CN101331045B - 车辆控制装置 - Google Patents

Abstract

一种车辆控制装置，以使车辆模型(16)确定的标准状态量与实车(1)的实际状态量的差(状态量偏差)接近于0的形式，通过FB分配规则(20)确定实车促动器操作用控制输入和车辆模型操作用控制输入，并通过这些控制输入分别操作实车(1)的促动器装置(3)和车辆模型(16)。在FB分配规则(20)中，当对应于状态量偏差的实车侧反馈要求量处于不灵敏区内时，将该要求量作为规定值来确定实车促动器操作用控制输入。不管实车侧反馈要求量是否处于不灵敏区内，都以使状态量偏差接近于0的形式来确定车辆模型操作量控制输入。由此，能提高控制系统的线形性能，并在尽可能地进行与实际车辆的动作相适应的促动器的动作控制的同时，提高相对主要干扰因素或其变化的鲁棒性。

Description

车辆控制装置

技术领域

本发明涉及汽车(发动机汽车)、混合动力汽车、两轮摩托车等具有多个车轮的车辆控制装置。 

背景技术

在汽车等车辆上，作为主要机构，设置有：将驱动力从发动机等传动力产生源传递给车轮或者将制动力施加给车轮的驱动/制动系统、操舵车辆的转向轮用的转向系统(操舵系统)、以及弹性地将车身支承在车轮上的悬架系统等系统。而且，近年来已知有例如日本特开2000-41386号公报(以下称专利文件1)中所见的系统，这些系统不仅仅是根据驾驶者对驾驶盘(方向盘)、油门踏板、刹车踏板等的操作(人为操作)而被动地动作，而且还通过设置各种式样的电动式或油压式的促动器，根据车辆的行驶状态或环境条件等主动地(积极地)来控制其促动器的动作。 

在专利文件1中提出过下述技术方案，即，根据前轮舵角来确定后轮舵角的前馈目标值，而且同时根据标准状态量(标准偏摆比率和标准横向加速度)与实际状态量(偏摆比率的测定值和横向加速度的测定值)之间的偏差来确定后轮舵角的反馈目标值，并使后轮舵角跟踪这些目标值之和。此时，根据前轮舵角设定标准状态量。另外，根据路面摩擦系数的推定值来调整前馈控制部、反馈控制部、标准状态量确定部的传递函数的参数或增益。 

然而，从所述专利文献1获知的技术中存在下述问题。即，实际车辆的动作受到路面的摩擦系数的变化等各种主要干扰因素的影响。 

另一方面，事实上也很难做到使用车辆模型等，在考虑所有主要干扰因素的基础之上来逐步生成最佳的标准状态量。例如专利文献1，虽然根据路面的摩擦系数的推定值，调整了标准状态量确定部的传递函数的参数等，但是，实际车辆的动作除了路面的摩擦系数以外，还受到车轮轮胎的 特性偏差、操舵系统等装置的特性偏差、摩擦系数的推定误差、标准状态量生成用模型的模型化误差等各种主要因素的影响。 

由此，从专利文献1获知的技术中，有时因为各种主要干扰因素，标准状态量相对于实际车辆的运动状态会产生比较大的背离。并且，这种情况下，车辆的促动器的动作被与实际车辆的动作不相称的控制输入所控制，或者促动器的动作被限制器所限制，以致难以将该促动器的动作控制适当。 

另外，由自动控制对车辆的刹车系统进行频繁使用，刹车系统(特别是刹车片、刹车盘等)会有产生高温的可能。因此，一般在自动控制中会对刹车操作量设定不灵敏区。但其结果，车辆的控制系统则呈非线性特性，与不设定灵敏区的情况相比有车辆控制的鲁棒性降低的问题。 

发明内容

本发明是鉴于上述问题而完成，其目的在于提供一种车辆控制装置，其能提高控制系统的线形性能，并在尽可能地进行与实际车辆的动作相适应的促动器的动作控制的同时，提高相对主要干扰因素或其变化的鲁棒性。 

为达到上述目的，本发明的车辆控制装置具有：驾驶操作量测定机构，其测定驾驶操作量，该驾驶操作量表示由车辆操纵者操纵具有多个车轮的车辆时该车辆的驾驶操作状态；促动器装置，其设置于该车辆上，可操作所述车辆的规定运动；促动器装置控制机构，其逐步控制所述促动器装置的动作， 

所述车辆控制装置的特征在于，该车辆控制装置设置有： 

实际状态量掌握机构，其测定或推定第一实际状态量，该第一实际状态量是指与实际车辆的规定运动有关的规定第一状态量的值； 

模型状态量确定机构，其至少根据所述测定的驾驶操作量确定第一模型状态量，该第一模型状态量是指与作为表示所述车辆的动态特性的模型而预先设定的车辆模型下的车辆规定运动有关的所述第一状态量的值； 

状态量偏差计算机构，其计算出第一状态量偏差，该第一状态量偏差是指所述测定或推定出的第一实际状态量与所述确定的第一模型状态量之间的偏差；以及

实车侧状态量偏差应动控制机构及模型侧状态量偏差应动控制机构，两机构至少根据所述计算出的第一状态量偏差分别确定用于操作实际车辆的所述促动器装置的实车促动器操作用控制输入和用于操作所述车辆模型下的车辆的规定运动的车辆模型操作用控制输入，使得该第一状态量偏差接近于0， 

其中，所述促动器装置控制机构是如下所述的机构，即，至少根据所述确定的实车促动器操作用控制输入，来控制所述促动器装置的动作的机构； 

所述模型状态量确定机构是如下所述的机构，即，至少根据所述测定出的驾驶操作量和所述确定出的车辆模型操作用控制输入来确定所述第一模型状态量的机构； 

所述实车侧状态量偏差应动控制机构由至少根据所述第一状态量偏差并通过反馈控制规则来确定实车侧反馈要求量的机构和至少根据该实车侧反馈要求量来确定所述实车促动器操作用控制输入的机构构成，并且，当所述实车侧反馈要求量处于规定的不灵敏区时，该确定实车促动器操作用控制输入的机构取代该实车侧反馈要求量而使用在该不灵敏区内预先设定的规定值来确定所述实车促动器操作用控制输入； 

并且，所述模型侧状态量偏差应动控制机构不管所述实车侧反馈要求量是否处于所述不灵敏区，都确定所述车辆模型操作用控制输入，至少使所述第一状态量偏差接近于0(第一发明)。 

根据该第一发明，基本上是通过所述实车促动器操作用控制输入，以使所述第一状态量偏差接近于0的形式来反馈控制实际车辆的促动器装置的动作，并同时通过所述车辆模型操作用控制输入，以使所述第一状态量偏差接近于0的形式来操作所述车辆模型下的车辆的运动、进而操作第一模型状态量。因此，实际车辆的运动与车辆模型下的车辆的运动不会因外界因素的影响而产生较大的背离。 

并且，此时，在实车侧状态量偏差应动控制机构，所述实车侧反馈要求量、即用于使所述第一状态量偏差接近于0的要求量处于规定的不灵敏区时，取代实车侧反馈要求量而使用该不灵敏区内的规定值(换言之，可以看作是实车侧反馈要求量被维持在该规定值上)来确定实车促动器操作用控制输入。因此，即使实车侧反馈要求量在所述不灵敏区内进行变动，其变动不会被反映至实车促动器操作用控制输入，进而抑制了促动器装置的动作对应于第一状态量偏差而进行频繁变化。另外，实车侧反馈要求量在脱离不灵敏区的情况下，只要根据该实车反馈要求量、或实车反馈要求量脱离不灵敏区的脱离量来确定实车促动器操作用控制输入即可。而且，所述不灵敏区最好是处于在第一状态量偏差恒常保持在0的情况下的实车侧反馈要求量的数值(例如是0)的附近范围。并且，该不灵敏区内的规定值最好是与在第一状态量偏差恒常保持在0的情况下的实车侧反馈要求量的数值相一致。 

另一方面，在实车侧反馈要求量处于不灵敏区内的情况下，在第一状态量偏差不为0的条件下确定的实车侧促动器操作用控制输入不具有使该第一状态量偏差接近于0的功能。然而，通过第一发明，所述模型侧状态量偏差应动控制机构可以不受实车侧反馈要求量是否处于不灵敏区的影响，至少以使第一状态量偏差接近于0的方式来确定所述车辆模型操作用控制输入。例如，对根据所述第一状态量偏差并通过反馈控制规则求得的反馈要求量直接进行使用(不施以不灵敏区处理)，确定所述车辆模型操作用控制输入。所以，与车辆模型下的车辆运动相关的第一状态量会接近于与实际的车辆运动相关的第一状态量。因此，第一状态量偏差能够毫无阻碍地接近于0，并能避免车辆模型下的车辆运动背离于实际的车辆运动。 

由此，抑制了实际车辆的促动器装置的动作会频繁地根据第一状态量偏差而进行变化的现象，防止车辆模型下的车辆运动背离于实际的车辆运动。进而，根据第一发明，能够进行尽可能地适应了实际车辆动作的促动器的动作控制，同时提高相对于外部干扰因素或其变化的鲁棒性。 

此外，所述第一状态量并不一定是一个种类的状态量，也可以是多个种类的状态量。另外，作为实车促动器操作用控制输入，可以例举出规定所述促动器装置的动作的目标值(目标操作量)等。同时，作为实车侧反馈要求量，可以例举出附加性地作用于实际车辆上的外力(力矩或平移力、或该两者)等。并且，作为车辆模型操作用控制输入，可以例举出附加性地作用于车辆模型下的车辆上的假想外力(力矩或平移力、或该两者)等。 

在该第一发明中，优选为：所述第一状态量包括与车辆的偏摆方向的旋转运动有关的状态量；所述促动器装置包括能够操作驱动/制动力左右差的促动器装置，该驱动/制动力左右差是指实际车辆的至少一组左右车轮的驱动/制动力的差；所述实车促动器操作用控制输入至少包括以下各值中的某一个值：所述一组左右车轮的目标驱动/制动力、目标打滑比、对应于该目标驱动/制动力或该目标打滑比的所述促动器装置的操作量和所述驱动/制动力左右差的操作量(第二发明)。 

根据该第二发明，通过所述实车促动器操作用控制输入，基本上是以使与车辆偏摆方向的旋转运动相关的所述第一状态量偏差(例如实际车辆的偏摆比率与车辆模型下的车辆偏摆比率之间的偏差)接近于0的形式来控制实际车辆的促动器装置的动作。在该情况下，由于作为所述促动器装置，其包括了能够操作实际车辆的左右车轮的驱动/制动力的差、即驱动/制动力左右差的促动器装置，并且所述实车促动器操作用控制输入中至少包括以下各值中的某一个值：车轮的目标驱动/制动力、目标打滑比、对应于该目标驱动/制动力或该目标打滑比的所述促动器装置的操作量和所述驱动/制动力左右差的操作量，由此，可以操作所述驱动/制动力左右差，将诸如使第一状态量偏差接近于0的外力(力矩)作用至实际的车辆上。并且，在该情况下，当所述实车侧反馈要求量处于不灵敏区的时候，能够减轻如车轮的驱动/制动力左右差产生频繁变动等的现象。 

此外，在所述第一发明或第二发明中，优选为：具备求出限制对象量从规定容许范围内脱离出来的脱离量的机构，其中所述限制对象量的值对应于与所述实际车辆运动相关的第二状态量和与所述车辆模型下的车辆运动相关的第二状态量中的至少任意一方而被确定，所述模型侧状态量偏差应动控制机构不管所述实车侧反馈要求量是否处于所述不灵敏区，都确定所述车辆模型操作用控制输入，使所述第一状态量偏差和所述求得的脱离量接近于0(第三发明)。 

根据该第三发明，以使所需的限制对象量从规定容许范围脱离出来的脱离量和所述第一状态量偏差接近于0的形式来确定所述车辆模型操作用控制输入。因此，能够确定第一模型状态量，以使得车辆模型下的车辆运动会变成更容易追随实际车辆的运动的一种运动(限制对象量会收敛于容 许范围的一种运动)。其结果，能够进一步提高车辆控制的鲁棒性。 

或者，在所述第一发明或第二发明中，优选为：具备求出限制对象量从规定容许范围内脱离出来的脱离量的机构，其中所述限制对象量的值对应于与所述实际车辆运动相关的第二状态量和与所述车辆模型下的车辆运动相关的第二状态量中的至少任意一方而被确定，所述确定实车侧反馈要求量的机构通过反馈控制规则确定所述实车侧反馈要求量，使得所述第一状态量偏差和所述求得的脱离量接近于0(第四发明)。 

根据第四发明，以使所需的限制对象量其从规定容许范围脱离出来的脱离量和所述第一状态量偏差接近于0的形式来确定所述实车促动器操作用控制输入。因此，至少在诸如所述实车侧反馈要求量脱离出所述不灵敏区的情况下，能以抑制所述限制对象量脱离出容许范围的形式来确定实车促动器操作用控制输入。其结果，能够进一步提高车辆控制的鲁棒性。 

或者，在所述第一发明或第二发明中，优选为：具备求出限制对象量从规定容许范围内脱离出来的脱离量的机构和通过反馈控制规则求出反馈补助要求量使得该脱离量接近于0的机构，其中所述限制对象量的值对应于与所述实际车辆运动相关的第二状态量和与所述车辆模型下的车辆运动相关的第二状态量中的至少任意一方而被确定，所述确定实车侧反馈要求量的机构通过反馈控制规则确定所述实车侧反馈要求量使得所述第一状态量偏差接近于0；确定实车促动器操作用控制输入的机构是下述机构，即，当所述实车侧反馈要求量处于所述不灵敏区内时，该机构根据至少通过所述反馈补助要求量而对所述规定值进行修正而得的数值，确定所述实车促动器操作用控制输入，当所述实车侧反馈要求量不处于所述不灵敏区内时，该机构根据至少通过所述反馈补助要求量而对该实车侧反馈要求量进行修正而得的数值，确定所述实车促动器操作用控制输入(第五发明)。 

根据该第五发明，所述实车促动器操作用控制输入，其可以不受所述实车侧反馈要求量、即用于使所述第一状态量偏差接近于0的反馈要求量是否处于不灵敏区内的影响，并以使所需的限制对象量从规定容许范围脱离出来的脱离量接近于0的形式来被确定。并且，当实车侧反馈要求量不处于不灵敏区内时，除了以使所述脱离量接近于0的形式以外、还以使所 述第一状态量偏差接近于0的形式来确定实车促动器操作用控制输入。因此，能够以一直抑制所述限制对象量脱离出容许范围的形式、同时还能以不至于使实车促动器操作用控制输入对应于第一状态量偏差而产生太过于频繁变动的形式来确定实车促动器操作用控制输入。其结果，能够进一步提高车辆控制的鲁棒性。 

另外，所述第二状态量也可以是和所述第一状态量相同种类的状态量，但也未必与第一状态量的种类相同。该第二状态量最好是一种诸如经微分方程式与第一状态量相关连的状态量。另外，限制对象量和第二状态量也可以是一种多种类的状态量。此外，可以将第三发明与第四发明或第五发明进行组合。 

在所述第三发明～第五发明的各发明中，当所述第一状态量包括与车辆的偏摆方向的旋转运动相关的状态量时，所述限制对象量包括下述各值中至少某一个值：与实际车辆或所述车辆模型下的车辆的横向平移运动相关的状态量的最新值、或对该状态量施以过滤处理后的数值、或该状态量的将来预测值；与实际车辆或所述车辆模型下的车辆的偏摆方向旋转运动相关的状态量的最新值、或对该状态量施以过滤处理后的数值、或该状态量的将来预测值(第六发明、第七发明、第八发明)。 

根据第六发明～第八发明，通过所述实车促动器操作用控制输入，基本上是以使与车辆偏摆方向旋转运动相关的所述第一状态量偏差(例如是实际车辆的偏摆比率与车辆模型下的车辆的偏摆比率之偏差)接近于0的形式来控制实际车辆的促动器装置的动作。因此，结果是该动作控制是操作从路面作用于实际车辆的各车轮上的路面反力中与路面或水平面成平行的分量。在该情况下，通过使所述限制对象量中包括下述各值中至少某一个值，能使从路面作用于实际车辆或车辆模型下的车辆的各车轮上的路面反力中与路面成平行的分量或水平分量、或是作用于该车辆上的离心力(因作用于各车轮上的路面反力的合力而产生作用在该车辆上的向心力)不至于变得过大的同时，确定所述第一模型状态量。其中所述各值是指：与实际车辆或所述车辆模型下的车辆的横向平移运动相关的状态量的最新值、或对该状态量施以过滤处理后的数值、或该状态量的将来预测值，和与实际车辆或所述车辆模型下的车辆的偏摆方向旋转运动相关的状态 量的最新值、或对该状态量施以过滤处理后的数值、或该状态量的将来预测值。其结果，能对用于使实际车辆的运动接近于车辆模型下的车辆运动的促动器装置的动作进行适当地控制的形式(可以使与实际车辆的运动相关的限制对象量不易脱离容许范围的形式)来确定所述第一模型状态量。 

另外，在第一状态量中不仅可以包括与车辆偏摆方向旋转运动相关的状态量，还可以包括与车辆横向平移运动相关的状态量。 

在所述第六发明～第八发明的各发明中，优选为：所述限制对象量包括实际车辆或所述车辆模型下的车辆的偏摆比率的最新值、或是对该偏摆比率施以过滤处理后的数值、或者该偏摆比率的将来预测值，其中，针对该偏摆比率的所述容许范围是以实际的车辆行驶速度的数值即实际行驶速度越高该容许范围越窄的形式，至少根据该实际行驶速度而设定的容许范围(第九发明、第十发明、第十一发明)。 

即，当偏摆比率为常数的情况下，车辆的行驶速度越高，车辆产生的离心力则变得越大。因此，根据上述第九发明～第十一发明，能够以实际车辆或车辆模型下的车辆所产生的离心力不至于变的过大的形式来确定所述第一模型状态量。 

另外，在第九发明～第十一发明中，车辆模型下的车辆的行驶速度设为与实际车辆的行驶速度相一致。此外，在第九发明～第十一发明中的所述容许范围不仅可根据实际行驶速度来设定，也可根据实际车辆的车轮与路面间的摩擦特性(摩擦系数的推定值等)来进行设定。 

在所述第六发明或第九发明中，优选为：所述限制对象量包括与实际车辆或所述车辆模型下的车辆的横向平移运动相关的状态量的最新值、或对该状态量施以过滤处理后的数值、或者是该状态量的将来预测值，其中，所述车辆模型操作用控制输入至少包括使偏摆方向上的力矩绕车辆模型下的车辆的重心点产生的控制输入分量(第十二发明)。 

根据该第十二发明，由于所述车辆模型操作用控制输入至少包括使偏摆方向上的力矩绕车辆模型下的车辆的重心点产生的控制输入分量，能够通过所述车辆模型操作用控制输入适当地防止所述限制对象量脱离容许范围，其中，所述限制对象量包括了与实际车辆或所述车辆模型下的车辆的横向平移运动相关的状态量的最新值、或对该状态量施以过滤处理后的 数值、或者该状态量的将来的预测值。另外，可以将与该第十二发明等同的技术应用于所述第七发明、第八发明、第十发明以及第十一发明中。 

附图说明

图1是表示本发明实施方式中的车辆的概略构成的方框图。 

图2是表示本发明第一实施方式中车辆所具有的控制装置的全体控制处理功能概略的功能方框图。 

图3是表示第一实施方式中的标准动态特性模型(车辆模型)下的车辆构成的示意图。 

图4是表示第一实施方式中的标准操作量确定部的详细处理功能的功能方框图。 

图5是用于说明第一实施方式中的标准操作量确定部所具有的离心力过大防止限制器的处理的图表。 

图6是用于说明第一实施方式中的离心力过大防止限制器的处理的其它例子的图表。 

图7是用于说明第一实施方式中的离心力过大防止限制器的处理的其它例子的图表。 

图8是用于说明通过第一实施方式中的标准操作量确定部来确定第2限制完毕前轮舵角δf_ltd2的处理的其它例子的功能方框图。 

图9是表示第一实施方式中的FB分配规则的处理功能的功能方框图。 

图10是表示第一实施方式中的假想外力确定部的处理的其它例子的功能方框图。 

图11是用于说明第一实施方式中的γβ限制器的处理的其它例子的图表。 

图12是表示表示第一实施方式中的促动器动作FB目标值确定部的处理的功能方框图。 

图13是用于说明第一实施方式的促动器动作FB目标值确定部的处理中所使用的变量的图。 

图14(a)、(b)是表示第一实施方式的促动器动作FB目标值确定部的处理中所使用的分配增益的设定例的图表。 

图15(a)～(e)是例举了第一实施方式的促动器动作FB目标值确定部的处理的其它例子中所使用的图表。 

图16(a)～(e)是例举了第一实施方式的促动器动作FB目标值确定部的处理的其它例子中所使用的图表。 

图17是表示第一实施方式中的FF规则的处理的功能方框图。 

图18是表示第一实施方式中的促动器动作目标值合成部的处理的功能方框图。 

图19是表示第一实施方式中的促动器动作目标值合成部所具有的最佳目标第n轮驱动/制动力确定部的处理的流程图。 

图20是表示第一实施方式中的促动器动作目标值合成部所具有的最佳目标自动舵角确定部的处理的功能方框图。 

图21是表示第二实施方式的FB分配规则的假想外力确定部的处理的功能方框图。 

图22是表示第三实施方式的促动器动作FB目标值确定部的处理的功能方框图。 

图23是表示第三实施方式的促动器动作目标值合成部的处理的功能方框图。 

图24是表示第三实施方式的促动器动作目标值合成部所具有的最佳目标第n轮驱动/制动力确定部的处理的流程图。 

图25是表示第四实施方式的促动器动作目标值合成部所具有的最佳目标第n轮驱动/制动力确定部的处理的流程图。 

图26是用于说明图25中S304处理的一个例子的图。 

图27是表示第五实施方式中的促动器动作目标合成部所具有的最佳目标第n轮驱动/制动力确定部的处理的流程图。 

图28是表示本发明实施方式的变形例一中的标准动态特性模型的处理的功能方框图。 

具体实施方式

下面，说明本发明的车辆控制装置的实施方式。 

首先，参照图1，说明本说明书实施方式中的车辆的概略构成。图1是表示其车辆的概略构成的框图。另外，本说明书实施方式中所例举的车辆具有4个车轮(车辆前后各2个车轮)。由于汽车构造本身可以是公知技术中的构造，因此在本说明书中省略其详细图示以及说明。 

如图1所示，车辆1(汽车)与公知的普通汽车相同，具有：驱动/制动装置3A(驱动/制动系统)，其将转动驱动力(作为车辆1传动力的转动力)施加给4个车轮W1、W2、W3、W4中的驱动轮，或者将制动力(作为车辆1制动力的转动力)施加给各车轮W1～W4；操舵装置3B(转向系统)，其操舵4个车轮W1～W4中的操舵轮；以及悬架装置3C(悬架系统)，其将车身1B弹性支承在4个车轮W1～W4上。车轮W1、W2、W3、W4分别是车辆1的左前方、右前方、左后方、右后方的车轮。另外，驱动轮和操舵轮在本说明书所说明的实施方式中是2个前轮W1、W2。因此，后轮W3、W4为从动轮，且不为操舵轮。 

其中，驱动轮可以是2个后轮W3、W4，或者也可以是前轮W1、W2及后轮W3、W4两者(4个车轮W1～W4)。另外，操舵轮也可以不仅是2个前轮W1、W2，还可以包括后轮W3、W4。 

这些装置3A、3B、3C具有操作车辆1运动的功能。例如，驱动/制动装置3A，主要具有操作车辆1行进方向的运动(车辆1行进方向的位置、速度、加速度等)的功能。操舵装置3B主要具有操作车辆1偏摆方向的旋转运动(车辆1偏摆方向的姿势、角速度、角加速度等)的功能。悬架装置3C，主要具有操作车辆1车身1B的前后方向及左右方向的运动(车身1B的前后方向及左右方向的姿势等)、或者车身1B上下方向上的运动(车身1B距路面的高度(车身1B相对于车轮W1～W4的上下方向上的位置))的功能。另外，在本说明书中，车辆1或车身1B的“姿势”是表示空间性的朝向。 

作为补充，一般情况下，车辆1在转弯等时，会产生车轮W1～W4侧滑。而且，该侧滑受到车辆1操舵轮的舵角、车辆1偏摆比率(偏摆方向的角速度)、各车轮W1～W4驱动/制动力等的影响。因此，驱动/制动装置3A和操舵装置3B也具有操作车辆1横向(左右方向)的平移运动的功能。另外，车轮的“驱动/制动力”是表示：在从路面作用于该车轮的路面反力之中，该车轮前后方向(具体而言，是该车轮的转动面(通过车轮中心点 而与该车轮的转轴正交的面)与路面或水平面间的交线的方向)的平移力分量。另外，将路面反力中车轮的宽度方向(与车轮的转轴平行的方向)的平移力分量称为“横向力”，将路面反力中与路面或水平面垂直的方向的平移力分量称为“着地负荷”。 

驱动/制动装置3A虽省略了详细图示，具体而言，其具有：驱动系统和将制动力施加给各车轮W1～W4的刹车装置(制动系统)，其中，所述驱动系统由作为车辆1的动力产生源(车辆1传动力产生源)的发动机(内燃机)和将该发动机的输出(转动驱动力)传递给车轮W1～W4中的驱动轮的动力传递系统构成。动力传递系统中包括变速装置、差动齿轮装置等。 

另外，实施方式中说明的车辆1虽然是以发动机作为动力产生源的车辆，但也可以是以发动机和电动机作为动力产生源的车辆(所谓并行型的混合动力车)，或者是以电动机作为动力产生源的车辆(所谓电动汽车、或者系列型的混合动力车)。 

并且，作为供驾驶者操纵车辆1(汽车)而进行操作的操作器5(人为操作的操作器)，在车辆1的驾驶室内设置了驾驶盘(方向盘)、油门踏板、刹车踏板、变速杆等。另外，操作器5的各要素省略了图示。 

操作器5中的驾驶盘与所述操舵装置3B的动作相关连。即，通过转动操作该驾驶盘，操舵装置3B则对应其进行动作，来操舵车轮W1～W4中的操舵轮W1、W2。 

操作器5中的油门踏板、刹车踏板以及变速杆与所述驱动/制动装置3A的动作相关连。即，根据油门踏板的操作量(踩入量)，发动机所具有的调节阀的开度发生变化，调整发动机的空气吸入量及燃料喷射量(进而调整发动机的输出)。另外，根据刹车踏板的操作量(踩入量)，刹车装置进行动作，与刹车踏板的操作量对应的制动力矩被施加给各车轮W1～W4。此外，通过操作变速杆，变速装置的变速比等该变速装置的动作状态发生变化，进行从发动机传递给驱动轮的驱动转矩的调整等。 

另外，通过适当的传感器测定由驾驶者(车辆1的操作者)操作的驾驶盘等各操作器5的驾驶操作状态，其中所述传感器省略了图示。以下，称该驾驶操作状态的测定值(传感器的测定输出)为驾驶操作输入。该驾驶操作输入包括：作为驾驶盘转角的转向角、作为油门踏板的操作量的油门踏 板操作量、作为刹车踏板的操作量的刹车踏板操作量、以及作为变速杆的操作位置的换档位置的测定值。输出该驾驶操作输入的传感器相当于本发明中的驾驶操作量测定机构。 

在本说明书的实施方式中，所述驱动/制动装置3A以及操舵装置3B为：不仅仅根据所述驾驶操作输入，还能根据该驾驶操作输入以外的主要因素(车辆1运动状态和环境状态等)可以能动地控制所述驱动/制动装置3A以及操舵装置3B动作(进而控制车辆1的运动)的装置。此处，“可以能动地控制”表示可以将装置3A、3B的动作控制为：对与所述驾驶操作输入对应的基本动作(对应于驾驶操作输入而确定的基本目标动作)进行了修正后的动作。 

具体而言，驱动/制动装置3A是具有下述功能的驱动/制动装置，即，该功能为：关于前轮W1、W2一组和后轮W3、W4一组中的至少任意一组，可以经该驱动/制动装置3A所具有的油压促动器、电动机、电磁控制阀等促动器，能动地控制左侧车轮W1、W3的驱动/制动力与右侧车轮W2、W4的驱动/制动力间的差或比率(以下，将该控制功能称为左右动力分配控制功能)。 

更具体而言，在本说明书的实施方式中，驱动/制动装置3A为下述驱动/制动装置：经所述刹车装置所具有的促动器可以能动地控制由该刹车装置的动作而作用于各车轮W1～W4上的驱动/制动力(具体为车辆1的制动方向的驱动/制动力)的装置(即为在按照刹车踏板的操作量而被确定的基本驱动/制动力的基础之上可增加或可减少地控制由刹车装置作用于各车轮W1～W4上的驱动/制动力的装置)。因此，驱动/制动装置3A即为如下装置：经促动器可以能动地控制在前轮W1、W2一组和后轮W3、W4一组的两组中由刹车装置确定的左侧车轮W1、W3的驱动/制动力与右侧车轮W2、W4的驱动/制动力间的差或比率的装置(在前轮W1、W2一组和后轮W3、W4一组的两组中具有左右动力分配控制功能的驱动/制动装置)。 

另外，驱动/制动装置3A，除了具有能动地控制由刹车装置的动作确定的各车轮W1～W4的驱动/制动力的功能之外，还可以具有：经该驱动系统所具备的促动器，能动地控制通过驱动/制动装置3A的驱动系统的 动作而作用于驱动轮即前轮W1、W2上的驱动/制动力之差或比率的功能。 

作为具有这种左右动力分配控制功能的驱动/制动装置3A，可以使用公知的装置。 

作为补充，如上所述具有左右动力分配控制功能的驱动/制动装置3A根据该控制功能，还可以具有：能动地操作车辆1的偏摆方向上的旋转运动或横向上的平移运动的功能。 

另外，该驱动/制动装置3A除了包括有与左右动力分配控制功能有关的促动器以外，还包括：用于产生制动转矩的刹车装置的促动器、驱动发动机的调节阀的促动器、驱动燃料喷射阀的促动器以及执行变速装置的变速驱动的促动器等。 

另外，操舵装置3B例如是具有如下功能的装置，即，除了具有根据驾驶盘的转动操作、经齿轮齿条传动等操舵机构来机械性地操舵作为操舵轮的前轮W1、W2的功能之外，还具有下述功能：即，根据需要，可以通过电动机等促动器辅助性地操舵前轮W1、W2(该操舵装置可以在根据驾驶盘的转动角而机械性确定的舵角的基础上，可增加或可减少地控制前轮W1、W2的舵角)。或者，操舵装置3B是只使用促动器的驱动力来操舵前轮W1、W2的操舵装置(所谓线控转向的操舵装置)。因此，操舵装置3B是经促动器可以能动地控制前轮W1、W2的舵角的操舵装置(以下称主动式操舵装置)。 

当操舵装置3B是除了根据驾驶盘的转动操作而机械地操舵操舵轮之外，还通过由促动器辅助性地操舵操舵轮的主动式操舵装置(以下，将这种主动式操舵装置称为促动器辅助型的操舵装置)的情况下，通过驾驶盘的转动操作而机械地确定的操舵轮舵角和通过促动器的动作确定的舵角(舵角的补正量)的合成角成为操舵轮的舵角。 

另外，当操舵装置3B是只使用促动器的驱动力而进行操舵轮W1、W2操舵的主动式操舵装置(以下，称这种主动式操舵装置为促动器驱动型的操舵装置)的情况下，至少根据操舵角的测定值来确定操舵轮的舵角的目标值，并控制促动器以使操舵轮的实际的舵角成为其目标值。 

作为这种经促动器而可以能动地控制操舵轮W1、W2的舵角的操舵装置3B(主动式操舵装置)，使用公知的技术即可。 

另外，本说明书的实施方式中的操舵装置3B虽然是经促动器可以能动地控制前轮W1、W2的舵角的主动式操舵装置，但也可以是根据驾驶盘的转动操作而对前轮W1、W2只进行机械性操舵的操舵装置(以下称为机械式操舵装置)。另外，在以所有车轮W1～W4作为操舵轮的车辆中，操舵装置可以是经促动器能动地控制前轮W1、W2及后轮W3、W4两者的舵角的操舵装置。或者，该操舵装置也可以是如下操舵装置，即，只通过齿轮齿条传动等机械性的机构来进行与驾驶盘的转动操作对应的前轮W1、W2的操舵，并同时经促动器只能动地控制后轮W3、W4的舵角。 

所述悬架装置3C在本说明书的实施方式中，例如是根据车辆1的运动而被动地进行动作的悬架装置。 

其中，悬架装置3C可以是下述的悬架装置，即，例如经电磁控制阀或电动机等促动器，可变地控制设置在车身1B与车轮W1～W4之间的减振器的衰减力和硬度等。或者悬架装置3C也可以是下述的悬架装置，即，通过油压缸或气压缸可以直接控制悬架(悬架装置3C的弹簧等机构部分)的冲程(车身1B与各车轮W1～W4间的上下方向的位移量)或者在车身1B与车轮W1～W4之间产生的悬架上下方向的伸缩力(所谓电子控制悬架)。当悬架装置3C是如上所述的可以控制减振器的衰减力和硬度、悬架的冲程或伸缩力的悬架装置(以下称为主动式悬架装置)时，该悬架装置3C可以能动地控制其动作。 

