JP7846469B2 - 制動制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、回生協調制御を行う車両の制動制御装置に関する。

従来、回生制動装置と摩擦制動装置とを用いて、車両の車輪に回生制動力と摩擦制動力とを付与する回生協調制御に関する技術が知られている。例えば、特許文献１には、運転者によって制動操作が行われており、車両運動制御を行う際に、回生制動力および摩擦制動力の割合を変更する車両制御装置が記載されている。この車両制御装置では、例えば、車両の旋回制動時に旋回内輪側の車輪における回生制動力の割合を小さくすることで、インホイールモータが制御範囲を超えることを防止している。また、この車両制御装置では、車両の旋回制動時に旋回外輪側の車輪における摩擦制動力の割合を小さくすることで、回収する電力を増加させ、かつ摩擦による損失を低減している。

特開２０１７－７７７５３号公報

車両の制動時には車両にピッチング運動が発生し、車両の姿勢変化が生じることで前輪および後輪の接地面に加わる荷重が変化する。その結果、車両の旋回と同時に制動を行った場合、旋回において運転者が求める運動性能を十分に満たすことができなかったり、姿勢変化により運転者の乗り心地に影響を及ぼしたりする可能性がある。

本発明はこのような課題に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、回生協調制御を行う車両の旋回制動時に運動性能や乗り心地を適切に調整可能な制動制御装置を提供することにある。

上記目的を達成するため、本発明の制動制御装置は、車両の前輪および後輪に回生制動力を付与する回生制動装置と、前記前輪および前記後輪に摩擦制動力を付与する摩擦制動装置とを用いて、車両の制動に要求される要求制動力を前記回生制動力と前記摩擦制動力とで協調して出力する回生協調制御を実行する制動制御装置において、前記回生協調制御の実行中に、前記車両の旋回度合いを表す指標値が大きいほど、前記前輪に付与される前記回生制動力を小さくしながら前記後輪に付与される前記回生制動力を大きくし、前記前輪に付与される前記摩擦制動力を大きくしながら前記後輪に付与される前記摩擦制動力を小さくする第１配分調整と、前記指標値が大きいほど、前記前輪に付与される前記回生制動力を大きくしながら前記後輪に付与される前記回生制動力を小さくし、前記前輪に付与される前記摩擦制動力を小さくしながら前記後輪に付与される前記摩擦制動力を大きくする第２配分調整とのいずれか一方を実行する。

この構成により、第１配分調整を実行した場合は、旋回度合いを表す指標値が大きいほど前輪のグリップ限界を高め、車両の運動性能を向上させることが可能となる。また、第２配分調整を実行した場合は、旋回度合いを表す指標値が大きいほど後輪のグリップ限界を高め、車両のスピンを抑制し、運動性能を向上させることが可能となる。さらに、車両のリア側を沈み込みやすくすることで、車両のピッチ角を０度に近づけるように調整することが可能となる。したがって、本発明の制動制御装置によれば、回生協調制御を行う車両の旋回制動時に運動性能や乗り心地を適切に調整可能となる。

また、前記車両の走行モードが乗り心地よりも運動性能向上を優先するスポーツモードである場合、前記第１配分調整を実行することが好ましい。この場合、前記指標値は、前記車両の舵角および横角速度の少なくともいずれか一方であることが好ましい。この構成により、スポーツモードにおいて前輪のグリップ限界を高め、旋回制動時の運動性能を向上させることができる。また、指標値として舵角や横加速度を用いれば、車両の旋回度合いに応じた配分調整を実現することができる。

また、前記車両の走行モードが乗り心地よりも運動性能向上を優先するスポーツモードである場合、前記第２配分調整を実行することが好ましい。この場合、前記指標値は、前記車両のヨーレートおよび前記後輪のスリップ角の少なくともいずれか一方であることが好ましい。この構成により、スポーツモードにおいて後輪のグリップ限界を高め、車両のスピンを抑制することができる。また、指標値としてヨーレートや後輪のスリップ角を用いれば、車両のスピン度合いに応じた配分調整を実現することができる。

また、前記車両の走行モードが運動性能向上よりも乗り心地を優先するコンフォートモードである場合、前記第２配分調整を実行することが好ましい。この場合、前記指標値は、前記車両の舵角および横角速度の少なくともいずれか一方であることが好ましい。この構成により、コンフォートモードで車両のリア側を沈み込む傾向とし、車両のピッチ角を０度に近づけることができる。その結果、乗り心地の変化を感じやすい旋回時の姿勢変化を抑え、運転者の乗り心地を向上させることが可能となる。また、指標値として舵角や横加速度を用いれば、車両の旋回度合いに応じた配分調整を実現することができる。

本発明の制動制御装置によれば、回生協調制御を行う車両の旋回制動時に運動性能や乗り心地を適切に調整可能となる。

実施形態にかかる制動制御装置を備えた車両を示す概略構成図である。 回生協調制御における要求制動力、回生制動力および摩擦制動力の時間変化の一例を示す説明図である。 車両の駆動時におけるピッチング運動を模式的に示した説明図である。 車両の制動時におけるピッチング運動を模式的に示した説明図である。 車両の瞬間回転中心を模式的に示す説明図である。 反力トルクによる荷重移動量を説明するための模式図である。 回生比率、摩擦比率、フロント比率およびリア比率を変更したときのピッチ角の一例をプロットした説明図である。 回生協調制御を行ったときのピッチ角の時間変化の一例を示す説明図である。 実施形態の車両において、前輪にのみ摩擦制動力を付与したときの車体のピッチング運動の一例を示す説明図である。 実施形態の車両において、後輪にのみ摩擦制動力を付与したときの車体のピッチング運動の一例を示す説明図である。 車両の旋回制動時に制動力を第１配分調整で調整したときの様子を模式的に示す説明図である。 車両の旋回制動時に制動力を第２配分調整で調整したときの様子を模式的に示す説明図である。

以下、図面に基づき本発明の一実施形態について説明する。

（車両）
図１は、実施形態にかかる制動制御装置を備えた車両を示す概略構成図である。車両１は、走行用動力源としてのフロントモータ１０ｆからの動力を左右の前輪２ｆへと伝達すると共に、走行用動力源としてのリアモータ１０ｒからの動力を左右の後輪２ｒへと伝達して走行する四輪駆動式の電動車両である。フロントモータ１０ｆは、変速機やデファレンシャルギヤを含むトランスアクスル１２ｆを介して左右の前輪２ｆへと駆動力を出力する。リアモータ１０ｒは、変速機やデファレンシャルギヤを含むトランスアクスル１２ｒを介して左右の後輪２ｒへと駆動力を出力する。車両１には、リチウムイオン電池などの二次電池として構成された電力源としてのバッテリ１４が搭載されており、バッテリ１４からの電力が図示しないインバータといった電力変換装置を介してフロントモータ１０ｆおよびリアモータ１０ｒへと供給される。フロントモータ１０ｆ、リアモータ１０ｒは、制御装置１６（制動制御装置）により駆動制御される。

