JPH11208444A - Vehicle behavior control device - Google Patents

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a vehicle behavior control device capable of most suitably controlling wheel slippage and vehicle behavior in accordance with a road surface μ. SOLUTION: A target left and right wheel cylinder pressure difference ΔP1 * in accordance with target yaw rate deflection Δψ'* is computed from a difference of braking force required for generation of a vehicle behavior correction moment, first target wheel cylinder pressure P1i * is computed by distributing them to current wheel cylinder pressure Pi , a target left and right slip rate difference ΔS* in accordance with the target yaw rate deflection Δψ'* is computed from a wheel speed difference at the time of turning in a neutral steering state, a target slip rate Si* and target wheel speed Vwi * is computed by distributing them to each of the wheels, second target wheel cylinder pressure P2i * is computed by adding and subtracting second target wheel cylinder increase reduction pressure quantity ΔPi * required for performance of the target wheel speed Vwi * to and from the current wheel cylinder pressure Pi , and the smaller of the two is made to follow the wheel cylinder pressure.

Description

【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION

【０００１】[0001]

【発明の属する技術分野】本発明は、例えばヨーレート
や車両横滑り角等の車両挙動情報と、車両モデルに基づ
いて算出されるそれらの車両挙動の目標値とから、各車
輪の制動力を制御することによりアンチスピンモーメン
トなどの車両挙動修正モーメントを発生させるようにし
た車両挙動制御装置に関するものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention controls a braking force of each wheel from vehicle behavior information such as a yaw rate and a vehicle side slip angle and target values of the vehicle behavior calculated based on a vehicle model. The present invention relates to a vehicle behavior control device that generates a vehicle behavior correction moment such as an anti-spin moment.

【０００２】[0002]

【従来の技術】この種の車両挙動制御装置として種々の
ものが提案されている。そのうち、例えば特開平３−２
７６８５２号公報に記載されるものは、車両挙動の評価
指標としてヨーレートを用い、例えば舵角や車体速度等
からヨーレートの目標値を算出し、一方で車両に発生す
るヨーレートを検出し、両者の偏差に応じて、例えばヨ
ーレートの実際値を目標値に一致させるような力を得る
ために、例えば左右輪間で必要な制動力の差，即ち制動
用シリンダへの制動流体圧差を求め、その制動流体圧差
が得られるように各車輪の制動用シリンダへの制動流体
圧を制御する。また、このような力を、車両平面挙動の
うちの自転運動を抑制（或るときには促進）するものと
して、アンチスピンモーメントなどの車両挙動修正モー
メントと呼んでいる。そして、このような車両挙動制御
装置によれば、例えば車両がオーバステアやアンダステ
ア等のような旋回状態になった場合に、例えば前記ヨー
レートの実際値が目標値に近づくように、各車輪の制動
流体圧を制御することによって車両挙動修正モーメント
を発生させ、結果的にオーバステアやアンダステア等の
ような好ましからざる旋回挙動を抑制防止することがで
きるのである。なお、このような車両挙動制御装置に
は、ヨーレートの目標値を車両モデルから算出するもの
もある。また、車両挙動の評価には、ヨーレートに加え
て又は単独で車両横滑り角を用いるものもある。また、
特開平４−１９３６５８号公報に記載されるように、前
述のような車両挙動修正モーメントを得るために、例え
ば左右輪間のスリップ率の差の目標値を算出し、この目
標スリップ率差を満足する各車輪の目標スリップ率に各
車輪のスリップ率が一致するように各車輪の制動用シリ
ンダへの制動流体圧を制御するものもある。2. Description of the Related Art Various types of vehicle behavior control devices of this type have been proposed. Among them, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 3-2
No. 76852 uses a yaw rate as an evaluation index of a vehicle behavior, calculates a target value of a yaw rate from, for example, a steering angle or a vehicle speed, detects a yaw rate generated in a vehicle, and detects a deviation between the two. For example, in order to obtain a force that causes the actual value of the yaw rate to coincide with the target value, for example, the difference between the required braking forces between the left and right wheels, that is, the difference in the brake fluid pressure to the brake cylinder is determined. The brake fluid pressure to the brake cylinder of each wheel is controlled so that a pressure difference is obtained. In addition, such a force is referred to as a vehicle behavior correction moment such as an anti-spin moment, for suppressing (in some cases accelerating) the rotation of the vehicle plane behavior. According to such a vehicle behavior control device, for example, when the vehicle enters a turning state such as oversteer or understeer, for example, the braking fluid of each wheel is adjusted so that the actual value of the yaw rate approaches the target value. By controlling the pressure, a vehicle behavior correcting moment is generated, and as a result, undesired turning behavior such as oversteer and understeer can be suppressed. Some of such vehicle behavior control devices calculate a target value of the yaw rate from a vehicle model. In some cases, the vehicle behavior is evaluated using the vehicle side slip angle in addition to the yaw rate or independently. Also,
As described in JP-A-4-193658, in order to obtain the vehicle behavior correcting moment as described above, for example, a target value of the difference in the slip ratio between the right and left wheels is calculated, and the target slip ratio difference is satisfied. In some cases, the brake fluid pressure to the brake cylinder of each wheel is controlled such that the slip rate of each wheel matches the target slip rate of each wheel.

【０００３】[0003]

【発明が解決しようとする課題】しかしながら、前記特
開平３−２７６８５２号公報に記載される車両挙動制御
装置は、路面摩擦係数状態（以下、単にμとも記す）が
低い低μ路面のように、車両挙動制御の伴う制動によっ
て車輪がスリップする領域に入った場合のことが考慮さ
れておらず、そのように車輪がスリップする領域に入っ
た場合には、制動力と制動流体圧との関係が非線型領域
に入り、車両挙動制御が困難となってしまう。However, the vehicle behavior control device described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 3-276852 discloses a low-μ road surface having a low friction coefficient state (hereinafter, also simply referred to as μ). No consideration is given to the case where the wheel enters a region where the wheel slips due to the braking accompanying the vehicle behavior control.If the wheel enters the region where the wheel slips, the relationship between the braking force and the braking fluid pressure is not considered. The vehicle enters the non-linear region, and it becomes difficult to control the vehicle behavior.

【０００４】一般的には、このような車両挙動制御装置
に加えて所謂アンチロックブレーキ制御装置を併設し、
例えば低μ路面で車輪がスリップする領域に入った場合
には、アンチロックブレーキ制御，つまり制動流体圧の
減圧制御を優先することで車輪のロック傾向を回避でき
るようにすると共に、それによる車輪速度の回復を待っ
て再び車両挙動制御を行うことも可能である。しかしな
がら、例えば低μ路面での車両挙動制御によって車輪が
急速にスリップする領域に入ると、続くアンチロックブ
レーキ制御によって最初の減圧制御が行われるため、車
両挙動修正に重要な車両挙動制御初期の制動力が十分に
得られないという問題がある。In general, a so-called anti-lock brake control device is provided in addition to such a vehicle behavior control device.
For example, when the vehicle enters a region in which the wheel slips on a low μ road surface, the tendency to lock the wheel can be avoided by giving priority to the antilock brake control, that is, the pressure reduction control of the brake fluid pressure, and the wheel speed due to the tendency can be avoided. It is also possible to perform the vehicle behavior control again after the recovery of the vehicle. However, for example, when the vehicle enters a region where the wheels rapidly slip due to the vehicle behavior control on a low μ road surface, the initial pressure reduction control is performed by the subsequent anti-lock brake control, so that the initial control of the vehicle behavior control which is important for the vehicle behavior correction is performed. There is a problem that sufficient power cannot be obtained.

【０００５】また、本出願人が先に提案した特開平４−
２５７７５５号公報に記載される車両挙動制御装置で
は、車両挙動制御による制動流体圧制御とアンチロック
ブレーキ制御による制動流体圧制御とが同時に発生する
場合でも、前者による制動流体圧差と後者による制動流
体圧差とを比較し、結果的に車両挙動制御に必要な制動
流体圧差が得られるように最終的な制動流体圧を設定す
るようにしている。これによれば、アンチロックブレー
キ制御中にも車両挙動を制御することが可能となる。し
かしながら、この従来例でも、アンチロックブレーキ制
御が開始された時点で、制動流体圧を減圧する，つまり
制動力を減少することには変わりがなく、従って低μ路
面での車両挙動制御によって急速に車輪がスリップする
領域に入るような場合には、車両挙動修正に重要な車両
挙動制御初期の制動力が十分に得られないという問題が
残存する。また、例えば運転者による制動入力があると
きに、全ての車輪がスリップしない領域で、更に制動流
体圧差を発生させようとすると、何れかの車輪の制動力
が積極的に減少されることになるから、結果として車両
減速度が小さくなる恐れがある。Further, Japanese Patent Application Laid-Open No.
In the vehicle behavior control device described in Japanese Patent No. 257755, even when the braking fluid pressure control by the vehicle behavior control and the braking fluid pressure control by the anti-lock brake control occur simultaneously, the braking fluid pressure difference by the former and the braking fluid pressure difference by the latter occur. The final braking fluid pressure is set so that a braking fluid pressure difference required for vehicle behavior control is obtained as a result. According to this, it is possible to control the vehicle behavior even during the antilock brake control. However, even in this conventional example, when the anti-lock brake control is started, the braking fluid pressure is reduced, that is, the braking force is reduced, and therefore, the vehicle behavior control on a low μ road surface rapidly increases. In the case where the wheel enters an area where the vehicle slips, there remains a problem that a sufficient braking force in the early stage of the vehicle behavior control, which is important for the vehicle behavior correction, cannot be obtained. Further, for example, when there is a braking input by the driver, if an attempt is made to further generate a braking fluid pressure difference in a region where all the wheels do not slip, the braking force of any of the wheels will be positively reduced. As a result, the vehicle deceleration may be reduced as a result.

【０００６】また、前記特開平４−１９３６５８号公報
に記載される車両挙動制御装置では、各車輪間のスリッ
プ率差で車両挙動を制御するため、路面μが低い低μ路
面のように、制動によって車輪がすぐにスリップする領
域に入ってしまう状況では、各車輪をスリップ領域に入
れないで車両挙動を制御できるという利点がある。しか
しながら、路面μが高い高μ路面では、車輪がスリップ
しない領域，所謂線形領域が広いために、この領域でス
リップ率の制御を行おうとすると、僅かなスリップ率の
違いで大きな制動力或いは制動流体圧の制御幅が必要と
なる。このため、例えば車両挙動に対する制動流体圧制
御のゲインが大きい場合には、ときとして大きな制動力
差が発生して車両挙動が大きく修正されたり、逆に車両
挙動に対する制動流体圧制御のゲインが小さい場合に
は、ときとして十分な制動力差が発生せずに車両挙動が
少ししか修正されないという問題が発生する。In the vehicle behavior control apparatus described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 4-193658, the vehicle behavior is controlled by the slip ratio difference between the respective wheels. In a situation in which the wheel enters a region where the wheel slips immediately, there is an advantage that the vehicle behavior can be controlled without entering each wheel into the slip region. However, on a high μ road surface where the road surface μ is high, a region where the wheels do not slip, that is, a so-called linear region, is wide. A pressure control width is required. Therefore, for example, when the gain of the brake fluid pressure control for the vehicle behavior is large, a large braking force difference sometimes occurs and the vehicle behavior is largely corrected, or conversely, the gain of the brake fluid pressure control for the vehicle behavior is small. In this case, there is a problem that the vehicle behavior is sometimes slightly corrected without a sufficient braking force difference.

【０００７】本発明はこれらの諸問題に鑑みて開発され
たものであり、車両挙動修正モーメントを発生させるた
めの各車輪間の目標制動流体圧差と目標スリップ率差と
を同時に設定し、その夫々を達成するための第１及び第
２の目標制動流体圧を算出し、その何れか小さい方を最
終的な目標制動流体圧に設定することで、低μ路面では
目標スリップ率差に応じた第２の目標制動流体圧が，ま
た高μ路面では目標制動流体圧差に応じた第１の目標制
動流体圧が選択され、結果的に各路面μで車輪のスリッ
プと車両挙動とを最適の状態に制御できる車両挙動制御
装置を提供することを目的とするものである。The present invention has been developed in view of these problems, and simultaneously sets a target braking fluid pressure difference and a target slip ratio difference between respective wheels for generating a vehicle behavior correcting moment, and each of them is set. By calculating the first and second target brake fluid pressures for achieving the above, and setting the smaller one of them as the final target brake fluid pressure, the first brake fluid pressure corresponding to the target slip ratio difference on a low μ road surface is set. 2 and the first target brake fluid pressure according to the target brake fluid pressure difference is selected on a high μ road surface, so that the wheel slip and vehicle behavior are optimized in each road surface μ. It is an object to provide a vehicle behavior control device that can be controlled.

【０００８】[0008]

【課題を解決するための手段】前記の目的のために、本
発明のうち請求項１に係る車両挙動制御装置は、車両挙
動の状態を検出する車両挙動検出手段と、車両走行状況
から車両挙動の目標状態を設定する目標車両挙動設定手
段と、少なくとも前記車両挙動検出手段で検出された車
両挙動の状態と目標車両挙動設定手段で設定された車両
挙動の目標状態との偏差に応じて車両挙動を修正するモ
ーメントの発生に必要な各車輪間の目標制動流体圧差及
び目標車輪スリップ率差を算出する目標制動流体圧差及
びスリップ率差算出手段と、この前記目標制動流体圧差
及びスリップ率差算出手段で算出された目標制動流体圧
差に基づいて各車輪の制動用シリンダへの第１の目標制
動流体圧を算出する第１目標制動流体圧算出手段と、各
車輪の車輪速度又はスリップ率を、前記目標制動流体圧
差及びスリップ率差算出手段で算出された目標車輪スリ
ップ率差に応じた目標車輪速度又は目標車輪スリップ率
に追従させるために各車輪の制動用シリンダへの第２の
目標制動流体圧を算出する第２目標制動流体圧算出手段
と、前記第１目標制動流体圧算出手段で算出された第１
の目標制動流体圧及び前記第２目標制動流体圧算出手段
で算出された第２の目標制動流体圧のうち何れか小さい
方を目標制動流体圧に設定する目標制動流体圧設定手段
と、この目標制動圧設定手段で設定された目標制動流体
圧に実際の制動流体圧を追従させるように制御する制動
流体圧制御手段とを備えたことを特徴とするものであ
る。According to one aspect of the present invention, there is provided a vehicle behavior control device comprising: a vehicle behavior detection unit configured to detect a state of a vehicle behavior; Target vehicle behavior setting means for setting a target state of the vehicle, and at least a vehicle behavior corresponding to a deviation between a state of the vehicle behavior detected by the vehicle behavior detection means and a target state of the vehicle behavior set by the target vehicle behavior setting means. Target brake fluid pressure difference and slip ratio difference calculation means for calculating a target brake fluid pressure difference and a target wheel slip rate difference between each wheel necessary to generate a moment for correcting the target brake fluid pressure difference and slip ratio difference calculation means A first target brake fluid pressure calculating means for calculating a first target brake fluid pressure to the brake cylinder of each wheel based on the target brake fluid pressure difference calculated in the above step; In order to make the slip rate follow a target wheel speed or a target wheel slip rate according to the target wheel slip rate difference calculated by the target brake fluid pressure difference and the slip rate difference calculation means, a second brake cylinder for each wheel is applied to the brake cylinder. A second target brake fluid pressure calculating means for calculating the target brake fluid pressure, and a first brake fluid pressure calculating means for calculating the first target brake fluid pressure.
Target brake fluid pressure setting means for setting a smaller one of the target brake fluid pressure and the second target brake fluid pressure calculated by the second target brake fluid pressure calculation means as a target brake fluid pressure; And a brake fluid pressure control means for controlling the actual brake fluid pressure to follow the target brake fluid pressure set by the brake pressure setting means.

【０００９】また、本発明のうち請求項２に係る車両挙
動制御装置は、前記請求項１の発明において、前記第１
目標制動流体圧算出手段は、運転者による制動入力があ
ったときには、当該運転者による制動入力の制動流体圧
に基づいて前記第１の目標制動流体圧を算出することを
特徴とするものである。Further, according to a second aspect of the present invention, in the vehicle behavior control apparatus according to the first aspect of the present invention,
The target brake fluid pressure calculation means calculates the first target brake fluid pressure based on the brake fluid pressure of the brake input by the driver when a brake input is made by the driver. .

【００１０】また、本発明のうち請求項３に係る車両挙
動制御装置は、前記請求項１又は２の発明において、前
記第２目標制動流体圧算出手段は、運転者による制動入
力があったときには、当該運転者による制動入力の制動
流体圧に基づいて前記第２の目標制動流体圧を算出する
ことを特徴とするものである。According to a third aspect of the present invention, in the vehicle behavior control device according to the first or second aspect of the present invention, the second target brake fluid pressure calculating means is provided when a driver inputs a brake. The second target brake fluid pressure is calculated based on the brake fluid pressure of the driver's braking input.

【００１１】また、本発明のうち請求項４に係る車両挙
動制御装置は、前記請求項１乃至３の発明において、前
記目標制動流体圧差及びスリップ率差算出手段は、車輪
のタイヤ特性に応じて目標とする制動力とスリップ率と
を設定し、それらに基づいて目標制動流体圧差及びスリ
ップ率差を算出することを特徴とするものである。According to a fourth aspect of the present invention, in the vehicle behavior control device according to the first to third aspects, the target braking fluid pressure difference and the slip ratio difference calculating means are arranged in accordance with tire characteristics of wheels. A target braking force and a slip ratio are set, and a target braking fluid pressure difference and a slip ratio difference are calculated based on the target braking force and the slip ratio.

【００１２】また、本発明のうち請求項５に係る車両挙
動制御装置は、前記請求項４の発明において、路面の摩
擦係数状態を検出する路面摩擦係数状態検出手段を備
え、前記目標制動流体圧差及びスリップ率差算出手段
は、前記車輪のタイヤ特性として、前記摩擦係数状態検
出手段で検出された路面の摩擦係数状態から目標制動力
に応じた目標スリップ率を設定することを特徴とするも
のである。According to a fifth aspect of the present invention, there is provided a vehicle behavior control device according to the fourth aspect, further comprising a road surface friction coefficient state detecting means for detecting a road surface friction coefficient state, and And the slip ratio difference calculating means sets a target slip rate according to a target braking force from the friction coefficient state of the road surface detected by the friction coefficient state detecting means as the tire characteristic of the wheel. is there.

【００１３】また、本発明のうち請求項６に係る車両挙
動制御装置は、前記請求項５の発明において、前記路面
摩擦係数状態検出手段として、車両に発生する加速度を
検出する加速度検出手段を備えたことを特徴とするもの
である。According to a sixth aspect of the present invention, in the vehicle behavior control device according to the fifth aspect, the road surface friction coefficient state detecting means includes an acceleration detecting means for detecting an acceleration generated in the vehicle. It is characterized by having.

【００１４】また、本発明のうち請求項７に係る車両挙
動制御装置は、前記請求項１乃至６の発明において、前
記目標車両挙動設定手段は、少なくとも舵角及び車体速
度及び車両横滑り角から車両挙動の目標状態を設定する
ことを特徴とするものである。According to a seventh aspect of the present invention, there is provided a vehicle behavior control apparatus according to the first to sixth aspects, wherein the target vehicle behavior setting means is configured to determine at least a steering angle, a vehicle speed, and a vehicle side slip angle. It is characterized in that a behavior target state is set.

【００１５】また、本発明のうち請求項８に係る車両挙
動制御装置は、前記請求項１乃至７の発明において、前
記車両挙動検出手段は、少なくとも車両のヨーレート及
び車両横滑り角を検出することを特徴とするものであ
る。According to a second aspect of the present invention, in the vehicle behavior control device according to the first to seventh aspects, the vehicle behavior detecting means detects at least a yaw rate and a vehicle side slip angle of the vehicle. It is a feature.

【００１６】[0016]

【発明の効果】而して、本発明のうち請求項１に係る車
両挙動制御装置によれば、少なくとも検出された車両挙
動の状態とその目標状態との偏差に応じて車両挙動を修
正するモーメントの発生に必要な各車輪間の目標制動流
体圧差及び目標車輪スリップ率差を算出し、このうち目
標制動流体圧差に基づいて各車輪の制動用シリンダへの
第１の目標制動流体圧を算出すると共に、前記目標車輪
スリップ率差に応じた目標車輪速度又は目標車輪スリッ
プ率に各車輪の車輪速度又はスリップ率を追従させるた
めに各車輪の制動用シリンダへの第２の目標制動流体圧
を算出し、算出された第１の目標制動流体圧及び第２の
目標制動流体圧のうち何れか小さい方を最終的な目標制
動流体圧に設定して、この目標制動流体圧に実際の制動
流体圧を追従させるように制御する構成としたため、車
両挙動の状態と目標状態とのフィードバックによって算
出される第１及び第２の目標制動流体圧は、路面の摩擦
係数状態が低ければ車輪スリップ率が追従し易い分だけ
第２の目標制動流体圧が小さく設定され、高ければ車両
挙動そのものを追従し易い分だけ第１の目標制動流体圧
が小さく設定されるから、最終的に設定され追従制御さ
れる目標制動流体圧には、低摩擦係数状態路面で有効な
スリップ率差制御用の第２の目標制動流体圧と高摩擦係
数状態路面で有効な制動流体圧差制御用の第１の目標制
動流体圧とが自動的に選択されることになり、各路面で
車輪のスリップと車両挙動とを最適の状態に制御するこ
とが可能となる。According to the vehicle behavior control device of the present invention, the moment for correcting the vehicle behavior at least according to the deviation between the detected vehicle behavior state and its target state. Calculate the target brake fluid pressure difference and the target wheel slip ratio difference between the wheels necessary for the occurrence of the above, and calculate the first target brake fluid pressure to the brake cylinder of each wheel based on the target brake fluid pressure difference. At the same time, a second target brake fluid pressure to the brake cylinder of each wheel is calculated so that the wheel speed or the slip ratio of each wheel follows the target wheel speed or the target wheel slip ratio according to the target wheel slip ratio difference. Then, the smaller one of the calculated first target brake fluid pressure and the second target brake fluid pressure is set as the final target brake fluid pressure, and the actual brake fluid pressure is set to this target brake fluid pressure. Follow As a result, the first and second target braking fluid pressures calculated by feedback of the vehicle behavior state and the target state have a value that the wheel slip rate can easily follow if the road surface friction coefficient state is low. Only the second target brake fluid pressure is set small, and if the second target brake fluid pressure is high, the first target brake fluid pressure is set small enough to easily follow the vehicle behavior itself. The pressure automatically includes a second target brake fluid pressure for slip ratio difference control effective on a road surface with a low friction coefficient and a first target brake fluid pressure for brake fluid pressure difference control effective on a road surface with a high friction coefficient. This makes it possible to control the slip of the wheels and the vehicle behavior on each road surface to an optimum state.