在以下的说明中，有时会将驱动/制动装置3A、操舵装置3B以及悬架装置3C中的、如前所述那样可以能动地控制动作的装置统称为促动器装置3。在本说明书的实施方式中，该促动器装置3包括驱动/制动装置3A以及操舵装置3B。另外，当悬架装置3C是主动式悬架装置时，促动器装置3也包括该悬架装置3C。 

另外，车辆1具有控制装置10，该控制装置10根据所述驾驶操作输入等来确定所述各促动器装置3所具有的促动器的操作量(针对促动器的控制输入。以下称促动器操作量)，并通过该促动器操作量来控制各促动器装置3的动作。该控制装置10由包括微机等在内的电路单元构成，从操作器5的传感器将所述驾驶操作输入进行输入，并同时将车辆1的行驶车速、偏摆比率等车辆1的状态量测定值和车辆1的行驶环境的信息等从 未图示的各种传感器进行输入。并且，该控制装置10，依据这些输入，以规定的控制处理周期逐步确定促动器操作量，并逐步控制各促动器装置3的动作。 

以上是本说明书的实施方式中的车辆1(汽车)的整体概略性构成。该概略性构成在以下说明的任一实施方式中均相同。 

作为补充，在本说明书的实施方式中，所述驱动/制动装置3A、操舵装置3B以及悬架装置3C中的相当于本发明的促动器装置(适用于本发明进行动作控制的促动器装置)的是驱动/制动装置3A、或者该驱动/制动装置3A及操舵装置3B。同时，控制装置10相当于本发明中的促动器装置控制机构。 

另外，控制装置10根据其控制处理功能来实现本发明中的各种功能。 

(第1实施方式) 

下面，参照图2说明第1实施方式中的控制装置10的概略的控制处理。图2是表示控制装置10整体大致的控制处理功能的方框图。此外，在以后的说明中，称实际车辆1为实车1。 

图2中除去了实车1后的部分(更准确地说，是指除去实车1和后述的传感器/推定器12所包含的传感器之后的部分)即为控制装置10的主要控制处理功能。图2中的实车1具有所述的驱动/制动装置3A、操舵装置3B、以及悬架装置3C。 

如图所示，作为主要的处理功能部，控制装置10具有传感器/推定器12、标准操作量确定部14、标准动态特性模型16、减法器18、反馈分配规则(FB分配规则)20、前馈规则(FF规则)22、促动器动作目标值合成部24以及促动器驱动控制装置26。另外，图2中实线的箭头符号表示对于各处理功能部的主要输入，虚线的箭头符号表示对于各处理功能部的辅助性输入。 

控制装置10以规定的控制处理周期执行这些处理功能部的处理，在每一该控制处理周期，逐步确定促动器操作量。而且，根据其促动器操作量，来逐步控制实车1的促动器装置3的动作。 

以下，说明控制装置10的各处理功能部的概要和整体处理的概要。 

另外，以下关于由控制装置10的各控制处理周期所确定的变量值，将经现在(最新的)的控制处理周期的处理而最终得到的数值称作此次值，将经前次控制处理周期的处理而最终得到的值称作前次值。 

控制装置10在各控制处理周期，首先，通过传感器/推定器12测定或推定出实车1的状态量及实车1的行驶环境的状态量。在本实施方式中，传感器/推定器12的测定对象或推定对象例如包括：实车1偏摆方向的角速度即偏摆比率γact、实车1行驶速度Vact(对地速度)、实车1重心点的侧滑角即车辆重心点侧滑角βact、实车1前轮W1、W2的侧滑角即前轮侧滑角βf_act、实车1后轮W3、W4的侧滑角即后轮侧滑角βr_act、从路面作用于实车1各车轮W1～W4上的反向力即路面反力(驱动/制动力、横向力、着地负荷)、实车1各车轮W1～W4的打滑比、实车1前轮W1、W2的舵角δf_act。 

在这些测定对象或推定对象中，车辆重心点侧滑角βact是指从上方观看实车1时(水平面上)的该实车1的行驶速度Vact的矢量相对于实车1前后方向所成的角度。另外，前轮侧滑角βf_act是指从上方观看实车1时(水平面上)的前轮W1、W2的行进速度矢量相对于前轮W1、W2前后方向所成的角度。另外，后轮侧滑角βr_act是指从上方观看实车1时(水平面上)的后轮W3、W4的行进速度矢量相对于后轮W3、W4前后方向所成的角度。另外，舵角δf_act，是从上方观看实车1时(水平面上)的前轮W1、W2的转动面相对于实车1前后方向所成的角度。 

另外，前轮侧滑角βf_act，虽然可以针对各个前轮W1、W2进行测定或推定，但也可以有代表性地测定或推定任意一方的前轮W1或W2的侧滑角作为βf_act，或者，还可以测定或推定两者的侧滑角的平均值作为βf_act。关于后轮侧滑角βr_act也同样。 

此外，作为传感器/推定器12的推定对象，包括有实车1车轮W1～W4和跟其接触的实际路面间的摩擦系数(以下，将该摩擦系数的推定值称为推定摩擦系数μestm)。另外，为了不使推定摩擦系数μestm产生频繁的变动，摩擦系数的推定处理中最好是具有低通特性的过滤处理等。另外，推定摩擦系数μestm在本实施方式中，是例如各车轮W1～W4与路面间的摩擦系数的代表值或者平均值的推定值。其中，可以针对每一车轮W1～W4 求解出推定摩擦系数μestm，或者，分别针对前轮W1、W2一组与后轮W3、W4一组、或分别针对左侧前轮W1及后轮W3一组以及右侧前轮W2及后轮W4一组，来求解出推定摩擦系数μestm的推定值。 

传感器/推定器12具有被搭载在实车1上的各种传感器，用于测定或推定出上述的测定对象或推定对象。作为这些传感器，例如包括：测定实车1角速度的比率传感器、测定实车1前后方向及左右方向的加速度的加速度传感器、测定实车1行驶速度(对地速度)的速度传感器、测定实车1各车轮W1～W4的转速的转速传感器、测定从路面作用于实车1各车轮W1～W4上的路面反力的力传感器等。 

在该情况下，传感器/推定器12，关于在其测定对象或推定对象中通过搭载在实车1上的传感器无法直接测定的推定对象，则依据与其推定对象有关连的状态量的测定值、或者控制装置10确定的促动器操作量的值或对其规定的目标值，通过观测器等来进行推定。例如，依据搭载在实车1上的加速度传感器的测定值等来推定车辆重心点侧滑角βact。另外，例如依据加速度传感器的测定值等，并利用公知的手法来推定摩擦系数。 

作为补充，传感器/推定器12具有作为本发明的实际状态量掌握机构的功能。在本实施方式中，作为与车辆的运动有关的第1状态量的种类，使用了车辆的偏摆比率和车辆重心点侧滑角。此时，偏摆比率具有作为与车辆偏摆方向的旋转运动有关的状态量的意思，车辆重心点侧滑角具有作为与车辆的横向的平移运动有关的状态量的意思。而且，作为本发明中的第1实际状态量，所述偏摆比率γact及车辆重心点侧滑角βact通过传感器/推定器12被测定或推定。 

以后，在由传感器/推定器12测定或推定出的实车1的状态量等名称中时常会标注‘实际’字。例如，将实车1的偏摆比率γact、实车1的行驶速度Vact、实车1的车辆重心点侧滑角βact分别称为实际偏摆比率γact、实际行驶速度Vact、实际车辆重心点侧滑角βact。 

接着，控制装置10通过标准操作量确定部14来确定标准模型操作量，其中，该标准模型操作量作为对后述标准动态特性模型16的输入。此时，由所述操作器5的传感器测定出的驾驶操作输入被输入给标准操作量确定部14，该标准操作量确定部14至少依据该驾驶操作输入来确定标准模型 操作量。 

进一步具体而言，在本实施方式中，标准操作量确定部14确定的标准模型操作量即为后述的标准动态特性模型16下的车辆前轮的舵角(以下，称模型前轮舵角)。为了确定该模型前轮舵角，所述驾驶操作输入之中的操舵角θh(此次值)被作为主要的输入量输入给标准操作量确定部14，并同时由传感器/推定器12测定或推定出的实际行驶速度Vact(此次值)及推定摩擦系数μestm(此次值)、和标准动态特性模型16下的车辆的状态量(前次值)被输入给标准操作量确定部14。然后，标准操作量确定部14依据这些输入来确定模型前轮舵角。另外，模型前轮舵角基本上是只要根据操舵角θh来确定即可。但是，在本实施方式中，对输入给标准动态特性模型16的模型前轮舵角加了必要的限制。为了施加该限制，标准操作量确定部14中除了操舵角θh以外还输入Vact、μestm等。 

作为补充，标准模型操作量的种类一般情况下是依靠于标准动态特性模型16的形态、或者通过该标准动态特性模型16想要确定的状态量的种类。另外，标准动态特性模型16也可以包含标准操作量确定部14。当在标准动态特性模型16是以驾驶操作输入本身为必要输入来构成的情况下，可以省略标准操作量确定部14。 

然后，控制装置10通过标准动态特性模型16来确定标准状态量并予以输出，其中该标准状态量是指作为实车1的标准的运动(以后称为标准运动)的状态量。标准动态特性模型16是表示车辆的动态特性且是被预先确定的模型，其依据包括所述标准模型操作量在内的必要的输入，来逐步确定标准运动的状态量(标准状态量)。该标准运动表示：基本上是驾驶者所希望的实车1的理想运动或与之相近的运动。 

在该情况下，由标准操作量确定部14确定的标准模型操作量、和由后述的FB分配规则20确定的标准动态特性模型16的操作用控制输入(反馈控制输入)Mvir、Fvir等被输入给标准动态特性模型16，标准动态特性模型16根据这些输入来确定标准运动(进而确定标准状态量的时序)。 

进一步具体而言，在本实施方式中，通过标准动态特性模型16来确定并输出的标准状态量，是指与车辆的偏摆方向的旋转运动有关的标准状态量和与车辆横向的平移运动有关的标准状态量的一组。与车辆的偏摆方 向的旋转运动有关的标准状态量例如是偏摆比率的标准值γd(以后，有时称作标准偏摆比率γd)，与车辆的横向平移运动有关的标准状态量例如是车辆重心点侧滑角的标准值βd(以后，有时会称为标准车辆重心点侧滑角βd)。为了在每一控制处理周期逐步确定这些标准状态量γd、βd，输入作为标准模型操作量的所述模型前轮舵角(此次值)、和所述反馈控制输入Mvir、Fvir(前次值)。这种情况下，在本实施方式中，使标准动态特性模型16下的车辆的行驶速度与实际行驶速度Vact一致。因此，由传感器/推定器12测定或推定出的实际行驶速度Vact(此次值)也被输入给标准动态特性模型16。而且，标准动态特性模型16依据这些输入，来确定该标准动态特性模型16下的车辆的偏摆比率及车辆重心点侧滑角，并将之作为标准状态量γd、βd而予以输出。 

另外，因为实车1行驶环境(路面状况等)的变化(在标准动态特性模型16没有被考虑到的变化)、标准动态特性模型16的模型化误差、或者传感器/推定器12的测定误差或推定误差等原因，会导致实车1运动与标准运动相背离(相背离)，为了防止这一问题发生(使标准运动接近于实车1的运动)，输入给标准动态特性模型16的反馈控制输入Mvir、Fvir是附加性地输入给标准动态特性模型16的反馈控制输入。该反馈控制输入Mvir、Fvir在本实施方式中，是假想性地作用于标准动态特性模型16下的车辆上的假想外力。该假想外力Mvir、Fvir中的Mvir，是围绕标准动态特性模型16下的车辆1重心点而作用的偏摆方向的假想性的力矩，Fvir是作用于该重心点的横向的假想性的平移力。 

作为补充，所述标准状态量γd、βd相当于本发明中的第1模型状态量，标准动态特性模型16相当于本发明中的车辆模型。而且，根据标准操作量确定部14及标准动态特性模型16的处理，来构成本发明中的模型状态量确定机构。 

此后，控制装置10通过减法器18计算出状态量偏差，该状态量偏差是指由传感器/推定器12测定或推定出的实际状态量(与标准状态量相同种类的实际状态量)、与由标准动态特性模型16确定的标准状态量间的差。 

进一步具体而言，在减法器18，求解出实际偏摆比率γact及实际车辆重心点侧滑角βact的各自的值(此次值)与由标准动态特性模型16确 定的标准偏摆比率γd及标准车辆重心点侧滑角βd的各自的值(此次值)之间的差γerr(＝γact-γd)、βerr(＝βact-γd)，并将其作为状态量偏差。 

作为补充，根据减法器18的处理来构成本发明中的状态量偏差计算机构。而且，由该减法器18求得的状态量偏差γerr、βerr相当于本发明中的第1状态量偏差。 

之后，控制装置10将如上所述求得的状态量偏差γerr、βerr输入给FB分配规则20，通过该FB分配规则20来确定：作为标准动态特性模型16的操作用反馈控制输入的所述假想外力Mvir、Fvir、和作为实车1的促动器装置3的操作用反馈控制输入的促动器动作反馈目标值(促动器动作FB目标值)。 

另外，在本实施方式中，促动器动作FB目标值包括：与驱动/制动装置3A的刹车装置的动作有关的反馈控制输入(进一步具体而言，是指对通过该刹车装置的动作而作用于各车轮W1～W4上的驱动/制动力进行操作的反馈控制输入)。或者，促动器动作FB目标值除了包括与驱动/制动装置3A的动作有关的反馈控制输入之外，还包括：与操舵装置3B的动作有关的反馈控制输入(进一步具体而言，是指对通过操舵装置3B的动作而产生的前轮W1、W2的横向力进行操作的反馈控制输入)。该促动器动作FB目标值，换言之，是用于对作用于实车1上的外力、即路面反力进行操作(修正)的反馈控制输入。 

FB分配规则20，基本上是以能使输入的状态量偏差γerr、βerr接近于0的方式来确定假想外力Mvir、Fvir和促动器动作FB目标值。但是，FB分配规则20在确定假想外力Mvir、Fvir时，不仅仅使状态量偏差γerr、βerr接近于0，还以能抑制实车1或标准动态特性模型16下的车辆规定的限制对象量从规定的容许范围脱离的方式，来确定假想外力Mvir、Fvir。另外，为了绕实车1重心点产生能使状态量偏差γerr、βerr接近于0而所需的偏摆方向的力矩(更一般而言，使能让状态量偏差γerr、βerr接近于0而所需的外力(路面反力)作用于实车1)，FB分配规则20，确定将与驱动/制动装置3A的刹车装置的动作有关的反馈控制输入，或者确定该反馈控制输入和与操舵装置3B的动作有关的反馈控制输入，来作为 促动器动作FB目标值。 

为了确定所述假想外力Mvir、Fvir和促动器动作FB目标值，不仅将状态量偏差γerr、βerr、还将标准动态特性模型16的输出即标准状态量γd、βd和由传感器/推定器12测定或推定出的实际状态量γact、βact中至少任意一方输入给FB分配规则20。此外，由传感器/推定器12测定或推定出的实际行驶速度Vact、实际前轮侧滑角βf_act、实际后轮侧滑角βr_act等的实际状态量也被输入给FB分配规则20。并且，FB分配规则20依据这些输入，确定假想外力Mvir、Fvir和促动器动作FB目标值。 

作为补充，假想外力Mvir、Fvir相当于本发明中的车辆模型操作用控制输入，促动器动作FB目标值相当于本发明中的实车促动器操作用控制输入。因而，FB分配规则20具有在本发明中作为模型侧状态量偏差应动控制机构和实车侧状态量偏差应动控制机构的功能。 

另一方面，在以上说明的标准操作量确定部14、标准动态特性模型16、减法器18以及FB分配规则20的控制处理的同时(或者根据时分割处理)，控制装置10将所述驾驶操作输入输入至FF规则22，通过该FF规则22来确定作为促动器装置3动作的前馈目标值(基本目标值)的促动器动作FF目标值。 

在本实施方式中，促动器动作FF目标值包括：与由驱动/制动装置3A的刹车装置的动作确定的实车1各车轮W1～W4的驱动/制动力有关的前馈目标值、与由驱动/制动装置3A的驱动系统的动作确定的实车1驱动轮W1、W2的驱动/制动力有关的前馈目标值、与驱动/制动装置3A的变速装置的减速比(变速比)有关的前馈目标值、和与由操舵装置3B确定的实车1操舵轮W1、W2的舵角有关的前馈目标值。 

为了确定这些促动器动作FF目标值，所述驾驶操作输入被输入给FF规则22的同时，由传感器/推定器12测定或推定出的实际状态量(实际行驶速度Vact等)也被输入给FF规则22。并且，FF规则22依据这些输入，确定促动器动作FF目标值。该促动器动作FF目标值是不依靠所述状态量偏差γerr、βerr(第1状态量偏差)而被确定的促动器装置3的动作目标值。 

作为补充，当悬架装置3C为主动式悬架装置时，促动器动作FF目标值在一般情况下，还包含与该悬架装置3C的动作有关的前馈目标值。 

接着，控制装置10将由FF规则22确定的促动器动作FF目标值(此次值)和由所述FB分配规则20确定的促动器动作FB目标值(此次值)输入给该促动器动作目标值合成部24。然后，控制装置10通过该促动器动作目标值合成部24，将促动器动作FF目标值和促动器动作FB目标值进行合成，从而确定作为规定促动器装置3动作的目标值的促动器动作目标值。 

在本实施方式中，促动器动作目标值包括：实车1各车轮W1～W4的驱动/制动力的目标值(由驱动/制动装置3A的驱动系统及刹车装置的动作确定的总驱动/制动力的目标值)、实车1各车轮W1～W4的打滑比的目标值、由操舵装置3B确定的实车1操舵轮W1、W2的舵角的目标值、由驱动/制动装置3A的驱动系统的动作确定的实车1各驱动轮W1、W2的驱动/制动力的目标值、以及驱动/制动装置3A的变速装置的减速比的目标值。 

为了确定这些促动器动作目标值，不仅将所述促动器动作FF目标值及促动器动作FB目标值、还将由传感器/推定器12测定或推定出的实际状态量(前轮W1、W2的实际侧滑角βf_act、推定摩擦系数μestm等)也输入给促动器动作目标值合成部24。然后，促动器动作目标值合成部24依据这些输入来确定促动器动作目标值。 

作为补充，促动器动作目标值，不仅仅限于上述种类的目标值，也可以替换这些目标值，例如来确定对应于该目标值的各促动器装置3的促动器操作量的目标值。促动器动作目标值基本上是只要能规定促动器装置的动作即可。例如，作为与刹车装置的动作有关的促动器动作目标值，可以确定刹车压的目标值，或者确定与之对应的刹车装置的促动器操作量的目标值。 

接着，控制装置10将由促动器动作目标值合成部24确定的促动器动作目标值输入给促动器驱动控制装置26，并通过该促动器驱动控制装置26来确定实车1各促动器装置3的促动器操作量。而且，通过所确定的促动器操作量来控制实车1各促动器装置3的促动器。 

这种情况下，促动器驱动控制装置26，以满足所输入的促动器动作目 标值的方式、或以与该促动器动作目标值相同的方式来确定促动器操作量。并且，为了该确定，除了促动器动作目标值以外，由传感器/推定器12测定或推定出的实车1的实际状态量也被输入给促动器驱动控制装置26。另外，在促动器驱动控制装置26的控制功能中，与驱动/制动装置3A的刹车装置有关的控制功能最好组装有所谓防抱死制动系统。 

以上是控制装置10的每一控制处理周期的控制处理的概要。 

另外，关于控制装置10的各控制处理功能部的处理，也可以适当对这些顺序进行改变。例如，可以在各控制处理周期的最后执行传感器/推定器12的处理，并在下次的控制处理周期的处理中使用经传感器/推定器12的处理而得到的测定值或推定值。 

下面，说明本实施方式中控制装置10的控制处理功能部的更为详细的处理。 

[关于标准动态特性模型] 

首先，参照图3说明本实施方式中的所述标准动态特性模型16。图3是表示本实施方式中的标准动态特性模型16下的车辆构造图。该标准动态特性模型16是通过下述特性来表示车辆动态特性的模型(所谓2轮模型)，即，该特性是指在前后具有1个前轮Wf和1个后轮Wr的车辆水平面上的动态特性(动力学特性)。以下，将标准动态特性模型16下的车辆(标准动态特性模型16下的对应于实车1的车辆)称为模型车辆。该模型车辆的前轮Wf相当于把实车1的2个前轮W1、W2进行一体化后的车轮，即模型车辆的操舵轮。后轮Wr相当于把实车1的后轮W3、W4进行一体化后的车轮，在本实施方式中属于非操舵轮。 

该模型车辆的重心点Gd在水平面上的速度矢量Vd相对于模型车辆的前后方向所成的角度βd(即，模型车辆的车辆重心点侧滑角βd)和模型车辆绕铅直轴的角速度γd(即，模型车辆的偏摆比率γd)是标准状态量，其分别作为所述标准车辆重心点侧滑角、标准偏摆比率，并通过标准动态特性模型16而被逐步确定。另外，模型车辆的前轮Wf的转动面和水平面间的交线相对于模型车辆的前后方向所成的角度δf_d是标准模型操作量，其作为所述模型前轮舵角被输入给标准动态特性模型16。另外，附加 性地作用于模型车辆的重心点Gd的横向(模型车辆左右方向)的平移力Fvir和附加性地绕该模型车辆的重心点Gd而作用的偏摆方向的(绕铅直轴的)力矩Mvir是反馈控制输入，并作为所述假想外力被输入给标准动态特性模型16。 

另外，在图3中，Vf_d是模型车辆前轮Wf在水平面上的行进速度矢量，Vr_d是模型车辆后轮Wr在水平面上的行进速度矢量，βf_d是前轮Wf的侧滑角(前轮Wf的行进速度矢量Vf_d相对于前轮Wf的前后方向(前轮Wf的转动面和水平面的交线方向)所成的角度。以下，称为前轮侧滑角βf_d)，βr_d是后轮Wr的侧滑角(后轮Wr的行进速度矢量Vr_d相对于后轮Wr的前后方向(后轮Wr的转动面和水平面的交线方向)所成的角度。以下，称为后轮侧滑角βr_d)，βf0是模型车辆的前轮Wf的行进速度矢量Vf_d相对于模型车辆前后方向所成的角度(以下，称为车辆前轮位置侧滑角)。 

作为补充，在本说明书的实施方式中，从车辆上方来看，关于车辆或者车轮的侧滑角、车轮的舵角、车辆的偏摆比率、偏摆方向的力矩，以逆时针方向为正方向。另外，假想外力Mvir、Fvir中的平移力Fvir，是以车辆的左向朝向为正的方向。同时，车轮的驱动/制动力是以在车轮的转动面与路面或水平面的交线方向上、使车辆朝向行进方向加速的力(路面反力)的方向为正的方向。换言之，当相对于车辆的行进方向是驱动力时的朝向时，驱动/制动力为正值；当相对于车辆的行进方向是制动力时的朝向时，驱动/制动力为负值。 

该模型车辆的动态特性(连续性的动态特性)具体而言可由下式01表述。另外，去掉该式子01右边第3项(包含Fvir、Mvir的项)之后的式子与例如题名为“汽车的运动与控制”的公知文献(作者：安部正人，发行社：株式会社山海堂，2004年7月23日第2版第2次印刷发行。以后，称为非专利文件1)记载的公知的式子(3.12)、(3.13)相同。 

【数1】 

$\frac{d}{\mathrm{dt}}\left[\begin{array}{cc}\mathrm{\β}& d\\ \mathrm{\γ}& d\end{array}\right]=\left[\begin{array}{cc}a11& a12\\ a21& a22\end{array}\right]\·\left[\begin{array}{cc}\mathrm{\β}& d\\ \mathrm{\γ}& d\end{array}\right]+\left[\begin{array}{c}b1\\ b2\end{array}\right]\·\mathrm{\δf}\_d+\left[\begin{array}{cc}b11& 0\\ 0& b22\end{array}\right]\·\left[\begin{array}{c}\mathrm{Fvir}\\ \mathrm{Mvir}\end{array}\right]$ ……式01 

其中 

$a11=-\frac{2\·(\mathrm{Kf}+\mathrm{Kr})}{m\·\mathrm{Vd}}$ $a12=-\frac{m{\·\mathrm{Vd}}^2+2\·(\mathrm{Lf}\·\mathrm{Kf}-\mathrm{Lr}\·\mathrm{Kr})}{m{\·\mathrm{Vd}}^2}$

$a21=-\frac{2\·(\mathrm{Lf}\·\mathrm{Kf}-\mathrm{Lr}\·\mathrm{Kr})}{I}$ $a22=-\frac{2\·({\mathrm{Lf}}^2\·\mathrm{Kf}+{\mathrm{Lr}}^2\·\mathrm{Kr})}{I\·\mathrm{Vd}}$

$b1=\frac{2\·\mathrm{Kf}}{m\·\mathrm{Vd}}$ $b2=\frac{2\·\mathrm{Lf}\·\mathrm{Kf}}{I}$ $b11=\frac{1}{m\·\mathrm{Vd}}$ $b22=\frac{1}{I}$

在该式子01中，m为模型车辆的总质量，Kf为将模型车辆前轮Wf视为2个左右前轮的连结体时的1车轮的回转率，Kr是将模型车辆后轮Wr视为2个左右后轮的连结体时的1车轮的回转率，Lf是模型车辆的前轮Wf中心与重心点Gd的前后方向上的距离(前轮Wf的舵角为0时的该前轮Wf的转轴与重心点Gd在前后方向上的距离。参照图3)，Lr是模型车辆的后轮Wr的中心与重心点Gd的前后方向上的距离(后轮Wr的转轴与重心点Gd在前后方向上的距离。参照图3)，I是模型车辆的重心点Gd的绕偏摆轴的惯性(惯性力矩)。这些参数值被预先设定。这种情况下，例如，m、I、Lf、Lr设定成与实车1中的这些值相同或大致相同。同时，Kf、Kr是分别考虑实车1前轮W1、W2、后轮W3、W4的轮胎特性(或者该轮胎所要求的特性)来进行设定。另外，根据Kf、Kr的值(更一般而言是指a11、a12、a21、a22的值)的设定方法，可以设定转向不足、转向过度、转向中性等的转向特性。另外，也可以在实车1的行驶中，同定实车1的m、I、Kf、Kr的值，并使用所同定的值作为模型车辆的m、I、Kf、Kr的值。 

作为补充，模型车辆的βf0、βd、βf_d、βr_d、γd、δf_d之间的关系由下式02a、02b、02c来进行表示。 

βf_d＝βd+Lf·γd/Vd-δf_d    ……式02a 

βr_d＝βd-Lr·γd/Vd                ……式02b 

βf0＝βf_d+δf_d＝βd+Lf·γd/Vd    ……式02c 

另外，如图3所示，模型车辆前轮Wf的回转力(≈前轮Wf的横向力)设为Ffy_d，模型车辆后轮Wr的回转力(＝后轮Wr的横向力)设为Fry_d，Ffy_d与βf_d的关系、以及Fry_d与βr_d的关系由下式03a、03b来表示。 

Ffy_d＝-2·Kf·βf_d    ……式03a 

Fry_d＝-2·Kr·βr_d    ……式03b 

在本实施方式中的标准动态特性模型16的处理中，以上述式子01的δf_d、Fvir、Mvir为输入，以控制装置10的控制处理周期，逐步执行该式子01的演算处理(具体而言，用离散时间系列对式子01进行表述的式子的演算处理)，由此时序性地逐步计算出βd、γd。这种情况下，在各控制处理周期，作为模型车辆的行驶速度Vd的值，可以使用由所述传感器/推定器12测定或推定出的实际行驶速度Vact的最新值(此次值)。即，使得模型车辆的行驶速度Vd一直与实际行驶速度Vact相一致。另外，作为Fvir、Mvir值，可以使用如后所述由FB分配规则20确定的假想外力的最新值(前次值)。另外，作为δf_d的值，可以使用如后所述由标准操作量确定部14确定的模型前轮舵角的最新值(此次值)。另外，为了计算出新的βd、γd(此次值)，还使用βd、γd的前次值。 

作为补充，模型车辆的动态特性，一般可以由下式(4)来表示。 

【数2】 

$\frac{d}{\mathrm{dt}}\left[\begin{array}{cc}\mathrm{\β}& d\\ \mathrm{\γ}& d\end{array}\right]=\left[\begin{array}{c}f1(\mathrm{\γd},\mathrm{\βd},\mathrm{\δf}\_d)\\ f2(\mathrm{\γd},\mathrm{\βd},\mathrm{\δf}\_d)\end{array}\right]+\left[\begin{array}{cc}b11& 0\\ 0& b22\end{array}\right]\·\left[\begin{array}{c}\mathrm{Fvir}\\ \mathrm{Mvir}\end{array}\right]$ ……式04 

在此，f1(γd、βd、δf_d)与f2(γd、βd、δf_d)分别是γd、βd、δf_d的函数。上述式子01是由γd、βd、δf_d的线性组合(一次结合) 来表示函数f1、f2值的例子。函数f1、f2不一定是用算式表示的函数，它也可以是其函数值根据γd、βd、δf_d值并由图表来确定的函数。 

另外，本实施方式中的实车1的动作特性，是表示没有适用本发明时的实车1的开放特性(所述促动器FB动作目标值一直维持在0时的实车1的动作特性)、与假想外力Mvir、Fvir一直维持在0时的标准动态特性模型16的动作特性的中间的动作特性。因此，标准动态特性模型16在一般情况下，与实车1的开放特性相比，最好是设定在较能表达出驾驶者希望的响应动作的模型。具体而言，标准动态特性模型16最好是设定在线性高于实车1的模型上。例如，最好以使模型车辆的车轮侧滑角或打滑比与从路面作用于该车轮上的路面反力(横向力或驱动/制动力)之间的关系为线性关系或者与之接近的关系的形式来设定标准动态特性模型16。通过上述式子01表示动态特性的标准动态特性模型16是属于满足了这些要求的模型中的其中一个例子。 

但是，标准动态特性模型16也可以具有作用于模型车辆各车轮Wf、Wr上的路面反力相对于侧滑角或打滑比的变化而饱和的特性。例如，不将所述回转率Kf、Kr的值设为一定值，而是分别根据前轮侧滑角βf_d、后轮侧滑角βr_d来进行设定。而且，此时，当前轮侧滑角βf_d的绝对值大到某种程度时，根据βf_d来设定Kf，以使根据βf_d而产生的前轮Wf的横向力Ffy_d(参照上述式子03a)随着βf_d的增加而饱和。同样，当后轮侧滑角βr_d的绝对值大到某种程度时，根据βr_d来设定Kr，以使根据βr_d而产生的后轮Wr的横向力Fry_d(参照上述式子03b)随着βr_d的增加而饱和。这样，就具有了作用于模型车辆各车轮Wf、Wr上的横向力Ffy_d、Fry_d相对于侧滑角βf_d或βr_d的饱和特性。 

[关于标准操作量确定部] 

接着，参照图4及图5说明所述标准操作量确定部14的详细处理。图4是表示所述标准操作量确定部14的具体处理功能的功能方框图，图5是用于说明标准操作量确定部14所具有的防止离心力过大的限幅器14f的处理的图表。 

参照图4，首先，在处理部14a，标准操作量确定部14通过所输入的 驾驶操作输入中的操舵角θh(此次值)除以总转向比is来确定无限制时前轮舵角δf_unltd。该无限制时前轮舵角δf_unltd具有：作为与操舵角θh对应的模型前轮舵角δf_d的基本要求值的意思。 

在此，总转向比is是操舵角θh与模型车辆前轮Wf的舵角的比率，例如，是对照实车1的操舵角θh和与该操舵角θh对应的实车1前轮W1、W2的舵角的前馈值之间的关系而被设定。 

另外，也可以不使总转向比is为一定值(固定值)，而根据由传感器/推定器12测定或推定出的实车1行驶速度Vact，来可变性地进行设定。这种情况下，最好以总转向比is随着实车1行驶速度Vact的变大而变大的方式来设定is。 

接着，通过βf0计算部14b求解出标准动态特性模型16下的模型车辆的车辆前轮位置侧滑角βf0。由标准动态特性模型16确定的标准偏摆比率γd和标准车辆重心点侧滑角βd的前次值被输入给该βf0计算部14b，并根据这些值，通过上述式子02c的演算(式子02c第2个等号右边的演算)来求解出βf0的前次值。因此，由βf0计算部14b计算出的βf0即为前次的控制处理周期中的模型车辆的车辆前轮位置侧滑角βf0的值。 

另外，也可以根据γd、βd的前次值、由标准操作量确定部14确定的模型前轮舵角δf_d的前次值以及实际行驶速度Vact的前次值，通过上述式子02a的演算来求解出模型车辆的前轮侧滑角βf_d的前次值，并将由标准操作量确定部14确定的模型前轮舵角δf_d的前次值加上所求得的βf_d(进行式子02c第1个等号右边的演算)，从而来求解出βf0。另外，在各控制处理周期，也可以通过标准动态特性模型16的处理来执行βf0的计算，将所计算出的βf0的前次值输入给标准操作量确定部14。这种情况下，不需要标准操作量确定部14的βf0计算部14b的演算处理。 

