WO2017138617A1 - 車両用ステアリング制御装置 - Google Patents

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WO2017138617A1
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WO
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steering
angle
phase
differential mechanism
control
Prior art date
Application number
PCT/JP2017/004783
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English (en)
French (fr)
Inventor
伸弘 光石
根城　栄
杉田　澄雄
佐藤　友紀
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日本精工株式会社
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
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    • 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
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    • B62D6/00—Arrangements for automatically controlling steering depending on driving conditions sensed and responded to, e.g. control circuits
    • B62D6/002—Arrangements for automatically controlling steering depending on driving conditions sensed and responded to, e.g. control circuits computing target steering angles for front or rear wheels

Definitions

  • the present invention relates to a vehicle steering control device.
  • EPS electric power steering
  • the driving force of the steering assist motor is applied to the steering shaft or the rack shaft by a transmission mechanism such as a gear or a belt via a speed reducer.
  • the steering angle ratio which is the ratio of the steering angle of the steering wheel and the steering angle of the steering wheel, can be variably controlled, and the object and A technique for changing the steering angle ratio according to the distance, relative speed, and distance to reach the object is disclosed (for example, refer to Patent Document 1).
  • EPS devices are not only used for steering assist to reduce the steering force of a vehicle, but also allow automatic steering to be performed, for example, for the purpose of avoiding a collision of the vehicle. That is, for example, when an obstacle is detected by a sensor mounted on the vehicle, emergency avoidance steering is performed in which a steering wheel is controlled by the EPS device to avoid a collision with the obstacle.
  • the automatic steering including the emergency avoidance steering is performed without regularity between the steering angle of the steering wheel and the turning angle of the steering wheel. For this reason, when returning from automatic steering, a deviation occurs between the steering angle of the steering wheel and the steered angle of the steered wheels, which causes the driver to feel uncomfortable or uneasy.
  • the present invention has been made in view of the above, and a vehicle capable of reducing a sense of incongruity due to a mismatch between a steering angle of a steering wheel and a steering angle of a steered wheel caused by automatic steering using an EPS device.
  • An object of the present invention is to provide a steering control device for a vehicle.
  • a vehicle steering control device is configured such that a steering wheel and a rack and pinion that steers and drives a steered wheel are connected via a differential mechanism, and the rack and In a steering mechanism provided with a speed reduction mechanism between a pinion and the steering wheel, a first control means for controlling the speed reduction mechanism, and a second control means for controlling the differential mechanism in the steering mechanism, A first steering assist mode for assisting the driver's steering, and a second steering assist mode for performing the steering independently of the driver's steering, as operation modes of the first control means and the second control means.
  • the steering of the differential mechanism corresponding to the rack and pinion side phase of the differential mechanism Performing suppress phase shift suppression control the relative displacement of the steering wheel side of the phase of the differential mechanism for the ring wheel side of the reference phase.
  • the second control means includes a reference correlation defining a reference phase on the steering wheel side of the differential mechanism corresponding to a phase on the rack and pinion side of the differential mechanism, and the reference phase And the phase difference allowable region of the differential mechanism on the steering wheel side is defined, and the phase of the differential mechanism on the steering wheel side in the first steering assist mode is within the correlation allowable region.
  • the second control means performs the phase shift suppression control when the phase on the steering wheel side of the differential mechanism deviates from the correlation allowable region.
  • the second control means sets the reference phase as a target phase in the phase shift suppression control.
  • the phase on the steering wheel side of the differential mechanism can be matched with the reference phase.
  • the second control unit is configured to have the differential mechanism at an angular velocity corresponding to a control amount in the phase shift suppression control until the phase on the steering wheel side of the differential mechanism reaches the target phase. Is preferably controlled.
  • the above configuration enables control in consideration of the driver's intentional steering wheel influence.
  • the second control means decreases the angular velocity as the control amount increases, and increases the angular velocity as the control amount decreases.
  • the second control unit changes a target phase in the phase shift suppression control in accordance with a phase change direction on the steering wheel side of the differential mechanism.
  • the above configuration allows the driver to take into account the steering direction of the steering wheel.
  • the second control means sets a predetermined phase that coincides with a change direction of the phase on the steering wheel side of the differential mechanism as a target phase in the phase shift suppression control.
  • the steering direction of the steering wheel by the driver can be matched with the phase change direction on the steering wheel side of the differential mechanism by phase shift suppression control.
  • the second control means performs the phase shift suppression control when the phase on the steering wheel side of the differential mechanism is changing.
  • the shift suppression control can be executed, and the influence on the steering of the driver's intentional steering wheel can be reduced.
  • first steering assist mode and the second steering assist mode may be switched based on an external command.
  • a vehicle steering control device capable of reducing a sense of incongruity due to a mismatch between a steering angle of a steering wheel and a steering angle of a steered wheel that is generated by automatic steering using an EPS device. it can.
  • FIG. 1 is a diagram illustrating a configuration example of a vehicle steering control device according to the first embodiment.
  • FIG. 2 is a diagram illustrating an example of an internal functional configuration of the EPS control unit of the vehicle steering control device according to the first embodiment.
  • FIG. 3 is a diagram illustrating an example of an internal functional configuration of the differential mechanism control unit of the vehicle steering control device according to the first embodiment.
  • FIG. 4 is a diagram illustrating an example of torque acting on the steering shaft in the second steering assist mode of the vehicle steering control device according to the first embodiment.
  • FIG. 5 is a diagram illustrating a relationship between the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s at the vehicle speed Vt of the vehicle steering control device according to the first embodiment.
  • FIG. 6 is a diagram illustrating an example of a reference correlation, a correlation allowable area, and a correlation deviation area between the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s at the vehicle speed Vt of the vehicle steering control device according to the first embodiment.
  • FIG. 7 is a diagram illustrating a state example in which the phase of the steering angle ⁇ s is deviated from the phase of the pinion angle ⁇ p at the time of transition from the second steering assist mode to the first steering assist mode.
  • FIG. 8 is a diagram illustrating an operation example of phase shift suppression control in the vehicle steering control device according to the first embodiment.
  • FIG. 9 is a diagram illustrating an example of an internal functional configuration of the differential mechanism control unit of the vehicle steering control device according to the second embodiment.
  • FIG. 10 is a diagram illustrating an operation concept of phase shift suppression control in the vehicle steering control device according to the second embodiment.
  • FIG. 11 is a diagram illustrating an example of the relationship between the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm * and the differential mechanism actuator target angular velocity ⁇ dm * in the phase shift suppression control of the vehicle steering control device according to the second embodiment.
  • FIG. 12 is a diagram illustrating an operation example of phase shift suppression control in the vehicle steering control device according to the third embodiment.
  • FIG. 1 is a diagram illustrating a configuration example of a vehicle steering control device according to the first embodiment.
  • the left steering wheel 2 ⁇ / b> FL and the right steering wheel 2 ⁇ / b> FR that are left and right steered wheels are steered by steering the steering wheel 11 by the driver and control by the vehicle steering control device 3.
  • the steering wheel 11, the left steering wheel 2FL, and the right steering wheel 2FR are connected via a steering shaft 12, a rack and pinion 18, and a tie rod 19 to constitute a steering mechanism 100.
  • the rack and pinion 18 includes a pinion 18a and a rack 18b, and steering-drives the left steering wheel 2FL and the right steering wheel 2FR connected to both ends of the rack 18b via tie rods 19, respectively.
  • the steering shaft 12 includes a steering shaft 12a on the steering wheel 11 side and a pinion shaft 12b on the rack and pinion 18 side.
  • the steering shaft 12a and the pinion shaft 12b are mechanically connected via a differential mechanism 31 described later. It is connected to the.
  • the steering shaft 12a and the pinion shaft 12b may be configured by connecting a plurality of torsion bars via a universal joint.
  • the first angle sensor 14 is provided on the pinion shaft 12b.
  • the first angle sensor 14 detects a pinion angle ⁇ p that is a mechanical angle of the pinion shaft 12b.
  • the first angle sensor 14 can be constituted by, for example, an absolute angle sensor, a relative angle sensor, a resolver, or the like.
  • an absolute angle sensor a relative angle sensor
  • a resolver a resolver
  • a second angle sensor 15 is provided on the steering shaft 12a.
  • the second angle sensor 15 detects a steering angle ⁇ s that is a mechanical angle of the steering shaft 12a.
  • the second angle sensor 15 can be constituted by, for example, an absolute angle sensor, a relative angle sensor, a resolver, or the like.
  • the second angle sensor 15 is constituted by a relative angle sensor, a resolver, or the like, it is necessary to obtain the steering angle ⁇ s by converting it to an absolute angle at a later stage.
  • a torque sensor 13 is provided on the steering shaft 12a.
  • the torque sensor 13 detects a steering torque Ts applied to the steering shaft 12a.
  • the vehicle steering control device 3 includes an electric power steering (EPS) device 20 and a differential device 30.
  • EPS electric power steering
  • the vehicle steering control device 3 avoids a collision between the vehicle 1 and an obstacle, for example, as the operation mode, a first steering assist mode that assists the driver's steering during normal steering of the vehicle 1.
  • a second steering assist mode is provided for performing automatic steering independently of driver steering during emergency avoidance steering or the like.
  • the vehicle steering control device 3 is switched from the first steering assist mode to the second steering assist mode when the target pinion angle ⁇ p * is input from the automatic steering control unit (superordinate control unit) 50.
  • the vehicle steering control device 3 receives a signal for switching between the first steering assist mode and the second steering assist mode in addition to the target pinion angle ⁇ p * from the automatic steering control unit (superordinate control unit) 50. It may be configured. Further, the automatic steering control unit (superordinate control unit) 50 can seamlessly switch between the first steering assist mode and the second steering assist mode based on information from various sensors such as an obstacle detection sensor (not shown). Shall. For example, when the obstacle sensor detects an obstacle in the traveling direction of the vehicle 1, the second steering assist mode is turned on.
  • the EPS device 20 is a so-called rack assist type electric power steering device that applies auxiliary force to the rack 18b.
  • the EPS device 20 includes a speed reduction mechanism 21, an EPS motor 22, and an EPS control unit 23.
  • the speed reduction mechanism 21 and the EPS motor 22 constitute an EPS actuator 200.
  • the present invention is not limited by the configuration of the speed reduction mechanism 21 and the configuration of the EPS motor 22.
  • the EPS control unit 23 includes EPS control means 24 (first control means) for controlling the speed reduction mechanism 21.
  • the EPS control means 24 performs current control for giving a desired assist torque to the steering shaft 12 in the first steering assist mode, and gives the EPS motor current Im to the EPS motor 22. Further, the EPS control unit 23 performs current control based on the target pinion angle ⁇ p * from the host control unit 50 and the steering torque Ts detected by the torque sensor 13 in the second steering assist mode, and controls the EPS motor 22 to EPS.
  • a motor current Im is given.
  • an angular displacement hereinafter referred to as “EPS actuator angle”
  • ⁇ eps corresponding to the angular acceleration of the EPS motor 22 occurs in the pinion shaft 12b.
  • the differential device 30 includes a differential mechanism 31, a differential mechanism motor 32, and a differential mechanism control unit 33.
  • the differential mechanism 31 and the differential mechanism motor 32 constitute a differential mechanism actuator 300.
  • the differential mechanism 31 may be, for example, a VGRS (Variable Gear Ratio Steering) or may have a structure such as a torque limiter or an electromagnetic clutch.
  • the present invention is not limited by the configurations of the differential mechanism 31 and the differential mechanism motor 32.
  • the differential mechanism control unit 33 includes a differential mechanism control means 34 (second control means).
  • the differential mechanism control means 34 controls the current of the differential mechanism motor 32 so that the differential mechanism 31 provided between the pinion shaft 12b and the steering shaft 12a causes an angular difference (hereinafter referred to as “differential mechanism actuator angle”). ⁇ dm) is generated.
  • the differential mechanism control means 34 will be described later.
  • FIG. 2 is a diagram illustrating an example of an internal functional configuration of the EPS control unit of the vehicle steering control device according to the first embodiment.
  • the EPS control means 24 includes an EPS assist control unit 25, an EPS motor angle control unit 26, an EPS motor current command value switching unit 27, and an EPS motor current control unit 28.
  • the EPS control means 24 includes a vehicle speed Vt detected by the vehicle speed sensor 16, a pinion angle ⁇ p detected by the first angle sensor 14, a steering torque Ts detected by the torque sensor 13, and an EPS motor angle ⁇ m from the EPS motor 22.
  • the target pinion angle ⁇ p * from the automatic steering control unit (upper control unit) 50 is input.
  • the EPS assist control unit 25 includes an EPS motor assist torque calculation unit 251 and a first EPS motor current command value calculation unit 252.
  • the EPS motor assist torque calculation unit 251 obtains the assist torque Ta as the EPS actuator 200 based on the vehicle speed Vt and the steering torque Ts in the first steering assist mode, and outputs the assist torque Ta to the first EPS motor current command value calculation unit 252.
  • the first EPS motor current command value calculation unit 252 obtains a current command value (first EPS motor current command value) Im1 * of the EPS motor 22 necessary for obtaining the assist torque Ta, and outputs it to the EPS motor current command value switching unit 27. To do.
  • the EPS motor angle control unit 26 includes an EPS motor target angle calculation unit 261, an adder 262, and a second EPS motor current command value calculation unit 263.
  • the EPS motor target angle calculation unit 261 obtains the EPS motor target angle ⁇ m * required in the second steering assist mode based on the target pinion angle ⁇ p * and the pinion angle ⁇ p in the second steering assist mode. More specifically, the EPS motor target angle calculation unit 261 calculates an angle deviation of the pinion angle ⁇ p with respect to the target pinion angle ⁇ p *, and calculates an EPS actuator target angle ⁇ eps * necessary for canceling the angle deviation. Then, the EPS motor target angle calculation unit 261 calculates an EPS motor target angle ⁇ m * corresponding to the calculated EPS actuator target angle ⁇ eps *, and outputs it to the adder 262.
  • the adder 262 calculates an angle deviation ⁇ m between the EPS motor target angle ⁇ m * and the EPS motor angle ⁇ m, and outputs it to the second EPS motor current command value calculation unit 263.
  • the second EPS motor current command value calculation unit 263 is a current command value (second EPS motor current command value) Im2 of the EPS motor 22 necessary for canceling the angle deviation ⁇ m between the EPS motor target angle ⁇ m * and the EPS motor angle ⁇ m. * Is obtained and output to the EPS motor current command value switching unit 27.
  • the EPS motor current command value switching unit 27 is configured to output a first EPS motor current command value Im1 * output from the EPS assist control unit 25 and a second EPS motor output from the EPS motor angle control unit 26 according to the target pinion angle ⁇ p *.
  • the current command value Im2 * is switched and output as the EPS motor current command value Im *. More specifically, if the target pinion angle ⁇ p * is not input from the automatic steering control unit (upper control unit) 50, the EPS motor current command value switching unit 27 is assumed to be in the first steering assist mode.
