JP2020050024A - 車両の旋回挙動制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】車両が非制動にて旋回し車両のアンダーステア状態が悪化している状況において、アンダーステア状態の悪化の度合を低減すること。【解決手段】それぞれアンチダイブ及びアンチリフトのジオメトリーを有する前輪サスペンション及び後輪サスペンションを有し、左右前輪が操舵輪である車両に適用される旋回挙動制御装置であり、制動装置を制御する制御ユニットを有し、制御ユニットは、車両が非制動にて旋回している状況において、車両の規範ヨーレートと実ヨーレートとの偏差（ΔＹr）が偏差基準値（ΔＹrc）を越えており且つ偏差の時間変化率（ΔＹrd）が開始基準値（ΔＹrd1）を越えているときには、旋回内側の駆動輪に制動力を付与するよう構成されている。【選択図】図２

Description

本発明は、自動車などの車両の旋回挙動制御装置に係る。

自動車などの車両の制御装置として、車両が目標軌跡に沿って走行するように操舵輪の舵角を自動的に制御するよう構成された軌跡制御装置が知られている。例えば、下記の特許文献１には、車両前方の走行路の情報に基づいて車両の目標軌跡を設定し、車両を目標軌跡に沿って走行させるための操舵輪の目標舵角を求め、操舵輪の舵角をそれが目標舵角になるように制御する軌跡制御を行うよう構成された軌跡制御装置が記載されている。

特開２０１５−１５１０４８号公報

〔発明が解決しようとする課題〕
軌跡制御においては、車両の目標軌跡と車両の実際の軌跡とのずれが大きくなると、操舵輪が転舵されることにより操舵輪の舵角が修正される。例えば、車両の実際の軌跡の旋回半径が車両の目標軌跡の旋回半径よりも大きく、それらの差が大きくなると、即ち車両がアンダーステア状態になると、操舵輪が切り増し方向へ転舵されることにより操舵輪の舵角が切り増し方向へ修正される。

しかし、例えば操舵輪が前輪であり且つ駆動輪であり、旋回に伴う車両横方向の荷重移動により旋回内側前輪の接地荷重が低下している状況においては、旋回内側前輪が切り増し方向へ転舵されてもその車輪の横力が十分に増加しない。そのため、必要なヨーモーメントを車両に付与することができず、車両の実際の軌跡を効果的に車両の目標軌跡に近づけることができない。

ところで、自動車などの車両においては、制動減速時の車両のピッチ姿勢の変化を低減すべく、前輪サスペンション及び後輪サスペンションはそれぞれアンチダイブ及びアンチリフトのジオメトリーを有している。そのため、車輪に制駆動力が付与されると、車輪から車体に対し上下方向の力が与えられる。後に詳細に説明するように、旋回内側前輪又は旋回内側後輪に制動力が付与されると、旋回外側前輪から旋回内側前輪への荷重移動が発生し、旋回内側前輪の接地荷重が増大する。よって、旋回内側前輪又は旋回内側後輪に制動力を付与することにより、旋回内側前輪が切り増し方向へ転舵されることにより発生される横力が増加し、車両に必要な旋回ヨーモーメントを付与し、アンダーステア状態の悪化の度合を低減することができる。

本発明の主要な課題は、車両が非制動にて旋回し車両のアンダーステア状態が悪化している状況において、旋回内側前輪の横力を増大させることにより、アンダーステア状態の悪化の度合を低減することである。

〔課題を解決するための手段及び発明の効果〕
本発明によれば、それぞれアンチダイブ及びアンチリフトのジオメトリーを有する前輪サスペンション（１６FL及び１６FR）及び後輪サスペンション（１６RL及び１６RR）と、左右前輪（１４FL及び１４FR）及び左右後輪（１４RL及び１４RR）に相互に独立して制動力を付与することができるよう構成された制動装置（２６）と、を有し、左右前輪が操舵輪である車両（１１）に適用される車両の旋回挙動制御装置（１０）が提供される。

制動装置を制御する制御ユニット（４４）を有し、制御ユニットは、車両が非制動にて旋回している状況において、車両の規範ヨーレート（Ｙrt）と実ヨーレート（Ｙr）との偏差（ΔＹr）が偏差基準値（ΔＹrc）を越えており且つ偏差の時間変化率（ΔＹrd）が開始基準値（ΔＹrd1）を越えているときには、制動装置を制御して旋回内側の駆動輪に制動力を付与するよう構成される。

上記の構成によれば、車両が非制動にて旋回している状況において、車両の規範ヨーレートと実ヨーレートとの偏差が偏差基準値を越えており且つ偏差の時間変化率が開始基準値を越えているときには、旋回内側の駆動輪に制動力が付与される。よって、旋回外側前輪から旋回内側前輪への荷重移動が発生し、旋回内側前輪の接地荷重が増大する。従って、旋回内側前輪が発生する横力が増大し、車両に付与される旋回ヨーモーメントが増大するので、アンダーステア状態の悪化の度合及びアンダーステア状態の度合を低減することができる。

なお、車両がアンダーステア状態にある状況において、旋回内側の駆動輪に制動力が定常的に付与されると、当該車輪の横力が却って低下し、車両の旋回安定性が低下する。上記の構成によれば、旋回内側の駆動輪に対する制動力の付与は、車両のヨーレート偏差が偏差基準値を越えており且つ偏差の時間変化率が開始基準値を越えているときに限定される。よって、内側の駆動輪に制動力が定常的に付与され当該車輪の横力が却って低下することに起因して車両の旋回安定性が低下することを回避することができる。

更に、内側の駆動輪に制動力が付与されている状況において、内側の駆動輪の制動力が増大されると、当該車輪の横力が低下し、車両の旋回安定性が低下する。上記の構成によれば、内側の駆動輪に対する制動力の付与は、車両が非制動にて旋回している状況、即ち内側の駆動輪に制動力が付与されることなく車両が旋回する状況に限定される。よって、制動力が付与されている内側の駆動輪の制動力が増大されことに起因して当該車輪の横力が低下し車両の旋回安定性が低下することを回避することができる。

なお、内側の駆動輪は、車両が後輪駆動車である場合には、旋回内側後輪であり、車両が前輪駆動車である場合には、旋回内側前輪であり、車両が四輪駆動車である場合には、旋回内側前輪及び旋回内側後輪の少なくとも一方である。

〔発明の態様〕
本発明の一つの態様においては、制御ユニット（４４）は、旋回内側の駆動輪に付与する制動力の目標値を、偏差の時間変化率（ΔＹrd）が大きいほど大きくなるように、少なくとも偏差の時間変化率に基づいて演算し、旋回内側の駆動輪に付与される制動力が目標値になるように制動装置を制御するよう構成される。

