本发明涉及在转弯时自动地向转弯内侧倾斜(lean)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，在转弯时通过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记载有一种自动倾斜车辆，包括在横向上分开配置的一对前轮、一个后轮、摆动型的车辆倾斜装置、以及控制车辆倾斜装置的控制装置，一对前轮能够旋转地被分别对应的转向节支承。车辆倾斜装置包括能够绕向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促动器、以及一对转向横拉杆。一对转向横拉杆相对于摆动轴线在横向两侧在上端与摆动部件的外端枢接且在下端与对应的转向节一体地连结，各转向横拉杆包括减震器以及悬架弹簧。
若摆动部件绕摆动轴线摆动，则由于一对转向横拉杆相互向相反方向上下移动，所以一对前轮、即左右的前轮对于车身相互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，并通过利用促动器控制摆动部件的摆动角来使车辆倾斜以使车辆的倾斜角成为目标倾斜角。此外，车辆的目标倾斜角被运算为作用于车辆的重心的离心力与重力的合力作用于规定方向。例如，为了不使车辆的倾斜角的控制延迟，并不是检测出车辆的实际的横向加速度，而是基于驾驶员的转向操纵操作量以及车速运算车辆的目标横向加速度，并基于车辆的目标横向加速度相对于重力加速度的比运算出车辆的目标倾斜角。
在如专利文献1所记载那样的现有的自动倾斜车辆中，若要使摆动部件摆动而使一对转向横拉杆相互向相反方向上下移动，则包含于各转向横拉杆的减震器以及悬架弹簧伸缩。因此，难以响应良好且正确地控制车辆的倾斜角以使车辆的倾斜角成为目标倾斜角。并且，各转向横拉杆在下端与对应的转向节一体地连结，无法相对于转向节枢转。因此，由于转向横拉杆的上下移动的范围被限制在狭窄的范围，所以限制了能够使车辆倾斜的角度范围。
为了缓和现有的自动倾斜车辆中的上述的限制，已经公知有一种各转向横拉杆在上端与摆动部件的外端枢接且在下端与对应的转向节枢接，在促动器与车身之间配设有减震器以及悬架弹簧的构成。在该构成的自动倾斜车辆(以下，称为“改进型自动倾斜车辆”)中，左右的前轮通过前轮悬架从车身悬挂以便能够对于车身向上下方向相对位移但限制了相对于车身的向横向的位移以及倾斜。
根据改进型自动倾斜车辆，通过不包括减震器以及悬架弹簧的转向横拉杆，能够高效并无延迟地将摆动部件的位移传递到转向节，所以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，由于各转向横拉杆能够对于摆动部件以及转向节双方枢转，所以能够增大转向横拉杆的能够上下移动的范围，并增大车辆能够倾斜的角度范围，从而使车辆的转弯性能提高。
专利文献1：国际公开第2012/049724号
在自动倾斜车辆，特别是能够倾斜的角度范围大的改进型自动倾斜车辆中，如以下说明那样，存在促动器的消耗能量大，不一定能够正确地将车辆的倾斜角控制为目标倾斜角这样的课题。本申请发明人对于该课题进行了深入研究的结果，发现了原因是在车辆的转弯时试图将它们的位置返回到车辆直行时那样的标准状态下的位置的陀螺力矩作用于车轮。
改进型自动倾斜车辆在转弯时向转弯内侧倾斜时，左右的前轮在正旋转的状态下与车身一起倾斜。在左右的前轮作用有试图将它们的位置返回到车辆直行时那样的标准状态下的位置的陀螺力矩，由陀螺力矩引起的力经由转向横拉杆、摆动部件以及促动器，并且经由前轮悬架传递到车身。因此，车身受到向转弯外侧的力，该力作用为降低车辆的倾斜角。因此，促动器不仅使摆动部件摆动以车辆的倾斜角成为目标倾斜角，还必须反抗陀螺力矩的上述作用而产生用于将车辆的倾斜角维持在目标倾斜角的力。因此，与在左右的前轮未作用有陀螺力矩的情况相比，无法避免促动器的消耗能量变大。
另外，若促动器反抗陀螺力矩的上述作用而产生用于将车辆的倾斜角维持为目标倾斜角的力，则其反作用力传递到车身等。因此，如以后详细说明那样，摆动部件以及一对转向横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，促动器对于车轮向下方位移，车身的高度变得低于本来的高度。若车身的高度变低，则车辆的重心沿着车辆的倾斜方向向下方位移，重心的转弯半径与车辆的标准状态下的值相比增大，所以车辆的实际横向加速度降低。因此，由于车辆的目标横向加速度以及实际横向加速度的背离变大，所以即使控制车辆倾斜装置以使车辆的倾斜角成为目标倾斜角，也难以高精度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转向横拉杆的位置关系变化，则对摆动部件以及一对转向横拉杆等向车辆的标准状态下的位置弹性地施力的弹性部件的弹性变形量变化为与本来的值(摆动部件等的位置关系不变化时的值)不同的值，由此积蓄弹性能量。该情况下的弹性部件是例如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，则陀螺力矩急剧地减少，经由转向横拉杆传递到摆动部件的力急剧地减少。因此，通过积蓄于弹性部件的弹性能量被释放出，使得车身沿着车辆的倾斜方向相对于促动器向上方急剧地位移，车辆的重心急剧地上升。由于弹性部件以及悬架弹簧的弹性变形量振动地增减，所以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，即使控制车辆倾斜装置以使车辆的倾斜角成为目标倾斜角，车辆的倾斜角也振动，难以高精度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，通过考虑由作用于车轮的陀螺力矩引起的车辆的横向加速度来运算车辆的目标倾斜角，从而与现有相比降低促动器的消耗能量，并且使车辆的倾斜角的控制性提高。
根据本发明，提供一种自动倾斜车辆，是包括在横向分开配置的一对前轮(12l、12r)、至少一个能够转向的后轮(14)、车辆倾斜装置(18)、以及控制装置(20)的自动倾斜车辆(10)，一对前轮分别被对应的转向节(16l、16r)支承能够旋转，车辆倾斜装置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倾斜促动器(38)、以及一对转向横拉杆(40l、40r)，一对转向横拉杆相对于摆动轴线在横向两侧借助上端的枢接部(42l、42r)与摆动部件枢接并且借助下端的枢接部(44l、44r)与对应的转向节枢接，倾斜促动器经由悬架弹簧(50)与车身(24)连结，控制装置构成为运算用于使车辆向转弯内侧倾斜的车辆的目标倾斜角(θt)，并控制倾斜促动器以使车辆的倾斜角(θ)成为目标倾斜角。
控制装置(20)构成为基于驾驶员的转向操纵操作量(st)以及车速(v)运算车辆的目标横向加速度(gyt)，至少对于一对前轮基于车轮速度以及车辆的横摆率(yr)运算陀螺力矩(mjff)，推断由陀螺力矩引起的车辆的横向加速度(gj)，基于目标横向加速度以及由陀螺力矩引起的横向加速度的和来运算车辆的目标倾斜角(θt)。
