必要に応じて各車輪の制動力を相互に独立に制御可能な制動装置を有する車両の制動力配分制御装置に於いて、前輪及び後輪のうち制動力分担比が高い方及び低い方をそれぞれ制御基準輪及び制御対象輪とし、前記制御基準輪の左右輪間の制動スリップ指標値の相違量を基準相違量として、前記制御対象輪の左右輪間の制動スリップ指標値の大小関係が前記制御基準輪の左右輪間の制動スリップ指標値の大小関係とは逆になるよう前記制御対象輪の制動力の配分制御を行うことを特徴とする車両の制動力配分制御装置。前記基準相違量に基づいて前記制御対象輪の左右輪間の制動スリップ指標値の目標相違量を演算し、前記制御対象輪の左右輪間の制動スリップ指標値の相違量が前記目標相違量に近づくよう前記制御対象輪の制動力の配分制御を行うことを特徴とする請求項1に記載の車両の制動力配分制御装置。前記基準相違量の大きさに対する前記目標相違量の大きさの比は、車両の仕様により定まる前記制御基準輪に対する前記制御対象輪の前後接地荷重比の標準値と車両の制動時について予め設定された前後荷重移動量の標準値とに基づいて、予め一定の値に設定されていることを特徴とする請求項2に記載の車両の制動力配分制御装置。前記制御基準輪に対する前記制御対象輪の前後接地荷重比を推定し、前後接地荷重比の推定値に基づいて前記基準相違量の大きさに対する前記目標相違量の大きさの比を可変設定することを特徴とする請求項2に記載の車両の制動力配分制御装置。前記制御対象輪の一方の車輪に対する他方の車輪の横接地荷重比を推定し、横接地荷重比の推定値に基づいて前記制御対象輪の制動力の配分制御量を補正することを特徴とする請求項1乃至4の何れか一つに記載の車両の制動力配分制御装置。検出される車両のヨー運動の方向と前記制御基準輪の左右輪間の制動スリップ指標値の相違量に基づいて推定される車両のヨー運動の方向とが同一でないときには、前記制御対象輪の制動力の配分制御を禁止することを特徴とする請求項1乃至5の何れか一つに記載の車両の制動力配分制御装置。前記制御基準輪の少なくとも一方の車輪の制動スリップ指標値の変化率の大きさが変化率基準値を越えるときには、前記制御対象輪の制動力の配分制御量の大きさを低減することを特徴とする請求項1乃至6の何れか一つに記載の車両の制動力配分制御装置。前記目標相違量の大きさが大きいときには前記目標相違量の大きさが小さいときに比して前記制御対象輪の制動力増大側の配分制御量の大きさに対する制動力低減側の配分制御量の大きさの比を高くすることを特徴とする請求項2乃至7の何れか一つに記載の車両の制動力配分制御装置。前記目標相違量の大きさが超過基準値を越えるときには、前記目標相違量のうち前記超過基準値に対応する相違量に基づいて前記制御対象輪の左右輪の制動力の配分制御量を演算すると共に、前記目標相違量のうち前記超過基準値を越える超過分に基づいて前記制御対象輪の制動力低減側の配分制御量の大きさを増大することを特徴とする請求項2乃至7の何れか一つに記載の車両の制動力配分制御装置。車両の減速度が高いときには車両の減速度が低いときに比して前記基準相違量の大きさに対する前記目標相違量の大きさの比を高くすることを特徴とする請求項2乃至9の何れか一つに記載の車両の制動力配分制御装置。前記制御基準輪の左右輪に対応する路面の摩擦係数が異なるときには、前記制御対象輪の制動力の配分制御量の大きさを低減することを特徴とする請求項1乃至10の何れか一つに記載の車両の制動力配分制御装置。前記制御基準輪の車輪速度に基づいて車両の基準車速を演算し、前記基準車速及び前記目標相違量に基づいて前記制御対象輪の左右輪の目標車輪速度を演算し、前記制御対象輪の左右輪の車輪速度がそれぞれ対応する前記目標車輪速度に近づくよう前記制御対象輪の左右輪の制動力を制御することを特徴とする請求項2乃至11の何れか一つに記載の車両の制動力配分制御装置。前記制御基準輪は前輪であり、前記制御対象輪は後輪であることを特徴とする請求項1乃至12の何れか一つに記載の車両の制動力配分制御装置。発明が解決しようとする課題しかし左右輪の制動スリップ率の差が大きい状況に於いてヨーモーメントを低減するためには、制動スリップ率が高い側の車輪の制動力を増大させ若しくは制動スリップ率が低い側の車輪の制動力を低下させる必要がある。そのため制動力の増大余裕度が低い側の制動力を増大させ、若しくは制動力の増大余裕度が高い側の制動力を低下させることになり、制動力の増減に伴って車両の挙動が急変し易く、安定的にヨーモーメントを低減することが困難である。また一般に前輪の制動力分担比は後輪の制動力分担比よりも高いので、上記の問題は、左右前輪の制動スリップ率の差が大きい状況に於いて左右前輪の制動力を増減することによって車両に作用するヨーモーメントを低減せんとする場合に特に顕著である。本発明の主要な課題は、左右輪の制動スリップの度合の差が大きい状況に於いて車両の挙動を急変させることなく車両に作用するヨーモーメントを低減することである。課題を解決するための手段及び発明の効果本発明によれば、必要に応じて各車輪の制動力を相互に独立に制御可能な制動装置を有する車両の制動力配分制御装置に於いて、前輪及び後輪のうち制動力分担比が高い方及び低い方をそれぞれ制御基準輪及び制御対象輪とし、制御基準輪の左右輪間の制動スリップ指標値の相違量を基準相違量として、制御対象輪の左右輪間の制動スリップ指標値の大小関係が制御基準輪の左右輪間の制動スリップ指標値の大小関係とは逆になるよう制御対象輪の制動力の配分制御を行うことを特徴とする車両の制動力配分制御装置が提供される。この構成によれば、制御対象輪の左右輪間の制動スリップ指標値の大小関係が制御基準輪の左右輪間の制動スリップ指標値の大小関係とは逆になるよう、制御対象輪の制動力の配分制御が行われる。よって前後輪を総合的に見た場合の左右輪間の制動スリップ指標値の相違量を低減し、これにより左右輪間の制動力の差に起因する車両の偏向を抑制することができる。また前輪及び後輪のうち制動力分担比が低い方の左右輪の制動力の配分が制御されるので、制動力分担比が高い方の左右輪の制動力の配分が制御される場合に比して車両の挙動の急変の虞れを低減することができる。上記構成に於いて、基準相違量に基づいて制御対象輪の左右輪間の制動スリップ指標値の目標相違量を演算し、制御対象輪の左右輪間の制動スリップ指標値の相違量が目標相違量に近づくよう制御対象輪の制動力の配分制御を行うようになっていてよい。この構成によれば、基準相違量に基づいて制御対象輪の左右輪間の制動スリップ指標値の目標相違量が演算され、制御対象輪の左右輪間の制動スリップ指標値の相違量が目標相違量に近づくよう制御対象輪の制動力の配分制御が行われる。よって制御対象輪の左右輪間の制動スリップ指標値の大小関係を制御基準輪の左右輪間の制動スリップ指標値の大小関係とは逆にすることができると共に、制御対象輪の左右輪間の制動スリップ指標値の相違量を目標相違量に近づけることができる。上記構成に於いて、基準相違量の大きさに対する目標相違量の大きさの比は、車両の仕様により定まる制御基準輪に対する制御対象輪の前後接地荷重比の標準値と車両の制動時について予め設定された前後荷重移動量の標準値とに基づいて、予め一定の値に設定されていてよい。この構成によれば、基準相違量の大きさに対する目標相違量の大きさの比は、予め一定の値に設定されているので、この比が変化する場合に比して制御対象輪の制動力の配分制御を容易に行うことができる。また上記一定の値は、車両の仕様により定まる制御基準輪に対する制御対象輪の前後接地荷重比の標準値と車両の制動時について予め設定された前後荷重移動量の標準値とに基づいて設定される。よって例えば車両の制動時について予め設定された前後荷重移動量の標準値が考慮されない場合に比して、車両の制動時に於ける実際の前後接地荷重比に近い比に則して基準相違量の大きさに対する目標相違量の大きさの比を制御することができる。また上記構成に於いて、制御基準輪に対する制御対象輪の前後接地荷重比を推定し、前後接地荷重比の推定値に基づいて基準相違量の大きさに対する目標相違量の大きさの比を可変設定するようになっていてよい。この構成によれば、前後接地荷重比の推定値に基づいて基準相違量の大きさに対する目標相違量の大きさの比を変化させることができる。よって前後接地荷重比の変化に応じて基準相違量の大きさに対する目標相違量の大きさの比を増減させることができ、車両の走行に伴って変化する実際の前後接地荷重比に応じて制御対象輪の制動力の配分を適切に制御することができる。また上記構成に於いて、制御対象輪の一方の車輪に対する他方の車輪の横接地荷重比を推定し、横接地荷重比の推定値に基づいて制御対象輪の左右輪の制動力の配分制御量を補正するようになっていてよい。この構成によれば、制御対象輪の一方の車輪に対する他方の車輪の横接地荷重比の変化に応じて制御対象輪の左右輪の制動力の配分制御量を補正するすることができる。よって横接地荷重比が一定であるとされる場合に比して、車両の走行に伴って変化する実際の横接地荷重比に応じて制御対象輪の制動力の配分を適切に制御することができる。上記構成に於いて、検出される車両のヨー運動の方向と制御基準輪の左右輪間の制動スリップ指標値の相違量に基づいて推定される車両のヨー運動の方向とが同一でないときには、制御対象輪の制動力の配分制御を禁止するようになっていてよい。一般に、車両の旋回時には横方向の荷重移動により旋回外輪の接地荷重が増大し旋回内輪の接地荷重が低下することにより、旋回内輪の制動スリップ指標値は旋回外輪の制動スリップ指標値よりも高くなる。よって検出される車両のヨー運動の方向と制動スリップ指標値の相違量に基づいて推定されるヨー運動の方向とが同一でないときには、その要因は旋回内輪の路面の摩擦係数が旋回外輪の路面の摩擦係数よりも高いことであると考えられる。よって制御基準輪の旋回内輪の制動スリップ指標値が旋回外輪の制動スリップ指標値よりも低くなるので、制御対象輪に於いて旋回内輪の制動スリップ指標値が旋回外輪の制動スリップ指標値よりも高くなるよう制動力が制御される。そのため旋回内輪の制動力が旋回外輪の制動力よりも高くなるよう制動力が制御されるため、車両に作用するヨーモーメントが助長されてしまう。上記構成によれば、比較される車両のヨー運動の方向が同一でないときには、制御対象輪の制動力の配分制御が禁止されるので、制動力の配分制御によってヨーモーメントが助長され車両の旋回挙動が悪化されることを防止することができる。また車両が実際にはヨー運動していても、路面の摩擦係数の左右差に起因して左右輪間の制動スリップ指標値が同一になり、車両が直進していると推定される場合がある。逆に車両が実際には直進走行していても、路面の摩擦係数の左右差に起因して左右輪間の制動スリップ指標値が異なる値になり、車両が旋回していると推定される場合がある。上記構成によれば、比較される車両のヨー運動の方向が同一でないときには、制御対象輪の制動力の配分制御が禁止されるので、上記状況に於いても制御対象輪の制動力の配分制御に起因する車両の挙動の悪化を防止することができる。また上記構成に於いて、制御基準輪の少なくとも一方の車輪の制動スリップ指標値の変化率の大きさが変化率基準値を越えるときには、制御対象輪の制動力の配分制御量の大きさを低減するようになっていてよい。一般に、車輪が段差等を通過する際には車輪速度が急激に変化し、そのため車輪の制動スリップ指標値の変化率の大きさが瞬間的に大きく変化することがある。よって瞬間的に大きく変化する制御基準輪の制動スリップ指標値の左右輪間の相違量に基づいて制御対象輪の左右輪間の制動スリップ指標値の目標相違量が演算されるため、制御対象輪の制動力の配分が不必要に制御されることがある。上記構成によれば、、制御基準輪の少なくとも一方の車輪の制動スリップ指標値の変化率の大きさが変化率基準値を越えるときには、制御対象輪の制動力の補正量の大きさが低減される。従って車輪の段差通過等に起因して車輪速度が急激に変化する場合に制御対象輪の制動力の配分制御が不必要に実行される虞れを低減することができる。また上記構成に於いて、目標相違量の大きさが大きいときには目標相違量の大きさが小さいときに比して制御対象輪の制動力増大側の配分制御量の大きさに対する制動力低減側の配分制御量の大きさの比を高くするようになっていてよい。上記制御対象輪の制動力の配分制御が行われる場合に於いて、目標相違量の大きさが大きいときにはそれが小さいときに比して制御対象輪の制動力の増減量が大きくなるので、制動力増大側の車輪の制動力が当該車輪が発生可能な最大制動力に近い値になる。そのため目標相違量の大きさが大きいときにはそれが小さいときに比して、制動力増大側の車輪に於いて制動力の制御が不安定になったり、アンチスキッド制御が早期に開始される虞れが高くなる。上記構成によれば、目標相違量の大きさが大きいときにはそれが小さいときに比して制御対象輪の制動力増大側の配分制御量の大きさに対する制動力低減側の配分制御量の大きさの比が高くなるよう、制御対象輪の制動力の配分制御量が補正される。よって制動力増大側の車輪に於いて制動力の制御が不安定になったりアンチスキッド制御が早期に開始されることを抑制することができる。また上記構成に於いて、目標相違量の大きさが超過基準値を越えるときには、目標相違量のうち超過基準値に対応する相違量に基づいて制御対象輪の左右輪の制動力の配分制御量を演算すると共に、目標相違量のうち超過基準値を越える超過分に基づいて制御対象輪の制動力低減側の配分制御量の大きさを増大するようになっていてよい。上記構成によれば、目標相違量の大きさが超過基準値を越える状況に於いて、制御対象輪の制動力増大側の配分制御量の大きさが過大になることを防止することができる。