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WO2014184900A1 - 電動パワーステアリング制御装置およびその制御方法 - Google Patents

電動パワーステアリング制御装置およびその制御方法 Download PDF

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Publication number
WO2014184900A1
WO2014184900A1 PCT/JP2013/063563 JP2013063563W WO2014184900A1 WO 2014184900 A1 WO2014184900 A1 WO 2014184900A1 JP 2013063563 W JP2013063563 W JP 2013063563W WO 2014184900 A1 WO2014184900 A1 WO 2014184900A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
torque
rotation speed
generation unit
differential
electric power
Prior art date
Application number
PCT/JP2013/063563
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
金原　義彦
古川　晃
Original Assignee
三菱電機株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 三菱電機株式会社 filed Critical 三菱電機株式会社
Priority to JP2015516816A priority Critical patent/JP6025974B2/ja
Priority to US14/781,330 priority patent/US9630649B2/en
Priority to PCT/JP2013/063563 priority patent/WO2014184900A1/ja
Priority to CN201380076612.2A priority patent/CN105209321B/zh
Priority to EP13884654.8A priority patent/EP2998199B1/en
Publication of WO2014184900A1 publication Critical patent/WO2014184900A1/ja

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Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • 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
    • B62D5/0463—Controlling the motor calculating assisting torque from the motor based on driver input
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • 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 control device that generates an assist torque for assisting a driver's steering torque by a torque generator, and a control method therefor.
  • a motor that generates assist torque is attached to the steering shaft so that the driver's steering torque is assisted by assist torque generated by the motor or the like.
  • a simple electric power steering control device is used.
  • the assist torque generated by the motor or the like is set to be substantially proportional to the steering torque. Therefore, when attempting to rotate at the same number of revolutions, the steering torque decreases as the proportional gain with respect to the steering torque increases, and the steering torque increases as the proportional gain decreases. That is, in order to effectively rotate the steering wheel with a small steering torque, it is necessary to increase the proportional gain.
  • vibration of the steering wheel leads to discomfort during steering, and oscillation causes unstable behavior, it is desired to suppress the vibration. Therefore, a method has been proposed in which a compensation current for canceling vibrations or oscillations of the steering wheel (hereinafter collectively referred to as “vibration”) is superimposed on the target current of the motor.
  • vibration a compensation current for canceling vibrations or oscillations of the steering wheel
  • the vibration component of the motor rotation speed is obtained by removing the vibration component of the motor rotation speed by removing the speed component due to the steering from the detected motor rotation speed.
  • a damping current for suppression is calculated to suppress vibration of the motor rotation speed (see, for example, Patent Document 1).
  • the prior art has the following problems.
  • the damping current is calculated by feeding back the vibration component of the motor rotation speed so as to suppress the vibration of the motor rotation speed. Thereby, the vibration component contained in the motor rotation speed is suppressed.
  • the difference in rotational speed between the handle side and the torque generation unit (for example, the motor) side is sandwiched between the torque detection unit (for example, the torque sensor) for detecting the steering torque. (Differential rotation speed) occurs.
  • the present invention has been made to solve the above-described problems, and suppresses the differential rotational speed between the handle side and the torque generating unit side, thereby reducing the differential rotational speed between the handle side and the torque generating unit side. It is an object of the present invention to obtain an electric power steering control device and a control method thereof that can suppress the generated torque vibration.
  • An electric power steering control device is provided between a handle that is steered by a driver, a torque generating unit that generates a torque for assisting torque generated by the driver's steering, and the handle and the torque generating unit. And a torque detection unit that detects a twist generated between the steering wheel side and the torque generation unit side as a detected torque, and an assist that calculates an assist torque command for assisting the driver's steering based on the detected torque.
  • a torque command calculation unit, and a differential rotation speed calculation unit that calculates a difference in rotation speed generated between the handle side and the torque generation unit side as a differential rotation speed. Generated torque is generated based on the compensation torque set according to the rotational speed.
  • control method of the electric power steering control device occurs between a steering wheel that is steered by the driver and a torque generating unit that generates torque for assisting the torque by the steering of the driver.
  • a torque detection step for detecting torsion as a detected torque
  • an assist torque command calculation step for calculating an assist torque command for assisting a driver's steering based on the detected torque, and a handle side and a torque generator side.
  • a difference rotation speed calculation step for calculating a difference between rotation speeds generated as a difference rotation speed, and a torque generation step for generating a generated torque based on an assist torque command and a compensation torque set according to the difference rotation speed; , Has.
  • the torque generator includes an assist torque command for assisting the driver's steering, and between the steering wheel side and the torque generator side. Generated torque is generated based on the compensation torque that is set according to the differential rotational speed that is the difference in rotational speed that occurs. Therefore, the differential rotation speed between the handle side and the torque generation unit side can be suppressed, and the torque vibration caused by the differential rotation speed between the handle side and the torque generation unit side can be suppressed.
  • FIG. 1 is a schematic diagram showing an overall configuration of an electric power steering control device according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. In a general electric power steering control device it is a block diagram showing simply the controlled object of a torque generation part.
  • 5 is a graph showing a change with time of detected torque when a step input is given to generated torque, steering torque, and disturbance torque in a general electric power steering control device.
  • FIG. 5 is a Bode diagram showing a transmission characteristic from a generated torque to a detected torque, a transmission characteristic from a steering torque to a detected torque, and a transfer characteristic from a disturbance torque to a detected torque in a general electric power steering control device.
  • FIG. 6 is a Bode diagram showing a transfer characteristic from an assist torque command to a detected torque and a transfer characteristic from a disturbance torque to a detected torque. It is a block diagram which shows the structure of the torque control part of the electric power steering control apparatus which concerns on Embodiment 1 of this invention.
  • a column-type power steering control device will be described as an example of an electric power steering control device.
  • the present invention is not limited to this, and the known pinion type, dual pinion type, rack type are not limited thereto.
  • an electrohydraulic power steering control device may be used.
  • FIG. 1 is a schematic diagram showing an overall configuration of an electric power steering control apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • a column-type power steering control device is schematically shown as the electric power steering control device.
  • this electric power steering control device includes a steering mechanism 10, a torque detection unit 1 (for example, a torque sensor), a first rotation information detection unit 2, a second rotation information detection unit 3, a control unit 20, and a torque generation unit. 30.
  • the first shaft 12 rotates by the amount that the handle 11 rotates. At this time, torque is assisted by the rotation of the first shaft 12 from the torque generator 30 via the gear 13. The rotation of the first shaft 12 is transmitted to the second shaft 15 via the joint 14.
  • Rotational motion of the second shaft 15 is converted into linear motion by the pinion 16 and transmitted to the rack 17.
  • the tie rod 18 also moves in the axial direction. Thereby, the tire 19 is snaked.
  • the torque detector 1 is provided between the handle 11 and the torque generator 30 (gear 13). When the driver is steering the steering wheel 11, a twist occurs between the steering wheel side and the torque generation unit side with the torque detection unit 1 interposed therebetween, and a difference occurs in the rotational position. The torque detector 1 detects this twist and outputs it to the controller 20 as detected torque.
  • the first rotation information detection unit 2 detects the rotation information on the handle side when the driver steers the handle 11, and outputs the detected rotation information to the control unit 20 as the first rotation information.
  • the second rotation information detection unit 3 detects rotation information on the torque generation unit side when the driver steers the handle 11, and outputs the rotation information to the control unit 20 as second rotation information.
  • the differential rotation speed is calculated and output to the torque generator 30.
  • the control unit 20 includes an assist torque command calculation unit 21 and a differential rotation speed calculation unit 22.
  • the assist torque command calculation unit 21 calculates an assist torque command for assisting the driver's steering based on the detected torque from the torque detection unit 1. Based on the first rotation information and the second rotation information from the first rotation information detection unit 2 and the second rotation information detection unit 3, the differential rotation speed calculation unit 22 is connected to the handle side and the torque generation unit side of the torque detection unit 1. The differential rotation speed is calculated.
  • the differential rotation speed calculation unit 22 for example, when the first rotation information is a rotation position on the handle side and the second rotation information is a rotation position on the torque generation unit side, A deviation from the two-rotation information is calculated, and a value obtained by differentiating the deviation is set as a differential rotation speed.
  • the difference rotational speed calculating part 22 is good also considering the deviation of the value which differentiated the 1st rotation information, and the value which differentiated the 2nd rotation information as a difference rotational speed.
  • the differential rotation speed calculation unit 22 for example, when the first rotation information is the rotation speed on the handle side and the second rotation information is the rotation speed on the torque generation unit side, the first rotation information and the second rotation information.
  • the deviation may be calculated as a differential rotational speed.
  • the torque generating unit 30 outputs the generated torque based on the assist torque command and the differential rotation speed from the control unit 20 and assists the driver's steering through the gear 13.
  • the torque generation unit 30 includes a torque control unit 31 and an actuator 32.
  • the torque control unit 31 calculates a generated torque command based on the assist torque command from the assist torque command calculation unit 21 and the compensation torque set according to the differential rotation speed from the differential rotation speed calculation unit 22, and the actuator 32. Output to.
  • the actuator 32 outputs the generated torque based on the generated torque command from the torque control unit 31.
  • FIG. 2 is a block diagram simply showing the control target 100 in the general electric power steering control apparatus that does not include the torque control unit 31, with the steering mechanism 10 that is the target controlled by the torque generation unit 30 as the control target 100. It is.
  • the input to the controlled object 100 is a steering torque ⁇ h , a generated torque ⁇ m and a disturbance torque ⁇ d .
  • the steering torque ⁇ h indicates the torque applied to the steering wheel 11 by the driver during steering
  • the generated torque ⁇ m indicates the torque generated by the torque generator 30,
  • the disturbance torque ⁇ d is influenced by the road surface reaction force or the like.
  • the generated torque is shown.
  • the outputs of the controlled object 100 are a handle rotation speed ⁇ h , a torque generator rotation speed ⁇ m and a detected torque TSM.
  • the handle rotation speed ⁇ h is obtained from the first rotation information detected by the first rotation information detection unit 2.
  • the torque generation unit rotation speed ⁇ m is a gain 101 in consideration of the gear ratio G n of the gear 13 with respect to the rotation speed ⁇ hm obtained from the second rotation information detected by the second rotation information detection unit 3. It is obtained by dividing (multiplying by the gear ratio Gn ).
  • the detected torque TSM indicates the torque detected by the torque detector 1.
