JP2009085711A - 車両のトルク検出装置 - Google Patents

Abstract

【課題】エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路中の伝達トルクを検出する車両のトルク検出装置において、安価かつ簡易なトルク検出を行う。
【解決手段】前記伝達トルクに対するストローク量の関係が予め求められるスプリングダンパー５９と、該スプリングダンパー５９よりもエンジン側の部材の回転を検出する第一パルサＰ１と、前記スプリングダンパー５９よりも駆動輪側の部材の回転を検出する第二パルサＰ２とを備え、前記各パルサＰ１，Ｐ２の出力信号の位相差から前記スプリングダンパー５９のストローク量を検出し、該ストローク量と前記予め求められた関係とから前記伝達トルクを検出する。
【選択図】図６

Description

この発明は、エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路中の伝達トルクを検出する車両のトルク検出装置に関する。

従来、上記トルク伝達装置において、エンジンとクラッチとの間の動力伝達部材（フライホイール）の歪に基づいて、該動力伝達部材に作用するトルクを検出するものがある（例えば、特許文献１参照。）。
特開２００６−２１４７７３号公報

ところで、上記従来の技術では、動力伝達部材の歪を検出するべく比較的高価な歪センサが必要であると共に、その検出結果が温度、対象部材の塑性変形、及び磁気等の影響を受け易く、これらを補正するために制御が複雑になる傾向があった。
そこでこの発明は、エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路中の伝達トルクを検出する車両のトルク検出装置において、安価かつ簡易なトルク検出を行うことを目的とする。

上記課題の解決手段として、請求項１に記載した発明は、エンジン（例えば実施例のエンジン１３）と駆動輪（例えば実施例の後輪１１）との間の動力伝達経路中の伝達トルクを検出する車両（例えば実施例の自動二輪車１）のトルク検出装置において、前記動力伝達経路中に設けられて前記伝達トルクに対するストローク量の関係が予め求められるダンパー（例えば実施例のスプリングダンパー５９）と、該ダンパーよりもエンジン側の部材（例えば実施例のプライマリドリブンギヤ５８）の回転を検出する第一センサ（例えば実施例の第一パルサＰ１）と、前記ダンパーよりも駆動輪側の部材（例えば実施例のクラッチアウタ５６）の回転を検出する第二センサ（例えば実施例の第二パルサＰ２）とを備え、前記各センサの出力信号の位相差から前記ダンパーのストローク量を検出し、該ストローク量と前記予め求められた関係とから前記伝達トルクを検出することを特徴とする。

請求項２に記載した発明は、前記ダンパーは、前記エンジンの出力軸（例えば実施例のクランクシャフト２１）に連結される伝動機構（例えば実施例のプライマリドライブギヤ５８ａ，プライマリドリブンギヤ５８）と、該伝動機構を介して前記出力軸に連結されるクラッチ（例えば実施例のツインクラッチ２６）との間に設けられ、前記第一センサは、前記出力軸と同期回転する前記伝動機構（例えば実施例のプライマリドリブンギヤ５８）の回転を検出し、前記第二センサは、前記クラッチにおける前記伝動機構と同期回転するクラッチ部材（例えば実施例のクラッチアウタ５６）の回転を検出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、エンジン及び駆動輪間でトルク伝達を行うと、その伝達トルクに応じて前記ダンパーがストロークし、該ダンパーよりもエンジン側及び駆動輪側の各部材間に相対回転が生じ、各センサからの出力信号間に位相差が生じる。この位相差からダンパーのストローク量を検出すると共に、前記予め求められた関係から伝達トルクを検出することが可能となるため、比較的高価な歪センサや複雑な制御を用いることなく、安価かつ簡易なトルク検出を行うことができる。

請求項２に記載した発明によれば、前記伝動機構とクラッチとの間に設置される既存のダンパーに対し、伝動トルクに対するストローク量の関係を予め求めておくことで、該ダンパーを用いてより安価かつ簡易なトルク検出を行うことができる。しかも、前記ダンパー近傍の伝導機構及びクラッチ部材の間で位相差を検出することで、トルク検出精度を良好に確保できる。

以下、この発明の実施例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車両における向きと同一とする。また、図中矢印ＦＲは車両前方を、矢印ＬＨは車両左方を、矢印ＵＰは車両上方をそれぞれ示す。

図１に示すように、自動二輪車（鞍乗り型車両）１の前輪２を軸支するフロントフォーク３の上部は、ステアリングステム４を介して車体フレーム５前端部のヘッドパイプ６に操舵可能に枢支される。ステアリングステム４（又はフロントフォーク３）の上部には操向ハンドル４ａが取り付けられる。ヘッドパイプ６からはメインフレーム７が後方に延びてピポットプレート８に連なる。ピボットプレート８にはスイングアーム９の前端部が上下揺動可能に枢支され、該スイングアーム９の後端部には後輪１１が軸支される。スイングアーム９と車体フレーム５との間にはクッションユニット１２が介設される。車体フレーム５の内側には、自動二輪車１の原動機であるエンジン（内燃機関）１３が懸架される。

図２を参照し、エンジン１３は、クランクシャフト２１の回転中心軸線Ｃ１を車幅方向（左右方向）に沿わせた並列四気筒エンジンであり、そのクランクケース１４上にはシリンダ１５が立設され、該シリンダ１５内には各気筒に対応するピストン１８が往復動可能に嵌装され、該各ピストン１８の往復動がコンロッド１９を介してクランクシャフト２１の回転動に変換される。シリンダ１５の後部にはスロットルボディ１６が接続され、シリンダ１５の前部には排気管１７が接続される。

クランクケース１４の後方にはミッションケース２２が一体に連なり、該ミッションケース２２内にはツインクラッチ式変速機２３及びチェンジ機構２４が収容される。ミッションケース２２の右側部はクラッチケース２５とされ、該クラッチケース２５内にはツインクラッチ式変速機２３のツインクラッチ２６が収容される。エンジン１３の動力源であるクランクシャフト２１の回転動力は、前記ツインクラッチ式変速機２３を介してミッションケース２２左側に出力された後、例えばチェーン式の動力伝達機構を介して後輪１１に伝達される。なお、図中符号Ｃ２，Ｃ３はツインクラッチ式変速機２３のメインシャフト２８及びカウンタシャフト２９の回転中心軸線をそれぞれ示す。