  • the 1 EPS motor current command value Im1 * is output to the EPS motor current control unit 28 as the EPS motor current command value Im *.
  • the EPS motor current command value switching unit 27 assumes that the second steering motor assist mode is in the second steering assist mode.
  • the value Im2 * is output to the EPS motor current control unit 28 as the EPS motor current command value Im *.
  • the EPS motor current control unit 28 generates an EPS motor current Im corresponding to the EPS motor current command value Im * output from the EPS motor current command value switching unit 27 and supplies the EPS motor current Im to the EPS motor 22.
  • the EPS control means 24 controls the torque of the EPS actuator 200 by controlling the current of the EPS motor 22 so that the assist torque Ta corresponding to the steering torque Ts at the vehicle speed Vt is obtained in the first steering assist mode. Do. Further, the EPS control means 24 controls the current of the EPS motor 22 so as to follow the target pinion angle ⁇ p * input from the automatic steering control unit (superordinate control unit) 50 in the second steering assist mode. The angle control of the EPS actuator 200 is performed.
  • FIG. 3 is a diagram illustrating an example of an internal functional configuration of the differential mechanism control unit of the vehicle steering control device according to the first embodiment.
  • the differential mechanism control means 34 includes a differential mechanism actuator command value generation unit 35, adders 36 and 37, a differential mechanism actuator position control unit 38, and a differential mechanism motor current control unit 39.
  • the differential mechanism actuator command value generation unit 35 includes a correlation determination unit 351 and a differential mechanism actuator target angle calculation unit 352.
  • the differential mechanism actuator command value generation unit 35 includes a pinion angle ⁇ p detected by the first angle sensor 14, a steering angle ⁇ s detected by the second angle sensor 15, a vehicle speed Vt detected by the vehicle speed sensor 16, and automatic A target pinion angle ⁇ p * is input from the steering control unit (upper control unit) 50.
  • the differential mechanism control means 34 in the present embodiment realizes steering angle displacement suppression control that suppresses the angular displacement generated in the steering angle ⁇ s by the angle control of the differential mechanism actuator 300.
  • phase shift suppression control that suppresses a relative shift in the phase of the steering angle ⁇ s in the phase of the pinion angle ⁇ p caused by the steering angle shift suppression control is realized.
  • the correlation determination unit 351 correlates the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s in the first steering assist mode, that is, when the target pinion angle ⁇ p * is not input from the automatic steering control unit (superordinate control unit) 50. Whether or not satisfies a predetermined reference correlation. The correlation between the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s and the reference correlation will be described later.
  • the differential mechanism actuator target angle calculation unit 352 determines the vehicle speed when the correlation determination unit 351 determines that the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s do not satisfy the predetermined correlation. Based on Vt, the pinion angle ⁇ p, and the steering angle ⁇ s, an angle command in the differential mechanism actuator 300, that is, a differential mechanism actuator target angle ⁇ dm * in the differential mechanism actuator target angle calculator 352 is obtained, and an adder 37 Output to.
  • the differential mechanism actuator target angle calculation unit 352 obtains the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm * in the differential mechanism actuator 300 based on the steering angle ⁇ s in the second steering assist mode, and outputs it to the adder 37.
  • the adder 36 obtains a relative difference between the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s and outputs it to the adder 37.
  • the relative difference between the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s is the differential mechanism actuator angle ⁇ dm in the differential mechanism actuator 300.
  • the adder 37 obtains an angle deviation ⁇ dm between the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm * output from the differential mechanism actuator target angle calculator 352 and the differential mechanism actuator angle ⁇ dm output from the adder 36, and calculates the difference. This is output to the moving mechanism actuator position controller 38.
  • the differential mechanism actuator position control unit 38 controls the position of the differential mechanism actuator 300 based on the angle deviation ⁇ dm between the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm * and the differential mechanism actuator angle ⁇ dm. That is, the differential mechanism actuator position control unit 38 determines the current command value (difference) of the differential mechanism motor 32 necessary to cancel the angle deviation ⁇ dm between the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm * and the differential mechanism actuator angle ⁇ dm.
  • the dynamic mechanism motor current command value) Ia * is obtained and output to the differential mechanism motor current control unit 39.
  • the differential mechanism motor current control unit 39 generates a differential mechanism motor current Ia corresponding to the differential mechanism motor current command value Ia * output from the differential mechanism actuator position control unit 38 and supplies the differential mechanism motor current Ia to the differential mechanism motor 32. give.
  • FIG. 4 is a diagram illustrating an example of torque acting on the steering shaft in the second steering assist mode of the vehicle steering control device according to the first embodiment.
  • the steering shaft 12 is proportional to the steering torque Ts, the differential mechanism actuator torque Tdm generated by the differential mechanism actuator 300, and the inertia applied by the EPS device 20 that is angle-controlled in the second steering assist mode.
  • Steering torque Ts, differential mechanism actuator torque Tdm, EPS actuator torque Teps, and self-aligning torque Tsa are expressed by the following equation (1).
  • Ts + Tdm Teps + Tsa (1)
  • Ts (Teps + Tsa) ⁇ Tdm (2)
  • the torque (Teps + Tsa) obtained by adding the EPS actuator torque Teps generated by the EPS device 20 and the self-aligning torque Tsa in the second steering assist mode is calculated by the differential mechanism actuator 300.
  • Ts + Tdm ⁇ (Teps + Tsa) Jh ⁇ d2 ⁇ h / dt (3)
  • ⁇ h ⁇ ⁇ Ts + Tdm ⁇ (Teps + Tsa) ⁇ / Jh (4)
  • the steering wheel 11 is caused by various torques including the steering torque Ts generated on the steering shaft 12, the differential mechanism actuator torque Tdm, the EPS actuator torque Teps, and the self-aligning torque Tsa.
  • the resulting angular displacement ⁇ h will occur.
  • the steering angle ⁇ s is obtained by adding the EPS actuator torque Teps generated by the EPS device 20 and the self-aligning torque Tsa in the second steering assist mode.
  • the torque (Teps + Tsa) can be suppressed by canceling with the differential mechanism actuator torque Tdm that can be generated by the differential mechanism actuator 300.
  • the steering angle ⁇ s in the second steering assist mode can be suppressed using the differential mechanism actuator torque Tdm.
  • ⁇ is the ratio of the pinion angle ⁇ p to the steering angle ⁇ s.
  • the ratio ⁇ of the pinion angle ⁇ p to the steering angle ⁇ s can be set to an arbitrary value larger than zero.
  • FIG. 5 is a diagram showing the relationship between the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s at the vehicle speed Vt.
  • the horizontal axis indicates the phase of the steering angle ⁇ s
  • the vertical axis indicates the phase of the pinion angle ⁇ p.
  • the right direction indicates the right turning direction of the steering wheel 11
  • the left direction indicates the left turning direction of the steering wheel 11.
  • the upward direction indicates the right steering direction of the steering wheels 2FL and 2FR
  • the downward direction indicates the left steering direction of the steering wheels 2FL and 2FR.
  • An example represented by a linear line having a proportional relationship with a slope of is shown.
  • the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s are linear lines in a proportional relationship having a positive slope, but the configuration is a cubic curve that always has a zero to positive slope. It may be.
  • the former is suitable for low-speed traveling, and the latter is suitable for high-speed traveling. That is, in the first steering assist mode, it is desirable to change the ratio ⁇ of the pinion angle ⁇ p to the steering angle ⁇ s according to the vehicle speed Vt.
  • the differential mechanism actuator angle ⁇ dm in the differential mechanism actuator 300 is superimposed. At this time, if the ratio of the steering angle ⁇ s and the pinion angle ⁇ p determined by the differential mechanism 31 is ⁇ and the ratio of the steering angle ⁇ s and the differential mechanism actuator angle ⁇ dm determined by the differential mechanism 31 is ⁇ , the following (6 ) Formula is obtained.
  • the ratio ⁇ between the steering angle ⁇ s and the pinion angle ⁇ p and the ratio ⁇ between the steering angle ⁇ s and the differential mechanism actuator angle ⁇ dm are constant values determined by the differential mechanism 31.
  • the right side in the above equation (7) is the angle command for the differential mechanism actuator 300 in the second steering assist mode of the present embodiment, that is, the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm * in the differential mechanism actuator target angle calculation unit 352. .
  • the differential mechanism actuator 300 By controlling the differential mechanism actuator 300 so that the above expression (7) is established, the above expression (5) and the above expression (6) are established.
  • the steering shaft 12a is an input shaft of the differential mechanism 31, and the pinion shaft 12b is an output shaft of the differential mechanism 31. That is, the steering angle ⁇ s is input to the differential mechanism 31 and the pinion angle ⁇ p is output.
  • the EPS actuator 200 is angularly controlled to cause an angular displacement in the pinion shaft 12b.
  • the EPS actuator torque Teps in which the acceleration proportional to the inertia is converted is generated, and this EPS actuator torque Teps is transmitted to the steering wheel 11 via the pinion shaft 12b, the differential mechanism 31, and the steering shaft 12a. introduce.
  • the EPS actuator torque Teps is larger than the steering torque Ts, an angular displacement corresponding to the torque difference between the EPS actuator torque Teps and the steering torque Ts occurs in the steering wheel 11.
  • the pinion shaft 12b can be an input shaft of the differential mechanism 31, and the steering shaft 12a can be an output shaft of the differential mechanism 31.
  • the pinion angle ⁇ p is input to the differential mechanism 31 and the steering angle ⁇ s is output. Therefore, when the above formulas (5) and (6) are modified as the formula for the steering angle ⁇ s, the following formulas (8) and (9) are obtained.
  • the steering angle ⁇ s is the reciprocal of the ratio ⁇ of the pinion angle ⁇ p to the steering angle ⁇ s to the pinion angle ⁇ p, that is, the ratio 1 / ⁇ that is the ratio of the steering angle ⁇ s to the pinion angle ⁇ p.
  • the value multiplied by if the ratio 1 / ⁇ of the steering angle ⁇ s to the pinion angle ⁇ p is reduced, that is, the ratio ⁇ of the pinion angle ⁇ p to the steering angle ⁇ s is increased, the steering wheel 11 Steering angular displacement suppression control that suppresses the generated angular displacement (steering angular displacement) can be realized.
  • the differential mechanism actuator target angle calculation unit 352 is such that the angular displacement of the steering angle ⁇ s is smaller than the angular displacement of the pinion angle ⁇ p.
  • the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm * is obtained by applying the ratio ⁇ of the pinion angle ⁇ p to the steering angle ⁇ s as described above to the equation (7).
  • the angle of the differential mechanism actuator 300 is controlled by the ratio ⁇ of the pinion angle ⁇ p to the steering angle ⁇ s such that the angular displacement of the steering angle ⁇ s becomes smaller than the angular displacement of the pinion angle ⁇ p. .
  • the second steering assist mode it is possible to realize steering angle displacement suppression control that makes the angular displacement of the steering angle ⁇ s smaller than the angular displacement of the target pinion angle ⁇ p *.
  • the differential mechanism actuator 300 cancels the EPS actuator torque Teps applied by the EPS device 20 in the second steering assist mode, that is, the pinion angle ⁇ p applied to the steering shaft 12 by the EPS actuator torque Teps.
  • the differential mechanism actuator angle ⁇ dm is given in the direction opposite to the EPS actuator torque Teps.
  • a differential mechanism actuator angle ⁇ dm opposite to the pinion angle ⁇ p generated by the EPS actuator torque Teps is generated.
  • the angular displacement of the steering angle ⁇ s is suppressed, and the EPS device 20 performs the second steering assist mode.
  • the influence of the generated torque (EPS actuator torque Teps) on the steering of the steering wheel 11 by the driver can be suppressed.
  • phase shift suppression control in the differential mechanism control means 34 will be described.
  • FIG. 6 is a diagram illustrating an example of a reference correlation, a correlation allowable area, and a correlation deviation area between the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s at the vehicle speed Vt of the vehicle steering control device according to the first embodiment.
  • the horizontal axis represents the phase of the steering angle ⁇ s
  • the vertical axis represents the phase of the pinion angle ⁇ p.
  • the right direction indicates the right turning direction of the steering wheel 11
  • the left direction indicates the left turning direction of the steering wheel 11.
  • the upward direction indicates the right steering direction of the steering wheels 2FL and 2FR
  • the downward direction indicates the left steering direction of the steering wheels 2FL and 2FR.
  • the reference correlation Cref between the phase of the pinion angle ⁇ p and the phase of the steering angle ⁇ s at an arbitrary vehicle speed Vt is indicated by a solid line.
  • the steering angle upper limit value ⁇ s + larger than the phase (reference phase) is provided ( ⁇ s ⁇ ⁇ sref ⁇ s +).
  • the area Are satisfying this ⁇ s ⁇ ⁇ sref ⁇ s + is referred to as “correlation allowable area”.
  • the region Dre outside the correlation allowable range is referred to as a “correlation deviation region”.
  • the reference correlation Cref, the correlation allowable area Are, and the correlation deviation area Dre may be changed according to the vehicle speed Vt.
  • This steering angle displacement suppression control causes a relative shift in the phase of the steering angle ⁇ s with respect to the phase of the reference steering angle ⁇ sref (reference phase) corresponding to the phase of the pinion angle ⁇ p, and the phase of the steering angle ⁇ s is in a correlation allowable region. May deviate from Are.
  • the steering angle displacement suppression control in the second steering assist mode causes a relative shift in the phase of the steering angle ⁇ s with respect to the phase of the reference steering angle ⁇ sref corresponding to the phase of the pinion angle ⁇ p.
  • FIG. 7 is a diagram illustrating an example of a state in which the phase of the steering angle ⁇ s is deviated from the phase of the reference steering angle ⁇ sref corresponding to the phase of the pinion angle ⁇ p at the time of transition from the second steering assist mode to the first steering assist mode. is there.
  • A indicates the correlation between the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s in the first steering assist mode before the transition to the second steering assist mode
  • B indicates the steering angle in the second steering assist mode
  • C indicates the correlation between the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s when a relative deviation of the steering angle ⁇ s occurs with respect to the phase of the reference steering angle ⁇ sref corresponding to the phase of the pinion angle ⁇ p by the displacement suppression control.
  • the correlation between the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s is shown, and D corresponds to the phase of the pinion angle ⁇ p.
  • the automatic steering control unit (upper control unit) 50 sets the target.
  • the pinion angle ⁇ p * is input to shift to the second steering assist mode and the steering angle displacement suppression control is executed, the correlation between the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s deviates from the correlation allowable area Are.
  • region Dre is shown.
  • the first steering assist mode is entered, and when the driver steers the steering wheel 11 to bring the steering wheel 11 to the center position, the phase of the pinion angle ⁇ p is shifted by ⁇ p, and the steered wheels 2FL and 2FR are steered.
  • the angle is in a state with an offset angle of ⁇ p.
  • the vehicle 1 does not travel straight but bends to the right by an angle corresponding to ⁇ p.
  • the turning angle of the steering wheels 2FL and 2FR is set to the straight traveling position in order to make the vehicle 1 go straight, the phase of the steering angle ⁇ s is shifted by ⁇ s, and the steering wheel 11 is in a state with an offset angle of ⁇ s.