  • the torque applied to the first shaft 12 on the steering wheel side is obtained by subtracting the detected torque TSM from the steering torque ⁇ h by the adder 102. .
  • the generated torque tau m generated by the torque generating unit 30, and the detected torque TSM converted on-axis gain 103 in consideration of the gear ratio G n, converted on-axis gain 104 in consideration of the gear ratio G n The torque applied to the torque generator 30 is obtained by adding the disturbance torque ⁇ d by the adder 105.
  • the detected torque TSM is obtained by detecting the torsional torque generated between the handle side and the torque generating unit side. Therefore, the adder 106 subtracts the handle rotational speed ⁇ h from the rotational speed ⁇ hm on the torque generating unit side. It is obtained by multiplying the differential rotation speed obtained in this way by the transfer function 107.
  • the transfer function 107 is a transfer function from the differential rotational speed on the shaft of the handle 11 to the torque when only the viscosity and elasticity terms in the torque detection unit 1 are considered.
  • C s indicates the viscosity coefficient of the torque detector 1
  • K s indicates the spring constant of the torque detector 1.
  • the transfer function 108 is a transfer function from the torque in the handle 11 to the rotational speed when ignoring losses such as static friction and dynamic friction and considering only inertia.
  • J sw represents the moment of inertia of the handle 11.
  • the transfer function 109 is a transfer function from the torque to the rotational speed in the torque generator 30 when only the inertia is considered while ignoring losses such as static friction and dynamic friction.
  • J m represents the moment of inertia of the torque generator 30.
  • the torque detection unit 1 has a main function of detecting torque based on a twist angle, and the viscosity coefficient C s is smaller than the spring constant K s . Therefore, even if the viscosity coefficient C s is approximated to 0, there is no problem because the setting is on the strict side in terms of control stability. Therefore, in all the embodiments, the viscosity coefficient C s is approximated to 0. explain. Needless to say, the same effect can be obtained when the filter function is designed in consideration of the viscosity coefficient C s .
  • FIG. 3 is a graph showing a change with time of the detected torque TSM when step input is given to the generated torque ⁇ m , the steering torque ⁇ h and the disturbance torque ⁇ d in a general electric power steering control device.
  • FIG. 3 shows that in any case, the detected torque TSM vibrates at the natural frequency.
  • FIG. 4 shows a transfer characteristic from the generated torque ⁇ m to the detected torque TSM, a transfer characteristic from the steering torque ⁇ h to the detected torque TSM, and a disturbance torque ⁇ d to the detected torque TSM in a general electric power steering control device. It is a Bode diagram showing transfer characteristics. FIG. 4 shows that the gain is very large at the natural frequency, and an oscillation phenomenon as shown in FIG. 3 occurs.
  • FIG. 5 is a block diagram simply showing the controlled object 100 of the torque generating unit 30 together with the torque control unit 31 in the electric power steering control apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the generated torque is the output of the actuator 32 and the generated torque command is the output of the torque control unit 31, but the generated torque is uniquely determined from the generated torque command. Assuming that the generated torque command is equivalent, the description regarding the generated torque command is omitted.
  • the differential rotational speed ⁇ d on the axis of the torque generating unit 30 is obtained by multiplying the differential rotational speed ( ⁇ h ⁇ hm ) on the axis of the handle 11 by the gain 112. Further, a compensation torque obtained by multiplying the differential rotation speed ⁇ d by the gain 110 is subtracted from the assist torque command ⁇ m0 by the adder 111.
  • the detected torque TSM is expressed by the following equation (10) by the equations (5), (8), and (9). That is, the detected torque TSM is expressed as a second-order lag transfer function whose damping rate can be changed by the braking ratio ⁇ .
  • FIG. 6 is a graph showing a change with time of the detected torque TSM when a step input is given to the assist torque command ⁇ m0 in the electric power steering control apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 3 described above corresponds to the case where the braking ratio ⁇ is 0, and FIG. 6 shows that the vibration can be suppressed by increasing the braking ratio ⁇ .
  • FIG. 7 is a Bode diagram showing a transfer characteristic from the assist torque command ⁇ m0 to the detected torque TSM in the electric power steering control apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the braking ratio ⁇ when the braking ratio ⁇ is 0.1, there is a peak in the natural frequency, and FIG.
  • the braking ratio ⁇ is increased to, for example, 1, the gain peak corresponding to the natural frequency disappears, and it can be seen that vibration can be suppressed even on the Bode diagram.
  • the differential rotation speed calculation unit 22 uses the equation (6).
  • a differential rotational speed ⁇ d between the handle side and the torque generating unit side is calculated.
  • the compensation torque obtained by multiplying the differential rotation speed ⁇ d calculated by the differential rotation speed calculation unit 22 by the gain K rp is the assist torque obtained by the assist torque command calculation unit 21.
  • the torque command ⁇ m0 is subtracted as shown in Expression (7), and the command to the actuator 32 is calculated.
  • FIG. 8 is a block diagram showing the configuration of the torque control unit 31 of the electric power steering control device according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the torque control unit 31 includes a map 121 in which the relationship between the vehicle speed and the gain K rp is stored, a multiplier 122, and an adder 123.
  • the gain K rp is calculated from the map 121 based on the vehicle speed signal.
  • the vehicle speed signal is obtained by a known in-vehicle network such as CAN (Controller Area Network) or FlexRay.
  • the multiplier 122 multiplies the differential rotation speed and the gain K rp to calculate the compensation torque.
  • the compensation torque is subtracted from the assist torque command, and the generated torque command is calculated.
  • the steering angle, acceleration may switch the gain K rp by the vehicle information of the yaw rate and the like .
  • the differential rotational speed on the shaft of the torque generator 30 is used as the differential rotational speed.
  • the present invention is not limited to this, and the differential rotational speed on the shaft of the handle 11 is used.
  • the same effect can be obtained by including the converted gear ratio in the gain 110.
  • the assist torque command calculation unit 21 calculates the assist torque command based only on the detected torque from the torque detection unit 1, but the invention is not limited to this, and ensuring control stability is achieved. Therefore, even if the assist torque command is calculated using the detected torque that has passed through a compensator configured using a signal such as the rotation speed, the same effect can be obtained.
  • the second rotation information detection unit 3 is provided on the axis of the first shaft 12.
  • the present invention is not limited to this, and the same effect can be obtained even if provided on the axis of the torque generation unit 30. Can be obtained.
  • the detected torque TSM and the torque generator rotational speed ⁇ m have a negative correlation, but the present invention is not limited to this, and the detected torque TSM and the torque generator rotational speed ⁇ m are not limited thereto.
  • the same effect can be obtained also in the electric power steering control device using the torque detector 1 having a positive correlation with m .
  • Embodiment 2 FIG. In Embodiment 1 described above, the electric power steering control device includes the first rotation information detection unit 2 and the second rotation information detection unit 3, but two rotation information detection units are not necessarily included due to cost, space, and the like. Not always.
  • FIG. 9 is a schematic diagram showing the overall configuration of the electric power steering control apparatus according to Embodiment 2 of the present invention.
  • a column-type power steering control device is schematically shown as the electric power steering control device.
  • description of the same parts as those in the first embodiment will be omitted.
  • the electric power steering control device includes a steering mechanism 10, a torque detection unit 1 (for example, a torque sensor), a rotation speed detection unit 4, a control unit 20, and a torque generation unit 30.
  • the first shaft 12 rotates by the amount that the handle 11 rotates. At this time, torque is assisted by the rotation of the first shaft 12 from the torque generator 30 via the gear 13. The rotation of the first shaft 12 is transmitted to the second shaft 15 via the joint 14.
  • Rotational motion of the second shaft 15 is converted into linear motion by the pinion 16 and transmitted to the rack 17.
  • the tie rod 18 also moves in the axial direction. Thereby, the tire 19 is snaked.
  • the torque detector 1 is provided between the handle 11 and the torque generator 30 (gear 13). When the driver is steering the steering wheel 11, a twist occurs between the steering wheel side and the torque generation unit side with the torque detection unit 1 interposed therebetween, and a difference occurs in the rotational position. The torque detector 1 detects this twist and outputs it to the controller 20 as detected torque.
  • the rotation speed detection unit 4 detects the rotation speed of an actuator 32 (described later) of the torque generation unit 30 when the driver rotates the handle 11, and outputs the rotation speed to the control unit 20 as the torque generation unit rotation speed.
  • the control unit 20 calculates an assist torque command and a differential rotation speed based on the detected torque and the torque generation unit rotation speed output from the torque detection unit 1 and the rotation speed detection unit 4, respectively, and outputs them to the torque generation unit 30. .
  • the control unit 20 includes an assist torque command calculation unit 21 and a differential rotation speed calculation unit 22A.
  • the assist torque command calculation unit 21 calculates an assist torque command based on the detected torque from the torque detection unit 1.
  • the differential rotational speed calculation unit 22A is based on the detected torque from the torque detection unit 1 and the torque generation unit rotational speed from the rotational speed detection unit 4, and the differential rotational speed between the handle side of the torque detection unit 1 and the torque generation unit side. Is calculated.
  • the torque generating unit 30 outputs the generated torque based on the assist torque command and the differential rotation speed from the control unit 20 and assists the driver's steering through the gear 13.
  • the torque generation unit 30 includes a torque control unit 31 and an actuator 32.
  • the torque control unit 31 calculates a generated torque command based on the assist torque command from the assist torque command calculation unit 21 and the compensation torque set according to the differential rotation speed from the differential rotation speed calculation unit 22A, and the actuator 32 Output to.
  • the actuator 32 outputs the generated torque based on the generated torque command from the torque control unit 31.
  • the handle of the torque detection unit 1 is based on the detected torque from the torque detection unit 1 and the torque generation unit rotation speed from the rotation speed detection unit 4 in the differential rotation speed calculation unit 22A.
  • a method for calculating the differential rotational speed ⁇ d between the torque generation side and the torque generation unit side will be described.
  • the differential rotation speed ⁇ d is expressed as the following equation (12) using the filter function f (s), the torque generation unit rotation speed ⁇ m and the detected torque TSM. Is done.
  • the differential rotation speed calculation unit 22 ⁇ / b> A uses the steering wheel side and the torque generation unit side according to Equation (14). differential rotation speed omega d between are calculated.
  • FIG. 10 is a block diagram showing the configuration of the differential rotation speed calculation unit 22A of the electric power steering control device according to Embodiment 2 of the present invention.
