WO2018055803A1 - パワーステアリング装置 - Google Patents

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WO2018055803A1
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torque
command signal
torque command
signal
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達雄 松村
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Astemo Ltd
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Hitachi Automotive Systems Ltd
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    • B62D6/00—Arrangements for automatically controlling steering depending on driving conditions sensed and responded to, e.g. control circuits
    • B62D6/02—Arrangements for automatically controlling steering depending on driving conditions sensed and responded to, e.g. control circuits responsive only to vehicle speed

Definitions

  • the present invention relates to a power steering device.
  • Patent Document 1 As a conventional power steering device, for example, one described in Patent Document 1 below is known.
  • This power steering device has two assist functions: electric assist by an electric motor and hydraulic assist by a power cylinder.
  • electric assist by an electric motor When the steering force input to the steering wheel is small, steering is assisted only by the electric motor capable of fine control, and when the steering force is large, the electric motor and a power cylinder are used in combination. Assist steering.
  • the electric motor since the electric motor always operates during the steering of the steering wheel, a load applied to the electric motor becomes large. For this reason, for example, the electric motor must be made large with high load resistance, and as a result, the power steering device must be enlarged.
  • the present invention has been devised in view of conventional circumstances, and an object thereof is to provide a power steering device that can be miniaturized.
  • the present invention is provided in a power cylinder that applies a steering force to a steering mechanism by supplying hydraulic oil, an electric motor that applies a steering force to an input shaft of the steering mechanism, and a control device.
  • the power steering device can be downsized.
  • FIG. 1 is a schematic diagram of a power steering apparatus 1 according to the first embodiment of the present invention.
  • the power steering device 1 has a two-system steering assist function based on hydraulic pressure and motor torque by mounting a hollow motor 10 as an electric motor described later on a so-called integral type hydraulic power steering device. is there.
  • the power steering device 1 includes a steering mechanism 2 that steers the steered wheels 7 and 7 in accordance with a steering operation of the steering wheel 6, and a housing 3 (see FIG. 2) that houses a part of the steering mechanism 2 therein.
  • a hydraulic assist mechanism 4 and an electric assist mechanism 5 that assist the steering operation by applying a steering force to the steering mechanism 2 are provided.
  • the hydraulic pressure assist mechanism 4 is supplied with oil as hydraulic fluid pumped up by a pump 9 from a reservoir tank 8 of the vehicle, and applies a steering assist force to the steering mechanism 2 based on the hydraulic pressure (hydraulic pressure) of the oil.
  • the pump 9 of the present embodiment is configured as an engine-driven pump driven by a vehicle engine.
  • the electric assist mechanism 5 includes a hollow motor 10 that is used to generate a rotational driving force, a torque sensor 11 that detects a steering torque Tr input by the driver to the steering mechanism 2 via the steering wheel 6, and a steering wheel.
  • the first resolver 46 described later as a steering angle sensor for detecting the steering angle ⁇ s 6 and electronic components such as a microcomputer are configured, and the hollow motor 10 is driven and controlled based on the vehicle speed, detection results from various sensors, and the like.
  • a control device 13 The rotational driving force generated by the hollow motor 10 is applied to the steering mechanism 2 as a steering assist force.
  • the power steering device 1 further includes a function of performing automatic driving when an automatic steering request SigA is output from the automatic driving control device 14 to the control device 13.
  • control device 13 is a hollow motor so that the steering angle ⁇ s follows the steering angle command ⁇ s * output from the automatic driving control device 14 based on the position information obtained from the camera 15 or the like as the vehicle position detection sensor. 10 is controlled.
  • FIG. 2 is a longitudinal sectional view of the power steering apparatus 1.
  • the steering mechanism 2 has one end facing the outside of the housing 3 and connected to the steering wheel 6, and the other end connected to the steering shaft 16 housed in the housing 3 and the other end of the steering shaft 16. And a transmission mechanism 17 that transmits the rotation to the steered wheels 7 and 7.
  • the steering shaft 16 has an input shaft 18 whose one end is connected to the steering wheel 6 so as to be integrally rotatable, and an output shaft whose one end is connected to the other end of the input shaft 18 via the first torsion bar 20 so as to be relatively rotatable. 19.
  • the input shaft 18 includes a first input shaft 21 on one end side directly connected to the steering wheel 6 and a second input shaft 21 connected to the first input shaft 21 via a second torsion bar 23 so as to be relatively rotatable. And a second input shaft 22.
  • the first input shaft 21 is formed in a hollow shape and accommodates most of the second torsion bar 23 therein.
  • the first input shaft 21 has an opening recess in which the other end 21 b is formed with a smaller diameter than the one end 21 a on the steering wheel 6 side and the other end 21 b is formed on the one end 22 a of the second input shaft 22. 22c.
  • a needle bearing 24 is provided between the outer peripheral surface of the other end 21 b of the first input shaft 21 and the inner peripheral surface of the opening recess 22 c of the second input shaft 22.
  • the first input shaft 21 is rotatably supported by the second input shaft 22 through the needle bearing 24.
  • the output shaft 19 is formed in a hollow shape and accommodates most of the first torsion bar 20 inside.
  • the output shaft 19 has one end 19a on the input shaft 18 side having a larger diameter than the other end 19b, and accommodates the other end 22b of the second input shaft 22 inside the one end 19a.
  • the first torsion bar 20 has a function of changing the flow path and flow path cross-sectional area of the rotary valve 30 described later according to the twist direction and the twist angle.
  • the second torsion bar 23 is configured as a torque sensor torsion bar, and the torque sensor 11 shown in FIG. 1 detects the steering torque Tr according to the amount of twist of the second torsion bar 23. ing.
  • the transmission mechanism 17 converts the steering force (rotational force) input to the output shaft 19 into a moving force in the direction of the rotation axis X of the steering shaft 16, and the moving force converted by the ball screw mechanism 25. And a sector shaft 26 that rotates on the basis thereof.
  • the ball screw mechanism 25 includes an output shaft 19 as a screw shaft in which a ball groove 25a that is a spiral groove is formed on the outer periphery, and a ball groove 25b that is disposed on the outer periphery side of the output shaft 19 and that corresponds to the ball groove 23a on the inner periphery. And a plurality of balls 25c accommodated in both ball grooves 25a and 25b.
  • the piston 31 has a tooth portion 31 a formed at a portion facing the outer sector shaft 26.
  • the sector shaft 26 is disposed so as to be substantially orthogonal to the rotation axis X of the steering shaft 16.
  • the sector shaft 26 has a tooth portion 26a that can be engaged with the tooth portion 31a of the piston 31 on the outer periphery of one end portion in the axial direction, and a pitman (not shown) that is a part of the transmission mechanism at the other end portion.
  • the arm is connected.
  • This pitman arm is adapted to appropriately change the direction of both steered wheels 7 and 7 by being pulled in the width direction of the vehicle body as the sector shaft 26 rotates.
  • the housing 3 is provided with a first housing 27 that is open at one end on the steering wheel 6 side, a second housing 28 that is provided so as to close the one end opening of the first housing 27, and that houses a rotary valve 30 described later therein, It has.
  • the first housing 27 and the second housing 28 are fastened to each other with a plurality of bolts (not shown) arranged at predetermined positions in the circumferential direction with respect to the rotation axis X of the steering shaft 16.
  • the first housing 27 is formed along the direction of the rotation axis X of the steering shaft 16, and includes a substantially cylindrical cylinder portion 27a in which the piston 31 is housed.
  • the first housing 27 is substantially orthogonal to the cylinder portion 27a, and a part of the first housing 27 is a cylinder.
  • a shaft accommodating portion 27b in which the sector shaft 26 is accommodated.
  • the hydraulic assist mechanism 4 includes a power cylinder 29 constituted by a cylinder portion 27a of the first housing 27 and a piston 31, and first and second hydraulic chambers 29a which are a pair of hydraulic chambers to be described later of the power cylinder 29. , 29b, and a rotary valve 30 for supplying oil.
  • the piston 31 has a bobbin shape, and one end portion 31b on the side close to the steering wheel 6 (upper side in the drawing) in the rotation axis X direction and the other end portion 31c on the side farther from the steering wheel 6 (lower side in the drawing) Each has an outer diameter slightly smaller than the inner diameter of the cylinder portion 27a. Thereby, the piston 31 is maintained in a stable posture in the cylinder portion 27a.
  • annular seal member 31d is mounted on the outer periphery of the other end 31c of the piston 31.
  • the internal space of the cylinder portion 27a is partitioned into a first hydraulic chamber 29a on the steering wheel 6 side with respect to the seal member 31d and a second hydraulic chamber 29b on the opposite side to the steering wheel 6. Yes. That is, the power cylinder 29 has first and second hydraulic chambers 29 a and 29 b partitioned by the piston 31.
  • the power cylinder 29 applies a differential pressure between the two hydraulic chambers 29a and 29b to the piston 31 that is also a part of the steering mechanism 2 as a steering assist force.
  • the oil in the first hydraulic chamber 29a is guided to the shaft accommodating portion 27b so that the space between the tooth portions 26a and 31a is lubricated when the oil is supplied to the first hydraulic chamber 29a. It has become.
  • the rotary valve 30 communicates with an introduction port 32 connected to the discharge port of the pump 9 (see FIG. 1) and a discharge port 33 connected to the reservoir tank 8 (see FIG. 1). It is like that.
  • the oil discharged from the pump 9 to the rotary valve 30 is discharged to the reservoir tank 8 without being supplied to any of the first and second hydraulic chambers 29a and 29b. .
  • the rotary valve 30 supplies oil to the hydraulic chambers 29a and 29b according to the relative rotation angle of the second input shaft 22 and the output shaft 19, that is, the twist angle of the first torsion bar 20, when the steering wheel 6 is steered. Selectively supply.
  • the introduction port 32 is connected to the first hydraulic chamber 29a via the first supply / discharge passage 34, and the discharge port 33 is connected to the second supply port. It is connected to the second hydraulic chamber 29b via the discharge passage 35 and the like. As a result, oil is supplied to the first hydraulic chamber 29a, and the oil is discharged from the second hydraulic chamber 29b.
  • the introduction port 32 is connected to the second hydraulic chamber 29b via the second supply / discharge passage 35 and the like, and the discharge port 33 passes through the first supply / discharge passage 34. And is connected to the first hydraulic chamber 29a.
  • oil is supplied to the second hydraulic chamber 29b, and the oil is discharged from the first hydraulic chamber 29a.
  • the supply amount and the discharge amount increase as the relative rotational difference between the second input shaft 22 and the output shaft 19 increases. Yes. In other words, the supply amount and the discharge amount increase as the twist angle of the first torsion bar 20 increases.
  • the hollow motor 10 is a so-called three-phase AC brushless motor, and includes a motor element provided on the outer peripheral side of the second input shaft 22 facing the outside of the housing 3, and a motor housing 36 that accommodates the motor element therein. Have.
  • the motor element includes a cylindrical motor rotor 37 fixed to the second input shaft 22 via a coupling member 39 so as to be integrally rotatable, and a cylindrical motor stator 38 disposed on the outer peripheral side of the motor rotor 37 via a predetermined gap. And comprising.
  • the motor housing 36 opens toward the housing 3 side, and has a closed cylindrical first motor housing component 40 that houses the motor element therein, and a disk that closes the opening of the first motor housing component 40.
  • Second motor housing component 41 Second motor housing component 41.
  • These first and second motor housing components 40 and 41 are both made of a predetermined metal material such as an aluminum alloy.
  • the first motor housing component 40 is formed so that the inner diameter of the cylindrical portion 40a is substantially the same as the outer diameter of the motor stator 38, and the motor stator 38 is fixed to the inner periphery by press fitting, shrink fitting or the like.
  • the first motor housing component 40 has a flange 40b on the outer peripheral side of the opening, and the flange 40b is fastened and fixed to the disk-shaped adapter member 42 by a bolt 43.
  • the adapter member 42 is also fastened and fixed to the second housing 28 of the housing 3 by bolts 44. Therefore, the first motor housing component 40 is fixed to the second housing 28 via the adapter member 42.
  • An insertion hole 40d for inserting the steering shaft 16 is formed in the lid portion 40c of the first motor housing component 40.
  • One end 39a of the coupling member 39 on the steering wheel 6 side is disposed on the inner peripheral side of the insertion hole 40d, and the first end 39a is disposed between the outer peripheral surface of the one end 39a and the inner peripheral surface of the insertion hole 40d.
