JP2015123951A - 揺動車両の揺動制御システム - Google Patents

Abstract

【課題】左右一対の車輪を接地させたまま車体とともに揺動可能とした揺動車両の揺動制御システムにおいて、車速に応じてふらつきを抑えつつ軽快かつ外乱に強い走行を可能とする。
【解決手段】車体の左右の揺動に対して減衰力を付加する揺動ダンパーは、車速検出値が停車領域にある場合には、前記減衰力を最大値とし、前記車速検出値が低車速領域にある場合には、前記車速検出値が増加するにつれて減衰力の値を減少させ、前記車速検出値が中車速領域にある場合には、前記減衰力を最小値とし、前記車速検出値が高車速領域にある場合には、前記減衰力を前記最大値及び最小値の間の値に設定する。
【選択図】図１３

Description

本発明は、揺動車両の揺動制御システムに関する。

従来から、左右一対の前輪を接地させた状態で、これらを車体の左右の揺動に合わせて左右に揺動可能とした、前二輪式の揺動車両が知られている（例えば、特許文献１参照）。
特許文献１の揺動車両では、車体を左右揺動可能とする揺動機構に、車体の左右の揺動に対して減衰力を付加する減衰力発生装置を設けている。
他方、自動二輪車のステアリングダンパにおいて、車速の増加に応じて減衰力を高める制御を行う技術も知られている。

特開２０１１−１９５０９９号公報 特開２００５−２１９６１７号公報

特許文献２の減衰力制御は、高車速領域ではステアリングダンパの減衰力を高めて外乱による影響を抑え、停車又は低車速領域ではステアリングダンパの減衰力を低くして軽快な転舵を可能とするものである。
しかし、揺動車両においては、停車又は低車速領域では車体のふらつきを抑える一方、中車速領域以上では軽快かつ外乱に強い走行を可能とする制御であることが望ましい。

そこで本発明は、左右一対の車輪を接地させたまま車体とともに揺動可能とした揺動車両の揺動制御システムにおいて、車速に応じてふらつきを抑えつつ軽快かつ外乱に強い走行を可能とすることを目的とする。

上記課題の解決手段として、請求項１に記載した発明は、左右一対の車輪（２）と、前記左右一対の車輪（２）を接地させた状態でこれらを車体の左右の揺動に合わせて左右に揺動させる揺動機構（４）と、前記車体の左右の揺動に対して減衰力を付加する揺動ダンパー（３８）と、前記揺動ダンパー（３８）が発生する減衰力の大きさを制御する制御装置と、車速を検出する車速センサー（２Ｓ）と、を備える揺動車両（１）の揺動制御システムであって、前記制御装置は、前記車速センサー（２Ｓ）が検出する車速検出値が停車領域にある場合には、前記減衰力を最大値とし、前記車速検出値が低車速領域にある場合には、前記車速検出値が増加するにつれて減衰力の値を減少させ、前記車速検出値が中車速領域にある場合には、前記減衰力を最小値とし、前記車速検出値が高車速領域にある場合には、前記減衰力を前記最大値及び最小値の間の値に設定することを特徴とする。
請求項２に記載した発明は、前記高車速領域の減衰力は、前記最大値及び最小値の間の中間値よりも最小値側に設定されることを特徴とする。
請求項３に記載した発明は、前記制御装置は、前記減衰力を高く維持する場合と比べて、前記減衰力を低下させるほど使用電力を少なくすることを特徴とする。
請求項４に記載した発明は、前記制御装置は、前記減衰力の発生を制御する油圧回路（９０，９０’）を含み、前記油圧回路（９０，９０’）は、前記車体の揺動時に作動油が流通する油路に、作動油の流れを遮断可能なコントロールバルブ（１００）を有し、前記コントロールバルブ（１００）は、前記揺動ダンパー（３８）の制御に用いる電力よりも少ない電力で作動するバルブであり、前記停車領域では前記油路の作動油の流れを遮断することを特徴とする。
請求項５に記載した発明は、パーキング作動時には前記コントロールバルブ（１００）への通電を停止することを特徴とする。

請求項１に記載した発明によれば、停車領域ではふらつきが発生し易いことから、揺動減衰力を最大にして揺動し難くし、低車速領域ではふらつきが発生し易い反面、旋回等を行い易くするため、車速の上昇に合わせて揺動減衰力を低くして徐々に揺動し易くする。また、中車速領域ではふらつきも発生し難いことから、軽快性を高めるため、減衰力を最小にして揺動し易くし、高車速領域では外乱の影響を抑えるために、再び減衰力を高くして揺動し難くする。
このように、揺動車両の車速に応じて適切な減衰力を付加することで、ふらつきを抑えつつ軽快かつ外乱に強い走行を実現することができる。
請求項２に記載した発明によれば、高速では車速が高くなるほどセルフステア機能が高まることから、高車速領域では車体を揺動し難くするための減衰力を抑え、減衰力を発生させるための電力等のエネルギーの消費を抑えることができる。
請求項３に記載した発明によれば、高車速領域でのクルーズ走行時の電力消費を抑えることができる。
請求項４に記載した発明によれば、揺動車両の駐停車時には、比較的消費電力の少ないコントロールバルブによって前記油路の作動油の流れを遮断し、車体の倒れ込みを抑えることができる。
請求項５に記載した発明によれば、パーキング時に電力をシャットダウンすれば、揺動をロックしつつ電力消費を抑えることができる。

本発明の実施形態における鞍乗り型車両の左側面図である。 上記鞍乗り型車両の前面図である。 上記鞍乗り型車両の前二輪懸架装置の左側面図である。 上記前二輪懸架装置の上部の左側面図である。 図４の車体左右中央での断面図である。 上記鞍乗り型車両の前輪操舵用のタイロッド周辺の斜視図である。 上記前二輪懸架装置のキングピン軸線に沿う上面図であり、（ａ）は前二輪懸架装置の直進操舵時、（ｂ）は前二輪懸架装置の左操舵時、（ｃ）は前二輪懸架装置の右操舵時をそれぞれ示す。 上記前二輪懸架装置の上下揺動軸に沿う前面図であり、（ａ）は車体の直立時、（ｂ）は車体の左揺動時、（ｃ）は車体の右揺動時をそれぞれ示す。 上記前二輪懸架装置の上下揺動軸に沿う前面図であり、（ａ）は車体の直立時、（ｂ）は車体の左揺動時、（ｃ）は車体の右揺動時をそれぞれ示す。 上記鞍乗り型車両の揺動ダンパーの油圧回路の第一実施形態の構成図である。 車体が左側に揺動した状態における上記油圧回路の図１０に相当する構成図である。 車体が右側に揺動した状態における上記油圧回路の図１０に相当する構成図である。 上記油圧回路のコントロールバルブ及び倒れ減衰バルブに通電する電流値と車速との関係を示すグラフである。 車体の左右揺動角に対して上記揺動ダンパーが発生する減衰力の大きさの変化を示す波形図である。 車体の揺動角に応じた自動変速禁止制御を示すフローチャートである。 ＡＢＳ作動に応じた減衰力制御を示すフローチャートである。 上記油圧回路の第二実施形態の図１０に相当する構成図である。

以下、本発明の実施形態について図面を参照して説明する。なお、以下の説明における前後左右等の向きは、特に記載が無ければ以下に説明する車両における向きと同一とする。また、以下の説明に用いる図中適所には、車両前方を示す矢印ＦＲ、車両左方を示す矢印ＬＨ、車両上方を示す矢印ＵＰが示されている。

＜車両全体＞
図１、図２に示す鞍乗り型車両１は、車体前部に左右一対の前輪（操舵輪）２Ｌ，２Ｒを左右対称に備えるとともに、車体後部の左右中央に単一の後輪（駆動輪）３を備え、かつ車体を左右揺動（ローリング動）可能にした前二輪式の揺動車両として構成される。鞍乗り型車両１は、特に記載がなければ左右対称の構成を有する。また、以下の説明では、特に記載がなければ、左右前輪２Ｌ，２Ｒが水平な路面Ｒ上に接地した状態で、後述する前二輪懸架装置４に車重分の荷重が加わった１Ｇ状態で、車体が左右揺動角度を０度にした直立状態で、左右前輪２Ｌ，２Ｒの操舵角が０°の直進操舵状態にあるときの構成を説明する。なお、本実施形態では、左右対称の構成には左側の符号に「Ｌ」、右側の符号に「Ｒ」を付して区別するが、前記「Ｌ」、「Ｒ」を外した符号のみで示すこともある。

