JP5452901B2

JP5452901B2 - Vehicle control device

Info

Publication number: JP5452901B2
Application number: JP2008265538A
Authority: JP
Inventors: 毅米田
Original assignee: Fuji Jukogyo KK
Current assignee: Subaru Corp
Priority date: 2008-10-14
Filing date: 2008-10-14
Publication date: 2014-03-26
Anticipated expiration: 2028-10-14
Also published as: JP2010095047A

Description

本発明は、制動力を付加して駆動輪のグリップ力を適切に維持するように制御する車両の制御装置に関する。 The present invention relates to a vehicle control device that performs control so as to appropriately maintain a grip force of a driving wheel by applying a braking force.

近年、車両においては、駆動車輪の車輪速度を相互に比較して、この比較結果を基に、より速く回転している車輪におけるブレーキ圧力を上昇させ、その後ブレーキ圧力を低下させる技術が提案されている。 In recent years, in vehicles, a technology has been proposed in which the wheel speeds of driving wheels are compared with each other, and based on the result of this comparison, the brake pressure at the faster rotating wheel is increased and then the brake pressure is decreased. Yes.

例えば、特表平５−５０３９０１号公報では、ブレーキ圧力上昇の勾配を車輪速度の相互間の偏差及び車輪加速度に依存させる（車輪速度の相互間の偏差及び車輪加速度が大きくなるほど大きくする）一方、ブレーキ圧力低下の勾配を車輪速度の相互間の偏差及び車輪減速度に依存させる（車輪速度の相互間の偏差が大きくなればなるほど小さくして、車輪減速度が大きくなればなるほど大きくする）技術が開示されている。
特表平５−５０３９０１号公報 For example, in JP-T-5-503901, the gradient of the brake pressure increase is made dependent on the deviation between the wheel speeds and the wheel acceleration (the larger the deviation between the wheel speeds and the wheel acceleration), Technology that makes the gradient of the brake pressure drop dependent on the wheel speed deviation and wheel deceleration (the smaller the wheel speed deviation, the smaller the wheel speed, the larger the wheel deceleration) It is disclosed.
JP-T-5-503901

しかしながら、上述の特許文献１によれば、ブレーキ力により、駆動車輪相互間の差回転を制御するのみであり、車輪と路面の間のグリップ力を適切に監視してタイヤのグリップ力を最適に維持しながら摩擦円を使い切る効率の良い最適な制御ができないという問題がある。 However, according to the above-mentioned Patent Document 1, only the differential rotation between the drive wheels is controlled by the braking force, and the grip force between the wheel and the road surface is appropriately monitored to optimize the tire grip force. There is a problem that it is not possible to perform an efficient and efficient control that uses up the friction circle while maintaining it.

本発明は上記事情に鑑みてなされたもので、車輪相互間の差回転を適切に制御すると共に、車輪と路面の間のグリップ力を適切に監視してタイヤのグリップ力を最適に維持しながら摩擦円を使い切る効率の良い最適な制御を行うことができる車両の制御装置を提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of the above circumstances, while appropriately controlling the differential rotation between the wheels and appropriately monitoring the grip force between the wheel and the road surface while maintaining the optimum grip force of the tire. It is an object of the present invention to provide a vehicle control device capable of performing efficient and efficient control using up a friction circle.

本発明は、各駆動輪の前後力と横力の合力をタイヤ合力として算出するタイヤ合力算出手段と、各駆動輪が路面に対して発揮可能な最大発生力を摩擦円の大きさとして算出する摩擦円算出手段と、各駆動輪の上記タイヤ合力の総和に対する各駆動輪の上記摩擦円の大きさの総和からのオーバー量をオーバータイヤ力として演算するオーバータイヤ力演算手段と、速度の最も早い車輪を対象車輪として選択し、該対象車輪と車体速との差回転を演算する差回転演算手段と、上記オーバータイヤ力の大きさと上記対象車輪の差回転の大きさとに基づいて上記対象車輪に対して所定に異なる制動力を付加する制動制御手段とを備えたことを特徴としている。
The present invention calculates tire resultant force calculation means for calculating the resultant force of the longitudinal force and lateral force of each driving wheel as a tire resultant force, and calculates the maximum generated force that each driving wheel can exert on the road surface as the size of the friction circle. Friction circle calculating means, over tire force calculating means for calculating an over tire force from the sum of the size of the friction circle of each drive wheel with respect to the sum of the tire resultant forces of each drive wheel as over tire force, and the fastest speed select wheel as the target wheel, and the differential speed calculating means for calculating a differential speed between the subject wheel and the vehicle body speed, on the basis of the magnitude of the differential rotation of the magnitude and the target vehicle wheel described above over the tire force the And braking control means for applying a predetermined different braking force to the target wheel .

本発明による車両の制御装置によれば、車輪相互間の差回転を適切に制御すると共に、車輪と路面の間のグリップ力を適切に監視してタイヤのグリップ力を最適に維持しながら摩擦円を使い切る効率の良い最適な制御を行うことが可能となる。 According to the vehicle control apparatus of the present invention, the differential rotation between the wheels is appropriately controlled, and the grip force between the wheel and the road surface is properly monitored to maintain the tire grip force optimally while maintaining the friction circle. It is possible to perform optimal control with high efficiency.

以下、図面に基づいて本発明の実施の形態を説明する。
図１乃至図１４は本発明の実施の一形態を示し、図１は車両の制御装置を搭載した車両全体の概略構成を示す説明図、図２は車両の制御装置の機能ブロック図、図３はオーバータイヤ力演算部の機能ブロック図、図４は制動力制御部の機能ブロック図、図５は車両制御プログラムのフローチャート、図６はオーバータイヤ力Ｆover演算ルーチンのフローチャート、図７は図６から続くフローチャート、図８は制動力制御ルーチンのフローチャート、図９はエンジン回転数とスロットル開度により設定されるエンジントルクの一例を示す説明図、図１０は付加ヨーモーメント演算ルーチンのフローチャート、図１１は横加速度飽和係数の説明図、図１２は車速感応ゲインの特性マップ、図１３はブレーキ液圧とブレーキ力との関係を示す説明図、図１４は差回転とオーバータイヤ力に応じて設定される各領域の説明図である。尚、本実施形態では、車両として、センタデファレンシャル（ベーストルク配分（前輪のトルク配分比：Ｒf_cd）付４輪駆動車を例として説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
FIG. 1 to FIG. 14 show an embodiment of the present invention, FIG. 1 is an explanatory diagram showing a schematic configuration of the entire vehicle equipped with a vehicle control device, FIG. 2 is a functional block diagram of the vehicle control device, and FIG. Is a functional block diagram of the overtire force calculation unit, FIG. 4 is a functional block diagram of the braking force control unit, FIG. 5 is a flowchart of the vehicle control program, FIG. 6 is a flowchart of the overtire force Fover calculation routine, and FIG. 8 is a flowchart of a braking force control routine, FIG. 9 is an explanatory diagram showing an example of engine torque set by the engine speed and throttle opening, FIG. 10 is a flowchart of an additional yaw moment calculation routine, and FIG. 12 is an explanatory diagram of a lateral acceleration saturation coefficient, FIG. 12 is a characteristic map of a vehicle speed sensitive gain, and FIG. 13 is an explanatory diagram showing a relationship between brake fluid pressure and brake force. FIG. 14 is an explanatory diagram of each region set according to the differential rotation and the overtire force. In the present embodiment, a four-wheel drive vehicle with a center differential (base torque distribution (front wheel torque distribution ratio: Rf_cd)) will be described as an example of the vehicle.

図１において、符号１は車両前部に配置されたエンジンを示し、このエンジン１による駆動力は、エンジン１後方の自動変速装置（トルクコンバータ等も含んで図示）２からトランスミッション出力軸２ａを経てセンタデファレンシャル装置３に伝達される。 In FIG. 1, reference numeral 1 denotes an engine disposed in the front part of the vehicle, and the driving force of the engine 1 is transmitted from an automatic transmission device (including a torque converter and the like) 2 behind the engine 1 through a transmission output shaft 2a. It is transmitted to the center differential device 3.

センタデファレンシャル装置３に伝達された駆動力は、リヤドライブ軸４、プロペラシャフト５、ドライブピニオン軸部６を介して後輪終減速装置７に入力される一方、トランスファドライブギヤ８、トランスファドリブンギヤ９、ドライブピニオン軸部となっているフロントドライブ軸１０を介して前輪終減速装置１１に入力される。ここで、自動変速装置２、センタデファレンシャル装置３および前輪終減速装置１１等は、一体にケース１２内に設けられている。 The driving force transmitted to the center differential device 3 is input to the rear wheel final reduction device 7 via the rear drive shaft 4, the propeller shaft 5, and the drive pinion shaft portion 6, while the transfer drive gear 8, the transfer driven gear 9, It is input to the front wheel final reduction gear 11 via the front drive shaft 10 which is a drive pinion shaft portion. Here, the automatic transmission 2, the center differential device 3, the front wheel final reduction gear 11, and the like are integrally provided in the case 12.

後輪終減速装置７に入力された駆動力は、後輪左ドライブ軸１３rlを経て左後輪１４rlに伝達される一方、後輪右ドライブ軸１３rrを経て右後輪１４rrに伝達される。また、前輪終減速装置１１に入力された駆動力は、前輪左ドライブ軸１３flを経て左前輪１４flに伝達される一方、前輪右ドライブ軸１３frを経て右前輪１４frに伝達される。 The driving force input to the rear wheel final reduction gear 7 is transmitted to the left rear wheel 14rl through the rear wheel left drive shaft 13rl, and is transmitted to the right rear wheel 14rr through the rear wheel right drive shaft 13rr. The driving force input to the front wheel final reduction gear 11 is transmitted to the left front wheel 14fl via the front wheel left drive shaft 13fl, and is transmitted to the right front wheel 14fr via the front wheel right drive shaft 13fr.

センタデファレンシャル装置３は、入力側のトランスミッション出力軸２ａに大径の第１のサンギヤ１５が形成されており、この第１のサンギヤ１５が小径の第１のピニオン１６と噛合して第１の歯車列が構成されている。 In the center differential device 3, a first sun gear 15 having a large diameter is formed on the transmission output shaft 2a on the input side, and the first sun gear 15 meshes with a first pinion 16 having a small diameter to form a first gear. A column is configured.

また、後輪への出力を行うリヤドライブ軸４には、小径の第２のサンギヤ１７が形成されており、この第２のサンギヤ１７が大径の第２のピニオン１８と噛合して第２の歯車列が構成されている。 The rear drive shaft 4 that outputs to the rear wheel is formed with a second sun gear 17 having a small diameter. The second sun gear 17 meshes with a second pinion 18 having a large diameter to form a second sun gear 17. The gear train is configured.

第１のピニオン１６と第２のピニオン１８は、ピニオン部材１９に一体に形成されており、複数（例えば３個）のピニオン部材１９が、キャリア２０に設けた固定軸に回転自在に軸支されている。そして、このキャリア２０の前端には、トランスファドライブギヤ８が連結され、前輪への出力が行われる。 The first pinion 16 and the second pinion 18 are formed integrally with a pinion member 19, and a plurality of (for example, three) pinion members 19 are rotatably supported on a fixed shaft provided on the carrier 20. ing. The transfer drive gear 8 is connected to the front end of the carrier 20 to output to the front wheels.

また、キャリア２０には、前方からトランスミッション出力軸２ａが回転自在に挿入される一方、後方からはリヤドライブ軸４が回転自在に挿入されて、空間中央に第１のサンギヤ１５と第２のサンギヤ１７を格納している。そして、複数のピニオン部材１９の各第１のピニオン１６が第１のサンギヤ１５に、各第２のピニオン１８が第２のサンギヤ１７に、共に噛合されている。 In addition, the transmission output shaft 2a is rotatably inserted into the carrier 20 from the front, while the rear drive shaft 4 is rotatably inserted from the rear, and the first sun gear 15 and the second sun gear are inserted in the center of the space. 17 is stored. The first pinions 16 of the plurality of pinion members 19 are meshed with the first sun gear 15, and the second pinions 18 are meshed with the second sun gear 17.

こうして、入力側の第１のサンギヤ１５に対し、第１，第２のピニオン１６，１８、及び、第２のサンギヤ１７を介して一方の出力側とし、第１，第２のピニオン１６，１８のキャリア２０を介して他方の出力側として噛み合い構成され、リングギヤの無い複合プラネタリギヤを成している。 Thus, the first sun gear 15 on the input side is set as one output side via the first and second pinions 16 and 18 and the second sun gear 17, and the first and second pinions 16 and 18 are provided. Is engaged with the other output side via the carrier 20 to form a composite planetary gear without a ring gear.