  • a ball bearing 45 is provided.
  • the first motor housing component 40 is configured to rotatably support one end 39a of the coupling member 39 via the first ball bearing 45.
  • a circular concave recess 40e is formed on the end surface of the lid portion 40c on the steering wheel 6 side, and a first resolver 46 is disposed in the recess 40e.
  • the first resolver 46 has an annular resolver rotor 46a fixed to the outer periphery of the first input shaft 21 so as to be integrally rotatable, and an annular resolver stator 46b having an outer periphery fixed to the inner periphery of the recess 38e. .
  • the rotational angle of the first input shaft 21, that is, the steering angle ⁇ s of the steering wheel 6 is detected.
  • first resolver 46 is covered with a cover member 47.
  • the cover member 47 is fastened and fixed to the first motor housing component 40 by bolts 48.
  • an insertion hole 47 a for inserting the first input shaft 21 is formed at the axial center position of the cover member 47.
  • a seal member 49 is provided between the insertion hole 47a and the first input shaft 21 to seal between the two 47a and 21.
  • the second motor housing component 41 is formed with an insertion hole 41a for inserting the steering shaft 16 at the axial center position.
  • the other end 39b of the coupling member 39 is disposed on the inner peripheral side of the insertion hole 41a, and the second ball bearing 50 is provided between the outer peripheral surface of the other end 39b and the inner peripheral surface of the insertion hole 41a. Is provided.
  • the second motor housing component 41 is configured to rotatably support the other end portion 37 b of the coupling member 39 via the second ball bearing 50.
  • a circular concave recess 41c is formed on the end surface of the second motor housing component 41 on the housing 3 side, and a second resolver 51 is disposed in the recess 41c.
  • the second resolver 51 includes an annular resolver rotor 51a fixed to the outer periphery of the second input shaft 22 via a coupling member 39 so as to be integrally rotatable, and an annular resolver whose outer periphery is fixed to the inner periphery of the recess 41c. And a stator 51b. By detecting the rotational position of the resolver rotor 51a by the resolver stator 51b, the rotational angle of the second input shaft 22 is detected.
  • the second resolver 51 also functions as a motor rotation angle sensor that detects the motor rotation angle that is the rotation angle of the motor rotor 37.
  • FIG. 3 is a diagram showing a characteristic of applying the steering assist force by the hydraulic assist mechanism 4.
  • the hydraulic pressure assist mechanism 4 is set to a characteristic that can assist the driver's steering without any problem even when the hydraulic assist mechanism 4 is used alone, that is, in a state where the steering assist force is not applied by the electric assist mechanism 5. That is, the steering assist force applied to the steering mechanism 2 during manual operation is basically provided by the hydraulic assist mechanism 4 as a base.
  • the hydraulic pressure assist mechanism 4 suppresses the steering assist force that is output in the region A where the steering torque Tr is small so that the steering does not fluctuate due to an excessive steering assist force during traveling at medium and high speeds.
  • the steering assist force capable of turning the steering mechanism 2 to the stroke end is exhibited when the steering wheel 6 is stationary.
  • the steering torque Tr when the hydraulic pressure assist mechanism 4 exhibits a steering assist force that can steer the steering mechanism 2 to the stroke end is set to be lower than the motor torque upper limit value that the hollow motor 10 can output. The That is, during automatic operation in which the steering torque Tr input by the driver is zero, the steering assist force that can steer the steering mechanism 2 to the stroke end can be extracted only by the output of the hollow motor 10.
  • the region C between the region A and the region B it is set so as to have a linear characteristic in consideration of controllability when cooperative control with the electric assist mechanism 5 is performed.
  • the above-described characteristics are set to be always constant regardless of changes in the driving state such as the vehicle speed Vs. That is, the steering assist force by the power cylinder 29 with respect to the steering torque Tr has a single characteristic regardless of changes in the vehicle speed Vs and the like.
  • FIG. 4 is a control block diagram showing the arithmetic circuit configuration of the control device 13.
  • the control device 13 includes a torque command signal calculation unit 61 that calculates a torque command signal Tm * based on various types of operation information, and a motor that drives and controls the hollow motor 10 based on the torque command signal Tm * calculated by the torque command signal calculation unit 61. And a control unit 62.
  • the torque command signal calculation unit 61 includes a manual operation torque command calculation unit 63 that calculates a manual operation torque command signal Tm (manual) * that is a torque command signal Tm * during manual operation, and a torque command signal during automatic operation.
  • Automatic operation torque command calculation unit 64 for calculating automatic operation torque command signal Tm (auto) *, which is Tm *, and manual or automatic operation torque command signals Tm (manual) *, Tm (auto) *
  • a torque command switching unit 65 that selects whether to use as a torque command signal Tm * for control, and a torque command correction calculation unit that appropriately corrects the torque command signal Tm * input via the torque command switching unit 65 based on the operating state or the like 66.
  • the manual operation torque command calculation unit 63 generates a torque command signal Tm (manual) * based on the steering torque Tr detected by the torque sensor 11 and the vehicle speed Vs detected by a vehicle speed sensor installed in a differential gear (not shown). Is calculated.
  • the manual operation torque command calculation unit 63 calculates a torque command signal Tm (manual) * based on the torque command calculation map 67 from these sensor information.
  • the torque command calculation map 67 basically outputs a small torque command signal Tm (manual) * in a region where the steering torque Tr is very small or a region where the steering torque Tr becomes large, such as during stationary driving, and is large in an intermediate region between them. It has a quadratic output characteristic that outputs a torque command signal Tm (manual) *.
  • the torque command calculation map 67 is set so that the torque command signal Tm (manual) * output decreases as the vehicle speed Vs increases.
  • the torque command signal Tm (manual) * to be output is set to 0 regardless of the magnitude of the steering torque Tr. That is, when the vehicle speed Vs is equal to or higher than the predetermined value, the steering assist is basically performed without the steering assist by the hollow motor 10 but only by the steering assist force output from the hydraulic pressure assist mechanism 4. Yes.
  • the automatic operation torque command calculation unit 64 calculates a torque command signal Tm (auto) * necessary for the steering angle ⁇ s to follow the steering angle command ⁇ s * output from the automatic operation control device 14 based on PI control.
  • the torque command switching unit 65 uses the torque command signal Tm (auto) * as the torque command signal Tm * and a torque command correction calculation unit. To 56.
  • the torque command signal Tm (manual) * is output to the subsequent torque command correction calculation unit 66 as the torque command signal Tm *.
  • the torque command correction calculation unit 66 includes a transient characteristic correction unit 68 that compensates for a response delay of steering assist, a subtraction correction unit 69 that subtracts and corrects the torque command signal Tm * when the steering wheel 6 is gently steered, Have
  • the transient characteristic correction unit 68 compensates for the response delay of the steering assist unique to the hydraulic pressure assist mechanism 4 on the electric assist mechanism 5 side by increasing the torque command signal Tm *.
  • the steering assist force by the hydraulic pressure assist mechanism 4 is twisted in the first torsion bar 20, and the amount of oil corresponding to the twist angle is the first hydraulic chamber 29a or the second hydraulic chamber 29b. Is supplied to the steering mechanism 2 for the first time.
  • the application of the steering assist force by the hydraulic assist mechanism 4 inevitably lags behind the steering operation of the steering wheel 6 by the driver due to the structure of the hydraulic assist mechanism 4. Further, the delay in the steering assist by the hydraulic pressure assist mechanism 4 also occurs when the steering angle ⁇ s follows the steering angle command ⁇ s * during automatic driving.
  • phase advance signal Tml that is a signal obtained by advancing the phase of the torque command signal Tm * is obtained.
  • the phase advance signal generation unit 70 is a high-pass filter as a digital filter provided in the microcomputer of the control device 13 and extracts the phase advance signal Tml from the torque command signal Tm *.
  • the high-pass filter used as the phase advance signal generation unit 70 may be configured by an electronic circuit on the substrate of the control device 13 instead of the digital filter.
  • the transient characteristic correction unit 68 subsequently calculates a torque command steady signal Tmc obtained by subtracting the phase advance signal Tml from the torque command signal Tm *.
  • the torque command steady signal Tmc and a signal obtained by multiplying the phase advance signal Tml by the correction coefficient G are added together to generate a torque command signal (motor command signal) Tm * with compensated response delay. .
  • the torque command steady signal Tmc is provided with an upper limit value by the torque command signal limiter 72.
  • the signal obtained by multiplying the phase advance signal Tml by the correction coefficient G is provided with an upper limit value by the phase advance signal limiter 73.
  • the torque command signal limiter 72 variably controls the upper limit value for the torque command steady signal Tmc according to the vehicle speed Vs. More specifically, the upper limit value is set to decrease as the vehicle speed Vs increases.
  • the phase advance signal limiter 73 variably controls the upper limit value for the phase advance signal Tml according to the vehicle speed Vs. More specifically, the upper limit value is set to decrease as the vehicle speed Vs increases.
  • Both limiters 72 and 73 are set so that the upper limit value for the phase advance signal Tml is equal to or greater than the upper limit value for the torque command steady signal Tmc.
  • the transient characteristic correction unit 68 further includes a motor command signal limiter unit 74 that provides an upper limit value for the torque command signal (motor command signal) Tm * compensated for response delay.
  • the motor command signal limiter unit 74 is also configured to be able to variably control the upper limit value of the torque command signal (motor command signal) Tm * according to the vehicle speed Vs, similarly to the limiter units 72 and 73 described above. . More specifically, the motor command signal limiter unit 74 is set to lower the upper limit value as the vehicle speed Vs increases.
  • the subtraction correction unit 69 includes a steering speed calculation unit 75 that calculates the steering speed ⁇ s by time-differentiating the steering angle ⁇ s * during manual operation and the steering angle command ⁇ s * during automatic operation. And a correction unit 76 that functions as a steering speed signal reception unit that receives the steering speed ⁇ s calculated by the steering speed calculation unit 75 and corrects the torque command signal Tm * in accordance with the steering speed ⁇ s.
  • the correction unit 76 applies the steering force that the hollow motor 10 applies to the steering mechanism 2 to the steering mechanism 2 by the power cylinder 29.
  • the torque command signal Tm * is appropriately subtracted and corrected so as to be smaller than the steering force applied.
  • the motor control unit 62 first calculates the torque command signal Tm * and the motor rotation number N calculated based on the motor rotation angle ⁇ m detected by the second resolver 51 by the current command calculation unit 77. To calculate the d-axis and q-axis current commands Id * and Iq *.
  • the motor control unit 62 uses a three-phase / two-phase converter 78 to calculate d from the u-phase and v-phase currents Iu and Iv output from the current sensors 79u and 79v installed in the hollow motor 10 and the motor rotation angle ⁇ m. Axes and q-axis currents Id and Iq are obtained.
  • the motor control unit 62 calculates values necessary for the d-axis and q-axis currents Id and Iq to follow the d-axis and q-axis current commands Id * and Iq *, and the d-axis, q-axis voltage commands Vd * and Vq * are calculated. That is, a difference between the d-axis current command Id * and the d-axis current Id and a difference between the q-axis current command Iq * and the q-axis current Iq are calculated, and the d-axis, q based on the PI control is calculated from these differences.
  • the shaft voltage commands Vd * and Vq * are obtained.
  • the motor control unit 62 uses the two-phase / three-phase converter 80 to calculate u from the d-axis and q-axis voltage commands Vd * and Vq * and the motor rotation angle ⁇ m. Phase, v-phase, and w-phase voltage commands Vu *, Vv *, and Vw * are calculated.
  • the voltage commands Vu *, Vv *, and Vw * are converted from an analog waveform to a PWM waveform by the PWM converter 81 and then output to an inverter circuit 82 provided in the control device 13.
  • the motor 10 is driven.
  • the steering assist force is provided by the hydraulic assist mechanism 4 and the steering assist by the hollow motor 10 is performed. I tried not to.
  • the torque command signal Tm (manual) * output from the manual operation torque command calculation unit 63 is set to 0 when the vehicle is in manual operation and the vehicle speed Vs is equal to or higher than a predetermined medium speed.
  • the load of the hollow motor 10 becomes 0 when the vehicle speed Vs is equal to or higher than a predetermined medium speed, it is possible to reduce the load applied to the hollow motor 10 during manual operation. As a result, since a small motor can be used as the hollow motor 10, the power steering device 1 can be downsized.
