WO2001089911A1 - Dispositif de commande pour systeme de direction d'un vehicule a moteur - Google Patents

Dispositif de commande pour systeme de direction d'un vehicule a moteur Download PDF

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WO2001089911A1
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Shuji Endo
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Nsk Ltd.
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    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D5/00—Power-assisted or power-driven steering
    • B62D5/04—Power-assisted or power-driven steering electrical, e.g. using an electric servo-motor connected to, or forming part of, the steering gear
    • B62D5/0457—Power-assisted or power-driven steering electrical, e.g. using an electric servo-motor connected to, or forming part of, the steering gear characterised by control features of the drive means as such
    • B62D5/046—Controlling the motor
    • B62D5/0472—Controlling the motor for damping vibrations
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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    • B62D5/046—Controlling the motor
    • B62D5/0463—Controlling the motor calculating assisting torque from the motor based on driver input

Definitions

  • the present invention relates to a control device of an electric power steering device that applies a steering assist force by motor to a steering system of an automobile or a vehicle, and particularly obtains a desired complementary sensitivity function and adjusts the desired complementary sensitivity function.
  • the present invention relates to a control device for an electric power steering device in which a mechanical system and a control system are designed.
  • An electric power steering device that urges a steering device of an automobile or a vehicle with an auxiliary load by the rotational force of a motor uses a transmission mechanism such as a gear or a belt through a speed reducer to transmit the driving force of the motor to a steering shaft or a rack shaft.
  • the auxiliary load is urged.
  • Such a conventional electric power steering apparatus performs feedback control of the motor current in order to accurately generate an assist torque (steering assist torque).
  • Feedback control adjusts the voltage applied to the motor so that the difference between the current control value and the motor current detection value becomes smaller.Adjustment of the motor applied voltage is generally performed by PWM (pulse width modulation). This is done by adjusting the control duty ratio.
  • the shaft of the steering wheel is connected to the tie rod of the traveling wheel via a torsion bar, a reduction gear, a universal joint, and the like.
  • a torque sensor that detects the steering torque of the steering wheel is provided on the shaft of the steering wheel.
  • a motor that assists the steering force of the steering wheel is connected to the shaft via a clutch (not shown) and a reduction gear.
  • Power is supplied from a battery to a control unit (ECU) that controls the power steering device via an ignition key (not shown).
  • the control unit uses a steering torque T detected by a torque sensor and a vehicle speed sensor (not shown).
  • the steering assist command value I of the assist command is calculated on the basis of the vehicle speed V detected in step (1), and the current supplied to the motor is controlled based on the calculated steering assist command value I.
  • SAT indicates the self-lining torque.
  • the control unit is mainly composed of a CPU.
  • the general functions executed by a program inside the CPU are shown in Fig. 29.
  • the steering torque T detected and input by the torque sensor 10 is phase-compensated by the phase compensator 31 in order to enhance the stability of the steering system.
  • the calculated steering torque TA is input to the steering assist command value calculator 32.
  • the vehicle speed V detected by the vehicle speed sensor 12 is also input to the steering assist command value calculator 32.
  • the steering assist command value calculator 32 determines a steering assist command value I that is a control target value of the current supplied to the motor 20 based on the input steering torque TA and the vehicle speed V.
  • I is input to the subtractor 3 OA, and is also input to a feedforward differential compensator 34 for improving the response speed.
  • the deviation (I-i) of the subtractor 30A is calculated by the proportional calculator 35 And feed This signal is input to an integration calculator 36 for improving the characteristics of the back system.
  • the outputs of the differential compensator 34 and the integral compensator 36 are also added to the adder 30B, and the current control value E, which is the result of the addition in the adder 30B, is used as the motor drive signal. Input to circuit 37.
  • the motor current value i of the motor 20 is detected by the motor current detection circuit 38, and the motor current value i is input to the subtractor 30A and fed back.
  • FIG. 30 A block diagram based on the transfer function of such an electric power steering device is shown in FIG. 30, and “s” indicates a Laplace operator.
  • electric power steering has the advantage that it is possible to process and transmit information from the road surface so that the driver can easily drive, making use of the design flexibility. From Fig. 28 and Fig. 30, it can be seen that sensitivity design for road surface information can be treated as an issue of how to define the desired transfer characteristics from road surface input to steering torque.
  • the present invention has been made under the circumstances described above, and an object of the present invention is to provide a control device for an electric power steering device in which a desired complementary sensitivity function is obtained and a control system is designed in accordance with the complementary sensitivity function. Is to do. Disclosure of the invention
  • the present invention relates to a motor control device that applies a steering assist force to a steering mechanism based on a current control value calculated from a steering assist command value calculated based on a steering torque generated on a steering shaft and a motor current value.
  • the object of the present invention is to make the complementary sensitivity function with respect to frequency approach 1 in a band where disturbance to be suppressed exists, so that the disturbance to be transmitted exists. This is achieved by setting them closer to zero in the given band.
  • the characteristic value of the power steering device, the characteristic value of the suspension, the natural vibration region and the torque ripple region of the motor are included in the band where the disturbance to be suppressed exists, or the characteristic value of the power steering device is included. 10 to 13 Hz, the eigenvalue of the suspension is 13 to 17 Hz, the vibration region is 15 to 25 Hz, and the torque ripple region of the motor is 15 to 30 Hz.
  • FIG. 1 is a characteristic diagram showing a desirable complementary sensitivity function
  • FIG. FIG. 3 is a frequency response diagram showing motor characteristics
  • FIG. 4 is a diagram showing a tuning example of a transfer characteristic from road surface input to steering torque
  • FIG. Fig. 5 shows a measurement example of steering torque when traveling on a Belgian road (hydraulic type)
  • Fig. 6 shows a measurement example of steering torque when traveling on a Belgian road (electric type).
  • FIG. 7 is a diagram showing an example of steering characteristics when traveling at 100 KmZh
  • FIG. 8 is a mechanical diagram of a rolling rack and pinion used in the present invention.
  • Fig. 9 is a diagram showing an example of the characteristics of the mechanism of Fig. 7 in comparison with a conventional device.
  • Fig. 9 is a diagram showing an example of the characteristics of the mechanism of Fig. 7 in comparison with a conventional device.
