JP2016070357A - 変速機のシフトドラム角検出装置 - Google Patents

Abstract

【課題】変速機に設けられるシフトドラムの各ギアポジション間隔が狭い場合であっても、シフトドラムの回動角を精度よく検出することにある。【解決手段】シフトドラム角検出装置100は、シフトフォーク71、シフトドラム80、シフトドラム80と一体に回動するセンサ軸83、センサ軸83の回動角を検出する第一の角度センサ84および増速機構90を備えている。増速機構90は、センサ軸83と一体に回動される増速ドライブ部材91、増速ドライブ部材91に駆動される増速ドライブ部材91よりも小径な増速ドリブン部材93および該増速ドリブン部材93と一体に回動される増速センサ軸92を備えている。増速センサ軸には第二の角度センサが設けられており、シフトドラム角検出装置100は、第一の角度センサ84の出力値Ｖout1と第二の角度センサ94の出力値Ｖout2とを用いてシフトドラム80の回動角を検出する。【選択図】図７

Description

本発明は、車両の変速機に用いられるシフトドラムの回動角を検出するシフトドラム角検出装置に関する。

従来から車両に用いられているデュアルクラッチ（以下ＤＣＴという）方式の変速機は、変速機のチェンジ機構が備えるシフトドラムの回動により移動するシフトフォークが、変速機のシフタギアを移動させることで変速操作が行われている（特許文献１参照）。シフトドラムには、星型カムがシフトドラムと一体に回動するように設けられており、星型カムの外周面には、複数の凹凸が一定の間隔で交互に配置されるカムプロファイルが形成されている。カムプロファイルには、ストッパのローラーが押圧されており、シフトドラムが所定量回動すると、ギアポジション位置に設定されたカムプロファイルの凹面にローラーが押圧され、シフトドラムが設定されたギアポジション位置に確実に止められる。

従来のＤＣＴ方式の変速機では、一速から二速へと変速する場合に、シフトドラムのギアポジションは、一速位置（１−Ｎ）から一速二速予備変速位置（１−２）を経て二速位置（Ｎ−２）へと切り替わる。この変速機では、六速の変速段を有しており、ギアポジションはニュートラル位置から六速位置と各予備変速位置との１２個のギアポジション（Ｎ−Ｎ、１−Ｎ、１−２、Ｎ−２、３−２、３−Ｎ、３−４、Ｎ−４、５−４、５−Ｎ、５−６、Ｎ−６）がシフトドラムに設けられている。シフトドラムの一回転中に１２個のギアポジションが一定間隔で設けられているため、各ギアポジション間隔は３０度間隔となっている。シフトドラムに設けられているポテンショメータにて構成される角度センサであるギアポジションセンサは、この３０度の間隔を検出する必要がある。

特開２００９−１５６３７５号公報

変速機の変速段が従来例の六速よりも多く設定されると、ギアポジション数も多くなり、各ギアポジション間隔が小さくなる。角度センサの検出値、星型カムの形状およびシフトドラムと各センサの組付けには公差内でのばらつきがあるため、この公差内でのばらつきが積み重なることで、シフトドラムの回動角に依存するギアポジションの検出への影響が懸念される。
これを解決するために、角度センサの検出精度を向上させたり、検出機構の構成部品の成形公差を小さくしたり、構成部品の組付け精度を上げたりする手法が考えられるが、いずれの手法を採用してもコストの増大を招くため、変速機や検出機構の構造の改良による解決が要望されている。

本発明の目的は、前記課題を解決するものであり、変速機に設けられるシフトドラムの各ギアポジション間隔が狭い場合であっても、シフトドラムの回動角を精度よく検出することにある。

前記課題を解決するために、本発明に係る変速機のシフトドラム角検出装置は、
複数の駆動ギアが支持されるメイン軸と、複数の前記駆動ギアと互いに噛合う複数の被動ギアが支持されるカウンタ軸とを具備する常時噛合い式の変速機に用い、前記駆動ギアおよび前記被動ギアが有するシフタギアに係合されるシフトフォークと、該シフトフォークの一端が係止されるリード溝が外周面に形成されるシフトドラムと、該シフトドラムに設けられ、該シフトドラムと一体に回動する第一センサ軸と、該第一センサ軸の回動角を検出する第一角度センサとを備える変速機のシフトドラム角検出装置において、
前記第一センサ軸と一体に回動される増速ドライブ部材、該増速ドライブ部材に駆動される該増速ドライブ部材よりも小径な増速ドリブン部材および該増速ドリブン部材と一体に回動される第二センサ軸を備え、前記第一センサ軸の回動量を所定の増速比で増大させる増速機構と、前記第二センサ軸に設けられ、該第二センサ軸の回動角を検出する第二角度センサとを具備し、前記第一角度センサの検出した回動角に基づく出力値と前記第二角度センサの検出した回動角に基づく出力値とを用いて前記シフトドラムの回動角を検出することを特徴とする。

この構成によれば、第二センサ軸は、増速機構によってシフトドラムの回動量よりも多く回動され、シフトドラムの各ギアポジション間隔が狭い場合であっても第二センサ軸の回動量を大きくすることができる。第二角度センサは、大きく回動される第二センサ軸の回動角を検出していることから、シフトドラムの各ギアポジション間隔が狭い場合であっても、第一角度センサと第二角度センサの出力値を用いることでシフトドラムの回動角を精度よく検出することができる。

前記構成において、前記シフトドラムに、該シフトドラムと一体に回動する星型カムを設け、該星型カムの外周面に、各変速段に対応するギアポジションにて前記シフトドラムの回動を止める凹部を、凸部と交互に複数形成し、前記ギアポジションは、ディテント機構を前記凹部に当接させて前記星型カムの回動を規制することで確立され、前記増速機構の増速比を、複数の前記ギアポジションの数の約数の内、一を除く約数の値に設定すると良い。

この構成によれば、増速機構の増速比がギアポジションの約数となっているので、シフトドラムが一回転すると第二センサ軸はギアポジションの約数倍回転する。すなわち、シフトドラムが一回転する間に第二センサ軸は、シフトドラムの回転数の整数倍回転することとなる。また、第二角度センサの出力値のサイクルが約数の数に設定され、各サイクルごとにギアポジションが均等に配され、そのギアポジションが確立される。そのため、第二角度センサは、一サイクルごとに分割された一つ若しくは複数のギアポジションに対応するシフトドラムの回動角を検出することとなり、第二角度センサのシフトドラムの回動角の検出を容易にし、精度よくシフトドラムの回動角を検出することができる。

前記構成において、前記増速機構の増速比を、複数の前記ギアポジションの数と同じに設定すると良い。

この構成によれば、各ギアポジションごとに第二センサ軸が一回転するため、一サイクルの検出範囲内で一つのギアポジション分に相当するシフトドラムの回動角の検出が可能となり、第二角度センサの第二センサ軸の回動量の検出をさらに容易にするとともに、検出精度が向上するため、シフトドラムの回動角を高精度で検出することができる。

前記構成において、前記第二角度センサは、前記ギアポジションが前記凹部により確立される際に出力される前記出力値が、前記第二角度センサから出力される前記出力値の最小値と最大値の中央値となるように前記第二センサ軸に接続すると良い。

この構成によれば、ギアポジションが確立する位置である星型カムの凹部にて第二角度センサの出力値が中央値となっている。中央値では、公差によってギアポジションの位置精度が僅かに低下しても安定した出力値が得られることから、星型カムの凹部で終了するシフトドラムの回動の完了を確実に検出することができる。

前記構成において、前記第二角度センサの前記出力値は、前記シフトドラムが一つのギアポジション分回動するごとに、最小値と最大値とが切替わるようになっており、前記第二角度センサの前記出力値が切替わるタイミングにおいて、前記星型カムの前記凸部の頂点が前記ディテント機構に当接されるように、前記第二センサ軸に接続しても良い。

センサの最小値と最大値とが切替わるタイミングの出力値はその変動が大きく、また、出力値が切替わった際のハンチングが発生し易く不安定となり易いところ、この構成によれば、その切替わるタイミングの出力値が星型カムの凸部の頂点にて出力されることとなる。また、凸部は、凹部と凹部との中間に設けられており、ギアポジションが確立する位置であってセンサの検出精度が高く要求される凹部から最も離れている。そのため、検出精度の低下が懸念される出力値が切替わるタイミングを最も高精度が要求される凹部から遠ざけ、検出精度の低下の懸念を解消することができる。

前記、前記増速機構の増速比を、複数の前記ギアポジションの数の約数の内、一を除く約数倍に設定した構成において、前記第二角度センサの前記出力値は、前記シフトドラムが複数のギアポジション分回動するごとに、最小値と最大値とが切替わるようになっており、前記第二角度センサの前記出力値が切替わるタイミングにおいて、前記星型カムの前記凸部の頂点が前記ディテント機構に当接されるように、前記第二センサ軸に接続しても良い。

この構成によれば、第二角度センサの出力値の最小値と最大値との間に複数のギアポジションが確立し、第二角度センサの出力値が切替わるタイミングの出力値が、星型カムの凸部の頂点にて出力されることとなる。また、凸部は、凹部と凹部との中間に設けられており、複数のギアポジションが確立する位置であり、センサの検出精度が高く要求される凹部から最も離れている。そのため、検出精度の低下が懸念される出力値が切替わるタイミングをその複数のギアポジションが確立する位置である星型カムの凹部から遠ざけ、検出精度の低下の懸念を解消することができる。

増速機構により、第二センサ軸は、シフトドラムの回動量よりも多く回動され、シフトドラムの各ギアポジション間隔が狭い場合であっても第二センサ軸の回動量を大きくすることができる。第二角度センサは、大きく回動される第二センサ軸の回動角を検出していることから、シフトドラムの各ギアポジション間隔が狭い場合であっても、第一角度センサと第二角度センサの出力値を用いることでシフトドラムの回動角を精度よく検出することができる。

