WO2011108693A1 - 車両の旋回制御装置 - Google Patents

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WO2011108693A1
WO2011108693A1 PCT/JP2011/055038 JP2011055038W WO2011108693A1 WO 2011108693 A1 WO2011108693 A1 WO 2011108693A1 JP 2011055038 W JP2011055038 W JP 2011055038W WO 2011108693 A1 WO2011108693 A1 WO 2011108693A1
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WO
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yaw rate
unit
vehicle
turning
steering
Prior art date
Application number
PCT/JP2011/055038
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
知幸 二村
武志 小島
一剛 大村
Original Assignee
本田技研工業株式会社
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Filing date
Publication date
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Priority to JP2012503278A priority patent/JP5245005B2/ja
Priority to CN201180008620.4A priority patent/CN102753409B/zh
Priority to DE112011100789T priority patent/DE112011100789T5/de
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
    • B60T8/00—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force
    • B60T8/17—Using electrical or electronic regulation means to control braking
    • B60T8/1755—Brake regulation specially adapted to control the stability of the vehicle, e.g. taking into account yaw rate or transverse acceleration in a curve

Definitions

  • the present invention relates to a turning control device of a vehicle that controls turning of the vehicle using braking.
  • the present application claims priority based on Japanese Patent Application No. 2010-047833 filed in Japan on March 4, 2010 and Japanese Patent Application No. 2010-274950 filed in Japan on December 9, 2010, The contents are incorporated herein.
  • the deviation between the lateral G reference yaw rate calculated based on the lateral acceleration of the vehicle (hereinafter referred to as lateral acceleration) and the vehicle speed and the actual yaw rate of the vehicle approaches 0. It is known to stabilize the behavior of the vehicle by braking control of a specific wheel.
  • the left and right braking forces of the front wheels are made different and the left and right braking forces of the rear wheels are changed according to the turning state (for example, steering angle and change rate of steering angle). It is known to assist the yaw moment and improve the turning performance by performing control to be different (see, for example, Patent Document 1).
  • the corrected yaw moment is calculated by adding the first yaw moment calculated based on the steering angular velocity or the steering angular acceleration, and the second yaw moment calculated based on the steering angle, the vehicle speed and the yaw rate. It is known to improve the turning performance by controlling the left and right braking forces of the front wheels to be different and controlling the left and right braking forces of the rear wheels to be different (for example, see Patent Document 2). .
  • the first yaw moment is greatly reflected at the time of a sharp turning (when the steering angular velocity or the steering angular acceleration is large). Although it improves, it is usually not effective when turning. Therefore, there is a strong demand for a turning control device that can improve the turning property during turning normally.
  • the present invention provides a turning control device of a vehicle that can improve the turning property at the time of normal turning.
  • One aspect of the present invention is a turning control device of a vehicle configured to be capable of generating a yaw moment on a vehicle body by applying a braking force to left and right wheels based on a traveling state of the vehicle,
  • a steering amount detection unit that detects a steering amount;
  • a vehicle speed detection unit that detects or estimates a vehicle speed of the vehicle;
  • a lateral acceleration detection unit that detects an acceleration in the lateral direction of the vehicle; and a yaw rate detection that detects a yaw rate of the vehicle
  • a first reference yaw rate calculating unit that calculates a first reference yaw rate based on detection signals from the lateral acceleration detection unit and the vehicle speed detection unit; based on detection signals from the steering amount detection unit and the vehicle speed detection unit
  • a correction unit that corrects the first standard yaw rate in an increasing direction to calculate a second standard yaw rate
  • the correction unit may determine the correction amount such that the second reference yaw rate decreases as the vehicle speed increases.
  • the correction unit is a steering angle yaw rate reference value estimated based on the detection signals of the steering amount detection unit and the vehicle speed detection unit;
  • One of the delayed steering angle yaw rate values determined corresponding to the yaw rate reference value and having a time delay with respect to the steering angle yaw rate reference value is selected, and the selected steering angle yaw rate reference value or the delayed steering angle is selected.
  • the second reference yaw rate may be calculated by correcting the first reference yaw rate in the increasing direction based on the yaw rate value.
  • the apparatus of (1) to (3) further includes a required torque detection unit that detects the magnitude of the required torque based on the accelerator opening degree or the accelerator pedal operation amount,
  • the correction unit may determine the correction amount such that the second standard yaw rate increases as the vehicle speed decreases when the detection signal of the required torque detection unit is smaller than a predetermined value.
  • the correction unit is configured to adjust the second standard yaw rate as the turning speed or the turning amount calculated based on the detection signal of the steering amount detection unit is larger.
  • the correction amount may be determined such that
  • the apparatus further includes a second braking force control amount calculating unit that determines a second braking force control amount based on detection signals of the steering amount detecting unit and the vehicle speed detecting unit.
  • the braking control unit may add or multiply the braking force control amount determined by the braking force control amount calculating unit and the second braking force control amount determined by the second braking force control amount calculating unit.
  • the braking force may be controlled based on a total braking force control amount obtained by
  • the device of (6) may further include an invalidation unit that invalidates the second braking force control amount determined by the second braking force control amount computing unit when in a predetermined operating state. Good.
  • the correction unit performs the delayed steering angle yaw rate A value may be selected, and the steering angle yaw rate reference value may be selected if it is in the return direction.
  • the first standard yaw rate calculated based on the lateral acceleration and the vehicle speed is corrected in the increasing direction to calculate the second standard yaw rate, and the braking force is controlled to perform the second standard yaw rate. It is possible to generate a yaw moment in the direction that cancels the yaw rate deviation between the and the actual yaw rate. For this reason, the turning property is improved even during normal turning, and the response of steering is improved.
  • the response of steering can be changed between when the steering wheel is turned up and when it is turned back.
  • the turning property at the time of tucking in a low to middle vehicle speed is improved.
  • the responsiveness of steering at the time of the avoidance operation from the front obstacle, the lane change, etc. is improved.
  • the response of steering improves and the followability improves.
  • fluctuation of the control amount is suppressed and tracking performance is improved.
  • the second braking force control amount when the second braking force control amount is added, there is a possibility that the stability of the vehicle behavior may be reduced, for example, at the time of high vehicle speed, high steering speed or ABS operation And the like, the second braking force control amount can be invalidated. Therefore, the stability of the vehicle behavior can be maintained.
  • the invention of (8) when the steering wheel is turned up, it is possible to approximate natural steering response by suppressing excessive control intervention. When turning back the steering wheel, the time delay can be reduced to improve the response.
  • Embodiment 1 It is a control block diagram in Embodiment 1 of a turning control device for a vehicle according to the present invention. It is a block diagram of steering angle reference
  • FIG. It is a figure explaining the relationship between a lateral G reference
  • FIG. 7 is a diagram for explaining a method of calculating the distribution coefficient HB1 in the first embodiment.
  • FIG. 7 is a diagram for explaining a method of calculating the correction coefficient HS1 in the first embodiment.
  • FIG. 7 is a flowchart showing a process of determining a correction coefficient HS2 in the first embodiment.
  • FIG. 6 is a diagram for explaining a method of calculating a correction coefficient HS3 in the first embodiment.
  • FIG. 5 is a block diagram of a braking force control amount calculation in the first embodiment. It is a control block diagram in Embodiment 2 of a turning control device of a vehicle according to the present invention.
  • FIG. 10 is a block diagram of a braking force control amount calculation in the second embodiment. It is a block diagram of filter processing steering angle standard yaw rate calculation. It is a control block diagram in Embodiment 3 of a turning control device of a vehicle according to the present invention.
  • FIG. 7 is a diagram for explaining the relationship between a lateral G reference yaw rate, a steering angle reference yaw rate, a filter processing steering angle reference yaw rate, and a feedback target yaw rate.
  • FIG. 18 is a block diagram in Embodiment 4 of a turning control device of a vehicle according to the present invention.
  • FIG. 18 is a block diagram of a cut-off additional-FF control deviation calculation in the fourth embodiment.
  • FIG. 18 is a block diagram of a return-FF control deviation calculation in the fourth embodiment.
  • FIG. 18 is a diagram for explaining feedforward control in the fourth embodiment.
  • FIG. 1 is a control block diagram of a turning control device of a vehicle according to a first embodiment.
  • the turning control device 1 of the vehicle includes a brake control unit 2 and a brake device 10 (braking control unit).
  • the brake control unit 2 determines the braking force control amount of the front, rear, left and right wheels according to the traveling state of the vehicle.
  • the brake device 10 controls the braking force of each wheel based on the braking force control amount of each wheel determined by the brake control unit 2.
  • the brake control unit 2 includes a steering angle sensor 3 (steering amount detection unit) for detecting a steering angle (steering amount) of a steering wheel of the vehicle, a vehicle speed sensor 4 for detecting a vehicle speed (vehicle speed detection unit) Lateral acceleration sensor (hereinafter referred to as lateral G sensor) 5 for detecting acceleration in the vehicle width direction, ie lateral acceleration (hereinafter referred to as lateral G), yaw rate sensor 6 for detecting the yaw rate of the vehicle (yaw rate detection unit)
  • lateral G sensor Lateral acceleration sensor (hereinafter referred to as lateral G sensor) 5 for detecting acceleration in the vehicle width direction, ie lateral acceleration (hereinafter referred to as lateral G)
  • yaw rate sensor 6 for detecting the yaw rate of the vehicle (yaw rate detection unit)
  • a detection signal corresponding to each detection value is input from an accelerator opening sensor 7 (request torque detection unit) that detects an accelerator opening of the vehicle.
  • the brake control unit 2 includes a steering angle reference yaw rate calculation unit 11, a steady state reference yaw rate calculation unit 12, a lateral G reference yaw rate calculation unit 14 (first reference yaw rate calculation unit), a correction unit 15, a limit yaw rate deviation calculation unit 16, and feedback control. And a quantity operation unit (hereinafter, referred to as an FB control amount operation unit) 19.
  • the steering angle reference yaw rate calculation unit 11 estimates and calculates a steering angle reference yaw rate based on the steering angle detected by the steering angle sensor 3 and the vehicle speed detected by the vehicle speed sensor 4. Specifically, as shown in FIG. 2, the steering angle reference yaw rate gain Ky according to the vehicle speed is determined with reference to the steering angle reference yaw rate gain table 22, and the steering angle is detected at the steering angle detected by the steering angle sensor 3. The steering angle reference yaw rate is calculated by multiplying the reference yaw rate gain Ky. In the steering angle reference yaw rate gain table 22, the horizontal axis is the vehicle speed, and the vertical axis is the steering angle reference yaw rate gain Ky.
  • the steering angle reference yaw rate gain table 22 can be experimentally obtained in consideration of tire characteristics.
  • the steering angle reference yaw rate gain table 22 in the first embodiment is non-linear, and the steering angle reference yaw rate gain Ky increases as the vehicle speed increases, and converges to a predetermined value.
  • the steering angle reference yaw rate is increased. That is, when the steering angle reference yaw rate calculated based on the steering angle is large, it can be estimated that the driver's steering intention to bend the vehicle is large.
  • the steady state yaw rate calculating unit 12 calculates a steady state yaw rate gain Kv according to the vehicle speed with reference to the steady state yaw rate gain table 21 and multiplies the steered angle yaw rate by the steady state yaw rate gain Kv to calculate a steady state yaw rate ⁇ _high.
  • the horizontal axis is the vehicle speed
  • the vertical axis is the steady-state standard yaw rate gain Kv.
  • the steady-state standard yaw rate gain Kv converges to 1 as the vehicle speed increases, and the steady-state standard yaw rate gain Kv increases as the vehicle speed decreases.
  • the steady-state reference yaw rate ⁇ _high constitutes a correction reference value
  • the steady-state reference yaw rate ⁇ _high has a higher gain as the vehicle speed decreases.
  • the lateral G reference yaw rate calculation unit 14 calculates a lateral G reference yaw rate ⁇ _low (first reference yaw rate) based on the lateral G detected by the lateral G sensor 5 (lateral acceleration detector) and the vehicle speed detected by the vehicle speed sensor 4. Calculate).
  • Gy is a lateral acceleration detection value detected by the lateral G sensor 5
  • V is a vehicle speed detected by the vehicle speed sensor 4.
  • the correction unit 15 calculates a limit reference yaw rate ⁇ _TAR (second reference yaw rate) based on the steady-state reference yaw rate ⁇ _high and the lateral G reference yaw rate ⁇ _low. The method of calculating the limit reference yaw rate ⁇ _TAR in the correction unit 15 will be described in detail later.
  • the limit yaw rate deviation calculation unit 16 subtracts the yaw rate (actual yaw rate) detected by the yaw rate sensor 6 from the limit reference yaw rate ⁇ _TAR to calculate the limit yaw rate deviation ⁇ fb.
  • the FB control amount calculation unit 19 calculates a feedback control amount (hereinafter, abbreviated as an FB control amount) based on the limit yaw rate deviation ⁇ fb, and outputs the feedback control amount to the brake device 10 as a command value.
  • the correction unit 15 includes a distribution coefficient HB1 calculation unit 31, a reference limit reference yaw rate calculation unit 32, a correction coefficient HS1 calculation unit 33, a correction coefficient HS2 calculation unit 34, and a correction coefficient HS3 calculation unit 35. There is.
  • the reference limit reference yaw rate ⁇ _t1 is calculated in the reference limit reference yaw rate calculation unit 32 of the correction unit 15 based on the distribution coefficient HB1 calculated by the distribution coefficient HB1 calculation unit 31, the steady state reference yaw rate ⁇ _high and the lateral G reference yaw rate ⁇ _low. Further, the reference limit reference yaw rate ⁇ _t1 is multiplied by the correction coefficients HS1 and HS2 calculated by the correction coefficient HS1 calculation unit 33 and the correction coefficient HS2 calculation unit 34, and the correction coefficient HS3 calculated by the correction coefficient HS3 calculation unit 35 is added. Thus, the limit reference yaw rate ⁇ _TAR is calculated.
  • ⁇ _TAR ⁇ _t1 ⁇ HS1 ⁇ HS2 + HS3 ⁇ ⁇ ⁇ Formula (1)
  • the limit reference yaw rate ⁇ _TAR is a yaw rate target value in feedback control.
  • the lateral G reference yaw rate ⁇ _low is set as the target value.
  • the reference limit reference yaw rate calculation unit 32 of this embodiment corrects the lateral G reference yaw rate ⁇ _low in the increasing direction in relation to the steady state reference yaw rate ⁇ _high calculated based on the steering angle, and corrects the reference limit reference yaw rate ⁇ _t1. calculate.
  • both the control for stabilizing the yaw moment generated in the vehicle body and the control for improving the response of steering are achieved.
  • FIG. 4 shows temporal changes in the steering angle reference yaw rate and the lateral G reference yaw rate until the steering wheel is rotated from the straight going state and held at a predetermined steering angle.
  • the steering angle reference yaw rate is larger than the lateral G reference yaw rate. Therefore, as a method of increasing and correcting the lateral G reference yaw rate, correction is made to approach the steering angle reference yaw rate.
  • the degree of approach to the steering angle reference yaw rate was adjusted according to the traveling state, and the concept of the distribution coefficient of the lateral G reference yaw rate and the steering angle reference yaw rate was adopted as the adjustment means.
  • the reference limit reference yaw rate ⁇ _t1 is calculated from the equation (2) based on the distribution coefficient HB1 calculated by the distribution coefficient HB1 calculation unit 31, the lateral G reference yaw rate ⁇ _low, and the steady reference yaw rate ⁇ _high.
  • ⁇ _t1 HB1 ⁇ ⁇ _high + (1-HB1) ⁇ ⁇ _low ⁇ Formula (2)
  • the distribution coefficient HB1 is a numerical value of 0 to 1.
  • the reference limit reference yaw rate ⁇ _t1 is equal to the lateral G reference yaw rate ⁇ _low.
  • the reference limit reference yaw rate ⁇ _t1 is equal to the stationary reference yaw rate ⁇ _high.
  • the distribution coefficient HB1 is calculated according to the vehicle speed, the distribution coefficient HB1b calculated according to the yaw rate change rate, the distribution coefficient HB1c calculated according to the yaw rate deviation integral, and the steering speed It is calculated by multiplying it by the distribution coefficient HB1d calculated.
  • HB1 HB1a ⁇ HB1b ⁇ HB1c ⁇ HB1d ⁇ ⁇ ⁇ Formula (3)
  • the distribution coefficients HB1a, HB1b, HB1c, and HB1d are calculated with reference to distribution coefficient tables 40, 41, 42, and 43 shown in FIG. 5, respectively.
  • the distribution coefficient tables 40, 41, 42, and 43 in the first embodiment will be described.
  • the horizontal axis is the vehicle speed
  • the vertical axis is the distribution coefficient HB1a.
  • the horizontal axis is the yaw rate change rate
  • the vertical axis is the distribution coefficient HB1b.
  • the yaw rate change rate is a temporal change of the actual yaw rate detected by the yaw rate sensor 6, and can be calculated by time-differentiating the actual yaw rate. For example, a large yaw rate change rate appears when the vehicle is actively slalom traveling or when the vehicle behavior is unstable. In such a case, the limit reference yaw rate ⁇ _TAR as the target value should not be increased in the FB control amount calculation unit 19, so when the change rate of the yaw rate is large, the distribution coefficient HB1b is set to a small value and the limit reference yaw rate ⁇ _TAR is not increased. Let's do it.
  • the horizontal axis is the yaw rate deviation integral value
  • the vertical axis is the distribution coefficient HB1c.
  • the yaw rate deviation integral value is a value obtained by integrating the deviation between the limit standard yaw rate and the actual yaw rate detected by the yaw rate sensor 6, that is, the limit yaw rate deviation ⁇ fb from when steering is started. For example, even if the limit yaw rate deviation ⁇ fb is small, if the state continues for a long time, the yaw rate deviation integral value becomes large. In such a case, there is a possibility that the vehicle is in a spin state gradually but slowly, so the limit reference yaw rate ⁇ _TAR that is the target value in the FB control amount calculation unit 19 should not be increased. Therefore, when the yaw rate deviation integral value is large, the distribution coefficient HB1c is set to a small value so that the limit reference yaw rate ⁇ _TAR is not increased.