  • FIG. 10 is a mechanism diagram of a conventional rolling rack and pinion.
  • Fig. 11 is a motor and reduction gear.
  • Fig. 12 is a mechanism diagram of the worm shaft support.
  • FIG. 13 is a diagram showing characteristics when rubber is mounted on the worm shaft support, and
  • FIG. 14 is a sectional mechanism diagram of a torque sensor used in the present invention.
  • FIG. 15 is a perspective view of a torque sensor used in the present invention
  • FIG. 16 is a block diagram showing a configuration example of an electric power steering device of the present invention
  • FIG. FIG. 18 is a block diagram of an improvement unit
  • FIG. 18 is a diagram showing a characteristic example of a phase compensating unit
  • FIG. 19 is a diagram showing a characteristic example of an approximate differentiating unit
  • FIG. 21 is a diagram illustrating a combined characteristic of a compensating unit and an approximate differentiating unit.
  • FIG. 21 is a diagram illustrating a setting example of a gain based on a vehicle speed and a steering torque.
  • FIG. 23 shows an example of the vehicle speed interpolation calculation, and
  • FIG. 24 shows a configuration example of the torque control calculation.
  • FIG. 25 is a block diagram showing an example of the characteristics of the robust stabilization compensation
  • FIG. 26 is a diagram showing an example of the characteristics of the control system
  • FIG. 27 is an example of the characteristics of the mechanical system.
  • FIG. 28 is a mechanism diagram showing a general example of an electric power steering
  • FIG. 29 is a block diagram showing a general internal configuration of a control unit
  • FIG. FIG. 4 is a block diagram showing a transfer function.
  • electric power steering With electric power steering, there is an electric motor that is not available in hydraulic power steering while transmitting road surface information to the driver. It has a configuration. On the other hand, electric power steering also has the advantage that unnecessary disturbances can be cut off by the presence of motors.
  • the inventor has been involved in research on electric power steering systems for many years, and found that information from the road surface can be roughly divided into necessary information and information to be suppressed as disturbance as shown in Fig. 1. did. That is, the complementary sensitivity function T (s) for the frequency to which the driver responds is always 1 or less, and the eigenvalue (10 Hz to 13 Hz) of the electric power steering device is changed from the eigenvalue (13 Hz) of the suspension.
  • the electric power steering device can be designed in the frequency domain, it is possible to separately solve the trade-off problem in the frequency domain of the complementary sensitivity function in FIG. In other words, good steering can suppress unnecessary disturbances and transmit necessary disturbances to the steering wheel.
  • conventional hydraulic power steering addresses this problem by adjusting the friction of the steering system, but cannot satisfy both at the same time.
  • the transfer characteristics from the road surface to the steering wheel can be defined, so that the trade-off problem can be solved in the frequency domain.
  • the complementary sensitivity function T (s) should be close to "1" in the band where the disturbance that wants to suppress the complementary sensitivity function exists, and the complementary sensitivity function T (s) should be close to zero in the region where the disturbance to be transmitted exists.
  • Complementary sensitivity function meter to calculate the transfer characteristic up automobile generates a SAT (self-alignment aligning torque) as having a simple spring (spring multiplier K v), constant gain becomes kappa Zeta kappa V monument 2.
  • the complementary sensitivity function is close to 1 in the band where the disturbance to be suppressed exists.
  • FIG. 30 is interpreted as follows.
  • Fig. 30 can be interpreted as a control system that performs control so as to reduce the displacement of the torsion bar. Reducing the displacement of the torsion bar is equivalent to reducing the steering torque from Fig. 30.
  • the control gain K siniffness of the torsion bar
  • the steady-state gain of the controller for electric power steering is a gradient of the assist characteristic. In a small torque region, the steady-state gain is zero.
  • the rigidity of the torsion bar and the controller are combined into a new controller C (s) and the steering system is represented by P (s), it can be simplified to a general control system as shown in Fig. 2.
  • the complementary sensitivity function T (s) is expressed by the equation shown in FIG. 2, where d (s) represents the disturbance coming from the tire, and this disturbance d (s) is the unnecessary disturbance and the characteristics of the vehicle.
  • the purpose of the complementary sensitivity function T (s) is to convey the difference between the simple spring and the actual dynamic characteristics in an appropriate band, and to suppress unnecessary disturbance. Will do.
  • the present invention focuses on the difference between the transmission characteristics from the road surface information to the steering torque and the transmission characteristics from the steering angle to the steering torque.
  • the inertia of the motor is positively used, and the inertia of the motor felt when steering is compensated by the torque control system.
  • the gain diagram in Fig. 3 shows a comparison of the transfer characteristics from the steering angle to the steering torque due to the motor's inertia (high inertia, low inertia). It is clear from the motor frequency response shown in Fig.
  • phase lead characteristic which is the inverse characteristic of the phase lag characteristic. It can be compensated by the torque control system.
  • the characteristic A of the phase diagram in FIG. 3 is a case without compensation, and the characteristic B is a case where compensation is performed.
  • the road surface information When designing the road surface sensitivity, the road surface information must first be detected by the torque sensor. In other words, it is designed to prevent the motor from blocking the road surface information, and is designed so that the complementary sensitivity function of the torque control system approaches the characteristic shown in Fig. 1.
  • the road surface information generated by the tires is transmitted by subtracting the friction of each element, and the inertia of the motor works as a mechanical low-pass filter, so if the inertia is large, the road surface information will be attenuated.
  • a general control system design method is applied to ensure sufficient control system stability, and then fine tuning is performed according to the vehicle. This is because human sensitivity is subtle, and ideal characteristics cannot be expressed by transfer characteristics, and general design methods that tend to be conservative cannot respond adequately. For this reason, tuning itself depends on the know-how of tuning engineers.
  • FIGS. 4 to 7 show examples of characteristics of the electric power steering device designed in this way.
  • Fig. 4 shows an example of tuned road surface sensitivity measurement.
  • the thick line indicates the sensitivity (dB), and the thin line indicates the phase (degree).
  • FIGS. 5 and 6 show examples of the measurement of the steering torque when traveling on a Belgian road for the hydraulic type and the electric type, respectively.
  • the steering torque of the hydraulic power steering device fluctuates. Is because vibration of the suspension is detected.