本発明の第一の実施の形態に係る変速機のシフトドラム角検出装置を備えたパワーユニットが搭載された自動二輪車の左側面図である。 図１のパワーユニットのII矢視による正面図である。 図２のパワーユニットのIII矢視による左側面図である。 図２のパワーユニットの下部のクランクケースを、減速機カバーを取外した状態で部分的に拡大して示した拡大正面図である。 変速機の図２のV−V線断面図である。 ドグ歯の図５のVI−VI線断面を模式的に示した断面図である。 図２の変速駆動装置のVII−VII線断面図である。 チェンジ機構を一部簡略化して示した要部拡大図である。 図８の状態からシフトドラムがシフトアップ方向に回動した状態の要部拡大図である。 シフトドラムのリード溝の展開図である。 第一シフトフォークが三速駆動ギアを五速駆動ギアへ係合させた状態を一部簡略化して示した断面図である。 各角度センサの仮想的な基準状態を一部省略して示した仮想図である。 図１２の状態からシフトアップの方向に回動し、シフトドラムの最初のギアポジションが確立された状態を示した図である。 シフトドラムの各ギアポジションンに対する第一角度センサの出力値と第二角度センサの出力値のプロファイル図である。 本発明に係るシフトドラム角検出装置のシフトドラムの回動角の検出方法を示す説明図である。 図１３の一部を拡大した部分拡大図である。 角度センサの出力値の算出方法を示した図である。 本発明に係るシフトドラム角検出装置の第一の変形例での第一角度センサの出力値および第二角度センサの出力値の出力プロファイル図である。 従来用いられる六速のシングルクラッチ方式の変速機におけるシフトドラムの星型カムを示した参考例である。 従来用いられる六速のデュアルクラッチ方式の変速機におけるシフトドラムの星型カムを示した参考例である。

以下、本発明に係る変速機のシフトドラム角検出装置の第一の実施の形態について図面を参照して説明する。

図１は、本発明の第一の実施の形態に係る変速機31のシフトドラム角検出装置100を備えたパワーユニットＰが搭載された自動二輪車１の左側面図である。
パワーユニットＰは、自動二輪車１に搭載され、クランク軸16が車両の前後方向に沿う、いわゆる縦置きに搭載された水平対向六気筒の水冷式四ストロークサイクルの内燃機関Ｅと、該内燃機関Ｅに連結され、該内燃機関Ｅの駆動力を所定の変速段に変速する変速機31とを備えている。
図中において、矢印ＦＲは車両の向きに従い前方を、ＲＥは後方を、ＬＨは左方を、ＲＨは右方を、ＵＰは上方を、ＤＷは下方をそれぞれ示す。

図１に示されるように、自動二輪車１の車体フレーム２は、車体前部のヘッドパイプ２ａから後方やや斜め下方に延出した後に屈曲部２ｃを介して端部が下方へ延出される左右一対のメインフレーム２ｂと、メインフレーム２ｂの屈曲部２ｃから後方やや斜め上方へと延出するシートレール２ｄと、シートレール２ｄの後部とメインフレーム２ｂの屈曲部２ｃの下部とを接続するバックステー２ｅとを備えている。

ヘッドパイプ２ａには、ヘッドパイプ２ａから下方へ伸びるフロントフォーク３が左右に搖動可能に支承されている。フロントフォーク３の下端には前輪４が軸支され、フロントフォーク３の上端には操向ハンドル５が一体に結合されている。
また、メインフレーム２ｂの屈曲部２ｃの下部には、後方へ延出するスイングアーム２ｆの前端部がピボット軸６により上下搖動可能に支承され、スイングアーム２ｆの後端部には、後輪７が軸支されている。

メインフレーム２ｂの屈曲部２ｃとスイングアーム２ｆとの間には、図示されないクッションユニットが連結され、シートレール２ｄの上部には乗車用シート８が取付けられている。

メインフレーム２ｂの下方には、後輪７を駆動させる内燃機関Ｅが配置され、内燃機関Ｅは、複数の取付けブラケット９に懸架されることで自動二輪車１に搭載されている。

図２は、図１のパワーユニットＰのII矢視による正面図である。
図２に示されるように、内燃機関Ｅは、自動二輪車１の走行方向前方を向いた状態で左側に配置される左エンジンブロック半体11Ｌと、走行方向前方を向いた状態で右側に配置される右エンジンブロック半体11Ｒとからなるエンジンブロック11と、左右エンジンブロック半体11Ｌ，11Ｒの左右端にそれぞれ結合されるシリンダヘッド14と、各シリンダヘッド14に重ねられるヘッドカバー15とを備えている。

左エンジンブロック半体11Ｌは、左シリンダブロック12Ｌと左シリンダブロック12Ｌに一体に形成される左クランクケース半体13Ｌとを備え、右エンジンブロック半体11Ｒは、右シリンダブロック12Ｒと右シリンダブロック12Ｒに一体に形成された右クランクケース半体13Ｒとを備え、左クランクケース半体13Ｌと右クランクケース半体13Ｒとによりクランクケース13が構成されている。

図３は、図２のパワーユニットＰのIII矢視による左側面図である。
図３も参照して、クランク軸16は、自動二輪車１の前後方向にその回転軸線Ｌ１を指向させて、エンジンブロック11の上部に位置する左クランクケース半体13Ｌと右クランクケース半体13Ｒとの間に回転可能に支持されている。
エンジンブロック11内のピストン（不図示）は、コンロッド（不図示）を介してクランク軸16に連結されており、燃焼室（不図示）内の燃焼によるピストンの摺動に連動してクランク軸16が回転駆動されるようになっている。

図２および図３に示されるように、エンジンブロック11の上部前面には、クランク軸16を中心に、エンジンブロック11の上部前面を覆うフロントカバー21が取付けられている。また、エンジンブロック11の下部に、後述する変速機31が収納される変速機室17が左右クランクケース半体13Ｌ，13Ｒにより画成されている。なお、変速機室17は、二点鎖線で図示されている。

図３に示されるように、エンジンブロック11の後方にはリアカバー25が取付けられている。また、リアカバー25の下部中央後方にはクラッチカバー26が取付けられている。

図２および図３に示されるように、クランクケース13の下部前面には、変速機室17の前方を覆うようにミッションホルダ22が取付けられている。また、ミッションホルダ22の前面には、ミッションホルダ22の中央から下部にかけて変速機31の変速段を操作するチェンジ機構60を保持するためのチェンジ系ホルダ23が取付けられている。

チェンジ系ホルダ23の左端部前面には、減速機カバー24が取付けられており、チェンジ系ホルダ23と減速機カバー24とに囲われる減速機室18内には後述する減速ギア機構53が配設されるようになっている。また、チェンジ系ホルダ23の左端部後面には、変速駆動装置30の動力源であるシフトモータ51が設けられている。

図４は、図２のパワーユニットＰの下部のクランクケース13を、減速機カバー24を取外した状態で部分的に拡大して示した拡大正面図である。
図４に示されるように、ミッションホルダ22の後面には、メイン軸32、カウンタ軸34、ギア変速機構36、シフトドラム80、シフトフォーク軸72が小組されてカセットユニットとして一体に構成されている。そのカセットユニットが、左右クランクケース半体13Ｌ，13Ｒで構成された変速機室17に挿入されることで、ミッションホルダ22が、変速機室17の前方を塞ぐようにクランクケース13の前面に取付けられている。また、このようなカセットユニットを用いることでクランクケース13へのメイン軸32、カウンタ軸34、ギア変速機構36、シフトドラム80、シフトフォーク軸72の組付けが容易になっている。なお、カセットユニットは、減速機カバー24とシフトモータ51までユニット化（サブアセンブリ）された状態でクランクケース13に取付けてもよい。

変速機室17に挿入されたメイン軸32、カウンタ軸34、シフトドラム80、シフトフォーク軸72は、クランク軸16の回転軸線Ｌ１と平行になるように配設されている。また、図２に示されるように、メイン軸32は、クランク軸16の下方に配置され、カウンタ軸34は、メイン軸32の右方に配置されている。シフトドラム80は、変速機室17の下部中央に配置され、シフトドラム80の左右方向であってメイン軸32とカウンタ軸34の下方には二本のシフトフォーク軸72が配置されている。

図５は、変速機31の図２のV−V線断面図である。
図５に示されるように、変速機31は、入力軸たるメイン軸32、出力軸たるカウンタ軸34、ギア変速機構36およびクランク軸16からの回転駆動力の伝達を油圧によって断続する油圧クラッチ40を備えている。

変速機31のメイン軸32は、第一メイン軸32Ａと円筒状の第二メイン軸32Ｂとからなっている。第一メイン軸32Ａは、第二メイン軸32Ｂとの軸方向相対位置を固定されて第二メイン軸32Ｂを貫通し、第一メイン軸32Ａと第二メイン軸32Ｂとの間には、複数のニードルベアリング（不図示）が介装されている。第一メイン軸32Ａの前端部32Ａａはボールベアリング33ａを介してミッションホルダ22に回転自在に支持され、第一メイン軸32Ａの後端部32Ａｂはクラッチカバー26に回転自在に支持されている。第二メイン軸32Ｂは、第二メイン軸32Ｂの中間部32Ｂｃがリアカバー25を貫通し、ボールベアリング33ｂを介してリアカバー25に回転自在に支持されている。

カウンタ軸34は、前端部34ａがミッションホルダ22にボールベアリング35ａを介して回転自在に支持され、後端部34ｂがリアカバー25に設けられたボールベアリング35ｂを貫通するように配されて、ボールベアリング35ｂを介してリアカバー25に回転可能に支持されている。カウンタ軸34の後端部34ｂ近傍には、セカンダリ被動ギア19ｂと噛合うセカンダリ駆動ギア19ａがスプライン嵌合されている。

メイン軸32におけるミッションホルダ22とリアカバー25との間には、一速から七速に対応する七個の駆動ギアＭとリバース用の被動スプロケットＭＴが支持されている。カウンタ軸34におけるミッションホルダ22とリアカバー25との間には、駆動ギアＭに対応してこれらに常時噛合う七個の被動ギアＣとリバース用の駆動スプロケットＣＴが支持されている。これら駆動ギアＭ、被動ギアＣ、駆動スプロケットＣＴおよび被動スプロケットＭＴによりギア変速機構36が構成されている。