  • the steering assist force output from the hollow motor 10 decreases as the vehicle speed Vs increases. Also by this, the effect of reducing the burden on the hollow motor 10 can be obtained.
  • the phase advance signal generation unit 70 is provided in the control device 13, and the torque command signal Tm * is increased and corrected by the phase advance signal generation unit 70. Thereby, the response delay peculiar to the hydraulic pressure assist mechanism 4 can be compensated on the electric assist mechanism 5 side.
  • phase advance signal generation unit 70 is a high-pass filter, the phase advance signal Tml can be easily generated.
  • the filter used as the phase lead signal generation unit 70 is a high-pass filter, but a band-pass filter that can cancel unnecessary harmonics can also be used.
  • the phase advance signal Tml is generated by advancing the phase of the torque command signal Tm *. Instead, the phase advance signal Tml may be generated by advancing the phase of the steering torque Tr instead. Is possible.
  • the transient characteristic correction unit 68 compensates for the response delay of the hydraulic pressure assist mechanism 4, if excessive steering force is applied from the hollow motor 10 to the steering mechanism 2, the driver feels uncomfortable steering. There is a risk that.
  • the transient characteristic correction unit 68 is provided with a torque command signal limiter unit 72 and a phase advance signal limiter unit 73, and the torque command signal Tm * is excessively increased by the limiter units 72 and 73. To suppress. Thereby, it can suppress that an excessive steering force is provided from the hollow motor 10, and can aim at the improvement of a steering feeling.
  • the magnitude of the upper limit value of the phase advance signal limiter unit 73 is set to be equal to or larger than the upper limit value of the torque command signal limiter unit 72.
  • the phase advance signal Tml is largely reflected in the torque command signal Tm *, so that the responsiveness to the steering operation can be improved.
  • the phase advance signal limiter 72 and the torque command signal limiter 73 are configured such that the upper limit value can be variably controlled based on the vehicle speed Vs.
  • the upper limit value can be variably controlled based on the vehicle speed Vs.
  • the transient characteristic correction unit 68 is further provided with a motor command signal limiter unit 74.
  • the torque command signal (motor command signal) Tm * that compensates for the response delay, which is the sum of the torque command steady signal Tmc and the phase advance signal Tml, is excessive, despite the limiter being applied. Even in this case, the torque command signal Tm * can be limited. Therefore, it is possible to more reliably suppress application of excessive steering force from the hollow motor 10 to the steering mechanism 2.
  • the motor command signal limiter unit 74 is also configured so that the upper limit value can be variably controlled based on the vehicle speed Vs, so that more appropriate steering force can be applied according to the vehicle speed Vs. it can.
  • a total of three limiter units 72 to 74 are provided in the transient characteristic correction unit 68, but it is arbitrarily selected whether to provide all of these limiter units 72 to 74 or to partially eliminate them. can do. It is also optional whether or not the limiters 72 to 74 are set so that the upper limit value can be variably controlled according to the vehicle speed Vs.
  • the steering force that the hollow motor 10 applies to the steering mechanism 2 is applied to the steering mechanism 2 by the power cylinder 29 by the subtraction correction unit 69.
  • the torque command signal Tm * is corrected so as to be smaller than the steering force.
  • the steering force applied to the steering mechanism 2 of the power cylinder 29 with respect to the steering torque Tr input to the steering wheel 6 is configured to have a single characteristic regardless of the change in the vehicle speed Vs. .
  • the application of the steering force by the hydraulic pressure has a single characteristic, the cooperative control of the hydraulic assist mechanism 4 and the electric assist mechanism 5 can be easily performed.
  • the torque command signal calculation unit 61 is configured to calculate the torque command signal Tm * in consideration of a steering holding state in which the steering wheel 6 is held in a cut state. Is.
  • the steering wheel 6 is maintained at a predetermined steering angle ⁇ x as compared with a cutting steering torque Trs necessary for cutting the steering wheel 6 to a predetermined steering angle ⁇ x. It is known that the steering holding torque Trk required for steering is reduced.
  • the torque command signal Tm * is output to the torque command correction calculation unit 66 when the steering wheel 6 is in the steering holding state.
  • a steering-holding torque correction unit 83 for correcting the decrease is provided.
  • the steering torque correction unit 83 first sets the steering angle ⁇ s * in the time of manual operation and the steering angle command ⁇ s * in the time of automatic operation.
  • the steering speed ⁇ s is calculated by differentiating.
  • the steering-time torque correction unit 83 determines whether or not the absolute value
  • the steering angle ⁇ s (steering angle ⁇ After adding an appropriate sign derived from the angle command ⁇ s *) by the sign discriminating unit 86, the torque command signal Tm * is decreased and corrected by subtracting the steering-time offset torque Tf from the torque command signal Tm *. ing.
  • the steering-time offset torque Tf used for subtraction of the torque command signal Tm * is a fixed value determined based on the hysteresis characteristic of the hydraulic pressure assist mechanism 4.
  • the power steering device 1 of the present embodiment it is possible to suppress the amount of the steering assist force applied at the time of holding the steering in both cases of manual operation and automatic operation.
  • the torque command signal Tm * can be corrected to be reduced without excess or deficiency.
  • the basic configuration of the third embodiment of the present invention shown in FIG. 10 is the same as that of the first embodiment.
  • the torque command correction calculation unit 66 corrects the torque command signal Tm * by reducing the torque command signal Tm *.
  • a steering speed suppression unit 87 that suppresses excessive rise is added.
  • the steering speed suppression unit 87 first time-differentiates the steering angle ⁇ s * during manual operation and the steering angle command ⁇ s * during automatic operation by the steering speed calculation unit 88. Thus, the steering speed ⁇ s is calculated.
  • the steering speed suppression unit 87 calculates the steering speed limit value ⁇ l from the vehicle speed Vs using the steering speed limit value calculation map 89 prepared in advance.
  • the steering speed limit value calculation map 89 used at this time calculates a relatively small value as the steering speed limit value ⁇ l when the vehicle speed Vs is equal to or higher than a predetermined medium speed.
  • the steering speed suppression unit 87 determines whether or not the absolute value
  • the steering speed suppression unit 87 does not correct the torque command signal Tm *. .
  • the sign determination unit 91 determines the steering torque ⁇ s (steering angle command ⁇ s *) from the previously stored deceleration torque Tb. After attaching an appropriate sign to be guided, the torque command signal Tm * is decreased and corrected by subtracting the deceleration torque Tb from the torque command signal Tm *.
  • the transient characteristic correction unit 68 compensates for the response delay of the hydraulic pressure assist mechanism 4 as usual when the steering speed ⁇ s is high, the steering wheel 6 feels too light and the stability of the vehicle is impaired. There is a risk of being lost. In particular, the deterioration of the stability of the vehicle becomes remarkable when the steering speed ⁇ s is high and the vehicle speed Vs is equal to or higher than a predetermined medium high speed.
  • the torque command signal Tm * is decreased and corrected by the steering speed suppression unit 87.
  • the steering assist force applied to the steering mechanism 2 is reduced, so that the increase in the steering speed ⁇ s is suppressed. Therefore, the deterioration of the stability of the vehicle due to the aforementioned factors can be suppressed.
  • a small value is calculated as the steering speed limit value ⁇ l when the steering speed ⁇ s at which the stability of the vehicle is concerned is high and the vehicle speed Vs is a predetermined medium high speed or higher. did.
  • an increase in the steering speed ⁇ s during medium-high speed traveling is particularly suppressed, so that deterioration of vehicle stability due to the aforementioned factors can be more effectively suppressed.
  • FIGS. 12 and 13 The basic configuration of the fourth embodiment of the present invention shown in FIGS. 12 and 13 is substantially the same as that of the first embodiment, but the control content of the transient characteristic correction unit 68 is changed.
  • the transient characteristic correction unit 68 first outputs a steering angle ⁇ s * in the time of manual operation and a steering angle command ⁇ s * in the time of automatic operation.
  • the steering speed ⁇ s is calculated by differentiating.
  • the transient characteristic correction unit 68 transmits the steering speed ⁇ s to the switching determination unit 93 functioning as a steering speed signal receiving unit, the absolute value
  • of the steering speed ⁇ s is greater than or equal to the predetermined value ⁇ y by the switching determination unit 93. It is determined whether or not.
  • the transient characteristic correction unit 68 does not correct the torque command signal Tm *.
  • the torque command signal Tm * is increased and corrected by adding the torque increase signal Ta at the time of sudden steering determination to the torque command signal Tm *.
  • the sudden steering determination increasing torque Ta added to the torque command signal Tm * is an arbitrary fixed value that can compensate for the dead zone of the rotary valve 30.
  • the electric assist mechanism 5 in the present embodiment is provided with a steering assist when a steering torque Tr higher than the hydraulic assist torque Ts1 at which the hydraulic assist mechanism 4 starts steering assist is input. Is supposed to start.
  • control device 13 of the present embodiment starts the drive control of the hollow motor 10 when the steering torque Tr is equal to or higher than the electric assist start torque Ts2 that is the steering start torque, and the power cylinder 29 starts the electric assist when the steering torque Tr is The application of the steering force to the steering mechanism 2 is started in a region smaller than the torque Ts2.
  • the difference in the timing for applying the steering force between the hydraulic assist mechanism 4 and the electric assist mechanism 5 is realized by changing the rigidity of the first and second torsion bars 20 and 23. That is, by making the rigidity of the second torsion bar 23 that is the torsion bar for the torque sensor 11 equal to or higher than the rigidity of the first torsion bar 20 that is the torsion bar for the rotary valve 30, the hydraulic pressure assist mechanism 4 first has It is set to stand up.
  • the transient characteristic correction unit 68 is configured to increase and correct the torque command signal Tm * when the steering speed ⁇ s is high. Thereby, the response delay of the hydraulic pressure assist mechanism 4 at the time of sudden steering can be compensated on the electric assist mechanism 5 side.
  • the assist start torque Ts2 of the electric assist mechanism 5 is set to be higher than the assist start torque Ts1 of the hydraulic assist mechanism 4.
  • the assist start torques Ts1, Ts2 of the hydraulic assist mechanism 4 and the electric assist mechanism 5 are varied based on the rigidity of the first and second torsion bars 20, 23.
  • the present invention is applied to the integral type power steering device in each of the above embodiments, the present invention can also be applied to a rack and pinion type or column type power steering device having a transmission mechanism including a rack bar and a tie rod. .
  • control device 13 is configured to acquire the steering speed ⁇ s by differentiating the steering angle ⁇ s with time by the steering speed calculation unit 75 or the like, but the steering detected by a sensor or the like.
  • the control device 13 is configured to acquire the steering speed ⁇ s by differentiating the steering angle ⁇ s with time by the steering speed calculation unit 75 or the like, but the steering detected by a sensor or the like.
  • an input shaft that rotates in response to a steering operation of a steering wheel, an output shaft connected to the input shaft via a torsion bar, and rotation of the output shaft are transmitted to the steering wheel.
  • a transmission mechanism, a pair of hydraulic chambers partitioned by a piston, a power cylinder for applying a steering force to the steering mechanism, and a torque sensor for detecting a steering torque of the steering mechanism A rotary valve that selectively supplies hydraulic fluid supplied from a pump outside the steering mechanism to a pair of hydraulic chambers of the power cylinder according to relative rotation of the input shaft and the output shaft, and the input
  • control device includes a steering speed signal receiving unit that receives a steering speed signal, and the torque command signal calculation unit is configured to output the torque command when the steering speed is equal to or greater than a predetermined value. Correct so that the signal increases.
  • the control device includes a phase advance signal generation unit that generates a phase advance signal in which the phase of the steering torque or the torque command signal is advanced,
  • the torque command signal calculation unit corrects the torque command signal to increase based on the phase advance signal.
  • the phase advance signal generation unit is a filter.
  • the control device generates a phase advance signal that generates a phase advance signal by advancing the phase of the steering torque or the torque command signal;
  • a torque command signal limiter for providing an upper limit value for the torque command signal; and
  • a phase advance signal limiter for providing the upper limit value for the phase advance signal.
  • the magnitude of the upper limit value for the phase advance signal is equal to or greater than the upper limit value for the torque command signal.
  • the torque command signal limiter unit variably controls the upper limit value for the torque command signal in accordance with the vehicle speed
  • the phase advance signal variably controls the upper limit value for the phase advance signal according to the vehicle speed
  • the control device adds the signal that has passed through the torque command signal limiter unit and the signal that has passed through the phase advance signal limiter unit.