  • Fig. 7 (A) is a measurement example of the steering characteristics (steering angle vs. steering torque) of the hydraulic power steering device when traveling at 100 Km Zh
  • Fig. 7 (B) is 10
  • This is a measurement example of the steering characteristics (steering angle vs. steering torque) of the electric power steering device when traveling at 0 K m Zh.
  • the fluctuation of the steering torque of the hydraulic power steering device is due to the vibration caused by the storm. This is because it has been detected.
  • a pinion shaft is coaxially mounted on the input shaft, and the pinion shaft is connected to the rack shaft.
  • the rack shaft is connected to a pin shaft of a press pad portion in the housing via a roller.
  • the pin shaft is held by a dollar bearing and connected to a coil spring via a friction block.
  • the coil spring is housed in a retainer, and applies a pressing force to the pressure pad portion.
  • the retainer is held energetically by a spring suspended between the inner wall of the housing and the retainer.
  • such rolling type rack Details of the quand pinion are described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2000-159912 by the present applicant.
  • the rolling rack and pinion of the present invention has both high support rigidity and low operating resistance because the pressure pad that supports the pinion is made up of rollers, friction blocks, eddle bearings, cages, etc. it can.
  • the rack thrust is reduced by the friction block installed in the pressure pad. It is characterized by low reverse input in low areas, and is useful for improving road surface information in small steering angle areas that are important for high-speed driving.
  • the conventional mechanism (without friction block) shown in Fig. 10 there is no friction block or the like in the pressure pad section, so the reverse input is high in the region where the rack thrust is low.
  • a rubber damper (rubber) is connected to the spline section via a bush to reduce the rattle noise of the gear, and to reduce the rattling noise of the gear, as shown in Fig. 11. Inserted.
  • the displacement of the motor and the displacement of the column shaft can operate independently, so that road surface information can be transmitted to the handle shaft without being hindered by the friction and inertia of the motor. . Therefore, the design of the sensitivity function of road surface information as shown in Fig. 1 can be realized by this mechanism.
  • the insertion of rubber dampers causes the controlled object to have dynamic characteristics with a low natural frequency, so the configuration of the controller becomes higher.
  • FIG. 14 shows a structure of disposing the non-contact type torque sensor on the steering wheel shaft
  • FIG. 15 shows a partial cross-sectional perspective view of the structure of the sensor unit.
  • a port bin yoke forming a detection circuit unit is disposed on a sleeve.
  • the coil is wound.
  • the sleeve is made of conductive non-magnetic material (for example, aluminum), has windows formed along the annular coil array, and has a torsion bar inside the input shaft.
  • the torque to the input shaft is detected in a non-contact manner using the conductivity and non-magnetism of the sleeve and the magnetic property of the input shaft.
  • a dense state of a magnetic field that is periodic in the circumferential direction is created inside the sleeve by using the skin effect, and the spontaneous magnetization of the input shaft is increased or decreased by the phase difference between the magnetic field and the spline of the input shaft.
  • the resulting impedance change is detected as a coil-end voltage change by a bridge circuit formed by coils and the like.
  • Responsiveness of current control is also an important factor in realizing the sensitivity design of road surface information.
  • the reference model instead of the conventional PI controller based current control, the reference model The current control is linearized by adopting robust control based on.
  • FIG. 16 is a block diagram of the control function according to the present invention.
  • the steering torque T is input to the steering assist command value calculation unit 100 and the sensor response improvement unit 101, and each output is input to the adder 102, and the addition result is used as the torque control calculation unit 10 3 is entered.
  • the output signal of the torque control calculator 103 is input to the motor loss current compensator 104, the output of which is input to the maximum current limiter 106 via the adder 105, and the maximum current value is It is limited and input to the current controller 110.
  • the output of the current control unit 110 is input to the current drive circuit 112 via the H-bridge characteristic compensation unit 111, thereby driving the motor 113.
  • the motor current i of the motor 1 13 is input to the motor angular velocity estimator 1 2 1, the current drive switch 1 2 2 and the current controller 1 1 0 via the motor current offset corrector 1 2 0,
  • the motor terminal voltage Vm is input to the motor angular velocity estimating unit 121.
  • the angular velocity ⁇ estimated by the mooring angular velocity estimating section 1 2 1 is input to the mooring angular acceleration estimating section, the inertia compensating section 123, the mooring loss torque compensating section 124, and the rate estimating section 125.
  • the output of the rate estimator 125 is input to the convergence controller 126, and the outputs of the convergence controller 126 and the motor loss torque compensator 124 are added by the adder 127.
  • the addition result is input to adder 102. Also, a current dither signal generator 130 is provided, and the outputs of the current dither signal generator 130 and the mooring angular acceleration estimator / inertial compensation unit 123 are added by the adder 131. The result of the addition is input to the adder 105.
  • the sensor responsiveness improving unit 101 is provided with a phase compensating unit 101 ⁇ , an approximate differentiating unit 101 ⁇ and a gain setting unit 1. 0 1 C, and the phase compensation unit 101 ⁇ is shown in Fig. 18.
  • the approximate differentiator 101B be the frequency characteristic shown in FIG.
  • the gain setting section 101C the gain is switched and set according to the vehicle speed V and the steering torque T as shown in FIG.
  • the steering torque is dog and the rate of change of the steering torque is large, and the gain is reduced in the case of the steering torque decreasing direction.
  • the gain after switching is, for example, "46" at vehicle speeds 0 to 2, "47" at vehicle speeds 4 to 78, and "41" at vehicle speeds of 80 or more.
  • the assist characteristics based on the three representative vehicle speeds (0, 30 and 254 Km / h) are set as basic characteristics.
  • interpolation is performed between the basic characteristics at every vehicle speed of 2 KmZh according to the vehicle speed interpolation gain.
  • the vehicle speed setting range of the assist characteristics is set to 0 to 25.4 KmZh and the resolution is set to 2 Km / h.
  • the vehicle speed interpolation calculation for other vehicle speeds is performed every 2 KmZh using the vehicle speed (KmZh) versus vehicle speed interpolation coefficient a shown in FIG.
  • the steering torque response is set as the torque control calculation unit 103 in order to stabilize the mechanical system of the electric power steering device, stabilize the vibration by the rubber damper in the reduction gear unit, and adjust the steering feeling.
