JP6716625B2 - 変速装置 - Google Patents

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Description

本発明は、シンクロ機構を備えた鞍乗り型車両用の変速装置に関する。
従来技術として、シンクロ機構を有しスリーブ、ハブ、ブロッキングリングを備えた変速装置において、変速ギア方向へ押し付け力をスリーブに印加して、運転者に加速の意志がある場合には、可能な限り短時間でスリーブを変速ギア方向へ移動させるために、検出または推定された車両の前後方向の加速度が大きくなるに応じて変速装置のスリーブの移動速度が大きくなるように制御する技術ある（特許文献１参照）。
このようにシンクロ機構が用いられた変速装置を、鞍乗り型車両の変速装置に採用した場合、変速装置が搭載されるパワーユニットが露出して車体に取り付けられているため、シンクロ機構のスリーブ歯と変速ギアのドグ歯の衝突打音が搭乗者に聞こえやすく、変速時におけるスリーブ歯とドグ歯との衝突打音を低減する必要がある。
特許５３１３９３
本発明は、パワーユニットが露出されて車体に取り付けられる鞍乗り型車両に用いられシンクロ機構を有する変速装置において、スリーブと変速ギアとの衝突打音が聞こえやすいエンジン回転数が低い場合においてスリーブと変速ギアとの衝突打音を低減し、スリーブと変速ギアとの衝突打音がエンジン音に埋もれて比較的聞こえにくいエンジン回転数が高い場合には、素早く変速したいという運転者の要求を満たす変速装置を提供することを目的とする。
本願発明は、内燃機関を備えた鞍乗り型車両用のパワーユニット内に収納され、
前記内燃機関のクランク軸から動力が伝達される駆動軸と、
前記クランク軸からの動力が出力される出力軸と、
前記駆動軸から前記出力軸へと動力を伝達する歯車群と、
前記歯車群の複数の歯車のうち、前記駆動軸と出力軸の少なくとも１つの軸に相対回転可能に軸支されギアドグ歯を有する変速ギアと、
前記軸に相対回転を規制され軸方向に移動可能に軸支されるスリーブと、前記変速ギアと前記スリーブの間に存するブロッキングリングとを有し、前記ブロッキングリングのリング歯は、前記スリーブのスリーブ歯と前記ギアドグ歯との間に介在され、前記スリーブの移動により前記ブロッキングリングの内周面と前記変速ギアの突出円筒部とが接触することにより前記スリーブと前記変速ギアが同期し、前記スリーブ歯が前記リング歯に接し噛合した後に前記ギアドグ歯に接し噛合することで前記スリーブと前記変速ギアとが連結して変速段を確立する変速切替機構と、
アクチュエータの駆動力によって前記スリーブを前記変速ギアの側へ押し付ける押し付け力によって、前記スリーブを軸方向に移動させる変速操作機構と、
を備える変速装置において、
前記内燃機関のエンジン回転数を検出するエンジン回転数検出部と、
前記スリーブの位置を検出するスリーブ位置検出部と
前記変速切替機構を制御する変速制御装置と、を備え、
前記変速制御装置は、
前記スリーブのスリーブ歯の歯先と前記変速ギアのギアドグ歯の歯先とが衝突するスリーブ歯ギアドグ歯衝突時より予め定められた所定前のギアインフェーズ開始時から、前記スリーブ歯ギアドグ歯衝突時より予め定められた所定後のギアインフェーズ終了時までの、ギアインフェーズの間、前記押し付け力を一定のギアインフェーズ押し付け力とするように前記アクチュエータを制御し、
前記ギアインフェーズ押し付け力は、前記ギアインフェーズの開始時に検知したギアインフェーズエンジン回転数に基づき、前記ギアインフェーズエンジン回転数が小さいときに比べて前記ギアインフェーズ回転数が大きいときには、前記ギアインフェーズ押し付け力が大きくなるように制御されることを特徴とする変速装置である。
前記構成によれば、内燃機関が外部に露出し運転者の近くに配置されスリーブとギアとの衝突打音が聞こえやすい鞍乗り型車両において、エンジン回転数が低くエンジン音が小さいときには、スリーブの押し付け力を低くして、スリーブのスリーブ歯と変速ギアのドグ歯との衝突打音を低減することができる。また、エンジン音が大きく衝突打音が埋もれて運転者に聞こえにくくなるエンジン回転数が高いときには、押し付け力を大きくして変速速度を早くすることができとともに、エンジン回転数が高いときは運転者の意思として素早く変速したい場合が多く、運転者の要求も同時に満たすことができる。
前記構成において、前記変速制御装置には、前記ギアインフェーズエンジン回転数に対して、ギアインフェーズ駆動力切替開始回転数が設けられ、
前記変速制御装置は、前記ギアインフェーズエンジン回転数が前記ギアインフェーズ駆動力切替開始回転数より低いときに、前記ギアインフェーズ押し付け力を、前記ギアインフェーズエンジン回転数にかかわらず、前記ギアインフェーズ駆動力切替開始回転数において算出されたギアインフェーズ押し付け力以下の所定のギアインフェーズ第１固定値となるように制御してもよい。
前記構成によれば、エンジン回転数が低い場合でも変速速度を小さくし過ぎず、最低限の変速速度を保てる。
前記構成において、前記変速制御装置には、前記ギアインフェーズエンジン回転数に対して、前記ギアインフェーズ駆動力切替開始回転数よりも高いエンジン回転数に、ギアインフェーズ駆動力切替完了回転数が設けられ、
前記ギアインフェーズエンジン回転数が前記ギアインフェーズ駆動力切替完了回転数より高いときに、前記ギアインフェーズ押し付け力を、前記ギアインフェーズ駆動力切替完了回転数において算出されたギアインフェーズ押し付け力以上の所定のギアインフェーズ第２固定値となるように制御してもよい。
前記構成によれば、エンジン回転数が高い場合でも変速速度を大きくし過ぎず、衝突打音の低減、スリーブやギアの保護ができる。さらに、運転者に変速速度の変化に対する違和感を感じにくくさせ、衝突打音の低減と変速速度の向上を両立できる。
前記構成において、前記変速切替機構の変速動作は、
前記スリーブが変速ギアの方向へ移動していないニュートラルフェーズと、
前記スリーブが移動を開始し前記ブロッキングリングが前記変速ギアの突出円筒部に押し付けられ摩擦が生じ始め前記スリーブと前記変速ギアとが同期を開始する同期開始時の前までのスリーブ移動フェーズと、
前記同期開始時から前記ギアイン開始時までの同期フェーズと、
前記ギアイン開始時から前記スリーブの前記スリーブ歯が前記ブロッキングリングのリング歯を掻き分け、前記変速ギアのギアドグ歯と衝突し、前記ギアイン終了時までの前記ギアインフェーズと、
前記ギアイン終了時から前記スリーブ歯が前記変速ギアのギア壁に衝突して変速が完了するまでのプッシュフェーズがあり、
前記変速制御装置は、前記同期フェーズでは、前記押し付け力を、一定の同期フェーズ押し付け力(Fs)として変速制御を実行し、
一定の前記同期フェーズ押し付け力を、前記同期フェーズの開始時に検知した同期フェーズエンジン回転数に基づき、前記同期フェーズエンジン回転数が小さいときに比べて前記同期フェーズエンジン回転数が大きいときには、前記同期フェーズ押し付け力が大きくなるように制御してもよい。
エンジン回転数が低くエンジン音が小さいときには、スリーブの押し付け力を低くして、スリーブのスリーブ歯と変速ギアのドグ歯との衝突打音を低減することができる。また、エンジン音が大きく衝突打音が埋もれて運転者に聞こえにくくなるエンジン回転数が高いときには、押し付け力を大きくして変速速度を早くすることができとともに、エンジン回転数が高いときは運転者の意思として素早く変速したい場合が多く、運転者の要求も同時に満たすことができる。前記構成によれば、スリーブのスリーブ歯と変速ギアのドグ歯との衝突打音が発生するギアインフェーズの直前の同期フェーズにおいて、同期フェーズの開始時の回転数に基づいて同期フェーズ押し付け力を制御することにより、衝突打音を低減することができるとともに、運転者の要求を満たす素早い変速操作を行うことができる。