  • the second term of Expression (14) is obtained by multiplying the detected torque by the transfer function 131.
  • the first term of Expression (14) is obtained by multiplying the torque generation unit rotation speed by the transfer function 132.
  • the adder 133 subtracts the second term from the first term of the obtained equation (14) to obtain the differential rotational speed ⁇ d .
  • the compensation torque obtained by multiplying the differential rotation speed ⁇ d calculated by the differential rotation speed calculation unit 22 ⁇ / b > A by the gain K rp is the assist torque obtained by the assist torque command calculation unit 21.
  • the torque command ⁇ m0 is subtracted as shown in Expression (7), and the generated torque command to the actuator 32 is calculated.
  • the gain K rp may be switched based on a parameter such as a vehicle speed signal.
  • the differential rotation speed ⁇ d is expressed by the following equation (15). That is, the differential rotational speed ⁇ d is represented by the torque generation unit rotational speed ⁇ m and the differential of the detected torque TSM.
  • the steering wheel is controlled based on the detected torque detected by the torque detector and the torque generator rotational speed detected by the rotational speed detector.
  • the differential rotational speed on the shaft of the torque generator 30 is used as the differential rotational speed.
  • the present invention is not limited to this, and the differential rotational speed on the shaft of the handle 11 is used.
  • the same effect can be obtained by including the converted gear ratio in the gain 110.
  • the assist torque command calculation unit 21 calculates the assist torque command based only on the detected torque from the torque detection unit 1.
  • the present invention is not limited to this and ensures control stability. Therefore, even if the assist torque command is calculated using the detected torque that has passed through a compensator configured using a signal such as the rotation speed, the same effect can be obtained.
  • the detected torque TSM and the torque generator rotational speed ⁇ m have a negative correlation.
  • the present invention is not limited to this, and the detected torque TSM and the torque generator rotational speed ⁇ m are not limited thereto. The same effect can be obtained also in the electric power steering control device using the torque detector 1 having a positive correlation with m .
  • Embodiment 3 FIG.
  • the filter function f (s) but defined as those composed of the gain K f, as shown in equation (15), because it is using a derivative of the detected torque TSM, the torque detection depending on the specification of part 1, which noise in the high frequency band of the detected torque TSM is amplified, it is likely to flow into the differential speed omega d.
  • the electric power steering control apparatus calculates the differential rotation speed based on the signal obtained by high-pass filtering the detected torque and the signal obtained by high-pass filtering the torque generation unit rotation speed.
  • a differential rotation speed calculation unit (not shown) is provided.
  • the filter function f (s) is a first-order high-pass filter represented by the following equation (16).
  • the differential rotational speed ⁇ d can be calculated based on the signal obtained by performing the high-pass filter process on the torque generation unit rotational speed ⁇ m and the signal obtained by performing the high-pass filter process on the detected torque TSM.
  • the differential rotational speed ⁇ d is expressed by the differential component of the detected torque TSM as in the equation (15), whereas in the third embodiment of the present invention, the equation 3 As in (18), the differential rotational speed ⁇ d can be represented by a signal obtained by performing high-pass filter processing on the detected torque TSM.
  • the gain for the detected torque TSM is ⁇ 1 G n / K s in the high frequency band, and thus the detected torque in the high frequency band.
  • the cutoff frequency of the high-pass filter by setting higher than the steerable frequency, handle rotation speed omega h, this could be that only components of the band of the following steerable frequency, the handle rotation speed omega h An approximation error when the term is regarded as 0 can be suppressed.
  • Embodiment 4 FIG.
  • the filter function f (s) is determined as a first-order high-pass filter, and the term of the handle rotational speed ⁇ h is regarded as 0. Further, the steering wheel rotational speed ⁇ h is expressed by the equation (1) using the steering torque ⁇ h . Further, when Expression (1) is substituted into Expression (12), the following Expression (19) is obtained.
  • the filter function f (s) is a first-order high-pass filter as in Expression (16)
  • the third term of Expression (19) is the difference between the steering torque ⁇ h and the detected torque TSM.
  • a value obtained by multiplying the difference ( ⁇ h ⁇ TSM) by low-pass filtering is multiplied by a gain. For this reason, a low frequency component lower than the cut-off frequency of the filter remains, and the calculation accuracy of the differential rotation speed ⁇ d may be reduced.
  • the electric power steering control apparatus includes a differential rotation speed calculation unit (not shown) that performs secondary or higher-order high-pass filter processing.
  • the filter function f (s) is a second-order high-pass filter represented by the following equation (20).
  • the difference between the steering torque ⁇ h and the detected torque TSM is considered to be very small in the frequency band component equal to or higher than the cutoff frequency of the filter, so the difference between the steering torque ⁇ h and the detected torque TSM.
  • the term ( ⁇ h ⁇ TSM) is regarded as 0. That is, the differential rotation speed ⁇ d can be expressed by the following equation (22).
  • the rotational speed ⁇ d can be calculated.
  • the difference rotational speed ⁇ d when the difference rotational speed ⁇ d is approximated, the difference between the steering torque ⁇ h and the detected torque TSM is subjected to low-pass filter processing as shown in Expression (17) to Expression (18).
  • the component was 0.
  • Embodiment 4 of the present invention by using a second-order high-pass filter, it can be approximated to 0 with high accuracy as shown in Equation (21) to Equation (22). An unprecedented effect that the speed ⁇ d can be calculated with high accuracy can be obtained.
  • the difference between the steering torque ⁇ h and the detected torque TSM ( ⁇ h ⁇ TSM) is limited only to the band components below the steerable frequency. Since it is considered that there is, it is possible to suppress an approximation error when the term of the handle rotational speed ⁇ h is regarded as 0.
  • a second-order high-pass filter is used as the filter function of the differential rotation speed calculation unit.
  • the present invention is not limited to this, and the same effect can be obtained even when a second-order or higher-order high-pass filter process is used. Can be obtained.
  • Embodiment 5 FIG.
  • the electric power steering control device includes the first rotation information detection unit 2 and the second rotation information detection unit 3, but two rotation information detection units are not necessarily included due to cost, space, and the like. Not always.
  • FIG. 11 is a schematic diagram showing an overall configuration of an electric power steering control apparatus according to Embodiment 5 of the present invention.
  • a column-type power steering control device is schematically shown as the electric power steering control device.
  • description of the same parts as those in the first embodiment will be omitted.
  • the electric power steering control device includes a steering mechanism 10, a torque detection unit 1 (for example, a torque sensor), a rotation speed detection unit 4, a control unit 20, and a torque generation unit 30.
  • the first shaft 12 rotates by the amount that the handle 11 rotates. At this time, torque is assisted by the rotation of the first shaft 12 from the torque generator 30 via the gear 13. The rotation of the first shaft 12 is transmitted to the second shaft 15 via the joint 14.
  • Rotational motion of the second shaft 15 is converted into linear motion by the pinion 16 and transmitted to the rack 17.
  • the tie rod 18 also moves in the axial direction. Thereby, the tire 19 is snaked.
  • the torque detector 1 is provided between the handle 11 and the torque generator 30 (gear 13). When the driver is steering the steering wheel 11, a twist occurs between the steering wheel side and the torque generation unit side with the torque detection unit 1 interposed therebetween, and a difference occurs in the rotational position. The torque detector 1 detects this twist and outputs it to the controller 20 as detected torque.
  • the rotation speed detection unit 4 detects the rotation speed of an actuator 32 (described later) of the torque generation unit 30 when the driver rotates the handle 11, and outputs the rotation speed to the control unit 20 as the torque generation unit rotation speed.
  • the control unit 20 detects the detected torque and the torque generation unit rotation speed output from the torque detection unit 1 and the rotation speed detection unit 4, respectively, and a generated torque command calculated by a torque control unit 31 (described later) of the torque generation unit 30. Based on the above, the assist torque command and the differential rotation speed are calculated and output to the torque generator 30.
  • the control unit 20 includes an assist torque command calculation unit 21 and a differential rotation speed calculation unit 22B.
  • the assist torque command calculation unit 21 calculates an assist torque command based on the detected torque from the torque detection unit 1. Based on the torque generation unit rotation speed from the rotation speed detection unit 4 and the generated torque command from the torque control unit 31, the differential rotation speed calculation unit 22B performs differential rotation between the handle side and the torque generation unit side of the torque detection unit 1. Calculate the speed.
  • the torque generating unit 30 outputs the generated torque based on the assist torque command and the differential rotation speed from the control unit 20 and assists the driver's steering through the gear 13.
  • the torque generation unit 30 includes a torque control unit 31 and an actuator 32.
  • the torque control unit 31 calculates the generated torque command based on the assist torque command from the assist torque command calculation unit 21 and the compensation torque set according to the differential rotation speed from the differential rotation speed calculation unit 22B, and the actuator 32 Output to.
  • the actuator 32 outputs the generated torque based on the generated torque command from the torque control unit 31.
  • the generated torque is uniquely determined from the generated torque command, the calculation based on the generated torque command is not different from the calculation based on the generated torque.
  • the differential rotational speed cannot be calculated based on the equation (6) shown in the first embodiment. .
  • the torque detection unit 1 A method for calculating the differential rotational speed ⁇ d between the handle side and the torque generating unit side will be described.
  • FIG. 12 is a block diagram showing a configuration of the differential rotation speed calculation unit 22B of the electric power steering control device according to Embodiment 5 of the present invention.
  • FIG. 12 shows a control block using an observer as an example of the setting of the differential rotation speed calculation unit 22B.
  • a character ⁇ with “ ⁇ ” added is described as ⁇ (hat) in this specification.
  • ⁇ h (hat) represents an estimated value of the steering wheel rotational speed
  • ⁇ m (hat) represents an estimated rotational speed of the torque generator
  • TSM (hat) represents an estimated detected torque value.
  • G n represents the gear ratio of the gear 13
  • J sw represents the moment of inertia of the handle 11
  • J m represents the moment of inertia of the torque generating unit 30
  • C s represents the viscosity coefficient of the torque detecting unit 1
  • K s indicates the spring constant of the torque detector 1.