鞍乗り型車両１の車体フレーム５は、車体前部上側の左右中央でバータイプの操向ハンドル１１を支持するヘッドパイプ１２と、ヘッドパイプ１２の下部から左右に分岐しつつ後下がりに後方へ延びる左右メインフレーム１３と、ヘッドパイプ１２の上部から左右に分岐しつつメインフレーム１３よりも急傾斜で後下方へ延びて左右メインフレーム１３の中間部に接合される左右ガセットフレーム１３ａと、ヘッドパイプ１２近傍で左右メインフレーム１３の前端部からメインフレーム１３よりも急傾斜で後下方へ延びる左右ダウンフレーム１４と、左右メインフレーム１３及び左右ダウンフレーム１４の中間部間に渡る左右ガセットパイプ１３ｂと、左右ダウンフレーム１４の下部から前上がりに前方へ延びつつ左右内側に湾曲する左右ロアアームフレーム１６と、ヘッドパイプ１２の下方で左右ロアアームフレーム１６の前端部に支持されるロアアームブラケット１５と、ロアアームブラケット１５から上方に延びて左右メインフレーム１３の前端部下側のガセット１３ｃに結合される連結パイプ１５ａと、ヘッドパイプ１２及びロアアームブラケット１５を含むフレーム前端部に支持されてこれらの前方に前二輪懸架装置４を支持する前懸架フレーム体２０と、を備える。

ロアアームブラケット１５及び左右ロアアームフレーム１６は、左右ダウンフレーム１４から前方に延びるブランチロアフレーム１７を構成する。左右メインフレーム１３の後端部からは、左右ピボットフレーム１８が下方に延びる。左右ピボットフレーム１８の上部からは、左右シートフレーム１９が後上がりに後方へ延びる。

メインフレーム１３の下方には、鞍乗り型車両１の原動機であるエンジン（内燃機関）６が搭載される。エンジン６の前方にはラジエータ６ａが配置される。エンジン６の動力で駆動される後輪３は、スイングアーム７の後端部に支持される。スイングアーム７の前端部は、左右ピボットフレーム１８に上下揺動可能に支持される。エンジン６の上方には収納ボックス８が配置され、収納ボックス８の後方には乗員着座用のシート９が配置され、シート９の下方には燃料タンク１０が配置される。
ここで、エンジン６に連設される変速機（不図示）は、車速等の車両状態に応じて自動変速を行う電子制御式の自動変速機とされる。

ヘッドパイプ１２は、その中心軸線（ステアリング軸線）Ｃ１を車両前面視で車体左右中心線ＣＬ上に配置する。軸線Ｃ１は、車両側面視で鉛直方向に対して上側ほど後側に位置するように傾斜する。
図４、図５を参照し、ヘッドパイプ１２には、ステアリングシャフト１２ａが同軸かつ回動自在に挿通、支持される。ステアリングシャフト１２ａにおけるヘッドパイプ１２の上方に突出する上端部には、バータイプの操向ハンドル１１が取り付けられる。ステアリングシャフト１２ａにおけるヘッドパイプ１２の下方に突出する下端部には、ステアリングリンク７５を連結するボトムブラケット１２ｂが取り付けられる。

前懸架フレーム体２０は、ヘッドパイプ１２の上下中間部から前上がりに前方へ延びる上支持フレーム２１と、ロアアームブラケット１５の前端部から前上がりに前方へ延びる下支持フレーム２２と、上下支持フレーム２１，２２の前端部間に渡って上側ほど後側に位置するように傾斜して上下に延びるフロントサブフレーム２３と、を有する。

上下支持フレーム２１，２２は互いに平行をなし、車両側面視でヘッドパイプ１２の軸線Ｃ１と直交する方向よりも水平方向に対する傾斜角を小さくして配置される。
フロントサブフレーム２３は、上下支持フレーム２１，２２の軸方向を厚さ方向とした厚板形状をなし、車両側面視でヘッドパイプ１２よりも鉛直方向に対する傾斜角を小さくして配置される。

フロントサブフレーム２３の上部には、前二輪懸架装置４における一体のアッパーアーム２４の左右中央を貫通する上揺動軸２５の前端部が支持される。フロントサブフレーム２３の下部には、前二輪懸架装置４における左右別体の左右ロアアーム２６Ｌ，２６Ｒの左右内側端部を貫通する左右の下揺動軸２７Ｌ，２７Ｒの前端部が支持される。上下揺動軸２５，２７は相互に平行をなし、かつ上下支持フレーム２１，２２とも平行に配置される。

図中符号Ｃ２は上揺動軸２５の中心軸線、符号Ｃ３Ｌ，Ｃ３Ｒは左右の下揺動軸２７Ｌ，２７Ｒの中心軸線をそれぞれ示す。図２を併せて参照し、車両前面視において、上揺動軸２５の中心軸線Ｃ２は車体左右中心線ＣＬ上に配置され、左右の下揺動軸２７Ｌ，２７Ｒの中心軸線Ｃ３Ｌ，Ｃ３Ｒは車体左右中心線ＣＬから左右にオフセットして配置される。

図２、図４を参照し、前二輪懸架装置４のアッパーアーム２４及び左右ロアアーム２６Ｌ，２６Ｒは、ヘッドパイプ１２の前方で左右に延びる。アッパーアーム２４及び左右ロアアーム２６Ｌ，２６Ｒの左右外側端部には、左右前輪２Ｌ，２Ｒを独立懸架する左右フロントフォークユニット２８Ｌ，２８Ｒの上部が、車両側面視でヘッドパイプ１２と平行かつヘッドパイプ１２よりも前方にオフセットして配置された左右操舵軸（キングピン軸）２９Ｌ，２９Ｒを介して、操舵可能に支持される。図中符号Ｃ４Ｌ，Ｃ４Ｒは左右操舵軸２９Ｌ，２９Ｒの中心軸線（キングピン軸線）を示す。

前二輪懸架装置４は、左右前輪２Ｌ，２Ｒを接地させたままで、車体フレーム５、エンジン６及び後輪３等を含む車体本体を左右揺動可能とし、かつ車体本体の左右揺動に合わせて左右フロントフォークユニット２８Ｌ，２８Ｒ及び左右前輪２Ｌ，２Ｒを左右揺動させる。逆に、前二輪懸架装置４は、車体本体に対して左右フロントフォークユニット２８Ｌ，２８Ｒ及び左右前輪２Ｌ，２Ｒを互い違いに上下動させる。

図８（ａ）に示すように、上下揺動軸２５，２７の軸方向視で、アッパーアーム２４の左右アーム部、左右ロアアーム２６Ｌ，２６Ｒ及び左右フロントフォークユニット２８Ｌ，２８Ｒの上部は、フロントサブフレーム２３も含めて、車体左右で平行リンク状に配置される。

すなわち、上揺動軸２５の軸線Ｃ２、左右の下揺動軸２７Ｌ，２７Ｒの軸線Ｃ３Ｌ，Ｃ３Ｒ、アッパーアーム２４の左右外側端部の後述する左右の上外支持軸２５ａＬ，２５ａＲの軸線Ｃ２ａＬ，Ｃ２ａＲ、左右ロアアーム２６Ｌ，２６Ｒの左右外側端部の後述する左右の下外支持軸２７ａＬ，２７ａＲの軸線Ｃ３ａＬ，Ｃ３ａＲを車体左右で結ぶ四角形ｓｑ１Ｌ，ｓｑ１Ｒは、それぞれ概ね平行四辺形とされる。これにより、アッパーアーム２４及び左右ロアアーム２６Ｌ，２６Ｒの揺動時には、左右フロントフォークユニット２８Ｌ，２８Ｒ及び左右前輪２Ｌ，２Ｒが略平行に上下動する。

また、上下揺動軸２５，２７の軸方向視で、アッパーアーム２４の左右アーム部、左右タイロッド７８Ｌ，７８Ｒ及び左右フロントフォークユニット２８Ｌ，２８Ｒの上部は、フロントサブフレーム２３も含めて、車体左右で平行リンク状に配置される。
すなわち、上揺動軸２５の軸線Ｃ２、アッパーアーム２４の左右の上外支持軸２５ａＬ，２５ａＲの軸線Ｃ２ａＬ，Ｃ２ａＲ、左右タイロッド７８Ｌ，７８Ｒ内外の揺動中心７８ａｃＬ，７８ｂｃＬ，７８ａｃＲ，７８ｂｃＲを車体左右で結ぶ四角形ｓｑ１Ｌ’，ｓｑ１Ｒ’は、それぞれ概ね平行四辺形とされる。これにより、アッパーアーム２４及び左右ロアアーム２６Ｌ，２６Ｒの揺動時には、左右タイロッド７８Ｌ，７８Ｒも略平行に上下動し、左右前輪２Ｌ，２Ｒの舵角への影響が抑えられる。

図２、図４を併せて参照し、アッパーアーム２４の左右外側端部には、上下揺動軸２５，２７と平行な上外支持軸２５ａＬ，２５ａＲを介して、左右上外ブラケット２４ａＬ，２４ａＲがそれぞれ揺動可能に支持される。左右上外ブラケット２４ａＬ，２４ａＲには、左右操舵軸２９Ｌ，２９Ｒの上端部がそれぞれ支持される。上外支持軸２５ａＬ，２５ａＲの中心軸線Ｃ２ａＬ，Ｃ２ａＲは、左右前輪２Ｌ，２Ｒの接地点Ｔ１Ｌ，Ｔ１Ｒよりも車体左右方向内側に位置している。図中符号Ｔ２は後輪３の接地点を示す。

