WO2016157390A1 - 車両の変速装置 - Google Patents

Abstract

　変速中であってもクラッチ切断位置を精度良く検出できるようにする。　エンジンからの回転動力がクラッチを介して入力されるメイン軸、及び、カウンタ軸を有する変速機と、アクチュエータによって駆動されるとともにクラッチを断接操作するクラッチ操作部材と、カウンタ軸の回転動力が駆動力伝達装置を介して伝えられる駆動輪と、を備える車両の変速装置において、カウンタ軸と、駆動力伝達装置と、駆動輪との少なくともいずれか１つ、または、これらの間に、駆動力によって弾性変形されるダンパ部材が設けられ、制御装置は、クラッチ操作中におけるメイン軸の回転数の学習開始用所定値ΔＮｍ１以上の減速を検出すると、クラッチ操作部材のクラッチ切断回動角θｒｌｓを学習する。

Description

車両の変速装置

　本発明は、車両の変速装置に関する。

　従来例には、常時噛み合い式の変速機において、変速操作、すなわちクラッチ操作及びチェンジ機構の操作を電動で行う所謂ＡＭＴ（Automated Manual Transmission）変速機を搭載した自動二輪車が開示されている。従来例において、エンジンからの回転動力は、チェンジクラッチを介して変速機のメイン軸に入力され、常時噛み合い式歯車を介してカウンタ軸（出力軸を兼ねる）に伝わり、出力軸からドライブ・ドリブンスプロケットと巻き掛けチェーンで構成される駆動力伝達装置を経て、駆動輪である後輪へと伝わる。チェンジクラッチは、モータ駆動のシフトスピンドルに設けられるクラッチレバー（クラッチ操作部材）によって断接操作される（例えば、特許文献１参照）。
　従来のチェンジ機構は、マスターアームと、当該マスターアームに回動されるシフトドラムと、当該シフトドラムに駆動されるとともに変速機のギア列の一部をなすシフターギアを軸方向に移動させるシフトフォークとを備える。また、シフトスピンドル上には、シフトスピンドルと相対回転可能に設けられるとともにマスターアームを回動させるギアシフトアームと、シフトスピンドルと一体に回転する蓄力カラーと、前記ギアシフトアームと前記蓄力カラーとの間に設けられる蓄力スプリングとを備える蓄力機構が設けられている。

　このような蓄力機構を備える自動二輪車であれば、走行中に変速信号が出されてシフトスピンドルが回動すると、ギアシフトアームは、蓄力カラーから蓄力スプリングを介してマスターアームを回動させる方向に荷重を受ける。しかしながら、クラッチレバーによってチェンジクラッチが切断されるまで、変速機のギア列のシフターギアには走行駆動力によってドグ歯側面に摩擦力がかかっているため、シフトフォークはシフターギアを動かすことができない。すなわち、シフトドラムは回動できない。このため、シフトスピンドルが回動しても、ギアシフトアームはマスターアームを回動させることはなく、蓄力スプリングの回動に伴って荷重が蓄えられていく。しかる後に、クラッチレバーがチェンジクラッチを切断させると、変速機のギア列のシフターギアでは、走行駆動力によってドグ歯側面の摩擦力が解除され、蓄力スプリングに蓄えられた荷重及び回動角によってギアシフトアーム、マスターアーム及びシフトドラムが一気に回動される。これにより、ギア列のチェンジにかかる時間を短くすることができる。
　ＡＭＴシステムでは、各種クラッチ制御に利用できるように、チェンジクラッチが切断されるクラッチ操作部材の操作量を予めわかっていることが通常である。また、変速機ごとの公差バラつきを考慮して精度高くクラッチ切断位置を検出したい場合には、変速機の組み上がり完了から走行使用されるまでの間等に、変速機ごとに各種手法によってクラッチ切断位置を検出し、検出されたクラッチ切断位置をＥＣＵの不揮発性メモリ（EEPROM等）に記憶することもある。

特開２０１３－２２８０７９号公報

　ところで、ＡＭＴ変速機が運転者の使用環境下（通常使用中の変速）にあっても、クラッチ切断位置を検出または推定できると良い場合がある。例えば、クラッチ切断位置が経年や外部環境によってわずかに変化した際に、その時点のクラッチ切断位置がわかればクラッチ切断位置の補正ができたり、クラッチ切断位置が変速機の正常な状態と比べて著しく違う場合には故障診断に利用できたりする。
　従来例にはこのような観点での記載は無いものの、通常の変速時にクラッチ切断位置を検出する手法として、例えば、シフトドラムの回動開始位置を基準に推定する手法が考えられる。この理由としては、変速操作では、クラッチ切断の後にチェンジ操作がなされるが、従来例ではシフトアップ方向の変速においてチェンジ操作が迅速になされるべく蓄力機構が設けられているため、シフトドラムの回動開始位置がクラッチ切断位置と相当近くなり易いということがある。しかしながら、蓄力機構が設けられているとはいえ、チェンジ機構が動作完了するまでにはわずかながら時間差があったり、ドグ歯頂面が当たるドグ当たりが起こることでシフトドラムの回動が遅くなる場合があったりする等の理由で、蓄力機構があったとしてもクラッチ切断位置の推定には精度上の課題がある。また、従来例では、蓄力機構が作動するシフト方向がシフトアップのみとされているため、シフトダウン側のクラッチ切断位置は精度良く推定できない。
　本発明は、上述した事情に鑑みてなされたものであり、常時噛み合い式の変速装置において、通常使用中の変速であってもクラッチ切断位置を精度良く検出できるようにすることを目的とする。

　上記目的を達成するため、本発明は、エンジン（２１，３２１，４２１）からの回転動力がクラッチ（６１，３６１，４６１）を介して入力されるメイン軸（６５，３６５，４６５）、及び、当該メイン軸（６５，３６５，４６５）の回転動力が常時噛み合い式歯車を介して伝達されるカウンタ軸（６６，３６６，４６６）を有する変速機（６０，３６０，４６０）と、アクチュエータ（７５，３７５）によって駆動されるとともに前記クラッチ（６１，３６１，４６１）を断接操作するクラッチ操作部材（７６，３６１ａ）と、前記クラッチ操作部材（７６，３６１ａ）の操作量を検出するクラッチ操作量検出センサ（７９，３７５ａ）と、前記アクチュエータ（７５，３７５）を操作する制御装置（１７，３１７）と、前記カウンタ軸（６６，３６６，４６６）の回転動力が駆動力伝達装置（２１５，３１５）を介して伝えられる駆動輪（１３，３１３，４１３）と、を備える車両の変速装置において、前記メイン軸（６５，３６５，４６５）の回転数（Ｎｍ）を検出するメイン軸回転センサ（６５ａ）、または、前記カウンタ軸（６６，３６６，４６６）の回転数（Ｎｃ）を検出するカウンタ軸回転センサ（７３）の内、少なくとも一方が設けられ、前記カウンタ軸（６６，３６６，４６６）と、前記駆動力伝達装置（２１５，３１５）と、駆動輪（１３，３１３，４１３）との少なくともいずれか１つ、または、これらの間に、駆動力によって弾性変形されるダンパ部材（１３ｃ，１５，２２０）が設けられ、前記制御装置（１７，３１７）は、クラッチ操作中における前記メイン軸の回転数（Ｎｍ）または前記カウンタ軸の回転数の所定値（ΔＮｍ１）以上の減速を検出すると、前記クラッチ操作部材（７６，３６１ａ）のクラッチ切断操作量（θｒｌｓ，Ｐｒｌｓ）を学習することを特徴とする。
　本発明によれば、ダンパ部材は、エンジンからの駆動トルクによって弾性変形された状態で下流の駆動輪側に駆動力を伝えるが、クラッチが切断されてエンジンからの駆動力が抜けると、弾性変形に対する復元力によってメイン軸の回転を減速させる。これにより、メイン軸及びカウンタ軸の回転数は、クラッチを切断した瞬間に減速する。制御装置は、メイン軸の回転数またはカウンタ軸の回転数の所定値以上の減速を検出すると、クラッチ操作部材のクラッチ切断操作量を学習するため、メイン軸の回転数またはカウンタ軸の回転数の減速に基づいて、通常使用中の変速であってもクラッチ切断位置を精度良く検出できる。なお、工場出荷時等にも同様の効果を得ることができる。

　また、本発明は、前記エンジン（２１）に吸気を供給する吸気管（５２）に、開閉されることで吸気量を調整するスロットル弁（５３）が設けられ、当該スロットル弁（５３）の開度が所定開度（Ｔｈ）以上の際に前記クラッチ切断操作量（θｒｌｓ，Ｐｒｌｓ）の学習を実行することを特徴とする。
　本発明によれば、スロットル弁の開度が所定開度以上の場合、ダンパ部材の復元力が大きくなり、メイン軸の回転数またはカウンタ軸の回転数の減速が大きくなる。このため、メイン軸の回転数またはカウンタ軸の回転数の大きな減速に基づいてクラッチ切断操作量の学習を実行でき、クラッチ切断位置を精度良く検出できる。
　また、本発明は、前記クラッチ操作部材（７６，３６１ａ）の操作は変速操作の際に行われ、前記制御装置（１７，３１７）は、前記所定値（ΔＮｍ１）以上の減速が生じた後の前記メイン軸（６５，３６５，４６５）または前記カウンタ軸（６６，３６６，４６６）の最小回転数（Ｎｍｍｉｎ）を記憶し、前記クラッチ（６１，３６１，４６１）の回転差の吸収の終了時の前記メイン軸（６５，３６５，４６５）または前記カウンタ軸（６６，３６６，４６６）の回転数（Ｎｍｆｉｎ）と前記最小回転数（Ｎｍｍｉｎ）とを比較することで、前記クラッチ切断操作量（θｒｌｓ，Ｐｒｌｓ）の学習の可否を判断することを特徴とする。
　本発明によれば、制御装置は、所定値以上の減速が生じた後のメイン軸またはカウンタ軸の最小回転数を記憶し、クラッチの回転差の吸収の終了時のメイン軸またはカウンタ軸の回転数と最小回転数とを比較することで、クラッチ切断操作量の学習の可否を判断する。これにより、回転の減速後の最小回転数とクラッチの回転差の吸収の終了時の回転数との比較によって、減速が大きい場合にクラッチ切断操作量の学習をでき、クラッチ切断位置を精度良く検出できる。

　さらに、本発明は、常時噛み合い式の前記変速機（６０，３６０，４６０）は、前記メイン軸（６５，３６５，４６５）と一体に回転するとともに軸方向に移動可能な駆動側シフターギア（６７ｂ）、前記メイン軸（６５，３６５，４６５）と相対回転可能であるとともに軸方向に固定される駆動側フリーギア（６７ｃ）、及び、前記駆動側シフターギア（６７ｂ）及び前記駆動側フリーギア（６７ｃ）の対向面から軸方向に立設されるドグ歯（６７ｂ１，６７ｃ１）によって係脱自在に設けられるドグクラッチ（６７Ｄｃ）と、前記カウンタ軸（６６，３６６，４６６）と一体に回転するとともに軸方向に移動可能な被動側シフターギア（６８ｃ）、前記カウンタ軸（６６，３６６，４６６）と相対回転可能であるとともに軸方向に固定される被動側フリーギア（６８ｂ）、及び、前記被動側シフターギア（６８ｃ）及び前記被動側フリーギア（６８ｂ）の対向面から軸方向に立設されるドグ歯（６８ｂ１，６８ｃ１）によって係脱自在に設けられるドグクラッチ（６８Ｄｃ）とを備えるドグクラッチ式変速機であり、前記所定値（ΔＮｍ１）以上の減速は、前記メイン軸（６５，３６５，４６５）の回転数（Ｎｍ）から検出されることを特徴とする。
　本発明によれば、常時噛み合い式の変速機は、メイン軸及びカウンタ軸を備えるドグクラッチ式変速機であり、所定値以上の減速は、メイン軸の回転数から検出される。ドグクラッチ式変速機では、ドグクラッチの周方向に遊びがあるため、駆動力が抜けた際には、メイン軸側で回転数の変動が生じ易い。このため、メイン軸の回転数から所定値以上の減速を検出することで、クラッチ切断位置を精度良く検出できる。

　また、本発明は、前記メイン軸（６５，３６５，４６５）の回転数（Ｎｍ）は、前記メイン軸回転センサ（６５ａ）によって検出されるメイン軸（６５，３６５，４６５）の実際の回転数に、当該メイン軸（６５，３６５，４６５）と前記エンジン（２１，３２１，４２１）のクランク軸（２３）との間の減速比を乗じて求められる値であり、前記制御装置（１７，３１７）は、前記クラッチ（６１，３６１，４６１）の接続中、前記メイン軸（６５，３６５，４６５）の回転数（Ｎｍ）が瞬間的に前記エンジン（２１，３２１，４２１）の回転数（Ｎｅ）と略等しい回転数になったことを検出した場合、この検出時と前記所定値（ΔＮｍ１）以上の減速が開始する時との間の時間を駆動力抜け時間（Ｖ１ｍ）として算出することを特徴とする。
　本発明によれば、メイン軸（６５，３６５，４６５）の回転数（Ｎｍ）は、前記メイン軸回転センサ（６５ａ）によって検出されるメイン軸（６５，３６５，４６５）の実際の回転数に、当該メイン軸（６５，３６５，４６５）と前記エンジン（２１，３２１，４２１）のクランク軸（２３）との間の減速比を乗じて求められる値であり、前記制御装置（１７，３１７）は、前記クラッチ（６１，３６１，４６１）の接続中、前記メイン軸（６５，３６５，４６５）の回転数（Ｎｍ）が瞬間的に前記エンジン（２１，３２１，４２１）の回転数（Ｎｅ）と略等しい回転数になったことを検出した場合、この検出時と前記所定値（ΔＮｍ１）以上の減速が開始する時との間の時間を駆動力抜け時間（Ｖ１ｍ）として算出する。これにより、所定値以上の減速の開始の時とクラッチの接続の際にメイン軸の回転数が瞬間的に増加した時との間の時間を駆動力抜け時間として算出でき、駆動力抜け時間をメイン軸の回転数の変化から簡単に検出できる。

　また、本発明は、前記駆動力伝達装置（２１５）は、前記カウンタ軸（６６）側に設けられるドライブスプロケット（７２）と、前記駆動輪（１３）側に設けられるドリブンスプロケット（２１６）と、前記ドライブスプロケット（７２）と前記ドリブンスプロケット（２１６）との間に巻き掛けられるチェーン（１５）とを備え、前記ダンパ部材（２２０）は、前記駆動輪（１３）のハブ（１３ａ）と前記ドリブンスプロケット（２１６）との間に設けられることを特徴とする。
　本発明によれば、ダンパ部材は、駆動輪のハブとドリブンスプロケットとの間に設けられる。駆動輪のハブとドリブンスプロケットとの間に設けられるダンパ部材は、駆動力による変形量が比較的大きいため、復元力によるメイン軸及びカウンタ軸の回転数の減速も大きくなる。このため、回転数の減速に基づいてクラッチ切断位置を精度良く検出できる。
　さらに、本発明は、前記駆動力伝達装置（３１５）は、前記カウンタ軸（３６６）側に設けられる第１のベベルギア（３０６）と、前記駆動輪側に設けられる第２のベベルギア（３０７）と、前記第１のベベルギア（３０６）と前記第２のベベルギア（３０７）との間に設けられるドライブシャフト（３０４）とを備え、前記ダンパ部材（３０４ｃ）は、前記ドライブシャフト（３０４）を構成するアウターパイプ（３０４ａ）とインナーパイプ（３０４ｂ）との間に設けられることを特徴とする。
　本発明によれば、ダンパ部材は、ドライブシャフトを構成するアウターパイプとインナーパイプとの間に設けられる。ドライブシャフトのアウターパイプとインナーパイプとの間に設けられるダンパ部材は、駆動力による変形量が比較的大きいため、復元力によるメイン軸及びカウンタ軸の回転数の減速も大きくなる。このため、回転数の減速に基づいてクラッチ切断位置を精度良く検出できる。

　また、本発明は、前記カウンタ軸（３６６）と別体または一体に出力軸（３０８）が設けられ、前記ダンパ部材は前記出力軸側に設けられるカムダンパ（３３１）として構成されることを特徴とする。
　本発明によれば、ダンパ部材は出力軸側に設けられるカムダンパとして構成される。カムダンパは、駆動力による変形量が比較的大きいため、復元力によるメイン軸及びカウンタ軸の回転数の減速も大きくなる。このため、回転数の減速に基づいてクラッチ切断位置を精度良く検出できる。
　また、本発明は、前記駆動輪（４１３）のタイヤ（４１７）にはブロック部（４１７ｂ）が一体に形成され、前記ダンパ部材は当該ブロック部（４１７ｂ）で構成されることを特徴とする。
　本発明によれば、ダンパ部材はタイヤのブロック部で構成されるため、簡単な構成でダンパ部材を設けることができる。
　また、前記駆動輪のタイヤは、空気圧が７０ｋＰａ以下のバルーンタイヤ（４１７）であることを特徴とする。
　本発明によれば、駆動輪のタイヤは、空気圧が７０ｋＰａ以下のバルーンタイヤであるため、タイヤ自体をダンパ部材として機能させることができ、簡単な構成でダンパ部材を設けることができる。

　本発明に係る車両の変速装置では、メイン軸の回転数またはカウンタ軸の回転数の減速に基づいて、通常使用中の変速であってもクラッチ切断位置を精度良く検出できる。
　また、スロットル弁の開度が大きい場合の、メイン軸の回転数またはカウンタ軸の回転数の大きな減速に基づいてクラッチ切断操作量の学習を実行でき、クラッチ切断位置を精度良く検出できる。
　また、回転の減速後の最小回転数とクラッチの回転差の吸収の終了時の回転数との比較によって、減速が大きい場合にクラッチ切断操作量の学習をでき、クラッチ切断位置を精度良く検出できる。
　さらに、回転数の変動が生じ易いメイン軸の回転数から所定値以上の減速を検出することで、クラッチ切断位置を精度良く検出できる。
　また、メイン軸の回転数の変動に基づいて駆動力抜け時間を簡単に算出できる。

　また、駆動輪のハブとドリブンスプロケットとの間に設けられるダンパ部材の復元力によるメイン軸及びカウンタ軸の回転数の減速に基づいて、クラッチ切断位置を精度良く検出できる。
　また、ドライブシャフトのアウターパイプとインナーパイプとの間に設けられるダンパ部材の復元力によるメイン軸及びカウンタ軸の回転数の減速に基づいて、クラッチ切断位置を精度良く検出できる。
　さらに、カムダンパの復元力によるメイン軸及びカウンタ軸の回転数の減速に基づいてクラッチ切断位置を精度良く検出できる。
　また、タイヤのブロック部によって簡単な構成でダンパ部材を設けることができる。
　また、バルーンタイヤによって簡単な構成でダンパ部材を設けることができる。

図１は、本発明の実施の形態に係る自動変速装置を備えた自動二輪車の左側面図である。 図２は、パワーユニットの断面図である。 図３は、ギアチェンジ機構、アクチュエータ機構、チェンジクラッチ及びクラッチ操作機構を示す断面図である。 図４は、クラッチレバー及びリフターカムプレートの作動状態を示す側面図である。 図５は、チェンジクラッチの断面図である。 図６は、シフトスピンドルの回動角に対するチェンジクラッチのクラッチ容量及びシフトドラムの回動角を示す図である。 図７は、シフトスピンドルの回動角に対するリフターカムプレートのリフト量を示す図である。 図８は、シフトダウンする際におけるシフトスピンドルの回動角に対するチェンジクラッチのクラッチ容量及びシフトドラムの回動角を示す図である。 図９は、自動変速装置の構成を示すブロック図である。 図１０は、蓄力機構の断面図である。 図１１は、図１０のＸＩ－ＸＩ断面図であり、蓄力機構の周辺部を示す図である。 図１２は、ギアシフトアームを示す図であり、（ａ）は正面図、（ｂ）はＸＩＩ－ＸＩＩ断面図である。 図１３は、図１０のＸＩＩＩ－ＸＩＩＩ断面図である。 図１４は、図１０のＸＩ－ＸＩ断面図である。 図１５は、シフトダウン用カラーのドグ歯の位置状態を示す図であり、（ａ）は中立状態であり、（ｂ）～（ｄ）は、順にさらにシフトスピンドルの回動量が増加した状態である。 図１６は、中立状態よりもシフトアップ方向に進んだ状態を示す図である。 図１７は、蓄力準備状態よりもシフトアップ方向に進んだ状態を示す図である。 図１８は、チェンジ機構の側面図である。 図１９は、チェンジ機構の動作状態を示す図であり、（ａ）は正常にシフトダウン方向に送り切った状態であり、（ｂ）は（ａ）の状態から中立位置側に戻る状態を示している。 図２０は、自動二輪車の後部の左側面図である。 図２１は、図２０のＸＸＩ－ＸＸＩ断面図である。 図２２は、図２１のＸＸＩＩ－ＸＸＩＩ断面図である。 図２３は、エンジンから路面までのエンジンの駆動力の伝達状態を示す概念図である。 図２４は、シフトアップする際の自動変速装置の動作のタイムチャートである。 図２５は、シフトアップする際における自動変速装置の処理を示すフローチャートである。 図２６は、変速中にチェンジクラッチの切断位置を検出する処理のフローチャートである。 クラッチの接続時に、シフトスピンドルの角度とチェンジクラッチの容量との間の関係にずれが生じている状態を示す図表である。 図２８は、第２の実施の形態において、変速中にチェンジクラッチの切断位置を検出する処理のフローチャートである。 図２９は、第３の実施の形態に係る自動変速装置を備えた自動二輪車の左側面図である。 図３０は、エンジンの内部構造を示す断面図である。 図３１は、ドライブシャフトを示す図である。 図３２は、変速中にチェンジクラッチの切断位置を検出する処理のフローチャートである。 図３３は、第４の実施の形態に係る自動変速装置を備えた不整地走行車両の左側面図である。 図３４は、エンジンの内部構造を示す断面図である。 図３５は、後輪のバルーンタイヤの斜視図である。

　以下、図面を参照して本発明の一実施の形態について説明する。
［第１の実施の形態］
　図１は、本発明の第１の実施の形態に係る自動変速装置２５を備えた自動二輪車１０の左側面図である。
　自動二輪車１０（車両）は、ヘッドパイプ（不図示）に回動可能に軸支されたハンドル１１と、ハンドル１１により操舵される前輪１２と、駆動輪である後輪１３と、運転者が着座するシート１４と、後輪１３にチェーン１５（ダンパ部材）を介して駆動力を供給するパワーユニット１６と、パワーユニット１６の制御を行う制御ユニット１７（制御装置）と、バッテリ１８とを有する。

　自動二輪車１０は不図示の車体フレームをベースに構成されており、この車体フレームは車体カバー１９により覆われている。制御ユニット１７及びバッテリ１８はシート１４の下方で、車体カバー１９の内部に配置されている。パワーユニット１６は、前輪１２と後輪１３の略中間で、シート１４の下方やや前方に設けられている。運転者用のステップ２０は、パワーユニット１６の下部に左右一対で設けられている。

