电动动力转向装置及其增益设定方法

电动动力转向装置及其增益设定方法
【专利摘要】本发明涉及电动动力转向装置及其增益设定方法。在电动动力转向装置中，ECU(12)包括旋转角运算部(41)、辅助转矩指令值运算部(42)、参考模型(43)、角度偏差运算部(44)、PD控制部(45)、加法部(47)、以及设备观察器(48)。以与表示电动动力转向装置的举动的运动方程式对应的特性方程式具有2重根的方式来设定在PD控制部(45)中使用的比例增益及微分增益、以及在设备观察器(48)的第一增益乘法部及第二增益乘法部中使用的第一增益及第二增益。
【专利说明】
电动动力转向装置及其増益设定方法
技术领域
[0001 ] 本申请主张于2015年3月24日提交的日本专利申请2015-061155号的优先权，并在 此引用其全部内容。
[0002 ]本发明涉及电动动力转向装置(EPS)及其增益设定方法。
【背景技术】
[0003] 作为电动动力转向装置，已知有在转向柱部配置有电动马达和减速机构的转向柱 辅助式电动动力转向装置(以下称为转向柱式EPS)。转向柱式EPS包括方向盘、转向轴、中间 轴、转舵机构、电动马达、以及减速机构等。转向轴由与方向盘连结的输入轴、与中间轴连结 的输出轴、以及连结输入轴与输出轴的扭杆构成。电动马达经由减速机构与输出轴连结。
[0004] 在本说明书中，所谓的转向柱是指由方向盘、输入轴、扭杆以及输出轴构成的部 分。另外，在本说明书中，所谓的动力转向柱是指由方向盘、输入轴、扭杆、输出轴、减速机 构、电动马达、以及电动马达的控制装置构成的部分。另外，在本说明书中，所谓的一般的转 向柱式EPS是指不具备补偿减速机构的摩擦的功能的转向柱式EPS。
[0005] 在一般的转向柱式EPS中，由电动马达产生的马达转矩(辅助转矩)经由减速机构 被传递至输出轴。被传递至输出轴的辅助转矩经由中间轴被传递至例如包括齿轮齿条机构 的转舵机构。减速机构例如是由蜗杆和蜗轮构成的蜗轮蜗杆机构。由于在减速机构中产生 的摩擦较大，所以存在转向相对于转向操纵输入的响应性因该摩擦的影响而恶化的可能 性。
[0006] 因此，为了使转向相对于转向操纵输入的响应性提高，开发出一种补偿在减速机 构中产生的摩擦的方法。最简单的摩擦补偿方法是根据转向操纵速度的符号将某恒定的摩 擦力加至辅助转矩指令值的方法。
[0007] 在下述日本特开2003-170856号公报中公开有基于根据由转矩传感器检测出的检 测转向操纵转矩运算出的辅助转矩指令值、以及检测转向操纵转矩来进行摩擦补偿的方 法。具体而言，基于辅助转矩指令值来推断减速机构的摩擦力的大小。基于检测转向操纵转 矩来决定减速机构的摩擦力的符号。这样推断出减速机构的摩擦力。然后，将推断出的减速 机构的摩擦力加至辅助转矩指令值。

【发明内容】

[0008] 本发明的目的之一在于提供一种能够补偿在动力转向柱内产生的摩擦，并且控制 系统成为非振动且响应性较快的系统的电动动力转向装置以及电动动力转向装置的增益 设定方法。
[0009] 作为本发明的一实施方式的电动动力转向装置包括:动力转向柱，其包括电动马 达以及放大上述电动马达的马达转矩的减速机构;辅助转矩指令值运算部，其设定上述电 动马达的辅助转矩指令值;观察器，其使用假定为在上述动力转向柱中不产生摩擦并且使 用上述电动马达的旋转角的实测值以及模型修正用增益来修正特性的观察器用模型，来运 算上述动力转向柱的旋转角的推断值以及在上述动力转向柱内产生的摩擦力的推断值;参 考模型，其是假定为在上述动力转向柱中不产生摩擦的模型，其运算上述动力转向柱的旋 转角的目标值;反馈操作量运算部，其通过对上述动力转向柱的旋转角目标值与上述动力 转向柱的旋转角推断值的偏差进行反馈运算来运算反馈操作量；马达转矩指令值运算部， 其通过使用上述摩擦力推断值以及上述反馈操作量修正上述辅助转矩指令值来运算马达 转矩指令值；以及马达电流控制部，其以上述电动马达的马达转矩与上述马达转矩指令值 相等的方式控制流向上述电动马达的马达电流。而且，以与表示上述电动动力转向装置的 举动的运动方程式对应的特性方程式具有2重根的方式设定在上述反馈操作量运算部使用 的反馈增益以及在上述观察器使用的上述模型修正用增益。
[0010] 动力转向柱的旋转角可以是转向柱轴(转向轴）的旋转角，也可以是电动马达的输 出轴(马达轴)的旋转角。
[0011] 根据该结构，运算在动力转向柱内产生的摩擦力的推断值。然后，使用运算出的摩 擦力推断值和辅助转矩指令值来运算马达转矩指令值。由此，能够补偿在动力转向柱内产 生的摩擦。另外，根据该结构，实现控制系统成为非振动并且响应性较快的系统的电动动力 转向装置。