  • the differential rotation speed calculation unit 22B includes a gain (g 1 ) 141, an adder 142, a gain (1 / G n ) 143, an adder 144, a gain (1 / G n ) 145, and a gain (g 2 ) 146, adder 147, transfer function (same as transfer function 108 in FIG. 1) 148, transfer function (same as transfer function 107 in FIG. 1) 149, transfer function (same as transfer function 109 in FIG. 1) 150, It comprises a gain (g 3 ) 151, an adder 152, an adder 153, a gain (1 / G n ) 154, a gain (G n ) 155 and an adder 156.
  • the torque detection unit 1 has a main function of detecting torque based on a twist angle, and the viscosity coefficient C s is smaller than the spring constant K s . Therefore, even if the viscosity coefficient C s is approximated to 0, there is no problem because the setting is on the strict side in terms of control stability. Therefore, in all the embodiments, the viscosity coefficient C s is approximated to 0. explain. Needless to say, the same effect can be obtained when the filter function is designed in consideration of the viscosity coefficient C s .
  • Equation (24) may be a Butterworth pole arrangement.
  • the characteristic equation of the observer satisfies the following equation (25).
  • the differential rotation speed calculation unit 22B based on the torque generation unit rotation speed detected by the rotation speed detection unit 4 and the generated torque command calculated by the torque control unit 31, the steering wheel side and the torque generation unit are expressed by Expression (23).
  • the differential rotational speed ⁇ d with respect to the side is calculated.
  • the compensation torque obtained by multiplying the differential rotation speed ⁇ d calculated by the differential rotation speed calculation unit 22B by the gain K rp is the assist torque obtained by the assist torque command calculation unit 21.
  • the torque command ⁇ m0 is subtracted as shown in Expression (7), and the generated torque command to the actuator 32 is calculated.
  • the gain K rp may be switched based on a parameter such as a vehicle speed signal.
  • the electric power steering control device according to the fifth embodiment of the present invention, by setting the braking ratio ⁇ to an appropriate value, the rotational speed difference is detected without detecting the rotation information on the handle side.
  • the rotational speed difference is detected without detecting the rotation information on the handle side.
  • Embodiment 5 of the present invention based on the torque generation unit rotation speed detected by the rotation speed detection unit and the generated torque command calculated by the torque control unit, Since the differential rotational speed between the steering wheel side and the torque generating unit side is calculated, an unprecedented effect can be obtained in that it is not affected by the delay in noise removal of the detected torque or the characteristics of the detected torque.
  • the differential rotational speed on the shaft of the torque generator 30 is used as the differential rotational speed.
  • the present invention is not limited to this, and the differential rotational speed on the shaft of the handle 11 is used.
  • the same effect can be obtained by including the converted gear ratio in the gain 110.
  • the assist torque command calculation unit 21 calculates the assist torque command based only on the detected torque from the torque detection unit 1.
  • the present invention is not limited to this and ensures control stability. Therefore, even if the assist torque command is calculated using the detected torque that has passed through a compensator configured using a signal such as the rotation speed, the same effect can be obtained.
  • the detected torque TSM and the torque generator rotational speed ⁇ m have a negative correlation.
  • the present invention is not limited to this, and the detected torque TSM and the torque generator rotational speed ⁇ m are not limited thereto. The same effect can be obtained also in the electric power steering control device using the torque detector 1 having a positive correlation with m .

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Abstract

　ハンドル側とトルク発生部側との差回転速度を抑制して、ハンドル側とトルク発生部側との差回転速度により生じるトルク振動を抑制することができる電動パワーステアリング制御装置およびその制御方法を得る。運転者が操舵するハンドルと、運転者の操舵によるトルクをアシストするための発生トルクを発生するトルク発生部と、ハンドルとトルク発生部との間に設けられ、ハンドル側とトルク発生部側との間で生じたねじれを、検出トルクとして検出するトルク検出部と、検出トルクに基づいて、運転者の操舵をアシストするためのアシストトルク指令を演算するアシストトルク指令演算部と、ハンドル側とトルク発生部側との間に生じる回転速度の差を、差回転速度として演算する差回転速度演算部と、を備え、トルク発生部は、アシストトルク指令および差回転速度に応じて設定される補償トルクに基づいて、発生トルクを発生する。

Description

電動パワーステアリング制御装置およびその制御方法
　この発明は、トルク発生部により運転者の操舵トルクをアシストするためのアシストトルクを発生する電動パワーステアリング制御装置およびその制御方法に関する。
　自動車を操舵する際には、操舵トルクが必要になるので、アシストトルクを発生するモータ（回転機）等をステアリング軸に取り付け、運転者の操舵トルクをモータ等で発生したアシストトルクでアシストするような電動パワーステアリング制御装置が用いられる。
　ここで、モータ等で発生させるアシストトルクは、操舵トルクにほぼ比例するように設定されている。そのため、同じ回転数で回そうとした場合に、操舵トルクに対する比例ゲインを大きくすれば操舵トルクは小さくなり、比例ゲインを小さくすれば操舵トルクは大きくなる。すなわち、小さな操舵トルクで効果的にハンドルを回転させるためには、比例ゲインを大きくする必要がある。
　一方、比例ゲインを大きくしすぎると、ハンドルの振動や発振等といった現象が発生しやすくなる。ハンドルの振動は操舵時の不快感に、発振は不安定挙動にそれぞれ繋がるので、抑制することが望まれている。そこで、ハンドルの振動や発振等（以下、まとめて「振動」と称する）を相殺するための補償電流を、モータの目標電流に重畳する方法が提案されている。
　このような方法として、従来の電動式パワーステアリング制御装置では、検出されたモータ回転速度から操舵による速度成分を除去して、モータ回転速度の振動成分を取り出すことにより、モータ回転速度の振動成分を抑制するためのダンピング電流を演算して、モータ回転速度の振動を抑制している（例えば、特許文献１参照）。
特開２０００－１６８６００号公報
　しかしながら、従来技術には、以下のような課題がある。