よって制動力増大側の車輪に於いて制動力の制御が不安定になったりアンチスキッド制御が早期に開始されることを抑制することができる。また上記構成によれば、目標相違量の大きさが超過基準値以下である状況に於いては、制御対象輪の制動力について本来の制動力の配分制御を実行し、これにより車両の偏向を効果的に抑制することができる。また上記構成に於いて、車両の減速度が高いときには車両の減速度が低いときに比して基準相違量の大きさに対する目標相違量の大きさの比を高くするようになっていてよい。一般に、左右輪間の制動スリップ指標値の差に起因する車両の偏向は、車両の減速度が低いときには発生し難く、車両の減速度が高いときには発生し易くなる。また車両の減速度が低いときには車両の減速度が高いときに比して、路面よりの外乱が制御基準輪の左右輪間の制動スリップ指標値の相違量に与える影響が大きくなり易く、そのため制御対象輪の制動力が不必要に補正され易い。上記構成によれば、車両の減速度が高いときには車両の減速度が低いときに比して基準相違量の大きさに対する目標相違量の大きさの比が高くされる。よって車両の減速度が高いときには車両の偏向を効果的に抑制しつつ、車両の減速度が低いときには制御対象輪の制動力の配分制御量が過剰になったり制動力の配分が不必要に制御される虞れを低減することができる。また上記構成に於いて、制御基準輪の左右輪に対応する路面の摩擦係数が異なるときには、制御対象輪の制動力の配分制御量の大きさを低減するようになっていてよい。一般に、左右輪に対応する路面の摩擦係数が異なるときには、路面の摩擦係数の低い側が路面の摩擦係数の高い側に比して制動スリップの度合が高くなる。よって制御基準輪の左右輪の制動スリップ指標値の大小関係から判断すると、車両は路面の摩擦係数の低い側へ旋回していると判断される。一方上記制御対象輪の制動力の配分制御が行われると、路面の摩擦係数の低い側が路面の摩擦係数の高い側に比して制動スリップの度合が高くなるよう制御対象輪の制動力が補正される。よって路面の摩擦係数の低い側が路面の摩擦係数の高い側に比して制動力が相対的に増大するよう制動力が補正されるので、運転者が意図しない車両の旋回が制御対象輪の制動力の配分制御によって助長される虞れがある。上記構成によれば、制御基準輪の左右輪に対応する路面の摩擦係数が異なるときには、制御対象輪の左右輪の制動力の配分制御量の大きさが低減される。よって運転者が意図しない車両の旋回が制御対象輪の制動力の配分制御によって助長される虞れを低減することができる。また上記構成に於いて、制御基準輪の車輪速度に基づいて車両の基準車速を演算し、車両の基準車速及び目標相違量に基づいて制御対象輪の左右輪の目標車輪速度を演算し、制御対象輪の左右輪の車輪速度がそれぞれ対応する目標車輪速度に近づくよう制御対象輪の左右輪の制動力を制御するようになっていてよい。この構成によれば、制御対象輪の左右輪の車輪速度が車両の基準車速及び目標相違量に基づいて演算される目標車輪速度に近づくよう制御される。よって車両の基準車速との関連で制御対象輪の左右輪の車輪速度を制御することにより、車両の偏向を抑制することができる。また上記構成に於いて、制御基準輪は前輪であり、制御対象輪は後輪であってよい。この構成によれば、制御基準輪は前輪であり、制御対象輪は後輪であるので、後輪よりも前輪の制動力分担比が高い一般的な車両に於いて車両の挙動の急変の虞れを低減しつつ車両の偏向を抑制することができる。また本発明の制動力配分制御装置は、各車輪の制動力が少なくとも制動要求量に応じて変化される車両に適用されてよい。また上記構成に於いて、制御基準輪の少なくとも一方の車輪の制動スリップ指標値の変化率の大きさが変化率基準値を越えるときには、制御対象輪の制動力の配分制御を禁止するようになっていてよい。また上記構成に於いて、制御基準輪の左右輪に対応する路面の摩擦係数が異なるときには、制御対象輪の制動力の配分制御を禁止するようになっていてよい。本発明による車両の制動力配分制御装置の第一の実施形態を示す概略構成図である。図1に示された制動装置を詳細に示す図である。第一の実施形態に於ける制動力の配分制御ルーチンを示すフローチャートである。本発明による車両の制動力配分制御装置の第二の実施形態に於ける制動力の配分制御ルーチンを示すフローチャートである。本発明による車両の制動力配分制御装置の第三の実施形態に於ける制動力の配分制御ルーチンを示すフローチャートである。本発明による車両の制動力配分制御装置の第四の実施形態に於ける制動力の配分制御ルーチンを示すフローチャートである。本発明による車両の制動力配分制御装置の第五の実施形態に於ける制動力の配分制御ルーチンを示すフローチャートである。本発明による車両の制動力配分制御装置の第六の実施形態に於ける制動力の配分制御ルーチンを示すフローチャートである。本発明による車両の制動力配分制御装置の第七の実施形態に於ける制動力の配分制御ルーチンを示すフローチャートである。本発明による車両の制動力配分制御装置の第八の実施形態に於ける制動力の配分制御ルーチンを示すフローチャートである。以下に添付の図を参照しつつ、本発明を幾つかの好ましい実施形態について詳細に説明する。第一の実施形態図1は本発明による車両の制動力配分制御装置の第一の実施形態を示す概略構成図、図2は図1に示された制動装置を示す図である。図1に於いて、100は車両10の制動力配分制御装置を全体的に示している。車両10は左右の前輪12FL及び12FR及び左右の後輪12RL及び12RRを有している。操舵輪である左右の前輪12FL及び12FRは運転者によるステアリングホイール14の転舵に応答して駆動されるラックアンドピニオン式のパワーステアリング装置16によりタイロッド18L及び18Rを介して操舵される。各車輪の制動力は制動装置110のブレーキアクチュエータとしての油圧回路20によりホイールシリンダ24FR、24FL、24RR、24RL内の圧力Pii=fr、fl、rr、rl、即ち各車輪の制動圧が制御されることによって制御される。図2に示されている如く、制動装置100は運転者によるブレーキペダル26の踏み込み操作に応答してブレーキオイルを圧送するマスタシリンダ28を有している。マスタシリンダ28はその両側の圧縮コイルばねにより所定の位置に付勢されたフリーピストン30により画成された第一のマスタシリンダ室28Aと第二のマスタシリンダ室28Bとを有している。第一のマスタシリンダ室28A及び第二のマスタシリンダ室28Bにはそれぞれ第一系統のブレーキ油圧制御導管38A及び第二系統のブレーキ油圧制御導管38Bの一端が接続されている。ブレーキ油圧制御導管38A及び38Bはそれぞれマスタシリンダ室28A及び28Bを油圧回路20に接続している。ブレーキ油圧制御導管38Aの途中には第一系統の連通制御弁42Aが設けられており、連通制御弁42Aは図示の実施形態に於いては常開型のリニアソレノイド弁である。連通制御弁42Aは図2には示されていないソレノイドに駆動電流が通電されていないときには開弁し、ソレノイドに駆動電流が通電されると閉弁する。特に連通制御弁42Aは閉弁状態にあるときにはマスタシリンダ28とは反対の側の圧力がマスタシリンダ28の側の圧力に比して高圧になるよう差圧を維持し、駆動電流の電圧に応じて差圧を増減する。換言すれば、連通制御弁42Aを横切る差圧がソレノイドに対する駆動電流の電圧により決定される指示差圧以下であるときには、連通制御弁42Aは閉弁状態を維持する。従って連通制御弁42Aは作動流体としてのオイルがマスタシリンダ28とは反対の側より連通制御弁42Aを経てマスタシリンダ28の側へ流通することを阻止し、これにより連通制御弁42Aを横切る差圧が低下することを阻止する。これに対し連通制御弁42Aを横切る差圧がソレノイドに対する駆動電流の電圧により決定される指示差圧を越えると、連通制御弁42Aは開弁する。従って連通制御弁42Aはオイルがマスタシリンダ28とは反対の側より連通制御弁42Aを経てマスタシリンダ28の側へ流通することを許容し、これにより連通制御弁42Aを横切る差圧を指示差圧に制御する。第一系統のブレーキ油圧制御導管38Aの他端には右前輪用のブレーキ油圧制御導管44FR及び左後輪用のブレーキ油圧制御導管44RLの一端が接続されている。右前輪用のブレーキ油圧制御導管44FR及び左後輪用のブレーキ油圧制御導管44RLの他端にはそれぞれ右前輪及び左後輪の制動力を制御するためのホイールシリンダ24FR及び24RLが接続されている。また右前輪用のブレーキ油圧制御導管44FR及び左後輪用のブレーキ油圧制御導管44RLの途中にはそれぞれ常開型の電磁開閉弁48FR及び48RLが設けられている。電磁開閉弁48FRとホイールシリンダ24FRとの間のブレーキ油圧制御導管44FRにはオイル排出導管52FRの一端が接続されている。同様に電磁開閉弁48RLとホイールシリンダ24RLとの間のブレーキ油圧制御導管44RLにはオイル排出導管52RLの一端が接続されている。オイル排出導管52FR及び52RLの途中にはそれぞれ常閉型の電磁開閉弁54FR及び54RLが設けられており、オイル排出導管52FR及び52RLの他端は接続導管56Aによりオイルを貯留する第一系統のリザーバ58Aに接続されている。以上の説明より解る如く、電磁開閉弁48FR及び48RLはそれぞれホイールシリンダ24FR及び24RL内の圧力を増圧又は保持するための増圧弁である。これに対し電磁開閉弁54FR及び54RLはそれぞれホイールシリンダ24FR及び24RL内の圧力を減圧するための減圧弁である。従って電磁開閉弁48FR及び54FRは互いに共働して右前輪のホイールシリンダ24FR内の圧力を増減し保持するための増減圧弁を郭定している。同様に電磁開閉弁48RL及び54RLは互いに共働して左後輪のホイールシリンダ24RL内の圧力を増減し保持するための増減圧弁を郭定している。接続導管56Aは接続導管60Aによりポンプ52Aの吸入側に接続されている。ポンプ52Aの吐出側は途中にダンパ64Aを有する接続導管66Aによりブレーキ油圧制御導管38Aの他端に接続されている。ポンプ62Aとダンパ64Aとの間の接続導管66Aにはポンプ62Aよりダンパ64Aへ向かうオイルの流れのみを許す逆止弁68Aが設けられている。同様に、ブレーキ油圧制御導管38Bの途中には第二系統の連通制御弁42Bが設けられており、連通制御弁42Bも図示の実施形態に於いては常開型のリニアソレノイド弁であり、連通制御弁42Aと同様に作動する。従って図2には示されていないソレノイドに対する駆動電流の電圧を制御することにより、オイルがホイールシリンダ24FL及び24RRの側より連通制御弁42Bを経てマスタシリンダ28の側へ流通することを制限することができると共に、連通制御弁42Bを横切る差圧を指示差圧に制御する。第二系統のブレーキ油圧制御導管38Bの他端には左前輪用のブレーキ油圧制御導管44FL及び右後輪用のブレーキ油圧制御導管44RRの一端が接続されている。左前輪用のブレーキ油圧制御導管44FL及び右後輪用のブレーキ油圧制御導管44RRの他端にはそれぞれ左前輪及び右後輪の制動力を制御するためのホイールシリンダ24FL及び24RRが接続されている。また左前輪用のブレーキ油圧制御導管44FL及び右後輪用のブレーキ油圧制御導管44RRの途中にはそれぞれ常開型の電磁開閉弁48FL及び48RRが設けられている。電磁開閉弁48FLとホイールシリンダ24FLとの間のブレーキ油圧制御導管44FLにはオイル排出導管52FLの一端が接続されている。同様に電磁開閉弁48RRとホイールシリンダ24RRとの間のブレーキ油圧制御導管44RRにはオイル排出導管52RRの一端が接続されている。オイル排出導管52FL及び52RRの途中にはそれぞれ常閉型の電磁開閉弁54FL及び54RRが設けられており、オイル排出導管52FL及び52RRの他端は接続導管56Bによりオイルを貯留する第二系統のリザーバ58Bに接続されている。以上の説明より解る如く、電磁開閉弁48FL及び48RRはそれぞれホイールシリンダ24FL及び24RR内の圧力を増圧又は保持するための増圧弁であるこれに対し電磁開閉弁54FL及び54RRはそれぞれホイールシリンダ24FL及び24RR内の圧力を減圧するための減圧弁である。従って電磁開閉弁48FL及び54FLは互いに共働して左前輪のホイールシリンダ24FL内の圧力を増減し保持するための増減圧弁を郭定している。同様に電磁開閉弁48RR及び54RRは互いに共働して右後輪のホイールシリンダ24RR内の圧力を増減し保持するための増減圧弁を郭定している。図2には示されていないが、電磁開閉弁48FL~48RRにはホイールシリンダの側よりマスタシリンダの側へ向かうオイルの流れのみを許す逆止弁が設けられている。これらの逆止弁はホイールシリンダ側の圧力がマスタシリンダ側の圧力よりも予め設定された値以上高い場合に開弁し、ホイールシリンダ側の圧力を低下させる。接続導管56Bは接続導管60Bによりポンプ62Bの吸入側に接続されている。ポンプ62Bの吐出側は途中にダンパ64Bを有する接続導管66Bによりブレーキ油圧制御導管38Bの他端に接続されている。ポンプ62Bとダンパ64Bとの間の接続導管66Bにはポンプ62Bよりダンパ64Bへ向かうオイルの流れのみを許す逆止弁68Bが設けられている。尚ポンプ62A及び62Bは図2には示されていない共通の電動機により駆動される。リザーバ58A、58Bはそれぞれ接続導管70A、70Bによりマスタシリンダ28と連通制御弁42A、42Bとの間のブレーキ油圧制御導管38A、38Bに接続されている。