本发明涉及在转弯时自动地向转弯内侧倾斜(倾倒)的自动倾斜车辆。
背景技术：
自动倾斜车辆具有车辆倾斜装置，在转弯时借助车辆倾斜装置自动地向转弯内侧倾斜。例如，在下述的专利文献1中记载有如下的自动倾斜车辆，该自动倾斜车辆包括：在横向隔开配置的一对前轮；一个后轮；摆动型的车辆倾斜装置；以及对车辆倾斜装置进行控制的控制装置，一对前轮分别由对应的转向节支承为能够旋转。车辆倾斜装置包括：能够绕沿前后方向延伸的摆动轴线摆动的摆动部件；使摆动部件绕摆动轴线摆动的致动器；以及一对拉杆。一对拉杆相对于摆动轴线而在横向两侧在上端枢接于摆动部件的外端、在下端与对应的转向节一体连结，各拉杆包括减振器以及悬架弹簧。
若摆动部件绕摆动轴线摆动，则一对拉杆彼此向相反方向上下移动，因此一对前轮即左右的前轮相对于车身彼此向相反方向上下移动，由此，车辆向横向倾斜。控制装置构成为：基于驾驶员的转向操纵操作量以及车速来运算用于使车辆稳定地转弯的车辆的目标倾斜角，并利用致动器对摆动部件的摆动角进行控制，由此，以使得车辆的倾斜角成为目标倾斜角的方式使车辆倾斜。此外，关于车辆的目标倾斜角，例如以基于驾驶员的转向操纵操作量以及车速来推定作用于车辆的重心的离心力、并使所推定出的离心力与重力的合力沿规定的方向发挥作用的方式进行运算，换言之，以使得基于转向操纵操作量以及车速的车辆的目标横向加速度与重力加速度之比成为规定的比的方式进行运算。
在像专利文献1所记载的那样的以往的自动倾斜车辆中，若欲使摆动部件摆动而使一对拉杆彼此向相反方向上下移动，则各拉杆所包含的减振器以及悬架弹簧进行伸缩。因此，难以以使得车辆的倾斜角成为目标倾斜角的方式响应性良好且正确地对车辆的倾斜角进行控制。并且，各拉杆在下端与对应的转向节一体连结，无法相对于转向节枢转动作。因此，拉杆的上下移动的范围被限制为狭小的范围，因此能够使车辆倾斜的角度范围受限。
为了消除以往的自动倾斜车辆中的上述缺点，已知有如下的结构：各拉杆在上端枢接于摆动部件的外端、且在下端枢接于对应的转向节，在致动器与车身之间配设有减振器以及悬架弹簧。在该结构的自动倾斜车辆(以下称为“改进型的自动倾斜车辆”)中，左右的前轮以虽然相对于车身能够沿上下方向相对位移、但相对于车身向横向相对倾斜这一情况被限制的方式由前轮悬架从车身悬架。
根据改进型的自动倾斜车辆，利用不包括减振器以及悬架弹簧的拉杆，能够将摆动部件的位移高效且无延迟地向转向节传递，因此能够响应性良好且正确地将车辆的倾斜角控制为目标倾斜角。另外，各拉杆能够相对于摆动部件以及转向节这两者枢转动作，因此能够增大拉杆的可上下移动的范围、并增大车辆的可倾斜的角度范围，从而能够提高车辆的转弯性能。
专利文献1：国际公开第2012/049724号
关于改进型的自动倾斜车辆，当在转弯时向转弯内侧倾斜时，左右的前轮在旋转的状态下与车身一同倾斜。对左右的前轮作用有欲使它们的位置向车辆直行行驶时那样的标准状态下的位置返回的陀螺力矩，因陀螺力矩而产生的力经由拉杆、摆动部件以及致动器、另外还经由前轮悬架向车身传递。由此，车身承受朝向转弯外侧的力，该力以减少车辆的倾斜角的方式发挥作用。因此，致动器不仅需要以使得车辆的倾斜角成为目标倾斜角的方式使摆动部件摆动，还必须产生用于克服陀螺力矩所导致的上述作用而将车辆的倾斜角维持为目标倾斜角的力。因而，与在左右的前轮未作用有陀螺力矩的情况相比，无法避免致动器的能耗变大这一情况。
另外，如将后面详细说明的那样，摆动部件以及一对拉杆的位置关系成为与车辆的标准状态下的它们的关系不同的关系，并且致动器相对于车轮向下方位移，车身的高度变得比原来的高度低。若车身的高度变低，则车辆的重心沿车辆的倾斜方向朝下方位移，重心的转动半径与车辆的标准状态下的值相比增大，因此车辆的实际横向加速度降低。因此，车辆的目标横向加速度与实际横向加速度的偏离变大，因此，即便以使得车辆的倾斜角成为目标倾斜角的方式对车辆倾斜装置进行控制，也无法正确地将车辆的倾斜角控制为目标倾斜角。
并且，若摆动部件以及一对拉杆的位置关系变化，则对摆动部件以及一对拉杆等向车辆的标准状态下的位置弹性施力的弹性部件的弹性变形量变化为与本来值不同的值从而积蓄能量。该情况下的弹性部件例如是组装于枢接部的橡胶衬套等。
特别是，若在车辆的转弯中车辆以非常高的减速度减速，则陀螺力矩急剧减少，经由拉杆向摆动部件传递的力急剧减少。因此，积蓄于弹性部件的能量被释放，由此，车身沿车辆的倾斜方向相对于致动器向上方急剧地位移，车辆的重心急剧地上升。由于弹性部件的弹性变形量振动性地增减，因此车辆的重心的高度振动，车辆的实际横向加速度也振动。因此，即便以使得车辆的倾斜角成为目标倾斜角的方式对车辆倾斜装置进行控制，车辆的倾斜角也会产生振动，无法正确地将车辆的倾斜角控制为目标倾斜角。
技术实现要素：
本发明的主要的课题在于，减少在自动倾斜车辆的转弯时作用于一对车轮的陀螺力矩给车辆的倾斜角带来的影响，由此，与以往相比减少致动器的能耗，并且提高车辆的倾斜角的控制性。
〔用于解决技术课题的技术手段以及发明的技术效果〕
根据本发明，提供一种自动倾斜车辆10，包括：在横向隔开配置的一对车轮12l、12r；车辆倾斜装置18；以及控制装置20，各车轮分别由对应的转向节16l、16r支承为能够旋转，车辆倾斜装置18包括：绕沿前后方向延伸的摆动轴线34摆动的摆动部件36；使摆动部件绕摆动轴线摆动的致动器38；以及相对于摆动轴线而在横向两侧借助上端的枢接部42l、42r枢接于摆动部件、且借助下端的枢接部44l、44r枢接于对应的转向节的一对拉杆40l、40r，控制装置20构成为：在车辆的转弯时，以使得不超过预先设定的允许最大倾斜角θamax的方式运算车辆的目标倾斜角θt，并且以使得车辆的倾斜角θ成为目标倾斜角的方式控制致动器而使车辆向转弯内侧倾斜。
致动器38经由悬架弹簧50而与车身连结，以便能够相对于车身24在上下方向位移、且相对于车身的朝横向的位移以及倾斜被限制，一对车轮12l、12r、致动器38、摆动部件36以及一对拉杆40l、40r被朝车辆直行时的它们的位置弹性施力，车辆倾斜装置18构成为：在车辆的倾斜角θ为允许最大倾斜角θamax以下时，沿前后方向观察，转弯外侧的拉杆的下端的枢接部44l、44r的枢点pbl、pbr相对于连结对应的车轮的接地点pfl、pfr与该拉杆的上端的枢接部42l、42r的枢点pal、par的线段lacl、lacr而位于车辆的内侧。