駆動ギアＭの内、奇数段の駆動ギアＭ１，Ｍ３，Ｍ５，Ｍ７と被動スプロケットＭＴは、第二メイン軸32Ｂを貫通した第一メイン軸32Ａの前端部32Ａａ側に、前側から七速駆動ギアＭ７、三速駆動ギアＭ３、五速駆動ギアＭ５、一速駆動ギアＭ１、被動スプロケットＭＴの順に支持されている。
一速駆動ギアＭ１は、第一メイン軸32Ａに一体に形成されて第一メイン軸32Ａと一体に回転される固定ギアＸＧである。三速駆動ギアＭ３は、第一メイン軸32Ａにスプライン嵌合されて第一メイン軸32Ａと一体に回転するとともに第一メイン軸32Ａの軸方向に移動可能なシフタギアＳＧである。五速駆動ギアＭ５および七速駆動ギアＭ７は、第一メイン軸32Ａと相対回転可能かつ軸方向に移動不能に固定されるフリーギアＦＧである。被動スプロケットＭＴは、第一メイン軸32Ａと相対回転可能かつ軸方向に移動不能に固定されている。

駆動ギアＭの内、偶数段の駆動ギアＭ２，Ｍ４，Ｍ６は、リアカバー25の前方に位置する第二メイン軸32Ｂの前半部に、前側から六速駆動ギアＭ６、四速駆動ギアＭ４、二速駆動ギアＭ２の順に支持されている。
二速駆動ギアＭ２は、第二メイン軸32Ｂに一体に形成されて第二メイン軸32Ｂと一体に回動される固定ギアＸＧである。四速駆動ギアＭ４は、第二メイン軸32Ｂと相対回転可能かつ軸方向に移動不能に固定されるフリーギアＦＧである。六速駆動ギアＭ６は、第二メイン軸32Ｂにスプライン嵌合されて第二メイン軸32Ｂと一体に回動するとともに第二メイン軸32Ｂの軸方向に移動可能なシフタギアＳＧである。

被動ギアＣおよび駆動スプロケットＣＴは、カウンタ軸34に、前側から七速被動ギアＣ７、三速被動ギアＣ３、五速被動ギアＣ５、一速被動ギアＣ１、駆動スプロケットＣＴ、六速被動ギアＣ６、四速被動ギアＣ４、一速被動ギアＣ１の順に支持されている。
七速被動ギアＣ７は、カウンタ軸34に相対回転不能かつ軸方向に移動不能に固定される固定ギアＸＧである。一速被動ギアＣ１、二速被動ギアＣ２、三速被動ギアＣ３および六速被動ギアＣ６は、カウンタ軸34と相対回転可能かつ軸方向に移動不能に固定されるフリーギアＦＧである。四速被動ギアＣ４および五速被動ギアＣ５は、カウンタ軸34にスプライン嵌合されてカウンタ軸34と一体に回動するとともにカウンタ軸34の軸方向に移動可能なシフタギアＳＧである。駆動スプロケットＣＴは、一速被動ギアＣ１と一体に形成され、被動スプロケットＭＴと相対するように配置され、被動スプロケットＭＴとの間にリバース用チェーン37が懸架されている。

各シフタギアＭ３，Ｍ６，Ｃ４，Ｃ５には、後述するシフトフォーク71の爪部71ｃが係合する系止溝Ｍ３ａ，Ｍ６ａ，Ｃ４ａ，Ｃ５ａが形成され、各シフタギアＭ３，Ｍ６，Ｃ４，Ｃ５は、シフトフォーク71の動作に伴って軸方向に移動される。

各シフタギアＭ３，Ｍ６，Ｃ４，Ｃ５と各フリーギアＭ４，Ｍ５，Ｍ７，Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３，Ｃ６および被動スプロケットＭＴには、互いに係脱可能なドグ歯Ｄが形成されており、各シフタギアＭ３，Ｍ６，Ｃ４，Ｃ５のドグ歯Ｄと各フリーギアＭ４，Ｍ５，Ｍ７，Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３，Ｃ６または被動スプロケットＭＴのドグ歯Ｄが係合することでメイン軸32の回転駆動力がカウンタ軸34に伝達されるようになっている。

図６は、ドグ歯Ｄの図５のVI−VI線断面を模式的に示した断面図である。図６に示されるように、本実施の形態では、ドグ歯Ｄは、ドグ歯Ｄの係合面Ｄａが、軸方向Ｔの外側に向うに従って次第にその周方向Ｗの幅が大きくなるいわゆる逆テーパ型のドグ歯Ｄとして形成されている。シフタギアＳＧが、隣合うフリーギアＦＧの方向へ移動し、互いのドグ歯Ｄ，Ｄが噛合うと、逆テーパによってスラスト荷重（軸方向の荷重）が発生しシフタギアＳＧがフリーギアＦＧへ引き寄せられる。
なお、本実施の形態では、シフタギアＳＧのドグ歯Ｄの先端部Ｄｂは、フリーギアＦＧとの係合時にフリーギアＦＧのドグ歯Ｄ，Ｄ間の底部Ｄｃに突き当たるように形成され、シフタギアＳＧの位置決め精度を向上させている。

図５に示されるように、リアカバー25よりも後方に突出して配置されるメイン軸32の後半部には、油圧クラッチ40が設けられている。
油圧クラッチ40は、第一メイン軸32Ａに連結される第一油圧クラッチ40Ａと第二メイン軸32Ｂに連結される第二油圧クラッチ40Ｂとクラッチアウタ42とを有するいわゆるデュアルクラッチ（ツインクラッチ）方式として構成されている。第一油圧クラッチ40Ａの第一クラッチインナ41Ａは、第二メイン軸32Ｂの後端部32Ｂｂから後方に突出して配置される第一メイン軸32Ａの後端部32Ａｂ近傍に軸方向の移動を制限されてスプライン嵌合されている。第二油圧クラッチ40Ｂの第二クラッチインナ41Ｂは、第二メイン軸32Ｂの後端部32Ｂｂ近傍に軸方向の移動を制限されてスプライン嵌合されている。

クラッチアウタ42は、第二油圧クラッチ40Ｂとリアカバー25との間で第二メイン軸32Ｂに回転自在に支持されるプライマリ被動ギア16ｂに緩衝部材43を介して支持されている。プライマリ被動ギア16ｂは、クランク軸16に嵌着されたプライマリ駆動ギア16ａと噛合い、クランク軸16から供給される回転駆動力が所定の減速比で減速されて油圧クラッチ40に伝達されるようになっている。

クラッチアウタ42と第一クラッチインナ41Ａとの間には、クラッチアウタ42と一緒に回転する駆動摩擦板44a1と第一クラッチインナ41Ａと一緒に回転する被動摩擦板44a2とが交互に配列された第一摩擦板群44Ａが、第一加圧プレート45Ａにより加圧可能に設けられている。また、クラッチアウタ42と第二クラッチインナ41Ｂとの間には、クラッチアウタ42と一緒に回転する駆動摩擦板44b1と第二クラッチインナ41Ｂと一緒に回転する被動摩擦板44b2とが交互に配列された第二摩擦板群44Ｂが、第二加圧プレート45Ｂにより加圧可能に設けられている。
第一加圧プレート45Ａと第二加圧プレート45Ｂを選択的に駆動可能な油圧回路46が、第二メイン軸32Ｂおよびクラッチカバー26に設けられており、クランク軸16からの回転駆動力を油圧によって断続することで第一油圧クラッチ40Ａと第二油圧クラッチ40Ｂとが切り替えられ、クランク軸16からメイン軸32へと動力が伝達されるようになっている。そして、クランク軸16からメイン軸32へ伝達された動力は、ギア変速機構36により選択的に確立された変速段にてセカンダリ駆動ギア19ａに伝達され、セカンダリ被動ギア19ｂ、ドライブ軸19を介して後輪７へと出力されるようになっている。

図７は、図２の変速駆動装置30のVII−VII線断面図である。
図７に示されるように、変速駆動装置30は、シフトドラム角検出装置100と、シフトドラム角検出装置100と連動して変速機31の変速段を選択的に確立させるチェンジ機構60とチェンジ機構60へ回転動力を供給するシフトモータ51と、シフトモータ51から入力された回転動力を減速してチェンジ機構60へと出力する減速ギア機構53とを備えている。変速に必要な動力がシフトモータ51から減速ギア機構53を介してチェンジ機構60へ伝達される。チェンジ機構60では、シフトスピンドル61とマスターアーム63の回動によりポールラチェット機構66がシフトドラム角検出装置100にて制御されるシフトドラム80を間欠的に回動させ、シフトフォーク71が変速機31のシフタギアＧＳを移動させて変速段の切替が行われるようになっている。

図２、図３および図７に示されるように、シフトモータ51は、その回転軸線Ｌ２がクランク軸16の回転軸線Ｌ１と平行になるように前後方向を指向させ、前面視で減速機カバー24にほぼ全面が覆われ、側面視で一部が変速機室17の左方側に配設され、ボルト52によりチェンジ系ホルダ23に固定されている。

図７に示されるように、シフトモータ51の前方には、チェンジ系ホルダ23と減速機カバー24とにより減速機室18が画成され、シフトモータ51は、減速機室18内に配置された減速ギア機構53に接続されている。

チェンジ機構60は、変速機室17の前方に位置し、シフトスピンドル61、マスターアーム63、マスターアーム63の回動量を規制するストッパピン64およびポールラチェット機構66を備えている。チェンジ機構60は、シフトモータ51から減速ギア機構53を介して伝達された回転動力によりシフトスピンドル61を回動させ、シフトスピンドル61の回動に連動して回動されるマスターアーム63に連動してポールラチェット機構66がシフトドラム80を間欠的に回動させている。

シフトスピンドル61は、シフトドラム80の左前方に位置し、シフトドラム80と軸方向が平行になるように回動軸を前後方向に指向して配設されている。シフトスピンドル61の前端側には減速ギア機構53の被動ギア53ａがセレーション嵌合され、シフトスピンドル61の後端側には、延長カラー部材62を介してマスターアーム63が連結されている。