如以后详细说明那样，在自动倾斜车辆转弯时，由于在车辆的重心除了由转弯引起的离心力以外还作用有由陀螺力矩引起的横向力，所以在车辆产生由陀螺力矩引起的横向加速度。然而，在现有的自动倾斜车辆中，基于驾驶员的转向操纵操作量以及车速运算车辆的目标横向加速度，并基于车辆的目标横向加速度相对于重力加速度的比来运算车辆的目标倾斜角。促动器的消耗能量大，难以高精度地将车辆的倾斜角控制为目标倾斜角是因为在运算车辆的目标倾斜角时，未考虑由陀螺力矩引起的车辆的横向加速度。
根据上述构成，至少对于一对前轮基于车轮速度以及车辆的横摆率运算陀螺力矩，推断由陀螺力矩引起的车辆的横向加速度，基于目标横向加速度以及由陀螺力矩引起的横向加速度的和来运算车辆的目标倾斜角。车辆的目标横向加速度与由转弯引起的离心力对应，由陀螺力矩引起的横向加速度与由陀螺力矩引起的横向力对应。因此，能够将车辆的目标倾斜角运算为比现有优选的值以使由转弯引起的离心力以及由陀螺力矩引起的横向力的和与重力的合力作用于规定方向。
因此，倾斜促动器可以仅使摆动部件摆动以使车辆的倾斜角成为目标倾斜角，不需要产生用于抵抗由陀螺力矩引起的横向力而将车辆的倾斜角维持在目标倾斜角的力。因此，能够使倾斜促动器的消耗能量比现有减少。
并且，由于不需要倾斜促动器抵抗因陀螺力矩引起的横向力而产生力，所以不会有其反作用力传递到车身等的情况。因此，能够减少摆动部件以及一对转向横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，减少弹性部件对弹性能量的积蓄量。因此，能够比以往高精度地将车辆的倾斜角控制为目标倾斜角，能够将车辆的倾斜角控制为比以往优选的值。即，能够使车辆的倾斜角的控制性提高。
在本发明的一个方式中，控制装置(20)构成为至少对于一对前轮基于车轮速度、车辆的横摆率(yr)以及车辆的倾斜角(θ)运算陀螺力矩(mjff)。
如以后详细说明那样，作用于车轮的陀螺力矩受到车辆的倾斜角的影响。根据上述方式，至少对于一对前轮基于车轮速度、车辆的横摆率以及车辆的倾斜角运算出陀螺力矩。因此，与不考虑车辆的倾斜角就运算陀螺力矩的情况相比，能够至少对一对前轮正确地运算陀螺力矩。
并且，在本发明的一个方式中，车辆(10)具有设定装置(81)，该设定装置(81)被乘员操作来设定是否将车辆的目标倾斜角(θt)的大小限制为预先设定的允许最大倾斜角(θmax)以下，控制装置(20)在设定装置是限制目标倾斜角的大小的设定的状况下，当目标倾斜角超过允许最大倾斜角时，将目标倾斜角的大小限制为允许最大倾斜角。
根据上述方式，在设定装置是限制目标倾斜角的大小的设定的状况下，当车辆的目标倾斜角的大小超过允许最大倾斜角时，目标倾斜角的大小被限制为允许最大倾斜角。在乘员希望将车辆的目标倾斜角的大小限制为预先设定的允许最大倾斜角以下的状况下，能够防止车辆的目标倾斜角的大小超过允许最大倾斜角。
并且，在本发明的一个方式中，控制装置(20)构成为在设定装置(81)是限制目标倾斜角的大小的设定的状况下，对车轮速度、陀螺力矩以及由陀螺力矩引起的车辆的横向加速度中的任一方进行低通滤波处理。
根据上述方式，在设定装置是限制目标倾斜角的大小的设定的状况下，车轮速度、陀螺力矩以及由陀螺力矩引起的车辆的横向加速度中的任一方被进行低通滤波处理。因此，能够防止由于车轮速度的急剧变化而陀螺力矩以及由此引起的车辆的横向加速度急剧变化，从而车辆的目标倾斜角急剧变化，所以能够防止车辆的倾斜角的急剧变化而使车辆的乘坐舒适度提高。
并且，在本发明的一个方式中，控制装置(20)构成为在设定装置(81)不是限制目标倾斜角的大小的设定的状况下，也对车轮速度、陀螺力矩以及由陀螺力矩引起的车辆的横向加速度中的任一方进行低通滤波处理，设定装置是限制目标倾斜角的大小的设定的状况下的低通滤波处理的截止频率(fc1)被设定为比设定装置不是限制目标倾斜角的大小的设定的状况下的低通滤波处理的截止频率(fc2)低的值。
根据上述方式，在设定装置是限制目标倾斜角的大小的设定的状况下，能够有效地对车轮速度、陀螺力矩以及由陀螺力矩引起的车辆的横向加速度中的任一方进行低通滤波处理。因此，能够有效地防止车辆的倾斜角的急剧变化而使车辆的乘坐舒适度提高。另一方面，在设定装置不是限制目标倾斜角的大小的设定的状况下，能够降低低通滤波处理的效果，使目标倾斜角迅速地变化以使目标倾斜角无延迟地成为适合车辆的行驶状况的值。因此，在例如车速以及/或者驾驶员的转向操纵操作量急剧地变化的情况下，也能够控制倾斜角以使车辆的倾斜角成为适合车辆的行驶状况的倾斜角，能够确保车辆的良好的转弯性能。
在上述说明中，为了帮助本发明的理解，对于与后述的实施方式对应的发明的构成，用括号标注其实施方式所使用的附图标记。但是，本发明的各构成要素并不局限于与用括号标注的附图标记对应的实施方式的构成要素。能够根据参照以下的附图描述的本发明的实施方式的说明容易地理解本发明的其他的目的、其他的特征以及附带的优点。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的前方以及后方。
附图说明
图1是在前轮位置处的横向的垂直切断面切断来表示本发明涉及的自动倾斜车辆的第一实施方式的分解正面纵向剖视图。
图2是以从车辆的前方观察的状态表示第一实施方式的前轮以及车辆倾斜装置的示意图。
图3是在前后方向的中央垂直切断面切断来表示第一实施方式的自动倾斜车辆的分解侧面纵向剖视图。
图4是在水平切断面切断来表示第一实施方式的自动倾斜车辆的分解平面剖视图。
图5是表示第一实施方式的后轮以及后轮悬架的放大立体图。
图6是在前轮位置处的横向的垂直切断面切断来表示左转弯时的实施方式的正面纵向剖视图。
图7是表示第一实施方式中的车辆的倾斜角控制例程的流程图。
图8是表示第一实施方式中的后轮的转向角控制例程的流程图。
图9是表示由车辆的转弯引起的离心力fy、由车轮的陀螺力矩引起的横向力fj以及重力fg与车辆的目标倾斜角θt的关系的说明图。
图10是用于基于转向操纵角st以及车速v运算车辆的目标横向加速度gyt的映射。
图11是用于对车辆的轴距以及后轮的转向角δr进行说明的图。
图12是表示左转弯中的通过车辆的重心的垂线通过将左右前轮的接地点以及后轮的接地连结的三角形的范围外的状况的正面纵向剖视图。
图13是表示车辆的目标倾斜角被降低修正为左转弯中的通过车辆的重心的垂线通过将左右前轮的接地点以及后轮的接地连结的三角形的富余量的内侧的状况的正面纵向剖视图。
图14是以从车辆的前方观察的状态表示左转弯中的车辆的倾斜角是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15是用于对车辆的横摆率yr与影响车轮的陀螺力矩mj的成分yrf的关系进行说明的图。
图16是对现有的自动倾斜车辆表示作用于重心gm的力与车辆的目标倾斜角θt的关系的图。
图17是对第一实施方式表示目标倾斜角θt、车辆的目标横向加速度gyt、由陀螺力矩引起的横向加速度gj以及重力加速度g的关系的图。
图18是表示本发明涉及的自动倾斜车辆的第二实施方式中的车辆的倾斜角的控制例程的流程图。
图19是表示本发明涉及的自动倾斜车辆的第三实施方式的概略结构图。
图20是在前后方向的中央垂直切断面切断来表示第一修正例的自动倾斜车辆的分解侧面纵向剖视图。
具体实施方式
以下参照附图，对本发明的几个实施方式详细地进行说明。
[第一实施方式]