　次に、パワーユニット１６の構成について説明する。
　図２は、パワーユニット１６の断面図である。図２では、紙面の左右方向が車幅方向、上方向が車両前方、下方向が車両後方に相当する。
　パワーユニット１６は、走行駆動力を発生するエンジン２１と、発電機２２と、エンジン２１のクランク軸２３に設けられた発進クラッチ２４と、発進クラッチ２４を介して出力されたクランク軸２３の駆動力を変速して出力する自動変速装置２５（変速装置）とを備える。

　エンジン２１は、クランクケース２６（ケース部材）、シリンダ２７、及び、シリンダヘッド２８を一体的に結合して構成される。
　図１に示すように、シリンダヘッド２８の吸気ポートには、エアクリーナボックス（不図示）から延びる吸気管５２が接続される。吸気管５２には、エンジン２１に供給する空気量を調整する電子制御式のスロットル弁５３が設けられる。吸気管５２においてスロットル弁５３の下流には、燃料噴射弁５４が設けられる。

　クランクケース２６は、クランク軸２３に直交する面で車幅方向に２分割される左右割りで構成されており、左側の一側ケース半体２６Ｌと、右側の他側ケース半体２６Ｒとを備える。また、エンジン２１は、一側ケース半体２６Ｌを左側方から覆う発電機カバー２９と、他側ケース半体２６Ｒを右側方から覆うクラッチカバー３０とを備える。
　一側ケース半体２６Ｌと他側ケース半体２６Ｒとは、合わせ面２６Ｆ（合わせ部）で合わせられ、車幅方向に延びる複数のケース連結ボルト（不図示）によって結合される。

　クランクケース２６内の前部には、クランク軸２３を収容するクランク室３１が設けられ、クランクケース２６内おいてクランク室３１の後方には、変速機室３２が設けられる。変速機室３２は、クランクケース２６の左側面を構成する一側ケース半体２６Ｌの壁部３７（ケース部材の壁部、外壁）と、クランクケース２６の右側面を構成する他側ケース半体２６Ｒの壁部３６（内壁）とによって区画される。
　クランク室３１及び変速機室３２の右側方には、クラッチ室３４が設けられ、クランク室３１の左側方には、発電機室３５が設けられる。クラッチ室３４は、他側ケース半体２６Ｒの壁部３６の外側面とクラッチカバー３０の内面とによって区画される。発電機室３５は、一側ケース半体２６Ｌの壁部３７の外側面と発電機カバー２９の内面とによって区画される。

　クランク軸２３は、クランクウェブ２３ａと、クランクウェブ２３ａから車幅方向の両側へ延びる軸部２３ｂとを有する。クランク軸２３は、クランクウェブ２３ａがクランク室３１内に配置され、軸部２３ｂは、壁部３６及び壁部３７にそれぞれ設けられた軸受け部３６ａ，３７ａに軸支される。クランクウェブ２３ａには、クランクピンを介してコンロッド３８が連結され、コンロッド３８の先端に連結されるピストン３９は、シリンダ２７のシリンダボア２７ａ内を往復運動する。
　クランク軸２３の軸部２３ｂの一端は、発電機室３５に延び、この一端には発電機２２のローター２２ａが固定される。発電機２２のステーター２２ｂは、一側ケース半体２６Ｌに固定される。

　壁部３７は、内側にカムチェーン室４０を備える。シリンダヘッド２８の動弁機構（不図示）を駆動するカムチェーン４１は、カムチェーン室４０を通って軸部２３ｂの動弁駆動スプロケット４２に巻き掛けられる。
　クランク軸２３の軸部２３ｂの他端２３ｃは、クラッチ室３４に延び、遠心式の発進クラッチ２４は、他端２３ｃの先端部に設けられる。

　発進クラッチ２４は、発進時及び停止時にクランク軸２３と自動変速装置２５との間を接続及び切断する。
　発進クラッチ２４は、クランク軸２３の外周に対して相対回転可能なスリーブ４５の一端に固定されたカップ状のアウタケース４６と、スリーブ４５の外周に設けられたプライマリギア４７と、クランク軸２３の右端部に固定されたアウタプレート４８と、アウタプレート４８の外周部にウェイト４９を介して半径方向外側を向くように取り付けられたシュー５０と、シュー５０を半径方向内側に付勢するためのスプリング５１とを有する。発進クラッチ２４では、エンジン回転数が所定値以下の場合にアウタケース４６とシュー５０とが離間しており、クランク軸２３と自動変速装置２５との間が遮断状態（動力が伝達されない切り離し状態）となっている。エンジン回転数が上昇し所定値を超えると、遠心力によってウェイト４９がスプリング５１に抗して半径方向外側に移動することで、シュー５０がアウタケース４６の内周面に当接する。これにより、アウタケース４６とともにスリーブ４５がクランク軸２３上に固定され、クランク軸２３の回転がプライマリギア４７を介して自動変速装置２５に伝達されるようになる。

　自動変速装置２５では、後述のチェンジクラッチ６１の切替え、及び、変速段（シフト）の切替えが自動で行われる。
　自動変速装置２５は、前進４段の常時噛み合い式の変速機６０と、クランク軸２３側と変速機６０との間の接続を切り替えるチェンジクラッチ６１（クラッチ）と、チェンジクラッチ６１を操作するクラッチ操作機構６２と、変速機６０を変速するギアチェンジ機構６３と、クラッチ操作機構６２及びギアチェンジ機構６３を駆動するアクチュエータ機構６４とを備える。アクチュエータ機構６４は、制御ユニット１７（図１）によって制御される。

　自動変速装置２５は、自動変速（ＡＴ）モードと手動変速（ＭＴ）モードとの切り替えを行うモードスイッチ１３２ｂ（図９）と、シフトアップ及びシフトダウンを運転者が操作するシフトセレクトスイッチ１３２ａ（図９）とに接続されている。自動変速装置２５は、制御ユニット１７の制御により、各センサやモードスイッチ１３２ｂ及びシフトセレクトスイッチ１３２ａの出力信号に応じてアクチュエータ機構６４を制御し、変速機６０の変速段を自動的または半自動的に切り換えることができるように構成されている。
　すなわち、自動変速モードでは、車速等に基づいてアクチュエータ機構６４の制御が行われ、変速機６０が自動で変速される。手動変速モードでは、シフトセレクトスイッチ１３２ａが運転者によって操作されることで変速が行われる。

　変速機６０は、チェンジクラッチ６１から供給される回転を、制御ユニット１７の指示に基づいて変速して後輪１３に伝達する。この変速機６０は、入力軸としてのメイン軸６５と、メイン軸６５に対して平行配置されたカウンタ軸６６と、メイン軸６５に設けられた駆動ギア６７ａ，６７ｂ，６７ｃ，６７ｄ（駆動ギア列）と、カウンタ軸６６に設けられた被動ギア６８ａ，６８ｂ，６８ｃ，６８ｄ（被動ギア列）とを有する。駆動ギア６７ａ，６７ｂ，６７ｃ，６７ｄ及び被動ギア６８ａ，６８ｂ，６８ｃ，６８ｄは常時噛み合い式歯車である。
　駆動ギア６７ａ，６７ｂ，６７ｃ，６７ｄは、この順に被動ギア６８ａ，６８ｂ，６８ｃ，６８ｄと噛合している。駆動ギア６７ｂは左右にスライドしたとき、隣接する駆動ギア６７ａ又は６７ｃに側面のドグ歯が係合し、被動ギア６８ｃは左右にスライドしたとき、隣接する被動ギア６８ｂ又は６８ｄに側面のドグ歯が係合する。

　駆動ギア６７ａ，６７ｃ（駆動側フリーギア）及び被動ギア６８ｂ，６８ｄ（被動側フリーギア）は、メイン軸６５及びカウンタ軸６６に対してそれぞれ回転自在に保持されるとともに軸方向に移動不能なフリーギアである。
　駆動ギア６７ｂ（駆動側シフターギア）及び被動ギア６８ｃ（被動側シフターギア）は、メイン軸６５及びカウンタ軸６６に対して回転不能にスプライン結合され軸方向にスライド可能なシフターギアである。
　駆動ギア６７ｄ及び被動ギア６８ａはメイン軸６５及びカウンタ軸６６に固定された固定ギアである。

　例えば、シフターギアである駆動ギア６７ｂが、ギアチェンジ機構６３によってフリーギアである駆動ギア６７ｃ側にスライドされると、駆動ギア６７ｂ及び駆動ギア６７ｃの互いに対向する側面に立設されたドグ歯６７ｂ１，６７ｃ１同士が互いの側部で噛み合うことで、駆動ギア６７ｂと駆動ギア６７ｃとが結合される。これにより、フリーギアである駆動ギア６７ｃは、メイン軸６５に対し相対回転不能な駆動ギア６７ｂによってメイン軸６５上に回転不能に固定され、駆動ギア６７ｃ及び被動ギア６８ｃによる変速段が確立される。ドグ歯６７ｂ１，６７ｃ１はそれぞれ周方向に間隔をあけて複数形成されており、駆動ギア６７ｂと駆動ギア６７ｃとを係脱可能に結合するドグクラッチ６７Ｄｃを構成する。
　また、被動ギア６８ｃ及び被動ギア６８ｂは、互いに対向する側面に立設されたドグ歯６８ｃ１，６８ｂ１をそれぞれ備える。ドグ歯６８ｃ１，６８ｂ１はそれぞれ周方向に間隔をあけて複数形成されており、被動ギア６８ｃと被動ギア６８ｂとを係脱可能に結合するドグクラッチ６８Ｄｃを構成する。
　また、駆動ギア６７ｂと駆動ギア６７ａと、及び、被動ギア６８ｃと被動ギア６８ｄとは、側面に設けられた同様のドグクラッチによってそれぞれ係脱可能に結合する。

　メイン軸６５は、ベアリング７１ａ，７１ｂによって回転自在に支持され、カウンタ軸６６は、７１ｃ，７１ｄによって回転自在に支持される。
　カウンタ軸６６の端部にはドライブスプロケット７２が設けられ、ドライブスプロケット７２はチェーン１５を介して後輪１３に回転を伝達する。また、カウンタ軸６６の近傍には、非接触でカウンタ軸６６の回転数を検出するカウンタ軸回転数センサ７３（図９）が設けられている。制御ユニット１７は、カウンタ軸回転数センサ７３の検出値から車速を算出する。さらに、メイン軸６５の近傍には、非接触でメイン軸６５の回転数を検出するメイン軸回転数センサ６５ａ（図９）が設けられている。

　図３は、チェンジクラッチ６１及びクラッチ操作機構６２を示す断面図である。
　図２及び図３を参照し、アクチュエータ機構６４は、アクチュエータとしてのシフトモーター７５と、クランクケース２６内を車幅方向に延びるシフトスピンドル７６と、シフトモーター７５の回転を減速してシフトスピンドル７６を駆動する減速歯車列７７とを備える。減速歯車列７７の軸方向の一端は、一側ケース半体２６Ｌの壁部３７の外側面に支持され、他端は、壁部３７を外側方から覆うカバー７８に支持される。
　シフトスピンドル７６は、クラッチ室３４を貫通して設けられており、カバー７８及びクラッチカバー３０にそれぞれ設けられたベアリング７８ａ，３０ａに両端を軸支されるとともに、一側ケース半体２６Ｌの壁部３７に設けられたベアリング３７ｂによっても途中部を軸支される。クラッチカバー３０には、シフトスピンドル７６の回転位置を検出するシフトスピンドル角センサ７９（クラッチ操作量検出センサ）が設けられている。

　ギアチェンジ機構６３は、駆動ギア６７ｂ及び被動ギア６８ｃをスライドさせることで変速段を変更するチェンジ機構８９と、シフトスピンドル７６の回転によって後述の蓄力スプリング１４５（図１０）に蓄力した後、この蓄力を開放してチェンジ機構８９を一気に回動させる蓄力機構８１とを備える。シフトスピンドル７６は、蓄力機構８１及びクラッチ操作機構６２に共有される。
　チェンジ機構８９は、シフトスピンドル７６に支持されて蓄力機構８１によって回動させられるマスターアーム８０と、マスターアーム８０の回動に連動して回動するシフトドラム７０（図１３）と、シフトドラム７０をシフターギアである駆動ギア６７ｂと被動ギア６８ｃとに接続するシフトフォーク６９ａ，６９ｂと、シフトフォーク６９ａ，６９ｂを軸方向にスライド自在に保持する支持軸（不図示）とを備える。

　シフトドラム７０は、シフトパターンに応じた形状の複数の溝７０ａ（図１３）を外周部に備え、シフトフォーク６９ａ，６９ｂの一端は溝７０ａに接続されている。
　シフトドラム７０がアクチュエータ機構６４により駆動されて回転すると、シフトフォーク６９ａ，６９ｂはシフトドラム７０の溝７０ａに沿って軸方向に移動し、駆動ギア６７ｂ及び被動ギア６８ｃは変速段に応じてスライドする。
　変速機６０では、駆動ギア６７ｂ及び被動ギア６８ｃのスライドに応じて、メイン軸６５及びカウンタ軸６６間で、ニュートラル状態、または、１速～４速の何れかの変速歯車対を選択的に用いた動力伝達が可能となる。

　クラッチ操作機構６２は、シフトスピンドル７６上に固定されるクラッチレバー８２と、メイン軸６５と略同軸の位置関係でクラッチカバー３０の内面に固定される支持軸８３と、支持軸８３に固定される板状のベース部材８４と、クラッチレバー８２に連結されるとともに、ベース部材８４に対向して設けられる操作部材であるリフターカムプレート８５と、リフターカムプレート８５とベース部材８４との間に狭持される複数のボール８６とを備える。

　クラッチレバー８２は、蓄力機構８１に隣接してシフトスピンドル７６上に設けられる筒部８２ａと、筒部８２ａから径方向外側に延出するレバー部８２ｂとを有する。クラッチレバー８２は、シフトスピンドル７６と一体に回転する。
　リフターカムプレート８５は、ベース部材８４に面する押圧操作部８５ａと、押圧操作部８５ａから延びてクラッチレバー８２のレバー部８２ｂに連結される連結アーム部８５ｂと、連結アーム部８５ｂに形成されるカム孔部８５ｃとを備える。リフターカムプレート８５は、クラッチレバー８２のレバー部８２ｂの先端に設けられたピン８７がカム孔部８５ｃに挿通されることでクラッチレバー８２に連結される。

　押圧操作部８５ａ及びベース部材８４の互いに対向する面には、斜面状のカム部８５ｄ，８４ａがそれぞれ形成されており、ボール８６は、カム部８５ｄ，８４ａの間に狭持されている。リフターカムプレート８５は、中央に設けられたガイド穴８５ｅに、ベース部材８４のガイド軸８４ｂが嵌合することで、軸方向の移動をガイドされる。また、押圧操作部８５ａの先端部には、ボールベアリング８８が設けられており、リフターカムプレート８５は、ボールベアリング８８を介してチェンジクラッチ６１に接続される。

　クラッチレバー８２が回動されると、リフターカムプレート８５は、ピン８７を介してガイド軸８４ｂを中心に回動され、カム部８５ｄがボール８６に対して滑ることで、軸方向に移動（リフト）する。チェンジクラッチ６１は、リフターカムプレート８５の軸方向の移動に連動して、接続及び切断される。リフターカムプレート８５は、シフトスピンドル７６が、通常位置からシフトアップ方向及びシフトダウン方向のいずれに回動した場合であっても、クラッチを切断する方向に移動する。

　図４は、クラッチレバー８２及びリフターカムプレート８５の作動状態を示す側面図である。
　リフターカムプレート８５のカム孔部８５ｃは、連結アーム部８５ｂの長手方向に沿って屈曲した形状に形成されている。シフトスピンドル７６の回動に伴ってクラッチレバー８２のピン８７がカム孔部８５ｃ内を移動することで、リフターカムプレート８５が回動する。すなわち、カム孔部８５ｃの形状によってリフターカムプレート８５の単位回動量あたりの軸方向の移動量を設定することができ、これにより、チェンジクラッチ６１の断接の特性を調整できる。

　シフトスピンドル７６は、シフトアップ及びシフトダウンの動作をしていない通常時には、中立位置にある。中立位置では、クラッチレバー８２はシフトスピンドル７６から略鉛直に上方へ延びており、ピン８７は、カム孔部８５ｃの途中に位置する。
　シフトアップする場合、シフトスピンドル７６は、中立位置から図４の時計回り方向（シフトアップ方向）に回動され、ピン８７は、カム孔部８５ｃの内端部８５ｃ１に位置する。
　シフトダウンする場合、シフトスピンドル７６は、中立位置から図４の反時計回り方向（シフトダウン方向）に回動され、ピン８７は、カム孔部８５ｃの外端部８５ｃ２に位置する。

　シフトアップを行う場合、制御ユニット１７は、シフトモーター７５を回転させ、シフトスピンドル７６をシフトアップ方向に回転させる。シフトスピンドル７６の回転に伴い、蓄力機構８１の蓄力が開始され、シフトスピンドル７６が所定量回転すると、クラッチレバー８２の回動によりチェンジクラッチ６１が切断される。チェンジクラッチ６１の切断に伴い蓄力が開放され、マスターアーム８０が回動することでシフトドラム７０が回転し、ギア位置が一段だけシフトアップされる。
　また、シフトダウンを行う場合、制御ユニット１７は、シフトモーター７５を回転させ、シフトスピンドル７６をシフトダウン方向に回転させる。シフトダウン時には、蓄力機構８１による蓄力は行われない。シフトダウン時には、シフトスピンドル７６の回転に伴い、クラッチレバー８２が回動してチェンジクラッチ６１が切断され、その後、マスターアーム８０がシフトダウン方向に回動する。これにより、シフトドラム７０が回転し、ギア位置が一段だけシフトダウンされる。

　シフトアップ及びシフトダウンする際は、変速操作後に、シフトスピンドル７６は逆回転され、マスターアーム８０は中立位置に復帰するとともに、チェンジクラッチ６１が接続される。
　本第実施の形態では、１つのシフトモーター７５によって回転させられる単一のシフトスピンドル７６によって、ギアチェンジ機構６３及びクラッチ操作機構６２の両方が駆動されるため、シフトモーター７５が１つで良く、構造をシンプルにできる。

　図２に示すように、クラッチ室３４内に延びたメイン軸６５の軸端上には、クランク軸２３側のプライマリギア４７に噛み合うプライマリドリブンギア９０が設けられている。プライマリドリブンギア９０は、メイン軸６５に対して相対回転可能に軸支されており、チェンジクラッチ６１は、プライマリドリブンギア９０に接続されている。
　図５は、チェンジクラッチ６１の断面図である。ここで、図５では、チェンジクラッチ６１が完全に接続された状態が示されている。
　チェンジクラッチ６１は、プライマリドリブンギア９０に固定されるカップ状のクラッチアウタ９１と、クラッチアウタ９１の径方向内側に設けられ、メイン軸６５に一体に固定される円板状のクラッチセンタ９２と、クラッチアウタ９１の径方向内側に設けられ、メイン軸６５の軸方向に移動可能なプレッシャプレート９３と、プレッシャプレート９３とクラッチセンタ９２との間に設けられるクラッチ板９４と、クラッチを接続する方向にプレッシャプレート９３を付勢するメインスプリング９５と、クラッチセンタ９２とリフターカムプレート８５との間に配置されるリフタープレート９６と、リフタープレート９６とリフターカムプレート８５との間に配置されるサブリフタープレート９７とを備える。

　また、チェンジクラッチ６１は、クラッチセンタ９２とサブリフタープレート９７との間に挟持されるサブスプリング９８と、クラッチセンタ９２とリフタープレート９６との間に挟持される第２のサブスプリング９９と、バックトルクリミット部材１１０とを備える。
　クラッチセンタ９２とプレッシャプレート９３とは組み合されて一体となり、クラッチアウタ９１の内側に配置されるクラッチインナを構成する。
　クラッチアウタ９１は、プライマリドリブンギア９０の外側面に一体に固定されており、プライマリドリブンギア９０と一体にメイン軸６５に対して相対回転可能である。
　クラッチセンタ９２は、メイン軸６５にスプライン嵌合してナット１００によって固定されており、メイン軸６５に対し、相対回転不能且つ軸方向に移動不能である。

　プレッシャプレート９３は、クラッチアウタ９１の筒状部の内側に配置され、クラッチセンタ９２の軸部に嵌合して軸方向に移動可能に設けられている。プレッシャプレート９３は、クラッチセンタ９２を貫通してリフタープレート９６に接続される円筒状のレリーズボス１０１を複数備える。
　クラッチ板９４は、クラッチセンタ９２とプレッシャプレート９３との間に挟持される。
　クラッチ板９４は、クラッチアウタ９１に設けられる外側摩擦板９４ａと、クラッチセンタ９２に設けられる内側摩擦板９４ｂとを備え、外側摩擦板９４ａ及び内側摩擦板９４ｂは、プレッシャプレート９３とクラッチセンタ９２との間に交互に複数枚重ねて配置されている。各外側摩擦板９４ａは、クラッチアウタ９１の筒状部にスプライン嵌合によって支持されており、クラッチアウタ９１の軸方向に移動可能且つクラッチアウタ９１に対して回転不能に設けられている。
　各内側摩擦板９４ｂは、プレッシャプレート９３の内側円筒部９３ａの外周部にスプライン嵌合して支持されており、プレッシャプレート９３の軸方向に移動可能且つプレッシャプレート９３に対して回転不能に設けられている。

　バックトルクリミット部材１１０は、板状に形成されており、プレッシャプレート９３の内側円筒部９３ａの内側にプレッシャプレート９３と一体に固定されている。
　バックトルクリミット部材１１０と、クラッチセンタ９２に固定されるリフターピン１１１とは、バックトルクリミッタ機構を構成する。バックトルクリミッタ機構は、例えば、特開平８－９３７８６号公報に記載された公知のものであり、順方向の動力伝達とは逆方向に所定値以上のトルクが作用した場合に、クラッチを接続状態から半クラッチ状態にする機構である。

　バックトルクリミット部材１１０は、プレッシャプレート９３を貫通してリフターピン１１１に係合するカム部１１０ａを備える。後輪１３側から所定値以上のバックトルクが作用すると、プレッシャプレート９３がクラッチセンタ９２に対して相対回転することで、カム部１１０ａがリフターピン１１１上を摺動し、プレッシャプレート９３はクラッチ切断方向に移動する。バックトルクリミッタ機構によれば、バックトルクに起因する変速ショックを低減できる。

　メインスプリング９５は、クラッチセンタ９２に設けられたリテーナ１１２とバックトルクリミット部材１１０との間に挟持されている。メインスプリング９５は、プレッシャプレート９３とクラッチセンタ９２とでクラッチ板９４を狭持する方向、すなわち、クラッチを接続する方向へプレッシャプレート９３を付勢している。
　プレッシャプレート９３のレリーズボス１０１は、基端部１０１ａ側よりも小径に形成されたガイド軸部１０１ｂを先端部に有し、ガイド軸部１０１ｂの先端面には、ガイド軸部１０１ｂよりも大径のストッパ板１０２がボルト１０３で締結されている。基端部１０１ａの先端面には、ストッパ板１０２に対向する段部１０１ｃが形成されている。