左右ロアアーム２６Ｌ，２６Ｒの左右外側端部には、上下揺動軸２５，２７と平行な下外支持軸２７ａＬ，２７ａＲを介して、左右下外ブラケット２６ａＬ，２６ａＲがそれぞれ揺動可能に支持される。左右下外ブラケット２６ａＬ，２６ａＲには、左右操舵軸２９Ｌ，２９Ｒの下端部がそれぞれ支持される。下外支持軸２７ａＬ，２７ａＲの中心軸線Ｃ３ａＬ，Ｃ３ａＲは、上外支持軸２５ａＬ，２５ａＲの中心軸線Ｃ２ａＬ，Ｃ２ａＲよりも左右外側で、左右前輪２Ｌ，２Ｒの接地点Ｔ１Ｌ，Ｔ１Ｒよりも左右内側に位置している。したがって、左右ロアアーム２６Ｌ，２６Ｒの左右外側端部間の距離Ｈ２は、アッパーアーム２４の左右外側端部間の距離Ｈ１よりも長くなる。

アッパーアーム２４上には、これを左右に跨ぐように設けられたダンパーフレーム体３１が固定される。ダンパーフレーム体３１は、車両前面視で上方に凸のＶ字形状をなすもので、その左右傾斜辺に沿って延びる左右一対かつ前後一対のフレームパイプ３２と、左右フレームパイプ３２の左右内側端部を連結するトップブラケット３３と、左右フレームパイプ３２の左右外側端に固設される左右固定プレート３４と、を有する。左右固定プレート３４は、アッパーアーム２４の左右外側端部上に締結固定される。

図５を併せて参照し、トップブラケット３３の前端部には、シリンダ式のスプリング装置（揺動反力発生装置）３５の上端部が、上下揺動軸２５，２７と平行な上連結軸３６及び球面軸受け３５ａを介して揺動可能に連結される。
スプリング装置３５は、ロッド式のストロークガイドとコイルスプリングとを組み合わせたもので、車体の直立状態には、中心軸線（ストローク軸線）Ｃ５を車両前面視で車体左右中心線ＣＬ上に配置する。スプリング装置３５の下端部は、フロントサブフレーム２３における上揺動軸２５よりも下方かつ下揺動軸２７よりも上方となる位置に、上下揺動軸２５，２７と平行な下連結軸３７及び球面軸受け３５ｂを介して揺動可能に連結される。図中符号Ｃ６，Ｃ７は上下連結軸３６，３７の中心軸線を示す。

図８（ａ）に示すように、スプリング装置３５は、車体が直立状態にあるときには、車体左右中心で鉛直方向に延びた最伸長状態となる。このときのスプリング装置３５における軸線Ｃ６，Ｃ７間の全長をＬ０とする。
一方、図８（ｂ）、図８（ｃ）に示すように、スプリング装置３５は、車体が直立状態から左右に揺動したときには、前記最伸長状態から短縮するようにストロークする。すなわち、図８（ｂ）、図８（ｃ）のスプリング装置３５の全長Ｌ１，Ｌ２は、図８（ａ）の全長Ｌ０よりも短くなる。このときのスプリング装置３５が伸長しようとする力が、車体を直立状態に戻そうとする復元力となり、かつ車体のローリング動に対する反力となる。

スプリング装置３５は、車体が直立状態にあるときに車体左右中心上に配置されることから、車体のローリング動に対する伸縮量が、車体の左右何れへの揺動時にも同一となり、車体が左右何れに揺動した場合にも同一の復元力が得られる。

図２、図９に示すように、ダンパーフレーム体３１の例えば右フレームパイプ３２には、車体の揺動エネルギーを減衰するためのロータリ式の揺動ダンパー（揺動減衰装置）３８が支持される。
図１０を併せて参照し、揺動ダンパー３８は、直方体形状のハウジング３８ａ内に扇形状の油室９１を形成し、この油室９１内でベーン９２を揺動させることで減衰力を得る。揺動ダンパー３８の減衰力の大きさは、油圧回路９０を主構成とする制御装置によって制御される。油圧回路９０については後に詳述する。
ベーン９２と一体揺動するダンパー揺動軸３９は、ハウジング３８ａの車体搭載時における前面から前方に突出する。このダンパー揺動軸３９の突出部分には、揺動レバー４１の基端部が一体揺動可能に取り付けられる。

揺動レバー４１の先端部には、リンクロッド４２の上端部がリンク連結軸４２ａを介して揺動可能に連結される。リンクロッド４２の下端部は、フロントサブフレーム２３における上揺動軸２５の右下方となる位置にダンパー連結軸４３を介して揺動可能に連結される。すなわち、ダンパー揺動軸３９は、揺動レバー４１及びリンクロッド４２を含むリンク機構４１Ａを介して車体フレーム５に連結される。
ダンパー揺動軸３９、リンク連結軸４２ａ及びダンパー連結軸４３は、上下揺動軸２５，２７と平行な軸である。図中符号Ｃ８はダンパー揺動軸３９の中心軸線、符号Ｃ８ａはリンク連結軸４２ａの中心軸線、符号Ｃ９はダンパー連結軸４３の中心軸線をそれぞれ示す。

図９（ａ）に示すように、リンク機構４１Ａは、フロントサブフレーム２３におけるアッパーアーム２４を支持する上揺動軸２５とリンクロッド４２を連結するダンパー連結軸４３との間に渡るオフセット部２３ａを含んで、平行リンク状に配置される。
すなわち、上揺動軸２５の軸線Ｃ２、ダンパー揺動軸３９の軸線Ｃ８、リンク連結軸４２ａの軸線Ｃ８ａ、及びダンパー連結軸４３の軸線Ｃ９を結ぶ四角形ｓｑ２は、概ね平行四辺形とされる。

これにより、図９（ｂ）、図９（ｃ）に示すように、車体揺動時等にアッパーアーム２４及びフロントサブフレーム２３が所定角度だけ相対揺動すると、これと同等の角度で前記ハウジング３８ａ内のベーン９２が揺動し、揺動ダンパー３８に所定の減衰力を発生させる。揺動ダンパー３８及びリンク機構４１Ａは、車体の左右何れへの揺動時にも同一の減衰力を発生させる設定とされる。

揺動ダンパー３８は、発生する減衰力の大きさを鞍乗り型車両１の車速に応じて変化させる電子制御式の可変ダンパーとされる。揺動ダンパー３８の油圧回路９０は、例えば左右前輪２Ｌ，２Ｒに設けた車輪速センサー（車速センサー）２Ｓから得られる車速情報に基づき、ソレノイドバルブ等を作動させて油路を切り替える。これにより、揺動ダンパー３８は、鞍乗り型車両１の停車時から高速走行時に渡り、減衰力の大きさ等を適宜変化させる。

図２、図４を参照し、ダンパーフレーム体３１の後部には、車体フレーム５に対するアッパーアーム２４の揺動軌跡に沿うように、車両前面視で円弧状に延びるロックプレート４４が固定される。ロックプレート４４は、上下揺動軸２５，２７の軸方向と直交する板状をなし、このロックプレート４４の上端位置には、ロックプレート４４を厚さ方向で挟圧可能なロックキャリパ４５が配置される。ロックキャリパ４５は、上支持フレーム２１上に固設された支持ブラケット２１ａに支持される。

ロックキャリパ４５はケーブル式であり、図１に示す如く車体前部左側に配置された操作ボックス４６から延びる不図示の操作ケーブルの一端が連結される。前記操作ケーブルの他端は、操作ボックス４６下部の揺動ロックレバー４７の作用端に連結される。この揺動ロックレバー４７の操作により、ロックキャリパ４５を作動させてロックプレート４４を挟圧し、車体の左右揺動をロック可能である。操作ボックス４６は、その上部にパーキングブレーキレバー４８を有し、このパーキングブレーキレバー４８の作用端から延びる不図示の操作ケーブルが、例えば後輪３近傍に設けた不図示のパーキングブレーキに連結される。操作ボックス４６の内部には、パーキングブレーキレバー４８の作動状態を検知するパーキングスイッチＳＷｐと、揺動ロックレバー４７の作動状態を検知する揺動ロックスイッチＳＷｙとが設けられる。

アッパーアーム２４が支持する左右上外ブラケット２４ａＬ，２４ａＲと、左右ロアアーム２６Ｌ，２６Ｒが支持する左右下外ブラケット２６ａＬ，２６ａＲとの間には、左右フロントフォークユニット２８Ｌ，２８Ｒの上部が、左右操舵軸２９Ｌ，２９Ｒを介してそれぞれ操舵可能に支持される。

図３は、左前輪２Ｌ及びハブｈ等を取り外した状態の左フロントフォークユニット２８Ｌを示すが、右フロントフォークユニット２８Ｒは左右対称の構成とする。以下、図２、図３を参照して左右フロントフォークユニット２８Ｌ，２８Ｒを説明する。