そして、かかる複合プラネタリギヤ式センタデファレンシャル装置３は、第１，第２のサンギヤ１５，１７、および、これらサンギヤ１５，１７の周囲に複数個配置される第１，第２のピニオン１６，１８の歯数を適切に設定することで差動機能を有する。 The composite planetary gear type center differential apparatus 3 includes first and second sun gears 15 and 17 and a plurality of teeth of the first and second pinions 16 and 18 arranged around the sun gears 15 and 17. It has a differential function by setting the number appropriately.

また、第１，第２のピニオン１６，１８と第１，第２のサンギヤ１５，１７との噛み合いピッチ半径を適切に設定することで、基準トルク配分が所望の配分（例えば、後輪偏重（例えば前後３５：６５）にした不等トルク配分）となっている。 Further, by appropriately setting the meshing pitch radii between the first and second pinions 16 and 18 and the first and second sun gears 15 and 17, the reference torque distribution can be set to a desired distribution (for example, rear wheel bias ( For example, the unequal torque distribution is 35:65).

センタデファレンシャル装置３は、第１，第２のサンギヤ１５，１７と第１，第２のピニオン１６，１８とを例えばはすば歯車にし、第１の歯車列と第２の歯車列のねじれ角を異にしてスラスト荷重を相殺させることなくスラスト荷重を残留させる。更に、ピニオン部材１９の両端で発生する摩擦トルクを、第１，第２のピニオン１６，１８とキャリア２０に設けた固定軸の表面に噛み合いによる分離、接線荷重の合成力が作用し摩擦トルクが生じるように設定する。こうして、入力トルクに比例した差動制限トルクを得られるようにすることで、このセンタデファレンシャル装置３自体によっても差動制限機能が得られるようになっている。 The center differential device 3 uses, for example, helical gears for the first and second sun gears 15 and 17 and the first and second pinions 16 and 18, and the twist angles of the first gear train and the second gear train. The thrust load remains without offsetting the thrust load by differently. Further, the friction torque generated at both ends of the pinion member 19 is separated by meshing between the first and second pinions 16 and 18 and the surface of the fixed shaft provided on the carrier 20, and the combined force of the tangential load acts to generate the friction torque. Set to occur. Thus, the differential limiting function can be obtained also by the center differential device 3 itself by obtaining the differential limiting torque proportional to the input torque.

一方、符号２５は車両のブレーキ駆動部を示し、このブレーキ駆動部２５には、ドライバにより操作されるブレーキペダルと接続されたマスターシリンダ（図示せず）が接続されている。そして、ドライバがブレーキペダルを操作するとマスターシリンダにより、ブレーキ駆動部２５を通じて、４輪１４fl，１４fr，１４rl，１４rrの各ホイールシリンダ２６fl，２６fr，２６rl，２６rrにブレーキ圧が導入され、これにより４輪にブレーキがかかって制動されるように構成されている。 On the other hand, reference numeral 25 denotes a brake drive unit of the vehicle, and a master cylinder (not shown) connected to a brake pedal operated by a driver is connected to the brake drive unit 25. When the driver operates the brake pedal, the master cylinder introduces brake pressure to the wheel cylinders 26fl, 26fr, 26rl, and 26rr of the four wheels 14fl, 14fr, 14rl, and 14rr through the brake driving unit 25. The brake is applied to be braked.

ブレーキ駆動部２５は、加圧源、減圧弁、増圧弁等を備えたハイドロリックユニットで、上述のドライバによるブレーキ操作以外にも、後述するメイン制御部４０からの入力信号に応じて、各ホイールシリンダ２６fl，２６fr，２６rl，２６rrに対して、それぞれ独立にブレーキ圧を導入自在に構成されている。 The brake drive unit 25 is a hydraulic unit including a pressurizing source, a pressure reducing valve, a pressure increasing valve, and the like. In addition to the brake operation by the driver described above, each wheel is controlled according to an input signal from the main control unit 40 described later. A brake pressure can be independently introduced into each of the cylinders 26fl, 26fr, 26rl, and 26rr.

メイン制御部４０には、スロットル開度センサ３１、エンジン回転数センサ３２、ハンドル角センサ３３、各車輪の車輪速センサ３４fl、３４fr、３４rl、３４rr、ヨーレートセンサ３５、横加速度センサ３６、路面μ推定装置３７、トランスミッション制御部３８が接続され、スロットル開度θth、エンジン回転数Ｎｅ、ハンドル角θＨ、各車輪の車輪速ωfl、ωfr、ωrl、ωrr、ヨーレートγ、横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）、路面摩擦係数μ、主変速ギヤ比ｉ、トルクコンバータのタービン回転数Ｎｔが入力される。そして、メイン制御部４０は、これら入力信号に基づき、後述の車両制御プログラムに従って、各駆動輪の前後力と横力の合力をタイヤ合力として算出すると共に、各駆動輪が路面に対して発揮可能な最大発生力を摩擦円の大きさとして算出する。そして、各駆動輪のタイヤ合力の総和から各駆動輪の摩擦円の大きさの総和を減算することでオーバータイヤ力を算出し、このオーバータイヤ力Ｆoverがプラス（＋）の場合、このオーバータイヤ力Ｆover分のトルクＴoverを減じるようにエンジン制御部３９に信号出力する。また、メイン制御部４０は、上述の入力信号に基づき、上述のオーバータイヤ力Ｆoverと、車体速と各駆動輪の車輪速との差回転を演算し、オーバータイヤ力Ｆoverとこの差回転に基づいてブレーキ駆動部２５に信号出力して各輪を制動制御する。この制動制御は、具体的には、以下のように行われる。 The main controller 40 includes a throttle opening sensor 31, an engine speed sensor 32, a handle angle sensor 33, wheel speed sensors 34fl, 34fr, 34rl, 34rr for each wheel, a yaw rate sensor 35, a lateral acceleration sensor 36, and a road surface μ estimation. Device 37 and transmission control unit 38 are connected, throttle opening θth, engine speed Ne, steering wheel angle θH, wheel speeds ωfl, ωfr, ωrl, ωrr of each wheel, yaw rate γ, lateral acceleration (d ² y / dt ² ), Road surface friction coefficient μ, main transmission gear ratio i, and turbine speed Nt of the torque converter. Based on these input signals, the main control unit 40 calculates the resultant force of the front and rear forces and the lateral force of each drive wheel as a tire resultant force according to the vehicle control program described later, and each drive wheel can exert its effect on the road surface. The maximum generated force is calculated as the size of the friction circle. Then, the over tire force is calculated by subtracting the sum of the size of the friction circle of each driving wheel from the total tire resultant force of each driving wheel, and when this over tire force Fover is plus (+), this over tire A signal is output to the engine control unit 39 so as to reduce the torque Tover for the force Fover. Further, the main control unit 40 calculates a differential rotation between the above-described over-tire force Fover and the vehicle body speed and the wheel speed of each drive wheel based on the above-described input signal, and based on the over-tire force Fover and this differential rotation. Then, a signal is output to the brake drive unit 25 to control each wheel for braking. Specifically, this braking control is performed as follows.

オーバータイヤ力Ｆoverが予め設定したオーバータイヤ力閾値（例えば０）を越えた場合で、且つ、特定の駆動輪の差回転が予め設定した第１の差回転閾値Δωc1を越える場合は、この特定の駆動輪にオーバータイヤ力Ｆoverに応じた制動力を付加する。 When the over tire force Fover exceeds a preset over tire force threshold (for example, 0) and the differential rotation of a specific drive wheel exceeds a preset first differential rotation threshold Δωc1, this specific A braking force corresponding to the over-tyre force Fover is added to the drive wheels.

また、オーバータイヤ力Ｆoverがオーバータイヤ力閾値（例えば０）を越えた場合で、且つ、特定の駆動輪の差回転が第１の差回転閾値Δωc1以下の場合は、この特定の駆動輪の制動圧を制動力が発生しない程度に予め高めて予圧状態とする。 Further, when the over tire force Fover exceeds an over tire force threshold (for example, 0) and the differential rotation of the specific drive wheel is equal to or less than the first differential rotation threshold Δωc1, braking of the specific drive wheel is performed. The pressure is increased in advance to such an extent that no braking force is generated, and a preload state is established.

更に、オーバータイヤ力Ｆoverがオーバータイヤ力閾値（例えば０）以下の場合で、且つ、特定の駆動輪の差回転が予め設定した第２の差回転閾値Δωc2を越える場合は、この特定の駆動輪に差回転に応じた制動力を付加する。 Furthermore, when the overtire force Fover is equal to or less than the overtire force threshold (for example, 0) and the differential rotation of the specific drive wheel exceeds a preset second differential rotation threshold Δωc2, the specific drive wheel A braking force corresponding to the differential rotation is added to the.

メイン制御部４０は、図２に示すように、オーバータイヤ力演算部４１、トラクション制御部４２、制動力制御部４３から主要に構成されている。 As shown in FIG. 2, the main control unit 40 mainly includes an over tire force calculation unit 41, a traction control unit 42, and a braking force control unit 43.

オーバータイヤ力演算部４１は、スロットル開度センサ３１、エンジン回転数センサ３２、ハンドル角センサ３３、各車輪の車輪速センサ３４fl、３４fr、３４rl、３４rr、ヨーレートセンサ３５、横加速度センサ３６、路面μ推定装置３７、トランスミッション制御部３８から、スロットル開度θth、エンジン回転数Ｎｅ、ハンドル角θＨ、各車輪の車輪速ωfl、ωfr、ωrl、ωrr、ヨーレートγ、横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）、路面摩擦係数μ、主変速ギヤ比ｉ、トルクコンバータのタービン回転数Ｎｔが入力される。そして、オーバータイヤ力Ｆoverを演算してトラクション制御部４２、制動力制御部４３に出力する。すなわち、オーバータイヤ力演算部４１は、オーバータイヤ力演算手段として設けられている。 The over-tyre force calculation unit 41 includes a throttle opening sensor 31, an engine speed sensor 32, a handle angle sensor 33, wheel speed sensors 34fl, 34fr, 34rl, 34rr for each wheel, a yaw rate sensor 35, a lateral acceleration sensor 36, and a road surface μ. From the estimation device 37 and the transmission control unit 38, the throttle opening θth, the engine speed Ne, the steering wheel angle θH, the wheel speeds ωfl, ωfr, ωrl, ωrr, the yaw rate γ, the lateral acceleration (d ² y / dt ² ) , Road surface friction coefficient μ, main transmission gear ratio i, and turbine speed Nt of the torque converter are input. Then, the overtire force Fover is calculated and output to the traction control unit 42 and the braking force control unit 43. That is, the overtire force calculation unit 41 is provided as overtire force calculation means.

オーバータイヤ力演算部４１は、図３に示すように、エンジントルク演算部４１ａ、トランスミッション出力トルク演算部４１ｂ、総駆動力演算部４１ｃ、前後接地荷重演算部４１ｄ、左輪荷重比率演算部４１ｅ、各輪接地荷重演算部４１ｆ、各輪前後力演算部４１ｇ、各輪要求横力演算部４１ｈ、各輪横力演算部４１ｉ、各輪摩擦円限界値演算部４１ｊ、各輪要求タイヤ合力演算部４１ｋ、各輪タイヤ合力演算部４１ｌ、各輪要求オーバータイヤ力演算部４１ｍ、各輪オーバータイヤ力演算部４１ｎ、オーバータイヤ力決定部４１ｏから主要に構成されている。 As shown in FIG. 3, the over-tyre force calculating unit 41 includes an engine torque calculating unit 41a, a transmission output torque calculating unit 41b, a total driving force calculating unit 41c, a front / rear ground load calculating unit 41d, a left wheel load ratio calculating unit 41e, Wheel contact load calculator 41f, each wheel longitudinal force calculator 41g, each wheel required lateral force calculator 41h, each wheel lateral force calculator 41i, each wheel friction circle limit value calculator 41j, each wheel required tire resultant force calculator 41k Each wheel tire resultant force calculation unit 41l, each wheel required over tire force calculation unit 41m, each wheel over tire force calculation unit 41n, and an over tire force determination unit 41o are mainly configured.