上記態様によれば、旋回内側の駆動輪に付与する制動力の目標値が、ヨーレート偏差の時間変化率が大きいほど大きくなるように、少なくともヨーレート偏差の時間変化率に基づいて演算され、旋回内側の駆動輪に付与される制動力が目標値になるように制動装置が制御される。よって、旋回内側の駆動輪に付与される制動力は、ヨーレート偏差の時間変化率が大きいほど、換言すれば車両のアンダーステア状態の悪化の度合が高いほど、大きくなる。従って、例えば旋回内輪に付与される制動力がヨーレート偏差の時間変化率に関係なく一定である場合に比して、アンダーステア状態の悪化の度合及びアンダーステアの度合を効果的に且つ適切に低減することができる。

本発明の他の一つの態様においては、制御ユニット（４４）は、目標値の大きさが旋回内側の駆動輪の駆動力の２倍を越えるときには、目標値の大きさを旋回内側の駆動輪の駆動力の２倍以下に修正するよう構成される。

上記態様によれば、旋回内側の駆動輪に付与される制動力の目標値の大きさが旋回内側の駆動輪の駆動力の２倍を越えるときには、目標値の大きさが旋回内側の駆動輪の駆動力の２倍以下に修正される。よって、目標値が旋回内側の駆動輪の駆動力の２倍よりも大きい場合には、その過大な目標値に基づく制動力が旋回内側の駆動輪に付与されることを防止することができる。従って、旋回内側の駆動輪の前後力が増大して横力が低下することに起因して車両の旋回挙動が更に悪化することを防止することができる。

更に、本発明の他の一つの態様においては、制御ユニット（４４）は、偏差が偏差基準値を越えていても偏差の時間変化率（ΔＹrd）が終了基準値未満（ΔＹrd1）になると、旋回内側の駆動輪への制動力の付与を終了するよう構成される。

上記態様によれば、ヨーレート偏差が偏差基準値を越えていてもヨーレート偏差の時間変化率が終了基準値未満になると、旋回内側の駆動輪への制動力の付与が終了する。よって、旋回内側の駆動輪に対し過剰に長い時間に亘り制動力が付与されること及びこれに起因して車両の旋回挙動が却って悪化することを効果的に防止することができる。

上記説明においては、本発明の理解を助けるために、後述する実施形態に対応する発明の構成に対し、その実施形態で用いられた符号が括弧書きで添えられている。しかし、本発明の各構成要素は、括弧書きで添えられた符号に対応する実施形態の構成要素に限定されるものではない。本発明の他の目的、他の特徴及び付随する利点は、以下の図面を参照しつつ記述される本発明の実施形態についての説明から容易に理解されるであろう。

後輪駆動車に適用された本発明による車両の旋回挙動制御装置の第一の実施形態を示す概略構成図である。 第一の実施形態における旋回挙動制御ルーチンを示すフローチャートである。 ヨーレート偏差ΔＹrの時間変化率ΔＹrdに基づいて、旋回内側後輪に付与すべき目標制動力Ｆbrintを演算するためのマップである。 車両が非制動にて旋回し、車両の規範ヨーレートＹrtが増大した後減少する状況において、車両がアンダーステア状態になる場合における第一の実施形態の作動の例を示す図である。 前輪駆動車に適用された本発明による車両の旋回挙動制御装置の第二の実施形態を示す概略構成図である。 第二の実施形態における旋回挙動制御ルーチンの要部を示すフローチャートである。 ヨーレート偏差ΔＹrの時間変化率ΔＹrdに基づいて、旋回内側前輪に付与すべき目標制動力Ｆbfintを演算するためのマップである。 車体がローリングする状況を車両の後方より見た説明図である。 車体がピッチングする状況を車両の側方より見た説明図である。 車両が非制動状態にて左旋回する状況において、旋回内側前輪である左前輪に制動力Ｆbが付与される場合における左右輪間の荷重移動を示す図である。 車両が非制動状態にて左旋回する状況において、旋回内側後輪である左後輪に制動力Ｆbが付与される場合における左右輪間の荷重移動を示す図である。

［実施形態において採用されている本発明の原理］
本発明の理解が容易になるよう、実施形態の説明に先立ち、図８乃至図１１を参照して、本発明における旋回挙動制御の原理について説明する。

＜ロールモーメントの釣り合い＞
図８において、車両１１が車体１２と、左前輪１４FL、右前輪１４FR、左後輪１４RL及び右後輪１４RRとを有しており、左右の車輪間の距離、即ちトレッドはｄである。車両１０の重心Ｇの高さはｈ_sであり、車体１２（ばね上）の質量はｍ_sである。前輪及び後輪の車両前後方向の位置における車体１２のロールセンタＣ_f及びＣ_rの高さはそれぞれｈ_f及びｈ_rであり、前輪及び後輪の車両前後方向の位置における車体のロール剛性はそれぞれＫ_φf及びＫ_φrである。

図９に示されているように、左前輪１４FL及び右前輪１４FRはそれぞれ前輪サスペンション１６FL及び１６FRにより車体１２から懸架されている。同様に、左後輪１４RL及び右後輪１４RRはそれぞれ後輪サスペンション１６RL及び１６RRにより車体１２から懸架されている。左前輪１４FL及び右前輪１４FRの瞬間中心１８FL及び１８FRは、それぞれ左前輪及び右前輪の接地点２０FL及び２０FRに対し上方且つ車両後方に位置している。よって、前輪サスペンション１６FL及び１６FRはアンチダイブのジオメトリーを有している。他方、左後輪１４RL及び右後輪１４RRの瞬間中心１８RL及び１８RRは、それぞれ左後輪及び右後輪の接地点２０RL及び２０RRに対し上方且つ車両前方に位置している。よって、後輪サスペンション１６RL及び１６RRはアンチリフトのジオメトリーを有している。

車体１２のロール角をφとし、車両の横加速度をａ_yとする。ロール角φ及び横加速度ａ_yは、車両の左旋回時及び右旋回時にそれぞれ正の値及び負の値になる。旋回内側前輪及び旋回外側前輪の前後力をそれぞれＦ_xfi及びＦ_xfoとし、旋回内側後輪及び旋回外側後輪の前後力をそれぞれＦ_xri及びＦ_xroとする。前後力Ｆ_xfi、Ｆ_xfo、Ｆ_xri及びＦ_xroは駆動力であるときに正の値になり、制動力であるときに負の値になる。

更に、図９に示されているように、左前輪及び右前輪が中立位置の瞬間中心１８FL及び１８FRと接地点２０FL及び２０FRとを結ぶ線分が水平方向に対しなす角度θ_fとする。同様に、左前輪及び右前輪の瞬間中心１８FL及び１８FRと接地点２０FL及び２０FRとを結ぶ線分が水平方向に対しなす角度をθ_fとする。図９においては、左前輪及び右前輪はリバウンドしているが、左前輪及び右前輪が中立位置にあるときの角度θ_fはアンチダイブ角である。また、図９においては、左後輪及び右後輪はバウンドしているが、左後輪及び右後輪が中立位置にあるときの角度θ_rはアンチリフト角である。