【００１７】また、本発明のうち請求項２に係る車両挙
動制御装置によれば、運転者による制動入力があったと
きには、当該運転者による制動入力の制動流体圧に基づ
いて第１の目標制動流体圧を算出する構成としたため、
同等の目標制動流体圧差を得るにしても運転者による制
動入力の制動流体圧を基準とすることで、車両全体とし
ての制動力を確保して車両減速度を確保したり、或いは
特に高摩擦係数状態路面で車両挙動修正モーメントを確
実に得たりすることができる。Further, according to the vehicle behavior control device of the present invention, when there is a braking input by the driver, the first target braking is performed based on the braking fluid pressure of the braking input by the driver. Because the fluid pressure is calculated,
Even if an equivalent target braking fluid pressure difference is obtained, by using the braking fluid pressure of the driver's braking input as a reference, the braking force of the entire vehicle can be secured to secure the vehicle deceleration, or particularly, the high friction coefficient The vehicle behavior correction moment can be reliably obtained on the state road surface.

【００１８】また、本発明のうち請求項３に係る車両挙
動制御装置によれば、運転者による制動入力があったと
きには、当該運転者による制動入力の制動流体圧に基づ
いて第２の目標制動流体圧を算出する構成としたため、
同等の目標スリップ率差を得るにしても運転者による制
動入力の制動流体圧を基準とすることで、車両全体とし
ての制動力を確保して車両減速度を確保したり、或いは
特に低摩擦係数状態路面で各車輪のスリップを確実に制
御したりすることができる。According to the vehicle behavior control device of the present invention, when a braking input is made by the driver, the second target braking is performed based on the braking fluid pressure of the braking input by the driver. Because the fluid pressure is calculated,
Even if an equivalent target slip ratio difference is obtained, the braking force of the entire vehicle is secured by using the braking fluid pressure of the braking input by the driver as a reference to secure the vehicle deceleration, or particularly, the low friction coefficient The slip of each wheel can be reliably controlled on the state road surface.

【００１９】また、本発明のうち請求項４に係る車両挙
動制御装置によれば、車輪のタイヤ特性に応じて目標と
する制動力とスリップ率とを設定し、それらに基づいて
目標制動流体圧差及びスリップ率差を算出する構成とし
たため、例えば路面の摩擦係数状態で変化するタイヤ特
性に応じて最適な目標制動力と目標スリップ率とを設定
することにより、当該路面で有効に車両挙動を修正する
モーメントを得るための目標制動流体圧差やスリップ率
差を算出することが可能となり、結果的に各路面で車輪
のスリップと車両挙動とを最適の状態に制御することが
できる。Further, according to the vehicle behavior control device of the present invention, the target braking force and the slip ratio are set in accordance with the tire characteristics of the wheels, and the target braking fluid pressure difference is set based on these. And the slip ratio difference, so that the vehicle behavior can be effectively corrected on the road surface by setting the optimal target braking force and target slip ratio according to, for example, tire characteristics that change in the friction coefficient state of the road surface It is possible to calculate a target braking fluid pressure difference and a slip ratio difference for obtaining a moment to be generated, and as a result, it is possible to control the slip of the wheels and the vehicle behavior on each road surface to an optimum state.

【００２０】また、本発明のうち請求項５に係る車両挙
動制御装置によれば、車輪のタイヤ特性として、検出さ
れた路面の摩擦係数状態から目標制動力に応じた目標ス
リップ率を設定する構成としたため、当該路面で有効に
車両挙動を修正するモーメントを得るための目標制動力
と目標スリップ率を設定することが可能となるから、そ
れらに基づく目標制動流体圧差やスリップ率差に応じて
各路面で車輪のスリップと車両挙動とを最適の状態に制
御できる。Further, according to the vehicle behavior control device of the present invention, the target slip ratio according to the target braking force is set as the tire characteristic of the wheel from the detected friction coefficient state of the road surface. Therefore, it is possible to set a target braking force and a target slip ratio for obtaining a moment that effectively corrects the vehicle behavior on the road surface, so that each of the target braking fluid pressure difference and the slip ratio difference based on the target braking force and the slip ratio can be set. Wheel slip and vehicle behavior on the road surface can be controlled to an optimal state.

【００２１】また、本発明のうち請求項６に係る車両挙
動制御装置によれば、車両に発生する加速度から路面摩
擦係数状態を検出する構成としたため、当該路面で有効
に車両挙動を修正するモーメントを得るための目標制動
力と目標スリップ率を最適に設定することができる。Further, according to the vehicle behavior control device of the present invention, since the state of the road surface friction coefficient is detected from the acceleration generated in the vehicle, the moment for effectively correcting the vehicle behavior on the road surface is provided. The target braking force and the target slip ratio for obtaining the target can be optimally set.

【００２２】また、本発明のうち請求項７に係る車両挙
動制御装置によれば、少なくとも舵角及び車体速度及び
車両横滑り角から車両挙動の目標状態を設定する構成と
したため、特に旋回状態における車両挙動の目標状態を
理想的なものとすることができる。According to the vehicle behavior control device of the present invention, the target state of the vehicle behavior is set at least from the steering angle, the vehicle body speed and the vehicle side slip angle. The target state of the behavior can be made ideal.

【００２３】また、本発明のうち請求項８に係る車両挙
動制御装置によれば、少なくとも車両のヨーレート及び
車両横滑り角を車両挙動の状態として検出する構成とし
たため、特に旋回状態における車両挙動の状態を正確に
把握することができる。According to the vehicle behavior control apparatus of the present invention, at least the yaw rate and the vehicle side slip angle of the vehicle are detected as the vehicle behavior state. Can be accurately grasped.

【００２４】[0024]

【発明の実施の形態】以下、本発明の車両挙動制御装置
の第１実施形態を添付図面に基づいて説明する。DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS Hereinafter, a first embodiment of a vehicle behavior control device according to the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.

【００２５】図１は本実施形態の車両挙動制御装置を，
ＦＲ（フロントエンジン・リアドライブ）方式をベース
にしたアンチロックブレーキ制御装置搭載の後輪駆動車
両に展開した一例である。FIG. 1 shows a vehicle behavior control device according to this embodiment.
This is an example of application to a rear-wheel drive vehicle equipped with an anti-lock brake control device based on the FR (front engine / rear drive) system.

【００２６】図中、１ＦＬ，１ＦＲは前左右輪、１Ｒ
Ｌ，１ＲＲは後左右輪であって、後左右輪１ＲＬ，１Ｒ
ＲにエンジンＥＧからの回転駆動力が変速機Ｔ、プロペ
ラシャフトＰＳ及びディファレンシャルギヤＤＧを介し
て伝達される。また、各車輪１ＦＬ〜１ＲＲには、それ
ぞれ制動用シリンダとしてのホイールシリンダ２ＦＬ〜
２ＲＲが取付けられており、マスタシリンダ５の二系統
の制動流体圧がアクチュエータユニット１９を介して供
給される。なお、各ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲ
は、ディスクロータにパッドを押付けて制動する，所謂
ディスクブレーキである。In the figure, 1FL and 1FR are front left and right wheels, 1R
L, 1RR are rear left and right wheels, and rear left and right wheels 1RL, 1R.
The rotational driving force from the engine EG is transmitted to R via the transmission T, the propeller shaft PS, and the differential gear DG. Each of the wheels 1FL to 1RR has a wheel cylinder 2FL to a brake cylinder.
2RR is attached, and two systems of brake fluid pressure of the master cylinder 5 are supplied through the actuator unit 19. In addition, each wheel cylinder 2FL-2RR
Is a so-called disc brake which presses a pad against a disc rotor to perform braking.

【００２７】図２には、各ホイールシリンダ２ＦＬ〜２
ＲＲの制動流体系統，特に前記アクチュエータユニット
１９内の構成について示す。図中、マスタシリンダ５
は、ブレーキペダル４の踏込みに応じて２系統のマスタ
シリンダ圧を発生する。そして、各ホイールシリンダ２
ＦＬ〜２ＲＲとの接続構造は、マスタシリンダ５の一方
の系統に前左ホイールシリンダ２ＦＬと後左ホイールシ
リンダ２ＲＬを接続し、他方の系統に前右ホイールシリ
ンダ２ＦＲと後右ホイールシリンダ２ＲＲとを接続す
る。FIG. 2 shows each wheel cylinder 2FL-2FL.
The configuration of the RR braking fluid system, particularly the configuration inside the actuator unit 19 will be described. In the figure, master cylinder 5
Generates two systems of master cylinder pressure in response to depression of the brake pedal 4. And each wheel cylinder 2
The connection structure between FL and 2RR is such that the front left wheel cylinder 2FL and the rear left wheel cylinder 2RL are connected to one system of the master cylinder 5, and the front right wheel cylinder 2FR and the rear right wheel cylinder 2RR are connected to the other system. I do.

【００２８】そして、まず従来のアンチロックブレーキ
システムと同様に、マスタシリンダ５の夫々の系統に接
続されているホイールシリンダ２ＦＬ，２ＲＬ又は２Ｆ
Ｒ，２ＲＲの夫々の上流側に該当する増圧制御弁８Ｆ
Ｌ，８ＲＬ又は８ＦＲ，８ＲＲを介装する。なお、これ
らの増圧制御弁８ＦＬ〜８ＲＲの上流側での制動流体圧
を、便宜上、ライン圧とも記す。また、これらの増圧制
御弁８ＦＬ，８ＲＬ又は８ＦＲ，８ＲＲには、夫々のバ
イパス流路に逆止弁９ＦＬ，９ＲＬ又は９ＦＲ，９ＲＲ
を設けて、ブレーキペダルの踏込みを解除したときにホ
イールシリンダ２ＦＬ，２ＲＬ又は２ＦＲ，２ＲＲ内の
制動流体が早急にマスタシリンダ５側に還元されるよう
にする。First, similarly to the conventional anti-lock brake system, the wheel cylinders 2FL, 2RL or 2F connected to the respective systems of the master cylinder 5 are provided.
Pressure increase control valve 8F corresponding to each upstream side of R and 2RR
L, 8RL or 8FR, 8RR is interposed. The brake fluid pressure upstream of these pressure increase control valves 8FL to 8RR is also referred to as a line pressure for convenience. Also, these pressure increase control valves 8FL, 8RL or 8FR, 8RR have check valves 9FL, 9RL or 9FR, 9RR in their respective bypass flow paths.
Is provided so that the brake fluid in the wheel cylinders 2FL, 2RL or 2FR, 2RR is immediately returned to the master cylinder 5 side when the brake pedal is released.

【００２９】また、前記マスタシリンダ５の夫々の系統
には個別の主ポンプ１１ＬＨ，１１ＲＨの吐出側を夫々
接続し、それらの吸入側とホイールシリンダ２ＦＬ，２
ＲＬ又は２ＦＲ，２ＲＲとの間に減圧制御弁１０ＦＬ，
１０ＲＬ又は１０ＦＲ，１０ＲＲを介装する。なお、前
記二つの主ポンプ１１ＬＨ，１１ＲＨは一つのポンプモ
ータを兼用する。また、各減圧制御弁１０ＦＬ，１０Ｒ
Ｌ又は１０ＦＲ，１０ＲＲと主ポンプ１１ＬＨ，１１Ｒ
Ｈとの間にはリザーバ１８ＬＨ，１８ＲＨを接続する。
また、各リザーバ１８ＬＨ，１８ＲＨと主ポンプ１１Ｌ
Ｈ，１１ＲＨとの間には、主ポンプ１１ＬＨ，１１ＲＨ
側からの流出を遮断する逆止弁２６ＬＨ，２６ＲＨを介
装する。The discharge side of each of the main pumps 11LH, 11RH is connected to each system of the master cylinder 5, respectively, and their suction sides are connected to the wheel cylinders 2FL, 2FL.
RL or between 2FR and 2RR, the pressure reducing control valve 10FL,
10RL or 10FR, 10RR is interposed. The two main pumps 11LH and 11RH also serve as one pump motor. In addition, each pressure reducing control valve 10FL, 10R
L or 10FR, 10RR and main pump 11LH, 11R
H and reservoirs 18LH and 18RH are connected.
In addition, each reservoir 18LH, 18RH and the main pump 11L
H, 11RH between the main pump 11LH, 11RH
Check valves 26LH and 26RH for blocking outflow from the side are interposed.

【００３０】一方、所謂トラクションコントロールシス
テムのように、運転者による制動入力がないときにも、
前記マスタシリンダ５の代わりにライン圧を供給できる
ように、前記主ポンプ１１ＬＨ，１１ＲＨの吸入側に
は、ゲートイン弁７ＬＨ，７ＲＨを介してマスタシリン
ダリザーバ５ａを接続する。なお、主ポンプ１１ＬＨ，
１１ＲＨと各ゲートイン弁７ＬＨ，７ＲＨとの間には、
主ポンプ１１ＬＨ，１１ＲＨ側からの流出を遮断する逆
止弁２５ＬＨ，２５ＲＨを介装する。また、マスタシリ
ンダリザーバ５ａから吸入した制動流体で各主ポンプ１
１ＬＨ，１１ＲＨによって創成されたライン圧がマスタ
シリンダ５ａ側に還流するのを防止するために、主ポン
プ１１ＬＨ，１１ＲＨとマスタシリンダ５との間には逆
止弁２２ＬＨ，２２ＲＨを介装し、更にそのバイパス回
路にゲートアウト弁６ＬＨ，６ＲＨを介装する。On the other hand, even when there is no braking input by the driver as in a so-called traction control system,
A master cylinder reservoir 5a is connected to the suction side of the main pumps 11LH and 11RH via gate-in valves 7LH and 7RH so that line pressure can be supplied instead of the master cylinder 5. The main pump 11LH,
Between 11RH and each gate-in valve 7LH, 7RH,
Non-return valves 25LH and 25RH for blocking outflow from the main pumps 11LH and 11RH are provided. Also, each of the main pumps 1 is driven by the braking fluid sucked from the master cylinder reservoir 5a.
Check valves 22LH and 22RH are interposed between the main pumps 11LH and 11RH and the master cylinder 5 in order to prevent the line pressure created by the 1LH and 11RH from flowing back to the master cylinder 5a. Gate-out valves 6LH and 6RH are interposed in the bypass circuit.

【００３１】また、各ゲートイン弁７ＬＨ，７ＲＨとマ
スタシリンダリザーバ５ａとの間には、当該マスタシリ
ンダリザーバ５ａの制動流体を吸入して加圧する二系統
の補助ポンプ３ＬＨ，３ＲＨと、ライン圧のマスタシリ
ンダ５側への還流を規制して前記主ポンプ１１ＬＨ，１
１ＲＨの初期昇圧応答性を向上するためのプリチャージ
ピストン２０ＬＨ，２０ＲＨとを介装し、当該プリチャ
ージピストン２０ＬＨ，２０ＲＨのピストンストローク
入力として前記補助ポンプ３ＬＨ，３ＲＨの吐出圧を用
いる。そして、このプリチャージピストン２０ＬＨ，２
０ＲＨの一方の吐出側と主ポンプ１１ＬＨ，１１ＲＨの
吐出側との間に、当該主ポンプ１１ＬＨ，１１ＲＨの吐
出側圧，つまり前記ライン圧を調圧するリリーフ弁２１
ＬＨ，２１ＲＨを介装し、当該プリチャージピストン２
０ＬＨ，２０ＲＨの他方の吐出側は前記マスタシリンダ
５の各系統に接続する。なお、前記補助ポンプ３ＬＨ，
３ＲＨは、前記主ポンプ１１ＬＨ，１１ＲＨのポンプモ
ータを共用する。また、これら補助ポンプ３ＬＨ，３Ｒ
Ｈの吐出圧は再び合流されており、従って前記プリチャ
ージピストン２０ＬＨ，２０ＲＨのピストン入力である
補助ポンプ３ＬＨ，３ＲＨの吐出圧は、当該補助ポンプ
３ＬＨ，３ＲＨの吐出側と吸入側との間に介装されてい
るピストンストローク調整弁２４とリリーフ弁２３によ
って調圧される。Between each of the gate-in valves 7LH, 7RH and the master cylinder reservoir 5a, there are provided two systems of auxiliary pumps 3LH, 3RH for sucking and pressurizing the braking fluid of the master cylinder reservoir 5a and a line pressure. The main pump 11LH, 1
Precharge pistons 20LH and 20RH for improving the initial pressure response of 1RH are interposed, and the discharge pressure of the auxiliary pumps 3LH and 3RH is used as a piston stroke input of the precharge pistons 20LH and 20RH. And this precharge piston 20LH, 2
A relief valve 21 that regulates the discharge side pressure of the main pumps 11LH and 11RH, that is, the line pressure, between one discharge side of 0RH and the discharge side of the main pumps 11LH and 11RH.
LH, 21RH, and the precharge piston 2
The other discharge side of 0LH and 20RH is connected to each system of the master cylinder 5. The auxiliary pump 3LH,
3RH shares the pump motor of the main pumps 11LH and 11RH. In addition, these auxiliary pumps 3LH, 3R
The discharge pressure of the auxiliary pumps 3LH and 3RH, which is the piston input of the precharge pistons 20LH and 20RH, is between the discharge side and the suction side of the auxiliary pumps 3LH and 3RH. The pressure is regulated by the interposed piston stroke adjusting valve 24 and relief valve 23.

【００３２】これらの各圧力制御弁は、後述するコント
ロールユニットからの駆動信号によって切換えられる二
位置電磁切換弁であり、それらはフェールセーフのため
に、例えばゲートアウト弁６ＬＨ，６ＲＨは常時開、ゲ
ートイン弁７ＬＨ，７ＲＨは常時閉、増圧制御弁８Ｆ
Ｌ，８ＲＬ又は８ＦＲ，８ＲＲは常時開、減圧制御弁１
０ＦＬ，１０ＲＬ又は１０ＦＲ，１０ＲＲは常時閉とな
っており、前記駆動信号によって各電磁切換弁のソレノ
イドが励磁されると、逆の開閉状態に切換わる。また、
前記補助ポンプ３ＬＨ，３ＲＨや主ポンプ１１ＬＨ，１
１ＲＨ或いはピストンスロトーク調整弁２４もコントロ
ールユニットからの駆動信号によって駆動制御される。Each of these pressure control valves is a two-position solenoid-operated directional control valve which is switched by a drive signal from a control unit to be described later. For fail-safe operation, for example, the gate-out valves 6LH and 6RH are always open, The inlet valves 7LH and 7RH are normally closed, and the pressure increase control valve 8F
L, 8RL or 8FR, 8RR is always open, pressure reducing control valve 1
0FL and 10RL or 10FR and 10RR are normally closed, and when the solenoids of the respective solenoid-operated switching valves are excited by the drive signal, the switching state is switched to the opposite opening / closing state. Also,
The auxiliary pumps 3LH, 3RH and the main pumps 11LH, 1
The drive of the 1 RH or piston slot talk adjusting valve 24 is also controlled by a drive signal from the control unit.

【００３３】従って、この制動流体圧回路では、後述す
る車両挙動制御を行うために制動力を制御するにあた
り、各ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲの制動流体圧
（以下、ホイールシリンダ圧とも記す）を増圧する場合
には、例えば前記ゲートアウト弁６ＬＨ，６ＲＨが閉、
ゲートイン弁７ＬＨ，７ＲＨが開の状態で主ポンプ１１
ＬＨ，１１ＲＨを駆動し、その吐出圧，つまりライン圧
を、前記各減圧制御弁１０ＦＬ〜１０ＲＲが閉の状態で
増圧制御弁８ＦＬ〜８ＲＲを開制御して、各ホイールシ
リンダ２ＦＬ〜２ＲＲに供給する。Accordingly, in this braking fluid pressure circuit, when controlling the braking force for performing the vehicle behavior control described later, the braking fluid pressure (hereinafter also referred to as wheel cylinder pressure) of each of the wheel cylinders 2FL to 2RR is increased. In this case, for example, the gate-out valves 6LH and 6RH are closed,
When the gate-in valves 7LH and 7RH are open, the main pump 11
LH and 11RH are driven, and the discharge pressure, that is, the line pressure, is supplied to each of the wheel cylinders 2FL to 2RR by opening the pressure-increasing control valves 8FL to 8RR while the pressure-reducing control valves 10FL to 10RR are closed. I do.

【００３４】また、前記各ホイールシリンダ２ＦＬ〜２
ＲＲのホイールシリンダ圧増圧後に、各ホイールシリン
ダ圧を減圧する場合には、例えば前記ゲートアウト弁６
ＬＨ，６ＲＨが閉、ゲートイン弁７ＬＨ，７ＲＨが閉の
状態で、主ポンプ１１ＬＨ，１１ＲＨを駆動し、各増圧
制御弁８ＦＬ〜８ＲＲが閉の状態で減圧制御弁１０ＦＬ
〜１０ＲＲを開制御して、各ホイールシリンダ２ＦＬ〜
２ＲＲ内の制動流体を排出する。Each of the wheel cylinders 2FL-2FL
In order to reduce the wheel cylinder pressure after the RR wheel cylinder pressure is increased, for example, the gate-out valve 6
The main pumps 11LH and 11RH are driven in a state where the LH and 6RH are closed and the gate-in valves 7LH and 7RH are closed.
Open control of 10 RR to 10 RR for each wheel cylinder 2 FL
Drain the brake fluid in 2RR.

【００３５】なお、各増圧制御弁８ＦＬ〜８ＲＲや減圧
制御弁１０ＦＬ〜１０ＲＲの開制御については後段に説
明する。また、ゲートイン弁７ＬＨ，７ＲＨやゲートア
ウト弁６ＬＨ，６ＲＨの開閉制御は、例えばそのときの
ライン圧を用いて行われる図示されない個別に演算処理
に従うものとする。また、前記ブレーキペダル４への反
力を軽減するために、ブレーキペダル４の踏込み時には
前記ゲートアウト弁６ＬＨ，６ＲＨを開状態としてもよ
い。また、制動力を増加することと制動流体圧（ホイー
ルシリンダ圧）を増圧すること，並びに制動力を減少す
ることと制動流体圧（ホイールシリンダ圧）を減圧する
こととは同じ意味であるから、これ以後は、両者を同義
に取扱う。The opening control of each of the pressure increase control valves 8FL to 8RR and the pressure reduction control valves 10FL to 10RR will be described later. Further, the opening / closing control of the gate-in valves 7LH, 7RH and the gate-out valves 6LH, 6RH is based on, for example, an individual calculation process (not shown) performed using the line pressure at that time. In order to reduce the reaction force to the brake pedal 4, the gate-out valves 6LH and 6RH may be opened when the brake pedal 4 is depressed. Also, increasing the braking force and increasing the braking fluid pressure (wheel cylinder pressure), and decreasing the braking force and decreasing the braking fluid pressure (wheel cylinder pressure) are the same meaning. Hereafter, both will be treated synonymously.

【００３６】一方、前記各車輪１ＦＬ〜１ＲＲには、通
常のアンチロックブレーキシステムと同様、図１に示す
ように、当該車輪の回転速度に相当する車輪速度（以
下、車輪速とも記す）を検出するために、当該車輪速に
応じた正弦波信号を出力する車輪速センサ１２ＦＬ〜１
２ＲＲが取付けられている。On the other hand, as shown in FIG. 1, each of the wheels 1FL to 1RR detects a wheel speed (hereinafter also referred to as a wheel speed) corresponding to the rotation speed of the wheel, as shown in FIG. To output a sine wave signal corresponding to the wheel speed.
2RR is installed.