エンジントルク演算部４１ａは、スロットル開度センサ３１からスロットル開度θthが、エンジン回転数センサ３２からエンジン回転数Ｎｅが入力される。そして、予めエンジン特性により設定しておいたマップ（例えば、図９に示すマップ）を参照し、現在発生しているエンジントルクＴegを求め、トランスミッション出力トルク演算部４１ｂに出力する。尚、このエンジントルクＴegは、エンジン制御部３９から読み込んで用いても良い。 The engine torque calculation unit 41 a receives the throttle opening θth from the throttle opening sensor 31 and the engine speed Ne from the engine speed sensor 32. Then, a currently set engine torque Teg is obtained by referring to a map (for example, the map shown in FIG. 9) set in advance according to engine characteristics, and is output to the transmission output torque calculating unit 41b. The engine torque Teg may be read from the engine control unit 39 and used.

トランスミッション出力トルク演算部４１ｂは、エンジン回転数センサ３２からエンジン回転数Ｎｅが、トランスミッション制御部３８から主変速ギヤ比ｉ、及び、トルクコンバータのタービン回転数Ｎｔが、エンジントルク演算部４１ａからエンジントルクＴegが入力される。そして、例えば、以下の（１）式により、トランスミッション出力トルクＴｔを演算し、総駆動力演算部４１ｃ、各輪前後力演算部４１ｇに出力する。
Ｔｔ＝Ｔeg・ｔ・ｉ …（１）
ここで、ｔはトルクコンバータのトルク比であり、予め設定されている、トルクコンバータの回転速度比ｅ（＝Ｎｔ／Ｎｅ）とトルクコンバータのトルク比とのマップを参照することにより求められる。 The transmission output torque calculation unit 41b receives the engine rotation speed Ne from the engine rotation speed sensor 32, the main transmission gear ratio i from the transmission control unit 38, and the turbine rotation speed Nt of the torque converter, and the engine torque from the engine torque calculation unit 41a. Teg is input. Then, for example, the transmission output torque Tt is calculated by the following equation (1), and is output to the total driving force calculating unit 41c and the wheel longitudinal force calculating unit 41g.
Tt = Teg · t · i (1)
Here, t is a torque ratio of the torque converter, and is obtained by referring to a preset map of the rotational speed ratio e (= Nt / Ne) of the torque converter and the torque ratio of the torque converter.

総駆動力演算部４１ｃは、トランスミッション出力トルク演算部４１ｂからトランスミッション出力トルクＴｔが入力される。そして、例えば、以下の（２）式により、総駆動力Ｆｘを演算し、前後接地荷重演算部４１ｄ、各輪前後力演算部４１ｇに出力する。
Ｆｘ＝Ｔｔ・η・ｉｆ／Ｒｔ …（２）
ここで、ηは駆動系伝達効率、ｉｆはファイナルギヤ比、Ｒｔはタイヤ半径である。 The total driving force calculation unit 41c receives the transmission output torque Tt from the transmission output torque calculation unit 41b. Then, for example, the total driving force Fx is calculated by the following expression (2), and is output to the front / rear ground load calculation unit 41d and the front / rear wheel force calculation unit 41g.
Fx = Tt · η · if / Rt (2)
Here, η is drive system transmission efficiency, if is the final gear ratio, and Rt is the tire radius.

前後接地荷重演算部４１ｄは、総駆動力演算部４１ｃから総駆動力Ｆｘ入力される。そして、以下の（３）式により前輪接地荷重Ｆzfを演算し、各輪接地荷重演算部４１ｆに出力すると共に、以下の（４）式により後輪接地荷重Ｆzrを演算し、各輪接地荷重演算部４１ｆに出力する。
Ｆzf＝Ｗｆ−（（ｍ・（ｄ^２ｘ／ｄｔ^２）・ｈ）／Ｌ） …（３）
Ｆzr＝Ｗ−Ｆzf …（４）
ここで、Ｗｆは前輪静加重、ｍは車両質量、（ｄ^２ｘ／ｄｔ^２）は前後加速度（＝Ｆｘ／ｍ）、ｈは重心高さ、Ｌはホイールベース、Ｗは車両重量（＝ｍ・Ｇ；Ｇは重力加速度）である。 The front / rear ground load calculation unit 41d receives the total driving force Fx from the total driving force calculation unit 41c. Then, the front wheel ground load Fzf is calculated by the following equation (3) and output to each wheel ground load calculating unit 41f, and the rear wheel ground load Fzr is calculated by the following equation (4) to calculate each wheel ground load. To the unit 41f.
Fzf = Wf − ((m · (d ² x / dt ² ) · h) / L) (3)
Fzr = W−Fzf (4)
Here, Wf is the front wheel static load, m is the vehicle mass, (d ² x / dt ² ) is the longitudinal acceleration (= Fx / m), h is the height of the center of gravity, L is the wheel base, and W is the vehicle weight (= m G: G is the acceleration of gravity).

左輪荷重比率演算部４１ｅは、横加速度センサ３６から横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）が入力される。そして、以下の（５）式により左輪荷重比率ＷR_lを演算し、各輪接地荷重演算部４１ｆ、各輪要求横力演算部４１ｈ、各輪横力演算部４１ｉに出力する。
ＷR_l＝０．５−（（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）／Ｇ）・（ｈ／Ｌtred） …（５）
ここで、Ｌtredは前輪と後輪のトレッド平均値である。 Lateral acceleration (d ² y / dt ² ) is input from the lateral acceleration sensor 36 to the left wheel load ratio calculation unit 41e. Then, the left wheel load ratio WR_l is calculated by the following equation (5), and is output to each wheel ground load calculating unit 41f, each wheel required lateral force calculating unit 41h, and each wheel lateral force calculating unit 41i.
WR — 1 = 0.5 − ((d ² y / dt ² ) / G) · (h / Ltred) (5)
Here, Ltred is the average tread value of the front and rear wheels.

各輪接地荷重演算部４１ｆは、前後接地荷重演算部４１ｄから前輪接地荷重Ｆzf、後輪接地荷重Ｆzrが入力され、左輪荷重比率演算部４１ｅから左輪荷重比率ＷR_lが入力される。そして、以下の（６）、（７）、（８）、（９）式により、それぞれ左前輪接地荷重Ｆzf_l、右前輪接地荷重Ｆzf_r、左後輪接地荷重Ｆzr_l、右後輪接地荷重Ｆzr_rを演算し、各輪摩擦円限界値演算部４１ｊに出力する。
Ｆzf_l＝Ｆzf・ＷR_l …（６）
Ｆzf_r＝Ｆzf・（１−ＷR_l） …（７）
Ｆzr_l＝Ｆzr・ＷR_l …（８）
Ｆzr_r＝Ｆzr・（１−ＷR_l） …（９） Each wheel ground load calculation unit 41f receives the front wheel ground load Fzf and the rear wheel ground load Fzr from the front and rear ground load calculation unit 41d, and receives the left wheel load ratio WR_l from the left wheel load ratio calculation unit 41e. Then, the left front wheel ground load Fzf_l, the right front wheel ground load Fzf_r, the left rear wheel ground load Fzr_l, and the right rear wheel ground load Fzr_r are calculated by the following equations (6), (7), (8), and (9), respectively. And output to each wheel friction circle limit value calculation unit 41j.
Fzf_l = Fzf · WR_l (6)
Fzf_r = Fzf · (1−WR_l) (7)
Fzr_l = Fzr · WR_l (8)
Fzr_r = Fzr · (1−WR_l) (9)

各輪前後力演算部４１ｇは、トランスミッション出力トルク演算部４１ｂからトランスミッション出力トルクＴｔが入力され、総駆動力演算部４１ｃから総駆動力Ｆｘが入力される。そして、以下の（１０）式により、前輪前後トルクＴｆを演算し、（１１）式により、前輪前後力Ｆxfを演算し、（１２）式により後輪前後力Ｆxrを演算して、これら前輪前後力Ｆxf、及び、後輪前後力Ｆxrを用いて、以下、（１３）〜（１６）式により、左前輪前後力Ｆxf_l、右前輪前後力Ｆxf_r、左後輪前後力Ｆxr_l、右後輪前後力Ｆxr_rを演算して、各輪要求タイヤ合力演算部４１ｋ、各輪タイヤ合力演算部４１ｌに出力する。
Ｔｆ＝Ｔｔ・Ｒf_cd …（１０）
Ｆxf＝Ｔｆ・η・ｉｆ／Ｒｔ …（１１）
Ｆxr＝Ｆｘ−Ｆxf …（１２）
Ｆxf_l＝Ｆxf／２ …（１３）
Ｆxf_r＝Ｆxf_l …（１４）
Ｆxr_l＝Ｆxr／２ …（１５）
Ｆxr_r＝Ｆxr_l …（１６） Each wheel longitudinal force calculation unit 41g receives a transmission output torque Tt from a transmission output torque calculation unit 41b, and receives a total driving force Fx from a total driving force calculation unit 41c. Then, the front wheel front / rear torque Tf is calculated by the following equation (10), the front wheel front / rear force Fxf is calculated by the equation (11), and the rear wheel front / rear force Fxr is calculated by the equation (12). Using the force Fxf and the rear wheel longitudinal force Fxr, the left front wheel longitudinal force Fxf_l, the right front wheel longitudinal force Fxf_r, the left rear wheel longitudinal force Fxr_l, and the right rear wheel longitudinal force according to the following equations (13) to (16) Fxr_r is calculated and output to each wheel required tire resultant force calculating unit 41k and each wheel tire resultant force calculating unit 41l.
Tf = Tt · Rf_cd (10)
Fxf = Tf · η · if / Rt (11)
Fxr = Fx−Fxf (12)
Fxf_l = Fxf / 2 (13)
Fxf_r = Fxf_l (14)
Fxr_l = Fxr / 2 (15)
Fxr_r = Fxr_l (16)

各輪要求横力演算部４１ｈは、横加速度センサ３６から横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）が、ヨーレートセンサ３５からヨーレートγが、ハンドル角センサ３３からハンドル角θＨが、各車輪の（４輪）車輪速センサ３４fl、３４fr、３４rl、３４rrから各車輪の車輪速ωfl、ωfr、ωrl、ωrrが、左輪荷重比率演算部４１ｅから左輪荷重比率ＷR_lが入力される。そして、後述する手順に従って（図１０に示すフローチャートに従って）付加ヨーモーメントＭｚθを演算し、この付加ヨーモーメントを基に、以下の（１７）式により要求前輪横力Ｆyf_FFを演算し、以下の（１８）式により要求後輪横力Ｆyr_FFを演算する。これら要求前輪横力Ｆyf_FF、要求後輪横力Ｆyr_FFを基に、（１９）〜（２２）式により、左前輪要求横力Ｆyf_l_FF、右前輪要求横力Ｆyf_r_FF、左後輪要求横力Ｆyr_l_FF、右後輪要求横力Ｆyr_r_FFを演算して各輪要求タイヤ合力演算部４１ｋに出力する。 Each wheel required lateral force calculation unit 41h has a lateral acceleration (d ² y / dt ² ) from the lateral acceleration sensor 36, a yaw rate γ from the yaw rate sensor 35, a steering wheel angle θH from the steering wheel angle sensor 33 (4 Wheel) Wheel speed ωfl, ωfr, ωrl, ωrr of each wheel is input from wheel speed sensors 34fl, 34fr, 34rl, 34rr, and left wheel load ratio WR_l is input from left wheel load ratio calculation unit 41e. Then, the additional yaw moment Mzθ is calculated according to the procedure described later (in accordance with the flowchart shown in FIG. 10), and based on this additional yaw moment, the required front wheel lateral force Fyf_FF is calculated according to the following equation (17). ) To calculate the required rear wheel lateral force Fyr_FF. Based on these required front wheel lateral force Fyf_FF and requested rear wheel lateral force Fyr_FF, the left front wheel required lateral force Fyf_l_FF, the right front wheel required lateral force Fyf_r_FF, the left rear wheel required lateral force Fyr_l_FF, and the right by the equations (19) to (22) The rear wheel required lateral force Fyr_r_FF is calculated and output to each wheel required tire resultant force calculating unit 41k.

Ｆyf_FF＝Ｍｚθ／Ｌ …（１７）
Ｆyr_FF＝（−Ｉｚ・（ｄγ／ｄｔ）
＋ｍ・（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）・Ｌｆ）／Ｌ …（１８）
ここで、Ｉｚは車両のヨー慣性モーメント、Ｌｆは前軸−重心間距離である。 Fyf_FF = Mzθ / L (17)
Fyr_FF = (− Iz · (dγ / dt)
+ M · (d ² y / dt ² ) · Lf) / L (18)
Here, Iz is the yaw moment of inertia of the vehicle, and Lf is the distance between the front axis and the center of gravity.