左右フロントフォークユニット２８Ｌ，２８Ｒは、左右前輪２Ｌ，２Ｒの左右内側に隣接するように、トレーリングリンク式のフロントサスペンション５２Ａを構成する。左右フロントフォークユニット２８Ｌ，２８Ｒは、上部がアッパーアーム２４及び左右ロアアーム２６Ｌ，２６Ｒの左右外側端部に支持されるフォーク本体５１と、フォーク本体５１の下端部に前端部５２ａが揺動可能に支持されるトレーリングアーム５２と、トレーリングアーム５２の後部とフォーク本体５１の上部との間に渡るクッションユニット５４と、トレーリングアーム５２の後端部５２ｂに一体揺動可能に設けられる前輪車軸５７と、前輪車軸５７の後方でサポートブラケット６２ａを介してブレーキキャリパ６２を支持するとともに前輪車軸５７に揺動可能に支持されるキャリパブラケット５８と、前輪車軸５７の上方で後端部５９ｂがキャリパブラケット５８に揺動可能に連結されるとともに前端部５９ａがフォーク本体５１の下部に揺動可能に連結されるトルクロッド５９と、を備える。

トレーリングアーム５２の前揺動軸５３及びトルクロッド５９の前後揺動軸６０，６１は、前輪車軸５７と平行に配される。図中符号Ｃ１１は前揺動軸５３の中心軸線、符号Ｃ１５，Ｃ１６は前後揺動軸６０，６１の中心軸線、符号Ｃ１２は前輪車軸５７における左右方向に沿う中心軸線をそれぞれ示す。

フォーク本体５１は、アッパーアーム２４及び左右ロアアーム２６Ｌ，２６Ｒの左右外側端部の間に左右操舵軸２９Ｌ，２９Ｒを介して支持されるアッパーブラケット６５と、アッパーブラケット６５における操舵軸２９の前方に張り出すパイプ挿通部６５ａに上部が挿通、固定されるフォークパイプ６６と、を有する。
フォークパイプ６６の上部は、車両側面視で操舵軸２９よりも鉛直方向に対する角度を大きくしてパイプ挿通部６５ａに挿通される。フォークパイプ６６及びパイプ挿通部６５ａは、左右前輪２Ｌ，２Ｒの内側端よりも左右内側に配置される。

フォークパイプ６６は、パイプ挿通部６５ａの下方で前下方に湾曲して延びた後、前輪車軸５７よりも前方となる位置で下方に湾曲して延びる。フォークパイプ６６の下端部には、トレーリングアーム５２の前端部５２ａを支持するピボットブラケット６７が固設される。ピボットブラケット６７は、車両側面視で前輪車軸５７の上前方に配置される。

フォークパイプ６６の中間部の後下側には、クッションユニット５４の上端部５４ａを支持する上クッションブラケット６８が固設される。フォークパイプ６６の下部後側には、トルクロッド５９の前端部５９ａを支持する前ロッドブラケット６９が固設される。フォークパイプ６６の中間部の前上側には上前ガセット７０が固設され、フォークパイプの下湾曲部の後内周側には下後ガセット７１が固設され、フォークパイプ６６の上部後側には上後ガセット７２が固設される。

トレーリングアーム５２は、ピボットブラケット６７から下後方に延びるように配置される。トレーリングアーム５２の後端部５２ｂからは、前輪車軸５７が左右外側に突出する。前輪車軸５７には、前輪２のハブｈが回転自在かつ脱落不能に取り付けられる。ハブｈの左右外側には、前輪２のホイールｗの中心部が複数のホイールナットｎにより締結される。ハブｈの外周には、ブレーキキャリパ６２に挟圧されるブレーキディスク６３が取り付けられる。

クッションユニット５４は、車両側面視で上側ほど後側に位置するように傾斜したロッド式のダンパーと、ダンパーの周囲を巻回するコイルスプリングとを有する。クッションユニット５４の上端部５４ａは、上クッションブラケット６８に上支持軸５５を介して支持される。クッションユニット５４の下端部５４ｂは、トレーリングアーム５２の前輪車軸５７寄りの部位に下支持軸５６を介して支持される。上下支持軸５５，５６は前輪車軸５７と平行な軸である。図中符号Ｃ１３，Ｃ１４は上下支持軸５５，５６の中心軸線、符号Ｃ１７はクッションユニット５４の中心軸線（ストローク軸線）をそれぞれ示す。

クッションユニット５４の上部前側には、前記ダンパーに連通するサブタンク５４ｃが配置される。サブタンク５４ｃは、軸線Ｃ１７と平行に延びる円筒状をなし、前記ダンパー及びコイルスプリングを含むクッション本体とフォーク本体５１との間のスペースに配置される。
クッションユニット５４は、前輪２の上下動によるトレーリングアーム５２の揺動によって、軸線Ｃ１７に沿ってストロークし、前輪２に入力された衝撃等を吸収するとともに前輪２の上下動を減衰させる。

キャリパブラケット５８は、前輪車軸５７に相対回転自在に外嵌する基部５８ａと、基部５８ａの後上方に延びる上アーム部５８ｂと、基部５８ａ及び上アーム部５８ｂの後方に延びる支持プレート部５８ｃとを有する。上アーム部５８ｂの上端部には、クッションユニット５４の左右外側を通過したトルクロッド５９の後端部５９ｂが後揺動軸６１を介して連結される。

ブレーキキャリパ６２は、前輪２と一体回転するブレーキディスク６３の後下部を車軸方向で挟み込むように配置される。ブレーキキャリパ６２は、不図示のマスターシリンダから供給された油圧によって、ブレーキディスク６３を挟圧して前輪２の回転を制動する。ブレーキディスク６３、ブレーキキャリパ６２及びキャリパブラケット５８は、前輪２における左右内側方に開放する椀状のホイールｗの内側に配置される。

ブレーキディスク６３及びブレーキキャリパ６２を主とする前輪ブレーキは、左右前輪２Ｌ，２Ｒにそれぞれ設けられる。同様の構成の後輪ブレーキは、単一の後輪３に設けられる。前輪ブレーキへの油圧供給は、例えば操向ハンドル１１の右グリップに配置したブレーキレバーの操作を主になされる。これにより、左右前輪２Ｌ，２Ｒが同時に制動される。後輪ブレーキへの油圧供給は、例えば右ステップに配置したブレーキペダルの操作を主になされる。前後輪ブレーキは、互いに独立した操作入力で個別に作動するものであってもよく、かつ少なくとも一方の操作入力で互いに連動して作動するものであってもよい。

ここで、鞍乗り型車両１は、アンチロックブレーキシステム（Anti-lock Brake System、以下、ＡＢＳという。）を備える。ブレーキレバー及びブレーキペダルの操作により発生した油圧は、ＡＢＳモジュール（不図示）を介して前後輪ブレーキに供給される。ＡＢＳモジュールは、前後輪の制動時のスリップ（ロック）を検出した際にこれを回避するべく、対応するキャリパへの供給油圧を減圧するべく制御する。

トルクロッド５９は、キャリパブラケット５８の上アーム部５８ｂの上端部をフォーク本体５１の下部に連結することで、前輪制動時にブレーキキャリパ６２からキャリパブラケット５８に入力される制動反力を、サスペンションフレームであるフォーク本体５１に入力する。前輪制動時には、前記制動反力によりトレーリングアーム５２が揺動してクッションユニット５４をストロークさせようとするが、前記制動反力をトルクロッド５９を介してフォーク本体５１に入力することで、前輪制動時におけるトレーリングアーム５２の揺動によるピッチングが抑えられる。

フォーク本体５１の下部、トレーリングアーム５２、キャリパブラケット５８及びトルクロッド５９は、車両側面視で平行リンク状に配置される。
すなわち、前揺動軸５３の軸線Ｃ１１、前輪車軸５７の軸線Ｃ１２、前後揺動軸６０，６１の軸線Ｃ１５，Ｃ１６を車両側面視で結ぶ四角形ｓｑ３は、概ね平行四辺形とされる。

左右操舵軸２９Ｌ，２９Ｒのキングピン軸線Ｃ４Ｌ，Ｃ４Ｒは、車両側面視では鉛直方向に対して上側ほど後側に位置するように傾斜する。換言すれば、左右キングピン軸線Ｃ４Ｌ，Ｃ４Ｒは、ステアリング軸線Ｃ１と平行となるように傾斜する。また、左右キングピン軸線Ｃ４Ｌ，Ｃ４Ｒは、車両前面視では鉛直方向に対して上側ほど左右内側に位置するように傾斜する。

車両前面視における左右キングピン軸線Ｃ４Ｌ，Ｃ４Ｒの下方への延長部分は、左右前輪２Ｌ，２Ｒの接地点（接地中心）Ｔ１Ｌ，Ｔ１Ｒに至る。
車両側面視におけるキングピン軸線Ｃ４の下方への延長部分の路面Ｒとの交点Ｔ１’は、前輪２の接地点Ｔ１の前方に位置してトレールを生じさせる。車両側面視におけるキングピン軸線Ｃ４の鉛直方向に対する傾斜角はキャスター角となる。前輪車軸５７は、車両側面視でキングピン軸線Ｃ４の前方にオフセットしている。

左右前輪２Ｌ，２Ｒ及び後輪３の各タイヤは、断面円弧状のトレッド面を有する。左右前輪２Ｌ，２Ｒは、車体のバンク時（ローリング時）には、前二輪懸架装置４の作用により前記車体本体と同様に傾き、トレッド面の接地点をセンターからサイドに移行させる。このとき、左右前輪２Ｌ，２Ｒには、トレールの作用によって傾いた方向に舵角が生じる。

