WO2005019011A1 - 電動式パワーステアリング装置用制御装置 - Google Patents

電動式パワーステアリング装置用制御装置 Download PDF

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reducing
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Ken Koibuchi
Yoshiaki Tsuchiya
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Toyota Motor Corp
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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 an electric power steering device for a vehicle, and more particularly to a control device for an electric power steering device.
  • a control device for an electric power steering device for reducing the driver's steering load by applying a steering assist torque to a vehicle such as an automobile
  • a steering assist torque to a vehicle
  • Japanese Patent Application Laid-Open No. 2001-80553 As described in Japanese Patent Publication No. 5, torque that promotes steering in a direction to offset torque steer caused by the braking force difference between the left and right wheels when the vehicle travels on a so-called straddle road where the friction coefficient of the left and right road surfaces is different.
  • a control device for an electric power steering device configured to control an electric power steering device based on an estimated difference in braking force between the left and right wheels so as to generate a steering reduction torque is conventionally known.
  • the electric power steering device is configured to generate a torque steer reducing torque that promotes steering in a direction to cancel torque steer caused by a braking force difference between left and right wheels. Since the control is performed, the straight running performance of the vehicle and the running stability of the vehicle can be improved as compared with a case where such control is not performed.
  • the torque steer caused by the braking force difference between the left and right wheels is not uniquely determined by the estimated braking force difference between the left and right wheels.
  • the higher the friction coefficient of the road surface the larger the torque steer.
  • an optimum torque steer reduction torque corresponding to an actual torque steer cannot be generated depending on a road surface condition.
  • the braking force difference between the left and right wheels is generally determined based on the braking pressure difference between the left and right wheels.
  • a detection error of a sensor that detects the braking pressure due to a detection error of a sensor that detects the braking pressure, a variation in the relationship between the braking pressure and the braking force, etc.
  • the electric power steering device is unnecessarily controlled based on the braking pressure difference between the left and right wheels, and unnecessary torque Tare reduction torque may be generated.
  • the problem described above is to reduce the change in vehicle behavior caused by the difference in braking force between the left and right wheels, for example, in order to reduce the change in vehicle behavior caused by the difference in braking force between the left and right wheels when the vehicle travels on a straddle road. This also occurs when the electric power steering device is controlled so as to generate a behavior change reducing torque that promotes steering in the direction of movement. Disclosure of the invention
  • the present invention provides a braking force difference effect reduction torque that cancels torque steer caused by a difference in braking force between left and right wheels or promotes steering in a direction to reduce changes in vehicle behavior caused by a difference in braking force between left and right wheels.
  • the present invention has been made in view of the above-described problem in controlling the electric power steering device to generate the power, and the main problem of the present invention is that in addition to the estimated difference in the power control between the left and right wheels, the road surface By taking into account the situation, it is possible to prevent the generation of unnecessary torque for reducing the influence of the braking force difference, and to generate the optimum torque for reducing the effect of the braking force difference that responds to actual torque steering and changes in behavior regardless of the road surface conditions. It is to let.
  • an electric power steering apparatus for generating a braking force difference effect reducing torque that promotes steering in a direction to reduce the effect of a braking force difference between left and right wheels on a vehicle.
  • a control device for an electric power steering device wherein the control device for an electric power steering device controls the torque for reducing the influence of the braking force difference according to the braking force difference between the left and right wheels and the road surface condition. Achieved.
  • the torque for reducing the influence of the braking force difference is controlled in accordance with the braking force difference between the left and right wheels and the road surface condition, it is possible to respond to actual torque steer and changes in vehicle behavior regardless of the road surface condition. It is possible to generate the optimum torque for reducing the influence of the braking force difference, and this makes it possible to control the torque steering reduction torque according to only the braking force difference between the left and right wheels. In comparison, the torque for reducing the effect of the braking force difference can be appropriately controlled.
  • the braking force difference effect reducing torque is a torque steer reducing torque that promotes steering in a direction to cancel torque steer caused by a difference in braking / powering between the left and right wheels. May be.
  • the braking force difference effect reducing torque is a torque steer reducing torque that promotes steering in a direction that cancels torque steer caused by the braking force difference between the left and right wheels.
  • the torque reduction torque is controlled according to the braking force difference and the road surface condition, so that the optimum torque steering reduction torque corresponding to the actual torque steer can be generated regardless of the road surface condition.
  • the torque can be properly controlled.
  • the braking force difference effect reducing torque is a behavior change reducing torque that promotes steering in a direction to reduce a change in vehicle behavior caused by a difference in braking force between the left and right wheels. It may be configured as such.
  • the braking force difference effect reducing torque is a behavior change reducing torque that promotes steering in a direction to cancel torque steer caused by the braking force difference between the left and right wheels. Since the behavior change reduction torque is controlled according to the situation, the optimum behavior change reduction torque corresponding to the actual torque steer can be generated regardless of the road surface condition, and the behavior change reduction torque can be appropriately controlled. it can.
  • the road surface condition may be configured to be a road surface friction coefficient.
  • the road surface condition is the friction coefficient of the road surface
  • the road surface condition may be determined based on the deceleration of the vehicle.
  • the road surface condition is determined based on the deceleration of the vehicle, the road surface condition corresponding to the friction coefficient of the road surface can be easily determined, and the actual road surface friction coefficient can be determined regardless of the road surface friction coefficient. It is possible to generate an optimum torque for reducing the influence of the braking force difference corresponding to torque steer and behavior change.
  • the magnitude of the braking force difference effect reducing torque is reduced when the deceleration of the vehicle is small compared to when the deceleration of the vehicle is large. ,.
  • the difference in braking force between the left and right wheels may be determined based on at least the difference in braking force between the left and right front wheels.
  • the difference in braking force between the left and right wheels that affects torque steer and changes in vehicle behavior is greater for the left and right front wheels than for the left and right rear wheels.
  • the difference in the braking force between the left and right wheels is determined based on at least the difference in the braking force between the left and right front wheels. Therefore, it is possible to reliably and effectively reduce the torque steering and the change in the vehicle behavior.
  • the braking force difference between the left and right wheels is the difference between the braking force difference between the left and right front wheels and the braking force difference between the left and right rear wheels, which is less weighted than the braking force difference between the left and right front wheels.
