JP2019156316A - 自動傾斜車両 - Google Patents

Abstract

【課題】車両が旋回走行中に急激に減速されても、弾性部材に蓄積されていた弾性エネルギの放出に起因して車両の重心の高さが振動することを抑制することにより、車両の傾斜角の制御性を向上させる。【解決手段】ナックル１６Ｌ、１６Ｒにより支持された左右の前輪１２Ｌ、１２Ｒと、車両傾斜装置１８と、制御装置２０とを含む自動傾斜車両１０であり、車両傾斜装置は、揺動部材３６を揺動させるアクチュエータ３８と、揺動部材及びナックルに枢着されたタイロッド４０Ｌ、４０Ｒとを含み、制御装置２０は、重力に対する車両の目標横加速度の比に基づく目標傾斜角になるように車両の傾斜角を制御し、前輪の車輪減速度が基準値以上であるときには、ショックアブソーバ５１の伸び側及び縮み側の減衰係数Ｃe、Ｃcを、それぞれ標準値Ｃen、Ｃcnよりも高い値Ｃeh、Ｃchに制御する。【選択図】図１

Description

本発明は、旋回時に自動的に旋回内側へ傾斜（リーン）する自動傾斜車両に係る。

自動傾斜車両は、車両傾斜装置を有し、旋回時に車両傾斜装置によって自動的に旋回内側へ傾斜される。例えば、下記の特許文献１には、横方向に隔置された一対の前輪と、一つの後輪と、揺動型の車両傾斜装置と、車両傾斜装置を制御する制御装置とを含み、一対の前輪はそれぞれ対応するナックルにより回転可能に支持された自動傾斜車両が記載されている。

車両傾斜装置は、前後方向に延在する揺動軸線の周りに揺動可能な揺動部材と、揺動軸線の周りに揺動部材を揺動させるアクチュエータと、一対のタイロッドとを含んでいる。一対のタイロッドは、上端にて揺動部材の外端に枢着され下端にて対応するナックルに枢着されている。左右の前輪は、車体に対し上下方向へ相対変位可能であるが、車体に対する横方向への変位及び傾斜が制限されるよう、前輪サスペンションにより車体から懸架されている。前輪サスペンションは、アクチュエータと車体との間に配設されたショックアブソーバ及びサスペンションスプリングを含んでいる。

揺動部材が揺動軸線の周りに揺動すると、一対のタイロッドが互いに逆方向へ上下動するので、一対の前輪、即ち左右の前輪が車体に対し互いに逆方向へ上下動し、これにより車両が横方向へ傾斜する。制御装置は、運転者の操舵操作量及び車速に基づいて車両を安定的に旋回させるための車両の目標傾斜角を演算し、アクチュエータによって揺動部材の揺動角を制御することにより、車両の傾斜角が目標傾斜角になるように車両を傾斜させるよう構成されている。なお、車両の目標傾斜角は、車両の重心に作用する遠心力と重力との合力が所定の方向に作用するよう演算される。例えば、車両の目標傾斜角は、車両の傾斜角の制御が遅れないよう、車両の実際の横加速度が検出されるのではなく、運転者の操舵操作量及び車速に基づいて車両の目標横加速度が演算され、重力加速度に対する車両の目標横加速度の比に基づいて演算される。

機械学会論文集Ｖol．８１ Ｎo.８２６，２０１５

〔発明が解決しようとする課題〕
自動傾斜車両においては、以下に説明するように、車両の減速時に傾斜角を必ずしも正確に目標傾斜角に制御することができないという課題がある。本願発明者は、この課題について鋭意検討を行った結果、車両の旋回走行時に車輪にはそれらの位置を車両の直進走行時の位置へ戻そうとするジャイロモーメントが作用し、車両の減速時にジャイロモーメントが減少することが原因であることを究明した。

自動傾斜車両が旋回走行時に旋回内側へ傾斜される際には、左右の前輪は回転している状態にて車体と共に傾斜される。左右の前輪にはそれらの位置を車両の直進走行時のような標準状態における位置へ戻そうとするジャイロモーメントが作用し、ジャイロモーメントに起因する力はタイロッド、揺動部材及びアクチュエータを介して、また前輪サスペンションを介して車体へ伝達される。よって、車体は旋回外側への力を受け、その力は車両の傾斜角を低減するよう作用する。

アクチュエータがジャイロモーメントによる上記作用に抗して車両の傾斜角を目標傾斜角に維持するための力を発生すると、その反力が車体などへ伝達される。よって、後に詳細に説明するように、揺動部材及び一対のタイロッドの位置関係が車両の標準状態におけるそれらの関係とは異なる関係になると共に、アクチュエータが車輪に対し下方へ変位せしめられ、車体の高さが本来の高さよりも低くなる。車体の高さが低くなると、車両の重心が車両の傾斜方向に沿って下方へ変位する。

更に、揺動部材及び一対のタイロッドの位置関係が変化すると、揺動部材及び一対のタイロッドなどを車両の標準状態における位置へ弾性的に付勢する弾性部材の弾性変形量が本来の値（揺動部材などの位置関係が変化していないときの値）とは異なる値に変化することにより弾性エネルギが蓄積される。この場合の弾性部材は、例えば枢着部に組み込まれているゴムブッシュなどである。

特に、車両の旋回走行中に車両が非常に高い減速度にて減速されると、ジャイロモーメントが急激に減少し、タイロッドを介して揺動部材へ伝達される力が急激に減少する。そのため、弾性部材に蓄積されていた弾性エネルギが放出されることにより、車体が車両の傾斜方向に沿ってアクチュエータに対し上方へ急激に変位し、車両の重心が急激に上昇する。その結果、弾性部材及びサスペンションスプリングの弾性変形量が振動的に増減するので、車両の重心の高さが振動し、重心の旋回半径が振動的に増減することに起因して車両の実横加速度も振動する。そのため、車両の傾斜角が目標傾斜角になるよう車両傾斜装置を制御しても、車両の傾斜角は振動し、車両の傾斜角を精度よく目標傾斜角に制御することが困難である。

本発明の主要な課題は、車両が旋回走行中に急激に減速されても、弾性部材に蓄積されていた弾性エネルギの放出に起因して車両の重心の高さが振動することを抑制することにより、従来に比して車両の傾斜角の制御性を向上させることである。

〔課題を解決するための手段及び発明の効果〕
本発明によれば、横方向に隔置された一対の車輪（１２Ｌ、１２Ｒ）と、車両傾斜装置（１８）と、制御装置（２０）とを含む自動傾斜車両（１０）であって、一対の車輪は、それぞれ対応するナックル（１６Ｌ、１６Ｒ）により回転可能に支持されており、車両傾斜装置は、前後方向に延在する揺動軸線（３４）の周りに揺動する揺動部材（３６）と、揺動軸線の周りに揺動部材を揺動させる傾斜アクチュエータ（３８）と、一対のタイロッド（４０Ｌ、４０Ｒ）とを含み、一対のタイロッドは揺動軸線に対し横方向両側において上端の枢着部にて揺動部材に枢着され且つ下端の枢着部にて対応するナックルに枢着されており、傾斜アクチュエータはサスペンションスプリング（５０）及び減衰力可変式のショックアブソーバ（５１）を介して車体（２４）に連結されており、制御装置（２０）は、車両を旋回内側へ傾斜させるための車両の目標傾斜角（θt）を演算し、車両の傾斜角（θ）が目標傾斜角になるように傾斜アクチュエータを制御するよう構成された自動傾斜車両が提供される。

制御装置（２０）は、車両が旋回走行している状況において、一対の車輪の少なくとも一方の車輪減速度が基準値以上であるときには、ショックアブソーバ（５１）の減衰係数を高くするよう構成される。