図４〜図６を参照し、ステアリングシャフト１２ａの下端部に取り付けられるボトムブラケット１２ｂには、ステアリングリンク７５の後端部が球面軸受け７５ｂを介して連結される。ステアリングリンク７５の前端部は、フロントサブフレーム２３の後面側に支承されたベルクランク部材７６の第一アーム７６ａに球面軸受け７５ａを介して連結される。

ベルクランク部材７６は、車両側面視で操舵軸２９よりも鉛直方向に対する傾斜を大きくした中継軸７７を介して、フロントサブフレーム２３の後面側の車体左右中央に揺動可能に支持される。
ベルクランク部材７６の第二アーム７６ｂには、左右タイロッド７８Ｌ，７８Ｒの左右内側端が左右球面軸受け７８ａＬ，７８ａＲを介して連結される。左右タイロッド７８Ｌ，７８Ｒの左右外側端は、それぞれ左右フォーク本体５１のアッパーブラケット６５の後部に左右球面軸受け７８ｂＬ，７８ｂＲを介して連結される（図２参照）。

これにより、操向ハンドル１１と左右前輪２Ｌ，２Ｒとが連係され、操向ハンドル１１が左右に操舵されると、ステアリングシャフト１２ａ、ステアリングリンク７５、ベルクランク部材７６及び左右タイロッド７８Ｌ，７８Ｒを介して、左右フロントフォークユニット２８Ｌ，２８Ｒ及び左右前輪２Ｌ，２Ｒが左右何れかに操舵される。

ベルクランク部材７６は、車両側面視で左右フロントフォークユニット２８Ｌ，２８Ｒの上部と重なるように配置される。このベルクランク部材７６から概ね左右方向に沿うように延びる左右タイロッド７８Ｌ，７８Ｒを介して、左右フロントフォークユニット２８Ｌ，２８Ｒ及び左右前輪２Ｌ，２Ｒが操舵される。

ヘッドパイプ１２に支持したステアリングシャフト１２ａから、ヘッドパイプ１２の前方にオフセットした左右フロントフォークユニット２８Ｌ，２８Ｒに向けて、左右方向に対して大きく傾斜した左右タイロッドを延ばして連結した場合、左右方向に沿うように左右タイロッドを延ばして連結する場合と比べて、左右前輪２Ｌ，２Ｒの操舵角を同一にし難い。

すなわち、ステアリングシャフト１２ａの回動を、ヘッドパイプ１２の前方にオフセットしたベルクランク部材７６の回動に変換した後、ベルクランク部材７６から左右タイロッド７８Ｌ，７８Ｒを延ばして左右フロントフォークユニット２８Ｌ，２８Ｒに連結することで、左右前輪２Ｌ，２Ｒの操舵角を同一にし易くなる。ベルクランク部材７６は、左右フロントフォークユニット２８Ｌ，２８Ｒ間に効率よく配置できる。

図７は、図４中ＶＩＩ矢視図（キングピン軸線Ｃ４の車両側面視での傾斜に沿う矢視図）である。
図７（ａ）に示すように、ステアリングシャフト１２ａの下端部のボトムブラケット１２ｂ、これに連結されるステアリングリンク７５、及びベルクランク部材７６の第一アーム７６ａは、平行リンク状に配置される。
すなわち、ステアリング軸線Ｃ１、中継軸７７の軸線Ｃ１８（図示都合上、点で示す）、ステアリングリンク７５前後の球面軸受け７５ａ，７５ｂの揺動中心７５ａｃ，７５ｂｃを結ぶ四角形ｓｑ４は、概ね平行四辺形とされる。これにより、操向ハンドル１１の回動角とベルクランク部材７６の回動角とが略同一になる（図７（ｂ）、図７（ｃ）参照）。

また、図７（ａ）において、ベルクランク部材７６の第二アーム７６ｂ、左右タイロッド７８Ｌ，７８Ｒ及び左右フロントフォークユニット２８Ｌ，２８Ｒの上部は、横長かつ前側よりも後側が狭い左右一対の四節リンクを形成する。
すなわち、中継軸７７の軸線Ｃ１８、左右タイロッド７８Ｌ，７８Ｒ内外の球面軸受け７８ａＬ，７８ｂＬ，７８ａＲ，７８ｂＲの揺動中心７８ａｃＬ，７８ｂｃＬ，７８ａｃＲ，７８ｂｃＲ、及び左右キングピン軸線Ｃ４Ｌ，Ｃ４Ｒを車体左右でそれぞれ結ぶ左右の四角形ｓｑ５Ｌ，ｓｑ５Ｒは、それぞれ軸線Ｃ１８及び左右キングピン軸線Ｃ４Ｌ，Ｃ４Ｒ間の距離が左右タイロッド７８Ｌ，７８Ｒ内外の揺動中心７８ａｃＬ，７８ｂｃＬ，７８ａｃＲ，７８ｂｃＲ間の距離よりも長く形成される。

さらに、軸線Ｃ１８と左右タイロッド７８Ｌ，７８Ｒ内側の揺動中心７８ａｃＬ，７８ａｃＲとを結ぶ直線は、後側ほど左右外側に位置するように傾斜して配置され、左右キングピン軸線Ｃ４Ｌ，Ｃ４Ｒと左右タイロッド７８Ｌ，７８Ｒ外側の揺動中心７８ｂｃＬ，７８ｂｃＲとを結ぶ直線は、車両前後方向に沿うように配置される。また、前者の直線は後者の直線よりも長くされる。

このような左右の四節リンクは、所謂アッカーマン機構と同等の作用を奏し、左右前輪２Ｌ，２Ｒを操舵した際、左右前輪２Ｌ，２Ｒの内の内輪側の操舵角を外輪側の操舵角よりも大きくする。すなわち、図７（ｂ）に示す如く左操舵した際、左前輪２Ｌの操舵角θ１Ｌは右前輪２Ｒの操舵角θ１Ｒよりも大きく、図７（ｃ）に示す如く右操舵した際、右前輪２Ｒの操舵角θ２Ｒは左前輪２Ｌの操舵角θ２Ｌよりも大きい。

図５に示すように、上下揺動軸２５，２７の水平面（路面Ｒに相当）に対する側面視の傾斜角度θ１，θ２は互いに同一であり、これらは本実施形態では２０度に設定される。
車体の左右揺動は、上下揺動軸２５，２７と平行な前上がりの軸中心になされることから、左右前輪２Ｌ，２Ｒを接地させたまま車体を左右揺動させようとすると、左右前輪２Ｌ，２Ｒが車体に対する上下動に伴い前後方向にも互い違いに移動しようとする。したがって、左右前輪２Ｌ，２Ｒにブレーキをかけて静止させることで、車体を左右揺動させようとしてもこの揺動が制限される。

図３に示す１Ｇ状態のフロントフォークユニット２８において、トレーリングアーム５２の前後端の軸線Ｃ１１，Ｃ１２を車両側面視で結ぶ直線をアーム長基準線５２ｃとすると、このアーム長基準線５２ｃの水平面（路面Ｒに相当）に対する側面視の傾斜角度θ３は、本実施形態では上下揺動軸２５，２７の傾斜と同じ２０度に設定される。
そして、１Ｇ状態からクッションユニット５４をストロークさせてトレーリングアーム５２を揺動させると、前輪２は上下動に伴い前後方向にも移動しようとする。したがって、左右前輪２Ｌ，２Ｒにブレーキをかけて静止させることで、左右クッションユニット５４が別個にストロークすることによる車体の左右揺動が制限される。

なお、上下揺動軸２５，２７の傾斜角度θ１，θ２は２０度に限らず、２０度を超えた角度とすれば、左右前輪２Ｌ，２Ｒの前後移動量が増えることから左右前輪２Ｌ，２Ｒの制動による車体揺動を制限する効果が高まる。同様に、トレーリングアーム５２の傾斜角度θ３も２０度に限らず、２０度を超えた角度とすれば、上記同様に車体揺動を制限する効果が高まる。

＜揺動ダンパーの油圧回路の第一実施形態＞
図１０に示すように、揺動ダンパー３８は、直方体形状のハウジング３８ａ内に扇形状の油室９１を含む油圧回路９０を形成する。
図１０は、図９と同方向から見たダンパー揺動軸３９、揺動レバー４１、ベーン９２及び油室９１とともに油圧回路９０の構成を示す説明図である。
扇形状の油室９１は、ダンパー揺動軸３９と一体揺動するベーン９２によって二つの油室に区画される。以下、ベーン９２の図中左側に画定される油室を左回り油室９１ａ、図中右側に画定される油室を右回り油室９１ｂという。

油圧回路９０は、油室９１の扇形状の周方向両端部にそれぞれ基端が接続される第一油路９３ａ及び第二油路９３ｂと、各油路の先端がそれぞれ接続される三方弁としての第一ロータリーバルブ９４ａ及び第二ロータリーバルブ９４ｂと、各ロータリーバルブ９４ａ，９４ｂがそれぞれ開閉する二つのポートの内の一方のポートの間に渡る第一連通油路９５と、各ロータリーバルブ９４ａ，９４ｂの他方のポートの間に渡る第二連通油路９６と、第一連通油路９５に基端が接続される倒れ上流油路９７と、第二連通油路９６に基端が接続される起こし上流油路９８と、倒れ上流油路９７及び起こし上流油路９８の先端側の間に渡る倒れ減衰回路１０１及び起こし減衰回路１０５と、を有する。