　リフタープレート９６は、クラッチセンタ９２に対向する板状のリング部１０５と、リング部１０５の中央に設けられるスプリング通し孔１０５ａと、リング部１０５からリフターカムプレート８５側に突出するリフタープレート側ボス１０６とを備える。
　リフタープレート側ボス１０６は、リフタープレート９６の周方向に略等間隔をあけて複数並べて形成されている。リフタープレート側ボス１０６は、リング部１０５を貫通する円筒状に形成されており、レリーズボス１０１のガイド軸部１０１ｂが挿通される孔部１０６ａと、サブリフタープレート９７が嵌合する外周部１０６ｂとを備える。

　リフタープレート９６は、リフタープレート側ボス１０６が、レリーズボス１０１のガイド軸部１０１ｂに摺動可能に挿通されて組み付けされ、ストッパ板１０２と段部１０１ｃとの間に配置される。
　第２のサブスプリング９９は、クラッチセンタ９２の外側面とリフタープレート９６との間に挟持されており、リフタープレート９６をストッパ板１０２側に押し付けるように付勢している。クラッチ接続状態では、リフタープレート９６は、第２のサブスプリング９９の付勢力によって、ガイド軸部１０１ｂの先端面がストッパ板１０２に当接させられており、リング部１０５と段部１０１ｃとの間には隙間Ｇ２が形成されている。
　すなわち、第２のサブスプリング９９は、リフタープレート９６及びストッパ板１０２を介してプレッシャプレート９３をクラッチセンタ９２側に押し付けており、クラッチを接続する方向にプレッシャプレート９３を付勢している。

　サブリフタープレート９７は、リフタープレート９６に対向するリング状の押圧プレート部１１３と、押圧プレート部１１３の中央の内周縁からリフターカムプレート８５側へ突出する円筒状の円管状部１１４とを備える。円管状部１１４は、メイン軸６５と略同軸に設けられる。
　押圧プレート部１１３は、リフタープレート９６のリフタープレート側ボス１０６が嵌まる孔部１１３ａを備える。孔部１１３ａは、各リフタープレート側ボス１０６に対応する位置に複数形成される。ボールベアリング８８は、円管状部１１４の先端部に嵌合される。

　サブリフタープレート９７は、孔部１１３ａがリフタープレート９６のリフタープレート側ボス１０６に摺動可能に挿通されて組み付けされ、サブリフタープレート９７の押圧プレート部１１３は、ストッパ板１０２とリフタープレート９６のリング部１０５との間に配置される。
　サブスプリング９８は、クラッチセンタ９２とサブリフタープレート９７の円管状部１１４に形成された受け部１１４ａとの間に挟持されており、サブリフタープレート９７をストッパ板１０２側に押し付けるように付勢している。
　クラッチ接続状態では、サブリフタープレート９７は、サブスプリング９８の付勢力によって、押圧プレート部１１３がストッパ板１０２に当接させられており、押圧プレート部１１３とリング部１０５との間には隙間Ｇ１が形成されている。
　すなわち、サブスプリング９８は、ストッパ板１０２を介してプレッシャプレート９３をクラッチセンタ９２側に押し付けており、クラッチを接続する方向にプレッシャプレート９３を付勢している。

　図５に示すクラッチ接続状態では、メインスプリング９５、第２のサブスプリング９９及びサブスプリング９８の付勢力によってクラッチ板９４が狭持され、プライマリギア４７によって回転させられるクラッチアウタ９１の回転を、クラッチ板９４を介してクラッチセンタ９２に伝達可能になり、メイン軸６５がクラッチセンタ９２と一体に回転される。
　リフターカムプレート８５を介し、メインスプリング９５、第２のサブスプリング９９及び第２のサブスプリング９９の付勢力に抗してプレッシャプレート９３がプライマリドリブンギア９０側に移動させられると、クラッチ板９４の狭持が解除され、クラッチ切断状態となる。

　図６は、シフトスピンドル７６の回動角に対するチェンジクラッチ６１のクラッチ容量及びシフトドラム７０の回動角を示す図である。なお、以下の説明では、シフトスピンドル７６の回転の正の方向はシフトアップ方向であり、シフトスピンドル７６の回転の負の方向はシフトダウン方向である。
　図６に示すように、本実施の形態では、チェンジクラッチ６１の容量が、シフトスピンドル７６の回動角に応じてクラッチ容量に寄与するスプリングが変更されることで可変となっている。詳細には、クラッチ容量は、メインスプリング９５、第２のサブスプリング９９及び第２のサブスプリング９９の付勢力によってクラッチ容量が決まる最大容量Ｃ１と、メインスプリング９５及び第２のサブスプリング９９の付勢力によってクラッチ容量が決まる第１の中間容量Ｃ２と、メインスプリング９５のみの付勢力によってクラッチ容量が決まる第２の中間容量Ｃ３と、メインスプリング９５の付勢力の全部が除かれた切断容量Ｃ４との複数の段階に可変である。チェンジクラッチ６１は、第１の中間容量Ｃ２及び第２の中間容量Ｃ３となる際は、いわゆる半クラッチ状態となる。

　クラッチ容量の最大容量Ｃ１は、図５に示すクラッチ接続状態で得られ、この状態では、リフタープレート９６及びサブリフタープレート９７の両方が、ストッパ板１０２に当接しており、第２のサブスプリング９９及びサブスプリング９８の付勢力が、プレッシャプレート９３に伝達されている。このため、プレッシャプレート９３がクラッチ板９４を押圧する付勢力は、メインスプリング９５、第２のサブスプリング９９及びサブスプリング９８の付勢力（荷重）を足し合わせたものとなり、最大となる。
　すなわち、サブリフタープレート９７及びストッパ板１０２は、サブスプリング９８の付勢力をプレッシャプレート９３に伝達する第１のサブスプリング荷重伝達経路Ｓ１を構成する。また、リフタープレート９６及びストッパ板１０２は、第２のサブスプリング９９の付勢力をプレッシャプレート９３に伝達する第２のサブスプリング荷重伝達経路Ｓ２を構成する。

　アクチュエータ機構６４（図２）によるシフトスピンドル７６の回転に伴いリフターカムプレート８５がクラッチ切断方向に移動すると、サブリフタープレート９７は、サブスプリング９８の付勢力に抗してリフタープレート側ボス１０６に沿ってリング部１０５側へリフトされ、ストッパ板１０２から離れる。
　サブリフタープレート９７がストッパ板１０２から離れることで、第１のサブスプリング荷重伝達経路Ｓ１は遮断され、サブスプリング９８の付勢力は、プレッシャプレート９３に伝達されなくなり、クラッチ容量は、メインスプリング９５及び第２のサブスプリング９９によって決定されるようになる。このため、サブリフタープレート９７がストッパ板１０２から離れた瞬間に、図６に示すように、クラッチ容量は最大容量Ｃ１から第１の中間容量Ｃ２に低下する。

　サブリフタープレート９７がストッパ板１０２から離れた後、リフターカムプレート８５の移動が継続されると、サブリフタープレート９７は、隙間Ｇ１（図５）を小さくするようにリング部１０５側へさらに移動を継続する。サブリフタープレート９７の押圧プレート部４２０がストッパ板１０２から離れてからリング部１０５に当接するまでの区間が第１の中間容量Ｃ２の区間である。すなわち、隙間Ｇ１の大きさに相当するリフターカムプレート８５のリフト量の区間で、第１の中間容量Ｃ２が得られる。

　第１の中間容量Ｃ２の区間では、サブリフタープレート９７の移動は、リング部１０５に対する相対移動であり、メインスプリング９５及び第２のサブスプリング９９の荷重に影響しない。このため、図６に示すように、第１の中間容量Ｃ２の区間では、メインスプリング９５及び第２のサブスプリング９９よってクラッチ容量が決まり、第１の中間容量Ｃ２は一定である。本実施の形態では、隙間Ｇ１による遊びが設けられているため、第１の中間容量Ｃ２を得られる区間を長くでき、部品や制御手法を高精度にしなくとも、クラッチの中間容量を容易に設定値に合わせることができる。

　第１の中間容量Ｃ２の状態からリフターカムプレート８５がクラッチ切断方向にさらにリフトされると、サブリフタープレート９７の押圧プレート部１１３がリング部１０５に当接し、第１の中間容量Ｃ２の区間が終了する。その後、この状態からリフターカムプレート８５がクラッチ切断方向にさらに移動すると、リフタープレート９６は、サブリフタープレート９７を介して押圧され、第２のサブスプリング９９の付勢力に抗してガイド軸部１０１ｂに沿って段部１０１ｃ側へリフトされ、ストッパ板１０２から離れる。

　リフタープレート９６のリフタープレート側ボス１０６の先端がストッパ板１０２から離れることで、第２のサブスプリング荷重伝達経路Ｓ２は遮断され、第２のサブスプリング９９の付勢力は、プレッシャプレート９３に伝達されなくなり、クラッチ容量は、メインスプリング９５のみによって決定されるようになる。このため、リフタープレート９６がストッパ板１０２から離れた瞬間に、図６に示すように、クラッチ容量は第１の中間容量Ｃ２から第２の中間容量Ｃ３に低下する。

　リフタープレート９６がストッパ板１０２から離れた後、リフターカムプレート８５の移動が継続されると、リフタープレート９６は、隙間Ｇ２を小さくするように段部１０１ｃ側へさらに移動を継続する。リフタープレート９６がストッパ板１０２から離れてから段部１０１ｃに当接するまでの区間が第２の中間容量Ｃ３の区間である。すなわち、隙間Ｇ２の大きさに相当するリフターカムプレート８５のリフト量の区間で、第２の中間容量Ｃ３が得られる。

　第２の中間容量Ｃ３の区間では、リフタープレート９６の移動は、段部１０１ｃに対する相対移動であり、メインスプリング９５の荷重に影響しない。このため、図６に示すように、第２の中間容量Ｃ３の区間では、メインスプリング９５のみよってクラッチ容量が決まり、第２の中間容量Ｃ３は一定である。本実施の形態では、隙間Ｇ２による遊びが設けられているため、第２の中間容量Ｃ３を得られる区間を長くでき、部品や制御手法を高精度にしなくとも、クラッチの中間容量を容易に設定値に合わせることができる。

　第２の中間容量Ｃ３の状態からリフターカムプレート８５がクラッチ切断方向にさらにリフトされると、リフタープレート９６が段部１０１ｃに当接し、第２の中間容量Ｃ３の区間が終了する。その後、この状態からリフターカムプレート８５がクラッチ切断方向にさらに移動すると、プレッシャプレート９３は、サブリフタープレート９７及びリフタープレート９６を介して押圧される。これにより、プレッシャプレート９３は、クラッチ切断方向に移動して、プレッシャプレート９３がクラッチ板９４から離れ、クラッチは切断される。

　制御ユニット１７は、自動変速する際、カウンタ軸６６のトルクに基づいて、アクチュエータ機構６４を駆動し、変速ショックを低減できるクラッチ容量を選択する。クラッチ容量の選択は、シフトスピンドル７６を所定の回動角に制御することで選択可能である。例えば、１速から２速にシフトアップする際、制御ユニット１７は、検出した変速前のカウンタ軸６６のトルクに基づいて、変速ショックを低減するように、最大容量Ｃ１、第１の中間容量Ｃ２、及び第２の中間容量Ｃ３のいずれかのクラッチ容量を選択し、変速機６０の歯車列を変速後、上記選択したクラッチ容量でチェンジクラッチ６１を接続する。具体的には、チェンジクラッチ６１のクラッチ容量が、変速前のカウンタ軸６６のトルクと変速後のカウンタ軸６６のトルクとの間やそのバンドから比較的離れない値になるようにクラッチ容量が選択される。
　これにより、チェンジクラッチ６１によるカウンタ軸６６側とクランク軸２３側との間の回転差吸収を適切に行うことができ、変速ショックを低減できる。ここで、変速の前後におけるカウンタ軸６６のトルクは、例えば、エンジン回転数、スロットル開度及びカウンタ軸６６のトルクの関係を記憶したマップに基づいて求められる。

　図７は、シフトスピンドル７６の回動角に対するリフターカムプレート８５のリフト量（クラッチリフト量）を示す図である。また、図７では、シフトアップ側においては、シフトスピンドル７６の回動角に対するクラッチスプリングの荷重が示されている。
　図７に示すように、シフトアップ側のリフターカムプレート８５のリフト特性は、シフトスピンドル７６の中立位置（０°）から所定角までの回動に対してリフト量が増加しない遊び区間Ｕ１と、シフトスピンドル７６の回動量の増加に対して略線形にリフト量が増加するリフト区間Ｕ２とを有する。

　シフトダウン側のリフターカムプレート８５のリフト特性は、シフトスピンドル７６の中立位置（０°）から所定角までの回動に対してリフト量が増加しない遊び区間Ｄ１と、シフトスピンドル７６の回動量の増加に対して略線形にリフト量が増加するリフト区間Ｄ２と、シフトスピンドル７６の回動量の増加に対してリフト区間Ｄ２よりも緩い傾斜で略線形にリフト量が増加するリフト区間Ｄ３とを有する。
　遊び区間Ｄ１は、遊び区間Ｕ１よりも小さく設定されている。リフト区間Ｄ２では、リフト区間Ｕ２よりも大きな傾斜でリフターカムプレート８５のリフト量が増加する。
　リフターカムプレート８５のリフト特性は、リフターカムプレート８５のカム孔部８５ｃやクラッチレバー８２のカム孔部８５ｃの形状を調整することによって所望の特性に設定される。

　図７に示されるシフトアップ側のクラッチスプリングの荷重Ｐは、シフトスピンドル７６をシフトアップ方向に回動させた際にチェンジクラッチ６１からリフターカムプレート８５が受ける反力であり、チェンジクラッチ６１を切断して行くのに要する力である。荷重Ｐの変化は、図６に示すクラッチ容量の変化に対応するため、対応する区間に符号を付する。荷重Ｐは、クラッチ容量の段階的な減少に対応して段階的に増加する。
　隙間Ｇ２が０になった後にわずかにシフトスピンドル７６がクラッチ切断方向に回動した回動位置Ａ２は、クラッチが切断されるシフトスピンドル７６の回動位置である。回動位置Ａ２でのリフターカムプレート８５のリフト量は、クラッチが切断される切断リフト量Ｌｄである。
　切断リフト量Ｌｄは、シフトアップ方向及びシフトダウン方向で同一である。リフト区間Ｄ２では、リフト区間Ｕ２よりも急激にリフターカムプレート８５のリフト量が増加するため、シフトダウン方向では、シフトアップ方向よりも少ないシフトスピンドル７６の回動量で、クラッチが切断される。

　図６に示すように、シフトアップする際には、クラッチが切断される前の段階から蓄力機構８１による蓄力が開始され、回動位置Ａ２でクラッチの切断により変速機６０によるチェンジ機構８９の拘束が解除され、蓄力機構８１の蓄力によってシフトドラム７０が一気に回動されてシフトアップが行われる。蓄力機構８１が蓄力する蓄力区間Ｅは、第１の中間容量Ｃ２の途中から回動位置Ａ２までの区間である。

　図８は、シフトダウンする際におけるシフトスピンドル７６の回動角に対するチェンジクラッチ６１のクラッチ容量及びシフトドラム７０の回動角を示す図である。
　シフトダウンする際には、クラッチ容量の段階的な制御は行われず、シフトスピンドル７６の回動により、チェンジクラッチ６１は切断容量Ｃ４まで一気に切断される。
　チェンジクラッチ６１が完全に切断されてからシフトスピンドル７６が所定量Ｆだけさらにシフトダウン方向に回動すると、マスターアーム８０を介してシフトドラム７０の回動が開始され、シフトダウンが実行される。
　シフトダウンの際の変速ショックは、前記バックトルクリミッタ機構によって低減される。

　図９は、自動変速装置２５の構成を示すブロック図である。
　図９に示すように、自動変速装置２５は、発進クラッチ２４、プライマリギア４７、チェンジクラッチ６１、メイン軸６５、変速機６０、カウンタ軸６６、チェーン１５、ドライブスプロケット７２及び後輪１３を備える駆動伝達部１３０と、変速機６０及びチェンジクラッチ６１を機械的に操作するアクチュエータ機械部５５と、電装部１３１と、エンジン２１の運転を直接的に制御するエンジン運転制御部１３３とを備える。
　駆動伝達部１３０は、クランク軸２３の動力を後輪１３まで機械的に伝達する。

　アクチュエータ機械部５５は、シフトモーター７５と、シフトスピンドル７６と、ギアチェンジ機構６３と、蓄力機構８１と、チェンジ機構８９と、クラッチ操作機構６２とを備える。
　エンジン運転制御部１３３は、スロットル弁５３、燃料噴射弁５４、及び、点火プラグ５７を備える。
　スロットル弁５３は、電子制御式であり、制御ユニット１７により制御されるスロットル弁駆動モータ（不図示）により駆動される。詳細には、制御ユニット１７は、ハンドル１１に設けられて運転者が操作するスロットルグリップ（不図示）の操作量をセンサで検出し、この操作量に応じて上記スロットル弁駆動モータを駆動し、スロットル弁５３の開度を調整する。
　点火プラグ５７は、不図示のイグニションコイル駆動部およびイグニションコイルを介して制御ユニット１７に接続される。
　電装部１３１は、制御ユニット１７と、エンジン回転数センサ５８と、シフトスピンドル角センサ７９と、ドラム角センサ７０ｂと、スロットルポジションセンサ１３４と、カウンタ軸回転数センサ７３と、メイン軸回転数センサ６５ａと、ハンドル１１に設けられるハンドルスイッチ１３２とを備える。

　制御ユニット１７は、ＣＰＵと、ＲＯＭおよびＲＡＭ等から成る記憶部とを有し、記憶部内の制御マップ等の制御情報に基づいて、アクチュエータ機械部５５及びエンジン運転制御部１３３を制御する。
　エンジン回転数センサ５８は、クランク軸２３の回転数を制御ユニット１７に出力する。
　制御ユニット１７は、シフトスピンドル角センサ７９の検出値から、変速機６０の状態、すなわち変速機６０が変速中であるか否かを判定できる。
　ドラム角センサ７０ｂは、シフトドラム７０の回転角を制御ユニット１７に出力し、制御ユニット１７は、この回転角から現在のギア位置（変速段）を判定する。
　スロットルポジションセンサ１３４は、スロットル弁５３の開度を制御ユニット１７に出力する。
　ハンドルスイッチ１３２は、モードスイッチ１３２ｂ及びシフトセレクトスイッチ１３２ａを備える。

　制御ユニット１７は、エンジン回転数センサ５８、シフトスピンドル角センサ７９、ドラム角センサ７０ｂ、スロットルポジションセンサ１３４、及び、カウンタ軸回転数センサ７３からの信号に基づいて、シフトモーター７５を制御し、変速操作及びクラッチ操作を自動で行う。
　また、制御ユニット１７は、前記スロットルグリップの操作量に応じて、スロットル弁５３の開度、燃料噴射弁５４の噴射量、及び、点火プラグ５７の点火時期を調整するが、制御ユニット１７は、スロットルポジションセンサ１３４、エンジン回転数センサ５８、シフトスピンドル角センサ７９、ドラム角センサ７０ｂ、及び、カウンタ軸回転数センサ７３の検出値に基づいて、スロットル弁５３の開度、燃料噴射弁５４の噴射量、及び、点火プラグ５７の点火時期を補正する。

　図１０は、蓄力機構８１の断面図である。
　他側ケース半体２６Ｒの壁部３６は、クランクケース２６の合わせ面２６Ｆの近傍に形成される内壁３６ｂ（合わせ部寄りの内壁）を、シフトスピンドル７６の周囲に備える。
　蓄力機構８１は、他側ケース半体２６Ｒの壁部３６の内壁３６ｂとクラッチカバー３０との間に配置される。
　蓄力機構８１は、シフトスピンドル７６と、シフトスピンドル７６の軸上にシフトスピンドル７６に対して相対回転可能に設けられるギアシフトアーム１４０と、ギアシフトアーム１４０を中立位置に付勢するリターンスプリング１４１と、ギアシフトアーム１４０に近接した位置でシフトスピンドル７６の軸上に固定され、シフトスピンドル７６と一体に回転するシフトダウン用カラー１４２と、ギアシフトアーム１４０から軸方向に離間した位置でシフトスピンドル７６の軸上に固定され、シフトスピンドル７６と一体に回転する蓄力カラー１４３とを備える。

　また、蓄力機構８１は、蓄力カラー１４３とギアシフトアーム１４０との間の軸上に、シフトスピンドル７６に対して相対回転可能に設けられるスプリングカラー１４４と、蓄力カラー１４３とギアシフトアーム１４０との間でスプリングカラー１４４の外周に巻付くように設けられる蓄力スプリング１４５と、マスターアーム８０の回動位置を規制するストッパーピン１４６（ストッパ部）とを備える。
　ギアチェンジ機構６３は、蓄力機構８１に隣接してシフトスピンドル７６上に固定されるサブリターンスプリング係止カラー１４８と、サブリターンスプリング係止カラー１４８に連結され、シフトスピンドル７６を中立位置に付勢するサブリターンスプリング１５０とを備える。

　シフトスピンドル７６は、カバー７８側から順に、減速歯車列７７に接続される接続部７６ａと、軸受け部３７ａに支持されるとともに内壁３６ｂを貫通する支持部７６ｂと、ギアシフトアーム１４０を支持するギアシフトアーム支持部７６ｃと、径方向に突出する鍔部７６ｄと、スプリングカラー１４４を支持するスプリングカラー支持部７６ｅと、蓄力カラー１４３を支持するカラー支持部７６ｆと、ベアリング３０ａに支持される支持部７６ｇと、シフトスピンドル角センサ７９に接続されるセンサ接続部７６ｈとを有する。
　シフトスピンドル７６において、鍔部７６ｄは最も大径であり、ギアシフトアーム支持部７６ｃ、支持部７６ｂ、及び接続部７６ａは、接続部７６ａ側に向けて段階的に小径になるように形成されている。また、スプリングカラー支持部７６ｅ、カラー支持部７６ｆ、支持部７６ｇ及びセンサ接続部７６ｈは、鍔部７６ｄ側からセンサ接続部７６ｈに向けて段階的に小径になるように形成されている。

　支持部７６ｂには、サブリターンスプリング係止カラー１４８が固定される係止カラー固定部１５１が設けられている。ギアシフトアーム支持部７６ｃにおいて鍔部７６ｄに隣接する位置には、シフトダウン用カラー１４２が固定されるシフトダウン用カラー固定部１５２が設けられている。カラー支持部７６ｆには、蓄力カラー１４３が固定される蓄力カラー固定部１５３が設けられている。係止カラー固定部１５１、シフトダウン用カラー固定部１５２、及び蓄力カラー固定部１５３は、シフトスピンドル７６の外周に形成されるセレーションである。また、クラッチレバー８２は、蓄力カラー固定部１５３に固定される。
　サブリターンスプリング係止カラー１４８、シフトダウン用カラー１４２、蓄力カラー１４３、及び、クラッチレバー８２は、シフトスピンドル７６に対し相対回転不能に固定されており、シフトスピンドル７６と一体に回動する。