[0012] 作为本发明的另一实施方式的电动动力转向装置的增益设定方法是包括以下部 件的电动动力转向装置的增益设定方法，上述电动动力转向装置包括:动力转向柱，其包括 电动马达以及放大上述电动马达的马达转矩的减速机构;辅助转矩指令值运算部，其设定 上述电动马达的辅助转矩指令值;观察器，其使用假定为在上述动力转向柱中不产生摩擦 并且使用上述电动马达的旋转角的实测值以及模型修正用增益来修正特性的观察器用模 型，来运算上述动力转向柱的旋转角的推断值以及在上述动力转向柱内产生的摩擦力的推 断值;参考模型，其是假定为在上述动力转向柱中不产生摩擦的模型，其运算上述动力转向 柱的旋转角的目标值;反馈操作量运算部，其通过对上述动力转向柱的旋转角目标值与上 述动力转向柱的旋转角推断值的偏差进行反馈运算来运算反馈操作量;马达转矩指令值运 算部，其通过使用上述摩擦力推断值以及上述反馈操作量修正上述辅助转矩指令值来运算 马达转矩指令值；以及马达电流控制部，其以上述电动马达的马达转矩与上述马达转矩指 令值相等的方式控制流向上述电动马达的马达电流。而且，以与表示上述电动动力转向装 置的举动的运动方程式对应的特性方程式具有2重根的方式设定在上述反馈操作量运算部 使用的反馈增益以及在上述观察器使用的上述模型修正用增益。
[0013] 动力转向柱的旋转角可以是转向柱轴(转向轴）的旋转角，也可以是电动马达的输 出轴（马达轴）的旋转角。根据该方法，能够实现控制系统成为非振动并且响应性较快的系 统的电动动力转向装置。
【附图说明】
[0014] 通过以下参照附图对本发明的优选实施方式进行的详细描述，本发明前述的和其 它的特点和优点得以进一步明确。其中，附图标记表示本发明的要素，其中：
[0015] 图1是表示本发明的第一实施方式所涉及的转向柱式EPS的简要结构的示意图。
[0016] 图2是表示图1的ECU的电气结构的简图。
[0017] 图3是表示设备观察器的结构的框图。
[0018]图4是表示摩擦力推断部的结构的框图。
[0019 ]图5是表不一般的转向柱式EPS的模拟模型(完全EPS模型）的结构的不意图。
[0020]图6是表示蜗轮蜗杆机构的啮合模型的示意图。
[0021]图7是表示函数Fc(dh)的曲线图。
[0022]图8是表示函数FN(dh)的曲线图。
[0023]图9是表示将图5内的动力转向柱的模型进一步简化而成的模拟模型（简易EPS模 型）的结构的示意图。
[0024] 图10是表示具有弹簧、质量、阻尼元件的一个质点系的模型的示意图。
【具体实施方式】
[0025] 以下，参照附图对将本发明应用于转向柱式EPS的情况的实施方式详细地进行说 明。
[0026]图1是表示本发明的一实施方式所涉及的转向柱式EPS的简要结构的示意图。
[0027] 转向柱式EPS1具备用于操控车辆的作为转向操纵部件的方向盘2、与该方向盘2的 旋转连动来使转舵轮3转舵的转舵机构4、以及用于辅助驾驶员的转向操纵的转向操纵辅助 机构5。方向盘2和转舵机构4经由转向轴6、第一万向节28、中间轴7以及第二万向节29机械 连结。
[0028] 转向轴6包括与方向盘2连结的输入轴8、以及与中间轴7连结的输出轴9。输入轴8 和输出轴9经由扭杆10在同一轴线上以能够相对旋转的方式连结。即，若方向盘2被旋转，则 输入轴8和输出轴9相互相对旋转并且向同一方向旋转。输出轴9经由第一万向节28与中间 轴7连结。
[0029] 在转向轴6的周围设置有转矩传感器11。转矩传感器11基于输入轴8和输出轴9的 相对旋转位移量来检测施加至扭杆10的扭杆转矩(转向操纵转矩)Ttb。由转矩传感器11检测 出的扭杆转矩Ttb被输入至电子控制单元(ECU) 12。
[0030] 转舵机构4由包括小齿轮轴13和作为转舵轴的齿条轴14的齿轮齿条机构构成。在 齿条轴14的各端部经由横拉杆15以及转向节臂（图示略)连结有转舵轮3。小齿轮轴13经由 第二万向节29与中间轴7连结。小齿轮轴13与方向盘2的转向操纵连动而旋转。在小齿轮轴 13的前端连结有小齿轮16。
[0031 ]齿条轴14沿汽车的左右方向（与前进方向正交的方向）以直线状延伸。在齿条轴14 的轴向的中间部形成有与小齿轮16啮合的齿条17。通过该小齿轮16以及齿条17,小齿轮轴 13的旋转被转换为齿条轴14的轴向移动。通过使齿条轴14在轴向移动，能够使转舵轮3转 舵。
[0032] 若转向操纵(旋转)方向盘2，则该旋转经由转向轴6以及中间轴7被传递至小齿轮 轴13。然后，小齿轮轴13的旋转通过小齿轮16以及齿条17被转换为齿条轴14的轴向移动。由 此，转舵轮3被转舵。
