WO2014175052A1 - 電動パワーステアリング装置 - Google Patents

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貴弘 椿
保 近江
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    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D5/00—Power-assisted or power-driven steering
    • B62D5/04—Power-assisted or power-driven steering electrical, e.g. using an electric servo-motor connected to, or forming part of, the steering gear
    • B62D5/0457—Power-assisted or power-driven steering electrical, e.g. using an electric servo-motor connected to, or forming part of, the steering gear characterised by control features of the drive means as such
    • B62D5/046—Controlling the motor
    • B62D5/0472—Controlling the motor for damping vibrations

Definitions

  • the present invention relates to an electric power steering apparatus in which an assist force by a motor is applied to a steering system of a vehicle via a speed reduction mechanism based on at least a current command value calculated based on a steering torque.
  • the present invention relates to an electric power steering apparatus that suppresses steering wheel vibration (noise) caused by the spring property of a torsion bar and improves the steering feeling.
  • An electric power steering apparatus which applies a steering assist force (assist force) to a steering mechanism of a vehicle by a rotational force of a motor uses a transmission mechanism such as a gear or a belt via a reduction mechanism to drive the motor.
  • the steering assist power is given to the
  • EPS electric power steering apparatus
  • the feedback control is to adjust the motor applied voltage so that the difference between the steering assist command value (current command value) and the motor current detection value becomes smaller, and the motor applied voltage is generally adjusted by PWM (pulse width It is performed by adjusting the duty of modulation) control.
  • the column shaft (steering shaft, handle shaft) 2 of the steering wheel 1 is a reduction gear 3 of the reduction mechanism, universal joints 4a and 4b, and a pinion rack mechanism 5
  • the steering wheels 8L and 8R are connected to each other through tie rods 6a and 6b and further hub units 7a and 7b.
  • the column shaft 2 is provided with a torque sensor 10 for detecting the steering torque of the steering wheel 1 and a steering angle sensor 14 for detecting the steering angle ⁇ , and the motor 20 for assisting the steering force of the steering wheel 1 is a reduction mechanism. It is connected to the column shaft 2 via a reduction gear (gear ratio n) 3.
  • Electric power is supplied from the battery 13 to the control unit (ECU) 30 that controls the electric power steering device, and an ignition key signal is input through the ignition key 11.
  • the control unit 30 calculates the current command value of the assist (steering assist) command based on the steering torque Th detected by the torque sensor 10 and the vehicle speed Vel detected by the vehicle speed sensor 12, and compensates for the current command value
  • the current supplied to the motor 20 is controlled by the voltage control command value Vref that has been applied.
  • the steering angle sensor 14 is not essential and may not be provided.
  • the control unit 30 is connected with a CAN (Controller Area Network) 50 that transmits and receives various information of the vehicle, and the vehicle speed Vel can also be received from the CAN 50.
  • the control unit 30 is also connected to a non-CAN 51 that transmits and receives communications other than the CAN 50, analog / digital signals, radio waves, and the like.
  • the control unit 30 is mainly composed of a CPU (including an MPU, an MCU, etc.), and a typical function executed by a program inside the CPU is as shown in FIG.
  • the steering torque Th detected by the torque sensor 10 and the vehicle speed Vel detected by the vehicle speed sensor 12 calculate a current command value Iref1. It is input to the section 31.
  • the current command value calculation unit 31 calculates a current command value Iref1, which is a control target value of the current supplied to the motor 20, using an assist map or the like based on the input steering torque Th and the vehicle speed Vel.
  • the current command value Iref1 is input to the current limiting unit 33 through the adding unit 32A, and the current command value Irefm whose maximum current is limited is input to the subtracting unit 32B, and a deviation I (Irefm) from the motor current value Im being fed back.
  • the inverter circuit 37 uses an FET as a drive element, and is formed of a bridge circuit of FET.
  • the compensation signal CM from the compensation signal generation unit 34 is added to the addition unit 32A, and the characteristic compensation of the steering system is performed by the addition of the compensation signal CM to improve convergence and inertia characteristics. ing.
  • the compensation signal generation unit 34 adds the self aligning torque (SAT) 343 and the inertia 342 in the addition unit 344 and further adds the convergence property 341 to the addition result in the addition unit 345 and compensates the addition result of the addition unit 345 It is assumed that the signal CM.
  • SAT self aligning torque
  • the CPU microcomputer or the like of such an electric power steering apparatus generates a voltage control command value for controlling the motor by PI control as described above.
  • the PI control gain is adjusted to an appropriate value for each type of vehicle.
  • Patent Document 1 an electric power steering apparatus shown in Japanese Patent Laid-Open No. 2006-188183 (Patent Document 1) has been proposed. That is, the electric power steering apparatus of Patent Document 1 is provided with vibration detection means for detecting the vibration of the operation member, and when vibration of the operation member is detected by the vibration detection means, the proportional gain and integral gain of PI control And gain change means for reducing at least one of the two.
  • the present invention has been made under the circumstances as described above, and the object of the present invention is to use the inertia or the torsion of the steering wheel based on the motor speed or the factor of the steering angle speed and the gear ratio without changing the gain of PI control.
  • An object of the present invention is to provide an electric power steering apparatus in which steering wheel vibration (noise) caused by the spring property of a bar is suppressed and steering feeling is improved.