Ｆyf_l_FF＝Ｆyf_FF・ＷR_l …（１９）
Ｆyf_r_FF＝Ｆyf_FF・（１−ＷR_l） …（２０）
Ｆyr_l_FF＝Ｆyr_FF・ＷR_l …（２１）
Ｆyr_r_FF＝Ｆyr_FF・（１−ＷR_l） …（２２） Fyf_l_FF = Fyf_FF · WR_l (19)
Fyf_r_FF = Fyf_FF · (1-WR_l) (20)
Fyr_l_FF = Fyr_FF · WR_l (21)
Fyr_r_FF = Fyr_FF · (1-WR_l) (22)

また、付加ヨーモーメントＭｚθは、図１０に示すように、まず、ステップ（以下、「Ｓ」と略称）４０１で車速Ｖを演算し（例えば、Ｖ＝（ωfl＋ωfr＋ωrl＋ωrr）／４）、Ｓ４０２に進み、以下の（２３）式により、横加速度／ハンドル角ゲインＧyを演算する。
Ｇy＝（１／（１＋Ａ・Ｖ^２））・（Ｖ^２／Ｌ）・（１／ｎ） …（２３）
ここで、Ａはスタビリティファクタ、ｎはステアリングギヤ比である。 Further, as shown in FIG. 10, the additional yaw moment Mzθ is first calculated at step (hereinafter abbreviated as “S”) 401 to calculate the vehicle speed V (for example, V = (ωfl + ωfr + ωrl + ωrr) / 4), and proceeds to S402. The lateral acceleration / handle angle gain Gy is calculated by the following equation (23).
Gy = (1 / (1 + A · V ² )) · (V ² / L) · (1 / n) (23)
Here, A is a stability factor, and n is a steering gear ratio.

次に、Ｓ４０３に進み、横加速度／ハンドル角ゲインＧyとハンドル角θHを乗算した値（Ｇy・θH）と、横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）とに応じて予め設定されたマップを参照し、横加速度飽和係数Ｋμを演算する。この横加速度飽和係数Ｋμを求めるマップは、図１１（ａ）に示すように、横加速度／ハンドル角ゲインＧyとハンドル角θHを乗算した値（Ｇy・θH）と、横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）とに応じて予め設定され、ハンドル角θHが所定値以上において、横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）が大きくなる程、小さな値に設定される。これは、Ｇy・θHが大きいとき高μ路であるほど横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）が大きくなるが、低μ路では横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）が発生し難くなることを表現するものである。これにより、後述する基準横加速度（ｄ^２ｙr／ｄｔ^２）の値は、図１１（ｂ）に示すように、Ｇy・θHが大きいとき横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）が大きく高μ路であると思われる場合は低い値に設定され、付加ヨーモーメントＭｚθに対する修正量が小さくなるようになっている。 In step S403, a map set in advance according to the value obtained by multiplying the lateral acceleration / handle angle gain Gy and the handle angle θH (Gy · θH) and the lateral acceleration (d ² y / dt ² ) is referred to. Then, the lateral acceleration saturation coefficient Kμ is calculated. As shown in FIG. 11A, the map for obtaining the lateral acceleration saturation coefficient Kμ is obtained by multiplying the lateral acceleration / handle angle gain Gy by the handle angle θH (Gy · θH) and the lateral acceleration (d ² y / dt ² ), and is set to a smaller value as the lateral acceleration (d ² y / dt ² ) increases when the handle angle θH is equal to or greater than a predetermined value. This lateral acceleration as is a high μ road when Gy · .theta.H large ^(d 2 y / dt ²⁾ is larger, the lateral acceleration ^(d 2 y / dt ²⁾ is less likely to occur in the low μ road It expresses. As a result, the value of the reference lateral acceleration (d ² yr / dt ² ), which will be described later, is large when Gy · θH is large, as shown in FIG. 11B, the lateral acceleration (d ² y / dt ² ) is large. When the road is considered to be a road, the value is set to a low value so that the correction amount for the additional yaw moment Mzθ is small.

次いで、Ｓ４０４に進み、以下の（２４）式により、横加速度偏差感応ゲインＫyを演算する。
Ｋy＝Ｋθ／Ｇy …（２４）
ここで、Ｋθは、舵角感応ゲインであり、以下の（２５）式により演算される。
Ｋθ＝（Ｌf・Ｋf）／ｎ …（２５）
Ｋfは前軸の等価コーナリングパワーである。 Next, in S404, the lateral acceleration deviation sensitive gain Ky is calculated by the following equation (24).
Ky = Kθ / Gy (24)
Here, Kθ is a steering angle sensitive gain, and is calculated by the following equation (25).
Kθ = (Lf · Kf) / n (25)
Kf is the equivalent cornering power of the front shaft.

すなわち、上述の（２４）式により、横加速度偏差感応ゲインＫyは、設定の目安（最大値）として、極低μ路にて舵がまったく効かない状態（γ＝０，（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）＝０）で、付加ヨーモーメントＭｚθ（定常値）が０となる場合が考慮される。 That is, according to the above equation (24), the lateral acceleration deviation sensitive gain Ky is set as a guideline (maximum value) in a state where the rudder does not work at all on an extremely low μ road (γ = 0, (d ² y / dt ² ) = 0) and the case where the additional yaw moment Mzθ (steady value) is 0 is considered.

次に、Ｓ４０５に進み、以下の（２６）式により基準横加速度（ｄ^２ｙr／ｄｔ^２）を演算する。 Next, proceeding to S405, the reference lateral acceleration (d ² yr / dt ² ) is calculated by the following equation (26).

（ｄ^２ｙr／ｄｔ^２）＝Ｋμ・Ｇy・（１／（１＋Ｔy・ｓ））・θH …（２６）
ここで、ｓは微分演算子、Ｔyは横加速度の１次遅れ時定数であり、この１次遅れ時定数Ｔyは、後軸の等価コーナリングパワーをＫrとして、例えば以下の（２７）式により算出される。
Ｔy＝Ｉz／（Ｌ・Ｋr） …（２７） (D ² yr / dt ² ) = Kμ · Gy · (1 / (1 + Ty · s)) · θH (26)
Here, s is a differential operator, Ty is a first-order lag time constant of the lateral acceleration, and this first-order lag time constant Ty is calculated by, for example, the following equation (27), where Kr is the equivalent cornering power of the rear axis. Is done.
Ty = Iz / (L · Kr) (27)

次いで、Ｓ４０６に進み、以下の（２８）式により横加速度偏差（ｄ^２ｙe／ｄｔ^２）を演算する。
（ｄ^２ｙe／ｄｔ^２）＝（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）−（ｄ^２ｙr／ｄｔ^２） …（２８） Next, in S406, the lateral acceleration deviation (d ² ye / dt ² ) is calculated by the following equation (28).
(D ² ye / dt ² ) = (d ² y / dt ² ) − (d ² yr / dt ² ) (28)

次に、Ｓ４０７に進み、以下の（２９）式によりヨーレート／ハンドル角ゲインＧγを演算する。
Ｇγ＝（１／（１＋Ａ・Ｖ^２））・（Ｖ／Ｌ）・（１／ｎ） …（２９） Next, proceeding to S407, the yaw rate / handle angle gain Gγ is calculated by the following equation (29).
Gγ = (1 / (1 + A · V ² )) · (V / L) · (1 / n) (29)

次いで、Ｓ４０８に進み、以下の（３０）式により、例えば、グリップ走行（（ｄ^２ｙe／ｄｔ^２）＝０）時に付加ヨーモーメントＭｚθ（定常値）が０となる場合を考えて、ヨーレート感応ゲインＫγを演算する。
Ｋγ＝Ｋθ／Ｇγ …（３０） Next, the process proceeds to S408, and the following equation (30) is used, for example, in consideration of the case where the additional yaw moment Mzθ (steady value) becomes 0 during grip travel ((d ² ye / dt ² ) = 0). The gain Kγ is calculated.
Kγ = Kθ / Gγ (30)

次に、Ｓ４０９に進み、予め設定しておいたマップにより車速感応ゲインＫvを演算する。このマップは、例えば図１２に示すように、低速域での不要な付加ヨーモーメントＭｚθを避けるために設定されている。尚、図１２において、Ｖc1は、例えば４０km/hである。 In step S409, the vehicle speed sensitive gain Kv is calculated from a preset map. For example, as shown in FIG. 12, this map is set to avoid an unnecessary additional yaw moment Mzθ in a low speed region. In FIG. 12, Vc1 is 40 km / h, for example.

そして、Ｓ４１０に進み、以下の（３１）式により付加ヨーモーメントＭｚθを演算する。
Ｍｚθ＝Ｋv・（−Ｋγ・γ＋Ｋy・（ｄ^２ｙe／ｄｔ^２）＋Ｋθ・θH） …（３１） In step S410, the additional yaw moment Mzθ is calculated by the following equation (31).
Mzθ = Kv · (−Kγ · γ + Ky · (d ² ye / dt ² ) + Kθ · θH) (31)

すなわち、この（３１）式に示すように、−Ｋγ・γの項がヨーレートγに感応したヨーモーメント、Ｋθ・θHの項がハンドル角θHに感応したヨーモーメント、Ｋy・（ｄ^２ｙe／ｄｔ^２）の項がヨーモーメントの修正値となっている。このため、高μ路で横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）が大きな運転をした場合には、付加ヨーモーメントＭｚθも大きな値となり、運動性能が向上する。一方、低μ路での走行では、付加ヨーモーメントＭｚθは、上述の修正値が作用して付加ヨーモーメントＭｚθを低減するため回頭性が大きくなることがなく、安定した走行性能が得られるようになっている。 That is, as shown in the equation (31), the term -Kγ · γ is a yaw moment sensitive to the yaw rate γ, the term Kθ · θH is a yaw moment sensitive to the handle angle θH, and Ky · (d ² ye / dt The term ² ) is the correction value for the yaw moment. For this reason, when the lateral acceleration (d ² y / dt ² ) is operated on a high μ road, the additional yaw moment Mzθ also becomes a large value, and the motion performance is improved. On the other hand, when traveling on a low μ road, the additional yaw moment Mzθ reduces the additional yaw moment Mzθ by the above-described correction value, so that the turning performance does not increase and stable traveling performance can be obtained. It has become.

各輪横力演算部４１ｉは、横加速度センサ３６から横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）が、ヨーレートセンサ３５からヨーレートγが、左輪荷重比率演算部４１ｅから左輪荷重比率ＷR_lが入力される。そして、以下の（３２）式により前輪横力Ｆyf_FBを演算し、以下の（３３）式により後輪横力Ｆyr_FBを演算する。これら前輪横力Ｆyf_FB、後輪横力Ｆyr_FBを基に、（３４）〜（３７）式により、左前輪横力Ｆyf_l_FB、右前輪横力Ｆyf_r_FB、左後輪横力Ｆyr_l_FB、右後輪横力Ｆyr_r_FBを演算して各輪タイヤ合力演算部４１ｌに出力する。
Ｆyf_FB＝（Ｉｚ・（ｄγ／ｄｔ）
＋ｍ・（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）・Ｌｒ）／Ｌ …（３２）
Ｆyr_FB＝（−Ｉｚ・（ｄγ／ｄｔ）
＋ｍ・（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）・Ｌｆ）／Ｌ …（３３）
ここで、Ｌｒは後軸−重心間距離である。
Ｆyf_l_FB＝Ｆyf_FB・ＷR_l …（３４）
Ｆyf_r_FB＝Ｆyf_FB・（１−ＷR_l） …（３５）
Ｆyr_l_FB＝Ｆyr_FB・ＷR_l …（３６）
Ｆyr_r_FB＝Ｆyr_FB・（１−ＷR_l） …（３７） Each wheel lateral force calculator 41i receives lateral acceleration (d ² y / dt ² ) from the lateral acceleration sensor 36, yaw rate γ from the yaw rate sensor 35, and left wheel load ratio WR_l from the left wheel load ratio calculator 41e. Then, the front wheel lateral force Fyf_FB is calculated by the following equation (32), and the rear wheel lateral force Fyr_FB is calculated by the following equation (33). Based on these front wheel lateral force Fyf_FB and rear wheel lateral force Fyr_FB, the left front wheel lateral force Fyf_l_FB, right front wheel lateral force Fyf_r_FB, left rear wheel lateral force Fyr_l_FB, right rear wheel lateral force Fyr_r_FB Is output to each wheel tire resultant force calculation unit 41l.
Fyf_FB = (Iz · (dγ / dt)
+ M · (d ² y / dt ² ) · Lr) / L (32)
Fyr_FB = (− Iz · (dγ / dt)
+ M · (d ² y / dt ² ) · Lf) / L (33)
Here, Lr is the distance between the rear axis and the center of gravity.
Fyf_l_FB = Fyf_FB · WR_l (34)
Fyf_r_FB = Fyf_FB · (1-WR_l) (35)
Fyr_l_FB = Fyr_FB · WR_l (36)
Fyr_r_FB = Fyr_FB · (1-WR_l) (37)

各輪摩擦円限界値演算部４１ｊは、路面μ推定装置３７から路面摩擦係数μが入力され、各輪接地荷重演算部４１ｆから左前輪接地荷重Ｆzf_l、右前輪接地荷重Ｆzf_r、左後輪接地荷重Ｆzr_l、右後輪接地荷重Ｆzr_rが入力される。 Each wheel friction circle limit value calculation unit 41j receives a road surface friction coefficient μ from the road surface μ estimation device 37, and each wheel ground load calculation unit 41f receives a left front wheel ground load Fzf_l, a right front wheel ground load Fzf_r, and a left rear wheel ground load. Fzr_l and right rear wheel ground load Fzr_r are input.