  • the horizontal axis is the turning speed
  • the vertical axis is the distribution coefficient HB1d.
  • the distribution coefficient table 43 is set so that the distribution coefficient HB1d increases as the turning speed increases, and the distribution coefficient HB1d increases when the turning speed is positive than when the turning speed is negative.
  • the turning speed is a value determined based on the time change amount of the steering angle detected by the steering angle sensor 3 and the steering angle, and can be calculated by temporally differentiating the steering angle and comparing it with the steering angle.
  • the steering speed When the steering speed is positive, when the steering wheel is turned in the direction away from the neutral position (the straight-ahead direction position) and there is a time variation of the steering angle directed in the same direction, and steering When the time change of the steering angle in the same direction occurs while turning the wheel to the neutral position (position in the straight direction), and the steering speed is negative, the steering wheel When the time change amount of the steering angle is generated in the direction toward the neutral position while rotating in the direction away from the neutral position (position in the straight direction), and turn the steering wheel back to the neutral position In this state, the steering angle changes with time in the direction away from the neutral position.
  • the steering speed is defined as positive when the steering wheel is rotated in a direction away from the neutral position, and the steering speed is defined as negative when the steering wheel is rotated toward the neutral position.
  • the distribution coefficient HB1d may be calculated based on the turning angle (turning amount) instead of the turning speed. This is because it can be estimated that the larger the turning angle, the larger the driver's intention to bend the vehicle positively.
  • the turning angle in this case is synonymous with the steering angle.
  • the correction coefficient HS1 is a correction coefficient on the assumption that the driver performs an operation to bend the vehicle by turning the steering wheel with the vehicle at the front load.
  • the correction coefficient HS1 is calculated by multiplying the correction coefficient HS1a calculated according to the steering speed and the correction coefficient HS1b calculated according to the front load of the vehicle.
  • HS1 HS1a ⁇ HS1b ⁇ Formula (4)
  • the front load of the vehicle is the amount of load movement to the front of the vehicle, and can be estimated, for example, based on a longitudinal acceleration sensor (not shown) that detects acceleration in the longitudinal direction of the vehicle.
  • the longitudinal acceleration sensor can be said to be a load movement amount estimation unit that estimates a load movement amount in the front and rear direction.
  • the correction coefficients HS1a and HS1b are calculated with reference to correction coefficient tables 44 and 45 shown in FIG. 6, respectively.
  • the correction coefficient tables 44 and 45 in the first embodiment will be described.
  • the horizontal axis is the steering speed
  • the vertical axis is the correction coefficient HS1a.
  • the horizontal axis is a front load (load moving amount to the front of the vehicle), and the vertical axis is a correction coefficient HS1b.
  • the correction coefficient HS1 is a correction coefficient for adjusting the limit reference yaw rate ⁇ _TAR at the time of such steering.
  • the correction coefficient HS1 becomes 1 in the region where the steering speed is small and the front load is small, the limit reference yaw rate ⁇ _TAR can be increased, and the turning characteristic can be improved.
  • the correction coefficient HS1 becomes smaller than 1 as the steering speed and the front load increase, so that the limit reference yaw rate ⁇ _TAR can be reduced, and the stability of the vehicle behavior can be ensured.
  • This correction coefficient HS2 is a road surface with a high coefficient of friction between the wheel and the road surface (hereinafter referred to as ⁇ ) (hereinafter referred to as a high ⁇ road).
  • ⁇ a high coefficient of friction between the wheel and the road surface
  • a lane change (steering and immediately returning to the original traveling direction) Correction coefficient assuming that The correction coefficient HS2 takes a maximum value of 1 and subtracts a predetermined decrease count value from the initial value when the following conditions are satisfied, and a predetermined increase count value toward 1 when any of the following conditions is not satisfied.
  • Is a gain configured to add As conditions, (a) when it is judged that the coefficient of friction ⁇ is high (or when longitudinal acceleration or lateral acceleration corresponding to traveling on a road surface with a high coefficient of friction is detected), (b) it is judged that the steering angle is large. When it is determined that (c) the lateral G decrease rate is determined to be large, and (d) the yaw rate decrease rate is determined to be large, a predetermined decrease count value is subtracted.
  • the above conditions may be any combination of at least one or more of (a) to (d). In particular, in consideration of the vehicle behavior convergence at the time of high coefficient of friction, it is preferable to use any one of the above (a) and (b) to (d) in combination.
  • the coefficient of friction ⁇ is calculated by the ⁇ calculator 8.
  • the lateral G reduction rate is the lateral G reduction rate, and can be calculated based on the lateral G detected by the lateral G sensor 5.
  • the yaw rate reduction rate is the reduction of the actual yaw rate detected by the yaw rate sensor 6. It is speed.
  • step S01 it is determined whether the coefficient of friction ⁇ is larger than a threshold ⁇ th. If the determination result in step S01 is "YES"(.mu.>. Mu.th), the process proceeds to step S02 to determine whether the steering angle .delta. Is larger than the threshold .delta.th (.delta.>. Delta.th) or the lateral G reduction rate .DELTA.G is a threshold It is determined whether there is one that is larger than ⁇ Gth ( ⁇ G> ⁇ Gth), or one of the yaw rate reduction rate ⁇ is larger than the threshold ⁇ th ( ⁇ > ⁇ th).
  • step S03 the correction coefficient HS2 is changed by subtraction processing, and the execution of this routine is temporarily ended.
  • a predetermined subtraction count value is subtracted from the initial value of the correction coefficient HS2 so that the correction coefficient HS2 converges to zero.
  • step S04 the correction coefficient HS2 is changed by addition processing. And temporarily end the execution of this routine.
  • a predetermined increase count value is added so that the correction coefficient HS2 converges to one.
  • the initial value of the correction coefficient HS2 is a predetermined value between 0 and 1.
  • the correction coefficient HS2 is a coefficient for suppressing this. That is, when the coefficient of friction ⁇ , the steering angle, the lateral G decrease rate, and the yaw rate decrease rate are large, the limit reference yaw rate ⁇ _TAR is not increased by setting the correction coefficient HS2 to a small value. Improve the yaw rate convergence.
  • the correction coefficient HS3 is a correction coefficient on the assumption that the driver tacks in.
  • Tack-in is a phenomenon where when the accelerator pedal is suddenly released while turning, the vehicle becomes a front load and enters inside the turning, but some drivers may use this to make a positive turn operation. .
  • the correction coefficient HS3 is a correction coefficient for adjusting the limit reference yaw rate ⁇ _TAR at the time of tack-in.
  • the correction coefficient HS3 is calculated by multiplying the correction coefficient HS3a calculated according to the vehicle speed and the correction coefficient HS3b calculated according to the required torque of the vehicle.
  • HS3 HS3a ⁇ HS3b ⁇ Formula (5)
  • the required torque of the vehicle can be calculated from the accelerator opening detected by the accelerator opening sensor 7.
  • the respective correction coefficients HS3a and HS3b are calculated with reference to the correction coefficient tables 51 and 52 shown in FIG.
  • the correction coefficient tables 51 and 52 in the first embodiment will be described.
  • the horizontal axis is the vehicle speed
  • the vertical axis is the correction coefficient HS3a.
  • HS3a is a positive constant value in the region where the vehicle speed is smaller than the predetermined value
  • the correction coefficient HS3a gradually decreases as the vehicle speed increases in the region where the vehicle speed is within the predetermined range. If the vehicle speed exceeds the predetermined range, HS3a becomes a negative constant value in the region where the vehicle speed is larger than the predetermined range.
  • the horizontal axis is the required torque of the vehicle
  • the vertical axis is the correction coefficient HS3b.
  • HS3b is a positive value in a region where the required torque is smaller than a predetermined value T0
  • the correction coefficient HS3b 0 in a region where the required torque is a predetermined value T0 or more.
  • the predetermined value T0 is an extremely small value, and for example, it is set to the required torque corresponding to the time when the accelerator opening is close to zero.
  • correction coefficient HS3 is obtained regardless of the magnitude of the vehicle speed when the required torque is equal to or greater than predetermined value T0 (that is, when it is determined not to be in the tack-in state). Becomes 0, and it is possible not to correct the limit reference yaw rate ⁇ _TAR. Further, when the required torque is equal to or less than the predetermined value T0 (that is, when it is determined that the vehicle is in the tack-in state), the correction coefficient HS3 takes a positive value when the vehicle speed is smaller than V0. Can be increased.
  • the correction coefficient HS3 has a negative value, so that the limit reference yaw rate ⁇ _TAR can be reduced. Furthermore, when the vehicle speed is smaller than V0, when the required torque is the same, the correction coefficient H3 can be set to a larger positive value and the limit reference yaw rate ⁇ _TAR can be increased as the vehicle speed decreases. As a result, it is possible to improve the turning performance during low speed and medium speed tuck-in. On the other hand, when the vehicle speed is V0 or more, when the required torque is the same, the limit reference yaw rate ⁇ _TAR can be reduced by setting the correction coefficient H3 to a large negative value as the vehicle speed increases.
  • the FB control amount calculation unit 19 based on the limit yaw rate deviation ⁇ fb calculated by the limit yaw rate deviation calculation unit 16, the FB pressure increase amount ⁇ P1 fb of the turning inner wheel on the front wheel side (hereinafter abbreviated as FR turning inner ring)
  • the FB pressure increase amount ⁇ P3fb of the turning outer ring (hereinafter abbreviated as FR turning outer ring)
  • the FB pressure increase amount ⁇ P2fb of the turning inner ring on the rear wheel side hereinafter abbreviated as RR turning inner ring
  • RR turning inner ring the turning outer ring on the rear wheel side
  • the FB pressure increase amount ⁇ P4fb of the turning outer ring is calculated.
  • the following description will be made by way of example in which the sign of the deviation ⁇ fb is positive and both
  • the FB pressure increase amount ⁇ P1 fb of the FR turning inner ring is calculated with reference to the pressure increase amount table 80 based on the limit yaw rate deviation ⁇ fb.
  • the horizontal axis is the limit yaw rate deviation ⁇ fb
  • the vertical axis is the FB pressure increase amount ⁇ P1fb.
  • the FB pressure increase amount ⁇ P1 fb is 0 when the limit yaw rate deviation ⁇ fb is 0 or less
  • the FB pressure increase amount ⁇ P1 fb increases as the limit yaw rate deviation ⁇ fb increases when the limit yaw rate deviation ⁇ fb is 0 or more. It will increase.
  • the FB pressure increase amount ⁇ P2 fb of the RR turning inner ring is calculated with reference to the pressure increase amount table 81 based on the limit yaw rate deviation ⁇ fb.
  • the horizontal axis is the limit yaw rate deviation ⁇ fb
  • the vertical axis is the FB pressure increase amount ⁇ P2fb.
  • the FB pressure increase amount ⁇ P2fb is 0.
  • the FB pressure increase amount ⁇ P2fb increases as the limit yaw rate deviation ⁇ fb increases. It will increase.
  • the FB pressure increase amount ⁇ P3fb of the FR turning outer ring is calculated with reference to the pressure increase amount table 82 based on the limit yaw rate deviation ⁇ fb.
  • the horizontal axis is the limit yaw rate deviation ⁇ fb
  • the vertical axis is the FB pressure increase amount ⁇ P3fb.
  • the FB pressure increase amount ⁇ P3 fb is 0 when the limit yaw rate deviation ⁇ fb is 0 or more
  • the FB pressure increase as the absolute value of the limit yaw rate deviation ⁇ fb increases when the limit yaw rate deviation ⁇ fb is 0 or less.
  • the amount ⁇ P3fb increases.
  • the FB pressure increase amount ⁇ P4fb of the RR turning outer ring is calculated with reference to the pressure increase amount table 83 based on the limit yaw rate deviation ⁇ fb.
  • the horizontal axis is the limit yaw rate deviation ⁇ fb
  • the vertical axis is the FB pressure increase amount ⁇ P4fb.
  • the FB pressure increase amount ⁇ P4 fb is 0 when the limit yaw rate deviation ⁇ fb is 0 or more
  • the FB pressure increase as the absolute value of the limit yaw rate deviation ⁇ fb increases when the limit yaw rate deviation ⁇ fb is 0 or less.
  • the amount ⁇ P4fb increases.
  • the FB control amount of each wheel is set in the direction to increase the yaw rate (in other words, the direction to cancel the limit yaw rate deviation ⁇ fb).
  • the FB pressure increase amount is set in the direction to increase the brake fluid pressure of the FR turning inner ring and the RR turning inner ring
  • the FB pressure increasing amount is set so as not to increase the brake fluid pressure of the FR turning outer ring and the RR turning outer ring.
  • the FB control amount of each wheel is set in the direction to decrease the yaw rate (in other words, the direction to cancel the limit yaw rate deviation ⁇ fb).
  • the FB pressure increase amount is set in the direction to increase the brake fluid pressure of the FR turning outer ring and the RR turning outer ring
  • the FB pressure increasing amount is set so as not to increase the brake hydraulic pressure of the FR turning inner ring and the RR turning inner ring.
  • the FB control amount calculation unit 19 calculates the FB pressure increase amount ⁇ P1fb of the FR inner wheel, the FB pressure increase amount ⁇ P2fb of the RR inner ring, the FB pressure increase amount ⁇ P3fb of the FR outer ring, and the FB pressure increase of the RR outer ring.
  • the amount ⁇ P4 fb is output to the brake device 10.
  • the brake device 10 controls the brake pressure of each wheel in accordance with the input control amount of each wheel.
  • the lateral G reference yaw rate ⁇ _low is corrected in the increasing direction in association with the steady reference yaw rate ⁇ _high calculated based on the steering angle by the correction unit 15
  • the standard yaw rate ⁇ _TAR is calculated. Therefore, it is possible to achieve both the control for stabilizing the yaw moment generated in the vehicle body and the control for improving the response of steering. As a result, the driver's turning intention is responsively reflected, and the steering feel is improved.
  • the target value in the FB control amount calculation unit 19 can be increased, and the turning property is improved. As a result, it becomes possible to turn the vehicle along the runway, and the road surface tracking performance (traceability) is improved.
  • FIG. 10 is a control block diagram of the turning control device of the vehicle of the second embodiment.
  • the control amount (FB control amount) is determined in the direction to cancel the deviation between the limit reference yaw rate ⁇ _TAR and the actual yaw rate (that is, the limit yaw rate deviation ⁇ fb) Control the brake pressure.
  • the feedforward control amount (hereinafter abbreviated as FF control amount) is calculated based on the steering angle and the vehicle speed, and obtained by adding the FB control amount and the FF control amount.
  • a value is set as a total control amount, and the brake pressure of each wheel is controlled based on the total control amount.
  • a feedback control system that is, a steering angle reference yaw rate calculating unit 11, a steady reference yaw rate calculating unit 12, a lateral G reference yaw rate calculating unit 14, the correction unit 15, the limit yaw rate deviation calculation unit 16, and the FB control amount calculation unit 19 are the same as in the first embodiment, so the same reference numerals are given to the same aspect parts and the description is omitted. Description will be made centering on a feedforward control system which is a difference.
  • the vehicle turning control device 1 has a steady-state yaw rate deviation calculating unit 13 and a feedforward control amount calculating unit (hereinafter referred to as a feedforward control system). And an FF control amount calculation unit (abbreviated as "18").
  • a control amount calculation unit 17 is configured by the FF control amount calculation unit 18 (second braking force control amount calculation unit) and the FB control amount calculation unit 19 in the first embodiment.
  • the steady-state yaw rate deviation calculation unit 13 performs the time change amount smoothing process or the peak hold process on the steering angle reference yaw rate calculated by the steering angle reference yaw rate calculation unit 11 to remove noise, thereby eliminating the noise. It is input. Then, the steady-state yaw rate deviation calculation unit 13 subtracts the steering angle standard yaw rate after noise removal from the steady-state standard yaw rate ⁇ _high to calculate the steady-state yaw rate deviation ⁇ ff.
  • the FF control amount calculation unit 18 of the control amount calculation unit 17 calculates the FF control amount based on the steady state yaw rate deviation ⁇ ff.
  • the FB control amount calculation unit 19 calculates the FB control amount based on the limit yaw rate deviation ⁇ fb.
  • the control amount calculation unit 17 adds the FF control amount and the FB control amount to calculate a total control amount, and outputs the total control amount to the brake device 10 as a command value.
  • the brake control amount calculation performed in the control amount calculation unit 17 will be described.
  • the calculation of the FF control amount in the FF control amount calculation unit 18 will be described.
  • pressure increase distribution to the FR turning inner wheel and the RR turning inner wheel is determined.
  • a pressure increase coefficient K1fr for the FR inner wheel and a pressure increase coefficient K1rr for the RR inner wheel are calculated.
  • the pressure increase coefficient K1fr for the FR turning inner wheel may be set to be large according to the steering angle.
  • the steady state yaw rate deviation ⁇ ff calculated by the steady state yaw rate deviation calculation unit 13 is multiplied by the increase coefficient K1fr to calculate the steady state yaw rate deviation ⁇ 1ff with respect to the FR turning inner wheel.
  • the brake fluid pressure increase amount ⁇ P1ffk of the FR inner wheel in response to the steady yaw rate deviation ⁇ 1ff with respect to the FR inner wheel is calculated.
  • the horizontal axis is the steady state yaw rate deviation ⁇ 1ff
  • the vertical axis is the brake fluid pressure increase amount ⁇ P1ffk.
  • the brake fluid pressure pressure increase amount ⁇ P1ffk is 0 when the steady state yaw rate deviation ⁇ 1ff with respect to the FR turning inner wheel is 0 or less, and the steady state yaw rate deviation ⁇ 1ff is 0 when the steady state yaw rate deviation ⁇ 1ff with respect to the FR turning inner ring is 0 or more.
  • the brake fluid pressure increase amount ⁇ P1ffk increases.
  • the limit processing unit 61 the limit processing is performed so that the brake hydraulic pressure increase amount ⁇ P1ffk of the inner wheel in the FR turning does not exceed the upper limit value.
  • the upper limit value is an arbitrary value calculated by the upper limit value calculation unit 62. By setting the upper limit value so as not to exceed this value, a sudden change of the hydraulic pressure increase amount ⁇ P1ffk is suppressed.