  • the present invention relates to an electric power steering apparatus for driving a motor by an electric current command value calculated based on at least a steering torque to assist and control a steering, and the above object of the present invention is to A damping compensation unit for computing a damping compensation command value for suppressing the vibration of the steering wheel based on the factor (multiplied value) of the ratio is provided, and the current command value is corrected by the damping compensation command value. To be achieved.
  • the object of the present invention is to provide a speed sensitive table 1 in which the vibration reduction compensation unit sets a trapezoidal vibration compensation value 1 before and after the multiplication value of the motor speed or steering angular velocity and gear ratio, and the vibration reduction compensation
  • the BPF processing the value 1 by BP filtration and outputting the damping compensation value 2 or the damping compensation unit is composed of the speed sensitive table 2 according to the direction of the motor speed
  • the vibration damping compensation value 3 is output from the speed sensitive table 2 or the vibration damping compensation unit further adds a gain 1 that is sensitive to the steering torque to the vibration damping compensation value 2 or 3.
  • the vibration suppression compensation command value is calculated using the speed sensitive table and the BPF (band pass filter) based on the motor speed or steering angular velocity and the factor (multiplication value) of the gear ratio. Since the damping compensation command value is generated only at the time of steering reversal, it is possible to minimize the influence on other control and steering feeling.
  • the electric power steering apparatus it is possible to reduce the steering wheel vibration due to the influence of the underbody resonance of the vehicle such as the brake judder and the shimmy without changing the gain of the PI control. It is possible to reduce steering wheel vibration due to transmission of force from the road surface to the steering system during traveling on a rough road, and steering wheel vibration due to other factors.
  • the vibration (unusual noise) of the steering wheel due to the inertia of the steering wheel, the spring property of the torsion bar and the like is suppressed, and the vibration and the steering feeling which the driver feels unpleasant are improved.
  • a table output value (vibration suppression compensation value 1) determined through a speed sensitive table corresponding to the motor speed is passed through a BPF (band pass filter) or a steering angle sensor.
  • the steering angular velocity obtained by differentiating the detected steering angle ⁇ (or estimated steering angle) is determined, and the reduction gear ratio in the reduction mechanism is determined, and the steering angular velocity (differential component of steering angle ⁇ ) and gear
  • the BPF is passed through a speed sensitive table according to the factor of the ratio (steering angular velocity x gear ratio).
  • a damping compensation command value is calculated by multiplying the output value of the BPF (vibration compensation value 2) by the gain based on the steering torque and the gain based on the vehicle speed.
  • the vibration compensation of the steering wheel is suppressed by subtracting the calculated damping compensation command value from the current command value for steering assistance and correcting it, and driving the motor with the corrected current command value.
  • the factor of the steering angle speed ⁇ gear ratio corresponds to the motor speed ⁇ .
  • the vibration control compensation command value is generated only at the time of steering reversal. And can minimize the influence on other control and steering feeling.
  • FIG. 3 shows a configuration example (Embodiment 1) of the present invention corresponding to FIG. 2, and in the present invention, a vibration suppression compensation unit 40 is newly added, and the vibration suppression compensation unit 40 is added based on the motor speed ⁇ .
  • the vibration suppression compensation command value VCc calculated in the above is subtracted and input to the addition / subtraction unit 32C to correct the current command value Iref1, thereby compensating for the vibration of the steering wheel. That is, in the present invention, the current command value Iref1 and the compensation signal CM are added to the adding / subtracting unit 32C, and the damping compensation command value VCc calculated by the damping compensation unit 40 is subtracted and input to the adding / subtracting unit 32C.
  • the current command value Iref1 is corrected to obtain the current command value Iref2.
  • the operation after the current command value Iref2 is completely the same as the case of FIG. 2 described above.
  • the compensation by the compensation signal CM by the compensation signal generation unit 34 is not essential.
  • the vibration reduction compensation unit 40 receives a motor velocity ⁇ , and outputs a trapezoidal vibration compensation value VC1 at around the motor velocity ⁇ zero, and a vibration compensation value VC1 from the velocity sensitivity table 41.
  • Band-pass filtered BPF 42, torque sensitive gain unit 43 that multiplies damping compensation value VC2 from BPF 42 by gain Gt according to steering torque Th, and damping compensation value VC3 from torque sensitive gain unit 43 according to vehicle speed Vel It is composed of a vehicle speed sensitive gain section 44 which multiplies the gain Gv and outputs it as a damping compensation command value VCc.
  • the torque sensitive gain unit 43 holds a constant gain Gt up to a predetermined torque value 1 (0.5 Nm in this example) with respect to the steering torque Th, as shown in FIG.
  • the gain Gt increases up to 1.0 Nm, and the constant gain Gt is maintained at a predetermined torque value of 2 or more. That is, it is a characteristic that gradually increases from a certain torque (predetermined torque value 1) at a small value at low torque and saturates at a certain value (predetermined torque value 2). By doing this, the effect can be more easily obtained in the state where the steering wheel vibration is large (the steering torque at which the torsion angle is detected is large).
  • the vehicle speed sensitive gain unit 44 holds a constant gain Gv up to a predetermined vehicle speed 1 (50 kph in this example) with respect to the vehicle speed Vel, and from a predetermined vehicle speed 1 to a predetermined vehicle speed 2 (100 kph in this example).