図３に示すように、自動二輪車１には、エンジン１３に連設される前記ツインクラッチ式変速機２３と、前記チェンジ機構２４に駆動機構３９を設けてなるギヤシフト装置４１と、前記ツインクラッチ式変速機２３及びギヤシフト装置４１を作動制御する電子コントロールユニット（ＥＣＵ）４２とを主にツインクラッチ式変速制御装置が構成される。

図４を併せて参照し、ツインクラッチ式変速機２３は、内外シャフト４３，４４からなる二重構造の前記メインシャフト２８と、該メインシャフト２８と平行に配置される前記カウンタシャフト２９と、メインシャフト２８及びカウンタシャフト２９に跨って配置される変速ギヤ群４５と、メインシャフト２８の右端部に同軸配置される前記ツインクラッチ２６と、該ツインクラッチ２６に作動用油圧を供給する油圧供給装置４６とを有してなる。以下、メインシャフト２８、カウンタシャフト２９及び変速ギヤ群４５からなる集合体をトランスミッション４７とする。

メインシャフト２８は、ミッションケース２２の左右に渡る内シャフト４３の右側部を外シャフト４４内に相対回転可能に挿通してなる。内外シャフト４３，４４の外周には、変速ギヤ群４５における六速分の駆動ギヤ４８ａ〜４８ｆが振り分けて配置される。一方、カウンタシャフト２９の外周には、変速ギヤ群４５における六速分の従動ギヤ４９ａ〜４９ｆが配置される。各駆動ギヤ４８ａ〜４８ｆ及び従動ギヤ４９ａ〜４９ｆは、対応する変速段同士で互いに噛み合い、それぞれ各変速段に対応する変速ギヤ対４５ａ〜４５ｆを構成する。なお、各変速ギヤ対４５ａ〜４５ｆは、一速から六速の順に減速比が小さくなる（高速ギヤとなる）。

内シャフト４３の左端部はミッションケース２２の左側壁２２ａに至り、該左側壁２２ａにボールベアリング７３を介して回転可能に支持される。
一方、内シャフト４３の右側部は、ミッションケース２２の右側壁２２ｂを貫通してクラッチケース２５内に臨み、該内シャフト４３の左右中間部が、同じく右側壁２２ｂを貫通する外シャフト４４の左右中間部及びボールベアリング７７を介して、ミッションケース２２の右側壁２２ｂに回転可能に支持される。

外シャフト４４は内シャフト４３よりも短く、その左端部はミッションケース２２の左右中間部で終端する。外シャフト４４における前記右側壁２２ｂよりも左方に位置する部位には、変速ギヤ群４５における偶数変速段（二，四，六速）に対応する駆動ギヤ４８ｂ，４８ｄ，４８ｆが、左側から四速用、六速用、二速用の順に支持される。一方、内シャフト４３における外シャフト４４の左端部よりも左方に位置する部位には、変速ギヤ群４５における奇数変速段（一，三，五速）に対応する駆動ギヤ４８ａ，４８ｃ，４８ｅが、左側から一側用、五速用、三速用の順に支持される。

カウンタシャフト２９の左右端部は、ミッションケース２２の左右側壁２２ａ，２２ｂにそれぞれボールベアリング８２，８６を介して回転可能に支持される。カウンタシャフト２９の左端部は左側壁２２ａの左方に突出し、該左端部には前記後輪１１への動力伝達機構のドライブスプロケット８３が取り付けられる。
カウンタシャフト２９におけるミッションケース２２の内側に位置する部位には、変速ギヤ群４５における各変速段に対応する従動ギヤ４９ａ〜４９ｆが、前記各駆動ギヤ４８ａ〜４８ｆと同様の順に支持される。

メインシャフト２８（内シャフト４３）及びカウンタシャフト２９の内部には、エンジン１３内各部へのオイル圧送用のメインオイルポンプ（不図示）からの油圧を供給可能な主供給油路７１，７２がそれぞれ形成され、該各主供給油路７１，７２を介して変速ギヤ群４５に適宜エンジンオイルが供給される。

ツインクラッチ２６は、互いに同軸に隣接配置される油圧式の第一及び第二ディスククラッチ（以下、単にクラッチということがある）５１ａ，５１ｂを有してなり、これら各クラッチ５１ａ，５１ｂに前記内外シャフト４３，４４がそれぞれ同軸に連結される。各クラッチ５１ａ，５１ｂが共有するクラッチアウタ５６には、クランクシャフト２１のプライマリドライブギヤ５８ａに噛み合うプライマリドリブンギヤ５８が同軸に設けられ、これら各ギヤ５８，５８ａを介して、クラッチアウタ５６にクランクシャフト２１からの回転駆動力が入力される。クラッチアウタ５６に入力された回転動力は、各クラッチ５１ａ，５１ｂの断続状態に応じて内外シャフト４３，４４に個別に伝達される。各クラッチ５１ａ，５１ｂの断続状態は、前記油圧供給装置４６からの油圧供給の有無により個別に制御される。

そして、前記各クラッチ５１ａ，５１ｂの一方を接続状態とすると共に他方を切断状態とし、内外シャフト４３，４４の一方に連結された何れかの変速ギヤ対を用いてトランスミッション４７内の動力伝達を行うと共に、内外シャフト４３，４４の他方に連結された変速ギヤ対の中から次に用いるものを予め選定し、この状態から前記各クラッチ５１ａ，５１ｂの一方を切断状態とすると共に他方を接続状態とすることで、トランスミッション４７の動力伝達が前記予め選定した変速ギヤ対を用いたものに切り替わり、もってトランスミッション４７のシフトアップ又はシフトダウンがなされる。

図３に示すように、油圧供給装置４６は、ツインクラッチ２６用の油圧発生源であるクラッチ用オイルポンプ３２と、該クラッチ用オイルポンプ３２の吐出口から延びる送給油路３５と、該送給油路３５の下流側に接続される第一及び第二クラッチアクチュエータ９１ａ，９１ｂと、該各クラッチアクチュエータ９１ａ，９１ｂから各クラッチ５１ａ，５１ｂの接続側油圧室５４ａ，５４ｂ（図４参照）に至る第一及び第二供給油路９２ａ，９２ｂとを有してなる。