[0033] 转向操纵辅助机构5包括用于产生转向操纵辅动力的电动马达18、以及用于放大 电动马达18的输出转矩并传递至转舵机构4的减速机构19。减速机构19由包括蜗杆20、和与 该蜗杆20啮合的蜗轮21的蜗轮蜗杆机构构成。减速机构19被收纳在作为传递机构壳体的蜗 轮蜗杆壳体22内。以下，存在用i表示减速机构19的减速比(传动比）的情况。减速比i被定义 为蜗杆20的角速度〇 wg与蜗轮21的角速度〇 ww的比〇 wg/ 〇胃。
[0034]蜗杆20被电动马达18旋转驱动。另外，蜗轮21与转向轴6以能够同方向旋转的方式 连结。蜗轮21被蜗杆20旋转驱动。
[0035]通过驾驶员转向操纵方向盘2,蜗杆20被电动马达18旋转驱动。由此，蜗轮21被旋 转驱动，向转向轴6赋予马达转矩并且转向轴6旋转。然后，转向轴6的旋转经由中间轴7被传 递至小齿轮轴13。小齿轮轴13的旋转被转换为齿条轴14的轴向移动。由此，转舵轮3被转舵。 即，能够通过利用电动马达18旋转驱动蜗杆20来实现基于电动马达18的转向操纵辅助。
[0036] 作为施加至减速机构19的转矩，有基于电动马达18的马达转矩和马达转矩以外的 外部转矩。马达转矩以外的外部转矩包括由驾驶员施加至方向盘2的驱动转矩（driver torque)、以及从转舵轮3侧施加至齿条轴14(减速机构19)的负荷转矩（负载负荷）。驱动转 矩被作为扭杆转矩Ttb检测。
[0037] 电动马达18的转子的旋转角(转子旋转角)通过解析器等旋转角传感器25来检测。 另外，车速通过车速传感器26来检测。旋转角传感器25的输出信号以及由车速传感器26检 测出的车速V被输入至E⑶12。电动马达18被作为马达控制装置的E⑶12控制。
[0038]图2是表示E⑶12的电气结构的简图。
[0039] E⑶12通过与由转矩传感器11检测出的扭杆转矩Ttb、由车速传感器26检测出的车 速V以及基于旋转角传感器25的输出运算出的电动马达18的旋转角0m相应地驱动电动马达 18，来实现与转向操纵状况相应的适当的转向操纵辅助。另外，ECU 12通过驱动控制电动马 达18来实现用于减少动力转向柱内的摩擦的影响的摩擦补偿。在本实施方式中，电动马达 18是有刷直流马达。以下，将转向轴(转向柱轴)6的旋转角称为转向柱旋转角0。转向轴6的 旋转角是动力转向柱的旋转角的一个例子。
[0040] E⑶12具备微型计算机40、被微型计算机40控制并向电动马达18供给电力的驱动 电路(H桥电路)31、用于检测流向电动马达18的电流（以下称为马达电流)的电流检测用电 阻(分流电阻)32以及电流检测电路33。
[0041] 微型计算机40具备CPU以及存储器(R0M、RAM、非易失性存储器等），并通过执行规 定的程序来作为多个功能处理部发挥作用。该多个功能处理部包括旋转角运算部41、辅助 转矩指令值运算部42、参考模型43、角度偏差运算部44、PD(比例微分)控制部45、第一减速 比除法部46、加法部47、设备观察器48、第二减速比除法部49、电流指令值运算部50、电流偏 差运算部51、PI (比例积分)控制部52、以及脉冲宽度调制(PWM)控制部53。
[0042]旋转角运算部41基于旋转角传感器25的输出信号来运算电动马达18的输出轴的 旋转角（以下称为马达旋转角）Qm。
[0043]辅助转矩指令值运算部42基于由车速传感器26检测出的车速V以及由转矩传感器 11检测出的扭杆转矩Ttb来运算辅助转矩指令值Ta。
[0044] 参考模型43基于扭杆转矩Ttb和辅助转矩指令值1来运算假定为在动力转向柱内 不产生摩擦的情况下的、转向柱旋转角 0的目标值（以下称为转向柱旋转角目标值。）沒。以 下，将在动力转向柱内不产生摩擦的虚拟的转向柱式EPS模型称为无摩擦转向柱式EPS模 型。参考模型43由无摩擦转向柱式EPS模型构成。下述无摩擦转向柱式EPS模型。
[0045] 角度偏差运算部44运算从参考模型43输出的转向柱旋转角目标值#与从下述的设 备观察器48输出的转向柱旋转角推断值|的角度偏差A0 ( =〇_歹）。
[0046] PD控制部45对由角度偏差运算部44运算出的角度偏差A 0进行PD运算。具体而言，若将 比例增益设为kp，将微分增益设为kv，则PD控制部45进行fk p ( #-.吞）.+k；v (dP/dt-d^/dt)} 的运算。第一减速比除法部46通过将PD控制部45的运算结果除以减速机构19的减速比i来 运算第一辅助转矩修正值T a, ?。
[0047] 第二减速比除法部49通过将由设备观察器48运算出的摩擦力推断值//N ( dh ) 除以减速机构19的减速比i来运算第二辅助转矩修正值Ta,FC(摩擦补偿值）。下述设备观察 器48的动作。
[0048] 加法部47通过将由辅助转矩指令值运算部42运算出的辅助转矩指令值Ta、由第一 减速比除法部46运算出的第一辅助转矩修正值1, PD、以及由第二减速比除法部49运算出的 第二辅助转矩修正值Ta,Fe相加来运算马达转矩指令值T mc。