以上の説明から解るように、前輪サスペンション１６FL及び１６FRはアンチダイブのジオメトリーを有している。よって、前後力Ｆ_xfi及びＦ_xfoが制動力であるときには、車体１２は旋回内側前輪及び旋回外側前輪から上向きの力Ｆ_xfitanθ_f及びＦ_xfotanθ_fを受ける。前後力Ｆ_xfi及びＦ_xfoが駆動力であるときには、車体１２は旋回内側前輪及び旋回外側前輪から下向きの力Ｆ_xfitanθ_f及びＦ_xfotanθ_fを受ける。他方、後輪サスペンション１６RL及び１６RRはアンチリフトのジオメトリーを有している。よって、前後力Ｆ_xri及びＦ_xroが制動力であるときには、車体１２は旋回内側後輪及び旋回外側後輪から下向きの力Ｆ_xritanθ_r及びＦ_xrotanθ_rを受ける。前後力Ｆ_xri及びＦ_xroが駆動力であるときには、車体１２は旋回内側後輪及び旋回外側後輪から上向きの力Ｆ_xritanθ_r及びＦ_xrotanθ_rを受ける。

従って、車体１２のロール方向のモーメントの釣り合いは、下記の式（１）により表される。

＜左右輪間における荷重移動量＞
左前輪１４FL及び右前輪１４FRの間における荷重移動量をΔＷ_fとすると、前輪の車両前後方向の位置における車体１２のロールセンタＣ_fの周りのモーメントの釣り合いは、下記の式（２）により表される。同様に、左後輪１４RL及び右後輪１４RRの間における荷重移動量をΔＷ_rとすると、後輪の車両前後方向の位置における車体１２のロールセンタＣ_rの周りのモーメントの釣り合いは、下記の式（３）により表される。なお、荷重移動量ΔＷ_f及びΔＷ_rは、旋回内輪から旋回外輪への荷重移動の場合に正の値になる。

上記式（１）及び（２）から、左右前輪の間における荷重移動量ΔＷ_fは、下記の式（４）により表される。同様に、上記式（１）及び（３）から、左右後輪の間における荷重移動量ΔＷ_rは、下記の式（５）により表される。

＜ピッチモーメントの釣り合い＞
図９において、左右前輪の静的接地荷重の和をＰ_fとし、左右後輪の静的接地荷重の和をＰ_rとし、車両１１の前後加速度ａ_xに起因する前２輪と後２輪との間の荷重移動量をΔＰとする。荷重移動量ΔＰは、前２輪から後２輪へ荷重が移動する場合に正の値になる。重心Ｇの周りの車体１２のピッチ方向のモーメントの釣り合いは、下記の式（６）により表される。なお、車両１１が静止状態にあるときにおける車体１２のピッチ方向のモーメントの釣り合いは、下記の式（７）により表される。

＜制駆動による荷重移動量＞
車両１１が制駆動されることによる左側又は右側の前後輪の間の荷重移動量ΔＰ／２は、下記の式（８）により表される。

＜ピッチ方向及びロール方向の荷重移動量＞
よって、ピッチ方向の荷重移動量、即ち前２輪と後２輪との間の荷重移動量ΔＰは、下記の式（９）により表される。ロール方向の荷重移動量、即ち旋回内側前輪から旋回外側前輪への荷重移動量ΔＷ_f及び旋回内側後輪から旋回外側後輪への荷重移動量ΔＷ_rは、それぞれ下記の式（１０）及び（１１）により表される。

＜旋回内側前輪に制動力が付与されることによる荷重移動＞
車両が非制動状態にあり、左右前輪の前後力Ｆ_xfi及びＦ_xfoが互に同一であり、左右後輪の前後力Ｆ_xri及びＦ_xroが互に同一である状況において、旋回内側前輪に制動力が付与されると、Ｆ_xri−Ｆ_xroは０のままであるが、Ｆ_xfi−Ｆ_xfoは負の値になる。よって、上記式（１０）により表される左右前輪の間における荷重移動量ΔＷ_fは減少するので、旋回外側前輪から旋回内側前輪への荷重移動が生起し、旋回外側前輪の接地荷重は減少し、旋回内側前輪の接地荷重は増大する。逆に、上記（１１）により表される左右後輪の間における荷重移動量ΔＷ_rは増大するので、旋回内側後輪から旋回外側後輪への荷重移動が生起し、旋回内側後輪の接地荷重は減少し、旋回外側後輪の接地荷重は増大する。

図１０は、車両１１が非制動状態にて左旋回する状況において、旋回内側前輪である左前輪１４FLに制動力Ｆbが付与される場合における左右輪間の荷重移動を示している。図１０に示されているように、前輪においては旋回外側前輪である右前輪１４FRから旋回内側前輪である左前輪１４FLへの荷重移動が発生し、後輪においては旋回内側後輪である左後輪１４RLから旋回外側後輪である右後輪１４RRへの荷重移動が発生する。

＜旋回内側後輪に制動力が付与されることによる荷重移動＞
車両が非制動状態にあり、左右前輪の前後力Ｆ_xfi及びＦ_xfoが互に同一であり、左右後輪の前後力Ｆ_xri及びＦ_xroが互に同一である状況において、旋回内側後輪に制動力が付与されると、Ｆ_xfi−Ｆ_xfoは０のままであるが、Ｆ_xri−Ｆ_xroは負の値になる。よって、上記式（１０）により表される左右前輪の間における荷重移動量ΔＷ_fは減少するので、旋回外側前輪から旋回内側前輪への荷重移動が生起し、旋回外側前輪の接地荷重は減少し、旋回内側前輪の接地荷重は増大する。逆に、上記（１１）により表される左右後輪の間における荷重移動量ΔＷ_rは増大するので、旋回内側後輪から旋回外側後輪への荷重移動が生起し、旋回内側後輪の接地荷重は減少し、旋回外側後輪の接地荷重は増大する。

図１１は、車両１１が非制動状態にて左旋回する状況において、旋回内側後輪である左後輪１４RLに制動力Ｆbが付与される場合における左右輪間の荷重移動を示している。図１１に示されているように、前輪においては旋回外側前輪である右前輪１４FRから旋回内側前輪である左前輪１４FLへの荷重移動が発生し、後輪においては旋回内側後輪である左後輪１４RLから旋回外側後輪である右後輪１４RRへの荷重移動が発生する。