上記の構成によれば、一対の車輪の少なくとも一方の車輪減速度が基準値以上であるときには、ショックアブソーバの減衰係数が高くされ、傾斜アクチュエータ及び車体の相対変位が抑制されるので、傾斜アクチュエータに対する車体の振動が抑制される。よって、車両が旋回走行中に急激に減速され、弾性部材に蓄積されていた弾性エネルギが放出されても、車両の重心の高さが振動し重心の旋回半径が振動的に増減することに起因して車両の実横加速度が振動することを抑制することができる。従って、従来の自動傾斜車両に比して車両の傾斜角の振動を低減し、車両の傾斜角を精度よく目標傾斜角に制御することができる。

更に、弾性部材に蓄積されていた弾性エネルギが放出される際の車両の重心の上昇速度を低減することができる。よって、車体の慣性によるオーバーシュートにより車両の重心の高さが一時的に過剰に高くなることに起因して車両の減速停止時の安定性が低下する虞を低減することができる。

上記説明においては、本発明の理解を助けるために、後述する実施形態に対応する発明の構成に対し、その実施形態で用いられた符号が括弧書きで添えられている。しかし、本発明の各構成要素は、括弧書きで添えられた符号に対応する実施形態の構成要素に限定されるものではない。本発明の他の目的、他の特徴及び付随する利点は、以下の図面を参照しつつ記述される本発明の実施形態についての説明から容易に理解されるであろう。

本発明による自動傾斜車両の実施形態を、前輪位置における横方向の垂直切断面にて切断して示す解図的正面縦断面図である。 実施形態の前輪及び車両傾斜装置を、車両の前方から見た状態にて示すスケルトン図である。 実施形態の自動傾斜車両を、前後方向の中央垂直切断面にて切断して示す解図的側面縦断面図である。 実施形態の自動傾斜車両を、水平切断面にて切断して示す解図的平断面図である。 実施形態の後輪及び後輪サスペンションを示す拡大斜視図である。 左旋回時における実施形態を、前輪位置における横方向の垂直切断面にて切断して示す正面縦断面図である。 実施形態における車両の傾斜角制御ルーチンを示すフローチャートである。 実施形態におけるショックアブソーバの制御ルーチンを示すフローチャートである。 車両の旋回に起因する遠心力Ｆy、車輪のジャイロモーメントに起因する横力Ｆj及び重力Ｆgと車両の目標傾斜角θtとの関係を示す説明図である。 操舵角Ｓt及び車速Ｖに基づいて車両の目標横加速度Ｇytを演算するためのマップである。 左右の前輪と車体の間の相対速度Ｖwbとショックアブソーバの減衰力Ｆdpとの関係を示すグラフである。 車両のホイールベース及び後輪の転舵角δrを説明するための図である。 左旋回中の車両の重心を通る垂線が左右前輪の接地点及び後輪の接地を結ぶ三角形の範囲外を通る状況を示す正面縦断面図である。 左旋回中の車両の重心を通る垂線が左右前輪の接地点及び後輪の接地を結ぶ三角形の余裕マージンの内側を通るよう、車両の目標傾斜角が低減修正された状況を示す正面縦断面図である。 左旋回中の車両の傾斜角が許容最大傾斜角であるときの実施形態の前後輪及び車両傾斜装置を、車両の前方から見た状態にて示すスケルトン図である。 第一の修正例の自動傾斜車両を、前後方向の中央垂直切断面にて切断して示す解図的側面縦断面図である。

以下に添付の図を参照しつつ、本発明の実施形態について詳細に説明する。

図１乃至図５において、本発明の実施形態にかかる自動傾斜車両１０は、非操舵駆動輪である一対の前輪１２Ｌ及び１２Ｒと、操舵従動輪である一つの後輪１４とを含む定員１名の三輪車両である。前輪１２Ｌ及び１２Ｒは、横方向に互いに隔置され、それぞれ対応するナックル（車輪キャリア）１６Ｌ及び１６Ｒにより回転軸線（図示せず）の周りに回転可能に支持されている。

実施形態においては、前輪１２Ｌ及び１２Ｒのキャンバはニュートラルキャンバであり、従って車両の１０の非旋回時における前輪のキャンバ角は０である。なお、前輪のキャンバは、ネガティブキャンバ又はポジティブキャンバであってもよい。後輪１４は、前輪に対し後方に位置し、後に詳細に説明するように、運転者によるステアリングホイール１５の操作量に応じてステアバイワイヤ式に操舵されるようになっている。図１及び後述の図６においては、ステアリングホイール１５は実際の位置とは異なる位置に図示されている。自動傾斜車両１０は、更に車両傾斜装置１８及び電子制御装置２０を含んでいる。

図示の実施形態においては、図には示されていないが、ナックル１６Ｌ及び１６Ｒは、駆動装置としてのインホイールモータを内蔵している。ナックル１６Ｌ及び１６Ｒは、それぞれ対応するサスペンションアーム２２Ｌ及び２２Ｒにより、車体２４に対し上下方向に変位可能であると共に、車体２４に対する横方向への変位及び傾斜が制限されるよう、支持されている。

図示のサスペンションアーム２２Ｌ及び２２Ｒは、それぞれ前端にてナックル１６Ｌ及び１６Ｒに一体的に連結され、後端にてジョイント２８Ｌ及び２８Ｒにより車体２４に連結されたリーディングアームである。ジョイント２８Ｌ及び２８Ｒは、例えば実質的に横方向に延在する軸線を有するゴムブッシュ装置のようなジョイントであってよい。なお、ナックル１６Ｌ及び１６Ｒに関する上記要件が満たされる限り、サスペンションアーム２２Ｌ及び２２Ｒは、トレーリングアーム、アッパアーム及びロアアームの組合せのような他のアームであってもよい。

サスペンションアーム２２Ｌ及び２２Ｒの前端近傍には、それぞれナックルアーム３０Ｌ及び３０Ｒの下端が一体的に連結されている。ナックルアーム３０Ｌ及び３０Ｒは、それぞれサスペンションアーム２２Ｌ及び２２Ｒから実質的に上方へ延在することによりナックル１６Ｌ及び１６Ｒに対し上下方向に延在し且つ対応するサスペンションアームの前端部及びナックルと一体的に上下動する。

図１及び図６に示されているように、ナックルアーム３０Ｌ及び３０Ｒは、前後方向に見て直線状をなしているが、図３に示されているように、ナックル１６Ｌ及び１６Ｒの部材などに干渉しないよう、横方向に見て前方へ向けて開いた実質的にＣ形をなしている。なお、ナックルアーム３０Ｌ及び３０Ｒは、それぞれナックル１６Ｌ及び１６Ｒと一体的に連結されていてもよく、横方向に見て後方へ向けて開いた実質的にＣ形又は直線状をなしていてもよい。

インホイールモータの回転方向及び出力は、運転者によるシフトレバー及びアクセルペダル（何れも図示せず）の操作に応じて電子制御装置２０により制御される。前輪１２Ｌ、１２Ｒ及び後輪１４の制動力は、運転者によるブレーキペダル（図示せず）の操作に応じて作動する制動装置３２が、電子制御装置２０によって制御されることにより制御される。

車両傾斜装置１８は、前後方向に延在する揺動軸線３４の周りに揺動する揺動部材３６と、揺動軸線３４の周りに揺動部材３６を揺動させる傾斜アクチュエータ３８と、一対のタイロッド４０Ｌ及び４０Ｒとを含んでいる。タイロッド４０Ｌ及び４０Ｒは、揺動軸線３４に対し横方向両側において実質的に上下方向に延在し、それぞれ上端にてジョイント４２Ｌ及び４２Ｒにより揺動部材３６の対応する外端に枢動可能に連結されている。なお、ジョイント４２Ｌ及び４２Ｒは、実質的に車両前後方向に延在する軸線を有するゴムブッシュ付の枢軸ピンを含むジョイントであることが好ましいが、ボールジョイントのようなジョイントであってもよい。