そして、以下の（３８）〜（４１）式により、左前輪摩擦円限界値μ_Fzfl、右前輪摩擦円限界値μ_Fzfr、左後輪摩擦円限界値μ_Fzrl、右後輪摩擦円限界値μ_Fzrrを演算し、各輪要求オーバータイヤ力演算部４１ｍ、各輪オーバータイヤ力演算部４１ｎに出力する。
μ_Fzfl＝μ・Ｆzf_l …（３８）
μ_Fzfr＝μ・Ｆzf_r …（３９）
μ_Fzrl＝μ・Ｆzr_l …（４０）
μ_Fzrr＝μ・Ｆzr_r …（４１） Then, the left front wheel friction circle limit value μ_Fzfl, the right front wheel friction circle limit value μ_Fzfr, the left rear wheel friction circle limit value μ_Fzrl, and the right rear wheel friction circle limit value μ_Fzrr are calculated by the following equations (38) to (41). , Output to each wheel required overtire force calculation unit 41m and each wheel overtire force calculation unit 41n.
μ_Fzfl = μ · Fzf_l (38)
μ_Fzfr = μ · Fzf_r (39)
μ_Fzrl = μ · Fzr_l (40)
μ_Fzrr = μ · Fzr_r (41)

各輪要求タイヤ合力演算部４１ｋは、各輪前後力演算部４１ｇから左前輪前後力Ｆxf_l、右前輪前後力Ｆxf_r、左後輪前後力Ｆxr_l、右後輪前後力Ｆxr_rが入力され、各輪要求横力演算部４１ｈから左前輪要求横力Ｆyf_l_FF、右前輪要求横力Ｆyf_r_FF、左後輪要求横力Ｆyr_l_FF、右後輪要求横力Ｆyr_r_FFが入力される。そして、以下の（４２）〜（４５）式により、左前輪要求タイヤ合力Ｆ_fl_FF、右前輪要求タイヤ合力Ｆ_fr_FF、左後輪要求タイヤ合力Ｆ_rl_FF、右後輪要求タイヤ合力Ｆ_rr_FFを演算し、各輪要求オーバータイヤ力演算部４１ｍに出力する。
Ｆ_fl_FF＝（Ｆxf_l^２＋Ｆyf_l_FF^２）^１／２ …（４２）
Ｆ_fr_FF＝（Ｆxf_r^２＋Ｆyf_r_FF^２）^１／２ …（４３）
Ｆ_rl_FF＝（Ｆxr_l^２＋Ｆyr_l_FF^２）^１／２ …（４４）
Ｆ_rr_FF＝（Ｆxr_r^２＋Ｆyr_r_FF^２）^１／２ …（４５） Each wheel required tire resultant force calculation unit 41k receives the left front wheel front / rear force Fxf_l, right front wheel front / rear force Fxf_r, left rear wheel front / rear force Fxr_l, and right rear wheel front / rear force Fxr_r from each wheel front / rear force calculation unit 41g. A left front wheel required lateral force Fyf_l_FF, a right front wheel required lateral force Fyf_r_FF, a left rear wheel required lateral force Fyr_l_FF, and a right rear wheel required lateral force Fyr_r_FF are input from the lateral force calculation unit 41h. Then, the left front wheel required tire resultant force F_fl_FF, the right front wheel required tire resultant force F_fr_FF, the left rear wheel required tire resultant force F_rl_FF, and the right rear wheel required tire resultant force F_rr_FF are calculated according to the following equations (42) to (45), It outputs to the overtire force calculation part 41m.
F_fl_FF = (Fxf_l ² + Fyf_l_FF ² ) ^1/2 (42)
F_fr_FF = (Fxf_r ² + Fyf_r_FF ² ) ^1/2 (43)
F_rl_FF = (Fxr_l ² + Fyr_l_FF ² ) ^1/2 (44)
F_rr_FF = (Fxr_r ² + Fyr_r_FF ² ) ^1/2 (45)

各輪タイヤ合力演算部４１ｌは、各輪前後力演算部４１ｇから左前輪前後力Ｆxf_l、右前輪前後力Ｆxf_r、左後輪前後力Ｆxr_l、右後輪前後力Ｆxr_rが入力され、各輪横力演算部４１ｉから左前輪横力Ｆyf_l_FB、右前輪横力Ｆyf_r_FB、左後輪横力Ｆyr_l_FB、右後輪横力Ｆyr_r_FBが入力される。そして、以下の（４６）〜（４９）式により、左前輪タイヤ合力Ｆ_fl_FB、右前輪タイヤ合力Ｆ_fr_FB、左後輪タイヤ合力Ｆ_rl_FB、右後輪タイヤ合力Ｆ_rr_FBを演算し、各輪オーバータイヤ力演算部４１ｎに出力する。
Ｆ_fl_FB＝（Ｆxf_l^２＋Ｆyf_l_FB^２）^１／２ …（４６）
Ｆ_fr_FB＝（Ｆxf_r^２＋Ｆyf_r_FB^２）^１／２ …（４７）
Ｆ_rl_FB＝（Ｆxr_l^２＋Ｆyr_l_FB^２）^１／２ …（４８）
Ｆ_rr_FB＝（Ｆxr_r^２＋Ｆyr_r_FB^２）^１／２ …（４９） Each wheel tire resultant force calculation unit 41l receives the left front wheel front / rear force Fxf_l, right front wheel front / rear force Fxf_r, left rear wheel front / rear force Fxr_l, and right rear wheel front / rear force Fxr_r from each wheel front / rear force calculation unit 41g. A left front wheel lateral force Fyf_l_FB, a right front wheel lateral force Fyf_r_FB, a left rear wheel lateral force Fyr_l_FB, and a right rear wheel lateral force Fyr_r_FB are input from the calculation unit 41i. Then, the left front wheel tire resultant force F_fl_FB, the right front wheel tire resultant force F_fr_FB, the left rear wheel tire resultant force F_rl_FB, and the right rear wheel tire resultant force F_rr_FB are calculated according to the following equations (46) to (49), and each wheel over tire force calculating unit: Output to 41n.
F_fl_FB = (Fxf_l ² + Fyf_l_FB ² ) ^1/2 (46)
F_fr_FB = (Fxf_r ² + Fyf_r_FB ² ) ^1/2 (47)
F_rl_FB = (Fxr_l ² + Fyr_l_FB ² ) ^1/2 (48)
F_rr_FB = (Fxr_r ² + Fyr_r_FB ² ) ^1/2 (49)

各輪要求オーバータイヤ力演算部４１ｍは、各輪摩擦円限界値演算部４１ｊから左前輪摩擦円限界値μ_Fzfl、右前輪摩擦円限界値μ_Fzfr、左後輪摩擦円限界値μ_Fzrl、右後輪摩擦円限界値μ_Fzrrが入力され、各輪要求タイヤ合力演算部４１ｋから左前輪要求タイヤ合力Ｆ_fl_FF、右前輪要求タイヤ合力Ｆ_fr_FF、左後輪要求タイヤ合力Ｆ_rl_FF、右後輪要求タイヤ合力Ｆ_rr_FFが入力される。そして、以下の（５０）〜（５３）式により、左前輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_fl_FF、右前輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_fr_FF、左後輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_rl_FF、右後輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_rr_FFを演算し、オーバータイヤ力決定部４１ｏに出力する。
ΔＦ_fl_FF＝Ｆ_fl_FF−μ_Fzfl …（５０）
ΔＦ_fr_FF＝Ｆ_fr_FF−μ_Fzfr …（５１）
ΔＦ_rl_FF＝Ｆ_rl_FF−μ_Fzrl …（５２）
ΔＦ_rr_FF＝Ｆ_rr_FF−μ_Fzrr …（５３） Each wheel required over-tyre force calculation unit 41m receives the left front wheel friction circle limit value μ_Fzfl, the right front wheel friction circle limit value μ_Fzfr, the left rear wheel friction circle limit value μ_Fzrl, and the right rear wheel friction from each wheel friction circle limit value calculation unit 41j. The circle limit value μ_Fzrr is input, and the left front wheel required tire resultant force F_fl_FF, the left front wheel required tire resultant force F_rl_FF, and the right rear wheel required tire resultant force F_rr_FF are input from each wheel required tire resultant force calculation unit 41k. . Then, the front left wheel required overtire force ΔF_fl_FF, the right front wheel required overtire force ΔF_fr_FF, the left rear wheel required overtire force ΔF_rl_FF, and the right rear wheel required overtire force ΔF_rr_FF are calculated by the following equations (50) to (53). And output to the over-tyre force determination unit 41o.
ΔF_fl_FF = F_fl_FF−μ_Fzfl (50)
ΔF_fr_FF = F_fr_FF−μ_Fzfr (51)
ΔF_rl_FF = F_rl_FF−μ_Fzrl (52)
ΔF_rr_FF = F_rr_FF−μ_Fzrr (53)

各輪オーバータイヤ力演算部４１ｎは、各輪摩擦円限界値演算部４１ｊから左前輪摩擦円限界値μ_Fzfl、右前輪摩擦円限界値μ_Fzfr、左後輪摩擦円限界値μ_Fzrl、右後輪摩擦円限界値μ_Fzrrが入力され、各輪タイヤ合力演算部４１ｌから左前輪タイヤ合力Ｆ_fl_FB、右前輪タイヤ合力Ｆ_fr_FB、左後輪タイヤ合力Ｆ_rl_FB、右後輪タイヤ合力Ｆ_rr_FBが入力される。そして、以下の（５４）〜（５７）式により、左前輪オーバータイヤ力ΔＦ_fl_FB、右前輪オーバータイヤ力ΔＦ_fr_FB、左後輪オーバータイヤ力ΔＦ_rl_FB、右後輪オーバータイヤ力ΔＦ_rr_FBを演算し、オーバータイヤ力決定部４１ｏに出力する。
ΔＦ_fl_FB＝Ｆ_fl_FB−μ_Fzfl …（５４）
ΔＦ_fr_FB＝Ｆ_fr_FB−μ_Fzfr …（５５）
ΔＦ_rl_FB＝Ｆ_rl_FB−μ_Fzrl …（５６）
ΔＦ_rr_FB＝Ｆ_rr_FB−μ_Fzrr …（５７） Each wheel over-tyre force calculating unit 41n receives the left front wheel friction circle limit value μ_Fzfl, the right front wheel friction circle limit value μ_Fzfr, the left rear wheel friction circle limit value μ_Fzrl, and the right rear wheel friction circle from each wheel friction circle limit value calculation unit 41j. The limit value μ_Fzrr is input, and the left front wheel tire combined force F_fl_FB, the right front wheel tire combined force F_fr_FB, the left rear wheel tire combined force F_rl_FB, and the right rear wheel tire combined force F_rr_FB are input from each wheel tire combined force calculation unit 41l. Then, according to the following formulas (54) to (57), the left front wheel over tire force ΔF_fl_FB, the right front wheel over tire force ΔF_fr_FB, the left rear wheel over tire force ΔF_rl_FB, and the right rear wheel over tire force ΔF_rr_FB are calculated. It outputs to the determination part 41o.
ΔF_fl_FB = F_fl_FB−μ_Fzfl (54)
ΔF_fr_FB = F_fr_FB−μ_Fzfr (55)
ΔF_rl_FB = F_rl_FB−μ_Fzrl (56)
ΔF_rr_FB = F_rr_FB−μ_Fzrr (57)