  • the steering wheel 11 is turned leftward by ⁇ s.
  • the phase of the steering angle ⁇ s relative to the phase of the reference steering angle ⁇ sref corresponding to the phase of the pinion angle ⁇ p on the reference correlation Cref. Suppress slack.
  • the phase of the steering angle ⁇ s is controlled so that the correlation between the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s satisfies a predetermined correlation.
  • FIG. 8 is a diagram illustrating an operation example of the phase shift suppression control in the vehicle steering control device according to the first embodiment.
  • the correlation between the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s in the first steering assist mode is A (steering angle ⁇ s1) in the correlation allowable area Are.
  • the target pinion angle ⁇ p * is input from the automatic steering control unit (superordinate control unit) 50 and the second steering assist mode is executed and the steering angle displacement suppression control is executed
  • the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s are Is an example in which the correlation deviates from the correlation allowable area Are and becomes B (steering angle ⁇ s2) in the correlation deviation area Dre.
  • the phase shift is performed so that the correlation between the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s becomes E (steering angle ⁇ sref).
  • E steering angle displacement suppression control
  • the phase shift suppression control in the first steering assist mode is performed.
  • the correlation between the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s can be controlled so as to satisfy a predetermined correlation allowable area Are.
  • the correlation determination unit 351 in the first steering assist mode, that is, when the target pinion angle ⁇ p * is not input from the automatic steering control unit (upper control unit) 50, the pinion angle ⁇ p and the steering angle It is determined whether or not ⁇ s satisfies a predetermined correlation. More specifically, the correlation determination unit 351 has a correlation between the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s within a correlation allowable area Are at an arbitrary vehicle speed Vt (for example, ⁇ s ⁇ ⁇ sref ⁇ s + shown in FIG. 6). And the determination result is output to the differential mechanism actuator target angle calculator 352.
  • the correlation determining unit 351 may have a table or an arithmetic expression that defines the allowable correlation area Are, or the reference correlation Cref and the allowable correlation area Are defined by these tables or the arithmetic expression.
  • the configuration may be such that the correlation determination unit 351 reads the data stored in an external storage unit (not shown).
  • the correlation determination unit 351 may include a plurality of reference correlations Cref and correlation permissible areas Are for each vehicle speed Vt, and the plurality of reference correlations Cref and correlation permissible areas Are are correlated.
  • the determination unit 351 may be configured to be readable from an external storage unit.
  • the differential mechanism actuator target angle calculation unit 352 determines the vehicle speed Vt, the pinion angle ⁇ p, and the steering angle ⁇ s. Based on the above, the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm * is calculated. At this time, the differential mechanism actuator target angle calculator 352 obtains the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm * based on the reference correlation Cref between the phase of the pinion angle ⁇ p and the phase of the steering angle ⁇ s at an arbitrary vehicle speed Vt.
  • the phase (reference phase) of the reference steering angle ⁇ sref on the reference correlation Cref corresponding to the phase of the pinion angle ⁇ p is set as the target phase in the phase shift suppression control, and the phase angle ⁇ s up to the target phase is set as the target phase.
  • the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm * For the reference correlation Cref between the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s at an arbitrary vehicle speed Vt, for example, a table or calculation formula defining the reference correlation Cref for each arbitrary vehicle speed Vt is used as a differential mechanism actuator target angle calculation.
  • the unit 352 may have a configuration, or the reference correlation Cref defined by these tables and arithmetic expressions is stored in an external storage unit (not shown), and is read out by the differential mechanism actuator target angle calculation unit 352. It may be a configuration. Further, the correlation determination unit 351 may have a plurality of reference correlations Cref for each arbitrary vehicle speed Vt, and the plurality of reference correlations Cref can be read from the external storage unit. It may be a configuration.
  • the reference correlation Cref defining the phase (reference phase) of the reference steering angle ⁇ sref corresponding to the phase of the pinion angle ⁇ p at an arbitrary vehicle speed Vt
  • the reference correlation Cref Is defined as a correlation permissible region
  • Phase shift suppression control is performed to suppress the relative shift of the phase of the steering angle ⁇ s with respect to the phase of the reference steering angle ⁇ sref (reference phase) on the correlation Cref.
  • the steering wheel 11 and the rack and pinion 18 that steers and drives the steering wheels 2FL and 2FR are connected via the differential mechanism 31.
  • an EPS control means (first control means) 24 for controlling the speed reduction mechanism 21 and a differential mechanism 31 are provided in the steering mechanism 100 in which the speed reduction mechanism 21 is provided between the rack and pinion 18 and the steering wheels 2FL and 2FR.
  • the vehicle steering control device 3 assists the driver's steering as the operation modes of the EPS control means (first control means) 24 and the differential mechanism control means (second control means) 34.
  • the first steering assist mode and the second steering assist mode in which automatic steering is performed independently of the driver's steering.
  • the differential mechanism control means (second control means) 34 is a reference steering angle corresponding to the phase of the pinion angle ⁇ p (the phase on the rack and pinion 18 side of the differential mechanism 31) in the first steering assist mode.
  • Phase shift suppression control is performed to suppress a relative shift of the phase of the steering angle ⁇ s (phase on the steering wheel 11 side of the differential mechanism 31) with respect to the phase of ⁇ sref (reference phase on the steering wheel 11 side of the differential mechanism 31).
  • the differential mechanism control means (second control means) 34 (the steering of the differential mechanism 31) the phase of the steering angle ⁇ s corresponding to the phase of the pinion angle ⁇ p (the phase of the differential mechanism 31 on the rack and pinion 18 side).
  • a reference correlation Cref defining a reference steering angle ⁇ sref (a reference phase of a phase on the steering wheel 11 side of the differential mechanism 31) and a correlation permissible area Are for the reference phase are defined.
  • phase shift suppression control is performed so that the phase of the steering angle ⁇ s (the phase on the steering wheel 11 side of the differential mechanism 31) is within the correlation allowable area Are.
  • phase of the steering angle ⁇ s (phase on the steering wheel 11 side of the differential mechanism 31) generated by the steering angle displacement suppression control with respect to the phase of the reference steering angle ⁇ sref (reference phase on the steering wheel 11 side of the differential mechanism 31).
  • a relative shift can be suppressed.
  • differential mechanism control means (second control means) 34 shifts the phase when the phase of the steering angle ⁇ s (the phase on the steering wheel 11 side of the differential mechanism 31) deviates from the correlation allowable area Are. Perform suppression control.
  • differential mechanism control means (second control means) 34 sets the phase of the reference steering angle ⁇ sref (reference phase on the steering wheel 11 side of the differential mechanism 31) as the target phase in the phase shift suppression control.
  • phase of the steering angle ⁇ s (phase on the steering wheel 11 side of the differential mechanism 31) can be matched with the phase of the reference steering angle ⁇ sref (reference phase on the steering wheel 11 side of the differential mechanism 31).
  • FIG. 9 is a diagram illustrating an example of an internal functional configuration of the differential mechanism control unit of the vehicle steering control device according to the second embodiment.
  • FIG. 10 is a diagram illustrating an operation concept of phase shift suppression control in the vehicle steering control device according to the second embodiment.
  • the configurations of the vehicle steering control device and the EPS control unit according to the second embodiment are the same as those of the first embodiment described above, and a description thereof is omitted here.
  • the behavior of the steering wheel 11 by the phase shift suppression control in the present embodiment is different from the driver's intention.
  • the correlation between the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s deviates from the correlation allowable area Are due to the transition from the first steering assist mode to the second steering assist mode, and the correlation deviation area Dre.
  • the correlation between the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s deviates from the correlation allowable area Are and becomes H in the correlation deviation area Dre.
  • the differential mechanism actuator target angle is the first differential mechanism actuator target angle ⁇ dm1 *, the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s.
  • the angular velocity of the differential mechanism actuator 300 is constant at a constant speed when the correlation between the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s is G and when the correlation between the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s is H.
  • the control amount of the differential mechanism actuator 300 in the phase shift suppression control (second differential mechanism actuator target)
  • the steering wheel 11 rotates rapidly, which affects the intentional steering of the steering wheel 11 by the driver.
  • the differential mechanism actuator command value generation unit 35a includes a differential mechanism actuator target angular velocity calculation unit 353.
  • the differential mechanism actuator target angular velocity calculation unit 353 is operated by the correlation determination unit 351 in the first steering assist mode, that is, when the target pinion angle ⁇ p * is not input from the automatic steering control unit (upper control unit) 50.
  • the target angular velocity (difference) corresponding to the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm * output from the differential mechanism actuator target angle calculator 352 is determined.
  • the dynamic mechanism actuator target angular velocity) ⁇ dm * is output to the differential mechanism actuator position control unit 38a in the subsequent stage.
  • the differential mechanism actuator target angular velocity calculation unit 353 increases the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm *, that is, the larger the control amount of the differential mechanism actuator 300 in the phase shift suppression control, the larger the differential mechanism actuator target target. Decrease the angular velocity ⁇ dm *. Further, the differential mechanism actuator target angular velocity calculation unit 353 sets the differential mechanism actuator target angular velocity ⁇ dm * as the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm *, that is, the control amount of the differential mechanism actuator 300 in the phase shift suppression control is smaller. Enlarge.
  • FIG. 11 is a diagram illustrating an example of the relationship between the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm * and the differential mechanism actuator target angular velocity ⁇ dm * in the phase shift suppression control of the vehicle steering control device according to the second embodiment.
  • the horizontal axis represents the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm *
  • the vertical axis represents the differential mechanism actuator target angular velocity ⁇ dm *.
  • FIG. 11 shows an example in which the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm * and the differential mechanism actuator target angular velocity ⁇ dm * are represented by a linear line having a proportional relationship with a negative slope.
  • the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm * and the differential mechanism actuator target angular velocity ⁇ dm * are linear lines having a proportional relationship with a negative slope.
  • the actuator target angle ⁇ dm * and the differential mechanism actuator target angular velocity ⁇ dm * may be in an inversely proportional relationship.
  • the differential mechanism actuator target angular velocity ⁇ dm * corresponding to the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm * for example, a table that defines the relationship between the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm * and the differential mechanism actuator target angular velocity ⁇ dm *.
  • the differential mechanism actuator target angular velocity calculation unit 353 may have a configuration or a calculation formula, or a table or calculation formula that defines the relationship between the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm * and the differential mechanism actuator target angular velocity ⁇ dm *. May be stored in an external storage unit (not shown) and read by the correlation determination unit 351.
  • the differential mechanism actuator position control unit 38 a includes a difference value ⁇ dm between the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm * and the differential mechanism actuator angle ⁇ dm output from the differential mechanism actuator target angle calculation unit 352, and The position of the differential mechanism actuator 300 is controlled based on the differential mechanism actuator target angular velocity ⁇ dm * output from the differential mechanism actuator target angular velocity calculation unit 353. That is, the differential mechanism actuator position control unit 38a is necessary to cancel the angular deviation ⁇ dm between the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm * and the differential mechanism actuator angle ⁇ dm according to the differential mechanism actuator target angular velocity ⁇ dm *.
  • a current command value (differential mechanism motor current command value) Ia * of the differential mechanism motor 32 is obtained and output to the differential mechanism motor current control unit 39.
  • the differential mechanism actuator target angular velocity ⁇ dm * corresponding to the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm * is obtained.
  • the angle of the differential mechanism actuator 300 is controlled. More specifically, the differential mechanism actuator target angular velocity ⁇ dm * is decreased as the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm * increases. Further, the differential mechanism actuator target angular velocity ⁇ dm * is increased as the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm * is smaller.
  • the differential mechanism control means (second control means) 34 is configured to adjust the phase of the steering angle ⁇ s (the phase of the differential mechanism 31 on the steering wheel 11 side). ) Controls the differential mechanism 31 at an angular velocity corresponding to the control amount in the phase shift suppression control until the target phase is reached.
  • differential mechanism control means (second control means) 34 decreases the angular velocity as the control amount in the phase shift suppression control increases, and increases the angular velocity as the control amount in the phase shift suppression control decreases.
  • FIG. 12 is a diagram illustrating an operation example of phase shift suppression control in the vehicle steering control device according to the third embodiment.
  • the example shown in FIG. 12 shows an operation example when the reference phase point on the reference correlation Cref changes in the order of p, q, r, s, t, u.
  • the configurations of the vehicle steering control device, the EPS control unit, and the differential mechanism control unit according to the third embodiment are the same as those of the first embodiment described above, and thus the description thereof is omitted here.
  • the phase (reference phase) of the reference steering angle ⁇ sref on the reference correlation Cref corresponding to the pinion angle ⁇ p is set as a target phase in the phase shift suppression control, and the phase angle ⁇ s up to the target phase is set as a difference.
  • the target in the phase shift suppression control according to the steering direction of the steering wheel 11 by the driver that is, the phase change direction of the steering angle ⁇ s. An example of changing the phase will be described.
  • the reference steering angle ⁇ sref does not change when the phase shift suppression control is performed.
  • the driver operates the steering wheel 11. Therefore, the reference steering angle ⁇ sref may be shifted.
  • the phase change direction of the steering angle ⁇ s when the driver operates the steering wheel 11 does not necessarily match the phase change direction of the steering angle ⁇ s by the phase shift suppression control.
  • the driver's intentional steering wheel 11 may be greatly affected. That is, when the steering direction of the steering wheel 11 by the driver and the control direction of the steering angle ⁇ s by the phase shift suppression control are reversed, the influence on the intentional steering of the steering wheel 11 by the driver increases. It becomes a factor which increases a person's discomfort and anxiety.
  • the target phase in the phase shift suppression control is changed according to the direction of change in the phase of the steering angle ⁇ s. More specifically, when the phase of the steering angle ⁇ s changes to the left in the drawing, that is, the phase of the steering angle ⁇ s decreases, the phase of the steering angle ⁇ s decreases by a predetermined ⁇ s.
  • the shifted phase is set as a target phase in the phase shift suppression control, and the phase angle ⁇ s up to the target phase is set as a differential mechanism actuator target angle ⁇ dm *.
  • phase of the steering angle ⁇ s changes to the right in the drawing, that is, the direction in which the phase of the steering angle ⁇ s increases
  • a target phase in the phase shift suppression control is set, and a phase angle ⁇ s up to the target phase is set as a differential mechanism actuator target angle ⁇ dm *.
  • the phase of the reference steering angle ⁇ sref on the reference correlation Cref is ⁇ sp , ⁇ sq, ⁇ sr, ⁇ ss, ⁇ st, and ⁇ su.
  • the direction of change of the phases ⁇ sp, ⁇ sq, ⁇ sr, ⁇ ss, ⁇ st, ⁇ su of the reference steering angle ⁇ sref on the reference correlation Cref is the direction indicated by the arrow in the figure.
  • the differential mechanism actuator target angle calculation unit 352 sets the phase shifted by ⁇ s in the direction in which the phase of the steering angle ⁇ s in the correlation P decreases as the target phase, and sets the phase angle ⁇ s up to the target phase as a difference.