如后面将详细说明的那样，若自动倾斜车辆在转弯时借助车辆倾斜装置向转弯内侧倾斜，则对一对车轮作用有欲使它们的位置向车辆直行行驶时那样的标准状态下的位置返回的陀螺力矩。因此，一对车轮欲绕接地点向减少自身的倾斜的方向枢转动作，因此转弯外侧的拉杆的下端的枢接部欲绕对应的车轮的接地点向转弯外侧转动。
根据上述的结构，转弯外侧的拉杆的下端的枢接部的中心相对于连结对应的车轮的接地点与该拉杆的上端的枢接部的中心的线段而位于车辆的内侧。由此，转弯外侧的拉杆的下端的枢接部欲绕对应的车轮的接地点向转弯外侧转动，由此车轮的接地点与拉杆的上端的枢接部的中心之间的距离增大，车轮的接地点与致动器之间的距离增大。结果，车辆的倾斜角增大，因此，与以往相比能够减少由于陀螺力矩所产生的力而导致车辆的倾斜角减少的量。因而，能够减少致动器为了将车辆的倾斜角控制并维持为目标倾斜角而必须产生的力，因此，与以往相比能够减少由致动器产生的能耗。
另外，转弯外侧的拉杆的下端的枢接部欲绕对应的车轮的接地点向转弯外侧转动，由此车轮的接地点与拉杆的上端的枢接部的中心之间的距离增大。结果，上端的枢接部的高度增大，车辆转弯时的致动器相对于车轮的向下方的位移量减少。由此，能够减少车辆的重心沿着车辆的倾斜方向向下方位移的量，并能够减少重心的转弯半径与车辆的标准状态下的值相比增大的量。因而，能够减少车辆的实际横向加速度的降低，能够使车辆的目标横向加速度与实际横向加速度之间的偏离变小，因此，与以往相比能够正确地将车辆的倾斜角控制为目标倾斜角。
并且，当转弯外侧的拉杆的下端的枢接部绕对应的车轮的接地点向转弯外侧转动时，上端的枢接部向上方且向转弯内侧移动。由此，与以往相比能够减少因陀螺力矩的作用而使得上端的枢接部向下方且向转弯外侧移动的量。因而，摆动部件与一对拉杆的位置关系成为与车辆的标准状态下的它们的关系不同的关系的程度减少，弹性部件的弹性变形量减少，因此，与以往相比能够减少积蓄于弹性部件的能量的量。
因而，即便车辆以非常高的减速度减速而陀螺力矩急剧减少，积蓄于弹性部件的能量所被释放的量也比以往小，因此能够减少弹性部件的弹性变形量振动性地增减的量。由此，能够减少车辆的重心的高度振动而车辆的实际横向加速度振动的量，因此能够减少车辆的倾斜角的振动，能够正确地将车辆的倾斜角控制为目标倾斜角，并且与以往相比能够提高车辆的倾斜角的控制性。
〔发明的方式〕
在本发明的另一个方式中，车辆倾斜装置包括相对于各转向节至少沿上下方向延伸且与对应的转向节一体地上下移动的一对转向节臂，各拉杆借助下端的枢接部而枢接于对应的转向节臂的上端。
根据上述方式，与车辆倾斜装置不包括一对转向节臂的情况相比，能够提高各拉杆的上端的枢接部的高度，因此能够增大使车轮的接地点与致动器之间的距离变大的力。由此，当在车辆转弯时对一对车轮作用有陀螺力矩的状况下，能够减少转弯外侧的拉杆的上端的枢接部向下方且向转弯外侧移动的力、即欲使车辆的倾斜角减少的力。因而，能够有效地减少致动器为了将车辆的倾斜角控制并维持为目标倾斜角而必须产生的力，与以往相比能够有效地减少由致动器产生的能耗。
并且，根据上述方式，如上述那样，与车辆倾斜装置不包括一对转向节臂的情况相比，能够提高使车轮的接地点与致动器之间的距离变大的效果。由此，能够有效地减少因陀螺力矩的作用而导致车辆的重心沿着车辆的倾斜方向向下方位移的量，并且能够有效地减少重心的转弯半径与车辆的标准状态下的值相比增大的量。因而，能够有效地减少车辆的实际横向加速度的降低，并且能够有效地减少车辆的目标横向加速度与实际横向加速度的偏离，由此，与车辆倾斜装置不包括一对转向节臂的情况相比，能够有效地提高车辆的倾斜角的控制性。
并且，根据上述方式，与车辆倾斜装置不包括一对转向节臂的情况相比，上端的枢接部向上方且向转弯内侧移动的量增大，因此能够有效地减少因陀螺力矩的作用而导致上端的枢接部向下方且向转弯外侧移动的量。由此，能够有效地减少因摆动部件和一对拉杆的位置关系成为与车辆的标准状态下的它们的关系不同的关系而导致的弹性部件的弹性变形量，能够有效地减少积蓄于弹性部件的能量的量。因而，在车辆以非常高的减速度减速而陀螺力矩急剧减少时，能够有效地减少弹性部件的弹性变形量振动性地增减的量，能够有效地减少车辆的倾斜角的振动，由此也能够有效地提高车辆的倾斜角的控制性。
在本发明的另一个方式中，一对车轮的倾角为负倾角。
拉杆的下端的枢接部的中心相对于一对车轮旋转中心平面越靠车辆的内侧，则越容易相对于连结车轮的接地点与该拉杆的上端的枢接部的中心的线段而使车轮的转弯外侧的拉杆的下端的枢接部的中心位于车辆的内侧。但是，拉杆的下端的枢接部的中心相对于车轮的旋转中心平面越靠车辆的内侧，则旋转中心平面与拉杆的下端的枢接部的中心之间的距离越大，车辆转弯时摆动部件经由拉杆使车轮相对于车身上下移动的效率也越降低。
根据上述方式，一对车轮的倾角为负倾角，因此，与车轮的倾角为中性倾角或者正倾角的情况相比，能够缩小车轮的旋转中心平面与拉杆的下端的枢接部的中心之间的距离。由此，既能够避免该距离过大而使得上述效率过度降低，又能够容易地使车轮的转弯外侧的拉杆的下端的枢接部的中心相对于连结车轮的接地点与拉杆的上端的枢接部的中心的线段而位于车辆的内侧。
并且，在本发明的一个方式中，一对拉杆构成为：即便因车辆倾斜装置的工作而导致压缩载荷变动也实质上不弯曲变形。
如后面将详细说明的那样，各拉杆对车身的重量进行支承，因此始终承受压缩载荷。当自动倾斜车辆在转弯时借助车辆倾斜装置的作用而倾斜的情况下，各拉杆的上端的枢接部从摆动部件承受上下方向的力，各拉杆的下端的枢接部承受因陀螺力矩而产生的上下方向的力。上述力根据因车辆倾斜装置的工作所带来的车辆的倾斜角的变动而变化，因此各拉杆的压缩载荷根据车辆倾斜装置的工作而变动。