  • the motor command signal limiter unit variably controls the upper limit value for the motor command signal in accordance with the vehicle speed.
  • the control device includes a steering speed signal receiving unit that receives a steering speed signal, and the torque command signal calculation unit is configured to control the steering speed signal.
  • the increase rate is less than a predetermined value, or when the increase rate of the steering torque is less than a predetermined value, the steering force that the electric motor applies to the steering mechanism is smaller than the steering force that the power cylinder applies to the steering mechanism.
  • the torque command signal is calculated as follows.
  • the control apparatus starts driving control of the electric motor when the steering torque is equal to or greater than a steering start torque that is a predetermined value, and the power cylinder Starts applying a steering force to the steering mechanism in a region where the steering torque is smaller than the steering start torque.
  • the torque command signal calculation unit calculates the torque command signal so that a rotation angle of the electric motor becomes a target angle, and a steering speed.
  • the torque command signal is corrected to decrease.
  • the power steering device includes a change amount when the steering force by the power cylinder increases and a change amount when the steering torque decreases.
  • the torque command signal calculation unit corrects the torque command signal to be decreased by the amount of the difference when the steering speed is in the steering holding state where the steering speed is equal to or lower than a predetermined value.
  • the torque command signal calculation unit is configured to output the torque command signal when a steering speed is higher than a steering speed upper limit value calculated based on the vehicle speed. Correct the decrease.
  • the power steering apparatus has a single characteristic in which a steering force by the power cylinder with respect to the steering torque is irrespective of a change in the vehicle speed. is there.
  • the input shaft includes a first input shaft connected to the steering wheel and a torque sensor different from the torsion bar on the first input shaft.
  • a second input shaft connected via a torsion bar for use with the torque sensor, wherein the torque sensor detects the steering torque in accordance with a torsion amount of the torsion bar for the torque sensor.
  • the torsion bar has a rigidity that is greater than or equal to the rigidity of the torsion bar.

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Abstract

操舵機構２と、ピストン３１によって仕切られた第１，第２油圧室２９ａ，２９ｂを有し、操舵機構に操舵力を付与するパワーシリンダ２９と、操舵機構の操舵トルクＴｒを検出するトルクセンサ１１と、入力軸と出力軸の相対回転に応じてポンプ９から供給されるオイルを選択的に第１，第２油圧室に供給するロータリバルブ３０と、入力軸に操舵力を付与する中空モータ１０と、マイクロコンピュータが搭載された制御装置１３と、制御装置に設けられ、操舵トルクＴｒおよび車速Ｖｓに基づき電動モータを駆動制御するためのトルク指令信号Ｔｍ＊を演算するトルク指令信号演算部であって、車速が所定車速以上のときトルク指令信号を０とするトルク指令信号演算部６１と、を備えた。これによって、パワーステアリング装置の小型化を図ることができる。

Description

パワーステアリング装置
　本発明は、パワーステアリング装置に関する。
　従来のパワーステアリング装置としては、例えば以下の特許文献１に記載されたものが知られている。
　このパワーステアリング装置は、電動モータによる電動アシストとパワーシリンダによる油圧アシストの２つのアシスト機能を有する。そして、ステアリングホイールに入力される操舵力が小さい場合には、きめ細かな制御が可能な前記電動モータのみで操舵をアシストし、操舵力が大きい場合には、前記電動モータとパワーシリンダとを併用して操舵をアシストする。
特開２００８－１８４０４９号公報
　しかしながら、前記従来のパワーステアリング装置では、前記電動モータが前記ステアリングホイールの操舵中に常時作動することから、電動モータにかかる負荷が大きくなる。このため、例えば電動モータを負荷耐性の高い大型なものにしなければならず、結果としてパワーステアリング装置の大型化が余儀なくされている。
　本発明は、従来の実情に鑑みて案出されたもので、小型化を図り得るパワーステアリング装置を提供することを目的としている。
　本発明は、その一態様として、作動油が供給されることにより操舵機構に操舵力を付与するパワーシリンダと、前記操舵機構の入力軸に操舵力を付与する電動モータと、制御装置に設けられ、前記電動モータを駆動制御するためのトルク指令信号を演算する演算部であって、車速が所定車速以上のとき前記トルク指令信号を０とするトルク指令信号演算部と、を有する。
　本発明によれば、パワーステアリング装置の小型化を図ることができる。
本発明に係るパワーステアリング装置を示す概略図である。 同パワーステアリング装置の縦断面図である。 液圧アシスト機構によって操舵機構へ操舵力を付与する際のアシスト特性を示す図である。 制御装置の演算回路構成を示す制御ブロック図である。 トルク指令補正演算部の詳細を示す制御ブロック図である。 油圧アシスト機構のヒステリシス特性を示す図である。 切り込み時操舵トルクと保舵時トルクの関係を示す図であって、（ａ）は手動運転時における関係を示す図であり、（ｂ）は自動運転時における関係を示す図である。 本発明の第２実施形態に係る制御装置の演算回路構成を示す制御ブロック図である。 第２実施形態における保舵時トルク補正部の制御内容の詳細を示す図である。 本発明の第３実施形態に係る制御装置の演算回路構成を示す制御ブロック図である。 第３実施形態における操舵速度抑制部の制御内容の詳細を示す図である。 本発明の第４実施形態にかかる過渡特性補正部の制御内容の詳細を示す図である。 本発明の第４実施形態にかかる液圧アシスト機構と電動アシスト機構のアシスト特性を示す図である。
　以下、本発明に係るパワーステアリング装置の実施形態を、図面に基づいて説明する。
　〔第１実施形態〕
　図１は本発明の第１実施形態に係るパワーステアリング装置１の概略図である。
　パワーステアリング装置１は、いわゆるインテグラル型の液圧パワーステアリング装置に後述する電動モータとしての中空モータ１０を搭載することで、液圧とモータトルクとによる２系統の操舵アシスト機能を備えたものである。
　すなわち、パワーステアリング装置１は、ステアリングホイール６の操舵操作に伴い転舵輪７，７を転舵させる操舵機構２と、操舵機構２の一部を内部に収容するハウジング３（図２参照）と、操舵機構２に操舵力を付与して操舵操作を補助する液圧アシスト機構４及び電動アシスト機構５と、を備えている。
　液圧アシスト機構４は、車両のリザーバタンク８からポンプ９によって汲み上げられた作動液としてのオイルが供給され、このオイルの液圧（油圧）に基づき操舵機構２に操舵アシスト力を付与する。
　なお、本実施形態のポンプ９は、車両のエンジンにより駆動されるエンジン駆動ポンプとして構成されている。
　一方、電動アシスト機構５は、回転駆動力の生成に供される中空モータ１０と、運転者がステアリングホイール６を介して操舵機構２に入力した操舵トルクＴｒを検出するトルクセンサ１１と、ステアリングホイール６の舵角θｓを検出する舵角センサとしての後述する第１レゾルバ４６と、マイクロコンピュータ等の電子部品を備えて構成され、車速や各種センサによる検出結果等に基づき中空モータ１０を駆動制御する制御装置１３と、を備えている。そして、中空モータ１０が生成した回転駆動力を操舵アシスト力として操舵機構２に付与するようになっている。
　また、パワーステアリング装置１は、自動運転制御装置１４から制御装置１３に自動操舵要求ＳｉｇＡが出力された際に自動運転を行う機能をさらに備えている。
　この場合、制御装置１３は、自動運転制御装置１４が自車位置検出センサであるカメラ１５等から取得した位置情報等に基づき出力する舵角指令θｓ＊に舵角θｓが追従するように中空モータ１０を制御する。
　図２は、パワーステアリング装置１の縦断面図である。
　操舵機構２は、一端側がハウジング３外に臨んでステアリングホイール６に接続され、他端側がハウジング３内に収容された操舵軸１６と、操舵軸１６の他端側に接続され、操舵軸１６の回転を各転舵輪７，７に伝達する伝達機構１７と、を有する。
　操舵軸１６は、一端側がステアリングホイール６に一体回転可能に接続された入力軸１８と、一端側が第１トーションバー２０を介して入力軸１８の他端側に相対回転可能に接続された出力軸１９と、を備えている。
　入力軸１８は、ステアリングホイール６に直接的に接続された一端側の第１入力軸２１と、第１入力軸２１に第２トーションバー２３を介して相対回転可能に接続された他端側の第２入力軸２２と、から構成されている。