此后，通过减法器14c，从上述所求得的车辆前轮位置侧滑角βf0减去无限制时前轮舵角δf_unltd，由此来求得无限制时前轮侧滑角。该无限制时前轮侧滑角，是表示将模型车辆的模型前轮舵角δf_d从前次值瞬间地控制在无限制时前轮舵角δf_unltd(此次值)时所产生的模型车辆的前轮侧滑角βf_d的瞬间预测值。 

之后，标准操作量确定部14，使该无限制时前轮侧滑角通过前轮侧滑 角限幅器14d，来确定限制完毕前轮侧滑角。在此，图中所示的前轮侧滑角限幅器14d的坐标是例示无限制时前轮侧滑角与限制完毕前轮侧滑角之间关系的坐标，该坐标的横轴方向的值为无限制时前轮侧滑角的值，纵轴方向的值为限制完毕前轮侧滑角的值。 

该前轮侧滑角限幅器14d是用于抑制模型车辆的前轮侧滑角βf_d变得过大(进而使得对实车1所要求的前轮W1、W2的横向力不会变得过大)的限幅器。 

在本实施方式中，前轮侧滑角限幅器14d根据从传感器/推定器12输入给标准操作量确定部14的推定摩擦系数μestm(此次值)及实际行驶速度Vact(此次值)来设定前轮侧滑角βf_d的容许范围(具体而言，是指该容许范围的上限值βf_max(＞0)及下限值βf_min(＜0))。这种情况下，一般是推定摩擦系数μestm越小、或者实际行驶速度Vact越高，将容许范围[βf_min、βf_max]设定得越窄(使βf_max、βf_min接近于0)。此时，该容许范围[βf_min、βf_max]例如设定在：实车1前轮W1、W2侧滑角与横向力或回转力之间的关系大致被维持在线性关系(正比关系)下的侧滑角的值的范围内。 

另外，该容许范围[βf_min、βf_max]可以根据μestm和Vact中任意一方来设定，或者也可以不根据μestm和Vact而是预先设定在固定的容许范围内。 

而且，在所输入的无限制时前轮侧滑角是如上所述那样设定的容许范围[βf_min、βf_max]内的值时(βf_min≤无限制时前轮侧滑角≤βf_max之时)，前轮侧滑角限幅器14d则将无限制时前轮侧滑角的值直接作为限制完毕前轮侧滑角来输出。另外，在所输入的无限制时前轮侧滑角的值脱离出容许范围时，该前轮侧滑角限幅器14d则将容许范围[βf_min、βf_max]的下限值βf_min或上限值βf_max作为限制完毕前轮侧滑角来输出。具体而言，当无限制时前轮侧滑角＞βf_max时，βf_max作为限制完毕前轮侧滑角被输出，当无限制时前轮侧滑角＜βf_min时，βf_min作为限制完毕前轮侧滑角被输出。据此，限制完毕前轮侧滑角在容许范围[βf_min、βf_max]内被确定为与无限制时前轮侧滑角一致、或者成为最接近于该无限制时前轮侧滑角的值。 

而后，利用减法器14e，从由所述βf0计算部14b求得的车辆前轮位置侧滑角βf0减去如上所述求得的限制完毕前轮侧滑角，求解出第1限制完毕前轮舵角δf_ltd1。如此求得的第1限制完毕前轮舵角δf_ltd1具有作为下述模型前轮舵角δf_d的意思，即该模型前轮舵角δf_d是使模型车辆的前轮侧滑角βf_d不会脱离容许范围[βf_min、βf_max]而对无限制时前轮舵角δf_unltd加以限制而成的角度。 

然后，标准操作量确定部14通过使该第1限制完毕前轮舵角δf_ltd1通过离心力过大防止限幅器14f来确定第2限制完毕前轮舵角δf_ltd2。该δf_ltd2是作为输入给标准动态特性模型16的模型前轮舵角δf_d的值来使用的。在此，图中所示的离心力过大防止限幅器14f的坐标是例示第1限制完毕前轮舵角δf_ltd1和第2限制完毕前轮舵角δf_ltd2之间关系的坐标，该坐标的横轴方向的值为δf_ltd1值，纵轴方向的值为δf_ltd2值。 

该离心力过大防止限幅器14f是用于使得模型车辆产生的离心力不至于变得过大(进而使得对实车1所要求的离心力不会变得过大)的限幅器。 

在本实施方式中，离心力过大防止限幅器14f根据输入给标准操作量确定部14的推定摩擦系数μestm(此次值)与实际行驶速度Vact(此次值)来设定模型前轮舵角δf_d的容许范围(具体而言，是指该容许范围的上限值δf_max(＞0)及下限值δf_min(＜0))。该容许范围[δf_min、δf_max]为，在假想外力Mvir、Fvir一直被保持在0时，模型车辆不会超越与路面间的摩擦界限即可进行正常转圈的模型前轮舵角δf_d的容许范围。 

具体而言，首先，依据输入给标准操作量确定部14的Vact、μestm的值(此次值)求解出满足下式05的偏摆比率即正常转圈时的最大偏摆比率γmax(＞0)。 

m·γmax·Vact＝C1·μestm·m·g    ……式05 

在此，式子05中的m如前所述是模型车辆的总质量。同时，g是重力加速度，C1是1以下的正系数。该式子05左边表示离心力，该离心力是在将模型车辆的偏摆比率γd和行驶速度Vd分别保持在γmax、Vact而 进行该模型车辆正常转圈时发生在该模型车辆上的离心力(进一步具体而言，是该离心力的收敛预想值)。另外，式子05右边演算结果的值是根据μestm而确定的路面反力(具体而言，是从路面经车轮Wf、Wr而作用于模型车辆的总摩擦力(路面反力的平移力水平分量的总和))大小的界限值乘上系数C1之后的值(≤界限值)。因此，正常转圈时最大偏摆比率γmax被确定为，在下述情况下发生在模型车辆上的离心力不会超过对应于推定摩擦系数μestm而作用于模型车辆的总摩擦力(路面反力的平移力水平分量的总和)的界限值，即该情况为，将作用于模型车辆上的假想外力Mvir、Fvir保持在0的同时，将模型车辆的偏摆比率γd及行驶速度Vd分别保持在γmax、Vact，并进行该模型车辆的正常转圈。 

另外，对应于μestm、Vact中的至少任意一方的值，式子05的系数C1值可以进行变动性设定。这种情况下，最好是μestm越小、或Vact越高，而将C1的值设得越小。 

接着，模型车辆的正常转圈时与γmax对应的模型前轮舵角δf_d的值是作为正常转圈时限界舵角δf_max_c(＞0)而被求得。在此，在由上述式子01表示的标准动态特性模型16方面，在正常转圈时的模型车辆的偏摆比率γd和模型前轮舵角δf_d之间，下式06的关系成立。 

【数3】 

$\mathrm{\γd}=\frac{1}{1-\frac{m}{2\·L^2}\·\frac{\mathrm{Lf}\·\mathrm{Kf}-\mathrm{Lr}\·\mathrm{Kr}}{\mathrm{Kf}\·\mathrm{Kr}}\·{\mathrm{Vd}}^2}\·\frac{\mathrm{Vd}}{L}\·\mathrm{\δf}\_d$ ……式06 

其中、L＝Lf+Lr 

另外，当Vd足够小时(可认为Vd²≈0时)，式子06可以近似地转换为下式07。 

γd＝(Vd/L)·δf_d      ……式07 

因此，在本实施方式中，将式子06或式子07中的γd、Vd各值作为γmax、Vact，对δf_d进行求解，由此求出与γmax对应的正常转圈时限界舵角δf_max_c。 

用于使得产生于模型车辆的离心力不至于变得过大的模型前轮舵角δf_d的容许范围[δf_min、δf_max]，一般是只需设定在容许范围[-δf_max_c、δf_max_c]内即可。但是，这种情况下，在实车1的逆向操舵状态(朝着与实车1的偏摆比率的极性相反的极性方向来操舵前轮W1、W2的状态)，有时模型前轮舵角δf_d受到不必要的限制。 

因此，在本实施方式中，根据模型车辆的偏摆比率γd和γmax，通过下式08a、08b对δf_max_c、-δf_max_c进行修正，由此设定模型前轮舵角δf_d的容许范围的上限值δf_max及下限值δf_min。 

δf_max＝δf_max_c+fe(γd、γmax)     ……式08a 

δf_min＝-δf_max_c-fe(-γd、-γmax)  ……式08b 

式子08a、08b中的fe(γd、γmax)、fe(-γd、-γmax)是γd、γmax的函数，其函数值例如如图5(a)、(b)的坐标所示，是根据γd、γmax的值而变化的函数。在该例子中，函数fe(γd、γmax)的值如图5(a)的坐标所示，当γd为比0稍微大些的规定值γ1以下的值时(包含γd＜0时)，则为正的一定值fex。同时，fe(γd、γmax)的值在γd＞γ1时，随着γd变大而呈单调减少，在γd达到γmax以下的规定值γ2(＞γ1)时，则变为0。而且，fe(γd、γmax)的值在γd＞γ2时(包含γd≥γmax的情况在内)，则被维持在0。 

另外，因为函数fe(-γd、-γmax)是使函数fe(γd、γmax)的变量γd、γmax的极性反转了的函数，该函数fe(-γd、-γmax)的值相对于图5(b)的坐标所示的γd而变化。即，在γd为比0略小的规定负值-γ1以上的值时(包含γd＞0的情况在内)，为正的一定值fex。而且，fe(-γd、-γmax)的值在γd＜-γ1时，随着γd变小而单调减少，在γd达到-γmax以上的规定值-γ2时，则变为0。此外，fe(-γd、-γmax)的值在γd＜-γ2时(包含γd≤-γmax时)，被维持在0。 

另外，作为确定函数fe(γd、γmax)、fe(-γd、-γmax)的值所需的γd值，使用由标准动态特性模型16确定的标准偏摆比率γd的前次值即可。 

另外，函数fe(γd、γmax)在坐标中转折点处的γd值γ1、γ2、或者所述正的一定值fex，也可以根据推定摩擦系数μestm和实际行驶速度Vact进行可变性更改。 

如上所述，利用函数fe的值对δf_max_c进行补正来设定模型前轮舵角δf_d的容许范围[δf_min、δf_max]，由此，与γd朝向相反方向的模型前轮舵角δf_d的界限值δf_max或δf_min的大小(绝对值)，被设定为比正常转圈时限界舵角δf_max_c较大，其中该正常转圈时限界舵角δf_max_c是指与产生在模型车辆上的离心力的界限对应的舵角。由此，在实车1的逆向操舵状态中，可以防止模型前轮舵角δf_d受到不必要的限制。另外，实际行驶速度Vact越高、或者推定摩擦系数μestm越小，则该容许范围[-δf_min、δf_max]为越窄。 

如上所述，在设定模型前轮舵角δf_d的容许范围后，当被输入的第1限制完毕前轮舵角δf_ltd1为容许范围[δf_min、δf_max]内的值时(δf_min≤δf_ltd1≤δf_max时)，离心力过大防止限幅器14f则将δf_ltd1值直接作为第2限制完毕前轮舵角δf_ltd2(＝输入给标准动态特性模型16的模型前轮舵角δf_d)来输出。同时，当被输入的δf_ltd1值脱离出容许范围[δf_min、δf_max]时，该离心力过大防止限幅器14f则将强制限制了其输入值之后的值作为第2限制完毕前轮舵角δf_ltd2来进行输出。具体而言，当δf_ltd1＞δf_max时，δf_max作为第2限制完毕前轮舵角δf_ltd2被输出，当δf_ltd1＜δf_min时，δf_min作为第2限制完毕前轮舵角δf_ltd2被输出。据此，δf_ltd2在容许范围[δf_min、δf_max]内，被确定为与第1限制完毕前轮舵角δf_ltd1一致、或是成为最接近于第1限制完毕前轮舵角δf_ltd1的值。 

另外，在上述式子01所表示的标准动态特性模型16，在模型车辆的正常转圈时，βd与γd之间下式09的关系成立。 

【数4】 

$\mathrm{\βd}=(1-\frac{m}{2\·L}\·\frac{\mathrm{Lf}}{\mathrm{Lr}\·\mathrm{Kr}}\·{\mathrm{Vd}}^2)\·\frac{\mathrm{Lr}}{\mathrm{Vd}}\·\mathrm{\γd}$ ……式09 

另外，当Vd足够小时(可以认为Vd²≈0时)，式子09可以近似地转换为下式10。 

βd＝(Lr/Vd)·γd    ……式10 

因此，模型车辆的正常转圈时的γd或者γmax的值，可以通过式子09或式子10转换为βd值(其中，Vd＝Vact)。因此，可以替代如上所述根据偏摆比率γd、γmax的值来设定模型前轮舵角δf_d的容许范围的方式，而采用根据与偏摆比率γd、γmax对应的车辆重心点侧滑角βd的值来设定模型前轮舵角δf_d的容许范围的方式。 

以上是标准操作量确定部14的详细处理。 

通过以上说明的标准操作量确定部14的处理，标准动态特性模型16下的模型车辆前轮侧滑角βf_d的瞬间值不会变得过大，并且使得产生在模型车辆上的离心力不会变得过大，同时根据驾驶操作输入中的操舵角θh，在每一控制处理周期，将第2限制完毕前轮舵角δf_ltd2确定为输入给标准动态特性模型16的模型前轮舵角δf_d。 

作为补充，在离心力过大防止限幅器14f，如上所述对输入给标准动态特性模型16的模型前轮舵角δf_d进行限制，使产生在模型车辆上的离心力不会变得过大，这与以使得模型车辆的车辆重心点侧滑角βd(或后轮侧滑角βr_d)不会变得过大的方式来限制模型前轮舵角δf_d的说法是一样的。另外，一般情况下，由于车辆的离心力和车辆重心点侧滑角(或者后轮侧滑角)相对于操舵操作会产生延迟，因此，由离心力过大防止限幅器14f进行的模型前轮舵角δf_d的限制处理，可以说是依据车辆的离心力和车辆重心点侧滑角(或者后轮侧滑角)的收敛预想值来限制模型前轮舵角δf_d的一种处理。对此，前轮侧滑角限幅器14d的限制处理，可以说是为了使得模型车辆的前轮侧滑角βf_d的瞬间值不至于变得过大而被用来限制模型前轮舵角δf_d的一种处理。 

另外，在本实施方式中，在由离心力过大防止限幅器14f来设定容许范围[δf_min、δf_max]时所使用的函数fe，虽然是如所述图5(a)、(b)所示那样来进行设定，但也不仅限于此。 

例如，也可以如图6中的实线所示那样来设定函数fe(γd、γmax)。在该例子中，fe(γd、γmax)的值随着γd值的增加(从负值向正值增加)而单调减少，而且当γd＝γmax时则变成0。同时，此时，函数fe(-γd、-γmax)则为图6中的虚线所示。这种情况下，一旦γd超过γmax，随着γd的增加，由上述式子08a确定的模型前轮舵角δf_d的容许范围上限值δf_max则比正常转圈时限界舵角δf_max_c更接近于0。同样，一旦γd在负向一侧超过-γmax时，随着γd的减少(数值大小上的增加)，由上述式子08b确定的模型前轮舵角δf_d的容许范围下限值δf_min比-δf_max更接近于0。 

另外，也可以替换上述式子08a、08b，而通过下式11a、11b，来设定δf_d的容许范围的上限值δf_max及下限值δf_min，并同时，例如如图7实线、虚线所示那样来分别设定函数fe(γd、γmax)、fe(-γd、-γmax)。 

δf_max＝δf_max_c·fe(γd、γmax)      ……式11a 

δf_min＝-δf_max_c·fe(-γd、-γmax)   ……式11b 

在该例子中，fe(γd、γmax)、fe(-γd、-γmax)的值一直处于1以上，并以与图5(a)、(b)相同的形态，根据γd而变化。而且，通过分别将这些fe(γd、γmax)、fe(-γd、-γmax)的值乘上δf_max_c、δf_min_c来设定上限值δf_max和下限值δf_min。 

另外，对通过函数fe的值补正δf_max_c来设定模型前轮舵角δf_d的容许范围[δf_min、δf_max]，也可以对之进行替换，例如通过下述的处理，来确定第2限制完毕前轮舵角δf_ltd2。图8是用于说明其处理功能的功能方框图。 

即，在处理部14g，根据模型车辆的偏摆比率γd(前次值)，来确定前轮舵角补正量Δδf，而该前轮舵角补正量Δδf是用于对由所述前轮 侧滑角限幅器14d确定的第1限制完毕前轮舵角δf_ltd1进行补正。此时，如处理部14g内的坐标所表示的那样，Δδf基本上是以下述方式来确定：随着γd在正向一侧的增加，Δδf的值在正向一侧呈单调增加，同时，随着γd在负向一侧的减少，Δδf的值在负向一侧呈单调减少。另外，在处理部14g的坐标中，Δδf的值设置了上限值(＞0)及下限值(＜0)。这种情况下，上限值及下限值被设定为，例如其绝对值是与所述图5(a)、(b)所示的一定值fex相同的值。 

接着，通过加法器14h将如上所述确定的前轮舵角补正量Δδf加上由所述减法器14e(参照图4)计算出的第1限制完毕前轮舵角δf_ltd1，来确定附带有输入补正的第1限制完毕前轮舵角。这种情况下，在δf_ltd1方向与γd的方向相互反向时，附带有输入补正的第1限制完毕前轮舵角的大小小于δf_ltd1的大小。但是，在δf_ltd1方向与γd的方向相同时，附带有输入补正的第1限制完毕前轮舵角的大小大于δf_ltd1的大小。 

此后，使该附带有输入补正的第1限制完毕前轮舵角通过离心力过大防止限幅器14f，由此来确定附带有输入补正的第2限制完毕前轮舵角，而该附带有输入补正的第2限制完毕前轮舵角是将附带有输入补正的第1限制完毕前轮舵角限制在模型前轮舵角δf_d的容许范围[δf_min、δf_max]内的值的前轮舵角。即，当附带有输入补正的第1限制完毕前轮舵角是容许范围内的值时，该附带有输入补正的第1限制完毕前轮舵角直接被确定为附带有输入补正的第2限制完毕前轮舵角。另外，当附带有输入补正的第1限制完毕前轮舵角脱离出容许范围时，δf_max及δf_min之中的接近于附带有输入补正的第1限制完毕前轮舵角的值被确定为附带有输入补正的第2限制完毕前轮舵角。 

此时，离心力过大防止限幅器14f的模型前轮舵角δf_d的容许范围的上限值δf_max(＞0)被设定为下述的值，即，预测δf_ltd1方向与γd的方向相同场合时的δf_ltd1的补正量，且比所述正常转圈时舵角界限值δf_max_c大的值(例如δf_max_c+fex)。同样，模型前轮舵角δf_d的容许范围的下限值δf_min(＜0)被设定为其绝对值比δf_max_c大的值。 

此后，通过减法器14i，从所述确定的附带有输入补正的第2限制完毕前轮舵角之中减去所述前轮舵角补正量Δδf，由此来确定第2限制完毕前轮舵角δf_ltd2。 

即使以如上所述方法来确定第2限制完毕前轮舵角δf_ltd2，也可以一面使产生在模型车辆上的离心力不至于变得过大、且防止在实车1逆向操舵状态下受到不必要的限制，一面确定输入给标准动态特性模型16的模型前轮舵角δf_d(＝δf_ltd2)。 

另外，在本实施方式中，虽然为了确定输入给标准动态特性模型16的模型前轮舵角δf_d而进行了所述前轮侧滑角限幅器14d和离心力过大防止限幅器14f的处理，但是，也可以省略任意一方或者两者的处理。即，可以将由处理部14a确定的无限制时前轮舵角δf_unltd、或者将该δf_unltd输入给离心力过大防止限幅器14f之后得到的值、或者由所述减法器14e确定的第1限制完毕前轮舵角δf_ltd1确定为输入给标准动态特性模型16的模型前轮舵角δf_d。 

如上所述由标准操作量确定部14确定的模型前轮舵角δf_d的此次值(＝δf_ltd2的此次值)被输入给标准动态特性模型16，根据该输入值与如后所述的由FB分配规则20确定的假想外力Fvir、Mvir(前次值)，通过该标准动态特性模型16(按照上述式子01)，来重新确定标准偏摆比率γd和标准车辆重心点侧滑角βd的此次值。另外，因为该处理实际上是通过用离散时间系列表述式子01后的式子来进行的，因此为了确定γd、βd的此次值，需要使用γd、βd的前次值。 

在该情况下，因为输入给标准动态特性模型16的模型前轮舵角δf_d，如上所述，受到标准操作量确定部14限制，因此可防止模型车辆的旋转和极端性侧滑的发生。 

[关于FB分配规则] 

下面，参照图9～图16，说明FB分配规则20的详细处理。 

图9是表示FB分配规则20的处理功能的功能方框图。如图所示的FB分配规则20，若大致区分其处理功能，是由执行确定假想外力Mvir、Fvir处理的假想外力确定部20a、和执行确定促动器动作FB目标值处理的促动 器动作FB目标值确定部20b构成。 

另外，假想外力确定部20a相当于本发明中的模型侧状态量偏差应动控制机构，促动器动作FB目标值确定部20b相当于本发明中的实车侧状态量偏差应动控制机构。 

首先，参照图9，说明假想外力确定部20a，该假想外力确定部20a的处理功能被大致分成假想外力暂定值确定部201和γβ限幅器202。 

在假想外力确定部20a的处理中，首先，对应于从所述减法器18输入的状态量偏差γerr(＝γact-γd)、βerr(＝βact-βd)，通过假想外力暂定值确定部201，来确定假想外力的暂定值Mvirtmp、Fvirtmp。暂定值Mvirtmp、Fvirtmp中的Mvirtmp是表示为使状态量偏差γerr、βerr接近于0而绕标准动态特性模型16的模型车辆重心点Gd附加性地产生的力矩(偏摆方向的力矩)，Fvirtmp是表示为使状态量偏差γerr、βerr接近于0而附加性地作用于标准动态特性模型16的模型车辆重心点Gd的平移力(模型车辆的横向平移力)。 

具体而言，如下式15所示，将规定的增益矩阵Kfvir乘上由被输入的状态量偏差γerr、βerr组成的矢量(γerr、βerr)^T(添加字符T表示转置)，来确定假想外力的暂定值Mvirtmp、Fvirtmp(以下，称作假想外力暂定值Mvirtmp、Fvirtmp)。 

【数5】 

$\left[\begin{array}{c}\mathrm{Fvirtmp}\\ \mathrm{Mvirmp}\end{array}\right]=\mathrm{Kfvir}\·\left[\begin{array}{cc}\mathrm{\β}& \mathrm{err}\\ \mathrm{\γ}& \mathrm{err}\end{array}\right]$ ……式15 

其中， 

$\mathrm{Kfvir}\≡\left[\begin{array}{cc}\mathrm{Kfvir}11& \mathrm{Kfvir}12\\ \mathrm{Kfvir}21& \mathrm{Kfvir}22\end{array}\right]$

根据该式子15，作为为使状态量偏差γerr、βerr接近于0而反馈于标准动态特性模型16的控制输入暂定值的假想外力暂定值Mvirtmp、Fvirtmp，根据状态量偏差γerr、βerr，并通过反馈控制方法而被确定。 

另外，如果想要只在模型车辆的车辆重心点侧滑角βd或实车1的实 际车辆重心点侧滑角βact快要超过规定的容许范围、以及超过规定的容许范围时，以下进行详细说明的γβ限幅器202会强烈产生使βd或βact返回到容许范围的作用，则最好用与时间常数较小的1次延迟特性相接近的特性来使βerr收敛于0。因此，例如只需将增益矩阵Kfvir分量中的Kfvir12设定为0、并以使Kfvir11的绝对值较大的形式对其进行设定即可。 

接着，通过γβ限幅器202来执行修正假想外力暂定值Mvirtmp、Fvirtmp的处理，以抑制标准动态特性模型16下的模型车辆的偏摆比率γd和车辆重心点侧滑角βd分别从规定的容许范围脱离。 

具体而言，γβ限幅器202，首先执行预测演算部203的处理，预测规定时间后(1个以上的规定数的控制处理周期的时间后)的模型车辆的偏摆比率γd和车辆重心点侧滑角βd，并将这些预测值分别作为预测偏摆比率γda、预测车辆重心点侧滑角βda进行输出。 

此时，由标准动态特性模型16确定的标准偏摆比率γd(此次值)及标准车辆重心点侧滑角βd(此次值)、由传感器/推定器12测定或推定出的实际行驶速度Vact(此次值)、由标准操作量确定部14确定的第2限制完毕前轮舵角δf_ltd2(此次值)、以及由假想外力暂定值确定部201如上确定的假想外力暂定值Mvirtmp、Fvirtmp(此次值)被输入给预测演算部203。而且，该预测演算部203，暂定地将模型前轮舵角δf_d保持在所输入的δf_ltd2，并将作用于模型车辆的假想外力Mvir、Fvir保持在所输入的Mvirtmp、Fvirtmp，且将模型车辆的行驶速度Vd保持在所输入的Vact，然后依据上述式子01来计算出预测偏摆比率γda及预测车辆重心点侧滑角βda。 

另外，在本实施方式中，该预测偏摆比率γda以及预测车辆重心点侧滑角βda相当于本发明中的限制对象量。此时，模型车辆的偏摆比率γd以及车辆重心点侧滑角βd作为本发明中的第二状态量进行使用。 

接着，γβ限幅器202，使如上所述由预测演算部203计算出的γda、βda分别通过γ不灵敏区处理部204、β不灵敏区处理部205，由此来求解出γda、βda分别从规定的容许范围脱离出来的脱离量γover、βover。图中所示的γ不灵敏区处理部204的坐标是例举γda和γover 关系的坐标，该坐标的横轴方向的值为γda值，纵轴方向的值为γover值。同样，图中所示的β不灵敏区处理部205的坐标是例举βda和βover关系的坐标，该坐标的横轴方向的值为βda值，纵轴方向的值为βover值。 

在此，γ不灵敏区处理部204的容许范围，是以γdamin(＜0)、γdamax(0＞)分别为其下限值、上限值的容许范围(偏摆比率γd的容许范围)；β不灵敏区处理部205的容许范围，是以βdamin(＜0)、βdamax(0＞)分别为其下限值、上限值的容许范围(车辆重心点侧滑角βd的容许范围)。 

在本实施方式中，关于偏摆比率γd的容许范围[γdamin、γdamax]进行如下设定，例如在将模型车辆的行驶速度Vd保持在Vact(此次值)、且同时将模型车辆的偏摆比率γd保持在γdamin或γdamax而进行正常转圈时，产生在模型车辆上的离心力不超过对应了推定摩擦系数μestm(此次值)的摩擦力的界限值。即，根据Vact(此次值)和μestm(此次值)，以满足下式16a、16b的形式来设定γdamax、γdamin。 

m·Vact·γdamax＜μestm·m·g     ……式16a 

m·Vact·γdamin＞-μestm·m·g    ……式16b 

例如只要使得各自的绝对值是与由上述式子05确定的正常转圈时最大偏摆比率γmax相同值的方式来设定γdamax、γdamin即可(设γdamax＝γmax、γdamin＝-γmax)。但是，也可以将γdamax、γdamin设定为其绝对值与γmax不同的值(例如小于γmax的值)。 

另外，实际行驶速度Vact越高、或者推定摩擦系数μestm越小，如上设定的容许范围[γdamin、γdamax]则变得越窄。 

另外，关于车辆重心点侧滑角βd的容许范围[βdamin、βdamax]例如被设定在：将实车1车辆重心点侧滑角和作用于实车1重心点的横向的平移力之间的关系大致维持在线性关系(正比关系)的车辆重心点侧滑角的范围内。这种情况下，最好是根据Vact(此次值)和μestm(此次值)至少其中任意一方来设定βdamin、βdamax。 

而且，γ不灵敏区处理部204的处理，具体而言，当所输入的γda 为规定的容许范围[γdamin、γdamax]内的值时(γdamin≤γda≤γdamax时)，则γover＝0，当γda＜γdamin时，则γover＝γda-γdamin，当γda＞γdamax时，则γover＝γda-γdamax。据此，可以求得预测偏摆比率γda从容许范围[γdamin、γdamax]脱离出来的脱离量γover。 

同样，β不灵敏区处理部205的处理，当所输入的βda的值为规定的容许范围[βdamin、βdamax]内的值时(βdamin≤βda≤βdamax时)，则βover＝0，当βda＜βdamin时，则βover＝βda-βdamin，当βda＞βdamax时，则βover＝βda-βdamax。据此，可以求得预测车辆重心点侧滑角βda从容许范围[βdamin、βdamax]脱离出来的脱离量βover。 

接着，γβ限幅器202在处理部206，计算出作为假想外力暂定值Mvirtmp、Fvirtmp的补正量的暂定值操作量Mvir_over、Fvir_over，以使这些脱离量γover、βover接近于0。 

具体而言，如下式17所示，将规定的增益矩阵Kfov乘上由γover、βover组成的矢量(γover、βover)^T，由此来确定Mvir_over、Fvir_over。 

【数6】 

$\left[\begin{array}{c}\mathrm{Fvir}\_\mathrm{over}\\ \mathrm{Mvir}\_\mathrm{over}\end{array}\right]=\mathrm{Kfov}\·\left[\begin{array}{cc}\mathrm{\β}& \mathrm{over}\\ \mathrm{\γ}& \mathrm{over}\end{array}\right]$ ……式17 

其中， 

$\mathrm{Kfov}\≡\left[\begin{array}{cc}\mathrm{Kfov}11& \mathrm{kfov}12\\ \mathrm{Kfov}21& \mathrm{Kfov}22\end{array}\right]$

此后，γβ限幅器202，通过减法器207分别从假想外力暂定值Mvirtmp、Fvirtmp减去该暂定值操作量Mvir_over、Fvir_over，由此来确定假想外力Mvir、Fvir的此次值。即，通过下式18a、18b来确定假想外力Mvir、Fvir。 

Mvir＝Mvirtmp-Mvir_over    ……式18a 

Fvir＝Fvirtmp-Fvir_over    ……式18b 

通过执行如上所述的假想外力确定部20a的处理，可以抑制预测偏摆比率γda及预测车辆重心点侧滑角βda分别从容许范围[γdamin、γdamax]、[βdamin、βdamax]脱离出来的同时，以使得状态量偏差γerr、βerr接近于0的方式来确定假想外力Mvir、Fvir。 

另外，以上说明的假想外力确定部20a的γβ限幅器202，虽然是通过暂定值操作量Mvir_over、Fvir_over对假想外力暂定值Mvirtmp、Fvirtmp进行补正，由此来确定假想外力Mvir、Fvir(更一般而言，是通过Mvir_over与Mvirtmp的线性组合、和Fvir_over与Fvirtmp的线性组合来分别确定Mvir、Fvir)，但也可以以如下方式来确定假想外力Mvir、Fvir。图10是用于说明其处理的功能方框图。 

参照同图，在该例子中，假想外力暂定值确定部201、预测演算部203、γ不灵敏区处理部204、β不灵敏区处理部205、处理部206的处理与图9中的处理相同。另一方面，在本例中，由处理部206求得的暂定值操作量Fvir_over、Mvir_over被分别输入给处理部208、209，在该处理部208、209中，确定用于分别补正假想外力暂定值Mvirtmp、Fvirtmp的补正系数Katt1(≥0)、Katt2(≥0)。这些补正系数Katt1、Katt2是分别乘以假想外力暂定值Mvirtmp、Fvirtmp的补正系数。另外，与图中所示的处理部208有关的坐标是例举Mvir_over与Katt1关系的坐标，该坐标的横轴方向的值为Mvir_over值，纵轴方向的值为Katt1值。同样，与图中所示的处理部209有关的坐标是例举Fvir_over与Katt2关系的坐标，该坐标的横轴方向的值为Fvir_over值，纵轴方向的值为Katt2值。 

在处理部208的处理中，如图中的坐标所示进行Katt1值的设定，即，当Mvir_over为0时，Katt1＝1，随着Mvir_over的绝对值从0开始增加，Katt1的值从1到0单调减少。而且，一旦Mvir_over的绝对值超过规定值(Katt1达到0的值)，Katt1值则被维持在0。 

同样，在处理部209的处理中，如图中坐标所示进行Katt2值的设定，即，当Fvir_over为0时，Katt2＝1，随着Fvir_over的绝对值从0开始增加，Katt2的值从1到0单调减少。而且，一旦Fvir_over的绝对值超过规定值(Katt2达到0的值)，Katt2的值被维持在0。 

接着，如上所述确定的补正系数Katt1、Katt2分别在乘法器210、211，与假想外力暂定值Mvirtmp、Fvirtmp进行乘法运算，据此，确定假想外力Mvir、Fvir的此次值。 

这样，在图10的例子中，随着脱离量Mvir_over的绝对值变大，使得假想外力Mvir的大小相对于假想外力暂定值Mvirtmp而减小(使之接近于0)的方式来确定假想外力Mvir。同样，随着脱离量Fvir_over的绝对值变大，使得假想外力Mvir的大小相对于假想外力暂定值Mvirtmp而减小(使之接近于0)的方式来确定假想外力Fvir。如此确定假想外力Mvir、Fvir意味着：认为γda、βda从容许范围脱离出是起因于假想外力Mvir、Fvir，在抑制γda、βda从容许范围[γdamin、γdamax]、[βdamin、βdamax]脱离出的同时，确定假想外力Mvir、Fvir，以使得状态量偏差γerr、βerr接近于0。这种情况下，在标准操作量确定部14，最好是如前所述，对输入给标准动态特性模型16的模型前轮舵角δf_d进行限制。 

