JP2018003706A - エンジン出力制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】ライダー要求エンジン出力を考慮したエンジン出力制御装置を提供する。【解決手段】クランク軸の実エンジン回転数ＮｅＪを検出するエンジン回転数検出手段と、ライダーの操作によりエンジン出力を調整可能なエンジン出力調整手段とを備え、変速機のシフトダウン変速時にエンジンの出力を制御するエンジン出力制御装置において、実エンジン回転数ＮｅＪに基づいて算出される要求エンジン出力ＰＡと、エンジン出力調整手段により調整されるライダー要求エンジン出力ＰＢのうち、小さい方をエンジン出力として出力する。【選択図】図８

Description

本発明は、エンジン出力制御装置に関する。

従来、エンジン出力制御装置として、エンジン出力調整によって変速機の変速ショックを低減するものが知られている（例えば、特許文献１参照）。

特許第４３９２７９４号公報

特許文献１では、エンジン出力調整に関して、ライダーの要求するエンジン出力が考慮されていないから、変速完了時に、ライダーの要求以上の車両の加速や違和感、エンジン回転数の過剰なオーバーシュートが発生することがある。
本発明の目的は、ライダー要求エンジン出力を考慮したエンジン出力制御装置を提供することにある。

上述した課題を解決するため、本発明（第１の特徴）は、クランク軸（３３ａ）の実エンジン回転数（ＮｅＪ）を検出するエンジン回転数検出手段（ＳＥ３）と、ライダーの操作によりエンジン出力を調整可能なエンジン出力調整手段（２７）とを備え、変速機（３７）のシフトダウン変速時にエンジンの出力を制御するエンジン出力制御装置において、前記実エンジン回転数（ＮｅＪ）に基づいて算出される要求エンジン出力（ＰＡ）と、前記エンジン出力調整手段（２７）により調整されるライダー要求エンジン出力（ＰＢ）のうち、小さい方をエンジン出力として出力することを特徴とする。

第２の特徴は、前記変速機（３７）に備える一対の変速ギヤ（６１，６２）の一方に噛合部（６２ｂ）が突出形成され、他方に前記噛合部（６２ｂ）が挿入される被噛合部（６１ｂ）が設けられ、前記被噛合部（６１ｂ）に前記噛合部（６２ｂ）が挿入された状態での前記噛合部（６２ｂ）と前記被噛合部（６１ｂ）との相対回動が前記一対の変速ギヤ（６１，６２）間で動力伝達方向に無くなるまで、前記要求エンジン出力（ＰＡ）と前記ライダー要求エンジン出力（ＰＢ）のうち、小さい方をエンジン出力として出力する構成としても良い。
上記の出力の制限は、変速時の車速とシフトダウン後の変速段の変速比とから算出された変速後のエンジン回転数ＮｅＢを基準として設定された目標エンジン回転数ＮｅＴに対し、実エンジン回転数ＮｅＪが目標エンジン回転数ＮｅＴにあらかじめ設定された値だけ近づいた時点から開始される。
また、変速機に備える一対の変速ギヤの一方に噛合部が突出形成され、他方に噛合部が挿入される被噛合部が設けられ、噛合部と被噛合部との相対回動が無くなって加速側の伝達面でトルク伝達を開始したと考えられる時点まで、出力の制限を継続する。

第３の特徴は、変速時の車速とシフトダウン後の変速段の変速比とから変速後エンジン回転数（ＮｅＢ）を算出し、前記噛合部（６２ｂ）と前記被噛合部（６１ｂ）との相対回動が無くなって変速が完了した後、前記実エンジン回転数（ＮｅＪ）が前記変速後エンジン回転数（ＮｅＢ）に対してオーバーシュートしたときに、前記ライダー要求エンジン出力（ＰＢ）から差し引かれる引き去りエンジン出力（ＰＣ）を算出する引き去りエンジン出力算出手段（５４）を備え、前記引き去りエンジン出力算出手段（５４）は、前記実エンジン回転数（ＮｅＪ）のオーバーシュート量（ＮｅＤ）から前記引き去りエンジン出力（ＰＣ）を求める構成としても良い。
上記加速側の伝達面でトルク伝達を開始したと考えられる時点において、実エンジン回転数（ＮｅＪ）が変速後エンジン回転数（ＮｅＢ）に対してオーバーシュートしたときに、引き去りエンジン出力（ＰＣ）を引き去りエンジン出力算出手段（５４）で算出する。

第４の特徴は、変速時の車速とシフトダウン後の変速段の変速比とから変速後エンジン回転数（ＮｅＢ）を算出し、前記実エンジン回転数（ＮｅＪ）が前記変速後エンジン回転数（ＮｅＢ）に基づいて決定される所定エンジン回転数（ＮｅＳ）に到達するまでは前記要求エンジン出力（ＰＡ）を出力する構成としても良い。
上記変速後エンジン回転数（ＮｅＢ）を基準として設定された目標エンジン回転数（ＮｅＴ）を算出し、実エンジン回転数（ＮｅＪ）が目標エンジン回転数（ＮｅＴ）に予め設定された所定値（β）だけ近づいた所定エンジン回転数（ＮｅＳ）（＝変速後エンジン回転数（ＮｅＢ）−所定値（β））に到達するまでは要求エンジン出力（ＰＡ）を出力する。

第５の特徴は、変速時の車速とシフトダウン後の変速段の変速比とから目標エンジン回転数（ＮｅＴ）を算出し、前記目標エンジン回転数（ＮｅＴ）と、前記実エンジン回転数（ＮｅＪ）との差に応じて前記要求エンジン出力（ＰＡ）を決定して出力する構成としても良い。

本発明の第１の特徴によれば、変速時に出力されるエンジン出力を、ライダー要求エンジン出力以下に制限することにより、変速が完了して車体が加速状態になった時点で、ライダーの要求以上に車体が加速することを防ぐことで、変速時の違和感を緩和することができるとともに、エンジン回転数の過剰なオーバーシュートを抑制することができる。
第２の特徴によれば、出力の制限をエンジン回転数が目標回転数にあらかじめ設定された値まで近づいてから開始することで、変速の初期段階では速やかな回転上昇が実現可能となり、変速に必要な時間を短縮できる。また、出力の制限を加速側へのトルク伝達が開始されたと考えられる時点まで継続することで、エンジン回転数の過剰なオーバーシュートを抑制することが可能となり、一対の変速ギヤ間の動力伝達が開始された際の変速ショックを緩和することが可能となる。