  • the gain Gv is increased up to the point in which the constant gain Gv is maintained at a predetermined vehicle speed 2 or more. That is, it is a characteristic that gradually increases from a certain speed (predetermined vehicle speed 1) at a small value at low speed, and saturates at a certain value (predetermined vehicle speed 2). By doing this, in the vehicle speed state in which the steering wheel vibration easily occurs, the effect can be more easily obtained.
  • the order of the torque sensitive gain unit 43 and the vehicle speed sensitive gain unit 44 may be reversed.
  • the steering torque Th is input (step S1)
  • the vehicle speed Vel is input (step S2)
  • the current command value calculation unit 31 calculates the current command value Iref1 (step S3).
  • damping compensation unit 40 inputs the motor speed ⁇ (step S10), and determines the damping compensation value VC1 according to the motor speed ⁇ by the speed sensitive table 41 (step S11).
  • damping compensation value VC1 is input to BPF 42 to perform BP filtration processing (step S12), and damping compensation value VC2 subjected to BP filtering processing is input to torque sensitive gain unit 43, according to steering torque Th.
  • the gain Gt is multiplied (step S13).
  • Damping compensation value VC3 multiplied by gain Gt is input to vehicle speed sensitive gain unit 44 (step S14), multiplied by gain Gv according to vehicle speed Vel, and damping compensation command value VCc is output (step S15).
  • the compensation signal generation unit 34 generates and outputs the compensation signal CM based on the convergence 341, the inertia 342 and the SAT 343 (step S20).
  • step S3 The order of the calculation of the current command value Iref1 (steps S1 to S3), the calculation of the damping compensation command value VCc (steps S10 to S15), and the generation of the compensation signal CM (step S20) can be changed as appropriate.
  • the current command value Iref1, the vibration control compensation command value VCc, and the compensation signal CM obtained as described above are input to the adding / subtracting unit 32C and subjected to addition / subtraction processing to generate a current command value Iref2 (step S30).
  • the current command value Iref2 is limited by the current limiting unit 33 and then the current is controlled (step S31), and the motor 20 is driven and controlled (step S32).
  • the motor speed ⁇ oscillates in a sine wave as shown in FIG. 7A.
  • the speed sensitive table 41 has a trapezoidal wave shape around zero of the motor speed ⁇ . It has a characteristic of outputting a vibration suppression compensation value VC1. Therefore, the vibration reduction compensation value VC1 output from the speed sensitive table 41 has a trapezoidal wave shape shown in FIG. 7 (B).
  • the vibration reduction compensation value VC1 from the speed sensitive table 41 is input to the BPF 42, and only the medium frequency component from which the high frequency component (for example, 20 Hz or more) and the low frequency component (for example, 5 Hz or less) is removed passes.
  • the damping compensation value VC2 as shown in FIG.
  • the motor speed ⁇ and the vibration control compensation value VC1 are obtained by subjecting the vibration control compensation value VC1 that is trapezoidal in the speed sensitive table 41 to band pass filtration processing with the BPF 42.
  • the damping compensation value VC2 can be delayed (point t1) beyond the point t2 at which the zero cross occurs.
  • the component of vibration suppression compensation value VC2 becomes a current command value (vibration suppression compensation command value VCc) for suppressing steering wheel vibration, and this vibration suppression compensation command value VCc is subtracted from the current command value Iref1 for steering.
  • the vibration of the motor speed ⁇ can be delayed according to the timing when the motor speed ⁇ crosses zero, and as a result, the amplitude of the motor speed can be suppressed.
  • FIG. 8 shows an example of the time response of the detection torque (proportional to the torsion bar torsion angle) when disturbance torque is applied by releasing the steering wheel in a state where the steering wheel vibration is easily generated.
  • the characteristics with vibration compensation (this invention) and without vibration compensation (conventional) are compared.
  • the torque / vehicle speed sensitive gain is a constant value. From the characteristic example of FIG. 8 as well, it can be seen that the vibration converges faster with the vibration damping compensation, and the vibration is suppressed.
  • the vibration suppression compensation unit 40 is configured of the speed sensitive table 41 and the BPF 42, but instead of the speed sensitive table 41 and the BPF 42, hysteresis corresponding to the direction of the motor speed ⁇ as shown in FIG.
  • a speed sensitive table having characteristics may be used.
  • the motor speed ⁇ is the input of the vibration reduction compensation in the above-described first embodiment
  • the steering angular velocity is multiplied by the gear ratio of the speed reduction mechanism
  • a value corresponding to the motor speed ⁇ is obtained. Therefore, the factors of the steering angular velocity and the gear ratio may be used as the input of the vibration reduction compensation.
  • the steering angular velocity can be easily obtained by differentiating the steering angle from the steering angle sensor, and the gear ratio of the speed reduction mechanism is predetermined.
  • the configuration of the case (embodiment 2) in which the factor of the steering angular velocity and the gear ratio is the vibration damping compensation input is as shown in the block diagram of FIG. 10 corresponding to FIG.
  • the speed sensitive table 41A is sensitive to rudder angular velocity ⁇ gear ratio and has the same characteristics as the above-described speed sensitive table 41 (see FIG. 7), and the BPF 42, the torque sensitive table 43 and the vehicle speed sensitive table 44 are exactly the same as described above. .
  • the compensation command value VCc from the damping compensation unit 40A is subtracted and input to the addition / subtraction unit 32C to correct the current command value Iref1, thereby compensating for the vibration of the steering wheel.