  • the determination may be made based on the sum.
  • the braking force difference between the left and right wheels is determined based on the sum of the braking force difference between the left and right front wheels and the braking force difference between the left and right rear wheels, which is less weighted than the braking force difference between the left and right front wheels. Therefore, it is possible to more reliably and effectively reduce the change in the torque steering and the vehicle behavior. Further, according to the present invention, in the above-described configuration, the influence of the braking force difference is reduced in accordance with the braking force difference between the left and right wheels and the road surface condition in a situation where anti-skid control is performed on at least one wheel. It may be configured to control the torque.
  • the magnitude of the braking force difference effect reduction torque may be increased as the friction coefficient of the road surface on the side with the higher friction coefficient increases.
  • the road surface condition is determined based on the deceleration of the vehicle in a situation where the anti-skid control is performed on at least one wheel. May be.
  • the braking force difference effect reduction torque may be controlled to 0 when the deceleration of the vehicle is equal to or less than the lower limit reference value.
  • the braking force difference effect reduction torque when the deceleration of the vehicle is equal to or more than the upper limit reference value, the braking force difference effect reduction torque may be controlled to zero.
  • the difference in braking force between the left and right wheels may be determined based on at least the difference in braking pressure between the left and right front wheels.
  • the braking force difference between the left and right wheels is the sum of the braking pressure difference between the left and right front wheels and the braking pressure difference between the left and right rear wheels, which is less weighted than the braking pressure difference between the left and right front wheels. It may be configured to be determined based on this.
  • At least a basic Calculate the assist torque, calculate the target assist torque based on at least the sum of the basic assist torque and the braking force difference reduction torque, and control the electric power steering device based on the target assist torque. It may be configured as follows. Brief Description of Drawings
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing one embodiment of a control device for an electric power steering device according to the present invention.
  • FIG. 2 is a flowchart showing a steering assist torque control routine in the embodiment.
  • FIG. 3 is a graph showing the relationship between the steering torque T s and the basic assist torque T at.
  • FIG. 4 is a graph showing the relationship between the vehicle speed V and the vehicle speed coefficient Kv.
  • FIG. 5 is a graph showing the relationship between the braking pressure difference ⁇ between the left and right wheels, the torque steer reducing torque T ats (thick line), and the behavior change reducing torque T avb (thin line).
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing one embodiment of a control device for an electric power steering device according to the present invention.
  • 10 FL and 10 FR indicate left and right front wheels which are driven wheels of the vehicle 12 respectively
  • 10 RL and 10 RR indicate left and right rear wheels which are driving wheels of the vehicle 12 respectively.
  • the left and right front wheels 10 FL and 10 FR which are also the steered wheels, are driven by a rack and pinion type electric power steering device 16 driven in response to the steering of the steering wheel 14 by the driver. Steered via tie rods 18 L and 18 R.
  • the electric power steering device 16 is a rack coaxial electric power steering device, and is controlled by the electronic control device 20.
  • the electric power steering device 16 has an electric motor 22 and, for example, a ball screw type conversion mechanism 26 that converts the rotational torque of the electric motor 22 into a reciprocating force of the rack bar 24.
  • a steering assist torque for reducing the driver's steering load is generated.
  • the braking force of each wheel is controlled by wheel cylinders 3 4 FR, 3 It is controlled by controlling the braking pressure of 4FL, 34RR, and 34RL.
  • the hydraulic circuit 32 includes a reservoir, an oil pump, various valve devices, etc., and the braking pressure of each wheel cylinder is normally set according to the driver's depression of the brake pedal 36. It is controlled by a master cylinder 38 that is driven by an electric motor, and is controlled by an electronic control unit 40 as necessary.
  • the electronic control unit 40 controls the braking pressure of the wheel in a manner known in the art to increase or decrease the braking slip, thereby reducing the braking slip.
  • Perform anti-skid control (ABS control) to reduce.
  • the steering shaft 42 is provided with a torque sensor 46 for detecting the steering torque Ts.
  • the vehicle 12 is provided with a vehicle speed sensor 48 for detecting the vehicle speed V and a longitudinal acceleration sensor 50 for detecting the longitudinal acceleration Gx of the vehicle. Is provided.
  • the torque sensor 46 detects the steering torque Ts with the left turning direction of the vehicle as positive
  • the longitudinal acceleration sensor 50 detects the longitudinal acceleration Gx of the vehicle with the vehicle acceleration direction as positive.
  • a signal indicating the steering torque Ts detected by the torque sensor 46 As shown, a signal indicating the steering torque Ts detected by the torque sensor 46, a signal indicating the vehicle speed V detected by the vehicle speed sensor 48, and a longitudinal acceleration Gx of the vehicle detected by the longitudinal acceleration sensor 50 are shown.
  • the signal is input to the electronic control unit 20, and a signal indicating the braking pressure P i of each wheel detected by the pressure sensor 52 i is input to the electronic control unit 20 via the electronic control unit 40.
  • the electronic control units 20 and 40 include, for example, a CPU, a ROM, a RAM, and an input / output port device, which are connected to each other by a bidirectional common bus. It includes a microcomputer with a general configuration.
  • the electronic control unit 20 calculates a basic assist torque Tab for reducing the driver's steering load based on the steering torque Ts and the vehicle speed V according to the flowchart shown in FIG. Calculate the torque steer reduction torque Tats that promotes steering in the direction that offsets torque steer caused by the braking force difference between the left and right wheels based on the pressure difference ⁇ P, and add the basic assist torque Tab and the torque steer reduction torque Tats. Based on the target assist torque T a, the assist torque by the electric power steering device 16 is controlled. In this case, the electronic control unit 20 controls the torque as the magnitude of the braking pressure difference ⁇ P between the left and right wheels increases.
  • the torque steer reducing torque Tats is calculated based on the braking pressure difference ⁇ P between the left and right wheels and the deceleration Gbx of the vehicle so that the torque becomes larger.
  • the electronic control unit 20 sets the vehicle deceleration Gbx equal to or smaller than the lower reference value Gbxl or equal to or smaller than the upper reference value Gbx2.
  • the torque steer reducing torque Tats is set to 0, and the torque steer reducing torque Tats that promotes steering in a direction to cancel the torque steer caused by the braking force difference between the left and right wheels is not generated.