另外，在以上说明的γβ限幅器202，将通过预测演算部203并使用如上所述的式子01求得的预测偏摆比率γda及预测车辆重心点侧滑角βda分别作为限制对象量，并将这些γda、βda输入给γ不灵敏区处理部204、β不灵敏区处理部205，来求出脱离量γover、βover。其中，也可以替换γda、βda，而使用标准偏摆比率γd、标准车辆重心点侧滑角βd的此次值、或者实际偏摆比率γact、实际车辆重心点侧滑角βact的此次值、或者对这些值施以了过滤处理的值作为限制对象量。 

例如，也可以在各控制处理周期，将替换了γda的γd的此次值输入给γ不灵敏区处理部204，同时将替换了βda的下述值输入给β不灵敏区处理部205，即该值是指对通过标准动态特性模型16逐步计算出的βd施以过滤处理(T1、T2为某时间常数，s为拉普拉斯运算符)之后而得到的值，其中该过滤处理是以(1+T1·s)/(1+T2·s)形式表示传递函数的过滤处理。这种情况下，例如，若以T1＞T2的方式设定时间常数T1、T2，该过滤处理起到作为相位推移补偿要素的作用。此时，推移一定程度的高频领域中的βd的频率成分的相位，提高该频率成分的增益，由此可以在各控制处理周期确定的βd值自身从容许范围[βdamin、βdamax]脱离出之前，根据βover来限制假想外力Mvir、Fvir。 

另外，可以如下求出作为限制对象量的γda、βda。即，在预测演算部203，可以如下式19a、19b所示，使用适当的系数cij，对γd、βd的此次值进行线性组合，由此得到的值作为γda、βda。 

γda＝c11·γd+c12·βd    ……式19a 

βda＝c21·γd+c22·βd    ……式19b 

或者，也可以如下式20a、20b所示，使用适当的系数cij，对γd、βd、Mvirtmp、Fvirtmp、以及δf_ltd2的此次值进行线性组合并求出，将求得的值作为γda、βda。 

γda＝c11·γd+c12·βd+c13·Mvirtmp 

+c14·Fvirtmp+c15·δf_ltd2     ……式20a 

βda＝c21·γd+c22·βd+c23·Mvirtmp 

+c24·Fvirtmp+c25·δf_ltd2     ……式20b 

另外，这些式子20a、20b是对上述的预测演算部203的处理进行了一般化表现的式子。 

或者，也可以如下式21a、21b所示那样，使用适当的系数cij，对γact、βact的此次值进行线性组合并求出，将求得的值作为γda、βda。此时，γact、βact被作为本发明中的第二状态量进行使用。 

γda＝c11·γact+c12·βact    ……式21a 

βda＝c21·γact+c22·βact    ……式21b 

作为补充，由式子02b可知，如果c21＝-Lr/Vd、c22＝1(此处，Vd为模型车辆的行驶速度(＝实际行驶速度Vact))，βda则相当于后轮的侧滑角。 

或者，也可以如下式22a、22b所示那样，使用适当的系数cij，对γd、βd、βd的时间微分值dβd/dt、γact、βact、βact的时间微分 值dβact/dt、Mvirtmp、Fvirtmp、以及δf_ltd2的此次值进行线性组合并求出，将求得的值作为γda、βda。此时，γd、βd、γact、βact被作为本发明中的第二状态量进行使用。 

γda＝c11·γd+c12·βd+c13·dβd/dt+c14·γact 

+c15·βact+c16·dβact/dt+c17·Mvirtmp 

+c18·Fvirtmp+c19·δf_ltd2      ……式22a 

γda＝c21·γd+c22·βd+c23·dβd/dt+c24·γact 

+c25·βact+c26·dβact/dt+c27·Mvirtmp 

+c28·Fvirtmp+c29·δf_ltd2      ……式22b 

或者，也可以将式子20a右边演算结果的值与式子21a右边演算结果的值的加权平均值、以及式子20b右边演算结果的值与式子21b右边演算结果的值的加权平均值分别作为γda、βda来求解。另外，这是根据式子22a、式子22b来求解γda、βda的一个例子。另外，可以省略式子20a、式子20b、或者式子22a、式子22b中的Mvirtmp、Fvirtmp的项。 

或者，可以依据上述式子01，求解出到规定时间的各控制处理周期的γd、βd的预测值，并将所求得的γd、βd中的峰值确定为γda、βda。 

此外，即使是使用组合式20a、20b、或者组合式21a、21b、或者组合式22a、22b中的任意一个组合式，来求解γda、βda时，也可以使这些式子的系数cij具有频率特性(换言之，对乘以cij的变量值施以低通滤波器等的过滤处理)。或者，也可以对乘以系数cij的变量值加以该变量的时间性变化率的限制。 

作为补充，在根据上述式子21a、式子21b、或者式子22a、式子22b来确定γda、βda时，最好是使得该γda、βda具有作为某规定时间后的实车1的实际偏摆比率γact、实际车辆重心点侧滑角βact的预测值的意思，由此来设定各系数cij。 

另外，在标准动态特性模型16如上述式子01所示为线形模型时，即使使用式子20a、式子20b、或者式子21a、式子21b、或者式子22a、式 子22b中的任意一个，也可以适当地求解出作为实车1或模型车辆的某规定时间后的偏摆比率及车辆重心点侧滑角的预测值的γda、βda。 

另外，代替γda、βda，而使用γact、βact的此次值、或者对γact、βact施以过滤处理而得到的值时，或者根据上述式子21a、式子21b、或式子22a、式子22b来确定γda、βda时，可以以抑制实车1的实际偏摆比率γact及实际车辆重心点侧滑角βact的此次值、或者过滤值或预测值分别从容许范围[γdamin、γdamax]、[βdamin、βdamax]脱离的同时、使得状态量偏差γerr、βerr接近于0的方式来确定假想外力Mvir、Fvir。 

作为补充，在假想外力确定部20a的处理中，更一般而言，也可以根据下式200来确定假想外力Mvir、Fvir。 

【数7】 

$\left[\begin{array}{c}\mathrm{Fvir}\\ \mathrm{Mvir}\end{array}\right]=\left[\begin{array}{cccccc}\mathrm{Kfb}11& \mathrm{Kfb}12& \mathrm{Kfb}13& \mathrm{Kfb}14& \mathrm{Kfb}15& \mathrm{Kfb}16\\ \mathrm{Kfb}21& \mathrm{Kfb}22& \mathrm{Kfb}23& \mathrm{Kfb}24& \mathrm{Kfb}25& \mathrm{Kfb}26\end{array}\right]\·\left[\begin{array}{c}\mathrm{\βd}\\ \mathrm{\γd}\\ \mathrm{\βact}\\ \mathrm{\γact}\\ \mathrm{\βover}\\ \mathrm{\γover}\end{array}\right]$

$+\left[\begin{array}{cc}\mathrm{Kfb}\_\mathrm{\δ}& 1\\ \mathrm{Kfb}\_\mathrm{\δ}& 2\end{array}\right]\·\mathrm{\δf}\_\mathrm{ltd}2$ ……式200 

另外，虽然在所述γβ限幅器202的γ不灵敏区处理部204及β不灵敏区处理部205分别各自设定γda、βda的容许范围[γdamin、γdamax]、[βdamin、βdamax]来确定脱离量γover、βover，但是，考虑到γda和βda之间的相关性，也可以针对γda、βda一组来设定容许范围(容许领域)，确定脱离量γover、βover。 

例如如图11所示，在以γda为横轴、以βda为纵轴的坐标平面上，由直线1～4围起来的区域A(平行四边形的区域)设定为γda、βda一组的容许区域A。这种情况下，直线1、3是分别规定γda的下限值、上限值的直线。其下限值、上限值被设定为例如与所述γ不灵敏区处理部204的容许范围[γdamin、γdamax]的下限值γdamin、上限值γdamax相同。另外，直线2、4是分别规定βda的下限值、上限值的直线。在该例子中， 设定该下限值及上限值分别对应γda呈线性变化。而且，例如，以如下所述方法来确定脱离量γover、βover。即，γda、βda一组，如图11中点P1所示处于容许区域A内时，γover＝βover＝0。另一方面，例如图11中点P2所示，当γda、βda一组从容许区域A脱离出来时，确定点P3，该点P3是指，在穿过点P2并具有规定倾斜度的直线5上的点之中距离点P2最近的容许区域A临界上的点(在直线5上且处于容许区域A内的点中与P2最近的点P3)。而且，将点P2处的γda的值和点P3处的γda的值之间的差确定为脱离量γover，同时将点P2处的βda的值和点P3处的βda的值之间的差确定为脱离量βover。另外，当与γda、βda一组对应的点例如是图11所示的点P4时，即，当穿过与γda、βda一组对应的点P4且具有规定的倾斜度(与直线5相同的倾斜度)的直线6与容许区域A不相交时(在直线6上不存在容许范围A内的点时)，则确定距离该直线6最近的容许区域A临界上的点P5。而且，只要将点P4的γda的值和点P5的γda的值之间的差确定为脱离量γover、将点P4的βda的值和点P5的βda的值之间的差确定为脱离量βover即可。 

作为补充，γda、βda一组的容许区域不一定为平行四边形的区域，例如，如图11中的虚线所示，也可以是光滑地形成临界部(形成为不具有角部)的区域A’。 

另外，在所述γβ限幅器202，虽然关于γda、βda两者，求解出从[γdamin、γdamax]、[βdamin、βdamax的]脱离出来的脱离量γover、βover，并对应该脱离量对暂定值Mvirtmp、Fvirtmp进行了补正，但也可以只对应γover、βover中的任意一方而对暂定值Mvirtmp、Fvirtmp进行补正。这种情况下，在所述处理部206处理中，只需将γover、βover的任意一方值固定为0来求解暂定值操作量Mvir_over、Fvir_over即可。 

下面，参照图12～图14说明促动器动作FB目标值确定部20b的处理。另外，在以下的说明中，有时会将各车轮W1～W4称为第n轮Wn(n＝1、2、3、4)。 

图12是表示该促动器动作FB目标值确定部20b的处理的功能方框图。参照同图，促动器动作FB目标值确定部20b，首先，在处理部220，根据所输入的状态量偏差γerr、βerr，将反馈偏摆力矩基本要求值Mfbdmd 确定为针对实车1促动器装置3而言的反馈控制输入的基本要求值，而该反馈偏摆力矩基本要求值Mfbdmd是指，为了使该状态量偏差γerr、βerr接近于0而绕实车1重心点G产生偏摆方向的力矩的基本要求值。 

根据状态量偏差γerr、βerr，并通过反馈控制规则确定Mfbdmd。具体而言，如下式23所示，将规定的增益矩阵Kfbdmd乘上由βerr、γerr组成的矢量(βerr、γerr)^T(对βerr、γerr进行线性组合)，由此确定Mfbdmd。 

【数8】 

$\mathrm{Mfbdmd}=\mathrm{Kfbdmd}\·\left[\begin{array}{cc}\mathrm{\β}& \mathrm{err}\\ \mathrm{\γ}& \mathrm{err}\end{array}\right]$ ……式23 

其中， 

Kfbdmd≡[Kfbdmd1   Kfbdmd2] 

另外，也可以根据βerr、γerr和βerr的1阶微分值dβerr/dt来确定Mfbdmd。例如，可以将适当的增益矩阵乘上由βerr、γerr、dβerr/dt组成的矢量(通过适当的系数对βerr、γerr、dβerr/dt进行线性组合)来确定Mfbdmd。 

另外，可以将以(1+Tc1·s)/(1+Tc2·s)形式表示传递函数的相位补偿要素乘上增益矩阵Kfbdmd的要素Kfbdmd1及Kfbdmd2之中的至少任意一方。例如，乘以βerr的Kfbdmd1又被乘上所述相位补偿要素，并且，以使Tc1＞Tc2的方式设定时间常数Te1、Tc2值。这种场合下，Kfbdmd1乘上βerr后的项与下述的值等值，该值是指对βerr以及其微分值进行线性组合后的项又被通过高截止滤波器之后的值。 

作为补充，反馈偏摆力矩基本要求值Mfbdmd相当于本发明中的实车侧反馈要求量。 

接着，促动器动作FB目标值确定部20b，使该Mfbdmd通过不灵敏区处理部221，由此来确定不灵敏区超过反馈偏摆力矩要求值Mfbdmd_a。另外，图中的不灵敏区处理部221的坐标是例举Mfbdmd和Mfbdmd_a之间关系的坐标，该坐标中的横轴方向的值为Mfbdmd值，纵轴方向的值为 Mfbdmd_a值。 

在本实施方式，在实车1的促动器装置3反馈控制中，为了使状态量偏差γerr、βerr接近于0，主要操作促动器装置3之中的驱动/制动装置3A的刹车装置。这种情况下，若根据如上所述确定的Mfbdmd来操作刹车装置，该刹车装置恐怕会被频繁操作。在本实施方式中，为了防止该频繁操作，使Mfbdmd通过不灵敏区处理部221，并根据由此得到的不灵敏区超过反馈偏摆力矩要求值Mfbdmd_a来操作刹车装置。 

该不灵敏区处理部221的执行处理具体如下所述。即，当Mfbdmd的值是处于在0附近确定的规定的不灵敏区时，该不灵敏区处理部221的Mfbdmd_a＝0。另外，当Mfbdmd大于该不灵敏区的上限值(0＞)时，Mfbdmd_a＝Mfbdmd-上限值；当Mfbdmd小于该不灵敏区的下限值(0＜)时，Mfbdmd_a＝Mfbdmd-下限值。换言之，将从Mfbdmd的不灵敏区超出的超过部分确定为Mfbdmd_a。根据由此确定的Mfbdmd_a来操作驱动/制动装置3A的刹车装置，以此可以在抑制与状态量偏差γerr、βerr对应的刹车装置的频繁操作的同时，能够以使该状态量偏差γerr、βerr接近于0的方式来操作刹车装置。 

作为补充，在本实施方式中，不灵敏区处理部221的不灵敏区相当于本发明中的不灵敏区。而且，该不灵敏区内的规定值为0。 

然后，根据该不灵敏区超过反馈偏摆力矩要求值Mfbdmd_a，对确定所述促动器动作FB目标值(针对促动器装置3的反馈控制输入)的处理，通过促动器动作FB目标值分配处理部222来执行。 

概略性地对该促动器动作FB目标值分配处理部222进行如下说明：即，确定FB目标第n轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_n(n＝1、2、3、4)，以使绕实车1重心点产生Mfbdmd_a(进而使γerr、βerr接近于0)，其中，该FB目标第n轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_n是指由驱动/制动装置3A的刹车装置的动作而产生的各车轮W1～W4的驱动/制动力的反馈目标值(用于使γerr、βerr接近于0的刹车装置的反馈控制输入)。或者，除了确定Fxfbdmd_n(n＝1、2、3、4)之外，还确定自动操舵用FB目标横向力Fyfbdmd_f，而该自动操舵用FB目标横向力Fyfbdmd_f是指由操舵装置3B的动作而产生的前轮W1、W2的横向力的反馈目标值。 

这种情况下，在本实施方式中，当不灵敏区超过反馈偏摆力矩要求值Mfbdmd_a为正向的力矩(从实车1上方观看时，逆时针转动方向的力矩)时，一般是在制动方向上增加实车1左侧车轮W1、W3的驱动/制动力，由此来确定FB目标第n轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_n(n＝1、2、3、4)，以使绕实车1重心点G产生Mfbdmd_a。此外，此时，用于产生绕实车1重心点G的Mfbdmd_a的与左侧车轮W1、W3有关的FB目标第1轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_1及FB目标第3轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_3，是以其各自的变化、和与Mfbdmd_a间的变化的两变化间关系成正比关系的方式来确定的。以下，将该正比关系中的相对于Mfbdmd_a变化而言的Fxfbdmd_1、Fxfbdmd_3的各自变化比例分别称作前轮侧增益GA1、后轮侧增益GA3。在本实施方式中，当Mfbdmd_a为正向的力矩时，Fxfbdmd_1、Fxfbdmd_3分别被确定为GA1、GA3乘上Mfbdmd_a之后的值(与Mfbdmd_a成正比的值)。 

另外，当Mfbdmd_a为负向的力矩(从实车1上方观看时为顺时针方向的力矩)时，一般是在制动方向上增加实车1右侧车轮W1、W3的驱动/制动力，由此确定FB目标第n轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_n(n＝1、2、3、4)，以使绕实车1重心点G产生Mfbdmd_a。而且此时，用于产生绕实车1重心点G的Mfbdmd_a的与右侧车轮W2、W4有关的FB目标第2轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_2及FB目标第4轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_4，是以其各自的变化、和与Mfbdmd_a间的变化的两变化间关系成正比关系的方式来确定的。以下，该正比关系中的相对于Mfbdmd_a变化而言的Fxfbdmd_2、Fxfbdmd_4的各自变化比例分别称作前轮侧增益GA2、后轮侧增益GA4。在本实施方式中，当Mfbdmd_a为负向的力矩时，Fxfbdmd_2、Fxfbdmd_4分别被确定为GA2、GA4乘上Mfbdmd_a之后的值(与Mfbdmd_a成正比的值)。 

在以后的说明中，如图13所示，实车1前轮W1、W2的间隔(即前轮W1、W2的轮距)设为df，后轮W3、W4的间隔(即后轮W3、W4的轮距)设为dr，前轮W1、W2的实际舵角(实际前轮舵角)设为δf_act。另外，从上方观看实车1时，在与第n轮Wn的前后方向正交的方向(在水平面上正交的方向)上的该第n轮Wn与实车1重心点G之间的距离设为Ln(n＝1、2、3、 4)。另外，在本实施方式中，后轮W3、W4是非操舵轮，因而省略了图示，但将后轮W3、W4实际舵角(实际后轮舵角)设为δr_act。在本实施方式中，δr_act＝0，L3＝L4＝dr/2。 

另外，图13中的Lf是实车1重心点G与前轮W1、W2车轴之间的前后方向距离，Lr是实车1重心点G与后轮W3、W4车轴之间的前后方向距离。这些Lf、Lr的值与所述图3所示的模型车辆所相关的Lf、Lr的值相同。 

下面具体说明促动器动作FB目标值分配处理部222的处理。首先，设想实车1的前进行驶状态(δf_act＝0时的行驶状态)，在该前进行驶状态，分别通过处理部222a_n(n＝1、2、3、4)来确定第n轮驱动/制动力最大要求值Fxfullfbdmd_n，而该第n轮驱动/制动力是指为了绕实车1重心点G产生与Mfbdmd_a相等的偏摆方向的力矩而所需的第n轮Wn(n＝1、2、3、4)的驱动/制动力。 

具体而言，Fxfullfbdmd_n(n＝1、2、3、4)在各处理部222a_n，通过下式24a～24d的乘法演算来被确定。 

Fxfullfbdmd_1＝-(2/df)·Mfbdmd_a  ……式24a 

Fxfullfbdmd_2＝(2/df)·Mfbdmd_a   ……式24b 

Fxfullfbdmd_3＝-(2/dr)·Mfbdmd_a  ……式24c 

Fxfullfbdmd_4＝(2/dr)·Mfbdmd_a   ……式24d 

接着，促动器动作FB目标值分配处理部222，根据实际前轮舵角δf_act，分别在处理部222b_1、222b_2确定第1轮分配比率补正值K1_str及第2轮分配比率补正值K2_str，而且同时根据实际后轮舵角δr_act，分别在处理部222b_3、222b_4确定第3轮分配比率补正值K3_str及第4轮分配比率补正值K4_str。这些第n轮分配比率补正值Kn_str(n＝1、2、3、4)是分别乘上Fxfullfbdmd_n的补正系数。 

在此，实际前轮舵角δf_act一旦从0开始变化，绕实车1重心点G产生与Mfbdmd_a相等的偏摆方向的力矩的第1轮W1及第2轮W2的驱动/制动力则分别从由上述式子24a、24b确定的Fxfullfbdmd_1、 Fxfullfbdmd_2开始进行变化。同样，当后轮W3、W4为操舵轮时，实际后轮舵角δr_act一旦从0开始变化，绕实车1重心点G产生与Mfbdmd_a相等的偏摆方向的力矩的第3轮W3及第4轮W4的驱动/制动力则分别从由上述式子24c、24d确定的Fxfullfbdmd_3、Fxfullfbdmd_4开始进行变化。第n轮分配比率补正值Kn_str，一般是考虑到这种舵角的影响而对Fxfullfbdmd_n进行补正(n＝1、2、3、4)，是用于确定下述第n轮Wn的驱动/制动力的补正系数，该第n轮Wn的驱动/制动力是指绕实车1重心点G产生与Mfbdmd_a相等或与之接近的偏摆方向的力矩的驱动/制动力。 

但是，在本实施方式中，因为后轮W3、W4是非操舵轮，一直是δr_act＝0。因此，K3_str及K4_str实际一直被设定在“1”。所以，可以省略处理部222b_3、222b_4。 

另一方面，分别在处理部222b_1、222b_2，以下述方式确定与前轮W1、W2有关的K1_str、K2_str。即，首先，根据预先设定的df、Lf的值和δf_act的值，并通过下式25a、25b的几何学演算来算出图13所示的L1、L2值。另外，作为该演算中的δf_act值，虽然可以使用由传感器/推定器12来测定或推定出的值(此次值)，但是，也可以使用实车1前轮W1、W2的舵角的目标值(在各控制处理周期中最终确定的目标值)的前次值。另外，当操舵装置3B是机器式操舵装置时，也可以根据该机器式操舵装置的总转向比和所述驾驶操作输入中的操舵角θh来确定。或者，也可以使用由所述标准操作量确定部14的处理部14a确定的无限制时前轮舵角δf_unltd的此次值。 

L1＝(df/2)·cosδf_act-Lf·sinδf_act    ……式25a 

L2＝(df/2)·cosδf_act+Lf·sinδf_act    ……式25b 

此处，在前轮W1、W2的各自驱动/制动力上乘上L1、L2的值是绕实车1重心点G产生的偏摆方向的力矩。因而，一般是使得K1_str＝(df/2)/L1，K2_str＝(df/2)/L2，并通过这两值分别乘上Fxfullfbdmd_1、Fxfullfbdmd_2来确定用于绕重心点G产生与Mfbdmd_a相等的偏摆方向的力矩的前轮W1、W2驱动/制动力。 

但是，这样的话，当L1或L2较小时，K1_str或K2_str则变得过大，与状态量偏差γerr、βerr对应的实车1整体的反馈环增益变得过大，容易产生控制系统的振荡等。 

因此，在本实施方式中，通过下式26a、26b来确定K1_str、k2_str。 

K1_str＝(df/2)/max(L1，Lmin)    ……式26a 

K2_str＝(df/2)/max(L2，Lmin)    ……式26b 

此处，式子26a、26b中，max(a，b)(a、b为一般变量)是对变量a、b中较大的值进行输出的函数，Lmin是比df/2小的正的常数。据此，防止K1_str、K2_str不至于变得过大。换言之，在本实施方式中，将(df/2)/Lmin(＞1)作为K1_str、K2_str的上限值，根据实际前轮舵角δf_act，将K1_str、K2_str设定在该上限值以下。 

另外，在本实施方式中，因为后轮W3、W4是非操舵轮，如前所述，K3_str＝K4_str＝1。但是，当后轮W3、W4为操舵轮时，最好是与对应实际前轮舵角δf_act而设定如上所述的K1_str、k2_str时相同，对应实际后轮舵角δr_act来设定K3_str、k4_str。 

然后，促动器动作FB目标值分配处理部222，在处理部222c_n(n＝1、2、3、4)，根据实际前轮侧滑角βf_act(此次值)或者实际后轮侧滑角βr_act(此次值)来确定第n轮分配增益Kn。该Kn是通过将它乘上第n轮驱动/制动力最大要求值Fxfullfbdmd_n来对Fxfullfbdmd_n进行补正的补正系数(比1小的正值)。 

这种情况下，第n轮分配增益Kn在各处理部222c_n被确定如下。 

关于实车1左侧前后配置的第1轮W1及第3轮W3的第1轮分配增益K1和第3轮分配增益K3分别如图14(a)、(b)中实线图所示，是根据βf_act、βr_act而被确定为实质上呈连续性变化的。另外，关于实车1右侧前后配置的第2轮W2及第4轮W4的第2轮分配增益K2和第4轮分配增益K4分别如图14(a)、(b)中虚线图所示，是根据βf_act、βr_act而被确定为实质上呈连续性变化的。此外，Kn的任意一个均是比1小的正值。并且，所谓“实质上连续”是表示：在用离散系统来表示模拟量时所 必然产生的值的跳跃(量子化)不会损坏模拟量的连续性。 

这种情况下，进一步具体而言，关于第1轮分配增益K1及第3轮分配增益K3，K1如图14(a)中实线图所示，是根据βf_act的值来确定的，即，随着βf_act从负值增加到正值，K1从规定的下限值单调地增加到规定的上限值。因此，K1值是以其值在βf_act为正值时比βf_act为负值时大的方式来确定。 

另一方面，K3如图14(b)中坐标实线所示，根据βr_act值来确定，即，随着βr_act从负值增加到正值，K3从规定的上限值单调地减少到规定的下限值。因此，K3是以其值在βr_act为负的值时比βr_act为正的值时大的方式来确定。 

另外，图14(a)、(b)中的坐标实线以下述方式来设定，即，当βf_act、βr_act相互一致或者大体上一致时，与这些βf_act、βr_act对应的K1、k3值之和大致为1。 

另外，关于第2轮分配增益K2及第4轮分配增益K4，K2如图14(a)中的坐标虚线所示，根据βf_act值来确定，即，随着βf_act从负值增加到正值，K2从规定的上限值单调地减少到规定的下限值。此时，表示K2和βf_act关系的虚线坐标与将表示K1和βf_act关系的坐标实线以纵轴(βf_act＝0线)为中心进行左右翻转而成的坐标相同。因此，与βf_act各值对应的K2值被确定为：与βf_act正负值翻转后的值对应的K1值相等。 

另外，K4如图14(b)中虚线图所示，是根据βr_act的值来确定的，即，随着βr_act从负的值增加到正的值，K4从规定的下限值单调地增加到规定的上限值。此时，表示K4与βr_act关系的虚线坐标，是与将表示K3与βr_act关系的坐标实线以纵轴(βr_act＝0线)为中心进行左右翻转而成的坐标相同。因此，与βr_act的各值对应的K4值被确定为：与翻转βr_act的正负值之后的值对应的K3值相等。 

通过以如上所述的方式确定第n轮分配增益Kn(n＝1、2、3、4)，在实车1正常行驶等时βf_act与βr_act为大体上相同值的状况下，与前轮W1对应的第1轮分配增益K1和与该前轮W1正后方的后轮W3对应的第3轮分配增益K2之间的比率，一边将K1和K3的和几乎保持在一定，一边 相对于βf_act及βr_act的变化而单调变化。同样，对应于前轮W2的第2轮分配增益K2与对应于该前轮W2正后方的后轮W4的第4轮分配增益K4之间的比率，一边将K2和K4的和几乎保持在一定，一边会相对于βf_act及βr_act的变化而单调变化。 

对于如上所述根据βf_act、βr_act来确定第n轮分配增益Kn(n＝1、2、3、4)的理由将在后面进行说明。 

作为补充，在本实施方式中，分别使用βf_act、βr_act作为前轮侧增益调整参数、后轮侧增益调整参数，并如上所述使第n轮分配增益Kn与之对应地进行变化。且如后所述，由此，根据作为前轮侧增益调整参数的βf_act，使所述前轮侧增益GA1、GA2变化，并且根据作为后轮侧增益调整参数的βr_act，使后轮侧增益GA3、GA4变化。此时，βf_act具有作为与前轮W1、W2横向运动有关的状态量的含义，βr_act具有作为与后轮W3、W4横向运动有关的状态量的含义。另外，为了分别确定关于前轮W1、W2的第n轮分配增益Kn(n＝1、2)，虽然可以使用各前轮W1、W2各自测定或推定出的βf_act，但也可以将关于任意一方的前轮W1或W2而测定或推定出的βf_act作为实际前轮侧滑角的代表值，或者将各前轮W1、W2各自测定或推定出的βf_act的平均值作为实际前轮侧滑角的代表值，并根据该代表值来确定分配增益K1、K2两者。关于这点，在确定关于后轮W3、W4的分配增益K3，K4时也同样。 

如上所述在确定Kn_str、Kn(n＝1、2、3、4)之后，促动器动作FB目标值分配处理部222，通过在处理部222b_n、222c_n将Kn_str、Kn分别乘上各第n轮驱动/制动力最大要求值Fxfullfbdmd_n(n＝1、2、3、4)，来确定第n轮分配驱动/制动力基本值Fxfb_n。即，通过下式27a～27d来确定第n轮分配驱动/制动力基本值Fxfb_n(n＝1、2、3、4)。 

Fxfb_1＝Fxfullfbdmd_1·K1_str·K1    ……式27a 

Fxfb_2＝Fxfullfbdmd_2·K2_str·K2    ……式27b 

Fxfb_3＝Fxfullfbdmd_3·K3_str·K3    ……式27c 

Fxfb_4＝Fxfullfbdmd_4·K4_str·K4    ……式27d 

另外，如此确定Fxfb_n(n＝1、2、3、4)后，当Mfbdmd_a＞0时，左侧车轮W1、W3的Fxfb_1、Fxfb_3为制动方向的驱动/制动力(负的驱动/制动力)；右侧车轮W2、W4的Fxfb_2、Fxfb_4为驱动方向的驱动/制动力(正的驱动/制动力)。同时，当Mfbdmd_a＜0时，左侧车轮W1、W3的Fxfb_1、Fxfb_3为驱动方向的驱动/制动力(正的驱动/制动力)；右侧车轮W2、W4的Fxfb_2、Fxfb_4为制动方向的驱动/制动力(负的驱动/制动力)。而且，第n轮分配驱动/制动力基本值Fxfb_n的任意一个均与Mfbdmd_a成正比。 

此后，促动器动作FB目标值分配处理部222，使如上确定的第n轮分配驱动/制动力基本值Fxfb_n(n＝1、2、3、4)分别通过与第n轮Wn对应的限幅器222d_n，来分别确定FB目标第n轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_n，而该FB目标第n轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_n是指由驱动/制动装置3A的刹车装置的动作而产生的第n轮Wn的驱动/制动力的反馈目标值。 

此处，图12中的各限幅器222d_n(n＝1、2、3、4)的坐标是表示Fxfb_n和Fxfbdmd_n关系的坐标，该坐标的横轴值为Fxfb_n值，纵轴值为Fxfbdmd_n的值。 

该限幅器222d_n只有在输入给它的Fxfb_n的值为0或负值时，才将Fxfb_n作为Fxfbdmd_n原样进行输出，当Fxfb_n为正值时，使不依据Fxfb_n值而进行输出的Fxfbdmd_n值为0。换而言之，以0为上限值对Fxfb_n加以限制，由此来确定Fxfbdmd_n的值。 

如上所述，通过分别确定FB目标第n轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_n，如所述当Mfbdmd_a＞0时，在制动方向上增加实车1左侧车轮W1、W3的驱动/制动力(设Fxfbdmd_1＜0，Fxfbdmd_3＜0)，由此来确定FB目标第n轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_n(n＝1、2、3、4)，以使得绕实车1重心点G产生Mfbdmd_a。另外，在该场合，在本实施方式中，关于右侧车轮W2、W4设定Fxfbdmd_2＝Fxfbdmd_4＝0。 

并且，这种场合下的关于左侧车轮W1、W3的Fxfbdmd_1、Fxfbdmd_3分别与由上述式子27a、27c确定的Fxfb_1、Fxfb_3相等。因此，当Mfbdmd_a＞0时的关于左侧车轮W1、W3的Fxfbdmd_1、Fxfbdmd_3分别与Mfbdmd_a成正比。进而，Mfbdmd_a的变化与Fxfbdmd_1、Fxfbdmd_3的各 自变化的关系成正比关系。此外，这种情况下，由上述式子24a和式子27a可知，关于前轮W1的前轮侧增益GA1为GA1＝-(2/df)·K1_str·K1，因此与K1成正比。而且，因为该K1如上所述是以根据作为前轮侧增益调整参数的实际前轮侧滑角βf_act而变化的方式来确定的，因此前轮侧增益GA1也根据βf_act而进行变化。因此，Fxfbdmd_1、Mfbdmd_a的变化与Fxfbdmd_1的变化之间的关系成正比关系，而且其正比关系中的前轮侧增益GA1是以根据作为前轮侧增益调整参数的βf_act而变化的方式来确定。同样，由上述式子24c和式子27c可知，关于后轮W3的后轮侧增益GA3为GA3＝-(2/dr)·K3_str·K3，因而与K3成正比。而且，因为该K3如上所述是以根据作为后轮侧增益调整参数的实际后轮侧滑角βr_act而变化的方式来确定的，因此后轮侧增益GA3也根据βr_act而进行变化。所以，Fxfbdmd_3、Mfbdmd_a的变化与Fxfbdmd_3的变化之间的关系成正比关系，而且其正比关系中的后轮侧增益GA3是以根据作为后轮侧增益调整参数的βr_act而变化的方式来确定的。 