在图1至图4中，本发明的第一实施方式所涉及的自动倾斜车辆10是包括作为非转向操纵驱动轮的一对前轮12l以及12r和作为转向操纵从动轮的一个后轮14的定员1人的三轮车辆。前轮12l以及12r在横向上相互分开配置，分别被对应的转向节(车轮架)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的外倾(camber)是中间外倾，因此，车辆的10的非转弯时的前轮的外倾角是0。此外，前轮的外倾也可以是负外倾或者正外倾。后轮14相对于前轮位于后方，如以后详细说明那样，根据驾驶员对方向盘15的操作量被电动转向方式地转向操纵。在图1以及后述的图6中，方向盘15被图示在与实际的位置不同的位置。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，虽然图中未示出，但转向节16l以及16r内置有作为驱动装置的轮内装式电动机。转向节16l以及16r能够通过分别对应的悬架臂22l以及22r相对于车身24向上下方向位移，并且被支承为相对于车身24向横向的位移以及倾斜受限制。
图示的悬架臂22l以及22r分别是在前端与转向节16l以及16r一体地连结，且在后端通过关节(joint)28l以及28r与车身24连结的前置臂。关节28l以及28r可以是例如具有实质上向横向延伸的轴线的橡胶衬套装置那样的关节。此外，只要满足与转向节16l以及16r有关的上述要件，则悬架臂22l以及22r也可以是如拖臂、上臂以及后臂的组合那样的其他臂。
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通过分别从悬架臂22l以及22r实质上向上方延伸来相对于转向节16l以及16r向上下方向延伸并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在前后方向观察呈直线状，但如图3所示，在横向上观察呈朝向前方打开的大致c形，以免干扰转向节16l以及16r的部件等。此外，转向节臂30l以及30r可以分别与转向节16l以及16r一体地连结，也可以在横向上观察呈朝向后方打开的大致c形或者直线状。
轮内装式电动机的旋转方向以及输出根据驾驶员对换挡杆以及加速器踏板(均未图示)的操作由电子控制装置20控制。通过由电子控制装置20控制根据驾驶员对制动踏板(未图示)的操作而工作的制动装置32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摆动的倾斜促动器38、以及一对转向横拉杆40l以及40r。转向横拉杆40l以及40r相对于摆动轴线34在横向两侧实质上向上下方向延伸，分别在上端通过关节42l以及42r能够枢转地与摆动部件36的对应的外端连结。此外，关节42l以及42r优选是包括具有实质上向车辆前后方向延伸的轴线的带橡胶衬套的枢轴销的关节，但也可以是如球窝关节那样的关节。
并且，转向横拉杆40l以及40r分别在下端通过如球窝关节那样的关节44l以及44r能够枢转地与转向节臂30l以及30r的上端连结。如上所述，转向节臂30l以及30r通过分别从悬架臂22l以及22r实质上向上方延伸来相对于转向节16l以及16r向上下方向延伸并且与对应的转向节一体地上下移动。因此，转向横拉杆40l、40r的下端分别经由转向节臂30l、30r以及悬架臂22l、22r与转向节16l、16r一体地连结。
如图2所示，将关节42l以及42r的中心分别作为枢点pal以及par，将关节44l以及44r的中心分别作为枢点pbl以及pbr，将前轮12l以及12r的接地点分别作为pfl以及pfr。当车辆10处于在水平路上静止或者直行的状态(以下，称为“标准状态”)时，枢点pbl以及pbr分别位于比前轮12l以及12r的轮胎的上边缘部高的位置，但也可以位于与轮胎的上边缘部相同或者更低的位置。
在车辆10处于标准状态时，枢点pal及par、枢点pbl及pbr以及接地点pfl及pfr分别相对于车辆10的中心平面66左右对称。此外，中心平面66是通过车辆10的横向的中央且沿车辆的前后方向延伸的平面，当车辆处于标准状态时中心平面66沿着垂直方向延伸。枢点pbl以及pbr之间的距离大于枢点pal以及par之间的距离，且小于接地点pfl以及pfr之间的距离。枢点pbl实质上位于连结枢点pal以及接地点pfl的线段lacl上，枢点pbr实质上位于连结枢点par以及接地点pfr的线段lacr上，但枢点pbl以及pbr也可以不分别位于线段lacl以及lacr上。
摆动部件36具有能够绕摆动轴线34旋转的毂部36b、和与毂部36b呈一体且从毂部36b相互向相反方向延伸的臂部36al以及36ar，作为能够绕摆动轴线34摆动的摆臂部件发挥作用。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。
根据以上的说明可知，左右的前轮12l以及12r、倾斜促动器38、摆动部件36以及一对转向横拉杆40l以及40r被向车辆在标准状态下的它们的位置弹性地施力。对上述部件弹性地施力的施力单元是悬架臂22l以及22r的弹性、组装于悬架臂的后端的关节28l以及28r的橡胶衬套装置、以及组装于关节42l以及42r的橡胶衬套等。
在图2以及图14中，这些施力单元被统一图示为假想的弹性部件45l以及45r。在臂部36al及36ar与转向横拉杆40l及40r分别所成的角度从标准状态下的角度变化时，可以认为弹性部件45l以及45r产生抑制该变化的力。即，若对应的臂部以及转向横拉杆所成的角度小于标准状态下的角度，则各弹性部件产生压缩力以增大该角度。相反，若对应的臂部以及转向横拉杆所成的角度大于标准状态下的角度，则各弹性部件产生拉伸力以减小该角度。
倾斜促动器38可以是包括例如直流无刷马达等电动机38m以及图中未示出的减速齿轮的谐波驱动器(注册商标)那样的旋转型的电动促动器。促动器38的输出旋转轴向后方突出，在输出旋转轴的前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传递到摆动部件36。此外，促动器38也可以是往复移动型或者摆动型的促动器，在前者的情况下促动器的往复移动可以通过运动转换机构转换成摆动运动并传递到摆动部件36。
如图3所示，促动器38配置于在横向上分开配置且固定于车身24的一对托架46之间。促动器38具有在横向上相互分离地突出的一对枢轴48，通过枢轴48能够旋转地被托架46支承，从而被支承为能够绕枢轴48摆动。在促动器38的前端部与其下方的车身24之间夹装有悬架弹簧50以及减震器(未图示)。因此，促动器38经由悬架弹簧50以及减震器与车身连结，以使虽然相对于车身的向横向的位移以及倾斜被限制，但能够在前端部以及后端部相对于车身24向上下方向位移。此外，悬架弹簧50可以是例如压缩弹簧那样的弹性部件。
悬架弹簧50以及减震器与悬架臂22l以及22r等协作而构成前轮悬架52。因此，前轮12l、12r以及车辆倾斜装置18通过前轮悬架52从车身24悬挂，以便能够相对于车身24向上下方向相对位移，但相对于车身的向横向的位移以及倾斜被限制。在车辆的行驶时前轮12l、12r从路面接受并传递到车身24的冲击被悬架弹簧50缓和。前轮12l、12r与车身24之间的相对上下振动被图中未示出的减震器衰减。