第３の特徴によれば、エンジン回転数がオーバーシュートした場合に、噛合部と被噛合部が加速側に衝突するタイミングで発生する過剰トルクをライダー要求エンジン出力から引き去ることで、シフトチェンジ後のスムーズな加速が実現できる。
第４の特徴及び第５の特徴によれば、変速時に迅速にエンジン回転数を上昇させることが可能となる。

本発明に係るエンジン出力制御装置を備える自動二輪車の左側面図である。 変速機に備える一対の変速ギヤの構造及び作用を示す模式図であり、図２（Ａ）はダボとダボ穴とが噛み合う前の状態を示す図、図２（Ｂ）はダボとダボ穴との半噛み状態を示す図、図２（Ｃ）はダボがダボ穴に完全に挿入された状態を示す図、図２（Ｄ）はダボとダボ穴との相対回動が無くなった状態を示す図である。 変速機におけるシフトダウン時の各種変数の時間的変化を示すグラフである。 要求エンジン出力と、目標エンジン回転数から実エンジン回転数を引いた値との関係を示すグラフである。 ライダー要求エンジン出力とスロットルグリップ角度との関係を示すグラフである。 引き去りエンジン出力とエンジン回転数オーバーシュート量との関係を示すグラフである。 変速機のシフトダウン制御を示すフローチャートである。 変速機の加速シフトダウン制御を示すフローチャートである。

以下、図面を参照して本発明の一実施形態について説明する。
図１は、本発明に係るエンジン出力制御装置を備える自動二輪車１０の左側面図である。
自動二輪車１０は、車体フレーム１１の前端部にフロントフォーク１２を介して前輪１３が支持され、車体フレーム１１の下部にスイングアーム１４を介して後輪１６が支持され、車体フレーム１１の上部にシート１７を備える鞍乗り型車両である。
車体フレーム１１は、その前端部を構成するヘッドパイプ２１と、ヘッドパイプ２１から後斜め下方に延びる左右一対のメインフレーム２２と、左右のメインフレーム２２の後端から下方に延びる左右一対のピボットフレーム２３とを備える。
フロントフォーク１２は、ヘッドパイプ２１に操舵可能に支持され、フロントフォーク１２の上端部にはバーハンドル２５が取付けられ、フロントフォーク１２の下端部には車軸２６を介して前輪１３が支持されている。バーハンドル２５の一端部（例えば、右端部）にはスロットルグリップ（エンジン出力調整手段）２７が回動可能に設けられ、スロットルグリップ２７の回動に伴い、後述するスロットルバルブが開閉される。

スイングアーム１４は、その前端部が、左右のピボットフレーム２３に設けられたピボット軸２８に上下揺動可能に支持され、スイングアーム１４の後端部には車軸３１を介して後輪１６が支持されている。
車体フレーム１１の前部及び左右のピボットフレーム２３にはエンジン３３が支持されている。エンジン３３は、クランク軸３３ａが収容されたクランクケース３４と、クランクケース３４の前部から立ち上げられたシリンダ部３５とを備える。クランクケース３４の後部には変速機３７が設けられる。シリンダ部３５には燃焼室が設けられる。シリンダ部３５の後部には、燃焼室内に燃料及び空気を供給する吸気装置が設けられ、シリンダ部３５の前部には、燃焼室から排気を排出する排気装置が設けられる。また、シリンダ部３５の側面には、先端部が燃焼室に臨む点火プラグ４９が設けられる。
吸気装置は、空気通路を開閉するスロットルバルブを備えるスロットルボディと、燃焼室へ燃料を供給する燃料噴射弁とを備え、スロットルバルブは、ＴＢＷ（スロットル・バイ・ワイヤ）用電動モータにより開閉される。ＴＢＷ用電動モータは、スロットルグリップ２７の回動角度を検出するグリップ角センサーＳＥ７から出力される回動角度信号に基づいて駆動される。従って、スロットルバルブは、スロットルグリップ２７の回動に応じて開閉される。

変速機３７は、その出力軸にドライブスプロケット４１が取付けられ、ドライブスプロケット４１と、後輪１６に取付けられたドリブンスプロケット４２とにチェーン４３が掛け渡されて変速機３７から後輪１６へ動力が伝達される。
変速機３７は、ギヤチェンジペダル４５、操作力伝達機構４６、シフトスピンドル４４及びシフトドラム４７を備える。
ギヤチェンジペダル４５は、ライダーによって変速操作される。操作力伝達機構４６は、ギヤチェンジペダル４５に連結されてギヤチェンジペダル４５に加えられた操作力をシフトスピンドル４４に伝える。シフトドラム４７は、シフトスピンドル４４側から伝達された操作力により回動され、変速機３７に備える複数の変速ギヤをシフトフォーク（不図示）を介して移動させ、変速段を切り換える。

自動二輪車１０の速度（車両速度又は車速）は、後輪１６の回転数を検出する後輪回転センサーＳＥ１と、変速機３７のミッション軸３８（メイン軸、カウンタ軸等）の回転数を検出するミッション軸回転センサーＳＥ２とから出力される信号により求められる。
エンジン３３のクランク軸３３ａの回転数（実エンジン回転数ＮｅＪ）は、クランクケース３４に設けられたクランク軸センサー（エンジン回転数検出手段）ＳＥ３で検出される。
変速機３７において、操作力伝達機構４６の動作はシフトストロークセンサーＳＥ４、シフトスピンドル４４の回転はシフトスピンドルスイッチＳＥ５、シフトドラム４７の回転角度はシフトドラムポジションセンサーＳＥ６でそれぞれ検出される。
スロットルグリップ２７の回動角度（スロットルグリップ角度）はグリップ角センサーＳＥ７、スロットルバルブの開度（スロットル開度）はスロットル開度センサーＳＥ８でそれぞれ検出される。なお、スロットルグリップ２７の回動操作は、導線を介して電気的にスロットルバルブに伝わる。上記のスロットル開度は、スロットルグリップ角度に比例するが、比例関係ではなくてもスロットルグリップ角度の増加に応じてスロットル開度が増加するようにしても良い。