前記構成において、前記変速制御装置に、前記同期フェーズエンジン回転数に対して、同期フェーズ駆動力切替開始回転数を設け、前記変速制御装置は、前記同期フェーズエンジン回転数が前記同期フェーズ駆動力切替開始回転数より低いときに、前記同期フェーズ押し付け力を、前記同期フェーズエンジン回転数にかかわらず、前記同期フェーズ駆動力切替開始回転数において算出された同期フェーズ押し付け力以下の所定の同期フェーズ第１固定値となるように制御してもよい。
前記構成によれば、エンジン回転数が低い場合でも変速速度を小さくし過ぎず、最低限の変速速度を保てる。
前記構成において、前記変速制御装置に、前記同期フェーズエンジン回転数に対して、前記同期フェーズ駆動力切替開始回転数よりも高いエンジン回転数に、同期フェーズ駆動力切替完了回転数を設け、前記同期フェーズエンジン回転数が前記同期フェーズ駆動力切替完了回転数より高いときに、前記同期フェーズ押し付け力を、前記同期フェーズ駆動力切替完了回転数において算出された同期フェーズ押し付け力以上の所定の同期フェーズ第２固定値となるように制御してもよい。
前記構成によれば、エンジン回転数が高い場合でも変速速度を大きくし過ぎず、衝突打音の低減、スリーブやギアの保護ができる。さらに、運転者に変速速度の変化に対する違和感を感じにくくさせ、衝突打音の低減と変速速度の向上を両立できる。
前記構成において、前記プッシュフェーズでは、前記スリーブの目標位置に対して現在の位置との差を変速制御の入力値とするフィードバック制御を実行するようにしてもよい。
前記構成によれば、前記構成によれば、ギアインフェーズに比べプッシュフェーズで発生する打音は小さいため、プッシュフェーズでは変速速度が向上するよう押し付け力を制御できる。
本発明に係る変速装置によれば、パワーユニットが露出されて車体に取り付けられた鞍乗り型車両に用いられる変速装置において、スリーブと変速ギアとの衝突打音が聞こえやすいエンジン回転数が低い場合においてスリーブと変速ギアとの衝突打音を低減し、スリーブと変速ギアとの衝突打音がエンジン音に埋もれて比較的聞こえにくいエンジン回転数が高い場合には、素早く変速したいという運転者の要求を満たすことができる。
本発明の一実施の形態のパワーユニットが搭載された自動二輪車の右側面図である。 パワーユニットの右側面図である。 パワーユニットのユニットケースカバーを外した左側面図である。 図２のIV-IV切断面図である。 図３のV-V切断面図である。 変速駆動装置周辺の断面図である。 変速切替機構周辺の断面図である。 変速切替機構周辺の断面図である。 シンクロ機構の同期を図る状態を時系列に示した概略図である。 変速装置の模式図である。 変速装置の変速段の切替とレシオの関係を示した図である。 変速装置の変速動作における発生Ｇ、音圧、シフトモータのデューティー比、シフトドラムの回転角を示したグラフである。 エンジン回転数Neに対するギアインフェーズデューティー比、同期フェーズデューティー比を示したグラフである。
本発明の一実施の形態に係るパワーユニットＰの変速装置Ｔについて、図を参照して説明する。
なお、本明細書および特許請求の範囲において、前後左右上下の向きは本発明に係るパワーユニットを、車両、特に自動二輪車に搭載した状態での車両の向きに従うものとする。図中、矢印ＦＲは前方、ＲＥは後方、ＲＨは右方、ＬＨは左方、ＵＰは上方、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、前部に配置されるヘッドパイプ３と、ヘッドパイプ３から後方斜め下方に向けて延出し、途中湾曲して後方へ向けて延びるメインフレーム部材４と、メインフレーム部材４の後端から下方へ向けて延出するセンターフレーム部材５と、センターフレーム部材５の上部から後方へむけて延出するシートステー６と、センターフレーム部材５の後部とシートステー６の後部とに架け渡されるミッドステー７と、ヘッドパイプ３から下方へ向けて延出するダウンフレーム８と、を備えている。
ヘッドパイプ３には、下端部で前輪10を回転自在に支持するフロントフォーク９が操向可能に支持されている。フロントフォーク９の上端部には、操向ハンドル11が連結されている。センターフレーム部材５には、ピボット軸12を介してスイングアーム13が搖動可能に支持されている。スイングアーム13の後端には、後輪軸14を介して後輪15が回転自在に支持されている。
シートステー６の上方には乗員用シート16が取付けられ、乗員用シート16の前方であってメインフレーム部材４の上方には燃料タンク17が搭載されている。
自動二輪車１には、後輪15を駆動させるパワーユニットＰが、クランク軸23の回転軸線を左右方向に指向させて搭載されている。パワーユニットＰの出力軸33に嵌着される駆動スプロケット33ａと、後輪軸14に嵌着される従動スプロケット14ａとの間には、無端状のチェーン18が架渡されている。
パワーユニットＰは、車体フレーム２に設けられた複数のエンジンハンガー２ａにより、パワーユニットＰの前部、中央上部、後部上方、後部下方において支持されている。パワーユニットＰの後部下部を支持するエンジンハンガー２ａは、後述する偶数段軸32の下方に位置している。
図２に示されるように、パワーユニットＰは、水冷式二気筒四ストロークサイクル内燃機関（以下、内燃機関という）Ｅと、内燃機関Ｅの後方に連結される変速装置Ｔとが一体とされたものである。変速装置Ｔは、自動二輪車１に搭載された変速制御装置100により変速動作が制御される。内燃機関Ｅには、エンジン回転数を検出するエンジン回転数検出部101が設けられており、検出されたエンジン回転数Ｎｅは、変速制御装置100に送られる。
パワーユニットＰは、クランク軸23を回転自在に支持するクランクケース21と、変速装置Ｔの変速機構30を収容する変速機ケース22とが、クランクケース21を前半部、変速機ケース22を後半部として前後に一体的に形成されるユニットケース20を備えている。ユニットケース20は、上クランクケース半体部21Ｕと上変速機ケース半体部22Ｕとが一体に形成される上ユニットケース半体部20Ｕと、下クランクケース半体部21Ｄと下変速機ケース半体部22Ｄとが一体に形成される下ユニットケース半体部20Ｄとからなる上下割に構成されている。
上クランクケース半体部21Ｕの上部には、前方斜め上方に向けてシリンダブロック24、シリンダヘッド25、ヘッドカバー26が順次重ねられ、前傾して突設されている。
下ユニットケース半体部20Ｄの下側はオイルパン27で塞がれている。
ユニットケース20の右側は、右ユニットケースカバー28Ｒにより覆われ、ユニットケース20の左側は、左ユニットケースカバー28Ｌ（図６参照）により覆われている。
クランク軸23は、上クランクケース半体部21Ｕと下クランクケース半体部21Ｄとに、図示されない軸受を介して挟まれ、クランクケース21に回転自在に支持されている。
図４ないし図６に示されるように、内燃機関Ｅの駆動力を所定の変速段に変速する変速装置Ｔは、常時噛合い式の変速機構30と、変速機構30の変速段を操作する変速操作機構70と、第１クラッチ47Ａと第２クラッチ47Ｂの２つのクラッチを備えたいわゆるツイン式のクラッチ装置47と、を備えている。変速装置Ｔは前進８段の変速段に構成されている。
図４および図５に示されるように、変速装置Ｔの変速機構30は、入力軸であって奇数段の駆動ギアｍ１，ｍ３，ｍ５，ｍ７が配設された奇数段軸31と、奇数段軸31から回転駆動力が伝達され偶数段の駆動ギアｍ２，ｍ４，ｍ６，ｍ８が配設された偶数段軸32と、奇数段および偶数段の駆動ギアｍ１〜ｍ８が噛み合う被動ギアｃ１〜ｃ４を備えた出力軸33と、偶数段と奇数段の駆動ギアと被動ギアからなる歯車群Ｇを備えている。奇数段軸31、偶数段軸32、出力軸33、後述するシフトドラム80およびシフトフォーク軸90は、クランク軸23と平行であって左右方向に指向して配設されている。
