JP4835054B2 - 車両安定化制御システム - Google Patents

Description

本発明は、人間の視覚刺激モデルに基づく環境情報処理による車両安定化制御システムに関する。

特開平１１−２１０８７０号公報に示されるナビ協調シフト制御やＡＣＣ、レーンキープ制御をはじめとする従来の運転支援システムは、センサによって物理的、幾何学的に環境情報（道路形状、障害物までの距離）を測定し、この測定値に基づき車両の制御やドライバの運転操作を支援している。

さらに、特開２００３−１９４２０２号公報に示されるナビ協調シフト制御のように、制御システムが非連続的に機能して制御指令を出力し、ドライバを支援するものがある。
特開平１１−２１０８７０号公報 特開２００３−１９４２０２号公報

人間は視覚によって周囲の環境情報を処理する際、距離や速度などの物理量を捉えるのではなく、網膜に投射された像の変化（大きさ、方向）などを使って、感覚的に評価を行っている。以下では、人間が周囲の環境を感覚的に評価した評価結果を刺激とする。例えば、人間の網膜に投射された像の面積が変化するとき、この像の面積が大きいほど刺激も大きくなる。刺激を縦軸、距離を横軸をとした場合、刺激と距離との関係は図１４に示すようにウェーバー・フェヒナーの法則と同様の関係を持つ。人間は、図１４のような刺激に基づいて運転操作を選択している。

一方、従来の運転支援システムは、センサにより計測された車両の速度や距離を直接用いて、制御指令を決定している。すなわち人間であるドライバは感覚的に評価した評価結果に基づいて操作を選択しているのに対して、運転支援システムは速度や距離に基づいて制御指令を選択している。これにより、ある環境においては、システムが選択する制御指令と、ドライバが選択する操作とが異なり、自分の感覚と一致せずドライバが不快感を感じるという問題がある。

本発明は、上記課題を解決するためになされたものであり、人間の感覚と一致する車両安定化制御システムの提供を本発明の目的とする。

上記課題を解決するために請求項１に記載の発明は、車両の外部の環境情報として、道路形状情報を提供する環境情報提供手段（１６）と、前記車両の現在位置を幾何学座標系の座標値として算出する現在位置算出手段（３１）と、前記車両の車速を検出する車速検出手段（４ａ、４ｂ）と、前記道路形状情報と、前記現在位置と、前記車速とを用いて、道路内または道路脇であって、規定時間後に通過する予定の地点または地点の近傍に、所定の面積を有する仮想的な物体が道路の延設方向に直交する角度で、道路平面に対して垂直に立っているものとし、その物体の面積を、当該物体を含む道路全体がドライバの網膜に投影されたときの物体の面積に変換した変換面積を出力するとともに、前記物体が持つ速度ベクトルも出力する変換手段（３３）と、前記変換手段（３３）から出力された前記変換面積と前記速度ベクトルとから前記変換面積の変化量を求め、前記変換面積に対する変換面積の変化量からドライバの感じる刺激としての感覚量を算出して出力する感覚量算出手段（３４）と、前記感覚量に基づいて制御指令を決定する制御指令設定手段（２ｈ、２ｉ、２ｊ）とを備えることを特徴とする。

一般的に、環境情報は、予め道路標識などをテンプレート画像として記憶し、パターンマッチングなどでテンプレート画像と一致する道路標識を検出することで得られる。一方、環境情報としての道路形状情報を用いることにより、道路内または道路脇であって、規定時間後に通過する予定の地点または地点の近傍に、所定の面積を有し、道路の延設方向に直交する角度で、道路平面に対して垂直に立つ仮想的な物体を設定することができる。この仮想的な物体を用いると、テンプレート画像などを記憶する必要はないが、感覚量は演算可能である。このため、簡易な構成でありながらも、感覚量を演算することができる。そして、仮想的な物体に基づき、ドライバの感じる刺激としての感覚量を算出し、これに基づいて制御指令を選択することで、ドライバの感覚と一致した制御指令を決定することができる。

請求項２に記載の発明は、車両に備えられた駆動輪に対して、ドライバが要求する基本要求駆動力を発生させるべく、その基本要求駆動力に相当する物理量を演算する基本要求駆動力演算部（２ａ）と、前記車両における前輪および後輪それぞれに加えられる荷重を検出する前後輪荷重演算部（２ｇ）と、前記車両の外部の環境情報として、道路形状情報を提供する環境情報提供手段（１６）と、前記車両の現在位置を幾何学座標系の座標値として算出する現在位置算出手段（３１）と、前記車両の車速を検出する車速検出手段（４ａ、４ｂ）と、前記道路形状情報と、前記現在位置と、前記車速とを用いて、道路内または道路脇であって、規定時間後に通過する予定の地点または地点の近傍に、所定の面積を有する仮想的な物体が道路の延設方向に直交する角度で、道路平面に対して垂直に立っているものとし、その物体の面積を、当該物体を含む道路全体がドライバの網膜に投影されたときの物体の面積に変換した変換面積を出力するとともに、前記物体が持つ速度ベクトルも出力する変換手段（３３）と、前記変換手段（３３）から出力された前記変換面積と前記速度ベクトルとから前記変換面積の変化量を求め、前記変換面積に対する変換面積の変化量からドライバの感じる刺激としての感覚量を算出して出力する感覚量算出手段（３４）と、前記感覚量に基づいて、当該感覚量が一定となるように前記車両における仮想的な旋回半径を推定する仮想旋回半径推定部（２ｈ）と、前記前後輪荷重演算部（２ｇ）および前記仮想旋回半径推定部（２ｈ）での演算結果に基づいて、スタビリティファクタの目標値を演算する目標値演算部（２ｉ）と、前記目標値演算部（２ｉ）によって演算された前記目標値に追従するように、前記基本要求駆動力演算部（２ａ）が演算した前記基本要求駆動力に相当する物理量を補正する制振補正制御部（２ｊ）とを備え、この制振補正制御部（２ｊ）によって補正された補正後物理量に応じた駆動力を前記駆動輪に発生させるようになっていることを特徴とする。

上記構成は、前輪および後輪それぞれにかかる準静的接地荷重を演算し、さらに外部の環境情報や車両の現在位置を用いてドライバが受けている、または受けるであろう刺激を感覚量として演算する。そして、この荷重や感覚量に基づいてスタビリティファクタの目標値を設定し、この目標値に追従するように、基本要求駆動力に相当する物理量を補正するようにしている。このため、時々刻々と変化する周辺環境に対応して、旋回半径がドライバの感覚と一致した理想的なものとなるようにスタビリティファクタを安定化することが可能となり、例えばピッチング振動エネルギーが抑制される等、車両内部の各状態量が安定化し、車両の走行状態を安定化させることが可能となる。

したがって、路面その他の外的要因（路面外乱）によって車体挙動の変動が車体姿勢や走行軌道を乱すことを抑制することができる。そして、これらを要因とする車体の姿勢の乱れや振動が、ドライバの感覚と一致するように抑制されることから、車体の姿勢乱れや振動を修正しようとするドライバのステアリング操作が不要となり、ドライバのステアリング操作によって外乱成分を誘発してしまうことを防止することが可能となる。

請求項３に記載の発明は、前記基本要求駆動力演算部（２ａ）は、前記基本要求駆動力に相当する物理量として、基本要求トルクを演算するものであることを特徴とする。

請求項４に記載の発明は、前記前後輪接地荷重演算部（２ｇ）は、前記前後輪接地荷重として、前記車両が定常走行状態の際に前記前輪および後輪それぞれに加わる前後輪静的接地荷重を演算するものであり、前記目標値演算部（２ｉ）は、この前後輪静的接地荷重に基づいて、前記スタビリティファクタの目標値を演算するようになっていることを特徴とする。

請求項５に記載の発明は、前記車両が走行中の路面の勾配を推定する推定道路勾配算出部（２ｄ）を備え、前記前後輪接地荷重演算部（２ｇ）は、前記前後輪接地荷重として、前記車両が定常走行状態の際に前記前輪および後輪それぞれに加わる前後輪静的接地荷重を演算すると共に、前記推定道路勾配算出部（２ｄ）で演算された推定道路勾配に基づいて、その推定道路勾配を前記車両が定常走行した場合における前記前後輪接地荷重の変動量を演算し、前記前後輪静的接地荷重から前記推定道路勾配による変動分を見込んだ値を前後輪接地荷重として求めるようになっており、前記目標値演算部（２ｉ）は、この前記推定道路勾配による前記前後輪設置荷重の変動分を見込んだ前後輪接地荷重に基づいて、前記スタビリティファクタの目標値を演算するようになっていることを特徴とする。

このように、道路勾配に応じた前後輪接地荷重の変動量を求め、前輪と後輪それぞれの静的な接地荷重から道路勾配による前後輪接地荷重の変化量分を差し引くことにより、道路勾配に応じた前後輪接地荷重を求めることが可能となる。

請求項６に記載の発明は、前記制振補正制御部（２ｊ）は、前記車両におけるバネ上振動モデルに基づいて前記車両における状態量を示した状態方程式を有していると共に、前記状態方程式に基づいて前記スタビリティファクタを前記状態量で表した出力方程式を有しており、前記出力方程式と前記状態量とから求められるスタビリティファクタと、前記目標値演算部（２ｉ）で演算されたスタビリティファクタの前記目標値との差に基づいて、前記基本要求駆動力に相当する前記物理量の補正を行うようになっていることを特徴とする。