　特許文献１に記載された電動式パワーステアリング制御装置では、モータ回転速度の振動を抑制するように、モータ回転速度の振動成分をフィードバックしてダンピング電流を演算している。これにより、モータ回転速度に含まれる振動成分が抑制される。
　ここで、電動パワーステアリング制御装置では、操舵トルクを検出するためのトルク検出部（例えば、トルクセンサ）を挟んで、ハンドル側とトルク発生部（例えば、モータ）側との間に回転速度の差（差回転速度）が生じる。
　そのため、トルク発生部側の回転速度（モータ回転速度）の振動を抑制するだけでは、ハンドル側とトルク発生部側との差回転速度を抑制することができず、例えば、ハンドルの切り返し時等に、運転者に不快なトルク振動を感じさせるという問題がある。
　この発明は、上記のような課題を解決するためになされたものであり、ハンドル側とトルク発生部側との差回転速度を抑制して、ハンドル側とトルク発生部側との差回転速度により生じるトルク振動を抑制することができる電動パワーステアリング制御装置およびその制御方法を得ることを目的とする。
　この発明に係る電動パワーステアリング制御装置は、運転者が操舵するハンドルと、運転者の操舵によるトルクをアシストするための発生トルクを発生するトルク発生部と、ハンドルとトルク発生部との間に設けられ、ハンドル側とトルク発生部側との間で生じたねじれを、検出トルクとして検出するトルク検出部と、検出トルクに基づいて、運転者の操舵をアシストするためのアシストトルク指令を演算するアシストトルク指令演算部と、ハンドル側とトルク発生部側との間に生じる回転速度の差を、差回転速度として演算する差回転速度演算部と、を備え、トルク発生部は、アシストトルク指令および差回転速度に応じて設定される補償トルクに基づいて、発生トルクを発生するものである。
　また、この発明に係る電動パワーステアリング制御装置の制御方法は、運転者が操舵するハンドルと、運転者の操舵によるトルクをアシストするための発生トルクを発生するトルク発生部と、の間で生じたねじれを、検出トルクとして検出するトルク検出ステップと、検出トルクに基づいて、運転者の操舵をアシストするためのアシストトルク指令を演算するアシストトルク指令演算ステップと、ハンドル側とトルク発生部側との間に生じる回転速度の差を、差回転速度として演算する差回転速度演算ステップと、アシストトルク指令および差回転速度に応じて設定される補償トルクに基づいて、発生トルクを発生するトルク発生ステップと、を有するものである。
　この発明に係る電動パワーステアリング制御装置およびその制御方法によれば、トルク発生部（ステップ）は、運転者の操舵をアシストするためのアシストトルク指令、およびハンドル側とトルク発生部側との間に生じる回転速度の差である差回転速度に応じて設定される補償トルクに基づいて、発生トルクを発生する。
　そのため、ハンドル側とトルク発生部側との差回転速度を抑制して、ハンドル側とトルク発生部側との差回転速度により生じるトルク振動を抑制することができる。
この発明の実施の形態１に係る電動パワーステアリング制御装置の全体構成を示す概略図である。 一般的な電動パワーステアリング制御装置において、トルク発生部の制御対象を簡易的に示すブロック図である。 一般的な電動パワーステアリング制御装置において、発生トルク、操舵トルクおよび外乱トルクにそれぞれステップ入力を与えたときの検出トルクの時間変化を示すグラフである。 一般的な電動パワーステアリング制御装置において、発生トルクから検出トルクへの伝達特性、操舵トルクから検出トルクへの伝達特性および外乱トルクから検出トルクへの伝達特性を示すボード線図である。 この発明の実施の形態１に係る電動パワーステアリング制御装置において、トルク発生部の制御対象をトルク制御部とともに簡易的に示すブロック図である。 この発明の実施の形態１に係る電動パワーステアリング制御装置において、アシストトルク指令にステップ入力を与えたときの検出トルクの時間変化を示すグラフである。 この発明の実施の形態１に係る電動パワーステアリング制御装置において、アシストトルク指令から検出トルクへの伝達特性および外乱トルクから検出トルクへの伝達特性を示すボード線図である。 この発明の実施の形態１に係る電動パワーステアリング制御装置のトルク制御部の構成を示すブロック図である。 この発明の実施の形態２に係る電動パワーステアリング制御装置の全体構成を示す概略図である。 この発明の実施の形態２に係る電動パワーステアリング制御装置の差回転速度演算部の構成を示すブロック図である。 この発明の実施の形態５に係る電動パワーステアリング制御装置の全体構成を示す概略図である。 この発明の実施の形態５に係る電動パワーステアリング制御装置の差回転速度演算部の構成を示すブロック図である。
　以下、この発明に係る電動パワーステアリング制御装置およびその制御方法の好適な実施の形態につき図面を用いて説明するが、各図において同一、または相当する部分については、同一符号を付して説明する。
　なお、以下の各実施の形態では、電動パワーステアリング制御装置としてコラム式のパワーステアリング制御装置を例に挙げて説明するが、これに限定されず、公知であるピニオン式やデュアルピニオン式、ラック式、電動油圧式のパワーステアリング制御装置であってもよい。
　実施の形態１．
　図１は、この発明の実施の形態１に係る電動パワーステアリング制御装置の全体構成を示す概略図である。ここでは、電動パワーステアリング制御装置として、コラム式のパワーステアリング制御装置を模式的に示している。
　図１において、この電動パワーステアリング制御装置は、ステアリング機構１０、トルク検出部１（例えば、トルクセンサ）、第１回転情報検出部２、第２回転情報検出部３、制御部２０およびトルク発生部３０を備えている。
　ステアリング機構１０において、運転者がハンドル１１を左右に操舵させた場合、ハンドル１１が回転した分だけ第１シャフト１２が回転する。このとき、第１シャフト１２の回転には、トルク発生部３０からギヤ１３を介してトルクがアシストされる。第１シャフト１２の回転は、ジョイント１４を介して第２シャフト１５に伝達される。
　第２シャフト１５の回転運動は、ピニオン１６によって直線運動に変換され、ラック１７に伝達される。このとき、ラック１７が軸方向に移動することで、タイロッド１８も軸方向に移動する。これにより、タイヤ１９が転蛇される。
　トルク検出部１は、ハンドル１１とトルク発生部３０（ギヤ１３）との間に設けられている。運転者がハンドル１１を操舵しているときには、トルク検出部１を挟んでハンドル側とトルク発生部側との間でねじれが生じ、回転位置に差が生じる。トルク検出部１は、このねじれを検出し、検出トルクとして制御部２０に出力する。
　第１回転情報検出部２は、運転者がハンドル１１を操舵させたときのハンドル側の回転情報を検出し、第１回転情報として制御部２０に出力する。第２回転情報検出部３は、運転者がハンドル１１を操舵させたときのトルク発生部側の回転情報を検出し、第２回転情報として制御部２０に出力する。
　制御部２０は、トルク検出部１、第１回転情報検出部２および第２回転情報検出部３からそれぞれ出力された検出トルク、第１回転情報および第２回転情報に基づいて、アシストトルク指令および差回転速度を演算し、トルク発生部３０に出力する。制御部２０は、アシストトルク指令演算部２１と、差回転速度演算部２２とを有している。
　アシストトルク指令演算部２１は、トルク検出部１からの検出トルクに基づいて、運転者の操舵をアシストするためのアシストトルク指令を演算する。差回転速度演算部２２は、第１回転情報検出部２および第２回転情報検出部３からの第１回転情報および第２回転情報に基づいて、トルク検出部１のハンドル側とトルク発生部側との差回転速度を演算する。
　具体的には、差回転速度演算部２２は、例えば第１回転情報がハンドル側の回転位置であり、第２回転情報がトルク発生部側の回転位置である場合に、第１回転情報と第２回転情報との偏差を演算し、この偏差を微分した値を差回転速度とする。また、差回転速度演算部２２は、第１回転情報を微分した値と第２回転情報を微分した値との偏差を、差回転速度としてもよい。
　また、差回転速度演算部２２は、例えば第１回転情報がハンドル側の回転速度であり、第２回転情報がトルク発生部側の回転速度である場合に、第１回転情報と第２回転情報との偏差を演算し、この偏差を差回転速度としてもよい。
　トルク発生部３０は、制御部２０からのアシストトルク指令および差回転速度に基づいて、発生トルクを出力し、ギヤ１３を介して運転者の操舵をアシストする。トルク発生部３０は、トルク制御部３１と、アクチュエータ３２とを有している。
　トルク制御部３１は、アシストトルク指令演算部２１からのアシストトルク指令および差回転速度演算部２２からの差回転速度に応じて設定される補償トルクに基づいて、発生トルク指令を演算し、アクチュエータ３２に出力する。アクチュエータ３２は、トルク制御部３１からの発生トルク指令に基づいて、発生トルクを出力する。
　以下、図２～７を参照しながら、トルク制御部３１において、差回転速度演算部２２からの差回転速度に基づいて、補償トルクを設定する方法について説明する。図２は、トルク制御部３１を有しない一般的な電動パワーステアリング制御装置において、トルク発生部３０が制御する対象であるステアリング機構１０を制御対象１００として、制御対象１００を簡易的に示すブロック図である。
　図２において、制御対象１００への入力は、操舵トルクτh、発生トルクτmおよび外乱トルクτdである。操舵トルクτhは、運転者が操舵時にハンドル１１に与えたトルクを示し、発生トルクτmは、トルク発生部３０により発生したトルクを示し、外乱トルクτdは、路面反力等の影響により発生したトルクを示している。
　また、制御対象１００の出力は、ハンドル回転速度ωh、トルク発生部回転速度ωmおよび検出トルクＴＳＭである。ハンドル回転速度ωhは、第１回転情報検出部２で検出された第１回転情報から得られる。トルク発生部回転速度ωmは、第２回転情報検出部３で検出された第２回転情報から得られる回転速度ωhmに対して、ギヤ１３のギヤ比Ｇnを考慮して、ゲイン１０１で除算する（ギヤ比Ｇnを乗算する）ことにより得られる。検出トルクＴＳＭは、トルク検出部１で検出されたトルクを示している。
　ここで、ねじりトルクによる反力が運転者の操舵するハンドル側にかかるので、加算器１０２で操舵トルクτhから検出トルクＴＳＭを減算したものが、ハンドル側の第１シャフト１２にかかるトルクになる。
　また、トルク発生部３０で発生した発生トルクτmと、ギヤ比Ｇnを考慮してゲイン１０３で軸上換算した検出トルクＴＳＭと、ギヤ比Ｇnを考慮してゲイン１０４で軸上換算した外乱トルクτdとを加算器１０５で加算したものが、トルク発生部３０にかかるトルクになる。
　また、検出トルクＴＳＭは、ハンドル側とトルク発生部側との間で生じるねじりトルクを検出したものなので、加算器１０６で、トルク発生部側の回転速度ωhmからハンドル回転速度ωhを減算して得られた差回転速度に、伝達関数１０７を乗算することにより得られる。
　伝達関数１０７は、トルク検出部１での粘性および弾性項のみを考慮した場合における、ハンドル１１の軸上での差回転速度からトルクへの伝達関数である。伝達関数１０７において、Ｃsはトルク検出部１の粘性係数を示し、Ｋsはトルク検出部１のばね定数を示している。
　また、伝達関数１０８は、静摩擦および動摩擦等の損失を無視し、慣性のみを考慮したときのハンドル１１におけるトルクから回転速度への伝達関数である。伝達関数１０８において、Ｊswはハンドル１１の慣性モーメントを示している。
　また、伝達関数１０９は、静摩擦および動摩擦等の損失を無視して慣性のみを考慮したときのトルク発生部３０におけるトルクから回転速度への伝達関数である。伝達関数１０９において、Ｊmはトルク発生部３０の慣性モーメントを示している。
　ここで、トルク検出部１は、ねじれ角によってトルクを検出するのが主な機能であり、粘性係数Ｃsは、ばね定数Ｋsに比べて微小である。そこで、粘性係数Ｃsを０に近似して検討しても、制御安定性の面で厳しい側の設定となり問題はないので、全ての実施の形態において、粘性係数Ｃsを０に近似して説明する。なお、粘性係数Ｃsを考慮してフィルタ関数を設計した場合についても、同様の効果が得られることはいうまでもない。