図８は、チェンジ機構60を一部簡略化して示した要部拡大図であり、図９は、図８の状態からシフトドラム80がシフトアップ方向に回動した状態の要部拡大図である。
図８に示されるように、マスターアーム63は、略三角形状の板状に形成されている。マスターアーム63には円孔63ａ、角丸長方形の駆動孔63ｂおよび略台形の規制孔63ｃが形成されている。円孔63ａにはシフトスピンドル61が挿通され、駆動孔63ｂにはポールラチェット機構66の従動突起66ａが摺動自在に嵌合され、規制孔63ｃにはストッパピン64が挿通されている。規制孔63ｃと円孔63ａとの間には係止部63ｄが形成され、係止部63ｄにはシフトスピンドル61に設けられたコイルスプリング65の端部65ａが係止されている。

図７および図８に示されるように、ポールラチェット機構66は、マスターアーム63の駆動孔63ｂに摺動自在に嵌合される従動突起66ａが形成されたシフト入力部材66ｂと、シフトドラム80と一体に回動する回動部材66ｃと、回動部材66ｃに内蔵され回動部材66ｃの内周に係合するように付勢される一対のポール66ｄとを備えている。
図９に示されるように、マスターアーム63の回動により、駆動孔63ｂ内を摺動する従動突起66ａに案内されてシフト入力部材66ｂが一方向に回動されると、ポール66ｄの一方の先端66ｅが起立して回動部材66ｃに係止され、シフト入力部材66ｂの回動に連動して回動部材66ｃが回動され、シフトドラム80を間欠的に回動させ、変速機31の変速段が確定されるようになっている。

次に、本発明に係るシフトドラム角検出装置100について説明する。シフトドラム角検出装置100は、シフトフォーク71、シフトドラム80、第一センサ軸83、第一角度センサ84、増速機構90および第二角度センサ94を備えている。シフトドラム角検出装置100は、シフトドラム80の回動により軸方向に移動するシフトフォーク71がシフタギアＳＧを操作して変速機31の変速段を確立する際に、第一角度センサ84と増速機構90の第二角度センサ94とを用いてシフトドラム80の回動角を検出するようになっている。詳細は後述する。
なお、第一および第二角度センサ84，94は、被測定対象物の所定の基準位置からの回動量を電圧として検出するものである。

図７に示されるように、シフトフォーク71は、第一シフトフォーク71Ａ、第二シフトフォーク71Ｂ、第三シフトフォーク71Ｃおよび第四シフトフォーク71Ｄを有し、それぞれの基部71Ａａ，71Ｂａ、71Ｃａ，71Ｄａがシフトフォーク軸72に軸方向に摺動可能に支持されている。各シフトフォーク71Ａ，71Ｂ，71Ｃ，71Ｄの基部71Ａａ，71Ｂａ、71Ｃａ，71Ｄａには、円柱状のピン部71Ａｂ，71Ｂｂ，71Ｃｂ，71Ｄｂが、後述するシフトドラム80のリード溝81に向けて突出するように形成されている。

図５も参照して、各シフトフォーク71のシフタギアＳＧ側に位置する爪部71Ａｃ，71Ｂｃ，71Ｃｃ，71Ｄｃは、各シフタギアＭ３，Ｍ６，Ｃ４，Ｃ５に設けられた係止溝Ｍ３ａ，Ｍ６ａ，Ｃ４ａ，Ｃ５ａに、各シフタギアＭ３，Ｍ６，Ｃ４，Ｃ５が回転自在に係止されており、シフトフォーク71の軸方向の移動に伴い各シフタギアＭ３，Ｍ６，Ｃ４，Ｃ５が軸方向に移動されるようになっている。

図７に示されるように、シフトドラム80は、内部が中空の円筒状に形成され、前端部80ａがボールベアリング82を介してミッションホルダ22に回転自在に支持され、後端部（不図示）がニードルベアリング（不図示）を介してリアカバー（不図示）に回転自在に支持されている。

図１０は、シフトドラム80のリード溝81の展開図である。
図１０において、リード溝81内の実線の円は、シフトドラム80がニュートラル位置Ｐ(n-n)にあるときの各シフトフォーク71Ａ，71Ｂ，71Ｃ，71Ｄ（不図示）のピン部71Ａｂ，71Ｂｂ，71Ｃｂ，71Ｄｂを示し、破線の円は、二点鎖線で示される各ギアポジションＰ(RVS)〜Ｐ(7-n)にある各シフトフォーク71Ａ，71Ｂ，71Ｃ，71Ｄのピン部71Ａｂ，71Ｂｂ，71Ｃｂ，71Ｄｂを示している。
シフトドラム80には、リバース位置Ｐ(RVS)、ニュートラル位置Ｐ(n-n)、一速位置Ｐ(1-n)、一速二速予備位置Ｐ(1-2)、二速位置Ｐ(n-2)、二速三速予備位置Ｐ(3-2)、三速位置Ｐ(3-n)、三速四速予備位置Ｐ(3-4)、四速位置Ｐ(n-4)、四速五速予備位置Ｐ(5-4)、五速位置Ｐ(5-n)、五速六速予備位置Ｐ(5-6)、六速位置Ｐ(n-6)、六速七速予備位置Ｐ(7-6)および七速位置Ｐ(7-n)の十五個の各ギアポジションＧＰが24度ずつの間隔をあけて順次設定されている。

図７および図１０に示されるように、シフトドラム80の径方向外周面80ｃには、四つのリード溝81が設けられている。リード溝81は、部分的にシフトドラム80の軸方向にオフセットして、シフトドラム80の周方向に沿うようなパターンとして形成されている。

リード溝81は、第一リード溝81Ａ、第二リード溝81Ｂ、第三リード溝81Ｃおよび第四リード溝81Ｄを有している。第一リード溝81Ａには第一シフトフォーク71Ａのピン部71Ａｂが、第二リード溝81Ｂには第二シフトフォーク71Ｂのピン部71Ｂｂが、第三リード溝81Ｃには第三シフトフォーク71Ｃのピン部71Ｃｂが、第四リード溝81Ｄには第四シフトフォーク71Ｄのピン部71Ｄｂが、それぞれスライド可能に係合されている。
シフトドラム80の回動により各ピン部71Ａｂ，71Ｂｂ，71Ｃｂ，71Ｄｂがシフトドラム80の各リード溝81Ａ，81Ｂ，81Ｃ，81Ｄのパターンに応じて案内されることで各シフトフォーク71Ａ，71Ｂ，71Ｃ，71Ｄがシフトフォーク軸72上を軸方向に移動するようになっている。なお、各リード溝によって決定される各シフトフォーク71Ａ，71Ｂ，71Ｃ，71Ｄと各シフタギアＭ３，Ｍ６，Ｃ４，Ｃ５は、「後方位置」または「中央位置」または「前方位置」の三つの移動位置を有するようになっている。

図１０に示されるように、各リード溝81Ａ，81Ｂ，81Ｃ，81Ｄの内、各シフタギアＭ３，Ｍ６，Ｃ４，Ｃ５が係合先の各フリーギアＭ４，Ｍ５，Ｍ７，Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３，Ｃ６と係合されている位置、すなわち各リード溝81Ａ，81Ｂ，81Ｃ，81Ｄにおける後方位置Ｐreおよび前方位置Ｐfrには、係合先のフリーギアＭ４，Ｍ５，Ｍ７，Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３，Ｃ６が位置する方向側（後方位置Ｐreの後方側、前方位置Ｐfrの前方側）の幅が僅かに広がるギャップ部81ｇが設けられている。

図１１は、第一シフトフォーク71Ａが三速駆動ギアＭ３を五速駆動ギアＭ５へ係合させた状態を一部簡略化して示した断面図である。
前述したように、本実施の形態における三速駆動ギアＭ３のドグ歯Ｄは、五速駆動ギアＭ５のドグ歯Ｄとの係合時に、その先端部Ｄｂを五速駆動ギアＭ５に突き当てるようになっている。この構成では、逆テーパ型のドグ歯Ｄの作用により三速駆動ギアＭ３は、五速駆動ギアＭ５に向って押付けられるスラスト力が常に働いている状態であるため、三速駆動ギアＭ３に係合している第一シフトフォーク71Ａにも同方向のスラスト力が働くこととなる。そのため、第一シフトフォーク71Ａのピン部71Ａｂがシフトドラム80の第一リード溝81Ａの側壁に押付けられることとなるが、本実施の形態では、第一リード溝81Ａに前述したギャップ部81ｇが設けられているため、ピン部71Ａｂに無理な荷重がかかることがない。

図７および図８に示されるように、シフトドラム80の前端部80ａには、シフトドラム80と一体に回動する星型カム85が設けられている。星型カム85は、ポールラチェット機構66の回動部材66ｃの外周に形成されている。星型カム85の外周面85ａには、シフトドラム80の軸方向視で径方向内方に向って円弧状にへこむ凹部86が形成されている。凹部86の内、シフトドラム80の回動中心Ｃ１１との距離が最も短くなる凹部86の底位置86ａは、凹部86の中央に位置し、凹部86の形状は底位置86ａとシフトドラム80の回動中心点Ｌ３とを結ぶ線を中心として対象な形状となっている。凹部86は、前述したギアポジションＧＰの数と同じ数が星型カム85の外周面85ａに均等に配置されるようになっており、本実施の形態では十五個の凹部86がシフトドラム80の回動中心Ｃ１１を中心に２４度ずつ均等に配置されている。
各凹部86間には、シフトドラム80の軸方向視で径方向外方に向って突出する頂点87ａを有する凸部87が形成され、凸部87は凹部86と同じく均等に配置されている。凸部87の頂点87ａは、頂点87ａとシフトドラム80の回動中心Ｃ１１とを結ぶ線と凸部87の両側の凹部86の底位置86ａ，86ａのそれぞれとシフトドラム80の回動中心Ｃ１１とを結ぶ線との角度が各々１２度となり、凹部86の底位置86ａが凸部87の頂点８７ａの両側に対象に配置されている。このように、星型カム85の外周面85ａには、凹部86と凸部87が均等に配置されたカムプロファイル85Ｐｒが形成されている。