従ってリザーバ58A、58Bはそれぞれ連通制御弁42A、42Bが閉弁状態にある場合に、マスタシリンダ室28A、28Bとリザーバ58A、58Bとの間のオイルの流動を許容する。またリザーバ58A、58Bのフリーピストンには逆止弁の弁体が一体的に固定されており、逆止弁はリザーバ58A、58B内のオイルの量が基準値以上になることを阻止する。図示の実施形態に於いては、各制御弁及び各開閉弁は対応するソレノイドに駆動電流が通電されていないときには図2に示された非制御位置に設定される。これによりホイールシリンダ24FR及び24RLには第一のマスタシリンダ室28A内の圧力が供給され、ホイールシリンダ24FL及び24RRには第二のマスタシリンダ室28B内の圧力が供給される。従って通常時には各車輪のホイールシリンダ内の圧力、即ち制動力はブレーキペダル26の踏力に応じて増減される。これに対し連通制御弁42A、42Bが閉弁位置に切り換えられ、各車輪の開閉弁が図2に示された位置にある状態にてポンプ62A、62Bが駆動されると、リザーバ58A、58B内のオイルがポンプによって汲み上げられる。よってホイールシリンダ24FR、24RLにはポンプ62Aによりポンプアップされた圧力が供給され、ホイールシリンダ24FL、24RRにはポンプ62Bによりポンプアップされた圧力が供給されるようになる。従って各車輪の制動圧はブレーキペダル26の踏力に関係なく連通制御弁42A、42B及び各車輪の開閉弁増減圧弁の開閉により増減される。この場合、ホイールシリンダ内の圧力は、開閉弁48FR~48RL及び開閉弁54FR~54RLが図2に示された非制御位置にあるときには増圧され増圧モード、開閉弁48FR~48RLが閉弁位置に切り換えられ且つ開閉弁54FR~54RLが図2に示された非制御位置にあるときには保持され保持モード、開閉弁48FR~48RLが閉弁位置に切り換えられ且つ開閉弁54FR~54RLが開弁位置に切り換えられると減圧される減圧モード。図2には示されていないが、各車輪には例えばキャリパ及びブレーキロータを含む制動力発生装置が設けられており、ホイールシリンダ内の圧力は制動力発生装置により制動力に変換される。各車輪の制動力が個別に制御されてない状況に於いては、前輪の制動力Fbfと後輪の制動力Fbrとの比、即ち前後輪の制動力分担比はCf:CrCf及びCrはCf>Crを満たす正の定数である。従って前輪が制動力分担比の高い制御基準輪であり、後輪が制動力分担比の低い制御対象輪である。連通制御弁42A及び42B、開閉弁48FR~48RL、開閉弁54FR~54RL、ポンプ62A、62Bを駆動する電動機は、後に説明する如く電子制御装置80により制御される。図1には示されていないが、電子制御装置80はマイクロコンピュータと駆動回路とよりなっており、マイクロコンピュータはCPUとRAMとROMとを有する当技術分野に於いて周知の一般的な構成のものであってよい。車輪12FR~12RLにはそれぞれ対応する車輪速度Vii=fr、fl、rr、rlを検出する車輪速度センサ70FR~70RLが設けられており、マスタシリンダ28にはマスタシリンダ圧力Pmを検出する圧力センサ72が設けられている。また車両10には車両の前後加速度Gxを検出する前後加速度センサ74、車両の横加速度Gyを検出する横加速度センサ76、車両のヨーレートとγを検出するヨーレートセンサ78が設けられている。各センサにより検出された値を示す信号は電子制御装置80へ入力される。尚前後加速度センサ74は車両の加速方向を正として前後加速度Gxを検出し、横加速度センサ76及びヨーレートセンサ78はそれぞれ車輌の左旋回時に生じる値を正として横加速度Gy及びヨーレートγを検出する。電子制御装置80は、左右前輪の車輪速度Vfl、Vfrに基づいて基準車速Vrefを演算し、左右前輪の車輪速度差ΔVf=Vfr-Vflを車輪速度の基準相違量として演算する。左右前輪の何れもアンチスキッド制御されていないときには、基準車速Vrefは左右前輪の車輪速度Vfl、Vfrのうち高い方の値に設定される。これに対し左右前輪の一方がアンチスキッド制御されているときには、基準車速Vrefはアンチスキッド制御されていない車輪の車輪速度Vfl又はVfrに設定される。また電子制御装置80は、車輪速度差ΔVfに基づいて下記の式1に従って左右後輪の目標車輪速度差ΔVrt、即ち右後輪の目標車輪速度Vrrtと左後輪の目標車輪速度Vrltとの差を演算する。尚下記の式1の係数Rpx0は下記の式2により表される正の定数である。式2に於いて、Pf0及びPr0は車両の仕様により定まるそれぞれ前輪及び後輪の接地荷重の標準値であり、ΔPf0及びΔPr0は車両の制動時に於ける前後荷重移動に伴うそれぞれ前輪及び後輪の接地荷重変動量の標準値である。ΔVrt=-Rpx0ΔVf......1Rpx0=Pr0ΔPr0/Pf0ΔPf0......2上記式1より解る如く、目標車輪速度差ΔVrtは左右後輪の目標車輪速度の大小関係が左右前輪の車輪速度の大小関係とは逆になるよう演算される。例えば右前輪の車輪速度Vfrが左前輪の車輪速度Vflよりも高いときには、左後輪の目標車輪速度Vrltが右後輪の目標車輪速度Vrrtよりも高い値になる。また目標車輪速度差ΔVrtは、車輪速度差ΔVfの大きさに対する目標車輪速度差ΔVrtの大きさの比が車両の制動時に於ける前輪に対する後輪の接地荷重比の標準的な値Rpx0になるよう演算される。また電子制御装置80は、基準車速Vref及び左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtに基づいて下記の式3及び4に従って左右後輪の目標車輪速度Vrlt、Vrrtを演算する。Vrlt=Vref-ΔVrt/2......3Vrrt=VrefΔVrt/2......4更に電子制御装置80は、左右後輪の車輪速度Vrl、Vrr及び目標車輪速度Vrlt、Vrrtに基づいて左右後輪の車輪速度が対応する目標車輪速度に近づくよう、左右後輪の制動圧を制御することによってそれらの制動力を制御する。次に図3に示されたフローチャートを参照して第一の実施形態に於ける制動力の配分制御EBD制御ルーチンについて説明する。尚図3に示されたフローチャートによる制御は、図には示されていないイグニッションスイッチが閉成されたときに開始され、所定の時間毎に繰返し実行される。また制動力の前後輪配分制御の実行中にアンチスキッド制御や車両の運動制御の如く車輪の制動力を個別に制御する必要が生じたときには制動力の前後輪配分制御は中止される。まずステップ50に於いては制動力の配分制御許可条件が成立しているか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには制御は一旦終了され、肯定判別が行われたときには制御はステップ100へ進む。この場合運転者により制動操作が行われており、左右前輪の少なくとも一方はアンチスキッド制御されておらず、左右後輪の何れもアンチスキッド制御されていない場合に制御許可条件が成立していると判定されてよい。ステップ100に於いては左右前輪の車輪速度Vfl、Vfrに基づいて基準車速Vrefが演算され、ステップ150に於いては左右前輪の車輪速度差ΔVf=Vfr-Vflが車輪速度の基準相違量として演算される。ステップ200に於いては車輪速度差ΔVfに基づいて上記式1に従って左右後輪の目標車輪速度差ΔVrt、即ち右後輪の目標車輪速度Vrrtと左後輪の目標車輪速度Vrltとの差が演算される。ステップ300に於いては基準車速Vref及び左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtに基づいて上記式2及び3に従って左右後輪の目標車輪速度Vrlt、Vrrtが演算される。ステップ300が完了すると左後輪及び右後輪についてステップ350以降が実行される。例えばまず左後輪=lについてステップ350以降が実行され、しかる後右後輪=rについてステップ350以降が実行される。これ以降の説明に於いては、rはrl又はrrを意味し、従ってr輪はrl輪左後輪又はrr輪右後輪を意味する。ステップ350に於いてはr輪についてEBD制御が既に開始され、増減圧制御弁による制動圧の個別制御が行われているか否かの判別、即ちr輪について後述のステップ450が実行されたか否かの判別が行われる。そして肯定判別が行われたときには制御はステップ500へ進み、否定判別が行われたときには制御はステップ400へ進む。ステップ400に於いてはr輪の車輪速度Vrと目標車輪速度Vrtとの差が第一の基準値ΔV1負の定数未満であるか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには制御は一旦終了され、肯定判別が行われたときには制御はステップ450へ進む。ステップ450に於いてはr輪についてEBD制御が開始されると共に、r輪の増圧弁48RL又は48RRが閉弁されることにより、輪の制動圧が保持される。ステップ500に於いてはr輪の車輪速度Vrと目標車輪速度Vrtとの差が第二の基準値ΔV2第一の基準値ΔV1よりも小さい負の定数未満であるか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには制御はステップ600へ進み、肯定判別が行われたときには制御はステップ550へ進む。ステップ550に於いてはr輪の増圧弁48RL又は48RRが閉弁された状態にてr輪の減圧弁54RL又は54RRが開弁されることにより、輪の制動圧が低減される。ステップ600に於いてはr輪の車輪速度Vrと目標車輪速度Vrtとの差が第三の基準値ΔV3第一の基準値ΔV1よりも大きい定数であり、負の値であるか正の値であるかは車両の仕様によって異なるを越えているか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには制御はステップ700へ進み、肯定判別が行われたときには制御はステップ650へ進む。尚第三の基準値ΔV3は第一の基準値ΔV1よりも大きい定数である。但し負の値であるか正の値であるかは車両によって異なる。ステップ650に於いてはr輪の減圧弁54RL又は54RRが閉弁された状態にてr輪の増圧弁48RL又は48RRが開弁されることにより、輪の制動圧が増大される。ステップ700に於いてはr輪の減圧弁54RL又は54RRが閉弁された状態にてr輪の増圧弁48RL又は48RRが閉弁されることにより、輪の制動圧が保持される。以上の説明より解る如く、この第一の実施形態によれば、左右前輪の車輪速度差ΔVfに基づいて左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtが演算される。特に目標車輪速度差ΔVrtは、左右後輪の目標車輪速度が左右前輪の車輪速度とは逆の大小関係になり、車輪速度差ΔVfに対する目標車輪速度差ΔVrtの大きさの比が係数Rpx0になるよう演算される。そして基準車速Vref及び左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtに基づいて左右後輪の目標車輪速度Vrlt、Vrrtが演算され、左右後輪の車輪速度Vrl、Vrrがそれぞれ対応する目標車輪速度Vrlt、Vrrtに近づくよう制御される。従って第一の実施形態によれば、左右後輪の制動スリップの大小関係を左右前輪の制動スリップの大小関係とは逆にする。よって前後輪の制動力を足し合せて左右2輪の車両として考えると、左右2輪の制動スリップを同一の値に近づけることができ、これにより車両の偏向を効果的に抑制することができる。この作用効果は後述の他の実施形態に於いても同様に得られる。また第一の実施形態によれば、制動スリップ指標値は車輪速度であるので、制動スリップ指標値が制動スリップ量や制動スリップ率である場合に比して、演算量を低減し、制御装置の演算負荷を低減することができる。この作用効果も後述の他の実施形態に於いても同様に得られる。また第一の実施形態によれば、係数Rpx0は車両の制動時に於ける前輪に対する後輪の接地荷重比の標準値である。よって係数Rpx0が例えば車両の静止時に於ける前輪に対する後輪の接地荷重比の標準値である場合に比して、車輪速度差ΔVfに対する目標車輪速度差ΔVrtの大きさの比を車両の制動時の実際の比に近づけることができる。また前輪に対する後輪の接地荷重比が推定され、その推定結果に基づいてΔVfに対するΔVrtの大きさの比が制御される後述の第二の実施形態の場合に比して、制動力の配分制御を簡便に行うことができる。これらの作用効果は後述の第三乃至第八の実施形態に於いても同様に得られる。第二の実施形態図4は本発明による車両の制動力配分制御装置の第二の実施形態に於ける制動力の配分制御ルーチンを示すフローチャートである。尚図4に於いて、図3に示されたステップに対応するステップには、図3に於いて付されたステップ番号と同一のステップ番号が付されている。このことは後述の他の実施形態についても同様である。この第二の実施形態に於いては、ステップ150が完了するとステップ160が実行され、ステップ160が完了すると制御はステップ200へ進む。ステップ160及び200以外の他のステップは上述の第一の実施形態と同様に実行される。ステップ160に於いては、前輪に対する後輪の接地荷重比Rpxが推定される。接地荷重比Rpxは任意の要領にて推定されてよく、例えば車両のホイールベース、車両の重心高さ、車両の前後加速度Gxに基づいて車両の前後荷重移動量が推定され、前後輪の標準の接地荷重と前後荷重移動量とに基づいて推定されてよい。