  • the FF hydraulic pressure increase amount ⁇ P1ff for the FR turning inner wheel is calculated by multiplying the brake hydraulic pressure pressure increasing amount ⁇ P1ffk of the FR turning inner ring subjected to the limit processing by a gain according to the vehicle speed.
  • the gain according to the vehicle speed is calculated based on the gain table 63.
  • the horizontal axis is the vehicle speed
  • the vertical axis is the gain. In a region where the vehicle speed is small, the gain is constant, and in a region where the vehicle speed is within a predetermined range, the gain gradually decreases as the vehicle speed increases. In a region where the vehicle speed is large, the gain becomes constant as zero.
  • the gain table 63 constitutes an invalidation unit. It should be noted that, instead of multiplying the gain according to the vehicle speed, a limit value may be provided that decreases as the vehicle speed increases, and the limit value may be set so that ⁇ Plff does not exceed.
  • the calculation of the FF pressure increase amount ⁇ P2ff with respect to the RR turning inner wheel is the same as the calculation of the FF pressure increasing amount ⁇ P1ff with respect to the FR turning inner wheel, and therefore will be briefly described.
  • the steady state yaw rate deviation ⁇ ff calculated by the steady state yaw rate deviation calculation unit 13 is multiplied by the increase coefficient K 1 rr for the RR inner wheel to calculate the steady state yaw rate deviation ⁇ 2 ff for the RR inner wheel.
  • the brake fluid pressure increase amount ⁇ P2ffk of the RR inner wheel is calculated according to the steady-state yaw rate deviation ⁇ 2ff with respect to the RR inner wheel.
  • the limit processing unit 65 the limit processing is performed so that the brake hydraulic pressure increase amount ⁇ P2ffk of the RR-turn inner wheel does not exceed the upper limit value.
  • the upper limit value is calculated by the upper limit value calculation unit 66.
  • the upper limit value calculation unit 66 is the same as the upper limit value calculation unit 62.
  • the FF hydraulic pressure increase amount ⁇ P2ff for the RR inner wheel is calculated by multiplying the brake hydraulic pressure increase amount ⁇ P2ffk for the RR inner wheel that has been subjected to the limit processing by the gain calculated by the gain table 67. Since the gain table 67 is the same as the gain table 63, the description will be omitted.
  • the gain table 67 constitutes an invalidation unit.
  • the FF control amount calculation unit 18 includes an inner ring pressure reduction amount calculation unit 70.
  • the inner wheel pressure reduction amount calculation unit 70 restricts the brake fluid pressure of the turning inner wheel in advance under the premise that the vehicle behavior becomes unstable due to the braking at high speed or high side G.
  • the inner ring pressure reduction amount calculation unit 70 calculates the pressure reduction rate according to the vehicle speed with reference to the first pressure reduction rate table 71, and calculates the pressure reduction rate according to the lateral G with reference to the second pressure reduction rate table 72, The total pressure reduction rate is calculated by multiplying these pressure reduction rates.
  • the horizontal axis is the vehicle speed
  • the vertical axis is the pressure reduction rate.
  • the pressure reduction ratio In a region where the vehicle speed is small, the pressure reduction ratio is constant at 0, and in a region where the vehicle speed is within a predetermined range, the pressure reduction ratio gradually increases as the vehicle speed increases. In a region where the vehicle speed is large, the pressure reduction ratio becomes constant at one. .
  • the horizontal axis is horizontal G
  • the vertical axis is the pressure reduction rate.
  • the total pressure reduction rate is set to a value between 0 and 1 according to the vehicle speed and the lateral G at the time of traveling. Then, the total pressure reduction rate thus obtained is multiplied by the master cylinder pressure of the brake device 10, and further multiplied by minus 1 to obtain the inner ring pressure reduction amount ⁇ Pd.
  • the calculation of the FB control amount in the FB control amount calculation unit 19 is the same as that of the first embodiment, so the description will be omitted.
  • the control amount calculation unit 17 calculates the total control amount of each wheel as follows, and outputs the total control amount to the brake device 10.
  • a value obtained by adding the FF pressure increase amount ⁇ P1 ff of the FR inner race, the FB pressure increase amount ⁇ P1 fb of the FR inner race and the inner wheel pressure reduction ⁇ Pd is taken as a total control amount for the FR inner race.
  • a value obtained by adding the FF pressure increase amount ⁇ P2ff of the RR inner ring, the FB pressure increase amount ⁇ P2fb of the RR inner ring, and the inner wheel pressure reduction amount ⁇ Pd is taken as a total control amount for the RR inner ring.
  • the FB pressure increase amount ⁇ P3fb of the FR turning outer ring is taken as the total control amount of the FR turning outer ring.
  • the FB pressure increase amount ⁇ P4fb of the RR turning outer ring is taken as the total control amount of the RR turning outer ring.
  • the brake device 10 controls the brake pressure of each wheel in accordance with the input control amount of each wheel.
  • the lateral G reference yaw rate ⁇ _low is related to the steady reference yaw rate ⁇ _high calculated by the correction unit 15 based on the steering angle as in the first embodiment. Correction is made in the increasing direction, and the limit reference yaw rate ⁇ _TAR is calculated. Therefore, the control for stabilizing the yaw moment generated in the vehicle body and the control for improving the response of steering can be compatible. As a result, the driver's turning intention is responsively reflected, and the steering feel is improved.
  • the target value in the FB control amount calculation unit 19 can be increased, and the turning property is improved. As a result, it becomes possible to turn the vehicle along the runway, and the road surface tracking performance (traceability) is improved.
  • the brake pressure is calculated based on the total control amount obtained by adding the FF control amount calculated based on the steering input to the FB control amount calculated based on the vehicle behavior. Control. Therefore, the response of steering can be improved while securing the stability of the vehicle behavior. In addition, the followability of steering is also improved. For example, in the process of steering and holding after steering input, such as at the time of steady circular turning, fluctuation of the control amount is suppressed and tracking performance is improved.
  • the steady state yaw rate ⁇ _high is calculated by multiplying the steering angle standard yaw rate by the gain (steady state yaw rate gain Kv) set according to the vehicle speed, and this steady state yaw rate ⁇ _high is input to the correction unit 15 Then, the lateral G reference yaw rate ⁇ _low is corrected in association with the steady reference yaw rate ⁇ _high according to the steering state and the movement state of the vehicle.
  • the steering angle reference yaw rate is used as a reference value to calculate the steering angle reference yaw rate taking into consideration the time delay, and the steering angle reference yaw rate not considering the time delay according to the steering state of the vehicle.
  • One of the steering angle reference yaw rates in consideration of the time delay is selected and input to the correction unit 15 as the steady state reference yaw rate ⁇ _high, and the lateral G reference yaw rate ⁇ _low is corrected.
  • the steering angle reference yaw rate not considering the time delay is obtained by multiplying the steering angle detected by the steering angle sensor 3 by the steering angle reference yaw rate gain Ky determined according to the vehicle speed. As you did.
  • the steering angle reference yaw rate in consideration of the time delay is calculated by performing time delay processing for the steering angle reference yaw rate thus obtained by the phase delay filter 23 by a preset time constant.
  • the steering angle standard yaw rate not considering the time delay is simply referred to as “steering angle standard yaw rate ⁇ stn”, and the steering angle standard yaw rate considering the time delay is referred to as “filtered steering angle standard yaw rate ⁇ stf".
  • the steering angle reference yaw rate ⁇ stn constitutes a steering angle yaw rate reference value
  • the filter processing steering angle reference yaw rate ⁇ stf constitutes a delayed steering angle yaw rate value.
  • FIG. 13 is a control block diagram of the turning control device of the vehicle of the third embodiment.
  • the brake control unit 2 includes a steering angle reference yaw rate calculation unit 11, a filter processing steering angle reference yaw rate calculation unit 24, a steering angle reference yaw rate deviation calculation unit 25, a steering direction determination unit 26, and a turn increase / cutback determination unit.
  • a selector 28, a lateral G reference yaw rate calculating unit 14, a correcting unit 15, a limit yaw rate deviation calculating unit 16, and an FB control amount calculating unit 19 are provided.
  • Detection signals corresponding to respective detection values are input from the steering angle sensor 3, the vehicle speed sensor 4, the lateral G sensor 5, the yaw rate sensor 6, and the accelerator opening sensor 7 to the brake control unit 2. Further, an electric signal corresponding to the friction coefficient calculated by the ⁇ calculation unit 8 is input to the brake control unit 2.
  • the steering angle reference yaw rate calculating unit 11 estimates and calculates the steering angle reference yaw rate ⁇ stn based on the steering angle detected by the steering angle sensor 3 and the vehicle speed detected by the vehicle speed sensor 4 as in the first embodiment. Do. As described above, the filter processing steering angle reference yaw rate calculation unit 24 performs time delay processing on the steering angle reference yaw rate ⁇ stn by the phase delay filter 23 to calculate the filter processing steering angle reference yaw rate ⁇ stf.
  • the steering angle reference yaw rate deviation calculating unit 25 subtracts the filter processing steering angle reference yaw rate ⁇ stf calculated by the filter processing steering angle reference yaw rate calculating unit 24 from the steering angle reference yaw rate ⁇ stn calculated by the steering angle reference yaw rate calculating unit 11 Then, the steering angle standard yaw rate deviation is calculated.
  • the steering direction determination unit 26 determines that the steering wheel is turned to the right with respect to the neutral position (the position in the straight direction) (for example, this state is determined as "+" It is determined whether or not it is in the state of being turned to the left turning side (for example, this state is determined as “ ⁇ ” determination).
  • the steering addition / turnback determination unit 27 turns the steering wheel more. It is determined whether it has been switched back or not. The determination principle will be described with reference to the drawing of FIG. FIG. 14 shows temporal changes in the steering angle reference yaw rate ⁇ stn and the filtered steering angle reference yaw rate ⁇ stf when an operation of returning the steering wheel to the right after returning to the neutral position is performed.
  • the filter processing steering angle reference yaw rate ⁇ stf takes into account the time delay in the steering angle reference yaw rate ⁇ stn, the steering angle reference yaw rate ⁇ stn is larger than the filter processing steering angle reference yaw rate ⁇ stf until a predetermined time passes. However, when the predetermined time passes, the filter processing steering angle reference yaw rate ⁇ stf is reversed and becomes larger than the steering angle reference yaw rate ⁇ stn.
  • the filter processing steering angle reference yaw rate ⁇ stf is the steering angle reference yaw rate
  • the yaw rate deviation calculated by the steering angle standard yaw rate deviation calculation unit 25 is in a state where the steering wheel is rotated to the right turning side relative to the neutral position (the determination by the steering direction determination unit 26 is “+”).
  • Y When Y is a positive value, it can be estimated to be in a state of turning up, and when the yaw rate deviation is a negative value, it can be estimated to be in a state of turning back. In the state where the steering wheel is turned to the left, it is possible to estimate on the same principle only by reversing the sign. That is, if the positive / negative code of the judgment result of the steering direction judgment unit 26 and the positive / negative code of the yaw rate deviation calculated by the steering angle reference yaw rate deviation calculation unit 25 have the same sign, the turn is increased. It can be determined.
  • the selector 28 calculates the steering angle reference yaw rate ⁇ stn calculated by the steering angle reference yaw rate calculation unit 11 and the filter processing calculated by the filter processing steering angle reference yaw rate calculation unit 24 according to the determination result of the turning increase / retraction determination unit 27.
  • One of the steering angle reference yaw rates ⁇ stf is selected and output to the correction unit 15 as the steady reference yaw rate ⁇ _high.
  • the filter processing steering angle reference yaw rate ⁇ stf is selected, and the filter processing steering angle reference yaw rate ⁇ stf is set as the steady reference yaw rate ⁇ _high and the correction unit If it is determined that the steering angle reference yaw rate ⁇ stn is selected, the steering angle reference yaw rate ⁇ stn is output to the correction unit 15 as the steady state reference yaw rate ⁇ _high. Do.
  • the lateral G reference yaw rate calculation unit 14 is the same as that in the first embodiment, and thus the description thereof is omitted.
  • the correction unit 15 calculates the limit reference yaw rate ⁇ _TAR based on the steady-state reference yaw rate ⁇ _high input through the selector 28 and the horizontal G reference yaw rate ⁇ _low input from the horizontal G reference yaw rate calculation unit 14.
  • the filtered steering angle reference yaw rate ⁇ stf is used as the steady reference yaw rate ⁇ _high in the third embodiment, and the steady reference yaw rate in the cutback determination.
  • Embodiment 1 A point different from Embodiment 1 in that a steering angle reference yaw rate ⁇ stn is used as ⁇ _high. Except for this point, the method of calculating the limit reference yaw rate ⁇ _TAR is the same as in the case of the first embodiment, so the detailed description will be omitted.
  • the limit yaw rate deviation calculation unit 16 and the FB control amount calculation unit 19 are the same as those in the first embodiment, and thus the description thereof is omitted.
  • FIG. 15 shows an example of the control result in the turning control device 1 of the vehicle of the third embodiment, and shows the temporal transition of each yaw rate value.
  • the feedback target yaw rate (hereinafter referred to as FB target yaw rate) can be set to approach the filtered steering angle reference yaw rate ⁇ stf.
  • the FB target yaw rate can be set to approach the steering angle reference yaw rate ⁇ stn.
  • the driver tends to operate the steering wheel excessively when turning higher, so in such a case, the FB target yaw rate approaches the filtered steering angle reference yaw rate ⁇ stf, which is smaller than the steering angle reference yaw rate ⁇ stn. If set as such, excessive control intervention can be suppressed and natural steering response can be approached. On the other hand, when the feedback is performed, the responsiveness can be improved by setting the FB target yaw rate to be close to the steering angle reference yaw rate ⁇ stn without a time delay.
  • the steady-state reference yaw rate ⁇ _high calculated based on the steering angle by the correction unit 15 that is, the steering angle reference yaw rate ⁇ stn or The lateral G reference yaw rate ⁇ _low is corrected in the increasing direction in association with the filtered steering angle reference yaw rate ⁇ stf, and the limit reference yaw rate ⁇ _TAR is calculated. Therefore, the control for stabilizing the yaw moment generated in the vehicle body and the control for improving the response of steering can be compatible. As a result, the driver's turning intention is responsively reflected, and the steering feel is improved.
  • the lateral G reference yaw rate ⁇ _low is corrected in the increasing direction to set the limit reference yaw rate ⁇ _TAR, so the target value in the FB control amount calculation unit 19 can be increased. , I will improve. As a result, it becomes possible to turn the vehicle along the runway, and the road surface tracking performance (traceability) is improved.
  • FIG. 16 is a control block diagram of the turning control device of the vehicle of the fourth embodiment.
  • the control amount (FB control amount) is determined in the direction in which the deviation between the limit reference yaw rate ⁇ _TAR and the actual yaw rate (ie, the limit yaw rate deviation ⁇ fb) is canceled.
  • the turning control device according to the fourth embodiment calculates the FF control amount based on the steering angle and the vehicle speed, and adds the FB control amount and the FF control amount.
  • a value is set as a total control amount, and the brake pressure of each wheel is controlled based on the total control amount.
  • a feedback control system that is, a steering angle reference yaw rate calculating unit 11, a filter processing steering angle reference yaw rate calculating unit 24, a steering angle reference About the yaw rate deviation calculation unit 25, the steering direction determination unit 26, the turn-up / turn-back determination unit 27, the selector 28, the lateral G reference yaw rate calculation unit 14, the correction unit 15, the limit yaw rate deviation calculation unit 16, and the FB control amount calculation unit 19
  • the same reference numerals are given to the same aspects and the description thereof is omitted, and a description will be made focusing on a feedforward control system which is a difference from the third embodiment.
  • the turning control device 1 of the vehicle according to the fourth embodiment is a feedforward control system and is hereinafter referred to as a feedforward control deviation calculating unit (hereinafter referred to as an FF control deviation calculating unit). And an FF control amount calculator 18).
  • a control amount calculation unit 17 is configured by the FF control amount calculation unit 18 and the FB control amount calculation unit 19 in the first embodiment.
  • the FF control deviation calculation unit 90 includes a selector 91, a cut additional FF control deviation calculation unit 92, a cutback FF control deviation calculation unit 93, a limit processing unit 94, and a limit value table 95.
  • the selector 91 changes the steering angle standard yaw rate deviation calculated by the steering angle standard yaw rate deviation calculating unit 25 according to the determination result of the turning additional / retracting determination unit 27 into the additional turning FF control deviation calculation unit 92 and the feedback FF. It selects which of the control deviation calculation units 93 to output.
  • the steering angle reference yaw rate deviation calculated by the steering angle reference yaw rate deviation calculation unit 25 is calculated by the turn-up FF control deviation calculation unit 92.
  • the steering angle standard yaw rate deviation calculated by the steering angle standard yaw rate deviation calculating section 25 is converted to the FF control deviation calculating section 93.
  • the turning additional FF control deviation calculating unit 92 and the turning back FF control deviation calculating unit 93 are set to the lateral G in the steering angle reference yaw rate deviation ( ⁇ stn ⁇ stf) input from the steering angle reference yaw rate deviation calculating unit 25 via the selector 91.
  • the FF control deviation is calculated by multiplying the gain Kg corresponding to the gain Kv corresponding to the vehicle speed.
  • the gains Kg and Kv are calculated with reference to the lateral G gain table and the vehicle speed gain table, respectively.
  • the lateral G gain table and the vehicle speed gain table used in the cut-off FF control deviation calculation unit 92 and the cut-back FF control deviation calculation unit 93 are different.
  • FIG. 17 is a control block diagram of the cut-off FF control deviation calculation unit 92
  • FIG. 18 is a control block diagram of the cut-back FF control deviation calculation unit 93.
  • the horizontal G gain tables 96A and 96B the horizontal axis is horizontal G and the vertical axis is gain Kg.
  • the horizontal axis is vehicle speed and the vertical axis is gain Kv.
  • the gain Kg is a predetermined positive value when the lateral G is 0, and the gain Kg gradually increases as the lateral G increases.
  • the cut additional FF control deviation calculation unit 92 calculates the gain Kg according to the lateral G detected by the lateral G sensor 5 with reference to the lateral G gain table 96A.