　第１入力軸２１は、中空状に形成され、内部に第２トーションバー２３の大部分を収容している。また、第１入力軸２１は、ステアリングホイール６側の一端部２１ａに比べて他端部２１ｂが小径に形成され、他端部２１ｂが第２入力軸２２の一端部２２ａに形成された開口凹部２２ｃ内に収容されている。
　さらに、第１入力軸２１の他端部２１ｂの外周面と第２入力軸２２の開口凹部２２ｃの内周面との間には、ニードルベアリング２４が設けられている。このニードルベアリング２４を介して、第１入力軸２１は第２入力軸２２に回転可能に支持されている。
　出力軸１９は、中空状に形成され、内部に第１トーションバー２０の大部分を収容している。また、出力軸１９は、入力軸１８側の一端部１９ａが他端部１９ｂよりも大径に形成され、一端部１９ａの内部に第２入力軸２２の他端部２２ｂを収容している。
　第１トーションバー２０は、その捩れ方向や捩れ角に応じて後述するロータリバルブ３０の流路や流路断面積を変動させる機能を有している。一方、第２トーションバー２３は、トルクセンサ用トーションバーとして構成されており、図１に示すトルクセンサ１１は、この第２トーションバー２３の捩れ量に応じて操舵トルクＴｒを検出するようになっている。
　伝達機構１７は、出力軸１９に入力された操舵力（回転力）を操舵軸１６の回転軸線Ｘ方向への移動力に変換するボールねじ機構２５と、ボールねじ機構２５が変換した移動力に基づき回転するセクタシャフト２６と、を備えている。
　ボールねじ機構２５は、外周に螺旋溝であるボール溝２５ａが形成されたねじ軸としての出力軸１９と、出力軸１９の外周側に配置され、内周にボール溝２３ａに対応するボール溝２５ｂが形成されたナットとしてのピストン３１と、両ボール溝２５ａ，２５ｂ内に収容された複数のボール２５ｃと、を有する。ピストン３１は、外周のセクタシャフト２６と面する部位に歯部３１ａが形成されている。
　セクタシャフト２６は、操舵軸１６の回転軸線Ｘにほぼ直交するように配置されている。また、セクタシャフト２６は、その軸線方向の一端部外周にピストン３１の歯部３１ａと噛み合い可能な歯部２６ａが形成されている一方、他端部に伝達機構の一部である図外のピットマンアームが接続されている。
　このピットマンアームは、セクタシャフト２６の回転に伴い車体の幅方向へ引っ張られることで、両転舵輪７，７の向きを適宜変更するようになっている。
　ハウジング３は、ステアリングホイール６側の一端側が開口する第１ハウジング２７と、第１ハウジング２７の一端開口を閉塞するように設けられ、内部に後述のロータリバルブ３０を収容する第２ハウジング２８と、を備えている。
　なお、第１ハウジング２７と第２ハウジング２８は、操舵軸１６の回転軸線Ｘに対する周方向の所定位置に配置される図外の複数のボルトをもって互いに締結されている。
　第１ハウジング２７は、操舵軸１６の回転軸線Ｘ方向に沿って形成され、内部にピストン３１が収容されるほぼ円筒状のシリンダ部２７ａと、シリンダ部２７ａとほぼ直交し、かつ一部がシリンダ部２７ａへ臨むように形成され、内部にセクタシャフト２６が収容されるシャフト収容部２７ｂと、を有する。
　液圧アシスト機構４は、第１ハウジング２７のシリンダ部２７ａとピストン３１とによって構成されるパワーシリンダ２９と、パワーシリンダ２９の後述する１対の液圧室である第１，第２油圧室２９ａ，２９ｂにオイルを供給するロータリバルブ３０と、を備えている。
　ピストン３１は、ボビン状を呈し、回転軸線Ｘ方向におけるステアリングホイール６に近い側（図中上側）の一端部３１ｂとステアリングホイール６から遠い側（図中下側）の他端部３１ｃとが、それぞれシリンダ部２７ａの内径よりも僅かに小さな外径に形成されている。これにより、ピストン３１がシリンダ部２７ａにおいて安定した姿勢に維持されるようになっている。
　また、ピストン３１の他端部３１ｃ外周には、円環状のシール部材３１ｄが装着されている。このシール部材３１ｄによって、シリンダ部２７ａの内部空間が、シール部材３１ｄよりもステアリングホイール６側の第１油圧室２９ａと、ステアリングホイール６とは反対側の第２油圧室２９ｂと、に仕切られている。すなわち、パワーシリンダ２９が、ピストン３１によって仕切られた第１，第２油圧室２９ａ，２９ｂを有するようになっている。
　パワーシリンダ２９は、第１油圧室２９ａまたは第２油圧室２９ｂにオイルが供給されると、両油圧室２９ａ，２９ｂ間の差圧を操舵アシスト力として操舵機構２の一部でもあるピストン３１に付与する。なお、この際、シャフト収容部２７ｂには第１油圧室２９ａ内のオイルが導かれる構成となっており、第１油圧室２９ａへのオイルの供給に際して歯部２６ａ，３１ａ間が潤滑されるようになっている。
　ロータリバルブ３０は、ステアリングホイール６の中立時において、ポンプ９（図１参照）の吐出口に接続された導入ポート３２と、リザーバタンク８（図１参照）に接続された排出ポート３３とが通じるようになっている。
　これにより、前記中立時においては、ポンプ９からロータリバルブ３０に吐出されたオイルが第１，第２油圧室２９ａ，２９ｂのいずれにも供給されることなくリザーバタンク８に排出されることとなる。
　一方、ロータリバルブ３０は、ステアリングホイール６の操舵時において、第２入力軸２２と出力軸１９の相対回転角、すなわち第１トーションバー２０の捩れ角に応じてオイルを各油圧室２９ａ，２９ｂに選択的に供給する。
　すなわち、ロータリバルブ３０は、ステアリングホイール６が任意の一方向へ操舵された場合、導入ポート３２が第１給排通路３４を介して第１油圧室２９ａと接続され、排出ポート３３が第２給排通路３５等を介して第２油圧室２９ｂと接続される。この結果、第１油圧室２９ａにオイルが供給され、第２油圧室２９ｂからはオイルが排出されることとなる。
　一方、ステアリングホイール６が他方向へ操舵された場合には、導入ポート３２が第２給排通路３５等を介して第２油圧室２９ｂと接続され、排出ポート３３が第１給排通路３４を介して第１油圧室２９ａと接続される。この結果、第２油圧室２９ｂにオイルが供給され、第１油圧室２９ａからはオイルが排出されることとなる。
　なお、各油圧室２９ａ，２９ｂにオイルを供給あるいはオイルを排出するにあたって、その供給量及び排出量は、第２入力軸２２と出力軸１９の相対回転差が大きくなるにつれて増大するようになっている。換言すれば、第１トーションバー２０の捩れ角が大きくなるほど、供給量及び排出量が増大するようになっている。
　中空モータ１０は、いわゆる３相交流式のブラシレスモータであって、ハウジング３外に臨む第２入力軸２２の外周側に設けられたモータ要素と、該モータ要素を内部に収容するモータハウジング３６と、を有する。
　モータ要素は、第２入力軸２２に結合部材３９を介して一体回転可能に固定された円筒状のモータロータ３７と、モータロータ３７の外周側に所定隙間を介して配置された円筒状のモータステータ３８と、を備える。
　モータハウジング３６は、ハウジング３側に向かって開口し、内部に前記モータ要素を収容する有蓋円筒状の第１モータハウジング構成部４０と、第１モータハウジング構成部４０の開口部を閉塞する円板状の第２モータハウジング構成部４１と、を有する。これら第１，第２モータハウジング構成部４０，４１は、共にアルミニウム合金など所定の金属材料により構成されている。
　第１モータハウジング構成部４０は、筒状部４０ａの内径がモータステータ３８の外径とほぼ同一となるように形成され、内周にモータステータ３８が圧入や焼き嵌め等により固定されている。
　また、第１モータハウジング構成部４０は、開口部の外周側にフランジ部４０ｂを有し、このフランジ部４０ｂが円板状のアダプタ部材４２にボルト４３によって締結固定されている。
　ここで、アダプタ部材４２は、ボルト４４によってハウジング３の第２ハウジング２８とも締結固定されている。したがって、第１モータハウジング構成部４０は、アダプタ部材４２を介して第２ハウジング２８に固定されるようになっている。
　第１モータハウジング構成部４０の蓋部４０ｃには、操舵軸１６を挿入する挿入孔４０ｄが形成されている。この挿入孔４０ｄの内周側には、結合部材３９のステアリングホイール６側の一端部３９ａが配置され、この一端部３９ａの外周面と挿入孔４０ｄの内周面との間には、第１ボールベアリング４５が設けられている。
　第１モータハウジング構成部４０は、この第１ボールベアリング４５を介して結合部材３９の一端部３９ａを回転可能に支持するようになっている。
　また、蓋部４０ｃのステアリングホイール６側の端面には、円形凹状の凹部４０ｅが形成され、この凹部４０ｅ内には、第１レゾルバ４６が配置されている。
　第１レゾルバ４６は、第１入力軸２１の外周に一体回転可能に固定された円環状のレゾルバロータ４６ａと、外周が凹部３８ｅの内周に固定された円環状のレゾルバステータ４６ｂと、を有する。このレゾルバステータ４６ｂによってレゾルバロータ４６ａの回転位置を検出することで、第１入力軸２１の回転角、すなわちステアリングホイール６の舵角θｓを検出するようになっている。
　また、第１レゾルバ４６は、カバー部材４７によって覆われている。このカバー部材４７は、第１モータハウジング構成部４０にボルト４８によって締結固定されている。
　また、カバー部材４７の軸心位置には、第１入力軸２１を挿入する挿入孔４７ａが形成されている。この挿入孔４７ａと第１入力軸２１との間には、該両者４７ａ，２１間をシールするシール部材４９が設けられている。
　第２モータハウジング構成部４１は、その軸心位置に操舵軸１６を挿入する挿入孔４１ａが形成されている。この挿入孔４１ａの内周側には、結合部材３９の他端部３９ｂが配置され、この他端部３９ｂの外周面と挿入孔４１ａの内周面との間には、第２ボールベアリング５０が設けられている。第２モータハウジング構成部４１は、この第２ボールベアリング５０を介して結合部材３９の他端部３７ｂを回転可能に支持するようになっている。
　また、第２モータハウジング構成部４１のハウジング３側の端面には、円形凹状の凹部４１ｃが形成され、この凹部４１ｃ内には、第２レゾルバ５１が配置されている。
　第２レゾルバ５１は、結合部材３９を介して第２入力軸２２の外周に一体回転可能に固定された円環状のレゾルバロータ５１ａと、外周が凹部４１ｃの内周に固定された円環状のレゾルバステータ５１ｂと、を有している。このレゾルバステータ５１ｂによってレゾルバロータ５１ａの回転位置を検出することで、第２入力軸２２の回転角を検出するようになっている。
　なお、この第２入力軸２２の回転角は、中空モータ１０のモータロータ３７の回転角と同等である。よって、第２レゾルバ５１は、モータロータ３７の回転角であるモータ回転角を検出するモータ回転角センサとしても機能する。
　図３は、液圧アシスト機構４による操舵アシスト力の付与特性を示す図である。
　液圧アシスト機構４は、それ単体で、すなわち電動アシスト機構５による操舵アシスト力の付与がない状態でも、問題なく運転者の操舵を補助できるような特性に設定されている。すなわち、手動運転時において操舵機構２に付与される操舵アシスト力は、基本的に液圧アシスト機構４がベースとなって賄うようになっている。
　また、液圧アシスト機構４は、操舵トルクＴｒが小さい領域Ａにおいて、中高速度での走行中に過剰な操舵アシスト力によって操舵がふらつかないよう、出力する操舵アシスト力を抑えるようになっている。
　一方、操舵トルクＴｒが大きい領域Ｂにおいては、ステアリングホイール６を据え切りした際に操舵機構２をストロークエンドまで転舵可能な操舵アシスト力を発揮するようになっている。
　なお、この液圧アシスト機構４が操舵機構２をストロークエンドまで転舵可能な操舵アシスト力を発揮するときの操舵トルクＴｒは、中空モータ１０が出力可能なモータトルク上限値を下回るように設定される。つまり、運転者によって入力される操舵トルクＴｒが０となる自動運転時において、中空モータ１０の出力のみで操舵機構２をストロークエンドまで転舵可能な操舵アシスト力を引き出せるようになっている。
　また、領域Ａと領域Ｂとの間の領域Ｃでは、電動アシスト機構５と協調制御する際の制御性を考慮し、線形的な特性となるように設定されている。
　なお、前述の特性は、車速Ｖｓ等の運転状態の変化に依らずに常に一定となるように設定されている。すなわち、操舵トルクＴｒに対するパワーシリンダ２９による操舵アシスト力は、車速Ｖｓ等の変化に拘わらず単一の特性を有するようになっている。
　図４は、制御装置１３の演算回路構成を示す制御ブロック図である。
　制御装置１３は、各種運転情報に基づきトルク指令信号Ｔｍ＊を演算するトルク指令信号演算部６１と、トルク指令信号演算部６１が演算したトルク指令信号Ｔｍ＊に基づき中空モータ１０を駆動制御するモータ制御部６２と、を備える。