これらのクランク軸23、奇数段軸31、偶数段軸32、シフトドラム80は、図３に示されるように、車両側面視において、出力軸33はクランク軸23より後方に配置され、奇数段軸31および偶数段軸32は、クランク軸23より後方に配置されている。さらに、奇数段軸31は、クランク軸23と出力軸33を結んだ線Ｌ１に対して、偶数段軸32と反対側に設けられている。シフトドラム80は、奇数段軸31と偶数段軸32を結んだ線Ｌ２に対して、出力軸33と反対側に配置されている。また、奇数段軸31および偶数段軸32のうち少なくともどちらか一方は、車両前後方向において、クランク軸23と出力軸33の間に配置されるが、本実施の形態では、奇数段軸31がクランク軸23と出力軸33の間に配置されている。奇数段軸31、偶数段軸32、出力軸33の３軸は、奇数段軸31と出力軸33との軸間長Ｄ１は、偶数段軸32と出力軸33との軸間長Ｄ２より長くなるように配設されている。
奇数段軸31は、図３に示されるように、上変速機ケース半体部22Ｕに、クランク軸23の後方斜め上方に配設されている。図４に示されるように、奇数段軸31は、第１クラッチ47Ａを介してクランク軸23からの回転駆動力が伝達される奇数段主軸31ａと、該奇数段主軸31ａの略中央に相対回転可能に覆って配設され第２クラッチ47Ｂを介して偶数段へ回転駆動力が伝達される動力伝達外軸31ｂと、奇数段主軸31ａの右端寄りに動力伝達外軸31ｂに隣接して相対回転可能に支持されたクラッチ外軸31ｃからなる。
奇数段主軸31ａは、左端がボールベアリング34を介して上変速機ケース半体部22Ｕに、右端がボールベアリング35を介して右ユニットケースカバー28Ｒに、それぞれ回転可能に支持されている。奇数段主軸31ａには、左側から奇数段の駆動ギアｍ１，ｍ３，ｍ７，ｍ５がそれぞれニードルベアリング56を介して相対回転可能に取り付けられている。
奇数段主軸31ａの中央から右端寄りにかけて、動力伝達外軸31ｂが、ニードルベアリング41を介して相対回転可能に支持されている。動力伝達外軸31ｂの右端には、第２クラッチ47Ｂのインナクラッチ47Ｂ2が相対回転不能に取り付けらており、左端には偶数段軸32に動力を伝達するための伝達ギア51が一体に形成されている。
さらに奇数段主軸31ａには、動力伝達外軸21ｂより右方向外側にかけて、ニードルベアリング42を介してクラッチ外軸31ｃが相対回転可能に支持されている。クラッチ外軸31ｃの中央には、クランク軸23に嵌着されるプライマリ駆動ギア45と噛合うプライマリ従動ギア46が相対回転不能に嵌合されている。該プライマリ従動ギア46を挟んで右側に第１クラッチ47Ａが、左側に第２クラッチ47Ｂが配設されている。
第１クラッチ47Ａのアウタクラッチ47Ａ１および第２クラッチ47Ｂのアウタクラッチ47Ｂ１は、クラッチ外軸31ｃに一体に回転するように取り付けられている。第１クラッチ47Ａのインナクラッチ47Ａ２は奇数段主軸31ａと、第２クラッチ47Ｂのインナクラッチ47Ｂ２は動力伝達外軸31ｂと、それぞれスプライン嵌合されている。
クランク軸23から供給される回転駆動力は、プライマリ駆動ギア45とプライマリ従動ギア46により所定の減速比で減速され、クラッチ外軸31ｃに伝達される。クラッチ外軸31ｃ7へ伝達された回転駆動力は、第１クラッチ47Ａと第２クラッチ47Ｂが油圧回路（不図示）により選択的に接続されることにより、奇数段主軸31ａまたは動力伝達外軸31ｂへと動力が伝達される。
変速装置Ｔから動力が出力される出力軸33は、クランク軸23の後方において、上下変速機ケース半体部22Ｕ，22Ｄに挟まれて配設されている。出力軸33は、左端がボールベアリング39を貫通して左端寄りがボールベアリング39を介して、右端がニードルベアリング40を介して、上下変速機ケース半体部22Ｕ，22Ｄに挟まれ、変速機ケース22に回転自在に支持されている。出力軸33の左端には、駆動スプロケット33ａが嵌合されている。
奇数段軸31の動力伝達外軸31ｂは、ニードルベアリング41により奇数段主軸31ａに相対回転自在に支持されている。動力伝達外軸31ｂには、ボールベアリング36の左側に隣接して、奇数段軸31から偶数段軸32に動力を伝達する伝達ギア51が一体に形成されている。動力伝達外軸31ｂの右端は、第２クラッチ47Ｂのインナクラッチ47Ｂ２にスプライン嵌合され、クランク軸23からの動力が第２クラッチ47Ｂにより断接される。
偶数段軸32の右端側には、偶数段軸32と一体に回転する被伝達ギア52が設けられている。出力軸33の右端には、伝達ギア51と被伝達ギア52のそれぞれと歯合するアイドルギア53が、ニードルベアリング58により相対回転可能に支持されている。
図４に示されるように、アイドルギア53の左側には、アイドルギア53の外径と略同径の第１セラシギア54が相対回転自在に嵌合されている。第１セラシギア54は、伝達ギア51と噛み合って、バネ54ａにより伝達ギア51の回転方向と反対に向けて付勢されている。
さらにアイドルギアの右側には、アイドルギア53の外径と略同径の第２セラシギア55が相対回転自在に嵌合されている。第２セラシギア55は、被伝達ギア52と噛み合って、バネ55ａによりアイドルギア53の回転方向に向けて付勢されている。
出力軸33のアイドルギア53は、奇数段軸31の動力伝達外軸31ｂの伝達ギア51、および偶数段軸32の被伝達ギア52と常時噛み合っている。第２クラッチ47Ｂが接続されると、クランク軸23の回転駆動力が、第２クラッチ47Ｂ、動力伝達外軸31ｂの伝達ギア51、アイドルギア53、被伝達ギア52を介して、偶数段軸32に伝達される。この際、アイドルギア53の左右両側に、第１セラシギア54および第２セラシギア55が設けられているので、伝達ギア51とアイドルギア53、アイドルギア53と被伝達ギア52の間のバックラッシュを防ぐことができるので、偶数段に変速する際のギアどうしの歯打ち音を低減することができる。
変速装置Ｔに設けられた歯車群Ｇは、以下のように構成されている。
奇数段軸31の奇数段主軸31ａには、左側から順に１速、３速、７速、５速の変速比の４個の奇数段の駆動ギアｍ１，ｍ３，ｍ７，ｍ５が、それぞれニードルベアリング56を介して相対回転可能に支持されている。
偶数段軸32には、左側から順に２速、４速、８速、６速の変速比の４個の偶数段の駆動ギアｍ２，ｍ４，ｍ８，ｍ６が、それぞれニードルベアリング57を介して相対回転可能に支持されている。
出力軸33には、左側から被動ギアｃ１，ｃ２，ｃ３，ｃ４の４個の被動ギアが設けられている。これらの被動ギアｃ１〜ｃ４は、それぞれ出力軸33とスプライン嵌合され出力軸33と一体に回転する。
奇数段軸31の駆動ギアｍ１と偶数段軸32の駆動ギアｍ２は対になっており、共に出力軸33の被動ギアｃ１と常時噛み合うようになっている。同様に、奇数段軸31の駆動ギアｍ３と偶数段軸32の駆動ギアｍ４、奇数段軸31の駆動ギアｍ７と偶数段軸32の駆動ギアｍ８、奇数段軸31の駆動ギアｍ５と偶数段軸32の駆動ギアｍ６はそれぞれ対になっており、対になった一組の駆動ギアのそれぞれは被動ギアｃ２、ｃ３、ｃ４に常時噛み合っている。
図４に示されるように、奇数段軸31の奇数段主軸31ａには、１速駆動ギアｍ１と３速駆動ギアｍ３との間と、７速駆動ギアｍ７と５速駆動ギアｍ５との間に位置して、変速切替機構60としてのスリーブ61が設けられている。スリーブ61は奇数段軸31上を軸方向に摺動可能であり、隣接する駆動ギアｍ１，ｍ３，ｍ５，ｍ７にシンクロ機構Ｓを介して選択的に連結される。
偶数段軸32には、２速駆動ギアｍ２と４速駆動ギアｍ４との間と、８速駆動ギアｍ８と６速駆動ギアｍ６との間に位置して、変速切替機構60としてのスリーブ61が設けられている。スリーブ61は偶数段軸32上を軸方向に摺動可能であり、隣接する駆動ギアｍ２，ｍ３，ｍ６，ｍ８にシンクロ機構Ｓを介して選択的に連結される。
図７および図８に示されるように、上記スリーブ61のそれぞれには、フォーク係合溝61ａが設けられており、このフォーク係合溝61ａに係合するシフトフォーク91によって、スリーブ61の軸方向への移動が可能となる。
変速切替機構60には、各スリーブ61と互いに連結する駆動ギアと間に、それぞれ各変速段を同期させながら確立するシンクロ機構Ｓが設けられている。