このように、車両におけるバネ上振動モデルに基づいて、車両における状態量を示した状態方程式と、状態方程式に基づいてスタビリティファクタを状態量で表した出力方程式を予め制振補正制御部に記憶させておき、出力方程式と状態量とからスタビリティファクタを求め、このスタビリティファクタの目標値との差に基づいて基本要求駆動力に相当する物理量の補正を行うことができる。これにより、出力方程式と状態量とから求められるスタビリティファクタが目標値に追従できるように、基本要求駆動力に相当する物理量が補正されることになる。

請求項７に記載の発明は、前記車両における車輪に加えられる走行抵抗外乱を推定する走行抵抗外乱推定部（２ｆ）を有し、前記制振補正制御部（２ｊ）は、前記走行抵抗外乱推定部（２ｆ）によって推定される走行抵抗外乱を鑑みて、前記状態方程式における前記状態量を求め、求めた状態量と前記出力方程式とに基づいて前記スタビリティファクタを求めると共に、該スタビリティファクタの前記目標値との差を求めるようになっていることを特徴とする。

このように、走行外乱推定部によって走行外乱抵抗を推定し、その走行外乱抵抗を鑑みて、状態方程式における状態量を求めることができる。ここでいう走行外乱抵抗は、例えば、請求項８に示されるように、前輪の車輪速度の微分値と車両の重量とに基づいて、例えば、これらを乗算することにより求められる。

請求項８に記載の発明は、前記走行抵抗外乱推定部（２ｆ）は、前記車両に備えられた前輪の車輪速度の微分値と該車両の重量とに基づいて、前記走行抵抗外乱として前記前輪の走行抵抗外乱を求めるようになっていることを特徴とする。

請求項９に記載の発明では、前記変換手段は、規定時間後に通過する予定の地点または地点の近傍において、道路の両脇にそれぞれ前記仮想的な物体が立っているものと仮定し、それぞれの仮想的な物体の変換面積と、それらの物体が持つ速度ベクトルを出力することを特徴とする。

請求項１０に記載の発明では、前記感覚量は、複数の異なる規定時間に対応する地点に立っていると仮定される複数の仮想的な物体を用いて複数算出されるものであり、前記制御指令の決定は、複数の前記感覚量に基づくことを特徴とする。

ドライバは、車両の将来状態を考慮して運転を行っているため、このように、将来、走行が予測される地点、またはその近傍の物体からドライバが受ける刺激を推定することで、よりドライバの感覚と一致した制御指令を出力できる。

請求項１１に記載の発明では、前記仮想的な物体は、一定の制御周期毎に新たに設置し直されることを特徴とする。

〔実施形態１〕
図１から図１３を用いて、本発明の一実施形態の車両安定化制御システムについて説明する。図１は、本実施形態における車両安定化制御システムの概略構成である。なお、本実施形態では、車両の駆動形態が後輪駆動のものを想定して説明するが、勿論、前輪駆動の車両でも４輪駆動の車両でも本発明を適用することができる。

本実施形態の車両安定化制御システムは、車両に備えられたエンジン１が発生させる駆動トルクを調整し、ピッチング振動エネルギー等に起因する前後輪荷重の移動に基づくスタビリティファクタの変動を安定化させることで、車体の姿勢や車両特性を安定化する。本実施例において、エンジン１はガソリンにより動作するガソリンエンジンであるとする。

図１に示す車両安定化制御システムにおいて、エンジン１は、エンジンＥＣＵ２によって制御される。このエンジンＥＣＵ２には、アクセルストロークセンサ３、前輪用車輪速度センサ４ａ、４ｂ、舵角センサ５、吸入空気量センサ６、エンジン回転センサ７、Ｇ・ヨーレート・ジャイロセンサ８からの検出信号が入力されると共に、ＧＰＳ受信機１７からの受信信号と道路形状情報提供手段１６からの道路情報とが入力される。

アクセルストロークセンサ３は、アクセルペダル９の操作量に応じた検出信号を出力する。エンジンＥＣＵ２では、このアクセルストロークセンサ３からの検出信号に基づいてアクセル操作量が求められ、そのアクセル操作量に応じた要求駆動力となる要求車軸トルクが求められる。

前輪用車輪速度センサ４ａ、４ｂは、操舵輪となる両前輪１０ａ、１０ｂそれぞれに対応して備えられており、右前輪用の車輪速度センサ４ａと左前輪用の車輪速度センサ４ｂとによって構成されている。これら各車輪速度センサ４ａは、例えば、車軸に備えられた歯車型のロータの歯の回転に応じて異なる検出信号を出力する電磁ピックアップタイプ等の周知のもので構成され、各前輪の回転に応じた検出信号を発生させる。

舵角センサ５は、車両前輪の操舵角、すなわち車両前後方向軸に対する車両前輪の傾斜角度に応じた検出信号を出力する周知のものである。例えば、ステアリング操作に応じてステアリングシャフトが回動すると、それがステアリング機構を介して車両前輪の操舵に変換されることから、舵角センサ５は、ステアリングの回動量を検出することにより、車両前輪の操舵角に応じた検出信号を出力する。

吸入空気量センサ６およびエンジン回転センサ７は、共にエンジン１に設置されている周知のもので、吸入空気量センサ６は、エンジン内に吸入される吸入空気量に応じた検出信号を出力し、エンジン回転センサ７は、エンジン回転速度に応じた検出信号を出力する。

道路形状情報提供手段１６およびＧ・ヨーレート・ジャイロセンサ８は、例えば、ナビゲーションシステムの本体１１に備えられている。例えば、道路形状情報提供手段１６は、本体１１に備えられたハードディスクやＤＶＤなどの情報記録媒体に記憶された道路情報をエンジンＥＣＵ２に伝える。Ｇ・ヨーレート・ジャイロセンサ８は、車両の加速度やヨー角を検出しエンジンＥＣＵ２に伝える。

また、ＧＰＳ受信機１７は、ナビゲーションシステムの本体１１に接続されており、ＧＰＳ衛星より受信した受信波から、幾何学座標系における自車両の現在位置を演算し受信信号としてエンジンＥＣＵ２に伝える。

そして、エンジンＥＣＵ２では、これら各センサ３、４ａ、４ｂ、５〜８からの検出信号、ＧＰＳ受信機１７から送られてきた受信信号および道路形状情報提供手段１６の道路情報に基づき、種々の演算を行い、その演算結果に基づいて吸入空気量を調整する。これにより、トランスミッション１２、終減速装置１３および駆動軸１４を介して駆動輪となる後輪１５ａ、１５ｂに伝えられる車軸トルクが調整される。

図２に、このエンジンＥＣＵ２のブロック構成を概略的に示し、この図を参照してエンジンＥＣＵ２の詳細について説明する。

エンジンＥＣＵ２は、ＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、Ｉ／Ｏなどを備えたマイクロコンピュータによって構成されている。そして、ＣＰＵにてＲＯＭに記憶されたエンジン制御プログラムを実行し、各種演算を行うことで、エンジン１への吸入空気量を制御する。

具体的には、エンジンＥＣＵ２は、図２に示されるように、基本要求トルク算出部２ａ、推定車軸トルク算出部２ｂ、前輪車輪速度算出部２ｃ、推定道路勾配算出部２ｄ、操舵角算出部２ｅ、前輪走行抵抗外乱推定部２ｆ、前後輪静的接地荷重演算部２ｇ、仮想旋回半径推定演算部２ｈ、目標値演算部２ｉ、制振補正制御部２ｊおよび視覚空間モデル処理部２ｋとを備えて構成されている。

基本要求トルク算出部２ａは、アクセルストロークセンサ３から出力される検出信号を受け取り、その検出信号に基づいてアクセル操作量を物理量として求めると共に、その操作量に応じた基本要求駆動力となる基本要求トルクを求める。ここで求められた基本要求トルクが車両の加速、減速に使用されるトルク、つまり基本的に要求される車軸トルクとなる。そして、この基本要求トルク演算部２ａでの演算結果が、制振補正制御部２ｊに出力される。

推定車軸トルク算出部２ｂは、吸入空気量センサ６およびエンジン回転センサ７からの検出信号に基づき、推定車軸トルク、すなわち検出結果が得られたときに発生させられているであろう車軸トルクを演算する。この推定車軸トルク算出部２ｂでの演算結果が、制振補正制御部２ｊおよび前後輪静的接地荷重演算部２ｇに出力される。

前輪車輪速度算出部２ｃは、両車輪速度センサ４ａ、４ｂからの検出信号に基づいて操舵輪となる両前輪の車輪速度を算出する。この前輪車輪速度算出部２ｃが、前輪走行抵抗外乱推定部２ｆや仮想旋回半径推定演算部２ｈに出力される。

推定道路勾配算出部２ｄは、道路形状情報提供手段１６からは道路情報を受け取り、ＧＰＳ受信機１７からは受信信号を受け取り、その道路情報内に含まれる走行路面の勾配情報を抽出することによって道路勾配を推定する。そして、この推定道路勾配算出部２ｄにおける演算結果が、前後輪静的接地荷重演算部２ｇに出力される。なお、ここでは道路形状情報提供手段１６に記憶された道路情報に基づいて道路勾配を推定しているが、車両に設置した加速度センサからの検出信号から車両前後駆動力加速度成分を除去し、重力加速度成分に基づいて道路勾配を算出する等の周知の方法によって道路勾配を推定しても良い。