　トルク指令信号演算部６１は、手動運転時におけるトルク指令信号Ｔｍ＊である手動運転時トルク指令信号Ｔｍ（ｍａｎｕａｌ）＊を演算する手動運転時トルク指令演算部６３と、自動運転時におけるトルク指令信号Ｔｍ＊である自動運転時トルク指令信号Ｔｍ（ａｕｔｏ）＊を演算する自動運転時トルク指令演算部６４と、手動，自動運転時トルク指令信号Ｔｍ（ｍａｎｕａｌ）＊，Ｔｍ（ａｕｔｏ）＊のいずれをトルク指令信号Ｔｍ＊として制御に用いるかを選択するトルク指令切換部６５と、トルク指令切換部６５を介して入力されるトルク指令信号Ｔｍ＊を運転状態等に基づき適宜補正するトルク指令補正演算部６６と、を有する。
　なお、以下では便宜上、手動運転時トルク指令信号Ｔｍ（ｍａｎｕａｌ）＊を単に「トルク指令信号Ｔｍ（ｍａｎｕａｌ）＊」と呼び、手動運転時トルク指令信号Ｔｍ（ａｕｔｏ）＊を単に「トルク指令信号Ｔｍ（ａｕｔｏ）＊」と呼ぶ。
　手動運転時トルク指令演算部６３は、トルクセンサ１１が検出した操舵トルクＴｒと、図外のディファレンシャルギア等に設置された車速センサが検出した車速Ｖｓと、に基づきトルク指令信号Ｔｍ（ｍａｎｕａｌ）＊を演算する。
　より詳しくは、手動運転時トルク指令演算部６３は、操舵トルクＴｒ及び車速Ｖｓが入力されると、これらセンサ情報からトルク指令算出マップ６７に基づきトルク指令信号Ｔｍ（ｍａｎｕａｌ）＊を算出する。
　トルク指令算出マップ６７は、基本的に操舵トルクＴｒが微小な領域や据え切り時等の操舵トルクＴｒが大きくなる領域で小さなトルク指令信号Ｔｍ（ｍａｎｕａｌ）＊を出力し、それらの中間領域において大きなトルク指令信号Ｔｍ（ｍａｎｕａｌ）＊を出力する二次曲線的な出力特性を有している。
　また、トルク指令算出マップ６７は、車速Ｖｓが増大するにつれて出力するトルク指令信号Ｔｍ（ｍａｎｕａｌ）＊が減少するように設定されている。
　特に車速Ｖｓが所定の中高速以上の場合には、操舵トルクＴｒの大小にかかわらず出力するトルク指令信号Ｔｍ（ｍａｎｕａｌ）＊を０とするようになっている。すなわち、車速Ｖｓが所定値以上の場合には、基本的に中空モータ１０による操舵アシストは行われることなく、液圧アシスト機構４が出力する操舵アシスト力のみによって操舵が補助されるようになっている。
　自動運転時トルク指令演算部６４は、自動運転制御装置１４が出力する舵角指令θｓ＊に舵角θｓが追従するのにあたって必要なトルク指令信号Ｔｍ（ａｕｔｏ）＊をＰＩ制御に基づき演算する。
　トルク指令切換部６５は、自動運転制御装置１４から制御装置１３に自動操舵要求ＳｉｇＡが出力されている場合には、トルク指令信号Ｔｍ（ａｕｔｏ）＊をトルク指令信号Ｔｍ＊としてトルク指令補正演算部５６に出力する。
　一方、自動操舵要求ＳｉｇＡが出力されていない場合には、トルク指令信号Ｔｍ（ｍａｎｕａｌ）＊をトルク指令信号Ｔｍ＊として続くトルク指令補正演算部６６に出力する。
　トルク指令補正演算部６６は、操舵アシストの応答遅れを補償する過渡特性補正部６８と、ステアリングホイール６が緩やかに操舵されている場合にトルク指令信号Ｔｍ＊を減算補正する減算補正部６９と、を有する。
　過渡特性補正部６８は、液圧アシスト機構４特有の操舵アシストの応答遅れを、トルク指令信号Ｔｍ＊を増大補正することにより電動アシスト機構５側で補うようにしたものである。
　液圧アシスト機構４による操舵アシスト力は、ステアリングホイール６が操舵された際に、第１トーションバー２０が捩れ、この捩れ角に応じた量のオイルが第１油圧室２９ａまたは第２油圧室２９ｂに供給されることで、はじめて操舵機構２に付与される。
　すなわち、液圧アシスト機構４による操舵アシスト力の付与は、液圧アシスト機構４の構造上、運転者によるステアリングホイール６の操舵操作に対して必然的に遅れてしまう。また、この液圧アシスト機構４による操舵アシストの遅れは、自動運転時に舵角θｓを舵角指令θｓ＊に追従させる場合においても同様に発生するものである。
　これらに鑑み、過渡特性補正部６８では、図５に示すように、液圧アシスト機構４のアシスト遅れを補うために、まずトルク指令信号Ｔｍ＊の位相を進めた信号である位相進み信号Ｔｍｌを位相進み信号生成部７０に基づき生成する。この位相進み信号生成部７０は、制御装置１３のマイクロコンピュータ内に設けられたデジタルフィルタとしてのハイパスフィルタであって、トルク指令信号Ｔｍ＊から位相進み信号Ｔｍｌを抽出する。
　なお、位相進み信号生成部７０として用いられるハイパスフィルタは、デジタルフィルタではなく制御装置１３の基板上に電子回路によって構成されるものであってもよい。
　このようにして位相進み信号Ｔｍｌを生成すると、過渡特性補正部６８は、続いてトルク指令信号Ｔｍ＊から位相進み信号Ｔｍｌを減じたトルク指令定常信号Ｔｍｃを算出する。このトルク指令定常信号Ｔｍｃと、位相進み信号Ｔｍｌに補正係数Ｇを乗じた信号とを合算することで、応答遅れを補償したトルク指令信号（モータ指令信号）Ｔｍ＊を生成するようになっている。
　なお、このとき、トルク指令定常信号Ｔｍｃは、トルク指令信号用リミッタ部７２によって上限値が設けられるようになっている。一方、位相進み信号Ｔｍｌに補正係数Ｇを乗じた信号は、位相進み信号用リミッタ部７３によって上限値が設けられるようになっている。
　トルク指令信号用リミッタ部７２は、トルク指令定常信号Ｔｍｃ用の上限値を、車速Ｖｓに応じて可変制御する。より具体的には、車速Ｖｓが高くなるにつれて上限値を下げるように設定されている。
　一方、位相進み信号用リミッタ部７３は、位相進み信号Ｔｍｌ用の上限値を、車速Ｖｓに応じて可変制御する。より具体的には、車速Ｖｓが高くなるにつれて上限値を下げるように設定される。
　また、両リミッタ部７２，７３は、位相進み信号Ｔｍｌ用の上限値がトルク指令定常信号Ｔｍｃ用の上限値以上となるようにそれぞれ設定されている。
　また、過渡特性補正部６８は、応答遅れを補償したトルク指令信号（モータ指令信号）Ｔｍ＊に上限値を設けるモータ指令信号用リミッタ部７４をさらに備えている。このモータ指令信号用リミッタ部７４も、前述のリミッタ部７２，７３と同様に、トルク指令信号（モータ指令信号）Ｔｍ＊の上限値を、車速Ｖｓに応じて可変制御できるように構成されている。より具体的には、モータ指令信号用リミッタ部７４は、車速Ｖｓが高くなるにつれて上限値を下げるように設定されている。
　図５に示すように、減算補正部６９は、手動運転時においては舵角θｓ、自動運転時においては舵角指令θｓ＊を時間微分することで操舵速度ωｓを演算する操舵速度演算部７５と、操舵速度演算部７５が演算した操舵速度ωｓを受信する操舵速度信号受信部として機能し、操舵速度ωｓに応じてトルク指令信号Ｔｍ＊を補正する補正部７６と、を有する。
　補正部７６は、操舵速度演算部７５により算出された操舵速度ωｓの増加率が所定値未満のとき、中空モータ１０が操舵機構２に付与する操舵力が、パワーシリンダ２９によって操舵機構２に付与される操舵力よりも小さくなるようにトルク指令信号Ｔｍ＊を適宜減算補正する。
　モータ制御部６２は、図４に示すように、まず、電流指令演算部７７によって、トルク指令信号Ｔｍ＊と、第２レゾルバ５１が検出したモータ回転角θｍに基づき算出されたモータ回転数Ｎと、からｄ軸，ｑ軸電流指令Ｉｄ＊，Ｉｑ＊を演算する。
　続いて、モータ制御部６２は、３相２相変換器７８によって、中空モータ１０に設置された電流センサ７９ｕ，７９ｖが出力するｕ相，ｖ相電流Ｉｕ，Ｉｖとモータ回転角θｍとからｄ軸，ｑ軸電流Ｉｄ，Ｉｑを得る。
　その後、モータ制御部６２は、ｄ軸，ｑ軸電流Ｉｄ，Ｉｑがｄ軸，ｑ軸電流指令Ｉｄ＊，Ｉｑ＊に追従するのに必要な値を算出し、この算出値に基づきｄ軸，ｑ軸電圧指令Ｖｄ＊，Ｖｑ＊を演算する。すなわち、ｄ軸電流指令Ｉｄ＊とｄ軸電流Ｉｄとの差分と、ｑ軸電流指令Ｉｑ＊とｑ軸電流Ｉｑとの差分と、をそれぞれ算出し、これら差分からＰＩ制御に基づきｄ軸，ｑ軸電圧指令Ｖｄ＊，Ｖｑ＊を得る。
　ｄ軸，ｑ軸電圧指令Ｖｄ＊，Ｖｑ＊を演算すると、モータ制御部６２は、２相３相変換器８０によりｄ軸，ｑ軸電圧指令Ｖｄ＊，Ｖｑ＊とモータ回転角θｍとからｕ相，ｖ相，ｗ相電圧指令Ｖｕ＊，Ｖｖ＊，Ｖｗ＊を算出する。この電圧指令Ｖｕ＊，Ｖｖ＊，Ｖｗ＊を、ＰＷＭ変換器８１によってアナログ波形からＰＷＭ波形に変換した後、制御装置１３に設けられたインバータ回路８２に出力し、このインバータ回路８２を介して中空モータ１０を駆動するようになっている。
　〔本実施形態の作用効果〕
　前述のように、従来のパワーステアリング装置は、電動モータがステアリングホイールの操舵中に常時作動することから、電動モータにかかる負荷が必然的に大きなものとなる。このため、前記従来のパワーステアリング装置では、電動モータとして高い負荷に抗し得る大型のものを用いる必要があり、結果としてパワーステアリング装置の大型化を招来してしまう。
　なお、このとき、前記電動モータに負荷に基づく電動モータの高温化を抑制する放熱フィン等のモータ冷却手段を取り付ければ、小型の電動モータを用いること自体は可能となる。
　しかしながら、この場合、前記モータ冷却手段の分だけパワーステアリング装置が大型化することから、該大型化の課題が解消されているとは言い難い。
　これに対して、本実施形態では、手動運転時において、車速Ｖｓが所定の中高速以上の場合には、操舵アシスト力の全てを液圧アシスト機構４によって賄い、中空モータ１０による操舵アシストは行わないようにした。
　すなわち、手動運転時でかつ、車速Ｖｓが所定の中高速以上の場合には、手動運転時トルク指令演算部６３の出力するトルク指令信号Ｔｍ（ｍａｎｕａｌ）＊が０となるように構成した。
　これにより、車速Ｖｓが所定の中高速以上の場合における中空モータ１０の負荷が０となるため、手動運転時に中空モータ１０にかかる負荷を低減することが可能になる。この結果、中空モータ１０として小型のものを用いることが可能となることから、もってパワーステアリング装置１の小型化を図ることができる。
　また、本実施形態では、車速Ｖｓが所定の中高速未満である場合に、この車速Ｖｓが増大するにつれて中空モータ１０が出力する操舵アシスト力が減少するようにした。これによっても、中空モータ１０の負担を低減する効果を得ることができる。
　さらに、本実施形態では、制御装置１３に位相進み信号生成部７０を設け、この位相進み信号生成部７０によってトルク指令信号Ｔｍ＊を増大補正するようにした。これにより、液圧アシスト機構４特有の応答遅れを電動アシスト機構５側で補うことができる。
　この結果、手動運転時においては、運転者の操舵操作に対する応答性の高い操舵力付与が行えることから、操舵フィーリングを向上させることが可能となる。また、自動運転時においては、特に切り始めにおける舵角指令θｓ＊に対する舵角θｓの追従性を向上させることができる。
　また、本実施形態では、位相進み信号生成部７０をハイパスフィルタとしたことから、容易に位相進み信号Ｔｍｌを生成することができる。
　なお、本実施形態では、位相進み信号生成部７０として用いるフィルタをハイパスフィルタとしたが、不要な高調波をキャンセルできるバンドパスフィルタを使用することも可能である。また、本実施形態では、トルク指令信号Ｔｍ＊の位相を進めることで位相進み信号Ｔｍｌを生成しているが、この代わりに操舵トルクＴｒの位相を進めることにより位相進み信号Ｔｍｌを生成することも可能である。
　ところで、過渡特性補正部６８によって液圧アシスト機構４の応答遅れを補償する際に、中空モータ１０から操舵機構２に過剰な操舵力が付与されると、却って運転者に操舵違和感を抱かせてしまうおそれがある。
　そこで、本実施形態では、過渡特性補正部６８にトルク指令信号用リミッタ部７２と位相進み信号用リミッタ部７３とを設け、これらリミッタ部７２，７３によってトルク指令信号Ｔｍ＊が過剰に大きくなるのを抑制するようにした。これにより、中空モータ１０から過剰な操舵力が付与されるのを抑制でき、もって操舵フィーリングの向上を図ることができる。
　また、リミッタ部７２，７３によってトルク指令信号Ｔｍ＊を制限する際に、位相進み信号用リミッタ部７３によって位相進み信号Ｔｍｌを過剰に制限してしまうと、液圧アシスト機構４の応答遅れを満足に補償できなくなるおそれがある。
　このため、本実施形態では、位相進み信号用リミッタ部７３の上限値の大きさを、トルク指令信号用リミッタ部７２の上限値以上に設定した。これにより、位相進み信号Ｔｍｌがトルク指令信号Ｔｍ＊に大きく反映されることから、操舵操作に対する応答性を向上させることができる。