図８に示されるように、星型カム85の外周面85ａには、図示されないばねにより付勢されるディテント機構88のディテントアーム88ｂに回動自在に支持されるローラー88ａが押圧されている。星型カム85の回動は、ディテント機構88のローラー88ａが凹部86に当接されることで規制され、シフトドラム80のギアポジションＧＰが確立される。

変速機31のシフト操作についてニュートラル位置Ｐ(n-n)から二速位置Ｐ(n-2)までのシフトアップ操作を例に説明する。
図５および図１０を参照して、シフトドラム80がニュートラル位置Ｐ(n-n)にある場合には、六速駆動ギアＭ６は前方位置にてリバース用の被動スプロケットＭＴと係合され、他のシフタギアＭ３，Ｃ４，Ｃ５はフリーギアＦＧと係合されていない中央位置にある。そして、図８に示されるように、シフトドラム80は、星型カム85のニュートラル位置Ｐ(n-n)に対応する凹部86がローラー88ａにより押圧されることでニュートラル位置Ｐ(n-n)に固定されている。このとき、第一油圧クラッチ40Ａおよび第二油圧クラッチ40Ｂには油圧が供給されておらず、いずれも接続されていない。

図５および図１０を参照して、ニュートラル位置Ｐ(n-n)からシフトドラム80がシフトアップの方向に２４度回動されると、第二シフトフォーク71Ｂのピン部71Ｂｂが後方に移動して六速駆動ギアＭ６を中央位置に移動させる。それと同時に、第三シフトフォーク71Ｃのピン部71Ｃｂが後方に移動して五速被動ギアＣ５を後方位置に移動させ、五速被動ギアＣ５のドグ歯Ｄを一速被動ギアＣ１のドグ歯Ｄと噛合わせることで、シフトドラム80は変速機31の一速を確立する一速位置Ｐ(1-n)となる。この状態で、油圧回路46によって第一油圧クラッチ40Ａへ油圧が供給されることで、第一油圧クラッチ40Ａ、第一メイン軸32Ａ、一速駆動ギアＭ１、一速被動ギアＣ１、五速被動ギアＣ５、カウンタ軸34の順で回転駆動力が伝達される。ここで、図９を参照して、シフトドラム80は、星型カム85が２４度回動される際に凸部87を乗越えたローラー88ａにより、星型カム85の一速位置Ｐ(1-n)に対応する凹部86が押圧されることで一速位置Ｐ(1-n)に固定される。

続いて、図５および図１０を参照して、一速位置Ｐ(1-n)からシフトドラム80がシフトアップの方向にさらに24度回動されると、第四シフトフォーク71Ｄのピン部71Ｄｂが後方に移動して四速被動ギアＣ４を後方位置に移動させ、四速被動ギアＣ４のドグ歯Ｄを二速被動ギアＣ２のドグ歯Ｄに噛合わせることで、シフトドラム80は一速二速予備位置Ｐ(1-2)となる。そして、シフトドラム80は、ローラー88ａにより星型カム85の一速二速予備位置Ｐ(1-2)に対応する凹部86が押圧されることで一速二速予備位置Ｐ(1-2)に固定される。この状態では、第二油圧クラッチ40Ｂは切断されているため、回転駆動力の伝達経路に変更はない。このような状態を「予備変速」といい、一速位置Ｐ(1-n)から七速位置Ｐ(7-n)までのシフト操作で同様に実行されている。

一速二速予備位置Ｐ(1-2)の状態で、一速から二速へのシフトアップ操作が行われると油圧回路46により第一油圧クラッチ40Ａを切断させるとともに、第二油圧クラッチ40Ｂを接続させる油圧クラッチ40の切替動作が行わる。この切替動作により、いわゆるトルク抜けを生じさせずに滑らかに二速へのシフトアップが行われ、第二油圧クラッチ40Ｂ、第二メイン軸32Ｂ、二速駆動ギアＭ２、二速被動ギアＣ２、四速被動ギアＣ４、カウンタ軸34の順で回転駆動力が伝達される。
そして、シフトドラム80がシフトアップの方向にさらに24度回動され、第三シフトフォーク71Ｃのピン部71Ｃｂが前方に移動して五速被動ギアＣ５を中央位置に移動させることで、シフトドラム80は変速機31の二速を確立する二速位置Ｐ(n-2)となる。このとき、シフトドラム80は、ローラー88ａにより星型カム85の二速位置Ｐ(n-2)に対応する凹部86が押圧されることで二速位置Ｐ(n-2)に固定される。

図７に示されるように、シフトドラム80の前端部80ａ中央からは、シフトドラム80と一体に回動する第一センサ軸83が前方へ延出されている。第一センサ軸83の軸方向中央部83ｂには、前述したポールラチェット機構66が設けられている。第一センサ軸83の先端部83ａは、チェンジ系ホルダ23に形成された開口部23ａを貫通し、第一センサ軸83およびシフトドラム80の回動角を検出する第一角度センサ84に接続されている。第一角度センサ84は、例えばポテンショメータで構成され、チェンジ系ホルダ23の前面に取付けられ、シフトドラム80と一体に回動する第一センサ軸83の回動角に基づいて出力される電圧である出力値Ｖout1をＥＣＵ（不図示）へ出力するようになっている。

シフトドラム80の前方には、第一センサ軸83の回動量を所定の増速比Ｒａで増大させる増速機構90が設けられている。増速機構90は、増速ドライブ部材である増速駆動ギア91、第二センサ軸92および増速ドリブン部材である増速被動ギア93を備えている。

増速駆動ギア91は、第一センサ軸83の軸方向におけるポールラチェット機構66とチェンジ系ホルダ23との間に、第一センサ軸83と相対回転不能に嵌合され、第一センサ軸83と一体に回動されるようになっている。増速駆動ギア91の外周縁には肉厚なフランジ部91ａが形成され、増速駆動ギア91のフランジ部91ａと第一センサ軸83との間にはピン95が圧入されている。

第二センサ軸92は、第一センサ軸83の左方であって増速駆動ギア91の周方向外方に配置されている。第二センサ軸92は、第一センサ軸83の回動中心Ｃ１１と軸方向が平行になるように回動軸線Ｌ４を前後方向に指向して前端部92ａがチェンジ系ホルダ23に形成された開口部23ｂにボールベアリング96ａを介して回動自在に支持され、後端部92ｂはミッションホルダ22にボールベアリング96ｂを介して回動自在に支持されている。

増速被動ギア93は、第二センサ軸92の前端部92ａ近傍の周面に周方向に亘って一体に形成されている。増速被動ギア93は、増速駆動ギア91よりも小径で、増速駆動ギア91と常時噛合うように配置され、増速駆動ギア91によって駆動される。増速機構90における増速被動ギア93の増速駆動ギア91との増速比Ｒａは、前述したシフトドラム80のギアポジションＧＰ数の約数の内、一を除く約数の値に設定され、常に正の整数となっている。本実施の形態では、ギアポジションＧＰの数と同じ「１５」が増速比Ｒａとなり、ギアポジションＧＰが一つ変わるごとに第二センサ軸92は一回転し、シフトドラム80が一回転すると第二センサ軸92は十五回転することとなる。

第二センサ軸92の前端部92ａには、第一センサ軸83の回動量を増速機構90にて所定の増速比Ｒａで増大して回動される第二センサ軸92の回動角を検出する第二角度センサ94が接続されている。第二角度センサ94は、例えばポテンショメータで構成され、チェンジ系ホルダ23の前面に取付けられている。第二角度センサ94は、第二センサ軸92の回動角を検出し、第二センサ軸92の回動角に基づいて出力される電圧である出力値Ｖout2をＥＣＵへ出力するようになっている。

図４および図７に示されるように、チェンジ系ホルダ23の前面には、ニュートラルスイッチ97とリバースポジションスイッチ98が設けられている。ニュートラルスイッチ97は増速駆動ギア91のピン95の周回軌道上に、リバースポジションスイッチ98は増速駆動ギア91のフランジ部91ａの周回軌道上にそれぞれ配置され、シフトドラム80のニュートラル位置Ｐ(n-n)とリバース位置Ｐ(RVS)とが検知されるようになっている。

図１２は、第一および第二角度センサ84，94により検出される回動角が０となるときの仮想的な基準状態を示した仮想図である。図中、シフトドラム80のリード溝81の形状から、ディテント機構88が図１２に示される位置（後述する基準点Ｐｏ）に当接することは無いが、第一角度センサ84および第二角度センサ94の仮想的な基準状態を示すために、図１２においてディテント機構88を一点鎖線にて仮想的に表示している。
図１２に示されるように、本実施の形態では、星型カム85の七速位置Ｐ(7-n)に対応する凹部86とリバース位置Ｐ(RVS)に対応する凹部86との間に位置する凸部87の頂点87ａが、ディテント機構88のローラー88ａに当接したと仮想した状態において、この頂点を基準点Ｐｏとしている。そして、シフトドラム80の回動中心Ｃ１１と基準点Ｐｏとを結ぶ基準線Ｘと、シフトドラム80の回動中心Ｃ１１とディテント機構88のローラー88ａの回動中心Ｃ１２とを結ぶ検出線Ｙとが重なる状態である図１２に示される状態（以下「仮想基準状態」という）であるときに、第一および第二角度センサ84，94が検出する回動角が０度となるように第一および第二角度センサ84，94の出力値Ｖout1，Ｖout2にオフセットをかけて、第一角度センサ84が第一センサ軸83に、第二角度センサ94が第二センサ軸92に接続される。なお、他の凸部87の頂点87ａを基準点Ｐｏに定めても良いが、本実施の形態においては後述する角度センサの出力値のハンチングの影響を考慮して、図１２に示される状態を基準点Ｐｏに定めている。