促动器38通过作用于车身24的重力而经由一对托架46承受向下方的力。但是，由于促动器38被车辆倾斜装置18阻止向下方位移，所以绕枢轴48摆动以使后方侧部分相对于车身24向上方位移且前方侧部分相对于车身24向下方位移。因此，由于悬架弹簧50压缩变形，所以车身24的重量被通过悬架弹簧50的压缩变形而产生的弹簧力支承。另外，若前轮12l以及12r跳跃，促动器38的后方侧部分向上方位移，则悬架弹簧50的压缩变形量增大，相反若前轮回弹，促动器38的后方侧部分向下方位移，则悬架弹簧50的压缩变形量减少。
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，被后轮悬架54从车身24悬挂。后轮悬架54包括位于后轮14的上方的上臂部件56、和位于后轮14的横向两侧的一对摆臂58。上臂部件56具有基座部56b、和在后轮14的两侧从基座部向车辆后方且下方延伸的一对上臂部56a。各摆臂58在后端能够向上下方向枢转地与对应的上臂部56a的下端部连结，在前端能够旋转地支承后轮14的旋转轴14s。在能够旋转地支承车轮14h的支承部件14b与基座部56b之间夹装有悬架弹簧60以及减震器(未图示)。因此，后轮14能够相对于车身24上下移动，它们的相对上下振动被减震器衰减。
在车身24固定有转向促动器62。转向促动器62是旋转型的电动促动器，包括如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，旋转轴的前端与上臂部件56的基座部56b一体地连结，由此电动机的旋转运动传递到上臂部件56。此外，转向促动器62也可以是往复移动型的电动促动器，在该情况下，促动器的往复移动通过运动转换机构转换成旋转运动并传递到上臂部件56。
根据以上的说明可知，后轮14能够相对于车身24上下移动并且能够绕与转向促动器62的电动机的旋转轴的轴线相同的转向主销轴64旋转地被后轮悬架54从车身24悬挂。在车辆10的转弯时，后轮14通过被促动器62绕转向主销轴64旋转而转向。由于转向主销轴64不能相对于车身24向横向倾斜，所以若如后述那样车身24向横向倾斜，则后轮14也向横向倾斜与车身24相同的角度。
如图6所示，若摆动部件36绕摆动轴线34摆动，则转向横拉杆40l以及40r相互向相反方向上下移动，由此前轮12l以及12r相对于车身24相互向相反方向上下移动，由此车辆10向横向倾斜。此外，在图6中，夸张地图示出由于离心力作用于车辆10而导致的轮胎的弹性变形。虽然图6未示出，但随着向车辆10的转弯内侧的倾斜角θ的大小变大，转弯外轮侧的枢点pbr相对于线段lacr朝向车辆的横向外侧移动，相反，转弯内轮侧的枢点pbl相对于线段lacl朝向车辆的横向内侧移动(参照图2)。
转向节臂30l、30r以及转向横拉杆40l、40r承受用于支承车身24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侧增大，在转弯内轮侧减少。转向节臂30l、30r以及转向横拉杆40l、40r构成为即使压缩载荷根据车辆倾斜装置18的工作而变动也实质上不弯曲变形。即，转向节臂以及转向横拉杆构成为即使压缩载荷根据车辆倾斜装置18的工作而变动，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，进一步优选为1％。此外，上述减少率也可以例如在10％以下的范围内是3％以上。
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上相对于促动器38位于后方并且低的位置。车辆10的倾斜角θ是中心平面66与垂直方向68所成的角度。如图4所示，将连结前轮12l、12r的接地点pfl、pfr以及后轮14的接地点pr的等腰三角形称为三角形69。
车辆10的倾斜角θ的时间变化率、即车辆的倾斜角速度θd(＝dθ/dt)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的信号被输入至电子控制装置20。此外，倾斜角θ在摆动部件36的摆动角是0且中心平面66与垂直方向68一致时为0，在车辆10向左方向倾斜时为正值。倾斜角速度θd在车辆10的倾斜角向左方变化时为正值。并且，车辆10的倾斜角θ实质上与车身24的侧倾角(未图示)相同，所以车身的侧倾角也可以作为车辆10的倾斜角θ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作为驾驶员的转向操纵操作量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的信号被输入至电子控制装置20。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(周速度)vfl、vfr以及vr的信号，被被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vfl、vfr以及vr运算车速v，基于转向操纵角st以及车速v运算后轮14的目标转向角δrt，通过控制转向促动器62以使后轮的转向角δr成为目标转向角δrt，来将后轮14以电动转向的方式转向。此外，由旋转角传感器76检测出的旋转角φm在摆动部件36的摆动角为0时为0，在摆动部件36摆动以使车辆10向左方向倾斜时为正值。
虽然未图示，但从加速器位置传感器对电子控制装置20输入有表示被驾驶员操作的加速器踏板的踩踏操作量亦即加速器位置ap的信号。电子控制装置20被从挡位传感器输入表示由驾驶员操作的换挡杆的操作位置亦即挡位sp的信号。从3轴加速度传感器78对电子控制装置20输入有表示车辆10的前后加速度gx、横向加速度gy以及上下加速度gz的信号，从横摆率传感器79对电子控制装置20输入有表示车辆10的横摆率yr的信号。并且，从踏力传感器80对电子控制装置20输入有表示驾驶员对制动踏板(未图示)的踏力fp的信号。此外，前后加速度gx以向车辆的前进方向的加速为正来检测。
电子控制装置20基于加速器位置ap以及挡位sp控制轮内装式电动机的输出以及旋转方向，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控制制动装置32，来控制前轮12l、12r以及后轮14的制动力。此外，在制动时，也可以进行基于轮内装式电动机的再生。
如图9所示，将由于车辆10的转弯而作用于重心gm的离心力设为fy，将由于前两轮以及后轮的陀螺力矩而作用于重心gm的横向力设为fj，将重力设为fg。如图11所示，将连结左右的前轮12l以及12r的接地点pfl以及pfr的中点pf和后轮14的接地点pr的直线设为直线82。电子控制装置20运算用于使车辆10向转弯内侧倾斜以使离心力fy以及横向力fj的和与重力fg的合力fyjg向朝向直线82的方向(在本说明书中称为“规定方向”)作用的目标倾斜角θt。
具体而言，电子控制装置20根据图7所示的流程图运算车辆的目标横向加速度gy，运算由前两轮以及后轮的陀螺力矩产生的车辆的横向加速度gj。并且，电子控制装置20基于目标横向加速度gy以及横向加速度gj的和相对于重力加速度g的比(gy+gj)/g运算目标倾斜角θt。并且，电子控制装置20控制倾斜促动器38的电动机38m的旋转角φm以使车辆的倾斜角θ成为目标倾斜角θt。因此，电子控制装置20作为构成为通过控制车辆倾斜装置18的摆动部件36的摆动角φ来使车辆10倾斜的控制装置发挥作用。