オーバータイヤ力決定部４１ｏは、各輪要求オーバータイヤ力演算部４１ｍから左前輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_fl_FF、右前輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_fr_FF、左後輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_rl_FF、右後輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_rr_FFが入力され、各輪オーバータイヤ力演算部４１ｎから左前輪オーバータイヤ力ΔＦ_fl_FB、右前輪オーバータイヤ力ΔＦ_fr_FB、左後輪オーバータイヤ力ΔＦ_rl_FB、右後輪オーバータイヤ力ΔＦ_rr_FBが入力される。そして、各輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_fl_FF、ΔＦ_fr_FF、ΔＦ_rl_FF、ΔＦ_rr_FFの総和と、各輪オーバータイヤ力ΔＦ_fl_FB、ΔＦ_fr_FB、ΔＦ_rl_FB、ΔＦ_rr_FBの総和とを比較して、値の大きい方をオーバータイヤ力Ｆoverとして決定して、トラクション制御部４２と制動力制御部４３に出力する。すなわち、
Ｆover＝ＭＡＸ（（ΔＦ_fl_FF＋ΔＦ_fr_FF＋ΔＦ_rl_FF＋ΔＦ_rr_FF）
，（ΔＦ_fl_FB＋ΔＦ_fr_FB＋ΔＦ_rl_FB＋ΔＦ_rr_FB））…（５８） The over-tyre force determining unit 41o receives the left front wheel required over-tyre force ΔF_fl_FF, the left front wheel required over-tyre force ΔF_fr_FF, the left rear wheel required over-tyre force ΔF_rl_FF, and the right rear wheel required over-tyre force from each wheel required over-tyre force calculating unit 41m. ΔF_rr_FF is input, and the left front wheel overtire force ΔF_fl_FB, the right front wheel overtire force ΔF_fr_FB, the left rear wheel overtire force ΔF_rl_FB, and the right rear wheel overtire force ΔF_rr_FB are input from each wheel overtire force calculation unit 41n. Then, the sum of each wheel required overtire force ΔF_fl_FF, ΔF_fr_FF, ΔF_rl_FF, ΔF_rr_FF is compared with the sum of each wheel overtire force ΔF_fl_FB, ΔF_fr_FB, ΔF_rl_FB, ΔF_rr_FB, and the larger value is determined as the overtire force Fover. And output to the traction control unit 42 and the braking force control unit 43. That is,
Fover = MAX ((ΔF_fl_FF + ΔF_fr_FF + ΔF_rl_FF + ΔF_rr_FF)
, (ΔF_fl_FB + ΔF_fr_FB + ΔF_rl_FB + ΔF_rr_FB)) (58)

また、オーバータイヤ力決定部４１ｏは、オーバータイヤ力Ｆoverを決定した各車輪のオーバータイヤ力（ΔＦ_fl_FF、ΔＦ_fr_FF、ΔＦ_rl_FF、ΔＦ_rr_FF）、（ΔＦ_fl_FB、ΔＦ_fr_FB、ΔＦ_rl_FB、ΔＦ_rr_FB）のどちらか（ΔＦ_fl、ΔＦ_fr、ΔＦ_rl、ΔＦrr）を制動力制御部４３に出力する。 Further, the over-tyre force determining unit 41o selects one of the over-tyre forces (ΔF_fl_FF, ΔF_fr_FF, ΔF_rl_FF, ΔF_rr_FF), (ΔF_fl_FB, ΔF_fr_FB, ΔF_rl_FB, ΔF_rr_FB) (ΔF_fl, ΔF_fr) of each wheel for which the overtire force Fover is determined. ΔF_rl, ΔFrr) is output to the braking force control unit 43.

トラクション制御部４２は、オーバータイヤ力演算部４１からオーバータイヤ力Ｆoverが入力される。そして、例えば、オーバータイヤ力Ｆoverがプラス（＋）の場合、このオーバータイヤ力Ｆover分のトルク（オーバートルク）Ｔoverを以下の（５９）式により演算して、このオーバートルクover分の出力を減じるようにエンジン制御部３９に信号出力する。
Ｔover＝Ｆover・Ｒｔ／ｔ／ｉ／η／ｉｆ …（５９） The traction control unit 42 receives the over tire force Fover from the over tire force calculation unit 41. For example, when the over tire force Fover is plus (+), the torque (over torque) Tover for the over tire force Fover is calculated by the following equation (59), and the output for the over torque over is reduced. In this manner, a signal is output to the engine control unit 39.
Tover = Fover · Rt / t / i / η / if (59)

制動力制御部４３は、制動制御手段として設けられており、各車輪の（４輪）車輪速センサ３４fl、３４fr、３４rl、３４rrから各車輪の車輪速ωfl、ωfr、ωrl、ωrrが入力され、オーバータイヤ力演算部４１からオーバータイヤ力Ｆoverと、オーバータイヤ力Ｆoverを決定した各車輪のオーバータイヤ力（ΔＦ_fl、ΔＦ_fr、ΔＦ_rl、ΔＦrr）が入力される。そして、後述するようにブレーキを付加する車輪の選択と、付加するブレーキ液圧を演算して、ブレーキ駆動部２５に信号出力する。 The braking force control unit 43 is provided as a braking control means, and the wheel speeds ωfl, ωfr, ωrl, ωrr of each wheel are input from the (four wheels) wheel speed sensors 34fl, 34fr, 34rl, 34rr of each wheel, The over tire force Fover and the over tire force (ΔF_fl, ΔF_fr, ΔF_rl, ΔFrr) of each wheel that has determined the over tire force Fover are input from the over tire force calculation unit 41. Then, as will be described later, selection of a wheel to which a brake is applied and a brake fluid pressure to be applied are calculated, and a signal is output to the brake drive unit 25.

すなわち、制動力制御部４３は、図４に示すように、差回転演算部４３ａ、オーバータイヤ力判定部４３ｂ、差回転判定部４３ｃ、ブレーキ制御量演算出力部４３ｄから主要に構成されている。 That is, as shown in FIG. 4, the braking force control unit 43 mainly includes a differential rotation calculation unit 43a, an over tire force determination unit 43b, a differential rotation determination unit 43c, and a brake control amount calculation output unit 43d.

差回転演算部４３ａは、差回転演算手段として設けられており、各車輪の（４輪）車輪速センサ３４fl、３４fr、３４rl、３４rrから各車輪の車輪速ωfl、ωfr、ωrl、ωrrが入力される。そして、速度の最も速い車輪を速度ωmaxの対象車輪として選択し、速度の最も遅い車輪を速度ωminの車輪として（車体速の車輪として）選択し、これらωmaxとωminとの差回転Δω（＝ωmax−ωmin）を演算して差回転判定部４３ｃ、ブレーキ制御量演算出力部４３ｄに出力する。 The differential rotation calculation unit 43a is provided as differential rotation calculation means, and the wheel speeds ωfl, ωfr, ωrl, ωrr of each wheel are input from the (four-wheel) wheel speed sensors 34fl, 34fr, 34rl, 34rr of each wheel. The Then, the wheel with the fastest speed is selected as the target wheel of the speed ωmax, the wheel with the slowest speed is selected as the wheel with the speed ωmin (as the vehicle speed wheel), and the differential rotation Δω (= ωmax) between these ωmax and ωmin -Ωmin) is calculated and output to the differential rotation determination unit 43c and the brake control amount calculation output unit 43d.

オーバータイヤ力判定部４３ｂは、オーバータイヤ力演算部４１からオーバータイヤ力Ｆoverが入力される。そして、オーバータイヤ力Ｆoverが予め設定したオーバータイヤ力閾値（本実施の形態では、例えば「０」）を越える（Ｆover＞０）か否（Ｆover≦０）かを判定し、この判定結果を差回転判定部４３ｃに出力する。 The overtire force determination unit 43b receives the overtire force Fover from the overtire force calculation unit 41. Then, it is determined whether or not the over tire force Fover exceeds a preset over tire force threshold value (for example, “0” in the present embodiment) (Fover> 0) or not (Fover ≦ 0). It outputs to the rotation determination part 43c.

差回転判定部４３ｃは、差回転演算部４３ａから対象車輪の差回転Δωが入力され、オーバータイヤ力判定部４３ｂからオーバータイヤ力Ｆoverの判定結果が入力される。そして、Ｆover＞０の場合、対象車輪の差回転Δωが予め設定した第１の差回転閾値Δωc1を越える（Δω＞Δωc1：図１４における領域Ｂ）か否（ω≦Δωc1：図１４における領域Ａ）かを判定し、この判定結果をブレーキ制御量演算出力部４３ｄに出力する。一方、Ｆover≦０の場合、対象車輪の差回転Δωが予め設定した第２の差回転閾値Δωc2を越える（Δω＞Δωc2：図１４における領域Ｃ）か否（ω≦Δωc2：図１４における領域Ｄ）かを判定し、この判定結果をブレーキ制御量演算出力部４３ｄに出力する。 In the differential rotation determination unit 43c, the differential rotation Δω of the target wheel is input from the differential rotation calculation unit 43a, and the determination result of the over tire force Fover is input from the over tire force determination unit 43b. When Fover> 0, the differential rotation Δω of the target wheel exceeds a preset first differential rotation threshold Δωc1 (Δω> Δωc1: region B in FIG. 14) (ω ≦ Δωc1: region A in FIG. 14). ) And outputs the determination result to the brake control amount calculation output unit 43d. On the other hand, if Fover ≦ 0, the differential rotation Δω of the target wheel exceeds the preset second differential rotation threshold Δωc2 (Δω> Δωc2: region C in FIG. 14) (ω ≦ Δωc2: region D in FIG. 14). ) And outputs the determination result to the brake control amount calculation output unit 43d.

ブレーキ制御量演算出力部４３ｄは、オーバータイヤ力演算部４１からオーバータイヤ力Ｆoverを決定した各車輪のオーバータイヤ力（ΔＦ_fl、ΔＦ_fr、ΔＦ_rl、ΔＦ_rr）が入力され、差回転演算部４３ａから特定された対象車輪の差回転Δωが入力され、差回転判定部４３ｃから各差回転の判定結果（すなわち、図１４における領域Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄ）が入力される。そして、現在の走行状態が領域Ｂの状態の場合、対象車輪に対応したオーバータイヤ力をΔＦtargとして、以下の（６０）式により、対象とする車輪のブレーキ液圧Ｐｂを演算して、対象とする車輪にこのブレーキ力Ｐｂを付加するようにブレーキ駆動部２５に信号出力する。
Ｐｂ＝Ｇb1・ΔＦtarg …（６０）
ここで、Ｇb1は予め設定されるゲインである。 The brake control amount calculation output unit 43d receives the over tire forces (ΔF_fl, ΔF_fr, ΔF_rl, ΔF_rr) of each wheel for which the over tire force Fover is determined from the over tire force calculation unit 41, and is specified from the differential rotation calculation unit 43a. The differential rotation Δω of the target wheel is input, and the determination result of each differential rotation (that is, regions A, B, C, and D in FIG. 14) is input from the differential rotation determination unit 43c. When the current running state is the state of the region B, the over-tyre force corresponding to the target wheel is set as ΔFtarg, and the brake hydraulic pressure Pb of the target wheel is calculated by the following equation (60). A signal is output to the brake drive unit 25 so that the braking force Pb is applied to the wheel to be operated.
Pb = Gb1 · ΔFtarg (60)
Here, Gb1 is a preset gain.

また、現在の走行状態が領域Ａの状態の場合、対象車輪の制動圧を制動力が発生しない程度に予め高めて予圧状態とする（すなわち、図１３のＰb1のブレーキ液圧を付加する）ようにブレーキ駆動部２５に信号出力する。
更に、現在の走行状態が領域Ｃの状態の場合、以下の（６１）式により、対象とする車輪のブレーキ液圧Ｐｂを演算して、対象とする車輪にこのブレーキ力Ｐｂを付加するようにブレーキ駆動部２５に信号出力する。
Ｐｂ＝Ｇb2・Δω …（６１）
ここで、Ｇb2は予め設定されるゲインである。 Further, when the current running state is the state of the region A, the braking pressure of the target wheel is increased in advance to such an extent that no braking force is generated, and the preload state is set (that is, the brake fluid pressure of Pb1 in FIG. 13 is added). A signal is output to the brake drive unit 25.
Further, when the current running state is the state of the region C, the brake fluid pressure Pb of the target wheel is calculated by the following equation (61), and this brake force Pb is applied to the target wheel. A signal is output to the brake drive unit 25.
Pb = Gb2 · Δω (61)
Here, Gb2 is a preset gain.