各変速段のうち１速段を確立する１速駆動ギアｍ１と３速段を確立する３速駆動ギアｍ３の間に設けられた変速切替機構60およびシンクロ機構Ｓについて、図７および図８に基づいて説明する。
他の変速切替機構60およびシンクロ機構Ｓも同様の機構である。
図４に示されるように、１速駆動ギアｍ１に代表される変速ギア65と、３速駆動ギアｍ３に代表される変速ギア66は、回転軸（奇数段軸31）67にニードルベアリング56を介して回転自在に軸支されている。
変速ギア65には外周に変速ギア歯65ａ（１速駆動ギア歯）を有するとともに、変速ギア66（３速駆動ギアｍ３）側に突出した円筒部65ｓの外周にギアドグ歯65ｔが形成されている。また、ギアドグ歯65ｔを外周に有する円筒部65ｓからさらに内周部部分が突出した突出円筒部65ssが形成されている。
変速ギア66には外周に変速ギア歯66ａ（３速駆動ギア歯）を有するとともに、変速ギア65（１速駆動ギアｍ１）側に突出した円筒部66ｓの外周にギアドグ歯66ｔが形成されている。また、ギアドグ歯66ｔを外周に有する円筒部66ｓからさらに内周部部分が突出した突出円筒部66ssが形成されている。
スリーブ61が、奇数段主軸31ａに軸方向の移動を規制されてスプライン嵌合したハブ62の外周面にスプライン嵌合して軸方向に摺動自在に外嵌されている。ハブ62の外周面に形成されたスプライン歯62ｓにスリーブ61の内周面に形成されたスリーブ歯61ｔが嵌合している。
なお、ハブ62の外周面に形成された多数のスプライン歯62ｓは、周方向に１２０度間隔にある部分が欠損して切欠溝62ｂが３か所に形成されている。
スリーブ61の内周面に環状に配列されるスリーブ歯61ｔの両端は、テーパしている。
スリーブ61の外周にはシフトフォーク91が係合するフォーク係合溝61ａが形成されている。
変速ギア65（66）の突出円筒部65ss（66ss）とハブ62の間に、ブロッキングリング63と、シンクロスプリング64が配設されている。ブロッキングリング63には、変速ギア65(66)ドグ歯65ｔ(66ｔ)と略同径のリング歯63ｔが形成されている。
変速段を確立するために、図７に示されるようなニュートラル状態から、変速操作機構70によりシフトフォーク91と係合したスリーブ61が変速ギア65方向に摺動され、シンクロスプリング64の左右両面のそれぞれにスリーブ61、ブロッキングリング63が接触し、スリーブ61と同期を開始する。
このシンクロ機構Ｓの同期動作を、図９に基づいて説明する。
図９（１）に示す状態は、変速を開始する前のニュートラル状態であり、スリーブ61は中立位置にあって、スリーブ歯61ｔが前後のシンクロスプリング64に接触しておらず、同期動作を生じない。
変速が開始され、スリーブ61が右方に移動すると、図９（２）に示すように、スリーブ61のスリーブ歯61ｔがシンクロスプリング64に接触し、シンクロスプリング64を介してブロッキングリング63を変速ギア66側に押圧可能となる。
さらに、スリーブ61が右方に移動すると、図９（３）に示すように、ブロッキングリング63が変速ギア66側に押圧され、ブロッキングリング63の内周面63ａと変速ギア66の突出円筒部66ssとの間の摩擦力も生じ、一方で、スリーブ歯61ｔはリング歯63ｔに互いの尖端どうしが接し、さらに互いのチャンファ面61ｃ，63ｃどうしが当接し、同期が開始される（ボーク段階）。
さらに、スリーブ61が右方に移動すると、図９（４）に示すように、スリーブ歯61ｔはリング歯63ｔを掻き分けるようにしてリング歯63ｔと噛合し、スリーブ61とブロッキングリング63は一体に回転する（リング歯掻き分け段階）。
さらに、スリーブ61が右方に移動すると、図９（５）に示すように、スリーブ歯61ｔは変速ギア66のギアドグ歯66ｔに互いの尖端どうしが接し、さらに互いのチャンファ面61ｃ，66ｃどうしが当接する（ギアドグ歯接触段階）。
さらに、スリーブ61が右方に移動すると、図９（６）に示すように、スリーブ歯61ｔはギアドグ歯66ｔを掻き分けるようにしてギアドグ歯66ｔと噛合し、同期が終了する（ギアドグ歯掻き分け段階）。
スリーブ61はさらに右方に移動することで、図９（７）に示すように、スリーブ歯61ｔはギアドグ歯66ｔと完全に噛合して、スリーブ歯61ｔが変速ギア66のギア壁66ｗに衝突して変速が完了し、スリーブ61（および奇数段軸31）と変速ギア66とは一体に回転する（ギアイン完了段階）。
シンクロ機構Ｓは、以上のように動作して、スリーブ61と変速ギア66を同期しながら連結する。
次に、変速切替機構60のスリーブ61を移動する変速操作機構70について、図５および図６に基づいて説明する。
変速操作機構70は、アクチュエータとしてのシフトモータ72、減速ギア機構73、シフトスピンドル74、マスターアーム75、間欠送り機構76、シフトドラム80、シフトフォーク軸90およびシフトフォーク91を備えている。図６に示されるように、シフトモータ72の回転駆動力が減速ギア機構73で減速されてシフトスピンドル74を回動させ、シフトスピンドル74と一体に回動するマスターアーム75を介して間欠送り機構76がシフトドラム80を間欠的に回動させることでシフトフォーク91を移動させ、変速機構30の各スリーブ61を軸方向に移動させて変速機構30の変速段を切替えるようになっている。シフトモータ72は、変速制御装置100からの指令に基づいて、デューティー比ＤＲが定められる。
シフトモータ72は、下変速機ケース半体部22Ｄの左側方の左ユニットケースカバー28Ｌに取付けられている。減速ギア機構73は、下変速機ケース半体部22Ｄと左ユニットケースカバー28Ｌとの間に設けられ、シフトモータ72のモータ軸72ａに一体に形成される駆動ギア73ａ、大小のギアからなる第一、第二ギア73ｂ，73ｃおよびシフトスピンドル74に嵌着される被動ギア73ｄから構成される。
シフトスピンドル74は、左右端部寄りを下変速機ケース半体部22Ｄに軸受を介して回動自在に支持されている。シフトスピンドル74の右端部寄りにはマスターアーム75が溶接され、シフトスピンドル74とマスターアーム75は、一体に回動するようになっている。
シフトドラム80は、内部が中空の円筒状に形成されている。シフトドラム80は、奇数段軸31の下方において、クランク軸23の回転軸線と平行となるように、右端部がボールベアリング88を介して、左端部がニードルベアリング89を介して、それぞれ下変速機ケース半体部22Ｄに回動自在に支持されている。
シフトドラム80の右端部には、シフトドラム80を間欠的に回動させる間欠送り機構76が設けられている。間欠送り機構76は、ピン76ａを介してマスターアーム75と連結されている。シフトドラム80の径方向外周面には、四つのリード溝80ａが設けられている。シフトドラム80には、図示されないシフトドラム角度センサが設けられており、シフトドラム80が所定の角度から回動した角度が検出される。
図２および図５に示されるように、シフトドラム80の上方および後方には、シフトフォーク軸90が、両端を下変速機ケース半体部22Ｄに嵌着されて、シフトドラム80と平行に支持されている。シフトフォーク軸90には、四つのシフトフォーク91がそれぞれ軸方向に移動可能に支持されている。
図５に示されるように、シフトフォーク91は、シフトフォーク軸90が挿通される軸挿通孔91ｂが形成される基部91ａと、基部91ａからシフトフォーク軸90と直交する方向に向けて二叉に延出するフォーク部91ｃと、基部91ａを挟んでフォーク部91ｃとは反対側に設けられるピン部91ｄと、を備えている。
フォーク部91ｃは、スリーブ61に形成されるフォーク係合溝61ａに、係合されている。ピン部91ｄは、シフトドラム80の外周面に形成された各リード溝80ａに係合している。
変速操作機構70のシフトモータ72の駆動によりシフトドラム80が回動すると、シフトドラム80の外周面に形成された各リード溝80ａに案内されて、それぞれ対応するシフトフォーク91が軸方向に移動することで、各スリーブ61が軸方向に移動させられて変速段の切り換えが行われる。