クラッチ用オイルポンプ３２は前記メインオイルポンプとは別個に設けられ、クランクケース１４下のオイルパン３６内のエンジンオイルを吸入して送給油路３５内に吐出する。送給油路３５には該油路専用のオイルフィルタ８９が設けられる。
なお、図中符号Ｓ６，Ｓ７は送給油路３５内の油圧及び油温を検出する油圧センサ及び油温センサを、符号Ｒは送給油路３５内の油圧の上昇を制御するリリーフバルブを、符号Ｓ８，Ｓ９は各供給油路９２ａ，９２ｂ内の油圧すなわち各クラッチ５１ａ，５１ｂへの供給油圧を検出する油圧センサをそれぞれ示す。

送給油路３５と第一及び第二供給油路９２ａ，９２ｂとは、各クラッチアクチュエータ９１ａ，９１ｂの作動により個別に連通可能であり、送給油路３５と第一供給油路９２ａとが第一クラッチアクチュエータ９１ａを介して連通した際には、クラッチ用オイルポンプ３２からの比較的高圧の油圧が第一供給油路９２ａを介して第一クラッチ５１ａの接続側油圧室５４ａに供給されて該第一クラッチ５１ａが接続状態となる。一方、送給油路３５と第二供給油路９２ｂとが第二クラッチアクチュエータ９１ｂを介して連通した際には、クラッチ用オイルポンプ３２からの油圧が第二供給油路９２ｂを介して第二クラッチ５１ｂの接続側油圧室５４ｂに供給されて該第二クラッチ５１ｂが接続状態となる。

送給油路３５からは油圧逃がしバルブ９５を有する油圧逃がし油路９６ａが分岐する。油圧逃がしバルブ９５はバルブアクチュエータ９５ａにより作動し、油圧逃がし油路９６ａの開通、遮断を切り替える。バルブアクチュエータ９５ａは前記電子コントロールユニット４２により作動制御され、例えばエンジン始動時には油圧逃がし油路９６ａを開通してクラッチ用オイルポンプ３２からのフィード油圧をオイルパン３６に戻し、エンジン始動後には油圧逃がし油路９６ａを遮断してツインクラッチ２６に前記フィード油圧を供給可能とする。
なお、各クラッチアクチュエータ９１ａ，９１ｂには、送給油路３５と第一及び第二供給油路９２ａ，９２ｂとの連通を遮断した際にクラッチ用オイルポンプ３２からの油圧をオイルパン内に戻す戻し油路９３ａ，９３ｂがそれぞれ設けられる。

図３，５に示すように、チェンジ機構２４は、各シャフト２８，２９と平行に配置されたシフトドラム２４ａの回転により複数（この実施例では四つ）のシフトフォーク２４ｂを軸方向で移動させ、メインシャフト２８及びカウンタシャフト２９間の動力伝達に用いる変速ギヤ対（変速段）を切り替える。

各シフトフォーク２４ｂは、メインシャフト２８側に延びるものとカウンタシャフト２９側に延びるものとでそれぞれ対をなし、これらの基端側が一対のシフトフォークロッド２４ｃにそれぞれ軸方向で移動可能に支持される。各シフトフォーク２４ｂの基端側には、シフトドラム２４ａ外周の複数のカム溝２４ｄの何れかに係合する摺動突部２４ｅがそれぞれ設けられる。各シフトフォーク２４ｂは、メインシャフト２８側及びカウンタシャフト２９側においてその先端部を変速ギヤ群４５における後述のスライドギヤに係合させる。そして、シフトドラム２４ａの回転時には、各カム溝２４ｄのパターンに沿って各シフトフォーク２４ｂを軸方向で移動させ、前記スライドギヤを軸方向で移動させてトランスミッション４７の変速段を変化させる。

シフトドラム２４ａの一端側には前記駆動機構３９が設けられる。駆動機構３９は、チェンジ機構２４のシフトドラム２４ａに同軸固定されるピンギヤ３９ａと、該ピンギヤ３９ａに係合するウォーム状のバレルカム３９ｂと、該バレルカム３９ｂに回転駆動力を付与する電気モータ３９ｃとを有してなり、前記電気モータ３９ｃの駆動によりシフトドラム２４ａを適宜回転させてトランスミッション４７の変速段を変化させる。
なお、図中符号Ｓ１はトランスミッション４７の変速段検知用に駆動機構３９の作動量を検出するセンサを、符号ＤＳはシフトドラム２４ａの実際の回転角度を検出する回転角度センサを、符号ＤＴはシフトドラム２４ａの変速段毎の回転角度を規定するディテントをそれぞれ示す。

図４に示すように、トランスミッション４７は、各変速段に対応する駆動ギヤ４８ａ〜４８ｆと従動ギヤ４９ａ〜４９ｆとが常に噛み合った常時噛み合い式とされる。各ギヤは、その支持軸（各シャフト２８，２９）に対して一体回転可能な固定ギヤと、支持軸に対して相対回転可能なフリーギヤと、シャフトに対して一体回転可能かつ軸方向で移動可能なスライドギヤとに大別される。

具体的には、駆動ギヤ４８ａ，４８ｂは固定ギヤとされ、駆動ギヤ４８ｃ，４８ｄはスライドギヤとされ、駆動ギヤ４８ｅ，４８ｆはフリーギヤとされる。また、従動ギヤ４９ａ〜４９ｄはフリーギヤとされ、従動ギヤ４９ｅ，４９ｆはスライドギヤとされる。以下、各ギヤ４８ｃ，４８ｄ，４９ｅ，４９ｆをスライドギヤ、各ギヤ４８ｅ，４８ｆ，４９ａ〜４９ｄをフリーギヤということがある。
そして、前記チェンジ機構２４により任意のスライドギヤを適宜スライド（軸方向で移動）させることで、何れかの変速段に応じた変速ギヤ対を用いた動力伝達が可能となる。