根据上述方式，一对拉杆构成为：即便因车辆倾斜装置的工作而导致压缩载荷变动也实质上不弯曲变形。由此，能够实质上防止如下情况：在车辆转弯时，转弯外轮侧的拉杆因压缩载荷的作用而弯曲变形、且上端的枢接部与下端的枢接部之间的距离减少，由此导致致动器相对于车身向下方位移。并且，能够实质上防止如下情况：通过转弯外轮侧的拉杆的下端的枢接部绕对应的前轮的接地点向转弯外侧转动而使拉杆的上端的枢接部向上方位移的效果因拉杆的弯曲变形而减少。
此外，“实质上不弯曲变形”是指：拉杆的上端的枢接部与下端的枢接部之间的距离的减少率在3％以下，优选在2％以下，更优选为1％。
在上述说明中，为了有助于对本发明的理解，针对与后述的实施方式对应的发明的结构，以加标括号的方式标注了在该实施方式中使用的附图标记。但是，本发明的各构成要素并不限定于与以加标括号的方式标注的附图标记对应的实施方式的构成要素。根据以下的参照附图记述的针对本发明的实施方式的说明，能够容易地理解本发明的其他目的、其他特征以及所附的优点。另外，在本申请中，“前后方向”以及“横向”分别是车辆的前后方向以及车辆的横向，“前方”以及“后方”分别是车辆的前后方向上的前方以及后方。
附图说明
图1是以前轮位置处的横向的垂直剖切面进行剖切来示出本发明所涉及的自动倾斜车辆的实施方式的图解式的正面纵剖视图。
图2是以从车辆的前方观察的状态示出实施方式的前轮以及车辆倾斜装置的示意图。
图3是以前后方向的中央垂直剖切面进行剖切来示出实施方式的自动倾斜车辆的图解式的侧面纵剖视图。
图4是以水平剖切面进行剖切来示出实施方式的自动倾斜车辆的图解式的平面剖视图。
图5是示出实施方式的后轮以及后轮悬架的放大立体图。
图6是以前轮位置处的横向的垂直剖切面进行剖切来示出左转弯时的实施方式的正面纵剖视图。
图7是示出实施方式中的车辆的倾斜角控制程序的流程图。
图8是示出穿过左转弯中的车辆的重心的垂线在连结左右前轮的接地点以及后轮的接地点而成的三角形的范围外穿过的状况的正面纵剖视图。
图9是示出以使得穿过左转弯中的车辆的重心的垂线在连结左右前轮的接地点以及后轮的接地点而成的三角形的范围内穿过的方式对车辆的倾斜角进行减少修正后的状况的正面纵剖视图。
图10是以从车辆的前方观察的状态示出左转弯中的车辆的倾斜角为允许最大倾斜角时的实施方式的前后轮以及车辆倾斜装置的示意图。
图11是以从车辆的前方观察的状态示出左转弯中的车辆的倾斜角为允许最大倾斜角时的以往的改进型的自动倾斜车辆的前轮以及车辆倾斜装置的示意图。
图12是以从车辆的前方观察的状态示出变形例的前轮以及车辆倾斜装置的示意图。
图13是以从车辆的前方观察的状态示出左转弯中的车辆的倾斜角为允许最大倾斜角时的变形例的前轮以及车辆倾斜装置的示意图。
图14是用于基于转向操纵角st以及车速v对车辆的目标横向加速度gyt进行运算的设定表。
图15是以前后方向的中央垂直剖切面进行剖切来示出修正例的自动倾斜车辆的图解式的侧面纵剖视图。
附图标记说明
10：自动倾斜车辆；12l、12r：前轮；16l、16r：转向节；18：车辆倾斜装置；20：电子控制装置；24：车身；30l、30r：转向节臂；34：摆动轴线；36：摆动部件；38：倾斜致动器；40l、40r：拉杆；45l、45r：弹性部件；50：悬架弹簧；52：前轮悬架；70：陀螺仪；72：转向操纵角传感器；74fl、74fr、74r：车轮速度传感器；76：旋转角传感器。
具体实施方式
以下，参照所附的附图对本发明的实施方式进行详细说明。
[实施方式]
在图1～图4中，本发明的实施方式所涉及的自动倾斜车辆10是定员1名的三轮车，包括：作为非转向操纵驱动轮的一对前轮12l以及12r；以及作为转向操纵从动轮的一个后轮14。前轮12l以及12r在横向相互隔开配置，且分别由对应的转向节(车轮支架)16l以及16r支承为能够绕旋转轴线(未图示)旋转。
在实施方式中，前轮12l以及12r的倾角为中性倾角(neutralcamber)，因此车辆10的非转弯时的前轮的外倾角为0。此外，前轮的倾角可以如后述的变形例那样是负倾角，此外还可以是正倾角。后轮14相对于前轮位于后方，并且如将在后面详细说明的那样，与驾驶员对方向盘15的操作量对应地以线控转向的方式被转向操纵。在图1以及后述的图6中，方向盘15被图示于与实际位置不同的位置。自动倾斜车辆10还包括车辆倾斜装置18以及电子控制装置20。
在图示的实施方式中，虽未在图中示出，但转向节16l以及16r内置有作为驱动装置的轮内马达。转向节16l以及16r分别由对应的悬架臂22l以及22r支承为能够相对于车身24在上下方向位移，且相对于车身24的朝向横向的位移以及倾斜被限制。
图示的悬架臂22l以及22r分别是在前端与转向节16l以及16r一体连结，在后端借助接头28l以及28r而与车身24连结的前置臂。接头28l以及28r例如可以是具有实质上沿横向延伸的轴线的橡胶衬套装置那样的接头。此外，只要满足与转向节16l以及16r有关的上述要件即可，悬架臂22l以及22r也可以是拖臂、上臂以及下臂的组合那样的其他的臂。
在悬架臂22l以及22r的前端附近，分别一体地连结有转向节臂30l以及30r的下端。转向节臂30l以及30r分别从悬架臂22l以及22r实质向上方延伸，由此相对于转向节16l以及16r在上下方向延伸、且与对应的悬架臂的前端部以及转向节一体地上下移动。
如图1以及图6所示，转向节臂30l以及30r沿前后方向观察呈直线状，但如图3所示，为了避免与转向节16l以及16r的部件等干涉，沿横向观察呈朝前方敞开的实质c形。此外，转向节臂30l以及30r可以分别与转向节16l以及16r一体连结，也可以沿横向观察呈朝后方敞开的实质c形或者呈直线状。
根据驾驶员对换档杆以及加速踏板(均未图示)的操作量，由电子控制装置20控制轮内马达的旋转方向以及输出。根据驾驶员对制动踏板(未图示)的操作量而工作的制动装置32被电子控制装置20控制，由此来控制前轮12l、12r以及后轮14的制动力。
