_wLateral force F against_yIs approximated by a first-order lag transfer function expressed by the following equation (19).
F_y(s) / β_w(s) = K / (τs + 1) (19)
However, τ: Time constant [sec] (= 5 / V)
The above equations (7) to (12) are derived from the equations of motion of the following equations (20) and (21).
[0066]
MV (γ + β) = 2 (K_fβ_f+ K_rβ_r(20)
Jγ = 2 (L_fK_fβ_f-L_rK_rβ_r) ······(twenty one)
Where γ: Yaw rate [rad / sec]
β: Vehicle side slip angle [rad]
β_f： Side angle of front wheel [rad]
β_r: Rear wheel skid angle [rad]
Therefore, based on the above equation (19), the front wheel cornering power K of the above equations (6) to (12)._fAnd rear wheel cornering power K_rFront wheel cornering power K expressed by the following equation (22)_f'And rear wheel cornering power K expressed by equation (23)_rBy substituting “′”, the vehicle function transfer function Gν ′ (s) with respect to the front wheel steering angle expressed by the following equation (24) and the following equations (25) to (30) can be obtained.
[0067]
K_f'= K_f/ (Τs + 1) (22)
K_r'= K_r/ (Τs + 1) ・・・・・・ (23)
Gν ′ (s) = Kν ′ (Tν ′s + 1) / (s²/ Ω_n'²+ 2ζ's / ω_n'+1) ・・・・・・ (24)
Kν ′ = V / [L (1 + A′V²)] = Kν / α²      ······(twenty five)
Tν '= ML_fV / (2LK_r') = (Τs + 1) Tν (26)
ω_n'= P' / (VMJ) = αω_n/ (Τs + 1) ・・・・・・ (27)
ζ '= [M (L_f ²K_f'+ L_f ²K_r') + J (K_f'K_r')] / P' = ζ / α (28)
A ′ = − M (L_fK_f') / (2L²K_f'K_r') = (Τs + 1) A (29)
P ′ = 2L [MJK_f'K_r'(1 + A'V²)]^1/2      ・・・・・・ (30)
However, α = [(1 + A′V²) / (1 + AV²)]^1/2
= [1 + AV²τs / (1 + AV²)]^1/2
Therefore, from the above equations (24) to (30), the transfer function Gν ′ (s) of the vehicle behavior with respect to the front wheel steering angle is a function of a quaternary vibration system represented by the following equation (31).
[0068]
Gν ′ (s) = Kν [(τs + 1) Tνs + 1]
/ [(Τs + 1)²s²/ Ω_n ²+ 2ζ (τs + 1) s / ω_n+ Α²] (31)
A feedforward transfer function C for compensating for a lag component included in the transfer function Gν ′ (s)._FF2Think of '(s). When compensating up to the second order delay, the feed forward transfer function C_FF2'(s) is expressed by the following equation (32).
C_FF2'(s) = K_c2'(T_c22's²+ T_c21's + 1) / (Tν's + 1) (32)
However, K_c2'= 1 / Kν' = α²K_c2      ・・・・・・ (33)
T_c22'= 1 / ω_n'²= (Τs + 1)²/ (Α²ω_n ²(34)
T_c21'= 2ζ'ω_n‘= T_c2(τs + 1) ・ α²      ・・・・・・ (35)
From the above equations (32) to (35), the feedforward transfer function C of the following equation (36)_FF2′ (S) can be obtained.
[0069]
C_FF2'(s) = K_c2(T₁s²+ T₂s + 1) / (T_Threes²+ T_Fours1 + 1) ・・・・・・ (36)
T₁= ΤT_c2+ 1 / ω_n ²
T₂= T_c2+ AV²τ / (1 + AV²)
T_Three= ΤTν
T_Four= Tν
The behavioral feedforward compensation unit 425 shown in FIG._FF2When the phase compensator represented by '(s) is applied (Tire Delay Compensation), the behavioral feedforward transfer function C of the above equation (14)_FF2When (s) is applied (1st Order Compensation) and the behavioral feedforward transfer function C of the above equation (17)_FF22Each step response when (s) is applied (2st Order Compensation) is shown in FIGS. FIG. 11 shows a step response when the vehicle speed V = 40 [km / h], and FIG. 12 shows a step response when the vehicle speed V = 80 [km / h].
[0070]
In this step response test, the target yaw rate γ^*A step pulse (step input time 0.5 [sec]) with a value of 1.4 [rad / sec] was input to the control system. For reference, FIGS. 11 and 12 also show an ideal yaw rate and steering angle change (Target) when the step pulse is input.
Vehicle model parameters (vehicle inertia mass M, yaw inertia moment J, front wheel cornering power K_fRear wheel cornering power K_r, Wheelbase L, center of gravity-front axis distance L_f, L-center-center distance L_rAs the stability factor A), the values shown in Table 2 above were used.
[0071]
The behavioral feedback transfer function C_FB2(s) was set for each case as follows.
(a) Feed forward transfer function C in the above equation (36)_FF2When applying the phase compensator represented by '(s)
V = 40 [km / h]: 3.8 + 1 / s + 0.1 s
V = 80 [km / h]: 2.5 + 5.8 / s
(b) The behavioral feedforward transfer function C of the above equation (14)_FF2When the phase compensator represented by (s) is applied
V = 40 [km / h]: 1 + 0.8 / s + 0.1s
V = 80 [km / h]: 2.9 + 2.1 / s + 0.09s
(c) Behavioral feed-forward transfer function C of equation (17) above_FF22When the phase compensator represented by (s) is applied
V = 40 [km / h]: 2.5 + 1 / s
V = 80 [km / h]: 1.5 + 4 / s