図１３は、図１２の状態からシフトアップの方向に回動し、シフトドラムの最初のギアポジションが確立された状態を示した図である。星型カム85が図中で時計回り（シフトアップ方向）に回動されると、図１３に示されるように、リバース位置Ｐ(RVS)に対応する凹部86にローラー88ａが当接されることにより最初のギアポジションＧＰであるリバース位置Ｐ(RVS)が確立される。本実施の形態においては、前述したように凹部86の形状は中央の底位置86ａから対照に形成されていることから、リバース位置Ｐ(RVS)は、凹部86の底位置86ａが検出線Ｙ上に位置したときに確立される。このとき、一体に回動されるシフトドラム80、星型カム85および第一センサ軸83は、図１２に示される仮想基準状態からシフトアップ方向に１２度回動されている。また、第二センサ軸92は、増速機構90により第一センサ軸83（すなわちシフトドラム80）の回動量の十五倍に増大されて１８０度回動されている。このように、各ギアポジションＧＰは、仮想基準状態からシフトアップ方向に１２度回動した位置から２４度回動するごとに順次確立され、基準線Ｘと検出線Ｙとの間のシフトドラム80の回動中心Ｃ１１を中心とした角度θが、仮想基準状態からのシフトドラム80の回動角となる。

図１４は、シフトドラム80の各ギアポジションＧＰにおける第一角度センサ84の出力値Ｖout1および第二角度センサ94の出力値Ｖout2の出力プロファイル図である。図中、実線は第一角度センサ84の出力値Ｖout1と第二角度センサ94の出力値Ｖout2を示している。二点鎖線は検出線Ｙにおけるシフトドラム80の回動中心Ｃ１１から星型カム85の外周面85ａまでの距離（以下「カム面距離」という）ｄを示しており、この値はシフトドラム80の回動角やカムプロファイル85Ｐｒの形状に基づいて変化するものである。また、第一縦軸は各角度センサ84，94から出力される出力電圧を、第二縦軸は検出線Ｙにおける星型カム85のカム面距離ｄを、横軸は星型カム85が仮想基準状態からシフトドラム80のシフトアップ方向に回動される際のシフトドラム80の回動角をそれぞれ示しており、横軸の下方にはシフトドラム80の各ギアポジションＧＰを示している。

図１４に示されるように、第一角度センサ84の出力値Ｖout1は、シフトドラム80が基準線Ｘと検出線Ｙが重なる仮想基準状態である０度の時に最小値Ｖmin、仮想基準状態から３６０度回動（一回転）した時に最大値Ｖmaxとなり、最小値Ｖminと最大値Ｖmaxとの間は直線状に変化している。

一方、増速機構90により第一センサ軸83（すなわちシフトドラム80）の回動量から増大されて回動される第二センサ軸92は、シフトドラム80が２４度回動すると３６０度回動される。よって、第二角度センサ94の出力値Ｖout2は、シフトドラム80が仮想基準状態である０度の時に最小値Ｖmin、仮想基準状態から２４度回動した時に最大値Ｖmaxとなり、最小値Ｖminと最大値Ｖmaxとの間は直線状に変化している。そして、シフトドラム80が一回転すると、第二センサ軸92は十五回転するため、最小値Ｖminから最大値Ｖmaxまでのサイクルが十五回繰り返されている。
なお、本実施の形態では、各出力値Ｖout1，Ｖout2の最小値Ｖminを０．５Ｖ、最大値Ｖmaxを５．０Ｖとしている。

次に、図１４を用いて、仮想基準状態からニュートラル位置Ｐ(n-n)までのシフトドラム80の回動を例に、第二角度センサ94の出力値Ｖout2の変化を説明する。
まず、シフトドラム80が図１２に示される仮想基準状態にあるとき、出力値Ｖout2は最小値Ｖminとなっている（図１４中でα１にて示される状態）。そして、シフトドラム80が仮想基準状態からシフトアップ方向に１２度回動されると、図１３に示されるように、リバース位置Ｐ(RVS)に対応する凹部86にローラー88ａが当接し、リバース位置Ｐ(RVS)が確立される。この状態のとき、出力値Ｖout2は最小値Ｖminと最大値Ｖmaxとの真中の値（以下「中央値Ｖmid」という）となり（α２）、星型カム85のカム面距離ｄは最小値ｄmin、すなわちギアポジションＧＰが確立され凹部86の底位置86ａが検出線Ｙ上に位置する状態となっている。
なお、本明細書および特許請求の範囲において「中央値Ｖmid」とは、第二角度センサ94の出力値Ｖout2の最小値Ｖminと最大値Ｖmaxの真中の値を意味する。本実施の形態においては、最小値Ｖminが０．５Ｖ、最大値Ｖmaxが５．０Ｖであるから、中央値Ｖmidは２．７５Ｖとなる。

次に、シフトドラム80がリバース位置Ｐ(RVS)からシフトアップ方向に１２度回動されると、リバース位置Ｐ(RVS)に対応する凹部86とニュートラル位置Ｐ(n-n)に対応する凹部86の間に位置する凸部87の頂点87ａ₁にローラー88ａが当接される状態となる。この状態のとき、出力値Ｖout2は最大値Ｖmaxと最小値Ｖminが切替わるタイミングとなり（α３，α４）、星型カム85のカム面距離ｄは最大値ｄmaxとなる。そして、シフトドラム80がさらにシフトアップ方向に１２度回動されると、ニュートラル位置Ｐ(n-n)に対応する凹部86にローラー88ａが当接し、ニュートラル位置Ｐ(n-n)が確立される。この状態のとき、出力値Ｖout2は最小値Ｖminと最大値Ｖmaxとの真中の値である中央値Ｖmidとなり（α５）、星型カム85のカム面距離ｄは最小値ｄmin（すなわち凹部86の底位置86ａ）となっている。以降、凹部86にローラー88ａが当接して各ギアポジションＧＰが確立される際の第二角度センサ94の出力値Ｖout2は中央値Ｖmidとなり、星型カム85のカム面距離ｄは最小値ｄminとなる。また、凸部87の頂点87ａにローラー88ａが当接するタイミングで出力値Ｖout2が切替わり、星型カム85のカム面距離ｄは最大値ｄmaxとなるようになっている。
このように、第二角度センサ94は、ギアポジションＧＰが凹部86にローラー88ａが当接されることにより確立し、カム面距離ｄが最小値ｄminとなる際の出力値Ｖout2が中央値Ｖmidとなり、ローラー88ａが凸部87の頂点87ａに当接され、カム面距離ｄが最大値ｄmaxとなる際の出力値Ｖout2が、最小値Ｖminと最大値Ｖmaxとが切替わるタイミングとなるように、第二センサ軸92へ接続されるようになっている。

一般的に、回動角センサの出力値は、センサ軸の回動角に合せて出力され、回動角が０度のときに最小値となり、最小値から３６０度回動すると最大値となり、３６０度回動されると最小値と最大値とが切替わるようになっている。そして、この切替わりのタイミングでは、出力値が大きく変動し、ハンチングの影響も受けやすくなることから出力値は不安定なものとなる場合がある。その一方、回動角センサの出力値は、最小値と最大値の真中に位置する中央値が最も安定する。そして、ギアポジションＧＰが確立される凹部86では、特にセンサの検出精度が必要とされるため、その出力値が安定して得られることが望ましい。
本実施の形態においては、シフトドラム80のギアポジションＧＰを星型カム85の凹部86にローラー88ａが当接されることにより確立し、星型カム85のカム面距離ｄが最小値ｄminとなる際に出力される第二角度センサ94の出力値Ｖout2が中央値Ｖmidとなる。本実施の形態では、検出線Ｙに凹部86の底位置86ａが位置したときにギアポジションＧＰが確立されてシフトドラム80の回動が完了されることとなる。そして、そのときの第二角度センサ94の出力値Ｖout2が中央値Ｖmidとなって安定したものとなり、ギアポジションＧＰが確立されて終了するシフトドラム80の回動の完了を精度よく検出することができるようになっている。
また、凸部87の頂点87ａがローラー88ａに当接され、星型カム85のカム面距離ｄが最大値ｄmaxとなる際の第二角度センサ94の出力値Ｖout2が、最小値Ｖminと最大値Ｖmaxとが切替わるタイミングとなっている。すなわち、シフトドラム80のギアポジションＧＰが確立される凹部86の底位置86ａが、ある出力値Ｖout2が切替わるタイミングおよび次の切替わるタイミングの両方からもっとも離れた位置となることから、ギアポジションＧＰが確立される際のシフトドラム80の回動角の検出精度の低下の懸念を解消することができるようになっている。

図１５は、本発明に係るシフトドラム角検出装置100のシフトドラム80の回動角の検出方法を示す説明図であり、図１６は、図１５の一部を拡大した部分拡大図である。
図中、実線は第一角度センサ84の出力値Ｖout1と第二角度センサ94の出力値Ｖout2をそれぞれ示している。また、縦軸は出力電圧を、横軸は星型カム85が仮想基準状態からシフトアップ方向に回動された際のシフトドラム80の回動角をそれぞれ示しており、横軸の下方にはシフトドラム80の各ギアポジションＧＰと、後述するエリア番号Ａnoを示している。図１６において、一点鎖線は、後述するいわゆるドグ当たりが発生する場合の、ドグ当たり発生個所Ｐｄを示している。
なお、本実施の形態では、第一および第二角度センサ84，94の出力値Ｖout1，Ｖout2は１０ｍｓｅｃごとに出力される。

図１５に示されるように、第二角度センサ94の出力値Ｖout2の最小値Ｖminから最大値Ｖmaxまでの一サイクルの測定範囲で検出されるシフトドラム80の回動角の範囲を一つのエリアＡとする。エリアＡの数は、増速機構90の増速比Ｒａに応じて変化する。例えば、本実施の形態では、増速比Ｒａが「１５」に設定されているためエリア数は「１５」となる。また、前述したように、ギアポジションＧＰが確立される際の出力値Ｖout2は中央値Ｖmidとなっており、各エリアＡ内では一つのギアポジションＧＰが確立されることとなる。

各エリアＡには、エリアＡごとに対応するエリア番号Ａnoである整数が割当てられている。本実施の形態の場合、エリア番号Ａnoは、エリアＡ内で確立されるギアポジションＧＰの配列順に「０」から割当てられる。シフトドラム80が仮想基準状態からシフトアップ方向に回動されたときに確立されるギアポジションＧＰの配列順にエリア番号Ａnoが割当てられ、リバース位置Ｐ(RVS)が確立されるエリアＡのエリア番号Ａnoが「０」、ニュートラル位置Ｐ(n-n)が確立されるエリアＡのエリア番号Ａnoが「１」となり、七速位置Ｐ(7-n)が確立されるエリアＡのエリア番号Ａnoが「１４」となる。