更に、タイロッド４０Ｌ及び４０Ｒは、それぞれ下端にてボールジョイントのようなジョイント４４Ｌ及び４４Ｒによりナックルアーム３０Ｌ及び３０Ｒの上端に枢動可能に連結されている。前述のように、ナックルアーム３０Ｌ及び３０Ｒは、それぞれサスペンションアーム２２Ｌ及び２２Ｒから実質的に上方へ延在することによりナックル１６Ｌ及び１６Ｒに対し上下方向に延在し且つ対応するナックルと一体的に上下動する。よって、タイロッド４０Ｌ、４０Ｒの下端は、それぞれナックルアーム３０Ｌ、３０Ｒ及びサスペンションアーム２２Ｌ、２２Ｒを介してナックル１６Ｌ、１６Ｒに一体的に連結されている。

図２に示されているように、ジョイント４２Ｌ及び４２Ｒの中心をそれぞれ枢点Ｐal及びＰarとし、ジョイント４４Ｌ及び４４Ｒの中心をそれぞれ枢点Ｐbl及びＰbrとし、前輪１２Ｌ及び１２Ｒの接地点をそれぞれＰfl及びＰfrとする。車両１０が水平路にて静止又は直進走行する状態（以下「標準状態」という）にあるときには、枢点Ｐbl及びＰbrは、それぞれ前輪１２Ｌ及び１２Ｒのタイヤの上縁部よりも高い位置に位置しているが、タイヤの上縁部と同一又はそれよりも低い位置に位置していてもよい。

車両１０が標準状態にあるときには、枢点Ｐal及びＰar、枢点Ｐbl及びＰbr及び接地点Ｐfl及びＰfrは、それぞれ車両１０の中心平面６６に対し左右対称である。なお、中心平面６６は、車両１０の横方向の中央を通り車両の前後方向に延在する仮想の平面であり、車両が標準状態にあるときには鉛直方向に沿って延在する。枢点Ｐbl及びＰbrの間の距離は、枢点Ｐal及びＰarの間の距離よりも大きく、接地点Ｐfl及びＰfrの間の距離よりも小さい。枢点Ｐblは実質的に枢点Ｐal及び接地点Ｐflを結ぶ線分Ｌacl上に位置し、枢点Ｐbrは、枢点Ｐbrは実質的に枢点Ｐar及び接地点Ｐfrを結ぶ線分Ｌacr上に位置しているが、枢点Ｐbl及びＰbrはそれぞれ線分Ｌacl及びＬacr上に位置していなくてもよい。

揺動部材３６は、揺動軸線３４の周りに回転可能なボス部３６Ｂと、ボス部３６Ｂと一体をなしボス部３６Ｂから互いに逆方向へ延在するアーム部３６ＡＬ及び３６ＡＲとを有し、揺動軸線３４の周りに揺動可能なスイングアーム部材として機能する。アーム部３６ＡＬ及び３６ＡＲの有効長さ、即ち軸線３４と枢点Ｐblとの間の距離及び軸線３４と枢点Ｐbrとの間の距離は同一である。

以上の説明から解るように、左右の前輪１２Ｌ及び１２Ｒ、傾斜アクチュエータ３８、揺動部材３６及び一対のタイロッド４０Ｌ及び４０Ｒは、車両の標準状態におけるそれらの位置へ弾性的に付勢されている。上記部材を弾性的に付勢する付勢手段は、サスペンションアーム２２Ｌ及び２２Ｒの弾性、サスペンションアームの後端のジョイント２８Ｌ及び２８Ｒに組み込まれたゴムブッシュ装置、及びジョイント４２Ｌ及び４２Ｒに組み込まれたゴムブッシュなどである。

図２及び図１５においては、これらの付勢手段が総括的に仮想の弾性部材４５Ｌ及び４５Ｒとして図示されている。弾性部材４５Ｌ及び４５Ｒは、それぞれアーム部３６ＡＬ及び３６ＡＲ及びタイロッド４０Ｌ及び４０Ｒのなす角度が標準状態における角度から変化するときには、その変化を抑制する力を発生すると考えられてよい。即ち、各弾性部材は、対応するアーム部及びタイロッドのなす角度が標準状態における角度よりも小さくなると、その角度を大きくするよう圧縮力を発生する。逆に、各弾性部材は、対応するアーム部及びタイロッドのなす角度が標準状態における角度よりも大きくなると、その角度を小さくするよう引張り力を発生する。

傾斜アクチュエータ３８は、例えば直流ブラシレスモータなどの電動機３８Ｍ及び図には示されていない減速歯車を含むハーモニックドライブ（登録商標）のような回転型の電動アクチュエータであってよい。アクチュエータ３８の出力回転軸は後方へ突出し、出力回転軸の先端にボス部３６Ｂが固定的に取り付けられており、これにより電動機３８Ｍの回転運動が揺動部材３６へ揺動運動として伝達されるようになっている。なお、アクチュエータ３８は、往復動型又は揺動型のアクチュエータであってもよく、前者の場合にはアクチュエータの往復動が運動変換機構により揺動運動に変換されて揺動部材３６へ伝達されるようになっていてよい。

図３及び図５に示されているように、アクチュエータ３８は、横方向に隔置され車体２４に固定された一対のブラケット４６の間に配置されている。アクチュエータ３８は、横方向に互いに離れるよう突出する一対の枢軸４８を有し、枢軸４８がブラケット４６によって回転可能に支持されることにより、枢軸４８の周りに揺動可能に支持されている。アクチュエータ３８の前端部とその下方の車体２４との間には、サスペンションスプリング５０及びショックアブソーバ５１が介装されている。よって、アクチュエータ３８は、車体に対する横方向への変位及び傾斜が制限されるが、前端部及び後端部にて車体２４に対し上下方向に変位可能であるよう、サスペンションスプリング５０及びショックアブソーバ５１を介して車体に連結されている。なお、サスペンションスプリング５０は例えば圧縮コイルばねのような弾性部材であってよい。

サスペンションスプリング５０及びショックアブソーバ５１は、サスペンションアーム２２Ｌ及び２２Ｒなどと共働して前輪サスペンション５２を構成している。よって、前輪１２Ｌ、１２Ｒ及び車両傾斜装置１８は、車体２４に対し上下方向へ相対変位可能であるが、車体に対する横方向への変位及び傾斜が制限されるよう、前輪サスペンション５２により車体２４から懸架されている。車両の走行時に前輪１２Ｌ、１２Ｒが路面から受け車体２４へ伝達される衝撃は、サスペンションスプリング５０によって緩和される。前輪１２Ｌ、１２Ｒと車体２４との間の相対上下振動は、ショックアブソーバ５１により減衰される。

アクチュエータ３８は、車体２４に作用する重力により、一対のブラケット４６を介して下方への力を受ける。しかし、アクチュエータ３８は、車両傾斜装置１８により下方へ変位することが阻止されるので、後方側部分が車体２４に対し上方へ変位し前方側部分が車体２４に対し下方へ変位するよう、枢軸４８の周りに揺動する。よって、サスペンションスプリング５０が圧縮変形せしめられるので、車体２４の重量はサスペンションスプリング５０の圧縮変形によるばね力によって支持される。また、サスペンションスプリング５０の圧縮変形量は、前輪１２Ｌ及び１２Ｒがバウンドし、アクチュエータ３８の後方側部分が上方へ変位すると増大し、逆に前輪がリバウンドし、アクチュエータ３８の後方側部分が下方へ変位すると減少する。