上記の各センサーＳＥ１，ＳＥ２，ＳＥ３，ＳＥ４，ＳＥ６，ＳＥ７，ＳＥ８及びスイッチＳＥ５からの各信号は、ＥＣＵ（エレクトロニックコントロールユニット）５１に入力される。また、ＥＣＵ５１は、燃料噴射弁４８にＩＮＪ信号を出力して燃料噴射弁４８から燃料を噴射させ、点火プラグ４９にＩＧＮ信号を出力して点火プラグ４９を点火させ、ＴＢＷ用電動モータ５２にＴＢＷモータ信号を出力してＴＢＷ用電動モータ５２を作動させる。また、ＥＣＵ５１は、車体前部上部に配置されたメータ５３との間でＣＡＮ（Ｃｏｎｔｒｏｌｌｅｒ Ａｒｅａ ＮｅＴｗｏｒｋ）により接続されている。
上記したＥＣＵ５１及び各センサーＳＥ１，ＳＥ２，ＳＥ３，ＳＥ４，ＳＥ６，ＳＥ７，ＳＥ８及びスイッチＳＥ５は、エンジン出力制御装置５５を構成する。
ＥＣＵ５１は、スロットルグリップ２７の回動角度及びエンジン回転数に基づいてライダー要求エンジン出力を設定したときに、ライダー要求エンジン出力から差し引かれる引き去りエンジン出力を算出する引き去りエンジン出力算出手段５４を備える。引き去りエンジン出力については、後で詳述する。

図２は、変速機３７に備える一対の変速ギヤ６１，６２の構造及び作用を示す模式図であり、一対の変速ギヤ６１，６２のダボ６２ｂ及びダボ穴６１ｂを周方向に切断して展開した断面を示している。図２（Ａ）はダボ６２ｂとダボ穴６１ｂとが噛み合う前の状態を示す図、図２（Ｂ）はダボ６２ｂとダボ穴６１ｂとの半噛み状態を示す図、図２（Ｃ）はダボ６２ｂがダボ穴６１ｂに完全に挿入された状態を示す図、図２（Ｄ）はダボ６２ｂとダボ穴６１ｂとの相対回動が無くなった状態を示す図である。図中の矢印は、一対の変速ギヤ６１，６２の各回転方向を示している。
図２（Ａ）に示すように、一対の変速ギヤ６１，６２は、変速機３７に備えるメイン軸又はカウンタ軸上に設けられる。一方の変速ギヤ６１は、メイン軸又はカウンタ軸の軸方向（図の上下方向）への移動が規制されながら、メイン軸又はカウンタ軸に一体的に回転可能（又は相対回転可能）に支持されている。変速ギヤ６１は、その端面６１ａにダボ穴（被噛合部）６１ｂが形成されている。ダボ穴６１ｂは、底面６１ｃと、底面６１ｃから立ち上げられた対向する側面６１ｄ，６１ｅとを備える。側面６１ｄ，６１ｅは、変速ギヤ６１の回転方向に離れて形成されている。
他方の変速ギヤ６２は、メイン軸又はカウンタ軸の軸方向（図の上下方向）へ移動可能にされながら、メイン軸又はカウンタ軸に一体的に回転可能（又は相対回転可能）に支持されている。変速ギヤ６２は、変速ギヤ６１のダボ穴６１ｂに挿入可能な凸状のダボ（噛合部）６２ｂを備える。

変速ギヤ６２を、ライダーの変速操作によってメイン軸又はカウンタ軸に沿って変速ギヤ６１側に押圧すると、始めは、変速ギヤ６２の端面６２ａが、変速ギヤ６１の端面６１ａに当たっているが、変速ギヤ６１と変速ギヤ６２との相対回転によって、図２（Ｂ）に示すように、変速ギヤ６２のダボ６２ｂの先端部がダボ穴６１ｂに挿入された半噛み状態となる。
変速ギヤ６２が更に軸方向に移動することで、図２（Ｃ）に示すように、ダボ６２ｂは完全にダボ穴６１ｂに挿入される。即ち、ダボ６２ｂとダボ穴６１ｂとが噛みあった状態である。ここで、ダボ６２ｂとダボ穴６１ｂの側面６１ｄ，６１ｅとの隙間６３，６４の周方向の角度をそれぞれα１，α２とすると、ダボ穴６１ｂ内でのダボ６２ｂの周方向の遊び角αは、α＝α１＋α２となる。

そして、図２（Ｄ）に示すように、変速ギヤ６１の矢印Ｇ方向への動力伝達、又は変速ギヤ６２の矢印Ｈ方向への動力伝達によって、ダボ６２ｂとダボ穴６１ｂの一方の側面６１ｄとが当たった状態になる。この結果、変速ギヤ６１から変速ギヤ６２へ、又は変速ギヤ６２から変速ギヤ６１へ動力が伝達されるようになる。この状態は、角度α１（図２（Ｃ）参照）＝０、即ち、ダボ６２ｂとダボ穴６１ｂとの相対回動が動力伝達によって無くなった状態である。
そして、次の変速時（シフトアップ時又はシフトダウン時）には、ダボ６２ｂがダボ穴６１ｂから外される。即ち、ダボ６２ｂとダボ穴６１ｂとの噛み合いが解除された状態になる。

本実施形態では、変速時（少なくともシフトダウン時）に上記一対の変速ギヤ６１，６２とは別に、変速ギヤ６１，６２と基本構造が同一の他の一対の変速ギヤ６１Ａ，６２Ａ（不図示）においても、上記変速ギヤ６１，６２と同様なダボ６２ｂとダボ穴６１ｂとの噛み合いや噛み合いの解除がほぼ同時に行われる。
一方の変速ギヤ６１，６２のダボ６２ｂとダボ穴６１ｂとが噛み合えば、それとほぼ同時期に、他方の変速ギヤ６１Ａ，６２Ａのダボ６２ｂとダボ穴６１ｂとの噛み合いが解除されて変速段１段（例えば、３速から２速、４速から３速等）の変速が完了する。また、一方の変速ギヤ６１，６２のダボ６２ｂとダボ穴６１ｂとの噛み合いが解除されれば、それとほぼ同時期に、他方の変速ギヤ６１Ａ，６２Ａのダボ６２ｂとダボ穴６１ｂとが噛み合って変速段１段の変速が完了する。
以下では、他の一対の変速ギヤも変速ギヤ６１，６２として説明する。