  • the gain Kv is almost constant at a positive value until the vehicle speed reaches a certain vehicle speed until the vehicle speed reaches a certain vehicle speed, and the vehicle speed gain table 97A in the cut-off FF control deviation calculation unit 92 rapidly decreases when it exceeds the predetermined vehicle speed. .
  • the turn-off FF control deviation calculation unit 92 calculates a gain Kv according to the vehicle speed detected by the vehicle speed sensor 4 with reference to the vehicle speed gain table 97A. Then, the cut-off FF control deviation calculation unit 92 multiplies the gain Kg and the gain Kv by the steering angle standard yaw rate deviation ( ⁇ stn ⁇ stf) to calculate the FF control deviation. That is, in the fourth embodiment, the FF control deviation in the case where it is determined that the turning is increased largely depends on the vehicle speed. While the FF control deviation is set to an appropriate value in the steady vehicle speed range until the vehicle speed exceeds the predetermined vehicle speed, the FF control deviation is substantially zero in the high vehicle speed range where the vehicle speed exceeds the predetermined vehicle speed.
  • the gain Gg is 0 until the width G reaches a predetermined value, and the gain Gg increases as the width G increases if the width G exceeds the predetermined value, until the width G reaches a predetermined value. Will gradually increase.
  • the cutback FF control deviation calculation unit 93 calculates the gain Kg according to the lateral G detected by the lateral G sensor 5 with reference to the lateral G gain table 96B.
  • the gain Kv is substantially constant at a positive value until the vehicle speed reaches a predetermined vehicle speed, and gradually increases when the vehicle speed exceeds the predetermined vehicle speed.
  • the cutback FF control deviation calculation unit 93 calculates a gain Kv according to the vehicle speed detected by the vehicle speed sensor 4 with reference to the vehicle speed gain table 97B. Then, the return-FF control deviation calculation unit 93 calculates the FF control deviation by multiplying the steering angle reference yaw rate deviation ( ⁇ stn ⁇ stf) by the gain Kg and the gain Kv. That is, in the fourth embodiment, the FF control deviation in the case where it is determined to be the return is largely dependent on the lateral G. When the lateral G is equal to or less than the predetermined value, the FF control deviation is 0 regardless of the vehicle speed. When the lateral G exceeds the predetermined value, an FF control deviation occurs.
  • the lateral G gain table 96A and the vehicle speed gain table 97A constitute an increase characteristic at the time of turning increase determination
  • the lateral G gain table 96B and the vehicle speed gain table 97B constitute an increase characteristic at the time of cutback determination
  • the FF control deviation calculation unit 90 changes the increase characteristic according to the determination result of the turn-up / turn-back determination unit 27 (in other words, changes the increase characteristic) to calculate the FF control deviation.
  • the increase characteristic in each case of the turning increase and the turning back is set as described above, the FF control deviation at the time of turning increase becomes 0 in the high vehicle speed region, and the FF control at the turning back It becomes smaller than the deviation.
  • the response can be improved when switching back in the high vehicle speed region.
  • the cut-off FF control deviation calculation unit 92 and the cut-back FF control deviation calculation unit 93 output the calculated FF control deviation to the limit processing unit 94.
  • the limit value YM determined with reference to the limit value table 95 is input to the limit processing unit 94.
  • the horizontal axis is the friction coefficient ⁇ of the road surface
  • the vertical axis is the limit value YM.
  • the limit value YM is determined according to the friction coefficient ⁇ of the road surface calculated by the ⁇ calculation unit 8.
  • the limit processing unit 94 is configured such that the FF control deviation input from the cut-off additional-FF control deviation calculation unit 92 or the cut-back FF control deviation calculation unit 93 does not exceed the limit value (upper limit value) YM determined in the limit value table 95. Perform limit processing. That is, when the FF control deviation calculated by the cut additional FF control deviation calculation part 92 or the cutback FF control deviation calculation part 93 does not exceed the limit value YM, the limit processing part 94 calculates the calculated FF control deviation. If the FF control deviation calculated by the cut-off additional FF control deviation calculation unit 92 or the cut-back FF control deviation calculation unit 93 exceeds the limit value YM, the limit value YM is output as the FF control deviation. Then, the FF control deviation output from the limit processing unit 94 is input to the FF control amount calculation unit 18 as the steady-state yaw rate deviation ⁇ ff.
  • the FF control amount calculation unit 18 calculates the FF control amount based on the steady-state yaw rate deviation ⁇ ff (that is, the FF control deviation output from the limit processing unit 94) input from the FF control deviation calculation unit 90.
  • the FF control amount calculation processing of the FF control amount calculation unit 18 in the fourth embodiment is the FF control amount of the FF control amount calculation unit 18 in the second embodiment except that the FF control deviation is used as the steady state yaw rate deviation ⁇ ff. Since this process is exactly the same as the calculation process, FIG. 11 is used and the description thereof is omitted. Further, the calculation of the FB control amount in the FB control amount calculation unit 19 is the same as that of the third embodiment, so the description will be omitted.
  • the control amount calculation unit 17 adds the FF control amount calculated by the FF control amount calculation unit 18 and the FB control amount calculated by the FB control amount calculation unit 19 to calculate a total control amount, and gives the brake device 10 a command value.
  • Output as The calculation process of the total control amount is the same as that of the second embodiment, so FIG. 11 is used and the description thereof is omitted.
  • FIG. 19 is a conceptual diagram of the FF control in the turning control device of a vehicle of the fourth embodiment.
  • the total control amount can be controlled to be increased (in other words, the direction to increase the yaw moment) at the time of additional turning, and at the time of turning back Then, it can control in the direction to reduce the yaw moment.
  • the FF control deviation is set to an appropriate value in the steady vehicle speed range until the vehicle speed exceeds the predetermined vehicle speed, but the high vehicle speed exceeds the predetermined vehicle speed.
  • the FF control in the direction to increase the yaw moment is performed only in the steady speed range to reduce the time delay and improve the steering response.
  • the steering stability can be secured by not performing the FF control in the direction to increase the yaw moment.
  • the control can be performed in the direction of reducing the total control amount (in other words, the direction of reducing the yaw moment) at the time of the return, the convergence of the yaw moment is improved.
  • the FF control deviation is set to 0 when the lateral G is small at the time of switching back, the FF control in the direction to reduce the yaw moment is not performed at this time. This is to prevent the vehicle behavior from becoming unnatural due to the control intervention, and to smoothly return to the neutral position without discomfort using the self-convergence of the vehicle.
  • the steady-state reference yaw rate ⁇ _high calculated based on the steering angle by the correction unit 15 (ie, the steering angle reference yaw rate ⁇ stn or the filter
  • the lateral G reference yaw rate ⁇ _low is corrected in the increasing direction in relation to the processing steering angle reference yaw rate ⁇ stf, and the limit reference yaw rate ⁇ _TAR is calculated. Therefore, control for stabilizing the yaw moment generated in the vehicle body;
  • the control which improves the response of steering can be compatible. As a result, the driver's turning intention is responsively reflected, and the steering feel is improved.
  • the target value in the FB control amount calculation unit 19 can be increased, and the turning property is improved. As a result, it becomes possible to turn the vehicle along the runway, and the road surface tracking performance (traceability) is improved.