  • the control by the flow chart shown in FIG. 2 is started when an ignition switch (not shown) is closed, and is repeatedly executed at predetermined time intervals until the ignition switch is opened. You.
  • step 10 a signal indicating the steering angle 0 is read, and in step 20, the steering is performed such that the larger the magnitude of the steering torque Ts, the larger the basic assist torque Ta.
  • the basic assist torque Tab ' is calculated from the map corresponding to the graph shown in Fig. 3, and in step 30, the vehicle speed V is adjusted so that the vehicle speed coefficient Kv decreases as the vehicle speed V increases.
  • the vehicle speed coefficient Kv is calculated from the map corresponding to the graph shown in FIG. 4 based on the calculated basic assist torque Tab in step 40 as the product of the vehicle speed coefficient Kv and the basic assist torque Tab '. Is calculated.
  • step 50 for example, by determining whether or not the master cylinder pressure Pm is equal to or higher than the reference value, it is determined whether or not the driver is performing a braking operation, that is, whether or not the braking is being performed. If the determination is made and a negative determination is made, the process proceeds to step 90, and if a positive determination is made, the process proceeds to step 60.
  • a braking pressure difference ⁇ P between the left and right wheels is calculated as a difference Pfl ⁇ Pfr between the braking pressures of the left and right front wheels.
  • the braking pressure difference ⁇ P between the left and right wheels is given by Kr (eg, a positive value larger than 0 and smaller than 1 such as 0.5) as to the braking pressure difference between the left and right wheels.
  • the weight may be calculated as the sum of weights obtained by reducing the weight of the braking pressure difference between the left and right front wheels with respect to the braking pressure difference between the left and right front wheels according to the following Equation 1.
  • step 70 it is determined whether or not anti-skid is performed on at least one wheel. If a negative determination is made, the process proceeds to step 90. If an affirmative determination is made, the process proceeds to step 90. Go to 80.
  • the lower limit reference value G bxl is a value of about 0.2 g, where g is the gravitational acceleration, and the lower limit reference value G bxl is not suitable for vehicles due to a detection error of the pressure sensor, a variation in the relationship between the braking pressure and the braking force, and the like.
  • the electric power steering device is unnecessarily controlled based on the difference in braking force between the left and right wheels, and unnecessary torque steer reduction torque is generated, even though there is no torque steer or behavior change that should be suppressed. This is a reference value for preventing the operation from being performed.
  • the electric power is determined based on the braking force difference between the left and right wheels in such a situation. This is a reference value for preventing the steering device from being unnecessarily controlled and generating unnecessary torque steer reduction torque.
  • step 100 the larger the braking pressure difference ⁇ P between the left and right wheels, the larger the torque steer reducing torque T ats, and the higher the vehicle deceleration G bx, the larger the torque steer reducing torque T ats
  • the torque steer reducing torque T ats is calculated from the map corresponding to the thick line in FIG. It is calculated.
  • the target assist torque T a is calculated as the sum of the basic assist torque T ab and the torque steer reducing torque T ats, and in step 120, the target assist torque T a Is output to the electric motor 22 to reduce the steering force required by the driver and, if necessary, promote steering in the direction to offset the torque steer caused by the difference in braking force between the left and right wheels.
  • the steering assist torque control is performed so as to generate the torque steer reducing torque.
  • the magnitude of the steering torque T s increases as the magnitude increases, and the magnitude decreases as the vehicle speed V increases.
  • the basic assist torque T ab is calculated based on the steering torque T s and the vehicle speed V.
  • the torque steer reduction torque Tats is calculated based on the braking pressure difference ⁇ ⁇ between the left and right wheels and the deceleration Gbx of the vehicle, and in steps 110 and 120, the basic assist torque Tab and ⁇
  • the assist torque by the electric power steering device 16 is controlled based on the target assist torque Ta which is the sum of the torque steer reducing torque Tats.
  • the torque steer reducing torque Tats is such that as the magnitude of the braking pressure difference ⁇ P between the left and right wheels increases, the magnitude of the torque steer reducing torque Tats increases, and the vehicle deceleration Gbx which is an index value of the road surface friction coefficient. Is calculated based on the braking pressure difference ⁇ P between the left and right wheels and the deceleration Gbx of the vehicle so that the magnitude of the torque steer reducing torque Tats becomes larger as the tire is higher.
  • the deceleration Gbx of the vehicle becomes higher as the friction coefficient of the road surface becomes higher. Therefore, the larger the coefficient of friction of the road surface is, the larger the magnitude of the torque steer caused by the braking force difference between the left and right wheels becomes, the larger the magnitude of the torque steer reduction torque Tats can be made.
  • the torque steer is reduced.
  • the torque steering reduction torque of the required size can be reliably generated, and the control device for the conventional electric power steering device that controls the torque steering reduction torque only in accordance with the braking force difference between the left and right wheels. In comparison, the torque steer reduction torque can be appropriately controlled.
  • the torque steer reducing torque Tats is calculated such that the larger the vehicle deceleration Gbx is, the larger the torque steer reducing torque Tats becomes.
  • the road surface friction coefficient becomes the vehicle deceleration. Since the determination is made based on Gbx, the road surface condition corresponding to the road surface friction coefficient can be easily determined.
  • the torque steer reducing torque Tats is set to 0, and the torque steer reducing torque Tats is not generated.
  • the magnitude of the braking pressure difference ⁇ P between the left and right wheels is equal to or greater than the reference value ⁇ P 0, it is possible to reliably prevent the torque steer reducing torque Tats from being generated unnecessarily.
  • the torque steer reduction torque Tats is equal to the braking pressure difference ⁇ P between the left and right wheels in a situation where the anti-skid control is performed for at least one wheel.
  • the deceleration G bx of the vehicle so the torque steer reducing torque T ats is controlled more accurately in accordance with the friction coefficient of the road surface than when anti-skid control is not considered. can do.
  • the braking pressure difference effect ⁇ P and the deceleration of the vehicle are used as the braking force difference effect reducing torque that promotes steering in the direction that reduces the effect of the braking force difference between the left and right wheels on the vehicle.
  • G bx a torque steer reducing torque T ats that promotes steering in a direction to cancel torque steer caused by a difference in braking force between the left and right wheels is calculated, but the braking force difference reducing torque is calculated as Instead of the torque steer reducing torque T ats, for example, as shown by the thin line in FIG.