各ロータリーバルブ９４ａ，９４ｂは、それぞれ円筒状のボディ内に弁体を回動可能に収納する。
第一ロータリーバルブ９４ａには第一油路９３ａ、第一連通油路９５及び第二連通油路９６が接続され、弁体の回動により第一油路９３ａと第一連通油路９５及び第二連通油路９６の何れか一方とを択一的に連通させる。
第二ロータリーバルブ９４ｂには第二油路９３ｂ、第一連通油路９５及び第二連通油路９６が接続され、弁体の回動により第二油路９３ｂと第一連通油路９５及び第二連通油路９６の何れか一方とを択一的に連通させる。

倒れ減衰回路１０１は、ソレノイドバルブとしての倒れ減衰バルブ１０２ａとチェックバルブ１０２ｂとを含む倒れ減衰油路１０２と、リリーフバルブ１０３ａを含むリリーフ油路１０３と、を並列に有する。倒れ減衰バルブ１０２ａは、流路を絞る等により車体の左右何れかの倒れ込み時の揺動に対する減衰力（抵抗力）を発生させるとともに、この減衰力を可変とする制御弁である。チェックバルブ１０２ｂ及びリリーフバルブ１０３ａは、倒れ上流油路９７から起こし上流油路９８への作動油の流通を可能とする一方、その逆の流通は不能とする逆止弁である。

起こし減衰回路１０５は、ソレノイドバルブとしての起こし減衰バルブ１０６ａとチェックバルブ１０６ｂとを含む起こし減衰油路１０６と、リリーフバルブ１０７ａを含むリリーフ油路１０７と、を並列に有する。起こし減衰バルブ１０６ａは、流路を絞る等により左右何れかに倒れ込んだ車体の起き上がり時の揺動に対する減衰力（抵抗力）を発生させるとともに、この減衰力を可変とする制御弁である。チェックバルブ１０６ｂ及びリリーフバルブ１０７ａは、起こし上流油路９８から倒れ上流油路９７への作動油の流通を可能とする一方、その逆の流通は不能とする逆止弁である。
図中符号９９は例えば起こし上流油路９８に接続されたアキュムレータを示し、油圧回路９０内の作動油の膨張や収縮による容量変化を吸収する。

第一油路９３ａ及び第二油路９３ｂの一方（図では第一油路９３ａ）には、作動油の流通を断続可能とするコントロールバルブ１００が介設される。コントロールバルブ１００は、ノーマルオープンのソレノイドバルブ（スプールバルブ）であり、ソレノイドへの通電により内装したスプリングの付勢力に抗して弁体をストロークさせて第一油路９３ａの作動油の流通を不能とし、ソレノイドへの通電の停止によりスプリングの付勢力により弁体をストロークさせて第一油路９３ａの作動油の流通を可能とする。図１３を参照し、このノーマルオープンのコントロールバルブ１００への通電電力Ｉ１は、倒れ減衰バルブ１０２ａが車速Ｖ１（例えば５ｋｍ／ｈ）以下で使用する電力Ｉ２より低く設定される。

コントロールバルブ１００が閉じた場合には、揺動ダンパー３８が発生する減衰力は最大となる。

＜第一実施形態の作用＞
次に、第一実施形態の作用について説明する。
揺動ロックがなされていること（停車中であること）を揺動ロックスイッチＳＷｙが検知している場合は、コントロールバルブ１００への通電はされない。
揺動ロックが解除されると、第一油路９３ａにおけるノーマルオープンのコントロールバルブ１００への通電がなされ、第一油路９３ａの作動油の流通が遮断される。

この状態で揺動車両の車体が左右何れかに揺動しようとすると、揺動レバー４１及びダンパー揺動軸３９も同方向へ回動し、油室９１内のベーン９２を揺動させる。ベーン９２で仕切られた左回り油室９１ａと右回り油室９１ｂとの間の作動油の流通において、油圧回路９０を介する流通経路は前述の如く全て第一油路９３ａを含むことから、第一油路９３ａの作動油の流通が遮断された状態では、左回り油室９１ａと右回り油室９１ｂとの間の作動油の流通は、全てベーン９２と油室内壁との間の間隙を通じてなされる。このとき、揺動ダンパー３８の減衰力が最大となり、車体の揺動に対する抵抗力となって作用する。

停車領域（例えば５ｋｍ／ｈ以下）から低車速領域に移行する際には、第一油路９３ａのコントロールバルブ１００への通電を停止し、第一油路９３ａが開通して作動油の流通が可能となる。そして、この移行タイミングで、倒れ減衰バルブ１０２ａへの通電に切り替わる。
この状態で、揺動車両の車体が左側に倒れ込むと（図９（ｂ）参照）、図１１に示すように、揺動レバー４１及びダンパー揺動軸３９が左回り（図では右回り）に回動し、ベーン９２の揺動により左回り油室９１ａが狭小となる。これにより、図中矢印Ｆ１で示すように、左回り油室９１ａ内の作動油が第一油路９３ａから第一ロータリーバルブ９４ａに至り、複数の油路を経て第二ロータリーバルブ９４ｂに至った後、第二油路９３ｂから右回り油室９１ｂ内に戻る。

上記において、第一ロータリーバルブ９４ａでは、ダンパー揺動軸３９と連動する弁体が同方向に回動し、第一油路９３ａと第二連通油路９６との連通を遮断するとともに、第一油路９３ａと第一連通油路９５とを連通させる。このとき、第二ロータリーバルブ９４ｂは、同じくダンパー揺動軸３９と連動する弁体の回動により、第二油路９３ｂと第一連通油路９５との連通を遮断しているので、第一油路９３ａから第一連通油路９５に至る作動油は、全て倒れ上流油路９７に流れる。

倒れ上流油路９７に接続される二つの減衰回路の内、起こし減衰回路１０５は、二つの逆止弁により倒れ上流油路９７から起こし上流油路９８への作動油の流れを禁止することから、倒れ上流油路９７からの作動油は、全て倒れ減衰回路１０１を流れて起こし上流油路９８に至る。
倒れ減衰回路１０１の倒れ減衰油路１０２は、チェックバルブ１０２ｂ及び倒れ減衰バルブ１０２ａを介して作動油を流通させる。このとき、倒れ減衰バルブ１０２ａの作動により、作動油の流通抵抗を変化させ、もって揺動ダンパー３８が発生する減衰力を可変とする。

倒れ減衰回路１０１を経て起こし上流油路９８に至った作動油は、第二連通油路９６から第二ロータリーバルブ９４ｂ及び第二油路９３ｂを経て右回り油室９１ｂに戻る。
倒れ減衰バルブ１０２ａは、コントロールバルブ１００が第一油路９３ａを閉じた際の減衰力を越えない範囲で、揺動ダンパー３８が発生する減衰力を増減させる。
何らかの原因で倒れ減衰油路１０２が閉じてしまった場合、作動油がリリーフ油路１０３のリリーフバルブ１０３ａを開いて倒れ上流油路９７から起こし上流油路９８へ流れる。

一方、揺動車両の中車速領域で車体が右側に倒れ込むと（図９（ｃ）参照）、図１２に示すように、揺動レバー４１及びダンパー揺動軸３９が右回り（図では左回り）に回動し、ベーン９２の揺動により右回り油室９１ｂが狭小となる。これにより、図中矢印Ｆ２で示すように、右回り油室９１ｂ内の作動油が第二油路９３ｂから第二ロータリーバルブ９４ｂに至り、複数の油路を経て第一ロータリーバルブ９４ａに至った後、第一油路９３ａから左回り油室９１ａ内に戻る。

上記において、第二ロータリーバルブ９４ｂでは、ダンパー揺動軸３９と連動する弁体が同方向に回動し、第二油路９３ｂと第二連通油路９６との連通を遮断するとともに、第二油路９３ｂと第一連通油路９５とを連通させる。このとき、第一ロータリーバルブ９４ａは、同じくダンパー揺動軸３９と連動する弁体の回動により、第一油路９３ａと第一連通油路９５との連通を遮断しているので、第二油路９３ｂから第一連通油路９５に至る作動油は、全て倒れ上流油路９７へ流れる。

以下、前記同様、倒れ上流油路９７に流れた作動油は、全て倒れ減衰回路１０１を流れて起こし上流油路９８に至り、その際に減衰力を発生させる。起こし上流油路９８に至った作動油は、第二連通油路９６から第一ロータリーバルブ９４ａ及び第一油路９３ａを経て左回り油室９１ａに戻る。

また、図１１を参照し、揺動車両の車体が左側に倒れ込んだ状態から右側に起き上がろうとすると、揺動レバー４１及びダンパー揺動軸３９が右回り（図では左回り）に回動し、ベーン９２の揺動により右回り油室９１ｂが狭まる。これにより、図中矢印Ｒ１で示すように、右回り油室９１ｂ内の作動油が第二油路９３ｂから第二ロータリーバルブ９４ｂに至り、複数の油路を経て第一ロータリーバルブ９４ａに至った後、第一油路９３ａから左回り油室９１ａに戻る。