図３は、変速機３７におけるシフトダウン時の各種変数の時間的変化を示すグラフである。グラフの縦軸はエンジン出力、シフトドラム角度、エンジン回転数、ＦＣ（ヒューエルカット）状態、シフトセンサーのオンオフ状態を示し、横軸は時間を示している。（なお、以下説明中の符号については、図１及び図２を参照。）
時刻ｔ１より前であって車両が走行中の加速状態においては、クランク軸センサーＳＥ３で検出される実エンジン回転数ＮｅＪが次第に上昇する。時刻ｔ１における実エンジン回転数ＮｅＪはｒ１である。
時刻ｔ１において、ライダーによりギヤチェンジペダル４５にてシフトダウン操作（例えば、変速段が３速から２速等）が行われると、シフトストロークセンサーＳＥ４がＯＦＦからＯＮになる。

シフトストロークセンサーＳＥ４がＯＮになることで、燃料噴射弁４８へのＩＮＪ（燃料噴射）信号が停止し、燃料噴射弁４８からの燃料噴射が停止する。即ち、フューエルカット状態がＯＦＦからＯＮになり、フューエルカットが行われる。この結果、変速機３７内の一対の変速ギヤ６１，６２間のトルク伝達が停止し、一対の変速ギヤ６１，６２間を接続するダボ６２ｂとダボ穴６１ｂとの係合が緩む。これにより、ダボ穴６１ｂからダボ６２ｂが抜けやすくなる。このとき、別の一対の変速ギヤ６１，６２間を接続するダボ６２ｂとダボ穴６１ｂとは係合する前の状態にある。実エンジン回転数ＮｅＪは、フューエルカットによって時刻ｔ１を過ぎた直後から次第に下降する。
なお、上記したフューエルカットの代わりに点火時期をリタードさせても良い。

エンジン回転数において、破線は、変速時の車速と、シフトダウンする前の変速段のギヤレシオとから算出されるエンジン回転数ＮｅＡを示す。また、エンジン回転数において、一点鎖線は、変速時の車速と、１段だけシフトダウンさせた後の変速段のギヤレシオとから求められるエンジン回転数（変速後エンジン回転数）ＮｅＢを示す。
時刻ｔ１〜時刻ｔ６までは、エンジン回転数ＮｅＡ＝ｒ１、エンジン回転数ＮｅＢ＝ｒ３であり、時刻ｔ６以降は、エンジン回転数ＮｅＡ及びエンジン回転数ＮｅＢは、徐々に増加する。

時刻ｔ１から時刻ｔ４までは、目標エンジン回転数ＮｅＴ（ＮｅＴ１）＝ｒ７に設定される。この目標エンジン回転数ＮｅＴは、変速時（時刻ｔ１）の車速とシフトダウン後の変速段のギヤレシオとを加味して算出される。目標エンジン回転数ＮｅＴは、変速時（時刻ｔ１）の車速とシフトダウン後の変速段のギヤレシオとから算出されるエンジン回転数ＮｅＢ（一点鎖線で示されるエンジン回転数）＝ｒ３よりも高い値に設定される。
エンジン出力に関しては、出力の目標となる目標エンジン出力ＰＴは、時刻ｔ１までは、要求エンジン出力ＰＡと同一で、ｐ２である。時刻ｔ１では、目標エンジン出力ＰＴ及び要求エンジン出力ＰＡは同一であり、ｐ２からｐ３に増加する。
要求エンジン出力ＰＡは、後で詳述するように、目標エンジン回転数ＮｅＴ、実エンジン回転数ＮｅＪ等を用いて求められる。

時刻ｔ２の直前では、フューエルカットがＯＮからＯＦＦになる。また、時刻ｔ２付近でシフトドラム４７のシフトドラム角度がθ３から回転し始め、一対の変速ギヤ６１，６２間を接続するダボ６２ｂとダボ穴６１ｂとの噛み合いが外れ始める。また、時刻ｔ２直前で、燃料噴射弁４８からの燃料噴射が開始されたことにより、実エンジン回転数ＮｅＪは、時刻ｔ２から時刻ｔ３まで急上昇する。時刻ｔ３では、実エンジン回転数ＮｅＪ＝ｒ２となる。
時刻ｔ２から時刻ｔ４までの間では、ＥＣＵ５１によって、目標エンジン回転数ＮｅＴ（＝ＮｅＴ１）と実エンジン回転数ＮｅＪとの差Ｒａ（＝Ｒａ１）が算出され、この差Ｒａから、予め求められている、差Ｒａと要求エンジン出力ＰＡとの関係（図４参照）に基づいて、要求エンジン出力ＰＡが求められる。

時刻ｔ３では、シフトドラム４７のシフトドラム角度がθ２となり、一対の変速ギヤ６１，６２間を接続するダボ６２ｂがダボ穴６１ｂから完全に抜ける。
目標エンジン出力ＰＴは、時刻ｔ１から時刻ｔ３までは要求エンジン出力ＰＡと同じ値で、略一定である。時刻ｔ３から時刻ｔ４の間では、実エンジン回転数ＮｅＪの上昇によって、目標エンジン回転数ＮｅＴ（＝ＮｅＴ１）と実エンジン回転数ＮｅＪとの差Ｒａ（＝Ｒａ１）が小さくなる。このため、要求エンジン出力ＰＡと差Ｒａとの関係（図４参照）から、要求エンジン出力ＰＡは、徐々に低下する。このときも目標エンジン出力ＰＴは、要求エンジン出力ＰＡと同じ値で推移する。