另外，当Mfbdmd_a＜0时，在制动方向上增加实车1右侧车轮W2、W4的驱动/制动力(Fxfbdmd_2＜0，Fxfbdmd_4＜0)，据此，以使得绕实车1重心点G产生Mfbdmd_a的方式来确定FB目标第n轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_n(n＝1、2、3、4)。另外，在该情况下，在本实施方式中，关于左侧车轮W1、W3，使得Fxfbdmd_1＝Fxfbdmd_3＝0。 

而且，该情况下的关于右侧车轮W2、W4的Fxfbdmd_2、Fxfbdmd_4分别与由上述式子27b、27d确定的Fxfb_2、Fxfb_4相等。因此，当Mfbdmd_a＜0时，关于右侧车轮W2、W4的Fxfbdmd_2、Fxfbdmd_4分别与Mfbdmd_a成正比。进而，Mfbdmd_a的变化与Fxfbdmd_2、Fxfbdmd_4各自的变化关系成正比关系。此外，在该情况下，由上述式子24b和式子27b可知，关于前轮W2的前轮侧增益GA2为GA2＝(2/df)·K2_str·K2，因而与K2成正比。而且，因为该K2如上所述是以根据作为前轮侧增益调整参数的实际前轮侧滑角βf_act而变化的方式来确定的，因此前轮侧增益GA2也根据βf_act而进行变化。这样，Fxfbdmd_2、Mfbdmd_a的变化与Fxfbdmd_2的变化之间的关系成正比关系，且其正比关系中的前轮侧增益GA2是以根据作为前轮侧增益调整参数的βf_act而变化的方式来确定的。同样，由 上述式子24d和式子27d可知，与后轮W4有关的后轮侧增益GA4为GA4＝(2/dr)·K4_str·K4，因而与K4成正比。并且，因为该K4如上所述是以根据作为后轮侧增益调整参数的实际后轮侧滑角βr_act而变化的方式来确定的，因此后轮侧增益GA4也根据βr_act而进行变化。这样，Fxfbdmd_4、Mfbdmd_a的变化与Fxfbdmd_4的变化之间的关系成正比关系，且其正比关系中的后轮侧增益GA4是以根据作为后轮侧增益调整参数的βr_act而变化的方式来确定的。 

另外，在任一情况下，因为所述第n轮分配增益Kn(n＝1、2、3、4)是对应于βf_act或βr_act而被确定为实质上呈连续性变化的，因此防止了Fxfbdmd_n不连续变化的问题。 

另外，当Mfbdmd_a＞0时，在实车1正常行驶时等βf_act和βr_act为大体上相同值的状况下，与左侧前轮W1及后轮W3对应的第1轮分配增益K1和第3轮分配增益K2之间的比率、进而指前轮侧增益GA1和后轮侧增益GA3之间的比率即前后车轮比率，相对于βf_act及βr_act的值的变化而单调变化。同样，当Mfbdmd_a＜0时，在实车1正常行驶时等βf_act和βr_act为大致呈相同值的状况下，与右侧前轮W2及后轮W4对应的第2轮分配增益K2和第4轮分配增益K4之间的比率、进而指前轮侧增益GA2和后轮侧增益GA4之间的比率即前后车轮比率，相对于βf_act及βr_act的值的变化而单调变化。 

此处，对第n轮分配增益Kn(n＝1、2、3、4)以根据βf_act、βr_act并以如前所述的倾向来进行确定的理由说明如下。 

首先，当Mfbdmd_a＞0时，如前所述，确定FB目标第n轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_n，以使得在制动方向上增加实车1的左侧车轮即第1轮W1及第3轮W3的驱动/制动力。 

而且，在这种场合下，设想βf_act＜0、βr_act＜0时的状况。在该状况下，暂时较大地设定K1值(进而使得Fxfbdmd_1在制动方向上变大)，同时较小地设定K3值(进而抑制Fxfbdmd_3在制动方向上变大)，这样，第1轮W1的横向力(其作用在于使得绕该实车1重心点产生与Mfbdmd_a相同方向的力矩)变小，另外，第3轮W3的横向力(其作用在于使得绕实车1重心点产生与Mfbdmd_a相反方向的力矩)变大。因此，有可能难以通 过Mfbdmd_a充分产生绕实车1重心点G的所需的正向力矩(绕偏摆轴的力矩)。因此，在βf_act＜0、βr_act＜0的状况下，将第1轮分配增益K1确定为较小的值，同时将第3轮分配增益K3确定为较大的值。 

此外，当Mfbdmd_a＞0时，设想βf_act＞0、βr_act＞0时的状况。在这种状况下，暂时较小地设定K1值(进而抑制Fxfbdmd_1在制动方向上变大)，同时较大地设定K3值(进而使得Fxfbdmd_3在制动方向上变大)，这样第1轮W1的横向力(其作用在于使得绕实车1重心点产生与Mfbdmd_a反向的力矩)变大，另外，第3轮W3的横向力(其作用在于使得绕实车1重心点产生与Mfbdmd_a同向的力矩)变小。因此，有可能难以通过Mfbdmd_a充分产生绕实车1重心点G的所需的正向力矩(绕偏摆轴的力矩)。所以，在βf_act＞0、βr_act＞0的状况下，将第1轮分配增益K1确定为较大的值，同时将第3轮分配增益K3确定为较小的值。 

另外，当Mfbdmd_a＜0时，如前所述，确定FB目标第n轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_n，以使得在制动方向上增加实车1的右侧车轮即第2轮W2及第4轮W4的驱动/制动力。 

而且，在这种场合下，设想βf_act＜0、βr_act＜0时的状况。在这种状况下，暂时较小地设定K2值(进而抑制Fxfbdmd_2在制动方向上变大)，同时较大地设定K4值(进而使得Fxfbdmd_4在制动方向上变大)，这样，第2轮W2的横向力(其作用在于使得绕实车1重心点产生与Mfbdmd_a反向的力矩)变大，另外，第4轮W4的横向力(其作用在于使得绕该实车1重心点产生与Mfbdmd_a同向的力矩)变小。因此，有可能难以通过Mfbdmd_a充分产生绕实车1重心点G的所需的负向力矩(绕偏摆轴的力矩)。所以，在βf_act＜0、βr_act＜0的状况下，将第2轮分配增益K2确定为较大的值，同时将第4轮分配增益K4确定为较小的值。 

此外，当Mfbdmd_a＜0时，设想βf_act＞0、βr_act＞0时的状况。在这种状况下，暂时较大地设定K2值(进而使得Fxfbdmd_2在制动方向上变大)，同时较小地设定K4值(进而抑制Fxfbdmd_4在制动方向上变大)，这样第2轮W2的横向力(其作用在于使得绕实车1重心点产生与Mfbdmd_a同向的力矩)变小，另外，第4轮W4的横向力(其作用在于使得绕实车1重心点产生与Mfbdmd_a反向的力矩)变大。因此，有可能难以通过 Mfbdmd_a充分产生绕实车1重心点G的所需的负向力矩(绕偏摆轴的力矩)。所以，在βf_act＞0、βr_act＞0的状况下，将第2轮分配增益K2确定为较小的值，同时将第4轮分配增益K4确定为较大的值。 

如上所述，通过所述那样确定第n轮分配增益Kn(n＝1、2、3、4)，能够使对绕实车1重心点G产生Mfbdmd_a的偏摆方向力矩有用的横向力不至于变得过小，并同时能使对绕实车1重心点G产生Mfbdmd_a的偏摆方向力矩形成干扰的横向力不至于变得过大。 

另外，通过如所述那样确定第n分配增益Kn(n＝1、2、3、4)，正如实车1正常转圈时或正常前进时那样，在βf_act与βr_act一致或大体上呈一致的状况下，K1值与K3值之和、以及K2值与K4值之和分别几乎为1。这就意味着，只要驱动/制动装置3A的刹车装置依照FB目标第n轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_n忠实地进行动作，则从Mfbdmd_a到实际绕实车1重心点G产生的力矩(偏摆方向的力矩)的传递函数的增益大致为1(实际产生的偏摆方向的力矩几乎等于Mfbdmd_a)。 

作为补充，在实车1的过渡性的运动状况等时，βf_act与βr_act间的差有时会变大。而且，这种场合下，K1值与K3值之和、以及K2值与K4值之和会分别大幅偏离于1。为了解决这个问题，最好是在如前所述那样确定K1、K3值之后，一面将这些值的比保持为一定，一面对K1、K3值进行修正，其修正后的K1、K3值之和或者大致为1，或者比修正前的K1、K3值之和更接近于1。同样，最好是在如前所述那样确定K2、K4值之后，一面将这些值的比保持为一定，一面对K2、K4值进行修正，其修正后的K2、K4值之和或者大致为1，或者比修正前的K2、K4值之和更接近于1。具体而言，例如，只要在依照所述图14(a)、(b)的坐标确定第n分配增益Kn(n＝1、2、3、4)之后，通过K1’＝K1/(K1+K3)、K3’＝K3/(K1+K3)、k2’＝K2/(K2+K4)、K4’＝K4/(K2+K4)，求解出K1’、K2’、K3’、K4’，并将它们分别重新确定为K1、K2、K3、K4值即可。 

另外，在该例子中，K1与K3之和、以及K2与K4之和虽然一直被维持在1，但是，没有必要一定与1一致，只要使得这些和是在1附近范围内的值的形式来修正K1～K4值即可。或者也可以使得K1与K3之和、以及K2与K4之和更接近于1的方式来修正K1～K4。 

另外，本实施方式中的促动器动作FB目标值分配处理部222，除了如上述方式来确定FB目标第n轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_n之外，还将所述反馈偏摆力矩要求值Mfbdmd输入至处理部222e，通过该处理部222e来确定自动操舵用FB目标横向力Fyfbdmd_f，其中，该自动操舵用FB目标横向力Fyfbdmd_f是指由操舵装置3B的动作而产生的前轮W1、W2横向力的反馈目标值。在此，图中的处理部222e的坐标图是表示Mfbdmd与Fyfbdmd_f间关系的坐标图，该坐标图中的横轴方向的值为Mfbdmd值，纵轴方向的值为Fyfbdmd_f值。由该坐标图可知，在处理部222e处，基本上是以随着Mfbdmd的增加、Fyfbdmd_f呈单调增加的方式来确定Fyfbdmd_f。这种情况下，Fyfbdmd_f是根据输入给处理部222e的Mfbdmd值、例如使用图表来被确定的。 

另外，Fyfbdmd_f也可以通过将规定的增益乘以Mfbdmd来进行确定。另外，Fyfbdmd_f还可以在规定的上限值(＞0)与下限值(0＜)间的范围内根据Mfbdmd来确定。 

作为补充，无论操舵装置3B是主动式操舵装置还是机械式操舵装置，均可以省略处理部222e的处理。在通过处理部222e的处理来确定自动操舵用FB目标横向力Fyfbdmd_f、并与之对应地操作操舵装置3B的动作的情况下，更好的方案是，以使得下述两力矩之和与所述反馈偏摆力矩基本要求值Mfbdmd大致相等的方式来确定Fxfbdmd_n(n＝1、2、3、4)及Fyfbdmd_f，其中，力矩1是指：可通过FB目标第n轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_n(n＝1、2、3、4)而产生绕实车1重心点G的偏摆方向的力矩，力矩2是指：通过自动操舵用FB目标横向力Fyfbdmd_f而产生绕实车1重心点G的偏摆方向的力矩。例如，也可以根据Mfbdmd与Mfbdmd_a之差来确定自动操舵用FB目标横向力Fyfbdmd_f。这种情况下最好是，当Mfbdmd_a＝0时，通过Fyfbdmd_f，绕实车1重心点G产生与Mfbdmd大致相等的偏摆方向的力矩的方式来确定Fyfbdmd_f。 

以上是本实施方式中的促动器动作FB目标值确定部20b的详细处理。如上所述，以通过该处理使得Mfbdmd接近于0(进而使状态量偏差γerr、βerr接近于0)的方式，将FB目标第n轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_n(n＝1、2、3、4)、或者将Fxfbdmd_n(n＝1、2、3、4)和自动操舵 用FB目标横向力Fyfbdmd_f确定为促动器动作FB目标值。 

另外，所述限幅器222d_n(n＝1、2、3、4)也可以将下述值作为Fxfbdmd_n进行输出，该值是指将输入给所述限幅器222d_n的Fxfb_n限制在比0稍微大的规定的正上限值以下而得到的值。例如，当Fxfb_n是该上限值以下的值时，将Fxfb_n作为Fxfbdmd_n原样进行输出，当Fxfb_n是比上限值大的正的值时，将该上限值作为Fxfbdmd_n进行输出。在进行如此设定的情况下，正的值Fxfbdmd_n是起到下述作用的反馈控制输入，该作用为使得由刹车装置产生的第n轮Wn的制动方向的驱动/制动力的大小减少。 

另外，针对各车轮Wn(n＝1、2、3、4)，也可以将以下这些处理更换成以利用所述这些处理所需要的输入值并使用图表或函数式来确定输出的方式，所述这些处理包括：从处理部222a_n到限幅器222d_n的处理(是依据Mfbdmd_a、δf_act或δr_act、βf_act或βr_act来确定Fxfbdmd_n的处理)；或者从处理部222b_n到限幅器222d_n的处理(是依据Fxfullfbdmd_n、δf_act或δr_act、βf_act或βr_act来确定Fxfbdmd_n的处理)；或者从处理部222c_n到限幅器222d_n的处理(是依据处理部222b_n的输出、βf_act或βr_act来确定Fxfbdmd_n的处理)；或者从处理部222a_n到限幅器222d_n的处理中结合了两个以上的部分的处理(例如，从处理部222b_n到处理部222c_n的处理)。 

例如，在使用图表进行从处理部222c_n到限幅器222d_n的处理时，例如可以如图15(a)～(e)所示那样设定第1轮用的图表、如图16(a)～(e)所示那样设定第3轮用的图表。此时，图15(a)～(e)各自的图表是，分别对应于βf_act的有代表性的各种值，并以各自的值作为坐标的横轴值、纵轴值，来表示处理部222b_1的输出(＝Fxfullfbdmd_1·k1_str)与Fxfbdmd_1的关系。另外，图16(a)～(e)各自的图表是，分别对应于βr_act的有代表性的各种值，并以各自的值作为坐标的横轴值、纵轴值，来表示处理部222b_3的输出(＝Fxfullfbdmd_3·k3_str)与Fxfbdmd_3的关系。另外，在图15中，关于βf_act的值，“βf--”表示绝对值较大的负值，“βf-”表示绝对值较小的负值，“βf+”是表示绝对值较小的正值，“βf++”是表示绝对值较大的正值。同样，在图16中，关于βr_act的值，“βr--”是表示绝对值较大的负值，“βr-”是表示绝对值较小 的负值，“βr+”是表示绝对值较小的正值，“βr++”是表示绝对值较大的正值。 

另外，第2轮用的图表虽省略了图示，但是，处理部222b_2的输出(＝Fxfullfbdmd_2·K2_str)与Fxfbdmd_2的关系只要设定为与下述第1轮用图表相同即可，即该第1轮用图表是指与βf_act的各值符号翻转后的值相对应的图表(例如βf_act＝βf-时的处理部222b_2的输出(＝Fxfullfbdmd_2·K2_str)与Fxfbdmd_2的关系，跟βf_act＝βf+时的处理部222b_1的输出与Fxfbdmd_1的关系(图15(c)的图表所示的关系)相同)。同样，第4轮用的图表虽省略了图示，但处理部222b_4的输出(＝Fxfullfbdmd_4·K4_str)与Fxfbdmd_4的关系只要设定为与下述第3轮用图表相同即可，即该第3轮用图表是指与βr_act的各值符号翻转后的值相对应的第3轮用图表(例如βr_act＝βr-时的处理部222b_4的输出(＝Fxfullfbdmd_4·K4_str)与Fxfbdmd_4的关系，跟βr_act＝βr+时的处理部222b_3的输出与Fxfbdmd_3的关系(图16(c)的图表所示的关系)相同)。 

另外，在该例子中，当处理部222b_n(n＝1、2、3、4)的输出为0以下的值时，以与所述图12所示的同样方式来确定Fxfbdmd_n。另一方面，当处理部222b_n(n＝1、2、3、4)的输出为正值时，与将如上所述的限幅器222d_n的上限值设定为正值的情况相同，Fxfbdmd_n在较小值的范围内为正值。 

作为补充，关于第3轮W3和第4轮W4的所述处理部222b_3、222b_4，由于它们的输入值和输出值均相等，因而关于第3轮W3和第4轮W4，使用如上所述的图表进行从处理部222c_3到限幅器222d_3的处理、以及从处理部222c_4到限幅器222d_4的处理，这跟使用图表进行从处理部222b_3到限幅器222d_3的处理、以及从处理部222b_4到限幅器222d_4的处理是相同的。 

另外，作为确定与前轮W1、W2有关的第n轮分配增益Kn(n＝1、2)(进而操作前轮侧增益GA1、GA2)用的前轮侧增益调整参数，除了βf_act以外还可以使用下述值。 

例如，也可以替换βf_act，将实车1前轮W1、W2的侧滑速度(前轮 W1、W2的行进速度矢量中的前轮W1、W2的转轴方向分量)的测定值或推定值、或者前轮W1、W2的横向加速度(前轮W1、W2的加速度矢量的横向分量)的测定值或推定值来作为前轮侧增益调整参数来进行使用。另外，前轮W1、W2的侧滑速度或横向加速度与βf_act同样，是关于该前轮W1、W2的横向运动的状态量的例子。另外，这些侧滑速度或横向加速度可以是各个前轮W1、W2的测定值或推定值，也可以是它们的平均值或者是关于任意一方前轮W1、W2的测定值或推定值。 

或者，作为前轮侧增益调整参数，也可以使用实车1前部的规定位置(例如，前轮W1、W2的车轴上的中央位置)的实际侧滑角的测定值或推定值、或者该规定位置的侧滑速度(该规定位置的行进速度矢量的横向分量)的测定值或推定值、或者该规定位置的横向加速度(该规定位置的加速度矢量的横向分量)的测定值或推定值。另外，该规定位置的侧滑角、侧滑速度、横向加速度是与该规定位置的横向运动有关的状态量的例子。 

或者，作为前轮侧增益调整参数，可以使用前轮W1、W2的横向力的测定值或推定值。另外，该横向力可以是各个前轮W1、W2的测定值或推定值，也可以是它们的平均值或者是任意一方前轮W1、W2的测定值或推定值。 

即使是使用上述任意一个前轮侧增益调整参数的情况下，也只需将该前轮侧增益调整参数与第n轮分配增益Kn(n＝1、2)间的关系设定成跟βf_act与K1、K2间的关系相同即可。 

或者，作为前轮侧增益调整参数，可以使用与下述三个参量中的任意一个有相关性的参数，该三个参量为：如上所述的与实车1前轮W1、W2的横向运动有关的状态量(βf_act等)、与实车1前部的规定位置的横向运动有关的状态量、前轮W1、W2的横向力。例如，作为前轮侧增益调整参数，可以使用与该横向运动有关的状态量或者与横向力的测定值或推定值大致成正比的任意参数。另外，作为前轮侧增益调整参数，可以使用规定与该横向运动有关的状态量或者横向力值的1个以上的参数。例如，一般可以根据实际车辆重心点侧滑角βact、实际偏摆比率γact、实际行驶速度Vact、以及实际前轮舵角δf_act来规定βf_act(参照上述式子02a)，βf_act能够作为βact、γact、Vact、δf_act的函数来进行表 示。因此，可以将这些βact、γact、Vact、δf_act作为前轮侧增益调整参数来使用，并根据该前轮侧增益调整参数，利用图表或函数式来确定关于前轮W1、W2的第n轮分配增益Kn(n＝1、2)。进一步具体而言，例如，将与所述模型车辆有关的上述式子02a中的βf_d、βd、γd、Vd、δf_d分别置换成βf_act、βact、γact、Vact、δf_act后的式子，根据该式子将所述的βf_act与第1轮分配增益K1及第2轮分配增益K2之间的关系(所述图14(a)的图表所示的关系)转换成βact、γact、Vact、δf_act、与K1及K2之间的关系。然后，只要依据该转换而成的关系，并根据βact、γact、Vact、δf_act来确定K1及K2即可。 

与上述同样，作为用于确定关于后轮W3、W4的第n轮分配增益Kn(n＝3、4)(进而操作后轮侧增益GA3、GA4)的后轮侧增益调整参数，除了使用βr_act之外，还可以使用如下数值。 

例如，替换βr_act，作为后轮侧增益调整参数，可以使用实车1后轮W3、W4的侧滑速度(后轮W3、W4的行进速度矢量中的后轮W3、W4的转轴方向分量)的测定值或推定值、或者后轮W3、W4的横向加速度(后轮W3、W4的加速度矢量的横向分量)的测定值或推定值。另外，后轮W3、W4的侧滑速度或横向加速度，与βr_act同样，是与该后轮W3、W4的横向运动有关的状态量的例子。而且，这些侧滑角、侧滑速度或横向加速度虽然也可以是各个后轮W3、W4的测定值或推定值，但也可以是这些值的平均值或是后轮W3、W4任意一方的测定值或推定值。 

或者，作为后轮侧增益调整参数，可以使用实车1后部的规定位置(例如，后轮W3、W4的车轴上的中央位置)的侧滑角的测定值或推定值、或者该规定位置的侧滑速度(该规定位置的行进速度矢量的横向分量)的测定值或推定值、或者该规定位置的横向加速度(该规定位置的加速度矢量的横向分量)的测定值或推定值。另外，该规定位置的侧滑角、侧滑速度、横向加速度是与该规定位置的横向运动有关的状态量的例子。 

或者，作为后轮侧增益调整参数，还可以使用实车1后轮W3、W4的横向力的测定值或推定值。另外，该横向力虽然可以是各个后轮W3、W4的测定值或推定值，但也可以是这些值的平均值或是后轮W3、W4任意一方的测定值或推定值。 

即使是在使用上述任意一个后轮侧增益调整参数的情况下，该后轮侧增益调整参数与第n轮分配增益Kn(n＝3、4)间的关系只要跟βr_act与K3、K4间的关系相同地进行设定即可。 

或者，作为后轮侧增益调整参数，可以使用与下述三个参量中的任意一个相关的参数，该三个参量是指：上述的与实车1后轮W3、W4的横向运动有关的状态量(βr_act等)、与实车1后部的规定位置的横向运动有关的状态量和后轮W3、W4横向力。例如，作为后轮侧增益调整参数，可以使用同关于该横向运动的状态量、横向力的测定值或推定值大致成正比的任意参数。另外，作为后轮侧增益调整参数，可以使用规定关于该横向运动的状态量或横向力值的1个以上的参数。例如，基本上是可以根据实车重心点侧滑角βact、实际偏摆比率γact、实际行驶速度Vact来规定βr_act(参照上式02b)，βr_act可以作为βact、γact、Vact的函数来进行表示。因此，这些βact、γact、Vact可以作为后轮侧增益调整参数来使用，并根据该后轮侧增益调整参数，通过图表或函数式来确定关于后轮W3、W4的第n轮分配增益Kn(n＝3、4)。更具体而言，例如，将与所述模型车辆有关的上述式子02b中的βr_d、βd、γd、Vd分别置换成βr_act、βact、γact、Vact，并根据该置换后的式子将所述的βr_act与第3轮分配增益K3及第4轮分配增益K4之间的关系(所述图14(b)的图表所示的关系)转换成βact、γact、Vact、与K3及K4之间的关系。而且，只要依据该转换而成的关系，根据βact、γact、Vact来确定K3及K4即可。 

此外，如上所述，作为前轮侧增益调整参数，使用了与实车1前轮W1、W2的横向运动有关的状态量、与实车1前部的规定位置的横向运动有关的状态量、实车1前轮W1、W2的横向力、以及与这些状态量及横向力的任意一个有相关性的参数，然而代替这个，也可以使用与这些相对应的标准动态特性模型16下的模型车辆的状态量或横向力、参数来作为前轮侧增益调整参数。例如，可以替换βf_act而使用模型车辆的βf_d作为前轮侧增益调整参数来确定第1轮分配增益K1及第2轮分配增益K2。同样，如上所述，作为后轮侧增益调整参数，使用了与实车1后轮W3、W4的横向运动有关的状态量、与实车1后部的规定位置的横向运动有关的状态量、 实车1后轮W3、W4的横向力、与这些状态量及横向力的任意一个有相关性的参数，然而代替这个，也可以使用与这些相对应的标准动态特性模型16下的模型车辆的状态量或横向力、参数来作为后轮侧增益调整参数。例如，可以替换βr_act而使用模型车辆的βr_d作为后轮侧增益调整参数，来确定第3轮分配增益K3及第4轮分配增益K4。 

或者，可以使用下述合成值或者实车1前轮W1、W2的横向力和模型车辆的前轮Wf的横向力之间的合成值来作为前轮侧增益调整参数，其中，前者的合成值为：与实车1前轮W1、W2或前部的规定位置的横向运动有关的状态量、和与模型车辆的前轮Wf或前部的规定位置的横向运动有关的状态量(与实车1一侧的状态量相同种类的状态量)的合成值。同样，作为后轮侧增益调整参数，可以使用下述合成值或者实车1后轮W3、W4的横向力和模型车辆的后轮Wr的横向力之间的合成值，其中，前者的合成值为：与实车1后轮W3、W4或后部的规定位置的横向运动有关的状态量、和与模型车辆的后轮Wr或后部的规定位置的横向运动有关的状态量(与实车1一侧的状态量相同种类的状态量)的合成值。例如，可以根据实车1的βf_act和模型车辆的βf_d的加权平均值来确定第1轮分配增益K1及第2轮分配增益K2，并同时根据实车1的βr_act和模型车辆的βr_d的加权平均值来确定第3轮分配增益K3及第4轮分配增益K4。这种情况下，可以使关于该加权平均值的权重持有频率特性(例如作为相位补偿要素而起作用的频率特性)。 

或者，也可以根据与实车1前轮W1、W2或前部的规定位置的横向运动有关的状态量、或者实车1前轮W1、W2的横向力来确定关于前轮W1、W2的第n轮分配增益Kn(n＝1、2)各自的第1暂定值，而且同时根据与模型车辆的前轮Wf或前部的规定位置的横向运动有关的状态量、或者模型车辆的前轮Wf的横向力来确定关于前轮W1、W2的第n轮分配增益Kn(n＝1、2)各自的第2暂定值，并将这些第1暂定值及第2暂定值的加权平均值或者加权平均值等的合成值确定为第n轮分配增益Kn(n＝1、2)。例如，如所述图14(a)的坐标图所示，根据βf_act来确定关于第1轮W1的K1的第1暂定值，而且同时根据βf_d，以与第1暂定值同样的方式来确定K1的第2暂定值。这种情况下，第2暂定值相对于βf_d的变化倾向也可以与 第1暂定值相对于βf_act的变化倾向相同。而且，将这些第1暂定值和第2暂定值的加权平均值确定为第1轮分配增益K1。对于第2轮分配增益K2也相同。 

同样，也可以根据与实车1后轮W3、W4或后部的规定位置的横向运动有关的状态量、或者实车1后轮W3、W4的横向力，来确定关于后轮W3、W4的第n轮分配增益Kn(n＝3、4)的各自的第1暂定值，而且同时根据与模型车辆后轮Wr或后部的规定位置的横向运动有关的状态量、或者模型车辆的后轮Wr的横向力，来确定关于后轮W3、W4的第n轮分配增益Kn(n＝3、4)各自的第2暂定值，并将这些第1暂定值及第2暂定值的加权平均值或加权平均值等的合成值确定为第n轮分配增益Kn(n＝3、4)。例如，如所述图14(b)的坐标图所示，根据βr_act，确定关于第3轮W3的K3的第1暂定值，而且同时根据βr_d，与第1暂定值同样的方式来确定K3的第2暂定值。这种情况下，第2暂定值相对于βr_d的变化倾向也可以与第1暂定值相对于βr_act的变化倾向相同。而且，将这些第1暂定值和第2暂定值的加权平均值确定为第3轮分配增益K3。对于第4轮分配增益K4也相同。 

此外，更好方案是，以不仅根据βf_act、βr_act等前轮侧增益调整参数或后轮侧增益调整参数使之变化、还根据推定摩擦系数μestm使之变化的方式来确定第n轮分配增益Kn(n＝1、2、3、4)的值。例如，在本实施方式中，如上所述，在根据βf_act、βr_act来确定第n轮分配增益Kn时，最好是μestm越小，使βf_act的绝对值为较大负值时的第1轮分配增益K1越小的方式来确定K1。另外，最好是μestm越小，使βr_act的绝对值为较大正值时的第3轮分配增益K3越小的方式来确定K3。同样，最好是μestm越小，使βf_act的绝对值为较大正值时的第2轮分配增益K2越小的方式来确定K2。另外，最好是μestm变得越小，使βr_act的绝对值为较大负值时的第4轮分配增益K4越小的方式来确定K4。这是因为μestm越小，使第n轮Wn(n＝1、2、3、4)的制动方向的驱动/制动力增加时的该第n轮Wn的横向力的降低会变得越显著。 

另外，也可以根据第n轮的实际着地负荷(作用于第n轮上的路面反力中的竖直方向或与路面垂直方向的平移力的测定值或推定值)，来调整 第n轮分配增益Kn(n＝1、2、3、4)的值(根据βf_act、βr_act等前轮侧增益调整参数或后轮侧增益调整参数来进行设定的值)。这种情况下，最好是，第n轮Wn的实际着地负荷越小，将第n轮分配增益Kn的值确定为越小。 

或者，在各第n轮Wn的实际着地负荷设为Fzact_n(n＝1、2、3、4)，而这些总和为∑Fzact(＝Fzact_1+Fzact_2+Fzact_3+Fzact_4)时，可以根据各前轮W1、W2的实际着地负荷之和(＝Fzact_1+Fzact_2)来调整与前轮W1、W2有关的第n轮分配增益K1、k2值，或者可以根据相对其与∑Fzact的比例(＝(Fzact_1+Fzact_2)/∑Fzact)来进行调整。同样，根据各后轮W3、W4的实际着地负荷之和(＝Fzact_3+Fzact_4)来调整与后轮W3、W4有关的第n轮分配增益K3、k4，或者可以根据相对于其和∑Fzact的比例(＝(Fzact_3+Fzact_4)/∑Fzact)来调整。或者可以分别根据第n轮Wn相对实际着地负荷的∑Fzact的比例(＝Fzact_n/∑Fzact)来调整各第n轮分配增益Kn(n＝1、2、3、4)的值。 

另外，在本实施方式中，作为针对驱动/制动装置3A的刹车装置而言的反馈控制输入(作为促动器动作FB目标值)，来确定FB目标第n轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_n(n＝1、2、3、4)，但是也可以替换Fxfbdmd_n而确定由刹车装置产生的各车轮Wn(n＝1、2、3、4)的目标打滑比，或者确定该目标打滑比与Fxfbdmd_n这两者。 

另外，不仅使状态量偏差γerr、βerr接近于0地来确定反馈偏摆力矩基本要求值Mfbdmd，还可以使由所述假想外力确定部20a的γβ限幅器202求得的脱离量γover、βover接近于0地(进而抑制所述γda、βda从各自的容许范围[γdamin、γdamax]、[βdamin、βdamax]脱离出来的方式)来确定Mfbdmd。例如，可以使用适当的系数Kfbdmd1～Kfbdmd4，通过下式28a来确定Mfbdmd。 

Mfbdmd＝Kfbdmd1·γerr+Kfbdmd2·βerr 

-Kfbdmd3·γover-Kfbdmd4·βover    ……式28a 

另外，通过该式子28a确定Mfbdmd就等同于：通过使脱离量γover、 βover接近于0的方式对Mfbdmd的暂定值进行修正，来确定Mfbdmd，其中该Mfbdmd的暂定值是通过使状态量偏差γerr、βerr接近于0的反馈控制规则来进行确定(式子28a右边第1项及第2项之和)。 

或者，可以通过上述式子23，使状态量偏差γerr、βerr接近于0的方式来确定Mfbdmd，并将所确定的Mfbdmd通过不灵敏区处理部221而得到所述不灵敏区超过反馈偏摆力矩要求值Mfbdmd_a的值，并将该值通过下式28b(替换上式28a右边第1项及第2项之和的值而使用了Mfbdmd_a的式子)进行修正，且将由该修正得到的值Mfbdmd_a’重新作为Mfbdmd_a进行使用。换言之，可以将Mfbdmd通过不灵敏区处理部221之后得到的值作为Mfbdmd_a的暂定值，以使脱离量γover、βover接近于0的方式对该暂定值进行修正，并由此来确定Mfbdmd_a。 

Mfbdmd_a’＝Mfbdmd_a-Kfbdmd3·γover 

-Kfbdmd4·βover    ……式28b 

作为补充，在本实施方式中，如上所述，通过γβ限幅器202，以使γover、βover接近于0的方式来操控假想外力暂定值Mvirtmp、Fvirtmp，从而确定假想外力Mvir、Fvir。即使仅此而已，模型车辆的γd、βd也分别会不脱离出容许范围[γdamin、γdamax]、[βdamin、βdamax]地进行变化。而且，伴随与此，促动器动作FB目标值发生变化以使实车1的γact、βact分别接近于γd、βd。因此，即使是确定促动器动作FB目标值而只使γerr、βerr接近于0的情况下，其结果，也可以抑制γact、βact从容许范围[γdamin、γdamax]、[βdamin、βdamax]中脱离出来。其中，如上所述，除了γerr、βerr之外，通过使γover、βover也接近于0的方式来确定Mfbdmd或Mfbdmd_a(进而确定促动器动作FB目标值)，因而可更有效地抑制γact、βact分别从容许范围[γdamin、γdamax]、[βdamin、βdamax]中脱离。 