  • the configuration is as shown in Fig. 24.
  • the responsiveness definition section 103B is provided at the subsequent stage of the clamp circuit 103A, and the mouth bust is provided at the subsequent stage via the clamp circuit 103C.
  • a stabilization compensator 103D is installed.
  • a phase compensator 103F is provided at the subsequent stage of the mouth bust stabilization compensator 103D via the clamp circuit 103E, and further a mouth bust stabilization compensation is provided via the clamp circuit 103G.
  • Section 103H is installed.
  • the characteristics of the mouth bust stabilization compensator 103 H are shown in FIG. 25, and the characteristics of the entire control system are as shown in FIG. Since the characteristics of the mechanical system are as shown in Fig. 27, the peaks and valleys are canceled out overall and the characteristics become almost flat.
  • the setting is made as the tuning of the sense of the sun. Therefore, the compensation value is added so as to have the same sign as the sign of the torque control calculation output, and the compensation value is switched to four stages according to the vehicle speed.
  • a desired complementary sensitivity function is obtained from road surface information, and a mechanical system and a current control system are designed in accordance with the complementary sensitivity function. Therefore, an unnatural steering feeling can be prevented, and comfortable steering can be prevented. Feeling can be obtained.

Description

明 細 '書 電動パワーステアリング装置の制御装置 技術分野
本発明は、 自動車や車両の操舵系にモー夕による操舵補助力を付与す るようにした電動パワーステァリング装置の制御装置に関し、 特に望ま しい相補感度関数を求め、 その相補感度関数に合わせて機械系及び制御 系を設計した電動パワーステアリング装置の制御装置に関する。 背景技術
自動車や車両のステアリング装置をモータの回転力で補助負荷付勢す る電動パワーステアリング装置は、 モータの駆動力を減速機を介してギ ァ又はベルト等の伝達機構により、 ステアリングシャフ ト或いはラック 軸に補助負荷付勢するようになっている。 かかる従来の電動パワーステ ァリング装置は、 アシスト トルク （操舵補助トルク） を正確に発生させ るため、 モ一夕電流のフィードバック制御を行っている。 フィードバッ ク制御は、 電流制御値とモー夕電流検出値との差が小さくなるようにモ 一夕印加電圧を調整するものであり、 モータ印加電圧の調整は、 一般的 に P W M (パルス幅変調） 制御のデューティ比の調整で行っている。 電動パワーステアリング装置が巿場に出てから約 1 0年が経過し、 適 応車格も 2 0 0 0 c cクラスにまで拡大している。 それと同時に、 ステ ァリング装置に求められている性能についても高度化してきている。 最 近では、 従来の油圧式パワーステアリングの性能に追いつくだけではな く、 電動パワーステアリングの特徴を生かした機能を開発し、 新たなる 付加価値のある製品の出現を目指している。 ここで、 電動パワーステアリング装置の一般的な構成を第 2 8図に示 して説明すると、 ステアリングホイールの軸はトーシヨンバー、 減速ギ ァ、 ユニバーサルジョイント等を経て走行車輪のタイロッ ドに結合され ている。 ステアリングホイールの軸には、 ステアリングホイールの操舵 トルクを検出するトルクセンサが設けられており、 ステアリングホイ一 ルの操舵力を補助するモー夕がクラッチ（図示せず）、 減速ギアを介して 軸に結合されている。 パワーステアリング装置を制御するコントロール ユニッ ト （E C U ) には、 バッテリからィグニシヨンキー （図示せず） を経て電力が供給され、 コントロールユニッ トは、 トルクセンサで検出 された操舵トルク Tと車速センサ （図示せず） で検出された車速 Vとに 基いてアシスト指令の操舵補助指令値 Iの演算を行い、 演算された操舵 補助指令値 I に基いてモ一夕に供給する電流を制御する。 なお、 第 2 8 図において、 S A Tはセルファライニングトルクを示している。
コントロールュニッ トは主として C P Uで構成されるが、 その C P U 内部においてプログラムで実行される一般的な機能を示すと第 2 9図の ようになる。