図５に示されているように、ショックアブソーバ５１はサスペンションスプリング５０と同心に配設されているが、ショックアブソーバ５１はサスペンションスプリング５０と同心でなくてもよい。ショックアブソーバ５１は、当技術分野において公知の減衰力可変式のショックアブソーバであり、伸び側の減衰係数Ｃe及び縮み側の減衰係数Ｃcは電子制御装置２０によって制御される。電子制御装置２０による減衰係数Ｃe及びＣcの制御については、後に説明する。

図５に示されているように、後輪１４は後輪サスペンション５４により車体２４から懸架されている。後輪サスペンション５４は、図には示されていない後輪１４のホイールを回転可能に支持する支持部材と車体２４の側の支持部材との間に介装されたサスペンションスプリング及びショックアブソーバを含んでいる。よって、後輪１４は車体２４に対し傾斜することなく上下動することができ、それらの相対上下振動はショックアブソーバにより減衰される。

車体２４には転舵アクチュエータ６２が固定されている。転舵アクチュエータ６２は回転型の電動アクチュエータであり、直流ブラシレスモータのような電動機（図示せず）を含んでいる。電動機の回転軸は下方へ延在し、回転軸の先端は車体２４の側の支持部材に一体的に連結されており、これにより電動機の回転運動がアッパアーム部材５６へ伝達されるようになっている。なお、転舵アクチュエータ６２も、往復動型の電動アクチュエータであってもよく、その場合にはアクチュエータの往復動が運動変換機構により回転運動に変換されて車体２４の側の支持部材へ伝達されるようになっていてよい。

以上の説明から解るように、後輪１４は、車体２４に対し上下動可能に且つ転舵アクチュエータ６２の電動機の回転軸の軸線と同一のキングピン軸の周りに回転可能に、後輪サスペンション５４により車体２４から懸架されている。車両１０の旋回時には、後輪１４がアクチュエータ６２によりキングピン軸の周りに回転されることにより転舵される。キングピン軸は車体２４に対し横方向へ傾斜することができないので、後述のように車体２４が横方向へ傾斜すると、後輪１４も車体２４と同一の角度だけ横方向へ傾斜する。

図６に示されているように、揺動部材３６が揺動軸線３４の周りに揺動すると、タイロッド４０Ｌ及び４０Ｒが互いに逆方向へ上下動することにより、前輪１２Ｌ及び１２Ｒが車体２４に対し互いに逆方向へ上下動し、これにより車両１０が横方向へ傾斜する。なお、図６においては、車両１０に遠心力が作用することによるタイヤの弾性変形が誇張して図示されている。図６には示されていないが、車両１０の旋回内側への傾斜角θの大きさが大きくなるにつれて、旋回外輪側の枢点Ｐbrは、線分Ｌacrに対し車両の横方向外側へ向けて移動し、逆に、旋回内輪側の枢点Ｐblは、線分Ｌaclに対し車両の横方向内側へ向けて移動する（図２参照）。

ナックルアーム３０Ｌ、３０Ｒ及びタイロッド４０Ｌ、４０Ｒは、車体２４を支持するための圧縮荷重を受け、車両傾斜装置１８が作動すると、圧縮荷重は、旋回外輪側においては増大し、旋回内輪側においては減少する。ナックルアーム３０Ｌ、３０Ｒ及びタイロッド４０Ｌ、４０Ｒは、車両傾斜装置１８の作動により圧縮荷重が変動しても実質的に湾曲変形しないことが好ましいが、僅かに湾曲変形してもよい。

図４及び図６に示されているように、車両１０の標準積載状態における重心Ｇmは、車両の上下方向の中心平面６６上にてアクチュエータ３８に対し後方且つ低い位置にある。車両１０の傾斜角θは、中心平面６６が鉛直方向６８に対しなす角度である。図４に示されているように、前輪１２Ｌ、１２Ｒの接地点Ｐfl、Ｐfr及び後輪１４の接地点Ｐrを結ぶ二等辺三角形を三角形６９と指称する。

車両１０の傾斜角θの時間変化率、即ち車両の傾斜角速度θd（＝dθ/dt）は、ジャイロスコープ７０により検出されるようになっている。ジャイロスコープ７０により検出された車両の傾斜角速度θdを示す信号は、電子制御装置２０へ入力される。なお、傾斜角θは、揺動部材３６の揺動角が０で、中心平面６６が鉛直方向６８と一致するときに０になり、車両１０が左方向へ傾斜するときに正の値になる。傾斜角速度θdは、車両１０の傾斜角が左方へ変化するときに正の値になる。更に、車両１０の傾斜角θは、車体２４のロール角（図示せず）と実質的に同一であるので、車体のロール角がロール角センサにより車両１０の傾斜角θとして検出されてもよい。

ステアリングホイール１５の回転角に等しい操舵角Ｓtは、運転者の操舵操作量として操舵角センサ７２により検出される。操舵角センサ７２により検出された操舵角Ｓtを示す信号は、電子制御装置２０へ入力される。更に、電子制御装置２０には、車輪速度センサ７４FL、７４FR及び７４Rにより検出されたそれぞれ左右の前輪１２Ｌ、１２Ｒ及び後輪１４の車輪速度（角速度）Ｖfl、Ｖfr及びＶrを示す信号が入力され、回転角センサ７６により検出された電動機３８Ｍの回転角φmを示す信号が入力される。

電子制御装置２０は、車輪速度Ｖfl、Ｖfr及びＶrに基づいて車速Ｖを演算し、操舵角Ｓt及び車速Ｖに基づいて後輪１４の目標転舵角δrtを演算し、後輪の転舵角δrが目標転舵角δrtになるよう、転舵アクチュエータ６２を制御することにより、後輪１４をステアバイワイヤ式に転舵する。なお、回転角センサ７６により検出される回転角φmは、揺動部材３６の揺動角が０のときに０になり、車両１０が左方向へ傾斜するよう揺動部材３６が揺動するときに正の値になる。

図には示されていないが、電子制御装置２０には、アクセルポジションセンサから、運転者により操作されるアクセルペダルの踏み込み操作量であるアクセルポジションＡpを示す信号が入力される。電子制御装置２０には、シフトポジションセンサから、運転者により操作されるシフトレバーの操作位置であるシフトポジションＳpを示す信号が入力される。更に、電子制御装置２０には、踏力センサ８０から、運転者によるブレーキペダル（図示せず）に対する踏力Ｆpを示す信号が入力される。なお、前後加速度Ｇxは、車両の前進方向への加速を正として検出される。

電子制御装置２０は、アクセルポジションＡp及びシフトポジションＳpに基づいてインホイールモータの出力及び回転方向を制御することにより、前輪１２Ｌ及び１２Ｒの駆動力を制御する。更に、電子制御装置２０は、踏力Ｆpに基づいて制動装置３２を制御することにより前輪１２Ｌ、１２Ｒ及び後輪１４の制動力を制御する。なお、制動時には、インホイールモータによる回生が行われてもよい。

図９に示されているように、車両１０の旋回に起因して重心Ｇmに作用する遠心力をＦyとする。図１２に示されているように、左右の前輪１２Ｌ及び１２Ｒの接地点Ｐfl及びＰfrの中点Ｐfと後輪１４の接地点Ｐrとを結ぶ直線を直線８２とする。電子制御装置２０は、遠心力Ｆyと重力Ｆgとの合力Ｆygが直線８２へ向かう方向（本明細書においては「所定の方向」という）へ作用するよう、車両１０を旋回内側へ傾斜させるための目標傾斜角θtを演算する。