特别是在第一实施方式中，电子控制装置20在如图12所示通过车辆10的重心gm的垂线84通过三角形69(参照图4)的范围外或者规定的富余量的情况下，如图13所示，对目标倾斜角θt进行降低修正以使垂线84通过富余量的内侧。因此，若将垂线84通过比三角形69的斜边靠内侧规定的富余量的距离的位置时的车辆的倾斜角设为最大允许倾斜角θamax，则目标倾斜角θt根据需要被修正以使其大小不超过最大允许倾斜角θamax。此外，考虑各种部件的制造误差等预先设定规定的富余量。另外，在图13中，图12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。
如上所述，随着车辆10的向转弯内侧的倾斜角θ的大小变大，转弯外轮侧的枢点pbl朝向车辆的横向外侧移动，相反，转弯内轮侧的枢点pbr朝向车辆的横向内侧移动。因此，在第一实施方式中，如图14所示，当车辆10向转弯内侧倾斜时，枢点pbr相对于线段lacr位于转弯外侧，枢点pbl位于线段lacl上或者相对于线段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等传感器虽然被图示在车辆10外，但搭载于车辆10。电子控制装置20也可以是例如具有cpu、rom、ram以及输入输出端口装置，且它们通过双向性的公共总线相互连接的微型计算机。与图7以及图8所示的流程图对应的控制程序储存于rom，车辆10的倾斜角θ以及后轮14的转向角δr等根据这些控制程序被cpu控制。
＜车辆的倾斜角控制例程＞
接下来，参照图7所示的流程图对第一实施方式中的车辆的倾斜角控制例程进行说明。此外，基于图7所示的流程图的倾斜角的控制在图中未示出的点火开关为开时每隔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，通过对由陀螺仪70检测出的车辆的倾斜角速度θd进行积分，来运算出车辆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，不需要倾斜角速度θd的积分。
在步骤30中，基于车轮速度vfl、vfr以及vr运算出车速v，并基于转向操纵角st以及车速v参照图10所示的映射，由此运算出车辆10的目标横向加速度gyt。此外，如图10所示，目标横向加速度gyt被运算为转向操纵角st的绝对值越大其大小越大，车速v越高其越大。
在步骤40中，通过车轮速度vfl、vfr以及vr分别除以左前轮12l、右前轮12r以及后轮14的有效半径rfl、rfr以及rr，来运算出左前轮、右前轮以及后轮的角速度ωfl、ωfr以及ωr。在车轮速度vfl、vfr以及vr是旋转角速度的情况下，由于角速度ωfl、ωfr以及ωr分别与车轮速度vfl、vfr以及vr相同，所以不需要该步骤。
在步骤50中，通过以第一截止频率fcl对左前轮、右前轮以及后轮的角速度ωfl、ωfr以及ωr进行低通滤波处理，来运算出低通滤波处理后的左前轮、右前轮以及后轮的角速度ωfllp、ωfrlp以及ωrlp。此外，第一截止频率fcl例如是低于后述的第二实施方式中的第二截止频率fc2的值，例如为0.5hz。
在步骤60中，车辆的横摆率yr中的影响左前轮、右前轮以及后轮的陀螺力矩的成分yrfl、yrfr以及yrr根据下述的公式(1)运算。
yrfl＝yrfr＝yrr＝yr·cosθ(1)
此外，在左右的前轮具有外倾角θc(负外倾的情况下为正)的情况下，影响陀螺力矩的车辆的横摆率yr的关于左前轮以及右前轮的成分yrfl以及yrfr分别根据下述的公式(2)以及(3)运算。如图15所示，车轮12的位置处的车辆的横摆率yr是水平面100上的车辆的横摆变化率。与此相对，车辆的横摆率yr中的影响车轮12的陀螺力矩mj的成分yrf是通过车轮的旋转轴线且与车轮的中心平面垂直的平面102上的横摆变化率。公式(1)～(3)是基于上述后者的平面102相对于上述前者的平面100倾斜与车辆的倾斜角相等的角度θ的公式。
yrfl＝yr·cos(θ-θc)(2)
yrfr＝yr·cos(θ+θc)(3)
并且，在步骤60中，将前两轮以及后轮的惯性力矩分别设为if以及ir，前两轮以及后轮的陀螺力矩mjff以及mjr分别根据下述的公式(4)以及(5)运算。此外，公式(4)以及(5)是基于陀螺力矩是车轮的惯性力矩与角速度之积的2分之1的公式，公式(5)中的cosδr是基于后轮14相对于车辆的前后方向倾斜角度δr的修正系数。
mjff＝if(ωfl·yrfl+ωfr·yrfr)/2(4)
mjr＝if·ωr·yrr·|cosδr|/2(5)
在步骤70中，根据下述的公式(6)运算由陀螺力矩mjff以及mjr产生的车辆的横向加速度gj。此外，如图9所示，将车辆的重心gm的高度设为h，将左右的前轮的车轮的旋转平面与旋转轴线的交点o的高度的平均值设为rt，lg是高度h与平均值rt的差h－rt。若将车辆的标准状态下的重心gm的高度设为h0，将左右的前轮的半径的平均值设为rt0，则高度h以及平均值rt分别由下述的公式(7)以及(8)表示。
gj＝{m/(mjff+mjr)}lg(6)
h＝h0·cosθ(7)
rt＝rt0·cosθ(8)
在步骤80中，根据下述的公式(9)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。此外，下述的公式(9)中的重力加速度g可以是正的常量。
θt＝tan－1{(gyt+gj)/g}(9)
在步骤90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成为最大允许倾斜角θamax。此外，当目标倾斜角θt的大小是最大允许倾斜角θamax以下时，即在通过车辆10的重心gm的垂线84通过三角形69的比图中未示出的富余量靠内侧的情况下，不修正车辆的目标倾斜角θt。
在步骤100中，进行车辆10的倾斜角θ与车辆的目标倾斜角θt的偏差θ－θt的绝对值是否小于基准值θ0(正的常量)的判别。当做出肯定判别时不需要进行车辆的倾斜角θ的修正控制，所以倾斜角的控制暂时结束，当做出否定判别时倾斜角的控制进入步骤110。
在步骤110中，运算出用于使车辆10的倾斜角θ与目标倾斜角θt的偏差θ－θt为0的摆动部件36的目标摆动角φt，并且运算出用于实现目标摆动角φt的倾斜促动器38的电动机38m的目标旋转角φmt。
在步骤120中，通过控制电动机38m以使电动机38m的旋转角φm成为目标旋转角φmt，而控制为摆动部件36的摆动角φ成为目标摆动角φt，由此，控制为车辆10的倾斜角θ成为目标倾斜角θt。
根据以上的说明可知，在步骤20中，基于由陀螺仪70检测出的车辆10的倾斜角速度θd运算出车辆10的倾斜角θ。在步骤30～80中，运算出用于使车辆10向转弯内侧倾斜的车辆的目标倾斜角θt。并且，在步骤100～120中，倾斜促动器38的电动机38m被控制为车辆10的倾斜角θ与目标倾斜角θt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。