上記において、車体が左側に倒れ込んだ状態にある内は、第二ロータリーバルブ９４ｂが第二油路９３ｂと第一連通油路９５との連通を遮断するとともに、第二油路９３ｂと第二連通油路９６とを連通させた状態にあり、第一ロータリーバルブ９４ａが第一油路９３ａと第二連通油路９６との連通を遮断した状態にある。したがって、第二油路９３ｂから第二ロータリーバルブ９４ｂを経て第二連通油路９６に至った作動油は、全て起こし上流油路９８へ流れる。

起こし上流油路９８に接続される二つの減衰回路の内、倒れ減衰回路１０１は、二つの逆止弁により起こし上流油路９８から倒れ上流油路９７への作動油の流れを禁止することから、起こし上流油路９８からの作動油は、全て起こし減衰回路１０５を流れて倒れ上流油路９７に至る。
起こし減衰回路１０５の起こし減衰油路１０６は、チェックバルブ１０６ｂ及び起こし減衰バルブ１０６ａを介して作動油を流通させる。このとき、起こし減衰バルブ１０６ａの作動により、作動油の流通抵抗を変化させ、もって揺動ダンパー３８が発生する減衰力を可変とする。

起こし減衰回路１０５を経て倒れ上流油路９７に至った作動油は、第一連通油路９５、第一ロータリーバルブ９４ａ及び第一油路９３ａを経て左回り油室９１ａに戻る。
起こし減衰バルブ１０６ａの作動により発生する減衰力は、倒れ減衰バルブ１０２ａの作動により発生する減衰力よりも十分に小さくされる。
何らかの原因で起こし減衰油路１０６が閉じてしまった場合、作動油がリリーフ油路１０７のリリーフバルブ１０７ａを開いて起こし上流油路９８から倒れ上流油路９７へ流れる。

一方、図１２を参照し、揺動車両の車体が右側に倒れ込んだ状態から左側に起き上がろうとすると、揺動レバー４１及びダンパー揺動軸３９が左回り（図では右回り）に回動し、ベーン９２の揺動により左回り油室９１ａが狭まる。これにより、図中矢印Ｒ２で示すように、左回り油室９１ａ内の作動油が第一油路９３ａから第一ロータリーバルブ９４ａに至り、複数の油路を経て第二ロータリーバルブ９４ｂに至った後、第二油路９３ｂから右回り油室９１ｂに戻る。

上記において、車体が右側に倒れ込んだ状態にある内は、第一ロータリーバルブ９４ａが第一油路９３ａと第一連通油路９５との連通を遮断するとともに、第一油路９３ａと第二連通油路９６とを連通させた状態にあり、第二ロータリーバルブ９４ｂが第二油路９３ｂと第二連通油路９６との連通を遮断した状態にある。したがって、第一油路９３ａから第一ロータリーバルブ９４ａを経て第二連通油路９６に至った作動油は、全て起こし上流油路９８へ流れる。

以下、前記同様、起こし上流油路９８に流れた作動油は、全て起こし減衰回路１０５を流れて倒れ上流油路９７に至り、その際に減衰力を発生させる。倒れ上流油路９７に至った作動油は、第一連通油路９５から第二ロータリーバルブ９４ｂ及び第二油路９３ｂを経て右回り油室９１ｂに戻る。

＜減衰力の設定＞
揺動ダンパー３８は、揺動ロックスイッチＳＷｙがオンになっているときは、コントロールバルブ１００及び各減衰バルブ１０２ａ，１０６ａへの通電を止めるため、通電電力が極小状態となる。
揺動ダンパー３８は、揺動ロックスイッチＳＷｙのオフに合わせてコントロールバルブ１００のみ通電状態とし、鞍乗り型車両１が停車領域（０−５ｋｍ／ｈ）にある場合には、コントロールバルブ１００を閉じて各減衰回路の作動油の流れをなくし、作動油の流動抵抗ひいては減衰力を最大にして車体の揺動を抑える。本実施形態では、車速センサーの検出誤差等も含めて５ｋｍ／ｈまでは停車と判断する。

また、揺動ダンパー３８は、鞍乗り型車両１が低車速領域（５−３０ｋｍ／ｈ）にある場合には、まず５ｋｍ／ｈを超えたらコントロールバルブ１００を非通電として開いて各減衰回路に作動油の流れを生じさせ、特に車体の倒れ込み時の減衰力の大きさを倒れ減衰バルブ１０２ａの作動に委ねる。
さらに、揺動ダンパー３８は、鞍乗り型車両１が中車速領域（３０−７０ｋｍ／ｈ）にある場合には、低車速領域での制御に対し、減衰力を最小にして車体の揺動を最も軽快にする。
さらにまた、揺動ダンパー３８は、鞍乗り型車両１が高車速領域（７０ｋｍ／ｈ超）にある場合には、中車速領域での制御に対し、車速が増加するほど作動油の流動抵抗を大きくし、特に車体の倒れ込み時の減衰力を徐々に大きくして、外乱による車体の倒れ込みへの影響を抑える。

倒れ減衰バルブ１０２ａは、その通電量に概ね比例して作動油の流動抵抗ひいては減衰力を増減させる。すなわち、倒れ減衰バルブ１０２ａは、その通電量が大きいほど減衰力を増加させ、通電量が小さいほど減衰力を減少させる。
図１３は、コントロールバルブ１００及び倒れ減衰バルブ１０２ａに通電する電流値と車速との関係を示すグラフであり、上段に倒れ減衰バルブ１０２ａに対する通電量、下段にコントロールバルブ１００に対する通電量を分けて示す。なお、本グラフは減衰力の傾向を示す一例であり、前記した揺動ダンパー３８の減衰力の傾向と相違する部分もある。

揺動ロックスイッチＳＷｙがオフで車速が０−５ｋｍ／ｈのときには、コントロールバルブ１００に比較的少ない電力Ｉ１を通電するとともに倒れ減衰バルブ１０２ａへの通電は遮断し、減衰力を最大として車体のふらつき制御（自立）に寄与する。そして、車速が５ｋｍ／ｈを超えるタイミングで、コントロールバルブ１００の通電を遮断するとともに倒れ減衰バルブ１０２ａへの通電に切り替わり、減衰力を最大にするが、その直後には倒れ減衰バルブ１０２ａへの電流値を急峻に低下させ、ロール（左右揺動）の拘束感を回避する。なお、車速が５ｋｍ／ｈを超えた以降はコントロールバルブ１００への通電は遮断したままである。
その後、倒れ減衰バルブ１０２ａは、車速が２０ｋｍ／ｈになるまでに電流値の低下を徐々に緩やかにし、２０ｋｍ／ｈから４０ｋｍ／ｈの間では電流値を一定の低い値（低い減衰力）に保つことで、操縦性を向上させつつロール拘束感を伴わない程度にふらつき低減のための減衰力を付加する。

また、倒れ減衰バルブ１０２ａは、車速が４０ｋｍ／ｈから５０ｋｍ／ｈの間では、車速の増加に応じて電流値を低下させる。また、５０ｋｍ／ｈから６０ｋｍ／ｈの間では、電流値を最小（０）とすることで、操縦性を重視する車速域における減衰力を最小とする。その後、車速が６０ｋｍ／ｈから７０ｋｍ／ｈの間では、車速の増加に応じて電流値を増加させる。また、７０ｋｍ／ｈから８０ｋｍ／ｈの間では、電流値を２０ｋｍ／ｈから４０ｋｍ／ｈの間の電流値よりも高い値に保つ。さらに、車速が８０ｋｍ／ｈから１００ｋｍ／ｈの間では、電流値を車速の増加に応じて緩やかに上昇させる。

そして、１００ｋｍ／ｈを越える範囲では、電流値を７０ｋｍ／ｈから８０ｋｍ／ｈの間の電流値よりも高い値に保ち、所定の操縦性を持たせつつ減衰力の付加によって高車速領域でのロールの落ち着きに寄与する。このときの電流値（ひいては減衰力）は、その最大値と最小値との間の中間値よりも小さい値とされる。
前記した減衰力の制御は、揺動ダンパー３８のハウジング３８ａに付設したダンパーＥＣＵ（electric control unit、以下同様）によるコントロールバルブ１００及び各減衰バルブ１０２ａ，１０６ａの作動制御によりなされる。

図１４は、車体の左右揺動角に対して揺動ダンパー３８が発生する減衰力の大きさの変化を示す波形図である。
揺動ダンパー３８は、車体が揺動角０度の直立状態から左右何れかの方向へ倒れ込むように揺動する際には、揺動開始直後に倒れ込みに抗する概ね最大の減衰力を急峻に立ち上げ、この減衰力を車体の倒れ込みが停止するまで維持する。
その後、車体が起き上がる際には、その揺動開始直後に前記倒れ込みに抗する減衰力をキャンセルするとともに、起き上がりに抗する概ね最小の減衰力を発生させ、この減衰力を車体の揺動角がゼロ付近になるまで維持する。