[0049] 电流指令值运算部50通过将由加法部47运算出的马达转矩指令值Tmc除以电动马 达18的转矩常量来运算电流指令值I m*。电流偏差运算部51运算由电流指令值运算部50运 算出的电流指令值与由电流检测电路33检测出的实际马达电流I m的偏差A Im( = Im*-Im) II控制部52通过对由电流偏差运算部51运算出的电流偏差A Im进行PI运算来运算应对 电动马达18施加的电压指令值。
[0050] PMW控制部53生成与由PI控制部52运算出的电压指令值对应的占空比的PWM信号， 并赋予给马达驱动电路31。马达驱动电路31是H桥电路，包括多个功率元件。这些多个功率 元件基于由PMW控制部赋予的PWM信号导通截止，从而与上述电压指令值相应的电压被施加 至电动马达18。
[0051 ]电流偏差运算部51以及PI控制部52构成电流反馈控制单元。通过该电流反馈控制 单元的动作，被控制为流向电动马达18的马达电流接近电流指令值Im *。
[0052] 图3是表示设备观察器(plant observer)48的结构的框图。
[0053]设备观察器48包括由无摩擦转向柱式EPS模型构成的观察器用模型61、第三减速 比除法部62、角度偏差运算部63、第一增益乘法部64、马达速度运算部65、第四减速比除法 部66、角速度偏差运算部67、第二增益乘法部68、以及摩擦力推断部69。
[0054] 向观察器用模型61输入由摩擦力推断部69运算出的摩擦力推断值/7N ( 3h)、 由转矩传感器11检测出的扭杆转矩Ttb、由加法部47(参照图2)运算出的马达转矩指令值 Tmc、第一模型修正项1P. A 0、以及第二模型修正项lv. A ?。观察器用模型61基于这些输 入来运算假定为在动力转向柱内不产生摩擦的情况下的、转向柱旋转角推断值I以及转向 柱角速度推断值G ( =d^7dt),并且运算负荷转矩(负载负荷)Tls。
[0055] 向摩擦力推断部69输入由转矩传感器11检测出的扭杆转矩Ttb、由加法部47(参照 图2)运算出的马达转矩指令值T mc、由观察器用模型61运算出的负荷转矩Tls以及转向柱角 速度推断值G ( edg/dth摩擦力推断部69使用这些输入来运算在动力转向柱内产生 的摩擦力的推断值即摩擦力推断值哀N ( Ih )。下述摩擦力推断部69的详细内容。
[0056]第三减速比除法部62通过将由旋转角运算部41运算出的电动马达18的旋转角0m 除以减速机构19的减速比i ( = ? wg/ ?胃)来运算实际转向柱旋转角9。
[0057]角度偏差运算部63运算由第三减速比除法部62运算出的实际转向柱旋转角0与由 观察器用模型61运算出的转向柱旋转角推断值备的角度偏差A〇( =e-歹）。第一增益乘法 部64通过将由角度偏差运算部63运算出的角度偏差A 0乘以预先设定的第一增益1P来运算 第一模型修正项(位置)lp ? A 9。
[0058]马达速度运算部65通过对由旋转角运算部41运算出的马达旋转角0m进行时间微 分来运算电动马达18的转子的角速度（以下称为实际马达角速度com)。
[0059] 第四减速比除法部66通过将由马达速度运算部65运算出的实际马达角速度《?除 以减速机构19的减速比i ( = ? wg/ w胃)来运算实际转向柱角速度《 (= d0/dt)。
[0060]角速度偏差运算部67运算由第四减速比除法部66运算出的实际转向柱角速度《 与由观察器用模型61运算出的转向柱角速度推断值沄的角速度偏差厶? (= 00-fT)九第 二增益乘法部68通过将由角速度偏差运算部67运算出的角速度偏差A ?乘以预先设定的 第二增益lv来运算第二模型修正项(速度)lv ? A ?。
[00611第一模型修正项(位置）1P ? A 0以及第二模型修正项（速度）lv ? A ?用于修正观 察器用模型61的特性(构造）。即，以由观察器用模型61运算出的转向柱旋转角推断值歹与 实际转向柱旋转角9相等，由观察器用模型61运算出的转向柱角速度推断值?与实际转向 柱角速度《相等的方式修正观察器用模型61的特性(构造）。
[0062]从设备观察器48输出由观察器用模型61运算出的转向柱旋转角推断值吞、以及由 摩擦力推断部69运算出的摩擦力推断值( Hhh [0063]图4是表示摩擦力推断部69的结构的框图。
[0064]摩擦力推断部69包括正压力运算部71、摩擦系数推断部72、以及摩擦力运算部73。 摩擦力推断部69使用转向柱式EPS的模拟模型以及摩擦模型来推断在动力转向柱内产生的 摩擦力。对在摩擦力推断部69中利用的转向柱式EPS的模拟模型以及摩擦模型进行说明。 [00 65]图5是表不一般的转向柱式EPS的模拟模型（以下称为完全EPS模型。）的结构的不 意图。