時刻ｔ４では、実エンジン回転数ＮｅＪが、目標エンジン回転数ＮｅＴに予め設定された値だけ近づいたことから、目標エンジン回転数ＮｅＴがｒ７からｒ６（＝ＮｅＴ２）に低下し、また、この前後からシフトドラム４７のシフトドラム角度がθ２から回転し始める。この後、シフトドラム角度はθ１まで回転して別の一対の変速ギヤ６１，６２間を接続するダボ６２ｂがダボ穴６１ｂに挿入される。
時刻４から時刻ｔ６までは、要求エンジン出力ＰＡとライダー要求エンジン出力ＰＢのうち、小さい方のライダー要求エンジン出力ＰＢが目標エンジン出力ＰＴとして出力される。即ち、目標エンジン出力ＰＴ＝ライダー要求エンジン出力ＰＢとなる。
時刻ｔ５では、実エンジン回転数ＮｅＪがｒ５（最大値）になり、時刻ｔ５以降は次第に低下する。

時刻ｔ６では、目標エンジン回転数ＮｅＴがｒ６からｒ３まで低下し、エンジン回転数ＮｅＢと同一になる。時刻ｔ６以降は、目標エンジン回転数ＮｅＴとエンジン回転数ＮｅＢとは、同じ値で徐々に上昇する。
また、時刻６では、ライダーのグリップ開度から決まるライダー要求エンジン出力ＰＢから、所定のエンジン出力ＰＣを引いた出力（ＰＢ−ＰＣ）を、目標エンジン出力ＰＴの初期値とする。即ち、時刻ｔ６では、目標エンジン出力ＰＴ＝ｐ１、ライダー要求エンジン出力ＰＢ＝ｐ４となる。
その後、目標エンジン出力ＰＴは、時刻ｔ８までライダー要求エンジン出力ＰＢに徐々に戻される。上記したライダー要求エンジン出力ＰＢから引いた所定のエンジン出力ＰＣを引き去りエンジン出力ＰＣとする。上記から、引き去りエンジン出力ＰＣの初期値は、ＰＣ＝ｐ４−ｐ１となる。

上記した引き去りエンジン出力ＰＣを設定して目標エンジン出力ＰＴを下げるのは、以下の理由による。
時刻ｔ６において、別の一対の変速ギヤ６１，６２間を接続するダボ６２ｂとダボ穴６１ｂとの動力伝達による相対回動がなくなると、別の一対の変速ギヤ６１，６２間に急激なトルク伝達が発生することがある。この急激なトルク伝達は、オーバーシュート状態にある実エンジン回転数ＮｅＪが、変速後（シフトダウン後）のエンジン回転数ＮｅＢに急激に同期する過程において、エンジンの回転慣性エネルギーが車体に放出されることで発生する。この急激なトルクの増加分を相殺してスムーズにトルク伝達を開始するために上記の引き去りエンジン出力ＰＣを設定する。
時刻ｔ６は、ダボ６２ｂとダボ穴６１ｂとの動力伝達による相対回動がなくなるタイミングであり、シフトダウンが完了（変速完了）した時刻と言える。

時刻ｔ７では、時刻ｔ６から過剰なオーバーシュートが抑えられて目標エンジン回転数ＮｅＴをやや上回っていた実エンジン回転数ＮｅＪが、エンジン回転数ＮｅＢと同一になる。これ以降は目標エンジン回転数ＮｅＴ及びエンジン回転数ＮｅＢと同一のまま徐々に上昇する。
上記した時刻ｔ２から時刻ｔ４までの時間Ａでは、実エンジン回転数ＮｅＪがエンジン回転数ＮｅＢに到達している。
また、時刻ｔ４から時刻ｔ６までの時間Ｂでは、実エンジン回転数ＮｅＪがエンジン回転数ＮｅＢに到達した後に、別の一対の変速ギヤ６１，６２のダボ６２ｂとダボ穴６１ｂとの相対回動が無くなる。
また、時刻ｔ６から時刻ｔ８までの時間Ｃでは、別の一対の変速ギヤ６１，６２のダボ６２ｂとダボ穴６１ｂとの相対回動が無くなった後、目標エンジン出力ＰＴが、引き去りエンジン出力ＰＣによって一旦低下してからライダー要求エンジン出力ＰＢと同じになるまで次第に増加する。

図４は、要求エンジン出力ＰＡと、目標エンジン回転数ＮｅＴから実エンジン回転数ＮｅＪを引いた差Ｒａとの関係を示すグラフである。グラフの縦軸は要求エンジン出力ＰＡ、横軸は差Ｒａ（＝目標エンジン回転数ＮｅＴ（目標Ｎｅ）−実エンジン回転数ＮｅＪ（実Ｎｅ））を示している。
要求エンジン出力ＰＡは、目標エンジン回転数ＮｅＴと実エンジン回転数ＮｅＪとの差Ｒａ（＝ＮｅＴ−ＮｅＪ）が正の値の場合、差Ｒａがゼロから差Ｒ１までは、略直線的に徐々に増加する。また、要求エンジン出力ＰＡは、差Ｒａが差Ｒ１から差Ｒ２までは、差Ｒ１を越えた直後は要求エンジン出力ＰＡの増加の傾きが大きいが、差Ｒａが差Ｒ２に近づくにつれて要求エンジン出力ＰＡの増加の傾きが次第に小さくなる。
また、差Ｒａが負の値の場合、要求エンジン出力ＰＡは、差Ｒａがゼロから差Ｒ３までは、差Ｒａがゼロに近い場合には低下の傾きが大きく、差Ｒａが差Ｒ３に近づくにつれて低下の傾きが次第に小さくなる。
以上に説明した要求エンジン出力ＰＡと差Ｒａとの関係は、実験、計算、経験等から求められ、予めＥＣＵ５１（図１参照）内に設けられた記憶装置（不図示）内に記憶されている。

図５は、ライダー要求エンジン出力ＰＢとスロットルグリップ角度θｔｈとの関係を示すグラフである。グラフの縦軸はライダー要求エンジン出力ＰＢ、横軸はスロットルグリップ角度θｔｈを示している。
ライダーがスロットルグリップ２７（図１参照）の回動操作を行うのに伴い、スロットルグリップ角度θｔｈが変化し、スロットルバルブが開閉されてスロットル開度が変更される。
ライダー要求エンジン出力ＰＢとスロットルグリップ角度θｔｈとの関係は、複数の実エンジン回転数のそれぞれにおいて設定されている。