　なお、伝達関数１０８の前後の関係式から、次式（１）が成立する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　また、伝達関数１０７の前後の関係式から、次式（２）が成立する。
　また、伝達関数１０９の前後の関係式から、次式（３）が成立する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
　ここで、式（１）から式（３）までを、検出トルクＴＳＭについて解くと、次式（４）が得られる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
　このとき、固有振動数ωsは、次式（５）で表されることがわかる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
　図３は、一般的な電動パワーステアリング制御装置において、発生トルクτm、操舵トルクτhおよび外乱トルクτdにそれぞれステップ入力を与えたときの検出トルクＴＳＭの時間変化を示すグラフである。図３から、何れの場合においても、検出トルクＴＳＭが固有振動数で振動していることがわかる。
　図４は、一般的な電動パワーステアリング制御装置において、発生トルクτmから検出トルクＴＳＭへの伝達特性、操舵トルクτhから検出トルクＴＳＭへの伝達特性および外乱トルクτdから検出トルクＴＳＭへの伝達特性を示すボード線図である。図４から、固有振動数でゲインが非常に大きくなっており、図３に示されたような発振現象が発生することがわかる。
　そこで、図５に示されるように、トルク制御部３１を、ゲイン１１０および加算器１１１で構成して、ゲイン１１２により得られた差回転速度ωdに応じて設定される補償トルクを考慮した発生トルクτmを与えることを考える。図５は、この発明の実施の形態１に係る電動パワーステアリング制御装置において、トルク発生部３０の制御対象１００をトルク制御部３１とともに簡易的に示すブロック図である。
　なお、図１において、発生トルクはアクチュエータ３２の出力であり、発生トルク指令はトルク制御部３１の出力であるが、発生トルクは、発生トルク指令から一意に決まるので、図５では、発生トルクと発生トルク指令とを等価なものとして、発生トルク指令に関する記載は省略する。
　図５において、トルク発生部３０の軸上での差回転速度ωdは、ハンドル１１の軸上での差回転速度（ωh－ωhm）に、ゲイン１１２を乗算することで得られる。また、差回転速度ωdにゲイン１１０を乗算して得られる補償トルクを、加算器１１１でアシストトルク指令τm0から減算する。
　ここで、差回転速度ωdは、次式（６）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000006
　また、加算器１１１での関係式として、次式（７）が成立する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000007
　また、式（１）から式（３）まで、および式（７）を、検出トルクＴＳＭについて解くと、次式（８）が得られる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000008
　このとき、ゲインＫrpを、次式（９）のように与える。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000009
　ここで、検出トルクＴＳＭは、式（５）、式（８）および式（９）により、次式（１０）で表される。すなわち、検出トルクＴＳＭは、制動比ζによって、減衰率を変更できる２次遅れの伝達関数として表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000010
　図６は、この発明の実施の形態１に係る電動パワーステアリング制御装置において、アシストトルク指令τm0にステップ入力を与えたときの検出トルクＴＳＭの時間変化を示すグラフである。上述した図３は、制動比ζが０の場合に相当しており、図６から、制動比ζを大きくすることで、振動を抑制できることがわかる。
　図７は、この発明の実施の形態１に係る電動パワーステアリング制御装置において、アシストトルク指令τm0から検出トルクＴＳＭへの伝達特性を示すボード線図である。図７において、制動比ζが０．１の場合には、固有振動数にピークがあり、さらに小さくして制動比ζを０としたものが上述した図４になる。一方、制動比ζを大きくして、例えば１とした場合には、固有振動数にあったゲインピークがなくなり、ボード線図上でも、振動を抑制できることがわかる。
　以下、図１に示した差回転速度演算部２２およびトルク制御部３１の設定の一例を説明する。差回転速度演算部２２では、第１回転情報検出部２で検出された第１回転情報、および第２回転情報検出部３で検出された第２回転情報に基づいて、式（６）により、ハンドル側とトルク発生部側との差回転速度ωdが演算される。
　また、トルク制御部３１では、差回転速度演算部２２で演算された差回転速度ωdに、ゲインＫrpを乗算して得られた補償トルクが、アシストトルク指令演算部２１で得られたアシストトルク指令τm0から、式（７）のように減算され、アクチュエータ３２への指令が演算される。
　なお、上述した説明では、差回転速度ωdに対するゲインＫrpを、式（９）で与えたが、これに限定されず、トルク制御部３１を、図８に示されるようなブロックとしてもよい。図８は、この発明の実施の形態１に係る電動パワーステアリング制御装置のトルク制御部３１の構成を示すブロック図である。
　図８において、トルク制御部３１は、車速とゲインＫrpとの関係が記憶されたマップ１２１と、乗算器１２２と、加算器１２３とを有している。ここで、車速信号に基づいて、マップ１２１からゲインＫrpが演算される。車速信号は、ＣＡＮ（Ｃｏｎｔｒｏｌｌｅｒ　Ａｒｅａ　Ｎｅｔｗｏｒｋ）やＦｌｅｘＲａｙ等、公知の車載ネットワークによって得られる。
　続いて、乗算器１２２において、差回転速度とゲインＫrpとが乗算されて、補償トルクが演算される。次に、加算器１２３において、アシストトルク指令から補償トルクが減算され、発生トルク指令が演算される。なお、図８のトルク制御部３１では、車速信号に基づいてゲインＫrpを切り替えたが、これに限定されず、ハンドル操舵角、加速度、ヨーレート等の車両情報によってゲインＫrpを切り替えてもよい。
　特許文献１に記載された従来の電動式パワーステアリング制御装置では、トルク発生部側の回転速度に含まれる振動成分を抑制するのみで、ハンドル側とトルク発生部側との差回転速度を抑制することができないので、ハンドルの切り返し時等に、運転者に不快なトルク振動を感じさせるという問題があった。
　これに対して、この発明の実施の形態１に係る電動パワーステアリング制御装置によれば、制動比ζを適切な値に設定することにより、ハンドル側とトルク発生部側との差回転速度を抑制して、ハンドル側とトルク発生部側との差回転速度により生じるトルク振動を抑制することができるという従来にない効果を得ることができる。
　また、第１回転情報検出部２および第２回転情報検出部３を用いることにより、差回転速度を正確に検出することができる。
　なお、上記実施の形態１では、差回転速度として、トルク発生部３０の軸上での差回転速度を用いたが、これに限定されず、ハンドル１１の軸上での差回転速度を用いて、ゲイン１１０にギヤ比の換算分を含めることにより、同様の効果を得ることができる。
　また、上記実施の形態１では、トルク検出部１からの検出トルクのみに基づいて、アシストトルク指令演算部２１でアシストトルク指令を演算しているが、これに限定されず、制御安定性の確保のために、回転速度等の信号を用いて構成した補償器を通した検出トルクを用いてアシストトルク指令を演算しても、同様の効果を得ることができる。
　また、上記実施の形態１では、第２回転情報検出部３を第１シャフト１２の軸上に設けたが、これに限定されず、トルク発生部３０の軸上に設けても、同様の効果を得ることができる。
　また、上記実施の形態１では、検出トルクＴＳＭとトルク発生部回転速度ωmとが、負の相関関係を有するものとしたが、これに限定されず、検出トルクＴＳＭとトルク発生部回転速度ωmとが、正の相関関係を有するトルク検出部１を用いた電動パワーステアリング制御装置においても、同様の効果を得ることができる。
　実施の形態２．
　上記実施の形態１では、電動パワーステアリング制御装置が第１回転情報検出部２および第２回転情報検出部３を備えていたが、コストやスペース等の関係から、必ずしも回転情報検出部が２つあるとは限らない。
　図９は、この発明の実施の形態２に係る電動パワーステアリング制御装置の全体構成を示す概略図である。ここでは、電動パワーステアリング制御装置として、コラム式のパワーステアリング制御装置を模式的に示している。なお、以下において、上記実施の形態１と同様の部分については、説明を省略する。
　図９において、この電動パワーステアリング制御装置は、ステアリング機構１０、トルク検出部１（例えば、トルクセンサ）、回転速度検出部４、制御部２０およびトルク発生部３０を備えている。
　ステアリング機構１０において、運転者がハンドル１１を左右に操舵させた場合、ハンドル１１が回転した分だけ第１シャフト１２が回転する。このとき、第１シャフト１２の回転には、トルク発生部３０からギヤ１３を介してトルクがアシストされる。第１シャフト１２の回転は、ジョイント１４を介して第２シャフト１５に伝達される。
　第２シャフト１５の回転運動は、ピニオン１６によって直線運動に変換され、ラック１７に伝達される。このとき、ラック１７が軸方向に移動することで、タイロッド１８も軸方向に移動する。これにより、タイヤ１９が転蛇される。
　トルク検出部１は、ハンドル１１とトルク発生部３０（ギヤ１３）との間に設けられている。運転者がハンドル１１を操舵しているときには、トルク検出部１を挟んでハンドル側とトルク発生部側との間でねじれが生じ、回転位置に差が生じる。トルク検出部１は、このねじれを検出し、検出トルクとして制御部２０に出力する。
　回転速度検出部４は、運転者がハンドル１１を回転させた場合における、トルク発生部３０のアクチュエータ３２（後述する）の回転速度を検出し、トルク発生部回転速度として制御部２０に出力する。
　制御部２０は、トルク検出部１および回転速度検出部４からそれぞれ出力された検出トルクおよびトルク発生部回転速度に基づいて、アシストトルク指令および差回転速度を演算し、トルク発生部３０に出力する。制御部２０は、アシストトルク指令演算部２１と、差回転速度演算部２２Ａとを有している。
　アシストトルク指令演算部２１は、トルク検出部１からの検出トルクに基づいて、アシストトルク指令を演算する。差回転速度演算部２２Ａは、トルク検出部１からの検出トルクおよび回転速度検出部４からのトルク発生部回転速度に基づいて、トルク検出部１のハンドル側とトルク発生部側との差回転速度を演算する。
　トルク発生部３０は、制御部２０からのアシストトルク指令および差回転速度に基づいて、発生トルクを出力し、ギヤ１３を介して運転者の操舵をアシストする。トルク発生部３０は、トルク制御部３１と、アクチュエータ３２とを有している。
　トルク制御部３１は、アシストトルク指令演算部２１からのアシストトルク指令および差回転速度演算部２２Ａからの差回転速度に応じて設定される補償トルクに基づいて、発生トルク指令を演算し、アクチュエータ３２に出力する。アクチュエータ３２は、トルク制御部３１からの発生トルク指令に基づいて、発生トルクを出力する。
　このとき、この発明の実施の形態２では、ハンドル回転速度ωhを検出することができないので、上記実施の形態１で示した式（６）に基づいて、差回転速度を演算することができない。
　そこで、この発明の実施の形態２では、差回転速度演算部２２Ａにおいて、トルク検出部１からの検出トルクおよび回転速度検出部４からのトルク発生部回転速度に基づいて、トルク検出部１のハンドル側とトルク発生部側との差回転速度ωdを演算する方法について説明する。
　まず、式（２）および式（６）から、次式（１１）が成立する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000011