スライドギヤ４８ｃ，４８ｄの一側には、これらと同様に支持軸に対して一体回転可能かつ軸方向で移動可能なスライドリングＳｃ，Ｓｄがそれぞれ一体に設けられる。各スライドリングＳｃ，Ｓｄは、フリーギヤ４８ｅ，４８ｆにそれぞれ軸方向で隣接して設けられる。各スライドリングＳｃ，Ｓｄには、それぞれスライド側ドッグ（ダボ）Ｄ１ｃ，Ｄ１ｄが設けられ、各フリーギヤ４８ｅ，４８ｆには、それぞれ各スライド側ドッグＤ１ｃ，Ｄ１ｄに対応するフリー側ドッグ（ダボ）Ｄ１ｅ，Ｄ１ｆが設けられる。

また、スライドギヤ４９ｅ，４９ｆの一側には、これらと同様に支持軸に対して一体回転可能かつ軸方向で移動可能なスライドリングＳｅ，Ｓｆが一体に設けられる。各スライドリングＳｅ，Ｓｆは、フリーギヤ４９ｃ，４９ｄにそれぞれ軸方向で隣接して設けられる。各スライドリングＳｅ，Ｓｆには、それぞれスライド側ドッグ（ダボ）Ｄ２ｅ，Ｄ２ｆが設けられ、各フリーギヤ４９ｃ，４９ｄには、それぞれ各スライド側ドッグＤ２ｅ，Ｄ２ｆに対応するフリー側ドッグ（ダボ）Ｄ２ｃ，Ｄ２ｄが設けられる。

さらに、各スライドギヤ４９ｅ，４９ｆの他側には、それぞれスライド側ドッグ（ダボ）Ｄ３ｅ，Ｄ３ｆが設けられ、これらに軸方向で隣接するフリーギヤ４９ａ，４９ｂには、それぞれ各スライド側ドッグＤ３ｅ，Ｄ３ｆに対応するフリー側ドッグ（ダボ）Ｄ３ａ，Ｄ３ｂが設けられる。

各スライド側ドッグ及びフリー側ドッグは、対応するスライドギヤ（スライドリング含む）及びフリーギヤ同士が近接した際に互いに相対回転不能に係合し、前記スライドギヤ及びフリーギヤ同士が離間した際に前記係合を解除する。
そして、各ドッグを介して各スライドギヤの何れかと対応するフリーギヤとが相対回転不能に係合することで、メインシャフト２８及びカウンタシャフト２９間で何れかの変速ギヤ対を選択的に用いた動力伝達が可能となる。
なお、各スライドギヤ及びフリーギヤ間の係合が全て解除された状態（図４に示す状態）では、両シャフト２８，２９間の動力伝達が不能となり、この状態がトランスミッション４７のニュートラル状態となる。

図３に示すように、電子コントロールユニット４２は、前記各センサからの情報の他に、スロットルボディ１６のスロットルバルブの開度センサＴＳ、サイドスタンド（又はセンタスタンド）の格納センサ（スイッチ）ＳＳ、及び前輪２の車輪速センサＷＳ、並びに例えば操向ハンドル４ａに設けたモードスイッチＳＷ１、ギヤセレクトスイッチＳＷ２、ニュートラル−ドライブ切り替えスイッチＳＷ３等からの情報に基づき、ツインクラッチ式変速機２３及びギヤシフト装置４１の作動を制御してトランスミッション４７の変速段（シフトポジション）を変化させる。

前記モードスイッチＳＷ１により選択される変速モードは、車速（車輪速）及びエンジン回転数等の車両情報に基づきトランスミッション４７の変速段を自動で切り替えるフルオートマチック（ＡＴ）モードと、運転者の意志に基づき前記ギヤセレクトスイッチＳＷ２の操作のみでトランスミッション４７の変速段を切り替え可能とするセミオートマチック（ＭＴ）モードとがある。現在の変速モード及び変速段は、例えば操向ハンドル４ａ近傍に設けたメータ装置Ｍに表示される。また、前記ニュートラル−ドライブ切り替えスイッチＳＷ３の操作により、トランスミッション４７を所定の変速段で動力伝達が可能な状態とニュートラル状態との間で切り替え可能である。

なお、図中符号Ｓ２は車速検知用にメインシャフト２８の回転数を検出する（カウンタシャフト２９と一体回転する従動ギヤ４９ｅに噛み合う駆動ギヤ４８ｅの回転数を検出する）車速センサを、符号Ｓ３はエンジン回転数（クランクシャフト２１の回転数）検知用にプライマリドリブンギヤ５８の回転数を検出する回転数センサをそれぞれ示す。電子コントロールユニット４２は、燃料噴射装置用のＥＣＵ４２ａと各センサからの情報を共有する。

図４に示すように、ツインクラッチ２６は、奇数変速段用の変速ギヤ対に連結される第一クラッチ５１ａをクラッチケース２５内の右側（車幅方向外側）に、偶数変速段用の変速ギヤ対に連結される第二クラッチ５１ｂをクラッチケース２５内の左側（車幅方向内側）にそれぞれ配置してなる。各クラッチ５１ａ，５１ｂは、その軸方向で交互に重なる複数のクラッチ板（各クラッチディスク６１ａ，６１ｂ及び各クラッチプレート６６ａ，６６ｂ）を有する湿式多板クラッチとされる。

各クラッチ５１ａ，５１ｂは、外部からの供給油圧によりプレッシャプレート５２ａ，５２ｂを軸方向で変位させて所定の係合力を得る油圧式とされ、前記プレッシャプレート５２ａ，５２ｂをクラッチ切断側に付勢する戻しスプリング５３ａ，５３ｂと、プレッシャプレート５２ａ，５２ｂにクラッチ接続側への押圧力を付与する接続側油圧室５４ａ，５４ｂと、プレッシャプレート５２ａ，５２ｂにクラッチ切断側への押圧力を付与してその戻り動作を補助する切断側油圧室５５ａ，５５ｂとをそれぞれ有する。
切断側油圧室５５ａ，５５ｂには、前記メインオイルポンプからの比較的低圧な油圧が常時供給され、接続側油圧室５４ａ，５４ｂには、油圧供給装置４６（クラッチ用オイルポンプ３２）からの比較的高圧な油圧が選択的かつ個別に供給される。