  • the operation example of the case (embodiment 2) in which the factors of the steering angular velocity and the gear ratio are vibration damping compensation input is as shown in the flowchart of FIG. 11 corresponding to FIG. 6, and in this embodiment the rudder in step S10A.
  • the angular velocity and the gear ratio determined in advance are input, and in step S11A, the vibration control compensation value VC1 according to the steering wheel angular velocity ⁇ gear ratio is determined by the speed sensitive table 41.
  • the steering angular velocity may be determined by differentiating the steering angular velocity after inputting the steering angle ⁇ in step S10A.
  • the same effect as that of the first embodiment can be obtained, and the characteristics shown in FIG. 8 can be obtained.
  • vibration reduction compensation of the present invention may be combined with the function of detecting a vibration state.
  • the torque sensitive gain Gt is not limited to the characteristic of FIG. 4 (e.g., non-linear increase), and the vehicle speed sensitive gain Gv is not limited to the characteristic of FIG. 5 (e.g., non-linear increase).
  • Steering wheel 2 Column axis (steering shaft, steering wheel axis) 10 Torque sensor 12 Vehicle speed sensor 20 Motor 30 Control unit (ECU) 31 Current command value operation unit 33 Current limit unit 34 Compensation signal generation unit 35 PI control unit 36 PWM control unit 37 Inverter circuit 40, 40A Vibration compensation unit 41, 41A Speed sensitive table 42 BPF (band pass filter) 43 Torque sensitive gain unit 44 Vehicle speed sensitive gain unit 50 CAN

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Abstract

ＰＩ制御のゲインを変更することなく、モータ速度或いは舵角速度及びギア比の要因に基づいて、ハンドルの慣性やトーションバーのバネ性に起因するハンドル振動（異音）を抑制し、操舵フィーリングを向上した電動パワーステアリング装置を提供するために、本発明は、少なくとも操舵トルクに基づいて演算された電流指令値によってモータを駆動して操舵をアシスト制御する電動パワーステアリング装置において、モータ速度或いは舵角速度及びギア比の要因に基づいて、ハンドルの振動を抑制するための制振補償指令値を演算する制振補償部を設け、電流指令値を制振抑制指令値で補正する。

Description

電動パワーステアリング装置
　本発明は、少なくとも操舵トルクに基づいて演算された電流指令値により、車両の操舵系にモータによるアシスト力を、減速機構を介して付与するようにした電動パワーステアリング装置に関し、特にハンドルの慣性やトーションバーのバネ性に起因するハンドル振動（異音）を抑制し、操舵フィーリングを向上した電動パワーステアリング装置に関する。
　車両のステアリング機構にモータの回転力で操舵補助力（アシスト力）を付与する電動パワーステアリング装置は、モータの駆動力を減速機構を介してギア又はベルト等の伝達機構により、ステアリングシャフト或いはラック軸に操舵補助力を付与するようになっている。かかる従来の電動パワーステアリング装置（ＥＰＳ）は、操舵補助力のトルクを正確に発生させるため、モータ電流のフィードバック制御を行っている。フィードバック制御は、操舵補助指令値（電流指令値）とモータ電流検出値との差が小さくなるようにモータ印加電圧を調整するものであり、モータ印加電圧の調整は、一般的にＰＷＭ（パルス幅変調）制御のデューティの調整で行っている。