  • the braking force difference ⁇ P between the left and right wheels and the braking force difference between the left and right wheels are based on the deceleration G bx of the vehicle. It may be modified so as to be calculated as a behavior change reduction torque T avb that promotes steering in a direction that reduces a change in vehicle behavior.
  • the braking pressure difference ⁇ P between the left and right wheels is calculated based on the braking pressure between the left and right wheels detected by the pressure sensor. It may be modified so that it is estimated based on the supply and discharge of oil to and from the wheel cylinder and is calculated based on the estimated dynamic pressure of the left and right wheels.
  • the braking pressure difference ⁇ P between the left and right wheels and the deceleration G bx of the vehicle are determined.
  • the torque steer reducing torque T ats is calculated based on this, the determination as to whether the vehicle deceleration G bx is smaller than the upper reference value G bx2 may be omitted.
  • the reference value ⁇ P o of the braking pressure difference ⁇ P between the left and right wheels is constant regardless of the road surface friction coefficient, and thus the vehicle deceleration G bx, but the road surface friction coefficient is high.
  • the vehicle deceleration Gbx may be modified so as to become smaller as the vehicle deceleration Gbx becomes higher, so as to be variably set in accordance with the road surface friction coefficient or the vehicle deceleration Gbx.
  • the target assist torque T a is calculated as the sum of the basic assist torque T ab and the torque steer reducing torque T ats, but the basic assist torque T ab It is a value obtained by adding another control torque such as a damping torque for improving the convergence of the steering system in addition to the torque steer reducing torque T ats.
  • the target assist torque Ta may be calculated so as to be calculated.
  • the vehicle is a rear wheel drive vehicle, but the vehicle to which the present invention is applied may be a front wheel drive vehicle or a four wheel drive vehicle, and the steering assist torque may be set to an arbitrary value.
  • the electric power steering device may be of any configuration known in the art as long as it can be controlled.

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Abstract

本発明の課題は、不必要なトルクステア低減トルクを発生することを防止しつつ、路面状況に拘らず実際のトルクステアに対応する最適のトルクステア低減トルクを発生させることである。操舵トルクTs及び車速Vに基づき基本アシストトルクTabが演算され(S20～40)、左右輪の制動圧差ΔPの大きさが大きく車輌の減速度Gbxが高いほど大きさが大きくなるよう、制動圧差ΔP及び減速度Gbxに基づきトルクステア低減トルクTatsが演算され(S50～100)、基本アシストトルクTab及びトルクステア低減トルクTatsの和に基づきアシストトルクが制御され(S110、120)、左右輪の制動圧差ΔPの大きさが基準値ΔPo以下であるとき、車輛の減速度Gbxが下限基準値Gbx1以下又は上限基準値Gbx2以上であるときには、トルクステア低減トルクTatsはOに設定される (S70、80、100)。

Description

明 細 書 電動式パワーステアリ ング装置用制御装置 技術分野
本発明は、 車輛の電動式パワーステアリ ング装置に係り、 更に詳細には電動式パヮ ーステアリング装置用制御装置に係る。 背景技術