各クラッチ５１ａ，５１ｂは、単一のクラッチアウタ５６を共有して略同一径に構成される。クラッチアウタ５６は右方に解放する有底円筒状をなし、その底部中央部が外シャフト４４の左右中間部に相対回転可能に支持される。クラッチアウタ５６の左内側には第一クラッチ５１ａ用のクラッチセンタ５７ａが配置され、クラッチアウタ５６の右内側には第二クラッチ５１ｂ用のクラッチセンタ５７ｂが配置される。クラッチセンタ５７ａは内シャフト４３の右端部に一体回転可能に支持され、クラッチセンタ５７ｂは外シャフト４４の右端部に一体回転可能に支持される。

クラッチアウタ５６の底部左側には、スプリングダンパー５９を介してプライマリドリブンギヤ５８が取り付けられ、該プライマリドリブンギヤ５８には、前記クランクシャフト２１のプライマリドライブギヤ５８ａが噛み合う。すなわち、クラッチアウタ５６には、クランクシャフト２１の回転動力がスプリングダンパー５９を介して入力される。クラッチアウタ５６は、クランクシャフト２１の回転に伴いメインシャフト２８とは個別に回転する。

クラッチアウタ５６におけるプライマリドリブンギヤ５８よりも左側には、前記各オイルポンプ駆動用のドライブスプロケット５６ｂが一体回転可能に設けられる。クラッチアウタ５６の右内周には第一クラッチ５１ａ用の複数のクラッチプレート６１ａが一体回転可能に支持され、クラッチアウタ５６の左内内周には第二クラッチ５１ｂ用の複数のクラッチプレート６１ｂが一体回転可能に支持される。
クラッチアウタ５６の外周には軸方向に沿う複数の係合溝が形成されると共に、各クラッチプレート６１ａ，６１ｂの外周には前記各係合溝に対応する複数の係合突部が形成され、前記各係合溝に前記各係合突部が相対回転不能に係合することで、各クラッチプレート６１ａ，６１ｂがクラッチアウタ５６に一体回転可能に支持される。

第一クラッチ５１ａのクラッチセンタ５７ａ左側のフランジ部６４ａには、右方に向けて起立する内壁部６５ａが設けられ、該内壁部６５ａの外周には複数のクラッチディスク（フリクションプレート）６６ａが一体回転可能に支持される。
クラッチセンタ５７ａの外周には軸方向に沿う複数の係合溝が形成されると共に、各クラッチディスク６６ａの内周には前記係合溝に対応する複数の係合突部が形成され、前記各係合溝に前記各係合突部が相対回転不能に係合することで、各クラッチディスク６６ａがクラッチセンタ５７ａに一体回転可能に支持される。

フランジ部６４ａの右方には前記プレッシャプレート５２ａが対向配置され、このプレッシャプレート５２ａの外周側とフランジ部６４ａの外周側との間には、前記各クラッチプレート６１ａ及び各クラッチディスク６６ａが、軸方向で交互に重なった積層状態で配置される。

プレッシャプレート５２ａの内周側とフランジ部６４ａの内周側との間には、前記切断側油圧室５５ａが形成されると共に、プレッシャプレート５２ａを右方（フランジ部６４ａから離間する側、クラッチ切断側）に付勢する戻しスプリング５３ａが配置される。
プレッシャプレート５２ａの内周側の右方には、クラッチセンタ５７ａ右側の中央筒部６２ａの外周に設けられたサポートフランジ部６７ａが対向配置され、このサポートフランジ部６７ａとプレッシャプレート５２ａの内周側との間に、前記接続側油圧室５４ａが形成されると共に戻しスプリング５３ａが配置される。

一方、第二クラッチ５１ｂのクラッチセンタ５７ｂ左側のフランジ部６４ｂには、右方に向けて起立する内壁部６５ｂが設けられ、該内壁部６５ｂの外周には複数のクラッチディスク６６ｂが一体回転可能に支持される。
クラッチセンタ５７ｂの外周には軸方向に沿う複数の係合溝が形成されると共に、各クラッチディスク６６ｂの内周には前記係合溝に対応する複数の係合突部が形成され、前記各係合溝に前記各係合突部が相対回転不能に係合することで、各クラッチディスク６６ｂがクラッチセンタ５７ｂに一体回転可能に支持される。

フランジ部６４ｂの右方には前記プレッシャプレート５２ｂが対向配置され、このプレッシャプレート５２ｂの外周側とフランジ部６４ｂの外周側との間には、前記各クラッチプレート６１ｂ及び各クラッチディスク６６ｂが、軸方向で交互に重なった積層状態で配置される。

プレッシャプレート５２ｂの内周側とフランジ部６４ｂの内周側との間には、前記切断側油圧室５５ｂが形成されると共に、プレッシャプレート５２ｂを右方（フランジ部６４ｂから離間する側、クラッチ切断側）に付勢する戻しスプリング５３ｂが配置される。
プレッシャプレート５２ｂの内周側の右方には、クラッチセンタ５７ｂ右側の中央筒部６２ｂの外周に設けられたサポートフランジ部６７ｂが対向配置され、このサポートフランジ部６７ｂとプレッシャプレート５２ｂの内周側との間に、前記接続側油圧室５４ｂが形成されると共に戻しスプリング５３ｂが配置される。

前記クラッチケース２５の右側を構成するクラッチカバー６９には、第一供給油路９２ａ、第二供給油路９２ｂ、及びカバー内主供給油路７１ａがそれぞれ設けられる。また、内シャフト４３の右中空部４３ａ内には、前記各油路９２ａ，９２ｂ，７１ａと個別に連通する油路が適宜形成される。

そして、第一供給油路９２ａ等を通じてクラッチ用オイルポンプ３２からの油圧が第二クラッチ５１ｂの接続側油圧室５４ｂに供給可能となり、カバー内主供給油路７１等を通じて前記メインオイルポンプからの油圧が第一クラッチ５１ａの切断側油圧室５５ａに供給可能となり、第二供給油路９２ｂ等を通じてクラッチ用オイルポンプ３２からの油圧が第一クラッチ５１ａの接続側油圧室５４ａに供給可能となる。なお、第二クラッチ５１ｂの切断側油圧室５５ｂには、主供給油路７１等を通じて前記メインオイルポンプからの油圧が供給可能となる。