具体的には、電子制御装置２０は、図７に示されたフローチャートに従って、車両の目標横加速度Ｇytを演算する。更に、電子制御装置２０は、重力加速度Ｇに対する目標横加速度Ｇytの比Ｇyt／Ｇに基づいて目標傾斜角θtを演算する。更に、電子制御装置２０は、車両の傾斜角θが目標傾斜角θtになるように傾斜アクチュエータ３８の電動機３８Ｍの回転角φmを制御する。従って、電子制御装置２０は、車両傾斜装置１８の揺動部材３６の揺動角φを制御することにより車両１０を傾斜させるよう構成された制御装置として機能する。

特に、実施形態においては、電子制御装置２０は、図１３に示されているように、車両１０の重心Ｇmを通る垂線８４が、三角形６９（図４参照）の範囲外又は所定の余裕マージンを通る場合には、図１４に示されているように、垂線８４が余裕マージンの内側を通るよう、目標傾斜角θtを低減修正する。よって、垂線８４が三角形６９の斜辺よりも所定の余裕マージンの距離だけ内側を通るときの車両の傾斜角を最大許容傾斜角θamaxとすると、目標傾斜角θtは、その大きさが最大許容傾斜角θamaxを越えないよう、必要に応じて修正される。なお、所定の余裕マージンは、種々の部材の製造公差などを考慮して予め設定される。また、図１４においては、図１３に示された重心Ｇm、中心平面６６及び垂線８４の位置が、それぞれ符号Ｇm′、６６′及び８４′にて示されている。

前述のように、車両１０の旋回内側への傾斜角θの大きさが大きくなるにつれて、旋回外輪側の枢点Ｐblは、車両の横方向外側へ向けて移動し、逆に、旋回内輪側の枢点Ｐbrは、車両の横方向内側へ向けて移動する。よって、実施形態においては、図１５に示されているように、車両１０が旋回内側へ傾斜しているときには、枢点Ｐbrは線分Ｌacrに対し旋回外側に位置し、枢点Ｐblは線分Ｌacl上又は線分Ｌaclに対し車両の内側に位置する。

更に、電子制御装置２０は、図８に示されたフローチャートに従って、ショックアブソーバ５１の伸び側の減衰係数Ｃe及び縮み側の減衰係数Ｃcを、それぞれ標準値Ｃen及びＣcnと、標準値よりも高いＣeh及びＣchとに切り替えることにより制御する。なお、Ｃen、Ｃcn、Ｃeh及びＣchは正の定数であり、図１１に示されているように、ＣcnはＣenよりも小さく、ＣchはＣehよりも小さい。図１１において、相対速度Ｖwbは左右の前輪１２Ｌ及び１２Ｒと車体２４の間の中心平面６６に沿う上下方向の相対速度であり、前輪及び車体の互いに離れる方向の相対変位が正である。周知のように、伸び側の減衰力Ｆdpは減衰係数Ｃe及び相対速度Ｖwbの積であり、縮み側の減衰力Ｆdpは減衰係数Ｃc及び相対速度Ｖwbの積である。

なお、図１においては、電子制御装置２０及びジャイロスコープ７０などのセンサは、車両１０の外に図示されているが、車両１０に搭載されている。電子制御装置２０は、例えばＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ及び入出力ポート装置を有し、これらが双方向性のコモンバスにより互いに接続されたマイクロコンピュータであってよい。図７及び図８に示されたフローチャートに対応する制御プログラムは、ＲＯＭに格納されており、車両１０の傾斜角θ及びショックアブソーバ５１の減衰係数は、それらの制御プログラムに従ってＣＰＵにより制御される。

＜車両の傾斜角制御ルーチン＞
次に、図７に示されたフローチャートを参照して実施形態における車両の傾斜角制御ルーチンについて説明する。なお、図７に示されたフローチャートによる傾斜角の制御は、図には示されていないイグニッションスイッチがオンであるときに所定の時間毎に繰返し実行される。

まず、ステップ１０においては、ジャイロスコープ７０により検出された車両の傾斜角速度θdを示す信号などの信号が読み込まれる。

ステップ２０においては、ジャイロスコープ７０により検出された車両の傾斜角速度θdが積分されることにより、車両１０の傾斜角θが演算される。なお、ジャイロスコープ７０が車両１０の傾斜角θを示す信号を出力する場合には、傾斜角速度θdの積分は不要である。

ステップ３０においては、車輪速度Ｖfl、Ｖfr及びＶrに基づいて車速Ｖが演算され、操舵角Ｓt及び車速Ｖに基づいて図１０に示されたマップが参照されることにより、車両１０の目標横加速度Ｇytが演算される。なお、図１０に示されているように、目標横加速度Ｇytは、操舵角Ｓtの絶対値が大きいほど大きさが大きくなり、車速Ｖが高いほど大きくなるよう演算される。

ステップ４０においては、車両１０を旋回内側へ傾斜させるための車両の目標傾斜角θtが、下記の式（１）に従って演算される。なお、下記の式（１）における重力加速度Ｇは正の定数であってよい。
θt＝tan^−１(Ｇyt／Ｇ) （１）

ステップ５０においては、車両の目標傾斜角θtの大きさが最大許容傾斜角θamaxを越えているときには、大きさが最大許容傾斜角θamaxになるよう目標傾斜角θtが修正される。なお、目標傾斜角θtの大きさが最大許容傾斜角θamax以下であるときには、即ち車両１０の重心Ｇmを通る垂線８４が三角形６９の図には示されていない余裕マージンよりも内側を通る場合には、車両の目標傾斜角θtは修正されない。

ステップ６０においては、車両１０の傾斜角θと車両の目標傾斜角θtとの偏差θ−θtの絶対値が基準値θ0（正の定数）よりも小さいか否かの判別が行われる。肯定判別が行われたときには車両の傾斜角θの修正制御は不要であるので、傾斜角の制御は一旦終了し、否定判別が行われたときには傾斜角の制御はステップ７０へ進む。

ステップ７０においては、車両１０の傾斜角θと目標傾斜角θtとの偏差θ−θtを０にするための揺動部材３６の目標揺動角φtが演算されると共に、目標揺動角φtを達成するための傾斜アクチュエータ３８の電動機３８Ｍの目標回転角φmtが演算される。

ステップ８０においては、電動機３８Ｍの回転角φmが目標回転角φmtになるよう電動機３８Ｍが制御されることにより、揺動部材３６の揺動角φが目標揺動角φtになるよう制御され、これにより車両１０の傾斜角θが目標傾斜角θtになるよう制御される。

以上の説明から解るように、ステップ２０において、ジャイロスコープ７０により検出された車両１０の傾斜角速度θdに基づいて車両１０の傾斜角θが演算される。ステップ３０及び４０において、車両１０を旋回内側へ傾斜させるための車両の目標傾斜角θtが演算される。更に、ステップ５０〜８０において、車両１０の傾斜角θと目標傾斜角θtとの偏差θ−θtの大きさが基準値θ0以下になり、揺動部材３６の揺動角φが目標揺動角φtになるよう、傾斜アクチュエータ３８の電動機３８Ｍが制御される。

特に、ステップ３０において、操舵角Ｓt及び車速Ｖに基づいて車両１０の目標横加速度Ｇytが演算され、ステップ４０において、重力加速度Ｇに対する目標横加速度Ｇyの比Ｇy／Ｇに基づいて目標傾斜角θtが演算される。よって、車両１０の旋回による遠心力Ｆyと重力Ｆgとの合力Ｆygが所定の方向へ作用するよう、車両１０を旋回内側へ傾斜させて、車両を安定的に旋回させることができる。