自動車等の車輛に於いて、 操舵アシス 卜 トルクを付与することにより運転者の操舵 負担を軽減する電動式パワーステアリング装置用制御装置の一つとして、 例えば特開 2 0 0 1 - 8 0 5 3 5号公報に記載されている如く、 車輛が左右の路面の摩擦係数が 異なる所謂またぎ路を走行する際に左右輪の制動力差に起因する 卜ルクステアを相殺 する方向への操舵を促進する トルクステア低減トルクを発生するよう、 推定される左 右輪の制動力差に基づいて電動式パワーステアリ ング装置を制御するよう構成された 電動式パワーステアリング装置用制御装置が従来より知られている。
かかる電動式パワーステアリング装置用制御装置によれば、 左右輪の制動力差に起 因する 卜ルクステアを相殺する方向への操舵を促進する トルクステア低減トルクを発 生するよう電動式パワーステアリング装置が制御されるので、 かかる制御が行われな い場合に比して車輛の直進走行性及び車輛の走行安定性を向上させることができる。 発明が解決しよう とする課題
しかし左右輪の制動力差に起因する 卜ルクステアは推定される左右輪の制動力差に より一義的に定まるのではなく、 一般に路面の摩擦係数が高いほど大きく なるため、 路面状況が考慮されない上述の如き従来の電動式パワーステアリング装置用制御装置 に於いては、 路面状況によっては実際の トルクステアに対応する最適の トルクステア 低減トルクを発生させることができないという問題がある。
また左右輪の制動力差は一般に左右輪の制動圧差により判定されるが、 制動圧を検 出するセンサの検出誤差や制動圧と制動力との間の関係のばらつき等に起因して、 車 輛には抑制すべきほどの 卜ルクステアが発生していないにも拘らず、 左右輪の制動圧 差に基づいて電動式パワーステアリ ング装置が不必要に制御され、 不必要な 卜ルクス テア低減トルクが発生される場合がある。
尚上述の問題は、 例えば車輛がまたぎ路を走行する際に左右輪の制動力差に起因す る車輛挙動の変化を低減すべく、 左右輪の制動力差に起因する車輛挙動の変化を低減 する方向への操舵を促進する挙動変化低減トルクを発生するよう電動式パワーステア リ ング装置が制御される場合にも同様に生じる。 発明の開示
本発明は、 左右輪の制動力差に起因する トルクステアを相殺し又は左右輪の制動力 差に起因する車輛挙動の変化を低減する方向への操舵を促進する制動力差影響低減ト ルクを発生するよう電動式パワーステアリング装置を制御する場合に於ける上述の如 き問題に鑑みてなされたものであり、 本発明の主要な課題は、 推定される左右輪の制 動力差に加えて路面状況を考慮することにより、 不必要な制動力差影響低減トルクを 発生することを防止しつつ、 路面状況に拘らず実際の 卜ルクステアや挙動変化に対応 する最適の制動力差影響低減トルクを発生させることである。
上述の主要な課題は、 本発明によれば、 車輛に対する左右輪の制動力差の影響を低 減する方向への操舵を促進する制動力差影響低減トルクを発生するよう電動式パワー ステアリング装置を制御する電動式パワーステアリ ング装置用制御装置にして、 左右 輪の制動力差及び路面状況に応じて制動力差影響低減トルクを制御することを特徴と する電動式パヮ一ステアリング装置用制御装置によって達成される。
上記の構成によれば、 左右輪の制動力差及び路面状況に応じて制動力差影響低減ト ルクが制御されるので、 路面状況に拘らず実際の 卜ルクステアや車輛挙動の変化に対 応する最適の制動力差影響低減トルクを発生させることができ、 これによ り左右輪の 制動力差のみに応じて 卜ルクステア低減トルクを制御する従来の電動式パワーステア リング装置用制御装置の場合に比して、 制動力差影響低減トルクを適正に制御するこ とができる。
また本発明によれば、 上記の構成に於いて、 制動力差影響低減トルクは左右輪の制 動力差に起因する 卜ルクステアを相殺する方向への操舵を促進する トルクステア低減 トルクであるよう構成されてよい。
上記の構成によれば、 制動力差影響低減トルクは左右輪の制動力差に起因する トル クステアを相殺する方向への操舵を促進する トルクステア低減トルクであり、 左右輪 の制動力差及び路面状況に応じて 卜ルクステア低減トルクが制御されるので、 路面状 況に拘らず実際の 卜ルクステアに対応する最適の トルクステア低減トルクを発生させ ることができ、 トルクステア低減トルクを適正に制御することができる。
また本発明によれば、 上記の構成に於いて、 制動力差影響低減トルクは左右輪の制 動力差に起因する車輛挙動の変化を低減する方向への操舵を促進する挙動変化低減ト ルクであるよ う構成されてよい。
上記の構成によれば、 制動力差影響低減トルクは左右輪の制動力差に起因する トル クステアを相殺する方向への操舵を促進する挙動変化低減トルクであり、 左右輪の制 動力差及び路面状況に応じて挙動変化低減トルクが制御されるので、 路面状況に拘ら ず実際の トルクステアに対応する最適の挙動変化低減トルクを発生させることができ、 挙動変化低減トルクを適正に制御することができる。
また本発明によれば、 上記の構成に於いて、 路面状況は路面の摩擦係数であるよう 構成されてよい。
上記の構成によれば、 路面状況は路面の摩擦係数であるので、 路面の摩擦係数に拘 らず実際の 卜ルクステアや車輛挙動の変化に対応する最適の制動力差影響低減トルク を発生させることができる。
また本発明によれば、 上記の構成に於いて、 路面状況は車輛の減速度に基づいて判 定されるよう構成されてよい。
上記の構成によれば、 路面状況は車輛の減速度に基づいて判定されるので、 路面の 摩擦係数に対応する路面状況を容易に判定することができると共に、 路面の摩擦係数 に拘らず実際の 卜ルクステアや挙動変化に対応する最適の制動力差影響低減トルクを 発生させることができる。
また本発明によれば、 上記の構成に於いて、 車輛の減速度が小さいときには車輛の 減速度が大きいときに比して制動力差影響低減トルクの大きさを小さくするよう構成 されてよレ、。
上記の構成によれば、 車輛の減速度が小さいときには車輛の減速度が大きいときに 比して制動力差影響低減トルクの大きさが小さく されるので、 路面の摩擦係数が低く 車輛の減速度が小さい状況に於いて制動力差影響低減トルクの大きさが過剰になるこ とを防止しつつ、 路面の摩擦係数が高く車輛の減速度が大きい状況に於いて確実に必 要な大きさの制動力差影響低減トルクを発生させることができる。 また本発明によれば、 上記の構成に於いて、 左右輪の制動力差は少なく とも左右前 輪の制動力差に基づいて判定されるよう構成されてよい。
一般に トルクステアや車輛挙動の変化に与える左右輪の制動力差は左右後輪の制動 力差より も左右前輪の制動力差の方が大きい。 上記の構成によれば、 左右輪の制動力 差は少なく とも左右前輪の制動力差に基づいて判定されるので、 トルクステアや車輛 挙動の変化を確実に且つ効果的に低減することができる。
また本発明によれば、 上記の構成に於いて、 左右輪の制動力差は左右前輪の制動力 差と左右前輪の制動力差より も重みが低減された左右後輪の制動力差との和に基づい て判定されるよう構成されてよい。