また、車両１は、前輪２ｆおよび後輪２ｒに制動力を付与する制動装置を備えている。制動装置は、回生制動装置２０と、摩擦制動装置３０とを含む。回生制動装置２０は、フロントモータ１０ｆおよびリアモータ１０ｒと、バッテリ１４と、図示しないインバータといった電力変換装置などを含んで構成される。フロントモータ１０ｆおよびリアモータ１０ｒは、車両１のアクセルオフ状態の減速走行時において、前輪２ｆおよび後輪２ｒの回転力により強制駆動されて回生発電し、前輪２ｆおよび後輪２ｒに回生制動力を付与する。フロントモータ１０ｆおよびリアモータ１０ｒで生じた回生発電電力は、バッテリ１４に供給される。

摩擦制動装置３０は、各前輪２ｆおよび各後輪２ｒに対応して設けられたディスクロータ３２に、図示しないアクチュエータにより駆動されるブレーキパッド３４を押し付けることで発生する摩擦力により、各前輪２ｆおよび各後輪２ｒに摩擦制動力を付与するディスクブレーキ装置である。なお、アクチュエータは、油圧式および電動式のいずれであってもよい。摩擦制動装置３０は、制御装置１６により駆動制御される。

制御装置１６は、入出力装置、記憶装置（ＲＯＭ、ＲＡＭ、不揮発性ＲＡＭなど）、中央演算処理装置（ＣＰＵ）などを含んで構成され、車両１の総合的な制御を行う。制御装置１６は、アクセル開度、ブレーキストローク、車速、車輪速といった図示しない各種センサにより検出される検出量や各種動作情報を入力する。制御装置１６は、入力した各種検出量および各種動作情報に基づいて、車両１の走行に要求される要求駆動力や上記要求制動力といった車両１の制御に必要な情報を演算し、演算した情報に基づいて車両１の各種装置を制御する。例えば、制御装置１６は、回生制動装置２０および摩擦制動装置３０を用いて、車両１の制動に要求される要求制動力を回生制動力と摩擦制動力とで協調して出力する回生協調制御を実行する。

（回生協調制御の一例）
図２は、回生協調制御における要求制動力、回生制動力および摩擦制動力の時間変化の一例を示す説明図である。制御装置１６は、運転者によるブレーキ踏み込み量に応じて要求制動力Ｆｂを算出し、算出した要求制動力Ｆｂに基づいて、フロントモータ１０ｆから前輪２ｆに付与する回生制動力Ｆｋｆ、リアモータ１０ｒから後輪２ｒに付与するＦｋｒ、各摩擦制動装置３０から前輪２ｆに付与する摩擦制動力Ｆｍｆ、後輪２ｒに付与する摩擦制動力Ｆｍｒを設定する。

具体的には、制御装置１６は、回生制動力Ｆｋｆ、Ｆｋｒおよび摩擦制動力Ｆｍｆ、Ｆｍｒの総和が要求制動力Ｆｂを満たすように、次式（１）から（４）で表される回生比率ｋ、摩擦比率ｍ、フロント比率ｆおよびリア比率ｒを設定する。回生比率ｋと摩擦比率ｍとは、回生制動力Ｆｋｆ、Ｆｋｒと摩擦制動力Ｆｍｆ、Ｆｍｒとの配分比率であり、その合計が値１となるように値０から値１の間に設定される。また、フロント比率ｆとリア比率ｒとは、前輪２ｆに付与する制動力（Ｆｋｆ、Ｆｍｆ）と後輪２ｒに付与する制動力（Ｆｋｒ、Ｆｍｒ）との配分比率であり、その合計が値１となるように値０から値１の間に設定される。上記配分比率の具体的な設定手法は、後述する。ただし、回生制動力Ｆｋｆ、Ｆｋｒは、少なくともバッテリ１４の充電率（ＳＯＣ：state of charge）や温度などに応じて設定される回生発電量の上限値の範囲内で設定される。図２に示す例では、運転者によりブレーキペダルが踏み込まれると（時刻ｔ１）、要求制動力Ｆｂの変化に応じて回生発電量の上限値の範囲内で回生制動力Ｆｋｆ、Ｆｋｒが出力され、要求制動力Ｆｂに対する回生制動力Ｆｋｆ、Ｆｋｒの不足分が摩擦制動力Ｆｍｆ、Ｆｍｒとして出力される。

ｋ＝（Ｆｋｆ＋Ｆｋｒ）／（Ｆｋｆ＋Ｆｋｒ＋Ｆｍｆ＋Ｆｍｒ） …（１）
ｍ＝（Ｆｍｆ＋Ｆｍｒ）／（Ｆｋｆ＋Ｆｋｒ＋Ｆｍｆ＋Ｆｍｒ） …（２）
ｆ＝（Ｆｋｆ＋Ｆｍｆ）／（Ｆｋｆ＋Ｆｋｒ＋Ｆｍｆ＋Ｆｍｒ） …（３）
ｒ＝（Ｆｋｒ＋Ｆｍｒ）／（Ｆｋｆ＋Ｆｋｒ＋Ｆｍｆ＋Ｆｍｒ） …（４）

（すり替え制御）
また、制御装置１６は、回生協調制御の実行中に車両１の車速が所定のすり替え判定車速以下となると（時刻ｔ２）、要求制動力Ｆｂのうち回生制動力Ｆｋｆ、Ｆｋｒの負担分を摩擦制動力Ｆｍｆ、Ｆｍｒにすり替えるすり替え制御を実行する。所定のすり替え判定車速は、車両が停車に近づいたと判断可能であり、回生制動力Ｆｋｆ、Ｆｋｒから摩擦制動力Ｆｍｆ、Ｆｍｒへのすり替えを停車前に完了可能な車速に設定されればよい。ただし、回生制動力Ｆｋｆ、Ｆｋｒから摩擦制動力Ｆｍｆ、Ｆｍｒへのすり替えは、制動に滑りが生じない程度の時間をかけて行うことが好ましい。時刻ｔ３ですり替え制御が完了すると、要求制動力Ｆｂのうち回生制動力Ｆｋｆ、Ｆｋｒで負担していた分がすべて摩擦制動力Ｆｍｆ、Ｆｍｒですり替わる。これにより、フロントモータ１０ｆおよびリアモータ１０ｒからクリープトルクを出力可能な状態となり、時刻ｔ４で車両１の停車した後、再発進する際にフロントモータ１０ｆ、リアモータ１０ｒから速やかに駆動力を出力することが可能となる。