またステップ200に於いては、車輪速度差ΔVf及び接地荷重比Rpxに基づいて下記の式5に従って左右後輪の目標車輪速度差ΔVrt、即ち右後輪の目標車輪速度Vrrtと左後輪の目標車輪速度Vrltとの差が演算される。ΔVrt=-RpxΔVf......5従って第二の実施形態によれば、上述の第一の実施形態と同様に車両の偏向を効果的に抑制することができるだけでなく、前後輪の制動力配分を実際の前後輪の接地荷重比に応じて制御することができる。よって乗車状況や積載状況の変化により実際の前後輪の接地荷重比が標準の接地荷重比とは異なる場合にも、また制動力の大小や変化に拘らず、前後輪の制動力配分を実際の前後輪の接地荷重比に応じて最適に制御することができる。第三の実施形態図5は本発明による車両の制動力配分制御装置の第三の実施形態に於ける制動力の配分制御ルーチンを示すフローチャートである。この第三の実施形態に於いては、ステップ200が完了するとステップ210が実行され、ステップ210が完了すると制御はステップ300へ進む。ステップ210及び300以外の他のステップは上述の第一の実施形態と同様に実行される。ステップ210に於いては、左後輪に対する右後輪の接地荷重比Rpyが推定される。接地荷重比Rpyは任意の要領にて推定されてよく、例えば車両のトレッド、車両の重心高さ、車両の横加速度Gyに基づいて車両の横荷重移動量が推定され、左右後輪の標準の接地荷重と横荷重移動量とに基づいて推定されてよい。またステップ300に於いては、基準車速Vref及び左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtに基づいて下記の式6及び7に従って左右後輪の目標車輪速度Vrlt、Vrrtが演算される。Vrlt=Vref-ΔVrt/2......6Vrrt=VrefRpyΔVrt/2......7従って第三の実施形態によれば、上述の第一の実施形態と同様に車両の偏向を効果的に抑制することができるだけでなく、左右後輪の制動力配分を実際の左右後輪の接地荷重比に応じて制御することができる。よって乗車状況や積載状況の変化により実際の左右後輪の接地荷重比が1とは異なる場合や、旋回による横方向の荷重移動がある場合にも、左右後輪の制動力配分を実際の左右後輪の接地荷重比に応じて最適に制御することができる。第四の実施形態図6は本発明による車両の制動力配分制御装置の第四の実施形態に於ける制動力の配分制御ルーチンを示すフローチャートである。この第四の実施形態に於いては、ステップ150が完了するとステップ170が実行され、ステップ170以外の他のステップは上述の第一の実施形態と同様に実行される。ステップ170に於いては、左右前輪の車輪速度差ΔVfに基づいて推定される車両のヨー運動の方向と車両のヨーレートγに基づいて推定される車両のヨー運動の方向とが同一であるか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには制御は一旦終了され、肯定判別が行われたときには制御はステップ200へ進む。尚左右前輪の車輪速度差ΔVf及びヨーレートγに基づいて推定される車両の運動の一方がヨー運動であるが他方がヨー運動ではない場合にも、ステップ170の判別は否定判別になる。従って第四の実施形態によれば、上述の第一の実施形態と同様に車両の偏向を効果的に抑制することができるだけでなく、推定される車両のヨー運動の方向が同一でない場合には制動力の配分制御の実行を防止することができる。例えば旋回内輪側の路面の摩擦係数が旋回外輪側の路面の摩擦係数よりも高い所謂またぎ路での走行中に制動が行われると、旋回外側前輪の車輪速度は旋回内側前輪よりも低くなることがある。その場合左右前輪の車輪速度の大小関係はまたぎ路ではない走行路での旋回時の左右前輪の車輪速度の大小関係とは逆になる。よってかかる状況に於いても上述の第一の実施形態と同様に制動力の配分制御が行われると、制動力の配分制御が行われない場合に比して旋回外側後輪の車輪速度は高くなると共に旋回内側後輪の車輪速度は低くなる。そのため車両のスピン傾向が助長されてしまう。第四の実施形態によれば、かかる状況に於いては制動力の配分制御の実行を阻止し、これにより制動力の配分制御の実行に起因して車両のスピン傾向が助長されることを確実に防止することができる。また車両は旋回しており、ヨーレートγも車両の旋回を示す値であっても、走行路がまたぎ路であることに起因して左右前輪の車輪速度が実質的に同一になることがある。逆に車両は直進しており、ヨーレートγも車両の直進を示す0であっても、走行路がまたぎ路であることに起因して左右前輪の車輪速度が互いに異なり、車両が旋回している状況を示すことがある。第四の実施形態によれば、推定される車両の運動の一方がヨー運動であるが他方がヨー運動ではない場合にも制動力の配分制御は実行されない。従って走行路がまたぎ路であることに起因して推定される車両の運動の一方がヨー運動であるが他方がヨー運動ではない場合にも、制動力の配分制御が実行されることを防止し、車両の走行が不安定になることを防止することができる。尚ステップ170の判別はステップ150と200との間に於いて実行されるようになっているが、ステップ50の肯定判別以降でステップ350よりも先であれば、任意の段階で実行されてよい。第五の実施形態図7は本発明による車両の制動力配分制御装置の第五の実施形態に於ける制動力の配分制御ルーチンを示すフローチャートである。この第五の実施形態に於いては、ステップ200が完了するとステップ220及び230が実行され、状況に応じてステップ240~280が実行され、これら以外の他のステップは上述の第一の実施形態と同様に実行される。尚制御の開始時にはステップ50に先立って後述のフラグF及びカウント値Ncが0に初期化される。ステップ220に於いては、例えば左右前輪の車輪速度Vfl、Vfrの時間微分値として左右前輪の車輪速度の変化率Vfld、Vfrdが演算される。ステップ230に於いては、左右前輪の車輪速度の変化率Vfld、Vfrdの絶対値の少なくとも一方が制御中止の基準値Vfds正の定数よりも大きいか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには制御はステップ250へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ240に於いて制御中止を示すフラグFが1にセットされた後制御はステップ700へ進む。ステップ250に於いては、フラグFが1であるか否かの判別、即ち制御の中止中であるか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには制御はステップ300へ進み、肯定判別が行われたときには制御はステップ260へ進む。ステップ260に於いては、右前輪の車輪速度の変化率Vfld、Vfrdの絶対値の両方が制御中止解除の基準値Vfde基準値Vfdsよりも小さい正の定数よりも小さいか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには制御はステップ700へ進み、肯定判別が行われたときには制御はステップ270へ進む。ステップ270に於いては、ステップ260に於いて連続して肯定判別が行われた回数を示すカウント値Ncが基準値Nceを越えているか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには制御はステップ700へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ280に於いてフラグFが0にリセットされた後制御はステップ700へ進む。一般に、前輪が段差を乗り越すような状況に於いては前輪の車輪速度が一時的に急激に変化する。従ってかかる状況に於いても左右前輪の車輪速度差ΔVfに基づいて左右後輪の目標車輪速度差ΔVrt演算され、これに基づいて左右後輪の制動力の配分が制御されると、車両の安定性が却って低下する虞れがある。第五の実施形態によれば、上述の第一の実施形態と同様に車両の偏向を効果的に抑制することができるだけでなく、前輪の車輪速度が急激に変化する状況に於いて制動力の配分制御が不適切に実行されることを防止することができる。よって前輪が段差を乗り越すような状況に於いて制動力の配分制御が不適切に実行されること及びこれに起因して車両の安定性が却って低下することを防止することができる。特に第五の実施形態によれば、ステップ230に於ける車輪速度の変化率の大きさが大きいか否かの判別は減速及び加速の両方について行われる。従って前輪が段差を乗り上げる状況及び前輪が段差を乗り下げる状況の何れについても、制動力の配分制御が不適切に実行されることを防止することができる。尚図示の実施形態に於いては、ステップ230に於いて肯定判別が行われるとステップ270に於於いて肯定判別が行われるまで、ステップ700に於いて後輪の制動圧が保持されるようになっている。しかしステップ230に於いて肯定判別が行われるとステップ270に於於いて肯定判別が行われるまで、左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtの大きさが低減補正されて制動力の配分制御が行われるよう修正されてもよい。またステップ220~250はステップ200と300との間に於いて実行されるようになっているが、ステップ50の肯定判別以降でステップ350よりも先であれば、任意の段階で実行されてよい。第六の実施形態図8は本発明による車両の制動力配分制御装置の第六の実施形態に於ける制動力の配分制御ルーチンを示すフローチャートである。この第六の実施形態に於いては、ステップ200が完了するとステップ285が実行され、状況に応じてステップ290、295、310、320が実行され、これら以外の他のステップは上述の第一の実施形態と同様に実行される。ステップ285に於いては、例えば車両のヨーレートγ若しくは車両の横加速度Gyに基づき車両が旋回中であるか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには制御はステップ300へ進み、肯定判別が行われたときには制御はステップ290へ進む。ステップ290に於いては、左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtの絶対値が基準値ΔVrt0正の定数を越えているか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには制御はステップ300へ進み、肯定判別が行われたときには制御はステップ295へ進む。尚基準値ΔVrt0は前輪に対する後輪の接地荷重比Rpxが推定され、接地荷重比Rpxが小さいときには接地荷重比Rpxが大きいときに基準値ΔVrt0が小さくなるよう、基準値ΔVrt0は接地荷重比Rpxに応じて可変設定されてもよい。ステップ295に於いては、左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtに基づく左右後輪の制動圧の増減のうち増圧が必要な車輪は左後輪であるか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには、即ち増圧が必要な車輪は右後輪であると判別されたときには、制御はステップ320へ進み、肯定判別が行われたときには制御はステップ310へ進む。尚ΔVrt>0である場合には増圧が必要な車輪は右後輪であると判別され、ΔVrt<0である場合には増圧が必要な車輪は左後輪であると判別される。ステップ310に於いては、左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtの超過分ΔΔVrtが下記の式8に従って演算される。また基準車速Vref、左右後輪の目標車輪速度差ΔVrt、超過分ΔΔVrtに基づいて下記の式9及び10に従って左右後輪の目標車輪速度Vrlt、Vrrtが演算される。ΔΔVrt=|ΔVrt|-ΔVrt0......8Vrlt=Vref-ΔVrt0/2......9Vrrt=VrefΔVrt0/2ΔΔVrt......10ステップ320に於いては、左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtの超過分ΔΔVrtが上記式7に従って演算される。また基準車速Vref、左右後輪の目標車輪速度差ΔVrt、超過分ΔΔVrtに基づいて下記の式11及び12に従って左右後輪の目標車輪速度Vrlt、Vrrtが演算される。Vrlt=Vref-ΔVrt0/2-ΔΔVrt......11Vrrt=VrefΔVrt0/2......12上記各実施形態によれば、左右前輪の車輪速度差ΔVfの大きさが大きいほど左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtの大きさが大きくなり、後輪の目標車輪速度が高いほど後輪の目標制動力は高くなる。従って左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtの大きさが大きいほど目標車輪速度が低い側の目標制動力が高くなり、当該車輪の車輪速度の制御が不安定になったり早期にアンチスキッド制御が開始され易くなる。第六の実施形態によれば、左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtの大きさが基準値ΔVrt0を越えているときには、超過分ΔΔVrtの制御量が制動圧の減圧側の車輪の目標車輪速度に減圧量の増大補正量として付加される。