なお、以上の旋回内外輪の間の荷重移動は、車両の旋回方向に関係なく発生する。また、旋回外側前輪及び旋回外側後輪に制動力が付与される場合には、上述の荷重移動とは逆の方向の荷重移動が発生する。即ち旋回内側前輪から旋回外側前輪への荷重移動及び旋回外側後輪から旋回内側後輪への荷重移動が発生する。

＜制動力付与によるアンダーステアの度合の低減＞
車両の旋回挙動がアンダーステア状態であるときには、前輪、特に旋回内側前輪の横力が必要な横力に比して不足している。よって、旋回内側前輪の接地荷重が増大するように荷重移動を発生させることにより、旋回内側前輪の横力を増大させてアンダーステアの度合を低減することができる。

＜Ａ＞後輪駆動車の場合
車両が後輪駆動車である場合には、前輪は従動輪であるので、旋回内側前輪に駆動力は与えられていない。旋回内側前輪に制動力が与えられることにより前後力が増大されると、旋回内側前輪の横力が低下し、アンダーステア状態が却って悪化する虞がある。よって、旋回内側後輪に制動力が付与されることにより、旋回内側前輪の接地荷重が増大されることが好ましい。

なお、旋回内側後輪は駆動輪であるので、旋回内側後輪に駆動力が与えられている。旋回内側後輪に付与される制動力の大きさが旋回内側後輪に与えられている駆動力の２倍を越えると、旋回内側後輪の前後力の大きさが増大される。よって、旋回内側後輪の前後力の大きさの増大に起因して旋回内側後輪の横力が低下し車両がスピン状態にならないよう、旋回内側後輪に付与される制動力の大きさは駆動力の２倍以下に制限されることが好ましい。

＜Ｂ＞前輪駆動車の場合
車両が前輪駆動車である場合には、後輪は従動輪であるので、旋回内側後輪に駆動力は与えられていない。旋回内側後輪に制動力が与えられることにより前後力の大きさが増大されると、旋回内側後輪の横力が低下し、車両がスピン状態になる虞がある。よって、旋回内側前輪に制動力が付与されることにより、旋回内側前輪の接地荷重が増大されることが好ましい。

なお、旋回内側前輪は駆動輪であるので、旋回内側前輪に駆動力が与えられている。旋回内側前輪に付与される制動力の大きさが旋回内側前輪に与えられている駆動力の２倍を越えると、旋回内側前輪の前後力の大きさが増大される。よって、旋回内側前輪の前後力の大きさの増大に起因して旋回内側前輪の横力が低下しアンダーステア状態が却って悪化することがないよう、旋回内側前輪に付与される制動力の大きさは駆動力の２倍以下に制限されることが好ましい。

＜Ｃ＞四輪駆動車の場合
車両が四輪駆動車である場合には、四輪の全てが駆動輪である。よって、旋回内側前輪及び旋回内側後輪の少なくとも一方に制動力が付与されることにより、旋回内側前輪の接地荷重が増大されることが好ましい。

なお、後輪駆動車の場合及び前輪駆動車の場合と同様の理由から、旋回内側前輪及び旋回内側後輪の少なくとも一方に付与される制動力は当該車輪の駆動力の２倍以下に制限されることが好ましい。

＜旋回内輪に付与される制動力＞
旋回内側前輪の横力が不足することに起因するアンダーステア状態は、車両の規範ヨーレートと実ヨーレートとの偏差の時間変化率が高いほど悪化し易い。よって、旋回内輪に付与される制動力は、ヨーレート偏差の時間変化率が高いほど高くなるよう、ヨーレート偏差の時間変化率に基づいて制御されることが好ましい。

なお、上述のように、旋回内側の駆動輪に付与される制動力が過大になって当該旋回内側の駆動輪の前後力の大きさが増大されると、車両の旋回挙動が悪化する。よって、旋回内側の駆動輪に付与される制動力は、当該内側の駆動輪の駆動力の２倍以下に制限されることが好ましい。

［実施形態］
以下に添付の図を参照しつつ、本発明の幾つかの実施形態について詳細に説明する。

［第一の実施形態］
図１に示されているように、本発明の第一の実施形態にかかる旋回挙動制御装置１０は、後輪駆動車である車両１１に適用されている。よって、それぞれ前輪サスペンション１６FL及び１６FRにより車体１２から懸架された左右の前輪１４FL及び１４FRは、従動輪であると共に操舵輪である。それぞれ後輪サスペンション１６RL及び１６RRにより車体１２から懸架された左右の後輪１４RL及び１４RRは、駆動輪であると共に非操舵輪である。前述のように、左右の前輪１４FL及び１４FRはアンチダイブのジオメトリーを有し、左右の後輪１４RL及び１４RRはアンチリフトのジオメトリーを有している。図１には示されていないが、前輪１４FL及び１４FRは、運転者によるステアリングホイールの転舵に応答して駆動されるラック・アンド・ピニオン式のパワーステアリング装置によりタイロッドを介して操舵される。

車両１１は、車両を駆動するための駆動力を発生する駆動装置２４と、車輪１４FL、１４FR、１４RL及び１４RRに付与される制動力を発生する制動装置２６と、を有している。駆動装置２４は、エンジン２８と、トルクコンバータ３０及び歯車式変速機構３２を含むオートマチックトランスミッション３４と、を含んでいる。トランスミッション３４の出力は、プロペラシャフト３６へ伝達される。プロペラシャフト３６の駆動力は、ディファレンシャル３８により左後輪車軸４０L及び右後輪車軸４０Rへ伝達され、これにより駆動輪である左右の後輪１４RL及び１４RRが回転駆動される。

なお、エンジン２８はガソリンエンジン及びディーゼルエンジンの何れであってもよく、トランスミッションはＣＶＴ（continuously variable transmission）であってもよい。更に、駆動力発生装置は、電動機、エンジン及び電動機の組合せであるハイブリッドシステム、又は燃料電池及び電動機の組合せであってもよい。

車両１１の駆動力は、運転者の駆動操作量に基づいて駆動用電子制御装置（以下「駆動用ＥＣＵ」という）４２によって駆動装置２４のエンジン２８及びトランスミッション３４が制御されることにより制御される。左右の前輪１４FL、１４FR及び左右の後輪１４RL、１４RRの制動力は、通常時には運転者の制動操作量に基づいて制動用電子制御装置（以下「制動用ＥＣＵ」という）４４によって制動装置２６が制御されることにより制御される。更に、各車輪の制動力は、制動用ＥＣＵ４４によって制動装置２６が制御されることにより、必要に応じて運転者の制動操作に関係なく個別に制御される。