次に、上述のメイン制御部４０で実行される車両制御プログラムについて、図５のフローチャートで説明する。
まず、ステップ（以下、「Ｓ」と略称）１０１で必要パラメータ、すなわち、スロットル開度θth、エンジン回転数Ｎｅ、ハンドル角θＨ、各車輪の車輪速ωfl、ωfr、ωrl、ωrr、ヨーレートγ、横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）、路面摩擦係数μ、主変速ギヤ比ｉ、トルクコンバータのタービン回転数Ｎｔを読み込み、Ｓ１０２に進み、オーバータイヤ力演算部４１でオーバータイヤ力Ｆoverを演算し、Ｓ１０３に進み、トラクション制御部４２でトラクション制御を実行する。このトラクション制御は、例えば、Ｓ１０２で演算されたオーバータイヤ力Ｆoverがプラス（＋）の場合、このオーバータイヤ力Ｆover分のトルク（オーバートルク）Ｔoverを前述の（５９）式により演算して、このオーバートルクover分の出力を減じるようにエンジン制御部３９に信号出力する。 Next, the vehicle control program executed by the main control unit 40 will be described with reference to the flowchart of FIG.
First, in step (hereinafter abbreviated as “S”) 101, necessary parameters, that is, throttle opening θth, engine speed Ne, steering wheel angle θH, wheel speeds of each wheel ωfl, ωfr, ωrl, ωrr, yaw rate γ, lateral The acceleration (d ² y / dt ² ), the road surface friction coefficient μ, the main transmission gear ratio i, and the turbine speed Nt of the torque converter are read, the process proceeds to S102, and the over tire force calculation unit 41 calculates the over tire force Fover, Proceeding to S103, the traction control unit 42 executes traction control. For example, when the over-tyre force Fover calculated in S102 is positive (+), the traction control is performed by calculating a torque (over-torque) Tover corresponding to the over-tyre force Fover by the above-described equation (59). A signal is output to the engine control unit 39 so as to reduce the output of the over torque over.

次いで、Ｓ１０４に進んで、制動力制御部４３で制動力制御を実行してプログラムを抜ける。 Next, the process proceeds to S104, where the braking force control unit 43 executes the braking force control and exits the program.

次に、図６及び図７は、上述のＳ１０２のオーバータイヤ力演算部４１で実行されるオーバータイヤ力Ｆover演算ルーチンのフローチャートで、まず、Ｓ２０１で、エンジントルク演算部４１ａにより、予めエンジン特性により設定しておいたマップ（例えば、図９に示すマップ）を参照し、現在発生しているエンジントルクＴegを求める。 Next, FIG. 6 and FIG. 7 are flowcharts of the over tire force Fover calculation routine executed by the over tire force calculation unit 41 in S102 described above. First, in S201, the engine torque calculation unit 41a determines in advance the engine characteristics. The currently generated engine torque Teg is obtained with reference to a set map (for example, the map shown in FIG. 9).

次いで、Ｓ２０２に進み、トランスミッション出力トルク演算部４１ｂで、前述の（１）式により、トランスミッション出力トルクＴｔを演算する。 Next, the process proceeds to S202, where the transmission output torque calculation unit 41b calculates the transmission output torque Tt by the above-described equation (1).

次に、Ｓ２０３に進み、総駆動力演算部４１ｃで、前述の（２）式により、総駆動力Ｆｘを演算する。 Next, it progresses to S203 and the total driving force calculation part 41c calculates total driving force Fx by the above-mentioned (2) Formula.

次いで、Ｓ２０４に進み、前後接地荷重演算部４１ｄで、前述の（３）式により前輪接地荷重Ｆzfを演算し、前述の（４）式により後輪接地荷重Ｆzrを演算する。 Next, the process proceeds to S204, where the front / rear ground load calculating unit 41d calculates the front wheel ground load Fzf by the above-described equation (3), and calculates the rear wheel ground load Fzr by the above-described equation (4).

次に、Ｓ２０５に進み、左輪荷重比率演算部４１ｅで、前述の（５）式により左輪荷重比率ＷR_lを演算する。 Next, proceeding to S205, the left wheel load ratio calculation unit 41e calculates the left wheel load ratio WR_l by the above-described equation (5).

次いで、Ｓ２０６に進み、各輪接地荷重演算部４１ｆで、前述の（６）、（７）、（８）、（９）式により、それぞれ左前輪接地荷重Ｆzf_l、右前輪接地荷重Ｆzf_r、左後輪接地荷重Ｆzr_l、右後輪接地荷重Ｆzr_rを演算する。 Next, the process proceeds to S206, and each wheel ground load calculating unit 41f uses the above-described formulas (6), (7), (8), and (9) to respectively determine the left front wheel ground load Fzf_l, the right front wheel ground load Fzf_r, and the left rear. The wheel contact load Fzr_l and the right rear wheel contact load Fzr_r are calculated.

次に、Ｓ２０７に進み、各輪前後力演算部４１ｇで、前述の（１３）〜（１６）式により、左前輪前後力Ｆxf_l、右前輪前後力Ｆxf_r、左後輪前後力Ｆxr_l、右後輪前後力Ｆxr_rを演算する。 Next, proceeding to S207, each wheel longitudinal force calculation unit 41g uses the above-described equations (13) to (16) to calculate the left front wheel longitudinal force Fxf_l, the right front wheel longitudinal force Fxf_r, the left rear wheel longitudinal force Fxr_l, and the right rear wheel. The longitudinal force Fxr_r is calculated.

次いで、Ｓ２０８に進み、各輪要求横力演算部４１ｈで、前述の（１９）〜（２２）式により左前輪要求横力Ｆyf_l_FF、右前輪要求横力Ｆyf_r_FF、左後輪要求横力Ｆyr_l_FF、右後輪要求横力Ｆyr_r_FFを演算する。 Next, the process proceeds to S208, where each wheel required lateral force calculation unit 41h calculates the left front wheel required lateral force Fyf_l_FF, the right front wheel required lateral force Fyf_r_FF, the left rear wheel required lateral force Fyr_l_FF, and the right according to the aforementioned equations (19) to (22). The rear wheel required lateral force Fyr_r_FF is calculated.

次に、Ｓ２０９に進み、各輪横力演算部４１ｉで、前述の（３４）〜（３７）式により、左前輪横力Ｆyf_l_FB、右前輪横力Ｆyf_r_FB、左後輪横力Ｆyr_l_FB、右後輪横力Ｆyr_r_FBを演算する。 Next, proceeding to S209, each wheel lateral force calculation unit 41i calculates the left front wheel lateral force Fyf_l_FB, the right front wheel lateral force Fyf_r_FB, the left rear wheel lateral force Fyr_l_FB, and the right rear wheel according to the above-described equations (34) to (37). The lateral force Fyr_r_FB is calculated.

次いで、Ｓ２１０に進み、各輪摩擦円限界値演算部４１ｊで、前述の（３８）〜（４１）式により、左前輪摩擦円限界値μ_Fzfl、右前輪摩擦円限界値μ_Fzfr、左後輪摩擦円限界値μ_Fzrl、右後輪摩擦円限界値μ_Fzrrを演算する。 Next, in S210, each wheel friction circle limit value calculation unit 41j calculates the left front wheel friction circle limit value μ_Fzfl, the right front wheel friction circle limit value μ_Fzfr, and the left rear wheel friction circle according to the above equations (38) to (41). The limit value μ_Fzrl and the right rear wheel friction circle limit value μ_Fzrr are calculated.

次に、Ｓ２１１に進み、各輪要求タイヤ合力演算部４１ｋで、前述の（４２）〜（４５）式により、左前輪要求タイヤ合力Ｆ_fl_FF、右前輪要求タイヤ合力Ｆ_fr_FF、左後輪要求タイヤ合力Ｆ_rl_FF、右後輪要求タイヤ合力Ｆ_rr_FFを演算する。 Next, the process proceeds to S211, and each wheel required tire resultant force calculation unit 41k calculates the left front wheel required tire resultant force F_fl_FF, the right front wheel required tire resultant force F_fr_FF, and the left rear wheel required tire resultant force F_rl_FF by the above-described equations (42) to (45). The right rear wheel required tire resultant force F_rr_FF is calculated.

次いで、Ｓ２１２に進み、各輪タイヤ合力演算部４１ｌで、前述の（４６）〜（４９）式により、左前輪タイヤ合力Ｆ_fl_FB、右前輪タイヤ合力Ｆ_fr_FB、左後輪タイヤ合力Ｆ_rl_FB、右後輪タイヤ合力Ｆ_rr_FBを演算する。 Next, the process proceeds to S212, and each wheel tire resultant force calculation unit 41l calculates the left front wheel tire resultant force F_fl_FB, the right front wheel tire resultant force F_fr_FB, the left rear wheel tire resultant force F_rl_FB, and the right rear wheel tire according to the aforementioned equations (46) to (49). The resultant force F_rr_FB is calculated.

次に、Ｓ２１３に進み、各輪要求オーバータイヤ力演算部４１ｍで、前述の（５０）〜（５３）式により、左前輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_fl_FF、右前輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_fr_FF、左後輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_rl_FF、右後輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_rr_FFを演算する。 Next, the process proceeds to S213, and each wheel required overtire force calculation unit 41m calculates the left front wheel required overtire force ΔF_fl_FF, the right front wheel required overtire force ΔF_fr_FF, and the left rear wheel required by the equations (50) to (53) described above. The overtire force ΔF_rl_FF and the right rear wheel required overtire force ΔF_rr_FF are calculated.

次いで、Ｓ２１４に進み、各輪オーバータイヤ力演算部４１ｎで、前述の（５４）〜（５７）式により、左前輪オーバータイヤ力ΔＦ_fl_FB、右前輪オーバータイヤ力ΔＦ_fr_FB、左後輪オーバータイヤ力ΔＦ_rl_FB、右後輪オーバータイヤ力ΔＦ_rr_FBを演算する。 Next, the process proceeds to S214, and each wheel over-tyre force calculation unit 41n calculates the left front wheel over-tyre force ΔF_fl_FB, the right front wheel over-tyre force ΔF_fr_FB, the left rear wheel over-tyre force ΔF_rl_FB according to the above-described equations (54) to (57) The right rear wheel over-tyre force ΔF_rr_FB is calculated.

次に、Ｓ２１５に進み、オーバータイヤ力決定部４１ｏで、前述の（５８）式により、オーバータイヤ力Ｆoverを演算し出力してルーチンを抜ける。 Next, the process proceeds to S215, and the over tire force determination unit 41o calculates and outputs the over tire force Fover according to the above-described equation (58), and exits the routine.

次いで、図８は、上述のＳ１０４の制動力制御部４３で実行される制動力制御ルーチンのフローチャートで、まず、Ｓ３０１で、差回転演算部４３ａにより、速度の最も速い車輪を速度ωmaxの対象車輪として選択し、速度の最も遅い車輪を速度ωminの車輪として（車体速の車輪として）選択し、これらωmaxとωminとの差回転Δω（＝ωmax−ωmin）を演算する。 Next, FIG. 8 is a flowchart of the braking force control routine executed by the braking force control unit 43 in S104 described above. First, in S301, the wheel having the highest speed is selected as the target wheel having the speed ωmax by the differential rotation calculation unit 43a. The wheel having the slowest speed is selected as the wheel having the speed ωmin (as the wheel having the vehicle body speed), and the differential rotation Δω (= ωmax−ωmin) between these ωmax and ωmin is calculated.

次に、Ｓ３０２に進み、オーバータイヤ力判定部４３ｂは、オーバータイヤ力Ｆoverが予め設定したオーバータイヤ力閾値（本実施の形態では、例えば「０」）を越える（Ｆover＞０）か否（Ｆover≦０）かを判定する。 Next, in S302, the over tire force determination unit 43b determines whether the over tire force Fover exceeds a preset over tire force threshold value (eg, “0” in the present embodiment) (Fover> 0). ≦ 0).