図１５および図１６に示されるように、各エリアＡ間には第二角度センサ94の出力値Ｖout2の最小値Ｖminと最大値Ｖmaxとが切替わるタイミングがあり、そのタイミングでは、出力値Ｖout2の最小値Ｖminと最大値Ｖmaxとが瞬時に切替わるため、第二角度センサ94の公差や誤差によって出力値Ｖout2が最小値Ｖminと最大値Ｖmaxとで切替わる現象が発生する他、出力値Ｖout2が安定するまでハンチングの影響を受ける場合がある。シフトドラム80の回動角の内、このような第二角度センサ94の出力値Ｖout2が切替わるタイミングのシフトドラム80の回動角に所定巾の角度を持たせた領域を切替エリアＡｃとし、各エリアＡの内、切替エリアＡｃ以外の領域を線形エリアＡｓとする。切替エリアＡｃは、例えば切替わるタイミングの角度を中心にシフトアップ方向とシフトダウン方向とに各１度ずつの巾が持たせられている。切替エリアＡｃを設定する目的は、以後詳述するように、シフトドラム80の回動角の検出に切替エリアＡｃが影響を与えないようにすることである。

第一角度センサ84の出力値Ｖout1は、シフトドラム80が一回転する間、最小値Ｖminから最大値Ｖmaxまで線形に増加している。また、シフトドラム80が一回転する間に、線形エリアＡｓと切替エリアＡｃが交互に出現する。そのため、第一角度センサ84の出力値Ｖout1より、現在のシフトドラム80の回動角がどの領域にあるのかを判断することができる。

第一角度センサ84の出力値Ｖout1を用いて、シフトドラム80の回動角が切替エリアＡｃ内か否かの判定が行われる。なお、この判定には、第二角度センサ94の出力値Ｖout2も併せて用いても良い。

次に、シフトドラム80の回動角が切替エリアＡｃ内ではない場合、すなわち線形エリアＡｓ内の場合、第一角度センサ84の出力値Ｖout1を用いて、現在のギアポジションＧＰが確立されるエリアＡを判定するエリア判定が行われる。このエリア判定では、予めＥＣＵ内の記憶領域等に記憶されているエリアテーブルを読み出し、第一角度センサ84の出力値Ｖout1から判定される現在のエリア番号Ａnoが抽出される。本実施の形態の場合、例えば第一角度センサ84の出力値Ｖout1が２．７５Vであればエリア番号Ａnoは「７」となり、確立されるギアポジションＧＰは三速四速予備位置Ｐ(3-4)となる。

次に、第二角度センサ94の出力値Ｖout2を用いて、シフトドラム80の回動角の制御用の出力電圧Ｖoutが算出される。この算出には、例えば次式のような式が用いられる。
Ｖout＝Ｖout2＋Ａno×５
ギアポジションＧＰがニュートラル位置Ｐ(n-n)に確立された状態を例に説明すると、エリア番号Ａnoは「１」、第二角度センサ94の出力値Ｖout2は２．７５Vであり、出力電圧Ｖoutは７．７５Vとなる。

また、第二角度センサ94の出力値Ｖout2が切替エリアＡｃ内に位置する場合、前述したハンチング等の影響を避けるため、例えば次式のような式を用いてシフトドラム80の回動角の制御用の出力電圧Ｖoutが算出される。
Ｖout＝Ｖout(ｔ−１)＋１５×[Ｖout1(ｔ)-Ｖout1(ｔ−１)]
ここで、Ｖout(ｔ−１)は前回のタイミング（１０ｍｓ前）で算出された出力電圧Ｖoutを、Ｖout1(ｔ−１)は前回のタイミング（１０ｍｓ前）に検出された第一角度センサ84の出力値Ｖout1を、Ｖ(ｔ)は今回のタイミングに検出された第一角度センサ84の出力値Ｖout1をそれぞれ示している。このように、切替エリアＡｃ内では第一角度センサ84の出力値Ｖout1を用いて、シフトドラム80の回動角の制御用の出力電圧Ｖoutが算出されることで、前述した第二角度センサ94の公差や誤差およびハンチングの影響を受けずにシフトドラム80の回動角を正確に検出することができるようになっている。

このように算出された出力電圧Ｖoutを用いて、シフトドラム80の回動角を検出することで、第一角度センサ84単独でシフトドラム80の回動角を検出する場合と比較して、最大で７５Ｖまでの広い出力範囲をシフトドラム80の回動角の検出に用いることが可能となり、シフトドラム80の回動角を精度よく検出することができるようになっている。
また、このように算出された出力電圧Ｖoutを用いてシフトドラム80の回動角が制御されることで、第一角度センサ84単独でシフトドラム80の回動角が制御される場合と比較して、１Ｖ単位の出力電圧Ｖoutで制御できるシフトドラム80の回動角の値を小さく設定することができる。例えば、本実施の形態の場合、出力電圧１Ｖ当たりで制御できるシフトドラム80の回動角は４．８度となり、シフトドラム80の回動角の制御の精度を向上することができるようになっている。

なお、ドグ歯Ｄを用いたドグクラッチ方式の変速機31では、シフト操作の際に、シフタギアＳＧのドグ歯Ｄが係合先のフリーギアＦＧ（および被動スプロケットＭＴ）のドグ孔に入らずにシフタギアＳＧのドグ歯Ｄの先端部Ｄｂと係合先のフリーギアＦＧのドグ歯Ｄの先端部Ｄｂとが当接するいわゆるドグ当たりが発生する場合がある。図１６に一点鎖線で示されるように、本実施の形態では、第二角度センサ94は、このドグ当たりが発生する場合のドグ当たり発生個所Ｐｄにて出力される出力値Ｖout2が、線形エリアＡｓの出力値Ｖout2となり切替エリアＡｃの出力値Ｖout2とはならないように第二センサ軸92に接続されている。そのため、ドグ当たりの発生の有無についても精度よく検出することができるようになっている。

図１７は、本発明に係るシフトドラム角検出装置100の第一の変形例での第一角度センサ84の出力値Ｖout1および第二角度センサ94の出力値Ｖout2の出力プロファイル図である。図中の詳細は、図１３と同様である。
第一の変形例では、増速機構90の増速比Ｒａを「５」に設定した点が第一の実施の形態と異なる。第一の変形例では、増速比Ｒａが「５」に設定されているため、エリアＡ数は「５」となる。各エリアＡ内では三つのギアポジションＧＰが確立される。第一の実施の形態と同様にシフトドラム80の回動角の算出方法を適用すると、エリアＡ数が「５」になっているため、最大２５Ｖまでの出力範囲がシフトドラム80の回動角の検出に用いられることとなり、出力電圧１Ｖ当たりで制御できるシフトドラム80の回動角は１４．４度となる。

図１８は、本発明に係るシフトドラム角検出装置100の第二の変形例での第一角度センサ84の出力値Ｖout1および第二角度センサ94の出力値Ｖout2の出力プロファイル図である。図中の詳細は、図１２と同様である。
第二の変形例では、増速機構90の増速比Ｒａを「３」に設定した点が第一の実施の形態と異なる。第一の変形例では、増速比Ｒａが「３」に設定されているため、エリアＡ数は「３」に設定されている。各エリアＡ内では五つのギアポジションＧＰが確立される。第一の実施の形態と同様にシフトドラム80の回動角の算出方法を適用すると、エリアＡ数が「３」になっているため、最大１５Ｖまでの出力範囲がシフトドラム80の回動角の検出に用いられることとなり、出力電圧１Ｖ当たりで制御できるシフトドラム80の回動角は２４度となる。

図１９は、従来用いられる六速のシングルクラッチ方式の変速機におけるシフトドラム180の星型カム185を示した参考例であり、図２０は従来用いられる六速のデュアルクラッチ方式の変速機におけるシフトドラムの星型カム285を示した参考例である。
図１８に示されるように、各ギアポジションＧＰに対応する星型カム185の凹部186は七つ設けられている。各凹部186の間隔は、ニュートラル位置Ｐnから一速位置Ｐ1までは３０度の角度となっており、一速位置Ｐ1〜六速位置Ｐ6の各ギアポジションＧＰが６０度の間隔で順次配されている。このような従来例では、各ギアポジションＧＰ間隔が６０度と比較的広く設定されているため、一つの角度センサ（不図示）にてシフトドラム180の回動角が検出される構成であっても精度よく検出することができる。
しかし、図２０に示されるようなデュアルクラッチ方式の変速機では、六速の変速段であっても予備位置を加えると各ギアポジションＧＰに対応する星型カム285の凹部286の数は十二個となり、各ギアポジションＧＰ間隔はシングルクラッチ方式の変速機131の場合の半分の３０度となる。そのため、一つの角度センサ（不図示）にてシフトドラム（不図示）の回動角を検出する構成では、検出精度に限界がある。なお、いずれの場合も検出範囲５Ｖの角度センサを用いる場合、出力電圧１Ｖ当たりで制御できるシフトドラムの回動角は７２度となるが、本実施の形態のように増速機構90を設け、二つの角度センサ84，94を用いることで、出力電圧１Ｖ当たりで制御できるシフトドラム80の回動角を小さくでき、シフトドラム80の回動角の検出精度を向上させることが可能となる。

以上に説明した本発明に係るシフトドラム角検出装置100では次の効果を奏する。
本発明に係るシフトドラム角検出装置100によれば、シフトドラム80と一体に回動される第一センサ軸83の回動角を第一角度センサ84で検出し、第一センサ軸83の回動量を増速機構90にて所定の増速比Ｒａ分増大させて回動される第二センサ軸92の回動角を第二角度センサ94で検出している。
この構成によれば、第二センサ軸92は、増速機構90の増速駆動ギア91と増速被動ギア93によってシフトドラム80の回動量よりも増速比Ｒａ分多く回動されるため、シフトドラム80の各ギアポジションＧＰ間隔が狭く、シフト操作時のシフトドラム80の回動量が小さい場合であっても第二センサ軸92の回動量を大きくすることができる。第二角度センサ94は、大きく回動される第二センサ軸92の回動角を検出していることから、シフトドラム80の各ギアポジションＧＰ間隔が狭い場合であっても、第一角度センサ84の出力値Ｖout1と第二角度センサ94の出力値Ｖout2を用いることでシフトドラム80の回動角を精度よく検出することができる。