例えば、実線で示した実エンジン回転数が４０００ｒｐｍでは、スロットルバルブを閉じた状態（スロットルグリップ角度θｔｈ＝０）からスロットルグリップ角度θｔｈ＝ｔｈ１までは、ライダー要求エンジン出力ＰＢがＰｂ１となるまでの範囲で急激に上昇する。更に、スロットルグリップ角度θｔｈがｔｈ１からｔｈ３までの範囲では、ライダー要求エンジン出力ＰＢはｐｂ１から緩やかにｐｂ２まで増加する。
また、例えば、破線で示した実エンジン回転数が８０００ｒｐｍでは、スロットルバルブを閉じた状態からスロットルグリップ角度θｔｈ＝ｔｈ２までは、ライダー要求エンジン出力ＰＢがＰｂ３となるまでの範囲で急激に上昇する。更に、スロットルグリップ角度θｔｈがｔｈ２からｔｈ３までの範囲では、ライダー要求エンジン出力ＰＢはＰｂ３からｐｂ４まで緩やかに増加する。他の実エンジン回転数においても、ライダー要求エンジン出力ＰＢは、スロットルグリップ角度θｔｈに対して上記した４０００ｒｐｍ、８０００ｒｐｍとほぼ同様な傾向で変化する。
以上に説明したライダー要求エンジン出力ＰＢとスロットルグリップ角度θｔｈとの関係は、実験、計算、経験等から求められ、予めＥＣＵ５１（図１参照）内に設けられた記憶装置（不図示）内に記憶されている。

図６は、引き去りエンジン出力ＰＣとエンジン回転数オーバーシュート量ＮｅＤとの関係を示すグラフである。グラフの縦軸は引き去りエンジン出力ＰＣ、横軸はエンジン回転数オーバーシュート量ＮｅＤを示している。
エンジン回転数オーバーシュート量（Ｎｅオーバーシュート量）ＮｅＤがゼロからｄｒ１までは、引き去りエンジン出力ＰＣは、略直線的に次第に大きくなる。更に、エンジン回転数オーバーシュート量ＮｅＤがｄｒ１からｄｒ２までは、引き去りエンジン出力ＰＣは、エンジン回転数オーバーシュート量ＮｅＤがゼロからｄｒ１の範囲のときよりも大きな増加の傾きで略直線的に次第に大きくなる。エンジン回転数オーバーシュート量ＮｅＤが無くなれば、引き去りエンジン出力ＰＣはゼロとなる。
このように、エンジン回転数オーバーシュート量ＮｅＤが大きければ大きいほど、引き去りエンジン出力ＰＣを大きくすることで、オーバーシュート量が大きくなるほど増加する余剰トルクを相殺し、変速ショックを抑制することができる。
以上に説明した引き去りエンジン出力ＰＣとエンジン回転数オーバーシュート量ＮｅＤとの関係は、実験、計算、経験等から求められ、予めＥＣＵ５１（図１参照）内に設けられた記憶装置（不図示）内に記憶されている。

図７は、変速機３７のシフトダウン制御を示すフローチャートである。（なお、説明中の符号は図１を参照。）
ＥＣＵ５１は、エンジン３３及び変速機３７を含む駆動系において、ＴＣ（トラクションコントロール）が行われているかどうか判断する（ステップＳ１）。
ＴＣが行われている（ステップＳ１にてＹＥＳ）場合は、シフトダウン制御を中止する（ステップＳ２）。
ＴＣが行われていない（ステップＳ１にてＮＯ）場合は、ＥＣＵ５１は、エンジン３３及び変速機３７の変速関連デバイス（エンジン出力制御装置５５の各構成を含むデバイス）が故障しているかどうか判断する（ステップＳ３）。
変速関連デバイスが故障している（ステップＳ３にてＹＥＳ）場合は、シフトダウン制御を中止する（ステップＳ２）。
変速関連デバイスが故障していない（ステップＳ３にてＮＯ）場合は、ＥＣＵ５１は、車両が減速中であるかどうか判断する。（ステップＳ４）。

車両が減速中でない（ステップＳ４にてＮＯ）場合は、シフトストロークセンサーＳＥ４によって、ライダーによるシフトダウン操作が検出（シフトストロークセンサーＳＥ４でのストローク検出）されたかどうか判断する（ステップＳ５）。
シフトダウン操作が検出された（ステップＳ５にてＹＥＳ）場合は、ＥＣＵ５１は、加速シフトダウン制御を実施する（ステップＳ６）。
シフトダウン操作が検出されない（ステップＳ５にてＮＯ）場合は、処理を終了する。
ステップＳ４にて、車両が減速中である（ＹＥＳ）場合は、ＥＣＵ５１は、シフトダウン操作が検出（シフトストロークセンサーＳＥ４でのストローク検出）されたかどうか判断する（ステップＳ７）。
シフトダウン操作が検出された（ステップＳ７にてＹＥＳ）場合は、減速シフトダウン制御を実施する（ステップＳ８）。シフトダウン操作が検出されない（ステップＳ７にてＮＯ）場合は、処理を終了する。
上記した変速機３７の加速シフトダウン制御は、詳しくは、車両の加速時におけるシフトダウンの際のエンジン出力制御である。

図８は、変速機の加速シフトダウン制御を示すフローチャートである。（なお、説明中の符号は図１及び図２を参照。）
図７に示したシフトダウン制御のステップＳ５にてシフトダウン操作を検出した後に、図８に示すように、ＥＣＵ５１は、フューエルカット（ＦＣ）又は点火時期の遅角（ＩＧリタード）を実施する（ステップＳ１１）。この結果、エンジン３３が減速状態になり、一対の変速ギヤ６１，６２間に作用していた伝達トルクが減少するため、ダボ６２ｂとダボ穴６１ｂとの噛み合いが緩くなる。
次に、ＥＣＵ５１は、変速時の車速とシフトダウン後の変速段の変速比とから目標エンジン回転数ＮｅＴ（＝ＮｅＴ１）を設定する（ステップ１２）。そして、目標エンジン回転数ＮｅＴ１と実エンジン回転数ＮｅＪとの差Ｒａ（＝Ｒａ１）を算出し、この差Ｒａ１と、要求エンジン出力ＰＡと差Ｒａとの関係（図４参照）から、要求エンジン出力ＰＡを求めて出力する（ステップＳ１３）。