変速装置Ｔには、シフトスピンドル74の回転角を検出するシフトスピンドル角度センサ103が設けられている。シフトモータ72によって回動させられるシフトスピンドル74の回転角に基づいてスリーブ61の軸方向における位置が算出される。従って本実施の形態ではシフトスピンドル角度センサ103が、スリーブ位置検出部102に相当する。
本実施の形態においては変速切替機構60として、変速ギアが設けられていないスリーブ61が用いられていたが、スリーブと一体に変速ギアが設けられたシフタギアを用いてもよい。
変速装置Ｔは、図３に示されるように、アイドルギア53の径ｄ３は、伝達ギア51の径ｄ１および被伝達ギア52の径ｄ２より大きく設定されている。すなわち、伝達ギア51と被伝達ギア52の２つのギアの径が小さくされて、大きい径のギアはアイドルギア53の１つのみとなる。このように構成されているので、アイドルギアが小径で伝達ギアと被伝達ギアの２枚のギアが大径のものに比べて、側面視におけるパワーユニットＰの大きさをコンパクトにすることができる。
一方、伝達ギア51の径ｄ１と被伝達ギア52の径ｄ２は、アイドルギア53の径ｄ３より小径にされているので、伝達ギア51と被伝達ギア52の丁数ははともに少ないものとなってしまう。このように丁数の少ない伝達ギア51と被伝達ギア52との間では、レシオの微調整が難しくなってしまう。
図１０は、駆動ギアのうち１速駆動ギアｍ１と２速駆動ギアｍ２を一例にした変速装置Ｔの模式図である。図１１は、各変速段のレシオを示したもので、破線細線は目標レシオ、破線太線はミッションギア（ｍ１〜ｍ８、ｃ１〜ｃ４）の変速のみによるレシオ、黒矢印は伝達ギア51と被伝達ギア52とによる増速分を、実線はミッションギアによるレシオと、伝達ギア51被伝達ギア52による増速分を合わせた全体レシオを示している。
図３および図１０に示されるように、奇数段軸31、偶数段軸32および出力軸33は、奇数段軸31と出力軸33との軸間長Ｄ１が、偶数段軸32と出力軸33との軸間長Ｄ２より長くなるように配設されている。すなわち伝達ギア51の径ｄ１は被伝達ギア52の径ｄ２よりも大径にされているので、伝達ギア51から被伝達ギア52へ伝達されるレシオは大きく増速され。伝達ギア51や被伝達ギア52より径の大きいミッションギア（ｍ１〜ｍ８、ｃ１〜ｃ４）においてはレシオの調整がより容易であるので、偶数段が奇数段に対して低いレシオに微調整して減速させて、目標レシオを達成している
次に、変速時にスリーブ61を変速ギア66側に押し付ける押し付け力Ｆを制御する変速制御について図９および図１２に基づいて説明する。押し付け力Ｆは、変速操作機構70のシフトモータ72のデューティー比ＤＲに比例しており、変速制御装置100がシフトモータ72のデューティー比ＤＲを制御することにより、押し付け力Ｆが制御される。
変速装置Ｔの押し付け力Ｆは、変速制御装置100により、以下のフェーズに分けられて制御される。変速装置Ｔがどのフェーズであるかの判断は、シフトスピンドル角度センサ103が検出したシフトスピンドル角度αに基づいて算出されたスリーブ61の位置情報、あるいはシフトドラム角度から直接判断される。
（１）ニュートラルフェーズ
ニュートラルフェーズは、スリーブ61が変速ギア66の方向へ移動しておらず、ブロッキングリング63、シンクロスプリング64のいずれにも接触しておらず、スリーブ61、ブロッキングリング63、変速ギア66の間で同期が発生していない中立状態である。このニュートラルフェーズにおいては、シフトモータ72のデューティー比ＤＲは０％で、シフトモータ72の駆動力は発生しておらず、押し付け力Ｆは発生していない。
（２）スリーブ移動フェーズ
スリーブ移動フェーズは、変速制御装置100から信号が送られてシフトモータ72が駆動し、スリーブ61が変速ギア66に向けて移動を開始した時から、スリーブ歯61ｔがシンクロスプリング64に接触するが、ブロッキングリング63は変速ギア66の突出円筒部66ssに押し付けられて摩擦が生じ始めてスリーブ61と変速ギア66とが同期を開始する同期開始時の直前までの状態である。スリーブ移動フェーズにおいては、スリーブ61の目標位置に対して現在の位置との差を変速制御の入力値とするフィードバック制御を実行する。このフェーズにおける目標位置とは、ブロッキングリング63は変速ギア66の突出円筒部66ssに押し付けられて摩擦が生じ始めてスリーブ61と変速ギア66とが同期を開始するスリーブ61の位置のことである。目標位置から遠いほどシフトモータ72のデューティー比ＤＲを大きくして押し付け力Ｆを大きくし、近づくにつれシフトモータ72のデューティー比ＤＲを小さくして押し付け力Ｆを小さくするよう制御し、同期開始までにかかる所要時間を短くしている。
（３）同期フェーズ
同期フェーズは、スリーブ61と変速ギア66とが同期を開始同期開始時から、後述するギアインフェーズ開始時までの状態をいう。同期フェーズの間において、シフトモータ72のデューティー比は一定の同期フェーズデューティー比ＤＲｓにされ、押し付け力Ｆは一定の同期フェーズ押し付け力Ｆｓにされる。この同期フェーズデューティー比ＤＲｓは、同期フェーズ開始時に検知した同期フェーズエンジン回転数Ｎｅｓにより定められる。
（４）ギアインフェーズ
ギアインフェーズは、ギアインフェーズ開始時からギアインフェーズ終了時までをいう。ギアインフェーズ開始時は、スリーブ61のスリーブ歯61ｔの歯先と変速ギア66のギアドグ歯66ｔの歯先とが衝突するスリーブ歯ギアドグ歯衝突時におけるスリーブ61の軸方向位置から、変速ギア66と反対側に所定の間隔をもった位置にスリーブ61が到達した時をいい、所定の間隔は予め定められている。すなわち、スリーブ歯61ｔの歯先とギアドグ歯66ｔとが、予め定められた所定のクリアランスとなる状態にスリーブ61が達した時のことである。
ギアインフェーズでは、ギアインが開始されてからスリーブ61のスリーブ歯61ｔが、ブロッキングリング63のリング歯63ｔを掻き分け、変速ギア66のギアドグ歯66ｔと衝突し、ギアドグ歯66ｔの掻き分けが開始される。
ギアインフェーズ終了時は、スリーブ歯ギア歯衝突時におけるスリーブ61の軸方向位置から、変速ギア66の側に所定の間隔をもった位置にスリーブ61が到達した時をいい、所定の間隔は予め定められている。すなわち、スリーブ歯61ｔの歯先とギアドグ歯66ｔとが、予め定められた所定の長さ重なった状態にスリーブ61が達した時のことである。
このギアインフェーズの間において、シフトモータ72のデューティー比ＤＲは一定のギアインフェーズデューティー比ＤＲｇにされ、従って押し付け力Ｆは一定のギアインフェーズ押し付け力Ｆｇにされる。このギアインフェーズデューティー比ＤＲｇは、ギアインフェーズ開始時に検知されたギアインフェーズエンジン回転数Ｎｅｇにより定められる。
（５）プッシュフェーズ
プッシュフェーズは、ギアインフェーズ終了時から、スリーブ歯61ｔが変速ギア66のギアドグ歯66ｔをさらに掻き分け変速ギア66のギア壁66ｗに衝突し、さらに変速操作機構70のシフトスピンドル74が間欠送り機構76を１段変速させるために回りきりシフトドラム80が所定角度回転した状態までである。
プッシュフェーズにおいては、スリーブ61の目標位置に対して現在の位置との差を変速制御の入力値とするフィードバック制御を実行する。目標位置から遠いほどシフトモータ72のデューティー比ＤＲを大きくして押し付け力Ｆを大きくし、近づくにつれシフトモータ72のデューティー比ＤＲを小さくして押し付け力Ｆを小さくするよう制御し、変速終了までの所要時間を短くしている。
図１２に示されるように、ギアインフェーズにおいて一定の値にされるギアインフェーズデューティー比ＤＲｇは、ギアインフェーズ開始時に検知されたギアインフェーズエンジン回転数Ｎｅｇに基づいて、図１３に示されるような予め定められたマップに従い算出される。