（車両のピッチング運動）
次に、車両１のピッチング運動について説明する。図３は、車両１の駆動時におけるピッチング運動を模式的に示した説明図であり、図４は、車両１の制動時におけるピッチング運動を模式的に示した説明図である。ここでは、駆動時および制動時における車両１のピッチ方向の姿勢変化や、それに伴う荷重移動の一般的な考え方を説明するため、図４では、車両１に摩擦制動力Ｆｍｆ、Ｆｍｒのみが付与された場合の例を示している。

図３に示すように、前輪２ｆ、後輪２ｒに駆動力Ｆｄｆ、Ｆｄｒが付与されると、車両１には、リア側への慣性力Ｆｉが作用する。それにより、車両１には、重心ＧにピッチモーメントＭｐが作用し、フロント側が上方に向けて傾く、いわゆるスクワットの姿勢変化が生じる。また、図４に示すように、摩擦制動力Ｆｍｆ、Ｆｍｒが付与されると、車両１には、フロント側への慣性力Ｆｉが作用する。それにより、車両１には、重心ＧにピッチモーメントＭｐが作用し、フロント側が下方に向けて傾く、いわゆるノーズダイブの姿勢変化が生じる。このとき、姿勢変化前後における車両１の重心Ｇを通る前後方向に延びる直線Ｌ１の傾きがピッチ角θｐとなる。本実施形態では、ピッチ角θｐは、車両１がノーズダイブ側に姿勢変化するほどピッチ角θｐが正方向において大きくなり、車両１がスクワット側に姿勢変化するほどピッチ角θｐが正方向において小さくなる（負方向に大きくなる）とする。

（アンチ角およびアンチフォース）
また、車両１には、車両諸元として予め定められたアンチ角θａに応じてアンチフォースが作用する。アンチ角θａは、アンチノーズアップ角θａＵ、アンチスクワット角θａＳ、アンチノーズダイブ角θａＤおよびアンチテールリフト角θａＬを含む。各アンチ角θａは、車両１の前輪２ｆ、後輪２ｒに接続されたサスペンション１８（フロントサスペンション１８ｆおよびリアサスペンション１８ｒ）のジオメトリで決定される。

車両１の駆動時には、駆動力Ｆｄｆの鉛直方向の分力としてのアンチノーズアップ力ＦａＵがアンチノーズアップ角θａＵに応じて車両１のフロント側に作用すると共に、駆動力Ｆｄｒの鉛直方向の分力としてのアンチスクワット力ＦａＳがアンチスクワット角θａＳに応じて車両１のリア側に作用する。アンチノーズアップ力ＦａＵが下向きの力となり、アンチスクワット力ＦａＳが上向きの力となるため、車両１のスクワットの姿勢変化が抑制される。

一方、車両１の制動時には、摩擦制動力Ｆｍｆの鉛直方向の分力としてのアンチノーズダイブ力ＦａＤがアンチノーズダイブ角θａＤに応じて車両１のフロント側に作用すると共に、摩擦制動力Ｆｍｒの鉛直方向の分力としてのアンチテールリフト力ＦａＬがアンチテールリフト角θａＬに応じて車両１のリア側に作用する。アンチノーズダイブ力ＦａＤが上向きの力となり、アンチテールリフト力ＦａＬが下向きの力となるため、車両１のノーズアップの姿勢変化が抑制される。

（荷重移動）
上述したようにスクワットの姿勢変化が生じた場合、車両１では、フロントサスペンション１８ｆが伸長し、リアサスペンション１８ｒが収縮する。一方、ノーズダイブの姿勢変化が生じた場合、車両１では、フロントサスペンション１８ｆが収縮し、リアサスペンション１８ｒが伸長する。この伸縮量に対応した力が、ピッチング運動が生じたときの車両１のサスペンション１８よりも上に位置するインボード部分に作用する荷重移動量ΔＷとなる。本実施形態では、回生協調制御時の荷重移動量ΔＷを以下に説明する手法により算出し、荷重移動量ΔＷとピッチ角θｐとの関係に基づいて、回生協調制御における回生制動力Ｆｋｆ、Ｆｋｒおよび摩擦制動力Ｆｍｆ、Ｆｍｒを設定する。以下の説明では、車両１のサスペンション１８よりも上のインボード部分を「バネ上」、サスペンション１８よりも下に位置するアウトボード部分を「バネ下」と称する。

（瞬間回転中心）
ここで、回生協調制御時における車両１のバネ上のピッチング運動は、車両１に作用する各力の瞬間回転中心（ピッチング瞬間中心）を支点として重心Ｇに働くピッチモーメントにより生じる挙動と考えることができる。図５は、車両１の瞬間回転中心を模式的に示す説明図である。図示するように、回生制動力Ｆｋｆ、Ｆｋｒは、バネ上に設けられたフロントモータ１０ｆおよびリアモータ１０ｒから出力される力である。そのため、本実施形態において、上記アンチノーズアップ角θａＵに沿って延びる延長線Ｌ２と上記アンチスクワット角θａＳに沿って延びる延長線Ｌ３との交点を回生制動力Ｆｋｆ、Ｆｋｒが作用するときのピッチング運動の第１瞬間回転中心Ａに設定する。一方、摩擦制動力Ｆｍｆ、Ｆｍｒは、バネ下に設けられた摩擦制動装置３０から出力される力である。そのため、本実施形態では、上記アンチノーズダイブ角θａＤに沿って延びる延長線Ｌ４と上記アンチテールリフト角θａＬに沿って延びる延長線Ｌ５との交点を摩擦制動力Ｆｍｆ、Ｆｍｒが作用するときのピッチング運動の第２瞬間回転中心Ｂに設定する。