また、ステップ５０において、車両１０の重心Ｇmを通る垂線８４が、三角形６９の範囲外を通る場合には、垂線８４が三角形６９の余裕マージンよりも内側を通るよう、車両の目標傾斜角θtが修正される。よって、仮に車両の傾斜角θが最大許容傾斜角θamaxに等しい目標傾斜角θtになるよう制御されている状態にて車両が停止しても、車両は安定して停止することができる。

＜ショックアブソーバの制御ルーチン＞
次に、図８に示されたフローチャートを参照して実施形態におけるショックアブソーバ５１の制御ルーチンについて説明する。なお、図８に示されたフローチャートによるショックアブソーバの制御も、図には示されていないイグニッションスイッチがオンであるときに所定の時間毎に繰返し実行される。

まず、ステップ１１０においては、左右の前輪１２Ｌ及び１２Ｒの車輪速度Ｖfl及びＶfrを示す信号及び後輪１４の車輪速度Ｖrを示す信号が読み込まれる。

ステップ１２０においては、車輪速度Ｖfl、Ｖfr及びＶrに基づいて車速Ｖが演算され、車速Ｖが基準値Ｖ0（正の定数）以上であり且つ操舵角θの絶対値が基準値θ0（正の定数）以上であるか否かの判別、即ち車両１０が旋回走行中であるか否かの判別が行われる。否定判別が行われたときには、即ち各車輪速度が低く、或いは車両が旋回しておらず、各車輪に作用するジャイロモーメントが小さいときには、ショックアブソーバの制御はステップ１５０へ進む。これに対し、肯定判別が行われたときにはショックアブソーバの制御はステップ１３０へ進む。

ステップ１３０においては、左前輪１２Ｌの車輪速度Ｖflの変化率が車輪加速度Ｖfldとして演算され、車輪加速度Ｖfldが基準値Ｖe（負の定数）以下であるか否かの判別、即ち左前輪の車輪減速度が基準値以上であるか否かの判別が行われる。肯定判別が行われたときにはショックアブソーバの制御はステップ１６０へ進み、否定判別が行われたときにはショックアブソーバの制御はステップ１４０へ進む。

ステップ１４０においては、右前輪１２Ｒの車輪速度Ｖfrの変化率が車輪加速度Ｖfrdとして演算され、車輪加速度Ｖfrdが基準値Ｖe以下であるか否かの判別、即ち右前輪の車輪減速度が基準値以上であるか否かの判別が行われる。肯定判別が行われたときにはショックアブソーバの制御はステップ１６０へ進み、否定判別が行われたときにはショックアブソーバの制御はステップ１５０へ進む。

なお、ステップ１３０及び１４０の判定に代えて、車速Ｖの変化率Ｖdが演算され、変化率Ｖdが基準値Ｖd0（負の定数）以下であるか否かの判別、即ち車両の減速度が基準値以上であるか否かの判別が行われてもよい。

ステップ１５０においては、ショックアブソーバ５１の伸び側の減衰係数Ｃe及び縮み側の減衰係数Ｃcが、それぞれ標準値Ｃen及びＣcnに設定される。

ステップ１６０においては、ショックアブソーバ５１の伸び側の減衰係数Ｃe及び縮み側の減衰係数Ｃcが、それぞれ標準値Ｃen及びＣcnよりも高い値Ｃeh及びＣchに設定される。

ステップ１７０においては、ショックアブソーバ５１の伸び側の減衰係数Ｃe及び縮み側の減衰係数Ｃcがそれぞれステップ１５０又は１６０において設定された減衰係数になるよう、ショックアブソーバが制御される。

以上の説明から解るように、車速Ｖが基準値Ｖ0以上であるときには、ステップ１３０において、左前輪の車輪減速度が基準値以上であるか否かの判別が行われ、ステップ１４０において、右前輪の車輪減速度が基準値以上であるか否かの判別が行われる。左前輪及び右前輪の車輪減速度が基準値未満であるときには、減衰係数Ｃe及びＣcはそれぞれ標準値Ｃen及びＣcnに設定され、これにより車両１０の良好な乗り心地性が確保される。これに対し、左前輪又は右前輪の車輪減速度が基準値以上であるときには、減衰係数Ｃe及びＣcはそれぞれ標準値よりも高いＣeh及びＣchに設定され、これによりアクチュエータ３８に対する車体２４の上下方向の相対変位が抑制される。

＜車輪に作用するジャイロモーメントの影響による問題＞
前述のように、従来の自動傾斜車両においては、車両が旋回走行中に急激に減速される状況において、車両の傾斜角θを精度よく車両の目標傾斜角θtに制御することが困難であり、車両の傾斜角の制御性がよくないという問題がある。また、車両が旋回走行中に急激に減速され停止する際に、車両の重心が瞬間的に高くなって車両の安定性が低下し易いという問題がある。図１５を参照して、これらの問題について説明する。

図１５は、車両１０が傾斜した状態を示すスケルトン図である。なお、傾斜アクチュエータ３８は枢軸４８の周りに枢動するよう支持されているので、揺動部材３６が下方へ変位し、アクチュエータ３８の後方側部分が下降すると、アクチュエータ３８の前方側部分が上昇し、サスペンションスプリング５０が伸張する。図２及び図１５においては、揺動部材３６の上下変位とサスペンションスプリング５０の伸縮変形とが対応するよう、サスペンションスプリング５０及びショックアブソーバ５１はアクチュエータ３８の上側に図示されている。

車両１０の傾斜角θの大きさが最大許容傾斜角θamaxのような大きい値であるときには、旋回外輪側の枢点Ｐbrは、枢点Ｐar及び接地点Ｐfrを結ぶ線分Ｌacr上よりも横方向外側に位置する。旋回内輪側の枢点Ｐblは、枢点Ｐal及び接地点Ｐflを結ぶ線分Ｌacl上又は該線分よりも横方向内側に位置する。

例えば、車両１０が左旋回する場合には、揺動部材３６は、旋回外輪側が低くなるようアクチュエータ３８の回転トルクによって車両の前方から見て揺動軸線３４の周りに反時計回り方向へ揺動される。これにより、旋回外輪側のタイロッド４０Ｒが車体２４に対し下方へ押し下げられ、旋回内輪側のタイロッド４０Ｌが車体２４に対し上方へ持ち上げられ、その結果車両１０の全体が旋回内側へ傾斜する。よって、前輪１２Ｌ及び１２Ｒ及び後輪１４は、車体２４と実質的に同一の角度旋回内側へ傾斜する。

前輪１２Ｌ及び１２Ｒ及び後輪１４が傾斜すると、前輪及び後輪にはそれぞれジャイロモーメントＭjf及びＭjrが作用し、前輪及び後輪はそれぞれ車両１０が標準状態であるときの前輪の位置及び後輪の位置へ戻ろうとする。なお、前輪１２Ｌ及び１２Ｒはインホイールモータを内蔵しており、前輪の質量は後輪１４の質量よりも大きいので、ジャイロモーメントＭjfはジャイロモーメントＭjrよりも大きい。

前輪及び後輪は接地点において路面Ｒに接しており、路面に対し横方向へ変位することができないので、前輪１２Ｌ及び１２Ｒはジャイロモーメントによりそれぞれ接地点Ｐfl及びＰfrの周りに反時計回り方向へ枢動しようする。なお、後輪１４も接地点Ｐrの周りに反時計回り方向へ枢動しようとする。よって、枢点Ｐbl及びＰbrはそれぞれ接地点Ｐfl及びＰfrの周りに反時計回り方向へ回転しようとするので、枢点Ｐal及びＰarはそれぞれタイロッド４０Ｌ及び４０Ｒを介して左方且つ下方への力を受ける。よって、アクチュエータ３８は揺動部材３６から左方且つ下方への力を受け、その力は車両１０の傾斜角θを低減するよう作用する。