図１に示されているように、アクセルペダル４８に設けられたアクセル開度センサ５０により、運転者の駆動操作量を示すアクセル開度Ａccが検出され、アクセル開度Ａccを示す信号は駆動用ＥＣＵ４２へ入力される。駆動用ＥＣＵ４２は、通常時にはアクセル開度Ａccに基づいて車両１１の目標駆動力Ｆdtを演算し、車両１１の駆動力が目標駆動力Ｆdtになるようにエンジン２８及びトランスミッション３４を制御する。駆動用ＥＣＵ４２は、目標駆動力Ｆdtを示す信号を制動用ＥＣＵ２２へ供給する。

制動装置２６は、油圧回路５６と、車輪１４FL〜１４RLに設けられたホイールシリンダ５８FR、５８FL、５８RR及び５８RLと、運転者によるブレーキペダル６０の踏み込み操作に応答してブレーキオイルを圧送するマスタシリンダ６２と、を含んでいる。図１には詳細に示されていないが、油圧回路５６は、リザーバ、オイルポンプ、種々の弁装置などを含み、ブレーキアクチュエータとして機能する。

マスタシリンダ６２にはマスタシリンダ圧力Ｐmを検出する圧力センサ６４が設けられており、圧力センサ６４により検出されたマスタシリンダ圧力Ｐmを示す信号は、制動用ＥＣＵ４４へ入力される。制動用ＥＣＵ４４は、マスタシリンダ圧力Ｐmに基づいて各車輪の制動圧、即ちホイールシリンダ５８FL〜５８RR内の圧力を制御し、これにより各車輪の制動力をブレーキペダル６０の踏み込み操作量、即ち運転者の制動操作量に応じて制御する。また、制動用ＥＣＵ４４は、後に詳細に説明するように、ブレーキペダル６０の踏み込み量に関係なく必要に応じて各車輪の制動力を相互に独立に制御する。

図１には示されていないが、ステアリングホイールと一体的に連結されたステアリングシャフトには該シャフトの回転角度を操舵角Ｓtとして検出する操舵角センサ６６が設けられている。操舵角センサ６６は車両１１の直進に対応する操舵角を０とし、左旋回方向及び右旋回方向の操舵角をそれぞれ正の値及び負の値として操舵角Ｓtを検出する。

制動用ＥＣＵ４４には、ヨーレートセンサ６８から車両１１の実ヨーレートＹrが入力され、車速センサ７０から車速Ｖを示す信号が入力される。ヨーレートセンサ６８は、操舵角センサ６６と同様に、車両１１の直進に対応するヨーレートを０とし、左旋回方向及び右旋回方向のヨーレートをそれぞれ正の値及び負の値として実ヨーレートＹrを検出する。

制動用ＥＣＵ４４は、操舵角Ｓt及び車速Ｖに基づいて当技術分野において公知の要領にて車両１１の規範ヨーレートＹrtを演算し、下記の式（１２）に従って車両１１のヨーレート偏差ΔＹrを演算する。なお、下記の式（１２）において、signＹrは実ヨーレートＹrの符号である。
ΔＹr＝signＹr（Ｙrt−Ｙr） （１２）

制動用ＥＣＵ４４は、下記の条件（Ａ）及び（Ｂ）が成立するときには、旋回内側後輪に制動力を付与する。旋回内側後輪に付与される制動力は、ヨーレート偏差ΔＹrの時間変化率ΔＹrdが大きいほど大きくなるよう、時間変化率ΔＹrdに応じて可変設定される。
（Ａ）車両１１が非制動での旋回中である。
（Ｂ）ヨーレート偏差ΔＹrが偏差基準値ΔＹrc（正の定数）よりも大きく且つヨーレート偏差ΔＹrの時間変化率ΔＹrdが開始基準値ΔＹr1（正の定数）よりも大きい。

制動用ＥＣＵ４４は、車両１１が上記以外の走行状態にあるときには、即ち上記条件（Ａ）及び（Ｂ）の少なくとも一方が成立していないときには、車両の走行安定性を確保するための車両の目標ヨーモーメントＭyt及び目標減速度Ｇxtを演算する。更に、制動用ＥＣＵ４４は、目標ヨーモーメントＭyt及び目標減速度Ｇxtに基づいて左右前輪及び左右後輪の目標制動力Ｆbti（ｉ＝fl, fr, rl及びrr）を演算し、各車輪の制動力がそれぞれ対応する目標制動力Ｆbtiになるように、制動装置２６を制御する。

＜旋回挙動制御ルーチン＞
次に図２に示されたフローチャートを参照して第一の実施形態における旋回挙動制御ルーチンについて説明する。なお、図２に示されたフローチャートによる制御は、図には示されていないイグニッションスイッチがオンであるときに制動用ＥＣＵ４４によって所定の時間毎に繰返し実行される。

まず、ステップ１０においては、操舵角センサ６６により検出された操舵角Ｓtを示す信号などの読み込みが行われる。また、駆動用ＥＣＵ４２から車両１１の目標駆動力Ｆdtを示す信号の読み込みが行われる。

ステップ２０においては、操舵角Ｓt及び車速Ｖに基づいて当技術分野において公知の要領にて車両１１の規範ヨーレートＹrtが演算され、更に上記式（１２）に従って車両１１のヨーレート偏差ΔＹrが演算される。

ステップ３０においては、車両１１が非制動状態にあり且つ旋回中であるか否かの判別が行われる。否定判別が行われたときには、旋回挙動制御はステップ９０へ進み、肯定判別が行われたときには、旋回挙動制御はステップ４０へ進む。なお、後述のステップ８０による旋回内側後輪に対する制動力の付与以外に、制動装置２６によって車輪に制動力が付与されていないときに、車両１１が非制動状態にあると判別されてよい。また、実ヨーレートＹrの絶対値が旋回判定の基準値Ｙr 0（正の定数）以上であるときに車両１１が旋回中であると判別されてよい。

ステップ４０においては、ヨーレート偏差ΔＹrが偏差基準値ΔＹrcよりも大きく且つヨーレート偏差ΔＹrの時間変化率ΔＹrdが開始基準値ΔＹrd1よりも大きいか否かの判別が行われる。否定判別が行われたときには、旋回挙動制御はステップ９０へ進み、肯定判別が行われたときには、旋回挙動制御はステップ５０へ進む。なお、時間変化率ΔＹrdは例えばヨーレート偏差ΔＹrの時間微分値であってよい。

ステップ５０においては、ヨーレート偏差ΔＹrの時間変化率ΔＹrdに基づいて図３において実線にて示されたマップが参照されることにより、旋回内側後輪に付与すべき目標制動力Ｆbrintが演算される。図３に示されているように、目標制動力Ｆbrintは、時間変化率ΔＹrdが基準値ΔＹrd1（正の定数）以下であるときには０であり、時間変化率ΔＹrdが基準値ΔＹrd2（正の定数）以上であるときには最大値Ｆbrinmax（正の定数）であるよう、演算される。更に、目標制動力Ｆbrintは、時間変化率ΔＹrdが基準値ΔＹrd1よりも大きく且つ基準値ΔＹrd2よりも小さいときには、時間変化率ΔＹrdが大きいほど大きくなるよう、演算される。