  • the brake pressure is calculated based on the total control amount obtained by adding the FF control amount calculated based on the steering input to the FB control amount calculated based on the vehicle behavior. Since control is performed, the responsiveness of steering can be improved while securing the stability of the vehicle behavior. In addition, the followability of steering is also improved. For example, in the process of steering and holding after steering input, such as at the time of steady circular turning, fluctuation of the control amount is suppressed and tracking performance is improved.
  • the present invention is not limited to the embodiment described above.
  • the total control amount is calculated by adding the FF control amount and the FB control amount, but the total control amount is calculated by multiplying the FF control amount and the FB control amount.
  • the detection value of the vehicle speed sensor instead of the detection value of the vehicle speed sensor, an estimated vehicle speed estimated based on the detection value of the wheel speed sensor may be used.
  • the FF control amount calculation unit 18 invalidates the FF pressure increase amount ⁇ P1ff of the FR inner wheel and the FF pressure increase amount ⁇ P2ff of the RR inner wheel when the vehicle speed is high. It prevents the behavior of the vehicle from becoming unstable due to the steering assist brake at high vehicle speeds. On the other hand, the FF pressure increase amount of the turning inner wheel may be invalidated even when the steering speed is extremely high or at the time of ABS operation.
  • the first reference yaw rate calculated based on the lateral acceleration and the vehicle speed is corrected in the increasing direction to calculate the second reference yaw rate, and the braking force is controlled.
  • a yaw moment can be generated in a direction that cancels the yaw rate deviation between the second standard yaw rate and the actual yaw rate. For this reason, the turning property is improved even during normal turning, and the response of steering is improved.

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Abstract

　この車両の旋回制御装置は、横加速度検知部および車速検知部の検知信号に基づいて第１規範ヨーレートを算出する第１規範ヨーレート演算部と；操舵量検知部および前記車速検知部の検知信号に基づいて前記第１規範ヨーレートを増加方向に補正して第２規範ヨーレートを算出する補正部と；前記第２規範ヨーレートと前記ヨーレート検知部により検知された実ヨーレートとの偏差であるヨーレート偏差を算出し、前記ヨーレート偏差を打ち消すように制動力制御量を決定する制動力制御量演算部と；前記制動力制御量演算部により決定された前記制動力制御量に基づいて前記制動力を制御する制動制御部と；を備える。

Description

車両の旋回制御装置
　この発明は、制動を利用して車両の旋回を制御する車両の旋回制御装置に関するものである。
　本願は、２０１０年３月４日に、日本に出願された特願２０１０－０４７８３３号および２０１０年１２月９日に、日本に出願された特願２０１０－２７４９５０号に基づき優先権を主張し、その内容をここに援用する。
　この種の旋回制御装置の一例として、車両の左右方向の加速度（以下、横加速度という）と車速に基づいて算出される横Ｇ規範ヨーレートと車両の実ヨーレートとの偏差を０に近づける方向に、特定の車輪を制動制御することにより、車両挙動の安定化を図るものが知られている。
　また、別の旋回制御装置の例として、制動時に、旋回状態（例えば、操舵角や操舵角の変化率）に応じて、前輪の左右の制動力を異ならせるとともに後輪の左右の制動力を異ならせるように制御することにより、ヨーモーメントをアシストし、回頭性の向上を図るものが知られている（例えば、特許文献１参照）。
　また、操舵角速度または操舵角加速度に基づき算出した第１ヨーモーメントと、操舵角と車速とヨーレートに基づき算出した第２ヨーモーメントと、を加算して修正ヨーモーメントを算出し、この修正ヨーモーメントを発生するように前輪の左右の制動力を異ならせるとともに後輪の左右の制動力を異ならせるように制御して、回頭性の向上を図るものが知られている（例えば、特許文献２参照）。
特許第２５７２８６０号公報 特開２００５－１５３７１６号公報
　しかしながら、前記特許文献１に記載の旋回制御装置では、制動時の旋回時に常にヨーモーメントをアシストするので、ヨーモーメントが過大となって安定性が低減する場合が考えられ、現実的ではない。
　一方、前記特許文献２に記載の旋回制御装置は、急旋回時（操舵角速度や操舵角加速度が大きいとき）に前記第１ヨーモーメントが大きく反映されるようになっており、このときには回頭性が向上するが、通常旋回時には効果的でない。そのため、通常旋回時に回頭性を向上できる旋回制御装置が切望されている。
　そこで、この発明は、通常旋回時の回頭性を向上させることができる車両の旋回制御装置を提供するものである。
　この発明に係る車両の旋回制御装置では、上記課題を解決するために以下の手段を採用した。
（１）本発明の一態様は、車両の走行状態に基づいて左右車輪に制動力を付与することにより車体にヨーモーメントを発生可能に構成された車両の旋回制御装置であって、前記車両の操舵量を検知する操舵量検知部と；前記車両の車速を検知または推定する車速検知部と；前記車両の左右方向の加速度を検知する横加速度検知部と；前記車両のヨーレートを検知するヨーレート検知部と；前記横加速度検知部および前記車速検知部の検知信号に基づいて第１規範ヨーレートを算出する第１規範ヨーレート演算部と；前記操舵量検知部および前記車速検知部の検知信号に基づいて前記第１規範ヨーレートを増加方向に補正して第２規範ヨーレートを算出する補正部と；前記第２規範ヨーレートと前記ヨーレート検知部により検知された実ヨーレートとの偏差であるヨーレート偏差を算出し、前記ヨーレート偏差を打ち消すように制動力制御量を決定する制動力制御量演算部と；前記制動力制御量演算部により決定された前記制動力制御量に基づいて前記制動力を制御する制動制御部と；を備える。
（２）　上記（１）の装置で、前記補正部は、前記車速が大きいほど前記第２規範ヨーレートが小さくなるように補正量を決定してもよい。
（３）　上記（１）または（２）の装置で、前記補正部は、前記操舵量検知部および前記車速検知部の前記検知信号に基づいて推定される舵角ヨーレート基準値と、前記舵角ヨーレート基準値に対応して決定され前記舵角ヨーレート基準値に対して時間遅れを有する遅れ舵角ヨーレート値とのいずれか一方を選択し、選択された前記舵角ヨーレート基準値または前記遅れ舵角ヨーレート値に基づいて、前記第１規範ヨーレートを増加方向に補正して前記第２規範ヨーレートを算出してもよい。
（４）　上記（１）～（３）の装置は、アクセル開度またはアクセルペダル操作量に基づいて要求トルクの大きさを検知する要求トルク検知部を更に備え、
　前記補正部は、前記要求トルク検知部の前記検知信号が所定値よりも小さいときに、前記車速が小さいほど前記第２規範ヨーレートが大きくなるように前記補正量を決定してもよい。
（５）　上記（１）～（４）の装置で、前記補正部は、前記操舵量検知部の前記検知信号に基づいて算出される転舵速度または転舵量が大きいほど前記第２規範ヨーレートが大きくなるように前記補正量を決定してもよい。
（６）　上記（１）～（５）の装置は、前記操舵量検知部および前記車速検知部の検出信号に基づいて第２の制動力制御量を決定する第２制動力制御量演算部を更に備え、前記制動制御部は、前記制動力制御量演算部が決定した前記制動力制御量と前記第２制動力制御量演算部が決定した前記第２の制動力制御量とを加算または乗算することにより得られる総制動力制御量に基づいて前記制動力を制御してもよい。
（７）　上記（６）の装置は、所定の運転状態のときに前記第２制動力制御量演算部が決定した前記第２の制動力制御量を無効にする無効化部を更に備えてもよい。
（８）　上記（３）～（７）の装置で、前記補正部は、前記操舵量検知部の検知信号に基づいて決定される操舵方向が切り増し方向である場合には前記遅れ舵角ヨーレート値を選択し、切り戻し方向である場合には前記舵角ヨーレート基準値を選択してもよい。
　上記（１）の発明によれば、横加速度と車速に基づいて算出される第１規範ヨーレートを増加方向に補正して第２規範ヨーレートを算出し、制動力を制御してこの第２規範ヨーレートと実ヨーレートとのヨーレート偏差を打ち消す方向にヨーモーメントを発生させることができる。このため、通常の旋回時にも回頭性が向上し、操舵の応答性が向上する。
　上記（２）の発明によれば、高速域において車両挙動の安定性が低下するのを防止できる。
　上記（３）の発明によれば、ステアリングホイールを切り増ししているときと切り戻ししているときとで、操舵の応答性を変えることができる。
　上記（４）の発明によれば、例えば、低中車速のタックイン時の回頭性が向上する。
　上記（５）の発明によれば、前方障害物からの回避操作やレーンチェンジなどのときの操舵の応答性が向上する。
　上記（６）の発明によれば、操舵の応答性が向上するとともに、追従性が向上する。例えば、定常円旋回時などのように、操舵入力後に操舵保持という過程において、制御量の変動が抑制されて追従性が向上する。
　上記（７）の発明によれば、第２の制動力制御量を加味すると車両挙動の安定性を低下させる虞のある特定の条件下、例えば、高車速時や高操舵速度時やＡＢＳ作動時などにおいて、第２の制動力制御量を無効にできる。このため、車両挙動の安定性を維持できる。
　上記（８）の発明によれば、ステアリングホイールを切り増ししているときに、過剰な制御介入を抑制することで、自然な操舵応答に近づけることができる。ステアリングホイールを切り戻しているときには、時間遅れを低減して、応答性を向上させることができる。
この発明に係る車両の旋回制御装置の実施形態１における制御ブロック図である。 舵角規範ヨーレート算出のブロック図である。 実施形態１における補正部のブロック図である。 横Ｇ規範ヨーレートと舵角規範ヨーレートと限界規範ヨーレートの関係を説明する図である。 実施形態１における配分係数ＨＢ１の算出方法を説明する図である。 実施形態１における補正係数ＨＳ１の算出方法を説明する図である。 実施形態１における補正係数ＨＳ２決定処理を示すフローチャートである。 実施形態１における補正係数ＨＳ３の算出方法を説明する図である。 実施形態１における制動力制御量算出のブロック図である。 この発明に係る車両の旋回制御装置の実施形態２における制御ブロック図である。 実施形態２における制動力制御量算出のブロック図である。 フィルタ処理舵角規範ヨーレート算出のブロック図である。 この発明に係る車両の旋回制御装置の実施形態３における制御ブロック図である。 舵角規範ヨーレートとフィルタ処理舵角規範ヨーレートの相関関係を示す図である。 横Ｇ規範ヨーレートと舵角規範ヨーレートとフィルタ処理舵角規範ヨーレートとフィードバック目標ヨーレートの関係を説明する図である。 この発明に係る車両の旋回制御装置の実施形態４における制御ブロック図である。 実施形態４における切り増しＦＦ制御偏差算出のブロック図である。 実施形態４における切り戻しＦＦ制御偏差算出のブロック図である。 実施形態４におけるフィードフォワード制御を説明する図である。
　以下、この発明に係る車両の旋回制御装置の各実施形態を図１から図１９の図面を参照して説明する。
＜実施形態１＞
　初めに、この発明に係る車両の旋回制御装置の実施形態１を図１から図９の図面を参照して説明する。
　図１は、実施形態１の車両の旋回制御装置における制御ブロック図である。
　車両の旋回制御装置１は、ブレーキ制御部２と、ブレーキ装置１０（制動制御部）とを備えている。
　ブレーキ制御部２は車両の走行状態に応じて前後左右輪の制動力制御量を決定する。ブレーキ装置１０は、ブレーキ制御部２によって決定された各輪の制動力制御量に基づいて、各輪の制動力を制御する。
　ブレーキ制御部２には、車両のステアリングホイールの操舵角（操舵量）を検知する操舵角センサ３（操舵量検知部）、車速を検知する車速センサ４（車速検知部）、車両の左右方向（車幅方向）の加速度すなわち横加速度（以下、横Ｇと略す）を検知する横加速度センサ（以下、横Ｇセンサと略す）５、車両のヨーレートを検知するヨーレートセンサ６（ヨーレート検知部）、車両のアクセル開度を検知するアクセル開度センサ７（要求トルク検知部）から、それぞれ検出値に応じた検知信号が入力される。また、ブレーキ制御部２には、車両の車輪と路面との摩擦係数を算出するμ算出部８から、算出した摩擦係数に応じた電気信号が入力される。
　ブレーキ制御部２は、舵角規範ヨーレート演算部１１、定常規範ヨーレート演算部１２、横Ｇ規範ヨーレート演算部１４（第１規範ヨーレート演算部）、補正部１５、限界ヨーレート偏差演算部１６、フィードバック制御量演算部（以下、ＦＢ制御量演算部と略す）１９と、を備えている。
　舵角規範ヨーレート演算部１１は、操舵角センサ３により検知された操舵角と、車速センサ４により検知された車速とに基づいて、舵角規範ヨーレートを推定算出する。具体的には、図２に示すように、舵角規範ヨーレートゲインテーブル２２を参照して車速に応じた舵角規範ヨーレートゲインＫｙを求め、操舵角センサ３により検知された操舵角に前記舵角規範ヨーレートゲインＫｙを乗じて舵角規範ヨーレートを算出する。なお、舵角規範ヨーレートゲインテーブル２２において、横軸が車速、縦軸が舵角規範ヨーレートゲインＫｙである。舵角規範ヨーレートゲインテーブル２２はタイヤ特性を加味して実験的に得ることができる。この実施形態１における舵角規範ヨーレートゲインテーブル２２は非線形であり、車速が大きくなるほど舵角規範ヨーレートゲインＫｙは大きくなっていき、所定値に収束していく。運転者が車両を積極的に曲げたいときには操舵角を大きくするので、舵角規範ヨーレートは大きくなる。つまり、舵角に基づいて算出される舵角規範ヨーレートが大きいときは、車両を曲げたいという運転者の操舵意志が大きいと推定できる。
　定常規範ヨーレート演算部１２は、定常規範ヨーレートゲインテーブル２１を参照して車速に応じた定常規範ヨーレートゲインＫｖを算出し、舵角規範ヨーレートに定常規範ヨーレートゲインＫｖを乗じて定常規範ヨーレートω＿ｈｉｇｈを算出する。この実施形態１における定常規範ヨーレートゲインテーブル２１において、横軸が車速、縦軸が定常規範ヨーレートゲインＫｖである。車速が大きくなるほど定常規範ヨーレートゲインＫｖは１に収束し、車速が小さくなるほど定常規範ヨーレートゲインＫｖは大きくなる。この実施形態１において、定常規範ヨーレートω＿ｈｉｇｈは補正基準値を構成し、定常規範ヨーレートω＿ｈｉｇｈは車速が低いほど高ゲインとなる。
　横Ｇ規範ヨーレート演算部１４は、横Ｇセンサ５（横加速度検知部）により検知された横Ｇと、車速センサ４により検知された車速とに基づいて、横Ｇ規範ヨーレートω＿ｌｏｗ（第１規範ヨーレート）を算出する。横Ｇ規範ヨーレートω＿ｌｏｗは、現在の横Ｇで発生することができるヨーレートであり、例えばω＿ｌｏｗ＝Ｇｙ／Ｖで表される。ここでＧｙは横Ｇセンサ５により検知された横加速度検出値、Ｖは車速センサ４により検知された車体速である。
　補正部１５は、定常規範ヨーレートω＿ｈｉｇｈと横Ｇ規範ヨーレートω＿ｌｏｗとに基づいて限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲ（第２規範ヨーレート）を算出する。補正部１５における限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲの算出方法については後で詳述する。
　限界ヨーレート偏差演算部１６は、限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲからヨーレートセンサ６により検知されたヨーレート（実ヨーレート）を減算し、限界ヨーレート偏差Δωｆｂを算出する。
　ＦＢ制御量演算部１９（制動力制御量演算部）は、限界ヨーレート偏差Δωｆｂに基づいてフィードバック制御量（以下、ＦＢ制御量と略す）を算出し、ブレーキ装置１０に指令値として出力する。
　次に、図３から図８の図面を参照して、補正部１５における限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲの算出方法を説明する。
　図３に示すように、補正部１５は、配分係数ＨＢ１演算部３１、基準限界規範ヨーレート演算部３２、補正係数ＨＳ１演算部３３、補正係数ＨＳ２演算部３４、補正係数ＨＳ３演算部３５を備えている。
　補正部１５の基準限界規範ヨーレート演算部３２において、配分係数ＨＢ１演算部３１で算出した配分係数ＨＢ１と定常規範ヨーレートω＿ｈｉｇｈと横Ｇ規範ヨーレートω＿ｌｏｗとに基づいて基準限界規範ヨーレートω＿ｔ１が算出される。さらに、この基準限界規範ヨーレートω＿ｔ１に、補正係数ＨＳ１演算部３３および補正係数ＨＳ２演算部３４で算出した補正係数ＨＳ１，ＨＳ２を乗じ、さらに補正係数ＨＳ３演算部３５で算出した補正係数ＨＳ３を加算することにより、限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲが算出される。
ω＿ＴＡＲ＝ω＿ｔ１×ＨＳ１×ＨＳ２＋ＨＳ３　・・・　式（１）
　この限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲは、フィードバック制御におけるヨーレート目標値となる。
　従来の操舵アシストブレーキ制御におけるフィードバック制御では、横Ｇ規範ヨーレートω＿ｌｏｗが目標値とされていた。この実施形態の基準限界規範ヨーレート演算部３２は、横Ｇ規範ヨーレートω＿ｌｏｗを、操舵角に基づいて算出された定常規範ヨーレートω＿ｈｉｇｈに関連させて、増加する方向に補正して基準限界規範ヨーレートω＿ｔ１を算出する。これにより、車体に発生しているヨーモーメントを安定させる制御と、操舵の応答性を向上させる制御の両立を図っている。