また、ジャイロモーメントＭjfは、サスペンションアーム２２Ｌ及び２２Ｒを経て車体２４へ伝達され、ジャイロモーメントＭjrは後輪サスペンション５４を経て車体２４へ伝達される。これらのジャイロモーメントは、車体２４の傾斜を低減しようとするので、車両１０の傾斜角θを低減するよう作用する。

枢点Ｐal及びＰarはそれぞれタイロッド４０Ｌ及び４０Ｒを介して左方且つ下方への力を受け、揺動部材３６は車体２４に対し中心平面６６に沿って下方へ変位するので、アクチュエータ３８も下方へ変位し、車体２４の高さが低くなる。また、旋回外輪である前輪１２Rの回転速度は旋回内輪である前輪１２Ｌの回転速度よりも高いので、前輪１２Ｒに作用するジャイロモーメントの大きさは前輪１２Ｌに作用するジャイロモーメントの大きさよりも大きい。よって、前輪１２Ｌ及び１２Ｒに作用するジャイロモーメントは、枢点Ｐbl及びＰbrの間の距離を大きくするよう作用するので、四辺形Ｐal−Ｐbl−Ｐbr−Ｐarは底辺が増大することによって上辺Ｐal−Ｐarの高さが減少するよう変形しようとする。従って、この作用によっても揺動部材３６は車体２４に対し中心平面６６に沿って下方へ変位し、車体２４の高さが低くなる。

枢点Ｐal及びＰarがそれぞれタイロッド４０Ｌ及び４０Ｒを介して左方且つ下方への力を受け、車体２４の高さが低くなると、揺動部材３６及びタイロッド４０Ｌ及び４０Ｒの位置関係が車両１０の標準状態におけるそれらの関係とは異なる関係になる。その結果、揺動部材３６及びタイロッド４０Ｌ及び４０Ｒなどを車両１０の標準状態における位置へ弾性的に付勢する弾性部材４５Ｌ及び４５Ｒの弾性変形量が本来の値とは異なる値に変化することにより弾性エネルギが蓄積される。

弾性部材４５Ｌ及び４５Ｒにより蓄積される弾性エネルギは、車両１０の旋回状態が変化しなければ、一定に維持される。これに対し、車両１０が旋回している状況において、車両が急激に減速され、前輪１２Ｌ及び１２Ｒ及び後輪１４の回転速度が急激に低下すると、前輪１２Ｌ及び１２Ｒに作用するジャイロモーメントＭjf及び後輪１４に作用するジャイロモーメントＭjrも急激に低下する。その結果、蓄積されていた弾性エネルギが急激に放出されるので、弾性部材４５Ｌ及び４５Ｒの変形量が本来の値になるよう急激に減少し、揺動部材３６が車体２４に対し中心平面６６に沿って上方へ変位しようとする。

よって、車体２４が急激に中心平面６６に沿って上方へ変位し、車両１０の重心Ｇmの高さが急激に高くなり、サスペンションスプリング５０の圧縮変形量が急激に増大する。そのため、弾性部材４５Ｌ及び４５Ｒ及びサスペンションスプリング５０の弾性変形量が振動的に増減し、車両１０の重心Ｇmの高さが振動して重心Ｇmの旋回半径が振動的に増減するので、車両の実横加速度Ｇyも振動する。よって、車両１０の傾斜角θが目標傾斜角θtになるよう車両傾斜装置１８を制御しても、車両の傾斜角θは振動し、車両の傾斜角θを精度よく目標傾斜角θtに制御することが困難である。

また、車両１０の重心Ｇmの高さが急激に高くなり、重心Ｇmを通る垂線８４が図１３に示されているよう三角形６９の範囲外又は所定の余裕マージンを通り、これに起因して車両が旋回走行中に減速され停止する際の安定性が低下し易い。

＜実施形態における車両の傾斜角θの制御性の向上＞
実施形態においては、例えば車両が急激に減速されることにより、前輪１２Ｌ又は１２Ｒの車輪減速度が基準値以上になると、図８に示されたフローチャートのステップ１２０又は１３０において肯定判別が行われる。よって、ステップ１５０において、ショックアブソーバ５１の伸び側の減衰係数Ｃe及び縮み側の減衰係数Ｃcが、それぞれ標準値Ｃen及びＣcnよりも高い値Ｃeh及びＣchに設定される。従って、ジャイロモーメントＭjf及びＭjrが低下し、蓄積されていた弾性エネルギが急激に放出されても、車体２４が急激に中心平面６６に沿って上方へ変位することが、ショックアブソーバ５１の伸び側の減衰力によって抑制される。その結果、車両１０の重心Ｇmの高さの増大が穏やかになり、サスペンションスプリング５０の圧縮変形量の減少も穏やかになる。

また、ショックアブソーバ５１の伸び側の減衰係数Ｃeも標準値Ｃenよりも高い値Ｃehに設定されるので、弾性部材４５Ｌ及び４５Ｒ及びサスペンションスプリング５０の弾性変形量が振動的に増減することが効果的に抑制される。よって、車両１０の重心Ｇmの高さが振動することに起因する重心Ｇmの旋回半径の振動的増減量が低減されるので、車両の実横加速度Ｇyの振動も低減される。従って、従来の自動傾斜車両の場合に比して車両の傾斜角θの振動を低減し、車両の傾斜角θを精度よく目標傾斜角θtに制御することができる。

更に、上述のように、蓄積されていた弾性エネルギが急激に放出されても、車体２４が急激に中心平面６６に沿って上方へ変位することが抑制され、車両１０の重心Ｇmの高さの増大が穏やかになる。よって、車体２４の慣性によるオーバーシュートにより重心Ｇmの高さが一時的に過剰に高くなり、重心Ｇmを通る垂線８４が三角形６９の範囲外又は所定の余裕マージンを通ることに起因して車両の安定性が低下する虞を低減することができる。

なお、前輪１２Ｌ及び１２Ｒの車輪減速度が基準値未満であるときには、図８に示されたフローチャートのステップ１２０及び１３０において否定判別が行われる。よって、ステップ１４０において、ショックアブソーバ５１の伸び側の減衰係数Ｃe及び縮み側の減衰係数Ｃcが、それぞれ標準値Ｃen及びＣcnに設定される。従って、車両１０の良好な乗り心地性を確保することができる。

以上においては、本発明を特定の実施形態について詳細に説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されるものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の実施形態が可能であることは当業者にとって明らかであろう。

例えば、上述の実施形態においては、前輪１２Ｌ又は１２Ｒの車輪減速度が基準値以上であるときには、ショックアブソーバ５１の伸び側の減衰係数Ｃe及び縮み側の減衰係数Ｃcが、それぞれ標準値Ｃen及びＣcnよりも高い値Ｃeh及びＣchに設定される。しかし、伸び側の減衰係数Ｃeが標準値Ｃenよりも高い値Ｃehに設定され、縮み側の減衰係数Ｃcが標準値Ｃenに維持されるよう修正されてもよい。

また、上述の実施形態においては、前輪１２Ｌ又は１２Ｒの車輪減速度が基準値以上であるときに、ショックアブソーバ５１の減衰係数Ｃe及びＣcが、それぞれ標準値Ｃen及びＣcnよりも高い値Ｃeh及びＣchに設定される。しかし、前輪１２Ｌ又は１２Ｒの車輪減速度が一旦基準値以上になると、前輪１２Ｌ又は１２Ｒの車輪減速度が基準値よりも小さい終了基準値未満になるまで、減衰係数Ｃe及びＣcがそれぞれ標準値よりも高い値Ｃeh及びＣchに設定されるよう修正されてもよい。

また、上述の実施形態においては、標準値Ｃen及びＣcnよりも高い値Ｃeh及びＣchは一定であるが、例えば左右の前輪１２Ｌ及び１２Ｒの車輪減速度が高いほど高くなるよう、前輪の減速度に応じて可変設定されてもよい。