よって左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtの大きさが基準値ΔVrt0を越えても目標車輪速度が低い側の目標制動力が超過分ΔΔVrtに相当する値高くなることを防止することができる。従って第六の実施形態によれば、上述の第一の実施形態と同様に車両の偏向を効果的に抑制することができるだけでなく、左右後輪の目標車輪速度が低い側の目標制動力が過剰に高くなることを防止することができる。よって左右後輪の目標車輪速度差の大きさが大きい状況に於いて、目標制動力が過剰に高くなることに起因して車輪速度の制御が不安定になったり早期にアンチスキッド制御が開始されることを防止することができる。尚図示の実施形態に於いては、ステップ285に於いて車両が旋回中であると判別された場合にステップ290以降が実行されるようになっている。しかしステップ285が省略され、車両が旋回中であるか否かに関係なくステップ290以降が実行されるよう修正されてもよい。また超過分ΔΔVrtがあるか否かに関係なく、目標車輪速度差ΔVrtの絶対値が高いときには目標車輪速度差ΔVrtが制動圧の減圧側の車輪の目標車輪速度に減圧量の増大補正量として付加される比率が増大されるよう修正されてもよい。しかしその場合には左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtの絶対値が基準値ΔVrt0以下である状況に於いても、左右後輪の目標車輪速度の関係が本来あるべき関係から乖離してしまう。これに対し第六の実施形態によれば、左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtの絶対値が基準値ΔVrt0を越えている場合に、超過分ΔΔVrtの制御量が制動圧の減圧側の車輪の目標車輪速度に減圧量の増大補正量として付加される。よって左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtの絶対値が基準値ΔVrt0以下である状況に於いて、左右後輪の目標車輪速度の関係が本来あるべき関係から乖離することを防止することができる。第七の実施形態図9は本発明による車両の制動力配分制御装置の第七の実施形態に於ける制動力の配分制御ルーチンを示すフローチャートである。この第七の実施形態に於いては、ステップ150が完了するとステップ180が実行され、ステップ180及び200以外の他のステップは上述の第一の実施形態と同様に実行される。ステップ180に於いては、例えば車両の前後加速度Gxに基づき車両の減速度Gbxが推定される。そして車両の減速度Gbxが高いときには減速度Gbxが低いときに比して減速度ゲインKgxが大きくなるよう、車両の減速度Gbxに基づいて減速度ゲインKgxが演算され、しかる後制御はステップ200へ進む。ステップ200に於いては、車輪速度差ΔVf及び減速度ゲインKgxに基づいて上記式1に代えて下記の式13に従って左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtが演算される。ΔVrt=-KgxRpx0ΔVf......13一般に、左右輪の制動力差に起因する車両の偏向の程度は、車両の減速度が低いときには車両の減速度が高いときに比して小さいので、路面外乱などに起因する左右前輪の車輪速度差ΔVfの誤差の悪影響が反映し易い。また左右輪の制動力差に起因する車両の偏向の程度は、車両の減速度が高いときには車両の減速度が低いときに比して大きいので、車両の偏向が効果的に抑制されることが望ましい。第七の実施形態によれば、車両の減速度Gbxが高いときには減速度Gbxが低いときに比して大きくなるよう減速度ゲインKgxが可変設定され、左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtが上記式13に従って演算される。従って第七の実施形態によれば、上述の第一の実施形態と同様に車両の偏向を効果的に抑制することができるだけでなく、車輪速度差ΔVfに対する目標車輪速度差ΔVrtの大きさの比を車両の減速度に応じて変化させることができる。よって車両の減速度が高いときには車両の偏向を効果的に抑制しつつ、車両の減速度が低いときには路面外乱などに起因する左右前輪の車輪速度差ΔVfの誤差の悪影響が制動力の配分制御に反映する虞れを低減することができる。尚図示の実施形態に於いては、車両の減速度Gbxが高いときには減速度ゲインKgxが1よりも大きい値に設定されるようになっているが、減速度Gbxが高いときには減速度ゲインKgxが1に設定されるよう修正されてもよい。第八の実施形態図10は本発明による車両の制動力配分制御装置の第八の実施形態に於ける制動力の配分制御ルーチンを示すフローチャートである。この第八の実施形態に於いては、ステップ50が完了するとステップ60が実行され、ステップ60以外の他のステップは上述の第一の実施形態と同様に実行される。ステップ60に於いては、走行路が所謂またぎ路、即ち左右輪に対応する路面の摩擦係数が互いに異なる走行路であるか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには制御はステップ100へ進み、肯定判別が行われたときには制御はステップ700へ進む。尚走行路がまたぎ路であるか否かの判別は当技術分野に於いて公知の任意の方法により行われてよい。一般に、車両がまたぎ路を走行する状況に於いて制動が行われると、左右前輪の制動圧が同一であっても摩擦係数が低い側の車輪速度が摩擦係数が高い側の車輪速度よりも低くなる。そのため上記各実施形態の制御が行われると、左右後輪の目標車輪速度は摩擦係数が高い側が摩擦係数が低い側よりも低くなり、摩擦係数が高い側の制動圧が摩擦係数が低い側の制動圧よりも高くなる。その結果前後輪の何れに於いても摩擦係数が高い側の制動力が摩擦係数が低い側の制動力よりも高くなり、運転者が意図しない車両の偏向が助長される虞れがある。第八の実施形態によれば、走行路がまたぎ路であると判別されると、ステップ700に於いて左右後輪の制動圧が保持され、ステップ100以降の制動力の配分制御は実行されない。よって走行路がまたぎ路である場合には、左右前輪の車輪速度差ΔVfの大きさが大きくなる状況であっても、制動力の配分制御による左右後輪の制動力の制御が実行されることを防止することができる。従って第八の実施形態によれば、上述の第一の実施形態と同様に車両の偏向を効果的に抑制することができるだけでなく、車両がまたぎ路を走行する状況に於いて制動が行われても車両の偏向が助長されることを防止することができる。以上に於いては本発明を特定の実施形態について詳細に説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されるものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の実施形態が可能であることは当業者にとって明らかであろう。例えば上述の各実施形態に於いては、制動スリップ指標値は車輪速度であるが、制動スリップ指標値は制動スリップ量や制動スリップ率であってもよい。但し制動スリップ量や制動スリップ率の大小関係は車輪速度の大小関係とは逆になる。また上述の各実施形態に於いては、基準値ΔV1~ΔV3は定数であるが、これらの基準値の少なくとも一つが可変設定されるよう修正されてもよい。例えば制動中に於ける前輪に対する後輪の接地荷重比Rpxが小さいときにはそれが大きいときに比して基準値の少なくとも一つの大きさが小さくなるよう、可変設定されてよい。また上述の各実施形態に於いては、接地荷重比RpxやRpyを演算するための車両の前後加速度Gx及び横加速度Gyはセンサによる検出値であるが、これらの加速度は推定値であってもよい。例えば車両の前後加速度Gxは車輪速度Viに基づいて推定される車速Vの微分値として推定されてもよい。また車両の横加速度Gyは車輪速度Viに基づいて推定される車速Vと車両のヨーレートγとの積として推定されてもよい。また上述の第二の実施形態以外の実施形態に於いては、左右前輪の車輪速度差ΔVfの大きさに対する左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtの大きさの比は車両の標準的な制動時に於ける前輪に対する後輪の接地荷重比Rpx0である。しかし車輪速度差の大きさの比|ΔVrt|/|ΔVf|は車両の静止時に於ける前輪に対する後輪の接地荷重比に設定されてもよく、1に設定されてもよい。また上述の第二乃至第八の実施形態が任意の組合せにて組み合せて実施されてもよく、その場合には組み合わされる実施形態の両方の作用効果が得られる。また上述の各実施形態に於いては、前輪が制動力分担比の高い制御基準輪であり、後輪が制動力分担比の低い制御対象輪である。しかし本発明の制動力配分制御装置は例えばトラックの如く後輪が制動力分担比の高い制御基準輪であり、前輪が制動力分担比の低い制御対象輪である車両に適用されてもよい。また上述の各実施形態に於いては、通常時には各制御弁及び各開閉弁が非制御位置に設定されることにより各車輪の制動力はブレーキペダル26の踏力、即ち運転者の制動要求量に応じて制御されるようになっている。しかし本発明の制動力配分制御装置は、通常時にも連通制御弁42A及び42Bが閉弁された状態にて各制御弁及び各開閉弁が制御されることにより、各車輪の制動力が運転者の制動要求量に応じて制御される車両に適用されてもよい。以下に添付の図を参照しつつ、本発明を幾つかの好ましい実施形態について詳細に説明する。第一の実施形態図1は本発明による車両の制動力配分制御装置の第一の実施形態を示す概略構成図、図2は図1に示された制動装置を示す図である。図1に於いて、100は車両10の制動力配分制御装置を全体的に示している。車両10は左右の前輪12FL及び12FR及び左右の後輪12RL及び12RRを有している。操舵輪である左右の前輪12FL及び12FRは運転者によるステアリングホイール14の転舵に応答して駆動されるラックアンドピニオン式のパワーステアリング装置16によりタイロッド18L及び18Rを介して操舵される。各車輪の制動力は制動装置110のブレーキアクチュエータとしての油圧回路20によりホイールシリンダ24FR、24FL、24RR、24RL内の圧力Pii=fr、fl、rr、rl、即ち各車輪の制動圧が制御されることによって制御される。図2に示されている如く、制動装置100は運転者によるブレーキペダル26の踏み込み操作に応答してブレーキオイルを圧送するマスタシリンダ28を有している。マスタシリンダ28はその両側の圧縮コイルばねにより所定の位置に付勢されたフリーピストン30により画成された第一のマスタシリンダ室28Aと第二のマスタシリンダ室28Bとを有している。第一のマスタシリンダ室28A及び第二のマスタシリンダ室28Bにはそれぞれ第一系統のブレーキ油圧制御導管38A及び第二系統のブレーキ油圧制御導管38Bの一端が接続されている。ブレーキ油圧制御導管38A及び38Bはそれぞれマスタシリンダ室28A及び28Bを油圧回路20に接続している。ブレーキ油圧制御導管38Aの途中には第一系統の連通制御弁42Aが設けられており、連通制御弁42Aは図示の実施形態に於いては常開型のリニアソレノイド弁である。連通制御弁42Aは図2には示されていないソレノイドに駆動電流が通電されていないときには開弁し、ソレノイドに駆動電流が通電されると閉弁する。特に連通制御弁42Aは閉弁状態にあるときにはマスタシリンダ28とは反対の側の圧力がマスタシリンダ28の側の圧力に比して高圧になるよう差圧を維持し、駆動電流の電圧に応じて差圧を増減する。換言すれば、連通制御弁42Aを横切る差圧がソレノイドに対する駆動電流の電圧により決定される指示差圧以下であるときには、連通制御弁42Aは閉弁状態を維持する。従って連通制御弁42Aは作動流体としてのオイルがマスタシリンダ28とは反対の側より連通制御弁42Aを経てマスタシリンダ28の側へ流通することを阻止し、これにより連通制御弁42Aを横切る差圧が低下することを阻止する。これに対し連通制御弁42Aを横切る差圧がソレノイドに対する駆動電流の電圧により決定される指示差圧を越えると、連通制御弁42Aは開弁する。従って連通制御弁42Aはオイルがマスタシリンダ28とは反対の側より連通制御弁42Aを経てマスタシリンダ28の側へ流通することを許容し、これにより連通制御弁42Aを横切る差圧を指示差圧に制御する。第一系統のブレーキ油圧制御導管38Aの他端には右前輪用のブレーキ油圧制御導管44FR及び左後輪用のブレーキ油圧制御導管44RLの一端が接続されている。右前輪用のブレーキ油圧制御導管44FR及び左後輪用のブレーキ油圧制御導管44RLの他端にはそれぞれ右前輪及び左後輪の制動力を制御するためのホイールシリンダ24FR及び24RLが接続されている。また右前輪用のブレーキ油圧制御導管44FR及び左後輪用のブレーキ油圧制御導管44RLの途中にはそれぞれ常開型の電磁開閉弁48FR及び48RLが設けられている。電磁開閉弁48FRとホイールシリンダ24FRとの間のブレーキ油圧制御導管44FRにはオイル排出導管52FRの一端が接続されている。同様に電磁開閉弁48RLとホイールシリンダ24RLとの間のブレーキ油圧制御導管44RLにはオイル排出導管52RLの一端が接続されている。オイル排出導管52FR及び52RLの途中にはそれぞれ常閉型の電磁開閉弁54FR及び54RLが設けられており、オイル排出導管52FR及び52RLの他端は接続導管56Aによりオイルを貯留する第一系統のリザーバ58Aに接続されている。