ステップ６０においては、車両１１の目標駆動力Ｆdtに基づいて旋回内側後輪の駆動力Ｆdrinが演算され、目標制動力Ｆbrintが旋回内側後輪の駆動力Ｆdrinの２倍よりも大きいか否かの判別が行われる。即ち、目標制動力Ｆbrintに基づく制動力が旋回内側後輪に付与されると、旋回内側後輪の前後力が増大して横力が低下するか否かの判別が行われる。否定判別が行われたときには、旋回挙動制御はそのままステップ８０へ進み、肯定判別が行われたときには、旋回挙動制御はステップ７０へ進む。

ステップ７０においては、目標制動力Ｆbrintが旋回内側後輪の駆動力Ｆdrinの２倍に修正され、その後旋回挙動制御はステップ８０へ進む。

ステップ８０においては、目標制動力Ｆbrintに対応する制動力が旋回内側後輪に付与されるよう、制動装置２６が制御される。

ステップ９０においては、ヨーレート偏差ΔＹrに基づいて車両の走行安定性を確保するための車両の目標ヨーモーメントＭyt及び目標減速度Ｇxtが演算される。なお、目標ヨーモーメントＭyt及び目標減速度Ｇxtは、当技術分野において公知の任意の要領にて演算されてよい。

ステップ１００においては、目標ヨーモーメントＭyt及び目標減速度Ｇxtに基づいて各車輪の目標制動力Ｆbtiが演算され、ステップ１１０においては、各車輪の制動力がそれぞれ対応する目標制動力Ｆbtiになるように、制動装置２６が制御される。

＜第一の実施形態の作動＞
以上の説明から解るように、ステップ２０において、車両１１の規範ヨーレートＹrtが演算されると共に、車両１１のヨーレート偏差ΔＹrが演算される。ステップ３０において、車両１１が非制動状態にあり且つ旋回中であるか否かの判別、即ち上記条件（Ａ）が成立しているか否かの判別が行われる。更に、ステップ４０において、ヨーレート偏差ΔＹrが偏差基準値ΔＹrcよりも大きく且つヨーレート偏差ΔＹrの時間変化率ΔＹrdが開始基準値ΔＹrd1よりも大きいか否かの判別、即ち上記条件（Ｂ）が成立しているか否かの判別が行われる。

上記条件（Ａ）及び（Ｂ）が成立しているときには、ステップ３０及び４０において肯定判別が行われるので、ステップ５０〜８０が実行される。即ち、ステップ５０において、ヨーレート偏差ΔＹrの時間変化率ΔＹrdが大きいほど大きくなるよう、旋回内側後輪に付与すべき目標制動力Ｆbrintが演算され、ステップ８０において、目標制動力Ｆbrintに対応する制動力が旋回内側後輪に付与される。

よって、前述のように旋回外側前輪から旋回内側前輪への荷重移動が生起し、旋回内側前輪の接地荷重が増大することにより旋回内側前輪の横力が増大する。従って、車両１１に作用する旋回ヨーモーメントが増大するので、アンダーステア状態の悪化の度合及びアンダーステアの度合を低減することができる。

例えば、図４は、車両１１が非制動にて旋回し、車両の規範ヨーレートＹrtが増大した後減少する状況において、車両がアンダーステア状態になる場合における第一の実施形態の作動の例を示す図である。なお、図４において、一点鎖線及び二点鎖線は、第一の実施形態による旋回内側後輪に対する制動力の付与が行われない場合（従来の場合）及び第一の実施形態による旋回内側後輪に対する制動力の付与が行われる場合における車両の実ヨーレートＹrなどの変化を示している。

図４に示されているように、時点ｔ1において規範ヨーレートＹrtが増大し始め、時点ｔ2においてヨーレート偏差ΔＹrの時間変化率ΔＹrdが開始基準値ΔＹr1よりも大きくなったとする。また、時点ｔ3においてヨーレート偏差ΔＹrが偏差基準値ΔＹrcよりも大きくなり、上記条件（Ｂ）が成立したとする。

時点ｔ3において、旋回内側後輪に対する目標制動力Ｆbrintに対応する制動力の付与が開始されるので、時点ｔ3以降において、車両の実ヨーレートＹrは従来の場合に比して規範ヨーレートＹrtに近い値になる。よって、時点ｔ3以降におけるヨーレート偏差ΔＹrは、従来の場合に比して小さくなり、車両１１のアンダーステア状態の悪化の度合及びアンダーステアの度合が低減される。

また、ヨーレート偏差ΔＹrは従来の場合に比して小さくなるので、時点ｔ5においてヨーレート偏差ΔＹrが基準値ΔＹrcよりも小さくなるとすると、時点ｔ5は従来の場合における同様の時点ｔ5′よりも早い。換言すれば、車両１１のアンダーステア状態は従来の場合に比して早期に解消する。

更に、ヨーレート偏差ΔＹrの時間変化率ΔＹrdの大きさも従来の場合に比して小さくなる。よって、時点ｔ4においてヨーレート偏差ΔＹrの時間変化率ΔＹrdが開始基準値ΔＹr1よりも小さくなるとすると、時点ｔ4は従来の場合における同様の時点ｔ4′よりも早い。

特に、第一の実施形態によれば、目標制動力Ｆbrintが旋回内側後輪の駆動力Ｆdrinの２倍よりも大きいときには、ステップ６０において肯定判別が行われ、ステップ７０において、目標制動力Ｆbrintが旋回内側後輪の駆動力Ｆdrinの２倍に修正される。よって、目標制動力Ｆbrintが旋回内側後輪の駆動力Ｆdrinの２倍よりも大きい場合には、目標制動力Ｆbrintに基づく制動力が旋回内側後輪に付与されることを防止することができる。従って、旋回内側後輪の前後力が増大して横力が低下することに起因して車両がスピン状態になることを防止することができる。

なお、上記条件（Ａ）及び（Ｂ）の少なくとも一方が成立していないときには、ステップ３０又は４０において否定判別が行われるので、ステップ９０〜１１０が実行される。即ち、ステップ９０において、車両の走行安定性を確保するための車両の目標ヨーモーメントＭyt及び目標減速度Ｇxtが演算され、ステップ１００及び１１０において、目標ヨーモーメントＭyt及び目標減速度Ｇxtが達成されるよう各車輪の制動力が制御される。従って、車両１１がアンダーステア状態及びオーバーステア状態の何れになる場合にも、車両の旋回挙動が安定化される。