特别是在步骤30中，基于转向操纵角st以及车速v运算出车辆10的目标横向加速度gyt，在步骤40～70中，运算出由前两轮以及后轮的陀螺力矩mjff以及mjr产生的车辆的横向加速度gj。在步骤80中，基于目标横向加速度gy与横向加速度gj的和相对于重力加速度g的比(gy+gj)/g运算出目标倾斜角θt。因此，能够使车辆10向转弯内侧倾斜以使由车辆10的转弯引起的离心力fy以及由车轮的陀螺力矩产生的横向力fj的和fy+fj与重力fg的合力fyjg向规定方向作用，从而使车辆稳定地转弯。
另外，在步骤90中，在通过车辆10的重心gm的垂线84通过三角形69的范围外的情况下，对车辆的目标倾斜角θt进行修正以使垂线84通过三角形69的比富余量靠内侧的位置。因此，即使车辆在被控制为车辆的倾斜角θ成为与最大允许倾斜角θamax相等的目标倾斜角θt的状态下停止，车辆也能够稳定地停止。
＜后轮的转向角控制例程＞
接下来，参照图8所示的流程图对第一实施方式中的后轮的转向角控制例程进行说明。此外，图8所示的流程图涉及的转向角的控制也在图中未示出的点火开关为开时每隔规定的时间反复执行。
首先，在步骤210中，读入表示由转向操纵角传感器72检测出的转向操纵角st的信号等信号。
在步骤220中，将车辆10的轴距设为l，基于车辆10的目标横向加速度gyt以及车速v，根据下述的公式(10)运算出后轮14的目标转向角δrt。
δrt＝tan－1(l·gyt/v2)…(10)
此外，如图11所示，车辆10的轴距l是左右的前轮12l以及12r的接地点pfl以及pfr的中点pf与后轮14的接地点pr的距离。另外，后轮14的转向角δr是后轮14的旋转中心平面与连结车辆的中点pf和后轮14的接地点pr的直线82在旋转轴线14a的位置处所成的角度，目标转向角δrt是转向角δr的目标值。在图11中，为了清楚，各车轮以不倾斜的状态图示。
在步骤230中，进行后轮14的目标转向角δrt的绝对值是否超过限制值δrmax(正的常量)的判别，即后轮14的转向角δr的大小是否应该被限制的判别。当做出否定判别时转向角的控制进入步骤250，当做出肯定判别时倾斜角的控制进入步骤240。
在步骤240中，根据下述的公式(11)运算出后轮14的目标转向角δrt。此外，在下述的公式(11)中，signδrt是指以车辆10的左转弯方向为正的目标转向角δrt的符号。
δrt＝δrmax·signδrt(11)
在步骤250中，控制转向促动器62以使后轮14的转向角δr成为目标转向角δrt。
根据以上的说明可知，在步骤220中，基于车辆10的目标横向加速度gyt以及车速v运算出后轮14的目标转向角δrt，在步骤250中控制为后轮14的转向角δr成为目标转向角δrt。因此，能够根据表示驾驶员的转向操纵操作量的转向操纵角st以及车速v控制后轮14的转向角δr。
特别是在步骤230中，若判别为后轮14的目标转向角δrt的绝对值超过限制值δrmax，则在步骤240中，后轮14的目标转向角δrt的大小被限制为限制值δrmax。因此，能够可靠地防止后轮14的转向角δr的大小过大。
＜由作用于车轮的陀螺力矩的影响导致的问题＞
如上所述，在现有的自动倾斜车辆，特别是改进型自动倾斜车辆中，由于作用于车轮的陀螺力矩的影响，倾斜促动器的消耗能量大。并且，存在难以高精度地将车辆的倾斜角θ控制为车辆的目标倾斜角θt，车辆的倾斜角的控制性不好这样的问题。参照图14、图16以及图17对这些问题进行说明。
图14是表示车辆10倾斜了的状态的示意图。此外，由于倾斜促动器38被支承为绕枢轴48枢转，所以若摆动部件36向下方位移，促动器38的后方侧部分下降，则促动器38的前方侧部分上升，悬架弹簧50伸长。在图2以及图14中，悬架弹簧50被图示在促动器38的上侧以使得摆动部件36的上下位移和悬架弹簧50的伸缩变形对应。
在车辆10的倾斜角θ的大小是最大允许倾斜角θamax那样大的值时，转弯外轮侧的枢点pbr位于比连结枢点par以及接地点pfr的线段lacr上靠横向外侧的位置。转弯内轮侧的枢点pbl位于连结枢点pal以及接地点pfl的线段lacl上或者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通过促动器38的转弯转矩从车辆的前方观察绕摆动轴线34向逆时针方向摆动以使转弯外轮侧变低。由此，转弯外轮侧的转向横拉杆40r相对于车身24被向下方按压，转弯内轮侧的转向横拉杆40l相对于车身24被向上方抬起，其结果车辆10整体向转弯内侧倾斜。因此，前轮12l、12r以及后轮14向转弯内侧倾斜实质上与车身24相同的角度。
若前轮12l、12r以及后轮14倾斜，则在前轮以及后轮分别作用有陀螺力矩mjf以及mjr，前轮以及后轮欲分别返回到车辆10是标准状态时的前轮的位置以及后轮的位置。此外，由于前轮12l以及12r内置有轮内装式电动机，前轮的质量大于后轮14的质量，所以陀螺力矩mjf大于陀螺力矩mjr。
由于前轮以及后轮在接地点处与路面r接触，不能相对于路面向横向位移，所以前轮12l以及12r欲通过陀螺力矩分别绕接地点pfl以及pfr向逆时针方向枢转。此外，后轮14也欲绕接地点pr向逆时针方向枢转。因此，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，所以枢点pal以及par分别经由转向横拉杆40l以及40r受到向左方并且下方的力。因此，促动器38从摆动部件36接受向左方并且下方的力，该力作用为降低车辆10的倾斜角θ。
另外，陀螺力矩mjf经由悬架臂22l以及22r传递到车身24，陀螺力矩mjr经由后轮悬架54传递到车身24。由于这些陀螺力矩欲降低车身24的倾斜，所以作用为减少车辆10的倾斜角θ。
在现有的自动倾斜车辆中，基于车辆的目标横向加速度gyt以及重力加速度g根据下述的公式(12)运算车辆的目标倾斜角θt。
θt＝tan－1(gyt/g)(12)
图16对于现有的自动倾斜车辆表示了作用于重心gm的力与车辆的目标倾斜角θt的关系。上述公式(12)中的车辆的目标横向加速度gyt与由车辆的转弯引起的离心力fy对应(gyt＝fy/m)，重力加速度g与重力fg对应(g＝fg/m)。因此，在现有的自动倾斜车辆中，如图16所示，目标倾斜角θt被运算为离心力fy与重力fg的合力fyg向朝向直线82的规定方向作用。
但是，在重心gm作用有由陀螺力矩mjf以及mjr引起的横向力fj。因此，促动器38不仅使摆动部件36摆动为车辆的倾斜角θ成为目标倾斜角θt，也必须产生用于抵抗横向力fj而将倾斜角θ维持在目标倾斜角θt的力。因此，促动器的消耗能量变大。
另外，若枢点pal以及par分别经由转向横拉杆40l以及40r受到向左方并且下方的力，则摆动部件36相对于车身24沿着中心平面66向下方位移，所以促动器38的前端部也向下方位移，车身24的高度降低。另外，由于作为转弯外轮的前轮12r的转弯速度比作为转弯内轮的前轮12l的转弯速度高，所以作用于前轮12r的陀螺力矩的大小大于作用于前轮12l的陀螺力矩的大小。因此，由于作用于前轮12l以及12r的陀螺力矩作用为增大枢点pbl以及pbr之间的距离，所以四边形pal－pbl－pbr－par欲变形为因底边增大而上边pal－par的高度减少。因此，根据该作用，摆动部件36也相对于车身24沿着中心平面66向下方位移，车身24的高度降低。