以上の説明より解る如く、電磁開閉弁48FR及び48RLはそれぞれホイールシリンダ24FR及び24RL内の圧力を増圧又は保持するための増圧弁である。これに対し電磁開閉弁54FR及び54RLはそれぞれホイールシリンダ24FR及び24RL内の圧力を減圧するための減圧弁である。従って電磁開閉弁48FR及び54FRは互いに共働して右前輪のホイールシリンダ24FR内の圧力を増減し保持するための増減圧弁を郭定している。同様に電磁開閉弁48RL及び54RLは互いに共働して左後輪のホイールシリンダ24RL内の圧力を増減し保持するための増減圧弁を郭定している。接続導管56Aは接続導管60Aによりポンプ52Aの吸入側に接続されている。ポンプ52Aの吐出側は途中にダンパ64Aを有する接続導管66Aによりブレーキ油圧制御導管38Aの他端に接続されている。ポンプ62Aとダンパ64Aとの間の接続導管66Aにはポンプ62Aよりダンパ64Aへ向かうオイルの流れのみを許す逆止弁68Aが設けられている。同様に、ブレーキ油圧制御導管38Bの途中には第二系統の連通制御弁42Bが設けられており、連通制御弁42Bも図示の実施形態に於いては常開型のリニアソレノイド弁であり、連通制御弁42Aと同様に作動する。従って図2には示されていないソレノイドに対する駆動電流の電圧を制御することにより、オイルがホイールシリンダ24FL及び24RRの側より連通制御弁42Bを経てマスタシリンダ28の側へ流通することを制限することができると共に、連通制御弁42Bを横切る差圧を指示差圧に制御する。第二系統のブレーキ油圧制御導管38Bの他端には左前輪用のブレーキ油圧制御導管44FL及び右後輪用のブレーキ油圧制御導管44RRの一端が接続されている。左前輪用のブレーキ油圧制御導管44FL及び右後輪用のブレーキ油圧制御導管44RRの他端にはそれぞれ左前輪及び右後輪の制動力を制御するためのホイールシリンダ24FL及び24RRが接続されている。また左前輪用のブレーキ油圧制御導管44FL及び右後輪用のブレーキ油圧制御導管44RRの途中にはそれぞれ常開型の電磁開閉弁48FL及び48RRが設けられている。電磁開閉弁48FLとホイールシリンダ24FLとの間のブレーキ油圧制御導管44FLにはオイル排出導管52FLの一端が接続されている。同様に電磁開閉弁48RRとホイールシリンダ24RRとの間のブレーキ油圧制御導管44RRにはオイル排出導管52RRの一端が接続されている。オイル排出導管52FL及び52RRの途中にはそれぞれ常閉型の電磁開閉弁54FL及び54RRが設けられており、オイル排出導管52FL及び52RRの他端は接続導管56Bによりオイルを貯留する第二系統のリザーバ58Bに接続されている。以上の説明より解る如く、電磁開閉弁48FL及び48RRはそれぞれホイールシリンダ24FL及び24RR内の圧力を増圧又は保持するための増圧弁であるこれに対し電磁開閉弁54FL及び54RRはそれぞれホイールシリンダ24FL及び24RR内の圧力を減圧するための減圧弁である。従って電磁開閉弁48FL及び54FLは互いに共働して左前輪のホイールシリンダ24FL内の圧力を増減し保持するための増減圧弁を郭定している。同様に電磁開閉弁48RR及び54RRは互いに共働して右後輪のホイールシリンダ24RR内の圧力を増減し保持するための増減圧弁を郭定している。図2には示されていないが、電磁開閉弁48FL~48RRにはホイールシリンダの側よりマスタシリンダの側へ向かうオイルの流れのみを許す逆止弁が設けられている。これらの逆止弁はホイールシリンダ側の圧力がマスタシリンダ側の圧力よりも予め設定された値以上高い場合に開弁し、ホイールシリンダ側の圧力を低下させる。接続導管56Bは接続導管60Bによりポンプ62Bの吸入側に接続されている。ポンプ62Bの吐出側は途中にダンパ64Bを有する接続導管66Bによりブレーキ油圧制御導管38Bの他端に接続されている。ポンプ62Bとダンパ64Bとの間の接続導管66Bにはポンプ62Bよりダンパ64Bへ向かうオイルの流れのみを許す逆止弁68Bが設けられている。尚ポンプ62A及び62Bは図2には示されていない共通の電動機により駆動される。リザーバ58A、58Bはそれぞれ接続導管70A、70Bによりマスタシリンダ28と連通制御弁42A、42Bとの間のブレーキ油圧制御導管38A、38Bに接続されている。従ってリザーバ58A、58Bはそれぞれ連通制御弁42A、42Bが閉弁状態にある場合に、マスタシリンダ室28A、28Bとリザーバ58A、58Bとの間のオイルの流動を許容する。またリザーバ58A、58Bのフリーピストンには逆止弁の弁体が一体的に固定されており、逆止弁はリザーバ58A、58B内のオイルの量が基準値以上になることを阻止する。図示の実施形態に於いては、各制御弁及び各開閉弁は対応するソレノイドに駆動電流が通電されていないときには図2に示された非制御位置に設定される。これによりホイールシリンダ24FR及び24RLには第一のマスタシリンダ室28A内の圧力が供給され、ホイールシリンダ24FL及び24RRには第二のマスタシリンダ室28B内の圧力が供給される。従って通常時には各車輪のホイールシリンダ内の圧力、即ち制動力はブレーキペダル26の踏力に応じて増減される。これに対し連通制御弁42A、42Bが閉弁位置に切り換えられ、各車輪の開閉弁が図2に示された位置にある状態にてポンプ62A、62Bが駆動されると、リザーバ58A、58B内のオイルがポンプによって汲み上げられる。よってホイールシリンダ24FR、24RLにはポンプ62Aによりポンプアップされた圧力が供給され、ホイールシリンダ24FL、24RRにはポンプ62Bによりポンプアップされた圧力が供給されるようになる。従って各車輪の制動圧はブレーキペダル26の踏力に関係なく連通制御弁42A、42B及び各車輪の開閉弁増減圧弁の開閉により増減される。この場合、ホイールシリンダ内の圧力は、開閉弁48FR~48RL及び開閉弁54FR~54RLが図2に示された非制御位置にあるときには増圧され増圧モード、開閉弁48FR~48RLが閉弁位置に切り換えられ且つ開閉弁54FR~54RLが図2に示された非制御位置にあるときには保持され保持モード、開閉弁48FR~48RLが閉弁位置に切り換えられ且つ開閉弁54FR~54RLが開弁位置に切り換えられると減圧される減圧モード。図2には示されていないが、各車輪には例えばキャリパ及びブレーキロータを含む制動力発生装置が設けられており、ホイールシリンダ内の圧力は制動力発生装置により制動力に変換される。各車輪の制動力が個別に制御されてない状況に於いては、前輪の制動力Fbfと後輪の制動力Fbrとの比、即ち前後輪の制動力分担比はCf:CrCf及びCrはCf>Crを満たす正の定数である。従って前輪が制動力分担比の高い制御基準輪であり、後輪が制動力分担比の低い制御対象輪である。連通制御弁42A及び42B、開閉弁48FR~48RL、開閉弁54FR~54RL、ポンプ62A、62Bを駆動する電動機は、後に説明する如く電子制御装置80により制御される。図1には示されていないが、電子制御装置80はマイクロコンピュータと駆動回路とよりなっており、マイクロコンピュータはCPUとRAMとROMとを有する当技術分野に於いて周知の一般的な構成のものであってよい。車輪12FR~12RLにはそれぞれ対応する車輪速度Vii=fr、fl、rr、rlを検出する車輪速度センサ70FR~70RLが設けられており、マスタシリンダ28にはマスタシリンダ圧力Pmを検出する圧力センサ72が設けられている。また車両10には車両の前後加速度Gxを検出する前後加速度センサ74、車両の横加速度Gyを検出する横加速度センサ76、車両のヨーレートとγを検出するヨーレートセンサ78が設けられている。各センサにより検出された値を示す信号は電子制御装置80へ入力される。尚前後加速度センサ74は車両の加速方向を正として前後加速度Gxを検出し、横加速度センサ76及びヨーレートセンサ78はそれぞれ車輌の左旋回時に生じる値を正として横加速度Gy及びヨーレートγを検出する。電子制御装置80は、左右前輪の車輪速度Vfl、Vfrに基づいて基準車速Vrefを演算し、左右前輪の車輪速度差ΔVf=Vfr-Vflを車輪速度の基準相違量として演算する。左右前輪の何れもアンチスキッド制御されていないときには、基準車速Vrefは左右前輪の車輪速度Vfl、Vfrのうち高い方の値に設定される。これに対し左右前輪の一方がアンチスキッド制御されているときには、基準車速Vrefはアンチスキッド制御されていない車輪の車輪速度Vfl又はVfrに設定される。また電子制御装置80は、車輪速度差ΔVfに基づいて下記の式1に従って左右後輪の目標車輪速度差ΔVrt、即ち右後輪の目標車輪速度Vrrtと左後輪の目標車輪速度Vrltとの差を演算する。尚下記の式1の係数Rpx0は下記の式2により表される正の定数である。式2に於いて、Pf0及びPr0は車両の仕様により定まるそれぞれ前輪及び後輪の接地荷重の標準値であり、ΔPf0及びΔPr0は車両の制動時に於ける前後荷重移動に伴うそれぞれ前輪及び後輪の接地荷重変動量の標準値である。ΔVrt=-Rpx0ΔVf......1Rpx0=Pr0ΔPr0/Pf0ΔPf0......2上記式1より解る如く、目標車輪速度差ΔVrtは左右後輪の目標車輪速度の大小関係が左右前輪の車輪速度の大小関係とは逆になるよう演算される。例えば右前輪の車輪速度Vfrが左前輪の車輪速度Vflよりも高いときには、左後輪の目標車輪速度Vrltが右後輪の目標車輪速度Vrrtよりも高い値になる。また目標車輪速度差ΔVrtは、車輪速度差ΔVfの大きさに対する目標車輪速度差ΔVrtの大きさの比が車両の制動時に於ける前輪に対する後輪の接地荷重比の標準的な値Rpx0になるよう演算される。また電子制御装置80は、基準車速Vref及び左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtに基づいて下記の式3及び4に従って左右後輪の目標車輪速度Vrlt、Vrrtを演算する。Vrlt=Vref-ΔVrt/2......3Vrrt=VrefΔVrt/2......4更に電子制御装置80は、左右後輪の車輪速度Vrl、Vrr及び目標車輪速度Vrlt、Vrrtに基づいて左右後輪の車輪速度が対応する目標車輪速度に近づくよう、左右後輪の制動圧を制御することによってそれらの制動力を制御する。次に図3に示されたフローチャートを参照して第一の実施形態に於ける制動力の配分制御EBD制御ルーチンについて説明する。尚図3に示されたフローチャートによる制御は、図には示されていないイグニッションスイッチが閉成されたときに開始され、所定の時間毎に繰返し実行される。また制動力の前後輪配分制御の実行中にアンチスキッド制御や車両の運動制御の如く車輪の制動力を個別に制御する必要が生じたときには制動力の前後輪配分制御は中止される。まずステップ50に於いては制動力の配分制御許可条件が成立しているか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには制御は一旦終了され、肯定判別が行われたときには制御はステップ100へ進む。この場合運転者により制動操作が行われており、左右前輪の少なくとも一方はアンチスキッド制御されておらず、左右後輪の何れもアンチスキッド制御されていない場合に制御許可条件が成立していると判定されてよい。ステップ100に於いては左右前輪の車輪速度Vfl、Vfrに基づいて基準車速Vrefが演算され、ステップ150に於いては左右前輪の車輪速度差ΔVf=Vfr-Vflが車輪速度の基準相違量として演算される。ステップ200に於いては車輪速度差ΔVfに基づいて上記式1に従って左右後輪の目標車輪速度差ΔVrt、即ち右後輪の目標車輪速度Vrrtと左後輪の目標車輪速度Vrltとの差が演算される。ステップ300に於いては基準車速Vref及び左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtに基づいて上記式2及び3に従って左右後輪の目標車輪速度Vrlt、Vrrtが演算される。ステップ300が完了すると左後輪及び右後輪についてステップ350以降が実行される。例えばまず左後輪=lについてステップ350以降が実行され、しかる後右後輪=rについてステップ350以降が実行される。これ以降の説明に於いては、rはrl又はrrを意味し、従ってr輪はrl輪左後輪又はrr輪右後輪を意味する。ステップ350に於いてはr輪についてEBD制御が既に開始され、増減圧制御弁による制動圧の個別制御が行われているか否かの判別、即ちr輪について後述のステップ450が実行されたか否かの判別が行われる。そして肯定判別が行われたときには制御はステップ500へ進み、否定判別が行われたときには制御はステップ400へ進む。ステップ400に於いてはr輪の車輪速度Vrと目標車輪速度Vrtとの差が第一の基準値ΔV1負の定数未満であるか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには制御は一旦終了され、肯定判別が行われたときには制御はステップ450へ進む。ステップ450に於いてはr輪についてEBD制御が開始されると共に、r輪の増圧弁48RL又は48RRが閉弁されることにより、輪の制動圧が保持される。ステップ500に於いてはr輪の車輪速度Vrと目標車輪速度Vrtとの差が第二の基準値ΔV2第一の基準値ΔV1よりも小さい負の定数未満であるか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには制御はステップ600へ進み、肯定判別が行われたときには制御はステップ550へ進む。