マップには、ギアインフェーズ駆動力切替開始回転数Ｎｅｇｓと、ギアインフェーズ駆動力切替開始回転数Ｎｅｇｓより高いエンジン回転数にギアインフェーズ駆動力切替完了回転数Ｎｅｇｆが定められており、ギアインフェーズエンジン回転数Ｎｅｇがこれらの回転数の間では、ギアインフェーズエンジン回転数Ｎｅｇが小さいときに比べてギアインフェーズエンジン回転数Ｎｅｇが大きいときには、ギアインフェーズデューティー比ＤＲｇが大きくなるように定められおてり、すなわちギアインフェーズ押し付け力Ｆｇが大きくなるように定められている。
ギアインフェーズエンジン回転数Ｎｅｇがギアインフェーズ駆動力切替開始回転数Ｎｅｇｓより低いときに、ギアインフェーズデューティー比ＤＲｇすなわちギアインフェーズ押し付け力Ｆｇを、ギアインフェーズエンジン回転数Ｎｅｇにかかわらず、ギアインフェーズ駆動力切替開始回転数Ｎｅｇｓにおいて算出されたギアインフェーズデューティー比ＤＲｇｓ以下の所定のギアインフェーズ第１固定値ＤＲｇ１となるように制御する。すなわちギアインフェーズ押し付け力Ｆｇｓ以下の所定のギアインフェーズ第１固定値Ｆｇ１となるように制御する。
ギアインフェーズエンジン回転数Ｎｅｇがギアインフェーズ駆動力切替完了回転数Ｎｅｇｆより低いときに、ギアインフェーズデューティー比ＤＲｇすなわちギアインフェーズ押し付け力Ｆｇを、ギアインフェーズエンジン回転数Ｎｅｇにかかわらず、ギアインフェーズ駆動力切替完了回転数Ｎｅｇｆにおいて算出されたギアインフェーズデューティー比ＤＲｇｆ以上の所定のギアインフェーズ第２固定値ＤＲｇ２となるように制御する。すなわちギアインフェーズ押し付け力Ｆｇｆ以上の所定のギアインフェーズ第２固定値Ｆｇ２となるように制御する。
本実施の形態の変速装置Ｔでは、ギアインフェーズ駆動力切替開始回転数Ｎｅｇｓは約２０００ｒｐｍ、ギアインフェーズ駆動力切替完了回転数Ｎｅｇｆは約５０００ｒｐｍ、ギアインフェーズ第１固定値ＤＲｇ１は約４０％、ギアインフェーズ第２固定値ＤＲｇ２は約８５％に設定されている。エンジン音は、２０００ｒｐｍから５０００ｒｐｍの間で急激に大きくなり、さらにエンジン回転数３０００ｒｐｍ以下は主にクルージングで多用する回転数であるので、エンジン回転数３０００ｒｐｍ以下においてシフト音低減を目標とし、エンジン回転数３０００ｒｐｍ以上は、主に運転者に加速の意志がある場合が多いため、エンジン回転数３０００ｒｐｍ以上において変速速度向上を目標とした。
同期フェーズにおいても、ギアインフェーズの際と同様に、同期フェーズデューティー比ＤＲｓは、同期フェーズ開始時に検知した同期フェーズエンジン回転数Ｎｅｓにより、予め定められたマップにより算出され、押し付け力Ｆは一定の同期フェーズ押し付け力Ｆｓになるように制御される。
マップには、同期フェーズ駆動力切替開始回転数Ｎｅｓｓと、同期フェーズ駆動力切替開始回転数Ｎｅｓｓより高いエンジン回転数に同期フェーズ駆動力切替完了回転数Ｎｅｓｆが定められており、同期フェーズエンジン回転数Ｎｅｓがこれらの回転数の間では、同期フェーズエンジン回転数Ｎｅｓが小さいときに比べて同期フェーズエンジン回転数Ｎｅｓが大きいときには、同期フェーズデューティー比ＤＲｓが大きくなるように定められおてり、すなわち同期フェーズ押し付け力Ｆｓが大きくなるように定められている。
同期フェーズエンジン回転数Ｎｅｓが同期フェーズ駆動力切替開始回転数Ｎｅｓｓより低いときに、同期フェーズデューティー比ＤＲｓすなわち同期フェーズ押し付け力Ｆｓを、同期フェーズエンジン回転数Ｎｅｓにかかわらず、同期フェーズ駆動力切替開始回転数Ｎｅｓｓにおいて算出された同期フェーズデューティー比ＤＲｓｓ以下の所定の同期フェーズ第１固定値ＤＲｓ１となるように制御する。すなわち同期フェーズ押し付け力Ｆｓｓ以下の所定の同期フェーズ第１固定値Ｆｓ１となるように制御する。
同期フェーズエンジン回転数Ｎｅｓが同期フェーズ駆動力切替完了回転数Ｎｅｓｆより高いときに、同期フェーズデューティー比ＤＲｓすなわち同期フェーズ押し付け力Ｆｓを、同期フェーズエンジン回転数Ｎｅｓにかかわらず、同期フェーズ駆動力切替完了回転数Ｎｅｓｆにおいて算出された同期フェーズデューティー比ＤＲｓｆ以上の所定の同期フェーズ第２固定値ＤＲｓ２となるように制御する。すなわち同期フェーズ押し付け力Ｆｓｆ以上の所定の同期フェーズ第２固定値Ｆｓ２となるように制御する。
同期フェーズ押し付け力Ｆｓよりギアインフェーズ押し付け力Ｆｇの方が大きくなるようにマップは設定されている。同期フェーズにおける摩擦抵抗よりも、ギアインフェーズにおけるスリーブ61がブロッキングリング63を掻き分ける抵抗の方が大きいためである。
本実施の形態では、図１３に示されるように、ギアインフェーズ駆動力切替開始回転数Ｎｅｓｇと同期フェーズ駆動力切替開始回転数Ｎｅｓｓとは同じ２０００ｒｐｍに設定され、ギアインフェーズ駆動力切替完了回転数Ｎｅｇｆと同期フェーズ駆動力切替完了回転数Ｎｅｓｆとが同じ５０００ｒｐｍに設定されているが、ギアインフェーズと同期フェーズとでそれぞれ異なる値に設定することもできる。
本実施の形態の変速装置Ｔは前記したように構成されているので、以下のような効果を奏する。
本発明の変速装置Ｔは、内燃機関Ｅを備えた鞍乗り型車両用のパワーユニットＰ内に収納され、内燃機関Ｅのクランク軸23から動力が伝達される奇数段軸31、偶数段軸32と、クランク軸23からの動力が出力される出力軸33と、奇数段軸31および偶数段軸32から出力軸33へと動力を伝達する歯車群Ｇと、歯車群Ｇの複数の歯車のうち、奇数段軸31、偶数段軸32と出力軸33の少なくとも１つの軸67に相対回転可能に軸支されギアドグ歯66tを有する変速ギア66と、軸67に相対回転を規制され軸方向に移動可能に軸支されるスリーブ61と、変速ギアとスリーブ61の間に存するブロッキングリング63とを有し、ブロッキングリング63のリング歯63ｔは、スリーブ61のスリーブ歯61ｔとギアドグ歯66ｔとの間に介在され、スリーブ61の移動によりブロッキングリング63の内周面63ａと変速ギア66の突出円筒部66ssとが接触することによりスリーブ61と変速ギア66が同期し、スリーブ歯61ｔがリング歯63ｔに接し噛合した後にギアドグ歯66ｔに接し噛合することでスリーブ61と変速ギア66とが連結して変速段を確立する変速切替機構60と、アクチュエータ72の駆動力によってスリーブ61を変速ギア66の側へ押し付ける押し付け力Ｆによって、スリーブ61を軸方向に移動させる変速操作機構70と、内燃機関Ｅのエンジン回転数Ｎｅを検出するエンジン回転数検出部101と、スリーブ61の位置を検出するスリーブ位置検出部102と、変速切替機構60を制御する変速制御装置100と、を備えている。
さらに、変速制御装置100は、スリーブ61のスリーブ歯61tの歯先と変速ギア66のギアドグ歯66ｔの歯先とが衝突するスリーブ歯ギア歯衝突時より予め定められた所定前のギアイン開始時から、スリーブ歯ギア歯衝突時より予め定められた所定後のギアイン終了時までの、ギアインフェーズの間、押し付け力Ｆを一定のギアインフェーズ押し付け力Ｆｇとし、ギアインフェーズ押し付け力Ｆｇは、ギアイン開始時に検知したギアインフェーズエンジン回転数Ｎｅｇを、ギアインフェーズエンジン回転数Ｎｅｇが小さいときに比べてギアインフェーズエンジン回転数Ｎｅｇが大きいときには、ギアインフェーズデューティー比ＤＲｇが大きくなるようにギアインフェーズエンジン回転数Ｎｅｇに対して予め定められたマップ（図１３参照）に当てはめて算出し、押し付け力Ｆを、ギアインフェーズエンジン回転数Ｎｅｇが小さいときに比べてギアインフェーズエンジン回転数Ｎｅｇが大きいときには、ギアインフェーズ押し付け力Ｆｇが大きくなるように制御している。