  • the moving mechanism actuator target angle ⁇ dm * is assumed. Thereby, the correlation between the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s becomes Q.
  • the differential mechanism actuator target angle calculation unit 352 The phase shifted by ⁇ s in the direction in which the phase of the steering angle ⁇ s in the relationship Q increases is the target phase, and the phase angle ⁇ s up to the target phase is the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm *. As a result, the correlation between the pinion angle ⁇ p and the steering angle ⁇ s becomes R.
  • phase shift suppression control is repeatedly executed until the correlation V falls within the correlation allowable area Are.
  • the target phase in the phase shift suppression control is set according to the change direction of the phase of the reference steering angle ⁇ sref. change. More specifically, the phase shifted by a predetermined ⁇ s in the left direction in the drawing, that is, the phase in which the phase of the reference steering angle ⁇ sref is changing, is set as the target phase, and the target phase is reached. Is the differential mechanism actuator target angle ⁇ dm *.
  • the steering direction of the steering wheel 11 by the driver that is, the steering direction of the steering wheel 11 by the driver can be matched with the phase change direction of the steering angle ⁇ s by the phase shift suppression control.
  • the phase shift suppression control is not executed. And That is, the phase shift suppression control is executed only when the driver is steering the steering wheel 11. Thereby, the influence which it has on the steering of the driver's intentional steering wheel 11 can be reduced.
  • the differential mechanism control unit (second control unit) 34 is configured to control the phase of the steering angle ⁇ s (the phase of the differential mechanism 31 on the steering wheel 11 side). ) To change the target phase in the phase shift suppression control.
  • differential mechanism control means (second control means) 34 sets a predetermined phase that matches the change direction of the phase of the steering angle ⁇ s (phase on the steering wheel 11 side of the differential mechanism 31) as a target in the phase shift suppression control. Phase.
  • the steering direction of the steering wheel 11 by the driver can be matched with the changing direction of the phase of the steering angle ⁇ s (phase on the steering wheel 11 side of the differential mechanism 31) by the phase shift suppression control.
  • differential mechanism control means (second control means) 34 performs phase shift suppression control when the phase of the Stirling angle ⁇ s (phase on the steering wheel 11 side of the differential mechanism 31) is changing.
  • the steering direction of the steering wheel 11 by the driver and the phase of the steering angle ⁇ s by the phase shift suppression control (the phase on the steering wheel 11 side of the differential mechanism 31). ) In the same direction as the change direction can be executed, and the influence of the driver on the steering of the steering wheel 11 can be reduced.
  • the EPS control unit (first control means) 24 is included in the EPS control unit 23, and the differential mechanism control means (second control means) 34 is included in the differential mechanism control unit 33.
  • the EPS control means (first control means) 24 and the differential mechanism control means (second control means) 34 may be included in the same control unit.
  • the control unit 23 and the differential mechanism control unit 33 may be configured as one control unit. The present invention is not limited by the configuration of these control units and the physical configuration of the EPS control means (first control means) 24 and the differential mechanism control means (second control means) 34.

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Abstract

ＥＰＳ装置を用いた自動操舵によって生じるステアリングホイールの操舵角と操舵輪の転舵角との不整合による違和感を軽減することが可能な車両用ステアリング制御装置を提供する。車両用ステアリング制御装置は、運転者の操舵を補助する第１操舵アシストモードと、運転者の操舵とは独立して操舵を行う第２操舵アシストモードと、を有する。第２制御手段は、第１操舵アシストモードにおいて、差動機構のラックアンドピニオン側の位相に対応する差動機構のステアリングホイール側の基準位相に対する差動機構のステアリングホイール側の位相の相対的なずれを抑制する位相ずれ抑制制御を行う。

Description

車両用ステアリング制御装置
　本発明は、車両用ステアリング制御装置に関する。
　乗用車やトラック等の所謂自動車における車両の操舵力を軽減するため、操舵補助モータによって操舵を補助する、いわゆる電動パワーステアリング（ＥＰＳ：Ｅｌｅｃｔｒｉｃ　Ｐｏｗｅｒ　Ｓｔｅｅｒｉｎｇ）装置がある。ＥＰＳ装置では、操舵補助モータの駆動力を、減速機を介してギヤまたはベルト等の伝送機構により、ステアリングシャフトまたはラック軸に補助力を付与するようになっている。このようなＥＰＳ装置において、ステアリングホイールの操舵角と操舵輪の転舵角との比である舵角比を可変に制御可能とし、車両周辺の物体に対する衝突リスクを下げることを目的として、物体との距離、相対速度、物体に到達するまでの距離に応じて舵角比を変化させる技術が開示されている（例えば特許文献１参照）。
特開２０１２－０５６３９９号公報
　近年、ＥＰＳ装置は、車両の操舵力を軽減する操舵アシストに用いるだけでなく、例えば車両の衝突回避等を目的として、自動操舵を行わせるようになっている。すなわち、例えば車両に搭載されたセンサによって障害物を検知したとき、ＥＰＳ装置によって操舵輪を制御して障害物との衝突を回避する緊急回避操舵が行われる。この緊急回避操舵を含む自動操舵は、ステアリングホイールの操舵角と操舵輪の転舵角とが規則性を持たず実施される。このため、自動操舵からの復帰時にステアリングホイールの操舵角と操舵輪の転舵角との間にずれを生じて運転者に違和感や不安感を与える要因となる。
　本発明は、上記に鑑みてなされたものであって、ＥＰＳ装置を用いた自動操舵によって生じるステアリングホイールの操舵角と操舵輪の転舵角との不整合による違和感を軽減することが可能な車両用ステアリング制御装置を提供することを目的とする。
　上述した課題を解決し、目的を達成するために、車両用ステアリング制御装置は、ステアリングホイールと、操舵輪を操舵駆動するラックアンドピニオンとの間が差動機構を介して接続され、前記ラックアンドピニオンと前記操舵輪との間に減速機構が設けられたステアリング機構において、前記減速機構を制御する第１制御手段と、前記ステアリング機構において、前記差動機構を制御する第２制御手段と、を備え、前記第１制御手段及び前記第２制御手段の動作モードとして、運転者の操舵を補助する第１操舵アシストモードと、運転者の操舵とは独立して操舵を行う第２操舵アシストモードと、を有し、前記第１操舵アシストモードにおいて、前記差動機構の前記ラックアンドピニオン側の位相に対応する前記差動機構の前記ステアリングホイール側の基準位相に対する前記差動機構の前記ステアリングホイール側の位相の相対的なずれを抑制する位相ずれ抑制制御を行う。
　上記構成により、第１操舵アシストモード時における操舵角変位抑制制御によって生じるステアリングホイールの操舵角と操舵輪の転舵角との不整合による違和感を軽減することができる。
　また、望ましい態様として、前記第２制御手段は、前記差動機構の前記ラックアンドピニオン側の位相に対応する前記差動機構の前記ステアリングホイール側の基準位相を定義した基準相関関係及び前記基準位相に対する前記差動機構の前記ステアリングホイール側の位相の相関関係許容領域が規定され、前記第１操舵アシストモードにおいて、前記差動機構の前記ステアリングホイール側の位相が前記相関関係許容領域内となるように、前記位相ずれ抑制制御を行うのが好ましい。
　上記構成により、操舵角変位抑制制御によって生じる差動機構のステアリングホイール側の位相の基準位相に対する相対的なずれを抑制することができる。
　また、望ましい態様として、前記第２制御手段は、前記差動機構の前記ステアリングホイール側の位相が前記相関関係許容領域から逸脱している場合に、前記位相ずれ抑制制御を行うのが好ましい。
　上記構成により、差動機構のステアリングホイール側の位相が相関関係許容領域から逸脱している場合に、第１操舵アシストモード時における操舵角変位抑制制御によって生じるステアリングホイールの操舵角と操舵輪の転舵角との不整合による違和感を軽減することができる。
　また、望ましい態様として、前記第２制御手段は、前記基準位相を、前記位相ずれ抑制制御における目標位相とするのが好ましい。
　上記構成により、差動機構のステアリングホイール側の位相を基準位相と一致させることができる。
　また、望ましい態様として、前記第２制御手段は、前記差動機構の前記ステアリングホイール側の位相が前記目標位相に至るまでの前記位相ずれ抑制制御における制御量に応じた角速度で、前記差動機構を制御するのが好ましい。
　上記構成により、運転者の意図的なステアリングホイールの操舵への影響を考慮した制御が可能となる。
　また、望ましい態様として、前記第２制御手段は、前記制御量が大きいほど前記角速度を小さく、前記制御量が小さいほど前記角速度を大きくするのが好ましい。
　上記構成により、位相ずれ抑制制御における制御量が大きい場合に、ステアリングホイールの急回転を抑制することができ、運転者の意図的なステアリングホイールの操舵への影響を小さくすることができる。
　また、望ましい態様として、前記第２制御手段は、前記差動機構の前記ステアリングホイール側の位相の変化方向に応じて、前記位相ずれ抑制制御における目標位相を変更するのが好ましい。
　上記構成により、運転者によるステアリングホイールの操舵方向を考慮した制御が可能となる。
　また、望ましい態様として、前記第２制御手段は、前記差動機構の前記ステアリングホイール側の位相の変化方向に一致した所定位相を、前記位相ずれ抑制制御における目標位相とするのが好ましい。
　上記構成により、運転者によるステアリングホイールの操舵方向と、位相ずれ抑制制御による差動機構のステアリングホイール側の位相の変化方向とを一致させることができる。
　また、望ましい態様として、前記第２制御手段は、前記差動機構の前記ステアリングホイール側の位相が変化しているときに前記位相ずれ抑制制御を行うのが好ましい。
　上記構成により、運転者がステアリングホイールを操舵しているときのみ、運転者によるステアリングホイールの操舵方向と、位相ずれ抑制制御による差動機構のステアリングホイール側の位相の変化方向とを一致させた位相ずれ抑制制御を実行することができ、運転者の意図的なステアリングホイールの操舵に与える影響を小さくすることができる。
　また、外部からの指令に基づき、前記第１操舵アシストモードと前記第２操舵アシストモードとが切り替え可能な構成であっても良い。
　本発明によれば、ＥＰＳ装置を用いた自動操舵によって生じるステアリングホイールの操舵角と操舵輪の転舵角との不整合による違和感を軽減することが可能な車両用ステアリング制御装置を提供することができる。