各クラッチ５１ａ，５１ｂは、エンジン停止状態（前記各オイルポンプの停止状態）では、各戻しスプリング５３ａ，５３ｂの付勢力によりプレッシャプレート５２ａ，５２ｂが右方に変位し、各クラッチプレート６１ａ，６１ｂ及び各クラッチディスク６６ａ，６６ｂの摩擦係合が解除されたクラッチ切断状態となる。また、エンジン運転状態であっても油圧供給装置４６からの油圧供給が停止した状態では、プレッシャプレート５２ａ，５２ｂに戻しスプリング５３ａ，５３ｂの付勢力及び各切断側油圧室５５ａ，５５ｂの油圧が作用し、前記同様にクラッチ切断状態となる。

一方、第一クラッチ５１ａにおいて、エンジン運転状態かつ油圧供給装置４６から接続側油圧室５４ａに比較的高圧の油圧が供給される状態では、切断側油圧室５５ａの油圧及び戻しスプリング５３ａの付勢力に抗してプレッシャプレート５２ａが左方（フランジ部６４ａ側、クラッチ接続側）に移動し、各クラッチプレート６１ａ及び各クラッチディスク６６ａが挟圧されてこれらが摩擦係合することで、クラッチアウタ５６とクラッチセンタ５７ａとの間でのトルク伝達が可能となったクラッチ接続状態となる。

同様に、第二クラッチ５１ｂにおいて、エンジン運転状態かつ油圧供給装置４６から接続側油圧室５４ｂに比較的高圧の油圧が供給される状態では、切断側油圧室５５ｂの油圧及び戻しスプリング５３ｂの付勢力に抗してプレッシャプレート５２ｂが左方（フランジ部６４ｂ側、クラッチ接続側）に移動し、各クラッチプレート６１ｂ及び各クラッチディスク６６ｂが挟圧されてこれらが摩擦係合することで、クラッチアウタ５６とクラッチセンタ５７ｂとの間でのトルク伝達が可能となったクラッチ接続状態となる。

なお、各クラッチ５１ａ，５１ｂのクラッチ接続状態から接続側油圧室５４ａ，５４ｂへの油圧供給が停止すると、切断側油圧室５５ａ，５５ｂの油圧及び戻しスプリング５３ａ，５３ｂの付勢力によりプレッシャプレート５２ａ，５２ｂが左方に変位し、各クラッチプレート６１ａ，６１ｂ及び各クラッチディスク６６ａ，６６ｂの摩擦係合が解除され、クラッチアウタ５６とクラッチセンタ５７ａ，５７ｂとの間のトルク伝達が不能となった前記クラッチ切断状態となる。

各クラッチ５１ａ，５１ｂの切断側油圧室５５ａ，５５ｂに供給されたエンジンオイルは、内壁部６５ａ，６５ｂ等に適宜形成された油路を介して油圧室外に導かれ、内壁部６５ａ，６５ｂ外周の各クラッチプレート６１ａ，６１ｂ及び各クラッチディスク６６ａ，６６ｂに適宜供給される。このように切断側油圧室５５ａ，５５ｂ内の作動油を逃がすことで、切断側油圧室５５ａ，５５ｂ内の油圧を所定の低圧状態に保ち、かつ切断状態にある各クラッチ５１ａ，５１ｂにおける各クラッチプレート６１ａ，６１ｂ及び各クラッチディスク６６ａ，６６ｂの潤滑性及び冷却性を向上させる。

上記ツインクラッチ式変速機２３において、自動二輪車１のエンジン始動後であっても、サイドスタンドが起立している等により停車状態であると判断される場合には、各クラッチ５１ａ，５１ｂの両者がクラッチ切断状態に保たれる。そして、例えばサイドスタンドが格納されたり各スイッチＳＷ１，ＳＷ２，ＳＷ３が操作された場合には、自動二輪車１の発進準備としてトランスミッション４７がニュートラル状態から一速ギヤ（発進ギヤ、変速ギヤ対４５ａ）を用いての動力伝達を可能とした一速状態となり、この状態から例えばエンジン回転数が上昇することで、第一クラッチ５１ａが半クラッチを経てクラッチ接続状態となって自動二輪車１を発進させる。

自動二輪車１の走行時には、各クラッチ５１ａ，５１ｂにおける現在のシフトポジションに対応する一方のみが接続状態となり、他方は切断状態のままとなる。これにより、内外シャフト４３，４４の一方及び各変速ギヤ対４５ａ〜４５ｆの何れかを介しての動力伝達が行われる。このとき、車両情報に基づき電子コントロールユニット４２がツインクラッチ式変速機２３の作動を制御し、次のシフトポジションに対応する変速ギヤ対を用いての動力伝達が可能な状態を予め作り出す。

具体的には、現在のシフトポジション（変速段）が例えば奇数段（又は偶数段）であれば、次のシフトポジションは偶数段（又は奇数段）となるので、偶数段（又は奇数段）の変速ギヤ対を用いての動力伝達が可能な状態を予め作り出す。
このとき、第一クラッチ５１ａは接続状態だが第二クラッチ５１ｂ（又は第一クラッチ５１ａ）は切断状態にあり、外シャフト４４（又は内シャフト４３）及び偶数段（又は奇数段）の変速ギヤ対にはエンジン出力（クランクシャフト２１の回転動力）が伝達されない。

その後、電子コントロールユニット４２がシフトタイミングに達したと判断した際には、前記第一クラッチ５１ａ（又は第二クラッチ５１ｂ）を切断状態とすると共に前記第二クラッチ５１ｂ（又は第一クラッチ５１ａ）を接続状態とすることのみで、予め選定した次のシフトポジションに対応する変速ギヤ対を用いた動力伝達に切り替わる。これにより、変速時のタイムラグや動力伝達の途切れを生じさせない迅速かつスムーズな変速が可能となる。