车辆倾斜装置18包括：绕沿前后方向延伸的摆动轴线34摆动的摆动部件36；使摆动部件36绕摆动轴线34摆动的倾斜致动器38；以及一对拉杆40l以及40r。拉杆40l以及40r相对于摆动轴线34而在横向两侧实质上沿上下方向延伸，并且分别在上端借助接头42l以及42r而以能够枢转动作的方式与摆动部件36的对应的外端连结。此外，接头42l以及42r优选是包括具有实质沿车辆前后方向延伸的轴线的带橡胶衬套的枢轴销的接头，但也可以是球窝接头那样的接头。
并且，拉杆40l以及40r分别在下端借助球窝接头那样的接头44l以及44r而以能够枢转动作的方式与转向节臂30l以及30r的上端连结。如上述那样，转向节臂30l以及30r分别从悬架臂22l以及22r实质向上方延伸，由此相对于转向节16l以及16r在上下方向延伸且与对应的转向节一体地上下移动。由此，拉杆40l、40r的下端分别经由转向节臂30l、30r以及悬架臂22l、22r而与转向节16l、16r一体连结。
如图2所示，将接头42l以及42r的中心分别设为枢点pal以及par，将接头44l以及44r的中心分别设为枢点pbl以及pbr，将前轮12l以及12r的接地点分别设为pfl以及pfr。当车辆10处于在水平路上静止或者直行行驶那样的标准状态时，枢点pbl以及pbr分别位于比前轮12l以及12r的轮胎的上缘部高的位置，但也可以位于与轮胎的上缘部相同或者比轮胎的上缘部低的位置。
在车辆10处于标准状态时，枢点pal以及par、枢点pbl以及pbr、点pfl以及pfr分别相对于车辆10的中心平面66左右对称。枢点pbl以及pbr之间的距离比枢点pal以及par之间的距离大，且比点pfl以及pfr之间的距离小。枢点pbl相对于将枢点pal以及点pfl连结的线段lacl位于车辆的内侧，枢点pbr相对于将枢点par以及点pfr连结的线段lacr位于车辆的内侧。
摆动部件36具有能够绕摆动轴线34旋转的毂部36b、以及与毂部36b呈一体并从毂部36b相互朝相反方向延伸的臂部36al以及36ar，该摆动部件36作为能够绕摆动轴线34摆动的摆臂部件发挥功能。臂部36al以及36ar的有效长度、即轴线34与枢点pbl之间的距离以及轴线34与枢点pbr之间的距离相同。
由以上说明可知，左右的前轮12l以及12r、倾斜致动器38、摆动部件36、以及一对拉杆40l和40r被朝车辆直行时的它们的位置弹性施力。对上述部件弹性施力的施力构件为悬架臂22l以及22r的弹性、组装于悬架臂的后端的接头28l以及28r的橡胶衬套装置、组装于接头42l以及42r的橡胶衬套等。
在图2以及图10～图13中，将上述施力构件汇总而作为假想的弹性部件45l以及45r图示。也可以认为：弹性部件45l以及45r分别在臂部36al以及36ar与拉杆40l以及40r之间的夹角从标准状态下的角度变化时，产生抑制该变化的力。即，关于各弹性部件，若对应的臂部以及拉杆之间的夹角比标准状态下的角度小，则以使该角度变大的方式产生压缩力。反之，关于各弹性部件，若对应的臂部以及拉杆之间的夹角比标准状态下的角度大，则以使该角度变小的方式产生拉伸力。
倾斜致动器38例如可以是包括直流无刷马达等电动机38m以及未图示的减速齿轮的谐波驱动器(harmonicdrive)(注册商标)那样的旋转型的致动器。致动器38的输出旋转轴向后方突出，在输出旋转轴的末端固定地安装有毂部36b，由此，电动机38m的旋转运动作为摆动运动而向摆动部件36传递。此外，致动器38可以是往复移动型或者摆动型的致动器，在前者的情况下可以利用运动变换机构将致动器的往复移动变换为摆动运动并向摆动部件36传递。
如图3所示，致动器38配置于沿横向隔开配置并固定于车身24的一对支架46之间。致动器38具有以沿横向相互分离的方式突出的一对枢轴48，枢轴48由支架46支承为能够旋转，由此，致动器38被支承为能够绕枢轴48摆动。在致动器38的前端部与其下方的车身24之间夹装有悬架弹簧50以及减振器(未图示)。由此，致动器38经由悬架弹簧50而与车身连结，以便能够相对于车身24在上下方向位移、且相对于车身的朝横向的位移以及倾斜被限制。此外，悬架弹簧50例如可以是压缩螺旋弹簧那样的弹性部件。
悬架弹簧50以及减振器与悬架臂22l以及22r等协作而构成前轮悬架52。由此，前轮12l、12r以及车辆倾斜装置18由前轮悬架52从车身24悬架。前轮12l、12r以及车辆倾斜装置18能够相对于车身24上下移动，在车辆行驶时，借助悬架弹簧50来缓和前轮12l、12r从路面承受并向车身24传递的冲击。前轮12l、12r与车身24之间的相对上下振动由减振器衰减。
致动器38因作用于车身24的重力而经由一对支架46承受朝向下方的力。但是，致动器38朝下方的位移被车辆倾斜装置18阻止，因此，致动器38以后方侧部分相对于车身24向上方位移、前方侧部分相对于车身24向下方位移的方式绕枢轴48摆动。由此，悬架弹簧50被压缩变形，因此车身24的重量由通过悬架弹簧50的压缩变形产生的弹力支承。另外，关于悬架弹簧50的压缩变形量，若前轮12l以及12r弹跳、致动器38的后方侧部分向上方位移则增大，反之若前轮回弹、致动器38的后方侧部分向下方位移则减少。
如图5所示，后轮14包括车轮14h以及安装于车轮的外周的轮胎14t，并由后轮悬架54从车身24悬架。后轮悬架54包括位于后轮14的上方的上臂部件56以及位于后轮14的横向两侧的一对摆臂58。上臂部件56具有基座部56b以及在后轮14的两侧从基座部向车辆后方且向下方延伸的一对上臂部56a。各摆臂58在后端以能够在上下方向枢转动作的方式与对应的上臂部56a的下端部连结，且在前端将后轮14的旋转轴14s支承为能够旋转。在将车轮14h支承为能够旋转的支承部件14b与基座部56b之间夹装有悬架弹簧60以及减振器(未图示)。由此，后轮14相对于车身24能够上下移动，且能够利用减振器使它们的相对上下振动衰减。
在车身24固定有转向致动器62。转向致动器62是旋转型的致动器，包括直流无刷马达那样的电动机(未图示)。电动机的旋转轴向下方延伸，旋转轴的末端与上臂部件56的基座部56b一体连结，由此，电动机的旋转运动向上臂部件56传递。此外，转向致动器62也可以是往复移动型的致动器，在该情况下，只要通过运动变换机构将致动器的往复移动变换为旋转运动并向上臂部件56传递即可。