図１は、実施形態１に係る車両用ステアリング制御装置の一構成例を示す図である。 図２は、実施形態１に係る車両用ステアリング制御装置のＥＰＳ制御手段の内部機能構成の一例を示す図である。 図３は、実施形態１に係る車両用ステアリング制御装置の差動機構制御手段の内部機能構成の一例を示す図である。 図４は、実施形態１に係る車両用ステアリング制御装置の第２操舵アシストモードにおいて操舵軸に作用するトルクの一例を示す図である。 図５は、実施形態１に係る車両用ステアリング制御装置の車速Ｖｔにおけるピニオン角θｐとステアリング角θｓとの関係を示す図である。 図６は、実施形態１に係る車両用ステアリング制御装置の車速Ｖｔにおけるピニオン角θｐとステアリング角θｓとの基準相関関係、相関関係許容領域、及び相関関係逸脱領域の一例を示す図である。 図７は、第２操舵アシストモードから第１操舵アシストモードへの移行時にピニオン角θｐの位相に対してステアリング角θｓの位相がずれた状態例を示す図である。 図８は、実施形態１に係る車両用ステアリング制御装置における位相ずれ抑制制御の動作例を示す図である。 図９は、実施形態２に係る車両用ステアリング制御装置の差動機構制御手段の内部機能構成の一例を示す図である。 図１０は、実施形態２に係る車両用ステアリング制御装置における位相ずれ抑制制御の動作概念を示す図である。 図１１は、実施形態２に係る車両用ステアリング制御装置の位相ずれ抑制制御における差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊と差動機構アクチュエータ目標角速度ωｄｍ＊との関係の一例を示す図である。 図１２は、実施形態３に係る車両用ステアリング制御装置における位相ずれ抑制制御の動作例を示す図である。
　本発明を実施するための形態（実施形態）につき、図面を参照しつつ詳細に説明する。以下の実施形態に記載した内容により本発明が限定されるものではない。また、以下に記載した構成要素には、当業者が容易に想定できるもの、実質的に同一のものが含まれる。さらに、以下に記載した構成要素は適宜組み合わせることが可能である。
（実施形態１）
　図１は、実施形態１に係る車両用ステアリング制御装置の一構成例を示す図である。図１に示す例において、車両１は、左右の転舵輪となる左操舵輪２ＦＬ及び右操舵輪２ＦＲが、運転者によるステアリングホイール１１の操舵及び車両用ステアリング制御装置３による制御によって転舵される。ステアリングホイール１１と左操舵輪２ＦＬ及び右操舵輪２ＦＲとの間は、操舵軸１２と、ラックアンドピニオン１８と、タイロッド１９とを介して連結され、ステアリング機構１００が構成されている。
　ラックアンドピニオン１８は、ピニオン１８ａ及びラック１８ｂで構成され、ラック１８ｂの両端に、それぞれタイロッド１９を介して連結された左操舵輪２ＦＬ及び右操舵輪２ＦＲを操舵駆動する。
　操舵軸１２は、ステアリングホイール１１側のステアリングシャフト１２ａと、ラックアンドピニオン１８側のピニオンシャフト１２ｂとで構成され、ステアリングシャフト１２ａとピニオンシャフト１２ｂとが、後述する差動機構３１を介して機械的に接続されている。なお、ステアリングシャフト１２ａ及びピニオンシャフト１２ｂは、それぞれ複数のトーションバーがユニバーサルジョイントを介して連結されて構成されていてもよい。
　ピニオンシャフト１２ｂには、第１角度センサ１４が設けられている。第１角度センサ１４は、ピニオンシャフト１２ｂの機械角であるピニオン角θｐを検出する。第１角度センサ１４は、例えば絶対角センサや相対角センサあるいはレゾルバ等で構成することができる。なお、第１角度センサ１４を相対角センサあるいはレゾルバ等で構成する場合には、後段で絶対角に変換してピニオン角θｐを得る必要がある。
　ステアリングシャフト１２ａには、第２角度センサ１５が設けられている。第２角度センサ１５は、ステアリングシャフト１２ａの機械角であるステアリング角θｓを検出する。第２角度センサ１５は、例えば絶対角センサや相対角センサあるいはレゾルバ等で構成することができる。なお、第２角度センサ１５を相対角センサあるいはレゾルバ等で構成する場合には、後段で絶対角に変換してステアリング角θｓを得る必要がある。
　また、ステアリングシャフト１２ａには、トルクセンサ１３が設けられている。トルクセンサ１３は、ステアリングシャフト１２ａに与えられる操舵トルクＴｓを検出する。
　図１に示すように、実施形態に係る車両用ステアリング制御装置３は、電動パワーステアリング（ＥＰＳ：Ｅｌｅｃｔｒｉｃ　Ｐｏｗｅｒ　Ｓｔｅｅｒｉｎｇ）装置２０と、差動装置３０とを含み構成される。本実施形態において、車両用ステアリング制御装置３は、動作モードとして、車両１の通常操舵時において運転者の操舵を補助する第１操舵アシストモードと、例えば車両１と障害物との衝突を回避する緊急回避操舵時等において運転者の操舵とは独立して自動操舵を行う第２操舵アシストモードとを有している。車両用ステアリング制御装置３は、自動操舵制御ユニット（上位制御ユニット）５０から目標ピニオン角θｐ＊が入力されることにより、第１操舵アシストモードから第２操舵アシストモードに切り替わる。なお、車両用ステアリング制御装置３は、自動操舵制御ユニット（上位制御ユニット）５０から、目標ピニオン角θｐ＊の他に、第１操舵アシストモードと第２操舵アシストモードとを切り替えるための信号が入力される構成であっても良い。また、自動操舵制御ユニット（上位制御ユニット）５０は、例えば図示しない障害物検知センサ等の各種センサからの情報に基づき、第１操舵アシストモードと第２操舵アシストモードとをシームレスに切替可能であるものとする。例えば、障害物センサが車両１の進行方向の障害物を検知した場合に、第２操舵アシストモードをＯＮとする。
　図１に示す例において、ＥＰＳ装置２０は、ラック１８ｂに補助力を与える、所謂ラックアシスト式の電動パワーステアリング装置である。ＥＰＳ装置２０は、減速機構２１と、ＥＰＳモータ２２と、ＥＰＳ制御ユニット２３と、を含み構成される。減速機構２１とＥＰＳモータ２２とは、ＥＰＳアクチュエータ２００を構成する。なお、減速機構２１の構成及びＥＰＳモータ２２の構成により本発明が限定されるものではない。
　ＥＰＳ制御ユニット２３は、減速機構２１を制御するＥＰＳ制御手段２４（第１制御手段）を内包している。ＥＰＳ制御手段２４は、第１操舵アシストモードにおいて、操舵軸１２に対して所望のアシストトルクを与えるための電流制御を行い、ＥＰＳモータ２２にＥＰＳモータ電流Ｉｍを与える。また、ＥＰＳ制御ユニット２３は、第２操舵アシストモードにおいて、上位制御ユニット５０からの目標ピニオン角θｐ＊とトルクセンサ１３により検出される操舵トルクＴｓとに基づき電流制御を行い、ＥＰＳモータ２２にＥＰＳモータ電流Ｉｍを与える。このとき、ピニオンシャフト１２ｂには、ＥＰＳモータ２２の角加速度に応じた角変位（以下、「ＥＰＳアクチュエータ角」という）θｅｐｓが生じる。
　差動装置３０は、差動機構３１と、差動機構モータ３２と、差動機構制御ユニット３３と、を含み構成される。差動機構３１と差動機構モータ３２とは、差動機構アクチュエータ３００を構成する。差動機構３１は、例えばＶＧＲＳ（Ｖａｒｉａｂｌｅ　Ｇｅａｒ　Ｒａｔｉｏ　Ｓｔｅｅｒｉｎｇ）であっても良いし、トルクリミッタや電磁クラッチ等の構造を有する構成であっても良い。この差動機構３１や差動機構モータ３２の構成により本発明が限定されるものではない。
　差動機構制御ユニット３３は、差動機構制御手段３４（第２制御手段）を内包している。差動機構制御手段３４は、差動機構モータ３２を電流制御することにより、ピニオンシャフト１２ｂとステアリングシャフト１２ａとの間に設けられた差動機構３１によって角度差（以下、「差動機構アクチュエータ角」という）θｄｍが生じる。この差動機構制御手段３４については後述する。
　図２は、実施形態１に係る車両用ステアリング制御装置のＥＰＳ制御手段の内部機能構成の一例を示す図である。
　ＥＰＳ制御手段２４は、ＥＰＳアシスト制御部２５と、ＥＰＳモータ角制御部２６と、ＥＰＳモータ電流指令値切替部２７と、ＥＰＳモータ電流制御部２８と、を含み構成される。ＥＰＳ制御手段２４には、車速センサ１６により検出された車速Ｖｔ、第１角度センサ１４により検出されたピニオン角θｐ、トルクセンサ１３により検出された操舵トルクＴｓ、ＥＰＳモータ２２からのＥＰＳモータ角θｍ、及び自動操舵制御ユニット（上位制御ユニット）５０からの目標ピニオン角θｐ＊が入力される。
　ＥＰＳアシスト制御部２５は、ＥＰＳモータアシストトルク演算部２５１と、第１ＥＰＳモータ電流指令値演算部２５２と、を備えている。
　ＥＰＳモータアシストトルク演算部２５１は、第１操舵アシストモードにおいて、車速Ｖｔと操舵トルクＴｓとに基づき、ＥＰＳアクチュエータ２００としてのアシストトルクＴａを求め、第１ＥＰＳモータ電流指令値演算部２５２に出力する。
　第１ＥＰＳモータ電流指令値演算部２５２は、アシストトルクＴａを得るために必要なＥＰＳモータ２２の電流指令値（第１ＥＰＳモータ電流指令値）Ｉｍ１＊を求め、ＥＰＳモータ電流指令値切替部２７に出力する。
　ＥＰＳモータ角制御部２６は、ＥＰＳモータ目標角演算部２６１と、加算器２６２と、第２ＥＰＳモータ電流指令値演算部２６３と、を備えている。
　ＥＰＳモータ目標角演算部２６１は、第２操舵アシストモードにおいて、目標ピニオン角θｐ＊及びピニオン角θｐに基づき、第２操舵アシストモードにおいて必要なＥＰＳモータ目標角θｍ＊を求める。より具体的には、ＥＰＳモータ目標角演算部２６１は、目標ピニオン角θｐ＊に対するピニオン角θｐの角度偏差を求め、その角度偏差を相殺するために必要なＥＰＳアクチュエータ目標角θｅｐｓ＊を求める。そして、ＥＰＳモータ目標角演算部２６１は、求めたＥＰＳアクチュエータ目標角θｅｐｓ＊に対応するＥＰＳモータ目標角θｍ＊を求め、加算器２６２に出力する。
　加算器２６２は、ＥＰＳモータ目標角θｍ＊とＥＰＳモータ角θｍとの角度偏差Δθｍを求め、第２ＥＰＳモータ電流指令値演算部２６３に出力する。
　第２ＥＰＳモータ電流指令値演算部２６３は、ＥＰＳモータ目標角θｍ＊とＥＰＳモータ角θｍとの角度偏差Δθｍを相殺するために必要なＥＰＳモータ２２の電流指令値（第２ＥＰＳモータ電流指令値）Ｉｍ２＊を求め、ＥＰＳモータ電流指令値切替部２７に出力する。
　ＥＰＳモータ電流指令値切替部２７は、目標ピニオン角θｐ＊に応じて、ＥＰＳアシスト制御部２５から出力される第１ＥＰＳモータ電流指令値Ｉｍ１＊とＥＰＳモータ角制御部２６から出力される第２ＥＰＳモータ電流指令値Ｉｍ２＊とを切り替え、ＥＰＳモータ電流指令値Ｉｍ＊として出力する。より具体的には、ＥＰＳモータ電流指令値切替部２７は、自動操舵制御ユニット（上位制御ユニット）５０から目標ピニオン角θｐ＊が入力されていなければ、第１操舵アシストモードであるものとして、第１ＥＰＳモータ電流指令値Ｉｍ１＊をＥＰＳモータ電流指令値Ｉｍ＊としてＥＰＳモータ電流制御部２８に出力する。また、ＥＰＳモータ電流指令値切替部２７は、自動操舵制御ユニット（上位制御ユニット）５０から目標ピニオン角θｐ＊が入力されていれば、第２操舵アシストモードであるものとして、第２ＥＰＳモータ電流指令値Ｉｍ２＊をＥＰＳモータ電流指令値Ｉｍ＊としてＥＰＳモータ電流制御部２８に出力する。
　ＥＰＳモータ電流制御部２８は、ＥＰＳモータ電流指令値切替部２７から出力されたＥＰＳモータ電流指令値Ｉｍ＊に応じたＥＰＳモータ電流Ｉｍを生成してＥＰＳモータ２２に与える。
　すなわち、ＥＰＳ制御手段２４は、第１操舵アシストモードにおいて、車速Ｖｔにおける操舵トルクＴｓに応じたアシストトルクＴａが得られるように、ＥＰＳモータ２２を電流制御することで、ＥＰＳアクチュエータ２００のトルク制御を行う。また、ＥＰＳ制御手段２４は、第２操舵アシストモードにおいて、自動操舵制御ユニット（上位制御ユニット）５０から入力される目標ピニオン角θｐ＊に追随するように、ＥＰＳモータ２２を電流制御することで、ＥＰＳアクチュエータ２００の角度制御を行う。
　図３は、実施形態１に係る車両用ステアリング制御装置の差動機構制御手段の内部機能構成の一例を示す図である。
　差動機構制御手段３４は、差動機構アクチュエータ指令値生成部３５と、加算器３６，３７と、差動機構アクチュエータ位置制御部３８と、差動機構モータ電流制御部３９と、を含み構成される。
　差動機構アクチュエータ指令値生成部３５は、相関関係判定部３５１と、差動機構アクチュエータ目標角演算部３５２と、を含み構成される。差動機構アクチュエータ指令値生成部３５には、第１角度センサ１４により検出されたピニオン角θｐ、第２角度センサ１５により検出されたステアリング角θｓ、車速センサ１６により検出された車速Ｖｔ、及び自動操舵制御ユニット（上位制御ユニット）５０からの目標ピニオン角θｐ＊が入力される。
　本実施形態における差動機構制御手段３４は、第２操舵アシストモードでは、差動機構アクチュエータ３００が角度制御されることによってステアリング角θｓに生じる角変位を抑制する操舵角変位抑制制御を実現し、第１操舵アシストモードでは、操舵角変位抑制制御によって生じるピニオン角θｐの位相におけるステアリング角θｓの位相の相対的なずれを抑制する位相ずれ抑制制御を実現する。
　相関関係判定部３５１は、第１操舵アシストモード時、つまり、自動操舵制御ユニット（上位制御ユニット）５０から目標ピニオン角θｐ＊が入力されていないとき、ピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係が所定の基準相関関係を満たすか否かを判定する。ピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係及び基準相関関係については後述する。
　差動機構アクチュエータ目標角演算部３５２は、第１操舵アシストモードにおいて、相関関係判定部３５１によってピニオン角θｐとステアリング角θｓとが、所定の相関関係を満たしていないと判定された場合に、車速Ｖｔと、ピニオン角θｐと、ステアリング角θｓとに基づき、差動機構アクチュエータ３００における角度指令、すなわち、差動機構アクチュエータ目標角演算部３５２における差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊を求め、加算器３７に出力する。
　また、差動機構アクチュエータ目標角演算部３５２は、第２操舵アシストモードにおいて、ステアリング角θｓに基づき、差動機構アクチュエータ３００における差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊を求め、加算器３７に出力する。
　加算器３６は、ピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相対差を求め、加算器３７に出力する。このピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相対差が、差動機構アクチュエータ３００における差動機構アクチュエータ角θｄｍとなる。
　加算器３７は、差動機構アクチュエータ目標角演算部３５２から出力された差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊と、加算器３６から出力された差動機構アクチュエータ角θｄｍとの角度偏差Δθｄｍを求め、差動機構アクチュエータ位置制御部３８に出力する。
　差動機構アクチュエータ位置制御部３８は、差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊と差動機構アクチュエータ角θｄｍとの角度偏差Δθｄｍに基づき、差動機構アクチュエータ３００の位置を制御する。すなわち、差動機構アクチュエータ位置制御部３８は、差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊と差動機構アクチュエータ角θｄｍとの角度偏差Δθｄｍを相殺するために必要な差動機構モータ３２の電流指令値（差動機構モータ電流指令値）Ｉａ＊を求め、差動機構モータ電流制御部３９に出力する。
　差動機構モータ電流制御部３９は、差動機構アクチュエータ位置制御部３８から出力された差動機構モータ電流指令値Ｉａ＊に応じた差動機構モータ電流Ｉａを生成して差動機構モータ３２に与える。
　ここで、差動機構制御手段３４における操舵角変位抑制制御の概念について説明する。
　図４は、実施形態１に係る車両用ステアリング制御装置の第２操舵アシストモードにおいて操舵軸に作用するトルクの一例を示す図である。図４に示すように、操舵軸１２には、操舵トルクＴｓ、差動機構アクチュエータ３００によって生じる差動機構アクチュエータトルクＴｄｍ、第２操舵アシストモード時において角度制御されるＥＰＳ装置２０が与える慣性に比例した加速度が変換されたＥＰＳアクチュエータトルクＴｅｐｓ、及び走行中の車両１に働くセルフアライニングトルクＴｓａの各トルクが作用する。