【００３７】また、車両には、車両に発生する実ヨーレ
ートψ' を検出するヨーレートセンサ１３や、ステアリ
ングホイールの操舵角から操舵輪の舵角θを検出する舵
角センサ１４や、車両に発生する横加速度及び前後加速
度を検出する加速度センサ１５や、前記ライン圧Ｐ_MCを
検出するライン圧センサ１６や、必要に応じてブレーキ
ペダル４の踏込みを検出してブレーキスイッチ信号Ｓ
_BRK を出力するブレーキスイッチなどが取付けられ、各
センサやスイッチの検出信号は何れも後述するコントロ
ールユニット１７に入力される。なお、前記ヨーレート
センサ１３からの実ヨーレートψ' や舵角センサ１４か
らの舵角θには、例えば正負等の方向性があるが、両者
の間には、例えばステアリングホイールを左切りしたと
きの舵角と、そのときに発生する左周りのヨーレートと
の方向性が整合するように設定してあり、本実施形態で
は左旋回で舵角θ＞０，ヨーレートψ' ＞０となるよう
に設定してある。In the vehicle, a yaw rate sensor 13 for detecting the actual yaw rate ψ 'generated in the vehicle, a steering angle sensor 14 for detecting the steering angle θ of the steered wheels from the steering angle of the steering wheel, and a steering angle sensor 14 for the vehicle. an acceleration sensor 15 for detecting a lateral acceleration and longitudinal acceleration and, and the line pressure sensor 16 for detecting the line pressure P _MC, by detecting depression of the brake pedal 4 as required brake switch signal S
A brake switch or the like for outputting a _BRK is attached, and the detection signals of each sensor and switch are all input to a control unit 17 described later. Note that the actual yaw rate ψ ′ from the yaw rate sensor 13 and the steering angle θ from the steering angle sensor 14 have, for example, positive and negative directions, but between them, for example, when the steering wheel is turned left. The steering angle is set so that the directionality of the counterclockwise yaw rate generated at that time matches. In the present embodiment, the steering angle θ> 0 and the yaw rate ψ ′> 0 are set in the left turn. I have.

【００３８】コントロールユニット１７は、前述の各セ
ンサやスイッチ類からの検出信号を入力して、車両挙動
制御並びにアンチロックブレーキ制御のために前記各切
換弁への制御信号を出力するマイクロコンピュータと、
このマイクロコンピュータから出力される制御信号を前
述したような電磁切換弁などからなる各制御弁ソレノイ
ドへの駆動信号に変換する駆動回路とを備えている。そ
して、前記マイクロコンピュータは、Ａ／Ｄ変換機能等
を有する入力インタフェース回路や、Ｄ／Ａ変換機能等
を有する出力インタフェース回路や、マイクロプロセサ
ユニットＭＰＵ等からなる演算処理装置や、ＲＯＭ，Ｒ
ＡＭ等からなる記憶装置を備えている。なお、前記マイ
クロコンピュータは、その動作周波数が大変に高いこと
から、当該マイクロコンピュータからパルス幅変調され
たディジタルデータの基準矩形波制御信号を出力するよ
うにし、各駆動回路は単にそれを各アクチュエータ作動
に適した駆動信号に変換，増幅するだけのものとして構
成されている。また、前記マイクロコンピュータでは、
前述のような各種の制御に必要な主要な制御信号の創成
出力のみならず、例えばアンチロックブレーキ制御や車
両挙動制御での減圧制御に必要な各ポンプの駆動制御信
号や、アクチュエータそのものへの電源供給を司るアク
チュエータリレーのスイッチ素子への制御信号なども平
行して創成出力していることは言うまでもない。The control unit 17 receives a detection signal from each of the above-described sensors and switches, and outputs a control signal to each of the switching valves for vehicle behavior control and anti-lock brake control.
And a drive circuit for converting a control signal output from the microcomputer into a drive signal for each control valve solenoid including an electromagnetic switching valve as described above. The microcomputer includes an input interface circuit having an A / D conversion function, an output interface circuit having a D / A conversion function, an arithmetic processing device including a microprocessor unit MPU, a ROM, an R
It has a storage device such as an AM. Since the operating frequency of the microcomputer is very high, the microcomputer outputs a reference rectangular wave control signal of pulse width modulated digital data, and each drive circuit simply outputs the control signal to each actuator. It is configured to only convert and amplify a drive signal suitable for the device. Further, in the microcomputer,
Not only the generation and output of the main control signals required for various controls as described above, but also the drive control signals for each pump required for pressure reduction control in, for example, antilock brake control and vehicle behavior control, and power supply to the actuator itself It goes without saying that the control signal to the switch element of the actuator relay that controls the supply is also generated and output in parallel.

【００３９】次に、車両挙動として主としてヨーレート
を制御するために、前記コントロールユニット１７内の
マイクロコンピュータで実行される制動流体圧制御の演
算処理について、添付図面中の各フローチャートに基づ
いて説明する。なお、この演算処理では特に通信のため
のステップを設けていないが、前記マイクロコンピュー
タ内の記憶装置のＲＯＭに記憶されているプログラムや
マップ或いはＲＡＭに記憶されている各種のデータ等は
常時演算処理装置のバッファ等に伝送され、また演算処
理装置で算出された各算出結果も随時記憶装置に記憶さ
れる。また、これとは個別に、例えば本出願人が先に提
案した特開平９−１０４３３６号公報に記載されるアン
チロックブレーキ制御がタイマ割込処理によって平行し
て行われており、これによれば例えば各車輪速Ｖｗ_i が
後述する目標車輪速Ｖｗ_i ^* を下回ると減圧し、車輪加
減速度Ｖ'w_i が増速側に転ずると低圧保持し、その状態
で車輪速Ｖｗ_i が目標車輪速Ｖｗ_i ^* を上回ると緩増圧
（規制された増圧を短時間毎に繰返す）し、車輪加減速
度Ｖ'w_i が大幅な減速側に転ずると増圧後の高圧保持す
るといったルーチンが繰返される。Next, the arithmetic processing of the brake fluid pressure control executed by the microcomputer in the control unit 17 to mainly control the yaw rate as the vehicle behavior will be described with reference to the flowcharts in the accompanying drawings. Although no particular communication step is provided in this arithmetic processing, programs and maps stored in the ROM of the storage device in the microcomputer or various data stored in the RAM are always subjected to arithmetic processing. Each calculation result transmitted to a buffer or the like of the device and calculated by the arithmetic processing device is also stored in the storage device at any time. Also, separately from this, for example, the antilock brake control described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 9-104336 previously proposed by the present applicant is performed in parallel by timer interrupt processing. for example under reduced pressure and lower than the target wheel speed Vw _i ^* of the wheel speeds Vw _i is described below, and the low pressure holding the wheel deceleration V'w _i is starts to the acceleration side, the target wheel speed the wheel speed Vw _i is in that state Vw _i ^* to the above when the slow pressure increase (repeated every short time regulated pressure increase), the routine is repeated such wheel deceleration V'w _i is high retention of increase after pressurization Turning to substantial deceleration side It is.

【００４０】まず、図３には、制動力制御の全体的な流
れ，所謂ゼネラルフローを示す。この演算処理は、例え
ば１０msec. といった所定サンプリング時間ΔＴ毎にタ
イマ割込として実行され、まずステップＳ１で、前記車
輪速センサ１２ＦＬ〜１２ＲＲからの正弦波信号に基づ
いて、図示されない演算処理によって各車輪速Ｖｗ
_i（ｉ＝FL,FR,RLorRR）を算出する。より具体的には、
前記各車輪速センサ１２ＦＬ〜１２ＲＲが、例えば本出
願人が先に提案した特開平７−３２９７５９号公報に記
載されるようなものである場合に、予め前記各車輪速セ
ンサ１２ＦＬ〜１２ＲＲからの正弦波信号を矩形波信号
に波形整形しておき、この矩形波信号のＬｏ／Ｈｉを短
いサンプリング周期で読込んで当該矩形波信号のパルス
幅を求め、そのパルス幅から車輪速Ｖｗ_i を算出する。
即ち、車輪速Ｖｗ_i が大きくなれば前記波形整形された
矩形波信号のパルス幅は短くなり、車輪速Ｖｗ_i が小さ
くなればパルス幅は長くなる。この矩形波信号のパルス
幅は、前述のようなセンサの所定の長さの歯が通過する
所要時間と等価であるから、各車輪の回転角速度に反比
例することになり、従ってこの矩形波信号のパルス幅が
得られれば、各車輪の回転角速度が求められ、この回転
角速度にタイヤ転がり動半径を乗じて各車輪速Ｖｗ_i が
算出される。勿論、所定時間内に幾つのパルスがカウン
トされるかによって車輪回転角速度を求める従来の手法
でも同様に車輪速Ｖｗ_i を算出可能である。First, FIG. 3 shows an overall flow of the braking force control, a so-called general flow. This calculation process is executed as a timer interrupt every predetermined sampling time ΔT, for example, 10 msec. First, in step S1, each wheel is calculated by a calculation process (not shown) based on the sine wave signals from the wheel speed sensors 12FL to 12RR. Speed Vw
_i (i = FL, FR, RLorRR) is calculated. More specifically,
If the wheel speed sensors 12FL to 12RR are, for example, those described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 7-329759 previously proposed by the present applicant, a sine wave signals leave waveform shaping into a rectangular wave signal, Nde read a Lo / Hi of the rectangular wave signal with a short sampling period determined pulse width of the square wave signal, calculates the wheel speed Vw _i from the pulse width.
That is, the pulse width of the waveform-shaped rectangular wave signal the larger the wheel speed Vw _i is the shorter, the pulse width becomes longer the smaller the wheel speed Vw _i. Since the pulse width of this rectangular wave signal is equivalent to the time required for the teeth of a predetermined length of the sensor to pass as described above, the pulse width is inversely proportional to the rotational angular velocity of each wheel. if the pulse width is obtained, the rotational angular velocity of each wheel is determined, the wheel speeds Vw _i multiplied by the dynamic rolling radius tire to the rotating angular velocity is calculated. Of course, it is possible to calculate similarly the wheel speed Vw _i be a conventional method of obtaining the wheel rotational angular velocity by several pulses within a predetermined time is counted.

【００４１】次にステップＳ２に移行して、図示されな
い演算処理によって、前記各センサからの検出信号を読
込む。次にステップＳ３に移行して、下記１式に従って
路面μを算出する。なお、厳密を期すならば、例えば路
面μが比較的高い領域の路面や車両走行状況によって
は，つまりタイヤの限界を越えていない状況では車輪が
なかなかスリップせず、前後加速度Ｘ_G や横加速度Ｙ_G
に変化が表れないから、アンチロックブレーキ制御やト
ラクションコントロール制御或いはこの演算処理による
車両挙動制御が実行されるまでは路面μを“１”として
おき、それらの制御が開始されたときに算出される路面
μを用いるようにしてもよい。Next, the process proceeds to step S2, where the detection signals from the respective sensors are read by an arithmetic process (not shown). Next, the process proceeds to step S3 to calculate the road surface μ according to the following equation. If it is strictly required, for example, depending on the road surface in a region where the road surface μ is relatively high or a vehicle running condition, that is, in a condition where the tire limit is not exceeded, the wheels do not readily slip and the longitudinal acceleration _XG and the lateral acceleration Y _G
, The road surface μ is set to “1” until the antilock brake control, the traction control control, or the vehicle behavior control by this arithmetic processing is executed, and is calculated when those controls are started. The road surface μ may be used.

【００４２】 μ＝（Ｘ_G ² ＋Ｙ_G ² ）^1/2 ……… (1) 次にステップＳ４に移行して、例えば本出願人が先に提
案した特開平８−１５０９２０号公報に記載される図示
されない演算処理により推定車体速度Ｖ_X を算出する。
なお、この公報に記載される演算処理は、前後加速度を
用いないで、車輪速Ｖｗ_i のみから推定車体速度Ｖ_X を
算出するものであるが、本実施形態では前記加速度セン
サ１５で前後加速度を検出しているので、その値を用い
て補正を行ってもよい。Μ = (X _G ² + Y _G ² ) ^1/2 (1) Next, the process proceeds to step S4, which is described in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 8-150920 previously proposed by the present applicant. not shown arithmetic process by calculating the estimated vehicle speed V _X that.
Incidentally, the operation processing is the described in this publication, without using the longitudinal acceleration, but is configured for calculating the estimated vehicle speed V _X of only the wheel speed Vw _i, the longitudinal acceleration by the acceleration sensor 15 in this embodiment Since the detection has been performed, the correction may be performed using the value.

【００４３】次にステップＳ５に移行して、図示されな
い演算処理によって、例えば前記加速度センサ１５から
の横加速度Ｙ_G 及び前記推定車体速度Ｖ_X 及びヨーレー
トセンサ１３からの実ヨーレートψ' から、下記２式に
従って車両の横滑り加速度β _ddを算出する。Next, the processing shifts to step S5, not shown.
Calculation processing, for example, from the acceleration sensor 15
Lateral acceleration Y_GAnd the estimated vehicle speed V_XAnd Yawley
From the actual yaw rate ψ 'from the sensor 13
Therefore, the side slip acceleration β of the vehicle _ddIs calculated.

【００４４】 β_dd＝Ｙ_G −Ｖ_X ・ψ' ……… (2) 次にステップＳ６に移行して、図示されない演算処理に
よって、例えば下記３式に従って車両の横滑り速度β_d
を算出する。また、例えば位相が適切に設定されたロー
パスフィルタ処理等によって、前記車両の横滑り加速度
β_ddを時間積分して横滑り速度β_d を算出してもよい。Β _dd = Y _G −V _X · ψ ′ (2) Next, the process proceeds to step S 6, and the vehicle skidding speed β _{d is} calculated by a not-shown calculation process, for example, according to the following three equations.
Is calculated. Further, for example, a side slip acceleration β _{dd of the} vehicle may be integrated over time by a low-pass filter process or the like in which a phase is appropriately set to calculate a side slip speed β _d .

【００４５】 β_d(n)＝β_d(n-1)＋β_dd・ΔＴ ……… (3) 次にステップＳ７に移行して、図示されない演算処理に
よって、前記車両の横滑り速度β_d と推定車体速度Ｖ_X
との比β_d ／Ｖ_X から車両の横滑り角βを算出する。Β _{d (n)} = β _{d (n−1)} + β _dd · ΔT (3) Next, the process proceeds to step S7 to estimate the side slip speed β _{d of the} vehicle by a calculation process (not shown). Body speed V _X
Is calculated from the ratio β _d / V _X of the vehicle.

【００４６】次にステップＳ８に移行して、図示されな
い演算処理によって、目標ヨーレートψ^'*を算出する。
具体的には、例えば図４に示すような制御マップに従っ
て舵角θと推定車体速度Ｖ_X とに応じた基本ヨーレート
ψ^'* ₀ を算出し、この基本ヨーレートψ^'* ₀ に所定の時
定数の一時遅れ処理を施した後、更に下記４式に従って
目標ヨーレートψ^'*を算出する。なお、目標ヨーレート
ψ^'*とは、各車輪において予め設定されたコーナリング
フォースが得られ、その結果車両がニュートラルステア
状態で旋回しているときに達成されるヨーレートであ
る。また、本実施形態では車両横滑り角βで目標ヨーレ
ートを補正することにより、例えば車両のスピン状態の
度合いに応じて、それを修正するモーメントを有効に発
生させることができる。Next, the process proceeds to step S8, where a target yaw rate ψ ^{′ *} is calculated by a calculation process (not shown).
Specifically, for example, ^{'calculates *} _0, the basic yaw rate ^[psi' basic yaw [psi in accordance with the steering angle θ and the estimated vehicle speed V _X in accordance with the control map shown in FIG. 4 when the ^* ₀ of a predetermined constant After performing the temporary delay processing, the target yaw rate ψ ^{′ *} is further calculated according to the following four equations. Note that the target yaw rate ψ ^{′ *} is a yaw rate achieved when a predetermined cornering force is obtained at each wheel, and as a result, the vehicle is turning in a neutral steer state. Further, in the present embodiment, by correcting the target yaw rate by the vehicle side slip angle β, a moment for correcting the spin state of the vehicle can be effectively generated, for example, in accordance with the degree of the spin state of the vehicle.

【００４７】 ψ^'*＝ψ^'* ₀ −Ｋ_B ・β ……… (4) 但し、式中、 Ｋ_B ：車両横滑り角制御ゲイン である。[0047] _{^{ψ '* = ψ' * 0}} -K B · β ......... (4) In the formula, K _B: a vehicle side slip angle control gain.

【００４８】次にステップＳ９に移行して、図示されな
い演算処理によって、現在の推定ホイールシリンダ圧Ｐ
_i を算出する。具体的に、このステップＳ９では、既に
車両挙動制御のためにホイールシリンダ圧の制御が開始
されている場合には、その制御量，即ちホイールシリン
ダ増減圧量は後述のようにマイクロコンピュータ内で把
握されていると共に、図４に示すようにホイールシリン
ダ圧に対する増減圧量（＝開弁時間）の増減圧特性が予
め分かっているので、例えば車両挙動制御が開始された
ときのマスタシリンダ圧（＝ライン圧）を初期値とし
て、それに前回制御時間のホイールシリンダ増減圧量を
累積して追跡すればよい。Next, the routine proceeds to step S9, where the present estimated wheel cylinder pressure P
Calculate _i . Specifically, in this step S9, if the control of the wheel cylinder pressure has already been started for the vehicle behavior control, the control amount, that is, the wheel cylinder pressure increase / decrease amount is grasped in the microcomputer as described later. As shown in FIG. 4, since the pressure increase / decrease characteristics of the pressure increase / decrease amount (= valve opening time) with respect to the wheel cylinder pressure are known in advance, for example, the master cylinder pressure (= The line cylinder pressure) may be used as an initial value, and the wheel cylinder pressure increase / decrease amount during the previous control time may be accumulated and tracked.

【００４９】次にステップＳ１０に移行して、図示され
ない演算処理により、前記目標ヨーレートψ^'*と実ヨー
レートψ' との偏差，即ち目標ヨーレート偏差Δψ^'*を
算出する。なお、ここでは目標ヨーレート偏差Δψ^'*を
下記５式で定義する。Next, the process proceeds to step S10 to calculate a deviation between the target yaw rate ψ ^{′ *} and the actual yaw rate ψ ′, that is, a target yaw rate deviation Δψ ^{′ *} by a calculation process (not shown). Here, the target yaw rate deviation Δψ ^{′ *} is defined by the following five equations.

【００５０】 Δψ^'*＝ψ' −ψ^'* ……… (5) 次にステップＳ１１に移行して、図示されない演算処理
によって、目標左右ホイールシリンダ圧差ΔＰ₁ ^* を算
出する。具体的には、例えば図６に示すように、実ヨー
レートψ' が目標ヨーレートψ^'*より大きく且つ前記横
滑り角βが小さいオーバステア状態（図ではＯ．Ｓ）
や、実ヨーレートψ' が目標ヨーレートψ ^'*より小さく
且つ横滑り角βが大きいアンダステア状態（図ではＵ．
Ｓ）等の車両挙動を修正するために必要な車両自転運動
抑制若しくは促進モーメントとして目標モーメントＭ^*
を求め、更にこの目標モーメントＭ^* の発生に必要な例
えば前左右輪間或いは後左右輪間の制動力の差を目標左
右ホイールシリンダ圧差ΔＰ ₁ ^* とする。本実施形態で
は、下記６式に従って簡易的に求める。Δψ^'*= Ψ '−ψ^'* (5) Next, the process proceeds to step S11, and arithmetic processing (not shown) is performed.
The target left and right wheel cylinder pressure difference ΔP₁ ^*Is calculated
Put out. Specifically, for example, as shown in FIG.
Rate ψ 'is the target yaw rate ψ^'*Bigger and said side
Oversteer state with small slip angle β (OS in the figure)
And the actual yaw rate ψ 'is the target yaw rate ψ ^'*Smaller
And an understeer state in which the sideslip angle β is large (U.S.
Vehicle rotation necessary to correct vehicle behavior such as S)
Target moment M as suppression or acceleration moment^*
Is calculated, and the desired moment M^*Example required for occurrence of
For example, the difference in braking force between the front left and right wheels or between the rear left and right wheels
Right wheel cylinder pressure difference ΔP ₁ ^*And In this embodiment
Is simply obtained according to the following equation (6).

【００５１】 ΔＰ₁ ^* ＝Ｋ_m ・Δψ^'* ……… (6) 但し、式中、 Ｋ_m ：目標左右ホイールシリンダ圧差制御定数 である。ΔP ₁ ^* = K _m · Δψ ^{′ *} (6) where K _{m is a} target left and right wheel cylinder pressure difference control constant.

【００５２】次にステップＳ１２に移行して、前記ステ
ップＳ１１で得た目標左右ホイールシリンダ圧差ΔＰ₁
^* を発生するために、後述する図８の演算処理により、
各ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲへの第１目標ホイー
ルシリンダ圧Ｐ_1i ^* を算出する。Next, the process proceeds to step S12, where the target left and right wheel cylinder pressure difference ΔP ₁ obtained in step S11 is obtained.
^In order to generate ^* , the arithmetic processing of FIG.
Calculating a first target wheel cylinder pressure P _1i to each wheel cylinder 2FL~2RR ^*.

【００５３】次にステップＳ１３に移行して、図示され
ない演算処理によって、目標左右スリップ率差ΔＳ^* を
算出する。具体的には、例えば車両がニュートラルステ
ア状態で旋回している或いは直進走行しているときの前
左右輪間或いは後左右輪間の車輪速Ｖｗ_i の差を推定車
体速度との比で表して目標左右スリップ率差ΔＳ^* とす
る。なお、車輪スリップ率とは、車体速度から各車輪速
を減じた値を更に車体速度で除した値と定義する。本実
施形態では、下記７式に従って簡易的に求める。Next, the routine proceeds to step S13, where a target left / right slip ratio difference ΔS ^* is calculated by a calculation process (not shown). More specifically, for example, expressed the vehicle is at a ratio of the difference between the wheel speed Vw _i and the estimated vehicle speed between right and left front wheels or between the rear left and right wheels while or traveling straight is turning in a neutral steering state The target left / right slip ratio difference ΔS ^* is set. Note that the wheel slip ratio is defined as a value obtained by further dividing a value obtained by subtracting each wheel speed from the vehicle speed by the vehicle speed. In the present embodiment, it is simply obtained according to the following equation (7).

【００５４】 ΔＳ^* ＝Ｋ_s ・Δψ^'* ……… (7) 但し、式中、 Ｋ_s ：目標左右スリップ率差制御定数 である。[0054] _{^{ΔS * = K s · Δψ '}} * ......... (7) In the formula, K _s: is the target lateral slip rate difference control constants.

【００５５】次にステップＳ１４に移行して、前記ステ
ップＳ１３で得た目標左右スリップ率差ΔＳ^* を発生す
るために、後述する図９の演算処理により、各車輪の目
標スリップ率Ｓ_i ^* を算出する。[0055] and then proceeds to step S14, in order to generate the target lateral slip rate difference [Delta] S ^* obtained in step S13, the processing of FIG. 9 to be described later, the target slip ratio S _i ^* of each wheel calculate.

【００５６】次にステップＳ１５に移行して、図示され
ない演算処理によって、前記ステップＳ１４で算出され
た目標スリップ率Ｓ_i ^* に応じた各車輪の目標車輪速Ｖ
ｗ_i ^* を下記８式に従って算出する。Next, the process proceeds to step S15,
Calculated in step S14 by the
Target slip rate S_i ^*Target wheel speed V of each wheel according to
w_i ^*Is calculated according to the following equation (8).