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，由于重心的转弯半径与重心gm不向下方位移的情况相比增大，所以车辆的实际横向加速度gy降低。因此，由于车辆的目标横向加速度gyt以及实际横向加速度gy的背离变大，所以即使控制车辆倾斜装置18以使车辆10的倾斜角θ成为目标倾斜角θt，也难以高精度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分别经由转向横拉杆40l以及40r受到向左方并且下方的力，则摆动部件36以及转向横拉杆40l以及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。其结果，通过对摆动部件36以及转向横拉杆40l、40r等向车辆10的标准状态下的位置弹性地施力的弹性部件45l以及45r的弹性变形量变化为与本来的值不同的值而积蓄弹性能量。
若车辆10的旋转状态不变化，则通过弹性部件45l以及45r积蓄的弹性能量维持为恒定。与此相对，若在车辆10正转弯的状况中，车辆急剧地减速，前轮12l、12r以及后轮14的转弯速度急剧地降低，则作用于前轮12l以及12r的陀螺力矩mjf以及作用于后轮14的陀螺力矩mjr也急剧地降低。其结果，由于所积蓄的弹性能量被急剧地释放出，所以弹性部件45l以及45r的变形量急剧地减少为本来的值，摆动部件36欲相对于车身24沿着中心平面66向上方位移。
因此，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的高度急剧地升高，悬架弹簧50的压缩变形量急剧地减少。因此，由于弹性部件45l、45r以及悬架弹簧50的弹性变形量振动性地增减，所以车辆10的重心gm的高度振动，车辆的实际横向加速度gy也振动。因此，即使控制车辆倾斜装置18以使车辆10的倾斜角θ成为目标倾斜角θt，车辆的倾斜角θ也振动，难以高精度地将车辆的倾斜角θ控制为目标倾斜角θt。
＜第一实施方式中的消耗能量的减少以及车辆的倾斜角θ的控制性的提高＞
在第一实施方式中，车辆的目标倾斜角θt通过根据上述公式(9)运算，而被运算为考虑了由陀螺力矩引起的横向加速度gj的比以往优选的值。目标倾斜角θt、车辆10的目标横向加速度gyt、由陀螺力矩引起的横向加速度gj以及重力加速度g的关系如图17所示。由陀螺力矩引起的横向加速度gj与由陀螺力矩引起的横向力fj对应(gj＝fj/m)。因此，目标倾斜角θt、离心力fy、由陀螺力矩引起的横向力fj以及重力fg的关系如图9所示。
根据图9与图16的比较可知，在第一实施方式中，若促动器38控制倾斜角以使车辆的倾斜角θ成为目标倾斜角θt，则不需要产生与由陀螺力矩引起的横向力fj对抗的力。因此，能够减少促动器38的消耗能量。
另外，由于促动器38不需要产生与由陀螺力矩引起的横向力fj对抗的力，所以能够降低摆动部件36以及转向横拉杆40l以及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。因此，与以往相比能够降低由对摆动部件36以及转向横拉杆40l以及40r等向车辆10的标准状态下的位置弹性地施力的弹性部件45l以及45r的弹性变形量成为与本来应该有的值不同的值而产生的弹性能量的积蓄量。
因此，即使车辆急剧地减速，也能够减少前轮的旋转速度急剧地降低时释放出的弹性能量的量。因此，能够减少由弹性部件45l、45r以及悬架弹簧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，减少车辆的实际横向加速度gy的振动。因此，能够减少车辆的倾斜角θ的振动，所以能够使车辆的倾斜角θ的控制性提高。
此外，虽然图中未示出，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的点以外，也能够通过相同的作用，减少促动器38的消耗能量，使车辆的倾斜角θ的控制性提高。
特别是根据第一实施方式，在步骤60中运算出前两轮以及后轮的陀螺力矩mjff以及mjr，在步骤70中基于mjff以及mjr运算由用于运算目标倾斜角θt的陀螺力矩引起的横向加速度gj。因此，与不考虑例如后轮的陀螺力矩mjr就运算由陀螺力矩引起的横向加速度gj的情况相比，能够将目标倾斜角θt运算为更优选的值。因此，能够有效地减少促动器38的消耗能量，能够有效地使车辆的倾斜角的控制性提高。
另外，根据第一实施方式，在步骤40～60中基于前两轮以及后轮的车轮速度vfl、vfr以及vr以及车辆的横摆率yr运算前两轮以及后轮的陀螺力矩mjff以及mjr。因此，与基于前两轮以及后轮的车轮速度vfl、vfr以及vr以及车辆的目标倾斜角θt运算前两轮以及后轮的陀螺力矩mjff以及mjr的情况相比，能够根据车辆的实际的倾斜角θ，因此根据车轮的实际的倾斜角，正确地运算陀螺力矩mjff以及mjr。从而，能够有效地减少促动器38的消耗能量，有效地使车辆的倾斜角的控制性提高。此外，陀螺力矩mjff以及mjr也可以基于前两轮以及后轮的车轮速度vfl、vfr以及vr以及车辆的目标倾斜角θt运算。
另外，根据第一实施方式，在步骤40～60中基于前两轮以及后轮的车轮速度vfl、vfr以及vr、车辆的横摆率yr以及车辆的倾斜角θ运算前两轮以及后轮的陀螺力矩mjff以及mjr。因此，与不考虑车辆的倾斜角θ就运算前两轮以及后轮的陀螺力矩mjff以及mjr的情况相比，能够将目标倾斜角θt运算为更优选的值。因此，能够有效地减少促动器38的消耗能量，有效地使车辆的倾斜角的控制性提高。
另外，根据第一实施方式，在步骤90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，将目标倾斜角θt修正为大小成为最大允许倾斜角θamax。因此，能够可靠地防止车辆的目标倾斜角θt的大小超过最大允许倾斜角θamax。
并且，根据第一实施方式，以第一截止频率fcl对用于运算前两轮以及后轮的陀螺力矩mjff以及mjr的这些车轮的角速度ωfl、ωfr以及ωr进行低通滤波处理。因此，能够防止由于车轮速度的急变而陀螺力矩mjff以及mjr以及车辆的横向加速度gj急变，从而车辆的目标倾斜角θt急变，所以能够防止车辆的倾斜角的急变，使车辆的乘坐舒适度提高。
此外，第一截止频率fcl小于后述的第二实施方式中的第二截止频率fc2。因此，与例如第一截止频率fcl是第二截止频率fc2以上的情况相比，能够有效地对车轮的角速度ωfl、ωfr以及ωr进行低通滤波处理。
[第二实施方式]
图18是表示本发明涉及的自动倾斜车辆的第二实施方式中的车辆的倾斜角的控制例程的流程图。此外，在图18中，对与图7所示的步骤相同的步骤标注与在图7中标注的步骤编号相同的步骤编号。另外，与车辆的倾斜角的控制例程以及后轮的转向角的控制例程以外有关的第二实施方式的构成与上述的第一实施方式的构成相同。
根据图18与图7的比较可知，在第二实施方式中，不执行第一实施方式中的步骤90，若步骤80完成，则倾斜角的控制进入步骤100。因此，由于车辆的目标倾斜角θt的大小不被限制，所以目标倾斜角θt的大小有时比最大允许倾斜角θamax大。