另外，在除了如上所述的γerr、βerr之外，以使γover、βover也接近于0的方式来确定Mfbdmd或Mfbdmd_a的情况下，不一定要以使γover、βover接近于0的方式来确定假想外力Mvir、Fvir，也可以以 仅使γerr、βerr接近于0的方式来确定假想外力Mvir、Fvir。在这种情况下，只需将由所述假想外力暂定值确定部201求得的假想外力暂定值Mvirtmp、Fvirtmp分别原样确定为假想外力Mvir、Fvir即可。而且，除了确定Mfbdmd或Mfbdmd_a的处理、以及确定假想外力Mvir、Fvir的处理以外，其它与本实施方式相同。这样，可以确定促动器动作FB目标值来抑制γact、βact分别从容许范围[γdamin、γdamax]、[βdamin、βdamax]中脱离出来。另外，即使是在这种情况下，因为以使状态量偏差γerr、βerr接近于0的方式来确定假想外力Mvir、Fvir，因此，其结果是，以抑制模型车辆的γd、βd分别从容许范围[γdamin、γdamax]、[βdamin、βdamax]脱离出来的方式来确定γd、βd。 

此外，在使用所述式子28b来确定Mfbdmd_a(Mfbdmd_a’)的情况下，该式子28b右边的第2项及第3项之和相当于本发明中的反馈补助要求量。这种情况下，当Mfbdmd存在于不灵敏区处理部221的不灵敏区内时，因为式子28a右边的Mfbdmd_a为该不灵敏区内的规定值0，因此，根据Mfbdmd_a’来确定作为实车执行操作用控制输入的FB目标第n轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_n，其中，Mfbdmd_a’是根据该反馈补助要求量对该0进行修正而得到的。另外，Mfbdmd不存在于不灵敏区处理部221的不灵敏区内时，式子28a右边的Mfbdmd_a为Mfbdmd超出该不灵敏区的超出部分，因此，其结果，根据Mfbdmd_a’来确定作为实车执行操作用控制输入的FB目标第n轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_n，其中，Mfbdmd_a’是至少根据该反馈补助要求量对Mfbdmd进行修正而得到的。 

[关于FF规则] 

下面，参照图17，进一步详细说明所述FF规则22的处理。图17是表示FF规则22处理的功能方框图。 

如上所述，在本实施方式中，FF规则22确定的前馈目标值(对应了驾驶操作输入的促动器装置3的基本目标值)包括：由驱动/制动装置3A的刹车装置产生的实车1各车轮W1～W4的驱动/制动力的前馈目标值(以下，称为FF目标第n轮刹车驱动/制动力(n＝1、2，3、4))、由驱动/制动装置3A的驱动系统产生的实车1驱动轮W1、W2的驱动/制动力的前馈 目标值(以下，称为FF目标第n轮驱动系统驱动/制动力(n＝1、2)、驱动/制动装置3A的变速装置的减速比(变速比)的前馈目标值(以下，称为FF目标变速减速比)、以及由操舵装置3B产生的实车1操舵轮W1、W2的舵角的前馈目标值(以下，称为FF目标前轮舵角δf_ff)。 

如图17所示，根据驾驶操作输入之中的操舵角θh(或根据θh和Vact)，并通过处理部230确定FF目标前轮舵角δf_ff。图17中，设想操舵装置3B为所述促动器驱动型的操舵装置的情形。这种情况下，处理部230，通过与所述标准操作量确定部14的处理部14a的处理相同的处理，来确定FF目标前轮舵角δf_ff。即，用操舵角θh除以规定的总转向比is或者根据Vact设定的总转向比is来确定δf_ff。这样所确定的δf_ff的值，与通过所述标准操作量确定部14的处理部14a确定的无限制时前轮舵角δf_unltd的值相同。 

另外，在操舵装置3B为所述促动器辅助型的操舵装置时，或者为机械式操舵装置时，不需要确定δf_ff。或者也可以将δf_ff一直设定在0。但是，在操舵装置3B为促动器辅助型的操舵装置，并具有根据Vact而对根据操舵角θh机械性确定的前轮W1、W2的舵角进行补正的功能时，可以根据Vact来确定其补正量，并将该补正量确定为δf_ff。 

作为补充，在操舵装置3B为促动器辅助型的操舵装置时，因为前轮W1、W2的基本的舵角(δf_act的基本值)是根据操舵角θh而进行机械性确定，故而δf_ff具有作为由促动器确定的前轮W1、W2的舵角补正量的前馈目标值的意思。 

另外，根据驾驶操作输入中的刹车闸操作量，并分别通过处理部231a_n(n＝1、2、3、4)来确定FF目标第n轮刹车驱动/制动力(n＝1、2、3、4)。图中各处理部231a_n所示的图表是分别例举刹车闸操作量与FF目标第n轮刹车驱动/制动力(n＝1、2、3、4)之间关系的图表，该图表中的横轴方向的值为刹车闸操作量的值，纵轴方向的值为FF目标第n轮刹车驱动/制动力。如图中的图表所示，FF目标第n轮刹车驱动/制动力(＜0)基本上是随着刹车闸操作量的增加而其大小(绝对值)呈单调增加的方式被确定。另外，在图示的例子中，为使FF目标第n轮刹车驱动/制动力的大小不至于变得过大，一旦刹车闸操作量超过规定量(对于刹车闸操作 量的增加，FF目标第n轮刹车驱动/制动力的绝对值的增加率接近于0或成为0)时，FF目标第n轮刹车驱动/制动力会呈现饱和。 

根据驾驶操作输入中的油门操作量及变速杆位置和Vact，并通过驱动系统促动器动作FF目标值确定部232，来确定FF目标第n轮驱动系统驱动/制动力(n＝1、2)和FF目标变速减速比。由于该驱动系统促动器动作FF目标值确定部232的处理可以与下述手法相同，故而本说明书中省略其详细说明，该手法是指，在公知的一般汽车的场合下，根据油门操作量和Vact和变速装置的变速杆位置，来确定从发动机传递给驱动轮的驱动力和变速装置的减速比。 

以上是本实施方式中的FF规则22的具体处理的内容。 

[关于促动器动作目标值合成部] 

下面，详细说明所述促动器动作目标值合成部24的处理。图18是表示该促动器动作目标值合成部24的处理的功能方框图。 

参照同图，促动器动作目标值合成部24，关于第1轮W1，用加法器240来求解出所述促动器动作FF目标值之中的FF目标第1轮刹车驱动/制动力与FF目标第1轮驱动系统驱动/制动力之和。而且，将该和作为FF综合目标第1轮驱动/制动力FFtotal_1输入给最佳目标第1驱动/制动力确定部241a_1。此外，用加法器242来求解出该FFtotal_1与所述促动器动作FB目标值之中的FB目标第1轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_1之和。随后，将该和作为无限制目标第1轮驱动/制动力Fxdmd_1输入给最佳目标第1驱动/制动力确定部241a_1。 

另外，促动器动作目标值合成部24，关于第2轮W2，用加法器243求解出所述促动器动作FF目标值之中的FF目标第2轮刹车驱动/制动力与FF目标第2轮驱动系统驱动/制动力之和。而且，将上述和作为FF综合目标第2轮驱动/制动力FFtotal_2输入给最佳目标第2驱动/制动力确定部241a_2。此外，用加法器244来求解出该FFtotal_2与所述促动器动作FB目标值之中的FB目标第2轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_2之和。随后，将所述和作为无限制目标第2轮驱动/制动力Fxdmd_2输入给最佳目标第2驱动/制动力确定部241a_2。 

另外，促动器动作目标值合成部24，关于第3轮W3，将所述促动器动作FF目标值之中的FF目标第3轮刹车驱动/制动力原样地作为FF综合目标第3轮驱动/制动力FFtotal_3输入给最佳目标第3驱动/制动力确定部241a_3。此外，用加法器245来求解出该FFtotal_3与所述促动器动作FB目标值之中的FB目标第3轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_3之和。随后，将该和作为无限制目标第3轮驱动/制动力Fxdmd_3输入给最佳目标第3驱动/制动力确定部241a_3。 

另外，促动器动作目标值合成部24，关于第4轮W4，将所述促动器动作FF目标值中的FF目标第4轮刹车驱动/制动力原样地作为FF综合目标第4轮驱动/制动力FFtotal_4输入给最佳目标第4驱动/制动力确定部241a_4。此外，用加法器246来求解出该FFtotal_4与所述促动器动作FB目标值之中的FB目标第4轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_4之和。随后，将该和作为无限制目标第4轮驱动/制动力Fxdmd_4输入给最佳目标第4驱动/制动力确定部241a_4。 

在此，所述FF综合目标第n轮驱动/制动力FFtotal_n(n＝1、2、3、4)，将其一般化而言，是表示由驱动/制动装置3A的驱动系统动作产生的第n轮Wn的驱动/制动力的前馈目标值(FF目标第n轮驱动系统驱动/制动力)与由刹车装置动作产生的第n轮Wn的驱动/制动力的前馈目标值(FF目标第n轮刹车驱动/制动力)之总和。这种情况下，在本说明书的实施方式中，因为设前轮W1、W2为实车1的驱动轮，后轮W3、W4为从动轮，故而关于后轮W3、W4，FF目标第n轮刹车驱动/制动力(n＝3、4)原样地被确定为FF综合目标第n轮驱动/制动力FFtotal_n。 

另外，所述无限制目标第n轮驱动/制动力Fxdmd_n(n＝1、2、3、4)由于是所述FF综合目标第n轮驱动/制动力FFtotal_n与所述FB第n轮刹车驱动/制动力之和，故而是表示被驱动/制动装置3A的前馈控制动作(至少与驾驶操作输入对应的前馈控制动作)和反馈控制动作(至少与状态量偏差γerr、βerr对应的反馈控制动作)所要求的第n轮的总驱动/制动力。 

而且，促动器动作目标值合成部24，通过最佳目标第n驱动/制动力确定部241a_n(n＝1、2、3、4)，分别确定作为第n轮Wn的驱动/制动力 最终目标值的目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n，而且同时确定作为第n轮的打滑比最终目标值的目标第n轮打滑比。 

这种情况下，除了FFtotal_n和Fxdmd_n之外，还有第n轮Wn的实际侧滑角(具体而言，当n＝1、2时，为实际前轮侧滑角βf_act，当n＝3、4时，为实际后轮侧滑角βr_act)的最新值(此次值)和推定摩擦系数μestm的最新值(此次值)也被输入给最佳目标第n驱动/制动力确定部241a_n(n＝1、2、3、4)。另外，虽省略图示，但是，实际前轮舵角δf_act的最新值(此次值)也被输入给与前轮W1、W2有关的最佳目标第n驱动/制动力确定部241a_n(n＝1、2)。而且，最佳目标第n驱动/制动力确定部241a_n(n＝1、2、3、4)依据送给各确定部的输入，以如后所述的方式来确定目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n和目标第n轮打滑比。 

另外，促动器动作目标值合成部24，将所述促动器动作FB目标值之中的自动操舵用FB目标横向力Fyfbdmd_f、和所述促动器动作FF目标值之中的FF目标前轮舵角δf_ff输入给最佳目标自动舵角确定部247，通过该最佳目标自动舵角确定部247，来确定作为前轮W1、W2最终舵角目标值的目标前轮舵角δfcmd。另外，当操舵装置3B为所述促动器驱动型的操舵装置时，该δfcmd是表示由促动器动作产生的前轮W1、W2的舵角本身(以实车1前后方向为基准的舵角)的最终目标值。另一方面，当操舵装置3B为所述促动器辅助型的操舵装置时，是表示由促动器动作产生的前轮W1、W2的舵角的补正量的最终目标值。 

另外，促动器动作目标值合成部24，将所述促动器动作FF目标值之中的FF目标第n轮驱动系统驱动/制动力(n＝1、2)原样地作为目标第n轮驱动系统驱动/制动力予以输出，该目标第n轮驱动系统驱动/制动力是指由驱动/制动装置3A的驱动系统动作产生的第n轮Wn的驱动/制动力的最终目标值。此外，促动器动作目标值合成部24，将所述促动器动作FF目标值之中的FF目标变速减速比原样地作为目标变速减速比予以输出，该目标变速减速比是指驱动/制动装置3A的变速装置的减速比(变速比)的最终目标值。 

以下详细说明所述最佳目标第n驱动/制动力确定部241a_n(n＝1、2、3、4)的处理。图19是表示各最佳目标第n驱动/制动力确定部241a_n 的处理的流程图。 

参照同图，首先，在S100，当第n轮Wn(n＝1、2、3、4)的侧滑角为实际侧滑角(具体而言，当n＝1、2时，为实际前轮侧滑角βf_act，当n＝3、4时，为实际后轮侧滑角βr_act)，路面摩擦系数(第n轮Wn和路面之间的摩擦系数)为推定摩擦系数μestm，并以此为前提条件。而且，在该前提条件的基础之上，求解出：作为与无限制目标第n轮驱动/制动力Fxdmd_n最接近(包括相一致的场合)的第n轮Wn的驱动/制动力值的第n轮驱动/制动力候补Fxcand_n、以及作为与之对应的第n轮Wn的打滑比值的第n轮打滑比候补Scand_n。 

此处，在一般情况下，在各车轮的侧滑角、路面反力(驱动/制动力、横向力以及着地负荷)、打滑比以及路面摩擦系数之间，具有与该车轮轮胎的特性或悬架装置的特性对应的一定的相关关系。例如，在各车轮的侧滑角、路面反力(驱动/制动力、横向力以及着地负荷)、打滑比以及路面摩擦系数之间，具有由所述非专利文件1中的式子(2.57)、(2.58)、(2.72)、(2.73)表示的相关关系。另外，例如，当使着地负荷及路面摩擦系数为一定的场合时，在各车轮的侧滑角、驱动/制动力、横向力以及打滑比之间，具有所述非专利文件1中的图2.36所示的相关关系。因此，在侧滑角及路面摩擦系数分别为某值时的各车轮的路面反力和打滑比不是分别采用独立的值，而是各自的值按照所述相关关系(以下，称作车轮特性关系)而变化。另外，打滑比在驱动/制动力是驱动方向的驱动/制动力(＞0)时为负的值，而在驱动/制动力是制动方向的驱动/制动力(0＜)时为正的值。 

所以，在本实施方式的S100处理中，依据表示第n轮Wn的侧滑角、路面摩擦系数、驱动/制动力以及打滑比之间关系的预先制作的图表，并根据第n轮Wn的实际侧滑角βf_act或βr_act(最新值)和推定路面摩擦系数μestm(最新值)来求解出：与无限制目标第n轮驱动/制动力Fxdmd_n最接近或与之一致的驱动/制动力(与Fxdmd_n之差的绝对值为最小时的驱动/制动力)、以及与该驱动/制动力对应的打滑比。而且，将如此求得的驱动/制动力和打滑比分别确定为第n轮驱动/制动力候补Fxcand_n、和第n轮打滑比候补Scand_n。 

另外，在该处理中使用的图表，例如只要通过各种实验等，或者依据 车轮W1～W4的轮胎特性或悬架装置3C的特性，预先确定或者推定所述车轮特性关系，并依据该确定或推定的车轮特性关系来制作即可。另外，也可以将第n轮Wn的着地负荷作为变量参数加入到该图表中。这种情况下，只要将第n轮Wn的实际着地负荷Fzact_n输入给最佳目标第n驱动/制动力确定部241a_n，根据第n轮Wn的实际侧滑角βf_act或βr_act、和推定摩擦系数μestm、和实际着地负荷Fzact_n，来确定Fxcand_n、Scand_n即可。其中，由于实际着地负荷Fzact_n的变动一般情况下较小，故而可以将该实际着地负荷Fzact_n视为一定值。 

作为补充，对应于第n轮Wn的实际侧滑角βf_act或βr_act、与推定路面摩擦系数μestm一组，或者对应于它们与实际着地负荷Fzact_n一组，当Fxdmd_n是处于在第n轮Wn可能产生(可从路面作用来的)的驱动/制动力(按照所述车轮特性关系可能产生的驱动/制动力)值的范围内时，可以将Fxdmd_n原样地确定为Fxcand_n。并且，当Fxdmd_n脱离出该范围时，可以将该范围中的上限值(＞0)及下限值(＜0)之中与Fxcand_n接近的一方确定为Fxdmd_n。 

另外，对应于第n轮Wn的实际侧滑角βf_act或βr_act、与推定路面摩擦系数μestm一组，或者对应于它们与着地负荷Fzact_n一组，在第n轮Wn可能产生的打滑比与驱动/制动力的关系(按照所述车轮特性关系可能产生的打滑比与驱动/制动力的关系)，一般情况下，是驱动/制动力相对于该打滑比的变化而具有峰值(极限值)的关系(是指在以打滑比为横轴的值、以驱动/制动力的大小为纵轴的值时，向上凸起的图表)。因此，有时会存在2种与绝对值小于其峰值的驱动/制动力值对应的打滑比的值。当这种与Fxcand_n对应的打滑比的值有2种存在时，只要将这2种打滑比的值之中更接近于0的一方的打滑比的值确定为第n轮打滑比候补Scand_n即可。换言之，在第n轮Wn的打滑比和驱动/制动力的关系(依照所述车轮特性关系的关系)中，只要是在驱动/制动力为峰值时的打滑比的值和0之间的范围内确定第n轮打滑比候补Scand_n即可。 

作为补充，在驱动/制动力为峰值时的打滑比的值和0之间的范围内，随着打滑比的绝对值从0开始增加，驱动/制动力的绝对值呈单调增加。 

接着，进入S102，在与S100相同的前提条件的基础之上，确定最大 力矩产生时第n轮驱动/制动力Fxmmax_n、和作为与之对应的打滑比的最大力矩产生时第n轮打滑比Smmax_n。在此，最大力矩产生时第n轮驱动/制动力Fxmmax_n是指：当第n轮Wn的侧滑角为实际侧滑角βf_act或βr_act而路面摩擦系数为推定摩擦系数μestm时，在第n轮Wn可能产生的路面反力(具体而言，按照所述车轮特性关系，从路面可能作用于第n轮Wn上的驱动/制动力和横向力之合力)之中，通过该路面反力而绕实车1重心点G产生的偏摆方向的力矩朝着与所述反馈偏摆力矩基本要求值Mfbdmd的极性相同的极性(朝向)成为最大时的路面反力的驱动/制动力分量的值。另外，这种情况下，Fxmmax_n、Smmax_n是在第n轮Wn的驱动/制动力和打滑比的关系(按照所述车轮特性关系的关系)中，并在驱动/制动力的绝对值随着打滑比的绝对值从0开始增加而呈单调增加的区域内被确定。因此，Smmax_n是在驱动/制动力为峰值时的打滑比的值与0之间被确定。 

在S102，关于前轮W1、W2(n＝1或2时)，例如根据实际前轮侧滑角βf_act、推定摩擦系数μestm以及实际前轮舵角δf_act，依据预先制作的图表(表示前轮侧滑角、路面摩擦系数、前轮舵角、最大力矩产生时驱动/制动力、和最大力矩产生时打滑比之间关系(按照所述车轮特性关系的关系)的图表)来确定最大力矩产生时第n轮驱动/制动力Fxmmax_n和与之对应的最大力矩产生时第n轮打滑比Smmax_n。或者，依据表示前轮侧滑角、路面摩擦系数、打滑比、驱动/制动力、和横向力之间关系的图表以及实际前轮舵角δf_act，从对应于βf_act和μestm一组而可能产生的第n轮Wn(n＝1或2)的驱动/制动力和横向力的一组中，探索性地来确定这些合力绕实车1重心点G产生的偏摆方向的力矩为最大时的驱动/制动力和横向力的一组。而且，可以将与该组对应的驱动/制动力和打滑比分别确定为Fxmmax_n、Smmax_n。 

另外，关于后轮W3、W4(n＝3或4时)，例如，根据实际后轮侧滑角βr_act和推定摩擦系数μestm，并依据预先制作的图表(表示后轮侧滑角、路面摩擦系数、最大力矩产生时驱动/制动力、和最大力矩产生时打滑比之间关系(依照所述车轮特性关系的关系)的图表)，来确定最大力矩产生时第n轮驱动/制动力Fxmmax_n和与之对应的最大力矩产生时第n 轮打滑比Smmax_n。或者，依据表示后轮侧滑角、路面摩擦系数、打滑比、驱动/制动力、和横向力之间关系的图表，从对应于βr_act和μestm一组而可能产生的第n轮Wn(n＝3或4)的驱动/制动力和横向力组中，探索性地来确定这些合力绕实车1重心点G产生的偏摆方向的力矩为最大时的驱动/制动力和横向力一组。而且，可以将与该组对应的驱动/制动力和打滑比分别确定为Fxmmax_n、Smmax_n。 

另外，在S102的处理中，与就所述S100的处理进行说明的情况同样，也可以包括作为变量参数的第n轮Wn的实际着地负荷Fzact_n。 

接着，如后面所述执行S104～S112的处理，确定目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n。这种情况下，以满足下述条件(1)～(3)的方式来确定目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n。其中，条件(1)～(3)是以条件(1)、(2)、(3)的顺序作为优先顺序高低的条件。而且，当不能确定出满足全部条件(1)～(3)的目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n时，则先满足优先顺序高的条件的方式来确定目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n。 

条件(1)：当FF综合目标第n轮驱动/制动力FFtotal_n和目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n为制动方向的驱动/制动力时，使得目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n的大小(绝对值)不小于FF综合目标第n轮驱动/制动力FFtotal_n的大小(绝对值)。换言之，不会出现0＞Fxcmd_n＞FFtotal_n的情况。 

条件(2)：当目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n变为与最大力矩产生时第n轮驱动/制动力Fxmmax_n相同极性时，使得Fxcmd_n的大小(绝对值)不会超过Fxmmax_n的大小(绝对值)。换言之，不会出现Fxcmd_n＞Fxmmax_n＞0、或者Fxcmd_n＜Fxmmax_n＜0的情况。 

条件(3)：使得目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n尽可能与第n轮驱动/制动力候补Fxcand_n一致(更加准确而言，是使得Fxcmd_n与Fxcand_n的差的绝对值为最小) 

此处，条件(1)，是为了使得目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n不会小于实车1驾驶者操作刹车踏板所要求的实车1的第n轮Wn的制动方向的驱动/制动力(其相当于FFtotal_n)的条件。作为补充，在本说明书的实施方式中，因为后轮W3、W4是从动轮，故而与后轮W3、W4有关的FF 综合目标第n轮驱动/制动力Fftotal_n(n＝3、4)及目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n(n＝3、4)一直为0以下的值。因此，关于后轮W3、W4，条件(1)与“使得目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n的大小(绝对值)不小于FF综合目标第n轮驱动/制动力FFtotal_n的大小(绝对值)。”的条件相同。 

另外，条件(2)，是为了使得对应于目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n而在第n轮Wn产生的横向力不至于变得过小的条件。 

另外，条件(3)，是为了尽可能满足通过所述促动器动作FB目标值确定部20b和FF规则22来确定的促动器装置3的动作的控制要求(目标)的条件。另外，Fxcand_n如上所述是：按照所述车轮特性关系(第n轮Wn的侧滑角为实际侧滑角βf_act或βr_act而路面摩擦系数为推定摩擦系数μestm，并以此为前提条件时的车轮特性关系)，在第n轮Wn可能产生的驱动/制动力的值的范围内，与所述无限制目标第n轮驱动/制动力Fxdmd_n最接近(包括相一致的场合)的驱动/制动力的值。因此，条件(3)若换种说法，与下述的条件等同，即该条件为：目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n，是按照所述车轮特性关系(以下述情况为前提条件时的车轮特性关系，即指第n轮Wn的侧滑角为实际侧滑角βf_act或βr_act而路面摩擦系数为推定摩擦系数μestm)，在第n轮Wn可能产生的驱动/制动力的值的范围内的值；而且，尽可能与无限制目标第n轮驱动/制动力Fxdmd_n(依照控制要求的驱动/制动力)一致或接近(与Fxdmd_n之差的绝对值为最小)的条件。 

所述S104～S112的处理具体而言，按如下方式执行。首先，进入S104，判断在S100确定的Fxcand_n与在S102确定的Fxmmax_n的大小关系是否为0＞Fxmmax_n＞Fxcand_n或0＜Fxmmax_n＜Fxcand_n。当该判断结果为NO时，进入S106，将Fxcand_n的值代入目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n。即，当Fxcand_n与Fxmmax_n为相互不同的极性时，或者当Fxcand_n与Fxmmax_n为相同极性，且Fxcand_n的大小(绝对值)在Fxmmax_n的大小(绝对值)以下时，将Fxcand_n的值原样地代入Fxcmd_n。另外，当Fxcand_n＝0时(此时，Fxdmd_n也为0)，也将Fxcand_n的值代入Fxcmd_n(设Fxcmd_n＝0)。 

另一方面，当S104的判断结果为YES时，进入S108，将Fxmmax_n 的值(在S102确定的值)代入目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n。 

通过至此为止的处理，以满足所述条件(2)、(3)的方式(其中，优先条件(2))来确定Fxcmd_n。 

在S106或S108的处理后，进入S110，判断所述FF综合目标第n轮驱动/制动力FFtotal_n与现在的目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n(在S106或S108确定的值)间的大小关系是否为0＞Fxcmd_n＞FFtotal_n。当该判断结果为YES时，进入S112，将FFtotal_n重新代入目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n。即，FF综合目标第n轮驱动/制动力FFtotal_n与在S106或S108确定的第n轮驱动/制动力候补Fxcmd_n为制动方向上的驱动/制动力，而且，在Fxcmd_n的大小(绝对值)小于FFtotal_n的大小(绝对值)时，将FFtotal_n的值代入Fxcmd_n。另外，当S110判断结果为NO时，原样维持此时的Fxcmd_n值。 

通过以上S104～S112的处理，如上所述，基本上是，满足所述条件(1)～(3)的方式来确定目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n。而且，当无法确定出满足全部条件(1)～(3)的目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n时，则以先满足优先顺序高的条件的方式来确定目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n。 

当S110的判断结果为YES时，或者在S112的处理后，执行S114中的处理。在该S114，将与如上所述在S106～S112的处理中确定的Fxcmd_n相对应的打滑比确定为目标第n轮打滑比Scmd_n。这种情况下，根据所述S104～S112的处理，Fxcmd_n是Fxcand_n、Fxmmax_n、FFtotal_n中的任意一值。而且，当Fxcmd_n＝Fxcand_n时，在S100求得的第n轮打滑比候补Scand_n被确定为Scmd_n。另外，当Fxcmd_n＝Fxmmax_n时，在S102确定的最大力矩产生时第n轮打滑比Smmax_n被确定为Scmd_n。另外，当Fxcmd_n＝FFtotal_n时，例如只要依据在所述S100的处理中使用的图表，求解出与FFtotal_n对应的打滑比，并将所求得的打滑比确定为Scmd_n即可。这种情况下，当存在有2种与FFtotal_n对应的打滑比的值时，只要将接近于0的一方的打滑比的值(第n轮Wn的驱动/制动力为峰值时的打滑比的值与0之间的范围内的值)确定为Scmd_n即可。另外，FFtotal_n在该图表中，当脱离出在第n轮Wn可能产生的驱动/制动力的值的范围 时，在其范围内，将与最接近于FFtotal_n的驱动/制动力的值对应的打滑比确定为Scmd_n即可。 

以上是最佳目标第n驱动/制动力确定部241a_n(n＝1、2、3、4)的详细处理。 

另外，在本实施方式中，虽然是在确定目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n之后来确定与之对应的目标第n轮打滑比Scmd_n的，但也可以与之相反，在确定目标第n轮打滑比Scmd_n之后，再来确定与之对应的目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n。这种情况下，依据与所述条件(1)～(3)对应的目标第n轮打滑比Scmd_n的相关条件，通过与所述S104～S112相同的处理来确定目标第n轮打滑比Scmd_n。而且，此后，只要确定与该Scmd_n对应的Fxcmd_n即可。另外，这种情况下，Scmd_n是在依照第n轮Wn的所述车轮特性关系的打滑比与驱动/制动力之间关系中，驱动/制动力为峰值时的打滑比的值与0之间的范围内被确定。 

下面，说明所述最佳目标自动舵角确定部247的处理。图20是表示该最佳目标自动舵角确定部247的处理的功能方框图。 

参照同图，最佳目标自动舵角确定部247，首先，依据Fyfbdmd_f，通过处理部247a来确定FB自动舵角δf_fb，而该FB自动舵角δf_fb是指：为了使得实车1在前轮W1、W2产生由所述促动器动作FB目标值确定部20b确定的自动操舵用FB目标横向力Fyfbdmd_f(具体而言，仅使前轮W1的横向力和前轮W2的横向力之合力中的Fyfbdmd_f发生变化)而被要求的前轮W1、W2的舵角的变化量。这种情况下，在处理部247a，例如根据第1轮W1的实际着地负荷Fzact_1，并通过规定的函数式或图表来求解出第1轮W1的回转率Kf_1，而且同时根据第2轮W2的实际着地负荷Fzact_2，并通过规定的函数式或图表，来求解出第2轮W2的回转率Kf_2。所述函数式或图表是依据实车1前轮W1、W2的轮胎特性预先设定。并且，使用该回转率Kf_1、Kf_2，通过下式30，来确定FB自动舵角δf_fb。 

δf_fb＝(1/(Kf_1+Kf_2))·Fyfbdmd_f    ……式30 

如此求得的FB自动舵角δf_fb相当于：为了使得前轮W1、W2的横 向力之合力仅变化Fyfbdmd_f而所需的前轮侧滑角的修正量。 

另外，通常情况下，因为实际着地负荷Fzact_1、Fzact_2的变化较小，故而可以在式子30中乘以Fyfbdmd_f的系数为常数(1/(Kf_1+Kf_2))。 

接着，最佳目标自动舵角确定部247，通过用加法器247b将如上所述确定的δf_fb加上FF目标前轮舵角δf_ff，来确定目标前轮舵角δfcmd。 

另外，在不确定与所述状态量偏差γerr、βerr对应的自动操舵用FB目标横向力Fyfbdmd_f、或者一直使Fyfbdmd_f＝0时，只需将δf_ff原样地确定为目标前轮舵角δf_cmd即可。 

以上是所述促动器动作目标值合成部24的详细处理。 

[关于促动器驱动控制装置] 

所述促动器驱动控制装置26，为满足由所述促动器动作目标值合成部24确定的目标值而使实车1的促动器装置3动作。例如，以使得由驱动/制动装置3A的驱动系统动作产生的第1轮W1的驱动/制动力(驱动方向的驱动/制动力)达到所述目标第1轮驱动系统驱动/制动力的方式来确定该驱动系统的促动器操作量，并与之对应使该驱动系统动作。此外，以使得第1轮W1的实际路面反力之中的驱动/制动力(由驱动系统动作产生的第1轮W1的驱动/制动力和由刹车装置动作产生的第1轮W1的驱动/制动力(制动方向的驱动/制动力)之和)达到所述目标第1轮驱动/制动力Fxcmd_1的方式来确定刹车装置的促动器操作量，并与之对应使该刹车装置动作。而且，这种情况下，使得第1轮W1的实际打滑比和所述目标第1轮打滑比Scmd_1之差接近于0的方式来调整驱动系统或刹车装置的动作。关于其他车轮W2～W4也与之相同。 

另外，当操舵装置3B为促动器驱动型的操舵装置时，使得实际前轮舵角δf_act与所述目标前轮舵角δfcmd相一致的方式来确定操舵装置3B的促动器操作量，并与之对应来控制操舵装置3B的动作。另外，当操舵装置3B为促动器辅助型的操舵装置时，使得实际前轮舵角δf_act与下述之和相一致的方式来控制操舵装置3B的动作，该和为：所述目标前轮舵角δf_cmd与操舵角θh所对应的机械性的舵角量之和。 

另外，驱动/制动装置3A的驱动系统的变速装置的减速比按照所述 目标变速减速比而被控制。 

此外，各车轮W1～W4的驱动/制动力或横向力等控制量容易引起驱动/制动装置3A、操舵装置3B、悬架装置3C的动作的互相干扰。这种情况下，为了将该控制量控制在目标值，最好是通过非干扰化处理综合性控制驱动/制动装置3A、操舵装置3B、悬架装置3C的动作。 

[第2实施方式] 

下面，参照图21，说明本发明的第2实施方式。另外，因为本实施方式与所述第1实施方式仅有一部分处理不同，因此以该不同部分为中心进行说明，并省略相同部分的说明。另外，在本实施方式的说明中，关于与第1实施方式相同的构成部分或者相同的功能部分，使用与第1实施方式相同的参照符号。 

本来以满足与状态量偏差γerr、βerr对应的反馈偏摆力矩基本要求值Mfbdmd的方式来确定促动器动作FB目标值，这在反馈控制理论上是属于理想的。然而，在所述第1实施方式中，由于不灵敏区处理部221、限幅器222d_n等处理上的原因，通过促动器动作FB目标值而绕实车1重心点G产生的偏摆方向上的力矩相对Mfbdmd会出现过大或不足。此外，因为从促动器动作FB目标值到促动器动作目标值的各处理功能部(促动器动作目标值合成部24等)方面的非线性(限幅器或饱和特性等)的影响，根据促动器动作FB目标值而在实车1各车轮W1～W4产生的路面反力相对于促动器动作FB目标值有时会产生过大或不足。因此，在实车1各车轮W1～W4产生的路面反力相对于为使状态量偏差γerr、βerr接近于0的理想的路面反力有时会产生过大或不足。 