次に、ＥＣＵ５１は、実エンジン回転数ＮｅＪが、所定エンジン回転数ＮｅＳ（＝変速後のエンジン回転数ＮｅＢ−所定値β）に達したかどうかを判断する（ステップＳ１４）。なお、この所定値βは変速後のエンジン回転数ＮｅＢに基づいて決定される、予めＥＣＵ５１内に設定された値である。
実エンジン回転数ＮｅＪが、変速後のエンジン回転数ＮｅＢ−所定値βに達しない（ステップＳ１４にてＮＯ）場合は、再度ステップＳ１４を実施する。
実エンジン回転数ＮｅＪが、変速後のエンジン回転数ＮｅＢ−所定値βに達した（ステップＳ１４にてＹＥＳ）場合は、次にステップＳ１５を実施する。上記ステップＳ１４において、実エンジン回転数ＮｅＪが、変速後のエンジン回転数ＮｅＢ−所定値βに達するのが、図３に示した時間Ａの範囲である。
上記した時間Ａでは、目標エンジン回転数ＮｅＴ１と実エンジン回転数ＮｅＪとの差Ｒａを算出して要求エンジン出力ＰＡを求める。このため、実エンジン回転数ＮｅＪを素早く目標エンジン回転数ＮｅＴ１に近づけることができ、次の変速段に到達する時間を短縮することが可能になる。また、要求エンジン出力ＰＡと差Ｒａとの関係（図４参照）において、実エンジン回転数ＮｅＪが目標エンジン回転数ＮｅＴ１よりも高い場合、即ち実エンジン回転数ＮｅＪがオーバーシュートした場合には、要求エンジン出力ＰＡが負の値となる。このため、エンジン出力制御装置５５が、実エンジン回転数ＮｅＪを下げる方向に働くことで、過剰なオーバーシュートを防止することができる。

図８に戻って、ステップ１５では、ＥＣＵ５１は、変速時の車速とシフトダウン後の変速段の変速比とから目標エンジン回転数ＮｅＴ（＝ＮｅＴ２）を設定する。
そして、目標エンジン回転数ＮｅＴ２と実エンジン回転数ＮｅＪとの差Ｒａ２を算出する。また、差Ｒａ２と、要求エンジン出力ＰＡと差Ｒａとの関係（図４参照）から要求エンジン出力ＰＡを求める。そして、（１）要求エンジン出力ＰＡと、スロットルグリップ角度θｔｈと実エンジン回転数ＮｅＪとの関係（図５参照）から得られる（２）ライダー要求エンジン出力ＰＢとを求める（ステップＳ１６）。

次に、ＥＣＵ５１は、ライダー要求エンジン出力ＰＢが要求エンジン出力ＰＡより小さいかどうか判断する（ステップＳ１７）。
ライダー要求エンジン出力ＰＢが、要求エンジン出力ＰＡより大きいか等しい（ＰＢ≧ＰＡ（ステップ１７にてＮＯ））場合は、ＥＣＵ５１は、要求エンジン出力ＰＡを出力する（ステップＳ１８）。
ライダー要求エンジン出力ＰＢが、要求エンジン出力ＰＡより小さい（ＰＢ＜ＰＡ（ステップ１７にてＹＥＳ））場合は、ＥＣＵ５１は、ライダー要求エンジン出力ＰＢを出力する（ステップＳ１９）。
このように、要求エンジン出力ＰＡとライダー要求エンジン出力ＰＢのうち、小さい方をエンジン出力として出力することで、変速が完了して車体が加速状態になった時点で、ライダーの要求以上に車体が加速することを防ぐことで、変速時の違和感を緩和することができるとともに、エンジン回転数の過剰なオーバーシュートを抑制することができる。

更に、ＥＣＵ５１は、変速後のエンジン回転数ＮｅＢの変化速度を算出し、変速後のエンジン回転数ＮｅＢが急低下したかどうかによって、ダボ６２ｂとダボ穴６１ｂとの相対回動が無くなったかどうか判断する（ステップＳ２０）。
ダボ６２ｂとダボ穴６１ｂとの相対回動が無くなっていない（ステップＳ２０にてＮＯ）場合は、再度、ステップＳ２０を実施する。
ダボ６２ｂとダボ穴６１ｂとの相対回動が無くなった（ステップＳ２０にてＹＥＳ）場合は、次のステップＳ２１を実施する。上記ステップＳ２０において、ダボ６２ｂとダボ穴６１ｂとの相対回動が無くなった時点が、図３に示した時間Ｂの最終の時刻ｔ６である。

ダボ６２ｂとダボ穴６１ｂとの相対回動が無くなることで、一対の変速ギヤ６１，６２間のトルク伝達が可能になり、車両を加速させることが可能になる。
実エンジン回転数ＮｅＪが目標エンジン回転数ＮｅＴ（＝ＮｅＴ２）を越える（オーバーシュートする）ことになれば、ダボ６２ｂとダボ穴６１ｂとの相対回動が無くなった時点で加速方向に大きな衝撃が発生することになる。このような大きな衝撃を緩和するため、以下の処理を行う。
また、上記した時間Ｂでは、時間Ａのときと同様に、目標エンジン回転数ＮｅＴ２と実エンジン回転数ＮｅＪとの差Ｒａを算出して要求エンジン出力ＰＡを求めるため、実エンジン回転数ＮｅＪを素早く目標エンジン回転数ＮｅＴ２に近づけることができる。これにより、次の変速段に到達する時間を短縮することが可能になる。また、要求エンジン出力ＰＡとライダー要求エンジン出力ＰＢとを比較して小さい方を出力するので、ライダーが急な加速を望まない場合には、エンジン出力を抑えることができる。この結果、ライダーの要求以上に車体が加速することを防ぐことで、変速時の違和感を緩和することができるとともに、エンジン回転数の過剰なオーバーシュートを抑制することができる。