上記の構成によれば、 左右輪の制動力差は左右前輪の制動力差と左右前輪の制動力 差よりも重みが低減された左右後輪の制動力差との和に基づいて判定されるので、 更 に一層確実に且つ効果的に トルクステアや車輛挙動の変化を低減することができる。 また本発明によれば、 上記の構成に於いて、 少なく とも一つの車輪についてアンチ スキッ ド制御が実行されている状況に於いて左右輪の制動力差及び路面状況に応じて 制動力差影響低減トルクを制御するよう構成されてよい。
また本発明によれば、 上記の構成に於いて、 路面の摩擦係数が高い側の路面の摩擦 係数が高いほど制動力差影響低減トルクの大きさを大きくするよう構成されてよい。 また本発明によれば、 上記の構成に於いて、 路面状況は少なく とも一つの車輪につ いてアンチスキッ ド制御が実行されている状況に於ける車輛の減速度に基づいて判定 されるよう構成されてよい。
また本発明によれば、 上記の構成に於いて、 車輛の減速度が下限基準値以下である ときには制動力差影響低減トルクを 0に制御するよう構成されてよい。
また本発明によれば、 上記の構成に於いて、 車輛の減速度が上限基準値以上である ときには制動力差影響低減トルクを 0に制御するよう構成されてよい。
また本発明によれば、 上記の構成に於いて、 左右輪の制動力差は少なく とも左右前 輪の制動圧差に基づいて判定されるよう構成されてよい。
また本発明によれば、 上記の構成に於いて、 左右輪の制動力差は左右前輪の制動圧 差と左右前輪の制動圧差より も重みが低減された左右後輪の制動圧差との和に基づい て判定されるよう構成されてよい。
また本発明によれば、 上記の構成に於いて、 少なく とも操舵トルクに基づいて基本 アシス ト トルクを演算し、 少なく とも基本アシス ト トルク と制動力差影響低減トルク との和に基づいて目標アシス ト トルクを演算し、 目標アシス 卜 トルクに基づいて電動 式パワーステアリ ング装置を制御するよう構成されてよい。 図面の簡単な説明
図 1 は本発明による電動式パワーステアリ ング装置用制御装置の一つの実施例を示 す概略構成図である。
図 2は実施例に於ける操舵アシス ト トルク制御ル一チンを示すフローチヤ一 卜であ る。
図 3は操舵トルク T s と基本アシス ト トルク T at との間の関係を示すグラフである。 図 4は車速 Vと車速係数 K v との間の関係を示すグラフである。
図 5は左右輪の制動圧差 Δ Ρと 卜ルクステア低減トルク T ats (太線） 及び挙動変化 低減トルク T avb (細線） との間の関係を示すグラフである。 発明を実施するための最良の形態
以下に添付の図を参照しつつ、 本発明を好ましい実施例について詳細に説明する。 図 1は本発明による電動式パワーステアリ ング装置用制御装置の一つの実施例を示 す概略構成図である。
図 1に於いて、 1 0 FL及び 1 0 FRはそれぞれ車輛 1 2の従動輪である左右の前輪を 示し、 1 0 RL及び 1 0 RRはそれぞれ車輛 1 2の駆動輪である左右の後輪を示している。 操舵輪でもある左右の前輪 1 0 FL 及び 1 0 FR は運転者によるステアリ ングホイール 1 4の転舵に応答して駆動されるラック ， アンド . ピニオン式の電動式パワーステア リ ング装置 1 6により タイロッ ド 1 8 L及び 1 8 Rを介して操舵される。
図示の実施例に於いては、 電動式パワーステアリ ング装置 1 6はラック同軸型の電 動式パワーステアリ ング装置であり、 電子制御装置 2 0により制御される。 電動式パ ワーステアリ ング装置 1 6は電動機 2 2 と、 電動機 2 2の回転トルクをラックバー 2 4の往復動方向の力に変換する例えばボールねじ式の変換機構 2 6 とを有し、 ハウジ ング 2 8に対し相対的にラックバ一 2 4を駆動する補助転舵力を発生することにより、 運転者の操舵負担を軽減する操舵アシス 卜 トルクを発生する。
各車輪の制動力は制動装置 3 0の油圧回路 3 2によりホイ一ルシリンダ 3 4 FR、 3 4FL、 3 4RR、 3 4 RLの制動圧が制御されることによって制御されるようになってい る。 図には示されていないが、 油圧回路 3 2はリザーバ、 オイルポンプ、 種々の弁装 置等を含み、 各ホイールシリ ンダの制動圧は通常時には運転者によるブレーキペダル 3 6の踏み込み操作に応じて駆動されるマスタシリ ンダ 3 8により制御され、 また必 要に応じて電子制御装置 4 0により制御される。 尚電子制御装置 4 0は何れかの車輪 の制動スリ ップが過大であるときには当技術分野に於いて公知の要領にて当該車輪の 制動圧を増減制御し、 これにより制動ス リ ップを低減するアンチスキッ ド制御 （AB S制御） を行う。
ステアリングシャフ ト 4 2には操舵トルク Ts を検出する トルクセンサ 4 6が設け られ、 車輛 1 2には車速 Vを検出する車速センサ 4 8及び車輛の前後加速度 Gx を検 出する前後加速度センサ 5 0が設けられている。 また各車輪にはホイールシリンダ 3 4FR、 3 4FL、 3 4RR、 3 4 RL内の圧力を制動圧 P i と して検出する圧力センサ 5 2 i ( i =fl、 fr、 rl、 rr) が設けられている。 尚 トルクセンサ 4 6は車輛の左旋回方向を 正と して操舵トルク Ts を検出し、 前後加速度センサ 5 0は車輛の加速方向を正とし て車輛の前後加速度 Gxを検出する。
図示の如く、 トルクセンサ 4 6により検出された操舵トルク Ts を示す信号、 車速 センサ 4 8により検出された車速 Vを示す信号、 前後加速度センサ 5 0により検出さ れた車輛の前後加速度 Gx を示す信号は電子制御装置 2 0に入力され、 圧力センサ 5 2 i により検出された各車輪の制動圧 P i を示す信号は電子制御装置 4 0を経て電子 制御 置 2 0に入力される。 尚図には詳細に示されていないが、 電子制御装置 2 0及 び 4 0は例えば C PUと ROMと RAMと入出力ポー 卜装置とを有し、 これらが双方 向性のコモンバスにより互いに接続された一般的な構成のマイクロコンピュータを含 んでいる。