　電動パワーステアリング装置の一般的な構成を図１に示して説明すると、ハンドル１のコラム軸（ステアリングシャフト、ハンドル軸）２は、減速機構の減速ギア３、ユニバーサルジョイント４ａ及び４ｂ、ピニオンラック機構５、タイロッド６ａ，６ｂを経て、更にハブユニット７ａ，７ｂを介して操向車輪８Ｌ，８Ｒに連結されている。また、コラム軸２には、ハンドル１の操舵トルクを検出するトルクセンサ１０及び操舵角θを検出する舵角センサ１４が設けられており、ハンドル１の操舵力を補助するモータ２０が減速機構の減速ギア（ギア比ｎ）３を介してコラム軸２に連結されている。電動パワーステアリング装置を制御するコントロールユニット（ＥＣＵ）３０には、バッテリ１３から電力が供給されると共に、イグニションキー１１を経てイグニションキー信号が入力される。コントロールユニット３０は、トルクセンサ１０で検出された操舵トルクＴｈと車速センサ１２で検出された車速Ｖｅｌとに基づいてアシスト（操舵補助）指令の電流指令値の演算を行い、電流指令値に補償等を施した電圧制御指令値Ｖｒｅｆによってモータ２０に供給する電流を制御する。舵角センサ１４は必須のものではなく、配設されていなくても良い。
　コントロールユニット３０には、車両の各種情報を授受するＣＡＮ（Controller Area Network）５０が接続されており、車速ＶｅｌはＣＡＮ５０から受信することも可能である。また、コントロールユニット３０には、ＣＡＮ５０以外の通信、アナログ／ディジタル信号、電波等を授受する非ＣＡＮ５１も接続されている。
　コントロールユニット３０は主としてＣＰＵ（ＭＰＵやＭＣＵ等も含む）で構成されるが、そのＣＰＵ内部においてプログラムで実行される一般的な機能を示すと図２のようになる。
　図２を参照してコントロールユニット３０の機能及び動作を説明すると、トルクセンサ１０で検出された操舵トルクＴｈ及び車速センサ１２で検出された車速Ｖｅｌは、電流指令値Ｉｒｅｆ１を演算する電流指令値演算部３１に入力される。電流指令値演算部３１は、入力された操舵トルクＴｈ及び車速Ｖｅｌに基づいてアシストマップ等を用いて、モータ２０に供給する電流の制御目標値である電流指令値Ｉｒｅｆ１を演算する。電流指令値Ｉｒｅｆ１は加算部３２Ａを経て電流制限部３３に入力され、最大電流を制限された電流指令値Ｉｒｅｆｍが減算部３２Ｂに入力され、フィードバックされているモータ電流値Ｉｍとの偏差Ｉ（Ｉｒｅｆｍ－Ｉｍ）が演算され、その偏差Ｉが操舵動作の特性改善のためのＰＩ制御部３５に入力される。ＰＩ制御部３５で特性改善された電圧制御指令値ＶｒｅｆがＰＷＭ制御部３６に入力され、更に駆動部としてのインバータ回路３７を介してモータ２０がＰＷＭ駆動される。モータ２０の電流値Ｉｍはモータ電流検出器３８で検出され、減算部３２Ｂにフィードバックされる。インバータ回路３７は駆動素子としてＦＥＴが用いられ、ＦＥＴのブリッジ回路で構成されている。
　また、加算部３２Ａには補償信号生成部３４からの補償信号ＣＭが加算されており、補償信号ＣＭの加算によって操舵システム系の特性補償を行い、収れん性や慣性特性等を改善するようになっている。補償信号生成部３４は、セルフアライニングトルク（ＳＡＴ）３４３と慣性３４２を加算部３４４で加算し、その加算結果に更に収れん性３４１を加算部３４５で加算し、加算部３４５の加算結果を補償信号ＣＭとしている。
　このような電動パワーステアリング装置のＣＰＵ（マイクロコンピュータ等）は、上述のようにＰＩ制御によって、モータを制御するための電圧制御指令値を生成する。ＰＩ制御のゲインは、車両の種類毎に適切な値に調整される。
　ＰＩ制御のゲインを大きくすると、ノイズ等に起因する異音や振動が発生する。そのため、ＰＩ制御のゲインは、振動や異音が発生しないように制限しておく必要があるが、このようにＰＩ制御のゲインを制限すると、電流制御の周波数特性が低下し、操舵補助の応答性を高めるのが困難である。また、ＰＩ制御のゲインを十分に低くした場合であってもなお、操舵系の共振周波数付近での振動を完全には回避することができず、必ずしも良好な操舵フィーリングが得られていなかった。
　このような問題を解決するものとして、例えば特開２００６－１８８１８３号公報（特許文献１）に示される電動パワーステアリング装置が提案されている。即ち、特許文献１の電動パワーステアリング装置は、操作部材の振動を検出する振動検出手段を設け、振動検出手段によって操作部材の振動が検出されたときに、ＰＩ制御の比例ゲイン及び積分ゲインのうちの少なくともいずれか一方を低下させるゲイン変更手段を備えている。
特開２００６－１８８１８３号公報
　しかしながら、特許文献１に記載の電動パワーステアリング装置では、振動抑制のために、電流制御のＰＩ制御のゲイン（比例ゲイン及び積分ゲインの少なくともいずれか一方）を変更するようになっている。そのため、ゲインの変更が、他の制御や操舵フィーリングに影響してしまう恐れがある。
　本発明は上述のような事情よりなされたものであり、本発明の目的は、ＰＩ制御のゲインを変更することなく、モータ速度或いは舵角速度及びギア比の要因に基づいて、ハンドルの慣性やトーションバーのバネ性に起因するハンドル振動（異音）を抑制し、操舵フィーリングを向上した電動パワーステアリング装置を提供することにある。