操舵角算出部２ｅは、舵角センサ５からの検出信号に基づいて操舵角を算出し、その演算結果を仮想旋回半径推定演算部２ｈおよび目標値演算部２ｉに出力する。

視覚空間モデル処理部２ｋについて、以下に述べる。

図３は、人間の視覚刺激モデルに基づく環境情報処理を行う視覚空間モデル処理部２ｋの詳細なブロック図である。現在位置算出部３１への入力は、車両のＧ・ヨーレート・ジャイロセンサ８のセンサ値および、ＧＰＳ受信信号、道路形状情報提供手段１６の道路情報である。現在位置算出部３１は、道路と車両の位置関係、すなわち地図上における現在の車両の詳細な位置や進行角度を算出し、仮想看板生成部３２に出力する。仮想看板生成部３２は、地図情報および現在位置算出部３１および車輪速度センサ４ａ、４ｂの出力から、図４を用いて後述する仮想看板生成アルゴリズムに基づいて、仮想看板を生成し出力する。幾何学座標系・網膜座標系座標変換部３３は、仮想看板生成部３２が生成した仮想看板をドライバの網膜に投射されていると推定される推定像に変換し出力する。視覚感覚量算出部３４は、幾何学座標系・網膜座標系座標変換部３３より出力された推定像を用いて、後述する数式５８を用いて感覚量τを算出する。

以下、図３の仮想看板生成部３２について説明する。ドライバは道路全体を連続的に環境情報として捉え、捉えた環境情報から将来走行したい走行ラインを連続点として予想している。ドライバの道路全体を連続的に捉えるアルゴリズムを模すため、仮想看板生成部３２は、道路の両脇に一定の時間間隔で仮想的な看板（以下、仮想看板）を設置する。なお、仮想看板は同一の面積Ａをもつ四角形状の形態であり、道路標識のように道路の延設方向に直行する角度で、道路平面に対して垂直に立っているとする。

以下、図４に基づいて、図３の仮想看板生成部３２の処理と、仮想看板生成部３２への入力および出力について説明する。現在の演算タイミングでの車両の位置が位置Ｐ（０）であってその際の車速が速度ｖである場合での仮想看板生成部３２での演算について説明する。この車両が道路の中央を走行しているとし、位置Ｐ（０）での速度ｖによるｔ１秒後の到達位置である幾何学座標系座標値である位置Ｐ（１）を演算する。次に、道路の中央の線に対して位置Ｐ（１）を通る垂直方向の距離ｌの地点に左仮想看板Ｓ（１）Ｌ４１、右仮想看板Ｓ（１）Ｒ４２を設置する。同様に、位置Ｐ（０）での速度ｖによるｔ２秒後の到達位置である位置Ｐ（２）を演算し、道路の中央の線に対して位置Ｐ（２）を通る垂直方向の距離ｌの地点に左仮想看板Ｓ（２）Ｌ４３、右仮想看板Ｓ（２）Ｒ４４を設置する。さらに、位置Ｐ（０）での速度ｖによるｔ３秒後の到達位置である位置Ｐ（３）を演算し、道路の中央の線に対して位置Ｐ（３）を通る垂直方向の距離ｌの地点に左仮想看板Ｓ（３）Ｌ４５、右仮想看板Ｓ（３）Ｒ４６を設置する。次に、車速センサにより出力された車速を用いて、設置した全仮想看板が自車両に対して持つ速度ベクトルを算出する。また、仮想看板生成部３２は一定制御周期ｔ４秒毎に実行され、全仮想看板はｔ４秒毎に新たに設置しなおされる。このような処理を実行した仮想看板生成部３２からの出力は幾何学座標系で表現された各仮想看板の座標値と各仮想看板の速度ベクトルとである。なお、幾何学座標系とは、例えば世界測地系であっても良いし、地図情報内で設定された座標系であっても良い。

以下、図５を用いて、図３の幾何学座標系・網膜座標系座標変換部３３について述べる。図５に示す中心視の視覚モデルにおいて、位置Ｐ（０）にいるドライバの眼球中心の座標値を（ｘ，ｙ，ｚ）＝（０，０，０）と置いたとき、網膜に投射される仮想看板の座標値（ｘ，ｙ，ｚ）＝（ｘｓ，ｙｓ，ｚｓ）への仰角ψと方位角φとを数式５６および数式５７のように表すことができる。以下、この仰角ψと方位角φとで表される座標系を網膜座標系と呼ぶ。

（数５６）

（数５７）

幾何学座標系・網膜座標系座標変換部３３では、幾何学座標系から、ドライバの網膜に投射された際の座標系である網膜座標系に変換する。以下、詳細を説明する。まず、幾何学座標系・網膜座標系座標変換部３３では、仮想看板生成部３２から入力された各仮想看板の幾何学座標系座標値に対して、面積Ａを持たせるように面積を表す幾何学座標系座標値群とする。

そして、この各仮想看板の面積を表す幾何学座標系座標値群を、数式５６と数式５７とを用いて網膜座標系における座標値群に変換する。

さらに、各左仮想看板Ｓ（ｎ）Ｌおよび各右仮想看板Ｓ（ｎ）Ｒの速度ベクトルを、網膜座標系における左仮想看板Ｓ（ｎ）Ｌおよび右仮想看板Ｓ（ｎ）Ｒの速度ベクトルに変換する。ただしｎ＝１，２，３…とする。

以下、図３の視覚感覚量算出部３４について述べる。ドライバは、一般的に幾何学座標系における距離、速度などの物理量からではなく、網膜に投射された像（以下、投射像）の大きさの変化や方向の変化、たとえば面積や面積変化率や投射像の移動方向の変化などから感覚的に周囲の環境を評価している。このように、ドライバが感じた刺激を、感覚量τとして定量化した場合、数式５８のように示すことができる。

（数５８）

ドライバが投射像の面積変化率から周囲の環境を評価していることから、（数式５８）における分母である感覚（視覚）刺激を投射像の面積Ａ’とし、分子である感覚（視覚）刺激変化量を投射像の速度ベクトルと面積とを用いて表現される面積Ａ’の変化量ΔＡ’とする。

図３の視覚感覚量算出部３４は、前述の数式５６および数式５７とで算出した仰角ψと方位角φを用いて、投射像の面積Ａ’を数式５９のように算出する。

（数５９）
Ａ’＝ψ×φ
これにより、ドライバの網膜に投射されると推定される左仮想看板Ｓ（ｎ）Ｌの面積Ａ’ｎＬおよび右仮想看板Ｓ（ｎ）Ｒの面積Ａ’ｎＲを算出することができる。さらに、視覚感覚量算出部３４は、左仮想看板Ｓ（ｎ）Ｌがドライバに与える刺激を感覚量τ（ｎ）Ｌ、右仮想看板Ｓ（ｎ）Ｒがドライバに与える刺激を感覚量τ（ｎ）Ｒとして出力する。

図４および図６を用いて視覚感覚量算出部３４での処理の具体例を説明する。視覚感覚量算出部３４は、幾何学座標系・網膜座標系座標変換部３３から網膜座標系で表現された各仮想看板の座標値および速度ベクトルを入力されると、幾何学座標系の位置Ｐ（０）にいるドライバの網膜に投射されると推定される左仮想看板Ｓ（１）Ｌ４１の面積Ａ’（１）Ｌとその面積変化量ΔＡ’（１）Ｌ、右仮想看板Ｓ（１）Ｒ４２の面積Ａ’（１）Ｒとその面積変化量ΔＡ’（１）Ｒ、左仮想看板Ｓ（２）Ｌ４３の面積Ａ’（２）Ｌとその面積変化量ΔＡ’（２）Ｌ、右仮想看板Ｓ（２）Ｒ４４の面積Ａ’（２）Ｒとその面積変化量ΔＡ’（２）Ｒ、左仮想看板Ｓ（３）Ｌ４５の面積Ａ’（３）Ｌとその面積変化量ΔＡ’（３）Ｌ、右仮想看板Ｓ（３）Ｒ４６の面積Ａ’（３）Ｒとその面積変化量ΔＡ’（３）Ｒとを算出する。そして、算出した面積Ａ’（１）Ｌとその面積変化量ΔＡ’（１）Ｌとから感覚量τ（１）Ｌをτ（１）Ｌ＝ΔＡ’（１）Ｌ／Ａ’（１）Ｌとして演算し、面積Ａ’（１）Ｒとその面積変化量ΔＡ’（１）Ｒとから感覚量τ（１）Ｒをτ（１）Ｒ＝ΔＡ’（１）Ｒ／Ａ’（１）Ｒとして演算し、面積Ａ’（２）Ｌとその面積変化量ΔＡ’（２）Ｌとから感覚量τ（２）Ｌをτ（２）Ｌ＝ΔＡ’（２）Ｌ／Ａ’（２）Ｌとして演算し、面積Ａ’（２）Ｒとその面積
変化量ΔＡ’（２）Ｒとから感覚量τ（２）Ｒをτ（２）Ｒ＝ΔＡ’（２）Ｒ／Ａ’（２）Ｒとして演算し、面積Ａ’（３）Ｌとその面積変化量ΔＡ’（３）Ｌとから感覚量τ（３）Ｌをτ（３）Ｌ＝ΔＡ’（３）Ｌ／Ａ’（３）Ｌとして演算し、面積Ａ’（３）Ｒとその面積変化量ΔＡ’（３）Ｒとから感覚量τ（３）Ｒをτ（３）Ｒ＝ΔＡ’（３）Ｒ／Ａ’（３）Ｒとして演算する。

図２の前輪走行抵抗外乱推定部２ｆは、演算された前輪車輪速度に基づき、前輪走行抵抗外乱を推定する。前輪には車輪速度に応じた走行抵抗が発生する。このため、その走行抵抗外乱を車輪速度から推定するのである。例えば、車輪速度の微分値に対して車両重量を掛けることで並進方向の力［Ｎ／ｍ］を求め、それに更に転動輪の半径を乗算することにより、走行抵抗外乱を転動輪に働くモーメント［Ｎ］として求めることが可能となる。