【００５７】 Ｖｗ_i ^* ＝（１−Ｓ_i ^* ）・Ｖ_X ……… (8) 次にステップＳ１６に移行して、図示されない演算処理
によって、下記９式に従って目標車輪速偏差ΔＶｗ_i ^*
を算出する。[0057] ^{_{Vw i * = (1-S}} i *) · V X ......... (8) then the process proceeds to step S16, the not shown operation processing, the target wheel speed deviation Delta] Vw _i according to the following 9 formulas ^*
Is calculated.

【００５８】 ΔＶｗ_i ^* ＝Ｖｗ_i −Ｖｗ_i ^* ……… (9) 次にステップＳ１７に移行して、図示されない演算処理
によって、前記目標車輪速偏差ΔＶｗ_i ^* を達成するた
めに必要な第２目標ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ_2i ^*
を、所謂比例微分（ＰＤ）フィードバック制御法を用い
た下記１０式に従って算出する。[0058] Delta] Vw _i ^* = proceeds to ^{_{Vw i -Vw i * ......... (9}} ) then step S17, the not shown operation processing, first necessary to achieve the target wheel speed deviation Delta] Vw _i ^* 2 Target wheel cylinder pressure increase / decrease amount ΔP _2i ^*
Is calculated according to the following equation 10 using a so-called proportional differential (PD) feedback control method.

【００５９】 ΔＰ_2i ^* ＝Ｋ_P ・ΔＶｗ_i ^* ＋Ｋ_D ・（ｄΔＶｗ_i ^* ／ｄｔ） ………(10) 但し、式中、 Ｋ_P ：比例ゲイン Ｋ_D ：微分ゲイン であり、目標車輪速偏差ΔＶｗ_i ^* が微小な領域では、
例えば前記目標左右ホイールシリンダ圧差の半分値（Δ
Ｐ_i ^* ／２）程度になるように設定されている。また、
これらのゲインは路面μや車体速度に応じて変化させる
ようにしてもよい。ΔP _2i ^* = K _P · ΔV _{w i} ^* + K _D · (dΔV w _i ^* / dt) (10) where K _P : proportional gain K _D : differential gain, and target wheel speed in deviation ΔVw _i ^* is very small area,
For example, half the target left and right wheel cylinder pressure difference (Δ
P _i ^* / 2). Also,
These gains may be changed according to the road surface μ or the vehicle speed.

【００６０】次にステップＳ１８に移行して、図示され
ない演算処理によって、前記第２目標ホイールシリンダ
増減圧量ΔＰ_2i ^* を達成するために第２目標ホイールシ
リンダ圧Ｐ_2i ^* を下記１１式に従って算出する。Next, the process proceeds to step S18, in which a second target wheel cylinder pressure P _2i ^* is calculated according to the following equation 11 in order to achieve the second target wheel cylinder pressure increase / decrease amount ΔP _2i ^* by a calculation process (not shown). I do.

【００６１】 Ｐ_2i ^* ＝Ｐ_i ＋ΔＰ_2i ^* ………(11) 次にステップＳ１９に移行して、図示されない演算処理
によって、下記１２式に従って、前記第１目標ホイール
シリンダ圧Ｐ_1i ^* 及び第２目標ホイールシリンダ圧Ｐ_2i
^* のうち何れか小さい方を目標ホイールシリンダ圧Ｐ_i
^* として設定する。P _2i ^* = P _i + ΔP _2i ^* (11) Next, the process proceeds to step S 19, where the first target wheel cylinder pressure P _1i ^* and the first target wheel cylinder pressure P _1i ^* 2 target wheel cylinder pressure P _2i
^* The smaller of the target wheel cylinder pressure P _i
Set as ^* .

【００６２】 Ｐ_i ^* ＝min(Ｐ_1i ^* ，Ｐ_2i ^* ） ………(12) 但し、式中、 ｍｉｎ：最小値選出 を示す。P _i ^* = min (P _1i ^* , P _2i ^* ) (12) where, min: represents the minimum value selection.

【００６３】次にステップＳ２０に移行して、図示され
ない演算処理によって、下記１３式に従って、目標ホイ
ールシリンダ増減圧量ΔＰ_i ^* を算出する。 ΔＰ_i ^* ＝Ｐ_i ^* −Ｐ_i ………(13) 次にステップＳ２１に移行して、図示されない演算処理
によって、前記目標ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ_i ^*
を達成するために必要な各増減圧制御弁へのソレノイド
駆動時間Ｔ_i を算出する。具体的には、前記図５に示す
ように、例えばライン圧とホイールシリンダ圧（正確に
は各制御弁の上流圧と下流圧）によって、同じ開弁時間
におけるホイールシリンダ増減圧量は変わってくる（或
いは変わらない）ので、例えば最小開弁時間をｔ_u と
し、例えば図７に示すように、この最小開弁時間ｔ_u で
の増減圧量ΔＰ_i と、それが経過したときのホイールシ
リンダ圧Ｐ_i とを繰返して算出し、そのトータルが前記
目標ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ_i ^* に到達するまで
の回数と前記最小開弁時間ｔ_u との積値からソレノイド
駆動時間Ｔ_i を求めればよい。Next, the routine proceeds to step S20, in which a target wheel cylinder pressure increase / decrease amount ΔP _i ^* is calculated by an arithmetic process (not shown) according to the following equation (13). ΔP _i ^* = P _i ^* −P _i (13) Next, the process proceeds to step S21, and the target wheel cylinder pressure increase / decrease amount ΔP _i ^{* is} calculated by a calculation process (not shown) ^.
The calculating a solenoid drive time T _i for each pressure increase and decrease control valve required to achieve. Specifically, as shown in FIG. 5, the wheel cylinder pressure increase / decrease amount during the same valve opening time changes depending on, for example, the line pressure and the wheel cylinder pressure (more precisely, the upstream pressure and the downstream pressure of each control valve). since (or unchanged), for example a minimum opening time and t _u, for example, as shown in FIG. 7, the pressure increase and decrease amount [Delta] P _i at this minimum opening time t _u, the wheel cylinder pressure when it has passed calculated repeatedly and P _i, the total may be determined the target wheel solenoid drive time T _i from the product value of the number to reach the cylinder pressure increase amount [Delta] P _i ^* and the minimum valve opening time t _u .

【００６４】次にステップＳ２２に移行して、図示され
ない演算処理により、例えば前記ソレノイド駆動時間Ｔ
_i と所定サンプリング時間ΔＴとの比をデューティ比と
するソレノイド駆動パルス制御信号を創成出力してから
メインプログラムに復帰する。なお、このデューティ比
に応じた駆動パルス信号の創成は、従来既存のＰＷＭ
（Pulse Width Modulation）制御と同様であるから詳細
な説明は省略する。Next, the flow shifts to step S22, where, for example, the solenoid drive time T
_{After generating} and outputting a solenoid drive pulse control signal having a duty ratio of the ratio of _i to the predetermined sampling time ΔT, the process returns to the main program. The generation of the drive pulse signal according to the duty ratio is based on the conventional PWM.
(Pulse Width Modulation) The control is the same as that of FIG.

【００６５】次に、前記図３の演算処理のステップＳ１
２で実行される図８の演算処理について説明する。この
演算処理では、まずステップＳ１２０１で、前記算出さ
れた目標左右ホイールシリンダ圧差ΔＰ₁ ^* が正値であ
るか否かを判定し、当該目標左右ホイールシリンダ圧差
ΔＰ₁ ^* が正値である場合にはステップＳ１２０２に移
行し、そうでない場合にはステップＳ１２０３に移行す
る。Next, step S1 of the calculation processing of FIG.
8 will be described. In this calculation processing, first, in step S1201, it is determined whether or not the calculated target left and right wheel cylinder pressure difference ΔP ₁ ^* is a positive value. If the target left and right wheel cylinder pressure difference ΔP ₁ ^* is a positive value, Shifts to step S1202, and if not, shifts to step S1203.

【００６６】前記ステップＳ１２０２では、前記算出さ
れた前右ホイールシリンダ圧Ｐ_FRが前記目標左右ホイー
ルシリンダ圧差の半分値（ΔＰ₁ ^* ／２）未満であるか
否かを判定し、当該前右ホイールシリンダ圧Ｐ_FRが目標
左右ホイールシリンダ圧差の半分値（ΔＰ₁ ^* ／２）未
満である場合にはステップＳ１２０４に移行し、そうで
ない場合にはステップＳ１２０５に移行する。In step S1202, it is determined whether or not the calculated front right wheel cylinder pressure P _FR is less than a half value (ΔP ₁ ^* / 2) of the target left and right wheel cylinder pressure difference. when cylinder pressure P _FR is less than half value of the target lateral wheel cylinder pressure difference (ΔP ₁ ^* / 2), the process proceeds to step S1204, otherwise proceeds to step S1205.

【００６７】前記ステップＳ１２０４では、前記目標左
右ホイールシリンダ圧差ΔＰ₁ ^* から前右ホイールシリ
ンダ圧Ｐ_FRを減じた値を前輪ホイールシリンダ圧増加量
ΔＰ _F(+)に設定すると共に、当該前右ホイールシリンダ
圧Ｐ_FRを前輪ホイールシリンダ圧減少量ΔＰ_F(-)に設定
してからステップＳ１２０６に移行する。In step S1204, the target left
Right wheel cylinder pressure difference ΔP₁ ^*From front right wheel
Pressure P_FRIs subtracted from the increase in front wheel cylinder pressure.
ΔP _{F (+)}And the front right wheel cylinder
Pressure P_FRIs the front wheel cylinder pressure decrease ΔP_{F (-)}Set to
Then, the process proceeds to step S1206.

【００６８】また、前記ステップＳ１２０５では、前記
目標左右ホイールシリンダ圧差の半分値（ΔＰ_F ^* ／
２）を前輪ホイールシリンダ圧増加量ΔＰ_F(+)及び前輪
ホイールシリンダ圧減少量ΔＰ_F(-)に夫々設定してから
前記ステップＳ１２０６に移行する。In step S1205, a half value of the target left and right wheel cylinder pressure difference (ΔP _F ^* /
2) is set to the front wheel cylinder pressure increase amount ΔPF ₍₊₎ and the front wheel cylinder pressure decrease amount ΔPF ₍₋₎ , respectively, and then the flow shifts to step S1206.

【００６９】そして、前記ステップＳ１２０６では、前
記前右ホイールシリンダ圧Ｐ_FRから前記前輪ホイールシ
リンダ圧減少量ΔＰ_F(-)を減じた値を前右目標ホイール
シリンダ圧Ｐ_FR ^* に設定すると共に、前左ホイールシリ
ンダ圧Ｐ_FLに前記前輪ホイールシリンダ圧増加量ΔＰ
_F(+)を和した値を前左目標ホイールシリンダ圧Ｐ_FL ^* に
設定してからステップＳ１２０７に移行する。[0069] Then, in step S1206, the front from said right wheel cylinder pressure P _FR front wheel cylinder圧減small amount [Delta] P F _- sets the subtracted value before the right target wheel cylinder pressure P _FR ^*, ₍₎ The front wheel cylinder pressure increase ΔP is added to the front left wheel cylinder pressure P _{FL.
After the} sum of _{F (+)} is set as the front left target wheel cylinder pressure P _FL ^* , the flow shifts to step S1207.

【００７０】前記ステップＳ１２０７では、前記算出さ
れた後右ホイールシリンダ圧Ｐ_RRが前記目標左右ホイー
ルシリンダ圧差の半分値（ΔＰ₁ ^* ／２）未満であるか
否かを判定し、当該後右ホイールシリンダ圧Ｐ_RRが目標
左右ホイールシリンダ圧差の半分値（ΔＰ₁ ^* ／２）未
満である場合にはステップＳ１２０８に移行し、そうで
ない場合にはステップＳ１２０９に移行する。In step S1207, it is determined whether or not the calculated rear right wheel cylinder pressure P _RR is less than half (ΔP ₁ ^* / 2) of the target left and right wheel cylinder pressure difference. If the cylinder pressure P _RR is less than half (ΔP ₁ ^* / 2) of the target left and right wheel cylinder pressure difference, the flow shifts to step S1208; otherwise, the flow shifts to step S1209.

【００７１】前記ステップＳ１２０８では、前記目標左
右ホイールシリンダ圧差ΔＰ₁ ^* から後右ホイールシリ
ンダ圧Ｐ_RRを減じた値を後輪ホイールシリンダ圧増加量
ΔＰ _R(+)に設定すると共に、当該後右ホイールシリンダ
圧Ｐ_RRを後輪ホイールシリンダ圧減少量ΔＰ_R(-)に設定
してからステップＳ１２１０に移行する。In step S1208, the target left
Right wheel cylinder pressure difference ΔP₁ ^*Rear right wheel
Pressure P_RRIs subtracted from the increase in rear wheel cylinder pressure.
ΔP _{R (+)}And the rear right wheel cylinder
Pressure P_RRTo the rear wheel cylinder pressure decrease ΔP_{R (-)}Set to
After that, the flow shifts to step S1210.

【００７２】また、前記ステップＳ１２０９では、前記
目標左右ホイールシリンダ圧差の半分値（ΔＰ₁ ^* ／
２）を後輪ホイールシリンダ圧増加量ΔＰ_R(+)及び後輪
ホイールシリンダ圧減少量ΔＰ_R(-)に夫々設定してから
前記ステップＳ１２１０に移行する。In step S1209, a half of the target left and right wheel cylinder pressure difference (ΔP ₁ ^* /
2) is set to the rear wheel cylinder pressure increase amount ΔP _{R (+)} and the rear wheel cylinder pressure decrease amount ΔP _{R (−)} , respectively, and then the flow shifts to step S1210.

【００７３】そして、前記ステップＳ１２１０では、前
記後右ホイールシリンダ圧Ｐ_RRから前記後輪ホイールシ
リンダ圧減少量ΔＰ_R(-)を減じた値を後右目標ホイール
シリンダ圧Ｐ_RR ^* に設定すると共に、後左ホイールシリ
ンダ圧Ｐ_RLに前記後輪ホイールシリンダ圧増加量ΔＰ
_R(+)を和した値を後左目標ホイールシリンダ圧Ｐ_RL ^* に
設定してから前記図３の演算処理のステップＳ１３に移
行する。[0073] Then, in step S1210, the rear right wheel cylinder pressure P the rear wheel from the _RR wheel cylinder圧減small amount [Delta] P R _- sets the value obtained by subtracting the rear right target wheel cylinder pressure P _RR ^* ₍₎ , The rear wheel cylinder pressure increase ΔP to the rear left wheel cylinder pressure P _RL
After the sum of _{R (+)} is set as the rear left target wheel cylinder pressure P _RL ^* , the process proceeds to step S13 of the calculation processing in FIG.

【００７４】一方、前記ステップＳ１２０３では、前記
算出された前左ホイールシリンダ圧Ｐ_FLが前記目標左右
ホイールシリンダ圧差の半分値の絶対値｜ΔＰ₁ ^* ／２
｜未満であるか否かを判定し、当該前左ホイールシリン
ダ圧Ｐ_FLが目標左右ホイールシリンダ圧差の半分値の絶
対値｜ΔＰ₁ ^* ／２｜未満である場合にはステップＳ１
２１１に移行し、そうでない場合にはステップＳ１２１
２に移行する。On the other hand, in step S1203, the calculated front left wheel cylinder pressure P _FL is the absolute value | ΔP ₁ ^* / 2 of half the target left and right wheel cylinder pressure difference.
Is determined to be less than |. If the front left wheel cylinder pressure P _FL is less than half the absolute value | ΔP ₁ ^* / 2 | of the target left and right wheel cylinder pressure difference, step S1
The process moves to 211, otherwise, step S121.
Move to 2.

【００７５】前記ステップＳ１２１１では、前記目標左
右ホイールシリンダ圧差の絶対値｜ΔＰ₁ ^* ｜から前左
ホイールシリンダ圧Ｐ_FLを減じた値を前輪ホイールシリ
ンダ圧増加量ΔＰ_F(+)に設定すると共に、当該前左ホイ
ールシリンダ圧Ｐ_FLを前輪ホイールシリンダ圧減少量Δ
Ｐ_F(-)に設定してからステップＳ１２１３に移行する。In step S1211, a value obtained by subtracting the front left wheel cylinder pressure P _FL from the absolute value | ΔP ₁ ^* | of the target left and right wheel cylinder pressure difference is set as the front wheel cylinder pressure increase ΔP _{F (+).} , The front left wheel cylinder pressure P _FL to the front wheel cylinder pressure reduction amount Δ
After setting to PF _(-) , the flow shifts to step S1213.

【００７６】また、前記ステップＳ１２１２では、前記
目標左右ホイールシリンダ圧差の半分値の絶対値｜ΔＰ
₁ ^* ／２｜を前輪ホイールシリンダ圧増加量ΔＰ_F(+)及
び前輪ホイールシリンダ圧減少量ΔＰ_F(-)に夫々設定し
てから前記ステップＳ１２１３に移行する。In step S1212, the absolute value of the half value of the target left and right wheel cylinder pressure difference | ΔP
₁ ^* / 2 | is set to the front wheel cylinder pressure increase amount ΔPF ₍₊₎ and the front wheel cylinder pressure decrease amount ΔPF ₍₋₎ , respectively, and then the flow shifts to step S1213.

【００７７】そして、前記ステップＳ１２１３では、前
記前右ホイールシリンダ圧Ｐ_FRに前記前輪ホイールシリ
ンダ圧増加量ΔＰ_F(+)を和した値を前右目標ホイールシ
リンダ圧Ｐ_FR ^* に設定すると共に、前左ホイールシリン
ダ圧Ｐ_FLから前記前輪ホイールシリンダ圧減少量ΔＰ
_F(-)を減じた値を前左目標ホイールシリンダ圧Ｐ_FL ^* に
設定してからステップＳ１２１４に移行する。[0077] Then, in step S1213, and sets the right front wheel cylinder pressure P _FR in the front wheel cylinder pressure increase amount ΔP F ₍₊₎ value sum before the right target wheel cylinder pressure P _FR ^*, The front wheel cylinder pressure decrease ΔP from the front left wheel cylinder pressure P _FL
After the value obtained by subtracting _{F (−)} is set as the front left target wheel cylinder pressure P _FL ^* , the flow shifts to step S1214.

【００７８】前記ステップＳ１２１４では、前記算出さ
れた後左ホイールシリンダ圧Ｐ_RLが前記目標左右ホイー
ルシリンダ圧差の半分値の絶対値｜ΔＰ₁ ^* ／２｜未満
であるか否かを判定し、当該後左ホイールシリンダ圧Ｐ
_RLが目標左右ホイールシリンダ圧差の半分値の絶対値｜
ΔＰ₁ ^* ／２｜未満である場合にはステップＳ１２１５
に移行し、そうでない場合にはステップＳ１２１６に移
行する。In step S1214, it is determined whether or not the calculated rear left wheel cylinder pressure P _RL is less than the absolute value | ΔP ₁ ^* / 2 | of half the target left and right wheel cylinder pressure difference. Rear left wheel cylinder pressure P
_RL is the absolute value of half the target left and right wheel cylinder pressure difference |
If it is less than ΔP ₁ ^* / 2 |, step S1215
Otherwise, to step S1216.

【００７９】前記ステップＳ１２１５では、前記目標左
右ホイールシリンダ圧差の絶対値｜ΔＰ₁ ^* ｜から後左
ホイールシリンダ圧Ｐ_RLを減じた値を後輪ホイールシリ
ンダ圧増加量ΔＰ_R(+)に設定すると共に、当該後左ホイ
ールシリンダ圧Ｐ_RLを後輪ホイールシリンダ圧減少量Δ
Ｐ_R(-)に設定してからステップＳ１２１７に移行する。In step S1215, a value obtained by subtracting the rear left wheel cylinder pressure P _RL from the absolute value | ΔP ₁ ^* | of the target left and right wheel cylinder pressure difference is set as the rear wheel cylinder pressure increase ΔP _{R (+)} . In addition, the rear left wheel cylinder pressure P _RL is reduced by the rear wheel cylinder pressure reduction amount Δ
After setting to PR _(-) , the flow shifts to step S1217.

【００８０】また、前記ステップＳ１２１６では、前記
目標左右ホイールシリンダ圧差の半分値の絶対値｜ΔＰ
₁ ^* ／２｜を後輪ホイールシリンダ圧増加量ΔＰ_R(+)及
び後輪ホイールシリンダ圧減少量ΔＰ_R(-)に夫々設定し
てから前記ステップＳ１２１７に移行する。In step S1216, the absolute value | ΔP of half of the target left and right wheel cylinder pressure difference is determined.
₁ ^* / 2 | is set to the rear wheel cylinder pressure increase amount ΔP _{R (+)} and the rear wheel cylinder pressure decrease amount ΔP _{R (−)} , respectively, and then the flow shifts to step S1217.

【００８１】そして、前記ステップＳ１２１７では、前
記後右ホイールシリンダ圧Ｐ_RRに前記後輪ホイールシリ
ンダ圧増加量ΔＰ_R(+)を和した値を後右目標ホイールシ
リンダ圧Ｐ_RR ^* に設定すると共に、後左ホイールシリン
ダ圧Ｐ_RLから前記後輪ホイールシリンダ圧減少量ΔＰ
_R(-)を減じた値を後左目標ホイールシリンダ圧Ｐ_RL ^* に
設定してから前記図３の演算処理のステップＳ１３に移
行する。[0081] Then, in step S1217, and sets the rear wheel cylinder pressure increase amount ΔP R ₍₊₎ value sum to the rear right target wheel cylinder pressure P _RR ^* in the rear right wheel cylinder pressure P _RR From the rear left wheel cylinder pressure P _RL to the rear wheel cylinder pressure decrease ΔP
After the value obtained by subtracting _{R (−)} is set as the rear left target wheel cylinder pressure P _RL ^* , the process proceeds to step S13 of the calculation processing in FIG.

【００８２】次に、前記図３の演算処理のステップＳ１
４で実行される図９の演算処理について説明する。この
演算処理では、まずステップＳ１４０１で、例えば前記
ブレーキスイッチ信号Ｓ_BRK が、ブレーキペダル踏込み
を示すＯＮ状態であるか否かといった判定からブレーキ
ペダル踏込み中か否かを判定し、ブレーキペダルの踏込
み中である場合にはステップＳ１４０２に移行し、そう
でない場合にはステップＳ１４０３に移行する。Next, step S1 of the arithmetic processing of FIG.
The calculation processing of FIG. 9 executed in Step 4 will be described. In this calculation process, first, in step S1401, it is determined whether the brake pedal is being depressed, for example, based on whether the brake switch signal S _BRK is in an ON state indicating that the brake pedal is being depressed. If it is, the process shifts to step S1402; otherwise, the process shifts to step S1403.