另一方面，关于针对实车1运动状态量和模型车辆运动状态量之差而言的影响，将其差反馈于实车1促动器装置3而使得附加性的路面反力(使该差接近于0的路面反力)作用于实车1、与使该附加性的路面反力进行(-1)倍数变换而成的外力作用于模型车辆上是等价的。 

因此，在本实施方式中，根据在实车1各车轮W1～W4产生的路面反力的相对于理想的路面反力而言过大或不足的部分，修正作用于模型车辆上的假想外力，并由此来补偿该过大或不足部分。 

以下，参照图21进行说明，在本实施方式中，FB分配规则20假想外力确定部20a除了所述第1实施方式中的功能之外，还具有处理部215。 

在处理部215，首先，将由促动器动作FB目标值确定部20b如所述方法确定的促动器动作FB目标值(此次值)输入给处理部215a。而且，通过该处理部215a，计算出路面反力补正量，该路面反力补正量是指起因于该促动器动作FB目标值并作用于实车1各车轮W1～W4上的路面反力的补正量(对应于促动器动作FF目标值而产生的来自路面反力的补正量)。这种情况下，路面反力补正量如下述方法来求得。 

即，依据促动器动作FB目标值(此次值)和促动器动作FF目标值(此次值)，并根据由促动器动作目标值合成部24确定的目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n(n＝1、2、3、4)及目标打滑比Sxcmd_n(n＝1、2、3、4)，来推定作用于第n轮Wn上的路面反力(驱动/制动力及横向力)。此时，只要设第n轮Wn的驱动/制动力的推定值为Fxcmd_n，使用例如基于所述车轮特性关系的图表等来求解出横向力即可。更具体而言，例如只需使用后述的S200和S202以及式子40等来求解横向力即可。另外，通过使促动器动作FB目标值为0，执行与促动器动作目标值合成部24相同的处理，来求解促动器动作FB目标值为0时的各第n轮Wn(n＝1、2、3、4)的目标驱动/制动力及目标打滑比，并与之对应推定出作用于第n轮Wn上的路面反力(驱动/制动力及横向力)。并且，如上所述将促动器动作FB目标值设为不同值，求出第n轮Wn的路面反力的差，并将该差确定为第n轮Wn的路面反力补正量。 

接着，将如上所述求得的路面反力补正量输入给处理部215b。而且，通过该处理部215b计算出：起因于各车轮W1～W4的路面反力补正量(路面反力补正量中的驱动/制动力分量与横向力分量的合力)而绕实车1重心点G产生的总力矩Mfb(偏摆方向的力矩)。具体而言，依据第n轮Wn(n＝1、2、3、4)的路面反力补正量和实际前轮舵角δf_act等(用于规定各车轮W1～W4与实车1重心点的几何学关系的参数)，求解出第n轮Wn的路面反力补正量绕实车1重心点G产生的偏摆方向的力矩。而且，通过合成全部车轮W1～W4的力矩，求解出Mfb。 

此后，通过利用减法器215c从该力矩Mfb减去由促动器动作FB目标 值确定部20b的处理部220确定的反馈偏摆力矩基本要求值Mfbdmd(此次值)，来求解出实车偏摆力矩偏差Mfb_err(＝Mfb-Mfbdmd)。另外，该实车偏摆力矩偏差Mfb_err是表示起因于促动器动作FB目标值而在实车1产生的偏摆方向的力矩相对于Mfbdmd的过大或不足部分。 

然后，在乘法部215d，将规定的增益Cfb乘上实车偏摆力矩偏差Mfb_err，来确定假想外力补偿力矩Mvir_c。增益Cfb是成为0＜Cfb≤1的值(1以下的正值)。该假想外力补偿力矩Mvir_c是表示：起因于促动器动作FB目标值而在实车1产生偏摆方向的力矩，该力矩相对于Mfbdmd而过大或不足，这样以使得起因于相对于Mfbdmd的过大或不足部分而产生的实车1与模型车辆之间的状态量偏差接近于0的方式绕模型车辆的重心点Gd会产生的偏摆方向上的力矩。 

随后，使由所述γβ限幅器202以如前所述的方式确定的假想外力(所述减法器207的输出)作为第2暂定值Mvir’(＝Mvirtmp-Mvir_over)、Fvir’(＝Fvirtmp-Fvir_over)，通过加法器215e，将该第2暂定值Mvir’、Fvir’和假想外力补偿力矩Mvir_c进行加算。由此，确定假想外力Mvir、Fvir(此次值)。具体而言，将第2暂定值Mvir’与Mvir_c之和确定为Mvir，将第2暂定值Fvir’原样地确定为Fvir。 

以上的说明以外的构成及处理与所述第1实施方式相同。 

根据本实施方式，降低了状态量偏差γerr、βerr到促动器动作目标值的非线性给βerr、γerr的动作带来的影响，一面较高地保持线性，一面使得γerr、βerr收敛于0。换言之，为了使状态量偏差γerr、βerr收敛于0用的反馈增益的总和接近于上述式子23中的增益矩阵Kfbdmd与式子15中的增益矩阵Kfvir间的差(Kfbdmd-Kfvir)。 

换言之，同下述第1场合下的差与状态量偏差γerr、βerr之间的关系相比，下述第2场合下的差与状态量偏差γerr、βerr之间的关系成为线性更高的关系；其中，第1场合下的差是指：在将假想外力的所述第2暂定值Mvir’、Fvir’原样地作为假想外力Mvir、Fvir输入给标准动态特性模型16时，作用于所述模型车辆上的外力(偏摆方向的力矩)与起因于所述促动器动作FB目标值而作用于实车1上的外力(偏摆方向的力矩Mfb)间的差；第2场合下的差是指：在将由假想外力补偿力矩Mvir_c对 第2暂定值Mvir’、Fvir’修正而得的假想外力Mvir、Fvir输入给标准动态特性模型16时，作用于所述模型车辆上的外力(偏摆方向的力矩)与起因于所述促动器动作FB目标值而作用于实车1上的外力(偏摆方向的力矩Mfb)间的差。 

[第3实施方式] 

下面，参照图22～图24，说明本发明的第3实施方式。另外，因为本实施方式与所述第1实施方式只有一部分的处理不同，因此以该不同部分为中心进行说明，省略说明相同的部分。另外，在本实施方式的说明中，关于与第1实施方式相同的构成部分或者相同的功能部分，则使用与第1实施方式相同的参照符号。 

在所述第1实施方式中，作为针对驱动/制动装置3A的促动器动作FB目标值，求解出了所述FB目标第n轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_n，该所述FB目标第n轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_n是指通过驱动/制动装置3A的刹车装置的动作而作用于第n轮Wn(n＝1、2、3、4)上的驱动/制动力的补正要求值(用于使状态量偏差γerr、βerr接近于0的补正要求值)。在本实施方式中，将FB目标第n轮刹车力矩Mfbdmd_n(n＝1、2、3、4)替换所述FB目标第n轮刹车驱动/制动力Fxfbdmd_n，将其确定为针对驱动/制动装置3A的促动器动作FB目标值。该FB目标第n轮刹车力矩Mfbdmd_n是表示通过驱动/制动装置3A的刹车装置的动作而作用于各车轮W1～W4上的路面反力(具体是指驱动/制动力与横向力的合力)绕实车1重心点G产生的偏摆方向上的力矩的补正要求值(用于使状态量偏差γerr、βerr接近于0的补正要求值)。而且，在本实施方式中，使用该FB目标第n轮刹车力矩Mfbdmd_n来确定促动器动作目标值。 

因此，在本实施方式中，FB分配规则20的促动器动作FB目标值确定部20b的处理、与促动器动作目标值合成部24的处理不同于所述第1实施方式。而除此之外的构成及处理与第1实施方式相同。 

下面说明本实施方式中的促动器动作FB目标值确定部20b的处理和促动器动作目标值合成部24的处理。 

图22是表示本实施方式中的促动器动作FB目标值确定部20b的处理 功能的功能方框图。参照同图，促动器动作FB目标值确定部20b，首先，通过处理部220、221执行与第1实施方式相同的处理，分别确定所述反馈偏摆力矩基本要求值Mfbdmd、和不灵敏区超过反馈偏摆力矩要求值Mfbdmd_a。 

接着，促动器动作FB目标值确定部20b执行促动器动作FB目标值分配处理部222的处理，以确定促动器动作FB目标值。这种情况下，在本实施方式中，各FB目标第n轮刹车力矩Mfbdmd_n(n＝1、2、3、4)通过处理部222f_n、222g_n被确定。另外，自动操舵用FB目标横向力Fyfbdmd_f通过处理部222e被确定。处理部222e的处理与所述第1实施方式相同。另外，可以省略处理部222e。 

各FB目标第n轮刹车力矩Mfbdmd_n(n＝1、2、3、4)如下所述进行确定。即，一般以下述方式来确定FB目标第n轮刹车力矩Mfbdmd_n(n＝1、2、3、4)：当Mfbdmd_a为正时，通过实车1左侧车轮W1、W3的路面反力的操作(补正)来产生其力矩，当Mfbdmd_a为负时，通过实车1右侧车轮W2、W4的路面反力的操作(补正)来产生其力矩。 

具体而言，首先，通过与各车轮W1～W4对应的处理部222f_n(n＝1、2、3、4)，分别确定第n轮分配增益Kn。该第n轮分配增益Kn的确定方法与所述第1实施方式相同。即，根据作为前轮侧增益调整参数的实际前轮侧滑角βf_act，例如如所述图14(a)中图表所示那样，分别确定关于前轮W1、W2的K1、K2。另外，根据作为后轮侧增益调整参数的实际后轮侧滑角βr_act，例如如所述图14(b)中图表所示那样，分别确定关于后轮W3、W4的K3、K4。而且，各处理部222f_n(n＝1、2、3、4)通过将该第n轮分配增益Kn乘上Mfbdmd_a，来确定第n轮分配力矩基本值Mfb_n。另外，如此确定的Mfb_n的极性(朝向)与Mfbdmd_a相同。另外，第n轮分配增益Kn除了根据βf_act或βr_act如上所述地进行确定以外，也可以按所述第1实施方式中说明的任意一个方式来确定。而且，这种情况下，前轮侧增益调整参数及后轮侧增益调整参数与所述第1实施方式相同，也可以使用βf_act、βr_act以外的参数。 

此后，促动器动作FB目标值分配处理部222，使如上所述确定的第n轮分配力矩基本值Mfb_n(n＝1、2、3、4)分别通过与第n轮Wn对应的限幅 器222g_n，由此来分别确定FB目标第n轮刹车力矩Mfbdmd_n。 

在此，图22中各限幅器222g_n(n＝1、2、3、4)的图是表示Mfb_n与Mfbdmd_n关系的图表，该图表的横轴方向的值为Mfb_n的值，纵轴方向的值为Mfbdmd_n的值。 

该限幅器222g_n中的与第1轮W1及第3轮W3有关的限幅器222g_1、222g_3，只有当输入给它的Mfb_n(n＝1、3)的值为0或为正值时，将Mfb_n原样地作为Mfbdmd_n进行输出，当Mfb_n为负值时，则不受Mfb_n值的影响将进行输出的Mfbdmd_n值设为0。换言之，将0作为下限值，通过对Mfb_n加以限制来确定Mfbdmd_n。 

另一方面，与第2轮W2及第4轮W4有关的限幅器222g_2、222g_4，只有当输入给它的Mfb_n(n＝2、4)的值为0或为负值时，将Mfb_n原样地作为Mfbdmd_n进行输出，当Mfb_n为正值时，则不受Mfb_n值的影响将进行输出的Mfbdmd_n值设为0。换言之，将0作为上限值，通过对Mfb_n加以限制来确定Mfbdmd_n。 

通过这样来确定FB目标第n轮刹车力矩Mfbdmd_n(n＝1、2、3、4)，当Mfbdmd_a＞0时，通过实车1左侧车轮W1、W3的路面反力的补正，来确定Mfbdmd_n，Mfbdmd_n会产生绕实车1重心点G的与Mfbdmd_a大致相等的偏摆方向上的力矩。这种情况下，第1轮W1及第3轮W3的各自Mfbdmd_1、Mfbdmd_3则与Mfbdmd_a成正比(K1或K3乘上Mfbdmd_a后得到的值)。进而，Mfbdmd_a的变化、与Mfbdmd_1、Mfbdmd_3的变化之间的关系成正比关系。而且，该正比关系中的作为前轮侧增益的第1轮分配增益K1和作为后轮侧增益的第3轮分配增益K3分别根据前轮侧增益调整参数(在本实施方式中为βf_act)、后轮侧增益调整参数(在本实施方式中为βr_act)而进行变化。 

另外，当Mfbdmd_a＜0时，通过由驱动/制动装置3A的刹车装置3A的动作产生的实车1右侧车轮W2、W4路面反力的补正，来确定Mfbdmd_n，Mfbdmd_n会产生绕实车1重心点G的与Mfbdmd_a大致相等的偏摆方向上的力矩。这种情况下，第2轮W2及第4轮W4各自的Mfbdmd_2、Mfbdmd_4则与Mfbdmd_a成正比(K2或K4乘上Mfbdmd_a后的值)。进而，Mfbdmd_a的变化、与Mfbdmd_2、Mfbdmd_4的变化之间的关系成正比关系。而且， 该正比关系中的作为前轮侧增益的第2轮分配增益K2和作为后轮侧增益的第4轮分配增益K4分别根据前轮侧增益调整参数(在本实施方式中为βf_act)、后轮侧增益调整参数(在本实施方式中为βr_act)而变化。 

另外，关于第1轮W1及第3轮W3的限幅器222g_n(n＝1、3)，也可以将比0稍小的值作为Mfbdmd_n的下限值，对Mfb_n加以限制，并由此来确定Mfbdmd_n。同样，关于第2轮W2及第4轮W4的限幅器222g_n(n＝2，4)，也可以将比0稍大的值作为Mfbdmd_n的上限值，对Mfb_n加以限制，并由此来确定Mfbdmd_n。 

以上是本实施方式中的促动器动作FB目标值确定部20b的详细处理。 

下面，参照图23及图24，说明本实施方式中的促动器动作目标值合成部24的处理。图23是表示促动器动作目标值合成部24的处理功能的功能方框图，图24是表示其处理功能中的最佳目标第n驱动/制动力确定部的处理的流程图。 

参照图23，本实施方式中的促动器动作目标值合成部24具有：确定目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n及目标第n轮打滑比Scmd_n的最佳目标第n驱动/制动力确定部241b_n(n＝1、2、3、4)、和确定目标前轮舵角δfcmd的最佳自动舵角确定部247。 

最佳自动舵角确定部247的处理与第1实施方式相同。另一方面，最佳目标第n驱动/制动力确定部241b_n的处理与第1实施方式不同。另外，促动器动作目标值合成部24，与所述第1实施方式同样，将由所述FF规则22确定的促动器动作FF目标值之中的FF目标第1轮驱动系统驱动/制动力、FF目标第2轮驱动系统驱动/制动力、和FF目标变速减速比分别作为目标第1轮驱动系统驱动/制动力、目标第2轮驱动系统驱动/制动力、和目标变速减速比进行输出。 

在本实施方式中，下述的FF综合目标第n轮驱动/制动力FFtotal_n(其与第1实施方式同样，由加法器240求得)、和由所述促动器动作FB目标值确定部20b确定的促动器动作FB目标值之中的FB目标第n轮刹车力矩Mfbdmd_n分别被输入给关于前轮W1、W2的最佳目标第n驱动/制动力确定部241b_n(n＝1、2)，其中，该FF综合目标第n轮驱动/制动力FFtotal_n是指由所述FF规则22确定的促动器动作FF目标值 之中的、FF目标第n轮刹车驱动/制动力与FF目标第n轮驱动系统驱动/制动力之和。另外，与第1实施方式的情况相同，实际前轮侧滑角βf_act的最新值(此次值)及推定摩擦系数μestm的最新值(此次值)也被输入给关于前轮W1、W2的最佳目标第n驱动/制动力确定部241b_n(n＝1、2)。此外，虽省略图示，实际前轮舵角δf_act的最新值(此次值)也被输入给最佳目标第n驱动/制动力确定部241b_n(n＝1、2)。 

另外，由所述FF规则22确定的促动器动作FF目标值之中的FF目标第n轮刹车驱动/制动力作为FF综合目标第n轮驱动/制动力FFtotal_n被输入给关于后轮W3、W4的最佳目标第n驱动/制动力确定部241b_n(n＝3、4)，而且同时由所述促动器动作FB目标值确定部20b确定的促动器动作FB目标值之中的FB目标第n轮刹车力矩Mfbdmd_n也被输入给关于后轮W3、W4的最佳目标第n驱动/制动力确定部241b_n(n＝3、4)。另外，与第1实施方式的情况相同，实际后轮侧滑角βr_act的最新值(此次值)及推定摩擦系数μestm的最新值(此次值)也被输入给关于后轮W3、W4的最佳目标第n驱动/制动力确定部241b_n(n＝3、4)。 

而且，最佳目标第n驱动/制动力确定部241b_n(n＝1、2、3、4)，分别依据所输入值来确定目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n和目标第n轮打滑比Scmd_n并输出。 

以下，参照图24，说明各最佳目标第n驱动/制动力确定部241b_n(n＝1、2、3、4)的处理。 

首先，在S200，第n轮Wn(n＝1、2、3、4)的侧滑角是实际侧滑角(具体而言，当n＝1或2时，为实际前轮侧滑角βf_act，当n＝3或4时，为实际后轮侧滑角βr_act)，路面摩擦系数(第n轮Wn与路面之间的摩擦系数)为推定摩擦系数μestm，并以此为前提条件。而且，在该前提条件的基础之上，求解出：对应于所述FF综合目标第n轮驱动/制动力FFtotal_n的打滑比Sff_n。更具体而言，在该前提条件的基础之上，作为Sff_n，求解出：在第n轮Wn可能产生的驱动/制动力中与跟FFtotal_n一致或最接近的驱动/制动力所对应的打滑比的值。这种情况下，例如只要依据在所述第1实施方式的图19中的S100处理所使用的图表，求解出与FFtotal_n对应的打滑比，并将所求得的打滑比确定为Sff_n即可。另外， 当存在有2种与FFtotal_n对应的打滑比的值时，将靠近于0一方的打滑比确定为Sff_n。换言之，在第n轮Wn的打滑比与驱动/制动力的关系(依照所述车轮特性关系的关系)中，在驱动/制动力为峰值(极值)时的打滑比的值和0之间的范围内来确定Sff_n。另外，FFtotal_n在所述前提条件的基础之上，当脱离出在第n轮Wn可能产生的驱动/制动力的值的范围时，将与FFtotal_n最接近的驱动/制动力的值所对应的打滑比的值确定为Sff_n。 

接着，进入S202，求解出：第n轮Wn的打滑比为Sff_n时的第n轮Wn的横向力Fyff_n。这种情况下，例如只要依据表示第n轮Wn的侧滑角、路面摩擦系数、打滑比、和横向力之间关系(依照所述车轮特性关系的关系)的预先制作的图表，并根据第n轮Wn的实际侧滑角βf_act或βr_act的值、推定路面摩擦系数μestm的值、和Sff_n的值，来求解出横向力Fyff_n即可。另外，该图表中也可以包含作为变量参数的第n轮Wn的实际着地负荷Fzact_n。 

此后，进入S204，求解出：打滑比为Sff_n时的第n轮Wn的驱动/制动力即FFtotal_n、与该第n轮Wn的横向力即Fyff_n的合力矢量绕实车1重心点G产生的偏摆方向的力矩Mff_n。具体而言，当第n轮Wn为前轮W1、W2时(n＝1或2时)，依据实际前轮舵角δf_act，求解出从第n轮Wn看到的实车1重心点G的位置矢量(水平面上的位置矢量)。而且，只要对该位置矢量与所述合力矢量进行外积计算(矢量积)来求解出Mff_n即可。另外，当第n轮Wn为后轮W3、W4时(n＝3或4时)，对从第n轮Wn看到的实车1重心点G的位置矢量(水平面上的位置矢量，其被预先设定)与所述合力矢量进行外积计算(矢量积)来求解出Mff_n即可。另外，可以根据FFtotal_n、Fyff_n和实际前轮舵角δf_act(n＝1或2时)，或者根据FFtotal_n和Fyff_n(n＝3或4时)、以及预先制作的图表，来求解出Mff_n。如此求得的Mff_n相当于第n轮的前馈要求力矩(Mfbdmd_n＝0时的要求力矩)。 

之后，进入S206，通过如上所述求得的Mff_n和所述FB目标刹车力矩Mfbdmd_n相加，计算出由第n轮Wn的路面反力产生的绕实车1重心点G的力矩(偏摆方向上的力矩)的暂定目标值、即暂定目标力矩候补 Mcand_n。该Mcand_n是表示在第n轮Wn按照控制要求，绕实车1重心点G会产生的偏摆方向上的力矩。 

然后，进入S208，第n轮Wn(n＝1、2、3、4)的侧滑角是实际侧滑角(具体而言，当n＝1或2时，为实际前轮侧滑角βf_act；当n＝3或4时，为实际后轮侧滑角βr_act)，路面摩擦系数(第n轮Wn与路面之间的摩擦系数)为推定摩擦系数μestm，并以此为前提条件，来确定最大力矩产生时第n轮打滑比Smmax_n。该处理的执行是与在所述第1实施方式中的图19的S102求解出最大力矩产生时第n轮打滑比Smmax_n的场合相同。其中，对应Smmax_n而在第n轮Wn产生的驱动/制动力与横向力的合力，通过该合力产生绕实车1重心点G的力矩(最大力矩)，并使该力矩朝着所述反馈偏摆力矩基本要求值Mfbdmd的极性(朝向)成为最大的方式来确定Smmax_n。 

而后，进入S210，在如上所述求得的Smmax_n的值与0之间，求解出：偏摆方向的力矩与在S206求得的Mcand_n一致或最接近于Mcand_n之时的打滑比Scand_n。如此确定Scand_n是与确定下述打滑比的情形是等价的，即该打滑比是与满足所述条件(2)、(3)(进一步具体而言，在满足条件(2)的范围内，满足条件(3))的驱动/制动力相对应的打滑比。 

在该S210处理中，例如，只要依据表示第n轮Wn的实际侧滑角、路面摩擦系数、打滑比、驱动/制动力、和横向力之间关系(依照所述车轮特性关系的关系)且是预先制作的图表、以及实际前轮舵角δf_act(n＝1或2)，或者依据该图表(n＝3或4时)，在所述前提条件的基础之上，探索性地求出Scand_n即可。 

接着，通过从S212到S216的处理，确定目标第n轮打滑比Scmd_n。此时，当Scand_n和Sff_n同为正值时(即，分别与Scand_n、Sff_n对应的第n轮Wn的驱动/制动力同为制动方向的驱动/制动力时)，以与Scmd_n对应的驱动/制动力(制动方向的驱动/制动力)的绝对值不小于所述FF综合目标第n轮驱动/制动力FFtotal_n的绝对值的方式来确定Scmd_n。 

具体而言，在S212，判断是否为：Scand_n＞Sff_n＞0，当该判断结果为YES时，进入S214，将Scand_n值代入Scmd_n。相反，当S212判断结 果为NO时，进入S216，将Sff_n值代入Scmd_n。 

之后，进入S218，将与如上所述确定的Scmd_n对应的第n轮Wn的驱动/制动力确定为目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n。此时，例如，依据预制的表示打滑比与驱动/制动力关系的图表来确定与Scmd_n值对应的Fxcmd_n。 

以上是本实施方式中最佳目标第n驱动/制动力确定部242b_n的处理。 

作为补充，在本实施方式中，代替所述第1实施方式中的条件(3)，而使用下述的条件，即，目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n是按照所述车轮特性关系(以第n轮Wn的侧滑角为实际侧滑角βf_act或βr_act且路面摩擦系数为推定摩擦系数μestm作为前提条件时的车轮特性关系)在第n轮Wn可能产生的驱动/制动力的值的范围内的值，而且按照该车轮特性关系而在第n轮Wn可能产生路面反力，通过该路面反力之中的其驱动/制动力与Fxcmd_n相等的路面反力，绕实车1重心点G产生偏摆方向的力矩，该力矩尽可能与所述Mcand_n一致或接近(与Mcand_n之差的绝对值为最小)。并且，在该条件(以下，称作条件(3)’)与所述条件(1)、(2)之中，所述条件(1)为最上位条件，条件(2)为下一位条件，按照优先顺序满足这些条件(1)、(2)、(3)’的方式来确定目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n。此时，通过至所述S210的处理，其结果是，在满足条件(2)的范围内，以尽可能满足条件(3)’的形式来确定Fxcmd_n。即，当将与在S210处理中确定的Scand_n对应的驱动/制动力(与在S212判断结果为YES时的与Scmd_n对应的驱动/制动力)确定为目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n时，该Fxcmd_n是以条件(2)为优先条件、并满足条件(2)、(3)’的值。此外，经过S212～S216的处理，以满足最优先的条件(1)的形式来确定Fxcmd_n。 

[第4实施方式] 

下面，参照图25及图26说明本发明的第4实施方式。另外，因为本实施方式与所述第1实施方式只有一部分的处理不同，因此以不同的部分为中心进行说明，省略说明相同的部分。同时，在本实施方式的说明中， 关于与第1实施方式相同的构成部分或者相同的功能部分，则使用与第1实施方式相同的参照符号。 

本实施方式与第1实施方式不同点仅仅在于所述图18所示的促动器动作目标值合成部24的最佳目标第n驱动/制动力确定部241a_n(n＝1、2、3、4)的处理。这种情况下，在本实施方式中，虽省略图示，但除了所述FF综合第n轮驱动/制动力FFtotal_n和无限制时第n轮驱/制动力Fxdmd_n之外，还有推定摩擦系数μestm、和第n轮Wn的实际路面反向力(实际驱动/制动力Fxact_n、实际横向力Fyact_n、实际着地负荷Fzact_n)被输入给各最佳目标第n驱动/制动力确定部241a_n。而且，各最佳目标第n驱动/制动力确定部241a_n依据所输入的推定摩擦系数μestm、和第n轮Wn的实际路面反向力，来推定第n轮Wn的驱动/制动力与横向力的关系。此外，还利用所推定的关系，来确定目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n和目标第n轮打滑比Scmd_n。 

在此，由所述非专利文献1中式子(2.42)可知，当各第n轮Wn(n＝1、2、3、4)的实际侧滑角为某一值时，从路面作用于第n轮Wn上的横向力Fy_n和驱动/制动力Fx_n间的关系一般情况下可由下示的椭圆的式子来近似表示。 

【数9】 

${\left(\frac{\mathrm{Fx}\_n}{\mathrm{\μ}\·\mathrm{Fz}\_n}\right)}^2+{\left(\frac{\mathrm{Fy}\_n}{\mathrm{Fy}0\_n}\right)}^2=1$ ……式40 

另外，在式子40中，μ为路面摩擦系数，Fz_n为第n轮Wn的着地负荷，Fy0_n是第n轮Wn的驱动/制动力Fx_n为0时的横向力。Fy0_n一般是根据第n轮Wn的侧滑角而进行变化。Fy0_n的极性与第n轮Wn的实际滑动角的极性相反。 

在本实施方式中，该式子40是规定第n轮Wn的驱动/制动力与横向力之间关系的式子，利用该式子40，确定Fxcmd_n和Scmd_n。这种情况下，为特定式子40中的Fy0_n，使用实际路面反向力的值。 

下面，参照图25说明本实施方式中的最佳目标第n驱动/制动力确定部241a_n(n＝1、2、3、4)的处理。图25是表示其处理的流程图。 

首先，在S300，依据第n轮Wn的实际路面反向力Fxact_n、Fyact_n、Fzact_n(测定值或推定值的最新值)和推定摩擦系数μestm(最新值)，求解出上述式子40中的Fy0_n值(驱动/制动力为0时的横向力的值)。即，分别将Fxact_n、Fyact_n、Fzact_n、μestm的值代入式子40中的Fx_n、Fy_n、Fz_n、μ。而且，通过求解Fy0_n(换言之，通过图中所示的式子)，来确定Fy0_n的值。另外，图中的sqrt(A)(A为一般变量)是求解A的平方根的函数。另外，Fy0_n的极性(符号)与Fyact_n相同。 

接着，进入S302，以上述式子40(Fy0_n的值是在S300确定的值时的式子40)作为限制条件(规定Fx_n与Fy_n之间关系的限制条件)，来求解出与所述无限制时第n轮驱动/制动力Fxdmd_n最接近(包括相一致的场合)的驱动/制动力Fx_n，并将它作为第n轮驱动/制动力候补Fxcand_n。这种情况下，在式子40的限制条件基础之上，驱动/制动力Fx_n所能采用的值的范围是在-μ·Fzact_n与μ·Fzact_n之间。另外，μ·Fzact_n是表示第n轮Wn与路面之间的最大摩擦力。因此，当Fxdmd_n的值为该范围[-μ·Fzact_n、μ·Fzact_n]内的值时，将Fxdmd_n原样确定为Fxcand_n，当Fxdmd_n的值脱离出范围[-μ·Fzact_n、μ·Fzact_n]时，将-μ·Fzact_n与μ·Fzact_n之中的接近于Fxcmd_n的一方的值确定为Fxcand_n。 

此后，进入S304，以上述式子40(Fy0_n的值是在S300确定的值时的式子40)作为限制条件，求解出：第n轮的路面反向力(驱动/制动力Fx_n与横向力Fy_n之合力)绕实车1重心点G产生的偏摆方向上的力矩为最大时的驱动/制动力Fx_n的值，并将它作为最大力矩产生时第n轮驱动/制动力Fxmmax_n。进一步具体而言，求解出：遵照上述式子40的关系的Fx_n与Fy_n一组中的、这些合力绕实车1重心点G产生的偏摆方向的力矩为最大时的Fx_n、Fy_n一组，并将该组Fx_n的值确定为Fxmmax_n。此时的最大力矩是朝着与所述反馈偏摆力矩基本要求值Mfbdmd相同的极性成为最大的力矩。另外，与Fxcand_n对应的横向力的极性与在S300求得的Fy0_n的极性(＝Fyact_n的极性)相同。 

这种情况下，根据推定摩擦系数μestm(最新值)、第n轮Wn的实际着地负荷Fzact_n、和实际前轮舵角δf_act，来计算出与前轮W1、W2有 关的Fxmmax_n(n＝1或2时的Fxmmax_n)。另外，根据推定摩擦系数μestm(最新值)和第n轮Wn的实际着地负荷Fzact_n，来计算出与后轮W3、W4有关的Fxmmax_n(n＝3或作为4的情况的Fxmmax_n)。 

在此，参照图26，有代表性地说明与第1轮W1有关的Fxmmax_1的计算方法。同图26是模拟性地显示平面视图时的实车1，图中的椭圆C1是表示由上述式子40表述的椭圆。与围绕实车1重心点G产生的力矩为最大时的Fx_1、Fy_1一组对应的椭圆C1上的点是下述的直线um与椭圆C1间的切点Ps，该直线um是指：与在水平面上连结第1轮W1中心点与实车1重心点G的直线u0相平行的直线中、与椭圆C1相切的直线。另外，在该例子中，Fxcand_1为负的(制动方向)驱动/制动力，切点Ps的Fx_1也为负的值。 

在此，直线um(或u0)相对于第1轮W1的前后方向所成的角度设为如图示的θ，切点Ps上的Fy_1相对于Fx_1的变化率 

等于下式41所示的tanθ。此外，tanθ可以根据实际前轮舵角δf_act，并通过下式42的几何学演算求得。 

$\∂\mathrm{Fy}\_1/\∂\mathrm{Fx}\_1=\tan \mathrm{\θ}$ ……式41 

tanθ＝(-Lf·sinδf_act+(df/2)·cosδf_act)/ 

(Lf·cosδf_act+(df/2)·sinδf_act) 

……式42 

另外，式子42df、Lf的意思与所述图13相同。 

另一方面，根据上述式子40，可以得到下式43。 

$\∂\mathrm{Fy}\_1/\∂\mathrm{Fx}\_1=-{(\mathrm{Fy}0\_1/(\mathrm{\μestm}\·\mathrm{Fzact}\_1))}^2\·$

$(\mathrm{Fx}\_1/\mathrm{Fy}\_1)$ ……式43 

根据上述式子41、43和上述式子40，切点Ps上的Fx_1值也即Fxmmax_1可以由下式44得到。 

Fxmmax_1＝μestm·Fzact_1/sqrt(1+Fy0_1²/ 

(tanθ·μestm·Fzact_1)²)    ……式44 

该式子44和上述式子42用于求解Fxmmax_1。另外，当Fxcand_1为正值时，Fxmmax_1变为式子44右边演算结果的符号翻转后的值。 

关于其它车轮W2～W4，也可以与上述方式相同来计算出Fxmmax_n(n＝1、2、3)。另外，关于后轮W3、W4，因为实际舵角为0，故不需要该值。 

返回至图25的流程图的说明，从S306到S314，执行与所述第1实施方式中的图19中的S104～S112的处理相同的处理，据此，来确定目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n。 