　図１１は、図１０のＸＩ－ＸＩ断面図であり、蓄力機構８１の周辺部を示す図である。図１２は、ギアシフトアーム１４０を示す図であり、（ａ）は正面図、（ｂ）はＸＩＩ－ＸＩＩ断面図である。ここで、図１１では、アクチュエータ機構６４、蓄力機構８１及びチェンジ機構８９は、シフトアップ及びシフトダウンの動作がなされていない中立状態（中立位置）にある。すなわち、図１１では、シフトスピンドル７６、ギアシフトアーム１４０及びマスターアーム８０等は、中立状態にある。また、図１１ではクラッチカバー３０は不図示である。
　図１０～図１２に示すように、ギアシフトアーム１４０は、シフトスピンドル７６の外周面にベアリング１５４を介して嵌合する円筒部１５５と、円筒部１５５における蓄力スプリング１４５側の端の外周部から径方向外側に延びるプレート部１５６とを備える。
　プレート部１５６は、円筒部１５５から上方に延びる上方延出部１５６ａと、円筒部１５５から上方延出部１５６ａに略直交する方向へ延びる延出部１５６ｂとを備える。

　延出部１５６ｂには、延出部１５６ｂの先端部からシフトスピンドル７６と略平行に蓄力スプリング１４５側へ延びる第１の係止片１５７が設けられている。また、プレート部１５６において、円筒部１５５と第１の係止片１５７との間には、シフトダウン用カラー１４２の一部が嵌まる孔部１５８が設けられている。孔部１５８は、円筒部１５５に沿って円弧状に延びる長孔である。
　上方延出部１５６ａには、上方延出部１５６ａの先端部から径方向外方に延びた後にシフトスピンドル７６と略平行にリターンスプリング１４１側に延びる第２の係止片１５９が設けられている。
　第２の係止片１５９は、マスターアーム８０の規制開口部１６０に挿通される基端側の当接部１５９ａと、リターンスプリング１４１が係止される先端側のリターンスプリング係止部１５９ｂとを備える。リターンスプリング係止部１５９ｂは、当接部１５９ａよりも細く形成されている。

　マスターアーム８０は、ギアシフトアーム１４０の円筒部１５５の外周面に摺動自在に嵌合する筒状部１６１と、筒状部１６１における蓄力スプリング１４５側の端から径方向外側に延出されるアーム部１６２とを備える。マスターアーム８０は、ギアシフトアーム１４０に対して相対回転可能である。マスターアーム８０は、アーム部１６２がギアシフトアーム１４０のプレート部１５６に近接するように配置される。
　アーム部１６２は、図１１の正面視では略Ｌ字状に形成されており、筒状部１６１から上方へ延びる位置規制アーム１６２ａと、筒状部１６１から位置規制アーム１６２ａと略直交する方向に延びる操作アーム１６２ｂとを備える。マスターアーム８０は、操作アーム１６２ｂを介してシフトドラム７０に連結されており、マスターアーム８０が回動することでシフトドラム７０が回転する。

　マスターアーム８０は、ストッパーピン１４６が挿通される前記規制開口部１６０を、位置規制アーム１６２ａの先端部に備える。規制開口部１６０には、ストッパーピン１４６の下方の位置で、ギアシフトアーム１４０の第２の係止片１５９が挿通される。規制開口部１６０は、ストッパーピン１４６及び第２の係止片１５９が規制開口部１６０内で規制開口部１６０に対して相対移動可能なように、所定の大きさの幅を有する。
　マスターアーム８０は、シフトスピンドル７６と略平行にリターンスプリング１４１側に延びるスプリング係止片１６３を、規制開口部１６０の上縁部に備える。

　シフトダウン用カラー１４２は、筒状に形成されており、鍔部７６ｄに突き当てられて軸方向に位置決めされ、シフトダウン用カラー固定部１５２に固定される。シフトダウン用カラー１４２は、ギアシフトアーム１４０の孔部１５８に挿通されるドグ歯１６４を有する。ドグ歯１６４の全長は、ドグ歯１６４が孔部１５８内で移動可能なように、孔部１５８の全長よりも短く形成されている。

　蓄力カラー１４３は、蓄力カラー固定部１５３に固定される円筒部１６６と、円筒部１６６から径方向外側に延びる延出部１６７と、延出部１６７の先端からシフトスピンドル７６と略平行にギアシフトアーム１４０側に延びる蓄力アーム１６８とを備える。蓄力アーム１６８は、シフトスピンドル７６の軸方向視では、ギアシフトアーム１４０の第１の係止片１５７に対し、径方向及び周方向において略同一の位置に配置される。詳細には、蓄力アーム１６８は、第１の係止片１５７に対し、周方向にはわずかにずれた位置に設けられる。

　スプリングカラー１４４は、鍔部７６ｄと蓄力カラー１４３との間に配置される。スプリングカラー１４４は、蓄力スプリング１４５の内周部がスプリングカラー１４４に接触した際にシフトスピンドル７６に対して回転することで、蓄力スプリング１４５のフリクションを低減する。
　蓄力スプリング１４５は、ねじりコイルバネであり、一端のギアシフトアーム側端部１４５ａが、ギアシフトアーム１４０の第１の係止片１５７に係止され、他端の蓄力アーム側端部１４５ｂが蓄力カラー１４３の蓄力アーム１６８に係止される。

　リターンスプリング１４１は、ねじりコイルバネであり、コイル部１４１ｃがマスターアーム８０の筒状部１６１の外周部に嵌合される。
　リターンスプリング１４１は、その一端１４１ａと他端１４１ｂとが径方向の外側に延出し、一端１４１ａと他端１４１ｂとは、互いに所定の間隔をあけて略平行になるように設けられる。
　リターンスプリング１４１は、一端１４１ａと他端１４１ｂとの間にストッパーピン１４６を挟んだ状態で配置される。
　また、マスターアーム８０のスプリング係止片１６３は、ストッパーピン１４６よりも一端１４１ａ及び他端１４１ｂの先端側で、一端１４１ａと他端１４１ｂとの間に挟持される。ギアシフトアーム１４０の第２の係止片１５９は、ストッパーピン１４６よりも一端１４１ａ及び他端１４１ｂの基端側で、一端１４１ａと他端１４１ｂとの間に挟持される。

　ストッパーピン１４６は、他側ケース半体２６Ｒの内壁３６ｂに締結して固定される。ストッパーピン１４６は、シフトスピンドル７６と略平行に延び、マスターアーム８０の規制開口部１６０に挿通される。ストッパーピン１４６は、先端部にダンパー部１７０を備える。ダンパー部１７０は、ストッパーピン１４６に嵌合される円筒状のカラー１７０ａと、カラー１７０ａとストッパーピン１４６との間に介装されるゴム等の弾性部材１７０ｂと、ストッパーピン１４６の先端に嵌められてカラー１７０ａを抜け止めするワッシャ状の止め具１７０ｃとを備える。マスターアーム８０の規制開口部１６０の内周部は、マスターアーム８０が回動した際にダンパー部１７０に当接する。このため、規制開口部１６０がストッパーピン１４６に受けられる際の打音をダンパー部１７０によって低減できる。

　図１３は、図１０のＸＩＩＩ－ＸＩＩＩ断面図である。図１４は、図１０のＸＩ－ＸＩ断面図である。ここで、図１３は中立状態を示す図である。図１４ではクラッチカバー３０は不図示である。
　図１０に示すように、一側ケース半体２６Ｌの壁部３７は、他側ケース半体２６Ｒの内壁３６ｂの外側方に位置する。壁部３７と内壁３６ｂとの間で変速機室３２内の空間１６９には、壁部３７からシフトスピンドル７６に沿って内壁３６ｂ側に突出する筒状のサブリターンスプリング支持部１７１が設けられる。シフトスピンドル７６を支持するベアリング３７ｂは、サブリターンスプリング支持部１７１の内周部に支持される。

　サブリターンスプリング支持部１７１の先端には、周方向に窪む段部が設けられ、この段部には円筒状のガイドカラー１７２が固定される。ガイドカラー１７２の外周部とサブリターンスプリング支持部１７１の基端部の外周部とは面一である。
　壁部３７は、シフトスピンドル７６と略平行に延びるボス１７３を、サブリターンスプリング支持部１７１の近傍に備える。ボス１７３及びサブリターンスプリング支持部１７１は、壁部３７と一体に形成されており、その先端部は、内壁３６ｂの近傍まで延びる。

　サブリターンスプリング１５０は、ねじりコイルバネであり、コイル部１５０ｃと、コイル部１５０ｃの両端からそれぞれ径方向の外側に突出する一端１５０ａ及び他端１５０ｂを備える。
　サブリターンスプリング１５０は、コイル部１５０ｃの内周部がサブリターンスプリング支持部１７１の外周部に嵌合されて支持され、空間１６９に配置される。
　サブリターンスプリング１５０は、一端１５０ａと他端１５０ｂとの間にボス１７３を挟持した状態で配置され、ボス１７３によって周方向に位置決めされている。

　図１０及び図１３に示すように、サブリターンスプリング係止カラー１４８は、他側ケース半体２６Ｒの内壁３６ｂとマスターアーム８０との間に配置され、クラッチ室３４内に位置する。また、サブリターンスプリング係止カラー１４８は、内壁３６ｂとリターンスプリング１４１との間に位置する。
　サブリターンスプリング係止カラー１４８は、シフトスピンドル７６の係止カラー固定部１５１に固定される円筒部１７５と、円筒部１７５から径方向の外側に延びた後、リターンスプリング１４１とは反対側に屈曲してサブリターンスプリング１５０側に延びる腕部１７６とを備える。

　内壁３６ｂは、サブリターンスプリング係止カラー１４８の腕部１７６が貫通する孔部１７７を備える。孔部１７７は、腕部１７６の回動の軌跡に対応して円弧状に形成されている。腕部１７６は、孔部１７７に挿通されて空間１６９内に延び、ボス１７３とコイル部１５０ｃとの間の位置で、サブリターンスプリング１５０の一端１５０ａと他端１５０ｂとの間に挟持される。

　図１１に示す中立状態では、チェンジクラッチ６１が接続状態にあって変速機６０に駆動力が発生している。このため、マスターアーム８０は、変速機６０によって拘束されており、シフトスピンドル７６上で回動不能である。
　中立状態では、マスターアーム８０は、スプリング係止片１６３がリターンスプリング１４１の一端１４１ａと他端１４１ｂとの間に挟まれることで、回動位置を中立位置に規制されている。リターンスプリング１４１は、所定の初期荷重が付された状態でマスターアーム８０の回動位置を規制している。
　中立状態では、ギアシフトアーム１４０は、リターンスプリング係止部１５９ｂがリターンスプリング１４１の一端１４１ａと他端１４１ｂとの間に挟まれることで、回動位置を中立位置に規制されている。リターンスプリング１４１は、所定の初期荷重が付された状態でギアシフトアーム１４０の回動位置を規制している。
　すなわち、中立状態では、マスターアーム８０及びギアシフトアーム１４０は、シフトスピンドル７６の中心とストッパーピン１４６の中心とを通る直線Ｌに沿うように位置している。

　中立状態では、蓄力スプリング１４５は、蓄力アーム１６８と第１の係止片１５７との間で所定のねじり量だけ初期撓みを付与された状態で設けられており、蓄力スプリング１４５には所定の初期荷重が発生している。
　図１３に示すように、中立状態では、サブリターンスプリング係止カラー１４８は、腕部１７６がサブリターンスプリング１５０の一端１５０ａと他端１５０ｂの間に挟まれることで、回動位置を中立位置に規制されている。サブリターンスプリング１５０は、所定の初期荷重が付された状態でサブリターンスプリング係止カラー１４８の回動位置を規制している。

　図１５は、シフトダウン用カラー１４２のドグ歯１６４の位置状態を示す図であり、（ａ）は中立状態であり、（ｂ）～（ｄ）は、順にさらにシフトスピンドル７６の回動量が増加した状態である。
　図１５（ａ）に示すように、ドグ歯１６４は、中立状態では、ギアシフトアーム１４０の孔部１５８の一端に接しており、ドグ歯１６４と孔部１５８の他端との間には隙間が形成されている。

　ここで、シフトアップをする際の蓄力機構８１の動作を説明する。
　制御ユニット１７の変速の指示に伴ってアクチュエータ機構６４のシフトモーター７５が駆動されると、シフトスピンドル７６の回動が開始される。シフトアップの方向は、図中に符号ＵＰで示す時計回りの方向である。
　図１６は、中立状態よりもシフトアップ方向に進んだ状態を示す図である。
　図１６の状態は、ギアシフトアーム１４０の第２の係止片１５９の当接部１５９ａが、マスターアーム８０の規制開口部１６０の内縁１６０ａに当接してギアシフトアーム１４０が回動できなくなるまでシフトスピンドル７６の回動が進んだ状態であり、以下の説明では、この状態を蓄力準備状態と呼ぶ。

　蓄力準備状態では、ギアシフトアーム１４０は、蓄力カラー１４３の回動に伴って蓄力スプリング１４５を介して蓄力カラー１４３と一体に回動しただけである。このため、蓄力機構８１は全体的にシフトアップ方向に回動しているが、蓄力スプリング１４５の撓み量に変化は無く、蓄力は開始されていない。また、蓄力準備状態では、中立状態からのマスターアーム８０の回動量は０である。
　蓄力準備状態では、ギアシフトアーム１４０は、リターンスプリング１４１の付勢力に抗して回動しており、リターンスプリング１４１の他端１４１ｂは、所定量だけ開かれている。
　また、蓄力準備状態では、サブリターンスプリング係止カラー１４８は、サブリターンスプリング１５０の付勢力に抗して回動しており、サブリターンスプリング１５０の他端１５０ｂは、図１３に２点鎖線で示すように、所定量だけ開かれる。

　蓄力準備状態では、シフトダウン用カラー１４２がギアシフトアーム１４０と一体に回動するため、図１５（ｂ）に示すように、ドグ歯１６４は、ギアシフトアーム１４０の孔部１５８の一端に接しており、ドグ歯１６４と孔部１５８の他端との間には隙間が形成されている。

　図１７は、蓄力準備状態よりもシフトアップ方向に進んだ状態を示す図である。
　図１７の状態では、蓄力スプリング１４５は、シフトスピンドル７６の回動に伴い、ギアシフトアーム側端部１４５ａが第１の係止片１５７によって位置を固定されたまま、蓄力アーム側端部１４５ｂだけが蓄力アーム１６８によって所定量Ｒだけ回動されている。以下の説明では、図１７の状態を蓄力状態と呼ぶ。

　蓄力状態では、蓄力スプリング１４５の撓み量が、所定量Ｒの分だけ増加しており、蓄力スプリング１４５の所定量の蓄力が完了している。また、蓄力状態では、中立状態からのマスターアーム８０の回動量は０である。
　蓄力状態では、規制開口部１６０に規制されて回動しないギアシフトアーム１４０に対し、シフトダウン用カラー１４２はシフトスピンドル７６と共に回動している。このため、蓄力状態では、図１５（ｃ）に示すように、ドグ歯１６４は、ギアシフトアーム１４０の孔部１５８の一端と他端との間の中間部に位置する。
　また、蓄力状態では、サブリターンスプリング係止カラー１４８は、サブリターンスプリング１５０の付勢力に抗して回動しており、サブリターンスプリング１５０の他端１５０ｂは、図１３に２点鎖線で示すように、蓄力準備状態の状態よりもさらに所定量だけ開かれる。

　図３を参照し、クラッチレバー８２は、シフトスピンドル７６と一体に回転し、クラッチレバー８２の回動に伴って、リフターカムプレート８５が軸方向に移動し、チェンジクラッチ６１が切断される。チェンジクラッチ６１が切断されると、変速機６０によるマスターアーム８０の拘束が解除され、マスターアーム８０は回動可能となる。チェンジクラッチ６１が切断された瞬間に、蓄力機構８１の蓄力が開放され、マスターアーム８０は、ギアシフトアーム１４０を介して蓄力によって図１７に二点鎖線で示す位置まで一気に回動する。このため、変速を迅速に行うことができる。マスターアーム８０は、規制開口部１６０の一端１４１ａ側の部分がストッパーピン１４６のダンパー部１７０に当接するまで回動する。

　蓄力が開放されると、停止しているシフトダウン用カラー１４２に対してギアシフトアーム１４０がシフトアップ方向に回動し、図１５（ｄ）に示すように、ギアシフトアーム１４０の孔部１５８の一端がドグ歯１６４に当接する。このため、シフトアップ方向と反対のシフトダウン方向にシフトスピンドル７６を回動する際に、ドグ歯１６４を介してギアシフトアーム１４０をシフトダウン方向に迅速に回動させることができる。このため、迅速に中立状態に戻すことができる。

　シフトダウンをする際には、まず、図１１の中立状態からギアシフトアーム１４０がシフトダウン方向に回動されて行き、ギアシフトアーム１４０の当接部１５９ｃがマスターアーム８０の規制開口部１６０の内縁１６０ｂに当接する。中立状態から当接部１５９ｃが内縁１６０ｂに当接するまでの区間は、図８の区間Ｙに対応する。区間Ｙでは、シフトスピンドル７６の回動に伴ってチェンジクラッチ６１が切断され、シフトドラム７０はまだ回動しない。区間Ｙを越えてシフトスピンドル７６がシフトダウン方向に回動すると、当接部１５９ｃを介してマスターアーム８０のシフトダウン方向への回動が回動され、シフトドラム７０が回動してシフトダウンが行われる。

　図１８は、チェンジ機構８９の側面図である。図１９は、チェンジ機構８９の動作状態を示す図であり、（ａ）は正常にシフトダウン方向に送り切った状態であり、（ｂ）は（ａ）の状態から中立位置側に戻る状態を示している。
　チェンジ機構８９は、マスターアーム８０の先端部に設けられる送り操作部材２０１と、シフトドラム７０（図１４）の軸端に設けられる星型プレート２０２と、星型プレート２０２の外周部に当接して星型プレート２０２の回動位置を規制するストッパアーム２０３（付勢部材）とを備える。
　星型プレート２０２は、周方向に略等間隔で放射状に突出した複数（５つ）のカム山部と、各カム山部の外側面から軸方向に突出する複数（５つ）の係止ピン２０４とを備える。星型プレート２０２は、シフトドラム７０に一体的に設けられており、シフトドラム７０は、係止ピン２０４が送り操作部材２０１に押圧されることで回動する。

　ストッパアーム２０３は、クランクケース２６に回動自在に軸支されるアーム部２０３ａと、アーム部２０３ａの先端部に軸支されるローラー２０３ｂとを備える。アーム部２０３ａは、アーム部２０３ａに連結されるばね（不図示）によって、ローラー２０３ｂが星型プレート２０２の外周部に常に当接するように付勢されている。すなわち、シフトドラム７０が回動する際には、ローラー２０３ｂは、星型プレート２０２のカム山部及びカム山部の間の谷部に沿って動く。
　送り操作部材２０１は、マスターアーム８０の操作アーム１６２ｂの長手方向にスライド可能であるとともに、シフトスピンドル７６側に移動するようにばね等（不図示）によって付勢されている。
　送り操作部材２０１は、係止ピン２０４側へシフトドラム７０の軸方向に突出するシフトアップ用押圧部２０１ａ及びシフトダウン用押圧部２０１ｂを、先端側に備える。

　図１８は、チェンジ機構８９の中立状態が示されており、この状態では、ローラー２０３ｂが星型プレート２０２の谷部に係合していることで、シフトドラム７０は所定の変速段に対応する回動角に位置決めされている。また、中立状態では、互いに隣接する２つの係止ピン２０４，２０４から外側に少し離間した位置に、シフトアップ用押圧部２０１ａとシフトダウン用押圧部２０１ｂとがそれぞれ位置している。

　シフトダウンの指示に伴ってマスターアーム８０がシフトダウン方向に回動されると、シフトダウン用押圧部２０１ｂが１つの係止ピン２０４に下方から当接し、係止ピン２０４を介してシフトドラム７０をシフトダウン方向に回動させる。この際、シフトダウン用押圧部２０１ｂは、ストッパアーム２０３の付勢力に抗してシフトドラム７０を回動させる。詳細には、シフトダウン用押圧部２０１ｂは、ローラー２０３ｂが星型プレート２０２のカム山部を越えるまでは、ストッパアーム２０３の付勢力に抗してシフトドラム７０を回動させる。ローラー２０３ｂが星型プレート２０２のカム山部を越えた後は、ローラー２０３ｂが谷部側に下る際の押圧力により、シフトドラム７０は、ローラー２０３ｂが谷部に係合するまで自動的に回転する。すなわち、ローラー２０３ｂが星型プレート２０２のカム山部を越える位置までシフトドラム７０が回動すれば、シフトダウン用押圧部２０１ｂが係止ピン２０４から離れても、シフトドラム７０は次段に対応する位置まで自動的に回動する。このため、図１９（ａ）に示すように、マスターアーム８０をシフトダウン方向に送り切った状態では、シフトダウン用押圧部２０１ｂは係止ピン２０４から離間している。つまり、ローラー２０３ｂが星型プレート２０２のカム山部を越える位置までシフトドラム７０が回動すれば、マスターアーム８０は、シフトドラム７０から独立して反対方向にも回動可能である。

　図１９（ａ）の状態から図１８の中立状態に戻る際には、マスターアーム８０はシフトアップ方向に回動される。この場合、送り操作部材２０１は、図１９（ｂ）に示すように、シフトダウン用押圧部２０１ｂの近傍に設けられた戻し用当接部２０５が他の係止ピン２０４に当接しながら回動することで、操作アーム１６２ｂの長手方向に移動し、完全に中立位置に戻ると、図１８の状態となる。
　ここでは、シフトダウンする場合について説明したが、シフトアップする際は、シフトアップ用押圧部２０１ａが係止ピン２０４を押圧し、シフトドラム７０をシフトアップ方向に回動させる。

　図２０は、自動二輪車１０の後部の左側面図である。
　自動二輪車１０の車体フレームは、車体の前後の中央で上下に延びるピボットフレーム２１０を備える。パワーユニット１６の後部は、ピボットフレーム２１０に支持される。
　後輪１３を支持するスイングアーム２１１は、前端に挿通されるピボット軸２１２によってピボットフレーム２１０に連結される。スイングアーム２１１は、ピボット軸２１２を中心に揺動自在であり、スイングアーム２１１の後端と車体フレームとの間には、リアサスペンション２１３が架け渡される。後輪１３は、スイングアーム２１１の後端部に設けられる車軸２１４に軸支される。

　パワーユニット１６の駆動力は、エンジン２１と後輪１３との間に設けられる駆動力伝達装置２１５を介して後輪１３に伝達される。
　駆動力伝達装置２１５は、カウンタ軸６６の端に固定されるドライブスプロケット７２と、後輪１３に設けられるドリブンスプロケット２１６と、ドライブスプロケット７２とドリブンスプロケット２１６との間に巻き掛けられるチェーン１５とを備える。
　後輪１３は、車軸２１４に軸支されるハブ１３ａと、タイヤ２１７が装着されるリム１３ｂと、リム１３ｂとハブ１３ａとを結合する複数のスポーク１３ｃ（ダンパ部材）とを備える。

　図２１は、図２０のＸＸＩ－ＸＸＩ断面図である。図２２は、図２１のＸＸＩＩ－ＸＸＩＩ断面図である。
　図２０～図２２に示すように、駆動力伝達装置２１５と後輪１３との間には、駆動力伝達装置２１５からの駆動力を後輪１３に伝達するダンパ機構２１８が設けられている。
　ダンパ機構２１８は、ゴム等によって構成される複数のハブダンパ２２０（ダンパ部材）と、ハブ１３ａに形成されてハブダンパ２２０を支持するダンパ収容部２２１と、ドリブンスプロケット２１６を支持する円筒状のスプロケット支持部材２２２とを備える。
　ハブダンパ２２０は、車両の減速時に作用する減速用ダンパ２２０ａと、加速時に作用する加速用ダンパ２２０ｂとを備える。