【００８３】前記ステップＳ１４０２では、下記１４−
１式〜１４−４式に従って各車輪の目標スリップ率Ｓ_i
^* を算出してから前記図３の演算処理のステップＳ１５
に移行する。In step S1402, the following 14-
The target slip ratio S _{i of} each wheel according to Equations 1 to 14-4
^* Is calculated, and then step S15 of the calculation processing of FIG.
Move to

【００８４】 Ｓ_FL ^* ＝mid(Ｓ₀ −ΔＳ^* ，0.25，0.03） ………(14-1) Ｓ_FR ^* ＝mid(Ｓ₀ ＋ΔＳ^* ，0.25，0.03） ………(14-2) Ｓ_RL ^* ＝mid(Ｓ₀ −ΔＳ^* ，0.25，0.03） ………(14-3) Ｓ_RR ^* ＝mid(Ｓ₀ ＋ΔＳ^* ，0.25，0.03） ………(14-4) 但し、式中、 ｍｉｄ：中間値選出 Ｓ₀ ：予め設定された基準スリップ率（例えば０．１
５） を示す。S _FL ^* = mid (S ₀ −ΔS ^* , 0.25, 0.03)... (14-1) S _FR ^* = mid (S ₀ + ΔS ^* , 0.25, 0.03). S _RL ^* = mid (S ₀ −ΔS ^* , 0.25, 0.03) …… (14-3) S _RR ^* = mid (S ₀ + ΔS ^* , 0.25, 0.03) …… (14-4) Middle: mid: selection of intermediate value S ₀ : preset reference slip ratio (for example, 0.1
5) is shown.

【００８５】一方、前記ステップＳ１４０３では、前記
目標左右スリップ率差ΔＳ^* が正値であるか否かを判定
し、当該目標左右スリップ率差ΔＳ^* が正値である場合
にはステップＳ１４０４に移行し、そうでない場合には
ステップＳ１４０５に移行する。[0085] On the other hand, in step S1403, the target lateral slip ratio difference [Delta] S ^* is equal to or a positive value, when the target lateral slip rate difference [Delta] S ^* is positive value shifts to step S1404 Otherwise, the process moves to step S1405.

【００８６】前記ステップＳ１４０４では、下記１５−
１式〜１５−４式に従って各車輪の目標スリップ率Ｓ_i
^* を算出してから前記図３の演算処理のステップＳ１５
に移行する。In step S1404, the following 15-
The target slip ratio S _{i of} each wheel according to Equations 1 to 15-4
^* Is calculated, and then step S15 of the calculation processing of FIG.
Move to

【００８７】 Ｓ_FL ^* ＝０ ………(15-1) Ｓ_FR ^* ＝max(ΔＳ^* ，0.03） ………(15-2) Ｓ_RL ^* ＝０ ………(15-3) Ｓ_RR ^* ＝max(ΔＳ^* ，0.03） ………(15-4) 但し、式中、 ｍａｘ：最大値選出 を示す。S _FL ^* = 0... (15-1) S _FR ^* = max (ΔS ^* , 0.03)... (15-2) S _RL ^* = 0... (15-3) S _RR ^* = Max (ΔS ^* , 0.03) (15-4) where max: maximum value selection.

【００８８】前記ステップＳ１４０５では、下記１６−
１式〜１６−４式に従って各車輪の目標スリップ率Ｓ_i
^* を算出してから前記図３の演算処理のステップＳ１５
に移行する。In step S1405, the following 16-
The target slip ratio S _{i of} each wheel according to Equations 1 to 16-4
^* Is calculated, and then step S15 of the calculation processing of FIG.
Move to

【００８９】 Ｓ_FL ^* ＝max(｜ΔＳ^* ｜，0.03） ………(16-1) Ｓ_FR ^* ＝０ ………(16-2) Ｓ_RL ^* ＝max(｜ΔＳ^* ｜，0.03） ………(16-3) Ｓ_RR ^* ＝０ ………(16-4) 次に、本実施形態の作用について説明する。まず、本実
施形態の車両挙動制御の全体的な作用の前に、前記図８
の演算処理の作用について説明する。[0089] ^{_{S FL * = max (| ΔS}} * |, 0.03) ......... (16-1) S FR * = 0 ......... (16-2) S RL * = max (| ΔS * |, 0.03) (16-3) _SRR ^* = 0 (16-4) Next, the operation of the present embodiment will be described. First, before the overall operation of the vehicle behavior control of the present embodiment, FIG.
The operation of the calculation processing will be described.

【００９０】前記図３の演算処理のステップＳ８で算出
される目標ヨーレートψ^'*は、前述のように例えばタイ
ヤのグリップ範囲内で車両がニュートラルステアを達成
するときの発生ヨーレートであるから、単純には実ヨー
レート（の絶対値）ψ' が目標ヨーレート（の絶対値）
ψ^'*より小さければアンダステア状態，大きければオー
バステア状態であると言える。そこで、同じく図３の演
算処理のステップＳ１１で算出される目標左右ホイール
シリンダ圧差ΔＰ₁ ^* は前述のように目標モーメントＭ
^* を発生し、この目標モーメントＭ^* は、例えばアンダ
ステア状態では、車両にオーバステア方向のアンチスピ
ンモーメント（正確にはスピンモーメントと表記すべき
であろう）を与え、オーバステア状態では、車両にアン
ダステア方向のアンチスピンモーメントを与える。従っ
て、ヨーレートをフィードバックしながら、目標ホイー
ルシリンダ圧が達成されれば、オーバステアやアンダス
テアが修正されて、タイヤのグリップ範囲内でのニュー
トラルステアが得られる。Since the target yaw rate ψ ^{′ *} calculated in step S8 of the calculation processing of FIG. 3 is a yaw rate generated when the vehicle achieves neutral steering within the grip range of the tire, as described above, it is simple. Is the actual yaw rate (absolute value) ψ 'is the target yaw rate (absolute value)
小 さ If it is smaller than ^'* , it can be said that it is in the understeer state, and if it is larger, it is in the oversteer state. Therefore, the target left and right wheel cylinder pressure difference ΔP ₁ ^{* also} calculated in step S11 of the calculation processing in FIG.
^{In the} understeer state, for example, an anti-spin moment in the oversteer direction (which should be accurately described as a spin moment) is given to the vehicle, and in the oversteer state, the target moment M ^* Gives the antispin moment of Therefore, if the target wheel cylinder pressure is achieved while feeding back the yaw rate, oversteer and understeer are corrected, and neutral steer within the grip range of the tire is obtained.

【００９１】従って、例えば左旋回時にオーバステア状
態となり、それを修正するために右回りの目標モーメン
トＭ^* が必要になった場合を考えると、この図８の演算
処理では、まずステップＳ１２０１で目標左右ホイール
シリンダ圧差ΔＰ₁ ^* が正値か否か_, 即ち前左ホイール
シリンダ圧Ｐ_FLを前右ホイールシリンダ圧Ｐ_FRより大き
くするか或いは前右ホイールシリンダ圧Ｐ_FRを前左ホイ
ールシリンダ圧Ｐ_FLより大きくするかの判定を行い、前
者の場合にはステップＳ１２０２以後のフローへ進み、
後者の場合にはステップＳ１２０３以後のフローへ進
む。ここでは右回りの目標モーメントＭ^* が必要なの
で、前右ホイールシリンダ圧Ｐ_FRを前左ホイールシリン
ダ圧Ｐ_FLより大きくするべきであるから、ステップＳ１
２０３以後のフローについて考察する。このステップＳ
１２０３以後のフローでは、例えばブレーキペダルが大
きく踏込まれているなどにより、目標左右ホイールシリ
ンダ圧差の半分値の絶対値｜ΔＰ₁ ^* ／２｜（符号を修
正しているだけで実質的には目標左右ホイールシリンダ
圧差の半分値（ΔＰ₁ ^* ／２）と同じ）が前左ホイール
シリンダ圧Ｐ_FL以上である場合にはステップＳ１２１２
に移行して当該目標左右ホイールシリンダ圧差の半分値
の絶対値｜ΔＰ_F ^* ／２｜が前輪ホイールシリンダ圧減
少量ΔＰ_F(-)と共に前輪ホイールシリンダ圧増加量ΔＰ
_F(+)にも設定され、次のステップＳ１２１３では前左ホ
イールシリンダ圧Ｐ_FLから前輪ホイールシリンダ圧減少
量ΔＰ_F(-)が減じられて前左目標ホイールシリンダ圧Ｐ
_FL ^* となり、前右ホイールシリンダ圧Ｐ_FRに前輪ホイー
ルシリンダ圧増加量ΔＰ_F(+)が加えられて前右目標ホイ
ールシリンダ圧Ｐ_FR ^* となる。Therefore, for example, considering a case where an oversteer state occurs during a left turn and a clockwise target moment M ^* is required to correct the oversteer state, first in step S1201, in the calculation processing of FIG. whether the wheel cylinder pressure difference [Delta] P ₁ ^* is a positive _value, i.e. from the front left wheel cylinder pressure P _FL and the front right wheel cylinder pressure P _FR to greater than or front right wheel cylinder pressure P _FR of the front left wheel cylinder pressure P _FL It is determined whether to increase the size. In the former case, the process proceeds to the flow after step S1202,
In the latter case, the process proceeds to the flow after step S1203. Since we need ^* clockwise target moment M, the front right wheel cylinder pressure P _FR because before it should be larger than the left wheel cylinder pressure P _FL, step S1
Consider the flow after 203. This step S
In the flow after 1203, the absolute value | ΔP ₁ ^* / 2 | of the half value of the target left and right wheel cylinder pressure difference (for example, the sign If the half value (same as ΔP ₁ ^* / 2) of the left and right wheel cylinder pressure difference is equal to or more than the front left wheel cylinder pressure P _FL , step S1212.
And the absolute value | ΔP _F ^* / 2 | of the half value of the target right and left wheel cylinder pressure difference becomes the front wheel cylinder pressure increase ΔP together with the front wheel cylinder pressure decrease ΔP _{F (-).
F (+)} , and in the next step S1213, the front wheel cylinder pressure reduction amount ΔP _{F (−)} is subtracted from the front left wheel cylinder pressure P _FL, and the front left target wheel cylinder pressure P
_FL ^* next, a front right wheel cylinder pressure P right target previous front wheel cylinder pressure increase amount ΔP F ₍₊₎ is applied to the _FR wheel cylinder pressure P _FR ^*.

【００９２】一方、ブレーキペダルが踏込まれていない
とか、或いは少ししか踏込まれていないなどにより、元
々、前右ホイールシリンダ圧Ｐ_FLが小さく、その結果、
目標左右ホイールシリンダ圧差の半分値の絶対値｜ΔＰ
₁ ^* ／２｜が前左ホイールシリンダ圧Ｐ_FL未満であると
判定された場合には、ステップＳ１２１１に移行して前
左ホイールシリンダ圧Ｐ_FLが前輪ホイールシリンダ圧減
少量ΔＰ_F(-)に設定され、それが次のステップＳ１２１
３でそのまま前左ホイールシリンダ圧Ｐ_FLから減じられ
るので前左目標ホイールシリンダ圧Ｐ_FL ^* は実質的に
“０”になってしまうのである。これに対して、前記目
標左右ホイールシリンダ圧差の絶対値｜ΔＰ₁ ^* ｜から
前左ホイールシリンダ圧Ｐ_FLを減じた値が前輪ホイール
シリンダ圧増加量ΔＰ_F(+)に設定され、それが次のステ
ップＳ１２１３で前右ホイールシリンダ圧Ｐ_FRに加えら
れて前右目標ホイールシリンダ圧Ｐ_FR ^* になる。つま
り、制御の直前に前左右ホイールシリンダ圧Ｐ_FL，Ｐ_FR
が等しい状態から、これらの前左右目標ホイールシリン
ダ圧Ｐ_FL ^* ，Ｐ_FR ^* 達成されると、前左ホイールシリン
ダ圧Ｐ_FLは“０”となるが、前右ホイールシリンダ圧Ｐ
_FRは実質的に目標左右ホイールシリンダ圧差の絶対値｜
ΔＰ₁ ^* ｜と同じ値になり、必要な前左右輪間のホイー
ルシリンダ圧差が得られるのである。On the other hand, the front right wheel cylinder pressure P _FL is originally small because the brake pedal is not depressed or is depressed only a little.
Absolute value | ΔP of half of target left and right wheel cylinder pressure difference
To _- is when it is determined that front is less than the left wheel cylinder pressure P _FL is left wheel before the operation proceeds to step S1211 cylinder pressure P _FL is front wheel cylinder圧減small amount ^{_{ΔP F () | 1 * /}} 2 Is set, and the next step S121
In step 3, since the front left wheel cylinder pressure P _FL ^* is directly subtracted from the front left wheel cylinder pressure P _{FL, the} front left target wheel cylinder pressure P _FL ^* becomes substantially “0”. On the other hand, a value obtained by subtracting the front left wheel cylinder pressure P _FL from the absolute value | ΔP ₁ ^* | of the target left and right wheel cylinder pressure difference is set as the front wheel cylinder pressure increase ΔP _{F (+).} It made before the right target wheel cylinder pressure P _FR ^* is applied to the front right wheel cylinder pressure P _FR in the step S1213. In other words, immediately before the control, the front left and right wheel cylinder pressures P _FL , P _FR
Are equal, the front left and right target wheel cylinder pressures P _FL ^* and P _FR ^{* are} achieved, the front left wheel cylinder pressure P _FL becomes “0”, but the front right wheel cylinder pressure P _FL becomes “0”.
_FR is the absolute value of the target left and right wheel cylinder pressure difference |
ΔP ₁ ^* |, and a necessary wheel cylinder pressure difference between the front left and right wheels can be obtained.

【００９３】これと同様の目標ホイールシリンダ圧Ｐ_i
^* の設定（後輪を含む）が、例えば前記ステップＳ１２
１４以後のフロー（後輪側）及びステップＳ１２０２以
後のフロー（前後輪側）で設定される。従って、例えば
旋回中、最も大きなコーナリングフォースを発生してい
る前旋回外輪ではホイールシリンダ圧がやや大きくなる
ことから、当該前旋回外輪のグリップ力やコーナリング
フォースがさほど低下することもなく、例えば走行ライ
ンが外側にずれてしまうようなことを抑制防止でき、合
わせて車両全体としてのホイールシリンダ圧は変化しな
いので、車体速度を適切に減速したり、制動距離を確保
したりすることも可能である。なお、前左ホイールシリ
ンダ圧Ｐ_FLが目標左右ホイールシリンダ圧減少量ΔＰ
_F(-)に設定され且つ目標左右ホイールシリンダ圧差の絶
対値｜ΔＰ₁ ^* ｜から前左ホイールシリンダ圧Ｐ_FLを減
じた値が目標左右ホイールシリンダ圧増加量ΔＰ_F(+)に
設定されるような場合には、前述のように、元々、ライ
ン圧が小さいので、車両挙動制御の応答性を確保するた
めにより確実なホイールシリンダ圧差が得られるように
しているのである。A similar target wheel cylinder pressure P _i
The setting of ^* (including the rear wheel) is performed, for example, in step S12.
The flow is set in the flow after 14 (rear wheel side) and the flow after step S1202 (front and rear wheel side). Therefore, for example, during turning, since the wheel cylinder pressure is slightly increased in the front turning outer wheel that generates the largest cornering force, the grip force and the cornering force of the front turning outer wheel do not decrease so much, and Can be prevented from being shifted outward, and the wheel cylinder pressure of the vehicle as a whole does not change, so that the vehicle speed can be appropriately reduced and the braking distance can be secured. The front left wheel cylinder pressure P _FL is equal to the target left and right wheel cylinder pressure reduction amount ΔP
_{F (-)} and a value obtained by subtracting the front left wheel cylinder pressure P _FL from the absolute value | ΔP ₁ ^* | of the target left and right wheel cylinder pressure difference is set as the target left and right wheel cylinder pressure increase ΔP _{F (+).} In such a case, as described above, since the line pressure is originally small, a more reliable wheel cylinder pressure difference is obtained in order to secure the response of the vehicle behavior control.

【００９４】次に、前記図３の演算処理のステップＳ１
３乃至ステップＳ１８及び図９の演算処理の作用につい
て説明する。まず、前述のように図３の演算処理のステ
ップＳ１３で算出される目標左右スリップ率差ΔＳ
^* は、元来、例えば車両がニュートラルステア状態で旋
回している或いは直進走行しているときの前左右輪間或
いは後左右輪間の車輪速Ｖｗ_i の差を推定車体速度との
比で表したものであるから、目標ヨーレート偏差Δψ^'*
の大きさによって自ずと決まってくる。また、例えば高
速で極端な操舵を行ったときのように目標ヨーレート偏
差Δψ^'*が過大となる状況を想定していないから、少な
くとも左右何れか一方の車輪のスリップ率Ｓ_i が“０”
の状態で、他方の車輪のスリップ率Ｓ_i を目標左右スリ
ップ率差（又はその絶対値）ΔＳ^* とするような場合で
も、当該他方の車輪がスリップ過剰となってロック傾向
に陥ることはない。Next, step S1 of the calculation processing of FIG.
The operation of steps 3 to S18 and the calculation processing of FIG. 9 will be described. First, as described above, the target left / right slip ratio difference ΔS calculated in step S13 of the calculation process in FIG.
Table with ^* is originally for example the ratio of the vehicle and the estimated vehicle speed difference of the wheel speed Vw _i between right and left front wheels or between the rear left and right wheels when the vehicle is turning to have or traveling straight in a neutral steering state Target yaw rate deviation Δψ ^'*
It is decided naturally by the size of. Further, since it is not assumed that the target yaw rate deviation Δψ ^{′ *} becomes excessive as in the case of extreme steering at a high speed, for example, the slip ratio S _{i of} at least one of the right and left wheels is “0”.
In the state, the target lateral slip ratio difference of slip ratio S _i of the other wheel (or its absolute value) even when [Delta] S ^* to as, the other wheel will not fall into locking tendency becomes excessive slip .

【００９５】従って、次のステップＳ１４で図９の演算
処理が行われると、まずステップＳ１４０１でブレーキ
ペダルの踏込み中であるか否かを判定する。これは、後
述する目標スリップ率Ｓ_i ^* に前記通常アンチロックブ
レーキ制御用の基準スリップ率Ｓ₀ を設定するためであ
り、前述のようにブレーキペダルを踏込んでいないとき
に前記目標左右スリップ率差（又はその絶対値）ΔＳ^*
が或る車輪の目標スリップ率Ｓ_i ^* に設定されてもその
車輪がロック傾向に陥ることはないから、ステップＳ１
４０４やステップＳ１４０５では、後述の上限規制値
（0.25）を設けない。そして、ブレーキペダルの踏込み
中にはステップＳ１４０２に移行して、前記１４−１式
〜１４−４式に従って各車輪の目標スリップ率Ｓ_i ^* が
設定される。ここで、前記目標左右スリップ率差ΔＳ^*
の絶対値が比較的小さな領域では、前記通常アンチロッ
クブレーキ制御用の基準スリップ率Ｓ₀ と当該目標左右
スリップ率差ΔＳ^* との加減算値が目標スリップ率Ｓ_i
^* に設定されるが、当該基準スリップ率Ｓ₀ に目標左右
スリップ率差ΔＳ^* を和した値が大き過ぎる場合には上
限規制値（0.25），つまり２５％でリミッタとなる。ま
た、基準スリップ率Ｓ ₀ から目標左右スリップ率差ΔＳ
^* を減じた値が小さ過ぎる場合には、制動力の抜けを防
止するために下限規制値（0.03），つまり３％でリミッ
タとなる。つまり、凡そブレーキペダルの踏込み中に
は、前記通常アンチロックブレーキ制御用の基準スリッ
プ率Ｓ₀ を中心として、発生する目標ヨーレート偏差Δ
ψ^'*の方向を反映し且つ当該目標ヨーレート偏差Δψ^'*
の大きさに比例した分だけ、目標スリップ率Ｓ_i ^* が増
減されることになる。Therefore, in the next step S14, the operation shown in FIG.
When the process is performed, first, in step S1401, the brake
It is determined whether or not the pedal is being depressed. This is after
Target slip ratio S to be described_i ^*Above the normal anti-lock
Reference slip ratio S for rake control₀To set
When the brake pedal is not depressed as described above
The target left-right slip ratio difference (or its absolute value) ΔS^*
Is the target slip ratio S of a certain wheel_i ^*Even if set to
Since the wheels do not tend to lock, step S1
In step 404 and step S1405, the upper limit value
(0.25) is not provided. Then, depress the brake pedal
In step S1402, the process proceeds to step S1402, where
Target slip ratio S of each wheel according to formulas 14-4_i ^*But
Is set. Here, the target left-right slip ratio difference ΔS^*
In the region where the absolute value of
Reference slip ratio S for brake control₀And the target left and right
Slip ratio difference ΔS^*Is the target slip ratio S_i
^*, The reference slip ratio S₀Left and right
Slip ratio difference ΔS^*If the sum of
The limiter is the limit value (0.25), that is, 25%. Ma
The reference slip rate S ₀From the target left and right slip rate difference ΔS
^*If the value obtained by subtracting is too small, it will prevent
Limit at the lower limit (0.03), that is, 3%.
Become That is, while the brake pedal is being depressed
Is the reference slip for normal anti-lock brake control.
Rate S₀Target yaw rate deviation Δ
ψ^'*And the target yaw rate deviation Δψ^'*
Target slip ratio S by the amount proportional to the magnitude of_i ^*Increased
Will be reduced.

【００９６】一方、ブレーキペダルを踏込んでいないと
きにはステップＳ１４０３に移行して前記目標ヨーレー
ト偏差Δψ^'*，即ち目標左右スリップ率差ΔＳ^* の方向
性，つまり何れの車輪に制動力を与え、何れの車輪には
制動力を与えないかが判定される。そして、目標ヨーレ
ート偏差Δψ^'*の方向性から前後右輪に制動力を付与す
る場合にはステップＳ１４０４に移行して前記１５−１
式〜１５−４式に従って各車輪の目標スリップ率Ｓ_i ^*
が設定され、前後左輪に制動力を付与する場合にはステ
ップＳ１４０５に移行して前記１６−１式〜１６−４式
に従って各車輪の目標スリップ率Ｓ_i ^* が設定される。
ここでは、左右何れか一方の車輪の目標スリップ率Ｓ_i
^* は零となるから制動力は付与されず、他方の車輪にの
み主として目標左右スリップ率差（又はその絶対値）Δ
Ｓ^* からなる目標スリップ率Ｓ_i ^* を達成するように制
動力が付与されることになる。但し、このときの下側リ
ミッタは下限規制値（0.03），つまり３％である。On the other hand, unless the brake pedal is depressed
In step S1403, the routine proceeds to step S1403, where the target yaw rate
Deviation Δ 偏差^'*, Ie, the target left-right slip ratio difference ΔS^*Direction
Nature, that is, to apply braking force to any of the wheels,
It is determined whether or not to apply a braking force. And target yore
Rate deviation Δψ^'*The braking force to the front and rear right wheels from the direction of
In step S1404, the process proceeds to step S1404.
The target slip ratio S of each wheel according to the formulas (1) to (15-4)_i ^*
Is set to apply braking force to the front and rear left wheels.
Step S1405 and the formulas 16-1 to 16-4 are used.
According to the target slip ratio S of each wheel._i ^*Is set.
Here, the target slip ratio S of one of the left and right wheels_i
^*Is zero, so no braking force is applied and the other wheel
The difference between the target left and right slip ratios (or the absolute value) Δ
S^*Target slip ratio S_i ^*To achieve
Power will be applied. However, at this time
Mitter is the lower limit value (0.03), that is, 3%.