　操舵トルクＴｓ、差動機構アクチュエータトルクＴｄｍ、ＥＰＳアクチュエータトルクＴｅｐｓ、及びセルフアライニングトルクＴｓａとは、下記（１）式で表される。
　Ｔｓ＋Ｔｄｍ＝Ｔｅｐｓ＋Ｔｓａ　・・・（１）
　上記（１）式を操舵トルクＴｓの式として変形すると、下記（２）式が得られる。
　Ｔｓ＝（Ｔｅｐｓ＋Ｔｓａ）－Ｔｄｍ　・・・（２）
　上記（２）式から明らかであるように、第２操舵アシストモード時においてＥＰＳ装置２０によって生じるＥＰＳアクチュエータトルクＴｅｐｓとセルフアライニングトルクＴｓａとを加算したトルク（Ｔｅｐｓ＋Ｔｓａ）は、差動機構アクチュエータ３００によって生じ得る差動機構アクチュエータトルクＴｄｍで相殺することで、運転者に伝達するトルクを抑制することができる。
　また、ステアリングホイール１１には、操舵軸１２に生じる操舵トルクＴｓ、差動機構アクチュエータトルクＴｄｍ、ＥＰＳアクチュエータトルクＴｅｐｓ、セルフアライニングトルクＴｓａを含む各トルクに起因した角変位θｈが生じる。このとき、ステアリングホイール１１まわりの運動方程式は、下記（３）式で与えられる。
　Ｔｓ＋Ｔｄｍ－（Ｔｅｐｓ＋Ｔｓａ）＝Ｊｈ×ｄ２θｈ／ｄｔ　・・・（３）
　上記（３）式を角変位θｈの式として変形すると、下記（４）式が得られる。
　θｈ＝∫∫｛Ｔｓ＋Ｔｄｍ－（Ｔｅｐｓ＋Ｔｓａ）｝／Ｊｈ　・・・（４）
　上記（４）式から明らかであるように、ステアリングホイール１１には、操舵軸１２に生じる操舵トルクＴｓ、差動機構アクチュエータトルクＴｄｍ、ＥＰＳアクチュエータトルクＴｅｐｓ、セルフアライニングトルクＴｓａを含む各トルクに起因した角変位θｈが生じることとなる。また、上記（４）式における角変位θｈをステアリング角θｓに置き換えると、ステアリング角θｓは、第２操舵アシストモード時においてＥＰＳ装置２０によって生じるＥＰＳアクチュエータトルクＴｅｐｓとセルフアライニングトルクＴｓａとを加算したトルク（Ｔｅｐｓ＋Ｔｓａ）を差動機構アクチュエータ３００によって生じ得る差動機構アクチュエータトルクＴｄｍで相殺することで抑制することができる。換言すれば、差動機構アクチュエータトルクＴｄｍを用いて、第２操舵アシストモード時におけるステアリング角θｓを抑制することができる。
　ここで、第１操舵アシストモード時におけるピニオン角θｐとステアリング角θｓとの関係は、下記（５）式で表せる。
　θｐ＝αθｓ　・・・（５）
　上記（５）式において、αはステアリング角θｓに対するピニオン角θｐの比率である。このステアリング角θｓに対するピニオン角θｐの比率αは、０より大きい任意の値に設定可能である。
　図５は、車速Ｖｔにおけるピニオン角θｐとステアリング角θｓとの関係を示す図である。図５に示す例において、横軸はステアリング角θｓの位相を示し、縦軸はピニオン角θｐの位相を示している。また、図５に示す例では、右方向がステアリングホイール１１の右旋回方向を示し、左方向がステアリングホイール１１の左旋回方向を示している。また、図５に示す例では、上方向が操舵輪２ＦＬ，２ＦＲの右転舵方向を示し、下方向が操舵輪２ＦＬ，２ＦＲの左転舵方向を示している。
　図５に示す例では、任意の車速Ｖｔにおけるピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係が、原点（θｐ＝０、θｓ＝０）を通り、且つ、ピニオン角θｐとステアリング角θｓとがプラスの傾きを有する比例関係にある一次直線で表される例を示している。なお、図５に示す例では、ピニオン角θｐとステアリング角θｓとがプラスの傾きを有する比例関係にある一次直線である例を示したが、常に０乃至プラスの傾きを有する三次曲線である構成であっても良い。
　図５に示すように、ステアリング角θｓに対するピニオン角θｐの比率αを大きくすれば（α＝１→α＞１）、小さいステアリング角θｓで大きいピニオン角θｐを得ることができ、ステアリング角θｓに対するピニオン角θｐの比率αを小さくすれば（α＝１→α＜１）、大きいピニオン角θｐを得ようとすればより大きなステアリング角θｓが必要となる。一般に、前者は低速走行に向いており、後者は高速走行に適している。すなわち、第１操舵アシストモード時においては、車速Ｖｔに応じてステアリング角θｓに対するピニオン角θｐの比率αを変化させるようにするのが望ましい。
　本実施形態に係る車両用ステアリング制御装置３では、差動機構アクチュエータ３００における差動機構アクチュエータ角θｄｍを重畳する。このとき、差動機構３１によって決まるステアリング角θｓとピニオン角θｐとの比をβとし、差動機構３１によって決まるステアリング角θｓと差動機構アクチュエータ角θｄｍとの比をγとすると、下記（６）式が得られる。
　θｐ＝βθｓ＋γθｄｍ　・・・（６）
　ここで、ステアリング角θｓとピニオン角θｐとの比β及びステアリング角θｓと差動機構アクチュエータ角θｄｍとの比γは、差動機構３１によって決まる定数値である。
　上記（５）式及び（６）式からピニオン角θｐを消去し、差動機構アクチュエータ角θｄｍの式として変形すると、下記（７）式が得られる。
　θｄｍ＝（α－β）×θｓ／γ　・・・（７）
　上記（７）式における右辺が、本実施形態の第２操舵アシストモードにおける差動機構アクチュエータ３００に対する角度指令、すなわち、差動機構アクチュエータ目標角演算部３５２における差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊となる。上記（７）式が成り立つように差動機構アクチュエータ３００が制御されることで、上記（５）式及び上記（６）式が成立することとなる。
　第１操舵アシストモード時においては、ステアリングシャフト１２ａが差動機構３１の入力軸となり、ピニオンシャフト１２ｂが差動機構３１の出力軸となる。すなわち、差動機構３１には、ステアリング角θｓが入力され、ピニオン角θｐが出力される。
　一方、第２操舵アシストモード時においては、ＥＰＳアクチュエータ２００が角度制御されることによってピニオンシャフト１２ｂに角変位が生じる。このとき、上述したように、慣性に比例した加速度が変換されたＥＰＳアクチュエータトルクＴｅｐｓが発生し、このＥＰＳアクチュエータトルクＴｅｐｓがピニオンシャフト１２ｂ、差動機構３１、ステアリングシャフト１２ａを介してステアリングホイール１１に伝達する。このＥＰＳアクチュエータトルクＴｅｐｓが操舵トルクＴｓよりも大きい場合には、ステアリングホイール１１にＥＰＳアクチュエータトルクＴｅｐｓと操舵トルクＴｓとのトルク差に応じた角変位が生じることとなる。すなわち、第２操舵アシストモード時においては、ピニオンシャフト１２ｂが差動機構３１の入力軸となり、ステアリングシャフト１２ａが差動機構３１の出力軸となり得る。このとき、差動機構３１には、ピニオン角θｐが入力され、ステアリング角θｓが出力される。従って、上記（５）式及び（６）式をステアリング角θｓの式として変形すると、下記（８）式及び（９）式が得られる。
　θｓ＝θｐ／α　・・・（８）
　θｓ＝（θｐ－γθｄｍ）／β　・・・（９）
　上記（８）式から明らかであるように、ステアリング角θｓは、ピニオン角θｐにステアリング角θｓに対するピニオン角θｐの比率αの逆数、すなわち、ピニオン角θｐに対するステアリング角θｓの比率である１／αを乗じた値となる。従って、第２操舵アシストモード時においては、ピニオン角θｐに対するステアリング角θｓの比１／αが小さくなるように、すなわち、ステアリング角θｓに対するピニオン角θｐの比率αを大きくすれば、ステアリングホイール１１に生じる角変位（操舵角変位）を抑制した操舵角変位抑制制御を実現することができる。
　従って、本実施形態に係る車両用ステアリング制御装置３における第２操舵アシストモードにおいて、差動機構アクチュエータ目標角演算部３５２は、ステアリング角θｓの角変位がピニオン角θｐの角変位に対して小さくなるようなステアリング角θｓに対するピニオン角θｐの比率αを上記（７）式に適用して、差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊を求める。
　すなわち、第２操舵アシストモードでは、ステアリング角θｓの角変位がピニオン角θｐの角変位に対して小さくなるようなステアリング角θｓに対するピニオン角θｐの比率αによって差動機構アクチュエータ３００が角度制御される。これにより、第２操舵アシストモードでは、ステアリング角θｓの角変位を目標ピニオン角θｐ＊の角変位に対して小さくする操舵角変位抑制制御を実現することができる。
　このとき、差動機構アクチュエータ３００は、第２操舵アシストモードにおいてＥＰＳ装置２０によって与えられるＥＰＳアクチュエータトルクＴｅｐｓを打ち消す方向、すなわち、ＥＰＳアクチュエータトルクＴｅｐｓによって操舵軸１２に与えられるピニオン角θｐを打ち消すように、ＥＰＳアクチュエータトルクＴｅｐｓとは逆向きの差動機構アクチュエータ角θｄｍが与えられる。これにより、ＥＰＳアクチュエータトルクＴｅｐｓによって生じるピニオン角θｐとは逆向きの差動機構アクチュエータ角θｄｍが生じ、その結果として、ステアリング角θｓの角変位が抑制され、ＥＰＳ装置２０によって第２操舵アシストモードで発生するトルク（ＥＰＳアクチュエータトルクＴｅｐｓ）が運転者によるステアリングホイール１１の操舵に与える影響を抑制することができる。
　次に、差動機構制御手段３４における位相ずれ抑制制御の概念について説明する。
　図６は、実施形態１に係る車両用ステアリング制御装置の車速Ｖｔにおけるピニオン角θｐとステアリング角θｓとの基準相関関係、相関関係許容領域、及び相関関係逸脱領域の一例を示す図である。
　図６に示す例において、横軸はステアリング角θｓの位相を示し、縦軸はピニオン角θｐの位相を示している。また、図６に示す例では、右方向がステアリングホイール１１の右旋回方向を示し、左方向がステアリングホイール１１の左旋回方向を示している。また、図６に示す例では、上方向が操舵輪２ＦＬ，２ＦＲの右転舵方向を示し、下方向が操舵輪２ＦＬ，２ＦＲの左転舵方向を示している。
　図６に示す例では、任意の車速Ｖｔにおけるピニオン角θｐの位相とステアリング角θｓの位相との基準相関関係Ｃｒｅｆを実線で示している。また、本実施形態では、ステアリング角θｓに対し、基準相関関係Ｃｒｅｆ上の基準ステアリング角θｓｒｅｆの位相（基準位相）よりも小さいステアリング角下限値θｓ－と、基準相関関係Ｃｒｅｆ上の基準ステアリング角θｓｒｅｆの位相（基準位相）よりも大きいステアリング角上限値θｓ＋を設けている（θｓ－＜θｓｒｅｆ＜θｓ＋）。以下、このθｓ－＜θｓｒｅｆ＜θｓ＋を満たす領域Ａｒｅを、「相関関係許容領域」という。また、相関関係許容範囲外の領域Ｄｒｅを、「相関関係逸脱領域」という。なお、基準相関関係Ｃｒｅｆ、相関関係許容領域Ａｒｅ、及び相関関係逸脱領域Ｄｒｅは、車速Ｖｔに応じて変化するようにしても良い。
　本実施形態では、上述したように、第２操舵アシストモードにおいて、ステアリング角θｓの角変位がピニオン角θｐの角変位に対して小さくなるように差動機構アクチュエータ３００の角度制御を行う操舵角変位抑制制御を実施する。この操舵角変位抑制制御によって、ピニオン角θｐの位相に対応する基準ステアリング角θｓｒｅｆの位相（基準位相）に対するステアリング角θｓの位相の相対的なずれを生じ、ステアリング角θｓの位相が相関関係許容領域Ａｒｅから逸脱する場合がある。ステアリング角θｓの位相が相関関係許容領域Ａｒｅから逸脱した状態で、第２操舵アシストモードから第１操舵アシストモードに移行すると、ステアリングホイール１１の操舵角と操舵輪２ＦＬ，２ＦＲの転舵角との間に不整合が生じる。以下、図７を参照して、第２操舵アシストモード時の操舵角変位抑制制御によって、ピニオン角θｐの位相に対応する基準ステアリング角θｓｒｅｆの位相に対するステアリング角θｓの位相の相対的なずれを生じ、第１操舵アシストモードへ移行した際にステアリングホイール１１の操舵角と操舵輪２ＦＬ，２ＦＲの転舵角との間に不整合が生じた例について説明する。
　図７は、第２操舵アシストモードから第１操舵アシストモードへの移行時にピニオン角θｐの位相に対応する基準ステアリング角θｓｒｅｆの位相に対し、ステアリング角θｓの位相がずれた状態例を示す図である。
　図７に示す例において、Ａは第２操舵アシストモードに移行する前の第１操舵アシストモード時におけるピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係を示し、Ｂは第２操舵アシストモードにおける操舵角変位抑制制御によってピニオン角θｐの位相に対応する基準ステアリング角θｓｒｅｆの位相に対してステアリング角θｓの相対的なずれを生じたときのピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係を示し、Ｃはピニオン角θｐの位相に対応する基準ステアリング角θｓｒｅｆの位相に対してステアリング角θｓの相対的なずれを生じた状態でステアリングホイール１１をセンター位置（ステアリング角の位相が「０」）としたときのピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係を示し、Ｄはピニオン角θｐの位相に対応する基準ステアリング角θｓｒｅｆの位相に対してステアリング角θｓの相対的なずれを生じた状態で操舵輪２ＦＬ，２ＦＲを直進位置（ピニオン角の位相が「０」）としたときのピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係を示している。
　図７に示す例では、第１操舵アシストモードにおいて、ピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係が相関関係許容領域Ａｒｅ内のＡであるとき、自動操舵制御ユニット（上位制御ユニット）５０から目標ピニオン角θｐ＊が入力されて第２操舵アシストモードに移行して操舵角変位抑制制御が実行されると、ピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係が、相関関係許容領域Ａｒｅから逸脱して相関関係逸脱領域Ｄｒｅ内のＢとなった例を示している。この状態で第１操舵アシストモードに移行し、運転者がステアリングホイール１１を操舵してステアリングホイール１１をセンター位置とすると、ピニオン角θｐの位相がΔθｐずれることとなり、操舵輪２ＦＬ，２ＦＲの転舵角にΔθｐのオフセット角が付いた状態となる。このとき、図７に示す例では、車両１が直進せず右方向にΔθｐに相当する角度の分だけ曲がって進むこととなる。また、車両１を直進させるべく、操舵輪２ＦＬ，２ＦＲの転舵角を直進位置とすると、ステアリング角θｓの位相がΔθｓずれることとなり、ステアリングホイール１１にΔθｓのオフセット角が付いた状態となる。このとき、図７に示す例では、ステアリングホイール１１がΔθｓだけ左方向に切られた状態となる。
　このため、本実施形態に係る車両用ステアリング制御装置３における位相ずれ抑制制御では、基準相関関係Ｃｒｅｆ上におけるピニオン角θｐの位相に対応する基準ステアリング角θｓｒｅｆの位相に対するステアリング角θｓの位相の相対的なずれを抑制する。換言すれば、ピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係が所定の相関関係を満たすようにステアリング角θｓの位相を制御する。
　図８は、実施形態１に係る車両用ステアリング制御装置における位相ずれ抑制制御の動作例を示す図である。
　図８に示す例では、図７に示した例と同様に、第１操舵アシストモードにおいてピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係が相関関係許容領域Ａｒｅ内のＡ（ステアリング角θｓ１）であるとき、自動操舵制御ユニット（上位制御ユニット）５０から目標ピニオン角θｐ＊が入力されて第２操舵アシストモードに移行して操舵角変位抑制制御が実行されると、ピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係が、相関関係許容領域Ａｒｅから逸脱して相関関係逸脱領域Ｄｒｅ内のＢ（ステアリング角θｓ２）となった例を示している。このとき、本実施形態に係る車両用ステアリング制御装置３では、第１操舵アシストモードに移行すると、ピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係がＥ（ステアリング角θｓｒｅｆ）となるように、位相ずれ抑制制御を実施する。これにより、第２操舵アシストモードにおける操舵角変位抑制制御によって、ピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係が相関関係許容領域Ａｒｅから逸脱した場合でも、第１操舵アシストモードにおける位相ずれ抑制制御によって、ピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係が所定の相関関係許容領域Ａｒｅを満たすように制御することができる。