　また、本実施形態では、位相進み信号用リミッタ部７２とトルク指令信号用リミッタ部７３とを、それぞれ車速Ｖｓに基づき上限値が可変制御できるように構成した。これにより、例えば大きな操舵力の付与が必要でない高車速時において各上限値を下げることで、操舵機構２へ過剰な操舵力が付与されるのを抑制できる。すなわち、車速Ｖｓに応じて的確に操舵力の付与を行うことができる。
　また、本実施形態では、過渡特性補正部６８にモータ指令信号用リミッタ部７４をさらに設けた。これにより、トルク指令定常信号Ｔｍｃと位相進み信号Ｔｍｌとのそれぞれにリミッタをかけたにもかかわらず、その和である応答遅れを補償したトルク指令信号（モータ指令信号）Ｔｍ＊が過大となった場合であっても、そのトルク指令信号Ｔｍ＊を制限することができる。したがって、より確実に中空モータ１０から操舵機構２への過剰な操舵力の付与を抑制できる。
　さらに、本実施形態では、モータ指令信号用リミッタ部７４についても、車速Ｖｓに基づき上限値が可変制御できるように構成したことから、車速Ｖｓに応じてより的確な操舵力の付与を行うことができる。
　なお、本実施形態では、過渡特性補正部６８に計３つのリミッタ部７２～７４を設けているが、これらリミッタ部７２～７４を全て設けるか、一部を廃止するか等については任意に選択することができる。また、リミッタ部７２～７４を車速Ｖｓに応じて上限値を可変制御可能に設定するか否かについても任意である。
　また、本実施形態では、減算補正部６９によって、操舵速度ωｓの増加率が所定値未満のとき、中空モータ１０が操舵機構２に付与する操舵力が、パワーシリンダ２９によって操舵機構２に付与される操舵力よりも小さくなるようにトルク指令信号Ｔｍ＊を補正するようにした。これにより、即応性を比較的必要としない緩やかな操舵を行っている際の中空モータ１０にかかる負担を低減することができる。
　また、本実施形態では、ステアリングホイール６に入力された操舵トルクＴｒに対し、パワーシリンダ２９の操舵機構２に付与する操舵力が車速Ｖｓの変化に拘わらず単一の特性となるように構成した。これにより、簡素な構成をもって油圧による操舵力の付与を実現することができる。また、油圧による操舵力の付与を単一の特性としたことで、液圧アシスト機構４と電動アシスト機構５との協調制御を容易に行うことができる。
　〔第２実施形態〕
　本発明の第２実施形態は、トルク指令信号演算部６１を、ステアリングホイール６が切り込んだ状態で保持された状態である保舵状態を考慮してトルク指令信号Ｔｍ＊を演算するように構成したものである。
　なお、本実施形態では、前記第１実施形態と同じ構成については同一の符号を付すことにより、具体的な説明を省略する（以下の各実施形態に同じ）。
　一般に、液圧アシスト機構４による操舵アシストを行う場合、図６に示すように、ステアリングホイール６を所定の舵角θｘまで切り込む際に必要な切り込み操舵トルクＴｒｓに比べて所定の舵角θｘで保舵するのに必要な保舵トルクＴｒｋが小さくなることが知られている。
　すなわち、パワーシリンダ２９による操舵アシストにおいては、操舵トルクＴｒが増大するときの変化量と減少するときの変化量との間に差（ヒステリシス）が生じることが一般に知られている。なお、このヒステリシスは、液圧アシスト機構４のシステムフリクション等に起因するものである。
　このため、手動運転時において、切り込み時と保舵時の区別なく電動アシスト機構５によるモータアシストを行ってしまうと、図７（ａ）に示すように、保舵時において保舵トルクＴｒｋが過剰に小さくなり、却って操舵違和感を招来してしまうおそれがある。
　また、自動運転時において、中空モータ１０を単に舵角指令θｓ＊に舵角θｓが追従するように制御してしまうと、図７（ｂ）に示すように切り込み時と保舵時の区別なくトルクが高い状態に維持されることとなり、保舵時に不要な余剰トルクが発生してしまう。
　そこで、本実施形態では、図８に示すように、前記第１実施形態の構成に加えて、トルク指令補正演算部６６に、ステアリングホイール６が保舵状態にある場合にトルク指令信号Ｔｍ＊を減少補正する保舵時トルク補正部８３を設けた。
　より詳しくは、保舵時トルク補正部８３は、図９に示すように、まず、操舵速度演算部８４によって、手動運転時においては舵角θｓ、自動運転時においては舵角指令θｓ＊を時間微分することで操舵速度ωｓを算出する。
　続いて、保舵時トルク補正部８３は、切換判断部８５によって操舵速度ωｓの絶対値｜ωｓ｜が所定値ωｘ以下であるか否かを判断する。
　ここで、操舵速度の絶対値｜ωｓ｜が所定値ωｘよりも大きいと判断された場合、すなわちステアリングホイール６が操舵状態にあると判断された場合には、保舵時トルク補正部８３は、トルク指令信号Ｔｍ＊の補正を行わないようになっている。
　一方、操舵速度の絶対値｜ωｓ｜が所定値ωｘ以下、すなわちステアリングホイール６が保舵状態にあると判断された場合には、予め格納された保舵時オフセットトルクＴｆに舵角θｓ（舵角指令θｓ＊）から符号判別部８６によって導かれる適切な符号を付した後、トルク指令信号Ｔｍ＊から保舵時オフセットトルクＴｆを減算することでトルク指令信号Ｔｍ＊を減少補正するようになっている。
　なお、このトルク指令信号Ｔｍ＊の減算に供される保舵時オフセットトルクＴｆは、液圧アシスト機構４のヒステリシス特性に基づき定められる固定値である。
　以上の構成から、本実施形態のパワーステアリング装置１によれば、手動運転時および自動運転時のいずれの場合においても、保舵時における操舵アシスト力の付与量を抑えることができる。
　これにより、手動運転時においては、保舵時に過剰な操舵アシスト力が付与されることで生じる操舵違和感を抑制することが可能となる。また、自動運転時においては、保舵時に発生する余剰なトルクを低減することが可能となる。
　また、本実施形態では、保舵時オフセットトルクＴｆを、液圧アシスト機構４のヒステリシス特性に基づき定められる固定値としたことから、トルク指令信号Ｔｍ＊の減少補正を過不足なく行うことができる。
　なお、他の作用効果は前記第１実施形態とほぼ同様である。
　〔第３実施形態〕
　図１０に示す本発明の第３実施形態は、基本構成は前記第１実施形態と同様であるが、トルク指令補正演算部６６に、トルク指令信号Ｔｍ＊を減少補正することで操舵速度ωｓの過度な上昇を抑制する操舵速度抑制部８７が追加されている。
　より詳しくは、操舵速度抑制部８７は、図１１に示すように、まず、操舵速度演算部８８によって、手動運転時においては舵角θｓ、自動運転時においては舵角指令θｓ＊を時間微分することで操舵速度ωｓを算出する。
　続いて、操舵速度抑制部８７は、車速Ｖｓから予め用意された操舵速度制限値算出マップ８９によって操舵速度制限値ωｌを算出する。
　なお、このとき用いられる操舵速度制限値算出マップ８９は、車速Ｖｓが所定の中高速以上である場合に、操舵速度制限値ωｌとして比較的小さな値を算出するようになっている。
　その後、操舵速度抑制部８７は、切換判断部９０によって操舵速度ωｓの絶対値｜ωｓ｜が操舵速度制限値ωｌ以上であるか否かを判断する。ここで、操舵速度の絶対値｜ωｓ｜が操舵速度制限値ωｌよりも小さいと判断された場合には、操舵速度抑制部８７は、トルク指令信号Ｔｍ＊の補正を行わないようになっている。
　一方、操舵速度の絶対値｜ωｓ｜が操舵速度制限値ωｌ以上である判断された場合には、予め格納された減速トルクＴｂに舵角θｓ（舵角指令θｓ＊）から符号判別部９１によって導かれる適切な符号を付した後、トルク指令信号Ｔｍ＊から減速トルクＴｂを減算することでトルク指令信号Ｔｍ＊を減少補正するようになっている。
　操舵速度ωｓが高速である場合に、過渡特性補正部６８によって通常通り液圧アシスト機構４の応答遅れを補償してしまうと、ステアリングホイール６の操舵感が軽くなりすぎて車両の安定性が損なわれてしまうおそれがある。特に、この車両の安定性の悪化は、操舵速度ωｓが高速でかつ、車速Ｖｓが所定の中高速以上である場合に顕著となる。
　これに対して、本実施形態では、操舵速度抑制部８７によって、操舵速度ωｓが操舵速度制限値ωｌよりも高い場合には、トルク指令信号Ｔｍ＊を減少補正するようにした。これにより、操舵機構２に付与される操舵アシスト力が減少することで操舵速度ωｓの上昇が抑制されることから、前述の要因による車両の安定性の悪化を抑制することができる。
　しかも、本実施形態では、特に車両の安定性の悪化が懸念される操舵速度ωｓが高速かつ、車速Ｖｓが所定の中高速以上である場合に操舵速度制限値ωｌとして小さな値を算出するようにした。これにより、中高速走行時における操舵速度ωｓの上昇が特に抑制されるため、前述の要因による車両の安定性の悪化をより効果的に抑制することができる。
　〔第４実施形態〕
　図１２及び図１３に示す本発明の第４実施形態は、基本構成は前記第１実施形態とほぼ同様であるが、過渡特性補正部６８の制御内容が変更されている。
　すなわち、本実施形態における過渡特性補正部６８は、図１２に示すように、まず、操舵速度演算部９２によって、手動運転時においては舵角θｓ、自動運転時においては舵角指令θｓ＊を時間微分することで操舵速度ωｓを算出する。続いて、過渡特性補正部６８は、操舵速度信号受信部として機能する切換判断部９３に操舵速度ωｓを送信した後、切換判断部９３によって操舵速度ωｓの絶対値｜ωｓ｜が所定値ωｙ以上であるか否かを判断する。
　ここで、操舵速度の絶対値｜ωｓ｜が所定値ωｙよりも小さいと判断された場合には、過渡特性補正部６８は、トルク指令信号Ｔｍ＊の補正を行わないようになっている。
　一方、操舵速度の絶対値｜ωｓ｜が所定値ωｙ以上である場合、すなわちステアリングホイール６が急操舵されていると判断された場合には、予め格納された急操舵判定時増量トルクＴａに舵角θｓ（舵角指令θｓ＊）から符号判別部９４によって導かれる適切な符号を付す。
　その後、トルク指令信号Ｔｍ＊に急操舵判定時増量トルクＴａを加算することでトルク指令信号Ｔｍ＊を増量補正するようになっている。
　なお、このトルク指令信号Ｔｍ＊に加算される急操舵判定時増量トルクＴａは、ロータリバルブ３０が有する不感帯を補償し得る任意の固定値である。
　また、本実施形態における電動アシスト機構５は、図１３に示すように、液圧アシスト機構４が操舵アシストを開始する液圧アシスト開始トルクＴｓ１よりも高い操舵トルクＴｒが入力された際に操舵アシストを開始するようになっている。
　すなわち、本実施形態の制御装置１３は、操舵トルクＴｒが操舵開始トルクである電動アシスト開始トルクＴｓ２以上のとき中空モータ１０の駆動制御を開始し、パワーシリンダ２９は、操舵トルクＴｒが電動アシスト開始トルクＴｓ２よりも小さな領域で操舵機構２への操舵力付与を開始するようになっている。
　なお、本実施形態では、この液圧アシスト機構４と電動アシスト機構５の操舵力の付与タイミングの差異を、第１，第２トーションバー２０，２３の剛性を変更することにより実現している。つまり、トルクセンサ１１用のトーションバーである第２トーションバー２３の剛性を、ロータリバルブ３０用のトーションバーである第１トーションバー２０の剛性以上とすることで、先に液圧アシスト機構４が立ち上がるように設定している。
　一般に、液圧アシスト機構４の応答遅れによる影響は、操舵速度ωｓが高い状態、すなわち急操舵を行った状態において大きくなることが知られている。
　そこで、本実施形態では、過渡特性補正部６８を、操舵速度ωｓが高い場合にトルク指令信号Ｔｍ＊を増大補正するように構成した。これにより、急操舵時における液圧アシスト機構４の応答遅れを電動アシスト機構５側で補うことができる。
　この結果、手動運転時においては、運転者の操舵操作に対する応答性の高い操舵力付与が行えることから、操舵フィーリングを向上させることが可能となる。また、自動運転時においては、特に切り始めにおける舵角指令θｓ＊に対する舵角θｓの追従性を向上させることができる。
　また、本実施形態では、電動アシスト機構５のアシスト開始トルクＴｓ２を、液圧アシスト機構４のアシスト開始トルクＴｓ１よりも高くなるように設定した。
　これにより、操舵トルクＴｒが電動アシスト開始トルクＴｓ２未満の領域では中空モータ１０の負担が０となることから、中空モータ１０にかかる負荷を低減することができる。
　しかも、本実施形態では、液圧アシスト機構４及び電動アシスト機構５のアシスト開始トルクＴｓ１，Ｔｓ２を、第１，第２トーションバー２０，２３の剛性に基づき変動させるようにした。
　これにより、容易に液圧アシスト開始トルクＴｓ１及び電動アシスト開始トルクＴｓ２の調整を図ることができる。
　本発明は、前記各実施形態の構成に限定されるものではなく、発明の趣旨を逸脱しない範囲で構成を変更することも可能である。