[0066]该完全EPS模型91是4个自由度的模型。该完全EPS模型91的输入有马达转矩指令 值Tm。、方向盘2上的驱动转矩Tsw、通过下部轴传递的负荷转矩Tis、以及未图示的车速V。能够 检测扭杆转矩Ttb、马达轴的旋转角0 ms以及车速V。
[0067]该完全EPS模型91包括4个惯性，即，方向盘的惯性、蜗轮的惯性、蜗杆的惯性、以及 马达轴的惯性。由蜗杆以及蜗轮构成减速机构(蜗轮蜗杆机构）。驱动转矩Tsw以及负载负荷 Tis分别被直接施加至方向盘以及蜗轮。马达转矩指令值Tmc被赋予给ECU内的马达电流控制 器(Current controller)。该模拟模型91所包括的ECU是不具备摩擦补偿功能的一般的 ECU。例如，该ECU基于扭杆转矩Ttb和车速V来运算马达转矩指令值Tm。，并以流向电动马达的 电流和与马达转矩指令值T m。对应的电流值相等的方式进行反馈控制。
[0068] 在图5中，J表示惯性。0表示旋转角。d0/dt表示角速度或者速度。k表示刚性系数 (弹性系数）。(：表示粘性系数。作为摩擦，考虑减速机构的啮合部的摩擦?&胃^^^，忽略其 它的摩擦例如轴承等的摩擦。角标sw表示方向盘，tb表示扭杆，ww表示蜗轮，wg表示蜗杆，ms 表示马达轴。
[0069] 4个惯性的运动方程式通过下式(1)~(4)来表示。
[0070] ?方向盘
[0071 ] ? ^W) ^ 1 ^
[0072] ?蜗轮 r^ ^#綱式?.助知(获《_ 费輸》+細壤級'、~參娜） f ^ v
[0073] -----i2) *r-*?,???? ^r-* to
[0074] ?蜗杆 rnn7t--, 餓：fef财? 钱罐》+%?#_?# ----- ^ 3) LUU/o J 丄印、
[0076] ?辅助马达转子
[0077] w 鄉卜知(K^)-hi .
[0078] Tc,?以及心^表示蜗轮以及蜗杆间的相互作用转矩。式⑵以及(3)的相互作用转 矩Tc,ww以及T c,wg能够使用图6所示的蜗杆与蜗轮的啮合模型来运算。
[0079] 在图6中，x轴以及y轴是蜗杆以及蜗轮的节圆上的啮合点处的切线。另外，z轴是沿 着蜗轮蜗杆共用的径向的方向。蜗轮的旋转与y方向的移动对应，蜗杆的旋转与x方向的移 动对应。假定为压力角0总是恒定。并且，假定为齿面的摩擦力在导程角Y的方向上作用。
[0080] 在EPS系统停止时，因预负荷F0,与蜗轮啮合的蜗杆的齿在蜗轮的上下的2个点接 触。将这样的状态称为二点接触状态。
[0081] 蜗轮与蜗杆之间的相互作用力Fe,、、.".、尹e, wg由在两个接触点i = l、2处产生的 正压力N :xx (x.x.=. ww:，w.g)以及摩擦力Fxx.构成。相互作用力F c, _.、F c,. w:g 通过下式(5)、（6)来表示。
[0082] 暮體雄令_ +警1娜+今-，：6)
[0083] 正压力xx因通过系数kc的弹簧表示的材料变形而生成。上侧弹簧以及下侧弹 簧的压缩量分别以hi = (h0+dh) +以及h2= (h〇-dh)+来表示。ho是在系统的停止时因预负荷 而生成的压缩量，dh是相对的齿的位置。（A)+是若A 2 0则(A) + = A，若A<0则(A) + = 0的函 数。正压力1^，: xx以及正压力投2, xx分别通过下式(7)、（8)来表示。
[0084] wsr|| ** ^ dh^ { 7 )
[0085] II | ^ ^ ------^ 8 )
[0086] 若上侧弹簧或者下侧弹簧的压缩量为零，则接触点消失。将两个接触中的一方消 失时的状态称为一点接触状态。
[0087] 如下式(9)所示那样，系统停止时的压缩量ho为与预负荷F〇、刚性系数k。以及压力 角0相应的值。
[0088] h〇 = F〇/2kcsin(0)***(9)
[0089] 如下式(10)所示那样，相对的位移dh是蜗轮与蜗杆的相对的旋转角的函数。
[0090] dh = rWgQwgsin( y )-rwffQwffC〇s( y )."(10)
[0091 ] rwg是蜗杆的节圆半径。rww是蜗轮的节圆半径。
[0092] 摩擦力Ffl,xx使用正压力||Nhxs||和摩擦系数y(假定为在2点相等），通过下式（11) 来表示。
[0093] #*爲_ 從私|__|------- (11)
[0094] 上述式(5)、（6)通过使用上述式(7)、（8)以及（11)并被投影至运动轴，而被改写为 下式（12)、（13)。
[0095] Fcy,ww=Fc(dh)cos( Y )cos(0)_liFN(dh)sin( Y )...(12)
[0096] Fcx,wg = -Fc(dh)sin( y )cos(0)-]iFN(dh)cos( y )---(13)