由以上的说明可知，后轮14以能够相对于车身24上下移动、且能够绕与转向致动器62的电动机的旋转轴的轴线相同的转向轴64旋转的方式，由后轮悬架54从车身24悬架。在车辆10的转弯时，后轮14借助致动器62而绕转向轴64旋转从而进行转向。转向轴64无法相对于车身24朝横向倾斜，因此，若车身24如后述那样朝横向倾斜，则后轮14也以与车身24相同的角度朝横向倾斜。
如图6所示，若摆动部件36绕摆动轴线34摆动，则拉杆40l以及40r彼此向相反方向上下移动，从而前轮12l以及12r相对于车身24彼此向相反方向上下移动，由此车辆10朝横向倾斜。此外，在图6中，夸张地示出了因离心力作用于车辆10而导致的轮胎的弹性变形。虽在图6中并未示出，但随着车辆10的倾斜角θ的大小变大，转弯外轮侧的枢点pbr向车辆的横向外侧移动，与此相反，转弯内轮侧的枢点pbl向车辆的横向内侧移动(参照图2)。
转向节臂30l、30r以及拉杆40l、40r承受用于对车身24进行支承的压缩载荷，若车辆倾斜装置18工作，则压缩载荷在转弯外轮处增大，在转弯内轮处减少。转向节臂30l、30r以及拉杆40l、40r构成为：即便因车辆倾斜装置18工作而使得压缩载荷变动，也实质上不弯曲变形。即，转向节臂以及拉杆构成为：即便因车辆倾斜装置18工作而使得压缩载荷变动，上端的枢点pal以及par与下端的枢点pbl以及pbr之间的距离的减少率也为3％以下，优选为2％以下，更优选为1％。
如图4以及图6所示，车辆10的标准装载状态下的重心gm在车辆的上下方向的中心平面66上位于相对于致动器38靠后方且较低的位置。车辆10的倾斜角θ是中心平面66相对于铅垂方向68的夹角。如图4所示，将连结前轮12l、12r的接地点pfl、pfr与后轮14的接地点pr而得的等腰三角形称为三角形69。
车辆10的倾斜角θ的变化率、即车辆的倾斜角速度θd由陀螺仪70检测。表示由陀螺仪70检测出的车辆的倾斜角速度θd的信号被向电子控制装置20输入。此外，倾斜角θ在摆动部件36的摆动角为0、中心平面66与铅垂方向68一致时为0，在车辆10朝左方向倾斜时为正值。倾斜角速度θd在车辆10的倾斜角朝左方变化时为正值。并且，车辆10的倾斜角θ与车身24的侧倾角(未图示)实质上相同，因此车身的侧倾角也可以作为车辆10的倾斜角θ而由侧倾角传感器检测。
与方向盘15的旋转角相等的转向操纵角st由转向操纵角传感器72检测。表示由转向操纵角传感器72检测出的转向操纵角st的信号被向电子控制装置20输入。并且，对电子控制装置20输入有表示由车轮速度传感器74fl、74fr以及74r检测出的各个左右的前轮12l、12r以及后轮14的车轮速度ωfl、ωfr以及ωr的信号，并输入有表示由旋转角传感器76检测出的电动机38m的旋转角φm的信号。电子控制装置20基于车轮速度ωfl、ωfr以及ωr来运算车速v，并基于转向操纵角st以及车速v来控制后轮14的转向操纵致动器62的电动机的旋转角度，由此以线控转向式对后轮14进行转向操纵。此外，旋转角φm在摆动部件36的摆动角为0时变为0，在摆动部件36以使车辆10朝左方向倾斜的方式摆动时为正值。
虽未图示，但从加速器位置传感器向电子控制装置20输入有表示由驾驶员操作的加速踏板的踩下操作量亦即加速器位置ap的信号。从档位传感器向电子控制装置20输入有表示由驾驶员操作的换档杆的操作位置亦即档位sp的信号。并且，从踏力传感器78向电子控制装置20输入有表示驾驶员对制动踏板(未图示)的踏力fp的信号。电子控制装置20基于加速器位置ap以及档位sp来控制轮内马达的输出以及旋转方向，由此来控制前轮12l以及12r的驱动力。并且，电子控制装置20基于踏力fp来控制制动装置32，由此来控制前轮12l、12r以及后轮14的制动力。此外，在制动时也可以进行借助轮内马达实现的再生。
电子控制装置20根据图7所示的流程图，以使得作用于车辆10的重心gm的离心力fy与重力fg的合力fyg朝向规定的方向发挥作用的方式，运算用于使车辆10向转弯内侧倾斜的车辆10的目标倾斜角θt。另外，电子控制装置20以使车辆的倾斜角θ成为目标倾斜角θt的方式对致动器38的电动机38m的旋转角φm进行控制。因而，电子控制装置20作为控制装置发挥功能，构成为通过对摆动部件36的摆动角φ进行控制而使车辆10倾斜。
并且，如图8所示，当穿过车辆10的重心gm的垂线84在三角形69(参照图4)的范围之外穿过的情况下，如图9所示，电子控制装置20以使垂线84在三角形69的范围内穿过的方式，对目标倾斜角θt进行减少修正。由此，若将垂线84在比三角形69的斜边靠内侧规定的富余量的距离的位置穿过时的车辆的倾斜角设为最大允许倾斜角θamax，则根据需要对目标倾斜角θt进行修正，以使得其大小不超过最大允许倾斜角θamax。此外，规定的富余量考虑各种部件的制造误差等而预先设定。另外，在图9中，图8所示的重心gm、中心平面66以及垂线84的位置分别由附图标记gm′、66′以及84′表示。
如上述那样，随着车辆10的倾斜角θ的大小变大，转弯外轮侧的枢点pbl向车辆的横向外侧移动，与此相反，转弯内轮侧的枢点pbr向车辆的横向内侧移动。在实施方式中构成为，如图10所示，当车辆10的倾斜角θ的绝对值为最大允许倾斜角θamax的绝对值以下时，枢点pbr相对于线段lacr位于车辆的内侧，枢点pbl相对于线段lacl位于车辆的内侧。
此外，在图1中，电子控制装置20以及陀螺仪70等传感器虽然图示于车辆10之外，但实际搭载于车辆10。电子控制装置20例如也可以是具有cpu、rom、ram以及输入输出端口装置，且通过双向性的公用总线将它们相互连接而成的微型计算机。与图7所示的流程图对应的控制程序储存于rom，根据该控制程序而利用cpu对车辆10的倾斜角θ等进行控制。
＜车辆的倾斜角控制程序＞
接下来，参照图7所示的流程图对实施方式中的车辆的倾斜角控制程序进行说明。此外，基于图7所示的流程图实现的倾斜角的控制在未图示的点火开关接通(on)时以规定的时间反复执行。
首先，在步骤10中，读入表示由陀螺仪70检测出的车辆的倾斜角速度θd的信号等信号。