［第二の実施形態］
図５は、前輪駆動車に適用された本発明による車両の旋回挙動制御装置の第二の実施形態を示す概略構成図である。なお、図５において、図１に示された部材と同一の部材には図１において付された符号と同一の符号が付されている。また、図５においては、図１に示されていないステアリングホイール５１が図示されている。

第二の実施形態においては、車両１１は前輪駆動車である。よって、エンジン２８の駆動力は、トルクコンバータ３０及びトランスミッション３２を介して出力軸５２へ伝達され、更に前輪用ディファレンシャル５３を経て駆動軸５４FL及び５４FRへ伝達され、これにより左右前輪１４FL及び１４FRが回転駆動される。左右前輪１４FL及び１４FRは、運転者によるステアリングホイール５１の回転操作に応動して駆動される操舵装置（図示せず）により操舵される。よって、左右前輪１４FL及び１４FRは、駆動輪であると共に操舵輪である。これに対し、左右前輪１４RL及び１４RRは、従動輪であると共に非操舵輪である。

制動用ＥＣＵ４４は、車両１１が非制動での旋回中であり、ヨーレート偏差ΔＹrが偏差基準値ΔＹrcよりも大きく且つヨーレート偏差ΔＹrの時間変化率ΔＹrdが開始基準値ΔＹr1よりも大きいときには、旋回内側前輪に制動力を付与する。旋回内側前輪に付与される制動力は、ヨーレート偏差の時間変化率ΔＹrdが大きいほど大きくなるよう、時間変化率ΔＹrdに応じて可変設定される。

制動用ＥＣＵ４４は、車両１１が上記以外の走行状態にあるときには、第一の実施形態の場合と同様に、車両の走行安定性を確保するための車両の目標ヨーモーメントＭyt及び目標減速度Ｇxtを演算し、これらに基づいて左右前輪及び左右後輪の目標制動力Ｆbti（ｉ＝fl, fr, rl及びrr）を演算する。更に、制動用ＥＣＵ４４は、各車輪の制動力がそれぞれ対応する目標制動力Ｆbtiになるように、制動装置２６を制御する。

＜旋回挙動制御ルーチン＞
次に図６に示されたフローチャートを参照して第二の実施形態における旋回挙動制御ルーチンについて説明する。なお、図６に示されたフローチャートによる制御も、図には示されていないイグニッションスイッチがオンであるときに制動用ＥＣＵ４４によって所定の時間毎に繰返し実行される。

図６と図２との比較から解るように、ステップ１０〜４０及びステップ９０〜１１０は、それぞれ第一の実施形態の対応するステップと同様に実行される。

ステップ５０においては、ヨーレート偏差ΔＹrの時間変化率ΔＹrdに基づいて図７において実線にて示されたマップが参照されることにより、旋回内側前輪に付与すべき目標制動力Ｆbfintが演算される。図７に示されているように、目標制動力Ｆbfintは、時間変化率ΔＹrdが基準値ΔＹrd1以下であるときには０であり、時間変化率ΔＹrdが基準値ΔＹrd2以上であるときには最大値Ｆbfinmax（正の定数）であるよう、演算される。更に、目標制動力Ｆbfintは、時間変化率ΔＹrdが基準値ΔＹrd1よりも大きく且つ基準値ΔＹrd2よりも小さいときには、時間変化率ΔＹrdが大きいほど大きくなるよう、演算される。

ステップ６０においては、車両１１の目標駆動力Ｆdtに基づいて旋回内側前輪の駆動力Ｆdfinが演算され、目標制動力Ｆbfintが旋回内側前輪の駆動力Ｆdfinの２倍よりも大きいか否かの判別が行われる。即ち、目標制動力Ｆbfintに基づく制動力が旋回内側前輪に付与されると、旋回内側前輪の前後力が増大して横力が低下するか否かの判別が行われる。否定判別が行われたときには、旋回挙動制御はそのままステップ８０へ進み、肯定判別が行われたときには、旋回挙動制御はステップ７０へ進む。

ステップ７０においては、目標制動力Ｆbfintが旋回内側前輪の駆動力Ｆdfinの２倍に修正され、その後旋回挙動制御はステップ８０へ進む。

ステップ８０においては、目標制動力Ｆbfintに対応する制動力が旋回内側前輪に付与されるよう、制動装置２６が制御される。

以上の説明から解るように、第二の実施形態によれば、上記条件（Ａ）及び（Ｂ）が成立しているときには、ステップ３０及び４０において肯定判別が行われるので、ステップ５０〜８０が実行される。即ち、ステップ５０において、ヨーレート偏差ΔＹrの時間変化率ΔＹrdが大きいほど大きくなるよう、旋回内側前輪に付与すべき目標制動力Ｆbfintが演算され、ステップ８０において、目標制動力Ｆbfintに対応する制動力が旋回内側前輪に付与される。

よって、前述のように旋回外側前輪から旋回内側前輪への荷重移動が生起し、旋回内側前輪の接地荷重が増大することにより旋回内側前輪の横力が増大する。従って、第一の実施形態の場合と同様に、車両１１に作用する旋回ヨーモーメントが増大するので、アンダーステア状態の悪化の度合及びアンダーステアの度合を低減することができる。

特に、第二の実施形態によれば、目標制動力Ｆbfintが旋回内側前輪の駆動力Ｆdfinの２倍よりも大きいときには、ステップ６０において肯定判別が行われ、ステップ７０において、目標制動力Ｆbfintが旋回内側前輪の駆動力Ｆdfinの２倍に修正される。よって、目標制動力Ｆbfintが旋回内側前輪の駆動力Ｆdfinの２倍よりも大きい場合には、目標制動力Ｆbfintに基づく制動力が旋回内側前輪に付与されることを防止することができる。従って、旋回内側前輪の前後力が増大して横力が低下することに起因して車両のアンダーステア状態が更に悪化することを防止することができる。

なお、第一及び第二の実施形態によれば、目標制動力Ｆbrint及びＦbfintは、ヨーレート偏差ΔＹrの時間変化率ΔＹrdが大きいほど大きくなるよう、演算される。よって、旋回内輪に付与される制動力は、ヨーレート偏差ΔＹrの時間変化率ΔＹrdが大きいほど、換言すれば車両１１のアンダーステア状態の悪化の度合が高いほど、大きくなる。従って、例えば旋回内輪に付与される制動力がヨーレート偏差ΔＹrの時間変化率ΔＹrdに関係なく一定である場合に比して、アンダーステア状態の悪化の度合及びアンダーステアの度合を効果的に且つ適切に低減することができる。