鞍乗り型車両１においては、例えば揺動ダンパー３８に、車体の左右揺動角を電気的に検出する揺動角センサーが設けられる。この揺動角センサーの検出値に基づき、車体の左右揺動角に応じて揺動ダンパー３８の減衰力を変化させる制御がなされる。
ここで、揺動角センサーの検出値は、鞍乗り型車両１のエンジンに付設された変速機の自動変速制御にも用いられる。具体的には、図１５を参照し、中車速領域以上の車速域において、前記変速機を作動制御するＥＣＵは、揺動角センサーの検出値に基づき、例えば車体の揺動角が所定角度（例えば３０度）以上か否かを判定し、この判定がＹＥＳの場合には、自動変速制御を禁止する。なお、低車速領域においては、自動変速禁止制御をせず、中車速領域から制御をすることが好ましい。

また、鞍乗り型車両１は、ＡＢＳによるブレーキ減圧作動時には、車速や揺動角によらず、車体の倒れ込み時の減衰力を例えば最大値まで高める。具体的には、図１６を参照し、前記ダンパーＥＣＵは、前記ブレーキＥＣＵから得たＡＢＳ作動信号に基づき、ＡＢＳによるブレーキ減圧作動中であるか否かを判定し、この判定がＹＥＳの場合には、倒れ減衰バルブ１０２ａの通電量を最大にして倒れ込みに抗する減衰力を最大にする。

以上説明したように、上記実施形態は、左右一対の前輪２と、左右前輪２を接地させた状態でこれらを車体の左右の揺動に合わせて左右に揺動させる前二輪懸架装置４と、車体の左右の揺動に対して減衰力を付加する揺動ダンパー３８と、揺動ダンパー３８が発生する減衰力の大きさを制御する油圧回路９０を含む制御装置と、車速を検出する車輪速センサー２Ｓと、を備える揺動車両の揺動制御システムであって、前記制御装置は、車輪速センサー２Ｓが検出する車速検出値が停車領域（０−５ｋｍ／ｈ）にある場合には、前記減衰力を最大値とし、前記車速検出値が低車速領域（５−３０ｋｍ／ｈ）にある場合には、前記車速検出値が増加するにつれて減衰力の値を減少させ、前記車速検出値が中車速領域（３０−７０ｋｍ／ｈ）にある場合には、前記減衰力を最小値とし、前記車速検出値が高車速領域（７０ｋｍ／ｈ超）にある場合には、前記減衰力を前記最大値及び最小値の間の値に設定するものである。
この構成によれば、停車領域ではふらつきが発生し易いことから、揺動減衰力を最大にして揺動し難くし、低車速領域ではふらつきが発生し易い反面、旋回等を行い易くするために、車速の上昇に合わせて揺動減衰力を低くして徐々に揺動し易くする。また、中車速領域ではふらつきも発生し難いことから、軽快性を高めるために、減衰力を最小にして揺動し易くし、高車速領域では外乱の影響を抑えるために、再び減衰力を高くして揺動し難くする。
このように、揺動車両の車速に応じて適切な減衰力を付加することで、ふらつきを抑えつつ軽快かつ外乱に強い走行を実現することができる。

また、上記実施形態では、前記高車速領域の減衰力が、前記最大値及び最小値の間の中間値よりも最小値側に設定されることで、高速では車速が高くなるほどセルフステア機能が高まることから、高車速領域では車体を揺動し難くするための減衰力を抑え、減衰力を発生させるための電力等のエネルギーの消費を抑えることができる。

また、上記実施形態では、前記制御装置が、前記減衰力を高く維持する場合と比べて、前記減衰力を低下させるほど使用電力を少なくすることで、高車速領域でのクルーズ走行時の電力消費を抑えることができる。

また、上記実施形態では、前記制御装置の油圧回路９０が、車体の揺動時に作動油が流通する第一油路９３ａに、作動油の流れを遮断可能なコントロールバルブ１００を有し、コントロールバルブ１００が、前記揺動ダンパー（３８）の制御に用いる電力よりも少ない電力で作動するバルブであり、前記停車領域では第一油路９３ａの作動油の流れを遮断することで、揺動車両の駐停車時には、比較的消費電力の少ないコントロールバルブ１００によって第一油路９３ａの作動油の流れを遮断し、車体の倒れ込みを抑えることができる。
また、パーキング作動時には前記コントロールバルブ１００への通電を停止することで、パーキング時に電力をシャットダウンすれば、揺動をロックしつつ電力消費を抑えることができる。

＜揺動ダンパーの油圧回路の第二実施形態＞
次に、油圧回路の第二実施形態について図１７を参照して説明する。
第二実施形態の油圧回路９０’は、第一実施形態に対して、起こし減衰回路１０５に代わり、チェックバルブ１０６ｂのみを含む起こし油路１０６’を有する点で特に異なる。その他の、第一実施形態と同一構成には同一符号を付して詳細説明は省略する。

第二実施形態において、コントロールバルブ１００への通電がなされて第一油路９３ａが開通し状態で、揺動車両の車体が左右何れかに倒れ込む際には、第一実施形態と同様、作動油が倒れ減衰回路１０１の倒れ減衰油路１０２を流通する。このとき、倒れ減衰バルブ１０２ａの作動により、作動油の流通抵抗を変化させ、もって揺動ダンパー３８が発生する減衰力を可変とする。

また、揺動車両の車体が左右何れかに倒れ込んだ状態から起き上がる際には、作動油が起こし減衰回路１０５に代わる起こし油路１０６’を流通する。このとき、揺動ダンパー３８が積極的に減衰力を発生することはない。

第二実施形態では、第一実施形態と同等の作用効果に加え、油圧回路９０’が、車体の倒れ込み時に作動油が流通する油路（倒れ減衰油路１０２）にのみ、減衰力を発生するための倒れ減衰バルブ１０２ａを有することで、車体の起き上がり時に作動油が流通する油路からバルブ等の減衰手段を無くし、少ない構成で車体の倒れ込み時の揺動を減衰することができる。

なお、本発明は上記実施形態に限られるものではなく、例えば、油圧回路の第一、第二実施形態において、コントロールバルブ１００を第二油路９３ｂに設けてもよい。
本実施形態では、車体前部に左右一対の前輪を備えるとともに車体後部に単一の後輪を備えた揺動三輪車に適用した例を示したが、車体前部に単一の前輪を備えるとともに車体後部に左右一対の後輪を備えた揺動三輪車や、車体前部に左右一対の前輪を備えるとともに車体後部に左右一対の後輪を備えた揺動四輪車に適用してもよい。
上記実施形態における構成は本発明の一例であり、実施形態の構成要素を周知の構成要素に置き換える等、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変更が可能である。

１ 鞍乗り型車両（揺動車両）
２ 前輪（車輪）
２Ｓ 車輪速センサー（車速センサー）
４ 前二輪懸架装置（揺動機構）
３８ 揺動ダンパー
９０，９０’ 油圧回路
１００ コントロールバルブ

Claims (5)

1. 左右一対の車輪（２）と、
   前記左右一対の車輪（２）を接地させた状態でこれらを車体の左右の揺動に合わせて左右に揺動させる揺動機構（４）と、
   前記車体の左右の揺動に対して減衰力を付加する揺動ダンパー（３８）と、
   前記揺動ダンパー（３８）が発生する減衰力の大きさを制御する制御装置と、
   車速を検出する車速センサー（２Ｓ）と、を備える揺動車両（１）の揺動制御システムであって、
   前記制御装置は、前記車速センサー（２Ｓ）が検出する車速検出値が停車領域にある場合には、前記減衰力を最大値とし、
   前記車速検出値が低車速領域にある場合には、前記車速検出値が増加するにつれて減衰力の値を減少させ、
   前記車速検出値が中車速領域にある場合には、前記減衰力を最小値とし、
   前記車速検出値が高車速領域にある場合には、前記減衰力を前記最大値及び最小値の間の値に設定することを特徴とする揺動車両の揺動制御システム。
2. 前記高車速領域の減衰力は、前記最大値及び最小値の間の中間値よりも最小値側に設定されることを特徴とする請求項１に記載の揺動車両の揺動制御システム。
3. 前記制御装置は、前記減衰力を高く維持する場合と比べて、前記減衰力を低下させるほど使用電力を少なくすることを特徴とする請求項１又は２に記載の揺動車両の揺動制御システム。
4. 前記制御装置は、前記減衰力の発生を制御する油圧回路（９０，９０’）を含み、
   前記油圧回路（９０，９０’）は、前記車体の揺動時に作動油が流通する油路に、作動油の流れを遮断可能なコントロールバルブ（１００）を有し、
   前記コントロールバルブ（１００）は、前記揺動ダンパー（３８）の制御に用いる電力よりも少ない電力で作動するバルブであり、前記停車領域では前記油路の作動油の流れを遮断することを特徴とする請求項１から３の何れか一項に記載の揺動車両の揺動制御システム。
5. パーキング作動時には前記コントロールバルブ（１００）への通電を停止することを特徴とする請求項４に記載の揺動車両の揺動制御システム。

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