このような車輪速度の一回微分に基づいて走行抵抗外乱を求めることで、その走行抵抗外乱の要因が何であったかに関係なく、結果としてどれだけの走行抵抗外乱が入ったかを求めることが可能となる。すなわち、走行抵抗外乱は、例えば、ドライバによる操舵により発生したコーナリングドラッグによって生じたり、路面の凹凸によって生じたりするが、どのような場合であっても、結果的に車輪速度に変化が生じることから、その車輪速度の変化（微分値）から走行抵抗外乱を算出すれば、どのような要因かに関わらず、転動輪が受けた走行抵抗外乱を求めることができる。

なお、この走行抵抗外乱に関しては、車輪速度と走行抵抗外乱との特性をエンジンＥＣＵ２内のメモリなどに予め記憶させておき、その特性に基づいて演算された車輪速度と対応する走行抵抗外乱を選択することによって、推定することも可能である。

図２の前後輪静的接地荷重演算部２ｇについて説明する。この前後輪静的接地荷重演算部２ｇは、演算された推定車軸トルクおよび推定道路勾配に基づいて前後輪における静的な接地荷重を演算する。

まず、前後輪の接地荷重の変動について説明する。前後輪の接地荷重の変動は、例えば、ピッチング振動等によって生じる。ピッチング振動とは、車両重心を中心に車両左右軸周りに発生する振動であり、このピッチング振動によるエネルギーをピッチング振動エネルギーという。

ピッチング振動は、駆動（加速）時のスコート、制動（減速）時および操舵（旋回）時のノーズダイブにより発生する。図７は、これら各状態を示した図である。

図７（ａ）のように、駆動（加速）時には、車体側が車輪の回転に追従できず取り残されてしまうために、車両の重心を中心として車両前方側（ノーズ）が浮き上がってしまいスコートが発生する。また、図７（ｂ）のように、制動（減速）時には、車輪に対して制動力が発生させられた際に車体側が慣性により車輪の減速に追従できないために、車両の重心を中心として車両前方側（ノーズ）が沈むノーズダイブが発生する。そして、図７（ｃ）のように、操舵（旋回）時には、コーナリングドラッグが発生することから、それに基づいて車輪が減速し、制動（減速）時と同様にノーズダイブが発生する。

このようなスコート、ノーズダイブといった車両重心を中心として生じる回転振動がピッチング振動であり、それを発生させるエネルギーとなるものがピッチング振動エネルギーである。このようなピッチング振動エネルギーは、車両走行中、常に発生する。

そして、このようなピッチング振動等によって、前後輪それぞれの接地荷重や車輪に加わる力の関係が定常走行時に対して変動する。すなわち、図７（ａ）に示すように、スコート時には定常走行時に比べて前輪接地荷重Ｗｆが小さく後輪接地荷重Ｗｒが大きくなり、駆動トルク反力が大きくなる。図７（ｂ）に示すように、減速によるノーズダイブ時には定常走行時に比べて前輪接地荷重Ｗｆが大きく後輪接地荷重Ｗｒが小さくなる。したがって、前輪制動力が大きく、後輪制動力が小さくなる。また、図７（ｃ）に示すように、旋回によるノーズダイブ時にも定常走行時に比べて前輪接地荷重Ｗｆが大きく後輪接地荷重Ｗｒが小さくなる。

このように接地荷重Ｗｆ、Ｗｒが変動するために、コーナリングパワーが変動し、そのために車両の旋回が安定せず、ステアリングの修正動作などの操作負担をドライバに強いることになるのである。

これらピッチング振動と前後輪接地荷重および前後輪コーナリングパワーの関係をタイミングチャートで示すと、図８のような関係となる。すなわち、図８（ａ）のようなピッチング振動が発生したとした場合、図８（ｂ）に示されるように、前輪および後輪荷重Ｗｆ、Ｗｒが定常走行時の前輪および後輪荷重Ｗｆｏ、Ｗｒｏにピッチング振動による変動分となるΔＷｆ、ΔＷｒを足し合わせた数式１に示されるものとなる。

（数１）
Ｗｆ＝Ｗｆｏ＋ΔＷｆ、Ｗｒ＝Ｗｒｏ＋ΔＷｒ
したがって、前輪および後輪荷重Ｗｆ、Ｗｒは、ピッチング振動の波形に対応する波形となる。そして、図８（ｃ）に示されるように、前輪および後輪のコーナリングパワーＫｃｆ、Ｋｃｒに関しても、タイヤ特性の線形領域においては前輪および後輪荷重Ｗｆ、Ｗｒと係数Ｃｗとの積となることから、定常時におけるコーナリングパワーＫｃｆｏ、Ｋｃｒｏの波形は、前輪および後輪荷重Ｗｆ、Ｗｒと同様になる。

したがって、ピッチング振動等を原因として生じる前後輪接地荷重の移動を利用して、車両の横運動を支配するステアリング特性が安定化するように、エンジンが発生させる車軸トルクを補正すれば、車体の姿勢および車両特性の乱れを効果的に抑制できると考えられる。

次に、図９に示すバネ上振動モデルの模式図を参照して、車両における状態量について説明する。

図９に示すバネ上振動モデルは、任意の定常状態を基準としたトルク反力の変化分ΔＴｒを受けて、バネ上部分に対してピッチング中心周りの振動を発生させることを想定している。ここでは、車体を水平方向と平行な任意の基準平面からなる平板と見立てて、その平板にサスペンションに支持されてタイヤが備えられ、また、エンジンおよびトランスミッション等もバネ要素を持つマウントを介して車体に支持されているものとして、バネ上振動を想定している。

このバネ上振動モデルにおいて、各定数を次のように設定している。まず、基準平面Ｂに備えられた前輪および後輪それぞれの車輪について、サスペンションのバネ定数がＫｆ、Ｋｒ、サスペンションの減衰係数がＣｆ、Ｃｒ、エンジンとトランスミッションの重量がｍ、エンジンマウントにおけるバネ定数がＫｅ、減衰係数がＣｅとしている。

また、タイヤ半径をｒとし、バネ上における車体質量［ｋｇ］をＭ、エンジンとトランスミッション（Ｔ／Ｍ）の質量［ｋｇ］をｍ、ホイールベース［ｍ］をＬ、車両重心と前輪軸との間の距離［ｍ］をＬｆ、車両重心と後輪軸との間の距離［ｍ］をＬｒ、車両重心とエンジンおよびＴ／Ｍ重心との間の距離［ｍ］をＬｅ、車体基準線（基準平面の高さ）と車両重心の高さとの間の距離［ｍ］をｈｃとしている。

そして、車体のピッチング慣性モーメント［ｋｇｍ２］をＩｐ、重力加速度［ｍ／ｓ２］をｇとしている。

一方、独立変数については、バネ上における車体の垂直方向変位［ｍ］をｘ、エンジンおよびＴ／Ｍの垂直方向の変位をｘｅ、仮想ピッチング中心周りのピッチ角［ｒａｄ］をθｐとしている。

まず、ピッチング中心に対しての仮想ピッチ角がθｐとして表されることから、ピッチング中心からＬｆ離れた前輪軸におけるピッチ中心周りでの変位量はＬｆθｐとなり、ピッチング中心からＬｒ離れた後輪軸におけるピッチ中心周りでの変位量はＬｒθｐとなる。このため、車体の垂直方向変位は、前輪側ではｘ＋Ｌｆθｐ、後輪側ではｘ−Ｌｆθｐとなる。

従って、車体のピッチ中心周りの運動方程式は、数式２のように表される。

（数２）
Ｉｐθｐ’’＝−Ｌｆ｛Ｋｆ（ｘ＋Ｌｆθｐ）＋Ｃｆ（ｘ’＋Ｌｆθｐ’）｝
−Ｌｅ｛Ｋｅ（ｘ＋Ｌｅθｐ−ｘｅ）＋Ｃｅ（ｘ’＋Ｌｅθｐ’−ｘｅ’）｝
＋Ｌｒ｛Ｋｒ（ｘ−Ｌｒθｐ）＋Ｃｒ（ｘ’−Ｌｒθｐ’）｝
＋ｈｃθｐＭｇ＋（ｈｃｇ−ｈｃ）ΔＴｒ／ｒ＋ΔＴｒ
また、車体上下運動の方程式とエンジン１およびＴ／Ｍの上下運動の方程式は、それぞれ数式３、数式４のように表される。

（数３）
Ｍｘ’’＝−Ｋｆ（ｘ＋Ｌｆθｐ）−Ｃｆ（ｘ’＋Ｌｆθｐ’）
−Ｋｅ（ｘ＋Ｌｅθｐ−ｘｅ）−Ｃｅ（ｘ’＋Ｌｅθｐ’−ｘｅ’）
−Ｋｒ（ｘ−Ｌｒθｐ）−Ｃｒ（ｘ’−Ｌｒθｐ’）
（数４）
ｍｘｅ’’＝−Ｋｅ（ｘｅ−ｘ−Ｌｅθｐ）−Ｃｅ（ｘｅ’−ｘ’−Ｌｅθｐ’）
そして、ｘｅ’’、ｘ’’、θｐ’’を数式２〜４から求めると、それぞれ数式５〜７のようになる。