在步骤20中，基于车轮速度ωfl、ωfr以及ωr来运算车速v，基于转向操纵角st以及车速v并参照图14所示的设定表，由此来运算车辆10的目标横向加速度gyt。并且，作为目标横向加速度gyt与车辆的质量m之积，运算因转弯而作用于车辆10的重心gm的离心力fy。此外，如图14所示，以转向操纵角st的绝对值越大则目标横向加速度gyt的大小越大、车速v越高则目标横向加速度gyt的大小越大的方式运算目标横向加速度gyt。
在步骤30中，运算用于使车辆10向转弯内侧倾斜的车辆的目标倾斜角θt。在该情况下，对车辆的目标倾斜角θt进行运算，以使得如图6所示作用于车辆10的重心gm的离心力fy与重力fg的合力fyg朝向连结前轮12l和12r的接地点pfl和pfr的中点pf与后轮14的接地点pr的线发挥作用。此外，目标倾斜角θt由作用于重心gm的重力fg以及离心力fy决定，因此重心的高度hg不会给目标倾斜角θt的运算带来影响。重力fg是车辆的质量m与重力加速度g之积，因此是恒定的。与此相对，离心力fy作为车辆的质量m与目标横向加速度gyt之积而被运算，目标横向加速度gyt的绝对值越大则离心力fy的大小越大。
在步骤40中，当车辆的目标倾斜角θt的大小超过最大允许倾斜角θamax时，对目标倾斜角θt进行修正，以使其大小变为最大允许倾斜角θamax。此外，当目标倾斜角θt的大小为最大允许倾斜角θamax以下时、即穿过车辆10的重心gm的垂线84在三角形69的比未图示的富余量靠内侧的位置穿过的情况下，不对车辆的目标倾斜角θt进行修正。
在步骤50中，读入表示由陀螺仪70检测出的车辆10的倾斜角速度θd的信号，通过对倾斜角速度θd进行积分来运算车辆10的倾斜角θ。此外，在陀螺仪70输出表示车辆10的倾斜角θ的信号的情况下，不需要进行倾斜角速度θd的积分。
在步骤60中，进行车辆10的倾斜角θ与车辆的目标倾斜角θt之间的偏差θ－θt的绝对值是否比基准值θ0(正的常量)小的判别。在作出了肯定判别时，不需要进行车辆的倾斜角θ的修正，因此暂时结束倾斜角控制，在作出了否定判别时，倾斜角控制进入步骤70。
在步骤70中，运算用于使车辆10的倾斜角θ与目标倾斜角θt之间的偏差θ－θt为0的摆动部件36的目标摆动角φt，并运算用于实现目标摆动角φt的倾斜致动器38的电动机38m的目标旋转角φmt。
在步骤80中，通过以使得电动机38m的旋转角φm成为目标旋转角φmt的方式对电动机38m进行控制，由此以使得摆动部件36的摆动角φ成为目标摆动角φt的方式进行控制，由此将车辆10的倾斜角θ控制为目标倾斜角θt。
由以上的说明可知，在步骤10～30中，运算用于使车辆10朝转弯内侧倾斜的车辆的目标倾斜角θt。在步骤50中，基于由陀螺仪70检测出的车辆10的倾斜角速度θd来运算车辆10的倾斜角θ。并且，在步骤60～80中，对倾斜致动器38的电动机38m进行控制，以使得车辆10的倾斜角θ与目标倾斜角θt之间的偏差θ－θt的大小为基准值θ0以下、摆动部件36的摆动角φ成为目标摆动角φt。由此，以使得作用于车辆10的重心gm的离心力fy与重力fg的合力fyg朝规定的方向发挥作用的方式，使车辆10向转弯内侧倾斜，能够使车辆稳定地转弯。
另外，在步骤40中，当穿过车辆10的重心gm的垂线84在三角形69的范围外穿过的情况下，以使得垂线84在三角形69的比富余量靠内侧的位置穿过的方式，对车辆的目标倾斜角θt进行修正。由此，即便在将车辆的倾斜角θ控制为与最大允许倾斜角θamax相等的目标倾斜角θt的状态下车辆停止，也能够避免车辆翻倒。
＜由作用于前轮的陀螺力矩的影响引起的问题＞
如上所述，在以往的改进型的自动倾斜车辆中，因作用于左右的前轮12l、12r的陀螺力矩的影响，存在倾斜致动器38的能耗大、车辆的倾斜角θ的控制性不佳的问题。参照图11对这些问题进行说明。
图11是示出以往的自动倾斜车辆倾斜的状态的示意图。此外，倾斜致动器38被支承为绕枢轴48枢转动作，因此，若摆动部件36向下方位移，致动器38的后方侧部分下降，则致动器38的前方侧部分上升，悬架弹簧50伸长。在图2、图10以及图11中，将悬架弹簧50图示于致动器38的上侧，以使得摆动部件36的上下位移与悬架弹簧50的伸缩变形对应。
在以往的改进型的自动倾斜车辆中，当车辆10的倾斜角θ的大小为最大允许倾斜角θamax那样的较大的值时，转弯外轮侧的枢点pbr位于比连结枢点par与接地点pfr的线段lacr靠横向外侧的位置。转弯内轮侧的枢点pbl位于连结枢点pal与接地点pfl的线段lacl上或者位于比该线段靠横向内侧的位置。
例如，在车辆10左转弯的情况下，摆动部件36以使得转弯外轮侧变低的方式借助致动器38的旋转扭矩而在从车辆的前方观察时绕摆动轴线34向逆时针方向摆动。由此，转弯外轮侧的拉杆40r相对于车身24被向下方压下，转弯内轮侧的拉杆40l相对于车身24被向上方抬起，结果，车辆10整体向转弯内侧倾斜。由此，前轮12l、12r以及后轮14以与车身24实质相同的角度向转弯内侧倾斜。
若前轮12l、12r以及后轮14倾斜，则对前轮以及后轮分别作用有陀螺力矩mjf以及mjr，前轮以及后轮欲向车辆10的标准状态的位置返回。此外，前轮12l以及12r内置有轮内马达，前轮的质量比后轮14的质量大，因此陀螺力矩mjf比陀螺力矩mjr大。
前轮以及后轮在接地点与路面r接触，因此无法相对于路面向横向位移，因此前轮12l以及12r欲分别绕接地点pfl以及pfr向逆时针方向枢转动作。因此，后轮14欲绕接地点pr向逆时针方向枢转动作。由此，枢点pbl以及pbr欲分别绕接地点pfl以及pfr向逆时针方向旋转，因此枢点pal以及par分别经由拉杆40l以及40r而承受朝向左方且朝向下方的力。由此，致动器38从摆动部件36承受朝向左方且朝向下方的力，该力以使得车辆10的倾斜角θ减少的方式发挥作用。