【００９７】図３の演算処理における次のステップＳ１
５では、前記算出された各車輪の目標スリップ率Ｓ_i ^*
に応じた各車輪の目標車輪速Ｖｗ_i ^* が算出される。こ
こで、若し目標ヨーレート偏差（又はその絶対値）Δψ
^'*が大きくなれば目標左右スリップ率差（又はその絶対
値）ΔＳ^* が大きくなるから、前記目標スリップ率Ｓ _i
^* が増加される車輪の目標車輪速Ｖｗ_i ^* は小さくな
る。つまり、目標ヨーレート偏差Δψ^'*が発生すると、
制動力を増加させる側の車輪の目標車輪速Ｖｗ_i ^* が小
さくなるのである（但し、制動中はリミッタがある）。Next step S1 in the calculation processing of FIG.
5, the calculated target slip ratio S of each wheel is calculated._i ^*
Target wheel speed Vw of each wheel according to_i ^*Is calculated. This
Here, if the target yaw rate deviation (or its absolute value) Δψ
^'*Becomes larger, the target left / right slip ratio difference (or its absolute
Value) ΔS^*Becomes larger, the target slip ratio S _i
^*Is the target wheel speed Vw of the wheel for which_i ^*Is small
You. That is, the target yaw rate deviation Δψ^'*Occurs,
Target wheel speed Vw of the wheel that increases the braking force_i ^*Is small
It will be cheaper (however, there is a limiter during braking).

【００９８】そして、次のステップＳ１６で現在の車輪
速Ｖｗ_i から目標車輪速Ｖｗ_i ^* を減じて目標車輪速偏
差ΔＶｗ_i ^* が算出され、次のステップＳ１７で当該目
標車輪速偏差ΔＶｗ_i ^* 及びその時間微分値に応じた第
２目標ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ_2i ^* が算出され、
次のステップＳ１８で現在のホイールシリンダ圧Ｐ_iに
前記第２目標ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ_2i ^* を和し
て第２目標ホイールシリンダ圧Ｐ_2i ^* が算出される。つ
まり、前述のように制動力を増加させる側の車輪の目標
車輪速Ｖｗ_i ^* は目標ヨーレート偏差Δψ^'*の発生と共
に小さく設定されてゆくのであるが、高μ路面などで制
動力を付与しても実際の車輪速Ｖｗ_i が減速しない場合
には目標車輪速偏差ΔＶｗ_i ^* が大きくなり、その結
果、第２目標ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ_2i ^* が大き
くなって第２目標ホイールシリンダ圧Ｐ_2i ^* も大きくな
る。一方、低μ路面などで制動力を付与すると車輪速Ｖ
ｗ_iが直ぐに減速してしまい、目標車輪速偏差ΔＶｗ_i
^* と共に第２目標ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ_2i ^* が
小さくなって第２目標ホイールシリンダ圧Ｐ_2i ^* も小さ
な値になる。[0098] Then, the target wheel speed deviation Delta] Vw _i ^* is calculated from the current wheel speed Vw _i in the next step S16 by subtracting the target wheel speed Vw _i ^*, the target wheel speed deviation at the next step S17 Delta] Vw _i ^* And a second target wheel cylinder pressure increase / decrease amount ΔP _2i ^* corresponding to the time differential value is calculated,
Second target wheel cylinder pressure P _2i ^* is calculated by the sum of the second target wheel cylinder pressure increase amount [Delta] P _2i ^* to the current wheel cylinder pressure P _i in the next step S18. In other words, although the target wheel speed on the side of the wheel to increase the braking force Vw _i ^* is as described above is the Yuku is set smaller with the target yaw rate deviation [Delta] [phi] ^'* of generating the braking force imparted by such high μ road surface target wheel speed deviation Delta] Vw _i ^* becomes large when no deceleration actual wheel speed Vw _i also, as a result, the second target wheel cylinder pressure P and ^* second target wheel cylinder pressure increase amount [Delta] P _2i becomes larger _2i ^* also increases. On the other hand, when braking force is applied on a low μ road surface, the wheel speed V
w _i ends up deceleration immediately, the target wheel speed deviation ΔVw _i
Along with ^* , the second target wheel cylinder pressure increase / decrease amount ΔP _2i ^* decreases, and the second target wheel cylinder pressure P _2i ^* also decreases.

【００９９】従って、図３の演算処理において、ステッ
プＳ１９で目標ホイールシリンダ圧Ｐ_i ^* の選択が行わ
れると、低μ路面では第２目標ホイールシリンダ圧Ｐ_2i
^* が小さな値になる傾向から当該第２目標ホイールシリ
ンダ圧Ｐ_2i ^* が目標ホイールシリンダ圧Ｐ_i ^* に設定さ
れる。一方、高μ路面では第２目標ホイールシリンダ圧
Ｐ_2i ^* が大きな値になる傾向から、相対的に前記第１目
標ホイールシリンダ圧Ｐ_1i ^* が小さくなって当該第１目
標ホイールシリンダ圧Ｐ_1i ^* が目標ホイールシリンダ圧
Ｐ_i ^* に設定される。このようにして目標ホイールシリ
ンダ圧Ｐ_i ^* が設定されると、続くステップＳ２０乃至
ステップＳ２２で当該目標ホイールシリンダ圧Ｐ_i ^* へ
の各車輪のホイールシリンダ圧追従制御が行われる。Therefore, in the calculation process of FIG. 3, when the target wheel cylinder pressure P _i ^* is selected in step S19, the second target wheel cylinder pressure P _{2i on} a low μ road surface.
^* Small said from the tendency value second target wheel cylinder pressure P _2i ^* is set to the target wheel cylinder pressure P _i ^*. On the other hand, on a high μ road surface, since the second target wheel cylinder pressure P _2i ^* tends to be a large value, the first target wheel cylinder pressure P _1i ^* becomes relatively small, and the first target wheel cylinder pressure P _1i ^* Is set to the target wheel cylinder pressure P _i ^* . When the target wheel cylinder pressure P _i ^* is set in this manner, the wheel cylinder pressure following control of each wheel to the target wheel cylinder pressure P _i ^* is performed in subsequent steps S20 to S22.

【０１００】次に、この実施形態によって車両挙動を制
御したシミュレーションについて説明する。図１０は高
μ路面で反転舵角を与えたときのヨーレートの追従修正
制御のタイミングチャートである。なお、このシミュレ
ーションでは、目標ヨーレート偏差Δψ^'*の微小領域に
前述の演算処理には示されていない不感帯領域（−Δ
ψ'₀〜＋Δψ'₀）を設けてある。また、ブレーキペダル
は踏込まれているが、各ホイールシリンダ圧Ｐ_i は発生
しない状況を想定し、その結果、各車輪の目標車輪速Ｖ
ｗ_i ^* には、基本的に、前記アンチロックブレーキ制御
の基準スリップ率Ｓ₀ を反映した値が設定されたものと
する。Next, a description will be given of a simulation in which the vehicle behavior is controlled according to this embodiment. FIG. 10 is a timing chart of the yaw rate follow-up correction control when a reverse steering angle is given on a high μ road surface. In this simulation, the target yaw rate deviation [Delta] [phi] ^'* of the small region not shown in the above-described arithmetic processing dead zone (- [delta
ψ ′ ₀ to + Δψ ′ ₀ ). Further, the brake pedal is depressed, the wheel cylinder pressure P _i is supposed that a situation does not occur, as a result, the target wheel speed V of each wheel
The w _i ^*, basically, it is assumed that the value reflecting the reference slip ratio S ₀ of the anti-lock brake control is set.

【０１０１】このシミュレーションは、舵角中庸状態か
ら時刻ｔ₀₁で左切りし、一旦切り戻して、時刻ｔ₀₃から
右切りして再び切り戻す，所謂スラローム走行を行った
ものであり、時刻ｔ₀₆では中庸状態に復帰する。この舵
角θの経時変化に対し、前記図３の演算処理のステップ
Ｓ８で算出される目標ヨーレートψ^'*は一定の遅れを伴
って同図に破線で示すように設定される。これに対し
て、タイヤグリップ力の高い高μ路面では、前記目標ヨ
ーレートψ^'*からさほど遅れることなく、実線で示すよ
うなヨーレートψ' が発生しようとした。このヨーレー
トψ' の目標ヨーレートψ^'*に対する遅れから、目標ヨ
ーレート偏差Δψ^'*が前記時刻ｔ₀₁から次第に正の領域
で増加し、時刻ｔ₀₂で正の不感帯閾値（＋Δψ'₀）を上
回った。その結果、当該時刻ｔ₀₂以後、前右ホイールシ
リンダ圧Ｐ_FRに対する前右目標ホイールシリンダ圧Ｐ_FR
^* が設定され、それが達成されることによって推定車体
速度Ｖ_X は次第に減速することになる。このとき、高μ
路面でのヨーレートψ' は目標ヨーレートψ^'*に対して
さほど遅れないので、目標ヨーレート偏差Δψ^'*もさほ
ど大きな値にならず、前記正の不感帯閾値（＋Δψ'₀）
よりも大きい当該目標ヨーレート偏差Δψ^'*だけを反映
して図３の演算処理のステップＳ１２で算出された前右
第１目標ホイールシリンダ圧Ｐ_1FR ^* は比較的小さな値
となった。[0101] In this simulation, the left turn at a time t ₀₁ from the steering angle moderate state, once cut back, switched back again to the right turn from the time t _03, are those that were carried out so-called slalom traveling, the time t ₀₆ Then return to the medium state. The target yaw rate ψ ^{′ *} calculated in step S8 of the calculation processing of FIG. 3 is set with a certain delay with respect to the temporal change of the steering angle θ as shown by a broken line in FIG. On the other hand, on a high μ road surface having a high tire grip force, the yaw rate ψ ^′ as indicated by the solid line was likely to occur without much delay from the target yaw rate ψ ^{′ *} . Due to the delay of the yaw rate ψ ^{′ with} respect to the target yaw rate ψ ^{′ *} , the target yaw rate deviation Δψ ^{′ *} gradually increases in the positive region from the time t ₀₁ and exceeds the positive dead zone threshold (+ Δψ ′ ₀ ) at the time t ₀₂ . . As a result, the time t ₀₂ after the front right wheel cylinder pressure before the right target for the P _FR wheel cylinder pressure P _FR
^* Is set, the estimated vehicle speed V _X by which it is achieved will be decelerated gradually. At this time, high μ
Since the yaw rate ψ ′ on the road surface does not significantly lag the target yaw rate ψ ^{′ *} , the target yaw rate deviation Δψ ^{′ *} does not become too large, and the positive dead zone threshold (+ Δψ ′ ₀ )
The front right first target wheel cylinder pressure P _1FR ^* calculated in step S12 of the calculation processing in FIG. 3 by reflecting only the target yaw rate deviation Δψ ^{′ *} that is larger than the target yaw rate deviation Δψ ^{′ *} has a relatively small value.

【０１０２】一方、前記正の不感帯閾値（＋Δψ'₀）を
越える目標ヨーレート偏差Δψ^'*に応じて図３の演算処
理のステップＳ１３乃至１５では目標左右スリップ率差
ΔＳ _i ^* ，目標スリップ率Ｓ_i ^* ，目標車輪速Ｖｗ_i ^*
が算出される。即ち、図１０に破線で示すように、前右
目標車輪速Ｖｗ_FR ^* は前記基準スリップ率Ｓ₀ に応じた
値よりも小さく設定され、前左目標車輪速Ｖｗ_FL ^* はそ
れより大きく設定される。この制動力制御の初期段階で
は、前右目標車輪速Ｖｗ_FR ^* に対する前右輪速Ｖｗ_FRが
高いので、図３の演算処理のステップＳ１６で算出され
る前右目標車輪速偏差ΔＶｗ_FR ^* も大きく、従って続く
ステップＳ１７で算出される前右第２目標ホイールシリ
ンダ増減圧量ΔＰ_2FR ^* が大きくなり、続くステップＳ
１８で算出される前右第２目標ホイールシリンダ圧Ｐ
_2FR ^* も大きくなる。そのため、続くステップＳ１９で
前記前右第１目標ホイールシリンダ圧Ｐ_1FR ^* が前右目
標ホイールシリンダＰ_FR ^* に設定される。しかしなが
ら、タイヤグリップ力の高い高μ路面では、制動力が大
きくなったその後も前右輪速Ｖｗ_FRがさほど減速せず、
従って前右目標車輪速偏差ΔＶｗ_FR ^* も大きいままであ
るために前右第２目標ホイールシリンダ圧Ｐ_2FR ^* も大
きく、結果的に前記前右第１目標ホイールシリンダ圧Ｐ
_1FR ^* が前右目標ホイールシリンダＰ_FR ^* に設定され続
けることになった。なお、この前右目標ホイールシリン
ダＰ_FR ^* に追従した前右ホイールシリンダ圧Ｐ_FRは、当
該高μ路面で車輪をロックさせるロック圧Ｐ_FR-LOCK よ
りも小さく、アンチロックブレーキ制御は開始されなか
った。On the other hand, the positive dead zone threshold (+ Δψ '₀)
Target yaw rate deviation Δψ^'*Calculation processing of FIG.
In steps S13 to S15, the target left-right slip ratio difference
ΔS _i ^*, Target slip rate S_i ^*, Target wheel speed Vw_i ^*
Is calculated. That is, as shown by the broken line in FIG.
Target wheel speed Vw_FR ^*Is the reference slip ratio S₀According to
Is set to be smaller than the front left target wheel speed Vw._FL ^*Haso
It is set larger than this. In the early stage of this braking force control
Is the front right target wheel speed Vw_FR ^*Front right wheel speed Vw_FRBut
Since it is high, it is calculated in step S16 of the arithmetic processing in FIG.
Right target wheel speed deviation ΔVw_FR ^*Is also large and therefore continues
The front right second target wheel series calculated in step S17.
Pressure increase / decrease amount ΔP_2FR ^*Increases, and the following step S
Front right second target wheel cylinder pressure P calculated at 18
_2FR ^*Also increases. Therefore, in the following step S19
The front right first target wheel cylinder pressure P_1FR ^*Is the front right eye
Target wheel cylinder P_FR ^*Is set to But
The braking force is large on high μ road surfaces with high tire grip.
Front right wheel speed Vw_FRWithout slowing down so much,
Therefore, the front right target wheel speed deviation ΔVw_FR ^*Also remains large
Front right second target wheel cylinder pressure P_2FR ^*Also large
As a result, the front right first target wheel cylinder pressure P
_1FR ^*Is the front right target wheel cylinder P_FR ^*Set to continue
I decided to go. Note that the front right wheel cylinder
Da P_FR ^*Right wheel cylinder pressure P following_FRIs the
Lock pressure P for locking wheels on the high μ road surface_FR-LOCKYo
The anti-lock brake control is not started
Was.

【０１０３】やがて、時刻ｔ₀₄で目標ヨーレート偏差Δ
ψ^'*は正の不感帯閾値（＋Δψ'₀）以下となったため、
前右ホイールシリンダ圧Ｐ_FRに対する前右目標ホイール
シリンダ圧Ｐ_FR ^* は零となり、合わせて前右目標車輪速
Ｖｗ_FR ^* 及び前左目標車輪速Ｖｗ_FL ^* は前記基準スリッ
プ率Ｓ₀ に応じた値に復帰するが、その後、目標ヨーレ
ート偏差Δψ^'*は負の領域での減少に転じ、やがて時刻
ｔ₀₅で負の不感帯閾値（−Δψ'₀）を下回った。そのた
め、この後は前左ホイールシリンダ圧Ｐ_FLに対する前左
目標ホイールシリンダ圧Ｐ_FL ^* が設定され、それが達成
されることによって推定車体速度Ｖ_X は次第に減速する
ことになる。このときも、高μ路面での目標ヨーレート
偏差Δψ^'*は小さく、前記負の不感帯閾値（−Δψ'₀）
よりも小さい当該目標ヨーレート偏差（の絶対値）Δψ
^'*だけを反映した前左第１目標ホイールシリンダ圧Ｐ
_1FL ^* は比較的小さく、前左目標車輪速偏差ΔＶｗ_FL ^*
の大きな前左第２目標ホイールシリンダ圧Ｐ_2FL ^* は大
きかったので、結果的に前記前左第１目標ホイールシリ
ンダ圧Ｐ_1FL ^* が前左目標ホイールシリンダＰ_FL ^* に設
定され続けることになった。Then, at time t ₀₄ , the target yaw rate deviation Δ
ψ ^'* is below the positive dead zone threshold (+ Δψ' ₀ ),
Front right target wheel cylinder pressure for the front right wheel cylinder pressure P _FR P _FR ^* becomes zero, together front right target wheel speed Vw _FR ^* and the front left target wheel speed Vw _FL ^* are in accordance with the reference slip ratio S ₀ While returning to the value, then the target yaw rate deviation [Delta] [phi] ^'* is started to decline in the negative region, the negative dead zone threshold (-Derutapusai at time t ₀₅ eventually' below the _0). Therefore, this later is set before the left target wheel cylinder pressure P _FL ^* for the front left wheel cylinder pressure P _FL, estimated vehicle speed V _X by which it is achieved will be decelerated gradually. Also at this time, the target yaw rate deviation Δψ ^{′ * on} a high μ road surface is small, and the negative dead zone threshold (−Δψ ′ ₀ )
The target yaw rate deviation (absolute value) Δψ smaller than
Front left first target wheel cylinder pressure P reflecting only ^'*
_1FL ^* is relatively small, and the front left target wheel speed deviation ΔVw _FL ^*
The front left second target wheel cylinder pressure P _2FL ^* was large, and as a result, the front left first target wheel cylinder pressure P _1FL ^* continued to be set to the front left target wheel cylinder P _FL ^* . .

【０１０４】その後、揺り返しによる左回りのヨーレー
トψ' が僅かに発生したが、目標ヨーレート偏差Δψ^'*
が正の不感帯閾値（＋Δψ'₀）を上回ることはなく、制
動力制御は行われなかった。Thereafter, the counterclockwise yaw rate ψ ′ due to the swingback slightly occurred, but the target yaw rate deviation Δψ ^{′ *}
Did not exceed the positive dead zone threshold (+ Δψ ′ ₀ ), and no braking force control was performed.

【０１０５】次に、本実施形態により低μ路面で反転舵
角を与えたときのヨーレートの追従修正制御について図
１１のタイミングチャートを用いて説明する。このシミ
ュレーションの前提条件は前記図１０のそれと同様であ
る。Next, the yaw rate follow-up correction control when a reverse steering angle is given on a low μ road surface according to the present embodiment will be described with reference to the timing chart of FIG. The preconditions for this simulation are the same as those in FIG.

【０１０６】このシミュレーションは、舵角中庸状態か
ら時刻ｔ₁₁で左切りし、切り戻してから、時刻ｔ₁₄から
右切りに転じ、再び切り戻してスラローム走行を行った
ものであり、時刻ｔ₂₂では中庸状態に復帰する。この舵
角θの経時変化に対する目標ヨーレートψ^'*も、前記図
１０に示すものと同様、一定の遅れを伴って同図に破線
で示すように設定される。これに対して、タイヤグリッ
プ力の低い低μ路面では、前記目標ヨーレートψ^'*から
やや遅れて、実線で示すようなヨーレートψ'が発生し
ようとした。このヨーレートψ' の目標ヨーレートψ^'*
に対する遅れから、目標ヨーレート偏差Δψ^'*が前記時
刻ｔ₁₁から次第に正の領域で増加し、時刻ｔ₁₂で正の不
感帯閾値（＋Δψ'₀）を上回った。その結果、当該時刻
ｔ₁₂以後、前右ホイールシリンダ圧Ｐ_FRに対する前右目
標ホイールシリンダ圧Ｐ_FR ^* が設定され、それが達成さ
れることによって推定車体速度Ｖ_X は次第に減速するこ
とになる。このときは、低μ路面でのヨーレートψ' が
目標ヨーレートψ^'*に対して大きく遅れようとするの
で、目標ヨーレート偏差Δψ^'*は比較的大きな値とな
り、前記正の不感帯閾値（＋Δψ'₀）よりも大きい当該
目標ヨーレート偏差Δψ ^'*だけを反映して算出される前
右第１目標ホイールシリンダ圧Ｐ_1FR ^* は同図に二点鎖
線で示すように比較的大きな値となった。In this simulation, it is determined whether the steering angle is in the middle state.
Time t₁₁At the time t₁₄From
Turned to the right and turned back again for slalom running
At time t_{twenty two}Then return to the medium state. This rudder
Target yaw rate 変 化 for change over time of angle θ^'*Also the figure above
As shown in FIG. 10, a broken line is shown in FIG.
Are set as shown in FIG. In contrast, tire grip
On low μ road surfaces with low braking force, the target yaw rate ψ^'*From
With a slight delay, the yaw rate ψ 'as shown by the solid line
I tried. This yaw rate ψ 'target yaw rate ψ^'*
From the target yaw rate deviation Δψ^'*Is when
Time t₁₁Gradually increases in the positive region from time t₁₂Positive
Sensation zone threshold (+ Δψ '₀). As a result,
t₁₂Thereafter, the front right wheel cylinder pressure P_FRFront right eye against
Target wheel cylinder pressure P_FR ^*Is set and it is achieved
Estimated vehicle speed V_XGradually slow down
And In this case, the yaw rate 低 'on a low μ road surface is
Target yaw rateψ^'*Trying to lag behind
And the target yaw rate deviation Δψ^'*Is a relatively large value
The positive dead zone threshold (+ Δψ ′₀Said) greater than
Target yaw rate deviation Δψ ^'*Just before being calculated to reflect
Right first target wheel cylinder pressure P_1FR ^*Is a two-dot chain in the figure.
The value was relatively large as indicated by the line.