　また、式（１１）を用いて展開すると、差回転速度ωdは、フィルタ関数ｆ（ｓ）、トルク発生部回転速度ωmおよび検出トルクＴＳＭを用いて、次式（１２）のように表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000012
　ここで、ハンドル１１の慣性モーメントに比べて、トルク発生部３０の慣性モーメントが微小である場合には、トルク発生部回転速度ωmの振動に比べて、ハンドル回転速度ωhの振動が微小であると考えて、次式（１３）のように近似する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000013
　このとき、式（１２）および式（１３）から、差回転速度ωdは、次式（１４）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000014
　以下、図９に示した差回転速度演算部２２Ａおよびトルク制御部３１の設定の一例を説明する。差回転速度演算部２２Ａでは、トルク検出部１で検出された検出トルクおよび回転速度検出部４で検出されたトルク発生部回転速度に基づいて、式（１４）により、ハンドル側とトルク発生部側との差回転速度ωdが演算される。
　図１０は、この発明の実施の形態２に係る電動パワーステアリング制御装置の差回転速度演算部２２Ａの構成を示すブロック図である。図１０において、検出トルクに、伝達関数１３１を乗算することで、式（１４）の第２項が得られる。また、トルク発生部回転速度に、伝達関数１３２を乗算することで、式（１４）の第１項が得られる。また、加算器１３３において、得られた式（１４）の第１項から第２項を減算することで、差回転速度ωdが得られる。
　また、トルク制御部３１では、差回転速度演算部２２Ａで演算された差回転速度ωdに、ゲインＫrpを乗算して得られた補償トルクが、アシストトルク指令演算部２１で得られたアシストトルク指令τm0から、式（７）のように減算され、アクチュエータ３２への発生トルク指令が演算される。このとき、上述した実施の形態１と同様に、ゲインＫrpを、車速信号等のパラメータに基づいて切り替えてもよい。
　また、フィルタ関数ｆ（ｓ）を、例えばゲインＫfのみから構成されるものとすれば、差回転速度ωdは、次式（１５）で表される。すなわち、差回転速度ωdは、トルク発生部回転速度ωmと検出トルクＴＳＭの微分とで表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000015
　特許文献１に記載された従来の電動式パワーステアリング制御装置では、トルク発生部側の回転速度に含まれる振動成分を抑制するのみで、ハンドル側とトルク発生部側との差回転速度を抑制することができないので、ハンドルの切り返し時等に、運転者に不快なトルク振動を感じさせるという問題があった。
　これに対して、この発明の実施の形態２に係る電動パワーステアリング制御装置によれば、制動比ζを適切な値に設定することにより、ハンドル側の回転情報を検出することなく、差回転速度により生じるトルク振動を抑制することができるという従来にない効果を得ることができる。
　また、この発明の実施の形態２に係る電動パワーステアリング制御装置によれば、トルク検出部で検出された検出トルクと、回転速度検出部で検出されたトルク発生部回転速度とに基づいて、ハンドル側とトルク発生部側との差回転速度を演算することができるという従来にない効果を得ることができる。
　なお、上記実施の形態２では、差回転速度として、トルク発生部３０の軸上での差回転速度を用いたが、これに限定されず、ハンドル１１の軸上での差回転速度を用いて、ゲイン１１０にギヤ比の換算分を含めることにより、同様の効果を得ることができる。
　また、上記実施の形態２では、トルク検出部１からの検出トルクのみに基づいて、アシストトルク指令演算部２１でアシストトルク指令を演算しているが、これに限定されず、制御安定性の確保のために、回転速度等の信号を用いて構成した補償器を通した検出トルクを用いてアシストトルク指令を演算しても、同様の効果を得ることができる。
　また、上記実施の形態２では、検出トルクＴＳＭとトルク発生部回転速度ωmとが、負の相関関係を有するものとしたが、これに限定されず、検出トルクＴＳＭとトルク発生部回転速度ωmとが、正の相関関係を有するトルク検出部１を用いた電動パワーステアリング制御装置においても、同様の効果を得ることができる。
　実施の形態３．
　上記実施の形態２では、フィルタ関数ｆ（ｓ）を、ゲインＫfから構成されるものと定めたが、式（１５）に示されるように、検出トルクＴＳＭの微分を用いられるので、トルク検出部１の仕様によっては、検出トルクＴＳＭの高い周波数帯域のノイズが増幅されたものが、差回転速度ωdに流入する可能性がある。
　そこで、この発明の実施の形態３に係る電動パワーステアリング制御装置は、検出トルクをハイパスフィルタ処理した信号と、トルク発生部回転速度をハイパスフィルタ処理した信号とに基づいて、差回転速度を演算する差回転速度演算部（図示せず）を備える。
　具体的には、この発明の実施の形態３では、フィルタ関数ｆ（ｓ）を、次式（１６）で表されるような、１次のハイパスフィルタとする。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000016
　このとき、式（１２）および式（１６）から、差回転速度ωdは、次式（１７）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000017
　また、ハイパスフィルタのカットオフ周波数よりも高い領域では、ハンドル回転速度ωhの振動が微小であると考えると、差回転速度ωdは、次式（１８）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000018
　これにより、トルク発生部回転速度ωmをハイパスフィルタ処理した信号と、検出トルクＴＳＭをハイパスフィルタ処理した信号とに基づいて、差回転速度ωdを演算することができる。
　ここで、上記実施の形態２では、式（１５）のように、差回転速度ωdが検出トルクＴＳＭの微分成分で表されていたのに対して、この発明の実施の形態３では、式（１８）のように、差回転速度ωdを、検出トルクＴＳＭをハイパスフィルタ処理した信号で表すことができる。
　このように、この発明の実施の形態３に係る電動パワーステアリング制御装置によれば、高い周波数帯域において、検出トルクＴＳＭに対するゲインがω1Ｇn／Ｋsとなるので、高い周波数帯域において検出トルクＴＳＭのノイズの影響を低減することができるという従来にない効果を得ることができる。
　また、ハイパスフィルタのカットオフ周波数を、操舵可能周波数よりも高く設定することにより、ハンドル回転速度ωhは、操舵可能周波数以下の帯域の成分のみであると考えられるので、ハンドル回転速度ωhの項を０とみなす際の近似誤差を抑制することができる。
　さらに、差回転速度演算部でのハイパスフィルタ処理のカットオフ周波数を、運転者がハンドル１１を操舵し得る周波数よりも高くすることにより、運転者が操舵した際に、演算により得られる差回転速度の精度を向上させることができるという従来にない効果を得ることができる。
　実施の形態４．
　上記実施の形態３では、フィルタ関数ｆ（ｓ）を１次のハイパスフィルタと定めて、ハンドル回転速度ωhの項を０とみなすこととした。また、ハンドル回転速度ωhは、操舵トルクτhを用いて式（１）で表される。また、式（１２）に式（１）を代入すると、次式（１９）が得られる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000019
　ここで、フィルタ関数ｆ（ｓ）を、式（１６）のように、１次のハイパスフィルタとした場合には、式（１９）の第３項は、操舵トルクτhと検出トルクＴＳＭとの差（τh－ＴＳＭ）に対してローパスフィルタ処理を施したものに、ゲインを乗算した値になる。そのため、フィルタのカットオフ周波数以下の低い周波数成分が残ることになり、差回転速度ωdの演算精度が低減する恐れがある。
　そこで、この発明の実施の形態４に係る電動パワーステアリング制御装置は、２次以上のハイパスフィルタ処理をする差回転速度演算部（図示せず）を備える。
　具体的には、この発明の実施の形態４では、フィルタ関数ｆ（ｓ）を、次式（２０）で表されるような、２次のハイパスフィルタとする。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000020
　このとき、式（１９）および式（２０）から、差回転速度ωdは、次式（２１）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000021
　式（２１）において、操舵トルクτhと検出トルクＴＳＭとの差は、フィルタのカットオフ周波数以上の周波数帯域成分では、微小であると考えられるので、操舵トルクτhと検出トルクＴＳＭとの差（τh－ＴＳＭ）の項を０とみなす。すなわち、差回転速度ωdは、次式（２２）で表すことができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000022
　これにより、トルク発生部回転速度ωmに対して２次のハイパスフィルタ処理を施した信号と、検出トルクＴＳＭに対して１次および２次のハイパスフィルタ処理を施した信号とに基づいて、差回転速度ωdを演算することができる。
　ここで、上記実施の形態３では、差回転速度ωdの近似を行う際に、式（１７）から式（１８）のように、操舵トルクτhと検出トルクＴＳＭとの差をローパスフィルタ処理した成分を０としていた。これに対して、この発明の実施の形態４では、２次のハイパスフィルタを用いることにより、式（２１）から式（２２）のように、精度よく０に近似することができるので、差回転速度ωdを精度よく演算できるという従来にない効果を得ることができる。
　また、ハイパスフィルタのカットオフ周波数を、操舵可能周波数よりも高く設定することにより、操舵トルクτhと検出トルクＴＳＭとの差（τh－ＴＳＭ）は、操舵可能周波数以下の帯域の成分のみであると考えられるので、ハンドル回転速度ωhの項を０とみなす際の近似誤差を抑制することができる。
　さらに、差回転速度演算部でのハイパスフィルタ処理のカットオフ周波数を、運転者がハンドル１１を操舵し得る周波数よりも高くすることにより、運転者が操舵した際に、演算により得られる差回転速度の精度を向上させることができるという従来にない効果を得ることができる。
　なお、上記実施の形態４では、差回転速度演算部のフィルタ関数として、２次のハイパスフィルタを用いたが、これに限定されず、２次以上のハイパスフィルタ処理を用いても、同様の効果を得ることができる。
　実施の形態５．
　上記実施の形態１では、電動パワーステアリング制御装置が第１回転情報検出部２および第２回転情報検出部３を備えていたが、コストやスペース等の関係から、必ずしも回転情報検出部が２つあるとは限らない。
　図１１は、この発明の実施の形態５に係る電動パワーステアリング制御装置の全体構成を示す概略図である。ここでは、電動パワーステアリング制御装置として、コラム式のパワーステアリング制御装置を模式的に示している。なお、以下において、上記実施の形態１と同様の部分については、説明を省略する。
　図１１において、この電動パワーステアリング制御装置は、ステアリング機構１０、トルク検出部１（例えば、トルクセンサ）、回転速度検出部４、制御部２０およびトルク発生部３０を備えている。
　ステアリング機構１０において、運転者がハンドル１１を左右に操舵させた場合、ハンドル１１が回転した分だけ第１シャフト１２が回転する。このとき、第１シャフト１２の回転には、トルク発生部３０からギヤ１３を介してトルクがアシストされる。第１シャフト１２の回転は、ジョイント１４を介して第２シャフト１５に伝達される。
　第２シャフト１５の回転運動は、ピニオン１６によって直線運動に変換され、ラック１７に伝達される。このとき、ラック１７が軸方向に移動することで、タイロッド１８も軸方向に移動する。これにより、タイヤ１９が転蛇される。
　トルク検出部１は、ハンドル１１とトルク発生部３０（ギヤ１３）との間に設けられている。運転者がハンドル１１を操舵しているときには、トルク検出部１を挟んでハンドル側とトルク発生部側との間でねじれが生じ、回転位置に差が生じる。トルク検出部１は、このねじれを検出し、検出トルクとして制御部２０に出力する。