変速装置Ｔはこのような構成になっているので、内燃機関Ｅを備えたパワーユニットＰが外部に露出し、運転者の近くに配置される自動二輪車１では、エンジン音が小さいときにはスリーブ61と変速ギア66との衝突打音が聞こえやすいが、ギアインフェーズにおけるエンジン回転数が低いときには、押し付け力Ｆを小さくして、スリーブ61のスリーブ歯61ｔの歯先と、変速ギア66のドグ歯とのとの衝突打音を低減することができるまた、エンジン音が大きくスリーブ歯61ｔとギアドグ歯66ｔとの衝突打音が埋もれて運転者に聞こえにくくなるエンジン回転数が高いときには、押し付け力Ｆを大きくしてスリーブ61の移動速度を高めて変速速度を早くすることができとともに、エンジン回転数が高いときは運転者の意思として素早く変速したい場合が多く、運転者の要求も同時に満たすことができる。
変速制御装置100には、ギアインフェーズエンジン回転数Ｎｅｇに対して、ギアインフェーズ駆動力切替開始回転数Ｎｅｇｓが設けられ、変速制御装置100は、ギアインフェーズエンジン回転数Ｎｅｇがギアインフェーズ駆動力切替開始回転数Ｎｅｇｓより低いときに、ギアインフェーズデューティー比ＤＲｇを、ギアインフェーズエンジン回転数Ｎｅｇにかかわらず、ギアインフェーズ駆動力切替開始回転数Ｎｅｇｓにおいて算出されたギアインフェーズデューティー比ＤＲｇ以下の所定のギアインフェーズ第１固定値ＤＲｇ１（本実施の形態では、ＤＲｇｓと同値）となるように制御しているので、ギアインフェーズ押し付け力Ｆｇは、ギアインフェーズ駆動力切替開始回転数Ｎｅｇｓにおいて算出されたギアインフェーズ押し付け力Ｆｇｓ以下の所定のギアインフェーズ第１固定値Ｆｇ１（本実施の形態では、Ｆｇｓと同値）となるように制御されるので、ギアインフェーズエンジン回転数Ｎｅｇが低い場合でも、変速速度を遅くし過ぎず、最低限の変速速度を保つことができる。
また、変速制御装置100には、ギアインフェーズエンジン回転数Ｎｅｇに対して、ギアインフェーズ駆動力切替開始回転数Ｎｅｇｓよりも高いエンジン回転数に、ギアインフェーズ駆動力切替完了回転数Ｎｅｇｆが設けられ、ギアインフェーズエンジン回転数Ｎｅｇがギアインフェーズ駆動力切替完了回転数Ｎｅｇｆより高いときに、ギアインフェーズデューティー比ＤＲｇを、ギアインフェーズ駆動力切替完了回転数Ｎｅｇｆにおいて算出されたギアインフェーズデューティー比ＤＲｇｆ以上の所定のギアインフェーズ第２固定値ＤＲｇ２（本実施の形態では、ＤＲｇｆと同値）となるように制御しているので、ギアインフェーズ押し付け力Ｆｇを、ギアインフェーズ駆動力切替完了回転数Ｎｅｇｆにおいて算出されたギアインフェーズ押し付け力Ｆｇｆ以上の所定のギアインフェーズ第２固定値Ｆｇ２（本実施の形態では、Ｆｇｆと同値）となるように制御され、エンジン回転数が高い場合でも変速速度を大きくし過ぎず、スリーブ61と変速ギア66との衝突打音の低減、およびスリーブ61や変速ギア66の保護をすることができる。さらに、運転者に変速速度の変化に対する違和感を感じにくくさせ、衝突打音の低減と変速速度の向上を両立できる。
さらに、変速切替機構60の変速動作は、スリーブ61が変速ギア66の方向へ移動していないニュートラルフェーズと、スリーブ61が移動を開始しブロッキングリング63が変速ギア66の突出円筒部66ssに押し付けられ摩擦が生じ始めスリーブ61と変速ギア66とが同期を開始する同期開始時の前までのスリーブ移動フェーズと、同期開始時からギアイン開始時までの同期フェーズと、ギアイン開始時からスリーブ61のスリーブ歯61ｔがブロッキングリング63のリング歯63ｔを掻き分け、変速ギア66のギアドグ歯66ｔと衝突し、ギアイン終了時までのギアインフェーズと、ギアイン終了時からスリーブ歯61tが変速ギア66のギア壁66ｗに衝突して変速が完了までのプッシュフェーズがあり、変速制御装置100は、同期フェーズでは、押し付け力Ｆｓを、一定の同期フェーズ押し付け力Ｆｓとして変速制御を実行し、図１３に示されるように、一定の前記同期フェーズ押し付けＦｓ力は、同期フェーズの開始時に検知した同期フェーズエンジン回転数Ｎｅｓに基づき予め定められたマップに当てはめて算出され、マップは、同期フェーズエンジン回転数Ｎｅｓが小さいときに比べて同期フェーズエンジン回転数Ｎｅｓが大きいときには、同期フェーズ押し付け力Ｆｓが大きくなるように定められているので、スリーブ61のスリーブ歯61ｔと変速ギア66のドグ歯66ｔとの衝突打音が発生するギアインフェーズの直前の同期フェーズにおいて、同期フェーズの開始時の回転数に基づいて同期フェーズ押し付け力Ｆｓを制御することにより、衝突打音を低減することができるとともに、運転者の要求を満たす素早い変速操作を行うことができる。
さらに、変速制御装置100には、同期フェーズエンジン回転数Ｎｅｓに対して、同期フェーズ駆動力切替開始回転数Ｎｅｓｓが設けられ、変速制御装置100は、同期フェーズエンジン回転数Ｎｅｓが同期フェーズ駆動力切替開始回転数Ｎｅｓｓより低いときに、同期フェーズ押し付け力Ｆｓを、同期フェーズエンジン回転数Ｎｅｓにかかわらず、同期フェーズ駆動力切替開始回転数Ｎｅｓｓにおいて算出された同期フェーズ押し付け力Ｆｓｓ以下の所定の同期フェーズ第１固定値Ｆｓ１となるように制御しているので、エンジン回転数が低い場合でも変速速度を小さくし過ぎず、最低限の変速速度を保てる。
変速制御装置100には、同期フェーズエンジン回転数Ｎｅｓに対して、同期フェーズ駆動力切替開始回転数Ｎｅｓｓよりも高いエンジン回転数に、同期フェーズ駆動力切替完了回転数Ｎｅｓｆが設けられ、同期フェーズエンジン回転数Ｎｅｓが同期フェーズ駆動力切替完了回転数Ｎｅｓｆより高いときに、同期フェーズ押し付け力Ｆｓを、同期フェーズ駆動力切替完了回転数Ｎｅｓｆにおいて算出された同期フェーズ押し付け力Ｆｓｆ以上の所定の同期フェーズ第２固定値Ｆｓ２となるように制御するので、エンジン回転数が高い場合でも変速速度を大きくし過ぎず、衝突打音の低減、スリーブやギアの保護ができる。さらに、運転者に変速速度の変化に対する違和感を感じにくくさせ、衝突打音の低減と変速速度の向上を両立できる。
また、プッシュフェーズでは、スリーブ61の目標位置に対して現在の位置との差を変速制御の入力値とするフィードバック制御を実行するので、ギアインフェーズに比べプッシュフェーズで発生する打音は小さいため、プッシュフェーズでは変速速度が向上するよう押し付け力を制御することができる。
以上、本発明の一実施形態につき説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更が可能であり、本発明の要旨の範囲で、鞍乗型車両、パワーユニット等が、多様な態様で実施されるものを含むことは勿論である。
なお、説明の便宜上、図示の実施形態の左右配置のものについて説明したが、左右配置の異なるものであっても、発明の要旨の範囲であれば本発明に含まれる。
Ｐ…パワーユニット、Ｅ…内燃機関、Ｆ…押し付け力、Ｔ…変速装置、Ｇ…歯車群、Ｓ…シンクロ機構、Ｎｅ…エンジン回転数、
Ｎｅｇ…ギアインフェーズエンジン回転数、Ｎｅｇｓ…ギアインフェーズ駆動力切替開始回転数、Ｎｅｇｆ…ギアインフェーズ駆動力切替完了回転数、
Ｆｇ…ギアインフェーズ押し付け力、Ｆｇｓ…ギアインフェーズ駆動力切替開始回転数におけるギアインフェーズ押し付け力、Ｆｇｆ…ギアインフェーズ駆動力切替完了回転数におけるギアインフェーズ押し付け力、Ｆｇ１…ギアインフェーズ第１固定値、Ｆｇ２…ギアインフェーズ第２固定値、
Ｎｅｓ…同期フェーズエンジン回転数、Ｎｅｓｓ…同期フェーズ駆動力切替開始回転数、Ｎｅｓｆ…同期フェーズ駆動力切替完了回転数、
Ｆｓ…同期フェーズ押し付け力、Ｆｓｓ…同期フェーズ駆動力切替開始回転数における同期フェーズ押し付け力、Ｆｓｆ…同期フェーズ駆動力切替完了回転数における同期フェーズ押し付け力、Ｆｓ１…同期フェーズ第１固定値、Ｆｓ２…同期フェーズ第２固定値、
１…自動二輪車、20…ユニットケース、23…クランク軸、31…奇数段軸、32…偶数段軸、33…出力軸、
60…変速切替機構、61…スリーブ、61ｔ…スリーブ歯、63…ブロッキングリング、63ｔ…リング歯、66…変速ギア、66ｔ…ギアドグ歯、67…軸、70…変速操作機構、72…アクチュエータ、
100…変速制御装置、101…エンジン回転数検出部、102…スリーブ位置検出部。

Claims (7)