　以下、図１、図３、図６及び図８を参照して、第１操舵アシストモードにおける位相ずれ抑制制御の実現手法について説明する。
　相関関係判定部３５１は、上述したように、第１操舵アシストモード時、つまり、自動操舵制御ユニット（上位制御ユニット）５０から目標ピニオン角θｐ＊が入力されていないとき、ピニオン角θｐとステアリング角θｓとが、所定の相関関係を満たすか否かを判定する。より具体的には、相関関係判定部３５１は、ピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係が任意の車速Ｖｔにおける相関関係許容領域Ａｒｅ（例えば、図６に示すθｓ－＜θｓｒｅｆ＜θｓ＋）内であるか否かを判定し、当該判定結果を差動機構アクチュエータ目標角演算部３５２に出力する。なお、任意の車速Ｖｔにおけるピニオン角θｐとステアリング角θｓとの基準相関関係Ｃｒｅｆ及び相関関係許容領域Ａｒｅについては、例えば、任意の車速Ｖｔ毎の基準相関関係Ｃｒｅｆを規定したテーブルや演算式、及び、相関関係許容領域Ａｒｅを規定したテーブルや演算式を相関関係判定部３５１が有する構成であっても良いし、これらのテーブルや演算式で規定された基準相関関係Ｃｒｅｆ及び相関関係許容領域Ａｒｅを図示しない外部の記憶部に保存しておき、相関関係判定部３５１が読み出す構成であっても良い。また、任意の車速Ｖｔ毎の基準相関関係Ｃｒｅｆ及び相関関係許容領域Ａｒｅを相関関係判定部３５１が複数有していても良いし、これら複数の基準相関関係Ｃｒｅｆ及び相関関係許容領域Ａｒｅを相関関係判定部３５１が外部の記憶部から読み出し可能な構成であっても良い。
　相関関係判定部３５１によってピニオン角θｐとステアリング角θｓとが所定の相関関係を満たしていないと判定されると、差動機構アクチュエータ目標角演算部３５２は、車速Ｖｔとピニオン角θｐとステアリング角θｓとに基づき、差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊を演算する。このとき、差動機構アクチュエータ目標角演算部３５２は、任意の車速Ｖｔにおけるピニオン角θｐの位相とステアリング角θｓの位相との基準相関関係Ｃｒｅｆに基づき、差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊を求める。より具体的には、ピニオン角θｐの位相に対応する基準相関関係Ｃｒｅｆ上の基準ステアリング角θｓｒｅｆの位相（基準位相）を、位相ずれ抑制制御における目標位相とし、その目標位相までの位相角Δθｓを、差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊とする。なお、任意の車速Ｖｔにおけるピニオン角θｐとステアリング角θｓとの基準相関関係Ｃｒｅｆについては、例えば、任意の車速Ｖｔ毎の基準相関関係Ｃｒｅｆを規定したテーブルや演算式を差動機構アクチュエータ目標角演算部３５２が有する構成であっても良いし、これらのテーブルや演算式で規定された基準相関関係Ｃｒｅｆを図示しない外部の記憶部に保存しておき、差動機構アクチュエータ目標角演算部３５２が読み出す構成であっても良い。また、任意の車速Ｖｔ毎の基準相関関係Ｃｒｅｆを相関関係判定部３５１が複数有していても良いし、これら複数の基準相関関係Ｃｒｅｆを相関関係判定部３５１が外部の記憶部から読み出し可能な構成であっても良い。
　本実施形態に係る車両用ステアリング制御装置３では、任意の車速Ｖｔにおけるピニオン角θｐの位相に対応する基準ステアリング角θｓｒｅｆの位相（基準位相）を定義した基準相関関係Ｃｒｅｆと、基準相関関係Ｃｒｅｆ上の基準ステアリング角θｓｒｅｆの位相（基準位相）に対するステアリング角θｓの相関関係許容領域Ａｒｅを規定し、第２操舵アシストモードから第１操舵アシストモードに移行したとき、ピニオン角θｐの位相に対応する基準相関関係Ｃｒｅｆ上の基準ステアリング角θｓｒｅｆの位相（基準位相）に対するステアリング角θｓの位相の相対的なずれを抑制する位相ずれ抑制制御を実施する。これにより、第１操舵アシストモード時における操舵角変位抑制制御によって生じるステアリングホイール１１の操舵角と操舵輪２ＦＬ，２ＦＲの転舵角との不整合による違和感を軽減することが可能となる。
　以上説明したように、実施形態１に係る車両用ステアリング制御装置３は、ステアリングホイール１１と、操舵輪２ＦＬ，２ＦＲを操舵駆動するラックアンドピニオン１８との間が差動機構３１を介して接続され、ラックアンドピニオン１８と操舵輪２ＦＬ，２ＦＲとの間に減速機構２１が設けられたステアリング機構１００において、減速機構２１を制御するＥＰＳ制御手段（第１制御手段）２４と、差動機構３１を制御する差動機構制御手段（第２制御手段）３４と、を備えている。
　また、実施形態に係る車両用ステアリング制御装置３は、ＥＰＳ制御手段（第１制御手段）２４及び差動機構制御手段（第２制御手段）３４の動作モードとして、運転者の操舵を補助する第１操舵アシストモードと、運転者の操舵とは独立して自動操舵を行う第２操舵アシストモードと、を有している。
　上記構成において、差動機構制御手段（第２制御手段）３４は、第１操舵アシストモードにおいて、ピニオン角θｐの位相（差動機構３１のラックアンドピニオン１８側の位相）に対応する基準ステアリング角θｓｒｅｆの位相（差動機構３１のステアリングホイール１１側の基準位相）に対するステアリング角θｓの位相（差動機構３１のステアリングホイール１１側の位相）の相対的なずれを抑制する位相ずれ抑制制御を行う。
　これにより、第１操舵アシストモード時における操舵角変位抑制制御によって生じるステアリングホイール１１の操舵角と操舵輪２ＦＬ，２ＦＲの転舵角との不整合による違和感を軽減することができる。
　また、差動機構制御手段（第２制御手段）３４は、ピニオン角θｐの位相（差動機構３１のラックアンドピニオン１８側の位相）に対応するステアリング角θｓの位相（差動機構３１のステアリングホイール１１側の位相）の基準ステアリング角θｓｒｅｆ（差動機構３１のステアリングホイール１１側の位相の基準位相）を定義した基準相関関係Ｃｒｅｆ及び基準位相に対する相関関係許容領域Ａｒｅが規定され、第１操舵アシストモードにおいて、ステアリング角θｓの位相（差動機構３１のステアリングホイール１１側の位相）が相関関係許容領域Ａｒｅ内となるように、位相ずれ抑制制御を行う。
　これにより、操舵角変位抑制制御によって生じるステアリング角θｓの位相（差動機構３１のステアリングホイール１１側の位相）の基準ステアリング角θｓｒｅｆの位相（差動機構３１のステアリングホイール１１側の基準位相）に対する相対的なずれを抑制することができる。
　また、差動機構制御手段（第２制御手段）３４は、ステアリング角θｓの位相（差動機構３１のステアリングホイール１１側の位相）が相関関係許容領域Ａｒｅから逸脱している場合に、位相ずれ抑制制御を行う。
　これにより、ステアリング角θｓの位相（差動機構３１のステアリングホイール１１側の位相）が相関関係許容領域Ａｒｅから逸脱している場合に、第１操舵アシストモード時における操舵角変位抑制制御によって生じるステアリングホイール１１の操舵角と操舵輪２ＦＬ，２ＦＲの転舵角との不整合による違和感を軽減することができる。
　また、差動機構制御手段（第２制御手段）３４は、基準ステアリング角θｓｒｅｆの位相（差動機構３１のステアリングホイール１１側の基準位相）を、位相ずれ抑制制御における目標位相とする。
　これにより、ステアリング角θｓの位相（差動機構３１のステアリングホイール１１側の位相）を、基準ステアリング角θｓｒｅｆの位相（差動機構３１のステアリングホイール１１側の基準位相）と一致させることができる。
（実施形態２）
　図９は、実施形態２に係る車両用ステアリング制御装置の差動機構制御手段の内部機能構成の一例を示す図である。図１０は、実施形態２に係る車両用ステアリング制御装置における位相ずれ抑制制御の動作概念を示す図である。なお、実施形態２に係る車両用ステアリング制御装置、及びＥＰＳ制御手段の構成は、上述した実施形態１と同様であるので、ここでは説明を省略する。
　ここでは、まず、実施形態２に係る車両用ステアリング制御装置３における位相ずれ抑制制御の動作概念について説明する。
　本実施形態における位相ずれ抑制制御によるステアリングホイール１１の挙動は、言うまでもなく運転者の意図とは異なる挙動を示すものである。図１０に示す例では、第１操舵アシストモードから第２操舵アシストモードへの移行によって、ピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係が、相関関係許容領域Ａｒｅから逸脱して相関関係逸脱領域Ｄｒｅ内のＧとなった例、及び、ピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係が、相関関係許容領域Ａｒｅから逸脱して相関関係逸脱領域Ｄｒｅ内のＨとなった例を示している。
　図１０に示す例において、ピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係がＧである場合の差動機構アクチュエータ目標角を第１差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ１＊、ピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係がＨである場合の差動機構アクチュエータ目標角を第２差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ２＊としたとき、θｄｍ１＊＜θｄｍ２＊となる。このため、ピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係がＧである場合と、ピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係がＨである場合とで、差動機構アクチュエータ３００における角速度を等速とすると、特に、図１０に示すピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係がＨである場合のように、位相ずれ抑制制御における差動機構アクチュエータ３００の制御量（第２差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ２＊）が大きい場合には、ステアリングホイール１１が急回転することとなり、運転者の意図的なステアリングホイール１１の操舵に影響を及ぼすこととなる。
　本実施形態に係る車両用ステアリング制御装置３の差動機構制御手段３４ａでは、差動機構アクチュエータ指令値生成部３５ａが差動機構アクチュエータ目標角速度演算部３５３を含む構成としている。
　差動機構アクチュエータ目標角速度演算部３５３は、第１操舵アシストモード時、つまり、自動操舵制御ユニット（上位制御ユニット）５０から目標ピニオン角θｐ＊が入力されていないとき、相関関係判定部３５１によってピニオン角θｐとステアリング角θｓとが所定の相関関係を満たしていないと判定されると、差動機構アクチュエータ目標角演算部３５２から出力される差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊に応じた目標角速度（差動機構アクチュエータ目標角速度）ωｄｍ＊を後段の差動機構アクチュエータ位置制御部３８ａに出力する。より具体的には、差動機構アクチュエータ目標角速度演算部３５３は、差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊、すなわち、位相ずれ抑制制御における差動機構アクチュエータ３００の制御量が大きいほど、差動機構アクチュエータ目標角速度ωｄｍ＊を小さくする。また、差動機構アクチュエータ目標角速度演算部３５３は、差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊、すなわち、位相ずれ抑制制御における差動機構アクチュエータ３００の制御量が小さいほど、差動機構アクチュエータ目標角速度ωｄｍ＊を大きくする。
図１１は、実施形態２に係る車両用ステアリング制御装置の位相ずれ抑制制御における差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊と差動機構アクチュエータ目標角速度ωｄｍ＊との関係の一例を示す図である。図１１に示す例において、横軸は差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊を示し、縦軸は差動機構アクチュエータ目標角速度ωｄｍ＊を示している。
　図１１に示す例では、差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊と差動機構アクチュエータ目標角速度ωｄｍ＊とがマイナスの傾きを有する比例関係にある一次直線で表される例を示している。なお、図１１に示す例では、差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊と差動機構アクチュエータ目標角速度ωｄｍ＊とがマイナスの傾きを有する比例関係にある一次直線である例を示したが、差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊と差動機構アクチュエータ目標角速度ωｄｍ＊とが反比例関係にある構成であっても良い。
　また、差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊に応じた差動機構アクチュエータ目標角速度ωｄｍ＊については、例えば、差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊と差動機構アクチュエータ目標角速度ωｄｍ＊との関係を規定したテーブルや演算式を差動機構アクチュエータ目標角速度演算部３５３が有する構成であっても良いし、差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊と差動機構アクチュエータ目標角速度ωｄｍ＊との関係を規定したテーブルや演算式を図示しない外部の記憶部に保存しておき、相関関係判定部３５１が読み出す構成であっても良い。
　図９に戻り、差動機構アクチュエータ位置制御部３８ａは、差動機構アクチュエータ目標角演算部３５２から出力される差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊と差動機構アクチュエータ角θｄｍとの差分値Δθｄｍ、及び、差動機構アクチュエータ目標角速度演算部３５３から出力される差動機構アクチュエータ目標角速度ωｄｍ＊に基づき、差動機構アクチュエータ３００の位置を制御する。すなわち、差動機構アクチュエータ位置制御部３８ａは、差動機構アクチュエータ目標角速度ωｄｍ＊に応じて、差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊と差動機構アクチュエータ角θｄｍとの角度偏差Δθｄｍを相殺するために必要な差動機構モータ３２の電流指令値（差動機構モータ電流指令値）Ｉａ＊を求め、差動機構モータ電流制御部３９に出力する。
　以降の処理は、実施形態１と同一であるので、ここでは説明を省略する。