　回転速度検出部４は、運転者がハンドル１１を回転させた場合における、トルク発生部３０のアクチュエータ３２（後述する）の回転速度を検出し、トルク発生部回転速度として制御部２０に出力する。
　制御部２０は、トルク検出部１および回転速度検出部４からそれぞれ出力された検出トルクおよびトルク発生部回転速度、並びにトルク発生部３０のトルク制御部３１（後述する）で演算された発生トルク指令に基づいて、アシストトルク指令および差回転速度を演算し、トルク発生部３０に出力する。制御部２０は、アシストトルク指令演算部２１と、差回転速度演算部２２Ｂとを有している。
　アシストトルク指令演算部２１は、トルク検出部１からの検出トルクに基づいて、アシストトルク指令を演算する。差回転速度演算部２２Ｂは、回転速度検出部４からのトルク発生部回転速度およびトルク制御部３１からの発生トルク指令に基づいて、トルク検出部１のハンドル側とトルク発生部側との差回転速度を演算する。
　トルク発生部３０は、制御部２０からのアシストトルク指令および差回転速度に基づいて、発生トルクを出力し、ギヤ１３を介して運転者の操舵をアシストする。トルク発生部３０は、トルク制御部３１と、アクチュエータ３２とを有している。
　トルク制御部３１は、アシストトルク指令演算部２１からのアシストトルク指令および差回転速度演算部２２Ｂからの差回転速度に応じて設定される補償トルクに基づいて、発生トルク指令を演算し、アクチュエータ３２に出力する。
　アクチュエータ３２は、トルク制御部３１からの発生トルク指令に基づいて、発生トルクを出力する。ここで、発生トルクは、発生トルク指令から一意に決まるので、発生トルク指令に基づいて演算することは、発生トルクに基づいて演算することと変わりはない。
　このとき、この発明の実施の形態５では、ハンドル回転速度ωhを検出することができないので、上記実施の形態１で示した式（６）に基づいて、差回転速度を演算することができない。
　そこで、この発明の実施の形態５では、差回転速度演算部２２Ｂにおいて、回転速度検出部４からのトルク発生部回転速度およびトルク制御部３１からの発生トルク指令に基づいて、トルク検出部１のハンドル側とトルク発生部側との差回転速度ωdを演算する方法について説明する。
　図１２は、この発明の実施の形態５に係る電動パワーステアリング制御装置の差回転速度演算部２２Ｂの構成を示すブロック図である。図１２では、差回転速度演算部２２Ｂの設定の一例として、オブザーバを用いた制御ブロックを示している。なお、図１２中、例えば文字ωに「＾」が付されたものは、この明細書において、ω（ハット）と記載する。
　図１２において、ωh（ハット）はハンドル回転速度推定値を示し、ωm（ハット）はトルク発生部回転速度推定値を示し、ＴＳＭ（ハット）は検出トルク推定値を示している。また、Ｇnはギヤ１３のギヤ比を示し、Ｊswはハンドル１１の慣性モーメントを示し、Ｊmはトルク発生部３０の慣性モーメントを示し、Ｃsはトルク検出部１の粘性係数を示し、Ｋsはトルク検出部１のばね定数を示している。
　また、図１２において、差回転速度演算部２２Ｂは、ゲイン（ｇ1）１４１、加算器１４２、ゲイン（１／Ｇn）１４３、加算器１４４、ゲイン（１／Ｇn）１４５、ゲイン（ｇ2）１４６、加算器１４７、伝達関数（図１の伝達関数１０８と同一）１４８、伝達関数（図１の伝達関数１０７と同一）１４９、伝達関数（図１の伝達関数１０９と同一）１５０、ゲイン（ｇ3）１５１、加算器１５２、加算器１５３、ゲイン（１／Ｇn）１５４、ゲイン（Ｇn）１５５および加算器１５６から構成される。
　ここで、トルク検出部１は、ねじれ角によってトルクを検出するのが主な機能であり、粘性係数Ｃsは、ばね定数Ｋsに比べて微小である。そこで、粘性係数Ｃsを０に近似して検討しても、制御安定性の面で厳しい側の設定となり問題はないので、全ての実施の形態において、粘性係数Ｃsを０に近似して説明する。なお、粘性係数Ｃsを考慮してフィルタ関数を設計した場合についても、同様の効果が得られることはいうまでもない。
　なお、ハンドル回転速度推定値ωh（ハット）、トルク発生部回転速度推定値ωm（ハット）、検出トルク推定値ＴＳＭ（ハット）および差回転速度ωdの関係式は、次式（２３）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000023
　また、式（２３）から、オブザーバの特性方程式は、次式（２４）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000024
　ここで、制御安定性を確保するためには、例えば、式（２４）の解が、バタワースの極配置となるようにすればよい。このとき、オブザーバの特性方程式は、次式（２５）を満たす。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000025
　すなわち、式（２４）および式（２５）の特性方程式から、制御安定性を確保するためには、ゲインｇ1、ゲインｇ2およびゲインｇ3が次式（２６）を満たせばよいことがわかる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000026
　また、式（２３）および式（２６）により、差回転速度ωdを、次式（２７）のように、トルク発生部回転速度および発生トルクから演算すればよい。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000027
　このとき、式（２５）の特性方程式の極を表すωbを、速度制御応答周波数に比べて十分に大きな値とすれば、オブザーバの応答性が、速度制御の応答性に与える影響を無視することができる。
　以下、図１１に示した差回転速度演算部２２Ｂおよびトルク制御部３１の設定の一例を説明する。差回転速度演算部２２Ｂでは、回転速度検出部４で検出されたトルク発生部回転速度およびトルク制御部３１で演算された発生トルク指令に基づいて、式（２３）により、ハンドル側とトルク発生部側との差回転速度ωdが演算される。
　また、トルク制御部３１では、差回転速度演算部２２Ｂで演算された差回転速度ωdに、ゲインＫrpを乗算して得られた補償トルクが、アシストトルク指令演算部２１で得られたアシストトルク指令τm0から、式（７）のように減算され、アクチュエータ３２への発生トルク指令が演算される。このとき、上述した実施の形態１と同様に、ゲインＫrpを、車速信号等のパラメータに基づいて切り替えてもよい。
　特許文献１に記載された従来の電動式パワーステアリング制御装置では、トルク発生部側の回転速度に含まれる振動成分を抑制するのみで、ハンドル側とトルク発生部側との差回転速度を抑制することができないので、ハンドルの切り返し時等に、運転者に不快なトルク振動を感じさせるという問題があった。
　これに対して、この発明の実施の形態５に係る電動パワーステアリング制御装置によれば、制動比ζを適切な値に設定することにより、ハンドル側の回転情報を検出することなく、差回転速度により生じるトルク振動を抑制することができるという従来にない効果を得ることができる。
　また、この発明の実施の形態５に係る電動パワーステアリング制御装置によれば、回転速度検出部で検出されたトルク発生部回転速度と、トルク制御部で演算された発生トルク指令とに基づいて、ハンドル側とトルク発生部側との差回転速度を演算するので、検出トルクのノイズ除去の際の遅れや検出トルクの特性による影響を受けないという従来にない効果を得ることができる。
　なお、上記実施の形態５では、差回転速度として、トルク発生部３０の軸上での差回転速度を用いたが、これに限定されず、ハンドル１１の軸上での差回転速度を用いて、ゲイン１１０にギヤ比の換算分を含めることにより、同様の効果を得ることができる。
　また、上記実施の形態５では、トルク検出部１からの検出トルクのみに基づいて、アシストトルク指令演算部２１でアシストトルク指令を演算しているが、これに限定されず、制御安定性の確保のために、回転速度等の信号を用いて構成した補償器を通した検出トルクを用いてアシストトルク指令を演算しても、同様の効果を得ることができる。
　また、上記実施の形態５では、検出トルクＴＳＭとトルク発生部回転速度ωmとが、負の相関関係を有するものとしたが、これに限定されず、検出トルクＴＳＭとトルク発生部回転速度ωmとが、正の相関関係を有するトルク検出部１を用いた電動パワーステアリング制御装置においても、同様の効果を得ることができる。

Claims (8)

  1. 　運転者が操舵するハンドルと、
    　前記運転者の操舵によるトルクをアシストするための発生トルクを発生するトルク発生部と、
    　前記ハンドルと前記トルク発生部との間に設けられ、前記ハンドル側と前記トルク発生部側との間で生じたねじれを、検出トルクとして検出するトルク検出部と、
    　前記検出トルクに基づいて、前記運転者の操舵をアシストするためのアシストトルク指令を演算するアシストトルク指令演算部と、
    　前記ハンドル側と前記トルク発生部側との間に生じる回転速度の差を、差回転速度として演算する差回転速度演算部と、を備え、
    　前記トルク発生部は、前記アシストトルク指令および前記差回転速度に応じて設定される補償トルクに基づいて、前記発生トルクを発生する
    　電動パワーステアリング制御装置。
  2. 　前記運転者が前記ハンドルを操舵させたときの前記トルク発生部側の回転速度を、トルク発生部側回転速度として検出する回転速度検出部をさらに備え、
    　前記差回転速度演算部は、前記検出トルクおよび前記トルク発生部側回転速度に基づいて、前記差回転速度を演算する
    　請求項１に記載の電動パワーステアリング制御装置。
  3. 　前記差回転速度演算部は、前記検出トルクをハイパスフィルタ処理した信号と、前記トルク発生部側回転速度をハイパスフィルタ処理した信号とに基づいて、前記差回転速度を演算する
    　請求項２に記載の電動パワーステアリング制御装置。
  4. 　前記差回転速度演算部は、２次以上のハイパスフィルタ処理を施す
    　請求項３に記載の電動パワーステアリング制御装置。
  5. 　前記差回転速度演算部におけるハイパスフィルタ処理のカットオフ周波数は、前記運転者が前記ハンドルを操舵し得る周波数よりも高い値に設定される
    　請求項３または請求項４に記載の電動パワーステアリング制御装置。
  6. 　前記運転者が前記ハンドルを操舵させたときの前記ハンドル側の回転情報を、第１回転情報として検出する第１回転情報検出部２と、
    　前記運転者が前記ハンドルを操舵させたときの前記トルク発生部側の回転情報を、第２回転情報として検出する第２回転情報検出部３と、をさらに備え、
    　前記差回転速度演算部は、前記第１回転情報および前記第２回転情報に基づいて、前記差回転速度を演算する
    　請求項１に記載の電動パワーステアリング制御装置。
  7. 　前記運転者が前記ハンドルを操舵させたときの前記トルク発生部側の回転速度を、トルク発生部側回転速度として検出する回転速度検出部をさらに備え、
    　前記差回転速度演算部は、前記発生トルクおよび前記トルク発生部側回転速度に基づいて、前記差回転速度を演算する
    　請求項１に記載の電動パワーステアリング制御装置。
  8. 　運転者が操舵するハンドルと、前記運転者の操舵によるトルクをアシストするための発生トルクを発生するトルク発生部と、の間で生じたねじれを、検出トルクとして検出するトルク検出ステップと、
    　前記検出トルクに基づいて、前記運転者の操舵をアシストするためのアシストトルク指令を演算するアシストトルク指令演算ステップと、
    　前記ハンドル側と前記トルク発生部側との間に生じる回転速度の差を、差回転速度として演算する差回転速度演算ステップと、
    　前記アシストトルク指令および前記差回転速度に応じて設定される補償トルクに基づいて、前記発生トルクを発生するトルク発生ステップと、
    　を有する電動パワーステアリング制御装置の制御方法。
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