図６を参照し、クラッチアウタ５６の底部左側に取り付けられるスプリングダンパー５９は、エンジン１３と駆動輪（後輪１１）との間の動力伝達経路の一部を構成するツインクラッチ式変速機２３に設けられる。スプリングダンパー５９は、プライマリドリブンギヤ５８に固定されるエンジン側部材と、クラッチアウタ５６側に固定される駆動輪側部材と、これら両部材間に介装されるコイルスプリング等の弾性部材（変形部）とを有してなり（何れも不図示）、このスプリングダンパー５９を介してプライマリドリブンギヤ５８及びクラッチアウタ５６間の動力伝達時（トルク伝達時）の緩衝がなされる。

スプリングダンパー５９は、自身に作用する伝達トルク（前記エンジン側及び駆動輪側部材間の伝達トルク、相対回転トルク）とストローク量（前記エンジン側及び駆動輪側部材間の相対回転量、相対変位量）との間に、図７に示す如く所定の相関関係を有する。すなわち、前記伝動トルク及びストローク量は共に増減する関係にある。この相関関係は、前記電子コントロールユニット４２におけるトルク検出部４２ｃに記憶されている。なお、前記ストローク量は、前記エンジン側及び駆動輪側部材間の相対回転角度、並びに前記弾性部材の変形量に比例する。

そして、ツインクラッチ式変速機２３には、スプリングダンパー５９よりもエンジン側の直近部材であるプライマリドリブンギヤ５８の回転を検出する第一パルサＰ１と、スプリングダンパー５９よりも駆動輪側の直近部材であるクラッチアウタ５６の回転を検出する第二パルサＰ２とが設けられる。なお、第一パルサＰ１は、前記回転数センサＳ３（図３参照）を共用するようにしてもよい。

第一パルサＰ１は、プライマリドリブンギヤ５８の外周に設けられたパルスロータＰ１ａの回転に応じて所定のパルス信号を出力する。一方、第二パルサＰ２は、クラッチアウタ５６の外周に設けられたパルスロータＰ２ａの回転に応じて所定のパルス信号を出力する。各パルサＰＡ，Ｐ２からのパルス信号は、前記電子コントロールユニット４２における回転検出部４２ｂに入力される。

回転検出部４２ｂでは、各パルサＰ１，Ｐ２からのパルス信号の位相差が検出される。具体的には、図８に示すように、まずスプリングダンパー５９にトルクが作用しない無負荷時において、各パルサＰ１，Ｐ２からのパルス信号の同期位置を検出し（図８（ａ）参照）、後にスプリングダンパー５９へのトルク作用時において、前記同期位置間にズレ（遅れ）が生じた場合には（図８（ｂ）参照）、このズレを前記位相差として検出する。回転検出部４２ｂが検出した位相差は、電子コントロールユニット４２における前記トルク検出部４２ｃに入力される。

トルク検出部４２ｃでは、回転検出部４２ｂが検出した前記位相差、単位回転数あたりのパルス数、及び前記各パルスロータＰ１ａ，Ｐ２ａの外径等に基づいて、スプリングダンパー５９の前記ストローク量を算出し、この算出結果及び前記相関関係に基づいて、スプリングダンパー５９に作用する前記伝達トルクを検出する。この伝達トルクの検出結果は、例えば負荷検知、駆動力抜け検知、ホッピング検知等に利用される。

なお、図８は各パルサＰ１，Ｐ２からのパルス信号の周波数が互いに同じ場合を示し、各パルス信号の波形毎に前記同期位置が検出される場合を示す。
一方、図９は各パルサＰ１，Ｐ２からのパルス信号の周波数が互いに異なる場合を示す。この場合でも、プライマリドリブンギヤ５８とクラッチアウタ５６とは互いに同期回転することから、スプリングダンパー５９の無負荷時において、各パルス信号の同期位置を少なくとも単位回転数毎に検出し又は任意に設定し（図９（ａ）参照）、スプリングダンパー５９のトルク作用時に前記同期位置にズレが生じた場合には（図９（ｂ）参照）、このズレを前記位相差として検出すればよい。

また、各パルス信号の周波数が互いに異なる場合において、図１０に示すように、スプリングダンパー５９の無負荷時において、前記所定の同期位置の他に、該同期位置から次の同期位置までの間の波形のズレＺ１，Ｚ２，Ｚ３…を予め検出し（図１０（ａ）参照）、スプリングダンパー５９のトルク作用時において、前記同期位置にズレが生じると共に前記波形のズレＺ１，Ｚ２，Ｚ３…に変化が生じた場合には（図１０（ｂ）参照）、これらズレ及び変化を前記位相差として検出すればよい。この場合、位相差の検出をより細かいタイミングで行うことが可能である。

以上説明したように、上記実施例における自動二輪車１のトルク検出装置は、エンジン１３と駆動輪（後輪１１）との間の動力伝達経路中の伝達トルクを検出するものであって、前記動力伝達経路中に設けられて前記伝達トルクに対するストローク量の関係が予め求められるスプリングダンパー５９と、該スプリングダンパー５９よりもエンジン側の部材（プライマリドリブンギヤ５８）の回転を検出する第一パルサＰ１と、前記スプリングダンパー５９よりも駆動輪側の部材（クラッチアウタ５６）の回転を検出する第二パルサＰ２とを備え、前記各パルサＰ１，Ｐ２の出力信号（パルス波形）の位相差から前記スプリングダンパー５９のストローク量を検出し、該ストローク量と前記予め求められた関係とから前記伝達トルクを検出するものである。

この構成によれば、エンジン１３及び駆動輪（後輪１１）間でトルク伝達を行うと、その伝達トルクに応じて前記スプリングダンパー５９がストロークし、該スプリングダンパー５９よりもエンジン側及び駆動輪側の各部材間に相対回転が生じ、各パルサＰ１，Ｐ２からの出力信号間に位相差が生じる。この位相差からスプリングダンパー５９のストローク量を検出すると共に、前記予め求められた関係から伝達トルクを検出することが可能となるため、比較的高価な歪センサや複雑な制御を用いることなく、安価かつ簡易なトルク検出を行うことができる。