コントロールユニッ ト 3 0の機能及び動作を説明すると、 トルクセンサ 1 0で検出されて入力される操舵トルク Tは、 操舵系の安定性を高める ために位相補償器 3 1で位相補償され、 位相補償された操舵トルク T A が操舵補助指令値演算器 3 2に入力される。 また、 車速センサ 1 2で検 出された車速 Vも操舵補助指令値演算器 3 2に入力される。 操舵補助指 令値演算器 3 2は、 入力された操舵トルク T A及び車速 Vに基いてモー 夕 2 0に供給する電流の制御目標値である操舵補助指令値 I を決定する, 操舵補助指令値 I は減算器 3 O Aに入力されると共に、 応答速度を高め るためのフィードフォワード系の微分補償器 3 4に入力され、 減算器 3 0 Aの偏差 （ I 一 i ) は比例演算器 3 5に入力されると共に、 フィード バック系の特性を改善するための積分演算器 3 6に入力される。 微分補 償器 3 4及び積分補償器 3 6の出力も加算器 3 0 Bに加算入力され、 加 算器 3 0 Bでの加算結果である電流制御値 Eが、 モータ駆動信号として モー夕駆動回路 3 7に入力される。 モ一夕 2 0のモー夕電流値 i はモー 夕電流検出回路 3 8で検出され、 モー夕電流値 i は減算器 3 0 Aに入力 されてフィードバックされる。
このような電動パワーステアリング装置の伝達関数によるブロック線 図は第 3 0図のように示され、 「 s」 はラプラス演算子を示している。 特に電動パワーステアリングでは、 その設計の自由度を生かし、 ドラ ィバが運転し易いように、 路面からの情報を加工し伝えることが可能で あるという利点がある。 第 2 8図及び第 3 0図より、 路面情報に対する 感度設計は、 路面からの入力から操舵トルクまでの伝達特性をいかに望 ましい特性に定義できるかという課題として扱えることが分る。
一方、 ドライバにとって望ましい操舵感を実現するためには、 操舵角 から操舵トルクまでの伝達特性をチューニングすることによって実現し ている。 一般に、 すっきりとした操舵'感或はしつとりとした操舵感等に 対する要求は、 この伝達特性に大きく依存する。 ここで、 この 2つの仕 様はそれぞれトレードオフの関係にあることが、 第 3 0図の概略プロッ ク線図より分る。 具体的には、 高速走行において発生するフラッ夕に対 する感度を下げるためにパワーステアリング系に摩擦を加えた結果、 操 舵に摩擦感が出てきてしまった例がこれに相当する。
電動パワーステアリング装置の分野においては、 電動パワーステアリ ングの特徴を生かした機能でかつ油圧式のパワーステアリング性能を凌 駕し、 路面情報に合致した望ましい相補感度関数に適合するように機械 制御系及び電気制御系を設計し、 安定かつ快適な操舵感を得るようにし た装置の出現が要請されている
本発明は上述のような事情よりなされたものであり、本発明の目的は、 望ましい相補感度関数を求め、 その相補感度関数に合わせて制御系を設 計した電動パワーステアリング装置の制御装置を提供することにある。 発明の開示
本発明は、 ステアリングシャフトに発生する操舵トルクに基いて演算 された操舵補助指令値と、 モー夕の電流値とから演算した電流制御値に 基いてステアリング機構に操舵補助力を与える前記モー夕を制御するよ うになっている電動パワーステアリング装置の制御装置に関するもので 本発明の上記目的は、 周波数に対する相補感度関数を、 抑圧したい外乱 が存在する帯域では 1に近づくようにし、 伝えたい外乱が存在する帯域 ではゼロに近づくように設定することによって達成される。
また、 前記抑圧したい外乱が存在する帯域に、 パワーステアリング装 置の固有値、 サスペンショ ンの固有値、 フラッ夕振動領域及びモタ一夕 のトルクリツプル領域を含ませることにより、 或は前記パワーステアリ ング装置の固有値を 1 0〜 1 3 H z、 前記サスペンショ ンの固有値を 1 3〜 1 7 H z、 前記フラッ夕振動領域を 1 5〜 2 5 H z、 前記モー夕の トルクリップル領域を 1 5〜 3 0 H z とすることにより、 或は前記相補 感度関数を機械制御系及び電気制御系の設計より得ることにより、 或は 前記機械制御系を転がり式ラックアンドピニオン機構、 モータ減速機構 のラバーダンバ及び非接触式トルクセンサの機構設計より得ることによ つて、 本発明の上記目的はより効果的に達成される。 図面の簡単な説明
第 1図は望ましい相補感度関数を示す特性図であり、 第 2図は第 3 0 図の単純化ブロック構成図であり、 第 3図はモー夕特性を示す周波数応 答図であり、 第 4図は路面入力から操舵トルクまでの伝達特性のチュー ニング例を示す図であり、 第 5図はべルジアン路を走行したときの操舵 トルクの測定例 （油圧式） を示す図であり、 第 6図はべルジアン路を走 行したときの操舵トルクの測定例 （電動式） を示す図であり、 第 7図は 1 0 0 K m Z hで走行したときの操舵特性例を示す図であり、 第 8図は 本発明で使用する転がり式ラックアンドピニオンの機構図であり、 第 9 図は第 7図の機構の特性例を従来装置と比較して示す図であり、 第 1 0 図は従来の転がり式ラックアンドピニオンの機構図であり、 第 1 1図は モー夕減速ギアのウォーム軸支持部の機構図であり、 第 1 2図はウォー ム軸支持部にゴムを装着しない場合の特性を示す図であり、 第 1 3図は ウォーム軸支持部にゴムを装着した場合の特性を示す図であり、 第 1 4 図は本発明で使用するトルクセンサの断面機構図であり、 第 1 5図は本 発明で使用するトルクセンサの斜視図であり、 第 1 6図は本発明の電動 パワーステアリング装置の構成例を示すブロック図であり、 第 1 7図は セン夕応答改善部のブロック構成図であり、 第 1 8図は位相補償部の特 性例を示す図であり、 第 1 9図は近似微分部の特性例を示す図であり、 第 2 0図は位相補償部及び近似微分部の合成特性を示す図であり、 第 2 1図は車速及び操舵トルクによるゲインの設定例を示す図であり、 第 2 2図は基本アシス ト特性を示す図であり、 第 2 3図は車速補間演算の一 例を示す図であり、 第 2 4図はトルク制御演算の構成例を示すブロック 図であり、 第 2 5図はロバスト安定化補償の特性例を示す図であり、 第 2 6図は制御系の特性例を示す図であり、 第 2 7図は機械系の特性例を 示す図であり、 第 2 8図は電動パワーステアリングの一般例を示す機構 図であり、 第 2 9図はコントロールユニッ トの一般的な内部構成を示す ブロック図であり、第 3 0図はその伝達関数を示すプロック線図である。 発明を実施するための最良の形態