From the step response results shown in FIGS. 11 and 12, the vehicle behavior transfer function Gν ′ (s) taking into account the side slip of the wheel is set, and the control system including this is designed to further improve the responsiveness and follow-up performance. I know you can.
[0072]
As mentioned above, although embodiment of this invention was described, this invention can also be implemented with another form. For example, in the steering angle control system shown in FIG. 2, the steering angle system feedback compensation unit 24 is configured by a PI compensator, but may be configured by a PID compensator instead.
In the steering angle control system shown in FIG. 2, the steering angle system feedforward transfer function C_FF1(s) is C_FF1(s) = K_c1s / (T_c1s + 1), but by adding a phase lead compensation element to the approximate differential element,_FF1(s) = (bs + 1) s / (T_c1 ²s²+ 2T_c1It may be s + 1).
[0073]
In addition, various design changes can be made within the scope of matters described in the claims.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a conceptual diagram for illustrating a configuration of a vehicle steering apparatus according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a block diagram of a control system (steering angle control system) applied to the vehicle steering apparatus.
FIG. 3 is a block diagram of a steering actuator model.
FIG. 4 is a block diagram of a feedforward compensation control system model used when setting a time constant of a steering angle system feedforward transfer function.
FIG. 5 is a diagram showing frequency characteristics when the time constant of the steering angle system feedforward transfer function is 5 msec and 10 msec.
FIG. 6 is a characteristic diagram (frequency characteristic) for explaining a method of setting a proportional gain and an integral gain of a steering angle system feedback transfer function.
FIG. 7 is a characteristic diagram (step response) for explaining a method for setting a proportional gain and an integral gain of a steering angle system feedback transfer function.
FIG. 8 is a block diagram of another control system (vehicle behavior control system) applied to the vehicle steering apparatus.
FIG. 9 is a characteristic diagram showing a step response of the vehicle behavior control system of FIG.
FIG. 10 is a characteristic diagram showing a step response of the vehicle behavior control system when the behavioral feedforward compensation unit is configured with a primary phase compensator and when the behavioral system feedforward compensation unit is configured with a secondary phase compensator. It is.
FIG. 11 shows a behavioral system capable of compensating for a first-order phase lag when a behavioral feedforward compensation unit is applied with a phase compensator represented by a behavioral feedforward transfer function capable of compensating for a phase lag due to a wheel lateral force. It is a characteristic view which shows each step response (vehicle speed 40 [km / h]) when a feedforward transfer function is applied and when a behavioral feedforward transfer function that can compensate up to the secondary phase lag is applied.
FIG. 12 shows a behavioral system capable of compensating a first-order phase lag when a behavioral feedforward compensator is applied with a phase compensator represented by a behavioral feedforward transfer function capable of compensating for a phase lag caused by a wheel lateral force. It is a characteristic view which shows each step response (vehicle speed 80 [km / h]) when a feedforward transfer function is applied and when a behavioral feedforward transfer function that can compensate up to a secondary phase lag is applied.
FIG. 13 is a block diagram for explaining an example of a steering angle control system conventionally proposed.
FIG. 14 is a block diagram for explaining another example of a steering angle control system conventionally proposed.
[Explanation of symbols]
1 Steering wheel
2 Steering actuator
4 wheels
5 Rack shaft
11 Operation angle sensor
12 Torque sensor
13 Displacement sensor
14 Control device
21 Target displacement setting section
22 Subtraction part
23 Integration part
24 Steering angle feedback compensation unit
25 Adder
26 Rudder angle system feedforward compensation section
27 Saturation Department
31 Motor delay element
32 Transmission mechanism delay element
41 Target yaw rate setting section
42 Vehicle behavior control unit
43 Rudder angle control system
421 Subtraction unit
422 Behavioral feedback compensation unit
423 Adder
424 Gain Compensator
425 Behavioral Feedforward Compensator
426 conversion unit