更に、第一及び第二の実施形態によれば、ヨーレート偏差ΔＹrが偏差基準値ΔＹrcより大きくても、ヨーレート偏差ΔＹrの時間変化率ΔＹrdが終了基準値ΔＹrd1よりも小さくなると、旋回内輪に対する制動力の付与が終了される。よって、旋回内輪に対し過剰に長い時間に亘り制動力が付与されること及びこれに起因して車両１１の旋回挙動が却って悪化することを効果的に防止することができる。

なお、第一及び第二の何れの実施形態においても、ヨーレート偏差ΔＹrの時間変化率ΔＹrdが終了基準値ΔＹrd1よりも小さくなると、ステップ４０において否定判別が行われ、ステップ９０〜１１０が実行される。よって、車両の走行安定性を確保するための車両の目標ヨーモーメントＭyt及び目標減速度Ｇxtが達成されるよう各車輪の制動力が制御されるので、車両のアンダーステア状態が低減され、車両の安定な旋回挙動が確保される。

以上においては、本発明を特定の実施形態について詳細に説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されるものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の実施形態が可能であることは当業者にとって明らかであろう。

例えば、上述の第一の実施形態においては、車両１１は後輪駆動車であり、第二の実施形態においては、車両１１は前輪駆動車であるが、本発明の旋回挙動制御装置は、四輪駆動車に適用されてもよい。その場合、ヨーレート偏差ΔＹrの時間変化率ΔＹrdに基づく制動力は、旋回内側前輪又は旋回内側後輪に付与されてよく、旋回内側前輪及び旋回内側後輪の両者に付与されてもよい。

また、上述の第一及び第二の実施形態においては、ヨーレート偏差ΔＹrの時間変化率ΔＹrdを判定するための基準値、即ち制動力の付与開始を判定するための開始基準値ΔＹrds及び制動力の付与終了を判定するための終了基準値ΔＹrdeは、同一のΔＹrd1である。しかし、これらの基準値は互いに異なっていてもよく、その場合終了基準値ΔＹrdeは開始基準値ΔＹrdsよりも小さいことが好ましい。

更に、上述の第一及び第二の実施形態においては、目標制動力Ｆbrint及びＦbfintは、ヨーレート偏差の時間変化率ΔＹrdに基づいて演算される。しかし、目標制動力Ｆbrint及びＦbfintは、車速Ｖが高いほど大きくなるよう、ヨーレート偏差の時間変化率ΔＹrd及び車速Ｖに基づいて演算されてもよい。

更に、上述の第一及び第二の実施形態においては、目標制動力Ｆbrint及びＦbfintは、ヨーレート偏差の時間変化率ΔＹrdが基準値ΔＹrd1以下であるときには０である。しかし、例えば図３及び図７において破線にて示されているように、目標制動力Ｆbrint及びＦbfintは、時間変化率ΔＹrdが基準値ΔＹrd1以下であるときに正の値であってもよい。

更に、上述の第一及び第二の実施形態においては、ステップ７０において、目標制動力Ｆbrint及びＦbfintはそれぞれ対応する旋回内輪の駆動力Ｆdrin及びＦdfinの２倍の値に修正される。しかし、目標制動力Ｆbrint及びＦbfintはそれぞれ対応する旋回内輪の駆動力Ｆdrin及びＦdfinの２倍よりも小さい値に修正されてもよい。換言すれば、目標制動力Ｆbrint及びＦbfintはそれぞれ対応する旋回内輪の駆動力Ｆdrin及びＦdfinの２倍よりも大きいときには、それぞれ駆動力Ｆdrin及びＦdfinの２倍以下の値に修正されればよい。なお、車両が四輪駆動車である場合にも、目標制動力Ｆbrint又はＦbfintがそれぞれ対応する旋回内輪の駆動力Ｆdrin又はＦdfinの２倍よりも大きいときには、目標制動力Ｆbrint又はＦbfintはそれぞれ対応するの駆動力Ｆdrin又はＦdfinの２倍以下の値に修正されることが好ましい。

更に、上述の第一及び第二の実施形態においては、上記条件（Ａ）及び（Ｂ）の少なくとも一方が成立していないときには、ステップ９０〜１１０が実行される。即ち、車両の走行安定性を確保するための車両の目標ヨーモーメントＭyt及び目標減速度Ｇxtが演算され、目標ヨーモーメントＭyt及び目標減速度Ｇxtが達成されるよう各車輪の制動力が制御される。しかし、上記条件（Ａ）及び（Ｂ）の少なくとも一方が成立していないときに実行される旋回挙動制御は、当技術分野において公知の任意の旋回挙動制御であってよい。

１０…旋回挙動制御装置、１１…車両、１４FL，１４FR…前輪、１４RL，１４RR…後輪、１６FL，１６FR…前輪サスペンション、１６RL，１６RR…後輪サスペンション、２４…駆動装置、２６…制動装置、４２…駆動用電子制御装置（駆動用ＥＣＵ）、４４…制動用電子制御装置（制動用ＥＣＵ）、５０…アクセル開度センサ、６６…操舵角センサ、６８…ヨーレートセンサ、７０…車速センサ

Claims (4)

1. それぞれアンチダイブ及びアンチリフトのジオメトリーを有する前輪サスペンション及び後輪サスペンションと、左右前輪及び左右後輪に相互に独立して制動力を付与することができるよう構成された制動装置と、を有し、左右前輪が操舵輪である車両に適用される車両の旋回挙動制御装置において、
   前記制動装置を制御する制御ユニットを有し、前記制御ユニットは、車両が非制動にて旋回している状況において、車両の規範ヨーレートと実ヨーレートとの偏差が偏差基準値を越えており且つ前記偏差の時間変化率が開始基準値を越えているときには、前記制動装置を制御して旋回内側の駆動輪に制動力を付与するよう構成された、車両の旋回挙動制御装置。
2. 請求項１に記載の車両の旋回挙動制御装置において、前記制御ユニットは、前記旋回内側の駆動輪に付与する制動力の目標値を、前記偏差の時間変化率が大きいほど大きくなるように、少なくとも前記偏差の時間変化率に基づいて演算し、前記旋回内側の駆動輪に付与される制動力が前記目標値になるように前記制動装置を制御するよう構成された、車両の旋回挙動制御装置。
3. 請求項２に記載の車両の旋回挙動制御装置において、前記制御ユニットは、前記目標値の大きさが前記旋回内側の駆動輪の駆動力の２倍を越えるときには、前記目標値の大きさを前記旋回内側の駆動輪の駆動力の２倍以下に修正するよう構成された、車両の旋回挙動制御装置。
4. 請求項１乃至３の何れか一つに記載の車両の旋回挙動制御装置において、前記制御ユニットは、前記偏差が前記偏差基準値を越えていても前記偏差の時間変化率が終了基準値未満になると、旋回内側の駆動輪への制動力の付与を終了するよう構成された、車両の旋回挙動制御装置。
   
   

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