　ダンパ収容部２２１は、ハブ１３ａの外側面に形成された凹部であり、周方向に複数形成されている。各ダンパ収容部２２１には、減速用ダンパ２２０ａ及び加速用ダンパ２２０ｂが一対配置されている。各ダンパ収容部２２１内において、減速用ダンパ２２０ａと加速用ダンパ２２０ｂとは、周方向に隙間２２１ａをあけて配置される。
　スプロケット支持部材２２２は、軸方向の外端部がベアリング２２３を介して車軸２１４に軸支されるとともに、軸方向の内端部がハブ１３ａの筒状部１３ｄに嵌合し、ハブ１３ａに対して相対回転可能に設けられる。スプロケット支持部材２２２は、ダンパ収容部２２１内に突出する凸部２２２ａを複数備え、凸部２２２ａは、隙間２２１ａに配置されて減速用ダンパ２２０ａと加速用ダンパ２２０ｂとの間に挟持される。
　ドリブンスプロケット２１６は、スプロケット支持部材２２２の外側面に複数のボルト２２４で固定される。

　ここで、図２２を参照して走行時のダンパ機構２１８の状態を説明する。図２２では、ダンパ機構２１８が周方向に４分割されて、（ａ）～（ｄ）の状態が図示されている。詳細には、（ａ）の領域にはエンジン２１及び自動二輪車１０が停止した中立状態が示され、（ｂ）の領域にはエンジン２１が運転されるとともにチェンジクラッチ６１が接続されて自動二輪車１０が走行している走行状態が示され、（ｃ）の領域には走行中にチェンジクラッチ６１が切断された直後の状態が示され、（ｄ）の領域には、状態（ｃ）の直後でチェンジクラッチ６１の切断により自動二輪車１０が慣性走行している状態が示されている。

　（ａ）の中立状態では、自動二輪車１０が停止しているため、エンジン２１の駆動力によるハブダンパ２２０の変形は生じていない。加速時には減速時よりも大きな荷重が作用するため、加速用ダンパ２２０ｂは減速用ダンパ２２０ａよりも体積（容量）が大きく設定される。
　（ｂ）の走行状態では、エンジン２１からの駆動力によってスプロケット支持部材２２２がハブ１３ａに対して前進の走行回転方向に相対回転する。すなわち、（ｂ）の状態で自動二輪車１０が加速する瞬間は、凸部２２２ａの回転速度は後輪１３の回転速度よりも大きくなる。その結果、加速用ダンパ２２０ｂは、凸部２２２ａによって周方向に圧縮されて弾性変形する。これにより、エンジン２１から後輪１３に伝達されるトルクの変動を吸収でき、加速や変速動作の際の衝撃を低減できる。

　（ｃ）の状態では、チェンジクラッチ６１が切断された瞬間に、エンジン２１からスプロケット支持部材２２２に伝達される駆動力が抜け、自動二輪車１０は慣性走行を開始し、加速用ダンパ２２０ｂは、自身の復元力により、元の状態への伸縮を開始する。
　（ｄ）の状態では、状態（ｃ）の直後であり、加速用ダンパ２２０ｂは、復元力によって元の状態に戻っており、自動二輪車１０は慣性走行している。（ｃ）と（ｄ）との間の時間には、スプロケット支持部材２２２は加速用ダンパ２２０ｂの復元力によって、凸部２２２ａを介してエンジン２１の駆動力の方向に対し逆方向に押し戻されており、これにより、スプロケット支持部材２２２の回転は減速し、スプロケット支持部材２２２の回転速度は、後輪１３の回転速度よりも小さくなる。スプロケット支持部材２２２の減速は、駆動力伝達装置２１５を介し、カウンタ軸６６及びメイン軸６５にも伝達される。
　（ｄ）の状態となった後、チェンジクラッチ６１が接続されて略一定速度で走行する場合、加速用ダンパ２２０ｂの変形量は小さく、ダンパ機構２１８は（ｄ）の状態に近い状態となる。
　また、自動二輪車１０が減速する場合、スプロケット支持部材２２２は（ｂ）の状態とは逆方向に回転し、減速用ダンパ２２０ａが凸部２２２ａによって圧縮される。

　図２３は、エンジン２１から路面までのエンジン２１の駆動力の伝達状態を示す概念図である。図２３の（ａ）は、エンジン２１及び自動二輪車１０が停止した中立状態を示し、図２３の（ｂ）～（ｆ）は、自動二輪車１０の走行中の変速動作に伴う駆動力の伝達状態を時系列で示している。図２４は、シフトアップする際の自動変速装置２５の動作のタイムチャートである。図２４の下段には、時間経過に対する、エンジン２１の回転数Ｎｅ、メイン軸６５の回転数Ｎｍ、及び、カウンタ軸６６の回転数Ｎｃが示されている。

　ここで、メイン軸６５の回転数Ｎｍは、メイン軸回転数センサ６５ａによって検出されるメイン軸６５の実際の回転数に、メイン軸６５とクランク軸２３との間の減速比を乗じた値である。チェンジクラッチ６１が完全に接続されている状態では、回転数Ｎｅと回転数Ｎｍとは等しい。すなわち、図２４回転数の図表からは、チェンジクラッチ６１の接続状態が分かる。また、図２４のカウンタ軸６６の回転数Ｎｃは、カウンタ軸回転数センサ７３によって検出されるカウンタ軸６６の実際の回転数に、カウンタ軸６６とクランク軸２３との間の減速比を乗じた値である。チェンジクラッチ６１が完全に接続されている状態では、回転数Ｎｅと回転数Ｎｃとは等しい。

　図２３（ａ）では、自動二輪車１０は停止しており、エンジン２１の駆動力は発生しておらず、チェンジクラッチ６１は接続されており、ドグクラッチ６７Ｄｃは切断されている。なお、図２３では、図中に出力軸が図示されているが、この出力軸はカウンタ軸６６が兼ねる。

　図２３（ｂ）では、自動二輪車１０は、チェンジクラッチ６１が接続されるとともにドグクラッチ６７Ｄｃにより確立される変速段でエンジン２１の駆動力によって走行しており、ドグクラッチ６７Ｄｃは接続されている。図２３（ｂ）の状態は、図２４の時刻ｔ１に対応しており、この状態では、回転数Ｎｅ、回転数Ｎｍ及び回転数Ｎｃは等しい。
　ここで、ドグクラッチ６７Ｄｃでは、ドグ歯６７ｂ１及びドグ歯６７ｃ１は、それぞれ周方向に間隔をあけて複数形成されており、ドグクラッチ６７Ｄｃが係合して駆動力がかかった状態であっても、ドグ歯６７ｂ１とドグ歯６７ｃ１との間には、駆動力と逆方向に周方向の遊びＰＬが存在している。この遊びＰＬの存在により、ドグクラッチ６７Ｄｃの係脱が容易となる。
　図２３（ｂ）では、カウンタ軸６６に伝達された駆動力は、駆動力伝達装置２１５及び後輪１３を経て、路面に伝達される。この際、駆動力伝達装置２１５では、チェーン１５が引っ張られて弾性変形し、ダンパ機構２１８では、加速用ダンパ２２０ｂが圧縮されて弾性変形し、スポーク１３ｃがしなるように弾性変形し、タイヤ２１７がリム１３ｂと路面との間で弾性変形する。

　図２３（ｃ）は、図２３（ｂ）において、変速に伴いチェンジクラッチ６１が切断された直後の状態を示す図である。この状態から、自動二輪車１０は慣性走行を開始する。図２３（ｃ）の状態は、図２４の時刻ｔ２に対応している。回転数Ｎｍ及び回転数Ｎｃは、チェンジクラッチ６１が切断されてエンジン２１の駆動力が遮断された瞬間に、略同時に低下し始める。
　図２３（ｄ）では、図２３（ｃ）でチェンジクラッチ６１が切断されたことで、チェーン１５、加速用ダンパ２２０ｂ、スポーク１３ｃ及びタイヤ２１７に作用していた弾性変形に対する復元力が作用し、この復元力は、カウンタ軸６６及びメイン軸６５に伝達されている。復元力への寄与率は、加速用ダンパ２２０ｂが最も大きい。
　詳細には、カウンタ軸６６に伝達された上記復元力は、カウンタ軸６６の被動ギア６８ｃから、フリーギアの駆動ギア６７ｃ、ドグクラッチ６７Ｄｃ、及び、駆動ギア６７ｂを介してメイン軸６５に伝達される。図２３（ｄ）の状態は、図２４の時刻ｔ３に対応している。

　メイン軸６５は、後輪１３に駆動されるカウンタ軸６６よりも見かけ上慣性モーメントが小さく、回転速度が低下し易い。このため、走行中にチェンジクラッチ６１が切断されると、メイン軸６５はカウンタ軸６６に対して駆動力の反対方向に相対回転し、これに伴い、ドグ歯６７ｂ１は、ドグ歯６７ｃ１に対して遊びＰＬに相当する分だけ相対回転する。このため、時刻ｔ３では、回転数Ｎｍは、回転数Ｎｃよりも小さくなり、最小回転数Ｎｍｍｉｎまで低下する。回転数Ｎｍは、時刻ｔ３に遊びＰＬの分だけ回転する際に一瞬だけ低下するが、遊びＰＬがゼロになると、慣性モーメントの大きなカウンタ軸６６の回転速度に同化する。

　図２３（ｄ）の状態の後、図２３（ｅ）の状態の前に、シフトスピンドル７６の回動によってシフトドラム７０が回動し、ドグクラッチ６８Ｄｃ（図２）によって確立される次段への変速が行われる。
　図２３（ｅ）では、次段への変速の完了後に、チェンジクラッチ６１が接続され始めた直後の状態が示されている。図２３（ｅ）の状態は、図２４の時刻ｔ４に対応している。
　ドグクラッチ６８Ｄｃもドグクラッチ６７Ｄｃと同様に周方向に遊び（不図示）を備える。この遊びの大きさは、次段に変速された際のドグクラッチ６８Ｄｃの係合状態によるが、通常、ある程度の大きさの遊びが存在する。

　図２３（ｅ）に示すように、チェンジクラッチ６１の接続が開始されると、エンジン２１の駆動力は、メイン軸６５の駆動ギア６７ｂから、被動ギア６８ｂ、ドグクラッチ６８Ｄｃ、及び被動ギア６８ｃを介してカウンタ軸６６に伝達される。詳細には、チェンジクラッチ６１が半クラッチ状態で接続され始める瞬間に、エンジン２１の駆動力によってメイン軸６５の回転が加速され、これに伴い、フリーギアである被動ギア６８ｂの回転も加速される。これにより、ドグ歯６８ｂ１は、ドグ歯６８ｃ１に対して上記遊びに相当する分だけ、駆動力の方向に相対回転する。すなわち、メイン軸６５は、上記遊びに相当する分だけカウンタ軸６６に対して相対回転可能である。このため、時刻ｔ４では、回転数Ｎｍは、回転数Ｎｃよりも大きくなり、回転数Ｎｍｔまで増加する。回転数Ｎｍｔは、時刻ｔ４における回転数Ｎｅに略等しい。

　図２３（ｆ）は、図２３（ｅ）の状態の後、ドグクラッチ６８Ｄｃが完全に接続された状態を示す。回転数Ｎｍは、時刻ｔ４で遊びの分だけ回転する際に一瞬だけ増加するが、遊びがゼロになると、慣性モーメントの大きなカウンタ軸６６の回転速度に同化する。
　図２３（ｆ）の状態では、チェンジクラッチ６１の接続に伴って、時間の経過とともにエンジン２１の回転数Ｎｅがメイン軸６５の回転数Ｎｍに近づいて回転差の吸収が行われ、時刻ｔ５で回転数Ｎｅは回転数Ｎｍに一致する。図２４では、より高いギアへの変速であるため、変速後のエンジン２１の回転数Ｎｅは、変速前の回転数Ｎｅよりも小さくなる。ここで、回転差の吸収が終了した際の回転数Ｎｍを回転差吸収終了回転数Ｎｍｆｉｎと呼ぶ。

　図２４では横軸に時間が示され、縦軸に、シフトスピンドル７６の角度、カウンタ軸６６のトルク、シフトドラム７０の角度、及び、上述の回転数Ｎｅ、回転数Ｎｍ、及び、回転数Ｎｃが示されている。
　図２４に示すように、シフトスピンドル７６の角度を示すタイムチャートには、制御ユニット１７が設定するシフトスピンドル７６の角度の目標角パターンＴが共に図示されている。制御ユニット１７は、シフトスピンドル７６の角度が目標角パターンＴに追従するようにシフトモーター７５を駆動する。目標角パターンＴは、最終的な目標角が一度に設定されるステップ入力であるが、目標角は、目標角パターンＴ´で示すように、時間経過に対して徐々に最終的な目標角に近づけるランプ入力であっても良い。

　シフトアップする際には、シフトスピンドル７６の角度は、蓄力及びクラッチを切断するために増加し、変速後には、中立位置に戻される。
　カウンタ軸６６のトルクは、シフトスピンドル７６の角度が増加して回動位置Ａ２でチェンジクラッチ６１が切断されると、エンジン２１からの動力が供給されなくなって低下し、その後、チェンジクラッチ６１が接続されると再び増加する。
　図２４では、シフトドラム７０の角度は、一例として１速から２速に変速する場合の状態が示されているが、他の変速段でも同様の状態となる。

　図２５は、シフトアップする際における自動変速装置２５の処理を示すフローチャートである。
　図２４及び図２５を参照し、シフトアップの指示が出されると、制御ユニット１７は、クラッチ切断側のシフトスピンドル７６の目標角である切断側目標角Ｔ１を設定し（ステップＳ１）、切断側目標角Ｔ１となるようにシフトモーター７５を駆動する（ステップＳ２）。ここで、切断側目標角Ｔ１は、チェンジクラッチ６１が完全に切断されるシフトスピンドル７６の回動位置Ａ２よりも大きな角度に設定されている。このため、チェンジクラッチ６１は、シフトスピンドル７６が切断側目標角Ｔ１に達する前に切断される。

　シフトスピンドル７６が回動してからチェンジクラッチ６１が切断されるまでの間には、蓄力機構８１で蓄力が行われる。また、シフトスピンドル７６が回動してからチェンジクラッチ６１が切断されるまでの間では、回転数Ｎｅ、回転数Ｎｍ及び回転数Ｎｃは等しい。シフトスピンドル７６の角度が時刻ｔ２において回動位置Ａ２に達すると、チェンジクラッチ６１は切断され、これにより、カウンタ軸６６のトルクは低下し、ギアチェンジ機構６３は蓄力機構８１の蓄力を開放して変速を開始する。
　チェンジクラッチ６１が切断されると、エンジン２１の駆動力が供給されなくなり、回転数Ｎｍ及び回転数Ｎｃは低下する。

　制御ユニット１７は、シフトスピンドル７６の角度が切断側目標角Ｔ１に到達しているか否かを判定し（ステップＳ３）、切断側目標角Ｔ１に到達していなければ（ステップＳ３：Ｎｏ）、ステップＳ２に戻り、シフトモーター７５の駆動を継続する。
　シフトスピンドル７６の角度が切断側目標角Ｔ１に到達している場合（ステップＳ３：Ｙｅｓ）、制御ユニット１７は、シフトスピンドル７６を中立位置側へ戻すクラッチ接続側の目標角である戻し側目標角Ｔ２を設定し（ステップＳ４）、中立位置側へシフトスピンドル７６を戻すようにシフトモーター７５を駆動する（ステップＳ５）。ステップＳ４及びステップＳ５は、シフトアップの処理において、シフトスピンドル７６を中立位置側に戻す１回目の回動制御である。ここで戻し側目標角Ｔ２は、チェンジクラッチ６１の容量が第１の中間容量Ｃ２となるシフトスピンドル７６の角度である。なお、戻し側目標角Ｔ２は、チェンジクラッチ６１の中間容量に対応する角度であれば良く、第２の中間容量Ｃ３に対応する角度であっても良い。すなわち、戻し側目標角Ｔ２は、シフトスピンドル７６の角度によって制御されるチェンジクラッチ６１の容量を決めるクラッチ容量制御目標角でもある。

　切断側目標角Ｔ１からシフトスピンドル７６を中立位置側へ戻す場合、蓄力機構８１は、図１７の状態から蓄力を開放した作動後の状態（マスターアーム８０のみを２点鎖線で図示）から中立位置側へ回動する。この場合、上述のように、シフトドラム７０の回動後には、マスターアーム８０はシフトドラム７０に影響せずに独立して反対方向に回動可能であるため、シフトスピンドル７６が中立位置側に戻ってもシフトドラム７０の回動には影響がない。
　次いで、制御ユニット１７は、シフトスピンドル７６の角度が戻し側目標角Ｔ２に到達しているか否かを判定し（ステップＳ６）、戻し側目標角Ｔ２に達していなければ（ステップＳ６：Ｎｏ）、ステップＳ５に戻り、シフトモーター７５の駆動を継続する。

　シフトスピンドル７６の角度は、切断側目標角Ｔ１から戻し側目標角Ｔ２まで戻る途中で、回動位置Ａ２に達し、回動位置Ａ２ではチェンジクラッチ６１が再び接続される。このように、切断側の回動位置Ａ２と戻り側の回動位置Ａ２との間でチェンジクラッチ６１が切断されている時間は、エンジン２１の動力がメイン軸６５に伝達されなくなる駆動力抜け時間Ｖ１である。駆動力抜け時間Ｖ１では、自動二輪車１０は慣性で走行するため、駆動力抜け時間Ｖ１は、運転者が違和感を感じる要因となり得る。

　本実施の形態では、ギアチェンジ機構６３が蓄力機構８１を備え、チェンジクラッチ６１の切断に伴う蓄力の開放によって一気にシフトドラム７０が回動されるため、１速（所定の変速段）から２速（次段）への変速は、駆動力抜け時間Ｖ１内に完了する。
　中立位置への戻り側でチェンジクラッチ６１が接続されると、カウンタ軸６６のトルクは変速前と同等まで増加する。
　また、中立位置への戻り側でチェンジクラッチ６１が接続されると、上述のように、メイン軸６５の回転数Ｎｍは、時刻ｔ４に一瞬だけ回転数Ｎｍｔまで増加して元に戻り、回転数Ｎｅは、時間の経過とともに回転数Ｎｍに一致するように減少する。すなわち、中立位置への戻り側でチェンジクラッチ６１が接続されると、回転数Ｎｅと回転数Ｎｍとの回転差の吸収がチェンジクラッチ６１によって行われる。
　チェンジクラッチ６１を接続する際のカウンタ軸６６の回転数Ｎｃの変化は、メイン軸６５の回転数Ｎｍの変化と同様の傾向であるが、変化の度合いはメイン軸６５のものよりも小さい。

　シフトスピンドル７６の角度が戻し側目標角Ｔ２に到達している場合（ステップＳ６：Ｙｅｓ）、制御ユニット１７は、ドラム角センサ７０ｂのセンサ出力安定時間Ｈ１が経過しているか否かを判定する（ステップＳ７）。ここで、制御ユニット１７は、ドラム角センサ７０ｂによってシフトドラム７０の回動位置を常に検出しており、センサ出力安定時間Ｈ１は、ギア位置が次段（２速）に入ったことをドラム角センサ７０ｂで最初に検出してからドラム角センサ７０ｂの出力値が安定するまでの予め設定された所定の時間である。センサ出力安定時間Ｈ１が経過すると、シフトドラム７０の振動が収束し、制御ユニット１７は、シフトドラム７０の回動位置を正しく検出できるようになる。

　本実施の形態では、制御ユニット１７は、シフトスピンドル７６が切断側目標角Ｔ１に到達したことを検出すると、戻し側目標角Ｔ２を設定して直ぐに中立位置側へシフトスピンドル７６を戻す。詳細には、制御ユニット１７は、ドラム角センサ７０ｂによってギア位置が次段（２速）に入ったことを検出する前に、シフトスピンドル７６の中立位置側への回動を開始する。これにより、蓄力機構８１及びチェンジ機構８９の作動にかかる時間及びセンサ出力安定時間Ｈ１を省略した分だけ、チェンジクラッチ６１を早期に再接続でき、駆動力抜け時間Ｖ１を短縮できるため、運転者が違和感を感じることを抑制できる。本実施の形態では、蓄力機構８１の蓄力によってシフトドラム７０の回動による変速が適切に行われるため、ドラム角センサ７０ｂでギア位置が次段に入ったことを検出する前にシフトスピンドル７６の中立位置側への回動を開始できる。

　ステップＳ２及びステップＳ３で蓄力の開放によりシフトドラム７０が回動された際、変速機６０のギアのドグクラッチでドグ当たり及び浅噛みが発生することがある。ここでは、被動ギア６８ｂ及び被動ギア６８ｃを例に挙げてドグ当たり及び浅噛みについて説明する。
　変速機６０は常時噛み合い式であり、互いに結合していない状態では被動ギア６８ｂと被動ギア６８ｃとは相対回転しているため、変速時にシフターギアである被動ギア６８ｃをフリーギアである被動ギア６８ｂ側にスライドさせた場合、ドグ歯６８ｂ１とドグ歯６８ｃ１とが正常な深さで噛み合う場合もあれば、ドグ歯６８ｂ１及びドグ歯６８ｃ１の頂面同士が当たるドグ当たりが発生する場合もある。

　ドグ当たりは、ドグ歯６８ｂ１及びドグ歯６８ｃ１の頂面同士の摩擦力に抗して、被動ギア６８ｂと被動ギア６８ｃとの間に相対回転が発生することで、解消される。本実施の形態では、ステップＳ４の戻し側目標角Ｔ２が、チェンジクラッチ６１の第１の中間容量Ｃ２となるシフトスピンドル７６の角度に設定されるため、被動ギア６８ｂと被動ギア６８ｃとの間にドグ当たりが発生していたとしても、チェンジクラッチ６１を接続した際に被動ギア６８ｂと被動ギア６８ｃとの間に相対回転が発生し、ドグ当たりは解消される。
　ところが、クランク軸２３側に駆動される被動ギア６８ｂは被動ギア６８ｃよりも速く回転するため、被動ギア６８ｃのスライド力が不足すると、ドグ歯６８ｃ１が、完全にドグ歯６８ｂ１に噛み合う前に、ドグ歯６８ｂ１及びドグ歯６８ｃ１の側面同士が接してしまい、噛み合いの深さが浅くなることがある。このような、ドグ歯が通常の噛み合い深さよりも浅い状態で噛み合う状態を、ここでは浅噛みと定義する。浅噛み状態では、互いに接触しているドグ歯６８ｂ１及びドグ歯６８ｃ１の側面同士の間にはエンジン２１の駆動力が作用しているため、摩擦力が生じ、被動ギア６８ｃはスライドし難い。このため、浅噛みの状態が継続される。

　図２４及び図２５を参照し、センサ出力安定時間Ｈ１が経過していない場合（ステップＳ７：Ｎｏ）、制御ユニット１７は、センサ出力安定時間Ｈ１が経過するまで待機し、センサ出力安定時間Ｈ１が経過している場合（ステップＳ７：Ｙｅｓ）、シフトドラム７０の角度が次段（２速）の位置、または、浅噛み位置のいずれかにあるかを判定する（ステップＳ８）。ここで、浅噛み位置は、シフトドラム７０の角度が、ドグ歯の噛み合い深さが浅い分だけ次段の位置よりも少し小さい角度となる位置である。