また、上述の実施形態においては、ステップ１２０において、車両１０が旋回走行中であると判別されたときに、ステップ１３０以降が実行される。しかし、ステップ１２０に代えて車両１０が走行中であるか否かの判別が行われ、車両１０が走行中であると判別されるとステップ１３０以降が実行されるよう修正されてもよい。その場合には、車両１０が実質的に直進走行中であっても、車輪減速度が高いときには、ショックアブソーバの減衰係数を高くし、車体の重心の上下振動を低減し、車両のノーズダイブを低減することができる。

また、上述の実施形態においては、前輪サスペンション５２のショックアブソーバ５１の減衰係数が制御されるようになっているが、後輪サスペンション５４のショックアブソーバの減衰係数もショックアブソーバ５１の減衰係数と同様に制御されてもよい。

また、上述の実施形態においては、アクチュエータ３８は、その長手方向中央部に設けられた一対の枢軸４８が一対のブラケット４６によって支持されることにより、枢軸４８の周りに揺動可能に支持されている。アクチュエータ３８の出力回転軸は後方へ突出し、出力回転軸の先端、即ちアクチュエータ３８の後端部に揺動部材３６のボス部３６Ｂが一体的に取り付けられており、サスペンションスプリング５０及びショックアブソーバは、アクチュエータ３８の前端部とその下方の車体２４との間に介装されている。

しかし、図１６に示されているように、枢軸４８がアクチュエータ３８の前端部に設けられ、枢軸４８に対し後方側においてサスペンションスプリング５０及びショックアブソーバ５１がアクチュエータ３８と車体２４との間に介装されてもよい（第一の修正例）。なお、その場合には、車体２４の重量はサスペンションスプリング５０の伸び変形によるばね力によって支持されるので、サスペンションスプリング５０は例えば引張りコイルばねのような弾性部材であってよい。また、前輪に作用するジャイロモーメントに起因してアクチュエータ３８の後方側部分が車体２４に対し下方へ移動されると、サスペンションスプリング５０の伸び変形量の減少により車体２４の高さが低下する。

また、アクチュエータ３８の枢軸４８に対する揺動部材３６及びサスペンションスプリング５０及びショックアブソーバ５１の前後方向の位置関係が、上述の実施形態における関係とは逆であってもよい。即ち、アクチュエータ３８が車両傾斜装置１８の後方に配置され、前方へ突出する出力回転軸に揺動部材３６のボス部３６Ｂが一体的に取り付けられ、サスペンションスプリング５０及びショックアブソーバ５１がアクチュエータ３８の後端部と車体２４との間に介装されてもよい。更に、アクチュエータ３８の枢軸４８に対する揺動部材３６及びサスペンションスプリング５０及びショックアブソーバ５１の前後方向の位置関係が、上述の第一の修正例における関係とは逆であってもよい。

また、アクチュエータ３８が揺動することなく車体２４に対し上下動するよう車体により支持されてもよい（第二の修正例）。その場合、圧縮コイルばねのようなサスペンションスプリング５０がアクチュエータ３８とその上方の車体部材との間に介装されてもよく、引張りコイルばねのようなサスペンションスプリング５０がアクチュエータ３８とその下方の車体部材との間に介装されてもよい。

なお、以上の修正例の場合には、前輪１２Ｌ又は１２Ｒの車輪減速度が基準値以上であるときには、ショックアブソーバ５１の少なくとも縮み側の減衰係数Ｃcが標準値Ｃcnよりも高いＣchに設定される。

また、上述の実施形態においては、タイロッド４０Ｌ及び４０Ｒの有効長さ、即ちそれぞれ枢点Ｐar及びＰalと枢点Ｐbr及びＰblとの間の距離は、それぞれ枢点Ｐbr及びＰblと接地点Ｐfr及びＰflとの間の距離よりも小さい。しかし、タイロッド４０Ｌ及び４０Ｒの有効長さは、それぞれ枢点Ｐbr及びＰblと接地点Ｐfr及びＰflとの間の距離より大きくてもよい。更に、それぞれアーム部３６ＡＬ及び３６ＡＲの有効長さに対するタイロッド４０Ｌ及び４０Ｒの有効長さ及び枢点Ｐbr及びＰblと接地点Ｐfr及びＰflとの間の距離の関係は、図示の関係とは異なっていてもよい。

また、上述の実施形態においては、揺動部材３６のアーム部３６ＡＬ及び３６ＡＲは、互いに他に対し傾斜することなく一直線状をなし、車両１０が標準状態にあるときには水平に延在するようになっている。しかし、アーム部３６ＡＬ及び３６ＡＲは、ボス部３６Ｂから離れるにつれて高さが高くなるよう、Ｖ形をなしていてもよく、逆にボス部３６Ｂから離れるにつれて高さが低くなるよう、逆Ｖ形をなしていてもよい。

また、上述の実施形態においては、タイロッド４０Ｌ、４０Ｒの下端は、それぞれナックルアーム３０Ｌ、３０Ｒ及びサスペンションアーム２２Ｌ、２２Ｒを介してナックル１６Ｌ、１６Ｒに連結されている。しかし、ナックルアーム３０Ｌ、３０Ｒはそれぞれ下端にてナックル１６Ｌ、１６Ｒに一体的に連結されていてもよく、更にはナックルアーム３０Ｌ、３０Ｒが省略され、タイロッド４０Ｌ、４０Ｒが下端にてそれぞれナックル１６Ｌ、１６Ｒに枢着され又は一体的に連結されていてもよい。

更に、上述の実施形態においては、後輪は一つであるが、左右の前輪よりもトレッドが小さい二つの後輪が設けられてもよく、後輪も駆動輪であってもよい。

１０…自動傾斜車両、１２Ｌ，１２Ｒ…前輪、１６Ｌ，１６Ｒ…ナックル、１８…車両傾斜装置、２０…電子制御装置、２４…車体、３０Ｌ，３０Ｒ…ナックルアーム、３４…揺動軸線、３６…揺動部材、３８…傾斜アクチュエータ、４０Ｌ，４０Ｒ…タイロッド、４５Ｌ，４５Ｒ…弾性部材、５０…サスペンションスプリング、５１…ショックアブソーバ、５２…前輪サスペンション、７０…ジャイロスコープ、７２…操舵角センサ、７４FL，７４FR，７４R…車輪速度センサ、７６…回転角センサ

Claims (1)

1. 横方向に隔置された一対の車輪と、車両傾斜装置と、制御装置とを含む自動傾斜車両であって、前記一対の車輪は、それぞれ対応するナックルにより回転可能に支持されており、前記車両傾斜装置は、前後方向に延在する揺動軸線の周りに揺動する揺動部材と、前記揺動軸線の周りに前記揺動部材を揺動させる傾斜アクチュエータと、一対のタイロッドとを含み、前記一対のタイロッドは前記揺動軸線に対し横方向両側において上端の枢着部にて前記揺動部材に枢着され且つ下端の枢着部にて対応するナックルに枢着されており、前記傾斜アクチュエータはサスペンションスプリング及び減衰力可変式のショックアブソーバを介して車体に連結されており、前記制御装置は、車両を旋回内側へ傾斜させるための車両の目標傾斜角を演算し、車両の傾斜角が前記目標傾斜角になるように前記傾斜アクチュエータを制御するよう構成された自動傾斜車両において、
   前記制御装置は、前記車両が旋回走行している状況において、前記一対の車輪の少なくとも一方の車輪減速度が基準値以上であるときには、前記ショックアブソーバの減衰係数を高くするよう構成された自動傾斜車両。
   
   

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