　本発明は、少なくとも操舵トルクに基づいて演算された電流指令値によってモータを駆動して操舵をアシスト制御する電動パワーステアリング装置に関し、本発明の上記目的は、前記モータのモータ速度或いは舵角速度及びギア比の要因（乗算値）に基づいて、ハンドルの振動を抑制するための制振補償指令値を演算する制振補償部を設け、前記電流指令値を前記制振補償指令値で補正することにより達成される。
　本発明の上記目的は、前記制振補償部が、前記モータ速度或いは舵角速度及びギア比の乗算値のゼロ前後を台形波状の制振補償値１とする速度感応テーブル１と、前記制振補償値１をＢＰ濾過処理して制振補償値２を出力するＢＰＦとで構成されていることにより、或いは前記制振補償部が前記モータ速度の方向に応じた速度感応テーブル２で構成され、前記速度感応テーブル２から制振補償値３が出力されるようになっていることにより、或いは前記制振補償部が更に、前記制振補償値２又は３に、前記操舵トルクに感応したゲイン１を乗算して制振補償値４を出力するトルク感応ゲイン部を具備していることにより、或いは前記制振補償部が更に、前記制振補償値４に対し、車速に感応したゲイン２を乗算して前記制振補償指令値を出力する車速感応ゲイン部を具備していることにより、より効果的に達成される。
　本発明に係る電動パワーステアリング装置によれば、モータ速度或いは舵角速度及びギア比の要因（乗算値）に基づいて、速度感応テーブルとＢＰＦ（バンドパスフィルタ）を用いて制振補償指令値を演算しているので、操舵反転時のみに制振補償指令値が発生し、他の制御や操舵フィーリングへの影響を最低限に収めることが可能である。
　また、本発明に係る電動パワーステアリング装置によれば、ＰＩ制御のゲインを変更することなく、ブレーキジャダーやシミーなどの車両の足回りの共振の影響によるハンドル振動の低減を図ることができると共に、悪路走行中に路面から操舵系に力が伝達されることによるハンドル振動や、その他の要因によるハンドル振動の低減を図ることができる。
電動パワーステアリング装置の概要を示す構成図である。 電動パワーステアリング装置の制御系の構成例を示すブロック図である。 本発明の構成例（実施形態１）を示すブロック図である。 トルク感応ゲイン部の特性例を示す特性図である。 車速感応ゲイン部の特性例を示す特性図である。 本発明の動作例（実施形態１）を示すフローチャートである。 本発明に使用するＢＰＦの動作例を示すタイムチャートである。 本発明の効果を示す図である。 速度感応テーブルの他の特性例を示す図である。 本発明の構成例（実施形態２）を示すブロック図である。 本発明の動作例（実施形態２）を示すフローチャートである。
　本発明では、ハンドルの慣性やトーションバーのバネ性等に起因するハンドルの振動（異音）を抑制し、運転者の不快に感じる振動や操舵フィーリングを向上する。
　このため、本発明の電動パワーステアリング装置では、モータ速度に応じた速度感応テーブルを通して決定されるテーブル出力値（制振補償値１）をＢＰＦ（バンドパスフィルタ）に通すか、或いは舵角センサで検出された舵角θ（若しくは推定された舵角）を微分して得られる舵角速度を求めると共に、減速機構での減速ギア比を求めておき、舵角速度（舵角θの微分成分）及びギア比の要因（舵角速度×ギア比）に応じた速度感応テーブルを経てＢＰＦを通す。ＢＰＦの出力値（制振補償値２）に対し、操舵トルクに基づいたゲイン及び車速に基づいたゲインを乗算して制振補償指令値を演算する。演算された制振補償指令値を操舵補助の電流指令値から減算して補正し、補正された電流指令値でモータを駆動することで、ハンドルの振動を抑制している。舵角速度×ギア比の要因は、モータ速度ωに相当している。
　本発明によれば、モータ速度或いは舵角速度及びギア比の要因を入力し、速度感応テーブルとＢＰＦを用いて制振補償指令値を演算しているので、操舵反転時のみに制振補償指令値が発生し、他の制御や操舵フィーリングへの影響を最低限に収めることができる。
　以下に、本発明の実施の形態を、図面を参照して詳細に説明する。
　図３は本発明の構成例（実施形態１）を図２に対応させて示しており、本発明では制振補償部４０を新たに付加し、モータ速度ωに基づいて、制振補償部４０で演算された制振補償指令値ＶＣｃを加減算部３２Ｃに減算入力して電流指令値Ｉｒｅｆ１を補正し、ハンドルの振動を補償している。即ち、本発明では、加減算部３２Ｃに電流指令値Ｉｒｅｆ１及び補償信号ＣＭを加算入力すると共に、制振補償部４０で演算された制振補償指令値ＶＣｃを加減算部３２Ｃに減算入力し、前述した電流指令値Ｉｒｅｆ１を補正して電流指令値Ｉｒｅｆ２を求めている。電流指令値Ｉｒｅｆ２以降の動作は、前述の図２の場合と全く同様である。
　なお、本発明では、補償信号生成部３４による補償信号ＣＭによる補償は、必須のものではない。
　制振補償部４０は、モータ速度ωを入力し、モータ速度ωのゼロ前後で台形波状の制振補償値ＶＣ１を出力する速度感応テーブル４１と、速度感応テーブル４１からの制振補償値ＶＣ１をバンドパス濾過するＢＰＦ４２と、ＢＰＦ４２からの制振補償値ＶＣ２を操舵トルクＴｈに応じてゲインＧｔ倍するトルク感応ゲイン部４３と、トルク感応ゲイン部４３からの制振補償値ＶＣ３を車速Ｖｅｌに応じてゲインＧｖ倍し、制振補償指令値ＶＣｃとして出力する車速感応ゲイン部４４とで構成されている。