（数５）
ｘｅ’’＝−Ｋｅ／ｍ・ｘｅ−Ｃｅ／ｍ・ｘｅ’＋Ｋｅ／ｍ・ｘ＋Ｃｅ／ｍ・ｘ’
＋ＫｅＬｅ／ｍ・θｐ＋ＣｅＬｅ／ｍ・θｐ’
（数６）
ｘ’’＝Ｋｅ／Ｍ・ｘｅ＋Ｃｅ／Ｍ・ｘｅ’−（Ｋｅ＋Ｋｆ＋Ｋｒ）／Ｍ・ｘ
−（Ｃｅ＋Ｃｆ＋Ｃｒ）／Ｍ・ｘ’−（ＫｆＬｆ＋ＫｅＬｅ−ＫｒＬｒ）／Ｍ・θｐ
−（ＣｆＬｆ＋ＣｅＬｅ−ＣｒＬｒ）／Ｍ・θｐ’
（数７）
θｐ’’＝ＫｅＬｅ／Ｉｐ・ｘｅ＋ＣｅＬｅ／Ｉｐ・ｘｅ’
−（ＫｆＬｆ＋ＫｅＬｅ−ＫｒＬｒ）／Ｉｐ・ｘ
−（ＣｆＬｆ＋ＣｅＬｅ−ＣｒＬｒ）／Ｉｐ・ｘ’
−（ＫｆＬｆ２＋ＫｅＬｅ２＋ＫｒＬｒ２−ｈｃＭｇ）／Ｉｐ・θｐ
−（ＣｆＬｆ２＋ＣｅＬｅ２＋ＣｒＬｒ２）／Ｉｐ・θｐ’
＋｛１＋（ｈｃｇ−ｈｃ）／ｒ｝／Ｉｐ・ΔＴｒ
従って、各状態量をそれぞれｘｅ＝ｘ１、ｘｅ’＝ｘ２、ｘ＝ｘ３、ｘ’＝ｘ４、θｐ＝ｘ５、θｐ’＝ｘ５、ΔＴｒ＝ｕとし、上記各数式における変数の係数をａ１〜ａ６、ｂ１〜ｂ６、ｃ１〜ｃ６、Ｐ（１）と置くと、上記各式は、以下のように変換される。

（数８）
ｘｅ’’＝ａ１ｘｅ＋ａ２ｘｅ’＋ａ３ｘ＋ａ４ｘ’＋ａ５θｐ＋ａ６θｐ’
＝ａ１ｘ１＋ａ２ｘ２＋ａ３ｘ３＋ａ４ｘ４＋ａ５ｘ５＋ａ６ｘ６
（数９）
ｘ’’＝ｂ１ｘｅ＋ｂ２ｘｅ’＋ｂ３ｘ＋ｂ４ｘ’＋ｂ５θｐ＋ｂ６θｐ’
＝ｂ１ｘ１＋ｂ２ｘ２＋ｂ３ｘ３＋ｂ４ｘ４＋ｂ５ｘ５＋ｂ６ｘ６
（数１０）
θｐ’’＝ｃ１ｘｅ＋ｃ２ｘｅ’＋ｃ３ｘ＋ｃ４ｘ’＋ｃ５θｐ＋ｃ６θｐ’＋Ｐ（１）ｕ
＝ｃ１ｘ１＋ｃ２ｘ２＋ｃ３ｘ３＋ｃ４ｘ４＋ｃ５ｘ５＋ｃ６ｘ６＋Ｐ（１）ｕ
ただし、上記数式８〜１０において、ａ１＝−Ｋｅ／ｍ，ａ２＝−Ｃｅ／ｍ，ａ３＝Ｋｅ／ｍ，ａ４＝Ｃｅ／ｍ，ａ５＝ＫｅＬｅ／ｍ，ａ６＝ＣｅＬｅ／ｍ，ｂ１＝Ｋｅ／Ｍ，ｂ２＝Ｃｅ／Ｍ，ｂ３＝−（Ｋｅ＋Ｋｆ＋Ｋｒ）／Ｍ，ｂ４＝−（Ｃｅ＋Ｃｆ＋Ｃｒ）／Ｍ，ｂ５＝−（ＫｆＬｆ＋ＫｅＬｅ−ＫｒＬｒ）／Ｍ，ｂ６＝−（ＣｆＬｆ＋ＣｅＬｅ−ＣｒＬｒ）／Ｍ， ｃ１＝ＫｅＬｅ／Ｉｐ，ｃ２＝ＣｅＬｅ／Ｉｐ，ｃ３＝−（ＫｆＬｆ
＋ＫｅＬｅ−ＫｒＬｒ）／Ｉｐ，ｃ４＝−（ＣｆＬｆ＋ＣｅＬｅ−ＣｒＬｒ）／Ｉｐ，ｃ５＝−（ＫｆＬｆ２＋ＫｅＬｅ２＋ＫｒＬｒ２−ｈｃＭｇ）／Ｉｐ，ｃ６＝−（ＣｆＬｆ２＋ＣｅＬｅ２＋ＣｒＬｒ２）／Ｉｐ，Ｐ（１）＝｛１＋（ｈｃｇ−ｈｃ）／ｒ｝／Ｉｐである。

また、上記のようにｘ１〜ｘ６を定義したことから、以下の関係も成り立つ。

（数１１）
ｘ’１＝ｘｅ’＝ｘ２
（数１２）
ｘ’２＝ｘｅ’’＝ａ１ｘ１＋ａ２ｘ２＋ａ３ｘ３＋ａ４ｘ４＋ａ５ｘ５＋ａ６ｘ６
（数１３）
ｘ’３＝ｘ’＝ｘ４
（数１４）
ｘ’４＝ｘ’＝ｂ１ｘ１＋ｂ２ｘ２＋ｂ３ｘ３＋ｂ４ｘ４＋ｂ５ｘ５＋ｂ６ｘ６
（数１５）
ｘ’５＝θｐ’＝ｘ６
（数１６）
ｘ’６＝θｐ’’＝ｃ１ｘ１＋ｃ２ｘ２＋ｃ３ｘ３＋ｃ４ｘ４
＋ｃ５ｘ５＋ｃ６ｘ６＋Ｐ（１）ｕ
したがって、数式１１〜１６を状態空間表現とすると、その状態方程式が数式１７のような６行６列の行列式で示され、数式１７を簡略化すると、数式１８のように表される。

（数１７）

（数１８）
ｘ’＝Ａｘ＋Ｂｕ
このようにして、バネ上振動モデルの状態方程式が導出される。したがって、この状態方程式に基づいて、エンジンが発生させる車軸トルク（駆動力に相当する物理量）を補正すれば、車両の横運動を支配するステアリング特性（スタビリティファクタ）を能動的に制御することが可能となる。

図２の前後輪静的接地荷重演算部２ｇは、上述した数式１７で示された状態方程式において、状態量ｘｅ’、ｘ’、θｐ’・・・、すなわちドット成分を０とすることで、定常状態での各状態量を算出する。このときの各状態量は、数式１９〜２１のように表される。

（数１９）
０＝ａ１ｘｅ＋ａ３ｘ＋ａ５θｐ
（数２０）
０＝ｂ１ｘｅ＋ｂ３ｘ＋ｂ５θｐ
（数２１）
０＝ｃ１ｘｅ＋ｃ３ｘ＋ｃ５θｐ＋Ｐ（１）ΔＴｒ
したがって、状態量ｘｅ、ｘ、θｐにおける３行３列の行列式として数式２２のように直すことができる。ただし、ｘｅ＿ｓ、ｘ＿ｓ、θｐ＿ｓは、状態量ｘｅ、ｘ、θｐの定常解である。そして、Ａを数式２３のような３行３列の行列式で表される係数とすると、定常解ｘｅ＿ｓ、ｘ＿ｓ、θｐ＿ｓは、数式２４のように表されることになる。

（数２２）

（数２３）

（数２４）

また、定常状態での前輪および後輪それぞれの静荷重Ｗｆ＿ｓ、Ｗｒ＿ｓは、図１０に示す振動モデルに基づいて、以下のように求められる。

図１０の振動モデルは、図９に示した振動モデルに対して仮想重心点移動量ΔＬを考慮した物理量を示す。

定常状態での前輪および後輪それぞれの静荷重Ｗｆ＿ｓ、Ｗｒ＿ｓは、数式２５、２６で示される。ただし、これらの式において、Ｗｆｏ、Ｗｒｏは、前輪および後輪の静止荷重を示しており、ΔＷｆ＿ｓ、ΔＷｒ＿ｓは、制動力や走行抵抗等すべての外的要因の影響を含む総路面反力となる駆動力変化量ΔＦが作用したときの前輪および後輪の静的な荷重変化量を示している。

（数２５）
Ｗｆ＿ｓ＝Ｗｆｏ＋ΔＷｆ＿ｓ
（数２６）
Ｗｒ＿ｓ＝Ｗｒｏ＋ΔＷｒ＿ｓ
また、静止時における車両重心と前輪軸との間の距離をＬｆｏ、車両重心と後輪軸との間の距離をＬｒｏとすると、前輪および後輪の静止荷重Ｗｆｏ、Ｗｒｏは、数式２７、２８で示される。なお、Ｗは、車両重量Ｍにかかる重力Ｍｇ、すなわち前後輪にかかるトータルの荷重に相当する。

（数２７）
Ｗｆｏ＝（Ｌｒｏ／Ｌ）Ｗ
（数２８）
Ｗｒｏ＝（Ｌｆｏ／Ｌ）Ｗ
また、前輪および後輪の静的荷重変化量ΔＷｆ＿ｓ、ΔＷｒ＿ｓは、前輪もしくは後輪のバネ定数ｋｆ、ｋｒを前輪もしくは後輪側における車体の垂直方向変位量ｘ＿ｓ＋Ｌｆｏθｐ＿ｓ、ｘ＿ｓ−Ｌｆｏθｐ＿ｓに掛け合わしたものとなる。そして、定常解ｘ＿ｓ、θｐ＿ｓが数式２４のように表されることから、前輪および後輪の静的荷重変化量ΔＷｆ＿ｓ、ΔＷｒ＿ｓは、それぞれ数式２９、３０のように示される。