（荷重移動量の算出）
次に、第１瞬間回転中心Ａおよび第２瞬間回転中心Ｂに基づく、車両１のバネ上における荷重移動量ΔＷの算出手法について説明する。車両１の回生制動時には、第１瞬間回転中心Ａを支点として車両１のバネ上に作用する荷重移動量として、慣性力による荷重移動量ΔＷＡ１と、反力トルクによる荷重移動量ΔＷＡ２（図６参照）と、アンチフォースによる荷重移動量ΔＷＡ３とが生じる。また、車両１の摩擦制動時には、第２瞬間回転中心Ｂを支点として車両１のバネ上に作用する荷重移動量として、慣性力による荷重移動量ΔＷＢ１と、アンチフォースによる荷重移動量ΔＷＢ２とが生じる。

（回生制動時の慣性力による荷重移動量）
車両１に回生制動力Ｆｋｆ、Ｆｋｒを作用させたときに生じる慣性力による荷重移動量ΔＷＡ１は、次式（５）にしたがって算出される。式（５）中の“Ｍ”は、車両１の重量であり、“Ｇｘ”は、車両１に作用する前後方向の減速度（減速側を正とした前後加速度）である。また、“Ｌ”は、前輪２ｆと後輪２ｒとの距離であるホイールベースであり、“ｈｇ”は、重心Ｇの高さであり、“ｈａ”は、第１瞬間回転中心Ａの高さである。

ΔＷＡ１＝ＭＧｘ（ｈｇ－ｈａ）／Ｌ …（５）

（回生制動時の反力トルクによる荷重移動）
図６は、反力トルクによる荷重移動量ΔＷＡ２を説明するための模式図である。車両１に回生制動力Ｆｋｆ、Ｆｋｒを作用させたとき、サスペンション１８を介さずにバネ上の車体フレーム１ａに搭載されたデファレンシャルギヤのデフケース５を反対側に回そうとする反力トルクＦｃが発生する。車両１は、この反力トルクＦｃがサスペンション１８を介することなく、デフケース５からさらに車体フレーム１ａに制動側のトルクとして伝わるように構成されている。その結果、車両１のバネ上には、反力トルクＦｃに起因して、フロント側が持ち上げられると共にリア側が押し下げられる方向の荷重移動量ΔＷＡ２が発生する。荷重移動量ΔＷＡ２は、次式（６）にしたがって算出される。式（６）中の“Ｒｔ”は、前輪２ｆ、後輪２ｒの半径である。

ΔＷＡ２＝ＭＧｘ・Ｒｔ／Ｌ…（６）

（回生制動時のアンチフォース）
車両１の回生制動時には、図５に示すように、回生制動力Ｆｋｆ、Ｆｋｒに応じたアンチフォースが生じる。回生制動時に生じるアンチフォースは、フロント側で駆動時のアンチノーズアップ力ＦａＵ（図３）とは反対方向の力となり、リア側でアンチスクワット力ＦａＳ（図３）とは反対方向の力となる。そこで、以下の回生制動に関する説明では、アンチノーズアップ角θａＵを「回生フロント側アンチ角θｋｆａ」と称し、回生制動力Ｆｋｆにより生じるアンチフォースを「回生フロント側アンチフォースＦｋｆａ」と称する。また、アンチスクワット角θａＳを「回生リア側アンチ角θｋｒａ」と称し、回生制動力Ｆｋｒにより生じるアンチフォースを「回生リア側アンチフォースＦｋｒａ」と称する。回生フロント側アンチフォースＦｋｆａ、回生リア側アンチフォースＦｋｒａは、次式（７）、（８）で算出される。回生フロント側アンチフォースＦｋｆａと回生リア側アンチフォースＦｋｒａとの合計が荷重移動量ΔＷＡ３となる。

Ｆｋｆａ＝Ｆｋｆ・ｔａｎ（θｋｆａ） …（７）
Ｆｋｒａ＝Ｆｋｒ・ｔａｎ（θｋｒａ） …（８）

（摩擦制動による慣性力による荷重移動）
車両１に摩擦制動力Ｆｍｆ、Ｆｍｒを作用させたときに生じる慣性力による荷重移動量ΔＷＢ１は、次式（９）にしたがって算出することができる。式（９）中の“ｈｂ”は、第２瞬間回転中心Ｂの高さである。

ΔＷＢ１＝ＭＧｘ（ｈｇ－ｈｂ）／Ｌ …（９）

（摩擦制動力によるアンチフォース）
また、図５に示すように、車両１の摩擦制動時には、摩擦制動力Ｆｍｆ、Ｆｍｒに応じたアンチフォースが生じる。摩擦制動時に生じるアンチフォースは、アンチノーズダイブ力ＦａＤおよびアンチテールリフト力ＦａＬ（図４）である。以下の摩擦制動に関する説明では、アンチノーズダイブ角θａＤを「摩擦フロント側アンチ角θｍｆａ」と称し、摩擦制動力Ｆｍｆにより生じるアンチフォースを「摩擦フロント側アンチフォースＦｍｆａ」と称する。また、アンチテールリフト角θａＬを「摩擦リア側アンチ角θｍｒａ」と称し、摩擦制動力Ｆｍｒにより生じるアンチフォースを「摩擦リア側アンチフォースＦｍｒａ」と称する。摩擦フロント側アンチフォースＦｍｆａ、摩擦リア側アンチフォースＦｍｒａは、次式（１０）、（１１）で算出される。この摩擦フロント側アンチフォースＦｍｆａおよび摩擦リア側アンチフォースＦｍｒａの合計が荷重移動量ΔＷＢ２となる。

Ｆｍｆａ＝Ｆｍｆ・ｔａｎ（θｍｆａ） …（１０）
Ｆｍｒａ＝Ｆｍｒ・ｔａｎ（θｍｒａ） …（１１）

（バネ上の荷重移動量の総和）
以上の荷重移動量ΔＷＡ１、ΔＷＡ２、ΔＷＡ３の和である第１荷重移動量と、荷重移動量ΔＷＢ１、ΔＷＢ２の和である第２荷重移動量とを、回生比率ｋおよび摩擦比率ｍを考慮しながら合算することで、次式（１２）に示すように、バネ上の荷重移動量ΔＷが算出される。なお、式（１２）における車両１に作用する前後方向の力である“ＭＧｘ”は、回生制動力Ｆｋｆ、Ｆｋｒと摩擦制動力Ｆｍｆ、Ｆｍｒとの和として算出することができる。また、式（１２）中の“ｔａｎ（θ）”は、ピッチ角θｐの絶対値が十分に小さい場合、近似値として各アンチ角θａを用いてもよい。