　ここで、横Ｇ規範ヨーレートの増加補正について図４を参照して説明する。図４は、直進状態からステアリングホイールを回転し、所定の操舵角に保持するまでの舵角規範ヨーレートと横Ｇ規範ヨーレートの時間的変化を示している。このように、通常、舵角規範ヨーレートは横Ｇ規範ヨーレートよりも大きい。そこで、横Ｇ規範ヨーレートを増加補正する方法として、舵角規範ヨーレートに近づけるように補正する。この際、舵角規範ヨーレートにどの程度近づけるかを走行状態に応じて調整し、その調整手段に横Ｇ規範ヨーレートと舵角規範ヨーレートの配分係数という概念を採用した。
　そして、この実施形態１では、これをさらに発展させて、横Ｇ規範ヨーレートを増加補正する方法として、舵角規範ヨーレートに基づいて算出された定常規範ヨーレートω＿ｈｉｇｈに近づけるように補正することとした。
　詳述すると、この実施形態１では、配分係数ＨＢ１演算部３１により算出された配分係数ＨＢ１と、横Ｇ規範ヨーレートω＿ｌｏｗと、定常規範ヨーレートω＿ｈｉｇｈに基づいて、式（２）から基準限界規範ヨーレートω＿ｔ１を算出する。
ω＿ｔ１＝ＨＢ１×ω＿ｈｉｇｈ＋（１－ＨＢ１）×ω＿ｌｏｗ　・・・　式（２）
　ここで、配分係数ＨＢ１は０から１の数値である。ＨＢ１＝０の場合には基準限界規範ヨーレートω＿ｔ１は横Ｇ規範ヨーレートω＿ｌｏｗと等しい。ＨＢ１＝１の場合には基準限界規範ヨーレートω＿ｔ１は定常規範ヨーレートω＿ｈｉｇｈと等しい。
　次に、図５を参照して、配分係数ＨＢ１演算部３１において算出される配分係数ＨＢ１について説明する。
　配分係数ＨＢ１は、車速に応じて算出される配分係数ＨＢ１ａと、ヨーレート変化率に応じて算出される配分係数ＨＢ１ｂと、ヨーレート偏差積分に応じて算出される配分係数ＨＢ１ｃと、転舵速度に応じて算出される配分係数ＨＢ１ｄとを乗算して算出される。
ＨＢ１＝ＨＢ１ａ×ＨＢ１ｂ×ＨＢ１ｃ×ＨＢ１ｄ　・・・　式（３）
　各配分係数ＨＢ１ａ，ＨＢ１ｂ，ＨＢ１ｃ，ＨＢ１ｄは、それぞれ図５に示す配分係数テーブル４０，４１，４２，４３を参照して算出される。この実施形態１における各配分係数テーブル４０，４１，４２，４３を説明する。
　配分係数ＨＢ１ａを算出する配分係数テーブル４０において、横軸は車速であり、縦軸は配分係数ＨＢ１ａである。この配分係数テーブル４０は、低車速域ではＨＢ１ａ＝１で一定で、車速が所定範囲内の領域では車速が高くなるにしたがって配分係数ＨＢ１ａが徐々に小さくなっていき、高速域ではＨＢ１ａ＝０で一定となる。これにより、車速が低いときには、ＦＢ制御量演算部１９において目標値となる限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲを大きくして、回頭性および追従性を向上できる。車速が高いときには、ＦＢ制御量演算部１９において目標値となる限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲを大きくしないようにして、車両挙動の安定性を確保できる。
　配分係数ＨＢ１ｂを算出する配分係数テーブル４１において、横軸はヨーレート変化率であり、縦軸は配分係数ＨＢ１ｂである。この配分係数テーブル４１は、ヨーレート変化率が小さい領域ではＨＢ１ｂ＝１で一定で、ヨーレート変化率が所定範囲内の領域ではヨーレート変化率が大きくなるにしたがって配分係数ＨＢ１ｂが徐々に小さくなっていき、ヨーレート変化率が大きい領域ではＨＢ１ｂ＝０で一定となる。ここで、ヨーレート変化率とは、ヨーレートセンサ６で検知される実ヨーレートの時間的変化であり、実ヨーレートを時間微分することにより算出できる。例えば、激しいスラローム走行をしているときや、車両挙動が不安定であるときなどには、大きなヨーレート変化率が現れる。このようなときには、ＦＢ制御量演算部１９において目標値となる限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲを大きくすべきではないので、ヨーレート変化率が大きいときには配分係数ＨＢ１ｂを小さい値にして、限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲを大きくしないようにする。
　配分係数ＨＢ１ｃを算出する配分係数テーブル４２において、横軸はヨーレート偏差積分値であり、縦軸は配分係数ＨＢ１ｃである。この配分係数テーブル４２は、ヨーレート偏差積分値が小さい領域ではＨＢ１ｃ＝１で一定で、ヨーレート偏差積分値が所定範囲内の領域ではヨーレート偏差積分値が大きくなるにしたがって配分係数ＨＢ１ｃが徐々に小さくなっていき、ヨーレート偏差積分値が大きい領域ではＨＢ１ｃ＝０で一定となる。ここで、ヨーレート偏差積分値とは、限界規範ヨーレートとヨーレートセンサ６で検知される実ヨーレートとの偏差、すなわち限界ヨーレート偏差Δωｆｂを、操舵を開始したときから積算した値である。例えば、限界ヨーレート偏差Δωｆｂが小さくてもその状態が長時間続いた場合にはヨーレート偏差積分値が大きくなる。このようなときは、ゆっくりではあるが徐々に車がスピン状態になっている可能性があるので、ＦＢ制御量演算部１９において目標値となる限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲを大きくすべきではない。そこで、ヨーレート偏差積分値が大きいときには配分係数ＨＢ１ｃを小さい値にして、限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲを大きくしないようにする。
　配分係数ＨＢ１ｄを算出する配分係数テーブル４３において、横軸は転舵速度であり、縦軸は配分係数ＨＢ１ｄである。
　この配分係数テーブル４３は、転舵速度が大きいほど配分係数ＨＢ１ｄが大きくなり、且つ、転舵速度が正の場合には転舵速度が負の場合よりも配分係数ＨＢ１ｄが大きくなるように設定されている。ここで、転舵速度は操舵角センサ３で検知される操舵角の時間変化量と舵角に基づき決定される値であり、操舵角を時間微分して舵角と比較することにより算出できる。転舵速度が正の場合とは、ステアリングホイールを中立位置（直進方向位置）から離間する方向に回転操作している状態で同方向に向けた舵角の時間変化量が生じているときおよびステアリングホイールを中立位置（直進方向位置）に向けて回転操作している状態で同方向への舵角の時間変化量が生じているときであり、転舵速度が負の場合とは、ステアリングホイールを中立位置（直進方向位置）から離間する方向に回転操作している状態で中立位置に向く方向に舵角の時間変化量が生じているときおよびステアリングホイールを中立位置に戻す方向に回転操作している状態で中立位置から離間する方向に舵角の時間変化量が生じているときである。
　なお、ステアリングホイールを中立位置から離間する方向に回転操作している状態で転舵速度を正と定義し、ステアリングホイールを中立位置に向けて回転操作している状態で転舵速度を負と定義してもよい。
　転舵速度が正の場合は、運転者が車両を大きく曲げたいという操作意志が大きいと推定できるので、転舵速度が大きくなるほど配分係数ＨＢ１ｄを大きい値にして（最大値はＨＢ１ｄ＝１で一定）、限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲが大きくなるようにする。これにより、操舵の応答性を向上させる。一方、転舵速度が負の場合は、運転者が操作を収束させたい状態と推定できるので、転舵速度が小さくなるほど配分係数ＨＢ１ｄを小さい値にして（最小値はＨＢ１ｄ＝０で一定）、限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲを大きくしないようにする。
　これにより、前方障害物からの回避操作やレーンチェンジなどのときの操舵の応答性が向上する。
　なお、配分係数ＨＢ１ｄは転舵速度に代えて転舵角（転舵量）に基づいて算出してもよい。転舵角が大きいほど、運転者が車両を積極的に曲げたいという操作意志が大きいと推定できるからである。この場合の、転舵角は操舵角と同義である。
　次に、図６を参照して、補正係数ＨＳ１演算部３３において算出される補正係数ＨＳ１について説明する。
　この補正係数ＨＳ１は、運転者が車両を前荷重にしてハンドルを切ることにより車両を曲げる操作を行うときなどを想定した補正係数である。
　図６に示すように、補正係数ＨＳ１は、操舵速度に応じて算出される補正係数ＨＳ１ａと、車両の前荷重に応じて算出される補正係数ＨＳ１ｂとを乗算して算出される。
ＨＳ１＝ＨＳ１ａ×ＨＳ１ｂ　・・・　式（４）
　車両の前荷重とは車両前方への荷重移動量であり、例えば、車両の前後方向の加速度を検知する図示しない前後加速度センサに基づいて推定できる。この場合、前後加速度センサは、前後方向への荷重移動量を推定する荷重移動量推定部と言うことができる。
　各補正係数ＨＳ１ａ，ＨＳ１ｂは、それぞれ図６に示す補正係数テーブル４４，４５を参照して算出される。この実施形態１における補正係数テーブル４４，４５を説明する。
　補正係数ＨＳ１ａを算出する補正係数テーブル４４において、横軸は操舵速度であり、縦軸は補正係数ＨＳ１ａである。この補正係数ＨＳ１ａテーブル４４は、操舵速度が小さい領域ではＨＳ１ａ＝１で一定で、操舵速度が所定範囲内の領域では操舵速度が大きくなるにしたがって補正係数ＨＳ１ａが徐々に小さくなっていき、操舵速度が大きい領域ではＨＳ１ａ＝０で一定となる。
　補正係数ＨＳ１ｂを算出する補正係数テーブル４５において、横軸は前荷重（車両前方への荷重移動量）であり、縦軸は補正係数ＨＳ１ｂである。この補正係数ＨＳ１ｂテーブル４５は、前荷重が小さい領域ではＨＳ１ｂ＝１で一定で、前荷重が所定範囲内の領域では前荷重が大きくなるにしたがって補正係数ＨＳ１ｂが徐々に小さくなっていき、前荷重が大きい領域ではＨＳ１ｂ＝０で一定となる。
　前述したように車両を前荷重にしてハンドルを切ると車両を曲げ易くなるが、前荷重が大きくなるにしたがって車両挙動が不安定になり易く、また、操舵速度が大きいほど車両挙動が不安定になり易い。補正係数ＨＳ１は、このような操舵時の限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲを調整するための補正係数である。
　補正係数ＨＳ１を上述のように算出する結果、操舵速度が小さい領域で且つ前荷重が小さい領域では補正係数ＨＳ１は１となるので、限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲを大きくでき、回頭性を向上できる。これに対して、操舵速度および前荷重が大きくなるにしたがって補正係数ＨＳ１は１よりも小さくなっていくので、限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲを小さくでき、車両挙動の安定性を確保できる。
　次に、補正係数ＨＳ２演算部３４において算出される補正係数ＨＳ２について説明する。
　この補正係数ＨＳ２は、車輪と路面との摩擦係数（以下μと略す）が高い路面（以下、高μ路と略す）でレーンチェンジ（操舵をして、すぐに元の進行方向に戻す操作）をする場合を想定した補正係数である。
　補正係数ＨＳ２は、１を最大値として、下記の条件を満たした場合に所定の減少カウント値を初期値から減算し、下記のいずれの条件も満たさない場合に１に向けて所定の増加カウント値を加算するよう構成されるゲインである。条件としては、（ａ）摩擦係数μが高いと判断されたとき（または高摩擦係数の路面走行に対応する前後または横方向加速度が検出されているとき）、（ｂ）操舵角が大きいと判断されたとき、（ｃ）横Ｇ減少率が大きいと判断されたとき、（ｄ）ヨーレート減少率が大きいと判断されたときに所定の減少カウント値を減算する。なお、上記条件は、（ａ）から（ｄ）のうち少なくとも１つまたは複数を任意に組合わせたものであればよい。特に高摩擦係数時の車両挙動収束性を考慮すると、上記（ａ）と、（ｂ）から（ｄ）のいずれかを組合わせて用いることが好ましい。
　なお、摩擦係数μは、μ算出部８により算出される。また、横Ｇ減少率とは、横Ｇの減少速度であり、横Ｇセンサ５で検知される横Ｇに基づいて算出でき、ヨーレート減少率とは、ヨーレートセンサ６で検知される実ヨーレートの減少速度である。
　図７のフローチャートに従って、補正係数ＨＳ２を決定する処理の一例を説明する。
　初めに、ステップＳ０１において、摩擦係数μが閾値μｔｈよりも大きいか否かを判定する。
　ステップＳ０１における判定結果が「ＹＥＳ」（μ＞μｔｈ）である場合には、ステップＳ０２に進み、操舵角δが閾値δｔｈよりも大きいか（δ＞δｔｈ）、あるいは、横Ｇ減少率ΔＧが閾値ΔＧｔｈよりも大きいか（ΔＧ＞ΔＧｔｈ）、あるいは、ヨーレート減少率γが閾値γｔｈよりも大きいか（γ＞γｔｈ）のうち１つでも満たされるものがあるか否かを判定する。
　ステップＳ０２における判定結果が「ＹＥＳ」である場合には、ステップＳ０３に進み、減算処理により補正係数ＨＳ２を変更し、本ルーチンの実行を一旦終了する。この減算処理は、補正係数ＨＳ２の初期値から所定の減算カウント値を減算していき、補正係数ＨＳ２が０に収束していくようにする。
　一方、ステップＳ０１における判定結果が「ＮＯ」（μ≦μｔｈ）である場合、および、ステップＳ０２における判定結果が「ＮＯ」である場合には、ステップＳ０４に進み、加算処理により補正係数ＨＳ２を変更し、本ルーチンの実行を一旦終了する。この加算処理は、所定の増加カウント値を加算していき、補正係数ＨＳ２が１に収束していくようにする。
　なお、補正係数ＨＳ２の初期値は０から１の間の所定値とする。
　高μ路においてレーンチェンジを行ったときに、ヨーレートおよび横Ｇが急激に減少する場合には、操舵により進行したい方向と逆の方向へ大きなヨーレートが発生することがある。この時に、限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲを大きくすると、操舵に対する車両のトレース性が悪化する虞がある。補正係数ＨＳ２はこれを抑制するための係数である。つまり、摩擦係数μ、操舵角、横Ｇ減少率、ヨーレート減少率が大きい場合には、補正係数ＨＳ２を小さい値とすることで、限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲを大きくしないようにし、これによりレーンチェンジ後のヨーレートの収束性を向上する。
　次に、図８を参照して、補正係数ＨＳ３演算部３５において算出される補正係数ＨＳ３について説明する。
　この補正係数ＨＳ３は、運転者がタックインをしたときなどを想定した補正係数である。タックインは、旋回中にアクセルペダルを急に戻したときに車両が前荷重となって旋回内側に入り込む現象であるが、運転者によってはこれを利用して積極的に旋回操作を行う場合がある。しかしながら、このタックインを利用した旋回操作を、車両への要求トルクが大きいとき（換言すると、アクセル開度が大きいとき）からアクセルを開放するときや、車速が大きいときに行うと、車両挙動が不安定になり易い。補正係数ＨＳ３は、タックイン時の限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲを調整するための補正係数である。
　図８に示すように、補正係数ＨＳ３は、車速に応じて算出される補正係数ＨＳ３ａと、車両の要求トルクに応じて算出される補正係数ＨＳ３ｂとを乗算して算出される。
ＨＳ３＝ＨＳ３ａ×ＨＳ３ｂ　・・・　式（５）
　なお、車両の要求トルクは、アクセル開度センサ７で検知したアクセル開度から算出できる。
　各補正係数ＨＳ３ａ，ＨＳ３ｂは、それぞれ図８に示す補正係数テーブル５１，５２を参照して算出される。この実施形態１における補正係数テーブル５１，５２を説明する。
　補正係数ＨＳ３ａを算出する補正係数テーブル５１において、横軸は車速であり、縦軸は補正係数ＨＳ３ａである。この補正係数ＨＳ３ａテーブル５１は、車速が所定値よりも小さい領域ではＨＳ３ａは正の一定値であり、車速が前記所定範囲内の領域では車速が大きくなるにしたがって補正係数ＨＳ３ａが徐々に小さくなっていき、所定速度Ｖ０を越えると負の値となり、車速が前記所定範囲より大きい領域ではＨＳ３ａは負の一定値となる。
　補正係数ＨＳ３ｂを算出する補正係数テーブル５２において、横軸は車両の要求トルクであり、縦軸は補正係数ＨＳ３ｂである。この補正係数ＨＳ３ｂテーブル５２は、要求トルクが所定値Ｔ０よりも小さい領域ではＨＳ３ｂが正の値で、要求トルクが所定値Ｔ０以上の領域では補正係数ＨＳ３ｂ＝０となる。ここで、前記所定値Ｔ０は極めて小さい値であり、例えば、アクセル開度がゼロに近いときに対応した要求トルクに設定する。
　このように補正係数テーブル５１，５２を設定することにより、要求トルクが所定値Ｔ０以上の場合（すなわち、タックイン状態ではないと判断されるとき）には、車速の大きさに関わらず補正係数ＨＳ３が０となり、限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲを補正しないようにすることができる。
　また、要求トルクが所定値Ｔ０以下の場合（すなわち、タックイン状態であると判断されるとき）には、車速がＶ０よりも小さいときには、補正係数ＨＳ３が正の値となるので、限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲを大きくできる。一方、車速がＶ０以上のときには、補正係数ＨＳ３が負の値となるので、限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲを小さくできる。さらに、車速がＶ０よりも小さい場合、要求トルクが同じときには、車速が小さいほど補正係数Ｈ３を正値の大きな値にして、限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲをより大きくできる。これにより、車速が低中速のタックイン時の回頭性を向上させることができる。一方、車速がＶ０以上の場合、要求トルクが同じときには、車速が大きいほど補正係数Ｈ３を負値の大きな値にして、限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲを小さくできる。
　次に、図９を参照して、ＦＢ制御量演算部１９において実行されるブレーキ制御量（以下、ＦＢ制御量という）の算出について説明する。
　ＦＢ制御量演算部１９では、限界ヨーレート偏差演算部１６で演算された限界ヨーレート偏差Δωｆｂに基づいて、前輪側の旋回内輪（以下、ＦＲ旋回内輪と略す）のＦＢ増圧量ΔＰ１ｆｂ、前輪側の旋回外輪（以下、ＦＲ旋回外輪と略す）のＦＢ増圧量ΔＰ３ｆｂ、後輪側の旋回内輪（以下、ＲＲ旋回内輪と略す）のＦＢ増圧量ΔＰ２ｆｂ、後輪側の旋回外輪（以下、ＲＲ旋回外輪と略す）のＦＢ増圧量ΔＰ４ｆｂを算出する。なお、以降の旋回方向は偏差Δωｆｂの符号が正で、規範ヨーレートおよび実ヨーレートがともに正の場合を例に説明する。
　ＦＲ旋回内輪のＦＢ増圧量ΔＰ１ｆｂは、限界ヨーレート偏差Δωｆｂに基づき、増圧量テーブル８０を参照して算出する。増圧量テーブル８０において、横軸は限界ヨーレート偏差Δωｆｂであり、縦軸はＦＢ増圧量ΔＰ１ｆｂである。この実施形態１では、限界ヨーレート偏差Δωｆｂが０以下の場合にはＦＢ増圧量ΔＰ１ｆｂは０であり、限界ヨーレート偏差Δωｆｂが０以上では限界ヨーレート偏差Δωｆｂが大きくなるにしたがってＦＢ増圧量ΔＰ１ｆｂが増大していく。
　ＲＲ旋回内輪のＦＢ増圧量ΔＰ２ｆｂは、限界ヨーレート偏差Δωｆｂに基づき、増圧量テーブル８１を参照して算出する。増圧量テーブル８１において、横軸は限界ヨーレート偏差Δωｆｂであり、縦軸はＦＢ増圧量ΔＰ２ｆｂである。この実施形態１では、限界ヨーレート偏差Δωｆｂが０以下の場合にはＦＢ増圧量ΔＰ２ｆｂは０であり、限界ヨーレート偏差Δωｆｂが０以上では限界ヨーレート偏差Δωｆｂが大きくなるにしたがってＦＢ増圧量ΔＰ２ｆｂが増大していく。
　ＦＲ旋回外輪のＦＢ増圧量ΔＰ３ｆｂは、限界ヨーレート偏差Δωｆｂに基づき、増圧量テーブル８２を参照して算出する。増圧量テーブル８２において、横軸は限界ヨーレート偏差Δωｆｂであり、縦軸はＦＢ増圧量ΔＰ３ｆｂである。この実施形態１では、限界ヨーレート偏差Δωｆｂが０以上の場合にはＦＢ増圧量ΔＰ３ｆｂは０であり、限界ヨーレート偏差Δωｆｂが０以下では限界ヨーレート偏差Δωｆｂの絶対値が大きくなるにしたがってＦＢ増圧量ΔＰ３ｆｂが増大していく。