（数２９）

（数３０）

このため、前後輪静的接地荷重演算部２ｇにて、推定車軸トルク算出部２ｂにて演算された推定車軸トルクからその変化量ΔＴｒを求め、それを数式２９、３０に代入すれば、前輪および後輪の静的荷重変化量ΔＷｆ＿ｓ、ΔＷｒ＿ｓが算出される。そして、数式２５、２６におけるＷｆｏ、Ｗｒｏ、ΔＷｆ＿ｓ、ΔＷｒ＿ｓがそれぞれ数式２７〜３０で表されることから、それらを数式２９、３０に代入すれば、前輪および後輪の静止荷重Ｗｆｏ、Ｗｒｏを求めることができる。このようにして、前後輪における静的な接地荷重Ｗｆ＿ｓ、Ｗｒ＿ｓが求められる。

一方、道路勾配による前後輪接地荷重の変化量は、図１１に示すモデルに基づいて求めることができる。

図１１は、所定の道路勾配θの場所に車両が位置している場合の物理量の関係を示す。この図に示されるように、車両の重心の路面からの高さを重心高さｈｃｇ、その重心が位置する車体平面をＢｐとすると、前輪および後輪の荷重が加えられる位置（前後輪接地位置）から鉛直方向に伸ばした線と車体平面Ｂｐとの交点から重心までの距離は、それぞれＬｆ＋ｈｃｇｔａｎθとＬｆ−ｈｃｇｔａｎθとなる。

また、任意の水平線Ｈに対して、車両重心と前後輪接地位置それぞれから鉛直方向に直線を引いたときの交点をＳ１、Ｓ２、Ｓ３とすると、Ｓ１−Ｓ３間の距離Ｌａ＝Ｌｃｏｓθ、Ｓ１−Ｓ２間の距離Ｌｆ’＝（Ｌｆ＋ｈｃｇｔａｎθ）ｃｏｓθ、Ｓ２−Ｓ３間の距離Ｌｒ’＝（Ｌｒ−ｈｃｇｔａｎθ）ｃｏｓθとなる。

この場合において、前後輪にかかるそれぞれの鉛直方向の接地荷重をＷｆ’、Ｗｒ’とすると、これらは数式２７、２８と同様に示される。

（数３１）
Ｗｆ’＝（Ｌｒ’／Ｌ’）Ｗ
＝｛（Ｌｒ−ｈｃｇｔａｎθ）ｃｏｓθ／（Ｌｃｏｓθ）｝Ｗ
＝｛（Ｌｒ／Ｌ−（ｈｃｇ／Ｌ）ｔａｎθ）Ｗ
＝Ｗｆｏ−Ｗ（ｈｃｇ／Ｌ）ｔａｎθ
（数３２）
Ｗｒ’＝（Ｌｆ’／Ｌ’）Ｗ
＝｛（Ｌｆ＋ｈｃｇｔａｎθ）ｃｏｓθ／（Ｌｃｏｓθ）｝Ｗ
＝｛（Ｌｆ／Ｌ＋（ｈｃｇ／Ｌ）ｔａｎθ）Ｗ
＝Ｗｒｏ＋Ｗ（ｈｃｇ／Ｌ）ｔａｎθ
そして、路面垂直方向における前後輪にかかる接地荷重は、鉛直方向の接地荷重Ｗｆ’、Ｗｒ’に対する路面垂直方向成分に相当し、それぞれＷｆ’ｃｏｓθ、Ｗｒ’ｃｏｓθとなり、鉛直方向の接地荷重Ｗｆ’、Ｗｒ’が数式３１、３２で表されることから、次のようになる。

（数３３）
Ｗｆ’ｃｏｓθ＝｛Ｗｆｏ−Ｗ（ｈｃｇ／Ｌ）ｔａｎθ｝ｃｏｓθ
＝Ｗｆｏｃｏｓθ−Ｗ（ｈｃｇ）ｓｉｎθ
（数３４）
Ｗｒ’ｃｏｓθ＝｛Ｗｒｏ＋Ｗ（ｈｃｇ／Ｌ）ｔａｎθ｝ｃｏｓθ
＝Ｗｒｏｃｏｓθ＋Ｗ（ｈｃｇ）ｓｉｎθ
このようにして、道路勾配による前後輪接地荷重の変化量が求められる。この前後輪設置荷重の変化量に関しては、その道路勾配を走行中に定常的に変化する荷重量となる。したがって、道路勾配算出部２ｄによって道路勾配が求められたら、その道路勾配のときの前後輪接地荷重の変化量分を求め、前輪と後輪それぞれの静的な接地荷重から道路勾配による前後輪接地荷重の変化量分を差し引くことにより、道路勾配に応じた前後輪接地荷重を求めることが可能となる。

このため、後述する目標値演算部２ｉで求められるＬｆＫｃｆ−ＬｒＫｃｒは、道路勾配も考慮した理想的な旋回半径のスタビリティファクタとして求められることになる。以上のようにして、前後輪静的接地荷重演算部２ｇにて、前後輪接地荷重を求められる。

また、図２の仮想旋回半径推定部２ｈは、前輪車輪速度演算部２ｃで演算された前輪車輪速度とＧ・ヨーレート・ジャイロセンサ８から送られてくるヨー角（センサ値）に関する情報と、視覚空間モデル処理部２ｋから送られてくる感覚量τとに基づいて、車両が走行するのに適した仮想的な旋回半径を推定する。具体的には、まず、感覚量τよりドライバの感覚に一致した、すなわち視覚刺激変化を一定に保つようなヨー角補正値を算出する。次に、このヨー角補正値とヨー角（センサ値）を合計した値が、γｓｅｎｓｏｒ［ｒａｄ／ｓ］という値であったとすると、旋回半径ρはヨー角γｓｅｎｓｏｒと車速Ｖとから次式のように示される。

（数３５）
ρ＝Ｖ／γｓｅｎｓｏｒ
したがって、仮想旋回半径推定部２ｈは、前輪車輪速度から、例えば両前輪車輪速度の平均値を求めることで車速Ｖを求め、この車速Ｖとヨー角γｓｅｎｓｏｒとを数式３５に代入することにより、仮想的な旋回半径を算出するようにしている。

目標値演算部２ｉは、スタビリティファクタを決定するＬｆＫｃｆ−ＬｒＫｃｒの目標値を決定する。以下、このＬｆＫｃｆ−ＬｒＫｃｒの目標値について説明する。

定常円旋回時において、スリップ角βとヨーレートγは、以下のように定義される。これらについて、図１２を参照して説明する。

図１２に、車両各部のサイズ等を模式的に示す。この図に示されるように、バネ上における車体質量［ｋｇ］をＭ、ホイールベース［ｍ］をＬ、車両重心と前輪軸との間の距離［ｍ］をＬｆ、車両重心と後輪軸との間の距離［ｍ］をＬｒとしている。また、車速をＶ［ｍ／ｓｅｃ］、舵角をδ［ｒａｄ］、前後輪のタイヤコーナリングパワーをそれぞれＫｃｆ、Ｋｃｒ［Ｎ／ｒａｄ］としている。これらを基に、旋回半径ρを表すと、次式になることが知られている。

（数３６）

なお、数式３６に示されるＡが上述したスタビリティファクタ（Ｓｔａｂｉｌｉｔｙ Ｆａｃｔｏｒ）であり、次式で示され、車両ごとに決まる値である。

（数３７）

この数式３７におけるスタビリティファクタ、具体的にはスタビリティファクタにおけるＬｆＫｃｆ−ＬｒＫｃｒの項の正負によってステアリング特性が確定する。このステアリング特性は、以下のように示される。

（数３８）

すなわち、ＬｆＫｃｆ−ＬｒＫｃｒの項をΔとした場合、図１３（ａ）の車両旋回状態を示す図に示されるように、円旋回が定常旋回（理想旋回）であると考えると、Δが負であればアンダーステア、０であれば定常旋回、Δが正であればオーバステアというステアリング特性となる。換言すれば、図１３（ｂ）に示す車速と旋回半径との関係図に示されるように、Δが負であれば車速に対して旋回半径が大きくなる状態（アンダーステア）、０であれば定常旋回、Δが正であれば車速に対して旋回半径が小さくなる状態（オーバステア）となる。

したがって、スタビリティファクタにおけるＬｆＫｃｆ−ＬｒＫｃｒの項の設定次第で、車両が理想的な旋回を行えるようにすることが可能となり、ステアリング特性を向上させられる。

したがって、この目標値演算部２ｉでは、数式３６から逆算することにより、ＬｆＫｃｆ−ＬｒＫｃｒの目標値を演算するようにしている。具体的には、ＬｆＫｃｆ−ＬｒＫｃｒは、次式から求められる。

（数３９）
ＬｆＫｃｆ−ＬｒＫｃｒ＝Ｋｃｆ＿ｓＫｃｒ＿ｓ（２Ｌ２／ＭＶ２）・（１−ρδ／Ｌ）
なお、Ｋｃｆ＿ｓ、Ｋｃｒ＿ｓは、道路勾配および加減速による荷重移動分のみを考慮した静的な前後輪のコーナリングパワーであり、δは操舵角、ρは仮想旋回半径である。

これらのうち、独立変数となるのは車速Ｖと操舵角δおよび仮想旋回半径ρである。車速Ｖには、前輪車輪速度算出部２ｃで演算された前輪車輪速度から上述した方法により求められたものが用いられ、操舵角には、操舵角算出部２ｅでの演算結果が用いられる。仮想旋回半径は、数式３５より求められたものが用いられる。このようにして、目標値演算部２ｉにて、ＬｆＫｃｆ−ＬｒＫｃｒの目標値が求められる。