【０１０７】一方、前記正の不感帯閾値（＋Δψ'₀）を
越える目標ヨーレート偏差Δψ^'*が大きいために目標左
右スリップ率差ΔＳ_i ^* ，目標スリップ率Ｓ_i ^* も共に
大きくなり、その結果、図１１に破線で示すように、前
右目標車輪速Ｖｗ_FR ^* は前記基準スリップ率Ｓ₀ だけに
応じた値よりも小さく設定され、前左目標車輪速Ｖｗ _FL
^* はそれより大きく設定される。但し、前右目標車輪速
Ｖｗ_FR ^* は時刻ｔ₁₃の近傍で前記前右目標スリップ率Ｓ
_FR ^* に上限規制値（0.25）のリミッタがかかり、前左目
標車輪速Ｖｗ_FL ^* は時刻ｔ₁₄の近傍で前記前左目標スリ
ップ率Ｓ_FL ^* に下限規制値（0.03）のリミッタがかかっ
た。これに対して、制動力制御の初期段階では、前右目
標車輪速Ｖｗ_FR ^* に対する前右輪速Ｖｗ_FRが高いので前
右目標車輪速偏差ΔＶｗ_FR ^* も大きく、従って前右第２
目標ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ_2FR ^* も前右第２目
標ホイールシリンダ圧Ｐ_2FR ^* も大きくなる。そのた
め、前記前右第１目標ホイールシリンダ圧Ｐ_1FR ^* が前
右目標ホイールシリンダＰ_FR ^* に設定される。On the other hand, the positive dead zone threshold (+ Δψ '₀)
Target yaw rate deviation Δψ^'*Goal left for big
Right slip rate difference ΔS_i ^*, Target slip rate S_i ^*Together
As a result, as shown by the broken line in FIG.
Right target wheel speed Vw_FR ^*Is the reference slip ratio S₀Only
Is set smaller than the corresponding value, and the front left target wheel speed Vw _FL
^*Is set larger than that. However, front right target wheel speed
Vw_FR ^*Is the time t₁₃Near the front right target slip ratio S
_FR ^*To the upper limit value (0.25)
Standard wheel speed Vw_FL ^*Is the time t₁₄Near the front left target slot
Tapping rate S_FL ^*To the lower limit (0.03)
Was. On the other hand, in the initial stage of braking force control,
Standard wheel speed Vw_FR ^*Front right wheel speed Vw_FRBecause it is high
Right target wheel speed deviation ΔVw_FR ^*Is also large, so the second
Target wheel cylinder pressure increase / decrease amount ΔP_2FR ^*Second front right
Target wheel cylinder pressure P_2FR ^*Also increases. That
The front right first target wheel cylinder pressure P_1FR ^*Before
Right target wheel cylinder P_FR ^*Is set to

【０１０８】しかしながら、タイヤグリップ力の低い低
μ路面では、制動力が大きくなったその後、前右輪速Ｖ
ｗ_FRが急速に減速し、従って前右目標車輪速偏差ΔＶｗ
_FR ^*も小さくなる。特に、前記前右目標スリップ率Ｓ_FR
^* に上限規制値（0.25）のリミッタがかかる時刻ｔ₁₃近
傍から前右目標車輪速偏差ΔＶｗ_FR ^* が急速に小さくな
り、その結果、前右第２目標ホイールシリンダ圧Ｐ_2FR
^* が前記前右第１目標ホイールシリンダ圧Ｐ_1FR ^* より
小さくなって、その後は同図に実線で示す当該前右第２
目標ホイールシリンダ圧Ｐ_2FR ^* が前右目標ホイールシ
リンダＰ_FR ^* に設定されることになった。これにより、
前右目標ホイールシリンダＰ_FRの増圧代，つまり前右輪
の制動力の増加率は小さくなったが、前記前右第１目標
ホイールシリンダ圧Ｐ_1FR ^* がロック圧Ｐ_FR-LOCK を越
えてアンチロックブレーキ制御による減圧が開始される
のを遅らせることはできた。However, on a low μ road surface with a low tire grip force, after the braking force increases, the front right wheel speed V
w _FR rapidly decelerates, and therefore the front right target wheel speed deviation ΔV
_FR ^* also becomes smaller. In particular, the front right target slip ratio S _FR
^* Upper limit regulation value (0.25) limiter takes time t ₁₃ before the right target wheel speed deviation from the vicinity Delta] Vw _FR ^* of quickly become very small, as a result, the front right wheel second target wheel cylinder pressure P _2FR
^* _Becomes smaller than the front right first target wheel cylinder pressure P _1FR ^* , and thereafter, the front right second target wheel cylinder pressure P _1FR indicated by a solid line in FIG.
The target wheel cylinder pressure P _2FR ^* is set to the front right target wheel cylinder P _FR ^* . This allows
Increasing the front right target wheel cylinder P _FR圧代, i.e. it was smaller rate of increase in the braking force of the front right wheel, the front right first target wheel cylinder pressure P _1FR ^* is beyond the lock pressure P _FR-LOCK It was possible to delay the start of pressure reduction by the antilock brake control.

【０１０９】しかしながら、前記前右第２目標ホイール
シリンダ圧Ｐ_2FR ^* からなる前右目標ホイールシリンダ
Ｐ_FR ^* に追従した前右ホイールシリンダ圧Ｐ_FRも、時刻
ｔ₁₅で、当該低μ路面で前右輪をロックさせるロック圧
Ｐ_FR-LOCK を上回り、その結果、前右輪速Ｖｗ_FRが前右
目標車輪速Ｖｗ_FR ^* を下回ったため、当該前右ホイール
シリンダ圧Ｐ_FRに対してアンチロックブレーキ制御によ
る減圧制御が開始され、続いて前右輪加減速度Ｖ'w_FRが
増速側に転じて低圧保持された。また、続く時刻ｔ₁₆で
は緩増圧が行われ、時刻ｔ₁₇で前右輪加減速度Ｖ'w_FRが
減速側所定値を下回って高圧保持となったが、時刻ｔ₁₈
で再び前右輪速Ｖｗ_FRが前右目標車輪速偏差ΔＶｗ_FR ^*
を下回って減圧され、以後、時刻ｔ₁₉で緩増圧が行われ
ることになった。この時刻ｔ₁₉以後、前右輪速Ｖｗ_FRは
増速傾向にあり、アンチロックブレーキ制御を終了して
もよい条件が整っており、同時に算出され続けていた前
右目標車輪速偏差ΔＶｗ_FR ^* は次第に増加していて前右
第２目標ホイールシリンダ圧Ｐ_2FR ^* も大きくなってい
た。そして、続く時刻ｔ₂₀では、目標ヨーレート偏差Δ
ψ^'*の減少に伴って、再び、前記前右第１目標ホイール
シリンダ圧Ｐ_1FR ^*が前右第２目標ホイールシリンダ圧
Ｐ_2FR ^* よりも小さくなり、当該前右第１目標ホイール
シリンダ圧Ｐ_1FR ^* が前右目標ホイールシリンダＰ_FR ^*
に設定されることとなった。なお、目標ヨーレート偏差
Δψ^'*の減少に伴って、前右目標車輪速Ｖｗ_FR ^* 及び前
左目標車輪速Ｖｗ_FL ^* は前記基準スリップ率Ｓ₀ に応じ
た値に近づいている。[0109] However, the even front right second target wheel cylinder pressure P _2FR ^* right target wheel before consisting cylinder P _FR ^* front right wheel cylinder pressure follows the P _FR, at time t _15, prior to in the low μ road surface Because the front right wheel speed Vw _FR has become lower than the front right target wheel speed Vw _FR ^* as a result of exceeding the lock pressure P _FR-LOCK for locking the right wheel, the anti-lock brake is applied to the front right wheel cylinder pressure P _FR . The pressure reduction control by the control was started, and subsequently, the front right wheel acceleration / deceleration V′w _FR turned to the speed increasing side and was kept at the low pressure. Further, subsequent in time t ₁₆ is performed gradual pressure increase, but at time t ₁₇ is a front right wheel deceleration V'w _FR becomes high holding below the deceleration side predetermined value, the time t ₁₈
Again, the front right wheel speed Vw _FR becomes the front right target wheel speed deviation ΔVw _FR ^*
Is depressurized below the hereafter, slow pressure increase at time t ₁₉ is to be held. After this time t ₁₉ , the front right wheel speed Vw _FR has a tendency to increase, and conditions for ending the antilock brake control have been set, and the front right target wheel speed deviation ΔVw _FR ^* which has been continuously calculated at the same time ^. Has gradually increased, and the front right second target wheel cylinder pressure P _2FR ^* has also increased. Subsequently, at time t _20, the target yaw rate deviation Δ
With the decrease of ψ ^{′ *,} the front right first target wheel cylinder pressure P _1FR ^* becomes smaller than the front right second target wheel cylinder pressure P _2FR ^* again, and _1FR ^* is the front right target wheel cylinder _PFR ^*
It was decided to be set. Incidentally, as the target yaw rate deviation [Delta] [phi] ^'* reduction, front right target wheel speed Vw _FR ^* and the front left target wheel speed Vw _FL ^* is approaching to a value corresponding to the reference slip ratio S _0.

【０１１０】やがて、時刻ｔ₂₁で目標ヨーレート偏差Δ
ψ^'*は正の不感帯閾値（＋Δψ'₀）以下となったため、
前右ホイールシリンダ圧Ｐ_FRに対する前右目標ホイール
シリンダ圧Ｐ_FR ^* は零となり、合わせて前右目標車輪速
Ｖｗ_FR ^* 及び前左目標車輪速Ｖｗ_FL ^* は前記基準スリッ
プ率Ｓ₀ に応じた値に復帰するが、その後、目標ヨーレ
ート偏差Δψ^'*は負の領域での減少に転じた。しかしな
がら、前記時刻ｔ₁₃以後、前右第２目標ホイールシリン
ダ圧Ｐ_2FR ^* を前右目標ホイールシリンダＰ_FR ^* に設定
することで、制動力の増加率は小さくなったものの、車
両挙動制御に重要な制御初期に制動力を付与し続けるこ
とができ、しかも全体的にもアンチロックブレーキ制御
による減圧代を小さくすることができたので、結果的に
ヨーレートψ' を目標ヨーレートψ^'*に近づけることが
可能となった。そして、これ以後、揺り返しによるヨー
レートψ' が僅かに発生したが、それによる目標ヨーレ
ート偏差Δψ^'*が正負の不感帯閾値（±Δψ'₀）を越え
ることはなく、制動力制御は行われなかった。また、時
刻ｔ₂₃では、前右輪速Ｖｗ_FRが推定車体速度Ｖ_X に復帰
した。At some point in time t_{twenty one}And the target yaw rate deviation Δ
ψ^'*Is the positive dead zone threshold (+ Δψ '₀)
Front right wheel cylinder pressure P_FRFront right target wheel against
Cylinder pressure P_FR ^*Becomes zero and the front right target wheel speed
Vw_FR ^*And the front left target wheel speed Vw_FL ^*Is the reference slip
Rate S₀Return to the value corresponding to
Rate deviation Δψ^'*Turned to decrease in the negative region. But
The time t₁₃After that, the front right second target wheel cylinder
Da pressure P_2FR ^*To the front right target wheel cylinder P_FR ^*Set to
By doing so, the rate of increase in braking force became smaller,
It is important to continue to apply braking force at the beginning of the
And anti-lock brake control as a whole
Reduced the cost of decompression due to
Target yaw rate ψ '^'*Can be closer to
It has become possible. And after this, yaw by swinging back
Although the rate ψ 'slightly occurred, the target yaw rate
Rate deviation Δψ^'*Is the positive / negative dead zone threshold (± Δψ '₀Beyond)
No braking force control was performed. Also when
Time t_{twenty three}Then, the front right wheel speed Vw_FRIs the estimated vehicle speed V_XReturn to
did.

【０１１１】次に、従来例により低μ路面で反転舵角を
与えたときのヨーレートの追従修正制御について図１２
のタイミングチャートを用いて説明する。このシミュレ
ーションの前提条件は前記図１１のそれと同様である。
但し、本実施形態の比較例であるから、図３の演算処理
のステップＳ１３乃至ステップＳ１８がなく、前記第１
目標ホイールシリンダ圧Ｐ_1i ^* がそのまま目標ホイール
シリンダＰ_i ^* に設定されるものとする。また、アンチ
ロックブレーキ制御の基準スリップ率Ｓ₀ は一定である
ものとする。FIG. 12 shows a control for correcting the yaw rate when a reverse steering angle is given on a low μ road surface according to the conventional example.
This will be described with reference to the timing chart of FIG. The preconditions for this simulation are the same as those in FIG.
However, since this is a comparative example of the present embodiment, steps S13 to S18 of the calculation processing in FIG.
It is assumed that the target wheel cylinder pressure P _1i ^* is directly set to the target wheel cylinder P _i ^* . Further, it is assumed that the reference slip ratio S ₀ of the antilock brake control is constant.

【０１１２】このシミュレーションも、舵角中庸状態か
ら時刻ｔ₃₁で左切りし、一旦切り戻して、時刻ｔ₃₄から
右切りして再び切り戻し、時刻ｔ₄₆では中庸状態に復帰
する。この舵角θの経時変化に対する目標ヨーレートψ
^'*も、前記図１１に示すものと同様、一定の遅れを伴っ
て同図に破線で示すように設定される。これに対して、
前記目標ヨーレートψ^'*からやや遅れて、実線で示すよ
うなヨーレートψ' が発生しようとした。従って、目標
ヨーレート偏差Δψ^'*が前記時刻ｔ₃₁から次第に正の領
域で増加し、時刻ｔ₃₂で正の不感帯閾値（＋Δψ'₀）を
上回った。その結果、当該時刻ｔ₃₂以後、前右ホイール
シリンダ圧Ｐ_FRに対する前右目標ホイールシリンダ圧Ｐ
_FR ^* が設定され、それが達成されることによって推定車
体速度Ｖ _X は次第に減速することになる。この前右目標
ホイールシリンダ圧Ｐ_FR ^* に設定される前記前右第１目
標ホイールシリンダ圧Ｐ_1FR ^* は、同図に二点鎖線で示
すように目標ヨーレート偏差Δψ^'*が大きい分だけ大き
な値になる。この前右目標ホイールシリンダＰ_FR ^* に追
従すると、車両挙動制御のための制動力制御開始の初期
段階，つまり時刻ｔ₃₃で前右ホイールシリンダ圧Ｐ_FRが
前右ロック圧Ｐ_{FR-L OCK} を上回り、その結果、前右輪速
Ｖｗ_FRが前右目標車輪速Ｖｗ_FR ^* を下回ったため、当該
前右ホイールシリンダ圧Ｐ_FRに対してアンチロックブレ
ーキ制御による減圧制御が開始されてしまった。これ以
後、時刻ｔ₃₅では低圧保持，時刻ｔ₃₆では緩増圧，時刻
ｔ₃₇で高圧保持となり、時刻ｔ₃₈で再び前右輪速Ｖｗ_FR
が前右目標車輪速偏差ΔＶｗ_FR ^* を下回って減圧され、
以後、時刻ｔ₃₉で低圧保持，時刻ｔ₄₀で緩増圧，時刻ｔ
₄₁で高圧保持，時刻ｔ₄₂で減圧，時刻ｔ₄₃で低圧保持と
繰返された。つまり、制動力制御が開始されると直ぐに
アンチロックブレーキ制御が介入して車両挙動制御に重
要な制御開始初期の制動力を小さくし、全体的にも制動
力を小さめにしてしまったため、ヨーレートψ' は目標
ヨーレートψ^'*になかなか近づかないという結果になっ
た。This simulation shows that the steering angle is in the middle state.
Time t₃₁Turn left at₃₄From
Turn right and switch back again, time t₄₆Then return to the middle state
I do. The target yaw rate に 対 す る with respect to the temporal change of the steering angle θ
^'*Also has a certain delay, as shown in FIG.
Are set as indicated by broken lines in FIG. On the contrary,
The target yaw rate ψ^'*Slightly behind, shown by solid line
An unusual yaw rate ψ 'is about to occur. Therefore, the goal
Yaw rate deviation Δψ^'*Is the time t₃₁Gradually becoming positive
At the time t₃₂And the positive dead zone threshold (+ Δψ '₀)
Exceeded. As a result, the time t₃₂After that, the front right wheel
Cylinder pressure P_FRFront right target wheel cylinder pressure P
_FR ^*Is set and the car estimated by it being achieved
Body speed V _XWill gradually slow down. Right before this
Wheel cylinder pressure P_FR ^*The first right of the front right set to
Target wheel cylinder pressure P_1FR ^*Is indicated by a two-dot chain line in the figure.
Target yaw rate deviation Δψ^'*Is larger by the larger
Value. This front right wheel cylinder P_FR ^*Add
Accordingly, the initial stage of the braking force control for controlling the vehicle behavior is started.
Stage, time t₃₃At front right wheel cylinder pressure P_FRBut
Front right lock pressure P_{FR-L OCK}And as a result, the front right wheel speed
Vw_FRIs the front right target wheel speed Vw_FR ^*Is less than
Front right wheel cylinder pressure P_FRAnti-lock blur
Decompression control by key control has started. After this
Later, time t₃₅Then, low pressure hold, time t₃₆Then slowly increase pressure, time
t₃₇At high pressure and at time t₃₈Again front right wheel speed Vw_FR
Is the front right target wheel speed deviation ΔVw_FR ^*Depressurized below
Thereafter, at time t₃₉At low pressure at time t₄₀Slow pressure increase at time t
₄₁At high pressure, time t₄₂At time t₄₃With low pressure holding
Repeated. That is, immediately after the braking force control is started,
Antilock brake control intervenes and is important for vehicle behavior control.
Reduces the required initial braking force at the start of control and brakes as a whole
The yaw rate ψ 'is the target
Yaw rateψ^'*The result is that it is difficult to approach
Was.

【０１１３】やがて、目標ヨーレート偏差Δψ^'*の減少
に伴って、前記前右第１目標ホイールシリンダ圧Ｐ_1FR
^* からなる前右目標ホイールシリンダ圧Ｐ_FR ^* が、前右
ロック圧Ｐ_FR-LOCK 以下の領域で、時刻ｔ₄₄でアンチロ
ックブレーキ制御による前右ホイールシリンダ圧Ｐ_FR以
下となったため、これ以後、当該前右第１目標ホイール
シリンダ圧Ｐ_1FR ^* からなる前右目標ホイールシリンダ
Ｐ_FR ^* の追従制御が行われた。そして、時刻ｔ₄₅で目標
ヨーレート偏差Δψ^'*は正の不感帯閾値（＋Δψ'₀）以
下となったため、前右ホイールシリンダ圧Ｐ_FRに対する
前右目標ホイールシリンダ圧Ｐ_FR ^* は零となり、その
後、目標ヨーレート偏差Δψ^'*は負の領域での減少に転
じた。しかしながら、目標ヨーレート偏差Δψ^'*は未だ
十分に収束しておらず、やがて時刻ｔ₄₇で負の不感帯閾
値（−Δψ'₀）を下回った。つまり、その分だけ、車両
挙動修正制御が遅れてしまったことを意味する。そのた
め、この後は前左ホイールシリンダ圧Ｐ_FLに対する前左
目標ホイールシリンダ圧Ｐ_FL ^* が設定され、それが達成
されることによって推定車体速度Ｖ_X は次第に減速する
ことになる。このときには、前記負の不感帯閾値（−Δ
ψ'₀）よりも小さい当該目標ヨーレート偏差（の絶対
値）Δψ^'*だけを反映した前左第１目標ホイールシリン
ダ圧Ｐ_1FL ^* ，つまり前左目標ホイールシリンダ圧Ｐ_FL
^* は比較的小さく、それに追従する前左ホイールシリン
ダ圧Ｐ_FLがロック圧Ｐ_FL-LOCK を越えることはなかった
ので、アンチロックブレーキ制御は介入しなかった。Eventually, the target yaw rate deviation Δψ^'*Decrease
, The front right first target wheel cylinder pressure P_1FR
^*Right target wheel cylinder pressure P_FR ^*But front right
Lock pressure P_FR-LOCKIn the following area, the time t₄₄With antilo
Front right wheel cylinder pressure P by brake control_FRLess than
After that, the front right first target wheel
Cylinder pressure P_1FR ^*Front right target wheel cylinder consisting of
P_FR ^*Following control was performed. And time t₄₅In goal
Yaw rate deviation Δψ^'*Is the positive dead zone threshold (+ Δψ '₀)
Because of the lower right, the front right wheel cylinder pressure P_FRAgainst
Front right target wheel cylinder pressure P_FR ^*Becomes zero and
Later, the target yaw rate deviation Δψ^'*Turns to decrease in the negative region
I did However, the target yaw rate deviation Δψ^'*Is still
Time has not converged sufficiently and time t₄₇At the negative dead zone threshold
Value (-Δψ '₀). In other words, the vehicle
This means that the behavior correction control has been delayed. That
After this, the front left wheel cylinder pressure P_FLFront left
Target wheel cylinder pressure P_FL ^*Is set and it achieves
The estimated vehicle speed V_XGradually slows down
Will be. At this time, the negative dead zone threshold (−Δ
ψ '₀) Is smaller than the target yaw rate deviation (absolute
Value) Δψ^'*Front left first target wheel syringe that reflects only
Da pressure P_1FL ^*, That is, the front left target wheel cylinder pressure P_FL
^*Is relatively small and follows the front left wheel cylinder
Da pressure P_FLIs the lock pressure P_FL-LOCKNever exceeded
So the antilock brake control did not intervene.

【０１１４】その後、揺り返しによる左回りのヨーレー
トψ' が僅かに発生したが、目標ヨーレート偏差Δψ^'*
が正の不感帯閾値（＋Δψ'₀）を上回ることはなく、制
動力制御は行われなかった。Thereafter, the counterclockwise yaw rate ψ ′ due to the swingback slightly occurs, but the target yaw rate deviation Δψ ^{′ *}
Did not exceed the positive dead zone threshold (+ Δψ ′ ₀ ), and no braking force control was performed.

【０１１５】このように本実施形態では、特に低μ路面
でアンチロックブレーキ制御が開始される以前に、第２
目標ホイールシリンダ圧Ｐ_2i ^* を目標ホイールシリンダ
Ｐ_i ^* に設定することで、アンチロックブレーキ制御に
よる減圧を遅らせて、車両挙動制御に重要な制御初期に
制動力を付与し続けることができ、全体的にもアンチロ
ックブレーキ制御による減圧代を小さくすることを可能
として、ヨーレートψ' を目標ヨーレートψ^'*に速やか
に近づけることが可能となった。また、最終的に設定さ
れ追従制御される目標ホイールシリンダ圧Ｐ_i ^* に、低
μ路面で有効なスリップ率差制御用の第２目標ホイール
シリンダ圧Ｐ_2i ^* と高μ路面で有効なホイールシリンダ
圧差制御用の第１目標ホイールシリンダ圧Ｐ_1i ^* とを自
動的に選択設定することができ、各路面で車輪のスリッ
プと車両挙動とを最適の状態に制御することが可能とな
る。また、運転者による制動入力があっても、そのとき
のホイールシリンダ圧Ｐ_i に基づいて第１目標ホイール
シリンダ圧Ｐ_1iや第２目標ホイールシリンダ圧Ｐ_2i ^* を
算出するため、車両全体としての制動力を確保して車両
減速度を確保したり、或いは高μ路面で車両挙動修正モ
ーメントを確実に得たり、或いは低μ路面で各車輪のス
リップを確実に制御したりすることができる。As described above, in the present embodiment, especially on a low μ road surface
Before the antilock brake control is started at
Target wheel cylinder pressure P_2i ^*The target wheel cylinder
P_i ^*Setting for anti-lock brake control.
Delay in the initial control, which is important for vehicle behavior control
The braking force can be applied continuously, and the anti-lock
It is possible to reduce the decompression allowance by the brake control
As the target yaw rate ψ '^'*Promptly
It became possible to approach. Also, finally set
Target wheel cylinder pressure P controlled to follow_i ^*In, low
Second target wheel for slip ratio difference control effective on μ road surface
Cylinder pressure P_2i ^*Wheel cylinder effective on high μ road surfaces
First target wheel cylinder pressure P for pressure difference control_1i ^*And self
It can be dynamically selected and set, and the wheel slip on each road surface
And vehicle behavior can be controlled to an optimal state.
You. Also, even if there is a braking input by the driver,
Wheel cylinder pressure P_iFirst target wheel based on
Cylinder pressure P_1iAnd the second target wheel cylinder pressure P_2i ^*To
To calculate, secure the braking force of the entire vehicle
Ensuring deceleration or correcting vehicle behavior on high μ road surfaces
Or ensure that each wheel is on a low μ road surface.
The lip can be reliably controlled.