シフトドラム80の前端部80ａには、シフトドラム80と一体に回動される星型カム85が設けられている。星型カム85の外周面85ａには、各変速段に対応するギアポジションＧＰにてシフトドラム80の回動を止める凹部86が、ギアポジションＧＰと同じ数形成されている。ギアポジションＧＰは、ディテント機構88のローラー88ａが凹部86に当接されて星型カム85の回動が規制されることにより確立される。そして、増速機構90の増速比Ｒａが、星型カム85に形成される凹部86の数の約数の内、一を除く約数の値に設定されている。
この構成によれば、シフトドラム80が一回転すると、第二センサ軸92はギアポジションＧＰの数の約数倍、すなわち、シフトドラム80の整数倍回転することとなる。また、第二センサ軸92の回動角を検出する第二角度センサ94の出力値Ｖout2の最小値Ｖminから最大値Ｖmaxまでの一サイクルに対応するエリアＡの数が整数倍となるとともに、各エリアＡごとにギアポジションＧＰが均等に配され、そのギアポジションＧＰが確立される。そのため、第二角度センサ94は、エリアＡごとに分割された一つ若しくは複数のギアポジションＧＰに対応するシフトドラム80の回動角を検出することとなり、第二角度センサ94のシフトドラム80の回動角の検出を容易にし、精度よくシフトドラム80の回動角を検出することができる。

本実施の形態では、増速機構90の増速比ＲａがギアポジションＧＰの数と同じ「１５」に設定されている。そのため、第二角度センサ94は、各ギアポジションＧＰごとに第二センサ軸92が一回転し、第二角度センサ94の最小値Ｖminから最大値Ｖmaxまでの一サイクルの検出範囲内で一つのギアポジション間隔分に相当するシフトドラム80の回動角の検出が可能となり、第二角度センサ94の検出精度が向上するとともに、シフトドラム80の回動角をさらに精度よく検出することができる。

第二角度センサ94は、ギアポジションＧＰが凹部86により確立される際に出力される出力値Ｖout2が中央値Ｖmidとなるように第二センサ軸92に接続されている。中央値Ｖmidは、第二角度センサ94の検出の上下限値となる出力値Ｖout2の最小値Ｖminと最大値Ｖmaxの真中の値に相当し、公差や誤差によってギアポジションＧＰの位置が僅かに変化しても、安定した出力値Ｖout2が得られる。この構成によると、シフトドラム80の回動は凹部86の底位置86ａにて完了しギアポジションＧＰが確立されることから、星型カム85の凹部86の底位置86ａで終了するシフトドラム80の回動の完了を精度よく検出することができる。

第二角度センサ94は、出力値Ｖout2の最大値Ｖmaxと最小値Ｖminとが切替わるタイミングにおいて星型カム85の凸部87の頂点87ａにローラー88ａが当接されるように第二センサ軸92に接続されている。
この構成によれば、シフトドラム80のギアポジションＧＰが確立される凹部86の底位置86ａが、ある出力値Ｖout2が切替わるタイミングから次の切替わるタイミングの両方からもっとも離れた位置となる。
このタイミングでは、第二角度センサ94の出力値Ｖout2が大きく変動することから、検出誤差や出力値Ｖout2のハンチングの影響により、第二角度センサ94の出力値Ｖout2が不安定になり易く検出精度の低下が懸念される。シフトドラム80の回動角の検出において最も高精度を要求されるのは、シフトドラム80の各ギアポジションＧＰが確立する星型カム85の凹部86の底位置86ａであり、凹部86間に位置する凸部87ではそれ程の精度を要求されていない。そのため、検出精度の低下が懸念される出力値Ｖout2が切替わるタイミングを最も高精度が要求される凹部86の底位置86ａから遠ざけ、検出精度の低下の懸念を解消することができる。なお、この効果は、第一の変形例や第二の変形例に示されるような、増速機構90の増速比Ｒａが「１５」ではなく、ギアポジションＧＰの数の他の約数倍に設定された構成においても同様である。

なお、本実施の形態において、変速機31にはドグ歯Ｄを用いたドグクラッチ方式の変速機が採用されているが、これに限定されず、ドグクラッチ方式以外の変速機であっても同様の効果を奏することができる。

また、本実施の形態において増速機構90にはギア方式が用いられているが、ギアに限定されず、チェーンスプロケットとこれに懸架されるチェーン方式や、ベルトに歯が形成されたコグベルト方式等、シフトドラムの回動量を増速することが可能な機構であれば本発明に適用することができ、同様の効果を奏することができる。

以上、本発明の実施の形態について図面を参照して説明したが、実施の形態は上記の説明の内容に限られず、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で変更することができる。

Ｃ…被動ギア、Ｍ…駆動ギア、ＧＰ…ギアポジション、ＳＧ…シフタギア、Ｒａ…増速比、Ｖout1…出力値（第一角度センサ）、Ｖout2…出力値（第二角度センサ）、Ｖmin…最小値、Ｖmin…中央値、Ｖmax…最大値、31…変速機、32…メイン軸、34…カウンタ軸、71…シフトフォーク、80…シフトドラム、80ｃ…外周面、81…リード溝、83…センサ軸、84…第一角度センサ、85…星型カム、86…凹部、86ａ…底位置、87…凸部、87ａ…頂点、88…ディテント機構、90…増速機構、91…増速駆動ギア、92…第二センサ軸、93…増速被動ギア、94…第二角度センサ、100…シフトドラム角検出装置

Claims (6)

1. 複数の駆動ギア(Ｍ)が支持されるメイン軸(32)と、複数の前記駆動ギア(Ｍ)と互いに噛合う複数の被動ギア(Ｃ)が支持されるカウンタ軸(34)とを具備する常時噛合い式の変速機(31)に用いられ、
   前記駆動ギア(Ｍ)および前記被動ギア(Ｃ)が有するシフタギア(ＳＧ)に係合されるシフトフォーク(71)と、
   該シフトフォーク(71)の一端が係止されるリード溝(81)が外周面(80ｃ)に形成されるシフトドラム(80)と、
   該シフトドラム(80)に設けられ、該シフトドラム(80)と一体に回動する第一センサ軸(83)と、
   該第一センサ軸(83)の回動角を検出する第一角度センサ(84)と、
   を備える変速機(31)のシフトドラム角検出装置(100)において、
   前記第一センサ軸(83)と一体に回動される増速ドライブ部材(91)、該増速ドライブ部材(91)に駆動される該増速ドライブ部材(91)よりも小径な増速ドリブン部材(93)および該増速ドリブン部材(93)と一体に回動される第二センサ軸(92)を備え、前記第一センサ軸(83)の回動量を所定の増速比(Ｒａ)で増大させる増速機構(90)と、
   前記第二センサ軸(92)に設けられ、該第二センサ軸(92)の回動角を検出する第二角度センサ(94)と、を具備し、
   前記第一角度センサ(84)の検出した回動角に基づく出力値(Ｖout1)と前記第二角度センサ(94)の検出した回動角に基づく出力値(Ｖout2)とを用いて前記シフトドラム(80)の回動角を検出することを特徴とする変速機(31)のシフトドラム角検出装置(100)。
2. 前記シフトドラム(80)には、該シフトドラム(80)と一体に回動する星型カム(85)が設けられ、
   該星型カム(85)の外周面(85ａ)には、各変速段に対応するギアポジション(ＧＰ)にて前記シフトドラム(80)の回動を止める凹部(86)が、凸部(87)と交互に複数形成され、
   前記ギアポジション(ＧＰ)は、ディテント機構(88)が凹部(86)に当接し、前記星型カム(85)の回動が規制されることにより確立され、
   前記増速機構(90)の前記増速比(Ｒａ)は、複数の前記ギアポジション(ＧＰ)の数の約数の内、１を除く約数の値に設定されることを特徴とする請求項１に記載の変速機(31)のシフトドラム角検出装置(100)。
3. 前記増速機構(90)の前記増速比(Ｒａ)は、複数の前記ギアポジション(ＧＰ)の数と同じ値に設定されることを特徴とする請求項２に記載の変速機(31)のシフトドラム角検出装置(100)。
4. 前記第二角度センサ(94)は、前記ギアポジション(ＧＰ)が前記凹部(86)により確立される際に出力される前記出力値(Ｖout2)が、前記第二角度センサ(94)から出力される前記出力値(Ｖout2)の最小値(Ｖmin)と最大値(Ｖmax)の中央値(Ｖmid)となるように前記第二センサ軸(92)に接続されることを特徴とする請求項３に記載の変速機(31)のシフトドラム角検出装置(100)。
5. 前記第二角度センサ(94)の前記出力値(Ｖout2)は、前記シフトドラム(80)が一つのギアポジション(GP)分回動するごとに、最小値(Ｖmin)と最大値(Ｖmax)とが切替わるようになっており、
   前記第二角度センサ(94)の前記出力値(Ｖout2)が切替わるタイミングにおいて、前記星型カム(85)の前記凸部(87)の頂点(87ａ)が前記ディテント機構(88)に当接されるように、前記第二センサ軸(92)に接続されることを特徴とする請求項４に記載の変速機(31)のシフトドラム角検出装置(100)。
6. 前記第二角度センサ(94)の前記出力値(Ｖout2)は、前記シフトドラム(80)が複数のギアポジション(GP)分回動するごとに、最小値(Ｖmin)と最大値(Ｖmax)とが切替わるようになっており、
   前記第二角度センサ(94)の前記出力値(Ｖout2)が切替わるタイミングにおいて、前記星型カム(85)の前記凸部(87)の頂点(87ａ)が前記ディテント機構(88)に当接されるように、前記第二センサ軸(92)に接続されることを特徴とする請求項２に記載の変速機(31)のシフトドラム角検出装置(100)。

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