ΔＷ＝ｋΔＷＡ１＋ｋΔＷＡ２＋ΔＷＡ３＋ｍΔＷＢ１＋ΔＷＢ２＝ｋＭＧｘ（ｈｇ－ｈａ）／Ｌ＋ｋＭＧｘ・Ｒｔ／Ｌ－Ｆｋｆ・ｔａｎ（θｋｆａ）－Ｆｋｒ・ｔａｎ（θｋｒａ）＋ｍＭＧｘ（ｈｇ－ｈｂ）／Ｌ－Ｆｍｆ・ｔａｎ（θｍｆａ）－Ｆｍｒ・ｔａｎ（θｍｒａ） …（１２）

（ピッチ角の算出）
ピッチ角θｐは、次式（１３）によって算出される。式（１３）中の“Ｋｐｆ”は、フロントサスペンション１８ｆのバネ定数であり、“Ｋｐｒ”は、リアサスペンション１８ｒのバネ定数である。式（１３）中の“Ｋｐｆ”、“Ｋｐｒ”、“Ｌ”は車両諸元で決まる定数であるため、ピッチ角θｐは、式（１２）により算出される荷重移動量ΔＷに応じて変化することになる。

θｐ＝ΔＷ／（２（Ｋｐｆ＋Ｋｐｒ）・Ｌ） …（１３）

（ピッチ角θｐの計算結果例）
次に、上記式（１２）、（１３）で算出されるピッチ角θｐの計算結果例について説明する。表１は、車両１のアンチ角θａの一例を示す。本実施形態の車両１では、回生リア側アンチ角θｋｒａが回生フロント側アンチ角θｋｆａより大きく、摩擦リア側アンチ角θｍｒａが摩擦フロント側アンチ角θｍｆａより大きい。また、摩擦フロント側アンチ角θｍｆａが回生フロント側アンチ角θｋｆａより大きく、摩擦リア側アンチ角θｍｒａが回生リア側アンチ角θｋｒａより大きい。さらに、すべてのアンチ角θａのなかで摩擦リア側アンチ角θｍｒａが最大であり、残りのアンチ角θａ同士の差に比較して、摩擦リア側アンチ角θｍｒａと残りのアンチ角θａとが大きな差を呈するように設定されている。つまり、車両１においては、摩擦リア側アンチフォースＦｍｒａが最も大きく作用する。

図７は、回生比率ｋ、摩擦比率ｍ、フロント比率ｆおよびリア比率ｒを変更したときのピッチ角θｐの一例をプロットした説明図である。図７の斜線を付した領域に示したピッチ角θｐの値は、減速度および要求制動力Ｆｂ（＝Ｆｋｆ＋Ｆｋｒ＋Ｆｍｆ＋Ｆｍｒ）を一定とした場合に、表１に示す車両諸元を用いて式（１２）、（１３）に基づいて算出されたものである。図７では、車両１の制動時に重心Ｇの高さｈｇや第１瞬間回転中心Ａの高さｈａ、第２瞬間回転中心Ｂの高さｈｇが変動しない場合を想定している。この場合、上記式（１２）における変数は、回生制動力Ｆｋｆ、Ｆｋｒおよび摩擦制動力Ｆｍｆ、Ｆｍｒのみとなり、ピッチ角θｐは、回生制動力Ｆｋｆ、Ｆｋｒおよび摩擦制動力Ｆｍｆ、Ｆｍｒに応じて変化する値として扱うことができる。なお、高さｈｇ、ｈａ、ｈｂが車両１の姿勢によって変動する場合、車体位置を検出する図示しないセンサによりこれらの値を取得すればよい。

図示するように、車両１では、回生比率ｋが大きいほどピッチ角θｐが大きくなると共に摩擦比率ｍが大きいほどピッチ角θｐが小さくなる。これは、摩擦フロント側アンチ角θｍｆａが回生フロント側アンチ角θｋｆａより大きく、かつ、摩擦リア側アンチ角θｍｒａが回生リア側アンチ角θｋｒａより大きいためである。すなわち、摩擦比率ｍを大きくすると摩擦側のアンチフォース（Ｆｍｆａ、Ｆｍｒａ）が比較的に大きくなりやすく、ピッチ角θｐが小さくなりやすい。一方で、回生比率ｋを大きくしても回生側のアンチフォース（Ｆｋｆａ、Ｆｋｒａ）が比較的に大きくなりづらく、ピッチ角θｐが小さくなりづらい。

また、車両１では、フロント比率ｆが大きいほどピッチ角θｐが大きくなると共にリア比率ｒが大きいほどピッチ角θｐが小さくなる。これは、回生リア側アンチ角θｋｒａが回生フロント側アンチ角θｋｆａより大きく、かつ、摩擦リア側アンチ角θｍｒａが摩擦フロント側アンチ角θｍｆａより大きいためである。すなわち、リア比率ｒを大きくするとリア側のアンチフォース（Ｆｋｒａ、Ｆｍｒａ）が比較的に大きくなりやすく、ピッチ角θｐが小さくなりやすい。一方で、フロント比率ｆを大きくしてもフロント側のアンチフォース（Ｆｋｆａ、Ｆｍｆａ）が比較的に大きくなりづらく、ピッチ角θｐが小さくなりづらい。

また、図８は、回生協調制御を行ったときのピッチ角θｐの時間変化の一例を示す説明図である。図８に示すピッチ角θｐは、車両１において回生制動力Ｆｋｆ、Ｆｋｒおよび摩擦制動力Ｆｍｆ、Ｆｍｒの挙動を図２に示す例とし、フロント比率ｆおよびリア比率ｒを値０から値１の間で変化させた場合の解析結果である。図示するように、図２に示す要求制動力Ｆｂの変化に応じてピッチ角θｐは変化するものの、フロント比率ｆが大きいほどピッチ角θｐが大きくなり、リア比率ｒが大きいほどピッチ角θｐが小さくなる傾向は変わらない。また、例えば時刻ｔ２から時刻ｔ３の間のピッチ角θｐの変化に示すように、すり替え制御が実行開始されて摩擦比率ｍが大きくなると、ピッチ角θｐが小さくなる傾向となることがわかる。