　シフトドラム７０の角度が次段の位置にある場合（ステップＳ８：次段）、制御ユニット１７は、エンジン２１の回転数Ｎｅとメイン軸６５の回転数Ｎｍとの回転差の吸収が完了したか否か（回転差が０になったか否か）を判定し（ステップＳ９）、回転差の吸収が完了していなければ、完了するまで待機する（ステップＳ９：Ｎｏ）。すなわち、制御ユニット１７は、次段への変速をしてから回転差の吸収が完了するまでは、チェンジクラッチ６１を第１の中間容量Ｃ２に維持する。このため、次段に変速後した後、チェンジクラッチ６１を接続する際の変速ショックを半クラッチの状態で緩やかに吸収でき、変速ショックを低減できる。

　時刻ｔ５に回転差の吸収が完了した場合（ステップＳ９：Ｙｅｓ）、制御ユニット１７は、シフトスピンドル７６を中立位置（０°）に戻す目標角である中立目標角Ｔ３を設定し（ステップＳ１０）、中立目標角Ｔ３となるようにシフトモーター７５を駆動する（ステップＳ１１）。
　次いで、制御ユニット１７は、シフトスピンドル７６の角度が中立目標角Ｔ３に到達しているか否かを判定し（ステップＳ１２）、中立目標角Ｔ３に到達していなければ（ステップＳ１２：Ｎｏ）、ステップＳ１１に戻ってシフトモーター７５の駆動を継続する。
　制御ユニット１７は、シフトスピンドル７６の角度が中立目標角Ｔ３に到達した場合（ステップＳ１２：Ｙｅｓ）、処理を終了する。

　シフトドラム７０の角度が浅噛み位置にある場合（ステップＳ８：浅噛み）、制御ユニット１７は、浅噛み解消処理を行う（ステップＳ１３）。
　浅噛み解消処理は、ステップＳ１からステップＳ６までと同様の処理であり、変速操作後に接続されたチェンジクラッチ６１を再び切断して、蓄力またはストッパアーム２０３の力によってシフトドラム７０を回動させて浅噛みを解消する処理である。

　図２６は、変速中にチェンジクラッチ６１の切断位置を検出する処理のフローチャートである。制御ユニット１７は、この図２６の処理を、図２５の変速の処理の開始と同時に開始する。
　まず、制御ユニット１７は、走行中、スロットルポジションセンサ１３４の出力に基づいて、スロットル弁５３の開度が所定開度Ｔｈ以上であるか否かを判定する（ステップＳ２１）。所定開度Ｔｈは、時刻ｔ２においてチェンジクラッチ６１を切断した際に、回転数Ｎｍ及び回転数Ｎｃがはっきりと低下するように、ある程度大きな開度に設定される。所定開度Ｔｈは、実験や計算によって予め設定される。
　スロットル弁５３の開度が所定開度Ｔｈよりも小さい場合（ステップＳ２１：Ｎｏ）、制御ユニット１７は、図２６の処理を終了する。

　スロットル弁５３の開度が所定開度Ｔｈ以上である場合（ステップＳ２１：Ｙｅｓ）、制御ユニット１７は、メイン軸６５の回転数Ｎｍに減速方向の変動ΔＮｍｒeｄが生じているか否かを判定する（ステップＳ２２）。ここで、制御ユニット１７は、例えば、単位時間当たりの回転数Ｎｍの減速方向の変化量が所定値よりも大きくなった場合に、変動ΔＮｍｒeｄが生じていると判定する。変動ΔＮｍｒeｄが生じていない場合（ステップＳ２２：Ｎｏ）、制御ユニット１７は、変動ΔＮｍｒeｄが生じるまで待機する。
　変動ΔＮｍｒeｄが生じている場合（ステップＳ２２：Ｙｅｓ）、制御ユニット１７は、駆動力抜け時間Ｖ１を判定する駆動力抜け時間判定の処理を開始し（ステップＳ２３）、変動ΔＮｍｒeｄが学習開始用所定値ΔＮｍ１（所定値）以上であるか否かを判定する（ステップＳ２４）。ここで、学習開始用所定値ΔＮｍ１は、メイン軸６５の回転数の急減速を示す負の値であり、チェンジクラッチ６１の切断によりその急減速が生じたと見なすことができる値に設定される。学習開始用所定値ΔＮｍ１は、実験や計算によって予め設定される。

　変動ΔＮｍｒeｄが学習開始用所定値ΔＮｍ１以上である場合（ステップＳ２４：Ｙｅｓ）、制御ユニット１７は、チェンジクラッチ６１の切断が生じたと見なし、変動ΔＮｍｒeｄが発生し始めた時刻ｔ２におけるシフトスピンドル７６の回動角（位置）を、チェンジクラッチ６１が切断されるクラッチ切断回動角θｒｌｓ（クラッチ切断操作量）としてＲＡＭ（揮発性メモリ）に記憶（学習）するとともに、時刻ｔ２における回転数Ｎｍを減速開始時回転数ＮｍｓとしてＲＡＭに記憶し（ステップＳ２５）、さらに、メイン軸６５の回転の増加を判定するためのタイマーのカウントを開始する（ステップＳ２６）。クラッチ切断回動角θｒｌｓは、回動位置Ａ２に相当する。時刻ｔ２は、図２３（ｃ）の状態に対応する。
　このように、メイン軸６５の回転数Ｎｍの変動ΔＮｍｒeｄに基づいてクラッチ切断回動角θｒｌｓを学習することで、簡単な構成で精度良くクラッチ切断回動角θｒｌｓを学習できる。
　制御ユニット１７は、学習したクラッチ切断回動角θｒｌｓを、例えば、自動二輪車１０の製造時に初期値としてＥＥＰＲＯＭ（不揮発性メモリ）に設定されたシフトスピンドル７６のクラッチ切断回動角と比較し、シフトスピンドル７６の制御用のクラッチ切断回動角を再設定したり、故障診断をしたりすることができる。また、複数回に亘って学習したクラッチ切断回動角θｒｌｓを平均値にしたクラッチ切断回動角θｒｌｓａｖｅを、クラッチ切断回動角の再設定や故障診断に利用しても良い。

　制御ユニット１７は、タイマーのカウントの開始と同時に、メイン軸６５の回転数Ｎｍが瞬間的にそのときのエンジン２１の回転数Ｎｅと略等しい値まで正の方向に増加したか否かを判定する（ステップＳ２７）。ここで、回転数Ｎｍが瞬間的に増加したことは、例えば、回転数Ｎｍの加速方向の単位時間当たりの変化量が所定の閾値よりも大きくなった場合や、回転数Ｎｍの波形が正の方向にスパイク状になることから判定できる。
　図２４では、時刻ｔ４において、回転数Ｎｍが瞬間的にエンジン２１の回転数Ｎｅまで増加している。

　メイン軸６５の回転数Ｎｍが瞬間的に回転数Ｎｅと略等しい値まで増加した場合（ステップＳ２７：Ｙｅｓ）、制御ユニット１７は、駆動力抜け時間判定を終了し、駆動力抜け時間Ｖ１ｍを算出する（ステップＳ２８）。詳細には、制御ユニット１７は、変動ΔＮｍｒeｄが発生し始めた時刻ｔ２と回転数Ｎｍが瞬間的にエンジン２１の回転数Ｎｅと略等しい値まで増加した時刻ｔ４との間の時間を駆動力抜け時間Ｖ１ｍとして算出する。ここで、時刻ｔ４は、図２３（ｅ）の状態に対応する。
　このように、回転数Ｎｍの変動に基づいて駆動力抜け時間Ｖ１ｍを算出することで、簡単に且つ精度良く駆動力抜け時間を求めることができる。

　次いで、制御ユニット１７は、算出した駆動力抜け時間Ｖ１ｍと、予め設定された設計上の駆動力抜け時間の設定値Ｖと、の差が、所定の閾値Ｖｔｈ以上であるか否かを判定する（ステップＳ２９）。
　駆動力抜け時間Ｖ１ｍと設定値Ｖとの差が所定の閾値Ｖｔｈ以上である場合（ステップＳ２９：Ｙｅｓ）、制御ユニット１７は、シフトスピンドル７６の切断側目標角Ｔ１を再設定する（ステップＳ３０）。すなわち、駆動力抜け時間Ｖ１ｍが大きすぎる場合、切断側目標角Ｔ１が適正値に再設定される。詳細には、再設定される新たな切断側目標角Ｔ１ｒeｖは、例えば、式（１）で算出される。
　切断側目標角Ｔ１ｒeｖ＝現在の切断側目標角Ｔ１－設定値Ｖ×係数α　…（１）
　ここで、切断側目標角Ｔ１の単位は角度（°）であり、設定値Ｖの単位は時間（ｓｅｃ）であり、係数αの単位は（°／ｓｅｃ）である。係数αは、実験や計算によって予め設定される。
　続いて、制御ユニット１７は、ステップＳ２６で開始したタイマーのカウントをリセットし（ステップＳ３１）、図２６の処理を終了する。

　ここでステップＳ２４に戻り、変動ΔＮｍｒeｄが学習開始用所定値ΔＮｍ１よりも小さい場合（ステップＳ２４：Ｎｏ）、制御ユニット１７は、シフトドラム７０が次段まで回動しているか否かを判定する（ステップＳ３２）。
　シフトドラム７０が次段まで回動していない場合（ステップＳ３２：Ｎｏ）、制御ユニット１７は、ステップＳ２４の処理に戻る。シフトドラム７０が次段まで回動している場合（ステップＳ３２：Ｎｏ）、制御ユニット１７は、駆動力抜け時間判定の処理をリセットし（ステップＳ３３）、図２６の処理を終了する。このように、変動ΔＮｍｒeｄが学習開始用所定値ΔＮｍ１に達することなく次段への変速が完了することもある。

　メイン軸６５の回転数Ｎｍが瞬間的に回転数Ｎｅと略等しい値まで増加していない場合（ステップＳ２７：Ｎｏ）、制御ユニット１７は、タイマーのカウントが設定値に達したか否かを判定する（ステップＳ３４）。タイマーのカウントが設定値に達していない場合（ステップＳ３４：Ｎｏ）、制御ユニット１７は、ステップＳ２７の処理に戻る。
　タイマーのカウントが設定値に達している場合（ステップＳ３４：Ｙｅｓ）、制御ユニット１７は、駆動力抜け時間判定の処理をリセットし（ステップＳ３３）、タイマーのカウントをリセットし（ステップＳ３１）、図２６の処理を終了する。この場合は、チェンジクラッチ６１の接続によるメイン軸６５の回転数Ｎｍの増加が小さかった場合であり、駆動力抜け時間Ｖ１ｍの算出は行われない。

　駆動力抜け時間Ｖ１ｍと設定値Ｖとの差が所定の閾値Ｖｔｈよりも小さい場合（ステップＳ２９：Ｎｏ）、制御ユニット１７は、駆動力抜け時間判定の処理をリセットし（ステップＳ３３）、タイマーのカウントをリセットし（ステップＳ３１）、図２６の処理を終了する。この場合は、駆動力抜け時間Ｖ１ｍのズレが小さかった場合であり、切断側目標角Ｔ１の再設定は行われない。

　図２７は、クラッチの接続時に、シフトスピンドル７６の角度とチェンジクラッチ６１の容量との間の関係にずれが生じている状態を示す図表である。図２７の下段の図表では、シフトスピンドル７６の角度は実線で示され、カウンタ軸６６のトルクは破線で示され、シフトドラム７０の角度は２点鎖線で示されている。また、図２７の下段の図表には、シフトスピンドル７６の角度に対応するチェンジクラッチ６１の容量の符号が図示されている。
　図２７では、制御ユニット１７は、変速後にチェンジクラッチ６１を接続する際、チェンジクラッチ６１の容量が第１の中間容量Ｃ２となるようにシフトスピンドル７６を制御しているが、部品の磨耗や組み付け誤差等の理由により、より小さい容量の第２の中間容量Ｃ３になってしまっている。このため、エンジン２１の駆動力に対しチェンジクラッチ６１の容量が不足して回転数Ｎｅと回転数Ｎｍとの回転差が収束せず、半クラッチ状態が継続されてしまい、変速後のカウンタ軸６６のトルクが低下している。

　制御ユニット１７は、チェンジクラッチ６１の接続後に、回転数Ｎｅと回転数Ｎｍとの回転差を監視し、チェンジクラッチ６１の接続を開始してから所定時間内に回転差が０（図２４の時刻ｔ５の状態）にならない場合、シフトスピンドル７６の角度とチェンジクラッチ６１の容量との間の関係にずれが生じていると判定する。次いで、制御ユニット１７は、シフトスピンドル７６の回動量を補正する。図２７の状態の場合、チェンジクラッチ６１を接続する際のシフトスピンドル７６の回動角は、容量が第１の中間容量Ｃ２となるように、より中立位置側に変更される。これにより、次回にチェンジクラッチ６１を接続する際には、適切なクラッチ容量でチェンジクラッチ６１を接続できる。

　以上説明したように、本発明を適用した第１の実施の形態によれば、自動二輪車１０は、エンジン２１からの回転動力がチェンジクラッチ６１を介して入力されるメイン軸６５、及び、メイン軸６５の回転動力が常時噛み合い式歯車を介して伝達されるカウンタ軸６６を有する変速機６０と、シフトモーター７５によって駆動されるとともにチェンジクラッチ６１を断接操作するシフトスピンドル７６と、シフトスピンドル７６の操作量を検出するシフトスピンドル角センサ７９と、シフトモーター７５を操作する制御ユニット１７と、カウンタ軸６６の回転動力が駆動力伝達装置２１５を介して伝えられる後輪１３と、を備え、メイン軸６５の回転数Ｎｅを検出するメイン軸回転数センサ６５ａが設けられ、カウンタ軸６６と、駆動力伝達装置２１５と、後輪１３との間に、駆動力によって弾性変形されるダンパ部材としてチェーン１５、ハブダンパ２２０及びスポーク１３ｃが設けられ、制御ユニット１７は、チェンジクラッチ６１の操作中におけるメイン軸６５の回転数Ｎｅの減速方向の変動ΔＮｍｒeｄが学習開始用所定値ΔＮｍ１以上であることを検出すると、シフトスピンドル７６のクラッチ切断回動角θｒｌｓを学習する。チェーン１５、ハブダンパ２２０及びスポーク１３ｃは、エンジン２１からの駆動トルクによって弾性変形された状態で下流の後輪１３側に駆動力を伝えるが、チェンジクラッチ６１が切断されてエンジン２１からの駆動力が抜けると、弾性変形に対する復元力によってメイン軸６５の回転を減速させる。これにより、メイン軸６５及びカウンタ軸６６の回転数Ｎｍ、Ｎｃは、チェンジクラッチ６１を切断した瞬間に減速する。制御ユニット１７は、メイン軸６５の回転数Ｎｍの変動ΔＮｍｒeｄが学習開始用所定値ΔＮｍ１以上であることを検出すると、シフトスピンドル７６のクラッチ切断回動角θｒｌｓを学習するため、メイン軸６５の回転数Ｎｍの減速に基づいて、通常使用時の変速中であってもクラッチ切断回動角θｒｌｓを精度良く検出できる。なお、工場出荷時等にも同様の効果を得ることができる。

　また、エンジン２１に吸気を供給する吸気管５２に、開閉されることで吸気量を調整するスロットル弁５３が設けられ、制御ユニット１７は、スロットル弁５３の開度が所定開度Ｔｈ以上の際にクラッチ切断回動角θｒｌｓの学習を実行する。スロットル弁５３の開度が所定開度Ｔｈ以上の場合、チェーン１５、ハブダンパ２２０及びスポーク１３ｃの復元力が大きくなり、メイン軸６５の回転数Ｎｅの減速が大きくなる。このため、メイン軸６５の回転数Ｎｅの大きな減速に基づいてクラッチ切断回動角θｒｌｓの学習を実行でき、クラッチ切断位置を精度良く検出できる。

　さらに、常時噛み合い式の変速機６０は、メイン軸６５と一体に回転するとともに軸方向に移動可能な駆動ギア６７ｂ、メイン軸６５と相対回転可能であるとともに軸方向に固定される駆動ギア６７ａ，６７ｃ、及び、駆動ギア６７ｂ及び駆動ギア６７ｃの対向面から軸方向に立設されるドグ歯６７ｂ１，６７ｃ１によって係脱自在に設けられるドグクラッチ６７Ｄｃと、カウンタ軸６６と一体に回転するとともに軸方向に移動可能な被動ギア６８ｃ、カウンタ軸６６と相対回転可能であるとともに軸方向に固定される被動ギア６８ｂ，６８ｄ、及び、被動ギア６８ｃ及び被動ギア６８ｂの対向面から軸方向に立設されるドグ歯６８ｃ１，６８ｂ１によって係脱自在に設けられるドグクラッチ６８Ｄｃとを備えるドグクラッチ式変速機であり、変動ΔＮｍｒeｄが学習開始用所定値ΔＮｍ１以上であることは、メイン軸６５の回転数Ｎｅから検出される。ドグクラッチ式変速機では、ドグクラッチ６７Ｄｃ及びドグクラッチ６８Ｄｃの周方向に遊びがあるため、駆動力が抜けた際には、メイン軸６５側で回転数の変動が生じ易い。このため、メイン軸６５の回転数Ｎｅから変動ΔＮｍｒeｄを検出することで、クラッチ切断回動角θｒｌｓを精度良く検出できる。

　また、メイン軸６５の回転数Ｎｍは、メイン軸回転センサ６５ａによって検出されるメイン軸６５の実際の回転数に、メイン軸６５とエンジン２１のクランク軸２３との間の減速比を乗じて求められる値であり、制御装置１７は、チェンジクラッチ６１の接続中、メイン軸６５の回転数Ｎｍが瞬間的にエンジン２１の回転数Ｎｅと略等しい回転数になったことを検出した場合、この検出時の時刻ｔ４と学習開始用所定値ΔＮｍ１以上の減速が開始する時刻ｔ２との間の時間を駆動力抜け時間Ｖ１ｍとして記憶する。これにより、学習開始用所定値ΔＮｍ１以上の減速の開始の時とチェンジクラッチ６１の接続の際にメイン軸６５の回転数Ｎｍが瞬間的に増加した時との間の時間を駆動力抜け時間Ｖ１ｍとして記憶でき、駆動力抜け時間Ｖ１ｍをメイン軸６５の回転数Ｎｅの変化から簡単に検出できる。

　また、駆動力伝達装置２１５は、カウンタ軸６６側に設けられるドライブスプロケット７２と、後輪１３側に設けられるドリブンスプロケット２１６と、ドライブスプロケット７２とドリブンスプロケット２１６との間に巻き掛けられるチェーン１５とを備え、ハブダンパ２２０は、後輪１３のハブ１３ａとドリブンスプロケット２１６との間に設けられる。後輪１３のハブ１３ａとドリブンスプロケット２１６との間に設けられるハブダンパ２２０は、駆動力による変形量が比較的大きいため、復元力によるメイン軸６５の回転数Ｎｅの減速も大きくなる。このため、回転数Ｎｅの減速に基づいてクラッチ切断回動角θｒｌｓを精度良く検出できる。

［第２の実施の形態］
　以下、図２８を参照して、本発明を適用した第２の実施の形態について説明する。この第２の実施の形態において、上記第１の実施の形態と同様に構成される部分については、同符号を付して説明を省略する。
　本第２の実施の形態は、図２６の処理に、さらにステップＳ２６ａ、及び、ステップＳ２８ａ～２８ｅが追加された処理が行われる点が、上記第１の実施の形態と異なる。

　図２８は、第２の実施の形態において、変速中にチェンジクラッチ６１の切断位置を検出する処理のフローチャートである。この図２８に示す動作に含まれる処理のうち、上述した第１の実施の形態における図２６と同様の処理を行うステップには、同番号を付して説明を簡略化する。
　制御ユニット１７は、この図２８の処理を、図２５の変速の処理の開始と同時に開始する。
　まず、制御ユニット１７は、走行中、スロットル弁５３の開度が所定開度Ｔｈ以上であるか否かを判定する（ステップＳ２１）。スロットル弁５３の開度が所定開度Ｔｈよりも小さい場合（ステップＳ２１：Ｎｏ）、制御ユニット１７は、図２８の処理を終了する。

　スロットル弁５３の開度が所定開度Ｔｈ以上である場合（ステップＳ２１：Ｙｅｓ）、制御ユニット１７は、メイン軸６５の回転数Ｎｍに減速方向の変動ΔＮｍｒeｄが生じているか否かを判定する（ステップＳ２２）。変動ΔＮｍｒeｄが生じていない場合（ステップＳ２２：Ｎｏ）、制御ユニット１７は、変動ΔＮｍｒeｄが生じるまで待機する。
　変動ΔＮｍｒeｄが生じている場合（ステップＳ２２：Ｙｅｓ）、制御ユニット１７は、駆動力抜け時間判定の処理を開始し（ステップＳ２３）、変動ΔＮｍｒeｄが学習開始用所定値ΔＮｍ１以上であるか否かを判定する（ステップＳ２４）。

　変動ΔＮｍｒeｄが学習開始用所定値ΔＮｍ１以上である場合（ステップＳ２４：Ｙｅｓ）、制御ユニット１７は、チェンジクラッチ６１の切断が生じたと見なし、変動ΔＮｍｒeｄが発生し始めた時刻ｔ２におけるシフトスピンドル７６の回動角（位置）を、チェンジクラッチ６１が切断されるクラッチ切断回動角θｒｌｓとしてＲＡＭ（揮発性メモリ）に記憶するとともに、時刻ｔ２における回転数Ｎｍを減速開始時回転数ＮｍｓとしてＲＡＭに記憶し（ステップＳ２５）、さらに、メイン軸６５の回転の増加を判定するためのタイマーのカウントを開始し（ステップＳ２６）、変動ΔＮｍｒeｄが発生し始めた時刻ｔ２以降における回転数Ｎｍの最小値である最小回転数ＮｍｍｉｎをＲＡＭに記憶する（ステップＳ２６ａ）。

　制御ユニット１７は、タイマーのカウントの開始と同時に、メイン軸６５の回転数Ｎｍが瞬間的に回転数Ｎｅと略等しい値まで正の方向に増加したか否かを判定する（ステップＳ２７）。図２４では、時刻ｔ４において、回転数Ｎｍが瞬間的に回転数Ｎｅまで増加している。
　メイン軸６５の回転数Ｎｍが瞬間的に回転数Ｎｅと略等しい値まで増加した場合（ステップＳ２７：Ｙｅｓ）、制御ユニット１７は、駆動力抜け時間判定を終了し、駆動力抜け時間Ｖ１ｍを算出する（ステップＳ２８）。詳細には、制御ユニット１７は、変動ΔＮｍｒeｄが発生し始めた時刻ｔ２と回転数Ｎｍが瞬間的に回転数Ｎｅと略等しい値まで増加した時刻ｔ４との間の時間を駆動力抜け時間Ｖ１ｍとして算出する。ここで、時刻ｔ４は、図２３（ｅ）の状態に対応する。