Claims

A vehicle steering apparatus that controls a steering actuator based on an operation of an operation means, thereby controlling an operation of a steering mechanism,
Target behavior variable setting means for setting a target behavior variable which is a target value of a vehicle behavior variable representing the behavior of the vehicle based on the operation content of the operation means;
A vehicle behavior control unit that calculates a target operation amount of the steering mechanism based on the target behavior variable set by the target behavior variable setting means and the actual vehicle behavior variable;
A steering angle control unit that calculates a control value of the steering actuator based on the target operation amount calculated by the vehicle behavior control unit,
The vehicle behavior control unit
Behavioral feedback compensation means for compensating for a steady deviation between the target behavior variable set by the target behavior variable setting means and the actual vehicle behavior variable;
A behavior-based feedforward compensation means for compensating for a delay in the vehicle behavior with respect to the operation of the operation means,
The rudder angle control unit
Steering angle system feedback compensation means for setting the output of the behavior system feedforward compensation means as the target operation amount of the steering mechanism and compensating for a steady deviation generated between the target operation amount and the actual operation amount of the steering mechanism. When,
Look including a steering angle-based feed-forward compensation means for compensating a phase delay due to the steering actuator characteristics,
The behavioral feedforward compensation means adds a phase compensation transfer function and a vehicle behavior gain for compensating the phase of the vehicle behavior to a value obtained by adding the target behavior variable to the output value of the behavioral feedback compensation means. A vehicle steering apparatus characterized by being output by multiplying a steady gain for compensation .

The behavior-based feedback compensation means to claim 1, characterized in that the output is multiplied by the behavior-based feedback transfer function including a deviation to the proportional gain and the integral gain of the actual vehicle behavior variables and target behavior variables The steering apparatus for vehicles as described.

The vehicle steering apparatus according to claim 1 or 2 , wherein the gain and time constant of the phase compensation transfer function are set based on characteristics of a vehicle on which the vehicle steering apparatus is mounted .

The vehicle steering apparatus according to any one of claims 1 to 3 , wherein the steady gain is set based on characteristics of a vehicle on which the vehicle steering apparatus is mounted .

The phase compensation transfer function is a function obtained by multiplying a first-order lag compensation transfer function for compensating a first-order lag of vehicle behavior due to vehicle characteristics by a first-order filter function . the vehicle steering apparatus according to any one of the 4.

The behavior-based feedforward compensation means compensates for a first-order lag in vehicle behavior due to vehicle characteristics and a first-order lag in vehicle behavior due to lateral forces acting on the wheels of a vehicle on which the vehicle steering device is mounted. The vehicle steering device according to any one of claims 1 to 5, wherein the vehicle steering device is a vehicle steering device.

The steering angle-based feedback compensation means according to claim 1, characterized in that the output is multiplied by the steering angle-based feedback transfer function including a deviation integral gain of the operation amount of the actual steering mechanism between the target operation amount The steering apparatus for vehicles as described in any one of -6 .

8. The vehicle steering apparatus according to claim 7, wherein a plurality of the integral gains are set for each predetermined vehicle speed range .

The rudder angle system feedforward compensation means multiplies a value obtained by adding a target operation amount to the output value of the rudder angle system feedback compensation means and a rudder angle system feedforward transfer function including an approximate differential element and outputs the result. The vehicle steering device according to claim 1, wherein the vehicle steering device is a vehicle steering device.

A vehicle steering apparatus that controls a steering actuator based on an operation of an operation means, thereby controlling an operation of a steering mechanism,
Target behavior variable setting means for setting a target behavior variable which is a target value of a vehicle behavior variable representing the behavior of the vehicle based on the operation content of the operation means;
A vehicle behavior control unit that calculates a target operation amount of the steering mechanism based on the target behavior variable set by the target behavior variable setting means and the actual vehicle behavior variable;
A steering angle control unit that calculates a control value of the steering actuator based on the target operation amount calculated by the vehicle behavior control unit,
The vehicle behavior control unit
Behavioral feedback compensation means for compensating for a steady deviation between the target behavior variable set by the target behavior variable setting means and the actual vehicle behavior variable;
A behavior-based feedforward compensation means for compensating for a delay in the vehicle behavior with respect to the operation of the operation means,
The rudder angle control unit
Steering angle system feedback compensation means for setting the output of the behavior system feedforward compensation means as the target operation amount of the steering mechanism and compensating for a steady deviation generated between the target operation amount and the actual operation amount of the steering mechanism. When,
Steering angle system feedforward compensation means for compensating for phase lag due to the steering actuator characteristics,
The rudder angle system feedforward compensation means multiplies a value obtained by adding a target operation amount to the output value of the rudder angle system feedback compensation means and a rudder angle system feedforward transfer function including an approximate differential element and outputs the result. car dual steering system shall be the characterized in that.