そして、制振補正制御部２ｊは、目標値演算部２ｉで求められたＬｆＫｃｆ−ＬｒＫｃｒの目標値を基に、ＬｆＫｃｆ−ＬｒＫｃｒの目標値が演算された値であった場合に、実際のＬｆＫｃｆ−ＬｒＫｃｒとの差分からスタビリティファクタの目標値からの変化量を求め、その変化分を無くすべく、基本要求トルク算出部２ａで求められた基本要求トルクを補正する。

具体的には、図２に示されるように、目標値に対してピッチング振動モデルから求めた出力ｙを減じることで、スタビリティファクタの目標値と現在の実際のスタビリティファクタとの差が求められ、その値に対して１／ｓおよびＫｉが掛け合わされる。これは、目標値を積分系とすることによりサーボ系のフィードバックを行うことができ、目標値が０でない場合であっても、その値に追従させられるからである。そして、これにさらに走行抵抗外乱を加算し、ピッチグ振動モデルを用いて演算した各状態量ｘ（ｘ、ｘ’、ｘｅ、ｘｅ’、θｐ、θｐ’）に対して制御系の設計手法によって求めた所定の状態フィードバックゲインＫｓ（Ｋ１〜Ｋ６）を乗じたものを減じることで、駆動トルクの補正値を求めることが可能となる。

ここで、Δ（＝ＬｆＫｃｆ−ＬｒＫｃｒ）は、前後輪のタイヤコーナリングパワーＫｃｆ、Ｋｃｒが前輪および後輪接地荷重Ｗｆ、Ｗｒに依存していることから、荷重依存係数をＣｗとすると、以下のように表すことができる。

（数４０）
Δ＝ＬｆＫｃｆ−ＬｒＫｃｒ
＝Ｃｗ（ＬｆＷｆ−ＬｒＷｒ）
この結果、前輪および後輪におけるコーナリングパワーＷｆ、Ｗｒの変動に伴うΔ（＝ＬｆＫｃｆ−ＬｒＫｃｒ）の変動、すなわちステアリング特性の変動は、数式２５、２６、４０より、次式で示されることになる。

（数４１）
ＬｆＫｃｆ−ＬｒＫｃｒ＝Ｃｗ（ＬｆＷｆ−ＦｒＷｒ）
＝ＣｗＬｆ（Ｗｆｏ＋ΔＷｆ）−ＣｗＬｒ（Ｗｒｏ＋ΔＷｒ）
＝−Ｃｗ（ＫｆＬｆ−ＫｒＬｒ）ｘ−Ｃｗ（ＣｆＬｆ−ＣｒＬｒ）ｘ’
−Ｃｗ（ＫｆＬｆ２＋ＫｒＬｒ２）θｐ−Ｃｗ（ＣｆＬｆ２−ＣｒＬｒ２）θｐ’
したがって、ステアリング特性の支配パラメータとなるΔ（＝ＬｆＫｃｆ−ＬｒＫｃｒ）は、数式１１〜数式１６に基づき、数式４２のような状態量の線形結合で表されることになり、数式４１を６次元の行列式として表すと数式４３のようになる。

（数４２）
ＬｆＫｃｆ−ＬｒＫｃｒ＝ｑ１ｘ３＋ｑ２ｘ４＋ｑ３ｘ５＋ｑ４ｘ６
（数４３）

ただし、ｑ１〜ｑ４は係数であり、それぞれ、ｑ１＝−Ｃｗ（ＫｆＬｆ−ＫｒＬｒ）、ｑ２＝−Ｃｗ（ＣｆＬｆ−ＣｒＬｒ）、ｑ３＝−Ｃｗ（ＫｆＬｆ２＋ＫｒＬｒ２）、ｑ４＝−Ｃｗ（ＣｆＬｆ２−ＣｒＬｒ２）である。

これが図２中に示されている出力方程式となるものであり、この数式４２を簡略化すると、ｙ＝Ｃｘ＋Ｄｕ（ただし、Ｄ＝０となるため、実質的には、ｙ＝Ｃｘ）というバネ上振動モデルの出力方程式が導出される。

したがって、この出力方程式に対して、各状態量ｘ、ｘ’、ｘｅ、ｘｅ’、θｐ、θｐ’を代入することにより、目標値と実際のスタビリティファクタとの差が演算され、この差に基づいてフィードバック制御がなされるという、サーボ系状態のフィードバックによる目標追従制御を行うことが可能となる。

このようにして求められた車軸トルクは、ＬｆＫｃｆ−ＬｒＫｃｒの目標値に追従するように、推定される走行抵抗外乱や状態量ｘを鑑みて、補正される。そして、この車軸トルクの補正値は、絶対値であることから、それを推定車軸トルク算出部２ｂでの演算結果から減算することで、車軸トルクの相対値を求める。すなわち、ピッチング振動モデルを用いて車軸トルクの補正値を求めた場合、そのピッチング振動モデルの精度によって、目標値から演算された補正後の車軸トルクが正確でないこともあり得る。このため、定常偏差を０にするために、現在実際に発生していると想定される推定車軸トルクと車軸トルクの補正値との差分をとることで、その補正値を相対化する。

そして、相対化された補正値に対して終減速装置での減速比（ディファレンシャル比：１／Ｒｄ）を掛けたのち、その値を基本要求トルク算出部２ａで演算された基本要求トルクから減算する。これにより、車軸トルクの補正値が基本要求トルクに対する絶対値として求められ、この値が補正後要求トルクとされる。

このようにして、エンジン１に発生させる車軸トルクが決定し、この補正後要求トルクが得られるように、エンジン１の吸入空気量や燃料噴射量などが調整され、それに応じたエネルギーが出力される。そして、このエネルギーがトランスミッション（Ｔ／Ｍ）１２および終減速装置１３などを介して駆動輪１５ａ、１５ｂに回転エネルギーとして伝えられ、駆動輪１５ａ、１５ｂにて要求に応じた車軸トルクを発生させる。

以上説明したように、本実施形態に示した車両安定化制御システムによれば、スタビリティファクタとなるＬｆＫｃｆ−ＬｒＫｃｒの目標値に追従するように、推定される走行抵抗外乱や状態量ｘを鑑みて、車軸トルクを補正するようにしている。このため、時々刻々と変化する様々な周辺環境に対応して、その時々に理想的な旋回半径となるようにスタビリティファクタを安定化することが可能となり、例えばピッチング振動エネルギーが抑制される等、車両内部の各状態量が安定化し、車両の走行状態を安定化させることが可能となる。

以上の構成により、本実施形態による制御を行った場合は、制御を行っていない場合と比べて、状態量の振幅が少なく、早期に安定化が可能である。

そのため、路面その他の外的要因（路面外乱）によって車体挙動の変動が車体姿勢や走行軌道を乱すことを抑制することができる。そして、これらを要因とする車体の姿勢の乱れや振動が抑制されることから、車体の姿勢乱れや振動を修正しようとするドライバのステアリング操作が不要となり、ドライバのステアリング操作によって外乱成分を誘発してしまうことを防止することが可能となる。

したがって、ドライバ操作外乱や路面外乱の影響を抑圧することが可能となり、車体姿勢や車両特性を安定化させることが可能となる。

さらに、本車両安定化制御システムは、人間の視覚刺激モデルに基づいて、幾何学座標系で表現された環境情報を変換して得たドライバの網膜に投射される像を用いている。この像を用いてドライバの感覚量τを求め、この感覚量τをドライバ操作外乱や路面外乱の影響を抑制するためのスタビリティファクタを算出するための仮想旋回半径を演算するために採用した。よって、よりドライバの運転感覚に一致した車両特性の安定化を実現でき、ドライバの運転負担を低減できる。

なお、従来、特開平５−２６０６７号公報において、車両におけるヨーレートを求め、そのヨーレートから車両がオーバステア状態もしくはアンダーステア状態であることを検知し、それを防ぐようにエンジン出力を制御する駆動輪制御装置が提案されている。この公報の装置においても、エンジン出力の調整により、車両がオーバステア状態もしくはアンダーステア状態となることを抑制できる。しかしながら、ヨーレートは、車両上下軸を軸とした回転成分を検出するものであり、車両左右軸を軸とした車両重心周りの回転であるピッチング振動成分を検出するものではないため、ヨーレートに基づいてエンジン出力の補正を行っても、ピッチング振動成分を抑制するような補正を行えるものではない。したがって、本実施形態で示したような、ピッチング振動成分を抑制することにより、前後輪荷重の変動の安定化を図り、もってコーナリングパワーの安定化を可能とするという効果を得られるものではない。

〔その他の実施形態〕
前述の実施例では、Ｇ・ヨーレートセンサ・ジャイロセンサ８とＧＰＳ受信機１７と道路形状情報提供手段１６の各出力を用いて、車両位置を算出したが、車両位置の算出方法はこれらの構成に限定されない。例えば、Ｇ・ヨーレートセンサ・ジャイロセンサ８などの内界センサを用いず、道路形状情報提供手段１６の地図情報とＧＰＳ受信信号とを用いても挙動を推定することは可能である。また、ＧＰＳ受信機１７を使用せずに、地図情報と内界センサとを用いても挙動を推定することは可能である。また、路車間通信やカメラ画像などを利用しても良い。