　次いで、制御ユニット１７は、変速後のチェンジクラッチ６１の接続によって回転数Ｎｅと回転数Ｎｍとの回転差の吸収が完了しているか否かを、エンジン回転数センサ５８及びメイン軸回転数センサ６５ａの出力に基づいて判定する（ステップＳ２８ａ）。回転差の吸収が完了していない場合（ステップＳ２８ａ：Ｎｏ）、制御ユニット１７は、回転差の吸収の完了まで待機する。
　回転差の吸収が完了している場合（ステップＳ２８ａ：Ｙｅｓ）、制御ユニット１７は、回転差の吸収が完了した時刻ｔ５における回転数Ｎｍである回転差吸収終了回転数Ｎｍｆｉｎを取得する（ステップＳ２８ｂ）。

　続いて、制御ユニット１７は、回転差吸収終了回転数Ｎｍｆｉｎと最小回転数Ｎｍｍｉｎとの差が学習可否閾値Ｌｅａ以上であるか否かを判定する（ステップＳ２８ｃ）。
　ここで、学習可否閾値Ｌｅａは、制御ユニット１７がクラッチ切断回動角θｒｌｓを採用するか否かを判断するための閾値であり、実験や計算によって予め設定される。
　詳細には、チェンジクラッチ６１の切断によって、ダンパ部材としてのチェーン１５、ハブダンパ２２０及びスポーク１３ｃの復元力が大きく発生するほど、メイン軸６５の回転が顕著に減速し、最小回転数Ｎｍｍｉｎの値は小さくなる。このため、回転差吸収終了回転数Ｎｍｆｉｎと最小回転数Ｎｍｍｉｎとの差は、チェンジクラッチ６１の切断時のダンパ部材の復元力によるメイン軸６５の減速が大きく発生した場合に大きな値となり、学習可否閾値Ｌｅａ以上となる。

　回転差吸収終了回転数Ｎｍｆｉｎと最小回転数Ｎｍｍｉｎとの差が学習可否閾値Ｌｅａ以上である場合（ステップＳ２８ｃ：Ｙｅｓ）、制御ユニット１７は、クラッチ切断回動角θｒｌｓを学習し（ステップＳ２８ｄ）、ステップＳ２９に移行する。制御ユニット１７は、学習したクラッチ切断回動角θｒｌｓを、シフトスピンドル７６の制御用のクラッチ切断回動角の再設定や、故障診断に使用することができる。
　回転差吸収終了回転数Ｎｍｆｉｎと最小回転数Ｎｍｍｉｎとの差が学習可否閾値Ｌｅａよりも小さい場合（ステップＳ２８ｃ：Ｎｏ）、制御ユニット１７は、ステップＳ２５でＲＡＭに記憶していたクラッチ切断回動角θｒｌｓを学習せず（ステップＳ２８ｅ）、ステップＳ２９に移行する。この場合、制御ユニット１７は、それまで用いていたクラッチ切断回動角を継続して制御用等に使用する。

　本第２の実施の形態では、チェンジクラッチ６１の切断時のダンパ部材の復元力によって回転差吸収終了回転数Ｎｍｆｉｎと最小回転数Ｎｍｍｉｎとの差が学習可否閾値Ｌｅａ以上となった場合にクラッチ切断回動角θｒｌｓを学習するため、メイン軸６５が大きく減速したことに基づいてクラッチ切断回動角θｒｌｓを学習できる。このため、クラッチ切断回動角θｒｌｓを精度良く学習できる。

　次に、制御ユニット１７は、ステップＳ２８で算出した駆動力抜け時間Ｖ１ｍと、予め設定された設計上の駆動力抜け時間の設定値Ｖと、の差が、所定の閾値Ｖｔｈ以上であるか否かを判定する（ステップＳ２９）。
　駆動力抜け時間Ｖ１ｍと設定値Ｖとの差が所定の閾値Ｖｔｈ以上である場合（ステップＳ２９：Ｙｅｓ）、制御ユニット１７は、シフトスピンドル７６の切断側目標角Ｔ１を再設定する（ステップＳ３０）。
　続いて、制御ユニット１７は、ステップＳ２６で開始したタイマーのカウントをリセットし（ステップＳ３１）、図２８の処理を終了する。

　ここでステップＳ２４に戻り、変動ΔＮｍｒeｄが学習開始用所定値ΔＮｍ１よりも小さい場合（ステップＳ２４：Ｎｏ）、制御ユニット１７は、シフトドラム７０が次段まで回動しているか否かを判定する（ステップＳ３２）。
　シフトドラム７０が次段まで回動していない場合（ステップＳ３２：Ｎｏ）、制御ユニット１７は、ステップＳ２４の処理に戻る。シフトドラム７０が次段まで回動している場合（ステップＳ３２：Ｎｏ）、制御ユニット１７は、駆動力抜け時間判定の処理をリセットし（ステップＳ３３）、図２８の処理を終了する。

　メイン軸６５の回転数Ｎｍが瞬間的に回転数Ｎｅと略等しい値まで増加していない場合（ステップＳ２７：Ｎｏ）、制御ユニット１７は、タイマーのカウントが設定値に達したか否かを判定する（ステップＳ３４）。タイマーのカウントが設定値に達していない場合（ステップＳ３４：Ｎｏ）、制御ユニット１７は、ステップＳ２７の処理に戻る。
　タイマーのカウントが設定値に達している場合（ステップＳ３４：Ｙｅｓ）、制御ユニット１７は、駆動力抜け時間判定の処理をリセットし（ステップＳ３３）、タイマーのカウントをリセットし（ステップＳ３１）、図２８の処理を終了する。
　駆動力抜け時間Ｖ１ｍと設定値Ｖとの差が所定の閾値Ｖｔｈよりも小さい場合（ステップＳ２９：Ｎｏ）、制御ユニット１７は、駆動力抜け時間判定の処理をリセットし（ステップＳ３３）、タイマーのカウントをリセットし（ステップＳ３１）、図２８の処理を終了する。

　以上説明したように、本発明を適用した第２の実施の形態によれば、シフトスピンドル７６の操作は変速操作の際に行われ、制御ユニット１７は、学習開始用所定値ΔＮｍ１以上の減速が生じた後のメイン軸６５の最小回転数Ｎｍｍｉｎを記憶し、チェンジクラッチ６１の回転差の吸収の終了時の回転差吸収終了回転数Ｎｍｆｉｎと最小回転数Ｎｍｍｉｎとを比較することで、クラッチ切断回動角θｒｌｓの学習の可否を判断する。これにより、メイン軸６５の減速後の最小回転数Ｎｍｍｉｎと回転差吸収終了回転数Ｎｍｆｉｎとの比較によって、メイン軸６５の減速が大きい場合にクラッチ切断回動角θｒｌｓの学習をでき、クラッチ切断回動角θｒｌｓを精度良く学習できる。
　なお、カウンタ軸６６の減速に基づいてクラッチ切断回動角θｒｌｓを学習する場合は、最小回転数Ｎｍｍｉｎに替えて、時刻ｔ３におけるカウンタ軸６６の最小回転数Ｎｃｍｉｎ（不図示）と、回転差の吸収の終了時のカウンタ軸６６の回転差吸収終了回転数Ｎｃｆｉｎ（不図示）とを比較しても良い。

［第３の実施の形態］
　以下、図２９～図３２を参照して、本発明を適用した第３の実施の形態について説明する。この第３の実施の形態において、上記第１の実施の形態と同様に構成される部分については、同符号を付して説明を省略する。
　上記第１の実施の形態では、チェーン１５を備えた駆動力伝達装置２１５及びハブダンパ２２０を備える構成を例に挙げて説明したが、本第３の実施の形態は、駆動力伝達装置３１５がドライブシャフト３０４を備えるとともに、ダンパ部材が異なる形態で設けられている点、及び、クラッチ操作部材が油圧で操作されるピストン３６１ａである点等が、上記第１の実施の形態と異なる。また、第３の実施の形態では、制御ユニット１７が行う制御は上記第１の実施の形態と同様であるため、説明を簡略化する。また、本第３の実施の形態の自動変速装置３２５は、常時噛み合い式であるとともにドグクラッチ式であり、上記第１の実施の形態と同様の構成を備えるため、説明を簡略化する。

　図２９は、第３の実施の形態に係る自動変速装置３２５を備えた自動二輪車３１０の左側面図である。
　自動二輪車３１０は、車体フレーム３０１にパワーユニットとしてのエンジン３２１が支持され、前輪３１２を支持するフロントフォーク３０２が車体フレーム３０１の前端に操舵可能に支持され、後輪３１３を支持するスイングアーム３０３が車体フレーム３０１の後部に設けられた車両である。自動二輪車１０は、乗員が跨るようにして着座するシート３１４が車体フレーム３０１の後部の上部に支持される鞍乗り型の車両である。
　乗員が操舵するハンドル３１１は、フロントフォーク３０２の上端に固定される。
　第３の実施の形態の説明では不図示であるが、自動二輪車３１０は、スロットル弁５３、スロットルポジションセンサ１３４、メイン軸回転数センサ６５ａ、カウンタ軸回転数センサ７３、エンジン回転数センサ５８、及び、ドラム角センサ７０ｂを備える。

　エンジン３２１は、車体フレーム３０１に支持される。エンジン３２１の駆動力は、エンジン３２１の後部から後輪３１３側へ前後に延びる駆動力伝達装置３１５によって後輪３１３に伝達される。
　駆動力伝達装置３１５は、スイングアーム３０３の内部を通って後輪３１３に接続される。駆動力伝達装置３１５は、ドライブシャフト３０４と、ドライブシャフト３０４の前端に設けられる第１のベベルギア３０６と、ドライブシャフト３０４の後端に設けられる第２のベベルギア３０７とを備える。第２のベベルギア３０７は、後輪３１３のリングギア（不図示）を介して後輪３１３を駆動する。

　図３０は、エンジン３２１の内部構造を示す断面図である。
　エンジン３２１は、クランクケース３２６に、クランク軸３２３、及び、変速機３６０を備える。変速機３６０は、メイン軸３６５、カウンタ軸３６６、及び、カウンタ軸３６６に平行な出力軸３０８を備える。クランク軸３２３の駆動力は、メイン軸３６５の軸端に設けられたチェンジクラッチ３６１を介してメイン軸３６５に伝達される。
　メイン軸３６５は、複数の駆動ギアによって構成される駆動ギア列３６７を備え、カウンタ軸３６６は、駆動ギア列３６７に噛み合う複数のギアによって構成される被動ギア列３６８を備える。

　クランクケース３２６には、シフトドラム３７０が設けられる。シフトドラム３７０は、駆動ギア列３６７のシフターギア及び被動ギア列３６８のシフターギアに、複数のシフトフォーク３６９ａ，３６９ｂを介して接続されている。シフトドラム３７０の溝に沿ってシフトフォーク３６９ａ，３６９ｂが操作されることで、シフターギアがスライドし、シフターギアのドグクラッチの係脱により変速が行われる。

　カウンタ軸３６６は、出力軸３０８の中間被動歯車３３０に噛み合う中間駆動歯車３０９（ダンパ部材）を備える。中間駆動歯車３０９は、カウンタ軸３６６に固定される固定歯車部３０９ａと、固定歯車部３０９ａに対して相対回転可能な可動刃車部３０９ｂと、可動刃車部３０９ｂと固定歯車部３０９ａとの間で周方向に介装されるダンパ部３０９ｃとを備える。カウンタ軸３６６に作用するトルク変動の一部は、ダンパ部３０９ｃによって吸収される。
　出力軸３０８には、カム式のトルクダンパ３３１（ダンパ部材）が設けられる。トルクダンパ３３１は、出力軸３０８にスプライン嵌合して軸方向に移動可能に設けられる円筒状のカム部材３３１ａと、カム部材３３１ａのカム部を中間被動歯車３３０の側面の凹部に押し付けるばね３３１ｂとを備える。トルクが大きくなると、中間被動歯車３３０はカム部材３３１による付勢力に抗してカム部材３３１に対して相対回転する。カウンタ軸３６６に作用するトルク変動の一部は、トルクダンパ３３１によって吸収される。
　出力軸３０８は、駆動力伝達装置３１５の第１のベベルギア３０６に噛み合う歯車３０８ａを軸端に備える。

　自動二輪車３１０は、エンジン３２１及び自動変速装置３２５を制御する制御ユニット３１７を備える。
　チェンジクラッチ３６１は油圧クラッチであり、油圧によって押圧されるピストン３６１ａ（クラッチ操作部材）に連結されたロッド３６１ｂがチェンジクラッチ３６１を操作することで断接される。
　ピストン３６１ａへの油圧の供給は、制御ユニット３１７が制御するクラッチアクチュエータ３７５（アクチュエータ）によって行われる。クラッチアクチュエータ３７５は、エンジン３２１のオイルポンプから供給される油圧を制御してピストン３６１ａに供給するソレノイド（不図示）を備えて構成される。
　すなわち、本第３の実施の形態では、制御ユニット３１７は、シフトスピンドル７６に替えて、クラッチアクチュエータ３７５によって制御されるピストン３６１ａによってチェンジクラッチ３６１の断接を操作する。
　制御ユニット３１７は、ピストン３６１ａに供給される油圧を検出する油圧センサ３７５ａ（クラッチ操作量検出センサ）によって、ピストン３６１ａの操作量を検出する。

　シフトドラム３７０は、制御ユニット３１７によって制御されるシフトアクチュエータ３３５によって操作される。シフトアクチュエータ３３５は、制御ユニット３１７によって駆動されるモータ（不図示）と、モータの回転を減速してシフトドラム３７０に伝達する減速機（不図示）とを備える。

　図３１は、ドライブシャフト３０４を示す図である。
　ドライブシャフト３０４は、出力軸３０８を介してカウンタ軸３６６側に接続されるアウターパイプ３０４ａと、後輪３１３側に接続されるインナーパイプ３０４ｂと、アウターパイプ３０４ａとインナーパイプ３０４ｂとを結合するダンパラバー３０４ｃ（ダンパ部材）とを備える。インナーパイプ３０４ｂの前部はアウターパイプ３０４ａの後部に挿入されており、ダンパラバー３０４ｃは、インナーパイプ３０４ｂの前部において、インナーパイプ３０４ｂの外周部とアウターパイプ３０４ａの内周部とを接着によって結合している。
　第１のベベルギア３０６は、アウターパイプ３０４ａの前端に結合され、第２のベベルギア３０７はインナーパイプ３０４ｂの後端に結合される。

　図２３を参照し、図２３中に示される出力軸は、第３の実施の形態では出力軸３０８に相当し、駆動力伝達装置２１５は駆動力伝達装置３１５に相当し、後輪１３は後輪３１３に相当する。また、カウンタ軸３６６と出力軸３０８との間には、中間駆動歯車３０９及びトルクダンパ３３１がダンパ部材として設けられている。
　変速時等においてチェンジクラッチ３６１が切断されると、ダンパ部材としてのダンパラバー３０４ｃ、中間駆動歯車３０９及びトルクダンパ３３１の復元力がカウンタ軸３６６側に伝達され、メイン軸３６５及びカウンタ軸３６６の回転は減速する。

　走行中に変速の処理をする場合、制御ユニット３１７は、まず、切断側目標油圧Ｐ１（不図示）を設定し、切断側目標油圧Ｐ１となるようにクラッチアクチュエータ３７５を駆動してピストン３６１ａの操作によってチェンジクラッチ３６１を切断し、次いで、シフトアクチュエータ３３５を駆動して次段への変速を実行し、その後、クラッチアクチュエータ３７５を戻し方向に駆動し、チェンジクラッチ３６１を接続する。

　図３２は、変速中にチェンジクラッチ６１の切断位置を検出する処理のフローチャートである。この図３２に示す動作に含まれる処理のうち、上述した第１の実施の形態における図２６と同様の処理を行うステップには、同番号を付して説明を簡略化する。制御ユニット３１７は、この図３２の処理を、上述の変速の処理の開始と同時に開始する。なお、以下の説明では図２４を参照するが、ピストン３６１ａはシフトスピンドル角ではなく油圧で制御されるため、図２４の上段のシフトスピンドル角の図表は参照しないものとする。
　まず、制御ユニット３１７は、走行中、スロットル弁５３の開度が所定開度Ｔｈ以上であるか否かを判定する（ステップＳ２１）。
　スロットル弁５３の開度が所定開度Ｔｈよりも小さい場合（ステップＳ２１：Ｎｏ）、制御ユニット３１７は、図３２の処理を終了する。

　スロットル弁５３の開度が所定開度Ｔｈ以上である場合（ステップＳ２１：Ｙｅｓ）、制御ユニット３１７は、メイン軸３６５の回転数Ｎｍに減速方向の変動ΔＮｍｒeｄが生じているか否かを判定する（ステップＳ２２）。変動ΔＮｍｒeｄが生じていない場合（ステップＳ２２：Ｎｏ）、制御ユニット３１７は、変動ΔＮｍｒeｄが生じるまで待機する。
　変動ΔＮｍｒeｄが生じている場合（ステップＳ２２：Ｙｅｓ）、制御ユニット３１７は、駆動力抜け時間を判定する駆動力抜け時間判定の処理を開始し（ステップＳ２３）、変動ΔＮｍｒeｄが学習開始用所定値ΔＮｍ１以上であるか否かを判定する（ステップＳ２４）。

　変動ΔＮｍｒeｄが学習開始用所定値ΔＮｍ１以上である場合（ステップＳ２４：Ｙｅｓ）、制御ユニット３１７は、チェンジクラッチ３６１の切断が生じたと見なし、変動ΔＮｍｒeｄが発生し始めた時刻ｔ２におけるピストン３６１ａの油圧を、チェンジクラッチ３６１が切断されるクラッチ切断油圧Ｐｒｌｓ（クラッチ切断操作量）としてＲＡＭ（揮発性メモリ）に記憶（学習）するとともに、時刻ｔ２における回転数Ｎｍを減速開始時回転数ＮｍｓとしてＲＡＭに記憶し（ステップＳ４５）、さらに、メイン軸３６５の回転の増加を判定するためのタイマーのカウントを開始する（ステップＳ２６）。時刻ｔ２は、図２３（ｃ）の状態に対応する。

　このように、メイン軸３６５の回転数Ｎｍの変動ΔＮｍｒeｄに基づいてクラッチ切断油圧Ｐｒｌｓを学習することで、簡単な構成で精度良くクラッチ切断油圧Ｐｒｌｓを学習できる。
　制御ユニット３１７は、学習したクラッチ切断油圧Ｐｒｌｓを、例えば、自動二輪車３１０の製造時に初期値としてＥＥＰＲＯＭ（不揮発性メモリ）に設定された制御用のピストン３６１ａの油圧と比較し、ピストン３６１ａの制御用の油圧を再設定したり、故障診断をしたりすることができる。また、複数回に亘って学習したクラッチ切断油圧Ｐｒｌｓを平均値にしたクラッチ切断油圧Ｐｒｌｓａｖｅを、クラッチ切断油圧の再設定や故障診断に利用しても良い。

　制御ユニット３１７は、タイマーのカウントの開始と同時に、メイン軸３６５の回転数Ｎｍが瞬間的に回転数Ｎｅと略等しい値まで正の方向に増加したか否かを判定する（ステップＳ２７）。図２４では、時刻ｔ４において、回転数Ｎｍが瞬間的に回転数Ｎｅまで増加している。

　メイン軸３６５の回転数Ｎｍが瞬間的に回転数Ｎｅと略等しい値まで増加した場合（ステップＳ２７：Ｙｅｓ）、制御ユニット３１７は、駆動力抜け時間判定を終了し、駆動力抜け時間Ｖ１ｍを算出する（ステップＳ２８）。詳細には、制御ユニット３１７は、変動ΔＮｍｒeｄが発生し始めた時刻ｔ２と回転数Ｎｍが瞬間的に回転数Ｎｅと略等しい値まで増加した時刻ｔ４との間の時間を駆動力抜け時間Ｖ１ｍとして算出する。ここで、時刻ｔ４は、図２３（ｅ）の状態に対応する。

　次いで、制御ユニット３１７は、算出した駆動力抜け時間Ｖ１ｍと、予め設定された設計上の駆動力抜け時間の設定値Ｖと、の差が、所定の閾値Ｖｔｈ以上であるか否かを判定する（ステップＳ２９）。
　駆動力抜け時間Ｖ１ｍと設定値Ｖとの差が所定の閾値Ｖｔｈ以上である場合（ステップＳ２９：Ｙｅｓ）、制御ユニット３１７は、切断側目標油圧Ｐ１を再設定する（ステップＳ５０）。すなわち、駆動力抜け時間Ｖ１ｍが大きすぎる場合、油圧の目標値が適正値に再設定される。詳細には、再設定される新たな切断側目標油圧Ｐ１ｒeｖは、例えば、式（２）で算出される。
　切断側目標油圧Ｐ１ｒeｖ＝現在の切断側目標油圧Ｐ１－設定値Ｖ×係数α　…（２）
　ここで、油圧の目標値の単位は圧力（Ｐａ）であり、設定値Ｖの単位は時間（ｓｅｃ）であり、係数αの単位は（Ｐａ／ｓｅｃ）である。係数αは、実験や計算によって予め設定される。
　続いて、制御ユニット３１７は、ステップＳ２６で開始したタイマーのカウントをリセットし（ステップＳ３１）、図３２の処理を終了する。

　ここでステップＳ２４に戻り、変動ΔＮｍｒeｄが学習開始用所定値ΔＮｍ１よりも小さい場合（ステップＳ２４：Ｎｏ）、制御ユニット３１７は、シフトドラム３７０が次段まで回動しているか否かを判定する（ステップＳ３２）。
　シフトドラム３７０が次段まで回動していない場合（ステップＳ３２：Ｎｏ）、制御ユニット３１７は、ステップＳ２４の処理に戻る。シフトドラム３７０が次段まで回動している場合（ステップＳ３２：Ｎｏ）、制御ユニット３１７は、駆動力抜け時間判定の処理をリセットし（ステップＳ３３）、図３２の処理を終了する。このように、変動ΔＮｍｒeｄが学習開始用所定値ΔＮｍ１に達することなく次段への変速が完了することもある。

　メイン軸３６５の回転数Ｎｍが瞬間的に回転数Ｎｅと略等しい値まで増加していない場合（ステップＳ２７：Ｎｏ）、制御ユニット３１７は、タイマーのカウントが設定値に達したか否かを判定する（ステップＳ３４）。タイマーのカウントが設定値に達していない場合（ステップＳ３４：Ｎｏ）、制御ユニット３１７は、ステップＳ２７の処理に戻る。
　タイマーのカウントが設定値に達している場合（ステップＳ３４：Ｙｅｓ）、制御ユニット３１７は、駆動力抜け時間判定の処理をリセットし（ステップＳ３３）、タイマーのカウントをリセットし（ステップＳ３１）、図３２の処理を終了する。この場合は、チェンジクラッチ３６１の接続によるメイン軸３６５の回転数Ｎｍの増加が小さかった場合であり、駆動力抜け時間Ｖ１ｍの算出は行われない。