  1. 内燃機関(E)を備えた鞍乗り型車両用のパワーユニット(P)内に収納され、
    前記内燃機関(E)のクランク軸(23)から動力が伝達される駆動軸(31,32)と、
    前記クランク軸(23)からの動力が出力される出力軸(33)と、
    前記駆動軸(31,32)から前記出力軸(33)へと動力を伝達する歯車群(G)と、
    前記歯車群(G)の複数の歯車のうち、前記駆動軸(31,32)と出力軸(33)の少なくとも１つの軸(67)に相対回転可能に軸支されギアドグ歯(66t)を有する変速ギア(66)と、
    前記軸(67)に相対回転を規制され軸方向に移動可能に軸支されるスリーブ(61)と、前記変速ギア(66)と前記スリーブ(61)の間に存するブロッキングリング(63)とを有し、前記ブロッキングリング(63)のリング歯(63t)は、前記スリーブ(61)のスリーブ歯(61t)と前記ギアドグ歯(66t)との間に介在され、前記スリーブ(61)の移動により前記ブロッキングリング(63)の内周面(63a)と前記変速ギア(66)の突出円筒部(66ss)とが接触することにより前記スリーブ(61)と前記変速ギア(66)が同期し、前記スリーブ歯(61t)が前記リング歯(63t)に接し噛合した後に前記ギアドグ歯(66t)に接し噛合することで前記スリーブ(61)と前記変速ギア(66)とが連結して変速段を確立する変速切替機構(60)と、
    アクチュエータ(72)の駆動力によって前記スリーブ(61)を前記変速ギア(66)の側へ押し付ける押し付け力(F)によって、前記スリーブ(61)を軸方向に移動させる変速操作機構(70)と、
    を備える変速装置において、
    前記内燃機関(E)のエンジン回転数(Ne)を検出するエンジン回転数検出部(101)と、
    前記スリーブ(61)の位置を検出するスリーブ位置検出部(102)と
    前記変速切替機構(60)を制御する変速制御装置(100)と、を備え、
    前記変速制御装置(100)は、
    前記スリーブ(61)のスリーブ歯(61t)の歯先と前記変速ギア(66)のギアドグ歯(66t)の歯先とが衝突するスリーブ歯ギア歯衝突時より予め定められた所定前のギアインフェーズ開始時から、前記スリーブ歯ギア歯衝突時より予め定められた所定後のギアインフェーズ終了時までの、ギアインフェーズの間、前記押し付け力(F)を一定のギアインフェーズ押し付け力(Fg)とするように前記アクチュエータ(72)を制御し、
    前記ギアインフェーズ押し付け力(Fg)は、前記ギアインフェーズの開始時に検知したギアインフェーズエンジン回転数(Neg)に基づき、前記ギアインフェーズエンジン回転数(Neg)が小さいときに比べて前記ギアインフェーズエンジン回転数(Neg)が大きいときには、前記ギアインフェーズ押し付け力(Fg)が大きくなるように制御されることを特徴とする変速装置。
  2. 前記変速制御装置(100)には、前記ギアインフェーズエンジン回転数(Neg)に対して、ギアインフェーズ駆動力切替開始回転数(Negs)が設けられ、
    前記変速制御装置(100)は、前記ギアインフェーズエンジン回転数(Neg)が前記ギアインフェーズ駆動力切替開始回転数(Negs)より低いときに、前記ギアインフェーズ押し付け力(Ｆg)を、前記ギアインフェーズエンジン回転数(Neg)にかかわらず、前記ギアインフェーズ駆動力切替開始回転数(Negs)において算出されたギアインフェーズ押し付け力(Fgs)以下の所定のギアインフェーズ第１固定値(Fg1)となるように制御することを特徴とする請求項１に記載の変速装置。
  3. 前記変速制御装置(100)には、前記ギアインフェーズエンジン回転数(Neg)に対して、前記ギアインフェーズ駆動力切替開始回転数(Negs)よりも高いエンジン回転数に、ギアインフェーズ駆動力切替完了回転数(Negf)が設けられ、
    前記ギアインフェーズエンジン回転数(Neg)が前記ギアインフェーズ駆動力切替完了回転数(Negf)より高いときに、前記ギアインフェーズ押し付け力(Fg)を、前記ギアインフェーズ駆動力切替完了回転数(Negf)において算出されたギアインフェーズ押し付け力(Fgf)以上の所定のギアインフェーズ第２固定値(Fg2)となるように制御することを特徴とする請求項２に記載の変速装置。
  4. 前記変速切替機構(60)の変速動作は、
    前記スリーブ(61)が変速ギア(66)の方向へ移動していないニュートラルフェーズと、
    前記スリーブ(61)が移動を開始し前記ブロッキングリング(63)が前記変速ギア(66)の突出円筒部(66ss)に押し付けられ摩擦が生じ始め前記スリーブ(61)と前記変速ギア(66)とが同期を開始する同期開始時の前までのスリーブ移動フェーズと、
    前記同期開始時から前記ギアインフェーズ開始時までの同期フェーズと、
    前記ギアインフェーズ開始時から前記スリーブ(61)の前記スリーブ歯(61t)が前記ブロッキングリング(63)のリング歯(63t)を掻き分け、前記変速ギア(66)のギアドグ歯(66t)と衝突し、前記ギアインフェーズ終了時までの前記ギアインフェーズと、
    前記ギアインフェーズ終了時から前記スリーブ歯(61t)が前記変速ギア(66)のギア壁(66w)に衝突して変速が完了するまでのプッシュフェーズがあり、
    前記変速制御装置(100)は、前記同期フェーズでは、前記押し付け力(F)を、一定の同期フェーズ押し付け力(Fs)として変速制御を実行し、
    一定の前記同期フェーズ押し付け力(Fs)は、前記同期フェーズの開始時に検知した同期フェーズエンジン回転数(Nes)に基づき、前記同期フェーズエンジン回転数(Nes)が小さいときに比べて前記同期フェーズエンジン回転数(Nes)が大きいときには、前記同期フェーズ押し付け力(Fs)が大きくなるように制御されることを特徴とする請求項１ないし請求項３のいずれかに記載の変速装置。
  5. 前記変速制御装置(100)には、前記同期フェーズエンジン回転数(Nes)に対して、同期フェーズ駆動力切替開始回転数(Ness)が設けられ、
    前記変速制御装置(100)は、前記同期フェーズエンジン回転数(Nes)が前記同期フェーズ駆動力切替開始回転数(Ness)より低いときに、前記同期フェーズ押し付け力(Ｆs)を、前記同期フェーズエンジン回転数(Nes)にかかわらず、前記同期フェーズ駆動力切替開始回転数(Ness)において算出された同期フェーズ押し付け力(Fss)以下の所定の同期フェーズ第１固定値(Fs1)となるように制御することを特徴とする請求項４に記載の変速装置。
  6. 前記変速制御装置(100)には、前記同期フェーズエンジン回転数(Nes)に対して、前記同期フェーズ駆動力切替開始回転数(Ness)よりも高いエンジン回転数に、同期フェーズ駆動力切替完了回転数(Nesf)が設けられ、
    前記同期フェーズエンジン回転数(Nes)が前記同期フェーズ駆動力切替完了回転数(Nesf)より高いときに、前記同期フェーズ押し付け力(Fs)を、前記同期フェーズ駆動力切替完了回転数(Nesf)において算出された同期フェーズ押し付け力(Fsf)以上の所定の同期フェーズ第２固定値(Fs2)となるように制御することを特徴とする請求項５に記載の変速装置。
  7. 前記プッシュフェーズでは、前記スリーブ(61)の目標位置に対して現在の位置との差を変速制御の入力値とし、前記目標位置から遠いほど前記アクチュエータ(72)からの前記スリーブ(61)を前記変速ギア(66)の側へ押し付ける前記押し付け力(F)を大きくし、前記目標位置に近づくにつれ前記アクチュエータ(72)からの前記スリーブ(61)を前記変速ギア(66)の側へ押し付ける前記押し付け力(F)を小さくするフィードバック制御を実行することを特徴とする請求項４ないし請求項６のいずれかに記載の変速装置。
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