　トルク感応ゲイン部４３は操舵トルクＴｈに対して、図４に示すように、所定トルク値１（本例では０．５Ｎｍ）まで一定ゲインＧｔを保持し、所定トルク値１から所定トルク値２（本例では１．０Ｎｍ）まではゲインＧｔが増加し、所定トルク値２以上で一定ゲインＧｔを保持する特性となっている。つまり、低トルク時に小さい値で、あるトルク（所定トルク値１）から徐々に増加して行き、ある値（所定トルク値２）で飽和する特性である。こうすることで、ハンドル振動が大きい（捩れ角を検出している操舵トルクが大きい）状態において、より効果を出やすくできる。
　また、車速感応ゲイン部４４は車速Ｖｅｌに対して、図５に示すように、所定車速１（本例では５０ｋｐｈ）まで一定ゲインＧｖを保持し、所定車速１から所定車速２（本例では１００ｋｐｈ）まではゲインＧｖが増加し、所定車速２以上で一定ゲインＧｖを保持する特性となっている。つまり、低速時に小さい値で、ある速度（所定車速１）から徐々に増加して行き、ある値（所定車速２）で飽和する特性である。こうすることで、ハンドル振動が発生し易い車速状態において、より効果を出やすくできる。
　なお、トルク感応ゲイン部４３と車速感応ゲイン部４４の順序は、逆であっても良い。
　このような構成において、その動作例を図６のフローチャートを参照して説明する。
　操舵トルクＴｈを入力し（ステップＳ１）、車速Ｖｅｌを入力し（ステップＳ２）、電流指令値演算部３１で電流指令値Ｉｒｅｆ１を演算する（ステップＳ３）。
　また、制振補償部４０はモータ速度ωを入力し（ステップＳ１０）、速度感応テーブル４１でモータ速度ωに応じた制振補償値ＶＣ１を求める（ステップＳ１１）。次に、制振補償値ＶＣ１をＢＰＦ４２に入力してＢＰ濾過処理を行い（ステップＳ１２）、ＢＰ濾過処理された制振補償値ＶＣ２をトルク感応ゲイン部４３に入力し、操舵トルクＴｈに応じてゲインＧｔ倍する（ステップＳ１３）。ゲインＧｔ倍された制振補償値ＶＣ３は車速感応ゲイン部４４に入力され（ステップＳ１４）、車速Ｖｅｌに応じてゲインＧｖ倍されて制振補償指令値ＶＣｃが出力される（ステップＳ１５）。
　更に、補償信号生成部３４では、前述したように、収れん性３４１、慣性３４２及びＳＡＴ３４３に基づく補償信号ＣＭを生成して出力する（ステップＳ２０）。
　なお、電流指令値Ｉｒｅｆ１の演算（ステップＳ１～Ｓ３）、制振補償指令値ＶＣｃの演算（ステップＳ１０～Ｓ１５）、補償信号ＣＭの生成（ステップＳ２０）の順番は適宜変更可能である。
　上述のようにして求められた電流指令値Ｉｒｅｆ１、制振補償指令値ＶＣｃ及び補償信号ＣＭは、加減算部３２Ｃに入力されて加減算処理され、電流指令値Ｉｒｅｆ２を生成する（ステップＳ３０）。電流指令値Ｉｒｅｆ２は前述のように電流制限部３３で制限されて後に電流制御され（ステップＳ３１）、モータ２０が駆動制御される（ステップＳ３２）。
　モータ速度ωは図７（Ａ）に示すように正弦波状に振動しており、モータ速度ωが速度感応テーブル４１に入力されると、速度感応テーブル４１はモータ速度ωのゼロ前後で台形波状の制振補償値ＶＣ１を出力する特性を有している。そのため、速度感応テーブル４１から出力される制振補償値ＶＣ１は、図７（Ｂ）に示す台形波状である。速度感応テーブル４１からの制振補償値ＶＣ１はＢＰＦ４２に入力され、高周波成分（例えば２０Ｈｚ以上）及び低周波成分（例えば５Ｈｚ以下）が除去された中周波成分のみが通過し、図７（Ｂ）に示すような制振補償値ＶＣ２を出力する。
　図７（Ａ）及び（Ｂ）に示すように、速度感応テーブル４１で台形波状とされた制振補償値ＶＣ１をＢＰＦ４２でバンドパス濾過処理することにより、モータ速度ω及び制振補償値ＶＣ１がゼロクロスする時点ｔ２よりも、制振補償値ＶＣ２を遅らせる（時点ｔ１）ことができる。制振補償値ＶＣ２の成分がハンドル振動の抑制のための電流指令値（制振補償指令値ＶＣｃ）になり、この制振補償指令値ＶＣｃを操舵の電流指令値Ｉｒｅｆ１から減算する。これにより、モータ速度ωがゼロと交差するタイミングに合わせて、モータ速度ωの振動を遅らせて、結果的にモータ速度の振幅を抑えることが可能となる。
　図８は、意図的にハンドルの振動が発生し易くした状態において、ハンドルが手放しで外乱トルクを加えたときの検出トルク（トーションバー捩れ角に比例）の時間応答の一例を示しており、制振補償有り（本発明）と制振補償無し（従来）での特性を比較している。なお、トルク・車速感応ゲインは一定値としている。この図８の特性例からも、制振補償有りの方が振動が収束するのが早く、振動が抑制されているのが分かる。
　上述の実施形態では、制振補償部４０を速度感応テーブル４１、ＢＰＦ４２で構成しているが、速度感応テーブル４１及びＢＰＦ４２の代わりに、図９に示すようなモータ速度ωの方向に応じたヒステリシス特性を有する速度感応テーブルを用いても良い。
　また、上述の実施形態１ではモータ速度ωを制振補償の入力としているが、減速機構のギア比に舵角速度を乗算するとモータ速度ωに相当する値となる。従って、舵角速度及びギア比の要因を制振補償の入力としても良い。舵角速度は舵角センサからの操舵角を微分演算することによって容易に求められ、減速機構のギア比は予め定められている。