ステップ550に於いてはr輪の増圧弁48RL又は48RRが閉弁された状態にてr輪の減圧弁54RL又は54RRが開弁されることにより、輪の制動圧が低減される。ステップ600に於いてはr輪の車輪速度Vrと目標車輪速度Vrtとの差が第三の基準値ΔV3第一の基準値ΔV1よりも大きい定数であり、負の値であるか正の値であるかは車両の仕様によって異なるを越えているか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには制御はステップ700へ進み、肯定判別が行われたときには制御はステップ650へ進む。尚第三の基準値ΔV3は第一の基準値ΔV1よりも大きい定数である。但し負の値であるか正の値であるかは車両によって異なる。ステップ650に於いてはr輪の減圧弁54RL又は54RRが閉弁された状態にてr輪の増圧弁48RL又は48RRが開弁されることにより、輪の制動圧が増大される。ステップ700に於いてはr輪の減圧弁54RL又は54RRが閉弁された状態にてr輪の増圧弁48RL又は48RRが閉弁されることにより、輪の制動圧が保持される。以上の説明より解る如く、この第一の実施形態によれば、左右前輪の車輪速度差ΔVfに基づいて左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtが演算される。特に目標車輪速度差ΔVrtは、左右後輪の目標車輪速度が左右前輪の車輪速度とは逆の大小関係になり、車輪速度差ΔVfに対する目標車輪速度差ΔVrtの大きさの比が係数Rpx0になるよう演算される。そして基準車速Vref及び左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtに基づいて左右後輪の目標車輪速度Vrlt、Vrrtが演算され、左右後輪の車輪速度Vrl、Vrrがそれぞれ対応する目標車輪速度Vrlt、Vrrtに近づくよう制御される。従って第一の実施形態によれば、左右後輪の制動スリップの大小関係を左右前輪の制動スリップの大小関係とは逆にする。よって前後輪の制動力を足し合せて左右2輪の車両として考えると、左右2輪の制動スリップを同一の値に近づけることができ、これにより車両の偏向を効果的に抑制することができる。この作用効果は後述の他の実施形態に於いても同様に得られる。また第一の実施形態によれば、制動スリップ指標値は車輪速度であるので、制動スリップ指標値が制動スリップ量や制動スリップ率である場合に比して、演算量を低減し、制御装置の演算負荷を低減することができる。この作用効果も後述の他の実施形態に於いても同様に得られる。また第一の実施形態によれば、係数Rpx0は車両の制動時に於ける前輪に対する後輪の接地荷重比の標準値である。よって係数Rpx0が例えば車両の静止時に於ける前輪に対する後輪の接地荷重比の標準値である場合に比して、車輪速度差ΔVfに対する目標車輪速度差ΔVrtの大きさの比を車両の制動時の実際の比に近づけることができる。また前輪に対する後輪の接地荷重比が推定され、その推定結果に基づいてΔVfに対するΔVrtの大きさの比が制御される後述の第二の実施形態の場合に比して、制動力の配分制御を簡便に行うことができる。これらの作用効果は後述の第三乃至第八の実施形態に於いても同様に得られる。第二の実施形態図4は本発明による車両の制動力配分制御装置の第二の実施形態に於ける制動力の配分制御ルーチンを示すフローチャートである。尚図4に於いて、図3に示されたステップに対応するステップには、図3に於いて付されたステップ番号と同一のステップ番号が付されている。このことは後述の他の実施形態についても同様である。この第二の実施形態に於いては、ステップ150が完了するとステップ160が実行され、ステップ160が完了すると制御はステップ200へ進む。ステップ160及び200以外の他のステップは上述の第一の実施形態と同様に実行される。ステップ160に於いては、前輪に対する後輪の接地荷重比Rpxが推定される。接地荷重比Rpxは任意の要領にて推定されてよく、例えば車両のホイールベース、車両の重心高さ、車両の前後加速度Gxに基づいて車両の前後荷重移動量が推定され、前後輪の標準の接地荷重と前後荷重移動量とに基づいて推定されてよい。またステップ200に於いては、車輪速度差ΔVf及び接地荷重比Rpxに基づいて下記の式5に従って左右後輪の目標車輪速度差ΔVrt、即ち右後輪の目標車輪速度Vrrtと左後輪の目標車輪速度Vrltとの差が演算される。ΔVrt=-RpxΔVf......5従って第二の実施形態によれば、上述の第一の実施形態と同様に車両の偏向を効果的に抑制することができるだけでなく、前後輪の制動力配分を実際の前後輪の接地荷重比に応じて制御することができる。よって乗車状況や積載状況の変化により実際の前後輪の接地荷重比が標準の接地荷重比とは異なる場合にも、また制動力の大小や変化に拘らず、前後輪の制動力配分を実際の前後輪の接地荷重比に応じて最適に制御することができる。第三の実施形態図5は本発明による車両の制動力配分制御装置の第三の実施形態に於ける制動力の配分制御ルーチンを示すフローチャートである。この第三の実施形態に於いては、ステップ200が完了するとステップ210が実行され、ステップ210が完了すると制御はステップ300へ進む。ステップ210及び300以外の他のステップは上述の第一の実施形態と同様に実行される。ステップ210に於いては、左後輪に対する右後輪の接地荷重比Rpyが推定される。接地荷重比Rpyは任意の要領にて推定されてよく、例えば車両のトレッド、車両の重心高さ、車両の横加速度Gyに基づいて車両の横荷重移動量が推定され、左右後輪の標準の接地荷重と横荷重移動量とに基づいて推定されてよい。またステップ300に於いては、基準車速Vref及び左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtに基づいて下記の式6及び7に従って左右後輪の目標車輪速度Vrlt、Vrrtが演算される。Vrlt=Vref-ΔVrt/2......6Vrrt=VrefRpyΔVrt/2......7従って第三の実施形態によれば、上述の第一の実施形態と同様に車両の偏向を効果的に抑制することができるだけでなく、左右後輪の制動力配分を実際の左右後輪の接地荷重比に応じて制御することができる。よって乗車状況や積載状況の変化により実際の左右後輪の接地荷重比が1とは異なる場合や、旋回による横方向の荷重移動がある場合にも、左右後輪の制動力配分を実際の左右後輪の接地荷重比に応じて最適に制御することができる。第四の実施形態図6は本発明による車両の制動力配分制御装置の第四の実施形態に於ける制動力の配分制御ルーチンを示すフローチャートである。この第四の実施形態に於いては、ステップ150が完了するとステップ170が実行され、ステップ170以外の他のステップは上述の第一の実施形態と同様に実行される。ステップ170に於いては、左右前輪の車輪速度差ΔVfに基づいて推定される車両のヨー運動の方向と車両のヨーレートγに基づいて推定される車両のヨー運動の方向とが同一であるか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには制御は一旦終了され、肯定判別が行われたときには制御はステップ200へ進む。尚左右前輪の車輪速度差ΔVf及びヨーレートγに基づいて推定される車両の運動の一方がヨー運動であるが他方がヨー運動ではない場合にも、ステップ170の判別は否定判別になる。従って第四の実施形態によれば、上述の第一の実施形態と同様に車両の偏向を効果的に抑制することができるだけでなく、推定される車両のヨー運動の方向が同一でない場合には制動力の配分制御の実行を防止することができる。例えば旋回内輪側の路面の摩擦係数が旋回外輪側の路面の摩擦係数よりも高い所謂またぎ路での走行中に制動が行われると、旋回外側前輪の車輪速度は旋回内側前輪よりも低くなることがある。その場合左右前輪の車輪速度の大小関係はまたぎ路ではない走行路での旋回時の左右前輪の車輪速度の大小関係とは逆になる。よってかかる状況に於いても上述の第一の実施形態と同様に制動力の配分制御が行われると、制動力の配分制御が行われない場合に比して旋回外側後輪の車輪速度は高くなると共に旋回内側後輪の車輪速度は低くなる。そのため車両のスピン傾向が助長されてしまう。第四の実施形態によれば、かかる状況に於いては制動力の配分制御の実行を阻止し、これにより制動力の配分制御の実行に起因して車両のスピン傾向が助長されることを確実に防止することができる。また車両は旋回しており、ヨーレートγも車両の旋回を示す値であっても、走行路がまたぎ路であることに起因して左右前輪の車輪速度が実質的に同一になることがある。逆に車両は直進しており、ヨーレートγも車両の直進を示す0であっても、走行路がまたぎ路であることに起因して左右前輪の車輪速度が互いに異なり、車両が旋回している状況を示すことがある。第四の実施形態によれば、推定される車両の運動の一方がヨー運動であるが他方がヨー運動ではない場合にも制動力の配分制御は実行されない。従って走行路がまたぎ路であることに起因して推定される車両の運動の一方がヨー運動であるが他方がヨー運動ではない場合にも、制動力の配分制御が実行されることを防止し、車両の走行が不安定になることを防止することができる。尚ステップ170の判別はステップ150と200との間に於いて実行されるようになっているが、ステップ50の肯定判別以降でステップ350よりも先であれば、任意の段階で実行されてよい。第五の実施形態図7は本発明による車両の制動力配分制御装置の第五の実施形態に於ける制動力の配分制御ルーチンを示すフローチャートである。この第五の実施形態に於いては、ステップ200が完了するとステップ220及び230が実行され、状況に応じてステップ240~280が実行され、これら以外の他のステップは上述の第一の実施形態と同様に実行される。尚制御の開始時にはステップ50に先立って後述のフラグF及びカウント値Ncが0に初期化される。ステップ220に於いては、例えば左右前輪の車輪速度Vfl、Vfrの時間微分値として左右前輪の車輪速度の変化率Vfld、Vfrdが演算される。ステップ230に於いては、左右前輪の車輪速度の変化率Vfld、Vfrdの絶対値の少なくとも一方が制御中止の基準値Vfds正の定数よりも大きいか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには制御はステップ250へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ240に於いて制御中止を示すフラグFが1にセットされた後制御はステップ700へ進む。ステップ250に於いては、フラグFが1であるか否かの判別、即ち制御の中止中であるか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには制御はステップ300へ進み、肯定判別が行われたときには制御はステップ260へ進む。ステップ260に於いては、右前輪の車輪速度の変化率Vfld、Vfrdの絶対値の両方が制御中止解除の基準値Vfde基準値Vfdsよりも小さい正の定数よりも小さいか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには制御はステップ700へ進み、肯定判別が行われたときには制御はステップ270へ進む。ステップ270に於いては、ステップ260に於いて連続して肯定判別が行われた回数を示すカウント値Ncが基準値Nceを越えているか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには制御はステップ700へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ280に於いてフラグFが0にリセットされた後制御はステップ700へ進む。一般に、前輪が段差を乗り越すような状況に於いては前輪の車輪速度が一時的に急激に変化する。従ってかかる状況に於いても左右前輪の車輪速度差ΔVfに基づいて左右後輪の目標車輪速度差ΔVrt演算され、これに基づいて左右後輪の制動力の配分が制御されると、車両の安定性が却って低下する虞れがある。第五の実施形態によれば、上述の第一の実施形態と同様に車両の偏向を効果的に抑制することができるだけでなく、前輪の車輪速度が急激に変化する状況に於いて制動力の配分制御が不適切に実行されることを防止することができる。よって前輪が段差を乗り越すような状況に於いて制動力の配分制御が不適切に実行されること及びこれに起因して車両の安定性が却って低下することを防止することができる。特に第五の実施形態によれば、ステップ230に於ける車輪速度の変化率の大きさが大きいか否かの判別は減速及び加速の両方について行われる。従って前輪が段差を乗り上げる状況及び前輪が段差を乗り下げる状況の何れについても、制動力の配分制御が不適切に実行されることを防止することができる。尚図示の実施形態に於いては、ステップ230に於いて肯定判別が行われるとステップ270に於於いて肯定判別が行われるまで、ステップ700に於いて後輪の制動圧が保持されるようになっている。しかしステップ230に於いて肯定判別が行われるとステップ270に於於いて肯定判別が行われるまで、左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtの大きさが低減補正されて制動力の配分制御が行われるよう修正されてもよい。