図８に戻って、ＥＣＵ５１は、ステップＳ２１では、実エンジン回転数ＮｅＪから変速後のエンジン回転数ＮｅＢを引き去り、エンジン回転数オーバーシュート量ＮｅＤを算出する。
次に、引き去りエンジン出力算出手段５４は、引き去りエンジン出力ＰＣとエンジン回転数オーバーシュート量ＮｅＤとの関係（図６参照）から、エンジン回転数オーバーシュート量ＮｅＤに基づいて引き去りエンジン出力ＰＣを算出する（ステップＳ２２）。そして、ＥＣＵ５１は、ライダー要求エンジン出力ＰＢから引き去りエンジン出力ＰＣを引いたエンジン出力（ＰＢ−ＰＣ）を出力（ステップＳ２３）し、更に、エンジン出力（ＰＢ−ＰＣ）をライダー要求エンジン出力ＰＢに徐々に移行させる（ステ
ップＳ２４）。上記のエンジン出力（ＰＢ−ＰＣ）がライダー要求エンジン出力ＰＢと同じになった時点が、図３に示した時間Ｃの最終の時刻ｔ８である。

上記した時間Ｃでは、エンジン回転数オーバーシュート量ＮｅＤが大きくなればなるほど引き去りエンジン出力ＰＣを大きくするため、オーバーシュートの影響を素早く抑制させることができる。
上記したように、引き去りエンジン出力算出手段５４により引き去りエンジン出力ＰＣを算出し、ライダー要求エンジン出力ＰＢから引き去りエンジン出力ＰＣを引く。これにより、ライダー要求エンジン出力ＰＢを加味しつつ、ダボとダボ穴が加速側に衝突するタイミングで発生する過剰トルクを相殺し、シフトチェンジ後のスムーズな加速が実現できるようにエンジン出力を調整することが可能となる。

上述した実施形態は、あくまでも本発明の一態様を示すものであり、本発明の主旨を逸脱しない範囲で任意に変形及び応用が可能である。

２７ スロットルグリップ（エンジン出力調整手段）
３３ エンジン
３３ａ クランク軸
３７ 変速機
５４ 引き去りエンジン出力算出手段
５５ エンジン出力制御装置
６１，６２ 変速ギヤ
６１ｂ ダボ穴（被噛合部）
６２ｂ ダボ（噛合部）
ＮｅＢ エンジン回転数（変速後エンジン回転数）
ＮｅＤ エンジン回転数オーバーシュート量
ＮｅＪ 実エンジン回転数
ＮｅＳ 所定エンジン回転数
ＮｅＴ，ＮｅＴ１，ＮｅＴ２ 目標エンジン回転数
ＰＡ 要求エンジン出力
ＰＢ ライダー要求エンジン出力
ＰＣ 引き去りエンジン出力
ＰＴ 目標エンジン出力
ＳＥ３ クランク軸センサー（エンジン回転数検出手段）
β 所定値

Claims (5)

1. クランク軸（３３ａ）の実エンジン回転数（ＮｅＪ）を検出するエンジン回転数検出手段（ＳＥ３）と、ライダーの操作によりエンジン出力を調整可能なエンジン出力調整手段（２７）とを備え、変速機（３７）のシフトダウン変速時にエンジンの出力を制御するエンジン出力制御装置において、
   前記実エンジン回転数（ＮｅＪ）に基づいて算出される要求エンジン出力（ＰＡ）と、前記エンジン出力調整手段（２７）により調整されるライダー要求エンジン出力（ＰＢ）のうち、小さい方をエンジン出力として出力することを特徴とするエンジン出力制御装置。
2. 前記変速機（３７）に備える一対の変速ギヤ（６１，６２）の一方に噛合部（６２ｂ）が突出形成され、他方に前記噛合部（６２ｂ）が挿入される被噛合部（６１ｂ）が設けられ、前記被噛合部（６１ｂ）に前記噛合部（６２ｂ）が挿入された状態での前記噛合部（６２ｂ）と前記被噛合部（６１ｂ）との相対回動が前記一対の変速ギヤ（６１，６２）間で動力伝達方向に無くなるまで、前記要求エンジン出力（ＰＡ）と前記ライダー要求エンジン出力（ＰＢ）のうち、小さい方をエンジン出力として出力することを特徴とする請求項１に記載のエンジン出力制御装置。
3. 変速時の車速とシフトダウン後の変速段の変速比とから変速後エンジン回転数（ＮｅＢ）を算出し、
   前記噛合部（６２ｂ）と前記被噛合部（６１ｂ）との相対回動が無くなって変速が完了した後、前記実エンジン回転数（ＮｅＪ）が前記変速後エンジン回転数（ＮｅＢ）に対してオーバーシュートしたときに、前記ライダー要求エンジン出力（ＰＢ）から差し引かれる引き去りエンジン出力（ＰＣ）を算出する引き去りエンジン出力算出手段（５４）を備え、
   前記引き去りエンジン出力算出手段（５４）は、前記実エンジン回転数（ＮｅＪ）のオーバーシュート量（ＮｅＤ）から前記引き去りエンジン出力（ＰＣ）を求めることを特徴とする請求項１又は２に記載のエンジン出力制御装置。
4. 変速時の車速とシフトダウン後の変速段の変速比とから変速後エンジン回転数（ＮｅＢ）を算出し、前記実エンジン回転数（ＮｅＪ）が前記変速後エンジン回転数（ＮｅＢ）に基づいて決定される所定エンジン回転数（ＮｅＳ）に到達するまでは前記要求エンジン出力（ＰＡ）を出力することを特徴とする請求項１乃至３のいずれか一項に記載のエンジン出力制御装置。
5. 変速時の車速とシフトダウン後の変速段の変速比とから目標エンジン回転数（ＮｅＴ）を算出し、前記目標エンジン回転数（ＮｅＴ）と、前記実エンジン回転数（ＮｅＪ）との差に応じて前記要求エンジン出力（ＰＡ）を決定して出力することを特徴とする請求項１乃至４のいずれか一項に記載のエンジン出力制御装置。

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