　本実施形態に係る車両用ステアリング制御装置３では、第２操舵アシストモードから第１操舵アシストモードに移行したとき、差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊に応じた差動機構アクチュエータ目標角速度ωｄｍ＊で、差動機構モータ３２を電流制御することで、差動機構アクチュエータ３００の角度制御を行う。より具体的には、差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊が大きいほど、差動機構アクチュエータ目標角速度ωｄｍ＊を小さくする。また、差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊が小さいほど、差動機構アクチュエータ目標角速度ωｄｍ＊を大きくする。これにより、差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊が大きく、位相ずれ抑制制御における差動機構アクチュエータ３００の制御量が大きい場合に、ステアリングホイール１１の急回転を抑制することができ、運転者の意図的なステアリングホイール１１の操舵への影響を小さくすることができる。
　以上説明したように、実施形態２に係る車両用ステアリング制御装置３において、差動機構制御手段（第２制御手段）３４は、ステアリング角θｓの位相（差動機構３１のステアリングホイール１１側の位相）が目標位相に至るまでの位相ずれ抑制制御における制御量に応じた角速度で、差動機構３１を制御する。
　これにより、運転者の意図的なステアリングホイール１１の操舵への影響を考慮した制御が可能となる。
　また、差動機構制御手段（第２制御手段）３４は、位相ずれ抑制制御における制御量が大きいほど角速度を小さく、位相ずれ抑制制御における制御量が小さいほど角速度を大きくする。
　これにより、位相ずれ抑制制御における制御量が大きい場合に、ステアリングホイール１１の急回転を抑制することができ、運転者の意図的なステアリングホイール１１の操舵への影響を小さくすることができる。
（実施形態３）
　図１２は、実施形態３に係る車両用ステアリング制御装置における位相ずれ抑制制御の動作例を示す図である。図１２に示す例では、基準相関関係Ｃｒｅｆ上における基準位相点がｐ，ｑ，ｒ，ｓ，ｔ，ｕの順で変化した場合における動作例を示している。なお、実施形態３に係る車両用ステアリング制御装置、ＥＰＳ制御手段、及び差動機構制御手段の構成は、上述した実施形態１と同様であるので、ここでは説明を省略する。
　実施形態１，２では、ピニオン角θｐに対応する基準相関関係Ｃｒｅｆ上の基準ステアリング角θｓｒｅｆの位相（基準位相）を位相ずれ抑制制御における目標位相とし、その目標位相までの位相角Δθｓを、差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊とする例について説明したが、本実施形態では、運転者によるステアリングホイール１１の操舵方向、すなわち、ステアリング角θｓの位相の変化方向に応じて、位相ずれ抑制制御における目標位相を変更する例について説明する。
　実施形態１，２では、位相ずれ抑制制御を行う際に、基準ステアリング角θｓｒｅｆが変化しないことを前提としていたが、位相ずれ抑制制御を実施しているときに運転者がステアリングホイール１１を操作して基準ステアリング角θｓｒｅｆがずれる可能性がある。また、実施形態１，２では、運転者がステアリングホイール１１を操作する際のステアリング角θｓの位相の変化方向と、位相ずれ抑制制御によるステアリング角θｓの位相の変化方向とが、必ずしも一致しないため、運転者の意図的なステアリングホイール１１の操舵に多大な影響を及ぼす場合がある。すなわち、運転者によるステアリングホイール１１の操舵方向と、位相ずれ抑制制御によるステアリング角θｓの制御方向とが逆向きとなると、運転者の意図的なステアリングホイール１１の操舵に与える影響が大きくなり、運転者の違和感や不安感を増大させる要因となる。
　本実施形態では、上述したように、ステアリング角θｓの位相の変化方向に応じて、位相ずれ抑制制御における目標位相を変更する。より具体的には、ステアリング角θｓの位相が図中の左方向、すなわち、ステアリング角θｓの位相が小さくなる方向に変化しているとき、ステアリング角θｓの位相が小さくなる方向に所定のΔθｓだけずれた位相を位相ずれ抑制制御における目標位相とし、その目標位相までの位相角Δθｓを、差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊とする。また、ステアリング角θｓの位相が図中の右方向、すなわち、ステアリング角θｓの位相が大きくなる方向に変化しているとき、ステアリング角θｓの位相が大きくなる方向に所定のΔθｓだけずれた位相を位相ずれ抑制制御における目標位相とし、その目標位相までの位相角Δθｓを、差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊とする。以下、図１２を参照して、実施形態３に係る車両用ステアリング制御装置３における位相ずれ抑制制御について説明する。
　図１２に示すように、基準相関関係Ｃｒｅｆ上における基準位相点がｐ，ｑ，ｒ，ｓ，ｔ，ｕの順で変化するとき、基準相関関係Ｃｒｅｆ上における基準ステアリング角θｓｒｅｆの位相は、θｓｐ，θｓｑ，θｓｒ，θｓｓ，θｓｔ，θｓｕの順で変化する。このとき、基準相関関係Ｃｒｅｆ上における基準ステアリング角θｓｒｅｆの位相θｓｐ，θｓｑ，θｓｒ，θｓｓ，θｓｔ，θｓｕの変化方向は、図中の矢示方向となる。
　まず、第２操舵アシストモードから第１操舵アシストモードへの移行後において、ピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係がＰであるとき、基準ステアリング角θｓｒｅｆの位相θｓｐが小さくなる方向に変化しているため、差動機構アクチュエータ目標角演算部３５２は、相関関係Ｐにおけるステアリング角θｓの位相が小さくなる方向にΔθｓだけずれた位相を目標位相とし、その目標位相までの位相角Δθｓを、差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊とする。これにより、ピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係がＱとなる。
　続いて、ピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係がＱであるとき、基準ステアリング角θｓｒｅｆの位相θｓｑが大きくなる方向に変化しているため、差動機構アクチュエータ目標角演算部３５２は、相関関係Ｑにおけるステアリング角θｓの位相が大きくなる方向にΔθｓだけずれた位相を目標位相とし、その目標位相までの位相角Δθｓを、差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊とする。これにより、ピニオン角θｐとステアリング角θｓとの相関関係がＲとなる。
　以下、相関関係Ｖが相関関係許容領域Ａｒｅ内となるまで、位相ずれ抑制制御が繰り返し実行される。
　本実施形態に係る車両用ステアリング制御装置３では、第２操舵アシストモードから第１操舵アシストモードに移行したとき、基準ステアリング角θｓｒｅｆの位相の変化方向に応じて、位相ずれ抑制制御における目標位相を変更する。より具体的には、基準ステアリング角θｓｒｅｆの位相が図中の左方向、すなわち、基準ステアリング角θｓｒｅｆの位相が変化している方向に所定のΔθｓだけずれた位相を目標位相とし、その目標位相までの位相角Δθｓを、差動機構アクチュエータ目標角θｄｍ＊とする。これにより、運転者によるステアリングホイール１１の操舵方向、すなわち、運転者によるステアリングホイール１１の操舵方向と、位相ずれ抑制制御によるステアリング角θｓの位相の変化方向とを一致させることができる。
　なお、上述した例では、ステアリング角θｓの位相が変化していることを前提として説明したが、本実施形態では、ステアリング角θｓの位相が変化していないときには、位相ずれ抑制制御を実行しないものとする。すなわち、運転者がステアリングホイール１１を操舵しているときのみ、位相ずれ抑制制御を実行する。これにより、運転者の意図的なステアリングホイール１１の操舵に与える影響を小さくすることができる。
　以上説明したように、実施形態３に係る車両用ステアリング制御装置３において、差動機構制御手段（第２制御手段）３４は、ステアリング角θｓの位相（差動機構３１のステアリングホイール１１側の位相）の変化方向に応じて、位相ずれ抑制制御における目標位相を変更する。
　これにより、運転者によるステアリングホイール１１の操舵方向を考慮した制御が可能となる。
　また、差動機構制御手段（第２制御手段）３４は、ステアリング角θｓの位相（差動機構３１のステアリングホイール１１側の位相）の変化方向に一致した所定位相を、位相ずれ抑制制御における目標位相とする。
　これにより、運転者によるステアリングホイール１１の操舵方向と、位相ずれ抑制制御によるステアリング角θｓの位相（差動機構３１のステアリングホイール１１側の位相）の変化方向とを一致させることができる。
　また、差動機構制御手段（第２制御手段）３４は、スタリング角θｓの位相（差動機構３１のステアリングホイール１１側の位相）が変化しているときに位相ずれ抑制制御を行う。
　これにより、運転者がステアリングホイール１１を操舵しているときのみ、運転者によるステアリングホイール１１の操舵方向と、位相ずれ抑制制御によるステアリング角θｓの位相（差動機構３１のステアリングホイール１１側の位相）の変化方向とを一致させた位相ずれ抑制制御を実行することができ、運転者の意図的なステアリングホイール１１の操舵に与える影響を小さくすることができる。
　なお、上述した実施形態では、ＥＰＳ制御ユニット２３内にＥＰＳ制御手段（第１制御手段）２４が内包され、差動機構制御ユニット３３内に差動機構制御手段（第２制御手段）３４が内包される例を示したが、ＥＰＳ制御手段（第１制御手段）２４及び差動機構制御手段（第２制御手段）３４は、同一の制御ユニットに内包される構成であっても良いし、ＥＰＳ制御ユニット２３及び差動機構制御ユニット３３が１つの制御ユニットとして構成されていても良い。これら制御ユニットの構成や、ＥＰＳ制御手段（第１制御手段）２４及び差動機構制御手段（第２制御手段）３４の物理的な構成により本発明が限定されるものではない。
　１　車両
　２ＦＬ　左操舵輪
　２ＦＲ　右操舵輪
　３　車両用ステアリング制御装置
　１１　ステアリングホイール
　１２　操舵軸
　１２ａ　ステアリングシャフト
　１２ｂ　ピニオンシャフト
　１３　トルクセンサ
　１４　第１角度センサ
　１５　第２角度センサ
　１６　車速センサ
　１８　ラックアンドピニオン
　１８ａ　ピニオン
　１８ｂ　ラック
　１９　タイロッド
　２０　ＥＰＳ装置
　２１　減速機構
　２２　ＥＰＳモータ
　２３　ＥＰＳ制御ユニット
　２４　ＥＰＳ制御手段（第１制御手段）
　２５　ＥＰＳアシスト制御部
　２６　ＥＰＳモータ角制御部
　２７　ＥＰＳモータ電流指令値切替部
　２８　ＥＰＳモータ電流制御部
　３０　差動装置
　３１　差動機構
　３２　差動機構モータ
　３３　差動機構制御ユニット
　３４，３４ａ　差動機構制御手段（第２制御手段）
　３５，３５ａ　差動機構アクチュエータ指令値生成部
　３６　加算器
　３７　加算器
　３８，３８ａ　差動機構アクチュエータ位置制御部
　３９　差動機構モータ電流制御部
　５０　上位制御ユニット（自動操舵制御ユニット）
　１００　ステアリング機構
　２００　ＥＰＳアクチュエータ
　２５１　ＥＰＳモータアシストトルク演算部
　２５２　第１ＥＰＳモータ電流指令値演算部
　２６１　ＥＰＳモータ目標角演算部
　２６２　加算器
　２６３　第２ＥＰＳモータ電流指令値演算部
　３００　差動機構アクチュエータ
　３５１　相関関係判定部
　３５２　差動機構アクチュエータ目標角演算部
　３５３　差動機構アクチュエータ目標角速度演算部
　Ａ，Ｂ，Ｃ，Ｄ，Ｅ，Ｆ，Ｐ，Ｑ，Ｒ，Ｓ，Ｔ，Ｕ，Ｖ　相関関係
　Ａｒｅ　相関関係許容領域
　Ｃｒｅｆ　基準相関関係
　Ｄｒｅ　相関関係逸脱領域
　Ｉａ　差動機構モータ電流
　Ｉａ＊　差動機構モータ電流指令値
　Ｉｍ　ＥＰＳモータ電流
　Ｉｍ＊　ＥＰＳモータ電流指令値
　Ｉｍ１＊　第１ＥＰＳモータ電流指令値
　Ｉｍ２＊　第２ＥＰＳモータ電流指令値
　ｐ，ｑ，ｒ，ｓ，ｔ，ｕ，ｖ　基準位相点
　Ｔａ　アシストトルク
　Ｔｄｍ　差動機構アクチュエータトルク
　Ｔｅｐｓ　ＥＰＳアクチュエータトルク
　Ｔｓ　操舵トルク
　Ｔｓａ　セルフアライニングトルク
　α　ステアリング角θｓに対するピニオン角θｐの比率
　θｄｍ　差動機構アクチュエータ角
　θｄｍ＊　差動機構アクチュエータ目標角
　θｄｍ１＊　第１差動機構アクチュエータ目標角
　θｄｍ２＊　第２差動機構アクチュエータ目標角
　θｅｐｓ　ＥＰＳアクチュエータ角
　θｅｐｓ＊　ＥＰＳアクチュエータ目標角
　θｈ　角変位
　θｍ　ＥＰＳモータ角
　θｍ＊　ＥＰＳモータ目標角
　θｓ　ステアリング角
　θｓｐ，θｓｑ，θｓｒ，θｓｓ，θｓｔ，θｓｕ，θｓｖ　基準ステアリング角
　θｓｒｅｆ　基準ステアリング角
　θｓ－　ステアリング角下限値
　θｓ＋　ステアリング角上限値
　θｐ　ピニオン角
　θｐ＊　目標ピニオン角
　Δθｄｍ　角度偏差（差動機構アクチュエータ）
　Δθｍ　角度偏差（ＥＰＳモータ）

Claims (10)

  1. 　ステアリングホイールと、操舵輪を操舵駆動するラックアンドピニオンとの間が差動機構を介して接続され、前記ラックアンドピニオンと前記操舵輪との間に減速機構が設けられたステアリング機構において、前記減速機構を制御する第１制御手段と、
    　前記ステアリング機構において、前記差動機構を制御する第２制御手段と、
    　を備え、
    　前記第１制御手段及び前記第２制御手段の動作モードとして、
    　運転者の操舵を補助する第１操舵アシストモードと、
    　運転者の操舵とは独立して操舵を行う第２操舵アシストモードと、
    　を有し、
    　前記第２制御手段は、
    　前記第１操舵アシストモードにおいて、
    　前記差動機構の前記ラックアンドピニオン側の位相に対応する前記差動機構の前記ステアリングホイール側の基準位相に対する前記差動機構の前記ステアリングホイール側の位相の相対的なずれを抑制する位相ずれ抑制制御を行う
    　車両用ステアリング制御装置。
  2. 　前記第２制御手段は、
    　前記差動機構の前記ラックアンドピニオン側の位相に対応する前記差動機構の前記ステアリングホイール側の基準位相を定義した基準相関関係及び前記基準位相に対する前記差動機構の前記ステアリングホイール側の位相の相関関係許容領域が規定され、
    　前記第１操舵アシストモードにおいて、
    　前記差動機構の前記ステアリングホイール側の位相が前記相関関係許容領域内となるように、前記位相ずれ抑制制御を行う
    　請求項１に記載の車両用ステアリング制御装置。
  3. 　前記第２制御手段は、
    　前記差動機構の前記ステアリングホイール側の位相が前記相関関係許容領域から逸脱している場合に、前記位相ずれ抑制制御を行う
    　請求項２に記載の車両用ステアリング制御装置。
  4. 　前記第２制御手段は、
    　前記基準位相を、前記位相ずれ抑制制御における目標位相とする
    　請求項２又は請求項３に記載の車両用ステアリング制御装置。
  5. 　前記第２制御手段は、
    　前記差動機構の前記ステアリングホイール側の位相が前記目標位相に至るまでの前記位相ずれ抑制制御における制御量に応じた角速度で、前記差動機構を制御する
    　請求項４に記載の車両用ステアリング制御装置。
  6. 　前記第２制御手段は、
    　前記制御量が大きいほど前記角速度を小さく、前記制御量が小さいほど前記角速度を大きくする
    　請求項５に記載の車両用ステアリング制御装置。
  7. 　前記第２制御手段は、
    　前記差動機構の前記ステアリングホイール側の位相の変化方向に応じて、前記位相ずれ抑制制御における目標位相を変更する
    　請求項２又は請求項３に記載の車両用ステアリング制御装置。
  8. 　前記第２制御手段は、
    　前記差動機構の前記ステアリングホイール側の位相の変化方向に一致した所定位相を、前記位相ずれ抑制制御における目標位相とする
    　請求項７に記載の車両用ステアリング制御装置。
  9. 　前記第２制御手段は、
    　前記差動機構の前記ステアリングホイール側の位相が変化しているときに前記位相ずれ抑制制御を行う
    　請求項８に記載の車両用ステアリング制御装置。
  10. 　外部からの指令に基づき、前記第１操舵アシストモードと前記第２操舵アシストモードとが切り替えられる
    　請求項１乃至請求項９の何れか一項に記載の車両用ステアリング制御装置。
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