電動パワーステアリングでは、 路面情報をドライバに伝える途中に油 圧式パワーステアリングにはない電動式モータが存在し、 モータの持つ 摩擦及び慣性により路面情報のほとんどがブロックされてしまい、 ドラ ィバに伝えにくい構成となっている。 一方、 電動パワーステアリングは、 モー夕の存在により不要外乱を遮断できる利点も持ち合わせている。 本 発明者は永年電動パワーステアリング装置の研究に携わって来ており、 路面からの情報について、 必要な情報と外乱として抑圧されるべき情報 とで、 おおよそ第 1図のように分けられることを知見した。 即ち、 ドラ ィバが感応する周波数に対する相補感度関数 T ( s ) は常時 1以下であ り、 電動パワーステアリング装置の固有値 （ 1 0 H z〜 1 3 H z ) から サスペンションの固有値 （ 1 3 H z〜 1 7 H z ) を経て、 更にフラッ夕 振動領域（ 1 5 H z〜 2 5 H z )を経てモー夕のトルクリツプル領域（ 1 5 H z〜 3 0 H z ) までの領域において平坦、 つまり 0 d B = lに近い 直線特性となっており、 他の領域においてゼロに近づくような傾斜特性 となっている。
ここにおいて、 電動パワーステアリング装置では周波数領域上での設計 が可能であるため、 トレードオフの問題を第 3 0図における相補感度関 数の周波数領域上で区別して解決することが可能である。 つまり、 良い ステアリングでは不要な外乱は抑圧し、 必要な外乱をハンドルに伝える ことができる。 例えば従来の油圧式パワーステアリングでは、 この問題 に対してステアリング系の摩擦を調整することで対処しているが、 両方 を同時に満足させることはできない。 これに対し電動パワーステアリン グでは、 路面からハンドルまでの伝達特性を定義できるので、 周波数領 域でトレードオフの問題を解決することができる。 具体的には、 制御系 の相補感度関数を抑圧したい外乱が存在する帯域では相補感度関数 T ( s ) が " 1 " に近づくように、 伝えたい外乱が存在する領域では相補 感度関数 T ( s ) をゼロに近づけるように設定する。 即ち、 相補感度関 数 T ( s ) の定義から、 " 1 " のときは完全に外乱を抑圧し、 ゼロのとき は全く抑圧されずに伝わることを意味するからである。
相補感度関数は自動車が S A T (セルファライニングトルク） を発生 するまでの伝達特性を単純なばね （ばね乗数 K v ) を持つものとして計 算し、 常数ゲインは Κ Ζ Κ V ひ 2となる。 また、 抑圧したい外乱が存 在する帯域では、 相補感度関数は 1に近くなる。 そして、 相補感度関数 を定義する上で、 第 3 0図を以下のように解釈する。 第 3 0図はトーシ ョンバーの変位を減少させるように制御を行う制御系という解釈ができ. ト一シヨンバーの変位を減らすことは、 第 3 0図より操舵トルクを減ら すことと等価である。 従って、 0 hを目標に 0 bをフィードバックし、 制 御ゲイン K (トーシヨンバーの剛性） と電動パワーステアリングのコン トローラを持つ制御系とみなすことができる。 ここで、 電動パワーステ ァリングのコントローラの定常ゲインはアシスト特性の勾配になるので. トルクの小さい領域では定常ゲインはゼロである。 トーシヨンバーの剛 性とコントローラを合わせて新たなコントローラ C ( s ) とし、 ステア リング系を P ( s ) とすると、 第 2図のような一般的な制御系に単純化 できる。 そして、 相補感度関数 T ( s ) は第 2図に示す式で表わされ、 d ( s ) はタイヤから入ってくる外乱を示しており、 この外乱 d ( s ) は不要外乱及び自動車の特性と単純なばねとの動特性の差を含んでいる, 従って、 相補感度関数 T ( s ) の目的は単純なばねと実際の動特性との 差を適度な帯域で伝え、 かつ不要外乱を抑圧することになる。
そこで、 本発明では、 路面情報から操舵トルクまでの伝達特性と、 操 舵角から操舵トルクまでの伝達特性との違いに着目し、 不要外乱に対し てはモー夕の慣性を積極的に利用し、 操舵したときに感じるモ一夕の慣 性はトルク制御系で補償する。 第 3図のゲイン図に、 モータの慣性 （高 慣性、 低慣性） による操舵角から操舵トルクまでの伝達特性の比較を示 す。 第 3図に示すモー夕の周波数応答より、 モータの慣性の影響は位相 遅れ特性として現れることが明らかであり、 モータの慣性の影響は位相 遅れ特性の逆特性となる位相進み特性を用いることにより、 トルク制御 系で補償することができる。 第 3図の位相図の特性 Aが補償なしの場合 であり、 特性 Bが補償した場合である。
路面感度設計を行うに際し、 先ずは路面情報がトルクセンサによって 検出できなくてはならない。 即ち、 モー夕が路面情報を阻止するのを防 ぐような構成をとつた上で、 トルク制御系の相補感度関数が第 1図に示 す特性に近づくように設計する。 タイヤで発生する路面情報は各要素の 摩擦分を差し引いた量で伝えられ、 モー夕の慣性は機械的なローパスフ ィル夕として働くため、 慣性が大きいと路面情報が減衰してしまう。 相 補感度関数の設計は、 一般の制御系設計方法等を応用し十分に制御系の 安定性を確保した上で、 車両に合わせたファインチューニングを行う。 というのは、 人の感性は微妙であり、 理想的な特性を伝達特性で表現で きないからであり、 保守的になり易い一般の設計方法では十分な対応が なし得ないからである。 このため、 チューニング自体がチューニング技 術者のノウハウに依存しているのが実情である。
これに対し、本発明では第 1図に示す相補感度関数を実現するために、 転がり式ラックアンドピニオン、 モー夕減速機構のラバ一ダンバ、 非接 触式トルクセンサ及びトルク制御系を改善している。 以下に、 これら手 法を順次説明する。
モー夕が路面情報を阻止するのを防ぐ上で、 次の要素 （ 1 ) 〜 （ 3 ) が有効である。即ち、 （ 1 ) オブザーバを用いた状態フィードバックによ る路面情報に適したモータ特性の定義、 （ 2 )メカニカルクラツチ機構採 用によるモータとコラム軸のディカップリング、 （ 3 )低摩擦要素の採用 である。 このようにして設計した電動パワーステアリング装置の特性例 を、 油圧式の特性と比較して第 4図乃至第 7図に示す。 第 4図はチュー ニングされた路面感度の測定例であり、 太線が感度 （d B ) であり、 細 線が位相 （度） を示している。 また、 第 5図及び第 6図はそれぞれベル ジアン路を走行したときの操舵トルクの測定例を油圧式と電動式につい て示しており、 油圧式パワーステアリング装置の操舵トルクが変動して いるのはサスペンションの振動を検知しているためである。 第 5図及び 第 6図の各 （A ) 図は時間に対する操舵トルクの変動を示しており、 各 ( B ) 図は 0〜 6 0 H zの周波数応答を示している。 第 7図 （A ) は 1 0 0 K m Z hで走行したときの油圧式パワーステアリング装置の操舵特 性 （操舵角度対操舵トルク） の測定例であり、 第 7図 （B ) は 1 0 0 K m Z hで走行したときの電動パワーステアリング装置の操舵特性 （操舵 角度対操舵トルク） の測定例であり、 油圧式パワーステアリング装置の 操舵トルクが変動しているのはフラッ夕による振動を検知しているため である。