另外，陀螺力矩mjf经悬架臂22l以及22r向车身24传递，陀螺力矩mjr经后轮悬架54向车身24传递。上述陀螺力矩欲减少车身24的倾斜，因此以减少车辆10的倾斜角θ的方式发挥作用。由此，致动器38不仅以使得车辆10的倾斜角θ成为目标倾斜角θt的方式使摆动部件36摆动，还必须克服由陀螺力矩mjf以及mjr产生的上述作用而产生用于将倾斜角θ维持为目标倾斜角θt的力。因而，与在左右的前轮12l以及12r未作用有陀螺力矩mjf以及mjr的情况相比，由致动器38产生的能耗变大。
另外，若枢点pal以及par分别经由拉杆40l以及40r而承受朝向左方且朝向下方的力，则摆动部件36相对于车身24沿着中心平面66向下方位移，因此致动器38也向下方位移，车身24的高度变低。另外，作为转弯外轮的前轮12r的旋转速度比作为转弯内轮的前轮12l的旋转速度高，因此作用于前轮12r的陀螺力矩的大小比作用于前轮12l的陀螺力矩的大小大。由此，作用于前轮12l以及12r的陀螺力矩以使枢点pbl与pbr之间的距离变大的方式发挥作用，因此四边形pal－pbl－pbr－par欲以通过底边增大而上边pal－par的高度减少的方式变形。因而，因该作用，也使得摆动部件36相对于车身24沿着中心平面66向下方位移，车身24的高度变低。
若车身的高度变低，则车辆10的重心gm沿着中心平面66向下方位移，重心的转弯半径与车辆的标准状态下的值相比增大，因此车辆的实际横向加速度gy降低。因此，车辆的目标横向加速度gyt与实际横向加速度gy之间的偏离变大，因此，即便以使得车辆10的倾斜角θ成为目标倾斜角θt的方式对车辆倾斜装置18进行控制，也无法正确地将车辆的倾斜角控制为目标倾斜角。
并且，若枢点pal以及par分别经由拉杆40l以及40r而承受朝向左方且朝向下方的力，则摆动部件36与拉杆40l、40r的位置关系成为与车辆10的标准状态下的它们的关系不同的关系。结果，对摆动部件36与拉杆40l、40r等朝向车辆10的标准状态下的位置弹性施力的弹性部件45l以及45r的弹性变形量变化为与本来值不同的值，从而积蓄能量。
若车辆10的转弯状态不变，则由弹性部件45l以及45r积蓄的能量被维持恒定。与此相对，当车辆10正在转弯的状况下，若车辆急剧减速，前轮12l、12r与后轮14的旋转速度急剧降低，则作用于前轮12l以及12r的陀螺力矩mjf和作用于后轮14的陀螺力矩mjr也急剧降低。结果，所积蓄的能量急剧释放，因此弹性部件45l以及45r的变形量以成为本来值的方式急剧减少，摆动部件36欲相对于车身24沿着中心平面66向上方位移。
由此，车身24急剧地沿着中心平面66向上方位移，车辆10的重心gm的高度急剧变高，悬架弹簧50的压缩变形量急剧减少。因此，弹性部件45l、45r与悬架弹簧50的弹性变形量振动性地增减，因此车辆10的重心gm的高度产生振动，车辆的实际横向加速度gy也产生振动。由此，即便以使得车辆10的倾斜角θ成为目标倾斜角θt的方式控制车辆倾斜装置18，车辆的倾斜角θ也产生振动，无法将车辆的倾斜角θ正确地控制为目标倾斜角θt。
＜实施方式中的车辆的倾斜角θ的控制性的提高＞
如上所述，当在车辆10的左转弯时车辆的倾斜角θ为最大允许倾斜角θamax以下时，枢点pbr相对于线段lacr位于车辆的内侧，枢点pbl相对于线段lacl位于车辆的内侧。(参照图10)。
由此，在车辆10的左转弯时，借助作用于转弯外轮亦即右前轮12r的陀螺力矩mjf而使得右前轮欲绕接地点pfr向逆时针方向枢转动作，由此枢点pbr欲绕接地点pfr向逆时针方向旋转。结果，线段lacr的长度增大，枢点par沿着中心平面66向上方位移。
反之，借助作用于转弯内轮亦即左前轮12l的陀螺力矩mjf而使得左前轮欲绕接地点pfl向逆时针方向枢转动作，由此枢点pbl欲绕接地点pfl向逆时针方向旋转。结果，线段lacl的长度减少，枢点pal沿着中心平面66向下方位移。
由此，转弯外轮侧的接地点pfr与致动器38之间的距离增大，转弯内轮侧的接地点pfl与致动器38之间的距离减少，因此陀螺力矩mjf以及mjr的作用所导致的车辆10的倾斜角θ减少量变少。因而，能够减少致动器38为了克服陀螺力矩mjf以及mjr的作用将倾斜角θ维持为目标倾斜角θt而必须产生的力，因此能够减少由致动器38产生的能耗。
另外，作为转弯外轮的右前轮12r的旋转速度比作为转弯内轮的左前轮12l的旋转速度高，因此作用于右前轮12r的陀螺力矩的大小比作用于左前轮12l的陀螺力矩的大小大。由此，枢点par朝上方的位移量比枢点pal朝下方的位移量大，因此，与以往的改进型的自动倾斜车辆的情况相比，能够减少摆动部件36以及致动器38的后方侧部分朝下方的位移量。
另外，对左转弯时的车辆10的倾斜角θ相同的情况进行观察，实施方式中的连结转弯外轮侧的枢点pbr与接地点pfr的直线相对于路面r的夹角比以往的改进型的自动倾斜车辆中的该直线相对于路面r的夹角小。由此，在对陀螺力矩mjf的大小相同的情况进行观察时，通过右前轮12r绕接地点pfr枢转动作而产生的枢点pbr朝转弯外侧的移动量比以往的改进型的自动倾斜车辆中的该移动量小。因而，由于在前轮12l以及12r作用有陀螺力矩而导致四边形pal－pbl－pbr－par的底边增大且上边pal－par的高度降低的量也比以往的改进型的自动倾斜车辆的情况小。
由此，能够减少车辆10的重心gm沿着中心平面66向下方位移的量，并且减少重心的转弯半径与车辆的标准状态下的值相比增大的量，因此能够减少车辆的实际横向加速度gy降低的量。因而，能够减少车辆的目标横向加速度gyt与实际横向加速度gy之间的偏离，因此，与以往相比能够将车辆10的倾斜角θ正确地控制为目标倾斜角θt，能够提高车辆的倾斜角的控制性。
并且，能够减少摆动部件36相对于车身24沿着中心平面66向下方位移而使得车身24的高度降低的量，减少摆动部件36和拉杆40l、40r的位置关系与车辆10的标准状态下的它们的关系不同的程度。由此，与以往相比能够减少因对摆动部件36和拉杆40l、40r等向车辆10的标准状态下的位置弹性施力的弹性部件45l、45r的弹性变形量变成与本来值不同的值而产生的能量的积蓄量。