この判定の結果、Ｆover＞０の場合は、Ｓ３０３に進み、差回転判定部４３ｃは、対象車輪の差回転Δωが予め設定した第１の差回転閾値Δωc1を越える（Δω＞Δωc1：図１４における領域Ｂ）か否（Δω≦Δωc1：図１４における領域Ａ）かを判定する。この判定の結果、Δω≦Δωc1の場合は、Ｓ３０４に進んで、ブレーキ制御量演算出力部４３ｄは、対象車輪の制動圧を制動力が発生しない程度に予め高めて予圧状態とする（すなわち、図１３のＰb1のブレーキ液圧を付加する）ようにブレーキ駆動部２５に信号出力してルーチンを抜ける。また、逆に、Δω＞Δωc1の場合は、Ｓ３０５に進んで、ブレーキ制御量演算出力部４３ｄは、前述の（６０）式により、対象とする車輪のブレーキ液圧Ｐｂを演算して、対象とする車輪にこのブレーキ力Ｐｂを付加するようにブレーキ駆動部２５に信号出力してルーチンを抜ける。
一方、前述のＳ３０２で、Ｆover≦０の場合は、Ｓ３０６に進み、差回転判定部４３ｃは、対象車輪の差回転Δωが予め設定した第２の差回転閾値Δωc2を越える（Δω＞Δωc2：図１４における領域Ｃ）か否（Δω≦Δωc2：図１４における領域Ｄ）かを判定する。この判定の結果、Δω＞Δωc2の場合は、Ｓ３０７に進んで、ブレーキ制御量演算出力部４３ｄは、前述の（６１）式により、対象とする車輪のブレーキ液圧Ｐｂを演算して、対象とする車輪にこのブレーキ力Ｐｂを付加するようにブレーキ駆動部２５に信号出力してルーチンを抜ける。また、逆に、Δω≦Δωc2の場合は、Ｓ３０８に進んで、ブレーキ制御量演算出力部４３ｄは、制動力制御を解除するようにブレーキ駆動部２５に信号出力してルーチンを抜ける。 If Fover> 0 as a result of the determination, the process proceeds to S303, where the differential rotation determination unit 43c exceeds the preset first differential rotation threshold Δωc1 (Δω> Δωc1: in FIG. 14). It is determined whether (region B) or not (Δω ≦ Δωc1: region A in FIG. 14). If Δω ≦ Δωc1 as a result of this determination, the process proceeds to S304, where the brake control amount calculation output unit 43d preliminarily increases the braking pressure of the target wheel to such an extent that no braking force is generated (that is, FIG. 13 is applied to the brake drive unit 25 to exit the routine. On the other hand, if Δω> Δωc1, the process proceeds to S305, where the brake control amount calculation output unit 43d calculates the brake fluid pressure Pb of the target wheel according to the above equation (60), and A signal is output to the brake drive unit 25 so as to apply this braking force Pb to the wheels to be executed, and the routine is exited.
On the other hand, if Fover ≦ 0 in S302 described above, the process proceeds to S306, where the differential rotation determination unit 43c exceeds the preset second differential rotation threshold value Δωc2 (Δω> Δωc2: FIG. 14) (region C in FIG. 14) or not (Δω ≦ Δωc2: region D in FIG. 14). If Δω> Δωc2 as a result of this determination, the process proceeds to S307, where the brake control amount calculation output unit 43d calculates the brake fluid pressure Pb of the target wheel according to the above equation (61), and A signal is output to the brake drive unit 25 so as to apply this braking force Pb to the wheels to be executed, and the routine is exited. Conversely, if Δω ≦ Δωc2, the process proceeds to S308, where the brake control amount calculation output unit 43d outputs a signal to the brake drive unit 25 so as to cancel the braking force control, and exits the routine.

このように本発明の実施の形態によれば、各駆動輪の前後力と横力の合力をタイヤ合力として算出し、各駆動輪が路面に対して発揮可能な最大発生力を摩擦円の大きさとして算出し、各駆動輪のタイヤ合力の総和に対する各駆動輪の摩擦円の大きさの総和からのオーバー量をオーバータイヤ力Ｆoverとして演算し、このオーバータイヤ力Ｆoverがプラス（＋）の場合、このオーバータイヤ力Ｆover分のトルクＴoverを減じるようにエンジン制御部３９に信号出力する。また、オーバータイヤ力Ｆoverと、車体速と各駆動輪の車輪速との差回転を演算し、オーバータイヤ力Ｆoverとこの差回転に基づいてブレーキ駆動部２５に信号出力して各輪を制動制御する。この制動制御は、具体的には、以下のように行われる。 Thus, according to the embodiment of the present invention, the resultant force of the longitudinal force and lateral force of each driving wheel is calculated as the tire resultant force, and the maximum generated force that each driving wheel can exert on the road surface is the size of the friction circle. When the over tire force Fover is calculated as the over tire force Fover from the sum of the size of the friction circle of each drive wheel with respect to the total tire resultant force of each drive wheel, the over tire force Fover is plus (+). Then, a signal is output to the engine control unit 39 so as to reduce the torque Tover corresponding to the over tire force Fover. Also, the differential rotation between the over-tyre force Fover, the vehicle speed and the wheel speed of each drive wheel is calculated, and a signal is output to the brake drive unit 25 based on the over-tire force Fover and the differential rotation to control each wheel for braking. To do. Specifically, this braking control is performed as follows.

また、オーバータイヤ力Ｆoverがオーバータイヤ力閾値（例えば０）を越えた場合で、且つ、特定の車輪の差回転が第１の差回転閾値Δωc1以下の場合は、この特定の車輪の制動圧を制動力が発生しない程度に予め高めて予圧状態とする。 When the over tire force Fover exceeds an over tire force threshold (for example, 0) and the differential rotation of the specific wheel is equal to or less than the first differential rotation threshold Δωc1, the braking pressure of the specific wheel is set. The preload state is set in advance to such an extent that no braking force is generated.

更に、オーバータイヤ力Ｆoverがオーバータイヤ力閾値（例えば０）以下の場合で、且つ、特定の駆動輪の差回転が予め設定した第２の差回転閾値Δωc2を越える場合は、この特定の駆動輪に差回転に応じた制動力を付加する。このため、車輪相互間の差回転を適切に制御すると共に、車輪と路面の間のグリップ力を適切に監視してタイヤのグリップ力を最適に維持しながら摩擦円を使い切る効率の良い最適な制御を行うことが可能となる。また、特に、オーバータイヤ力Ｆoverが予め設定したオーバータイヤ力閾値（例えば０）を越えた場合には、特定の駆動輪の差回転が第１の差回転閾値Δωc1以下の場合は、この特定の駆動輪の制動圧を制動力が発生しない程度に予め高める予圧状態となる領域を設定して、差回転が予め設定した第１の差回転閾値Δωc1を越える場合にはじめて制動力が付加されるようにしたので、制動力の付加をレスポンス良く、且つ、ドライバに違和感を与えることなくスムーズに行うことが可能となっている。更に、上述の予圧状態とする領域も、オーバータイヤ力Ｆoverが予め設定したオーバータイヤ力閾値（例えば０）を越え、且つ、差回転が第１の差回転閾値Δωc1以下の場合に制限しているので、ブレーキパッド摺動抵抗低減による燃費向上を図ることができる。 Furthermore, when the overtire force Fover is equal to or less than the overtire force threshold (for example, 0) and the differential rotation of the specific drive wheel exceeds a preset second differential rotation threshold Δωc2, the specific drive wheel A braking force corresponding to the differential rotation is added to the. For this reason, the differential rotation between the wheels is properly controlled, and the grip force between the wheel and the road surface is properly monitored to maintain the tire grip force optimally and to use the friction circle efficiently. Can be performed. In particular, when the over tire force Fover exceeds a preset over tire force threshold (for example, 0), if the differential rotation of a specific drive wheel is equal to or smaller than the first differential rotation threshold Δωc1, this specific An area is set in a preload state in which the braking pressure of the drive wheels is increased in advance to such an extent that no braking force is generated, and the braking force is added only when the differential rotation exceeds a preset first differential rotation threshold Δωc1. As a result, the braking force can be applied smoothly with good response and without giving the driver a sense of incongruity. Further, the above preload state region is also limited to the case where the overtire force Fover exceeds a preset overtire force threshold (for example, 0) and the differential rotation is equal to or less than the first differential rotation threshold Δωc1. Therefore, fuel efficiency can be improved by reducing brake pad sliding resistance.

尚、本実施形態では各駆動輪の前後力と横力の合力であるタイヤ合力として、ドライバ要求に基づき車輪に将来発生する各輪要求タイヤ合力と、車輪に現在発生している各輪タイヤ合力との２つを算出し、大きい値を使ってオーバータイヤ力を算出している。しかし、必ずしも本発明は２つのタイヤ合力を算出する必要はなく、どちらか一方だけを算出してオーバータイヤ力の算出に用いても良い。 In the present embodiment, the tire resultant force that is the resultant force of the longitudinal force and the lateral force of each drive wheel is the wheel required tire resultant force that will be generated in the future based on the driver request, and the wheel tire resultant force that is currently generated on the wheel. And over tire force is calculated using a large value. However, in the present invention, it is not always necessary to calculate the two tire resultant forces, and only one of them may be calculated and used to calculate the over tire force.

車両の制御装置を搭載した車両全体の概略構成を示す説明図Explanatory drawing which shows schematic structure of the whole vehicle carrying the vehicle control apparatus. 車両の制御装置の機能ブロック図Functional block diagram of vehicle control device オーバータイヤ力演算部の機能ブロック図Functional block diagram of the overtire force calculator 制動力制御部の機能ブロック図Functional block diagram of the braking force control unit 車両制御プログラムのフローチャートFlow chart of vehicle control program オーバータイヤ力Ｆover演算ルーチンのフローチャートFlow chart of overtire force Fover calculation routine 図６から続くフローチャートFlow chart continuing from FIG. 制動力制御ルーチンのフローチャートFlow chart of braking force control routine エンジン回転数とスロットル開度により設定されるエンジントルクの一例を示す説明図Explanatory drawing showing an example of engine torque set by engine speed and throttle opening 付加ヨーモーメント演算ルーチンのフローチャートFlow chart of additional yaw moment calculation routine 横加速度飽和係数の説明図Illustration of lateral acceleration saturation coefficient 車速感応ゲインの特性マップCharacteristic map of vehicle speed sensitive gain ブレーキ液圧とブレーキ力との関係を示す説明図Explanatory drawing showing the relationship between brake fluid pressure and brake force 差回転とオーバータイヤ力に応じて設定される各領域の説明図Explanatory drawing of each area set according to differential rotation and over tire force

Explanation of symbols

１エンジン
１４fl、１４fr、１４rl、１４rr 車輪
２５ブレーキ駆動部
２６fl、２６fr、２６rl、２６rr ホイールシリンダ
３９エンジン制御部
４０メイン制御部
４１オーバータイヤ力演算部（オーバータイヤ力演算手段）
４２トラクション制御部
４３制動力制御部（制動制御手段）
４３ａ差回転演算部（差回転演算手段）
４３ｂオーバータイヤ力判定部
４３ｃ差回転判定部
４３ｄブレーキ制御量演算出力部 1 Engine 14fl, 14fr, 14rl, 14rr Wheel 25 Brake drive unit 26fl, 26fr, 26rl, 26rr Wheel cylinder 39 Engine control unit 40 Main control unit 41 Over tire force calculation unit (over tire force calculation means)
42 Traction control unit 43 Braking force control unit (braking control means)
43a Differential rotation calculation part (differential rotation calculation means)
43b Over-tyre force determination unit 43c Differential rotation determination unit 43d Brake control amount calculation output unit

Claims

Tire resultant force calculating means for calculating the resultant force of the longitudinal force and lateral force of each driving wheel as a tire resultant force;
Friction circle calculating means for calculating the maximum generated force that each driving wheel can exert on the road surface as the size of the friction circle;
An over tire force calculating means for calculating an over amount from the sum of the size of the friction circle of each driving wheel with respect to the total tire resultant force of each driving wheel as an over tire force;
Selecting a wheel having the fastest speed as a target wheel, and calculating a differential rotation between the target wheel and the vehicle body speed;
Braking control means for applying a predetermined different braking force to the target wheel based on the magnitude of the over-tyre force and the magnitude of differential rotation of the target wheel;
A vehicle control device comprising:

The braking control means includes a grip for the target wheel when the over tire force exceeds a preset over tire force threshold value and the differential rotation of the target wheel exceeds a preset first differential rotation threshold value. 2. The vehicle control device according to claim 1, wherein when it can be determined that the force cannot be maintained, a braking force is set according to the over-tyre force and applied to the target wheel.

The braking control means is configured such that when the over tire force exceeds a preset over tire force threshold and the differential rotation of the target wheel is equal to or less than a preset first differential rotation threshold, the grip force of the target wheel 2. The vehicle control device according to claim 1, wherein when it can be determined that the braking force is maintained, the braking pressure of the target wheel is increased in advance to a level that does not generate a braking force to be in a preload state.

The braking control means is configured such that when the over tire force is equal to or less than a preset over tire force threshold, and the differential rotation of the target wheel exceeds a preset second differential rotation threshold, the grip force of the target wheel 2. The vehicle control device according to claim 1, wherein when it is determined that the vehicle cannot be maintained, a braking force is set according to the differential rotation of the target wheel and applied to the target wheel.