在第二实施方式中，代替第一实施方式中的步骤50，而执行步骤50a。在步骤50a中，以第二截止频率fc2对左前轮、右前轮以及后轮的角速度ωfl、ωfr以及ωr进行低通滤波处理，由此运算出低通滤波处理后的左前轮、右前轮以及后轮的角速度ωfllp、ωfrlp以及ωrlp。此外，第二截止频率fc2是比上述的第一实施方式中的第一截止频率fcl高的值，例如为3hz。
并且，虽然未作为流程图示出，但不执行第一实施方式中的后轮的转向角的控制例程的步骤230以及240，若步骤220完成，则后轮的转向角的控制进入步骤250。因此，由于后轮14的目标转向角δrt的大小不被限制，所以目标转向角δrt的大小有时比限制值δrmax大。
根据第二实施方式，由于车辆的目标倾斜角θt的大小不被限制，所以允许目标倾斜角θt的大小比最大允许倾斜角θamax大。因此，由于在例如因车速v高以及/或者转向操纵角st的大小大而作用于车辆的转弯横向力大的状况下能够增大车辆的倾斜角θ的大小，所以与第一实施方式的情况相比能够使车辆的转弯性能提高。
特别是，根据第二实施方式，在步骤50a中，以第二截止频率fc2对左前轮、右前轮以及后轮的角速度ωfl、ωfr以及ωr进行低通滤波处理。第二截止频率fc2大于第一实施方式中的第一截止频率fc1。因此，与第一实施方式的情况相比能够减少低通滤波处理的效果，使目标倾斜角θt迅速地变化为目标倾斜角θt无延迟地成为适合车辆的行驶状况的值。因此，在例如车速以及/或者驾驶员的转向操纵操作量急剧地变化的情况下，也能够控制倾斜角以使车辆的倾斜角θ成为适合车辆的行驶状况的倾斜角，能够确保车辆的良好的转弯性能。
[第三实施方式]
图19是表示本发明涉及的自动倾斜车辆的第三实施方式的概略结构图。此外，在图19中对与图1所示的部件相同的部件标注与在图1中标注的附图标记相同的附图标记。
根据图19与图1的比较可知，在第三实施方式中，在车辆10设置有被乘员操作的设定开关81，设定开关81作为设定是否限制车辆的目标倾斜角θt的大小的设定装置发挥作用。该开关切换为开和关，在是开时，成为限制目标倾斜角θt的大小的设定。
在第三实施方式中，在设定开关81为开时，车辆10的倾斜角θ以及后轮14的转向角δr与上述的第一实施方式的情况相同地控制。与此相对，在设定开关81为关时，车辆10的倾斜角θ以及后轮14的转向角δr与上述的第二实施方式的情况相同地控制。
根据第三实施方式，车辆10的乘员通过操作设定开关81，能够选择并切换以上述的第一以及第二实施方式中的哪个控制方式控制车辆10的倾斜角θ以及后轮14的转向角δr。
并且，根据第三实施方式，在设定开关81为开时，能够得到与上述的第一实施方式的情况相同的作用效果，在设定开关81为关时，能够得到与上述的第二实施方式的情况相同的作用效果。
以上，就特定的实施方式对本发明详细地进行了说明，但本发明并不局限于上述的实施方式，本领域技术人员清楚的是能够在本发明的范围内进行其他的各种实施方式。
例如，在上述的各实施方式中，运算出左右的前轮以及后轮的陀螺力矩mjff以及mjr，并运算出由这些陀螺力矩产生的车辆的横向加速度gj。但是，也可以省略后轮的陀螺力矩mjr的运算，修正为基于左右的前轮的陀螺力矩mjff运算由陀螺力矩产生的车辆的横向加速度gj。
另外，在上述的各实施方式中，在步骤50中，以第一截止频率fcl对左前轮、右前轮以及后轮的角速度ωfl、ωfr以及ωr进行低通滤波处理。但是，也可以对前两轮以及后轮的陀螺力矩mjff以及mjr进行低通滤波处理，也可以对由陀螺力矩mjff以及mjr产生的车辆的横向加速度gj进行低通滤波处理。此外，在这些低通滤波处理中，第一截止频率fcl也可以小于第二截止频率fc2。
另外，在上述的各实施方式中，促动器38通过设置于其长边方向中央部的一对枢轴48被一对托架46支承，从而被支承为能够绕枢轴48摆动。促动器38的输出旋转轴向后方突出，在输出旋转轴的前端、即促动器38的后端部一体地安装有摆动部件36的毂部36b，悬架弹簧50以及减震器夹装于促动器38的前端部与其下方的车身24之间。
但是，也可以如图20所示，枢轴48设置于促动器38的前端部，相对于枢轴48在后方侧悬架弹簧50以及减震器夹装在促动器38与车身24之间(第一修正例)。此外，在该情况下，由于车身24的重量被悬架弹簧50的伸长变形所产生的弹簧力支承，所以悬架弹簧50可以是例如拉伸弹簧那样的弹性部件。另外，若由于作用于前轮的陀螺力矩而促动器38的后方侧部分相对于车身24向下方移动，则通过悬架弹簧50的伸长变形量的减少而车身24的高度降低。
另外，相对于促动器38的枢轴48的摆动部件36以及悬架弹簧50和减震器的前后方向的位置关系也可以与上述的实施方式中的关系相反。即，也可以促动器38配置于车辆倾斜装置18的后方，在向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，悬架弹簧50以及减震器夹装于促动器38的后端部与车身24之间。并且，相对于促动器38的枢轴48的摆动部件36以及悬架弹簧50和减震器的前后方向的位置关系也可以与上述的第一修正例中的关系相反。
另外，促动器38也可以被车身支承为不摆动而相对于车身24上下移动(第二修正例)。该情况下，如压缩弹簧那样的悬架弹簧50可以夹装于促动器38与其上方的车身部件之间，如拉伸弹簧那样的悬架弹簧50可以夹装于促动器38与其下方的车身部件之间。
另外，在上述的各实施方式中，转向横拉杆40l以及40r的有效长度、即各枢点par以及pal与枢点pbr以及pbl之间的距离分别小于枢点pbr以及pbl与接地点pfr以及pfl之间的距离。但是，转向横拉杆40l以及40r的有效长度也可以大于各枢点pbr以及pbl与接地点pfr以及pfl之间的距离。并且，相对于各臂部36al以及36ar的有效长度的转向横拉杆40l以及40r的有效长度和枢点pbr以及pbl与接地点pfr以及pfl之间的距离的关系也可以与图示的关系不同。
另外，在上述的各实施方式中，摆动部件36的臂部36al以及36ar相互不相对于另一方倾斜而呈一条直线状，在车辆10处于标准状态时水平地延伸。但是，臂部36al以及36ar也可以按照随着远离毂部36b而高度变高的方式呈v形，也可以相反按照随着远离毂部36b而高度变低的方式呈倒v形。
另外，在上述的各实施方式中，转向横拉杆40l、40r的下端分别经由转向节臂30l、30r以及悬架臂22l、22r与转向节16l、16r连结。但是，转向节臂30l、30r也可以分别在下端与转向节16l、16r一体地连结，并且也可以省略转向节臂30l、30r，转向横拉杆40l、40r在下端分别与转向节16l、16r枢接或者一体地连结。
并且，在上述的各实施方式中，后轮是一个，但也可以设置有轮距比左右的前轮小的两个后轮，后轮也可以是驱动轮。
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…倾斜促动器，40l、40r…转向横拉杆，45l、45r…弹性部件，50…悬架弹簧，52…前轮悬架，62…转向促动器，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，78…3轴加速度传感器，81…设定开关。