またステップ220~250はステップ200と300との間に於いて実行されるようになっているが、ステップ50の肯定判別以降でステップ350よりも先であれば、任意の段階で実行されてよい。第六の実施形態図8は本発明による車両の制動力配分制御装置の第六の実施形態に於ける制動力の配分制御ルーチンを示すフローチャートである。この第六の実施形態に於いては、ステップ200が完了するとステップ285が実行され、状況に応じてステップ290、295、310、320が実行され、これら以外の他のステップは上述の第一の実施形態と同様に実行される。ステップ285に於いては、例えば車両のヨーレートγ若しくは車両の横加速度Gyに基づき車両が旋回中であるか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには制御はステップ300へ進み、肯定判別が行われたときには制御はステップ290へ進む。ステップ290に於いては、左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtの絶対値が基準値ΔVrt0正の定数を越えているか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには制御はステップ300へ進み、肯定判別が行われたときには制御はステップ295へ進む。尚基準値ΔVrt0は前輪に対する後輪の接地荷重比Rpxが推定され、接地荷重比Rpxが小さいときには接地荷重比Rpxが大きいときに基準値ΔVrt0が小さくなるよう、基準値ΔVrt0は接地荷重比Rpxに応じて可変設定されてもよい。ステップ295に於いては、左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtに基づく左右後輪の制動圧の増減のうち増圧が必要な車輪は左後輪であるか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには、即ち増圧が必要な車輪は右後輪であると判別されたときには、制御はステップ320へ進み、肯定判別が行われたときには制御はステップ310へ進む。尚ΔVrt>0である場合には増圧が必要な車輪は右後輪であると判別され、ΔVrt<0である場合には増圧が必要な車輪は左後輪であると判別される。ステップ310に於いては、左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtの超過分ΔΔVrtが下記の式8に従って演算される。また基準車速Vref、左右後輪の目標車輪速度差ΔVrt、超過分ΔΔVrtに基づいて下記の式9及び10に従って左右後輪の目標車輪速度Vrlt、Vrrtが演算される。ΔΔVrt=|ΔVrt|-ΔVrt0......8Vrlt=Vref-ΔVrt0/2......9Vrrt=VrefΔVrt0/2ΔΔVrt......10ステップ320に於いては、左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtの超過分ΔΔVrtが上記式7に従って演算される。また基準車速Vref、左右後輪の目標車輪速度差ΔVrt、超過分ΔΔVrtに基づいて下記の式11及び12に従って左右後輪の目標車輪速度Vrlt、Vrrtが演算される。Vrlt=Vref-ΔVrt0/2-ΔΔVrt......11Vrrt=VrefΔVrt0/2......12上記各実施形態によれば、左右前輪の車輪速度差ΔVfの大きさが大きいほど左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtの大きさが大きくなり、後輪の目標車輪速度が高いほど後輪の目標制動力は高くなる。従って左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtの大きさが大きいほど目標車輪速度が低い側の目標制動力が高くなり、当該車輪の車輪速度の制御が不安定になったり早期にアンチスキッド制御が開始され易くなる。第六の実施形態によれば、左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtの大きさが基準値ΔVrt0を越えているときには、超過分ΔΔVrtの制御量が制動圧の減圧側の車輪の目標車輪速度に減圧量の増大補正量として付加される。よって左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtの大きさが基準値ΔVrt0を越えても目標車輪速度が低い側の目標制動力が超過分ΔΔVrtに相当する値高くなることを防止することができる。従って第六の実施形態によれば、上述の第一の実施形態と同様に車両の偏向を効果的に抑制することができるだけでなく、左右後輪の目標車輪速度が低い側の目標制動力が過剰に高くなることを防止することができる。よって左右後輪の目標車輪速度差の大きさが大きい状況に於いて、目標制動力が過剰に高くなることに起因して車輪速度の制御が不安定になったり早期にアンチスキッド制御が開始されることを防止することができる。尚図示の実施形態に於いては、ステップ285に於いて車両が旋回中であると判別された場合にステップ290以降が実行されるようになっている。しかしステップ285が省略され、車両が旋回中であるか否かに関係なくステップ290以降が実行されるよう修正されてもよい。また超過分ΔΔVrtがあるか否かに関係なく、目標車輪速度差ΔVrtの絶対値が高いときには目標車輪速度差ΔVrtが制動圧の減圧側の車輪の目標車輪速度に減圧量の増大補正量として付加される比率が増大されるよう修正されてもよい。しかしその場合には左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtの絶対値が基準値ΔVrt0以下である状況に於いても、左右後輪の目標車輪速度の関係が本来あるべき関係から乖離してしまう。これに対し第六の実施形態によれば、左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtの絶対値が基準値ΔVrt0を越えている場合に、超過分ΔΔVrtの制御量が制動圧の減圧側の車輪の目標車輪速度に減圧量の増大補正量として付加される。よって左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtの絶対値が基準値ΔVrt0以下である状況に於いて、左右後輪の目標車輪速度の関係が本来あるべき関係から乖離することを防止することができる。第七の実施形態図9は本発明による車両の制動力配分制御装置の第七の実施形態に於ける制動力の配分制御ルーチンを示すフローチャートである。この第七の実施形態に於いては、ステップ150が完了するとステップ180が実行され、ステップ180及び200以外の他のステップは上述の第一の実施形態と同様に実行される。ステップ180に於いては、例えば車両の前後加速度Gxに基づき車両の減速度Gbxが推定される。そして車両の減速度Gbxが高いときには減速度Gbxが低いときに比して減速度ゲインKgxが大きくなるよう、車両の減速度Gbxに基づいて減速度ゲインKgxが演算され、しかる後制御はステップ200へ進む。ステップ200に於いては、車輪速度差ΔVf及び減速度ゲインKgxに基づいて上記式1に代えて下記の式13に従って左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtが演算される。ΔVrt=-KgxRpx0ΔVf......13一般に、左右輪の制動力差に起因する車両の偏向の程度は、車両の減速度が低いときには車両の減速度が高いときに比して小さいので、路面外乱などに起因する左右前輪の車輪速度差ΔVfの誤差の悪影響が反映し易い。また左右輪の制動力差に起因する車両の偏向の程度は、車両の減速度が高いときには車両の減速度が低いときに比して大きいので、車両の偏向が効果的に抑制されることが望ましい。第七の実施形態によれば、車両の減速度Gbxが高いときには減速度Gbxが低いときに比して大きくなるよう減速度ゲインKgxが可変設定され、左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtが上記式13に従って演算される。従って第七の実施形態によれば、上述の第一の実施形態と同様に車両の偏向を効果的に抑制することができるだけでなく、車輪速度差ΔVfに対する目標車輪速度差ΔVrtの大きさの比を車両の減速度に応じて変化させることができる。よって車両の減速度が高いときには車両の偏向を効果的に抑制しつつ、車両の減速度が低いときには路面外乱などに起因する左右前輪の車輪速度差ΔVfの誤差の悪影響が制動力の配分制御に反映する虞れを低減することができる。尚図示の実施形態に於いては、車両の減速度Gbxが高いときには減速度ゲインKgxが1よりも大きい値に設定されるようになっているが、減速度Gbxが高いときには減速度ゲインKgxが1に設定されるよう修正されてもよい。第八の実施形態図10は本発明による車両の制動力配分制御装置の第八の実施形態に於ける制動力の配分制御ルーチンを示すフローチャートである。この第八の実施形態に於いては、ステップ50が完了するとステップ60が実行され、ステップ60以外の他のステップは上述の第一の実施形態と同様に実行される。ステップ60に於いては、走行路が所謂またぎ路、即ち左右輪に対応する路面の摩擦係数が互いに異なる走行路であるか否かの判別が行われる。そして否定判別が行われたときには制御はステップ100へ進み、肯定判別が行われたときには制御はステップ700へ進む。尚走行路がまたぎ路であるか否かの判別は当技術分野に於いて公知の任意の方法により行われてよい。一般に、車両がまたぎ路を走行する状況に於いて制動が行われると、左右前輪の制動圧が同一であっても摩擦係数が低い側の車輪速度が摩擦係数が高い側の車輪速度よりも低くなる。そのため上記各実施形態の制御が行われると、左右後輪の目標車輪速度は摩擦係数が高い側が摩擦係数が低い側よりも低くなり、摩擦係数が高い側の制動圧が摩擦係数が低い側の制動圧よりも高くなる。その結果前後輪の何れに於いても摩擦係数が高い側の制動力が摩擦係数が低い側の制動力よりも高くなり、運転者が意図しない車両の偏向が助長される虞れがある。第八の実施形態によれば、走行路がまたぎ路であると判別されると、ステップ700に於いて左右後輪の制動圧が保持され、ステップ100以降の制動力の配分制御は実行されない。よって走行路がまたぎ路である場合には、左右前輪の車輪速度差ΔVfの大きさが大きくなる状況であっても、制動力の配分制御による左右後輪の制動力の制御が実行されることを防止することができる。従って第八の実施形態によれば、上述の第一の実施形態と同様に車両の偏向を効果的に抑制することができるだけでなく、車両がまたぎ路を走行する状況に於いて制動が行われても車両の偏向が助長されることを防止することができる。以上に於いては本発明を特定の実施形態について詳細に説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されるものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の実施形態が可能であることは当業者にとって明らかであろう。例えば上述の各実施形態に於いては、制動スリップ指標値は車輪速度であるが、制動スリップ指標値は制動スリップ量や制動スリップ率であってもよい。但し制動スリップ量や制動スリップ率の大小関係は車輪速度の大小関係とは逆になる。また上述の各実施形態に於いては、基準値ΔV1~ΔV3は定数であるが、これらの基準値の少なくとも一つが可変設定されるよう修正されてもよい。例えば制動中に於ける前輪に対する後輪の接地荷重比Rpxが小さいときにはそれが大きいときに比して基準値の少なくとも一つの大きさが小さくなるよう、可変設定されてよい。また上述の各実施形態に於いては、接地荷重比RpxやRpyを演算するための車両の前後加速度Gx及び横加速度Gyはセンサによる検出値であるが、これらの加速度は推定値であってもよい。例えば車両の前後加速度Gxは車輪速度Viに基づいて推定される車速Vの微分値として推定されてもよい。また車両の横加速度Gyは車輪速度Viに基づいて推定される車速Vと車両のヨーレートγとの積として推定されてもよい。また上述の第二の実施形態以外の実施形態に於いては、左右前輪の車輪速度差ΔVfの大きさに対する左右後輪の目標車輪速度差ΔVrtの大きさの比は車両の標準的な制動時に於ける前輪に対する後輪の接地荷重比Rpx0である。しかし車輪速度差の大きさの比|ΔVrt|/|ΔVf|は車両の静止時に於ける前輪に対する後輪の接地荷重比に設定されてもよく、1に設定されてもよい。また上述の第二乃至第八の実施形態が任意の組合せにて組み合せて実施されてもよく、その場合には組み合わされる実施形態の両方の作用効果が得られる。また上述の各実施形態に於いては、前輪が制動力分担比の高い制御基準輪であり、後輪が制動力分担比の低い制御対象輪である。しかし本発明の制動力配分制御装置は例えばトラックの如く後輪が制動力分担比の高い制御基準輪であり、前輪が制動力分担比の低い制御対象輪である車両に適用されてもよい。また上述の各実施形態に於いては、通常時には各制御弁及び各開閉弁が非制御位置に設定されることにより各車輪の制動力はブレーキペダル26の踏力、即ち運転者の制動要求量に応じて制御されるようになっている。しかし本発明の制動力配分制御装置は、通常時にも連通制御弁42A及び42Bが閉弁された状態にて各制御弁及び各開閉弁が制御されることにより、各車輪の制動力が運転者の制動要求量に応じて制御される車両に適用されてもよい。