以上のように、車両１では、フロント比率ｆおよび回生比率ｋのいずれか一方が大きくなるほどピッチ角θｐが大きくなり、リア比率ｒおよび摩擦比率ｍのいずれか一方が大きくなるほどピッチ角θｐが小さくなる。また、車両１においてピッチ角θｐの変化傾向は、図８に示すように、要求制動力Ｆｂが変化しても同様である。つまり、車両１は、要求制動力Ｆｂの大きさに関わらず、アンチフォースの荷重移動量ΔＷＡ３、ΔＷＢ２によるピッチ角θｐの変化傾向への寄与度が、他の荷重移動量ΔＷＡ１、ΔＷＡ２、ΔＷＢ１によるピッチ角θｐの変化傾向への寄与度よりも大きくなるような車両諸元を有している。

（制動時の重心位置の変化）
次に、車両１の制動時の姿勢変化による重心Ｇの位置の変化について説明する。図９は、実施形態の車両１において、前輪２ｆにのみ摩擦制動力Ｆｍｆ、Ｆｍｒを付与したときの車体のピッチング運動の一例を示す説明図である。また、図１０は、実施形態の車両１において、後輪２ｒにのみ摩擦制動力Ｆｍｆ、Ｆｍｒを付与したときの車体のピッチング運動の一例を示す説明図である。図９に示す例では、車両１に摩擦フロント側アンチフォースＦｍｆａが作用する。しかしながら、上述したように、摩擦フロント側アンチフォースＦｍｆａは比較的に小さいため、フロント側が下方に沈み込み、リア側が上方に持ち上がったノーズダイブの姿勢変化が車両１に生じやすい。このとき、重心Ｇの上下方向における位置はほぼ変動しない傾向となる。一方で、図１０に示す例では、車両１の重心Ｇが破線で示す制動前の位置よりも下方側に移動しつつ、ピッチ角θｐが図９に示す例よりも０度に近くなっている。これは、摩擦リア側アンチフォースＦｍｒａが摩擦フロント側アンチフォースＦｍｆａよりも大きく、車体のリア側が図９に示す例よりも下方に沈み込んだことによるものである。

（接地面荷重移動）
そして、ここまでに説明してきたピッチング運動が生じた場合、前輪２ｆおよび後輪２ｒの接地面に作用する荷重の移動量である接地面荷重移動量ΔＷＧは、次式（１４）で算出される。式（１４）で算出される接地面荷重移動量ΔＷＧは、式（１２）で算出されるバネ上の荷重移動量ΔＷに、バネ下の荷重移動量を加えた車両１全体の荷重移動量に相当する。ここで、図１０に示す例では、図９に示す例に比べて重心Ｇの位置が下方に移動するため、式（１４）中の重心Ｇの高さｈｇ（図５参照）が小さくなる。したがって、図１０に示す例での接地面荷重移動量ΔＷＧ２は、図９に示す例での接地面荷重移動量ΔＷＧ１よりも小さくなる。このように、重心Ｇの高さが変化した場合、接地面荷重移動量ΔＷＧの値が変化する。

ΔＷＧ＝ＭＧｘ・ｈｇ／Ｌ …（１４）

（旋回制動時の回生協調制御）
次に、上記重心Ｇの位置の変化や接地面荷重移動量ΔＷＧの変化を利用した車両１の旋回制動時における回生協調制御について説明する。制御装置１６は、車両１の旋回制動時の回生協調制御において、車両１の運動性能向上や乗り心地の向上を図るため、走行モードに応じて表２に示す制動力の第１配分調整および第２配分調整のいずれかを実行する。第１配分調整および第２配分調整のいずれを実行する場合でも、少なくとも要求制動力Ｆｂを各制動力の総和（Ｆｋｆ＋Ｆｋｒ＋Ｆｍｆ＋Ｆｍｒ）で満たすように制御する。

まず、表２に示すように、車両１は、スポーツモードとコンフォートモードとを含む走行モードを選択可能に構成されている。本実施形態におけるスポーツモードは、車両１の乗り心地よりも運動性能向上を優先する走行モードであり、コンフォートモードは、車両１の運動性能よりも乗り心地を優先する走行モードである。走行モードは、図示しない運転席に設けられた切り替えスイッチを運転者が操作することで変更可能とされればよい。そして、制御装置１６は、車両１の旋回度合いを表す指標値に応じて、走行モードがスポーツモードに設定されている場合には第１配分調整および第２配分調整のいずれかを実行し、走行モードがコンフォートモードに設定されている場合には第２配分調整を実行する。

車両１の旋回度合いを表す指標値は、例えば、舵角、横加速度、ヨーレートおよび後輪２ｒのスリップ角を含む。制御装置１６は、車両１の図示しないステアリングの操作量に基づいて舵角を算出する。また、制御装置１６は、図示しない加速度センサにより検出された横加速度、図示しないヨーレートセンサにより検出されたヨーレートを取得する。また、制御装置１６は、図示しない車速センサにより検出された車速、車両１の重心Ｇにおける加速度、舵角や車両諸元などに基づいて、後輪２ｒのスリップ角を算出する。

（スポーツモードにおける第１配分調整）
まず、走行モードがスポーツモードに設定されており、第１配分調整を行う場合について、図１１を参照しながら説明する。図１１は、車両１の旋回制動時に制動力を第１配分調整で調整したときの様子を模式的に示す説明図である。図中の破線矢印は第１配分調整を実行前の回生制動力Ｆｋｆ、Ｆｋｒおよび摩擦制動力Ｆｍｆ、Ｆｍｒの大きさを示し、実線矢印は第１配分調整を実行後の回生制動力Ｆｋｆ、Ｆｋｒおよび摩擦制動力Ｆｍｆ、Ｆｍｒの大きさを示している。

この場合、制御装置１６は、上記指標値を舵角および横加速度の少なくともいずれか一方とする。そして、制御装置１６は、舵角および横加速度の少なくともいずれか一方が大きいほど、前輪２ｆの回生制動力Ｆｋｆを小さくしながら後輪２ｒの回生制動力Ｆｋｒを大きくし、前輪２ｆの摩擦制動力Ｆｍｆを大きくしながら後輪２ｒの摩擦制動力Ｆｍｒを小さくする第１配分調整を実行する。

これにより、リア側の摩擦制動力Ｆｍｒが小さくなることで、摩擦リア側アンチフォースＦｍｒａが小さくなる。また、リア側の回生制動力Ｆｋｒが大きくなっても、回生リア側アンチフォースＦｋｒａは摩擦リア側アンチフォースＦｍｒａに比べて大きくなりづらい。その結果、車両１のリア側が比較的に沈み込みづらい（浮き上がりやすい）傾向となる。一方、フロント側では、リア側に比べると、摩擦制動力Ｆｍｆが大きくなっても摩擦フロント側アンチフォースＦｍｆａが大きくなりづらい。したがって、第１配分調整を実行した場合、車両１には、図９で示したような重心Ｇの高さが大きく変動することなくノーズダイブ側の姿勢変化が生じやすくなる。