因而，即便车辆急剧减速，也能够减少在前轮的旋转速度急剧降低时释放出的能量的量。由此，能够减少因弹性部件45l、45r和悬架弹簧50的弹性变形量振动性地增减而引起的车辆10的重心gm的高度的振动，能够减少车辆的实际横向加速度gy的振动。因而，能够减少车辆的倾斜角θ的振动，由此也能够提高车辆的倾斜角θ的控制性。
此外，虽未图示，但在车辆10右转弯的情况下，除了转弯内外轮与车辆的左转弯时相反这点之外，基于相同的作用，能够减少由致动器38产生的能耗，并能够提高车辆的倾斜角θ的控制性。
特别是，根据实施方式，车辆倾斜装置18包括相对于转向节16l以及16r至少沿上下方向延伸且与对应的转向节一体地上下移动的一对转向节臂30l以及30r。拉杆40l以及40r分别借助下端的作为枢接部的接头44l以及44r而枢接于对应的转向节臂30l以及30r的上端。
由此，车辆倾斜装置与不包括一对转向节臂的以往的改进型的自动倾斜车辆的情况相比，能够使拉杆40l以及40r的下端的接头44l以及44r的高度变高。结果，能够分别增大车轮的接地点pfl以及pfr与枢点pbl以及pbr之间的距离。因而，在车轮借助陀螺力矩的作用绕接地点枢转动作而欲使倾斜角减少时，能够高效地使转弯外侧的拉杆的下端的枢点的高度变高，能够有效地减少车辆转弯时致动器38的后方侧部分相对于车身24向下方的位移量。
另外，根据实施方式，构成为上端的枢点与下端的枢点之间的距离的减少率在3％以下，优选在2％以下，更优选为1％，以便即使压缩载荷因车辆倾斜装置18的工作而产生变动，转向节臂30l、30r以及拉杆40l、40r也实质上不弯曲变形。
由此，能够实质上防止如下情况：在车辆转弯时，转弯外轮侧的转向节臂以及/或者拉杆因压缩载荷的变动而弯曲变形，上端的枢点与下端的枢点之间的距离减少，由此致使致动器38的后方侧部分相对于车身24向下方位移。另外，能够防止如下情况：通过转弯外轮侧的拉杆的下端的枢接部绕对应的前轮向转弯外侧转动而使拉杆的上端的枢接部向上方位移的效果因转向节臂以及/或者拉杆的弯曲变形而减少。
并且，根据实施方式，前轮12l以及12r的倾角为中性倾角。由此，即便在车辆10的装载载荷高的情况下，也能够减少前轮12l以及12r的外倾角成为过度的负倾角的角度的担忧，能够减少转弯外轮的轮胎的内侧部分异常磨损的担忧。
[变形例]
在图12以及图13所示的变形例中，在车辆10处于标准状态时，前轮12l以及12r具有负倾角。由此，由图13与图10的比较可知，车辆10向转弯内侧倾斜时的转弯外侧的前轮12r相对于铅垂方向68的倾斜角比实施方式的情况下的倾斜角大，与此相反，转弯内轮侧的前轮12l的倾斜角比实施方式的情况下的倾斜角小。
根据变形例，与前轮的倾角为中性倾角或者正倾角的情况相比，能够缩小前轮12l、12r的旋转中心平面wl、wr与拉杆的下端的枢点pbl、pbr之间的距离dwl、dwr。由此，既能够避免距离dwl、dwr过大而导致摆动部件36经由拉杆40l、40r使前轮相对于车身24上下移动的效率降低，又能够容易地相对于线段lacl、lacr而将转弯外侧的枢点pbl、pbr配置于车辆的内侧。
以上对本发明的特定实施方式进行了详细说明，但本发明并不限定于上述实施方式，本领域技术人员知晓，能够在本发明的范围内实现其他的各种实施方式。
例如，在上述的实施方式中，关于致动器38，由于设置于其长边方向中央部的一对枢轴48被一对支架46支承，因此致动器38被支承为能够绕枢轴48摆动。致动器38的输出旋转轴向后方突出，在输出旋转轴的末端一体地安装有摆动部件36的毂部36b，悬架弹簧50以及减振器夹装在致动器38的前端部与其下方的车身24之间。
但是，如图15所示，也可以构成为枢轴48设置于致动器38的前端部，在相对于枢轴48位于后方侧的位置，在致动器38与车身24之间夹装有悬架弹簧50以及减振器(第一修正例)。此外，在该情况下，车身24的重量被通过悬架弹簧50的伸长变形产生的弹力支承，因此悬架弹簧50例如也可以是拉伸螺旋弹簧那样的弹性部件。另外，若因作用于前轮的陀螺力矩而使得致动器38的后方侧部分相对于车身24向下方移动，则因悬架弹簧50的伸长变形量减少而车身24的高度降低。
另外，摆动部件36、悬架弹簧50以及减振器相对于致动器38的枢轴48的前后方向的位置关系也可以与上述实施方式中的关系相反。即，也可以构成为，致动器38配置于车辆倾斜装置18的后方，在朝前方突出的输出旋转轴一体地安装有摆动部件36的毂部36b，并且悬架弹簧50以及减振器夹装在致动器38的后端部与车身24之间。并且，摆动部件36、悬架弹簧50以及减振器相对于致动器38的枢轴48的前后方向的位置关系也可以与上述的修正例中的关系相反。
另外，也可以构成为，致动器38由车身支承为不摆动而相对于车身24上下移动(第二修正例)。在该情况下，可以将压缩螺旋弹簧那样的悬架弹簧50夹装在致动器38与其上方的车身部件之间，也可以将拉伸螺旋弹簧那样的悬架弹簧50夹装在致动器38与其下方的车身部件之间。
另外，在上述的实施方式中，拉杆40l、40r的有效长度、即各个枢点par、pal与枢点pbr、pbl之间的距离比各个枢点pbr、pbl与接地点pfr、pfl之间的距离小。但是，拉杆40l、40r的有效长度也可以比各个枢点pbr、pbl与接地点pfr、pfl之间的距离大。并且，相对于各个臂部36al、36ar的有效长度的、拉杆40l、40r的有效长度以及枢点pbr、pbl与接地点pfr、pfl之间的距离的关系也可以与图示的关系不同。
另外，在上述的实施方式中，摆动部件36的臂部36al以及36ar彼此不相对于另一方倾斜而呈一条直线状，并且在车辆10处于标准状态时水平延伸。但是，臂部36al以及36ar可以按照随着从毂部36b离开而高度变高的方式形成为v形，或者与此相反，也可以按照随着从毂部36b离开而高度变低的方式形成为倒v形。
并且，在上述的实施方式中，拉杆40l、40r的下端分别经由转向节臂30l、30r以及悬架臂22l、22r而与转向节16l、16r连结。但是，转向节臂30l、30r可以分别在下端与转向节16l、16r一体连结，并且也可以省略转向节臂30l、30r，拉杆40l、40r在下端分别枢接于转向节16l、16r。