[0097]这里，&(此)是等效接触力^〃((111)是等效正压力，分别通过下式（14)、（15)来表 不。
[0098] Fc(dh) =kc( (ho+dh)+-(h〇-dh) + ) ??? (14)
[0099] FN(dh) = kc( (ho+dh)++(hO_dh) + ) ??? (15)
[0100] 图7表示函数Fc(dh)。图8表示函数FN(dh)。在图7以及图8中，2cp表示| dh | < 0的二 点接触状态，1 cp表示| dh | > 0的一点接触状态。
[0101]最后，如下式（16)、（17)所示那样，相互作用力?％胃、？"^{；被乘以节圆半径而被转 换为转矩T。, ww、Tc, wg。
[0102] Tc,ww=rwwFcy,ww-- - (16)
[0103] Tc,wg = rwwFcx,wg---(17)
[0104] 对为了运算蜗轮蜗杆的啮合部的摩擦系数y而使用的摩擦模型进行说明。在本实 施方式中，作为摩擦模型使用LuGre模型。基于LuGre模型的摩擦系数y使用两物体间的滑动 速度v s和刷的挠曲量P并通过下式(18)来表示。
[0107] g ( Vs ) = yc+ (iiba-iic) 9A
[0108] A = -( | vs | /vsb)2
[0109] 这里，y。是库伦摩擦系数。yba是最大摩擦系数。Vsb是产生斯特里贝克效应的滑动速 度。〇〇是刷的刚性系数。W是刷的衰减系数。〇 2是粘性摩擦系数。这6个参数通过实验求出。作 为LuGre模型的输入的滑动速度^通过下式(19)来表示。
[0110] vs = rww ? d9ww/dt ? sin( y )+rwg ? d9wg/dt ? cos( y )---(19) 在本实施方式中，摩擦力推断部69使用将图5的完全EPS模型91简化而成的模拟模 型（以下称为简易EPS模型92。）来推断动力转向柱内的摩擦(补偿对象的摩擦）。
[0112]图9是表示简易EPS模型92的结构的示意图。
[0113]在该简易EPS模型92中，视作马达转矩指令值!^。与马达轴转矩Tms相等。另外，在该 简易EPS模型92中，视作马达轴的旋转角0^与蜗杆的旋转角0wg相等。
[0114] 0ms = 0wg---(2〇)
[0115] 在该简易EPS模型92中，如下式(21)所示那样，视作蜗轮的旋转角0胃与减速比i和 蜗杆的旋转角9wg的积相等。
[0116] 9ww(t) = i9wg⑴…（21)
[0117] 在该简易EPS模型92中，如下式（22)所示那样，减速比i使用蜗轮以及蜗杆的节圆 半径rww、rWg和导程角y来表示。
[0118] i = (rww/rwg) ? cot( y )---(22)
[0119] 即，在该简易EPS模型92中，惯性的个数被减少至该转向柱的旋转角为0的单一的 惯性>1=了'"+12(了\^+3〇13)。
[0120] 虽然蜗轮以及蜗杆被组合为一个，但由于接触状态给摩擦力带来影响，所以运算 接触状态的影响。
[0121]在该简易EPS模型92中，直接输入扭杆转矩Ttb。因此，不包括方向盘。不测定朝向下 部轴的逆输入（负荷转矩)Tls。然而，负荷转矩Tls能够经由车辆模型来测定。作为最初的方 法，简单的弹簧-阻尼轴被作为车轮的自校正反馈的代表使用。负荷转矩T ls通过下式(23)来 表不。
[0122] Tis = -k9-c(d9/dt)-- - (23)
[0123] k以及c分别是车辆模型的刚性系数以及粘性系数。
[0124] 用于简易EPS模型92的蜗轮蜗杆的啮合部的滑动速度vs使用上述式（19)、（21)、 (22)通过下式(24)来表示。
[0125] vs = rww(d9/dt)/sin( y )---(24)
[0126] 在简易EPS模型92中，上述运动方程式(2)、（3)、（4)通过下式(25)来表示。
[0127] ^ -f - b§ ^
[0128] 这里，y是摩擦系数。另外，N(dh)是与减速机构的负荷状态dh相应的等效正压力转 矩（以下称为正压力N(dh)。），通过下式(26)来表示。
[0129] N(dh) = {rww/sin( Y )}FN(dh)…（26)
[0130] 返回至图4,正压力运算部71运算正压力N(dh)。
[0131] 蜗轮上的外部转矩Tww是Tww=Ttb+Tis。在蜗杆侧，惯性是Jwg+Jms，外部转矩是马达轴 转矩Tms。另外，在稳定状态下，成为9ww= i 9wg= i 9ms。
[0132] 若将这些式子应用于上述运动方程式(2)、（3)、（4)，则得到下式(27)。
[0133] (l/Jww_)(Tww+rwwC〇s( Y )cos(0)Fc(dh)_rwwlisin( Y )FN(dh))