その結果、接地面荷重移動量ΔＷＧ（ΔＷＧ１）が大きくなり、前輪２ｆの接地面に加わる荷重が大きくなるため、図１１に示すように、前輪２ｆのフリクションサークルＣｆが第１配分調整前よりも大きくなる。フリクションサークルは、車輪のグリップ限界を模式的に示すものであり、図中では、配分調整前のフリクションサークルを破線円、配分調整後のフリクションサークルを実線円とし、図中下側を減速領域として示している。このように、前輪２ｆのフリクションサークルＣｆを大きくすることで、操舵輪としての前輪２ｆのグリップ限界が大きくなり、旋回制動時における車両１の運動性能が向上する。

（スポーツモードにおける第２配分調整）
次に、走行モードがスポーツモードに設定されており、第２配分調整を行う場合について、図１２を参照しながら説明する。図１２は、車両１の旋回制動時に制動力を第２配分調整で調整したときの様子を模式的に示す説明図である。図中の各矢印や円の定義は、図１１と同様である。制御装置１６は、上記指標値をヨーレートおよび後輪２ｒのスリップ角の少なくともいずれか一方とする。そして、制御装置１６は、ヨーレートおよび後輪２ｒのスリップ角の少なくともいずれか一方が大きいほど、回生制動力Ｆｋｆを大きくしながら回生制動力Ｆｋｒを小さくし、摩擦制動力Ｆｍｆを小さくしながら摩擦制動力Ｆｍｒを大きくする第２配分調整を実行する。

これにより、リア側の摩擦制動力Ｆｍｒが大きくなることで摩擦リア側アンチフォースＦｍｒａがより大きくなる。また、回生リア側アンチフォースＦｋｒａは、回生制動力Ｆｋｒが小さくなっても摩擦リア側アンチフォースＦｍｒａに比べて小さくなりづらい。さらに、回生リア側アンチフォースＦｋｒａは、そもそも摩擦リア側アンチフォースＦｍｒａに比べて小さいため、変化しても影響が小さい。その結果、車両１のリア側が沈み込みやすい傾向となる。したがって、第２配分調整を実行した場合、車両１には、上記図１０で示したような重心Ｇの高さが下方側に移動し、ピッチ角θｐが比較的に０度に近くなる姿勢変化が生じやすい。

その結果、接地面荷重移動量ΔＷＧ（ΔＷＧ２）が小さくなり、後輪２ｒの接地面に加わる荷重が大きくなるため、図１２に示すように、後輪２ｒのフリクションサークルＣｒが第２配分調整前よりも大きくなる。このように、後輪２ｒのフリクションサークルＣｒを大きくすることで、後輪２ｒのグリップ限界が大きくなり、後輪２ｒのスリップが抑制され、車両１にスピンが生じることが抑制される。

（スポーツモードにおける第１配分調整と第２配分調整との選択）
スポーツモードにおいて第１配分調整と第２配分調整とのいずれを実行するかは、車両１の運動特性に応じてフリクションサークルＣｆ、Ｃｒのいずれを大きくするかを選択してもよいし、他の条件により選択してもよい。他の条件としては、例えば、車両１の旋回開始から所定時間の間は、上記指標値のうち舵角、横加速度に応じて第１配分調整を実行し、旋回開始から所定時間が経過した後には、ヨーレート、後輪２ｒのスリップ角に応じて第２配分調整を実行するようにしてもよい。それにより、旋回開始初期の前輪２ｆのグリップ限界を高めスムーズな旋回を図りつつ、車両１がスピン傾向となり得る旋回中期から後期に後輪２ｒのグリップ限界を高めスピンを抑制することができる。また、例えば、指標値ごとに所定の閾値を設けておき、舵角、横加速度が所定の閾値を超えたときに第１配分調整を実行し、ヨーレート、後輪２ｒのスリップ角が所定の閾値を超えたときに第２配分調整を実行するものとしてもよい。その場合、第１配分調整を実行している間にヨーレート、後輪２ｒのスリップ角が所定の閾値を超えたとき、第２配分調整に切り替えるものとしてもよい。

（コンフォートモードにおける第２配分調整）
また、走行モードがコンフォートモードである場合、制御装置１６は、上記指標値を舵角および横加速度の少なくともいずれか一方とする。そして、制御装置１６は、舵角および横加速度の少なくともいずれか一方が大きいほど、回生制動力Ｆｋｆを大きくしながら回生制動力Ｆｋｒを小さくし、摩擦制動力Ｆｍｆを小さくしながら摩擦制動力Ｆｍｒを大きくする第２配分調整を実行する。このように、コンフォートモードにおいて第２配分調整を実行することで、車両１には、上記図１０で示したような重心Ｇの高さが下方側に移動しつつ、ピッチ角θｐが比較的に０度に近くなる姿勢変化が生じやすい。したがって、舵角または横加速度が大きく運転者が乗り心地の変化を感じやすい状況であるほど、車両１のノーズダイブ傾向の姿勢変化が抑制され、運転者の乗り心地が向上する。

以上説明したように、実施形態の制御装置１６（制動制御装置）は、回生協調制御の実行中に、上記第１配分調整と上記第２配分調整とのいずれか一方を実行する。この構成により、第１配分調整を実行した場合は、旋回度合いを表す指標値が大きいほど前輪２ｆのグリップ限界を高め、車両１の運動性能を向上させることが可能となる。また、第２配分調整を実行した場合は、旋回度合いを表す指標値が大きいほど後輪２ｒのグリップ限界を高め、車両１のスピンを抑制し、運動性能を向上させることが可能となる。さらに、車両１のリア側を沈み込みやすくすることで、車両１のピッチ角θｐを０度に近づけるように調整することが可能となる。したがって、実施形態の制御装置１６によれば、回生協調制御を行う車両１の旋回制動時に運動性能や乗り心地を適切に調整可能となる。