【０１１６】以上より、前記図１に示すヨーレートセン
サ１３及び加速度センサ１５及び図３の演算処理のステ
ップＳ２乃至７が本発明の車両挙動検出手段を構成し、
以下同様に、前記図３の演算処理のステップＳ８が目標
車両挙動設定手段を構成し、前記図３の演算処理のステ
ップＳ１０乃至ステップＳ１２及びステップＳ１３が目
標制動流体圧差及びスリップ率差算出手段を構成し、前
記図３の演算処理のステップＳ１２及び前記図８の演算
処理全体が第１目標制動流体圧算出手段を構成し、前記
図３の演算処理のステップＳ１４乃至ステップＳ１８及
び前記図９の演算処理全体が第２目標制動流体圧算出手
段を構成し、前記図３の演算処理のステップＳ１９が目
標制動流体圧設定手段を構成し、図３の演算処理のステ
ップＳ２０乃至ステップＳ２２及び図１のコントロール
ユニット１７が制動流体圧制御手段を構成している。As described above, the yaw rate sensor 13 and the acceleration sensor 15 shown in FIG. 1 and steps S2 to S7 of the calculation processing in FIG. 3 constitute the vehicle behavior detecting means of the present invention.
Similarly, step S8 of the calculation processing of FIG. 3 constitutes a target vehicle behavior setting means, and steps S10 to S12 and step S13 of the calculation processing of FIG. The step S12 of the calculation process of FIG. 3 and the entire calculation process of FIG. 8 constitute a first target brake fluid pressure calculating means, and the steps S14 to S18 of the calculation process of FIG. The whole arithmetic processing constitutes a second target brake fluid pressure calculating means, step S19 of the arithmetic processing of FIG. 3 constitutes the target brake fluid pressure setting means, and steps S20 to S22 of the arithmetic processing of FIG. Control unit 17 constitutes a braking fluid pressure control means.

【０１１７】以下、本発明の車両挙動制御装置の第２実
施形態について説明する。本実施形態の制動流体圧制御
装置の概要は、前記第１実施形態の図１及び図２に示す
制動流体圧・電気系統図と同様である。また、車両に設
けられた各種のセンサや制御を司るコンロールユニット
の構成についても、前記第１実施形態のものと同様であ
る。Hereinafter, a second embodiment of the vehicle behavior control device according to the present invention will be described. The outline of the brake fluid pressure control device of the present embodiment is the same as the brake fluid pressure / electric system diagram shown in FIGS. 1 and 2 of the first embodiment. The configuration of the control unit that controls various sensors and controls provided in the vehicle is also the same as that of the first embodiment.

【０１１８】本実施形態では、前記コントロールユニッ
トで実行される制動力制御のゼネラルフローが、前記第
１実施形態の図２に示すものから図１３のフローチャー
トに示すものに変更されている。この図１３の演算処理
では、前記第１実施形態でのステップＳ１３による目標
左右スリップ率差の直接的な算出ステップが削除され、
そのプロセスを含んだステップＳ１４’による目標スリ
ップ率Ｓ_i ^* に変更されているのである。In this embodiment, the general flow of the braking force control executed by the control unit is changed from that shown in FIG. 2 of the first embodiment to that shown in the flowchart of FIG. In the calculation processing of FIG. 13, the step of directly calculating the target left-right slip ratio difference in step S13 in the first embodiment is deleted.
That is, the target slip ratio S _i ^* has been changed to the target slip ratio S _i ^* in step S14 'including the process.

【０１１９】本実施形態では、この図１３の演算処理の
ステップＳ１４’で、例えば図１４に示す制御マップに
従って各車輪の目標スリップ率Ｓ_i ^* を算出する。この
制御マップは、横軸に前記第１目標ホイールシリンダ圧
Ｐ_1i ^* をとり、縦軸に目標スリップ率Ｓ_i ^* を示すもの
であり、減速として第１目標ホイールシリンダ圧Ｐ_1i ^*
の増加と共に目標スリップ率Ｓ_i ^* が増加するが、当該
目標スリップ率Ｓ_i ^*の最大値は前記上限規制値（0.2
5）で飽和する。また、特徴的なのは、路面μに応じて
目標スリップ率Ｓ_i ^* の増加傾きが変化することで、こ
こでは路面μが高くなるほど小さく、低くなるほど大き
く設定されている。つまり、同等の第１目標ホイールシ
リンダ圧Ｐ_1i ^* では、路面μが高いほど目標スリップ率
Ｓ_i ^* が小さく、低いほど大きく設定されることにな
る。In the present embodiment, the processing of FIG.
In step S14 ', for example, the control map shown in FIG.
Therefore, the target slip ratio S of each wheel_i ^*Is calculated. this
The control map indicates the first target wheel cylinder pressure on the horizontal axis.
P_1i ^*And the vertical axis represents the target slip ratio S_i ^*What indicates
And the first target wheel cylinder pressure P_1i ^*
Target slip ratio S with the increase of_i ^*Increase
Target slip ratio S_i ^*Is the upper limit value (0.2
Saturate in 5). Also, what is characteristic is that
Target slip ratio S_i ^*Changes in the slope of
Here, the smaller the road surface μ, the smaller the lower
Is set well. In other words, the equivalent first target wheel
Linda pressure P_1i ^*Then, the higher the road surface μ, the higher the target slip ratio
S_i ^*Is smaller, and the lower the
You.

【０１２０】この制御マップによれば、前記車両挙動を
修正するモーメントの発生に必要な第１目標ホイールシ
リンダ圧Ｐ_1i ^* を供給したときの路面μに応じた目標ス
リップ率Ｓ_i ^* が設定される。つまり、例えば高μ路面
では比較的高い第１目標ホイールシリンダ圧Ｐ_1i ^* を供
給しても車輪スリップ率Ｓ_i は大きくならないから、逆
に車輪スリップ率Ｓ_i が大きくなり過ぎるようなときに
は車両挙動制御が過大になる可能性が高く、それを回避
するように目標スリップ率Ｓ_i ^* を小さめに設定する。
一方、低μ路面では比較的低い第１目標ホイールシリン
ダ圧Ｐ_1i ^* でも車輪スリップ率Ｓ_i は大きくなってしま
うのであるから、アンチロックブレーキ制御が介入しな
いレベルで予め目標スリップ率Ｓ_i ^* を大きめに設定し
ておけば、この目標スリップ率Ｓ_i ^* に車輪スリップ率
Ｓ_i を追従させることで、制動力制御の初期段階でも、
小さめながらも制動力を付与し続けることができ、その
分だけ車両挙動制御を効率よく行うことができる。According to this control map, the target slip ratio S _i ^* corresponding to the road surface μ when the first target wheel cylinder pressure P _1i ^* necessary for generating the moment for correcting the vehicle behavior is supplied is set. You. That is, for example, the vehicle behavior from the high μ road surface does not increase the wheel slip ratio S _i be supplied a relatively high first target wheel cylinder pressure P _1i ^*, when conversely as the wheel slip ratio S _i becomes too large There is a high possibility that the control will be excessive, and the target slip ratio S _i ^* is set to a small value so as to avoid this.
Meanwhile, since the relatively low first target wheel cylinder pressure P _1i ^* But the wheel slip ratio S _i at low μ road surface than increases, the level of anti-lock brake control is not intervene in advance the target slip ratio S _i ^* If it is set to be relatively large, by causing the wheel slip ratio S _i to follow this target slip ratio S _i ^* , even in the initial stage of the braking force control,
Although the braking force is reduced, the braking force can be continuously applied, and the vehicle behavior control can be performed efficiently by that much.

【０１２１】従って、このような目標スリップ率Ｓ_i ^*
の下で設定される増圧側の第２目標ホイールシリンダ圧
Ｐ_2i ^* は、低μ路面で小さく且つ高μ路面で大きく設定
される傾向にあり、従って図１３の演算処理のステップ
Ｓ１９では、高μ度面で第１目標ホイールシリンダ圧Ｐ
_1i ^* が、低μ路面で第２目標ホイールシリンダ圧Ｐ_2i ^*
が目標ホイールシリンダ圧Ｐ_i ^* に設定されることに変
わりなく、前記第１実施形態と同様の作用効果が得られ
る。また、路面μに応じて変化するタイヤ特性に鑑み
て、当該路面で有効に車両挙動を修正するモーメントを
得るための目標制動力と目標スリップ率を設定すること
が可能となるから、それらに基づいて各路面で車輪のス
リップと車両挙動とを最適の状態に制御することができ
る。Therefore, such a target slip ratio S_i ^*
Second target wheel cylinder pressure on the pressure boost side set below
P_2i ^*Is set small on low μ roads and large on high μ roads
Therefore, the steps of the arithmetic processing in FIG.
In S19, the first target wheel cylinder pressure P
_1i ^*Is lower than the second target wheel cylinder pressure P_2i ^*
Is the target wheel cylinder pressure P_i ^*Is changed to
Instead, the same operation and effect as those of the first embodiment can be obtained.
You. Also, in consideration of the tire characteristics that change according to the road μ,
The moment that effectively modifies the vehicle behavior on the road surface
Set target braking force and target slip ratio to obtain
On each road surface based on them.
The lip and vehicle behavior can be controlled to the optimum state
You.

【０１２２】以上より、前記図１に示すヨーレートセン
サ１３及び加速度センサ１５及び図１３の演算処理のス
テップＳ２乃至７が本発明の車両挙動検出手段を構成
し、以下同様に、前記図１３の演算処理のステップＳ８
が目標車両挙動設定手段を構成し、前記図１３の演算処
理のステップＳ１０乃至ステップＳ１２及びステップＳ
１４’が目標制動流体圧差及びスリップ率差算出手段を
構成し、前記図１３の演算処理のステップＳ１２及び前
記図８の演算処理全体が第１目標制動流体圧算出手段を
構成し、前記図１に示す加速度センサ１５が加速度検出
手段を構成し、前記図１３のステップＳ３が路面摩擦係
数状態検出手段を構成し、前記図１３の演算処理のステ
ップＳ１４’乃至ステップＳ１８及び前記図９の演算処
理全体が第２目標制動流体圧算出手段を構成し、前記図
１３の演算処理のステップＳ１９が目標制動流体圧設定
手段を構成し、図１３の演算処理のステップＳ２０乃至
ステップＳ２２及び図１のコントロールユニット１７が
制動流体圧制御手段を構成している。As described above, the yaw rate sensor 13 and the acceleration sensor 15 shown in FIG. 1 and steps S2 to S7 of the calculation processing in FIG. 13 constitute the vehicle behavior detecting means of the present invention. Step S8 of processing
Constitutes the target vehicle behavior setting means, and performs steps S10 to S12 and step S12 of the calculation processing in FIG.
14 'constitutes a target braking fluid pressure difference and a slip ratio difference calculating means. Step S12 of the calculating process in FIG. 13 and the entire calculating process in FIG. 8 constitute a first target braking fluid pressure calculating means. The acceleration sensor 15 shown in FIG. 13 constitutes acceleration detecting means, the step S3 in FIG. 13 constitutes road surface friction coefficient state detecting means, and the steps S14 'to S18 in the arithmetic processing in FIG. 13 and the arithmetic processing in FIG. The whole constitutes a second target brake fluid pressure calculating means, the step S19 of the calculation processing of FIG. 13 constitutes the target brake fluid pressure setting means, and the steps S20 to S22 of the calculation processing of FIG. 13 and the control of FIG. The unit 17 constitutes a braking fluid pressure control unit.

【０１２３】なお、前記実施形態では、横加速度等から
車両横滑り速度や横滑り角を算出したが、例えば車両モ
デルからなるオブザーバ，即ち状態推定器を用いて横加
速度を推定してもよい。この場合には、車両モデルに含
まれるその他の状態量とその推定値とから当該車両モデ
ルを修正してゆくことで、より正確な横滑り速度や横滑
り角を得ることができる。In the above embodiment, the vehicle side slip speed and the side slip angle are calculated from the lateral acceleration and the like. However, the lateral acceleration may be estimated using an observer including a vehicle model, that is, a state estimator. In this case, by correcting the vehicle model based on the other state quantities included in the vehicle model and the estimated value thereof, it is possible to obtain a more accurate skid speed and skid angle.

【０１２４】また、前記実施形態はコントロールユニッ
トとしてマイクロコンピュータを適用した場合について
説明したが、これに代えてカウンタ，比較器等の電子回
路を組み合わせて構成することもできる。In the above-described embodiment, a case has been described in which a microcomputer is applied as a control unit. Alternatively, an electronic circuit such as a counter and a comparator may be combined.

【０１２５】また、上記実施形態では制御車両挙動とし
てヨーレートを代表して用いたが、その他の車両挙動を
同時に制御するようにしてもよい。Further, in the above embodiment, the yaw rate is used as the control vehicle behavior, but other vehicle behaviors may be controlled simultaneously.

【図面の簡単な説明】[Brief description of the drawings]

【図１】本発明の一実施形態を示す概略構成図である。FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing an embodiment of the present invention.

【図２】図１のアクチュエータユニット内の流体圧系統
図である。FIG. 2 is a diagram of a fluid pressure system in the actuator unit of FIG. 1;

【図３】図１のコントロールユニット内で実行される演
算処理の第１実施形態を示すフローチャートである。FIG. 3 is a flowchart showing a first embodiment of a calculation process executed in the control unit of FIG. 1;

【図４】図３の演算処理で用いられる基本ヨーレート設
定のための制御マップである。FIG. 4 is a control map for setting a basic yaw rate used in the calculation processing of FIG. 3;

【図５】図３の演算処理で用いられる増減圧特性の説明
図である。FIG. 5 is an explanatory diagram of a pressure increasing / decreasing characteristic used in the calculation processing of FIG. 3;

【図６】図２の演算処理で設定される車両挙動修正用の
目標モーメントと第１目標ホイールシリンダ圧の説明図
である。6 is an explanatory diagram of a target moment for correcting a vehicle behavior and a first target wheel cylinder pressure set in the calculation processing of FIG. 2;

【図７】図３の演算処理で用いられるソレノイド駆動時
間設定のための説明図である。FIG. 7 is an explanatory diagram for setting a solenoid drive time used in the calculation processing of FIG. 3;

【図８】図３の演算処理で行われるマイナプログラムの
一例を示すフローチャートである。FIG. 8 is a flowchart illustrating an example of a minor program executed in the calculation processing of FIG. 3;

【図９】図３の演算処理で行われるマイナプログラムの
一例を示すフローチャートである。FIG. 9 is a flowchart illustrating an example of a minor program executed in the calculation processing of FIG. 3;

【図１０】図３の演算処理による高μ路面車両挙動制御
のタイミングチャートである。FIG. 10 is a timing chart of high-μ road surface vehicle behavior control by the arithmetic processing of FIG. 3;

【図１１】図３の演算処理による低μ路面車両挙動制御
のタイミングチャートである。11 is a timing chart of low-μ road surface vehicle behavior control by the arithmetic processing of FIG. 3;

【図１２】従来例による低μ路面車両挙動制御のタイミ
ングチャートである。FIG. 12 is a timing chart of a low-μ road surface vehicle behavior control according to a conventional example.

【図１３】図１のコントロールユニット内で実行される
演算処理の第２実施形態を示すフローチャートである。FIG. 13 is a flowchart showing a second embodiment of the arithmetic processing executed in the control unit of FIG. 1;

【図１４】図１３の演算処理で用いられる目標スリップ
率設定のための制御マップである。14 is a control map for setting a target slip ratio used in the calculation processing of FIG.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

１ＦＬ〜１ＲＲは車輪 ２ＦＬ〜２ＲＲはホイールシリンダ ３ＬＨ，３ＲＨは補助ポンプ ４はブレーキペダル ５はマスタシリンダ ６ＬＨ，６ＲＨはゲートアウト弁 ７ＬＨ，７ＲＨはゲートイン弁 ８ＦＬ〜８ＲＲは増圧制御弁 ９ＦＬ〜９ＲＲは逆止弁 １０ＦＬ〜１９ＲＲは減圧制御弁 １１ＬＨ，１１ＲＨは主ポンプ １２ＦＬ〜１２ＲＲは車輪速センサ １３はヨーレートセンサ １４は舵角センサ １５は加速度センサ １６はライン圧センサ １７はコントロールユニット １８ＬＨ，１８ＲＨはリザーバ １９はアクチュエータユニット ２０ＬＨ，２０ＲＨはプリチャージピストン ２１ＬＨ，２１ＲＨはリリーフ弁 ２３はリリーフ弁 ２４はピストンストローク調整弁 1FL to 1RR are wheels 2FL to 2RR are wheel cylinders 3LH, 3RH are auxiliary pumps 4 are brake pedals 5 are master cylinders 6LH, 6RH are gate-out valves 7LH, 7RH are gate-in valves 8FL to 8RR are pressure increase control valves 9FL to 9RR Is a check valve 10FL-19RR is a pressure reduction control valve 11LH, 11RH is a main pump 12FL-12RR is a wheel speed sensor 13, a yaw rate sensor 14, a steering angle sensor 15, a acceleration sensor 16, a line pressure sensor 17, a control unit 18LH, 18RH The reservoir 19 is an actuator unit 20LH, 20RH is a precharge piston 21LH, 21RH is a relief valve 23 is a relief valve 24 is a piston stroke adjustment valve

Claims (8)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】 車両挙動の状態を検出する車両挙動検出
手段と、車両走行状況から車両挙動の目標状態を設定す
る目標車両挙動設定手段と、少なくとも前記車両挙動検
出手段で検出された車両挙動の状態と目標車両挙動設定
手段で設定された車両挙動の目標状態との偏差に応じて
車両挙動を修正するモーメントの発生に必要な各車輪間
の目標制動流体圧差及び目標車輪スリップ率差を算出す
る目標制動流体圧差及びスリップ率差算出手段と、この
前記目標制動流体圧差及びスリップ率差算出手段で算出
された目標制動流体圧差に基づいて各車輪の制動用シリ
ンダへの第１の目標制動流体圧を算出する第１目標制動
流体圧算出手段と、各車輪の車輪速度又はスリップ率
を、前記目標制動流体圧差及びスリップ率差算出手段で
算出された目標車輪スリップ率差に応じた目標車輪速度
又は目標車輪スリップ率に追従させるための各車輪の制
動用シリンダへの第２の目標制動流体圧を算出する第２
目標制動流体圧算出手段と、前記第１目標制動流体圧算
出手段で算出された第１の目標制動流体圧及び前記第２
目標制動流体圧算出手段で算出された第２の目標制動流
体圧のうち何れか小さい方を目標制動流体圧に設定する
目標制動流体圧設定手段と、この目標制動圧設定手段で
設定された目標制動流体圧に実際の制動流体圧を追従さ
せるように制御する制動流体圧制御手段とを備えたこと
を特徴とする車両挙動制御装置。1. A vehicle behavior detecting means for detecting a state of a vehicle behavior, a target vehicle behavior setting means for setting a target state of the vehicle behavior from a vehicle running condition, and at least a vehicle behavior detected by the vehicle behavior detecting means. A target braking fluid pressure difference and a target wheel slip ratio difference between the respective wheels necessary for generating a moment for correcting the vehicle behavior according to the deviation between the state and the target state of the vehicle behavior set by the target vehicle behavior setting means are calculated. Means for calculating a target brake fluid pressure difference and a slip rate difference, and a first target brake fluid pressure applied to a braking cylinder of each wheel based on the target brake fluid pressure difference calculated by the target brake fluid pressure difference and the slip rate difference calculation means. And a wheel speed or a slip rate of each wheel is calculated by the target brake fluid pressure difference and the slip rate difference calculation means. Calculating a second target brake fluid pressure to the brake cylinder of each wheel to follow the target wheel speed or the target wheel slip ratio according to the lip rate difference;
Target braking fluid pressure calculating means, the first target braking fluid pressure calculated by the first target braking fluid pressure calculating means, and the second target braking fluid pressure
Target brake fluid pressure setting means for setting a smaller one of the second target brake fluid pressures calculated by the target brake fluid pressure calculation means as a target brake fluid pressure; and a target brake fluid pressure set by the target brake fluid pressure setting means. A vehicle behavior control device comprising: a braking fluid pressure control unit that controls the actual braking fluid pressure to follow the braking fluid pressure. 【請求項２】 前記第１目標制動流体圧算出手段は、運
転者による制動入力があったときには、当該運転者によ
る制動入力の制動流体圧に基づいて前記第１の目標制動
流体圧を算出することを特徴とする請求項１に記載の車
両挙動制御装置。2. The first target brake fluid pressure calculating means calculates a first target brake fluid pressure based on a brake fluid pressure of a brake input by the driver when a brake input is made by the driver. The vehicle behavior control device according to claim 1, wherein: 【請求項３】 前記第２目標制動流体圧算出手段は、運
転者による制動入力があったときには、当該運転者によ
る制動入力の制動流体圧に基づいて前記第２の目標制動
流体圧を算出することを特徴とする請求項１又は２に記
載の車両挙動制御装置。3. The second target brake fluid pressure calculating means calculates the second target brake fluid pressure based on the brake fluid pressure of the driver's brake input when a brake input is made by the driver. The vehicle behavior control device according to claim 1 or 2, wherein: 【請求項４】 前記目標制動流体圧差及びスリップ率差
算出手段は、車輪のタイヤ特性に応じて目標とする制動
力とスリップ率とを設定し、それらに基づいて目標制動
流体圧差及びスリップ率差を算出することを特徴とする
請求項１乃至３の何れかに記載の車両挙動制御装置。4. The target braking fluid pressure difference and the slip ratio difference calculating means set a target braking force and a slip ratio in accordance with the tire characteristics of the wheels, and based on the target braking fluid pressure difference and the slip ratio difference. The vehicle behavior control device according to any one of claims 1 to 3, wherein the vehicle behavior control device calculates: 【請求項５】 路面の摩擦係数状態を検出する路面摩擦
係数状態検出手段を備え、前記目標制動流体圧差及びス
リップ率差算出手段は、前記車輪のタイヤ特性として、
前記摩擦係数状態検出手段で検出された路面の摩擦係数
状態から目標制動力に応じた目標スリップ率を設定する
ことを特徴とする請求項４に記載の車両挙動制御装置。5. A road surface friction coefficient state detecting unit for detecting a road surface friction coefficient state, wherein the target braking fluid pressure difference and the slip ratio difference calculating unit include:
The vehicle behavior control device according to claim 4, wherein a target slip ratio according to a target braking force is set based on a friction coefficient state of the road surface detected by the friction coefficient state detection unit. 【請求項６】 前記路面摩擦係数状態検出手段として、
車両に発生する加速度を検出する加速度検出手段を備え
たことを特徴とする請求項５に記載の車両挙動制御装
置。6. As the road surface friction coefficient state detecting means,
The vehicle behavior control device according to claim 5, further comprising acceleration detection means for detecting acceleration generated in the vehicle. 【請求項７】 前記目標車両挙動設定手段は、少なくと
も舵角及び車体速度及び車両横滑り角から車両挙動の目
標状態を設定することを特徴とする請求項１乃至６の何
れかに記載の車両挙動制御装置。7. The vehicle behavior according to claim 1, wherein the target vehicle behavior setting means sets a target state of the vehicle behavior based on at least a steering angle, a vehicle speed and a vehicle side slip angle. Control device. 【請求項８】 前記車両挙動検出手段は、少なくとも車
両のヨーレート及び車両横滑り角を検出することを特徴
とする請求項１乃至７の何れかに記載の車両挙動制御装
置。8. The vehicle behavior control device according to claim 1, wherein the vehicle behavior detection means detects at least a yaw rate and a vehicle side slip angle of the vehicle.