電子制御装置 2 0は、 図 2に示されたフローチャー トに従い、 操舵トルク Ts 及び 車速 Vに基づき運転者の操舵負担を軽減するための基本アシス 卜 トルク Tab を演算 し、 また左右輪の制動圧差 Δ Pに基づき左右輪の制動力差に起因する トルクステアを 相殺する方向への操舵を促進する トルクステア低減トルク Tats を演算し、 基本ァシ ス ト トルク Tab及び 卜ルクステア低減トルク Tatsの和である 目標アシス ト トノレク T aに基づき電動式パワーステアリング装置 1 6によるアシス ト トルクを制御する。 この場合電子制御装置 2 0は、 左右輪の制動圧差 Δ Pの大きさが大きいほど トルク ステア低減トルク Tats の大きさが大きくなると共に、 路面の摩擦係数 !の指標値で ある車輛の前後加速度 Gxに基づく車輛の減速度 Gbx ( = -Gx) が大きいほどトルク ステア低減トルク Tats の大きさが大きくなるよう、 左右輪の制動圧差 Δ P及び車輛 の減速度 Gbxに基づいて トルクステア低減トルク Tatsを演算する。
また電子制御装置 2 0は、左右輪の制動圧差 Δ Pの大きさが基準値 Δ Po (正の定数） 以下であるとき、 車輛の減速度 Gbx が下限基準値 Gbxl 以下又は上限基準値 Gbx2以 上であるときには、 トルクステア低減トルク Tats を 0に設定し、 左右輪の制動力差 に起因する 卜ルクステアを相殺する方向への操舵を促進する 卜ルクステア低減トルク Tatsを発生させない。
次に図 2に示されたフロ一チャー トを参照して図示の実施例に於ける操舵アシス ト トルク制御について説明する。 尚図 2に示されたフローチャー トによる制御は図には 示されていないィグ-ッショ ンスィツチの閉成により開始され、 ィグ-ッションスィ ツチが開成されるまで所定の時間毎に繰返し実行される。
まずステップ 1 0に於いては操舵角 0 を示す信号等の読み込みが行われ、 ステップ 2 0に於いては操舵トルク Ts の大きさが大きいほど基本アシス ト トルク T a が大 きくなるよう、 操舵トルク Ts に基き図 3に示されたグラフに対応するマップより基 本アシス ト トルク Tab' が演算され、 ステップ 3 0に於いては車速 Vが高いほど車速 係数 Kv が小さくなるよう、 車速 Vに基づき図 4に示されたグラフに対応するマップ より車速係数 Kvが演算され、ステップ 4 0に於いては車速係数 Kv と基本アシス ト ト ルク Tab' との積として補正後の基本アシス ト トルク Tabが演算される。
ステップ 5 0に於いては例えばマスタシリ ンダ圧力 Pm が基準値以上であるか否か の判別により、 運転者により制動操作が行われているか否かの判別、 即ち制動中であ るか否かの判別が行われ、 否定判別が行われたときにはステップ 9 0 進み、 肯定判 別が行われたときにはステップ 6 0 進む。
ステップ 6 0に於いては例えば左右前輪の制動圧の差 Pfl— Pfr と して左右輪の 制動圧差 Δ Pが演算される。 尚左右輪の制動圧差 Δ Pは左右後輪の制動圧差に対する 重みを Kr (例えば 0. 5の如く 0よりも大きく 1 より も小さい正の値） と して、 左右 輪の制動圧差 Δ Pは下記の式 1に従って左右前輪の制動圧差に対し左右後輪の制動圧 差の重みが低減されたこれらの重み和として演算されてもよい。
A P = Pfl- Pfr+Kr ( Prl- Prr) …… （ 1 ) ステップ 7 0に於いては少なく とも一つの車輪についてアンチスキッ ドが行われて いるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ 9 0へ進み、肯定判 別が行われたときにはステップ 8 0へ進む。
ステップ 8 0に於いては車輛の減速度 G bx ( =— G x) が下限基準値 G bx l より も大 きく上限基準値 G bx2 より も小さいか否かの判別が行われ、否定判別が行われたとき にはステップ 9 0に於いて トルクステア低減トルク T ats が 0に設定され、 肯定判別 が行われたときにはステップ 1 0 0へ進む。
尚下限基準値 G bxlは重力加速度を g として一 0 . 2 g程度の値であり、圧力センサ の検出誤差や制動圧と制動力との間の関係のばらつき等に起因して、 車輛には抑制す べきほどの トルクステアや挙動変化が発生していないにも拘らず、 左右輪の制動力差 に基づいて電動式パワーステアリング装置が不必要に制御され、 不必要な トルクステ ァ低減トルクが発生されることを防止するための基準値である。また上限基準値 G bx2 は高い減速度が生じている状況に於いて左右輪の制動力差が大きくなることはないの で、 かかる状況に於いて左右輪の制動力差に基づいて電動式パワーステアリング装置 が不必要に制御され、 不必要な トルクステア低減トルクが発生されることを防止する ための基準値である。
ステップ 1 0 0に於いては左右輪の制動圧差 Δ Pの大きさが大きいほど トルクステ ァ低減トルク T atsの大きさが大きくなると共に、 車輛の減速度 G bxが高いほど トル クステア低減トルク T ats の大きさが大きくなるよう、 左右輪の制動圧差 Δ P及び車 輛の減速度 G bx に基づき図 5に於いて太線にて示されたグラフに対応するマップよ り トルクステア低減トルク T atsが演算される。
ステップ 1 1 0に於いては基本アシス ト トルク T ab 及び トルクステア低減トルク T atsの和と して目標アシス 卜 トノレク T aが演算され、ステップ 1 2 0に於いては目標 アシス ト トルク T a に対応する制御信号が電動機 2 2へ出力され、 これにより運転者 に必要な操舵力を軽減し、 必要に応じて左右輪の制動力差に起因する トルクステアを 相殺する方向への操舵を促進する 卜ルクステア低減トルクを発生するよう、 操舵ァシ ス 卜 トルク制御が実行される。
かく して図示の実施例によれば、 ステップ 2 0 ~ 4 0に於いて操舵トルク T s の大 きさが大きレ、ほど大きさが大きくなり且つ車速 Vが高いほど大きさが小さくなるよう、 操舵トルク T s及び車速 Vに基づき基本アシス 卜 トルク T abが演算され、 ステップ 5 0〜 1 0 0に於いて左右輪の制動圧差 Δ Ρ及び車輛の減速度 Gbx に基づいて トルク ステア低減トルク Tats が演算され、 ステップ 1 1 0及び 1 2 0に於いて基本アシス ト トルク Tab 及ぴトルクステア低減トルク Tats の和である目標アシス ト トルク Ta に基づき電動式パワーステアリング装置 1 6によるアシス ト トルクが制御される。 この場合 卜ルクステア低減トルク Tats は、 左右輪の制動圧差 Δ Pの大きさが大き いほど トルクステア低減 トルク Tats の大きさが大きくなると共に、 路面の摩擦係数 の指標値である車輛の減速度 Gbxが高いほど トルクステア低減トルク Tatsの大きさ が大きくなるよう、 左右輪の制動圧差 Δ P及び車輛の減速度 Gbxに基づいて演算され、 車輛の減速度 Gbxは路面の摩擦係数が高いほど高くなるので、 路面の摩擦係数が高く 左右輪の制動力差に起因する トルクステアの大きさが大きく なるほど トルクステア低 減トルク Tatsの大きさを大きくすることができる。