　駆動力抜け時間Ｖ１ｍと設定値Ｖとの差が所定の閾値Ｖｔｈよりも小さい場合（ステップＳ２９：Ｎｏ）、制御ユニット３１７は、駆動力抜け時間判定の処理をリセットし（ステップＳ３３）、タイマーのカウントをリセットし（ステップＳ３１）、図３２の処理を終了する。この場合は、駆動力抜け時間Ｖ１ｍのズレが小さかった場合であり、切断側目標角Ｔ１の再設定は行われない。
　なお、図３２の処理に、第２の実施の形態の図２８のステップＳ２６ａ、ステップＳ２８ａ～Ｓ２８ｅの処理を追加することで、図２８の処理と同様の効果を得ることができる。

　以上説明したように、本発明を適用した第３の実施の形態によれば、自動二輪車３１０は、エンジン３２１からの回転動力がチェンジクラッチ３６１を介して入力されるメイン軸３６５、及び、メイン軸３６５の回転動力が常時噛み合い式歯車を介して伝達されるカウンタ軸３６６を有する変速機３６０と、クラッチアクチュエータ３７５によって駆動されるとともにチェンジクラッチ３６１を断接操作するピストン３６１ａと、ピストン３６１ａの操作量である油圧を検出する油圧センサ３７５ａと、クラッチアクチュエータ３７５を操作する制御ユニット３１７と、カウンタ軸３６６の回転動力が駆動力伝達装置３１５を介して伝えられる後輪３１３と、を備え、メイン軸３６５の回転数を検出するメイン軸回転数センサ６５ａが設けられ、カウンタ軸３６６と、駆動力伝達装置３１５と、後輪３１３との間に、駆動力によって弾性変形されるダンパ部材としてダンパラバー３０４ｃ、中間駆動歯車３０９及びトルクダンパ３３１が設けられ、制御ユニット３１７は、チェンジクラッチ３６１の操作中におけるメイン軸３６５の回転数Ｎｍの学習開始用所定値ΔＮｍ１以上の減速を検出すると、ピストン３６１ａのクラッチ切断油圧Ｐｒｌｓを学習する。ダンパラバー３０４ｃ、中間駆動歯車３０９及びトルクダンパ３３１は、エンジン３２１からの駆動トルクによって弾性変形された状態で下流の後輪３１３側に駆動力を伝えるが、チェンジクラッチ３６１が切断されてエンジン３２１からの駆動力が抜けると、弾性変形に対する復元力によってメイン軸３６５の回転を減速させる。これにより、メイン軸３６５及びカウンタ軸３６６の回転数は、チェンジクラッチ３６１を切断した瞬間に減速する。制御ユニット３１７は、メイン軸３６５の回転数Ｎｅの学習開始用所定値ΔＮｍ１以上の減速を検出すると、ピストン３６１ａのクラッチ切断油圧Ｐｒｌｓを学習するため、メイン軸３６５の回転数Ｎｅの減速に基づいて、変速中であってもクラッチ切断油圧Ｐｒｌｓを精度良く検出できる。

　また、駆動力伝達装置３１５は、カウンタ軸３６６側に設けられる第１のベベルギア３０６と、後輪３１３側に設けられる第２のベベルギア３０７と、第１のベベルギア３０６と第２のベベルギア３０７との間に設けられるドライブシャフト３０４とを備え、ダンパラバー３０４ｃは、ドライブシャフト３０４を構成するアウターパイプ３０４ａとインナーパイプ３０４ｂとの間に設けられる。ドライブシャフト３０４のアウターパイプ３０４ａとインナーパイプ３０４ｂとの間に設けられるダンパラバー３０４ｃは、駆動力による変形量が比較的大きいため、復元力によるメイン軸３６５及びカウンタ軸３６６の回転数Ｎｍ，Ｎｃの減速も大きくなる。このため、回転数Ｎｍの減速に基づいてクラッチ切断油圧Ｐｒｌｓを精度良く検出できる。

　さらに、カウンタ軸３６６と別体に出力軸３０８が設けられ、ダンパ部材は出力軸３０８側に設けられるカム式のトルクダンパ３３１として構成される。カム式のトルクダンパ３３１は、駆動力による変形量が比較的大きいため、復元力によるメイン軸３６５及びカウンタ軸３６６の回転数Ｎｍ，Ｎｃの減速も大きくなる。このため、回転数Ｎｅの減速に基づいてクラッチ切断油圧Ｐｒｌｓを精度良く検出できる。なお、カウンタ軸６６（図２）を出力軸として使用する第１の実施の形態のような構成では、カウンタ軸６６にダンパ部材としてトルクダンパ３３１と同様のカム式のトルクダンパを設けても良い。

［第４の実施の形態］
　以下、図３３～図３５を参照して、本発明を適用した第４の実施の形態について説明する。この第４の実施の形態において、上記第１の実施の形態と同様に構成される部分については、同符号を付して説明を省略する。
　本第４の実施の形態は、メイン軸と駆動輪を介した路面との間の駆動力伝達経路上に設けられるダンパ部材の他の例を説明するものであり、制御ユニットが行う変速の制御は上記第１の実施の形態と同一であるため、説明を省略する。

　図３３は、第４の実施の形態に係る自動変速装置４２５を備えた不整地走行車両４１０の左側面図である。
　不整地走行車両４１０は、車体フレーム４０１と、車体フレーム４０１の前部に設けられる左右一対の前輪４１２と、車体フレーム４０１の後部に設けられる左右一対の後輪４１３（駆動輪）と、車体フレーム４０１に支持されるパワーユニットとしてのエンジン４２１と、操舵用のハンドル４１１と、乗員用のシート４１４とを備える鞍乗り型の四輪車である。

　エンジン４２１の出力軸４０８にはドライブスプロケット４７２が設けられる。エンジン４２１の駆動力は、ドライブスプロケット４７２と後輪４１３のドリブンスプロケット４１６との間に巻き掛けられるチェーン４１５によって後輪４１３に伝達される。ドライブスプロケット４７２、チェーン４１５及びドリブンスプロケット４１６は、駆動力伝達装置を構成する。チェーン４１５は、ダンパ部材としても機能する。
　第４の実施の形態の説明では不図示であるが、不整地走行車両４１０は、スロットル弁５３、スロットルポジションセンサ１３４、メイン軸回転数センサ６５ａ、カウンタ軸回転数センサ７３、エンジン回転数センサ５８、シフトスピンドル角センサ７９、ドラム角センサ７０ｂ、及び、制御ユニット１７を備える。

　図３４は、エンジン４２１の内部構造を示す断面図である。
　エンジン４２１は、変速機４６０が出力軸４０８を備える点を除き、第１の実施の形態のエンジン２１と同様に構成されているため、説明は簡略化する。以下の説明において上記第１の実施の形態の説明と同一の名称のものは、同一の機能を備える。
　エンジン４２１は、クランクケース４２６、クランク軸４２３、発進クラッチ４２４、チェンジクラッチ４６１、変速機４６０、メイン軸４６５、駆動ギア列、カウンタ軸４６６、被動ギア列、カウンタ軸４６６に駆動される出力軸４０８、連動式のシフトスピンドル（不図示）、シフトモーター（不図示）、及び、シフトドラム（不図示）等を備える。
　変速機４６０は、常時噛み合い式であるとともにドグクラッチ式である。

　図３５は、後輪４１３のバルーンタイヤ４１７の斜視図である。
　後輪４１３のホイールには、バルーンタイヤ４１７（ダンパ部材）が取り付けられる。バルーンタイヤ４１７は、ドーナツ状のタイヤ本体部４１７ａと、タイヤ本体部４１７ａの外周部から径方向外側に突出する複数のブロック部４１７ｂとを複数備える。ブロック部４１７ｂは、ゴム製のタイヤ本体部４１７ａと一体に形成される。ブロック部４１７ｂにより、不整地でのバルーンタイヤ４１７のグリップ力が確保される。
　不整地走行車両４１０は、不整地を走行するため、バルーンタイヤ４１７は、クッション性及び不整地でのグリップ力を確保するために、空気圧が低圧で使用される。具体的には、バルーンタイヤ４１７は、例えば空気圧が７０ｋＰａ以下で使用される。

　エンジン４２１の駆動力により、バルーンタイヤ４１７のブロック部４１７ｂは、タイヤ本体部４１７ａと路面との間でしなるように弾性変形する。また、バルーンタイヤ４１７は、低圧であり変形しやすいため、タイヤ本体部４１７ａは、エンジン４２１の駆動力により、ホイールと路面との間でしなるように弾性変形する。
　このため、チェンジクラッチ４６１の切断によってエンジン４２１側からの駆動力が遮断されると、ブロック部４１７ｂ及びタイヤ本体部４１７ａの復元力は、チェーン４１５等を介してカウンタ軸４６６及びメイン軸４６５に伝わり、カウンタ軸４６６及びメイン軸４６５の回転数Ｎｃ，Ｎｍを減速させる。
　不整地走行車両４１０の制御ユニット１７は、メイン軸４６５の回転数Ｎｍの変動ΔＮｍｒeｄが学習開始用所定値ΔＮｍ１（図２６）以上であることを検出すると、シフトスピンドルのクラッチ切断回動角θｒｌｓを学習する。

　以上説明したように、本発明を適用した第４の実施の形態によれば、後輪４１３のバルーンタイヤ４１７にはブロック部４１７ｂが一体に形成され、ダンパ部材はブロック部４１７ｂで構成されるため、簡単な構成でダンパ部材を設けることができる。
　また、バルーンタイヤ４１７は、空気圧が７０ｋＰａ以下のバルーンタイヤであるため、タイヤ自体をダンパ部材として機能させることができ、簡単な構成でダンパ部材を設けることができる。

　なお、上記第１～第４実施の形態は本発明を適用した一態様を示すものであって、本発明は上記実施の形態に限定されるものではない。
　上記第１～第４の実施の形態では、メイン軸の回転数Ｎｍの減速に基づいてクラッチ切断回動角θｒｌｓ及びクラッチ切断油圧Ｐｒｌｓを学習するものとして説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、例えば、カウンタ軸の回転数Ｎｃの減速に基づいてクラッチ切断回動角θｒｌｓ及びクラッチ切断油圧Ｐｒｌｓを学習する構成としても良い。この場合、制御ユニットは、回転数Ｎｃの変動ΔＮｃｒeｄ（不図示）が学習開始用所定値ΔＮｃ１（不図示）以上である場合、チェンジクラッチの切断が生じたと見なし、変動ΔＮｃｒeｄが発生し始めた時刻ｔ２におけるシフトスピンドルの回動角（位置）を、チェンジクラッチが切断されるクラッチ切断回動角θｒｌｓ（クラッチ切断操作量）としてＲＡＭに記憶（学習）する。
　また、カウンタ軸回転数センサ及びメイン軸回転数センサは、減速を検出する対象に対応して少なくとも一方が設けられれば良い。さらに、回転数Ｎｍ，Ｎｃは、回転の減速を検出できれば厳密にメイン軸及びカウンタ軸と同一のものでなくとも良く、上記実施の形態のように、減速比等の定数を乗じたものであっても良い。また、回転数Ｎｍ，Ｎｃは、角速度であっても良い。また、学習されるクラッチ切断回動角θｒｌｓ及びクラッチ切断油圧Ｐｒｌｓは、用途に応じて、不揮発性メモリまたは揮発性メモリのいずれに記憶されても良い。

　上記第１～第４の実施の形態では、ドグクラッチは、一対のドグ歯により構成されるドグクラッチ６７Ｄｃ，６８Ｄｃを例に挙げて説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、ドグクラッチは、例えば、ギアの側面に設けられたドグ歯が、他のギアの側面に設けられたドグ穴に係合するものであっても良い。
　また、上記第１～第４の実施の形態では、シフトアップする場合を例に挙げて説明したが、これに限らず、シフトダウンする際のチェンジクラッチの切断により生じるメイン軸またはカウンタ軸の回転数の所定値以上の減速に基づいて、クラッチ切断回動角θｒｌｓ及びクラッチ切断油圧Ｐｒｌｓを学習しても良い。
　また、ダンパ部材の配置場所は上記実施の形態に限定されるものではなく、ダンパ部材は、メイン軸と後輪を介した路面との間の駆動力伝達経路上の任意の場所に配置されることができる。
　また、上記第１の実施の形態では、制御ユニット１７は、変動ΔＮｍｒeｄが発生し始めた時刻ｔ２と回転数Ｎｍが瞬間的にエンジン２１の回転数Ｎｅと略等しい値まで増加した時刻ｔ４との間の時間を駆動力抜け時間Ｖ１ｍとして算出するものとして説明したが、他の方法によって駆動力抜け時間Ｖ１ｍを算出しても良い。例えば、制御ユニット１７は、学習開始用所定値ΔＮｍ１以上の減速が開始する時刻ｔ２のメイン軸６５の回転数を減速開始時回転数Ｎｍｓとして記憶し、チェンジクラッチ６１の接続中、メイン軸６５の回転数Ｎｍが瞬間的に減速開始時回転数Ｎｍｓと略等しい回転数になったことを検出した場合、この検出時の時刻ｔ４と学習開始用所定値ΔＮｍ１以上の減速が開始する時刻ｔ２との間の時間を駆動力抜け時間Ｖ１ｍとして記憶しても良い。
　さらに、上記実施の形態では、車両として自動二輪車及び四輪車を例に挙げて説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、三輪車両等に本発明を適用しても良い。

　１０，３１０　自動二輪車（車両）
　１３，３１３，４１３　後輪（駆動輪）
　１３ａ　ハブ
　１３ｃ　スポーク（ダンパ部材）
　１５　チェーン（ダンパ部材）
　１７，３１７　制御ユニット（制御装置）
　２１，３２１，４２１　エンジン
　２３　クランク軸
　２５，３２５，４２５　自動変速装置
　５２　吸気管
　５３　スロットル弁
　６０，３６０，４６０　変速機
　６１，３６１，４６１　チェンジクラッチ（クラッチ）
　６５，３６５，４６５　メイン軸
　６５ａ　メイン軸回転数センサ
　６６，３６６，４６６　カウンタ軸
　６７ｂ　駆動ギア（駆動側シフターギア）
　６７ｂ１，６７ｃ１　ドグ歯
　６７ｃ　駆動ギア（駆動側フリーギア）
　６７Ｄｃ　ドグクラッチ
　６８ｂ　被動ギア（被動側フリーギア）
　６８ｂ１，６８ｃ１　ドグ歯
　６８ｃ　被動ギア（被動側シフターギア）
　６８Ｄｃ　ドグクラッチ
　７２　ドライブスプロケット
　７３　カウンタ軸回転数センサ
　７５　シフトモーター（アクチュエータ）
　７６　シフトスピンドル（クラッチ操作部材）
　７９　シフトスピンドル角センサ（クラッチ操作量検出センサ）
　２１５，３１５　駆動力伝達装置
　２１６　ドリブンスプロケット
　２２０　ハブダンパ（ダンパ部材）
　３０４　ドライブシャフト
　３０４ａ　アウターパイプ
　３０４ｂ　インナーパイプ
　３０４ｃ　ダンパラバー（ダンパ部材）
　３０６　第１のベベルギア
　３０７　第２のベベルギア
　３０８　出力軸
　３０９　中間駆動歯車
　３３１　トルクダンパ（カムダンパ）
　３６１ａ　ピストン（クラッチ操作部材）
　３７５　クラッチアクチュエータ（アクチュエータ）
　３７５ａ　油圧センサ（クラッチ操作量検出センサ）
　４１０　不整地走行車両（車両）
　４１７　バルーンタイヤ（タイヤ、ダンパ部材）
　４１７ｂ　ブロック部（ダンパ部材）
　ΔＮｍ１　学習開始用所定値（所定値）
　θｒｌｓ　クラッチ切断回動角（クラッチ切断操作量）
　Ｎｃ　回転数（カウンタ軸の回転数）
　Ｎｅ　回転数（エンジンの回転数）
　Ｎｍ　回転数（メイン軸の回転数）
　Ｎｍｆｉｎ　回転差吸収終了回転数（回転差の吸収の終了時のメイン軸の回転数）
　Ｎｍｍｉｎ　最小回転数
　Ｐｒｌｓ　クラッチ切断油圧（クラッチ切断操作量）
　Ｔｈ　所定開度
　Ｖ１ｍ　駆動力抜け時間

Claims (10)

1. 　エンジン（２１，３２１，４２１）からの回転動力がクラッチ（６１，３６１，４６１）を介して入力されるメイン軸（６５，３６５，４６５）、及び、当該メイン軸（６５，３６５，４６５）の回転動力が常時噛み合い式歯車を介して伝達されるカウンタ軸（６６，３６６，４６６）を有する変速機（６０，３６０，４６０）と、アクチュエータ（７５，３７５）によって駆動されるとともに前記クラッチ（６１，３６１，４６１）を断接操作するクラッチ操作部材（７６，３６１ａ）と、前記クラッチ操作部材（７６，３６１ａ）の操作量を検出するクラッチ操作量検出センサ（７９，３７５ａ）と、前記アクチュエータ（７５，３７５）を操作する制御装置（１７，３１７）と、前記カウンタ軸（６６，３６６，４６６）の回転動力が駆動力伝達装置（２１５，３１５）を介して伝えられる駆動輪（１３，３１３，４１３）と、を備える車両の変速装置において、
   　前記メイン軸（６５，３６５，４６５）の回転数（Ｎｍ）を検出するメイン軸回転センサ（６５ａ）、または、前記カウンタ軸（６６，３６６，４６６）の回転数（Ｎｃ）を検出するカウンタ軸回転センサ（７３）の内、少なくとも一方が設けられ、
   　前記カウンタ軸（６６，３６６，４６６）と、前記駆動力伝達装置（２１５，３１５）と、駆動輪（１３，３１３，４１３）との少なくともいずれか１つ、または、これらの間に、駆動力によって弾性変形されるダンパ部材（１３ｃ，１５，２２０）が設けられ、
   　前記制御装置（１７，３１７）は、クラッチ操作中における前記メイン軸の回転数（Ｎｍ）または前記カウンタ軸の回転数の所定値（ΔＮｍ１）以上の減速を検出すると、前記クラッチ操作部材（７６，３６１ａ）のクラッチ切断操作量（θｒｌｓ，Ｐｒｌｓ）を学習することを特徴とする車両の変速装置。
2. 　前記エンジン（２１）に吸気を供給する吸気管（５２）に、開閉されることで吸気量を調整するスロットル弁（５３）が設けられ、当該スロットル弁（５３）の開度が所定開度（Ｔｈ）以上の際に前記クラッチ切断操作量（θｒｌｓ，Ｐｒｌｓ）の学習を実行することを特徴とする請求項１記載の車両の変速装置。
3. 　前記クラッチ操作部材（７６，３６１ａ）の操作は変速操作の際に行われ、
   　前記制御装置（１７，３１７）は、前記所定値（ΔＮｍ１）以上の減速が生じた後の前記メイン軸（６５，３６５，４６５）または前記カウンタ軸（６６，３６６，４６６）の最小回転数（Ｎｍｍｉｎ）を記憶し、前記クラッチ（６１，３６１，４６１）の回転差の吸収の終了時の前記メイン軸（６５，３６５，４６５）または前記カウンタ軸（６６，３６６，４６６）の回転数（Ｎｍｆｉｎ）と前記最小回転数（Ｎｍｍｉｎ）とを比較することで、前記クラッチ切断操作量（θｒｌｓ，Ｐｒｌｓ）の学習の可否を判断することを特徴とする請求項１記載の車両の変速装置。
4. 　常時噛み合い式の前記変速機（６０，３６０，４６０）は、前記メイン軸（６５，３６５，４６５）と一体に回転するとともに軸方向に移動可能な駆動側シフターギア（６７ｂ）、前記メイン軸（６５，３６５，４６５）と相対回転可能であるとともに軸方向に固定される駆動側フリーギア（６７ｃ）、及び、前記駆動側シフターギア（６７ｂ）及び前記駆動側フリーギア（６７ｃ）の対向面から軸方向に立設されるドグ歯（６７ｂ１，６７ｃ１）によって係脱自在に設けられるドグクラッチ（６７Ｄｃ）と、前記カウンタ軸（６６，３６６，４６６）と一体に回転するとともに軸方向に移動可能な被動側シフターギア（６８ｃ）、前記カウンタ軸（６６，３６６，４６６）と相対回転可能であるとともに軸方向に固定される被動側フリーギア（６８ｂ）、及び、前記被動側シフターギア（６８ｃ）及び前記被動側フリーギア（６８ｂ）の対向面から軸方向に立設されるドグ歯（６８ｂ１，６８ｃ１）によって係脱自在に設けられるドグクラッチ（６８Ｄｃ）とを備えるドグクラッチ式変速機であり、
   　前記所定値（ΔＮｍ１）以上の減速は、前記メイン軸（６５，３６５，４６５）の回転数（Ｎｍ）から検出されることを特徴とする請求項１記載の車両の変速装置。
5. 　前記メイン軸（６５，３６５，４６５）の回転数（Ｎｍ）は、前記メイン軸回転センサ（６５ａ）によって検出されるメイン軸（６５，３６５，４６５）の実際の回転数に、当該メイン軸（６５，３６５，４６５）と前記エンジン（２１，３２１，４２１）のクランク軸（２３）との間の減速比を乗じて求められる値であり、
   　前記制御装置（１７，３１７）は、前記クラッチ（６１，３６１，４６１）の接続中、前記メイン軸（６５，３６５，４６５）の回転数（Ｎｍ）が瞬間的に前記エンジン（２１，３２１，４２１）の回転数（Ｎｅ）と略等しい回転数になったことを検出した場合、この検出時と前記所定値（ΔＮｍ１）以上の減速が開始する時との間の時間を駆動力抜け時間（Ｖ１ｍ）として算出することを特徴とする請求項４記載の車両の変速装置。
6. 　前記駆動力伝達装置（２１５）は、前記カウンタ軸（６６）側に設けられるドライブスプロケット（７２）と、前記駆動輪（１３）側に設けられるドリブンスプロケット（２１６）と、前記ドライブスプロケット（７２）と前記ドリブンスプロケット（２１６）との間に巻き掛けられるチェーン（１５）とを備え、
   　前記ダンパ部材（２２０）は、前記駆動輪（１３）のハブ（１３ａ）と前記ドリブンスプロケット（２１６）との間に設けられることを特徴とする請求項１記載の車両の変速装置。
7. 　前記駆動力伝達装置（３１５）は、前記カウンタ軸（３６６）側に設けられる第１のベベルギア（３０６）と、前記駆動輪側に設けられる第２のベベルギア（３０７）と、前記第１のベベルギア（３０６）と前記第２のベベルギア（３０７）との間に設けられるドライブシャフト（３０４）とを備え、
   　前記ダンパ部材（３０４ｃ）は、前記ドライブシャフト（３０４）を構成するアウターパイプ（３０４ａ）とインナーパイプ（３０４ｂ）との間に設けられることを特徴とする請求項１記載の車両の変速装置。
8. 　前記カウンタ軸（３６６）と別体または一体に出力軸（３０８）が設けられ、前記ダンパ部材は前記出力軸側に設けられるカムダンパ（３３１）として構成されることを特徴とする請求項１記載の車両の変速装置。
9. 　前記駆動輪（４１３）のタイヤ（４１７）にはブロック部（４１７ｂ）が一体に形成され、前記ダンパ部材は当該ブロック部（４１７ｂ）で構成されることを特徴とする請求項１記載の車両の変速装置。
10. 　前記駆動輪のタイヤは、空気圧が７０ｋＰａ以下のバルーンタイヤ（４１７）であることを特徴とする請求項１記載の車両の変速装置。

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