次に、 本発明で使用する転がり式ラックアンドピニオンの機構を第 8 図に示し、 その特性を第 9図に示して従来機構と比較して説明する。 即 ち、 入力軸にはピニオン軸が同軸に装着され、 そのピニオン軸がラック 軸に嚙合されており、 ラック軸はローラを介してハウジング内のプレツ シャパッ ド部のピン軸に結合されている。 ピン軸は二一ドル軸受で保持 され、 摩擦ブロックを経てコイルスプリングに結合されている。 コイル スプリングは保持器に収容され、 プレツシャパッ ド部に押圧力を印加す るようになっており、 保持器はハウジングの内壁との間に懸架されたス プリングによって弹性的に保持されている。 なお、 かかる転がり式ラッ クアンドピニオンの詳細は、 本出願人による日本国特開 2 0 0 0— 1 5 9 1 2 8号公報に詳述されている。
本発明の転がり式ラックアンドピニオンはピニオンを支持しているプ レツシャパッ ド部が、 ローラ、 摩擦ブロック、 二一ドル軸受、 保持器等 で構成されているため、 高支持剛性と低作動抵抗を両立できる。 特に、 第 1 0図に示す従来の滑り式ラックアンドピニオンの機構と比較すると. 第 9図の特性図から分るようにプレツシャパッ ド部に摩擦プロックが配 設されていることにより、 ラック推力が低い領域での逆入力が低いこと が特徴で、 高速走行で重要な微小舵角領域での路面情報改善に役立つ。 第 1 0図に示す従来の機構 （摩擦ブロックなし） では、 プレツシャパッ ド部に摩擦プロック等がないため、 ラック推力が低い領域で逆入力が高 くなつている。
次に、 本発明によるモー夕減速ギア部におけるラバ一ダンバについて 説明する。
電動パワーステアリング装置では第 1 1図に示すように、 モー夕減速 ギアのウォーム軸支持部に、 ギアのラトル音の低減のために、 ラバ一ダ ンパ （ゴム） をブッシュを介してスプライン部に挿入している。 一方、 ゴムの弹性域では、 モータの変位とコラム軸の変位とが独立して作動可 能であるため、 モー夕の摩擦及び慣性に阻止されることなく路面情報を ハンドル軸に伝えることができる。 従って、 第 1図に示すような路面情 報の感度関数の設計を、 本機構により実現することが可能である。 ただ し、 ラバーダンバの挿入により、 制御対象が固有振動数の低い動特性を 持つことになるので、 制御器の構成が高次になる。
ラバーダンバを装着しない場合の周波数特性は第 1 2図に示すように なり、 ラバーダンパを装着すると第 1 3図に示すような周波数特性とな り、 ノイズレベルが減少することが分る。 次に、 電動パワーステアリングに使用する トルクセンサの改良につい て説明する。
トルクセンサの検出特性のヒステリシス特性は、 微小トルクにおいて は遅れ特性として見えてくるため、 なるべく小さく抑える必要がある。 この目的から、 本発明では、 第 1 4図及び第 1 5図に示すようなヒステ リシス幅の小さい非接触式トルクセンサを使用する。 即ち、 第 1 4図は 非接触式トルクセンサのステアリングホイール軸への配設構造を示して おり、 第 1 5図はセンサ部の構造を一部断面の斜視図で示している。 S U S , F e等の磁性材で成る入力軸 （センサシャフ ト） の外周部には、 検出回路ュニッ トを形成する口ビンヨークがスリーブ上に配設されてお り、 ロビンヨーク内には 2組のコイルが巻回されている。 スリーブは導 電性の非磁性材 （例えばアルミニウム） で成り、 円環状のコイル列に沿 つて窓が形成されており、 入力軸の内部にはトーションバーが配設され ている。
このような構成において、 スリーブの導電性及び非磁性と入力軸の磁 性を利用して、 入力軸に対するトルクを非接触で検出する。 即ち、 表皮 効果を利用してスリーブ内側に周方向に周期的な磁界の緻密状態を作り 出し、 その磁界と入力軸のスプラインの位相差によつて入力軸の自発磁 化を増減させ、 それにより生じるインピーダンス変化を、 コイル等で形 成されたプリッジ回路によりコイル端電圧変化として検出するようにな つている。
次に、 電気制御系の設計について説明する。
路面情報の感度設計を実現する上で、 電流制御の応答性も重要な要素 である。 特に電流が流れ始めるあたりの応答性は、 中立付近の操舵性を 改善する上でできるだけ線形化することが望ましい。 線形化に際し、 従 来のような P I制御器をベースにした電流制御の代わりに、 規範モデル をベースにしたロバスト制御を採用することにより、 電流制御の線形化 を行っている。
第 1 6図は本発明による制御機能のブロック図である。 操舵トルク T は操舵補助指令値演算部 1 0 0及びセン夕応答性改善部 1 0 1に入力さ れ、 各出力が加算器 1 0 2に入力され、 その加算結果がトルク制御演算 部 1 0 3に入力されている。 トルク制御演算部 1 0 3の出力信号はモー 夕ロス電流補償部 1 0 4に入力され、 その出力が加算器 1 0 5を経て最 大電流制限部 1 0 6に入力され、 最大電流値が制限されて電流制御部 1 1 0に入力される。 電流制御部 1 1 0の出力は、 Hブリッジ特性補償部 1 1 1を経て電流ドライブ回路 1 1 2に入力され、 これによりモータ 1 1 3を駆動する。
モー夕 1 1 3のモー夕電流 i は、 モー夕電流オフセッ ト補正部 1 2 0 を経てモータ角速度推定部 1 2 1、 電流ドライブ切換部 1 2 2及び電流 制御部 1 1 0に入力され、 モー夕端子電圧 V mはモー夕角速度推定部 1 2 1に入力される。 モー夕角速度推定部 1 2 1で推定された角速度 ωは モー夕角加速度推定部 ·慣性補償部 1 2 3、 モー夕ロストルク補償部 1 2 4及びョ一レート推定部 1 2 5に入力され、 ョ一レート推定部 1 2 5 の出力は収れん制御部 1 2 6に入力され、 収れん制御部 1 2 6及びモー 夕ロストルク補償部 1 2 4の各出力は加算器 1 2 7で加算され、 その加 算結果が加算器 1 0 2に入力される。 また、 電流ディザ信号発生部 1 3 0が設けられており、 電流ディザ信号発生部 1 3 0及びモー夕角加速度 推定部 ·慣性補償部 1 2 3の各出力が加算器 1 3 1で加算され、 その加 算結果が加算器 1 0 5に入力されている。