従って路面の摩擦係数が低く車輛の減速度が小さい状況に於いて トルクステア低減 トルクの大きさが過剰になることを防止しつつ、 路面の摩擦'係数が高く車輛の減速度 が大きい状況に於いて確実に必要な大きさの 卜ルクステア低減トルクを発生させるこ とができ、 左右輪の制動力差のみに応じて 卜ルクステア低減トルクを制御する従来の 電動式パワーステアリング装置用制御装置の場合に比して、 卜ルクステア低減トルク を適正に制御することができる。
特に図示の実施例によれば、 トルクステア低減トルク Tatsは車輛の減速度 Gbxが 高いほどトルクステア低減トルク Tats の大きさが大きくなるよう演算され、 結果的 に路面の摩擦係数は車輛の減速度 Gbxに基づいて判定されるので、 路面の摩擦係数に 対応する路面状況を容易に判定することができる。
また図示の実施例によれば、 左右輪の制動圧差 Δ Pの大きさが基準値 Δ Po 以下で ある場合のみならず、車輛の減速度 Gbxが下限基準値 Gbxl以下又は上限基準値 Gbx2 以上であるときにも、 卜ルクステア低減トルク Tats が 0に設定され、 トルクステア 低減トルク Tats は発生されないので、 実際の トルクステアが高くないにも拘らず圧 力センサ 5 2 i の検出誤差等に起因して左右輪の制動圧差 Δ Pの大きさが基準値 Δ P 0以上である状況に於いて、 トルクステア低減トルク Tatsが不必要に発生されること を確実に防止することができる。
また図示の実施例によれば、 トルクステア低減トルク Tats は少なく とも一つの車 輪についてアンチスキッ ド制御が実行されている状況に於いて左右輪の制動圧差 Δ P 及び車輛の減速度 G bxに基づいて演算されるので、 アンチスキッ ド制御が実行されて いるか否かが考慮されない場合に比して正確に路面の摩擦係数に応じて 卜ルクステア 低減トルク T atsを制御することができる。
以上に於いては本発明を特定の実施例について詳細に説明したが、 本発明は上述の 実施例に限定されるものではなく、 本発明の範囲内にて他の種々の実施例が可能であ ることは当業者にとつて明らかであろう。
例えば上述の実施例に於いては、 車輛に対する左右輪の制動力差の影響を低減する 方向への操舵を促進する制動力差影響低減トルク として、 左右輪の制動圧差 Δ P及び 車輛の減速度 G bx に基づいて左右輪の制動力差に起因する トルクステアを相殺する 方向への操舵を促進する トルクステア低減トルク T ats が演算されるようになってい るが、 制動力差影響低減トルクはトルクステア低減トルク T ats に代えて、 例えば図 5に於いて細線にて示されている如く左右輪の制動圧差 Δ P及び車輛の減速度 G bx に基づいて左右輪の制動力差に起因する車輛挙動の変化を低減する方向への操舵を促 進する挙動変化低減トルク T avb と して演算されるよう修正されてもよい。
また上述の実施例に於いては、 左右輪の制動圧差 Δ Pは圧力センサにより検出され る左右輪の制動圧に基づいて演算されるようになっているが、 各車輪の制動圧 P i が ホイールシリ ンダに対するオイルの給排に基づいて推定され、 推定された左右輪の制 動圧に基づいて演算されるよ う修正されてもよい。
また上述の実施例に於いては、 車輛の減速度 G bxが下限基準値 G bxl より も大きく 上限基準値 G bx2より も小さい場合に左右輪の制動圧差 Δ P及び車輛の減速度 G bxに 基づいて トルクステア低減トルク T ats が演算されるようになっているが、 車輛の減 速度 G bxが上限基準値 G bx2 より も小さいか否かの判定は省略されてもよい。
また上述の実施例に於いては、 左右輪の制動圧差 Δ Pの基準値 Δ P o は路面の摩擦 係数、 従って車輛の減速度 G bxに拘らず一定であるが、 路面の摩擦係数が高く、 車輛 の減速度 G bxが高いほど小さくなるよう、路面の摩擦係数又は車輛の減速度 G bxに応 じて可変設定されるよう修正されてもよい。
また上述の実施例に於いては、 目標アシス ト トルク T a は基本アシス ト トルク T ab 及び卜ルクステア低減トルク T ats の和として演算されるようになっているが、 基本 アシス 卜 トルク T ab及びトルクステア低減トルク T atsに加えて例えばステア リ ング 系の収束性を向上させるダンピングトルクの如く他の制御トルクが加算された値と し て目標アシス ト トルク T aが演算されるよう修正されてもよい。
更に上述の実施例に於いては、 車輛は後輪駆動車であるが、 本発明が適用される車 輛は前輪駆動車や四輪駆動車であってもよく、 また操舵アシス ト トルクを任意に制御 し得る限り電動式パワーステアリ ング装置は当技術分野に於いて公知の任意の構成の ものであってよレ、。

Claims

請求の範囲
1 . 車輛に対する左右輪の制動力差の影響を低減する方向への操舵を促進する制動 力差影響低減トルクを発生するよう電動式パワーステアリング装置を制御する電動式 パワーステアリ ング装置用制御装置にして、 左右輪の制動力差及び路面状況に応じて 制動力差影響低減トルクを制御することを特徴とする電動式パワーステアリ ング装置 用制御装置。
2 . 制動力差影響低減トルクは左右輪の制動力差に起因する トルクステアを相殺す る方向への操舵を促進する トルクステア低減トルクであることを特徴とする請求項 1 に記載の電動式パワーステアリ ング装置用制御装置。
3 . 制動力差影響低減トルクは左右輪の制動力差に起因する車輛挙動の変化を低減 する方向への操舵を促進する挙動変化低減トルクであることを特徴とする請求項 1に 記載の電動式パワーステアリ ング装置用制御装置。
4 . 路面状況は路面の摩擦係数であることを特徴とする請求項 1乃至 3に記載の電 動式パワーステアリング装置用制御装置。
5 . 路面状況は車輛の減速度に基づいて判定されることを特徴とする請求項 1乃至 4に記載の電動式パワーステアリング装置用制御装置。
6 . 車輛の減速度が小さいときには車輛の減速度が大きいときに比して制動力差影 響低減トルクの大きさを小さくすることを特徴とする請求項 5に記載の電動式パワー ステアリ ング装置用制御装置。
7 . 左右輪の制動力差は少なく とも左右前輪の制動力差に基づいて判定されること を特徴とする請求項 1乃至 6に記載の電動式パワーステアリ ング装置用制御装置。
8 . 左右輪の制動力差は左右前輪の制動力差と左右前輪の制動力差より も重みが低 減された左右後輪の制動力差との和に基づいて判定されることを特徴とする請求項 7 に記載の電動式パワーステアリング装置用制御装置。
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