　ＲＲ旋回外輪のＦＢ増圧量ΔＰ４ｆｂは、限界ヨーレート偏差Δωｆｂに基づき、増圧量テーブル８３を参照して算出する。増圧量テーブル８３において、横軸は限界ヨーレート偏差Δωｆｂであり、縦軸はＦＢ増圧量ΔＰ４ｆｂである。この実施形態１では、限界ヨーレート偏差Δωｆｂが０以上の場合にはＦＢ増圧量ΔＰ４ｆｂは０であり、限界ヨーレート偏差Δωｆｂが０以下では限界ヨーレート偏差Δωｆｂの絶対値が大きくなるにしたがってＦＢ増圧量ΔＰ４ｆｂが増大していく。
　つまり、ＦＢ制御量演算部１９では、限界ヨーレート偏差Δωｆｂが０以上の場合は、実ヨーレートが限界規範ヨーレートよりも小さい。この場合、ヨーレートを増大させる方向（換言すれば、限界ヨーレート偏差Δωｆｂを打ち消す方向）に、各輪のＦＢ制御量を設定する。具体的には、ＦＲ旋回内輪およびＲＲ旋回内輪のブレーキ液圧を増大させる方向にＦＢ増圧量を設定し、ＦＲ旋回外輪およびＲＲ旋回外輪のブレーキ液圧を増大させないようにＦＢ増圧量を設定する。
　一方、限界ヨーレート偏差Δωｆｂが０以下の場合は、実ヨーレートが限界規範ヨーレートよりも大きい。この場合、ヨーレートを減少させる方向（換言すれば、限界ヨーレート偏差Δωｆｂを打ち消す方向）に、各輪のＦＢ制御量を設定する。具体的には、ＦＲ旋回外輪およびＲＲ旋回外輪のブレーキ液圧を増大させる方向にＦＢ増圧量を設定し、ＦＲ旋回内輪およびＲＲ旋回内輪のブレーキ液圧を増大させないようにＦＢ増圧量を設定する。
　そして、ＦＢ制御量演算部１９は、ＦＲ旋回内輪のＦＢ増圧量ΔＰ１ｆｂと、ＲＲ旋回内輪のＦＢ増圧量ΔＰ２ｆｂと、ＦＲ旋回外輪のＦＢ増圧量ΔＰ３ｆｂと、ＲＲ旋回外輪のＦＢ増圧量ΔＰ４ｆｂとを、ブレーキ装置１０に出力する。
　ブレーキ装置１０は、入力した各輪の制御量に応じて、各輪のブレーキ圧を制御する。
　この実施形態１の車両の旋回制御装置によれば、補正部１５により、操舵角に基づいて算出される定常規範ヨーレートω＿ｈｉｇｈに関連させて、横Ｇ規範ヨーレートω＿ｌｏｗを増加する方向に補正し、限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲを算出している。このため、車体に発生しているヨーモーメントを安定させる制御と、操舵の応答性を向上させる制御を両立できる。その結果、運転者の旋回意志が応答良く反映され、操舵フィールが向上する。
　また、横Ｇ規範ヨーレートω＿ｌｏｗを増加する方向に補正して限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲとしているので、ＦＢ制御量演算部１９における目標値を大きくでき、回頭性が向上する。これにより、車両を走路に沿って旋回させることが可能となり、路面追従性能（トレース性）が向上する。
＜実施形態２＞
　次に、この発明に係る車両の旋回制御装置の実施形態２を図１０および図１１の図面を参照して説明する。
　図１０は、実施形態２の車両の旋回制御装置における制御ブロック図である。前述した実施形態１の車両の旋回制御装置では、限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲと実ヨーレートとの偏差（すなわち、限界ヨーレート偏差Δωｆｂ）を打ち消す方向に制御量（ＦＢ制御量）を求め、このＦＢ制御量のみでブレーキ圧を制御するようにしている。一方、実施形態２の旋回制御装置では、操舵角と車速に基づいてフィードフォワード制御量（以下、ＦＦ制御量と略す）を算出し、前記ＦＢ制御量とＦＦ制御量とを加算して得た値を総制御量とし、この総制御量に基づいて各輪のブレーキ圧を制御する。
　以下、実施形態２の車両の旋回制御装置について説明するが、図１０の制御ブロック図においてフィードバック制御系、すなわち、舵角規範ヨーレート演算部１１、定常規範ヨーレート演算部１２、横Ｇ規範ヨーレート演算部１４、補正部１５、限界ヨーレート偏差演算部１６、ＦＢ制御量演算部１９については実施形態１と同じであるので、同一態様部分に同一符号を付して説明を省略し、実施形態１との相違点であるフィードフォワード制御系を中心に説明する。
　実施形態２における車両の旋回制御装置１は、実施形態１の車両の旋回制御装置１の構成に加えて、フィードフォワード制御系として、定常ヨーレート偏差演算部１３とフィードフォワード制御量演算部（以下、ＦＦ制御量演算部と略す）１８とを備えている。そして、ＦＦ制御量演算部１８（第２制動力制御量演算部）と実施形態１におけるＦＢ制御量演算部１９とにより制御量演算部１７が構成されている。
　定常ヨーレート偏差演算部１３には、舵角規範ヨーレート演算部１１で算出された舵角規範ヨーレートに対して時間変化量平滑化処理あるいはピークホールド処理などを行ってノイズを除去した舵角規範ヨーレートが入力される。そして、定常ヨーレート偏差演算部１３は、定常規範ヨーレートω＿ｈｉｇｈからノイズ除去後の舵角規範ヨーレートを減算し、定常ヨーレート偏差Δωｆｆを算出する。
　制御量演算部１７のＦＦ制御量演算部１８は、定常ヨーレート偏差Δωｆｆに基づいてＦＦ制御量を算出する。ＦＢ制御量演算部１９は、限界ヨーレート偏差Δωｆｂに基づいてＦＢ制御量を算出する。制御量演算部１７は、ＦＦ制御量とＦＢ制御量を加算して総制御量を算出し、ブレーキ装置１０に指令値として出力する。
　次に、図１１を参照して、制御量演算部１７において実行されるブレーキ制御量演算について説明する。
　ＦＦ制御量演算部１８におけるＦＦ制御量の算出について説明する。
　まず、操舵角センサ３で検知された操舵角に基づいて、ＦＲ旋回内輪とＲＲ旋回内輪に対する増圧配分とを決定する。これらの増圧配分に基づいて、ＦＲ旋回内輪に対する増圧係数Ｋ１ｆｒとＲＲ旋回内輪に対する増圧係数Ｋ１ｒｒを算出する。ここで、操舵による荷重移動が大きい場合には、操舵角に応じて、ＦＲ旋回内輪に対する増圧係数Ｋ１ｆｒが大きくなるように設定してもよい。
　そして、ＦＲ旋回内輪に対する増圧係数Ｋ１ｆｒとＲＲ旋回内輪に対する増圧係数Ｋ１ｒｒとに基づいて、ＦＲ旋回内輪に対するＦＦ増圧量ΔＰ１ｆｆの算出と、ＲＲ旋回内輪に対するＦＦ増圧量ΔＰ２ｆｆの算出が、並行して実施される。
　まず、ＦＲ旋回内輪に対するＦＦ増圧量ΔＰ１ｆｆの算出を説明する。定常ヨーレート偏差演算部１３で演算された定常ヨーレート偏差Δωｆｆに増加係数Ｋ１ｆｒを乗じて、ＦＲ旋回内輪に対する定常ヨーレート偏差Δω１ｆｆを算出する。
　次に、増圧量テーブル６０を参照し、ＦＲ旋回内輪に対する定常ヨーレート偏差Δω１ｆｆに応じて、ＦＲ旋回内輪のブレーキ液圧増圧量ΔＰ１ｆｆｋを算出する。増圧量テーブル６０において、横軸は定常ヨーレート偏差Δω１ｆｆであり、縦軸はブレーキ液圧増圧量ΔＰ１ｆｆｋである。この実施形態２では、ＦＲ旋回内輪に対する定常ヨーレート偏差Δω１ｆｆが０以下の場合にはブレーキ液圧増圧量ΔＰ１ｆｆｋは０であり、ＦＲ旋回内輪に対する定常ヨーレート偏差Δω１ｆｆが０以上では定常ヨーレート偏差Δω１ｆｆが大きくなるにしたがってブレーキ液圧増圧量ΔＰ１ｆｆｋが増大していく。
　次に、リミット処理部６１において、ＦＲ旋回内輪のブレーキ液圧増圧量ΔＰ１ｆｆｋが上限値を超えないようにリミット処理を行う。この上限値は、上限値算出部６２によって算出される任意の値であり、この値を超えないよう設定することで液圧増圧量ΔＰ１ｆｆｋの急変動を抑制する。
　次に、リミット処理されたＦＲ旋回内輪のブレーキ液圧増圧量ΔＰ１ｆｆｋに、車速に応じたゲインを乗じて、ＦＲ旋回内輪に対するＦＦ増圧量ΔＰ１ｆｆを算出する。なお、車速に応じたゲインは、ゲインテーブル６３に基づいて算出される。このゲインテーブル６３において、横軸は車速であり、縦軸はゲインである。車速が小さい領域ではゲイン＝１で一定で、車速が所定範囲内の領域では車速が大きくなるにしたがってゲインが徐々に小さくなっていき、車速が大きい領域ではゲイン＝０で一定となる。
　このように車速に応じたゲインを乗じる結果、車速が大きいときには、ＦＲ旋回内輪のＦＦ増圧量ΔＰ１ｆｆは０となる。換言すると、高車速時にはＦＲ旋回内輪のＦＦ増圧量ΔＰ１ｆｆが無効とされる。これにより、高車速時に操舵アシストブレーキに起因して車両挙動が不安定になるのを防止できる。この実施形態２において、ゲインテーブル６３は無効化部を構成する。なお、車速に応じたゲインを乗じるのに替えて、高車速ほど低くなる制限値を与え、この制限値をΔＰｌｆｆが上回らないように設定してもよい。
　ＲＲ旋回内輪に対するＦＦ増圧量ΔＰ２ｆｆの算出は、ＦＲ旋回内輪に対するＦＦ増圧量ΔＰ１ｆｆの算出と同じであるので、簡単に説明する。
　定常ヨーレート偏差演算部１３で演算された定常ヨーレート偏差Δωｆｆに、ＲＲ旋回内輪に対する増加係数Ｋ１ｒｒを乗じて、ＲＲ旋回内輪に対する定常ヨーレート偏差Δω２ｆｆを算出する。
　次に、増圧量テーブル６４を参照し、ＲＲ旋回内輪に対する定常ヨーレート偏差Δω２ｆｆに応じて、ＲＲ旋回内輪のブレーキ液圧増圧量ΔＰ２ｆｆｋを算出する。増圧量テーブル６４は増圧量テーブル６０と同じであるので説明を省略する。
　次に、リミット処理部６５において、ＲＲ旋回内輪のブレーキ液圧増圧量ΔＰ２ｆｆｋが上限値を超えないようにリミット処理を行う。上限値は、上限値算出部６６によって算出される。上限値算出部６６は上限値算出部６２と同じである。
　次に、リミット処理されたＲＲ旋回内輪のブレーキ液圧増圧量ΔＰ２ｆｆｋに、ゲインテーブル６７により算出したゲインを乗じて、ＲＲ旋回内輪に対するＦＦ増圧量ΔＰ２ｆｆを算出する。ゲインテーブル６７はゲインテーブル６３と同じであるので、説明を省略する。この実施形態２において、ゲインテーブル６７は無効化部を構成する。
　また、ＦＦ制御量演算部１８は、内輪減圧量算出部７０を備えている。内輪減圧量算出部７０は、高速時や高横Ｇの時には制動により車両挙動が不安定となるという前提の下に、予め旋回内輪のブレーキ液圧を制限する。
　内輪減圧量算出部７０では、第１減圧率テーブル７１を参照して車速に応じた減圧率を算出するとともに、第２減圧率テーブル７２を参照して横Ｇに応じた減圧率を算出し、これら減圧率を乗じることで総減圧率を算出する。
　第１減圧率テーブル７１において、横軸は車速であり、縦軸は減圧率である。車速が小さい領域では減圧率＝０で一定で、車速が所定範囲内の領域では車速が大きくなるにしたがって減圧率が徐々に大きくなっていき、車速が大きい領域では減圧率＝１で一定となる。
　第２減圧率テーブル７２において、横軸は横Ｇであり、縦軸は減圧率である。横Ｇが小さい領域では減圧率＝０で一定で、横Ｇが所定範囲内の領域では横Ｇが大きくなるにしたがって減圧率が徐々に大きくなっていき、横Ｇが大きい領域では減圧率＝１で一定となる。
　これにより、総減圧率は、走行時の車速および横Ｇに応じて、０から１の間の値に設定される。
　そして、このようにして求めた総減圧率にブレーキ装置１０のマスタシリンダ圧を乗じ、さらにマイナス１を乗じて内輪減圧量ΔＰｄを求める。
　ＦＢ制御量演算部１９におけるＦＢ制御量の算出については実施形態１と同じであるので説明を省略する。
　そして、制御量演算部１７は、各輪の総制御量を以下のように算出して、ブレーキ装置１０に出力する。ＦＲ旋回内輪のＦＦ増圧量ΔＰ１ｆｆとＦＲ旋回内輪のＦＢ増圧量ΔＰ１ｆｂと内輪減圧量ΔＰｄを加算した値をＦＲ旋回内輪に対する総制御量とする。ＲＲ旋回内輪のＦＦ増圧量ΔＰ２ｆｆとＲＲ旋回内輪のＦＢ増圧量ΔＰ２ｆｂと内輪減圧量ΔＰｄを加算した値をＲＲ旋回内輪に対する総制御量とする。ＦＲ旋回外輪のＦＢ増圧量ΔＰ３ｆｂをＦＲ旋回外輪の総制御量とする。ＲＲ旋回外輪のＦＢ増圧量ΔＰ４ｆｂをＲＲ旋回外輪の総制御量とする。
　ブレーキ装置１０は、入力した各輪の制御量に応じて、各輪のブレーキ圧を制御する。
　この実施形態２の車両の旋回制御装置によれば、実施形態１の場合と同様、補正部１５により、操舵角に基づいて算出される定常規範ヨーレートω＿ｈｉｇｈに関連させて、横Ｇ規範ヨーレートω＿ｌｏｗを増加する方向に補正し、限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲを算出する。従って、車体に発生しているヨーモーメントを安定させる制御と、操舵の応答性を向上させる制御を両立できる。その結果、運転者の旋回意志が応答良く反映され、操舵フィールが向上する。
　また、横Ｇ規範ヨーレートω＿ｌｏｗを増加する方向に補正して限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲとしているので、ＦＢ制御量演算部１９における目標値を大きくすることができ、回頭性が向上する。これにより、車両を走路に沿って旋回させることが可能となり、路面追従性能（トレース性）が向上する。
　さらに、この実施形態２の車両の旋回制御装置によれば、車体挙動に基づき算出されたＦＢ制御量に、操舵入力に基づき算出されたＦＦ制御量を加えた総制御量に基づいてブレーキ圧を制御する。従って、車両挙動の安定性を確保しつつ、操舵の応答性を向上させることができる。また、操舵の追従性も向上する。例えば、定常円旋回時などのように、操舵入力後に操舵保持という過程において、制御量の変動が抑制されて追従性が向上する。
＜実施形態３＞
　次に、この発明に係る車両の旋回制御装置の実施形態３を図１２から図１５の図面を参照して説明する。
　前述した実施形態１では、舵角規範ヨーレートに、車速に応じて設定されるゲイン（定常規範ヨーレートゲインＫｖ）を乗じて定常規範ヨーレートω＿ｈｉｇｈを算出し、この定常規範ヨーレートω＿ｈｉｇｈを補正部１５に入力して、車両の操舵状態や運動状態に応じて横Ｇ規範ヨーレートω＿ｌｏｗを定常規範ヨーレートω＿ｈｉｇｈに関連させて補正している。
　ところで、車両においては操舵入力に対してヨー応答に時間遅れがあることはよく知られている。しかしながら、前記舵角規範ヨーレートには時間遅れが考慮されていない。そこで、実施形態３では、前記舵角規範ヨーレートを基準値とし、これに時間遅れを考慮した舵角規範ヨーレートを算出し、車両の操舵状態に応じて、時間遅れを考慮しない舵角規範ヨーレートと時間遅れを考慮した舵角規範ヨーレートのいずれか一方を選択してこれを定常規範ヨーレートω＿ｈｉｇｈとして補正部１５に入力し、横Ｇ規範ヨーレートω＿ｌｏｗを補正する。
　初めに、時間遅れを考慮した舵角規範ヨーレートの算出方法を図１２を参照して説明する。
　操舵角センサ３により検知された舵角に、車速に応じて決定される舵角規範ヨーレートゲインＫｙを乗じることにより、時間遅れを考慮しない舵角規範ヨーレートが求められることは、実施形態１において説明したとおりである。時間遅れを考慮した舵角規範ヨーレートは、このようにして求めた舵角規範ヨーレートに対して位相遅れフィルタ２３によって、予め設定された時定数だけ時間遅れ処理を施すことにより算出される。時間遅れを考慮しない舵角規範ヨーレート値をγｓｔｒ（ｔ）、時定数をＴとすると、時間遅れを考慮した舵角規範ヨーレート値γｓｔｒ＿ｆｌｔは式（７）で表される。
γｓｔｒ＿ｆｌｔ＝γｓｔｒ（ｔ－Ｔ）　・・・　式（７）
　なお、以下の説明では、時間遅れを考慮しない舵角規範ヨーレートを単に「舵角規範ヨーレートωｓｔｎ」と称し、時間遅れを考慮した舵角規範ヨーレートを「フィルタ処理舵角規範ヨーレートωｓｔｆ」と称す。この実施形態３において、舵角規範ヨーレートωｓｔｎは舵角ヨーレート基準値を構成し、フィルタ処理舵角規範ヨーレートωｓｔｆは遅れ舵角ヨーレート値を構成する。
　図１３は、実施形態３の車両の旋回制御装置における制御ブロック図である。
　実施形態３におけるブレーキ制御部２は、舵角規範ヨーレート演算部１１、フィルタ処理舵角規範ヨーレート演算部２４、舵角規範ヨーレート偏差演算部２５、操舵方向判定部２６、切り増し／切り戻し判定部２７、セレクタ２８、横Ｇ規範ヨーレート演算部１４、補正部１５、限界ヨーレート偏差演算部１６、ＦＢ制御量演算部１９と、を備えている。
　ブレーキ制御部２には、操舵角センサ３、車速センサ４、横Ｇセンサ５、ヨーレートセンサ６、アクセル開度センサ７からそれぞれの検出値に応じた検知信号が入力される。また、ブレーキ制御部２には、μ算出部８から算出した摩擦係数に応じた電気信号が入力される。
　舵角規範ヨーレート演算部１１は、実施形態１の場合と同様、操舵角センサ３により検知された舵角と、車速センサ４により検知された車速とに基づいて、舵角規範ヨーレートωｓｔｎを推定算出する。
　フィルタ処理舵角規範ヨーレート演算部２４は、前述したように位相遅れフィルタ２３により、舵角規範ヨーレートωｓｔｎに対して時間遅れ処理を施すことによりフィルタ処理舵角規範ヨーレートωｓｔｆを算出する。
　舵角規範ヨーレート偏差演算部２５は、舵角規範ヨーレート演算部１１により算出された舵角規範ヨーレートωｓｔｎから、フィルタ処理舵角規範ヨーレート演算部２４により算出されたフィルタ処理舵角規範ヨーレートωｓｔｆを減算して、舵角規範ヨーレート偏差を算出する。
　操舵方向判定部２６は、操舵角センサ３の検出値に基づいて、ステアリングホイールが中立位置（直進方向位置）よりも右旋回側に回転されている状態（例えば、この状態を「＋」判定とする）か、左旋回側に回転されている状態（例えば、この状態を「－」判定とする）かを判定する。
　切り増し／切り戻し判定部２７は、舵角規範ヨーレート偏差演算部２５により算出された舵角規範ヨーレート偏差の正負符号と、操舵方向判定部２６の判定結果とに基づいて、ステアリングホイールが切り増しされているのか、切り戻しされているのかを判定する。
　この判定原理を図１４の図面を参照して説明する。図１４は、ステアリングホイールを右旋回操作した後に中立位置に戻す操作を行ったときの舵角規範ヨーレートωｓｔｎとフィルタ処理舵角規範ヨーレートωｓｔｆの時間的な変化を示したものである。フィルタ処理舵角規範ヨーレートωｓｔｆは舵角規範ヨーレートωｓｔｎに時間遅れを考慮したものであるので、所定の時間を経過するまでは舵角規範ヨーレートωｓｔｎの方がフィルタ処理舵角規範ヨーレートωｓｔｆよりも大きいが、前記所定の時間が経過すると逆転してフィルタ処理舵角規範ヨーレートωｓｔｆの方が舵角規範ヨーレートωｓｔｎよりも大きくなる。
　ここで、舵角規範ヨーレートωｓｔｎの方がフィルタ処理舵角規範ヨーレートωｓｔｆよりも大きいときはステアリングホイールを切り増ししているときと推定でき、フィルタ処理舵角規範ヨーレートωｓｔｆの方が舵角規範ヨーレートωｓｔｎよりも大きいときはステアリングホイールを切り戻ししているときと推定できる。したがって、ステアリングホイールが中立位置よりも右旋回側に回転されている状態（操舵方向判定部２６による判定が「＋」）であって、舵角規範ヨーレート偏差演算部２５で算出されたヨーレート偏差が正の値である場合は切り増しの状態であると推定でき、前記ヨーレート偏差が負の値である場合は切り戻しの状態であると推定できる。なお、ステアリングホイールが左旋回側に回転されている状態では、符号が逆になるだけで同様の原理で推定することができる。つまり、操舵方向判定部２６の判定結果の正負符号と舵角規範ヨーレート偏差演算部２５で算出されたヨーレート偏差の正負符号が同符号である場合は切り増し、異符号である場合は切り戻しと判定することができる。
　セレクタ２８は、切り増し／切り戻し判定部２７の判定結果に応じて、舵角規範ヨーレート演算部１１で算出した舵角規範ヨーレートωｓｔｎと、フィルタ処理舵角規範ヨーレート演算部２４で算出したフィルタ処理舵角規範ヨーレートωｓｔｆのうちの一方を選択し、それを定常規範ヨーレートω＿ｈｉｇｈとして補正部１５に出力する。詳述すると、切り増し／切り戻し判定部２７により切り増しと判定された場合には、フィルタ処理舵角規範ヨーレートωｓｔｆを選択して、フィルタ処理舵角規範ヨーレートωｓｔｆを定常規範ヨーレートω＿ｈｉｇｈとして補正部１５に出力し、切り増し／切り戻し判定部２７により切り戻しと判定された場合には、舵角規範ヨーレートωｓｔｎを選択して、舵角規範ヨーレートωｓｔｎを定常規範ヨーレートω＿ｈｉｇｈとして補正部１５に出力する。
　横Ｇ規範ヨーレート演算部１４は実施形態１におけるものと同じであるので説明を省略する。