加えて、第１配分調整および第２配分調整ともに、前輪２ｆおよび後輪２ｒのいずれか一方の回生制動力Ｆｋｆ、Ｆｋｒや摩擦制動力Ｆｍｆ、Ｆｍｒを大きくした場合は、他方の回生制動力Ｆｋｆ、Ｆｋｒや摩擦制動力Ｆｍｆ、Ｆｍｒを小さくするように調整する。そのため、フロント比率ｆ、リア比率ｒ、回生比率ｋおよび摩擦比率ｍへの影響を小さくすることができる。その結果、フロント比率ｆ、リア比率ｒ、回生比率ｋおよび摩擦比率ｍに応じた車両１の姿勢制御が行いやすくなり、また、回生発電量の低下を抑制することができる。なお、第１配分調整および第２配分調整ともに、フロント比率ｆ、リア比率ｒ、回生比率ｋおよび摩擦比率ｍが維持されるように各制動力を調整することが好ましい。

また、車両１の走行モードが乗り心地よりも運動性能向上を優先するスポーツモードである場合、指標値を舵角および横角速度の少なくともいずれか一方として、第１配分調整を実行する。この構成により、スポーツモードにおいて、車両１の旋回度合いに応じた配分調整を実現しながら、前輪２ｆのグリップ限界を高めて旋回制動時の運動性能を向上させることができる。また、指標値として舵角や横加速度を用いれば、車両の旋回度合いに応じた配分調整を実現することができる。

また、車両１の走行モードが乗り心地よりも運動性能向上を優先するスポーツモードである場合、指標値をヨーレートおよび後輪２ｒのスリップ角の少なくともいずれか一方として、第２配分調整を実行する。この構成により、車両１のスピン度合いに応じた配分調整を実現しながら、スポーツモードにおいて後輪２ｒのグリップ限界を高めて車両１のスピンを抑制することができる。また、指標値としてヨーレートや後輪のスリップ角を用いれば、車両のスピン度合いに応じた配分調整を実現することができる。

また、車両１の走行モードが運動性能向上よりも乗り心地を優先するコンフォートモードである場合、指標値を舵角および横角速度の少なくともいずれか一方として、第２配分調整を実行する。この構成により、車両１の旋回度合いに応じた配分調整を実現しながら、車両１のピッチ角を０度に近づけ、乗り心地の変化を感じやすい旋回時の姿勢変化を抑えることが可能となる。また、指標値として舵角や横加速度を用いれば、車両の旋回度合いに応じた配分調整を実現することができる。

以上で実施形態の説明を終えるが、本発明の態様はこの実施形態に限定されるものではない。例えば、本実施形態では、車両１の旋回度合いを表す指標値を舵角、横加速度、ヨーレートおよび後輪２ｒのスリップ角のいずれかとしたが、指標値は、例えば前輪２ｆのスリップ角など他の値を含んでもよい。また、制御装置１６は、車両１の走行モードがスポーツモードおよびコンフォートモードのいずれの場合においても、上記指標値の少なくともいずれか１つを用いて第１配分調整、第２配分調整を実行してもよい。

１ 車両
２ｆ 前輪
２ｒ 後輪
１０ｆ フロントモータ
１０ｒ リアモータ
１６ 制御装置（制動制御装置）
１８ サスペンション
１８ｆ フロントサスペンション
１８ｒ リアサスペンション
２０ 回生制動装置
３０ 摩擦制動装置
Ａ 第１瞬間回転中心
Ｂ 第２瞬間回転中心
Ｃｆ、Ｃｒ フリクションサークル
ｆ フロント比率
Ｆｂ 要求制動力
Ｆｃ 反力トルク
Ｆｄｆ、Ｆｄｒ 駆動力
Ｆｉ 慣性力
Ｆｋｆ、Ｆｋｒ 回生制動力
Ｆｋｆａ 回生フロント側アンチフォース
Ｆｋｒａ 回生リア側アンチフォース
Ｆｍｆ、Ｆｍｒ 摩擦制動力
Ｆｍｆａ 摩擦フロント側アンチフォース
Ｆｍｒａ 摩擦リア側アンチフォース
Ｇ 重心
ｋ 回生比率
Ｌ１ 直線
Ｌ２、Ｌ３、Ｌ４、Ｌ５ 延長線
ｍ 摩擦比率
ｒ リア比率
ΔＷ、ΔＷＡ１、ΔＷＡ２、ΔＷＡ３、ΔＷＢ１、ΔＷＢ２ 荷重移動量
ΔＷＧ、ΔＷＧ１、ΔＷＧ２ 接地面荷重移動量
θａ アンチ角
θｋｆａ 回生フロント側アンチ角（アンチノーズアップ角）
θｋｒａ 回生リア側アンチ角（アンチスクワット角）
θｍｆａ 摩擦フロント側アンチ角（アンチノーズダイブ角）
θｍｒａ 摩擦リア側アンチ角（アンチテールリフト角）
θｐ ピッチ角

Claims (6)

1. 車両の前輪および後輪に回生制動力を付与する回生制動装置と、前記前輪および前記後輪に摩擦制動力を付与する摩擦制動装置とを用いて、車両の制動に要求される要求制動力を前記回生制動力と前記摩擦制動力とで協調して出力する回生協調制御を実行する制動制御装置において、
   前記回生協調制御の実行中に、
   前記車両の旋回度合いを表す指標値が大きいほど、前記前輪に付与される前記回生制動力を小さくしながら前記後輪に付与される前記回生制動力を大きくし、前記前輪に付与される前記摩擦制動力を大きくしながら前記後輪に付与される前記摩擦制動力を小さくする第１配分調整と、
   前記指標値が大きいほど、前記前輪に付与される前記回生制動力を大きくしながら前記後輪に付与される前記回生制動力を小さくし、前記前輪に付与される前記摩擦制動力を小さくしながら前記後輪に付与される前記摩擦制動力を大きくする第２配分調整と
   のいずれか一方を実行する制動制御装置。
2. 前記車両の走行モードが乗り心地よりも運動性能向上を優先するスポーツモードである場合、前記第１配分調整を実行する請求項１に記載の制動制御装置。
3. 前記車両の走行モードが運動性能向上よりも乗り心地を優先するコンフォートモードである場合、前記第２配分調整を実行する請求項１に記載の制動制御装置。
4. 前記指標値は、前記車両の舵角および横角速度の少なくともいずれか一方である請求項２または請求項３に記載の制動制御装置。
5. 前記車両の走行モードが乗り心地よりも運動性能向上を優先するスポーツモードである場合、前記第２配分調整を実行する請求項１に記載の制動制御装置。
6. 前記指標値は、前記車両のヨーレートおよび前記後輪のスリップ角の少なくともいずれか一方である請求項５に記載の制動制御装置。