また、上記トルク検出装置は、前記スプリングダンパー５９は、前記エンジン１３の出力軸（クランクシャフト２１）に連結される伝動機構（プライマリドライブギヤ５８ａ，プライマリドリブンギヤ５８）と、該伝動機構を介して前記出力軸に連結されるツインクラッチ２６との間に設けられ、前記第一パルサＰ１は、前記出力軸と同期回転する前記伝動機構のプライマリドリブンギヤ５８の回転を検出し、前記第二パルサＰ２は、前記ツインクラッチ２６における前記伝動機構と同期回転するクラッチ部材（クラッチアウタ５６）の回転を検出するものである。

この構成によれば、前記伝動機構とツインクラッチ２６との間に設置される既存のスプリングダンパー５９に対し、伝動トルクに対するストローク量の関係を予め求めておくことで、該スプリングダンパー５９を用いてより安価かつ簡易なトルク検出を行うことができる。しかも、このスプリングダンパー５９の直近の部材であるプライマリドリブンギヤ５８及びクラッチアウタ５６の間で位相差を検出することで、トルク検出精度を良好に確保できる。

なお、この発明は上記実施例に限られるものではなく、例えば図１１に示すように、スプリングダンパー５９よりもエンジン側の部材（詳細にはスプリングダンパー５９の弾性部材よりもエンジン側の部材）として、前記第一パルサＰ１が、プライマリドライブギヤ５８ａの回転を検出するようにしてもよい。

また、図１２に示すように、スプリングダンパー５９よりも駆動輪側の部材（詳細にはスプリングダンパー５９の弾性部材よりも駆動輪側の部材）として、前記第二パルサＰ２が、トランスミッション４７の最もツインクラッチ２６寄りかつメインシャフト２８と一体形成される駆動ギヤ（この実施例では二速用の駆動ギヤ）４８ｂの回転を検出する構成としてもよい。

ここで、第二パルサＰ２が前記駆動ギヤ４８ｂの回転を検出する場合、ツインクラッチ２６（第二クラッチ５１ｂ）が接続するまではパルス信号が発生しないので、半クラッチ状態の伝達トルクを検出することはできず、かつクラッチ切断により各パルサＰ１，Ｐ２からのパルス信号の同期が解除されてしまうため、クラッチ接続中（走行中等）に同期位置を検出し直す必要がある反面、微少領域や高負荷検出に特化した非線バネレート仕様等に好適であるといえる。

さらにこの発明は、例えばツインクラッチ２６ではなく単独のクラッチを有する車両にも適用でき、クラッチの係合力や作動力をスプリング、モータ、ソレノイド等より得る車両にも適用でき、かつ乾式クラッチや単板クラッチを有する車両にも適用できる。
また、単気筒エンジン、Ｖ型エンジン、及び水平対向エンジン、並びにクランクシャフトを車両前後方向に沿わせた縦置きエンジン等、各種形式のエンジンを有する車両に適用してもよい。
しかも、自動二輪車に限らず、三輪又は四輪の鞍乗り型車両、あるいは低床の足載せ部を有するスクータ型車両に適用してもよい。ここで、この発明は、エンジンや変速機に限らず、エンジン又は変速機から駆動輪までの間の動力伝達経路中に適用することも可能である。
そして、上記実施例における構成はこの発明の一例であり、四輪の乗用車等にも適用できることはもちろん、当該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ことはいうまでもない。

この発明の実施例における自動二輪車の右側面図である。 上記自動二輪車のエンジンの右側面図である。 上記自動二輪車のツインクラッチ式変速制御装置の構成図である。 上記自動二輪車のツインクラッチ式変速機の断面図である。 上記ツインクラッチ式変速機を作動させるチェンジ機構の断面図である。 上記ツインクラッチ式変速制御装置のトルク検出装置の構成図である。 上記トルク検出装置のスプリングダンパーの伝達トルクとストローク量との関係を示すグラフである。 上記スプリングダンパーのエンジン側及び駆動輪側に設けたパルサからのパルス波形図であり、（ａ）は無負荷時を、（ｂ）はトルク作用時をそれぞれ示す。 図８の変形例を示すパルス波形図であり、（ａ）は無負荷時を、（ｂ）はトルク作用時をそれぞれ示す。 図９の応用例を示すパルス波形図であり、（ａ）は無負荷時を、（ｂ）はトルク作用時をそれぞれ示す。 上記トルク検出装置の変形例を示す図６に相当する構成図である。 上記トルク検出装置の他の変形例を示す図６に相当する構成図である。

符号の説明

１ 自動二輪車（鞍乗り型車両）
１１ 後輪（駆動輪）
１３ エンジン
２１ クランクシャフト（出力軸）
２６ ツインクラッチ（クラッチ）
５６ クラッチアウタ（ダンパーよりも駆動輪側の部材）
５８ プライマリドリブンギヤ（ダンパーよりもエンジン側の部材、伝動機構）
５８ａ プライマリドライブギヤ（ダンパーよりもエンジン側の部材、伝動機構）
５９ スプリングダンパー（ダンパー）
Ｐ１ 第一パルサ（第一センサ）
Ｐ２ 第二パルサ（第二センサ）

Claims (2)

1. エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路中の伝達トルクを検出する車両のトルク検出装置において、
   前記動力伝達経路中に設けられて前記伝達トルクに対するストローク量の関係が予め求められるダンパーと、該ダンパーよりもエンジン側の部材の回転を検出する第一センサと、前記ダンパーよりも駆動輪側の部材の回転を検出する第二センサとを備え、
   前記各センサの出力信号の位相差から前記ダンパーのストローク量を検出し、該ストローク量と前記予め求められた関係とから前記伝達トルクを検出することを特徴とする車両のトルク検出装置。
2. 前記ダンパーは、前記エンジンの出力軸に連結される伝動機構と、該伝動機構を介して前記出力軸に連結されるクラッチとの間に設けられ、
   前記第一センサは、前記出力軸と同期回転する前記伝動機構の回転を検出し、前記第二センサは、前記クラッチにおける前記伝動機構と同期回転するクラッチ部材の回転を検出することを特徴とする請求項１に記載の車両のトルク検出装置。
   

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