このような構成において、 本発明では先ずセン夕応答性改善部 1 0 1 を第 1 7図に示すように、 位相補償部 1 0 1 Α、 近似微分部 1 0 1 Β及 びゲイン設定部 1 0 1 Cで構成とし、 位相補償部 1 0 1 Αを第 1 8図に 示す周波数特性とし、 近似微分部 1 0 1 Bを第 1 9図に示す周波数特性 とする。 これにより、 位相補償と近似微分との合成特性は第 2 0図に示 すようになる。 また、 ゲイン設定部 1 0 1 Cでは、 車速 V及び操舵トル ク Tによってゲインを第 2 1図のように切り換えて設定する。 更に、 ハ ンドルが急に戻されるような不安な操舵感を低減し、 保舵を安定させる ため、 操舵トルク犬で、 かつ操舵トルク変化率大とし、 操舵トルク減少 方向の場合にゲインを小さくする。 即ち、 切り換え条件は、 I操舵トルク I (= A) >約 1. 3 7 Nm、 かつ I操舵トルク一操舵トルク （ 1サンプ リング前） I (= B) 〉約 0. 1 3 7 Nm、 かつ s i g n (A) <> s i g n (B) である。 切り換え後のゲインは例えば、 車速 0〜 2で " 4 6 ". 車速 4〜 7 8で " 4 7 "、 車速 8 0以上で " 4 1 " である。 なお、 s i g n (A) <> s i g n (B) は、 A =操舵トルクと、 B =操舵トルク一 操舵トルク （ 1サンプリング前） の符号が異なることを意味している。
また、 本発明では操舵補助指令値演算部 1 0 0におけるアシスト量の 計算において、 3つの代表車速 （ 0、 3 0、 2 5 4 Km/h) によるァ シスト特性を基本特性として設定し、 その他の車速では車速補間ゲイン に応じて各基本特性間を車速 2 KmZh毎の補間を行う。 そして、 ァシ スト特性の車速設定範囲 0〜 2 5 4 KmZh、分解能 2 Km/ hとする。 基本アシス ト特性 （トルク対電流） は第 2 2図に示すものであり、 0 K mZh = l o特性、 3 0 KmZ h = 1 a特性、 2 5 4 KmZh = l b特 性で表わされている。そして、 その他の車速についての車速補間演算は、 第 2 3図で示す車速 （KmZh) 対車速補間係数ァで 2 KmZh毎に行 う。 車速 0〜 3 0 111ノ1 のとき、 アシス ト電流 I は 1 = 1 a (T) + 7 (V) ( 1 o (T) - 1 a (T)) であり、 車速 3 2〜 2 5 4 KmZh のとき、 アシスト電流 Iは I = l b (T) -t- r (V) ( 1 a (T) — l b (T)) である。 更に、 本発明ではトルク制御演算部 1 0 3として電動パワーステアリ ング装置の機械系の安定化、減速ギア部ゴムダンバによる振動の安定化、 操舵フィーリングの調整のため、 操舵トルク応答を設定するようにして いる。 その構成は第 2 4図に示すようになつており、 クランプ回路 1 0 3 Aの後段に応答性定義部 1 0 3 Bが設けられ、 その後段にクランプ回 路 1 0 3 Cを経て口バスト安定化補償部 1 0 3 Dが設置されている。 そ して、 口バスト安定化補償部 1 0 3 Dの後段にクランプ回路 1 0 3 Eを 経て位相補償部 1 0 3 Fが設けられ、 更にクランプ回路 1 0 3 Gを経て 口バスト安定化補償部 1 0 3 Hが設置されている。
口バスト安定化補償部 1 0 3 Hの特性は第 2 5図に示すものであり、 制御系全体の特性を第 2 6図のようにする。 機械系の特性が第 2 7図に 示すようになつているため、 総合的には山部と谷部が相殺されて、 ほぼ 平坦な特性となる。
また、 本発明では、 モータ電流が流れてもモー夕出力に現れない電流 を上乗せして、 モータ出力トルク 0からの立ち上りを改善するため、 セ ン夕感のチューニングとして設定する。 そのため、 補償値はトルク制御 演算出力の符号と同じ符号となるように加算し、 補償値は車速により 4 段階に切り換える。 産業上の利用可能性
本発明では路面情報からの望ましい相補感度関数を求め、 その相補感 度関数に対応して機械系及び電流制御系を設計しているので、 不自然な 操舵感を防ぐことができ、快適な操舵フィーリングを得ることができる。

Claims

請 求 の 範 囲
1 . ステアリングシャフ トに発生する操舵トルクに基いて演算手段で演 算された操舵補助指令値と、 モー夕の電流値とから演算した電流制御値 に基いてステアリング機構に操舵補助力を与える前記モータを制御する ようになつている電動パワーステアリング装置の制御装置において、 周 波数に対する相補感度関数を、 抑圧したい外乱が存在する帯域では 1 に 近づくようにし、 伝えたい外乱が存在する帯域ではゼロに近づくように 設定していることを特徴とする電動パワーステアリ ング装置の制御装置,
2 . 前記抑圧したい外乱が存在する帯域に、 パワーステアリング装置の 固有値、 サスペンショ ンの固有値、 フラッタ振動領域及びモタ一夕のト ルクリ ップル領域が含まれている請求の範囲第 1項に記載の電動パワー ステアリ ング装置の制御装置。
3 . 前記パワーステアリング装置の固有値が 1 0〜 1 3 H z、 前記サス ペンショ ンの固有値が 1 3〜 1 7 H z、 前記フラッ夕振動領域が 1 5〜
2 5 H z , 前記モー夕のトルクリ ップル領域が 1 5〜 3 0 H zである請 求の範囲第 2項に記載の電動パワーステァリ ング装置の制御装置。
4 . 前記相補感度関数を機械制御系及び電気制御系の設計より得るよう になっている請求の範囲第 1項乃至第 3項に記載の電動パワーステアリ ング装置の制御装置。
5 . 前記機械制御系を転がり式ラックアンドピニオン機構、 モー夕減速 機構のラバーダンパ及び非接触式トルクセンサの機構設計より得るよう になっている請求の範囲第 4項に記載の電動パワーステアリング装置の 制御装置。
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