　補正部１５は、セレクタ２８を介して入力された定常規範ヨーレートω＿ｈｉｇｈと、横Ｇ規範ヨーレート演算部１４から入力された横Ｇ規範ヨーレートω＿ｌｏｗとに基づいて限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲを算出する。この補正部１５において限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲを算出する際に、実施形態３では、切り増し判定の場合、定常規範ヨーレートω＿ｈｉｇｈとしてフィルタ処理舵角規範ヨーレートωｓｔｆを用い、切り戻し判定の場合、定常規範ヨーレートω＿ｈｉｇｈとして舵角規範ヨーレートωｓｔｎを用いる点が実施形態１と相違する。この点を除き、限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲの算出方法は実施形態１の場合と同じであるので、詳細説明は省略する。
　限界ヨーレート偏差演算部１６、ＦＢ制御量演算部１９は、実施形態１のものと同じであるので説明を省略する。
　図１５は、実施形態３の車両の旋回制御装置１における制御結果の一例を示したもので、各ヨーレート値の時間的推移を示している。
　この実施形態３の車両の旋回制御装置によれば、ステアリングホイールを切り増ししているときには、フィードバック目標ヨーレート（以下、ＦＢ目標ヨーレート）をフィルタ処理舵角規範ヨーレートωｓｔｆに近づけるように設定でき、ステアリングホイールを切り戻ししているときにはＦＢ目標ヨーレートを舵角規範ヨーレートωｓｔｎに近づけるように設定できる。一般に、切り増ししているときには運転者はステアリングホイールを過剰に操作する傾向にあるので、このようなときには舵角規範ヨーレートωｓｔｎよりも値の小さいフィルタ処理舵角規範ヨーレートωｓｔｆにＦＢ目標ヨーレートを近づけるように設定した方が、過剰な制御介入を抑制できて、自然な操舵応答に近づけることができる。一方、切り戻しているときには、ＦＢ目標ヨーレートを時間遅れのない舵角規範ヨーレートωｓｔｎに近づけるように設定することで、応答性を向上させることができる。
　また、実施形態３の車両の旋回制御装置は、実施形態１の車両の旋回制御装置と同様、補正部１５により、操舵角に基づいて算出される定常規範ヨーレートω＿ｈｉｇｈ（すなわち舵角規範ヨーレートωｓｔｎまたはフィルタ処理舵角規範ヨーレートωｓｔｆ）に関連させて、横Ｇ規範ヨーレートω＿ｌｏｗを増加する方向に補正し、限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲを算出している。従って、車体に発生しているヨーモーメントを安定させる制御と、操舵の応答性を向上させる制御を両立できる。その結果、運転者の旋回意志が応答良く反映され、操舵フィールが向上する。
　また、実施形態１の車両の旋回制御装置と同様、横Ｇ規範ヨーレートω＿ｌｏｗを増加する方向に補正して限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲとしているので、ＦＢ制御量演算部１９における目標値を大きくすることができ、回頭性が向上する。これにより、車両を走路に沿って旋回させることが可能となり、路面追従性能（トレース性）が向上する。
＜実施形態４＞
　次に、この発明に係る車両の旋回制御装置の実施形態４を図１６から図１９の図面を参照して説明する。
　図１６は、実施形態４の車両の旋回制御装置における制御ブロック図である。前述した実施形態３の車両の旋回制御装置では、限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲと実ヨーレートとの偏差（すなわち、限界ヨーレート偏差Δωｆｂ）を打ち消す方向に制御量（ＦＢ制御量）を求め、このＦＢ制御量のみでブレーキ圧を制御するようにしているが、実施形態４の旋回制御装置では、操舵角と車速に基づいてＦＦ制御量を算出し、前記ＦＢ制御量とＦＦ制御量とを加算して得た値を総制御量とし、この総制御量に基づいて各輪のブレーキ圧を制御する。
　以下、実施形態４の車両の旋回制御装置について説明するが、図１６の制御ブロック図においてフィードバック制御系、すなわち、舵角規範ヨーレート演算部１１、フィルタ処理舵角規範ヨーレート演算部２４、舵角規範ヨーレート偏差演算部２５、操舵方向判定部２６、切り増し／切り戻し判定部２７、セレクタ２８、横Ｇ規範ヨーレート演算部１４、補正部１５、限界ヨーレート偏差演算部１６、ＦＢ制御量演算部１９については実施形態３と同じであるので、同一態様部分に同一符号を付して説明を省略し、実施形態３との相違点であるフィードフォワード制御系を中心に説明する。
　実施形態４における車両の旋回制御装置１は、実施形態３の車両の旋回制御装置１の構成に加えて、フィードフォワード制御系として、フィードフォワード制御偏差演算部（以下、ＦＦ制御偏差演算部と略す）９０とＦＦ制御量演算部１８とを備えている。そして、ＦＦ制御量演算部１８と実施形態１におけるＦＢ制御量演算部１９とにより制御量演算部１７が構成されている。
　ＦＦ制御偏差演算部９０は、セレクタ９１、切り増しＦＦ制御偏差演算部９２、切り戻しＦＦ制御偏差演算部９３、リミット処理部９４、リミット値テーブル９５と、を備えている。
　セレクタ９１は、切り増し／切り戻し判定部２７の判定結果に応じて、舵角規範ヨーレート偏差演算部２５により算出された舵角規範ヨーレート偏差を、切り増しＦＦ制御偏差演算部９２と切り戻しＦＦ制御偏差演算部９３のいずれに出力するかを選択する。詳述すると、切り増し／切り戻し判定部２７により切り増しと判定された場合には、舵角規範ヨーレート偏差演算部２５により算出された舵角規範ヨーレート偏差を、切り増しＦＦ制御偏差演算部９２に出力し、切り増し／切り戻し判定部２７により切り戻しと判定された場合には、舵角規範ヨーレート偏差演算部２５により算出された舵角規範ヨーレート偏差を、切り戻しＦＦ制御偏差演算部９３に出力する。
　切り増しＦＦ制御偏差演算部９２および切り戻しＦＦ制御偏差演算部９３は、舵角規範ヨーレート偏差演算部２５からセレクタ９１を介して入力した舵角規範ヨーレート偏差（ωｓｔｎ－ωｓｔｆ）に、横Ｇに応じたゲインＫｇと、車速に応じたゲインＫｖを乗じてＦＦ制御偏差を算出する。ここで、ゲインＫｇ，Ｋｖはそれぞれ横Ｇゲインテーブル、車速ゲインテーブルを参照して算出する。この時、切り増しＦＦ制御偏差演算部９２と切り戻しＦＦ制御偏差演算部９３では用いられる横Ｇゲインテーブルおよび車速ゲインテーブルが異なる。
　図１７は、切り増しＦＦ制御偏差演算部９２の制御ブロック図であり、図１８は、切り戻しＦＦ制御偏差演算部９３の制御ブロック図である。横Ｇゲインテーブル９６Ａ，９６Ｂにおいて、横軸は横Ｇ、縦軸はゲインＫｇであり、車速ゲインテーブル９７Ａ，９７Ｂにおいて、横軸は車速、縦軸はゲインＫｖである。
　初めに、図１７を参照して、切り増しＦＦ制御偏差演算部９２におけるＦＦ制御偏差の算出を説明する。
　切り増しＦＦ制御偏差演算部９２における横Ｇゲインテーブル９６Ａは、横Ｇが０のときにゲインＫｇが所定の正の値であり、横Ｇが大きくなるにしたがってゲインＫｇが徐々に僅かながら大きくなっていく。切り増しＦＦ制御偏差演算部９２は、この横Ｇゲインテーブル９６Ａを参照して、横Ｇセンサ５により検知された横Ｇに応じたゲインＫｇを算出する。
　切り増しＦＦ制御偏差演算部９２における車速ゲインテーブル９７Ａは、車速がある所定車速に達するまではゲインＫｖは正の値でほぼ一定であり、前記所定車速を越えると急激に減少し、０となる。切り増しＦＦ制御偏差演算部９２は、この車速ゲインテーブル９７Ａを参照して、車速センサ４により検知された車速に応じたゲインＫｖを算出する。
　そして、切り増しＦＦ制御偏差演算部９２は、舵角規範ヨーレート偏差（ωｓｔｎ－ωｓｔｆ）に、ゲインＫｇ，ゲインＫｖを乗じてＦＦ制御偏差を算出する。
　つまり、この実施形態４では、切り増しと判定された場合のＦＦ制御偏差は、車速に大きく依存する。車速が前記所定車速を越えるまでの定常車速域ではＦＦ制御偏差が適宜の値に設定されるが、車速が前記所定車速を越える高車速域ではＦＦ制御偏差はほぼ０となる。
　次に、図１８を参照して、切り戻しＦＦ制御偏差演算部９３におけるＦＦ制御偏差の算出を説明する。
　切り戻しＦＦ制御偏差演算部９３における横Ｇゲインテーブル９６Ｂは、横Ｇが所定値に達するまではゲインＫｇが０であり、横Ｇが前記所定値を越えると横Ｇが大きくなるにしたがってゲインＫｇが徐々に大きくなっていく。切り戻しＦＦ制御偏差演算部９３は、この横Ｇゲインテーブル９６Ｂを参照して、横Ｇセンサ５により検知された横Ｇに応じたゲインＫｇを算出する。
　切り戻しＦＦ制御偏差演算部９３における車速ゲインテーブル９７Ｂは、車速がある所定車速に達するまではゲインＫｖは正の値でほぼ一定であり、前記所定車速を越えると徐々に増大する。切り戻しＦＦ制御偏差演算部９３は、この車速ゲインテーブル９７Ｂを参照して、車速センサ４により検知された車速に応じたゲインＫｖを算出する。
　そして、切り戻しＦＦ制御偏差演算部９３は、舵角規範ヨーレート偏差（ωｓｔｎ－ωｓｔｆ）に、ゲインＫｇ，ゲインＫｖを乗じてＦＦ制御偏差を算出する。
　つまり、この実施形態４では、切り戻しと判定された場合のＦＦ制御偏差は、横Ｇに大きく依存する。横Ｇが前記所定値以下では車速に関わらずＦＦ制御偏差は０である。横Ｇが前記所定値を越えるとＦＦ制御偏差が発生する。
　この実施形態において、横Ｇゲインテーブル９６Ａと車速ゲインテーブル９７Ａは、切り増し判定時における増加特性を構成し、横Ｇゲインテーブル９６Ｂと車速ゲインテーブル９７Ｂは、切り戻し判定時における増加特性を構成する。
　このように、ＦＦ制御偏差演算部９０では、切り増し／切り戻し判定部２７における判定結果に応じて増加特性を変更して（換言すると、増加特性を持ち替えて）、ＦＦ制御偏差を算出する。
　そして、切り増しと切り戻しのそれぞれの場合の増加特性が前述のように設定されているので、高車速域では切り増しのときのＦＦ制御偏差が０となって、切り戻しのときのＦＦ制御偏差よりも小さくなる。これにより、高車速域での切り増しのときには過剰な操舵介入を抑制して安定性を確保するとともに収束性の向上を図ることができる。一方、高車速域での切り戻しのときには応答性を向上できる。
　切り増しＦＦ制御偏差演算部９２および切り戻しＦＦ制御偏差演算部９３は、算出したＦＦ制御偏差をリミット処理部９４に出力する。
　リミット処理部９４には、ＦＦ制御偏差の外に、リミット値テーブル９５を参照して決定されるリミット値ＹＭが入力される。リミット値テーブル９５において、横軸が路面の摩擦係数μ、縦軸がリミット値ＹＭである。μ算出部８で算出された路面の摩擦係数μに応じてリミット値ＹＭが決定される。
　リミット処理部９４は、切り増しＦＦ制御偏差演算部９２または切り戻しＦＦ制御偏差演算部９３から入力したＦＦ制御偏差が、リミット値テーブル９５で決定されたリミット値（上限値）ＹＭを越えないようにリミット処理を行う。すなわち、リミット処理部９４は、切り増しＦＦ制御偏差演算部９２または切り戻しＦＦ制御偏差演算部９３により算出されたＦＦ制御偏差がリミット値ＹＭを越えない場合には、算出されたＦＦ制御偏差をそのまま出力し、切り増しＦＦ制御偏差演算部９２または切り戻しＦＦ制御偏差演算部９３により算出されたＦＦ制御偏差がリミット値ＹＭを越える場合には、リミット値ＹＭをＦＦ制御偏差として出力する。
　そして、リミット処理部９４から出力されたＦＦ制御偏差は定常ヨーレート偏差ΔωｆｆとしてＦＦ制御量演算部１８に入力される。
　ＦＦ制御量演算部１８は、ＦＦ制御偏差演算部９０から入力した定常ヨーレート偏差Δωｆｆ（すなわち、リミット処理部９４から出力されるＦＦ制御偏差）に基づいてＦＦ制御量を算出する。
　なお、この実施形態４におけるＦＦ制御量演算部１８のＦＦ制御量算出処理は、定常ヨーレート偏差ΔωｆｆとしてＦＦ制御偏差を用いる点を除いて、実施形態２におけるＦＦ制御量演算部１８のＦＦ制御量算出処理と全く同じであるので、図１１を援用してその説明を省略する。
　また、ＦＢ制御量演算部１９におけるＦＢ制御量の算出については実施形態３と同じであるので説明を省略する。
　制御量演算部１７は、ＦＦ制御量演算部１８で算出したＦＦ制御量と、ＦＢ制御量演算部１９で算出したＦＢ制御量を加算して総制御量を算出し、ブレーキ装置１０に指令値として出力する。この総制御量の算出処理については実施形態２と同じであるので、図１１を援用してその説明を省略する。
　図１９は、実施形態４の車両の旋回制御装置におけるＦＦ制御の概念図である。
　この実施形態４の車両の旋回制御装置によれば、切り増しのときに総制御量を増やす方向（換言するとヨーモーメントを増やす方向）に制御でき、切り戻しのときには総制御量を減らす方向（換言するとヨーモーメントを減らす方向）に制御できる。
　しかも、前述したように、切り増しのときであっても、車速が所定車速を越えるまでの定常車速域ではＦＦ制御偏差が適宜の値に設定されるが、車速が前記所定車速を越える高車速域ではＦＦ制御偏差は０となるように設定されるので、前記ヨーモーメントを増やす方向へのＦＦ制御を定常速度域のときだけ実施して、時間遅れを低減し操舵の応答性を向上させることができ、高車速域では前記ヨーモーメントを増やす方向へのＦＦ制御を行わないことにより、操舵の安定性を確保できる。
　また、切り戻しのときには総制御量を減らす方向（換言するとヨーモーメントを減らす方向）に制御できるので、ヨーモーメントの収束性が向上する。なお、前述したように、切り戻しのときに横Ｇが小さいときはＦＦ制御偏差が０となるように設定されるので、このときには前記ヨーモーメントを減らす方向へのＦＦ制御は実施されない。これは、制御介入によって車両挙動が不自然になることを防止し、車両の自己収束性を用いて中立位置に違和感なくスムーズに復帰させるためである。
　また、この実施形態４の車両の旋回制御装置によれば、実施形態１の場合と同様、補正部１５により、操舵角に基づいて算出される定常規範ヨーレートω＿ｈｉｇｈ（すなわち舵角規範ヨーレートωｓｔｎまたはフィルタ処理舵角規範ヨーレートωｓｔｆ）に関連させて、横Ｇ規範ヨーレートω＿ｌｏｗを増加する方向に補正し、限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲを算出しているので、車体に発生しているヨーモーメントを安定させる制御と、操舵の応答性を向上させる制御を両立できる。その結果、運転者の旋回意志が応答良く反映され、操舵フィールが向上する。
　また、横Ｇ規範ヨーレートω＿ｌｏｗを増加する方向に補正して限界規範ヨーレートω＿ＴＡＲとしているので、ＦＢ制御量演算部１９における目標値を大きくでき、回頭性が向上する。これにより、車両を走路に沿って旋回させることが可能となり、路面追従性能（トレース性）が向上する。
　さらに、この実施形態４の車両の旋回制御装置によれば、車体挙動に基づき算出されたＦＢ制御量に、操舵入力に基づき算出されたＦＦ制御量を加えた総制御量に基づいてブレーキ圧を制御しているので、車両挙動の安定性を確保しつつ、操舵の応答性を向上させることができる。また、操舵の追従性も向上する。例えば、定常円旋回時などのように、操舵入力後に操舵保持という過程において、制御量の変動が抑制されて追従性が向上する。
〔他の実施形態〕
　なお、この発明は前述した実施形態に限られるものではない。
　例えば、前述した実施形態２および実施形態４では、ＦＦ制御量とＦＢ制御量を加算して総制御量を算出したが、ＦＦ制御量とＦＢ制御量を乗算して総制御量を算出することも可能である。
　また、車速センサの検出値に替えて、車輪速センサの検出値に基づき推定される推定車速を用いてもよい。
　また、前述した実施形態２および実施形態４では、ＦＦ制御量演算部１８において、高車速時にＦＲ旋回内輪のＦＦ増圧量ΔＰ１ｆｆおよびＲＲ旋回内輪のＦＦ増圧量ΔＰ２ｆｆを無効とすることで、高車速時に操舵アシストブレーキに起因して車両挙動が不安定になるのを防止した。一方で、操舵速度が極めて大きいときやＡＢＳ作動時にも旋回内輪のＦＦ増圧量を無効にしてもよい。
　本発明の一態様にかかる車両の旋回制御装置によれば、横加速度と車速に基づいて算出される第１規範ヨーレートを増加方向に補正して第２規範ヨーレートを算出し、制動力を制御してこの第２規範ヨーレートと実ヨーレートとのヨーレート偏差を打ち消す方向にヨーモーメントを発生させることができる。このため、通常の旋回時にも回頭性が向上し、操舵の応答性が向上する。
１　車両の旋回制御装置
３　操舵角センサ（操舵量検知部）
４　車速センサ（車速検知部）
５　横Ｇセンサ（横加速度検知部）
６　ヨーレートセンサ（ヨーレート検知部）
７　アクセル開度センサ（要求トルク検知部）
１０　ブレーキ装置（制動制御部）
１４　横Ｇ規範ヨーレート演算部（第１規範ヨーレート演算部）
１５　補正部
１８　ＦＦ制御量演算部（第２制動力制御量演算部）
１９　ＦＢ制御量演算部（制動力制御量演算部）
６３，６７　ゲインテーブル（無効化部）

Claims (8)

  1. 　車両の走行状態に基づいて左右車輪に制動力を付与することにより車体にヨーモーメントを発生可能に構成された車両の旋回制御装置であって、
    　前記車両の操舵量を検知する操舵量検知部と；
    　前記車両の車速を検知または推定する車速検知部と；
    　前記車両の左右方向の加速度を検知する横加速度検知部と；
    　前記車両のヨーレートを検知するヨーレート検知部と；
    　前記横加速度検知部および前記車速検知部の検知信号に基づいて第１規範ヨーレートを算出する第１規範ヨーレート演算部と；
    　前記操舵量検知部および前記車速検知部の検知信号に基づいて前記第１規範ヨーレートを増加方向に補正して第２規範ヨーレートを算出する補正部と；
    　前記第２規範ヨーレートと前記ヨーレート検知部により検知された実ヨーレートとの偏差であるヨーレート偏差を算出し、前記ヨーレート偏差を打ち消すように制動力制御量を決定する制動力制御量演算部と；
    　前記制動力制御量演算部により決定された前記制動力制御量に基づいて前記制動力を制御する制動制御部と；
    　を備えることを特徴とする車両の旋回制御装置。
  2. 　前記補正部は、前記車速が大きいほど前記第２規範ヨーレートが小さくなるように補正量を決定することを特徴とする請求項１に記載の車両の旋回制御装置。
  3. 　前記補正部は、前記操舵量検知部および前記車速検知部の前記検知信号に基づいて推定される舵角ヨーレート基準値と、前記舵角ヨーレート基準値に対応して決定され前記舵角ヨーレート基準値に対して時間遅れを有する遅れ舵角ヨーレート値とのいずれか一方を選択し、選択された前記舵角ヨーレート基準値または前記遅れ舵角ヨーレート値に基づいて、前記第１規範ヨーレートを増加方向に補正して前記第２規範ヨーレートを算出することを特徴とする請求項１または請求項２に記載の車両の旋回制御装置。
  4. 　アクセル開度またはアクセルペダル操作量に基づいて要求トルクの大きさを検知する要求トルク検知部を更に備え、
    　前記補正部は、前記要求トルク検知部の前記検知信号が所定値よりも小さいときに、前記車速が小さいほど前記第２規範ヨーレートが大きくなるように前記補正量を決定することを特徴とする請求項１から請求項３のいずれか１項に記載の車両の旋回制御装置。
  5. 　前記補正部は、前記操舵量検知部の前記検知信号に基づいて算出される転舵速度または転舵量が大きいほど前記第２規範ヨーレートが大きくなるように前記補正量を決定することを特徴とする請求項１から請求項４のいずれか１項に記載の車両の旋回制御装置。
  6. 　前記操舵量検知部および前記車速検知部の検出信号に基づいて第２の制動力制御量を決定する第２制動力制御量演算部を更に備え、
    　前記制動制御部は、前記制動力制御量演算部が決定した前記制動力制御量と前記第２制動力制御量演算部が決定した前記第２の制動力制御量とを加算または乗算することにより得られる総制動力制御量に基づいて前記制動力を制御することを特徴とする請求項１から請求項５のいずれか１項に記載の車両の旋回制御装置。
  7. 　所定の運転状態のときに前記第２制動力制御量演算部が決定した前記第２の制動力制御量を無効にする無効化部を更に備えることを特徴とする請求項６に記載の車両の旋回制御装置。
  8. 　前記補正部は、前記操舵量検知部の検知信号に基づいて決定される操舵方向が切り増し方向である場合には前記遅れ舵角ヨーレート値を選択し、切り戻し方向である場合には前記舵角ヨーレート基準値を選択することを特徴とする請求項３から請求項７のいずれか１項に記載の車両の旋回制御装置。
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