[0134] =
[0135] =
[0136] (l/i(Jwg+Jms))(Tms-rWgsin( y )cos(0)Fc(dh)-rwglicos( y )FN(dh))---(27)
[0137] 若假定为与正压力的项FC(dh)相比能够忽略摩擦项yFN(dh) (yFN(dh) = 0)，则Fc (dh)通过下式(28)来表示。
[0138] Fc(dh) = iJwwTms-i2(Jwg+Jms)(Tww)/(r?cos( y )cos(0)J)---(28)
[0139] 正压力运算部71根据上述式（28)和上述式（14)(参照图7的曲线图）来运算dh。另 外，正压力运算部71通过将求出的dh和根据上述式(9)求出的ho代入至上述式（15)来运算F N (dh)。然后，正压力运算部71通过将FN(dh)代入至上述式(26)来运算正压力N(dh)(正压力 推断值1\ ( 3h))。
[0140] 摩擦系数推断部72基于上述式(24)来运算滑动速度Vs。此时，作为上述式(24)的d e/dt，使用由观察器用模型61运算出的转向柱角速度推断值然后，摩擦系数推断部72通 过将得到的滑动速度Vs代入至上述式（18)来运算摩擦系数推断值只。摩擦力运算部73通过 将由正压力运算部71运算出的正压力推断值N ( 3h)乘以由摩擦系数推断部72运算出 的摩擦系数推断值S来运算摩擦力的推断值(df> )。
[0141] 在上述实施方式中，摩擦力推断部69基于考虑了在减速机构19中产生的摩擦的简 易EPS模型92来推断在减速机构19中产生的摩擦。然后，使用推断出的摩擦和辅助转矩指令 值来运算马达转矩指令值。由此，能够补偿在减速机构19中产生的摩擦。
[0142] 作为参考模型43以及观察器用模型61，在本实施方式中，使用从图9所示的简易 EPS模型92去除了动力转向柱内的摩擦yN(dh)的模型。
[0143] 以下，对在控制部45中使用的比例增益kP及微分增益kv(反馈增益）、在设备观察 器48内的第一增益乘法部64中使用的第一增益1 P(模型修正用增益）以及在设备观察器48 内的第二增益乘法部68中使用的第二增益lv(模型修正用增益)的设定方法进行说明。
[0144] 图10表示具有弹簧、质量以及阻尼元件的一质点系的模型。
[0145] 该模型的运动方程式通过下式(29)来表示。
[0146] m ? d2x/dt+c ? dx/dt+kx = f---(29)
[0147] 这里，m是质量，c是衰减系数，k是弹性系数（刚性系数），d2x/dt是加速度，dx/dt是 速度，x是位移，f是外力。
[0148] 若对式(29)进行拉普拉斯变换，则得到下式(30)。
[0149] (ms2+cs+k)X = F--- (30)
[0150] 这里，X是位移的拉普拉斯变换，F是外力的拉普拉斯变换，s是拉普拉斯算子。
[0151] 传递函数H(s)通过下式(31)来表示。
[0152] H(s)=X(s)/F(s) = l/ (ms2+cs+k)-- - (31)
[0153] 式(31)的右边的分母被称为特性方程式(ms2+cs+k = 0)。
[0154] 特性方程式的根通过下式(32)来表示。
[0155] s = }/2m... (32)
[0156] 特性方程式的根为2重根的情况为振动与非振动的边界(临界衰减）。
[0157] 若将临界衰减系数设为cc = 2，(mk)，将衰减比设为G = c/CC，则特性方程式通过 下式(33)来表示。
[0158] s2+2C(k/m) ? s+k/m=0...(33)
[0159] 并且，若将coQ =，(k/m)设为固有角振动数则特性方程式通过下式(34)来表 不。
[0160] s2+2^ to 〇s+to o2 = 〇--- (34)
[0161] 在临界衰减时(G = l)，式(34)成为下式(35)。
[0162] s2+2?〇s+?〇2 = 〇---(35)
[0163] 在临界衰减时(G = 1 )，系统的响应性较快，且成为非振动。
[0164] 在本实施方式中，将临界衰减时的响应性作为目标的响应性来设定比例增益kP、 微分增益kv、第一增益1 P以及第二增益lv。
[0165] 参照图2,用简易EPS模型92表示本实施方式的控制对象(设备）的情况下的、本实 施方式的闭环系统(控制对象以及控制器)的运动方程式通过下式(36)、（37)、（38)、（39)来 表;^ D
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[0167] J^C# - #) -1)^ W -1) + ^0 - i}-H3D ** ?