実施例１において用いられる車両安定化制御システムの概略構成を示す図である。 実施例１において用いられるエンジンＥＣＵ２の概略を示すブロック図である。 実施例１において用いられる視覚空間モデル処理部のブロック図である。 実施例１において用いられる仮想看板の設置場所を表す図である。 実施例１において用いられる人間の中心視の視覚モデルを表す図である。 実施例１において用いられるドライバの網膜に投射された仮想看板を表す図である。 実施例１において用いられるピッチング振動による駆動（加速）時のスコート、制動（減速）時および操舵（旋回）時のノーズダイブを示した図である。 実施例１において用いられるピッチング振動と前後輪接地荷重および前後輪コーナリングパワーの関係を示したタイミングチャートである。 実施例１において用いられるバネ上振動モデルの模式図である。 実施例１において用いられる定常状態での前輪および後輪それぞれの静荷重を示した振動モデルの図である。 実施例１において用いられる道路勾配による前後輪接地荷重の変化量を示したモデルの図である。 実施例１において用いられる車両各部のサイズを示した模式図である。 実施例１において用いられる図であり、図１３（ａ）は、車両が旋回しているときの経路を示した図であり、図１３（ｂ）は、車両が旋回しているときの車速と旋回半径との関係を示した相関図である。 縦軸を人間の刺激、横軸を距離とした場合の関係を表す図である。

符号の説明

１ エンジン
２ エンジンＥＣＵ
２ａ 基本要求トルク算出部
２ｂ 推定車軸トルク算出部
２ｃ 前輪車輪速度算出部
２ｄ 推定道路勾配算出部
２ｅ 操舵角算出部
２ｆ 前輪走行抵抗外乱推定部
２ｇ 前後輪静的接地荷重演算部
２ｈ 仮想旋回半径推定演算部
２ｉ 目標値演算部
２ｊ 制振補正制御部
２ｋ 視覚空間モデル処理部
３ アクセルストロークセンサ
４ａ、４ｂ 前輪用車輪速度センサ
５ 舵角センサ
６ 吸入空気量センサ
７ エンジン回転センサ
８ Ｇ・ヨーレート・ジャイロセンサ
１０ａ、１０ｂ 前輪
１１ 本体
１２ トランスミッション
１３ 終減速装置
１４ 駆動軸
１５ａ、１５ｂ 後輪
１６ 道路形状情報提供手段
１７ ＧＰＳ受信機
３１ 現在位置算出部
３２ 仮想看板生成部
３３ 幾何学座標系・網膜座標系座標変換部
３４ 視覚感覚量算出部
４１ 左仮想看板Ｓ（１）Ｌ
４２ 右仮想看板Ｓ（１）Ｒ
４３ 左仮想看板Ｓ（２）Ｌ
４４ 右仮想看板Ｓ（２）Ｒ
４５ 左仮想看板Ｓ（３）Ｌ
４６ 右仮想看板Ｓ（３）Ｒ

Claims (11)

1. 車両の外部の環境情報として、道路形状情報を提供する環境情報提供手段（１６）と、
   前記車両の現在位置を幾何学座標系の座標値として算出する現在位置算出手段（３１）と、
   前記車両の車速を検出する車速検出手段（４ａ、４ｂ）と、
   前記道路形状情報と、前記現在位置と、前記車速とを用いて、道路内または道路脇であって、規定時間後に通過する予定の地点または地点の近傍に、所定の面積を有する仮想的な物体が道路の延設方向に直交する角度で、道路平面に対して垂直に立っているものとし、その物体の面積を、当該物体を含む道路全体がドライバの網膜に投影されたときの物体の面積に変換した変換面積を出力するとともに、前記物体が持つ速度ベクトルも出力する変換手段（３３）と、
   前記変換手段（３３）から出力された前記変換面積と前記速度ベクトルとから前記変換面積の変化量を求め、前記変換面積に対する変換面積の変化量からドライバの感じる刺激としての感覚量を算出して出力する感覚量算出手段（３４）と、
   前記感覚量に基づいて制御指令を決定する制御指令設定手段（２ｈ、２ｉ、２ｊ）とを備えることを特徴とする車両安定化制御システム。
2. 車両に備えられた駆動輪に対して、ドライバが要求する基本要求駆動力を発生させるべく、その基本要求駆動力に相当する物理量を演算する基本要求駆動力演算部（２ａ）と、
   前記車両における前輪および後輪それぞれに加えられる荷重を検出する前後輪荷重演算部（２ｇ）と、
   前記車両の外部の環境情報として、道路形状情報を提供する環境情報提供手段（１６）と、
   前記車両の現在位置を幾何学座標系の座標値として算出する現在位置算出手段（３１）と、
   前記車両の車速を検出する車速検出手段（４ａ、４ｂ）と、
   前記道路形状情報と、前記現在位置と、前記車速とを用いて、道路内または道路脇であって、規定時間後に通過する予定の地点または地点の近傍に、所定の面積を有する仮想的な物体が道路の延設方向に直交する角度で、道路平面に対して垂直に立っているものと仮定し、その物体の面積を、当該物体を含む道路全体がドライバの網膜に投影されたときの物体の面積に変換した変換面積を出力するとともに、前記物体が持つ速度ベクトルも出力する変換手段（３３）と、
   前記変換手段（３３）から出力された前記変換面積と前記速度ベクトルとから前記変換面積の変化量を求め、前記変換面積に対する変換面積の変化量からドライバの感じる刺激としての感覚量を算出して出力する感覚量算出手段（３４）と、
   前記感覚量に基づいて、当該感覚量が一定となるように前記車両における仮想的な旋回半径を推定する仮想旋回半径推定部（２ｈ）と、
   前記前後輪荷重演算部（２ｇ）および前記仮想旋回半径推定部（２ｈ）での演算結果に基づいて、スタビリティファクタの目標値を演算する目標値演算部（２ｉ）と、
   前記目標値演算部（２ｉ）によって演算された前記目標値に追従するように、前記基本要求駆動力演算部（２ａ）が演算した前記基本要求駆動力に相当する物理量を補正する制振補正制御部（２ｊ）とを備え、この制振補正制御部（２ｊ）によって補正された補正後物理量に応じた駆動力を前記駆動輪に発生させるようになっていることを特徴とする車両安定化制御システム。
3. 前記基本要求駆動力演算部（２ａ）は、前記基本要求駆動力に相当する物理量として、基本要求トルクを演算するものであることを特徴とする請求項２に記載の車両安定化制御システム。
4. 前記前後輪接地荷重演算部（２ｇ）は、前記前後輪接地荷重として、前記車両が定常走行状態の際に前記前輪および後輪それぞれに加わる前後輪静的接地荷重を演算するものであり、
   前記目標値演算部（２ｉ）は、この前後輪静的接地荷重に基づいて、前記スタビリティファクタの目標値を演算するようになっていることを特徴とする請求項２または３に記載の車両安定化制御システム。
5. 前記車両が走行中の路面の勾配を推定する推定道路勾配算出部（２ｄ）を備え、
   前記前後輪接地荷重演算部（２ｇ）は、前記前後輪接地荷重として、前記車両が定常走行状態の際に前記前輪および後輪それぞれに加わる前後輪静的接地荷重を演算すると共に、前記推定道路勾配算出部（２ｄ）で演算された推定道路勾配に基づいて、その推定道路勾配を前記車両が定常走行した場合における前記前後輪接地荷重の変動量を演算し、前記前後輪静的接地荷重から前記推定道路勾配による変動分を見込んだ値を前後輪接地荷重として求めるようになっており、
   前記目標値演算部（２ｉ）は、この前記推定道路勾配による前記前後輪設置荷重の変動分を見込んだ前後輪接地荷重に基づいて、前記スタビリティファクタの目標値を演算するようになっていることを特徴とする請求項２または３に記載の車両安定化制御システム。
6. 前記制振補正制御部（２ｊ）は、前記車両におけるバネ上振動モデルに基づいて前記車両における状態量を示した状態方程式を有していると共に、前記状態方程式に基づいて前記スタビリティファクタを前記状態量で表した出力方程式を有しており、前記出力方程式と前記状態量とから求められるスタビリティファクタと、前記目標値演算部（２ｉ）で演算されたスタビリティファクタの前記目標値との差に基づいて、前記基本要求駆動力に相当する前記物理量の補正を行うようになっていることを特徴とする請求項２ないし５のいずれか１つに記載の車両安定化制御システム。
7. 前記車両における車輪に加えられる走行抵抗外乱を推定する走行抵抗外乱推定部（２ｆ）を有し、
   前記制振補正制御部（２ｊ）は、前記走行抵抗外乱推定部（２ｆ）によって推定される走行抵抗外乱を鑑みて、前記状態方程式における前記状態量を求め、求めた状態量と前記出力方程式とに基づいて前記スタビリティファクタを求めると共に、該スタビリティファクタの前記目標値との差を求めるようになっていることを特徴とする請求項６に記載の車両安定化制御システム。
8. 前記走行抵抗外乱推定部（２ｆ）は、前記車両に備えられた前輪の車輪速度の微分値と該車両の重量とに基づいて、前記走行抵抗外乱として前記前輪の走行抵抗外乱を求めるようになっていることを特徴とする請求項７に記載の車両安定化制御システム。
9. 前記変換手段は、規定時間後に通過する予定の地点または地点の近傍において、道路の両脇にそれぞれ前記仮想的な物体が立っているものと仮定し、それぞれの仮想的な物体の変換面積と、それらの物体が持つ速度ベクトルを出力することを特徴とする請求項１または２に記載の車両安定化制御システム。
10. 前記感覚量は、複数の異なる規定時間に対応する地点に立っていると仮定される複数の仮想的な物体を用いて複数算出されるものであり、前記制御指令の決定は、複数の前記感覚量に基づくことを特徴とする請求項１、２及び９のいずれか１つに記載の車両安定化制御システム。
11. 前記仮想的な物体は、一定の制御周期毎に新たに設置し直されることを特徴とする請求項１、２，９及び１０のいずれか１つに記載の車両安定化制御システム。

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