　例えば、前記各実施形態ではインテグラル型のパワーステアリング装置に本発明を適用したが、ラックバーやタイロッドからなる伝達機構を備えたラック・ピニオン型やコラム型のパワーステアリング装置に適用することもできる。
　また、前記各実施形態では、制御装置１３を、操舵速度演算部７５等により舵角θｓを時間微分することで操舵速度ωｓを取得するように構成されているが、センサ等によって検出された操舵速度ωｓを取り込むように構成することも当然に可能である。
　以上説明した各実施形態に基づくパワーステアリング装置としては、例えば以下に述べる態様のものが考えられる。
　パワーステアリング装置は、その一つの態様において、ステアリングホイールの操舵操作に伴い回転する入力軸と、前記入力軸とトーションバーを介して接続された出力軸と、前記出力軸の回転を操舵輪に伝達する伝達機構と、を有する操舵機構と、ピストンによって仕切られた１対の液圧室を有し、前記操舵機構に操舵力を付与するパワーシリンダと、前記操舵機構の操舵トルクを検出するトルクセンサと、前記入力軸と出力軸の相対回転に応じて前記操舵機構の外部のポンプから供給される作動液を選択的に前記パワーシリンダの１対の液圧室に供給するロータリバルブと、前記入力軸に操舵力を付与する電動モータと、マイクロコンピュータが搭載された制御装置と、前記制御装置に設けられ、前記操舵トルクおよび車速に基づき前記電動モータを駆動制御するためのトルク指令信号を演算するトルク指令信号演算部であって、前記車速が所定車速以上のとき前記トルク指令信号を０とするトルク指令信号演算部と、を有する。
　前記パワーステアリング装置の好ましい態様において、前記制御装置は、操舵速度の信号を受信する操舵速度信号受信部を備え、前記トルク指令信号演算部は、前記操舵速度が所定値以上のとき、前記トルク指令信号が増大するように補正する。
　別の好ましい態様では、前記パワーステアリング装置の態様のいずれかにおいて、前記制御装置は、前記操舵トルクまたは前記トルク指令信号の位相を進めた位相進み信号を生成する位相進み信号生成部を備え、前記トルク指令信号演算部は、前記位相進み信号に基づき前記トルク指令信号が増大するように補正する。
　さらに別の好ましい態様では、前記パワーステアリング装置の態様のいずれかにおいて、前記位相進み信号生成部は、フィルタである。
　さらに別の好ましい態様では、前記パワーステアリング装置の態様のいずれかにおいて、前記制御装置は、前記操舵トルクまたは前記トルク指令信号の位相を進めた位相進み信号を生成する位相進み信号生成部と、前記トルク指令信号用の上限値を設けるトルク指令信号用リミッタ部と、前記位相進み信号用の上限値を設ける位相進み信号用リミッタ部と、を有する。
　さらに別の好ましい態様では、前記パワーステアリング装置の態様のいずれかにおいて、前記位相進み信号用の上限値の大きさは、前記トルク指令信号用の上限値以上である。
　さらに別の好ましい態様では、前記パワーステアリング装置の態様のいずれかにおいて、前記トルク指令信号用リミッタ部は、前記車速に応じて前記トルク指令信号用の上限値を可変制御し、前記位相進み信号用リミッタ部は、前記車速に応じて前記位相進み信号用の上限値を可変制御する。
　さらに別の好ましい態様では、前記パワーステアリング装置の態様のいずれかにおいて、前記制御装置は、前記トルク指令信号用リミッタ部を通過した信号と前記位相進み信号用リミッタ部を通過した信号とを足し合わせた信号であるモータ指令信号の上限値を設けるモータ指令信号用リミッタ部を有する。
　さらに別の好ましい態様では、前記パワーステアリング装置の態様のいずれかにおいて、前記モータ指令信号用リミッタ部は、前記車速に応じて前記モータ指令信号用の上限値を可変制御する。
　さらに別の好ましい態様では、前記パワーステアリング装置の態様のいずれかにおいて、前記制御装置は、操舵速度の信号を受信する操舵速度信号受信部を備え、前記トルク指令信号演算部は、前記操舵速度の増加率が所定値未満、または前記操舵トルクの増加率が所定値未満のとき、前記電動モータが前記操舵機構に付与する操舵力が、前記パワーシリンダが前記操舵機構に付与する操舵力よりも小さくなるように前記トルク指令信号を演算する。
　さらに別の好ましい態様では、前記パワーステアリング装置の態様のいずれかにおいて、前記制御装置は、前記操舵トルクが所定値である操舵開始トルク以上のとき前記電動モータの駆動制御を開始し、前記パワーシリンダは、前記操舵トルクが前記操舵開始トルクよりも小さい領域において前記操舵機構への操舵力付与を開始する。
　さらに別の好ましい態様では、前記パワーステアリング装置の態様のいずれかにおいて、前記トルク指令信号演算部は、前記電動モータの回転角が目標角度となるように前記トルク指令信号を演算すると共に、操舵速度が所定値以下の状態である保舵状態のとき、前記トルク指令信号を減少補正する。
　さらに別の好ましい態様では、前記パワーステアリング装置の態様のいずれかにおいて、前記パワーステアリング装置は、前記パワーシリンダによる操舵力が、前記操舵トルクが増大するときの変化量と減少するときの変化量との間に差を有し、前記トルク指令信号演算部は、操舵速度が所定値以下の状態である保舵状態のとき、前記トルク指令信号を前記差の大きさ分について減少補正する。
　さらに別の好ましい態様では、前記パワーステアリング装置の態様のいずれかにおいて、前記トルク指令信号演算部は、操舵速度が前記車速に基づき算出される操舵速度上限値よりも高い場合に、前記トルク指令信号を減少補正する。
　さらに別の好ましい態様では、前記パワーステアリング装置の態様のいずれかにおいて、前記パワーステアリング装置は、前記操舵トルクに対する前記パワーシリンダによる操舵力が前記車速の変化に拘わらず単一の特性を有するものである。
　さらに別の好ましい態様では、前記パワーステアリング装置の態様のいずれかにおいて、前記入力軸は、前記ステアリングホイールに接続された第１入力軸と、前記第１入力軸に前記トーションバーとは異なるトルクセンサ用トーションバーを介して接続された第２入力軸と、を備え、前記トルクセンサは、前記トルクセンサ用トーションバーの捩れ量に応じて前記操舵トルクを検出するものであって、前記トルクセンサ用トーションバーの剛性は、前記トーションバーの剛性以上である。

Claims (16)

  1. 　ステアリングホイールの操舵操作に伴い回転する入力軸と、前記入力軸とトーションバーを介して接続された出力軸と、前記出力軸の回転を操舵輪に伝達する伝達機構と、を有する操舵機構と、
    　ピストンによって仕切られた１対の液圧室を有し、前記操舵機構に操舵力を付与するパワーシリンダと、
    　前記操舵機構の操舵トルクを検出するトルクセンサと、
    　前記入力軸と出力軸の相対回転に応じて前記操舵機構の外部のポンプから供給される作動液を選択的に前記パワーシリンダの１対の液圧室に供給するロータリバルブと、
    　前記入力軸に操舵力を付与する電動モータと、
    　マイクロコンピュータが搭載された制御装置と、
    　前記制御装置に設けられ、前記操舵トルクおよび車速に基づき前記電動モータを駆動制御するためのトルク指令信号を演算するトルク指令信号演算部であって、前記車速が所定車速以上のとき前記トルク指令信号を０とするトルク指令信号演算部と、
    　を有することを特徴とするパワーステアリング装置。
  2. 　請求項１に記載のパワーステアリング装置において、
    　前記制御装置は、操舵速度の信号を受信する操舵速度信号受信部を備え、
    　前記トルク指令信号演算部は、前記操舵速度が所定値以上のとき、前記トルク指令信号が増大するように補正することを特徴とするパワーステアリング装置。
  3. 　請求項１に記載のパワーステアリング装置において、
    　前記制御装置は、前記操舵トルクまたは前記トルク指令信号の位相を進めた位相進み信号を生成する位相進み信号生成部を備え、
    　前記トルク指令信号演算部は、前記位相進み信号に基づき前記トルク指令信号が増大するように補正することを特徴とするパワーステアリング装置。
  4. 　請求項３に記載のパワーステアリング装置において、前記位相進み信号生成部は、フィルタであることを特徴とするパワーステアリング装置。
  5. 　請求項１に記載のパワーステアリング装置において、
    　前記制御装置は、前記操舵トルクまたは前記トルク指令信号の位相を進めた位相進み信号を生成する位相進み信号生成部と、前記トルク指令信号用の上限値を設けるトルク指令信号用リミッタ部と、前記位相進み信号用の上限値を設ける位相進み信号用リミッタ部と、を有することを特徴とするパワーステアリング装置。
  6. 　請求項５に記載のパワーステアリング装置において、
    　前記位相進み信号用の上限値の大きさは、前記トルク指令信号用の上限値以上であることを特徴とするパワーステアリング装置。
  7. 　請求項６に記載のパワーステアリング装置において、
    　前記トルク指令信号用リミッタ部は、前記車速に応じて前記トルク指令信号用の上限値を可変制御し、
    　前記位相進み信号用リミッタ部は、前記車速に応じて前記位相進み信号用の上限値を可変制御することを特徴とするパワーステアリング装置。
  8. 　請求項５に記載のパワーステアリング装置において、
    　前記制御装置は、前記トルク指令信号用リミッタ部を通過した信号と前記位相進み信号用リミッタ部を通過した信号とを足し合わせた信号であるモータ指令信号の上限値を設けるモータ指令信号用リミッタ部を有することを特徴とするパワーステアリング装置。
  9. 　請求項８に記載のパワーステアリング装置において、
    　前記モータ指令信号用リミッタ部は、前記車速に応じて前記モータ指令信号用の上限値を可変制御することを特徴とするパワーステアリング装置。
  10. 　請求項１に記載のパワーステアリング装置において、
    　前記制御装置は、操舵速度の信号を受信する操舵速度信号受信部を備え、
    　前記トルク指令信号演算部は、前記操舵速度の増加率が所定値未満、または前記操舵トルクの増加率が所定値未満のとき、前記電動モータが前記操舵機構に付与する操舵力が、前記パワーシリンダが前記操舵機構に付与する操舵力よりも小さくなるように前記トルク指令信号を演算することを特徴とするパワーステアリング装置。
  11. 　請求項１に記載のパワーステアリング装置において、
    　前記制御装置は、前記操舵トルクが所定値である操舵開始トルク以上のとき前記電動モータの駆動制御を開始し、
    　前記パワーシリンダは、前記操舵トルクが前記操舵開始トルクよりも小さい領域において前記操舵機構への操舵力付与を開始することを特徴とするパワーステアリング装置。
  12. 　請求項１に記載のパワーステアリング装置において、
    　前記トルク指令信号演算部は、前記電動モータの回転角が目標角度となるように前記トルク指令信号を演算すると共に、操舵速度が所定値以下の状態である保舵状態のとき、前記トルク指令信号を減少補正することを特徴とするパワーステアリング装置。
  13. 　請求項１２に記載のパワーステアリング装置は、前記パワーシリンダによる操舵力が、前記操舵トルクが増大するときの変化量と減少するときの変化量との間に差を有し、
    　前記トルク指令信号演算部は、操舵速度が所定値以下の状態である保舵状態のとき、前記トルク指令信号を前記差の大きさ分について減少補正することを特徴とするパワーステアリング装置。
  14. 　請求項１に記載のパワーステアリング装置において、
    　前記トルク指令信号演算部は、操舵速度が前記車速に基づき算出される操舵速度上限値よりも高い場合に、前記トルク指令信号を減少補正することを特徴とするパワーステアリング装置。
  15. 　請求項１に記載のパワーステアリング装置は、
    　前記操舵トルクに対する前記パワーシリンダによる操舵力が前記車速の変化に拘わらず単一の特性を有するものであることを特徴とするパワーステアリング装置。
  16. 　請求項１に記載のパワーステアリング装置において、
    　前記入力軸は、前記ステアリングホイールに接続された第１入力軸と、前記第１入力軸に前記トーションバーとは異なるトルクセンサ用トーションバーを介して接続された第２入力軸と、を備え、
    　前記トルクセンサは、前記トルクセンサ用トーションバーの捩れ量に応じて前記操舵トルクを検出するものであって、
    　前記トルクセンサ用トーションバーの剛性は、前記トーションバーの剛性以上であることを特徴とするパワーステアリング装置。
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