[0168] 嫌T如.一…? .窃魏
[0169] T = Ttb+iTa------(39)
[0170] 式(36)是控制对象的运动方程式，式(37)是设备观察器48的运动方程式，式(38) 是参考模型43的运动方程式。式(36)的右边的PN表示摩擦力推断值pN(d￡ ),_表示 实际摩擦力yN(dh)。#N_M N是摩擦补偿误差。
[0171] 将Cj) = 0-沒定义为设备观察器48的误差，将$ =吞-J定义为设备观察器48与参考 模型43之间的误差。
[0172] 使用f以及$，并根据上述3个运动方程式(36)、（37)、（38)来生成表示控制系统 的举动的两个方程式(40)、（41)。
[0173] /麥 + (C + ffgiV +. ')穸 + (& .十 Ijj)货 as +兵|/ -辦卜一M40)
[0174] /羲 + + 女v)參 + (靶十 %伊 + ' ^41)
[0175] 与各式(40)、（41)对应的特性方程式分别通过下式(42)、（43)来表示。
[0176] s2+{(c+〇2N+lv)/J}s+(k+lP)/J = 0---(42)
[0177] s2+{ (c+kv)/J}s+(k+kP)/J = 0???( 43)
[0178]若以特性方程式(42)、（43)具有2重根(负的实数)的方式设定比例增益kP、微分增 益kv、第一增益1P以及第二增益lv，则得到临界衰减的响应性。为了特性方程式(42)具有S = _C1(C1为正的实数)的2重根，需要下式(44)成立，为了特性方程式(43)具有s = -C2(C2为 正的实数)的2重根，需要下式(45)成立。
[0179] (s-(-C1))2 = s2+2C1 ? s+C12 = 0---(44)
[0180] (s-(-C2))2 = s2+2C2 ? s+C22 = 0---(45)
[0181] 若比较式(42)和式(44)的系数，则得到下式(46)，若比较式(43)和式(45)的系数， 则得到下式(47)。
[0184] 对C1设定所希望的值，并根据式(46)来决定第一增益1P以及第二增益lv。同样，对 C2设定所希望的值，并根据式(47)来决定比例增SkP以及微分增益kv<Xl以及C2是设计目标 的响应性的参数。
[0185] 通过这样地决定比例增益kP、微分增益kv、第一增益1P以及第二增益l v来实现响应 性快、且非振动的控制系统。
[0186] 在上述的实施方式中，将转向轴(转向柱轴)6的旋转角设为转向柱旋转角0，但也 可以将电动马达18的旋转角（马达轴)设为转向柱旋转角0。
[0187] 另外，在上述的实施方式中，电动马达18是有刷直流马达，但例如也可以是三相无 刷马达等有刷直流马达以外的电动马达。
[0188] 应予说明，本发明能够在要求保护的范围所记载的事项的范围内实施各种的设计 变更。
【主权项】
1. 一种电动动力转向装置，包括： 动力转向柱，其包括电动马达以及放大上述电动马达的马达转矩的减速机构； 辅助转矩指令值运算部，其设定上述电动马达的辅助转矩指令值； 观察器，其使用假定为在上述动力转向柱中不产生摩擦并且使用上述电动马达的旋转 角的实测值以及模型修正用增益来修正特性的观察器用模型，来运算上述动力转向柱的旋 转角的推断值以及在上述动力转向柱内产生的摩擦力的推断值； 参考模型，其是假定为在上述动力转向柱中不产生摩擦的模型，其运算上述动力转向 柱的旋转角的目标值； 反馈操作量运算部，其通过对上述动力转向柱的旋转角目标值与上述动力转向柱的旋 转角推断值的偏差进行反馈运算来运算反馈操作量； 马达转矩指令值运算部，其通过使用上述摩擦力推断值以及上述反馈操作量修正上述 辅助转矩指令值来运算马达转矩指令值;以及 马达电流控制部，其以上述电动马达的马达转矩与上述马达转矩指令值相等的方式控 制流向上述电动马达的马达电流，其特征在于， 以与表示上述电动动力转向装置的举动的运动方程式对应的特性方程式具有2重根的 方式设定在上述反馈操作量运算部使用的反馈增益以及在上述观察器使用的上述模型修 正用增益。2. -种增益设定方法，其特征在于， 是包括以下部件的电动动力转向装置的增益设定方法，上述电动动力转向装置包括： 动力转向柱，其包括电动马达以及放大上述电动马达的马达转矩的减速机构； 辅助转矩指令值运算部，其设定上述电动马达的辅助转矩指令值； 观察器，其使用假定为在上述动力转向柱中不产生摩擦并且使用上述电动马达的旋转 角的实测值以及模型修正用增益来修正特性的观察器用模型，来运算上述动力转向柱的旋 转角的推断值以及在上述动力转向柱内产生的摩擦力的推断值； 参考模型，其是假定为在上述动力转向柱中不产生摩擦的模型，其运算上述动力转向 柱的旋转角的目标值； 反馈操作量运算部，其通过对上述动力转向柱的旋转角目标值与上述动力转向柱的旋 转角推断值的偏差进行反馈运算来运算反馈操作量； 马达转矩指令值运算部，其通过使用上述摩擦力推断值以及上述反馈操作量修正上述 辅助转矩指令值来运算马达转矩指令值;以及 马达电流控制部，其以上述电动马达的马达转矩与上述马达转矩指令值相等的方式控 制流向上述电动马达的马达电流， 以与表示上述电动动力转向装置的举动的运动方程式对应的特性方程式具有2重根的 方式设定在上述反馈操作量运算部使用的反馈增益以及在上述观察器使用的上述模型修 正用增益。
【文档编号】B62D5/04GK106004989SQ201610160439
【公开日】2016年10月12日
【申请日】2016年3月21日
【发明人】弗雷德里克·威廉, 田村勉, 罗伯特·富克斯, 菲利普·马尔豪普特
【申请人】株式会社捷太格特