　舵角速度及びギア比の要因を制振補償入力とする場合(実施形態２）の構成は、図３に対応する図１０のブロック図のようになり、舵角速度×ギア比が制振補償部４０Ａ内の速度感応テーブル４１Ａに入力されている。速度感応テーブル４１Ａは舵角速度×ギア比に感応し、前述した速度感応テーブル４１と同様な特性であり（図７参照）、ＢＰＦ４２、トルク感応テーブル４３及び車速感応テーブル４４は前述と全く同様である。制振補償部４０Ａからの補償指令値ＶＣｃを加減算部３２Ｃに減算入力して電流指令値Ｉｒｅｆ１を補正し、ハンドルの振動を補償している。
　また、舵角速度及びギア比の要因を制振補償入力とする場合(実施形態２）の動作例は、図６に対応する図１１のフローチャートのようになり、本実施形態では、ステップＳ１０Ａにおいて舵角速度及び予め決められているギア比を入力し、ステップＳ１１Ａにおいて速度感応テーブル４１で舵角速度×ギア比に応じた制振補償値ＶＣ１を求めるようになっており、他は全て前述の実施形態１と同様である。なお、ステップＳ１０Ａにおける舵角速度は、舵角θを入力して後に微分演算して舵角速度を求めるようにしても良い。
　上記実施形態２によっても、前述の実施形態１と全く同様な効果があり、図８の特性が得られる。
　近年駐車支援機能（パーキングアシスト）を搭載し、自動操舵制御と手動操舵制御とを切り換える車両が出現して来ており、駐車支援機能を搭載した車両にあっては、舵角制御の動作中に本発明による制振補償を実施することも可能である。また、本発明の制振補償は、振動状態を検出する機能と組み合わせても良い。
　なお、トルク感応ゲインＧｔは図４の特性に限定されるものではなく（例えば非線形の増加）、車速感応ゲインＧｖは図５の特性に限定されるものではない（例えば非線形の増加）。
１　　　　　　　　　　ハンドル
２　　　　　　　　　　コラム軸（ステアリングシャフト、ハンドル軸）
１０　　　　　　　　　トルクセンサ
１２　　　　　　　　　車速センサ
２０　　　　　　　　　モータ
３０　　　　　　　　　コントロールユニット（ＥＣＵ）
３１　　　　　　　　　電流指令値演算部
３３　　　　　　　　　電流制限部
３４　　　　　　　　　補償信号生成部
３５　　　　　　　　　ＰＩ制御部
３６　　　　　　　　　ＰＷＭ制御部
３７　　　　　　　　　インバータ回路
４０、４０Ａ　　　　　制振補償部
４１、４１Ａ　　　　　速度感応テーブル
４２　　　　　　　　　ＢＰＦ（バンドパスフィルタ）
４３　　　　　　　　　トルク感応ゲイン部
４４　　　　　　　　　車速感応ゲイン部
５０　　　　　　　　　ＣＡＮ

Claims (10)

  1. 少なくとも操舵トルクに基づいて演算された電流指令値によってモータを駆動して操舵をアシスト制御する電動パワーステアリング装置において、
    前記モータのモータ速度に基づいてハンドルの振動を抑制するための制振補償指令値を演算する制振補償部を設け、
    前記電流指令値を前記制振補償指令値で補正することを特徴とする電動パワーステアリング装置。
  2. 前記制振補償部が、前記モータ速度のゼロ前後を台形波状の制振補償値１とする速度感応テーブル１と、前記制振補償値１をＢＰ濾過処理して制振補償値２を出力するＢＰＦとで構成されている請求項１に記載の電動パワーステアリング装置。
  3. 前記制振補償部が前記モータ速度の方向に応じた速度感応テーブル２で構成され、前記速度感応テーブル２から制振補償値３が出力されるようになっている請求項１に記載の電動パワーステアリング装置。
  4. 前記制振補償部が更に、前記制振補償値２又は３に、前記操舵トルクに感応したゲイン１を乗算して制振補償値４を出力するトルク感応ゲイン部を具備している請求項２又は３に記載の電動パワーステアリング装置。
  5. 前記制振補償部が更に、前記制振補償値４に対し、車速に感応したゲイン２を乗算して前記制振補償指令値を出力する車速感応ゲイン部を具備している請求項４に記載の電動パワーステアリング装置。
  6. 少なくとも操舵トルクに基づいて演算された電流指令値によってモータを駆動し、減速機構を介して操舵をアシスト制御する電動パワーステアリング装置において、
    舵角速度及び前記減速機構のギア比の要因に基づいてハンドルの振動を抑制するための制振補償指令値を演算する制振補償部を設け、
    前記電流指令値を前記制振補償指令値で補正することを特徴とする電動パワーステアリング装置。
  7. 前記要因が前記舵角速度及び前記ギア比の乗算値であり、前記制振補償部が、前記要因のゼロ前後を台形波状の制振補償値１とする速度感応テーブル１と、前記制振補償値１をＢＰ濾過処理して制振補償値２を出力するＢＰＦとで構成されている請求項６に記載の電動パワーステアリング装置。
  8. 前記制振補償部が前記舵角速度の方向に応じた速度感応テーブル２で構成され、前記速度感応テーブル２から制振補償値３が出力されるようになっている請求項６に記載の電動パワーステアリング装置。
  9. 前記制振補償部が更に、前記制振補償値２又は３に、前記操舵トルクに感応したゲイン１を乗算して制振補償値４を出力するトルク感応ゲイン部を具備している請求項８又は８に記載の電動パワーステアリング装置。
  10. 前記制振補償部が更に、前記制振補償値４に対し、車速に感応したゲイン２を乗算して前記制振補償指令値を出力する車速感応ゲイン部を具備している請求項９に記載の電動パワーステアリング装置。
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