接着，进入S316，求解出与Fxcmd_n对应的打滑比，并将它确定为目标第n轮目标打滑比Scmd_n。此时，例如，依据表示第n轮Wn的驱动/制动力与打滑比的关系、且预先确定的图表，来确定目标第n轮打滑比Scmd_n。另外，在此使用的图表是与μestm、第n轮Wn的实际侧滑角βf_act或βr_act(或Fy0_n)一组对应的图表。 

通过以上S300～S316的处理，以满足与所述条件(1)～(3)等同的条件的方式来确定目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n。而且，在不能确定满足全部条件(1)～(3)的目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n时，以先满足优先顺序较高的条件的方式来确定目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n。 

[第5实施方式] 

下面，参照图27说明本发明的第5实施方式。另外，因为本实施方式与所述第3实施方式只有一部分的处理不同，因此以不同的部分为中心进行说明，省略说明相同的部分。另外，在本实施方式的说明中，关于与第3实施方式相同的构成部分或者相同的功能部分，则使用与第3实施方式相同的参照符号。 

本实施方式与第3实施方式不同点仅仅在于所述图23所示的促动器动作目标值合成部24的最佳目标第n驱动/制动力确定部241b_n(n＝1、2、 3、4)的处理。这种情况下，在本实施方式中，除了所述FF综合第n轮驱动/制动力FFtotal_n和无限制时第n轮驱/制动力Fxdmd_n之外，还有推定摩擦系数μestm、和第n轮Wn的实际路面反向力(实际驱动/制动力Fxact_n、实际横向力Fyact_n、实际着地负荷Fzact_n)被输入给各最佳目标第n驱动/制动力确定部241b_n，该内容省略了图示。而且，各最佳目标第n驱动/制动力确定部241b_n依据所输入的推定摩擦系数μestm、和第n轮Wn的实际路面反向力，来推定由上述式子40表示的第n轮Wn的驱动/制动力和横向力的关系。此外，还利用所推定的关系，来确定目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n和目标第n轮打滑比Scmd_n。 

图27是表示本实施方式中的各最佳目标第n驱动/制动力确定部241b_n的处理的流程图。以下进行说明，首先，在S400，执行与所述图25中S300相同的处理，求解出式子40中Fy0_n值。 

接着，进入S402，求解出与所述FF综合目标第n轮驱动/制动力FFtotal_n对应的横向力Fyff_n。即，分别将FFtotal_n、Fzact_n、μestm的值代入上述式子40的Fx_n、Fz_n、μ，而且同时将在S400求得的值代入式子40中的Fy0_n，通过求解Fy_n(换言之，通过图中所示的式子)，来确定Fyff_n的值。 

此后，进入S404，当第n轮Wn的驱动/制动力为FFtotal_n，且横向力为Fyff_n时，求解出这些合力绕实车1重心点G产生的偏摆方向的力矩，并将它作为第n轮FF力矩Mff_n。该处理是与所述图24中S204的处理同样地来进行的。如此求得的Mff_n相当于第n轮的前馈要求力矩(Mfbdmd_n＝0时的要求力矩)。 

然后，进入S406，通过如上所述求得的Mff_n和所述FB目标刹车力矩Mfbdmd_n相加，计算出暂定目标力矩候补Mcand_n，该暂定目标力矩候补Mcand_n是指由第n轮Wn的路面反向力绕实车1重心点G产生的力矩(偏摆方向上的力矩)的暂定目标值。 

之后，进入S408，以上述式子40作为限制条件，来求解出：第n轮Wn的路面反向力(驱动/制动力Fx_n和横向力Fy_n的合力)绕实车1重心点G产生的偏摆方向上的力矩朝着与所述反馈偏摆力矩基本要求值Mfbdmd的极性相同的极性成为最大的路面反向力的驱动/制动力Fx_n，并 将它作为最大力矩产生时第n轮驱动/制动力Fxmmax_n。该处理与所述图25中S304的处理相同。 

而后，进入S410，以上述式子40作为限制条件，求解出：第n轮Wn的路面反向力(驱动/制动力Fx_n和横向力Fy_n的合力)绕实车1重心点G产生的偏摆方向力矩与Mcand_n相一致或最接近时的Fx_n，并将它作为第n轮Wn的驱动/制动力的候补Fxcand_n(第n轮驱动/制动力候补Fxcand_n)。其中，以不产生0＞Fxmmax_n＞Fxcand_n或0＜Fxmmax_n＜Fxcand_n的情况的方式(换言之，使得Fxcand_n的符号与Fxmmax_n的符号不同、或者Fxcand_n的绝对值在Fxmmax_n的绝对值以下的方式)，来确定Fxcand_n。 

这种情况下，当Mcand_n的绝对值处于与Fxmmax_n对应的最大力矩的绝对值以上时，将Fxmmax_n确定为Fxcand_n。 

另外，当Mcand_n的绝对值小于与Fxmmax_n对应的最大力矩的绝对值时，从满足式子40的关系的Fx_n、Fy_n组中，探索性地求出这些合力绕实车1重心点G产生的偏摆方向的力矩与Mcand_n相一致的Fx_n、Fy_n一组。而且，将所求得的Fx_n确定为Fxcand_n。另外，在该处理中，关于前轮W1、W2，不仅使用式子40，还使用了实际前轮舵角δf_act的值。 

这种情况下，Fx_n、Fy_n的合力绕实车1重心点G产生的偏摆方向的力矩与Mcand_n相一致的Fx_n、Fy_n组虽然有2组存在，但是，当Fxmmax_n＜0时，将Fx_n＞Fxmmax_n时的Fx_n确定为Fxcand_n，当Fxmmax_n＞0时，将Fx_n＜Fxmmax_n时的Fx_n确定为Fcand_n。 

通过该S410的处理，在满足式子40的范围内，一面不使其产生0＞Fxmmax_n＞Fxcand_n或0＜Fxmmax_n＜Fxcand_n的情况，一面使得绕实车1重心点产生的偏摆方向上的力矩与Mcand_n相一致或最接近Mcand_n的方式来确定Fxcand_n。 

接着，进入S412，判断是否是0＞FFtotal_n＞Fxcand_n。随后，当该判断结果为YES时，进入S414，将Fxcand_n的值代入Fxcmd_n。另外，当S412判断结果为NO时，进入S416，将FFtotal_n的值代入Fxcmd_n。据此，确定目标第n轮驱动/制动力Fxcmd。 

此后，进入S418，将与Fxcmd_n对应的打滑比确定为目标第n轮打滑 比Scmd_n。该处理与图25中S316的处理相同。 

以上是本实施方式中的最佳目标第n驱动/制动力确定部241b_n的详细处理。 

作为补充，在本实施方式中，替换所述第1实施方式中的条件(3)，使用与所述第3实施方式所说明的条件(3)’相同的条件。其中，这种情况下，所述第3实施方式中的车轮特性关系相当于上述式子40的椭圆函数。因此，本实施方式中的条件(3)’具体而言，是如下所述的条件，即，按照上述式子40，是在第n轮Wn可能产生的驱动/制动力的值的范围内的值，而且按照该车轮特性关系而在第n轮Wn可能产生路面反向力，通过该路面反向力之中的其驱动/制动力分量与Fxcmd_n相等的路面反向力，绕实车1重心点G产生偏摆方向的力矩，该力矩尽可能与所述Mcand_n相一致或相接近(与Mcand_n之差的绝对值为最小)。接着，在该条件(3)’与所述条件(1)、(2)之中，所述条件(1)为最上位的条件，条件(2)为下一位的条件，按照以优先顺序满足这些条件(1)、(2)、(3)’的方式来确定目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n。这种情况下，通过至所述S410的处理，其结果是，在满足条件(2)的范围内，以尽可能满足条件(3)’的方式来确定Fxcmd_n。此外，通过S412～S416处理，以满足最优先的条件(1)的方式来确定Fxcmd_n。 

下面，说明所述第1～第5实施方式的几个变形例。 

[变形例1] 

在所述第1～第5实施方式中，虽然使用了标准偏摆比率γd和标准车辆重心点侧滑角βd作为标准状态量，但是，也可以采用如下方式。例如，通过标准动态特性模型，只将标准偏摆比率γd作为标准状态量，来逐步求解。而且，也可以以使得作为实际偏摆比率γact和其标准偏摆比率γd之差的状态量偏差γerr接近于0的方式来操作标准动态特性模型与实车1的促动器装置3。这种情况下，替换由上述式子01表示的标准动态特性模型16，例如，可以通过图28所示的标准动态特性模型56，来逐步确定标准偏摆比率γd。 

以下，进一步详细说明图28中的标准动态特性模型56。在每一控制 处理周期，操舵角θh、实际行驶速度Vact、和作为标准动态特性模型56的操作用控制输入(使γerr接近于0的控制输入)的假想外力力矩(偏摆方向上的力矩)Mvir被逐步输入给该标准动态特性模型56。另外，θh和Vact为最新值(此次值)，Mvir为上次值。 

而且，标准动态特性模型56，首先，根据所输入的θh、Vact，并通过稳定目标值确定用图表56a，来求解出稳定目标偏摆比率γ∞。该稳定目标偏摆比率γ∞是表示：θh和Vact被固定维持在各自的输入值时的模型车辆(本实施方式中的标准动态特性模型56下的车辆)的偏摆比率的收敛值。另外，稳定目标值确定用图表56a最好是根据推定摩擦系数μestm来设定。 

接着，标准偏摆比率γd的上次值(由标准动态特性模型56在上次的控制处理周期求得的值)、和所述稳定目标偏摆比率γ∞被输入给飞轮跟踪规则56b。而且，通过该飞轮跟踪规则56b，确定飞轮用FB力矩Mfb。在此，在本实施方式中，通过水平的飞轮(转轴为竖直方向的轴时的飞轮)的旋转运动，来表示模型车辆的偏摆方向上的旋转运动。而且，将该飞轮的转动角速度作为标准偏摆比率γd予以输出。 

因此，飞轮跟踪规则56b，以使得其飞轮的转动角速度也即标准偏摆比率γd收敛于所述稳定目标偏摆比率γ∞的方式，通过反馈控制规则(例如比例规则、比例/微分规则等)，来确定作为输入给飞轮的力矩(输入给飞轮的外力的次元控制输入)的所述飞轮用FB力矩Mfb。 

此后，标准动态特性模型56，在加法器56c，通过使假想外力力矩Mvir和该Mfb相加，来确定飞轮的输入(力矩)。而且，在处理部56d，用该输入力矩除上飞轮的惯性力矩J，来求解出飞轮的转动角加速度。此外，对其转动角加速度进行积分，并将该积分所得到的值(图中由运算符“1/s”表示其积分)作为标准偏摆比率γd予以输出。 

另外，飞轮的惯性力矩J的值，例如只要设定成与绕实车1重心点G的惯性力矩的值相同或大致相同的值即可。或者，也可以使用与实车1行驶同步的值。 

以上是标准动态特性模型56的详细处理。 

作为补充，关于该变形例1中标准动态特性模型56以外的处理，也 可以例如与所述第1实施方式相同。其中，在所述第1实施方式的假想外力确定部20a的处理中，例如，设βerr、βda、βover为0，确定Mvir，并将其Mvir反馈给标准动态特性模型56。这种情况下，关于γda，例如，可以根据Vact、θh的此次值、以及与γerr对应的Mvir的暂定值Mvirtmp，来预测标准动态特性模型56下的车辆的偏摆比率的规定时间后的值，使用其预测值作为γda。或者，例如，也可以使用γact的此次值、或者使用γact与γd的线性组合值作为γda。另外，在促动器动作FB目标值确定部20b的处理中，设βerr为0，执行在所述第1实施方式中说明的处理。另外，在该变形例1中，不需要标准操作量确定部14的处理。除此之外，与所述第1实施方式所说明的处理相同。 

[变形例2] 

在所述第1～第5实施方式中，作为与车辆(实车1及模型车辆)的横向平移运动有关的基底的状态量、与旋转运动有关的基底的状态量(作为本发明中的第1状态量)，使用了车辆重心点侧滑角β、偏摆比率γ，但也可以使用这些以外的状态量。即，可以通过适当的变换矩阵，从以β和γ作为表述车辆运动的基底的系统，转换到以除此之外的状态量的一组为基底的系统。 

例如，替换车辆重心点侧滑角β，可以使用车辆重心点的侧滑速度(行驶速度Vact的横向分量)即车辆侧滑速度Vy。作为补充，在与车辆重心点侧滑角β和偏摆比率γ相比，认为车辆的行驶速度Vact的变化相对缓慢，而该行驶速度Vact为一定的场合时，可以通过下式50a、50b，将β以及dβ/dt(β的时间微分值)分别转换成Vy、dVy/dt(Vy的时间微分值)。 

Vy＝Vact·β            ……50a 

dVy/dt＝Vact·dβ/dt    ……50b 

另外，例如，也可以使用车辆重心点的侧滑加速度(Vy的时间变化率)即车辆侧滑加速度αy和偏摆比率γ作为基底的状态量。 

作为补充，车辆侧滑加速度αy是车辆侧滑速度Vy＝Vact·β的时间 微分值。即，下式51成立。 

αy＝d(Vact·β)/dt 

＝dVact/dt·β+Vact·dβ/dt    ……51 

此外，在与侧滑角β或偏摆比率γ相比，认为车辆的行驶速度Vact的变化相对缓慢、且Vact为一定的场合时(可视为dVact/dt≈0时)，依据上述式子01和式子51，下式52近似性成立。 

αy＝Vact·dβ/dt 

＝a11·Vact·β+a12·Vact·γ      ……52 

因此，通过下式53所示的变换式，将以β和γ为基底的系转换成以αy和γ为基底的系。 

【数10】 

$\left[\begin{array}{c}\mathrm{\αy}\\ \mathrm{\γ}\end{array}\right]=\left[\begin{array}{cc}a11\·\mathrm{Vact}& a12\·\mathrm{Vact}\\ 0& 1\end{array}\right]\·\left[\begin{array}{c}\mathrm{\β}\\ \mathrm{\γ}\end{array}\right]$ ……式53 

如上所述，可以通过适当的矩阵，从以β和γ作为表述车辆运动的基底的系，转换到以Vy和γ作为基底的系、或者以αy和γ作为基底的系等。而且，在如此地转换车辆运动的基底的场合时，所述第1～第5实施方式所说明的与状态量(偏摆比率及车辆重心点侧滑角)有关的行列的各要素值虽然与该实施方式不同，但是，除此之外，所述各实施方式中的“车辆重心点侧滑角”可以变换为“车辆侧滑速度Vy”、或者“车辆侧滑加速度”。因此，与所述第1～第5实施方式同样地可以构筑出使用Vy和γ一组或者αy和γ一组作为状态量的实施方式。 

另外，也可以替换车辆侧滑加速度αy，而使用车辆的向心加速度(＝Vact·γ)加上车辆侧滑加速度αy之后得到的横向加速度αy’(＝αy+Vact·γ)。 

此外，可以替换在车辆重心点的侧滑角β或侧滑速度Vy，而使用在 重心点以外位置(例如后轮的位置)的车辆的侧滑角或侧滑速度、侧滑加速度、或者横向加速度。这种情况下，也可以通过适当的矩阵，将车辆运动的表述从以车辆重心点侧滑角β和偏摆比率γ作为基底的系，转换到以在车辆的重心点以外位置的车辆的侧滑角或侧滑速度、侧滑加速度、或者横向加速度和偏摆比率γ作为基底的系。 

另外，即使是所述FB分配规则20的限制对象量，也可以替换实车1或模型车辆的车辆重心点侧滑角β，而使用其重心点的侧滑速度或侧滑加速度、或者横向加速度的预测值或此次值(最新值)、或者过滤值。此外，也可以使用在车辆重心点以外的位置的车辆的侧滑角或侧滑速度、侧滑加速度、或者横向加速度的预测值或此次值(最新值)、或者过滤值作为限制对象量。 

[变形例3] 

在所述第1～第5实施方式中，作为使状态量偏差γerr、βerr接近于0的模型操作用控制输入，使用了假想外力Mvir、Fvir，但是，车辆模型操作用控制输入并不仅限于假想外力。例如，无论实车1是否具有可操舵全部车轮W1～W4的操舵装置，均将模型车辆的全部车轮作为操舵轮。而且，也可以操作模型车辆的操舵轮的舵角和模型车辆的车轮的驱动/制动力，以使得在模型车辆产生相当于假想外力的路面反向力的补偿量(补正要求量)(进而使状态量偏差接近于0)。这种情况下，当标准动态特性模型为线形系(使标准动态特性模型下的路面反向力不具有饱和特性的系)时，通过操作模型车辆的操舵轮的舵角和模型车辆的车轮的驱动/制动力，可以使之具有：与假想外力施加到模型车辆上的情形同等的效果。 

例如，作为表示标准动态特性模型的动态特性的式子，替换上述式子01，可以使用下式60。 

【数11】 

$\frac{d}{\mathrm{dt}}\left[\begin{array}{cc}\mathrm{\β}& d\\ \mathrm{\γ}& d\end{array}\right]=\left[\begin{array}{cc}a11& a12\\ a21& a22\end{array}\right]\·\left[\begin{array}{cc}\mathrm{\β}& d\\ \mathrm{\γ}& d\end{array}\right]+\left[\begin{array}{c}b1\\ b2\end{array}\right]\·(\mathrm{\δf}\_\mathrm{ltd}2+\mathrm{\δf}\_\mathrm{fb})$

$+\left[\begin{array}{c}b3\\ b4\end{array}\right]\·\mathrm{\δr}\_\mathrm{fb}+b5\·\left[\begin{array}{c}0\\ \mathrm{Fx}2\mathrm{fb}-\mathrm{Fx}1\mathrm{fb}\end{array}\right]$

$+b6\·\left[\begin{array}{c}0\\ \mathrm{Fx}4\mathrm{fb}-\mathrm{Fx}3\mathrm{fb}\end{array}\right]$ ……式60 

由该式子60表示的标准动态特性模型，是将模型车辆的前轮舵角的补偿量δf_fb、后轮舵角的补偿量(补正要求量)δr_fb、和第1～第4轮驱动/制动力的补偿量(补正要求量)Fx1fb、Fx2fb、Fx3fb、Fx4fb作为模型操作用反馈控制输入的模型。另外，式子60中的a11、a12、a21、a22、b1、b2也可以与上述式子01中的其中所述部分相同。另外，b3、b4例如也可以是b3＝2·Kr/(m·Vd)、b4＝2·Lr·Kr/I。另外，式子60的右边第4项是模型车辆的前轮驱动/制动力的补偿量Fx1fb、Fx2fb围绕模型车辆重心点而产生的力矩(它是表示：如所述图13所示，在具有4个车轮W1～W4的模型车辆的前轮W1产生Fx1fb的驱动/制动力，而在前轮W2产生Fx2fb的驱动/制动力的场合时，绕该模型车辆的重心点所产生的力矩)。另外，第5项是模型车辆的后轮驱动/制动力的补偿量Fx3fb、Fx4fb绕模型车辆重心点而产生的力矩(它是表示：如所述图13所示，在具有4个车轮W1～W4的模型车辆的后轮W3产生Fx3fb的驱动/制动力，而在后轮W4产生Fx4fb的驱动/制动力的场合时，绕该模型车辆的重心点所产生的力矩)。因此，这些第4项及第5项的系数b5、b6是分别至少根据模型车辆的前轮轮距、后轮轮距来确定的系数。该系数也可以根据模型车辆的前轮舵角或后轮舵角来进行补正。 

在使用该式子60表示的标准动态特性模型时，前轮舵角的补偿量δf_fb及后轮舵角的补偿量δr_fb，例如只要使用下式61a、61b来确定即可。式子61a是与上述式子15对应的式子，式子61b是与上述式子17、18a、18b对应的式子。 

【数12】 

$\left[\begin{array}{cc}\mathrm{\δ}& f\_\mathrm{fbtmp}\\ \mathrm{\δ}& r\_\mathrm{fbtmp}\end{array}\right]=\left[\begin{array}{cc}\mathrm{Kmdlstrtmp}11& \mathrm{Kmdlstrtmp}12\\ \mathrm{Kmdlstrtmp}21& \mathrm{Kmdlstrtmp}22\end{array}\right]\·\left[\begin{array}{cc}\mathrm{\β}& \mathrm{err}\\ \mathrm{\γ}& \mathrm{err}\end{array}\right]$ ……式61a 

$\left[\begin{array}{cc}\mathrm{\δ}& f\_\mathrm{fb}\\ \mathrm{\δ}& r\_\mathrm{fb}\end{array}\right]=\left[\begin{array}{cc}\mathrm{\δ}& f\_\mathrm{fbtmp}\\ \mathrm{\δ}& r\_\mathrm{fbtmp}\end{array}\right]-\left[\begin{array}{cc}\mathrm{Kmdlstrov}11& \mathrm{Kmdlstrov}12\\ \mathrm{Kmdlstrov}21& \mathrm{Kmdlstrov}22\end{array}\right]\·\left[\begin{array}{cc}\mathrm{\β}& \mathrm{over}\\ \mathrm{\γ}& \mathrm{over}\end{array}\right]$

                                       ……式61b 

δf_fbtmp、δr_fbtmp分别表示前轮舵角的补偿量的暂定值、后轮舵角的补偿量的暂定值，βerr、γerr、βover、γover与所述第1实施方式所说明的相同。 

另外，例如可以将模型车辆的第1～第4轮的驱动/制动力的补偿量(补正要求量)Fx1fb、Fx2fb、Fx3fb、Fx4fb、或者前轮的驱动/制动力的补偿量的差(Fx2fb-Fx1fb)及后轮的驱动/制动力的补偿量的差(Fx4fb-Fx3fb)设为0。 

[其他的变形例] 

在所述第1～第3实施方式中，并在促动器动作目标值合成部24的各最佳目标第n驱动/制动力确定部241a_n或241b_n用(n＝1、2、3、4)的处理中，使用了实际前轮侧滑角βf_act、实际后轮侧滑角βr_act。但是，替换这些，可以使用实际车辆重心点侧滑角βact。或者，可以分别替换βf_act、βr_act，分别使用模型车辆的前轮侧滑角βf_d、后轮侧滑角βr_d，或者替换βf_act、βr_act，使用模型车辆的车辆重心点侧滑角βd。或者，分别替换βf_act、βr_act，使用实车1的各βf_act、βr_act和模型车辆的各βf_d、βr_d的加权平均值，还可以替换βf_act、βr_act，使用实车1的βact和模型车辆的βd的加权平均值。此时，可以使其权重具有频率特性(例如作为相位补偿要素而起作用的频率特性)。 

另外，所述第1～第5实施方式中的各处理部的输入值和输出值(测定值、推定值、目标值等)可以适当地通过滤波器(低通滤波器、高通滤波器、相位补偿要素等)。 

另外，在控制装置10的各处理功能部，可以变换处理或者变更处理的顺序，以使得与第1～第5实施方式等价或者近似等价。 

另外，各限制器可以不是以折叠线状的图表反映其输入与输出关系的限制器，例如也可以使用以S字状的图表来反映的限制器。 

另外，为了提高标准动态特性模型的精度，也可以加入空气阻抗或路面倾斜角等来构成该模型。 

另外，在所述各实施方式所使用的各增益，最好是，根据实际行驶速度Vact、推定摩擦系数μestm等，逐步进行变更。 

另外，当操舵装置3B为自动操舵装置时，作为进行与γerr、βerr等状态量偏差(本发明中的第1状态量偏差)对应的反馈控制的促动器，可以只使用操舵装置3B。 

另外，当悬架装置3C为自动悬架装置时，作为实车1及模型车辆的第1状态量，可以使用例如车身左右方向的姿势的角度(以下称作侧倾角)或其角速度，并至少将实车1侧倾角的角速度和模型车辆侧倾角的角速度之间的偏差、与实车1侧倾角和模型车辆的侧倾角之间的偏差之中的任意一方作为第1状态量偏差，针对悬架装置3C进行与其偏差对应的反馈控制。这种情况下，作为本发明中的第2状态量，最好使用例如侧倾角。 

另外，在所述第1～第5实施方式中，以按照它们的优先顺序满足条件(1)、(2)、(3)、或者条件(1)、(2)、(3)’的方式来确定了目标第n轮驱动/制动力Fxcmd_n和目标第n轮打滑比Scmd_n。但是，例如也可以只满足条件(3)或(3)’的方式来确定Fxcmd_n和Scmd_n。或者，可以以按照优先顺序满足条件(1)、(2)中的任意一个和条件(3)或(3)’中的一个的仅2个条件的方式来确定这些Fxcmd_n和Scmd_n。 

另外，关于对满足所述条件(1)或(2)用的各车轮W1～W4驱动/制动力或打滑比进行限制的范围，可以替换像“○○以下”(○○表示某临界值)这样的规定，而如“C1乘上○○后得到的值以下”这样地来规定该范围。在此，C1表示补正系数，是被设定在接近于1的值。 

另外，在所述第1～第5实施方式中，虽然以4轮的车辆1为例进行了说明，但是，本发明还能够适用于摩托车等车辆方面。 

产业上的利用可能性 

综上所述可知，本发明可用在以较高的鲁棒性将汽车或摩托车的运动控制在所希望的运动上的车辆控制方面。 

Claims (11)

1.一种车辆控制装置，其具有：驾驶操作量测定机构，其测定驾驶操作量，该驾驶操作量表示由车辆操纵者操纵具有多个车轮的车辆时该车辆的驾驶操作状态；促动器装置，其设置于该车辆上，可操作所述车辆的规定运动；促动器装置控制机构，其逐步控制所述促动器装置的动作，

所述车辆控制装置的特征在于，该车辆控制装置设置有：

实际状态量掌握机构，其测定或推定第一实际状态量，该第一实际状态量是指与实际车辆的规定运动有关的规定第一状态量的值；

模型状态量确定机构，其至少根据所述测定的驾驶操作量确定第一模型状态量，该第一模型状态量是指与作为表示所述车辆的动态特性的模型而预先设定的车辆模型下的车辆规定运动有关的所述第一状态量的值；

状态量偏差计算机构，其计算出第一状态量偏差，该第一状态量偏差是指所述测定或推定出的第一实际状态量与所述确定的第一模型状态量之间的偏差；以及

实车侧状态量偏差应动控制机构及模型侧状态量偏差应动控制机构，两机构至少根据所述计算出的第一状态量偏差分别确定用于操作实际车辆的所述促动器装置的实车促动器操作用控制输入和用于操作所述车辆模型下的车辆的规定运动的车辆模型操作用控制输入，使得该第一状态量偏差接近于0，

其中，所述促动器装置控制机构是如下所述的机构，即，至少根据所述确定的实车促动器操作用控制输入，来控制所述促动器装置的动作的机构；

所述模型状态量确定机构是如下所述的机构，即，至少根据所述测定出的驾驶操作量和所述确定出的车辆模型操作用控制输入来确定所述第一模型状态量的机构；

所述实车侧状态量偏差应动控制机构由至少根据所述第一状态量偏差并通过反馈控制规则来确定实车侧反馈要求量的机构和至少根据该实车侧反馈要求量来确定所述实车促动器操作用控制输入的机构构成，并且，当所述实车侧反馈要求量处于规定的不灵敏区时，该确定实车促动器操作用控制输入的机构取代该实车侧反馈要求量而使用在该不灵敏区内预先设定的规定值来确定所述实车促动器操作用控制输入；

并且，所述模型侧状态量偏差应动控制机构不管所述实车侧反馈要求量是否处于所述不灵敏区，都确定所述车辆模型操作用控制输入，至少使所述第一状态量偏差接近于0，

所述第一状态量包括与车辆的偏摆方向的旋转运动有关的状态量；所述促动器装置包括能够操作驱动/制动力左右差的促动器装置，该驱动/制动力左右差是指实际车辆的至少一组左右车轮的驱动/制动力的差；所述实车促动器操作用控制输入至少包括以下各值中的某一个值：所述一组左右车轮的目标驱动/制动力、目标打滑比、对应于该目标驱动/制动力或该目标打滑比的所述促动器装置的操作量和所述驱动/制动力左右差的操作量。

2.根据权利要求1所述的车辆控制装置，其特征在于，

具备求出限制对象量从规定容许范围内脱离出来的脱离量的机构，其中所述限制对象量的值对应于与所述实际车辆运动相关的与所述第一状态量相同种类或者不同种类的第二状态量和与所述车辆模型下的车辆运动相关的与所述第一状态量相同种类或者不同种类的第二状态量中的至少任意一方而被确定，所述模型侧状态量偏差应动控制机构不管所述实车侧反馈要求量是否处于所述不灵敏区，都确定所述车辆模型操作用控制输入，使所述第一状态量偏差和所述求得的脱离量接近于0。

3.根据权利要求1所述的车辆控制装置，其特征在于，

具备求出限制对象量从规定容许范围内脱离出来的脱离量的机构，其中所述限制对象量的值对应于与所述实际车辆运动相关的与所述第一状态量相同种类或者不同种类的第二状态量和与所述车辆模型下的车辆运动相关的与所述第一状态量相同种类或者不同种类的第二状态量中的至少任意一方而被确定，所述确定实车侧反馈要求量的机构通过反馈控制规则确定所述实车侧反馈要求量，使得所述第一状态量偏差和所述求得的脱离量接近于0。

4.根据权利要求1所述的车辆控制装置，其特征在于，

具备求出限制对象量从规定容许范围内脱离出来的脱离量的机构和通过反馈控制规则求出反馈补助要求量使得该脱离量接近于0的机构，其中所述限制对象量的值对应于与所述实际车辆运动相关的与所述第一状态量相同种类或者不同种类的第二状态量和与所述车辆模型下的车辆运动相关的与所述第一状态量相同种类或者不同种类的第二状态量中的至少任意一方而被确定，所述确定实车侧反馈要求量的机构通过反馈控制规则确定所述实车侧反馈要求量使得所述第一状态量偏差接近于0；确定实车促动器操作用控制输入的机构是下述机构，即，当所述实车侧反馈要求量处于所述不灵敏区内时，该机构根据至少通过所述反馈补助要求量而对所述规定值进行修正而得的数值，确定所述实车促动器操作用控制输入，当所述实车侧反馈要求量不处于所述不灵敏区内时，该机构根据至少通过所述反馈补助要求量而对该实车侧反馈要求量进行修正而得的数值，确定所述实车促动器操作用控制输入。

5.根据权利要求2所述的车辆控制装置，其特征在于，

所述限制对象量包括下述各值中至少某一个值：与实际车辆或所述车辆模型下的车辆的横向平移运动相关的状态量的最新值、或对该状态量施以过滤处理后的数值、或该状态量的将来预测值；与实际车辆或所述车辆模型下的车辆的偏摆方向旋转运动相关的状态量的最新值、或对该状态量施以过滤处理后的数值、或该状态量的将来预测值。

6.根据权利要求3所述的车辆控制装置，其特征在于，

所述限制对象量包括下述各值中至少某一个值：与实际车辆或所述车辆模型下的车辆的横向平移运动相关的状态量的最新值、或对该状态量施以过滤处理后的数值、或该状态量的将来预测值；与实际车辆或所述车辆模型下的车辆的偏摆方向旋转运动相关的状态量的最新值、或对该状态量施以过滤处理后的数值、或该状态量的将来预测值。

7.根据权利要求4所述的车辆控制装置，其特征在于，

所述限制对象量包括下述各值中至少某一个值：与实际车辆或所述车辆模型下的车辆的横向平移运动相关的状态量的最新值、或对该状态量施以过滤处理后的数值、或该状态量的将来预测值；与实际车辆或所述车辆模型下的车辆的偏摆方向旋转运动相关的状态量的最新值、或对该状态量施以过滤处理后的数值、或该状态量的将来预测值。

8.根据权利要求5所述的车辆控制装置，其特征在于，

所述限制对象量包括实际车辆或所述车辆模型下的车辆的偏摆比率的最新值、或是对该偏摆比率施以过滤处理后的数值、或者该偏摆比率的将来预测值，其中，针对该偏摆比率的所述容许范围是以实际的车辆行驶速度的数值即实际行驶速度越高该容许范围越窄的形式，至少根据该实际行驶速度而设定的容许范围。

9.根据权利要求6所述的车辆控制装置，其特征在于，

所述限制对象量包括实际车辆或所述车辆模型下的车辆的偏摆比率的最新值、或是对该偏摆比率施以过滤处理后的数值、或者该偏摆比率的将来预测值，其中，针对该偏摆比率的所述容许范围是以实际的车辆行驶速度的数值即实际行驶速度越高该容许范围越窄的形式，至少根据该实际行驶速度而设定的容许范围。

10.根据权利要求7所述的车辆控制装置，其特征在于，

所述限制对象量包括实际车辆或所述车辆模型下的车辆的偏摆比率的最新值、或是对该偏摆比率施以过滤处理后的数值、或者该偏摆比率的将来预测值，其中，针对该偏摆比率的所述容许范围是以实际的车辆行驶速度的数值即实际行驶速度越高该容许范围越窄的形式，至少根据该实际行驶速度而设定的容许范围。

11.根据权利要求5所述的车辆控制装置，其特征在于，

所述限制对象量包括与实际车辆或所述车辆模型下的车辆的横向平移运动相关的状态量的最新值、或对该状态量施以过滤处理后的数值、或者是该状态量的将来预测值，其中，所述车辆模型操作用控制输入至少包括使偏摆方向上的力矩绕车辆模型下的车辆的重心点产生的控制输入分量。

Images